1、機械設計（）說明書題目：二級斜齒圓柱齒輪器系別：系專業：學生學號：指導教師：職稱：二零一二年五月一日目錄第一部分課程設計任務書3第二部分傳動裝置總體設計方案3第三部分電的選擇4第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數7第五部分齒輪的設計8第六部分 傳動軸承和傳動軸及聯軸器的設計17 第七部分鍵連接的選擇及校核計算20 第八部分器及其附件的設計22 第九部分潤滑與密封24 設計小結25 參考文獻25 第一部分課程設計任務書一、設計課題：設計一用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪器.運輸機連續單向運荷變化不大,空載起動,卷筒效率為 0.97(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產,使用期限 10

2、 年(300 天/年),2 班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓 380/220V。二. 設計要求:1.器裝配圖一張(A1 或 A0)。2.CAD 繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3 或 A2)。3.設計說明書一份。三. 設計步驟:1.傳動裝置總體設計方案2.電的選擇3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4.計算傳動裝置的運動和動力參數5.設計 V 帶和帶輪6.齒輪的設計7.滾動軸承和傳動軸的設計8.鍵聯接設計9.箱體結構設計10.潤滑密封設計11.聯軸器設計第二部分傳動裝置總體設計方案1.組成：傳動裝置由電機、器、工作機組成。2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布

3、不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將 V 帶設置在高速級。其傳動方案如下：圖一:傳動裝置總體設計圖初步確定傳動系統總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。選擇 V 帶傳動和二級圓柱斜齒輪器（展開式）。計算傳動裝置的總效率ha:ha=h1h23h32h4h5=0.96×0.983×0.972×0.99×0.97=0.82h1 為 V 帶的效率,h2 為軸承的效率,h3 為齒輪嚙合傳動的效率,h4 為聯軸器的效率,h5 為滾筒的效率（包括滾筒和對應軸承的效率）。第三部分電的選擇1電的選擇皮帶速度 v:v=0.8m/s工作

4、機的功率 pw:2×950×0.8345 2TV 1000Dp= 4.41 KWw電所需工作功率為:pwa4.410.82pd= 5.38 KW執行機構的曲柄轉速為:60×1000V×D60×1000×0.8×345n = 44.3 r/min經查表按推薦的傳動比合理范圍，V 帶傳動的傳動比 i1=24，二級圓柱斜齒輪器傳動比 i2=840，則總傳動比合理范圍為 ia=16160，電轉速的可選范圍為 nd = ia×n = (16×160)×44.3 = 708.87088r/min。綜合考慮電

5、和傳動、重量、價格和帶傳動、器的傳動比，選定型號為 Y132S-4 的裝置的三相異步電，額定功率為 5.5KW,滿載轉速 nm=1440r/min，同步轉速1500r/min。2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比：由選定的電滿載轉速 n 和工作機主動軸轉速 n，可得傳動裝置總傳動比為:ia=nm/n=1440/44.3=32.5（2）分配傳動裝置傳動比:ia=i0×i式中i0,i1 分別為帶傳動和器的傳動比。為使V 帶傳動外廓不致過大，初步取 i0=3，則器傳動比為:i=ia/i0=32.5/3=10.8取兩級圓柱齒輪器高速級的傳動比為:i12 =1.4i =1.4&#

6、215;10.8 = 3.89則低速級的傳動比為: i i1210.83.89i23 = 2.78第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數（1）各軸轉速:nI = nm/i0 = 1440/3 = 480 r/minnII = nI/i12 = 480/3.89 = 123.4 r/minnIII = nII/i23 = 123.4/2.78 = 44.4 r/minnIV = nIII = 44.4 r/min（2)各軸輸入功率:PI = Pd×h1 = 5.38×0.96 = 5.16 KWPII = PI×h2×h3 = 5.16×0.98&

7、#215;0.97 = 4.91 KWPIII = PII×h2×h3 = 4.91×0.98×0.97 = 4.67 KWPIV = PIII×h2×h4 = 4.67×0.98×0.99 = 4.53 KW則各軸的輸出功率：'PI = PI×0.98 = 5.06 KW'PII = PII×0.98 = 4.81 KWPIII' = PIII×0.98 = 4.58 KWPIV' = PIV×0.98 = 4.44 KW(3)各軸輸入轉矩:

8、TI = Td×i0×h1電軸的輸出轉矩:pdnm5.38Td = 9550×= 9550×1440 = 35.7 Nm所以：TI = Td×i0×h1 = 35.7×3×0.96 = 102.8 NmTII = TI×i12×h2×h3 = 102.8×3.89×0.98×0.97 = 380.1 NmTIII = TII×i23×h2×h3 = 380.1×2.78×0.98×0.97 = 1

9、004.5 NmTIV = TIII×h2×h4 = 1004.5×0.98×0.99 = 974.6 Nm輸出轉矩為：'TI = TI×0.98 = 100.7 Nm'TII = TII×0.98 = 372.5 NmTIII' = TIII×0.98 = 984.4 NmTIV' = TIV×0.98 = 955.1 Nm第五部分V 帶的設計1選擇普通 V 帶型號計算功率 Pc:Pc = KAPd = 1.1×5.38 = 5.92 KW根據手冊查得知其交點在 A 型交

10、界線范圍內，故選用 A 型 V 帶。2確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速取小帶輪直徑為 d1 = 100 mm,則：d2 = n1×d1×(1-e)/n2 = i0×d1×(1-e)= 3×100×(1-0.02) = 294 mm由手冊選取 d2 = 300 mm。帶速驗算：V = nm×d1×/(60×1000)= 1440×100×/(60×1000) = 7.54 m/s介于 525m/s 范圍內，故合適。3確定帶長和中心距 a0.7×(d1+d2)a02

11、15;(d1+d2)0.7×(100+300)a02×(100+300)280a0800初定中心距 a0 = 540 mm，則帶長為:L0 = 2a0+×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)= 2×540+×(100+300)/2+(300-100)2/(4×540)=1727 mm由表 9-3 選用 Ld = 1800 mm，確定實際中心距為：a = a0+(Ld-L0)/2 = 540+(1800-1727)/2 = 576.5 mm4驗算小帶輪上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)×5

12、7.30/a= 1800-(300-100)×57.30/576.5= 160.10>12005確定帶的根數：Z = Pc/(P0+DP0)×KL×Ka)= 5.92/(1.32+0.17)×1.01×0.95) = 4.14故要取 Z = 5 根 A 型 V 帶。6計算軸上的：由初拉力公式有：F0 = 500×Pc×(2.5/Ka-1)/(Z×V)+q×V2= 500×5.92×(2.5/0.95-1)/(5×7.54)+0.10×7.542 = 133.8

13、 N作用在軸上的：FQ = 2×Z×F0×sin(a1/2)= 2×5×133.8×sin(160.1/2) = 1317.7 N第六部分齒輪的設計（一） 高速級齒輪傳動的設計計算1齒輪材料、熱處理及精度：考慮此器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪。1） 材料：高速級小齒輪選用 40Cr 鋼調質，齒面硬度為小齒輪：274286HBW。高速級大齒輪選用 45 鋼調質，齒面硬度為大齒輪：225255HBW。取小齒齒數：Z1 = 20，則：Z2 = i12×Z1 = 3.89×20 = 77.8取

14、：Z2 = 782） 初選螺旋角:b = 150。2初步設計齒輪傳動的主要，按齒面接觸強度設計：æZHZEö232KtT1u±1××ç÷d1tuè H ød確定各參數的值:1)試選 Kt = 2.52)T1 = 102.8 Nm選取齒寬系數yd = 13)4)由表 8-5 查得材料的彈性影響系數 ZE = 189.8MPa由圖 8-15 查得節點區域系數 ZH = 2.425)6)由式 8-3 得：ea = 1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)×cosb= 1.88-3.2

15、5;(1/20+1/78)×cos150 = 1.6227)由式 8-4 得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×20×tan150 = 1.78)由式 8-19 得:4-eaæebea 1eaö 11.622çè1-eb÷ø+Ze = 0.78539)由式 8-21 得：Zb =cos=cos15= 0.9810) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 530 MPa。11) 計算應力循環次數：小齒輪應

16、力循環次數：N1 = 60nkth = 60×480×1×10×300×2×8 = 1.38×109大齒輪應力循環次數：N2 = 60nkth = N1/u = 1.38×109/3.89 = 3.55×10812) 由圖 8-19 查得接觸疲勞系數:KHN1 = 0.88,KHN2 = 0.913) 計算接觸疲勞許用應力,取失效概率為 1%,安全系數 S=1,得:KHN1Hlim1sH1 = 0.88×650 = 572 MPaSKHN2Hlim2sH2 = 0.9×530 = 47

17、7 MPaS許用接觸應力:sH = (sH1+sH2)/2 = (572+477)/2 = 524.5 MPa3設計計算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:æZHZEö232KtT1u±1××ç÷d1tuèHød32×2.5×102.8×1000æ2.42×189.8ö23.89+1×ç÷=×= 67.3 mm3.89è524.5ø1×1.6224修正計算結果：1) 確定模數：67.

18、3×cos150d1tcosmn = 3.25 mm20Z1取為標準值:3 mm。2)中心距：æöZ +Zm(20+78)×32×cos150è 12ø na = 152.2 mm2cos3)螺旋角：æöZ +Zm(20+78)×3è 12ø nb = arccos0= arccos= 152a2×152.24)計算齒輪參數：Z1mn 20×3cos150d1 = 62 mmcosZ2mn 78×3cos150d2 = 242 mmcosb =d

19、×d1 = 62 mmb 圓整為整數為：b = 62 mm。5) 計算圓周速度 v:d1n13.14×62×48060×1000v = 1.56 m/s60×1000由表 8-8 選取齒輪精度等級為 9 級。5校核齒根彎曲疲勞強度：(1)確定公式內各計算數值：1)當量齒數：ZV1 = Z1/cos3b = 20/cos3150 = 22.2ZV2 = Z2/cos3b = 78/cos3150 = 86.52)eaV = 1.88-3.2×(1/ZV1+1/ZV2)cosb= 1.88-3.2×(1/22.2+1/86.5)

20、×cos150 = 1.6413)由式 8-25 得重合度系數：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68由圖 8-26 和eb = 1.7 查得螺旋角系數 Yb = 0.874)5) 3.3221.622×0.68= 3.01Y前已求得:KHa = 1.72<3.01，故取：KFa = 1.726)b h b 62= 9.19*(2×1+0.25)×3*(2ham+c )mn且前已求得:KHb = 1.37，由圖 8-12 查得：KFb = 1.347) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.7

21、2×1.34 = 2.548) 由圖 8-17、8-18 查得齒形系數和應力修正系數：齒形系數:YFa1 = 2.69YFa2 = 2.23應力校正系數:YSa1 = 1.58YSa2 = 1.799) 由圖 8-22c 按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：sFlim1 = 500 MPasFlim2 = 380 MPa10)同例 8-2：小齒輪應力循環次數:N1 = 1.38×109大齒輪應力循環次數:N2 = 3.55×10811)由圖 8-20 查得彎曲疲勞系數為：KFN1 = 0.85KFN2 = 0.8612)計算彎曲疲勞許用應力，取 S=1.3

22、，由式 8-15 得：KFN1Flim10.85×5001.3sF1 = 326.9SKFN2Flim20.86×3801.3sF2 = 251.4SYFa1YSa12.69×1.58326.9= 0.013F1YFa2YSa22.23×1.79251.4= 0.01588F2大齒輪數值大選用。(2)按式 8-23 校核齒根彎曲疲勞強度：232KT1YcosYFaYSamn×2FdZ1232×2.54×102.8×1000×0.87×cos 15×0.01588= 2.17 mm21&

23、#215;20 ×1.6222.173 所以強度足夠。(3)各齒輪參數如下：大小齒輪分度圓直徑：d1 = 62 mmd2 = 242 mmb = yd×d1 = 62 mmb 圓整為整數為：b = 62 mm圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 67 mmb2 = 62 mm中心距：a = 152 mm，模數：m = 3 mm（二） 低速級齒輪傳動的設計計算1齒輪材料、熱處理及精度：考慮此器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪。1） 材料：高速級小齒輪選用 40Cr 鋼調質，齒面硬度為小齒輪：274286HBW。高速級大齒輪選用 45 鋼調質，齒面硬度為大齒

24、輪：225255HBW。取小齒齒數：Z3 = 23，則：Z4 = i23×Z3 = 2.78×23 = 63.94取：Z4 = 642） 初選螺旋角:b = 130。2初步設計齒輪傳動的主要，按齒面接觸強度設計：æZHZEö232KtT2u±1××ç÷d3tuè H ød確定各參數的值:1)試選 Kt = 2.5T2 = 380.1 Nm2)選取齒寬系數yd = 13)由表 8-5 查得材料的彈性影響系數 ZE = 189.8 MPa4)5)由圖 8-15 查得節點區域系數 ZH =

25、2.456)由式 8-3 得：ea = 1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)×cosb= 1.88-3.2×(1/23+1/64)×cos130 = 1.6227)由式 8-4 得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×23×tan130 = 1.698)由式 8-19 得:4-eaæebea 1eaö 11.622çè1-eb÷ø+Ze = 0.78539)由式 8-21 得：Zb =cos=cos13= 0.9910) 查得小齒輪的接觸疲

26、勞強度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 530 MPa。11) 計算應力循環次數：小齒輪應力循環次數：N3 = 60nkth = 60×123.4×1×10×300×2×8 = 3.55×108大齒輪應力循環次數：N4 = 60nkth = N3/u = 3.55×108/2.78 = 1.28×10812) 由圖 8-19 查得接觸疲勞系數:KHN3 = 0.9,KHN4 = 0.9213) 計算接觸疲勞許用應力,取失效概率為 1%,安全系數 S=1,得

27、:KHN3Hlim3sH3 = 0.9×650 = 585 MPaSKHN4Hlim4sH4 = 0.92×530 = 487.6 MPaS許用接觸應力:sH = (sH3+sH4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 MPa3設計計算:小齒輪的分度圓直徑:d3t:æZHZEö232KtT2u±1××ç÷d3tuèHød32×2.5×380.1×1000æ2.45×189.8ö22.78+1×

28、1;÷=×= 106.2 mmèø2.78536.31×1.6224修正計算結果：1) 確定模數：106.2×cos130d3tcosmn = 4.5 mm23Z3取為標準值:4 mm。2) 中心距：æèöZ +Zmø(23+64)×42×cos13034na = 178.6 mm2cos3) 螺旋角：æöZ +Zm(23+64)×4è 34ø nb = arccos0= arccos= 132a2×178.64)

29、計算齒輪參數：Z3mn 23×4cos130d3 = 94 mmcosZ4mn 64×4cos130d4 = 263 mmcosb = d×d3 = 94 mmb 圓整為整數為：b = 94 mm。5) 計算圓周速度 v:d3n23.14×94×123.460×1000v = 0.61 m/s60×1000由表 8-8 選取齒輪精度等級為 9 級。5校核齒根彎曲疲勞強度：(1)確定公式內各計算數值：1) 當量齒數：ZV3 = Z3/cos3b = 23/cos3130 = 24.9ZV4 = Z4/cos3b = 64/co

30、s3130 = 69.22)eaV = 1.88-3.2×(1/ZV3+1/ZV4)cosb= 1.88-3.2×(1/24.9+1/69.2)×cos130 = 1.6623) 由式 8-25 得重合度系數：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.684) 由圖 8-26 和eb = 1.69 查得螺旋角系數 Yb = 0.895) 3.3381.648×0.68= 2.98Y前已求得:KHa = 1.72<2.98，故取：KFa = 1.726)b h b 94= 10.44*(2×1+0.25)×4*(2

31、ham+c )mn且前已求得:KHb = 1.39，由圖 8-12 查得：KFb = 1.367) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.72×1.36 = 2.578) 由圖 8-17、8-18 查得齒形系數和應力修正系數：齒形系數:YFa3 = 2.63YFa4 = 2.26應力校正系數:YSa3 = 1.6YSa4 = 1.769) 由圖 8-22c 按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：sFlim3 = 500 MPasFlim4 = 380 MPa10)同例 8-2：小齒輪應力循環次數:N3 = 3.55×108大齒輪應力循環

32、次數:N4 = 1.28×10811)由圖 8-20 查得彎曲疲勞系數為：KFN3 = 0.86KFN4 = 0.8912)計算彎曲疲勞許用應力，取 S=1.3，由式 8-15 得：KFN3Flim30.86×5001.3sF3 = 330.8SKFN4Flim40.89×3801.3sF4 = 260.2SYFa3YSa32.63×1.6330.8= 0.01272F3YFa4YSa42.26×1.76260.2= 0.01529F4大齒輪數值大選用。(2)按式 8-23 校核齒根彎曲疲勞強度：232KT2YcosYFaYSamn×

33、2FdZ3232×2.57×380.1×1000×0.89×cos 13×0.01529= 3.06 mm21×23 ×1.6483.064 所以強度足夠。(3)各齒輪參數如下：大小齒輪分度圓直徑：d3 = 94 mmd4 = 263 mmb = yd×d3 = 94 mmb 圓整為整數為：b = 94 mm圓整的大小齒輪寬度為：b3 = 99 mmb4 = 94 mm中心距：a = 178.5 mm，模數：m = 4 mm第七部分傳動軸承和傳動軸及聯軸器的設計軸的設計1輸入軸上的功率 P1、轉速 n1

34、和轉矩 T1:P1 = 5.16 KWn1 = 480 r/minT1 = 102.8 Nm2求作用在齒輪上的力:已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 62 mm則:2T1d12×102.8×100062Ft = 3316.1 N0tann= 3316.1×tan20= 1249.5 NFr = Ft×0coscos15Fa = Fttanb = 3316.1×tan150 = 888.1 N3初步確定軸的最小直徑:先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼（調質），根據機械設計（第八版）表 15-3，取 A0 = 112，得：3P1

35、n135.16480dmin = A0×= 112×= 24.7 mm顯然，輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大4%，故選取:d12 = 26 mm。帶輪的寬度：B = (Z-1)×e+2×f = (5-1)×18+2×8 = 88mm，為保證大帶輪可靠取：l12 = 86 mm。大帶輪右端用軸肩，故取 II-III段軸直徑為:d23 = 29 mm。大帶輪右端距箱體壁距離為 20，取:l23 = 35 mm。4根據軸向的要求確定軸的各段直徑和長度:初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端 III-IV、VII-V

36、III 上安裝軸承，其段滿足軸承內徑標準，故取:d34 = d78 = 30 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用：30206 型單列圓錐滾子軸承，其為:d×D×T = 30×62×17.25 mm，軸承右端采用擋油環，取:l34 = 17.25 mm。右端軸承采用擋油環，由軸承樣本查得 30206。型軸承的軸肩高度：h = 3 mm，故取：d45 = d67 = 36 mm。齒輪的及安裝齒輪處軸段的確定。由于:d12d56，所以小齒輪應該和輸入軸制成一體，所以:l56 = 67 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒，則:l67 = s+a

37、 = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 99+12+10+8 = 129 mml78 = T =17.25 mm5軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖 a）:根據 30206 圓錐滾子軸承查手冊得 a = 16 mm帶輪中點距左支點距離 L1 = (88/2+35+16)mm = 95 mm齒寬中點距左支點距離 L2 = (67/2+17.25+129-16)mm = 163.8 mm齒寬中點距右支點距離 L3 = (67/2+18+17.25-16)mm = 52.8 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖 b）：3316.1×52.8163.8

38、+52.8 FtL3 L2+L3FNH1 = 808.4 N3316.1×163.8163.8+52.8 FtL2 L2+L3F= 2507.7 NNH2垂直面支反力（見圖 d）：FrL3+Fad1/2-FQ(L1+L2+L3) L2+L3FNV1 =1249.5×52.8+888.1×62/2-1317.7×(95+163.8+52.8)163.8+52.8= -1463.9 NFrL2-Fad1/2+FQL1 L2+L31249.5×163.8-888.1×62/2.7×95163.8+52.81395.7 NF=NV2

39、3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面 C 處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 808.4×163.8 Nmm = 132416 Nmm截面 A 處的垂直彎矩：MV0 = FQL1 = 1317.7×95 Nmm = 125182 Nmm截面 C 處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -1463.9×163.8 Nmm = -239787 NmmMV2 = FNV2L3 = 1395.7×52.8 Nmm = 73693 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖 c）和垂直面彎矩圖（圖 e）。截面 C 處的彎矩：22M=MH+MV1= 273919 Nmm1

40、22M=MH+MV2= 151541 Nmm2作彎矩圖（圖 f）。4）作轉矩圖（圖 g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即截面 C）的強度。必要時也對其他截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式（14-4），取a = 0.6，則有：22M1+(T1)2739192+(0.6×102.8×1000)2Mca Wsca =MPaW0.1×623= 11.8 MPas-1 = 60 MPa故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算 W 時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：II 軸的設計1求中間軸上

41、的功率 P2、轉速 n2 和轉矩 T2：P2 = 4.91 KWn2 = 123.4 r/minT2 = 380.1 Nm2求作用在齒輪上的力:已知高速級大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 242 mm則:2T2d22×380.1×1000242Ft = 3141.3 N0tann= 3141.3×tan20= 1183.6 NFr = Ft×0coscos15Fa = Fttanb = 3141.3×tan150 = 841.3 N已知低速級小齒輪的分度圓直徑為:d3 = 94 mm則:2T2d32×380.1×100094F

42、t = 8087.2 N0tann= 8087.2×tan20= 3020.8 NFr = Ft×cos0cos13Fa = Fttanb = 8087.2×tan130 = 1866.1 N3確定軸的各段直徑和長度:先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼（調質），根據機械設計（第八版）表 15-3，取：A0 = 107，得:3P2n23 4.91 123.4dmin = A0×= 107×= 36.5 mm中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑 d12 和 d67,選定軸承型號為：30208 型單列圓錐滾子軸承，其為：d×

43、D×T = 40×80×19.75 mm，則：d12= d67 = 40 mm。取高速大齒輪的內孔直徑為：d23 = 45 mm，由于安裝齒輪處的軸段長度應略小于輪轂長度，則：l23 = 60 mm，軸肩高度：h = 0.07d = 0.07×45 = 3.15mm，軸肩寬度：b1.4h = 1.4×3.15 = 4.41 mm，所以：d34 = d56 = 52 mm，l34 = 14.5mm。由于低速小齒輪直徑 d3 和 2d34 相差不多，故將該小齒輪做成齒輪軸，小齒輪段軸徑為：d45 = 94 mm，l45 = 99 mm，則：l12

44、= T2+s+a+2.5+2 = 42.25 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 19.75+8+10-7 = 30.75 mm4 軸的受力分析和校核：1）作軸的計算簡圖（見圖 a）:根據 30208 圓錐滾子軸承查手冊得 a = 20 mm高速大齒輪齒寬中點距左支點距離 L1 = (62/2-2+42.25-20)mm = 51.2 mm中間軸兩齒輪齒寬中點距離 L2 = (62/2+14.5+b3/2)mm = 95 mm低速小齒輪齒寬中點距右支點距離 L3 = (b3/2+7+30.75-20)mm = 67.2 mm2）計算軸的支反力：水平面支反

45、力（見圖 b）：3141.3×(95+67.2).2×67.251.2+95+67.23141.3×51.2.2×(51.2+95)51.2+95+67.2Ft1(L2+L3)+Ft2L3 L1+L2+L3Ft1L1+Ft2(L1+L2) L1+L2+L3FNH1 = 4934.3 NFNH2 = 6294.2 N垂直面支反力（見圖 d）：Fr1(L2+L3)+Fa1d2/2-Fr2L3+Fa2d3/2 L1+L2+L3FNV1 =1183.6×(95+67.2)+841.3×242/2-3020.8×67.2.1×

46、;94/251.2+95+67.2= 836.4 NFr1L1-Fa1d2/2-Fr2(L1+L2)-Fa2d3/2 L1+L2+L3FNV2 =1183.6×51.2-841.3×242/2-3020.8×(51.2+95)-1866.1×94/251.2+95+67.23）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：= -2673.6 N截面 B、C 處的水平彎矩：MH1 = FNH1L1 = 4934.3×51.2 Nmm = 252636 NmmMH2 = FNH2L3 = 6294.2×67.2 Nmm = 422970 Nmm截面 B、C

47、處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L1 = 836.4×51.2 Nmm = 42824 NmmMV2 = FNV2L3 = -2673.6×67.2 Nmm = -179666 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖 c）和垂直面彎矩圖（圖 e）。截面 B、C 處的彎矩：M2+M2M1 = 256240 NmmH1V1M2+M2M2 = 459547 NmmH2V2作彎矩圖（圖 f）。4）作轉矩圖（圖 g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即截面 B）的強度。必要時也對其他截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式（14-4）

48、，取a = 0.6，則有：22M1+(T2)2562402+(0.6×380.1×1000)2Mca Wsca =MPaW0.1×453= 37.6 MPas-1 = 60 MPa故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算 W 時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：III 軸的設計1求輸出軸上的功率 P3、轉速 n3 和轉矩 T3：P3 = 4.67 KWn3 = 44.4 r/minT3 = 1004.5 Nm2求作用在齒輪上的力:已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 263 mm則:2T3d42×1004.5×1000263

49、Ft = 7638.8 N0tann= 7638.8×tan20= 2853.4 NFr = Ft×cos0cos13Fa = Fttanb = 7638.8×tan130 = 1762.6 N3初步確定軸的最小直徑:先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼（調質），根據機械設計（第八版）表 15-3，取:A0 = 112，得:3P3n334.6744.4dmin = A0×= 112×= 52.9 mm輸出軸的最小直徑為安裝聯軸器直徑處 d12，所以同時需要選取聯軸器的型號，聯軸器的計算轉矩:Tca = KAT3，查機械設計（第八版）

50、表 14-1，由于轉矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:Tca = KAT3 = 1.2×1004.5 = 1205.4 Nm由于鍵槽將軸徑增大 4%，選取聯軸器型號為:LT10 型，其為：內孔直徑 63 mm，軸孔長度 107 mm，則：d12 = 63 mm，為保證聯軸器可靠取：l12 =105 mm。半聯軸器右端采用軸端擋圈，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 73mm，左端用軸肩，故取 II-III 段軸直徑為：d23 = 66 mm。4根據軸向的要求確定軸的各段直徑和長度：初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端 III-IV、VII-VIII 上安裝軸承，其段滿足軸承內徑

51、標準，故取：d34 = d78 = 70 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用:30214 型單列圓錐滾子軸承，其為：d×D×T =70mm×125mm×26.25mm。由軸承樣本查得 30214 型軸承的軸肩高度為：h= 4.5 mm，故取：d45 = 79 mm。軸承端蓋的總寬度為：20 mm，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面的距離為：l = 20 mm，l23 = 35 mm。的確定。取低速大齒輪的內徑為：d4 = 79齒輪的及安裝齒輪處軸段mm，所以：d67 = 79 mm，為使齒輪可靠取：l67 = 92 mm，齒輪右端采用軸肩，

52、軸肩高度：h 0.07d = 0.07×79 = 5.53 mm，軸肩寬度：b 1.4h = 1.4×5.53 = 7.74 mm，所以：d56 = 91 mm，l56 = 10 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒，則：l34 = T3 = 26.25 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 62+10+8+5+12+2.5-10 = 89.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 26.25+8+10+2.5+2 = 48.75 mm5軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖 a）:根據 30214 圓錐滾子軸承查手冊得 a = 27.5 m

53、m齒寬中點距左支點距離 L2 = (94/2+10+89.5+26.25-27.5)mm = 145.2 mm齒寬中點距右支點距離 L3 = (94/2-2+48.75-27.5)mm = 66.2 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖 b）：7638.8×66.2145.2+66.27638.8×145.2145.2+66.2 FtL3 L2+L3 FtL2 L2+L3FNH1 = 2392.1 NF= 5246.7 NNH2垂直面支反力（見圖 d）：2853.4×66.2.6×263/2145.2+66.2FrL3+Fad2/2 L2+L3Fa

54、d2/2-FrL2 L2+L3FNV1 = 1990 N1762.6×263/2-2853.4×145.2145.2+66.2FNV2 = -863.4 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面 C 處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 2392.1×145.2 Nmm = 347333 Nmm截面 C 處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = 1990×145.2 Nmm = 288948 NmmMV2 = FNV2L3 = -863.4×66.2 Nmm = -57157 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖 c）和垂直面彎矩圖（圖 e）。截面

55、C 處的彎矩：22M=MH+MV1= 451809 Nmm122M=MH+MV2= 352004 Nmm2作彎矩圖（圖 f）。4）作轉矩圖（圖 g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即截面 C）的強度。必要時也對其他截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式（14-4），取a = 0.6，則有：22M1+(T3)4518092+(0.6×1004.5×1000)2Mca Wsca =MPaW0.1×793= 15.3 MPas-1 = 60 MPa故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算 W 時，忽略

56、單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第八部分鍵聯接的選擇及校核計算1輸入軸鍵計算：校核大帶輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵為：b×h×l = 8mm×7mm×80mm，接觸長度:l' =80-8 = 72 mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×7×72×26×120/1000 = 393.1 NmTT1，故鍵滿足強度要求。2中間軸鍵計算：校核高速大齒輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵為：b×h×l = 14mm×9mm×50mm，接觸長度:l' =50-14 = 36 mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×9×