二级斜齿出入联轴器设计说明书

1、机械设计（论文）说明书:二级斜齿圆柱齿轮减速器别:XXX系业:学生姓名：学号：指导教师：职称:二零一二年五月一日第一部分课程设计任务书-3第二部分传动装置总体设计方案-3第三部分电动机的选择-4第四部分计算传动装置的运动和动力参数-7第五部分齿轮的设计-8第六部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计-17第七部分键连接的选择及校核计算-20第八部分减速器及其附件的设计-22第九部分润滑与密封 -24设计小结 -25参考文献2第一部分课程设计任务书一、设计课题:设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转，载荷变化不大,空载起动，卷筒效率为0.96（包括其支承轴承效率的损失）,

2、减速器小批量生产，使用期限8年（300天/年），2班制工作，运输容许速度误差为5,车间有三相交流,电压380/220V。二。设计要求：1。减速器装配图一张（A1或A0）。2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张（A3或A2）。3。设计说明书一份。三.设计步骤：1 。传动装置总体设计方案2 .电动机的选择确定传动装置的总传动比和分配传动比3 。4 .计算传动装置的运动和动力参数5 .齿轮的设计6 。滚动轴承和传动轴的设计7 .键联接设计8 .箱体结构设计9 。润滑密封设计第二部分传动装置总体设计方案1 .组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成2 .特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均

3、匀，要求轴有较大的刚度.3 .确定传动方案：考虑到总传动比不大，确定其传动方案如下:图一：传动装置总体设计图初步确定传动系统总体方案如：传动装置总体设计图所示。选择二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）.计算传动装置的总效率a:a=00983X0。972X0。99X0。96=0.841为轴承的效率，2为齿轮啮合传动的效率，3为联轴器的效率，4为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。第三部分电动机的选择1 电动机的选择皮带速度v:v=1。4m/s工作机的功率pw:pw=错误!3.64KW电动机所需工作功率为：pd=错误!4。33KW执行机构的曲柄转速为：n=错误!121。6r/min经查表按推荐的传动

4、比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比ia=840,电动机转速的可选范围为nd=iaXn=（8x40）x121。6=972.84864r/min.综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y132S4的三相异步电动机，额定功率为5。5KW,满载转速nm=1440r/min,同步转速1500r/min.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比：由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:ia=nm/n=1440/121.6=11.8（2）分配传动装置传动比:取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为：i12=错误!则低速级的传动比为：i

5、23=错误!2。91第四部分计算传动装置的运动和动力参数（ 1）各轴转速:nI=nm=1440=1440r/minnII=nI/i12=1440/4.06=354。7r/minnIII=nII/i23=354。7/2.91=121。9r/minniv=niii=121.9r/min（ 2）各轴输入功率：Pi=PdX=4.33X0.99=4。29KWPiii = Pii 义Pii=Pix=4.29X0.98X0。97=4。08KW=4.08X0.98X0097=3。88KWPiv=Piii义=3。88X0098X0099=4。08KW则各轴的输出功率：)Pi=PiX0.98=4。2KW'

6、一一一Pii=PiiX0.98=4KW)Piii=PiiiX0。98=3.8KWPiv'=PivX0.98=4KW(3)各轴输入转矩：Ti=TdX电动机轴的输出转矩：Td=错误！=错误!28.7Nm所以：Ti=TdX=28.7X0.99=28。4NmTii=TiXi12X=28.4X4.06X0。98X0o97=109.6NmTiii=Tiixi23X=109。6X2.91X0.98X0.97=303.2NmTiv=TiiiX=303。2X0.98X0.99=294.2Nm输出转矩为:Ti=TiX0。98=27.8NmTii=TiiX0O98=107。4Nm-_Tiii=TiiiX0。

7、98=297.1NmTiv'=TivX0.98=288.3Nm第五部分齿轮的设计(一)高速级齿轮传动的设计计算1齿轮材料、热处理及精度：考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。1 )材料：高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274286HBW.高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225255HBW取小齿齿数：Zi=21,WJ:Z2=ii2XZi=4。06X21=85。26取：Z2=852 )初选螺旋角：=150。2初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：错误！确定各参数的值：1)试选Kt=2.52) )T1=28。4Nm3

8、) 选取齿宽系数d=14) 由表8-5查得材料的弹性影响系数Ze=189.8VMPa5) 由图815查得节点区域系数Zh=2。426) 由式8-3得：=1。88-3。2X(1/Z1+1/Z2)Xcos=1.88-3。2X(1/21+1/85)Xcos15°=1.632=00318dZitan=0。318X1x21xtanl5°=1。798)由式8-19得:Z错误!错误!错误!=0.7839)由式821得：Z=错误!=错误!=0.9810)查得小齿轮的接触疲劳强度极限:Hlim1=650MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限：Hlim2=530MPa。11) )计算应力循环次数：小

9、齿轮应力循环次数：N1=60nkth=60X1440X1乂8X300X2X8=3.32X109大齿轮应力循环次数：N2=60nkth=N1/u=3。32X109/4.06=8.17X10812) 由图819查得接触疲劳寿命系数:KHN1=0。86，KHN2=0。8913) 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%,安全系数S=1,得：h1=错误！=0086X650=559MPah2=错误！=0089X530=471。7MPa许用接触应力:H=(H1+H2)/2=(559+471。7)/2=515。35MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:错误！=错误！=44.2mm4 修正计算结果：m

10、n=错误!=错误!=2。03mm取为标准值：2。 5 mm。2 ) 中心距：a = 错误 ! = 错误 ! = 137。 2 mm3)螺旋角：=arccos昔误！ = arccoS昔误！ = 1504)计算齿轮参数：d1=错误！=错误！=54mmd2=错误！=错误！=220mmb=6dxdi=54mmb圆整为整数为:b=54mm.5)计算圆周速度v:v=错误！=错误！=4。07m/s8-8选取齿轮精度等级为9级。6)同前,ZE=189。8错误！。由图815查得节点区域系数为:ZH=2.42。7)由式83得：=1。883.2X(I/Z1+I/Z2)Xcos=1o88-3.2X(1/21+1/85

11、)Xcosi5D=1.63284得：=0.318dZ1tan=0.318X1X21Xtan15°=1。7910),取:Z错误!错误!错误!=0.78311)由式821得:Z=错误!=错误!=0。9812 )由表8-2查得系数：KA=1,由图8-6查得系数：KV=1.1。13 )Ft=错误!=错误!=1051。9N错误!=错误!=19.5100Nmm14 )由tant=tann/cos得:t=arctan(tann/cos)=arctan(tan200/cos150)=20。7015 )由式8-17得：cosb=coscosn/cost=cos15cos20/cos20.7=0。971

12、6 )由表8-3得：KH=KF=/cos2b=1。632/0。972=1。7317 )由表8-4得：Khd2+0。61X103b=1。3618 )K=KaKvKhKh=1X1.1X1。73X1。36=2。5919 )计算d1：d1>错误！=错误!=44。1mm实际d1=54>44.1所以齿面接触疲劳强度足够。5校核齿根弯曲疲劳强度：(1)确定公式内各计算数值：ZV1=Z1/cos3=21/cos3150=23。3ZV2=Z2/cos3=85/cos3150=94.32)V=1.883.2X(1/Zvi+1/Zv2)cos=1.883.2X(1/23.3+1/94。3)Xcosl50

13、=1。6513) 由式825得重合度系数：Y=0.25+0。75cos2b/V=0.684) 由图826和=1。79查得螺旋角系数Y=0。875)错误!=错误!=3。08前已求得:KH=1。73<3.08，故取：KF=1。736)错误!=错误!=错误!=9。6且前已求得:KH=1.36,由图8-12查得：KF=1.337) )K=KaKvKfKf=1X1.1X1.73X1.33=2.538) 由图817、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa1=2。66YFa2=2.21应力校正系数:YSa1=1。59YSa2=1.89) 由图822c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极

14、限为：Flim1=500MPaFlim2=380MPa10) 同例8-2：小齿轮应力循环次数：N1=3。32X10911) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：Kfn1=0.82Kfn2=0.8512) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1。3，由式815得：F1=错误!=错误!=315.4F2=错误!=错误!=248.5错误!=错误!=0.01341错误!=错误!=0。01601大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn错误！=错误!=1。37mm1。37W2.5所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下:大小齿轮分度圆直径：d1=54mmd2=220mmb=dXdi=54mmb圆

15、整为整数为：b=54mm圆整的大小齿轮宽度为：b1=59mmb2=54mm中心距：a=137mm,模数：m=2。5mm（二）低速级齿轮传动的设计计算1齿轮材料、热处理及精度：考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮.1）材料：高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274286HBW高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225255HBW取小齿齿数：Z3=24，则:Z4=i23XZ3=2.91X24=69.84取：Z4=702）初选螺旋角：=130。2初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计:错误!确定各参数的值：1) )试选Kt=2。52

16、) T2=109.6Nm3) 选取齿宽系数d=14) )由表85查得材料的弹性影响系数ZE=189.8错误!5) 由图815查得节点区域系数ZH=2.456) )由式8-3得：=1088-3.2X(1/Z3+1/Z4)Xcos=1。883.2X(1/24+1/70)Xcos130=1。6327) 由式8-4得：=0o318dZ3tan=0.318X1X24Xtan130=1.768)由式8-19得:Z错误！错误！错误！=007839) )由式821得：Z=cos0=,cos13=0.9910) )查得小齿轮的接触疲劳强度极限：Hiimi=650MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限：Hiim2=53

17、0MPa。11) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N3=60nkth=60X354。7X1X8X300X2X8=8。17X108大齿轮应力循环次数：N4=60nkth=N3/u=8。17X108/2.91=2。81X10812) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数：Khn3=0089,Khn4=0。9113) 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%,安全系数S=1,得：h3=错误！=0。89X650=578.5MPah4=错误！=0.91X530=482。3MPa许用接触应力：h=(h3+h4)/2=(578.5+482.3)/2=530。4MPa3设计计算：小齿轮的分度圆直径：d3t：错

18、误！=错误！=70.3mm4修正计算结果：1)确定模数:mn=错误！=错误！=2.85mm取为标准值：3mm。2) )中心距：a=错误！=错误！=144.7mm3) 螺旋角：=arccoS音误!=arccoS昔误!=1304) 计算齿轮参数：d3=错误！=错误！=74mmd4=错误！=错误！=216mmb=(|)dxd3=74mmb圆整为整数为：b=74mm。5) 计算圆周速度v:v=错误！=错误！=1。37m/s由表88选取齿轮精度等级为9级。6) )同前，Ze=189.8VMPa.由图8-15查得节点区域系数为：Zh=2.45。7) )由式8-3得：=1.883.2X(1/Z3+1/Z4)

19、Xcos=1.883。2X(1/24+1/70)Xcos130=1。6578) 由式84得：=0。318dZ3tan=0.318X1X24Xtan130=1.769) )10) 同前，取:Z错误！错误！错误！=0.77711) 由式8-21得：Z=JcosB=错误！=009912) )由表82查得系数：Ka=1,由图8-6查得系数：Kv=1。1.13) Ft=错误！=错误！=2962。2N错误！=错误！=40<100Nmm14) 由tant=tann/cos得：t=arctan(tann/cos)=arctan(tan200/cos13°)=20.5015) )由式8-17得：

20、cosb=coscosn/cost=cos13cos20/cos20.5=09816) 由表83得：Kh=Kf=/cos2b=1.657/00982=1。7317) 由表8-4得：Khd2+0.61X103b=1。3818) )K=KaKvKhKh=1X1.1X1。73X1.38=2.6319) 计算d3：d3>错误！=错误！=70.6mm实际d3=74>70o6所以齿面接触疲劳强度足够。5校核齿根弯曲疲劳强度：(1)确定公式内各计算数值：1 )当量齿数：ZV3=Z3/cos3=24/cos3130=25。9ZV4=Z4/cos3=70/cos3130=75。72 )V=1.88-

21、3.2X(1/ZV3+1/ZV4)cos=1.88-3。2X(1/25.9+1/75。7)Xcos130=1。673 )由式825得重合度系数：Y=0。25+0.75cos2b/V=0.684 )由图8-26和=1。76查得螺旋角系数Y=0。895 )错误!=错误!=3。03前已求得：KH=1.73<3。03，故取：KF=1.736 )错误!=错误!=错误!=10.96且前已求得：KH=1。38，由图8-12查得:KF=1。357 )K=KaKvKfKf=1X1。1X1。73X1.35=2.578 )由图817、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa3=2.61YFa4=2

22、。24应力校正系数:YSa3=1。61YSa4=1。779 )由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：flim3=500MPaflim4=380MPa10 )同例8-2:小齿轮应力循环次数：N3=8。17X108大齿轮应力循环次数：N4=2。81X108KFN3=0.85KFN4=0.8712)计算弯曲疲劳许用应力，取S=1。3，由式8-15得：F3=错误!=错误!=326.9F4=错误!=错误!=254。3错误!=错误!=0。01285错误!=错误!=0。01559大齿轮数值大选用。(2) 按式823校核齿根弯曲疲劳强度：mn错误！=错误!=1。98mm1.9803所以强度

23、足够.(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d3=74mmd4=216mmb=dXd3=74mmb圆整为整数为：b=74mm圆整的大小齿轮宽度为:b3=79mmb4=74mm中心距：a=145mm,模数：m=3mm第六部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计I轴的设计1输入轴上的功率Pi、转速ni和转矩Ti：P1=4。29KWn1=1440r/minT1=28。4Nm2 求作用在齿轮上的力：已知高速级小齿轮的分度圆直径为：di=54mm则:Ft=错误!=错误!=i05i。9NFr=FtX错误!=1051.9X错误！=396。4NFa=Fttan=1051.9Xtanl5D=281.7N3 初步

24、确定轴的最小直径:先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质）,根据机械设计（第八版）表153，取A0=112,得：dmin=AoX错误！=112X错误！=16。1mm输出轴的最小直径为安装联轴器直径处&2,所以同时需要选取联轴器的型号,联轴器的计算转矩：Tca=KAT1,查机械设计（第八版）表14-1,由于转矩变化很小，故取:KA=1.2，则:Tca=KaT1=1。2X28.4=34。1Nm由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:LT4型，其尺寸为：内孔直径20mm，轴孔长度38mm,则:d12=20mm，为保证联轴器定位可靠取：l12=36mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定

25、位，按轴径选用轴端挡圈直径为：D=30mm,左端用轴肩定位，故取IIIII段轴直径为：d23=23mm。右端距箱体壁距离为20,取:l23=35mm.4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端IIIIV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取：d34=d78=25mm;因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用：30205型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：dXDXT=25X52X16.25mm,轴承右端采用挡油环定位，取：134=16.25mm。右端轴承采用挡油环定位，由轴承样本查得30205。型轴承的定位轴肩高度：h=3mm,故取：d

26、45=d67=31mm.齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于：di02d56,所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以：156=59mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则:167=s+a=10+8=18mm145=b3+c+a+s=79+12+10+8=109mm178=T=16。25mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）:根据30205圆锥滚子轴承查手册得a=13.5mm齿宽中点距左支点距离L2=（B1/2+16。25+109-13.5）mm=141。2mm齿宽中点距右支点距离L3=（B1/2+18+16。2513。5）mm=50。2mm2）计算轴的支反力：水平面支反

27、力（见图b）：FNH1=错误!=错误!=275.9NFNH2=错误!=错误!=776N垂直面支反力（见图d）：FNV1=错误!=错误!=143。7NFNV2=错误!=错误!=252.7N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：Mh=FnhiL2=275。9X141.2Nmm=38957Nmm截面C处的垂直弯矩：Mvi=FnviL2=143。7X141。2Nmm=20290NmmMv2=FNV2L3=-252。7X50。2Nmm=-12686Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M1=错误!=43924NmmM2=错误!=40971Nmm作合成弯矩

28、图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核.根据公式（144），取=0。6，则有：ca=错误!=错误!=错误!MPa=3 MPa< = 60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W寸，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下:FNV：FNH2FNH2FNV1II轴的设计1求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：P2=4。08KWn2=354.7r/minT2=109。6Nm2 求作用在齿轮上的力：已知高速级大齿轮的分度圆

29、直径为：d2=220mm则:Ft=错误!=错误!=996。4NFr=FtX错误！=996。4X错误！=375。4NFa=Fttan=996。4Xtanl50=266.8N已知低速级小齿轮的分度圆直径为：d3=74mm则：Ft=错误！=错误！=2962.2NFr=FtX错误！=2962。2X错误！=1106.5NFa=Fttan=2962.2Xtan130=683。5N3 确定轴的各段直径和长度：先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质）,根据机械设计（第八版）表15-3，取：A0=107，得：dmin=AoX错误！=107X错误！=24。2mm中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径d

30、12和d67,选定轴承型号为：30205型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：dXDXT=25X52X16.25mm,WJ:d12=d67=25mm。取高速大齿轮的内孔直径为：d23=30mm,由于安装齿轮处的轴段长度应略小于轮毂长度，贝U:123=52mm,轴肩高度：h=0。07d=0.07X30=2.1mm,轴肩宽度：b>1o4h=1.4X2。1=2.94mm,所以：d34=d56=35mm,134=14。5mm。由于低速小齿轮直径d3和2d34相差不多，故将该小齿轮做成齿轮轴，小齿轮段轴径为：d45=74mm,145=79mm,则：112=T2+s+a+2。5+2=38.75mm156=1

31、03=7mm167=T2+s+a156=16.25+8+107=27.25mm4轴的受力分析和校核：1）作轴的计算简图（见图a）:根据30205圆锥滚子轴承查手册得a=13。5mm高速大齿轮齿宽中点距左支点距离L1=（54/2-2+38.75-13.5）mm=50.2mm中间轴两齿轮齿宽中点距离L2=（54/2+14.5+b3/2）mm=81mm低速小齿轮齿宽中点距右支点距离L3=（b3/2+7+27。25-13。5）mm=60。2mm2）计算轴的支反力：_ 996。4X (81+60.2) +2962。2X60。2=50.2+81+60。21666。 8 N错误！=错误！ = 2291。8

32、N水平面支反力（见图b）:Ft1（L2+L3）+Ft2L3Fnhi=L1+L2+L3FNH2=垂直面支反力（见图d）:Fnvi=错误！=错误！=214。4NFNV2=错误！=错误！=945。5N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面B、C处的水平弯矩：Mhi=FnhiLi=1666。8X50。2Nmm=83673NmmMh2=Fnh2L3=2291.8X60。2Nmm=137966Nmm截面B、C处的垂直弯矩：Mvi=FnviLi=214.4X50.2Nmm=10763NmmMv2=Fnv2L3=-945.5X60。2Nmm=-56919Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）0截面

33、B、C处的合成弯矩：M1=错误！=84362NmmM2=Nm2，H2+m2，V2=149246Nmm作合成弯矩图（图f）.4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面B）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（144），取=006,则有：ca=错误！=错误！=错误！MPa=39.6MPa<=60MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算WM,忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下:1求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3：P3=3.88KWn3=121.9r/minT3

34、=303。2Nm2 求作用在齿轮上的力:已知低速级大齿轮的分度圆直径为：d4=216mm则:Ft=错误!=错误!=2807。4NFr=Ftx错误！=2807.4X错误！=1048。7NFa=Fttan=2807。4Xtan130=647.8N3 初步确定轴的最小直径：先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取:A0=112,得:dmin=A0X错误！=112X错误！=35.5mm输出轴的最小直径为安装联轴器直径处di2,所以同时需要选取联轴器的型号,联轴器的计算转矩：Tca=KaT3,查机械设计（第八版）表14-1,由于转矩变化很小,故取:KA=

35、1。2,则:Tca=KaT3=1。2X303.2=363。8Nm由于键槽将轴径增大4，选取联轴器型号为：LT7型,其尺寸为：内孔直径40mm，轴孔长度84mm，则:d12=40mm,为保证联轴器定位可靠取：l12=82mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：D=50mm，左端用轴肩定位,故取II-III段轴直径为：d23=43mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取：d34=d78=45mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用：30209型单列

36、圆锥滚子轴承，其尺寸为：dXDXT=45mmX85mmX20。75mm。由轴承样本查得30209型轴承的定位轴肩高度为：h=3。5 mm,故取：d45=52mm.轴承端盖的总宽度为：20mm,取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为：l=20mm，l23=35mm。齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。取低速大齿轮的内径为：d4=52mm,所以：d67=52mm,为使齿轮定位可靠取：167=72mm,齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h>0。07d=0.07X52=3。64mm,轴肩宽度：b>1。4h=1.4x3.64=5。1mm,所以：d56=60mm,156=10mm；齿轮的左端与

37、轴承之间采用套筒定位，则:134=T3=20.75mm145=B2+a+s+5+c+2.5-156=54+10+8+5+12+2。510=81。5mm178=T3+s+a+2。5+2=20.75+8+10+2.5+2=43.25mm5轴的受力分析和校核：1）作轴的计算简图（见图a）：根据30209圆锥滚子轴承查手册得a=20mm齿宽中点距左支点距离L2=（74/2+10+81。5+20。75-20）mm=129.2mm齿宽中点距右支点距离L3=（74/22+43。25-20）mm=58.2mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）:FNH1=错误!=错误!=871.9NFNH2=错误!=错

38、误!=1935。5N垂直面支反力（见图d）：FNV1=错误!=错误!=699NFNV2=错误!=错误!=349。7N3） 计算轴的弯矩，并做弯矩图:截面C处的水平弯矩：Mh=FNH1L2=871。9X129。2Nmm=112649Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1=Fnv1L2=699X129.2Nmm=90311NmmMv2=FNV2L3=349。7X58.2Nmm=-20353Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）.截面C处的合成弯矩：M1=错误!=144381NmmM2=错误!=114473Nmm作合成弯矩图（图f）.4） 作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强

39、度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（144），取=0。6，则有：ca=错误!=错误!=错误!MPa=16.5MPa<=60MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W寸，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下:第七部分键联接的选择及校核计算1输入轴键计算：校核大带轮处的键连接:该处选用普通平键尺寸为：bxhxi=6mmx6mmx32mm,接触长度：l=32-6=26mm,则键联接所能传递的转矩为：T=0.25hldf=0.25X6X26X20X120/1000=93.6Nm

40、T>Ti,故键满足强度要求.2 中间轴键计算：校核高速大齿轮处的键连接:该处选用普通平键尺寸为：bxhxi=8mmX7mmX45mm,接触长度：l=458=37mm,则键联接所能传递的转矩为:）T=0.25hld曰=0.25X7X37X30X120/1000=2331NmT>T2,故键满足强度要求。3 输出轴键计算：（ 1） 校核低速大齿轮处的键连接:该处选用普通平键尺寸为：bxhxl=16mmx10mmX63mm,接触长度:l=63-16=47mm,则键联接所能传递的转矩为：）T=0.25hldf=0.25X10X47X52X120/1000=733=2NmTT3,故键满足强度要

41、求。（ 2） 校核联轴器处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：bxhxl=12mmx8mmx70mm,接触长度：l=7012=58mm,则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hldf=0O25X8X58X40X120/1000=556.8NmT>T3,故键满足强度要求.第八部分轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命:Lh=8X2X8X300=38400h1输入轴的轴承设计计算：(1) 1)初步计算当量动载荷P：因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1,Y=0所以：P=XFr+YFa=1X396。4+0X281.7=396.4N(

42、2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为：C=P错误！=396。4X错误！=4523N(3) 选择轴承型号:查课本表11-5，选择：30205轴承，Cr=32.2KN,由课本式11-3有:Lh=错误！=错误！=2。65X107>Lh所以轴承预期寿命足够。2中间轴的轴承设计计算：(1)初步计算当量动载荷P：因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表125查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1,Y=0所以：P=XFr+YFa=1X1106.5+0X683.5=1106.5N(2)求轴承应有的基本额定载荷值C为：C=P错误！=1106.5X错误！=8290N(3)选择轴承型号:查课本表11-5,选择：30205轴承，Cr=32。2KN,由课本式113有：Lh=错误！=错误！=3.52X106>Lh所以轴承预期寿命足够。3输出轴的轴承设计计算:(1)初步计算当量动载荷P：因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1,Y=0所以：P=XFr+YFa=1X1048.7+0X647。8=1048。7N(2)求轴承应有的基本额定载荷值C为：C=P错误！=1048。7X错误！=5701N( 3) 选择轴承型号:查课本表1