同轴式二级圆柱齿轮减速器完结详解

1、机械设计课程设计一同轴式二级圆柱齿轮减速器设计计算及说明结果3设计任务书设计计算及说明结果圆柱齿轮减速器设计一用于带式运输机上同轴式二级1 .总体布置简图2 .工作情况工作平稳、单向运转3 .原始数据卷筒后效圆周力(ND运输带速度(m/s)卷筒直径(mm46002.45004 .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，同轴式可使减速器横向尺寸较小。

2、601000v6010002.4nw91.72r/min二D二500三、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(IP44)系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2 .电动机容量(1)卷筒轴的输出功率PwFv5000*2.410001000=12kWPw=12kW(2)电动机的输出功率Pd传动装置的总效率=1.23.；.4.5式中，产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，=0.955；滚动轴承n2=0.9875；圆柱齿轮传动"3=097；弹性联轴器=0.9925；卷筒轴滑

3、动轴承“5=0.955,则一一一_3_2_'.=0.9550.98750.970.99250.955:0.82015故Pd=&=14.63kW0.82015(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=15kW。3.电动机的转速由表2-1查得V带传动常用传动比范围i1'=24,由表2-2查得两级同轴式圆柱齿轮减速器彳动比范围i2'=860,则电动机转速可选范围为设计计算及说明:0.82015Pd=14.63kWPed=15kW结果nd'-nwi1'i2=66810026r/min可见同步转速为750r/min、1000r

4、/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/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表：方案电动机型号额定功率2电动机转速（r/min）传动装置的传动比同步总传动比V带传动两级减速器1Y160L-615100097034.4682.513.7872Y160L-4151500146023.2182.210.554由表中数据可知两个方案均可行，但方案2的电动机质量较小，且比价低。因此,可采用方案2,选定电动机型号为Y160L-4。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nmnw146091.72-16.0所得i

5、2i3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。i=16i1=2.7i2=i3=2.72 .分配各级传动比取V带传动的传动比i=2.5,则两级圆柱齿轮减速器的传动比为i16i2i3=6.4i12.5i2=i3=2.5五、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n轴，低速轴为出轴，各轴转速为14602.5=516rlminn0=nm=1460r/minn。ni二iin1576n=155.13r/mini22.5n2155.13nm=45.78r/mini32.52.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。=Ped=12

6、kWK=P01=120.955=11.4kWPn23=11.40.98750.97=11kWPm=P223=110.98750.97=10.5kW3.各轴转矩ccP0cc12八-T0=95500=955049.74Nmn01460cR11.4Ti二9550=9550118.75Nmni576ccPUcc11Tn=9550=9550>:422.36Nmnn155.13Pm10.5Tm=9550=9550:1370.92Nmnm45.78电动机轴高速轴I中速轴n低速轴m转速（r/min）1460576155.1345.78功率（kW1211.41110.5转矩（Nm）49.74118.754

7、22.361370.92机械设计课程设计一同轴式二级圆柱齿轮减速器设计计算及说明结果六、传动件的设计计算1. V带传动设计计算(1) 确定计算功率(V带设计部分未作说明皆查此由于是带式输送机，每天工作两班，查机械设计书)表8-7得，工作情况系数Ka=1.2Pca=KaR=1.212=14.4kW(2) 选才iV带的带型由Pca、n0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初选小带轮白基准直径dd1。由表8-6和表8-8,取小带轮的基准直径dd1=125mm二ddnov二601000二1251460=9.425m/s601000Pca=14.4kWA型dd1=125mm验算

8、带速V。按式(8-13)验算带的速度5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=i1ddi=2.5125-312.5mmdd2=315mm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),初定中心距a0=500mm。由式(8-22)计算带所需的基准长度Ld0之2a°+：(dd1+dd2)+(dd2-dd1-2a0(dd1+dd2)+(dd2-dd1)24a024a°_2二(315-125)=2500+(125315)()：1709.2mm2

9、4500Ld=1800mm由表8-2选带的基准长度Ld=1800mm机械设计课程设计一同轴式二级圆柱齿轮减速器结果设计计算及说明按式(8-23)计算实际中心距a。Ld-Ldi1800-1709.2aao=500545.4mm22中心距变化范围为518.4599.4mm1(5) 验算小带轮上的包角cti57.357.3：-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和n0=1460r/min,查表8-4a得P0=1.91kW根据n0=1460r/min,i=2.5和A型带，查表8-4b得AP0=

10、0.03kW查表85得Ku=0.95,表82得Kl=0.99于是Pr(PoPo)KKl=1.91kW=1.8246kW计算V带的根数zoPcaz=Pr124.931.8246取5根。(7) 计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m,所以(Fo)min=500(2.51：)Pcaqv2K7v(2.5-0,95)92=500()-0.19.4252N0.9559.425=165N应使带的实际初拉力F0-(F0)min(8) 计算压轴力Fpp：1152(Fp)min=2z(Fo)minSin21=25165sin2=1622Na545.4mm：1：

11、160(Fo)min=165N(Fp)min=1622N9设计计算及说明2.斜齿轮传动设计计算按低速级齿轮设计：小齿轮转矩T1=Tn=422.36N,m，小齿轮转速ni=n=155.13r/min，传动比i=i3=3.713。（1） 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数斜齿圆柱齿轮7级精度z1=24二14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240HB&二者硬度差为40HBs选小齿轮齿数Z1=24：大齿轮

12、齿数z2=iZ=3.713m24之89初选取螺旋角一：=14（2） 按齿面接触强度设计按式（10-21）试算，即dt32KT1ui(ZhZe)2.d；：.u二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）由图10-26查得Ea=0.78,七=0.88,君仪=名口十名必=0.78+0.88=1.66d）小齿轮传递的传矩T1=422.36Nme）由表10-7选取齿宽系数6d=11f）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仃川而1=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限；

13、为皿2=550MPah)由式10-13计算应力循环次数:9Ni=60n1jLh=605761(2836510)=2.0210N2Nii192.021093.713=5.44108机械设计课程设计一同轴式二级圆柱齿轮减速器设计计算及说明结果11i）由图10-19查得接触疲劳寿命系数Khni=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,由式（10-12）得KHN1:Hlim1SKHN2:Hlim20.90600MPa=540MPa;Sk）许用接触应力10.94550MPa=517MPa540517528.5MPa计算a)试算小齿轮分度圆直径d1t,由计算公

14、式得dit_32亿422.361033.713111.663.71322.433189.82mm=92.40mm528.5b)计算圆周速度二d1tn1二92.40155.13601000601000ms=0.7505msc)齿宽b及模数mntd1t_92.40mmv=0.7505msb=：%d1t=1.092.40mm=92.40mmmntd1tcos：92.40cos1424=mm=3.74mmZih=2.25mnt=2.253.74mm=8.41mmb/h=92.40/8.41=10.76d)计算纵向重合度0.318：%Zitan1=0.318124tan14=1.903e）计算载荷系数K

15、由表10-2查得使用系数Ka=1根据v=0.7505Hs,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.04；由表10-4查得KhP的值与直齿轮的相同，故Kh1=1.321KAFt/b=1引422.36/(92.4/2)/92.4=98.9N/mm<100N/mm表10-3查得&3=仆6=1.4；图10-13查得小日=1.28机械设计课程设计一同轴式二级圆柱齿轮减速器结果故载荷系数:K=KAKVKH.KH.=11.041.41.321=1.92f)d1=dt按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得1.9290.403mm=98.19mm11.6g)计算模数mn

16、mn98.19cos1424mm=3.97mmmn=3.97mm（3） 按齿根弯曲强度设计由式(10-17)m、3：2行1详8户八花n-应：。确定计算参数a)计算载荷系数K=KaKVKf:Kf：=11.041.41.28=1.86b)根据纵向重合度wp=1.903,从图10-28查得螺旋角影响系数Yp=0.88c)计算当量齿数一乙一24-zv13:326.27cos-cos14Z289“zv2=3-=397.43cos31cos314d) 查取齿形系数由表10-5查得YFa1=2.592,YFa2=2.185e) 查取应力校正系数由表10-5查得YSa1=1.596,YSa2=1.787f)

17、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仃FE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限c-FE2=380MPa设计计算及说明由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.84,KFN2=0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）得Cf2KFN10FE1S0.845001.4=300.0MPaKFN2FE2S0.885001.4=238.9MPa13g）计算大、小齿轮的YFaYSa,并加以比较二fYFa1Ysa1YFa2YSa2*L2.5921.596300=0.013792.1851.787238.9=0.01634大齿轮的数值大设计计算mn3KM1.

18、86父422.36父103父0.88父（cos14=212421.660.01634mm=2.81mmmn_2.81mm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mn=3mm,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d=98.19mm来计算应有的齿数。于是由d1cos:Zi二mn98.19cos14:31.76取乙=32,则z2=u4=3.71324119（4）几何尺寸计算计算中心距ZiZ2mna二-2cos-321193mm=233.43mm2cos14将中心距圆整为233mm按圆整后的中心距修正螺旋角Z

19、i=32z2=119a=233.43mm机械设计课程设计一同轴式二级圆柱齿轮减速器设计计算及说明结果Z1Z2mn(32119)3:=arccos=arccos1333552a2233因P值改变不多，故参数%,Kb，Zh等不必修正计算大、小齿轮的分度圆直径,乙mn323d1=98.75mmd2=367.24mmd1mm=98.75mmcos-cos133355,Z2mn1193d2mm=367.24mmcos-cos133355计算齿轮宽度B1=105mmB2=100mmb=3d1=198.75mm=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

20、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，故高速级小齿轮采用左旋,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°33'55”中心距(mm)233齿数3211932119齿览(mm)105100105100直径(mm)分度圆98.75367.2498.75367.24齿根圆91.25359.7491.25359.74齿顶圆104.75373.24104.7537

21、3.24旋向左旋右旋右旋左旋#机械设计课程设计一同轴式二级圆柱齿轮减速器结果设计计算及说明七、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（r/min）高速轴功率（kw）转矩T(Nm)5766.91118.75（2）作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为d=98.75mm，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Ft2T2118.75398.7510=2405.06N设计计算及说明结果15Ft2405.06NFr=900.49NFa=875.37NFp=1622Npdmin=A03r=112川嘤=25.64mmdmin=25.64mmFtta

22、n:ntg20Fr=t.n=2405.06：g900.49Ncos：cos133355Fa=Fttan"；：=2405.06tg20'=875.37NFp=1622Np（3）初步确定轴的最小直径先按照式子（15-2）初步估算的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3,取A0=112,于是得（4）轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案（如图）in1111Vvvivn机械设计课程设计一同轴式二级圆柱齿轮减速器2）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，I-n轴段右端需制出一轴肩，故取n-m段的直径dnj=32mm°V带轮与轴配合

23、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Li略短一些，现取Li-n=75mmo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.m=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dxDXT=35mmx80mmx22.75mm,故div=d皿=35mm;而L叽iv=21+21=42mm,Lv-vi=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,dv-vi=4

24、4mm。取安装齿轮的轴段IV-V的直径div-v=40mm,取Liv-v=103mm齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。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二60mm。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选用平键10mmx8mmx63mm,V带轮与轴的配合为H7/r6;齿轮与轴的周向定位选用平键12mmx8mmx70mm,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H而6;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

25、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父45*,各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明I-n7530与V带轮键联接配合n-m6032定位轴肩m-w4235与滚动轴承30307配合，套筒定位w-v10340与小齿轮键联接配合V-VI1044定位轴环vi-vn2335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。于30307型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=18mm。因此，轴的支撑跨距为L1=118mm,L2+L3=74.5+67.5=142mm。根据轴的计算

26、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。设计计算及说明结果19载荷水平囿H垂直向V支反力FFnhi=1143N,Fnh2=1262NFnvi=2237N,Fnv2=1516NC截回弯矢1MMh=Fnh2ML3=85185NmmMv=Fnv2ML3+Ma=145551Nmm总弯矩Mmax=y：M；1M；=J851852+1455512=168646Nmm扭矩T=118750Nmm.M2（：T）2W,16864620.611875020.1403Mpa=28.61Mpa二ca=28.61Mpa（6）按弯扭合

27、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a=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61=70MPa。因此安全仃ca<-1,故安全。2.中速轴的设计（1）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（Nm）；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d1=367.24mm,根据式（10-14）,则2T2422.36367.24104=2300.19NFt1=2300.19NFr1=861.22NFa1=837.20NFttan:：tg20Fr1t-n=23

28、00.19'：g861.22Ncos：cos133355Fa1=Fttan'=2300.19tg20=837.20N已知低速级齿轮的分度圆直径为d2=98.75mm,根据式（10-14）,则Ft22422.3698.7510-=8554.13NFt2=8554.13NFr2=3202.79NFa2=3113.45NFr2fn=85543cos；323355=3202.79NFa2=Fttan=8554.13tg20=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45钢，调质处理。根据表15-3,取A0112,于是得AP6.64d

29、min=39.31mmdmin=A03n=1123153.6=39.31mm（4）轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案（如图）1nmwvw2）根据轴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di-n=dv-vi=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dxDXT=45mmx100mmx27.25mm,故Ls=Lv_vi=27+20=47mm。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

30、的高度为4.5mm。取安装大齿轮出的轴段n-m的直径d口,m=50mm;齿轮的左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dmjv=55mm,又由于考虑到与高、低速轴的配合，取Lm_iv=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14mmx9mmx70mm,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H而6;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m6o4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角1.2x45©,各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径

31、（mm）配合说明I-n4945与滚动轴承30309配合，套筒定位n-m9850与大齿轮键联接配合m-w9055定位轴环w-v10350与小齿轮键联接配合V-VI4545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。于30309型圆锥滚子轴承，由手册中查得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。载荷水平囿H垂直向V支反力

32、FFnh1=68NFnh2=6186NFnv1=1382NFnv2=2682NC截回弯矩MMH=Fnh2ML3=460875NmmMV=FNV2ML3+Ma2=353536Nmm总弯矩Mmax="M2+MJ=44608752+3535362=580856Nmm扭矩T=422360Nmm机械设计课程设计一同轴式二级圆柱齿轮减速器21机械设计课程设计一同轴式二级圆柱齿轮减速器结果设计计算及说明（6）按弯扭合成应力校核轴的强度口=0.6,轴的计根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取算应力设计计算及说明结果23仃cacaM2(:T)2,58085620.642236

33、020.1503Mpa=50.70Mpa二ca=50.70Mpa已选定轴的材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得%=70MPa。安全3.低速轴的设计(2)作用在轴上的力低速轴上的功率、转速和转矩转速(r/min)中速轴功率（kw）转矩T(Nm)40.966.371370.92已知低速级齿轮的分度圆直径为d=367.24mm,根据式（10-14）,则Ft2T21370.92FrdFttan367.2410“=7466.07Ntg20=7466.07g2791.54Ncos133355Fa=Fttan=7466.07tg20=2717.43NFt7466.07NFr=2791.54NFa=27

34、17.43Na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,(4)取A。=112,于是得轴的结构设计dmin=A0P6.373=112360.23mmn40.96dmin=60.23mm1）拟订轴上零件的装配方案（如图）U1IVVVIVII机械设计课程设计一同轴式二级圆柱齿轮减速器2）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，VI-vn轴段左端需制出一轴肩，故取v-VI段的直径dv二64mm。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面上，故V1-口段的长度应

35、比Li略短一些，现取Lw-皿=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dvi.i=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dXDXT=70mmX150mmx38mm,故di.n=div-v=70mm;而Li=38mm,Lw-v=38+20=58mm。左端滚动轴承采用轴环进彳T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du二82mm。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。取安装齿轮出的轴段m-IV的直径dm-iv=75mm;齿轮的右端

36、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M-iv=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-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半联轴器与轴的联接，选用平键为18mmx11mmx80mm,半联轴器与轴的配合为H0k6。齿轮与轴的联接，选用平键为20mmx12mmx80mm,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H而6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表1

37、5-2,取轴端倒角2.0m45',各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明I-n3870与滚动轴承30314配合n-m1082轴环m-w9875与大齿轮以键联接配合，套筒定位w-v5870与滚动轴承30314配合V-VI6068与端盖配合，做联轴器的轴向定位vi-vn10563与联轴器键联接配合总长度369mm设计计算及说明结果21机械设计课程设计一同轴式二级圆柱齿轮减速器设计计算及说明结果(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。X于30314型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=31mm。因此，轴的支撑跨距为L1L2=677

38、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。载荷水平囿H垂直向V支反力FFNH1=3943.35NFNH2=3522.72NFNV1=-2039.50NFNV2=4831.04NB«弯矢1MMH=FNH1ML1=264204NmmMV=FNV2ML2=362325Nmm总弯矩Mmax=JmH+M；=42642042+3623252=448423Nmm扭矩T=1370920Nmm(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，

39、取豆=0.6,轴的计算应力二ca=22.21Mpa安全.M2;(T)2144842320.613709202ocaMpa=22.21MpaW0.1753已选定轴的材料为45Cr,调质处理。由表15-1查彳导仃-1=70MPa。因此aca<ff.1,故安全。(7) 精确校核轴的疲劳强度1)判断危险截面截面VWVII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vvivn无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面出和IV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。截面出的应力集中影响

40、和截面IV的相近，但截面出不受扭矩作用，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IV左右两侧。设计计算及说明结果27机械设计课程设计一同轴式二级圆柱齿轮减速器2）截面IV左侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.1753mm3=42187.5mm3抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2753mm384375mm3截面IV左侧的弯矩为75-48M=448423161432Nm75截面IV上白扭

41、矩为T-1370920Nmm,、，M161432截面上的弯曲应力-b”1161432MPa=3.83MPaW42187.5截面上的扭转切应力T=1370920MPa=1625MPaWT84375轴的材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得；人=735MPa,二2二355MPa,=200MPa设计计算及说明结果33截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2=2.0=0.027,75二75二1.0770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-.=0.82,q=0.85故有效应力集中系数为k；_=1q：；_-1=10.822.3-1=2.07q：-1

42、=10.851.32-1=1.27由附图3-2得尺寸系数名b=0.65由附图3-3得扭转尺寸系数8丁=0.80V轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为=Pt=0.92轴未经表面强化处理，即3q=1,则得综合系数值为/&1d2.071K=一一1二一1=3.270.650.92K=k1一1=1.271一1=1.67；-0.800.92VV又由§3-1和§3-2查得碳钢的特性系数邛仃=0.10.2,取平0=0.15;邛e=0.050.1,取平工=0.075;VV于是，计算安全系数Sca值，按式（15-6）（15-8）则得Sc二K；=a，"m3553.273.8

43、30.150=28.35S.-dK.-a-；：.m200ca1.6716.2520.07516.252=14.11S,-S_28.3514.11.”SjS228.35214.112=12.63S=1.5故可知其安全。3）截面IV右侧Sca-12.63caS-1.5安全抗弯截面系数W=0.1d3=0.1703mm3=34300mm3抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2703mm3=68600mm3截面IV右侧的弯矩为75-48M=448423-=161432Nm75截面IV上白扭矩为T-1370920NmmM161432截面上的弯曲应力ab=M=161432MPa=471MPaW34300,一，

44、T1370920截面上的扭车t切应力=-T-=1370920MPa=1998MPaWt68600-轴的材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得二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3-2=20=0.029,707570=1.07经插值后可查得:_=2.2,:=1.30又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q-.=0.82,q=0.85故有效应力集中系数为k二1q1)=10.822.2-1=1.98k=1q=-1=10.851.30-1=1.26由附图3-2得尺寸系数名汀=0.67由附图3-3得扭转尺寸系数8=0.82轴按磨削加工，附图

45、3-4得表面质量系数为=日,=0.92轴未经表面强化处理,1.980.67KJ1-1=KJ1+1-10.92-3.04即3q=1,则得综合系数值为1.26一一1-1-1.620.820.92又由§3-1和§3-2查得碳钢的特性系数二-=0.10.2,取中仃=0.15;:=0.050.1,取中t=0.075;V'于是，计算安全系数Sca值，按式(15-6)(15-8)则得=24.79355K产a；=m3.044.710.150S.=4K.-a-；：.m2001.6219.9820.07519.982=11.81cS*24.7911.81Sca10.66、S=1.5故可

46、知其安全。Sca=10.66S=1.5安全S2S224.79211.812、滚动轴承的选择及计算,'公，公4,Lh=5.8410h轴承预期寿命Lh=1036582=5.84104h1 .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a=115135"，Cr=71.2kNe=1.5tan：=1.5tan115135=0.315(1) 求两轴承所受到的径向载荷Fr1和Fr2由高速轴的校核过程中可知：Fnh1=1143N,FNH2=1262NFnvi=2237N,Fnv2=1516NFr1=:Fnh：Fnv：=J1432(-2237).2=2512NFr2=.F

47、nh22Fnv22=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=里2YFd1251220.4ctg115135=659NFd2197320.4ctg115135=518N因为Fae=875Nae所以FaeFd2=1393NFd1Fa1=1393NFa2=518NFa1=FaeFd2=1393NFa2=Fd2=518N(3) 求轴承当量动载荷P和P2FaiFri13932512=0.5545eFa25180.2625:二eFr21973由机械设计表13-6,取载荷系数fp=1.1P1=fp0.4Fr1YFa1)=1.1(0.425120.

48、4ctg1151351393)P1=4024NP2=2170N=4024NP2=fpFr2=1.11973=2170N(4) 验算轴承寿命因为P>P2,所以按轴承1的受力大小验算5Lh=4.1810h10I106C叩10671.2¥/一Lh'Lh=-=4.18父10h>Lh满足寿命要求60n<P)60x576<4.024)故所选轴承满足寿命要求。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ot=12：57'10"，Cr=102kNe=1.5tan：=1.5tan125710=0.345(1) 求两轴承所受到

49、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=2682NFr1=Fnh：FnV12=6821382.2=1384NFr2=.Fnh22Fnv22=6186226822=6742N(2) 求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2由机械设计表13-7得Fd=三2YFdi138420.4ctg125710=398NFd2674220.4ctg125710=1938N因为Fae=Fa2-Fa1=3113-837=2276Naea2ai所以FaeFd2=4214N.Fd1Fa1=FaeFd2=4214NFa2=Fd2=1938N(3)

50、求轴承当量动载荷P和P2Fa1Fr142141384=3.045eFa2Fr219386742=0.2875二e由机械设计表13-6,取载荷系数fp=1.1P1=fp0.4Fr1YFa1=1.1(0.413840.4ctg125710"4214)=8671NP2=fpFr2=1.16742-7416N(4) 验算轴承寿命因为PAP2,所以按轴承1的受力大小验算10106i'C'户106'102”历I60nIp)60M153.6<8.671J一一5=4.0210hLh'Fa1=4214NFa2=1938NP1=8671NP2=7416N5Lh=4.0210hLh'满足寿命要求故所选轴承满足寿命要求。机械设计课程设计一同轴式二级圆柱齿轮减速器3.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a=12二5710"，Cr=208kNe=1.5tan：=1.5tan125710=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=35