机械课程设计减速器设计.doc

目 录
封面……………………………………………………………………………………………01
目录……………………………………………………………………………………………02
一 初步设计…………………………………………………………………………………03
1． 设计任务书……………………………………………………………………………03
2． 原始数据………………………………………………………………………………03
3． 传动系统方案的拟定…………………………………………………………………04
二 电动机的选择……………………………………………………………………………04
1． 电动机的容量选择……………………………………………………………………04
2． 确定电动机转速………………………………………………………………………05
3． 电动机型号的选定……………………………………………………………………05
三 计算传动装置的运动和动力参数……………………………………………………..06
1． 计算总传动比…………………………………………………………………………06
2． 合理分配各级传动比…………………………………………………………………06
3． 各轴转速、输入功率、输入转矩的计算……………………………………………06
四 传动件设计计算………………………………………………………………………....08
1． 高速级斜齿轮的设计计算…………………………………………………………....08
2． 低速级斜齿轮的设计计算...........................................................................................12
五 轴的设计…………………………………………………………………………………16
1． 低速轴Ⅲ的设计………………………………………………………………………16
2． 中间轴Ⅱ的设计………………………………………………………………………24
3． 高速轴Ⅰ的设计………………………………………………………………………28
六 滚动轴承的设计计算……………………………………………………………………31
1． 低速轴Ⅲ上轴承的计算………………………………………………………………31
2． 中间轴Ⅱ上轴承的计算………………………………………………………………32
3． 高速轴Ⅰ上轴承的计算………………………………………………………………33
七 连接的选择和计算………………………………………………………………………34
1． 低速轴Ⅲ上键和联轴器的设计计算…………………………………………………34
2． 中间轴Ⅱ上键的设计计算……………………………………………………………36
3． 高速轴Ⅰ上键和联轴器的设计计算…………………………………………………37
八 减速器润滑方式、润滑剂及密封方式的选择…………………………………………38
1． 齿轮的润滑方式及润滑剂的选择……………………………………………………38
2． 滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择………………………………………………39
3． 密封方式的选择………………………………………………………………………39
九 减速器箱体及附件的设计…….………………………………………………………...40
1． 箱体设计……………………………………………………………………………….40
2． 减速器附件设计……………………………………………………………………….41
十 设计体会与小结………………………………………………………………………….42
十一 参考文献………………………………………………………………………………….42

一 . 初步设计
1.设计任务书
（1）：工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有灰尘，环境最高温度35℃；
（2）：使用折旧期：8年；
（3）：检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；
（4）：动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；
（5）：运输带速度容许误差：±5%；
（6）：制造条件及生产批量：小批量生产。
（7）：工作机效率：ηw=0.96 。
2.原始数据

题号
参数
13
运输带工作拉力F/KN
4.2
运输带工作速度v/(m/s)
1.5
卷筒直径D/mm
400
注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑。

3.传动系统方案的拟定

（二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图）
二. 电动机的选择
按照设计要求以及工作条件选用三相鼠笼异步电动机，Y系列，额定电压380V.
(1)：电动机的容量选择
根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率Pw
Pw=Fv1000ηw=2300N×1.15m/s1000×0.96=2.755kw
设： η1——联轴器效率，η1=0.99
η2——对滚动轴承的效率，η2=0.98.
η3——闭式圆柱齿轮传动效率，η3=0.96
ηw___工作机效率，ηw=0.96
从而得到传动系统的总效率
ηa=η12·η24·η32=0.992·0.984·0.962=0.8332
工作机所需功率为：
Pd=Pwηa=2.7550.8832=3.3kw
(2)电动机转速的选择
根据已知条件由计算得知输送机滚筒转速：
nw=60×1000vπd=82r/min.
按表9.1推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i∑ˊ=8～40,所以电动机的可选范围为：
nd=i∑ˊnw=(8～40)×82=(656～3280)r/min
综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格因素，为使传动装置紧凑，，决定采用同步转速为1000r/min的电动机。
根据电动机类型、容量和转速，由电机产品目录或有关手册选定电动机型号为Y132M1-6。其主要性能如表2.2所示。
表2.2 Y160M-6型电动机的主要性能
电动机型号
额定功率
/kw
满载转速/(r·min-1)
起动转矩
最大转矩
Y132M1-6
4
960
2.0
2.0
由表3.3查得电机中心高H=160㎜。轴伸出部分用于装联轴器段直径与长度分别为：D=42㎜,E=110㎜.

3、传动比的分配
带式传动机的总传动比为：
i=nmnw=96082=11.71
分配传动比
i∑=iⅠ×iⅡ
考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取iⅠ=1.4i∑=1.4×11.71=4.0.
iⅡ=i∑iⅠ=11.714.0=2.93
4、传动系统的运动和动力参数计算
（1）各轴的转速
Ⅰ轴 nⅠ=nm=960r/min.
Ⅱ轴 nⅡ=nⅠiⅠ=9604.0=240r/min
Ⅲ轴 nⅢ=nⅡiⅡ=2402.93=81.9r/min
卷筒轴 n卷= nⅢ=81.9r/min
（2）各轴输入功率
Ⅰ轴 PⅠ=Pdη1=3.3×0.99=3.267kw.
Ⅱ轴 PⅡ= PⅠ·η2·η3=3.267×0.98×0.96=3.07kw
Ⅲ轴 PⅢ= PⅡ· η2·η3=3.07×0.98×0.96=2.89kw
卷筒轴P卷= PⅢ·η2·η1=2.89×0.98×0.99=2.8kw
（3）各轴的输入转矩
电动机的输出转矩Td为
Td=9.55×106pdnm =9.55×106×3.3960=3.28×104N·㎜
故Ⅰ轴 TⅠ=Tdη1=32828.1×0.99=3.25×104N·㎜
故Ⅱ轴TⅡ=TⅠ·η2·η3·iⅠ=32499.8×0.98×0.96×4.0=1.26×105N·㎜
Ⅲ轴 TⅢ=TⅡ·η2·η3·iⅡ=126125.4×0.98×0.96×2.93=3.48×105N·㎜

卷筒轴 T卷=TⅢ·η2·η1=347670.2×0.98×0.99=3.37×105
将上述计算结果汇总于表2.4，以备查用。

轴名
功率P/
kw
转矩T/(N·㎜)
转速n/
(r·min-1)
传动比i
效率η
电机轴
3.3kw
3.28×104
960
1
0.99
Ⅰ
3.267kw
3.25×104
960
4.0
0.94
II
3.071kw
1.26×105
240
2.93
0.94
III
2.89kw
3.48×105
81.9

1
0.97

卷筒轴
2.8kw
3.37×105
81.9

三、传动系统的总体设计
1.高速级斜齿轮传动的设计计算
1.选精度等级、材料及齿数
1）材料选择及热处理
小齿轮1选用45号钢，热处理为调质HBS1=280.
大齿轮2选用45号钢，热处理为调质HBS2=240.
两者皆为软齿面。
2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。
3）选小齿轮齿数z1=22,大齿轮齿数z2=88
4）选取螺旋角β=160。
2.按齿面接触疲劳强度设计
d1t≥32KtT1ϕdϵαu±1uZHZEσH2
(1)确定公式内各计算数值
1）试选Kt=1.6
2)由文献【1】图10-30选取区域系数ZH=2.433.
3)由文献【1】图10-26查得εα1=0.75，εα2=0.85，εα=εα1＋εα2=1.6.
4）小齿轮传递的转矩T1 =3.25×104N·㎜。
5）按 文献【1】表10-7选取齿宽系数ϕd=1
6)由文献【1】表10-6查得材料的弹性影响系数
ZE=189.8MPa12
7) 由文献【1】图10-21按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa；大齿轮接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa
8)由文献【1】式10-13计算应力循环次数
N1=60n1jLh=60×960×1×(2×8×300×8)=2.212×109
N2=60n2jLh=60×960×1×(2×8×300×8)/4=5.53×108
9)按文献【1】图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90,
KHN2=1.05.
10)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由文献【1】式（10-12）得
σH1=KHN1σlim1S=0.90×600MPa=540MPa
σH2=KHN2σlim2S=1.01×550MPa=577.5MPa
σH=σH1＋σH22=540+577.52=558.75MPa
（2）计算
1）计算小齿轮分度圆直径d1t=32×1.6×3.25×1041×1.6×54×2.433×189.8558.752=38.1㎜
2）计算圆周速度
V=πd1tn160×1000=π×38.1×96060×1000=1.92m/s.
3)计算齿宽b及模数mnt。
b=ϕdd1t=1×38.1=38.1㎜
mnt=d1tcosβZ1=38.1×cos16022=1.66㎜
h=2.25 mnt=2.25×1.66=3.74㎜
b/h==10.2
4）计算纵向重合度εβ。
εβ=0.318ϕdZ1tanβ=0.318×1×22× tan160=2
5）计算载荷系数K
已知使用系数KA=1,根据v=1.92m/s,7级精度，由文献【1】图10-8查得动载系数KV=1.08,由文献【1】表10-4查得KHβ=1.308,由文献【1】图10-13查得KFβ=1.26.由文献【1】表10-3查得KHα=KFα=1.2。故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1.2×1.308=1.7
6）按实际的载荷校正所算得的分度圆直径，由文献【1】式（10-10a）得
d1=d1t3KKt=38.1×31.71.6=38.88㎜
7)计算模数mn
mn=d1cosβz1=38.88×cos16022=1.7㎜
3.按齿根弯曲强度设计
由文献【1】式10-17
mn≥32KT1YβCOS2βϕdZ12εα·YFaYSaσF
（1）确定计算参数
1）计算载荷系数。
K=KAKVKFαKFβ=1×1.08×1.2×1.26=1.633
2)根据纵向重合度εβ=2，从文献【1】图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.86.
3）计算当量齿数。
ZV1=Z1COS3β=22COS316=24.77
ZV2=Z2COS3β=88COS316=99
4)查取齿形系数
由文献【1】表10-5查得YFa1=2.623；YFa2=2.198
5）查取应力校正系数。
有
由文献【1】表10-5查得YSa1=1.588；YSa2=1.789
6)由文献【1】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa。
7）由文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88,KFN2=0.90。
8）计算弯曲疲劳许用应力
1取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由文献【1】式（10-12）得：
σF1=KFN1σFE1S=0.88×5001.4=314.29MPa
σF2=KFN2σFE2S=0.90×3801.4=244.29MPa
9)计算大小齿轮的YFaYSaσF并加以比较×
YFaYSaσF1=2.63×1.588314.29=0.01325
YFaYSaσF1=2.198×1.789244.29=0.01609
大齿轮的数值大。
（2）设计计算
mn≥32×1.633×3.25×104×0.86×COS21601×222×1.6×0.01609=1.27㎜
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=1.5㎜，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=38.88㎜l来计算应有齿数。于是由
Z1=d1cosβmn=38.88×COS1601.5=24.9
取Z1=25,则Z2=uZ1=4×25=100。
4.几何尺寸计算
（1）计算中心距
a=(Z1+Z2)mn2COSβ=(25+100)×22COS160=130.1㎜
将中心圆整为141㎜。
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角
β=cos-1（Z1+Z2)mn2a=cos-1(25+100)×22×130=15.90
因β值改变不多，故参数εα、Kβ、ZH等不必修正。
（3）计算大小齿轮的分度圆直径
d1=Z1mnCOSβ=25×2COS15.90=52
d2=Z2mnCOSβ=100×2COS15.90=207.96㎜
(4)计算齿轮宽度
b=ϕbd1=1×52=52㎜
圆整后B2=50㎜,B1=55㎜
5．主要设计计算结果。
中心距： a=130㎜；
法面模数： mn=1.5mm；
螺旋角： β=15.90(小齿轮旋向为左旋，大齿轮旋向为右旋)
齿数; Z1=25,Z2=100
分度圆直径：d1=52㎜,d2=207.96mm
齿顶圆直径：da1=57.52mm,da2=232.48mm
齿根圆直径：df1=48.52mm,df2=223.48mm
全齿高：h1=4.5mm,h2=4.5mm
材料选择及热处理
小齿轮1选用45号钢，热处理为调质HBS1=280.
大齿轮2选用45号钢，热处理为调质HBS2=240.

2:低速斜齿轮传动的设计计算
1）材料选择及热处理
小齿轮1选用45号钢，热处理为调质HBS1=280.
大齿轮2选用45号钢，热处理为调质HBS2=240.
两者皆为软齿面。
2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。
3）选小齿轮齿数z1=30,大齿轮齿数z2=87.9
4）选取螺旋角β=160。
2.按齿面接触疲劳强度设计
d1t≥32KtT1ϕdϵαu±1uZHZEσH2
(1)确定公式内各计算数值
1）试选Kt=1.6
2)由文献【1】图10-30选取区域系数ZH=2.433.
3)由文献【1】图10-26查得εα1=0.76，εα2=0.85，εα=εα1＋εα2=1.61.
4）小齿轮传递的转矩T1 =1.26×105N·㎜。
5）按 文献【1】表10-7选取齿宽系数ϕd=1
6)由文献【1】表10-6查得材料的弹性影响系数
ZE=189.8MPa12
7) 由文献【1】图10-21按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa；大齿轮接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa
8)由文献【1】式10-13计算应力循环次数
N1=60n1jLh=5.53×108
N2=60n2jLh= 1.89×108
9)按文献【1】图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=1.05,
KHN2=1.08.
10)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由文献【1】式（10-12）得
σH1=KHN1σlim1S=1.05×600MPa=630MPa
σH2=KHN2σlim2S=1.08×550MPa=594MPa
σH=σH1＋σH22=612MPa
（2）计算
1）计算小齿轮分度圆直径d1t=32×1.6×1.26×1051×1.61×3.932.93×2.433×189.86122=57.61㎜
2）计算圆周速度
V=πd1tn160×1000=π×57.61×24060×1000=0.72m/s.
3)计算齿宽b及模数mnt。
b=ϕdd1t=1×57.61=57.61㎜
mnt=d1tcosβZ1=57.61×cos16030=1.84㎜
h=2.25 mnt=2.25×1.84=4.15㎜
b/h=57.614.15=13.88
4）计算纵向重合度εβ。
εβ=0.318ϕdZ1tanβ=0.318×1×30× tan160=2.74
5）计算载荷系数K
已知使用系数KA=1,根据v=0.72m/s,7级精度，由文献【1】图10-8查得动载系数KV=1.05,由文献【1】表10-4查得KHβ=1.31,由文献【1】图10-13查得KFβ=1.283.由文献【1】表10-3查得KHα=KFα=1.2。故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.05×1.2×1.31=1.65
6）按实际的载荷校正所算得的分度圆直径，由文献【1】式（10-10a）得
d1=d1t3KKt=57.61×31.651.6=58.2㎜
7)计算模数mn
mn=d1cosβz1=58.2×cos16030=1.86㎜
3.按齿根弯曲强度设计
由文献【1】式10-17
mn≥32KT1YβCOS2βϕdZ12εα·YFaYSaσF
（1）确定计算参数
1）计算载荷系数。
K=KAKVKFαKFβ=1×1.05×1.2×1.283=1.617
2)根据纵向重合度εβ=2.74，从文献【1】图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.86.
3）计算当量齿数。
ZV1=Z1COS3β=30COS316=33.78
ZV2=Z2COS3β=90COS316=99
4)查取齿形系数
由文献【1】表10-5查得YFa1=2.52；YFa2=2.198
5）查取应力校正系数。
由文献【1】表10-5查得YSa1=1.625；YSa2=1.789
6)由文献【1】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa。
7）由文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.9,KFN2=0.88。
8）计算弯曲疲劳许用应力
1取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由文献【1】式（10-12）得：
σF1=KFN1σFE1S=0.9×5001.4=321.43MPa
σF2=KFN2σFE2S=0.88×3801.4=238.86MPa
9)计算大小齿轮的YFaYSaσF并加以比较×
YFaYSaσF1=2.52×1.625321.43=0.01274
YFaYSaσF1=2.198×1.789238.86=0.01646
大齿轮的数值大。
（2）设计计算
mn≥32×1.617×1.26×105×0.86×COS21601×302×1.61×0.01646=1.54㎜
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.00㎜，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=90.83㎜l来计算应有齿数。于是由
Z1=d1cosβmn=58.2×COS1602=27.9
取Z1=28,则Z2=uZ1=2.93×28=82。
.4.几何尺寸计算
（1）计算中心距
a=(Z1+Z2)mn2COSβ=(28+82)×22COS160=114.46㎜
将中心圆整为114㎜。
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角
β=cos-1（Z1+Z2)mn2a=cos-1(28+82)×22×114=15.220
因β值改变不多，故参数εα、Kβ、ZH等不必修正。
（3）计算大小齿轮的分度圆直径
d1=Z1mnCOSβ=28×2COS15.220=58mm
d2=Z2mnCOSβ=82×2COS15.220=170㎜
(4)计算齿轮宽度
b=ϕbd1=1×58=58㎜
圆整后B2=60㎜,B1=65㎜
5．主要设计计算结果。
中心距： a=114.46㎜；
法面模数： mn=2mm；
螺旋角： β=15.220(小齿轮旋向为左旋，大齿轮旋向为右旋)
齿数; Z1=28,Z2=82
分度圆直径：d1=58㎜,d2=170mm
齿顶圆直径：da1=98.73mm,da2=287.27mm
齿根圆直径：df1=85.23mm,df2=273.77mm
全齿高：h1=6.75mm,h2=6.75mm
材料选择及热处理
小齿轮1选用45号钢，热处理为调质HBS1=280.
大齿轮2选用45号钢，热处理为调质HBS2=240.

五． 轴的设计
（在本次设计中由于要减轻设计负担，在计算上只对低速轴进行精确校核）
低速轴Ⅲ的设计
1. 总结以上的数据。
功率
转矩
转速
齿轮分度圆直径
压力角
2.89Kw
348 N·m
81.9r/min
170mm
20°
2. 求作用在齿轮上的力
Ft=4094.12(N)
Fr=Fttanαcosβ=4094.12×tan20°cos15.22°=1490.13(N)
Fa=Fttanβ=4094.12×tan15.22°=1113.88(N)
3. 初步确定轴的直径
先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢。根据表[1]15-3选取A0=112。于是有:
dmin=A03P3n3=11232.8981.9=36.74(mm)
此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d1-2为了使所选的轴的直径d1-2与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。
4. 联轴器的型号的选取
查表[1]14-1,取Ka=1.3则；Tca=Ka∙T3=1.3×3.48×105=452.4(N∙m)按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003（见表[2]8-2），选用LX2 型凸缘联轴器，其公称转矩60为5 (N·m)。半联轴器的孔径d1=38(mm) ，固取d1-2=38(mm)。
5. 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: 轴向定位要求1-2轴段左端要求制出一轴肩，取L1-2=60(mm) ，
且d1-2=38(mm) ，2-3段的直径d2-3=47(mm) ，L2-3=50（mm) ，因为3-4段轴要做一个轴肩， 所以取: d3-4=45(mm) ，L3-4=19(mm) ；3-4段安装轴承，左端用轴端挡圈定位，右端用轴肩定位，按轴端直径取挡圈直径D=64。
②: 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少，在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量（8`-16`）大量生产价格最低，固选用深沟球轴，又根据d2-3=43(mm)，选 6209。查手册可知d3-4=45（mm），B=19(mm)，所以L3-4=19（mm)。因为8-9段轴也要安装一个相同轴承，故d8-9=45（mm），L8-9=19(mm) 。与8-9段轴相配合的轴承其右端需要轴肩来轴向定位，所以7-8段轴的直径比8-9段轴要稍微大一些，这里我们取d7-8=48（mm) ，L7-8=36(mm)。
③: 4-5段轴没有什么与之相配合的零件，但是其右端要有一个轴肩以使轴承能左端轴向定位， d4-5=48（mm）；又因为根据减减速器的整体方案，此段轴设计时长度应该长一些，故取L4-5=100（mm）。
④: 取安装大齿轮处的轴段6-7段轴的直径d6-7=51（mm），齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为60（mm），为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取L6-7=58(mm) ；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度取（轴直径的0.07~0.1倍），这里取轴肩高度h=2.5(mm)，所以d5-6=56（mm）；轴的宽度去b>=1.4h,取轴的宽度为L5-6=8(mm) 。
⑤：轴承端盖的总宽度为25mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定）
根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为25mm。至此已初步确定轴得长度。
（3）：轴上零件得周向定位
齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按d6-7=51mm ，由手册查得平键的截面 b*h=16*10 (mm)见[2]表4-1，L=56（mm）。同理按 d1-2=38（mm）， b*h=10*8 ，L=56（mm）。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。半联轴器与轴得配合选H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。
（4）：确定轴的的倒角和圆角
参考[1]表15-2，取轴端倒角为1.2*45°，各轴肩处的圆角半径见上图。
（5）：求轴上的载荷（见下图）
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照[1]图15-23。对于60212深沟球轴承，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为271（mm）。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。因为已经计算出：
Ft=4094.12(N) Fr=1490.13(N) Fa=1113.88(N)
所以：

FNH1=L3L3+L2Ft=1380.14(N) FNH2=L2L2+L3∙Ft=2713.98(N)
故：
FNV1=FrL3+FaD2L3+L2=930.74(N)
FNV2=Fr-FNV1=559.39(N)
MH=FNH1×L2=202190.51(N.mm)
MV1=FNV1∙L2=136353.41(N.mm)
MV2=FNV2∙L3=41674.56(N.mm)
M1=MH2+MV12=243871.39(N.mm)
M2=MH2+MV22=206440.73(N.mm)
（6）：按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度）根据[1]式15-5及表[1]15-4中的取值，且≈0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取≈0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取≈0.6）
① ：计算轴的应力

σca=M12+(σT3)2W=24387.392+(0.6×3.48×105)20.1×583=10.7(Mpa)

前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得[σ-1]=60MPa因此σca<[σ-1]，故安全。

中间轴Ⅱ的设计
1. 总结以上的数据。
功率
转矩
转速
齿轮分度圆直径
压力角
3.071 Kw
126N·m
240r/min
207.96mm
20°
2. 求作用在齿轮上的力
Ft=2T2d2=1211.77(N)
Fr=Fttanαcosβ=457.1(N)
Fa=Fttanβ=329.68(N)
3. 初步确定轴的直径
先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢。
根据表[1]15-3选取A0=112。于是有:
dmin=A03P2n2=11233.071240=26.2(mm)
4. 选轴承
初步选择滚动轴承。选30206圆锥滚子轴承；通过查手册可知30206圆锥滚子轴承d=30(mm) ，B=16（mm） ，所以L1-2=16mm ，d1-2=30(mm) 。
5. 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
由低速轴的设计知 ，轴的总长度为：
① ： L=L3-4+L4-5+L5-6+L6-7+L7-8+L8-9=19+100+8+58+36+19=240(mm)
（此为低速轴Ⅲ在箱体中的轴长）
1-2段轴我们取为L1-2=40（mm) ， d1-2=30(mm) 。与1-2段轴相配合的深沟球轴承，右端用轴端挡圈进行轴向定位，左端采用套筒进行轴向定位，D=54（mm）。
②：2-3段轴要与齿轮配合，故要有一个轴肩，这里我们取h=2.5(mm) ，所以d2-3=35(mm) ；
又由于大齿轮齿宽B=65(mm) ，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2~3（mm) ，所以取L2-3=61(mm) ；
③：为了实现齿轮的左端的轴向定位，应将4-3段轴的直径比2-3段稍微大一些，这里取其直径为d3-4=39(mm) ；由于3-4段轴主要是起轴肩的作用，故其长度要短些，这里取
L3-4=8(mm) 。
④：4-5段轴没有与之相配合的零件，且根据设计方案，我们取其长度为L4-5=30(mm) ，
它的直径要比3-4段轴要稍微小一些，这里我们取d4-5=37(mm) 。
⑤：5-6段轴和3-4段轴一样，他们主要是提供一个轴肩；为是使整个轴的设计更为合理，所以其直径和长度，我们取为与3-4段轴一样，d5-6=39(mm) ，L5-6=8(mm) 。
⑥：6-7段轴要与小齿轮相配合，且为能利用5-6段轴的轴肩，所以此段轴的直径要比5-6段轴要小一些，这里我们取d6-7=35(mm) ；由于小齿轮的齿宽为B=50（mm），根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2~3（mm) ，所以取L6-7=46（mm)
⑦：7-8段轴与之相配合零件时套筒，套筒主要实现小齿轮和深沟球轴承的轴向定位。这里我们取d7-8=33(mm) ，L7-8=31(mm) 。
⑧：8-9段轴与之相配合的零件是轴承，所以其直径和长度与轴最右端的轴承一样，故d8-9=30(mm) ，L8-9=16(mm） 。
（3）：轴上零件得周向定位
齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按d6-7=35(mm) ，由手册查得平键的截面 b*h=10*8(mm)见[2]表4-1,L=45（mm）；按d2-3=35(mm) ，由手册查得平键的截面 b*h=10*8(mm)见[2]表4-1,L=56（mm）。
同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。
（4）：确定轴的的倒角和圆角
参考[1]表15-2，取轴端倒角为1.0*45°，各轴肩处的圆角为1.6。
（5）：求轴上的载荷
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照[1]图15-23。对于30206圆锥滚子轴承。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为211（mm）。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。因为已经计算出：
Ft=2T2d2=1211.77(N) Fr=Fttanαcosβ=457.1(N） Fa=Fttanβ=329.68(N)
Ft3=2T2d3=4344.82（N） F=Fttanαcosβ=1638.68(N） Fa3=Fttanβ=1181.93（N）
所以：

FNH1+FNH2=Ft3+Ft2=5556.53
FNH2（L1+L2+L3）=Ft2（L1+L2）+Ft3L1
FNH2=2016.59 FNH1=3539.94
MH1=3539.94*62,5=221246.25(N.mm)
MH2=2016.59*70=141161.3(N.mm) 故：
FNV1+FNV2+Fr4=Fr3=1638.68
FNV1L1+0.5Fa4D2=0.5Fa3D1+Fr4L2+ FNV2(L1+L2)
FNV1=132.58 FNV2=1049
MV1=FNV1∙L2=8286.25(N.mm)
MV2=FNV2∙L3=140932.82(N.mm)
M1=MH2+MV12=221401(N.mm)
M2=MH2+MV22=199470.7(N.mm)
（6）：按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度）根据[1]式15-5及表[1]15-4中的取值，且≈0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取≈0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取≈0.6）
① ：计算轴的应力
σca=M12+(σT2)2W=2214012+(0.6×1.26×105)20.1×353=54.6(Mpa)
前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得[σ-1]=60MPa因此σca<[σ-1]，故安全。

高速轴Ⅰ的设计
1. 总结以上的数据。
功率
转矩
转速
齿轮分度圆直径
压力角
3.267Kw
3.25N·m
960r/min
52mm
20