1、機械設計減速器設計說明書專 業：姓 名：學 號：指導教師：目 錄第一部分 設計任務書.4第二部分 傳動裝置總體設計方案.5第三部分 電動機的選擇.5 3.1 電動機的選擇.5 3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比.6第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數.7第五部分 V帶的設計.9 5.1 V帶的設計與計算.9 5.2 帶輪的結構設計.11第六部分 齒輪傳動的設計.13 6.1 高速級齒輪傳動的設計計算.13 6.2 低速級齒輪傳動的設計計算.19第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯軸器的設計.25 7.1 輸入軸的設計.25 7.2 中間軸的設計.30 7.3 輸出軸的設計.35第八部分 鍵

2、聯接的選擇及校核計算.41 8.1 輸入軸鍵選擇與校核.41 8.2 中間軸鍵選擇與校核.41 8.3 輸出軸鍵選擇與校核.41第九部分 軸承的選擇及校核計算.42 9.1 輸入軸的軸承計算與校核.42 9.2 中間軸的軸承計算與校核.43 9.3 輸出軸的軸承計算與校核.43第十部分 聯軸器的選擇.44第十一部分 減速器的潤滑和密封.45 11.1 減速器的潤滑.45 11.2 減速器的密封.46第十二部分 減速器附件及箱體主要結構尺寸.47設計小結.49參考文獻.50第一部分 設計任務書一、原始數據設計展開式二級直齒圓柱齒輪減速器，初始數據：運輸帶有效拉力F = 2000 N，運輸帶速度V

3、 = 1.2m/s，卷筒直徑D = 260mm，設計年限（壽命）：10年，每天工作班制（8小時/班）：2班制，每年工作天數：300天，三相交流電源,電壓380/220V。方案A2：要求傳動系統中含有兩級圓柱齒輪減速器及帶傳動。二. 設計步驟1. 傳動裝置總體設計方案2. 電動機的選擇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一. 傳動方案特點1.組成：傳動裝置由電機、V帶、減速器、工作機組成。2.特

4、點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案：考慮到電機轉速高，V帶具有緩沖吸振能力，將V帶設置在高速級。選擇V帶傳動和展開式二級直齒圓柱齒輪減速器。二確定設計方案三. 計算傳動裝置總效率ha=h1h24h32h4h5=0.96×0.994×0.972×0.99×0.96=0.825h1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為工作裝置的效率。第三部分 電動機的選擇3.1 電動機的選擇皮帶速度v:v=1.2m/s工作裝置的功率pw:pw= 2.4 KW電動機所需輸出功

5、率為:pd= 2.91 KW電動機額定功率Pcd約為Pd的1-1.3倍，由機械設計手冊選取電動機額定功率Pcd=3KW工作裝置的轉速為:n = 88.2 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=24，二級圓柱直齒輪減速器傳動比i2=840，則總傳動比合理范圍為ia=16160，電動機轉速的可選范圍為nd = I×n = (16×160)×88.2 = 1411.214112r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y100L-2的三相異步電動機。其相關數據如下：電動機型號額定功率Pcd（KW）電

6、動機轉速n/(r/min）起動轉矩(N*m)最大轉矩(N*m)同步轉速滿載轉速額定轉矩額定轉矩Y100L-23300028702.22.2電動機主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動機軸伸出段尺寸鍵尺寸HL×HDA×BKD×EF×G100mm380×245160×14012mm28×608×243.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比： 由選定的電動機滿載轉速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=2870/88.2=32.54（2）分配傳動裝置傳動

7、比:ia=i0×i 式中i0,i1分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0=2.5，則減速器傳動比為:i=ia/i0=32.54/2.5=13.02取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為:i12 = 則低速級的傳動比為:i23 = 3.17(為使浸油深度相等，兩大齒輪應相近，所以使i1>i2,通常取i1=（1.21.3）i2)第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數（1）各軸轉速:輸入軸：nI = nm/i0 = 2870/2.5 = 1148 r/min中間軸：nII = nI/i12 = 1148/4.11 = 279.32 r/min輸出軸：nI

8、II = nII/i23 = 279.32/3.17 = 88.11 r/min卷筒軸：nIV = nIII = 88.11 r/min（2)各軸輸入功率: 輸入軸：PI = Pd×h1 = 2.91×0.96 = 2.79 KW 中間軸：PII = PI×h2×h3 = 2.79×0.99×0.97 = 2.68 KW 輸出軸：PIII = PII×h2×h3 = 2.68×0.99×0.97 = 2.57 KW 卷筒軸軸：PIV = PIII×h2×h4 = 2.57&#

9、215;0.99×0.99 = 2.52 KW 則各軸的輸出功率：輸入軸：PI' = PI×0.99 = 2.76 KW中間軸：PII' = PII×0.99 = 2.65 KW 輸出軸：PIII' = PIII×0.99 = 2.54 KW 卷筒軸：PIV' = PIV×0.99 = 2.49 KW各軸輸出功率： 電動機軸的輸出轉矩: Td = = 9.68 N*m輸入軸：TI = = 23 N*m 中間軸：TII = = 90.76 N*m 輸出軸：TIII = = 276.3 N*m卷筒軸：T=269.88

10、N*m整理如下表：名稱功率（KW）轉矩（N*m）轉速（r/min）傳動比效率輸入輸出輸入輸出電動機2.912.919.6828702.50.96軸2.792.762311484.110.96軸2.682.6590.76279.323.770.96軸2.572.54276.388.1110.98軸2.522.49269.8888.11第五部分 V帶的設計5.1 V帶的設計與計算1.確定計算功率Pca= KAPd 由工作條件查課本表8-8得工作情況系數KA = 1.1，故Pca = KAPd = 1.1×2.91 kW = 3.2 kW2.選擇V帶的帶型 根據Pca、nm由課本圖8-11

11、選用Z型。3.確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v 1）初選小帶輪的基準直徑dd1。由課本表8-7和表8-9取小帶輪的基準直徑dd1 = 80 mm。 2）驗算帶速v。按課本公式驗算帶的速度12.02 m/s 因為5 m/s < v < 25m/s，故帶速合適。 3）計算大帶輪的基準直徑。根據課本公式，計算大帶輪的基準直徑dd2 = i0dd1 = 2.5×80 = 200 mm 根據課本查表8-9，取標準值為dd2 = 200 mm。4.確定V帶的中心距a和基準長度Ld 1）根據課本公式0.7（dd1+dd2）<=a0<=2(dd1+dd2)，初定中心距a0

12、= 500 mm。 2）由課本公式計算帶所需的基準長度Ld0 1447 mm 由課本表8-2選帶的基準長度Ld = 1400 mm。 3）按課本公式計算實際中心距a0。a a0 + (Ld - Ld0)/2 = 500 + (1400 - 1447)/2 mm 476 mm 按課本公式，中心距變化范圍為455 518 mm。5.驗算小帶輪上的包角a1a1 180°- (dd2 - dd1)×57.3°/a = 180°-（200 - 80)×57.3°/476 165.6°> 120°則包角符合要求。6.計算

13、帶的根數z 1）計算單根V帶的額定功率Pr。 由dd1 = 80 mm和nm = 2870 r/min，查課本表8-4得P0 = 0.57 kW。 根據nm = 2870 r/min，i0 = 2.5和Z型帶，查課本表8-5得DP0 = 0.04 kW。 查課本表8-6得Ka = 0.96，查課本表8-2得KL = 1.14，于是Pr = (P0 + DP0)KaKL = (0.57 + 0.04)×0.96×1.14 kW = 0.67 kW 2）計算V帶的根數zz = Pca/Pr = 3.2/0.67 = 4.78 取5根。7.計算單根V帶的初拉力F0 由表查得Z型帶

14、的單位長度質量q = 0.06 kg/m，所以F0 = = = 51.38 N8.計算壓軸力FPFP = 2zF0sin(a1/2) = 2×5×51.38×sin(165.6/2) = 509.7 N9.帶的主要設計結論帶型Z型根數5根小帶輪基準直徑dd180mm大帶輪基準直徑dd2200mmV帶中心距a476mm帶基準長度Ld1400mm小帶輪包角1165.6°帶速12.02m/s單根V帶初拉力F051.38N壓軸力Fp509.7N5.2 帶輪結構設計1.小帶輪的結構設計 1）小帶輪的結構圖 2）小帶輪主要尺寸計算代號名稱計算公式代入數據尺寸取值內孔

15、直徑d電動機軸直徑DD = 28mm28mm分度圓直徑dd180mmdadd1+2ha80+2×284mmd1(1.82)d(1.82)×2856mmB(z-1)×e+2×f(5-1)×12+2×762mmL(1.52)d(1.52)×2856mm2.大帶輪的結構設計 1）大帶輪的結構圖 2）大帶輪主要尺寸計算代號名稱計算公式代入數據尺寸取值內孔直徑d輸入軸最小直徑D = 16mm16mm分度圓直徑dd1200mmdadd1+2ha200+2×2204mmd1(1.82)d(1.82)×1632mmB(z

16、-1)×e+2×f(5-1)×12+2×762mmL(1.52)d(1.52)×1632mm第六部分 齒輪傳動的設計6.1 高速級齒輪傳動的設計計算1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數（1）由傳動方案，選擇圓柱直齒輪傳動，壓力角取20度（2）由課本表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度為240HBS。（3）一般工作機器，選用8級精度。（4）選小齒輪齒數z1 = 25，大齒輪齒數z2 = 25×4.11 = 102.75，取z2= 103。2.按齒面接觸疲勞強度設計（1

17、）由式試算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中的各參數值。試選載荷系數KHt = 1.4。計算小齒輪傳遞的轉矩T1 = 9.55×106×P/nw=23.23 N/m由課本表10-7選取齒寬系數d = 1。由課本圖10-20查取區域系數ZH = 2.5。查課本表10-5得材料的彈性影響系數ZE = 189.8 MPa1/2。計算接觸疲勞強度用重合度系數Z 。端面壓力角：aa1 = arccosz1cosa/(z1+2ha*) = arccos25×cos20°/(25+2×1) = 29.54°aa2 = arccosz2cosa/(z

18、2+2ha*) = arccos103×cos20°/(103+2×1) = 22.813°端面重合度：ea = z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)/2 = 25×(tan29.54°-tan20°)+103×(tan22.813°-tan20°)/2 = 1.735重合度系數：Ze = = = 0.869計算接觸疲勞許用應力sH由課本圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。計算應力循環次

19、數：小齒輪應力循環次數：N1 = 60nkth = 60×1148×1×10×300×2×8 = 3.31×109大齒輪應力循環次數：N2 = 60nkth = N1/u = 3.31×109/4.11 = 8.04×108由課本圖10-23查取接觸疲勞壽命系數:KHN1 = 0.86、KHN2 = 0.89。取失效概率為1%,安全系數S=1,得:sH1 = = = 516 MPasH2 = = = 489.5 MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即sH = sH2 = 489

20、.5 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 38.571 mm（2）調整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數前的數據準備圓周速度vv = = = 2.32 m/s齒寬bb = = = 38.571 mm2）計算實際載荷系數KH由課本表10-2查得使用系數KA = 1。根據v = 2.32 m/s、8級精度，由課本圖10-8查得動載系數KV = 1.12。齒輪的圓周力Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×23.23/38.571 = 1204.532 NKAFt1/b = 1×1204.532/38.571 = 31.23 N/mm < 100 N/

21、mm查課本表10-3得齒間載荷分配系數KHa = 1.2。由課本表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHb = 1.45。由此，得到實際載荷系數KH = KAKVKHaKHb = 1×1.12×1.2×1.45 = 1.9493）可得按實際載荷系數算的的分度圓直徑d1 = = 38.571× = 43.068 mm及相應的齒輪模數mn = d1/z1 = 43.068/25 = 1.723 mm模數取為標準值m = 2 mm。3.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d1 = z1m = 25×2 = 50 mmd2 = z2

22、m = 103×2 = 206 mm（2）計算中心距a = (d1+d2)/2 = (50+206)/2 = 128 mm（3）計算齒輪寬度b = dd1 = 1×50 = 50 mm考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節省材料，一般將小齒輪略為加寬（510）mm，即取b2 = 50、b1 = 55。4.校核齒根彎曲疲勞強度（1）齒根彎曲疲勞強度條件sF = sF1）確定公式中各參數值計算彎曲疲勞強度用重合度系數YeYe = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.735 = 0.682由齒數，查課本圖10-17和圖10-18得齒形系數和應力修正系數Y

23、Fa1 = 2.61 YFa2 = 2.17YSa1 = 1.6 YSa2 = 1.83計算實際載荷系數KF由課本表10-4查得齒間載荷分配系數KFa = 1.2根據KHb = 1.45，結合b/h = 11.11查圖10-13得KFb = 1.42則載荷系數為KF = KAKvKFaKFb = 1×1.12×1.2×1.42 = 1.908計算齒根彎曲疲勞許用應力sF由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖10-22查取彎曲疲勞壽命系數KFN1 = 0.82、KFN2 = 0.

24、85取安全系數S=1.4，得sF1 = = = 292.86 MPasF2 = = = 230.71 MPa2）齒根彎曲疲勞強度校核sF1 = = = 50.493 MPa sF1sF2 = = = 48.016 MPa sF2齒根彎曲疲勞強度滿足要求。5.主要設計結論 齒數z1 = 25、z2 = 103，模數m = 2 mm，壓力角a = 20°，中心距a = 128 mm，齒寬b1 = 55 mm、b2 = 50 mm。6.齒輪參數總結和計算代號名稱計算公式高速級小齒輪高速級大齒輪模數m2mm2mm齒數z25103齒寬b55mm50mm分度圓直徑d50mm206mm齒頂高系數h

25、a1.01.0頂隙系數c0.250.25齒頂高ham×ha2mm2mm齒根高hfm×(ha+c)2.5mm2.5mm全齒高hha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2×ha54mm210mm齒根圓直徑dfd-2×hf45mm201mm6.2 低速級齒輪傳動的設計計算1.選精度等級、材料及齒數（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數z3 = 26，大齒輪齒數z4 = 26×3.17 = 82.42，取z4= 83。

26、（4）壓力角a = 20°。2.按齒面接觸疲勞強度設計（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中的各參數值。試選載荷系數KHt = 1.4。計算小齒輪傳遞的轉矩T2 = 91.68 N/m選取齒寬系數d = 1。由圖10-20查取區域系數ZH = 2.5。查表10-5得材料的彈性影響系數ZE = 189.8 MPa1/2。計算接觸疲勞強度用重合度系數Z 。端面壓力角：aa1 = arccosz3cosa/(z3+2ha*) = arccos26×cos20°/(26+2×1) = 29.249°aa2 = arccosz4cosa/(z4

27、+2ha*) = arccos83×cos20°/(83+2×1) = 23.428°端面重合度：ea = z3(tanaa1-tana)+z4(tanaa2-tana)/2 = 26×(tan29.249°-tan20°)+83×(tan23.428°-tan20°)/2 = 1.727重合度系數：Ze = = = 0.87計算接觸疲勞許用應力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。計算應力循環次數：小齒輪應力循環次數：N3

28、 = 60nkth = 60×279.32×1×10×300×2×8 = 8.04×108大齒輪應力循環次數：N4 = 60nkth = N1/u = 8.04×108/3.17 = 2.54×108查取接觸疲勞壽命系數:KHN1 = 0.89、KHN2 = 0.91。取失效概率為1%,安全系數S=1,得:sH1 = = = 534 MPasH2 = = = 500.5 MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即sH = sH2 = 500.5 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑 =

29、= 61.245 mm（2）調整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數前的數據準備圓周速度vv = = = 0.9 m/s齒寬bb = = = 61.245 mm2）計算實際載荷系數KH由表查得使用系數KA = 1。根據v = 0.9 m/s、8級精度，由圖查得動載系數KV = 1.05。齒輪的圓周力Ft3 = 2T2/d1t = 2×1000×91.68/61.245 = 2993.877 NKAFt3/b = 1×2993.877/61.245 = 48.88 N/mm < 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數KHa = 1.2。由表用插值法查得8級精度

30、、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHb = 1.457。由此，得到實際載荷系數KH = KAKVKHaKHb = 1×1.05×1.2×1.457 = 1.8363）可得按實際載荷系數算的的分度圓直徑d3 = = 61.245× = 67.038 mm及相應的齒輪模數mn = d3/z3 = 67.038/26 = 2.578 mm模數取為標準值m = 3 mm。3.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d3 = z3m = 26×3 = 78 mmd4 = z4m = 83×3 = 249 mm（2）計算中心距a = (d3+d4)/2 =

31、 (78+249)/2 = 163.5 mm（3）計算齒輪寬度b = dd3 = 1×78 = 78 mm取b4 = 78、b3 = 83。4.校核齒根彎曲疲勞強度（1）齒根彎曲疲勞強度條件sF = sF1）確定公式中各參數值計算彎曲疲勞強度用重合度系數YeYe = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.727 = 0.684由齒數，查圖得齒形系數和應力修正系數YFa1 = 2.58 YFa2 = 2.23YSa1 = 1.61 YSa2 = 1.77計算實際載荷系數KF由表查得齒間載荷分配系數KFa = 1.2根據KHb = 1.457，結合b/h = 11.56查

32、圖得KFb = 1.427則載荷系數為KF = KAKvKFaKFb = 1×1.05×1.2×1.427 = 1.798計算齒根彎曲疲勞許用應力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.87取安全系數S=1.4，得sF1 = = = 303.57 MPasF2 = = = 236.14 MPa2）齒根彎曲疲勞強度校核sF1 = = = 51.32 MPa sF1sF2 = = = 48.766 MPa sF2齒根彎曲疲勞強度滿足要

33、求。5.主要設計結論 齒數z3 = 26、z4 = 83，模數m = 3 mm，壓力角a = 20°，中心距a = 163.5 mm，齒寬b3 = 83 mm、b4 = 78 mm。6.齒輪參數總結和計算代號名稱計算公式低速級小齒輪低速級大齒輪模數m3mm3mm齒數z2683齒寬b83mm78mm分度圓直徑d78mm249mm齒頂高系數ha1.01.0頂隙系數c0.250.25齒頂高ham×ha3mm3mm齒根高hfm×(ha+c)3.75mm3.75mm全齒高hha+hf6.75mm6.75mm齒頂圓直徑dad+2×ha84mm255mm齒根圓直徑df

34、d-2×hf70.5mm241.5mm第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯軸器的設計7.1 輸入軸的設計1.輸入軸上的功率P1、轉速n1和轉矩T1P1 = 2.79 KW n1 = 1148 r/min T1 = 23.23 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 = 50 mm 則:Ft = = = 929.2 NFr = Ft×tana = 929.2×tan20° = 338 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，調質處理，根據表，取A0 = 112，得：dmin = A0× =

35、112× = 15.1 mm 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5%，故選取:d12 = 16 mm4.軸的結構設計圖5.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 21 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 26 mm。大帶輪寬度B = 62 mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應比大帶輪寬度B略短一些，現取l12 = 60 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根

36、據d23 = 21 mm，由軸承產品目錄中選擇深溝球軸承6205，其尺寸為d×D×T = 25×52×15 mm，故d34 = d78 = 25 mm，取擋油環的寬度為15，則l34 = l78 = 15+15 = 30 mm。 軸承采用擋油環進行軸向定位。由手冊上查得6205型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 31 mm。 3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 55 mm，d56 = d1 = 50 mm 4）根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面

37、與大帶輪右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內壁之距離 = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s = 8 mm，已知低速小齒輪的寬度b3 = 83 mm，則l45 = b3+c+s-15 = 83+12+16+8-15 = 104 mml67 = +s-15 = 9 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據6205深溝球軸承查手冊得T = 15 mm 帶輪中點距左支點距離L1 = (62/2+50+15/2)mm

38、 = 88.5 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (55/2+30+104-15/2)mm = 154 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (55/2+9+30-15/2)mm = 59 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 257.4 NFNH2 = = = 671.8 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = -627.9 NFNV2 = = = 456.2 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 257.4×154 Nmm = 39640 Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0 = FpL1 = 509.

39、7×88.5 Nmm = 45108 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -627.9×154 Nmm = -96697 NmmMV2 = FNV2L3 = 456.2×59 Nmm = 26916 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1 = = 104507 NmmM2 = = 47915 Nmm作合成彎矩圖（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（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。

40、根據公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 8.4 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：7.2 中間軸的設計1.求中間軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2P2 = 2.68 KW n2 = 279.32 r/min T2 = 91.68 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 = 206 mm 則:Ft1 = = = 890.1 NFr1 = Ft1×tana = 890.1×tan20°= 323.8 N 已知低速級

41、小齒輪的分度圓直徑為：d3 = 78 mm 則:Ft2 = = = 2350.8 NFr2 = Ft2×tana = 2350.8×tan20°= 855.2 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，調質處理，根據表，取：A0 = 107，得:dmin = A0× = 107× = 22.7 mm4.軸的結構設計圖5.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）初步選擇滾動軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d56,因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據dmin = 22.7 m

42、m由軸承產品目錄中選取深溝球軸承6205，其尺寸為d×D×T = 25×52×15 mm，故d12 = d56 = 25 mm。 2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45 = 30 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度B = 50 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l45 = 48 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 30 mm查表，得R = 1 mm，故取h = 3 mm，則軸環處的直徑d34 = 36 mm。軸環寬度b1.4h，取l34 = 14.5

43、mm。 3）左端滾動軸承采用擋油環進行軸向定位。由手冊上查得6205型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d23 = 30 mm。 4）考慮材料和加工的經濟性，應將低速小齒輪和軸分開設計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B = 83 mm，為了使擋油環端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l23 = 81 mm。 5）取齒輪距箱體內壁之距離 = 16 mm，高速小齒輪和低速小齒輪之間的距離c = 12 mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承寬度T = 15 mm，則l12 = T+s+2 = 15+16+8+2

44、 = 41 mml56 = T2T+s+2.5+2 = 15+8+16+2.5+2 = 43.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據6205深溝球軸承查手冊得T = 15 mm 高速大齒輪齒寬中點距右支點距離L1 = (50 - 2)/2 + 43.5-15/2 mm = 60 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2 = (50/2+14.5+83/2)mm = 81 mm 低速小齒輪齒寬中點距左支點距離L3 = (83 - 2)/2+41-15/2)mm = 74 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = =

45、= 1450.8 NFNH2 = = = 1790.1 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = -60.9 NFNV2 = = = -470.5 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1 = FNH1L1 = 1450.8×60 Nmm = 87048 NmmMH2 = FNH2L3 = 1790.1×74 Nmm = 132467 Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L1 = -60.9×60 Nmm = -3654 NmmMV2 = FNV2L3 = -470.5×74 Nmm = -34817 Nmm分別

46、作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面B、C處的合成彎矩：M1 = = 87125 NmmM2 = = 136966 Nmm作合成彎矩圖（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（即危險截面B）的強度。必要時也對其他危險截面（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：sca = = = MPa = 38.2 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：7.3 輸出軸的設計1.求輸出軸上的功率P

47、3、轉速n3和轉矩T3P3 = 2.57 KW n3 = 88.11 r/min T3 = 279.09 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 = 249 mm 則:Ft = = = 2241.7 NFr = Ft×tana = 2241.7×tan20°= 815.5 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，調質處理，根據表，取:A0 = 112，于是得dmin = A0× = 112× = 34.5 mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12

48、與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。 聯軸器的計算轉矩Tca = KAT3，查表，考慮轉矩變化很小，故取KA = 1.3，則:Tca = KAT3 = 1.3×279.09 = 362.8 Nm 按照計算轉矩Tca應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 4323-2002或手冊，選用LT7型聯軸器。半聯軸器的孔徑為40 mm故取d12 = 40 mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為84 mm。4.軸的結構設計圖5.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23 = 45 mm；左端

49、用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 50 mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度L = 84 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應比L略短一些，現取l12 = 82 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據d23 = 45 mm，由軸承產品目錄中選取深溝球軸承6210，其尺寸為d×D×T = 50mm×90mm×20mm，故d34 = d78 = 50 mm，取擋油環的寬度為15，則l34 = 20+15 = 35 mm 左端滾動軸承采用擋油環進行軸向定位。由手冊上

50、查得6210型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = 57 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67 = 55 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環定位。已知低速大齒輪輪轂的寬度為B = 78 mm，為了使擋油環端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l67 = 76 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d67 = 55 mm查表，得R = 2 mm，故取h = 6 mm，則軸環處的直徑d56 = 67 mm。軸環寬度b1.4h，取l56 = 12 mm。 4）根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯軸器右端面有

51、一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內壁之距離 = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm。考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承的寬度T = 20 mm高速大齒輪輪轂寬度B2 = 50 mm，則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 = 20+8+16+2.5+2 = 48.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據62

52、10深溝球軸承查手冊得T= 20 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (78/2+12+66.5+35-20/2)mm = 142.5 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (78/2-2+48.5-20/2)mm = 75.5 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 776.4 NFNH2 = = = 1465.3 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 282.4 NFNV2 = = = 533.1 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 776.4×142.5 Nmm = 110637 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV = FNV1L2 = 282.4×142.5 Nmm = 40242 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M = = 117728 Nmm作合成彎矩圖（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（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（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：sca = = = MPa = 9