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减速器课程设计
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涡轮、蜗杆减速机（慢动卷扬机）,减速器课程设计
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Zhejiang Ocean University 机械设计课程设计说明书 设计题目 : 慢动卷扬机 传动装置设计 系 别 : 机 械 专 业 : 机械设计制造及自动化 班 级 : 设 计 者 ： 指导教师 ： 范细秋 2007 年 1 月 26 日 nts前言 . 4 机械设计课程设计任务书 . 5 第二章 传动装置的总体设计 . 6 2.1 电动机的选择 . 6 2.2 减速器中各主要参数的确定 . 7 2.3 减速器中各轴的运动和动力参数的设计计算 . 8 2.4 减速器机体结构尺寸 . 9 第三章 齿轮传动的设计计算 . 11 3.1、高速齿轮传动的设计计算 . 11 3.2 减速器蜗轮蜗杆设计 . 17 第四章 轴系零件的设计计算 . 20 4.1 输入轴的设计与计算 . 20 4.2 中 间轴的设计与计算 . 25 4.3 中间轴的设计与计算 . 27 第七章 轴承的校核 . 28 结束语 . 30 参考文献 . 30 nts设计 说明书 学生姓名： 陈秀 专业： 机械设计制造及其自动化 班级： C04 机械（ 1）班 学号： 041007115 课程设计题目： 慢动卷扬机 传动装置设计 课程设计题目来源： 实际生产 指导教师： 范细秋 、 胡晓珍 、 史晓敏 任务下达日期： 2007 年 01月 01 日 课程设计开始日期： 2007 年 01月 16日 课程设计完成日期： 2007 年 01 月 26 日 nts前言 摘要 : 减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮 蜗杆传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机措中应用很广。 我所设计的 慢动卷扬 机传动装置，是以减数 器为主体，外加电动机和 滚筒 ，实现以规定得速度推动物体的功能。性能可靠，结构简单，紧凑，便于制造。 其主 要设计思路来自于对推力机工作原理的分解 ,然后按照相应功能的机构部件进行设计 ,对比 ,选定 ,以及优化组合。综合利用电动机、推头、丝杠、减速器等部件的协调运动 ,来实现推力机得预设功能。所有部件的设计都经过科学得数据处理并利用 Auto Cad 软件强大绘图功能和 Word的编辑功能 ,使设计方案图文并茂 ,栩栩如生 . 关键字 : 减速器 齿轮 轴 电动机 nts 机械设计课程设计任务书 慢动卷扬机传动装置设计 原始数据 学号 方案一 1-9 1-10 1-11 1-12 1-15 1-16 方案二 2-8 2-9 2-11 2-12 2-13 2-14 钢绳拉力 F（ kN） 15 18 20 25 28 30 钢绳速度 V（ m/min） 10 11 11 12 11 10 滚筒直径 D（ mm） 250 300 350 400 400 450 已知条件 ） 钢绳拉力 F； ） 钢绳速度 V； ） 滚筒直径 D； ） 工作情况： 三班制，间歇工作，载荷变动小； ） 工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度 35 C 左右； ） 使用折旧期 15 年， 3 年大修一次； ） 制造条件及生产 批量：专门机械厂制造，小批量生产。 参考传动方案 方案一：齿轮 -蜗杆 nts 第二章 传动装置的总体设计 2.1 电动机的选择 （一）、电动机转速的确定 （ 1）按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压 380v，Y 型。 （ 2）选择电动机的容量 电动机的所需工作功率为： awd PP KW 因为1000FVPw KW 传动装置的总效率 4 2 4 21 2 3 4 0 . 9 7 * 0 . 9 8 * 0 . 9 9 * 0 . 7 2 0 . 6 9a ； 1 2 3 4, , , 分别为齿轮传动 ,轴承 ,齿轮联轴器 ,蜗杆传动 因此 p1 2 8 * 1 0 0 0 * 1 1 7 . 41 0 0 0 1 0 0 0 * 6 0 * 0 . 6 9daP KW (3)确定电动机转速 1 0 0 0 1 0 0 0 * 1 1 8 . 7 6 / m i n3 . 1 4 * 4 0 0nrD 按表 1 推荐的传动比合理范围 ,一级圆柱齿轮减速器传 动比 i1=36,蜗杆传动一级减速器传动比 i2=1040,则总传动比合理范围 ia=30240,故电动机转速的可选范围为 : * ( 3 0 2 4 0 ) * 8 . 7 6 2 6 2 . 8 2 1 0 2 . 4 / m i ndan i n r 根据电动机所需功率和转速范围，由有关手册查出有三种适用的电动机型号如下表所示： nts方案 电动机型号 额定功率（ kw ） 电动机转速 minr 电流A 效率 % 功率因数 cos 同步转速 满载转速 1 Y132L-8 11 750 730 6 86.5 0.77 2 Y160l-6 11 1000 970 6.5 87 0.78 3 Y132M-4 7.5 1500 1440 7 87 0.83 综合考虑电动机的功率、转速和传动装置的尺寸、减速器的传动比等因素，方案3 相对比较合适。 (3)所选电动机的结构图如下： 2.2 减速器中各主要参数的确定 （一）、传动装置的总传动比和分配传动比 （ 1） 总传动比的确定 nts由选定的电动机满载转速 n 和工作机主动轴转速 n，可得传动装置总传动比为 ia n /n 1440/8.76 164.4 （ 2）分配减速器的各级 传动比 : 10iiia 式中10,ii分别为 齿轮和蜗杆的传动比。 齿轮蜗杆减速器可取齿轮传动比 5.221 i 取 4.21i 5.684.2 4.16410 iii a 2.3 减速器中各轴的运动和动力参数的设计计算 （ 1） 各轴转速 轴 I ： m in/14 40114 401 rnn m 轴 II ： m in/6004.214401rinn 轴 III: m in/76.85.686000rinn ntsmNTmNTmNTTmNiTTmNiTTmNTTKWPKWPKWPPKWPPKWPpPKWPPPIIIddd.45.5912.09.110,.26.4898.024.49:)5(.11.603398.05.6834.112.34.11298.097.04.224.49.99.074.49:)4(43.592.628.798.0425.7:)3(54.572.098.005.705.798.097.0245.7425.799.072.:)2(2.240121032242112303同理各轴输出转矩各轴输入转矩同理，各轴的输出功率各轴的输入功率2.4 减速器机体结构尺寸 名 称 符号 减速器型式及尺寸关系 mm 蜗杆减速器 机座壁厚 0.04a+3=8, 取 =16 机盖壁厚 1 蜗杆在下： =0.85 =6.8，取 1=12 机座凸缘厚 b 1.5 =24 机盖凸缘厚 b1 1.5 1=18 nts机座底凸缘厚 b2 2.5 1=41 地脚螺钉直径 df 0.036a+12=25 地脚螺钉数目 n 6 轴承旁联接螺栓直径 d1 0.75 df=19 机盖与机座联接螺栓直径 d2 (0.50.6) df=10 联接螺栓 d2 的间距 l 150200,取 175 轴承端盖螺钉直径 d3 （ 0.40.5） df=9 窥视孔盖螺钉直径 d4 （ 0.30.4） df=7 定位销直径 d （ 0.70.8） d2=8 df d1 d2 至外机壁距离 c1 见下表 df d2 至凸缘边缘距离 c2 见下表 轴承旁凸台半径 R1 c2 凸台高度 h 根据底速级轴承座确定 外机壁至轴承座端面距离 l1 c1+c2+(812)=26+24+8=58 大齿轮顶圆（蜗轮外圆） 与内机壁距离 1 1.2 =9.6, 取 19.5 蜗轮齿轮端面与内机壁距 离 2 , 取 16 机盖 机座肋厚 m1 m m1 0.85 1=6.8 m 0.85 =10 轴承端盖外径 D2 轴承孔直径 +（ 55.5） d3=14 轴承端盖凸缘厚度 t (11.2) d3=9 轴承旁联接螺栓距离 s s D2=14 nts 第 三 章 齿轮传动的设计计算 3.1、高速齿轮传动的设计计算 1选择齿轮类型，精度等级，材料，齿数及螺旋角 （ 1） 选用斜圆柱齿轮传动 （ 2）运输机为一般工作机，速度不高，技选用 7 级精度（ GB10095-88） (3)材料选择 由课本表 10-1 选择小齿轮选择材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS,大齿轮材料 为 45钢（调质）硬度为 240HBS 选小齿轮齿数 z1=24, 大齿轮齿数 z2=i1 z1=2.4 24=57.6, 取 z2=60 选取螺旋角，初选螺旋角为 = 14 2按齿面接触强度设计 由设计计算公式按公式（ 10-21）进行计 算，即 dt1 HHEuudK tT zz2312 确定公式内各计算数值 （ 1）试选 Kt=1.6 (2)由图 10-30选取区域系数 ZH =2.433 (3)由图 10-26查得 78.01 ， 87.02 ,则 =1+2=1.65 (4)由表 10-7选取齿轮系数 d =1 (5)由表 10-6查得材料得弹性影响系数 ZE=189.8 21MP (6)由图 10-21 d按齿面硬度查得小齿轮 1得接触疲劳强度极限 1limH =600MPa , 齿轮2的接触疲劳强度极限 1limH =550MPa (2)计算 （ 1）小齿轮分度圆直径 (7)由 10-13 计算应力循环次数 1N =60 nI jLn =60*1440*1*（ 3*6*300*15） =6.99*109 nts2N =6.99*109 /2.4=2.88* 910 (8)由图 10-19查得接触疲劳寿命系数1HNK=0.89，2HNK=0.90 （ 9）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 10%,取安全系数 s=1,由式 (10-12)得 1 H = 1HNK 1limH /s=510 MPa 2 H = 2HNK 2limH /s=495 MPa H =( 1 H + 2 H )/2=502.5MPa 3231 5.5 024 33.28.1 894.24.365.111024.496.12 td=48.3mm （ 2）计算圆周速度 V= smntd /64.3100060 14403.48100060 11 (3)计算齿宽 b及模数ntm1138.43.4838.425.295.12414c os3.48/c os3.483.481111mmmmhbmmmhmmzdmmmddbnttntt(4)、计算纵向重合度 903.114t a n241318.0t a n318.0 1 Zd (5)、计 算载荷系数 由表 10-2 查得使用系数 KA =1 根据 V=3.56m/s ,7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数 12.1VK；由表 10-4查得 HK的计算公式： 24.13.481023.01)16.01(18.012.11023.06.0118.012.1322322 bddKH ）（nts由图 10-13查得 K 24.1.1F由图 10-3查得 5.1 FH KK所以载荷系数： 08.224.15.112.11 、 HHVA KKKKK (6)、按实际得载荷系数校正所算得得分度圆直径 由式 10-10a得： mmKKddtt 7.526.108.23.48 3311 (7)、计算模数nm13.224 14c o s*7.52c o s11 Zdm n 3、按齿根弯曲强度设计 由式（ 10-17）得3 2121c o s2FsaFan YYdZYKTm 1)、确定计算参数 (1)、计算载荷系数 81.108.15.112.11 、 FFVA KKKKK (2)、根据纵向重合度 903.1.从图 10-28 查得螺旋角影响系数 88.0Y(3)、计算当量齿数： 29.84)14( co s60co s27.26)14( co s24co s33223311ZZZZVVnts(4)、查取齿形系数 由表 10-5查得 592.21 FaY211.21 FaY(5)、查取应力校正系数 由表 10-5查得 596.11 SaY774.12 SaY(6)、由图 10-20c 查得齿轮 1 的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 齿轮 2 得弯曲疲劳强度极限 MPaFE 3802 (7)、由图 10- 18查得弯曲疲劳寿命系数 82.01 FNK85.02 FNK(8)、计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 由公式 10-12 得 M P aSKM P aSKEFFNFEFFNF71.2304.138085.086.2924.150082.0222111(9)、计算大、小齿轮 FSaFaYY并加以比较 01 70 0.071.23 077 4.121 1.201 41 3.086.29 259 6.159 2.2222111FSaFaFSaFaYYYY通过比较大齿轮的 FSaFaYY数值大 2)设计计算 3 2121c o s2FsaFan YYdZYKTm ntsmmm n38.1017.065.1241)14( c o s88.01024.4981.123 223对此计算结果，由齿面的接触疲劳强度计算的法面模数nm大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，现取nm=2.0 ,已可满足齿面接触疲劳强度的设计要求。 6565274.2286.25214cos7.52cos2112111ZZiZZmdZn取取(8)由 图 10-19查得接触疲劳寿命系数1HNK=0.89，2HNK=0.90 （ 9）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 10%,取安全系数 s=1,由式 (10-12)得 1 H = 1HNK 1limH /s=510 MPa 2 H = 2HNK 2limH /s=495 MPa H =( 1 H + 2 H )/2=502.5MPa 3231 5.5 024 33.28.1 894.24.365.111024.496.12 td=48.3mm （ 2）计算圆周速度 V= smntd /64.3100060 14403.48100060 11 (3)计算齿宽 b及模数ntm1138.43.4838.425.295.12414c os3.48/c os3.483.481111mmmmhbmmmhmmzdmmmddbnttntt(4)、计算纵向重合度 903.114t a n241318.0t a n318.0 1 Zd nts(5)、计算载荷系数 由表 10-2 查得使用系数 KA =1 根据 V=3.56m/s ,7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数 12.1VK；由表 10-4查得 HK的计算公式： 24.13.481023.01)16.01(18.012.11023.06.0118.012.1322322 bddKH ）（由图 10-13查得 K 24.1.1F由图 10-3查得 5.1 FH KK所以载荷系数： 08.224.15.112.11 、 HHVA KKKKK (6)、按实际得载荷系数校正所算得得分度圆直径 由式 10-10a得： mmKKddtt 7.526.108.23.48 3311 (7)、计算模数nm13.224 14c o s*7.52c o s11 Zdm n 4、 几何尺寸计算 (1)、计算中心距 mmmZZa n 89.9414c o s2 26527c o s2 21 将中心距圆整为 95mm (2)、按 圆整后的 中心距修正螺旋角 4.142a r c c o s 21 a mZZ n 因 值改变不多，故参数，K， HZ 等不必再修正。 (3)、计算大，小齿轮的分度圆直径： ntsmmmZdmmmZdnn3.1344.14c os265c os79.554.14c os227c os2211(3)、计算齿轮宽度 mmddb 79.5579.5511 圆整后取 mmB 601 mmB 552 5、设计结果 中心距a12 模数 nm螺旋角 齿轮 1 齿数1Z 齿轮 2 齿数2Z 传动比 i 齿轮 1 分度圆直径 1d 齿轮1 的宽度 1B 齿轮 1 分度圆直 径 1d 齿轮 2 的宽度 2B 95mm 2.0mm 14.4 27 65 2.4 55.79mm 60mm 134.3mm 55mm 3.2 减速器蜗轮蜗杆设计 1.选择蜗杆传动类型 根据 GB/T 10085 1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ ZI） 。 2.选择材料 根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度是中等，故蜗杆用 45 钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为 45 55HRC。蜗杆用铸锡磷青铜 ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁 HT100制造。 3.按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。由式（ 11-12），传动中心距 22 )(HE ZZKTa 1）确定作用在蜗轮上的转矩 mNT .11.6033 2）确定载荷系数 K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数 1,k 由表 11 5选取使用系数 1AK .15，nts由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数 ,05.1VK则： 1 . 1 5 1 1 . 0 5 1 . 2 1AVK K K K 3）确定弹影响系数 EZ ，因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和蜗杆相配，故 21160 MPaZ E 。 4）确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径 1d 和传动中心距 a 比值 ,30.0/1 ad 从机械设计图 11-18 中可得 1.3Z。 5）确定许用接触应力 H 根据蜗杆材料为铸锡磷青铜 ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度 45HRC,可从表 11-7中查得蜗轮的基本许用应力 H =268MPa。 应力循环次数 726 0 6 0 1 8 . 7 6 ( 3 0 0 1 5 3 6 ) 3 . 7 8 1 0hN j n L 寿命系数 8 7710 0 . 8 4 6 93 . 7 8 1 0HNK 所以， HNH K H 0 . 8 4 6 9 2 6 8 2 2 7M P a M P a 。 6）计算中心距 23 1 6 0 3 . 11 . 2 1 6 0 3 3 1 1 0 ( ) 3 2 6 . 6 5227a m m m m 取中心距 a=355mm,因 i=31 故从表 11-2 取模数 m=8 蜗杆分度圆直径 d1=140mm,这时d1/a=0.39,因为 ， ZZ 因此以上计算可用。 4.蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸计算 1）蜗杆 轴向齿距 Pa= mmm 133.25814.3 ,直径系数 q= 17.5; 齿顶圆直径 1ad156mm，齿根圆直径1 1 2 0 .8fd m m；分度圆导程角 5.09 ; 蜗杆轴向齿厚 mmsa 5664.12。 2）蜗轮 蜗轮齿数 Z2=71,变位系数2 0.125x ; 验算传动比2171 711Zi Z ,是允许的。 nts蜗轮的分度圆直径：22 8 7 1 5 8 6d m z m m 蜗轮喉圆直径： 2 2 22 5 6 8 2 8 1 . 1 2 5 5 8 6aad d h m m 蜗轮齿根圆直径： 2 2 22 5 6 8 1 . 0 7 5 2 8 5 5 0 . 8ffd d h m m 外圆直径： 2 1 . 5 5 8 6 1 2 5 9 8waD d m m m 蜗轮宽度 B: 10 . 7 1 1 7 , 1 1 7ad m m B m m 取5.校核齿根弯曲疲劳强度 53.1 2212 FFaF YYmdd KT 当量齿数 22 33 71 7 1 . 7c o s c o s 5 . 0 9v zz 根据 x2=+0.125,2 71.7vz ,从图 11-19中可查得齿形系数2 2.22FY 。 螺旋系数 5 . 1 91 1 0 . 9 6 31 4 0 1 4 0Y 许用弯曲应力 FNFF K 从表 11-8中查得由铸锡磷青铜 ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 MPaF 56 寿命系数 69 710 0 . 6 6 83 . 7 8 1 0FNK 5 6 0 . 6 6 8 3 7 . 4 0 8F M P a 1 . 5 3 1 . 2 1 6 0 3 3 1 1 0 2 . 2 2 0 . 9 6 3 3 7 . 11 4 0 5 6 8 8F M P a ；所以弯曲强度是满足的。 6.精度等级公差和表面粗糙度的确定 考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从 GB/T10089-1988 圆柱蜗杆、蜗杆精度等级中选 7 级精度、侧隙种类为 f,表注为 8f GB/T100 然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度，此处从略。 nts第四章 轴系零件的设计计算 轴系零件包括轴、键联接、滚动轴承和联轴器。完成传动零件的设计计算后，需对它们进行设计计算。 轴是减速器的主要零件之一，轴的结构决定于轴上零件的位置和有关尺寸。设计轴时，要按照工作要求，选择合适的材料，并进行结构设计，然后根据受力状况进行强度和刚度计算。 4.1 输入轴的设计与计算 1 轴的材料的选择 轴的材料主要是碳钢和合金钢。钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件，有的则直接用圆钢。由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳度，故采用碳钢制造尤为广 泛。 材料选择： 45#钢，采用热处理（调质）和表面未强化处理，由机械手册查得， 45号钢采用调质处理硬度为 217255HB。 2 轴的初步计算 已知：输入轴上的输入功率 P=11.07KW； 转速1 7 .2 8 / m innr； 转矩1 4 8 .2 6T N m m； 轴上齿轮模数 Mn=2； 螺旋角 =14.4 前面已经算出轴上齿轮分度圆直径 : 2 5 5 .7 9d mm； 1、求作用在齿轮上的力 2 2 4 8 2 6 0 17305 5 . 7 9t TFNd ； ta nc o s nrtaFF t a n 2 01 7 3 0 6 4 9 . 9c o s 1 4 . 4 N ； tanatFF 1 7 3 0 t a n 1 4 . 4 4 4 4 N ； 圆周力tF，径向力rF，轴向力aF的方向 如图 4 2所示。 2、初步确定输入轴的最小直径 nts公式131PdAn o中： A 由 查表 15-3得 ，初步选定为 120，代入上式可得： 3m i n 7 . 2 81 2 0 1 9 . 71440d m m ； 轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d1-2直径与联轴器的孔径，以及电动机的输出轴相适应，故需先确定联轴器的型号。 联轴器的计算转矩：ca AT K T； 由于提升机的工作效率不大，工作转矩变化小，原动机为电动机。查 表 14-1，考虑到转矩变化很小，故选 3.1AK ； 则：ca AT K T=1 . 3 4 8 2 6 0 6 2 7 3 8 N m m 按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册选用 LT6型弹性 套 柱销联轴器，其公称转矩为 2050Nm 。半联轴器的孔径1d=38mm，故取12d=38mm；半联轴器长度 82mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度1 60L mm。 3 轴的结构设计 图 4 1 输出轴的结构与装配 （ 1）根据轴向定位的要求确定轴各段的直径和长度 1、为使 1 2 轴段满足半联轴器的配合要求，需制出一轴肩，取 1 2 段直径23 42d mm 。 2、初步选择滚动轴承 因所选用的齿轮为斜齿轮，则轴承同时承受有径向和轴向力的作用，鼓选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 d23=42mm，查手册，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，其尺寸为 4 5 7 5 2 0 . 7 5d D T m m m m m m ,故 3 4轴的直径3 4 5 6 52d d m m,而56 26l mm 。 3；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 125mm，为了使套nts筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取45 56l mm 。 4、 轴承端盖的总宽度 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 l=30mm 5、取齿轮距箱体内壁之距离 a=16mm，蜗轮与圆柱大齿轮之间的距离为 c=20mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取 s=80mm。 至此，已知初步确定了轴的各段直径和长度。 （ 2） 轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按45d由 手 册 选 用平 键为3 2 1 8b h m m m m ，键槽用键槽铣刀加工，长为 108mm，同时为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 7 6H n 。同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为 2 8 1 6 9 0m m m m m m，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度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。 （ 3） 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 15-2，取左轴端倒角为 2 45，右轴端倒角 2.5 45， 2 出处倒圆 R=2.0mm，其它处倒圆 R=2.5mm。 4 求轴上的载荷 根据轴的结构图 4 5， 在确定轴承的支点位置时，应根据手册查取 a 值。对于 32217型的滚动轴承，由手册查得 a=34mm。 又滚动轴承如图 5-3 正装 ，则作为简支梁的轴承跨距L=23 4 4 . 4 3 3 . 4 7 7 . 8L L m m 。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图 4 6。 nts图 4 6 输出 轴的弯矩图和扭矩 图 从轴的机构图以及扭矩图中可 以看出， C截面是轴的危险截面。 （ 1） 求轴上轴承的支座反力NHF和NVF，截面 C上的 HM 、VM、 M 1、 求轴承的支反力NHF和NVF312322233 3 . 4 1 7 3 0 7 2 4 . 77 7 . 84 4 . 4 1 7 3 0 9 8 7 . 37 7 . 8tNHtNHFLFNLLFLLL 31232223/2 279/2 3 7 0 . 9raNVraNVF L F DFNLLF L F DLL 2、截面 C上的 HM 、VM、 M 12 3 2 1 7 6 . 6 8H N HM F L N m m 1 1 22 2 32 7 9 4 4 . 4 1 2 3 8 7 . 68 4 3 . 6V N VV N VM F L N m mM F L N m m 则：总弯矩 M 为： 2 2 2 211 3 2 1 7 6 . 6 8 1 2 3 8 7 . 6 3 4 4 7 8 . 9HVM M M N m m 2 2 2 222 3 2 7 7 6 . 6 8 8 4 3 . 6 3 2 1 8 7 . 7HVM M M N m m 48260T N m m； 5扭矩 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的强度，根据以上所算得的数据，并取 a =0.6，轴的计算应力为： 222211 3 4 4 7 8 . 9 0 . 6 4 8 . 2 6 2 . 51 3 5 5 6 . 4 6caM a T M P a M P aW 1 前已选定轴的材料为 45钢，由表 15-1查得 1 =60MPa ，故轴工作安全。 （ 6） 危险截面 4校核： 截面 4左侧： 抗弯截面系数： 3 3 30 . 1 0 . 1 4 9 1 1 7 6 4 . 9W d m m ； 抗扭截面系数： 3 3 30 . 2 0 . 2 4 9 2 3 5 2 9 . 8TW d m m ； nts截面左侧的弯矩 M为： 3 4 4 7 8 .9M 4 4 . 4 2 6 1 4 2 8 8 . 54 4 . 4 N m m N m m ; 截面上的弯曲应力： 1 4 2 8 8 . 5 1 . 21 1 7 6 4 . 9b M M P aW ； 截面上的扭转切应力：1 48260 2 . 0 52 3 5 2 9 . 8TTT M P aW ； 轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 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a及a按附表 3-2查取。 因为 2 .0 0 .0 4 049rd ； 52 1 .0 649Dd ，经插值后可查得： 1.90a ； 1.30a 又由附图 3-1可得轴的材料的敏感系数为： 0.82q ； 0.85q ； 有效集中系数： 1 1 1 0 . 8 2 1 . 9 1 1 . 7 3 8k q a ； 1 1 1 0 . 8 5 1 . 3 0 1 1 . 2 5 5k q a ； 由附图 3-2得尺寸系数 0.72 ； 由附图 3-3得扭转尺寸系数： 0.85 ； 轴按磨削加工，由附图 3-4得表面质量系数 0 .9 4； 轴未经表面强化，即 ,1q则得综合系数值为： 1 1 . 7 3 8 11 1 2 . 4 80 . 7 2 0 . 9 4kK ； 1 1 . 2 5 5 11 1 1 . 7 40 . 7 2 0 . 9 4kK ； 碳钢的特性系数： 2.01.0 ，取 1.0 ； 1.005.0 ，取 05.0 ； nts计算安全系数caS值： 1 275 9 2 . 42 . 4 8 1 . 1 2 0 . 1 0amS K ； 1 155 8 4 . 22 . 5 2 . 0 51 . 7 4 0 . 0 522amS K ； 2 2 2 29 2 . 4 8 4 . 2 6 2 . 29 2 . 4 8 4 . 2caSSSSS S=1.5； 故可知其安全。 4.2 中间 轴的设计与计算 1.轴的材料的选择 轴的材料主要是碳钢和合金钢。钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件，有的则直接用圆钢。由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳度，故采用碳钢制造尤为广泛。 材料选择： 45#钢，采用热处理（调质）和表面未强化处理，由机械手册查得， 45号钢采用调质处理硬度为 217255HB。 2.轴的初步计算 （ 1） 初步确定输入轴的受力计算： 已知：输入轴上的输入功率 6 .9 2P KW ； 转速1 6 0 0 / m innr； 转矩 1 1 0 . 0 9T N m m ； 前面已经算出轴上 蜗杆 分度圆直径 : 140d mm1； 求作用在蜗杆 上的力 112 2 1 1 0 0 9 0 1 6 3 9 . 5140taTF F Nd 1； 122 2 1 1 0 0 9 0 387568atTF F Nd 22； 1 3 8 7 2 0 1 4 0 . 9rF F t g N r2(2) 估算轴径选取轴的型号 nts轴材料为 45 钢， 经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径， 轴径计算公式30 nPAd 查手册可知道 A0=103126 mm， 取3 105A d= 23.7mm 取轴颈 d = 24mm (3) 轴承选取 圆锥滚子轴承 (30000 型 ) 标准 =摘自 GB/T 297-1994 参照 ISO355-1977 单位 =(mm) 轴承代号 =32009 尺寸 d=45 尺寸 D=75 尺寸 T=20 尺寸 B=19 3 轴的结构设计 (1)轴的方案设计 (2)各段直径及长度 轴承处直径： d23= 45mm 轴承处长度： L23=66 mm 齿轮处的直径： d12=38 mm（齿轮孔径大于所通过的轴径） 齿轮处长度： L12=54mm , (轴段长度应略小于轮毂长度 ) 挡油环处： L =18mm 蜗杆齿处： d56=117 L56=117 轴承与箱体内壁距离 s =5 mm 蜗轮与箱体内壁距离 a =10mm nts4.3 中间轴的设计与计算 1 确定输出轴上的功率 P3，转速 n3和转距 T3。由前面可知 P3=5.43KW， n3=8.76r/min, T3=5912450NM。 2 求作用在轴上的力：已知低 速级齿轮的分度圆直径为d3 =568mm,Ft=332 Td = 32 5 9 1 2 1 0 20818568 N, F3r= F3tt a n 2 02 0 8 1 8 7 6 0 7 . 6c o s 5 . 0 9nt g N 1. 初步确定轴的最小直径： 低速轴材料为 45 钢， 经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，取3 105A d3333 5 . 4 31 0 5 8 9 . 58 . 7 6PA m mn ,显然此处为轴的最小直径为使得出轴与链轮的孔径相同，故需确定 弹性联轴器。 孔径 90Id mm， 基本尺寸为 D*d*T=105*90*39 4轴的结构设计 ） 拟订轴晌零件的装配方案图 ） 根据轴的轴向定位的要 求确定轴的各段直径和长度 ） d2-3=96.4mm L1=175mm 取 L1-2=173mm ） 选择圆锥辊
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