二级展开式圆柱齿轮减速器的设计

1、编号 带式运输机传动装置的设计题目： 二级展开式圆柱齿轮减速器的设计 机械工程 学院 过程设备与控制工程专业学 号 1040212205 学生姓名 付永生 指导教师 陆凤翔 副教授 带式运输机传动装置的设计一设计任务书1. 带式运输机工作原理如图1.1所示 图1.1 带式运输机传动示意图2. 已知条件1）运输带工作拉力：26002）运输带工作速度：V1.1m/s3）卷筒直径：220mm4）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35C；5）使用折旧期：8年；6）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；7）动力来源：电力，三相交流，电压380/220

2、8）运输带速度允许误差：5；9）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3.设计数据运输带工作拉力F=2600N运输带工作速度V=2.2m/s卷筒直径D=220mm二传动方案的拟定，比较，选择确定项目设计过程评价结果传动方案的拟定，比较，选择确定（a）带-单级圆柱齿轮减速器优点：传动平稳，有缓冲减震作用，和过载保护作用，价格较低。缺点：宽度和长度尺寸较大，带传动部适应繁重的工作条件和高温或低温等恶劣的工作环境，传动比不恒定，带的寿命较短。选用二级展开式圆柱式齿轮减速器。项目设计过程结果传动方案的拟定，比较，选择确定（c）二级展开式圆柱齿轮减速器优点：有恒定的传动比，传动效率高，传动平稳

3、，结构紧凑。缺点：成本较高，制造和安装成本高。选用二级展开式圆柱式齿轮减速器。（e）锥圆柱齿轮减速器优点：承载能力强，体积小，噪声低，宽度尺寸小，能改变轴的方向，适合在恶劣环境下长期连续工作。缺点：圆锥齿轮为悬臂支撑，加工比圆柱齿轮困难，特别是大模数的锥齿轮。项目设计过程结果传动方案的拟定，比较，选择确定（f）单级蜗杆减速器优点：传动比大，零件数目又少，因而结构很紧凑，冲击载荷小，传动平稳，噪声低。缺点：啮合处有相对滑动，摩擦严重，传动效率低，常需耗用有色金属制造。选用二级展开式圆柱式齿轮减速器。三传动功率计算，电动机的选择 项目设计过程结果电动机的选择1.计算总效率卷筒效率=0.96，轴承效

4、率1=0.98，啮合效率2=0.97，搅油效率3=0.96，联轴器效率4=0.99总=13223242=0.802运输机工作所需功率Pw=FV1000=2600×1.11000×O96=2.98kw3电动机所需功率Pd=Pw总=2.980.80=3.725kw选用Y112M-4型电动机P额=4KWnm=1440r/minT额=2.3kw 项目设计过程结果电动机的选择4.运输机工作转速nw=60×1000×V220×=60000×1.1220×=95.49r/min5.电动机的转速范围nd=n*i总=95.49×(3

5、5)2=(859.41 2387.25)r/min6.选择电动机同步转速可选1000或1500r/min查手册表12-1，可选Y112M-4型。其参数如下：Pd=4KW，n同=1500r/min，nd=1440r/min，T额=2.3kw选用Y112M-4型电动机Pd=4KWnd=1440r/minT额=2.3kw四，总传动比计算和进行传动比分配项目设计过程结果总传动比计算及分配i总=nd/n=1440/95.49=15.08由i总=i1*i2，且i1=(1.31.5)i2选用i1=1.4i2,，则i1=4.595，i2=3.282i总=15.08i1=4.595i2=3.282 项目设计过程

6、结果各轴上的 转速，功率，转矩用1，2，分别表示轴，轴，轴，计算如下：各轴转速：n1=nd=1440r/min n2=n1/i1=1440/4.595=313.384r/min n3=n2/i2=313.384/3.282=95.486r/min各轴功率：P1=Pd*14=4×0.98×0.99=3.881KW P2=P112=3.881×0.98×0.97=3.689KW P3=P2123=3.689×0.98×0.97×0.96=3.366KW各轴转矩： Td=9550Pd/nd=9550×4÷144

7、0=26.528N·m T1=Td14=26.528×0.98×0.99=25.737 N·m T2=T112i1=25.737×0.98×0.97×4.595=112.419 N·m T3=T2123i2=112.419×0.98×0.97×0.96×3.282=336.703 N·m见下表4.1轴转速nr/min功率Pkw转矩TN·m14403.88125.737313.3843.689112.41995.4863.366336.703表4.1五、各轴

8、上零件的设计计算 项目设计过程结果高速级齿轮设计1. 选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数1)选用斜齿圆柱齿轮传动2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度3)材料选择。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40 HBS。4)初选小齿轮齿数Z1=22，大齿轮齿数Z2=Z1i1=22×4.595=101.09，取Z2=1015) 选取螺旋角。初选螺旋角=14°。2.按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-21）进行试算选用7级精度斜齿圆柱齿轮,小齿轮材料为40Cr（调质）,大齿轮材料为45钢

9、（调质）初选小齿轮齿数Z1=22, 大齿轮齿数Z2=101, 初选螺旋角=14°。 项目设计过程结果高速级齿轮的设计（1）确定公式内的各计算数值1）试选Kt=1.62）从上可知，小齿轮传递的转矩3）由图10-30选取区域系数4）由表10-6查得材料的弹性影响系数5）由表10-7选取齿宽系数6）由图10-26查得，则7）由图10-21d按齿面材料强度度查得，小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。8）计算应力循环次数9）由图10-19查得接触疲劳寿命系数，10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数，小齿轮m=1.5Z1=24d1=37.152mmB1=45mm大齿轮

10、m=1.5Z2=110d2=170.281mmB2=40mm中心距a=104mm项目设计过程结果高速级齿轮的设计（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径，得2）计算圆周速度3）计算齿宽b及模数4）计算纵向重合度。5）计算载荷系数K。已知使用系数，根据，7级精度， 小齿轮m=1.5Z1=24d1=37.152mmB1=45mm大齿轮m=1.5Z2=110d2=170.281mmB2=40mm中心距a=104mm项目设计过程结果高速级齿轮的设计由图10-8查得动载系数；由表10-2查得使用系数KA=1由表10-4查得小齿轮相对支承非对称布置时，由图10-13查得由表10-3查得所以载荷系数6）按实际的载

11、荷系数校正所算得的分度圆直径7）计算模数3、齿根弯曲强度设计（1）确定各计算参数1）计算载荷系数。2）根据纵向重合度，由图10-28查得螺旋角影响系数。3）计算当量齿数小齿轮m=1.5Z1=25d1=38.411mmB1=45mm大齿轮m=1.5Z2=115d2=170.281mmB2=40mm中心距a=104mm项目设计过程结果高速级齿轮的设计4）由表10-5查得齿型系数；5）由表10-5查得应力校正系数； 6）由图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限大齿轮弯曲疲劳强度极限7）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数；8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，9）计算大、小齿轮的并加以比较大齿

12、轮的数值大。小齿轮m=1.5Z1=24d1=37.152mmB1=45mm大齿轮m=1.5Z2=110d2=170.281mmB2=40mm中心距a=104mm项目设计过程结果高速级齿轮的设计对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数=1.694大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数=1.152，由于齿轮模数大小主要取决于弯曲疲劳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有关，故可取由弯曲 疲劳强度算得的模数1.152 并就近圆整为标准值m=1.5mm，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来计算应有的齿数。于是有故取，则可取

13、Z2=115 4、几何尺寸计算1）计算中心距将中心距圆整为。2）按取整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径小齿轮m=1.5Z1=25d1=38.571mmB1=45mm大齿轮Z2=115d2=177.428mmB2=40mm中心距a=108.214mm项目设计过程结果高速级齿轮的设计4）计算齿轮宽度取整后取，。5、结构计算小齿轮：因为小齿轮齿顶圆的直径过小，所以直接做齿轮轴。大齿轮：大齿轮齿圆的直径大于，而小于 故选用腹板式结构的齿轮。其尺寸设计如下初选轴直径为D4=35mm, 齿轮为铸铁，D31.7D4=1.7×35=59.5mm，不

14、进行变位，da=d2+2mn=177.428+2×1.5=180.428mm圆柱齿轮，D0=da-(1014) mn=180.428（1014）×1.5= （159.428428）mm，取D0=160mmD1（D0+D3）/2=109.75mmD2（0.250.3）（D0-D3）=25.12530.15mm，取D2=30mmn10.5 mn=0.75mm，取n1=1mm, r=5mmC（0.20.3）B2=（812）mm，取C=10mm小齿轮做成齿轮轴大齿轮采用腹板式结构D4=35mmD3=59.5mmda= 180.428mmD0=160mmD1=109.75mmD2=3

15、0mmC=10mm项目设计过程结果低速级齿轮的设计1、选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度3）材料选择。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40 HBS。4）初选小齿轮齿数22，大齿轮齿数，取Z4=722、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算（1）确定公式内的各计算数值1）试选Kt=1.32）从上可知，小齿轮传递的转矩3）由表10-7选取齿宽系数4）由表10-6查得材料的弹性影响系数5）由图10-21d按齿面材料硬度查得，小齿轮的接触疲劳

16、强度极限，选用7级精度直齿圆柱齿轮小齿轮材料为40Cr（调质），大齿轮材料为45钢（调质）初选Z3=22Z4=72项目设计过程结果低速级齿轮的设计大齿轮的接触疲劳强度极限6）计算应力循环次数7）由图10-19查得接触疲劳寿命系数，8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数，由式（10-12）得（2）计算2）计算圆周速度v3）计算齿宽b及模数小齿轮m=2.5Z1=28d1=70mmB1=75mm大齿轮m=2.5Z2=92d2=230mmB2=70mm中心距a=150mm项目设计过程结果低速级齿轮的设计4）计算齿宽与齿高之比5）计算载荷系数K。根据，7级精度，由表10-2查得使用系数，由图1

17、0-8查得动载系数；直齿轮，KHa=KFa=1由图10-4插值法查得小齿轮相对支承非对称布置时，=1.424由b/h=9.777, =1.424,查图10-13，得 故载荷系数6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径7）计算模数小齿轮m=2.5Z1=28d1=70mmB1=75mm大齿轮m=2.5Z2=92d2=230mmB2=70mm中心距a=150mm项目设计过程结果低速级齿轮的设计2. 按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度设计公式为（1）确定各计算参数1）由图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限大齿轮弯曲疲劳强度极限2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数；3）计算弯曲疲劳许用应

18、力取弯曲疲劳安全系数，得4）计算载荷系数。5）查取齿形系数小齿轮m=2.5Z1=28d1=70mmB1=75mm大齿轮m=2.5Z2=92d2=230mmB2=70mm中心距a=150mm项目设计过程结果低速级齿轮的设计由表10-5查得；6）查取应力校正系数由表10-5查得；7）计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。(2)设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m=3.166大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数m=2.290, 由于齿轮模数大小主要取决于弯曲疲劳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有关，故可取由弯曲 疲劳强度算得的模数2.290

19、 并就近圆整为标准值m=2.5mm，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来计算应有的齿数。于是有Z3=d1/m=69.655/2.5=27.86228小齿轮m=2.5Z1=28d1=70mmB1=75mm大齿轮m=2.5Z2=92d2=230mmB2=70mm中心距a=150mm项目设计过程结果低速级齿轮的设计Z4=Z3*i2=28*3.282=91.89692这样设计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，并做到了结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径 d1=z1m1=28*2.5=70mm d2=z2m2=

20、92*2.5=230mm（2） 计算中心距a=(d1+d2)/2=（70+230）/2=150mm（3） 计算齿轮宽度 取B1=70mm，B2=75mm5、结构计算小齿轮：因为小齿轮齿顶圆的直径过小，所以直接做成实心结构齿轮。大齿轮：大齿轮齿圆的直径大于，而小于 故选用腹板式结构的齿轮。其结构尺寸设计如下：初选轴直径为D4=55mm, 齿轮为铸铁，D31.7D4=1.7×55=93.5mm，小齿轮m=2.5Z1=28d1=70mmB1=75mm大齿轮m=2.5Z2=92d2=230mmB2=70mm中心距a=150mm小齿轮做成实心结构大齿轮采用腹板式结构项目设计过程结果低速级齿轮的

21、设计不进行变位，da=d2+2mn=230+2×2.5=235mm圆柱齿轮，D0=da-(1014) mn=230（1014）×2.5= （195205）mm，取D0=200mmD1（D0+D3）/2=146.75mmD2（0.250.3）（D0-D3）=26.62531.95mm，取D2=30mmn20.5 mn=1.25mm，r=5mmC（0.20.3）B2=（1421）mm，取C=20mm大齿轮D4=55mmD3=93.5mmda= 235mmD0= 200mmD1=146.75mmD2=30mmn2 =1.25C=20mm六、轴的结构设计项目设计过程结果轴的设计1.

22、 求输出轴上的功率，转速和转矩。根据前面计算：n1=1440r/minP1=3.881kwT1=25.737N·mn1=1440r/minP1=3.881kwT1=25.737N·m项目设计过程结果轴的设计2. 求作用在齿轮上的力 （1） 对于轴，因已知轴上小齿轮分度圆直径为38.571mm, 3.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调处理处理。根据表15-3，取A0=112，于是得4.联轴器的选择输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相同，取=18，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化很项目设计

23、过程结果轴的设计小，故取，则：1）输入轴端联轴器按照计算转矩就小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用CY2Y18×42J18×30型凸缘联轴器，其公称转矩为63000Nmm。半联轴器的孔径，故取相应段的轴直径也为18mm，半联轴器长度，半联轴器s=6mm。5.轴的结构设计（1）拟定轴的装配方案。由于联轴器与齿轮位置相差较大，故应选图15-22b所示方案，同时，将轴肩向远离轴承的方向移一段。如下图所示。选用CY2Y18×42J18×30型凸缘联轴器项目设计过程结果（2）向定位的要求确定轴的各段直径与长度。1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，12轴段端需制出

24、一轴肩，故23段的直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度，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12段的长度应比略短一此，现取。2） 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，由轴承产品目录中初步选取0组游隙、0级公差的单列圆锥滚子轴承30305，其尺寸为，故；而。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由表查得30305型轴承的安装尺寸，因此可取。选用单列圆锥滚子轴承30305。项目设计过程结果轴的设计3） 齿轮分度圆直径过小，需做成齿轮轴，故d5-6=da1=d1+2mn1=38.571+

25、2×1.5=41.571mm,由于已知齿轮的宽度，故取，。4） 轴承端盖的总宽度为（根据减速箱体及轴承端盖的结构）。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间的距离，所以取。5） 取齿轮距箱体右侧内壁的距离，轴3上两齿轮间的距离。考虑到箱体的加工误差，取滚动轴承距离箱体内壁的距离，已知轴2上小齿轮的宽度，考虑到高速级齿轮宽度，则左右内壁间距为l=a+B3+c+(B1+B2)/2+a=16+75+20+(45+40)/2+16=169.5至此，已初步了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键联接。按 的尺寸由手册查

26、得平键d×b×h=18×6×6，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的， 内壁左右间距为l=169.5mm项目设计过程结果轴的设计这里选取轴的直径尺寸公差为m6。3）确定轴上圆角和倒角的尺寸查表15-2得，取轴端倒角为，各轴肩的圆角半径均取。未注圆角半径R1。5.求轴上的载荷根据轴的结构图，做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取的值（参考图15-23）。对于轴承30304型圆锥滚子轴承，从手册中查得a=13,因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩和扭矩图。由前面计算可知，故FNH

27、1=Ft1·L3/(L2+L3) =352.36 NFNH2=Ft1·L2/(L2+L3) =982.17 NFNV1=(Fr1·L3- Fa1d1/2) /(L2+L3)100.30 N半联轴器与轴的连接选用d×b×h=18×6×6 FNH1= =352.36 NFNH2= =982.17 N FNV1100.30 N项目设计过程结果轴的设计FNV2=(Fr1·L2 - Fa1d1/2) /(L2+L3)336.08 NMH1=FH1L2=50.828 N·mMa=·d1/2=321.278=

28、6.196N·mMV1=-FNV1L2+Ma= -8.272N·mMV2=-FNV2L3-Ma= -20.664N·mM1 = = =51.498 N·mM2 = = =54.868 N·mT1= 25.737 N·m扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6Me1=53.763 N·mMe1=M2=54.868 N·mFNV2336.08 NMH1=50.828 N·mMV1=-8.272N·mMV2=-20.664N·mM1=51.498 N·mM2=54.868 N·

29、;m Me1=53.763 N·m Me1=54.868 N·m项目设计过程结果轴的强度校核6. 按弯扭合成应力校合轴的强度校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（危险截面）的强度。根据公式，可得：齿轮轴的齿根圆直径df=d1-2.5mn1=34.821mm式中，W为轴的抗弯截面系数。前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得。因为，故安全。轴安全轴的设计1. 求输出轴上的功率，转速和转矩。根据前面计算：n2=313.384r/minP1=3.689kwT1=112.419N·m2已知轴上的力高速级大齿轮分度圆直径为d2=170.281mm，所以 n2=313

30、.384r/minP1=3.689kwT1=112.419N·m项目设计过程结果轴的设计 已知轴上低速小齿轮分度圆直径为d3=70mm，所以3.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调处理处理。根据表15-3，取A0=112，于是得3. 轴的结构设计。（1） 拟定轴上零件的装配方案。（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1）初步选用单列圆锥滚子轴承，参照可知，最小直径为轴承的直径，选取0组游隙，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306其尺寸为d×D×T=30×72×20.75，故而。2）高速级齿轮的右端与轴承之间采用套筒进行定位，

31、已知齿轮的宽度，为了使套筒的端面可以压选用单列圆锥滚子轴承30306其尺寸为d×D×T=30×72×20.75项目设计过程结果轴的设计 紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，故取。低速级齿轮的左端与轴承之间采用套筒进行定位，已知齿轮的宽度，为了使套筒的端面可以压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，故取。两齿轮之间采用轴肩定位，轴肩高度，取所以，轴肩宽度，因为在两个齿轮之间，项目设计过程结果轴的设计取3）因为轴承位于轴的两端，故可知L13=T+a+s=20.75+8+16+2=46.75mmL68=(B1-B2)/2+2+a+s+L7-8=(45-40)/2+2+1

32、6+8+20.75=49.25mm至此，已初步了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的轴向定位。齿轮与轴的周向定位均采用平键联接。按 的尺寸由手册查得平键截面，键槽用键槽铣刀来加工，取标准长度，同时为了保证齿轮与轴有良好的对中性，故选择齿轮与轴的配合为H7/n6 。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，这里选取轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角的尺寸查表15-2得，取轴端倒角为，各轴肩的圆角半径均取。未注圆角半径R1。L13 =46.75mmL68=49.25mm齿轮与轴的周向定位均采用平键项目设计过程结果轴的设计5.求轴上的载荷根据轴的结构图，做出轴的计算简图。在确定轴承的

33、支点位置时，应从手册中查取的值（参考图15-23）。对于轴承30305型圆锥滚子轴承，从手册中查得a=15.3.因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩和扭矩图。由前面计算可知，高速级大齿轮低速级小齿轮 求出各点力，弯矩FNH1=Ft2L3+Ft3L2+L3L=2452.25N，水平向外选用30305型圆锥滚子轴承a=15.3mm支撑跨距L=196.4mmFNH1=2452.25N项目设计过程结果齿轮的设计FNH2=Ft3L1+Ft2L1+L2L=2066.05N，水平向外FNV1=-Fr2L3+Fr3L2+L3L=645.05N，竖直向下FNV2=Fr3L1-Fr2L1+

34、L2L=49.57N，竖直向下MH1=-FNH1×L1=-164.178N·mMH2=-FNH2×L3=-107.331N·mMa2=Fa2×d22=27.064N·mMV1=-FVH1×L1=-43.186N·mMV2=-FNV1×l1+l2+Fr3L2-Ma1=-29.639N·mMV3=-FNV2×L3+Ma1=24.489N·m M1=MH12+Mv12=169.763N·mM2=MH22+MV22=111.348N·mM3=MH22+MV32=1

35、10.089N·mMe1=M12+(T)2=182.672N·mMe2=M22+(T)2=130.185N·mMe3=M32+(T)2=129.110N·mFNH2=2066.05NFNH1=645.05NFNV2=49.57NMH1=-164.178N·mMH2=-107.331N·mMV1=-43.186N·mMV2=-29.639N·mMV3=24.489N·mM1=169.763N·mM2=111.089N·mM3=110.089项目设计过程结果轴的疲劳强度校核6. 按弯扭合成

36、应力校合轴的强度1)校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（危险截面B）的强度。根据公式，可得：2)校核轴上最小直径处面3处的强度。 M3=M1×66.95-752+266.95=79.747 MPa式中，W为轴的抗弯截面系数。前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得。因为，,故安全。7.精确校准轴的疲劳强度（1）判端危险截面 截面2,3,6,7只受弯矩作用，虽然键槽，轴肩，及过渡配合都将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按弯扭强度较为充裕确定的，所以无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面4，5处过按弯扭合成应力校合轴的强度足够，轴安全项目设计过程结果轴的疲劳

37、强度校核盈配合引起的应力集中最严重。从受载荷来看，齿轮中心处B的应力最大，但其应力集中不大。截面C不如截面B应力大，无需校核。截面5和截面4相比，截面5的应力不如截面4大，故无需校核，因此，需校核截面B与截面4左右两侧即可。（3） 截面B左右两侧，弯截面系数 W=0.1d3=0.1×353=4287.5mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2×35=8575mm3 截面B处的弯矩为M1=169763N·m截面B上的扭矩为 T=112419N·mm截面上的弯曲应力 b=M1W=1697634287.5=39.595 截面上的扭转切应力 T=TWT=11

38、24198575=13.110 弯曲正应力为对称循环弯应力，轴的疲劳强度足够，轴安全项目设计过程结果轴的疲劳强度校核扭转切应力为脉冲循环应变力，m=T2=13.1102=6.555 a=b=39.595 a=m=6.555轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1得，。过盈处配合的k，由附表3-8用插值法求出。并取k=0.8k，于是得，k=2.90，k=2.90×0.8=2.32轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为=0.92故得综合系数为 K=k+1-1=2.987 K=k+1-1=2.407已知碳钢的特性系数，取 ，取于是，计算安全系数值，则轴的疲劳强度足够，轴安全项目设计过程

39、结果轴的疲劳强度校核S=-1Ka+m=2752.987×39.595+0.1×0=2.325 S=-1K+m=2752.407×6.555+0.05×6.555=17.075 sca=SSS2+S2=2.304>s=1.5故该轴在截面B左右两侧的强度都是足够的。综上，该轴是安全的。（4） 截面4的左侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1×353=4287.5mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2×35=8575mm3 截面B处的弯矩为M面4=M1-M1-M2×75÷277.5=141372N·

40、m截面B上的扭矩为 T=112419N·mm截面上的弯曲应力 b=MW=1413724287.5=32.973 截面上的扭转切应力 T=TWT=1124198575=13.110 轴的疲劳强度足够，轴安全项目设计过程结果轴的疲劳强度校核弯曲正应力为对称循环弯应力，扭转切应力为脉冲循环应变力，m=T2=13.1102=6.555 a=b=32.973 a=m=6.555轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1得，。过盈处配合的k，由附表3-8用插值法求出。并取k=0.8k，于是得，k=2.90，k=2.90×0.8=2.32轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为=0.92

41、故得综合系数为故得综合系数为 K=k+1-1=2.987 K=k+1-1=2.407已知碳钢的特性系数轴的疲劳强度足够，轴安全项目设计过程结果轴的疲劳强度校核，取 ，取于是，计算安全系数值，则S=-1Ka+m=2752.987×32.973+0.1×0=2.792 S=-1K+m=2752.407×6.555+0.05×6.555=17.075 sca=SSS2+S2=2.755>s=1.5故该轴在截面4左侧的强度也是足够的。（5） 截面4右侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1×453=9112.5mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=

42、0.2×373=18225mm3 截面4左侧的弯矩为M4=141372N·m截面B上的扭矩为 T=112419N·mm截面上的弯曲应力 b=MW=1413729112.5=15.514 轴的疲劳强度足够，轴安全项目设计过程结果轴的疲劳强度校核截面上的扭转切应力 T=TWT=11241918225=6.168 弯曲正应力为对称循环弯应力，扭转切应力为脉冲循环应变力，m=T2=6.1682=3.084 a=b=15.514 a=m=3.084轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1得，。过盈处配合的k，由附表3-8用插值法求出。并取k=0.8k，于是得，k=3.36，

43、k=3.36×0.8=2.68轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为=0.92故得综合系数为 K=k+1-1=3.447 K=k+1-1=2.767轴的疲劳强度足够，轴安全项目设计过程结果轴的疲劳强度校核已知碳钢的特性系数，取 ，取于是，计算安全系数值，则S=-1Ka+m=2753.447×15.514+0.1×0=5.142 S=-1K+m=2752.767×3.084+0.05×3.084=31.654 sca=SSS2+S2=5.075s=1.5故该轴在截面右侧的强度也是足够的。综上，该轴是安全的。轴的疲劳强度足够，轴安全轴的设计，计

44、算1. 求输出轴上的功率，转速和转矩。根据前面计算：n3=95.486r/minP3=3.366kwT3=336.703N·m2.求作用在齿轮上的力 。n3=95.486r/minP3=3.366kwT3=336.703N·m项目设计过程结果轴的设计，计算3.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调处理处理。根据表15-3，取A0=112，于是得4.联轴器的选择输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相同，取=40，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则：1）输入轴端联轴器按照计算转矩就小

45、于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用CY6Y40×112J40×84型凸缘联轴器，其公称转矩为900000Nmm。半联轴器的孔径，故取相应段的轴直径也为40mm，半联轴器长度，半联轴器s=8mm。选用CY6Y40×112J40×84型凸缘联轴器项目设计过程结果轴的设计，计算5.轴的结构设计（1）拟定轴的装配方案。由于联轴器与齿轮位置相差较大，故应选图15-22b所示方案，同时，将轴肩向远离轴承的方向移一段。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径与长度。1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，89轴段端需制出一轴肩，故89段的直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端

46、直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度，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12段的长度应比略短一此，现取。2 ) 初步选择滚动轴承。因轴承仅受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照项目设计过程结果轴的设计，计算工作要求并根据，由轴5.轴的结构设计（1）拟定轴的装配方案。由于联轴器与齿轮位置相差较大，故应选图15-22b所示方案，同时，将轴肩向远离轴承的方向移一段。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径与长度。1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，89轴段端需制出一轴肩，故89段的直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只

47、压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故12段的长度应比略短一此，现取。2 ) 初步选择滚动轴承。因轴承仅受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0组游隙、0级公差的深沟球轴承6209，其尺寸为，故；而。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由表查得6209型轴承的安装尺寸，项目设计过程结果轴的设计，计算因此可取。3）取安装齿轮处的轴段3-4的直径d3-4=55mm，大齿轮的右端采用轴肩进行定位，轴肩高度，取，所以，宽度，故取齿轮的左端与轴承之间采用套筒进行定位，已知齿轮的宽度，为了使套筒的端面可以压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，故取，。4）轴承端盖的总宽度为（

48、根据减速箱体及轴承端盖的结构）。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间的距离，所以取。5) 取齿轮距箱体右侧内壁的距离，考虑到箱体的加工误差，滚动轴承距离箱体内壁的距离，已知轴上大齿轮的宽度，根据前面分析可知，L2-3=a+B3/2-B4/2+a=16+(75-70)/2+2+16=26.5L1-3=L2-3+L1-2=26.5+19=45.5L5-6=77.5+20+18.5+8=124深沟球轴承6209d3-4=55mmL2-3 =26.5L1-3 =45.5L5-6=124项目设计过程结果轴的设计，计算至此，已初步了轴的各段直径和长度。（3）轴上

49、零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键联接，按 的尺寸由手册查得平键截面，键槽用键槽铣刀来加工，取标准长度，同时为了保证齿轮与轴有良好的对中性，故选择齿轮与轴的配合为H7/n6。半联轴器与轴的连接选用d×b×h=40×12×8，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，这里选取轴的直径尺寸公差为m63）确定轴上圆角和倒角的尺寸查表15-2得，取轴端倒角为，面3,6轴肩的圆角半径均取，面4，5处轴肩圆角取2.0mm,未注圆角半径R1。5.求轴上的载荷根据轴的结构图，做出轴的计算简图。由轴承的支点位置在轴承中心，因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩和扭矩图。（如下图）齿轮与轴的周向定位采用平键半联轴器与轴的连接选用d×b×h=40×12×8项目设计过程结果轴的设计，计算由前面计算可知，故FNH1=Ft3·L2/(L2+L2)=2117.52N