V带二级斜齿F=6000 V=0.5 D=350 8X2

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:1. 确定计算功率Pea由表查得工作情况系数Ka=1.1,故Pca = KAPd = 1.1 x 3.64 = 4Kw2. 选择V带的带型根据Pea、nm由图选用A型。3. 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 = 112mm。2）验算带速v。按课本公式验算带的速度Jiddinm 兀 x 112x960v = 5.63m/s60 x 100060 x 1000因为5 m/s v 30m/s,故带速合适。3）计算大带轮的基准直径。根据课本公式，计算大带轮的基准直径d(i2 = iddi = 2.5 x 112 = 280mm根据课本查表，取标准值为dd2 = 280 mmo4. 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（）= 500 mmo71、(d2 dm)?Ldo * 2a0 + - (ddl + dd2) +2）由课本公式计算带所需的基准长度4a=2 x 500 + ； (112 + 280) +(牛二岩)=1630mm由表选带的基准长度Ld = 1640 mm。3）按课本公式计算实际中心距a。a*+n = 50 + 64/30 = 505mm按课本公式，中心距变化范围为480554 mm。5. 验算小带轮上的包角ai505的.180。 S - cW X 57.3。= Mo _ 伽-哩 X 57.3。=硕刁。 圳。6. 计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率Pg由 ddi = 112 mm 和 nm = 960 r/min,查表得 P()= 1.16 kW。|艮据 nm = 960r/min, io = 2.5 和 A 型带，查表得APo = 0.11 kW。查表得 电=0.95,查表得Kl = 0.99,于是Pr =(P + P0)KaKL = (1.16 + 0.11) x 0.95 x 0.99 = 1.19Kw2）计算V带的根数zZ = = g= 3.36Pr 1.19取4根。7.计算单根V带的初拉力Fo由表查得A型带的单位长度质量q = 0.105 kg/m,所以(2.5 Ka)Pca Q(2.5 0.95) x 4QFo = 500 x -+ qv2 = 500 x_- + 0.105 x 5.632KazvTZ ”0.95 x 4 x 5.63=148.23NFp = 2zF0=2 x 4 x 148.23 x sin8.计算压轴力FP=1169.27N9.主要设计结论带型A型根数4根小带轮基准直径112mm大带轮基准直径280mmddldd2V带中心距a505mm带基准长度Ld1640mm小带轮包角al160.9带速5. 63m/s单根V带初拉力F0148. 23N压轴力Fp1169.27N5. 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 二 38mm38mm分度圆直径ddl112mmdaddl+2ha112+2X2. 75117. 5mmdl(1.82)d(1.82) X3876mmB(Z-1) X e+2 X f(4-1) X 15+2X963mmL(1.52)B(1.52) X6394mm2 .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 = 25 mm25mm分度圆直径dd2280mmdaddl+2ha280+2X2.75285.5mmdl(1.8 2)d(1.8 2)X2550mmB(z-l)Xe+2Xf(44)X15+2X963mmL(l.52)d(1.5 2)X2550mm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1. 选精度等级、材料及齿数（1）材料选择：由表选择小、大齿轮材料均为45钢（调质），小齿轮齿面平均硬度为240HBS,大齿轮齿面平均硬度为190HBS。（2）一般工作机器，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数Z, =25,大齿轮齿数Z2 = 25X4.28 = 107,取Z2= 107o（4）初选螺旋角。=14。（5）压力角a = 20 o2. 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3 2KTiu + 1/ZeZhZZb、2J U /1）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R PlR 3.49& = 9.55 x 103= 9.55 x 103 x = 86.8Nm1rii384 选取齿宽系数巾d = 1。 由图查取区域系数Zh = 2.44o 查表得材料的弹性影响系数Ze = 189.8VMPa 计算接触疲劳强度用重合度系数乙。端面压力角:aatl = arccos/tananat = arctan cospZicosottZ + 2h告cosp _aat2 = arccosZ2cosat端面重合度:/tan20=arctan ( 1 = 20.561cosl4/25 x cos20.561.25 + 2 x 1 x cosl4.107 x cos20.561.107 + 2 x 1 x cosl4.=arccos=29.683.Z2 + 2h*cosp = arccos=23.132& = & Zi (tanotati - tanat+ Z2 I tanaat2 tanat1= 25 x (tan29.683。一 tan20.561) + 1072 71x (tan23.132 tan20.561) = 1.662轴向重合度:些迎=1 X 25 x tanl4。=7T71重合度系数:与wf+a4- 1.6621.984(lT984)+g=0653由式可得螺旋角系数Zbcosl4 = 0.985计算接触疲劳许用应力bH查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为bHiimi = 550MPa、（yHiim2 = 380 MPao计算应力循环次数:Ni = 60nijLh = 60 x 384 x 1 x 8 x 2 x 8 x 300 = 8.85 x 108Ni 8.85 x 108QN2=F = 2O7X1*查取接触疲劳寿命系数:Khni =0.89、Khn2 = 0.91o取失效概率为1%,安全系数S=l,得: HlimlKHNl 550 X 0.89。由=g=j= 489.5MPar -i Hlim2KHN2 380 X 0.91叫2=g=j= 345.8MPa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aH = aH2 = 345.8MPa2）试算小齿轮分度圆直径2KTiU + l/ZEZHZeZp345.83 2 x 1000 x 1.3 x 86.8 4.28 + 1 /189.8 x 2.44 x 0.653 x 0.9852xx4.28=59.116mm（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vn x dlt x rii n x 59.116 x 384V = 60 x 1000 =60 x 1000=腿/， 齿宽bb =(Pddit = 1 x 59.116 = 59.116mm2）计算实际载荷系数Kh由表查得使用系数Ka=1。根据v= 1.19m/s、8级精度，由图查得动载系数Kv=l.08。 齿轮的圆周力212 x 1000 x 86.8% =瓦=59.116= 2936.599N-;=s “ ，= 49.68N/mm 100 N/mmb 59.116查表得齿间载荷分配系数KHa = 1.4o 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= 1.456o则载荷系数为:K = KAKvKHaKHp = 1 x 1.08 x 1.4 x 1.456 = 2.2013) 可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1 = dlt x359.116 x32.201项丁 = 70.458mm及相应的齿轮模数mn Zi模数取为标准值mn = 2.5mm。dlCSp 70458 x cosl4。= 2.735mm253. 几何尺寸计算(1) 计算中心距a = 2n =（25 + 1。” = I” 046响2cosp2 x cosl4中心距圆整为a = 170 mm。(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角6 = arccos （色三|迥）=arccos （竺三羿产）= 13.938。即：0= 13 567 17（3）计算大、小齿轮的分度圆直径ninZi 2.5 x 25di =、二 ccc。 = 64.394mmcos。 cosl3.938mnZ2 2.5 x 107d2 = 7 = 275.607mmcosg cosl3.938（4）计算齿轮宽度b =（Pddi = 1 x 64.394 = 64.394mm取 b2 = 65mm、bi = 70 mmo4. 校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件ZKYpaYsaYeYpCOS21）确定公式中各参数值计算当量齿数Zi25Zvi =(COS13.938)3 = 27342Z2107如=声丽=(COS13.938T = 117.026计算弯曲疲劳强度的重合度系数y基圆螺旋角:6b = arctan(tanpcosat) = arctan(tanl3.938 x cos20.561) = 13.082当量齿轮重合度:1.662c = 1 742av cos2 pb (COS13.0820)2 轴向重合度:(pdZ1tanp 1 x 25 x tanl3.938Eq = = = 1.975H7171重合度系数:0.750.75Y = 0.25 + =0.25 + - = 0.678sav1.752计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YpYp = 1 - P-f = 1 - 1.975 x I* = 0.771120120由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFal = 2.56 YFa2 = 2.17Ysal = 1.62 Ysa2= 1.83计算实际载荷系数Kf由表查得齿间载荷分配系数Kf（x=1.4根据 KHp = 1.456,结合 b/h = 11.56 查图得 KFp = 1.426则载荷系数为Kf = KAKvKFaKFp = 1 x 1.08 x 1.4 x 1.426 = 2.156 计算齿根弯曲疲劳许用应力6查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为bFiimi = 380 MPa、OFiim2 = 320 MPao由图查取弯曲疲劳寿命系数Kfni=0.85、Kfn2 = 0.87取安全系数S=1.4,得KFNlaFliml 0.85 X 380Dfi=一勇=230.71MPaKfN2Flim2 0.87 X 320aF2 =_ = i98.86MPa2）齿根弯曲疲劳强度校核2KFTiYFaiYsaiYYB cos2 B0=f_ 2 x 1000 x 2.156 x 86.8 x 2.56 x 1.62 x 0.678 x 0.771 x cos2 13.938 =1 x 2.53 x 252=78.272MPa o F1cos2 Bo =f_ 2 x 1000 x 2.156 x 86.8 x 2.17 x 1.83 x 0.678 x 0.771 x cos2 13.938 =1 x 2.53 x 252=74.948MPa Z2= 107,模数 mn = 2.5 mm,压力角a = 20 ,螺旋角p = 13.938=13 56 17”，中心距 a = 170 mm,齿宽 bi=70mm、b2 = 65mm。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446.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m2. 5mm2. 5mm齿数z25107螺旋角B左 13 56 17”右 13 56 17”齿宽b70mm65mm分度圆直径d64. 394mm275. 607mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0. 250. 25齿顶高hamXha2. 5mm2. 5mm齿根高hfmX (ha+c)3. 125mm3. 125mm全齿高hha+hf5. 625mm5. 625mm齿顶圆直径dad+2 X ha69. 394mm280.607mm齿根圆直径dfd-2 X hf58.144mm269.357mm6.2低速级齿轮传动的设计计算1. 选精度等级、材料及齿数（1）材料选择：由表选择小、大齿轮材料均为45钢（调质），小齿轮齿面平均硬度为240HBS,大齿轮齿面平均硬度为190HBS。（2）一般工作机器，选用8级精度。(3) 选小齿轮齿数Z3 = 26,大齿轮齿数Z4 = 26X3.29 = 85.54,取Z4= 85(4) 初选螺旋角8 = 13。(5) 压力角a = 20 o2. 按齿面接触疲劳强度设计2KT2u + 1/zeZhZZ3(1)由式试算小齿轮分度圆直径，即3 21) 确定公式中的各参数值。 试选载荷系数Knt = 1.3o 计算小齿轮传递的转矩r P2r 3.35T2 = 9.55 x 103= 9.55 x 103 x = 356.58Nm2n289.72 选取齿宽系数6d= 1。 由图查取区域系数ZH = 2.450 查表得材料的弹性影响系数Ze = 189.8VMPa 计算接触疲劳强度用重合度系数乙。端面压力角:at = arctanatlaat2=arccos=arccostanancospZ3cosatZ3 + 2hgCosp .Z4cosatZ4 + 2h*cosp _/tan20)=arctan I I = 20.482)cosl3/26 x cos20.482 -=arccos=arccos.26 + 2 x 1 x cosl3.r 85 x cos20.482 .85 + 2 x 1 x cosl3_=29.379=23.686端面重合度:Ea = Z3 (tanctati tanat ) + Z4 (tanaat2 tanat )= 26 x (tan29.379。一 tan20.482) + 85x (tan23.686 tan20.482) = 1.665轴向重合度:(pdZ3tanpJT1 x 26 x tanl3=1.911IT重合度系数:峥(f+A4- 1.6651.911(1一1.9瑚+后=.662 由式可得螺旋角系数Zbcos 8 =cosl3 = 0.987 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GHiimi = 550MPa、bHHm2 = 380 MPao计算应力循环次数:Ni = 60n2jLh = 60 x 89.72 xlx8x2x8x 300 = 2.07 x 108Ni _ 2.07 x 108=3.29=6.28 x 107查取接触疲劳寿命系数:Khni = 0.91、Khn2 = 0.93。取失效概率为1%,安全系数S=1,得：HlimlHNl 550 X 0.91=Hiim； HN1 = 500.5MPaL Hls1 QHlim2KHN2380 x 0.93H2=g=j= 353.4MPa取bHl和9h2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即aH = kH2 = 353.4MPa2）试算小齿轮分度圆直径2KT2u+ l/ZEZHZeZ0353.43 2 x 1000 x 1.3 x 356.58 3.29 + 1 /189.8 x 2.45 x 0.662 x 0.987xx3.29=96.319mm（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 = Em =丸 X 96.319 X 89.72 =60 x 100060 x 1000 齿宽bb =(Pdd3t = 1 x 96.319 = 96.319mm2）计算实际载荷系数Kh由表查得使用系数Ka=1。根据 v = 0.45 m/s、8级精度，由图查得动载系数Kv= 1.02o 齿轮的圆周力2T22 x 1000 x 356.58= 7404.147Nd3t96.319KaF”i x 7404 147=76.87N/mm bs = 113 mm。4. 校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件2KT2YFaYSaYYpcos2pPdmgZGf 1）确定公式中各参数值计算当量齿数26Z3ZV3 = 7= 7d rr -2 = 28.913(cosp)3 (cosl5.164 )3Z485ZV4=94(cosp)3 -(COS15.1640)3 计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y基圆螺旋角:Pb = arctan (tan Pcosat) = arctan (tan 15.164 x cos20.482)14.246当量齿轮重合度: =&=_165_av cos2 pb 一(cosl4.246)2 乙轴向重合度:cpdZ3tanp 1 x 26 x tanl5.164Eg = 2.243P 7171重合度系数:0.750.75Yc = 0.25 + =0.25 + - = 0.673av1.772计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YpYp = 1 - ep = 1 - 2.243 X = 0.717120120由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFal = 2.54 YFa2 = 2.21Ysal = 1.63 Ysa2= 1.8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 = 1.468,结合 b/h 二 12 查图得 Kfp = 1.438则载荷系数为Kf = KAKvKFaKFp = 1 x 1.02 x 1.4 x 1.438 = 2.053计算齿根弯曲疲劳许用应力6查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为bFiimi = 380 MPa、6iim2 = 320 MPao由图查取弯曲疲劳寿命系数Kfni=0.87、Kfn2 = 0.9取安全系数S=1.4,得KpNlFliml 0.87 X 380席1=g=一3 = 236.14MP3 KFN2Flim2 .9 X 320aF2=205.71MPaS1.42）齿根弯曲疲劳强度校核2KFT2YFalYSalYe Yp cos2 8o =_ 2 x 1000 x 2.053 x 356.58 x 2.54 x 1.63 x 0.673 x 0.717 x cos2 15.164 =1 x 43 x 262=62.987MPa o L F1J2KFT2YFa2YSa2YYp cos2 B2 3z3 nmd62 x 1000 x 2.053 x 356.58 x 2.21 x 1.8 x 0.673 x 0.717 x cos2 15.164_1 x 43 x 262=60.52MPa b4 = 108 mmo6. 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m4mm4mm齿数z2685螺旋角8左 15 9 50”右 15 9 50齿宽b113mm108mm分度圆直径d107. 748mm352. 253mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0. 250. 25齿顶高hamXha4mm4mm齿根高hfmX (ha+c)5mm5 mm全齿高hha+hf9mm9mm齿顶圆直径dad+2 X ha115. 748mm360.253mm齿根圆直径dfd-2Xhf97.748mm342.253mm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1. 输入轴上的功率Pi、转速ni和转矩TiPi = 3.49 KW m = 384 r/min Ti = 86.8 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：di = 64.394 mm则:Ft =64.394弘=2 x 1X 86.8 = 2695.9Nditanantan20% =入、诙=2695.9 x 顽林=1011NFa = Ft x tanp = 2695.9 x tanl3.938 = 668.7N3 .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3.49384 = 234mm=112 x3HlA（）=112,得:dmin = Ao x3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：di2 = 25 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，1-11轴段右端需制出一轴肩，故取11=111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。大带轮宽度B = 63 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ITI段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取112 = 61 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 dXDXT = 35X72X 17mm,d34 = d78 = 35 mm,取挡油环的宽度为15,则134 = 1?8 = 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，取血=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156 = B = 70 mm, d56 = di = 64.394 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 123 = 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 =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 = 8 mm,已知低速小齿轮的宽度ba = 113 mm,贝ijI45 = bs+c+ A +s-15 = 113+12+16+8-15 = 134 mm167 = +s-15 = 9 mm至此，己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带轮中点距左支点距离Li = （63/2+50+15.7）mm = 97.2 mm齿宽中点距左支点距离 L2 = （70/2+32+134-15.7）mm = 185.3 mm齿宽中点距右支点距离L3 = （70/2+9+32-15.7）mm = 60.3 mmV带压轴力Fp= 1169.27 N2）计算轴的支反力: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水平面支反力（见图b）：FtL3 2695.9 x 60.3Fnh】=侦车言=185.3 + 60.3 = 6619NFtL22695.9 x 185.3Fnh? = = 2034NL2 + L3 185.3 + 60.3垂直面支反力（见图d）：L2 + L3% = + FaX*-Fp（L3L2 + L3）64 3941011 x 60.3 + 668.7 x J 1169.27 x （97.2 + 185.3 + 60.3）185.3 + 60.3=-1296.1N% = -E + FpL】L2 + L364 3941011 x 185.3 一 668.7 X 言 + 1169.27 x 97.2_= 1137.9N185.3 + 60.33）计算轴的弯矩，并做弯矩图:截面C处的水平弯矩:Mh = FNH1L2 = 661.9 x 185.3 = 122650Nmm截面A处的垂直弯矩：Mvo = FpLi = 1169.27 x 97.2 = 113653Nmm截面C处的垂直弯矩：MVi = FNViL2 = -1296.1 x 185.3 = -240167NmmMV2 = FNV2L3 = 1137.9 x 60.3 = 68615Nmm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 = 71226502 + -2401672 = 269672NmmM2 =+ M2 = V1226502 + 686152 = 140538Nmm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:=10.3MPa0.1 x 64.3943Mca 7Mi +(ti)2 J2696722 + (0.6 x 86.8 x 1000)2w 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）。轴的弯扭受力图如下:7.2中间轴的设计1 .求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2 = 3.35 KW n2 = 89.72 r/min T2 = 356.58 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 = 275.607 mm则:2T22 x 1000 x 356.58Fti =书=e= 2587.6Nu d2275.607tanantan20Frl = Ftl x 一$ = 2587.6 x 一 = 970.4Nrl n cospCOS13.9380Fal = Ftl x tanp = 2587.6 x tanl3.938 = 641.8N己知低速级小齿轮的分度圆直径为:ds = 107.748 mm则:2T22 x 1000 x 356.58Ft2 =二一= cr r-C = 6618.8Nt2 d3 107.748tanantan20Fr2 = Ft2 x = 6618.8 x = 2495.9N* 捉 cospcosl5.164Fa2 = Ft2 x tanp = 6618.8 x tanl5.164 = 1792.9N3. 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:dmin = Ao X33.35=35.8mm89.724. 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d2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 = 35.8mm,由轴承产品目录中选取角接触球轴承7208C,其尺寸为dXDXT = 40X80X18 mm,故 di2 = d56 = 40 mm。2）取安装大齿轮处的轴段V-VI的直径d45 = 45 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 = 65 mm,为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取145 = 63 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = （23）R,由轴径d45 = 45 mm查表，得R = 1.6 mm,故取h = 4 mm,则轴环处的直径d34 = 53 mmo轴环宽度bl.4h,取134=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7208C型轴承的定位轴肩高度h = 3.5 mm,因此，取d23 = 45 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 = 113mm,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123 = 111 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,己知滚动轴承宽度T = 18 mm,贝112 二 T+ +s+2 = 18+16+8+2 = 44 mmI56 = T2T+S+ +2.5+2 = 18+8+16+2.5+2 = 46.5 mm至此，己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7208C轴承查手册得a = 17 mm高速大齿轮齿宽中点距左支点距离Li = （65/2-2+46.5-17）mm = 60 mm中间轴两齿轮齿宽中点距离L2 = （65/2+14.5+113/2）mm= 103.5 mm低速小齿轮齿宽中点距右支点距离L3 = （113/2-2+44-17）mm=81.5 mm2）计算轴的支反力:水平面支反力（见图b）：60 + 103.5 + 81.5Li + L2 + L3_ Ftl(L2 + L3) + Ft2L3 2587.6 x (103.5 + 81.5) + 6618.8 X 81.5Fnhi =4155.7NFti + Ft2(d + L2)2587.6 x 60 + 6618.8 x (60 + 103.5)60 + 103.5 + 81.5Li + L2 + L3FNH2 =:= 5050.7N垂直面支反力（见图d）：Fnvi =Frl（L2 + L3） + Fal X y- - Fr2L3 + Fa2 XLi + L2 + L3970.4 x （103.5 + 81.5） + 641.8 x ，弓顷 一 2495 9 x 81 5 + 1792.9 x=60 + 103.5 + 81.5=657.7NLi + L2 + L3FrlL Fai x 牛一 Fr2（Li + L2） - Fa2 X 4FnV2 =970.4 x 60 - 641.8 x 之您”一 2495.9 x （60 + 103.5） 一 1792.9 x 气、60 + 103.5 + 81.5=-2183.2N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图:截面B、C处的水平弯矩：MHi = FnhiLi = 4155.7 x 60 = 249342NmmMH2 = FNH2L3 = 5050.7 x 81.5 = 411632Nmm截面B、C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L1 = 657.7 x 60 = 39462NmmMV2 = FNV2L3 = -2183.2 x 81.5 = -177931Nmm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：Mi = Jm&i + Mi = J2493422 + 394622 = 252445NmmM2 = JmS + M&2 = .4116322 + -1779312 = 448442Nmm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:ca=36.3MPa_ Mca _ Jm, + (c(T2)2 _ J2524452 + (0.6 x 356.58 x 1000)2=布= W=0.1 x453 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）。轴的弯扭受力图如下:FtlFalwlWEFNVFFNH2FNV1b)FNH2c)FNV2e)MV2M2F)d ) ?NVr=Fal-F2FNV1Ml7.3输出轴的设计1 .求输出轴上的功率P3、转速叫和转矩T3P3 = 3.22 KW n3 = 27.27 r/min T3 = 1127.65 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 = 352.253 mm则:2T32 x 1000 x 1127.65R =可=g = 64025Ntanantan20Fr = Ft x = 6402.5 x = 2414.3Nr t cospCOS15.1640Fa = Ft x tanp = 6402.5 x tanl5.164 = 1734.3N3 .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二 112,于是得dmin = A。X3S=112 273.22=54.9mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d|2,为了使所选的轴直径由2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Tea = KaT3,查表，考虑转矩变化很小，故取Ka=1.3,则:Tca = KaT3 = 1.3 x 1127.65 = 1465.9Nm按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T4323-2002或手册，选用ET10型联轴器。半联轴器的孔径为63 mm故取di2 = 63 mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为107 mm。4 .轴的结构设计图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F = 6000N, V = 0. 5m/s,D = 350mm,设计年限（寿命）：8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380/220Vo二. 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4LL56一 L12 一 | 一/一 | 一 34 _ | 一 L45 一 | | 一 L67 一 | 一78 一5. 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，ITI轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23 = 68 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D 二73 mmo半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 107 mm,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I-II段的长度应比L略短一些，现取112 = 105mmo2）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 = 68 mm,由轴承产品目录中选取角接触球轴承 7214C,其尺寸为 dXDXT = 70mmX 125mmX24mm,故 d34 = d?8 - 70 mm,取挡油环的宽度为15,则134 = 24+15 = 39 mm左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得7214C型轴承的定位轴肩高度h = 4.5 mm,因此，取d45 = 79 mm。3）取安装齿轮处的轴段VI-VII段的直径d67 = 75 mm；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 = 108 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167 = 106 mmo齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R,由轴径d67 = 75 mm查表，得R = 2mm,故取h = 6 mm,则轴环处的直径d56 = 87 mm。轴环宽度b1.4h,取he = 12mmo4) 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123 = 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离s,取s = 8mm,已知滚动轴承的宽度T = 24 mm高速大齿轮轮毂宽度B? = 65 mm,则I45 = B2+C+5+2.5+ +S-156-15 = 65+12+5+2.5+16+8-12-15 = 81.5 mmI78 = T+s+ A +2.5+2 = 24+8+16+2.5+2 = 52.5 mm至此，己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7214C轴承查手册得a = 25.3 mm第一段轴中点距左支点距离Li = (105/2+50+25.3)mm = 127.8 mm齿宽中点距左支点距离 L2 = (108/2+12+81.5+39-25.3)mm = 161.2 mm齿宽中点距右支点距离 L3 = (108/2-2+52.5-25.3)mm = 79.2 mm2) 计算轴的支反力：水平面支反力(见图b)：FtL3 6402.5 x 79.2皿=宁=161.2 + 79.2 =2193NFtL2 6402.5 x 161.2Fnh2 = E = mN + 79.2 = 4293.2N垂直面支反力（见图d）：FrL3 + Fa x 阵 2414.3 x 79.2 + 1734.3 x 352子53161.2 + 79.2Fnvi = 一L2 + L3 =2066NL2 + L3Fa x 牛一 FrL2 1734.3 x 弓2 2414.3 x 161.2% =蠢车顽=-348.3N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图:截面C处的水平弯矩:Mh = FNHiL2 = 2109.3 x 161.2 = 340019Nmm截面c处的垂直弯矩：MVi = FNViL.2 = 2066 x 161.2 = 333039NmmMV2 = FNV2L3 = 348.3 x 79.2 = 27585Nmm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&i = J3400192 + 3330392 = 475949NmmM2 =+ M2 = J3400192 + -275852 = 341136Nmm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