二级斜齿减速器课程设计432.4%1%300%115%127.doc
二级斜齿减速器课程设计432.4%1%300%115%127
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减速器课程设计
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二级斜齿减速器课程设计432.4%1%300%115%127,减速器课程设计
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哈尔滨工业大学机电工程学院 0 Harbin Institute of Technology 课课 程程 设设 计计 说说 明明 书书 （ 论论 文文 ） 课程名称： 机械设计 设计题目： 带式输送机的传动装置 院 系： 机电工程学院 班 级： 设 计 者： 学 号： 指导教师： 设计时间： 哈尔滨工业大学 nts 哈尔滨工业大学机电工程学院 1 目录 一 .传动装置的总体设计 . 2 1.1 分析或确定传动方案 . 2 1.2 选择电动机 . 3 1.3 计算传动装置的总传动比并分配传动比 . 4 1.4 计算传动装置各轴的运动和动力参数 . 5 二 .传动零件的设计计算 . 6 2.1 选择材料、热处理方式及精度等级 . 6 2.2 确定计算公式 . 7 2.3 高速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主 要尺寸 . 7 2.4 低速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸 . 10 三 .轴的设计计算 . 14 3.1 高速轴设计计算 . 19 3.2 中间轴的设计计算 . 19 3.3 输出轴的设计计算 . 19 3.4 输出轴强度的校核计算 . 19 四 .键的设计和计算 . 23 五 .校核轴承寿命 . 23 六 .联轴器的选择 . 25 6.1 输入 轴联轴器 . 25 6.2 输出轴联轴器 . 25 七 . 润滑密封设计 . 25 八 .减速器附件及其说明 . 25 nts 哈尔滨工业大学机电工程学院 2 一 .传动装置的总体设计 1.1 分析或确定传动方案 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机传送带组成。 2. 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。 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 根据要求，选用二级斜齿圆柱齿轮减速器，将动力传送到传送带上，实现传送带预先设计的参数及其相应的功能。 设计的原始数据要求： 传送带的初拉力： F=2400N 传送带卷筒直径： d=300mm 传送带带速： v=1.0m/s 关于减速器的生产和工作的要求： 机器产量为大批量； 机器工作环境为清洁； 机器载荷特性为平稳载荷； 机器最短工作年限为六年二班。 nts 哈尔滨工业大学机电工程学院 3 1.2 选择电动机 1.2.1 选择电动机的结构形式 电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于生产单位一般多采用三相交流电源，因此，无特殊要求时应选用三相交流电动机，其中以三相交流异步电动机应用广泛。所以选择使用三相交流异步电动机。 1.2.2 选择电动机的容量（功率） 首先计算工作机有效功率： KWFvW 4.21000 124001000P 式中， F 传送带的初拉力，由设计原始数据， F=2400N； v 传送带的带速，由设计原始数据， v=1.0m/s。 从原动机到工作机的总效率： 4234221 299.0 499.0 297.0 0.96 0.8504 式中， 错误 !未找到引用源。 联轴器传动效率，由参考文献 1P81 页表 9.1，1 0.99 ； 错误 !未找到引用源。 轴承传动效率，由参考文献 1P81 页表 9.1， 错误 !未找到引用源。 错误 !未找到引用源。 齿轮啮合效率， 错误 !未找到引用源。 ； 错误 !未找到引用源。 卷筒传动效率， 错误 !未找到引用源。 。 则所需电动机功率： kW82.28504.0 4.2 Wd PP1.2.3 确定电动机的转速 工作机（套筒）的转速： nts 哈尔滨工业大学机电工程学院 4 sadD V /r7.63300 1601000100060n W 式中， d 传送带卷筒轴直径。由设计原始数据， d=300mm。 由参考文献 1P88 页表 9.2，两级齿轮传动 错误 !未找到引用源。 ，所以电动机的转速范围为： dn i Wn =(840) 63.7=（ 509.62548.0） minr 符合这一范围的同步转速为 750 r/min、 1000 r/min、 1500 r/min 三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构 紧凑，决定选用同步转速为 1000 r/min 的电动机。 根据电动机的类型、容量和转速，由参考文献 1P172 页表 15.1，选定电动机型号为Y132S-6，其主要性能如下表所示。 电动机型号 额定功率 /kW 同步转速 /（ r min） 满载转速 (r min) Y132S-6 3 1000 960 2.0 2.0 1.3 计算传动装置的总传动比并分配传动比 1.3.1 总传动比 错误 !未找到引用源。 由选定的电动机满载转速 nw和工作机主 动轴转速 n，可得传动装置总传动比为 i wn /n 960/63.7 15.07 1.3.2 分配传动比 i 1i 2i 式中 21,ii 分别为一级、二级齿轮传动比。 考虑润滑条件，为使俩大齿轮直径相近。高速级传动比为 1i i4.1 07.154.14.59，则 2i 1/ii 3.28。 1.4 计算传动装置各轴的运动和动力参数 1.4.1 各轴的 转速 nts 哈尔滨工业大学机电工程学院 5 轴 ： n mn 960r/min 轴 ： n1/ in 960/4.59 209.15r/min 轴 ： n n / 2i 209.15/3.28=63.76r/min 卷 同 轴 ： 卷n = n =63.7r/min 1.4.2 各轴的输入功率 轴 ： P dp 1 2.82 0.99 2.79kW 轴 ： P p 2 3 2.79 0.99 0.97 2.68kW 轴 ： P P 2 3 2.68 0.99 0.97 2.57kW 卷 同 轴 ： 卷P P 2 1=2.57 0.99 0.97 2.47kW 1.4.3 各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩dT=9550mdnP=9550 2.82/960=2.81 410 Nmm 轴 ： T dT 1 =2.81 410 0.99=2.78 410 Nmm 轴 ： T T 1i 2 3 =2.78 410 4.59 0.99 0.97=1.22 510 Nmm 轴 ： T T 2i 2 3 =1.22 510 3.28 0.99 0.97=3.86 510 Nmm 卷 同 轴 ： 卷T = T 2 1 =3.86 510 0.97 0.99=3.70 510 Nmm。 整理以上数据，制成表格以备用户随时方便查阅。 减速器运动学和动力学参数一览表 轴名 功率 /P KW 转矩 /T ()N mm 转速 /n 1( min )r 传动比 i 效率 电机轴 2.82 42.81 10 960 1 0.99 轴 2.79 42.78 10 960 4.59 0.96 轴 2.68 51.22 10 209.15 3.28 0.96 轴 2.57 53.86 10 63.76 1.00 0.97 卷筒轴 2.47 53.70 10 63.76 nts 哈尔滨工业大学机电工程学院 6 二 .传动 零件的设计计算 2.1 选择材料、热处理方式及精度等级 考虑到卷筒机为一般机械，且该齿轮传动为闭式传动。 2.1.1 齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用 40Cr，齿面硬度为 280HBW 取小齿齿数 1Z =20 高速级大齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度为 240HBW Z2 =i Z1 =4.59 20=91.8 取Z2 =91 齿。取小齿轮 3 齿数3Z=19 齿，大齿轮 4 齿数4Z=3Z（ 15.07 4.55 ） =62.89.取4Z=63。 齿轮精度 按 GB/T10095 1998，均选择 8级精度 2.1.2 根据所选齿数重新修订减 速器运动学和动力学参数 。 减速器运动学和动力学参数更新后一览表 轴名 功率 /P KW 转矩 /T ()N mm 转速 /n 1( min )r 传动比 i 效率 电机轴 2.82 42.81 10 960 1 0.99 轴 2.79 42.78 10 960 4.55 0.96 轴 2.68 51.21 10 210.98 3.31 0.96 轴 2.57 53.84 10 63.74 1.00 0.96 卷筒轴 2.47 53.69 10 63.74 2.2 确定计算公式 由于是闭式软齿面齿轮传动，其主要失效形式是齿面接触疲劳点蚀。故按照齿面接触疲劳强度进行设计，再对齿根弯曲疲劳强度进行校核。 nts 哈尔滨工业大学机电工程学院 7 2.3 高速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸 因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度设计齿轮传动：（由参考文献 1P135 页式 8.8） 2131 )(12HEHdtt ZZZZuuTKd 式中各参数为： 小齿轮传递的转矩， 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 设计时，因 v 值未知， K 不能确定，初取tK=1.6。 由参考文献 1P144 表 8.6 取齿宽系数d=0.9 初选螺旋角 =15。 错误 !未找到引用源。 由参考文献 1P136 页表 8.5 查得弹性系数 错误 !未找到引用源。 。 由图 8.14 选取区域系数 ZH =2.43 齿数比 错误 !未找到引用源。 由参考文献 1P133 页式 8.1，端面重合度： 6848.115c o s9112012.388.1c o s112.388.121 ZZ 由参考文献 1P133 页式 8.1， 轴面重合度： 5 3 3 7.115ta n209.03 1 8.0ta nZ0 .3 1 8 1d 由参考文献 1P136 图 8.15 查得： 错误 !未找到引用源。 =0.775。 由图 8.24查得螺旋角系数Z=0.98 由参考文献 1P145 式 8.26，许用接触应力 错误 !未找到引用源。 , 由参考文献 1P146 图 8.28（ e）得接触疲劳极限应力 错误 !未找到引用源。 小齿轮 1 与大齿轮 2的应力循环次数分别为 N1 =60n1 ahL=60 960（ 2 8 250 6） =1.382 109 h N2 = 8911 10037.355.4 10382.1iN h 由参考文献 1P147 图 8.29 查得寿命系数 ：N1Z=1.0, N2Z=1.11。 由参考文献 1P147 表 8.7，取安全系数 错误 !未找到引用源。 nts 哈尔滨工业大学机电工程学院 8 H 1 =SHN 1lim1Z =1 770=770 MPa H 2 =S HHN 2lim2Z =1.11 600=666 MPa 故取 M PaHH 666 2 错误 !未找到引用源。 初算小齿轮 1 的分度圆直径 错误 !未找到引用源。 ，得 错误 !未找到引用源。 确定传动尺寸： （ 1） 计算载荷系数 K K KKKK VA=1.0 1.15 1.12 1.2=1.5456。 式中， 错误 !未找到引用源。 使用系数。由参考文献 2P130 页表 8.3，原动机和工作机工作特性均是均匀平稳，故取 错误 !未找到引用源。 错误 ! 未找到引用源。 动 载 系 数 。 分 度 圆 上 的 速 度 为 100060 11nd t sm /617.1100060 96019.3214.3 故由参考文献 2P131 页图 8.7 查得 错误 !未找到引用源。 。 错误 !未找到引用源。 齿向载荷分布系数。由参考文献 2P132 页图 8.11，因为小齿轮是非对称布置的，故查得 齿向载荷分布系数 K=1.12。 错误 !未找到引用源。 齿间载荷分配系数。由参考文献 2P133 页表 8.4，未经表面硬化的 8 级精度斜齿轮取 错误 !未找到引用源。 对 错误 !未找到引用源。 进行修正。 d1 =dt1 t3 / KK=32.196.15456.13 =31.82mm 确定模数 错误 !未找到引用源。 错误 !未找到引用源。 计算传动尺寸 中心距： 错误 !未找到引用源。 差距不大，故不必要使用 K 来修正模数。 螺旋角 = 1 5 6 0.151152 )9120(2a r c c o s2 )(a r c c o s 21 a zzm n=15 9 21。 其它传动尺寸： 错误 !未找到引用源。 错误 !未找到引用源。 mm29.3744.419.0db1d2 取 38mm。 1b = 2b +（ 510） mm， 取 1b =45mm。 4. 齿根弯曲疲劳强度校核 nts 哈尔滨工业大学机电工程学院 9 FSFnFYYYYdbm KT 112 K、 T、 nm 、 1d 同上 K=1.5456、 T=2.78 410 Ng mm、 nm =2、 1d =41.44mm 计算当量齿数 z z /cos 20/ cos3 15.156 22.2410 z z /cos 91/ cos3 15.156 101.1966 由参考文献 1,图 8.19 查得 1FY =2.72， 2FY =2.2 由参考文献 1由图 8.20查得1SY=1.55，2SY=1.8 由参考文献 1 由图 8.21 查得重合度系数Y=0.74 由参考文献 1 由图 8.26 查得螺旋角系数Y=0.88 由参考文献 1 由图 8.28 （ f）查得弯曲疲劳极限应力， 小齿轮aF MP3101lim 大齿轮aF MP2502lim 由参考文献 1图 8.30 查得得弯曲疲劳寿命系数 :K1N=1.0 K2N=1.0 由参考文献 1表 8.7 查得弯曲疲劳安全系数 S=1.25(1%失效概率 ) F 1 = 24825.13101lim1 SK FN MPa F 2 = M P a2 0 025.12 5 02lim2 SK FN a2483636.7288.074.08.12.244.41238 1078.25456.122 11 411 MPYYYYdbm KT FSFnF F29696.6755.172.2 8.12.23636.72112212 SFSFFF YYYY 结论：满足齿根弯曲疲劳强度。 高速级齿轮参数列表 法向模数 分度圆直径(mm) 齿宽 齿数 螺旋角 中心距a(mm) 小齿轮 2 41.44 45 20 15 9 21 115 大齿轮 188.56 38 91 nts 哈尔滨工业大学机电工程学院 10 2.4 低速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸 因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度设计齿轮传动：（由参考文献【 2】 P135页式 8.8） 按齿面接触疲劳强度设计： 2131 )(12HEHdtt ZZZZuuTKd 式中各参数为： 小齿轮传递的转矩， 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 设计时，因 v 值未知， K 不能确定，初取tK=1.6。 由参考文献 1P144 表 8.6 取齿宽系数d=0.9 初选螺旋角 =15。 错误 !未找到引用源。 由参考文献 1P136 页表 8.5 查得弹性系数 错误 !未找到引用源。 。 由参考文献 1图 8.14选取区域系数 ZH =2.43 齿数比 错误 !未找到引用源。 由参考文献 1P133 页式 8.1，端面重合度： 6608.115c o s63119 12.388.1c o s112.388.121 ZZ 由参考文献 1P133 页式 8.1， 轴面重合度： 4 5 7 1.115ta n199.0318.0ta nZ0 .3 1 8 1d 由参考文献 1P136 图 8.15 查得： 错误 !未找到引用源。 =0.775。 由图 8.24查得螺旋角系 数Z=0.98 由参考文献 1P145 式 8.26，许用接触应力 错误 !未找到引用源。 , 由参考文献 1P146 图 8.28（ e）得接触疲劳极限应力 错误 !未找到引用源。 小齿轮 1 与大齿轮 2 的应力循环次数分别为 N1 =60n1 ahL=60 210.98（ 2 8 250 6） = 83.038 10 h N2 = 7811 101 7 8 6.931.3 10038.3iN h 由参考文献 1P147 图 8.29 查得寿命系数 ：N1Z=1.0, N2Z=1.18（允许局部点蚀）。 由参考文献 1P147 表 8.7，取安全系数 错误 !未找到引用源。 nts 哈尔滨工业大学机电工程学院 11 H 1 =SHN 1lim1Z =1 770=770 MPa H 2 =S HHN 2lim2Z =1.18 600=708 MPa 故取 M PaHH 087 2 错误 !未找到引用源。 初算小齿轮 1 的分度圆直径 错误 !未找到引用源。 ，得 错误 !未找到引用源。 确定传动尺寸： 计算载荷系数 K K KKKK VA=1.0 1.07 1.12 1.2=1.4381。 式中， 错误 !未找到引用源。 使用系数。由参考文献 2P130 页表 8.3，原动机和工作机工作特性均是均匀平稳，故取 错误 !未找到引用源。 错误 !未找到引用源。 动载系数。分度圆上的速度为 100060 1nd t sm /5 7 0 3.01 0 0 060 98.2106 2 5 3.5114.3 故由参考文献 1P131 页图 8.7 查得 错误 !未找到引用源。 。 错误 !未找到 引用源。 齿向载荷分布系数。由参考文献 2P132 页图 8.11，因为小齿轮是非对称布 置的，故查得 齿向载荷分布系数 K=1.12。 错误 !未找到引用源。 齿间载荷分配系数。由参考文献 2P133 页表 8.4，未经表面硬化的 8 级精度斜齿轮取 错误 !未找到引用源。 对3dt错误 !未找到引用源。 进行修正。 3d=3dt t3 / KK=32.196.14381.13 =49.8217mm 确定模数 错误 !未找到引用源。 错误 !未找到引用源。 计算传动尺寸 中心距： 错误 !未找到引用源。 差距不大，故不必要使用 K 来修正模数。 螺旋角 = 4 1 2 8.141272 )6319(2a r c c o s2 )(a r c c o s 43 a zzm n=14 25 5。 值与初选值相差很小无 需修正与 值相关的数值。 其它传动尺寸： 错误 !未找到引用源。 错误 !未找到引用源。 mm9650.5285.589.0db3d4 取 53mm。 3b = 4b +（ 510） mm， 取 3b =60mm。 nts 哈尔滨工业大学机电工程学院 12 齿根弯曲疲劳强度校核 FSFnFYYYYdbm KT 112 K、 T、 nm 、 1d 同上 K=1.5456、 T=2.78 410 Ng mm、 nm =2、 1d =41.44mm 计算当量齿数 3VZ3Z/cos 19/ cos3 14.4148 20.9146 4VZ4Z/cos 91/ cos3 14.4148 69.3484 由图 8.19 查得 1FY =2.75， 2FY =2.25 由图 8.20查得1SY=1.52，2SY=1.75 由参考文献 1图 8.21 查得重合度系数Y=0.73 由参考文献 1图 8.26 查得螺旋角系数Y=0.98 由参考文献 1图 8.28 （ f）查得弯曲疲劳极限应力， 小齿轮aF MP3103lim 大齿轮aF MP2504lim 由参考文献 1图 8.30 查得得弯曲疲劳寿命系数 : 3NK=1.0 4NK=1.0。 由表 8.7 查得弯曲疲劳安全系数 S=1.25(1%失效概率 ) F 1 = 24825.13101lim1 SK FN MPa F 2 = M P a2 0 025.12 5 02lim2 SK FN a5885.1113636.7298.073.052.175.285.58353 1021.14381.122 11 411 MPYYYYdbm KT FSFnF F21148.10552.175.2 75.125.25885.111112212 SFSFFF YYYY 结论：满足齿根弯曲疲劳强度。 低速级齿轮参数列表 法向模数 分度圆直径(mm) 齿宽 齿数 螺旋角 中心距a(mm) 小齿轮 3 58.85 60 19 14 25 5 127 大齿轮 195.1463 53 63 nts 哈尔滨工业大学机电工程学院 13 三 .轴的设计计算 3.1 高速轴的设计计算 轴 参数： Pdp 1 2.82 0.99 2.79kW TdT 1 =2.81 410 0.99=2.78 410 Nmm n=960r/min 2.作用在齿轮上的力： 412 2 2 . 7 8 1 0 1 3 4 1 . 6 9 8 84 1 . 4 4tTFNd t a n t a n 2 01 3 4 1 . 6 9 8 8 5 0 5 . 9 3 6 1c o s c o s 1 5 . 1 5 6 0nrtaF F N t a n 1 3 4 1 . 6 9 8 8 t a n 1 5 . 1 5 6 0 = 3 6 3 . 4 3 NatFF 选择轴的材料 选用 45 号钢调质处理，获得良好的综合机械性能。 初算轴上的最小直径 按弯扭强度计算： mmd 13.15960 79.2106nPC 33m in 考虑到轴上键槽适当增加轴直径，m i nd 1 5 .1 3 1 .0 5 1 5 .8 8 6 。 式中， C由许用扭转剪应力确定的系数。由参 考文献 2P193 页表 10.2，考虑扭矩大于弯矩，取小值， C=106。 P轴传递的功率。 错误 !未找到引用源。 n轴的转速。 错误 !未找到引用源。 轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构。因传递功率小，齿轮减速器效率高，发热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从 dmin 处开始设计。 nts 哈尔滨工业大学机电工程学院 14 联轴器及轴段 1：本设计中 dmin 就是轴段直径，又考虑到轴段 1 上 安装联轴器，因此 1的设计与联轴器同时进行。 为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表 13.1，取1.5AK 。则由计算转矩 44( ) 1 . 5 2 . 7 8 1 0 4 . 1 7 1 0cAT N m m K T gg 。考虑电机输入轴直径为 38mm,由课程设计查得 GB5014-1985 中的 LX3 联轴器满足条件。选用 J1 型轴孔 A 型键。联轴器长 L=60mm。 与 LX3 对应的最小轴径为 30mm，轴段 1 的长度应比联轴器的轴孔长度略短，故取l1=58mm。 b 密封圈及轴段 2 联轴器 只传递转矩。可取轴段 2 直径 d2=35mm。查表唇形密封圈的直径系列中有公称直径 35.轴段 2 长度为 L2=63-5+15=73mm。 轴段 3 和轴段 5 考虑使用斜齿轮。齿轮有轴向力，轴承类型为角接触球轴承。暂取 7208C,查得d=40mm,D=80mm,B=18mm。故取轴段 3 和轴段 5 的直径为 40mm。轴段 3 和轴段 5 的长度均为 18mm。 轴段 4 轴段 4 的轴肩应为（ 0.070.1） 40=2.84mm。取轴段 4 的直径为 45mm。考虑到可能使用齿轮轴，轴 径应重新选择。本设计中轴径可设计成刚好等于齿轮的齿顶圆直径。 轴段具体长度要综合考虑其他 2 根轴的尺寸和联轴器端面到箱体轴承透盖的距离确定。 3.2 中间轴的设计计算 nts 哈尔滨工业大学机电工程学院 15 中间轴上的功率 P=2.68kW, 转速 n2=210.98r/min, 转矩 T2=1.21 510 Nmmg 。 初定轴 上的最小直径 mmd 73.2498.2 1 068.21 0 6nPC 33m in 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 轴段 1 轴承初选 7208C 则轴径 d=40mm.B=18mm.故轴段 1 长为 18mm。 轴段 2 因该轴为齿轮轴。轴段 3 为齿轮。又齿轮端面距箱体内壁应为 10mm,油润滑，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁的距离为 5mm。所以轴段 2 的长度为 15mm。 轴段 3 为齿轮轴上的齿轮。为齿轮轴，齿宽为 60mm。取轴段 3 的长为 60mm 轴段 4 轴段 4 为退刀槽。因轴段 5 为轴肩。轴肩直径小于齿轮轴齿轮的齿根圆直径。故应 加退刀槽便于加工。取退刀槽所在轴径为： 46mm，退刀槽长度为 10mm。 轴段 5 为轴肩，用以固定高速级的大齿轮。由公式计算得轴肩直径为 53mm,轴肩长 10mm. 轴段 6 轴段 6 与高速级大齿轮的轮毂配合。直径可取 46mm,长度略小于高速级大齿轮齿宽。取轴段 6 的长度为 36mm。 轴段 7 轴段 7 为套连轴承。取 7208C 轴承。内径为 40mm。所以轴段 7 内径为 40mm.按高速轴大齿轮靠近箱体内壁端面到箱体内壁的距离为 10mm。可得轴段 7 长度为 28mm。 nts 哈尔滨工业大学机电工程学院 16 3.3 输出轴设计计算 材料同为 45 号钢 输出轴上的功率 P=2.57kW, 转速 n3=63.74r/min, 转矩 T3=3.85 510 Nmmg 。 初定轴上的最小直径 mmd 3 4 8.3674.6357.21 0 6nPC 33m in 式中， C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献 2P193 页表 10.2，考虑扭矩大于弯矩，取小值， C=106。 P轴传递的功率。 错误 !未找到引用源。 n轴的转速。 错误 !未找到引用源。 考虑到轴上键槽适当增加轴直径，m ind 3 6 .3 4 8 1 .0 5 3 8 .1 。 轴上各个轴段的参数计算 轴段 1，为输出轴与联轴器的连接部分。考虑对中性的要求。使用刚性联轴器。查表，可取联轴器其安装尺寸，孔径为 38mm,J1 型接口，孔径长 L=60。轴段 1 的长度应略短于联轴器的长度。可取长 l1=58mm。 轴段 2 由于联轴器只传递转矩，轴段 2 的轴径可比轴段 1 略大。由唇形密封圈的标准。可取轴段 2 的轴径为 42mm.轴段 2 的长度由轴承座的长度和轴段 1 靠近箱体的端面到轴承端盖的距离决定。经后面计算知，只能用嵌入式轴承端盖。 轴承座长为12 (5 8 )l c c mm.由表 计算知，取轴承端面螺栓为 M18。由此得 12 ( 5 8 ) 2 2 2 0 8 5 6 3 m ml c c 取轴段 1 内侧轴肩到轴承端盖的距离为 15mm. nts 哈尔滨工业大学机电工程学院 17 轴段 3 轴段 3直径与轴承内径相同。暂取轴承为角接触球轴承 7209C。则，轴段 3的直径为 45mm。轴段 3 长 19mm。 轴承靠近箱体内表面的端面到箱体内表面的距离为 5mm.(高速轴大齿轮齿轮齿顶圆处速度大于 2m/s，由经验，轴承取油润滑 ) 则轴段 2 的长度为 63-5+15=73mm。 轴段 4 轴段 4 的轴径有轴肩高度决定。取 h=(0.070.1)d=(0.070.1)45=3.154.5mm，取 h=3.5mm 则轴段 4 的直径 d4=d3+2 3.5=7+45=52mm。 轴段 4 长度由另外两根轴决定。 轴段 5 轴段 5 为轴肩。考虑轴的倒角若取 2mm.则轴肩高度应为倒角的 23 倍。取轴肩轴径d5=d4+4 2=60mm。轴肩长度为 0.1 倍 轴径 ，所以 l5=0.1 60=6mm. 轴段 6 轴段 6 固连低速级大齿轮。其内径可取 52mm.长度应略小于齿轮齿宽。低速级大齿轮的齿宽为 53mm,取轴段 6 的周长为 l6=50mm。 轴段 7 轴段 7 上套轴承 7209C。故轴段 7 的轴径为 45mm.轴承宽 B=19mm。考虑大齿轮靠经箱体内壁的端面到箱体内壁的距离为 10mm,轴承靠近箱体内壁的端面到内壁的距离有 5mm(油润 滑，原理陈诉同上 )。所以轴段 7 的长度为 l7=19+5+10+3=37mm。 至此，已经初步确定轴的各段直径和长度。 在上述计算中，若后续计算发现需使用齿轮轴，又小齿轮使用 40Cr 作为生产材料。其调质处理后的强度大于 45 号钢调质处理。知相同的轴径设计一定满足要求。 3.4 输出轴强度的校核计算 输出轴的受力分析 5342 2 3 . 8 5 1 0 3 9 4 5 . 6 8 N1 9 5 . 1 5tTFd r t a n 3 9 4 5 . 6 8 t a n 2 0F 1 4 8 2 . 7 9c o s c o s 1 4 . 4 1 4 8tnFa N t a n 3 9 4 5 . 6 8 t a n 1 4 . 4 1 4 8 1 0 1 4 . 1 6 4 9atF F N nts 哈尔滨工业大学机电工程学院 18 画出轴的受力简图 nts 哈尔滨工业大学机电工程学院 19 首先 , 确定轴承的支点位置时 ,查机械设计手册 20-149表 20.6-7. 对于 7209C型的角接触球轴承 ,a=16.7mm,因此 ,做为简支梁的轴的支承跨距 . 经计算得 L1=104.7mm， L2=106.3mm， L3=45.3mm。 计算支反力（取向上为垂直正方向，向前为水平正方向） 在水平面上 312127F 1 4 8 2 . 7 9 4 5 . 3 1 0 1 4 . 1 622 8 6 7 . 8 71 0 6 . 3 4 5 . 3raHdFLRNL 21 1 4 8 2 . 7 9 - 8 6 7 . 8 7 = 6 1 4 . 9 2H r HR F R N 在垂直平面上 nts 哈尔滨工业大学机电工程学院 20 31233 9 4 5 . 6 8 4 5 . 3 1 1 7 9 . 01 0 6 . 3 4 5 . 3tVFLRNLL 21 3 9 4 5 . 6 8 1 1 7 9 . 0 2 7 6 6 . 6 8V t VR F R N 轴承 1 的总支承反力 2 2 2 21 1 1 8 6 7 . 8 7 1 1 7 9 . 6 8 1 4 6 3 . 9 8HVR R R N 轴承 2 的总支承反力 S 画弯矩图（如上图） 在水平面上： a-a 剖面左侧， 1 1 2 8 6 7 . 8 7 1 0 6 . 3 9 2 2 5 4 . 5 8 m ma H HM R L N ga-a 剖面右侧： 2 2 3 6 1 4 . 9 2 4 5 . 3 2 7 8 5 5 . 8 m ma H HM R L N g在垂直面上： 12 1 1 7 9 . 0 1 0 6 . 3 1 2 5 3 2 7 . 7 N m m .a V VM R L gg合成弯矩： a- a 剖面左侧 : 2 2 211 9 2 2 5 4 . 5 8 1 2 5 3 2 7 . 7 1 5 5 6 2 1 . 1 4a a H a VM M M N m m ga-a 剖面右侧： 2 2 222 2 7 8 5 5 . 8 1 2 5 3 2 7 . 7 1 2 8 3 8 6 . 0 5a a H a VM M M N m m g画转矩图（如上图） 校核轴的强度 由弯矩图可知， a-a 截面左侧，轴的弯矩最大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，为危险截面。 由参考文献 1P205 页附表 10.1 ： 抗弯剖面模量： 223 3 3( ) 1 6 6 ( 5 2 6 )0 . 1 0 . 1 5 2 1 2 1 0 7 . 5 7 m m2 2 5 2b t d tWd d 抗扭剖面模量 nts 哈尔滨工业大学机电工程学院 21 223 3 3( ) 1 6 6 ( 5 2 6 )0 . 2 0 . 2 5 2 2 6 1 6 8 . 3 9 6 m m2 2
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