二级同轴式减速器课程设计.docx

目 录
第1章 设计任务书 5
1 总体布置简图 5
2 工作情况： 5
3 原始数 6
4 设计内容 6
第2章 传动方案的拟定及说明 6
第3章 电动机的选择 6
3.1电动机类型和结构的选择 6
3.1.1电动机容量的选择 7
3.1.2电动机转速的选择 7
3.1.2工作机的转速为 7
3.1.3电动机型号的确定 7
第4章 计算传动装置的运动和动力参数计算 8
4.1总传动比及其分配 8
4.1.1计算传动装置各轴的运动和动力参数 8
4.1.2传动装置中各轴的功率计算 8
4.1.3传动装置中各轴的输入转矩 8
第5章 传动件设计计算 9
5.1低速级齿轮传动的设计 9
5.1.1选精度等级、材料及齿数 9
5.1.2按齿面接触强度设计 9
5.1.3按齿根弯曲强度设计 11
5.1.4几何尺寸计算 12
5.2高速级齿轮传动设计 12
5.2.1选精度等级、材料及齿数 12
5.2.2按齿面接触强度设计 13
5.2.3按齿根弯曲强度设计 14
5.2.4几何尺寸计算 15
5.3齿轮结构设计参数 16
第6章 轴的初步设计计算 17
6.1轴的材料选择 17
6.2高速轴的设计计算 17
6.2.1高速轴轴的最小直径估算 17
6.2.2轴的结构设计 17
6.2.3作用在轴上的力 19
6.2.4轴上载荷的计算 19
6.2.5按弯矩合成应力校核轴的强度 20
6.3中速轴的设计计算 20
6.3.1按转矩确定Ⅱ轴的最小直径 20
6.3.2作用在轴上的力 20
6.3.3初步确定轴的最小直径 21
6.3.4中速轴的设计计算 21
6.3.5上载荷的计算 22
6.3.6按弯矩合成应力校核轴的强度 23
6.4低速轴的设计计算 23
6.4.1按转矩确定Ⅲ轴的最小直径 23
6.4.2作用在轴上的力 23
6.4.3初步确定轴的最小直径 23
6.4.4低速轴的设计计算 24
6.4.5轴上零件的周向定位 25
6.4.6确定轴上圆角和倒角尺寸 25
6.4.7求轴上载荷 25
6.7.8按弯矩合成应力校核轴的强度 26
第7章 滚动轴承的选择计算 26
7.1高速轴Ⅰ上滚动轴承的选择计算 26
7.1.1 Ⅰ轴上轴承的选择 26
7.1.2 Ⅰ轴上轴承寿命计算 27
7.1.3验算轴承寿命 27
7.2中速轴Ⅱ上滚动轴承的选择计算 27
7.2.1Ⅱ轴上轴承的选择 27
7.2.2Ⅱ轴上轴承寿命计算 27
7.2.3验算轴承寿命 28
7.3低速轴Ⅲ上滚动轴承的选择计算 28
7.3.1 Ⅲ轴上轴承的选择 28
7.3.2Ⅲ轴上轴承寿命计算 28
7.3.3验算轴承寿命 28
第8章 键连接的选择计算 29
8.1电机上键键连接的选择计算 29
8.2Ⅰ轴上键连接的选择计算 29
8.2.1小齿轮处键的选择计算 29
8.3Ⅱ轴上键连接的选择计算 29
8.3.1 大齿轮处键的选择计算 29
8.3.2小齿轮处键的选择计算 29
8.4Ⅲ轴上键连接的选择计算 30
8.4.1 大齿轮处键的选择计算 30
8.4.2 联轴器周向定位键 30
第9章 联轴器的选择 30
第10章 润滑和密封类型的选择 30
10.2 润滑油 31
10.3 密封类型的选择 31
10.3.1机体与机盖之间的密封 31
10.3.2滚动轴承与机座间的密封 31
第11章 附件选择设计 31
11.1 观察孔及观察孔盖的选择与设计 31
11.2 油标装置设计 31
11.3 通气器的选择 31
11.4 放油孔及螺塞的设计 31
11.5 起吊环、吊耳的设计 31
11.6 起盖螺钉的选择 32
11.7定位销选择 32
11.8箱体设计 32
设计总结 33
致谢 34
参考文献 34

第1章 设计任务书
题目：设计一用于带式输送机驱动装置的同轴式二级圆柱齿轮减速器
1 总体布置简图

2 工作情况：
载荷平稳、两班制工作运送、单向旋转
3 原始数
运输带工作拉力F/N：2300
带运输工作速度V/m/s：1.1
使用年限（年）：8
工作制度（小时/班）：8
检修间隔（年）：4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修
4 设计内容
1.电动机的选择与运动参数计算；
2.齿轮传动设计计算
3.轴的设计
4.滚动轴承的选择
5.键和连轴器的选择与校核；
6.装配图、零件图的绘制
7.设计计算说明书的编写

5 设计任务
减速器总装配图一张
齿轮、轴零件图各一张
设计说明书的编写
第2章 传动方案的拟定及说明
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。
本传动机构的特点是：减速器的轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差，当两个大齿轮侵油深度较深时，高速轴齿轮的承载能力不能充分发挥。常用于输入轴和输出轴同轴线的场合。
第3章 电动机的选择
3.1电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向连续旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。
3.1.1电动机容量的选择
1)工作机所需功率Pw =Fν/1000ηw，其中F=2300N，V=1.1m/s，ηw为工作机的传动率。
Pw＝2.53kW
2) 传动装置总效率为
η＝＝0.842
分别为联轴器，滚动轴承，齿轮传动及带式输送机的效率。
由表2-4选取η1=0.99，η2=0.99，η3=0.97，η4=0.95
电动机所需功率为pd=pw/η=3.005kw
3.1.2电动机转速的选择
电动机通常采用的同步转速有1000r/m和1500r/m两种，现对两种转速作对比。
由表16-3可知，同步转速是1000r/m的电动机，其满载转速nm是960r/min,同步转速是1500r/m的电动机，其满载转速nm是1440r/m。
3.1.2工作机的转速为
Nm=60×1000v/πD=60×1000×1.1/3.14×300=70.064r/min
总传动比i=nm/nw,其中nw为电动机的满载转速。现将两种电动机的有关数据列于表1-1作比较。
表3-1 两种电动机的数据比较
方案
电动机型号
额定功率
同步转速
/(r/min)
满载转速
/(r/min)
总传动比i
Ⅰ
Y132M1-6
4
1000
960
13.702
Ⅱ
Y112M-4
4
1500
1440
20.553
由表1-1可知，方案Ⅱ总传动比过大，为了使传动装置结构紧凑，选用传动方案Ⅰ较合理。
3.1.3电动机型号的确定
根据电动机功率和同步转速，选定电动机的型号为Y132M1-6。查《机械设计课程设计》表16-3和《机械设计课程设计》表16-4，知电动机有关参数如下：
电动机额定功率P=4kw
电动机的满载转速nm=960r/min
电动机的外伸轴直径D=38mm
电动机的外伸轴长度E=80mm
第4章 计算传动装置的运动和动力参数计算
4.1总传动比及其分配
总传动比i=nm/nw=960/70.064=13.702
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。
因为i=13.702,所以i1＝i2=3.7 速度偏差为±5%，所以可行。
4.1.1计算传动装置各轴的运动和动力参数
根据传动装置中各轴的安装顺序，对轴一次编号为0轴、1 轴、2轴、3轴、4轴。
n0=nm=960r/min
n1=n0=960r/min
n2=n1/i1=960/3.7=259.459r/min
n3=n2/i2=70.124r/min
n4=n3=70.124r/min
4.1.2传动装置中各轴的功率计算
p0=pd=3.005kw
P1=p0η1=3.005kw×0.99=2.975kw
P2=p1η2η3=2.975×0.99×0.97kw=2.857kw
p3=p2×η3η2=2.857×0.97×0.99kw=2.744kw
p4=p3×η3×η4=2.744×0.97×0.95kw=2.529kw
4.1.3传动装置中各轴的输入转矩
T0=Td=9550pd/nm=9550×3.005/960N·m=29.893N·m
T1=9550p1/n1=9550×2.975/960N·m=29.595N·m
T2=9550×p2/n2=9550×2.857/259.459N·m=105.159N·m
T3=9550×p3/n3=9550×2.744/70.124N·m=373.698N·m
T4=9550×p4/n4=9550×2.529/70.124N·m=344.418N·m
将传动装置中各轴的功率、转速、转矩列表
表1-2 轴的各参数
参数
0轴
1轴
2轴
3轴
4轴
转速n/(r/min)
960
960
259.459
70.124
70.124
功率P/kw
3.005
2.975
2.857
2.744
2.529
转矩T/(N·m）
29.893
29.595
105.159
373.698
344.418
第5章 传动件设计计算
5.1低速级齿轮传动的设计
5.1.1选精度等级、材料及齿数
（1）材料及热处理；
选择小齿轮材料为40Cr（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。
（2）运输机为一般工作机，速度不高，故选用精度等级选用7级精度。
（3）选小齿轮齿数，大齿轮齿数Z2=i2Z1=3.7×24=89,齿数比μ=89/24=3.708
5.1.2按齿面接触强度设计
由设计计算公式10-9a进行试算，即

（1）确定公式内的各计算参数值
1)试选载荷系数
2)小齿轮传递的转矩
　　　T=105.159N·m
3) 由《机械设计（第八版）》表10-7选取齿宽系数
4）由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数189.8Mpa1/2
5)由《机械设计（第八版）》图10-21d按齿面硬度查得
小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝650MPa
大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2＝600MPa
6）由《机械设计（第八版）》式10-13计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×259.459×1×（2×8×300×8）＝5.978×108
N2＝N1/3.7＝1.612×108
7)由《机械设计（第八版）》图10-19查得接触疲劳强度寿命系数KHN1＝0.90；KHN2＝0.98
8)计算接触疲劳强度许用应力
　取失效概率为１％，安全系数为S=1，由《机械设计（第八版）》式10-12得
[σH]1＝＝0.90×650MPa＝585MPa
[σH]2＝＝0.98×600MPa＝588MPa
（2）计算
1）试计算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小值。
=61.111mm
（3）计算圆周速度ν。
v==3.14×61.111×259.459/60×1000=0.830m/s
（4）计算齿宽b及模数m
b=φdd1t=1×61.111mm=61.111mm
mt=d1t/z1=61.111/24=2.546mm
（5）计算齿宽与齿高之比b/h
齿高 h=2.25mt=2.25×2.546mm=5.729mm
b/h=61.111/5.729=10.667
（6）计算载荷系数K
已知载荷平稳，由《机械设计（第八版）》表10-2查得，所以取KA=1
根据v=0.830m/s,7级精度，由《机械设计（第八版）》图10—8查得动载系数KV=1.04；由《机械设计（第八版）》表10—4查得小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.417
由《机械设计（第八版）》表10—3查得KHα=KFα=1。
由b/h=10.667，KHβ=1.417查《机械设计（第八版）》图10-13得KFβ=1.325故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.04×1×1.417=1.474
按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由《机械设计（第八版）》式（10—10a）得
d1==63.724mm
（7）计算模数m
m=d1/z1=63.724/24=2.655mm
5.1.3按齿根弯曲强度设计

（1）确定公式内的各计算参数值
1）由《机械设计（第八版）》图10-20c查得小、大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=550MPa, σFE2=400MPa;
2）由《机械设计（第八版）》图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.90；
3）计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由《机械设计（第八版）》式（10-12）得
[σF]1=KFN1σFE1/s=0.85×550/1.4=333.929MPa
[σF]2=KFN2σFE2/s=0.90×400/1.4=257.143MPa
4）计算载荷系数K。
K=KAKVKFαKFβ=1×1.04×1×1.325=1.378
5）查取齿形系数。
由《机械设计（第八版）》表10-5查得 YFa1=2.65；YFa2=2.202
6)查取应力校正系数
由《机械设计（第八版）》表10－5查得Ysa1=1.58；Ysa2=1.779
7）计算大小齿轮的并加以比较
=2.56×1.58/333.929=0.0121
=2.202×1.779/257.143=0.01523
大齿轮的数值大。
（2） 设计计算
=1.972mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，儿齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算的的模数1.972mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=61.111mm，算出小齿轮的齿数
z1=d1/m=61.111/2=30.556≈31
大齿轮齿数 z2=3.7×31=114.7≈115
这样设计出的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
5.1.4几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
d1=z1m=31×2mm=62mm
d2=z2m=115×2mm=230mm
(2)计算中心距
a=d1+d2/2=62+230/2=146m0m
(3)计算齿轮宽度
b= φdd1=1×62mm=62mm
取B1=65mm,B2=70mm。
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件。
5.2高速级齿轮传动设计
5.2.1选精度等级、材料及齿数
（1）材料及热处理；
选择小齿轮材料为40Cr（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。
（2）运输机为一般工作机，速度不高，故选用精度等级选用7级精度；
（3）根据所给要求的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。
（4）试选小齿轮齿数z1＝31，大齿轮齿数z2＝z1×i2=31×3.7=114.7，取z2=115。齿数比μ=115/31=3.7
5.2.2按齿面接触强度设计
设计计算公式为

（1）确定公式内的各计算数值
1）试选Kt＝1.7。
2）由《机械设计（第八版）》表10－7选取尺宽系数φd＝1。
3）由《机械设计（第八版）》表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa1/2
4）由《机械设计（第八版）》图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 σHlim1＝650MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝600MPa；
5）由《机械设计（第八版）》式10－13计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×960×1×（2×8×300×8）＝2.21×109
N2＝N1/3.7＝1.612×108
6）由《机械设计（第八版）》图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90；KHN2＝0.98
7）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由《机械设计（第八版）》式（10－12）得
[σH]1＝＝0.90×650MPa＝585MPa
[σH]2＝＝0.98×600MPa＝588MPa
(2)计算
1)试计算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小值。
=43.794mm
2)计算圆周速度ν。
v==3.14×43.794×960/60×1000=2.200m/s
3)计算齿宽b及模数m
b=φdd1t=1×43.794mm=43.794mm
mt=d1t/z1=43.794/31=1.413mm
4)计算齿宽与齿高之比b/h
齿高 h=2.25mt=2.25×1.413mm=3.179mm
b/h=43.794/3.179=13.776
5)计算载荷系数K
已知载荷平稳，由《机械设计（第八版）》表10-2查得，所以取KA=1
根据v=2.2m/s,7级精度，由《机械设计（第八版）》图10—8查得动载系数KV=1.10； 由《机械设计（第八版）》表10—4查得小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.417
由《机械设计（第八版）》表10—3查得KHα=KFα=1。
由b/h=7.556，KHβ=1.417查《机械设计（第八版）》图10-13得KFβ=1.29故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.10×1×1.417=1.559
6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由《机械设计（第八版）》式（10—10a）得
d1==42.547mm
7)计算模数m
m=d1/z1=42.547/31=1.372mm
5.2.3按齿根弯曲强度设计
由《机械设计（第八版）》式（10-5）得弯曲强度的设计公式为

（1）确定公式内的各计算参数值
由《机械设计（第八版）》图10-20c查得小、大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=550MPa, σFE2=400MPa;
由《机械设计（第八版）》图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.90；
计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由《机械设计（第八版）》式（10-12）得
[σF]1=KFN1σFE1/s=0.85×550/1.4=333.929MPa
[σF]2=KFN2σFE2/s=0.90×400/1.4=257.143MPa
计算载荷系数K。
K=KAKVKFαKFβ=1×1.10×1×1.29=1.419
查取齿形系数。
由《机械设计（第八版）》表10-5查得 YFa1=2.97；YFa2=2.268
6)查取应力校正系数
由《机械设计（第八版）》表10－5查得Ysa1=1.52；Ysa2=1.736
计算大小齿轮的并加以比较
=2.97×1.52/333.929=0.01352
=2.268×1.736/257.143=0.01527
大齿轮的数值大。
（2）设计计算
m=1.6412mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，儿齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算的的模数1.6412并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=42.547mm，算出小齿轮的齿数
z1=d1/m=42.547/2=21.274≈22
大齿轮齿数 z2=3.7×22=81.4≈82
这样设计出的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
5.2.4几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
d1=z1m=22×2mm=44mm
d2=z2m=82×2mm=164mm
(2)计算中心距
a=d1+d2/2=44+164/2=104mm
(3)计算齿轮宽度
b= φdd1=1×44mm=44mm
取B1=45mm,B2=50mm。
（4）结构设计
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件
由于减速器为同轴式，要求高低速级齿轮中心距相等。且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。
故高速级齿轮传动选择的齿轮与低速级相同。
5.3齿轮结构设计参数
表5-1 齿轮的参数

高速级
低速级
小齿轮
大齿轮
小齿轮
大齿轮
传动比
3.7
模数（mm）
2
中心距（mm）
146
啮合角

齿数
31
115
31
115
齿宽（mm）
65
70
65
70
直径
（mm）
分度圆
62
230
62
230
齿根圆
57
225
57
225
齿顶圆
66
234
66
234

第6章 轴的初步设计计算
6.1轴的材料选择
根据轴的工作条件，初选轴材料为45钢，调质处理。
6.2高速轴的设计计算
6.2.1高速轴轴的最小直径估算
由《机械设计（第八版）》中（15-2）进行最小直径估算，即d≥
当该轴段上有一个键槽时，d增大5%－7%；当有两个键槽时，d增大10%－15%。A0取值为120。
d'1min==120×3√（2.975/960）mm=17.495mm
这是安装联轴器处轴的最小直径，由于此处开键槽，其值应该增大5%－7%，所以 d1min=d'1min（1+6%）=18.545mm
由于与联轴器配合，所以同时选取与之相适应的联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT1查《机械设计（第八版）》表14-1，根据要求选KA=1.3，Tca=KAT1=1.3×29.595×103N·mm=38473.5N·mm=3.87435×104N·m按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5843-2003或手册，选用GY6凸缘联轴器，其公称转矩为900N·m，孔径d1-2=38mm,L=82mm,许用转速为6800r/min,,故适用。
6.2.2轴的结构设计
1）拟定轴上零件的装配方案

图6-1 高速轴

2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径
①为满足半联轴器的轴向定位要求，2-3轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取2-3段的直径d2-3=44mm。
②初步选择滚动轴承。由轴承受力分析，参照工作要求并根据d1-2=38mm,从GB/T 276-1994中选取深沟球轴承6009，其参数为d×D×B=45mm×75mm×16mm,da=51mm,Da=69mm,基本额定动载荷Cr=21.0kN,基本额定静载荷C0r=14.8kN,所以d2-3=44mm
③取安装齿轮处的轴段4的直径d3-4=45mm
④轴环直径，根据齿轮的轴向定位要求确定，d4-5=47mm
⑤右端用轴肩定位，，取h=4mm，轴5-6段的直径d5-6=54mm，轴环宽度b≥1.4h，故取l5-6=10mm。
⑥右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此套筒左端高度为3mm,且有d6-7=52mm
⑦滚动轴承处轴段直径，同一个轴上安装的两个滚动轴承是同一型号，所以d7-8=d3-4=45mm
3)根据轴向定位的要求确定轴的各段长度
①为满足半联轴器的轴向定位要求,L1-2=60mm.
②由箱体结构、轴承端盖尺寸、装配要求等确定，L2-3=34mm
③由滚动轴承、挡油环尺寸及装配要求等确定，L3-4=44mm
④由高速及小齿轮宽度b1=65mm确定，L4-5=63mm
⑤轴环宽度，L5-6=10mm
⑥考虑到轴承承受载荷的对称性和高低两级的齿轮距离，L6-7=29mm
与深沟球轴承6005相配合确定，L7-8=22mm
3）轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键链接。按1-2段由《机械设计》教材表6-1查得平键截面b×h=10mm×8mm齿轮与轴的周向定位选用平键10mm×8mm×50mm, 为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为，滚动轴承与轴的周定定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
6.2.3作用在轴上的力
高速级小齿轮的分度圆直径d=44mm,
Ft=2T/d=2×29.595N·m/44×10-3=1345.227N
Fr=Ft·tanα=1345.227N×tan20◦=489.623N
Fn=Ft/cosα=1345.227N/cos20℃=1431.560N
6.2.4轴上载荷的计算

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=760.987N
FNH2=584.240N
FNV1=276.977N
FNV2=212.646N
弯矩M
MH=45278.727N·mm

MV1=16480.132N·mm
MV2=16480.065N·mm
总弯矩
M1=48184.623N·mm
M2=48184.600N·mm
扭矩t
T1=29595N·mm
6.2.5按弯矩合成应力校核轴的强度
根据表中数据以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环应力，取，轴的计算应力σca=25.676MPa
已选定轴的材料为45钢，调质处理。由《机械设计（第八版）》表15-1查得，因此，故安全。
6.3中速轴的设计计算
6.3.1按转矩确定Ⅱ轴的最小直径
功率（）
转速（）
转矩（）
2.857
259.459
105.159
6.3.2作用在轴上的力
高速级大齿轮分度圆直径d1=164mm,
Ft1=2T/d1=2×105.159N·m/164×10-3=1282.427N
Fr1=Ft1·tanα=1282.427N×tan20℃=466.765N
Fn=Ft1/cosα=1282.427N/cos20℃=1364.730N
高速级小齿轮分度圆直径d2=62mm,
Ft2=2T/d2=2×105.159N·m/62×10-3=3392.226N
Fr2=Ft2·tanα=3392.226N×tan20℃=1234.669N
Fn=Ft2/cosα=3392.226N/cos20℃=3609.932N
6.3.3初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计（第八版）》表15-3，取A0=120,于是得
d2min==120×3√（2.857/259.459）mm=26.697mm
6.3.4中速轴的设计计算
（1）拟定轴上零件的装配方案

表6-2 中速轴
1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
① 初步选择滚动轴承。因轴承只受有径向力作用，故选用深沟球滚子轴承，参照工作要求确定d1-2=d5-6=50mm，其尺寸为d×D×B=50mm×80mm×16mm,左右两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，由查得轴承定位轴肩高度h=4mm，因此左边套筒左侧和右边套筒右侧高度为4mm。
② 取安装齿轮的轴段2-3和4-5直径d2-3=d4-5=54mm。齿轮与轴承之间采用套筒定位，大齿轮齿宽B1=70mm,小齿轮齿宽B2=65mm，为了使套筒压紧齿轮端面故取L2-3=68mm，L4-5=63mm。
③ 大齿轮右端和小齿轮左端用轴肩定位，轴肩高度，取h=3.5mm，则d3-4=62mm，考虑高低速轴的配合，取L3-4=100mm。
④ 大齿轮左端面与箱体间距，小齿轮右端面与箱体间距，考虑箱体铸造误差，故L1-2=L5-6=a+s+B=(19+8+13)mm=40mm。
至此，已初步确定了中间轴的各段直径和长度。
2）轴上零件的周向定位
大小齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。大齿轮周向定位按查选用平键16mm×10mm×56mm，小齿轮周向定位按查选用平键16mm×8mm×50mm。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，滚动轴承与轴的周定定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。
3）确定轴上圆角和倒角尺寸。
参考《机械设计（第八版）》表15-2，取轴端倒角。
6.3.5上载荷的计算
根据轴的结构图作出轴的计算简图，确定支撑位置并计算

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=1820.978N
FNH2=2853.675N
FNV1=662.789N
FNV2=1038.675N
弯矩M
MH1=104706.235N·mm
MH2=185488.875N·mm
MV1=38110.368N·mm
MV2=67513.875N·mm
总弯矩
M1=111426.190N·mm
M2=197393.632N·mm
扭矩t
T1=105159N·mm
6.3.6按弯矩合成应力校核轴的强度
根据表中数据以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环应力，取，轴的计算应力 σca=3.034MPa，
已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得，因此，故安全。
6.4低速轴的设计计算
6.4.1按转矩确定Ⅲ轴的最小直径
功率（）
转速（）
转矩（）
2.744
70.124
373.698
6.4.2作用在轴上的力
低速级大齿轮分度圆直径d1=230mm,
Ft=2T/d=2×373.698N·m/230×10-3=3249.548N
Fr=Ft·tanα=3249.548N×tan20℃=1182.739N
Fn=Ft/cosα=3249.548N/cos20℃=3458.097N
6.4.3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A0=120,于是得
d2min==120×3√（2.744/70.124）mm=40.740mm
6.4.4低速轴的设计计算
（1）拟定轴上零件的装配方案

表6-3 低速轴
1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。联轴器的设计计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则Tca=KAT3=485.807N·m.。按照，查标准GB/T 5843—2003，选用GYS6型凸缘联轴器，其公称转矩为900N·m。半联轴器孔径d=d7-8=42mm,半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。
① 为了满足半联轴器的轴向定位要求，7-8轴段左端需制出一轴肩，取该段直径d7-8=42mm，则取6-7段直径d6-7=50mm，右端用轴端挡圈定位。按轴段直径取挡圈直径D=d5-6=55mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面，故取7-8段直径比略短L1=84mm，取L7-8=82mm。
② 初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据d6-7=50mm,其尺寸为d×D×B=55mm×90mm×18mm，故d1-2=d5-6=55mm，而L1-2=18mm。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，查得定位轴肩高度h=5mm，因此取d2-3=65mm。
③ 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=62mm，齿轮的右端与轴承之间采用套筒定位。齿轮轮毂的宽度为70mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L4-5=68mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取h=5mm。则轴环处的直径d3-4=72mm，轴环宽度，取L3-4=7mm。
④ 轴承端盖由减速器及轴承端盖的结构设计而定根据轴承端的装拆，故取L6-7=48mm。
⑤ 取齿轮距箱体避之间距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，故L5-6=a+s+B=19mm+8mm+ 18mm=45mm。考虑到轴载荷对称分布以及装配工艺性，取L2-3=20mm。
6.4.5轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按L4-5=68mm,选用平键18mm×11mm×50mm，同时为保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为。半联轴器与轴连接按d7-8=42mm选用平键12mm×8mm×63mm，半联轴器与轴的配合为。滚动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。
6.4.6确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2，取轴端倒角为
6.4.7求轴上载荷
根据轴的结构图做出轴的计算简图，确定支撑位置并计算。

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=1911.499N
FNH2=1338.049N
FNV1=695.529N
FNV2=487.010N
弯矩M
MH1=160565.916N·mm
MH2=160565.880N·mm
MV1=58424.436N·mm
MV2=58441.200N·mm
总弯矩
M1=170864.941N·mm
M2=170870.640N·mm
扭矩t
T1=70124N·mm
6.7.8按弯矩合成应力校核轴的强度
根据表中数据以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环应力，取，轴的计算应力σca=1.196MPa，
已选定轴的材料为45钢，调质处理。由《机械设计（第八版）》表15-1查得，因此，故安全。
第7章 滚动轴承的选择计算
轴承预期寿命 L'h=8×300×8×2=38400h
7.1高速轴