二级展开式圆柱齿轮减速器

目录引言……………… 1传动装置总体设计……………… 22。1 设计任务书………………… 22。2确定传动方案………………22。3电动机的选择………………33 传动零件的设计计算……… 73。1高速级齿轮的参数计算……………………73。2低速级齿轮的参数计算……………………11轴及轴承装置的设计计算………15轴的设计、校核及寿命计算 164。2齿轮的设计………………………28主要零部件的工艺设计……………29输出轴的零件图……………29输出轴的工艺设计……………30回顾与展望……………35致谢…………………36参考文献……………37附录A（装配图） 摘要 齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它的主要优点是：①瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，可传递空间任意两轴之间的运动和动力;②适用的功率和速度范围广;③传动效率高，η=0.92-0.98；④工作可靠、使用寿命长；⑤外轮廓尺寸小、结构紧凑.由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器，用于原动机和工作机或执行机构之间，起匹配转速和传递转矩的作用,在现代机械中应用极为广泛。国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题.另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长.国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长.但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题,也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品.近十几年来,由于近代计算机技术与数控技术的发展,使得机械加工精度，加工效率大大提高，从而推动了机械传动产品的多样化，整机配套的模块化,标准化，以及造型设计艺术化,使产品更加精致，美观化.在21世纪成套机械装备中,齿轮仍然是机械传动的基本部件.CNC机床和工艺技术的发展,推动了机械传动结构的飞速发展。在传动系统设计中的电子控制、液压传动、齿轮、带链的混合传动，将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的学科交叉，将成为新型传动产品发展的重要趋势.2传动装置总体设计2.0设计任务书1设计任务设计带式输送机的传动系统,采用两级同轴直齿齿轮减速器传动。2设计要求(1)外形美观，结构合理，性能可靠，工艺性好；(2)多有图纸符合国家标准要求;(3)按毕业设计(论文)要求完成相关资料整理装订工作。3原始数据(1)运输带工作拉力F=4KN(2)运输带工作速度V=2.0m∕s(3)输送带滚筒直径D=450mm(4)传动效率η=0.964工作条件两班制工作，空载起动，载荷平稳，常温下连续(单向)运转，工作环境多尘，中小批量生产，使用期限10年，年工作300天。确定传动方案⅛⅛-Hl图2—1(a)电动机XXSlj一图2-1（b）方案（a）为展开式两级同轴齿轮减速器，其推荐传动比i=8〜40。展开式同轴齿轮减速器的特点是其结构简单，但齿轮的位置不对称。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯矩变形部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象.方案（b）为同轴式两级同轴齿轮减速器，其推荐传动比i=8〜40。同轴式同轴齿轮减速器的特点是减速器横向尺寸较小，两对齿轮浸入油中深度大致相同。但轴向尺寸和重量较大，且中间轴较长、刚度差，使载荷沿齿宽分布不均匀，高速级齿轮的承载能力难于充分利用.综合比较展开式与同轴式同轴齿轮减速器的优缺点，在本设计中，我将采用展开式同轴齿轮减速器为设计模版。电动机的选择2。2。1电动机的容量选择根据已知条件可以计算出工作机所需有效功率PwFV4000义2.010001000kW二8。0设η——输送机滚筒轴至输送带间的传动效率;wηC——联轴器效率， ηc=0.99η——闭式同轴齿轮传动效率，η=0.97ggηb———对滚动轴承效率， ηb=0。99ηCy——带式输送机滚筒效率。 ηCy=0。96估算运动系统总传递效率：η二η01』12.η23.η34.ηW式中：η01=ηc=0.99η12=ηbηg=0.99X0.97=0.9603η23=ηJηg=0.99X0.97=0.9603η34=ηb—=0.99X0.99=0.9801η=η,η=0.99X0.96=0.9504Wb•Cy得传动系统总效率η总二0.99X0.9603x0.9603x0.9801x0.9504二0.8504工作机所需电动机功率PdP8二一w二 二9.41η0.8504kW由表2-1所列Y系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足P≥Pd条件的电动机额定功Wd率P应取为11kW.W电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/min)堵转转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y100L-4314202.22。2Y112M-4414402.22。2Y132S-45。514402.22.2Y132M—47.514402.22.2Y160M—41114602。22.2Y160L—41514602。22。2Y160L—6119702.02.02。2.2电动机转速的选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速60000V60000义2.0nwn_mnw兀∙d14603.14义450≈84.926r/min84.926≈17.19i总由表2—1初选同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机，对应用于额定功率P=11kWw的电动机型号应分别为Y160M—4型和Y160L-6型。把Y160M—4型和Y160L—6型电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于表2-2：表2—2方案的比较方案号电动机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)总传动比IY160M-411。01500146017。19IIY160L—611.0100097011.42通过对这两种方案比较可以看出：方案I选用的电动机转速高、质量轻、价值低，总传动比为17.19,比较合适，故选用方案I.2。2。3电动机型号的确定根据工作条件：两班制工作,空载起动,载荷平稳,常温下连续(单向)运转,工作环境多尘，中小批量生产，使用期限为10年，年工作300天,工作机所需电动机功率Pd=9.41kW及电动机的同步转速n=1500r/min等，选用Y系列三项异步电动机，卧式封闭结构，型号为Y160M-4,其主要性能数据如下：电动机额定功率Pw=11kw电动机满载转速n=1460r/minm电动机轴身直径D=42mm电动机轴身长度E=110mm2.2.4传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比nm nw1460=17.1984.926由传动系统方案知i01=1i34=1所以同轴齿轮总传动比i=iiΣ12-34-L==17.19ii01-34为便于两级同轴齿轮减速器采用浸油润滑，当两对齿轮材料相同、齿面硬度HBS≤350、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比i12T3ζ=*1.3X17.19=4.727低速级传动比i23i121719.=3.6374.727传动系统各传动比分别为：i01=1，i12=4.727，i23=3.637，i34=12.2.5传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩计算:0轴（电动机轴）：n0=nm=1460r/mimP=P=9.41Kw0dP 9.41T=95503=9550X— =61.55N∙m0n0 14601轴（减速器高速轴）:n1%

i011460=1460rmin1P1=P0F01=9.41×0.99=9.3159KwT=Tiη=61.55×0.99×1=60.9345N∙m1 0∙01∙ 012轴（减速器中间轴）：n=&="6°=308.86r：min2i12 4.727P=Pη=9.3159×0.9603=8.9461Kw2 1∙112T=Tiηιo=60,9345×4.727×0.9603=276.60N∙m2 1∙12∙1123轴（减速器低速轴）：nn3i23308.863.637=84.92r:min2P=Pη=8.9461×0.9603=8.5910Kw3 2∙'23T=Tiη=276.60×3.637×0.9603=968.77N∙m3 2∙23∙'233传动零件的设计计算3.1高速级齿轮的参数计算3.1。1材料选择及热处理减速器要求结构紧凑，故小齿轮选用调质HBSι=240〜270的45钢，大齿轮选用正火HBS2=200〜230的45钢；载荷稳定，齿速不高,初选8级精度。3.1.2确定许用接触应力GHP1⅛σyp2HP1HP23.1。1齿根弯曲疲劳强度设计（1）确定公式中的参数值1）载荷系数K2）小齿轮传递的转矩m≥■

nt3,2KTCoSB4∑7β•钙F试选Kt=1.5T1=60.9345N・m3）大小齿轮的弯曲疲劳强度极限gf1imi,GFiim2Flim1Flim2σ=σ =380MP（查图6。1机械设计徐锦康主编）Flim1Flim2 a4）应力循环次数N1=60n1jLh=60×1460×1×10×300×16=4.2048×109N2=N1举=N1i12=4.2048×109/4.727=8.895×1085）弯曲疲劳寿命系数KFN,Kfn2

FN1 FN2K=0。86K=0。90（查图6.7机械设计徐锦康主编）FN1 FN26）许用弯曲应力计算（取弯曲疲劳安全系数％=1.4,应力修正系数

FY=2.0)ST则L1]=K Yτ∙，一/Sj380X2X0.861.4=466.86MPF1 FN1∙STFlim1F , aLJ=Kn,Yt∙o SF=380X2X0.91.4=488.57MPF2 FN2∙STFlim2F a7)查取齿形系数和应力校正系数根据当量齿数ZN1=ZIfcoS30=20.cos3130=21.62ZV2=Z2.cos3β=95cos313ο=102.70查表3-1取齿形系数和应力修正系数Y=2.73Fa1Y=2.18Fa2Yl=1.565Sa1Y=1.79Sa2表3—1齿形系数Yaa及应力修正系数YSaZ(ZV)1718192021222324252627YFa2。972.912.852.802。762.722。692。652.622.602。57YSa1。521。531。541.551.561。571。5751。581。591。5951.60Z(ZV)303540455060708090100150YFa2。522。452.402。352。322。282。242.222.202。182。14YSa1。6251。651。671.681。701。731.751。771。781。791.838)YY计算大小齿轮的YFLFfa并加以比较YFC,1LF1273⅛F=S009151YFa2∙Ya2=2.18X1.79=0.007987F2488.57YY YY因为YF^^>Y台/，故按小齿轮进行齿根弯曲疲劳强度设计LF1 LF29)重合系数4及螺旋角系数YP 取Y3=0。7，YP=0.86(2)设计计算1)试计算齿轮模数mntm5SFnt,2KTcos2≥3 1—-≥1.440mm①Z1计算圆周速度v—上mntZCn60X1000cosβ兀X1.440x20X146060X1000xcos13。=2.260m-s计算载荷系数查表6。2（机械设计徐锦康主编）得KA=1；根据V=2.260m：s、8级精度，查图6。10（机械设计徐锦康主编）得Kv=1.1;斜齿轮传动取Ka=1.2;查图6。13（机械设计徐锦康主编）得Kβ=1.25.则载荷系数K=KXKXKXKR=1X1.1X1,2X1.25=1.65Avaβ4)校正并确定模数mnmn=mnt3!'K/Kt=1.44X11.65/1.5=1.486mm(取mn=2mm)计算齿轮传动几何尺寸m2中心距a a=—n-(Z1+Z)= (20+95)=118.02mm2cosβ1 2 2Xcos13o(圆整为a=119mm)螺旋角ββ=arccosm区+巳)=arccos2(20+95)(。)=14。53’57"2a 2X1193)两分度圆直径d1，d2m∙Z2X20d1=—n——1= =41.39mmcosβ cos14053'52"mXZ2X95d=_n 2= =196.61mmcosβ cos14053'52"4)齿宽b1，b2 b=φd∙d1=0,8X41.39=33.112mm取b2=35mmb1=b+(5〜10)mm b1=40mm（4）校核齿面接触疲劳强度O=Z∙Z∙Z∙Z,:乜四≤b]

HHEεβ∖,bd12 μ H1）大小齿轮的接触疲劳强度极限O，OHlim1Hlim2O=OHlim1Hlim2=1170MPa2）接触疲劳寿命系数K，KHN1HN2查图6.6（机械设计徐锦康主编）得KHN「0。88,KHN2=0.92HN1 HN23）计算许用接触应力取安全系数SH=1,则H□m1=KG71OmISA=1029∙6MPH1 HN1Hlim1H a□J=KmTQ S/0.92x1170=1076.4MPH2 HN2Hlim2H aOH]=GHJ+OH2[j2=(1029.6+1176.4).2=1053MPa4）节点区域系数ZH查图6.19（机械设计徐锦康主编）得ZH=2。44HH5）重合度系数Zɛ Z£=0.8螺旋角系数ZP Zβ=YcosB=√cos14o53'52"=0.9837）材料系数ZE 查表6.3（机械设计徐锦康主编）得EZ=189.8MPEa8）校核计算OH=ZH.ZE.Zg∙ZN；2KT、μ±1

I 1- Ybd12 μ=2.44x189.8x0.8x0.983x=734.11MP≤OJaH■2X1.65χ6093454.727+1…1 x MP335x41.392 4.727a接触疲劳强度满足要求（5）齿轮结构设计及绘制齿轮零件图大齿轮:齿顶圆直径大于160mm但小于500mm故采用腹板式结构，如图-1为齿轮零件图.i⅛<twl⅛^∏HBSF3U卜大囱匏三年，E’也HffB.金戊爆患¾~旋4⅝^中可L7■■■L图3—13。2低速级齿轮的计算减速器要求结构紧凑,故大齿轮用40Cr调质处理后表面淬火,小齿轮用45钢，载荷稳定，齿速不高，初选8级精度，闭式硬齿面齿轮传动，传动平稳，齿数宜多，选Z1=25,Z2=Z1i12=25X3.637=91.825（取22=92）。按硬齿面齿轮非对称安装，查表选齿宽系数φd=0.8。初选螺旋角6=13。1齿根弯曲疲劳强度设计（1）确定公式中的参数值1）载荷系数Kt2）小齿轮传递的转矩m/J2KTcos2β*•裆:F试选Kt=1.5T1=276.60N∙m3）大小齿轮的弯曲疲劳强度极限σ^iιmi,aFiim2Flim1Flim2σ^lιml=σæiιm=380MP（查图6。1机械设计徐锦康主编）Flim1Flim2 a4）应力循环次数N1=60n1jLh=60X308.86X1X10X300X16=8.895X108N2=N1μ=N1i12=8.895X108：3.637=2.446X1085）弯曲疲劳寿命系数KFN，Kfn2FN1 FN2KWl=0.90KFN2=0.92（查图6。7机械设计徐锦康主编）FN1 FN26）许用弯曲应力计算（取弯曲疲劳安全系数Sf=1.4，应力修正系数

FY=2.0)ST则kJ=KFNlY『•，一/Sj380X2X0.901.4=488.57MPF1 FN1∙STFlim1 F ahJ=KFN2YST∙%im2Sf=380X2X0.921.4=4"43MPa7）查取齿形系数和应力校正系数根据当量齿数ZV1=Z1.∕cos3P=25cos313。=27.03ZV2=Z2COS3P=92COS313。=99.45查表3-1取齿形系数和应力修正系数Y=2.57Fa1Y=2.18Fa2Y=1.60Sa1Y=1.79Sa28)YY计算大小齿轮的YF^YFa并加以比较

kF2.57x1.60=0.008416488.5742°42=2.18X1.79=0.007813F2499.43因为书+>*Y产，故按小齿轮进行齿根弯曲疲劳强度设计kF1 kF29）重合系数Yε及螺旋角系数YP 取Y£=0.68，YP=0。86（2）设计计算1)试计算齿轮模数mtnt11•41m/3'，2KTcos21PYYCY∙Y 2―p•Fa^ja≥1.999mm①Z12）计算圆周速度兀X1.999χ25x308.8660X1000cosP 60X1000Xcos13。=0.83m/s3）计算载荷系数V=兀∙mtZ].%查表6.2（机械设计徐锦康主编）得KA=1;根据V=0.83m；s、8级精度，查图6.10（机械设计徐锦康主编）得Kv=1.06;斜齿轮传动取Ka=1.2;查图6。13（机械设计徐锦康主编）得KP=1.24.则载荷系数K=KAAXKXKXK=1X1.06X1.2X1.24=1.577

vaβ4)校正并确定模数mnmn=mnt3KKt=1.999×3/1.57/1.5=2.033mm(取mn=2。5mm)(3)计算齿轮传动几何尺寸1)m 25中心距aa=一n-(Z1+Z)= (25+92)=150.097mm2cosβ 1 2 2xcos13。2)螺旋角ββ=arccos(圆整为a=151mm)mn(Z1+Zj=arccos2.5(25+92)(。)=14。24’33"2a2X1513)两分度圆直径d1,d24)d1=d22.5X25CoSβ cos14o24'33"mXZ2.5X92n2——cosβcos14°24'33"齿宽b1,b2=64.53mm=237.47mmb=φd∙d1=0.8X64.53=51.624mm取b2=55mmbI=b+(5〜10)mmb1=60mm(4)校核齿面接触疲劳强度σ=Z∙Z∙Z4:亘亘≤R]HHEɛβ∖,bd12μ H1)大小齿轮的接触疲劳强度极限σ,Hlim1σHlim22)σHlim1=σHlim2=1170MPa接触疲劳寿命系数K,KHN1 HN2查图6.6(机械设计徐锦康主编)得KHNJ。。HN192,KHN2=0。963)计算许用接触应力mz1取安全系数SH=1,则HRn]=KHN1σHlim1SH=1076∙4MPa□HJ=KHN2σHlim2SH=0.96×1170=1123.2MPa□J=GHJ+bHJ/2=(1123.2+1176.4)/2=1099.8MPa4)5)节点区域系数ZHH重合度系数Zɛ查图6。19(机械设计徐锦康主编)得Z，=2.43HZ£=0。86)螺旋角系数ZβZβ=VcoSK=∙√cos14024'33”=0.9847）材料系数ZE8）校核计算查表6.3（机械设计徐锦康主编）得Z=189.8MPE aσ-Z∙Z∙Z∙Z'2KT—±1厂以-外西丁-2.43×189.8X0.8X0.984χ-800.1UfP<σjaH：2X1.577×2766003.637+1il〃C■ X MP55X64.532 3.637 "接触疲劳强度满足要求（5）齿轮结构设计及绘制齿轮零件图大齿轮：齿顶圆直径大于160mm,但小于500mm，故采用腹板式结构，如图3—2为齿轮零件图。4轴及轴承装置的设计计算4。1轴的设计轴是减速器的主要零件之一，轴的结构决定轴上零件的位置和有关尺寸.如图4—1为两级同轴齿轮减速器轴的布置状况。图4—1两级同轴齿轮减速器轴的布置考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸s,可取S=IOmm。考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸k,可取k=10mm0为保证滚动轴承放在箱体轴承座孔内，计入尺寸c=5mm0初取轴承宽分别为nl=20mm,n2=22mm,n3=22mmo3根轴的支承跨距分别为4.1.1中间轴的设计轴的材料选用45钢，调质处理,查表11.3（机械设计徐锦康主编）确定C值。d0min=c3，不=112X3∕8.946y276.60=35.6844m^(取d0min=36mm)即取I段上轴的直径d1=40mm。由dI=40mm可初选轴承，查表11—4(机械设计课程设计王大康卢颂峰主编)选7008C型轴承,其内径d=40mm，外径D=68mm,宽度B=15mm.II处轴肩的高度h=(0.07~0.1)dI=2.8~4mm,但因为该轴肩几乎不受轴向力，故取h=2mm,则此处轴的直径d2=44mm。又因为此处与齿轮配合，故其长度应略小于齿宽，取12=32mm。齿轮的定位轴肩高度h=6.07~0.Ld2=3.08~4.4mm,但因为它承受轴向力，故取h=4mm,即d3=44+2X4=52mm.而此处轴的长度：13=1.4h=1.4X4=6.4mm(取13=8mm)W处也与齿轮配合，其直径与I处相等，即d4=44mm。该处的长度应略小于齿轮宽度，取14=57mm.结合图4-1和图4-2可得I段和V段处轴的长度：l=B+c+k+2.5+G止*lɔ+1=15+5+10.5+2.5+3+1=37mm四宽—2l=B+c+k+C…什,—I4)+1=15+5+10+3+1=34mm5 四宽4综上，中间轴各段长度和直径已确定：=37mm 12=32mm 13=8mm 14=57mm 15= 34mmd1=40mm d2=44mm d3=52mm d4=44mm d5= 40mm1=1+1+1+1+1=37+32+8+57+34=168mm.总1 2 3 4 54。1.2输入轴的设计图4-3输入轴轴的材料选用45钢,调质处理。(1)估算轴的最小直径d0min d0min=C'K查表11.3(机械设计徐锦康主编)确定C值。dOmin=C3∣Pn=112X19.3159/1460=20.77mm单键槽轴径应增大5%~7%即增大至21.8085~22.22mm(取dn.=22mm)。0min(2)选择输入轴的联轴器1)计算联轴器的转矩T T=KA∙Tca caA查表10。1(机械设计徐锦康主编)确定工作情况系数KA=1.3AT=KJT=1.3X60.9345=79.21485N∙mcaA选择弹性柱销联轴器，按T]≥Tca=79.21485N∙m,∖n]≥1460r/min,查标准GB/T5014-1985选用HL2型弹性联轴器T]=315N∙m,In]=5600rmin。半联轴器长度L L=52mm与轴配合毂孔长度L1 L1=38mm半联轴器孔径d2 d2=22mm(3)确定轴的最小直径d1=d,应满足d1=d,≥d一(取d.=22mm)1min 1min0min min确定各轴段的尺寸I段轴的长度及直径11应略小于L1取11=36mmd1=22mmII段轴的尺寸 II处轴肩高度h=(0.07~0.1)d1=1.54~2.2mm(取h=2mm),贝Ud2=d1+2h=22+2X2=26mm;为便于轴承端盖拆卸，取12=50mm.In段轴的尺寸 该处安装轴承，故轴的直径应与轴承配合,查表11-4(机械设计课程设计王大康卢颂峰主编)选7006C型轴承，其内径d=30mm,外径D=55mm,宽度B=13mm。d3=d=30mm,13=B=13mm。W段轴的尺寸 该处轴的直径应略大于n处轴的直径，取d4=35mm;参照图4-1,可知14=60+8—2.5+10.5+5=81mm。V段轴的尺寸 该轴处为齿轮轴，该处为齿轮，故15=40mmW段轴的尺寸 由图4-3可知16=k+C=10+5=15mm,d6=d4=35mm皿段轴的长度 d7=d3=30mm,17=B+1=14mm1总=11+12+13+14+15+16+17=36+50+13+81+40+15+14=249mm3输出轴的设计轴的材料选用45钢,调质处理。⑴估算轴的最小直径d。. d..=C3.Pn0min 0min查表11.3(机械设计徐锦康主编)确定C值.d0min=C3jPn=112X18.5910/84.92=52.187mm单键槽轴径应增大5%~7%即增大至54.79635~55.84009mm(取d0m1n=55mm)。(2)选择输入轴的联轴器1)计算联轴器的转矩T T=KA∙Tca CaA查表10.1(机械设计徐锦康主编)确定工作情况系数3=1.3AT=KJT=1.3X968.77=1259.401N∙mcaA选择弹性柱销联轴器，按T]≥TCa=1259.401N∙m, ∖n]≥84.92r/min,查标准GB/T5014—1985,选用HL5型弹性联轴器T]=2000N∙m,In]=2500rmin。半联轴器长度LL=142mm与轴配合毂孔长度L1 L1=107mm半联轴器孔径d2 d2=55mm(3)确定轴的最小直径d1=d, 应满足d1=d,≥d°.(取d.=55mm)1min 1min 0min min(4)确定各轴段的尺寸I段轴的长度及直径11应略小于LI取11=105mmd1=55mm.II段轴的尺寸 II处轴肩高度h=6.07~0.Ld1=3.85~5.5mm(取h=3mm),则d2=d1+2h=55+2X3=61mm；为便于轴承端盖拆卸，取12=50mm。In段轴的尺寸 该处安装轴承，故轴的直径应与轴承配合，查表11—4(机械设计课程设计王大康卢颂峰主编)选7013C型轴承，其内径d=65mm，外径D=100mm,宽度B=18mm.d3=d=65mm,13=B=18mm。W段轴的尺寸 W处轴肩高度h=(0.07~0.1d3=4.55~6.5mm(取h=6mm),取d4=65+6=71mm。V段轴的尺寸 V处轴肩高度h=(θ.07~0.Ld4=4.97~7.1mm(取h=6mm ),即 d5=71+2X6=83mm ；轴肩宽15=1.4h=1.4X6=8.4mm(取15=10mm)。W段轴的尺寸此处安装齿轮，故其长度应略小于齿轮宽度，16=53mm;d6=d4=71mm。皿段轴的长 d7=d3=65mm,17=B+k+c=18+11+5+2.5+2.5+1=39mm14=35+3+10+5=53mm1总=11+12+13+14+15+16+17=105+50+53+10+39+53+18=373mm4.2轴的校核4。2.1输入轴的校核求轴上受力计算齿轮受力齿轮分度圆直径d1=41.39mm圆周力 Ft=2T1∕d1=2X60934.5/41.39=2944.41N径向力Fr=FttanaJCOSP=2944.41xtan20o.cos14o53'52"=1108.95N轴向力 Fa=Fttanβ=2944.41xtan200=1071.68NFa对轴心产生的弯矩Ma=FadI2=1071.68X41.392=22178.42N∙m求支反力 参见图4-3轴承的支点位置 由7006C型角接触轴承可知a=12.2mm齿宽中心距左支点的距离L2=402+47.5+3-12.2=68.3mm齿宽中心距右支点的距离L3=40.2+15+13-12.2=35.8mm左支点水平面的支反应力∑MD=0,FNHI=LFjL+L)=101258ND NH1 3U2 3右支点水平面的支反应力∑MR=0,FNH=LrFtQ,+LJ=1931.83NB NH2 2t∙ 2 3左支点垂直面的支反应力FNVI=(LF+M)∙Q+L)=594.42NNV1 3ra2 3度右支点垂直面的支反应力Fnv=Qf-m)..(l9+£)=514.53NNV2 2ra- 2 3左支点的轴向支反力(2)绘制弯矩图和扭矩图FNV=Fa=1071.68N参见图4-5B图4-5截面C处水平弯矩截面C处垂直弯矩截面C处合成弯矩(3)弯矩合成强度校核截面C处计算弯矩截面C处应力计算强度校核凸CMH=FNiL2=1012.58X68.3=69159.21Nm%1=FN1L2=594.42X68.3=40598.89NmMV2=FNV2L3=514.53X35.8=18420.17N∙mMI=VM2+MV12=80195.18N∙mmM==MΓMΓ~==71570.24N∙mm2 h+V2通常只校核轴上受最大弯矩和最大扭矩的截面强度考虑启动，停机影响，扭矩为脉动循环变应力，α=0.6，M=VM12«T)=88135.98N∙mmCa 1+ 1σ=MW=88135.98.().1X403)二caca ■13.77MPa45钢调质处理，由表11。2(机械设计徐锦康主编)查得LJ=60MPaσ<CaL-J,弯矩合成强度满足要求7BCDFJjm.B,^∏ττ∏∏ro∣mιIAFT一τi∏∏TTn~[∏T[∣T∩ffH[1CMV1MVECD昌图4-5轴的力分析图（4）疲劳强度安全系数校核1）经判断，如图4-3中，齿轮面为危险截面2）截面左侧截面校核抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1义353=4287.5mm抗扭截面系数 ％=0.2d3=0.2义353=8575mm3截面左侧弯矩M=80195.18N∙m截面上的弯曲应力 Gb=M/W=80195.18/4287.5=18.70MPa截面上的扭转切应力τt=T1/WT=60934.5/8575=7.11MPa平均应力 T=G+τ.）--2=7.112=3.555MP,σ=0mmaxmin: am应力幅 σ=（σ一σ.）；2=σ=18.70MPa maxmin- b aτ=G-τ.）.∙∙2=τ=3.555MPamaxmin m a材料的力学性能 45钢调质查表11。2（机械设计徐锦康主编）Gj=640MP，σI=275MP,τI=155MPb a 一1 a-1 a轴肩理论应力集中系数rd=235=0.057，Dd=41.2235=1.178查附表L6（机械设计徐锦康主编）并经插值计算α=1.7，α=1.3σ r材料的敏感系数 由r=2mm,σb=640MPa查图2。8（机械设计徐锦康主编）并经插值得qσ=0.82,qr=0.85有效应力集中系数 kσ=1+qσQσ-1）=1+0.82xG.7—1）=1.574k=1+qQ-1）=1+0.85xG.3—1）=1.255τ ττ尺寸及截面形状系数 由h=5mm、d=35mm查图2。9（机械设计徐锦康主编）得J=0.8扭转剪切尺寸系数 由d=35mm查图2.10（机械设计徐锦康主编）得％=0.87表面质量系数 轴按磨削加工，由σb=640MPa查图2。12（机械设计徐锦康主编）得βσ=βτ=0.9表面强化系数 轴未经表面强化处理β=1q疲劳强度综合影响系数Kσ=kσ..wσ+1∕βσ—1=1.574-0.8+10.9-1=2.079Kτ=kτ∕ετ+1∕βτ-1=1.2550.87+1.0.9-1=1.554等效系数 45钢：φθ=0.1~0.2 取φ0=0.1φτ=0.05~0.1 取φτ=0.05仅有弯曲正应力时计算安全系数SO=一W—=5.25Kσ+φσσaσmτ仅有扭转切应力时计算安全系数S=——一=27.18τKσ+φστaτm弯扭联合作用下的计算安全系数S=.Sσsτ =5.15caSS2+S2

στ设计安全系数 材料均匀,载荷与应力计算精确时:S=1.3~1.5取S=1.5疲劳强度安全系数校核S»S左侧疲劳强度合格Ca3）截面右侧疲劳强度校核抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1义353=4287.5mm抗扭截面系数％=0.2d3=0.2义353=8575mm截面左侧弯矩M=71570.24N∙m截面上的弯曲应力σb=MW=7157Q24∕,4287.5=16.70MPa截面上的扭转切应力τt=T1Wlτ=60934.5/8575=7.11MPa平均应力 τ=G+τ.）；2=7.112=3.555MPmmaxmin a应力幅 σ=（σ一σ.）2=σ=16.70MPa maxmin- b aτ=G-τ.>2=τ=3.555MPamaxmin' m a材料的力学性能 45钢调质查表11。2（机械设计徐锦康主编）σ=640MP，σI=275MP，τI=155MPb a -1 a-1 a轴肩理论应力集中系数r：d=235=0.057，Dd=41.2235=1.178查附表1。6（机械设计徐锦康主编）并经插值计算α=1.7，α=1.3σ r材料的敏感系数 由r=2mm，σb=640MPa查图2.8（机械设计徐锦康主编）并经插值得qσ=0.82，qr=0.85有效应力集中系数 kσ=1+qσQσ-1）=1+0.82xG.7-1）=1.574左τ=l+%Qττ)=l+0.85χG.3-l)=L255尺寸及截面形状系数扭转剪切尺寸系数表面质量系数由/i=5mm、d=35mm查图2.9（机械设计徐锦康主编）得ε=0.8

σ由d=35mm查图2.10（机械设计徐锦康主编）得绘=0.87轴按磨削加工，由5=640MP查图2.12（机械设计徐锦康主编）

b a得βσ=βτ=0∙9表面强化系数 轴未经表面强化处理k1疲劳强度综合影响系数Kσ=kσεσ+1βσ-1=1.5740.8+10.9-1=2.079Kτ=kτ∕ετ+1∕βτ-1=1.2550.87+10.9-1=1.554等效系数 4傣冈：φσ=0.1~0.2 取φσ=0.1φτ=0.05~0.1 取φτ=0.05仅有弯曲正应力时计算安全系数SO=—2^—=7.92Kσ+φσ

σaσmτ仅有扭转切应力时计算安全系数St=——一=27.12τKσ+φστaτm弯扭联合作用下的计算安全系数S=.SσSτ =7.60CPSσ2+Sτ2设计安全系数 材料均匀，载荷与应力计算精确时：S=1.3~1.5取S=1.5疲劳强度安全系数校核Sca>>S右侧疲劳强度合格4.2。2中间轴的校核图4-6轴的受力分析图(1)求轴上受力1)计算齿轮受力齿轮的分度圆直径d1=69.53mm,d2=200.61mm圆周力 F11=2T..d1=2X27660069.53=7956.28NFt2=2Td2=2X276600200.61=2757.59N径向力F11=Ft1tanaJcosβ=7956.28Xtan20o/cos14o24'23"=2988.49NFr2=Ft2tanaJCoSβ=2757.59Xtan20o..-cos14θ53'52"=1039N轴向力 Fa1=Ft1tanβ=2988.49Xtan14o24'23"=2895.85NFa2=Ft2tanβ=1039Xtan14o53'52"=1003.674NFa对轴心产生的弯矩Ma1=Fa1d12=2895.85x69.532=100674N∙mmMɔ=Fa2=1003.674x200.612=201347N∙mma2a2 22)求支反力轴承的支点位置由7008C型角接触轴承可知a=14.7mm截面在B处的支反力左支点水平面的支反力ΣMD=0FNH1Flt1"BD右支点水平面的支反力lADΣM=0B7956.28X100.3 =5757.68N100.3+38.3FNH2FtIlAB

IAD7956.28X38.3=2198,6N100.3+38.3左支点垂直面的支反力fNV1=QF11+Ma1)IAD=G00∙3x2988∙49+100674>138.6=2889N右支点垂直面的支反力FNV2=(IABFJMa1)-lAD(38.3X2988.49-100674)..138.6=99.46N左支点的轴向支反力F'NV1=Fa1=2895.85N截面在C处的支反力左支点水平面的支反力ΣMD'=0FNH1FtIlCD

IAD7956.28X76.3=4379.97N76.3+62.3右支点水平面的支反力 ∑MR=0BFNH2Flr7956.28*62.3汀AC_ ɪ138.6AD_3576.31N左支点垂直面的支反力FNV1=QFJMaI)--lAD=(76.3X2988∙49÷100674)138.6=2378.N右支点垂直面的支反力FNV2=(lCCFr1÷MaIlAD=^3X2988∙49-1∞674)∙13&6=616.95N左支点的轴向支反力 F' =F=2895.85NNV1 a1（2）绘制弯矩图和扭矩图截面B处水平弯矩

截面B处垂直弯矩截面B处合成弯矩截面C处水平弯矩

截面C处垂直弯矩截面C处合成弯矩（3）弯矩合成强度校核截面B处计算弯矩M=FL=5757.7X38.3=220512N∙mHNH12M=FL=2198.6X38.3=84206.38N∙mV1 NV12Mv2=Fnv2L3=105.93X100.3=10624.8N∙mM1=VMzi2M.2=236043N∙mmh÷V1M==Mh2M”2=220768N∙mmh÷V2M=FniuL=4379.97X62.3=272872N∙mHNH12M⑺=FmL、=2378X62.3=148149.4N∙mV1 NV12Mv2=FNV2L3=616.95X76.3=47073N∙mM1=、Mh22÷MV12=310495N.mmM==√Mι2MV,2=2769025N∙mm

2 h÷V2通常只校核轴上受最大弯矩和最大扭矩的截面强度

考虑启动，停机影响,扭矩为脉动循环变应力，截面B处应力计算强度校核截面C处计算弯矩截面C处应力计算α=0.6,M=√M^∏xT)Γ=318780N∙mm

ca 1÷ 1O=M；W=3187806.1X443)=37.42MP

ca ca∙ a45钢调质处理,由表11.2（机械设计徐锦康主编）查得L/=60MPaσ<L一］，B处弯矩合成强度满足要求ca考虑启动,停机影响,扭矩为脉动循环变应力，α=0.6，M=√M12«T)=352065N∙mm

ca 1÷ 1σ=MW=3520656.1X443)=41.33MP

caca a强度校核45钢调质处理，由表IL2（机械设计徐锦康主编）查得LJ=60MPaσ<C-ιlC处弯矩合成强度满足要求caJnrinrInnIIlIl1IWIlnMnHnIInnnTnnnnTT^I口B 二k⅛r∙-τ刊-TTTrnnIInnIIrIIrlll∣∣∣llllll∣∣∣∣∣∣∣∣∣∣∣!∣ll∏Hll≡umii⅛⅛EE吊∣ιιιιι∣llIlIMBLrtrTTfInllIlInMlBπ⅛Mt,-.<∏∏τrπ⅛⅛□ITIrrnTrInTTTnrtTtTIŋ图4—7轴的受力分析图3输出轴的校核(1)求轴上受力1)计算齿轮受力齿轮分度圆直径 d1=64.53mm圆周力 Ft=2T1∕d1=2X96877064.53=30025.41N径向力Fr=Fttanancosβ=30025.41×tan20o∙cos14o24'33"=11278N轴向力 Fa=Fttanβ=30025.41×tan20。=10928.36NFa对轴心产生的弯矩Ma=FadJ2=1092836×64.532=169.35N∙m2)求支反力轴承的支点位置 由7013C型角接触轴承可知〃=20.1mm齿宽中心距左支点的距离L2=287.4mm齿宽中心距右支点的距离L3=45.4mm左支点水平面的支反应力∑MD=0,FNH=LFtQ,+L)=4096ND NH1 3t∙ 2 3右支点水平面的支反应力∑MR=0，FNTI=LFtXl9+L)=25929NB NH2 2t2 3左支点垂直面的支反应力F=(LQF+m).L+L)=2047NNV1 3r a-2 3右支点垂直面的支反应力FNV,=(L,F-M)∙Q+L)=9230.6NNV2 2r a-2 3左支点的轴向支反力（2）绘制弯矩图和扭矩图FNV=Fa=10928∙36N参见图4-81IllIltIton⅛⅛JLrv.

_ _ IRlJMv⅛1IlIIIllrn⅛∣L√m∏HlHlH1IWl⅛∏τ⅛^∣pMBCJD截面C处水平弯矩截面C处垂直弯矩截面C处合成弯矩图4—8轴的受力分析图M=FmL=4096X287.4=1177190.4N∙mH NH12M=Fhn7L=2047X287.4=588307.8N∙mV1 NV12Mv2=Fnv2L3=9230.6X45.4=419051.08N∙mM1=∖M2Mv12=131601Q4N∙mm1 h+V1（3）弯矩合成强度校核截面C处计算弯矩截面C处应力计算强度校核M2=MhLh2+MV22=12495523N∙mm通常只校核轴上受最大弯矩和最大扭矩的截面强度考虑启动,停机影响，扭矩为脉动循环变应力，α=0.6，M=√M12«T)=15149233N∙mmCa 1+ 1O=M.w=15149233.Q1X713)=42.33MP

caca ' a45钢调质处理，由表11.2（机械设计徐锦康主编）查得LJ=60MPaO<CaL一」弯矩合成强度满足要求EBC4。3轴承的寿命计算4。3。17006C型轴承的校核（1）确定7006C轴承的主要性能参数查表11-4（机械设计课程设计王大康卢颂峰主编）及表8。10（机械设计徐锦康主编）得:α=15。、C=15.2kN、C=10.2kNr 0re=0.455、Y=1.26（2）计算派生轴向力Fs1、Fs2(3)Fs1Fr159442——=206.40N，2Y 2X1.26Fs2Fr2514.53 =178.66N2Y 2X1.26计算轴向负载FrF2a1 a2F+F=206.40+1071.68=1278.08N>F.,故轴承∏被“压紧”,S1ae s2轴承I被“放松”，得：J=F1+F=1278.08N

a2 s1 aeF=F=206.40Na1 s1(4)确定系数X「X2、Y「Y2F1Fr1206.40 F=0.347<e, 3594.42 F0r21278.08=2.48>e

514.53查表8。10（机械设计徐锦康主编）得X1=LY1=0，X2=0.44,Y2=1。26(5)计算当量载荷P1∖P2P=F=594.42N1rP=XF+YF=0.44X514.53+1.26X1278.08=1836.774N2 2r2 2a2(6)计算轴承寿命Lhh查表8。7、8.8（机械设计徐锦康主编）得fp=1.5,ft=1,又知£=3L=16667(fChε16667( 15200 、146011.5X1836.774J3h=56556.47hnUPJ27013C型轴承的校核（1）确定7013C轴承的主要性能参数查表11—4（机械设计课程设计王大康卢颂峰主编）及表8.10(机械设计徐锦康主编)得α=15。、C=40.0kN、C=35.5kN、r 0re=0.55、Y=1.02(2)计算派生轴向力Fs1、Fs2F2047F1=1= =1003.43Ns12Y2X1.02Fs2F9230.6r2= 2Y—2X1.02=4524.8N,（3）计算轴向负载Fa1,Fa2

aaF+F=1003.43+10928.36>F。，故轴承∏被“压紧”，轴承IS1ae s2被“放松”，得：F/F1+F=11931.36N

a2 s1 aeFI=Fl=1003.43N

a1 s1（4）确定系数X1、X2、Y1、Y2F 1003.43a1— Fr~2047r1=0.49<e,F11931.36a2= F~ 9230r2>e查表8。10（机械设计徐锦康主编）得X1=1,Y1=0,X2=0。44、（5）Y2=1。02计算当量载荷P1、P2P=F=2047N1r（6）P=XFɔ+YFɔ=0.44X9230.6+1.02X11931.36=16231.45N2 2r2 2a2计算轴承寿命Lhh查表8.7、8。8(机械设计徐锦康主编)得fp=1.5，ft=1，又知£=3L=16667fhε16667( 40000 、84.9211.5X16231.45)3h=87032.55