链板式传输机减速器课程设计说明书

1、设计要求 设计一用于链板式运输机传动装置，其为圆锥 -圆柱斜齿齿轮减速器。链条有效拉力F=11000N,链速 V=0.4m/s,链节距为 50.80mm。每日两班制，寿命 10 年，传动不逆转，有中等冲击，链速允许误差为 5%。 2、选择电动机 2.1电动机类型和结构形式； 2.2 电动机容量 2.2.1 链轮的输出功率 由 F=1000VP ,知 kw4.41 0 0 0 4.01 1 0 0 01 0 0 0 FvP W 2.2.2 电动机输出功率 Pd=Pw / 取 1=0.96（链轮） , 2=0.96（开齿轮） , 3=0.99（联轴器） , 4=0.988（滚动轴承） , 5=0.96（圆锥齿轮）； 6=0.97（圆柱齿轮） = 1 2（ 3） 2 （ 4） 4 5 6=0.80 故 Pd=4.4/0.80=5.5KW； 2.23 电动机额定功率 由此可知选取型号为 Y132S-4，功率为 5.5KW,n=1440r/min. 3、计算传动装置的运动和动力参数 3.1 对于链轮输出功率与转速 V=100060 PZnw可知 nw=ZP100060=24.87r/min 3.2 传动装置的总传动比 I=n/nw=1440/24.87=57.90 3.3 分配各级传动比 选择链轮传动比 i3=3,圆锥齿轮 i1 =4,圆柱斜齿齿轮 i2 =4.8 3.4 各轴转速 共 6 根轴，各轴序号如简图 n1=1440 r / min n2=n1 =1440 n3 = n2 / i1=1440 /4= 360r / min n4= n3 / i2 =360/4.8=75r/min n5=n4 =75 r / min n6= n5/ i3=25r/min 3.5 各轴输入功率： P1=5. 5KW P2=P 3=5.5 0.99=5.445kw P3=P2 5=5.445kw 0.96=5.23kw P4= 5.23 0.998 0.97=5.01kw P5=P443=5.010.9980.99=4. 90kw P6= P540.97=4.70kw 3.6 各轴输入转距： T1=9550 P1 /n1=9550 5.5/1440=36.48N m T2= 9550 P2 /n2=36.11 N m T3=9550 P3 /n3=138.74N m T4=9550 P4 /n4=637.94 N m T5=9550P5 /n5=440.3740.980.95=1639.94 N m T6=9550P6 /n6=1795.4 4.传动件的设计计算 4.1 圆锥直齿齿轮设计 4.1. 1.选定齿轮的精度等级、材料及齿 数 1）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用 7 级精度 2）材料选择 由机械设计（第八版）表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS 3）选小齿轮齿数为 25Z1 ,大齿轮齿数 1004252 Z 4.1.2.按齿面接触疲劳强度设计 3 2RR 1t2HEt1 u0.5-1TKz92.2d (1).确定公式内各计算数值 1） .试选载荷系数 tk1.8 2） .小齿轮传递转距 mmNnPT 42251 106.3105.95 3） .由机械设计（第八版）表 10-7 选取齿宽系数 R 0.33 4） .由机械设计（第八版）表 10-6 查得材料的弹性影响系数 1 / 21 8 9 .8EZ M P a 5） .由机械设计（第八版）图 10-21d 查得小齿轮的接触疲劳强度极限；MPa6001Hlim 大齿轮的接 触疲劳强度极限 MPa5502Hlim 6） .计算应力循环次数 992 101 . 2 64105 . 0 4 5 8N 9H21 105 .0 4 5 810300821440160jL60nN 7).由机械设计（第八版）图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 0 .9 2K0 .8 ,KHN2HN1 8).计算接触疲劳许用应力 取失效率为 1%，安全系数 S=1，故 a5281l i m11 MPSK HNH a5 0 62l i m22 MPSK HNH (2). 计算 1). 试 算 小 齿 轮 分 度 圆 直 径1td, mm85.855068.189433.05.0133.010611.38.192.2d 3 224t1 2).计算圆周速度 sm47.61 0 0 060 1 4 4 085.851 0 0 060 ndV 1t1 3).计算载荷系数 根据 v 6.47m/s， 7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数 vk1.15 直齿轮 ； FH KK =1,由表 10-2 查得使用系数 AK1.5；根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查表得 25.1KheH ，则 FH KK1.5 875.125.15.1KheH 接触强度载荷系数 HHVA KKKKK3.23 4).按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 mm02.1038.1 23.385.85KKdd 33tt11 5).计算模数nm mm1.42502.103zdm11n 取整为 4mm 6)计算齿轮相关系数 mmudRuumzdmz16.206215075901014193a r c c o s1a r c c o s4001004100254d2112212211 7)圆整并确定齿宽 mmRb R 03.6816.20633.0 圆整取 mmbmmb 65,70 12 4.1.3.校核齿根弯曲疲劳强度 1)确定弯曲强度载荷系数 FFVA KKKKK3.23 2)计算当量齿数 16.408245.0100c o sZ77.2525c o sZZ22V297.011V1 Z 3).查取齿形系数和应力校正系数 由表 10-5 查得 97.1595.106.2612.2 2s1s21 YYYY FF ， 4)由机械设计（第八版）图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，a5001 MPFE 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 a3802 MPFE 5)由机械设计（第八版）图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 88.0,85.021 FNFN KK 6)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得 a86.2384.1 38088.0a57.3034.1 50085.0 222111 MPSKMPSK FEFNFFEFNF 7)校核弯曲强度 根据弯曲强度公式 FRFSF ZYK T Y 22 5.01bm 2 进行校核 122412211111 a55.492533.05.01470 595.16.210611.323.325.01mb 2 FRFSF MPZYYKT 222412212212 a06.1310033.05.01465 97.126.210611.323.325.01mb 2 FRFSF MPZYYKT 满足弯曲强度，所以参数合适。 4.2 圆柱斜齿轮设计 4.2. 1. 选定齿轮的精度等级、材料及齿数 1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度 2）材料选择 由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS 3）选小齿轮齿数为 23Z1 ,大齿轮齿数 110.44.8232 Z ,取 001Z2 4) 选取螺旋角。初选螺旋角 14o 4.2.2.按齿面接触疲劳强度设计 2131 2 1t HEtdHKT ZZudu （ 1） .公式内各计算值 1).试选 1.6tK 2).由机械设计（第八版）图 10-30 选取区域系数 ZH=2.433 3).由 机械 设计 （第 八版 ） 图 10-26 查得 86.078.0 21 ， ，则64.121 4).小齿轮传递转距 mmNnPT 52253 103874.1105.95 5).由机械设计（第八版）表 10-7 选取齿宽系数 1d 6).由机械设计（第八版）表 10-6 查得材料的弹性影响系数 1 / 21 8 9 .8EZ M P a 7).由机械设计（第八版）图 10-21d 查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；MPa6001Hlim 大齿轮的接触疲劳强度极限 MPa5502Hlim 8).应力循环次数 9H21 101 .2 61065382132060jL60nN 892 103 . 1 54101 . 2 6N 9).由机械设计（第八版）图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 0 .9 8K0 .9 5 ,KHN2HN1 10).计算接触疲劳许用应力 取失效率为 1%，安全系数 S=1，故 a5701l i m11 MPSK HNH a2.5582l i m22 MPSK HNH 11).许用接触应力 5 6 4 .3 M P a2 21 HHH （ 2） .计算 1). 试算小齿轮分度圆直径1td mm4.603.5648.189433.28.48.5631.11103874.16.12d 3 25t1 2).计算圆周速度 sm14.1100060 3604.60100060 ndV 2t1 3).计算齿宽 b 及模数 ntm mm4.604.601dbt1d mm22.22314c o s4.60zc o sdm11tnt mm74.555.225.2m25.2h nt 5.1074.5 4.60hb 4).计算纵向重合度 824.1ta nz318.01d 5).计算载荷系数 K 由机械设计（第八版）表 10-2 查得使用系数 5.1KA ； 根据v=1.14m/s， 7 级精度，由机械设计（第八版）图 10-8 查得动载荷 系数 1.02KV ,由表10-4 查得 1.423KH ,由图 10-13 查得 1.34KF ,由表 10-3 查得 1 .1HFKK 故载荷系数 2 .5 4KKKKKHHVA 6).按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 mm64.706.154.24.60KKdd 33tt11 7).计算模数nm mm97.22314c o s64.70zc o sdm11n 8）几何尺寸计算 1、 计算中心距 mm67.20514c o s2 311023c o s2mzza n21 将中心距圆整为 158mm 2、 按圆整后的中心距修正螺旋角 591367.2 0 52 31 1 023a r c c o s2a mzza r c c o s n21 因值改变不多，故 ,HKZ等值不必修正。 （ 3） .计算大、小齿轮的分度圆直径 mm04.340c o smzdmm1.71c o smzdn22n11 （ 4） .计算齿轮宽度 mm1.711.711db 1d 圆整后取 7 6 m mB7 1 m mB12 ， 4.2.3.按齿根弯曲强度设计 213 212 c o sF a S an dFK T Y YYmz （ 1） .确定计算参数 1） .计算载荷系数 2 . 5 41 . 3 41 . 0 41 . 11 . 5KKKKKFFVA 2） .根据纵向重合度 1.093 ，从图 10-28 查得螺旋角影响系数 0.88Y 3） .计算当 量齿数 38.120c o s110c o sZ17.2514c o s23c o sZZ332V2331V1Z 4） .查取齿形系数和应力校正系数 由 机 械 设 计 （ 第 八 版 ） 表 10-5 查得778.1596.1,218.2592.2 2s1s21 YYYY FF ， 5）由机械设计（第八版）图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，a4401 MPFE 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 a4252 MPFE 6）由机械设计（第八版）图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 93.0,89.021 FNFN KK 7）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得 a57.2414.138089.0a71.3104.150087.0222111MPSKMPSKFEFNFFEFNF 8） .计算大、小齿轮的Fa SaFYY并加以比较 0 1 6 3 2.057.241778.1218.20 1 3 3 1.071.310596.1592.2222111FSFFSFYYYY 大齿轮的数值大。 （ 2） .设计计算 mm17.201632.064.124114c o s88.010545.130.22m 3225n 圆整 3mn 故 989.22314c o s1.71mc o sdzn11 取 23z1 ，则1 1 0238.4uzz 12 4.3 开式齿轮 4.3.1.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数 1）按传动方案，选用开式直齿圆柱齿轮传动 2）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用 7 级精度 3）材料选择 由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS 4）选小齿轮齿数为 21Z1 ,大齿轮齿数 633212 Z 4.4.2.按齿面接触疲劳强度设计 3 d 1t2HEt1 u1uTKz32.2d （ 1） .确定公式内各计算数值 1） .试选载荷系数 tk1.3 2） .小齿轮传递转距 mmNnPT 54451 1037.6105.95 3） .由 机械设计（第八版） 表 10-7 选取齿宽系数 d1 4） .由 机械设计（第八版） 表 10-6 查得材料的弹性影响系数 1 / 21 8 9 .8EZ M P a 5). 由 机械设计（第八版） 图 10-21d 查得小齿轮的接触疲劳强度极限；MPa6001Hlim 大齿轮的接触疲劳强度极限 MPa5502Hlim 6).计算应力循环次数 8H41 1063.2103658217560jL60nN 782 107.831063.2N 7).由 机械设计（第八版） 图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 0 .9 9K0 .9 6 ,KHN2HN1 8).计算接触疲劳许用应力 取失效率为 1%，安全系数 S=1，故 a5761 60096.01l i m11 MPSK HNH a5.5 4 45 5 099.02l i m22 MPSK HNH （ 2） .计算 1） . 试算小齿轮分度圆直径1td,代入 H 中较小的值 mm83.1155.5448.1893411037.63.132.2d 3 24t1 2).计算圆周速度 sm455.0100060 7583.115100060 ndV 4t1 3)计算齿宽 b mm83.11583.1151dbt1d 4)计算齿宽与齿高之比 模 数 mm51.52183.115zdm11tt 齿高 mm41.1251.525.2m25.2ht 34.941.12 83.115hb 5).计算载荷系数 K 由 机械设计（第八版） 表 10-2 查得使用系数 1KA 。 根据 v=0.455m/s， 7 级精度，由 机械设计（第八版） 图 10-8 查 得动载荷系数 1.01KV ,由 机械设计（第八版） 表10-4 查得 1.323KH ,由 机械设计（第八版） 图 10-13 查得 1.28KF ,由表 10-3 查得1KK HF 故载荷系数 1 . 3 3 61 . 3 2 311 . 0 11KKKKK HHVA 6).按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 mm89.1613.11 . 3 3 683.151KKdd 33tt11 7).计算模数 m mm57.5121 1 6 . 8 9zdm11 4.3.3. 按齿根弯曲强度设计 3 F SF21d 1 YYz2 K Tm （ 1） . 确定公式内的个各算数值 1)由 机械设计（第八版） 图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，a5001 MPFE 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 a3802 MPFE 2).由 机械设计（第八版） 图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 0 .9 8K0 .9 6 ,KF N 2F N 1 3).计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲 劳安全系数 S=1.4，故 a86.3 4 24.1 5 0 096.01FE1F1F MPSK N a2661 . 4 0 . 9 83802FE2F2F MPSK N 4)计算载荷系数 K 1 . 2 9 31 . 2 811 . 0 11KKKKKFFVA 5).查取齿形系数和应力校正系数 由 机械设计（第八版） 表 10-5 查得 775.11 . 5 6,2 . 2 176.22s1s21 YYYY FF ， 6） . 计算大、小齿轮的Fa SaFYY并加以比较 01475.0266775.121.201014.086.34256.176.2222111FSFFSFYYYY 大齿轮的数值大。 （ 2） . 设计计算 mm16.301475.021110648.3293.12m 325 圆整 4mn ，可满足齿根弯曲疲劳强度，为满足齿面接触疲劳强度取mm89.116d 1 故 29389.1 1 6mdz 11 则87293uzz 12 4.3. 4.几何尺寸计算 （ 1） . 计算分度圆直径 mm348874mzdmm116294mzd2211 （ 2） . 计算中心距 mm2322 3481162 dda 21 （ 3） . 计算齿轮宽度 mm1161161db1d 圆整后取 1 2 5 m mB1 2 0 m mB 12 ， 5 轴的设计计算 5.1 输入轴设计 5.1.1、求输入轴上的功率 1P 、转速 2n 和转矩 2T mNTrnP 11.36m in ,/1440kw445.52 12， 5.1.2、求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的分度圆直径为 615.57)5.033.01(233)33.05.01()5.01(d 111 mzd Rm 而 NFFNFFNdTFttrmt44648.20s i n20t a n1253s i nt a n9348.20c o s20t a n1253c o st a n1253615.571011.362211311 圆周力 tF 、径向力 rF 及轴向力 aF 的方向如图所示 5.1.3.初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢（调质），根据机械设计（第八版）表 15-3，取 0 112A ，得 mmA 9.171440445.5d 30m in ，输入轴的最小 直径为安装联轴器的直径 12d ，为了使所选的轴直径 12d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩1Aca TKT ，查机械设计（第八版）表 14-1，由于转矩变化很小，故取 1.3AK ，则 mmNTKTAca 46943361103.11 查机械设计课程设计选 HL3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 160000N mm ，半联轴 器的孔径 mmd 201 ，故取 mmd 2021 ，半联轴器长度 mm52L ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 38mm。 5.1.4.轴的结构设计 （ 1） . 拟定轴上零件的装配方案如下 (2). 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1） .为了满足半联轴器的轴向定位， 1-2 轴段右端需制出一轴肩，故取 2-3 段的直径mm27d 32 2）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 mmd 2732 ，由机械设计课程设计手册初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 303006，其尺寸为 mmmmmmTD 75.207230d ，,306543 mmdd 而 mml 2143 。这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计查得 30310 型轴承的定位轴肩高度 3.5h mm ，因此取 mm73d54 3）取安装齿轮处的轴段 6-7 的直径 mmd 2576 ；为使套筒可靠地压紧轴承， 5-6 段应略短于轴承宽度，故取 mm19l 65 。 4）轴承端盖的总宽度为 20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求， 求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离 30l mm ，故取 2350l mm 5）锥齿轮轮毂宽度为 64.9mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取 mml 7076 6）由于 2baLL ，故取 mm117l54 （ 3） .轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 67d 由表 6-1 查得平键截面 mmmmhb 78 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 50mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 76Hk ；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 k6。 （ 4） . 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 2 45 5).求轴上的载荷 6).按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 0.6 ，轴 的计算应力 a53.26)( 212ca MPWTM 前已选定轴的材料为 45 钢（调质），由表 15-1 查得 116 0 , caM P a ，故安全。 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNH 5201 NFNV 3201 NFNH 15842 NF NV 28.1082 弯矩 M mm68140 NM H mm13740 NM V 总弯矩 mmN82706M 2v2 HMM 扭矩 T m11.361 NT 5.1.5. 精确校核轴的疲劳强度 （ 1） . 判断危险截面 截面 5 右侧受应力最大 （ 2） . 截面 5 右侧 抗弯截面系数 333 mm2700301.00 . 1 dW 抗扭截面系数 33T 54000 .2 dW mm 截面 5 右侧弯矩 M 为 mmNM 68270 截面 5 上的扭矩 1T 为 mmNT 361102 截面上的弯曲应力 M P aWMb 29.25540068270 截面上的扭转切应力 M PaWTTT69.654003 6 1 1 01 轴的材料为 45 钢，调质处理。由机械设计（第八版）表 15-1 查得116 4 0 , 2 7 5 , 1 5 5B M P a M P a M P a 。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数b及 按机械设计（第八版）附表 3-2 查取。因 70.00.32.0 dr， 23.13037 dD，经插值后查得 60.1,29.1 tb 又由机械设计（第八版）附图 3-1 可得轴的材料敏感系数为 0 . 8 2 , 0 . 8 5qq 故有效应力集中系数为 15.1)1(157.1)1(1kTbqk q 由机 械设计（第八版）附图 3-2 查得尺寸系数 72.0，由机械设计（第八版）附图 3-3 查得扭转尺寸系数 85.0 轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为 0 .9 2 轴未经表面强化处理，即 1q ，则综合系数为 83.11157.211KkKk 又取碳钢的特性系数 05.0,1.0 计算安全系数 caS 值 5.119.47 8 . 8269.605.0269.651.115523.401.029.5547.22752211SSSSSSkSKScmm 故可知安全。 5.2 中间轴设计 5.2.1、求输入轴上的功率 2P 、转速 2n 和转矩 2T mNTrnkwP 74.138m in ,/360,23.5 222 5.2.2、求作用在齿轮上的力 已知圆柱斜齿轮的分度圆直径为 mmmz 69233d 11 而 NFFNFFNdTFtntrmt55.100214t a n4021t a n79.150814c o s20t a n4021c o st a n4021691074.1382211113111 已知圆锥齿轮的平均分度圆直径为 mmmzd Rm 55.275)33.05.01()5.01(d 222 而 NFFNFFNdTFttrmt81.358s int a n74c o st a n100755.2751074.138222222223222 圆周力 tF 、径向力 rF 及轴向力 aF 的方向如图所示 5.2.3.初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 40 rc （调质），根据 机械设计（第八版） 表15-3，取 108A0 ，得 mmA 6236032.5d 30m in ， 2 轴的最小直径显然是安装滚动轴承的直径 21d 和65d 5.2.4.轴的结构设计 （ 1） . 拟定轴上零件的装配方案如下 (2). 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）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 mmdd 266521 ，由机械设计课程设计初步选取 0 基本游隙组，标 准精度级的单列圆锥滚子轴承 30306，其尺寸为 mmmmmmTD 75.207030d ，,306521 mmdd 这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计查得30306 型轴承的定位轴肩高度 3.5h mm ，因此取套筒直径 37mm。 2）取安装齿轮处的轴段 mmd 35d5432 ；锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮毂长 L=55mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取mm50l 32 ，齿轮的右端面采用轴间定位，轴间高度 d07.0h ，故取 mmh 4 ，则轴环处的直径为 mmd 4343 。 3）已知圆柱斜齿轮齿宽 mm761 B ，为使套筒端面可靠地压紧端面，此轴应略短于轮毂长，故取 mm72l54 。 4）箱体 小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取 mm53lmm.10lmm56l654-321 ，。 （ 3） .轴上的周向定位 圆 锥 齿 轮 的 周 向 定 位 采 用 平 键 连 接 ， 按32d由表 6-1 查 得 平 键 截 面mmmmh 810b ，键槽用键槽铣刀加工，长为 22mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为67mH；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按54d由表 6-1 查得平键截面 mmmmh 810b ，键槽用键槽铣刀加工，长为 56mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中 性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为67mH；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为6m。 （ 4） . 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 2 45 5.2.5.求轴上的载荷 5.2.6.按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 0.6 ，轴 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F N14021 NHF NFNV 7021 NFNH 97412 NFNV 08412 弯矩 M mm420NMmm120H21 NM H mmN1.98Mmm153NMmm25.62mm48.24V4V321NMNMVV 总弯矩 mmN47.221M 2V221m ax HMM 扭矩 T m74.138 NT 的计算应力 a64.38)( 222m a xca MPWTM 前已选定轴的材料为 40rc（调质），由机械设计（第八版）表 15-1 查得 1ca1 M P a70 ，故安全。 5.2.7，精确校核轴的疲劳强度 精确校核轴的疲劳强度 （ 1） . 判断危险截面 截面 5 右侧受应力最大 （ 2） . 截面 5 右侧 抗弯截面系数 333 mm2700301.00 . 1 dW 抗扭截面系数 33T 54000 .2 dW mm 截面 5 右侧弯矩 M 为 mmNM 98582 截面 5 上的扭矩3T为 mmNT 1387403 截面上的弯曲应力 M P aWMb 26截面上的扭转切应力 M P aWT TT 14.52700138742 轴的材料为 45 钢，调质处理。由机械设计（第八版）表 15-1 查得.200,355,735 11 M P aM P aMP aB 。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数b及 按附表 3-2 查取。因 670.0302.0 dr， 67.13035 dD，经插值后查得 23.1,00.2 tb 又由附图 3-1 可得轴的材料敏感系数为 0 .8 2 , 0 .8 5qq 故有效应力集中系数为 39.1)146.1(85.01)1(174.1)19.1(82.01)1(1kTbqk q 由附图 3-2 查得尺寸系数 71.0 ，由附图 3-3 查得扭转尺寸系数 87.0 轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图 3-4 得表面质量系数为 0 .9 2 轴未经表面强化处理，即 1q ，则综合系数为 70.11153.211KkKk 又取碳钢的特性系数 05.0,1.0 计算安全系数 caS 值 5.177.631.14214.505.0214.55 . 3 920068.701.026.1853.23552211SSSSSSkSKScmm 故可知安全。 （ 3） . 截面 5 左侧 抗弯截面系数 333 mm5.4287351.00 . 1 dW 抗扭截面系数 33T 85750 .2 dW mm 截面 5 左侧弯矩 M 为 mmNM 98582 截面 5 上的扭矩3T为 mmNT 1387403 截面上的弯曲应力 MP aWMb 26.181 3 6 7 4 09 5 8 5 2 轴的材料为 45 钢，调质处理。由机械设计（第八版）表 15-1 查得.200,355,735 11 M P aM P aMP aB 。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 b 及 按附表 3-2 查取。因 670.0302.0 dr， 67.13035 dD，经插值后查得 23.1,00.2 tb 又由附图 3-1 可得轴的材料敏感系数为 0 . 8 2 , 0 . 8 5qq 故有效应力集中系数为 39.1)146.1(85.01)1(174.1)19.1(82.01)1(1kTbqk q 由机械设计（第八版）附图 3-2 查得尺寸系数 71.0，由机械设计（第八版）附图 3-3 查得扭转尺寸系数 87.0 轴按磨削加工，由机械设计 （第八版）附图 3-4 得表面质量系数为 0 .9 2 轴未经表面强化处理，即 1q ，则综合系数为8.1112.211KkKk 又取碳钢的特性系数 05.0,1.0 计算安全系数 caS 值 5.137.737.13267.1605.0217.168.120084.801.026.182.23552211SSSSSSkSKScmm 故可知安全。 5.3 输出轴设计 5.3.1、求输入轴上的功率 4P 、转速 4n 和转矩 4T 5.3.2、求作用在齿轮上的力 已知圆柱斜齿轮的分度圆直径为 mmmz 3 3 01 1 03d 22 而 NFFNFFNdTFtntrt9 6 8t a n1.1 4 5 8cost a n3 8 8 62 2 21027.6 4 1222 341 圆周力 tF 、径向力 rF 及轴向力 aF 的方向如图所示 5.3.3.初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢 （调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取 112A0 ，得 mmA 647 4 .65 .0 1d 30m in ，输出轴的最小直径为安装联轴器的直径 12d ，为了使所选的轴直径 12d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取连轴器型号。 联轴器的计算转矩3Aca TKT ，查表 14-1，由于转矩变化很小，故取 1.3AK ，则 mmNTKTAca 3365184127063.13 查机械设计课程设计选 HL4 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 1250000N mm ，半联轴器的孔径 mmd 841 ，故取 mmd 8421 ，半联轴器长度 112mmL ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 84mm。 5.3.4.轴的结构设计 （ 1） . 拟定轴上零件的装配方案如下 (2). 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1） .为了 满足半联轴器的轴向定位， 1-2 轴段右端需制出一轴肩，故取 2-3 段的直径mm55d 32 ，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径 56mmD ，半联轴器与轴配合的毂孔长度 84mmL1 ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故取1-2 段的长度应比 1L 略短些，现取 mm82l 21 。 2）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 mmd 5532 ，由机械设计课程设计初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30312，其尺寸为 mmmmmmTD 5.3313060d ，,608743 mmdd 而 mml 5.3343 。 3）左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计手册查得 30311 型轴承的定位轴肩高度 mm5h ，因此取 mm70d54 ，齿轮右端和右轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮齿宽为 85mm ， 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mmdmml 67,67 7676 。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 dh 07.0 ，故取 mmh 5 ，则轴环处的直径为 mmd 7465 。轴环宽度 hb 4.1 ，故取 mml 865 4）轴承端盖的总宽度为 20mm。根据 轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求， 求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距 mml 30 ，故取 2350l mm 5）箱体 小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取 mmlmml 64,5.748754 。 （ 3） .轴上的周向定位 齿轮、半联轴器的周向定位采用平键连接，按76d由机械设计（第八版）表 6-1 查得平键截面mmmmh 1220b ，键槽用键槽铣刀加工，长为 56mm，同时为保证 齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为67mH；同样半联轴器与轴连接，选用平键 14mm 9mm 70mm,半联轴器与轴的配合为67mH；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为6k。 （ 4） . 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 2 45 5.3.5.求轴上的载荷 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F N14081 NHF NFNV 9471 NF NH 16222 NFNV 87412 弯矩 M m63.212 NMH m64.108 m74.2821 NM NMVV 总弯矩 mN7.392MMmN46.142M2V2222V121HHMMM 扭矩 T m27.6411 NT 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循 环变应力，取 0.6 ，轴 的计算应力 a25.27)( 2222ca MPWTM 前已选定轴的材料为 45 钢（调质），由机械设计（第八版）表 15-1 查得 1ca1 M P a60 ，故安全。 5.3.6，精确校核轴的疲劳强度 精确校核轴的疲劳强度 （ 1） . 判断危险截面 截面 7 右侧受应力最大 （ 2） . 截面 7 右侧 抗弯截面系数 333 mm2 1 6 0 0601.00 . 1 dW 抗扭截面系数 33T 4 3 2 0 00 .2 dW mm 截面 7 右侧弯矩 M 为 mmNM 1.134 截面 7 上的扭矩 1T 为 mmNT 27.6414 截面上的弯曲应力 MP aWMb 2.621600134100 截面上的扭转切应力 M PaWTTT8.14432006412701 轴的材料为 45 钢，调质处理。由机械设计（第八版）表 15-1 查得116 4 0 , 2 7 5 , 1 5 5B M P a M P a M P a 。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数b及 按机械设计（第八版）附表 3-2 查取。因 330.0602.0 dr， 08.16065 dD，经插值后查得 23.1,00.2 tb 又由机械设计（第八版）附图 3-1 可得轴的材料敏感系数为 0 .8 2 , 0 .8 5qq 故有效应力集中系数为 27.1)132.1(85.01)1(182.1)12(82.01)1(1kTbqk q 由机械设计（第八版）附图 3-2 查得尺寸系数 73.0，由机械设计（第八版）附图 3-3 查得扭转尺寸系数 86.0 轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为 0 .9 2 轴未经表面强化处理，即 1q ，则综合系数为 56.11158.211KkKk 又取碳钢的特性系数 05.0,1.0 计算安全系数 caS 值 5.137.101.3128.1405.028.1451.115520.1701.02.658.22752211SSSSSSkSKScmm 故可知安 全。 6、滚动轴承的选择及计算 6.1 输入轴滚动轴承计算 初步选择滚动轴承，由机械设计课程设计初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30306 ，其尺寸为 mmmmmmTD 75.207230d ， ,31.0e =10/3,C=55800N, 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNH 5201 NF NV 25.3201 NFNH 15842 NF NV 28.10802 N1 9 1 7,6.6 1 0 2r1r FNF 则 NYFFNYFFrdrd7.5637.12191721797.126.61022211 NFF NFFF d 7.563 6254461792d211 eFFeFFr29.01 9 1 77.56302.16.610625221r1 故 NYFFfP rpr1917FP86.3553)6259.16.6104.05.14.0(r22r111 （） hhPcnL rrn 45310661084.5101.186.35535 5 8 0 0144060 106010 ，故合格 6.2 中间轴滚动轴承计算 初步选择滚动轴承，由机械设计课程设计 初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥 滚 子 轴 承 30306 ， 其 尺 寸 为 mmmmmmTD 75.207230d ，NFYNce r 8.358,9.1,55800,31.0 N1.2251,8.1427 2r1r FNF 则 NYFFNYFFrdrd4.5929.121.2 2 5 125.3759.128.1 4 2 722211 NFF NFFF d 4.592 3.7345.3758.3582d211 eFFeFFr26.01.2 2 5 14.59251.08.1 4 2 73.734221r1 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNH 14021 NFNV 2701 NFNH 19742 NFNV 10842 故 NYFFfP rpr1.2251FPN9.2508)3.7349.18.14274.05.14.0(r22r111 （） 故 hhPcnL rrn 46310661084.51043.19.25085580036060 106010 ，故合格 6.3 输出轴滚动轴承计算 初步选择滚动轴承，由机械设计课程设计初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥 滚 子 轴 承 30312 ， 其 尺 寸 为 mmmmmmTD 5.3313060d ，NFYKNce r 9.968,7.1,162,35.0 N2834,1595 2r1r FNF 则 NY