机械设计课程设计展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器设计.docx

机械设计课程设计说明书

题目： 带式输送机减速器设计（展开式）
班级：
设计者：
学号：
指导教师： 路曼
时间： 2017.3.26

目录
一、课程设计内容
二、功率分配和电机的选择
三、齿轮的设计
（一）高速级齿轮
（二）低速级齿轮
四、轴上零件的设计
五、校核
（一）轴的校核
（二）轴承的校核
（三）键的校核
六、齿轮减速器的箱体设计
（一）润滑与密封
（二）箱体主要结构尺寸
（三）其他附件
七、感想
八、参考文献

一、 课程设计内容

课程设计的题目，为一般用途的机械传动装置，如图所示带式运输机的减速器。工作环境通风不良、单向运转、双班制工作、试用期限为8年(年工作日300天)、小批量生产、底座（为传动装置的独立底座）用型钢焊接。

带工作拉力F(KN)
输送带速度V（m/s）
滚筒直径D（mm）
8.0
1.8
420

根据上述数据，完成以下工作：
1. 减速器装配工作图一张（A0）图纸；
2. 零件工作图三张（传动件、轴、箱体图纸）；
3. 设计计算说明书一份。

二、功率分配和电机的选择
由题意设计成展开式二级齿轮减速箱，齿轮为斜齿轮。
Pw=Fv=14.4kw
ηa=η齿轮2η轴承3η联轴器2η卷筒=0.9720.9930.9820.96=0.86
Pd=Pwηa=17.14kw
由P173表12-1选取Y180M-4电动机，Pm=18.5kw，nw=1470r/min
n=60vπD=81.85r/min
ia=nmn=18.0,又ia=iⅠiⅡ,因此取iⅠ=4.5，iⅡ=4.0
各轴转速：
n1=1470r/min，n2=294/min, n3=81.89r/min, n4=81.89r/min
各轴功率：
P1=Pmη联轴器=18.5×0.98kw=18.13kw
P2=P1η轴承η齿轮=18.13×0.97×0.99kw=17.14kw
P3=P2η轴承η齿轮=17.14×0.97×0.99kw=16.72kw
P4=P3η轴承η联轴器=16.72×0.99×0.98kw=16.22kw
各轴转矩：
T1=9550Pm/n1=9550×18.13/1470=117.78N.m
T2=9550P1/n2=9550×17.41/294=565.53N.m
T3=9550Pm/n3=9550×16.72/81.89=1949.88N.m
T4=9550Pm/n4=9550×16.22/81.89=1891.57N.m

计算过程
计算结果
三、齿轮的设计
（一） 高速级齿轮
1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1） 选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角α=20。。
（2） 参考[1]表10-6,齿轮选用7级精度。
（3） 由[1]表10-1,选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。
（4） 选小齿轮齿数Z1=27，大齿轮齿数Z2=iⅠZ1=121.5，取Z2=122。
（5） 初选螺旋角β=13。。
2. 按齿面接触疲劳强度设计
（1）由[1]式10-24试算小齿轮分度圆直径，即
d1t≥32KHtT1Φdu+1u(ZHZEZεZβ[σH])2
1） 确定公式中的各参数值。
2）①试选载荷系数KHt=1.3。
②由[1]图10-20查取区域系数ZH=2.433。
③由[1]式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。
④由[1]式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。
αt=arctan(tanαncosβ)=arctan(tan20。cos13。)=20.482。
αat1=arccos(Z1cosαtZ1+2han*cosβ)=arctan(27×cos20.482。27+2×1×cos13。)=29.106。
αat2=arccos(Z2cosαtZ2+2han*cosβ)=arctan(122×cos20.482。122+2×1×cos13。)=
22.772。

Z1=27
Z2=122
α=20。
计算过程
计算结果
εα=[Z1(tanαat1-tanαt')+ Z2(tanαat2-tanαt')]/2Π
=[27×(tan29.106。-tan20.482。)+122×(tan22.772。-tan20.482。)]/2Π=1.685
εβ=ΦdZ1tanβΠ=1×27×tan13。Π=1.984
Zε=4-εα31-εβ+εβεα=4-1.68531-1.984+1.9841.685=0.647
⑤由[1]式10-23可得螺旋角系数Zβ=cosβ=cos13。=0.987
⑥由[1]表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12
⑦计算接触疲劳许用应力[σH]。
由[1]图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=600MPa, σHlim2=550MPa。由[1]式10-15计算应力循环次数，
n1=1470r/min
N1=60n1jLh=60×1470×1×(2×8×300×8)=3.39×109
N2=N1u=3.39×1094.5=7.53×108
由[1]图10-23查取接触疲劳寿命系数为KHN1=0.88, KHN2=1.02。
取失效概率为1%，安全系数S=1，由[1]式10-14得，
[σH]1=KHN1σHlim1s=0.88×6001MPa=528MPa
[σH]2=KHN2σHlim2s=1.02×5501MPa=561MPa

计算过程
计算结果
取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[σH]=[σH]1=528MPa。
2）试算小齿轮分度圆直径。
d1t≥32KHtT1Φdu+1u(ZHZEZεZβ[σH])2
=32×1.3×1.1778×10514.5+14.5（2.433×189.8×0.661×0.987528）2
=48.472mm
（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。
①圆周速度v。
v=Πd1tn160×1000=Π×48.472×147060×1000m/s=3.75m/s
②齿宽b=Φdd1t=1×48.472mm=48.472mm
2）计算实际载荷系数KH。
①由[1]表10-2查得使用系数KA=1。
②根据v=3.75m/s、7级精度，由[1]图10-8查得动载系数Kv=1.10。
③齿轮的圆周力。
Ft1=2T1d1t=2×1.1778×10548.129N=4.894×103N
KAFt1b=1×4.894×10348.129N/mm=101.69N/mm>100N/mm
由[1]表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.2。
④由[1]表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.419。
则载荷系数为KH=KAKvKHαKHβ=1×1.10×1.2×1.419=1.873
3）由[1]式10-12，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径。
d1=d1t3KHKHt=48.87×31.8731.3mm=58.66mm

[σH]= 528MPa

d1t≥48.472mm

d1=
58.66mm

计算过程
计算结果
mn=d1cosβZ1=58.66×cos13。27mm=2.11mm
取mn=2.5

4．几何尺寸计算。
（1）计算中心距。
a=Z1+Z2mn2cosβ=27+122×2.72×cos13。m=191.149mm，
将中心距圆整为a=190mm。
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角。
β=arccos（Z1+Z2）mna=arccos27+122×2.52×190=11.403。
（3）计算小、大齿轮的分度圆直径。
d1=Z1mncosβ=27×2.5cos11.403mm=68.86mm
d2=Z2mncosβ=122×2.5cos11.403。=311.14mm

(4)计算齿轮宽度。
b=Φdd1=1×68.86mm=68.86mm
取b2=74mm，b1=69mm。
5．圆整中心距后的强度校核。

mn=2.5

a=190mm

β=11.403°

d1=68.86mm
d2=311.14mmm

计算过程
计算结果
（1） 齿根弯曲疲劳强度
1）计算实际载荷系数KF。
①由[1]表10-2查得使用系数KA=1。
②根据v=3.75m/s，7级精度，由[1]图10-8查得动载系数Kv=1.10。
③Ft1=2T1d1=2×1.1778×10568.86N=3.421×103N
KAFt1b=1×3.421×103 N62=55.18N/mm＜100N/mm
查[1]表10-3,得齿间载荷分配系数KFα=1.4。
④由[1]表10-4用插值法查得KHβ=1.422，结合bh=b1(2han*+Cn*)mnt=62(2×1+0.25)×2=11.02，
查[1]图10-13得KFβ=1.30。
则载荷系数KF=KAKvKFαKFβ=1×1.10×1.4×1.422=2.190。

计算过程
计算结果
2）Yε=0.25+0.75εα=0.25+0.751.745=0.680
3）计算[σF]。
由[1]图10-17查得齿形系数YFa1=2.53 YFa2=2.18。
由[1]图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.62 Ysa2=1.81。
4）计算接触疲劳许用应力[σF]。
由[1]图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σFlim1=500MPa, σFlim2=380MPa。
5）T1=1.1778×105N·mm、β=11.430。、Φd=1、mn=2.5mm、Z1=27、Z2=122
将它们代入[1]式10-17，得到
σF1=2KFT1YsaYFaYεYβcos2βΦdmn3Z12
=2×2.190×1.1778×105×2.53×1.62×0.680×0.811×cos211.403。1×2.53×272=98.37MPa＜[σF]1
σF2=2KFT1YsaYFaYεYβcos2βΦdmn3Z12
=2×2.190×1.1778×105×2.18×1.81×0.680×0.811×cos211.403。1×2.53×272=94.70MPa＜[σF]2
齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。

σF1=
98.37MPa
＜[σF]1
σF2=
94.70MPa
＜[σF]2

计算过程
计算结果
6．主要设计结论
齿数Z1=27，Z2=122，模数m=2.5mm，压力角α=20。，螺旋角β=11.403。，变位系数x1=x2=0，中心距a=190mm，齿宽b1=69mm,b2=74mm，d1=68.86mm,d2=311.14mm。
小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。

（二） 低速级齿轮
1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1） 选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角α=20。。
2） 参考[1]表10-6,齿轮选用7级精度。
3） 由表10-1,选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。
4） 选小齿轮齿数Z1=32，大齿轮齿数Z2=iⅠZ1=128，取Z2=128。
5） 初选螺旋角β=13。。
2.按齿面接触疲劳强度设计
（1）由[1]式10-24试算小齿轮分度圆直径，即
d1t≥32KHtT1Φdu+1u(ZHZEZεZβ[σH])2
1） 确定公式中的各参数值。
2） ①试选载荷系数KHt=1.3。
②由[1]图10-20查取区域系数ZH=2.433。
③由[1]式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。
αt=arctan(tanαncosβ)=arctan(tan20。cos13。)=20.482。

Z1=32
Z2=12883
β=13。

计算过程
计算结果
αat1=arccos(Z1cosαtZ1+2han*cosβ)=arctan(32×cos20.482。32+2×1×cos13。)=27.994。
αat2=arccos(Z2cosαtZ2+2han*cosβ)=arctan(128×cos20.482。128+2×1×cos13。)=22.676。
εα=[Z1(tanαat1-tanαt')+ Z2(tanαat2-tanαt')]/2Π
=[32×(tan29.994。-tan20.482。)+128×(tan22.676。-tan20.482。)]/2Π=1.940
εβ=ΦdZ1tanβΠ=1×32×tan13。Π=2.352
Zε=4-εα31-εβ+εβεα=4-1.94031-2.352+2.3521.940=0.533
④由[1]式10-23可得螺旋角系数Zβ=cosβ=cos13。=0.987
⑤由[1]表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12
⑥计算接触疲劳许用应力[σH]。
由[1]图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=600MPa, σHlim2=550MPa。
由[1]式10-15计算应力循环次数，
n2=326.67r/min
N1=60n1jLh=60×326.67×1×(2×8×300×8)=7.53×108
N2=N1u=1.88×108
由[1]图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=1.02, KHN2=1.08。
取失效概率为1%，安全系数S=1，由[1]式10-14得，
[σH]1=KHN1σHlim1s=1.02×6001MPa=612MPa

计算过程
计算结果
[σH]2=KHN2σHlim2s=1.08×5501MPa=594MPa
取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[σH]=[σH]2=594MPa。
2）试算小齿轮分度圆直径。
d1t≥32KHtT2Φdu+1u(ZHZEZεZβ[σH])2
=32×1.3×5.0897×10514+14（2.433×189.8×0.530×0.987594）2
=65.161mm
（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。
①圆周速度v。
v=Πd1tnⅡ60×1000=Π×65.161×326.61`60×1000m/s=1.11m/s
②齿宽b=Φdd1t=1×65.161mm=65.161mm
2）计算实际载荷系数KH。
①由[1]表10-2查得使用系数KA=1。
②根据v=1.11m/s、7级精度，由[1]图10-8查得动载系数Kv=0.80。
③齿轮的圆周力。
Ft1=2T2d1t=2×5.0897×10565.161N=1.562×104N
KAFt1b=1×1.562×10465.161N/mm=239.743N/mm＞100N/mm
由[1]表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.2。
④由[1]表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.423。
则载荷系数为KH=KAKvKHαKHβ=1×0.80×1.2×1.423=1.37
3）由[1]式10-12，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径。

d1t≥
65.161mm
计算过程
计算结果

d1=d1t3KHKHt=65.161×31.371.3mm=66.767mm
mn=d1cosβZ1=66.767×cos13。32mm=2.03mm
取mn=2.5

4、几何尺寸计算。
（1）计算中心距。
a=Z1+Z2mn2cosβ=32+128×2.52×cos13。m=205.26mm，
将中心距圆整为a=205mm。
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角。
β=arccos（Z1+Z2）mna=arccos（32+128）×2.52.5×205=12.680。

mn=2.5

a=205m

β=
12.680。
计算过程
计算结果
（3）计算小、大齿轮的分度圆直径。
d1=Z1mncosβ=32×2.5cos12.680。mm=82.001mm
d2=Z2mncosβ=128×2.5cos12.680。=328.000mm
(4)计算齿轮宽度。
b=Φdd1=1×82.001mm=82.001mm
取b2=83mm，b1=88mm。
5、圆整中心距后的强度校核。
齿轮副的中心距在圆整之后，KH、Zε和KF、Yε、Yβ等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。

d1=
82.001mm
d2=
328.000mm

b1=
88mm
b2=
83mm
计算过程
计算结果
则载荷系数KF=KAKvKFαKFβ=1×0.8×1.2×1.20=1.15。
2）Yε=0.25+0.75εα=0.25+0.752.035=0.619
3）计算[σF]。
由[1]图10-17查得齿形系数YFa1=2.46 YFa2=2.19。
由[1]图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.66 Ysa2=1.82。
4）计算接触疲劳许用应力[σF]。
由[1]图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σFlim1=500MPa, σFlim2=380MPa。
5）TⅡ=5.0897×105N·mm、β=12.680。、Φd=1、mn=2.5mm、Z1=32、Z2=128
将它们代入式10-17，得到
σF1=2KFTⅡYsaYFaYεYβcos2βΦdmn3Z12
=2×1.15×5.0897×105×2.53×1.62×0.619×0.811×cos212.6801×2.53×322=143.28MPa＜[σF]1
σF2=2KFTⅡYsaYFaYεYβcos2βΦdmn3Z12
=2×1.15×5.0897×105×2.19×1.82×0.619×0.811×cos212.6801×2.53×292=139.34MPa＜[σF]2
齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。

σF1=
143.28MPa
＜[σF]1

σF2=
139.34MPa
＜[σF]2

计算过程
计算结果
6、主要设计结论
齿数Z3=32，Z4=128，模数m=2.5mm，压力角α=20。，螺旋角β=12.680。，变位系数x3=x4=0，中心距a=205mm，齿宽b3=88mm,b4=83mm，d3=82.001mm,d4=328.000mm。
小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。

轴名
功率P/kw
转矩T/N·m
转速/r/min
传动比i
效率η
电机轴
18.15
120．18
1470

1
4.5
4.0
1

0.98
0.97×0.99
0.97×0.99
0.99×0.98
Ⅰ轴
18.13
117.78
1470
Ⅱ轴
17.41
508.97
326.67
Ⅲ轴
16.72
1955.14
81.67
滚筒
16.22
1891.57
81.67

级别
Z1
Z2
mn/mm
β/。
αn
ha*
齿宽b/mm
分度圆直径/mm
高速级
27
122
2.5
11.403
20
1
b1=74
b2=69
d1=68.86
d2=311.14
低速级
32
128
2.5
12.680
20
1
b3=88
b4=83
d3=82.001
d4=328.000

计算过程
计算结果
四、轴上零件的设计
在设计轴上零件的时候，先设计中间轴，确定好中间轴的尺寸后，再来确定低速轴和高速轴。
（一）中间轴

1.P2=17.411kw, nⅡ=326.67r/min, TⅡ=5.0897×104N·mm
2.求作用在齿轮上的力。
d2=mtZ2=311.14mm
d3=mtZ3=82.001mm
圆周力Ft2=2T2d2=3271.65N
Ft3=2T2d3=12413.90N
径向力Fr2=Ft2tanαncosβ=1214.76N

计算过程
计算结果
Fr3=Ft3tanαncosβ=4631.24
轴向力Fa2=Ft2tanβ=659.8
Fa3=Ft3tanβ=2792.84N

3.初步确定轴的最小直径。
先按[1]式15-2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15-3，取A0=126，于是得dmin=A03P1n1=126×317.411326.67mm=47.42mm。
输出轴的最小直径显然是轴的两端直径。
4.轴的结构设计。
（1）拟定轴上零件的装配方案。
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。
①参照工作要求并根据dmin=47.42mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7010ACJ，其尺寸为d×D×B=50mm×110mm×27mm，da=60mm，Da=100mm，a=33mm，故d1=d2=50mm。
②对滚动轴承左、右端采用挡油环进行轴向定位。根据7010ACJ轴承，由表6-6取挡油环尺寸：内径d=50mm，外径d1=107mm，中径d2=63mm，宽度b=22mm，倒角C0.5。
③l1=B挡+B轴承+l倒角=20+27+1mm=48mm，同理，l5=52mm。
2）取安装小齿轮处的轴段2,由计算可得，必须做成齿轮轴，
低速级小齿轮分度圆d3=82.001mm，齿顶圆d3'=84.501mm，齿根圆d3''=78.876mm，齿宽b3=88mm。

选用7010ACJ轴承

计算过程
计算结果
3）低速级小齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=（2~3）R，此处考虑到左端的大齿轮的定位，取轴肩的高度为d3=60mm，此处的轴肩起到了定位大齿轮的作用，轴肩的长度取l3=10mm。
4）取安装大齿轮处的轴段4的直径d4=55mm.
高速级大齿轮分度圆d2=311.14mm，齿顶圆d2'=313.64mm，齿根圆d2''=308.015mm，齿宽b2=69mm。则l4=69mm。
查[1]表6-1，选用普通平键尺寸为b×h×L=16mm×10mm×45mm，轴t=6.0mm，毂t1=4.3mm。

5）轴左、右端采用凸缘式轴承端盖，材料HT150。
D=110mm, d3=12mm，螺钉数6。
d0=d3+1=13mm;
D0=D+2.5d3=140mm;

计算过程
计算结果
D2=D0+2.5d3=170mm;
e=1.2d3=14.4mm≈15mm;
e1≥e=18mm，取e1=15mm;
D4=D-10~15=95~100mm，取D4=100mm;
m的大小由结构决定，则m=28mm
（4）参考[1]表15-2，取轴端倒角为C1.6，各轴肩处的圆角半径计算可得。

（二）高速轴

1.P1=18.13kw, n1=1470r/min, T1=1.1778×105N·mm
2.求作用在齿轮上的力。
d1=68.86mm
圆周力Ft1=2T1d1=3420.85N
径向力Fr1=Ft1tanαncosβ=1270.16N
轴向力Fa1=Ft1tanβ=689.95N

3.初步确定轴的最小直径。
先按[1]式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。

计算过程
计算结果
根据表15-3，取A0=126，于是得dmin=A03P1n1=126×318.131470mm=29.1mm。
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1。
联轴器的计算转矩Tca=KAT1，查[1]表14-1，取KA=1.5，
则Tca=KAT1=1.5×1.20×105N∙mm=180.27N∙m。
由于电机轴的直径为48mm,为配合电机轴的直径，查[2]表10-45，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N·m。
半联轴器d1=42mm，故d1=42mm，L1=82mm。

4.轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案。
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。
1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴段左端需制出一轴肩，故取d2=50mm。
2）初步选择角接触轴承
因高速级转速高，故选用角接触轴承7011ACJ。
参照工作要求并根据dmin=30mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触轴承7011ACJ，其尺寸为d×D×B=55mm×120mm×29mm，da=60mm，Da=110mm,a=23.8。

选用7011ACJ轴承
计算过程
计算结果
对滚动轴承左、右端采用挡油环进行轴向定位。根据7011ACJ轴承的尺寸，由[2]表6-6取挡油环尺寸：内径d=55mm，外径d1=117mm，中径d2=68mm，宽度b=21mm，b1=7mm，倒角C0.5，因此d3=55mm，取l3=50mm。
齿轮距箱体内壁之距离Δ=10mm，箱体内壁间距189mm,此处的小齿轮按照计算应该做成齿轮轴，则l5=74mm。
3）齿轮轴上齿轮分度圆d=68.86mm，齿顶圆d'=d+mn=71.18mm，齿根圆d''= d-1.25mn=65.735mm。

3） 轴右侧采用端盖，材料铸铁HT150。
D=120mm, d3=12mm，螺钉数6。
d0=d3+1=13mm;
D0=D+2.5d3=150mm;
D2=D0+2.5d3=180mm;
e=1.2d3=14.4mm≈15mm;
e1≥e=18mm，取e1=15mm;
D4=D-10~15=105~110mm，取D4=110mm;
m的大小由结构决定，则m=26mm
由d3=55mm，查表10-60，取毡圈油封D=74mm，d1=53mm，B=8mm，
槽D0=72mm，d0=56mm，b=7mm。

计算过程
计算结果
轴右侧采盲端盖，材料HT150，尺寸同上，厚度e=15mm。
（3）轴上零件的周向定位。
半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。由[1]表6-1查得平键b×h×L=14mm×9mm×45mm，半联轴器与轴的配合。轴t=5.5mm，毂t1=3.8mm。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸。
参考[1]表15-2，取轴端倒角为C1.2，各轴肩处的圆角半径由计算可得。

（三）低速轴

1.P3=16.72kw, nⅢ=81.67r/min, T3=1.955×106N·mm
2.求作用在齿轮上的力。
d4=mtZ4=328.000mm

计算过程
计算结果
圆周力Ft4=2T3d4=11921.59N
径向力Fr4=Ft4tanαncosβ=4447.57N
轴向力Fa4=Ft4tanβ=2682.27N
3.初步确定轴的最小直径。
先按[1]式15-2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15-3，取A0=112，于是得dmin=A03PⅢnⅢ=112×316.7281.67mm=66.00mm。
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1。
联轴器的计算转矩Tca=KAT3，查[1]表14-1，取KA=1.3，
则Tca=KAT3=2.542×106N∙mm=2542N∙m。
查[2]表10-45，选用HL6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为3150N·m。
因为联轴器的长度L1=107mm，故取d1=105mm。
4.轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案。
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。
1）①为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，故取d1=75mm。
②半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm，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，故轴段的长度取105mm。
③选用普通平键尺寸为b×h×L=22mm×14mm×72mm，轴t=9.0mm，毂t1=5.4mm。

计算过程
计算结果
2）初步选择滚动轴承
①参照工作要求，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7216ACJ，其尺寸为d×D×B=80mm×140mm×26mm，da=90mm，Da=130mm，a=38.9mm，故d3=80mm。
②对滚动轴承左、右端采用挡油环进行轴向定位。取挡油环尺寸：内径d=80mm，外径d1=137mm，中径d2=93mm，宽度B=15mm，倒角C1。
则l3=B轴承+B挡圈+12mm=80+15+12mm=107mm。
3）①轴左侧采用轴孔端盖，材料HT150。
D=140mm，则d3=12mm，螺钉数6。
d0=d3+1=13mm;
D0=D+2.5d3=170mm;
D2=D0+2.5d3=200mm;
e=1.2d3=14.4mm;
e1≥e=14.4mm，取e1=15mm;
D4=D-10~15=125~130mm，取D4=130mm;
m的大小由具体的结构确定，m=29mm。

选用7216ACJ轴承

计算过程
计算结果
②查表7-12，取毡圈油封D=94mm，d1=73mm，B=8mm，槽D0=92mm，d0=92mm，b=7mm。
③
④根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面间的距离l=45mm。
⑤轴左侧为盲端盖，材料HT150，尺寸同上。
4）取安装大齿轮处的轴段6的直径d6=80mm。
低速级大齿轮分度圆d4=328.000mm，齿顶圆d4'=330.500mm，齿根圆d4''=324.875mm，齿宽b4=83mm。

选用普通平键尺寸为b×h×L=22mm×14mm×72mm，轴t=9.0mm，毂t1=5.4mm。

（3）参考[1]表15-2，取轴端倒角为C2.0，各轴肩处的圆角半径计算可得。

.

计算过程
计算结果

五、校核
（一）轴的校核
1.高速轴

水平面
垂直面
Fr1L2=Fa1d12+FNH1(L1+L2)
则FNH1=Fr1L2-Fa1d12L1+L2=1270.16×157.27-689.95×68.862219.47N=801.95N
同理可得：
FNH2=468.21N
Ft1L2=FNV1(L1+L2)
FNV1+FNV2=Ft1
计算可得
FNV1=2451.35N
FNV2=969.50N

计算过程
计算结果

MFa1=Fa1d12=23755N∙mm
MH=FNH2L2=73635N∙mm
MV=FNV1L1=152473N∙mm
M1=MH2+MV2=169322N∙mm
T1=MFa1=117780N∙mm
取α=0.6，σca=M12+(αT1)2W=1693222+(0.6×117780)20.1×68.863MPa=5.62MPa
由[1]表15-1，查得45钢调质处理σ-1=275MPa，σca<[σ-1]，故安全。

2.中间轴

受力分析可得:
水平面
垂直面

Fr2L1+FrH2L1+L2+L3=Fa2d12+Fa3d22+Fr3(L1+L2)
则FrH2=Fa2d12+Fa3d22+Fr3