机械设计同轴式二级减速器

机械设计课程计计算说明书设计题目

同轴式两级变速箱机械工程学院院（系）机械设计制造及其自动化专业班级学号设计人指导教师完成日期2013年7月23日同济大学

目一设任书1二传方的定说1三电机选.........................................................................3四计传装总动和配级动3五计传装的动动参六传件设计.....................................................................51.V带传动设计计算.......................................................................2.斜齿轮传动设计计算....................................................................7七轴设计........................................................................1.高速轴的设计.........................................................................122.中速轴的设计.........................................................................153.低速轴的设计.........................................................................194.精确校核轴的疲劳强度.................................................................22八滚轴的择计261.高速轴的轴承.........................................................................262.中速轴的轴承.........................................................................273.低速轴的轴承.........................................................................29九键接选及核算..............................................................31十联器选........................................................................十、速附的择箱的计.......................................................32十、滑密.........................................................................33十、计结...........................................................................34十、考料...........................................................................35

设计计算及说明

结果一、

设任书设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱斜齿轮减速器1.总布置简图2.工情况工作平稳、单向运转3.原数据运输机卷筒运带速卷直带速允许使用年工制度扭矩（•m）度m/s）径mm）偏（））（日）13004.设内容

0.653005122(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5.设任务(1)减速器总装配图1张0号1号纸）(2)齿轮、轴零件图各一张（2或图纸）(3)设计计算说明书一份二、

传方的定说如任务书上布置简图所示，传动方案采用带加轴式二级圆柱齿轮减速

Fv0.300Fv0.300w箱，采用带可到过载保护作用，同轴式可使减速器横向尺寸较小。为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速，即w

v

41.4rmin一般选用同步转速为1000r/min1500r/min的电动机为原动机，因此传动装置总传动比约为11-16。三、

电机选1.电机类型选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的Ｙ）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2.电机容量卷轴的输出功率

w2v0.65P5.64kW

Pw电机的输出功率

dP

Pw传动装置的总效率12

5式中，

,

为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由《机械设计课程设计未作说明皆为此书中查得）表2-4查：V带动

0.961

；滚动轴承

0.992

；圆柱齿轮传动

；弹性联轴器

0.99，则45

0.960.9950.972

0.859故

Pd

Pw

6.570.859

PkW电机额定功率ed由第二十章表20-1选取电动机定功率

Ped

。

P7.5ed3.电机的转速由表2-1查得V带传常用传动比范围

i'～4

，由表2-2查得两级同轴

2323式圆柱齿轮减速器传动比范围

i'～6

，则电动机转速可选范围为nn～r/dw1可见同步转速为750r/min和3000r/min的动机均符合。这里初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的种电动机进行比较，如下表：方案

电动机型号

额定功率（kW）

电动机转速（r/min）同步满

电动机质量（kg）

传动装置的传动比V带总传动两减传比速动12

Y132M-4Y160M-6

7.57.5

150014401000970

81119

34.4682.523.2182.2

13.78710.554由表中数据可知两个方案均可行方的传比小动装置结构尺寸较小。因此，可采用方案2，定电动机型号为Y160M-44.电机的技术数据和外形、安装尺寸由表20-1表查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。型号Y160M-4

额定功率kw)7.5

同步转速(r/min)1000

满载转速(r/min)970

堵转转矩额定转矩2.0

最大转矩额定转矩2.0HD16042

E110

G37

K15

L600

Ｆ×ＧＤ12×

质（kg119四、

计传装总动和配级动1.传装置总传动比n970i23.43nw2.分各级传动比取V带动的传动比i1ii8.68i1i2.953

，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为

ii1i2.95所得

i2

3

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。

ⅠⅡⅢ0ⅠⅠⅡⅢ0ⅠⅡⅢ传五、

计传装的动动参1.各转速电动机轴为0轴减速器高速轴为Ⅰ轴，中速轴为Ⅱ轴，低速轴为Ⅲ轴，各轴转速为2.7r/min0Ⅰ2.95360.28rminⅠⅡn2.95r/ⅡⅢ41.4r/Ⅲ2.各输入功率按卷筒功率计算各轴输入功率，即6.36.36.66.056.056.3kW35.816.05kW35.64kW0.9933.各转矩T006.3TⅠ9550167.0360.28Ⅰ6.05TⅡ9550Ⅱ5.81TⅢNⅢ电动机轴转（r/min）970

高速轴Ⅰ360.28

中速轴Ⅱ122.13

低速轴Ⅲ41.4功率（）转N

6.6）65.0

6.36.05167.0473.1

5.811340.2

六、动的计算V带传动计算（1）确计功率由于是带式输送机，每天工作两班，查《机械设计设计部分未作说明皆查此书）表8-7得工作况数PK1.17.5Ad

K1.2A

1d1d1d0（2）选V带带由

ca

、

n

0

由图8-11选用A型（3）确带的基直

d

d

并算速

P8.25①初选小带轮的基准直径d。由表8-6和表8-8，小带轮的基准直径dd160mm1②验算带速v。按式(8-13)验算的速度

A型

d108.12m/s60605m/v30/s

,故带速合适。

d160mm1③计算大带轮的基准直径。根据(8-15a),算大带轮基准直径

d

d2d

160mmd1根据表8-8，圆整为（4）确V带中距a和准度

Ld①根据式8-20)，初定中心距

500

。②由式8-22)计算带所需的基准度L

0

(d)2a(d)2d

(d)2a(d)2d

2(160450)

(450160)

.75由表8-2选带的基准长度

L③按式8-23)计算实际中心距aL2000dd1500

中心距变化范围为～866mm。

L2000（5）验小轮上包

1

d

)d

57.3180160)500.125

a（6）确带根数

①计单根带的定功率由d160mm和970r/，查表8-4a得0根据970r/min，i=2.7和A型，查表8-4b得kW

查表8得K0.95表得K1.01是LP)kWr0L②计V带根数z。Pzca4.1Pr取5根。（7）计单V带初力最值

()in由表8-3得A型带的单位长度质q=0.1kg/m，所以

5根()0min

500

(2.5K)qvzv

2[500

(2.50.95)8.25

0.18.722]NN应使带的实际初拉力（8）计压力F

F()

)

173.4(F)pmin

z(F)0min

sin

1

低斜轮动计算473.1按低速级齿轮设计：小齿轮转矩Ⅱn122.13r/，动比i2.95。Ⅱ3（1）选定齿类、度级材及数

，小齿轮转速

p

N①选用斜齿圆柱齿轮②运输机为一般工作机器，速度不高，故选级精（GB10095-88）③由《机械设计齿轮设计分未作说明皆查此书）表10-1选择小齿轮材料为40Cr（质度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质度为240HBS，者硬度差为40HBS。④选小齿轮齿数：齿轮齿

z

H⑤初选取螺旋角

（2）按齿面触度计按式(）算，即

斜齿圆柱齿轮7级度dt

3

2Kt1(HEu[]d

)

2

z30①确定公式内各计算数值1.6a)试选载荷系数t

b)由10-30选取区域系数

H

2.433c)由图10-26查得

0.78,

0.855

，

d)小轮传递的传矩

473.1Ne)由10-7取齿宽系数

0.9f)

由表10-6查材料弹性影响系

189.8g)由图按面硬度查得小齿轮的接触劳强度极限

Hlim1

600MPa

；大齿轮的接触疲劳强度极限

Hlim2

h)由10-13计算应力循环次数：N60122.133655.1h

N

N1.74i2.95

由图10-19查得接触疲劳寿命系K

HN

K

HN2

0.95j)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)

K0.90600HN1HS1

540;H2

K0.95550HN2Hlim2S1

k)许用接触应力HH

531.25MPa②计算

3ntnt3ntnta)试小齿轮分度圆直径，由计算公式得1dt

3

2473.1189.8

2

mmmmb)计圆周速度122.131t1c)齿b及数m

m0.64ms100.15mmmmtm1mm3.175mm2.25m2.253.1757.14mmnt/

d1d)计纵向重合度

0.318d1

0.3180.9tan18

2.79e)计载荷系数K由表10-2查使用系数

K

A

根据vs

级度图10-8查得动载系数

Kv

；由表10-4查K

的值与直齿轮的相同，故K

H

；因KF//2)]/100.1594.3N//At表10-3查得

K

H

K

F

1.2

；图10-13查K

故载荷系数：KK

H

H

1.4111.727f)按际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由(10-10a)得1

t

3

t

3

1.6

102.73g)计模数

mnn

d11

30

mm

22（3）按齿根曲度计由式(10-17)n

3

1zd1

2

Y[]F①确定计算参数a)计载荷系数KK

1.02b)根纵向重合度

2.79

，从图10-28查得旋角影响系0.85c)计当量齿数d)查齿形系数由表10-5查

YFa

2.452,YFa

2.183e)查应力校正系数由表10-5查

Y1

f)计弯曲疲劳许用应力由图查小齿轮的弯曲疲劳强度极

FE

大齿轮的弯曲疲劳强度极限

FE

380由图10-18查得弯曲疲劳寿命系

K

K

FN

0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4，式10-12)

K6201S

F2

K0.88FE2S1.4

g)计大、小齿轮的

FaSa]

，并加以比较Fa1Sa2F2

2.1831.793389.7

0..010740.01004小齿轮的数值大②设计计算

mn

3

2473.1cos1812

mm2.06mm对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数

大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取

mm

，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度按接触疲劳强算得的分度圆直径有的齿数。于是由cos102.73cos18z32.63z32，则z95取（4）几何尺计①计算中心距a12nmm2cos2cos18将中心距圆整为200mm②按圆整后的中心距修正螺旋角

d102.73

来计算应

arccos

12n

(32

因值变不多故参数

,,

H

等不必修正③计算大、小齿轮的分度圆直径④计算齿轮宽度b0.9102.73mm92.46mm

z32z95圆整后取

95mm

高斜轮动计算按低速级齿轮设计：小齿轮转矩

1671I

，小齿轮转速n122.13r/，动比i2.95Ⅱ（5）选定齿类、度级材及数

。①选用斜齿圆柱齿轮②运输机为一般工作机器，速度不高，故选级精（GB10095-88）

③由《机械设计齿轮设计分未作说明皆查此书）表10-1选择小齿轮材料为40Cr（质度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质度为240HBS，者硬度差为40HBS。

mm299.67mm④选小齿轮齿数：齿轮齿

z⑤初选取螺旋角

（6）按齿面触度计按式(）算，即

mmmmdt

3

2Kt1(HE)2u[]d①确定公式内各计算数值1.6试选载荷系数t由图10-30选区域系数

H

2.433

斜齿圆柱齿轮7级度n)由10-26查得0.78,0.855，

z30No)小齿轮传递的传矩p)由10-7选齿宽系数q)由10-6查材料弹性影响系数

189.8r)

由图按面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

Hlim1

600MPa

；大齿轮的接触疲劳强度极限

Hlim2

s)

由式10-13计算应力循环次数：N603651.51h

N

N9i

t)

由图10-19查得接触疲劳寿命系K

HN

K

HN2

0.95u)计接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1由式10-12)

H3ntH3ntnt

K0.90600HN1HS1

540;H2

K0.955502Hlim2S1

v)许用接触应力HH

531.25MPa②计算h)试小齿轮分度圆直径

1

，由计算公式得dt

3

21672.952.392.95531.25

2

mm68.33i)计圆周速度

360.281t1100060

m1.288msj)齿b及数m68.33mmtcos68.33cos18m1mm2.17mm2.25m2.252.174.8825mmnt/4.882513.99k)计纵向重合度

0.3181

0.3183.1l)计载荷系数K由表10-2查使用系数

K

A

根据1.288m

级精度10-8

dmm1查得动载系数KH

Kv；因

；由表10-4查K

的值与直齿轮的相同，故

KF//2)]/68.3371.5N/mm/At

表10-3查

K

H

K

F

；图10-13查得

K

故载荷系数：K

H

1.7013m)按际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由(10-10a)得

221

t

3

1.701368.33mmtn)计模数

n

d11

30

mm（7）按齿根曲度计由式(10-17)n

3

1zd1

2

Y[]F①确定计算参数h)计载荷系数KK

F

1.28i)根纵向重合度

3.1

，从图10-28查得旋角影响系0.85j)计当量齿数mmmk)查齿形系数由表10-5查

YFa

2.452,YFa

2.183l)查应力校正系数由表10-5查

Y1

m)计弯曲疲劳许用应力由图查小齿轮的弯曲疲劳强度极

FE

大齿轮的弯曲疲劳强度极限

FE

380由图10-18查得弯曲疲劳寿命系

K

K

FN

0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4，式10-12)

K6201S

F2

K0.88FE2S1.4

n)计大、小齿轮的

FaSa]

，并加以比较

2n21Fa1Sa2F2

2.1831.793389.7

0..010740.01004小齿轮的数值大②设计计算mn

3

21673121.635

0.010741.46mm对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数

大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取

m

，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，及中心距相等，所以：Z12200,Z,2所以，Z12（8几尺计①按整后的中心距修正螺旋角

12a

(48143)

4"因值变不多故参数

,,

H

等不必修正③计算大、小齿轮的分度圆直径④计算齿轮宽度b100.94100.94圆整后取B,Bmm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，大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。

m1.46zz高速级小齿轮

大齿轮

低速级小齿轮

大齿轮传动比模数(mm)

2.982

2.973

rr螺旋角中心距mm)

4"200

49"齿数齿宽(mm)分度圆（）旋向

48105100.94左旋

143100300.71右旋

329596.94右旋

9590299.67左旋

mmmm七、

轴设计

mmmm1.

高轴设高速轴的率转和矩转速（r/min）高速轴功率（）

转矩T（360.28作用在上力

6.3167已知高速级齿轮的分度圆直径为

=100.94

，根据《机械设计的计计算部分未作说明皆查此书）(10-14)则Ft

2167100.94

3309NFtanFt3309Ncos18F18NatF初步确轴最直先按式15-2)初步估算轴的最小径。选取轴的材料为45钢调质处理。根据表，

A

,于是得

A0

3

P5.8111228.30360.28轴的结设1）拟订轴上零件的装配方案（图）

-11------------11-----------（）据轴向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-Ⅶ轴段左端需制出一轴肩，故取Ⅴ-Ⅵ段的直径d带与轴配合的毂孔长度L=70mm为保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上Ⅶ的长度应比略一些l=68mm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，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d>d取

=

由轴承产品目录中初步选取标准精度级的圆锥滚子轴承30209，尺为×××85mm×，d=d；而根据结构，。左端滚动轴承采用套筒进行轴向定位轮的左端采用轴肩进行轴向定位，因此，d=72mm。根据结构取l。取安装齿轮的轴段ⅡⅢ直径d轮右端与右端轴承之间采用套筒定位齿轮毂的宽度为105mm使筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取轴承端盖的总宽度为（减器及轴承端盖的结构设计而定轴端盖的装拆，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离

，取l

-

。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的周向定位V带与轴的周向定位选用平键10mm×8mm×50mm带与轴的配合为H7/r6；齿轮与轴的周向定位选用平键18mm×11mm×80mm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/m6；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k64）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，轴端倒角

1

，各圆角半径见图轴段编号

长度（）

直径（）配说明Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-Ⅵ

47131014771

4572604540

与滚动轴承30307配定位轴肩与齿轮配合，套筒定位与滚动轴承30209配定位轴环

NH1NH2NV1NH2H1H2V1V2123NH1NH2NV1NH2H1H2V1V2123Ⅵ-Ⅶ总长度

6832347mm

与V带键联接配合（9）求轴上载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30209型锥子承，由手册中查得a。因此，轴的支撑跨距为L1=158mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是的危险截面先计算出截面C处的MM的列于下表。载荷支反力

水平面HFF=1892.6N

垂直面VF，=1783N弯矩

M•mmM•mm

M=-175804N•M=319815N•mm

mm

，总弯矩扭矩

M=240354•，=350985•mmT=167000N•

Mpa

安全（10）按弯合应校核的度根据式15-5)及上表中的数据，及轴单向旋转，扭转切应力，取轴的计算应力

0.6

，ca

220.13

16.9已选定轴的材料为45Cr，质理。由表15-1查

[]70MPa-1

。因此

ca

]

，故安全。2.

中轴设中速轴的率转和矩转速（

r/min

）中速轴功率（

）

转矩T（

）122.136.3473.1初步确轴最直先按式15-2)初步估算轴的最小径。选取轴的材料为45钢调质处理。根

d

41.13min据表，

A

,于是得

A0

3

P6.05112轴的结设1）拟订轴上零件的装配方案（图）ⅠⅡⅢⅣⅤⅥ2）根据轴向定位的要求确定轴各段直径和长度①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=d=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30209其尺寸为d×D×T=45mm×85mm×20.75mm，L=L=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0309型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为4.5mm。

②取安装大齿轮出的轴段-Ⅲ直径d=50mm齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。③为了使大齿轮轴向定位，取d=60mm又由于考虑到与高、低速轴的配合，取L=108mm。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了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/m6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k64）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，轴端倒角

1

，各圆角半径见图轴段编号

长度（）

直径（）配说明Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-Ⅵ总长度

47901089647388mm

4550605045

与滚动轴承30209配，套筒定位与大齿轮键联接配合定位轴环与小齿轮键联接配合与滚动轴承30209配（5）求轴上载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30209型锥子承，由手册中查得a=21mm。此，轴的支撑跨距为L=337mm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是的危险截面先计算出截面C处的M、MM的列于下表。载荷

水平面H

垂直面V支反力F

FNH1FNH

214.4N

FNV1FNV2

6827NC截面弯矩M

M

H

NH

LMNV2395200

a2总弯矩

max

M2519900395200H扭矩

N

（6）按弯扭成力核的度

carcar根据式15-5)及上表中的数据，及轴单向旋转，扭转切应力，取轴的计算应力

0.6

，2)2473100＝3

8.3Mpa已选定轴的材料为45Cr，质处理。由表查得

[]70MPa-1

。因此

ca

]

，故安全。3.

低轴设低速轴的率转和矩转速（r/min）中速轴功率（kw）

转矩T（41.4作用在上力

6.051340.2已知低速级齿轮的分度圆直径为

d299.67mm

，根据式(10-14)，则Ft

221340.2

FtantgFt3423Ncos18Ftan8944.52906Nat初步确轴最直先按式15-2)初步估算轴的最小径。选取轴的材料为45钢调质处理。根

d

mmmin据表，

A

，于是得

A0

3

P11258.2mm122.13轴的结设1）拟轴上零件的装配方案（如图）2）根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，Ⅶ段左端需制出一轴肩，故取-Ⅵ段的直径=66mm。半联轴器与配合的毂孔长度L=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-段的长度应比L略一些，现取L=105mm。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照作要求并根d74mm由轴承产品目录中初步选标准精度级的单列圆锥滚子轴承30214寸，故d=d=54mm；L=44mm，L。左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查30214型轴承的定位高度h=5.5mm，此，取得=81mm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5.5mm。③取安装齿轮处的轴段Ⅲ-Ⅳ的径=76mm齿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90mm，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l=96mm④轴承端盖的总宽度为31mm（减速器及轴承端盖的结构设计而定轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离L=30mm，取L=82mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴零件的轴向定位半联轴器与轴的联接，选用平键为C18mm×10mm×80mm半联轴器与轴的配合为H7/r6。齿轮与轴的联接，选用平键为22mm×14mm×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/m64）确轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，轴端倒角

2.0

，各圆角半径见图轴段编号

长度（）

直径（）配说明Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-Ⅳ-Ⅴ-Ⅵ-总长度

4410865482105376mm

708176706660

与滚动轴承30214配合轴环与大齿轮以键联接配合，套筒定位与滚动轴承30314配合与端盖配合，做联轴器的轴向定位与联轴器键联接配合

69.5

69.5（5）求轴上载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

caca取a值。于30214型圆锥滚子承，由手册中查得a=26.25mm。此，轴的支撑跨距为L69.45mm2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是的危险截面先计算出截面B处的M、MM的列于下表。载荷

水平面H

垂直面支反力F

F1F1

FNVFNV2

NB截面弯矩M

M

H

NH1

M2336600总弯矩

M

max

M

M

V

310600

N扭矩1340200（6）按弯扭成力核的度根据式15-5)及上表中的数据，及轴单向旋转，扭转切应力，取轴的计算应力

0.6

，2)＝

4580002299.673

Mpa已选定轴的材料为钢，质理。由表15-1查得

[]-1

。因此

ca

]

，故安全。（7）精确校轴疲强1）判危险截面截面ⅤⅥⅦ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ⅤⅥⅦ无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看截面Ⅲ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的应力最大。截面Ⅲ的应力集中影响和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅲ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面B上然应力最大，但应力中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端这轴的直径也大，故截面不必核。截面ⅠⅡ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。2）截Ⅳ右侧

q抗弯截面系数W0.1d

3

0.170

3

mm

3

3抗扭截面系数

70

mm

mm

截面Ⅳ左侧的弯矩为458000N截面上的弯曲应力

MPaMPaW截面上的扭转切应力

T19.54MPa轴的材料为45，调质处理。由表15-1查640MPa,

155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2r2.070

7670经插值后可查得

2.08,

1.348又由附图

可得轴的材料的敏性系数为0.82q故有效应力集中系数为0.851.348由附图3-2得尺寸系数

由附图3-3得扭转尺寸系数

轴按磨削加工，附图得面量系数为

轴未经表面强化处理，即β，则得综合系数值为K

k

10.66kK

1.295811.710.92又由§3-1和§查碳钢的性系数

~0.2

,取

0.1

；

~0.1

,取

0.05

；

22于是，计算安全系数

值，按式(15-6)～(15-8)则S

Ka

m

2.9413.35

1.5

K

m

15519.542

9.01

安全

729.012

5.53故可知其安全。3）截Ⅳ左侧抗弯截面系数W0.1d3mm.6mm

3抗扭截面系数

0.2mm33截面Ⅳ右侧的弯矩为448423

48

截面Ⅳ上的扭矩为

T1370920截面上的弯曲应力

161432MPaW截面上的扭转切应力

TMPa15.27过盈配合处的

k

值附表3-8用入法求出取

k

0.8k

，于是得k

；

k

0.83.202.56

轴按磨削加工，由附图的表面质量系数为故得综合系数为

kK

0.92K

k

所以轴在截面Ⅵ左侧的安全系数为

2，，2，，FFdS

K

275

8.01

7.52

K

m

15515.270.052

安全Sca

SS

8.017.528.01

L7.008故可知其安全。八、

滚轴的择计轴预寿

Lh高轴轴选用30209型锥滚子轴承，查课程设计》表，得kNeY1.5r（1）求两轴所到径载r1由高速轴的校核过程中可知：

和r2FNH1

N

，

FNH

FNV

N

，

FNV2

1783NFFrNH1

2NV

1526

2

2

NFFr2NH

22NV2

1892.6222600N（2）求两轴的算向

Fa1

和

Fa2由《机械设计》表13-7得

r/(2Y)2137/(2F/(2Y)2600/(2866.7N因为所以

F1075NaeFFFaed

FNF866.7

FFF712.31787.3Nae2FF866.72（3）求轴承量载1

和P2FaFrFFr2由《机械设计》表13-6，载荷系数f1.11r1.51787.3).3

2860NF1.126002pr2

L6.36L'

h（4）验算轴寿因为12

，所以按轴承1的受大小验算

满足寿命要求h

106

10660

67.83.889

103

6.36

5

hL'h故所选轴承满足寿命要求。中轴轴选用30309型锥滚子轴承，查课程设计》表，得

12

，kNr0.4Y1.5

，（1）求两轴所到径载r1由中速轴的校核过程中可知：

和r2FNH1

214.4，FNH2

FNV1

1768N

，

FNV2

FFdFFd66FFr1

22NV

214.421768FFr2NH

22NV

317N（2求轴的算向

Fa1

和

Fa2由《机械设计》表13-7得

rF/(2Y)593.7Nr1F/(2Y)6834/(2r2

F4426NFNFFae

FF1FF593.7Nd2（3）求轴承量载1F12.49Fr1

和P2F593.720.86Fr由《机械设计》表13-6，载荷系数f1.11.6F)14426)N8086NfFN2r（4）验算轴寿因为，以按轴承1的受力大小验算12

7517.4L1.63h'h

1067.860n8.086

103

1.63h'h

满足寿命要求故所选轴承满足寿命要求。低轴轴

FFFd选用30314型锥滚子轴承，查课程设计》表，得，rY（1）求两轴所到径载r1由低速轴的校核过程中可知：

和r2FNH

4472N

，

FNH2

FNV1

N

，

FNV2

4846NFr1

F

22NV

4472

2

1423)

2

FFr2NH2

22NV2

44722484626594（2）求两轴的算向

Fa1

和

Fa2由《机械设计》表13-7得

rF/(2Y)1.4)N1676Nr1F/(2Y)6594/(2r2因为所以

F2906NaeFFFae12F1d1F458221

F1F2（3）求轴承量载1

和P2F0.3571Fr1F45822Fr由《机械设计》表13-6，载荷系数f1.1f1pr1

N

62pp62ppppppP2fpr(0.41.42458210058（4）验算轴寿因为，以按轴承2的受力大小验算1

2.15L

hLh

1010132n