机械毕业设计（论文）-单轨吊驱动减速器设计（全套图纸）

山东科技大学泰山科技学院毕业设计论文摘要矿用单轨吊车是一种新型的矿下运输系统，其因为运输平稳，对巷道的环境要求低，而受到广泛的欢迎。但由于目前我国生产单轨吊车的厂家不多，产品单一，运载能力不大，寿命短，严重影响了国产单轨吊车的应用推广。这次我们选择的单轨吊车的毕业设计，就是在参考国内外以往单轨吊车的设计思路的同时对其进行了结构优化和技术创新，力求解决运载能力不大，寿命短的问题，增加国产单轨吊车的市场竞争力。全套图纸，加153893706我们的单轨吊车的设计采用整体分开，相互协作，最后组合的团队设计方法。我在单轨吊车的设计中主要负责减速器的设计，我设计的减速器是三级圆柱斜齿轮减速器，通过查阅减速器的设计资料，我按照先整体设计再对各部分进行结构设计和强度、刚度、寿命的校核，满足结构和使用要求后进行总装图的绘制。通过老师的悉心指导和本人的勤奋设计，终于按时合格的完成自己的设计，为我们的单轨吊车的整体设计完成做出应有的贡献。关键词：单轨吊车；创新；减速器；校核 ABSTRACT The mineral product monorail is under one kind of new ore the transportation system, its, because transports steadily, requests lowly to tunnels environment, but receives widespread welcome. But because the present our country produces monorails factory not to be many, the product is unitary, the diode current capacity is not big, the life is short, serious influence domestic product monorails application promotion. This we choose monorails graduation project, was while refers to domestic and foreign former monorails design mentality to carry on the structure optimization and the technological innovation to it, made every effort to solve the diode current capacity not to be big, the life short question, increased the domestic product monorails market competitiveness Our monorails design uses the whole to separate, cooperates mutually, finally combines team design method. I in monorails design primary cognizance reduction gears design, I design the reduction gear is the third-level column helical gear reduction gear, through consults reduction gears design information, I according to the first overall design to carry on the structural design and the intensity, the rigidity, the life examination again to various part, after satisfying the structure and the operation requirements, carries on the final assembly drawing the plan. Through teachers tender guidance and myself diligent design, qualified complete own design finally on time, completes for ours monorails overall design makes the proper contribution.Keywords: Monorail; Innovation; Reduction gear; Examination目 录摘要I1绪论11.1减速器的国内外发展概况11.2本课题的研究内容21.2.1设计课题:21.2.2 设计要求21.3 研究本项目的和意义32. 传动装置总体设计32.1概述32.1.1. 传动装置的组成32.1.2. 传动装置的特点32.1.3. 确定传动方案32.2.电动机的选择42.3.确定传动装置的总传动比和分配传动比62.4.计算传动装置的运动和动力参数62.4.1电机传递到各个轴的功率62.4.2 各轴上的转速72.4.3各轴上的扭矩72.5.齿轮的设计82.5.1 第一级齿轮传动的设计计算82.5.2. 第二级齿轮传动的设计计算152.5.3. 第三级齿轮传动的设计计算212.6. 传动轴和滚动轴承的设计272.6.1 输入轴的强度校核272.6.2 中间传动轴的结构设计与强度校核362.6.3 中间传动轴的结构设计与强度校核462.6.4 输出轴的强度校核562.6.5 输出轴的刚度度校核642.6.6.键的选取662.6.7 联轴器设计673. 箱体的结构设计673.1 箱体的设计要求673.2 箱体附件的设计683. 3润滑密封设计714. 设计小结725. 参考文献:73致 谢74附录7568 1绪论1.1减速器的国内外发展概况一般的减速器有斜齿轮减速器(包括平行轴斜齿轮减速器、蜗轮减速器、锥齿轮减速器等等)、行星齿轮减速器、摆线针轮减速器、蜗轮蜗杆减速器、行星摩擦式机械无级变速机等等。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。国内使用的大型减速器（500kw以上），多从国外进口。60年代开始生产的少齿差传动、摆线针轮传动、谐波传动等减速器具有传动比大，体积小、机械效率高等优点。但受其传动的理论的限制，不能传递过大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。90年代初期，国内出现的三环（齿轮）减速器，是一种外平动齿轮传动的减速器，它可实现较大的传动比，传递载荷的能力也大。它的体积和重量都比定轴齿轮减速器轻，结构简单，效率亦高。由于该减速器的三轴平行结构，故使功率/体积比值仍小。且其输入轴与输出轴不在同一轴线上，这在使用上有许多不便。北京理工大学研制成功的内平动齿轮减速器不仅具有三环减速器的优点外，还有着大的功率/或体积比值，以及输入轴和输出轴在同一轴线上的优点，处于国内领先地位。1.2本课题的研究内容1.2.1设计课题:展开式圆柱斜齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,减速器小批量生产,使用期限3年(365天/年)每天工作8小时,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V三级圆柱斜齿轮减速器的设计内容主要有：(1)传动方案与传动比的选取与各级的分配 (2)电机的选择与计算 (3)传动齿轮的设计与校核 (4)传动轴的结构设计与强度刚度校核 (5)轴承的选取与校核 (6)箱体的结构设计1.2.2 设计要求 在满足使用要求的前提下，是制造成本最低，从以下几个方面综合考虑：(1) 简化每个零件的形状，使机器结构简单；(2) 合并零件的功能，减少零件的种类与数量；(3) 应用新结构、新工艺、新材料、产品的可靠性；(4) 分解部件，研究其装配、组装的最简单的结构；(5) 对相似零件进行分组；(6) 对相似产品按标准数序列进行产品系列化分析；(7) 实现产品零件的通用化和标准化；(8)减速器装配图一张(A0)，轴、齿轮，箱体零件图数张(A3)。设计说明书一份。1.3 研究本项目的和意义通过这次矿用单轨吊车设计中减速器部分的设计，对机械设计有了更深的了解。使我们所学的内容更好的应用到实践中，对我们以后的工作有很好的帮助。通过这次的毕业设计，我们对单轨吊车中减速器的结构和设计思路也有了比较全面地了解，锻炼了我们对大型设备设计能力和团队协作的良好品质。经过我们的共同努力，我们完成的矿用单轨吊车的毕业设计为我国的矿用单轨吊车的设计生产应用做出了一定贡献。2. 传动装置总体设计2.1概述2.1.1. 传动装置的组成 传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.1.2. 传动装置的特点 齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。2.1.3. 确定传动方案 考虑到电机转速高，传动功率大， 其传动方案如下： 图一:(传动装置总体设计图)初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。传动装置的总效率为第一对轴承的效率，为第二对轴承的效率，为第三对轴承的效率，为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.因是薄壁防护罩,采用闭式效率计算)。2.2.电动机的选择电机选择YB132M-4型号，满载转速n=1440 r/min,功率为7.5 KW，则驱动轮的转速由于驱动单轨吊车的最高速度为1.6 m/s,则驱动轮的直径 。电动机的外形及参数如下：中心高外型尺寸L（AC/2+AD）HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD132550375490216 1781236 8010 41方案电动机型号额定功率Pkw电动机转速参考价格（元）传动装置的传动比同步转速满载转速1491YB132M-4751500144010002.3.确定传动装置的总传动比和分配传动比由设计要求和使用要求来确定各项参数（1）总传动比：总传动比i=14.9（2）分配传动装置传动比分配传动比2.4.计算传动装置的运动和动力参数2.4.1电机传递到各个轴的功率一对齿轮传递的效率，一对滚动轴承，联轴器2.4.2 各轴上的转速2.4.3各轴上的扭矩运动和动力参数结果如下表轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴7.5048.7414401轴7.357.05848.74159.7114402轴7.0586.778159.71249.23422.043轴6.7786.509249.23643.22259.724轴6.5096.315643.22643.2296.642.5.齿轮的设计2.5.1 第一级齿轮传动的设计计算齿轮材料，热处理及精度选用斜齿圆柱齿轮传动 方案如下：小齿轮1材料用S34CrNiMo（调质） 材料品质MX，硬度为248HBS，大齿轮2材料ZG35CrMo（调质）材料品质ME,硬度为179-241HBS,二者硬度之差为35HBS。初选螺旋角，初选小齿轮的齿数17，大齿轮的齿数取58按GB/T100951998，选择7级精度，齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸（1）按齿面接触强度设计1）确定各参数的值:试选查机械设计课本第八版（以下课本都指该课本）图10-30 选取区域系数 并由课本图10-26 则由课本公式10-13计算应力值环数6014401(33658）=7.568610h2.221810h (为齿数比,即)查课本10-19图得：KHN1=1.11 KHN2=1.07齿轮的疲劳强度极限查课本由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得: 许用接触应力 查课本由表10-6得：材料的弹性影响系数=188.9MP 由表10-7得: =95.510=4.874Nmm2）设计计算小齿轮的分度圆直径=计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽b b=计算摸数 初选螺旋角=24=计算齿宽与高之比齿高h=2.25=2.252.18=4.9计算纵向重合度计算载荷系数K使用系数=1根据V=3.2325m/s，齿轮精度为7级精度，查机械设计手册第二版（机械工业出版社）第四卷35.2-12式动载系数 查手册表35.2-28得K的计算公式:小齿轮为悬臂支承，精度等级7K= =1.17+0.181+6.7()+0.471024.695=1.727查课本由图10-13得: K=1.15查课本由表10-3 得:=1.1故载荷系数: KK K K K =11.181.11.727=2. 23按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=40.5=47.3计算模数4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式一、 确定公式内各计算数值1、 小齿轮传递的转矩48.74Nm 确定齿数z因为是软齿面，故取2、计算当量齿数zz/cos17/ cos2417.52 zz/cos58/ cos2459.773、 初选齿宽系数 按悬臂布置，由表查得0.554、 初选螺旋角 初定螺旋角 245、 载荷系数K6、 查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本由表10-5得:齿形系数Y2.97 Y2.28 应力校正系数Y1.52 Y1.737、 计算大小齿轮的 查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮 大齿轮查课本由表图10-18得弯曲疲劳寿命系数:K=0.95 K=0.98 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4= 大齿轮的数值大.选用.二、 设计计算 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2.5mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=47.3来计算应有的齿数.于是由:z=17.3 取z=17那么z=3.417=58 几何尺寸计算计算中心距 a=102.62将中心距圆整为103按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=46.7d=159.3计算齿轮宽度B=取 2.5.2. 第二级齿轮传动的设计计算 材料：第二级小齿轮选用S34CrNi3Mo钢(调质),品质等级ML，齿面硬度为小齿轮248HBS 取小齿齿数=32；大齿轮选用ZG310570(正火),品质等级MQ，齿面硬度为163197HBS，z=1.62532=52。齿轮精度:按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。 （1）按齿面接触强度设计1） 确定公式内的各计算数值试选=1.5查课本由图10-30 选取区域系数 Z=2.32 试选,并由课本图10-26查得=0.758 =0.765 =0.758+0.765=1.523由课本公式10-13计算应力值环数，应力循环次数：N=60njL=604221(38365)=2.21810 N=1.36510查课本 10-19图得接触疲劳寿命系数K=1.075 K= 1.09查课本由图10-21d与图10-21c按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力=1.09298=324.82432.5查课本由表10-6得查材料的弹性影响系数Z=188.9MP由表10-7得选取齿宽系数 T=95.510=95.5107.058/422=1.5971N.mm =81.92） 计算圆周速度 1.8093） 计算齿宽b=d=0.9584.18=77.814） 计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25m=2.252.34 =5.27 =77.81/5.27=14.815）计算纵向重合度6）计算载荷系数K使用系数K=1 。查机械设计手册35.2-12式 查手册表35.2-28得K的计算公式:小齿轮为非对称支承，精度等级7K=1.17+0.181+0.6()+0.4710b =1.17+0.181+0.6(79.97/84.18)+ 0.471079.97=1.485查表选取各数值 K=1.35 K=K=1.1故载荷系数K=11.131.11.485=1.8467） 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=81.9计算模数(2）. 按齿根弯曲强度设计1) 确定公式内各参数 计算小齿轮传递的转矩159.72Nm 确定齿数z因为是软齿面，故取传动比误差uz/ z52/321.625i0.0325，允许 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得0.95初选螺旋角 初定螺旋角24载荷系数K 当量齿数 查取齿形系数和应力校正系数查课本由表10-5得: 计算大小齿轮的 Y10.80查课本由和图10-20c得到弯曲疲劳强度极限 查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数K=0.95 K=0.98 S=1.4= 计算大小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.A. 计算模数对比计算结果，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算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2.5mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=87.77mm来计算应有的齿数.z=32.07 取z=32 z=1.62532=52 初算主要尺寸计算中心距 a=114.9将中心距圆整为115 修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正 分度圆直径 d=87.6d=142.4 计算齿轮宽度取 2.5.3. 第三级齿轮传动的设计计算材料：第三级小齿轮选用35CrMn钢（调质），齿面硬度为小齿轮207269HBS，品质等级ML,取小齿齿数=16；大齿轮选用ZG310（正火），齿面硬度163197HBS,品质等级ME, z=2.6875=43 齿轮精度：按GB/T100951998，选择8级，齿根喷丸强化。(1) 按齿面接触强度设计1) 确定公式内的各计算数值试选K=1.6 查课本由图10-30选取区域系数Z=2.32试选,查机械设计手册图23.2-10=0.66,查图23.2-11 =1.25 =0.66+1.25=1.91应力循环次数N=60njL=60259.71(38365)=1.3610 N=0.50810由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数K=1.1 K= 1.13 查课本由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,大齿轮的接触疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1.05,则接触疲劳许用应力= =1.13445=502.85520.7查课本由表10-6查材料的弹性影响系数Z=188.9MPa选取齿宽系数.2 T=95.510=95.5106.778/259.7=2.4925=2.4925N.mm =69.672) 计算圆周速度 0.9473) 计算齿宽b=d=1.269.67=83.64) 计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25m=2.253.98 =8.96 =83.6/8.96=7.785) 计算纵向重合度6) 计算载荷系数K使用系数K=1 查机械设计手册35.2-12式=1+()=1.03查手册表35.2-28得K的计算公式:小齿轮为对称支承，精度等级7K=1.17+0.18()+0.4710b =1.17+0.18(83.6/69.67)+ 0.471083.6=1.468查表选取各数值 K=1.35 K=K=1.1故载荷系数K=11.031.11.468=1.667) 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=69.678) 计算模数(2) 按齿根弯曲强度设计1) 确定公式内各计算数值 计算小齿轮传递的转矩249.25Nm 确定齿数z取16， 2.68751643 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1.2初选螺旋角 初定螺旋角24载荷系数KK=11.031.11.3581.54当量齿数 /cos16/ cos2421.0 /cos43/ cos2456.4由课本表10-5查得齿形系数和应力修正系数 计算大小齿轮的 查课本由图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限 查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数K=0.98 K=0.95 S=1.4= 计算大小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.计算模数对比计算结果，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算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=4mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=70.5来计算应有的齿数.z=16.01 取z=16z=2.687516=43 初算主要尺寸计算中心距 a=129.2将中心距圆整为129 修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正 分度圆直径 d=69.97d=188 计算齿轮宽度取 2.6. 传动轴和滚动轴承的设计2.6.1 输入轴的强度校核已求出输入轴的功率，转速扭矩(1) 求作用在齿轮上的力 齿轮轴上的圆周力因已求得小齿轮的分度圆的直径为而齿轮上的圆周力齿轮轴上的径向力齿轮轴上的轴向力 受力图如图2-1所示(2) 初步确定轴的最小直径先按机械设计第八版课本公式15-2初步估算轴的最小直径。初选轴的材料为35号钢，调质处理。根据下表查取值 表2-1 轴常用几种材料的及值轴的材料Q235-AQ275 35(1Cr18Ni9Ti)4540Cr 35SiMn 38SiMnMo 3Cr13152520352535355514912613511212610311297取0，于是得输入轴的最小直径显然是安装齿轮的直径，小齿轮与轴靠普通单键连接，所以轴的直径应增大7%-10%，所以轴的最小直径应为为了使所选的轴的直径与齿轮孔径相适应取轴的最小直径为24mm。(3) 轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案，现选用图2-1所示的装配方案。图2-1 输入轴上的零件布置2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度。 为了满足小齿轮的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径=40mm,为了装配需要，取 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，故选用单列圆锥滚子轴承。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、标准精度级的单列圆锥滚子轴承32011X2，尺寸为右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得32011X2的定位轴间高度因此，取。 安装右侧轴承的轴段长，联轴器与轴的左端采用内孔平键连接，内孔直径为36.7mm长85mm。 确定轴上的圆角和倒角尺寸取轴端倒角为各轴肩处的圆角半径见图2-1(4) 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取 a值。对于32011X2型的圆锥滚子轴承，查得a=22.5。因此，作为简支梁的支承跨度为37.5mm。根据轴的计算图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的弯矩图和扭矩图确定危险界面。计算过程如下：计算支承反力，画出水平面、垂直面受力图、弯矩图。如图2-2水平面：（方向向外）（方向向里）垂直面：，（方向向下） （方向向上） 图2-2(5) 轴承的校核根据已知轴径和工作条件，已初选轴承的型号32011X2，由机械设计手册第四版查得 Cr=63800N, e=0.31 Y=1.91) 计算两轴承的内部轴向力及轴向载荷两轴承受力 因为所以2)计算两轴的当量载荷轴承：故由表查得工作中有轻微冲击，故，=1.1N轴承：,由表查得：工作中有轻微冲击，故3) 计算轴承寿命因为，按计算满足要求。(6) 按弯扭合成应力校核轴的强度。校核轴上承受的最大弯拒与扭矩的截面，轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应变力 ，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为35钢，调质处理，由表查得，因此，故安全。(7) 精确计算轴的疲劳强度 1）判断危险截面截面：有圆角与配合引起的应力集中，又由键槽引起的应力集中并由于轴径最小故截面为一危险截面。截面受到的弯矩最大及轴承装配过程中引起的应力集中故截面为另一危险截面。 2）校核危险截面 校核截面I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 截面上的扭矩切应力 轴材料为35调质处理，由表知；截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 按表查得：经插值法可查得 由表查尺寸系数 轴按磨削加工，表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即：碳钢的特性系数 故截面可知安全 校核截面截面的抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧受到的弯矩 扭矩 截面上的弯曲应力 扭转应力截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按表查得由插值法得由表查得尺寸系数 轴按磨削加工，表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即碳钢特征系数 故可知截面安全2.6.2 中间传动轴的结构设计与强度校核已求出轴上的功率、转速、扭矩(1) 求作用在齿轮上的力因已求得轴上大齿轮的分度圆上直径为而 小齿轮上的分度圆上的直径为而 大齿轮圆周力，径向力，轴向力；小齿轮圆周力，径向力，轴向力，方向如图所示。(2) 初步确定周的最小直径 先按机械设计第八版370页公式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为20钢，正火加回火处理。根据表2-1，取，于是得 取 中间轴的最小直径显然是安装轴承处的直径。为了使所选轴的直径与轴承的孔径相适应，故需同时选取轴承的型号。(3) 轴的结构设计1) 拟定轴上的零件的装配方案本题的装配方案经分析比较，先选用图2-3的装配方案。 图2-32) 根据轴向定位要求与装配尺寸确定周的各段直径和长度 为了满足轴承的轴向定位要求，1-1轴段右侧需指出一轴肩。故2-3段的直径=42mm,轴承与轴采用过盈配合。 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=35mm,由轴承产品目录中初选0基本游隙组、标准精度的单列圆锥滚子轴承32207，其尺寸为 故，而。取安装齿轮处的直径处的轴段2-3的直径，大齿轮的左端与左轴承之间采用轴套定位。3)轴上零件的周向定位轴承与轴的周向定位均采用过渡配合来保证。此处选轴的直径尺寸公差为K6。齿轮与轴的周向定位均采用花键连接。4)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图2-3(4) 求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图2-3）。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于32207型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=17.35mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图2-4）水平面：（方向向里）（方向向外）垂直面：，（方向向下） （方向向上） 图2-4(5) 轴承的校核根据已知轴径和工作条件，已初选轴承的型号32207，由机械设计手册第四版查得 Cr=70.5N, e=0.37 Y=1.61) 计算两轴承的内部轴向力 轴承的受力,附加轴向力 因为所以2) 计算两轴的当量载荷轴承：故由表查得工作中有轻微冲击，故，=1.1轴承：,由表查得：工作中有轻微冲击，故3) 计算轴承寿命因为，按计算满足要求。(6) 按弯扭合成应力校核轴的强度。校核轴上承受的最大弯拒与扭矩的截面，轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应变力 ，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为20钢，正火加回火处理，由表查得，因此，故安全。(7) 精确计算轴的疲劳强度1） 判断危险截面截面处有花键和装配应力集中，所受弯矩最大，所以截面为一危险截面。截面处有圆角和装配应力，又轴径最小，故截面为另一危险截面。（2）校核危险截面 校核截面I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 由表查得20钢的主要力学性能：因20钢为低碳钢，所以 为扭转时的平均应力折合为应力幅的等效系数花键处的有效应力集中系数查表得轴采用车削加工，则查表得加工表面状态系数 由轴的材料和轴径的大小查得绝对尺寸影响系数则由公式 轴上配合零件边缘的综合影响系数齿轮与轴采用间隙配合，由表按插值法查得 分别取最大值则 则由公式 得 =结论： 轴的强度满足要求。 校核截面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 由表查得20钢的主要力学性能：因20钢为低碳钢，所以 为扭转时的平均应力折合为应力幅的等效系数花键处的有效应力集中系数查表得轴采用车削加工，则查表得加工表面状态系数 由轴的材料和轴径的大小查得绝对尺寸影响系数则由公式 轴上配合零件边缘的综合影响系数齿轮与轴采用间隙配合，由表按插值法查得 分别取最大值则 则由公式 得 =结论： 轴的强度满足要求。2.6.3 中间传动轴的结构设计与强度校核已求出轴上的功率、转速、扭矩(1) 求作用在齿轮上的力因已求得轴上大齿轮的分度圆上直径为而 小齿轮上的分度圆上的直径为而 大齿轮圆周力，径向力，轴向力；小齿轮圆周力，径向力，轴向力，方向如图所示。(2) 初步确定周的最小直径 先按机械设计第八版370页公式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，正火加回火处理。根据表2-1，取，于是得 小齿轮与轴靠两个双圆头平键连接，所以轴径应增加10%-15%，取15%，则轴的最小直径为 中间轴的最小直径显然是安装轴承处的直径。因为轴的长度很长，若采用一对圆锥滚子滚子轴承则跨度太大，所以增加一个双列圆锥滚子轴承，以保证径向载荷分布均匀，选择双连轴承型号352208X2。(3) 轴的结构设计1) 拟定轴上的零件的装配方案整个轴上配合的零件有两齿轮和三个轴承，因此若将该轴结构设计为一阶梯轴则加工过于复杂并造成应力集中而难以满足其强度要求，而光轴的加工容易，应力集中源少，所以设计该轴为光轴。现选用图2-5 的装配方案。2) 根据轴向定位要求与装配尺寸确定周的各段直径和长度 为了满足轴上零件的轴向定位要求，设计均采用轴套来保证。 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并为了使所选轴的直径与轴承的孔径相适应，故需同时选取轴承的型号。由轴承产品目录中初选0基本游隙组、标准精度的单列圆锥滚子轴承33208。，其尺寸为 ，该轴为光轴故轴的直径均为40 mm。 3)轴上零件的轴向定位轴承与轴的轴向定位均采用过渡配合来保证。此处选轴的直径尺寸公差为K6。齿轮与轴的周向定位均采用花键连接。4)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为。(4) 求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图2-5）。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于33208型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=20.8 mm。双列圆锥滚子轴承简化支点为双列圆锥滚子轴承的形心。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图2-6） 图2-6因增加了一双列圆锥滚子轴承，故此轴简化为一超静定梁，需增加一个变形关系方程来求解轴上受力。因轴在双列圆锥滚子轴承处挠度为零可找出此处的挠度关系水平面：（方向向里）（方向向外）垂直面：列梁在双列圆锥滚子轴承的挠度方程 由 得 ，（方向向下） （方向向上）(5) 轴承的校核根据已知轴径和工作条件，已初选轴承的型号33208，由机械设计手册第四版查得 Cr=105N, e=0.36 Y=1.71) 计算两轴承的内部轴向力 两轴承受力附加轴向力因为所以2) 计算两轴的当量载荷轴承：故由表查得工作中有轻微冲击，故，=1.1N轴承：,由表查得：工作中有轻微冲击，故3) 计算轴承寿命因为，按计算满足要求。(6) 按弯扭合成应力校核轴的强度。校核轴上承受的最大弯拒与扭矩的截面，轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应变力 ，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为20钢，正火加回火处理，由表查得，因此，故安全。(7) 精确计算轴的疲劳强度1） 判断危险截面截面处有平键和装配应力集中，并所受弯矩最大，所以截面为一危险截面。2）校核危险截面I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 由表查得45钢的主要力学性能：因20钢为低碳钢，所以 为扭转时的平均应力折合为应力幅的等效系数花键处的有效应力集中系数查表得轴采用车削加工，则查表得加工表面状态系数 由轴的材料和轴径的大小查得绝对尺寸影响系数则由公式 轴上配合零件边缘的综合影响系数齿轮与轴采用间隙配合，由表按插值法查得 分别取最大值则 则由公式 得 =结论： 轴的强度满足要求。2.6.4 输出轴的强度校核已经求出输入轴的功率KW，转速扭矩(1) 求作用在齿轮上的力齿轮轴上的圆周力因已求得齿轮的分度圆的直径为而齿轮上的圆周力齿轮轴上的径向力齿轮轴上的轴向力 受力图如图2-1所示(2) 初步确定轴的最小直径初选轴的材料为45号钢，调质处理。输出轴的最小直径显然是连接联轴器的直径，联轴器与轴靠圆头平键连接，根据选取的联轴器的尺寸数据，取轴的最小直径为。(3) 轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案，现选用图2-7所示的装配方案。 图2-72）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度。 为了满足齿轮的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径=85mm,为了轴承装配需要