二级斜齿圆柱齿轮减速器-课程设计论文

1、机械设计论文说明书 题 目：二级斜齿圆柱齿轮减速器 系 别： 专 业： 学生姓名： 学 号： 指导教师： 职 称：目 录第一局部 课程设计任务书-3第二局部 传动装置总体设计方案-3第三局部 电动机的选择-4第四局部 计算传动装置的运动和动力参数-7第五局部 齿轮的设计-8第六局部 传动轴承和传动轴及联轴器的设计-17第七局部 键连接的选择及校核计算-20第八局部 减速器及其附件的设计-22第九局部 润滑与密封-24设计小结-25参考文献-25第一局部 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

2、(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限11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. 联轴器设计第二局部 传动装置总体设计方案1.组成：传动装置由电机

3、、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减速器展开式。计算传动装置的总效率a:a=321为V带的效率,2为轴承的效率,3为齿轮啮合传动的效率,4为联轴器的效率,5为滚筒的效率包括滚筒和对应轴承的效率。第三局部 电动机的选择1 电动机的选择皮带速度v:v=/s工作机的功率pw:pw= eq f(2TV,1000D) = f(26930.65,370

4、) = 2.43 KW电动机所需工作功率为:pd= eq f(ps( ,w),a) = f(2.43,0.81) = 3 KW执行机构的曲柄转速为:n = eq f(601000V,D) = f(6010000.65,370) = 33.6 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=24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=840，那么总传动比合理范围为ia=16160，电动机转速的可选范围为nd = ian = (16160)33.6 = 537.65376r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132S-6的三相异步电动

5、机，额定功率为3KW,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/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=nm2分配传动装置传动比:ia=i0i 式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=2，那么减速器传动比为:i=ia/i0取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12 = 14.3) = 4.47 那么低速级的传动比为:i23 = eq f(i,i12) = f(14.3,4.47) = 第四局部 计算传动装置的运动和动力参数1各轴转速:nI

6、= nm/i0 = 960/2 = 480 r/minnII = nI/i12 = 480/4.47 = 107.4 r/minnIII = nII/i23 = 1nIV = nIII = 33.6 r/min2)各轴输入功率:PI = Pd = 30.96 = 2.88 KWPII = PI0.97 = 2.74 KWPIII = PII0.97 = 2.6 KWPIV = PIII0.99 = 2.52 KW 那么各轴的输出功率：PI = PI0.98 = 2.82 KWPII = PII0.98 = 2.69 KWPIII = PIII0.98 = 2.55 KWPIV = PIV0.9

7、8 = 2.47 KW(3)各轴输入转矩:TI = Tdi0 电动机轴的输出转矩:Td = eq 9550f(ps( ,d),ns( ,m) = eq 9550f(3,960) = 29.8 Nm 所以：TI = Tdi020.96 = 57.2 NmTII = TIi12 = 0.97 = 243.1 NmTIII = TIIi230.97 = 739.5 NmTIV = TIII0.99 = 717.5 Nm 输出转矩为：TI = TI0.98 = 56.1 NmTII = TII0.98 = 238.2 NmTIII = TIII0.98 = 724.7 NmTIV = TIV0.98

8、= 703.1 Nm第五局部 V带的设计1 选择普通V带型号 计算功率Pc:Pc = KAPd3 = 3.3 KW 根据手册查得知其交点在A型交界线范围内，应选用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,那么：d2 = n1d1(1-)/n2 = i0d1(1-) = 2100(1-0.02) = 196 mm 由手册选取d2 = 200 mm。 带速验算：V = nmd1/(601000)= 960100/(601000) = 5.02 m/s介于525m/s范围内，故适宜。3 确定带长和中心距a(d1+d2)a02(d1+d2)(100+200)a

9、02(100+200)210a0600 初定中心距a0 = 405 mm，那么带长为:L0 = 2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4a0)= 2405+(100+200)/2+(200-100)2/(4405)=1287 mm 由表9-3选用Ld = 1250 mm，确定实际中心距为：a = a0+(Ld-L0)/2 = 405+(1250-1287)/2 = 386.5 mm4 验算小带轮上的包角: = 1800-(d2-d1)0/a= 1800-(200-100)0012005 确定带的根数：Z = Pc/(P0+P0)KLK故要取Z = 5根A型V带。6 计算轴上的压力：

10、由初拉力公式有：F0 = 500Pc-1)/(ZV)+qV2= 500(2.5/0.96-1)/(52 = 108 N 作用在轴上的压力：FQ = 2ZF0sin(1/2)= 25108sin(165.2/2) = 1070.9 N第六局部 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：Z1 = 23，那么：Z2 = i12Z1 取：Z2 =

11、103 2 初选螺旋角: = 160。2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计： eq ds( ,1t) r(3,f(2Ks( ,t)Ts( ,1),s( ,d)s( ,)f(u1,u)b(f(Zs( ,H)Zs( ,E),s( ,H)s(s(s(2) 确定各参数的值: 1) 试选Kt 2) T1 = 57.2 Nm 3) 选取齿宽系数d = 1 4) 由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE eq r(MPa) 5) 由图8-15查得节点区域系数ZH 6) 由式8-3得：(1/Z1+1/Z2)cos.2(1/23+1/103)cos160 7) 由式8-4得：dZ1tan123tan1

12、60 8) 由式8-19得:Z eq r(f(4-es( ,a),3)b(1-es( ,b)+f(es( ,b),es( ,a) eq r(f(1,es( ,a) eq r(f(1,1.644) 9) 由式8-21得：Z = eq r(cos) = eq r(cos16) 10) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:Hlim1 = 650 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:Hlim2 = 530 MPa。 11) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 604801113002109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1109108 12) 由图8-19查得接

13、触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.88,KHN2 13) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,平安系数S=1,得:H1 = eq f(Ks( ,HN1)s( ,Hlim1),S) 650 = 572 MPaH2 = eq f(Ks( ,HN2)s( ,Hlim2),S) 530 = 477 MPa许用接触应力:H = (H1+H2)/2 = (572+477)/2 = 524.5 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t: eq ds( ,1t) r(3,f(2Ks( ,t)Ts( ,1),s( ,d)s( ,)f(u1,u)b(f(Zs( ,H)Zs( ,E),s( ,H)s(s(

14、s(2) = eq r(3,f(21000,11.644)f(4.47+1,4.47)189.8,524.5)s(s(s(2) = 54.7 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = eq f(ds( ,1t)cos,Zs( ,1) = cos16s(s(0),23) = 2.29 mm取为标准值:2.5 mm。 2) 中心距：a = eq f(b(Zs( ,1)+Zs( ,2)ms( ,n),2cos) = eq f(b(23+103)2.5,2cos16s(0) = 163.8 mm 3) 螺旋角： = arccos eq f(b(Zs( ,1)+Zs( ,2)ms( ,n),2a

15、) = arccos eq f(b(23+103)2.5,2163.8) = 160 4) 计算齿轮参数：d1 = eq f(Zs( ,1)ms( ,n),cos) = eq f(232.5,cos16s(0) = 60 mmd2 = eq f(Zs( ,2)ms( ,n),cos) = eq f(1032.5,cos16s(0) = 268 mmb = dd1 = 60 mmb圆整为整数为：b = 60 mm。 5) 计算圆周速度v:v = eq f(ds( ,1)ns( ,1),601000) = 60480,601000) = 1.51 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为9级。 6) 同

16、前，ZE eq r(MPa) 。由图8-15查得节点区域系数为:ZH。 7) 由式8-3得：(1/Z1+1/Z2)cos(1/23+1/103)cos160 8) 由式8-4得：dZ1tan123tan160 9) 10) 同前，取:Z eq r(f(4-es( ,a),3)b(1-es( ,b)+f(es( ,b),es( ,a) eq r(f(1,es( ,a) eq r(f(1,1.644) 11) 由式8-21得：Z = eq r(cos) = eq r(cos16) 12) 由表8-2查得系数：KA = 1，由图8-6查得系数：KV。 13) Ft = eq f(2Ts( ,1),d

17、s( ,1) = eq f(21000,60) = 1906.7 N eq f(Ks( ,A)Fs( ,t),b) = eq f(11906.7,60) = 31.8 100 Nmm 14) 由tant = tann/cos得：t = arctan(tann/cos) = arctan(tan200/cos1600 15) 由式8-17得：cosb = coscosn/cost 16) 由表8-3得：KH = KF = /cos2b2 17) 由表8-4得：KHd210-3 18) K = KAKVKHKH = 1 19) 计算d1：d1 eq r(3,f(2KTs( ,1),s( ,d)f(

18、u1,u)b(f(Zs( ,H)Zs( ,E)Zs( ,)Zs( ,),s( ,H)s(s(s(2) = eq r(3,f(21000,1)f(4.47+1,4.47)0.98,524.5)s(s(s(2) = 54.9 mm实际d1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：ZV1 = Z1/cos3 = 23/cos3160ZV2 = Z2/cos3 = 103/cos3160 2) V(1/ZV1+1/ZV2)cos(1/25.9+1/115.9)cos160 3) 由式8-25得重合度系数：Y2b/V 4) 由图8-26和查得螺旋

19、角系数Y 5) eq f(s( ,),s( ,)Ys( ,) = 0.67) 前已求得:KH，故取：KF 6) eq f(b,h) = eq f(b,(2hs(*,am)+cs(*,)ms( ,n) = eq f(60,(21+0.25)2.5) 且前已求得:KH，由图8-12查得：KF 7) K = KAKVKFKF = 1 8) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa1 = 2.61 YFa2应力校正系数:YSa1 = 1.61 YSa2 9) 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：Flim1 = 500 MPa Flim2 = 380 MP

20、a 10) 同例8-2：小齿轮应力循环次数:N1109大齿轮应力循环次数:N2108 11) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1 = 0.84 KFN2 12) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：F1 = eq f(Ks( ,FN1)s( ,Flim1),S) = 500,1.3) F2 = eq f(Ks( ,FN2)s( ,Flim2),S) = 380,1.3) eq f(Ys( ,Fa1)Ys( ,Sa1),s( ,F)s( ,1) = 1.61,323.1) eq f(Ys( ,Fa2)Ys( ,Sa2),s( ,F)s( ,2) = 1.83,251.4

21、) 大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn eq r(3,f(2KTs( ,1)Ys( ,)coss(2,),s( ,d)Zs(2,1)s( ,)f(Ys( ,Fa)Ys( ,Sa),s( ,F) = eq r(3,f(21000coss(s(s(2)160.0158,123s(s(s(2)1.644) = 1.62 mm所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d1 = 60 mmd2 = 268 mmb = dd1 = 60 mmb圆整为整数为：b = 60 mm圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 65 mm b2 = 60 mm中心距：a = 164

22、 mm，模数：m = 2.5 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 = 25，那么：Z4 = i23Z325 = 80 取：Z4 = 80 2 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： eq ds( ,3t) r(3,f(2Ks( ,t)Ts( ,2),s( ,d)s( ,)f(u1,u)b(f(Z

23、s( ,H)Zs( ,E),s( ,H)s(s(s(2) 确定各参数的值: 1) 试选Kt 2) T2 = 243.1 Nm 3) 选取齿宽系数d = 1 4) 由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE eq r(MPa) 5) 由图8-15查得节点区域系数ZH 6) 由式8-3得：(1/Z3+1/Z4)cos(1/25+1/80)cos150 7) 由式8-4得：dZ3tan125tan150 8) 由式8-19得:Z eq r(f(4-es( ,a),3)b(1-es( ,b)+f(es( ,b),es( ,a) eq r(f(1,es( ,a) eq r(f(1,1.644) 9) 由式8-

24、21得：Z = eq r(cos) = eq r(cos15) 10) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:Hlim1 = 650 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:Hlim2 = 530 MPa。 11) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkth = 601113002108大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N3108108 12) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN3 = 0.9,KHN4 13) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,平安系数S=1,得:H3 = eq f(Ks( ,HN3)s( ,Hlim3),S) 650 = 585 MPaH4 =

25、 eq f(Ks( ,HN4)s( ,Hlim4),S) 530 = 487.6 MPa许用接触应力:H = (H3+H4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d3t: eq ds( ,3t) r(3,f(2Ks( ,t)Ts( ,2),s( ,d)s( ,)f(u1,u)b(f(Zs( ,H)Zs( ,E),s( ,H)s(s(s(2) = eq r(3,f(21000,11.644)f(3.2+1,3.2)189.8,536.3)s(s(s(2) = 89.3 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = eq f(ds( ,3

26、t)cos,Zs( ,3) = cos15s(s(0),25) = 3.45 mm取为标准值:3.5 mm。 2) 中心距：a = eq f(b(Zs( ,3)+Zs( ,4)ms( ,n),2cos) = eq f(b(25+80)3.5,2cos15s(0) = 190.2 mm 3) 螺旋角： = arccos eq f(b(Zs( ,3)+Zs( ,4)ms( ,n),2a) = arccos eq f(b(25+80)3.5,2190.2) = 150 4) 计算齿轮参数：d3 = eq f(Zs( ,3)ms( ,n),cos) = eq f(253.5,cos15s(0) = 9

27、0 mmd4 = eq f(Zs( ,4)ms( ,n),cos) = eq f(803.5,cos15s(0) = 290 mmb = dd3 = 90 mmb圆整为整数为：b = 90 mm。 5) 计算圆周速度v:v = eq f(ds( ,3)ns( ,2),601000) = 90107.4,601000) = 0.51 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为9级。 6) 同前，ZE eq r(MPa) 。由图8-15查得节点区域系数为:ZH。 7) 由式8-3得：(1/Z3+1/Z4)cos(1/25+1/80)cos150 8) 由式8-4得：dZ3tan125tan150 9) 1

28、0) 同前，取:Z eq r(f(4-es( ,a),3)b(1-es( ,b)+f(es( ,b),es( ,a) eq r(f(1,es( ,a) eq r(f(1,1.654) 11) 由式8-21得：Z = eq r(cos) = eq r(cos15) 12) 由表8-2查得系数：KA = 1，由图8-6查得系数：KV = 1.1。 13) Ft = eq f(2Ts( ,2),ds( ,3) = eq f(21000,90) = 5402.2 N eq f(Ks( ,A)Fs( ,t),b) = eq f(15402.2,90) = 60 100 Nmm 14) 由tant = t

29、ann/cos得：t = arctan(tann/cos) = arctan(tan200/cos1500 15) 由式8-17得：cosb = coscosn/cost 16) 由表8-3得：KH = KF = /cos2b2 17) 由表8-4得：KHd210-3 18) K = KAKVKHKH = 1 19) 计算d3：d3 eq r(3,f(2KTs( ,2),s( ,d)f(u1,u)b(f(Zs( ,H)Zs( ,E)Zs( ,)Zs( ,),s( ,H)s(s(s(2) = eq r(3,f(21000,1)f(3.2+1,3.2)0.98,536.3)s(s(s(2) = 8

30、9.9 mm实际d3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 = 25/cos3150ZV4 = Z4/cos3 = 80/cos3150 2) V(1/ZV3+1/ZV4)cos(1/27.7+1/88.8)cos150 3) 由式8-25得重合度系数：Y2b/V7 4) 由图8-26和查得螺旋角系数Y 5) eq f(s( ,),s( ,)Ys( ,) = 0.67) 前已求得:KH，故取：KF 6) eq f(b,h) = eq f(b,(2hs(*,am)+cs(*,)ms( ,n) = eq f(9

31、0,(21+0.25) 且前已求得:KH，由图8-12查得：KF 7) K = KAKVKFKF = 1 8) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa3 = 2.56 YFa4应力校正系数:YSa3 = 1.62 YSa4 9) 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 = 500 MPa Flim4 = 380 MPa 10) 同例8-2：小齿轮应力循环次数:N3108大齿轮应力循环次数:N4108 11) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN3 = 0.86 KFN4 12) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：

32、F3 = eq f(Ks( ,FN3)s( ,Flim3),S) = 500,1.3) F4 = eq f(Ks( ,FN4)s( ,Flim4),S) = 380,1.3) eq f(Ys( ,Fa3)Ys( ,Sa3),s( ,F)s( ,3) = 1.62,330.8) eq f(Ys( ,Fa4)Ys( ,Sa4),s( ,F)s( ,4) = 1.79,260.2) 大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn eq r(3,f(2KTs( ,2)Ys( ,)coss(2,),s( ,d)Zs(2,3)s( ,)f(Ys( ,Fa)Ys( ,Sa),s( ,F)

33、= eq r(3,f(21000coss(s(s(2)150.01534,125s(s(s(2)1.654) = 2.47 mm所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d3 = 90 mmd4 = 290 mmb = dd3 = 90 mmb圆整为整数为：b = 90 mm圆整的大小齿轮宽度为：b3 = 95 mm b4 = 90 mm中心距：a = 190 mm，模数：m = 3.5 mm第七局部 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和转矩T1:P1 = 2.88 KW n1 = 480 r/min T1 = 57.2 Nm2 求作用在齿轮

34、上的力: 高速级小齿轮的分度圆直径为:d1 = 60 mm 那么:Ft = eq f(2Ts( ,1),ds( ,1) = eq f(21000,60) = 1906.7 NFr = Ft eq f(tans( ,n),cos) eq f(tan20s(s(s(0),cos16s(s(s(0) = 721.9 NFa = Fttantan160 = 546.4 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：dmin = A0 eq r(3,f(Ps( ,1),ns( ,1) = 112 eq r(3,f

35、(2.88,480) = 20.4 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%，应选取:d12 = 21 mm。带轮的宽度：B = (Z-1)e+2f = (5-1)18+28 = 88 mm，为保证大带轮定位可靠取：l12 = 86 mm。大带轮右端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为:d23 = 24 mm。大带轮右端距箱体壁距离为20，取:l23 = 35 mm。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 = 25 mm；因

36、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:dDT = 255216.25 mm，轴承右端采用挡油环定位，取:l34 = 16.25 mm。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 = 3 mm，故取：d45 = d67 = 31 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸确实定。由于:d12d56 ，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:l56 = 65 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，那么:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 95+12+10+8 = 125 mml

37、78 = T =16.25 mm5 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 = 13.5 mm 带轮中点距左支点距离L1 = (88/2+35+13.5)mm = 92.5 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (65/2+16.25+125-13.5)mm = 160.2 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (65/2+18+16.25-13.5)mm = 53.2 mm2计算轴的支反力：水平面支反力见图b：FNH1 = eq f(FtL3,L2+L3) = 53.2,160.2+53.2) = 475.3 NFNH2 = eq f(FtL2,L2+

38、L3) = 160.2,160.2+53.2) = 1431.4 N垂直面支反力见图d：FNV1 = eq f(FrL3+Fad1/2-FQ(L1+L2+L3),L2+L3) = (92.5+160.2+53.2),160.2+53.2) = -1278.3 NFNV2 = eq f(FrL2-Fad1/2+FQL1,L2+L3) = 92.5,160.2+53.2) = 929.3 N3计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2160.2 Nmm = 76143 Nmm截面A处的垂直弯矩：MV0 = FQL192.5 Nmm = 99058 Nmm截面C处的垂直弯矩

39、：MV1 = FNV1L2160.2 Nmm = -204784 NmmMV2 = FNV2L353.2 Nmm = 49439 Nmm分别作水平面弯矩图图c和垂直面弯矩图图e。截面C处的合成弯矩：M1 = eq r(Ms(2,H)+Ms(2,V1) = 218482 NmmM2 = eq r(Ms(2,H)+Ms(2,V2) = 90785 Nmm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14-4，取，那么有：ca = eq f(Mca,W

40、) = eq f(r(Ms(2,1)+b(T1)s(2),W) = 60s(3) MPa = 10.2 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 求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：P2 = 2.74 KW n2 = 107.4 r/min T2 = 243.1 Nm2 求作用在齿轮上的力: 高速级大齿轮的分度圆直径为:d2 = 268 mm 那么:Ft = eq f(2Ts( ,2),ds( ,2) = eq f(21000,268) = 1814.2 NFr = Ft eq f(tans( ,n

41、),cos) eq f(tan20s(s(s(0),cos16s(s(s(0) = 686.9 NFa = Fttantan160 = 519.9 N 低速级小齿轮的分度圆直径为:d3 = 90 mm 那么:Ft = eq f(2Ts( ,2),ds( ,3) = eq f(21000,90) = 5402.2 NFr = Ft eq f(tans( ,n),cos) eq f(tan20s(s(s(0),cos15s(s(s(0) = 2035.5 NFa = Fttantan150 = 1446.7 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

42、械设计第八版?表15-3，取：A0 = 107，得:dmin = A0 eq r(3,f(Ps( ,2),ns( ,2) = 107 eq r(3,f(2.74,107.4) = 31.5 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：30207型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：dDT = 357218.25 mm，那么：d12 = d67 = 35 mm。取高速大齿轮的内孔直径为：d23 = 40 mm，由于安装齿轮处的轴段长度应略小于轮毂长度，那么：l23 = 58 mm，轴肩高度：40 = 2.8 mm，轴肩宽度：b2.8 = 3.92 mm，所以：d34 =

43、d56 = 46 mm，l34 = 14.5 mm。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 = 90 mm，l45 = 95 mm，那么：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 40.75 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 18.25+8+10-7 = 29.25 mm4 轴的受力分析和校核：1作轴的计算简图见图a: 根据30207圆锥滚子轴承查手册得a = 18.5 mm 高速大齿轮齿宽中点距左支点距离L1 = (60/2-2+40.75-18.5)mm = 50.2 mm 中间轴两齿轮齿宽中点距离

44、L2 = (60/2+14.5+b3/2)mm = 92 mm 低速小齿轮齿宽中点距右支点距离L3 = (b3/2+7+29.25-18.5)mm = 65.2 mm2计算轴的支反力：水平面支反力见图b：FNH1 = eq f(Ft1(L2+L3)+Ft2L3,L1+L2+L3) = 65.2,50.2+92+65.2) = 3073.4 NFNH2 = eq f(Ft1L1+Ft2(L1+L2),L1+L2+L3) = (50.2+92),50.2+92+65.2) = 4143 N垂直面支反力见图d：FNV1 = eq f(Fr1(L2+L3)+Fa1d2/2-Fr2L3+Fa2d3/2,

45、L1+L2+L3) = 90/2,50.2+92+65.2) = 530.5 NFNV2 = eq f(Fr1L1-Fa1d2/2-Fr2(L1+L2)-Fa2d3/2,L1+L2+L3) = 90/2,50.2+92+65.2) = -1879.1 N3计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面B、C处的水平弯矩：MH1 = FNH1L150.2 Nmm = 154285 NmmMH2 = FNH2L3 = 414365.2 Nmm = 270124 Nmm截面B、C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L150.2 Nmm = 26631 NmmMV2 = FNV2L365.2 Nmm = -122517

46、 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处的合成弯矩：M1 = eq r(Ms(2,H1)+Ms(2,V1) = 156567 NmmM2 = eq r(Ms(2,H2)+Ms(2,V2) = 296610 Nmm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14-4，取，那么有：ca = eq f(Mca,W) = eq f(r(Ms(2,1)+b(T2)s(2),W) = 40s(3) MPa = 33.4 MPa = 6

47、0 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 = 2.6 KW n3 = 33.6 r/min T3 = 739.5 Nm2 求作用在齿轮上的力: 低速级大齿轮的分度圆直径为:d4 = 290 mm 那么:Ft = eq f(2Ts( ,3),ds( ,4) = eq f(21000,290) = 5100 NFr = Ft eq f(tans( ,n),cos) = 5100 eq f(tan20s(s(s(0),cos15s(s(s(0) = 1921.7 NFa =

48、Fttan = 5100tan150 = 1365.8 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:dmin = A0 eq r(3,f(Ps( ,3),ns( ,3) = 112 eq r(3,f(2.6,33.6) = 47.7 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?表14-1，由于转矩变化很小，故取:KA，那么:Tca = KAT3739.5 = 887.4 Nm 由于键槽将轴径增大4%，选取联

49、轴器型号为:LT9型，其尺寸为：内孔直径50 mm，轴孔长度84 mm，那么：d12 = 50 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 82 mm。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 = 60 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 53 mm。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 = 55 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用:30211型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：dDT = 55mm100

50、mm。由轴承样本查得30211型轴承的定位轴肩高度为：h = 4.5 mm，故取：d45 = 64 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。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸确实定。取低速大齿轮的内径为：d4 = 64 mm，所以：d67 = 64 mm，为使齿轮定位可靠取：l67 = 88 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h 64 = 4.48 mm，轴肩宽度：b 4.48 = 6.27 mm，所以：d56 = 73 mm，l56 = 10 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，那么：l34 = T3 =

51、 22.75 mml4556 = 60+10+8+5+12+2.5-10 = 87.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 22.75+8+10+2.5+2 = 45.25 mm5 轴的受力分析和校核:1作轴的计算简图见图a: 根据30211圆锥滚子轴承查手册得a = 22.5 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (90/2+10+87.5+22.75-22.5)mm = 142.8 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (90/2-2+45.25-22.5)mm = 65.8 mm2计算轴的支反力：水平面支反力见图b：FNH1 = eq f(FtL3,L2+L3) = eq f(51

52、0065.8,142.8+65.8) = 1608.7 NFNH2 = eq f(FtL2,L2+L3) = eq f(5100142.8,142.8+65.8) = 3491.3 N垂直面支反力见图d：FNV1 = eq f(FrL3+Fad2/2,L2+L3) = 290/2,142.8+65.8) = 1555.6 NFNV2 = eq f(Fad2/2-FrL2,L2+L3) = 142.8,142.8+65.8) = -366.1 N3计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2142.8 Nmm = 229722 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV

53、1L2142.8 Nmm = 222140 NmmMV2 = FNV2L365.8 Nmm = -24089 Nmm分别作水平面弯矩图图c和垂直面弯矩图图e。截面C处的合成弯矩：M1 = eq r(Ms(2,H)+Ms(2,V1) = 319560 NmmM2 = eq r(Ms(2,H)+Ms(2,V2) = 230982 Nmm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14-4，取，那么有：ca = eq f(Mca,W) = eq f(

54、r(Ms(2,1)+b(T3)s(2),W) = 64s(3) MPa = 20.9 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时，忽略单键槽的影响。轴的弯扭受力图如下：第八局部 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：bhl = 6mm6mm80mm，接触长度:l = 80-6 = 74 mm，那么键联接所能传递的转矩为:dF67421120/1000 = 279.7 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： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 12mm8mm50mm，接触长

55、度:l = 50-12 = 38 mm，那么键联接所能传递的转矩为:dF83840120/1000 = 364.8 NmTT2，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：bhl = 18mm11mm80mm，接触长度:l = 80-18 = 62 mm，那么键联接所能传递的转矩为:dF116264120/1000 = 1309.4 NmTT3，故键满足强度要求。(2) 校核联轴器处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 14mm9mm70mm，接触长度:l = 70-14 = 56 mm，那么键联接所能传递的转矩为:dF956501

56、20/1000 = 756 NmTT3，故键满足强度要求。第九局部 轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：Lh = 1128300 = 52800 h1 输入轴的轴承设计计算:(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 = 1721.9+0546.4 = 721.9 N(2) 求轴承应有的根本额定载荷值C为:C = P eq r(,f(60ns( ,1),10s(s(6)Ls( ,h) eq r(10/3,f(60480,10s(s(6)52800) = 6

57、517 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30205轴承，Cr = 32.2 KN，由课本式11-3有：Lh = eq f(10s(s(6),60ns( ,1)b(f(C,P)s(s(10/3) = eq f(10s(s(6),601000,721.9)s(s(10/3) 107Lh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 = 12035.5+01446.7 = 2035.5 N(2) 求轴承应有的根本额定载荷值C为:C = P eq r(,f(60ns( ,1),10s(s(6)Ls( ,h) eq r(10/3,f(60107.4,10s(s(6)52800) = 1172