机械设计课程设计-展开式二级圆柱齿轮减速器的设计.doc

机械设计课程设计(计算说明书) 计算及说明计算结果第一章 设计任务书一. 设计题目用于带式运输机机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如下图所示。 展开式减速器(1) 带式运输机数据如下:运输带工作拉力f/=1800 n；运输带的工作速度v=1.3m/s；运输带滚筒直径=250mm；(2) 工作条件:单班制工作，空在启动，单向连续运转，工作中有轻微震动。运输带速度允许速度误差为5%。（3）使用期限:工作期限为十年，检修期间隔为三年。(4) 生产批量及加工条件：小批量生产。二设计任务1）选择电动机的型号；2）确定带传动的主要参数集尺寸；3）设计减速器；4）选择联轴器；三具体作业1）减速器装配图一张；2）零件工作图两张（中间轴及中间轴大齿轮）;3)设计说明书一份。第二章 电动机的选择一.选择电动机类型按工作要求和工作条件选用y系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380v。选择电动机的容量工作机的有效功率为 =w=2.43kw从电动机到工作机书容带间的总效率为： 总=1w取联轴器的效率=0.98，高速级滚动轴承效率，中间轴轴承效率低速轴轴承效率和滚筒轴承效率为=0.995，取一级齿轮传动的效率,二级齿轮传动效率为=0.97，取卷筒和带传动的传动效率w=0.94则总=0.9820.99540.9720.94=0.85由于电动机工作平稳，取使用系数=1.0，则电动机所需要的工作功率为 =kw=2.919k 二. 确定电动机的转速综合考虑，电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使转速传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500的电动机。根据电动机的类型、容量和转速，查参考资料2表12-1（系列电动机技术数据）由电机产品目录或有关手册选定电动机型号为y100l2-4 型，其主要性能如下表所示。表1-1 y100l2-4 型电动机的主要性能型号额定功率/kw满载时转速)最大转 矩额定转 矩质量kgy100l2-4314302.238第三章 减速器的运动及动力参数的确定一.确定各级传动比1. 滚筒转速的确定 =99.36r/min2. 计算总传动比14.393.分配传动比取1.4则=4.5 所以中间轴的转速=4.51430r/min=457.6r/min二.确定各轴的功率电动机轴的转速nd=1430r/min1.输入轴的转速 n1=1430r/min 2 .中间轴的转速 n2=5.541430r/min=457.6r/min3.输出轴的转速 99.36r/min三.确定各轴的输入功率1.电动机轴的输出功率为pd=3 kw2.输入轴的功率 p1=pd1=30.980.9950.97=2.84 kw3.中间轴的功率p2= p1=2.840.9950.97=2.74 kw4.输出轴的功率 p3= p=2.840.995=2.72kw5.卷筒轴的功率p卷= p32w=2.720.980.9950.94=2.50kw四.各轴的输入转矩1.电动机轴的实际输出转矩为9550nm9550 nm20034.69 nmm2.高速轴的转矩 95509550 nm19325.42 nmm3.中间轴的转矩95509550nm57162.26nmm4.输出轴的转矩95509550 nm398477.14 nm 5.卷筒的转矩 t卷=9550 =9550 nm=365.57225 nm将上述计算结果汇总于下表，以备查用。轴名功率p kw转矩t转速nr/min传动比 i电机轴320034.691430输入轴2.84193254.2114304.5中间轴2.7457162.26457.63.2输出轴2.72398477.1465.25卷筒轴2.50365572.2565.25第四章 减速器齿轮的设计计算第一节 高速级及中间轴齿轮的设计及校核一.选择齿轮的精度等级材料和齿数1. 材料及热处理查参考资料2表10-1选小齿轮的材料均为40gr,并经调制处理及表面淬火后齿面硬度为48-55hrc。2.查参考资料1表10-4选用7级精度3.选小齿轮的齿数为z1=22，则大齿轮齿数=224.5=994.为提高齿轮传动的平稳性和承载能力选用斜齿轮传动，初选螺旋角=一.按齿面接触强度设计按查参考资料2式（10-21）计算，即1.确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数=1.6。2）查参考资料2图10-30选取区域系数=2.4253）查参考资料2图10-6选取材料的弹性系数=189.84）查参考资料2图10-26查得=0.75，=0.895，则1.645。5）由于两齿轮均采用硬齿面，故选稍小的齿宽系数查参考资料2表10-7选取齿宽系数=1.06）查参考资料2图10-21d按齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳强度极限=1100 mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限=550 mpa。7）查参考资料2式10-13计算应力循环次数。=6014301（836510）=2.50109=4.52108查参考资料2图10-19取接触疲劳寿命系数=0.91，=0.955。8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数s=1，查参考资料2式（10-12）得=0.881100=968=0.9661100=525.25 =535.6 9)第三章已求得=57162.26nm2.计算1)试算高速级齿轮分度圆直径，由计算公式得=21.19mm2）计算圆周速度=1.59 m/s3)计算齿宽b及模数。b=0.821.19=16.95 mm=0.93mmh=2.25mnt=2.250.93=1.49mm =8.064)计算纵向重合度。=0.318=0.3180.822tan15=1.495)计算载荷系数k。根据v=1.59m/s，7级精度，由参考资料2图 10-8查得动载系数=1.05；参考资料2表10-3查得=1.2使用系数=1；由参考资料2表10-4中的硬齿面齿轮栏查得小齿轮相对支撑（非对称布置，7级精度）用插值法求得=1.270；故载荷系数 k=11.051.21.27=1.6014另由图10-3查得=1.186）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由查参考资料2式（1010a）得=25.4=25.8 mm7）计算模数mn。mn=1.005 mm三.按齿根弯曲强度设计由参考资料2式（1017）计算mn1.确定计算参数1）计算载荷系数k=11.051.21.18=1.48682）根据纵向重合度=1.4996，由参考资料2图10-28查得螺旋角影响系数=0.853)计算当量齿数=24.9=105.34）查取齿型系数由参考资料2表10-5查得齿形系数yfa1=2.75； yfa2=2.165。5）查取应力校正系数由参考资料2表10-5查得ysa1=1.5725； ysa2=1.8156）由参考资料2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限等于大齿轮的弯曲强度极限= =620mpa7） 由参考资料2图10-18取弯曲疲劳寿命系数kfn1=0.82； kfn2=0.88。8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.2，由参考资料2式（10-12）得=423.67 mpa=454.67 mpa9）计算大、小齿轮的并加以比较=比较可以看出小齿轮的数值大。2.计算 mm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=1.0 mm，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=22.72mm来计算应有的齿数。于是有取z1=29，则大齿轮齿数，为使大小齿轮齿数互质，取z2=131这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。四.几何尺寸计算1.计算中心距 mm将中心距圆整为94 mm。2.将圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、zh等不必修正。3.计算大、小齿轮的分度圆直径=29.99 mm=158.39 mm4.计算齿轮宽度 mm圆整后取b1=34mm；b2= 29 mm5）结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 名称公式齿数29131模数（mm）1压力角螺旋角齿顶高系数1分度圆直径（mm）29.99158.39齿顶高（mm）1齿根高（mm）1.25齿顶圆直径（mm）31.99160.39法面顶隙系数0.25齿根圆直径（mm）27.49157.89第二节 中间轴小齿轮和输出轴齿轮的设计计算一选择齿轮的精度等级材料和齿数1. 材料及热处理查参考资料2表10-1选大小齿轮的材料均为40gr,并经调制处理及表面淬火后齿面硬度为48-55hrc2.查参考资料1表10-4选用7级精度3.第一节求得高速级和中间轴大齿轮的传动比为=4.52,为保总传动比为21.92，则中间轴和输出轴之间的传动比应为 =3.17选小齿轮的齿数为z3=30，则大齿轮齿数=304.01=120.304.为提高齿轮传动的平稳性和承载能力选用斜齿轮传动，初选螺旋角=二.按齿面接触强度设计按查参考资料2式（10-21）试算，即1.确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数kt=1.3。2）查参考资料2图10-30选取区域系数zh=2.433。3）查参考资料2图10-6选取材料的弹性系数ze=189.84）查参考资料2图10-26查得=0.8，=0.90，则1.75）由于两齿轮均采用硬齿面，故选稍小的齿宽系数查参考资料2表10-7选取齿宽系数=0.86）查参考资料2图10-21d按齿面硬度查大小齿轮的接触疲劳强度极限等于齿轮的接触疲劳强度极限即=1100 mpa7）查参考资料2式10-13计算应力循环次数。=60457.61（836510）=4.52109=1.14109查参考资料2图10-19取接触疲劳寿命系数khn3=0.93，khn4=0.915。8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数s=1，由查参考资料2式（10-12）得=0.931100=1023=0.951100=1045 =10349)第三章已求得t2=57162.26 nmm2.计算1)试算高速级齿轮分度圆直径d3t，由计算公式得=36.51mm2）计算圆周速度。=m/s=0.50 m/s3) 计算齿宽b及模数。b=0.836.51=29.21 mm=1.21mmh=2.25mnt=2.251.21=2.64mm =11.044)计算纵向重合度。=0.318=0.3180.830tan15=2.045)计算载荷系数k。根据v=0.50m/s，7级精度，由参考资料2图 10-8查得动载系数kv=1.008；参考资料2表10-3查得kha=kf=1.2使用系数ka=1；由参考资料2表10-4中的硬齿面齿轮栏查得小齿轮相对支撑（非对称布置，7级精度）用差值法求得=1.279；故载荷系数 k=11.0081.21.279=1.547另由图10-3查得kf=1.196）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考资料2式（1010a）得 =36.51=38.69 mm7)计算模数mnmn=1.28 mm三.按齿根弯曲强度设计由参考资料2式（1017）计算1.确定计算参数1）计算载荷系数k=11.081.21.19=1.4392）根据纵向重合度=1.499，由参考资料2图10-28查得螺旋角影响系数=2.0453)计算当量齿数=33.29=106.54）查取齿型系数由参考资料2表10-5查得齿形系数yfa3=2.52； yfa4=2.1755）查取应力校正系数由参考资料2表10-5查得ysa3=1.625； ysa4=1.816）由参考资料2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限等于大即=620mpa7）由参考资料2图10-18取弯曲疲劳寿命系数kfn3=0.89； kfn4=0.91；8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.2，由参考资料2式（10-12）得=459.83mpa=470.17 mpa9）计算大、小齿轮的并加以比较=中间轴小齿轮的数值大。2.设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn小于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=1.5 mm，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 d3=38.69mm来计算应有的齿数。于是有取z3=29，则大齿轮齿数 =3.1829=92.8为使大小齿轮齿数互质，取z4=93这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。四.几何尺寸计算1.计算中心距 mm将中心矩圆整到94mm2）将圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、zh等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径=45.13 mm=181.79 mm4）计算齿轮宽度36.12 mm圆整后取b3=42mm；b4= 37 mm。5）结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。名称公式齿数2993模数（mm）1压力角螺旋角齿顶高系数1分度圆直径（mm）45.13181.79齿顶高（mm）1齿根高（mm）1.25齿顶圆直径（mm）47.13183.79法面顶隙系数0.25齿根圆直径（mm）42.63179.29 第五章 中间轴及其组件的设计与核校第一节 中间轴的受力分析一. 求中间轴的运动参数前面已经求得p2=2.74kw；=454.6r/min；t2=57162.26n.mm;d2=158.39mm；d3=45.15mm二.求作用在齿轮上的力;； ;；;其中ft2,ft3分别为中间轴大齿轮和小齿轮受的圆周力；fr2,fr3分别为中间轴大齿轮和小齿轮受到的径向力； fa2，fa3分别为中间轴大齿轮和小齿轮受到的轴向力。第二节 初步确定中间轴的最小直径先按参考资料2式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40gr，调质处理。根据参考资料2表15-3，取a0=112，于是得 mm第三节 中间轴的结构设计一.-，-段轴的轴向和径向尺寸的确定 中间轴的最小直径为两端安装轴承段的直径，上已求得中间轴最小直径为dmin=31.25mm，查3表6-6（gb/t 292-1994）选定内径为40mm的7007c角接触球轴承，故d-=d-=35mm为对两端的轴承定位的方便取取齿轮距箱体内壁之距离a=16.75mm，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s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度t=18.25mm，则=t+s+a=18.75+8+16.25=43.7 mm ，l-=37mm。二.-段轴的轴向和径向尺寸的确定由于中间轴小齿轮的分度圆直径为d3=45.15mm，摸数为mnt=1mm，则其齿顶圆直径为=45.15+2（1+0）mm=48.15mm，由于小齿轮的齿顶圆直径和安装轴承段的轴的直径相差不多，故决定将其做成齿轮周的形式，d-=48.15mm，取其长度为l-=b4=42mm。三.-轴的轴向和径向尺寸的确定 -段轴主要用于安装中间轴大齿轮，为安装的方便在选定d-=35的情况下选取-段的直径为d-=39，为使齿轮轴向定位可靠其长度应比中间轴大齿轮的宽度b2=29小，取段的长度为l-=25。四.确定轴上倒角和倒角尺寸查参照资料2表15-2，取轴端倒角为2，各轴肩处的圆角半径见图。 至此中间轴的轴和径向尺寸已基本确定。第四节 轴上零件的定位 轴上需要定位的零件主要是中间轴大齿轮（小齿轮为齿轮轴的形式，故不需定位），对其周向采用普通平键定位，由于d-=39mm，查2表6-1选取键宽键高=108，选取键长为l=22mm，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配合为。 第五节 求轴上的载荷首先根据轴的结构图（见下图）做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于7007c型角接触球轴承，由3表6-6（gb/t 292-1994）查得a=16.5mm。1.着力点位置确定和力的分析由轴上零件的装配关系可得l1=54.5mml2=35.5mml3=45mm因此，作为简支梁的轴的支撑l=l1+l2+l3=54.5+35.5+45mm=135mm2.水平面受力图，弯距mv图，见上图= n=2124.25 nfnh2=ft2 +fnh3-ft3=2532.1-2124.25-4383.81n=322.54 n3.做垂直面受力图，弯矩图，如图所示。=n=630.75 n=1653.05-953.15-630.75n=68.8n630.7554.5n.mm=51911.79n.mm=93776.38+51911.79n.mm=145688.17n.mm68.845n.mm=3096n.mm26799.46+3096n.mm=68025.73n.mm4)做合成弯矩图，如图2所示107186.02n.m173260.07n.mm49171.32n.mm73114.39n.mm5）做扭矩图，如图3所示t2=57162.26n.mm第六节 按弯扭合成应力校核轴的强度按扭矩合成应力校核轴的强度。进行校核时，通常只校核轴上的承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据 2 式（15-5）及第三节求得的数据进行计算。取，则轴的计算应力为其中w0.1d3=0.1393mm3=4287.5mm3所以=mpa=35前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表215-1查得 ，故安全。第七节 精确校核中间轴的强度一.判断危险截面-段轴径虽然稍大，但其所受到的弯矩最大，同时它还受到较大的扭矩，并且由于键槽的存在会引起极大的应力集中，故需要对其进行校核。而-段轴虽然轴径和-段同样大，但其所受的弯矩小的多，故不需校核。-段和-段由于弯矩较小且不受扭矩也不需要校核对。二.截面左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数前已求得截面左侧的弯矩m为中间轴上的扭矩t为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢,调质处理由2表15-1查得，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按2附表3-2查取。因，经插值后可查得又由附表3-1可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为由2附图3-2的尺寸系数;由2附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工,由2附图3-4的表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为查手册得碳钢的特性系数=0.10.2，取=0.1=0.050.1，取=0.05则计算安全系数值，得故可知其安全三.截面右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数前面已经求得截面左侧的弯矩m为中间轴上的扭矩t2=57162.26n.mm则截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处的，由2附表3-8用插值法求出。，并取，于是得，轴按磨削加工,由附图3-4的表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为所以截面左侧的安全系数为故中间轴在截面右侧的强度也是足够的。因为减速器无瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故不需校核起静强度。至此，中间轴已设计校核完毕。第八节 绘制中间轴的工作图第九节 中间轴轴承的校核一求两轴承上的载荷1.径向载荷第四节已经求得轴承受到的径向力现列表如下 水平方向/n垂直方向/n左端fnh2=322.54fnv2=630.75右端fnh3=2124.25fnv3=68.82.求轴向力前面已经求得两齿轮的轴向力为fa2=668.7n ，fa3=1187.13n所以，轴承受到的径向力为得径向力轴承受到的轴向力为对于7005c轴承查1表13-7（gb/ 292-1994）其派生轴向力为fd=efr其中e为判断系数，其值有的大小决定，但现在轴承的轴向里fa未知，故 初选e=0.40，因此可计算 所以 7005c轴承的当量动载荷为c0=11500n则两次计算的相差不多，因此确定，由于，所以，p2，所以按左端轴承验算lh=103658=29200h因为lhlh，所以所选轴承满足寿命要求。至此，中间轴及其组件已设计校核完毕。第六章 输出轴及其组件的设计与校核计算第一节 输出轴的受力分析一.求输出轴的运动和动力参数前面已经求得p3=2.72kw；=64.87r/min；t3=398477.14n.mm；=181.79mm；二.求作用在输出轴齿轮上的力输出轴齿轮和中间轴小齿轮啮合，它们受到的力为作用力与反作用力，所以有ft4=ft3=4383.81n；fr4=fr3=16533.05nfa4=fa3=1187.13nft4 、fr4、 fa4分别为输出轴齿轮受的圆周力，径向力和轴向力。第二节 初步确定输出轴的最小直径先按2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2表15-3，取，于是得 mm第三节 输出轴的结构设计一.-段轴的轴向和径向尺寸的确定-用于安装联轴器，为输出轴的最小直径。故需同时选定联轴器。联轴器的计算转矩为tca=2kat，查3表14-1并考虑到转矩变化很小，故取ka=1.3，则tca=2kat=1.3398477.14n.mm根据计算转矩应小于连轴器的公称转矩的条件查3表14-1（gb/t 4323-2002）选用kl6型滑快联轴器，其公称转矩为500000n.mm， 取半连轴器的直径为d2=38mm，故d-=38mm，取半连轴器的长度为 l=60mm，故l-=60mm，查3表12-3选取电动机的轴径为d=38mm故最终确定选用的联轴器的型号为kl联轴器 （gb/t 4323-2002）-段选用普通平键对联轴器进行周向定位，根据轴径d-=38mm，选用键宽键高bh=149，选取键长为l=56mm。二.-，-段轴的轴向和径向尺寸的确定-，-段轴用于安装轴承，查3表6-7（gb/t 292-1994）选取内径为45mm的30209（gb/t 292-1994）型圆锥滚子轴承，因此，确定-段轴的轴径为l-=l-=41，根据装配关系取其长度为l-=22.375，l-=49三.-段轴的轴向和径向尺寸的确定-段轴用于安装齿轮，为使安装齿轮方便，取d-比d-大4mm，故d-=49mm。四.-段轴的轴向和径向尺寸的确定-段为轴肩，用于对齿轮定位，取其直径为d-=65mm，长度为l-=5mm五.-段轴的轴向和径向尺寸的确定-段轴的作用为对挡油环的大端进行定位取其直径为d-=50mm，长度为l-=23.125mm六.确定轴上倒角和倒角尺寸查参照资料2表15-2，取轴端倒角为2，各轴肩处的圆角半径见图。 至此中间轴的轴和径向尺寸已基本确定。第四节 轴上零件的定位 轴上需要定位的零件主要是齿轮，对其周向采用普通平键定位，由于安装齿轮段的轴径为49mm，查2表6-1选取键宽键高=149，选取键长为l=32mm，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配合为 第五节 求轴上的载荷首先根据轴的结构图（见下图）做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30209型圆锥滚子轴承，由3表65（gb/t 292-1994）查得a=17.5mm。一.着力点位置确定和力的分析由轴上零件的装配关系可得l1=57.85mml2=46.625mm因此，作为简支梁的轴的支撑l=l1+l2=57.85+46.625mm=104.475mm二.求水平面内水平面内的力和弯矩受力图、弯距mv图，见上图fnh4=ft4+fnh1=4383.81-1402.08n=2981.73 nm=fnh3l1=1402.0857.85n.mm=113177.74n.mm 三.求垂直面内的力和弯矩fnv3=fnv4-fr4=1890.72-1653.05n=237.67nm1=fnv3l1=237.6757.85n.mm=13749.036n.mmm2=m1+ma4=13749.036+101904.18mm=115653.216n.mm四.做合成弯矩图，见上图-95196.02n.m113250.07n.mm五.做扭矩图t2=57162.26n.mm第六节 按弯扭合成应力校核轴的强度按扭矩合成应力校核轴的强度。进行校核时，通常只校核轴上的承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据 2 式（15-5）及第三节求得的数据进行计算。取，则轴的计算应力为其中w0.1d3=0.1453mm3=9112.5mm3所以 =mpa=45mpa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表215-1查得 ，故安全。第七节 精确校核输出轴的强度一.判断危险截面-段轴径虽然稍大，但其所受到的弯矩最大，同时它还受到较大的扭矩，并且由于键槽的存在会引起极大的应力集中，故需要对其进行校核。而，-，-段轴虽然轴径较小但其所受的弯矩小的多，故不需校核。-段只受到受扭矩也不需要校核。二.截面左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数前已求得截面左侧的弯矩m为中间轴上的扭矩t为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢,调质处理由2表15-1查得，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按2附表3-2查取。因，经插值后可查得又由附表3-1可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为 由2附图3-2的尺寸系数=;由2附图3-3的扭转尺轴按磨削加工,由2附图3-4的表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为查手册得碳钢的特性系数=0.10.2，取=0.1=0.050.1，取=0.05则计算安全系数值，得 故可知其安全三.截面右侧:抗弯截面系数 抗扭截面系数 前面已经求得截面左侧的弯矩m为中间轴上的扭矩则截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处的，由2附表3-8用插值法求出。，并取，于是得，轴按磨削加工,由附图3-4的表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为所以截面左侧的安全系数为故中间轴在截面右侧的强度也是足够的。因为减速器无瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故不需校核起静强度。至此，中间轴已设计校核完毕。第八节 绘制中间轴的工作图第九节 输出轴轴承的校核一求两轴承上的载荷1.径向载荷第四节已经求得轴承受到的径向力现列表如下水平方向/n垂直方向/n左端fnh3=1890.72fnv3=237.67右端fnh4=2981.73fnv4=1130.03所以，轴承受到的径向力为得径向力轴承受到的轴向力为fa=1187.13n2.求两轴承的计算轴向力由于e=0.37，故 所以所以fa4=fae+fd3=1892.2nfa3=fd3=1179.81n30209轴承的当量动载荷为c0=67800n，则 所以 x3=1， y3=0;所以x4=1，y3=0在轴承运转过程中有轻微冲击，查2表13-6取fp=1.1则 二.验算轴承的寿命因为p3p4，所以按左端轴承验算811932.99hlh=103658=29200h因为lhlh，所以所选轴承满足寿命要求。至此，输出轴及其组件已设计校核完毕第七章 输入轴及其组件的设计与校核计算第一节 输入轴的受力分析一.求输入轴的运动和动力参数前面已经求得p1=2.84kw；=1430r/min；t1=193254.2n.mm；d1=29.99mm；二.求作用在输出轴齿轮上的力输出轴齿轮和中间轴小齿轮啮合，它们受到的力为作用力与反作用力所以有ft1=ft2=2532.11nfr1=fr2=953.15nfa1=fa2=668.07nft1、fr1、fa1分别为输出轴齿轮受的圆周力，径向力和轴向力。第二节 初步确定输入轴的最小直径先按2式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40gr，调质处理。根据2表15-3，取a0=112，于是得 mm第三节 输入轴的结构设计一. 段轴的轴向和径向尺寸的确定-用于安装联轴器，为输出轴的最小直径。故需同时选定联轴器。连轴器的计算转矩为tca=2kat，查3表14-1并考虑到转矩变化很小，故取ka=1.3，则tca=2kat=1.3193254.2 n.mm根据计算转矩应小于连轴器的公称转矩的条件查3表14-1（gb/t 4323-2002）选用lt3型弹性套拄销联轴器，其公称转矩为301500n.mm，取半连轴器的小端直径为d2=18mm，锥度为1:10,故-段的大端轴径为18mm，-段的锥度为1:10.取半连轴器的长度为l=42mm，故l-=60mm，查3表12-3选取电动机的轴径为d=19mm故最终确定选用的连轴器的型号为lt3 联轴器 （gb/t 4323-2002）-段选用普通平键对联轴器进行周向定位，根据轴径d-=38mm，选用键宽键高bh=66，选取键长为l=14mm。二.-,-,-,-段轴的轴向和径向尺寸的确定-,-段用于安装轴承,故需同时选定轴承,上面已经确定-段轴的轴径为18mm,所以-段轴的轴径应该大于18mm.查3表6-7(gb/t 297-1994)选择内径为d=25mm的30205c型圆锥滚子轴承,所以d-=d-=d-=25mm.为安装轴承的方便,选定-段轴径为d-=23mm,其长度为l-=37.375mm.选定-段长度为l-=34.125mm。二.-段轴的轴向和径向尺寸的确定-段轴用于安装齿轮，高速轴齿轮的分度圆直径为d1=29.99mm,由于高速轴齿轮的分度圆直径和d-相差较小,故决定将其作成齿轮轴的形式。高速轴齿轮的齿顶圆直径为=29.99+21（1+0.25+0）mm=32.49mm，故取d-=32.49mm，取其长度为l-=b1=34mm。三.-段轴的轴向和径向尺寸的确定-段轴的主要作用是对轴承进行轴向定位，为节省材料，取-段的轴径为d-=27mm，其长度为l-=49.5mm。四.确定轴上倒角和倒角尺寸查参考资料2表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图。 至此中间轴的轴和径向尺寸已基本确定。第四节 轴上零件的定位 由于高速轴作成了齿轮轴的形式，故不需要对其进行定位。轴承的定位见装配图。 第五节 求轴上的载荷首先根据轴的结构图（见下图）做出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，应从手册中查取a值。对于30205c型圆锥滚子轴承，由3表6-5（gb/t 292-1994）查得a=16.25mm。一.着力点位置确定和力的分析由轴上零件的装配关系可得l1=42.875mml2=46.625mm因此，作为简支梁的轴的支撑l=l1+l2=42.875+46.625mm=124.75mm二.做水平面受力图，弯距mv图，见上图则= 2532.11-870.25n=1661.85 nm=fnh1l1=870.2542.875n.mm=37290.25n.mm 三.做垂直面受力图，弯矩图，见上图则fnv2=ft1-fnv1=668.07-1460.75n=-800.67nm1=fnv1l1=1460.77542.875n.mm=62630.72n.mmm2=m1+ma1=62630.72+10317.61n.mm=729448.33n.mm四.做合成弯矩图，见上图-24607.49n.mm-35762.77n.mm五.做扭矩图，见上图t1=193254.2n.mm第六节 按弯扭合成应力校核轴的强度按扭矩合成应力校核轴的强度。进行校核时，通常只校核轴上的承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据 2 式（15-5）及第三节求得的数据进行计算。取，则轴的计算应力为其中w0.1d3=0.1253mm3=1562.5mm3所以=mpa=38mpa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表215-1查得 ，故安全。第七节 精确校核输入轴的强度一.判断危险截面-段轴径虽然稍小，但其所受到的弯矩也很小且不受扭矩，故不需要校核.-段同时受到了扭矩和弯矩,本应该校核,但其所受到的弯矩较小,故不需要校核。-段虽然轴径最大，但是它受到的弯矩也最大，同是这段周还受扭矩，并且由于在轴上加工齿轮会形成极大的应力集中，故最需校核。二.截面左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数前已求得截面左侧的弯矩m为中间轴上的扭矩t为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为40gr,调质处理由2表15-1查得，截面上由于加工齿轮而形成的理论应力集中系数按2附表3-2查取。因，经插值后可查得又由附表3-1可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为由2附图3-2的尺寸系数=0.87;由2附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工,由2附图3-4的表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为查手册得40gr的特性系数=0.10.2，取=0.3=0.050.1，取=0.15则计算安全系数值，得故可知其安全1) 截面右侧:抗弯截面系数 抗扭截面系数前面已经求得截面左侧的弯矩m为中间轴上的扭矩则截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力所以截面左侧的安全系数为故中间轴在截面右侧的强度也是足够的。因为减速器无瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故不需校核其静度。至此，中间轴已设计校核完毕。第八节 绘制输入轴的工作图 第九节 输入轴轴承的校核一求径向载荷第四节已经求得轴承受到的径向力现列表如下水平方向/n垂直方向/n左端fnh1=870.25fnv3=1460.775右端fnh2=1661.85fnv4=800.67所以，轴承受到的径向力为得径向力轴承受到的轴向力为fa=668.07n二.求两轴承的计算轴向力由于e=0.37，故fd1=efr1=0.371700.385n=629.13nfd2=efr2 =0.371875.93n=694.09nfa1+fd2=668.07+694.09n=1362.16nfd1=629.13n所以fa2=fae+fd2=1362.16nfa1=fd1=629.13n30205轴承的当量动载荷为c0=32200n则，所以x1=1， y1=0所以 x2=1，y2=0在轴承运转过程中有轻