热处理车间传送设备的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器

湖南工业大学 机 械 设 计 课 程 设 计 资 料 袋 机械工程 学院（ 系、部 ） 2011 2012 学年第 一 学期 课程名称 机械设计 指导 教师 职称 教授 学生姓名 专业 机械工程及自动化 班级 学号 题 目 热处理车间传送设备的 展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器 成 绩 起止日期 2011 年 12 月 20 日 2012 年 01 月 03 日 目 录 清 单 序号 材 料 名 称 资料数量 备 注 1 课程设计任务书 1 张 2 课程设计说明书 1 本 3 装配草图 1 张 4 装配图 1 张 5 零件图 2 张 课程设计任务书 2011 2012学年第 一 学期 机械工程 学院（系、部） 机械工程及自动化 专业 班级 课程名称： 机械设计 设计题目： 热处理车间传送设备的 展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器 完成期限：自 2011 年 12月 20 日至 2012 年 01 月 03 日共 2 周 内 容 及 任 务 一、 设计的主要技术参数： 工作条件： 用于传送清洗零件，双 班制 工作 ， 工作时有轻微震动， 使用年限 10年（其中轴承寿命为三年）。 二、设计任务：传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。 三、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务： （ 1） 减速机装配图 1张； 零件工作图 23张； （ 2） 设计说明书 1份（ 60008000字）。 进 度 安 排 起止日期 工作内容 2011.12.20-2011.12.23 传动系统总体设计 2011.12.24-2011.12.26 传动零件的设计计算 2011.12.27-2012.01.02 减速器装配图及零件工作图的设计 、整理说明书 2012.01.03 交图纸并答辩 主 要 参 考 资 料 【 1】 濮良贵 ,纪明刚 . 机械设计 .8 版 . 北京 :高等教育出版社 ,2006. 【 2】 杨光 ,席伟光 ,李波 ,陈晓岑 .机械设计课程设计 .2版 .北京 :高等教育出版社 ,2010 【 3】 赵大兴 .机械制图 .2版 .北京 :高等教育出版社 ,2009 【 4】 朱理 .机械原理 .2 版 .北京 :高等教育出版社 ,2010 【 5】 徐雪林 .互换性与测量技术基础 .2版 .长沙 :湖南大学出版社 ,2010 【 6】 刘鸿文 .材料力学 .5版 .北京 :高等教育出版社 ,2011 【 7】 毛谦德 ,李振清 .袖珍机械设计师手册 .3 版 .北京 :机械工业出版社 ,2007 指导教师 （签字）： 年 月 日 系（教研室） 主任（ 签字）： 年 月 日 题号 2卷筒直径D / m m 330运输带速度v / ( m / s ) 0.75运输带所需扭矩、（N . m ） 370 机 械 设 计 设计说明书 热处理车间传送设备的 展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器 起止日期： 2011 年 12 月 20 日 至 2012 年 01 月 03 日 机械工程学院（部） 2012 年 01 月 03 日 学生姓名 班级 学号 成绩 指导教师 (字 ) 目录 1 传动方案设计 . 1 1.1 课程设计的设计内容 . 1 1.2 课程设计的原始数据 . 1 1.3 课程设计的工作条件 . 2 2 电动机的选择 . 3 2.1 选择电动机的类型 . 3 2.2 选择电动机的容量 . 3 2.3 确定电动机的转速 . 4 3 确定总传动比及分配各级传动比 . 5 3.1 传动装置的总传动比 . 5 3.2 分配传动比 . 5 3.3 各轴的转速计算 . 5 3.4 各轴输入功率计算 . 5 3.5 各轴输入扭矩计算 . 6 4 V 带传动的设计计算 . 7 4.1 电动机所需功率 Pca 和满载转 速 nm . 7 4.2 带轮基准直径 dd1、 dd2； . 7 4.3 验算带速 . 7 4.4 中心距 a 和带的基准长度 Ld . 7 4.5 小带轮包角 1； . 8 4.6 带的根数 Z； . 8 4.7 单根 v 带初拉力 . 8 4.8 轴压力 Fp； . 8 5 斜齿轮传动的设计计算 . 9 5.1 材料的选择、齿数的选择 . 9 5.2 高速斜齿轮强度计算 . 9 5.3 低速斜齿轮强度计算 . 13 5.4 齿轮的结构设计 . 16 6 轴系零件的设计计算 . 19 6.1 高速轴的设计及计算 . 19 6.2 低速轴的设计及计算 . 27 6.3 中间轴的设计及计算 . 34 7 轴承的寿命校核 . 37 7.1 高速轴承的寿命校核 . 37 7.2 低速轴承的寿命校核 . 38 8 键联接强度校核计算 . 40 8.1 普通平键的强度条件 . 40 8.2 高速轴上键的校核 . 40 8.3 低速轴上键的校核 . 40 9 润滑方式、润滑剂以及密封方式的选择 . 41 9.1 齿轮的滑方式及润滑剂的选择 . 41 9.2 滚动轴承的润滑方式 及润滑剂的选择 . 41 9.3 密封方式的选择 . 42 10 减速器箱体及附件的设计 . 43 10.1 减速器箱体的设计 . 43 10.2 减速器附件的设计 . 44 11 设计总结 . 46 12 参考文献 . 47 1 1 传动方案设计 1.1 课程设计的 设计 内容 带传动平稳、吸震且能器过载保护作用，故在高速级布置一级带传动。在带传动和运输带之间布置一台二级斜齿轮减速器， 轴端连接选择弹性柱销联轴器。 设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图 1-1所示。 图 1-1双级斜齿圆柱齿轮减速器 1-电动机； 2-传动带； 3-减速器； 4-联轴器； 5-卷轴； 6-运输带 1.2 课程设计的 原始 数据 已知条件： 运输带的 扭矩 ： T=370N m； 运输带的工作速度： v=0.75m/s； 卷筒直径： D=330mm； 123456 2 使用寿命： 10年，每年工作日 300天 ， 3班制，每班 8小时 。 1.3 课程设计的工作条件 设计要求： 误差要求 ： 运输带速度允许误差为带速度的 5%； 工作情况：连续单向运转，载荷平稳； 制造情况：小批量生产。 3 2 电动机的选择 2.1 选择 电动机的类型 按 按照设计要求以及工作条件， 选用 一般 Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为 380V。 2.2 选择电动机的容量 2.2.1 工作 机所需 的有效 功率 由文献 【 6】 中 3.1式 得 式中： P 工作机所需的有效功率（ KW） T 运输带所需扭矩（ N m） n 运输带的转动速度 推出 p = 9550 2.2.2 电动机的输出功率 卷筒轴工作的转速， 传动装置总效率， 其中，根据文献【 2】中 查得 传动装置总效率 v带效率 ， 滚动轴承 （一对） 效率， 齿轮 传动效率， 弹性 联轴器效率 ， 卷筒效率， n9550T Pw 0 . 7 5 6 0 1 0 0 0n 4 3 . 4 2 / m i nd 3 . 1 4 3 3 0v r 5 2 5 2p z c l j 0 . 9 2 0 . 9 8 0 . 9 7 0 . 9 9 0 . 9 6 0 . 7 4 3 p p 0.92z z 0.98c 0.97c l 0.99l j 0.96j 4 = 9550 = 370 43.429550 = 1.68 故： 因载荷平稳，电动机的功率稍大于 即可，根据文献【 2】中表 8-53 所示 Y系列三相异步电动机的技术参数，可选择电动机的额定功率 。 . 2.3 确定电动机的转速 电动机的转速选择常用的；两种同步转速： 1500r/min 和 1000r/min，以便比较。 根据电动机所需功率和同步转速，查表 8-53确定电动机的型号为 Y100L2-4或 Y132S-6。 传动系统的 总传动比为 i = 式中 电动机的满载效率； 卷筒转动皮带结构输入转速。 根据文献【 2】中表 8-53所示 Y系列三相异步电动机的技术参数，将计算数据和查表数据填入表 2-1 表 2-1电动机数据 根据文献【 2】中表 4-1查的 V带传动比 i=2-4,表 4-2查的 二级 展开式圆柱 齿轮传动比i=7.1-50,则总传动比 i =14.2-100,两类电动机都满足条件，但是方案 1 转速高，电动机的价格低，而且传动比也比较合适，所以选用方案 1。 wd 1 . 6 8 2 . 2 60 . 7 4 3PP K w dP3cdP KW方案 额定功率 /kw 同步转速/(r/min) 满载转速/(r/min) 总传动比1 3 1500 1420 32.7 2.22 3 1000 960 22.1 2额定转矩堵转转矩 5 3 确定 总传动比及 分配各级 传动比 3.1 传动装置的 总传动比 式中： 总传动比 电动机的满载转速 （ r/min） 3.2 分配传动比 带传动的传动比取为 1=3,则减速器的总传动比为 则双级斜齿圆柱齿轮减速器高速级的传动比为 低速级传动比 为 3.3 各轴的转速计算 3.4 各轴输入功率计算 w1420 3 2 . 7 0n 4 3 . 4 2mZni zimn13 2 . 7 0 1 0 . 9 03zjii i 2 1 .3 3 .7 6jii3i322.90jii i11420 / m i n 4 7 3 . 3 3 / m i n3mnn r ri 24 7 3 . 3 3 / m i n 1 2 5 . 8 9 / m i n3 . 7 6nn r ri 31 2 5 . 8 9 / 4 3 . 4 1 / m i n2 . 9 0nn n r m i n ri dp 2 . 2 6 0 . 9 2 2 . 0 8P P k w zc 2 . 0 8 0 . 9 8 0 . 9 7 1 . 9 7P P k w 6 3.5 各轴输入扭矩计算 将结果列入表 3-1中 ，以便查用。 表 3-1各轴运动和动力参数 zc 1 . 9 7 0 . 9 8 0 . 9 7 1 . 8 7P P k w zl 1 . 8 7 0 . 9 8 0 . 9 9 1 . 8 1P P k w 2 . 0 89 5 5 0 9 5 5 0 4 1 . 9 64 7 3 . 3 3T P n N m N m 1 . 9 79 5 5 0 9 5 5 0 1 4 9 . 4 41 2 5 . 8 9PT N m N mn 1 . 8 79 5 5 0 9 5 5 0 4 1 1 . 3 84 3 . 4 1PT N m N mn 1 . 8 19 5 5 0 9 5 5 0 3 9 8 . 2 14 3 . 4 1PT N m N mn 轴号 转速 n ( r / m i n ) 功率P / k w 扭矩T / ( N m ) 473.33 2.08 41.96 125.89 1.97 149.44 43.41 1.87 411.38 43.41 1.81 398.21 7 4 V 带传动的设计计算 4.1 电动机所需功率 Pca 和满载转速 nm 由文献【 1】表 8-7查得工作情况系数 KA=1.4,故 Pca=KAP1=4.2kw， nm=1420r/min，传动比 i=3，每天工作 16个小时 4.2 带轮基准直径 dd1、 dd2； 由文献【 1】中图 8-11得基准直径 dd1=80-100mm,且 V带带型为 A； 得 dd2=idd1=240-300mm； 取 dd1=90mm，得 dd2=270mm 4.3 验算带速 验算得 v在 5-25m/s 内，故带速合适。 4.4 中心距 a 和带的基准长度 Ld 由文献【 1】中式 8-20 得 得 ；取 由文献【 1】式 8-22 计算所需的基准长度 由 文献【 1】 表 8-2选带的基准长度 Ld=1600mm。 按 文献【 1】 式 8-23 计算实际中心距 a。 smndv md /69.6100060 142090100060 1 )(2)(7.0 21021 dddd ddadd 720252 0 a 0 500a mm2210 0 1 202()2 ( )24( 2 7 0 9 0 ) 2 5 0 0 ( 9 0 2 7 0 )2 4 5 0 01 5 8 1 . 7ddd d dddL a d damm 00 1 6 0 0 - 1 5 8 1 . 7( 5 0 0 ) 5 0 922ddLLa a m m m m 8 4.5 小带轮包角 1； 由文献【 1】式 8-7计算轮包角 1为 4.6 带的根数 Z； 4.6.1 单根 V 带的额定功率 Pr： 由 dd1=90mm和 nm=1420r/min,查 文献【 1】中表 8-4a得 P0=1.05kw 查文献【 1】中 表 8-4b 查的 P0=0.17kw； 查 文献【 1】中 表 8-5得 K =0.95；查 文献【 1】中 表 8-2得 KL=0.96； 于是： 4.6.2V 带的根数 Z V带的根数 Z为： 取 4根 4.7 单根 v 带初拉力 由文献【 1】中表 8-3得 A型带的单位长度质量 q=0.10kg/m,所以单根 v带的初拉力的最小值（ F0） min为： 对于新安装的 V带，初始拉力应为 1.5（ F0） min=1.5132.5 = 198.7N。 4.8 轴压力 Fp； 轴压力的最小值为 1 2 15 7 . 3 5 7 . 31 8 0 ( ) 1 8 0 ( 2 7 0 9 0 ) 1 5 9 . 7 4 9 0509dddd a 00( ) ( 1 . 0 5 0 . 1 7 ) 0 . 9 5 0 . 9 6 1 . 1 2rLP P P K K K w K w 4 . 2 3 . 7 51 . 1 2carPz P 220 m i n ( 2 . 5 ) ( 2 . 5 0 . 9 5 ) 4 . 2( ) 5 0 0 5 0 0 0 . 1 0 6 . 6 9 1 3 2 . 50 . 9 5 4 6 . 6 9caKPF q v N NK z v 1m i n 0 m i n 1 5 9 . 7( ) 2 ( ) s i n 2 4 1 9 8 . 7 s i n 1 5 6 5 . 522pF z F N N 9 5 斜齿轮 传动的设计计算 5.1 材料的选择 、齿数的选择 传送设备为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（ GB 10095 88）。 5.1.1 材料的选择 由参考文献【 1】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，二者材料硬度差为 40HBS。 5.1.2 齿数 高速级选小齿轮的齿数 z1 = 24,大齿轮齿数 z2 = 3.7624 = 90.24 故取 z2 = 90。 低速级选小齿轮的齿数 z3 = 24，大齿轮齿数 z4 = 2.9024 = 69.6 故取 z4 = 70。 5.1.3 选取螺旋角 初选螺旋角 = 14。 5.2 高速斜齿轮强度计算 5.2.1 按齿面接触强度计算 根据文献【 1】中 10-21式进行试算，即 5.2.1.1确定公式内的各计算数值 1） 试选 Kt=1.6 2） 由文献【 1】图 10-30选取区域系数 = 2.433。 3） 由文献【 1】图 10-26查的 1 = 0.78， 2 = 0.87，则 = 1 +2 = 1.65 4） 由文献【 1】表 10-7查得因大小齿面均为硬齿面，故宜选用稍小的齿宽系数，先取d = 0.8。 5） 由文献【 1】图 10-21d查得 Hlim1 = 600MPa,Hlim2 = 550MPa 。 6） 计算小齿轮传递的转矩。 T1 = 95.5105Pn =95.51052.08473.33 = 4.196104 Nmm 7） 由文献【 1】表 10-6查得材料弹性影响系数 ZE =189.8 MPa12 。 2t1312 1 HEtdHKT ZZudu 10 8） 由文献【 1】式 10-13计算应力循环次数。 N1 = 60n1jLh = 604731(28300 10) = 1.36109 N2 = 1.361093.76 = 3.62108 9） 由文献【 1】图 10-19取接触疲劳寿命系数 10）由文献【 1】式 10-12，计算接触疲劳许用应力（取失效概率 1%，安全系数 S=1） H1 = KHN1Hlim1S = 0.92600 = 552MPa H2 = KHN2Hlim2S = 0.98550 = 539Mpa H = H1 +H22 = 552+5392 = 545.5Mpa 5.2.1.2计算 1)试算小齿轮分度圆直径 1,由计算公式得 1 21.64.1961040.81.65 4.763。 76 (2.433189.8545.5 )23 mm = 44.97mm 2)计算圆周速度。 V = 11601000 = 44.97473.33601000 = 1.11 3)计算齿宽 b及模数 。 b = 1 = 0.844.97 = 35.98 = 11= 44.971424 = 1.81 h = 2.25 = 2.251.81 = 4.09 = 35.984.09 = 8.79 4)计算纵向重合度 。 = 0.3181 = 0.3180.82414 = 1.522 5）计算载荷系数 K。 120 . 9 2 , 0 . 9 8H N H NKK 11 已知使用系数 = 1.25，根据 v = 1.13 ， 7级精度，由文献【 1】图 10-8查得动载系数 = 1.05；由文献【 1】表 10-4查得 kH的值为 1.289； 由文献【 1】图 10-13查得 kF=1.25；由文献【 1】表 10-3查得 kH = kF=1.2 故载荷系数： K = KAKVKHKH = 1.251.051.21.289 = 2.03 6） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（ 10-10a）得 1 = 13 = 44.97 2.031.63 mm = 48.68mm 7）计算模数 。 = 11= 48.681424 = 1.97 5.2.2 按齿根弯曲强度设计 由文献【 1】式（ 10-17） 21212 3 5.2.2.1确定计算系数 1） 计算载荷系数。 K = KAKVKFKF = 1.251.051.21.25 = 1.97 2） 根据纵向重合度 = 1.522，由 文献【 1】图 10-28查得螺旋角影响系数 = 0.88。 3）计算当量齿数。 1 = 1cos3 = 24314 = 26.27 2 = 2cos3 = 90314 = 98.52 4）查取齿形系数。 由文献【 1】表 10-5查得 1 = 2.592； 2 = 2.183 5）查取应力校正系数 由文献【 1】表 10-5查得 1 = 1.596； 2 = 1.789 6） 由文献【 1】图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限 FE2=380Mpa； 7）由文献【 1】图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85， KFN2=0.88； 12 8）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（ 10-12） F1 = KFN1FE1S = 0.855001.4 MPa = 303.57 F2 = KFN2FE2S = 0.883801.4 MPa = 238.86MPa 9）计算大、小齿轮的 并加以比较。 111= 2.5921.596303.57 = 0.01363 222= 2.1831.789238.86 = 0.01635 大齿轮的数值大 （ 2）设计计算 = 21.974.1961040.88(14)20.82421.65 0.016353 = 1.43 对比计算结果，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 mn = 2.0mm，已满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度 触强度 ，需按接触疲劳强度算的的 分度圆直径 d1=48.68mm 来算出应有的齿数。于是由 1 = 1cos= 48.68cos142.0 = 23.6 取 1 = 24，则 2 = 3.7624 = 90。 5.2.3 几何尺寸计算 5.2.3.1计算中心距 a = (1:2)2 = (24:90)2214 = 117.49 将中心距 圆 整为 118mm 5.2.3.2按圆整后的中心距修正螺旋角 = arccos（ z1:z2） mn2a = arccos（ 24:90） 22118 = 142832 因 值改变不多，故参数 、 K、 ZH等不必修正 。 5.2.3.3计算大小齿轮的分度圆直径 1 = 1 = 242142832 = 49.7 2 = 2 = 902142832 = 186.3 5.2.3.4计算齿轮宽度 13 b = 1 = 0.849.7mm = 39.7mm 圆整后取 2 = 40； 1 = 45。 5.3 低速斜齿轮强度计算 5.3.1按齿面接触强度计算 根据文献【 1】中 10-21式进行试算，即 5.3.1.1确定公式内的各计算数值 1） 试选 Kt=1.6 2） 由文献【 1】图 10-30选取区域系数 = 2.433。 3） 由文献【 1】图 10-26查的 3 = 0.78， 4 = 0.87，则 = 3 +4 = 1.65 4） 由文献【 1】表 10-7查得因大小齿面均为硬齿面，故宜选用稍小的齿宽系数，先取 d = 0.8。 5） 由文献【 1】图 10-21d查得 Hlim3 = 600MPa,Hlim4 = 550MPa 。 6） 计算小齿轮传递的转矩。 T2 = 95.5105Pn= 95.51051.97125.89 = 1.49105 Nmm 7） 由文献【 1】表 10-6查得材料弹性影响系数 ZE =189.8 MPa12 。 8） 由文献【 1】式 10-13计算应力循环次数。 N3 = 60n2jLh = 60126 1(2830010) = 3.63108 N4 = 3.631082.90 = 1.25108 9）由文献【 1】图 10-19取接触疲劳寿命系数 10）由文献【 1】式 10-12，计算接触疲劳许用应力（取失效概率 1%，安全系数 S=1） H3 = KHN3Hlim3S = 0.94600 = 564MPa H4 = KHN4Hlim4S = 0.97550 = 534Mpa H = H3 +H42 = 564+5342 = 549Mpa 5.3.1.2计算 1)试算小齿轮分度圆直径 1,由计算公式得 2t2332 1 HEtdHKT ZZudu 340 . 9 4 , 0 . 9 7H N H NKK 14 3 21.61.491050.81.65 3.902.9 (2.433189.8549 )23 mm = 70.05mm 2)计算圆周速度。 V = 32601000 = 70.05126601000 = 0.46 3)计算齿宽 b及模数 。 b = 3 = 0.870.05 = 56.04 = 33= 70.051424 = 2.83 h = 2.25 = 2.252.83 = 6.37 = 56.046.37 = 8.80 4)计算纵向重合度 。 = 0.3183 = 0.3180.82414 = 1.522 5）计算载荷系数 K。 已知使用系数 = 1.25，根据 v = 0.46 ， 7级精度，由文献【 1】图 10-8查得动载系数 = 1.03；由文献【 1】表 10-4查得 kH的值为 1.290； 由文献【 1】图 10-13查得 kF=1.25；由文献【 1】表 10-3查 得 kH = kF=1.2 故载荷系数： K = KAKVKHKH = 1.251.031.21.290 = 1.99 6） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（ 10-10a）得 3 = 33 = 70.05 1.991.63 mm = 75.3mm 7）计算模数 。 = 31= 75.31424 = 3.04 5.3.2按齿根弯曲强度设计 由文献【 1】式（ 10-17） 22232 3 15 5.3.2.1确定计算系数 1）计算载荷系数。 K = KAKVKFKF = 1.251.031.21.25 = 1.93 2） 根据纵向重合度 = 1.522，由 文献【 1】图 10-28查得螺旋角影响系数 = 0.88。 3）计算当量齿数。 3 = 3cos3 = 24314 = 26.27 4 = 4cos3 = 70314 = 76.63 4）查取齿形系数。 由文献【 1】表 10-5查得 3 = 2.592； 4 = 2.228 5）查取应力校正系数 由文献【 1】表 10-5查得 3 = 1.596； 4 = 1.762 6） 由文献【 1】图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE3=500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限 FE4=380Mpa； 7）由文献【 1】图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN3=0.88， KFN4=0.90； 8）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（ 10-12） F3 = KFN3FE3S = 0.885001.4 MPa = 314.29 F4 = KFN4FE4S = 0.903801.4 MPa = 244.29MPa 9）计算大、小齿轮的 并加以比较。 333= 2.5921.596314.29 = 0.01362 444= 2.2281.762244.29 = 0.01607 大齿轮的数值大 5.3.2.1设计计算 16 = 21.931.491050.88(14)20.82421.65 0.016073 = 2.20 对比计算结果，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 mn = 2.5mm，已满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度触强度，需按接触疲劳强度算的的分度圆直径 d3=75.30mm 来算出应有的齿数。于是由 3 = 3cos= 75.30cos142.5 = 29.2 取 3 = 30，则 4 = 2.9030 = 87。 5.3.3几何尺寸计算 5.3.3.1计算中心距 a = (3:4)2 = (30:87)2.5214 = 150.72 将中心距圆整为 151mm 5.3.3.2按圆整后的中心距修正螺旋角 = arccos（ z3:z4） mn2a = arccos（ 30:87） 2.52151 = 142433 因 值改变不多，故参数 、 K、 ZH等不必修正 。 5.3.3.3计算大小齿轮的分度圆直径 3 = 3 = 302.5142433 = 77.4 4 = 4 = 872.5142433 = 224.6 5.3.3.4计算齿轮宽度 b = 3 = 0.877.4mm = 61.9mm 圆整后取 4 = 65； 3 = 70。 5.4 齿轮的结构设计 由高速级齿轮设计数据，根据文献【 4】表 7.7可 对 高速斜齿圆柱齿 轮 的结构设计如下表5-1所示 名称 符号 计算公式 小齿轮 大齿轮 螺旋角 传动比 齿数 基圆螺旋角 法面模数 14 2832 i 2 3.76i z1 24z 2 90z b a r c t a n t a n c o s a r c t a n 0 . 2 5 8 2 c o s 2 0 3 1 83 10bt nm 2.0nm mm 17 端面模数 法面压力角 端面压力角 法面齿距 端面齿距 法面基圆 齿距 法面齿顶 高系数 法面顶隙 系数 分度圆直径 基圆直径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 标准中心距 齿宽 结构形式 一般式 腹板式 表 5-1高速斜齿圆柱齿的结构设计尺寸 由低速级齿轮设计数据，根据文献【 4】表 7.7 可对 低速斜齿圆柱齿 的结 构设计如下表5-2所示 名称 符号 计算公式 小齿轮 大齿轮 螺旋角 传动比 齿数 基圆螺旋角 法面模数 tm 2 . 02 . 0 6 6c o s c o s 1 4 2 8 3 2 nt mm m m n 20 nt t a n t a n 2 0a r c t a n a r c t a n 2 0 3 6 6 c o s c o s 1 4 2 8 3 2 nt nP 2 . 0 6 . 2 8 2nnP m m m tP 2 . 0 6 6 6 . 4 9 0ttP m m m bnP c o s 6 . 2 8 2 c o s 2 0 5 . 9 0 3b n n nP P m m *anh * 1anh*nc * 0.25ncd1 49.7d mm 2 186.3d mmbd11c o s 4 6 . 5 2 2btd d m m 22c o s 1 7 1 . 5 7 8btd d m mah * 2 . 0 1 2 . 0a n a nh m h m m fh * 2 . 0 1 0 . 2 5 2 . 5 0f n a n nh m h c m m ad11 2 5 3 . 7aad d h m m 22 2 1 9 0 . 3aad d h m m fd 11 2 4 4 . 7ffd d h m m 22 2 1 8 1 . 3ffd d h m m a 1 2 1 212 1182 2 2 c o snm z z m z zdda m m b1 45b mm 4 40b mm 14 24 33 i 3 2.90i z3 30z 4 87z b a r c t a n t a n c o s a r c t a n 0 . 2 5 6 9 c o s 2 0 3 1 43 19bt nm 2.5nm mm 18 端面模数 法面压力角 端面压力角 法面齿距 端面齿距 法面基圆 齿距 法面齿顶 高系数 法面顶隙 系数 分度圆直径 基圆直径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 标准中心距 齿宽 结构形式 一般式 腹板式 表 5-2低速斜齿圆柱齿的结构设计尺寸 tm 2 . 52 . 5 8 1c o s c o s 1 4 2 4 3 3 nt mm m m n 20 nt t a n t a n 2 0a r c t a n a r c t a n 2 0 3 5 4 8 c o s c o s 1 4 2 4 3 3 nt nP 2 . 5 7 . 8 5 3nnP m m m tP 2 . 5 8 1 8 . 1 0 8ttP m m m bnP c o s 7 . 8 5 3 c o s 2 0 7 . 3 7 9b n n nP P m m *anh * 1anh*nc * 0.25ncd3 77.4d mm 4 224.6d mmbd33c o s 7 2 . 4 5 3btd d m m 44c o s 2 1 0 . 2 4 4btd d m mah * 2 . 5 1 2 . 5a n a nh m h m m fh * 2 . 5 1 0 . 2 5 3 . 1 2 5f n a n nh m h c m m ad33 2 8 2 . 4aad d h m m 44 2 2 2 9 . 6aad d h m m fd33 2 7 1 . 1 5ffd d h m m 44 2 2 1 8 . 3 5ffd d h m m a 3 4 3 434 1512 2 2 c o snm z z m z zdda m m b3 70b mm 4 65b mm 19 6 轴系零件的设计计算 6.1 高速轴的设计及计算 6.1.1 轴上的功率 、转速 和转矩的计算 由前面计算所得 P = 2.08 = 473.33r/min = 41.96Nm 6.1.2 求作用在齿轮上的力 因在前面的设计中得到 高 速级 小 齿轮的分度圆直径为 1 = 49.7 而 = 21= 241.96100049.7 = 1689N = = 1689 tan20cos142832 = 635 = tan = 3663tan142832 = 436 圆周力、径向力 、轴向力 的方向如（图 6-3）所示。 6.1.3 初步确定轴的最小直径 根据文献【 1】中的式（ 15-2）初步估算轴的最小直径。选取材料为 45钢，调制处理。有文献【 1】中的表 15-3，取 ，于是就有 输入轴的最小直径应该安装 V带轮处，为了使轴直径 d ； 与 V带轮的孔径相适应，故需同时选取 V带轮的型号。根据文献 【 8】 中表 15-14查得带轮的孔径 d ； ： d ； = 25mm 由 文献【 1】 表 8-10 中可得 e=15 0.3mm、 f=9mm（图 6-2） ， 所以由求带轮宽的公式 B=（ z-1） e+2f 可得带轮的宽为： B = (z1)e+2f = (41)15+29 = 63mm 0A 11233m i n 0 2 . 0 81 1 2 1 8 . 34 7 3 . 3 3pd A m m m mn 20 图 6-2轮槽截面 6.1.4 轴的结构设计 6.1.4.1拟定轴上零件的装配方案 由于在此轴上只有一个齿轮，左边需空出一长段给其他轴上的齿轮留下空间，故采用下图（图 6-1）示装配方案 图 6-1高速轴的结构与装配 6.1.4.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度方案。 1） 满足带轮的轴向定位要求。 -轴段右端需制出一轴肩，故取 -段的直径 d ； = d ； +2h = 25+22.5 = 30m 21 式中： h 轴处轴肩的高度（ mm），根据文献 1中 P364中查得定位轴肩的高度 h = (0.070.1)d ； = (0.070.1)25 = 1.752.5mm，故取 h = 2.5mm。 左端用轴端挡圈定位 。 V带轮与轴配合的毂孔的长度 L = 63mm，为了保证轴端挡圈只压在 V带轮上而不是压在轴的端面上，故 -段的长度应比 L稍短一些，现取 l ； = 61mm。 2） 初 选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，根据文献 【 7】 中表 12-24中参照工作要求并根据 d ； = 30mm，由轴承产品目录中可初步选取 0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 332/32， 其尺寸为 故 d ； = d ； = 32mm；而 ； = 26+11 = 37mm， 11mm为挡油环的长度 。 L ； = 26+11 = 37mm， 11mm为挡油环的长度。 左右两个滚动轴承都采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得 332/32型轴承的定位轴肩高度 h=3mm，因此，取 d ； = d ； = 38mm 3） 根据 d ； = d ； = 38mm，要想能顺利装入齿轮必须大于 38mm， 取 d ； = 40mm，根据 文献【 1】表 6-1查的键高 h = 8mm,齿轮开的键槽为 4mm， 因为 40+4 = 44mm略小于齿根圆直径 1 = 44.7mm， 显然不能使用键， 所以齿轮应该跟轴做成一体的齿轮轴。由前面齿轮设计知小齿轮的齿宽为 45mm，所以 ； = 45mm，齿轮两端需要开退刀槽，取规格为5 3mm。 4） 取轴承端盖的总宽度为 20mm。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 V带轮右端面间的距离 30mm，故取 l ； = 50mm。 5）取齿轮轮毂距箱体内壁之间的距离为 18mm,齿轮 2的轮毂与齿轮 3 的轮毂之间的距离为 20mm,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离取 8mm， 则 。 。 6.1.4.3轴上零件的周向定位 V带轮与轴的周向定位采用圆头普通平键连接。根据文献 【 1】 中表 6-1按 查得 V带轮与轴连接的平键截面 键槽用键槽铣刀加工，长为 ， V带轮与轴配合为 76；滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 k6。 6.1.4.4确定轴上圆角和倒角尺寸 根据文献【 1】中表 15-2查得，取 左 轴端倒角为 ， 取右轴端倒角为 各轴肩处的圆角半径见图 6-1。 6.1.5 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图 6-1）做出轴的设计简图（图 6-3）。在确定轴承的支点位置时，应从圆锥滚子轴承 值入手。对于 332/32型圆锥滚子轴承，由 文献 【 7】 中表 12-24中可知。因此，作为简支梁的轴的支承跨距 。 6.1.5.1计算轴水平面的弯矩 3 2 6 5 2 6d D T m m m m m m 1 8 8 5 1 1 1 0L m m - 8 1 8 3 2 . 5 3 5 2 0 2 . 5 5 1 1 9 5L m m - I IId87 b h m m m m 50L mm1 45 1.2 45a16.6a mm 1 4 3 5 8 2 0 1m m m m m m 22 1 + 2 = = 1689N 1 (143+58) 58 = 0 解得 1 = 487.4, 2 = 1201.6 = 1 143 = 487.4143 = 69641 mm 6.1.5.2计算轴垂直面的弯矩 = 1 2 = 43649.7 2 = 40834.6 1 + 2 + = = 635N (97+143) + 1 143 2 58 = 0 解得 1 = 2084, 2 = 1153.5 1 = 2 58 = 1153.558 = 66903 mm 2 = 1 + = 66903+10834.6 = 77738.6 mm 3 = 97 = 1565.597 = 151853.5 mm 6.1.5.3计算轴的总弯矩 1 = 2 +12 = 696412 +669032 = 96570 2 = 2 +22 = 696412 +77737.62 = 104370 3 = 3 = 151853.5 mm 6.1.5.4计算轴的扭矩 由前面知 T = = 41960Nmm 由以上数据，根据轴的设计简图做出轴的弯矩图和扭矩图如图 6-2所示。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 是轴的危险截面。现将计算出的截面处的 、 以及 的值列于表（表 6-2）。 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 弯矩 M 总弯矩 1 = 2 +12 = 696412 +669032 = 96570 2 = 2 +22 = 696412 +77737.62 = 104370 3 = 3 = 151853.5 mm 扭矩 T 表 6-1高速轴上的载荷分布 CC HM VM M124 8 7 . 4 , 1 2 0 1 . 6N H N HF N F N12- 2 0 8 4 , 1 1 5 3 . 5N V N VF N F N69641HM N m m1236 6 9 0 3 ,7 7 7 3 7 . 71 5 1 8 5 3 . 5VVVM N m mM N m mM N m m41960T N mm 23 图 6-3轴的载荷分析图 6.1.6 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度。根据文献【 1】中式 15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取 ，轴的计算应力 ATFNV1FNV1 FNH1FtF rF aFNH2FNV2BC D5814397FtFNH1FNH2FPMHF rFNV2FNV1FPFNV1=F aMV1MV2MVMT(a)(b)(c)(d)(e)MV3M1M2TMH6.0 22 22231 0 4 3 7 0 ( 0 . 6 4 1 9 6 0 ) 3 2 . 7 7 6 00 . 1 3 2cMT M P a M p a M p aW 24 前已选定轴的材料为 45钢，调制处理，由文献【 1】的表 15-1查得 。因此，所以次轴是安全的 6.1.7 精确校核轴的疲劳强度 6.1.7.1判断危险截面 截面 A受扭矩和弯矩，但是弯矩不是很大，虽有键槽，但是由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，且选带轮孔径时再次略有扩大了轴的直径，所以 A 截面不需要校核。 从应力集中对轴的疲劳强度影响来看，截面 B和 D处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载的情况来看，截面 B上的应力也是最大的，但是 IV截面的弯曲应力也比较大，也有过盈配合，而且还有轴肩对起疲劳强度的削弱、其左端的直径在此轴里也算是交小轴，所以可以看出 IV截面是此轴最危险截面。其他齿轮因为与轴为一体的，且其直径也很大，虽然弯矩也比较大，可以不需校核。 VII、 VIII、 IX、 不受扭矩，显然不需要校核。所以只需校核IV 截面两侧即可。 6.1.7.2 分析截面 IV 左侧 根据文献【 1】中表 15-4按圆形截面查得， 抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面 IV左侧的弯矩 M： 截面 IV上的扭矩： 截面上的弯曲应力： 截面上的扭转切应力： 轴的材料为 45钢，调质处理。根据 文献【 1】 中表 15-1查得 ， ，。 根据文献【 1】中的附表 3-8用插值法可求得， ，并取 并取 轴按磨削加工，根据文献【 1】中附图 3-4查得表面质量系数， 1 6 0 M Pa 1ca3 3 30 . 1 0 . 1 3 2 3 2 7 6 . 8I I I I VW d m m 3 3 30 . 2 0 . 2 3 2 6 5 5 4T I I I I VW d m m 3 2 21 4 3 9 . 4 1 4 3 9 . 4) 1 5 1 8 5 3 . 5 1 0 4 3 7 0 )1 4 3 1 4 31 0 4 3 7 0 1 4 8 7 3 2M M M MN m m （ （41960IT N m m148732 4 5 . 43 2 7 6 . 8b M M P aW 41960 6 . 46554IT TT M P aW 640 B M Pa 1 275 M Pa1 155 M Pa2.136k 0 . 8 0 . 8 2 . 1 3 6 1 . 7 0 9kk 0 .9 3 25 轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数 ，根据文献【 1】中 3-12式及 3-14b式可得综合系数 又根据文献【 1】中 P25和 P26查得碳钢的特性系数， ，取 ，取 于是，计算安全系数 值，根据文献【 1】中 15-6式和 15-8式查得， 故可知该低速轴安全 6.1.7.3截面 IV右侧 根据文献【 1】中表 15-4按圆形截面查得， 抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面 IV右侧的弯矩 M： 截面 IV上的扭矩： 截面上的弯曲应力： 截面上的扭转切应力： 1 q1 1 1 11 2 . 1 3 6 1 2 . 2 1 10 . 9 3 1qkK 1 1 1 11 1 . 7 0 9 1 1 . 7 8 40 . 9 3 1qkK 0 .1 0 .2 0.1 0.5 0.05 caS1 275 2 . 7 32 . 2 1 1 4 5 . 4 0 . 1 0amS K 1 155 2 7 . 0 76 . 4 6 . 41 . 7 8 4 0 . 0 522amS K 2 2 2 22 . 7 3 2 7 . 0 7 2 . 7 1 1 . 52 . 7 3 2 7 . 0 7SSSSS 3 3 30 . 1 0 . 1 3 8 5 4 8 7 . 2 I V VW d m m3 3 30 . 2 0 . 2 3 8 1 0 9 7 4 . 4 T I I I I VW d m m3 2 21 4 3 9 . 4 1 4 3 9 . 4) 1 5 1 8 5 3 . 5 1 0 4 3 7 0 )1 4 3 1 4 31 0 4 3 7 0 1 4 8 7 3 2M M M MN m m （ （41960IT N m m148732 2 7 . 15 4 8 7 . 2b M M P aW 41960 3 . 8 21 0 9 7 4 . 4IT TT M P aW 26 轴的材料为 45钢，调质处理。根据文献【 1】中表 15-1查得 ， ，。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 根据文献【 1】中附表 3-2查的。因， ，经插 值后可查得 根据文献【 1】中附图 3-1可得轴的材料的敏性系数， 根据文献【 1】中附 3-4式查得有效应力集中系数， 根据文献【 1】中附图 3-2和附图 3-3查得 尺寸系数： 扭转尺寸系数： 轴按磨削 加工，根据文献【 1】中附图 3-4查得表面质量系数， 轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数 ，根据文献【 1】中 3-12式及 3-14b式可得综合系数， 又根据文献【 1】中 P25和 P26查得碳钢的特性系数， ，取 ，取 于是，计算安全系数 值，根据文献【 1】中 15-6式和 15-8式查得， 640 B M Pa 1 275 M Pa1 155 M Pa 1 .2 0 .0 3 1 538rd 38 1 .1 832Dd 2 . 0 7 2 , 1 . 6 00 . 7 3 , 0 . 7 6qq 1 1 1 0 . 7 3 2 . 0 7 2 1 1 . 7 8kq 1 1 1 0 . 7 6 1 . 6 0 1 1 . 4 6kq 0.77 0.84 0 .9 31 q1 1 1 . 7 9 1 11 1 2 . 3 90 . 7 7 0 . 9 3 1qkK 1 1 1 . 4 6 1 11 1 1 . 8 10 . 8 4 0 . 9 3 1qkK 0 .1 0 .2 0.1 0.5 0.05 caS1 275 4 . 2 52 . 3 9 2 7 . 1 0 . 1 0amS K 1 155 4 3 . 63 . 8 2 3 . 8 21 . 8 1 0 . 0 522amS K 2 2 2 24 . 2 5 4 3 . 6 4 . 2 3 1 . 54 . 2 5 4 3 . 6SSSSS 27 故可知该高速速轴的截面右侧的强度也是足够的。由于该减速器没有大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，高速轴的设计计算即告结 6.2 低速轴的设计及计算 6.2.1轴上的功率 、转速 和转矩的计算 由前面计算所得 P = 1.87 = 43.41r/min = 411.38Nm 6.2.2求作用在齿轮上的力 因在前面的设计中得到低速级大齿轮的分度圆直径为 4 = 224.6 而 = 24= 2411.381000224.6 = 3663N = = 3663 tan20cos142433 = 1377 = tan = 3663tan142433 = 942 圆周力、径向力 、轴向力 的方向如（图 6-2）所示 。 6.2.3 初步确定轴的最小直径 根据文献【 1】中的式（ 15-2）初步估算轴的最小直径。选取材料为 45钢，调制处理。有文献【 1】中的表 15-3，取 ，于是就有 输出轴的最小直径也就是安装联轴器处的直径 与联轴器的孔径相适应，故须同时选取连轴器型号。 联轴器的计算转矩 则： 0A 1123 33m i n 031 . 8 71 1 2 3 9 . 34 3 . 4 1pd A m m m mn d -ca AT K T1 . 3 4 1 1 . 3 8 5 3 4 . 8 .cAT k T N m 28 按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件，根据 GB/T 5843-2003 选用 HX3型弹性柱销 联轴器，其公称转矩为 1250N m。半联轴器的孔径 故取 ； ，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 1 = 84。 6.2.4 轴的结构设计 6.2.4.1拟定轴上零件的装配方案 由于在此轴上只有一个齿轮，左边需空出一长段给其他轴上的齿轮留下空间，故采用下图（图 6-4）示装配方案。 图 6-4低速轴 的结构与装配 6.2.4.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度方案。 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求， -轴段右端需制出一轴肩，故取 -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 -段的长度应比 略短一些，现取 L=82mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故可选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 ，又轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组标准精度级的圆锥滚子轴承 33011，其尺寸为 故 ，而 。 其中 14.5mm为挡油环的长度。 左 端滚动轴承同样选用相同型号的圆锥滚子轴承， 。采用轴套进行轴向定位。但也不能大于内圈的外径，为了便于拆装方便，得综合考虑。套筒长 。因此caT45d mm5 2 m md - 55D mm1 84L mm1L5 2 m md -5 5 9 0 2 7d D T m m m m m m 55d mm - 2 7 1 4 . 5 4 1 . 5L m m - 55d mm -0 26L mm 29 。 3） 取安装齿轮处的轴段 -的直径 ； 齿轮的 左 端采用套筒定位 ，设 计中已经得出齿轮轮毂的宽度为 65mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此 轴端因略短于轮毂宽度，故取 。齿轮的 右 端采用轴肩定位，轴肩高度 h（ ）可取一个合适的值 h=6mm,则轴环处的直径 。轴环宽度 ，取 。 4）轴承端盖的总宽度为 20mm（由减速器及轴承端盖的结构决定）。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 ，故取 。 5）取齿轮轮毂距箱体内壁之间的距离为 18mm,齿轮 2的轮毂与齿轮 3 的轮毂之间的距离为 20mm,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离取 6mm， 则 6.2.4.3轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 查得 平键截 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 7k6；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为 14mm 9mm 70mm，半联轴器与轴的配合为 76。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 6。 6.2.4.4确定轴上圆角和倒角尺寸 根据文献【 1】中表 15-2查得，取轴端倒角为 ，各轴肩处的圆角半径见图 6-4。 6.2.5 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图 6-4）做出轴的设计简图（图 6-5）。在确定轴承的支点位置时，应从圆锥滚子轴承 值入手。对于 30311型圆锥滚子轴承，由文献 【 2】 表 7.2中可知 。因此，作为简支梁的轴的支承跨距 。 6.2.5.1计算轴水平面的弯矩 1 + 2 = = 3663N 1 (67+128) 128 = 0 解得 1 = 2404.5, 2 = 1258.5 = 1 67 = 2404.567 = 161101 mm 6.2.5.2计算轴垂直面的弯矩 = 4 2 = 942 224.6 2 = 105787 1 + 2 = = 1377N 1 67 2 128 = 0 解得 1 = 1446.4, 2 = 69.4 1 = 1 67 = 1446.467 = 96908 mm 2 = 1 = 96908105787 = 8878 mm 3 1 . 5 2 6 4 6 1 . 5L m m m m m m m m - 60d mm -61L mm - V IIVIV IIVI dhd 1.007.072d mm - 1.4bh 12L mm -mml 3050L mm -1 8 2 2 . 5 2 0 2 0 3 5 3 2 . 5 1 2 1 0 6 9L m m - d - 1 8 1 1b h m m m m 2 45a 25a mm6 7 1 2 8 1 9 5m m m m m m 30 6.2.5.3计算轴的总弯矩 1 = 2 +12 = 1611012 +969082 = 188002 2 = 2 +22 = 1611012 +(8878)2 = 161345 6.2.5.4计算轴的扭矩 由前面知 T = = 411380Nmm 由以上数据， 根据轴的设计简图做出轴的弯矩图和扭矩图如图 6-2所示 。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 是轴的危险截面。现将计算出的截面处的 、 以及 的值列于表（表 6-2）。 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 弯矩 M 总弯矩 扭矩 T 表 6-2低速轴上的载荷分布 6.2.6 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险 截面 C）的强度。根据文献【 1】中式 15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取 ，轴的计算应力 前已选定轴的材料为 45钢，调制处理，由文献【 1】的表 15-1查得 。因此，所以次轴是安全的 CC HM VM M122 4 0 4 . 5 , 1 2 5 8 . 5N H N HF N F N121 4 4 6 . 4 , 6 9 . 4N V N VF N F N 161101HM N m m 12 9 6 9 0 8 ,8878VVM N m mM N m m 2 2 2 211 1 6 1 1 0 1 9 6 9 0 8 1 8 8 0 0 2HVM M M N m m 2 2 2 222 1 6 1 1 0 1 8 8 7 8 1 6 1 3 4 5HVM M M N m m 411380T N m m6.0 22 22131 8 8 0 0 2 ( 0 . 6 4 1 1 3 8 0 ) 1 4 . 3 6 6 00 . 1 6 0cMT M P a M p a M p aW 1 6 0 M Pa 1ca 31 图 6-5轴的载荷分析图 6.2.7 精确校核轴的疲劳强度 6.2.7.1判断危险截面 截面 A， B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以上述截面无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载荷的情况来看，截面 C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，故不必做强度校核。截面 C 上虽然应力最大，但应力集中不大 (过盈配 32 合及键槽引起的应力集中均在两端 )，而且轴的直径最大，故截面 C也不必校核。截面和显然更不必校核。因为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左右两侧即可 。 6.2.7.2 分析截面左侧 根据文献【 1】中表 15-4按圆形截面查得， 抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面左侧的弯矩 ： 截面上的扭矩： 截面上的弯曲应力： 截面上的扭转切应力： 轴的材料为 45钢，调质处理。根据文献【 1】中表 15-1查得 ， ，。 根据文献【 1】中的附表 3-8用插值法可求得， ，并取 并取 轴按磨削加工，根据文献【 1】中附图 3-4查得表面质量系数， 轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数 ，根据文献【 1】中 3-12式及 3-14b式可得综合系数 又根据文献【 1】中 P25和 P26查得碳钢的特性系数， ，取 ，取 于是，计算安全系数 值，根据文献【 1】中 15-6式和 15-8式查得， 3 3 30 . 1 0 . 1 6 0 2 1 6 0 0W d m m 3 3 30 . 2 0 . 2 6 0 4 3 2 0 0TW d m m M11 2 8 3 0 . 5 1 2 8 3 0 . 5 1 8 8 0 0 2 1 4 3 2 0 51 2 8 1 2 8M M N m m 411380IIT N m m143205 6 . 6 321600b M M P aW 411380 9 . 5 343200IIT TT M P aW 640 B M Pa 1 275 M Pa1 155 M Pa2.576k 0 . 8 0 . 8 2 . 5 7 6 2 . 0 6 1kk 0 .9 31 q1 1 1 11 2 . 5 7 6 1 2 . 6 5 10 . 9 3 1qkK 1 1 1 11 2 . 0 6 1 1 2 . 1 3 60 . 9 3 1qkK 0 .1 0 .2 0.1 0.5 0.05 caS1 275 1 6 . 6 52 . 6 5 1 6 . 6 3 0 . 1 0amS K 33 故可知该低速轴安全。 6.2.7.3分析截面右侧 根据文献【 1】中表 15-4按圆形截面查得， 抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面左侧的弯矩 ： 截面上的扭矩： 截面上的弯曲应力： 截面上的扭转切应力： 轴的材料为 45钢，调质处理。根据文献【 1】中表 15-1查得 ， ，。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 根据文献【 1】中附表 3-2查的。因， ，经差值后可查得， 根据文献【 1】中附图 3-1可得轴的材料的敏性系数， 根据文献【 1】中附 3-4式查得有效应力集中系数， 根据文献【 1】中附图 3-2和附图 3-3查得 尺寸系数： 扭转尺寸系数： 轴按磨削 加工，根据文献【 1】中附图 3-4查得表面质量系数， 轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数 ，根据文献【 1】中 3-12式及 3-14b式可得综合系数， 1 155 1 5 . 2 39 . 5 3 9 . 5 32 . 1 3 6 0 . 0 522amS K 2 2 2 21 6 . 6 5 1 5 . 2 3 1 5 . 1 1 . 51 6 . 6 5 1 5 . 2 3SSSSS 3 3 30 . 1 0 . 1 7 2 3 7 3 2 4 . 8W d m m 3 3 30 . 2 0 . 2 7 2 7 4 6 4 9 . 6TW d m m M11 2 8 3 0 . 5 1 2 8 3 0 . 5 1 8 8 0 0 2 1 4 3 2 0 51 2 8 1 2 8M M N m m 411380IIT N m m143205 3 . 8 43 7 3 2 4 . 8b M M P aW 411380 5 . 5 17 4 6 4 9 . 6IIT TT M P aW 640 B M Pa 1 275 M Pa1 155 M Pa 2 .0 0 .0 2 872rd 72 1.260Dd 2 . 0 9 , 1 . 6 60 . 8 2 , 0 . 8 5qq 1 1 1 0 . 8 2 2 . 0 9 1 1 . 8 9kq 1 1 1 0 . 8 5 1 . 6 6 1 1 . 5 6kq 0.66 0.81 0 .9 31 q 34 又根据文献【 1】中 P25和 P26查得碳钢的特性系数， ，取 ，取 于是，计算安全系数 值，根据文献【 1】中 15-6式和 15-8式查得， 故可知该低速轴的截面右侧的强度也是足够的。由于该减速器没有大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，低速轴的设计计算即告结束。 6.3 中间轴的设计及计算 6.3.1 轴上的功率 、转速 和转矩的计算 由前面计算所得 。 6.3.2 初步确定轴的最小直径 根据文献【 1】中的式（ 15-2）初步估算轴的最小直径。选取材料为 45钢，调制处理。有文献【 1】中的表 15-3，取 ，于是就有 6.3.3 轴的结构设计 6.3.3.1拟定轴上零件的装配方案 1 1 1 . 8 9 1 11 1 2 . 9 40 . 6 6 0 . 9 3 1qkK 1 1 1 . 5 6 1 11 1 2 . 0 00 . 8 1 0 . 9 3 1qkK 0 .1 0 .2 0.1 0.5 0.05 caS1 275 2 4 . 3 62 . 9 4 3 . 8 4 0 . 1 0amS K 1 155 2 7 . 45 . 5 1 5 . 5 12 . 0 0 0 . 0 522amS K 2 2 2 22 4 . 3 6 2 7 . 4 4 1 8 . 2 1 . 52 4 . 3 6 2 7 . 4 4SSSSS P 1 .9 7 KW1 2 5 . 8 9 r / m i nn 1 4 9 .4 4 N mT 0A 11233m i n 0 1 . 9 71 1 2 2 8 . 11 2 5 . 8 9pd A m m m mn 35 由于在此轴上有 两 个齿轮， 结合高速轴和低速轴 ，故采用下图（图 6-6）示装配方案。 图 6-6中间轴的结构与装配 6.3.3.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度方案。 1）初步选择滚动轴承。因轴承 既 承受径向力， 也受轴向力， 故可选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求 最小直径 ，又轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组标准精度级的圆锥滚子轴承 33007，其尺寸为 故 。 右 端滚动轴承同样选用相同型号的圆锥滚子轴承， 。采用轴套进行轴向定位。但也不能大于内圈的外径，为了便于拆装方便，得综合考虑。套筒长 左端取 。 右端取 ，结合高低速级结构， 取 2齿轮轮毂距箱体内壁之间的距离为 20.5mm, 取 3齿轮轮毂距箱体内壁之间的距离为 15.5mm， 考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离取 8mm。 并结合高低速轴确定的箱体宽度， 因 此 。 上述 式 中多取的 部分 ，采用套筒的长度来补偿。 3）取安装齿轮 2处的轴段 - 的直径 ； 齿轮的左端采用套筒定位 ，设计中已经得出齿轮轮毂的宽度为 40mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端因略短于轮毂宽度，故取 。齿轮的 右 端采用轴肩定位，轴肩高度 h（ ）可取一个合适的值 h=6mm,则轴环处的直径 。轴环宽度 ，取 。 4）取安装齿轮 3处的轴段 - 的直径 ； 齿轮的 右 端采用套筒定位 ，设计中已经得出齿轮轮毂的宽度为 70mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端因略短于轮毂宽度，故取 。 6.3.3.3轴上零件的周向定位 m in 2 8 .1m md 3 5 6 2 2 1d D T m m m m m m 35d mm -35d mm -1 28.5L mm2 23.5L mm2 1 8 + 1 5 . 5 m m 4 4 8 . 5 , 5 5 m mL m m m m m m m m L - - 取2 1 8 + 2 0 . 5 m m 4 5 3 . 5 , 6 1 m mL m m m m m m m m L - - 取40d mm -36L mm - V IIVIV IIVI dhd 1.007.052d mm - 1.4bh 20L m m - 40d mm -66L mm - 36 齿轮 2与轴的周向定位均采用平键连接。按 查得平键截 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 25mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 7k6；同样， 齿轮 3与轴的周向定位均采用平键连接。按 查得平键截，键槽用键槽铣刀加工，长为 50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 7k6。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 6。 6.3.3.4确定轴上圆角和倒角尺寸 根据文献【 1】中表 15-2 查得，取轴端倒角为 ，各轴肩处的圆角半径见图 6-6。 d - 1 2 8b h m m m m d -1 2 8b h m m m m 1.2 45 37 7 轴承的寿命校核 因为轴承的寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触 应力也就越大，因而在发生点蚀破坏前经受的应力变化次数也就越少， 亦即轴承的寿命越短。 7.1 高速轴承的寿命校核 7.1.1 高速轴齿轮的载荷计算 由上述 6.1.2中高速级齿轮设计可求得小 斜齿轮的啮合力： 分度圆直径： 圆周力： 径向力： 轴向力： 7.1.2 轴承的径向载荷计算 低速轴上的滚动轴承采用正装。两个轴承型号均为 332/32型的圆锥滚子轴承，其基本额定动载荷 ，基本额定静载荷 。 计算出轴的支反力列于下表 （表 7-1）可得： 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 表 7-1高速轴支反力 7.1.3 轴承的轴向载荷计算 根据文献 【 8】 中表 12-24查得 332/32型圆锥滚子轴承的 基本额定动载荷 ，基本额定静载荷 。 ，判断系数 和轴向动载荷系数 。故两轴承的派生轴向力为： 因为 故轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松。 则 轴承的轴向派生力为 ， 。 1 49.7d mm1689tFN635rFN436aFN68800rCN 0 82200rCN124 8 7 . 4 , 1 2 0 1 . 6N H N HF N F N 12- 2 0 8 4 , 1 1 5 3 . 5N V N VF N F N2 2 2 21 1 1 4 8 7 . 4 ( - 2 0 8 4 ) 2 1 4 0r N H N VF F F N 2 2 2 22 2 2 1 2 0 1 . 6 1 1 5 3 . 5 1 6 6 6r N H N VF F F N 68800rCN0 82200rCN 0.35e 1.7Y11 2140 6292 2 1 . 7rd FFNY 22 1666 = 4 9 02 2 1 . 7rd F Y 214 3 6 6 2 9 1 0 6 5 4 9 0a d dF F N F N 12 1065a a dF F F N 22493adF F N 38 7.1.4 轴承的当量动载荷计算 根据文献 【 1】 中表 13-6按轻微冲击查得载荷系数 ，又因为 ， 根据文献 【 8】 中表 12-24查得两个轴承的径向动载荷系数 和轴向动载荷系数 。 所以根据文献 【 1】 中表 13-8a查得两轴承的当量动载荷为 7.1.5 轴承寿命的计算及校核 根据 设计要求 每年工作日 300天， 双 班制，每班 8小时 ，寿命为三年 。 可算得预期寿命为 Lh = 28300 3 = 14400h，取 进行计算 故轴承绝对安全。 7.2 低速轴承的寿命校核 7.2.1 低速齿轮的载荷计算 由上述 6.2.2中低速级齿轮设计可求得大 斜齿轮的啮合力： 分度圆直径： 圆周力： 径向力： 轴向力： 7.2.2轴承的径向载荷计算 低速轴上的滚动轴承采用正装，两个轴承型号均为 33011型的圆锥滚子轴承，其基本额定动载荷 ，基本额定静载荷 。 计算出轴的支反力列于下表 （表 7-2）。 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 表 7-2低速轴支反力 1.2Pf111065 0 . 4 9 7 0 . 3 52140arF eF 22493 0 . 2 9 5 0 . 3 51666arF eF 120 .4 , 1XX12Y 1 .7 , 0Y1 1 1 1 1( ) 1 . 2 ( 0 . 4 2 1 4 0 1 . 7 1 0 6 5 ) 3 2 0 0P r aP f X F Y F N 2 2 2 2 2( ) 1 . 2 ( 1 1 6 6 6 0 4 9 3 ) 2 0 0 0P r aP f X F Y F N 1 3200PN1 0 3661 0 1 0 6 8 8 0 0 9 7 2 7 5 8 1 4 4 0 06 0 6 0 4 7 3 3 2 0 0hCL h hnP ?4 2 2 4 .6d m m3663tFN1377rFN942aFN94800rCN 0 145000rCN122 4 0 4 . 5 , 1 2 5 8 . 5N H N HF N F N 121 4 4 6 . 4 , 6 9 . 4N V N VF N F N 2 2 2 21 1 1 2 4 0 4 . 5 1 4 4 6 . 4 2 8 0 6r N H N VF F F N 39 7.2.3轴承的轴向载荷计算 根据文献 【 7】 中表 12-24查得 33011型的圆锥滚子轴承，其基本额定动载荷 ，基本额定静载荷 ，判断系数 和轴向动载荷系数 。故两轴承的派生轴向力为： 因为 故轴左移，左轴承压紧，右端轴承放松。 则 轴承的轴向派生力为 ， 7.2.4轴承的当量动载荷计算 根据文献 【 1】 中表 13-6按轻微冲击查得载荷系数 ，又因为 ， 根据文献 【 7】 中表 12-24查得两个轴承的径向动载荷系数 和轴向动载荷系数 。 所以根据文献 1中表 13-8a查得两轴承的当量动载荷为 7.2.5轴承寿命的计算及校核 根据 设计要求 每年工作日 300天， 双 班制，每班 8小时 ，寿命为三年 。 可算得预期寿命为 Lh = 28300 3 = 14400h, 进行计算 故轴承绝对安全。 2 2 2 22 2 2 1 2 5 8 . 5 - 6 1 2 6 0 . 4r N H N VF F F N （ 9.4 ）94800rCN0 145000rCN 0.35e 1.7Y11 2806 8252 2 1 . 7rd FFNY 22 1 2 6 0 . 4 3702 2 1 . 7rd F Y 219 4 2 3 7 0 1 3 1 2 8 2 5a d dF F N F N 12 1312a a dF F F N 22370adF F N1.2Pf111312 0 . 4 6 7 0 . 3 52806arF eF 22370 0 . 2 9 3 0 . 3 51 2 6 0 . 4arF eF 120 .4 , 1XX12Y 1 .9 , 0Y1 1 1 1 1( ) 1 . 2 ( 0 . 4 1 3 1 2 1 . 7 2 8 0 6 ) 3 0 3 0P r aP f X F Y F N 2 2 2 2 2( ) 1 . 2 ( 1 1 2 6 0 . 4 0 3 7 0 ) 1 5 1 2P r aP f X F Y F N 1 3030PN1 0 36671 0 1 0 9 4 8 0 0 3 . 6 1 0 1 4 4 0 06 0 6 0 4 3 . 4 1 3 0 3 0h CL h hnP ? 40 8 键联接强度校核计算 8.1 普通平键的强度条件 根据文献 【 1】 中可知， 式中： 传递的转矩 ( ) 键与轮毂键槽的接触高度， ，此处 为键的高度（ ） 键的工作长度（ ），圆头平键 ， 为键的公称长度， 为键的宽度（ ） 轴的直径（ ） 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力（ ），根据文献 【 1】 中表中按材料为钢铁，载荷性质为轻微冲击查得 。 8.2 高速轴上键的校核 对于键 ，已知 : 于是得， ，故该键安全。 8.3 低速轴上键的校核 对于键 已知： 于是得， ，故该键安全。 对于键 已知： 于是得， ，故该键安全。 32 1 0PPT k ldT Nmk 0.5kh h mml mm l L b L b mmd mm P MPa 62 110 P M Pa8 7 5 0m m m m m m 4 1 . 9 6 , 3 . 5 , 5 0 , 2 5IT N m k m m L m m d m m 3 312 1 0 2 4 1 . 9 6 1 0 2 2 . 8 43 . 5 5 0 8 2 5PPT M P ak l d 1 4 9 7 0m m m m m m 4 1 1 . 3 8 , 4 . 5 , 7 0 , 4 5IIIT N m k m m L m m d m m 3 32 1 0 2 4 1 1 . 3 8 1 0 7 2 . 54 . 5 5 6 4 5IIIPPT M P ak l d 1 8 1 1 5 0m m m m m m 4 1 1 . 3 8 , 4 . 5 , 5 0 , 4 5IIIT N m k m m L m m d m m 3 32 1 0 2 4 1 1 . 3 8 1 0 7 7 . 94 . 5 3 2 4 5IIIT M P ak l d 41 9 润滑方式、润滑剂以及密封方式的选择 9.1 齿轮的滑方式及润滑剂的选择 9.1.1 齿轮润滑方式的选择 高速轴小斜 齿轮的圆周速度： 中间轴大斜齿轮和小斜 齿轮的圆周速度： 低速轴大圆柱齿轮的圆周速度： 取 ， 通用的闭式齿轮传动，起润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。当齿轮的圆周速度 v12m/s时，常将大齿轮的齿轮浸入油池中进行浸油润滑。这样，齿轮在传动时，就把润滑