機械設計減速器設計說明書
系 別：
專 業(yè)：
學生姓名：
學 號：
指導教師：
職 稱：
目 錄
第一部分 設計任務書..............................................4
第二部分 傳動裝置總體設計方案.....................................5
第三部分 電動機的選擇............................................5
3.1 電動機的選擇............................................5
3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比........................6
第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)............................7
第五部分 V帶的設計..............................................9
5.1 V帶的設計與計算.........................................9
5.2 帶輪的結構設計..........................................11
第六部分 齒輪傳動的設計.........................................13
6.1 高速級齒輪傳動的設計計算................................13
6.2 低速級齒輪傳動的設計計算................................19
第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設計..........................25
7.1 輸入軸的設計...........................................25
7.2 中間軸的設計...........................................30
7.3 輸出軸的設計...........................................35
第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算..................................41
8.1 輸入軸鍵選擇與校核......................................41
8.2 中間軸鍵選擇與校核......................................41
8.3 輸出軸鍵選擇與校核......................................41
第九部分 軸承的選擇及校核計算....................................42
9.1 輸入軸的軸承計算與校核..................................42
9.2 中間軸的軸承計算與校核...................................43
9.3 輸出軸的軸承計算與校核...................................43
第十部分 聯(lián)軸器的選擇...........................................44
第十一部分 減速器的潤滑和密封....................................45
11.1 減速器的潤滑...........................................45
11.2 減速器的密封...........................................46
第十二部分 減速器附件及箱體主要結構尺寸...........................47
設計小結.......................................................49
參考文獻.......................................................50
第一部分 設計任務書
一、初始數(shù)據(jù)
設計展開式二級直齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)T = 2000Nm，V = 1.3m/s，D = 300mm，設計年限（壽命）：10年，每天工作班制（8小時/班）：1班制，每年工作天數(shù)：300天，三相交流電源,電壓380/220V。
二. 設計步驟
1. 傳動裝置總體設計方案
2. 電動機的選擇
3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
5. 設計V帶和帶輪
6. 齒輪的設計
7. 滾動軸承和傳動軸的設計
8. 鍵聯(lián)接設計
9. 箱體結構設計
10. 潤滑密封設計
11. 聯(lián)軸器設計
第二部分 傳動裝置總體設計方案
一. 傳動方案特點
1.組成：傳動裝置由電機、V帶、減速器、工作機組成。
2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。
3.確定傳動方案：考慮到電機轉速高，V帶具有緩沖吸振能力，將V帶設置在高速級。選擇V帶傳動和展開式二級直齒圓柱齒輪減速器。
二. 計算傳動裝置總效率
ha=h1h24h32h4h5=0.96×0.994×0.972×0.99×0.96=0.825
h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為工作裝置的效率。
第三部分 電動機的選擇
1 電動機的選擇
圓周速度v:
v=1.3m/s
工作機的功率pw:
pw= 17.33 KW
電動機所需工作功率為:
pd= 21.01 KW
工作機的轉速為:
n = 82.8 r/min
經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i1=2~4，二級圓柱直齒輪減速器傳動比i2=8~40，則總傳動比合理范圍為ia=16~160，電動機轉速的可選范圍為nd = ia×n = (16×160)×82.8 = 1324.8~13248r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y180L-4的三相異步電動機，額定功率為22KW,滿載轉速nm=1470r/min，同步轉速1500r/min。
電動機主要外形尺寸：
中心高
外形尺寸
地腳螺栓安裝尺寸
地腳螺栓孔直徑
電動機軸伸出段尺寸
鍵尺寸
H
L×HD
A×B
K
D×E
F×G
180mm
710×430
279×279
15mm
48×110
14×42.5
3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
（1）總傳動比：
由選定的電動機滿載轉速n 和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為:
ia=nm/n=1470/82.8=17.75
（2）分配傳動裝置傳動比:
ia=i0×i
式中i0,i1分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0=2，則減速器傳動比為:
i=ia/i0=17.75/2=8.88
取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為:
i12 =
則低速級的傳動比為:
i23 = 2.61
第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
（1）各軸轉速:
輸入軸：nI = nm/i0 = 1470/2 = 735 r/min
中間軸：nII = nI/i12 = 735/3.4 = 216.18 r/min
輸出軸：nIII = nII/i23 = 216.18/2.61 = 82.83 r/min
工作機軸：nIV = nIII = 82.83 r/min
（2)各軸輸入功率:
輸入軸：PI = Pd×h1 = 21.01×0.96 = 20.17 KW
中間軸：PII = PI×h2×h3 = 20.17×0.99×0.97 = 19.37 KW
輸出軸：PIII = PII×h2×h3 = 19.37×0.99×0.97 = 18.6 KW
工作機軸：PIV = PIII×h2×h4 = 18.6×0.99×0.99 = 18.23 KW
則各軸的輸出功率：
輸入軸：PI' = PI×0.99 = 19.97 KW
中間軸：PII' = PII×0.99 = 19.18 KW
中間軸：PIII' = PIII×0.99 = 18.41 KW
工作機軸：PIV' = PIV×0.99 = 18.05 KW
(3)各軸輸入轉矩:
輸入軸：TI = Td×i0×h1
電動機軸的輸出轉矩:
Td = = 136.49 Nm
所以：
輸入軸：TI = Td×i0×h1 = 136.49×2×0.96 = 262.06 Nm
中間軸：TII = TI×i12×h2×h3 = 262.06×3.4×0.99×0.97 = 855.63 Nm
輸出軸：TIII = TII×i23×h2×h3 = 855.63×2.61×0.99×0.97 = 2144.54 Nm
工作機軸：TIV = TIII×h2×h4 = 2144.54×0.99×0.99 = 2101.86 Nm
輸出轉矩為：
輸入軸：TI' = TI×0.99 = 259.44 Nm
中間軸：TII' = TII×0.99 = 847.07 Nm
輸出軸：TIII' = TIII×0.99 = 2123.09 Nm
工作機軸：TIV' = TIV×0.99 = 2080.84 Nm
第五部分 V帶的設計
5.1 V帶的設計與計算
1.確定計算功率Pca
由表查得工作情況系數(shù)KA = 1，故
Pca = KAPd = 1×21.01 kW = 21.01 kW
2.選擇V帶的帶型
根據(jù)Pca、nm由圖選用C型。
3.確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v
1）初選小帶輪的基準直徑dd1。由表，取小帶輪的基準直徑dd1 = 200 mm。
2）驗算帶速v。按課本公式驗算帶的速度
15.39 m/s
因為5 m/s < v < 30m/s，故帶速合適。
3）計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)課本公式，計算大帶輪的基準直徑
dd2 = i0dd1 = 2×200 = 400 mm
根據(jù)課本查表，取標準值為dd2 = 400 mm。
4.確定V帶的中心距a和基準長度Ld
1）根據(jù)課本公式，初定中心距a0 = 500 mm。
2）由課本公式計算帶所需的基準長度
Ld0 ≈
≈ 1962 mm
由表選帶的基準長度Ld = 1950 mm。
3）按課本公式計算實際中心距a0。
a ≈ a0 + (Ld - Ld0)/2 = 500 + (1950 - 1962)/2 mm ≈ 494 mm
按課本公式，中心距變化范圍為465 ~ 552 mm。
5.驗算小帶輪上的包角a1
a1 ≈ 180°- (dd2 - dd1)×57.3°/a
= 180°-（400 - 200)×57.3°/494 ≈ 156.8°> 120°
6.計算帶的根數(shù)z
1）計算單根V帶的額定功率Pr。
由dd1 = 200 mm和nm = 1470 r/min，查表得P0 = 5.87 kW。
根據(jù)nm = 1470 r/min，i0 = 2和C型帶，查表得DP0 = 1.29 kW。
查表得Ka = 0.94，查表得KL = 0.87，于是
Pr = (P0 + DP0)KaKL = (5.87 + 1.29)×0.94×0.87 kW = 5.86 kW
2）計算V帶的根數(shù)z
z = Pca/Pr = 21.01/5.86 = 3.59
取4根。
7.計算單根V帶的初拉力F0
由表查得C型帶的單位長度質量q = 0.3 kg/m，所以
F0 =
= = 354.26 N
8.計算壓軸力FP
FP = 2zF0sin(a1/2) = 2×4×354.26×sin(156.8/2) = 2775.8 N
9.主要設計結論
帶型
C型
根數(shù)
4根
小帶輪基準直徑dd1
200mm
大帶輪基準直徑dd2
400mm
V帶中心距a
494mm
帶基準長度Ld
1950mm
小帶輪包角α1
156.8°
帶速
15.39m/s
單根V帶初拉力F0
354.26N
壓軸力Fp
2775.8N
5.2 帶輪結構設計
1.小帶輪的結構設計
1）小帶輪的結構圖
2）小帶輪主要尺寸計算
代號名稱
計算公式
代入數(shù)據(jù)
尺寸取值
內孔直徑d
電動機軸直徑D
D = 48mm
48mm
分度圓直徑dd1
200mm
da
dd1+2ha
200+2×4.8
209.6mm
d1
(1.8~2)d
(1.8~2)×48
96mm
B
(z-1)×e+2×f
(4-1)×25.5+2×16
108mm
L
(1.5~2)d
(1.5~2)×48
96mm
2.大帶輪的結構設計
1）大帶輪的結構圖
2）大帶輪主要尺寸計算
代號名稱
計算公式
代入數(shù)據(jù)
尺寸取值
內孔直徑d
輸入軸最小直徑
D = 35mm
35mm
分度圓直徑dd1
400mm
da
dd1+2ha
400+2×4.8
409.6mm
d1
(1.8~2)d
(1.8~2)×35
70mm
B
(z-1)×e+2×f
(4-1)×25.5+2×16
108mm
L
(1.5~2)d
(1.5~2)×35
70mm
第六部分 齒輪傳動的設計
6.1 高速級齒輪傳動的設計計算
1.選精度等級、材料及齒數(shù)
（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度為240HBS。
（2）一般工作機器，選用8級精度。
（3）選小齒輪齒數(shù)z1 = 29，大齒輪齒數(shù)z2 = 29×3.4 = 98.6，取z2= 99。
（4）壓力角a = 20°。
2.按齒面接觸疲勞強度設計
（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即
1）確定公式中的各參數(shù)值。
①試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。
②計算小齒輪傳遞的轉矩
T1 = 262.06 N/m
③選取齒寬系數(shù)φd = 1。
④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。
⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。
⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε 。
端面壓力角：
aa1 = arccos[z1cosa/(z1+2ha*)] = arccos[29×cos20°/(29+2×1)] = 28.478°
aa2 = arccos[z2cosa/(z2+2ha*)] = arccos[99×cos20°/(99+2×1)] = 22.918°
端面重合度：
ea = [z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)]/2π
= [29×(tan28.478°-tan20°)+99×(tan22.918°-tan20°)]/2π = 1.75
重合度系數(shù)：
Ze = = = 0.866
⑦計算接觸疲勞許用應力[sH]
查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。
計算應力循環(huán)次數(shù)：
小齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×735×1×10×300×1×8 = 1.06×109
大齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 1.06×109/3.4 = 3.11×108
查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.88、KHN2 = 0.9。
取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:
[sH]1 = = = 528 MPa
[sH]2 = = = 495 MPa
取[sH]1和[sH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即
[sH] = [sH]2 = 495 MPa
2）試算小齒輪分度圓直徑
=
= 84.7 mm
（2）調整小齒輪分度圓直徑
1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備
①圓周速度v
v = = = 3.26 m/s
②齒寬b
b = = = 84.7 mm
2）計算實際載荷系數(shù)KH
①由表查得使用系數(shù)KA = 1。
②根據(jù)v = 3.26 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 1.14。
③齒輪的圓周力
Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×262.06/84.7 = 6187.957 N
KAFt1/b = 1×6187.957/84.7 = 73.06 N/mm < 100 N/mm
查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.2。
④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHb = 1.465。
由此，得到實際載荷系數(shù)
KH = KAKVKHaKHb = 1×1.14×1.2×1.465 = 2.004
3）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑
d1 = = 84.7× = 97.844 mm
及相應的齒輪模數(shù)
mn = d1/z1 = 97.844/29 = 3.374 mm
模數(shù)取為標準值m = 2.5 mm。
3.幾何尺寸計算
（1）計算分度圓直徑
d1 = z1m = 29×2.5 = 72.5 mm
d2 = z2m = 99×2.5 = 247.5 mm
（2）計算中心距
a = (d1+d2)/2 = (72.5+247.5)/2 = 160 mm
（3）計算齒輪寬度
b = φdd1 = 1×72.5 = 72.5 mm
取b2 = 73、b1 = 78。
4.校核齒根彎曲疲勞強度
（1）齒根彎曲疲勞強度條件
sF = ≤ [sF]
1）確定公式中各參數(shù)值
①計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)Ye
Ye = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.75 = 0.679
②由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)
YFa1 = 2.54 YFa2 = 2.21
YSa1 = 1.63 YSa2 = 1.8
③計算實際載荷系數(shù)KF
由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.2
根據(jù)KHb = 1.465，結合b/h = 12.98查圖得KFb = 1.435
則載荷系數(shù)為
KF = KAKvKFaKFb = 1×1.14×1.2×1.435 = 1.963
④計算齒根彎曲疲勞許用應力[sF]
查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。
由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.86
取安全系數(shù)S=1.4，得
[sF]1 = = = 303.57 MPa
[sF]2 = = = 233.43 MPa
2）齒根彎曲疲勞強度校核
sF1 =
= = 220.103 MPa ≤ [sF]1
sF2 =
= = 211.48 MPa ≤ [sF]2
齒根彎曲疲勞強度滿足要求。
5.主要設計結論
齒數(shù)z1 = 29、z2 = 99，模數(shù)m = 2.5 mm，壓力角a = 20°，中心距a = 160 mm，齒寬b1 = 78 mm、b2 = 73 mm。
6.齒輪參數(shù)總結和計算
代號名稱
計算公式
高速級小齒輪
高速級大齒輪
模數(shù)m
2.5mm
2.5mm
齒數(shù)z
29
99
齒寬b
78mm
73mm
分度圓直徑d
72.5mm
247.5mm
齒頂高系數(shù)ha
1.0
1.0
頂隙系數(shù)c
0.25
0.25
齒頂高ha
m×ha
2.5mm
2.5mm
齒根高hf
m×(ha+c)
3.125mm
3.125mm
全齒高h
ha+hf
5.625mm
5.625mm
齒頂圓直徑da
d+2×ha
77.5mm
252.5mm
齒根圓直徑df
d-2×hf
66.25mm
241.25mm
6.2 低速級齒輪傳動的設計計算
1.選精度等級、材料及齒數(shù)
（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度為240HBS。
（2）一般工作機器，選用8級精度。
（3）選小齒輪齒數(shù)z3 = 31，大齒輪齒數(shù)z4 = 31×2.61 = 80.91，取z4= 81。
（4）壓力角a = 20°。
2.按齒面接觸疲勞強度設計
（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即
1）確定公式中的各參數(shù)值。
①試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。
②計算小齒輪傳遞的轉矩
T2 = 855.63 N/m
③選取齒寬系數(shù)φd = 1。
④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5。
⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 MPa1/2。
⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε 。
端面壓力角：
aa1 = arccos[z3cosa/(z3+2ha*)] = arccos[31×cos20°/(31+2×1)] = 28.032°
aa2 = arccos[z4cosa/(z4+2ha*)] = arccos[81×cos20°/(81+2×1)] = 23.505°
端面重合度：
ea = [z3(tanaa1-tana)+z4(tanaa2-tana)]/2π
= [31×(tan28.032°-tan20°)+81×(tan23.505°-tan20°)]/2π = 1.745
重合度系數(shù)：
Ze = = = 0.867
⑦計算接觸疲勞許用應力[sH]
查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。
計算應力循環(huán)次數(shù)：
小齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 60×216.18×1×10×300×1×8 = 3.11×108
大齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N1/u = 3.11×108/2.61 = 1.19×108
查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.9、KHN2 = 0.92。
取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:
[sH]1 = = = 540 MPa
[sH]2 = = = 506 MPa
取[sH]1和[sH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即
[sH] = [sH]2 = 506 MPa
2）試算小齒輪分度圓直徑
=
= 126.701 mm
（2）調整小齒輪分度圓直徑
1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備
①圓周速度v
v = = = 1.43 m/s
②齒寬b
b = = = 126.701 mm
2）計算實際載荷系數(shù)KH
①由表查得使用系數(shù)KA = 1。
②根據(jù)v = 1.43 m/s、8級精度，由圖查得動載系數(shù)KV = 1.08。
③齒輪的圓周力
Ft3 = 2T2/d1t = 2×1000×855.63/126.701 = 13506.286 N
KAFt3/b = 1×13506.286/126.701 = 106.6 N/mm > 100 N/mm
查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.1。
④由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHb = 1.478。
由此，得到實際載荷系數(shù)
KH = KAKVKHaKHb = 1×1.08×1.1×1.478 = 1.756
3）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑
d3 = = 126.701× = 140.058 mm
及相應的齒輪模數(shù)
mn = d3/z3 = 140.058/31 = 4.518 mm
模數(shù)取為標準值m = 3.5 mm。
3.幾何尺寸計算
（1）計算分度圓直徑
d3 = z3m = 31×3.5 = 108.5 mm
d4 = z4m = 81×3.5 = 283.5 mm
（2）計算中心距
a = (d3+d4)/2 = (108.5+283.5)/2 = 196 mm
（3）計算齒輪寬度
b = φdd3 = 1×108.5 = 108.5 mm
取b4 = 109、b3 = 114。
4.校核齒根彎曲疲勞強度
（1）齒根彎曲疲勞強度條件
sF = ≤ [sF]
1）確定公式中各參數(shù)值
①計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)Ye
Ye = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.745 = 0.68
②由齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)
YFa1 = 2.51 YFa2 = 2.23
YSa1 = 1.64 YSa2 = 1.77
③計算實際載荷系數(shù)KF
由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.1
根據(jù)KHb = 1.478，結合b/h = 13.84查圖得KFb = 1.448
則載荷系數(shù)為
KF = KAKvKFaKFb = 1×1.08×1.1×1.448 = 1.72
④計算齒根彎曲疲勞許用應力[sF]
查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 620 MPa、sFlim2 = 620 MPa。
由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.86、KFN2 = 0.89
取安全系數(shù)S=1.4，得
[sF]1 = = = 380.86 MPa
[sF]2 = = = 394.14 MPa
2）齒根彎曲疲勞強度校核
sF1 =
= = 199.96 MPa ≤ [sF]1
sF2 =
= = 191.736 MPa ≤ [sF]2
齒根彎曲疲勞強度滿足要求。
5.主要設計結論
齒數(shù)z1 = 31、z2 = 81，模數(shù)m = 3.5 mm，壓力角a = 20°，中心距a = 196 mm，齒寬b1 = 114 mm、b2 = 109 mm。
6.齒輪參數(shù)總結和計算
代號名稱
計算公式
低速級小齒輪
低速級大齒輪
模數(shù)m
3.5mm
3.5mm
齒數(shù)z
31
81
齒寬b
114mm
109mm
分度圓直徑d
108.5mm
283.5mm
齒頂高系數(shù)ha
1.0
1.0
頂隙系數(shù)c
0.25
0.25
齒頂高ha
m×ha
3.5mm
3.5mm
齒根高hf
m×(ha+c)
4.375mm
4.375mm
全齒高h
ha+hf
7.875mm
7.875mm
齒頂圓直徑da
d+2×ha
115.5mm
290.5mm
齒根圓直徑df
d-2×hf
99.75mm
274.75mm
第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設計
7.1 輸入軸的設計
1.輸入軸上的功率P1、轉速n1和轉矩T1
P1 = 20.17 KW n1 = 735 r/min T1 = 262.06 Nm
2.求作用在齒輪上的力
已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:
d1 = 72.5 mm
則:
Ft = = = 7229.2 N
Fr = Ft×tana = 7229.2×tan20° = 2629.8 N
3.初步確定軸的最小直徑:
先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)表，取A0 = 112，得：
dmin = A0× = 112× = 33.8 mm
輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%，故選取:d12 = 35 mm
4.軸的結構設計圖
5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 40 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 45 mm。大帶輪寬度B = 108 mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取l12 = 106 mm。
2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 40 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6209，其尺寸為d×D×T = 45×85×19 mm，故d34 = d78 = 45 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 19+15 = 34 mm。
軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6209型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 52 mm。
3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 78 mm，d56 = d1 = 72.5 mm
4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。
5）取齒輪距箱體內壁之距離Δ = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s = 8 mm，已知低速小齒輪的寬度b3 = 114 mm，則
l45 = b3+c+Δ+s-15 = 114+12+16+8-15 = 135 mm
l67 = Δ+s-15 = 9 mm
至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。
6.軸的受力分析和校核
1）作軸的計算簡圖（見圖a）:
根據(jù)6209深溝球軸承查手冊得T = 19 mm
帶輪中點距左支點距離L1 = (108/2+50+19/2)mm = 113.5 mm
齒寬中點距左支點距離L2 = (78/2+34+135-19/2)mm = 198.5 mm
齒寬中點距右支點距離L3 = (78/2+9+34-19/2)mm = 72.5 mm
2）計算軸的支反力：
水平面支反力（見圖b）：
FNH1 = = = 1934 N
FNH2 = = = 5295.2 N
垂直面支反力（見圖d）：
FNV1 = = = -3234.8 N
FNV2 = = = 3088.8 N
3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：
截面C處的水平彎矩：
MH = FNH1L2 = 1934×198.5 Nmm = 383899 Nmm
截面A處的垂直彎矩：
MV0 = FpL1 = 2775.8×113.5 Nmm = 315053 Nmm
截面C處的垂直彎矩：
MV1 = FNV1L2 = -3234.8×198.5 Nmm = -642108 Nmm
MV2 = FNV2L3 = 3088.8×72.5 Nmm = 223938 Nmm
分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。
截面C處的合成彎矩：
M1 = = 748118 Nmm
M2 = = 444440 Nmm
作合成彎矩圖（圖f）。
4）作轉矩圖（圖g）。
5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：
通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：
sca = = = MPa
= 20.1 MPa≤[s-1] = 60 MPa
故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：
7.2 中間軸的設計
1.求中間軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2
P2 = 19.37 KW n2 = 216.18 r/min T2 = 855.63 Nm
2.求作用在齒輪上的力
已知高速級大齒輪的分度圓直徑為：
d2 = 247.5 mm
則:
Ft1 = = = 6914.2 N
Fr1 = Ft1×tana = 6914.2×tan20°= 2515.2 N
已知低速級小齒輪的分度圓直徑為：
d3 = 108.5 mm
則:
Ft2 = = = 15772 N
Fr2 = Ft2×tana = 15772×tan20°= 5737.4 N
3.初步確定軸的最小直徑
先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)表，取：A0 = 107，得:
dmin = A0× = 107× = 47.9 mm
4.軸的結構設計圖
5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
1）初步選擇滾動軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d56,因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin = 47.9 mm由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6210，其尺寸為d×D×T = 50×90×20 mm，故d12 = d56 = 50 mm。
2）取安裝大齒輪處的軸段V-VI的直徑d45 = 55 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度B = 73 mm，為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l45 = 71 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d45 = 55 mm查表，得R = 2 mm，故取h = 6 mm，則軸環(huán)處的直徑d34 = 67 mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l34 = 14.5 mm。
3）左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6210型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d23 = 55 mm。
4）考慮材料和加工的經(jīng)濟性，應將低速小齒輪和軸分開設計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為B = 114 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l23 = 112 mm。
5）取齒輪距箱體內壁之距離Δ = 16 mm，高速小齒輪和低速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承寬度T = 20 mm，則
l12 = T+Δ+s+2 = 20+16+8+2 = 46 mm
l56 = T2T+s+Δ+2.5+2 = 20+8+16+2.5+2 = 48.5 mm
至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。
6.軸的受力分析和校核
1）作軸的計算簡圖（見圖a）:
根據(jù)6210深溝球軸承查手冊得T = 20 mm
高速大齒輪齒寬中點距右支點距離L1 = (73/2-2+48.5-20/2)mm = 73 mm
中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2 = (73/2+14.5+114/2)mm = 108 mm
低速小齒輪齒寬中點距左支點距離L3 = (114/2-2+46-20/2)mm = 91 mm
2）計算軸的支反力：
水平面支反力（見圖b）：
FNH1 = = = 10335.2 N
FNH2 = = = 12351 N
垂直面支反力（見圖d）：
FNV1 = = = -79.3 N
FNV2 = = = -3142.9 N
3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：
截面B、C處的水平彎矩：
MH1 = FNH1L1 = 10335.2×73 Nmm = 754470 Nmm
MH2 = FNH2L3 = 12351×91 Nmm = 1123941 Nmm
截面B、C處的垂直彎矩：
MV1 = FNV1L1 = -79.3×73 Nmm = -5789 Nmm
MV2 = FNV2L3 = -3142.9×91 Nmm = -286004 Nmm
分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。
截面B、C處的合成彎矩：
M1 = = 754492 Nmm
M2 = = 1159759 Nmm
作合成彎矩圖（圖f）。
4）作轉矩圖（圖g）。
5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：
通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面B）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：
sca = = = MPa
= 54.9 MPa≤[s-1] = 60 MPa
故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：
7.3 輸出軸的設計
1.求輸出軸上的功率P3、轉速n3和轉矩T3
P3 = 18.6 KW n3 = 82.83 r/min T3 = 2144.54 Nm
2.求作用在齒輪上的力
已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:
d4 = 283.5 mm
則:
Ft = = = 15129 N
Fr = Ft×tana = 15129×tan20°= 5503.5 N
3.初步確定軸的最小直徑
先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)表，取:A0 = 112，于是得
dmin = A0× = 112× = 68.1 mm
輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。
聯(lián)軸器的計算轉矩Tca = KAT3，查表，考慮轉矩變化很小，故取KA = 1.3，則:
Tca = KAT3 = 1.3×2144.54 = 2787.9 Nm
按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 4323-2002或手冊，選用LT11型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為80 mm故取d12 = 80 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為132 mm。
4.軸的結構設計圖
5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23 = 85 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 90 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 132 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 130 mm。
2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 85 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6218，其尺寸為d×D×T = 90mm×160mm×30mm，故d34 = d78 = 90 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = 30+15 = 45 mm
左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6218型軸承的定位軸肩高度h = 5 mm，因此，取d45 = 100 mm。
3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII段的直徑d67 = 95 mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知低速大齒輪輪轂的寬度為B = 109 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l67 = 107 mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d67 = 95 mm查表，得R = 2.5 mm，故取h = 7 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 109 mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l56 = 12 mm。
4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。
5）取齒輪距箱體內壁之距離Δ = 16 mm，低速小齒輪和高速小齒輪之間的距離c = 12 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承的寬度T = 30 mm高速大齒輪輪轂寬度B2 = 73 mm，則
l45 = B2+c+5+2.5+Δ+s-l56-15 = 73+12+5+2.5+16+8-12-15 = 89.5 mm
l78 = T+s+Δ+2.5+2 = 30+8+16+2.5+2 = 58.5 mm
至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。
6.軸的受力分析和校核
1）作軸的計算簡圖（見圖a）:
根據(jù)6218深溝球軸承查手冊得T= 30 mm
齒寬中點距左支點距離L2 = (109/2+12+89.5+45-30/2)mm = 186 mm
齒寬中點距右支點距離L3 = (109/2-2+58.5-30/2)mm = 96 mm
2）計算軸的支反力：
水平面支反力（見圖b）：
FNH1 = = = 5150.3 N
FNH2 = = = 9978.7 N
垂直面支反力（見圖d）：
FNV1 = = = 1873.5 N
FNV2 = = = 3630 N
3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：
截面C處的水平彎矩：
MH = FNH1L2 = 5150.3×186 Nmm = 957956 Nmm
截面C處的垂直彎矩：
MV = FNV1L2 = 1873.5×186 Nmm = 348471 Nmm
分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。
截面C處的合成彎矩：
M = = 1019368 Nmm
作合成彎矩圖（圖f）。
4）作轉矩圖（圖g）。
5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：
通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：
sca = = = MPa
= 12.9 MPa≤[s-1] = 60 MPa
故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：
第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算
8.1 輸入軸鍵選擇與校核
校核大帶輪處的鍵連接：
該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 10mm×8mm×100mm，接觸長度:l' = 100-10 = 90 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×8×90×35×120/1000 = 756 Nm
T≥T1，故鍵滿足強度要求。
8.2 中間軸鍵選擇與校核
1）中間軸與高速大齒輪處鍵
該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 16mm×10mm×63mm，接觸長度:l' = 63-16 = 47 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×10×47×55×120/1000 = 775.5 Nm
T≥T2，故鍵滿足強度要求。
2）中間軸與低速小齒輪處鍵
該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 16mm×10mm×100mm，接觸長度:l' = 100-16 = 84 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×10×84×55×120/1000 = 1386 Nm
T≥T2，故鍵滿足強度要求。
8.3 輸出軸鍵選擇與校核
1）輸出軸與低速大齒輪處的鍵
該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 25mm×14mm×100mm，接觸長度:l' = 100-25 = 75 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×14×75×95×120/1000 = 2992.5 Nm
T≥T3，故鍵滿足強度要求。
2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵
該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 22mm×14mm×125mm，接觸長度:l' = 125-22 = 103 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×14×103×80×120/1000 = 3460.8 Nm
T≥T3，故鍵滿足強度要求。
第九部分 軸承的選擇及校核計算
根據(jù)條件，軸承預計壽命：
Lh = 10×1×8×300 = 24000 h
9.1 輸入軸的軸承計算與校核
1）初步計算當量動載荷P:
因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:
P = XFr+YFa = 1×2629.8+0× = 2629.8 N
2）求軸承應有的基本額定載荷值C為:
C = P = 2629.8× = 26800 N
3）選擇軸承型號:
查課本表11-5，選擇:6209軸承，Cr = 31.5 KN，由課本式11-3有：
Lh =
= = 3.9×104≥Lh
所以軸承預期壽命足夠。
9.2 中間軸的軸承計算與校核
1) 初步計算當量動載荷P:
因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:
P = XFr+YFa = 1×5737.4+0× = 5737.4 N
2）求軸承應有的基本額定載荷值C為:
C = P = 5737.4× = 38884 N
3）選擇軸承型號:
查課本表11-5，選擇:6210軸承，Cr = 35 KN，由課本式11-3有：
Lh =
= = 1.75×104≥Lh
所以軸承預期壽命足夠。
9.3 輸出軸的軸承計算與校核
1）初步計算當量動載荷P:
因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:
P = XFr+YFa = 1×5503.5+0× = 5503.5 N
2）求軸承應有的基本額定載荷值C為:
C = P = 5503.5× = 27091 N
3）選擇軸承型號:
查課本表11-5，選擇:6218軸承，Cr = 95.8 KN，由課本式11-3有：
Lh =
= = 1.06×106≥Lh
所以軸承預期壽命足夠。
第十部分