一级圆锥减速器课程设计122.2%1.1%240
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减速器课程设计
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一级圆锥减速器课程设计122.2%1.1%240,减速器课程设计
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第 1 章 概述 1.1 * 1.2 已知条件 1) 工作条件：两班制，连续单 向运 转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度 35。 2) 使用折旧期： 8 年，每年工作 350 天，每天工作 16 小时。 3) 检修间隔 期： 2 年一次大修，每年一次中修，半年一次小修。 4) 动力来源：电力， 三相 交流，电压 380/220V。 5) 运输带速度允许误差： 5% 6) 制造条件及生产批量：中型机械厂，单件小批生产。 7) 滚筒效率： 1=0.96 1.3 设计数据 参 数 运输带工作拉力 F 运输带工作速度 V 卷筒直径 D 数 据 2200N 1.1m/s 240mm 表 1-1 设计数据表 1.4 设计任务 1.4.1* 1.4.2* 1.4.3.* 1.5 本方案特点 本方案采用锥齿轮减速器 开式齿轮 传动 方案，齿轮传动具有： 1) 效率高，是常用的机械传动中齿轮传动效率最高的。 2) 结构紧凑，相对其它传动机械，其占用空间较小。 3) 工作可靠寿命长 。 设计制造正确合理，使用维护良好的齿轮传动 ， 工作十分可靠，寿命可长达一、二十年，这是其它机械传动无法比拟的。 nts4) 传动比稳定。 5) 使用了一对开式齿轮传动，它的失效形式多为齿面磨损，同时，开式 齿轮传动在没有防护罩的情况下容易对靠近的工作人员造成 危险。 第 2 章 传动装置的设计计算 2.1 效率统计 * 1=0.96。 2.1.1对轴承 的效率统计 1) 滚筒球轴承效率： 2=0.99（脂润滑） 2) 开式齿轮轴承效率： 3=0.99（脂润滑） 3) 减速器内滚柱轴承效率（ 2 对）： 4=0.98（油润滑）； 5=0.98（油润滑） 4) 开式齿轮转动： 6=0.95（ 8 级精度，脂润滑） 5) 锥齿转动啮合效率： 7=0.96（ 8 级精度，油润滑） 2.1.2对两个联轴器的效率统计 1) 电机 锥齿轮间，使用弹 性套柱联轴 器 8=0.993 2) 锥齿轮 开式齿轮间，使用滑块联轴器 9=0.98 2.2 工作机需求功率 kWsmNFVp 521.296.01 0 0 0 /1.12 2 0 01 0 0 01 传动总效率 833.098.0993.096.095.098.099.099.092 理论需求电机功率 kWkWPP d 025.3833.0521.2 2.3 电动机的选择 nts滚筒转速为： m i n/58.8724014.3 1000601.1100060 rdVn Y 系列三相异步电动机具有国际互换性特点其中， Y 系列（ IP44）电动机为一般用途全封闭自扇式笼型三相异步电动机，具有防止灰尘铁屑等杂物侵入电电动机内部之特点， B 级绝缘，工作环境不超过 40 C相对湿度不超过 95，海拔不超过 1000m， 额定电压 380V，频率 50Hz。适用于无特殊要求的机械上。这里即选用此系列电动机。 *查取电动机参数。比较选择 Y 系列三项异步电动机 在 2.2节中求出工作机至少需要功率 3.025kW，在不小于此功率前提下，选取 额定功率至少 4kW 的电动机，有如下备选型号 Y112M-2， Y112M-4， Y132M1-6， Y160M1-8，其中 Y112M-2型磁极少体积小，价格较低，但其转速高会使传动比增大； Y160M1-8 型转速低，磁极多，重量大，成本高，这两种电动机不宜在此处选用， 通 过比较 选用Y112M-4-B3 型电动机。 其技 术数据如下： 额定功率： 4KW 满载转速： 1440r/min 扭转转矩： 2.2 额定转矩： 2.3 Y112M-4-B3型电动机的外型尺寸（ mm）： * A： 190 B： 140 C： 70 D： 28 E： 60 F： 8 G： 24 H： 112 K： 12 AB： 245 AC： 230 AD： 190 HD： 265 BB： 180 L： 400 2.4 传动装置总体传动比的确定及传动比的分配 2.4.1总传动比 图 2-1 Y112M-4 型电动机外形尺寸图 nts442.1658.871440 i 2.4.2分配各构件传动比 21 iii 初 定 减 速 器 内 的 传 动 比 5.21 i ， 则 开 式 齿 轮 的 转 动 比 就 为576.65.2 442.1612 iii 2.5 确定各轴转速、转矩 2.5.1转速计算 1) 小锥齿轮轴转速 min/14401 rn 2) 大锥齿轮转速 m in/5765.21 4 4 0112 rinn 3) 开式齿轮大齿轮轴转速 m in/60.87576.6576223 ninn 2.5.2转矩计算 1) 对电动机轴： mNnPTddd 06.201440 025.3955095502) 对各转动轴： 功率： kWPPd 944.298.0993.0025.3481 kWPP 770.298.096.0944.25712 kWPP 687.299.098.0770.23923 转矩： mNiTTd 52.1996.0993.0106.20011 mNiTT 91.4598.096.05.252.1912112 mNiTT 64.29299.098.075.691.4523223 2.6 当前参数汇总 nts参 数 转速（ r/min） 功率（ kW） 转矩（ mN ） 轴 1440 2.944 19.52 轴 576 2.770 45.91 卷筒轴 87.60 2.687 292.64 表 2-1 各轴 参数汇总表 第 3 章 各齿轮的设计计算 3.1 减速器内锥齿轮的设计计算 3.1.1选定齿轮精度等级、材料热处理方式及齿数 本运输机工作速度、功率都不高，故选用 8 级精度。 1) * 选择小齿轮材料为 40Gr，调质处理，硬度 270HBS，大齿轮材料为 45号钢，调质处理，硬度为 230HBS，二者硬度差为 40HBS。 2) 选取小齿轮 齿数 Z1=27， *初步确定传动比为 U1=2.5 则大齿轮齿数 Z2= U1 Z1=2.5 27 68 此时传动比 52.22768121 zzu3.1.2按齿面接触疲劳强度计算 锥齿轮以大端面参数为标准值， 取 齿宽中点处的当量齿轮作为强度计算依据进行计算。 3.1.2.1 设计齿轮 *式 10-26 3 2121 )5.01()(92.2 UTKZdRRtHET 1) 初拟载荷系数 0.2tK，取齿宽系数 3.0R 2) 弹性影响系数 EZ *，查得 218.189aE MPZ 3) 应 力循环次数 使用期： h4 4 8 0 0163 5 08 nts* 911 1087.3448800114406060 hHN jLnN 922 1055.144880015766060 hHN jLnN 4) *，按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限为： 小齿轮：aH MP6001lim ；大齿轮：aH MP5502lim 5) 接触疲劳强度寿命系数 *，选用线型 1（允许 少 量点蚀）查得： 9.01 HNK ； 94.02 HNK 6) 计算接触疲劳许用应力 取 失效概 率为 1%，安全系数 S=1，由课本式 10-12 得 aHNH MPSK 6009.01l i m11 aHNH MPSK 55094.02l i m22 3.1.2.2 参数计算 1) 试计算小齿轮（大端）分度圆直径 1td ，代入较小的 2H 有： 3 21221t )5.01(92.2d UTKZ RR tH E ）（mm130.6252.2)3.05.01(3.0 195200.2517 8.18992.2 3 22 ）（ 2) 计算平均圆周速度 由 *，求平均分度圆直径 mmdd Rtm it 8105.52)3.05.01(130.62)5.01(1 smndV m itm /982.31 0 0 060 1 4 4 08 1 0 5.521 0 0 060 11 3) 计算载荷系数 使用系数：由 *，取 1.1K A 动载系数： 由 *，按 9级精度查取， 1.23KV nts齿间载荷分布系数： KH KF取 1 齿向载荷分布系数：eHK 5.1K K FH 其中，轴承系数由 *查得 25.1eHK 所以 875.125.15.1K KFH 综上，载荷系数 HHVA KKKKK 537.2875.10.123.11.1 4) 校正 分度圆直 径，由 * mmKKddtt255.670.2 537.2130.62 3311 模数 mmzdm 4 9 1.2272 5 5.671 取标准值 m=2.5mm 3.1.3齿轮部分相关参数 1) 由分度圆直径计算齿轮 27902.265.2 255.6711 mdZ 682752.212 uZZ 2) 最终传动比 519.2276812 ZZu 3) 由齿数球分度圆直径 5.675.22711 mZd 1705.26822 mZd 4) 锥距 R，由 * mmudR 502.912 1519.25.672 1 221 齿宽 mmRb R 45.27502.913.0 圆整取 mmb 321 mmb 282 nts5) 计算 1 2 * 2tan u 则 22126852.2t a nt a n2 aruar 838321644.2190 21 6) 当量齿数 05.29644.21c o s 27c o s111 ZZ V36.184356.68c o s 68c o s222 ZZ V3.1.4校核齿根弯曲疲劳强度 1) 确定弯曲强度载荷系数，与接触强度载荷系数相同 537.2875.10.123.11.1 FFVA KKKKK 2) 确定齿形系数FY，应力校正系数SY， *： 53.21 FY 62.11 SY 13.22 FY 85.12 SY 3) 确定弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 1.4 S ， 寿命系数查 * 查 得 ： 86.01 FNk88.02 FNk疲劳极限 应力 ，由 * 查得 ：a1 510MPFEaFE MP3802 *可求出许用应力 aFEFNF MPSK 286.3134.1 51086.0111 aFEFNF MPSK 857.2384.1 38088.0222 4) 校核 弯曲强度 nts轮齿所受切向力tF，由 *，有 Nd Td TFFRmtt 436.680)3.05.01(5.671 9 5 2 02)5.01(22111112 *校核 1111 912.118)3.05.01(5.28.2 62.153.2436.680537.2)5.01( FaRsaFatF MPbm YYKF 22212 325.114)3.05.01(5.28.2 85.113.2436.680537.2)5.01( FaRsaFatF MPbm YYKF 弯曲强度满足要求 。 以上所选参数合适 ， 至此减速器内锥齿轮转动设计完毕 。 3.1.5锥齿轮转动数据汇总 取齿顶高系数 1ah,顶隙系数 2.0C 名 称 代 号 小锥齿轮 大锥齿轮 齿数 Z 27 68 模数 m 4mm 公锥角 838321 221268 分度圆直径 (mm) d 67.5 170 齿顶高 (mm) ha 2.5 齿根高 (mm) hf 3 齿顶圆直径 (mm) da 72.147 171.844 齿根圆直径 (mm) df 61.506 167.787 锥距 (mm) R 91.502 顶隙 (mm) c 0.5 分度圆齿厚 (mm) S 3.927 nts当量齿数 ZV 29.05 184.36 齿宽 (mm) 32 28 齿宽系数 R 0.3 平均分度圆直径（ mm） dm 57.375 144.5 表 3-1 锥齿轮数据汇总表 传动比 52.21 U 。 3.1.6核算转速，转矩 参 数 转速 n（ r/min） 功率 p(KW) 转矩（ mN ） 轴 1440 1.944 19.52 轴 571.66 2.770 46.28 轴 87.60 2.687 293.02 表 3-2 各轴运动、动力参数表 3.1.7锥齿轮结构 示意图 图 3-1 锥齿轮结构示意图 3.2 开式直齿圆柱齿轮设计 3.2.1选择齿轮精度等级，材料，热处理方式及齿数 对于低速轻载荷的齿轮，主要失效形式是齿面磨损，需有一定的机械性能，可选用中碳钢或灰铸铁或球墨铸铁 ,这里为单件小批量生产，所以大 小齿轮 均为nts45号钢，其中小齿轮调质，硬度 250HBS，大齿轮正火，硬度 210HBS。 根据总传比分配需求，这里的传动比要求为 526.6519.2 442.162 U开式齿轮齿面易磨损，欲让齿厚些，适当取大些模数，因此取少些齿数，初拟小齿轮数为 Z1 19，则大齿轮数 12419525.6122 ZUZ ,此时传动比应为 526.619124 U。（与要求的相等）选用 8级精度。 3.2.2按齿根弯曲度， 疲 劳强度计算 由 *进行计算，即 3 2112FsaFadYYZKTm 3.2.2.1 确定公式内的各计算值 1) 试选载荷系数 5.1tK2) 考虑为开式齿轮，且大小齿轮均为悬臂布置，为减小齿面载荷分布不均匀情况，选取较小的齿宽系数，由 *，选定 6.0d3) *选取齿形系数 YFa与应力校正系数 YSa 85.21 FaY 54.11 SaY 16.22 FaY 81.12 SaY 4) 计算应力循环次数，由课本式 10-13 911 10537.144800166.5716060 njLnN 8912 10355.2526.6 10537.1 nNN 5) 由 *，查取弯曲疲劳寿命系数 88.01 FNK 93.02 FNK 6) 由 *按齿面硬度查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 aF MP4001lim 由 *查得大齿轮弯曲疲劳强度极限aF MP3302lim 7) 计算许用应力 nts取安全系数 S 1.4， 由课本式（ 10-20），有 aFFNF MPSK 429.2514.1 40088.01l i m11 aFFNF MPSK 214.2194.1 33093.02l i m11 8）计算大小齿轮的FSaFaYY值，并加以比较 0 1 7 4 5 6.0429.251 54.185.21 11 F SaFa YY 0 1 7 8 3 5.0214.219 81.116.22 22 F SaFa YY 大齿轮的数值较大，取其做下面 3.2.2.2 1)的计算值 3.2.2.2 计算 1) 试计算齿轮模数 mmm t 253.20 1 7 8 3 5.0196.0 6280.45.123 2 2) 初求分度圆直径 dt1,齿宽 btmmZmd tt 807.4219253.211 mmdb tdt 684.25806.426.01 此时齿轮圆周速度 smndV tm /281.11 0 0 060 66.571807.421 0 0 060 11 3) 确定载荷系数 KKKKK VP 由 *，取 1.1AK 由 *，查取载荷系数 11.1VK； 直齿轮 0.1 FH KK由 *，查得 8 级精度，小齿轮为悬臂布置 nts370.1HK （由插值 得） ； 齿高 mmmh tt 07.5253.225.225.2 齿宽高比 066.507.5684.25 tthb由此数据查 *，得 27.1FK故载荷系数 551.127.10.111.11.1 FFVA KKKKK因实际载荷系数与初选载荷系数（ Kt 1.5）相差不大，故不再校正。 4) 确定模数 计算值 mt=2.253mm， 确定较大的模数为 m=3mm 3.2.3齿轮几何尺寸计算 3.2.3.1 分度圆 直径 5 7 m m=319=mZ=d 11 3 7 2 m m=3124=mZ=d 22 3.2.3.2 分度圆中心距 mmdda 5.2142 21 3.2.3.3 分度圆齿宽 mmdb d 2.34576.01 取 mmb 352 mmb 401 3.2.3.4 齿高 mmmh 75.6325.225.2 3.2.4数据 核算 汇总 名称 代号 小齿轮 大齿轮 齿数 Z 19 124 模数 (mm) m 3 压力角 20 分度圆直径(mm) d 57 372 齿顶高 (mm) ha 3 齿根高 (mm) hf 375 nts齿顶圆直径(mm) da 63 375 表 3-3 数据汇总表 传动比 U2=6.526 3.3 带速核算 3.3.1总传动比 m in/607.87437.161440 nini p 3.3.2运输带实际工作速度 smDnV /1009.1100060 607.87240100060 3.3.3运输带速度误差 %8.0%1001.1 1.11009.1 q 误差在允许的 %5 范围内。 第 4 章 轴的设计 4.1 小锥齿轮轴（轴）的设计 4.1.1作用在小齿轮上的力 切向力： 前面已求出 NFt 4366801 径向力： NFFtr 197.230644.21c os20t a n436.680c ost a n 111 轴向力： NFFta 346.91644.21s i n20t a n436.680s i nt a n 11 4.1.2小齿轮轴上的参数 nts功 率 kWP 944.21 转 速 min/14401 rn 扭 矩 mNT 52.191 表 4-1 小齿轮轴参数表 4.1.3 初步确定轴的最小直径 先按 *初步估算轴的直径，这里选取轴的材料为 45号钢，调质处理。 根据 *，取 115A ，于是有 mmnpAd 60.141440 944.2115 3311m i n 安装联轴器处轴的直径最小 4.1.4 联轴器的选用 为减小传动间的振动，使传 动更平稳，及补偿电动机轴与小齿轮轴可能存在的相对位移并根据传递功率、转矩的大小这里选用弹性套柱销联轴器。 由课本有，连轴器的计算转矩公式 ： TKTAca 查 *，取 5.1AK ，则有： mNca 28.2952.195.1T 根据 TTca ，查手册（ GB/T4323-2002）， * 已知电动机输出轴直径 为 28mm，而能与 28mm轴配合的弹性套柱销联轴器的最小型号为 LT4，此型联轴 器的最小孔径为 20mm，这里就选用 LT4型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 mN63 ，与小齿轮配合 的半 联轴器孔径 mmdI 20 ，所以轴段 -直径为 mmd 20，半联轴器长度 L=52mm，与轴配合的毂孔长度L1=38mm。 4.1.5 轴的结构设计 4.1.5.1拟定轴上零件的装配方案 通过对轴及轴系零件的安装的可行性，难易程度的比较，对轴上零件的定位，轴的结构工艺性优劣的分析，以及对现有方案的类比，现使用如下装配方案： nts 图 4-1 装配方案图 4.1.5.2根据轴向定位的要求，硬度轴各段直径和长度 1) 前 已 得 到 mmd 20， 半 联 轴 器 右 端 以 轴 肩 定 位 ， 所 以 取mmd 26 ，连轴器左端用轴端挡圈定位，型号为 ： 挡圈 GB/T891 28，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=38mm，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 -段的长度应比 L1 略短，现取mmL 36 。 2) 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 mmd 26，查取手册表 6-7，由轴承产品目录中初步取基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30206，其尺寸mmmmmmTDd 25.176230 。 故， mmdd 30 ，mmL 16 ， mmL 14 3) 轴承端盖的总宽度为 25mm，根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与半 联轴器右端面间的距离 L=30mm故取 mmL 604) *由轴承的轴向定位需求取 mmd 36，长度初步取为 mmL 805) 安装小锥齿轮处轴段的直径 mmd 22由 *，齿轮轮毂长计算式 L=(11.2)d，即 L=1.2 22=26.4mm。 但，小齿轮齿宽已为 32mm，所以轮毂长应大于 32mm， 于是取 轮毂长为 40mm也由手册表 11-7，可求出轮毂外径 ： mmdd 2.35226.16.11 。 圆整取 mmd 361 。 小齿轮与箱体内壁应有一定距离避免干扰，同时小齿轮与轴承的距离应尽量小，以改善受力，综合考虑，取 mmL 50，小齿轮右端伸出轴右端 2mm，小齿轮与轴承间用一 挡油环 定位。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 6) 轴上零件的周向定位 nts齿轮、半联轴器于轴的周向定位全采用平键连接。 *，轴 -段使用键位 GB/T 1096 键 6 6 25，半联轴器与轴向配合为67KH；轴 -段使用键为 GB/T 1096 键 C6 6 36，为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮毂与轴的配合为67nH；滚动轴承周向定位由过渡配合保证，选用轴直径的公差为 m6。 7) 确定轴上圆角和侧角尺寸 轴端倒角 452 ，圆角均为 R1.0 4.1.6 求轴上的载荷 图 4-2 小齿轮轴上载荷图 对于 30206型圆锥滚子轴承，由 *查得 a=13.8mm。固此可求得作为筒与梁的轴的支撑跨距 L2+L3=87mm+49mm=136mm。 根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，即如上图（ b） (c) (d)所示。从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C是轴的危险截面。 截面 C处的各种受力值列表如下： 载 荷 垂直面 V 水平面 H 支反力 F（ N） 234.3831 NVF670.10632 NVF 531.991 NHF728.3292 NHF 弯矩）（ mmNM 358.33341VM 197.86592 HM tFrF aF1NVF1NHF1NVF2NHF2NVF1NVF2NVFVMVM1HF 2HFaH FF 1tF1HM 2HM rF T 2 1maa dFM nts总弯矩）（ mmN 465.3444722 2 HVC MMM扭矩）（ mmNT 520.191 T 表 4-2 截面 C 处的受力参数 列表 4.1.7 按弯扭合成应力校核轴的强度 这里只校核危险截面 C 的强度。 *及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循动循环变应力，取折合系数 6.0 首先计算截面 C的抗弯截 面系数 W 333 719.265032 3032 mmdW cc 轴的计算应力 aaccca MPMPW TM 726.13719.2650 )195206.0(465.34447)( 22212 该轴材料为 45 号钢，调质处理，由 *查得许用应力 aMP601 因此， 1 ca ，故安全。 4.2 大锥齿轮轴（轴）的设计 4.2.1作用 在大 齿轮 上 的力 由前对小齿轮受力的计算结果及两齿轮间的作用与反作用对应关系有： NFF ra 197.23012 NFF ar 346.9112 NFF tt 436.68012 大齿轮上运动动力参数 功率 KWP 770.22 转速 min2 571 rn mNT 28.462 4.2.2类似轴的设计过程 nts初步估算最小直径 mmAd NP 47.19115 3 5 7 177.23mi n 22 安装输出联轴器的直径最小 4.2.3联轴器的选用 计算转矩 ）取 5.1(2 AAca KTKT， 有 mNTca 42.6928.465.1这里选用挠性联轴器以补偿两轴间可能的 相对位移。十字滑块联器一般用于转速 min250 rn ，而此处 min571 rn 滑块联轴器结构简单，尺寸紧凑，具有较高极限转速，适用于小功率，高转速，无剧烈冲击处，这里就选用滑块联轴器，查取手册，由表 8-9，选用型号为 WH4 型，其公称转矩为 mN160 ，许用转速min5700 r ，半联轴器孔径 mmd 201 ，半联轴器与毂孔配合的长度 mmL 521 。 4.2.4轴的结构设计 4.2.4.1 拟定轴上零件的装配方案（见图 4-3） 4.2.4.2 根据轴向定位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要求， 轴右端制出一轴肩，故取 段的直径 mmd 26 左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D 28mm， 段 的长度应比 1L 略短，取 mmL 50 。 2) 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 选用单列圆锥滚动轴承，参照工作要求并根据 mmd 26 ，查 *初步选取：基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚动轴承 30206，其尺寸 mmmmmmTDd 25.176230 ，故mmdd 30 ； 滚动轴承采用 长为 10mm 的挡油环右端 定位 ，取mml 18 。由手册查询，取 mmd 36 3) 取安装齿轮处的轴段 的直径 mmd 34，齿轮左端以轴套定位，轴 肩的高度 h0.07d，取 h=4mm，则轴环直径 mmd 42。轴环宽度hb 4.1 ，取 mml 8 。 nts4) 轴段参考前一根轴设计原则，取 mml 65 5) 考虑齿轮与箱体壁间距，与轴承的安装，取 mml 35，齿 轮 轴与轴承间的 挡油环 长度取 15mm，外径取 40mm 6) 综合考虑，减速器的对称及空间需求取 mml 80至此，以初步确定了轴的各段直径和长度。 图 4-3 大齿轮轴结构示意图 7) 轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。由手 *得所选平键尺寸mmmmmmlhb 4066 ，半联轴器与轴的配合为67KH 。滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证，选取轴的直径尺寸公差为6m8) 确定轴上圆角和倒角尺寸 ,参考课本表 15-2 取轴端倒角为 451 ，轴肩 圆角均 为 R1.6,其余为 R1。 4.2.5求轴上载荷 1NVF1NHF 1NHFaFrFtF1NVFtF2NVF2NVF2NHFVMVM1NHF 1NHa FF aMaF2NHFnts 图 4-4 大齿轮轴上载荷图 对于 30206 型圆锥滚子轴承，由 *a=13.8mm。因此可求得作为筒与梁的轴的支撑跨距 L2+L3=52mm+104mm=156mm，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，即如上图所示。 从轴的机构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C是轴的危险截面。 C处各面的弯矩值列表如下 载 荷 垂直面 V 水平面 H 支反力 F（ N） 624.4531 NVF812.2262 NVF 511.1671 NHF165.762 NHF 弯 矩）（ mmNM 448.23588VM572.87101 HM16.79212 HM 总弯矩 ）（ mmN 356.2 5 1 4 52211 HV MMM919.24882222 2 HV MMM 扭 矩 ）（ mmNT 462802 T 表 4-3 截面 C 处弯矩值列表 nts4.2.6 按弯扭矩合成应力校核轴的强度 这里只校核危险截面 C的强度，根据课本式（ 15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6，轴的计算应力 aca MPWTM 561.11279.3240)462806.0()356.25145()( 2222 其中抗弯截面系数 W由式d tdbtd 2 )(3223 计算 前已选定轴的材料为 45号钢，调质处理，由课本表 15-1查得 aMP601 ，因此 1 ca，故安全。 4.2.7 精确校核轴的强度 4.2.7.1 判断危险截面 考查图 a、图 b、图 d 可知，从应力集中且 M、 T 又较大考虑，截面和 C截面都有较大的合弯矩，但 C 截面处键槽引起的应力集中较小，键槽引起的应力集中是在键槽两侧，键槽引起的应力集中小于轴肩和过盈配合，故把危险断面定在处，在处左侧是轴肩应力集中，在处右侧是过盈应力集中由于截面 IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 。 4.2.7.2 截面左侧 抗弯 截面系数 333 5.4 2 8 7351.01.0 mmdW 抗扭截面系数 333 8575352.02.0 mmdW T 截面左侧的弯矩 M 为 mmNM 549.1160552 28.52356.25145 截面上的扭矩 T2 为 ： mmNT 462802 截面上的弯曲应力aab MPMPWM 707.25.4 2 8 7 549.1 1 6 0 5 截面上的扭转切应力aaTb MPMPWT 379.58575462802 轴的材料为 45 号钢，调质处理，由 *15-1 查得抗拉强度极限aB MP640，nts抗弯疲劳极限aMP2751 ，剪切疲劳极限aMP1551 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数，按 *附表 3-2 查取。 因 033.0300.1 dr， 2.13036 dD，经 带 值后查得。 3.2 7.1 又由 *附图 3-1 可得轴的材料的刚性系数为 73.0q 8.0q 故有效应力集中系数，由课本式（附 3-4）有 949.1)13.2(73.01)1(1 qK 56.1)17.1(8.01)1(1 zzqK 由附图 3-2 的尺寸系数 81.0； 由附图 3-3 的扭转尺寸系数 88.0轴按磨削加工，由附图 3-4 的 3 表面质量系数为 92.0 轴末径表面强化处理，即 1q，则按式（ 3-12）及式（ 3-12a）得综合系数为 493.2192.0 181.0 949.111 kK860.1192.0 188.0 56.111 kK又有碳钢的特性系数，取 1.0 05.0 计算安全系数caS值，按课本式（ 15-6） （ 15-8）得 750.4001.0707.2493.2 2751 maKS 07.302379.505.02397.586.11551 KSma 5.120.2407.3075.40 07.3075.40 2222 SSS SSS cants故可知其安全 4.2.7.3 截右侧 抗弯截面系数 W按表 15-4中的公式计算 333 2.5 4 8 7381.01.0 mmdW 抗扭系数 333 4.10974382.02.0 mmdW T 弯矩 M及弯曲应力为 mmNM 549.11605 ab MPWM 115.22.5487 549.11605 扭矩 T2及扭转切应力为 mmNT 462802 aTT MPWT 217.44.1 0 9 7 44 6 2 8 02 过盈配合处的k，由 *附表 3-8用插值法求出，并取k5.2k25.28.0 k轴按磨削加工，由 *附图 3-4得表面质量系数为 92.0 故得综合系数为 587.2192.0 15.211 kK087.2192.0 1211 kK所以轴在截面右侧的安全系数为 260.5001.0115.2587.2 2751 maKS 400.342217.405.02217.4087.21551 maKS nts5.1388.284.34260.50 400.34260.50 2222 SSS SSSrca故该轴在截面右侧的强度也是足够的。该轴无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故不对轴进行静强度校核。 第 5 章 轴承 基本额定寿命计算 5.1 小锥齿轮轴轴承额定寿命计算 (30206) 如图 4-1，记 B处轴承为 1， C处轴承为 2。由前述已知，外界产生的 轴向力： NFa 346.91径向力： NF r 197.230 各支点力： NFNH 531.991 ； NFNV 234.3831 NF NH 728.3292 ； NF NV 690.10632 5.1.1 轴承 所受径向力计算 NFFF NVNHr 948.395234.383531.99 2221211 NFFF NVNHr 623.1113690.1063728.329 2222222 5.1.2 计算派生轴向力dF5.1.2.1 确定动载系数 查 *得计算系数 37.0e ，轴向动载荷系数 6.1Y 。 因为 eFFra 397.0197.230 346.91， 所以，由 *查得： 径向动载荷系数 40.0X 5.1.2.2 派生轴向力计算 nts由 *派生轴向力公式 NYFF rd 734.1236.12 948.3952 11 NYFF rd 007.3486.12 623.11132 22 5.1.3 判断、计算轴向力 5.1.3.1 轴承 1 受轴向力 因为add FFNNNNF 21 353.439346.91007.348734.123所以轴承 1所受的轴向力 NFFF daa 353.43921 5.1.3.2 轴承 2 受轴向力 NFF da 007.34822 5.1.4 确定当量动载荷 由 *查取动载荷系数： 1.1pf由 *求当量动载荷 NYFXFfP arp 478.947353.4396.1948.39540.01.1111 NYFXFfP arp 486.1102007.3486.1623.111340.01.1222 5.1.5 计算小锥齿轮轴承寿命 *得轴承 30206 基本额定动载荷 C=43200N *求寿命得： hpcnL h 63106310161 10919.3478.94743200144060106010 hpcnL h 63106310262 10365.2486.110243200144060106010 以上计算寿命都远大于要求的使用折旧时间 44800h， 所以选取的轴承合适。在本设计中，轴承工作载荷教平稳， 转速稳定，故此 不对轴承进行静载荷能力计nts算。 5.2 大锥齿轮轴轴承额定寿命计算 (30206) 如图 4-3，记 B处轴承为 1， D处轴承为 2。方法、计算步骤与 5.1类似，外界产生 轴向力： NFa 197.230径向力： NFr 346.91 各支点力： NFNH 511.1671 ； NFNV 624.4531 NF NH 165.762 ； NF NV 812.2262 5.2.1 轴承 所受径向 力计算 NF r 565.4831 NFr 259.2392 5.2.2 计算派生轴向力dF5.2.2.1 确定动载系数 查 *
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