二级斜齿齿轮圆柱减速器机械设计计算说明书

机械设计减速器设计说明书系另IJ:专业:学生姓名:学号:指导教师:职称:TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"第一部分设计任务书4\o"CurrentDocument"第二部分传动装置总体设计方案5\o"CurrentDocument"第三部分电动机的选择5.1电动机的选择5\o"CurrentDocument".2确定传动装置的总传动比和分配传动比6\o"CurrentDocument"第四部分计算传动装置的运动和动力参数7\o"CurrentDocument"第五部分V带的设计9\o"CurrentDocument"V带的设计与计算9\o"CurrentDocument"带轮的结构设计11第六部分齿轮传动的设计13\o"CurrentDocument"高速级齿轮传动的设计计算13\o"CurrentDocument"低速级齿轮传动的设计计算20\o"CurrentDocument"第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计28\o"CurrentDocument"7.1输入轴的设计28\o"CurrentDocument"中间轴的设计32\o"CurrentDocument"输出轴的设计38\o"CurrentDocument"第八部分键联接的选择及校核计算44\o"CurrentDocument"输入轴键选择与校核44\o"CurrentDocument"中间轴键选择与校核44\o"CurrentDocument"输出轴键选择与校核44\o"CurrentDocument"第九部分轴承的选择及校核计算45\o"CurrentDocument"1输入轴的轴承计算与校核45\o"CurrentDocument"中间轴的轴承计算与校核46\o"CurrentDocument"输出轴的轴承计算与校核46\o"CurrentDocument"第十部分联轴器的选择47\o"CurrentDocument"第十一部分减速器的润滑和密封48\o"CurrentDocument".1减速器的润滑48\o"CurrentDocument".2减速器的密封49第十二部分减速器附件及箱体主要结构尺寸50设计小结52参考文献53第一部分设计任务书一、初始数据设计展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器，初始数据T=440Nm,n=32r/m,设计年限（寿命）：5年，每天工作班制（8小时/班）：1班制，每年工作天数:300天，三相交流电源，电压380/220V。二.设计步骤.传动装置总体设计方案.电动机的选择.确定传动装置的总传动比和分配传动比.计算传动装置的运动和动力参数.设计V带和带轮.齿轮的设计.滚动轴承和传动轴的设计.键联接设计.箱体结构设计.润滑密封设计.联轴器设计第二部分传动装置总体设计方案一.传动方案特点.组成：传动装置由电机、V带、减速器、工作机组成。.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。.确定传动方案：考虑到电机转速高，V带具有缓冲吸振能力，将V带设置在高速级。选择V带传动和展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器。二.计算传动装置总效率5in24Tl32rl4“5=0.96X0.994X0.972X0.99X0.96=0.825为V带的效率,为轴承的效率,巾为齿轮啮合传动的效率,巾为联轴器的效率,不为工作装置的效率。第三部分电动机的选择1电动机的选择工作机的转速n：n=32r/min工作机的功率”，：2XTnn2X440X3.14X3260X1000=60X1000=1,47KW电动机所需工作功率为：Pd=7^=0^25=L78KW工作机的转速为：n=32r/nun经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比11=2〜4,二级圆柱斜齿轮减速器传动比12=8〜40,则总传动比合理范围为1a=16〜160,电动机转速的可选范围为卬=七><11=(16~160)X32=512~5120r/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Y90L-2的三相异步电动机，额定功率为2.2KW,满载转速nm=2840r/nun,同步转速3000r/min。电动机主要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔电动机轴伸出段尺寸键尺寸HLXHDAXBKDXEFXG90mm335X190140X12510mm24X508X203.2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=iim/n=2840/32=88.75（2）分配传动装置传动比:la=loX1式中10,11分别为带传动和减速器的传动比c为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取io=4.5,则减速器传动比为：1=1/0=88.75/4.5=19.72取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为：H2=7^="3X19.72=5.06则低速级的传动比为：119.72.八出=m=。=3.9第四部分计算传动装置的运动和动力参数第四部分计算传动装置的运动和动力参数（1）各釉转速：输入轴：ill=iim/io=2840/4.5=631.11i/inin中间轴：nn=m/ii2=631.11/5.06=124.73r/mm输出轴:no=nn/123=124.73/3.9=31.98r/minI：作机轴：niv=nm=31.98r/min（2）各轴输入功率：输入轴：Pi=PdXr|i=1.78X0.96=1.71KW中间轴：Pn=PiXi]2Xn3=1.71X0.99X0.97=1.64KW输出轴：Pm=PnXr|2XT]3=1.64X0.99X0.97=1.57KW工作机轴：Piv=PmX[]2X[]4=1.57X0.99X0.99=1.54KW则各轴的输出功率：输入轴:Pi=PiX0.99=1.69KW中间轴：Pn'=PnX0.99=1.62KW中间轴：Pm'=PinX0.99=1.55KW工作机轴：Piv'=PivX0.99=1.52KW⑶各轴输入转矩：输入轴：Ti=TdXioXT]1电动机轴的输出转矩：pd1.78Td=9550X—=9550X云启=5.99Nmzo4U11m所以：输入轴：Ti=TdXioX1]1=5.99X4.5X0.96=25.88Nm中间轴：Tn=TiXii2XX“3=25.88X5.06X0.99X0.97=125.75Nm输出轴：Tin=TuX123X1]2Xi]3=125.75X3.9X0.99X0.97=470.96Nm工作机轴：Tiv=TmX中X中=470.96X0.99X0.99=461.59Nm输出转矩为：输入轴：Ti'=TiX0.99=25.62Nm中间轴：Tn'=Tu义0.99=124.49Nin输出轴：Tin'=TmX0.99=466.25Nm工作机轴：Tn；=TivX0.99=456.97Nm第五部分V带的设计V带的设计与计算L确定计算功率Pea由表查得工作情况系数Ka=L1,故Pea=KAPd=1.1X1.78kW=1.96kW.选择V带的带型根据Pea、Um由图选用Z型。.确定带轮的基准直径dd并验算带速V1）初选小带轮的基准直径ddi。由表，取小带轮的基准直径ddi=56mm。2）验算带速V。按课本公式验算带的速度「ddl%nX56X284060X1000=60X1000uVs=8,321nzs因为5ni/s<v<30ni/s,故带速合适。3）计算大带轮的基准直径。根据课木公式，计算大带轮的基准且径dd2=loddi=4.5X56=252mm根据课本查表，取标准值为dd2=250mnL.确定V带的中心距a和基准长度Ld1）根据课本公式，初定中心距a°=500mm。2）由课本公式计算带所需的基准长度_。11<乂（dd2-ddl）2Ld。x2a0+y（ddl+dd2）+4a0n(250-56)2=2X500+yX(56+250)十、4x50〃〜1499nun由表选带的基准长度Ld=1540mm03）按课本公式计算实际中心距a。。a弋ao+(Ld-Ldo)/2=500+(1540-1499)/2nun2520mm按课本公式，中心距变化范围为497~566mm。.验算小带轮上的包角aIai〜180°-(dd2-ddi)X57.3°/a=180°-(250-56)X57.3°/520=158.6°>120°.计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率Pr。由ddi=56nun和iim=2840r/nuii,查表得Po=0.33kW。根据nm=2840r/min,10=4.5和2型带，查表得APo=0.04kW。查表得Ka=0.94,查表得Kl=1.54,于是Pr=(Po+AP0)K«Kl=(033+0.04)X0.94X1.54kW=0.54kW2）计算V带的根数zz=Pco/Pr=1.96/0.54=3.63取4根。.计算单根V带的初拉力Fo由表查得Z型带的单位长度质量q=0.06kg/m,所以(2.5-Km)P'a7caFo=500-2V

(2.5-0.94)X1.96)=500X'…、/二/一+0.06X8.322N=53.02N.计算压轴力FPFP=2zF0sm(ai/2)=2X4X53.02Xsm(l58.6/2)=416.73N9.主要设计结论带型Z型根数4根小带轮基准直径ddl56mm大带轮基准直径dd2250mmV带中心距a520mm带基准长度Ld1540mm小带轮包角«1158.6°带速8.32m/s单根V带初拉力F053.02N压轴力Fp416.73N5.2带轮结构设计1.小带轮的结构设计1）小带轮的结构图

2）小带轮主要尺寸计算代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d电动机轴直径DD=21mm24mm分度圆直径ddl56mmdaddl+2ha56+2X260mmdl(1.8、2)d(1.8、2)X2448mmB(z-1)Xe+2Xf(4-1)X12+2X750mmL(1.5~2)d(L5~2)X2448mm2.大带轮的结构设计1）大带轮的结构图

2）大带轮主要尺寸计算代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d输入轴最小直径D=I611U1116mm分度圆直径ddl250nundaddl+2ha250+2X2254nundl(L8~2)d(1.8〜2)X1632nunB(z-l)Xe+2Xf(44)X12+2X750nmiL(1.5~2)d(1.5~2)X1632mm第六部分齿轮传动的设计第六部分齿轮传动的设计6.1高速级齿轮传动的设计计算.选精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。2）一般工作机器，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数zi=24,大齿轮齿数Z2=24X5.06=121.44,取Z2=1210（4）初选螺旋角0=14°o（5）压力角a=20°。2.按齿而接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即3/2KH（T1u±lfZHZEZsZP\dit三A/XTXvWd\[%]71）确定公式中的各参数值。①试选载荷系数Knt=L3。②计算小齿轮传递的转矩Ti=25.88N/m③选取齿宽系数6d=1o④由图查取区域系数Zh=2.44。⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa%⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zi。端面压力角：at=aictan(tanan/cosp)=aictaii(taii20°/cos14")=20.561Qatl=arccos[zicosat/(zi+211an*cosp)]=aiccos[24Xcos20.561°/(24+2X1Xcosl4°)]=29.982°aat2=arCCOS[Z2COSat/(Z2+211an#COSP)]=aiccos[121Xcos20.56r/(121+2X1Xcosl4°)]=22.853°端而重合度：8a=[zi(tana3ti-tanat)+Z2(tanaat2-tanat)]/2n=[24X(taii29.982°-tan20.561o)+121X(tan22.853°-tan20.561°)]/2n=1.663轴向重合度：邱=4>dZitanp/n=1X24Xtan(14")/n=1.905重合度系数：⑦由式可得螺旋角系数Zp=#osB=，cosl4=0.985⑧计算接触疲劳许用应力[gh]查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为QHixml=600MPa、QHhm?=550MPao计免应力循环次数：小齿轮应力循环次数:Ni=60iikth=60X631.11X1X5X300X1X8=4.54X10s大齿轮应力循环次数：N2=60iikth=Ni/u=4.54X108/5.06=8.98X10-查取接触疲劳寿命系数:Khni=0.9、Khn2=O.93«取失效概率为1%,安全系数S=l,得:

[Gh]1=KHN10Hlunl0.9X600=540MPaK[Gh]1=KHN10Hlunl0.9X600=540MPaKHN20Hlini2[同2= §0.93X550 j =511.5MPa取[oh]i和[gh]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[qh]=[。吐=511.5MPa2）试算小齿轮分度圆直径2X1.3X25.88X10005.06+1(2.44X189.8X0.664X0.985121X5.06*1511.5}=30.459mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度v=1.01ni/s714产]_K=1.01ni/s60X1000=60X1000②齿宽bb=*ddlt=1X30.459=30.459mm2）计算实际载荷系数Kh①由表查得使用系数Ka=1.25。②根据v=1.01m/s、8级精度，由图杳得动载系数Kv=1.08。③齿轮的圆周力Fd=2Ti/dit=2X1000X25.88/30.459=1699334N

KARi/b=1.25X1699334/30.459=69.74N/rnin<100N/nmi查表得齿间载荷分配系数Kh«=1.4o④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，Khp=1.339。则载荷系数为：Kh=KaKvKhoKhp=1.25X1.08XL4X1339=2.5313）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径=38.033mm=38.033mm及相应的齿轮模数mn=dicosp/zi=38.033Xcosl4°/24=1.538nun模数取为标准值m=2nmio3.几何尺寸计算(1)计算中心距(zl+z2)nui(24+121)X2a=q-=773=149.434mm2cosp2Xcosl4中心距圆整为a=150mm。（2）按阅整后的中心距修正螺旋角(zl+z2)nuiP=arccos —(zl+z2)nuiP=arccos —arccosv2X150-=14.843°即：p=14°50’35"zan1ndi=zan1ndi= 7Tcosp24X2cosl4.8430=49.655mmz2mn121X2d:=T=ly1QA^o=250.345nuncospCOS14.843(4)计算齿轮宽度b=CTdXdi=1X49.655=49.655mm取b2=50mm、bi=55mm。4.校核齿根弯曲疲劳强度(1)齿根弯曲疲劳强度条件2KFT1YFaYSaY£Y3cos2PQF=3-2W0]1)确定公式中各参数值①计算当量齿数Zvi=Zi/cos3p=24/cos314.843=26.569Zva=Z2/cos3p=121/cos314.843=133.955②计算弯曲疲劳强度的重合度系数K基园螺旋角：0b=arctan(tanpcosat)=arctan(tanl4.843°Xcos20.561°)=13.936,当量齿轮重合度：£av=£a/cos2Pb=1.663/cos213.936°=1.765轴面重合度：印=<l)dZitanp/Ji=lX24Xtanl4.843°/兀=2.025重合度系数：Y«=0.25十0.75/£皿=0.25+0.75/1.765=0.675③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YpB14.843Yp=1-£P|2q=1-2.025X=0.75④由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFai=2.58YFa2=2.16YSai=1.62Ysa2=L83⑤计算实际载荷系数Kf由表查得齿间载荷分配系数KFa=1.4根据Khp=1.339,结合b/h=11.11查图得Kfp=1.309则载荷系数为Kr=KaKvKfoKfp=1.25X1.08X1.4X1.309=2.474⑥计算齿根弯曲疲劳许用应力［of］查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为bFhml=500MPa、QFlun2由图查取弯曲疲劳寿命系数Kfni=0.85、KFN2=0.89取安全系数S=L4,得KFN10F111111［同=§r、KFN2°Fhm2［田］2=g2）齿根弯曲疲劳强度校核2KFTlYFaYSaYsYPcos2p2X1000X2.474X25.88X2.58X1.62X0.675X0.75cos214.843°0.85X5001.40.89X380-L4-=303.57MPa=241.57MPa=54.946MPaW［qf］i380MPa。321X2JX24Z2KFTlYFaYSaYeYPcosP6dmi/i2X1000X2.474X25.88X2.16X1.83X0.675X0.75cos214.843°二321X2JX24Z=51.964MPaW[gf]2齿根弯曲疲劳强度满足要求。.主要设计结论齿数zi=24、Z2=121,模数m=2mm,压力角a=20°,螺旋角p=14.843°=14°50'35",中心距a=150mm,齿宽bi=55mm、b?=50mm。.齿轮参数总结和计算代号名称计算公式高速级小齿轮高速级大齿轮模数m2mm2mm齿数z24121螺旋角B左14°50135”右14°50'35"齿宽b55mm50mm分度圆直径d49.655mm250.345mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高hamXha2mm2mm齿根高hfmX(ha+c)2.5mm2.5mm全齿高hha+hf4.5mm4.5mm齿顶圆直径dad+2Xha53.655mm254.345mm

齿根网直径dfd-2X齿根网直径dfd-2Xhf44.655mm245.345mm6.2低速级齿轮传动的设计计算.选精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为40cl（调质），齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。2）一般工作机器，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数Z3=25,大齿轮齿数Z4=25X3.9=97.5,取乙=98。（4）初选螺旋角。=13°o（5）压力角a=20°o.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即1）确定公式中的各参数值。①试选载荷系数K氏=1.3。②计算小齿轮传递的转矩T2=125.75N/m③选取齿宽系数6d=l。④由图查取区域系数Zh=2.45o⑤查表得材料的弹性影响系数Ze=189.8MPa12o⑥计算接触疲劳强度用重合度系数乙。端面压力角：at=aictan(tanan/cosp)=aictan(taii20°/cosl3°)=20.482°aatl=aiCCOS[Z3COSat/(Z3+211an*COSp)]=arccos[25Xcos20.482°/(25+2X1XcosB0)]=29.661°aat2=aiCCOS[Z4COSat/(Z4+211an*COSP)]=arccos[98Xcos20.482°/(98+2X1Xcosl3°)]=23.293°端面重合度：8a=[Z3(tanaati-tanat)+Z4(tana3t2-tanat)]/2n=[25X(tan29.661°-tan20.482°)+98X(taii23.293°-taii20.482°)]/2n=1.668轴向重合度：cp=<1)dZjtanp/n=1X25Xtan(13°)/n=1.837重合度系数：/)品/4-1.668L837==7^-(14837)+,=0,671⑦由式可得螺旋角系数Zp=yjcosB=>/cosl3=0.987⑧计算接触疲劳许用应力[gh]杳得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为bHixml=600MPa、6111m2=550MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数:N3=60iikth=60X124.73X1X5X300X1X8=8.98X107大齿轮应力循环次数：N4=60iikth=Ni/u=8.98X107/3.9=2.3X107查取接触疲劳寿命系数:Khni=0.93、Khn2=0.95o

取失效概率为1%,安全系数S=l,得:rIK取失效概率为1%,安全系数S=l,得:rIKHN1°HhmlL^hJi= §0.93X6001=558MPar[KHN2°Hlim2[Qh]2= §_0.95X550二1=522.5MPa取[qh]i和[oh]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[oh]=[cth]2=522.5MPa2）试算小齿轮分度圆直径_3/2XL3X125.75X10003.9+1(2.45X189.8X0.671X0.98715=1X3.9Xl522.5)=52.257mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度vndltn2ndltn2V=60X1000_■X52.257X124.73二60X1000=0.34m/s②齿宽bb=.d.=1X52.257=52.257mmaIt2）计算实际载荷系数Kh①由表查得使用系数Ka=1.25。②根据v=0.34m/s、8级精度，由图查得动载系数Kv=1.02。③齿轮的圆周力Fri=2T2/dit=2X1000X125.75/52.257=4812.752NKAFti/b=1.25X4812.752/52.257=115.12N/nmi>100N/nun查表得齿间载荷分配系数KHa=1.4O④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，Khp=1.454o则载荷系数为：Kh=KaKvKhoKhp=1.25X1.02X1.4X1.454=2.5953）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径及相应的齿轮模数nin=dicosp/zs=65.797Xcosl3°/25=2.564nun模数取为标准值m=3mm。.几何尺寸计算（1）计算中心距（z3+z4）nm（25+98）X3a=q-==189.348mm2cos32Xcosl3中心距网整为a=190nun。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角（z3十z4）nm（25十98）X3P=aiccosL—=310005-=13.827°232XlyU即：p=13°49’37"（3）计算大、小齿轮的分度圆直径z3mn25X3di==q”。=77.236nimcosPcosl3.827z4mn98X3d2=t=110C。=302.765mincospcosl3.827（4）计算齿轮宽度b=<1>dXdi=1X77.236=77.236nnn取b?=78mm、bi=83mm。.校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件2KFT2YFaYSaYspcos23.GF=0W回］*dmnz31）确定公式中各参数值①计算当量齿数Zv3=Zs/cos3p=25/cos313.827=27.303Zv4=ZVcos3P=98/cos313.827=107.029②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Ye基圆螺旋角：Pb=aictan（tanpcosat）=aictan（tan13.827°Xcos20.482°）=12.984r当量齿轮重合度：8av=£a/cos2Pb=1.668/cos212.984°=1.757轴面重合度：印=<t>dZjtanp/n=1X25Xtanl3.827°/n=1.959重合度系数:

Ye=0.25+0.75/£av=0.25+0.75/1.757=0.677③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YpYp==I_959X"7=0.774④由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数丫加=2.56YFa2=2.17Ysal=1.62Ysa2=L83⑤计算实际载荷系数Kf由表查得齿间载荷分配系数Kra=1.4根据Knp=1.454,结合b/h=11.56查图得Kfp=1.424则载荷系数为Kf=KaKvKfcxKfp=1.25X1.02X1.4X1.424=2.542⑥计算齿根弯曲疲劳许用应力[of]380MPao查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为6皿1=500MPa、380MPao由图查取弯曲疲劳寿命系数Kfni=0.89、Kfn:=0.93取安全系数S=L4,得r、Kr、KFN10Fliml

口中= s KFN2°F11H12

［同2= §2）齿根弯曲疲劳强度校核2KvT0YrYQYYocos2PF2FaSa£b ；~F2gfi=0.89X500—有一=317.86MPaJL•10.93X380——=252.43MPa_2义XOOX2.542X125.75义2.56XL62X0.677X0.774cos213.82701X33X252=77.632MPaW[cF]i2KFT2YFaYSaY£Ypcos2P*dmnz32X1000X2.542X125.75X2.17X1.83X0.677X0.774cosz13.827°=321X3JX25Z=74.335MPa.[gf]2齿根弯曲疲劳强度满足要求。.主要设计结论齿数Z3=25、乙=98,模数m=3mm,压力角a=20°＞螺旋角P=13.827°=13°49'37”,中心距a=190mm,齿宽b3=83mm、b4=78mmo.齿轮参数总结和计算代号名称计算公式低速级小齿轮低速级大齿轮模数m3mm3mm齿数z2598螺旋角B左13°49'37”右13°49'37”齿宽b83mm78mm分度圆直径d77.236mm302.765mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高hamXha3mm3mm齿根高hfmX(ha+c)3.75mm3.75mm

全齿高hha+hf6.75mm6.75mm齿顶圆直径dad+2Xha83.236mm308.765mm齿根圆直径dfd-2Xhf69.736mm295.265mm第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计7.1输入轴的设计.输入轴上的功率Pi、转速川和转矩TiPi=1.71KWm=631.11r/muiTi=25.88Nm.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=49.655niin则:Fr=FtX2T]dl2X25.88X1000= 49.655=Fr=FtX2T]dl2X25.88X1000= 49.655=1042.4Ntauan

cos3=1042.4X0tan200cosl4.843=392.5NFa=Fttanp=1042.4Xtanl4.843°=276.1N.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，调质处理，根据表，取

Ao=112,得:dmm=AoX3P13|1Ao=112,得:dmm=AoX3——=112Xa/7mT=15,6nun\l1.11nl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5乐故选取:dm=16nun.轴的结构设计图.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足大带轮的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，故取11=111段的直径d23=21mm：左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=26nmio大带轮宽度B=50mm,为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故『II段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取112=48mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据d"=21mm,由轴承产品目录中选择角接触球轴承7205C,其尺寸为dXDXT=25X52X15mm,故d34=d78=25mm,取挡油环的宽度为15,则134=178=15+15=30ninio轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得7205c型轴承的定位轴肩高度h=3mm,因此，取d45=d67=31mm。3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以卜6=B=55mm,ds6=di=49.655min4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离，取123=5011111】。5）取齿轮距箱体内壁之距离八=16nun,低速小齿轮和高速小齿轮之间的距离c=12mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,已知低速小齿轮的宽度b3=83mm,则145=b3+c+A+s-15=83+12+16+8-15=104nun167=A+s-15=9mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）:根据7205C轴承查手册得a=12.711UH带轮中点距左支点距离Li=（50/2+50+12.7）iniii=87.7nim齿宽中点距左支点距离L2=（55/2+30+104-12.7）nun=148.8mm齿宽中点距右支点距离L3=（55/2+9+30-12.7）111111=53.8nini2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：「FtL31042.4X53.8Fnhi=L27L3=148.8-53.8=276.8NFtL21042.4X148.8Fni^=L2H3=-148.8^53.8"=76y6N垂直面支反力（见图d）：FiL3+Fad1/2-Fp(L1+L2十L3)L2+L3392.5X53.8+276.1X49.655/2-416.73X(87.7十148.8+53.8)-59.1NFrL2-Fadl/2+FpLl392.5X148.8-276.1X49.655/2十416.73X87.7F"=L2+L3=148.8+53.8434.8N3)计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：Mh=FnhL=276.8X148.8Nnun=41188Nnmi截面A处的垂直弯矩：Mvo=FpLi=416.73X87.7Nnim=36547Nmin截面C处的垂直弯矩：Mvi=FnviL2=-459.1X148.8Nnirn=-68314NnunMv2=FNV2L3=434,8X53.8Nnun=23392Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截而C处的合成弯矩:Ml=yMH+MV1=79770NnmiM2=a/M^+My2=47367Nmm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a=0.6,则有:

ClTl)2、7977o2十ClTl)2、7977o2十(0.6X25.88X1000)20.1X49.6553MPa=6.6MPa^[o-i]=60MPa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）。轴的弯拉受力图如下:7.2中间轴的设计1.求中间轴上的功率P?、转速n?和转矩T?P2=1.64KW112=124.73i7nunT2=125.75Nm2.求作用在齿轮上的力己知高速级大齿轮的分度圆直径为:d2=250.345111111则:=1004.6N2T2=1004.6N一二250345d2tanaFL"哥0taii20=1004.6tanaFL"哥cosl4.843Fai=Ftitanp=1004.6Xtan14.843°=266.1N已知低速级小齿轮的分度圆直径为:ds=77.236imn则:2X125.75X1000d377.2362X125.75X1000d377.236=3256.3Ntana%=Ft2X店tana%=Ft2X店11=32563Xtau200=1220.5Ncosl3.827Fa2=Ft2tanp=32563Xtanl3.827°=801N3.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，调质处理，根据表，取:Ao=107,得:dmm=A.0X3匡历话124.73=25.3nimn2.L56)45L23J.U2「4.轴的结构设计图165.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径52和d56,因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参照I：作要求并根据&迹=25.3nun由轴承产品目录中选取角接触球轴承7206C,其尺寸为dXDXT=30X62X16nun,故di2=d56=30mm。2)取安装大齿轮处的轴段VTI的直径山5=35mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度B=50mm,为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取1"=48mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2〜3)R,由轴径d45=35nun查表，得R=1.6mm,故取h=4mm,则轴环处的直径d34=43mm。轴环宽度b21.4h,取1；4=14.5mm。3)左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得7206c型轴承的定位轴肩高度h=3mm,因此，取d23=35mm。4)考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为B=83mm,为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取I=81mm。5)取齿轮距箱体内壁之距离A=16niiii,高速小齿轮和低速小齿轮之间的距离c=12mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=16mm,则112=T十A十s十2=16+16+8+2=42nun167=T2T+s+A+2.5+2=16+8+16+2.5+2=44.5nun至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1)作轴的计算简图(见图a):根据7206C轴承查手册得a=14.2mni高速大齿轮齿宽中点距左支点距离Li=(50/2-2+44.5-14.2)niiii=53.3mm中间轴两齿轮齿宽中点距离L2=(50/2+14.5+83/2)nmi=81nun低速小齿轮齿宽中点距右支点距离Ls=(83/2-2+42-14.2)iimi=67.3mm2)计算轴的支反力：水平面支反力(见图b)：Ftl(L2+L3)+Ft2L31004.6X(81+67.3)十3256.3X67.3Fnhi=L1+L2+L3=53.3十81十67.3=1826N「FHLl+Ft2(Ll十L2)1004.6X53.3十3256.3X(53.3+81)Fnh2=L1+L2+L3=53.3+81+67.3=24349N垂直面支反力(见图d)：广Fr1(L2+L3)十Fa1d2/2-Fr2L3+Fa2d3/2FNXq=L1+L2+L3

=189.5N=-1031.7N378.3X(81+67.3)+266.lX250.345/2-1220.5X67.3+801X77.236/2

533+81+67.3=189.5N=-1031.7NFi1L1-Fa1d2/2・Fi2(L1+L2)・Fa2d3/2

L1+L2+L3378.3X533-266.1X250.345/2-1220.5X(53.3+81)-801X77.236/2533+81+67.33）计算轴的弯矩，并做弯矩图:截面B、C处的水平弯矩:Mhi=FnhiLi=1826X533Nnun=97326NnunMh2=FNH2L3=2434.9X67.3Nimn=163869Ninin截面B、C处的垂直弯矩：Mvi=FnviLi=189.5X53.3Nnun=10100NnunMv2=FNV2L3=-1031.7X673Nnun=-69433Nmm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:MlMl=M41MlM2=@42*2=97849Nmm=177972Nmm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a=0.6,则有:Mcabg=w°T2)2 [978492十(0.6Mcabg=w°T2)2 [978492十(0.6X125.75X1000)20.1X353MPa=28.8MPa^[c-i]=60MPa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：

a)a)7.3输出轴的设计.求输出轴上的功率P3、转速1】3和转矩13

Ps=1.57KW113=31.98r/nunT3=470.96Nm.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为:2T3Ft=d2T3Ft=d4tananR=RX标2X470.96X1000302.765=3111.1N0taii20=3111.IXq=1166.1NcosB.827Fa=Fttanp=3111.1Xtanl3.827°=7653N.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，调质处理，根据表，取:Aomin=AoX3min=AoX3P33/T57-=112X^/3T98=41mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处釉的直径由2,为了使所选的轴直径52与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Ts=KaT3,查表，考虑转矩变化小，故取Ka=L5,则:Tea=KaT3=1.5X470.96=706.4Nm按照计算转矩Tc应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T4323-2002或手册，选用LT8型联轴器。半联轴器的孔径为45mm故取52=45mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mine..轴的结构设计图.根据轴向定位的要求确定轴的各段宜径和长度1）为了满足半联釉器的轴向定位要求，bII轴段右端需制出一轴肩，故取段的直径d23=50nun：左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=55nlm.半联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故『II段的长度应比L略短一些，现取h2=82rniiio2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据d23=50mni,由轴承产品目录中选取角接触球轴承7211c，其尺寸为dXDXT=55nunXlOOmmX21mm,故d34=d7s=55mm,取挡油环的宽度为15,则I”=21+15=36mm左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得7211C型轴承的定位轴肩高度h=4.5min，因此,取山5=64mm。

3）取安装齿轮处的轴段VI-VII段的直径d67=60mm：齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知低速大齿轮轮毂的宽度为B=78mm,为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取％=76mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=（2〜3）R,由轴径d67=60nim查表，得R=2mm,故取h=6mm,则轴环处的宜径d56=72mm。轴环宽度b21.4h,取156=12mm。4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离，取3=50nmic5）取齿轮距箱体内壁之距离八=16nun,低速小齿轮和高速小齿轮之间的距离c=12mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,己知滚动轴承的宽度T=21mm高速大齿轮轮毂宽度B2=50mm,则145=B2+c+5+2.5+Ah-s-156-15=50+12+5+2.5+16+8-12-15=66.5nmi178=T+s+A+2.5+2=21+8+16+2.5+2=49.5mni至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。.轴的受力分析和校核：1）作轴的计算简图（见图a）:根据7211C轴承查手册得a=20.9mm齿宽中点距左支点距离L2=（78/2+12+66.5+36-20.9）nmi=132.6mm齿宽中点距右支点距离L3=（78/2-2+49.5-20.9）mm=65.6mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：=1029.7NFnhi=L2+L3132.6+65.6FtL3_=1029.7NFnhi=L2+L3132.6+65.6=2081.4N_FtL2_311L1X132.6=2081.4NFnh2=L2+L3=132.6+65.6垂直面支反力（见图d）:=970.5N=-195.6NFiL3+Fad2/21166.1X65.6+7653X=970.5N=-195.6N"=~L2+L3-=132.6+65.6Fad2/2-FrL2765.3X302.765/2-1166.1X132.62=L2+L3-=132.6+65.63）计算轴的弯矩，并做弯矩图:截面C处的水平弯矩:Mh=FnhiL2=1029.7X132.6Nnim=136538Nnirn截面C处的垂直弯矩：Mvi=FnviLz=970.5X132.6Nnun=128688NimnMv2=FNV2L3=-195,6X65.6Nnun=-12831Nnun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:Mi=m]+m91=187625Nnmi

riV1M?==137140NnunriVZ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a=0.6,则有:McaOca=w0T3)2 4876252w=McaOca=w0T3)2 4876252w=一(0.6X470.96X1000)20.1X643MPa=12.9MPa^[c-i]=60MPa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：9)第八部分键联接的选择及校核计算输入轴键选择与校核校核大带轮处的键连接：该处选用普通平犍尺寸为：bXhX1=5minX5mmX45mm,接触长度:1=45-5=40mm,则键联接所能传递的转矩为：T=0.25hld[GF]=0.25X5X40X16X120/1000=96NmT^Ti,故键满足强度要求。中间轴键选择与校核1）中间轴与高速大齿轮处键该处选用普通平键尺寸为：bXhX1=lOnniiX8nmiX45nini,接触长度:1'=45-10=35mm,则键联接所能传递的转矩为：T=0.251ild[GF]=0.25X8X35X35X120/1000=294NmT2T2,故键满足强度要求。2）中间轴与低速小齿轮处键该处选用普通平键尺寸为：bXhX1=lOmmX8mmX70mm,接触长度:1=70-10=60nun,则键联接所能传递的转矩为：T=0.251ild[QF]=0.25X8X60X35X120/1000=504NmT2T2,故键满足强度要求。8.3输出轴键选择与校核1）输出轴与低速大齿轮处的键该处选用普通平键尺寸为：bXhX1=18mmXllmmX70mm,接触长度:1=

70-18=52mm,则键联接所能传递的转矩为:T=0.