设计-v带二级斜齿t950v0.8d34510 x2

1、机械设计（）说明书题目：二级斜齿圆柱齿轮器系别：系专业：学生学号：指导教师：职称：二零一二年五月一日目录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25 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器.运输机连续单向运荷变化不大,空载起动,卷筒效率为 0.97(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限 10

2、 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.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.电的选择3.确定传动装置的总传动比和分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.设计 V 带和带轮6.齿轮的设计7.滚动轴承和传动轴的设计8.键联接设计9.箱体结构设计10.润滑密封设计11.联轴器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、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

3、不均匀，要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 V 带设置在高速级。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 V 带传动和二级圆柱斜齿轮器（展开式）。计算传动装置的总效率ha:ha=h1h23h32h4h5=0.96×0.983×0.972×0.99×0.97=0.82h1 为 V 带的效率,h2 为轴承的效率,h3 为齿轮啮合传动的效率,h4 为联轴器的效率,h5 为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。第三部分电的选择1电的选择皮带速度 v:v=0.8m/s工作

4、机的功率 pw:2×950×0.8345 2TV 1000Dp= 4.41 KWw电所需工作功率为:pwa4.410.82pd= 5.38 KW执行机构的曲柄转速为:60×1000V×D60×1000×0.8×345n = 44.3 r/min经查表按推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比 i1=24，二级圆柱斜齿轮器传动比 i2=840，则总传动比合理范围为 ia=16160，电转速的可选范围为 nd = ia×n = (16×160)×44.3 = 708.87088r/min。综合考虑电

5、和传动、重量、价格和带传动、器的传动比，选定型号为 Y132S-4 的装置的三相异步电，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=1440/44.3=32.5（2）分配传动装置传动比:ia=i0×i式中i0,i1 分别为带传动和器的传动比。为使V 带传动外廓不致过大，初步取 i0=3，则器传动比为:i=ia/i0=32.5/3=10.8取两级圆柱齿轮器高速级的传动比为:i12 =1.4i =1.4&#

6、215;10.8 = 3.89则低速级的传动比为: i i1210.83.89i23 = 2.78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/i0 = 1440/3 = 480 r/minnII = nI/i12 = 480/3.89 = 123.4 r/minnIII = nII/i23 = 123.4/2.78 = 44.4 r/minnIV = nIII = 44.4 r/min（2)各轴输入功率:PI = Pd×h1 = 5.38×0.96 = 5.16 KWPII = PI×h2×h3 = 5.16×0.98&

7、#215;0.97 = 4.91 KWPIII = PII×h2×h3 = 4.91×0.98×0.97 = 4.67 KWPIV = PIII×h2×h4 = 4.67×0.98×0.99 = 4.53 KW则各轴的输出功率：'PI = PI×0.98 = 5.06 KW'PII = PII×0.98 = 4.81 KWPIII' = PIII×0.98 = 4.58 KWPIV' = PIV×0.98 = 4.44 KW(3)各轴输入转矩:

8、TI = Td×i0×h1电轴的输出转矩:pdnm5.38Td = 9550×= 9550×1440 = 35.7 Nm所以：TI = Td×i0×h1 = 35.7×3×0.96 = 102.8 NmTII = TI×i12×h2×h3 = 102.8×3.89×0.98×0.97 = 380.1 NmTIII = TII×i23×h2×h3 = 380.1×2.78×0.98×0.97 = 1

9、004.5 NmTIV = TIII×h2×h4 = 1004.5×0.98×0.99 = 974.6 Nm输出转矩为：'TI = TI×0.98 = 100.7 Nm'TII = TII×0.98 = 372.5 NmTIII' = TIII×0.98 = 984.4 NmTIV' = TIV×0.98 = 955.1 Nm第五部分V 带的设计1选择普通 V 带型号计算功率 Pc:Pc = KAPd = 1.1×5.38 = 5.92 KW根据手册查得知其交点在 A 型交

10、界线范围内，故选用 A 型 V 带。2确定带轮的基准直径，并验算带速取小带轮直径为 d1 = 100 mm,则：d2 = n1×d1×(1-e)/n2 = i0×d1×(1-e)= 3×100×(1-0.02) = 294 mm由手册选取 d2 = 300 mm。带速验算：V = nm×d1×/(60×1000)= 1440×100×/(60×1000) = 7.54 m/s介于 525m/s 范围内，故合适。3确定带长和中心距 a0.7×(d1+d2)a02

11、15;(d1+d2)0.7×(100+300)a02×(100+300)280a0800初定中心距 a0 = 540 mm，则带长为:L0 = 2a0+×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)= 2×540+×(100+300)/2+(300-100)2/(4×540)=1727 mm由表 9-3 选用 Ld = 1800 mm，确定实际中心距为：a = a0+(Ld-L0)/2 = 540+(1800-1727)/2 = 576.5 mm4验算小带轮上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)×5

12、7.30/a= 1800-(300-100)×57.30/576.5= 160.10>12005确定带的根数：Z = Pc/(P0+DP0)×KL×Ka)= 5.92/(1.32+0.17)×1.01×0.95) = 4.14故要取 Z = 5 根 A 型 V 带。6计算轴上的：由初拉力公式有：F0 = 500×Pc×(2.5/Ka-1)/(Z×V)+q×V2= 500×5.92×(2.5/0.95-1)/(5×7.54)+0.10×7.542 = 133.8

13、 N作用在轴上的：FQ = 2×Z×F0×sin(a1/2)= 2×5×133.8×sin(160.1/2) = 1317.7 N第六部分齿轮的设计（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：Z1 = 20，则：Z2 = i12×Z1 = 3.89×20 = 77.8取

14、：Z2 = 782） 初选螺旋角:b = 150。2初步设计齿轮传动的主要，按齿面接触强度设计：æZHZEö232KtT1u±1××ç÷d1tuè H ød确定各参数的值:1)试选 Kt = 2.52)T1 = 102.8 Nm选取齿宽系数yd = 13)4)由表 8-5 查得材料的弹性影响系数 ZE = 189.8MPa由图 8-15 查得节点区域系数 ZH = 2.425)6)由式 8-3 得：ea = 1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)×cosb= 1.88-3.2

15、5;(1/20+1/78)×cos150 = 1.6227)由式 8-4 得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×20×tan150 = 1.78)由式 8-19 得:4-eaæebea 1eaö 11.622çè1-eb÷ø+Ze = 0.78539)由式 8-21 得：Zb =cos=cos15= 0.9810) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim1 = 650 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim2 = 530 MPa。11) 计算应力循环次数：小齿轮应

16、力循环次数：N1 = 60nkth = 60×480×1×10×300×2×8 = 1.38×109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 1.38×109/3.89 = 3.55×10812) 由图 8-19 查得接触疲劳系数:KHN1 = 0.88,KHN2 = 0.913) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为 1%,安全系数 S=1,得:KHN1Hlim1sH1 = 0.88×650 = 572 MPaSKHN2Hlim2sH2 = 0.9×530 = 47

17、7 MPaS许用接触应力:sH = (sH1+sH2)/2 = (572+477)/2 = 524.5 MPa3设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:æZHZEö232KtT1u±1××ç÷d1tuèHød32×2.5×102.8×1000æ2.42×189.8ö23.89+1×ç÷=×= 67.3 mm3.89è524.5ø1×1.6224修正计算结果：1) 确定模数：67.

18、3×cos150d1tcosmn = 3.25 mm20Z1取为标准值:3 mm。2)中心距：æöZ +Zm(20+78)×32×cos150è 12ø na = 152.2 mm2cos3)螺旋角：æöZ +Zm(20+78)×3è 12ø nb = arccos0= arccos= 152a2×152.24)计算齿轮参数：Z1mn 20×3cos150d1 = 62 mmcosZ2mn 78×3cos150d2 = 242 mmcosb =d

19、×d1 = 62 mmb 圆整为整数为：b = 62 mm。5) 计算圆周速度 v:d1n13.14×62×48060×1000v = 1.56 m/s60×1000由表 8-8 选取齿轮精度等级为 9 级。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：ZV1 = Z1/cos3b = 20/cos3150 = 22.2ZV2 = Z2/cos3b = 78/cos3150 = 86.52)eaV = 1.88-3.2×(1/ZV1+1/ZV2)cosb= 1.88-3.2×(1/22.2+1/86.5)

20、×cos150 = 1.6413)由式 8-25 得重合度系数：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68由图 8-26 和eb = 1.7 查得螺旋角系数 Yb = 0.874)5) 3.3221.622×0.68= 3.01Y前已求得:KHa = 1.72<3.01，故取：KFa = 1.726)b h b 62= 9.19*(2×1+0.25)×3*(2ham+c )mn且前已求得:KHb = 1.37，由图 8-12 查得：KFb = 1.347) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.7

21、2×1.34 = 2.548) 由图 8-17、8-18 查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa1 = 2.69YFa2 = 2.23应力校正系数:YSa1 = 1.58YSa2 = 1.799) 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：sFlim1 = 500 MPasFlim2 = 380 MPa10)同例 8-2：小齿轮应力循环次数:N1 = 1.38×109大齿轮应力循环次数:N2 = 3.55×10811)由图 8-20 查得弯曲疲劳系数为：KFN1 = 0.85KFN2 = 0.8612)计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1.3

22、，由式 8-15 得：KFN1Flim10.85×5001.3sF1 = 326.9SKFN2Flim20.86×3801.3sF2 = 251.4SYFa1YSa12.69×1.58326.9= 0.013F1YFa2YSa22.23×1.79251.4= 0.01588F2大齿轮数值大选用。(2)按式 8-23 校核齿根弯曲疲劳强度：232KT1YcosYFaYSamn×2FdZ1232×2.54×102.8×1000×0.87×cos 15×0.01588= 2.17 mm21&

23、#215;20 ×1.6222.173 所以强度足够。(3)各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d1 = 62 mmd2 = 242 mmb = yd×d1 = 62 mmb 圆整为整数为：b = 62 mm圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 67 mmb2 = 62 mm中心距：a = 152 mm，模数：m = 3 mm（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

24、轮：225255HBW。取小齿齿数：Z3 = 23，则：Z4 = i23×Z3 = 2.78×23 = 63.94取：Z4 = 642） 初选螺旋角:b = 130。2初步设计齿轮传动的主要，按齿面接触强度设计：æZHZEö232KtT2u±1××ç÷d3tuè H ød确定各参数的值:1)试选 Kt = 2.5T2 = 380.1 Nm2)选取齿宽系数yd = 13)由表 8-5 查得材料的弹性影响系数 ZE = 189.8 MPa4)5)由图 8-15 查得节点区域系数 ZH =

25、2.456)由式 8-3 得：ea = 1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)×cosb= 1.88-3.2×(1/23+1/64)×cos130 = 1.6227)由式 8-4 得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×23×tan130 = 1.698)由式 8-19 得:4-eaæebea 1eaö 11.622çè1-eb÷ø+Ze = 0.78539)由式 8-21 得：Zb =cos=cos13= 0.9910) 查得小齿轮的接触疲

26、劳强度极限:sHlim1 = 650 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim2 = 530 MPa。11) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkth = 60×123.4×1×10×300×2×8 = 3.55×108大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N3/u = 3.55×108/2.78 = 1.28×10812) 由图 8-19 查得接触疲劳系数:KHN3 = 0.9,KHN4 = 0.9213) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为 1%,安全系数 S=1,得

27、:KHN3Hlim3sH3 = 0.9×650 = 585 MPaSKHN4Hlim4sH4 = 0.92×530 = 487.6 MPaS许用接触应力:sH = (sH3+sH4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 MPa3设计计算:小齿轮的分度圆直径:d3t:æZHZEö232KtT2u±1××ç÷d3tuèHød32×2.5×380.1×1000æ2.45×189.8ö22.78+1×

28、1;÷=×= 106.2 mmèø2.78536.31×1.6224修正计算结果：1) 确定模数：106.2×cos130d3tcosmn = 4.5 mm23Z3取为标准值:4 mm。2) 中心距：æèöZ +Zmø(23+64)×42×cos13034na = 178.6 mm2cos3) 螺旋角：æöZ +Zm(23+64)×4è 34ø nb = arccos0= arccos= 132a2×178.64)

29、计算齿轮参数：Z3mn 23×4cos130d3 = 94 mmcosZ4mn 64×4cos130d4 = 263 mmcosb = d×d3 = 94 mmb 圆整为整数为：b = 94 mm。5) 计算圆周速度 v:d3n23.14×94×123.460×1000v = 0.61 m/s60×1000由表 8-8 选取齿轮精度等级为 9 级。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/cos3b = 23/cos3130 = 24.9ZV4 = Z4/cos3b = 64/co

30、s3130 = 69.22)eaV = 1.88-3.2×(1/ZV3+1/ZV4)cosb= 1.88-3.2×(1/24.9+1/69.2)×cos130 = 1.6623) 由式 8-25 得重合度系数：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.684) 由图 8-26 和eb = 1.69 查得螺旋角系数 Yb = 0.895) 3.3381.648×0.68= 2.98Y前已求得:KHa = 1.72<2.98，故取：KFa = 1.726)b h b 94= 10.44*(2×1+0.25)×4*(2

31、ham+c )mn且前已求得:KHb = 1.39，由图 8-12 查得：KFb = 1.367) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.72×1.36 = 2.578) 由图 8-17、8-18 查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa3 = 2.63YFa4 = 2.26应力校正系数:YSa3 = 1.6YSa4 = 1.769) 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：sFlim3 = 500 MPasFlim4 = 380 MPa10)同例 8-2：小齿轮应力循环次数:N3 = 3.55×108大齿轮应力循环

32、次数:N4 = 1.28×10811)由图 8-20 查得弯曲疲劳系数为：KFN3 = 0.86KFN4 = 0.8912)计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1.3，由式 8-15 得：KFN3Flim30.86×5001.3sF3 = 330.8SKFN4Flim40.89×3801.3sF4 = 260.2SYFa3YSa32.63×1.6330.8= 0.01272F3YFa4YSa42.26×1.76260.2= 0.01529F4大齿轮数值大选用。(2)按式 8-23 校核齿根弯曲疲劳强度：232KT2YcosYFaYSamn×

33、2FdZ3232×2.57×380.1×1000×0.89×cos 13×0.01529= 3.06 mm21×23 ×1.6483.064 所以强度足够。(3)各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d3 = 94 mmd4 = 263 mmb = yd×d3 = 94 mmb 圆整为整数为：b = 94 mm圆整的大小齿轮宽度为：b3 = 99 mmb4 = 94 mm中心距：a = 178.5 mm，模数：m = 4 mm第七部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计轴的设计1输入轴上的功率 P1、转速 n1

34、和转矩 T1:P1 = 5.16 KWn1 = 480 r/minT1 = 102.8 Nm2求作用在齿轮上的力:已知高速级小齿轮的分度圆直径为:d1 = 62 mm则:2T1d12×102.8×100062Ft = 3316.1 N0tann= 3316.1×tan20= 1249.5 NFr = Ft×0coscos15Fa = Fttanb = 3316.1×tan150 = 888.1 N3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：3P1

35、n135.16480dmin = A0×= 112×= 24.7 mm显然，输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大4%，故选取:d12 = 26 mm。带轮的宽度：B = (Z-1)×e+2×f = (5-1)×18+2×8 = 88mm，为保证大带轮可靠取：l12 = 86 mm。大带轮右端用轴肩，故取 II-III段轴直径为:d23 = 29 mm。大带轮右端距箱体壁距离为 20，取:l23 = 35 mm。4根据轴向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-V

36、III 上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取:d34 = d78 = 30 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用：30206 型单列圆锥滚子轴承，其为:d×D×T = 30×62×17.25 mm，轴承右端采用挡油环，取:l34 = 17.25 mm。右端轴承采用挡油环，由轴承样本查得 30206。型轴承的轴肩高度：h = 3 mm，故取：d45 = d67 = 36 mm。齿轮的及安装齿轮处轴段的确定。由于:d12d56，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:l56 = 67 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒，则:l67 = s+a

37、 = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 99+12+10+8 = 129 mml78 = T =17.25 mm5轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图 a）:根据 30206 圆锥滚子轴承查手册得 a = 16 mm带轮中点距左支点距离 L1 = (88/2+35+16)mm = 95 mm齿宽中点距左支点距离 L2 = (67/2+17.25+129-16)mm = 163.8 mm齿宽中点距右支点距离 L3 = (67/2+18+17.25-16)mm = 52.8 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图 b）：3316.1×52.8163.8

38、+52.8 FtL3 L2+L3FNH1 = 808.4 N3316.1×163.8163.8+52.8 FtL2 L2+L3F= 2507.7 NNH2垂直面支反力（见图 d）：FrL3+Fad1/2-FQ(L1+L2+L3) L2+L3FNV1 =1249.5×52.8+888.1×62/2-1317.7×(95+163.8+52.8)163.8+52.8= -1463.9 NFrL2-Fad1/2+FQL1 L2+L31249.5×163.8-888.1×62/2.7×95163.8+52.81395.7 NF=NV2

39、3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面 C 处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 808.4×163.8 Nmm = 132416 Nmm截面 A 处的垂直弯矩：MV0 = FQL1 = 1317.7×95 Nmm = 125182 Nmm截面 C 处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = -1463.9×163.8 Nmm = -239787 NmmMV2 = FNV2L3 = 1395.7×52.8 Nmm = 73693 Nmm分别作水平面弯矩图（图 c）和垂直面弯矩图（图 e）。截面 C 处的弯矩：22M=MH+MV1= 273919 Nmm1

40、22M=MH+MV2= 151541 Nmm2作弯矩图（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（即截面 C）的强度。必要时也对其他截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：22M1+(T1)2739192+(0.6×102.8×1000)2Mca Wsca =MPaW0.1×623= 11.8 MPas-1 = 60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算 W 时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：II 轴的设计1求中间轴上

41、的功率 P2、转速 n2 和转矩 T2：P2 = 4.91 KWn2 = 123.4 r/minT2 = 380.1 Nm2求作用在齿轮上的力:已知高速级大齿轮的分度圆直径为:d2 = 242 mm则:2T2d22×380.1×1000242Ft = 3141.3 N0tann= 3141.3×tan20= 1183.6 NFr = Ft×0coscos15Fa = Fttanb = 3141.3×tan150 = 841.3 N已知低速级小齿轮的分度圆直径为:d3 = 94 mm则:2T2d32×380.1×100094F

42、t = 8087.2 N0tann= 8087.2×tan20= 3020.8 NFr = Ft×cos0cos13Fa = Fttanb = 8087.2×tan130 = 1866.1 N3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:3P2n23 4.91 123.4dmin = A0×= 107×= 36.5 mm中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径 d12 和 d67,选定轴承型号为：30208 型单列圆锥滚子轴承，其为：d×

43、D×T = 40×80×19.75 mm，则：d12= d67 = 40 mm。取高速大齿轮的内孔直径为：d23 = 45 mm，由于安装齿轮处的轴段长度应略小于轮毂长度，则：l23 = 60 mm，轴肩高度：h = 0.07d = 0.07×45 = 3.15mm，轴肩宽度：b1.4h = 1.4×3.15 = 4.41 mm，所以：d34 = d56 = 52 mm，l34 = 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 = 94 mm，l45 = 99 mm，则：l12

44、= T2+s+a+2.5+2 = 42.25 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 19.75+8+10-7 = 30.75 mm4 轴的受力分析和校核：1）作轴的计算简图（见图 a）:根据 30208 圆锥滚子轴承查手册得 a = 20 mm高速大齿轮齿宽中点距左支点距离 L1 = (62/2-2+42.25-20)mm = 51.2 mm中间轴两齿轮齿宽中点距离 L2 = (62/2+14.5+b3/2)mm = 95 mm低速小齿轮齿宽中点距右支点距离 L3 = (b3/2+7+30.75-20)mm = 67.2 mm2）计算轴的支反力：水平面支反

45、力（见图 b）：3141.3×(95+67.2).2×67.251.2+95+67.23141.3×51.2.2×(51.2+95)51.2+95+67.2Ft1(L2+L3)+Ft2L3 L1+L2+L3Ft1L1+Ft2(L1+L2) L1+L2+L3FNH1 = 4934.3 NFNH2 = 6294.2 N垂直面支反力（见图 d）：Fr1(L2+L3)+Fa1d2/2-Fr2L3+Fa2d3/2 L1+L2+L3FNV1 =1183.6×(95+67.2)+841.3×242/2-3020.8×67.2.1×

46、;94/251.2+95+67.2= 836.4 NFr1L1-Fa1d2/2-Fr2(L1+L2)-Fa2d3/2 L1+L2+L3FNV2 =1183.6×51.2-841.3×242/2-3020.8×(51.2+95)-1866.1×94/251.2+95+67.23）计算轴的弯矩，并做弯矩图：= -2673.6 N截面 B、C 处的水平弯矩：MH1 = FNH1L1 = 4934.3×51.2 Nmm = 252636 NmmMH2 = FNH2L3 = 6294.2×67.2 Nmm = 422970 Nmm截面 B、C

47、处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L1 = 836.4×51.2 Nmm = 42824 NmmMV2 = FNV2L3 = -2673.6×67.2 Nmm = -179666 Nmm分别作水平面弯矩图（图 c）和垂直面弯矩图（图 e）。截面 B、C 处的弯矩：M2+M2M1 = 256240 NmmH1V1M2+M2M2 = 459547 NmmH2V2作弯矩图（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（即截面 B）的强度。必要时也对其他截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4）

48、，取a = 0.6，则有：22M1+(T2)2562402+(0.6×380.1×1000)2Mca Wsca =MPaW0.1×453= 37.6 MPas-1 = 60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算 W 时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：III 轴的设计1求输出轴上的功率 P3、转速 n3 和转矩 T3：P3 = 4.67 KWn3 = 44.4 r/minT3 = 1004.5 Nm2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 = 263 mm则:2T3d42×1004.5×1000263

49、Ft = 7638.8 N0tann= 7638.8×tan20= 2853.4 NFr = Ft×cos0cos13Fa = Fttanb = 7638.8×tan130 = 1762.6 N3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:3P3n334.6744.4dmin = A0×= 112×= 52.9 mm输出轴的最小直径为安装联轴器直径处 d12，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）

50、表 14-1，由于转矩变化很小，故取:KA = 1.2，则:Tca = KAT3 = 1.2×1004.5 = 1205.4 Nm由于键槽将轴径增大 4%，选取联轴器型号为:LT10 型，其为：内孔直径 63 mm，轴孔长度 107 mm，则：d12 = 63 mm，为保证联轴器可靠取：l12 =105 mm。半联轴器右端采用轴端挡圈，按轴径选用轴端挡圈直径为：D = 73mm，左端用轴肩，故取 II-III 段轴直径为：d23 = 66 mm。4根据轴向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

51、标准，故取：d34 = d78 = 70 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用:30214 型单列圆锥滚子轴承，其为：d×D×T =70mm×125mm×26.25mm。由轴承样本查得 30214 型轴承的轴肩高度为：h= 4.5 mm，故取：d45 = 79 mm。轴承端盖的总宽度为：20 mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为：l = 20 mm，l23 = 35 mm。的确定。取低速大齿轮的内径为：d4 = 79齿轮的及安装齿轮处轴段mm，所以：d67 = 79 mm，为使齿轮可靠取：l67 = 92 mm，齿轮右端采用轴肩，

52、轴肩高度：h 0.07d = 0.07×79 = 5.53 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.4×5.53 = 7.74 mm，所以：d56 = 91 mm，l56 = 10 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒，则：l34 = T3 = 26.25 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 62+10+8+5+12+2.5-10 = 89.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 26.25+8+10+2.5+2 = 48.75 mm5轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图 a）:根据 30214 圆锥滚子轴承查手册得 a = 27.5 m

53、m齿宽中点距左支点距离 L2 = (94/2+10+89.5+26.25-27.5)mm = 145.2 mm齿宽中点距右支点距离 L3 = (94/2-2+48.75-27.5)mm = 66.2 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图 b）：7638.8×66.2145.2+66.27638.8×145.2145.2+66.2 FtL3 L2+L3 FtL2 L2+L3FNH1 = 2392.1 NF= 5246.7 NNH2垂直面支反力（见图 d）：2853.4×66.2.6×263/2145.2+66.2FrL3+Fad2/2 L2+L3Fa

54、d2/2-FrL2 L2+L3FNV1 = 1990 N1762.6×263/2-2853.4×145.2145.2+66.2FNV2 = -863.4 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面 C 处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 2392.1×145.2 Nmm = 347333 Nmm截面 C 处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = 1990×145.2 Nmm = 288948 NmmMV2 = FNV2L3 = -863.4×66.2 Nmm = -57157 Nmm分别作水平面弯矩图（图 c）和垂直面弯矩图（图 e）。截面

55、C 处的弯矩：22M=MH+MV1= 451809 Nmm122M=MH+MV2= 352004 Nmm2作弯矩图（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（即截面 C）的强度。必要时也对其他截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：22M1+(T3)4518092+(0.6×1004.5×1000)2Mca Wsca =MPaW0.1×793= 15.3 MPas-1 = 60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算 W 时，忽略

56、单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：第八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：该处选用普通平键为：b×h×l = 8mm×7mm×80mm，接触长度:l' =80-8 = 72 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×7×72×26×120/1000 = 393.1 NmTT1，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：该处选用普通平键为：b×h×l = 14mm×9mm×50mm，接触长度:l' =50-14 = 36 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×9×