机械设计二级减速器说明书

一、课程设计目的与要求

《机械设计》课程设计是机械设计课程的最后一个教学环节，其目的是：

1）培养学生综合运用所学知识，结合生产实际分析解决机械工程问题的能力。

2）学习机械设计的一般方法，了解和掌握简单机械传动装置的设计过程和进行方式。

3）进行设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅资料、熟悉标准和规范。

要求学生在课程设计中

1）能够树立正确的设计思想，力求所做设计合理、实用、经济；

2）提倡独立思考，反对盲目抄袭和“闭门造车”两种错误倾向，反对知错不改，敷衍了事的作风。

3）掌握边画、边计算、边修改的设计过程，正确使用参考资料和标准规范。

4）要求图纸符合国家标准，计算说明书正确、书写工整，

二、设计正文

1.设计题目及原始数据

设计带式输送机用二级齿轮减速器

原始数据：

1）输送带工作拉力F= 4660 N;

2) 输送带工作速度v=0.63 m/s(允许输送带速度误差为±5％)；

3）滚筒直径D=300 mm;

4) 滚筒效率η＝0.96（包括滚筒和轴承的效率损失）；

5）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；

6）使用折旧期8年；

7）动力来源：电力，三相交流，电压380V；

8）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。

2．设计内容：

1）传动装置的总体方案设计；选择电动机；计算运动和动力参数；传动零件的设计。

2）绘制装配图和零件图。

3）设计计算说明书一份，包括：确定传动装置的总体方案，选择电动机，计算运动和动力参数，传动零件的设计，轴、轴承、键的校核，联轴器的选择，箱体的设计等。

一.选择电动机；

1.选择电动机

(1)选择Y系列三相异步电动机。

（2）电动机的容量

由电动机至工作机的总效率为

η=η1*η2*η3*η4*η5 式中各部分效率由设计资料查得：普通V带的效率η1=0.96，

一对滚动轴承的效率η2=0.99（初选球轴承），闭式齿轮传动效率η3=0.97（初定8级），十字滑快联轴器的效率η4=0.97，卷筒传动效率η5=0.96。

总效率为η=η1*η2*η3*η4*η5=0.96*0.994

*0.973*0.96=0.808 电动机所需功率为Pd=(F*v)/(1000*η)=3.634kw (2)确定电动机的转速 卷筒轴工作转速为

n w =(60*1000*v)/(*

603Ⅱ

t n d π)=40.107r/min 且初步估取电动机的额定功率为4kw

又优先选用同步转速为1000r/min 或1500r/min 的电动机。有设计资料电动机部分选用Y132M1-6或Y112M-4型电动机，同时查得Y132M1-6的满载转速为960r/min,总传动比

i 总=n d/n w =960/40=24，过小，故不选。综上所述，选取Y112M-4型电动机。 其主要性能见表 外形和安装尺寸见下表； 二 分配各级传动比 总传动比为 55

.18627

.771440===

ω

n n i m

1440/40.107=35.937 由式 i=i 1*i 2, 式中i 1和i 2分别为V 带传动和减速器的传动比。按传动比分配注意事项，i 带〈i 齿，初步取i 带=2.99，i 齿=i/i 带=35.937/2.99=12.019.又在减速器中，取i 1=3,i 2=4.006。

三.计算运动和动力参数

（1） 各轴转速：Ⅰn =1440r n m =/i 带=1440/2.99=481.605r/min

电动机型号

额定功率

满载转速

堵转转矩 额定转矩 质量

Y112M-4

4

1440

2.2

43 机座号

中心高

安装尺

寸

轴伸尺

寸

平键尺

寸 外形尺寸

H

A B D E F *GD

G l A D A

C/2

A

D

112M

112

190

140

28

60

8

*7

24

400

265

1

15 190

Ⅱn =

min

70.2713.514401

r

i n Ⅰ==481.605/3=160.535ddr/min Ⅲn =

min

628.775.370.2712

r i n Ⅱ==160.535/4.006=40.074r/min 卷筒轴 Ⅲn Ⅳ=Ⅲn =40.074r/min

(2) 各轴的输入功率：η3084.59925.0*3485.501===d ⅠP P =3.634*0.96=3.489kw η0982.598.0*98.0*3084.5*12===ⅠⅡP P *η2*η3=3.484*0.99*0.97=3.35kw

η8963.498.0*98.0*0982.523===ⅡⅢP P *η2*η3=3.35*0.97*0.99=3.217kw

p Ⅳ=η

8963.498.0*98.0*0982.523===ⅡⅢ

P P

*η2*η4=3.217*0.99*0.97=3.089kw (3)各轴的输入转矩：Nm

n P T Ⅰ

ⅠⅠ2050.359550==69.185nm 同理，T Ⅱ1969.179==199.287nm,

T Ⅲ355

.602==766.640nm T Ⅳ =736.137nm

将计算数值列于下表：

轴号

转速n （r/min ） 输入功率P(kw) 输入扭矩（N .m) 电动机轴 1440 Ⅰ轴 481.605 3.489 69.185 Ⅱ轴 160.535 3.35 199.287 Ⅲ轴 40.074 3.217 766.640 Ⅳ轴

40.074

3.089

736.137

四设计计算窄V 带传动 1.确定计算功率P ca

由表查得工作情况系数K A =1.2，故 P ca =K A *P=1.2*4=4.8kw 2.选取窄V 带带型

根据P ca 、Ⅰn 由图8-9（课本上）确定选用SPZ 型 3.确定带轮基准直径

由表8-3和表8-7取主动轮基d d1=71mm

根据式8-15，从动轮基准直径d d2＝i*d d1=213mm 按式8-13验算带的速度:

由公式

得V 1=5.353m/s<35m/s. 故带的速度合适。

4.确定窄V 带的基准长度和传动中心距

根据0.7*（d d1+d d2)

L 'd=2*a 0+0.5*п*(d d1+d d2)+(d d2-d d1)2/(4*a 0)=1258.709mm 由表8-2选带的基准长度Ld=1250mm 按式8-21计算实际中心距a

a=a 0+(Ld-L 'd)/2=395.646mm

5.验算主动轮上的包角α1=180-[(d d2-d d1)/a]*57o =159.363o >120o 故主动轮上的包角合适。

6.计算窄V 带的根数Z

由式8-22知：Z=P ca /[(P O +△P O )*K α*K L ]

由n m =1440r/min,d d1=71mm,i=3,查表8-5c 和8-5d 得 P O =1.237kw △P O =0.217kw

查表8-8得K α=0.947，查表8-2得K L =0.94 则代入公式计算得：Z=3.709 取Z=4根

7.计算预紧力Fo 由式8-23知 查表得q =0.07kg/m ，故 Fo=185.819N

8.计算作用在轴上的压轴力F p 由式得： 代入数据得：F p =1462.51N 。 五减速器内传动零件的.设计计算

<一>高速齿轮组的设计与强度校核

1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

A. 如上图所示，选用斜齿圆柱齿轮传动；

B. 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095—88）；

C. 材料选择。由表10—1选择小齿轮材料为40r C （调质），硬度

)

/(600011d 1s m n d v π=)

/(6000

2

2d 2s m n d v π=

：

2

1

12

1qv

e

e F F

v v f f ec

+-+=

α

α2

sin

2)2

2

cos(

22

cos

21

01

00ααπ

β

zF zF zF F p =-

==

是280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。 D.初选小齿轮齿数1Z =24，大齿轮齿数为2Z =4.006*1Z =96.144，取2Z =96。

E.初选螺旋角β=ο14

2) 按齿面接触强度设计 3

2

11)]

[()1(2H E H a d t t Z Z u u T K d σεφ+≥

① 确定公式内的数值

A. 试选 t K =1.6，由图10—30选取区域系数 H Z =2.433

B. 由图10—26查得 1a ε=0.78 2a ε=0.88 所以 a ε =1.66

C. 由表10-7选取齿宽系数 d φ=1

D. 查表10—6 得材料的弹性影响系数 E Z =189.8 2

1MPa

E. 由图10—21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为

1lim H σ=600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限为 2

lim H σ

=550MPa

F. 计算应力循环次数

1N =60nj h L =60*1440*1*(2*8*300*10)=4.1472*9

10

同理 2N =7.825*810

由图10—19 查得接触疲劳寿命系数 1HN K =0.9 , 2HN K =0.95 G. 计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数为 S=1 ，则 1][H σ = 1HN K 1

l i m H σ/S=540MPa 2][H

σ

= 2HN K 2

lim H σ

/S=522.5MPa

所以 ][H σ=（540+522.5）/2=531.25MPa

H.由以上计算知：小齿轮传递的转矩 T Ⅰ=69.185Nm=69.185*103

Nmm

计算

A. 由小齿轮分度圆直径 3

2

11)]

[()1(2H E H a d t t Z Z u u T K d σεφ+≥

=50.123mm

B. 计算圆周速度 v=

1000

*601

1n d t π=1.264m/s

C. 计算齿宽b 及模数nt m

b=d φt d 1=50.123mm

nt m =

mm

Z d t 494.1cos 1

1=β 2.026mm h=2.25*nt m =5.065mm b/h=9.896

D. 计算纵向重合度βε

βε=0.318d φ1Z tan β=1.093 E. 计算载荷系数 K

已知使用系数A K =1，根据v=1.264m/s ，8级精度，由图10-8 查得动载系数v K =1.14；由表10-4查得

.110*23.018.012.132

=++=-b K d H φβ=1.15+0.18*(1+0.6d φ2

)*d

φ2+0.31*10-3*b=1.804; 查图10-13得3.1=βF K 1.62；查表10-3得4.1==Fa Ha

K K 所以 载荷系数 K =A K v K Ha K βH K =2879

F. 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 mm

K K d d t

t 73.43311==60.965mm G. 计算模数 mm Z d m n 768.1cos 1

1==

β 2.465

3) 按齿根弯曲强度设计 由式10-17： 3

2

12

1]

[c o s 2F a d Sa

Fa n Z Y Y Y KT m σεφββ≥

确定计算参数

A. 计算载荷系数

K =A K v K Fa K βF K =2.586

B. 由纵向重合度βε=1.903，查图10-28得螺旋角影响系数βY =0.88

C. 计算当量齿数

27.26cos

2

11==

β

Z Z v 同理 2v Z =105.089

D. 查取齿形系数

由表10-5查得齿形系数599.21=Fa Y 592； 148.22=Fa Y 176 E. 查取应力校正系数595.11=Sa Y 6； 2Sa Y =1.794 F.由图10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 M P a FE 5001=σ； M P a FE 3802=σ

G 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 85.01=FN K ；.

02=FN K 0.88 H.计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4；则 MPa S

K FE FN F 57.303][1

11==

σσ； 同理2][F σ=238.86MPa

计算大、小齿轮的

]

[F

Sa Fa Y Y σ

，并加以比较

1

11][F

Sa Fa Y Y σ

=0.01365

2

22][F

Sa Fa Y Y σ

=0.01632

所以,大齿轮的数值大

5) 设计计算

3

2

12

1]

[cos

2F a d Sa

Fa n Z Y Y Y KT m σεφββ≥

=1.716mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取n m =2.0mm ，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d 73.431=60.965mm 来计算应有的齿数。于是有

n

m d Z βcos 11=

=29.577 取1Z =30 则2Z =u 1Z =120.18.取2Z =120

4. 几何尺寸计算

1) 计算中心距

a=04

.136cos 2)(21=+β

n m Z Z 154.592mm 将中心距圆整为155mm 2）按圆整后的中心距修正螺旋角

"

'21383115

52716.152)(arccos

οοβ==+=a

m Z Z n

14.593o =14o 35'35'' 因β值改变不多，故参数a ε、βK 、H Z 等不必修正。 3）计算大、小齿轮的分度圆直径

59

.43cos 11==

β

n m Z d 62.000mm 同理 2d =248.001mm 4) 计算齿轮宽度

b=1d d φ=62.000mm 圆整后取B 552=65mm 1B =70mm 此时传动比i 2=4,i 带=2.99,i 1=3.005，经修正后得：

轴号

转

速

n

（r/min ）

输入功率P(kw)

输入扭矩（N .m)

Ⅰ轴

481.605

3.489

69.185

Ⅱ轴 160.268 3.35 199.619

Ⅲ轴 40.067 3.217 766.774

Ⅳ轴 40.067 3.089 736.266

<二> 低速齿轮组的设计与强度校核

1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

A. 如课本上图所示，选用直齿圆柱齿轮传动。

B. 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095—88）；

C. 材料选择。由表10—1选择小齿轮材料为40r C （调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

D. 初选小齿轮齿数3Z =24，大齿轮齿数为4Z =3.005*3Z =72.12，取72。

2) 按齿面接触强度设计

由设计计算公式进行试算 3

2

23)]

[()1(2H E H a d t t Z Z u u T K d σεφ+≥

确定公式内的数值

A. 试选 t K =1.3，由图10—30选取区域系数 H Z =2.433

B. 由图10—26查得 3a ε=0.771 4a ε=0.980 所以 a ε =1.751

C. 由表10-7选取齿宽系数 d φ=1

D. 查表10—6 得材料的弹性影响系数 E Z =189.8 2

1MPa

E. 由图10—21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 3

lim H σ

=600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限为 4

lim H σ

=550MPa

F. 计算应力循环次数

3N =60nj h L =60*160.268*1*(2*8*365*8)=4.493*8

10

同理 4N =1.495*810

由图10—19 查得接触疲劳寿命系数 3HN K =0.94 4HN K =0.98 G. 计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数为 S=1 ，则

3][H

σ

= 3HN K 3

lim H σ

/S=564MPa 4][H

σ

= 4HN K 4

lim H σ

/S=539MPa

所以 ][H σ==592.4MPa

3) 计算

A. 小齿轮分度圆直径

所以 3

2

23)]

[()1(2H E H a d t t Z Z u u T K d σεφ+≥

=81.207mm

B. 计算圆周速度

v=

1000

*603Ⅱ

t n d π=0.681m/s

C. 计算齿宽b 及模数 b=d φt d 3=1*81.207=81.207mm

=d 3t /Z 1=3.384mm h=2.25* =7.613mm

b/h=10.667

D. 计算载荷系数 K

已知使用系数A K =1，根据v=0.681m/s ，8级精度，由图10-8 查得动载系数v K =1.1；直齿轮，假设A K *F t /b<100N/mm 查表10-3得4.1==Fa Ha K K 1.2;由表10-4查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时

.110*23.018.012.13

2=++=-b K d H φβ=1.15+0.18*(1+0.6d φ2

)*d

φ2+0.31*10-3*b=1.463； 由b/h=10.667,.110*23.018.012.13

2=++=-b K d H φβ=1.463,查图10-13得βF K 1.35；

所以 载荷系数 K =A K v K Ha K βH K =1.931

E. 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径

mm

K K

d d t

t 21.69333==92.656mm F. 计算模数

Z d m n 798.2cos 3

3==β

d 3/z 3=92.656/24=3.861

4) 按齿根弯曲强度设计

3

2

32

2]

[cos 2F a d Sa

Fa n Z Y Y Y KT m σεφββ≥

确定计算参数

A. 计算载荷系数

K =A K v K Fa K βF K =1.782

B. 查取齿形系数

由表10-5查得齿形系数.23=Fa Y 2.65； 2.24=Fa Y 2.236 应力校正系数5.13=Sa Y 1.58

； 4Sa Y =1.754 C. 由图10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 5003=σ；

MPa FE 3804=σ

D. 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 90.03=FN K 87

；95.04=FN K 89

E. 计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4；则

MPa S

K FE FN F 43.321][3

33==

σσ310.714MPa ； 同理4][F σ=241.571MPa

F. 计算大、小齿轮的

]

[F

Sa Fa Y Y σ

，并加以比较

3

33][F

Sa Fa Y Y σ

=0.01348

4

44][F

Sa Fa Y Y σ

=0.01624

大齿轮的数值大

5) 设计计算 3

2

32

2]

[cos 2F a d Sa

Fa n Z Y Y Y KT m σεφββ≥

=2.791mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取n m =3.0mm ，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，

需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d 21.693=92.656mm 来计算应有的齿数。于是有

m

d Z βcos 33=d/m=92.656/3=30.885, 取3Z =31 则4Z =u 3Z =93.155,取Z 4=93 这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

6) 几何尺寸计算

A. 计算大、小齿轮的分度圆直径 d 1=z 1*m=31*3=93mm d 2=z 2*m=93*3=279mm

B. 计算中心距

a=(d 1+d 2)/2=186mm

C. 计算齿轮宽度

b=3d d φ=93mm 圆整后取B 65

4=95mm 3B =100mm 7) 验算 F t =2*n P

T Ⅰ

Ⅰ

Ⅰ2050.359550==/d

1=4292.88N A K *

F t /b=46.16<100.故合适。

8）此时i 带=2.99,i 1=3,i 2=4,经再次修正后得：

轴号

转速n

（r/min ）

输入功率P(kw)

输入扭矩（N .m)

Ⅰ轴 481.605 3.489 69.185

Ⅱ轴 160.535 3.35 199.287

Ⅲ轴 40.134 3.217 765.499

Ⅳ轴 40.134 3.089 735.036

六 校验传动比

实际传动比为 i 实=2.99*3*4=35.88 总传动比 i 总=35.937

所以传动比相对误差为 （35.937-35.88）/35.937=0.159% 七.轴的结构设计及计算 一.高速轴的设计与计算

1) 列出轴上的功率、转速和转矩

由前面分析知：η3084.59925.0*3485.501===d ⅠP P 3.489kw

Ⅰn =481.605r/min

n P T Ⅰ

Ⅰ

Ⅰ2050

.359550===69.185Nm 2) 求作用在齿轮上的力

因已知低速级大齿轮的分度圆直径为62.000mm

而 圆周力 Ft=2*n P T Ⅰ

Ⅰ

Ⅰ2050.359550==/d 1=2231.774N

径向力 F r ===β

cos tan n t

r a F F 839.378N

轴向力 F F t a 32.1381tan ==β=218.532N 3). 初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，调质处理。由表15-3，取0A =112，于是得：

mm

n P A d 767.473

3

30min ==21.671mm 输出轴的最小直径显然是安装大带轮处轴的直径d Ⅰ-Ⅱ，为了便于制造，故初选d Ⅰ-Ⅱ=25mm

4.轴的结构设计

1)拟定轴上零件的装配方案

本题的装配方案如上述分析所述，按课本上P 48图5-34所示装配。 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

①为了满足轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径d Ⅱ-Ⅲ=35mm;并根据带轮的宽度选L Ⅰ-Ⅱ=B=(Z-1)*e+2*f=38mm.

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，故选用角接触球承。

参照工作要求并根据d Ⅱ-Ⅲ=35mm ，由轴承中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7008C 。起尺寸为d*D*B=40mm*68mm*15mm.故取

d Ⅲ-Ⅳ=d Ⅶ-Ⅷ=40mm ，且取挡油板宽

度为10+2mm,故L Ⅲ-Ⅳ=B+10+2=27mm.显然，d Ⅳ-Ⅴ=d Ⅲ-Ⅳ+2*h 起轴肩定位作用，故取

d Ⅳ-Ⅴ=55mm.根据计算，显然齿根圆到键槽底部的距离X<2*m t 。故将齿轮与轴做成一体，

即齿轮轴。此时齿轮与轴使用同种材料并均经过相应热处理，所以L Ⅴ-Ⅵ=B 1=70mm.

显然，齿轮轴处安装齿轮的轴径d Ⅴ-Ⅵ为齿轮轴的齿顶圆直径，即d Ⅴ-Ⅵ=62+2*h a =66.000mm,同理d Ⅵ-Ⅶ=d Ⅳ-Ⅴ=55mm ，且L Ⅶ-Ⅷ=L Ⅲ-Ⅳ=27mm,L Ⅵ-Ⅶ=△2-2=10-2=8mm,

L Ⅳ-Ⅴ=100+△3+△2-2-2.5*2=115,同时为了满足凸缘式端盖装拆要求，取L Ⅱ-Ⅲ=66mm.

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

5 轴上力的作用点及支点跨距的确定 （1）由手册上查得轴承的a 值为14.7mm ，计算得出带轮上力作用点与支撑受力点的距离为 L 1=0.5*L Ⅰ-Ⅱ+L Ⅱ-Ⅲ+a=100mm; 齿轮中心与左支撑受力点的距离为 L 2=0.5*L Ⅴ-Ⅵ+L Ⅳ-Ⅴ+L Ⅲ-Ⅳ-a=162mm 齿轮中心与右支撑受力点的距离为 L 3=0.5*L Ⅴ-Ⅵ+L Ⅵ-Ⅶ+L Ⅶ-Ⅷ-a=55mm.

6 .轴、滚动轴承及键联接的强度计算

（1）轴的强度计算。由题图的传动方案，假设高速轴上小斜齿轮右旋，并旋转方向为右旋，而且β=14.593o

高速齿轮轴的材料应与小齿轮原定材料相同，即45纲调质处理，此材料的

M

b =σ=650Mpa,][1

-σ

=60Mpa.高速轴的受力分析和弯扭矩图如下图所示 (见下页）

从轴的结构图以及弯矩图中可以看出C 截面是轴的危险截面，现将计算出的截面C 出的M H 、M V 及M 值列于下表：

载荷

水平面H

垂直面V

支反力F

F NH1=557.944N F NH2=1673.831N F NV1=1815.28N F NV2=-1192.148N 弯矩M

M H =92060.76Nmm

M V1=-117000.8Nmm M V2=-65568.14Nmm

总弯矩

M 1=（M H 2+M V12)1/2

=117000.8Nmm M 2=(M H 2+M V22)1/2=117083.9Nmm

扭矩T T1=69.185*103Nmm

6.按弯扭组合应力校核轴的强度

进行弯钮校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。取a=0.6，轴的计算应力为：=+=

W

aT M

ca 2

32

)(σ 4.321Mpa

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得 ][1-σ=60MPa ，因此是安全的。 （2）滚动轴承计算

高速轴的轴受力分析简图如图（f ） 1）轴承B 和D 的径向力分别为 F r1==N

F

F

NH NH 4747

.2114242

21

2

1

2

=+=+1899.09N F r2=N

F F NH NH 11513.36010932

2

22

22

=+=+2054.976N

2）由滚动轴承标准查得7008C 型附加轴向力为 F d =e*F r 。先初取e=0.4，因此可估算

F d1=0.4* F r1=0.4*1899.09=759.636N F d2=0.4*F r2=0.4*2054.976=821.99N

按式13-11得： F a1=F ae +F d2=218.532+821.99=1040.522N F a2=F d2=821.99N

所以：F a1/C 0=1040.522/15200=0.0685 同理，F a2/C 0=0.0541

由表13-5进行插值计算得：e 1=0.44,e 2=0.426 再计算 F d1=e 1*F r1=0.44*1899.09=835.599N F d2=e 2*F r2=0.426*2054.976=875.349N F a1=F ae +F d2=875.349+218.532=1093.881N F a2=F d2=875.349N

所以：F a1/C 0=1093.881/15200=0.0719

F a2/C 0=875.349/15200=0.0576

综上两次计算相差不大，因此确定：e 1=0.44,e 2=0.426，F a1=1093.881N ，F a2=875.349N 3）求当量动载荷P 1和P 2

e F F r a >=474

1181

1

11093.881/1899.09=0.576>e 1

e F F r a >=1151

783

2

2875.349/2054.976=e 2

故对轴承1，X 1=0.44，Y 1=1.275 对轴承2，X 2=1，Y 2=0

按表13-6，取载荷系数f p =1,则：

P 1=f p *(X 1F r1+Y1F a1)=0.44*1899.09+1093.881=1929.481N

P 2=f p *(X 2F r2+Y 2F a2)=X 2F r2=F r2=2054.976N

4)验算轴承寿命

因为 P 1

n=481.605r/min ，C=20000N,ε

=3,代入计算得：

31899.596h=5.46年 故所选轴承可满足要求。

（3）键联接计算 由以上计算得与带轮连接的直径为25mm ，长度为38mm 。今采用圆头普通平键A 型，b*h=8*7mm,长度L=32mm ，键的材料为45钢。

又键的工作长度l=L-b=32-8=24mm,转矩为T=T 1=69.185*103 Nmm 因此挤压应力σ

p

=(4*T)/(d*h*l)=4*69.185*1000/(25*7*24)=65.89Mp a

< =100Mp a

故此键联接强度足够。 二.中间轴的结构设计 1.初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，调质处理。由表15-3，取0A =115，于是得： mm

n P A d 767.473

3

30min ==31.661mm 轴的最小直径是安装在轴承上的，同时选角接触球轴承。并根据n P A d 767.4733

3

min ==31.661mm 可选7207C ，其尺寸为d*D*B=35*72*17mm. 2.轴的结构设计

1）显然d Ⅰ-Ⅱ=d Ⅴ-Ⅵ=35mm,且查表知B=17mm 所以：L Ⅰ-Ⅱ=B+10+△2+2=39mm L Ⅴ-Ⅵ=B+10+△2+2.5+2=41.5mm

2）取安装齿轮处的轴段Ⅱ-Ⅲ和Ⅳ-Ⅴ直径为 d Ⅱ-Ⅲ=d Ⅳ-Ⅴ=40mm 且由齿轮宽度得：L Ⅱ-Ⅲ=100-2=98mm,L Ⅳ-Ⅴ=65-2=63mm

3）由以上分析知：d Ⅲ-Ⅳ=d Ⅱ-Ⅲ+2*（5.45~8.5），取d Ⅲ-Ⅳ=50mm ，且L Ⅲ-Ⅳ=△3-2.5=9.5mm 4)小直齿轮的作用点与右支撑受力点间的距离为：

ε

??

?

??=P C n L h 6010

6

??

?

??=P C n L h 60106][2p p σσ≤==kld

T

kl F

l1=LⅠ-Ⅱ-a+B1/2-2=39-15.7+50-2=71.3mm ,取l1=71mm

大斜齿轮的作用点与左支撑受力点的距离为

l2=LⅣ-Ⅴ-a+B

/2-2=41.5-15.7+65/2-2=56.3mm,取l2=56mm.

2

小直齿轮与大斜齿轮的作用点的距离为

l3=B1/2+B

/2+LⅢ-Ⅳ=50+32.5+9.5=92mm

2

6）求作用在小直齿轮上的力：

已知d2=93mm,而F t=2*TⅡ/dⅡ=2*199.287*103/93=4285.742N

F r=F

*tanαn=4285.742*tan20o=1559.882N

t

圆周力F t及径向力F r的方向如图所示

由以上计算得： 6.按弯扭合成应力校核轴的强度

校核时，由以上分析可知危险截面B 最危险，取a =0.6,轴的计算应力

=+=

W

aT M

ca 2

32

)(σ32.65Mp a

前已选定轴的材料为45钢，由表查得][1-σ=60MPa ，因此是安全的。 （2）滚动轴承计算

中间轴的轴受力分析简图如图（e ） 1）轴承1和2的径向力分别为 F r1==N

F

F

NH NH 4747

.2114242

21

2

1

2

=+=+3598.311N F r2=

N

F F NH NH 11513.36010932

2

22

22

=+=+3060.178N 2）2）由滚动轴承标准查得7207C 型附加轴向力为 F d =e*F r 。先初取e=0.4，因此可估算

F d1=0.4* F r1=0.4*3598.311=1439.324N F d2=0.4*F r2=0.4*3060.178=1224.071N 按式13-11得： F a1=F d1=1439.324N

F a2=F d1+F ae =1657.856N

所以：F a1/C 0=1439.324/20000=0.07196 同理，F a2/C 0=0.0829 由表13-5进行插值计算得：e 1=0.444,e 2=0.456 再计算 F d1=e 1*F r1=0.444*3598.311=1597.65N

载荷

水平面H

垂直面V

支反力F

F NH1=3466.982N F NH2=3050.534N

F NV1=-963.266N F NV2=242.762N 弯矩M

M H1=246155.722Nmm M H2=170829.904Nmm

M V1=68391.886Nmm M V2=13594.672Nmm

总弯矩M

M 1=（M H 2+M V12)1/2

=255480.116Nmm M 2=(M H 2+M V22)1/2=171369.983Nmm

扭矩T T=199.287Nm

F d2=e 2*F r2=0.456*3060.178=1395.441N F a1=F d1=1597.65N

F a2=F d1+F ae =1597.65+218.532=1816.182N 所以：F a1/C 0=1597.65/20000=0.0799

F a2/C 0=1816.182/20000=0.091

综上两次计算相差不大，因此确定：e 1=0.444,e 2=0.456，F a1=1597.65N ，F a2=1816.182N 3）求当量动载荷P 1和P 2 因为

e

F F r a >=474

1181

1

11439.324/3598.311=0.399

e F F r a >=1151

783

2

21657.856/3060.178=0.542>e 2 故对轴承1，X 1=1，Y 1=0 对轴承2，X 2=0.44，Y 2=1

按表13-6，取载荷系数f p =1,

则： P 1=f p *(X 1F r1+Y1F a1)=f p *X 1F

r1=3598.311N P 2=f p *(X 2F r2+Y 2F a2)=X 2F r2+Y 2F a2

=3004.334N 4)验算轴承寿命 因为 P 1

n=160.535r/min ，C=30500N,ε

=3,代入计算得：

108583.2h=18.59年 故所选轴承可满足要求。

（3）键联接计算

由以上计算得与小直齿轮及大斜齿轮连接的轴径d=40mm,今采用圆头普通平键A 型，b*h=12*8mm,长度L 直=90mm ，L 斜=56mm,键的材料为45钢。 又键1的工作长度l 1=L 1-b=90-12=78mm, 转矩为T=T 1=T 2=199.287*103 Nmm 键2的工作长度l 2=L 2-b=56-12=44mm 因此挤压应力

σp1=(4*T)/(d*h*l 1

)=4*199.287*1000/(40*8*78)=31.937Mp a

< =100Mp

a

σp2=(4*T)/(d*h*l 2

)=4*199.287*1000/(40*8*44)=56.616Mp a

< =100Mp a

故此两键联接强度均足够，即两键均合格。

ε

???

??=P C n L h 60106?

?

?

??=P C n L h 6010

6

]

[2p

p

σσ≤

==kld

T

kl F ]

[2p p σσ≤=

=

kld

T

kl

F