二级减速器设计报告书

机械设计课程设计计算说明书设计题目院系专业学号设计人指导完成日期目录设计任务书 2机械设计课程设计计算说明书设计题目院系专业学号设计人指导完成日期目录设计任务书 2第一部分传动方案简述 3第二部分低速级齿轮传动设计 71高速级齿轮传动设计 14第三部分第四部分低速轴的设计 21第五部分高速轴的设计 24第六部分中速轴的设计 25低速轴的校核 28第七部分计算 32第八部分低速轴轴承键连接的校核 33第九部分第十部分器的润滑与密封 35高速级齿轮传动设计 14第三部分第四部分低速轴的设计 21第五部分高速轴的设计 24第六部分中速轴的设计 25低速轴的校核 28第七部分计算 32第八部分低速轴轴承键连接的校核 33第九部分第十部分器的润滑与密封 35第十一部分器箱体及其附件 36附：资料索引 38第十二部分课程设计任务书题目3：设计一用于带式一·总体布置简图机上的同轴式圆柱齿轮器2二．工作情况：工作平稳，单向运转四．设计内容1.电的选择与运动参数计算斜齿轮传动设计计算轴的设计五．设计任务1.1（01）（23）一．传动方案简述二．工作情况：工作平稳，单向运转四．设计内容1.电的选择与运动参数计算斜齿轮传动设计计算轴的设计五．设计任务1.1（01）（23）一．传动方案简述2.1 传动方案说明2.1.1将带传动布置于高速级3工作情况载荷平稳T（N•m）800(mm)300V（m/s）0.65带速 偏差（%）5使用期限（年）5工作制度（班/日）2将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。2.1.2选用闭式斜齿圆柱齿轮闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。2.1.3由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。2.2电的选择2.2.1类型和结构型式根据直流电选用三相交流电Y简单、维护方便、起动性能较好、价格优点均能满足工作条件和使用条件。根据需要运送型砂，为防止型砂等杂物掉入电和防护要求，采用卧式封闭型电。Y(IP44)笼型封闭自扇冷式电,具有防止灰尘或Y。2.2.2已知条件T=800NV=0.65m/s4将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。2.1.2选用闭式斜齿圆柱齿轮闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。2.1.3由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。2.2电的选择2.2.1类型和结构型式根据直流电选用三相交流电Y简单、维护方便、起动性能较好、价格优点均能满足工作条件和使用条件。根据需要运送型砂，为防止型砂等杂物掉入电和防护要求，采用卧式封闭型电。Y(IP44)笼型封闭自扇冷式电,具有防止灰尘或Y。2.2.2已知条件T=800NV=0.65m/s4d=300mm2.2.2选择电容量601000vw6010000.6541r/min(1)卷筒的转速nwD(2Pw80041TwnwP3.65kw9550 95500.95d=300mm2.2.2选择电容量601000vw6010000.6541r/min(1)卷筒的转速nwD(2Pw80041TwnwP3.65kw9550 95500.95ww至工作机的总效率(3)由电查表得弹性联轴器的效率η1=0.99滚动轴承的效率η2齿轮传动的效率η3传动装置的总效率2 4 2η=η1×η2×η3==0.990.97=0.89(4)电Pw3.654.12KWP 0.89d2.2.3电转速i=3~6i=9~3641r/minnw工作机卷筒轴转速：电ndnwi1i2=369~1476r/min2.2.4确定电的型号1000r/min1500r/min。电的主要参数522，选定电Y32M1-6。2.3总传动比的确定及各级传动比的分配2.3.1理论总传动比i=nm/nw=960/41=23.412.3.2各级传动比的分配两级齿轮传动的传动比i1=i2=i=4.842.4各轴转速，转矩与输入功率2.4.1各轴理论转速(1)3轴和422，选定电Y32M1-6。2.3总传动比的确定及各级传动比的分配2.3.1理论总传动比i=nm/nw=960/41=23.412.3.2各级传动比的分配两级齿轮传动的传动比i1=i2=i=4.842.4各轴转速，转矩与输入功率2.4.1各轴理论转速(1)3轴和4轴 n3n441r/min(2)2轴n2n3×i2=41×4.84=198r/mim(312.4.2各轴的输入功率43P3=PW/η2η1η2=3.76KW6方案电 型号额定功率kw同步转速r/min满载转速r/min1Y112M-44150014402Y132M1-641000960(3)2轴P2P3/η2η3=3.92KW(4)1轴P1=P2/η2η3=4.08KW2.4.3各轴的理论转矩T9550P49.551066.3548(1)41445Nm4n42(3)2轴P2P3/η2η3=3.92KW(4)1轴P1=P2/η2η3=4.08KW2.4.3各轴的理论转矩T9550P49.551066.3548(1)41445Nm4n424(2)3T(322n2(411n1轴P074Nm0n02.4.47轴号转速（r/min）功率（kw）输入转矩(N·mm)4426.354814453426.5969149321286.854751113897.156217609737.499374二、低速级齿轮传动设计选齿轮类、精度等级、材料及齿数一1为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2因为机为一般工作73为简化齿轮工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：40CrHBS=280大齿轮材料：45HBS4=2404Z124大齿轮齿数Z2735初选螺旋角14，20二、低速级齿轮传动设计选齿轮类、精度等级、材料及齿数一1为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2因为机为一般工作73为简化齿轮工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：40CrHBS=280大齿轮材料：45HBS4=2404Z124大齿轮齿数Z2735初选螺旋角14，20二按齿面接触强度设计22KT u1ZZZZH E 计算公式:mm3 Ht1d1tdu确定公式内的各计算参数数值KHt1.3T1176000N·mm齿宽系数d1Mpa1/2材料的弹性影响系数ZE189.8（P20210-6）ZH2.43（P20310-20）1st/12ans4s/421sz2st/z22ans3s/321sat1at11na1nt)z2nat2nt)/824(tan29.974tan20.562)73(tan24.210tan20.562)/21.636dz1tan/124tan14/1.905441.636(124(tan29.974tan20.562)73(tan24.210tan20.562)/21.636dz1tan/124tan14/1.905441.636(11.905)1.905z0.672331.636螺旋角系数z cos应力循环次数N60njL601281(183008)1.84310811 hN11.843108N6.060107273/24i2接触疲劳KHN10.9650.975（机械设计P208图10-23）KHN2小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限Hlim1830Mpa（机械设计P21110-25d）Hlim2接触疲劳许用应力取安全系数S1KHN1Hlim1H1S1KHN2Hlim2741MPa]H2S1取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力[]H[]H2741Mpa：（1）试算小齿轮分度圆直径d1t22KT u1ZZZZH E 3 Ht1d1tdu2.433189.80.6720.985221.351100073/241=3 166.973mm73/2474166.9731280.449m/s（2）计算圆周速度v6010006010009（3）计算齿宽b bdd1t166.97366.973mm（3）计算载荷系数KHKAKVKHKH1.KAKA（3）计算齿宽b bdd1t166.97366.973mm（3）计算载荷系数KHKAKVKHKH1.KAKA1（P19210-2）2.KVv=0449m/s7级精度KV1.03（机械设计P194图10-8）3.齿轮圆周力F2Td251100066.9731.526104Nt1 1 1tKAFt1/b115260/66.973227.85N/mm100N/mm齿间载荷分配系数1.2（机械设计P195表10-3）kH7（P19610-4）KH4.载荷系数KHKAKVKHKH=1×1.03×1.2×1.413=1.746（4）实际载荷系数修正所算得的分度圆直径d1d1t3KH/KHt66.97331.746/1.373.892mm齿轮模数mdcosz73.892cos14242.987n 11三按齿根弯曲强度设计2KTYYcos2Y YFt1m 3Fa SantZ2F d11确定计算参数（1）KFt1.3（2）计算弯曲疲劳强度的重合系数Ybarctan(tancost)arctan(tan14cos20.562)13.140 v/cos21.728bY0.250.75/v0.68410（3）弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y14Y112011.9051200.778（4）计算YFaYSa[]FZ1cos324Z ，V1cos314Z273Z 79.91，V2cos3 14YFa12.62YFa2齿形系数（P20010-17）（3）弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y14Y112011.9051200.778（4）计算YFaYSa[]FZ1cos324Z ，V1cos314Z273Z 79.91，V2cos3 14YFa12.62YFa2齿形系数（P20010-17）1.77YSa2应力修正系数（P20010-18）Flim1680MpaFlim2齿根弯曲疲劳强度极限（P20910-24C）弯曲疲劳KFN10.9500.965KFN2（P20910-22）KFN1Flim1F1SKFN2Flim21.40..965580399.79MPaF2S1.4YFa1YSa1[]F12.621.600.00908YFa2YSa222.231.770.0097因为大齿轮YFaYSaYFaYSa=YFa2YSa2=0.00987[]F[]F[]F22KTYYcos2Y Y Ft13Fa SamntZ2F d121.35110000.6840.778cos2143 0.009872.251mm12422调整齿轮模数dmz/cos2.25124/cos1421.35110000.6840.778cos2143 0.009872.251mm12422调整齿轮模数dmz/cos2.25124/cos1455.678mm（1）圆周速度v1 nt1d1n155.6781280.373m/sv601000601000（2）b（3）齿高hb/han n ntb/h55.678/5.06510.99（3）KFv=0.373m/s7级精度KV1.02（机械设计P194图10-8）Ft12T1d1t251100055.67818360NKAFt1/b118360/55.678329.67N/mm100N/mmkF齿间载荷分配系数（P19510-3）7（P19610-4）KH结合b/h=10.99得1.22（P19710-13）KFKFKAKVKFKF=1×1.02×1.2×1.22=1.493KF（4）齿轮模数mnmnt32.357mmKFt四分析对比计算结果对比计算结果，取mn=2.5已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d1=66.973mm来计算应有的Z1Z2d1cos66.973cos1425.993取Z29Z89Z112m2.5n五几何计算121计算中心距阿aa(Z1Z2)mn2cos2cos142.357mm2.5mm151mm。2按圆整后的中心距修正螺旋角βarccos(Z1Z2)mnarccos(2989)2.51计算中心距阿aa(Z1Z2)mn2cos2cos142.357mm2.5mm151mm。2按圆整后的中心距修正螺旋角βarccos(Z1Z2)mnarccos(2989)2.512.36021512a3计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2292.5Z1mn74.22mmd1 cos12.3602.5Z2mnd2cos cos12.3604计算齿轮宽度bbdd1174.2274.22圆整后80mm六圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，kH，ZKF，Y，Y等均产生了变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1）齿轮接触疲劳强度校核d1，1.739，T2511000N/mm，按前面的做法，先计算式中各参数。计算结果：KH11m，9/9，ZH2，ZE8a2，0.988Z0.642，Z2KHT21ZZZZHEHd3d12912.42189.80.6420.988699MpaH174.223/2913满足齿面接触疲劳强度条件。（2）齿根弯曲疲劳强度条件1.518，T2511000N.mm，按前面的做法，先计算式中各参数。计算结果：KF0.792，YFa12.45，YFa22.20，YSa11.63，YSa满足齿面接触疲劳强度条件。（2）齿根弯曲疲劳强度条件1.518，T2511000N.mm，按前面的做法，先计算式中各参数。计算结果：KF0.792，YFa12.45，YFa22.20，YSa11.63，YSa21.80，Y0.677，Y12.360，d1，mn2.5mm，Z1292KTY YYcos212.360F2Fa1Sa1F112.5329221.5185110002.451.630.792cos212.36012.53292F12KTY YYcos212.360F2Fa1Sa1F212.5329221.5185110002.201.800.792cos212.360F12.532922齿根弯曲疲劳强度满足要求。三、高速级齿轮传动设计—选齿轮类、精度等级、材料及齿数1为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2因为机为一般工作73为简化齿轮工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：40CrHBS=280大齿轮材料：45HBS4=2404Z124大齿轮齿数Z273145初选螺旋角14，20二按齿面接触强度设计22KT u1ZZZZH E 计算公式:3 Ht1mmd1tdu确定公式内的各计算参数数值KHt5初选螺旋角14，20二按齿面接触强度设计22KT u1ZZZZH E 计算公式:3 Ht1mmd1tdu确定公式内的各计算参数数值KHt1.3T1176000N·mm齿宽系数d1材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa1/2（P20210-6）ZH2.43（P20310-20）1st/12ans4s/421sz2st/z22ans3s/321sat1at11na1nt)z2nat2nt)/24(tan29.974tan20.562)73(tan24.210tan20.562)/21.636dz1tan/124tan14/1.905441.636(11.905)1.905z0.672331.636螺旋角系数z cos应力循环次数10811 hN15.602108N1.8421082/24i2接触疲劳系数KHN10.965（机械设计P208图10-23）KHN215小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限Hlim1830MpaHlim2（机械设计P21110-25d）接触疲劳许用应力取安全系数S1KHN1Hlim10.955830793MPa]H1S1KHN2Hlim20.965760733MPa]H2小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限Hlim1830MpaHlim2（机械设计P21110-25d）接触疲劳许用应力取安全系数S1KHN1Hlim10.955830793MPa]H1S1KHN2Hlim20.965760733MPa]H2S1取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力[]H（1）试算小齿轮分度圆直径d1t2u1ZZZZ2KTH E 3 Ht1d1tdu221.317600073/2412.433189.80.6720.98547.287mm=31d1tn733/s（2）计算圆周速度v601000601000（3）计算齿宽b bdd1t147.28747.287mm（3）计算载荷系数KHKAKVKHKH1.KAKA1（P19210-2）2.KVv=0963m/s7级精度KV1.04（机械设计P194图10-8）3.齿轮圆周力F2T/d t11 1tKAFt1/b17444/47.287157.4N/mm100N/mm齿间载荷分配系数（P19510-3）kHKH7（P19610-4）164.载荷系数KHKAKVKHKH=1×1.04×1.2×1.419=1.771（4）实际载荷系数修正所算得的分度圆直径d1d1d1t3KH/KHt47.28731.771/1.352.420mmmdcosz4.载荷系数KHKAKVKHKH=1×1.04×1.2×1.419=1.771（4）实际载荷系数修正所算得的分度圆直径d1d1d1t3KH/KHt47.28731.771/1.352.420mmmdcosz52.420cos14242.119n 11三按齿根弯曲强度设计2KTYYcos2Y Y Ft1m 3Fa SantZ2F d11确定计算参数（1）KFt1.3（2）计算弯曲疲劳强度的重合系数Ybarctan(tancost)arctan(tan14cos20.562)13.140 v/cos21.636/cos213.1401.725bY0.250.75/v0.250.75/1.7250.685（3）弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y14Y112011.9051200.778（4）计算YFaYSa[]FZ1cos324Z ，V1cos314Z273Z 79.91，V2cos3 14YFa12.62YFa2齿形系数（P20010-17）171.77YSa2应力修正系数（P20010-18）齿根弯曲疲劳强度极限Flim1680MpaFlim2（P20910-24C）弯曲疲劳KFN10.9400.950KFN2（P20910-22）KFN1Flim1F1SKFN21.77YSa2应力修正系数（P20010-18）齿根弯曲疲劳强度极限Flim1680MpaFlim2（P20910-24C）弯曲疲劳KFN10.9400.950KFN2（P20910-22）KFN1Flim1F1SKFN2Flim21.40..950580393.57MPaF2S1.4YFa1YSa1[]F12.621.600.00918YFa2YSa222.231.770.0100因为大齿轮YFaYSaYFaYSa=YFa2YSa2=0.0100[]F[]F[]F22KTYYcos2Y Y Ft1Fa Sa3mntZ2d1F21.31760000.6850.778cos2143 0.01001.586mm12422调整齿轮模数dmz/cos1.58624/cos1439.299mm（1）圆周速度v1 nt1d1n139.2993890.80m/sv601000601000（2）b（3）齿高hb/han n nt/3.569910.99（3）KF18根据v=0.80m/s 7级精度KV1.04（机械设计P194图10-8）F2Td217600039.2298.973103Nt1 1 1tKAFt1/b18973根据v=0.80m/s 7级精度KV1.04（机械设计P194图10-8）F2Td217600039.2298.973103Nt1 1 1tKAFt1/b18973/39.229228.73N/mm100N/mmkF齿间载荷分配系数（P19510-3）KH7（P19610-4）1.36KF结合b/h=10.99得（P19710-13）KFKAKVKFKF=1×1.04×1.2×1.36=1.697KF（4）齿轮模数mnmnt31.733mmKFt四分析对比计算结果对比计算结果，取mn=2已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d1=52.420mm来计算应有的Z1Z2d1cos52.420cos1425.431Z1m2n因为要求的器为同轴式圆柱齿轮器，故高速级齿轮和低速级齿轮中心距要求相等。所以通过不断校验得出Z136Z2111五几何计算1计算中心距阿aa(Z1Z2)mn2cos2cos141.733mm2mm,151mm。2按圆整后的中心距修正螺旋角β19arccos(Z1Z2)mnarccos(36111)213.21721512a3计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2362Z1mn73.96mmd1 cos13.2171112arccos(Z1Z2)mnarccos(36111)213.21721512a3计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2362Z1mn73.96mmd1 cos13.2171112Z2mndcos cos13.21724计算齿轮宽度bbdd1173.9673.96mm圆整后79mm六圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，kH，ZKF，Y，Y等均产生了变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1）齿轮接触疲劳强度校核d1，2.037，1ZH2.55，ZE189.8Mpa2，T1176000N/mm，按前面的做法，先计算式中各参数。计算结果：KH0.987Z0.533，Zd173.96mm111/36，2KHT21ZZZZHEHd3d122.073176000111/3612.55189.80.5330.987390MpaH173.963111/36满足齿面接触疲劳强度条件。（2）齿根弯曲疲劳强度条件1.805，T1176000N.mm，按前面的做法，先计算式中各参数。计算结果：KF0.704，YFa12.42，YFa22.18，YSa11.67，YSa21.76，Y0.669，Y13.217，d1，mn2mm，Z136202KTY YYcos2F2Fa1Sa1F112.5329221.8051760002.421.670.669cos213.2172KTY YYcos2F2Fa1Sa1F112.5329221.8051760002.421.670.669cos213.217123362F12KTY YYcos2F2Fa1Sa1F212.5329221.8051760002.181.760.669cos213.217F1233622齿根弯曲疲劳强度满足要求。3.4齿轮参数汇总表21高速级齿轮齿数d(mm)精度等级计算齿宽b2(mm)Z13673.96779Z2111228.0474amn螺旋角β151213.217低速级齿轮齿数d(mm)精度等级计算齿宽b4(mm)Z12974.22780Z289227.7875四、低速轴的设计1、确定轴的材料452、求作用在齿轮上的力根据输入轴运动和动力参数,计算作用在输入轴的齿轮上的力：输入轴的功率输入轴的转速输入轴的转矩m2149300013109N2T3四、低速轴的设计1、确定轴的材料452、求作用在齿轮上的力根据输入轴运动和动力参数,计算作用在输入轴的齿轮上的力：输入轴的功率输入轴的转速输入轴的转矩m2149300013109N2T3dFt227.8tan4884NFFtan13109tan12.3602873Na t4515—36.5659d A31123min 0424、轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案22PInamn螺旋角β1512.512.360°低速轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径。为了使所选轴直径与联轴器直径的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器计算转矩TcaKAT3，查表14-1KA1.5，KA低速轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径。为了使所选轴直径与联轴器直径的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器计算转矩TcaKAT3，查表14-1KA1.5，KAT31.514930002239.5Nm，查标准GB/T5014-2003，选用LX4型弹性柱销联轴Tca器，公称转矩2500Nm半联轴器孔径d163mm，故取d6763mm，半联轴器长度L142mm，半联轴器与轴配合的轮毂长度L1107mm，为保证轴挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故6-7L67105mm。联轴器采用轴肩0.08，求得d5630214，dDT7012526.25，故d45d12取安装齿轮处的轴段直径比前一段大0.08d3476mm齿轮的右端面与右端轴承采用套筒L3473mm齿轮左段采用轴肩，轴肩高度h23)R，由轴径d76mm查表15-2R2，23故取h6mm，则轴环处的直径d2388mm，轴环宽度b1.4hL2312mm低速级齿轮采用油润滑（课程设计P284-5）216mm34mm（课程设计皮04-6）T故取h6mm，则轴环处的直径d2388mm，轴环宽度b1.4hL2312mm低速级齿轮采用油润滑（课程设计P284-5）216mm34mm（课程设计皮04-6）T23757348mmL45五、高速轴的设计1、确定轴的材料452、求作用在齿轮上的力根据输入轴运动和动力参数,计算作用在输入轴的齿轮上的力：输入轴的功率输入轴的转速输入轴的转矩21760004759NFtd73.96tantan201779NFFtan4759tan13.2171118Na t24轴段1-22-33-44-55-66-7（mm）708876706863（mm）26127348由图上量取1054515—37.1562A03 112329.6mmdminn3894、轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案4515—37.1562A03 112329.6mmdminn3894、轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案低速轴的最小直径是安装V带带轮处轴的直径，取d1232mmL1275mm带轮采用轴肩，轴肩后一段轴要比前一段轴的直径大（0.07-0.1）倍，取直径大0.08，求得d2335mm30208，dDT408019.75，故d34d6740mm，L6720mm取安装齿轮处的轴段直径比前一段大0.08d4544mm齿轮的右端面与右端轴承采用套筒L3477mm齿轮左段采用轴肩，轴肩高度h23)R，由轴径d44mm15-2R1.0，故取h2.5mm，则轴环处的直径d2349mm，轴环宽度b1.4hL23高速级齿轮采用油润滑（课程设计P284-5）25216mm34mm（课程设表4-6）T23797742mmL45六、中速轴的设计1、确定轴的材料452、求作用在齿轮上的力根据输入轴运动和动力参数,计算作用在输入轴的齿轮上的力：输入轴的功率输入轴的转速输入轴的转矩T2216mm34mm（课程设表4-6）T23797742mmL45六、中速轴的设计1、确定轴的材料452、求作用在齿轮上的力根据输入轴运动和动力参数,计算作用在输入轴的齿轮上的力：输入轴的功率输入轴的转速输入轴的转矩T2511Nm25110004482N2T2dFt228.04tan1676NFFtan4482tan12.3601053Na t2T2251100013770NFtd74.22tantan20径向力：26轴段1-22-33-44-55-66-7（mm）323540444940（mm）75由图上量取42771020FFtan13770tan13.2173017Na t4515—3FFtan13770tan13.2173017Na t4515—36.8547A03 112342.2mmdminn1284、轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案30209，dDT458520.75，故d12d5645mm取安装齿轮处的轴段直径比前一段大0.08d4550mm小齿轮的右端面与右端轴承采用套筒L4578mm大齿轮的左端面与左端轴承采用套筒L2372mm齿轮采用轴肩，轴肩高度h23)R，由轴径d50mm查表15-2，R1.0，故取h2.5mm，则轴环处的直径d34中速级齿轮采用油润滑（课程设计P284-5）27左端轴承217mm35mm（4-6）T23左端轴承217mm35mm（4-6）T23245mm右端轴承213mm34mm（4-6）T23240mm七、低速轴校核28轴段1-22-33-44-55-6（mm）4550555045（mm）4572由图上量取78401、作用在大齿轮上的力Ft13109Ntann0径向力FF 4884Nr ts0轴向力FFn4n03N1、作用在大齿轮上的力Ft13109Ntann0径向力FF 4884Nr ts0轴向力FFn4n03Na rL63mmL21L3120mm2．F，MTFNH1FNH2FtFNH1FNH2131098279N4830NFNH1FFLF70F 120FLNH12 NH23 1NH2NH2FNH1L2822970579530NmmMHM FaD2873227.78327206NmmH2FNV1FNV22FrFNV1FNV248844807NFNV1FLFLM120F327206 F 77N70FNV1NV12 NV23 a NV2NV2MV170FNV1336490Nmm29240NmmMV2MM2M2670135NmmMM2M2579604Nmm1HV12HV2160MPa（P35815-1）3．按弯矩应力校核轴的强度进行校核是，通常只取校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据所求数据，以及轴单向旋转，扭转应力为脉动循环变应力，取0.629M(2)26701352(0.61493000)2T131ca0.1763W4、精确校核轴的疲劳强度截面4抗弯截面系数W0.1(d 0.170334300mm3)3抗扭截面系数W0.2(d)30.2M(2)26701352(0.61493000)2T131ca0.1763W4、精确校核轴的疲劳强度截面4抗弯截面系数W0.1(d 0.170334300mm3)3抗扭截面系数W0.2(d)30.270364800mm3T截面4左侧的弯矩M6701357035.5330281Nmm70截面4上的扭矩T31493000NmmM3302819.63MPa截面上的弯曲应力 bW 34300截面上的扭转切应力 149300021.83MPaT3TW64800T轴材料为45钢，调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，弯曲疲劳极限1=275MPa扭转疲劳极限1=155MPa（机械设计P35815-1）rd2.00.02970D761.09d 70，得2.0,1.34（机械设计P40附表3-2）轴的材料敏性系数0.85（机械设计P41附图3-1）有效应力集中系数K1q(1)10.82(2.001)1.82q(1)0.85(1.341)1.29系数0.66（机械设计P42附图3-2）扭转系数0.81（机械设计P43附图3-3），表面质量系数0.92（机械设计P44附图3-4）轴按磨削轴表面强化处理q130k111.82 1综合系数12.84K0.66 0.92k111.29 111.68K0.81 0.92碳钢的特性系数安全系数0.10.2取0.10.050.1取0.051275S10.06K 2.849.630.10 a mk111.82 1综合系数12.84K0.66 0.92k111.29 111.68K0.81 0.92碳钢的特性系数安全系数0.10.2取0.10.050.1取0.051275S10.06K 2.849.630.10 a mS8.38K1.680.05a m2210.068.38SSS6.44s1.5S2S210.0628.382 故可知其安全截面4抗弯截面系数W0.1(d 0.176343898mm3)3抗扭截面系数W0.2(d 0.276387795mm3)3T截面4左侧的弯矩M6701357035.5330281Nmm704M3302817.52MPa截面上的弯曲应力 bW 43898 T3截面上的扭转切应力TW87795TK过盈配合处的3.13（P433-8）取K0.8K0.83.132.5031，表面质量系数0.92（机械设计P44附图4-4）轴按磨削k11综合系数K13.1313.220.92k1112.5012.59K0.92安全系数1275S11.36K 3.22，表面质量系数0.92（机械设计P44附图4-4）轴按磨削k11综合系数K13.1313.220.92k1112.5012.59K0.92安全系数1275S11.36K 3.227.520.10 a mS6.90K2.590.05a m2211.366.90SSS5.90s1.5S2S211.3626.902 故可知其安全八.低速轴轴承计算321、求两轴受到的径向载荷2284884702873228F70Freae2 275.57NF r1V701207012075.574808.43N7070F F131904829.63Nr1Hte7012070120Fr1、求两轴受到的径向载荷2284884702873228F70Freae2 275.57NF r1V701207012075.574808.43N7070F F131904829.63Nr1Hte7012070120Fr2HFteFr1H131094829.638279.34NFF2F2 75.5724829.6324830.22Nr1r1V r1HF F2 4808.4328279.3429597.37NF2r2r2V r2H2、求两轴的计算轴向力Fr2Y轴承为圆锥滚子轴承，轴承派生轴向F（31813-7）d（P315）3圆锥滚子轴承型号为30214，C132kN，C0175kN ，e0.42，Y1.4fd1.21.8，取fd1.5（P31813-6）Fr14830.221725.08N，FFr19597.373427.63NFd1d22Y 21.42Y 22.8所以Fa1Fd11725.08N所以Fa2Fd1Fae4598.08N3、求轴承当量动载荷Fa2Fr20.36e0.48e1X11X20.400Y21.4233P2fd(X2Fr2Y2Fa2)1.5(0.409597.371.44598.08)15414.39NP2fd(X2Fr2Y2Fa2)1.5(0.409597.371.44598.08)15414.39N4、验算轴承理论Lh103008124000h10106106132103CL( )P2(509829.26hLh24000h)360n6042 故此轴承满足要求九.键连接的校核1、低速轴与联轴器配合的键连接选Abh1811L90mmlLb901872mm100120MPa，取120MPa（机械设计表6-2）p p40001393119.7MPa4000Tphld 117263p故键满足强度要求2、高速轴与带轮配合的键连接选Abh108L63mmlLb631053mm100120MPa，取120MPa（机械设计表6-2）p pphld 85332故键满足强度要求3、低速轴与大齿轮配合的键连接选Abh2214L70mmlLb702248mm100120MPa，取120MPa（机械设计表6-2）p p3440001493116.9MPa4000Tpphld 144876故键满足强度要求4、中速轴与小齿轮配合的键连接选Abh161040001493116.9MPa4000Tpphld 144876故键满足强度要求4、中速轴与小齿轮配合的键连接选Abh1610L70mmlLb701654mm100120MPa，取120MPa（机械设计表6-2）p p400051175.7MPa4000Tpphld 105450故键满足强度要求5、中速轴与大齿轮配合的键连接选Abh1610L63mmlLb631647mm100120MPa，取120MPa（机械设计表6-2）p p4000T 4000511pphld 104750故键满足强度要求6、高速轴与小齿轮配合的键连接选Abh149L