二级斜齿圆柱齿轮减速器毕业设计.doc

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1、目 录第一部分 课程设计任务书-3第二部分 传动装置总体设计方案-3第三部分 电动机的选择-4第四部分 计算传动装置的运动和动力参数-7第五部分 齿轮的设计-8第六部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计-17第七部分 键连接的选择及校核计算-20第八部分 减速器及其附件的设计-22第九部分 润滑与密封-24设计小结-25参考文献-25第一部分 课程设计任务书一、设计课题： 设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.97(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限10年(300天/年),2班制工作,运输容许速度误差为5%

2、,车间有三相交流,电压380/220V。二. 设计要求:1.减速器装配图一张(A1或A0)。2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3或A2)。3.设计说明书一份。三. 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 传动装置总体设计方案1.组成：传动装置由电机、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均匀，要求轴有较大的刚度。3.确定传动

3、方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：图一: 传动装置总体设计图初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。计算传动装置的总效率ha:ha=h1h23h32h4h5=0.960.9830.9720.990.97=0.82h1为V带的效率,h2为轴承的效率,h3为齿轮啮合传动的效率,h4为联轴器的效率,h5为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。第三部分 电动机的选择1 电动机的选择皮带速度v:v=0.8m/s工作机的功率pw:pw= 4.41 KW电动机所需工作功率为:pd= 5.38 KW执行机构的曲柄

4、转速为:n = 44.3 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)44.3 = 708.87088r/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Y132S-4的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=1440r/min，同步转速1500r/min。2 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:i

5、a=nm/n=1440/44.3=32.5（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=3，则减速器传动比为:i=ia/i0=32.5/3=10.8取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12 = 则低速级的传动比为:i23 = 2.78第四部分 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速: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 =

6、nIII = 44.4 r/min（2)各轴输入功率:PI = Pdh1 = 5.380.96 = 5.16 KWPII = PIh2h3 = 5.160.980.97 = 4.91 KWPIII = PIIh2h3 = 4.910.980.97 = 4.67 KWPIV = PIIIh2h4 = 4.670.980.99 = 4.53 KW 则各轴的输出功率：PI = PI0.98 = 5.06 KWPII = PII0.98 = 4.81 KWPIII = PIII0.98 = 4.58 KWPIV = PIV0.98 = 4.44 KW(3)各轴输入转矩:TI = Tdi0h1 电动机轴

7、的输出转矩:Td = = 35.7 Nm 所以：TI = Tdi0h1 = 35.730.96 = 102.8 NmTII = TIi12h2h3 = 102.83.890.980.97 = 380.1 NmTIII = TIIi23h2h3 = 380.12.780.980.97 = 1004.5 NmTIV = TIIIh2h4 = 1004.50.980.99 = 974.6 Nm 输出转矩为：TI = TI0.98 = 100.7 NmTII = TII0.98 = 372.5 NmTIII = TIII0.98 = 984.4 NmTIV = TIV0.98 = 955.1 Nm第五

8、部分 V带的设计1 选择普通V带型号 计算功率Pc:Pc = KAPd = 1.15.38 = 5.92 KW 根据手册查得知其交点在B型交界线范围内，故选用B型V带。2 确定带轮的基准直径，并验算带速 取小带轮直径为d1 = 140 mm,则：d2 = n1d1(1-e)/n2 = i0d1(1-e) = 3140(1-0.02) = 411.6 mm 由手册选取d2 = 400 mm。 带速验算：V = nmd1/(601000)= 1440140/(601000) = 10.55 m/s介于525m/s范围内，故合适。3 确定带长和中心距a0.7(d1+d2)a02(d1+d2)0.7(

9、140+400)a02(140+400)378a01080 初定中心距a0 = 729 mm，则带长为:L0 = 2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4a0)= 2729+(140+400)/2+(400-140)2/(4729)=2329 mm 由表9-3选用Ld = 2240 mm，确定实际中心距为：a = a0+(Ld-L0)/2 = 729+(2240-2329)/2 = 684.5 mm4 验算小带轮上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)57.30/a= 1800-(400-140)57.30/684.5 = 158.2012005 确定带的根数：Z = Pc/

10、(P0+DP0)KLKa)= 5.92/(2.83+0.46)10.94) = 1.91故要取Z = 2根B型V带。6 计算轴上的压力： 由初拉力公式有：F0 = 500Pc(2.5/Ka-1)/(ZV)+qV2= 5005.92(2.5/0.94-1)/(210.55)+0.1010.552 = 243.9 N 作用在轴上的压力：FQ = 2ZF0sin(a1/2)= 22243.9sin(158.2/2) = 957.9 N第六部分 齿轮的设计（一） 高速级齿轮传动的设计计算1 齿轮材料、热处理及精度： 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。 1） 材料：

11、高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274286HBW。高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225255HBW。取小齿齿数：Z1 = 20，则：Z2 = i12Z1 = 3.8920 = 77.8 取：Z2 = 78 2） 初选螺旋角:b = 150。2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：确定各参数的值: 1) 试选Kt = 2.5 2) T1 = 102.8 Nm 3) 选取齿宽系数yd = 1 4) 由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 5) 由图8-15查得节点区域系数ZH = 2.42 6) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2

12、(1/Z1+1/Z2)cosb = 1.88-3.2(1/20+1/78)cos150 = 1.622 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318120tan150 = 1.7 8) 由式8-19得:Ze = = = = 0.785 9) 由式8-21得：Zb = = = 0.98 10) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim1 = 650 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim2 = 530 MPa。 11) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 6048011030028 = 1.38109大齿轮应力循环次数：N2 = 6

13、0nkth = N1/u = 1.38109/3.89 = 3.55108 12) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.88,KHN2 = 0.9 13) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:sH1 = = 0.88650 = 572 MPasH2 = = 0.9530 = 477 MPa许用接触应力:sH = (sH1+sH2)/2 = (572+477)/2 = 524.5 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:= = 67.3 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 3.25 mm取为标准值:3 mm。 2) 中心距：a

14、 = = = 152.2 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 150 4) 计算齿轮参数：d1 = = = 62 mmd2 = = = 242 mmb = dd1 = 62 mmb圆整为整数为：b = 62 mm。 5) 计算圆周速度v:v = = = 1.56 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为9级。5 校核齿根弯曲疲劳强度：(1) 确定公式内各计算数值： 1) 当量齿数：ZV1 = Z1/cos3b = 20/cos3150 = 22.2ZV2 = Z2/cos3b = 78/cos3150 = 86.5 2) eaV = 1.88-3.2(1/ZV1+1/ZV

15、2)cosb= 1.88-3.2(1/22.2+1/86.5)cos150 = 1.641 3) 由式8-25得重合度系数：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68 4) 由图8-26和eb = 1.7查得螺旋角系数Yb = 0.87 5) = = 3.01前已求得:KHa = 1.723.01，故取：KFa = 1.72 6) = = = 9.19且前已求得:KHb = 1.37，由图8-12查得：KFb = 1.34 7) K = KAKVKFaKFb = 11.11.721.34 = 2.54 8) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa

16、1 = 2.69 YFa2 = 2.23应力校正系数:YSa1 = 1.58 YSa2 = 1.79 9) 由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：sFlim1 = 500 MPa sFlim2 = 380 MPa 10) 同例8-2：小齿轮应力循环次数:N1 = 1.38109大齿轮应力循环次数:N2 = 3.55108 11) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1 = 0.85 KFN2 = 0.86 12) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 326.9sF2 = = = 251.4 = = 0.013 = = 0.01588

17、大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn = = 2.17 mm2.173所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d1 = 62 mmd2 = 242 mmb = ydd1 = 62 mmb圆整为整数为：b = 62 mm圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 67 mm b2 = 62 mm中心距：a = 152 mm，模数：m = 3 mm（二） 低速级齿轮传动的设计计算1 齿轮材料、热处理及精度： 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。 1） 材料：高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274286HBW。高

18、速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225255HBW。取小齿齿数：Z3 = 23，则：Z4 = i23Z3 = 2.7823 = 63.94 取：Z4 = 64 2） 初选螺旋角:b = 130。2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：确定各参数的值: 1) 试选Kt = 2.5 2) T2 = 380.1 Nm 3) 选取齿宽系数yd = 1 4) 由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 5) 由图8-15查得节点区域系数ZH = 2.45 6) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/Z3+1/Z4)cosb = 1.88-3.2(1/23+1/6

19、4)cos130 = 1.622 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318123tan130 = 1.69 8) 由式8-19得:Ze = = = = 0.785 9) 由式8-21得：Zb = = = 0.99 10) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim1 = 650 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim2 = 530 MPa。 11) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkth = 60123.411030028 = 3.55108大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N3/u = 3.55108/2.78 = 1.

20、28108 12) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN3 = 0.9,KHN4 = 0.92 13) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:sH3 = = 0.9650 = 585 MPasH4 = = 0.92530 = 487.6 MPa许用接触应力:sH = (sH3+sH4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d3t:= = 106.2 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 4.5 mm取为标准值:4 mm。 2) 中心距：a = = = 178.6 mm 3) 螺旋角：b = a

21、rccos = arccos = 130 4) 计算齿轮参数：d3 = = = 94 mmd4 = = = 263 mmb = dd3 = 94 mmb圆整为整数为：b = 94 mm。 5) 计算圆周速度v:v = = = 0.61 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为9级。5 校核齿根弯曲疲劳强度：(1) 确定公式内各计算数值： 1) 当量齿数：ZV3 = Z3/cos3b = 23/cos3130 = 24.9ZV4 = Z4/cos3b = 64/cos3130 = 69.2 2) eaV = 1.88-3.2(1/ZV3+1/ZV4)cosb= 1.88-3.2(1/24.9+1/69

22、.2)cos130 = 1.662 3) 由式8-25得重合度系数：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68 4) 由图8-26和eb = 1.69查得螺旋角系数Yb = 0.89 5) = = 2.98前已求得:KHa = 1.722.98，故取：KFa = 1.72 6) = = = 10.44且前已求得:KHb = 1.39，由图8-12查得：KFb = 1.36 7) K = KAKVKFaKFb = 11.11.721.36 = 2.57 8) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa3 = 2.63 YFa4 = 2.26应力校正系数

23、:YSa3 = 1.6 YSa4 = 1.76 9) 由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：sFlim3 = 500 MPa sFlim4 = 380 MPa 10) 同例8-2：小齿轮应力循环次数:N3 = 3.55108大齿轮应力循环次数:N4 = 1.28108 11) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN3 = 0.86 KFN4 = 0.89 12) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF3 = = = 330.8sF4 = = = 260.2 = = 0.01272 = = 0.01529大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲

24、疲劳强度：mn = = 3.06 mm3.064所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d3 = 94 mmd4 = 263 mmb = ydd3 = 94 mmb圆整为整数为：b = 94 mm圆整的大小齿轮宽度为：b3 = 99 mm b4 = 94 mm中心距：a = 178.5 mm，模数：m = 4 mm第七部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计轴的设计1 输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:P1 = 5.16 KW n1 = 480 r/min T1 = 102.8 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:d1 = 62 mm 则:Ft =

25、 = = 3316.1 NFr = Ft = 3316.1 = 1249.5 NFa = Fttanb = 3316.1tan150 = 888.1 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），根据机械设计（第八版）表15-3，取A0 = 112，得：dmin = A0 = 112 = 24.7 mm 显然，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4%，故选取:d12 = 26 mm。带轮的宽度：B = (Z-1)e+2f = (5-1)18+28 = 88 mm，为保证大带轮定位可靠取：l12 = 86 mm。大带轮右端用轴肩定位，故

26、取II-III段轴直径为:d23 = 29 mm。大带轮右端距箱体壁距离为20，取:l23 = 35 mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度: 初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取:d34 = d78 = 30 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用：30206型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为:dDT = 306217.25 mm，轴承右端采用挡油环定位，取:l34 = 17.25 mm。右端轴承采用挡油环定位，由轴承样本查得30206。型轴承的定位轴肩高度：h = 3 mm，故取：d45 = d67

27、= 36 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于:d12d56 ，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:l56 = 67 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 99+12+10+8 = 129 mml78 = T =17.25 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据30206圆锥滚子轴承查手册得a = 16 mm 带轮中点距左支点距离L1 = (88/2+35+16)mm = 95 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (67/2+17.25+129-16)mm = 16

28、3.8 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (67/2+18+17.25-16)mm = 52.8 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 808.4 NFNH2 = = = 2507.7 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = -1463.9 NFNV2 = = = 1395.7 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 808.4163.8 Nmm = 132416 Nmm截面A处的垂直弯矩：MV0 = FQL1 = 1317.795 Nmm = 125182 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 =

29、 -1463.9163.8 Nmm = -239787 NmmMV2 = FNV2L3 = 1395.752.8 Nmm = 73693 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 = = 273919 NmmM2 = = 151541 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a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 11.8 MPas-1 = 60

30、 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：II轴的设计1 求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：P2 = 4.91 KW n2 = 123.4 r/min T2 = 380.1 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 = 242 mm 则:Ft = = = 3141.3 NFr = Ft = 3141.3 = 1183.6 NFa = Fttanb = 3141.3tan150 = 841.3 N 已知低速级小齿轮的分度圆直径为:d3 = 94 mm 则:Ft = = = 8087.2 NFr = F

31、t = 8087.2 = 3020.8 NFa = Fttanb = 8087.2tan130 = 1866.1 N3 确定轴的各段直径和长度: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取：A0 = 107，得:dmin = A0 = 107 = 36.5 mm 中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径d12和d67,选定轴承型号为：30208型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：dDT = 408019.75 mm，则：d12 = d67 = 40 mm。取高速大齿轮的内孔直径为：d23 = 45 mm，由于安装齿轮处的轴段长度应略小于轮毂长度，则：l2

32、3 = 60 mm，轴肩高度：h = 0.07d = 0.0745 = 3.15 mm，轴肩宽度：b1.4h = 1.43.15 = 4.41 mm，所以：d34 = d56 = 52 mm，l34 = 14.5 mm。由于低速小齿轮直径d3和2d34相差不多，故将该小齿轮做成齿轮轴，小齿轮段轴径为：d45 = 94 mm，l45 = 99 mm，则：l12 = 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 轴的受力分析和校核：1）作轴的计算简图（见图a）: 根据30208

33、圆锥滚子轴承查手册得a = 20 mm 高速大齿轮齿宽中点距左支点距离L1 = (62/2-2+42.25-20)mm = 51.2 mm 中间轴两齿轮齿宽中点距离L2 = (62/2+14.5+b3/2)mm = 95 mm 低速小齿轮齿宽中点距右支点距离L3 = (b3/2+7+30.75-20)mm = 67.2 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 4934.3 NFNH2 = = = 6294.2 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 836.4 NFNV2 = = = -2673.6 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面B、C处的水平弯矩：

34、MH1 = FNH1L1 = 4934.351.2 Nmm = 252636 NmmMH2 = FNH2L3 = 6294.267.2 Nmm = 422970 Nmm截面B、C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L1 = 836.451.2 Nmm = 42824 NmmMV2 = FNV2L3 = -2673.667.2 Nmm = -179666 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 = = 256240 NmmM2 = = 459547 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

35、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：sca = = = MPa = 37.6 MPas-1 = 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：III轴的设计1 求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3：P3 = 4.67 KW n3 = 44.4 r/min T3 = 1004.5 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 = 263 mm 则:Ft = = = 7638.8 NFr =

36、Ft = 7638.8 = 2853.4 NFa = Fttanb = 7638.8tan130 = 1762.6 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），根据机械设计（第八版）表15-3，取:A0 = 112，得:dmin = A0 = 112 = 52.9 mm 输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:Tca = KAT3，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取:KA = 1.2，则:Tca = KAT3 = 1.21004.5 = 1205.4 Nm 由于键槽将轴径增大4%，选取

37、联轴器型号为:LT10型，其尺寸为：内孔直径63 mm，轴孔长度107 mm，则：d12 = 63 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 105 mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：D = 73 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 66 mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度： 初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取：d34 = d78 = 70 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用:30214型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：dDT = 70mm

38、125mm26.25mm。由轴承样本查得30214型轴承的定位轴肩高度为：h = 4.5 mm，故取：d45 = 79 mm。轴承端盖的总宽度为：20 mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。取低速大齿轮的内径为：d4 = 79 mm，所以：d67 = 79 mm，为使齿轮定位可靠取：l67 = 92 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h 0.07d = 0.0779 = 5.53 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.45.53 = 7.74 mm，所以：d56 = 91 mm，l56 = 10 m

39、m；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：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 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据30214圆锥滚子轴承查手册得a = 27.5 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (94/2+10+89.5+26.25-27.5)mm = 145.2 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (94/2-2+48.75-27.5)mm = 66.2 m

40、m2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 2392.1 NFNH2 = = = 5246.7 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 1990 NFNV2 = = = -863.4 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 2392.1145.2 Nmm = 347333 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = 1990145.2 Nmm = 288948 NmmMV2 = FNV2L3 = -863.466.2 Nmm = -57157 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

41、成弯矩：M1 = = 451809 NmmM2 = = 352004 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a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 15.3 MPas-1 = 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 键联接的选择及校核计算1 输入轴键计算： 校核大带轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：b

42、hl = 8mm7mm80mm，接触长度:l = 80-8 = 72 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2577226120/1000 = 393.1 NmTT1，故键满足强度要求。2 中间轴键计算： 校核高速大齿轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 14mm9mm50mm，接触长度:l = 50-14 = 36 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2593645120/1000 = 437.4 NmTT2，故键满足强度要求。3 输出轴键计算：(1) 校核低速大齿轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 22mm14mm80mm，接触长度:l = 80-22 = 58 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.25145879120/1000 = 1924.4 Nm