机械设计减速器设计说明书范本(doc 54页).docx

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1、编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第1页 共58页第 1 页 共 58 页机械设计减速器设计说明书机械设计减速器设计说明书系别：专业：学生姓名：学号：指导教师：职称：编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第2页 共58页第 2 页 共 58 页目目录录第一部分 设计任务书.4第二部分 传动装置总体设计方案.5第三部分 电动机的选择.53.1 电动机的选择.53.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比.6第四部分 计算传动装置的运动和动力参数.7第五部分 齿

2、轮传动的设计.95.1 高速级齿轮传动的设计计算.95.2 低速级齿轮传动的设计计算.16第六部分 开式齿轮传动的设计.23第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计.277.1 输入轴的设计.287.2 中间轴的设计.327.3 输出轴的设计.38第八部分 键联接的选择及校核计算.448.1 输入轴键选择与校核.448.2 中间轴键选择与校核.448.3 输出轴键选择与校核.44编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第3页 共58页第 3 页 共 58 页第九部分 轴承的选择及校核计算.459.1 输入轴的轴承计算与校核.45

3、9.2 中间轴的轴承计算与校核.469.3 输出轴的轴承计算与校核.46第十部分 联轴器的选择.4710.1 输入轴处联轴器.4810.2 输出轴处联轴器.49第十一部分 减速器的润滑和密封.4911.1 减速器的润滑.4911.2 减速器的密封.50第十二部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸.51设计小结.53参考文献.54编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第4页 共58页第 4 页 共 58 页第一部分第一部分设计任务书设计任务书一、初始数据一、初始数据设计展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器，初始数据 F=15000 N，V=

4、0.26m/s，D=450mm，设计年限（寿命）：10 年，每天工作班制（8 小时/班）：2 班制，每年工作天数：300 天，三相交流电源,电压 380/220V。二二.设计步骤设计步骤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.齿轮的设计6.开式齿轮的设计7.轴的设计8.滚动轴承和传动轴的设计9.键联接设计10.箱体结构设计11.润滑密封设计编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第5页 共58页第 5 页 共 58 页12.联轴器设计第二部分第二部分传动装

5、置总体设计方案传动装置总体设计方案一一.传动方案特点传动方案特点1.组成：传动装置由电机、减速器、开式齿轮和工作机组成。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：选择电动机-展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器-开式齿轮传动-工作机。二二.计算传动装置总效率计算传动装置总效率a=0.9920.9940.9720.950.96=0.8081为联轴器的效率,2为轴承的效率,3为齿轮传动的效率,4为开式齿轮传动的效率，5为工作装置的效率。第三部分第三部分电动机的选择电动机的选择3.13.1电动机的选择电动机的选择圆周速度 v:编号：时间：2021 年

6、x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第6页 共58页第 6 页 共 58 页v=0.26m/s工作机的功率 pw:pw=FV1000=150000.261000=3.9 KW电动机所需工作功率为:pd=pwa=3.90.808=4.83 KW执行机构的曲柄转速为:n=601000VD=6010000.26450=11 r/min经查表按推荐的传动比合理范围，开式齿轮传动的传动比范围为 i0=26，二级圆柱齿轮减速器传动比 i=840，则总传动比合理范围为 ia=16240，电动机转速的可选范围为 nd=ian=(16240)11=1762640r/m

7、in。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为 Y132M2-6 的三相异步电动机，额定功率为 5.5KW,满载转速 nm=960r/min，同步转速 1000r/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直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第7页 共58页第 7 页 共 58 页HLHDABKDEFG132mm51531521617812mm388010333.23.2确定传动装置的总传动比和分配传动比确定传动装置的总传动比和分配传动比（1

8、）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=nm/n=960/11=87.27（2）分配传动装置传动比:ia=i0i式中 i0,i1分别为开式齿轮传动和减速器的传动比。为使开式齿轮传动外廓尺寸不致过大，选取 i0=5，则减速器传动比为:i=ia/i0=87.27/5=17.5取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12=1.3i=1.317.5=4.77则低速级的传动比为:i23=ii12=17.54.77=3.67第四部分第四部分计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:输入轴：nI=nm=960=960 r/m

9、in编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第8页 共58页第 8 页 共 58 页中间轴：nII=nI/i12=960/4.77=201.26 r/min输出轴：nIII=nII/i23=201.26/3.67=54.84 r/min小开式齿轮轴：nIV=nIII=54.84 r/min（2)各轴输入功率:输入轴：PI=Pd=4.830.99=4.78 KW中间轴：PII=PI=4.780.990.97=4.59 KW输出轴：PIII=PII=4.590.990.97=4.41 KW小开式齿轮轴：PIV=PIII=4.410.

10、990.99=4.32 KW则各轴的输出功率：输入轴：PI=PI0.99=4.73 KW中间轴：PII=PII0.99=4.54 KW中间轴：PIII=PIII0.99=4.37 KW小开式齿轮轴：PIV=PIV0.99=4.28 KW(3)各轴输入转矩:输入轴：TI=Td电动机轴的输出转矩:Td=9550pdnm=95504.83960=48.05 Nm所以：输入轴：TI=Td=48.050.99=47.57 Nm中间轴：TII=TIi12=47.574.770.990.97=217.9 Nm编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟

11、页码：第9页 共58页第 9 页 共 58 页输出轴：TIII=TIIi23=217.93.670.990.97=767.95 Nm小开式齿轮轴：TIV=TIII=767.950.990.99=752.67 Nm输出转矩为：输入轴：TI=TI0.99=47.09 Nm中间轴：TII=TII0.99=215.72 Nm输出轴：TIII=TIII0.99=760.27 Nm小开式齿轮轴：TIV=TIV0.99=745.14 Nm第五部分第五部分齿轮传动的设计齿轮传动的设计5.15.1高速级齿轮传动的设计计算高速级齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为 40Cr（调质），

12、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 z1=22，大齿轮齿数 z2=224.77=104.94，取 z2=105。（4）初选螺旋角=14。（5）压力角=20。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第10页 共58页第 10 页 共 58 页d1t32KHtT1du1uZHZEZZH21）确定公式中的各参数值。试选载荷系数 KHt=1.6。计算小齿轮传递的转矩T1=47

13、.57 N/m选取齿宽系数d=1。由图查取区域系数 ZH=2.44。查表得材料的弹性影响系数 ZE=189.8 MPa1/2。计算接触疲劳强度用重合度系数 Z。端面压力角：t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20/cos14)=20.561at1=arccosz1cost/(z1+2han*cos)=arccos22cos20.561/(22+21cos14)=30.647at2=arccosz2cost/(z2+2han*cos)=arccos105cos20.561/(105+21cos14)=23.178端面重合度：=z1(tanat1-tant)+z2(tanat

14、2-tant)/2=22(tan30.647-tan20.561)+105(tan23.178-tan20.561)/2=1.647轴向重合度：编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第11页 共58页第 11 页 共 58 页=dz1tan/=122tan(14)/=1.746重合度系数：Z()由式可得螺旋角系数Z=cos=cos14=0.985计算接触疲劳许用应力H查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600 MPa、Hlim2=550 MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1=60nkth=60960

15、11030028=2.76109大齿轮应力循环次数：N2=60nkth=N1/u=2.76109/4.77=5.8108查取接触疲劳寿命系数:KHN1=0.87、KHN2=0.9。取失效概率为 1%,安全系数 S=1,得:H1=KHN1Hlim1S=0.876001=522 MPaH2=KHN2Hlim2S=0.95501=495 MPa取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=H2=495 MPa2）试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtT1du1uZHZEZZH2编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第12

16、页 共58页第 12 页 共 58 页=321.647.57100014.77+14.772.44189.80.6890.9854952=42.028 mm（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圆周速度 vv=d1tn1601000=45.039960601000=2.11 m/s齿宽 bb=dd1t=142.028=42.028 mm2）计算实际载荷系数 KH由表查得使用系数 KA=1.25。根据 v=2.11 m/s、8 级精度，由图查得动载系数 KV=1.12。齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2100047.57/42.028=2263.729 NKAFt1/b=

17、1.252263.729/42.028=67.33 N/mm 100 N/mm查表得齿间载荷分配系数 KH=1.4。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，KH=1.46。则载荷系数为：KH=KAKVKHKH=1.251.051.41.46=2.6833）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=70.64732.6831.6=83.932 mm及相应的齿轮模数mn=d1cos/z3=83.932cos13/23=3.556 mm模数取为标准值 m=3 mm。3.几何尺寸计算（1）计算中心距a=(z3+z4)mn2cos=(23+84)32cos13=164

18、.717 mm中心距圆整为 a=165 mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(z3+z4)mn2a=arccos(23+84)32165=13.419即：=13258（3）计算大、小齿轮的分度圆直径编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第21页 共58页第 21 页 共 58 页d1=z3mncos=233cos13.419=70.935 mmd2=z4mncos=843cos13.419=259.066 mm（4）计算齿轮宽度b=dd1=170.935=70.935 mm取 b2=71 mm、b1=76 mm

19、。4.校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件F=2KFT2YFaYSaYYcos2dm3nz23 F1）确定公式中各参数值计算当量齿数ZV3=Z3/cos3=23/cos313.419=24.989ZV4=Z4/cos3=84/cos313.419=91.266计算弯曲疲劳强度的重合度系数 Y基圆螺旋角：b=arctan(tancost)=arctan(tan13.419cos20.482)=12.599当量齿轮重合度：v=/cos2b=1.651/cos212.599=1.733轴面重合度：=dz3tan/=123tan13.419/=1.747编号：时间：2021 年 x 月 x

20、日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第22页 共58页第 22 页 共 58 页重合度系数：Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.733=0.683计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 YY=1-120=1-1.74713.419120=0.805由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1=2.63YFa2=2.21YSa1=1.6YSa2=1.8计算实际载荷系数 KF由表查得齿间载荷分配系数 KF=1.4根据 KH=1.46，结合 b/h=10.52 查图得 KF则载荷系数为KF=KAKvKFKF=1.251.051.41.43=2.628计算齿根

21、弯曲疲劳许用应力F查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Flim1=500 MPa、Flim2=380 MPa。由图查取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85、KFN2=0.88取安全系数 S=1.4，得F1=KFN1Flim1S=0.855001.4=303.57 MPaF2=KFN2Flim2S=0.883801.4=238.86 MPa2）齿根弯曲疲劳强度校核编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第23页 共58页第 23 页 共 58 页F1=2KFT2YFaYSaYYcos2dm3nz23=210002.628217.

22、92.631.60.6830.805cos213.419133232=175.536 MPa F1F2=2KFT2YFaYSaYYcos2dm3nz23=210002.628217.92.211.80.6830.805cos213.419133232=165.942 MPa F2齿根弯曲疲劳强度满足要求。5.主要设计结论齿数 z3=23、z4=84，模数 m=3 mm，压力角=20，螺旋角=13.419=13258，中心距 a=165 mm，齿宽 b3=76 mm、b4=71 mm。6.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 z2384螺旋角左 13

23、258右 13258齿宽 b76mm71mm分度圆直径 d70.935mm259.066mm齿顶高系数 ha1.01.0编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第24页 共58页第 24 页 共 58 页顶隙系数 c0.250.25齿顶高 hamha3mm3mm齿根高 hfm(ha+c)3.75mm3.75mm全齿高 hha+hf6.75mm6.75mm齿顶圆直径 dad+2ha76.935mm265.066mm齿根圆直径 dfd-2hf63.435mm251.566mm第六部分第六部分开式齿轮传动的设计开式齿轮传动的设计1.选

24、精度等级、材料及齿数（1）材料选择。由表选择小齿轮材料为 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 z1=22，大齿轮齿数 z2=225=110，取 z2=109。（4）初选螺旋角=。（5）压力角=20。2.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式试算齿轮模数，即mnt32KFtT4YYcos2dZ21YFaYSaF编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第25页 共58页第 25 页 共 58 页1）确定公式中的各参数值

25、。试选载荷系数 KFt=1.6。计算小齿轮传递的转矩T4=752.67 N/m选取齿宽系数d=1。计算弯曲疲劳强度用重合度系数 Y。端面压力角：t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20/cos)=20at1=arccosz1cost/(z1+2han*cos)=arccos22cos20/(22+21cos)=30.537at2=arccosz2cost/(z2+2han*cos)=arccos109cos20/(109+21cos)=22.67端面重合度：=z1(tanat1-tant)+z2(tanat2-tant)/2=22(tan30.537-tan20)+109

26、(tan22.67-tan20)/2=1.723轴向重合度：=dz1tan/=122tan()/=0基圆螺旋角：b=arctan(tancost)=arctan(tancos20)=0当量齿轮重合度：v=/cos2b=1.723/cos20=1.723编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第26页 共58页第 26 页 共 58 页重合度系数：Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.723=0.685计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 YY=1-120=1-0120=1计算当量齿数ZV1=Z1/cos3=22/cos3=

27、22ZV2=Z2/cos3=109/cos3=109由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1=2.69YFa2=2.17YSa1=1.58YSa2=1.83计算齿根弯曲疲劳许用应力F查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Flim1=500 MPa、Flim2=380 MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1=60nkth=6054.8411030028=1.58108大齿轮应力循环次数：N2=60nkth=N1/u=1.58108/5=3.16107由图查取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.88、KFN2=0.91取安全系数 S=1.4，得F1=KFN1Flim1S=0.885

28、001.4=314.29 MPaF2=KFN2Flim2S=0.913801.4=247 MPa编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第27页 共58页第 27 页 共 58 页YFa1YSa1F1=2.691.58314.29=0.0135YFa2YSa2F2=2.171.83247=0.0161因为大齿轮的YFaYSaF大于小齿轮，所以取YFaYSaF=YFa2YSa2F2=0.01612）试算齿轮模数mnt32KFtT1YYcos2dZ21YFaYSaF=3210001.6752.670.6851cos212220.01

29、61=3.8 mm（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度 vd1=mntz1/cos=3.822/cos=83.6 mmv=d1n1601000=83.654.84601000=0.24 m/s齿宽 bb=dd1=183.6=83.6 mm齿高 h 及宽高比 b/h编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第28页 共58页第 28 页 共 58 页h=(2han*+cn*)mnt=(21+0.25)3.8=8.55 mmb/h=83.6/8.55=9.782）计算实际载荷系数 KF由表查得使用系数 KA=1.

30、25。根据 v=0.24 m/s、8 级精度，由图查得动载系数 KV=1.02。齿轮的圆周力Ft1=2T4/d1=21000752.67/83.6=18006.459 NKAFt1/b=1.2518006.459/83.6=269.24 N/mm 100 N/mm查表得齿间载荷分配系数 KF=1.4。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，KH=1.171，结合 b/h=9.78 查图，得 KF=1.141。则载荷系数为：KF=KAKVKFKF=1.251.021.41.141=2.0373）可得按实际载荷系数算得的齿轮模数mn=mnt3KFKFt=3.832.0371.6=

31、4.119 mm模数取为标准值 m=4.5 mm。3.几何尺寸计算（1）计算中心距a=(z1+z2)mn2cos=(22+109)4.52cos=294.75 mm中心距圆整为 a=1.58 mm。编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第29页 共58页第 29 页 共 58 页（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(z1+z2)mn2a=arccos(22+109)4.521.58=0即：=000（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1=z1mncos=224.5cos0=99 mmd2=z2mncos=1094.5co

32、s0=490.5 mm（4）计算齿轮宽度b=dd1=199=99 mm取 b2=99 mm、b1=104 mm。4.主要设计结论齿数 z1=22、z2=109，模数 m=4.5 mm，压力角=20，螺旋角=0=000，中心距 a=1.58 mm，齿宽 b1=104 mm、b2=99 mm。6.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 m4.5mm4.5mm齿数 z22109螺旋角左 000右 000齿宽 b104mm99mm分度圆直径 d99mm490.5mm编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第30页

33、 共58页第 30 页 共 58 页齿顶高系数 ha1.01.0顶隙系数 c0.250.25齿顶高 hamha4.5mm4.5mm齿根高 hfm(ha+c)5.625mm5.625mm全齿高 hha+hf10.125mm10.125mm齿顶圆直径 dad+2ha108mm499.5mm齿根圆直径 dfd-2hf87.75mm479.25mm第七部分第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计传动轴和传动轴承及联轴器的设计7.17.1 输入轴的设计输入轴的设计1.输入轴上的功率 P1、转速 n1和转矩 T1P1=4.78 KWn1=960 r/minT1=47.57 Nm2.求作用在齿轮上的力已知高速

34、级小齿轮的分度圆直径为:d1=45.039 mm则:Ft=2T1d1=247.57100045.039=2112.4 N编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第31页 共58页第 31 页 共 58 页Fr=Fttanncos=2112.4tan200cos12.3390=787 NFa=Fttan=2112.4tan12.3390=461.8 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，调质处理，根据表，取:A0=112，于是得dmin=A03P1n1=11234.78960=19.1 mm输

35、入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d12，为了使所选的轴直径d12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 Tca=KAT1，查表，考虑转矩变化小，故取 KA=1.5，则:Tca=KAT1=1.547.57=71.4 Nm按照计算转矩 Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T 4323-2002 或手册，选用 LT5 型联轴器。半联轴器的孔径为 25 mm 故取 d12=25 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 44 mm。4.轴的结构设计图编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第32页

36、 共58页第 32 页 共 58 页5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足联轴器的轴向定位要求，I-II 轴段右端需制出一轴肩，故取II=III 段的直径 d23=30 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=35 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L=44 mm，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L略短一些，现取l12=42 mm。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 d23=30 mm，由轴承产品目录中选择角接触球轴承 7207C，其尺寸为 dDT=357217

37、mm，故 d34=d78=35 mm，取挡油环的宽度为 15，则 l34=l78=17+15=32 mm。轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得 7207C 型轴承的定位轴肩高度 h=3.5 mm，因此，取 d45=d67=42 mm。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 l56=B=51 mm，d56=d1=45.039 mm4）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 l23=50 mm。编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第33页 共58

38、页第 33 页 共 58 页5）取齿轮距箱体内壁之距离=16 mm，低速小齿轮和高速小齿轮之间的距离 c=8 mm。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=8 mm，已知低速小齿轮的宽度 b3=76 mm，则l45=b3+c+s-15=76+8+16+8-15=97 mml67=+s-15=9 mm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 7207C 轴承查手册得 a=15.7 mm齿宽中点距左支点距离 L2=(51/2+32+97-15.7)mm=138.8 mm齿宽中点距右支点距离 L3=(51/2

39、+9+32-15.7)mm=50.8 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图 b）：FNH1=FtL3L2+L3=2112.450.8138.8+50.8=566 NFNH2=FtL2L2+L3=2112.4138.8138.8+50.8=1546.4 N垂直面支反力（见图 d）：FNV1=FrL3+Fad1/2L2+L3=78750.8+461.845.039/2138.8+50.8=265.7 NFNV2=Fad1/2-FrL2L2+L3=461.845.039/2-787138.8138.8+50.8=-521.3 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：编号：时间：2021 年 x 月 x

40、 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第34页 共58页第 34 页 共 58 页截面 C 处的水平弯矩：MH=FNH1L2=566138.8 Nmm=78561 Nmm截面 C 处的垂直弯矩：MV1=FNV1L2=265.7138.8 Nmm=36879 NmmMV2=FNV2L3=-521.350.8 Nmm=-26482 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=M2H+M2V1=86786 NmmM2=M2H+M2V2=82904 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

41、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=0.6，则有：ca=McaW=M21+(T3)2W=867862+(0.647.571000)20.145.0393MPa=10 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：编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第35页 共58页第 35 页 共 58 页7.27.2 中间轴的设计中间轴的

42、设计1.求中间轴上的功率 P2、转速 n2和转矩 T2编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第36页 共58页第 36 页 共 58 页P2=4.59 KWn2=201.26 r/minT2=217.9 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=214.96 mm则:Ft1=2T2d2=2217.91000214.96=2027.4 NFr1=Ft1tanncos=2027.4tan200cos12.3390=755.3 NFa1=Ft1tan=2027.4tan12.3390=443.3 N已知低速级小

43、齿轮的分度圆直径为：d3=70.935 mm则:Ft2=2T2d3=2217.9100070.935=6143.7 NFr2=Ft2tanncos=6143.7tan200cos13.4190=2298.8 NFa2=Ft2tan=6143.7tan13.4190=1465 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，调质处理，根据表，取：A0=107，得:编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第37页 共58页第 37 页 共 58 页dmin=A03P2n2=10734.59201.26=3

44、0.3 mm4.轴的结构设计图5.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 d12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。参照工作要求并根据 dmin=30.3 mm 由轴承产品目录中选取角接触球轴承 7207C，其尺寸为 dDT=357217 mm，故 d12=d56=35 mm。2）取安装大齿轮处的轴段 V-VI 的直径 d45=40 mm；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=46 mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 l45=44 mm。齿轮的左端采用

45、轴肩定编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第38页 共58页第 38 页 共 58 页位，轴肩高度h=(23)R，由轴径d45=40 mm 查表，得R=1.6 mm，故取h=4 mm，则轴环处的直径 d34=48 mm。轴环宽度 b1.4h，取 l34=14.5 mm。3）左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得 7207C 型轴承的定位轴肩高度 h=3.5 mm，因此，取 d23=40 mm。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=76 mm，为了使挡油环端面可

46、靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 l23=74 mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离=16 mm，高速小齿轮和低速小齿轮之间的距离 c=12 mm。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=8 mm，已知滚动轴承宽度 T=17 mm，则l12=T+s+2=17+16+8+2=43 mml67=T2T+s+2.5+2=17+8+16+2.5+2=45.5 mm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 7207C 轴承查手册得 a=15.7 mm高速大齿轮齿宽中点距左支点距离 L1=(46/2-2+43

47、-15.7)mm=48.3 mm中间轴两齿轮齿宽中点距离 L2=(46/2+14.5+76/2)mm=75.5 mm低速小齿轮齿宽中点距右支点距离 L3=(76/2+45.5+-15.7)mm=67.8 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图 b）：编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第39页 共58页第 39 页 共 58 页FNH1=Ft1(L2+L3)+Ft2L3L1+L2+L3=2027.4(75.5+67.8)+6143.767.848.3+75.5+67.8=3690.3 NFNH2=Ft1L1+Ft2(L1

48、+L2)L1+L2+L3=2027.448.3+6143.7(48.3+75.5)48.3+75.5+67.8=4480.8 N垂直面支反力（见图 d）：FNV1=Fr1(L2+L3)+Fa1d2/2-Fr2L3+Fa2d3/2L1+L2+L3=755.3(75.5+67.8)+443.3214.96/2-2298.867.8+146570.935/248.3+75.5+67.8=271.3 NFNV2=Fr1L1-Fa1d2/2-Fr2(L1+L2)-Fa2d3/2L1+L2+L3=755.348.3-443.3214.96/2-2298.8(48.3+75.5)-146570.935/24

49、8.3+75.5+67.8=-1814.8 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面 B、C 处的水平弯矩：MH1=FNH1L1=3690.348.3 Nmm=178241 NmmMH2=FNH2L3=4480.867.8 Nmm=303798 Nmm截面 B、C 处的垂直弯矩：MV1=FNV1L1=271.348.3 Nmm=13104 NmmMV2=FNV2L3=-1814.867.8 Nmm=-123043 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=M2H1+M2V1=178722 NmmM2=M2H2+M2V2=327769 Nmm作合成

50、弯矩图（图 f）。编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第40页 共58页第 40 页 共 58 页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=0.6，则有：ca=McaW=M21+(T2)2W=1787222+(0.6217.91000)20.1403MPa=34.6 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