机械设计课程设计二级齿轮减速器

1、机械设计课程设计二级圆柱齿轮减速器设计说明书学生姓名学 号 所属学院 专 业 班 级 指导教师杨川俊8011212114机械电气化工程学院机械设计制造及其自动化机械设计张涵16-12014年12月17日前吕一、课程设计的目的和意义机械设计基础课程设计是相关工科专业第一次较全面的机械设计练习，是机 械设计基础课程的最后一个教学环节。其目的是：1、培养学生综合运用所学的机械系统课程的知识去解决机械工程问题的能 力，并使所学知识得到巩固和发展。2、学习机械设计的一般方法和简单机械传动装置的设计步骤。3、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图和学习使用设计资料、手 册、标准和规范。4、机械设计基础课

2、程设计述为专业课课程设计和毕业设计奠定了基础。二、课程设计的内容和份量1、题目一般选择通用机械的传动装置作为设计的课程，传动装置中包括齿轮减速 器、带传动、链传动、蜗杆传动及联轴器等零、部件。传动装置是一般机械不可缺少的组成部分，其设计内容既包括课程中学过的 主要零件，有涉及到机械设计中常遇到的一般问题，能达到课程设计的目的。2、内容总体设计、主要零件的设计计算、减速器装配图和零件工作图的绘制及设计计 算说明书的编写等。3、份量减速器装配图一张（a0或a1图纸），零件工作图二张（齿轮减速器为输入 或输岀轴、蜗杆减速器为蜗杆轴一张，齿轮或蜗轮一张），设计计算说明书一份。三、课程设计的步骤1、设计

3、准备认真阅读设计任务书，明确设计要求、工作条件、内容和步骤；通过阅读有 关资料、图纸；参观实物和模型，了解设计对彖；准备好设计需要的图书、资料 和用具；拟定设计计划等。2、传动装置的总体设计确定传动装置的传动方案；计算电动机的功率、转速，选择电动机的型号； 计算传动装置的运动和动力参数（确定总传动比、分配各级传动比、计算各轴的 转速、功率和转矩等）。3、传动零件的设计计算减速器以外的传动零件设计计算（带传动、链传动）；减速器内部的传动零件设计计算（如齿轮传动等）。4、减速器装配草图设计绘制减速器装配草图，选择联轴器，初定轴径；选择轴承类型并设计轴承组 合的结构；定出轴上受力点的位置和轴承支点间

4、的跨距；校核轴及轮毂联接的强 度；校核轴承寿命；箱体和附件的结构设计。5、工作图设计零件工作图设计、装配工作图设计。6、整理编写设计计算说明书整理编写设计计算说明书，总结设计的收获和经验教训。四、课程设计的基本要求认真、仔细、整洁。理论联系实际，综合考虑问题，力求设计合理、实用、经济、工艺性好。正确处理继承与创新的关系，正确使用标准和规范。学会正确处理设计计算和结构设计间的关系，要统筹兼顾。所绘图纸要求准确、表达清晰、图面整洁，符合机械制图标准；说明书要求 计算准确、书写工整，并保证要求的书写格式。一、设计任务书设计一用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器，传动系统为釆用两级圆柱齿 轮减速器和圆

5、柱齿轮传动。1、总体布置简图3</1联轴器2电动机3齿轮减速器4卷筒5带式运输机2、工作条件工作机空载启动，有轻微振动，经常满载，单向运转,单班制工作, 每年工作300天，使用寿命10年，运输带允许速度误差5%。3、原始数据联轴器拉力：f二2.6x103n运输带速度：v=lm/s卷筒直径：d=320mm设计内容(1)电动机的选择与参数计算(2)斜齿轮传动设计计算(3)轴的设计(4)滚动轴承的选择(5)键和联轴器的选择与校核(6)装配图、零件图的绘制(7)设计计算说明书的编写二、传动方案的拟定及说明如任务说明书上布置简图所示，传动方案采用二级展开式圆柱齿轮减速箱三、电动机的选择1、工作及所

6、需输入功率代 60xl000vw60x1000x1.0;rx320=59.71 r/min= 59.7 lr/minpw =兰匕=2600 xl/1000 = 2.6kw w 10002、传动装置总效率传动装置的总效率 =77； 时吠久式中，x、 h2为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的 效率。由资料2表2-4查得：弹性联轴器q =0.995；滚动轴承“2=0.98；圆柱齿轮传动 7/3 = 0.97 ； 7/4=0.96 ,则77 = 0.82r/ = 0.9952 x 0.984 x 0.972 x 0.96=0.823、电动机功率耳 0.82pd=3alkw电动机额定功率匕按课程设

7、计p216表20-1选择电动机的额定功率£d=4kw二级展开式圆柱齿轮减速器的传动比z =8-40p.d=4kw电动机转速®范围nd' = nw i = 477.682388. 4r / min方案电动机型号额定功率(kw)同步转速(r/min)满载转速(r/min)电动机重 量(kg)1y160m1-847507201182y132m1-641000960733y112m-4415001440434、电动机确定选用 y132m1-6电动机根据巧和巧,选用y132m.-6型电动机主要技术数据如下表：最大转矩 额定转矩质量(kg)defg2.073388010x833

8、四、传动装置的总传动比及其分配同步转速960r/min1、总传动比分配960 59.71= 16.08心 16.082、分配各级传动比i、=j(l11.5)心 vf=4.616.084.6=3.5型号额定功率(kw)满载转速(r/min)堵转转矩 额定传矩y132m1-649602.0alim合适« = 4.6i2 =3.5取« =4.6, z2 =3.5五、计算传动装置的运动和动力参数1各轴转速n (r/min)减速器高速轴为1轴，中速轴为2轴，低速轴为3轴,各轴转速为：4 =nm =960/ minnm 960 “c r / n,=亠= 208.7/7 min .4.6

9、®208.7.zz, = = 59.63厂 / min* i2 3.52、各轴输入功率p (kw)f = pdr/3 =3.17x0.995 = 3.15比w£ = 7 2 “3 = 3.15 x 0.98x 0.97 = 2.99kw£ = £ 2 “3 = 2.99 x 0.98 x 0.97 = 2.84kw3、各轴输入转矩t (nm)p3 17t. = 9550丄=9550 x = 31.537v m監9607；=刀q = 31.53x0.995 = 31.377v-mt2 =1 xij x;12 = 31.37x0.98x0.97x4.6 =

10、137.17?/ mnx =960/min=208.7/7 minriy =59.63厂/min斥=3.15kwp2 = 2.99 加v匕=2.mkwtd=3.53nmt=33hnm7 =137.17 at-w§=456.38n 加t3 =t> xi2 x?723 = 137.17 x 3.5 x 0.98 x 0.97 = 456.38 将计算结果列表如下：项目电动机轴高速轴1中速轴2低速轴3转速（r/min）960960208.7059.63功率（kw）3.173.152.992.84转矩（nm）31.5331.37137.17456.38传动比14.63.5效率0.990

11、.97*0.990.97*0.99六、传动件的设计计算（一）、齿轮传动设计计算1、低速齿轮组（1）选定齿轮类型、精度、材料及齿数 用直齿圆柱齿轮 用8级精度 材料：选择小齿轮材料为45simn,硬度为240hbs；大齿轮材 料为45simn,硬度为280hbs。 初选小齿轮齿数z3=24：大齿轮齿数z4 =24x4.6 = 84(2) 按齿而接触强度设计d >辛心仏u +1 &乙么右)2k v <pd % g 确定公式内各计算数值a) 试选 khf=1.3b) 由资料1(齿轮传动设计所用参数及公式来自此书)图10-20 选取区域系数zh = 2.5c) 由式1021计算接触

12、疲劳强度用重合度系数乙aai=arccos z3 cos a / (z3 + 2ha*)j = arccos 24 x cos 20° / (24 + 2 x d =29.841 °a.i2 = arccos z4cosa/(z4 +2ha*) = arccos84xcos20°/(24 + 2x 1) =23.388° = z3(tan ad 一 tan af) + z4( tan ai2 一 tan a) / 2/r=1.717d) 由表107选取齿款系数(pd = 1e) 由表10-5查得材料弹性影响系数z£ = 189.8mpf) 由图

13、10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 勺吹=600mhz ；大齿轮的接触疲劳强度极限勺讪=580mpa=60x960x1x(8x10x300) = 0.3xl09£ =凹匚0 85山2 i2 4.6g) 由图10-23查得接触疲劳寿命系数khn3 =09,khn4 =0.91h) 接触疲劳许用应力：取失效概率为1%,安全系数sjah 3 =心'：皿3 = 0.9 x 600 = 546mpaah j4 ='曲6门 z =0.91x580 = 527.8mpas取其中较小的作为该齿轮的接触疲劳须用应力，即ah =cyh 4 =527.8mpa 试算小齿轮分

14、度圆直径 小齿轮分度圆直径 d 2心人弘+ 1（乙昇/乂分"-v % u 6】j2x 1.3x456.38xlo按齿根弯曲强度设计 3.5 + 1 2.5x189.8x0.872 .=?/（）-mmv1.5527.8= 93.16加加 调整小齿轮分度圆直径a）计算圆周速度7td,.n.3.14x93.16x9601 _.v =口一 = 1.02/72/560x100060x1000a）齿宽b及模数mntb cpddu=1x936 = 936mmb）计算载荷系数k使用系数心=10根据v = 1.02m/5, 8级精度，由图108得动载系数他=1.05由表10-4插值查得kh0=1.45

15、4齿轮的圆周力些=2x456.38x103 n = 9.807 x 心n /3 仏 93.16"门 /b = 1 .ox9.807x 103 /93.16n/ 加=105.27n / m > 100n / m由表 10-3 查得 kha = kfa =1.2故载荷系数 k = kak”k力 k” =1.0x1.05x1.2x1.454 = 1.83c）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d. = 93.16x3 = 104.40伽n小熾胳 仏104.408力d）棋数 mn =亠=4.350mmz3 24v 处3 crf 确定计算参数a）试选载荷系数心=1.3b）由式10-18

16、,可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数;y =0.25 + 0.75 / % =0.25+0.75/1.717=0.674c）由当量齿数zv3 =丫 = 32.84cos p cos 14°zv4=7 = 14 = 145,59查图10-17查得齿形系数yfa3 = 2.57, yfa4 = 2.18由表10-18查得应力修正系数= 1.60, yw = 1.79e）计算弯曲疲劳许用应力由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数心桁=086,心旳=0.91由图10-24a查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限rflini3 = 600mpa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限伽4 = 550mpa取弯曲疲劳安全系

17、数s二1.4q j =心旳恤3 = °&x600 = 36&57mpaf 3s1.4=嗣=呵心。=357"4s1.4f）计算大、小齿轮的泌l,并加以比较刁绻a3 _by3盅5】2=2,18x1,79-0.0109刁h357.5小齿轮的数值大,所以取y必一汗必3乙af3 试算齿轮模数%2km 丫尸血i i皿刁j2x1.3x137.17x103x0.674vlx242xo.0112=4.34mm 调整齿轮模数a）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度vd3 = mnt z3 =4.34x 24mm = 1046mm兀dg 3.14x1046x208.70,/v

18、= =m/ s = 1.14m /60x100060x1000齿宽bb =(pdd?i =1x104.16mm = 104.16mm齿宽h及宽高比b/hh (2h：n + c：)% =(2xl + 0.25) x 434mm = 9.756mm/?/z = 104.16/9.756 = 10.67b) 计算实际载荷系数使用系数心=1.0根据v = a4m/sf 8级精度，由图108得动载系数心=1.05由« 10-3查得k肱=1.2由表104用插值法查得k” = 1.454,结合b/h = 10.67,查 010-13,得kfp = 1.42故载荷系数 k =心 kv kila= 1

19、.0 x 1.05 x 1.2 x 1.42 = 1.789c）按实际的载荷系数算得的齿轮模数mn = 4.5mm对比计算结果，取他=4.5mmz3d3 104.16叫 4.5=23.14,取 z = 23z3=23z4=81 a=234mmdy =103.5m/n= 364.5mmz?3 = 11 mmb4 = 104mmz4 = uz3 = 3.5 x23 = 80.5, xzz4 =81,满足z3, z4互质（4）几何尺寸计算 计算中心距二g + z",(23 + 81)x4.5 =234m,取为 234mm2 2 计算大、小齿轮的分度圆直径d3 = z3mn = 23 x 4

20、.5 = 103.5nun= z4/nlt =81x4.5 = 364.5m/? 计算齿轮齿宽b =(p(id3= x 103.5 = 103.57/2m%二b + (510) mm=l()3.5 + (510)=108.5113.5mm圆整后取厶=111mm, z?4 = 104777/t?2 高速齿轮组（1）齿轮类型、精度、材料及齿数 选用斜齿圆柱齿轮 选用8级精度 材料：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,二者便度差为40hbs 螺旋角0 = 14。(2)初算数据 d2=d4-(10-20)d2 =364.5- (102

21、0)二354.5344.5mm取 cl? =349.5mm d1=d2/i1=349.5/4.6=75.98mm 初算中心距cl+d° 349.5 + 75.98 “c" = 二-212.74mm01 2 2 计算齿宽b及模数b= d a =1x75.98=75.98mnt =0.015x a0i =0.015x212.74=3.19 取叫=3.5h=2.25xmn( =7.1775b/h 二 75.9sz7.1775二 10.59mn=3.5zj=21z°=97则乙二出=75.98/3.5=21.71取 z,=21mn乙=厶=349.5/3.5=99.86-mn

22、又因为z2二h xzj =4.6x21=96.6所以取 z2=97实际传动比ij = = =4.61与4.6接近1 z 21传动比误差二(4.61-4.6) a.6x100%=0.22%<5% 初算屮心距考虑到模数向大圆整，所以取a产212 验算螺旋角c(z. +z2)7?z (21 + 97)x3.5八p= arccosl=13.08°2d2x212 精确计算=75.45mmzjmn _ 21x3.5 cos 0一 cos 13.08。d产込=竺竺=348.54讪 cos0 cos 13.08° 计算齿轮宽度d(=75.45mmd2= 348.4mmb =(pdcl

23、y = 1 x 75.45mm = 75.45mm圆整后取 b、= %nvn,b、=(二)总结b=76mm b2=81mm(1)为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用右旋，大齿轮采用左旋，低速级小齿轮左旋，大齿轮右旋。 (2)验算带速允许偏差1) 计算实际传动比z. 9721=4.619z2= = = 3.522523心 仏=4.619x3.522 二 16.2682) 计算实际运输带的速度n, = =r/min =59.01厂/mini 16.268, 叫兀d 59.63xx320/ n nnn ,vt,=mis- 0.999加 / sm 60x100060x1

24、0003) 计算带速偏差v _ vr 1 0-0 999 e= =xloo% = 0.1%<5%,符合要求f10因此齿轮设计部分符合要求，表格内呈现主要设计结论：高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比4.63.5模数(mm)3.54.5中心距(mm)234212齿数21972381齿宽(mm)7681111104直 分度 径圆73.5339.5103. 5364.5(mm 齿根64. 75330. 7592. 25353. 25)圆齿顶 圆80.5346.5112. 5373.5旋向左旋右旋右旋左旋七、轴的设计计算（一）、中速轴1、轴上的功率鬥、转速®和扭矩丁2p2 = 2

25、.457加n2 =216-7r/min7； =108.28-m2、齿轮上的力高速级齿轮的分度圆直径为dx = 163.200mm则27； = 2x108280x10 = i327()nd %163.200frx = flx 空乞=1327.0x tan20° /v = 515.2/vfd =fzltan = l327.0xtan20.364 n = 492.6n低速级齿轮的分度圆直径为z = 52.345mmav则厂 27；2x108280x1()3“ 厂”“丫= =n = 4137.2n/2252.345tancrncos/?fonono=41372 xn = 1592.3&quo

26、t;cosl&976°= fz2tan/? = 4137.2xtan 18.976 n = 1422.6n3. 初步确定轴的最小直径 考虑到齿轮轴段，选取轴的材料为40cc根据资料lp366表15-3,取a（）= 112,于是得112刃匹?加加=25.16加加216.74. 轴的结构设计（1）拟定装配方案下图所示为拟定中速轴装配方案缩体外壁ims藉体内璧6355s042（2）确定轴各段的具体尺寸1）12段需要放置轴承,选取dn=35mm,厶2=21mmo2）初选滚动轴承。因传动件为斜齿轮，虽轴承同时径向力和轴向力的作用，考虑到有 限寿命设计和经济性，选用深沟球轴承。初步选取0

27、组游隙，公差等级为0级的深沟球轴承 6207gb/t276-1994,其尺寸为dxdxb = 35mmx72mmx 17mm o 由资 料2表4-5,轴承采用油润滑。3）选取轴承盖。根据资料2p.91表9-9已知轴承盖安装岀的轴径d2=35mm,轴承孔d t2mm °选取轴承 盖螺钉为m8x35。据此，可以设计出轴承端盖，其具体设计参数如下表:（tn ni）d() = / + 14=9d4=d-(10-15)a =82dq = £)+ 2.53d°=92ds = d() -3 3£>5=68d2 = dq + 2.53d2 =1122"_

28、(2 4)2=69e = l .2d3e = 9.6闷盖el > e弓=10轴承盖内锥 度zl:20轴承盖内圆 角r64) 23段长度及轴径的确定为减少轴与轴承安装配合表面的加工长度，且考虑到挡油环的定位,故在安装轴承轴段右侧变直径。取©3 = 43/77/77 ,厶3 = 1 1"曲。5) 34段齿轮轴的确定根据资料2表 9-2, x< 2,5mf = 2.5x 1.5/cos20.364 =4如时做成齿轮轴，故 仏7 = 58/77777 ,齿顶圆直径dax = 55.3457/7/72 ,齿根 圆直径djx = 48.595m/?z 。6) 45段轴的确定

29、拟用轴肩过度和定位，使用轴肩和定位套筒对大齿轮进行轴向定位, 由此确定“45 = 4令九m, l45 = 1 omm o7) 56段长度及轴径的确定56段放置大齿轮。大齿轮齿宽为37。该轴段长度应比齿轮齿宽小2 3mm 由此确定 q = 35mm, d23 = 38/?/n,7) 67段长度及轴径的确定67段为轴承段，同一轴上两轴承应取相同型号，则取d% =35mm,由箱体几何尺寸关系可得厶6 = 35.5mm o10)确定倒角根据资料2p. 124表11-7,直径d<50mm取轴倒角1.6x45°,圆角 r1.6 , c二2.0 o 直径 50mm <d < so

30、mm 取轴倒角 2.0x45° ,圆角r2.q, cj=2.5 oi2“2334“45“56“67354355.345443835厶2厶23厶44厶6厶67211158103535.5整理中速轴的设计参数如下表:11)轴上键槽的设计 考虑经济性，选择普通平键。 根据资料2pl48表14-1mn = 1.5mmz = 33 z2=h2a = 5 mm0 = 18.976。d = 52.345mmd, = 177.655伽bx - 5smmb2 = 53mm大齿轮段选择gb/t 1096键10x8x325. 校核强度1) 计算轴上载荷将轴受力简化为下图：fat前述你=1327.02,巧2

31、 =4137.23,可确定=2356.2n你 x (50.5 + 57.5)2x50.550.5 + 57.5 + 41.5 * 50.5 + 57.5 + 41.5臨2二比+你-臨严310&0n根据fa、=a926n ,齿轮分度圆直径=163.200加加，可得“5xd 492.6x163.200 “初m = =n mm = 40196n mm“i22根据巧2 =1422.6n,齿轮分度圆直径=52.345/77/71,可得=3= 1422.6x52.345 心37233小如根据 f=552n , £.2 =1592.3",可得f 二 ®x50.5|m“2

32、iwv1 50.5 + 57.5 + 41.5 50.5 + 57.5 + 41.5frl x (50.5 + 57.5)max50.5 + 57.5 + 41.5 50.5 + 57.5 + 41.5 = 352.2n"-®+血+臨=14293n危险截面的载荷如下表：载荷水平而垂直面支反力fn=2356.27vf,=352.2nnhlfvlf%2= 3108.0n耳,2 =1429.3nmhl = -14619n-mmmhl =91丁mq=25578n mm弯矩mmh2 =156954n mm%=349507v mmq-72&)n mm= 9886in mm总弯矩

33、mm2= 101065nmmm3=160798n mmm4=172756nti扭矩丁t =：1o828o7v mm2)根据弯扭组合变形校核轴的强度危险截面i、11：根据资料lp. 369表15-4给岀的公式，兀芒 ht(d-t)2 -x48.5953 10x5x(48.595 5)233w = =nmf = 10288血32 2d322x48.595根据资料lp. 369式15-5,扭转切应力为脉动变应力,取q=0.6,轴的 计算应力危险截面：jm ?+(刃)2<17275'+(0"08280)、7.94咏w10288已选定轴的材料为40cr (调质)。由资料lp358

34、表15-1查得al = 70mpao 因此<rca故安全。综上，轴符合强度要求。6. 精确校核轴的疲劳强度1)判断危险截面截面6、7、大齿轮齿宽中点处轴段截面只受弯矩作用，ii其值较小，虽 然存在键槽、轴肩及过盈配合引起的应力集屮现象，将削弱轴的疲劳强 度，但与其他截面相比，其相对安全。因此截面6、7、大齿轮齿宽中点截面不进行校核。截面2仅受弯矩作用，虽然弯矩较人，j1轴肩倒圆角较小，应力集中较 大；截面3轴肩高度较大，倒圆角相应较大。两个截面都具有一定危险 性，但由于不受扭矩，应力相对受扭矩截面较小。因此截面2、3不进行校核。齿轮轴中间截面受弯矩、扭矩作用，应力最大，但由于应力集中不大

35、， 直径较大，较为安全。因此齿轮中间轴截面不进行校核。截面4的弯矩与小齿轮齿宽中点截面相比相对较小，但由于同时受到扭 矩作用，并口直径较小，判断为危险截面。因此截而4右侧进行校核。截面5截面尺寸较小，弯矩扭矩较大，存在轴肩和过盈配合引起的应力集中，判断为危险截而。 因此截面5右侧进行校核。2）精确校核截面4右侧抗弯截面系数 w = 0.1 小=0.1 x443mnt' - 851 zmin'抗扭截面系数=0.2/ =0.2x443/?7/n3 =17037w截面iv左侧的弯矩为29m = 160798 - (160798-101065)x nm = 30672n m截面iv上的

36、扭矩为t = 10828o7v- mm截面上的弯曲应力巧1306728518mpa15.34mp。截面上的扭转切应力尸訐牆呎=$36呎轴的材料为40cro由资料lp358表15-1查得碍=735mpa,cr_1=355mpa,r_1 =2(x)mpa截面上由丁轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2备oxd _ 48.595d 44= 1.10经插值后可查得叫=1.99,勺=1.32又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为qa = 0.82, qt =0-86故有效应力集中系数为© =1 + 爲(每一 1) = 1+ 0.82x(1.99-1) = 1.81 心=1 + 乞( 一 1)

37、 = 1+ 0.86x(1.32 1) = 1.28由附图3-2得尺寸系数% =0.75由附图3-3得扭转尺寸系数名=0.85轴按精车，附图3-4得表面质量系数为=a=0.9 轴未经表面强化处理，即bq=l,则得综合系数值为l=h8，+ 1 -1 = 2.520.75 0.9&丄+丄亠竺+丄亠1.62r 5 q 0.85 0.9又由§ 3-1和§ 3-2查得碳钢的特性系数% =().1 0.2,取 =0.15(pr = 0.05 0.1 取 ® = 0075于是，计算安全系数s“值，按式仃5-6）仃5-8）则得3552.52x15.34 + 0.15x()

38、= 9.18sr-i800'kj。+i.62x 吐 + 0.075 x 燮2 2= 37.119.18x37.11a/9.182+37.112= 8.91»s = 1.5故可知其安全。3）截面5右侧抗弯截面系数w = 0.1/ = 0.1x 38%龙=5487/w抗扭截面系数 = 0.2/ = 0.2 x 383/w = 10974呦截面iv左侧的弯矩为39m = 160798 - (160798-101065)x nm = 20283n m截面iv上的扭矩为t = 10828o7v- mm截面上的弯曲应力巾mpa54872.92mpa截面上的扭转切应力rt = = 1082

39、80 mpci = 9.87 mpat wt 10974轴的材料为40cro由资料lp358表15-1查得crb = 735mpa,b一严 355mpa, t_x = 2（x）mpa按轴肩引起应力集中计算：截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2- = = 0.053, = = 1.158d 38d 38经插值后可查得% = 1.94,务=1.40乂由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为qa =0.82, qr = 0.86故有效应力集中系数为© =1 +爲（1） = 1+ 0.82x（1.94 1） = 1.77 心=1 + % （色1） = 1+ 0.86x（1.40 1

40、） = 1.34由附图3-2得尺寸系数為=0.77由附图3-3得扭转尺寸系数耳=0.87 得截面5 乞= 2.29;丄= 1.5465hlkk查附表3-8,按过盈配合插值法查得二=1.836;=1.469 k6耸6故按轴肩引起应力集屮计算轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为仅=0.94轴未经表面强化处理，即bq=l,则得综合系数值为_ k 111.7711“k“ =二 +1 =+1 = 2.36名卩。 0.770.94kt11.341 “kr =二 +1 =+1 = 1.60r st 伏0.87 0.94又由§ 3-1和§ 3-2查得碳钢的特性系数净=0.1 0.2,取

41、给=0.15；0=0.05 0，取0=0.075；于是，计算安全系数必值，按式（15-6）（15-8）则得3552.36x21.92 + 0.15x0=6.86s - j -= 200 = 24 209 879 871.60xy-o，+0.075xy-d，2 2c - s$ _ ca js*6.86x24.20=f= = 6.60 s = 1.5a/6.862+24.202故可知其安全。乂本机械传动机构无大的瞬时过载（带的打滑可以保证）以及严重 的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。（二）、高速轴1、轴上的功率片、转速®和扭矩aq =960/7 min斥=2.559rw£

42、=25.46n 加2、齿轮上的力高速级小齿轮的分度圆直径为 =36.800加加2 x 25.46x10336.800n = 1383.7nfttan crncos/7"83和悬存“7.2n巧=ftan 0 = 1383.7 x tan 20.364 n = 513.6n3 初步确定轴的最小直径考虑到做成齿轮轴，要求“表硕心韧”，故选取轴的材料为40cr （调质）。根据资料1p366表15-3取a。=112考虑到装联轴器加键，由资料lp366,相应的轴径应增大5%7%, 所以“ n 15.53xl.05总 16.31 加加。4. 选择联轴器输入轴安装联轴器处直径即为轴的最小直径。因设计

43、该部分轴的直 径，需要根据联轴器的孔长，故需同时选择联轴器。联轴器的计算转矩：=/珀，减速器工况为：转矩变化小的运输机, 原动机为电动机。则由资料11p347表14-1,取心=1.5,则,tca = kj = 1.5 x 25.46n m = 38.19nm按照计算转矩应小于联轴器额定转矩的条件且圆周速度小于许用转 速的条件，选用梅花形弹性联轴器。根据资料2p177表17-5,选用梅 花形弹性联轴器型号为 lm4 型联轴器ya25 x 62mt4-a gb/t5212-2002 ,其额定转矩为7；=140nw。从动端半联轴器的孔径d = 25mm,从动端半联轴器长度厶=62mm。5. 轴的结构

44、设计(1)拟定装配方案下下图所示为拟定高速轴结构(2)确定轴各段的具体尺寸1) 为了使联轴器的轴向定位准确，12轴段右端需制出一轴肩。根据选取 的联轴器dx - 25mm,故选取轴di2 = 25mm。联轴器与轴配合的毂孔长度l = 62,/7m ,为了保证轴端档圈只压在半 联轴器上，而不与12轴的端面发生干涉，故1-2段轴的长度应比厶略 短一些，取厶2 = 60m m。2) 23轴端放置轴承端盖，2为定位轴肩，由资料lp. 360,定位轴肩 的高度一般取为力=(23)c(7?)。由资料lp. 360表15-2,对于直径 在18mm到30mm的轴推荐倒角c或圆角半径r二1. 0mm。且轴承盖处

45、需要毡 圈密封，毡圈为标准件，根据资料2jp169表16-10,选取毡圈适应轴径 “23 = 2 8m 77? o毡圈的设计参数如表：轴径()油封毡圈沟槽ddb0b22827405412945.53) 初选滚动轴承因传动件为斜齿轮，虽轴承同时径向力和轴向力的作用，考虑到有 限寿命设计和经济性，选用深沟球轴承。为减少轴与轴承安装配合表面的加工长度，故在安装轴承处变直径。取=30mm。参照工作要求并根据 = 30mm,初步选取0组游隙,公差等级为0级的深沟球轴承6206gb/t276-1994 ,其尺寸为dxdxb = 30mm x 62mm xl 6mm960 xttx 36.800v 60x1

46、000齿轮圆周速度1.850,77/5 ,由资料2表4-5,轴承采用油润滑。4）选取轴承盖。根据资料2p.91表9-9,选取凸缘式轴承盖：己知轴承盖安装处的轴径d23= 23mm,轴承孔d =62m加。由轴承外径d=62mm,选取轴承盖螺钉为m6x35。据此，可以设计出轴承端盖,（）=+ 12 二（10 15）2=50556符合深沟球 轴承安装要 求d（）= d+2.5£2=77£>5 = d（）- 3d32=59d2 = d（）+ 2.53d2 =92（24）2=60e = l 2d、g7.2b、/由密封 件尺寸确定% =29b、tet > e弓=8轴承盖内锥

47、 度zl:20轴承盖内圆 角r6其具体设计参数如下表：el_t、o-je 1j、5) 2-3段长度确定考虑轴承端盖的m6x 35螺栓装拆的必要距离,选取厶3 = 60/w77 o6) 3-4段长度的确定由资料2p. 30表4-6,取轴承端面至箱体内壁的距离由 几何尺寸关系可得厶4 = 20mm。7) 4-5段长度及轴径的确定轴承右端采用轴环定位，根据资料23p153表15-2深沟球轴承安装 尺寸“45、36mm ,且由资料lp. 360 ,定位轴肩的高度力一般取为 = (23)c(/?),取定位轴肩高度/2=3c(/?) = 3m/7i,(c(/?) = l),轴环处的 直径 “45 = 36

48、mm ,轴环宽度 b > 1 ah ,取 l45 = 8mm。8) 5-6段长度及轴径的确定根据箱体内齿轮，取厶6 = 70.5mm , d56 = 32mm o9) 6-7段轴径及长度的确定根据资料2表9-2,兀52.5% =2.5x1.5/cos20.364 =4”劝时做成齿轮 轴，故仏7 =42加72 ,齿顶圆直径d(l = 39.800mm ,齿根圆直径 d门=33.050加加。10) 7-8段轴径及长度的确定由尺寸约束取% = 32mm , q = 6mm。11) 8-9段轴径及长度的确定由资料lp. 360,定位轴肩的高度方一般取为h = (23)c(r),取 定位轴肩高度h

49、=3c(r) = 3mm,(c(/?) = 1),轴环处的直径j89 = 38mm ,轴 环宽度b > 1.4/z,取厶45 = 5mm。12) 9-10段轴径及长度的确定右端滚动轴承采用扌当油盘和轴承端盖定位。该处要放圆锥滚了轴承, 同一轴上两轴承应相同，9=%4=30加加。由几何尺寸关系可得， 厶io = 20mm o11)确定倒角由资料2p. 124表11-7,取轴倒角，圆角r1.0,c产1.6。由资料 p 124 表 11-7,直径 cl 5 30mm 取轴倒角 1.0x45°,圆角 /?1.0, 6=2.0。直径 30mm <d < 50mm 取轴倒角 1

50、.6 x 45° ,圆角 7?1.6 , =2.0。整理高速轴的设计参数如下表：（"）12“23“3456677889910252830363242323830厶2厶23厶44厶6岛厶8厶9厶10606020870.542652012）轴上键槽的设计 考虑经济性，选择普通平键。 根据资料2pl48表14-1联轴器段选择gs/t1096键8x7x566、校核强度1）计算轴上载荷 将轴受力简化为下图:r尸7?"frlt7丿fnh1fnv1v”707.5打bqfnv21iii1iiil1fnvhfnfamv1前述厅=1383.73£x42107.5 + 42=38&7n可确定fnh2=ft-fnhi=995.0no根据巧=513.6n ,齿轮分度圆直径 =36.800加加513.6x36.8002n mm = 9450.24/v mm根据f严时2n ,可得怠宀2心% =巴一行严 5372214.1n=323.1n计算轴上的载荷，并作出弯矩转矩图如上：危险截面的载荷如下表:载荷水平面垂直面支反力f=388.7at化，严 214.1n% =995.0n仏2 =323. in弯矩mmh = 41785n mma/rl = 23016n mmmv2 = 3566n mm总弯矩mm = max 47705