二级斜齿减速器课程设计1353.2%1.3%300%124%129
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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1353.2%1.3%300%124%129,减速器课程设计
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机械设计课程设计 设计项目： 带式输送机传动系统设计 学号： 09405700502 姓名：汪秀清 班级：机设 092 指导老师：李历坚 nts前 言 在本学期临近期末的近半个月时间里，学校组织工科学院的学生开展了锻炼学生动手和动脑能力的课程设计。在这段时间里，把学到的理论知识用于实践。 课程设计每学期都有，但是这次和我以往做的不一样的地方： 单独一个人完成一组设计数据 。这就更能让学生的能力得到锻炼。但是在有限的时间里完成对于现阶段的我们来说比 较庞大的“工作”来说，虽然能够按时间完成，但是相信设计过程中的不足之处还有多。希望老师能够指正。总的感想与总结有一下几点： 1.通过了 3 周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。 2.由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准 3.在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用 生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。 最后，衷心感谢老师的指导和同学给予的帮助，才能让我的这次设计顺利按时完成。 nts目 录 1 设计任务书 1 2 传动方案的拟定 1 3 原动机的选择 2 4 确定总传动比及分配各级传动比 3 5 传动装置运动和运动参数的计算 4 6 传动件的设计及计算 5 7 轴 的设 计及计算 17 8 轴承的寿命计算及校核 35 9 键联接强度的 计算 及校核 36 10 润滑方式、润滑剂以及密封方式的选择 37 11 减速器箱体及附件的设计 39 12 设计小结 42 13 参考文献 42 14 附图 nts1.传动装置的总体方案设计 1.1 传动装置的运动简图及方案分析 1.1.1 运动简图 表 1 1 原始数据 学 号 03 题 号 输送带工作拉力 /FN 3200 输送带工作速度 /v ( 1m s ) 1.3 滚筒直径 mm/D 300 1.1.2 方案分析 该工作机有轻微振动，由于 V 带有缓冲吸振能力，采用 V 带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用 V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两 级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的 一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部 为 Y 系列三相交流异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。 nts1.2 电动机的选择 1.2.1 电动机的类型和结构形式 电动机选择 Y 系列三相交流异步电动机，电动机的结构形式为封闭式。 1.2.2 确定电动机的转速 由于电动机同步转速愈高，价格愈贵 ，所以选取的电动机同步转速不会太低。在一般 械中，用的最多的是同步转速为 1500 或 1000 min/r 的电动机。这里 1500 min/r 的电动机。 1.2.3 确定电动机的功率和型号 1.计算工作机所需输入功率 1000P Fvw 由原始数据表中的数据得 3 2 0 0 1 . 3 4 . 1 61000WP k N 2.计算电动机所需的功率 )(Pd kW/Pd wP 式中， 为传动装置的总效率 n 21式子中n , 21分别为传动装置中每对运动副或传动副的效率。 带传动效率 95.01 一对轴承效率 99.02 齿轮传动效率 98.03 联轴器传动效率 99.04 滚筒的效率 96.05 总效率 84.096.099.098.099.095.0 23 故： 4 . 1 6 4 . 9 5 20 . 8 4dP k W取 5.5dP kW查表 8-53 得 选择 Y132S-4 型电动机 电动机技术数据如下： 额定功率： 5.5kW 满载转速 r/min)（ : r/min1440 nts 额定转矩 )/mN（ ： mN /2.2 最大转矩 )/mN（ ： mN /2.2 运输带转速 ： 6 0 6 0 1 . 3 8 2 . 8 / m i n3 . 1 4 0 . 3vnrD 1.3 计算总传动比和分配各级传动比 1.3.1 确定总传动比 wm nni /电动机满载速率mn，工作机所需转速wn总传动比 i 为各级传动比的连乘积，即 niiii 211.3.2 分配各级传动比 总传动比 1440/ 1 7 . 48 2 . 8mwi n n 初选带轮的传动比1 2.5i ，减速器传动比1 1 7 . 4/ 6 . 9 62 . 5ji i i 则双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比2i为 2 1 . 3 1 . 3 6 . 9 6 3jii 低速级传动比 3 2.32i 1.4 计算传动装置的运动参数和动力参数 1.4.1 计算各轴的转速 传动装置从电动机到工作机有三个轴，依次为 I,II,III 轴。 m in/576m in/5.214401 rrinn m 2576 1923nn i 3192 8 2 . 7 6 / m i n2 . 3 2nnri IVIII nn nts1.4.2 计算各轴的输入功率 I1 4 . 9 5 2 0 . 9 5 4 . 7 0 4dp p k W k W I I I 2 3 4 . 7 0 4 0 . 9 9 0 . 9 8 4 . 5 6p p k W k W I I I I I 2 3 4 . 5 6 0 . 9 9 0 . 9 8 4 . 4 2p p k W k W I V I I I 2 4 4 . 4 2 0 . 9 9 0 . 9 9 4 . 3 3p p k W k W 1.4.3 计算各轴的输入转矩 I1I4 . 7 0 49 5 5 0 9 5 5 0 7 7 . 9 9576pT N m N mn II2II4 . 5 69 5 5 0 9 5 5 0 2 2 6 . 8 1192pT N m N mn III3III4 . 4 29 5 5 0 9 5 5 0 5 1 0 . 0 48 2 . 7 6pT N m N mn 传动装置参数见表 1 2 表 1 2 传动装置的运动参数和动力参数 轴号 转速 （ r/min） 输入功率 (kW) 输入转矩 (N m) I 576 4.704 77.99 II 192 4.56 226.81 III 82.76 4.42 510.04 nts2.传动零部件的设计计算 2.1 带传动 2.1.1 确定计算功率并选择 V 带的带型 1.确定计算工率cap由 1表 8 7 查的工作情况系数 2.1AK ，故 1 . 2 5 . 5 6 . 6c a AP K p k W k W 2.选择 V 带的带型 根据cap，mn由 1图 8 11 选用 A 型。 2.1.2 确定带轮的基准直径并验算带速 1.初选小带轮的基准直径1dd。由 1表 8 6 和表 8 8，取小带轮的基 mmdd 1121 。 2.验算带速 v 。按 1式（ 8 13）验算带的速度 smsmndv md /44.8/100060 144011214.3100060 1 因为 smvsm /30/5 ，故带速合适。 3. 计算大带轮的基准直径。由 1式（ 8 15a ） , 计算大带轮的基准直径2dmmmmdid dd 2801125.212 1 根据 1表 8 8，圆整为 2802 dd。 2.1.3 确定 V 带的中心距和基准长度 1.根据 1式（ 8 20） 2121 2)(7.0 0 dddd ddadd mmamm 7844.274 0 初定中心距为 mma 5000 。 2.由 1式（ 8 22）计算所需基准长度 mmmmaddddaL ddddd16305004)112280()280112(214.350024)()(22202001221由 1表 8 2 选带轮基准长度 mmLd 1600。 nts3.按 1式（ 8 23）计算实际中心距 a 。 mmmmLLaa dd 485)2 )16301600(500(2 00 中心距的变化范围为 mm533461 。 2.1.4 验算带轮包角 1 120160485 3.57)112280(1803.57)180 121 add dd（2.1.5 计算带的根数 1.计算单根 V 带的额定功率 rP 由 mmdd 1121 和 min/1440 rnm ，查 1表 8 4a 得 kWP 6.10 根据 min/1440 rnm ， 5.21 i 和 A 型带查 1表 8 4b 得 kWP 16.00 查的 1表 8 5 得 95.0K，表 8 2 得 99.0LK ，于是 kWkWKKPPP Lr 66.199.095.0)16.06.1( 00 ） 2.计算 V 带的根数 Z 6 . 6 3 . 9 81 . 6 6carPZ P 取 四根 2.1.6 确定带的初拉力和压轴力 由表 1 表 8 3 得 A 型 带 单 位 长 度 质 量 mkgq /10.0 ，所以 220 m i n ( 2 . 5 ) ( 2 . 5 0 . 9 5 ) 6 . 65 0 0 5 0 0 0 . 1 0 ( 8 . 4 4 ) 1 6 6 . 60 . 9 5 4 8 . 4 4caKPF q v N NK z v （ ）应使带的实际初拉力min00 )(FF 压轴力最小值 1m i n 0 m i n 160( ) 2 ( ) s i n 2 4 1 6 6 . 6 s i n 1 3 1 2 . 622PF z F N N 2.1.7 带轮的结构设计 1.带轮材料的确定 大小带轮材料都选用 HT200 2.带轮结构形式 小带轮选用实心式，大带轮选用孔板式（ 6 孔）具体尺寸参照 1表 8 10 图 8 14 确定。 大带轮结构简图如图 2 1 . nts nts2.2 齿轮传动 （一）高速级齿轮传动 2.2.1 选择精度等级，材料及齿数 1.运输机为一般工作机，速度不高，故选用 7 级精度。 2.材料选择。选择小齿轮材料为 40Cr(调质 )，硬度为 280HBS,大 齿轮材料为 45 刚（调质）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 3.选小齿轮齿数 251 z ，大齿轮齿数222 5 2 5 3 7 5zi 2.2.2 齿轮强度设计 1.选取螺旋角 初选螺旋角 =14 2.按齿面接触强度设计 按 1式（ 10 21）试算，即 3 211 )(12HEHdtt ZZuuTKd （ 1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数 6.1tK2）小齿轮的传递转 矩由前面算得 41 7 7 . 9 9 7 . 7 9 9 1 0T N m N m m 3）由 1表 10 7 选取齿宽系数 1d4）由 1表 10 6 差得材料的弹性影响系数 218.189 MPaZ E 。 5）由 1图 10 21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 MPa6001limH ；大齿轮的接触疲劳强度极限 MPa5502limH 。 6）由式 110 13 计算应力循环次数 9119926 0 6 0 5 7 6 1 ( 8 3 0 0 8 2 ) 1 . 3 2 7 1 01 . 3 2 7 1 0 0 . 3 3 2 1 04hN n j LN 7）由 1图 10 19 取接触疲劳强度寿命系数1 0.88HNK ，2 0.92HNK 8）计算接触疲劳许用应力 1 l i m 11 0 . 8 8 6 0 0 5 2 8HNH K M P a M P as 2 l i m 22 0 . 9 2 5 5 0 5 0 6HNH K M P a M P as 9）由 1图 10-30 选取区域系数 433.2HZ nts10）由 1图 10 26 查的 781.01 ，2 0.881 则12 0 . 7 8 1 0 . 8 8 1 1 . 6 6 2 11）许用接触应力 12 5 2 8 5 0 6 5 1 722HHH M P a M P a （ 2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径td1，有计算公式 10-9 得 4221331 2 1 2 1 . 6 7 . 7 9 9 1 0 2 . 4 3 3 1 8 9 . 8( ) ( ) 5 8 . 4 1 5 1 7HEtdHK T Z Zudu 2）计算圆周速度 11 3 . 1 4 5 8 . 4 5 7 6 1 . 7 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s 3）计算齿宽 b 及模数ntm1 1 5 8 . 4 5 8 . 4dtb d m m m m 11c o s 5 8 . 4 c o s 1 4 2 . 325tntdmz 2 . 2 5 5 . 1 7 5nth m m m 5 8 . 4/ 1 1 . 2 95 . 1 7 5bh 4）计算纵向重合度98.114t a n251318.0t a n318.0 1 zd 5）计算载荷系数 已知使用系数 1AK ，根据 1.76 /v m s ， 7 级精度，由 1图 10 8 查的动载系数08.1VK ；由表 10 4 查的 42.1HK ；由表 10 13 查得 4.1FK ；由表 10 3 差得2.1 FH KK 。故载荷系数 84.142.12.108.11 HHVA KKKKK 6）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由 1式（ 10 10a）得 3311 1 . 8 45 8 . 4 6 1 . 21 . 6ttKd d m m m mK nts7）计算模数nm11c o s 6 1 . 2 c o s 1 4 2 . 425ndm m mz 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 由 1式（ 10 17） 3 2121c o s2FSaFadnYYzYTKm （ 1）确定计算参数 1）计算载荷系数 81.14.12.108.11 FFVA KKKKK 2）计算纵向重合度 98.1，从 1图 10 28 查的螺旋角影响系数 88.0Y3）计算当量齿数 37.2714c o s 25c o s 3311 zz v 22 3375 8 2 . 1 0c o s c o s 1 4v zz 4）查齿形系数 由 1表 10 5 查得 62.21 FY；2 2.23FY 5）查取应力校正 系数 由 1表 10 5 查得 59.11 SY；2 1.76SY 6）由 1图 10 20c 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 ；大齿轮的弯曲疲劳极限 MPaFE 3802 7）由 1图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 87.01 FNK， 9.02 FNK8）计算弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 1(10 12)得 MP aSK FEFNF 71.3104.1 50087.0 111 MP aSK FEFNF 29.2444.1 3809.0 222 9）计算大小齿轮的 FSaFaYYnts0134.071.310 59.162.2111 FSaFa YY 2222 . 2 3 1 . 7 6 0 . 0 1 7 2 4 4 . 2 9F a S aFYY 大齿轮数值大。 （ 2）设计计算 423 22 1 . 8 1 7 . 7 9 9 1 0 0 . 8 8 c o s 1 4 0 . 0 1 7 1 . 5 61 2 5 1 . 6 6 2nm m m 由接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。取 0.2nm以满足弯曲疲劳强度。为同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得 的分度圆直径1 61.2d 计算齿数。 11 c o s 6 1 . 2 c o s 1 4 2 9 . 6 92dz m 取1 30z ，则2 3 3 0 9 0z 2.2.3 几何尺寸计算 1.计算中心距 12() ( 3 0 9 0 ) 2 1 2 3 . 6 72 c o s 2 c o s 1 4nz z ma m m m m 将中心距圆整为 124mm。 2.按圆整后的中心距修螺旋角 12() 9 0 2a r c c o s a r c c o s 1 4 . 5 92 2 1 2 4nz z ma （ 30 ）因 值改变不大故参数HZK , ，不必修正。 3.计算大小齿轮分度圆直径 11 3 0 2 62c o s c o s 1 4 . 5 9nzmd m m m m 22 9 0 2 186c o s c o s 1 4 . 5 9nzmd m m m m 4.计算齿轮宽度 1 1 6 2 6 2db d m m m m 圆整后取 216267B mmB mmnts2.2.4 齿轮结构设计（中间轴大齿轮） 因齿顶圆直径大于 160mm,而又小于 500mm，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按 1图 10 39 荐用的结构尺寸设计。 （二）低速级齿轮传动 2.2.5 选择精度等级，材料及齿数 1.运输机为一般工作机，速度不高，故选用 7 级精度。 2.材料选择。选择小齿轮材料为 40Cr(调质 )，硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 刚（调质）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 3.选小齿轮齿数 301 z ，大齿轮齿数233 0 3 0 2 . 3 2 6 9 . 6zi 2.2.6 齿轮强度设计 1.选取螺旋角 初选螺旋角 =12 2.按齿面接触强度设计 按 1式（ 10 21）试算，即 3 221 )(12HEHdtt ZZuuTKd （ 1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数 6.1tK2）小齿轮的传递转矩由前面算得 42 2 2 6 . 8 1 2 2 . 6 8 1 0T N m N m m 3）由 1表 10 7 选取齿宽系数 1d4）由 1表 10 6 差得材料的弹性影响系数 218.189 MPaZ E 。 5）由 1图 10 21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 MPa6001limH ；大齿轮的接触疲劳强度极限 MPa5502limH 。 6）由式 110 13 计算应力循环次数 9129926 0 6 0 1 9 2 1 ( 8 3 0 0 8 2 ) 0 . 4 4 2 3 7 1 00 . 4 4 2 3 7 1 0 0 . 1 9 0 6 8 1 02 . 3 2hN n j LN 7）由 1图 10 19 取接触疲劳强度寿命系数1 0.91HNK ，2 0.93HNK 8）计算接触疲劳许用应力 1 l i m 11 0 . 9 1 6 0 0 5 4 6HNH K M P a M P as 2 l i m 22 0 . 9 3 5 5 0 5 1 1 . 5HNH K M P a M P as nts9） 由 1图选取区域系数 45.2HZ 10）由端面重合度近似公式算得 121 1 1 1 1 . 8 8 3 . 2 ( ) c o s 1 . 8 8 3 . 2 ( ) c o s 1 2 1 . 73 0 6 9 . 6zz 11）许用接触应力 12 5 4 6 5 1 1 . 5 5 2 8 . 7 522HHH M P a M P a （ 2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径td1，有计算公式得 4 231 2 1 . 6 2 2 . 6 8 1 0 4 . 1 2 . 4 5 1 8 9 . 8( ) 7 5 . 8 71 1 . 7 3 . 1 5 2 8 . 7 5td m m 2）计算圆周速度 12 3 . 1 4 7 5 . 8 7 1 9 2 0 . 7 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s 3）计算齿宽 b 及模数ntm1 1 7 5 . 8 7 7 5 . 8 7dtb d m m m m 11c o s 7 5 . 8 7 c o s 1 2 2 . 4 730tntdmz 2 . 2 5 5 . 5 6nth m m m 7 5 . 8 7/ 1 3 . 6 55 . 5 6bh 4）计算纵向重合度03.212t a n301318.0t a n318.01 zd5）计算载荷系数 已知使用系数 1AK ，根据 0.76 /v m s ， 7 级精度，由 1图 10 8 查的动载系数1.04VK ；由表 10 4 查的 425.1HK ；由表 10 13 查得 41.1FK ；由表 10 3 差得 2.1 FH KK。故载荷系数 1 1 . 0 4 1 . 2 1 . 4 2 5 1 . 7 8A V H HK K K K K 6）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由 1式（ 10 10a）得 nts3311 1 . 7 87 5 . 8 7 7 8 . 6 11 . 6ttKd d m m m mK 7）计算模数nm11c o s 7 8 . 6 1 c o s 1 2 2 . 5 630ndm m mz 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 由 1式（ 10 17） 3 2122c o s2FSaFadnYYzYTKm （ 1）确定计算参数 1）计算载荷系数 1 1 . 0 4 1 . 2 1 . 4 1 1 . 7 6A V F FK K K K K 2）计算纵向重合度 03.2，从 1图 10 28 查的螺旋角影响系数 89.0Y3）计算当量齿数 05.3212c o s 30c o s 3311 zz v 22 336 9 . 6 7 4 . 3 7c o s c o s 1 2v zz 4）查齿形系数 由 1表 10 5 查得 492.21 FY；2 2.231FY 5）查取应力校正系数 由 1表 10 5 查得 595.11 SY；2 1.759SY 6）由 1图 10 20c 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 ；大齿轮的弯曲疲劳极限 MPaFE 3802 7）由 1图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 9.01 FNK， 93.02 FNK8）计算弯曲许用 应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 1(10 12)得 MP aSK FEFNF 43.3214.1 5009.0 111 MP aSK FEFNF 43.2524.1 38093.0 222 nts 9）计算大小齿轮的 FSaFaYY01234.043.321 595.1492.2111 FSaFa YY 2222 . 2 3 1 1 . 7 5 9 0 . 0 1 5 6 2 5 2 . 4 3F a S aFYY 大齿轮数值大。 （ 2）设计计算 423 22 1 . 7 3 2 2 . 6 8 1 0 0 . 8 9 c o s 1 2 0 . 0 1 5 6 1 . 9 01 3 0 1 . 7nm m m 由接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。取 2nm以满足弯曲疲劳强度。为同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径1 78.61d 计算齿数。 11 c o s 7 8 . 6 1 c o s 1 2 3 8 . 4 52dz m 取1 38z ，则2 2 . 3 2 3 8 8 8 . 1 6z 取整2 88z 2.2.7 几何尺寸计算 1.计算中心距 12() ( 3 8 8 8 ) 2 1 2 8 . 8 12 c o s 2 c o s 1 2nz z ma m m m m 将中心距圆整为 129mm。 2.按圆整后的中心距修螺旋角 12() 3 8 8 8 2a r c c o s a r c c o s 1 2 . 3 82 1 2 9nz z mza （ ） 因 值改变不大故参数HZK , ，不必修正。 3.计算大小齿轮分度圆直径 11 3 8 2 7 7 . 8 1c o s c o s 1 2 . 3 8nzmd m m m m 22 8 8 2 1 8 0 . 2 0c o s c o s 1 2 . 3 8nzmd m m m m 4.计算齿轮宽度 1 1 7 7 . 8 1 7 7 . 8 1db d m m m m nts圆整后取 217883B mmB mm2.2.8 四个齿轮的参数列表如表 2 1 表 2 1 齿轮 模数)mm(m 齿数 Z 压力 角)( 螺旋角 )( 分度圆直径)mm（d 齿顶圆直径)mm(ad 齿底圆直径)mm(fd 高 速 级 小 齿轮 2 30 20 14.59 62 66 57 高 速 级 大 齿轮 2 90 20 14.59 186 190 181 低 速 级 小 齿轮 2 38 20 12.38 77.81 81.81 72.81 低 速 级 大 齿轮 2 88 20 12.38 180.20 184.20 175.20 续表 2 1 齿轮 旋向 齿宽B 轮毂L 材质 热处理 结 构 形式 硬度 高速级小齿 轮 右 67 61 40Cr 调质 实体式 280HBS 高速级大齿 轮 左 62 65 45钢 调质 腹板式 240HBS 低速级小齿 轮 左 83 90 40Cr 调质 实体式 280HBS 低速级大齿 轮 右 78 92 45钢 调质 腹板式 240HBS 2.3 轴系部件设计 第 ）（ 轴 设计 2.3.1 初算第 III 轴的最小轴径 1.输出轴上的功率3P，转速3n，转矩3T由前面算得：3 4.42P kW，3 8 2 .7 6 / m innr，3 510040T N m m2.求作用在齿轮上的力 低速级大齿轮的分度圆直径2 1 8 0 .2 0d m m3222 2 5 1 0 0 4 0F 5 6 6 0 . 81 8 0 . 2 0ttTFNd nts2t a n t a n 2 05 6 6 0 . 8 2 1 0 9 . 4c o s c o s 1 2 . 3 8nr r tF F F N t a n 5 6 6 0 . 8 t a n 1 2 . 3 8 1 2 4 2 . 5atF F N 3.初步确定轴的最小直径 先按 1式（ 15 2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 1表 15 3，取 1130 A,于是得 3 33m i n 034 . 4 21 1 3 4 2 . 5 58 2 . 7 6Pd A m m m mn 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处直径 d ，故需同时选取联轴器的型号。查 1表 14 1，考虑到转矩变化小，故取 5.1AK 。 则联轴器的计算转矩3 1 . 5 5 1 0 0 4 0 7 6 5 0 6 0c a AT K T N m m N m m 。查 GB/T5014 1985，选用 L 3 弹性柱销联轴器，其公称转矩为 1250000 N m m .半联轴器的孔径 45d mm ，故取 45d mm ，半联轴器长度 112L mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度1 84L mm。 4、轴的结构设计 （ 1）拟定轴上零件的装配方案，如下图 （ 2）根据轴向定位及中间轴位置的要求确定轴的各段直径和长度 数值如下表： (单位： mm) 2.3.2 第 III 轴的结构设计 nts1.各段轴直径的确定如表 2 2 位置 直径（ mm） 理由 45 由前面算得半联轴器的孔径45d mm 53 为满足半联轴器轴向定位要求， 轴段需制出一个轴肩，( 0 . 0 7 0 . 1 ) 3 . 1 5 4 . 5h d m m ，故取 53d mm 。 IV 55 根据53d mm 选取 0 基本游隙组标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30315其尺寸为 5 5 1 0 0 2 2 . 7 5d D T m m m m m m 。 故V V - V 55d d m m 。 VIV 64 左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由 2上差得 30315 型轴承的定位轴肩高度 4.5h mm ，因此取V -V 64d mm 。 VV 69 齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度 dh 07.0 ，故取 4.5h mm ，则轴环处直径V -V 69d mm ，齿轮处直径见 VV 段理由。 VV 60 取安装齿轮处的 轴段直径V -V 60d mm 。 VV 55 见 IV 段理由。 表 2 2 2.各轴段长度的确定如表 2 3 位置 长度（ mm） 理由 82 为保证轴承挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 段长度应比 1L 略短些，取 82l mm 。 50 轴承端盖总长度为 20mm，取端盖外端面与半联轴器右端面间距离mml 30 ,故取 mml 50 。 IV 22.75 IV 为联轴器长度，故V 2 2 .7 5l m m VIV 97 mmmmsacLl 97)128162065(12V-V VV 12 轴环处轴肩高度 4.5h mm ，轴环宽度 hb 4.1 ，取V-V 8l mm VV 88 已知齿轮轮毂宽度为 92mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，次轴段略短于轮毂宽度，故取 mmmml 88)492V-V （ VV 68 取齿轮距箱体内壁距离为 mma 16 ，第 II 轴上大齿轮距第 III 轴上大齿轮 mmc 20 。考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承时应nts距 箱 体 内 壁 一 段 距 离 s , 取 mms 8 。 滚 动 轴 承 宽 度2 2 .7 5T m m 。第 II 轴上大齿轮轮毂长 mmL 65 。 则V - V ( 9 2 8 8 ) ( 2 2 . 7 5 8 1 6 4 ) 5 0 . 7 5l T s a m m m m 表 2 3 轴径 d 轴长 l 1-2段 2-3段 3-4段 4-5段 5-6段 6-7段 7-8段 1-2段 2-3段 3-4段 4-5段 5-6段 6-7段 7-8段 45 53 55 69 64 60 55 82 50 22.75 97 8 88 50.75 （ 3）轴上零件的定位 齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。 选齿轮的平键为 22mm*14mm*90mm 联轴器的键为 18mm*11mm*90mm 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由过 渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。 轴端倒角为 2*45，各轴肩处的圆角半径为 2mm 5、求轴上的载荷 做出弯矩图和扭矩图如下： nts 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F FNH1=5688.6N,FNH2=2650.7N FNV1=2651.8N,FNV2=511.5N 弯矩 M MH=506285.4N*mm Mv1=236010.2N*mm，Mv2=97696.5N*mm 总弯矩 M1=558592.6N*mm, M2=515625.4N*mm 扭矩 T T3=1548020N*mm 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 由弯矩扭矩图可知，齿轮的中间截面是危险截面，故只校核此截面的强度 根据轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6 轴的计算应力为 a3222321 17.21801.0)15480206.0(6.558592)( MPWTMca 而查出aMP60 1 ，因此 1 ca，故轴的设计满足弯扭强度要求。 nts九、 高速轴轴承的校核 1、设计参数 轴上齿轮受切向力t 5 6 6 0 .8FN，径向力 2 1 0 9 .4rFN, 轴向力 1 2 4 2 .5aFN齿轮分度圆1d 62mm转速1 5 7 6 / m innr预期寿命 hL h 3 8 4 0 0283008 初选两个轴承型号均为 30211 2、求两轴承受到的径向载荷 1r1622 0 0 2 1 0 9 . 4 2 0 0 1 2 4 2 . 522 1 3 6 9 . 22 8 0 2 8 0raVdFFFN 21 2 1 0 9 . 4 1 3 6 9 . 2 7 4 0 . 2r V r r VF F F N 1200 4 3 4 0 . 4280r H tF F N21 1 6 1 7 . 4r H t r HF F F N 22r 1 1 1 4 5 5 1 . 2r V r HF F F N 222 2 2 1 7 7 8 . 7r r v r HF F F N 3、求两轴承的计算轴向力 对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力YFF r2d 查表得， Y=1.7 e=0.36 1d14 5 5 1 . 2 1 3 3 8 . 62 2 1 . 7rFFNY 221 7 7 8 . 7 5 2 3 . 12 2 1 . 7rdFFNY a 1 2 1 7 6 5 . 6adF F F N 21 1 3 3 8 . 6adF F N111 7 6 5 . 6 0 . 3 9 0 . 3 64 5 5 1 . 2arF eF f221 3 3 8 . 6 0 . 7 5 0 . 3 61 7 7 8 . 7arF eF f故两轴承计算系数均为 X=0.4 Y=1.7 轴承运转只有轻微振动，故取 1.1f p则 1 1 1( ) 1 . 1 ( 0 . 4 4 5 5 1 . 2 1 . 7 1 1 0 4 . 1 ) 3 1 0 8 . . 9 6p r aP f X F Y F N NYFXFfParp 1746)1.6987.14.10014.0(1.1)( 222 4、验算轴承寿命 因为 21 PP ,所以按轴承 1 的受力大小验算 nts hLhPCnL626h 661885)96.3108105000(9706010)(6010 故该轴承满足寿命要求 十、 中间轴轴承的校 核 1、设计参数 轴 上 齿 轮 受 切 向 力 2t132 2 2 2 6 1 0 0 4 0 0 1 . 8d 1 1 3TFN ， t2 5 6 6 0 . 8FN径向力r 1 1 t a n t a n 2 04 0 0 1 . 8 1 5 1 5 . 2c o s c o s 1 6 2 1 3 3ont oF F N , 2 2 1 0 9 .4rFN轴向力 11 t a n 4 0 0 1 . 8 t a n 1 6 2 1 3 3 1 1 4 7 . 5oatF F N 2 1 1 3 8 . 6aFN齿轮分度圆1d 62mm2 186d m m转速 min/9.2102 rn 预期寿命 hL h 3 8 4 0 0283008 初选两个轴承型号均为 30211 2、求两轴承受到的径向载荷 NdFdFFFF arrV 9.1736280225.7619122a11211r NFFFFVrrVr 4.24111859.17363.31632r112 NFFF ttHr 4827280 5.76191 211 NFFFF tHrtHr 8.3582112 NFFF HrVr 7.512921211r ntsNFFF Hrvrr 4.43222222 3、求两轴承的计算轴向力 对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力YFF r2d 查表得， Y=1.7 e=0.35 NYFF r 7.15087.12 7.51292 11d NYFF rd 2.1277.12 4.4322 22 NNFFFFda 5.17
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