二级直齿减速器课程设计1077.2%0.55%475%215%342
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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1077.2%0.55%475%215%342,减速器课程设计
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课程设计说明书 设计题目： 带式运输机传动系统设计 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 092 班 学 号： 09405701022 设 计 人： 邹德志 指导老师： 李历坚 完成日期 ： 2011 年 12 月 28 日 nts课程设计任务书 2010 2011 学年第一学期 机械工程 学院（系、部） 机械设计制造及其自动化 专业 092 班 课程名称： 机械设计课程设计 设计题目： 带式运输机传动系统设计 完成期限：自 2011 年 12 月 18 日至 2011 年 12 月 31 日共 2 周 内 容 及 任 务 一、设计的主要技术参数： 运输带牵引力 F=7200N；输送速度 V=0.55m/s；滚筒 直径 D=475 mm。 工作条件： 在常温下连续工作，单向运转 ;空载起动，工作载荷有轻微冲击， 运输带速度允许误差 5%，二班制（每班工作 8h），寿命为 8 年，大修期为 23 年，中批生产；三相交流电源的电压为 380/220V。 二、设计任务： 设计带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有 V 带传动及两级圆柱齿轮减速器。 三、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务： （ 1） 减速机装配图 1 张； （ 2） 零件工作图 23 张； （ 3） 设计说明书 1 份（ 60008000 字）。 进 度 安 排 起止日期 工作 内容 2011.12.21-2011.12.22 传动系统总体设计 2011.12.23-2011.12.25 传动零件的设计计算 2011.12.25-2011.12.31 减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书 2012.01.05 交图纸并答辩 主 要 参 考 资 料 1.机械设计（第八版）（濮良贵，纪明刚主编 高教出版社） 2.机械设计课程设计（金清肃主编 华中科技大学出版社） 3.工程图学（赵大兴主编 高等教育出版社） 4 机械原理（朱理主编 高等 教育出版社） 5.互换性与测量技术基础（徐雪林主编 湖南大学出版社） 6. 机械设计手册（单行本） （ 成大先主编 化学工业出版社 ） 7.材料力学（刘鸿文主编 高等教育出版社） 指导教师 : 李历坚 2012 年 月 系（教研室）主任（ 签字）： 年 月 nts 目 录 一、设计任务书 -（ 2） 二、传动方案的拟定 -（ 2） 三、电动机的选择和计算 -（ 3） 四、 整个传动系统运动和动 力参数的选择与计算 -（ 6） 五、 传动零件的设计计算 -（ 9） 六、轴的设计 及校核 -（ 18） 七 、轴承 的校核 -（ 25） 八 、键的选择与校核 - -（ 33） 九 、联轴器的选择 -（ 34） 十、减速器的润滑计算 - （ 34） 十 二 、箱体及其附件设计 -（ 36） 十 三 、心得体会 -（ 37） 十四 、参考文献 -（ 39） nts 一、设计任务书 1要求： 二班制（每班工作 8h） ，使用年限 8 年，连续单向运转， 空载起动，工作载荷有轻微冲击 ，中批量生产，运输链速度允许误差为链 速度的 %5 。 2已知： 带的圆周力 F=7200N，带速度 V=0.55m/s,卷筒直径 D=475mm。 3设计任务 ：减速器装配图一张； 零件工作图 2 3张； 零件说明书 1份（ 6000 8000字）。 二、传动方案的拟定 传动方案如下图 1-1所示： 图 1-1 带式输送机传动系统简图 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 nts三、电动机的选择和计 算 一、电动机的类型和结构形式的选择 经综合分析，选用 Y 系列三相交流异步电动机，此系列电动机具有高效节能、噪声小、振动小、运行安全可靠的特点。 Y 系列电动机，额定电压为 380V，额定频率为 50HZ.。 本设计中电动机采用封闭式结构。 二 、 确定电动机的功率 ： （ 1）传动装置的总效率： 总=带 2轴承齿轮联轴器滚筒=0.960.99 0.990.970.990.95 =0.86 (2)电机所需的工作功率： Pd=FV/1000总n=7200 0.55/10000.86 =4.6KW 由载荷平稳，电动机额定功率cdP略大于dP即可由第 19 章表 19 1所示 Y 系列三相交流异步电动机的技术参数，选电动机额定功率cdp为 5.5 KW 三、确定电动机的转速 ： 卷筒轴工作转速为： m in/475 55.0100060100060 rD vn min/125.22 r 查表可知，两级圆柱齿轮减速器一般传动比范围为 8 40，则总传动比合理范围为ai 8 40，故电动机转速的可选范围为： ninad =（ 8 40） 22.125 min/r =180 885 min/r 符合这一范围的同步转速有 750 min/r 一种。由表 19-1查得电动机数据及计算出的总传动比列于表 1中。 nts 表 1 电动机数据及总传动比 方 案 电动机型号 额定功率 cdP 电动机转速 总传动比ai同步转速 满载转速 1 Y160M2 5.5 750 720 32.542 四、整个传动系统运动和动力参数的选择与计算 一、传动装置所要求的总传动比为 1、总传动比： 5 4 2.321 2 5.22 7 2 0 nni ma由传动方案可知，传动装置的总传动比等于各级传动比niiii ., 321的乘积，即： ai niiii .321 iiia考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相似，取 ii 4.1故； i= 75.6542.324.14.1 aii= 82.475.6542.32 ii a 二、传动装置的运动和动力参数 1.各轴的转速： 轴：In=mn=720 (r/min) 轴： IIn = In /i =720/6.75=106.7(r/min) 轴 : 滚筒 mn = IIn /i =22.126 (r/min) 2. 各轴的输入功率（ kw） nts 轴： P =Pd带=4.60.96= 4.416KW 轴： P =P 轴承齿轮=4.416 0.99 0.97=4.42 KW 轴 : P = P 轴承齿轮=4.42 0.99 0.97=4.07 KW 卷筒轴 :Pj= P 联轴器滚筒=4.070.990.95 =3.83 KW 3各轴输入扭矩的计算 电动机轴的输出转矩dT为： dT=9550000Pd /n=9550000 4.6/720=61000 mmN 故，轴： dTT 带=61000 0.96 59000 mmN 轴： T =T 轴承 齿轮 i 380000 mmN 轴 : T = T 轴承 齿轮 i 1757000 mmN 4. 皮带轮传动的设计计算 （ 1） 选择普通 V带截型 由 参考资料【 1】 表 8-7得： AK =1.2 P=4.6KW CP= AK P=1.2 4.6=5.52KW 据CP=5.52KW和In=720r/min 由 参考资料【 1】 表 8-6得：选用 B型 V带 ， mind =125mm （ 2） 确定带轮基准直径，并验算带速 由 参考资料【 1】 图 8-11，取1dd=140mm mind =140mm 2dd=i1dd(1-)= 6.75 140(1 -0.02)=936.1 mm 由 参考资料【 1】 表 8-8，取2dd=1000 带速 V： 2 7 5 2.51 0 0 060 7201401 0 0 060 nd 11d m/s 在 525m/s范围内，带速合适。 （ 3） 确定带长和中心距 初定中心距0a=1000mm nts0dL=20a+2 dd 2d1d +021d24)d(add =2 1000+5004 )401-1000(2 )1000140(14.32=4148.2mm 根据 参考资料【 1】 表（ 10-6）选取相近的dL=4150mm 确定中心距 a0a+(dL-0dL)/2=1000+(3150-3148.2)/2 =1000.9mm (4) 验算小带轮包角 1a = 0180 - ）（ 12d0 d9.1000 3.57 dd = 0130 0120 （ 5） 确定带的根数 单根 V带传递的额定功率 .据1dd和 1n ，查 参考资料【 1】 表 8-4a 得 0P=1.64KW 根据 1n =720， i =6.75 和 B带型， 查 参考资料【 1】 表 8-4b得 1P =0.22KW 查 参考资料【 1】 8-5，得 K=0. 84查 参考资料【 1】 表 8-2得 LK =1.07 07.184.022.064.1KKPPP La0r ）（）（ =1.67 kw Z= rcPP 67.152.5=3.03 故取 4根 (6) 计算轴上压力 由课本 1表 10-5查得 q=0.1kg/m，由课本式（ 10-20）单根 V带的初拉力： 22aCam i n0 2752.51.02752.5484.0 52.584.0-5.2500qzK PK-5.2500F ）（）（）（ =261.28 应使实际初拉力0Fmin0F）（则 作用在轴承的 最小 压力z2F minp ）（ min0F）（ 2asin 1 = 2130s in28.26142 1848.14 N nts 五、传动零件的设计与计算 一、高速级齿轮传动设计 1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 (1)、按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 (2)、运输机为一般工作机器，速度不高，故 选用 8级精度（ GB10095-98） 。 (3)、材料选择。由 参考资料【 1】 表 10-1选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 （ 4）、选用小齿轮齿数 Z1=23，大齿轮齿数 2375.612 ZiZ =155.25，取 Z2=155。齿数比为： 74.623155 2、按齿面接触强度设计 由 参考资料【 1】 式（ 10-9a）进行计算，即： ： 32 11 12 . 3 2 ( )EtHdZ K Tudu 、确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 3.1tK。 计算小齿轮传递的转矩。 T= 61055.9 P / n =59000(N.m) 由 参考资料【 1】 表 10 7 选取齿宽系数 1d 由 参考资料【 1】 表 10-6 查得材料的弹性影响系数EZ=189.8 Mpa1/2。 由 参考资料【 1】 图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1limH =600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限 lim2H =550MPa 由 教材 式 10-13计算应力循环次数。 9hI1 1067.183008272060jLn60 N 812 1046.275.6N N nts 由 参考资料【 1】 图 10-19 取接触疲劳寿命系数 88.01 HNK， 95.02 HNK计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由 教材 式（ 10-12）得： M P aM P aSKM P aM P aSKHNHHNH5.52255095.052860088.02l i m221l i m11(2)、计算 计算小齿轮分度圆直径 d1t,代入 H中较小的值。 3 211 12 . 3 2 ( )EtHdZ K Tudu =52.432 mm 计算圆周速度 v . 100060 720432.52100060 nd t1 =1.976 sm/ 计算齿宽 b。 b=td d1=1 52.432=52.432mm 计算齿宽与齿高之比hb。 模数 tmZdt1 = 23432.52 =2.28 齿高 13.528.225.2m25.2ht mm hb=13.5432.52=10.22 计算载荷系数 K 根据 v=1.976 m/s,7级精度，由 参考资料【 1】 图 10-8查得动载系数vK=1.03； 直齿轮，HFKK=1； 由 参考资料【 1】 表 10-2查得 使用系数 AK =1； 由 参考资料【 1】 表 10-4用插值法查得 7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，HK=1.417。 nts由hb=10.22，HK=1.417，查 参考资料【 1】 图 10-13 得FK=1.34；故动载 荷系数为： 46.1417.11025.11KKKKK HHVA 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 ,由 参考资料【 1】 式 (10-10a)得： 2.543.1 46.14 3 2.52KKdd 33tt11 mm 计算模数 m 。 3 5 6.2232.54Zdm11 mm 3、 按齿根弯曲强度设计 由 参考资料【 1】 (10-5)得弯曲强度的设计公式为： 31212 ()F a S adFYYKTmz （ 1）确定公式内的各计算数值 由 参考资料【 1】 图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限2FE=380MPa； 由 参考资料【 1】 10-18取弯曲疲劳寿命系数1FNK=0.85,2FNK=0.88； 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由 参考资料【 1】 （ 10-12）得： 111 0 . 8 5 5 0 0 1 . 4F N F EF K S MPa =303.57 MPa 222 0 . 8 8 3 8 0 1 . 4F N F EF K S MPa =238.86 MPa 计算载荷系数。 K = = 1 1 . 0 2 5 1 1 . 3 4 1 . 3 7 4A V F FK K K K 查取齿形系数。 nts 由 参考资料【 1】 10-5 查得 69.21 FaY； 216.22 FaY查取应力校正系数。 由 参考资料【 1】 10-5 查得 575.11 SaY； 772.11 SaY计算大小齿轮的 FSaFaYY并加以比较。 0 1 3 9 6.057.303575.169.2 1 21 FSaFa YY 0 1 6 4 4.086.2 3 8 7 7 2.12 1 6.2222 FSaFa YY 大齿轮的数值大。 (2) 设计计算： 71.123101644.059000374.12ZT2m32FSaFa31dn ）】【（k对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数 ，取 m =2.5mm，已可满足弯曲强度。按接触疲劳强度算得的分度圆直径1d=54.2 mm，算出小齿轮齿数 68.215.2 2.54mdZ 11 ， 取 1Z =22 大齿轮齿数 Z2=22 6.75=148.5， 取 Z2=150 4.几何尺寸计算。 （ 1）计算分度圆直径： mmmmmZd 555.22211 mmmmmZd 3 7 55.21 5 022 nts（ 2）计算中心距： 2152 375552 dda 21 (3)计算齿轮宽度： mmmmdbd 55551 取 mmB 552 ， mmB 601 5.结构设计 小齿轮 1 由于直径比较小，采用齿轮轴结构；大齿轮 2 采用实心结构。高速级齿轮传动的尺寸如表 3所示 。 表 3 高速级齿轮传动的尺寸 名 称 计 算 公 式 结果 mm/ 模 数 m 2.5 压 力 角 20 齿 数 1Z22 2Z 150 传 动 比 i 6.75 分度圆直径 1d55 2d 375 齿顶圆直径 mhdd aa 211 60 mhdd aa 222 380 齿根圆直径 mchdd af )(211 48.75 mchdd af )(222 368.75 中 心 距 a 215 齿 宽 51 bB60 bB 2 55 nts二、低速级齿轮传动设计 1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 (1)、按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 (2)、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（ GB10095-98） 。 (3)、材料选择。由参考资料【 1】表 10-1 选择小齿轮材料为 HT350，硬度为 240HBS，大齿轮材料为 ZG340-640（常 化），硬度为 200HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 （ 4）、选用小齿轮齿数 Z1=23，大齿轮齿数 86.1102382.412 ZiZ，取Z2=111。齿数比为： 826.423111 2、按齿面接触强度设计 由 参考资料【 1】 式（ 10-9a）进行计算，即： 3 211 12 . 3 2 ( )EtHdZ K Tudu 、确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 3.1tK。 计算小齿轮传递的转矩。 T = 566 1076.37.1062.41055.9nP1055.9 mmN 由 参考资料【 1】 表 10 7 选取齿宽系数 1d 由 参考资料【 1】 表 10-6 查得材料的弹性影响系数EZ=143.7Mpa1/2。 由 参考资料【 1】 图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1limH =370MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限 lim2H =320MPa 由参考资料【 1】式 10-13计算应力循环次数。 hjLnN 601=60 81069.383008317.106 ）（ 882 10765.0826.41069.3 N 由 参考资料【 1】 图 10-19 取接触疲劳寿命系数 93.01 HNK， 96.02 HNK计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由参考资料【 1】式（ 10-12）得： nts M P aM P aSKM P aM P aSKHNHHNH2.30755096.01.34437093.02l i m221l i m11(2)、计算 计算小齿轮分度圆直径 d1t,代入 H中较小的值。 32 11 12 . 3 2 ( )EtHdZ K Tudu =109.13mm 计算圆周速度 v . 100060 6.10713.10914.3100060 nd t1 =0.609 sm/ 计算齿宽 b。 b=td d1=1 109.13=109.13mm 计算齿宽与齿高之比hb。 模数 75.42313.109Zdm1t1t 齿高 6875.1075.425.22 .2 5 mht 21.106875.10 13.109hb 计算载荷系数 K 根据 v=0.609 m/s,7级精度，由 参考资料【 1】 图 10-8查得动载系数vK=1.04； 直齿轮，HFKK=1； 由参考资料 【 1】表 10-2查得 使用系数 AK =1； 由参考资料【 1】 10-4用插值法查得 7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，HK=1.420。 nts由hb=10.223，HK=1.420，查 参考资料【 1】 图 10-13 得FK=1.430；故动载荷系数为： 487.1430.1104.11KKKKKHHVA 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 ,由参考资料【 1】 (10-10a)得： mm95.1133.1 48.113.109KKdd 33tt11 计算模数 m 。 95.423 95.113Zdm11 3、 按齿根弯曲强度设计 由参考资料【 1】 (10-5)得弯曲强度的设计公式为： 31212 ()F a S adFYYKTmz （ 1）确定公式内的各计算数值 由 参考资料【 1】 图 10-20c 查 得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE=170MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限2FE=250MPa； 由 参考资料【 1】 图 10-18取弯曲疲劳寿命系数1FNK=0.0.88,2FNK=0.90； 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由 参考资料【 1】 （ 10-12）得： 4.1 17088.0SK 1FE1FN1F 】【MPa=106.86 MPa 4.1 25090.0SK 2FE2FN2F 】【MPa=160.71 MPa 计算载荷系数。 466.1410.1104.11KKKKKFFVA 查取齿形系数。 由 参考资料【 1】 表 10-5 查得 69.21 FaY； 18.22 FaY查取应力校正系数。 由 参考资料【 1】 表 10-5 查得 575.11 SaY； 79.11 SaYnts计算大小齿轮的 FSaFaYY并加以比较。 0396.086.106 575.169.2121 FSaFa YY 0243.071.160 79.118.2222 FSaFa YY 小齿轮的数值大。 (2) 设计计算： 33.42310396.0109.5466.12ZT2m325FSaFa321dn ）】【（k对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，查参考资料【 4】表 7-3取 m =4.5 mm，已可满足弯曲强度。按接触疲劳强度算得的分度圆直径1d=113.95 mm，算出小齿轮齿数 3.255.4 95.113mdZ 11 ， 取 1Z =26 大齿轮齿数 Z2=26 4.826=125.475， 取 Z2=126 4.几何尺寸计算。 （ 1）计算分度圆直径： mmmmmZd 1175.42611 mmmmmZd 5 6 75.41 2 622 （ 2）计算中心距： 3 4 22 5 6 71 1 72 dda 21 (3)计算齿轮宽度： mmmmdbd 1171171 取 mmB 1172 ， mmB 1221 5.结构设计 小齿轮 1由于直径比较小，采用齿轮轴结构；大齿轮 2采用腹板式结构。结构尺寸按经验公式和后续设计的中间配合段直径计算，见表 4。低速级齿 轮传动的尺寸如表 5所示。 nts表 4 低速级大齿轮结构尺寸 名 称 结构尺寸经验计算公式 结 果 毂孔直径 d 由中间轴设计而定 d=d32 45 轮毂直径3DdD 6.13 72 轮毂宽度 L dL )5.12.1( 56 腹板最大直径0Dna MdD )1410(0 124 板孔分布圆直径 1D 2/)( 301 DDD 98 板孔直径 2D )(35.025.0( 302 DDD 15 腹板厚度 C BC )3.02.0( 14 表 5 低速级齿轮传动的尺寸 名 称 计 算 公 式 结果 mm/ 模 数 m 4.5 压 力 角 20 齿 数 1Z26 2Z 126 传 动 比 i 4.826 分度圆直径 1d117 2d 567 齿顶圆直径 mhdd aa 211 126 mhdd aa 222 576 齿根圆直径 mchdd af )(211 105.75 mchdd af )(222 555.75 中 心 距 a 342 齿 宽 51 bB 122 bB 2 117 nts 六 轴的设计 6.1 低速轴的结构设计及计 算 6.1.1 轴上的功率 P 、转速 n 和转矩 T 的计算 在前面的设计中得到 P =4.07kW n =22.126 r/min T =1757000N.m 6.1.2 求作用在齿轮上的力 因在前面的设计中 得到低速级大齿轮的分度圆直径为 mmmmmZd 5 6 75.41 2 622 而 tF=2dT2 = 620056717570002 N N 2256tanFF tr 因为是直齿轮传动，只有径向力，无轴向力 . 圆周力、径向力的方向如（图 6-1）所示 。 6.1.3 初步确定轴的最小直径 根据 参考资料 【 1】中的式（ 15-2）初步估算轴的最小直径。选取材料为 45钢，调制处理。 有 参考资料 【 1】中的表 15-3，取 112A0 ，于是就有 nts4.64126.22 2.4112nAd 33330m i n P mm 输出轴的最小直径也就是安装联轴器处的直径 -d （见图 6-2）与联轴器的孔径相适应，故须同时选取连轴器型号。 联轴器的计算转矩 3Aca TKT 由 参考资料 【 1】中的表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取 AK =1.3 则： 3Aca TKT =1.3 1757000=2284100 mmN 按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件，根据 参考资料 【 2】中 P159，选用 HL2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 2500000 mmN 。半联轴器的孔径 1d =70mm，故取11d =70mm，半联轴器长度 L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 1L =107mm。 6.1.4 轴的结构设计 6.1.4.1 拟定轴上零件的装配方案 由于在此轴上只有一个齿轮，左边需空出一长段给其他轴上的齿轮留下空间，由 参考资料 【 1】 P368所述，故采用 参考资料【 1】 中的图 15-22a所示装配方案。 6.1.4.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度方案 。 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求， -轴段右端需制出一轴肩，故取 -段的直径 d =82mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 mmD 85 。半联轴器与轴配合的毂孔长度 1L =107,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略短一些，现取。 II-Il =104mm nts2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 d =82mm，又轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组标准精度级的深沟球轴承 6317，其尺寸为 mmmmmmDd 4118085B 。 故 85d VVIVIII d，而 67VIIIVIIl。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。根据 参考资料 【 2】可以知道 6317型的定位轴肩的高度 mmddh a 62m in 由于 99dmin a mm，但也不能大于内圈 的外径，为了便于拆装方便，综合考虑得，取90VIIVId mm 。 3）根据 参考资料 【 1】 P364所叙述的理论可得 mmdd IVIIIVIV 1002)62( 齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端因略短于轮毂宽度，故取 mmlVVI 134。齿轮的右端采用轴肩定位。轴肩高度 h（ h0.07d）可取一个合适的值 h=7mm ,则轴环处的直径VIVd=104mm 。轴环宽度 b 1.4h，取。mml VIV 10 4）轴承端盖的总宽度为 20mm（由减速器及轴承端盖的结构决定）。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右端面间的距离 mml 30 (参考资料 【 1】图 15-21)，故取 50III-II l mm 。 5）取齿轮轮毂距箱体内壁之间的距离为 16mm (参考资料 【 1】图 15-21),齿轮 2的轮毂与齿轮 3的轮毂之间的距离为 20mm (参考资料 【 1】图 15-21), 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=8mm (参考资料 【 1】图 15-21),已知深沟球轴承的 宽度为 B=41mm ，高速级上小直齿轮轮毂的长度为L=122mm ，则 ntsVIII-VIIl= 1B +s+a+（ 122 120） =41+8+16+2=67mm . 120VII-VI l mm至此，已初步确定轴的各段直径和长度。 6.1.4.3 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连接。按 d -由 参考资料 【 2】中表 12-11查的平键截面 mmmm 1425hb ，键槽用键槽铣刀加工，长为 90mm，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76Hn ；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为 mm100mm120 m m2 ，半联轴器与轴的配合为76Hk 。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 6m 。 6.1.4.4 确定轴上圆角和倒角尺寸 根据 参考资料 【 1】中的表 15-2，取轴的小端倒角为 1.0 45 o ，轴的大端倒角为 1.6 45 o各轴肩处的圆角半径 6.1.5 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图 6-2）做出轴的计算简图（图 6-1） 在确定轴承的支点位置时，因从手册中查取 e值（ 参 考资料 【 1】图 15-23）。对于 6317型深沟球轴承，由手册中可查得 e=20.5mm。因此作为简支梁的轴的支撑跨距mmmmmm 30460204LL 32 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图6-1） nts ） 从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C是轴的危险截面。现将计算出截面 C处的 HM 、VM及 M 的值如表 6-1所示（参看图 6-1） 表 6-1 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F N58.893F 1NH N37.576F 1NH N64.234F 1NV N92.485F 2NV 弯矩 M mmN24.103645M H mmN45.2 5 4 3 0 7M V nts总弯矩 71.27461645.25430724.103645MM 2221 扭矩 T mmN .1757000T 3 6.1.6 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（即危险截面 C）的强度。根据 参考资料 【 1】中式 15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取 1a ，轴的计算应力 M P aW aTMca 23.15851.0 )17570001(24.103645()( 3 222321 前已选定轴的材料为 45钢，调制处理，由 参考资料 【 1】的表 15-1 查得1 6 0 M Pa 。因此1ca，所以次轴是安全的。 6.1.7 精确校核轴的疲劳强度 6.1.7.1 判断危险截面 截面 A， B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以上述截面无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度来看，截面 VI和 II处的过盈配合引起的应力集中最为严重；从受载的情况来看，截面 C 上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面 VI的 相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面 C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面 C也不必要校核。由文献【 1】的第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面 VI左右两侧即可。 6.1.7.2 截面 VI 右 侧 抗弯截面系数 333 5.61412851.0d1.0W mm nts抗扭截面系数 333 1 2 2 8 2 5852.02.0 mmdWr 截面左侧的弯矩 M 为 M =274616.75 35.18374460 2060 截面上的扭矩3T为 3T=1757000N.mm 截面上的弯曲应力为 b 5.61412 35.183744 WM=3.12MPa 截面上的扭转切应力 M PaWTrr8.121228251 5 7 5 0 0 03 轴的材料为 45钢，调制处理。由 参考资料 【 1】中的表 15-1查得 640B MPa ，1 275M Pa ，1 155MPa 。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 根据 参考资料 【 1】中的附表 3-2查取。因为 0343.0r d， 06.18590dD 经插值后可查得 1.98 ， 1.29 又由 参考资料 【 1】中的附图 3-1可得轴的材料的敏感系数为 0.78q ， 0.83q 故有效应力集中系数由 参考资料 【 1】附表 3-4所示为 1 ( 1 ) 1 0 . 7 8 ( 1 . 9 8 1 ) 1 . 7 6 4 4kq 1 ( 1 ) 1 0 . 8 3 ( 1 . 2 9 1 ) 1 . 2 4 0 7kq 由 参考资料 【 1】中的附图 3-2得尺寸系数 0.75 ；由 参考资料 【 1】中的附图3-3得扭转尺寸系数 0.85 。 轴按磨削加工，由 参考资料 【 1】中的附图 3-4得表面质量系数为 0 .9 3 nts轴未经表面强化处理，即 1q ，则按 参考资料 【 1】中的式（ 3-12）及式（ 3-12a）得综合系数为 1 1 . 7 6 4 4 11 1 2 . 4 2 80 . 7 5 0 . 9 3kK 1 1 . 2 4 0 7 11 1 1 . 5 3 50 . 8 5 0 . 9 3kK 又由 参考资料 【 1】中的 3-1及 3-2得碳钢的特性系数 0.1 0.2 : ，取 0.15 0 .0 5 0 .1 : ，取 0.05 于是，计算安全系数caS的值，按 参考资料 【 1】中的式（ 15-6）（ 15-8）则得 1 275 2 0 . 9 3 62 . 4 2 8 5 . 4 1bS K 1 155 3 1 . 9 5 86 . 1 2 6 . 1 21 . 5 3 5 0 . 0 522amS K 2 2 2 22 0 . 9 3 6 3 1 . 9 5 8 1 7 . 5 1 3 22 0 . 9 3 6 3 1 . 9 5 8caSSSSSS 故可知其安全。 6.1.7.3 截面 VI 左 侧 抗弯截面系数 333 729000901.0d1.0W mm 抗扭截面 系数 333 1458000902.02.0 mmdWr 截面右侧的弯矩 M 为 M =274616.75 03.247583204 20204 截面上的扭矩3T为 3T=1757000N.mm nts截面上的弯曲应力为 b 729000 03.247583 WM=2.3MPa 截面上的扭转切应力 M PaWTrr8.121 4 5 8 0 01 5 7 5 0 03 过盈配合处的 k，由 参考资料 【 1】的附表 3-8用插值法求出，并取 0.8kk，于是得 2 . 2 5 0 . 8 1 . 8 6 1 . 8kk 轴按磨削加工，由 参考资料 【 1】中的附图 3-4得表面质量系数为 0 .9 3 故得综合系数为 111 2 . 2 5 1 2 . 1 1 60 . 9 3kK 111 1 . 8 1 1 . 7 6 50 . 9 3kK 于是，计算安全系数caS的值，按 参考资料 【 1】中的式（ 15-6）（ 15-8）则得 1 275 2 4 . 8 72 . 3 2 5 4 . 4 6bS K 1 155 3 3 . 3 2 75 . 0 4 4 5 . 0 4 41 . 8 7 5 0 . 0 522amS K 2 2 2 22 6 . 5 2 3 1 . 9 2 7 1 9 . 6 22 6 . 5 2 3 1 . 9 2 7caSSSSSS 故该轴在截面 VI 左 侧的强度也是足够的。再加上设计中的运输机有平稳的特点，所以就无大的瞬时过载及其严重 的应力循环不对称性，所以可以省略静强度校核。轴的设计基本上就这样了。 6.2、中间轴的结构设计 nts6.2.1 中间轴： 因已知中间轴上的功率 P =4.2 kW ，转速 n =106.7 r/min，转矩T = T 轴承 齿轮 i 380000 mN 因在前面的设计中得到低速级大齿轮的分度圆直径为 mm117d 2 1tF=2dT2 = N65001173800 00
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