机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

1、目录一、 设计任务书 1二、 电动机选型 3三、 总传动比和传动比分配 3四、 计算传动装置的运动和动力参数 4五、 传动件的设计计算 51. 滚子链传动设计计算 52. 低速级齿轮传动设计计算 73. 高速级齿轮传动设计计算 7六、轴的设计计算 121. 高速轴的设计122. 中速轴的设计153. 低速轴的设计194. 精确校核轴的疲劳强度 22七、滚动轴承的选择及计算 261. 高速轴的轴承262. 中速轴的轴承273. 低速轴的轴承29九、键联接的选择及校核计算 31十、联轴器的选择 32十一、减速器附件的选择和箱体的设计 32十二、润滑与密封 33十三、设计小结 34十四、参考资料 3

2、5设计任务书 设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器总体布置简图5-电动机1.2. 工作情况单向连续运输，轻度振动。3. 使用寿命8年，每年350天，每天16小时。4. 原始数据主动星轮圆 周力(kN)主动星 轮速度(m/s)主动星轮 齿数主动星轮 节距(mm110.99925.设计内容(1)电动机选型(2) 链传动设计(3) 减速器设计(4) 联轴器选型设计(5) 绘制装配图、零件图(6) 编写设计计算说明书6.设计任务(1) 减速器总装配图1张(0号或1号图纸)(2) 齿轮、轴零件图各一张(2号或3号图纸)(3) 设计计算说明书一份电动机的选择电动机容量(1)工作机的输出功率PwF

3、v100011000 0.91000= 9.9kW(2)电动机的输出功率PdPw 二 9.9kWl. =0.84传动装置的总效率=; 3 4式中，1为滚子轴承效率， 2为圆柱齿轮效率，3为联轴器效率，4为滚子链传动效率。查机械设计课程上机与设计(以下如未作说明，公式、数据皆为此书中查得)表9-1得：；滚子轴承0 =0.98 ；圆柱齿轮传动2 = 0.98；弹性联轴器3 =0.99 ；滚子链传动 4 - 0.96，贝U=0.983 0.982 0.99 0.96 二 0.84故 pd =巳=9.9 = 11.8kW0.84Pd -11.8kWPed 二 18.5kW总传动比和传动比分配1.i2.

4、传动装置总传动比970 =15.263.9分配各级传动比i =15.2(3)电动机额定功率PedPed -KPd -1.3 11.8=15.34kW查表16-2选取Y200L1-6型号的电动机额定功率18.5kW，同步转速1000r/min , 6级，满载转速 970r/min ,堵转转矩十最大转矩 额定转矩 .额定转矩链传动传动常用传动比范围为1.52.5，取i2 ；同轴式二级轮减速器两级传动比要满足1 : 1215.2-2.8i 1 = i 2 = 3.713四、计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速减速器高速轴为I轴，中速轴为n轴，低速轴为川轴，各轴转速为山 =n0 = 970r /

5、 minn-970nn357r / min11 2.8nn357n 皿=128r/min12 2.82. 各轴输入功率按电动机额定功率 Rd计算各轴输入功率，即R 二 Po 1 3 =18.5 0.98 0.99 =17.9kWPn 二 P 1 2 =17.9 0.98 0.98 =17.2kWPm 二 Pn 1 2 =17.2 0.98 0.98 =16.5kW3.各轴转矩R17.9Ti=9550= 9550170.9N mni970TnP17 2-9550 n -9550=460.1 N mnn357Pm16.5T皿= 9550=9550X = 1231.1N mn m128f高速轴I中速

6、轴n低速轴m转速（r/min ）970357128功率（kW17.917.216.5转矩（N m ）170.9460.11231.1五、传动件的设计计算1. 滚子链传动设计计算（1） 选择链轮齿数取小链轮齿数 乙=19，大链轮齿数Z2 7 乙=2 19=38。(2)确定计算功率查机械设计(滚子链传动设计中如未作说明，公式、数据皆为此书中查得)表9-6得Ka =1.4，查图 9-13 得 Kz =1.35，单排链 Kp =1，则Pca = KAKZFed =1.4 1.35 18.5=34.97kW(3)选择链条型号和节距根据FCa =34.97kW , n皿=128查图9-11选用32A型。查

7、表9-1 ,链条节距为p = 50.8mm。(4)计算链节数和中心距初定中心距 a0 = (30 50) p = 1524 2540mm，取 a0 = 2000mm。相应的链长节数L p0a。 (Z1 Z2)严2-乙2卩a。 (Z1 Z2) 乙2-乙2=2石T (h)0T2_7 T(甘)=22000 .(19 38)38 -19)250.822 二=107.317mm取链长节数Lp =108节查表9-7得中心距计算系数 人=0.24927,则链传动最大中心距为a =f1p2Lp -(乙 Z2) =0.24927 50.8 2 108 -(19 38) =2013(5)计算链速V ,确定润滑方式

8、n 皿 Z1 p60 1000128 19 50.860 1000=2.1m / s由V和链号查图9-14选用油池润滑或油盘飞溅润滑。Pca 二 34.97kW32A型p = 50.8mma0 二 2000mmLp = 108mma = 2013mmv = 2.1m/s(6) 计算压轴力Fp有效圆周力p18 5f10007=10012T=8810N链轮水平布置压轴力系数Kfp =1.15，则压轴力为Fp = KFp Fe =1.15 8810= 10131.5NFp =10131.5N设计计算及说明结果(7) 链轮基本参数和主要尺寸小链轮名称计算公式结果齿数z1i9节距p50.8mm基滚子外本

9、尺径di28.58mm寸排距558.55mm内链板高度h248.26分度圆 直径dd - p308.64mm.180乜 sinZi齿顶圆damax =d +1.25P -di343.52mm主要直径dadamin =d 十(1 十卩 一diz335.imm尺 寸齿根圆直径dfdf =d _d1280.06mm轴凸缘直径dg180dg c pcot1.04h2-0.76Zi取 250mm齿高ha0 8hamax (0.625 +)p0.5diZii9.60mmha min = 0.5( p _di )ii.iimm大链轮名称计算公式结果齿数z238节距p50.8mm基滚子外本 尺径d!同小链轮2

10、8.58mm寸排距558.55mm内链板高度h248.26分度圆 直径ddp415.17mm180sinZ2齿顶圆damax =d *1.25p - d1450.09mm主要直径da1.6damin = d 十(1 中)P 一 小1z439.53mm尺 寸齿根圆直径dfdf =d 7386.59mm轴凸缘直径dg180dg c pcot1.04h20.76乙取 360mm齿高ha丄0.8ha max =(0.625 + )p0.5小1 Z118.53mmhamin =0.5( pdj11.11mm2. 低速级齿轮传动设计计算（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选用直齿圆柱齿轮 运输机为一

11、般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB10095-88） 由机械设计（齿轮设计部分如未作说明，公式、数据皆查此书）表 10-1选择小齿轮 材料为40Cr （调质），硬度为250HBS大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为220HBS二者硬度差为30HBS选小齿轮齿数 Z1 = 24 :大齿轮齿数z? = i z = 2.8 24 ：- 68（2）按齿面接触强度设计KtTiu 1( ZE )2u(h)按设计公式（10-9a ）试算，即d1t - 2.32 3 d 确定公式内各计算数值a)试选载荷系数Kt =1.3b)计算小齿轮传递的扭矩mn = 3.97mmc)5cT-95摯旦=950 沖2=

12、4.6 105 N mnLJ357由图10-30选取区域系数 Zh = 2.433d)由图 10-26 查得；：i =0.7& 孚=0.88,-；/； 一2 二 0.78 0.88 = 1.66e)小齿轮传递的传矩Ti =422.36N mf)由表10-7选取齿宽系数：:Jd -11g)由表10-6查得材料弹性影响系数 Ze =189.8MPa2h)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限二Hiim1 =550MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限 二Hlim2 =500MPai)由式10-13计算应力循环次数:N1N28=60 n1 j Lh =60 357 1 (8 350 16

13、)=9.596 10Q1596 10= 3.427 108i12.8j）由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1 = 0.95, KHN2 = 1 .01k)计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为1%安全系数S=1，由式(10-12)得KHN1 ；Hiim1 0.95 550AhHN1Hlim1MPa =522.5MPa;S1.KHN2 Hlim2 匸01500 初-2MPa = 505MPa设计计算及说明 计算a）计算小齿轮分度圆直径d1tdit一 232弋u 1 Ze 2U二 h公2 a.1-3 4.6 105 28 1 严吟二诽疋v 2.8505b)1计算圆周速度v:1.d 1t门丄60

14、 1000二 112.702 35760 1000m s = 2.1m sc) 计算齿宽b,模数m及齿宽与齿高之比 b/h齿宽：b九 d1t =1.0 112.702mm = 112.702mmd1t 112.702模数： mnt =mm = 4.696mmZ 24齿高：h =2.25mnt =2.25 4.696mm = 10.566mmmn _ 2.81mmb/h =112.702/10.566 =10.67d) 计算载荷系数由表10-2查得使用系数 KA =1.25根据v=2.1ms，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.1直齿轮Kh：.二心：.“1由表 10-4 查得 kh2 =

15、1.434查图10-13得心一：=1.36乙二32119a = 233.43mm故载荷系数：K =Ka Kv Kh：=1.25 1.1 1 1.434 = 1.972e) 校正分度圆直径丨K1.972di =d1t3112.702 3 mm = 129.49mm1 1t Kt 1.3f) 计算模数mnd1129.49u “mnmm = 5.40mmZ 24（3）按齿根弯曲强度设计由式（10-17）mn/KTMcos YFaYsa-3 2*dZi %升确定计算参数a）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；fei =450MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限、+e2 =350MPa由图10-

16、18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn 1 = 0.85, Kfn 2 = 0.95b）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12 ）得S丄fe1 =0.85 450 =273.21MPa1.4K fn2 - FE20.95 350237.5MPa1.4c)计算载荷系数K =Ka KvKF：=1.25 1.1 1 1.36 =1.87d)查取齿形系数* = 98.75mm d2 = 367.24mmBi = 105mmB2 = 100mm由表 10-5 查得 YFa1 =2.65,YFa2 =2.248e)查取应力校正系数由表 10-5 查得 YSa1 =1.58,YSa2 =

17、1.746f)Y Y计算大、小齿轮的 Fa Sa，并加以比较J丫Fa1 YSa1-F1265 诬 7.01533273.21丫Fa 2 YSa222481.747, 0.01653237.5设计计算mn -32 1.87 4.4 1051 2420.01653mm = 3.61mm设计计算及说明对比计算的结果，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 m. =4m m,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4 =129.40mm来计算应有的齿数。于是由则 z? = iZi =2.8 33 = 93(4)几何尺寸计算计算

18、分度圆直径Ft =2405.06 NFr =900.49NFa =875.37NFp =1622Ndi =乙口=33 4mm = 132mm d2 = z2m =93 4mm = 372mm d232 372 mm = 252mm 计算中心距 计算齿宽b = ：d d1=1 132mm = 132mm圆整后取B1= 137mm, B2 = 132mmdmin=25.64mm3. 高速级齿轮传动设计计算(1)选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选用斜齿圆柱齿轮 选7级精度(GB10095-88) 选择小齿轮材料为 40Cr (调质)，硬度为250HBS大齿轮材料为 45钢(调质)，硬度为220H

19、BS二者硬度差为 30HBS选小齿轮齿数 z1 = 24 :大齿轮齿数z2 = i z 2.8 24 = 68初选取螺旋角=14(2) 按齿面接触强度设计按式(10-21 )试算，即“丁1：1蔦)2确定公式内各计算数值a)试选载荷系数 Kt =1.6b）由图10-30选取区域系数Zh =2.433c）由图 10-26 查得；：1 =0.78 ； 2 =0.88, ；一. = ； 一i； 一2 =0.78 0.88=1.66d）由表10-7选取齿宽系数 d =11e）由表10-6查得材料弹性影响系数Ze =189.8MPa2f）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限匚h im1

20、=550MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限；Hlim2 =500MPag)由式10-13计算应力循环次数:9N1=60 n1 j Lh =60 970 1 (8 350 16) = 2.688 10QN12.688 109门厂 “8N219.6 10i12.8h）由图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn1 =0.90, Khn2 =0.95计算K HN1心 H lim10.90 550 S_ 11 K HN2: H lim 2 0.95 500S1卡用接触应 H1丄力-12 49547522i）计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%安全系数S=1，由式（10-12）得MPa = 495MPa;

21、= 485MPaj)珂2a）试算小齿轮分度圆直径d1t ,由计算公式得MPa =475 MPad1t2 1.6 1.7 101 1.6628 12.82.433 89.8、485二 73.88mmb）计算圆周速度二d1t160 1000-73.88 97060 1000m s = 3.87m sc）计算齿宽b,模数m及齿宽与齿高之比b/h齿宽:模数:b -：d d1t =1.0 73.88mm = 73.88mm ditcos073.88cos14ccmntmm 二 2.99mmZi24齿高：h = 2.25m” =2.25 2.99mm =6.73mmb/h =73.88/6.73=10.9

22、8d) 计算纵向重合度；，0.318d z tan ： =0.318 1 24 tan14 = 1.903e) 计算载荷系数K由表10-2查得使用系数 KA =1.25根据v=3.87ms，7级精度，由图10-8查得动载系数 Kv=1.12由表 10-4 查得 Kh 一： =1.425表 10-3 查得 Kh_.=心-.=1.2图 10-13 查得 Kf 1 =1.35故载荷系数：K =KA KV Kh： Kh： =1.25 1.12 1.2 1.425 = 2.394f) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得d1 =d1t3，K =73.88 3 2.394m =

23、84.5mm,Kt. 1.6g)计算模数mn4 cosP 84.5Hcos14mnmm 二 3.42mm乙24(3) 按齿根弯曲强度设计由式(10-17)mn3 2KT1Y 2os2 1 YFaYsa也2%6 确定计算参数a)计算载荷系数K =Ka Kv Kf： Kf?T.25 1.12 1.2 1.35=2.268b)根据纵向重合度=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数 Y =0.88c)计算当量齿数cos3 :coJu- = 26-27Zv2Z23 - 一：8 , 74.44coscos314d)查取齿形系数由表10-5查得YFa1二 2.592YFa2 二 2.23e)查取应力校

24、正系数由表10-5查得YSa1= 1.596, YSa2 =1.76f)计算弯曲疲劳许用应力二 ca =28.61Mpa安全由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限二FE1 =450MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限二 fe2 =350MPa由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.9, KfN2 = 0.95取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-12)得H Kfn1 上FE1 = 0.9 450 =289.29MPa S1.4KfN2 匚fE2 0.95 350一 一FE2237.5MPaS1.4g) 计算大、小齿轮的YFaY5a，并加以比较竹丫Fa1 YSa1迴進 7.0

25、1429289.29丫Fa2 丫Sa22223 仏=0.01653237.5大齿轮的数值大设计计算Ft1 =2300.19NFr1 =861.22NFa1 =837.20 Nmn -32 2.394 1.7 1050.88 cos 141 242 1.660.01653mm 二 2.24mm为满足强度要求且保证两级齿轮中心距相同，取的齿数。于是由mn =4mm， d1 = 130mm来计算应有d1 cos :z1130COS14 =324Ft2 =8554.13NFr2 =3202.79NFa2 =3113.45 N则 z? = iZi =2.8 32 = 90(4) 几何尺寸计算计算中心距乙

26、 Z 32904mm=251mm2cosP 2 汉 cos14 按圆整后的中心距修正螺旋角P = arccoSZl +乙 九=arccosQ2*90)疋4 =13347 2x2512admin=39.31mm因B值改变不多，故参数 名Kr,Zh等不必修正 计算大、小齿轮的分度圆直径Z1 mn32x4“cd1mm=132mmcos： cos13 3347Z2 mn 903d2 mm = 370mmcos： cos13 33 47 计算齿轮宽度b =：d di =1 132mm =132mm圆整后取 B1 =137mm,B2 = 132mm为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级

27、小齿轮采用左旋，大齿 轮采用右旋。咼速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比2.8模数(mm)4螺旋角1333r470中心距(mm)251252齿数32903393齿宽(mm)137132137132直径(mm)分度圆132370132372齿顶圆140378149380齿根圆127365127367旋向左旋右旋无无设计计算及说明六、轴的设计计算1.高速轴的设计(1) 高速轴上的功率、转速和转矩转速(r / min )高速轴功率(kw )转矩T ( N m )97017.9170.9(2) 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为 d =132mm，根据机械设计(轴的设计计算部分如未作说明，

28、公式、数据皆查此书)式 (10-14)，贝U2T 2X70.9Ft =2405.06Nd 132如0Ft tano(ntg20.n =2405.06900.49Ncos ：cos13 33 47Fa =Fttan 2 =2405.06 tg20 = 875.37 NFp =1622N45钢，调质处理。根据表 15-3，取(3) 初步确定轴的最小直径 先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为A。=115,于是得iP；17 917.9(4) 轴的结构设计1 )拟订轴上零件的装配方案(如图)Inmwvw2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了能与联轴器配合，1轴段直径d=4

29、0mm，长度L=110mm 为满足联轴器轴向定位，n轴段直径d=50mm ,长度L=50mm 初步选用圆锥滚子轴承。根据轴承内径，m轴段直径d=55mm长度L=40mm 为方便齿轮装拆，W轴段直径d=60mm根据齿宽，长度 L=135mm设计计算及说明 为满足齿轮轴向定位，V轴段直径 d=68mm长度L=10mm 因装配的轴承相同，W轴段直径和长度同n轴段3) 轴上零件的轴向定位联轴器与轴的周向定位选用普通平键A型12 X 90齿轮与轴的周向定位选用普通平键A型18X 1004) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角2 45，各圆角半径见零件图总长度L=385mm(5) 求轴上的载

30、荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从机械设计课程上机与设计中查取 a值。对于30211型圆锥滚子轴承，查得 a=21mm。因此，轴的支撑跨距 为L1=118mm, L2+L3=74.5+67.5=142mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面 C处的Mh、Mv及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1=1143N , Fnh2 =1262NFnv1=-2237N , Fnv2 =1516NC截面 弯矩MM H = FNh2 江 L3 =85185N mmMv = FNV2XL3+M

31、a= 145551N mm总弯矩Mmax=jMH +Mf = J851852 +1455512 =168646N mm扭矩T =118750N mm设计计算及说明（6）按弯扭合成应力校核轴的强度:-=0.6，轴的计算应力根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取ca = 1686462.6-118752Mpa=28.61Mpa0.1 403二 ca=50.70Mpa已选定轴的材料为 45钢，调质处理。由表15-1查得二MGOMPa。因此二ca ：；“ ,故安全。2.中速轴的设计安全Ft1Fr1Fa12T2 460.13 =2300.19Nd370 10Ft tan ： n

32、tg 20=t . n =2300.19861.22N d370mmcos：cos 13 33 47=Ft tan =2300.19 tg 20 =837.20 N已知低速级齿轮的分度圆直径为d2 = 132mm，根据式（10-14），则Fr22 422.363 -8554.13N98.75 10Ft tan： ntg20-8554.133202.79Ncos -cos0初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表 15-3，取Ao -115,于是得dmin= 112 气|W 41.8mm5 357Ft 二 7466.07NF=2791.5

33、4NFa = 2717.43 Nd min 二 60.23mm中速轴上的功率、转速和转矩转速（r/min ）中速轴功率（kw ）转矩T ( N m)35717.2460.1作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为，根据式 （10-14），则轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案（如图）In川Wv2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 初选圆锥滚子轴承。根据轴承内径，1轴段直径d=45mm ,长度L=38mm 为方便齿轮装拆，n轴段直径d=50m，根据齿宽，长度 L=130mm 为满足齿轮轴向定位，川轴段直径d=58mm为是同轴线的高速轴和低速轴不干涉，长度L=165mm 为满足齿轮轴向

34、定位和装拆方便，轴段直径=50mm根据齿宽长度 L=135mm 因装配的轴承相同，V轴段直径和长度同I轴段3）轴上零件的轴向定位齿轮与轴的联接，选用普通平键A型为14X 1004）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角2.0 45，各圆角半径见零件图总长度L=506（5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从机械设计课程上机与设计中查取 a值。对于30209型圆锥滚子轴承，由手册中查得 a=18.6mm。因此，轴 的支撑跨距为Li=76mm , L2=192.5, l_3=74.5mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭

35、矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的Mh、Mv及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力Fnhi = 68NFnv1 =1382NFFnh2 =6186NFnv2 =2682NC截面M V = FnV2 汇 L3 + M a2弯矩MM H = FNH 2 q3 = 460875N mm=353536N mm总弯矩Mmax =JM； +M： =/4608752 +3535362 =580856N mm扭矩T =422360 N mm(6) 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取:-=0.6，轴的计算应力ca =,M2 CT)0

36、85620.6 4223602 Mpa70Mpa0.1 503已选定轴的材料为 45钢，调质处理。由表 15-1查得 =60MPa。因此ca cpj , 故安全。3.低速轴的设计(1)低速轴上的功率、转速和转矩转速(r/min )中速轴功率(kw )转矩T ( N m)12816.51231.1(2)作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为d = 372mm，根据式(10-14)，则Ft.2 12317466.07N d 372X0Ft tan%tg20 = tn-=7466.072791.54 Ncos Pcos0(3 )初步确定轴的最小直径；ca =22.21 Mpa先按式(15-2)初

37、步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表 15-3，取(16.5 A。=115，于是得dmin =代3115 3 62.16mm n 128安全(4) 轴的结构设计1) 拟订轴上零件的装配方案(如图)In川ivv2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足与链轮的配合，1轴段直径d=63mm ,长度L=60mm 为满足链轮的轴向定位，n轴段直径 d=70mm，长度L=60mm 初选圆锥滚子轴承。根据轴承内径，川轴段直径d=75mm长度L=50mm 为方便齿轮装拆，轴段直径d=80mm根据齿宽，长度 L=130mm 为满足齿轮轴向定位，V轴段直径d=88mm，长度L

38、=10mm 因为轴承相同，W轴段直径和长度同川轴段3) 轴上零件的轴向定位链轮与轴的联接，选用普通平键A型18X 50齿轮与轴的联接，选用普通平键A型22X 1004) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角2.0 45，各圆角半径见零件图(5) 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从机械设计课程上机与设计中查取 a值。对于30215型圆锥滚子轴承，查得 a=27.4mm。因此，轴的支撑跨 距为L| L2 = 67 75 = 142mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面 B处

39、的Mh、Mv及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1 =3943.35NFNH2 =3522.72NFNV1 = -2039.50NFNV2 = 4831.04 NB截面弯矩MM h = FNH1 xL 264204N mmM V = Fnv2 父 L2= 362325N mm总弯矩Mmax = JmH +MV = J2642042 + 3623252 =448423N mm扭矩T =1370920N mmSca =12.63S =1.5安全:-=0.6，轴的计算应力ca =JlM 2 +g(T)2 J4484232 +(0.6x13709202 Mpa0.1 753= 22.2

40、1Mpa(6) 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取已选定轴的材料为 45钢，调质处理。由表 15-1查得er* = 60MPa。因此 ca成何一訂，故安全。(7) 精确校核轴的疲劳强度1) 判断危险截面截面只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面川和W处过盈配合引起应力集中最严重；从 受载情况来看，截面 B上的应力最大。截面川的应力集中影响和截面W的相近，但截面川 不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强

41、度校核。截面B上虽然应力最大，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)，而这里轴的直径也大，故截面 B不必校核。截面in显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系 数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面W左右两侧。2) 截面W左侧抗弯截面系数 W =0.1d3 =0.1 753mm3 =42187.5mm3抗扭截面系数 WT =0.2d3 =0.2 753mm3 = 84375mm3截面w左侧的弯矩为7548M = 448423161432N m75截面W上的扭矩为 T =1370920 N mmM 161432截面上的弯曲应力匚b = M 161432 MPa

42、= 3.83MPa W 42187.5T 1370920截面上的扭转切应力 & = 丄 =1370920 MPa =16 25MPa Wt84375轴的材料为45Cr,调质处理。由表 15-1查得-b =735MPa,；= 355MPa, 4 =200MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-22.0D 75-0.027,D _ 75d 70=1.07经插值后可查得：厂=2.3= 1.32又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为Sea 二 10.66S =1.5安全q 一 = 0.82, q = 0.85故有效应力集中系数为设计计算及说明a =1 q；_ ： ；_-1 =1 0.82

43、2.3 1 =2.074Lh = 5.84 10 hk 1-1 =1 0.851.32-1 =1.27由附图3-2得尺寸系数；=0.65a由附图3-3得扭转尺寸系数；=0.80轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为一：=一：=0.92CT T轴未经表面强化处理，即3 q = 1，则得综合系数值为2 1 -10.650.92= 3.2711.271-1 =1.67+0.800.92又由 3-1和 3-2查得碳钢的特性系数即丁 =0.1 0.2,取即丁-0.15 ；:=0.050.1,取=0.075；于是，计算安全系数 Sea值，按式（15-6）（15-8）贝U得3553.27 3.83 0.1

44、5 0=28.35200-.Sr2S 228.35 14.1128.35214.112= 12.63 S =1.5:14.111.67 佩250.075 1&25故可知其安全。3）截面W右侧抗弯截面系数 W =0.1d 3 = 0.1 703 mm3 = 34300mm3Fa厂 1393NFa2 =518N抗扭截面系数 W =0.2d3 =0.2 703 mm3 = 68600mm3截面w右侧的弯矩为7548M = 448423161432N m75设计计算及说明截面W上的扭矩为T =1370920N mmM 161432截面上的弯曲应力 厲二M 161432 MPa二4.71MPa W 34

45、300T 1370920截面上的扭转切应力 巧=MPa =19 98MPaWt68600轴的材料为45Cr,调质处理。由表 15-1查得-b =735MPa,二= 355MPa,=200MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-22.0 =0.029,70二 75 =1.0770经插值后可查得、七,:，1.30 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q 二 0.82, q = 0.85故有效应力集中系数为k：；=1 q；_ ： _-1A1 0.822.2 -1A1.98k =1 q ：-1 =1 0.851.30-1 =1.26R =4024NP2 二 2170N5Lh =4.18

46、 10 hLh满足寿命要求由附图3-2得尺寸系数；：.-二0.67 由附图3-3得扭转尺寸系数；.“82轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为= - =0.92轴未经表面强化处理，即3 q=1，则得综合系数值为1.9810.670.92一 1 二 3.041.260.8210.92-1 =1.62又由 3-1和 3-2查得碳钢的特性系数=0.1 0.2,取b = 0.15 ；：=0.050.1,取=0.075；于是，计算安全系数 Sca值，按式(15-6)(15-8)贝U得s_-K Jm3553.04 4.71 0.15 0二 24.79200S =11.81K s +申 xm19.9819.98a m 1.620.07524.79 11.81.24.79211.812=10.66、，S =1.5故可知其安全。七、滚动轴承的选择及计算轴承预期寿命Lh =8 350 16 =4.48 104h1.高速轴的轴承选用30211型圆锥滚子轴承，查机械设计课程上机与设计表13-2，得=90.8kNe 二 0.4(1) 求两轴承所受到的径向载荷由高速轴的校核过程中可知：Fr1 和 Fr2Fnh1 =1143N，Fnh2 =1262NFnv1 - -2237N， Fnv2 = 1516N_22 l 22Fr1= ;；FNH1 - Fnv1 - -1143(-223