机械设计课程设计---两级展开式斜齿圆柱齿轮减速器.doc

目录目录 课程设计书课程设计书3 设计课题:3 一、原动机选择（y 系列三相交流异步电动机）3 1、工作机所需功率3 2、电动机输出功率4 3、确定电动机的转速及传动比4 二、设计 v 带和带轮7 1、确定计算功率：pca7 2、选择 v 带型号7 3、确定带轮直径 dd1 dd27 4、确定 v 带中心距 a 和基准长度 d l7 5、验算小带轮上的包角 1 8 6、确定 v 带根数 z8 7、计算单根 v 带初拉力 min0) (f8 8、计算压轴力 p f9 9、确定带轮的结构尺寸，给出带轮工作图9 三、齿轮设计10 （一）、高速级齿轮传动的设计计算10 1.齿轮材料，热处理及精度10 2.初步设计齿轮传动的主要尺寸10 3.按齿面接触强度设计计算11 1 4.齿根弯曲疲劳强度设计12 5.几何尺寸计算13 （二）、低速级齿轮传动的设计计算14 1、确定公式中各数值14 2、计算圆周速度15 3、计算齿宽15 4、计算齿宽与齿高之比 h b 15 5、计算纵向重合度15 6、计算载荷系数 k15 7、按实际载荷系数校正所算的分度圆直径16 四、轴及轴承的设计18 a、从动轴的设计18 b、中间轴的设计 24 c、第一轴（高速轴）的设计 25 五、键的设计和计算26 六、箱体结构的设计27 七、 润滑密封设计 29 八、联轴器设计29 九、设计小结29 十、参考资料30 2 课程设计书课程设计书 设计课题设计课题: 设计一用于带式运输机上的两级展开式斜齿圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载 荷变化不大,空载起动,卷筒效率 (包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期 限 8 年(300 天/年),两班制工作,运输容许速度误差为 5%,车间有三相交流,电压 380/220v 设计带式运输机传动装置（简图如下）设计带式运输机传动装置（简图如下） 一、原动机选择（一、原动机选择（y 系列三相交流异步电动机）系列三相交流异步电动机） 1、工作机所需功率、工作机所需功率 工作机效率 = =0.97 w鼓带 98 . 0 99 . 0 = =r/min38.19r/min w n d v 60 120 鼓轮工作扭矩鼓轮工作扭矩 t t输送带速度输送带速度 v v鼓轮直径鼓轮直径 d d原始原始 数据数据 650nm650nm0.5m/s0.5m/s250mm250mm 3 = = kw2.67kw pw w wwn t 955097. 09550 19.38650 其中： 鼓为鼓轮传动效率 带为输送带传动效率 2、电动机输出功率、电动机输出功率 电动机到工作机输送带间的总效率： =0.960.99=0.90 v 2 齿 3 滚 联 2 99 . 0 3 99 . 0 = =kw=2.95kw 要求 pmp p pw 90 . 0 67 . 2 查（课设） 得 pm=3kw 其中： v为 v 带传动效率 齿为 7 级精度圆柱齿轮传动效率（油润滑） 滚为滚动球轴承传动效率 联为联轴器的传动效率 3、确定电动机的转速及传动比、确定电动机的转速及传动比 v 带传动的传动比范围=24，齿轮传动的传动比范围=35 v i 齿 i =（24）（35） =18100 总 i 2 =38.19（18100）=687.53819(r/min) m n w n 总 i 由查表可知：选择电动机为 y100l2-4 型 技术数据：额定功率（技术数据：额定功率（） 3 3 满载转速（满载转速（） 14401440 kw min r 额定转矩（额定转矩（） 2.22.2 最大转矩（最大转矩（） 2.22.2 mn mn y100ly100l2 2-4-4 电动机的外型尺寸（电动机的外型尺寸（mmmm）：）： （见课设表（见课设表 k.3k.3） 4 a a：160160 b b：140140 c c：6363 d d：2828 e e：6060 f f：8 8 g g：2424 h h：100100 k k：1212 abab：205205 acac：205205 adad：180180 hdhd：245245 bbbb：170170 l l：380380 传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配 总传动比：总传动比：ia 71.37 19.38 1440 w m n n i总 各级传动比分配各级传动比分配 iiii 21v齿齿总 初定 6 . 2 v i = 1齿 i 总 ）（i4 . 13 . 1 43 . 4 1i齿 = 2齿 i ）（ 齿 总 v ii i 1 27 . 3 2 i齿 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数 （1） 各轴转速 1440/2.6553.85r/min n vm in / 553.85/4.43125.02r/min n 1 / 齿 in / 125.02/3.274=38.19 r/min n n 2齿 i =38.19r/min n n 5 （2） 各轴输入功率 2.970.962.85kw pp v 2.850.990.992.79kw p p 滚 齿 2.790.990.992.74kw p p 滚 齿 =2.740.990.992.68kw p p 滚 联 则各轴的输出功率： 0.99=2.82kw p p 0.99=2.76 kw p p 0.99=2.71kw p p 0.98=2.63 kw p p （3）各轴输入转矩 = nm 1 t d t 0 i 1 电动机轴的输出转矩=9550 =95502.97/1440=19.70 nm d t m d n p 所以输入转矩: =19.702.60.96=49.17 nm t d t v i v =49.174.430.990.99=213.49 nm t t 1齿 i 滚 齿 =213.493.280.990.99=686.31nm t t 2齿 i 滚 齿 =686.310.990.99=672.65 nm t t 滚 联 输出转矩：0.99=48.68nm t t 0.99=211.36 nm t t 0.99=679.45nm t t 0.98=659.20 nm t t 运动和动力参数结果如下表 功率 p kw转矩 t nm轴名 输入输出输入输出 转速 r/min 电动机轴 2.9719.701440 1 轴 2.852.8249.1748.68553.85 2 轴 2.792.76213.49211.36125.02 3 轴 2.742.71686.31679.4538.19 4 轴 2.682.63672.65659.2038.19 6 二、设计二、设计 v 带和带轮带和带轮 外传动带选为 普通 v 带传动 1、确定计算功率：、确定计算功率： pca 1） 、由表 8-7（机械设计）查得工作情况系数 2 . 1 ka 2） 、由式 8-21（机设） kwp kpaca 6 . 332 . 1 2、选择、选择 v 带型号带型号 查图 8-11 (机设)选 a 型 v 带。 3、确定带轮直径、确定带轮直径 dd1dd2 （1） 、参考图 8-11（机设）及表 8-6（机设）选取小带轮直径 mm dd 100 1 （电机中心高符合要求）h dd 2 1 （2） 、验算带速 v 由式 8-13（机设） ，带速不宜过低或过高，一般应使 v=525m/s，最高不超过 30m/s。 sm dn v d 1 11 1 54 . 7 100060 1001440 100060 （3） 、计算从动带轮直径dd2 mm v di d d d 2601006 . 2 1 2 查表 8-8（机设）,取=250mm dd2 4、确定、确定 v 带中心距带中心距 a 和基准长度和基准长度 d l 1） 、根据带传动总体尺寸的限制条件或要求的中心距，结合（8-20）初定中心距 =500mm 0 a 2） 、由式 8-22 计算带长 0d l 7 2+（+）+ 0d l 0 a 2 1d d 2d d 0 2 12 4 )( a dd dd =1561mm 由表 8-2 选取带的基准长度=1600mm d l 3） 、由式 8-23 计算实际中心距a +=519.5mma 0 a 2 0dd ll 中心距的变动范围为：219.8628mm 5、验算小带轮上的包角、验算小带轮上的包角 1 = a dd dd 3 . 57 )(180 121 5 . 163 90 6、确定、确定 v 带根数带根数 z (1)、计算单根 v 带的额定功率 r p 由= 100mm ,= 1440r/min 查表 8-4a（机设）得=1.32kw 1d d 1 n 0 p 根据=1440r/min，=2.6 和 a 型带，查表 8-4b（机设）=0.17kw 1 n v i 0 p 查表 8-5（机设）得=0.96 ，表 8-2 得=0.99 k l k 于是，=（+）=1.42kw r p 0 p 0 p k l k (2)、计算 v 带根数 z， 取 z=3 根 53 . 2 )( 00 kkpp p l ca r ca p p z 7、计算单根、计算单根 v 带初拉力带初拉力 min0) (f 由表 8-3 得 a 型带的单位长度质量 q=0.10kg/m 所以， nq vz f v k pca 3 .133) 1 5 . 2 (500)( 2 min0 8 8、计算压轴力、计算压轴力 p f nnzf fp 792) 2 5 . 163 sin 3 . 13332( 2 sin2 1 0 9、确定带轮的结构尺寸，给出带轮工作图、确定带轮的结构尺寸，给出带轮工作图 小带轮基准直径 dd1=100mm 采用腹板式结构。大带轮基准直径 dd2=250mm，采用腹板式结 构，基准图见零件工作图。 9 三、齿轮设计三、齿轮设计 （一）、高速级齿轮传动的设计计算（一）、高速级齿轮传动的设计计算 1.齿轮材料，热处理及精度齿轮材料，热处理及精度 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280hbs 取小齿轮45 齿数=24 1 z 高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240hbs 45 z =z =4.4324=106.32 取 z =107 21齿 i 12 齿轮精度 按 gb/t100951998，选择 7 级，齿根喷丸强化。 选取螺旋角。 初选螺旋角 14 2.初步设计齿轮传动的主要尺寸初步设计齿轮传动的主要尺寸 齿面接触强度设计 21 3 1 ) ( 12 h eh d t t zz u utk d 确定各参数的值: 试选=1.6 t k 查课本图 10-30 选取区域系数 z=2.433 217 p h 由课本图 10-26 215 p78 . 0 1 89 . 0 2 则67 . 1 89 . 0 78 . 0 由课本公式 10-13 计算应力值环数 202 p n =60n j =60553.851（283008）=1.27610 h 1 1 h l 9 n = =2.88110 h (4.43 为齿数比,即 4.43=) 2 8 1 2 z z 查课本 10-19 图得：k=0.90 k=0.96 207 p 12 齿轮的疲劳强度极限 取失效概率为 1%,安全系数 s=1,由 p209 图 10-21 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强 度极限=750mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限=690mpa。 1limh 2limh 应用公式 10-12 得: 205 p =0.90750=675 h 1 s k hhn1lim1 mpa 10 =0.96690=662.4 h 2 s k hhn2lim2 mpa 许用接触应力 mpa hhh 7 . 6682/ ) 4 . 662675(2/ )( 21 查课本由表 10-6 得： =189.8mp 201 p e z a 由表 10-7 得: =1 205 p d t1=95.510 =95.510 2.85/553.85 5 ii np / 5 =4.9210 n.mm 4 3.按齿面接触强度设计计算按齿面接触强度设计计算 小齿轮的分度圆直径 d t 1 21 3 1 ) ( 12 h eh d t t zz u utk d =mm054.38) 7 .668 8 . 189433 . 2 ( 43 . 4 43 . 5 67. 11 1092 . 4 6 . 12 2 4 3 计算圆周速度 100060 11 nd t sm/1 . 1 100060 85.55305.3814. 3 计算齿宽 b 和模数 nt m 计算齿宽 b b=38.05mm td d1 计算摸数 mnt = nt mmm z d t 53. 1 24 14cos05.38cos 1 1 计算齿宽与高之比 h b 齿高 h=2.251.53=3.44 nt m25 . 2 mm = =11.06 h b 44 . 3 05.38 计算纵向重合度 =0.318=1.903 1 d 14tan241318. 0tan 计算载荷系数 k 由课本 p193 表 10-2 查得 使用系数=1 a k 根据 7 级精度, 查课本由图 10-8 得smv/41. 1 210 p 动载系数 kv=1.05, 查课本由表 10-4 得 k的计算公式: 196 p h k= +0.2310b h )6 . 01 (18 . 0 12 . 1 2 d 2 d 3 11 =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231038.05=1.11 3 查课本由图 10-13 得: k=1.35 198 p f 查课本由表 10-3 得: k=1.2 195 p hf k 故载荷系数: =11.051.21.11=1.40 hhva kkkkk 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d =d=38.05=36.39 1t 1t kk 3 6 . 1 40. 1 3 mm 计算模数 n m = n mmm z d 47 . 1 24 14cos39.36cos 1 1 4.齿根弯曲疲劳强度设计齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式 n m) ( cos2 1 2 2 1 3 f sf ad yy z ykt 确定公式内各计算数值确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩 t1=49.2nm 初定螺旋角 14 计算当量齿数 27.26 14cos 24 cos 33 1 1 z zv 13.117 14cos 107 cos 33 2 2 z zv 初选齿宽系数 d 由表查得1 d 载荷系数 k =11.051.21.351.70 ffva kkkkk 查取齿形系数和应力校正系数 fa y sa y 查课本由表 10-5 得: 200 p 齿形系数2.592 2.175 1fa y 2fa y 应力校正系数1.596 1.796 1sa y 2sa y 重合度系数 y 端面重合度近似为1.88-3.2（） 21 11 zz 1.883.2（1/241/107）cos1.67cos 14 arctan（）arctan（） t costan t 14cos20tan 561705.20 12 )cosarctan(tan tb 140059.13 因为，则重合度系数为0.25+0.750.6769 b 2 cos y b 2 cos 螺旋角系数 y 根据纵向重合度903 . 1 从课本 p217 图 10-28 查得88 . 0 y 计算大小齿轮的 f sf fy 查课本由图 10-20c 得到弯曲疲劳强度极限 ： 208 p 小齿轮 大齿轮 afe mp500 1 afe mp380 2 查课本由图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数: 206 p k=0.86 k=0.93 1fn2fn 取弯曲疲劳安全系数 sf=s=1.4 = f 1 14.307 4 . 1 50086 . 0 11 s k fefn = f 2 43.252 4 . 1 38093 . 0 22 s k fefn 01347. 0 14.307 596 . 1 592 . 2 1 1 1 f sf fy 01547 . 0 43.252 796 . 1 175 . 2 2 2 2 f sf fy 大齿轮的数值大.选用. 设计计算设计计算 计算模数 mmmmmn31. 1 67 . 1 241 01547 . 0 14cos88. 01092 . 4 70 . 1 2 2 24 3 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计 n 算的法面模数，取 m =2.0mm 已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳 n 强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d =36.39来计算应有的齿 1 mm 数.于是由: z =17.65 取 z =20 1 n m 14cos39.36 1 那么 z =4.4320=88.6 2 5.几何尺寸计算几何尺寸计算 计算中心距 a=111.92 cos2 )( 21n mzz 14cos2 2) 6 . 8820( mm 将中心距圆整为 112mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 13 =arccos 14 614153795.14 1122 2) 6 . 8820( arccos 2 )( 21 a mn 因值改变不多,故参数,等不必修正. k h z 计算大.小齿轮的分度圆直径 d =41.25 1 1538.14cos 220 cos 1 n mz mm d =183.57 2 1538.14cos 289 cos 2 n mz mm 计算齿轮宽度 b=mmmmd25.4125.411 1 圆整的 45 2 b55 1 b （二）、低速级齿轮传动的设计计算（二）、低速级齿轮传动的设计计算 材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280hbs 取小齿齿数=2045 1 z 速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240hbs z =3.2820=65.6 圆整取45 2 z =67 2 齿轮精度 按 gb/t100951998，选择 7 级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计 1、确定公式中各数值、确定公式中各数值 试选 k =1.6 t 查课本由图 10-30 选取区域系数 z=2.45 217 p h 试选,查课本由图 10-26 查得 o 14 214 p =0.74 =0.87 =0.74+0.87=1.61 1 2 应力循环次数 n =60n jl =60125.021(283008) 12n =2.8810 8 n =8.7810 2 28 . 3 1088 . 2 8 1 i n 7 由课本图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 207 p k=0.95 k= 0.97 1hn2hn 查课本由图 10-21d 209 p 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,mpa h 600 1lim 大齿轮的接触疲劳强度极限mpa h 550 2lim 取失效概率为 1%,安全系数 s=1,则接触疲劳许用应力 14 = h 1 s k hhn1lim1 570 1 60095 . 0 mpa =(0.97550)/1=533.5 h 2 s k hhn2lim2 mpa 551.75 2 )( 2lim1limhh h mpa 查课本由表 10-6 查材料的弹性影响系数 z=189.8mp 201 p ea 选取齿宽系数 1 d t=95.510 =95.510 2.79/125.02 5 22/n p 5 =21.3110 n.m 4 3 2 4 21 3 1 ) 75.551 8 . 18945 . 2 ( 28 . 3 28 . 4 61 . 1 1 1031.216 . 12 ) ( 12 h eh d t t zz u utk d =73.22mm 2、计算圆周速度、计算圆周速度 0.479 100060 02.12522.73 100060 21 nd t sm/ 3、计、计算算齿宽齿宽 b=d=173.22=73.22 d t 1 mm 4、计算齿宽与齿高之比、计算齿宽与齿高之比 h b 模数 m= nt mm z d t 5523 . 3 20 14cos22.73cos 1 1 齿高 h=2.25m=2.253.5523=7.9927 nt mm =73.22/7.9927=9.16 h b 5、计算纵向重合度、计算纵向重合度 5857 . 1 14tan20318 . 0 tan318 . 0 1 z d 6、计算载荷系数、计算载荷系数 k k=1.12+0.18(1+0.6+0.2310b h 22) dd 3 15 =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.231065.71=1.4231 3 使用系数 k=1 a 同高速齿轮的设计,查表选取各数值 =1.04 k=1.35 k=k=1.2 v k fhf 故载荷系数 k=11.041.21.4231=1.776 hhva kkkk 7、按实际载荷系数校正所算的分度圆直径、按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 d =d=73.22 1t 1 3 t k k mm79.75 6 . 1 776 . 1 3 计算模数mm z d mn6769 . 3 20 14cos79.75cos 1 1 （4）按齿根弯曲强度设计 m cos2 1 2 2 1 3 f sf d yy z ykt 确定公式内各计算数值 （1） 计算小齿轮传递的转矩213.49knm 1 t （2） 初选齿宽系数 d 按对称布置，由表查得1 d （3） 初选螺旋角 初定螺旋角14 （4） 载荷系数 k =11.041.21.351.6848 ffva kkkkk （5） 当量齿数 37.2112cos/20cos 33 11 zzv 34.7312cos/67cos 33 22 zzv 由课本表 10-5 查得齿形系数和应力修正系数 200 p fa y sa y 262 . 2 ,80 . 2 21 fafa yy743 . 1 ,55 . 1 21 sasa yy （6） 螺旋角系数 y 轴向重合度 59 . 1 tansin 1 zmb dn 812 . 0 1201 y （7） 计算大小齿轮的 f sf fy 查课本由图 10-20c 得齿轮弯曲疲劳强度极限 207 p afe mp500 1 afe mp380 2 查课本由图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数 206 p 16 k=0.90 k=0.93 s=1.4 1fn2fn = f 1a fefn mp s k 43.321 4 . 1 50090 . 0 11 = f 2a fffn mp s k 43.252 4 . 1 38093 . 0 22 计算大小齿轮的,并加以比较 f safaf y 0135 . 0 43.321 55 . 1 80 . 2 1 11 f safa fy 01562 . 0 43.252 743 . 1 262 . 2 2 22 f safa fy 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数 mmmmmn1008 . 1 61 . 1 201 01562 . 0 14cos812 . 0 101349 . 2 6848 . 1 2 2 25 3 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计 n 算的法面模数，按 gb/t1357-1987 圆整为标准模数,取 m =3mm 但为了同时满足接触 n 疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d =75.79来计算应有的齿数. 1 mm z =24.5 取 z =25 1 n m 14cos79.75 1 z =2.3825=59.5 取 z =60 22 初算主要尺寸 计算中心距 a=131.4 cos2 )( 21n mzz 14cos2 3)6025( mm 将中心距圆整为 132mm 修正螺旋角 =arccos 13 0 150037.15 1322 3)6025( arccos 2 )( 21 a mn 因值改变不多,故参数,等不必修正 k h z 分度圆直径 mm mz d n 29.77 14cos 325 cos 1 1 d = 2 mm mz d n 5 . 185 14cos 360 cos 2 2 计算齿轮宽度 mmdb d 29.7729.771 1 圆整后取 mmb75 1 mmb80 2 17 四、轴及轴承的设计四、轴及轴承的设计 a、从动轴的设计、从动轴的设计 1 总结以上的数据。 功率转矩转速齿轮分度 圆直径 压力角 2.74 kw686.31nm38.19r/min185.5mm20 2 求作用在齿轮上的力 f = t 2 3 2 d t n57.7355 10 5 . 185 31.6862 3 f = = f rt n o o n 65.2771 00.15cos 20tan 57.7355 cos tan fa= f tan=7355.570.267949=1970.92n t 圆周力 f ，径向力 f 及轴向力 fa的方向如图示: tr 3 初步确定轴的最小直径 先按课本 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,根据课本 取315 370 表p112 o a mm n p ad o 539.463 3 3 min 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同 d 时选取联轴器的型号 查课本,选取114 351 表p5 . 1 a k mntkt aca 465.1029686.315 . 1 3 4 联轴器的型号的选取 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件 ca t 查机械设计手册 选取 hl4 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 1250nm,半联轴器的孔径 mml mmlmmdmmd 84 .112.55,55 1 1 与轴配合的毂孔长度为 半联轴器半联轴器的长度故取 5. 轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案 18 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取- 的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径mmd62 半联轴器与l1 =84mm 为了保证轴端挡圈只压在mmd65轴配合的轮毂孔长度 半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 l1 略短一些,现取mml82 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,故选用单列角接触球轴 承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组 mmd62 标准精度级的单列角接触球轴承 7013c 型 7013ac 型的基本尺寸 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的,故mmmmmmbdd1810065 ;而 .mmdd65 mml18 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得 7013c 型轴承定位轴肩高度 ,mmdmmhdh71,3,07 . 0 因此取 取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿mmd70 轮的宽度为 75mm,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,故取毂 . 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高 3.5,取.轴环宽度mml72 mmd82 ,取 b=7mm. hb4 . 1 轴承端盖的总宽度为 20mm(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mml30 取.mml50 取齿轮距箱体内壁之距离 a=16,两圆柱齿轮间的距离 c=20.考虑到箱体的铸造mmmm 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=8,已知滚动轴承宽度mm t=18,mm 高速齿轮轮毂长 l=50,则mm mmmmastl45)316818()7275( mmmmlacsll86)81620850( 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. 传动轴总体设计结构图: 19 6、求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, 查机械设计手册表 e.2. 对于 7013c 型的角接触球轴承,a=20.1mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. mmmmmmll2185 .79 5 . 138 32 nf ll l f tnh 42.2682 218 5 . 79 57.7355 32 3 1 nf ll l f tnh 15.4673 218 5 . 138 57.7355 32 2 2 n ll df lf f a r nv 31.1849 2 32 3 1 nfff nvrnv 34.92231.184965.2771 12 mmnm h 53.383873 mmnlfm nvv 44.256129 5 . 13831.1849 211 mmnlfm nvv 03.73326 5 . 7934.922 322 mmnmmm vh 17.46147744.25612953.383873 222 1 2 1 mmnm01.390814 2 20 从动轴的载荷分析图: （轴上载荷示意图） 7、按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 进行轴校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。 根据 = ca w tm 2 3 2 1 )( mpa03.18 701 . 0 )6863106 . 0(17.461477 3 22 其中 =1（轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力） 21 前已选轴材料为 45 钢，调质处理。 查表 15-1 得=60mpa 1 此轴合理安全 ca 1 所以它是安全的5 . 176 . 6 22 s ss ss sca 8、精确校核轴的疲劳强度. 、判断危险截面 截面 a,b 只受扭矩作用。所以 a b 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,但是截面不受 扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面 c 上虽然应力最大,但是应力集中不大, 而且这里的直径最大,故 c 截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核. 由第 3 章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需校核截面 左右两侧需验证即可. 、截面左侧。 抗弯系数 w=0.1=0.1=34300 3 d 3 70 抗扭系数 =0.2=0.2=68600 t w 3 d 3 70 截面的右侧的弯矩 m 为 mmnmm 38.252506 5 . 79 36 5 . 79 1 截面上的扭矩为 = =686.31 3 t 3 tmn 截面上的弯曲应力 w m b mpa36 . 7 34300 38.252506 截面上的扭转应力 = t t w t3 mpa10 68600 686310 轴的材料为 45 钢。调质处理。 由课本表 15-1 查得： 362 p ab mp640 a mp275 1 a mpt155 1 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表 3-2 查取。 因 d r 027 . 0 70 0 . 2 d d 08. 1 65 70 经插入后得 0 . 2 31 . 1 又由附表 3-1 可得轴的材料的敏性系数为 82 . 0 q85 . 0 q 故有效应力集中系数按式（附表 3-4）为 k=1+=1.82 ) 1( q k =1+（-1）=1.26 q 由附图 3-2 的尺寸系数； 由附表 3-3 的扭转尺寸系数67 . 0 82 . 0 轴按磨削加工，由附表 3-4 得表面质量系数为 92 . 0 22 轴为经表面强化处理，即，则按式（3-12）及式（3-14b）得综合系数为： 1 q 8 . 21 92 . 0 1 67 . 0 82 . 1 11 1 k k 62 . 1 1 92 . 0 1 82 . 0 26 . 1 11 1 k k 碳钢的特性系数 取 0.12 . 01 . 0 取 0.051 . 005 . 0 计算安全系数值