二级直齿减速器课程设计1087.5%0.48%375%194%252.5
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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1087.5%0.48%375%194%252.5,减速器课程设计
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1 湖南工业大学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 资 料 袋 机械工程 学院（ 系、部 ） 20 11 20 12 学年第 1 学期 课程名称 机械设计 指导 教师 李历坚 职称 学生姓名 毛丹飞 专业班级 机设 092 班 学号 09405701031 题 目 两级圆柱直齿减速器的设计 成 绩 起止日期 2011 年 12 月 25 日 2012 年 01 月 05 日 目 录 清 单 序号 材 料 名 称 资料数量 备 注 1 课程设计任务书 1 2 课程设计说明书 1 3 课程设计图纸 1 3 张 4 5 6 nts 2 机 械 设 计 设计说明书 两级圆柱直齿减速器的设计 起止日期： 2011 年 12 月 25 日 至 2012 年 01 月 05 日 学生姓名 毛丹飞 班级 机设 092 班 学号 09405701031 成绩 指导教师 ( 签字 ) nts 3 目 录 1 设计任务 . 4 2.传动方案分析 . 5 3.原动件的选择与传动比的分配 . 6 4.各轴动力与运动参数的计算 . 9 5.传动零件的计算 . 10 6 轴的设计及计算 . 21 7.连接件的校核 . 34 8.密封与润滑 . 35 9.设计小结 . 36 10.参考文献 . 37 nts 4 1 设计任务 设计任务如图 1.1所示，为用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器。 带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷有轻微冲击；输送带工作速度 v的允许误差为 5；二班制（每班工作 8h），要求减速器设计寿命为 8年，大修期为 2 3年，中批量生产；三相交流电源的电压为 380/220V。 已知数据： 输送带最大有效拉力 F（ N） 输送带工作速度 v（ m/s） 输送机滚筒直径 D（ mm） 7500 0.48 375 图 1.1 带式传动系统示意图 1.电机 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 5 2.传动方案分析 合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困 难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。 本传动装置传动比不大，采用二级传动， 带传动平稳、吸振且能起过载保护作用，故在高速级布置一级带传动。在带传动与带式运输机之间布置一台两级直齿圆柱齿轮减速器， 轴端连接选择弹性柱销联轴器。 图 1.2 带式传动系统示意图 1.电机 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 6 3.原动件的选择与传动比的分配 3.1 原动件的选择 （ 1）选择电动机类型 按工作要求用 Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为 380V。 （ 2）选择电动机容量 电动机所需工作功率，按参考文献【 2】的（ 4-3）为 wdPP 由式（ 4-3）得 1000.VFPw 根据带式运输机工作的类型，可取工作机效率 w0.96 传动装置的总效率W 423421式中： 1 联轴器的传动效率，取 0.99； 2 滚动轴承的传动效率，取 0.99； 3 齿轮的传动效率，取 0.985 4 V 带的传动效率取 0.95 查参考文献【 2】表 4-4 常用机械传动形式和轴承效率的概略值，确定各部分效率为：联轴器效率 99.0联，滚动轴承传动效率 99.0轴承，齿轮传动效率985.0齿轮 , 95.0 带V 代入得 841.096.095.0985.099.099.0 24 所需电动机功率为 kwkwVFPww 6.3100048.075001000. nts 7 kwPP wd 28.4841.0 6.3 因载荷平稳，电动机额定功率eP略大于dP即可 ,由参考文献【 2】表 8-53所示 Y型三相异步电动机的技术参数，选电动机的额定功率eP为 5.5kw。 （ 3）确定电动机转速 卷筒轴工作转速为 m in5.24m in375 48.0100060100060 rrD v 两级圆柱齿轮减速器一般传动比范围为 840，则总传动比合理范围为408ai ，故电动机转速的可选范围为 m in980196m in5.24)408( rrnin ad 符合这一范围的同步转速有 1500 minr 和 1000 minr 两种方案进行比较。由参 表 1 电动机数据及总传动 比 方案 1的电动机重量轻，价格便宜，但总传动比大，传动装置外廓尺寸大，结构不紧凑，制造成本高，故不可取。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格以及总传动比，选用方案 2较好 ,即选定电动机型号为 Y132M2-6。 额定功率为ep=5.5kw，满载转速为mn=960 转。 3.2 传动比的分配 计算总传动比： 方案 电动机型 号 额定功率 kweP/电动机转速n/( minr ) 总传动 比 ai同 步 转 速 满 载 转 速 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 58.78 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 39.18 nts 8 根据电动机满载转速mn及工作机转速 n ，可得传动装置所要求的总传动比为 18.395.24960 nni ma合理分配各级传动比： 对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮的材料的材质相同，齿宽系数相同时，为使各级大齿轮浸油深度大致相近（即两个大齿轮分度园直径接近），且低速级大齿直径略 大，传动比可按下式分配，即 jii )5.13.1(1 式中： 1i 高速级传动比 ji 减速器传动比 带传动的传动比： 1i =3 06.133 18.391 iii aj齿轮传动的高速级传动比： 2i ji3.1=4.12 低速级传动比：3i=2iij =3.17 nts 9 4.各轴动力与运动参数的计算 将各轴从高速级到 低速级依次编号为轴、轴、轴、轴。 4.1 各轴的转速 m in/r320m in/3960 rnm in/11.69m in/63.4320i 2 rrnn m in/5.24 rnn 4.2 各轴的的输入功率 kwPe 5.5 kwkwPP d 066.495.028.4 4 kwkwPP 96.399.0985.0066.4 32 kwkwPP 86.399.0985.096.3 32 kwkwPP 78.399.099.086.321 4.3 各轴的转矩 mNmNPT 34.121320066.49550n9550 mNmNnPT 21.54711.6996.395509550 mNmNPT 61.15045.2486.39550n9550 mNmNPT 43.14735.2478.39550n9550 表 4-1 各轴的运动与动力参数 轴号 转速 n/(r/min) 功率 P(kw) 扭矩 T(N m) 320 4.066 121.34 69.11 3.96 547.21 24.5 3.86 1504.61 24.5 3.78 1473.43 nts 10 5.传动零件的计算 5.1 传动带的计算 5.1.1 计算设计功率caPeAca PKP caP 计算功率， KW; AK 工作情况系数，见表 8-7； eP 所需 传递的额定功率， KW。 由上述可知电动机的功率为 kwPe 5.5， V 带轮转速为 min/9601 rn ， V 带传动比 3i ，每天工作 16 小时。 由【 1】表 8-7 查的工作情况系数 2.1AK ，所以 kwkwpKPeAca 6.62.15.5 5.1.2 选择 V 带的型号 根据caP、 1n 由图 8-11 选用 B 型。 5.1.3 确定带轮的基准直径d并验算带速 v 1） 初选小带轮基准 直径1d。由【 1】表 8-6 和 8-8，取小带轮的基准直径1d=140mm. 2） 验算带速 v 。按【 1】式（ 8-13）验算带的速度： smndv d /03.7100060 96014014.3100060 11 因为 sm/5 v sm/30 ,故带速符合。 3） 计算大带轮的基准直径。根据【 1】式（ 8-15a),计算大带轮的基准直径2dd： mmmmidddd 420140312 根据【 1】表 8-8，取为 mmdd 4502 5.1.4 确定 V 带的中心距 a 和基准长度dL1） 根据【 1】式（ 8-20），初定中心距 mma 8000 。 2） 由【 1】式（ 8-22）计算所需的基准长度： 02122100 422 a ddddaL ddddd nts 11 mmmm 25617004140450450140280022 由【 1】表 8-2 选带的基准长度 mmLd 2800。 3） 按式（ 8-23）计算实际中心距 a。 mmmmLLaadd 9202 2 5 6 12 8 0 08002 00 中心距的变化范围为 mmmmLaa mmmmLaa d d 836280003.092003.0 8782800015.0920015.0m axm i n 即 a 的取值范围为 836 878mm。 5.1.5 验算小带轮的包角 1a 90163920 3.571404201803.57180 121 adda dd5.1.6 计算带的根数 z 1） 计算单根 V 带的额定功率 rP 。 由 mmdd 1401 和 min/9601 rn ，查【 1】表 8-4a 得 kwP 08.20 。 根据 3m in,/9601 irn 和 B 带型，查【 1】表 8-4b 得 kwP 30.00 。 查【 1】表 8-5 的 956.0aK，查【 1】表 8-2 的 05.1LK ,于是 kwkwKKPPPLar 39.205.1956.030.008.200 2） 计算 V 带的根数 z 。 76.239.2 6.6 rcaPPz取 3 根。 5.1.7 计算单根 V 带的初拉力的最小值 min0F由【 1】表 8-3 得 B 型带的单位长度质量 mkgq /18.0 ，所以 NNqvzvK PKFacaa 30203.718.003.73956.0 6.6956.05.25005.2500 22m i n0 nts 12 应使带的实际初拉力 min00 FF 。 5.1.8 计算压轴力pF压轴力的最小值为： NNaFzFp 17922163s i n302322s i nm i n2m i n 10 5.2 标准直齿圆柱齿轮传动 由设计任务的参数可知 ,该减速器使用在带式运输机。已知减速器高速级输入功率，小齿轮转速，传动比；减速器低速级的输入功率，大齿轮转速， 传动比，由电动机驱动，工作寿命为 8年（每年除去假期以及机器的影响，大概每年工作300天），两班制，带式输送机工作平稳，转向不变。 5.2.1 高速级的齿轮传动设计 1 选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数 1） 按图 1-1所示的传动方案，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（ GB 10095-88). 3） 材料选择。由【 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号钢（调质），硬度为 240HBS，二者的材料硬度差为 40HBS。 4） 选小齿轮齿数 1z 25,大齿轮齿数 1032512.42 z 。 2 .按齿面接触强度设计 由【 1】设计计算公式（ 10-9a）进行试算，即 3211 132.2 HEdZuuKTd (1)确定公式内的计算数值 1） 试选载荷系数 4.1tK。 2） 计算小齿轮传递的转矩。 mNmNn PT w 55151 10074.13206.3105.95105.95 3） 由【 1】表 10-7选取齿轮宽度系数 1d。 4） 由【 1】表 10-6差得材料的弹性影响系数 218.189 MPaZ E 。 nts 13 5） 由【 1】图 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH 6001lim ；大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5502lim 。 6） 由【 1】式 10-13计算应力循环次数。 81 10372.783008213206060 hn jLN 882 10789.112.4 10372.7 N 7)由【 1】图 10-19 取接触疲劳寿命系数 90.01 HNK; 95.02 HNK。 8）计算 接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由【 1】式（ 10-12）得 M P aM P aSKM P aM P aSKHNHHNH5.52255095.05406009.02l i m221l i m11(2)计算 1) 试 计 算 小 齿 轮 分 度 圆 直 径td1，带入 H 中 较 小 的 值 。 mmZuuKTd HEd 525.675.522 8.18912.4 12.51 10074.14.132.2132.2 3253211 2）计算圆周速度 v 。 smsmndv t /13.1/100060 320525.67100060 11 3）计算齿宽 b及模数。 mmmmdbtd 525.67525.6711 701.225525.6711 mmzdm tt4)计算齿宽与齿高之比hb。 齿高 mmmht 08.6701.225.225.2 11.1108.6 525.67 hb5)计算载荷系数 K。 根据 smv /13.1 ， 7级精度，由【 1】图 10-8查得动载系数 05.1vK； 直齿轮， 1FaHa KK； nts 14 由【 1】表 10-2查得使用系数 25.1AK ； 由【 1】表 10-4 插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， 424.1HK ；由 11.1108.6 525.67 hb ， 424.1HK ，查【 1】图 10-13 得 35.1FK 。故动载系数 869.1424.1105.125.1 HHaVA KKKKK6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由【 1】式（ 10-10a）得 mmKKddTt 352.744.1869.1525.67 3311 7)计算模数。 97.2253 5 2.7411 zdm3 .按齿根弯曲强度设计 由【 1】式（ 10-5）得到弯曲强度的设计公式为 F SaFad YYzKTm 21 13 2 (1)确定公式内的各计算数值 1）由【 1】图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 ；大齿轮的弯曲疲劳极限 MPaFE 3802 ； 2）由【 1】图 10-18 取弯曲疲劳寿命 系数 85.01 FNK, 88.02 FNK； 3）计算弯曲疲劳需用应力。 取弯曲疲劳安全系数 4.1S ,由式（ 10-12）得 M P aM P aSKM P aM P aSKFEFNFFEFNF86.2384.138088.057.3034.150085.02221114)计算载荷系数 K。 772.135.1105.125.1 FHaVA KKKKK5)查取齿形系数 由【 1】表 10-5查得 62.21 FaY； 175.22 FaY。 6）查取应力校正系数。 由【 1】表 10-5查得 59.11 SaY； 792.12 SaY。 nts 15 7）计算大 、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较。 01372.057.303 59.162.211 F SaFa YY 01373.086.283 792.1175.222 F SaFa YY 大齿轮的数值大。 （ 2） 设计计算 03.20 1 3 7 3.0251 10074.1772.12 2 53 m对 此计算结果，由齿面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，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力 ,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮 直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度计算的模数 2.03mm并就近圆取整为标准值 m=2.3mm,按接触疲劳强度算的得的分度圆直径 mmd 352.741 ,算出小齿轮齿数 333.2 352.7411 mdz96.1353312.42 z ，取 1362 z 。 4.几何尺寸的计算 （ 1） 计算分度圆直径 mmmmmzdmmmmmzd8.3123.21369.753.2332211 （ 2） 计算中心距 mmmmdda 35.1942 8.3129.752 21 （ 3） 计算齿轮宽度 mmmmdbd 9.759.7511 取 mmB 9.752 ， mmB 9.801 。 nts 16 表 5-1 减速器高速级齿轮的基本参数 参数 符号 大齿轮 小齿轮 分度圆直径 d 312.8mm 75.9mm 模数 m 2.3mm 2.3mm 齿数 Z 136 33 齿宽 b 75.9mm 80.9mm 中心距 a 194.35mm 5.2.2减速器低速级的齿轮传动 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1) 由已知可知该齿轮 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（ GB 10095-88). 3）材料选择。由【 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号钢（调质），硬度为 240HBS，二者的材料硬度差为 40HBS。 4）选小齿轮齿数 1z 24，大齿轮齿数 08.762417.32 z ，取 2z 为 77。 2.按齿面接触强度设计 由【 1】设计计算公式（ 10-9a）进行试算，即 3211 132.2 HEdZuuKTd (1)确定公式内的计算数值 1）试选载荷系数 4.1tK。 2）计 算小齿轮传递的转矩。 mNmNn PT w 55251 10975.411.696.3105.95105.95 3）由【 1】表 10-7 选取齿轮宽度系数 1d。 4)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按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 6001lim ；大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5502lim 。 nts 17 6)由【 1】式 10-13 计算应力循环次数。 81 10592.1830082111.696060 hn jLN 782 10023.517.3 10592.1 N7)由【 1】图 10-19 取接触疲劳寿命系数 90.01 HNK; 95.02 HNK。 8)计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由【 1】式（ 10-12）得 M P aM P aSKM P aM P aSKHNHHNH5.52255095.05406009.02l i m221l i m11(2)计算 1) 试 计 算 小 齿 轮 分 度 圆 直 径td1，带入 H 中 较 小 的 值 。 mmZuuKTd HEd 717.1145.522 8.18917.3 17.41 10975.44.132.2132.2 3253211 2）计算圆周速度 v 。 smsmndv t /24.0/100060 11.69525.67100060 11 3）计算齿宽 b及模数。 mmmmdbtd 717.114717.11411 mmmmzdm tt 78.424 717.11411 4)计算齿宽与齿高之比hb。 齿高 mmmht 755.1078.425.225.2 67.10755.10 717.114 hb5)计算载荷系数 K。 根据 smv /24.0 ， 7级精度，由【 1】图 10-8查得动载系数 01.1vK； 直齿轮， 1FaHa KK； 由【 1】表 10-2查得使用系数 25.1AK ； nts 18 由【 1】表 10-4 插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， 424.1HK ；由 67.10755.10 717.114 hb ， 424.1HK ，查【 1】图 10-13 得 45.1FK 。故动载系数 624.1424.1101.125.1 HHaVA KKKKK6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由【 1】式（ 10-10a）得 mmKKddTt 535.1204.1624.1717.114 3311 7)计算模数。 02.524 535.12011 zdm3 .按齿根弯曲强度设计 (1) 由【 1】式（ 10-5）得到弯曲强度的设计公式为 F SaFad YYzKTm 21 13 2 (2)确定公式内的各计算数值 1）由【 1】图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 ；大齿轮的弯曲疲劳极限 MPaFE 3802 ； 2)由【 1】图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 85.01 FNK, 88.02 FNK； 3）计算弯曲疲劳需用应力。 取弯曲疲劳安全系数 4.1S ,由式（ 10-12）得 M P aM P aSKM P aM P aSKFEFNFFEFNF86.2384.138088.057.3034.150085.02221114)计算载荷系数 K。 831.145.1101.125.1 FHaVA KKKKK5)查取齿形系数 由【 1】表 10-5查得 65.21 FaY； 226.22 FaY。 6）查取应力校正系数。 由【 1】表 10-5查得 58.11 SaY； 764.12 SaY。 nts 19 7）计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较。 01379.057.303 58.165.211 F SaFa YY 01644.086.283 764.1226.222 F SaFa YY 大齿轮的数值大。 (3)设计计算 mmm 7.301644.024110975.4831.12253 对此计算结果，由齿面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，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力 ,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度计算的模数 m=3.7mm,按接触疲劳强度算的得的分度圆直径mmd 535.1201 ,算出小齿轮齿数 337.3 535.12011 mdz3.1033317.32 z ，取 1042 z 。 4.几何尺寸的计算 1)计算分度圆直径 mmmmmzdmmmmmzd8.3847.31041.1207.3332211 2)计算中心距 mmmmdda 5.2522 8.3841.1202 21 3)计算齿轮宽度 mmmmdbd 121535.12011 取 mmB 1212 ， mmB 1261 。 , nts 20 表 5-2 减速器低速级的各齿轮的基本参数 参数 符号 大齿轮 小齿轮 分度圆直径 d 384.8mm 120.1mm 模数 m 3.7mm 3.7mm 齿数 Z 77 24 齿宽 b 121mm 126mm 中心距 a 252.5mm 5.2.3 绘制齿轮的零件图 nts 21 6 轴的设计及计算 6.1 轴的布局设计 绘制轴的布局简图如下图 7-1所示 图 6-1 轴的布局简图 6.2 低速轴的设计 6.2.1 轴的受力分析 由上述 5.2.2中低速级齿轮设计可得功率P、转速n、转矩TkwkwPP 86.399.0985.096.3 32 m in/5.24 rnn mNmNPT 61.15045.2486.39550n9550 6.2.2求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮分度圆直径为 : mmd 8.384 大齿轮的圆周力： NNTFt 78208.3841504612d2 大齿轮的径向力： NaFFtr 2846tan 大齿轮的法向载荷： NaFF tn 8322c o s 圆周力，径向力及轴向力的方向如图 7-2所示。 nts 22 图 6-2 轴的受力分析 6.2.3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。选轴的材料为 45 钢，调质处理根据【 1】表 15-3取 1120 A,于是得 mmmmnPAd 5.605.2486.3112 330m i n 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径-d（如图 6-3 所示）为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩TKT Aca ，查【 1】表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取3.1AK ，则： mmNmmNTKTAca 1 9 5 5 9 9 31 5 0 4 6 1 03.1按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查【 2】表 8-36，选用 L型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 2500000 mN 。半联轴器的孔径 mmd 55 ，故取mmd 55- ，半联轴器长度 mmL 112 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 841 6.2.4轴的结构设计 （ 1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ; 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 mmd 62- ；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径mmD 65 。半联轴器与轴配合的毂孔的长度 mmL 841 ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故 -段的长度应比1L稍短一些，现取mmL 82- 。 nts 23 2）初步选择滚动轴承。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 mmd 62- ，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30313，其尺寸为mmmmmmTDd 3614065 ，故 mmdd 65- ；而 mml 36- 。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得 30313 型轴承的定位轴肩高 mmh 6 ，因此，取 mmd 70- 。其参考值如表 7-1所示。 表 6-1 圆锥滚子轴承 参数 数值 mm 标准图 d 65 D 140 T 36 C 28 a 29 B 33 3） 取安装齿轮处的轴 -的直径 mmd 70- ；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 121mm，为了使套筒端面可紧靠齿轮，此轴段应略小短余轮毂宽度，故取 mml 117- ，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 dh 07.0 ,故取 mmh 6 ，则轴环处的直径 mmd 82- 。轴环宽度 hb 4.1 ，取 mml 12- 。 4） 取轴承端盖的总宽度为 20mm。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 ，故取mml 50- 。 5） 取齿轮距箱体内壁的距离 mma 16 ，高速级齿轮与低速级齿轮之间的距离 mmc 20 。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，已知滚动轴承宽度 mmT 36 高速级大齿轮轮毂宽度mmL 9.75 ，则 mmsaTl 64416836117121- nts 24 mmlsacLl 9.10712816209.75- 表 6-2 低速级轴的参数 轴的参数 参数符 号 轴的截面（ mm） 轴段长度 l 82 50 36 107.9 12 117 64 轴段直径 d 55 62 65 70 82 70 65 （ 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【 1】表 6-1 查得平键截面 mmmmhb 1220 ，键槽用铣刀 加工，长为 63mm，同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为67nH；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为 mmmmmm 701016 ，半联轴器与轴的配合为67kH。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。 （ 4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参 考【 1】表 15-2，取 -轴左端的倒角为 452 ，取 -轴的右端的倒角为 452 ，各轴肩处的圆角半径为 1.8mm。 具体的情况请参考图 6-3轴的结构 图 6-3 轴的结构 6.2.5 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图 6-3）做出轴的计算简图（图 6-4）。在确定轴承的支点位置时，应从圆锥滚子轴承 a 值入手。对于 30313型圆锥滚子轴承，由上表 6-1中可知 mma 29 。因此，作为简支梁的轴的支承跨距nts 25 mmmmmmLL 4.2784.1879132 ，因此作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的设计简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下图 6-4所示。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C是轴的危险面。现将计算出的截面 C处的 HM 、VM及 M 值列于下表 6-3 表 6-3 低速轴上的载荷分布 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNH 33271 , NFNH 16752 NFNV 18691 , NFNV 302 弯矩 M mNM H 236217 mmNM V 1326991 ，mNM V 41402 总弯矩 mmNM 2709381 mmNM 2362532 扭矩 T mNT 61.1504图 6-4轴的计算简图 nts 26 6.2.6 按弯扭校核轴的疲劳强度 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。按照【 1】公式 (15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 6.0a ，轴的计算应力 M P aWaTMca 6.18221 前面已经选定了轴的材料为 45 钢，调质处理，由【 1】表 15-1 查得MPa60 1 。因此 1 ca ，故安全。 6.2.7精确校核轴的疲劳强度 （ 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，但是由于轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕确定的 ，所以截面 A， B均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度影响来看，截面和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的相近，但是截面不受到扭矩作用，故截面不需要校核。截面C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也不必校核。截面、显然更不必校核。由【 1】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左右两侧即可。 （ 2）截面左侧 抗弯截面系数 3333 27463651.01.0 mmmmdW 抗扭截面系数 333 54925652.02.0 mmmmdW T 截面左侧的弯矩 M为 : mmNM 9825291 5891270938截面上的扭矩 为 : mmNT 1504610截面上的弯曲应力 : M P aM P aWMb 58.32746398252 截面上的扭转切应力 : M P aM P aTT 39.27549251504610WT nts 27 轴的材料为 45 钢，调质处理【 1】 -1可查得 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 031.0650.2 dr, 08.16570 dD经插值后可查得： 0.2 , 31.1 又由【 1】附图 3-1可得轴的材料的敏感系数为： 82.0q , 85.0q 故有应力集中系数按照下试计算为： 26.11182.111 aqk aqk 由【 1】附图 3-2可以查得尺寸系数为 67.0，由【 1】附图 3-3可以 查得扭转尺寸系数为 82.0 。 按照磨削加工，由【 1】附图 3-4可得表面质量系数为 92.0 轴未经表面强化处理，即 1q，则按【 1】式（ 3-12）及式（ 3-12a）得综 合系数为： 62.11180.211kKkK由碳钢的特性系数 可得 05.0,1.0 于是，计算安全系数 caS 值，按照【 1】公式（ 15-6）（ 15-8）可得 62.1021.2011mamaKSKS5.150.922 SSS SSS ca故可知安全。 （ 3)截面的右侧 nts 28 抗弯截面系数 3333 34300701.01.0 mmmmdW 抗扭截面系数 3333 68600702.02.0 mmmmdW T 弯矩 M及弯曲应力为： mmNmNM 9825258 5891270938 扭矩及扭矩切应力为： mNmNPT 61.15045.2486.39550n9550 M P aM P aWTT 93.21686001504610 过盈配合处的k，由【 1】附表 3-8求出，取 kk 8.0，于是可得： 16.3k, 53.216.38.08.0 kk按照磨削加工，由【 1】附图 3-4可得表面质量系数为 92.0 轴未经表面强化处理，即，由公式可得综合系 数为 63.21125.311kKkK所以截面右侧的安全系数为 29.875.2111mamaKSKS5.175.722 SSS SSS ca故安全足够。 6.2.8绘制轴的工作图 6.3 其它轴的长度的确定 6.3.1 轴的受力分析 由上述 6.2中高速级小齿轮齿轮设计可得： mmd 9.75 nts 29 NaFFNaFFNTFtntrt28.3 4 0c o s38.1 1 6ta n76.3 1 9d2 6.3.2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，选轴的材料为 45 钢，调质处理，根据【 1】表 15-3取 1120 A，于是得 mmmmnPAd 1.26320066.4112330m i n 输入轴的最小直径显然连接传送带的带轮。 为了使所选的轴的直径与带轮的孔径相适应，故需取 mmd 32 ，对于轴承端盖的总宽度为 20mm。 6.3.3轴的结构设计 6-5 高速轴的结构与装配简图 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度： 1)为了满足滚动轴承的定位要求， 故取滚动轴承的型号为 30308，滚动轴承尺寸 mmmmmmTDd 25.229040 。 2)取安装齿轮处的轴段 d ,齿轮的左端与轴 承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为 80.9mm。 5)轴上零件的周向定位 齿轮和带轮与轴的周向定位均采用圆头平键连接。由按【 1】表 6-1 查得平键的尺寸为 : mmmmmm 701016 表
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