二级减速箱课程设计说明书

姓名 （03081150） 班级 机自08-10班 指导老师 周晓谋

1

目 录

一、设计任务书

1传动装置总图…………………………………………………………………… 3 2设计要求………………………………………………………………………… 3 3已知条件………………………………………………………………………… 4

二、传动方案的拟定及说明

1、运动简图的初步确定以及电机的选取.................................................................5 2、分配传动比.............................................................................................................6

三、传动装置的运动和动力参数计算：...............................................7

四、传动件的设计计算

1、闭式圆柱齿轮的设计及校核................................................................................9

2、开式圆锥齿轮的设计............................................................................................20

五、轴的设计计算

1.高速轴的设计...........................................................................................................24 2.中速轴的设计..........................................................................................................30 3.低速轴的设计...........................................................................................................36 精确校核轴的疲劳强度............................................................................................41

六、轴承的选择及计算

1.高速轴的轴承.........................................................................................................44 2.中速轴的轴承........................................................................................................45 3.低速轴的轴承.......................................................................................................46

七、键联接的选择及校核计算..........................................................48

2

八、减速器附件的选择和箱体的设计..............................................50 九、参考资料......................................................................................51

3

设 计 任 务 书

1、传动装置总图

电动机开式齿轮传动螺旋输送机减速器

2、设计要求：

（1）电动机的选择与参数计算 （2）斜齿轮传动设计计算 （3）轴的设计 （4）滚动轴承的选择 （5）键和联轴器的选择与校核 （6）装配图、零件图的绘制 （7）设计计算说明书的编写 3、已知条件

（1）输送机主轴功率P＝6.5Kw，输送机主轴转速n＝90 /min；

4

（2）工作情况 单向转速，连续工作，工作平稳； （3）机械公用 输送散装物料，如砂、灰、谷物、煤粉等； （4）运动要求 输送机主轴转速误差不超过5%； （5）使用寿命 5年，每年300天，每天8小时； （6）检修周期 半年小修；两年大修； （7）生产批量 中批生产； （8）生产厂型 中小型械制造厂。

二、传动方案的拟定及说明： 1、运动简图的初步确定以及电机的选取： 初步决定采用二级同轴式圆柱齿轮减速箱，机构的运动简图如下图所示： 电动机 开式齿轮传动螺旋输送机减速器电动机

开式齿轮传动螺旋输送机减速器5

项目内容及计算说明 1） 输送机主轴效率功率： P  6 . 5 kww2） 输送机主轴:n=100r/min 3） 传动装置总效率： ①选取： HL型弹性销联轴器效率： 角接触球轴承效率：计算结果 Pw6.5kw n=100r/min 联0.99 联0.99 球0.99 球0.99 闭式圆柱齿轮效率（油润滑、8级精度）：闭0.97 闭0.97 锥0.94 ②总效率： 开式圆锥齿轮（脂润滑、8级精度）： 锥0.942422420.990.990.970.940.8327 联球闭锥 ③电动机输出功率： 0.8327 Po Pw6.57.806kw0.8327 Po7.806kw 由于工作时电机没有过载要求，所以功率过载储备系数取K=1，选择电动机型号为:Y160M1--2型三相异步电动机,同步转速n03000 r/min，异步转速n2930r/min，电动机的功率为11KW。 二、分配传动比： 1. 估算传动装置的总传动比： n2930i总29.3nw100i总29.3 2、根据公式： i柱1i柱2i开i总

6

项目内容及计算说明 分配传动比如下: 第一级齿轮传动： 计算结果 i柱13.42第二级齿轮传动： i柱13.42 i柱23.42 i柱23.42 圆锥齿轮传动： i开2.5i开2.5所以： ui柱1i柱2i开3.423.422.529.24符合设计要求！ u29.24 三、传动装置的运动和动力参数计算： 1、 各轴转速： 电动机轴为0轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，中速轴为Ⅱ轴，低速轴为Ⅲ轴，输送机工作轴为IV轴，各轴转速为 n2 n1n02930r/min n12930r/min n29301856.73r/mini13.42n2856.73250.50r/mini23.42n3250.50100.20r/mini锥2.5n2856.73r/min n3n3250.50r/min n4n4100.20r/min 7

项目内容及计算说明 2、计算各轴的输出功率： P1P0联球7.810.990.997.65KW 计算结果 P17.65KW P2P1闭球7.650.970.997.35KW P27.35KW P3P2闭球7.350.970.997.06KW P37.06KW P4P3锥联7.060.940.996.57KW P46.57KW 3、计算各轴输入转矩： T19550P7.651955024.93Nmn12930 T124930Nmm T29550P27.35955081.93Nmn2856.73 P37.069550269.15Nmn3250.50 P46.579550626.18Nmn4100.20 T281930Nmm T39550T3269150Nmm T49550T4626180Nmm 各轴的参数如下表所示： 转速（r/min） 功率 （kW） 转矩（Nmm） 高速轴I 中速轴Ⅱ 低速轴Ⅲ 输送轴IV 2930 7.65 24930 856.73 7.35 81930 250.50 7.06 269150 100.20 6.57 626180 8

项目内容及计算说明 计算结果 四、传动件的设计计算： 1、闭式圆柱齿轮的设计及校核 高速级采用斜齿圆柱齿轮 （1）选择齿轮的材料，确定许用应力： 小齿轮 40Cr 调质钢 大齿轮 45 正火 许用接触应力［H］由式［H］=接触疲劳极限Hlim 接触寿命系数ZN 应力循环次数N由式： N160n1jLh6029301(53008) N12.111096.17108 N2i3.42HBS1260HBS HBS2210HBS Hlim1620N/mm2Hlim2460N/mm2 HlimSHminZN N12.11109 N26.17108 查表得到，ZN1、ZN2 接触强度最小安全系数 则： SHmin ZN11.0ZN21.04SHmin1.2 H16201/1.2 H14601.04/1.2 许用弯曲应力计算: F弯曲疲劳极限 Flim 弯曲疲劳寿命系数 YN 弯曲强度尺寸系数 YX H1517N/mm2H1398.7N/mm2H398.7N/mm2FlimSFlimYNYX Flim1378N/mm2Flim2294N/mm2YN1YN21 YX1 9

项目内容及计算说明 弯曲强度最小安全系数 SFmin 则： 计算结果 SFmin2.4 F1378/2.411 F2294/2.411 （2）齿面接触疲劳强度设计计算： 确定齿轮传动精度等级，按v1(0.013~0.022)n13P/n1估取圆周速度vt8m/s 选取公差等级：II公差组 8 级 小轮的分度圆直径 d1 F1157.5N/mm2F2122.5N/mm2 vt8m/s II公差组 8 级 ZEZHZZ d13H齿宽系数：d 小轮齿数：z1 大轮齿数：z2 2KT1u1 ud2 d0.8 z138 z2130 z齿数比：u23.42 z1u3.42 T124930Nmm 小轮转矩：T124930Nmm 初定螺旋角：0 使用系数——KA 动载系数——KV 齿间载荷分配系数——K 齿向载荷分布系数——K

10

012o KA1 KV1.2 K1.1 K1.1 项目内容及计算说明 载荷系数——K 材料弹性系数——ZE 节点区域系数——ZH（12o,x1x20） 重合度系数——Z 螺旋角系数——Zcoscos12o 所以，有计算公式： 计算结果 K=1.45 ZE189.8N/mm2ZH2.45 Z0.8 Z0.99 d146.335mm ZEZHZZ3d1H=32KT1u1 ud22189.82.450.80.9921.45249303.421 3990.83.42=46.335mm 法面模数——mn mnd1cos/z146.335cos12/381.19mm mn2mm 选取标准值 mn2mm 中心距 amnz1z2/2cos2(38138)/(2cos12o) =171.75mm 取圆整 分度圆螺旋角 arccosmnz1z2/2a =arccos238130/217212.39o 分度圆直径 d1mz1/cos12.39o238/cos12.39o77.81mm 圆周速度 vd1n1/600003.1477.812930/60000 =11.93m/s a=172mm 12.39o d177.81mm V=11.93m/s 11

项目内容及计算说明 齿宽 bdd10.877.8157.45mm 取整 大轮齿宽 b2b57mm 小轮齿宽 b1b2(5~10)65mm （3）齿根弯曲强度的校核计算： 计算结果 b=57mm b257mm b165mm F2KT1YFaYSaYYF bd1mn zv140.77 zv2139.48 YFa12.40 YFa22.15 当量齿数 zv1z1/cos338/cos312.39o40.77 zv2z2/cos3130/cos312.39o139.48 齿形系数 YFa 小轮YFa1 大轮YFa2 应力修正系数 YSa 小轮YSa1 大轮YSa2 不变位时，端面啮合角 t'arctantan20o/cos12.39o20.44o 端面模数 mtmn/cos12.39o2.05mm 重合度 a 12.0538cos20.44ooarccostan20.44=38tan 22.0538221+22.05130cos20.44ootan20.44130tanarccos 2.051302212

YSa11.67 YSa21.82 t'20.44o mt2.05mm 1z1tanat1tan'tz2tanat2tan't 2

项目内容及计算说明 =1.72 重合度系数 Y0.250.75/ 螺旋角系数 Y 由推荐值0.85~0.92 故： 计算结果 a1.72 Y0.686 Y=0.89 F1=2KT1YFaYSaYY b1d1mn21.45249302.41.670.6860.89 6577.812F117.49N/mm2 F22KT1YFaYSaYY b2d1mn=所以 21.45249302.51.820.6860.89 5777.812F219.47N/mm2 齿根弯曲强度满足设计要求! d2266.20mm F1F1 F2F2 满足强度要求 （4）齿轮其他主要尺寸计算： 大轮分度圆直径： d2mnz2/cos2130/cos12.39o 齿根高 hfhacm hf2.5mm ha2mm 齿顶高 haham df172.81mm df2261.20mm 根圆直径 df df1d12hf77.8122.5 df2d22hf266.2022.5 da181.81mm顶圆直径 da da1d12ha77.8122 da2270.20mm da2d12ha266.2022 13

项目内容及计算说明 计算结果 第一对圆柱齿轮的相关系数如下： 模数 mn2mm 齿数 z138 z2130 压力角 20o *齿顶高系数 ha1 *顶隙系数 c0.25 传动比 i3.42 分度圆直径 d177.81mm d2266.20mm 齿顶高 ha2mm 齿根高 hf2.5mm 齿顶圆直径 da181.81mm da2270.20mm 齿根圆直径 df172.81mm df2261.20mm 基圆直径 db173.12mm db2250.15mm 齿距 pm=6.28mm 齿厚、槽宽 sep/2=3.14mm 中心距 a=172mm 齿宽 b165mm b257mm 14

项目内容及计算说明 2、低速级斜齿圆柱齿轮的设计校核： （1）选择齿轮的材料，确定许用应力： 与高速级的齿轮选择一致。 （2）齿面接触疲劳强度设计计算： 确定齿轮传动精度等级，按v1(0.013~0.022)n13P/n1估取圆 周速度vt8m/s 选取公差等级：II公差组 8 级 小轮的分度圆直径 d1 计算结果 II公差组 8 级 ZEZHZZ d13H齿宽系数：d 小轮齿数：z1 大轮齿数：z2 2KT1u1 ud2d0.8 z130 z2104 z齿数比：u23.46 z1u3.46 T181930Nmm 小轮转矩：T181930Nmm 初定螺旋角：0 使用系数——KA 动载系数——KV 齿间载荷分配系数——K 齿向载荷分布系数——K 载荷系数——K 材料弹性系数——ZE 节点区域系数——ZH（12o,x1x20） 012o KA1 KV1.2 K1.1 K1.1 K=1.45 ZE189.8N/mm2ZH2.45 15

项目内容及计算说明 重合度系数——Z 螺旋角系数——Zcoscos12o 所以，有计算公式： 计算结果 Z0.8 Z0.99 d166.89mm ZEZHZZd13H=32KT1u1 ud22189.82.450.80.9921.45819303.461 3990.83.46=68.89mm 法面模数——mn mnd1cos/z168.89cos12o/302.25mm mn2.5mm 选取标准值 mn2.5mm 中心距 amnz1z2/2cos2(30104)/(2cos12o) =171.24mm 取圆整 分度圆螺旋角 arccosmnz1z2/2a =arccos230104/217213.14o 分度圆直径 d1mz1/cos13.14o230/cos13.14o77.02mm 圆周速度 vd1n1/600003.1477.02856.73/60000 =3.453m/s 齿宽 bdd10.877.0261.62mm 取整 大轮齿宽 b2b62mm 小轮齿宽 b1b2(5~10)70mm

16

a=172mm 13.14o d177.02mm V=3.453m/s b=62mm b262mm b170mm 项目内容及计算说明 计算结果 zv132.49 zv2112.61 YFa12.49 YFa22.17 （3）齿根弯曲强度的校核计算： F2KT1YFaYSaYYF bd1mn当量齿数 zv1z1/cos330/cos313.14o32.49 zv2z2/cos3104/cos313.14o112.61 齿形系数 YFa 小轮YFa1 大轮YFa2 应力修正系数 YSa 小轮YSa1 大轮YSa2 不变位时，端面啮合角 t'arctantan20o/cos13.14o20.50o 端面模数 mtmn/cos13.14o2.57mm 重合度 a 1=21+22.5730cos20.50oo30tanarccos2.573022.5tan20.50 2.57104cos20.50oo 104tanarccostan20.502.5710422.5 YSa11.64 YSa21.80 t'20.50o mt2.57mm 1z1tanat1tan'tz2tanat2tan't 2 =1.68 重合度系数 Y0.250.75/ 螺旋角系数 Y 由推荐值0.85~0.92

17

a1.68 Y0.686 Y=0.89 项目内容及计算说明 故： 计算结果 F1=2KT1YFaYSaYY b1d1mn21.45819302.491.640.6960.90 7077.022.5F145.09N/mm2 F22KT1YFaYSaYY b2d1mn=所以 21.45819302.171.800.6960.90 6277.022.5F248.70N/mm2 齿根弯曲强度满足设计要求! d2267.00mm F1F1 F2F2 满足强度要求 （4）齿轮其他主要尺寸计算： 大轮分度圆直径： d2mnz2/cos2104/cos13.14o 齿根高 hfhacm hf3.125mm ha2.5mm 齿顶高 haham df170.77mm df2260.75mm 根圆直径 df df1d12hf77.0223.125 df2d22hf267.0023.125 da182.02mm顶圆直径 da da1d12ha77.0222.5 da2271.99mm da2d12ha267.0022.5 18

项目内容及计算说明 计算结果 第二对圆柱齿轮的相关系数如下： 模数 mn2.5mm 齿数 z130 z2104 压力角 20o *齿顶高系数 ha1 *顶隙系数 c0.25 传动比 i3.46 分度圆直径 d177.02mm d2267.00mm 齿顶高 ha2.5mm 齿根高 hf3.125mm 齿顶圆直径 da182.02mm da2272.00mm 齿根圆直径 df170.77mm df2260.75mm 基圆直径 db172.38mm db2250.90mm 齿距 pm=7.85mm 齿厚、槽宽 sep/2=3.93mm 中心距 a=172mm 齿宽 b170mm b262mm 19

项目内容及计算说明 3、直齿锥齿轮的设计及校核 （1）选择齿轮材料，确定许用应力 小齿轮 40Cr 调质钢 大齿轮 45 正火 由于选择材料与圆柱齿轮一致，故许用应力一样 （2）齿面接触疲劳强度设计计算： 计算结果 HBS1260HBS HBS2210HBS H398.7N/mm2F1157.5N/mm2F2122.5N/mm2 确定齿轮传动精度等级，按v1(0.013~0.022)n13P/n1估取圆 周速度vt3m/s 选取公差等级：II公差组 9 级 小轮大端分度圆直径 d1 vt3m/s II公差组 9 级 dm3 d112u1齿宽系数：d 小轮齿数：z1 大轮齿数：z2 齿数比：uz22.5 z1ZEZHH2KT1dm2u1 2u d0.42 z130 z275 u2.5 T1269150NmmKA1 小轮转矩：T1269150Nmm 使用系数——KA 动载系数——KV 齿向载荷分布系数——K KV1.2 K1.1 20

项目内容及计算说明 载荷系数——K=KAKVK 材料弹性系数——ZE 节点区域系数——ZH 所以，有计算公式： 20.423189.82.521.32269150d11398.720.422.51计算结果 K=1.32 ZE189.8N/mm2ZH2.5 2.51 22.5 d1158.55mm =158.55mm 齿轮模数——m md1/z1158.55/305.28mm 选取标准值 m6mm 小轮大端分度圆直径 d1mz1630180mm 小轮平均分度圆直径 m6mm d1180mm dm1155.71mm dm10.42180/1 dm1d1/122u12.51圆周速度 vmdm1n1/600003.14155.71250.56/60000 =2.04m/s 齿宽 b bdmdm10.42155.7165.40mm 取整 vm2.04m/s （3）齿根弯曲强度的校核计算： dm2KT11YFaYSaF F2bd1mu1u2132.31 当量齿数 zv1z1/cos130u2b66mm zv132.31 zv2201.94 zv2zv1u232.312.52201.94

21

项目内容及计算说明 齿形系数 YFa 小轮YFa1 大轮YFa2 应力修正系数 YSa 小轮YSa1 大轮YSa2 21.32269150F16618060.4212.491.64 22.512计算结果 YFa12.49 YFa22.12 YSa11.64 YSa21.87 F154.39N/mm2 =54.39N/mm2 21.322691500.4212.121.87 F126618062.512F152.80N/mm2 d2450mm =52.80N/mm2 （4）齿轮其他主要尺寸计算： 大轮大端分度圆直径 d2mz2675450mm 锥距 Rdd/2180450/2242.33mm 小轮大端顶圆直径 da1d12mcos118026cos =192.00mm 大轮大端顶圆直径 da1d12mcos118026cos =454.46mm uu12212222uu12 R242.33mm da1192.00mm da1454.46mm 22

项目内容及计算说明 计算结果 开式直齿圆锥齿轮的相关系数如下： 模数 mn6mm 齿数 z130 z275 大端分度圆直径 d1180mm d2450mm 大端顶圆直径 da1192.00mm da1454.46mm 锥距 R242.33mm 齿宽 b=66mm 23

项目内容及计算说明 计算结果 Ft640.79NFr238.79NFa140.77N 五、轴的设计计算 1. 高速轴的设计 (1) 高速轴上的功率、转速和转矩 转速（r/min） 高速轴功率（kw） 转矩T（Nm） 2930 7.65 24.93 (2) 作用在轴上的力 已知高速级齿轮的分度圆直径为d=77.81mm，则 圆周力Ft2T224930640.79Nd77.81Ftanntg20径向力Frt640.79238.79Ncoscos13.39轴向力FaFttan640.79tg12.39140.77N dmin15.423mm各力的方向如下面的受力图所示： (3) 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理。取A0112,于是得 dminA03P7.65112315.423mmn2930 (4) 轴的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图） 右轴承从轴的右端装入，靠挡油盘定位。齿轮和左轴承从 轴的左端装入，齿轮的右侧端面靠轴肩定位。齿轮和左轴承 之间用定位套筒使左轴承右端面得以定位，左端的半联轴器 靠轴肩定位。左轴承采用端盖，右轴承与减速箱的支座配合，半联轴器靠轴端挡圈得到轴向固定。齿轮和半联轴器采用普通平键得到周向固定。采用角接触球轴承和弹性柱销联轴器，轴的结构如下图：

24

项目内容及计算说明 计算结果 ① ② ③ ④ ⑤ ⑥ 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ①轴段①主要用于安装联轴器，其直径应于联轴器的孔径相配合，因此要先选择联轴器。另外还由于联轴器那一侧接电动机，则应先选电动机。有电动机的型号可得Dd32mm ，则联轴器应选择为Dl3240mm系列中的一个。根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为HL3，与输入轴联接的半联轴器孔径d130mm，因此选取轴段①的直径为d130mm。半联轴器与轴配合的轮毂孔长度为L60mm，为保证半联轴器右端压在轴肩上得到定位，轴①段长度应比L短1~4mm，所以去①段的长度为58mm。 d130mm L158mm ②段 为使半联轴器定位，轴肩高度hc(2~3)mm， 孔倒角C取3mm(GB6403.4-86)，d2d12h且符合标准轴承 内径。取轴承端盖宽度30mm，端盖外端与半联轴器右端面距离为30mm，则L260mm ③段 为便于装卸轴承内圈，d3d2且符合标准轴承内径。查标准，暂选角接触球轴承型号为7209C，d345mm，B19mm。润滑方式选择， d3n24529301.32105mmr/min0.9105所以选择油d240mm L260mm 轮滑。齿轮与箱体内壁间隙取15mm，轴承距箱体内壁距离f

25

项目内容及计算说明 =8mm，则L3Bf4=46mm。 ④段 d4d31~3mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮， 计算结果 d345mm L346mm d448mm L461mm L4应比齿轮毂孔长（取等于齿宽B）短1~4mm。 ⑤段 取齿轮右端定位轴肩高度h=4mm，则轴环直径为 d556mm L523mm d5484256mm，轴段长度L5f15823mm。 ⑥段 该轴段直径d6d345mm，长度等于轴承宽度与挡 d645mm L630mm 油环宽度之和，挡油环宽度取L6B12191130mm。 11mm，即 L1107.2mmL256.3mmL356.3mm （3）确定轴承及齿轮作用力的位置 先确定轴承支点位置，查标准，得7209C轴承支点尺寸a=18.2mm，因此轴的支撑点到齿轮载荷作用点距离lL2L356.3mm，L11l3a107.2mm。 2 26

项目内容及计算说明 （4）绘制轴的弯矩图和扭矩图 ①求支承反力 H水平面 由公式 计算结果 FtFNH1FNH2FtL2FNH2L2L3计算得： FNH1320.40N FNH2320.40N FNH1320.40N FNH2320.40N V垂直面 FrFNV1FNV2由公式计算得： FadFNV2L2L3FrL202 FNV1168.03N FNV270.76N FNV1168.03N FNV270.76N ②求齿宽中点处的弯矩 H水平面 MHFNH2L318038.24Nmm MH18038.24Nmm V垂直面 MV1FNV1L29460.09NmmMV2FNV2L33983.79Nmm 合成弯矩 M MV19460.09NmmMV23983.79Nmm M1MM2H2V120368NmmM120368Nmm M218473Nmm T=24930 Nmm 22M2MHMV218473Nmm 扭矩 T=24930 Nmm 弯矩图和扭矩图见下页： 27

项目内容及计算说明 计算结果 28

项目内容及计算说明 （5）按弯扭合成强度校核轴的强度 当量弯矩 McaM2T点处当量弯矩 2计算结果 ，取折合系数=0.6，则齿宽中 Mca125270NmmMca223767NmmMca25270NmmMca12036820.62493025270Nmm 2Mca21847320.62493023767Nmm 2McaMca125270Nmm 轴的材料为45号钢，调质处理。查得b640N/mm2 1b60N/mm2 轴的计算应力caMca252702 2.28N/mm33W0.1d0.1481b60N/mm2ca2.28N/mm2该轴满足强度要求！ 29

项目内容及计算说明 2. 计算结果 Ft1615.55NFr1229.38NFa1135.22N 中速轴的设计 中速轴上的功率、转速和转矩 转速（r/min） 中速轴功率（kw） 转矩T（Nm） 856.73 7.35 81.93 (1) （2） 作用在轴上的力 已知高速级齿轮的分度圆直径为d1266.20mm，则 2T281930615.55Nd266.30Ftanntg20Fr1t615.55229.38Nocoscos12.39Fa1Fttan615.55tg12.39135.22N Ft1已知低速级齿轮的分度圆直径为d277.02mm，则 2819302127.50N77.02Ftanntg20Fr2t2127.50795.17N coscos13.14oFa2Fttan2127.50tg13.14496.65NFt2 Ft22127.50NFr2795.17NFa2496.65N （3）初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理，取A0112，于是得 dminA03P7.35112322.93mmn856.73 dmin22.93mm （4）轴的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图） 30

项目内容及计算说明 计算结果 ① ② ③ ④ ⑤ 两端角接触球轴承采用套筒进行轴向定位。大齿轮从轴的左端装入，大齿轮的右侧端面靠轴肩定位。大齿轮和左轴承之间用定位套筒使左轴承右端面得以定位。小齿轮从轴的右端装入，小齿轮的左侧端面靠轴肩定位。小齿轮和右轴承之间用定位套筒使右轴承左端面得以定位。左、右轴承都采用端盖。齿轮采用普通平键得到周向固定。 （2）确定各轴段直径和长度 ① 、⑤轴段的直径应与轴承内径相配合，选用7209C型号的轴承，dDB458519 d1d545mm L1L539mm d1d545mm L1L5192039mm d250mm L253mm ②段轴用于安装大齿轮，取轴径d250mm，轴段长度应比大齿轮宽度小2~4mm，取L257453mm。 ③段轴，为了使大齿轮的右侧和小齿轮的左侧得到径向定位，d355mm 轴肩应该高于②段5mm左右，故d355mm，由于考虑到与高、L3=115mm 低速轴的配合，取L3=115mm。 d450mm ④段轴用于安装小齿轮，故取d450mm，L470466mm L466mm

31

项目内容及计算说明 （3）轴上零件的轴向定位 大小齿轮与轴的周向定位都选用平键14mm×9mm×70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 4）确定轴承及齿轮作用力的位置 先确定轴承支点位置，查标准，得7209C轴承支点尺寸a=18.2mm，因此轴的支撑点到齿轮载荷作用点距离L3l4l5a81.8mm计算结果 L173.8mmL2166mmL381.8mm ，L1l1l2a73.8mm，L2l35765166mm 22如下图所示： （4）绘制轴的弯矩图和扭矩图： 32

项目内容及计算说明 ①求支承反力 计算结果 计算得： FNH166.84N FNH21445.11N H水平面 由公式Ft1Ft2FNH1FNH20Ft1L1Ft2L2L1FNH2L1L2L30FNH166.84N FNH21445.11N V垂直面 由公式FNV1FNV2Fr1Fr20 Fa2dFa1dFr2L2L1Fr1L1FNV2L2L1L302计算得： FNV1382.5N FNV2642.05N ②求齿宽中点处的弯矩 FNV1382.5N FNV2642.05N H水平面 MHFNH2L3118210Nmm MH118210Nmm V垂直面 MV1FNV1L2L191723.5NmmMV2FNV2L352519.69Nmm 合成弯矩 M 22M1MHMV1129352NmmMV191723.5NmmMV252519.69Nmm M2MM2H2V2 M1129352NmmM2149622Nmm T=24930 Nmm 149622Nmm 扭矩 T=24930 Nmm 弯矩图和扭矩图见下页：

33

项目内容及计算说明 计算结果

34

项目内容及计算说明 （3）按弯扭合成强度校核轴的强度 当量弯矩 McaM2T点处当量弯矩 2计算结果 ，取折合系数=0.6，则齿宽中 2Mca112935220.681930138378Nmm Mca214962220.681930157490Nmm 2Mca1138378NmmMca2157490NmmMca157490NmmMcaMca2157490Nmm 轴的材料为45号钢，调质处理。查得b640N/mm2 1b60N/mm2 轴的计算应力caMca1574902 12.60N/mm33W0.1d0.150 ca12.60N/mm2该轴满足强度要求！ 35

项目内容及计算说明 3. 低速轴的设计 （1）高速轴上的功率、转速和转矩 转速（r/min） 高速轴功率（kw） 转矩T（Nm） 250.50 7.06 269.15 （2）作用在轴上的力 已知低速级齿轮的分度圆直径为d=267mm，则 圆周力Ft2T22691502016.10Nd267Ftanntg20径向力Frt2016.1753.53Ncoscos13.14 计算结果 Ft2016.10NFr753.53NFa470.65N轴向力FaFttan2016.1tg13.14470.65N dmin18.80mm各力的方向如下面的受力图所示： （3）初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理。取A0112,于是得 dminA03P7.06112318.80mmn250.5 （4）轴的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图）

36

项目内容及计算说明 计算结果 ① ② ③ ④ ⑤ ⑥ 左轴承从轴的左端装入，靠挡油盘定位。齿轮和右轴承从轴的右端装入，齿轮的左侧端面靠轴肩定位。齿轮和右轴承之间用定位套筒使右轴承左端面得以定位，右端的半联轴器靠轴肩定位。右轴承采用端盖，左轴承与减速箱的支座配合，半联轴器靠轴端挡圈得到轴向固定。齿轮和半联轴器采用普通平键得到周向固定。采用角接触球轴承和弹性柱销联轴器。 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 轴段⑥主要用于安装联轴器，其直径应于联轴器的孔径相配合，因此要先选择联轴器，根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为HL3，与输入轴联接的半联轴器孔径d40mm，因此选取轴段⑥的直径为d640mm。半联轴器与轴配合的轮毂孔长度为L84mm，为保证半联轴器左端压在轴肩上得到定位，轴⑥段长度应比L短1~4mm，所以去⑥段的长度为80mm。 ⑤段 为使半联轴器定位，轴肩高度hc(2~3)mm， 孔倒角C取3mm(GB6403.4-86)，d5d62h且符合标准轴承内径。取轴承端盖宽度30mm，端盖外端与半联轴器右端面距d640mm L680mm d550mm L560mm 离为30mm，则L560mm 37

项目内容及计算说明 查标准，暂选角接触球轴承型号为7011C， 计算结果 ④段 为便于装卸轴承内圈，d4d5且符合标准轴承内径。d455mm，B18mm。润滑方式选择， d4n355250.501.37104mmr/min1105所以选择脂d455mm L445mm 轮滑。齿轮与箱体内壁间隙取15mm，轴承距箱体内壁距离f =8mm，则L4Bf4=45mm。 ③段 d3d41~3mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮， d358mm L3应比齿轮毂孔长（取等于齿宽B）短1~4mm。 L358mm d266mm L223mm ②段 取齿轮左端定位轴肩高度h=4mm，则轴环直径为 d2584266mm，轴段长度L2f15823mm。 ①段 该轴段直径d1d455mm，长度等于轴承宽度与挡 d155mm L129mm 油环宽度之和，挡油环宽度取L1B11181129mm。 11mm，即 （5）确定轴承及齿轮作用力的位置 先确定轴承支点位置，查标准，得7011C轴承支点尺寸 a=18.7mm，因此轴的支撑点到齿轮载荷作用点距离L2L153.3mmL2L153.3mm。 （6）轴上零件的轴向定位 半联轴器与轴的联接，选用平键为18mm×11mm× 38

项目内容及计算说明 80mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。齿轮与轴的联接，选计算结果 用平键为20mm×12mm×80mm，为了保证齿轮与轴配合有良 好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。 （7）绘制轴的弯矩图和扭矩图 ①求支承反力 H水平面 FtFNH1FNH2由公式计算得： FNH1FNH2FNH11008.05N FNH11008.05N FNH21008.05N FNH21008.05N V垂直面 FrFNV1FNV2 由公式计算得： FadFNV2L2L1FrL20FNV1212.65N2FNV1212.65N FNV2966.18N ②求齿宽中点处的弯矩 FNV2966.18N H水平面 MHFNHL53729.07Nmm MH53729Nmm V垂直面 MV1FNV1L211334.25NmmMV2FNV2L351497.39Nmm 合成弯矩 M MV111334.25NmmMV251497.39Nmm 22M1MHMV154911.43Nmm22M2MHMV274422.75NmmM154911.43NmmM274422.75Nmm T=269150 Nmm 扭矩 T=269150 Nmm

39

项目内容及计算说明 弯矩图和扭矩图见下： 计算结果 40

项目内容及计算说明 （8）按弯扭合成强度校核轴的强度 当量弯矩 McaM2T点处当量弯矩 2计算结果 ，取折合系数=0.6，则齿宽中 2Mca154911.4320.6269150170570Nmm Mca274422.7520.6269150177814Nmm 2Mca1170570NmmMca2177814NmmMca177814NmmMcaMca2177814Nmm 轴的材料为45号钢，调质处理。查得b640N/mm2 1b60N/mm2 轴的计算应力ca Mca1778142 9.11N/mm33W0.1d0.1581b60N/mm2ca2.28N/mm2该轴满足强度要求！ 由于此根轴的承受扭矩较大，对其进行精确校核 （1）轴的细部结构设计 轴的圆角半径、各轴肩处的圆角半径详见零件图 键槽：齿轮、半联轴器与轴向固定采用A型平键联接，按 GB/T1096-2003标准，齿轮处的键为161052，半联轴器处 ①H7/k6 键为12872 ④H7/r6 配合：参见右面 ③⑥ m6 ①④ 精车 ②③⑥ 磨削 ⑤ 粗车 （2）选择危险截面 各个截面均有应力集中源，选择其中应力较大、应力集中较 严重的截面。 （3）计算危险截面的工作应力 W19511.2mm3抗弯截面系数W0.1d30.1583mm319511.2mm3 WT39022.4mm3抗扭截面系数WT0.2d30.2583mm339022.4mm3

41

项目内容及计算说明 截面弯矩MM253.32736722.67Nmm 53.3计算结果 M36722.67NmmT269150Nmm 截面扭矩为T269150Nmm 截面上的弯曲应力bM36722.671.88N/mm2 W19511.2b1.88N/mm2T6.90N/mm2T2691506.90N/mm2截面上的扭转切应力TWT39022.4 弯曲应力幅 ab1.88N/mm2 弯曲平均应力m0 扭切应力幅和平均应力 am/23.45N/mm2 （4）确定材料的机械性能 轴的材料为45Cr，调质处理。查得 ab1.88N/mm2m0 am3.45N/mm20.1,0.05 数 k1.33,k1.80b640N/mm2,1275N/mm2,1155N/mm2碳钢材料特性系数 0.1,0.50.05 K,K（5）综合确定影响系数 力集中系轴肩圆角处有效应r1.6D580.029,1.05 d55d55经查值后可查得k1.33,k1.80 配合处综合影响系轴肩圆角处 数，查表得K3.50，K2.5K3.50，K0.40.6K2.5 配合处 k1.82,k1.61键槽处有效应力集中系数k1.82,k1.61 尺寸系数 0.810.76 表面状况系数0.86 键槽处 0.810.76 42

项目内容及计算说明 轴肩处综合影响系数 计算结果 Kk1.822.610.810.86 k1.612.460.760.86 K2.61K2.46 K键槽处综合影响系数 Kk1.82.580.810.86 k1.332.040.760.86 K2.58K2.04 K（6）计算安全系数 查表，取许用安全系数S1.8 S127541.79 Kam3.51.880.10 1155S17.08Kam2.583.450.053.45S41.79S17.08Sca SSSS2241.7917.0841.79217.08215.81S1.8 Sca15.81S疲劳强度安全！ 43

项目内容及计算说明 轴承预期寿命 Lh'5300822.4104h 1. 高速轴的轴承 选用7209C型角接触球轴承，查《课程设计》表，得 Cr71.2kN，Cor38500N 。 （1）计算轴承的支反力： 由高速轴的校核过程中可知： FNH1320.40N，FNH2320.40N FNV1168.03N，FNV270.76N 计算结果 六、轴承的选择及计算 Fr1FNH1FNV1320.42(168.03).2361.79N Fr2FNH2FNV2320.4270.762328.12N2222Fr1361.79NFr2328.12N （2）计算轴承的派生轴向力S S10.5Fr1180.90N S1180.90N S20.5Fr2164.06N S2164.06NA1304.83N（3）计算轴承的轴向载荷 FAS2FaS2140.77164.06304.83NS1 所以A1FAS2304.83N A2S2164.06NA2164.06N （4）计算轴承的当量动载荷 载荷系数取 fp1.5fp1.5 i1A1/Cor304.83/285000.01 故e=0.38 又A1/R1304.83/361.790.84e 所以查表可得x10.44,y11.50 x10.44,y11.50 44

项目内容及计算说明 P1fpx1R1y1A11.50.44180.91.5304.83=805.26N 计算结果 P1805.26N i2A2/Cor164.06/285000.005 A2/R2164.06/328.120.5e x20.44,y21.55P2598Nft1 所以查表可得x20.44,y21.55P2fpx2R2y2A21.50.44328.121.55164.06=598N （5）计算轴承寿命 因为P2P1，故应该按P2进行计算，温度系数ft1 'h满足寿命疲劳要2. 低速轴的轴承 求！ 选用7011C型角接触球轴承，查《课程设计》表，得 Cr37.2kN，Cor30500N 。 （1）计算轴承的支反力： 由高速轴的校核过程中可知： FNH11008N，FNH21008N FNV1212.7N，FNV2966.2N Fr1FNH1FNV110082(212.7).21030.2N Fr2FNH2FNV210082966.221396.3N2222106ftc106138500Lh60nP60293059810/36.0810hL 6Lh6.08106h Fr11030.2NFr21396.3NS1515.1N （2）计算轴承的派生轴向力S S10.5Fr1515.1N S20.5Fr2698.2N S2698.2N （3）计算轴承的轴向载荷 FAS1FaS1470.65515.1985.75NS2 45

项目内容及计算说明 所以A2FAS1985.75N计算结果 A1515.1N A1S1515.1N （4）计算轴承的当量动载荷 载荷系数取 fp1.5A2985.75Ni1A1/Cor515.1/305000.017 故e=0.38 又A1/R1515.1/1030.20.5e 所以查表可得x10.44,y11.50 x10.44,y11.50P11839N P1fpx1R1y1A11.50.441030.21.5515.1=1839N i2A2/Cor985.75/305000.032 A2/R2985.75/1396.30.71e0.40 x20.44,y21.40P22991.6N 所以查表可得x20.44,y21.40 P2fpx2R2y2A21.50.441396.31.4985.75=2991.6N （5）计算轴承寿命 因为P2P1，故应该按P2进行计算，温度系数ft1 ft1 5'h满足疲劳寿命要3. 中速轴的轴承 求！ 选用7209C型角接触球轴承，查《课程设计》表，得 Cr71.2kN，Cor38500N 。 （1）计算轴承的支反力： 由高速轴的校核过程中可知： FNH166.84N，FNH21445.11N FNV1382.5N，FNV2642.05N Fr1FNH1FNV166.842(382.5).2388.30N

46

22106ftc106137200Lh60nP60250.5299210/32.96210hL Lh2.962105h Fr1388.30N 项目内容及计算说明 Fr2FNH2FNV21445.112642.0521581.5N22计算结果 Fr21581.5N （2）计算轴承的派生轴向力S S10.5Fr1194.15N S1194.15N S20.5Fr2790.75N S2790.75N（3）计算轴承的轴向载荷 FaFa2Fa1496.65135.22361.43N向左 A11152.18NA2790.75NFAS2FaS2361.43790.751152.18NS1所以A1FAS21152.18N A2S2790.75N（4）计算轴承的当量动载荷 载荷系数取 fp1.5fp1.5 i1A1/Cor1152.18/285000.04 故e=0.41 又A1/R11152.18/388.302.96e 所以查表可得x10.44,y11.35 x10.44,y11.35P1fpx1R1y1A11.50.44388.301.351152.18=2589.4N P12589.4N i2A2/Cor790.75/285000.027，e0.4 A2/R2790.75/1581.50.5e x20.44,y21.40P22704.37N 所以查表可得x20.44,y21.40P2fpx2R2y2A21.50.441581.51.4790.75=2704.374N （5）计算轴承寿命 因为P2P1，故应该按P2进行计算，温度系数ft1 Lh1.35105h 106ftc106138500Lh60nP60856.732704.3710/31.35105hL'h 满足疲劳寿命要求！ 47

项目内容及计算说明 七、键联接的选择及校核计算 2T103pa 由《机械设计》 pkld计算结果 键、轴和轮毂的材料都是钢，取p110N/mm2高速轴上小齿轮处的键 取普通平键14955GB/T109623 键的工作长度lLb551441mm 键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.594.5mm 3该键满足强度要求 2T10224930p5.63N/mm2p110N/mm2 kld4.54148 中速轴上大齿轮处的键 取普通平键14947GB/T109623 键的工作长度lLb471433mm 键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.594.5mm 该键满足强度要求 2T103281930p22.06N/mm2p110N/mm2 kld4.53350 中速轴上小齿轮处的键 取普通平键14955GB/T109623 键的工作长度lLb551441mm 该键满足强度要求 键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.594.5mm 48

项目内容及计算说明 计算结果 2T103281930p17.76N/mm2p110N/mm2 kld4.54150 联轴器周向定位的键 高速轴联轴器取普通平键8752GB/T109623 键的工作长度lLb701258mm 键与轮毂键槽的接触高度 2T103224930p103.87N/mm2p110N/mm2该键满足强度要求 kld44430 GB/T109623低速联轴器取普通平键 12870 键的工作长度lLb701258mm 键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.584mm 32T102626180p134.95N/mm2p110N/mm2 kld3.55840 联接挤压强度不够，而且相差甚远，因此考虑采用双键，相 隔180°布置。 该键满足强度要求 k0.5h0.573.5mm 则该双键的工作长度为l1.55887mm 2T1032626180p8.99N/mm2p110N/mm2kld408740低速轴上小齿轮处的键 取普通平键161050GB/T109623 键的工作长度lLb501634mm

49

项目内容及计算说明 键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.5105mm 2T1032269150p54.59N/mm2pkld53458计算结果 110N/mm2满足强度要求！ 八、减速器附件的选择和箱体的设计 窥视孔和视孔盖 查《课程设计》（减速器附件的选择部分未作说明皆查此书）表9-18，选用板结构视孔盖A100mm， d4M8。 通气器 查表9-7，选用经一次过滤装置的通气冒M181.5。 油面指示器 查表9-14，选用油标尺dM10。 放油孔和螺塞 查表9-16，选用外六角油塞及封油垫dM101.5。 起吊装置 查表9-20，选用箱盖吊耳d18，R18，e18，b18 箱座吊耳B45，H36，h18，r211，b18 定位销 查表14-3，选用圆锥销GB 117-86 A835 起盖螺钉 查表13-7，选用GB5782-86 M14110 50

项目内容及计算说明 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱体凸缘厚度 加强筋厚 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 箱盖、箱座联接螺栓直径 符号 δ δ1 b、b1、b2 m、m1 df n d1 d2 尺寸 30 12 b=14;b1=12;b2=23 m=9;m1=8 20 4 24 16 计算结果 九、参考资料 1．《机械设计》 东南大学出版社 程志红 主编 2．《机械原理》 东南大学出版社 王洪欣 冯雪君 主编 3．《机械设计-课程上机与设计》 东南大学出版社 程志红 主编 51

52