带式运输机上二级圆柱齿轮减速器课程方案设计书

1、1目录一、设计任务书 .1二、传动方案的拟定及说明 .1三、电动机的选择 .3四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比 .3五、计算传动装置的运动和动力参数 .4六、传动件的设计计算 .51. V 带传动设计计算 .52. 斜齿轮传动设计计算 .7七、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 .19i精确校核轴的疲劳强度 .22八、.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

2、封.33十三、设计小结.34十四、参考资料.35设计计算及说明结果2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1.总体布置简图2. 工作情况工作平稳、单向运转3.原始数据运输机运输带卷筒直带速使用工作卷筒扭速度径（mm允许年限制度矩（N?m（m/s）偏差（年）（班/（%日）13500.7032051024.设计内容3(1)减速器总装配图1张（0号或1号图纸）柱齿轮减速箱，采用V带可起到过载保护作用，同轴式可使减结果斜齿轮传动设计计算 轴的设计 滚动轴承的选择 键和联轴器的选择与校核 装配图、零件图的绘制 设计计算说明书的编写5.设计任务齿轮、轴零件图各一张（2号或3号图纸） 设计

3、计算说明书一份传动方案的拟定及说明如任务书上布置简图所示，传动方案采用V带加同轴式二级圆速器横向尺寸较小。设计计算及说明(1)电动机的选择与参数计算460 x1000v60 1000 0.7nD二 320= 41.778r/min电动机的选择1.电动机类型选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y( 异步电动机。它为卧式圭寸闭结构。2.电动机容量IP44 )系列三相(1) 卷筒轴的输出功率Pw2TPw 二Fv1000一vD10002 13500.3201000(2) 电动机的输出功率PdPd0.70= 5.90625kWPwPw =5.90625kW故 Pd 二 Pw5.96250.82015

4、= 7.2014kW传动装置的总效率=1 ； f * 4 * 5式中，1, 2为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴 承的效率。由机械设计课程设计(以下未作说明皆为此 书中查得)表 2-4查得：V带传动1=0.955 ;滚动轴承2 =0.9875 ；圆柱齿轮传动3=0.97 ；弹性联轴器4 = 0.9925 ； 卷筒轴滑动轴承5 =0.955，贝U32= 0.955 0.98750.970.9925 0.955 ： 0.82015(3) 电动机额定功率Ped由第二十章表20-1选取电动机额定功率Ped=7.5kWnw =设计计算及说明结果53.电动机的转速由表2-1查得V带传动常用传动比范围2

5、4，由表2-2查 得两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比范围i2=860 ,则电动机转速可选范围为=0.82015巳=7.2014kWPed =7.5kW6nd nw m=66810026r/min可见同步转速为 750r/min、1000r/min、1500r/min 和 3000r/min的电动机均符合。这里初选同步转速分别为1000r/mi n 和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表:电动机转速（r/min ）传动装置的传动比方案电动机型号额定功率（kW）同步、卄满载电动机 质量（kg）总传动比V带传动两级减速器1Y132M -4 7.51500 1440 8134.4682.513

6、.7872Y160 M-6 7.51000 97011923.2182.210.554由表中数据可知两个方案均可行，但方案 1的电动机质量较 小，且比价低。因此，可采用方案1，选定电动机型号为Y132M44.电动机的技术数据和外形、安装尺寸由表20-1、表20-2查出Y132M-4型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备份。额定同步转满载转堵转最大转型号功率速速转矩矩额定(kw)(r/mi n)(r/mi n)额定转矩设计计算及说明结果7转矩Y132M -4 7.5150014402.22.3HDEGKLF XGD质量(kg)1323880331251510 X881i 二 34.

7、468h = 2.5i2 = i3 二3.713i2i _ 34.468 h 一 2.5=13.787四、 计算传动装置总传动比和分配各级传动比1.传动装置总传动比i =小 144034.468nw 41.7782.分配各级传动比取V带传动的传动比=2.5，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为i2 f =3.713所得i2 i3符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动 比的常用范围。五、计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，中速轴为轴，低速轴为山轴，各轴转速为n0 二 nm =1440r /min8no1440.n二 =576r / min112.5n157

8、6nn155.13r / min123713n2155.13n 皿45.78r/mi n133.7132.各轴输入功率按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即P(0 = Ped - 7. 5kWR = F0 1 =7.5 0.955 =7.1625kWP二 P 2 3 =7.1625 0.9875 0.97 = 6.8608kWPm 二 P2 2 3 = 6.8608 0.9875 0.97 = 6.5718kW3.各州转矩P07.5T。= 9550= 9550，-: 49.74 N m1440Pi7.1625TI-9550= 9550118.75N m山576Pn6.8608Tn-9550

9、-9550422.36N mnn155.13P6 5718T皿=9550 皿=95501370.92N mn 皿45.78X电动机轴高速轴I中速轴n低速轴m转速1440576153.640.96设计计算及说明结果9(r/mi n )功率（kW7.206.916.646.37转矩(N m)49.74118.75422.361370.9210Pea 二 9kWA型二 dd1 n60 1000二 125 144060 1000=9.425m/sdd1 = 125mm六、传动件的设计计算1. V带传动设计计算（1） 确定计算功率由于是带式输送机，每天工作两班，查机械设计（V带设计部分未作说明皆查此书）

10、表 8-7得，工作情况系数KA=1.2Pea 二 KAFd =1.2 7.5 = 9kW（2） 选择V带的带型由Pea、no由图8-11选用A型（3） 确定带轮的基准直径dd并验算带速v 初选小带轮的基准直径dd1。由表8-6和表8-8，取小带轮的 基准直径dd1 = 125mm 验算带速v。按式（8-13）验算带的速度因为5m/s : v : 30m/s ,故带速合适。 计算大带轮的基准直径。根据式 （8-15a）,计算大带轮基准直 径dd2dd2 =i1dd2.5 125 = 312.5mm根据表8-8，圆整为dd2 = 315mm（4）确定V带的中心距a和基准长度Ld 根据式（8-20）

11、，初定中心距a 500mm。设计计算及说明结果112 2 (dd2 -de)(dd2ddi)Ld0 2a0(d di dd2)2a0(dd1 dd2)24ao24add2 = 315mmLd = 1800mm 由式（8-22）计算带所需的基准长度4ao=2 500-(125315)(315 一125)： 1709.2mm24 汉 500由表8-2选带的基准长度Ld = 1800mm12a 545.4mm-讪 160Pr1.8246 = 4.93(Fo)min =500(2尸包 qv2K：zv二500(2.5-0.95) 90.95 5 9.4250.1 9.4252N应使带的实际初拉力Fo-

12、( Fo) min 按式(8-23)计算实际中心距aLd -Ld! QMJ800-1709.2a ao500545.4mm2 2中心距变化范围为 518.4599.4mm(5)验算小带轮上的包角：-i57 3。57 3：i 180 -(dd2 -ddi)180 -(315 -125) - 160 _ 90a545.4(6)确定带的根数 计算单根V带的额定功率由 dd1 =125mm 禾口 no =1440r/min，查表 8-4a 得 Po =1.91kW根据 no =1440r/min，i=2.5 和 A型带，查表 8-4b 得 Po = 0.03kW查表8一5得K 一.=0.95,表8一2

13、得KL = 0.99于是P (PoPo) K- KL =1.91kW = 1.8246kW 计算V带的根数z。取5根。(7)计算单根V带的初拉力的最小值(Fo)min由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以= 165N(8)计算压轴力Fp设计计算及说明结果13(Fp)min = 2z(F)min Sin 罟=2 165“in 等=1622N(Fo)min =165N(Fp)min 622N14斜齿圆柱齿轮7级精度乙=24142斜齿轮传动设计计算按低速级齿轮设计：小齿轮转矩Ti二T二422.36N m，小齿轮转速ni =155.13r/min，传动上匕 i =i3 =3.713。

14、（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选用斜齿圆柱齿轮 运输机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB10095-88） 由机械设计（斜齿轮设计部分未作说明皆查此书） 表10-1 选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS大齿轮材料 为45钢（调质），硬度为240HBS二者硬度差为40HBS 选小齿轮齿数Z1 =24 :大齿轮齿数Z2二i乙=3.713 24 ： 89初选取螺旋角1 “4 （2）按齿面接触强度设计按式（10-21 ）试算，即d1円警（警）2 d： u ；H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）

15、 由图 10-26 查得：=0.78, ：2 =0.88，：二：1 ；：2 =0.78 0.88 =1.66d） 小齿轮传递的传矩 T1 = 422.36N me） 由表10-7选取齿宽系数-1设计计算及说明结果15N2N1112.02 1093.713= 5.44 1081f）由表10-6查得材料弹性影响系数ZE =189.8MPa2g） 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限6imi =600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限；Him2 = 550MPah）由式10-13计算应力循环次数:N1 =60 n1 j Lh =60 576 1 (2 8 365 10) = 2.0

16、2 10916k)K HN 1心 H lim10.90 600 ,S 11K HN 2j H lim 20.94 550/r 11I 土,S缶 rh rrT 1t-1用接,触应力54051722a)试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得d1t2 1.6 422.36 1033.713 1-X -X3.7131 1.662.43189.8 f “ “-! mm 二 92.40mm528.5b)计算圆周速度d1t _ 92.40mmv = 0.7505m si）由图10-19查得接触疲劳寿命系数K HNI =0.90,KHN2 =0.94j）计算接触疲劳许用应力:取失效概率为1%安全系数S=1，

17、由式（10-12）得计算v _d1t n1 J 92.40 155.13ms 7505ms 60 1000 60 1000c) 齿宽b及模数mtb = d d1t =1.0 92.40mm = 92.40mmd1t cos ：92.40 cos14mntmm 二 3.74mmz124h = 2.25mnt = 2.25 3.74mm = 8.41mmb/h =92.40/8.41 =10.76d) 计算纵向重合度讥=0.318 九 乙 tan ? =0.318 1 24 tan 141.903e）计算载荷系数K由表10-2查得使用系数KA =1根据v=0.7505ms，7级精度，MPa 二 5

18、40MPa;MPa =517MPa= 528.5MPat H2H1设计计算及说明结果17由图10-8查得动载系数Kv =1.04 ;由表10-4查得的值与 直齿轮的相同，故心1.321; 因KAFt/b=1 422.36/(92.4/2)/92.4 =98.9N/mm ： 100N/mm表 10-3 查得 KH：.二 KF：. =1.4 ；图 10-13 查得 =1.2818mn 二 3.97mm_Z1Zv1 -3 ：cos P故载荷系数:K 二 KA KV KH 一. KH，1 1.04 1.4 1.321 =1.92f)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)K1.92

19、d1 = d1t 390.40 3：-mm = 98.19mm1 1t . Kt1.6g）计算模数mnd1 cosB 98.19 汇 cos14 _mnmm 二 3.97mmz124(3) 按齿根弯曲强度设计由式(10-17)/KTWcos2： YFaYsamn 峯一-_2-dZ1：r确定计算参数a)计算载荷系数K 二KA KV KF：.=1 1.04 1.4 1.28 =1.86b)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243二 26.27cos 14设计计算及说明结果19z289Z八 cos3 cos314 =97.43d)查取齿形系数

20、由表 10-5 查得 YFa1 = 2.592,YFa2 =2.185e）查取应力校正系数由表 10-5 查得 Ysai =1.596,Ysa2 =1.787f） 计算弯曲疲劳许用应力由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；FE1 =500MPa ;大齿轮的弯曲疲劳强度极限CFE2 =380MPa20K FN1 匚 FE1S0.84 5001.4= 300.0MPaKFN2 3-FE20.88 5001.4= 238.9MPa丫尸宀2592596 “.01379300仏沧= 2.185 1.787 “01634238.9mn -32 “时 422.36 “3 遇8 仏册匚 0.01634

21、mm = 2.81mm1 242 1.66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m3mm，已可满足弯mn _ 2.81mmZ1 Z2 mna2 cos由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFNI =0.84,KFN2 =0.88取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（10-12）得g）计算大、小齿轮的涪，并加以比较大齿轮的数值大设计计算曲强度。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dj = 98.19mm来计算应有的齿数。于是由d1 cos P 98.19cos14 _31mn取 召=32，则 z2 二 uz,=3.713

22、 24 119（4）几何尺寸计算计算中心距321193 m 233.43mm2 cos14设计计算及说明结果21a = 233.43mm将中心距圆整为233mm按圆整后的中心距修正螺旋角22任(Zj +Z2 mn(32 + 119)x3P = arcco - - = arcco -=133355“2a2x233因值改变不多，故参数：,K,ZH等不必修正计算大、小齿轮的分度圆直径di=Zi mncos :32 3 -mm 二 98.75mm cosi3 33 55dzV 119 3 mm = 367.24mmcos ： cos13 33 55计算齿轮宽度b -：d d1 =1 98.75mm =

23、 98.75mm圆整后取 B1 = 105mm, B2 = 100mm由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样， 这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得 出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿 轮传动的要求。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 速级小齿轮米用左旋，大齿轮米用右旋，低速级小齿轮右旋大 齿轮左旋。高速级低速级dr = 98.75mm d2 = 367.24mmB! = 105mmB2 = 100mm设计计算及说明结果2324小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.713模数(mm)3螺旋角13 3355中心距(mm)233齿

24、数3211932119齿宽(mm)105100105100分度圆98.75367.2498.75367.24齿根圆91.25359.7491.25359.74直径(mm)齿顶圆104.75373.24104.75373.24旋向左旋右旋右旋左旋设计计算及说明结果25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A。=112，于是得dm.二 A。3 ； =112 3691 = 25.64mm576Ft =2405.06NFr = 900.49 NFa =875.37NFp =1622N七、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

25、高速轴功率转矩T(r /min )(kw)(N m)5766.91118.75(2)作用在轴上的力已知咼速级齿轮的分度圆直径为 d =98.75 mm，根据机械设计(轴的设计计算部分未作说明皆查此书)式 (10-14)，则2T 2X18.75Ft3 = 2405.06 Nd 98.75 10Ft tan_n =2405.06：tg20=900.49Ncos：cos 13 33 55Fa 二 Ftta=2405.06 tg20 = 875.37 NFp =1622N(3)初步确定轴的最小直径(4)轴的结构设计1 )拟订轴上零件的装配方案(如图)dmin = 25.64mm26设计计算及说明结果2

26、7282）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足V带轮的轴向定位，1- H轴段右端需制出一轴肩，故取H -山段的直径 d n _皿=32mm。V带轮与轴配合的长度 Li=80mm，为了保证轴端档圈只压在 V带轮上而不压在轴的端 面上，故I -n段的长度应比L1略短一些，现取Li_n =75mm。 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dn=32mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30307，其尺寸为 d x DX T=35mmx 80mm x 22.75mm，故 d皿-iv =d_呱=3

27、5mm ;而 Lm_iv =21+21=42mm, Lv =10mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得 30308型 轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，套筒左端高度为4.5mm, d v_ 丸=44mm。 取安装齿轮的轴段V - V的直径dv- v =40mm，取Lv- v=103mm 齿轮的左端与左端轴承之间米用套筒定位。 轴承端盖的总宽度为 36mm （由减速器及轴承端盖的结构设 计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与 V带轮右端 面间的距离 L=24mm,故取Ln_m =60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位V带轮与轴的周向定位

28、选用平键10mmx 8mm x 63mm, V带轮29与轴的配合为 H7r6 ;齿轮与轴的周向定位选用平键 12mm X8mm X 70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为 H7n6 ；滚动轴承与轴的周向定位是由过 渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角1.2 45，各圆角半径见图轴段编号长度(mm)直径(mm)配合说明I -7530与V带轮键联接配合-m6032定位轴肩m - iv4235与滚动轴承30307配合，套筒定位IV - V10340与小齿轮键联接配合V - W1044定位轴环W - vn2

29、335与滚动轴承30307配合总长度313mm(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，从手册中查取a值。对于30307型圆锥滚子轴承，由手册30中查得a=18mm。因此，轴的支撑跨距为31结果L1=118mm, a+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。设计计算及说明32设计计算及说明结果33M2（：T）2WJl686462 +（0.6心18750 丫30.1 40Mpa = 28.61Mpa匚 ca =28.61M

30、pa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 = FNH 2 汉 L3 =85185N -mmM FNVLMa=145551N mm总弯矩Mmax = JM； +M； = J851852 +1455512 =168646N mm扭矩T =118750N 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，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得_ = 70MPa因此匚ca十J，故安全。2.中速轴的设计安全

31、(1)中速轴上的功率、转速和转矩转速中速轴功率转矩 T34Ft1 =2300.19NFr1 =861.22NFa1 =837.20 N(r/min)（kw）（N m）153.66.64422.36（2） 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为d 367.24mm，根据式(10-14),则2T 2x422.36Fti3 =2300.19Nd 367.24 10Ft tangtg 20Fr1t . n =2300.19861.22Ncos：COS13 33 55Fa1 = Ft tan ： = 2300.19 tg20 =837.20N已知低速级齿轮的分度圆直径为d2 = 98.75mm，根据

32、式(10-14)，则设计计算及说明结果3545钢，Ft2 =8554.13NFr2 =3202.79NFa2 =3113.45N=39.31mmdmin =39.31mm2 汉 422.36Ft23 =8554.13N98.75 10-= Fttan：n 8554.13：tg203202.79Ncos：cos13 33 55Fa2 二Fttan =8554.13 tg20 -3113.45N(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。选取轴的材料为调质处理。根据表15-3,取A。=112，于是得（4）轴的结构设计1 ）拟订轴上零件的装配方案（如图）in川Wvw2）根据轴

33、向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用， 故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d ： - n =d v-w=45mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30309,其尺寸为 d x DX T=45mmX 100mm x 27.25mm, 故 Li_n =Lv_w =27+20=47mm。dmin6.64153.636两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得 30309型轴承的定位轴肩高度 h=4.5mm，因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为4.5mm。 取安装大齿轮出的轴段H -M的直径dn=50mm;齿轮的左

34、端 与左端轴承之间采用套筒定位。 为了使大齿轮轴向定位， 取d心=55mm,又由于考虑到与高、 低速轴的配合，取L“=100mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3) 轴上零件的轴向定位大小齿轮与轴的周向定位都选用平键14mm x 9mm x 70mm ,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配 合为H7n6;滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的， 此处选轴的直径尺寸公差为m6。4) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角1.2 45，各圆角半径见图轴段编号长度(mm)直径(mm)配合说明I -4945与滚动轴承30309配合，套筒定位设计计算及说明结果3

35、7-m9850与大齿轮键联接配合m - iv9055定位轴环IV - V10350与小齿轮键联接配合V - W4545与滚动轴承30309配合总长度385mm(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，从手册中查取a值。对于30309型圆锥滚子轴承，由手册38中查得a=21mm。因此，轴的支撑跨距为Li=76mm, L2=192.5, L3=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FNHI =68NFNVI =1382N

36、力FFNH2 =6186NFNV2 = 2682NC截面弯矩MM H = FNH2 XL3 = 460875N mmM V = FNV2 X L3 * M a2=353536N mm总弯矩Mmax =JMH +Mf = J4608752 +3535362 =580856N mm扭矩T =422360N mm设计计算及说明结果3940二 ca=50.70Mpa0.1 503因此匚ca -1，故安全。ca安全(1)低速轴上的功率、转速和转矩tg20调质处理。根据表15-3 ,取A =112 ,于是得dm3 P= 112 n6.37 = 60.23mm40.96Ft 466.07NF=2791.54

37、NFa =2717.43N(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M E2，5808562。6 4223602 Mp50.70Mpa已选定轴的材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得二J = 70MPa。3.低速轴的设计转速中速轴功率转矩 T(r/min )(kw)(N m)40.966.371370.92作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为 d = 367.24mm ,根据式(10-14),2T 2 1370.92Ft3 = 7466.07 Nd 367.24 汇 10Ft tan。ntg20 Fr

38、=七 n =7466.072791.54Ncos：cos 13 33 55Fa = Ft tan： =7466.07 tg20 = 2717.43N(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45钢，41（4） 轴的结构设计dmin=60.23mmi n mivvwvn结果设计计算及说明1）拟订轴上零件的装配方案（如图）422）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位，W-%轴段左端需制出一轴肩，故取V -W段的直径dvx =64mm。半联轴器与轴配合的毂孔 长度Li=107mm,为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在 轴的端

39、面上，故W -叫段的长度应比L1略短一些，现取=105mm。 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dw輕=65mm,由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30314,其尺寸为 dx DX T=70mmX 150mm x 38mm，故 di_n =d iv_v =70mm;而 Li_n =38mm, Liv_v=38+20=58mm。左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。 由表15-7查得30314型 轴承的定位高度 h=6mm，因此，取得dn_m =82mm。右端轴承采 用套筒进行轴向定位，同理可得套筒右端高度为 6mm。

40、取安装齿轮出的轴段山-V的直径d皿-v =75mm;齿轮的右端与 右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 100mm , 为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取I皿=98mm。 轴承端盖的总宽度为 30mm （由减速器及轴承端盖的结构设 计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与联轴器左端 面间的距离 L=30mm,故取Lv川=60mm。43至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3） 轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的联接，选用平键为18mm x 11mm x 80mm，半联轴器与轴的配合为H7k6。齿轮与轴的联接，选用平键为20mm x 12mm x 80mm，

41、为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故 选齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6。4） 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角2.0 45，各圆角半径见图轴段编号长度(mm)直径(mm)配合说明I -3870与滚动轴承30314配合-m1082轴环m-w9875与大齿轮以键联接配合，套筒定位IV-V5870与滚动轴承30314配合v-w6068与端盖配合，做联轴器的轴向定位w-w10563与联轴器键联接配合44总长度369mm设计计算及说明结果45FT设计计算及说明结果46(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，从手册中查取a值。对于30314型圆锥滚子

42、轴承，由手册中查得a=31mm。因此，轴的支撑跨距为Li 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处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反FNH1 =3943.35NFNV1 = -2039.50N力FFNH2 =3522.72NFNV2 =4831.04NB截面弯矩MM H = FNH1=264204N mmM v = FNV2 汇 L2= 362325N mm总弯矩Mmax =JMH +M： = J2642042 +3623252 =448423N mm扭矩T =13

43、70920N 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，设计计算及说明结果47取=0.6，轴的计算应力48已选定轴的材料为 45Cr,调质处理。由表15-1查得G1 = 70MPa。CTca = 22.21Mpa 因此caj，故安全。（7）精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面安全截面只受扭矩作用，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vw无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面山和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。截面山的

44、应力集中影响和截面W的相近，但截面山不受扭 矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。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I 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ca 44842320.6 13709200.1x753Mpa = 22.21Mpa设计计算及说明结果492) 截面W左侧抗弯截面系数 W =0.1d 3 = 0.1 753mm3 = 42187.5mm3抗扭截面系数 WT =0.2d3=0.2 753 mm3 = 84375

45、mm3截面W左侧的弯矩为7548M =448423161432N m75截面W上的扭矩为 T “370920N mm截面上的弯曲应力6 = M二161432 MPa =3.83MPaW 42187.5截面上的扭转切应力.T = T J370920 MPa =16.25MPaWT84375轴的材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得6 =735MPa,二 迁 355MPa,=200MPa经插值后可查得；.=2.3,=1.32 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q 二 0.82， q 二 0.85故有效应力集中系数为k；：，1=1 0.82 2.3-1 =2.07k 1 q j气 T =1

46、0.851.32 -1 =1.27由附图3-2得尺寸系数=0.65由附图3-3得扭转尺寸系数；.二0.80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= 0.027,75d 70= 1.0750轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为1二1二0.92轴未经表面强化处理，即B q = 1 ,则得综合系数值为眾鳥亠3刃设计计算及说明结果51K1_仁27 .1 亠1.67j PT 0.800.92VV又由 3-1和 3-2查得碳钢的特性系数-=0.1 0.2, 取 I =0.15 ；:=0.05 0.1, 取：= 0.075 ；于是，计算安全系数Sca值，按式(15-6)(15-

47、8)则得3553.27 3.830.15 0= 28.35s.JKam200ca1.6716.2520.07516.252= 14.11SS_28.35 14.11/-22；22S-S . 28.3514.11= 12.63 S =1.5故可知其安全。3) 截面W右侧抗弯截面系数 W =0.1d 3 = 0.1 703mm3 = 34300mm3抗扭截面系数 WT =0.2d3 = 0.2 703mm3 = 68600mm3截面W右侧的弯矩为7548M = 448423161432N m75截面W上的扭矩为 T =1370920N mm截面上的弯曲应力 阵=M = 161432 MPa = 4

48、 71MPa W 34300截面上的扭转切应力T二- J 1370920 MPa = 19.98MPa WT68600轴的材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得-b =735MPa,二 4 = 355MPa = 200MPaSca = 12.63S =1.5安全52设计计算及说明结果53截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-22.070= 0.029,7570= 1.0754= 1.62经插值后可查得，=22：. =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 二 0.85故有效应力集中系数为k：“=1 q厂：厂 一1=10.82 2.2-1 =1.98k

49、 =1 q ：-1=1 0.851.30-1 =1.26由附图3-2得尺寸系数=0.67由附图3-3得扭转尺寸系数；二0.82轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为二厂兀= 0.92轴未经表面强化处理，即B q = 1 ,则得综合系数值为 心弋壬八器+册亠304K1 十 1.26 .1勺鞋 0.820.92又由 3-1和 3-2查得碳钢的特性系数=0.1 0.2, 取 I =0.15 ；:=0.05 0.1, 取：=0.075 ；于是，计算安全系数Sca值，按式(15-6)(15-8)则得s；3553.04 4.710.15 0= 24.792001.6219.9820.07519.982=

50、 11.81S；：S _24.79 11.81224.7911.81二 10.66 八 S = 1.5设计计算及说明结果5556故可知其安全。Sea - 10.66S =1.5安全设计计算及说明结果574Lh =5.8410 hF d12512-2 0.4ctg11 51 35 一 659N1973八、滚动轴承的选择及计算轴承预期寿命Lh =10 x365x8x2 =5.84 =104h1.高速轴的轴承选用30307型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7,得:=11 51 35 ,Cr =71.2kNe =1.5 ta n： =1.5 tan 115135 =0.315(1)求两轴承所受到的径向

51、载荷Fr1和Fr2由高速轴的校核过程中可知：FNH1 =1143N， FNH2 =1262NFNV1 一 -2237 N， FNV2 =1516NFr1 =FNH12 FNV12 =罰1432 (-2237).2 =2512NFr2 二 FNH22 FNV22 八 1262215162 = 1973N(2)求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2由机械设计表13-7得Fd=旦2YFd2 - 2 0.4ctg11 51 35 _518N因为 Fae =875N所以 Fae Fd2 - 1393 N - Fd1Fa Fae FQ2 =1393NFa2 = Fd2 =518N(3)求轴承当量动载荷R和P2

52、58Fai 二 1393NFa2 二 518N设计计算及说明结果59Fa1Fr10.5545 e2512Fa2Fr25180.2625 ： e1973由机械设计表13-6,取载荷系数 fp =1.1R = fp 0.4Fr1 YFa1=1.1 (0.4 25120.4ctg11 51 351393)=4024NP2二 fpFr2 =1.1 1973 二 2170N(4)验算轴承寿命因为P1 P2，所以按轴承1的受力大小验算Lh10671.260576 14.02410-4.18 105h LhR = 4024NP2 =2170N5Lh =418 10 hLh满足寿命要求故所选轴承满足寿命要求。

53、2.中速轴的轴承选用30309型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7,得：一 12 5710“，Cr =102kNe=1.5ta n： =1.5 tan 12 5710 =0.345（1）求两轴承所受到的径向载荷Fr1和Fr2由中速轴的校核过程中可知：FNH1 =68N， FNH2 = 6186NFNV1 =1382N， FNV2 =2682N60Fr1 二 FNH12 FNV12 二 682 1382.2 -1384NFr2 二 FNH2FNV2 二 6186? 2682 = 6742 N(2)求两轴承的计算轴向力Fa!和Fa2设计计算及说明结果616742F d2a14214Fr11384=

54、 3.045Fa2 _ 1938Fr2 - 6742= 0.2875 : eFa1 = 4214NFa2 = 1938N6 ； 6L = 10 C10h 60 n P10102 気60 53.6 8.671 丿5= 4.02 10 h Lh_乞_= 1938N2 0.4ctg12 57 10因为 Fae 二 Fa2 -Fa1 =3113 -837 =2276N所以 Fae Fd2 =4214N - FdiFa1 二 Fae Fd 2 二 4214NFa2 = Fd2 - 1938N(3)求轴承当量动载荷R和P2由机械设计表13-6，取载荷系数 fp =1.1P1 = fp 0.4Fr1 YFa

55、1 =1.1(0.4 13840.4ctg12 5710 4214)= 8671NP2 - fpFr2 -1.1 6742 =7416N(4)验算轴承寿命因为P1 P2，所以按轴承1的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。由机械设计表13-7得FdFr2YF di1384=2 0.4ctg12 57 10 98NP =8671N62Lh =4.02 105hLh满足寿命要求设计计算及说明结果63F d144392 0.4ctg12 57 10=1276NF d259792 0.4ctg12 57 10=1719N3.低速轴的轴承选用30314型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7,得：一 12 5

56、710“ ,=208kN e=1.5ta n： =1.5 tan 12 5710 =0.345（1）求两轴承所受到的径向载荷Fr1和Fr2由低速轴的校核过程中可知：FNH1 =3943N ， FNH2 =3522NFNV1 - -2039N ， FNv2 = 4831 NFr1 二 FNH12 FNV12 = .39432(-2039).2 = 4439NFr2 二.FNH22 FNV22 h*3523248312 =5979N(2)求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2由机械设计表13-7得Fd =立2Y因为 Fae =2717N所以 Fae Fd1 - 3993N Fd2Fa1 二 Fd1 =

57、1276NFa2 二 Fae Fd1 = 3993N(3)求轴承当量动载荷R和P2Fa1F r112764439=0.2875 ： e64Fa2Fr239935979=0.6678 eFa1 = 1276NFa2 二 3993N65由机械设计表13-6,取载荷系数fp =1.1Pi = fpFri =1.1 4439 = 4883 NP2 = fp(0.4Fr2+YFa2)=1.1x(0.4x5979 +0.4ctg12=5710 隈 3993)=10270NP = 4883NP2 =10270N(4)验算轴承寿命因为P1 : P2，所以按轴承2的受力大小验算10,106 fc 106( 208 卩,Lh = -1 - - I =9.21黑10 hLh60n P2 i60 汇 40.96 Lh满足寿命要求66设计计算及说明结果67九、