带式运输机上二级圆柱齿轮减速器课程方案设计书

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19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、润滑与密封33十三、设计小结34十四、参考资料35设计任务书设计一

2、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(1)电动机的选择与参数计算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(1)减速器总装配图1张（0号或1号图纸）齿轮、轴零件图各一张（2号或3号图纸） 设计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带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱，采用V带

3、可起到过载保护作用，同轴式可使减结果速器横向尺寸较小。设计计算及说明60x1000v60 1000 0.7nD二 320= 41.778r/minnw =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

4、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故 Pd 二 Pw5.96250.82015= 7.2014kW(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=7.5kW3.电动机的转速由表2-1查得V带传动常用传动比范围24，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=

5、0.82015巳=7.2014kWPed =7.5kWnd 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:方案电动机型号额定功率（kW）电动机转速（r/min ）电动机 质量（kg）传动装置的传动比同步、卄满载总传动比V带传动两级减速器1Y132M -47.5150014408134.4682.513.7872Y160 M-67.5100097011923.2182.210.554由表中数据

6、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)额定转矩转矩Y132M -47.5150014402.22.3HDEGKLF XGD质量(kg)1323880331251510 X881i 二 34.468h = 2.5四、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i2 = i3 二3.713i =小

7、 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i2i _ 34.468 h 一 2.5=13.787i2 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 /minno1440.n二 =576r / min11 2.5n1576nn155.13r / min12 3713n2155.13n 皿45.78r/mi n13 3.71

8、32. 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-9550-9550422.36N mnn155.13P6 5718T皿=9550 皿=95501370.9

9、2N 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(r/mi n )功率（kW7.206.916.646.37转矩(N m)49.74118.75422.361370.92六、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）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Pea 二 9kWA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

10、8-8，取小带轮的 基准直径dd1 = 125mm 验算带速v。按式（8-13）验算带的速度二 dd1 n°60 1000二 125 144060 1000=9.425m/s因为5m/s : v : 30m/s ,故带速合适。dd1 = 125mm 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），初定中心距a 500mm。 由式（8-22）计算带所需的基准长度2 2 (dd2 -de)(dd2ddi)Ld0

11、2a0(d di dd2)2a0(dd1 dd2)24ao24a°4ao=2 500-(125315)(315 一125)： 1709.2mm24 汉 500dd2 = 315mmLd = 1800mm由表8-2选带的基准长度Ld = 1800mm 按式(8-23)计算实际中心距aLd -Ld! qmJ800-1709.2a ao500545.4mma 545.4mm2 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

12、的根数-讪 160 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得KL = 0.99于是P (PoPo) K- Kl =1.91kW = 1.8246kW 计算V带的根数z。Pr1.8246= 4.93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(Fo)min =500(2尸包 qv2K：zv二500(2.5-

13、0.95) 90.95 5 9.4250.1 9.4252N= 165N应使带的实际初拉力Fo- ( Fo) min(8) 计算压轴力Fp(Fp)min = 2z(F°)min Sin 罟=2 ® 165“in 等=1622N(Fo)min =165N(Fp)min "622N2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。（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级精度斜齿圆柱齿轮7级精度（GB100

14、95-88） 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乙=2414 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）由图 10-26 查得：=0.78, ：2 =0.88，：二：1 ；：2 =0.78 0.88 =1.6

15、6d）小齿轮传递的传矩 T1 = 422.36N me）由表10-7选取齿宽系数-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) = 2.02 109N2N1112.02 1093.713= 5.44 108i）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%

16、安全系数S=1，由式（10-12）得k)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54051722MPa 二 540MPa;MPa =517MPa= 528.5MPat H2H1计算a)试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得d1t2 1.6 422.36 1033.713 1X X3.7131 1.66'2.43189.8 f “ “! mm 二 92.40mm528.5b)计算圆周速度v _d1t n1 J 92.40 155.13ms "750

17、5ms 60 1000 60 1000c) 齿宽b及模数mtd1t _ 92.40mmb = d d1t =1.0 92.40mm = 92.40mmd1t cos ：92.40 cos14mntmm 二 3.74mmz124h = 2.25mnt = 2.25 3.74mm = 8.41mmv = 0.7505m sb/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 14>1.903e）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，由图10-8查得动载系数Kv =1.0

18、4 ;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 =1.28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)K1.92d1 = d1t 390.40 3：mm = 98.19mm1 1t . Kt1.6g）计算模数mnd1 cosB 98.19 汇 cos14 _mnmm 二 3.97mmmn 二

19、3.97mmz124(3) 按齿根弯曲强度设计由式(10-17)/KTWcos2： YFaYsamn 峯一-_2dZ1：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_Z1Zv1 -3 ：cos P243二 26.27cos 14z289Z八 cos3 "cos314 =97.43d) 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 Ysai =1.596,

20、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 =380MPa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K FN1 匚 FE1S0.84 5001.4= 300.0MPaKfN2 3-'FE20.88 5001.4= 238.9MPag）计算大、小齿轮的涪，并加以比较丫尸宀2592596 “.01379300仏沧= 2.185 1.787 “01634238.9大齿轮的数值大设计计算mn -32 “

21、时 422.36 “°3 遇8 仏册匚 0.01634mm = 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° _31mnmn _ 2.81mm取 召=32，则 z2 二 uz,=3.713 24 119（4）几何尺寸计算Z1 Z2 mna2 cos计算中心距321193 m 233.43mm2 cos14将中心距圆整为23

22、3mma = 233.43mm按圆整后的中心距修正螺旋角任(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 = 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

23、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齿数3211932119齿宽(mm)105100105100直径(mm)分度圆98.75367.2498.75367.24齿根圆91.25359.7491

24、.25359.74齿顶圆104.75373.24104.75373.24旋向左旋右旋右旋左旋七、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 = 8

25、75.37 NFp =1622N(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A。=112，于是得dm.二 A。3 ； =112 3691 = 25.64mm576Ft =2405.06NFr = 900.49 NFa =875.37NFp =1622N(4) 轴的结构设计1 )拟订轴上零件的装配方案(如图)dmin = 25.64mm2）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

26、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=35mm ;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

27、, 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选用平键10mmx 8mm x 63mm, V带轮与轴的配合为 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

28、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 - 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。对于30307型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=18mm。

29、因此，轴的支撑跨距为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。结果设计计算及说明载荷水平面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 =118750

30、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M2（：T）2WJl686462 +（0.6心18750 丫30.1 40Mpa = 28.61Mpa匚 ca =28.61Mpa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(1) 中速轴上的功率、转速和转矩转速中速轴功率转矩 T(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

31、.36Fti3 =2300.19Nd 367.24 10Ft tangtg 20°Fr1t . 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，根据式(10-14)，则Ft1 =2300.19NFr1 =861.22NFa1 =837.20 N2 汉 422.36Ft23 =8554.13N98.75 10-= Fttan：n 8554.13'：tg203202.79Ncos：cos13 33 55Fa2 二Fttan =8554.

32、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45钢，Ft2 =8554.13NFr2 =3202.79NFa2 =3113.45Ndmin6.64153.6=39.31mmdmin =39.31mm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

33、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。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

34、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-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

35、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。载荷水平面H垂直面V支反Fnhi =68NFnvi =1382N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 =5

36、80856N mm扭矩T =422360N mm二 ca=50.70Mpa(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0.1 503M 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。因此匚ca <-1，故安全。ca3.低速轴的设计安全(1)低速轴上的功率、转速和转矩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

37、,根据式(10-14),2T 2 1370.92Ft3 = 7466.07 Nd 367.24 汇 10tg20Ft tan。ntg20 °Fr =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，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=2791.54NFa =2717.43N（4）轴的结构设

38、计dmin=60.23mm1）拟订轴上零件的装配方案（如图）i n mivvwvn结果设计计算及说明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，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

39、=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。 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

40、 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。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，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

41、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总长度369mm设计计算及说明结果Ft结果设计计算及说明(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

42、.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 =1370920N 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 44842320.6 13709200.1x753Mpa = 22.21Mpa已选定轴的材料为 45Cr,调质处理。由表15-1查得G1

43、= 70MPa。CTca = 22.21Mpa 因此ca£j，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2) 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 = 84375mm3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 =