二级斜齿减速器课程设计1343.2%1.1%250
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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1343.2%1.1%250,减速器课程设计
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1 机械设计课程设计 一、 设计题目： 设计一用于带式运输机上的传动及减速装置。设计使用期限 8 年（每年工作日 300 天），两班制工作，单向运转，空载起动，运输机工作平稳，大修期为 3 年。转速误差为 +5%，减速器由一般规模厂中小批量生产。传动简图及设计原始参数如下。 减速器联轴器2电动机传输带滚筒联轴器1传动装置布置图 原始数据如下表 1-1： 序号 带拉力 F（ N） 带速度 V（ m/s） 滚筒直径 D（ mm） 10 3200 1.1 250 二、 选择电动机 ,确定传动方案及计算运动参数 电动机参数确 定 1.如图 1 所示带式运输机 ,其电动机所需的工作功率为 KWVFPPaawd 1000电动机到运输机的传动总效率为 : 54321 a式中 : 4321 、 5分别为 传动装置布置图 中刚性联轴器 2(结构简单、成本低、适于高速、载荷平稳 )、轴承、齿轮传动、扰性联轴器 1(缓冲、减振、维护方便、承载能力较高 )和卷筒的传nts 2 动效率取 96.098.097.098.099.0 54321 、滚 子 轴 承、则 885.098.099.0 a所以 KWVFPPaawd 98.3885.01000 1.132001000 1. 选用电动机 查 JB/T9616 1999 选用 Y132M1-6 三相异步电动机，主要参数如下表 1-2： 型 号 额定功率 /KW 满 载 时 起动电流 额定电流 起动转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 转速r/min 效 率 % 功率因数 电 流A Y132 M1-6 4 960 84.0 0.77 9.4 6.5 2.0 2.2 三 、 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 根据电动机满载转速mn和工作机转速wn，可得传动装置的总传动比为： 07 6.8410 0060 D vnw 4 2 4.110 7 6.849 6 0 wmnni 对于展开式二级圆柱齿轮减速器，在两级材质及齿宽系数接近的情况下，两级齿轮传动比可按下式分配： 121 5.13.1iiiii 式中，21,ii分别为高速级和低速级齿轮的传动比， i 为减速器的传动比。取909.2927.335.1121 ii，iii ， 因闭式传动取高速级小齿轮齿数 Z1=24， 885.0aY132M1-6 三相异步电动机 P=4kw n=96r/min Z1=24 nts 3 大齿轮齿数 Z2= Z11i=24 3.927=95 齿数比 u1= Z1/ Z2=95/24=3.958 低速级小齿轮齿数 Z3=30 大齿轮齿数 Z4=30 2.909=88 齿数比 u2= Z3/ Z4=59/28=2.107 实际总传动比 i =u1u2=Z4 Z2/Z3Z1=88 95/(30 24)=11.611 核验工作机驱动卷筒的转速误差 卷筒的实际转速 68.82611.11960 inn mw mm/min 转速误差 ： %5%67.107.84)68.8208.84( wwww nnnn合乎要求。 四 、 传动装置运动和动力参数的计算 方便设计 计算将传动装置种各轴由高速至低速依次定为 I轴、 II 轴、 III 轴和 IV 轴， w和nnnn 321 , 分别为三轴和工作轴的转速（ r/min）； w和PPPP 321 ， 分别为三轴和工作轴的功率（ KW） ; W和T，T，TT 321 分别为三轴和工作轴的输入转矩（ N m） ; w和iiii 3231201 , 分别为电动至 I 轴、 I 轴至 II 轴、 II 轴至 III 轴、 III 轴至工作轴之间的传动比 ; W和， 3231201 分别为电动至 I 轴、 I 轴至 II 轴、 II 轴至 III 轴、 III 轴至工作轴之间的传动效率。 若按电动机至工作辆的顺序进行推算，则可得到各轴的运动和动力参数如下： Z2=95 u1=3.958 Z3=30 Z4=88 u2=2.107 i =11.611 nts 4 各轴转速： m i n/04.84m i n/04.84909.246.244m i n/46.244927.3960m i n/9603232312121rnnrnnnrinnrnnwm 各轴输入功率 KWPPPKWPPPKWPPPKWPPPwwdd32.396.097.056.356.397.098.075.375.397.098.094.394.399.098.354333322232332112121011I - III 轴至卷筒轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率 0.98，故各轴的输出功率为： KWPPKWPPKWPPKWPPww 25.398.04 8 9.398.06 7 5.398.086.398.0332211 各轴的输入转矩 mNnPTmNnPTmNnPTmNnpTwww27.3 7 704.8432.39 5 5 09 5 5 055.4 0 404.8456.39 5 5 09 5 5 050.1 4 646.2 4 475.39 5 5 09 5 5 019.399 6 094.39 5 5 09 5 5 0333222111I - III 轴至卷筒轴的输出转矩则分别为输入转矩乘轴承效率nts 5 0.98，故各轴的输出功率为： mNTTmNTTmNTTmNTTww 73.36998.050.39698.057.14398.041.3898.0332211将上述计算结果列入表 1-3，供以后设计计算使用。 表 1-3 运动和动力参数 轴 名 效率 P （ KW） 转矩 T ( mN ) 转速 r/min 传动比 i 效 率 输入 输出 输入 输出 电动机轴 3.98 39.59 960 1 0.99 I 轴 3.94 3.86 39.19 38.41 960 0.98 3.927 II 轴 3.75 3.675 146.50 143.57 244.46 0.97 2.909 III 轴 3.56 3.489 404.55 396.50 84.04 0.98 1 IV 轴 3.32 3.25 377.27 369.73 84.04 0.96 五 、 齿轮传动的设计 高速齿轮传动设计计算 1） 选择材料确定极限应力 运输机为一般工作机，速度不高，故选用 7 级精度，直柱圆柱齿轮传动。由转动装置图、上述计算数据和机械设计资料，选小齿轮 40Cr 调质， 280HB；大齿轮 45 钢（调质）， 220HB。 2） 按齿面接触强度设计 1.由设计计算公式： 3 211 )()1(32.2HEdtt ZuuTKd 式中取 Kt=1.3 ， M Pa弹 性影 响 系 数 Z齿宽 系 数Ed 8.189,1 ，小齿轮的接小齿轮 40Cr 调质 大齿轮 45 钢调质 nts 6 触疲劳强度极限 MPaH 60 01lim 大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH 5602lim 。 2.计算应力循环次数 8429111063 2.592 7.31084.31022 1.2)30 0882(196 06060NjLnN h查机械设计资料得接触疲劳寿命系数 96.0;91.0 21 HNHN KK 3.计算接触疲劳 许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1 得 M P aM P aSKM P aM P aSKHHNHHHNH6.5 3 75 6 096.05 4 66 0 091.02l i m221l i m114.计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t,代入 3 步中最小值 mmZuuTKdHEdtt3 3 6.466.5 3 78.1 8 99 2 7.319 2 7.4109 1 )()1(32.23243211 计算圆周速度 V 和齿宽 b smndV t /328.2100060 960336.46100060 11 mmmmdb td 3 3 6.463 3 6.4611 3) 校核接触疲劳强度 模数 mt=d1/z1=46.336/24=1.93mm 取 mn=1.8mm 螺旋角 149.21)93.1/8.1a r c c o s ()/a r c c o s ( tnmm mmd t336.461 smV /328.2 mmb 336.46mt=1.8mm a= 114.84mm nts 7 中心距 a=0.5mn(z1+z2)/cos = mm84.114149.21c o s/)9524(8.15.0 取 a = 1 1 5 m m 重新计算螺旋角 t 和 分 度 圆 直 径mmZmdmmZmda）Z（Zmnnn614.183361.21c o s/958.1c o s/387.46361.21c o s/248.1c o s/361.21230/)9524(8.1arc c o s2/arc c o s221121 则螺旋角系数 9 6 5.0c o sZ 由运输工作机的使用条件选 KA=1.1 再由 V=2.328m/s 查得动载系数 KV=1.08。 求齿间载荷分配系数HK和HK： 选求： Ft=2T1/d1= N7.16891019.392 3 KA F1/b= mNmN /100/11.40336.46/7.16891.1 由机械设计查表 10-3 查得HK=FK=1.2 由表 10-4 查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置 , 3 7 9.13 3 6.461023.01)16.01(18.008.11023.0)6.01(18.008.1322322 bK ddH 由 b/h=b/(2.25mt)=46.336/(2.25*1.93)=10.67, 379.1HK 查机械设计查图 10-13 得 1.4F K ；故载荷系数： 1 .96 61 .37 91 .208.11.1KKKKKHHVA 比试用 Kt=1.3 过大，需按实际的载荷校正所算得的分度圆直径，故mmzdm则 模mmkkdd tt682.124/369.40/ 数：369.403.1/966.1336.46/113311mmdmmd614.183387.46361.2121 载荷系数： 1.966K mmm模mmd682.1 数：369.401 nts 8 4)弯曲 疲劳强度 校核 当量齿数 : 618.117361.21c o s/95c o s/714.29361.21c o s/24c o s/33223311zzzzvv 重合度系数 : 651.0c o s112.388.175.025.0/0. 750. 25Y21 vvv zz 轴向重合度： 195.3)682.1/(361.21si n336.46/si n mb 螺旋角系数 : ）（ 11 0.82112021.3611-1120-1Y 取由机械设计查表 10-5 查得 齿形 系数： YFa1=2.65 ,YFa2=2.19 应力校正系数： Ysa1 =1.58 , Ysa2=1.785 计算载荷系数 1.9 91.1KKKKK FFVA 由 机 械 设 计 查 表 10-5 查 得 弯 曲 疲劳 极限 M PaM Pa410,5602l imF1l imF 由 机械设计手册查得最小安全系数 SFmin=1.25 尺寸系数 mn=1.8 时 Yx=1 由应力循环次数842911 10632.5927.31084.310221.260 ，NjLnN h查 机械 设计 图 10-18 查 得寿 命 系数 KFN1=0.86 KFN2=0.90 许用应力 : M P aSYKM P aSYKFXFNFXFN 2.29625.1/190.0410/ 28.38525.1/186.0560/mi n22l i mF2Fmi n11l i mF1F 验算： 2112212131111179.180)58.165.2(784)(35.184821.0651.058.165.2)369.40336.46/(1019.39966.12)/(2FSaFaSaFaFFFSaFanFM P aYYYYM P aYYYYmbdKT 618.117714.2921 vvzz 651.0Y 195.3 0.821Y 载荷系数 1.996K MPaMPa2.29628.3852F1F MPaMPaFF79.18035.18421 齿轮强度足够 nts 9 强度足够 符合。 高速级齿轮传动 设计 1） 高速级齿轮传动的几何尺寸见下表 1-4 名 称 计 算 公 式 结 果 /mm 法面模数 mn 1.8 螺旋角 21.361 法面压力角 n 20 分度圆直径 d1 46.336 d2 183.614 齿顶圆直径 naanaa mhdd mhdd *2 *22211 214.187936.4921 aadd 齿根圆直径 nffnffmhddmhdd*2*22211 014.180736.4221ffdd 中心距 co s2)( 21 zzma n 115 齿 宽 mmbb bb )105(212 544612 bb2） 高速级齿轮传动 的 结构设计 小齿轮 1 分度圆直径较小 （ 49.936 160mm）， 一般采用实心齿轮结构： 大齿轮 2 的结构尺寸按下表 1-5 所示： 代 号 结构尺寸计算公式 结果 /mm 轮毂处直径 D1 D1=1.6d=1.6*45 72 轮毂轴尺寸 L L=（ 1.21.5） d 54 腹板厚 C C=0.3b2 21 nts 10 倒角尺寸 n n=0.5 mn 0.9 续表 齿根圆处厚度0nm)44.2(0 7 腹板最大直径 D0 D0= 02 2fd 166 板孔分布圆直径 D2 D2=0.5(D0+D1) 119 板孔直径 d1 d1=0.25(D0-D1) 23.5 实心齿轮 1 结构草图 如下图 1： 实 心 齿 轮 1 结 构 草 图大齿轮 2 结构草图如下图 2 所示： 大 齿 轮 2 结 构 草 图 低级齿轮传动设计 nts 11 1）低速级齿轮传动设计计算方法、过程、结构设计同高速级（略），经过设计计算低速级齿轮传动尺寸按下表 1-6 所示： 名 称 计 算 公 式 结 果 /mm 法面模数 mn 2.3 螺旋角 384.16 法面压力角 n20 分度圆直径 c o s,c o s 4433zmdzmd nn 66.198 194.181 齿顶圆直径 naanaa mhdd mhdd *2 *24433 581.198798.7043 aadd 齿根圆直径 nffnffmhddmhdd*2*24433 431.188448.6043ffdd 中心距 co s2)( 43 zzma n 63.217 齿 宽 mmbb ddbb d )105( 2.143334 868034 bb2） 小齿轮 3 由于直径较小（ 70.798 160mm 时），采用实心齿轮结构： 3）大齿轮 4 的结构尺寸按下表 1-5 所示： 代 号 结构尺寸计算公式 结果 /mm 轮毂处直径 D4 D4=1.6d=1.6*60 96 轮毂轴尺寸 L L=（ 1.21.5） d 78 腹板厚 C C=0.3b2 18 倒角尺寸 n n=0.5 mn 1.15 齿根圆处厚度0nm)44.2(0 8 腹板最大直径 D0 D0= 04 2fd 172.5 nts 12 板孔分布圆直径 D4 D4=0.5(D0+D4) 134.25 续表 板孔直径 d4 d4=0.25(D0-D4) 19.125 实心齿轮 3 和大齿轮 4 结构草图同上实心齿轮 1 和大齿轮 3（图略） 六、轴的设计 此运输机传动装置减速器为二级展开式，多采用阶梯轴，运输机传动装置工作时运转要平稳，一般先对低速轴的设计。 低速轴设计 1. 选择轴的材料 轴的材料一般与齿轮材 料相同选用 45 钢调质，由机械设计查得屈服强度极限 MPaS 355 、许用弯曲应力 MPa601 、硬度 220HB， MPa95 0 。 2. 确定轴的最小直径 由上述轴的材料查机械设计表 15-3，取 A0=112，于是得： mmmmnPAd 04.3904.8456.3112 33330m i n 由以上数据知道该最小直径显然是联轴器处轴的直径 dL,为使联轴器的孔径与该数据相适，故需选择联轴器型号。 联轴器的计算转矩 3TKT Aca ,查机械设计表 14-1，考虑到 转 矩 变 化 不 大 ， 取 KA=1.5 ，则 mmNTKTAca 6068251055.4045.1 33 查标准 GB-/T5014-1985选用 HL3,其额定转矩为 630N.m，半联轴器的孔径 dL=40mm,半低速轴材料用45 钢调质 联轴器 转矩mmNTca606825nts 13 联轴器的长度 L=84mm，半联轴器与轴配合毂孔长度 Lo=62mm。 故低速轴的最小直径 mmdd L 40m in 。 3. 轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案 为了便于装配零件并去掉毛刺，轴端应制出 45 度的倒角；采用砂轮越程 槽以便磨削加工的轴段。现选用图 3 所示的装配方案。 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器轴向要求 , -轴段右端制出一轴肩 ,定位轴肩高度取（ 0.007-0.1） d， 半联轴器的孔径 dL=40mm,故 -段的直径 d - =43mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=45mm。半联轴器 与轴配合毂孔长度 L0=62mm，为了保证轴挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 -轴段的长度比 Lo 略短一些 ，现取 L - =60mm. 初步选择滚动国轴承。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 d -=43mm，由机械设计手册初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的 单列圆锥滚子轴承 30209（ GB/T297-1994） ，其尺寸mmmmmmTDd 75.208545 ,故 d - =d - =45mm;而 L -=20.75mm。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。 定位轴肩高度h=(0.070.1)d=2.5mm,故 d - =50mm。 低速轴的最小直径mmd 40min nts 14 取安装齿轮处的轴肩 - 段 的直径 d - =60mm（由上齿轮4 的设计计算可知），齿轮的左端和左轴 承之间采用套筒定位。已知齿轮 4 轮毂的宽度为 78mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂的宽度，故取 L - =75mm。右端采用轴肩定位，轴肩高度取（ 0.007-0.1） d ，取 h= 7mm, 则轴环处的直径 d - =67mm，轴环宽度 b 1.4h,取 L - =8mm, 轴承端盖的宽度和直径确定。 选用凸缘式轴承盖（调整方便、密封性能好），由上知滚动轴承直径 D=85mm， 查 机械设计手册 选用端盖螺栓直径为 10mm，螺钉数目为 4，螺栓孔直径D0=d+2.5d0=118mm, 端盖直径 d1 D0+1.2 d0, d1=134mm， 宽度为 10mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器的距离 L=30mm，故取 L - =50mm（参看图 1-3）。 取齿轮距箱体最近内壁距离 a=14mm（参照图 3-b） ,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 S，取 S=5mm（参照图 3-b），已知滚动轴承宽度 T=20.75mm。中间轴两齿轮距离 c=20mm（参照图 3-b），齿轮 1 轮毂长L1=54mm，齿轮 2 轮毂长 L2=54mm，齿轮 3 轮毂长 L3=86mm, 齿轮 4 轮毂长 L4=82mm,则： L - =T+S+a+( L4-75)=20.75+5+14+78-75=42.75mm L - = L2+c+a+s- L - =54+20+14+5-8=85mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度，详见下图 3-a。 齿轮 1 轮毂长L1=54mm ，齿轮 2 轮毂长L2=54mm ，齿轮 3 轮毂长L3=86mm, nts 15 图 3 -图 3 -3)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联接。按 d -=60mm 查 手 册 (GB/T1096-1990) 得 平 键mmmmmmLhb 621118 , ,键槽用键槽铣刀加工，同时为了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H7/n6 ； 同 样 ， 半 轴 联 器 与 轴 联 接 ， 选 用 平 键 mmmmmmLhb 45812 ,键槽半径取 R=b/2。半联轴器与轴的配合为 h7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选 轴的直径尺寸公差为 m6。 4)确定轴上圆角和倒角尺寸 各轴肩圆角半径见图 3-a，倒角均取为 452 。 5.求轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图 3-a），做出轴的计算简图（图 4-(a)）。在确定轴承的支点位置时，从机械手册查得 30209 单列圆锥滚子轴承 a=18.6mm。由图 3-a 可知简支梁的轴的支承跨距齿轮 4 轮毂长L4=82mm nts 16 L2+L3=71mm+134.3mm=205.3mm。根据图 4 的计算出轴的弯矩图和扭矩图（见图 4）。 1)计算轴上的作用力： 齿轮 4：NFFNFFNdTFtantrt9.1 3 7 66 3 2.18ta n8.4 0 8 3ta n5.1 5 6 86 3 2.18c o s20ta n8.4 0 8 3c o sta n8.4 0 8 3101 8 1.1 9 45.3 9 62244444434442)计算支反力：绕支点 D 点力矩和 0 BZM ,得 NLLdFLFF得M同理：NLLdFLFFarDZDZarBZ7.20 3)3.13 460/()218 1.19 49.13 763.13 45.15 68()/()2(,025.17 72)3.13 460/()218 1.19 49.13 763.13 45.15 68()/()2(324424324434同理，绕支点 B 点力矩和 0 DYM ,得 NLLLFF得M同理：NLLLFFtBYBYtDY7.2822)3.13460/()3.1344 0 8 3 8()/()(,01.1261)3.13460/()604 0 8 3 8()/()(323432243)转矩，绘弯矩图 水平面弯矩图：见图 4-（ b） C 处弯矩： mmNmmNLFM BYCY 1 6 9 3 6 2607.2 8 2 22 垂直平面弯矩图：见图 4-（ c） C 处弯矩： mmdFLFMmmNmmNLFMaBZC右BZC左 9.2 7 3 512 1 0 6 33 2602.17724422 合成弯矩：见图 4-（ d） mmNMMMmmNMMMCYC右右CYC左左1715561693629.27351199975169362106332222222224)转矩及转矩图： mmNT 404550见图 4-（ e） 轴上 作用力 NFNFNFart9.13765.15688.4083444 支反力 NFNFDZBZ 7.20325.1772 NFNFBYDY 7.2822 1.1261 弯矩 mmNM CY69362nts 17 wT图 4 轴的载荷分析5）计算当量弯矩 应力校正系数 63.09560 01 a mmNaT 25550540455063.0C 处： mmNaTMmmNM324030)(M171556M22CC左左右右 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是危险截面。现将以上计算结果列于下表 载 荷 水平面 垂直面 支反力 F NFNFDYBY 1.1261 7.2822 NF NFDZBZ 7.203 2.1772 弯 矩 M mmNMC 1 6 9 3 6 2 mmNM mmNMC右C左 9.27351106332 总弯矩 MC mmNMMMmmNMMMCC右右CC左左1 7 1 5 5 61 9 9 9 7 52222扭 矩 T mmNT 404550 6.按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（即截面 C）。轴的计算应力为： MP aMP aW TMca 15601.0324030)( 322 前面选定轴材料为 45 钢调质，许用弯曲应力 MPa601 ，因此 1ca ,故轴安全可靠。 mmMmmNMC 右C 左9.27351106332 mmNMmmNM右左171556199975 nts 18 中间轴设计 1.轴材料选择：中间轴是齿轮轴，应与齿轮 3 的材料相同，故材料为 40Cr 调质， 280HB。 2.轴径计算 由上述轴的材料查机械设计表 15-3，取 A0=112，于是得： mmmmnPAd 83.2746.24475.3112 33220m i n 取 d中 =40mm， 3.轴的结构设计（参考图 5） 1)划分轴段 轴颈段 L - 、 L - ；齿轮轴段 L - 、 L - ；轴承安装定位轴段 L - ；轴肩 L -。 2）确定各轴段直径 由齿轮设计计算阶段可知：齿轮 2 的直径 d2=45mm，齿轮 3的分度圆直径 df3=49.936mm, d3=45mm，该轴选用阶梯轴形式。 初选滚动轴承，查机械手册选用代号为 30207 单列圆锥滚子轴承，其尺寸为 mmmmmmmmmmCBTDd 151725.187235 ,轴承安装尺寸d4=42mm；故 d1=d5=d=35mm。 齿轮 2 定位轴肩高度 h=(0.070.1)d=0.1 35=3.5mm，该处的直径为 d 2=52mm, 3） 确定各轴段长度（参考图 5） 按轴上零件的轴向尺寸有零件相对位置（同低速级轴）， L - 1ca 危险面强度足够 中间轴材料 40Cr 调质 d 中 =40mm nts 19 为 低速级轴 - 轴段距离，综上可得： L - =T+ L 套筒 =18.25mm+10mm=28.25mm L - =L 轮毂轴 =50mm L - 1.4h,取 L - =20mm L - =b1=86mm L - = L - - L - - L - - L - - L - - L -=231.5-28.25-50-20-86-18.25=25mm L - = T =18.25mm 4)轴上零件的周向定位同低速级，见图 5。 5)确定轴上圆角和倒角尺寸 各轴肩圆角半径见图 3-a，倒角均取为 452 6)齿轮与轴的周向定位采用平键联接。按 d - =45mm 查手册(GB/T1096-1990)得平键 mmmmmmLhb 42914 ,键槽半径取R=b/2=7mm,键槽用键槽铣刀加工，同时为了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 H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选 轴的直径尺寸公差为 m6。 7) 轴承端盖的宽度和直径确定。 选用凸缘式轴承盖（调整方便、密封性能好），由滚动轴承外圈直径 d=72mm， 查 机械设计手册 选用端盖螺栓直径为 d0=10mm，螺钉数目为 4，螺栓孔直径 D0=d+2.5d0=97mm, 端盖直径 d1 D0+1.2 d0, d1=110mm，宽度为 10mm。 nts 20 到此中间轴结构尺寸初步确定，详见图 5 所示。 图 5 中间轴结构图8）按许用弯曲应力校核过程同于低速级轴（略） 弯矩、扭矩图同低速级轴（略） 中轴受力下图如图 6 所示： 图 6 中 轴 受 力 图现将中间轴受力计算结果列于下表 载 荷 水平面 垂直面 支反力 F NFNFBYAY 7.3568 7.7118 NF NFBZAZ 8.683 4.1806 弯 矩 M mmNM mmNMCY右CY左 5.3 1 0 2 9 87.2 8 7 3 1 0 mmNM mmNMDZ右DZ左 4.5 9 4 5 64.1 6 3 8 1 扭 矩 T mmNT 14 65 00 续表 nts 21 总弯矩 MC mmNMMMmmNMMMmmNMMMmmNMMMCZ 左CZ 左D 右CZ 左CZ 左D 左CY 右CY 右C 右CY 左CY 左C 左1.3159456.3107303.2877364.296425222222229）按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（即截面 C、 D）。轴的计算应力为： M P aM P aWTMM P aM P aWTMDc a DCc a C99.35451.0)1 4 6 5 0 06.0(1.3 1 5 9 4 5)2(39.111 9 8.661.0)1 4 6 5 0 06.0(4.2 9 6 4 2 5)2(3222232222前面 选定轴材料为 40Cr 调质，许用弯曲应力 MPa701 ，因此 1 都小于和 ca Dca C ,故轴安全可靠。 高速级轴设计 1.轴的材料：由于该轴是齿轮轴，与齿轮 1 的材料相同为小齿轮 40Cr 调质， 280HB;设计的全过程同于低速轴（略） 2.现将齿轮设计结构图 6 附下： 图 6 高速级轴 结构尺寸图3. 按许用弯曲应力校核过程同于低速级轴（略） 扭矩 MPaMPacaDcaC99.3539.11 MPa701 中 轴强度足够 高速级轴材料40Cr 调质 nts 22 弯矩、扭矩图同低速级轴（略） 现将中间轴受力计算结果列于下表 载 荷 水平面 垂直面 支反力 F NFNFDYAY 3.1211 8.1546 NF NFDZAZ 6.159 7.1354 弯 矩 M mmNMB 154672 mmNM mmNMB右B左 6.223548.86543 总弯矩 MC mmNMMMmmNMMMBB右右BB左左1.156 2799.177 2372222扭 矩 T mmNT 14 65 00 9）按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（即截面 B）。轴的计算应力为： M PaM PaWTMca 1.16936.491.0)1465006.0(9.177237)(322232 前面选定轴材料为 40Cr 调质调质，许用弯曲应力 MPa701 ，因此 1ca ,故轴安全可靠。 七、滚动轴承的校核计算 .低速轴滚动轴承的校核计算 低速轴滚动轴承选用型号为 30209（ GB/T297-1994） ，其尺寸 mmmmmmTDd 75.208545 。由机械课程设计表 13-17查出基本额定动、静载荷分别为 KNKN、NC rr 5.838.67 0 ,计算系数 e=0.4, Y=1.5。 1.作用在轴承上的负荷 1）径向负荷 MPaca1.16 MPa701 高速 轴强度足够 nts 23 A 处轴承： NRRF BYBZr 33337.28222.1772 22221 B处轴承： NRRF DYDZr 5.1 2 7 71.1 2 6 1)7.203( 22222 2）轴向负荷 : NFF aA 9.1 3 7 64 3）由以上数据可以作出轴承受简图见图七 图 七 轴 承 受 简 图 见轴承内部轴向力： NeFS NeFSrr 5 115.1 27 74.0 2.1 33 33 33 34.02211 因为 FA+S2 =1376.9+511=1887.91333.2= S1,故左端被压紧，所以： Fa1= FA+S2 =1887.9N Fa2= S2=511N 2.计算当量动负荷 因 e0. 56 6318 87 .9 /3 33/FF r1a1 所以 416 5.05N188 7.91.5333 30.4F YF 0.4 P a1r1r1 同上： e4.0/127 7. 5115/FF r2a2 所以 127 7. 5NF P R2r2 3.验算轴承寿命 因 Pr1Pr2,故只需验算轴承 1 的。 轴 承 寿 命 同 运 输 机 寿 命 相 同为 : 1 4 4 0 0 h82300天3年 小时 轴承实际寿命为： 4165.05N P r11277.5N P r2 nts 24 hhPCnLrrh 1 4 4 0 01053.505.41656 7 8 0 004.8460106010 631063101610 具有足够的寿命。 高速、中间轴滚动轴承的校核计算同低速轴承计算（略） 中间滚动轴承选用型号为 30207（ GB/T297-1994） ，其尺寸mmmmmmTDd 25.187235 。 高速轴滚动轴承选用型号为 30206（ GB/T297-1994） ，其尺寸mmmmmmTDd 25.176230 。 经验算结果均具有足够的寿命。 八、 键的选择计算及强度校核 1. 低速级 轴轴上 键的选择 在 低速级轴设计 过程中已选择 1 ） 选 择 参 数 ： 齿 轮 4 与 轴 的 联 接 mmmmmmLhb 621118 键槽半径取 R=b/2=9mm 键处轴径 d4=60mm 半联轴器 1 与轴联接 mmmmmmLhb 45812 键槽半径取 R=b/2=6mm 键处轴径 d1=40mm 2） 强度校核 ：查出键静联接的挤压许用应力 : 4p =120MPa、 1p =150MPa M P alhdTP 67.55211)1862(601055.40422 34 34 1p不符合 故 需 重 选 平 键 ： 由 GB/T1096-1990 查得mmmmmmLhb 50914 hLh610 1053.5 低速 轴承寿命足够 低速级轴键强度足够 nts 25 由 M P alhdTP 86.1 2 429)1450(401055.4 0 4212 331 1p符合 2. 中间轴 轴上 键的选择 在中间 轴设计 过程中已选择 1 ） 选 择 参 数 ： 齿 轮 2 与 轴 的 联 接 mmmmmmLhb 42914 键槽半径取 R=b/2=7mm 键处轴径 d4=45mm 2） 强度校核 ：查出键静联接的挤压许用应力 : 2p =100MPa M P alhdTP 67.55211)1862(601055.40422 34 34 4p符合 3. 高速级轴轴上 键的选择 在高速级 轴设计 过程中已选择 1 ） 选 择 参 数 ： 联 轴 器 与 轴 的联接 mmmmmmLhb 3078 键槽半径取 R=b/2=4mm 键处轴径 d1=22mm 2 ） 强度校核 ：查 出 键 静 联 接的 挤 压 许 用 应力 : 1p =100MPa M P alhdTP 28.2827)830(221019.3922 32 21 1p符合 以上键槽均用键槽铣刀加工。 九、联轴器的选择 1.低速级 轴 联轴器选择 由轴上的功率 P3、转速 n3 得最小直径： mmmmnPAd 04.3904.8
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