机械设计课程设计-二级斜齿轮减速器设计.docx

机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书学 院： 专 业： 班 级： 学 号： 姓 名： 指导教师： 年 月 日目录第1章 机械设计课程设计任务书21.1 设计题目21.2 已知条件21.3 技术条件21.4 设计要求2第2章 传动方案设计32.1 传动方案说明32.2 该方案的特点分析32.3 传动装置总体设计3第3章 V带传动设计63.1 V带传动设计6第4章 齿轮传动设计94.1 高速级齿轮设计94.2 高速级齿轮校核144.3 低速级齿轮设计184.4 低速级齿轮校核24第5章 轴的结构设计275.1 高速轴的设计275.2 中间轴的设计355.3 低速轴的设计44第6章 轴承设计及校核526.1 高速轴轴承设计及校核526.2 中间轴轴承设计及校核536.3 低速轴轴承设计及校核55第7章 键与联轴器的校核587.1 键的校核587.2 联轴器校核60第8章 减速器的润滑与密封618.1 润滑方式选择618.2 密封方式选择61第9章 箱体及主要附件尺寸629.1 箱体尺寸629.2 起吊装置639.3 窥视孔、窥视盖639.4 放油孔和螺塞（M20）639.5 通气螺塞（M20）639.6 油标尺63第10章 机械设计课程设计总结64参考文献66附录（MATLAB计算程序）67第1章 机械设计课程设计任务书1.1 设计题目设计带式运输机传动装置，传动示意图如下：1-电动机 2-输送带 3-卷筒 4-联轴器 5-减速器 6-v带传动图1.1 传动示意图1.2 已知条件1）鼓轮直径 D =450mm2）鼓轮上的圆周力 F =4.4kN3）运输带速度 V =0.8m / s1.3 技术条件1）传动装置的使用寿命预定为15年，两班制；2）工作机的载荷性质轻微冲击，起动过载不大于5%，单向回转；3）电动机的电源为三相交流电，电压为380 /220 伏；4）允许鼓轮的速度误差为5%；5）工作环境：室内；1.4 设计要求1）减速器装配图一张；2）零件图2张（输入轴，中间轴的大齿轮）；3）设计说明书一份，按指导书的要求书写。第2章 传动方案设计2.1 传动方案说明1）已给传动方案1）原动机为三相交流异步电动机。2）外传动机构为V带传动。3）减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级与低速级均采用斜齿圆柱齿轮。4）减速器输出轴通过联轴器与卷筒转轴相连。4）方案简图如图1.1所示。2）传动方案细化1）电机选择Y系列三相交流异步电动机，电压380V。2）带传动中，为方便维护带的根数不大于5根。3）齿轮传动中，小齿轮材料为40Cr（调制），齿面硬度为260280HBS，大齿轮材料为45钢（调制），齿面硬度为220240HBS；取高速级传动比是低速级传动比的1.11.5倍，齿轮齿数不小于20。2.2 该方案的特点分析该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能发挥其传动平稳，缓冲吸振和过载保护的特点。并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分采用的是二级展开式圆柱齿轮减速器。二级闭式齿轮传动，能适应在繁重及恶劣的条件下长期工作，且使用维护方便。该种减速器结构简单，但齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离扭矩输入端的一边，这样轴在转矩作用下产生的扭转变形将能减缓轴在弯矩作用下产生弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还具有结构简单、尺寸紧凑、成本低，传动效率高的特点。2.3 传动装置总体设计1.电机型号的选择计算说明计算过程计算结果1）选择电机容量已知鼓轮上圆周力：已知运输带速度：运输机工作功率为：查表可知：V带传动效率：闭式齿轮传动效率（两级）：滚子轴承传动效率(四对)：联轴器效率： 卷筒效率：总效率为：所需电动机功率为：因载荷较为平稳,电动机额定功率略大于即可,查表,选用电动机额定功率为。2）选择电动机转速卷筒转速：V带传动传动比范围为：二级圆柱齿轮减速器为：则总传动比范围是：故电动机转速可选范围：符合这一范围的同步转速有，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和总的传动比,最终选择电动机型号为Y132S-4，技术数据:表2.1 Y132S-4型电机主要参数电动机型号额定功率满载转速轴直径轴长度中心高Y132S-4满载转速，额定转矩/最大转矩,重要外形尺寸:中心距地高,电机轴直径，具体参数如表2.1所示。图2.1 Y132S-4型电机外观尺寸简图2.各级传动比的初选计算说明计算过程计算结果总的传动比为：初选V带传动比为：3根据，取：高速级初选传动比为：则低速级初选传动比为：第3章 V带传动设计3.1 V带传动设计计算说明计算过程计算结果1）确定计算功率由机械设计表8-8查得工作情况系数：计算功率：2）选择带型根据、查机械设计图8-11选A型V带。；选择带型为A型3）确定带轮的基准直径并验算带速由表8-7和表8-9初选小带轮的基准直径：且满足：电机中心高符合要求验算带速v，按式：由：可知带速合适计算大带轮的基准直径：根据表8-9,取标准数：V带实际传动比为：4）定中心距和带长Ld根据公式（8-20）初定中心距：带的计算基准长度：由表8-2取带的基准长度：计算中心距:从而确定中心距调整范围：5）验算小带轮包角小带轮包角：6）确定V带根数Z由小带轮转速、以及查表得出：；由转速、传动比、带型A，查表得出、：；单根V带额定功率：计算V带根数Z： 取Z=5根查表知，A型带：7）计算压轴力单根V带初拉力：计算对轴的压力：8）确定带轮的重要结构尺寸小带轮基准直径，采用实心式结构。大带轮基准直径，采用腹板式结构。由A型带，根数Z=5，查表8-11，可计算大带轮轴向厚度：取，同时取轮毂长度L=60mm。第4章 齿轮传动设计4.1 高速级齿轮设计计算说明计算过程计算结果1）齿轮参数选择两级圆柱齿轮减速器总传动比：取高速级齿轮传动比为：高速轴转速：高速轴齿轮输入功率：因运输机为一般工作机器，传递功率不大，转速不高，故齿轮选用7级精度。大齿轮齿面材料为45钢调制，硬度为220240HBS（计算用230HBS），小齿轮齿面材料为40Cr调制，硬度为260280HBS（计算用270HBS），均为软齿面。软齿面闭式传动，失效形式主要为疲劳点蚀。初取=20，则，初选螺旋角，压力角选择，。2）按齿面接触强度设计即根据：计算，上式中：首先试选：小齿轮传递的转矩：由机械设计图10-20选取区域系数：=2.43由表10-5选取弹性影响系数：=189.8由非对称布置，由表10-7取齿宽系数：标准齿轮端面压力角为： 小齿轮齿顶圆压力角：大齿轮齿顶圆压力角：端面重合度：轴面重合度：重合度系数为：螺旋角系数：查图10-25d知：；小齿轮应力循环次数为（一年以220天计）：大齿轮应力循环次数为：查图10-23得接触疲劳寿命系数：；取失效概率为1%，安全系数为：由此得出：取两者中较小值作为齿轮副许用应力： 试算小齿轮分度圆直径：高速级小齿轮的圆周速度：齿宽为：查表10-2得使用系数：根据、7级精度查图10-8得：齿轮圆周力： 由：查表10-3得齿间载荷分配系数为：由表10-4利用插值法得：由以上条件可得实际载荷系数为：根据实际载荷系数计算出分度圆直径：齿轮模数：3）按齿根弯曲疲劳强度设计按照：试算齿轮模数首先试选载荷系数：基圆螺旋角为：当量齿轮重合度为：弯曲疲劳强度重合度系数为：弯曲疲劳强度螺旋角系数：由当量齿数：；查图10-17，得齿形系数：；查图10-18，得修正系数：；查图10-24c得：；查图10-22得弯曲疲劳寿命系数：；取弯曲疲劳安全系数：S=1.4计算许用弯曲应力：；取其中较大者，使：试算齿轮模数：齿轮直径：小齿轮圆周速度：齿宽：齿高为：宽高比：根据圆周速度及齿轮精度查图10-8得：由：查表10-3得齿间载荷分配系数：由表10-4利用插值法得：结合宽高比查图10-13得：由以上条件计算实际载荷系数为：根据实际载荷系数求得齿轮模数为：4）对比计算结果确定齿轮参数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模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中向大圆整取；为同时满足接触疲劳强度，虚按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算小齿轮齿数。即：取：则：取：（与互质）计算中心距：圆整为圆整后修正螺旋角为：计算大、小齿轮分度圆直径：计算齿顶圆直径：计算齿轮宽度：取：表4.1 高速级齿轮设计参数参数模数(mn)螺旋角()中心距()齿数(z)分度圆直径(d)齿顶圆直径(da)齿宽(b)小齿轮2.5mm13.291140mm2153.945mm58.945 mm60mm大齿轮88226.06mm231.06mm54mm高速级齿轮设计参数如下表所示：4.2 高速级齿轮校核计算说明计算过程计算结果1）按照接触疲劳强度校核圆整中心距后螺旋角变为：=13.291齿数变为：；相应的以下值发生变化：标准齿轮端面压力角为： 小齿轮齿顶圆压力角：大齿轮齿顶圆压力角：端面重合度：轴面重合度：重合度系数为：螺旋角系数：同时区域系数变为：=2.44弹性影响系数不变：=189.8此时小齿轮圆周速度：齿宽：根据圆周速度查表得动载系数：齿轮圆周力： 由：查表10-3得齿间载荷分配系数为：由表10-4利用插值法得：其余参数不发生变化。由以上条件可得此时实际载荷系数为：齿数比：=4.191得出齿轮副工作接触应力：因为有大齿轮许用接触应力：不满足齿面接触应力条件考虑增大致：有齿轮宽度：取：；调整后轴面重合度为：重合度系数为：由表10-4利用插值法得：可得此时实际载荷系数为：得出齿轮副工作接触应力：因为：故：满足齿面接触疲劳强度条件2）按照弯曲疲劳强度校核此时齿轮参数如下：基圆螺旋角为：当量齿轮重合度为：弯曲疲劳强度重合度系数为：弯曲疲劳强度螺旋角系数：由当量齿数：；查图10-17，得齿形系数：；查图10-18，得修正系数：；齿宽：齿高为：宽高比：根据圆周速度及齿轮精度查图10-8得：由：查表10-3得齿间载荷分配系数：由表10-4利用插值法得：结合宽高比查图10-13得：由以上条件计算实际载荷系数为：得工作中实际弯曲应力为：因为：满足弯曲疲劳强度条件3）校核后齿轮参数表4.2 高速级齿轮最终参数参数模数(mn)螺旋角()中心距()齿数(z)分度圆直径(d)齿顶圆直径(da)齿宽(b)小齿轮2.5mm13.291140mm2153.945mm58.945 mm65mm大齿轮88226.06mm231.06mm60mm高速级齿轮最终参数如表4.2所示：4.3 低速级齿轮设计计算说明计算过程计算结果1）齿轮参数选择两级圆柱齿轮减速器总传动比：低速级齿轮传动比为：中间轴转速：中间轴齿轮输入功率：初取=24，则，初选螺旋角，压力角选择，。2）按齿面接触强度设计同理根据：计算，上式中：首先试选：小齿轮传递的转矩：由机械设计图10-20选取区域系数：=2.43由表10-5选取弹性影响系数：=189.8取齿宽系数：标准齿轮端面压力角为： 小齿轮齿顶圆压力角：大齿轮齿顶圆压力角：端面重合度：轴面重合度：重合度系数为：螺旋角系数：查图10-25d知：；小齿轮应力循环次数为（一年以220天计）：大齿轮应力循环次数为：查图10-23得接触疲劳寿命系数：；取失效概率为1%，安全系数为：由此得出：取两者中较小值作为齿轮副许用应力： 试算小齿轮分度圆直径：低速级小齿轮的圆周速度：齿宽为：查表10-2得使用系数：根据、7级精度查图10-8得：齿轮圆周力： 由：查表10-3得齿间载荷分配系数为：由表10-4利用插值法得：由以上条件可得实际载荷系数为：根据实际载荷系数计算出分度圆直径：齿轮模数：3）按齿根弯曲疲劳强度设计按照：试算齿轮模数首先试选载荷系数：基圆螺旋角为：当量齿轮重合度为：弯曲疲劳强度重合度系数为：弯曲疲劳强度螺旋角系数：由当量齿数：；查图10-17，得齿形系数：；查图10-18，得修正系数：；查图10-24c得：；查图10-22得弯曲疲劳寿命系数：；取弯曲疲劳安全系数：S=1.4计算许用弯曲应力：；取其中较大者，使：试算齿轮模数：齿轮直径：小齿轮圆周速度：齿宽：齿高为：宽高比：根据圆周速度及齿轮精度查图10-8得：由：查表10-3得齿间载荷分配系数：由表10-4利用插值法得：结合宽高比查图10-13得：由以上条件计算实际载荷系数为：根据实际载荷系数求得齿轮模数为：4）对比计算结果确定齿轮参数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模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中向大圆整取；为同时满足接触疲劳强度，虚按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算小齿轮齿数。即：取：则：取：（与互质）计算传动比误差：满足设计要求计算中心距：圆整为圆整后修正螺旋角为：计算大、小齿轮分度圆直径：计算齿顶圆直径：计算齿轮宽度：取：表4.3 低速级齿轮设计参数参数模数(mn)螺旋角()中心距()齿数(z)分度圆直径(d)齿顶圆直径(da)齿宽(b)小齿轮3.0mm11.646170mm2679.640mm85.640 mm85mm大齿轮85260.360mm266.360mm80mm低速级齿轮设计参数如下表所示：4.4 低速级齿轮校核计算说明计算过程计算结果1）按照接触疲劳强度校核圆整中心距后螺旋角变为：=11.646齿数变为：；相应的以下值发生变化：端面压力角为： 小齿轮齿顶圆压力角：大齿轮齿顶圆压力角：端面重合度：轴面重合度：重合度系数为：螺旋角系数：同时区域系数变为：=2.46弹性影响系数不变：=189.8此时小齿轮圆周速度：齿宽：根据圆周速度查表得动载系数：齿轮圆周力： 由：查表10-3得齿间载荷分配系数为：由表10-4利用插值法得：其余参数不发生变化。由以上条件可得此时实际载荷系数为：齿数比：=3.270得出齿轮副工作接触应力：因为有大齿轮许用接触应力：故：满足齿面接触应力要求2）按照弯曲疲劳强度校核此时齿轮参数如下：基圆螺旋角为：当量齿轮重合度为：弯曲疲劳强度重合度系数为：弯曲疲劳强度螺旋角系数：由当量齿数：；查图10-17，得齿形系数：；查图10-18，得修正系数：；齿宽：齿高为：宽高比：根据圆周速度及齿轮精度查图10-8得：由：查表10-3得齿间载荷分配系数：由表10-4利用插值法得：结合宽高比查图10-13得：由以上条件计算实际载荷系数为：得工作中实际弯曲应力为：因为：满足弯曲疲劳强度条件3）校核后齿轮参数表4.4 低速级齿轮最终设计参数参数模数(mn)螺旋角()中心距()齿数(z)分度圆直径(d)齿顶圆直径(da)齿宽(b)小齿轮3.0mm11.646170mm2679.640mm85.640 mm85mm大齿轮85260.360mm266.360mm80mm低速级齿轮最终参数如表4.4所示：第5章 轴的结构设计5.1 高速轴的设计计算说明计算过程计算结果1）高速轴上的功率、转速、转矩高速轴功率为：高速轴转速为：高速轴转矩为：2)求作用在齿轮上的力高速级小齿轮分度圆直径为：圆周力：径向力：轴向力：3）初步确定轴的最小直径由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要材料选择40Cr,调质处理，根据表15-3，取。于是最小直径：高速轴最小直径处与大带轮相配合，因为有键槽，应大于计算值至少5%，又有压轴力影响，最小直径取：。4）轴的结构设计拟定装配方案根据前面所述传动方案，装配方案如图5.1所示：根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a）为了满足带轮的定位要求，-轴段右端需要制出一轴肩，故取，左端用挡圈定位，根据轴径取挡圈直径。带轮轮毂长度L=60mm，为保证挡圈不压在轴端面上，故-段的长度应比轮毂略短，取。b）初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力与轴向力作用，为使结构紧凑选择单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，从轴承产品目录中初步选择0基本游隙组、标准精度的单列圆锥滚子轴承30207，其尺寸为，故，而，轴承外侧通过轴承盖固定，内侧用挡油盘固定，挡油盘内侧通过轴肩固定，于是取。c）装齿轮处轴颈为，查表得键槽深度，此时键槽顶部距离齿根圆距离为，故高速轴做成齿轮轴，齿宽为。d）轴承右端盖总宽度为40mm，左侧宽度为20mm（根据减速器及端盖结构设定）。左侧端盖的最右端与轴肩平齐，留出润滑间隙取。e）取齿轮与箱体内壁之间距离为，相应的齿轮右侧轴肩宽度为，取中间轴两齿轮间距离为11mm，综合低速级小齿轮宽度以及该齿轮与箱体内壁的间距，取。至此，已初步确定了轴的各段长度和直径。轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位采用平键连接。按查表得平键截面，键长为，键槽用铣刀加工，长为57mm，带轮与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位通过过盈配合来保证，此处轴的尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角参考表15-2，轴端倒角为C1.6，各轴肩圆角如图5.1所示。图5.1 高速轴结构及装配方案5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图5.1）做出轴的计算简图（图5.2）。在确定轴承的支点位置时，查表知。因此简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图5.2）。从轴的结构以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的C处的MH、M V及M的值列于表5.1。6）按照弯矩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。根据式： 轴单向回转受脉动循环变应力：图5.2 高速轴的计算简图表5.1 高速轴受力情况表载荷水平面H垂直面V支反力FFp=1172N，FNH1=1663N,Fr=1184N，FNH2=1675NFNV1=880N,FNV2=2286NFt=3166N弯矩MMH1=-151540NmmMH2=-77300NmmMH3=-97475NmmMV=133045Nmm总弯矩扭矩TT1=85392Nmm轴的计算应力：轴材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得：因此有：危险截面安全7）精确校核轴的强度判断危险截面从受载的情况来看，截面C处应力最大，截面与截面轴径相差较小，但截面处应力是处应力两倍，故截面无需校核。截面、应力相当，但截面不受扭矩作用，故截面无需校核。C处应力最大，但集中力不大，而且该处为齿轮轴齿轮部，直径最大，截面、左侧的应力与C处相差不大，且该处截面较小，截面不受扭矩作用，故截面C与截面无需再校核。危险截面为截面、左侧。截面左侧校核抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面左侧弯矩：截面上的扭矩：T1=85392Nmm截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：轴材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得：截面上由于轴肩而形成的理论集中应力，由：，插值查表得：又插值查得轴的材料敏感性为：故有效应力集中为：由机械设计附图3-2及3-3查得：轴按磨削加工，查图得表面质量系数：轴未经表面强化处理，则：得综合系数：碳钢的特性系数为：于是，计算安全系数Sca值：截面安全截面左侧校核抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面左侧弯矩：截面上的扭矩：T1=85392Nmm截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：轴材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得：截面上由于轴肩而形成的理论集中应力，由：，插值查表得：又插值查得轴的材料敏感性为：故有效应力集中为：由机械设计附图3-2及3-3查得：轴按磨削加工，查图得表面质量系数：轴未经表面强化处理，则：得综合系数：碳钢的特性系数为：于是，计算安全系数Sca值：截面安全截面左侧校核抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面左侧弯矩：截面上的扭矩：T1=85392Nmm截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：轴材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得：截面上由于轴肩而形成的理论集中应力，由：，插值查表得：又插值查得轴的材料敏感性为：故有效应力集中为：由机械设计附图3-2及3-3查得：轴按磨削加工，查图得表面质量系数：轴未经表面强化处理，则：得综合系数：碳钢的特性系数为：于是，计算安全系数Sca值：高速轴安全5.2 中间轴的设计计算说明计算过程计算结果1）中间轴上的功率、转速、转矩中间轴功率为：中间轴转速为：中间轴转矩为：2)求作用在齿轮上的力高速级大齿轮分度圆直径为：根据相互作用力原理：圆周力：径向力：轴向力：低速级小齿轮分度圆直径为：圆周力：径向力：轴向力：3）初步确定轴的最小直径由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要材料选择40Cr,调质处理，根据表15-3，取。于是最小直径：中间轴最小直径处与轴承相配合，按照轴承内径标准，最小直径就近取：。4）轴的结构设计拟定装配方案结合前面的装配方案，中间轴装配方案如图5.3所示：根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a）初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力与轴向力作用，为使结构紧凑选择单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，且从轴承产品目录中初步选择0基本游隙组、标准精度的单列圆锥滚子轴承30207，其尺寸为，轴承外侧通过轴承盖固定，内侧用轴套和挡油环固定，轴套和挡油环内侧通过轴肩固定，于是取。b）处安装齿轮，防止轴套直接与周建接触，长度应略小于齿轮宽度，于是取。c）取两齿轮间轴肩宽度为11mm，轴肩直径为49mm，即。至此，已初步确定了轴的各段长度和直径。轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。按查表得小齿轮处平键截面，键长为，键槽用铣刀加工，长为70mm，小齿轮与轴的配合为。按查表得大齿轮处平键截面，键长为，键槽用铣刀加工，长为50mm，大齿轮与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位通过过盈配合来保证，此处轴的尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角参考表15-2，轴端倒角为C1.6，各轴肩圆角如图5.3所示。图5.3 中间轴结构及装配方案5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图5.3）做出轴的计算简图（图5.4）。在确定轴承的支点位置时，查表知。因此简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图5.4）。从轴的结构以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出的B处的MH、M V及M的值列于表5.2。6）按照弯矩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B）的强度。根据式： 图5.4 中间轴的计算简图表5.2 中间轴受力情况表载荷水平面H垂直面V支反力FFr1=3294N，FNH1=1071N,Fr2=1184N，FNH2=1039NFNV1=6791N,FNV2=5181NFt1=8807N,Ft2=3166N弯矩MMH1=-74117NmmMH2=-156960NmmMH3=23066Nmm MH4=-61478 NmmMV1=-469960NmmMV2=-306730Nmm总弯矩扭矩TT2=305680Nmm轴单向回转受脉动循环变应力：轴的计算应力：轴材料为40Cr钢，调质处理，由表15-1查得：因此有：危险截面安全7）精确校核轴的强度判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度来看，截面、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处应力最大。截面与截面的应力集中的影响相近，而截面不受扭矩作用，故截面无需校核。同理，截面与截面中，截面不受弯矩作用，无需校核。截面B虽应力最大，但集中应力小，且此处轴径较大，截面B不必校核。键槽的应力集中系数比过盈小，因而只需分别校核截面、两侧即可。截面校核a）截面左侧校核抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面左侧弯矩：截面上的扭矩：T2=305680Nmm截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：用插值法查表，得过盈配合处的：轴材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得：轴按磨削加工，查图得表面质量系数：得综合系数：碳钢的特性系数为：于是，计算安全系数Sca值：截面左侧安全b）截面右侧校核抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面右侧弯矩：截面上的扭矩：T2=305680Nmm截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：轴材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得：截面上由于轴肩而形成的理论集中应力，由：，插值查表得：又插值查得轴的材料敏感性为：故有效应力集中为：由机械设计附图3-2及3-3查得：轴按磨削加工，查图得表面质量系数：轴未经表面强化处理，则：得综合系数：碳钢的特性系数为：于是，计算安全系数Sca值：截面右侧安全截面校核a）截面左侧校核抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面左侧弯矩：截面上的扭矩：T2=305680Nmm截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：用插值法查表，得过盈配合处的：轴材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得：轴按磨削加工，查图得表面质量系数：得综合系数：碳钢的特性系数为：于是，计算安全系数Sca值：截面左侧安全b）截面右侧校核抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面右侧弯矩：截面上的扭矩：T2=305680Nmm截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：轴材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得：截面上由于轴肩而形成的理论集中应力，由：，插值查表得：又插值查得轴的材料敏感性为：故有效应力集中为：由机械设计附图3-2及3-3查得：轴按磨削加工，查图得表面质量系数：轴未经表面强化处理，则：得综合系数：碳钢的特性系数为：于是，计算安全系数Sca值：截面右侧安全中间轴安全5.3 低速轴的设计计算说明计算过程计算结果1）低速轴上的功率、转速、转矩低速轴功率为：低速轴转速为：低速轴转矩为：2)求作用在齿轮上的力根据相互作用力原理：圆周力：径向力：轴向力：3）初步确定轴的最小直径由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要材料选择40Cr,调质处理，根据表15-3，取。于是最小直径：低速轴最小直径显然是安装联轴器处的直径，为了使所选的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算扭矩,查表14-1，考虑转矩变化很小，故取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LX4，其公称转矩为2500000Nmm。半联轴器孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器的轮毂长度为。4）轴的结构设计拟定装配方案根据前面所述传动方案，装配方案如图5.5所示：根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a）为了满足联轴器的定位要求，-轴段右端需要制出一轴肩，故取，右端用挡圈定位，根据轴径取挡圈直径。联轴器轮毂长度L=84mm，为保证挡圈不压在轴端面上，故-段的长度应比轮毂略短，取。b）初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力与轴向力作用，为使结构紧凑选择单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，从轴承产品目录中初步选择0基本游隙组、标准精度的单列圆锥滚子轴承30211，其尺寸为，故，而，轴承外侧通过轴承盖固定，内侧用挡油盘与轴套固定，挡油盘内侧通过轴肩固定，于是取。c）轴承端盖总宽度为36.25mm（根据减速器及端盖结构设定）。右侧端盖的最坐左端与轴肩平齐，留出螺栓位置及间隙取。d）取齿轮与箱体内壁之间距离为，相应的齿轮右侧轴肩宽度为，综合低速级小齿轮与箱体内壁的间距，取。至此，已初步确定了轴的各段长度和直径。轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按查表得齿轮处平键截面，键长为，键槽用铣刀加工，长为70mm，齿轮与轴的配合为。半联轴器选用平键为14mm9mm70mm，半联轴器配合为，滚动轴承与轴的周向定位通过过盈配合来保证，此处轴的尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角参考表15-2，轴左端倒角为C2，右端为C1.6，各轴肩圆角如图5.5所示。图5.5 低速轴结构及装配方案5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图5.5）做出轴的计算简图（图5.6）。在确定轴承的支点位置时，查表知。因此简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图5.6）。图5.6 低速轴的计算简图从轴的结构以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面。将计算出的B处的MH、M V及M的值列于表5.3。6）按照弯矩合成应力校核轴的强度根据式： 轴单向回转受脉动循环变应力：表5.3 低速轴受力情况表载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=3554.6N,Fr=3293.5N，FNH2=261NFNV1=5969.9N,FNV2=2836.7NFt=8806.6N弯矩MMH1=238158NmmMH2=36816NmmMV=399980.5Nmm总弯矩扭矩TT3=1106700Nmm轴的计算应力：轴材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得：因此有：危险截面安全7）精确校核轴的强度判断危险截面截面、只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩过渡配合所引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面、均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最为严重；从受载的情况来看，截面B处应力最大。截面和应力相当，但截面不受扭矩作用，故截面无需校核。B处应力最大，但集中力不大，且直径较大，故截面B无需校核。截面与截面截面大小相同，但无过盈配合引起的应力集中且受载较小，故截无需校核。同理，截面无需校核。面危险截面为截面两侧。截面右侧校核抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面左侧弯矩：截面上的扭矩：T3=1106700Nmm截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：轴材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得：截面上由于轴肩而形成的理论集中应力，由：，插值查表得：又插值查得轴的材料敏感性为：故有效应力集中为：由机械设计附图3-2及3-3查得：轴按磨削加工，查图得表面质量系数：轴未经表面强化处理，则：得综合系数：碳钢的特性系数为：于是，计算安全系数Sca值：截面右侧安全截面左侧校核抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面左侧弯矩：截面上的扭矩：T3=1106700Nmm截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：用插值法查表，得过盈配合处的：轴材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得：轴按磨削加工，查图得表面质量系数：得综合系数：碳钢的特性系数为：于是，计算安全系数Sca值：截面左侧安全低速轴安全第6章 轴承设计及校核6.1 高速轴轴承设计及校核计算说明计算过程计算结果1）轴承选取根据高速轴工作条件，即有径向力又有轴向力，为了使结构尽量紧凑，选择轴承为圆锥滚子轴承，根据具体轴颈大小，初选为30207，。2）轴承寿命校核轴承所需寿命为：首先分析轴承受力情况：由5.1内容可知：轴承转速：对于左侧轴承：对于右侧轴承：已知：求两轴承轴向力，先做出受力图：图6.1 高速轴轴承受力简图因为：所以有：因此：a）求比值：有：b）初步计算当量动载荷P,根据：按照表13-6取：按照表13-5：对轴承1：对轴承2：有当量动载荷为：c）轴承应有的基本额定动载荷值为：d）查设计手册选择30207，其基本额定动载荷为：基本额定静载荷为：验算轴承寿命：满足要求虽然寿命余量较大，但已经为该类轴承最小规格，故不再更改。高速轴轴承型号为30207。302076.2 中间轴轴承设计及校核计算说明计算过程计算结果1）轴承选取根据中间轴工作条件，即有径向力又有轴向力，为了使结构尽量紧凑，选择轴承为圆锥滚子轴承，根据具体轴颈大小，初选为30207，。2）轴承寿命校核轴承所需寿命为：首先分析轴承受力情况：由5.1内容可知：轴承转速：对于左侧轴承：对于右侧轴承：已知：求两轴承轴向力，先做出受力图：图6.2 中间轴轴承受力简图因为：所以有：因此：a）求比值：有：b）初步计算当量动载荷P,根据：按照表13-6取：按照表13-5：对轴承1：对轴承2：有当量动载荷为：c）轴承应有的基本额定动载荷值为：d）查设计手册选择30307，其基本额定动载荷为：基本额定静载荷为：验算轴承寿命：满足要求综上，中间轴选用轴承型号为30207，寿命富余不大，且已是该类轴承最小型号，故不再更改。30207