机械设计课程设计——双级齿轮圆柱齿轮减速器.doc

目录一、设计任务. . . 2二、传动方案拟定.2三、电动机的选择.3四、计算总传动比及分配各级的传动比.3五、运动参数及动力参数计算.3六、齿轮的设计计算. . .41、高速级大，小齿轮的设计计算2、低速级大，小齿轮的设计计算七、轴的设计计算. .91、高速轴的设计计算2、中间轴的设计计算3、低速轴的设计计算八、滚动轴承的选择及校核计算.21九、键联接的选择及计算.25十、联轴器的选择与校核.25十一、减速器箱体及附件设计.26十二、润滑与密封. .27十三、设计小结. . .28十四、参考资料目录. . .29 设 计 计 算 及 说 明 结 果一、 设计任务设计一用于带式运输机传动装置中的三轴线双级斜齿轮减速器。1. 总体布置简图图12. 工作情况工作有轻震，经常满载，空载起动，单向运转2. 原始数据运输带拉力F：1600N卷筒的直径D：400mm运输带速度V：1.0m/s带速允许偏差：5%使用期限：5年工作制度：1班/日二、传动方案拟定传动方案如图1所示，整个系统由电动机，减速器，联轴器，卷筒，带式输送机组成。减速器为三轴线双级斜齿轮减速器。 设 计 计 算 及 说 明 结 果三、 电动机的选择1. 选择电动机类型按题目要求，选择Y系列三相异步电动机2. 选择电动机容量 计算工作所需功率PwPw=FV/1000=16001/1000=1.6KWnw=601000V/D=6010001/400=47.75r/min 传动总效率机械传动概率值：圆柱齿轮（闭式）=0.97；滚动轴承=0.98；弹性联轴器=0.99。总=0.9920.9830.972=0.87 电动机输出功率Pd=Pw/总=1.84KW 电动机额定功率Ped根据表20-1，选取电动机额定功率Ped=2.2KW 电动机转速先根据工作机主动轴转速nw和传动系统中各级传动比的常用范围，推算出电动机转速可选范围。根据表2-1，单级圆柱斜齿轮传动比i=35，则电动机可选范围nd= nw.i2=4301194r/min。符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min。综上，根据电动机容量和转速，参考表20-1，选定电动机型号Y112M-6。其主要指标：额定功率：2.2KW，同步转速1000r/min，满载转速940r/min，转矩比2.0，质量45Kg。四、 计算总传动比及分配各级的传动比1. 总传动比i=nm/nw=940/47.75=19.69i=i1i2=19.692. 合理分配各级传动比i1=（1.11.5）i2；取i1=1.2i2所以i1=4.86，i2=4.05五、 运动参数及动力参数计算 图2 设 计 计 算 及 说 明 结 果1. 计算各轴转速n=940r/minn=n/i1=193.4r/minn=n/i2=47.75r/min2. 计算各轴功率P=Pd01=1.84*0.99*9.98=1.785KWP=P12=1.785*0.97*0.98=1.697KWP=P23=1.697*0.97*0.98=1.60KW3. 计算各轴输入转矩T =9550P/n=18.1NmT=9550P/n=83.8NmT=9550P/n=323.23Nm项目电动机轴高速轴中间轴低速轴转速（r/min）940940193.447.75功率（KW）1.841.7851.6971.616转矩（Nm）18.118.183.8323.23传动比1 4.86 4.05效率0.97 0.92 0.88六、齿轮的设计计算选择齿轮材料及精度等级按题目要求，选择斜齿圆柱齿轮。精度选择：根据减速器为通用减速器，选择齿轮为7级精度。材料选择：小齿轮选用40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮选用45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。设计高速级大，小齿轮（注：公式，图表均查自机械设计）选小齿轮Z1=20，按照传动比，大齿轮Z2=97初选螺旋角=14按齿面接触强度计算，即按照公式10-21进行试算A：确定公式内各计算数值1.试选Kt=1.62.由图10-30，选取区域系数ZH=2.4333.由图10-26，查得1=0.76，2=0.87，=1=+2=1.634.计算小齿轮传递转矩 设 计 计 算 及 说 明 结 果T =9550P/n=18.1Nm5.由表10-7选取齿宽系数d=16.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/27.由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。8.由式10-13计算应力循环次数N1=60n1jLh=60*940*1*（1*8*250*5）=5.64*108N2=N1/4.86=1.16*108由此，根据图10-19查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92,KHN2=0.97。9.计算接触疲劳许用应力去失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得：H 1 =KHN1Hlim1/S=0.92*600=552MPaH 2 =KHN2Hlim2/S=0.97*550=533.5MPaH 1=(H 1+H 2)/2=542.75MPaB：设计计算1.试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得：d1t(2*1.6*18.1*1000/1/1.63)*(5.86/4.86)*(2.433*189.8/54 2.75 )2 1/3=31.42mm2.计算圆周速度V=（d1t n）/（60*1000）=1.55m/s3.计算齿宽b及模数mntb=d* d1t=31.42mmmnt= d1t cos/Z1=31.42*cos14/20=1.52mmh=2.25mnt=3.42mm，b/h=9.194.计算纵向重合度=0.318d Z1tan=1.5865.计算载荷系数K已知使用系数KA=1.25；根据V=1.55m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.09；由表10-4查得KH的值为1.42；由图10-13查得KF=1.35；由表10-3查得KH=KF=1.2故载荷系数K= KA*KV*KH*KH=1.25*1.09*1.2*1.42 =2.326.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由式10-10a，得d1= d1t (K/Kt)1/3=31.42*(2.32/1.6)1/3=35.56mm7.计算模数mnmn= d1cos/Z1=35.56*cos14/20=1.73mm按齿根弯曲强度设计，即按照公式10-17 设 计 计 算 及 说 明 结 果A：确定计算参数1.计算载荷系数K= KA*KV*KF*KF=1.25*1.09*1.2*1.35=2.212.根据纵向重合度=1.586，从图10-28查得螺旋角影响系数 Y=0.883.计算当量齿数ZV1= Z1 /cos3=21.89；ZV2= Z2 /cos3=99.624.查取齿形系数由表10-5查得 YFa1=2.73，YFa2=2.1825.查取应力校正系数由表10-5查得 YSa1=1.568，YSa2=1.7896.求H 1，H 2弯曲疲劳许用应力由图10-20c，查得小齿轮的弯曲疲劳强度FE1=500MPa，大齿轮弯曲疲劳强度FE2=380MPa；由10-18图，取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.87，KFN2=0.92计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得F 1 =KFN1FE1/S=310.71MPaF 2 =KFN2FE2/S=244.29MPa7.计算大，小齿轮的YFaYSa/F，并加以比较，选择较大值 小齿轮YFa1YSa1/F 1 =0.01378大齿轮YFa2YSa2/F 2 =0.01597大齿轮的值更大B：设计计算mn(2*2.21*18.1*1000*0.88* cos2/1*202*1.63)*0.01597 1/3=1.175mm根据齿根弯曲强度确定模数，取mn=1.5mm按接触疲劳强度算得分度圆直径35.56mm来计算齿数。于是由Z1= d1cos/ mn=35.56* cos14/1.5=23.00取Z1=23则Z2= uZ1=112C：几何尺寸计算1.中心距计算a=（Z1+Z2）mn /2cos=104.35mm，将中心距圆整为104mm2.按圆整后中心距修正螺旋角=arc cos （Z1+Z2）mn /2a = arc cos（135*1.5/2/104）=13.21值改变不多，K，ZH不修正3.计算大，小齿轮分度圆直径d1= Z1 mn /cos=35.44mm；d2= Z2 mn /cos=172.57mm；4.计算齿轮宽度 b=d* d1=35.44mm圆整后去B2=36mm，B1=41mm。 设 计 计 算 及 说 明 结 果设计低速级大小齿轮（注：公式，图表均查自机械设计）选小齿轮Z1=20，按照传动比，大齿轮Z2=81初选螺旋角=14按齿面接触强度计算，即按照公式10-21进行试算A：确定公式内各计算数值1.试选Kt=1.62.由图10-30，选取区域系数ZH=2.4333.由图10-26，查得1=0.76，2=0.87，=1=+2=1.634.计算小齿轮传递转矩T=9550P/n=83.8Nm5.由表10-7选取齿宽系数d=16.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/27.由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。8.由式10-13计算应力循环次数N1=60n1jLh=60*193.4*1*（1*8*250*5）=1.16*108N2=N1/4.05=2.87*107由此，根据图10-19查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.97,KHN2=0.995。9.计算接触疲劳许用应力去失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得：H 1 =KHN1Hlim1/S=0.97*600=582MPaH 2 =KHN2Hlim2/S=0.995*550=547.25MPaH 1=(H 1+H 2)/2=564.625MPaB：设计计算1.试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得：d1t(2*1.6*83.8*1000/1/1.63)*(5.05/4.05)*(2.433*189.8/ 564.625 )2 1/3=51.57mm2.计算圆周速度V=（d1t n）/（60*1000）=0.52m/s3.计算齿宽b及模数mntb=d* d1t=51.57mmmnt= d1t cos/Z1=51.57*cos14/20=2.5785mmh=2.25mnt=5.8mm，b/h=8.894.计算纵向重合度=0.318d Z1tan=1.5865.计算载荷系数K已知使用系数KA=1.25；根据V=0.52m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数KV=0.8；由表10-4查得KH的值为1.42；由图 设 计 计 算 及 说 明 结 果10-13查得KF=1.35；由表10-3查得KH=KF=1.2故载荷系数K= KA*KV*KH*KH=1.25*0.8*1.2*1.42 =1.7046.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由式10-10a，得d1= d1t (K/Kt)1/3=51.57*(1.704/1.6)1/3=52.66mm7.计算模数mnmn= d1cos/Z1=52.66*cos14/20=2.55mm按齿根弯曲强度设计，即按照公式10-17A：确定计算参数1.计算载荷系数K= KA*KV*KF*KF=1.25*0.8*1.2*1.35=1.622.根据纵向重合度=1.586，从图10-28查得螺旋角影响系数 Y=0.883.计算当量齿数ZV1= Z1 /cos3=21.89；ZV2= Z2 /cos3=88.674.查取齿形系数由表10-5查得 YFa1=2.73，YFa2=2.2055.查取应力校正系数由表10-5查得 YSa1=1.568，YSa2=1.7796.求H 1，H 2弯曲疲劳许用应力由图10-20c，查得小齿轮的弯曲疲劳强度FE1=500MPa，大齿轮弯曲疲劳强度FE2=380MPa；由10-18图，取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.92，KFN2=0.945计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得F 1 =KFN1FE1/S=328.6MPaF 2 =KFN2FE2/S=256.5MPa7.计算大，小齿轮的YFaYSa/F，并加以比较，选择较大值 小齿轮YFa1YSa1/F 1 =0.013大齿轮YFa2YSa2/F 2 =0.0153大齿轮的值更大B：设计计算mn(2*1.62*83.8*1000*0.88* cos2/1*202*1.63)*0.0153 1/3=1.74mm根据齿根弯曲强度确定模数，取mn=2mm按接触疲劳强度算得分度圆直径52.66mm来计算齿数。于是由Z1= d1cos/ mn=52.66* cos14/2=25.55 设 计 计 算 及 说 明 结 果取Z1=26则Z2= uZ1=105C：几何尺寸计算1.中心距计算a=（Z1+Z2）mn /2cos=135.01mm，将中心距圆整为135mm2.按圆整后中心距修正螺旋角=arc cos （Z1+Z2）mn /2a = arc cos（131*2/2/135）=13.98值改变不多，K，ZH不修正3.计算大，小齿轮分度圆直径d1= Z1 mn /cos=53.59mm；d2= Z2 mn /cos=216.41mm；4.计算齿轮宽度 b=d* d1=53.59mm圆整后去B2=54mm，B1=59mm。注（Fp，fpt，ff，F，fa查自机械设计课程设计P178-179页，表19-3，19-4，19-6）七、轴的设计计算高速轴的设计计算A：高速轴直径的确定（注：公式，图表均查自机械设计）1.求出高速轴功率P=1.785KW，转速n=940r/min，转矩T=18.1Nm。2.求作用在齿轮上的力Ft=2T1/d1=1021.44NFr=Fttan an/cos=381.88NFa=Fttan=239.76N力的方向如图3所示 图3 设 计 计 算 及 说 明 结 果3.初步确定轴的最小直径按15-2式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料，为40Cr，调质处理，根据表15-3，取A0=112，于是得dmin=A0(P/T)1/3=112（1.785/940）1/3=13.87mm。为了便于高速轴与电动机轴连接，且高速轴上需要开键槽，所以将轴最细处直径适当放大至20mm。所以选用滚动轴承为30305，其尺寸为d=25mm，D=62mm，T=18.25mm4.高速轴受力情况如图4所示，上为垂直方向力矩，下为水平方向力矩图4F1V=(Fr130.125-Fad/2)/L=244.65N；F2V=Fr-F1V=137.23NMmaxv=17857.65NmmF1H=715.56N，F2H=305.88N,MmaxH=39802.64Nmm总弯矩为Mmax=( Mmaxv2+ MmaxH2)1/2=43625.06Nmm扭矩T=18099.91Nmm 设 计 计 算 及 说 明 结 果5.按弯扭合成应力校核轴的强度校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面。根据式15-5所求数据，以及轴为单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，根据：=（43625.062+0.6218099.912）/0.1/203=56.2MPa轴材料为40Cr，调质处理，由表15-1，查得-1=70MPa所以轴合格。B：高速轴结构设计1.拟定轴上零件装配方案装配方案如图5所示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轴向定位要求，-轴左端需制出一轴肩，故取-段D=24mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈D=26mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度52mm，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-段长度为50mm。选择滚动轴承，因为轴承同时受到径向和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据-段D=24mm，选择圆锥滚子轴承30305，其尺寸为25*62*18.25mm，故-和-段D=25mm，-段长度为17mm。左，右两端滚动轴承采用轴肩定位，故取-和-段D=32mm。取制齿轮轴的-段D=26mm，齿轮分度圆D=35.44mm，-段长度45mm。-段考虑到轴承盖宽度，取76mm，-段长度为毡圈加轴承长度，为26mm。其他考虑其他轴的定位及齿轮与齿轮，齿轮与箱体直接距离，取-段长度11mm，-段长度86mm，-段长度9mm，-段长度7mm。至此已初步确定轴的各段直径和长度。3.轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采取平键连接。按-段直径查表17-1 设 计 计 算 及 说 明 结 果得平键截面b*h=6*6mm，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为了保证半联轴器和轴的连接，取半联轴器与轴的配合为H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡或过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6，轴承内圈与轴的配合为H7/k6。4.确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表11-5，11-6，取轴端倒角145，各轴肩处圆角半径为1mmC：由于滚动轴承没有重新选择，经过前面的弯扭合成应力校核得ca-1，故安全。D：精确校核轴的疲劳强度考虑到轴直径，应力大小，应力集中及扭矩作业，校核截面左右两侧1.截面左侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1*253=1562.5 mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2*253=3125 mm3截面左侧的弯矩 M=43625.06*38.5/55.625=30194.42Nmm截面上的扭矩 T=18099.91Nmm截面上的弯曲应力 b=M/W=19.32MPa截面上的扭转切应力T=T/WT=5.79MPa轴的材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得B=735MPa；-1= 355MPa；-1=200MPa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r/d=1/25=0.04，D/d=32/25=1.28，查得=2.09，=1.79又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为q=0.77，q=0.8故有效应力集中系数按式为k=1+q(-1)=1.84k=1+q(-1)=1.63由附图3-2的尺寸系数=1；由附图3-3的扭转尺寸系数=0.97。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为=0.93轴未经表面强化处理，即q=1，则按式得综合系数为K=k/+1/-1=1.92K=k/+1/-1=1.71又得碳钢的特性系数=0.10.2，取=0.1；=0.050.1，取=0.05于是，计算安全系数Sca值，按公式得S=-1/（Ka+m）=9.57S=-1/（Ka+m）=41.12Sca=SS/(S2+S2)1/2=9.32S=1.6故可知其安全。 设 计 计 算 及 说 明 结 果2.截面右侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1*323=3276.8mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2*323=6553.6 mm3截面右侧的弯矩 M=43625.06*38.5/55.625=30194.42Nmm截面上的扭矩 T=18099.91Nmm截面上的弯曲应力 b=M/W=9.21MPa截面上的扭转切应力T=T/WT=2.76MPa轴的材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得B=735MPa；-1= 355MPa；-1=200MPa右侧半径大于左侧，故可知其安全。所以高速轴强度是足够的。中间轴的设计计算A：中速轴直径的确定（注：公式，图表均查自机械设计）1.求出中间轴功率P=1.697KW，转速n=193.4r/min，转矩T=83.8Nm。2.求作用在齿轮上的力大齿轮所受力：Ft=2T2/d2=971.2NFr=Fttan an/cos2=363.1NFa=Fttan2=227.97N小齿轮所受力：Ft=2T1/d1=3127.45NFr=Fttan an/cos1=1173.04NFa=Fttan1=778.6N力的方向如图6所示图6 设 计 计 算 及 说 明 结 果3.初步确定轴的最小直径按15-2式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料，为40Cr，调质处理，根据表15-3，取A0=112，于是得dmin=A0(P/T)1/3=112（1.697/83.8）1/3=23.1mm。将轴最细处直径适当放大至30mm。所以选用滚动轴承为30306，其尺寸为d=30mm，D=72mm，T=20.25mm4.中间轴受力情况如图4所示，上为垂直方向力矩，下为水平方向力矩图7F1V=(Fr169.625-Fa1d1/2- Fr2131.125-Fa2d2/2)/187.75=-34.47NF2V= Fr1- Fr2-F1V=844.41NMmaxv1=-1951.86Nmm，Mmaxv2=58792.05NmmF1H=1840.65N，F2H=2258NMmaxH1=104226.8Nmm，MmaxH2=157213.24Nmm总弯矩为M1=( Mmaxv12+ MmaxvH12)1/2=104245.07NmmM2=( Mmaxv22+ MmaxvH22)1/2=167846.69Nmm扭矩T=83800Nmm5.按弯扭合成应力校核轴的强度 设 计 计 算 及 说 明 结 果校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面。根据式15-5所求数据，以及轴为单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，根据：=（167846.69+0.62838002）/0.1/303=64.89MPa轴材料为40Cr，调质处理，由表15-1，查得-1=70MPa所以轴合格。B：中间轴结构设计1.拟定轴上零件装配方案装配方案如图8所示图82.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度择滚动轴承，因为轴承同时受到径向和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据-段D=30mm，选择圆锥滚子轴承30306，其尺寸为30*72*20.75mm，故-和-段D=30mm。右端滚动轴承采用轴肩定位，故取-段D=40mm。所以制齿轮轴的-段D=40mm，齿轮分度圆D=53.59mm，考虑大齿轮宽度，-段长度取34mm，D=35mm，-段取59mm-段长度为毡圈加轴承长度，为28mm。其他考虑其他轴的定位及齿轮与齿轮，齿轮与箱体直接距离，取-段长度22mm，-段长度14mm，-段长度51mm。至此已初步确定轴的各段直径和长度。3.轴上零件的周向定位大齿轮与轴的周向定位采取平键连接。按-段直径查表17-1得平键截面b*h=10*8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为28mm，同时为了保证齿轮和轴的连接，取齿轮与轴的配合为H7/r6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡或过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6，轴承内圈与轴的配合为H7/k6。 设 计 计 算 及 说 明 结 果4.确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表11-5，11-6，取轴端倒角145，各轴肩处圆角半径为1.6mmC：由于滚动轴承没有重新选择，经过前面的弯扭合成应力校核得ca-1，故安全。D：精确校核轴的疲劳强度考虑到轴直径，应力大小，应力集中及扭矩作业，校核截面左右两侧1.截面左侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1*303=2700 mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2*303=5400 mm3截面左侧的弯矩 M=104245.07*40.625/56.625=74789.51Nmm截面上的扭矩 T=83800Nmm截面上的弯曲应力 b=M/W=27.7MPa截面上的扭转切应力T=T/WT=15.52MPa轴的材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得B=735MPa；-1= 355MPa；-1=200MPa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r/d=5/30=0.167，D/d=35/30=1.167，查得=1.46，=1.17又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为q=0.82，q=0.85故有效应力集中系数按式为k=1+q(-1)=1.38k=1+q(-1)=1.15由附图3-2的尺寸系数=0.88；由附图3-3的扭转尺寸系数=0.9。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为=0.93轴未经表面强化处理，即q=1，则按式得综合系数为K=k/+1/-1=1.64K=k/+1/-1=1.35又得碳钢的特性系数=0.10.2，取=0.1；=0.050.1，取=0.05于是，计算安全系数Sca值，按公式得S=-1/（Ka+m）=9.29S=-1/（Ka+m）=18.41Sca=SS/(S2+S2)1/2=8.29S=1.6故可知其安全。1.截面右侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1*353=4287.5 mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2*353=8575 mm3截面右侧的弯矩 M=104245.07*40.625/56.625=74789.51Nmm截面上的扭矩 T=83800Nmm 设 计 计 算 及 说 明 结 果截面上的弯曲应力 b=M/W=17.44MPa截面上的扭转切应力T=T/WT=9.77MPa轴的材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得B=735MPa；-1= 355MPa；-1=200MPa过盈配合处的k/由附表3-8查得，并取k/=0.8k/于是得k/=3.05 k/=2.44轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为=0.93轴未经表面强化处理，即q=1，则按式得综合系数为K=k/+1/-1=3.13K=k/+1/-1=2.52又得碳钢的特性系数=0.10.2，取=0.1；=0.050.1，取=0.05于是，计算安全系数Sca值，按公式得S=-1/（Ka+m）=6.48S=-1/（Ka+m）=31.60Sca=SS/(S2+S2)1/2=6.35S=1.6故可知其安全。所以中间轴强度是足够的。低速轴的设计计算A：低速轴直径的确定（注：公式，图表均查自机械设计）1.求出低速轴功率P=1.616KW，转速n=47.75r/min，转矩T=323.23Nm。2.求作用在齿轮上的力Ft=2T/d=2987.2NFr=Fttan an/cos=1120.44NFa=Fttan=743.69N力的方向如图9所示 设 计 计 算 及 说 明 结 果图93.初步确定轴的最小直径按15-2式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料，为40Cr，调质处理，根据表15-3，取A0=112，于是得dmin=A0(P/T)1/3=112（1.616/323.23）1/3=36.23mm。将轴最细处直径适当放大至40mm。所以选用滚动轴承为30309，其尺寸为d=45mm，D=100mm，T=27.25mm4.低速轴受力情况如图10所示，上为垂直方向力矩，下为水平方向力矩F1V=(Fr73.125+Fad/2)/L=833.91NF2V=Fr-F1V=286.53NMmaxv=101424.3NmmF1H=1121.64N，F2H=1865.56N,MmaxH=136419.47Nmm总弯矩为Mmax=( Mmaxv2+ MmaxvH2)1/2=169991.65Nmm扭矩T=323230Nmm 设 计 计 算 及 说 明 结 果5.按弯扭合成应力校核轴的强度校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面。根据式15-5所求数据，以及轴为单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，根据：=40.3MPa轴材料为40Cr，调质处理，由表15-1，查得-1=70MPa所以轴合格。B：低速轴结构设计1.拟定轴上零件装配方案装配方案如图11所示图112.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轴向定位要求，-轴左端需制出一轴肩，故取-段D=44mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈D=46mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度84mm，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-段长度为82mm。选择滚动轴承，因为轴承同时受到径向和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据-段D=44mm，选择圆锥滚子轴承30309，其尺寸为45*100*27.25mm，故-和-段D=45mm，-段长度为24mm。左端滚动轴承采用轴肩定位，右端滚动轴承为套筒定位故取-段D=55mm。与大齿轮轴配合的-段D=50mm，考虑齿轮宽度-段长度52mm。-段考虑到轴承盖宽度，取68mm，他考虑其他轴的定位及齿轮与齿轮，齿轮与箱体直接距离，取-段长度81mm，-段长度61mm，至此已初步确定轴的各段直径和长度。3.轴上零件的周向定位 设 计 计 算 及 说 明 结 果半联轴器与轴的周向定位采取平键连接。按-段直径查表17-1得平键截面b*h=12*8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为80mm，同时为了保证半联轴器和轴的连接，取半联轴器与轴的配合为H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡或过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6，轴承内圈与轴的配合为H7/k6。4.确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表11-5，11-6，取轴端倒角145，各轴肩处圆角半径为1.6mm，处圆角半径为0.5mmC：由于滚动轴承没有重新选择，经过前面的弯扭合成应力校核得ca-1，故安全。D：精确校核轴的疲劳强度考虑到轴直径，应力大小，应力集中及扭矩作业，校核截面左右两侧1.截面右侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1*453=9112.5 mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2*453=18225mm3截面右侧的弯矩 M=138019.13*48.125/73.125=90833.1Nmm截面上的扭矩 T=323230Nmm截面上的弯曲应力 b=M/W=9.97MPa截面上的扭转切应力T=T/WT=17.74MPa轴的材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得B=735MPa；-1= 355MPa；-1=200MPa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r/d=5/40=0.125，D/d=45/40=1.125，查得=1.56，=1.26又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为q=0.82，q=0.85故有效应力集中系数按式为k=1+q(-1)=1.46k=1+q(-1)=1.22由附图3-2的尺寸系数=0.75；由附图3-3的扭转尺寸系数=0.7。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为=0.93轴未经表面强化处理，即q=1，则按式得综合系数为K=k/+1/-1=2.02K=k/+1/-1=1.82又得碳钢的特性系数=0.10.2，取=0.1；=0.050.1，取=0.05于是，计算安全系数Sca值，按公式得S=-1/（Ka+m）=17.63S=-1/（Ka+m）=12.56Sca=SS/(S2+S2)1/2=10.23S=1.6故可知其安全。 设 计 计 算 及 说 明 结 果1.截面右侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1*453=9112.5 mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2*453=18225mm3截面右侧的弯矩 M=138019.13*48.125/73.125=90833.1Nmm截面上的扭矩 T=323230Nmm截面上的弯曲应力 b=M/W=9.97MPa截面上的扭转切应力T=T/WT=17.74MPa轴的材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得B=735MPa；-1= 355MPa；-1=200MPa过盈配合处的k/由附表3-8查得，并取k/=0.8k/于是得k/=3.05 k/=2.44轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为=0.93轴未经表面强化处理，即q=1，则按式得综合系数为K=k/+1/-1=3.13；K=k/+1/-1=2.52又得碳钢的特性系数=0.10.2，取=0.1；=0.050.1，取=0.05于是，计算安全系数Sca值，按公式得S=-1/（Ka+m）=11.38S=-1/（Ka+m）=8.77Sca=SS/(S2+S2)1/2=6.95S=1.6故可知其安全。所以低速轴强度是足够的。八、滚动轴承的选择及校核计算高速轴轴承的校核受力分析如图12所示 设 计 计 算 及 说 明 结 果1.求两轴承受到的径向载荷F1r和F2rFt=2T1/d1=1021.44NFr=Fttan an/cos=381.88NFa=Fttan=239.76NF1V=(Fr130.125-Fad/2)/L=244.65NF2V=Fr-F1V=137.23NF1H=715.56N，F2H=305.88NF1r=（F1V2+ F1H2）1/2=756.23NF2r=（F2V2+F2H2）1/2=335.25N2.计算两轴承的计算轴向力F1a和F2a对于30305型轴承，按表15-7，e=1.5tan=0.3,查资料得X=0.4，Y=2由公式Fd=Fr/2Y得：F1d =F1r /4=189.06N； F2d=F2r /4=83.81NFa +F2d F1d按公式F1a =Fa +F2d ；F1a =323.57N F2a =F2d =83.81N3.求轴承当量动载荷P1和P2F1a /F1r=0.43eF2a /F2r=0.25Pr2 ，所以按轴承1的受力大小验算根据公式=106/60/940（44800/949.63）3=1.86*106 h10000h故所选轴承满足寿命要求。中间轴轴承的校核受力分析如图13所示图13 设 计 计 算 及 说 明 结 果1.求两轴承受到的径向载荷F1r和F2r大齿轮所受力：Ft=2T2/d2=971.2NFr=Fttan an/cos2=363.1NFa=Fttan2=227.97N小齿轮所受力：Ft=2T1/d1=3127.45NFr=Fttan an/cos1=1173.04NFa=Fttan1=778.6NF1V=(Fr169.625-Fa1d1/2- Fr2131.125-Fa2d2/2)/187.75=-34.47NF2V= Fr1- Fr2-F1V=844.41NF1H=1840.65N，F2H=2258NF1r=（F1V2+ F1H2）1/2=1840.97NF2r=（F2V2+F2H2）1/2=2410.72N2.计算两轴承的计算轴向力F1a和F2a对于30306型轴承，按表15-7，e=1.5tan=0.31,查资料得X=0.4，Y=1.9由公式Fd=Fr/2Y得：F1d =F1r /3.8=484.47N； F2d=F2r /3.8=634.4NFa +F2d F1d 设 计 计 算 及 说 明 结 果按公式F1a =Fa +F2d ；F1a =1185.03N F2a =F2d =634.4N3.求轴承当量动载荷P1和P2F1a /F1r=0.64eF2a /F2r=0.26Pr2 ，所以按轴承1的受力大小验算根据公式=106/60/193.4（55800/3106.45）3=4.99*105 h10000h故所选轴承满足寿命要求。低速轴轴承的校核受力分析如图14所示1.求两轴承受到的径向