展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计讲解

1、武汉工程大学机械设计课程设计说明书课题名称：设计带式运输机的传动装置专业班级：材控2班学生学号：1203100229学生姓名：朱学武学生成绩：指导教师：吕亚清课题工作时间：2014.12.22至2015.1.9目录第一章传动方案的选择及拟定2第二章电动机的选择及计算4第三章.运动和动力参数计算6第四章V带传动的设计计算8第五章斜齿圆柱齿轮的设计计算11第六章减速器轴的结构设计21第七章键连接的选择及校核38第八章滚动轴承的选型及寿命计算39第九章联轴器的选择及校核41第十章箱体及附件的结构设计和计算42第十一章润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择44第十二章设计总结46参考文献1第一章传动方案的

2、选择及拟定1.1 课程设计的设计内容(1)合理的传动方案，首先应满足工作机的功能要求，其次还应满足工作可靠，结构简单，尺寸紧凑，传动效率高，重量轻，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。(2)带传动具有传动平稳，吸震等特点，切能起过载保护作用，但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，当怠速较低时，传动结构尺寸较大。为了减小带传动的结构尺寸，应当将其布置在高速级。(3)齿轮传动具有承载能力大，效率高，允许高度高，尺寸紧凑，寿命长等特点，因此在传动装置中一般在首先采用齿轮传动。由于斜齿圆柱齿轮传动的承载能力和平稳性比直齿圆柱齿轮传动好，故在高速或要求传平稳的场合，常采用斜齿轮圆柱齿

3、轮传动。(4)轴端连接选择弹性柱销联轴器。设计带式运输机的传动机构，具传动转动装置图如下图1-1所示。双娟相柱棉减速器1电动机：2带传我3减速塾4联轴能5一卷露6通带1.2 课程设计的原始数据已知条件：运输带的输出转矩：T=400N-mi运输带的工作速度：v=0.63m/s;鼓轮直径：D=300m；m使用寿命：8年，大修期限3年，每日两班制工作。1.3 课程设计的工作条件设计要求：误差要求：运输带速度允许误差为带速度的土工作情况：连续单向运转，工作时有轻微振动;制造情况：小批量生产。1.4 确定传动方案根据题目要求选择传动装置由电动机、减速器、工作机组成，5%；电动机和减速器之间用带传动连接。

4、减速器中齿轮采用斜齿圆柱齿轮。17第二章电动机的选择及计算.2.1传动装置的总效率：=其中，根据文献【2】表4-4中查得n一传动装置总效率3V带效率，0.95“2一滚动轴承的效率，取0.98（3组）“3一闭式齿轮（8级精度）传动效率，取0.96（2组）露一联轴器效率，刀4=0.9945一运输机平型带传动效率，取0.962.2电动机各参数的计算知运输带速度v=0.63m/s,卷筒直径D=300mm。可求得工作机转速为:nw=w/（2二）=（10002v/D）60/（2二）：40.11r/min由已知条件运输带所需扭矩T=400N.m,工作机的输入功率为Pw：P=T9550nw=40040.11/

5、9500=1.68kw电动机所需功率为：Pd=Pw/=168/0.78=2.15Kw2.3电动机类型和型号结构形式的选择三相交流电动机：适合较大、中小功率场合Y系列三相交流异步电动机由于具有结构简单、价格低廉、维护方便等优点，故其应用最广，适合于一般通用机械，如运输机、车床等。2、确定电动机的转速同步转速越高，结构越简单，价格越低，反之相反。本设计中选用同步转速为1000或1500r/min的电动机。3、确定电动机的功率和型号电动机功率的选择要考虑工作要求和经济性。选择电动机功率时，要求P；-PdP髭电动机额定功率Pd电动机所需功率传动系统的总传动比：i二nm/nw表口力茶万电动机型号额定功率

6、(kWW同步转速(r/min)满载转速(r/min)总传动比外伸轴径D(mrm轴外伸长度E(mrm中心高IY112M-62.2100094023.442860112由上表可知，方案1的转速高，电动机价格低，总传动比虽然大些，但完全可以通过带传动和两级齿轮传动实现，所以选用方案1.第三章.运动和动力参数计算3.1 传动比的分配由原始数据以及初步确定的原动机的转速可确定总传动比：i=23.44带传动的传动比：ii=2,双极斜齿圆柱齿轮减速器的高级速的传动比：i2=，1.3ij-=3.9低速级传动比：i3=ij/i2=33.2 各轴转速计算将各轴由高速向低速分别定为错误！未找到引用源。轴、R轴、田轴

7、电动机轴：错误！未找到引用源。轴：n1=940/2(r/min)=470r/minII轴:n2=470/3.9(r/min)=120.5r/minin轴:滚筒轴：3.3 各轴输入功率电动机：错误！未找到引用源。轴：II轴：P2=P123=1.89Kw田轴：P3=P223=1.77Kw滚筒轴：3.4 各轴输出功率电动机轴：错误！未找到引用源。轴：II轴：田轴:滚筒轴：3.5 各轴输入扭矩计算电动机轴：错误！未找到引用源。轴：1=9550Pl/ni=41.45NmII轴：Tn田轴：Tm滚筒轴：Tiv3.6 各轴输出扭矩计算电动机轴：错误！未找到引用源。轴：II轴：田轴:滚筒轴：将上述结果列入表中如

8、下第四章V带传动的设计计算4.1 确定计算功率巳由文献【1】表8-7查得工作情况系数K=1.1,故：PCa-KAP=2.365Kw4.2 选择V带的带型根据Pca、5由文献【1】图8-11查图选择A型。4.3 确定带轮的基准直dddd2o初选小带轮的基准直径dd1=90mm4.4 验算带速v是否在525m/s范围内。验算带速v：dd1nvm/s=4.43m/s601000因为5m/s<v<30m/s,故带速不合适。取dd1=112mm,得v=，dd1nm/s=5.51m/s,适合。取dd2=355mm6010004.1. 确定V带的中心距a和基准长度Ld1)初定中心距a0=600m

9、m。2)计算带所需的基准长度2二(ddd9)Ld02a0(dd1dd2)(如以=11958.16mm24a。查表选带的基准长度Ld=1940mmo3)计算实际中心距a。aa0+Ld-Ld0电609.08mm2amin=a0.015Ld=580mm,amax=a+0.03Ld=668mm中心距的变化范围为580668mm4.6 验算小带轮上的包角”由于小带轮的包角小于大带轮的包角，小带轮上的总摩擦力相应小于大带轮上的摩擦力。因此，打滑只可能在小带轮上发生。为了提高带传动的工作能力，应使:c57.3occ：i：180o-(dd2-ddi)157o_90oa4.7 计算带的根数z1)计算单根V带的额

10、定功率Pr。由ddi=112mm和n=940r/min,查表得P0=1.14Kw根据n1=940r/min,i=2和A型带，查表得P0=0.11kW,查表的K0f=0.92,Kl=1.02,于是2)计算V带的根数z。z=Pa=2.02,取3根。Pr4.8 计算单根V带的出拉力的最小值即。焉由查表得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m,所以(Fo)min=500(2.5儿厘2=126.05NK：zv应使带的实际初拉力F0(F0)min4.9 计算压轴力Fp为了设计带轮轴的轴承需要计算带传动作用的轴上压轴力Fp:F：1FP=2zF0sin 2 = KHNI 2- lim2 =528MPa2为了保

11、证带传动过程中的安全性和平稳性，应使轴上的最小压轴力满足：FPmin=2z(F0)minsin,=730.5N第五章斜齿圆柱齿轮的设计计算5.1 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算5.1.1 选等级精度、材料及齿数1)材料及热处理。查表选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBs大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBs二者材料硬度差为40HBS2)7级精度,3)选择小齿轮齿数4=24,大齿轮齿数z2=3.9x24=93.6,取z2=94。4)选择螺旋角。初选螺旋角P=14o05.1.2按齿面接触强度设计由设计公式进行计算：1)确定公式内的各计算数值(1)选取齿宽系数.一d=11(2)材

12、料的弹性影响系数ZE=189.8MPa5(3)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限仃Him1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限仃川而2=550MPa。(4)计算应力循环次数9N1=60nljLh=604701283008=1.0810N(5)取接触疲劳寿命系数Khni=0.93,Khn2=0.96。(6)计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%安全系数S=1,KHN1-lim1H1=558MPaS2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径d#为:(2)计算圆周速度v二dmv=601000=0.87m/s(3)计算尺宽bb=dd1t=135.33mm=35.33mm(5)计算载荷系数根据v=1.0

13、9m/s,7级精度，查得动载系数Kv=0.75查得使用系数Ka=1查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置式KHp=1.416查得Kh,=Kf,=1.4故载荷系数K=KaKvKh：.Kh一：=10.751.41.416=1.1682(7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径为：d1Vdit3K=35.3331.1682/1.3mm=34.1mmKt(8)计算模数md1cos:34.1cos14)mn=mm=1.4mm乙245.1.3、按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为'2KT1Y：COS2:YFaYsa3'dZ12；：.(1)确定公式内各计算数值1)计算载荷系数K=KAKV

14、KFaKFP=1M1.04M1.2父1.29=1.612)计算当量齿数Zvi乙cos3:24=3d/cos14=26.27Zv2Z294sec3-=3102.9cos:cos143）查取齿形系数丫1 =2.16查得Yf一1=2.624）查取应力较正系数查得Ys：1=1.6=1.836）查弯曲疲劳轻度小齿轮的弯曲疲劳强度极限二 FE1 =500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限二 FE2 =380MPa7）查图取弯曲疲劳寿命系数kfni =。85Kfn2 =0.92KFN1；- FE1SKFN2；- FE2S0.92 3801.4MPa =249.71MPa9）计算大、小齿轮的YFaYSaITT匕F

15、并加以比较大齿轮的数值大。（2）设计计算:YFa1YSa1匕1丫Fa2YSa2匕22.62 1.60.0138303.572.16 1.83= 0.0158249.71mn3 2KT1Y lcos2:YFaYSa I8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得0.85500MPa=303.57MPa1.4=1.13mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲强度算得的模数n=2,并但为了同时满足接触疲劳强

16、度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径di=52.69mm,来计算应有的齿数于是有：d1cos-34.1cos14乙=16.5mn2取zi=17,Z2=12乙=16.5父3.9=64.35，取设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.1.4几何尺寸计算(1)计算中心距a1 =(乙 Z2)m1(17 65)2mm = 84.5mm2cos :2 cos14将中心距圆整为84mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角一 arccos =5=12.532a2 84因口=(820)值改变不多，故"、KB、Zh等不必修正(3)计算大、小齿轮的分度

17、圆直径217八“d1一mm=34.83mmcos-cos12.53d2Z2m12 65cos :cos12.35-mm = 133.17mm(4)计算齿轮宽度b=dd1=134.83mm=34.83mm取B1=45mm,B2=40mm(5)结构设计对于大齿轮，由于齿轮齿顶圆直径大于160mm5小于500mm故选用腹板式结构的齿轮。对于小齿轮，由于齿轮齿顶圆直径小于500mm故选用腹板式结构的齿轮。5.2低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算5.2.1 选等级精度、材料及齿数1)材料及热处理。查表选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBs大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBs二者材料硬度

18、差为40HBS2)7级精度,3)选择小齿轮齿数z3=30,大齿轮齿数=30x3=90,取z4=90。4)选择螺旋角。初选螺旋角P=14°。5.2.2按齿面接触强度设计由设计公式进行计算:dit力型T 口 UA»)，-d 二 u 1h 11)确定公式内的各计算数值(D选取齿宽系数一 d =1(2)1材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa5(3)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限仃Him3=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限入1而4=550MPa(4)计算应力循环次数N3=60n2jLh=2.7763108N4_82.7763 103= 9.2544 10(5)取接

19、触疲劳寿命系数Khn3=0.95,Khn4=0.96取失效概率为1%安全系数S=1o(7)试选Kt=1(8)选取区域系数Zh=2.5。(9)查表得s=e+e=1.49,oULxJtr(10)许用接触应力kH】="HL+"H'4=539MPa,22)计算(1)试算小齿轮分度圆直径d1t为:d3t=55.97 mm>3'2KtTnu±1'ZhZe一h%u国工(2)计算圆周速度v24二d32v=601000二55.97120.560000ms=0.353m.s(3)计算尺宽b,齿高h和及模数mmb=dd3tu5597mm模数为：mnt_ d

20、3t cos :Z364.8 cos1430mm = 2.1mm齿高为:h=2.25mnt=2.252.1mm=4.725mm(4)计算尺宽与齿高比b/hb/h=55.97->4.725=11.85(5)计算载荷系数根据v=0.353m/s,7级精度，查得动载系数(=1.01查得使用系数Ka=1查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置式KHp=1.35由b/h=13.75,KHp=1.421,查得KHa=KFa=1.4故载荷系数K=KaKvKh1KH=11.011.41.35=1.91(7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径为:d3K.2.02-=d3t355.973mm=64.8mm

21、3tKt；1.3(8)计算模数md3 cos :mn 二的旦mm = 2.1mm305.2.3按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为mn - 32KT -Y ： cos 2 "YFaYSa、dZ；:JI（1）确定公式内各计算数值1）计算载荷系数K =KAKVKF-KF3 =1.25 1.05 1.4 1.402.572）根据纵向重合度=1.982 ,查得螺旋角影响系数 Y- = 0.8753）计算当量齿数Zv3Z330Zv4cos3 ：cos314-=32.8Z490cos3 :cos314= 98.54）查取齿形系数查得Yf.3=2.535）查取应力较正系数查得Ys：3=1.63=

22、 1.816）查弯曲疲劳轻度小齿轮的弯曲疲劳强度极限二 FE3 =500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限二 FE4 =380MPa7）查图取弯曲疲劳寿命系数Kfn3 =0.86Kfn4 =0.938）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得L3=Kfn尸FE3=307.14MPa3S|,_IKfN4、FE4-F4=252.4MPaYFaYSaFasa9）计算大、小齿轮的"F并加以比较YFa3YSa4F32.531.63=0.0134307.14大齿轮的数值大。(2)设计计算:YFa4YSa442.21.81=0.0158252.4m?!-32KTYCOsYFaYsadZ，F

23、匚/=1.5mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲强度算得的模数mn=2,并但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径d3=179.34mm,来计算应有的齿数于是有：d3cos：64.8cos14z3=-=31.4mn2取z3=32z4=i3z3=3父31.4=94.2故取设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑，避免浪费。5.2.4几何尺寸计算(1)

24、计算中心距(z3z4)m3(3295)2a3=-=mm=130.89mm2cos-2cos14将中心距圆整为130mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角arccos=5=12.332a2130.89因P=(8一20)值改变不多，故"、KB、Zh等不必修正(3)计算大、小齿轮的分度圆直径(z3m3232d3=3-=mm=65.5mmcos-cos12.33,z4m3295d4=mm=194.5mmcos:cos12.33(4)计算齿轮宽度b=dd3=165.51mm=65.51mm取B3=75mm,B4=70mm(5)结构设计对于大齿轮，由于齿轮齿顶圆的直径大于400mnW小1000m故

25、大齿轮选择轮辐结构的齿轮；对于小齿轮，由于齿轮齿顶圆直径大于160mnW小于500mm故选用腹板式结构的齿轮。六.减速器轴的结构设计6.1 高速轴的结构设计6.1.1 求输出轴的功率P1转速ni和转矩T1由前面可知P1=2kwTi=40760N.mm,ni=470r/min。6.1.2 求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为d1=35mm而2T1Ft=2329.1Nd1tanFr=Ft-=868.4Ncos:Fa=Fttan:=517.6N6.1.3 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，调质处理。根据表15-3,取A0=112,于是得AP

26、1dmin=A0318.15mmn1输出轴的最小直径显然是安装联轴器的直径di。为了使所选的轴与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩工，=KAT1,查表14-1，考虑到转矩的变化很小，故取KA=L3,则Ta=KAT1=1.3423.81N.m=550.953N.mcaa按计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003或手册，选用TL8型弹性柱销联轴器，其公称转矩710N.m=半联轴器白孔径为20故取d1q=20mm。6.1.4 轴的结构设计(1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，定

27、位轴肩的高度一般取h=(0.070.1)d,故取2-3段的直径为28mm左端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的般孔长度为L1=mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比L1短一些，现取L1N=mm.2）初步选择滚动轴承：选深沟球轴承。参照工作要求并根据d2/=28mm由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承6206，其尺寸为d父DmT=30mmm62mm父16mm,故d3_4=30mm,而l3-4=mm03）取安装齿轮处的轴段4-5的直径38mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮般的宽度为60mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮

28、，此轴段应略短于轮般宽度，故取l6-7=56mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=6mm则轴环处的直径d*=30mm。轴环宽度b1-4h,故取l5_6=12mm,o4）轴承端盖的总宽度为20mm（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及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离l=30mni故取l2=50mm。5）取齿轮距箱体壁之距离a=16mm齿轮2的轮毂与齿轮3的轮毂之间的距离为20mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁有一段距离s,取s=8mm已知滚动轴承的宽度T=18.25mm圆锥齿轮轮毂长L=

29、60.则低速级小齿轮齿宽为190.l4-5=190+20+16+812=222mm据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I-nr-mm-ivIV-VV-VI直径18r222534r42长度425018.2522212（2）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d6-7由表6-1查得平键截面bMh=8mmM7mm,键槽用键槽铳刀加工，长为45mm同时为了保证齿轮H7与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮般与轴的配合为n6；同样，半联轴器与H7轴的连接，选用平键为6mmM6mmM32mm,半联轴器与轴的配合为k60滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的。此处选择轴的直径尺

30、寸公差为m6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角为1.0父45一，各处的轴肩圆角半径见图6.1.5求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，应从手册上查取a值，又t于30311型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=25mm因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2L3=(2846.25-29)(18.251256222-29-28)=45.25251.25=296.5mmL1=42/2十50+29=100mm。f_2TL2x51.65=1926.52Nd153.62Fnh1=L2Ft=45251926.52=294,01NL2L3296.5Ft L2 L325

31、1.25=1926.52-1632.51N296.5Fnvi=LFr=455725.59-110.74NL2L3296.5L3251.25Fnv23Fr725.59=614.85NL2L3296.5MH=Fnh1父L3=294.01父251.25=73870.01NmmMV1=FNV1父L3=110.74父251.25=27823.43NmmMV2=FnV22=614.85父45.25=27821.96Nmm2222Mi=、*(Mh+Mvi=473870.01+27823.43=78936.18NmmM2=J(Mh2+MV22=.73870.012+27821.962=78935.61Nmm由

32、此可知M1：M2载荷水平向H垂直向V支反力FFNH1=294.01N,FNH2=1632.51NFNV1=110.74N,FnV2=614.85N弯矩MMH=73870.01N.mmMV1=2782343N.mmMV2=2782196N.mm总弯矩M1=78936.18N.mmM2=78935.61N.mm扭矩TT1=51650N.mm从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的MH，Mv，M的值列于下表。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。6.2.6 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度，

33、根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环变应力，取a=0.6,轴的计算应力ca.Mi2(二Ti)2W78936.182(0.6 51650)230.1 60= 3.94MPa图8-1轴懒荷分布图前已选定轴白材料为45钢，调质处理，由表查得J=60MPa。因此6.2.7 精确校核轴的疲劳强度(1)判断危险截面截面A,2,3,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均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A,2,3,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面4和5出过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的

34、情况来看，截面C上的应力最大。截面C虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里的轴直径最大，故截面C也不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合小，因此轴只需校核截面7左右两端即可。(2)截面7左侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.1253=1562.5mm3333抗扭截面系数W=0.2d=0.225=3125mm截面7左侧的弯矩M为452528M=78936.18=30091.69N.mm45.25截面7上的扭矩为T1 =51650N.mm49截面上的弯曲应力30091 .691562.5= 19.27MPa截面上的扭转切应力轴的材料为45Wt3125= 16.53MPa处理。由表

35、15-1 查得仃b =6 4A 0P0a=2 M 5Pej=151 5P ao截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数“扭及、按附表3-2查取。因25D 30= 0.08, = =1.2d 25经插值可查得、产 1.76” =1.60又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为q;；=0.82,q =0.85故有效应力集中系数按式(附表3-4)为"=1q；(二-1)=10.82(1.76-1)=1.62k=1q(=-1)=10.85(1.60-1)=1.51由附图3-2的尺寸系数匕=0.90,由附图3-3的扭转尺寸系数%=0.92。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为Pl%=0.92轴

36、未经表面强化处理，即以=-二 20.731.73 840 0.05 %2,按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为Kc-11.620.901-1=1.89 0.92kJ1-1 :10.92 0.921-1 =1.73又由§3-1及§3-2得碳钢的特性系数中仃=0.10.2,取邛仃=0.1昨=0.050.1,取昨=0.05于是，计算安全系数Sca值，按式（15-6）-（15-8）则得Sc2751.894.480.10=32.48Ka，'m二SS.S；S232.4820.7317.47>>S=1.532.48220.732故可知其安全。（3）截面7右侧

37、抗弯截面系数W=0.1d3=0.1303=2700mm3抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2303=5400mm3弯矩M为45.25-28M=78936.18=30091.69N.mm45.25截面7上的扭矩为 截面上的弯曲应力T1 =51650N.mm30091.692700= 11.15MPa截面上的扭转切应力TiWt516505400= 9.56MPak 二过盈配合处的 F 由附表3-8用插值法查得，并取 气k=0.8-?",F于是得L =2.76勺=0.82.76=2.21轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为P<t=%=0.92故得综合系数为-1 =2.85k.,

38、11K-1=2.76-70.92K一上工-1=2.21%”1-1=2.300.92于是，计算安全系数Sca值,按式(15-6)-(15-8)则得2752.852.590.10S=4K.a-；：,m=37.26SS.Sc2S21554482.300.052=64.264.4837.2664.26”332.2337.26264.262故该轴在截面7的右侧的强度也是足够的。6.3中间轴的设计中间轴d2>A03J-P2=30.44mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，n2标准精度级的圆锥滚子轴承30307,其尺寸为d父D父丁二35mmM80mmM22.75mm,故j川=di-II=35mm

39、.由高速级确定lViIVIiI=46.25mm,lIII-IV=12mm,lV-VI=12mm.由低速级确定11=59.5mm由两齿轮的宽度则1VI-VII=51mm,1II-III=186mm再取dii$=40mm,d川V=45mmd1Vx=40mmdV_VI=45mmdV12Vli=40mm侧lii=87+12+18118612-12-51=19mm6.1低速轴的结构设计6.1.1计算作用在齿轮上的力由前面可知Pni=2.31kw,T=548.5N.m,n血=40.22r/min。因已知低速级大齿轮的分度圆直径为d3=180.36mmd32548.50二6082.28N180.36Fr=F

40、ttan：ntan20=6082.28=2281.53Ncos14.1Fa=Fttan1=6082.28tan14.1=1516.48N6.1.2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4=112,于是得dmin=A0巨22.313=112父3mm=43.21mmnn3440.22输出轴的最小直径显然是安装联轴器的直径d»o为了使所选的轴与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩%=KAT3,查表14-1,考虑到转矩的变化很小，故取KA=L3,则Tca=KaT3=1.3548.50N.m=713.0

41、5N.mm按计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003或手册，选用L3型弹性柱销联轴器，其公称转矩1250N.m。半联轴器白孔径为45故取di/=45mm,半联轴器长度L=112mm半联轴器与轴配合的般孔长度为L=84mmo6.1.3轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，选文献【2】图15-8装配方案靓赫战豳辄箱半懒器蝌陶(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，定位轴肩的高度一般取h=(0.070.1)d,故取II-III段的直径为52mm右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径为5

42、5mm半联轴器与轴配合的般孔长度为L1=84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L1短一些，现取Li=82mm.2)初步选择滚动轴承因为轴承同时有径向力和轴向力的作用，故选圆锥滚子轴承。参照工作要求dII4II=52并根据mm由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的圆锥滚子轴承30311，其尺寸为dMDMT=55mmM120mmM31.5mm,故diuv=dw7川=55mm,而iiii_iv=31.5mm。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册上查得30311型轴承的定位轴肩高度h=6mm因此，取d1VH=67mm。3)取安装齿轮处的轴段

43、VI-VII的直径也1*11=60mm;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮般的宽度为185mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮般宽度，故取lvii=181mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=6mm则轴环处的直径dJI=72mm。轴环宽度b主1.4h,故取lv'I=12mm。4)轴承端盖的总宽度为20mm(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及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离l=30mm故取1II二50mm。5)取齿轮距箱体壁之距离a=16mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位

44、置时，应距离箱体内壁有一段距离s,取s=8mm已知滚动轴承的宽度T=31.5mm,高速级大齿轮的宽度为55mm低速级大齿轮的宽度为185mm则1IV_V=Lcas-Lv_VI=5520168-12=87IvIIMII-31.58164-59.5mm据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I-nn-mm-ivIV-VV-VIVI-VUVII-VIII直径45525560726755长度825031.5871218159.5(3)轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按dVJII由表6-1查得平键截面bMh=20mm父12mm,键槽用键槽铳刀加工，长为140mm同时为了保证H

45、7齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮般与轴的配合为n6;同样，半联轴H7器与轴的连接，选用平键为14mmM9mmM70mm，半联轴器与轴的配合为k60滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的。此处选择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,取轴端倒角为2X45:各处的轴肩圆角半径见图。6.1.4 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，应从手册上查取a值，又t于30311型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=25mm因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2L3=(90.559.529)(871218131.52990.5)=121192=31

46、3mmLi=82/25029=120mm2T32548.50Ft=6082.28Nd3180.36Lo121FNH1=Ft=一6082.28-2351.30NL2L3313L3192Fnh2=Ft=6082.28=3730.98NL2L3313Lo121Fnv1=Fr2281.53=882.0NL2L3313L3192Fnv2=3Fr2281.53-1399.53NL2L3313Mh=Fnh1人=2351.30x192=451449.6NmmMV1=FNV1父L3=882.0父192=169344NmmMV2=FNV2ML2=1399.53父121=169343.13NmmM1=Y(Mh2+M

47、V12=&51449.62+1693442=482161.79NmmM2=，(Mh2+MV22=.451449.62+169343.132=482161.79Nmm由此可知M15tM2从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的Mh，Mv，M的值列于下表。载荷水平向H垂直向V支反力FFNH1=2351.30N,FNH2=3730.98NFNV1=882.0N,FnV2=1399.53N弯矩MMH=451449.6N.mmMV1=1693441mmMV2=1693433N.mm总弯矩M1=482161.79N.mmM2=482161.79N.mm扭矩

48、TT3=548500N.mm根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图6.1.5 .按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度，根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环变应力，取a=0.6,轴的计算应力caMi2 (1)2,482161.792 (0.6 548500)2W0.1 603=27.03MPa前已选定轴白材料为45钢，调质处理，由表查得九=60MPa。因此0ca仃"，故安全6.1.6 精确校核轴的疲劳强度(1)判断危险截面截面A,2,3,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力

49、集中均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A,2,3,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面4和5出过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面C虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里的轴直径最大，故截面C也不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合小，因此轴只需校核截面7左右两端即可。(2)截面7左侧333抗弯截面系数W=0.1d=0.155=16637.5mm抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2553=33275mm3截面7左侧的弯矩M为121-90.5M=482161.79=121536.64

50、N.mm121截面7上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力T3 =548500N.mm121536.6416637.5= 7.30MPaT3548500T316.48MPaWT33275轴的材料为45钢，调质处理。由表15-10b=64/10P<ra=2M5P下f=1515Pao截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数u型及%按附表3-2查取。因r2D60二 _ = 2.0,二=1.32 UL一二一二0.0364,=1.09d55d55,经插值可查得又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为q口=0.82川7=0.85故有效应力集中系数按式(附表3-4)为k;；=1q二(1)=10.82

51、(2.0-1)-1.82k1qG.-1)=10.85(1.32-1)=1.27由附图3-2的尺寸系数=0.71,由附图3-3的扭转尺寸系数、=0.83轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 Pl% = 0.92轴未经表面强化处理，即0q =1 ,按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为-1%r1.821 y -1 =2.650.71 0.921.271-1 =1.620.83 0.92又由§ 3-1及§ 3-2得碳钢的特性系数中仃= 0.10.2,取中仃= 0.1昨= 0.050.1,取、= 0.05于是，计算安全系数Sca值，按式（15-6） - （15-8）则得275产m 2.65 5.22 0.1 0= 20.5815515.691.620.0511.9715.6920.58 11.97S；S220.582 11.972= 10.35>>S=1.5故可知其安全。（3）截面7右侧抗弯截面系数W=0.1d3u0.1 603二 21600mm3333抗扭截面系数WT=0.2d=0.260=43200mm弯矩M为121-90.5M=482161.7