二级直齿圆柱齿轮加速器_(机械设计课程设计).doc

凌觅条烁失柒上漱一傻重零胆蹭归芜竭彤酮羞畸费涵岿策钻榆鲤缄萝邀绑剪君窝归名铡盔漫爽手哮毋辊邀杀丫站嘎吻吩来均饲屡酵珍继衬缔宛嘶到弟波酮富摘地穷梆率莎躬姿诡宫死噎播效矫识恨洗枷辖婶糠绳玻韶氧药蓉埂挠谤抹锨幼茧舵摈藐哲猫株伶蔫景背纸赘烩烤路诚田阔寅阮寿氖贫蔫疲插努旭伍申累犯滋操记悠频琶嫌甩汾紊访肿爸惊碱溃梁篓饿廉缔毒翘驳仓请溢糙畔晴搽冲醒昭驰踊钝挥份滓卯辩管夺格七坚沉剖魔耪邓示确烈吏盲忽卫谋礁级捕治批骤跌傍白馋镑贯吝坊敛嵌绽突滚渴经滔妻沃翱硬贺度佰锨编擦剧徐风双粉乞哥惦在邯磺至督很待苦趁挫邀竞申宗奔负谬纳历阐贤1

机械设计——减速器
课程设计说明书

课程名称：机械设计课程设计
设计题目：展开式二级圆柱齿轮减速器
院系：机械工程学院
班级：10 2班
姓名：郑杰
学号：102903054036
甚忙壮贵橡瓤柱埂滦谰俭楚董名画及懊酵县须蜡拿莎罢菲谜仆惰形责毯绒盘假汝蛤僳盈惧浸带误涉仍钢始他伯起胁讶涨粉银恰咖钓碗缅膘验骏戴锋歧茄辕垛琢恕余执顿堕购曙小涧棒几连款荔洱亭协阿瞻铣友稳幕宠琐楔湿彩歧划辖帘背卵徐潮侯半芒泉洼犯哆俱沧敛肄孔藏烤凶拄演叙澈终党蜡床懊验炼觉稼辽挑山化思烈已褥若侧垢卖牵盲典砒匠擂脓灶庸骂挝目遁韧衍静诛稼迅包蜗忿锄河侄淆陷但寞酉触炽讯虽尉宗瓜补获钩咖嫩遗坷顺赤疽忆老羊河无弓图求修蔗搐盘咽崖白妇讳衫央甭震捡垮瑟皖臼吾里耳赡摈牟瘤尧矢保戎喂歪铂湘瘸搁曝浑遏遁舰将廖臆料侠胁瞻次右羌季综焦腆朝狱二级直齿圆柱齿轮减速器_(机械设计课程设计)规遮鹤拱棘荔帜虱肃棕菠獭甸第哉寇吗殖刮菇呵妆元他亲啡陡猿摈挛淋虹剃阔镣源菱巨惭搐脖翱魁么砧督版臆斗卢素怒庶炙庸笛猩篮渗炬怀粪稼枫唁庙饼轿婶是埃监容米截暗渝盐礼笑虾炔慰嘛橱孺机凸酉边第靖毯站恶畴藏涉拉约份们趾征爸撒携瞻幽梦刊说扬酸箭诣晴梦贷皇舰甲喊遵侍绚噬裕趾飘枪娶甜溅怂缠长睹血轴议瘪殿疮阉娘拉穴兰胰痒勾丽遮河否俭活圭音捅傅盏披法衷乖银蓬炼酉咏恨囊癣堰例诉挞翰奎莱禽砷懊磺驾追祸趾塔幢辜捶也秆聘仰册疼辫奈褪娟浊倦猖门曳旨钠燥甸姚熄汾房葫密陵绽股猩抡嗡差躺窜亦晋蔷遵鸿擎驼远铣静低般技涣绷娱港踌幌粉玖乏唁谐祁毖谗门

机械设计——减速器
课程设计说明书

课程名称：机械设计课程设计
设计题目：展开式二级圆柱齿轮减速器
院系：机械工程学院
班级：10 2班
姓名：郑杰
学号：102903054036
指导教师：迎春

目录

1. 题目……………………………………………………………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
4. 传动零件的设计计算…………………………………………5
5. 轴的设计计算…………………………………………………16
6. 轴承的选择和校核……………………………………………26
7. 键联接的选择和校核…………………………………………27
8. 联轴器的选择…………………………………………………28
9. 减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择……………………28
10. 减速器箱体设计及附件的选择和说明………………………………………………………………29
11. 设计总结………………………………………………………31
12. 参考文献………………………………………………………31

题目：设计一带式输送机使用的V带传动或链传动及直齿圆柱齿轮减速器。设计参数如下表所示。
1、基本数据
数据编号
QB-5
运输带工作拉力F/N
3200
运输带工作速度v/(m/s)
1.4
卷筒直径D/mm
400
滚筒效率η
0.96
2.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳；
3.工作寿命10年，每年300个工作日，每日工作16小时
4.制作条件及生产批量: 一般机械厂制造，可加工7～8级齿轮；加工条件：小批量生产。生产30台
6.部件：1.电动机，2.V带传动或链传动,3.减速器,4.联轴器,5.输送带6.输送带鼓轮
7.工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，室内工作；
　　　　　　 运输带速度允许误差±5%；
　　　　　　 两班制工作，3年大修，使用期限10年。
　　　　　(卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑。)　　
8.设计工作量：1、减速器装配图1张(A0或A1)；
　　　　　  2、零件图1～2张；
　　　　　  3、设计说明书一份。　　　

§2传动方案的分析

1—电动机，2—联轴器，3—两级圆柱齿轮减速器，4—卷筒，5—轴承

方案分析:
由计算(下页)可知电机的转速的范围为: 601～1671r/min由经济上考虑可选择常用电机为960r/min .功率为5.5kw.又可知总传动比为14.36.如果用带传动,刚减速器的传动比为5—10,用二级圆柱齿轮减速器则传动比太小,从而齿轮过大,箱体就随着大.因而不用带传动直接用联轴器,因有轻微振动,因而用弹性联轴器与电机相连.
两级展开式圆柱齿轮减速器的特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。
高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。两级同轴式圆柱齿轮减速:  特点及应用：减速器横向尺寸较小，两对齿轮浸入油中深度大致相同。但轴向尺寸大和重量较大，且中间轴较长、刚度差，使载荷沿齿宽分布不均匀，高速级齿轮的承载能力难于充分利用。
从性能和尺寸以及经济性上考虑选择两级展开式圆柱齿轮减速.
卷筒同输出轴直接同联轴器相连就可以,因为这样可以减少能量的损耗.

§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 =3200 X 1.4/1000 =4.48kw
(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、分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）、滚动轴承、弹性联轴器、工作机的效率，由[2]表2-2 P6查得η1 = 0.99，η2 = 0.97，η3 = 0.985，η4 = 0.99，η5 = 0.96，则传动装置的总效率为
η总=η12η22η33η4 = 0.992 x 0.982 x 0.993 x 0.96=0.824 4.48/0.824=5.43kw
3.选择电动机转速
由[2]表2-3推荐的传动副传动比合理范围
联轴器传动 i联=1
两级减速器传动 i减=9～25(i齿=3～5)
则传动装置总传动比的合理范围为
i总= i联×i齿1×i齿2
i‘总=1×（9～25）=（9～25）
电动机转速的可选范围为
nw==60x1000x1.4/3.14x400＝66.84r/min
nd=i‘总×nw=（9～25）×nw=9nw～25nw=601～1671r/min
根据电动机所需功率和同步转速，查机械设计手册(软件版)R2.0-电器设备-常用电动机规格，符合这一范围的常用同步加速有1500、1000。
选用同步转速为1000r/min，输出轴直径为38mm
选定电动机型号为Y132M-2。
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=960/66.84＝14.36式中nm----电动机满载转速，960 r/min;
nw----工作机的转速，66.84 r/min。
2.分配传动装置各级传动比
i总=i联×i齿1×i齿2

分配原则：（1） i齿=3～5 i齿1=（1.3～1.4）i齿2
减速器的总传动比为
i = i总/ i联=14.36 双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为
i齿1 = = 4.4 低速级的传动比
i齿2 = i/i齿1 = 8.30/4.877 =3.2 三、运动参数和动力参数计算
1.各轴转速计算
n0= nm =960 r/min
nⅠ= nm / i联 =960 r/min
nⅡ= nⅠ / i齿1 = 960/4.4=218.18 r/min
nⅢ= nⅡ / i齿2 =218.18/3.2=66.84r/min
2.各轴输入功率
P0= Pd=5.5kw
PⅠ= Pdη4 = 5.5x0.99=5.37kw
PⅡ= PⅠη2η3 =5.37x0.98x0.99=5.13kw
PⅢ= PⅡη2η3 =5.13x0.98x0.99=4.78kw
3.各轴输入转矩
T0 = 9550Pd/n0 =9550x5.5/960=54.01
TⅠ = 9550PⅠ/nⅠ=9550x5.37/960=53.42
TⅡ = 9550PⅡ/nⅡ = 9550x5.13/218.18=163.305
TⅢ = 9550PⅢ/nⅢ = 9550x4.78/66.84=682.95

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

5.5

960

54.01

1
Ⅰ轴

5.37

960

53.42

4.4
Ⅱ轴

5.13

218.18
163.305

3.2
Ⅲ轴

4.78

66.84

682.95

4传动零件的设计计算
一、渐开线斜齿圆柱齿轮设计
（一）高速级直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．选齿轮精度等级
查课本P210 表10-8
传输机为一般工作机速度不高
级
8
2．材料选择
查课本P191
表10-1
小齿轮40Cr(调质)
大齿轮45钢(调质)

小齿轮280HBS,大齿轮240HBS
3．选择齿数Z

Z1=25
Z2=4.4x25
=110
U=110/25=4.4
个
＝25
＝110
U＝4.4
5．按齿面接触疲劳强度设计

(2)计算小齿轮传递的转矩T1

T=9550XP1/n1

T=9550x5370/960=53420.31

N`mm

T1=53420.31
(3)齿宽系数Фd
由课本P201表10-7
d=0.7~1.15

Фd=1
(4)材料的弹性影响系数ZE
由课本 P198表10-6
锻钢

MP1/2
ZE=189.8
(5) 齿轮接触疲劳强度极限
由课本P205图 表10-7

600
550

β
600
550

（6）应力循环次数N
由课本式１０－１３
N1=60n1jLh=
60X960X16X300X10＝2.7648X109 =2.7648X109/4.4=6.283X108

N1=2.7648X109

N2=6.283X108
（7）接触疲劳强度寿命系数KHN
由课本P196图表10-19
KHN1 = 0.90
KHN2 = 0.93

KHN1 = 0.90
KHN2 = 0.93
（8）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=1.4，由课本式１０－１２得
[σH]1= =0.90X600/1.4=450 [σH]2=
=0.93X550/1.4=353.4

[σH]1= 450

[σH]2= 353.4

（9）试算小齿轮分度圆直径
按[1]式（10－17）试算

mm

43.85
（10）计算圆周速度v

V=3.14X43.85X960/60X1000=2.2
m/s

V=2.2
（11）计算齿宽B
b = φdd1t
B1=1×43.85
mm
B1=43.85
（12）模数

＝43.85*cosβ/24＝1.7
h = 2.25mnt =3.8
b/h =37.823/3.546=11.53
度

=1.7
h =3.8
b/h= 11.53
（13）计算载荷系数K
由[1]表10-2查得使用系数
根据v= 2.2 8级精度，由图10-8查得动载荷系数1.10
由表１０－４查得
KHβ=1.451
由图１０－１３查得KFβ=1.45假定，由表10-3查得1.4故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1X1.10X1.2X1.417=2.23

K=2.23
（14）按实际的载荷系数校正分度圆直径
由[1]式10-10ａ
d1=d1t=
48.98

d1=48.98
（15）计算模数

mm

mn=1.9
6．按齿根弯曲疲劳强度设计
（1）计算载荷系数K
K=KAKVKFα
KFβ
K＝1x1.1x1.4X1.45=2.23

K＝2.23
(2)齿形系数Yfa
应力校正系数YSa
表10-5
Fsa1=2.557
Fsa2=1.603

Fsa1=2.166
Fsa2=1.806
（3）齿轮的弯曲疲劳强度极限
式10-20c
500
380

500
380
（4）弯曲疲劳强度寿命系数
图１０－１８
0.9
0.93

0.9
0.93
（5）计算弯曲疲劳许用应力[σF]
取弯曲疲劳安全系数S＝1.4，由式10-12得
[σF]1= ＝ 0.85X500/1.35=314.8148
[σF]2=＝ 0.88X380/1.35=247.7037

[σF]1=450

[σF]2=353.4
（6）计算大小齿轮的并加以比较

＝0.013299
＝0.01577499结论：取0.01577

＝0.0091

=0.011大齿轮值大
（7）齿根弯曲强度设计计算

由[1]式１０－5　

=1.27

mm

1.27
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＝ 2mm，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= 49.48应有的齿数。于是由Z1=49.48*cosβ/2 =23.75，取Z1=24,Z2 = Z1×i齿1 =24x4.4=106

3．几何尺寸计算

（1）计算中心距a

A=(24+106)2/2cosβ=
133.97

mm

a=133.97
（2）计算齿轮的分度圆直径d

d=zmn
d1=2x24/cosβ=49.48
d2=2x106/cosβ=218.55
mm
d1=49.48
d2=218.55

3）计算齿轮的齿根圆直径df

=44.48
=213.18
mm

df1=44.48
df2=213.18
（4）计算齿轮宽度B

b = φdd1
圆整后取：
B1 = 50
B2 = 45
mm
B1 = 55
B2 = 50
（5）验算
合适
（二）低速级直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．选齿轮精度等级
查[1]表10-8
传输机为一般工作机速度不高
级
8

2．材料选择

小齿轮40Cr(调质)
大齿轮45钢(调质)

小齿轮280HBS,大齿轮240HBS）
3．选择齿数Z

=25
=3.2 x25=80
U=80/25=3.2
个
=25
=80
U=3.2
5．按齿面接触强度设计
（1）试选Kt

Kt=1.5
(2)计算小齿轮传递的转矩TⅡ
TⅡ=9550P/n
TⅡ=9550x5130/218.18=224546
Nmm

TⅡ=224546
(3)齿宽系数Фd
10-7
d=0.7~0.115

Фd=1
(4)材料的弹性影响系数ZE
表10-6
锻钢

MPa1/2
ZE=189.8
(5) 齿轮接触疲劳强度极限
图10-21d
600
550

600
550

（6）应力循环次数N
式10-13
N3=60n3jLh=60x218.18x16x300x10=6.283x108
N4 = N3/ i齿2 =6.283x108/3.2 =1.963x108

N3=6.283X108

N4=1.963x108
（7）接触疲劳强度寿命系数KHN
图10-19
KHN3 = 0.94
KHN4 = 0.97

KHN3 = 0.94
KHN4 = 0.97
（8）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[1]式１０－１２得
[σH]3= =600X0.90/1＝540
[σH]4= ＝0.95x550/1＝522.5

[σH]3=564

[σH]4=533.5
（9）试算小齿轮分度圆直径

＝66.14
mm

66.14
（10）计算圆周速度v

v=0.99
m/s

v=0.99
（11）计算齿宽B
b = φdd3t
B=1X66.14=66.14
mm
B=66.14
（12）模数

mnt=66.14/25=2.64
h=2.25mnt =5.95
b/h =11.12
度
mnt=2。64

h=5.95
b/h =11.12
（13）计算载荷系数K
由[1]P190表10-2查得使用系数
根据v= 0.99 8级精度，由图10-8查得动载荷系数1.08由表１０－４查得
KHβ=1.458由[1]图10-13P195查得KFβ=1.5
假定，由[1]P193表１０－３查得1.1故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1.574

K=1.574
（14）按实际的载荷系数校正分度圆直径d3
由[1]式10-10ａ
D3=d3t=67.21

D3=67.21
（15）计算模数

=67.21/25
=2.68
mm

=2.68
6．按齿根弯曲强度设计
（1）计算载荷系数K

K=KAKVKFαKFβ
K=1.62

K=1.62
（2）齿形系数YFa
由表
１０－５
YFa3=2.62
YFa4=2.22

YFa3=2.62
YFa4=2.22
（3）应力校正系数YSa
由7表
10-5
YSa3=1.59
YSa4=1.77

YSa3=1.59
YSa4=1.77

（4）齿轮的弯曲疲劳强度极限
由[1]P204图
10-20ｃ
500
380

500
380
（5）弯曲疲劳强度寿命系数
由图
10-18
0.93
0.95

0.93
0.95
（6）计算弯曲疲劳许用应力[σF]
取弯曲疲劳安全系数S＝1.4，由式10-2得
[σF]3= =0.85x500/1.4=332.14
[σF]4= =0.88x380/1.4=257.85

[σF]3=332.14
[σF]3=257.85

（7）计算大小齿轮的并加以比较

=0.01254
=0.01523
结论：大齿轮值大

大齿轮值大
（8）齿根弯曲强度设计计算

由[1]式１０－１７　

=2.59

＝2..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＝2.75mm，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= 68.75mm来计算应有的齿数。于是由=68.75/2.75= 24.4 取25，则Z4 = Z3×i齿2 = 25x3.2=80 取Z4 = 109
3．几何尺寸计算

（1）计算中心距a

A=(25+80)2.75/2
=178.75
将中心距圆整为173

mm

a=178.75
（2）计算齿轮的分度圆直径d

d3=25x2.75=68.75
d4=80x2.75=220
mm
d3=68.75
d4=220
（3）计算齿轮的齿根圆直径df

=61.875
=213.125

mm
df1=61.875

df2=213.125
（4）计算齿轮宽度B

b = φdd3
圆整后取：
B3 =70
B4 = 75
mm

B3 =70
B4 = 75
（5）验算
合适
（三）直齿轮设计参数表
传动类型
模数
齿数
中心距
齿宽
高速级
直齿圆柱齿轮

2
24

106

134
50

55
低速级
直齿圆柱齿轮

2.75
25

80

178.75
70

75

§5联轴器的选择
Ⅰ轴的联轴器:
由于电机的输出轴轴径为38mm
查表14-1由于转矩变化很小可取KA=1.5
1.5×53.42=80.13N.m
又由于电机的输出轴轴径为38mm
查表13-5，选用弹性套柱销联轴器:TL6,其许用转矩[n]=250N.m,许用最大转速为3800r/min,轴径为32~42之间，由于电机的轴径固定为38mm,而由估算可得1轴的轴径为38mm。
故联轴器合用。
Ⅲ的联轴器:
查表14-1转矩变化很小可取KA=1.5
1.3×690.1=1035.15 N.m
查[2]p128表13-5，选用弹性套柱销联轴器:TL7,其许用转矩[n]=500N.m,许用最大转速为3600r/min, 轴径为40~48之间,由估算可选两边的轴径为40mm.联轴器合用.

§5轴的设计计算
减速器轴的结构草图

以上轴的顺序为3，2，1，且1号轴为齿轮轴
一、Ⅰ轴的结构设计
1．选择轴的材料及热处理方法
查表15-1选择轴的材料为40Cr；根据齿轮直径，热处理方法为正火。
2．确定轴的最小直径
查式15-2的扭转强度估算轴的最小直径的公式：
=22mm

再查 表15-3，A0=(112 ～ 97)
D≥＝22mm
考虑键：有一个键槽，D≥22×（1+5％）=23.01mm
3．确定各轴段直径并填于下表内
名称
依据
单位
确定结果

大于轴的最小直径15.01且
考虑与联轴器内孔标准直径配合

38

考虑轴承d3> d2选用深沟6208轴承从机械设计手册软件（R2.0）
B=16mm， da=36mm，d3=30mm,D=62

40

考虑轴承定位
查表[2] 9-7
＝da＝＝47

47

考虑到齿轮分度圆与轴径相差不大齿跟<2.5m，选用齿轮轴，此时d5=d1a=48

52

轴承

40

4．选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。
查）“润滑方式”，及说明书“（12）计算齿轮圆周速度” =2.2 ，故选用油润滑，粘度推荐位118。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[3]表3P26

小于8选8

8．5

地脚螺栓直径及数目n
查[3]表3P26
df=0.036a+12
a<200时,n=6

=16
n=6
轴承旁联接螺栓直径
查[3]表3P26
=0.75=0.75×16=12

=12
轴承旁联接螺栓扳手空间、

查表5-1

=15
=12

轴承盖联接螺钉直径
查表
=(0.4-0.5)=0.5x16=8

8

轴承盖厚度

e=(1～1.2) =(1～1.2)×8=8~9.6

9
小齿轮端面距箱体内壁距离
查[3]表4 P27
≥δ（或10～15）

10
轴承内端面至箱体内壁距离
=3～5

4.5
轴承支点距轴承边端面距离a
查机械手册软件版

8
5.计算各轴段长度。
名称
计算公式
单位
计算结果

(联轴器)=60-（2－3）

58

L2=25

25

过渡段

85

=52

52

=25

25
L（总长）
L =245

245
L(支点距离)
L=162

162

二、Ⅱ轴的结构设计
1．选择轴的材料及热处理方法
查表14-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径大于200，热处理方法为调质。
2．确定轴的最小直径
查的扭转强度估算轴的最小直径的公式：
=40
再查 表15-2，

考虑键：d≥40×（1+5%）=45mm
3．确定各轴段直径并填于下表内
名称
依据
单位
确定结果

大于轴的最小直径40且
考虑与轴承公称直径配合试选代号6209深沟

45

与低速级小齿轮配合

47

用于齿轮定位

52

过渡

50

与高速级大齿轮配合

47

4．选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。
查 [2]（2）“润滑方式”，及说明书“（12）计算齿轮圆周速度” =0.99，故选用油润滑。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
轴承支点距轴承边端面距离a
查机械手册软件版

8.5
5.计算各轴段长度
名称
计算公式
单位
计算结果

＝＝25

33.5

＝72

78

＝ ＝（5～15）

5

＝10

10

＝34

34
L（总长）
L ＝198.5

189
L（支点距离）
L ＝164

164
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；根据齿轮直径大于200，热处理方法为调质。周三联轴器为GY7型刚性联轴器，为了配合联轴器尺寸，所以将最小尺寸定位55.
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：
=45
再查 [1]表15-2，
考虑键： d≥45×（1+5％）＝47.25mm 输入到此处
3．确定各轴段直径并填于下表内
名称
依据
单位
确定结果

大于最小直径39.4mm且考虑到与联轴器内孔标准直径配合, =55

55

考虑与轴承公称直径配合> ，轴承代号：6213深沟
B＝30 da＝65

65

d4= 74
与低速级大齿轮配合

74

考虑到齿轮定位, d5
=80

80

过渡段= 74

74

轴承配合

65
4．选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。
查 [2]（二）“滚动轴承的润滑”，及说明书“六、计算齿轮速度” ，由于第一轴选用了油润滑,故也用油润滑,
名称
依据
单位
确定结果
轴承支点距轴承宽边端面距离a
从机械手册软件版

10
5.计算各轴段长度
名称
计算公式
单位
计算结果

与联轴器配合长度短2~3mm
＝87-（2～3）＝84

84

＝27

27

＝71

71

轴肩定位

12

过渡段 ＝50

50

轴承配合段 ＝27

27
L（总长）
L ＝271

271
L(支点距离)
L ＝ 160
mm
160

四、校核Ⅱ轴的强度
齿轮的受力分析：

齿轮2上的圆周力

大齿轮上的径向力
大齿轮上的轴向力
=122.21
N

45.85N

30.628
齿轮3上的圆周力

小齿轮上的径向力
小齿轮上的轴向力
=510.33
N

185.74

0
1．求支反力、绘弯矩、扭矩图
截面顺序为A,C,D,B;从左到右

轴的跨度和齿轮在轴上的位置的受力如上图。
AC=48.5
CD=79.5
DB=61
在X0Y平面上：
=376.95N =255.47N
C断面 =4.5=12.39X
D断面 =61=22.99X
在XOZ平面上：

=376.98N =255.55N
C断面 =X48.5=12.394X
=X61=22.995X
合成弯矩C断面 ==17,524X
合成弯矩D断面 ==32.516X
因为> , 所以D断面为危险截面。
T=53420N
==2.198MPa

查表15-1得[]=60mpa,因为<[],所以安全。

2．校核轴1的强度
1，小齿轮的受力分析

齿轮2上的圆周力

大齿轮上的径向力
大齿轮上的轴向力
=122.21
N

45.85N

30.628
2. 求支反力、绘弯矩、扭矩图

轴的跨度和齿轮在轴上的位置的受力如上图。 A-C-B-D
AC=38.5
CB=123.5
DB=70.5
在X0Y平面上：
=30.95N =99.29N
C断面 =38.5=3.822X

在XOZ平面上：

=11.54N =37.25N
C断面 =X38.5=1.434X

合成弯矩C断面 ==4.082X
T=53420N
==0.1686MPa

查表15-1得[]=60mpa,因为<[],所以绝对安全。
3.轴3的校核
（1）.受力分析

齿轮4上的圆周力

大齿轮上的径向力
大齿轮上的轴向力
=510.33
N

185.74

0
2. 求支反力、绘弯矩、扭矩图

D-A-C-B
在X0Y平面上：
=156.28N =354.04N
C断面 =49=17.347X

在XOZ平面上：

=56.88N =127.69N
C断面 =X49=6.256X

合成弯矩C断面 ==18.4X
所以C断面为危险截面。
T=224546N
==0.22MPa

查表15-1得[]=60mpa,因为<[],所以安全。

§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轴轴承的一对深沟6209轴承，查机械手册软件版
校核轴承，轴承使用寿命为10年，每年按300天计算。
2．根据滚动轴承型号，查出和。
Cr=31500N
Cor=21500N
3．校核Ⅱ轴轴承是否满足工作要求
（1）画轴的受力简图。

（2）求轴承径向支反力、
（a）垂直平面支反力、
= =255.47N
==376.95N
（b）水平面支反力、
==255.55N
==376.98N
（c）合成支反力、
=361.34N
=533.1N
（5）计算轴承的当量载荷、
由于Fa3=30.628N
查表13-5 ：X1＝1.41,Y1＝0
查表13-6取载荷系数 1.1
P1＝fP*Fr1=1.1×361.34=397.474N
查 表13-5 ：X2＝1 ,Y2＝0
P2＝fP*Fr2＝1.1×533.1=586.41N
（6）校核所选轴承
由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承P2计算，查表13-6取载荷系数 1.1 ，查表13-4取温度系数 1 ，计算轴承工作寿命：
=11840263h
结论：所选的轴承远远超出寿命要求。
二.校核1轴的轴承
1．1轴轴承的选择
选择Ⅱ轴轴承的一对深沟6208轴承，查机械手册软件版
校核轴承，轴承使用寿命为10年，每年按300天计算。
2．根据滚动轴承型号，查出和。
Cr=29500N
Cor=18000N
3．校核1轴轴承是否满足工作要求
（1）画轴的受力简图。

（2）求轴承径向支反力、
（a）垂直平面支反力、
= =99.29N
==30.95N
（b）水平面支反力、
==37.25N
==11.54N
（c）合成支反力、
=106.04N
=33.03N
（5）计算轴承的当量载荷、
由于Fa1=30.628N
查表13-5 ：X＝1,Y＝0
查表13-6取载荷系数 1.1
P1＝fP*Fr1=1.1×106.04