带式输送机二级同轴式减速器设计

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邮电与信息工程学院

课程设计说明书

课题名称： 带式运输机传动装置的设计

学生学号： 0941010315

专业班级：09过控03班学生姓名： 彭红宇

学生成绩：

指导教师：

课题工作时间： 至 机械设计课程设计

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 5

1.V带传动设计计算 5

2.斜齿轮传动设计计算 7

七、轴的设计计算 12

1.高速轴的设计 12

2.中速轴的设计 15

3.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 26

1.高速轴的轴承 26

2.中速轴的轴承 27

3.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鋅鹼缣擰药诃茔氲发鷗記嵐鶇锄灤。机械设计课程设计

绪论

1.1选题的目的和意义

减速器的类别、品种、型式很多，目前已制定为行（国）标的减速器有

40余种。减速器的类别是根据所采用的齿轮齿形、 齿廓曲线划分；减速器的

品种是根据使用的需要而设计的不同结构的减速器；减速器的型式是在基本结构的基础上根据齿面硬度、传动级数、出轴型式、装配型式、安装型式、联接型式等因素而设计的不同特性的减速器。

巒矫瘾们輊綱补饨饫鸥嘤镤赅犊柠。与减速器联接的工作机载荷状态比较复杂，对减速器的影响很大，是减速器选用及计算的重要因素，减速器的载荷状态即工作机（从动机）的载荷状态，通常分为三类：

尷銀饶谲荪尔财徹鉚徹壚寫绘裝枣。①—均匀载荷;

②—中等冲击载荷 ;

③—强冲击载荷。减速器是指原动机与工作机之间独立封闭式传动装置，用来降低转速并相应地增大转矩。此外，在某些场合，也有用作增速的装置，并称为增速器。

贊钸闩恼養覿椠閃韦腡縱詡錟觸闥。我们通过对减速器的研究与设计，我们能在另一个角度了解减速器的结构、功能、用途和使用原理等，同时，我们也能将我们所学的知识应用于实践中。

涝洁駭駑级顳襝龐区铳釅淺听讖骂。在设计的过程中，我们能正确的理解所学的知识，而我们选择减速器，也是因为对我们机械专业的学生来说，这是一个很典型的例子，能从中学到袭奁鲲婭绶憫襉礎圆厢鹦銷親隶蒋。机械设计课程设计

很多知识。

设计计算及说明 结

果

一、 设计任务书

设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器

总体布置简图

工作情况

(1).工作环境：一般条件，通风良好；

(2)载荷特性：连续工作、近于平稳、单向运转；

(3)使用期限：8年，大修期 3年，每日两班制工作；

(4)卷筒效率：η=0.96；

(5)运输带允许速度误差：± 5%；

(6)生产规模：成批生产。册蝕癲财黃鱔樱垲涛減镝钡闼镀皚。机械设计课程设计

3.原始数据输出转矩运输带鼓轮直径带速允许使用年限工作制度速度D(mm偏差（%）（年）（班/日）T(N·m)（m/s）3900.84360582

设计内容

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

设计任务

签災猶飫轵恒楼殓鎩侣綹缀茔层饨。(1)减速器总装配图1张（A1）齿轮、轴零件图各一张（高速级从动齿轮、中间轴）

设计计算说明书一份

二、 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。

601000v6010000.84n44.58r/minD360

①根据工作要求和工作环境，选择展开式二级圆柱斜齿轮减速器传动方案。此方案工作可靠、传递效率高、使用维护方便、环境适用性好，但齿轮相对轴承的位置不对称，因此轴应具有较大刚度。此外，总体宽度较大。

②为了保护电动机，其输出端选用带式传动，这样一旦减速器出现故障停机，皮带可以打滑，保证电动机的安全。紼鵠寧賕妩莴静鹵阀瘫让鰾錸灏葷。机械设计课程设计

三、 电动机的选择

1. 电动机类型选择

2. 电动机是标准部件。因为工作环境清洁，运动载荷平稳，所以选择 Y系列一般用

途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机电动机容量

工作机所需要的功率 P为：

达帥顢飫胇兑漸馆紺洶缆涡隶阆馱。pFvKW1000其中：T390N.m，，0.96v0.84m/s得PTn(kW)39044.610001.8kW9600(1)电动机的输出功率PdPwPd卷筒的效率η=0.96；，故PdPw1.81.88kW0.96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 7.5kW。

电动机的转速

由表2-1查得V带传动常用传动比范围i1'2～4，由表2-2查得两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比范围i2'8～60，则电动机转速可选范围为鑠紓靥臠贴銮輪栊軔蹺鎂纪巒諺间。

Pw

6.202kW

0.96

Pd 1.88kW

Ped 7.5kW

设计计算及说明 结果机械设计课程设计

nd'nwi1'i2'668～10026r/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/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表：方电动机额定功电动机转速（r/min）电动机传动装置的传动比案型号率（kW）满载质量总传动V带传两级减同步（kg）比动速器1Y132M-47.5150014408134.4682.513.7872Y160M-67.5100097011923.2182.210.554由表中数据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Y132M-4。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。型号额定功同步转速满载转速堵转转矩最大转矩率(kw)(r/min)(r/min)额定转矩额定转矩Y132M-47.5150014402.22.3HDEGKLＦ×ＧＤ质量（kg）1323880331251510×８81

四、 计算传动装置总传动比和分配各级传动比

传动装置总传动比

nm144032.301i44.58nwi32.301分配各级传动比

取V带传动的传动比i12.5，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为

i32.30112.920i12.5i2i3i12.5i2i33.713i2i33.713所得i2i3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。

设计计算及说明 结果机械设计课程设计

五、 计算传动装置的运动和动力参数

各轴转速

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

镡驯轟膽嗶壳齦鹪徑栊馑醫醬綠轿。n0nm1440r/minn01440nⅠ576r/mini12.5n1576nⅡ155.13r/mini23.713n2155.13nⅢ45.78r/mini33.713各轴输入功率

按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即

P0Ped7.5kWPⅠP017.50.9557.1625kWPⅡP1237.16250.98750.976.8608kWPⅢP2236.86080.98750.976.5718kW各州转矩

T09550P095507.549.74Nmn01440Ⅰ9550PⅠ95507.1625118.75NmTnⅠ576TⅡ9550PⅡ95506.8608422.36NmnⅡ155.13TⅢ9550PⅢ95506.57181370.92NmnⅢ45.78电动机轴高速轴Ⅰ中速轴Ⅱ低速轴Ⅲ转速（r/min）1440576153.640.96功率（kW）7.206.916.646.37转矩（Nm）49.74118.75422.361370.92

设计计算及说明 结果机械设计课程设计

六、 传动件的设计计算

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KA1.2PcaKAPd1.27.59kWPca9kW（2）选择V带的带型由Pca、n0由图8-11选用A型A型（3）确定带轮的基准直径dd并验算带速v①初选小带轮的基准直径dd1。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1125mmdd1125mm②验算带速v。按式(8-13)验算带的速度vdd1n012514401000609.425m/s601000因为5m/sv30m/s,故带速合适。

③计算大带轮的基准直径。根据式 (8-15a), 计算大带轮基准直径 dd2

dd2i1dd12.5125312.5mm根据表8-8，圆整为dd2315mmdd2315mm（4）确定V带的中心距a和基准长度Ld①根据式(8-20)，初定中心距a0500mm。②由式(8-22)计算带所需的基准长度Ld02a0(dd1(dd2dd1)2(dd1(dd2dd1)2dd2)2a0dd2)24a024a02500(125(315125)2315)1709.2mm24500由表8-2选带的基准长度Ld1800mmLd1800mm

设计计算及说明 结果机械设计课程设计

③按式(8-23)计算实际中心距 a。

aa0LdLd150018001709.2545.4mm22中心距变化范围为518.4～599.4mm。（5）验算小带轮上的包角11180(dd2dd1)57.3180(315125)57.316090a545.4（6）确定带的根数①计算单根V带的额定功率由dd1125mm和n01440r/min，查表8-4a得P01.91kW根据n01440r/min，i=2.5和A型带，查表8-4b得P00.03kW查表85得K0.95，表82得KL0.99于是Pr(P0P0)KKL1.91kW1.8246kW②计算V带的根数z。zPca94.93Pr1.8246

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(F0)min500(2.5KK)Pcaqv2zv[500(2.50.95)90.19.4252]N165N0.9559.425应使带的实际初拉力F0(F0)min（8）计算压轴力Fp(Fp)min2z(F0)minsin125165sin1521622N22

a 545.4mm

1 160

根

(F0)min 165N

(Fp)min 1622N

设计计算及说明 结果机械设计课程设计

斜齿轮传动设计计算

按低速级齿轮设计：小齿轮转矩T1TⅡ422.36Nm，小齿轮转速n1nⅡ155.13r/min，传动比ii33.713。（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数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7级精度（GB10095-88）③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。④选小齿轮齿数z124：大齿轮齿数z2iz13.7132489⑤初选取螺旋角14（2）按齿面接触强度设计按式(10-21）试算，即d1t2KtT1u1ZHZE)23u(d[H]①确定公式内各计算数值a)试选载荷系数Kt1.6

斜齿圆柱齿轮

级精度

z1 24

14

b)由图10-30选取区域系数ZH2.433c)由图10-26查得10.78,20.88，120.780.881.66

小齿轮传递的传矩T1422.36Nm

e)由表10-7选取齿宽系数d11f)由表10-6查得材料弹性影响系数ZE189.8MPa2由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

Hlim1600；大MPa齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa由式10-13计算应力循环次数：

N160n1jLh605761(2836510)2.02109N2N12.021098i13.7135.4410设计计算及说明 结果机械设计课程设计

由图10-19查得接触疲劳寿命系数

KHN1 0.90,KHN2 0.94

计算接触疲劳许用应力：

鋸细騫暧刘顷綁鳔龔慮轼釗铝蚬踊。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-12)得KHN1Hlim10.90600540MPa;H1SMPa1H2KHN2Hlim20.94550MPa517MPaS1许用接触应力

H1H2540517H528.5MPa22②计算

试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得

21.6422.361033.71312d1t92.40mm32.433189.8mm92.40mmd1t11.663.713528.5计算圆周速度

d1tn192.40155.130.7505msv100060ms601000v0.7505msc)齿宽b及模数mntbdd1t1.092.40mm92.40mmmntd1tcos92.40cos14mm3.74mmz124h2.25mnt2.253.74mm8.41mmb/h92.40/8.4110.76计算纵向重合度

0.318dz1tan0.318124tan141.903计算载荷系数K

由表10-2查得使用系数KA1根据v0.7505ms，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv1.04；由表10-4查得KH的值与直齿轮的相同，故KH1.321；因KAFt/b1[422.36/(92.4/2)]/92.498.9N/mm100N/mm表10-3查得KHKF1.4；图10-13查得KF1.28机械设计课程设计

设计计算及说明

结果

故载荷系数：K KA

KV

KH

KH

1 1.04 1.4 1.321

1.92

f) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式

(10-10a)

得

d1

d1t3

K

Kt

90.40 31.92mm

1.6

98.19mm

计算模数mn

mnd1cos98.19cos14mn3.97mmz1mm3.97mm24

3）按齿根弯曲强度设计由式(10-17)2KT1Ycos2YFaYSamn32[F]dz1①确定计算参数

计算载荷系数

KKAKVKFKF11.041.41.281.86b)根据纵向重合度1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Y0.88c)计算当量齿数z124zv1cos326.27cos314z289zv2cos397.43cos314查取齿形系数

由表10-5查得YFa1 2.592,YFa2 2.185

查取应力校正系数

由表10-5查得YSa1 1.596,YSa2 1.787

计算弯曲疲劳许用应力

拧躍運確萵惧馱蕩瑣汆鍍櫪匮門賧。由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2 380MPa机械设计课程设计

设计计算及说明

由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN10.84,KFN20.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-12)得KFN1FE10.84500F1300.0MPaS1.4KFN2FE20.88500F2238.9MPaS1.4计算大、小齿轮的YFaYSa，并加以比较[F]YFa1YSa12.5921.5963000..01379F1YFa2YSa22.1851.787238.90.01634F2大齿轮的数值大②设计计算21.86422.361030.882mn3cos140.01634mm2.81mm12421.66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mn3mm，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 d1 98.19mm来计算应有的齿数。于是由

d1cos98.19cos14z1mn31.763取z132，则z2uz13.713241194）几何尺寸计算①计算中心距

aZ1Z2mn321193mm233.43mm2cos2cos14将中心距圆整为 233mm

②按圆整后的中心距修正螺旋角

结果

mn 2.81mm

z1 32

z2 119

a 233.43mm机械设计课程设计

设计计算及说明结果Z1Z2mn(32119)3arccos2aarccos2133355233因值改变不多，故参数,K,ZH等不必修正③计算大、小齿轮的分度圆直径d1Z1mn323mm98.75mmcos98.75mmcos133355d1dZ2mn1193mmd2367.24mm2cos367.24mmcos133355④计算齿轮宽度bdd1198.75mm98.75mmB1105mm圆整后取B1105mm,B2100mmB2100mm

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，大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。

權籃颇嚣呓違铭紹遞条穷鄆濕侪夹。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133355中心距(mm)233齿数3211932119齿宽(mm)105100105100分度圆98.75367.2498.75367.24直径91.25359.7491.25359.74齿根圆(mm)104.75373.24104.75373.24齿顶圆旋向左旋右旋右旋左旋机械设计课程设计

设计计算及说明 结果

七、 轴的设计计算

高速轴的设计

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（N m）

576 6.91 118.75

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

聩潰嘔锐鱖馍绚評条謙選饫馏讥鰈。Ft2T2118.752405.06Nd98.75103Ft2405.06NFrFttann2405.06tg20900.49Ncoscos133355Fr900.49NFa875.37NFaFttan2405.06tg20875.37NFp1622NFp1622N

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

鄔釅亂伤鸬呒嗶嗚獺磣鵜鴦轢贖辖。3P11236.91dmin25.64mmdminA025.64mmn576轴的结构设计

）拟订轴上零件的装配方案（如图）

Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ ⅤⅥ Ⅶ机械设计课程设计

设计计算及说明结果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V带轮的轴向定位，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ=32mm。V带轮与轴配合的长度L1=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-Ⅱ段的长度应比L1略短一些，现取LⅠ-Ⅱ=75mm。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dⅡ-Ⅲ=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×D×T=35mm×80mm×22.75mm，故dⅢ-=d-=35mm；而L-=21+21=42mm，L-=10mm。ⅣⅦⅧⅢⅣⅤⅥ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=44mm。③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。

④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LⅡ-Ⅲ=60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

）轴上零件的轴向定位

V带轮与轴的周向定位选用平键 10mm×8mm×63mm，V带轮与轴的配合为 H7/r6；

齿轮与轴的周向定位选用平键 12mm×8mm×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 H7/n6；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。

）确定轴上圆角和倒角尺寸

参考表15-2，取轴端倒角1.245，各圆角半径见图

摄辽频阕机粤頊灿贬鲤仑謊谄鷴瀆。轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明Ⅰ-Ⅱ7530与V带轮键联接配合Ⅱ-Ⅲ6032定位轴肩Ⅲ-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-Ⅵ1044定位轴环Ⅵ-Ⅶ2335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。因此，轴的支撑跨距为L1=118mm，L2+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。机械设计课程设计

设计计算及说明 结果机械设计课程设计

设计计算及说明 结果

载荷水平面H垂直面V支反力FNH11143N，FNH21262NFNV12237N，FNV21516NFC截面MHFNH2L385185NmmMVFNV2L3Ma弯矩M145551Nmm总弯矩MmaxMH2MV28518521455512168646Nmm扭矩T118750Nmm（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)216864620.6118750228.61Mpaca28.61Mpaca＝W0.1403Mpa已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得[-1]70MPa。因此ca[-1]，故安全。安全

中速轴的设计

中速轴上的功率、转速和转矩转速（r/min）中速轴功率（kw）转矩（Nm）T153.66.64422.36作用在轴上的力

已知高速级齿轮的分度圆直径为d1367.24mm，根据式(10-14)，则2T2422.362300.19NFt1367.24103dFttann2300.19tg20Ft12300.19NFr1861.22Ncoscos133355Fr1861.22NFa1Fttan2300.19tg20837.20NFa1837.20N已知低速级齿轮的分度圆直径为 d2 98.75mm，根据式(10-14)，则机械设计课程设计

设计计算及说明结果2422.368554.13NFt210398.75Fttann8554.13tg20Ft28554.13NFr23202.79Ncoscos133355Fr23202.79NFa2Fttan8554.13tg203113.45NFa23113.45N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

較芦緬册撵儐鑷况橼輩瘾缘鍺賓衅。dminA03P11236.6439.31mmn153.6dmin 39.31mm(4) 轴的结构设计

1 ）拟订轴上零件的装配方案（如图）

Ⅰ Ⅱ

Ⅲ

Ⅳ

Ⅴ

Ⅵ

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-Ⅱ=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d×D×T=45mm×100mm×27.25mm，故鸞暢龚驤謬蝎鉉摄腻输詐赞锋鳍斩。

L

Ⅰ-Ⅱ=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的高度为4.5mm。②取安装大齿轮出的轴段Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡ-Ⅲ=50mm；齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。

撑栌纓黃鉗桤蕘员萦纖麩儺碛進辉。③为了使大齿轮轴向定位，取dⅢ-Ⅳ=55mm，又由于考虑到与高、低速轴的配合，取LⅢ-Ⅳ=100mm。

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。导渖樣婦妇啸阐癣檉訣葦腡嶸蹌壇。机械设计课程设计

设计计算及说明 结果

）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×9mm×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H7/n6；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。

）确定轴上圆角和倒角尺寸

参考表15-2，取轴端倒角1.245，各圆角半径见图

靚腾郦撺隊习黃猡沒贊軍赅聶砾辁。轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明Ⅰ-Ⅱ4945与滚动轴承30309配合，套筒定位Ⅱ-Ⅲ9850与大齿轮键联接配合Ⅲ-Ⅳ9055定位轴环Ⅳ-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。

对于30309型圆锥滚子轴承，由手册中查得

在确定轴承支点位置时， 从手册中查取

a=21mm。因此，轴的支撑跨距为

a值。

L1=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。

出截面C是轴的危险截面。先计算出截面

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看C处的MH、MV及M的值列于下表。

载荷 水平面H 垂直面V

支反力FNH168NFNV11382NFFNH26186NFNV22682NC截面MHFNH2L3460875NmmMVFNV2L3Ma2弯矩M353536Nmm总弯矩MmaxMH2MV246087523535362580856Nmm扭矩T422360Nmm机械设计课程设计

设计计算及说明 结果机械设计课程设计

设计计算及说明结果（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)258085620.64223602ca＝W0.13Mpa50.70Mpaca＝50.70Mpa50已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得[-1]70MPa。因此ca[-1]，故安全。安全低速轴的设计

低速轴上的功率、转速和转矩

转速（r/min）中速轴功率（kw）转矩（TNm）

40.96 6.37 1370.92

作用在轴上的力

嗶搅摶踊级虜褴靥绗賒霭珏馑纖驀。已知低速级齿轮的分度圆直径为d367.24mm，根据式(10-14)，则Ft2T21370.927466.07Nd367.24103FrFttann7466.07tg202791.54Ncoscos133355FaFttan7466.07tg202717.43NFt7466.07N(3)初步确定轴的最小直径Fr2791.54N选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，Fa2717.43N先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。取0112，于是得dminA03P11236.3760.23mmAn40.96(4)轴的结构设计dmin60.23mm1）拟订轴上零件的装配方案（如图）

Ⅰ ⅡⅢ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ机械设计课程设计

设计计算及说明 结果

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，Ⅵ -Ⅶ轴段左端需制出一轴肩，故取Ⅴ -Ⅵ段的直径

dⅤ-Ⅵ=64mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=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Ⅵ-Ⅶ段的长度应比 L1略短一些，现取LⅥ-Ⅶ=105mm。

镂绘贪讹飪运闵诖狭侖羥憫禍哕損。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dⅥ-Ⅶ=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d×D×T=70mm×150mm×38mm，故dⅠ-Ⅱ=dⅣ-ⅤⅠⅡ=38mm，LⅣⅤ=38+20=58mm。=70mm；而L--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dⅡ-Ⅲ=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。

③取安装齿轮出的轴段Ⅲ -Ⅳ的直径 dⅢ-Ⅳ=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 lⅢ-Ⅳ=98mm。

④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） 。根据轴承端鄒紙鸞鱿襪矫呐冑闥镍証頁紡愾騰。盖的装拆，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离L=30mm，故取至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。继锵積陕呗预龌礴紀趱驕鲫闭頹異。

LⅤ-Ⅵ=60mm。

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×11mm×80mm，半联轴器与轴的配合为

H7/k6。齿轮与轴的联接，选用平键为 20mm×12mm×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

臏项轧蕩撻缫鲟磚獷車诔崭詼吕炝。轴段编号 长度（mm）直径（mm） 配合说明

Ⅰ-Ⅱ3870与滚动轴承30314配合Ⅱ-Ⅲ1082轴环Ⅲ-Ⅳ9875与大齿轮以键联接配合，套筒定位Ⅳ-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-Ⅶ10563与联轴器键联接配合总长度369mm机械设计课程设计

设计计算及说明 结果机械设计课程设计

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。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L1L26775142mm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支反力FNH13943.35NFNV12039.50NFFNH23522.72NFNV24831.04NB截面MHFNH1L1264204NmmMVFNV2L2弯矩M362325Nmm总弯矩MM2M222NmmmaxHV264204362325448423扭矩T1370920Nmm（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)244842320.61370920222.21Mpaca22.21Mpaca＝W0.1753Mpa已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得[-1]70MPa。因此ca[-1]，故安全。安全（7）精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面截面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上的应力最大。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。机械设计课程设计

设计计算及说明结果2）截面Ⅳ左侧抗弯截面系数W0.1d30.1753mm342187.5mm3抗扭截面系数WT0.2d30.2753mm384375mm3截面Ⅳ左侧的弯矩为M7548161432Nm44842375截面Ⅳ上的扭矩为T1370920Nmm截面上的弯曲应力bM161432MPa3.83MPaW42187.5截面上的扭转切应力TT1370920MPa16.25MPaWT84375轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得b735MPa,1355MPa,1200MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2r2.0D75D0.027,d1.077570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

k1q110.822.312.07k1q110.851.3211.27由附图3-2得尺寸系数0.65由附图3-3得扭转尺寸系数0.80轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理，即βq=1，则得综合系数值为Kk12.07113.2710.650.92机械设计课程设计

设计计算及说明

k11.271K111.670.800.92又由§3-1和§3-2查得碳钢的特性系数

0.1~0.2,取0.15；0.05~0.1,取0.075；于是，计算安全系数Sca值，按式(15-6)～(15-8)则得S135528.35Kam3.273.830.150S120014.1116.25Kam16.251.670.07522SS28.3514.11ScaS28.35212.63S1.5S2214.112故可知其安全。

3）截面Ⅳ右侧

抗弯截面系数W0.1d30.1703mm334300mm3抗扭截面系数WT0.2d30.2703mm368600mm3截面Ⅳ右侧的弯矩为M7548161432Nm44842375截面Ⅳ上的扭矩为T1370920Nmm截面上的弯曲应力M161432MPaMPab343004.71W截面上的扭转切应力TT1370920MPa19.98MPaWT68600轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得b735MPa,1355MPa,1200MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2r2.0D751.07D0.029,d7070

结果

Sca 12.63

S 1.5

安全机械设计课程设计

设计计算及说明

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

k1q110.822.211.98k1q110.851.3011.26由附图3-2得尺寸系数0.67由附图3-3得扭转尺寸系数0.82轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理，即βq=1，则得综合系数值为Kk11.9813.0410.6710.92Kk11.2611.6210.8210.92又由§3-1和§3-2查得碳钢的特性系数0.1~0.2,取0.15；0.05~0.1,取0.075；

于是，计算安全系数 Sca值，按式(15-6)～(15-8)则得

S135524.79m3.044.710.15Ka0S120011.8119.98Kam19.981.620.07522SS24.7911.8110.66S1.5Sca2S224.79211.812S故可知其安全。

结果

Sca 10.66

S 1.5

安全机械设计课程设计

设计计算及说明 结果

八、 滚动轴承的选择及计算

轴承预期寿命Lh'10365825.84104h'4hLh5.8410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115135，Cr71.2kNe1.5tan1.5tan1151350.315（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：FNH11143N，FNH21262NFNV12237N，FNV21516NFr12211432(2237).22512NFNH1FNV1Fr22212622151621973NFNH2FNV2（2）求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2由《机械设计》表13-7得FdFr2YFd12512659N20.4ctg115135Fd21973518N20.4ctg115135因为Fae875N所以FaeFd21393NFd1Fa1FaeFd21393NFa2Fd2518N（3） 求轴承当量动载荷 P和P1 2

Fa1 1393N

Fa2 518N机械设计课程设计

设计计算及说明结果Fa113930.5545eFr12512Fa25180.2625eFr21973由《机械设计》表13-6，取载荷系数fp1.1P1fp0.4Fr1YFa11.1(0.425120.4ctg1151351393)4024NP14024NP2fpFr21.119732170NP22170N（4）验算轴承寿命因为P1P2，所以按轴承1的受力大小验算Lh106C10671.260nP605764.024

故所选轴承满足寿命要求。

中速轴的轴承

10Lh4.18105h35hLh'4.1810Lh'

满足寿命要求

选用30309型圆锥滚子轴承，查《课程设计》表15-7，得125710，Cr102kNe1.5tan1.5tan1257100.345（1）求两轴承所受到的径向载荷Fr1和Fr2由中速轴的校核过程中可知：FNH168N，FNH26186NFNV11382N，FNV22682NFr1226821382.21384NFNH1FNV1Fr22261862268226742NFNH2FNV2（2）求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2机械设计课程设计

设计计算及说明由《机械设计》表13-7得FrFd2YFd11384398N20.4ctg125710Fd267421938N20.4ctg125710因为FaeFa2Fa131138372276N所以FaeFd24214NFd1Fa1FaeFd24214NFa2Fd21938N（3）求轴承当量动载荷P1和P2Fa14214eFr13.0451384Fa21938Fr20.2875e6742由《机械设计》表13-6，取载荷系数fp1.1P1fp0.4Fr1YFa11.1(0.413840.4ctg1257104214)8671NP2fpFr21.167427416N（4） 验算轴承寿命

因为P1P2，所以按轴承1的受力大小验算6C10610210Lh4.02105hLh'10360nP60153.68.671

故所选轴承满足寿命要求。

结果

Fa1 4214N

Fa2 1938N

P1 8671N

P2 7416N

Lh 4.02105h

Lh'

满足寿命要求机械设计课程设计

设计计算及说明 结果低速轴的轴承

选用30314型圆锥滚子轴承，查《课程设计》表15-7，得125710，Cr208kNe1.5tan1.5tan1257100.345（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：FNH13943N，FNH23522NFNV12039N，FNV24831NFr12239432(2039).24439NFNH1FNV1Fr22235232483125979NFNH2FNV2（2）求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2由《机械设计》表13-7得FrFd2YFd144391276N20.4ctg125710Fd259791719N20.4ctg125710因为Fae 2717N

所以Fae Fd13993NFd2

Fa1 Fd1 1276N

Fa2 Fae Fd1 3993N

Fa1 1276N

Fa2 3993N

（3）求轴承当量动载荷P1和P2Fa11276eFr10.28754439Fa23993eFr20.66785979机械设计课程设计

设计计算及说明

由《机械设计》表13-6，取载荷系数fp1.1P1fpFr11.144