二级直齿减速器课程设计996%0.45%335%173%202
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减速器课程设计
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二级直齿减速器课程设计996%0.45%335%173%202,减速器课程设计
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1 湖南工业大学 机械设计课程设计 设计项目： 带式输送机传动系统 学 院：机械工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 0902 班 学 号： 09405700529 姓 名： 龚国平 指导老师 ：李 历 坚 nts 2 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 3 目 录 机械制造工艺课程设计 1 前 言 2 一、 传动装置的总体方案设计 6 1.1 传动装置的 运动简图及方案分析 6 1.1.1 运动简图 6 1.1.2 方案分析 6 1.2 电动机的选择 7 1.3 计算总传动比和分配各级传动比 8 1.4 计算传动装置的运动参数和动力参数 8 二、 传动零部件的设计计算 9 2.1 带传动 9 2.1.1 确定计算功率并选择 V 带的带型 9 2.1.2 确定带轮的基准直径并验算带速 10 2.1.3 确定 V 带的中心距和基准长度 11 2.2.4 验算带轮包角 1 11 2.1.5 计算带的根数 11 2.1.6 确定带的初拉力和压轴力 11 2.1.7 带轮的结构设计 11 2.2 齿轮传动 12 nts 4 高速级齿轮 2.2.1 选择精度等级，材料及齿数 12 2.2.2 齿轮强度设计 12 2.2.3 几何尺寸计算 15 2.2.4 齿轮结构设计（中间轴大齿轮） 15 低速级齿轮 2.2.5 选择精度等级，材料及齿数 13 2.2.6 齿轮强度设计 16 2.2.7 几何尺寸计算 19 2.2.8 四个齿轮的参数列表 20 2.3 轴系 部件设计 20 第 （ III） 轴设计 2.3.1 初算第 III 轴的最小轴径 20 2.3.2 第 III 轴的结构设计 21 第（ II）轴设计 2.3.3 初算第（ II）轴的最小直径 23 2.3.4 第（ II）轴的结构设计 24 2.3.5 第（ II）轴的强度校核 25 第（ I）轴设计 2.3.6 初算第（ I）轴的最小直径 30 2.3.7 第（ I）轴的结构设计 30 nts 5 2.3.8 轴系零部件的选择 30 三、 减速器装配图的设 计 3.1 箱体主要结构尺寸的确定 31 3.1.1 铸造箱体的结构形式及主要尺寸 28 3.1.2 箱体内壁的确定 32 3.2 减速器附件的确定 32 四、 润滑 密封及其它 4.1 润滑 33 4.2 密封 33 4.3 其它 33 五、总结 34 六、参考文献 35 nts 6 一、 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 1 电动机； 2 V 带传动； 3 两级圆柱齿轮减速器； 4 联轴器； 5 滚筒； 6 输送带 表 1 1 原始数据 学 号 09405700529 题 号 5(1) 输送带工作拉力 kM/F 6 输送带工作速度 /v ( 1m s ) 0.45 滚筒直径 mm/D 335 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。 nts 7 1.2 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 1000 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 kWkWw 7.21000 45.0106P 3 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 kWkWP w 21.384.0 7.2/P d 取 kW4Pd 查 2表 8-53(P207)得 选择 Y132M1 6 型电动机 电动机技术数据如下： nts 8 额定功率 kW)（ ： kW4 满载转速 r/min)（ : r/min960 额定转矩 )/mN（ ： mN/0.2 最大转矩 )/mN（ ： mN/0.2 运输带转速 m in/67.25335.014.3 45.06060 rD vn 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 3767.25960/ wm nni初选带轮的传动比 31i ，减速器传动比 3.12337 i取高速级齿轮传动比 2i 为低速级齿轮传动比3i的 1.3 倍，所以求的高速级传动比 2i =3.97，低速级齿轮传动比3i=3.1 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/320m in/39601 rrinn m m in/6.80m in/97.33202II rrinn m in/26m in/1.3 6.803I I III rrinn IVIII nn nts 9 1.4.2 计算各轴的输入功率 kWkWppd 05.395.021.31I kWkWpp 96.298.099.005.332III kWkWpp 87.298.099.096.232III I I kWkWpp 81.299.099.087.242I I IIV 1.4.3 计算各轴的输入转矩 mNmNnpT 02.91320 05.395509550 II1mNmNnpT 72.3506.80 96.295509550 IIII2mNmNnpT 17.105426 87.295509550 I I II I I3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 320 3.05 91.02 II 80.6 2.96 350.72 III 26 2.87 1054.17 二、 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根据给定的工作条件： 1.空载启动，工作载荷有轻微冲击 ;2.两班制（每班工作 8h）。 由1表 8 7(P156)查的工作情况系数 2.1AK ，故 kWkWpKP Aca 8.442.1 nts 10 2.选择 V 带的带型 根据cap，mn由 1图 8 11（ P157） 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（ P155） 和表 8 8（ P157） ，取小带轮的基 准直径 mmdd 1121 。 2.验算带速 v 。按 1式（ 8 13） （ P150） 验算带的速度 smsmndv md /63.5/100060 96011214.3100060 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） （ P150） ,计算大带轮的基准直径2ddmmmmdid dd 336112312 1 根据 1表 8 8（ P157） ，圆整为 mmdd 3552 。 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 9349.326 0 初定中心距为 mma 5000 。 2.由 1式（ 8 22）计算所需基准长度 mmmmaddddaL ddddd17635004)112355()355112(214.350024)()(22202001221由 1表 8 2 选带轮基准长度 mmLd 1600。 3.按 1式（ 8 23）计算实际中心距 a 。 mmmmLLaa dd 5.418)2 )17631600(500(2 00 按 1式（ 8-24）计算中心距的变化范围。 mmLaammLaadd 5.46603.0 5.394015.0m a xm i n 中心距的变化范围为 mm5.4665.394 。 nts 11 2.1.4 验算带轮包角 1 1201475.418 3.57)112355(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/960 rnm ，查 1表 8 4a 得 kWP 15.10 根据 min/960 rnm ， 31i 和 A 型带查 1表 8 4b 得 kWP 11.00 由 147 ， 查的 1表 8 5 得 915.0K，表 8 2 得 99.0LK ，于是 kWkWKKPPP Lr 14.199.0915.0)11.015.1( 00 ） 2.计算 V 带的根数 Z 2.414.1 8.4 rcaPPZ， 取 5 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 NNqvzvK PKF ca 86.150)63.5(10.063.55915.0 8.4)915.05.2(500)5.2(500 22m i n0 ）（应使带的实际初拉力min00 )(FF 压轴力最小值 NNFzF P 14462147s i n86.150522s i n)(2)( 1m i n0m i 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。 nts 12 大带轮结构简图如图 2 1. (图 2 1） 2.2 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 25.9997.32525 22 iz 取 1002 z 。 2.2.2 齿轮强度设计 1.按齿面接触强度设计 按 1式（ 10 21）试算，即 3 211 )(132.2HEdtt ZuuTKd （ 1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数 6.1tKnts 13 2）小齿轮的传递转矩由前面算得 mmNmNT 41 10102.902.91 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 88281110614.04 10458.210458.2)283008(13206060NjLnN h 7）由 1图 10 19 取接触疲劳强度寿命系数 08.11 HNK， 14.12 HNK8）计算接触疲劳许用应力 MP aMP asK HNH 64860008.1 1l i m11 MP aMP asK HNH 62755014.1 2l i m22 （ 2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径td1，代入 H 中较小的值， 有计算公式得 mmZuuTKdHEdtt 95.58627 8.18997.3 97.41 10102.96.132.2)(132.2 3243 211 2）计算圆周速度 smndv t /99.0100060 32095.5814.3100060 11 3）计算齿宽 b 及模数ntmmmmmdb td 95.5895.5811 mmmmzdm tt 358.225 95.5811 mmmh t 31.525.2 10.1131.5 95.58/ hb nts 14 5） 计算载荷系数 已知使用系数 1AK ，根据 smv /99.0 ， 7 级精度，由 1图 10 8 查的动载系数07.1VK ；由表 10 4 查的 42.1HK ；由 图 10 13 查得 4.1FK ；由表 10 3 查 得2.1 FH KK 。故载荷系数 82.142.12.107.11 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 mmmmKKddtt 57.616.182.195.58 3311 7）计算模数 m mmzdm 46.225 57.6111 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 由 1式（ 10 17） 3 211 2FSaFadnYYzKTm （ 1）确定计算参数 1）计算载荷系数 80.14.12.107.11 FFVA KKKKK 2）查齿形系数 由 1表 10 5 查得 62.21 FY； 18.22 FY3）查取应力校正系数 由 1表 10 5 查得 59.11 SY； 79.12 SY4）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 5）由 1图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 75.01 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 86.2674.1 50075.0 111 nts 15 MP aSK FEFNF 29.2444.1 3809.0 222 9）计算大小齿轮的 FSaFaYY0 1 5 6.086.267 59.162.2111 FSaFa YY 016.029.244 79.118.2222 FSaFa YY 大齿轮数值大。 （ 2）设计计算 mmm 03.2016.0251 10102.980.123 2 4 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 5.2m 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995.691 d 计算齿数。 998.275.2 995.6911 mdz 取 281 z ，则 16.1 1 12897.32 z ，取 1112 z 2.2.3 几何尺寸计算 1.计算大小齿轮分度圆直径 mmmmmzd 705.22811 mmmmmzd 5.2775.211122 2.计算中心距 mmmmdda 75.1732 280702 21 4.计算齿轮宽度 mmmmdb d 707011 圆整后取 mmBmmB757012 2.2.4 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。 nts 16 大齿轮结构简图 2 2。 图 2 2 （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 931.33030 22 iz 2.2.6 齿轮强度设计 1.按齿面接触强度设计 按 1式（ 10 21）试算，即 3 221 )(132.2HEdtt ZuuTKd （ 1）确定公式内的各计算数值 nts 17 1）试选载荷系数 6.1tK2）小齿轮的传递转矩由前面算得 mmNmNT 42 10072.3572.350 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 992911100599.01.3 101857.0101857.0)283008(16.806060NjLnN h 7）由 1图 10 19 取接触疲劳强度寿命系数 06.11 HNK， 12.12 HNK8）计算接触疲劳许用 应力 MP aMP asK HNH 63660006.1 1l i m11 MP aMP asK HNH 61655012.1 2l i m22 （ 2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径td1，有计算公式得 mmmmd t 82.95)616 8.189(1.3 1.41 10072.356.132.2 3 241 2）计算圆周速度 smndv t /40.0100060 6.8082.9514.3100060 11 3）计算齿宽 b 及模数ntmmmmmdb td 82.958211 194.330 82.9511 zdm tntmmmh nt 19.725.2 nts 18 33.1319.7 82.95/ hb 4）计算载荷系数 已知使用系数 1AK ，根据 smv /40.0 ， 7 级精度，由 1图 10 8 查的动载系数02.1VK ；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 74.1425.12.102.11 HHVA KKKKK 5）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 mmmmKKddtt 61.986.174.182.95 3311 6）计算模数nmmmzdm n 29.330 61.9811 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 由 1式（ 10 17） 3 212 2FSaFadnYYzKTm （ 1）确定计算参数 1）计算载荷系数 73.141.12.102.11 FFVA KKKKK 4）查齿形系数 由 1表 10 5 查得 52.21 FY； 194.22 FY5）查取应力校正系数 由 1表 10 5 查得 625.11 SY； 783.12 SY6）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 nts 19 MP aSK FEFNF 43.3214.1 5009.0 111 MP aSK FEFNF 43.2524.1 38093.0 222 9）计算大小齿轮的 FSaFaYY01274.043.321 625.152.2111 FSaFa YY 0155.043.252 783.1194.2222 FSaFa YY 大齿轮数值大。 （ 2）设计计算 mmm n 75.20 1 5 5.0301 10072.3573.123 2 4 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 0.3nm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 mmd 61.981 计算齿数。 87.323 61.9811 mdz 取 331 z ，则 3.102331.32 z 取整 1022 z 2.2.7 几何尺寸计算 1.计算中心距 mmmmmzza n 5.2022 3)10233(2 )( 21 将中心距圆整为 173mm。 2.计算大小齿轮分度圆直径 mmmmmzd n 9933311 mmmmmzd n 306310222 3.计算齿轮宽度 mmmmdbd 999911 圆整后取 mmBmmB1049912 nts 20 2.2.8 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)( 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 2.5 25 20 70 74 65 高速级大齿轮 2.5 100 20 277.5 281.5 272.5 低速级小齿轮 3 33 20 99 104 93 低速级大齿轮 3 102 20 306 311 300 续表 2 1 齿轮 齿宽 B 轮毂 L 材质 热处理 结构形式 硬度 高速级小齿 轮 75 75 40Cr 调质 实体式 280HBS 高速级大齿 轮 70 79 45 钢 调质 腹板式 240HBS 低速级小齿 轮 104 104 40Cr 调质 实体式 280HBS 低速级大齿 轮 99 106 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： kWP 87.23 ， min/263 rn ， mmNT 105417032.求作用在齿轮上的力 低速级大齿轮的分度圆直径 mmd 3062 NdTF t 689030610541702223 NFF tr 75.250720t a n6890t a n NFF ta 733220c o s6890c o s 3.初步确定轴的最小直径 nts 21 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1表 15 3，取 1150 A,于是得 mmmmnPAd 2.5526 87.2115 33330m i n 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 mmNmmNTKTAca 158125510541705.13。查 【 2】表8-35，根据 GB/T4323 2002，选用 TL10 弹性柱销联轴器，其公称转矩为 mmN 2000000 .半联轴器的孔径 mmd 80 ，故取 mmd 80 ，半联轴器长度 mmL 172 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 1321 。 2.3.2 第 III 轴的结构设计 1.各段轴直径的确定如表 2 2。 位置 直径（ mm） 理由 80 由前面算得半联轴器的孔径mmd 80 94 为满足半联轴器轴向定位要求， 轴段需制出一个轴肩，mmdh 86.5)1.007.0( ，故取 mmd 94 。 IV 95 根据mmd 94 选取 0 基本游隙组标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30319 其 尺 寸为 mmmmmmTDd 5.4920095 故 mmdd 95V-VV 。 VIV 111 左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由 2上 查 得 30319 型轴承的定位轴肩高度 mmh 8 ，因此取 mmd 111V-V 。 VV 127 齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度 dh 07.0 ，故取 mmh 8 ，则轴环处直径 mmd 127V-V ，齿轮处直径见 VV 段理由。 VV 100 取安装齿轮处的轴段直径mmd 100V-V 。 VV 95 见 IV 段理由。 表 2 2 nts 22 2.各轴段长度的确定如表 2 3。 位置 长度（ mm） 理由 130 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 mml 130 。 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 49.5 IV 为联轴器长度，故mml 5.49V VIV 97 mmmmsacLl 111)128162079(12V-V VV 12 轴环处轴肩高度 mmh 6 ，轴环宽度 hb 4.1 ，取mml 12V-V VV 102 已知齿轮轮毂宽度为 106mm，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 102)4106V-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距箱体内壁一段距离 s ,取 mms 8 。滚动轴承宽度 mmT 40 。第 II 轴上大齿轮轮毂长 mmL 79 。 则mmmmasTl 68)416840()102106(V-V 表 2 3 nts 23 3 .第 III 轴的结构简图如图 2 3。 图 2 3 第（ II）轴设计 2.3.3 初算第（ II）轴的最小直径 1.第（ II）轴上输入功率 2p ，转速 2n ，转矩 2T 由前面算得 kWp 96.22 ， min/6.802 rn ， mmNT /10072.35 42 2.分别计算大小齿轮上的力 已知第（ II）轴上大齿轮分度圆直 mmd 5.2772 NNdTF t 7.25275.2773 5 0 7 2 02222 NFFntr 92020t a n7.2527t a n NFF tn 9.2 6 8 920c o s 7.2 5 2 7c o s 小齿轮上分度圆直径为 mmd 991 nts 24 NNdTF t 7085993 5 0 7 2 02212 NFF ntr 7.257820t a n7085t a n NFF tn 7.7 5 3 920c o s7 0 8 5c o s 3.初步确定轴的最小直 径 mmmmnPAd 23.386.80 96.2115 33220m i n 根据最小直径查 【 2】 GB/T297 1994 选取 30309。轴承的规格为 mmmmmmTDd 25.2710045 2.3.4.第（ II）轴的结构设计 1.确定轴的各段直径如表 2 4 位置 直径（ mm） 理由 45 根 据 轴 承 的 尺 寸 mmmmmmTDd 25.2710045 mmd 45 50 根据mmd 45 取小齿轮安装处直径 mmd 50 。 IV 58 小齿轮右端用轴肩定位，轴肩高度 dh 07.0 ，取故 mmh 6 ，则轴环处直径 mmd 58V 。 VIV 50 取大齿轮安装处直径mmd 50V-V 。 VV 45 理由同 段。 表 2 4 2.确定轴的各段长度 为了使套筒可靠地压紧齿轮，分别使 段和 IV 段长度略短于齿轮轮毂宽4mm。 轴环处轴肩高度 mmh 4 ，轴环宽度 hb 4.1 。轴环处长度取 mml 12V 其它轴的尺寸 ，根据第 III 轴算出的尺寸进行确定。 nts 25 2.3.5 第（ II）轴的强度校核 1.轴的载荷分析图 2 4 图 2 4 2.大小齿轮截面处的力及力矩数据 由上图所提供的数据，根据弯矩定理得： 以 2O 点为作用点有： nts 26 32212112121 lFlFllF FFFFNHtNHttNHNH 75.615.10370855.10325.74 7.961270857.2527 21 21 NHNH NHNH FF FF NFNFNHNH 7.4072554021 3221211 2121 lFlFllF FFFF NVrNV rrNVNV 75.615.1037.25785.10325.74 7.16589207.2578 21 21 NVNV NVNV FF FF NFNFNVNV 85.240 85.141721 由计算出的力可算出弯矩： mmNlFMNHH 4 1 1 3 4 525.745540111mmNlFMNHH 2.25148975.617.4072322mmNlFMNVV 10527525.7485.1417111mmNlFMNVV 5.1487275.6185.240322由分弯矩可得出总弯矩： mmNMMMVH 8.424602105275411345 222 1211mmNMMMVH 8.422602105275411345 222 1211mmNMMMVH 6.2 5 1 9 2 8)5.1 4 8 7 2(2.2 5 1 4 8 9 222 2222mmNMMMVH 6.250928)5.14872(2.251489 222 2222由上轴的结构图及弯矩和扭矩图可以看出大小齿轮中心线截面处是轴的危险截面，现将计算出的两个截面处的 HM ，VM， M 的值列于下表 2 5 载荷 水平面 垂直面 支反力 F NFNH 55401 NF NH 7.40722 NF NV 5.20161 NF NV 2.14822 nts 27 弯矩 M mmNMH 4113451 mmNM H 2.2 5 1 4 8 92 mmNM V 1052 75 1 mmNM V 1052 75 1 mmNM V 5.1 4 8 7 2 2 mmNM V 5.1 4 8 7 2 2 总弯矩 mmNM 8.4246021 mmNM 8.4226021 mmNM 6.2519282 mmNM 6.2509281 扭矩 T mmNT 3507202 表 2 5 3.按弯扭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（小齿轮）中心线截面的强度。根据 1式（ 15 5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉冲循环变应力，取 6.0 ，轴的计算应力 M P aM P aW TMca 91.37501.0 )3507206.0(8.424602)( 3 222321 前已选轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 115 1 查得 MPa60 1 。因此， 1 ca。 故安全。 4.精确校核轴的疲劳强度 从轴的受载情况来看及来看，大小齿轮中心线截面处受力最大。虽然两截 面处应力最大，但应力集中不大而且这里轴径也最大，故两中心截面不必校核。截面 II， III， IV， V 处应力集中的影响接近，但截面 III， IV 处轴径也很大比 II， V 处轴径大。所以校核 II， V 截面就行了。由于截面 II 处受力大些，所以只需校核 II 左右截面即可。 1）截面 II 左侧 3333 9113451.01.0 mmmmdW 3333 18225452.02.0 mmmmdW T 截面左侧的弯矩为 mmNmmNM 19014225.74 4125.748.424602截面上的扭矩为 mmNT 3507202 截面上的弯曲应力 MP aMP aWMb 86.209113190142 截面上的扭转切应力 nts 28 M P aM P aWTTT24.19182253507202 轴的材料为 45 钢，调质处理，由 1表 15 1 查得 MPaB 640 ， MPa2751 MPa1551 。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按 1附表 3 2 查取。因 044.0450.2 dr， 111.14550 dD，经插值可查得 01.2 38.1 又由 1附图 3 1 可得轴的材料敏感系数为 82.0q85.0q故有效应力集中系数按 1式（附表 3 4）为 83.1)101.2(82.01)1(1 qk32.1)138.1(82.01)1(1 qk由 1附图 3 2 尺寸系 数 75.0，又由附图 3 3 的扭转尺寸系数 72.0轴按磨削加工，由 1附图 3 4 得表面质量系数为 92.0 轴未经表面强化处理，及 1q，按 1式（ 3 2）及式（ 3 12a）得综合系数为 53.2192.0 175.0 83.111 kK92.1192.0 172.0 32.111 kK由 1 3 1 及 3 2 得碳的特性系数 2.01.0，取 1.01.005.0，取 05.0于是，计算安全系数caS值，按 1式（ 15 6） （ 15 8）则得 401.016.2753.2 2751 maKS nts 29 14.7205.2205.0205.2292.11551 mKS 5.149.314.74 14.74 2222 SSS SSS ca故可知其安全。 2）截面 II 右侧 抗弯截面系数 W 按 1表 15 4 中的公式计算 3333 1 2 5 0 0501.01.0 mmmmdW 3333 2 5 0 0 0501.02.0 mmmmdW T 弯矩 M 及弯曲应力为 mmNmmNM 19014225.74 4125.748.424602MP aMP aWMb 2.1512500190142 扭矩 2T 及扭转应力为 mmNT 3507202 M P aM P aWTTT03.14250003507202 过盈配合处的k，由 1附表 3 8 用插值法求出，并取 kk 8.0于是得 48.3k78.28.0 kk轴按磨削加工由 1附图 3 4 得表面质量系数为 92.0 故得综合系数 57.3192.0 148.311 kK87.2192.0 178.211 kK所以轴在截面右侧安全系数为 89.301.08.1957.3 2751 maKS nts 30 6.6208.1605.0208.1687.21551 mKS 5.135.36.689.3 6.689.3 2222 SSS SSS ca故该轴在截面 II 右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重应力循环不对称，故可略去静强度校核。 第 （ I）
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