二级直齿圆柱齿轮减速器及带式运输机传动系统中的二级圆柱齿轮减速器

课程设计——同轴式二级减速器第页机械设计课程设计计算说明书设计题目：二级直齿圆柱齿轮减速器学院：机电工程学院班级：农机一班学号：姓名：学校：海南大学指导老师：设计题目：二级斜齿圆柱齿轮减速器设计要求：运输带工作拉力：运输带工作速度：卷筒直径：设计简图：电动机的选择1.选择电动机的类型按工作要求选用JO2系列三相异步电动机，卧式封闭结构。电源的电压为380V。2.选择电动机功率根据已知条件，工作机所需要的有效功率为：其中F:运输带工作拉力V:运输带工作速度电动机所需要的功率为:式中为传动系统的总功率:轴承传动效率，圆柱齿轮传动效率(设齿轮精度为8级),工作机传动效率,联轴器效率,代入上式得：电动机所需要的功率为:因载荷平稳,电动机额定功率略大于即可.选电动机功率为4kw，JO2系列电动机。3确定电动机转速卷筒轴工作转速：选取电动机型号为，其主要参数见表1：同步转速（）额定功率（）满载转速（）10004．09601．81．8传动比的分配及参数的计算1总传动比2分配传动装置各级传动比圆柱齿轮减速器高速级的传动比:因为所以高速级传动比：低速级传动比:3传动装置的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速,功率和转矩计算如下:1Ⅰ轴（高速轴／电动机轴）2Ⅱ轴(中间轴)3Ⅲ轴(低速轴)表2-1传动系统的运动和动力参数参数Ⅰ轴(高速轴)Ⅱ轴（中间轴）Ⅲ轴（低速轴）转速nr/min960271.186114.9功率P(kw)3.533.363.19转矩T(N.m)35.12118.32265.14传动比i3.542.36齿轮传动的计算1.传动一齿轮的确认1选精度等级,材料及齿数.运输机一般工作机器速度不高,故选用8级精度

(1).选择材料及热处理方法选中碳钢:45钢热处理方法:小齿轮调制处理(280HBS)、大齿轮调制处理(240HBS)硬度差HBS=280-240=40HBS(3)选小齿轮齿数大齿轮齿数(3).选取螺旋角初选螺旋角15°2按齿面接触强度设计根据[4]按式(10-21)试算即(1).确定公式内的各计算值.试选由[4]图10-30选取区域系数=2.45由[4]图10-26查得则有查[4]表10-7选取齿宽系数查[4]表10-6查得材料的弹性影响系数由[4]图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限由[5]式10-13计算应力循环次数由[4]图10-19查得接触疲劳系数,对接触疲劳强度计算,点蚀破坏后不会立即导致不能继续工作的后果,故可取.按(10-12)计算接触疲劳许用应力:许用接触应力:(2)．计算①试计算小齿轮分度圆直径.②计算圆周速度③计算齿宽b及模数④计算纵向重合度⑤计算载荷系数k.由[4]表10-2查得使用系数又根据v=2.07,8级精度，由[4]图10-8查得系数=1.2由表10-4查得由图10-13查得由[4]表10-3查得故载荷系数⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径.由[5]式(10-10a)得⑦计算模数3按齿根弯曲强度设计由[4]式(10-17)(1).确定计算参数①计算载荷系数根据纵向重合度从[4]图10-28查得螺旋角影响系数②计算当量齿数③查取齿型系数和应力校正系数由[4]表10-5查得,,,④计算大小齿轮的并加以比较.1).由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限.大齿轮的弯曲疲劳强度极限.2).由[4]图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，3).计算弯曲疲劳许用应力,取弯曲疲劳安全系数由[4]式10-12得:故比较得大齿轮值大.(2).设计计算对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,而=2.5mm,已经可以满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆圆直径来计算应有的齿数.于是由取则4几何尺寸计算(1).计算中心距将中心距圆整为115mm.(2).按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多,故参数、、等不必修正.(3).计算大小齿轮的分度圆直径(4).计算齿轮宽度圆整后得2斜齿轮传动1选精度等级,材料及齿数.运输机一般工作机器速度不高,故选用8级精度(1).选择材料及热处理方法选中碳钢:45钢热处理方法:小齿轮调制处理(280HBS)大齿轮调制处理(240HBS)硬度差HBS=280-240=40HBS(2).选小齿轮齿数大齿轮齿数(3).选取螺旋角初选螺旋角2按齿面接触强度设计按[4]式(10-21)试算,即(1).确定公式内的各计算值.试选由[4]图10-30选取区域系数由[4]图10-26查得则有查[4]表10-7选取齿宽系数查[4]表10-6查得材料的弹性影响系数由[4]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限由[5]式10-13计算应力循环次数由[4]图10-19查得接触疲劳系数,对接触疲劳强度计算,点蚀破坏后不会立即导致不能继续工作的后果,故可取.按(10-12)计算接触疲劳许用应力:许用接触应力:(2)．计算①试计算小齿轮分度圆直径.②计算圆周速度.③计算齿宽b及模数④计算纵向重合度⑤计算载荷系数k.由[4]表10-2查得使用系数根据v=0.92,8级精度由[4]图10-8查得系数=1.12由表10-4查得由表10-13查得由[4]表10-3查得故载荷系数⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径.由[5]式(10-10a)得⑦计算模数3按齿根弯曲强度设计由[4]式(10-17)(1).确定计算参数①计算载荷系数根据纵向重合度从图[4]10-28查得螺旋角影响系数②计算当量齿数③查取齿型系数和应力校正系数由[4]表10-5查得,,,④计算大小齿轮的并加以比较.1).由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限.大齿轮的弯曲疲劳强度极限.2).[4]由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数3).计算弯曲疲劳许用应力,取弯曲疲劳安全系数由[4]式10-12得:故比较得大齿轮的数值大.(2).设计计算对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,而=3.0mm,已可满足弯曲强度.但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆圆直径来计算应有的齿数.于是由取则有4几何尺寸计算(1).计算中心距将中心距圆整为130mm.(2).按圆整后的中心距修正螺旋角.因值改变不多,故参数、、等不必修正.(3).计算大小齿轮的分度圆直径(4).计算齿轮宽度圆整后得四．轴的设计及校核选取轴的材料为45钢,调制处理.1Ⅰ轴的结构设计1初步确定轴的最小直径按[4]式15-2初步估算轴的最小直径.根据表15-3取，于是得:输出轴的最小直径显然是安装连轴器的,为使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应,需同时选取联轴器型号.联轴器的转矩,查表14-1,取=1.3则有按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查标准选用HL2型弹性套柱销联轴器,其最大转矩为250000。所以其直径和长度有图表示为：2Ⅱ轴的结构设计及校核已知：Ⅱ轴的功率，1求作用在齿轮上的力已知：斜齿小齿轮分度圆直径斜齿大齿轮分度圆直径大斜齿轮上的作用力有：小斜齿轮上的作用力有：2初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。初步估算轴的最小直径查表（15—3）取=1203轴的结构设计及校核（1）拟定轴上零件装配方案（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度①为了满足轴向定位的要求，左端轴承用轴承端盖和挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。②初步选择滚动轴承因轴承同时受径向和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承，参照工作要求根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承7207型，其尺寸为：则其轴半径和长度有图所示：（3）、轴上零件的周向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接，按查手册，查得平键截面（GB/T1095～1979）。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，同样，联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的。（4）、确定轴上圆角和倒角尺寸参考[4]=2\*ROMANII表（15—2），取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径为2mm.（5）、求轴上的载荷1）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值，对于7207型圆锥滚子轴承查得，因此，作为简支梁的轴的支承跨距：2）作水平弯矩图①求支反力，②求弯矩3）作垂直平面的弯矩图①求支反力，②求弯矩4）合成弯矩5）作扭矩图6）按弯扭组合成的应力校核轴的强度对称循环变应力时根据[4]式（15—4）按[4]表（15—1）查得由表（15—1）查得3Ⅲ轴的结构设计1初步确定轴的最小直径查[4]表（15—3）=1102拟定轴上零件装配方案轴上装配有:斜齿轮,单列圆锥滚子轴承,套筒,联轴器,轴承端盖,螺栓.3根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度为了满足要求,轴的最小直径显然是安装联轴器，为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩查表（14—1），考虑转矩变化很小，故取则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩条件，查标准（GB/T4323—1984）选用HL3型弹性套柱销联轴器。其最大转矩为,联轴器的孔径，故选，联轴器长度L=70mm，联轴器与轴配合的毂孔长度，为使轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故第二段长度应比略短一些，现选。第二段安装轴承,右端采用轴肩定位,左端采用端盖定位,选。根据，由轴承产品目录中选用0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承7209型，其尺寸为第五章传动零件及轴承的润滑、密封的选择1齿轮润滑的选择齿轮的圆周速度，可选用浸油润滑，浸油润滑是将传动件一部分浸入油中，传动件回转时，粘在其上的润滑油被带到啮合区进行润滑。同时，油池中的油被甩到箱壁上可以散热，箱体内应有足够的润滑油以保证润滑及散热需要。润滑油选全损耗系统用油（GB443—1989）代号：L—AN22，在40℃时，运动粘度为。凝点（倾点）不低于-5℃，闪点（开口）不低于150℃。主要用途用于小型机床齿轮箱，传动装置轴承，中小型电机风动工具等。2滚动轴承的润滑对齿轮减速器，当浸油齿轮的圆周速度时，滚动轴承宜采用脂润滑。当齿轮的圆周速度时，滚动轴承多采用油润滑。滚动轴承选钙钠基润滑脂（ZBE36001—1988）ZGN—2。滴点不低于135℃.主要用途用于工作温度在80℃～100℃，有水分或较潮湿环境中工作的机械润滑。多用于铁路、机车、列车等滚动轴承（温度较高者）润滑，不适合低温工作。3减速器的密封减速器需要密封的部位一般有伸出处、轴承室内侧、箱体接合面和轴承盖、检查孔和排油孔接合面等处。1轴伸出处的密封为了防止润滑油漏出和外界杂质、灰尘等侵入轴承室的密封效果。毡圈式密封简单、价廉，但对轴颈接触面的摩擦较严重。主要用于脂润滑及密封处轴颈圆周速度较低（一般不超过）的油润滑。2箱体结合面的密封为了保证箱座、箱盖联接处的密封联接，凸缘应有足够的宽度，结合面要经过精刨或刮研。联接螺栓间距不应过大以保证压紧力。为了保证轴承孔的精度，剖分面间不得加垫片，只允许右剖面间涂以密封胶。为提高密封性，左箱座凸缘上铣出回油沟,使渗入凸缘联接缝隙面上的油重新流回箱体内。铸造箱体材料一般多用铸铁HT150或HT200，铸造箱体较易获得合理和复杂的结构形状，刚度好易进行切削加工。4减速器箱体结构尺寸机座壁厚取机盖壁厚取机座凸缘厚度机盖凸缘厚度机底凸缘厚度地脚螺栓直径取地脚螺栓数目轴承旁连接螺栓直径取盖与座连接螺栓直径取联接螺栓的间距轴承端盖螺钉直径取窥视孔盖螺栓直取定位销直径至外机壁距离至凸缘边缘距离轴承外径：轴承旁连接螺栓距离：轴承旁凸台半径箱外壁至轴承座端面距离：机盖,机座筋厚：大齿轮顶圆与箱内壁间距离：参考文献[1]王之栎.机械设计课程设计.机械工业出版社[2]银金光.机械设计课程设计.中国林业出版社[3]濮良贵.机械设计基础.高等教育出版社[4]徐锦康.机械设计零件手册.高等教育出版社[5]卢颂蜂.机械零件课程设计.清华大学[6]殷玉枫.机械设计.高等教育出版社[7]朱家诚.机械设计课程设计.合肥工业大学出版社[8]黄义俊.机械设计基础课程设计.浙江大学出版社[9]陈秀宁、施高义.机械设计课程设计.浙江大学出版社[10]林昌华、张海兵.机械设计课程设计.重庆大学出版社[11]孔凌嘉.机械基础综合课程设计.北京理工大学出版社机械设计课程设计第2学期姓名：班级：指导教师：成绩：目录1.设计目的·············································（3）2.设计方案·············································（3）3.传动装置的总体设计····································（4）3.1电机选择·········································（4）3.2传动装置的总传动比及分配·························（5）3.3传动装置各轴的运动机动力参数······················（6）传动件的设计··········································（7）4.1V带的设计········································（7）4.2齿轮的设计·······································（9）5.轴及轴上零件的设计···································（10）5.1高速轴及轴上零件的设计、校核·····················（10）5.2中速轴及轴上零件的设计、校核·····················（17）5.3低速轴及轴上零件的设计、校核·····················（24）箱体结构的设计·······································（29）润滑设计·············································（30）密封类型的设计·······································（31）其他附件的设计·······································（31）参考文献············································（32）实验心得············································（33）一、设计目的：带式运输机传动系统中的二级圆柱齿轮减速器1）工作条件要求减速器沿输送带运动方向具有最小尺寸，单向运转，有轻微振动，两班制工作，使用期限10年。2）原始数据已知条件题号E1E2E3E4E5E6输送带拉力F（N）130013001400170017001800输送带速度v（m/s）0.680.80.750.850.750.8滚筒直径D(mm)3003603503803403653）设计工作量（1）设计说明书（2）减速器装配图（3）减速器零件图设计方案：三、传动装置的总体设计3.1电动机的选择设计内容计算及说明结果1、选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相鼠笼型异步电动机，其机构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V2、选择电动机的容量工作机的有效功率为：F=T/(D/2)=4750从电机到工作机输送带间的总效率为：式中，分别为联轴器，轴承，齿轮传动，卷筒和带的传动效率，由机械课程设计表可知=0.99，=0.98，=0.96，=0.96，=0.96=0.776所以电动机所需的工作功率为：=0.7763、确定电动机的转速按表推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比=8~60,而工作机卷轴筒的转速为：所以电动机的可选范围为：综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量和价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定使用同步转速为1500r/min的电动机根据电动机的类型、容量和转速，由电机产品目录或有关手册选定电动机的型号为Y100L1-4，其主要性能如下表所示:电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)Y100L1-42.214202.22.23.2计算传动装置的总传动比并分配传动比设计内容计算及说明结果1、总传动比2、分配传动比Ⅲ考虑润滑的条件，为使两级大齿轮相近，取=2,故：=23.3计算传动装置各轴的运动和动力参数设计内容计算及说明结果1、各轴的转数Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴r/min卷筒轴2、各轴的输出功率Ⅰ轴kwⅡ轴kwⅢ轴kw卷筒轴kw=5.1744kwkwkwkw3、各轴的输出转矩故Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴卷筒轴四、传动件的设计4.1减速器外传动部件V带的设计设计内容计算及说明结果1、带的型号和根数的确定额定功率P=KW取ka=1.1Pc=ka*p=4.7025kw根据功率pc和小带轮转速n1=710r/min查表得带型为普通V带A型普通V带V带A型2、主要参数的选择查表得dmin=75mm取小轮基准直径d1=90大轮基准直径d2=mm带速m/s初步确定中心距ao,即0.7（d1+d2）≤ao≥2（d1+d2）189≤ao≥540取ao=300基准长度mm查表得Ld=1000m实际中心距amm考虑到传动的安装、调整和V带张紧的需要，中心距的变动范围为:221mm~257mm小包角>1200即满足条件V带根数查表得Ka=0.98kl=1.06p0=0.3kw△p=0.03kw查表8-3得Y带的单位长度质量q=0.023kg/m,所以：初拉力N作用在带轮轴上的压力FqNd1=90d2=1806.7m/s=934mmLd=1000mm=333mm=1680Z=6=55.82N=674.6N4.2减速器内传动部件的设计4.2齿轮设计设计内容计算及说明结果1、选择材料、热处理方法及公差等级（1）选用直齿齿轮（2）大小齿轮均为锻钢，小齿轮材料为45钢（调质），硬度为250HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HBS。选用的精度等级为8级45钢小齿轮调质处理大齿轮调质处理8级精度2、计算传动的主要尺寸2、计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行计算，其设计公式为：1）选择材料及确定许用应力小齿轮45钢，硬度为250HBS,，大齿轮45钢，硬度为220HBS,，取SF=1.25SH=1.1ZH=2.5ZE=189.8MpaMpa2）按齿面接触强度设计齿轮按8级精度取载荷系数K=1.5，齿宽系数小齿轮传递转矩=44.2mm齿数取Z1=20,则Z2=4.06*20=81故实际传动比i=81/20=4.05模数mm齿宽mm取b2=45mmb1=40mm按表4-1取m=2.5,实际的mmmm中心距mm验算齿轮弯曲强度:查图得齿形系数YFa1=2.36YFa2=2.28Ysa1=1.68Ysa2=1.77故是安全的4）齿轮的圆周速度m/s对照11-2可知选用8级精度是合适的Z1=20Z2=81b2=45mmb1=40mmm=2.5mm=mm126.25mm1.875m/s五、轴及轴上零件的设计计算5.1高速轴的设计与计算设计内容计算及说明结果1、已知条件高速轴传递的功率p1=1.753kw，转速n1=710r/min，小齿轮分度圆直径d1=50mm，齿轮宽度b1=45mm2、选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调制处理45钢，调制处理3、初算轴径才由教材表14-2查得C=118~107，考虑到轴端既承受转矩又承受弯矩故取中间值C=110，则：轴和联轴器之间有一个键槽，轴径轴径应该增大5%，轴端最细处的直径：d1>14.8mm+14.8*0.05mm=15.5mmdmin=15.5mm4、结构设计轴的结构如图所示带轮及轴段I的设计:dmin=15.5mm电动机小轮的轴径为28mm，故大轮应不小于28mm取d=28mmV带与轴配合长度L=70mm为了保证轴承挡圈只压在V带轮上不压在轴的端面上，故轴段I的长度略短取LI=682）轴段II的设计：II段用于安装轴承端盖，轴承端盖的e=7.2mm（由减速器及轴的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与II段右端的距离为20mm。故取LII=34，因其右端面需制出一轴肩故取dII=32mm。轴承与轴段III和轴段VI的设计：考虑到齿轮有轴向力存在，且有较大的周向力和径向力作用，选用圆锥滚子轴承。轴段III安装轴承，其直径应即便于轴承安装，又符合轴承内径系列，现暂取轴承为30207，由此查表得d=35mm,外径D=72mm，宽度B=17mm,T=18.25mm,故dIII=30mmLIII=17+17=34mm。通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则dVI=30mm.齿轮及轴段IV的设计：该轴上安装齿轮，为了便于齿轮的安装，dv应略小于dIV，可初定dv=40mm，齿轮的分度圆直径比较小，采用实心式，齿轮宽度b1=45,为了保证套筒能顶到齿轮的右端面，该处轴径的长度应比齿轮宽度略短，取Lv=43mm.轴段IV的设计：齿轮左端采用轴间定位，定位轴间的高度：h=(0.06~0.1)dV=1.96~3.2=3mm轴间直径dIV=44mm,LIV=△1=10mm轴段VI的设计：dVI=30mm,LVI=17mmdI=28mmLI=68mmdII=32mmLII=34mmdIII=35mmLIII=34mmdIV=40mmLIV=43mmdv=44mmLv=10mmdVI=35mmLVI=17mm5、键连接轴上零件的周向定位：小齿轮做成齿轮轴的形式带轮与轴之间的定位均采用A型平键连接。查表得：V带选用的键尺寸为b*h*l=6*6*64.A型平键连接V带b*h*l=6*6*646、倒角如图所示，轴的两端倒角C1.5，其余图示。两端倒角C1.5其余图示7、轴的受力分析画轴的受力分析图，轴的受力分析分析图如图所示：已知：作用在齿轮上的圆周力径向力法相力齿轮的分度圆直径d=50mm作用在轴左端的外力F=744.2N求垂直面的支撑反力：水平面的支撑反力：F在支撑点产生的反力：外力F作用方向与带传动的布置有关，在具体位置尚未确定前，可按最不利的情况考虑，见（7）的计算绘垂直面的弯矩图：绘水平面的弯矩图：F产生的弯矩图：a-a截面F力产生的弯矩为：求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把与直接相加MA=+MAF=+41.1=70.1N.mM'A=+MAF=+41.1=62.57N.m求轴传递的转矩：N.mm求危险截面的当量转矩如图所示，a-a截面最危险，其当量转矩为：如认为轴的扭切应力是脉动循环应变力，取折合系数a=0.6，带入上式可得：计算危险截面处轴的直径轴的材料选用45钢，调质处理，由表14-1查得δB=650Mp,由表14-3查得[δ-1b]=60Mpa,则：考虑到键槽对轴的消弱，将d值加大5%，故：d=22.8*1.05=24mm<32mm满足条件MA=70.1N.mM'A=62.57N.m23.58N.m8、强度的校核因a-a处剖面左侧弯矩大，同时作用有转矩，且有键槽，故a-a左侧为危险截面其弯曲截面系数为：抗扭截面系数为：弯曲应力为：扭切应力为：按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数a=0.6则当量应力为：由表查得45钢调质处理抗拉强度极限=640Mpa，则由表查得轴的许用弯曲应力[δ-1b]=60Mpa,<[δ-1b],强度满足要求。9、键连接强度的校核V带处键连接的挤压应力为：取轴、键的材料都是钢，查表得[δp]=60~90Mpa,<[δp],强度安全10校核轴的寿命（1）计算轴承的轴向力由表查得：轴承30207的额定载荷Cr=54.2*103NCor=63.5*103N,e=0.37,Y=1.6则轴承1、2内部轴向力分别为：外部轴向力：Fae=502.3Fae+Fd2=502.3+522.3=1024.6>Fd1即：Fa1=Fae+Fd2=1024.6NFa2=Fd2=522.3N计算当量动载荷P即(3)校核轴承寿命查表得：fT=1.0fp=1.1>即满足使用寿命要求满足使用寿命要求5.2中轴的设计与计算设计内容计算及说明结果1、已知条件中间齿轮的功率为1.649kw，转速n2=174.88r/min,大齿轮的分度圆直径d1=202.5mm,大齿轮的分度圆直径d2=50mm2、选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调质处理材料45钢调质处理3、初选轴径由教材表14-2查得C=118~107，考虑到轴端既承受转矩又承受弯矩故取中间值C=110，则：轴和联轴器之间有一个键槽，轴径轴径应该增大5%，轴端最细处的直径：d1>22.5*1.05mm=23.6mm23.6mm4、结构设计轴的结构如图所示（1）轴段I和轴段V的设计：考虑到齿轮有轴向力存在，且有较大的周向力和，故选用圆锥滚子轴承，轴段I和轴段VI安装轴承，其直径应便于安装，有复合轴承内径系列，现暂取轴承30206查表得：d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,T=17.25mm，故取dI=dv=30mmLI=32mmLV=32mm大齿轮及轴段II的设计：该轴上安装齿轮，为了便于齿轮的安装，dv应略小于dII，可初定dII=40mm，齿轮的分度圆直径比较小，采用实心式，齿轮宽度b1=40,为了保证套筒能顶到齿轮的右端面，该处轴径的长度应比齿轮宽度略短，取LII=38mm.（3）轴段III的设计：考虑到高低速轴的配合及大小齿轮的定位取dIII=46mmLIII=32+17+6=55mm小齿轮及轴段IV设计：该轴上安装齿轮，为了便于齿轮的安装，dv应略小于dIV，可初定dIv=40mm，齿轮的分度圆直径比较小，采用实心式，齿轮宽度b1=45,为了保证套筒能顶到齿轮的右端面，该处轴径的长度应比齿轮宽度略短，取LIv=43mm.dI=dv=30mmLI=32mmLV=dII=40mmLII=38mmdIII=46mmLIII=55mmdIv=40mmLIv=43mm5、键连接轴上零件的周向定位：齿轮，带轮与轴之间的定位均采用A型平键连接。查表得：大齿均选用的键尺寸为b*h*l=10*8*38小齿均选用的键尺寸为b*h*l=10*8*43A型平键连接大齿均b*h*l=10*8*38小齿均b*h*l=10*8*406、倒角两端倒角为：1.2*450其余见图两端倒角为：1.2*4507、轴的受力分析已知：作用在齿轮上的大齿轮：圆周力径向力法相力小齿轮：圆周力径向力法相力画轴的受力分析图，轴的受力分析图如下图所示：(2)求支撑反力：水平面上：垂直面上：轴承1的总反力为：画弯矩图：在水平面上：a-a剖面左侧为：a-a剖面右侧为：b-b剖面右侧为：b-b剖面左侧为：垂直面上：合成弯矩图：大齿轮：小齿轮：=8、校核轴的强度因b-b右侧弯矩大，同时有转矩。故b-b左侧为其危险剖面其弯矩系数：弯曲应力：扭切应力：按弯曲合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数a=0.6，则当量应力为：由表查得45钢调质处理抗拉强度极限=640Mpa，则由表查得轴的许用弯曲应力[δ-1b]=60Mpa,<[δ-1b],强度满足要求。轴的强度满足要求9、校核键连接强度齿轮处键连接的挤压应力为：取轴、键的材料都是钢，查表得[δp]=60~90Mpa,<[δp],强度安全键连接强度满足要求10、校核轴承寿命（1）计算轴承的轴向力由表查得：轴承30206的额定载荷Cr=43.3*103NCor=50.5*103N,e=0.37,Y=1.6则轴承1、2内部轴向力分别为：外部轴向力：Fae=Fa2-Fa1=3835.4-947.1=2888.2NFae+Fd2=2888.2+1644.25=4532.45>Fd1即：Fa1=Fae+Fd2=4532.45NFa2=Fd2=1644.25N计算当量动载荷P1和P2即(3)校核轴承寿命因P2>P1故只需校核轴承1查表得：fT=1.0fp=1.1>即满足使用寿命要求轴承寿命满足要求5.3低速轴的设计与计算设计内容计算及说明结果1、已知条件中间齿轮的功率为1.551kw，转速n3=43r/min,齿轮的分度圆直径d1=202.5mm2、选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调质处理材料45钢调质处理3、初选轴径由教材表14-2查得C=118~107，考虑到轴端既承受转矩又承受弯矩故取中间值C=110，则：轴和联轴器之间有一个键槽，轴径轴径应该增大5%，轴端最细处的直径：d1>20.89*1.05mm=21.9mm21.9mm4、结构设计低速轴轴的结构如图所示：(1)联轴器及轴段VI的设计：轴段VI安装联轴器此段设计应与联轴器的选择同步选择，为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离震动，选用弹性柱销联轴器查表得ka=1.3，则计算转矩查表得：LX2型联轴器满足要求，工称转矩Tn=560n.m，需用转速n=4300r/min,轴孔范围20~35由于d>21.9,取dVI=30mm。轴孔长度60mm，J型轴孔，A型键，为了保证轴段挡圈只在半联轴器上，故LVI略短，取LVI=58mm轴承及轴段I和轴段IV的设计：考虑到齿轮有轴向力存在，且有较大的周向力和径向力作用，选用圆锥滚子轴承。轴段I和IV安装轴承，其直径应即便于轴承安装，又符合轴承内径系列，现暂取轴承为30207，由此查表得d=35mm,外径D=72mm，宽度B=17mm,T=18.25mm,故dI=dIV=35mmLI=17mmLIV=17+17=34mm齿轮及轴段III的设计：该轴上安装齿轮，为了便于齿轮的安装，dIII应略小于dII，可初定dIII=40mm，齿轮的分度圆直径比较小，采用实心式，齿轮宽度b1=30,为了保证套筒能顶到齿轮的右端面，该处轴径的长度应比齿轮宽度略短，取LIII=28mm.轴段II的设计：△h=(0.07-0.1)d=2.8-4取dII=42mm,L=10mm轴段V的设计：轴承端盖的总长度为30（由减速器及轴承端盖结构设计而定）。根据轴承端盖便于拆装，取轴承端面与联轴器的距离L=30mm故LV=60mm,dV=33mmdVI=30mmLVI=58mmdI=dIV=35mmLI=17mmLIV=34mmdIII=40mmLIII=38mmdII=42mmL=10mmLV=60mmdV=33mm5、键连接轴上零件的周向定位：齿轮，联轴器与轴之间的定位均采用A型平键连接。查表得：齿轮选用的键尺寸为b*h*l=12*12*42联轴器选用键尺寸为b*h*l=12*12*54A型平键连接齿轮b*h*l=12*12*42联轴器b*h*l=12*12*546、倒角两端倒角为：1.2*450其余见图两端倒角为：1.2*4507、轴的受力分析已知：作用在齿轮上的齿轮：圆周力径向力法相力画轴的受力分析图，轴的受力分析图如下图所示：(2)求支撑反力：水平面上：垂直面上：轴承的总反力为：画弯矩图：在水平面上：a-a剖面左侧为：a-a剖面右侧为：垂直面上：合成弯矩图：齿轮：=8、校核轴的强度因b-b左侧弯矩大，同时有转矩。故b-b左侧为其危险剖面其弯矩系数：弯曲应力：扭切应力：按弯曲合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数a=0.6，则当量应力为：由表查得45钢调质处理抗拉强度极限=640Mpa，则由表查得轴的许用弯曲应力[δ-1b]=60Mpa,<[δ-1b],强度满足要求。轴的强度满足要求9、校核键连接强度齿轮处键连接的挤压应力为：取轴、键的材料都是钢，查表得[δp]=60~90Mpa,<[δp],强度安全键连接强度满足要求10、校核轴承寿命（1）计算轴承的轴向力由表查得：轴承30207的额定载荷Cr=54.2*103NCor=63.5*103N,e=0.37,Y=1.6则轴承1、2内部轴向力分别为：外部轴向力：Fae=3620NFae+Fd=3620.5+590=4210.5>Fd1即：Fa1=Fae+Fd2=4210.5NFa2=Fd2=5