设计双螺旋混料机的传动系统，采用两级减速器传动【含CAD图纸】
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1 引言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：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；适用的功率和速度范围广；传动效率高，=0.92-0.98；工作可靠、使用寿命长；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 设计任务设计双螺旋混料机的传动系统，采用两级减速器传动。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）按要求完成相关资料整理装订工作。3 原始数据（1）每个螺旋上的功率 P=4.5KW（2）每个螺旋轴的转速 30wnmi/r4 工作条件两班制工作，混料机工作时候有轻微震动，常温下连续（单向）运转，使用期限 6 年，年工作 250 天，螺旋轴转速允许误差 5%。2.1 确定传动方案在本设计中，我将采用展开式圆柱齿轮减速器为设计模版。2.2 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2x4.5=9.0 wPkW设 输送机滚筒轴至输送带间的传动效率； 联轴器效率， =0.99c c 闭式圆柱齿轮传动效率， =0.97g g 一对滚动轴承效率， =0.99bb 双螺旋混料机滚筒效率。 =0.96cy cy估算运动系统总传递效率： w34210式中：9504.6.90813.7.9.34210cybwgbc得传动系统总效率 8504.81.3. 总工作机所需电动机功率5.084.9wdPkW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 条件的dwP电动机额定功率 应取为 11 。wk表 2-1电动机型号额定功率/kW满载转速/（ minr）额 定 转 矩堵 转 转 矩 额 定 转 矩最 大 转 矩Y100L-4 3 1420 2.2 2.2Y112M-4 4 1440 2.2 2.2Y132S-4 5.5 1440 2.2 2.2Y132M-4 7.5 1440 2.2 2.2Y160M-4 11 1460 2.2 2.2Y160L-4 15 1460 2.2 2.2Y160L-6 11 970 2.0 2.02.2.2 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 30wnmi/r7.4816i总由表 2-1 初选同步转速为 1500 和 1000 的电动机，对应用于额定功in/rmin/r率 的电动机型号应分别为 Y160M-4 型和 Y160L-6 型。把 Y160M-4 型和kWPw1Y160L-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（）min/r满载转速（ in/r）总传动比 Y160M-4 11.0 1500 1460 48.7 Y160L-6 11.0 1000 970 32.3通过对这两种方案比较可以看出：方案选用的电动机转速高、质量轻、价值低，总传动比为 48.7，比较合适，故选用方案。2.2.3 电动机型号的确定根据工作条件：两班制工作，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 6 年，年工作 250 天，工作机所需电动机功率及电动机的同步转速 等，选用 Y 系列三项异步电动机，kWPd41.9 min/150rn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 kwP1电动机满载转速 in/460rnm电动机轴身直径 D2电动机轴身长度 E12.2.4 传动比的分配 双螺旋混料机传动系统的总传动比7.483016wmni由传动系统方案知01i34i所以圆柱齿轮总传动比 7.834013412iii为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两对齿轮材料相同、齿面硬度、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350HBS9.7483.1.12 ii低速级传动比.697123i传动系统各传动比分别为：， ， ，01i.12i1.23i34i2.2.5 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）： mirn1460KwPd58.0 mNnT2.69140.901 轴（减速器高速轴）： in4601riKwP47.109.58mNiT 268260112 轴（减速器中间轴）： in8.49.712rin KwP081.963.471022 mNiT 3.5783 轴（减速器低速轴）：min2.301.6423rinKwP712.968mNiT .30.52333 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 HBS1=240270 的 45 钢，大齿轮选用正火HBS2=200230 的 45 钢；载荷稳定，齿速不高，初选 8 级精度。3.1.2 齿根弯曲疲劳强度设计（1） 确定公式中的参数值 321cosFSadnt YZKTm1） 载荷系数 试选 =1.5tKtK2） 小齿轮传递的转矩 mN9345.6013） 大小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，1limF2li= =380 （查图 6.1 机械设计 徐锦康主编）1limF2liaMP4） 应力循环次数 911048.60hjLnN 812095.N5） 弯曲疲劳寿命系数 ，FK2N=0.86 =0.90（查图 6.7 机械设计 徐锦康主编）1FN6） 许用弯曲应力计算（取弯曲疲劳安全系数 ，应力修正系数4.1FS）0.2STY则 / =1lim1FSTNFYK aMP86.86023574192li22 7） 查取齿形系数和应力校正系数根据当量齿数 62.3cos0cs31ZV701952查表 3-1 取齿形系数和应力修正系数73.1FaY8.2FaY56S 791S表 3-1 齿形系数 及应力修正系数FaSa)(vz17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27FaY2.97 2.91 2.85 2.80 2.76 2.72 2.69 2.65 2.62 2.60 2.57S1.52 1.53 1.54 1.55 1.56 1.57 1.575 1.58 1.59 1.595 1.60)(vz30 35 40 45 50 60 70 80 90 100 150FaY2.52 2.45 2.40 2.35 2.32 2.28 2.24 2.22 2.20 2.18 2.14S1.625 1.65 1.67 1.68 1.70 1.73 1.75 1.77 1.78 1.79 1.838） 计算大小齿轮的 并加以比较FaY0915.86.4517321FSaY78.2FSa因为 ，故按小齿轮进行齿根弯曲疲劳强度设计21FSaFSaYY 9） 重合系数 及螺旋角系数 取 =0.7 ， =0.86YYY（2） 设计计算1） 试计算齿轮模数 ntmmYZKTFSadnt 40.1cos23122） 计算圆周速度snmvt 260.13cos062.cos1061 3） 计算载荷系数查表 6.2（机械设计 徐锦康主编）得 ； 根据 、AKsmv260.8 级精度，查图 6.10（机械设计 徐锦康主编）得 ；斜齿轮传动取1.v；查图 6.13（机械设计 徐锦康主编）得 。2.1aK 5则载荷系数 6.2.1.KavA4） 校正并确定模数 nm（取 =2 ）mtnt 486.5.14.33 n（3） 计算齿轮传动几何尺寸1） 中心距 a mZn 02.18)9520(13cos)(cos221 （圆整为 =119mm）a2） 螺旋角 73492)(ars)(ars21 mn3） 两分度圆直径 ，1d2mm39.415cos01 Znmm6.222mdn4) 齿宽 ， mm 取 =35mm1b2 12.39.4801d2b= 10）mm =40mm15(b1(4) 校核齿面接触疲劳强度 HEHbdKTZ1211）大小齿轮的接触疲劳强度极限 ，1lim2li= =11701limH2li aMP2） 接触疲劳寿命系数 ，1HNK2查图 6.6（机械设计 徐锦康主编）得 =0.88， =0.921HNK2HN3）计算许用接触应力取安全系数 ，则1HSaNHMPK6.029lim1aH4.17li22 aH MP0532).(14） 节点区域系数 查图 6.19（机械设计 徐锦康主编）得 =2.44HZ HZ5） 重合度系数 =0.86） 螺旋角系数 = 983.05214cos7） 材料系数 查表 6.3（机械设计 徐锦康主编）得EZ=189.8EaMP8）校核计算Ha aEHMPMPbdKTZ 1.734 72.4139.415602983.082 21接触疲劳强度满足要求3. 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 =25， = （取 =92） 。按硬齿面齿轮非对称安装，1Z2125.91637.5i 2Z查表选齿宽系数 。.0d初选螺旋角 = 1 齿根弯曲疲劳强度设计（1） 确定公式中的参数值 321cosFSadnt YZKTm1） 载荷系数 试选 =1.5tKtK2） 小齿轮传递的转矩 mN60.713） 大小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，1limF2li= =380 （查图 6.1 机械设计 徐锦康主编）1limF2liaMP4） 应力循环次数 811095.60hjLnN224i5） 弯曲疲劳寿命系数 ，1FNK=0.90 =0.92（查图 6.7 机械设计 徐锦康主编）1FN26） 许用弯曲应力计算（取弯曲疲劳安全系数 ，应力修正系数4.1FS）0.2STY则 / =1lim1FSTNFYK aMP57.8.902384312li22 7） 查取齿形系数和应力校正系数根据当量齿数 0.27cos5cs331ZV459192查表 3-1 取齿形系数和应力修正系数57.1FaY8.2FaY60S 791S8） 计算大小齿轮的 并加以比较Fa08416.57.486121FSaY3.3.92FSa 因为 ，故按小齿轮进行齿根弯曲疲劳强度设计21FSaFSaYY9） 重合系数 及螺旋角系数 取 =0.68 ， =0.86Y（2） 设计计算1） 试计算齿轮模数 ntmmYZKTFSadnt 9.1cos23122） 计算圆周速度snmvt 83.01cos066.25.cos1061 3） 计算载荷系数查表 6.2（机械设计 徐锦康主编）得 ； 根据 、8AKsmv3.0级精度，查图 6.10（机械设计 徐锦康主编）得 ；斜齿轮传动取6.1v；查图 6.13（机械设计 徐锦康主编）得 。2.1aK 24则载荷系数 57.06.1KavA4） 校正并确定模数 nm（取 =2.5 ）mtnt 3.257.9.133 nm（3） 计算齿轮传动几何尺寸1） 中心距 aZn 097.15)2(13cos2.)(cos21 （圆整为 =151mm）a2） 螺旋角 345)(.ars)(ars21 mn3） 两分度圆直径 ，1d2mm3.644cos5.1 Znmm7.219.22mdn4) 齿宽 ， mm 取 =55mm1b2 64.513.80d2b= 10）mm =60mm1b5(1 (4) 校核齿面接触疲劳强度HEHbdKTZ1211）大小齿轮的接触疲劳强度极限 ，1lim2li= =11701limH2li aMP2） 接触疲劳寿命系数 ，1HNK2查图 6.6（机械设计 徐锦康主编）得 =0.92， =0.961HNK2HN3）计算许用接触应力取安全系数 ，则1HSaNHMPK4.076lim1aH2.1392li2 aH MP8.09).(14） 节点区域系数 查图 6.19（机械设计 徐锦康主编）得 =2.43HZ HZ5） 重合度系数 =0.86） 螺旋角系数 = 984.03214cos7） 材料系数 查表 6.3（机械设计 徐锦康主编）得EZ=189.8EaMP8）校核计算接触Ha aEHMP MPbdKTZ 1.80 637.15.642701984.043221疲劳强度满足要求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 为两级圆柱齿轮减速器轴的布置状况。 图 4-1 两级圆柱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=10mm。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=10mm。为保证滚动轴承放在箱体轴承座孔内，计入尺寸 c=5mm。初取轴承宽分别为 n1=20mm,n2=22mm,n3=22mm。3 根轴的支承跨距分别为4.1.1 中间轴的设计 图 4-2 中间轴轴的材料选用 45 钢，调质处理，查表 11.3（机械设计 徐锦康主编）确定 C 值。（取 ）mnPcd 684.350.279461.833min0 md36in0即取段上轴的直径 。md01由 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）41选 7008C 型轴承，其内径 ，外径 D=68 ,宽度 B 。415处轴肩的高度 h=( ) ,但因为该轴肩几乎不受轴向力，1.07. md48.2故取 ，则此处轴的直径 。又因为此处与齿轮配合，故其长度应略mh2小于齿宽，取 。l3齿轮的定位轴肩高度 ，但因为它承受轴向力，dh4.08.31.07.2故取 ，即 。而此处轴的长度：h4md5423（取 ）l.6.1ml3处也与齿轮配合，其直径与处相等，即 。该处的长度应略小于齿d4轮宽度，取 。ml574结合图 4-1 和图 4-2 可得段和段处轴的长度： mlkcBl 3715.2105.221 齿 宽l 43145齿 宽 综上，中间轴各段长度和直径已确定：ml371l32ml83l574l35d40d4d52dmd40lll 16875321 总4.1.2 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 min0d3in0PC查表 11.3（机械设计 徐锦康主编）确定 C 值。mPCd 7.214659.1233min0单键槽轴径应增大 即增大至 %72.805（取 ） 。in0（2）选择输入轴的联轴器1）计算联轴器的转矩 caTTKAca查表 10.1（机械设计 徐锦康主编）确定工作情况系数 3.1AmNKTAca 21485.793.601选择弹性柱销联轴器，按 ， ，查标准Tcain460rnGB/T5014-1985，选用 HL2 型弹性联轴器 ， 。半联轴器长度 Lm52与轴配合毂孔长度 138半联轴器孔径 2d2（3）确定轴的最小直径 应满足 （取 ）min1dmin0i1dm2in（4） 确定各轴段的尺寸 段轴的长度及直径 应略小于 取 1l1Ll36d21 段轴的尺寸 处轴肩高度 （取 ） ，mdh2.54.1.07.h2则 ；为便于轴承端盖拆卸，取d26212。ml50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 ，外径 D=55 ,宽度 B 。d30m13， 。Bl133段轴的尺寸 该处轴的直径应略大于处轴的直径，取 ；参照md54图 4-1，可知 。l 815.028604段轴的尺寸 该轴处为齿轮轴，该处为齿轮，故 l段轴的尺寸 由图 4-3 可知 ，ckl16d3546段轴的长度 ，md307mB47mllll 29150835654321 总4.1.3 输出轴的设计图 4-4 输出轴轴的材料选用 45 钢，调质处理。（1） 估算轴的最小直径 min0d3in0PC查表 11.3（机械设计 徐锦康主编）确定 C 值。mnPCd 187.529.451.8233min0单键槽轴径应增大 即增大至 %7.40963（取 ） 。5in0 （2）选择输入轴的联轴器1）计算联轴器的转矩 caTTKAca查表 10.1（机械设计 徐锦康主编）确定工作情况系数 3.1AmNKTAca 401.2597.683.1选择弹性柱销联轴器，按 ， ，查标准Tcain92.84rnGB/T5014-1985，选用 HL5 型弹性联轴器 ， 。m50半联轴器长度 Lm142与轴配合毂孔长度 107半联轴器孔径 2d52（3）确定轴的最小直径 应满足 （取 ）min1dmin0i1d5in（4） 确定各轴段的尺寸 段轴的长度及直径 应略小于 取 。1l1Ll51段轴的尺寸 处轴肩高度 （取dh5.8.3.07.） ，则 ；为便于mh3md6212轴承端盖拆卸，取 。l5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 ，外径 D=100 ,宽度 B 。md65m18， 。3Bl183段轴的尺寸 处轴肩高度 （取dh5.6.4.07.3） ，取 。h6d654段轴的尺寸 处轴肩高度 （取m1.79.1.4） ，即 ；轴肩宽度m83275（取 ） 。mhl4.6.14.5l05段轴的尺寸 此处安装齿轮，故其长度应略小于齿轮宽度， ；l536。d746段轴的长 ，537 mckBl 3915.2187 m530354llll 7807621总4. 2 轴的校核4.2.1 输入轴的校核（1） 求轴上受力1） 计算齿轮受力齿轮分度圆直径 md39.41圆周力 NTFt 41.293.415602径向力 ntr 5.08costan.cosa 轴向力 ta 67t.9对轴心产生的弯矩 aF mNdFM42.1346810722） 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.齿宽中心距左支点的距离 L3682.135.4720齿宽中心距右支点的距离 m53左支点水平面的支反应力 ，DMNLFtNH.1023231右支点水平面的支反应力 ，0Bt 892左支点垂直面的支反应力 LFarNV 4.5331右支点垂直面的支反应力 NLr 122左支点的轴向支反力 NaNV68.07（2） 绘制弯矩图和扭矩图 参见图 4-5图 4-5 截面 C 处水平弯矩 mNLFMNH 21.6953.85.102截面 C 处垂直弯矩 V409417.32截面 C 处合成弯矩 Vh185211mN4.70222（3） 弯矩合成强度校核 通常只校核轴上受最大弯矩和最大扭矩的截面强度截面 C 处计算弯矩 考虑启动，停机影响，扭矩为脉动循环变应力，6.0TMca 98.135221截面 C 处应力计算 aca MPW740.9835强度校核 45 钢调质处理，由表 11.2（机械设计 徐锦康主编）查得 aP601，弯矩合成强度满足要求ca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 3335.42871.0. mdW抗扭截面系数 2T 截面左侧弯矩 mNM18.095截面上的弯曲应力 ab MPW70.185.42.截面上的扭转切应力 Tt631平均应力 ，am.3.7minaxm应力幅 bP0182iama M5.inmax材料的力学性能 45 钢调质查表 11.2（机械设计 徐锦康主编）， ，abP640aP271aP15轴肩理论应力集中系数 ，5.32dr 78.3.4dD查附表 1.6（机械设计 徐锦康主编）并经插值计算 ，7.1.r材料的敏感系数 由 ， 查图 2.8 （机械设计 徐mr2abMP640锦康主编）并经插值得 ，82.q5.0r有效应力集中系数 74111qk.3.5.0尺寸及截面形状系数 由 、 查图 2.9 （机械设计 徐锦mh5d康主编）得 8.扭转剪切尺寸系数 由 查图 2.10 （机械设计 徐锦康主编）得37.0表面质量系数 轴按磨削加工，由 查图 2.12 （机械设abMP640计 徐锦康主编）得 9.表面强化系数 轴未经表面强化处理 1q疲劳强度综合影响系数 079.2.8.05741kK5412.等效系数 45 钢： 取.0. 取1.05.05.仅有弯曲正应力时计算安全系数 2.maKS仅有扭转切应力时计算安全系数 18.71a弯扭联合作用下的计算安全系数 5.2Sc设计安全系数 材料均匀，载荷与应力计算精确时： 5.13S取 5.1S疲劳强度安全系数校核 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 3335.42871.0. mdW抗扭截面系数 2T截面左侧弯矩 NM.75截面上的弯曲应力 ab MP70.165.428.10截面上的扭转切应力 TtW6931平均应力 am.3.7minax应力幅 bP0162iama M5.inmax材料的力学性能 45 钢调质查表 11.2（机械设计 徐锦康主编）， ，abP640aP271aP15轴肩理论应力集中系数 ，5.32dr 78.3.4dD查附表 1.6（机械设计 徐锦康主编）并经插值计算 ，7.1.r材料的敏感系数 由 ， 查图 2.8 （机械设计 徐mr2abMP640锦康主编）并经插值得 ，82.q5.0r有效应力集中系数 74111qk 25.13.85.011qk尺寸及截面形状系数 由 、 查图 2.9 （机械设计 徐锦mh5d康主编）得 .扭转剪切尺寸系数 由 查图 2.10 （机械设计 徐锦康主编）得387.0表面质量系数 轴按磨削加工，由 查图 2.12 （机械设abMP640计 徐锦康主编）得 9.表面强化系数 轴未经表面强化处理 1q疲劳强度综合影响系数 079.2.8.05741kK5412.等效系数 45 钢： 取.0.取15 0仅有弯曲正应力时计算安全系数 92.7maKS仅有扭转切应力时计算安全系数 1.1a弯扭联合作用下的计算安全系数 60.72Sc设计安全系数 材料均匀，载荷与应力计算精确时： 5.13S取 5.1S疲劳强度安全系数校核 右侧疲劳强度合格ca4.2.2 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 ，md53.691md61.20圆周力 NTFt 28.7953721t .径向力 Fntr 49.28314cos20tan8.7956cosa1 Ntr 052轴向力 Fta 5.ta9.1 t 6741324n03n2 对轴心产生的弯矩 aF mNdMa 05.68.11F7222） 求支反力轴承的支点位置 由 7008C 型角接触轴承可知 a7.14截面在 B 处的支反力左支点水平面的支反力 0DMNlFABtNH 68.573.8102.79561右支点水平面的支反力 NlFADBtNH 6.21983.10879562 左支点垂直面的支反力 lMFlarBDNV .74.3.11右支点垂直面的支反力 NllADarABNV 6.9.138069.28.12 左支点的轴向支反力 NFaNV5.1截面在 C 处的支反力左支点水平面的支反力 0DMlACtNH 97.43.62378951右支点水平面的支反力 BNlFADCtNH 1.5.1812左支点垂直面的支反力 lMFlarCDNV 23786.0749.3.7611 右支点垂直面的支反力 NllADarACNV 95.1.1.28.12 左支点的轴向支反力 NFaNV5.91（2） 绘制弯矩图和扭矩图截面 B 处水平弯矩 mLMH2013.8721截面 B 处垂直弯矩 NV 8.4669NF.0532截面 B 处合成弯矩 Vh3211m768222截面 C 处水平弯矩 NLFMNH2.9.41截面 C 处垂直弯矩 V4.193270.65.32截面 C 处合成弯矩 mVh2211N.9222 （3） 弯矩合成强度校核 通常只校核轴上受最大弯矩和最大扭矩的截面强度截面 B 处计算弯矩 考虑启动，停机影响，扭矩为脉动循环变应力，6.0mNTMca 31870221截面 B 处应力计算 aca MPW4.0387强度校核 45 钢调质处理，由表 11.2（机械设计 徐锦康主编）查得 aP61，B 处弯矩合成强度满足要求ca截面 C 处计算弯矩 考虑启动，停机影响，扭矩为脉动循环变应力，6.0mNTMca 35206221截面 C 处应力计算 aca MPW.4.3506强度校核 45 钢调质处理，由表 11.2（机械设计 徐锦康主编）查得 aP1，C 处弯矩合成强度满足要求ca图 4-7 轴的受力分析图4.2.3 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 md53.641圆周力 NTFt 41.3025.6498721径向力 ntr 78costan.0cosa 轴向力 ta 36.9t1.35对轴心产生的弯矩 aF mNdFM526492812） 求支反力 轴承的支点位置 由 7013C 型角接触轴承可知 a1.0齿宽中心距左支点的距离 mL4.287齿宽中心距右支点的距离 53左支点水平面的支反应力 ，0DMNLFtNH40963231右支点水平面的支反应力 ，Bt 52左支点垂直面的支反应力 LFarNV 7331右支点垂直面的支反应力 NLr 6.92022左支点的轴向支反力 aNV6.098（2） 绘制弯矩图和扭矩图 参见图 4-8 图 4-8 轴的受力分析图截面 C 处水平弯矩 mNLFMNH 4.1790.28409621截面 C 处垂直弯矩 V 8537.32截面 C 处合成弯矩 Vh 416021mN.95222（3） 弯矩合成强度校核 通常只校核轴上受最大弯矩和最大扭矩的截面强度截面 C 处计算弯矩 考虑启动，停机影响，扭矩为脉动循环变应力，6.0TMca 3.15492221截面 C 处应力计算 aca MPW7.035493强度校核 45 钢调质处理，由表 11.2（机械设计 徐锦康主编）查得 aP61，弯矩合成强度满足要求ca4. 3 轴承的寿命计算4.3.1 7006C 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： 、 、15kNCr2.kr2.10、 45.0e26.1Y（2） 计算派生轴向力 、 sF2，NFrs 40.91YFrs 6.1782.5342（3） 计算轴向负载 、1a2，故轴承被“压紧” ，21 8.76.0saeS 轴承被“放松” ，得： NFaesa0.112NFsa4.21（4） 确定系数 、 、 、X1Y2， era37.0.5961 eFra48.253.107查表 8.10（机械设计 徐锦康主编）得 =1， =0， =0.44，X1Y2X=1.262Y（5） 计算当量载荷 、1P2NFr4.591 NYXa 74.18360.276.1534.0222 （6） 计算轴承寿命 hL查表 8.7、8.8（机械设计 徐锦康主编）得 ， ，又知 5.pftf3hPfCnLpth 47.674.1835.2046716734.3.2 7013C 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 、 、 、15kNCr0.4kr5.30、 5.0e02.1Y（2） 计算派生轴向力 、 sF2，NFrs 43.71YFrs 8.4520.16932（3） 计算轴向负载 、1a2，故轴承被“压紧” ，轴承21 6.098.3saeS 被“放松” ，得： NFaesa36.1912NFsa43.101（4） 确定系数 、 、 、X21Y2， era9.7.1 eFra9306.1查表 8.10（机械设计 徐锦康主编）得 =1， =0， =0.44、X1Y2X=1.022Y（5） 计算当量载荷 、1P2NFr0471 NYXa 45.1623.902.1693.222 （6） 计算轴承寿命 hL查表 8.7、8.8（机械设计 徐锦康主编）得 ， ，又知 .pftf3hPfCnLpth 5.8703245.1623.098471674.3.3 7008C 型轴承的校核（1） 确定 7008C 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 、 、15kNCr0.2kr2.150、 4.0e25.1Y（2） 计算派生轴向力 、 sF2，NFrs 08.96.71YFrs 30.2846.172（3） 计算轴向负载 、1a2，故轴承被“压紧” ，轴承被“放215.0saeS 松” ，得： Faes08.7312NFsa8.91（4） 确定系数 、 、 、X21Y2， era40.567.1 eFra41.760835查表 8.10（机械设计 徐锦康主编）得 =1， =0， =0.44，X1Y2X=1.262Y （5） 计算当量载荷 、1P2NFr5671 NYXa 82.9607.73526.147.0222 （6） 计算轴承寿命 hL查表 8.7、8.8（机械设计 徐锦康主编）得 ， ，又知 .1pftf3hPfCnLpth 3.48752.96075.183061673 参 考 文 献1 吴彦农，康志军 Solidworks2003 实践教程 淮阴：淮阴工学院， 20032 孙江宏，段大高 中文版 Pro/Engineer2001 入门与实例应用 北京：中国铁道出版社，20033 徐锦康 机械设计 北京：机械工业出版社，20014 葛常清 机械制图（第二版） 北京：中国建材工业出版社，20005 谭浩强 C 程序设计（第二版） 北京：清华大学出版社，20006 徐士良 C 程序设计 北京：机械工业出版社，20047 刘鸿之 C 程序设计题解与上机指导（第二版） 北京：高等教育出版社，2001 8 吕广庶，张远明 工程材料及成型技术 北京：高等教育出版社，20019 张彦华 工程材料与成型技术 北京：北京航空航天大学出版社，200510 周昌治，杨忠鉴，赵之渊，陈广凌 机械制造工艺学 重庆：重庆大学出版社，199911 曲宝章，黄广烨 机械加工工艺基础 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，200212 张福润，徐鸿本，刘延林 机械制造技术基础（第二版） 武汉：华中科技大学出版社，200213 宁汝新，赵汝嘉 CAD/CAM 技术 北京：机械工业出版社，200314 蔡汉明，陈清奎 CAD/CAM 建设 北京：机械工业出版社，200315 司徒忠，李 璨 机械工程专业英语 武汉：武汉理工大学出版社，200116 任金泉 机械设计课程设计 西安交通大学出版社，200517 甘永力 几何量公差与检测 上海科学技术出版社，2004 1 引言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：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；适用的功率和速度范围广；传动效率高，=0.92-0.98；工作可靠、使用寿命长；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 设计任务设计双螺旋混料机的传动系统，采用两级减速器传动。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）按要求完成相关资料整理装订工作。3 原始数据（1）每个螺旋上的功率 P=4.5KW（2）每个螺旋轴的转速 30wnmi/r4 工作条件两班制工作，混料机工作时候有轻微震动，常温下连续（单向）运转，使用期限 6 年，年工作 250 天，螺旋轴转速允许误差 5%。2.1 确定传动方案 在本设计中，我将采用展开式圆柱齿轮减速器为设计模版。2.2 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2x4.5=9.0 wPkW设 输送机滚筒轴至输送带间的传动效率； 联轴器效率， =0.99c c 闭式圆柱齿轮传动效率， =0.97g g 一对滚动轴承效率， =0.99bb 双螺旋混料机滚筒效率。 =0.96cy cy估算运动系统总传递效率： w34210式中：9504.6.90813.7.9.34210cybwgbc得传动系统总效率 8504.81.3. 总工作机所需电动机功率 58.104.9wdPkW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 条件的dwP电动机额定功率 应取为 11 。wk表 2-1电动机型号额定功率/kW满载转速/（ minr）额 定 转 矩堵 转 转 矩 额 定 转 矩最 大 转 矩Y100L-4 3 1420 2.2 2.2Y112M-4 4 1440 2.2 2.2Y132S-4 5.5 1440 2.2 2.2Y132M-4 7.5 1440 2.2 2.2Y160M-4 11 1460 2.2 2.2Y160L-4 15 1460 2.2 2.2Y160L-6 11 970 2.0 2.02.2.2 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30wnmi/r7.4816i总由表 2-1 初选同步转速为 1500 和 1000 的电动机，对应用于额定功in/rmin/r率 的电动机型号应分别为 Y160M-4 型和 Y160L-6 型。把 Y160M-4 型和kWPw1Y160L-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（）min/r满载转速（ in/r）总传动比 Y160M-4 11.0 1500 1460 48.7 Y160L-6 11.0 1000 970 32.3通过对这两种方案比较可以看出：方案选用的电动机转速高、质量轻、价值低，总传动比为 48.7，比较合适，故选用方案。2.2.3 电动机型号的确定根据工作条件：两班制工作，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 6 年，年工作 250 天，工作机所需电动机功率及电动机的同步转速 等，选用 Y 系列三项异步电动机，kWPd41.9min/150rn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 kwP1电动机满载转速 in/460rnm电动机轴身直径 D2电动机轴身长度 E12.2.4 传动比的分配双螺旋混料机传动系统的总传动比7.483016wmni由传动系统方案知01i34i所以圆柱齿轮总传动比 7.834013412iii为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两对齿轮材料相同、齿面硬度、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350HBS9.7483.1.12 ii低速级传动比 1.69748123i传动系统各传动比分别为：， ， ，01i.12i.23i134i2.2.5 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）： mirn1460KwPd58.0 mNnT2.69140.901 轴（减速器高速轴）： in4601riKwP47.109.58mNiT 268260112 轴（减速器中间轴）： in8.49.712rinKwP081.630mNiT 3.579.21223 轴（减速器低速轴）：min.301.68423rinKwP712.96mNiT .30.5233 3 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 HBS1=240270 的 45 钢，大齿轮选用正火HBS2=200230 的 45 钢；载荷稳定，齿速不高，初选 8 级精度。3.1.2 齿根弯曲疲劳强度设计（1） 确定公式中的参数值 321cosFSadnt YZKTm1） 载荷系数 试选 =1.5tKtK2） 小齿轮传递的转矩 mN9345.6013） 大小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，1limF2li= =380 （查图 6.1 机械设计 徐锦康主编）1limF2liaMP4） 应力循环次数 911048.60hjLnN255） 弯曲疲劳寿命系数 ，1FNK2=0.86 =0.90（查图 6.7 机械设计 徐锦康主编）1FN6） 许用弯曲应力计算（取弯曲疲劳安全系数 ，应力修正系数4.1FS）0.2STY则 / =1lim1FSTNFYK aMP86.86023574192li22 7） 查取齿形系数和应力校正系数根据当量齿数 62.3cos0cs31ZV701952 查表 3-1 取齿形系数和应力修正系数73.21FaY18.2FaY56S 79S表 3-1 齿形系数 及应力修正系数FaSa)(vz17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27FaY2.97 2.91 2.85 2.80 2.76 2.72 2.69 2.65 2.62 2.60 2.57S1.52 1.53 1.54 1.55 1.56 1.57 1.575 1.58 1.59 1.595 1.60)(vz30 35 40 45 50 60 70 80 90 100 150FaY2.52 2.45 2.40 2.35 2.32 2.28 2.24 2.22 2.20 2.18 2.14S1.625 1.65 1.67 1.68 1.70 1.73 1.75 1.77 1.78 1.79 1.838） 计算大小齿轮的 并加以比较FaY0915.86.4517321FSaY78.2FSa因为 ，故按小齿轮进行齿根弯曲疲劳强度设计21FSaFSaYY9） 重合系数 及螺旋角系数 取 =0.7 ， =0.86Y（2） 设计计算1） 试计算齿轮模数 ntmmYZKTFSadnt 40.1cos23122） 计算圆周速度snmvt 260.13cos062.cos1061 3） 计算载荷系数查表 6.2（机械设计 徐锦康主编）得 ； 根据 、AKsmv260.8 级精度，查图 6.10（机械设计 徐锦康主编）得 ；斜齿轮传动取1.v ；查图 6.13（机械设计 徐锦康主编）得 。2.1aK 25.1K则载荷系数 6.1KavA4） 校正并确定模数 nm（取 =2 ）mtnt 486.5.14.33 n（3） 计算齿轮传动几何尺寸1） 中心距 a mZn 02.18)9520(13cos)(cos221 （圆整为 =119mm）a2） 螺旋角 73492)(ars)(ars21 mn3） 两分度圆直径 ，1d2mm39.415cos01 Znmm6.222mdn4) 齿宽 ， mm 取 =35mm1b2 12.39.4801d2b= 10）mm =40mm15(b1(4) 校核齿面接触疲劳强度HEHbdKTZ1211）大小齿轮的接触疲劳强度极限 ，1lim2li= =11701limH2li aMP2） 接触疲劳寿命系数 ，1HNK2查图 6.6（机械设计 徐锦康主编）得 =0.88， =0.921HNK2HN3）计算许用接触应力取安全系数 ，则1HSaNHMPK6.029lim1aH4.17li22 aH MP0532).(1 4） 节点区域系数 查图 6.19（机械设计 徐锦康主编）得 =2.44HZ HZ5） 重合度系数 =0.86） 螺旋角系数 = 983.05214cos7） 材料系数 查表 6.3（机械设计 徐锦康主编）得EZ=189.8EaMP8）校核计算Ha aEHMPMPbdKTZ 1.734 72.4139.415602983.082 21接触疲劳强度满足要求3. 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 =25， = （取 =92） 。按硬齿面齿轮非对称安装，1Z2125.91637.5i 2Z查表选齿宽系数 。.0d初选螺旋角 = 1 齿根弯曲疲劳强度设计（1） 确定公式中的参数值 321cosFSadnt YZKTm1） 载荷系数 试选 =1.5tKtK2） 小齿轮传递的转矩 mN60.713） 大小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，1limF2li= =380 （查图 6.1 机械设计 徐锦康主编）1limF2liaMP4） 应力循环次数 811095.60hjLnN224i5） 弯曲疲劳寿命系数 ，1FNK =0.90 =0.92（查图 6.7 机械设计 徐锦康主编）1FNK2FN6） 许用弯曲应力计算（取弯曲疲劳安全系数 ，应力修正系数4.1FS）0.2STY则 / =1lim1FSTNFY aMP57.8.90238K4312li22 7） 查取齿形系数和应力校正系数根据当量齿数 0.27cos5cs331ZV459192查表 3-1 取齿形系数和应力修正系数57.1FaY8.2FaY60S 791S8） 计算大小齿轮的 并加以比较Fa08416.57.486121FSaY3.3.92FSa因为 ，故按小齿轮进行齿根弯曲疲劳强度设计21FSaFSaYY9） 重合系数 及螺旋角系数 取 =0.68 ， =0.86Y（2） 设计计算1） 试计算齿轮模数 ntmmYZKTFSadnt 9.1cos23122） 计算圆周速度snmvt 83.01cos066.25.cos1061 3） 计算载荷系数 查表 6.2（机械设计 徐锦康主编）得 ； 根据 、81AKsmv3.0级精度，查图 6.10（机械设计 徐锦康主编）得 ；斜齿轮传动取6.v；查图 6.13（机械设计 徐锦康主编）得 。2.1aK 24则载荷系数 57.1.06.1KavA4） 校正并确定模数 nm（取 =2.5 ）mtnt 3.257.9.133 nm（3） 计算齿轮传动几何尺寸1） 中心距 aZn 097.15)2(13cos2.)(cos21 （圆整为 =151mm）a2） 螺旋角 345)(.ars)(ars21 mn3） 两分度圆直径 ，1d2mm3.644cos5.1 Znmm7.219.22mdn4) 齿宽 ， mm 取 =55mm1b2 64.513.80d2b= 10）mm =60mm1b5(1(4) 校核齿面接触疲劳强度HEHbdKTZ1211）大小齿轮的接触疲劳强度极限 ，1lim2li= =11701limH2li aMP2） 接触疲劳寿命系数 ，1HNK2查图 6.6（机械设计 徐锦康主编）得 =0.92， =0.961HNK2HN3）计算许用接触应力取安全系数 ，则1HSaNHMPK4.076lim1 aHNH MPSK2.137096.2lim2 a8.09)4(14） 节点区域系数 查图 6.19（机械设计 徐锦康主编）得 =2.43HZ HZ5） 重合度系数 =0.86） 螺旋角系数 = 984.03214cos7） 材料系数 查表 6.3（机械设计 徐锦康主编）得EZ=189.8EaMP8）校核计算接触Ha aEHMP MPbdKTZ 1.80 637.15.642701984.043221疲劳强度满足要求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 为两级圆柱齿轮减速器轴的布置状况。 图 4-1 两级圆柱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=10mm。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=10mm。为保证滚动轴承放在箱体轴承座孔内，计入尺寸 c=5mm。初取轴承宽分别为 n1=20mm,n2=22mm,n3=22mm。3 根轴的支承跨距分别为4.1.1 中间轴的设计图 4-2 中间轴轴的材料选用 45 钢，调质处理，查表 11.3（机械设计 徐锦康主编）确定 C 值。（取 ）mnPcd 684.350.279461.833min0 md36in0即取段上轴的直径 。md01由 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）41选 7008C 型轴承，其内径 ，外径 D=68 ,宽度 B 。415处轴肩的高度 h=( ) ,但因为该轴肩几乎不受轴向力，1.07. md48.2故取 ，则此处轴的直径 。又因为此处与齿轮配合，故其长度应略mh2小于齿宽，取 。l3 齿轮的定位轴肩高度 ，但因为它承受轴向力，mdh4.08.31.07.2故取 ，即 。而此处轴的长度：mh4d5423（取 ）l.6.1l3处也与齿轮配合，其直径与处相等，即 。该处的长度应略小于齿d4轮宽度，取 。l574结合图 4-1 和图 4-2 可得段和段处轴的长度： mlkcBl 3715.2105.221 齿 宽l 43145齿 宽 综上，中间轴各段长度和直径已确定：ml371l32ml83l574l35d40d4d52dmd40lll 16875321 总4.1.2 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 min0d3in0PC查表 11.3（机械设计 徐锦康主编）确定 C 值。mPCd 7.214659.1233min0单键槽轴径应增大 即增大至 %72.805 （取 ） 。md2in0（2）选择输入轴的联轴器1）计算联轴器的转矩 caTTKAca查表 10.1（机械设计 徐锦康主编）确定工作情况系数 3.1AmNKTAca 21485.793.601选择弹性柱销联轴器，按 ， ，查标准Tcain460rnGB/T5014-1985，选用 HL2 型弹性联轴器 ， 。半联轴器长度 Lm52与轴配合毂孔长度 138半联轴器孔径 2d2（3）确定轴的最小直径 应满足 （取 ）min1dmin0i1dm2in（4） 确定各轴段的尺寸 段轴的长度及直径 应略小于 取 1l1Ll36d21段轴的尺寸 处轴肩高度 （取 ） ，mh.54.07. h2则 ；为便于轴承端盖拆卸，取d26212。ml50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 ，外径 D=55 ,宽度 B 。d30m13， 。Bl133段轴的尺寸 该处轴的直径应略大于处轴的直径，取 ；参照md54图 4-1，可知 。l 815.028604段轴的尺寸 该轴处为齿轮轴，该处为齿轮，故 l段轴的尺寸 由图 4-3 可知 ，ckl16d3546段轴的长度 ，md307mB47mllll 29150835654321 总4.1.3 输出轴的设计 图 4-4 输出轴轴的材料选用 45 钢，调质处理。（1） 估算轴的最小直径 min0d3in0PC查表 11.3（机械设计 徐锦康主编）确定 C 值。mnPCd 187.529.451.8233min0单键槽轴径应增大 即增大至 %7.40963（取 ） 。5in0（2）选择输入轴的联轴器1）计算联轴器的转矩 caTTKAca查表 10.1（机械设计 徐锦康主编）确定工作情况系数 3.1AmNKTAca 401.2597.683.1选择弹性柱销联轴器，按 ， ，查标准Tcain92.84rnGB/T5014-1985，选用 HL5 型弹性联轴器 ， 。m50半联轴器长度 Lm142与轴配合毂孔长度 107半联轴器孔径 2d52（3）确定轴的最小直径 应满足 （取 ）min1dmin0i1d5in（4） 确定各轴段的尺寸 段轴的长度及直径 应略小于 取 。1l1Ll51段轴的尺寸 处轴肩高度 （取dh5.8.3.07.） ，则 ；为便于mh3md6212 轴承端盖拆卸，取 。ml502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 ，外径 D=100 ,宽度 B 。md65m18， 。3Bl183段轴的尺寸 处轴肩高度 （取dh5.6.4.07.3） ，取 。h6d654段轴的尺寸 处轴肩高度 （取m1.79.1.4） ，即 ；轴肩宽度m83275（取 ） 。mhl4.6.14.5l05段轴的尺寸 此处安装齿轮，故其长度应略小于齿轮宽度， ；l536。d746段轴的长 ，537mckBl 3915.218m304llll 7805765321 总4. 2 轴的校核4.2.1 输入轴的校核（1） 求轴上受力1） 计算齿轮受力齿轮分度圆直径 md39.41圆周力 NTFt 41.293.415602径向力 ntr 5.08costan.cosa 轴向力 ta 67t.9对轴心产生的弯矩 aF mNdFM42.1346810722） 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 ma2.1齿宽中心距左支点的距离 L368.35.4720齿宽中心距右支点的距离 513左支点水平面的支反应力 ，DMNLFtNH.102323右支点水平面的支反应力 ，0Bt 892左支点垂直面的支反应力 LFarNV 4.5331右支点垂直面的支反应力 NLr 122左支点的轴向支反力 NaNV68.07（2） 绘制弯矩图和扭矩图 参见图 4-5图 4-5截面 C 处水平弯矩 mNLFMNH 21.6953.85.102截面 C 处垂直弯矩 V409417.32截面 C 处合成弯矩 Vh185211mN4.70222（3） 弯矩合成强度校核 通常只校核轴上受最大弯矩和最大扭矩的截面强度截面 C 处计算弯矩 考虑启动，停机影响，扭矩为脉动循环变应力，6.0TMca 98.135221截面 C 处应力计算 aca MPW740.9835强度校核 45 钢调质处理，由表 11.2（机械设计 徐锦康主编）查得 aP601，弯矩合成强度满足要求ca 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 3335.42871.0. mdW抗扭截面系数 2T截面左侧弯矩 NM8.95截面上的弯曲应力 ab MP70.185.42.01截面上的扭转切应力 TtW631平均应力 ，am.3.7minaxm应力幅 bP0182iama M5.inmax材料的力学性能 45 钢调质查表 11.2（机械设计 徐锦康主编）， ，abP640aP271aP15轴肩理论应力集中系数 ，5.32dr 78.3.4dD查附表 1.6（机械设计 徐锦康主编）并经插值计算 ，7.1.r材料的敏感系数 由 ， 查图 2.8 （机械设计 徐mr2abMP640 锦康主编）并经插值得 ，82.0q5.r有效应力集中系数 74111qk.3.5.尺寸及截面形状系数 由 、 查图 2.9 （机械设计 徐锦mh5d康主编）得 8.0扭转剪切尺寸系数 由 查图 2.10 （机械设计 徐锦康主编）得37.表面质量系数 轴按磨削加工，由 查图 2.12 （机械设abMP640计 徐锦康主编）得 9.表面强化系数 轴未经表面强化处理 1q疲劳强度综合影响系数 079.2.8.05741kK5412.等效系数 45 钢： 取.0.取15 0仅有弯曲正应力时计算安全系数 25.maKS仅有扭转切应力时计算安全系数 18.71a弯扭联合作用下的计算安全系数 5.2Sc设计安全系数 材料均匀，载荷与应力计算精确时： 5.13S取 5.1S疲劳强度安全系数校核 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 3335.42871.0. mdW抗扭截面系数 2T截面左侧弯矩 NM.75 截面上的弯曲应力 ab MPWM70.165.428.7150截面上的扭转切应力 Tt6931平均应力 am.3.minax应力幅 bP70162iama M5.inmax材料的力学性能 45 钢调质查表 11.2（机械设计 徐锦康主编）， ，abP640aP271aP15轴肩理论应力集中系数 ，5.32dr 78.3.4dD查附表 1.6（机械设计 徐锦康主编）并经插值计算 ，7.1.r材料的敏感系数 由 ， 查图 2.8 （机械设计 徐mr2abMP640锦康主编）并经插值得 ，82.q5.0r有效应力集中系数 74111qk.3.5.0尺寸及截面形状系数 由 、 查图 2.9 （机械设计 徐锦mh5d康主编）得 8.扭转剪切尺寸系数 由 查图 2.10 （机械设计 徐锦康主编）得37.0表面质量系数 轴按磨削加工，由 查图 2.12 （机械设abMP640计 徐锦康主编）得 9.表面强化系数 轴未经表面强化处理 1q疲劳强度综合影响系数 079.2.8.05741kK5412.等效系数 45 钢： 取.0.取15 0 仅有弯曲正应力时计算安全系数 92.71maKS仅有扭转切应力时计算安全系数 .1a弯扭联合作用下的计算安全系数 60.72Sc设计安全系数 材料均匀，载荷与应力计算精确时： 5.13S取 5.1S疲劳强度安全系数校核 右侧疲劳强度合格ca4.2.2 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 ，md53.691md61.20圆周力 NTFt 28.7953721t .径向力 Fntr 49.28314cos20tan8.7956cosa1 Ntr 052 轴向力 NFta 85.29341tan9.28n1 t 6705032对轴心产生的弯矩 aF mdMa .6.511NF213474222） 求支反力轴承的支点位置 由 7008C 型角接触轴承可知 a7.截面在 B 处的支反力左支点水平面的支反力 0DMNlFABtNH 68.573.8102.79561右支点水平面的支反力 lADBtNH .19.012左支点垂直面的支反力 NlMFlarBDNV 286.3749.83.11 右支点垂直面的支反力 llADarABNV .9.10.2.12 左支点的轴向支反力 NFaNV85.91截面在 C 处的支反力左支点水平面的支反力 0DMlACtNH 97.43.62378951右支点水平面的支反力 BNlFADCtNH 1.5.1812左支点垂直面的支反力 lMFlarCDNV 23786.0749.3.7611 右支点垂直面的支反力 NllADarACNV 95.1.1.28.12 左支点的轴向支反力 NFaNV5.91 （2） 绘制弯矩图和扭矩图截面 B 处水平弯矩 mNLFMNH20513.87521截面 B 处垂直弯矩 V 8.4669.032截面 B 处合成弯矩 Vh3211mN768222截面 C 处水平弯矩 LFMNH2.9.41截面 C 处垂直弯矩 V4.193270.65.32截面 C 处合成弯矩 mNVh2211.9222（3） 弯矩合成强度校核 通常只校核轴上受最大弯矩和最大扭矩的截面强度截面 B 处计算弯矩 考虑启动，停机影响，扭矩为脉动循环变应力，6.0mNTMca 31870221截面 B 处应力计算 aca MPW4.0387强度校核 45 钢调质处理，由表 11.2（机械设计 徐锦康主编）查得 aP61，B 处弯矩合成强度满足要求ca截面 C 处计算弯矩 考虑启动，停机影响，扭矩为脉动循环变应力，6.0mNTMca 35206221截面 C 处应力计算 aca MPW.4.3506强度校核 45
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