课程设计说明书--机械设计二级减速箱.docx

课程设计说明书

课程名称： 机械设计
所在院系： 机电学院
姓 名：
班 级：
学 号：
指导教师：
日 期：

目录
§1机械设计课程设计任务书 1
§2传动方案的分析 2
§3电动机选择，传动系统运动和动力参数计算 2
一、电动机的选择 2
二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 3
三、运动参数和动力参数计算 4
§4传动零件的设计计算 4
一、V带传动设计 4
二、渐开线斜齿圆柱齿轮设计 8
（二）低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表 18
（三）斜齿轮设计参数表 28
§5轴的设计计算 29
减速器轴的结构草图 29
一、Ⅰ轴的结构设计 29
二、Ⅱ轴的结构设计 32
三、Ⅲ轴的结构设计 34
二、校核Ⅱ轴的强度 36
§6轴承的选择和校核 39
一、Ⅱ轴承的选择和校核 39
§7键联接的选择和校核 41
一、Ⅱ轴大齿轮键 41
§8联轴器的选择 42
§9减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择 42
一、传动零件的润滑 42
二、减速器密封 42
§10减速器箱体设计及附件的选择和说明 43
一、箱体主要设计尺寸（参考[2]表11-1，11-2） 43
二、附属零件设计 45
§11设计小结 48
§12参考资料 49

61

§1机械设计课程设计任务书
一、 设计题目：设计铸造车间型砂输送机的两级斜齿圆柱齿轮减速器。
二、 设计条件：整机使用寿命为5年，每天两班制工作，每年工作300天，工作时不逆转，载荷平稳，允许输送带速度偏差为5%。工作机效率为0.95，要求有过载保护，按单件生产设计。
v
F
二、原始数据：

学号
1-9
10-18
19-27
28-36
37-46
47-50
输送带拉力F（N）

3400

3800

2600

2900

2800

3100
输送带速度v（m/s）

0.9

0.8

1.2

1.0

1.1

0.9
鼓轮直径D（mm）

350

320

460

440

450

330

三、设计内容：
1． 分析传动方案；
2． 减速器部件装配图一张(0号图幅)；
3． 绘制轴或齿轮零件图一张；
4． 编写设计计算说明书一份。

§2传动方案的分析
传动装置是将原动机的运动和动力传递给工作机的中间装置。它常具备减速、改变运动形式或运动方向以及将动力和运动进行传递与分配的作用。机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
本设计中采用原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器。二级斜齿圆柱齿轮减速器又分为高速级和低速级，结构简单，应用广泛，展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大的刚度。
带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，斜齿轮传动的平稳性较直齿好，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。所以本设计采用的是双级斜齿齿轮传动。
减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成

§3电动机选择，传动系统运动和动力参数计算
一、电动机的选择
1.确定电动机类型
按工作要求和条件,选用y系列三相交流异步电动机。
2.确定电动机的容量
（1）工作机卷筒上所需功率Pw
Pw = Fv/1000 =2900x1.0/1000=2.9kw
(2)电动机所需的输出功率
为了计算电动机的所需的输出功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率η总。设η1、η2、η3、η4、η5分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为7级）、滚动轴承、V形带传动、工作机的效率，由[2]表1-5查得η1 = 0.99，η2 = 0.98，η3 = 0.99，η4 = 0.95，η5 = 0.95，则传动装置的总效率为
η总=η1η22η33η4η5 = 0.99 x 0.982 x 0.993 x 0.95 x 0.95 =0.8326
2.9/0.836=3.483kw
3.选择电动机转速
由[2]表1-6推荐的传动副传动比合理范围
普通V带传动 i带=2～4
圆柱齿轮传动 i齿=3～5
则传动装置总传动比的合理范围为
i总=i带×i齿1×i齿2
i‘总=（2～4）×（3～5）×（3～5）=（18～100）
电动机转速的可选范围为
nd=i‘总×nw=（18～100）×nw=18nw～1000nw=（18～100）x43.406=781～4340 r/min
根据电动机所需功率和同步转速，查[2]表12-1，符合这一范围的常用同步加速有1500、1000。
选用同步转速为1500r/min
选定电动机型号为Y112M-4
二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配
1.传动装置总传动比
i总= nm / nw=1440/43.406=33.175
式中nm----电动机满载转速.， 1440r/min;
nw----工作机的转速，43.406 r/min。
2.分配传动装置各级传动比
i总=i带×i齿1×i齿2

分配原则： （1）i带＜i齿
（2）i带=2～4 i齿=3～5 i齿1=（1.3～1.4）i齿2
根据[2]表1-5，V形带的传动比取i带 = 2，则减速器的总传动比为
i = 33.175/2=16.588
双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为
i齿1 = = = 4.644
低速级的传动比
i齿2 = i/i齿1 =3.572
三、运动参数和动力参数计算
1.各轴转速计算
1440r/min
nⅠ= nm / i带 = 1440/2=720r/min
nⅡ= nⅠ / i齿1 = 720/4.644=155r/min
nⅢ= nⅡ / i齿2 =155/3.572=43.4r/min
2.各轴输入功率
P0= Pd=3.483kw
PⅠ= Pdη4 =3.483x0.95=3.31kw
PⅡ= PⅠη2η3 =3.31x0.98x0.99=3.21kw
PⅢ= PⅡη2η3 =3.21x0.98x0.99=3.11kw
3.各轴输入转矩
T0 = 9550Pd/n0 =9550x3.483/1440=23.1 NŸm
TⅠ = 9550PⅠ/nⅠ =9550x3.31/720=43.9 NŸm
TⅡ = 9550PⅡ/nⅡ =9550x3.21/155=197.8 NŸm
TⅢ = 9550PⅢ/nⅢ =9550x3.11/43.4=684.3 NŸm

表1 传动装置各轴运动参数和动力参数表

项目
轴号
功率
转速

转矩
传动比
0轴
3.483
1440
23.1
2
Ⅰ轴
3.31
720
43.9
4.644
Ⅱ轴
3.21
155
197.8
3.572
Ⅲ轴
3.11
43.4
684.3

§4传动零件的设计计算
一、V带传动设计
1.设计计算表
项目
计算（或选择）依据
计算过程
单位
计算（或确定）结果
(1)确定计算功率Pca
Pca=d
查表8-8
取1.2
Pc=1.2×3.483=4.1796

4.1796
(2)选择带的型号
根据Pc=4.1796，nc=1440,
查图9.13得
V带型号为A带

V型A带
(3)选择小带轮直径
100mm

查表8-7及8-9

100
(4)确定大带轮直径
=

=2×100=200

200
(5)验算传动比误差

(6)验算带速

7.54
(7)初定中心距

500
(8)初算带长

=1476.2

1476.2
(9)确定带的基准长度

查表8-2

取Ld=1430

1430
(10)计算实际中心距离（取整）

(11)安装时所需最小中心距（取整）

(12)张紧或补偿伸长量所需最大中心距

(13)验算小带轮包角

度

(14) 单根V带的基本额定功率

查表8-4插值法

=1.3128

1.3128
(15) 单根V带额定功率的增量

查表8-5插值法

=0.1692

0.1692
(16) 长度系数

查表8-2
根据紧邻原则

0.96
(17)包角系数

表8-6插值法
=0.972

0.972
(18)单位带长质量

表8-3

q=0.105

0.105
(19)确定V带根数

4
(20)计算初拉力

查表8-3得q=0.105
=114.9

114.9
(21)计算带对轴的压力

=914

914
2.带型选用参数表

带型

A
100
200
7.54
477
168
4
914
65
3．带轮结构相关尺寸
项目
计算（或选择）依据
计算过程
单位
计算（或确定）结果
(1)带轮基准宽bp
查表8-1

mm

(2)带轮槽宽b
查表8-11
B=13
mm
13
(3)基准宽处至齿顶距离ha
查表8-11

mm
3
(4)基准宽处至槽底距离hf
查表8-11

mm
8
(5)两V槽间距e
查表8-11

mm
15
(6)槽中至轮端距离f
查表8-11

mm
9
(7)轮槽楔角φ
查表8-11

度
40
(8)轮缘顶径da

mm
206
(9)槽底直径df

mm
182
(10)轮缘底径D1

mm
170
(11)板孔中心直径D0

mm
104
(12)板孔直径d0

mm
35
(13)大带轮孔径d
d=20

mm
20
(14)轮毂外径d1

mm
38
(15)轮毂长L

mm
40
(16)辐板厚S
S=C
S=C=6
mm
6
(17)孔板孔数
查【3】表22.1-17
104x3.14159/(35+16)=6.4
个
8
二、渐开线斜齿圆柱齿轮设计
（一）高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表
项目
计算（或选择）依据
计算过程
单位
计算（或确定）结果
1.选择精度等级、材料及齿数
（1）选择材料及热处理
查表10-1

小：45#，调质，240HBS
大：45#，常化，200HBS

小：240HBS
大：200HBS
（2）选齿轮精度等级
查表10-6
6~8
级
7
（3）选择齿数Z

=20
Z2=4.644x20=93
U=93/20=4.65
个
=20
Z2=4.644x20=93
U=93/20
=4.65
（4）初选螺旋角β

度
14
（5）压力角αN

度
20
2．按齿面接触强度设计
（1）由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即

1）确定公式中的各参数值
①试选KHt

②区域系数ZH
由图１０－20

2.433
③重合度系数Zε

==1.6288

④螺旋角系数Zβ
由式（10-23）

0.985
⑤计算小齿轮传递的转矩T1

Nmm

43.9x
⑥齿宽系数Фd
由表１０－７

1
⑦材料的弹性影响系数ZE
由表１０－5

MPa1/2

⑧区域系数ZH
由图１０－20

⑨计算接触疲劳强度许用应力[σH]
齿轮接触疲劳强度极限
由图１０－25ｄ

应力循环次数N
由[1]式１０－１5

接触疲劳强度寿命系数KHN
由图１０－23
KHN1 =0.95
KHN2 =0.98

KHN1 =0.95
KHN2 =0.98
计算接触疲劳强度许用应力[σH]
取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１4得
[σH]1=

[σH]2=
取为接触疲劳强度许用应力

2）试算小齿轮分度圆直径
按式（10－24）试算

mm

36
（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计算圆周速度v

m/s

1,357
②计算齿宽b
b = φdd1t

mm

36
2）计算载荷系数KH
①使用系数KA
由表10-2

1
②动载荷系数KV
由图１０－８

1.02
③齿间载荷分配系数KHα
由表１０－３查得

1.4
④齿向载荷分配系数KHβ
由表１０－4查得

1．417
载荷系数KH
由式10-2
KH=KAKVKHαKHβ

2.023
3）按实际载荷系数计算分度圆直径
由式10-12

41．7
相应的模数

2
3．按齿根弯曲强度设计
（1）由式（10-20）试算齿轮模数，即

1）确定公式中的各参数值
①试选KFt

②计算弯曲疲劳强度用的重合度系数Yε

③计算弯曲疲劳强度用的螺旋角影响系数
式10-19

0.8148
④计算并比较

计算当量齿数ZV

齿形系数YFa
由表１０－17
YFa1=2.75
YFa2=2.16

YFa1=2.75
YFa2=2.16
应力校正系数YSa
由表１０－18
YSa1=1.56
YSa2=1.79

YSa1=1.56
YSa2=1.79
齿轮的弯曲疲劳强度极限
由图１０－２4ｃ

计算弯曲疲劳强度的寿命系数
由图１０－22

计算弯曲疲劳强度的许用应力[σF]
取弯曲疲劳安全系数S＝1.4，由式１０－１得
[σF]1=
[σF]2=

计算大小齿轮的并加以比较

结论：两值相等

0.016
2）试算齿轮摸数

由[1]式１０－20　

=1.38
mm
1.38
（2）调整齿轮摸数
1）计算实际载荷系数前的数据准备
①圆周速度v

mm

m/s

②计算齿宽b
b = φdd1

mm
29
③齿高h及宽高比b/h

b/h=
mm
b/h=9.35
2）计算载荷系数KF
①动载荷系数KV
由图１０－８

1.08
②齿间载荷分配系数KFα
由表１０－３查得

1.4
③齿向载荷分配系数KFβ
由表１０－4查得

1.41732
④载荷系数KF
由式10-2
KF=KAKVKFαKFβ

2.14
3）按实际载荷系数计算齿轮摸数
由式10-13

1.62
结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取＝2 mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1= 41.7 mm来计算应有的齿数。于是由= 41.7xCOS14x0.5= 20.2
取20，则Z2 = Z1×U =20x4.65=93 取Z2 = 93 ，Z1与Z2互为质数。
4．几何尺寸计算

（1）计算中心距a

将中心距圆整为115

mm

115

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角β

度

10.7
（3）计算齿轮的分度圆直径d

mm

（4）计算齿轮的齿根圆直径df

mm

（5）计算齿轮宽度b

b = φdd1
圆整后取：
b1 = 47
b2 = 42
mm

b1 = 47
b2 = 42
5．圆整中心距后的强度校核
（1）齿面接触疲劳强度校核
由式（10-22）进行校核

1）确定公式中的各参数值（只计算有改变的参数，其余参考前面计算数值）
①重合度系数Zε

②螺旋角系数Zβ

0.99
③计算载荷系数KH
使用系数KA
由表10-2

1
动载荷系数KV
由图10－８

1.08
齿间载荷分配系数KHα
由表１０－３查得

1.4
齿向载荷分配系数KHβ
由表１０－4查得

1.417
载荷系数KH
由式10-2
KH=KAKVKHαKHβ=1x1.08x1.4x1.417=2.14

2.14
区域系数ZH
由图１０－20

2.433
齿面接触疲劳强度校核

结论：满足齿面接触疲劳强度条件
（2）齿根弯曲疲劳强度校核
由式（10-17）进行校核：

1）确定公式中的各参数值（只计算有改变的参数，其余参考前面计算数值）
①计算载荷系数KF
动载荷系数KV
由图１０－８

1.1
齿间载荷分配系数KFα
由表１０－３查得

1.2
齿向载荷分配系数KHβ
由表１０－4查得

1.424
载荷系数K
由式10-2
KF=KAKVKFαKFβ

2.3496

②计算当量齿数ZV

③齿形系数YFa
由表１０－17
YFa1=2.54
YFa2=2.16

YFa1=2.54
YFa2=2.16
④应力校正系数YSa
由表１０－18
YSa1=1.63
YSa2=1.80

YSa1=1.63
YSa2=1.80
⑤重合度系数Yε

⑥螺旋角影响系数
式10-19

0.8124
2）齿根弯曲疲劳强度校核

6．主要设计结论
Z1=20 Z2=93 m=2 αn=20° β=10.7 a=115 b1=47 b2=42
小齿轮材料及热处理:45#（调质） 大齿轮材料及热处理：45#（常化）
（二）低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表
项目
计算（或选择）依据
计算过程
单位
计算（或确定）结果
1.选择精度等级、材料及齿数
（1）选择材料及热处理
查表10-1

小齿轮材料为45#（调质）240HBS，大齿轮材料45#（常化），200HBS

小齿轮材料为45#（调质）240HBS，大齿轮材料45#（常化），200HBS
（2）选齿轮精度等级
查表10-6
6~8
级
7
（3）选择齿数Z

个

（4）初选螺旋角β

度
14
（5）压力角αN

度

2．按齿面接触强度设计
（1）由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即

1）确定公式中的各参数值
①试选KHt

1.3
②区域系数ZH
由图１０－20

2.433
③重合度系数Zε

④螺旋角系数Zβ
由式（10-23）

0.985
⑤计算小齿轮传递的转矩T3

Nmm
197777
⑥齿宽系数Фd
由表１０－７

1
⑦材料的弹性影响系数ZE
由表１０－5

MPa1/2
189.8
⑧区域系数ZH
由图１０－20

2.433
⑨计算接触疲劳强度许用应力[σH]
齿轮接触疲劳强度极限
由图１０－25ｄ

应力循环次数N
由[1]式１０－１5

接触疲劳强度寿命系数KHN
由图１０－23
KHN3 =0.96
KHN4 = 0.99

KHN3 =0.96
KHN4 = 0.99
计算接触疲劳强度许用应力[σH]
取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１4得
[σH]3=

[σH]4=

取为接触疲劳强度许用应力

2）试算小齿轮分度圆直径
按式（10－24）试算

mm
62.9
（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计算圆周速度v

m/s

0.51
②计算齿宽b
b = φdd3t

mm
63
2）计算载荷系数KH
①使用系数KA
由表10-2

1
②动载荷系数KV
由图１０－８

1.02
③齿间载荷分配系数KHα
由表１０－３查得

1.2
④齿向载荷分配系数KHβ
由表１０－4查得

1.422
载荷系数KH
由式10-2
KH=KAKVKHαKHβ

1.74
3）按实际载荷系数计算分度圆直径
由式10-12

69.4
相应的模数

2.04
3．按齿根弯曲强度设计
（1）由式（10-20）试算齿轮模数，即

1）确定公式中的各参数值
①试选KFt
1.2~1.4

1.3
②计算弯曲疲劳强度用的重合度系数Yε

③计算弯曲疲劳强度用的螺旋角影响系数
式10-19

0.8148
④计算并比较

计算当量齿数ZV

齿形系数YFa
由表１０－17
YFa3=2.54
YFa4=2.16

YFa3=2.54
YFa4=2.16
应力校正系数YSa
由表１０－18
YSa3=1.63
YSa4=1.78

YSa3=1.63
YSa4=1.78
齿轮的弯曲疲劳强度极限
由图１０－２4ｃ

计算弯曲疲劳强度的寿命系数
由图１０－22
0.94　
0.96

计算弯曲疲劳强度的许用应力[σF]
取弯曲疲劳安全系数S＝ 1.4 ，由式１０－１得
[σF]3=
[σF]4=

计算大小齿轮的并加以比较

=
结论：小齿轮的值小于大齿轮的值

0.016
2）试算齿轮摸数

由[1]式１０－20　

mm
1.69
（2）调整齿轮摸数
1）计算实际载荷系数前的数据准备
①圆周速度v

mm

m/s

②计算齿宽b
b = φdd3

mm
52.25
③齿高h及宽高比b/h

mm
h=3.8025
b/h=13.74
2）计算载荷系数KF
①动载荷系数KV
由图１０－８

1.02
②齿间载荷分配系数KFα
由表１０－３查得

1.2
③齿向载荷分配系数KHβ
由表１０－4查得

1.4198
④载荷系数KF
由式10-2
KF=KAKVKFαKFβ

2.02
3）按实际载荷系数计算齿轮摸数
由式10-13

1.59
结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取＝ 2 mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3= 69.4 mm来计算应有的齿数。于是由= 。
取 ，则Z4 = Z3×U = 39x3.6=122.4 取Z4 =123 ，Z1与Z2互为质数。
4．几何尺寸计算

（1）计算中心距a

将中心距圆整为160

mm

160
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角β

度

11.1
（3）计算齿轮的分度圆直径d

mm

69.3
（4）计算齿轮的齿根圆直径df

mm

（5）计算齿轮宽度b

b = φdd3
圆整后取：
b3 = 70
b4 = 65
mm

b3 = 70
b4 = 65
5．圆整中心距后的强度校核
（1）齿面接触疲劳强度校核
由式（10-22）进行校核

1）确定公式中的各参数值（只计算有改变的参数，其余参考前面计算数值）
①重合度系数Zε

②螺旋角系数Zβ

0.99
③计算载荷系数KH
使用系数KA
由表10-2

1
动载荷系数KV
由图１０－８

1.02
齿间载荷分配系数KHα
由表１０－３查得

1.2
齿向载荷分配系数KHβ
由表１０－4查得

1.438
载荷系数KH
由式10-2
KH=KAKVKHαKHβ

1.815
齿面接触疲劳强度校核

结论：满足齿面接触疲劳强度条件
（2）齿根弯曲疲劳强度校核
由式（10-17）进行校核：

1）确定公式中的各参数值（只计算有改变的参数，其余参考前面计算数值）
①计算载荷系数KF
动载荷系数KV
由图１０－８

1.02
齿间载荷分配系数KFα
由表１０－３查得

1.2
齿向载荷分配系数KHβ
由表１０－4查得

1.483
载荷系数K
由式10-2
KF=KAKVKFαKFβ

1.815

②计算当量齿数ZV

③齿形系数YFa
由表１０－17
YFa3=2.41
YFa4=2.18

YFa3=2.41
YFa4=2.18
④应力校正系数YSa

由表１０－18
YSa3=1.67
YSa4=1.79

YSa3=1.67
YSa4=1.79

⑤重合度系数Yε

⑥螺旋角影响系数
式10-19

0.8039
2）齿根弯曲疲劳强度校核

6．主要设计结论
Z3=34 Z4= 118 m= 2 αn=20° β=11.1 a=160 b3=70 b4=65
小齿轮材料及热处理：45#（调质） 大齿轮材料及热处理：45#（常化）
（三）斜齿轮设计参数表
传动类型
模数
齿数
中心距
齿宽
螺旋角
高速级
斜齿圆柱齿轮
2
20
93
115

47
42
10.7
低速级
斜齿圆柱齿轮
2
34
123
160
70
65
11.1
§5轴的设计计算
减速器轴的结构草图

一、Ⅰ轴的结构设计
1．选择轴的材料及热处理方法
查[1]表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火。
2．确定轴的最小直径
查[1]的扭转强度估算轴的最小直径的公式：

再查 [1]表15-3，A0 =126~103

考虑键：d增大5%~7%，取6%，(17,.12~20.95)x(1+6%)=18.15~22.21. 取d=20
3．确定各轴段直径并填于下表内
名称
依据
单位
确定结果

d=20

20

23

30

37

41.7

d6=d3=30

30
4．选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。
查 [1] “齿轮传动的润滑”，及表13-10
故选用 脂 润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表
名称
依据
单位
确定结果

箱体壁厚
查 [2]

8

地脚螺栓直径及数目n
查 [2]

轴承旁联接螺栓直径
查 [2] 表5-1

16
轴承旁联接螺栓扳手空间、
查 [2] 表5-1

轴承盖联接螺钉直径
查 [2] 表5-1

10

轴承盖厚度
查 [2]表11-10

12
小齿轮端面距箱体内壁距离
查 [2]

10
轴承内端面至箱体内壁距离
查 [2]

10
轴承支点距轴承宽边端面距离a
查 [2] 表6-6

22.2
5.计算各轴段长度。
名称
计算公式
单位
计算结果

38

55

39

74

=B

47

L（总长）

295
（支点距离）

157.6
二、Ⅱ轴的结构设计
1．选择轴的材料及热处理方法
查[1]表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火回火。
2．确定轴的最小直径
查[1]的扭转强度估算轴的最小直径的公式：

再查 [1]表15-3，
考虑键：最小直径处没有键，d=40
3．确定各轴段直径并填于下表内
名称
依据
单位
确定结果

40

49

52

49

40
4．选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。
查 [1] “齿轮传动的润滑”，及表13-10
故选用 脂 润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表
名称
依据
单位
确定结果
轴承支点距轴承宽边端面距离a
查 [2] 表6-6

27.5
5.计算各轴段长度
名称
计算公式
单位
计算结果

44

40

6

68

44
L（总长）

194
（支点距离）

139
三、Ⅲ轴的结构设计
1．选择轴的材料及热处理方法
查[1]表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火回火。
2．确定轴的最小直径
查[1]的扭转强度估算轴的最小直径的公式：

再查 [1]表15-3， 126~103
考虑键：有一个键增大6%，d=50
3．确定各轴段直径并填于下表内
名称
依据
单位
确定结果

根据联轴器选d=50

50

考虑到联轴器的定位

58

轴承选7312AC
d=60

60

考虑到轴承的定位

72

80

72

60
4．选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。
查 [1] “齿轮传动的润滑”，及表13-10
故选用 脂 润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表
名称
依据
单位
确定结果
轴承支点距轴承宽边端面距离a
查 [2] 表6-6

38.7
5.计算各轴段长度
名称
计算公式
单位
计算结果

联轴器的长度选82

82

50

42

55

6

63

50
L（总长）

348
（支点距离）

138.6
二、校核Ⅱ轴的强度
齿轮的受力分析：

齿轮2上的圆周力

小齿轮上的经向力
小齿轮上的轴向力
Ft=2337
Fr=865.7
Fa=441.58
齿轮3上的圆周力

小齿轮上的经向力
小齿轮上的轴向力
Ft=570.8
Fr=2117.5
Fa=1120

1．求支反力、绘弯矩、扭矩图
（1）垂直平面支反力

L1=l1+l2-a-0.5B2=44=40-22.2-0.5x42=40.8
L2=l4+l5-a-0.5B3=65+44-22.2-0.5x70=54.8
L3=l2+l3+l4-0.5B2-0.5B3=40+6+68-0.5x42-0.5x70=58
L1+L2+L3=153.6
Fza=144.3 Fzb=-1270
（2）垂直平面弯矩图

（3）水平平面支反力

对A取距
Fa=3693
Fb=4352
（4）水平平面弯矩图

（5）合成弯矩图

（6）扭矩图

2．按弯扭合成校核轴的强度
（1）确定轴的危险截面
根据轴的结构尺寸和弯矩图可知：齿轮3处的弯矩最大，故齿轮3处最危险。
（2）按弯矩组合强度校核轴危险截面强度

查[1]表15-1得[]=60mpa,因此,故安全。
§6轴承的选择和校核
一、Ⅱ轴承的选择和校核
1．Ⅱ轴轴承的选择
选择Ⅱ轴轴承的一对