二级斜齿齿轮圆柱减速器机械设计计算说明书.doc

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1、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：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 V 带的设计.95.1 V 带的设计与计算.95.2 带轮的结构设计.11第六部分 齿轮传动的设计.136.1 高速级齿轮传动的设计计算.136.2 低速级齿轮传动的设计计算.20第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计.287.1 输入轴的设计.287.2 中间轴的设计.327.3 输出轴的

2、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.459.2 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.47第十一部分 减速器的润滑和密封.4811.1 减速器的润滑.4811.2 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 T=440Nm

3、，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.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.联轴器设计第二部分第二部分传动装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、V 带、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

4、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，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。二二.计算传动装置总效率计算传动装置总效率a=0.960.9940.9720.990.96=0.8251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1 1电动机的选择电动机的选择工作机的转速 n:n=32r/min工作机的功率 pw:pw=2Tn601000=24403.1432601000=1.47 KW电动机所需工作功率为:pd=pwa=1.4

5、70.825=1.78 KW工作机的转速为:n=32 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，则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)32=5125120r/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/min，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直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸HLHDABKDE

6、FG90mm33519014012510mm24508203.23.2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）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=2840/32=88.75（2）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=4.5，则减速器传动比为:i=ia/i0=88.75/4.5=19.72取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12=1.3i=1.319.72=5.06则低速级的传动比为:i23=ii12=19.72

7、5.06=3.9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/i0=2840/4.5=631.11 r/min中间轴：nII=nI/i12=631.11/5.06=124.73 r/min输出轴：nIII=nII/i23=124.73/3.9=31.98 r/min工作机轴：nIV=nIII=31.98 r/min（2)各轴输入功率:输入轴：PI=Pd=1.780.96=1.71 KW中间轴：PII=PI=1.710.990.97=1.64 KW输出轴：PIII=PII=1.640.990.97=1.57 KW工作机轴：PIV=PI

8、II=1.570.990.99=1.54 KW则各轴的输出功率：输入轴：PI=PI0.99=1.69 KW中间轴：PII=PII0.99=1.62 KW中间轴：PIII=PIII0.99=1.55 KW工作机轴：PIV=PIV0.99=1.52 KW(3)各轴输入转矩:输入轴：TI=Tdi0电动机轴的输出转矩:Td=9550pdnm=95501.782840=5.99 Nm所以：输入轴：TI=Tdi0=5.994.50.96=25.88 Nm中间轴：TII=TIi12=25.885.060.990.97=125.75 Nm输出轴：TIII=TIIi23=125.753.90.990.97=47

9、0.96 Nm工作机轴：TIV=TIII=470.960.990.99=461.59 Nm输出转矩为：输入轴：TI=TI0.99=25.62 Nm中间轴：TII=TII0.99=124.49 Nm输出轴：TIII=TIII0.99=466.25 Nm工作机轴：TIV=TIV0.99=456.97 Nm第五部分第五部分V V 带的设计带的设计5.15.1 V V 带的设计与计算带的设计与计算1.确定计算功率 Pca由表查得工作情况系数 KA=1.1，故Pca=KAPd=1.11.78 kW=1.96 kW2.选择 V 带的带型根据 Pca、nm由图选用 Z 型。3.确定带轮的基准直径 dd并验算

10、带速 v1）初选小带轮的基准直径 dd1。由表，取小带轮的基准直径 dd1=56 mm。2）验算带速 v。按课本公式验算带的速度dd1nm601000=562840601000m/s=8.32 m/s因为 5 m/s v 1206.计算带的根数 z1）计算单根 V 带的额定功率 Pr。由 dd1=56 mm 和 nm=2840 r/min，查表得 P0=0.33 kW。根据 nm=2840 r/min，i0=4.5 和 Z 型带，查表得P0=0.04 kW。查表得 K=0.94，查表得 KL=1.54，于是Pr=(P0+P0)KKL=(0.33+0.04)0.941.54 kW=0.54 kW

11、2）计算 V 带的根数 zz=Pca/Pr=1.96/0.54=3.63取 4 根。7.计算单根 V 带的初拉力 F0由表查得 Z 型带的单位长度质量 q=0.06 kg/m，所以F0=500(2.5-K)PcaKzv+qv2=500(2.5-0.94)1.960.9448.32+0.068.322N=53.02 N8.计算压轴力 FPFP=2zF0sin(1/2)=2453.02sin(158.6/2)=416.73 N9.主要设计结论带型Z 型根数4 根小带轮基准直径dd156mm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

12、8.32m/s单根V带初拉力F053.02N压轴力 Fp416.73N5.25.2 带轮结构设计带轮结构设计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=24mm24mm分度圆直径 dd156mmdadd1+2ha56+2260mmd1(1.82)d(1.82)2448mmB(z-1)e+2f(4-1)12+2750mmL(1.52)d(1.52)2448mm2.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=16mm16mm分度圆直径 dd125

13、0mmdadd1+2ha250+22254mmd1(1.82)d(1.82)1632mmB(z-1)e+2f(4-1)12+2750mmL(1.52)d(1.52)1632mm第六部分第六部分齿轮传动的设计齿轮传动的设计6.16.1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），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=24，大齿轮齿数 z2=245.06=121.44，取 z2=121。（4）初选螺旋角=14。（5）压力角

14、=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d1t32KHtT1du1uZHZEZZH21）确定公式中的各参数值。试选载荷系数 KHt=1.3。计算小齿轮传递的转矩T1=25.88 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)=arccos24cos20.561/(24+21cos14)=29.982at

15、2=arccosz2cost/(z2+2han*cos)=arccos121cos20.561/(121+21cos14)=22.853端面重合度：=z1(tanat1-tant)+z2(tanat2-tant)/2=24(tan29.982-tan20.561)+121(tan22.853-tan20.561)/2=1.663轴向重合度：=dz1tan/=124tan(14)/=1.905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

16、齿轮应力循环次数：N1=60nkth=60631.111530018=4.54108大齿轮应力循环次数：N2=60nkth=N1/u=4.54108/5.06=8.98107查取接触疲劳寿命系数:KHN1=0.9、KHN2=0.93。取失效概率为 1%,安全系数 S=1,得:H1=KHN1Hlim1S=0.96001=540 MPaH2=KHN2Hlim2S=0.935501=511.5 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=511.5 MPa2）试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtT1du1uZHZEZZH2=321.325.88100015.06+15.0

17、62.44189.80.6640.985511.52=30.459 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=30.459631.11601000=1.01 m/s齿宽 bb=dd1t=130.459=30.459 mm2）计算实际载荷系数 KH由表查得使用系数 KA=1.25。根据 v=1.01 m/s、8 级精度，由图查得动载系数 KV=1.08。齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2100025.88/30.459=1699.334 NKAFt1/b=1.251699.334/30.459=69.74 N/mm 100 N/mm

18、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=1.454。则载荷系数为：KH=KAKVKHKH=1.251.021.41.454=2.5953）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=52.25732.5951.3=65.797 mm及相应的齿轮模数mn=d1cos/z3=65.797cos13/25=2.564 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=(25+98)32cos13=189.348 mm中心距圆整为 a=190 mm。（2）按圆整后的中心距修正螺

19、旋角=arccos(z3+z4)mn2a=arccos(25+98)32190=13.827即：=134937（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1=z3mncos=253cos13.827=77.236 mmd2=z4mncos=983cos13.827=302.765 mm（4）计算齿轮宽度b=dd1=177.236=77.236 mm取 b2=78 mm、b1=83 mm。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=25/cos313.827=27.303ZV4=Z4/c

20、os3=98/cos313.827=107.029计算弯曲疲劳强度的重合度系数 Y基圆螺旋角：b=arctan(tancost)=arctan(tan13.827cos20.482)=12.984当量齿轮重合度：v=/cos2b=1.668/cos212.984=1.757轴面重合度：=dz3tan/=125tan13.827/=1.959重合度系数：Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.757=0.677计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 YY=1-120=1-1.95913.827120=0.774由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1=2.56YFa2=2.17YSa1

21、=1.62YSa2=1.83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=1.454，结合 b/h=11.56 查图得 KF则载荷系数为KF=KAKvKFKF=1.251.021.41.424=2.542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。由图查取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.89、KFN2=0.93取安全系数 S=1.4，得F1=KFN1Flim1S=0.895001.4=317.86 MPaF2=KFN2Flim2S=0.933801.4=252.43 MPa2）齿根弯曲疲劳强度

22、校核F1=2KFT2YFaYSaYYcos2dm3nz23=210002.542125.752.561.620.6770.774cos213.827133252=77.632 MPa F1F2=2KFT2YFaYSaYYcos2dm3nz23=210002.542125.752.171.830.6770.774cos213.827133252=74.335 MPa F2齿根弯曲疲劳强度满足要求。5.主要设计结论齿数 z3=25、z4=98，模数 m=3 mm，压力角=20，螺旋角=13.827=134937，中心距 a=190 mm，齿宽 b3=83 mm、b4=78 mm。6.齿轮参数总结和

23、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螺旋角左 134937右 134937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 hamha3mm3mm齿根高 hfm(ha+c)3.75mm3.75mm全齿高 hha+hf6.75mm6.75mm齿顶圆直径 dad+2ha83.236mm308.765mm齿根圆直径 dfd-2hf69.736mm295.265mm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

24、设计1.输入轴上的功率 P1、转速 n1和转矩 T1P1=1.71 KWn1=631.11 r/minT1=25.88 Nm2.求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为:d1=49.655 mm则:Ft=2T1d1=225.88100049.655=1042.4 NFr=Fttanncos=1042.4tan200cos14.8430=392.5 NFa=Fttan=1042.4tan14.8430=276.1 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，得：dmin=A03P1n1=11231.71631.11=15

25、.6 mm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%，故选取:d12=16 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）为了满足大带轮的轴向定位要求，I-II 轴段右端需制出一轴肩，故取II=III 段的直径 d23=21 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=26 mm。大带轮宽度 B=50 mm，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 I-II 段的长度应比大带轮宽度 B 略短一些，现取 l12=48 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=2

26、1 mm，由轴承产品目录中选择角接触球轴承 7205C，其尺寸为 dDT=255215 mm，故 d34=d78=25 mm，取挡油环的宽度为 15，则 l34=l78=15+15=30 mm。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=3 mm，因此，取 d45=d67=31 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=55 mm，d56=d1=49.655 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。5）取齿轮距箱体内壁之距离=16 mm

27、，低速小齿轮和高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，已知低速小齿轮的宽度 b3=83 mm，则l45=b3+c+s-15=83+12+16+8-15=104 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 7205C 轴承查手册得 a=12.7 mm带轮中点距左支点距离 L1=(50/2+50+12.7)mm=87.7 mm齿宽中点距左支点距离 L2=(55/2+30+104-12.7)mm=148.8 mm齿宽中点距右支点距离

28、 L3=(55/2+9+30-12.7)mm=53.8 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图 b）：FNH1=FtL3L2+L3=1042.453.8148.8+53.8=276.8 NFNH2=FtL2L2+L3=1042.4148.8148.8+53.8=765.6 N垂直面支反力（见图 d）：FNV1=FrL3+Fad1/2-Fp(L1+L2+L3)L2+L3=392.553.8+276.149.655/2-416.73(87.7+148.8+53.8)148.8+53.8=-459.1 NFNV2=FrL2-Fad1/2+FpL1L2+L3=392.5148.8-276.149.

29、655/2+416.7387.7148.8+53.8=434.8 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面 C 处的水平弯矩：MH=FNH1L2=276.8148.8 Nmm=41188 Nmm截面 A 处的垂直弯矩：MV0=FpL1=416.7387.7 Nmm=36547 Nmm截面 C 处的垂直弯矩：MV1=FNV1L2=-459.1148.8 Nmm=-68314 NmmMV2=FNV2L3=434.853.8 Nmm=23392 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=79770 NmmM2=M2H+M2V2=47367

30、 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=0.6，则有：ca=McaW=M21+(T1)2W=797702+(0.625.881000)20.149.6553MPa=6.6 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，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：7.27.2 中间轴的设计中间轴的设计1.求中间轴上的功率 P2、转速 n2和转矩 T2P2=1.64

31、KWn2=124.73 r/minT2=125.75 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=250.345 mm则:Ft1=2T2d2=2125.751000250.345=1004.6 NFr1=Ft1tanncos=1004.6tan200cos14.8430=378.3 NFa1=Ft1tan=1004.6tan14.8430=266.1 N已知低速级小齿轮的分度圆直径为：d3=77.236 mm则:Ft2=2T2d3=2125.75100077.236=3256.3 NFr2=Ft2tanncos=3256.3tan200cos13.8270=1220.5 N

32、Fa2=Ft2tan=3256.3tan13.8270=801 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:dmin=A03P2n2=10731.64124.73=25.3 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=25.3 mm 由轴承产品目录中选取角接触球轴承 7206C，其尺寸为 dDT=306216 mm，故 d12=d56=30

33、mm。2）取安装大齿轮处的轴段 V-VI 的直径 d45=35 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=50 mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 l45=48 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(23)R，由轴径d45=35 mm 查表，得R=1.6 mm，故取h=4 mm，则轴环处的直径 d34=43 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 7206C 型轴承的定位轴肩高度 h=3 mm，因此，取 d23=35 mm。4）考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿

34、轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为 B=83 mm，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 l23=81 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=16 mm，则l12=T+s+2=16+16+8+2=42 mml67=T2T+s+2.5+2=16+8+16+2.5+2=44.5 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 7206C 轴承查

35、手册得 a=14.2 mm高速大齿轮齿宽中点距左支点距离 L1=(50/2-2+44.5-14.2)mm=53.3 mm中间轴两齿轮齿宽中点距离 L2=(50/2+14.5+83/2)mm=81 mm低速小齿轮齿宽中点距右支点距离 L3=(83/2-2+42-14.2)mm=67.3 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图 b）：FNH1=Ft1(L2+L3)+Ft2L3L1+L2+L3=1004.6(81+67.3)+3256.367.353.3+81+67.3=1826 NFNH2=Ft1L1+Ft2(L1+L2)L1+L2+L3=1004.653.3+3256.3(53.3+81)5

36、3.3+81+67.3=2434.9 N垂直面支反力（见图 d）：FNV1=Fr1(L2+L3)+Fa1d2/2-Fr2L3+Fa2d3/2L1+L2+L3=378.3(81+67.3)+266.1250.345/2-1220.567.3+80177.236/253.3+81+67.3=189.5 NFNV2=Fr1L1-Fa1d2/2-Fr2(L1+L2)-Fa2d3/2L1+L2+L3=378.353.3-266.1250.345/2-1220.5(53.3+81)-80177.236/253.3+81+67.3=-1031.7 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面 B、C 处的水平弯矩：

37、MH1=FNH1L1=182653.3 Nmm=97326 NmmMH2=FNH2L3=2434.967.3 Nmm=163869 Nmm截面 B、C 处的垂直弯矩：MV1=FNV1L1=189.553.3 Nmm=10100 NmmMV2=FNV2L3=-1031.767.3 Nmm=-69433 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=97849 NmmM2=M2H2+M2V2=177972 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

38、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=978492+(0.6125.751000)20.1353MPa=28.8 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：7.37.3 输出轴的设计输出轴的设计1.求输出轴上的功率 P3、转速 n3和转矩 T3P3=1.57 KWn3=31.98 r/minT3=470.96 Nm2.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为:d4=302.765

39、mm则:Ft=2T3d4=2470.961000302.765=3111.1 NFr=Fttanncos=3111.1tan200cos13.8270=1166.1 NFa=Fttan=3111.1tan13.8270=765.3 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=A03P3n3=11231.5731.98=41 mm输出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=KAT3，查表，考虑转矩变化小，故取

40、KA=1.5，则:Tca=KAT3=1.5470.96=706.4 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 LT8 型联轴器。半联轴器的孔径为 45 mm 故取 d12=45 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 84 mm。4.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）为了满足半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=50 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=55 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L=84 mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上

41、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=82mm。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=50 mm，由轴承产品目录中选取角接触球轴承 7211C，其尺寸为 dDT=55mm100mm21mm，故 d34=d78=55mm，取挡油环的宽度为 15，则 l34=21+15=36 mm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=4.5 mm，因此，取 d45=64 mm。3）取安装齿轮处的轴段 VI-VII 段的直径 d67=60 mm；齿轮的右端与右轴

42、承之间采用挡油环定位。已知低速大齿轮轮毂的宽度为 B=78 mm，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 l67=76 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 h=(23)R，由轴径 d67=60 mm 查表，得 R=2 mm，故取 h=6 mm，则轴环处的直径 d56=72 mm。轴环宽度 b1.4h，取 l56=12 mm。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 l23=50 mm。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=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

43、离 s，取 s=8 mm，已知滚动轴承的宽度 T=21 mm 高速大齿轮轮毂宽度B2=50 mm，则l45=B2+c+5+2.5+s-l56-15=50+12+5+2.5+16+8-12-15=66.5 mml78=T+s+2.5+2=21+8+16+2.5+2=49.5 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 7211C 轴承查手册得 a=20.9 mm齿宽中点距左支点距离 L2=(78/2+12+66.5+36-20.9)mm=132.6 mm齿宽中点距右支点距离 L3=(78/2-2+49.5-20.9)mm=65.6 mm

44、2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图 b）：FNH1=FtL3L2+L3=3111.165.6132.6+65.6=1029.7 NFNH2=FtL2L2+L3=3111.1132.6132.6+65.6=2081.4 N垂直面支反力（见图 d）：FNV1=FrL3+Fad2/2L2+L3=1166.165.6+765.3302.765/2132.6+65.6=970.5 NFNV2=Fad2/2-FrL2L2+L3=765.3302.765/2-1166.1132.6132.6+65.6=-195.6 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面 C 处的水平弯矩：MH=FNH1L2=1029.7

45、132.6 Nmm=136538 Nmm截面 C 处的垂直弯矩：MV1=FNV1L2=970.5132.6 Nmm=128688 NmmMV2=FNV2L3=-195.665.6 Nmm=-12831 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=187625 NmmM2=M2H+M2V2=137140 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

46、-4），取=0.6，则有：ca=McaW=M21+(T3)2W=1876252+(0.6470.961000)20.1643MPa=12.9 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：第八部分第八部分键联接的选择及校核计算键联接的选择及校核计算8.18.1 输入轴键选择与校核输入轴键选择与校核校核大带轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：bhl=5mm5mm45mm，接触长度:l=45-5=40 mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hldF=0.2554016120/1000=96 NmTT1，故键满足强度要求

47、。8.28.2 中间轴键选择与校核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：bhl=10mm8mm45mm，接触长度:l=45-10=35 mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hldF=0.2583535120/1000=294 NmTT2，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：bhl=10mm8mm70mm，接触长度:l=70-10=60 mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hldF=0.2586035120/1000=504 NmTT2，故键满足强度要求。8.38.3 输出轴键选择与校核输出轴键选择与校核1）输出轴与低

48、速大齿轮处的键该处选用普通平键尺寸为：bhl=18mm11mm70mm，接触长度:l=70-18=52 mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hldF=0.25115260120/1000=1029.6 NmTT3，故键满足强度要求。2）输出轴与联轴器处键该处选用普通平键尺寸为：bhl=14mm9mm70mm，接触长度:l=70-14=56 mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hldF=0.2595645120/1000=680.4 NmTT3，故键满足强度要求。第九部分第九部分轴承的选择及校核计算轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：Lh=518300=12000 h9.

49、19.1 输入轴的轴承计算与校核输入轴的轴承计算与校核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=1392.5+0276.1=392.5 N2）求轴承应有的基本额定载荷值 C 为:C=P60n1106Lh=392.5360631.1110612000=3018 N3）选择轴承型号:查课本表 11-5，选择:7205C 轴承，Cr=12.8 KN，由课本式 11-3 有：Lh=10660n1CP10/3=10660631.1112.81000392.53=9.1610

50、5Lh所以轴承预期寿命足够。9.29.2 中间轴的轴承计算与校核中间轴的轴承计算与校核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=11220.5+0801=1220.5 N2）求轴承应有的基本额定载荷值 C 为:C=P60n1106Lh=1220.5360124.7310612000=5466 N3）选择轴承型号:查课本表 11-5，选择:7206C 轴承，Cr=17.8 KN，由课本式 11-3 有：Lh=10660n1CP10/3=10660124.7317.8