二级同轴减速器课程设计365.2%1.5%400%213
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减速器课程设计
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二级同轴减速器课程设计365.2%1.5%400%213,减速器课程设计
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1 目 录 设计任务书 2 传动方案的拟定及说明 3 电动机的选择 4 计算传动装置的运动和动力参数 5 传动件的设计计算 6 联 轴器的选择 17 轴的设计计算 18 滚动轴承的选择及计算 40 键联接的选择及校核计算 43 润滑 与密封 44 参考资料目录 44 设计小结 45 nts 2 一、 设计任务书 一 设计题目 带式运输机传动装置的设计 二 已知条件 1.工作条件 :两班制 ,连续单向运转 ,载荷较平稳 ,室内工作 ,有粉尘 ,环境最高 度 35 2.使用折旧期 :8年 3.检修间隔期 :四年一次大修 ,两年一次中修 ,半年一次小修 4.动力来源 :电力 ,三相交流 ,电压 380/220V 5.运输带速度允许误差 : 5 6.制造条件及生 产批量 :一般机械厂制造 ,小批量生产 三 .设计数据 1.运输带工作压力 F=5200N 2.运输带工作速度 v=1.5m/s 3.滚筒直径 D=400mm 4.滚筒效率 (包括滚筒与轴承的效率损失 ) =0.96 四 .设计内容 1.电动机的选择与运动参数计算； 2.斜齿轮传动设计计算 3.轴的设计 4.滚动轴承的选择 5.键和连轴器的选择与校核； 6.装配图、零件图的绘制 7.设计计算说明书的编写 五 .设计任务 1 减速器总装配图一张 2 齿轮、轴零件图各一张 3 设计说明书一份 4 设计小结一份 六 .设计进度 1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 nts 3 二、 传动方案的拟定及说明 (a)带 单级圆柱齿轮减速器 简图： 优点 :结构简单 ,易于制造 ,成本较低 ,能缓冲吸振 ,有过载保护 。 缺点 :占用空间较大 ,不适用于一般小型减速器的场合 (b)二级展开式圆柱齿轮减速器 简图： 优点 :传动可靠 ,占用空间较小 ,装配比较容易 。 缺点 :对轴的刚度要求较高 ,装配要求也高 nts 4 (c)二级同轴式圆柱齿轮减速器 简图： 优点 :结构紧凑 ,节省空间 ,两级大齿轮直径接近 ,有利于浸油润滑 ,传动可靠 ，维护方便 。 缺点 : 结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难 ,制造成本较高 。 根据已知条件 ,经比较， 选 (c)较为合适 选择二级同轴式圆柱齿轮减速器 。 三、 电动机的选择 项目 设计 计算过程 结果 电动机 类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。 所以选用常用的封闭式 Y系列的电动机。 Y 系列三相异步电动机 电动机容量的选择 1)工作机所需功率 Pw Pw Fv/1000 7.8kW 2)电动机的输出功率 Pd 22 齿轮滚筒联轴器轴承 Pd 10.37kw nts 5 查表 1-7,得 轴承 0.97, 联轴器 0.99, 滚筒 0.96, 齿轮 0.940.95,取 0.95 dP wP / 10.37kw 电动机转速的选择 同轴式二级齿轮减速器 ,1i 1.2 2i 筒n 60v/( D) 71.7r/min 查表 1-8,单级减速器传动比 i 46, 故 总i 1i 2i 1636 得 电动机转速 dn 筒n 总i 1147.22581.2r/min 初选为同步转速为 1460r/min 的电动机 。 nd=1460r/min 电动机型号的确定 由表 12-1查出电动机型号为 Y160M-4。 其额定功率为 11kW，满载转速 1460r/min。 基本符合题目所需的要求 。 电动机型号Y160M-4 四、 传动装置的运动和动力参数 的计算 项目 设计 计算过程 结果 传动比分配 满n 1460r/min 筒n 71.7r/min 总i 20.4, 1i 1.2 2i 得 1i 4.95, 2i 4.12 1i =4.95, 2i =4.12 各轴转速 满n 1460r/min 1n 满n =1460r/min 2n 1i 1n 295r/min 3n 2i 2n 71.6r/min 1n 1460r/min 2n 295r/min 3n 71.6r/min 各轴功率 dP 10.37kw 1P dP 轴承 联轴器 9.96kw 2P 1P 轴承 齿轮 9.18kw 3P 2P 轴承 联轴器 齿轮 8.37kw 1P 9.96kw 2P 9.18kw 3P 8.37kw nts 6 各轴转矩 dT 9550 dP / 1n 67.8 N m 1T dT 轴承 联轴器 65.1 N m 2T 1T 轴承 齿轮1i 297 N m 3T 2T 轴承 联轴器 齿轮2i 1116.3N m 1T 65.1 N m 2T 297 N m 3T 1116.3N m 各轴转速、输入功率、输入转矩 项 目 电动机轴 高速轴 I 中间轴 II 低速轴 III 转速（ r/min） 1460 1460 295 71.6 功率 （ kW） 10.37 9.96 9.18 8.37 转矩（ N m） 67.8 65.1 297 1116.3 五、 传动件 的 设计计算 级齿轮设计计算 (高速级 ) 项目 计算过程 结果 选 精 度 等级、材料及齿数 1） 材料及热处理： 由表 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； 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故 精度等级选用 7 级精度； 3） 试选小齿轮齿数 1z 21， 大齿轮齿数 2z 1z 1i 103.95 104； 4） 选取螺旋角。 初选螺旋角 14 小 齿 轮 为40Cr（调质） 大齿轮为 45钢（调质） 1z 21 2z 104 14 按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 。 d1=51.41mm mn=2.375mm nts 7 按公式 dt 3 212 HEHdt ZZuuTK 试算。 1）确定公式内的各计算数值 试选 Kt 1.2 由图 10-30 选取区域系数 HZ 2.433 由表 10-7 选取 齿 宽系数 d 1 由图 10 26 查得 1 0.76， 2 0.85， 则 1 + 2 1.61 由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 EZ 189.8MPa 21 由图 10-21d 按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 600MPa 大齿轮的 接触 疲劳强度极限 Hlim2 550MPa 计算应力循环次数 1N 60 1n j hL 60 1460 1（ 2 8 3008） 3.364 109 2N 1N /4.95 6.80 108 由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 KHN1 0.9； KHN2 0.95 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S 1 由 SKNlim得 H1 540MPa H 2 522.5MPa H ( H1 H 2 )/2 531.25MPa 2）计 算 试算小齿轮分度圆直径 d1t nts 8 d1t 3 21 12 HEHdt ZZuuTK 3 2425.5 3 18.1 8 94 3 3.295.495.561.111051.61 .22 44.50mm 计算圆周速度 v100060 21 nd t 3.40m/s 计算齿宽 b 及模数 ntm b d d1t 1 44.32mm 44.50mm ntm 11 coszd t 23 14cos32.44。 2.056mm h 2.25 ntm 4.63mm b/h 9.62 计算纵向重合度 tan318.0 1d z 0.318 1 21 tan14。 1.665 计算载荷系数 K 已知载荷平稳，所以取 KA 1 根据 v 3.40m/s， 7 级精度，由 图 10-8 查得动载系数 KV 1.09 由表 10-4， 查 得 KH 1.418 由表 10-13， 查得 KF 1.35 由表 10 3， 查得 KH KF 1.2 故载荷系 数 K KA KV KH KH 1.85 按实际载荷系数校正所 算 得的分度圆直径 d1 31 / tt KKd 3 2.1/85.132.44 mm 51.41mm 计算 mn nts 9 mn 11 coszd 21cos1441.51。 mm 2.375mm 按齿根弯曲强度设计 由式 mf 3 212 c o s2FSaFadYYzK TY 计算。 1）确定计算参数 计算载荷系数 K K KA KV KF KF 1 1.09 1.2 1.35 1.77 根据纵向重合度 tan318.01d z 1.665， 由图 10-28 查得 螺旋角影响系数 Y 0.88 计算当量齿数 1Vz 1z /cos3 21/cos3 14。 23.0 2Vz z2/cos3 114/cos3 14。 113.85 由表 10-5， 查取齿型系数 1aYF 2.69； 2aYF 1.575 由表 10-5， 查取应力校正系数 1aYS 2.17； 2aYS 1.80 计算 弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1.4 由图 10-20c，查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE 500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2FE 380MPa 由图 10-18，得弯曲疲劳寿命系数 KFN1 0.85, KFN2 0.89 由 SKNlim，得 F1 SK FN FE11 303.57MPa F 2 SK FN FE22 241.57MPa d1=51.41mm mf 2.08mm nts 10 计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比 较 1 11F SaFaYY57.303 16.2616.2 0.0142 2 22F SaFa YY266 81.159.1 0.0162 大齿轮的数值大。 2）设计计算 mf mf 322 0 1 6 2.061.12111 0 0 01.6588.014c o s7 6 5 8.12 2.08mm mf 2.08mm 确定模数 m m maxmn,mf mn 2.16mm, mf 1.62mm 故 m 2.375mm 标准化，得 m 2.5mm m 2.5mm 主要几何尺寸计算 1）计算中心距 z1nmd cos1 20.0，取 z1 20 则 z2 1i z1 99，取 z2 99 a cos2 21 nmzz 153.3mm 将中心矩 a 圆整后取 154mm 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 arcos a mzz n2 21 15.0。 因值改变不多，故 、 K、 HZ 等不必修正 3）计算大、小齿轮的分度圆直径 d1cos1 nmz 51.53mm d2cos2 nmz 255.08mm 4）计算齿轮宽度 z1 20 z2 99 a 154mm 15.0。 d1=51.53mm d2=25.08mm B1 60mm B2 55mm nts 11 b d d1 51.53 圆整后取 B2 55mm， B1 60mm 结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 腹板 式 级齿轮设计计算 (低速级 ) 项目 计算过程 结果 选精度等级、材料及齿数 1）材料及热处理： 由表 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； 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故精度等级选用 7 级精度； 3）试选小齿轮齿数 1z 17，大齿轮齿数 2z 1z 1i 70.04 70； 4）选取螺旋角。初选螺旋角 14 小 齿 轮 为40Cr（调质） 大齿轮为 45钢（调质） 1z 17 2z 70 14 2i 4.12 按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。 按公式 dt 3 212 HEHdt ZZuuTK 试算。 1）确定公式内的各计算数值 试选 Kt 1.2 由图 10-30 选取区域系数 HZ 2.433 由表 10-7 选取齿宽系数 d 1 由图 10 26 查得 1 0.74， 2 0.87， 则 1 + 2 1.61 由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 EZ 189.8MPa 21 由图 10-21d 按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 600MPa d1 83.1mm mn 4.74mm nts 12 大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2 550MPa 计算应力循环次数 1N 60 2n j hL 60 295 1（ 2 8 3008） 6.80 108 2N 1N /4.12 1.65 108 由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 KHN1 0.95； KHN2 0.97 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S 1， 由 SKNlim得 H1 570MPa， H 2 533.5MPa H ( H1 H 2 )/2 551.75MPa 2）计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t d1t 3 21 12 HEHdt ZZuuTK 3 2575.5518.189433.212.412.561.111097.21 .22 72.77mm 计算圆周速度 v100060 21 nd t 1.123m/s 计算齿宽 b 及模数 ntm b d d1t 1 72.77mm 72.77mm ntm 11 coszd t 17 14cos77.72。 4.15mm h 2.25 ntm 9.35mm b/h 7.787 计算纵向重合度 nts 13 tan318.0 1d z 0.318 1 17 tan14 。 1.348 计算载荷系数 K 已知载荷平稳，所以取 KA 1 根据 v 1.123m/s， 7 级精度，由图 10-8 查得动载系数 KV 1.05 由表 10-4，查得 KH 1.418 由表 10-13，查得 KF 1.35 由表 10 3，查得 KH KF 1.2 故载荷系数 K KA KV KH KH 1.187 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1 31 / tt KKd 3 2.1/787.177.72 mm 83.10mm 计算 mn mn 11 coszd 17cos141.83。 mm 4.74mm 按齿根弯曲强度设计 由式 mf 3 212 c o s2FSaFadYYzK TY 计算。 1）确定计算参数 计算载荷系数 K K KA KV KF KF 1 1.05 1.2 1.35 1.701 根据纵向重合度 tan318.01d z1.348， 由图 10-28 查得 螺旋角影响系数 Y 0.88 计算当量齿数 1Vz 1z /cos3 17/cos3 14。 18.61 2Vz z2/cos3 95/cos3 14。 104.0 d1=83.10mm mf 3.03mm nts 14 由表 10-5，查取齿型系数 1aYF 2.87； 2aYF 2.227 由表 10-5，查取应力校正系数 1aYS 1.536； 2aYS 1.763 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1.4 由 图 10-20c， 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1FE 500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2FE 380MPa 由图 10-18，得弯曲疲劳寿命系数 KFN1 0.89, KFN2 0.93 由 SKNlim，得 F1 SK FN FE11 317.86MPa F 2 SK FN FE22 252.43MPa 计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 1 11F SaFaYY86.317 536.187.2 0.0139 2 22F SaFa YY43.252 763.1227.2 0.0156 大齿轮的数值大。 2）设计计算 mf mf 322 0156.061.11712 9 7 0 0 088.014c o s701.12 3.03mm mf 3.03mm 确定模数 m m maxmn,mf mn 4.74mm, mf 3.03mm 故 m 4.74mm 标准化，得 m 4.5mm m 4.5mm nts 15 主要几何尺寸计算 1）计算中心距 z1nmd cos1 17.9，取 z1 18 则 z2 1i z1 74.16，取 z2 74 a cos2 21 nmzz 213mm 将中心矩 a 圆整后取 213mm 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 arcos a mzz n2 21 13.63。 因值改变不多，故 .K. HZ 等不必修正 3）计算大、小齿轮的分度圆直径 d1cos1 nmz 83.35mm d2cos2 nmz 342.65mm 4）计算 齿轮宽度 b d d1 83.35 圆整后取 B2 85mm， B1 90mm z1 18 z2 74 a 213mm =13.63 d1=83.35mm d2=342.65mm B1 90mm B2 85mm 结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 腹板式 中心距的调整 1） 因为选用二级同轴式，所以中心距相等 对于级齿轮， a cos2 21 nmzz 213mm 又由 z2 4.95z1， m 2.5 得 z1 27.79 28 z2 138.6 139 a cos2 21 nmzz 215.14mm 圆整中心距， a 213mm 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 z1 28 z2 139 a 213mm 11.46。 d1 71.43mm d2=354.57mm B1 80mm B2 75mm nts 16 arcos a mzz n2 21 11.46。 因值改变不多，故 .K. HZ 等不必修正 3）计算大、小齿轮的分度圆直径 d1cos1 nmz 71.43mm d2cos2 nmz 354.57mm 4）计算齿轮宽度 b d d1 71.43 圆整后取 B2 75mm， B1 80mm 各齿 轮的数值 项目 齿轮 1 齿轮 2 齿轮 3 齿轮 4 齿数 28 139 18 74 模数 (mm) 2.5 2.5 4.5 4.5 中心距 (mm) 213 齿宽 (mm) 80 75 90 85 分度圆直径 (mm) 71.43 354.57 83.35 342.65 螺旋角 ( ) 11.46 11.46 13.63 13.63 nts 17 六、 联轴器的选择 项目 计算过程 结果 高速 轴用联轴器 1）由于弹性连轴器不仅可以补偿两轴间的相对位移，而且具有缓冲吸振的能力，因此优先考虑选用它。 2） 由于装置用于运输 机，原动机为电动机，查表 14-1，取工作情况系数 KA 1.5 计算转矩 Tca KA T1 1.5 65.1N m 97.65N m 按照计算转矩 Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查手册表 8 5，选取 LT5 弹性套柱销联轴器。 3）其主要参数如下： 公称转矩 Tn 125N m 半联轴器 轴孔直径 d1 25mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1 44mm 装配尺寸 A 45mm LT5 弹性套柱销联轴器 低速轴用联轴器 1）由于弹性连轴器不仅可以补偿两轴间的相对位移，而且具有缓冲吸振的能力，因此优先考虑选用它。 2）由于装置用于运输机，原动机为电动机，查表 14-1，取工作情况系数 KA 1.5 计算转矩 Tca KA T1 1.5 1116.3N m 1674.45N m 查手册表 8 7，选取 LX4 弹性柱销连轴器。 3） 其主要参数如下： 公称转矩 Tn 2500 N m 轴孔直径 d1 60mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1 107mm LX4 弹性柱销连轴器 nts 18 七、 轴的设计计算 轴上零件的 结构 装配草图 轴 轴 nts 19 轴 轴的设计计算 （ 拟定输入轴齿轮为右旋 单线斜齿轮 ） 项目 计算过程 结果 求作用在齿轮上的力 1） 对于斜齿轮， n 20 d2t TF costan ntr FFtanta FF 2） 可得作用在齿轮上的力： 齿轮 2： d2t2 TF （ 2 297000） /354.57N 1675N costan nt2r2 FF 1675 tan20 /cos11.46 N 622N Ft2=1675N Fr2 622N Fa2 340N Ft3=7127N Fr3=2669N Fa3=1728N nts 20 tant2a2 FF 340N 齿轮 3： d2t3 TF （ 2 297000） /83.35N 7127N costan nt3r3 FF 7127 tan20 /cos13.63 N 2669N tant3a3 FF 7127 tan13.63 N 1728N 初步确定轴的最 小直径 选取轴的材料为 45 钢，调质处理，硬度217255HBS 根据 表 15 3，取 A 112 得 dmin30 nPA3 29518.9112mm 35.23mm 考虑有键槽，将直径增大 5%，则 dmin 35.23 (1+5%)mm 37mm Dmin=37mm 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，故选用圆锥滚子轴承比较合适。 参照工作要求，由手册表 6 7，初步选取 30308型轴承，其尺寸为： d D T 40mm 90mm 25.25mm a 19.5mm， damin 49mm 30308型圆锥滚子轴承 轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案 2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 段：用于安装 30308 型轴承，故根据轴承的装配要求可取直径 40mm，长度25.25mm。 段： 轴肩，用于固定轴承，查表 6 7， 得轴承直径 40mm， 取 轴肩直径 49mm; 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离，取齿轮距箱体内壁的距离 a 19.25mm，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，则该段轴长度 a s 27.25mm 段：为小齿轮， 外径 90mm，长度就等于小齿轮宽度，即 90mm 段：分隔两齿轮， 取直径 52mm，长度 168mm 段：安装大齿轮，取直径 45mm；右l1=25.25mm l2=27.25mm l3 90mm l4 168mm l5 70mm l6=49.25mm D1 40mm D2 49mm D3 90mm D4 52mm D5 45mm D6 40mm nts 21 端与右轴承之间采用套筒定位，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，故取 长度 70mm 段：安装套筒和轴承，参照工作要求，根据轴承尺寸， 考虑到轴承端面和箱体内壁应有一定距离以及箱体的铸造误差，取套筒长 24mm，故长度可取 49.25mm，直径 40mm 求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图。 由手册表 6 7 查得， 30308 型轴承 a 19.5mm， 故 L1 25.25 27.25 45 19.5 78mm L2 45 168 37.5 250.5mm L3 49.25 19.5 70 37.5 62.25mm 根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭矩图 FH2 2831N FH3 5971N FV2 717N FV3 2574N MH2 176230N mm MH3 465738N mm MV2 15644 N mm MV3 128758N mm T 297000 N mm M2 218256 N mm M3 466000 N mm nts 22 支反力 F： FH2 2831N， FH3 5971N FV2 717N， FV3 2574N 弯矩 M： MH2 176230N mm MH3 465738N mm MV2 15644 N mm MV21 44633 N mm MV3 128758N mm MV31 200772 N mm 总弯矩： M2 176923 N mm M21 181794 N mm M3 483209 N mm M31 507170 N mm 扭 矩 T： T 297000 N mm 按弯扭合成应力校核轴的强度 C 截面承受的弯矩和扭矩最大，故只需校核 C 处的强度。 因轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力， 取 0.6 抗弯截面系数 W 0.1 d3 0.1 335.83 57905mm3 抗扭截面系数 dWT 32.0 115810mm3 轴的计算应力 WTMca)( 2 223 8.89MPa 因轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15 1 查得 1 60MPa， 因 ca 1，故安全。 安全 精确校核轴的疲劳强度 1）判断危险截面 从应力集中对轴的影响来看，截面上的应力最大，且轴的直径相对小，所以选择截面危险截面，只需校核该截面左右两面，其余轴截面为均不用校核。 2）截面 IV 左 侧 弯矩 M （ 483209 181794）（ 168 37.5）/（ 168 45 37.5） 181794 429063N mm 所选轴安全 nts 23 弯曲应力 a57 90 542 90 63 MPWMb 7.41MPa 截面上的扭转切应力为 M PaWTTT56.22 M P aTmb 28.1256.22 由于轴选用 45 钢，调质处理 ， 所以由表 15 1 查得 MPaB 640 ， MPa2751 ， MPa1551 。 综合系数的计算 由 024.035.83 2 dr， 73.1dD由表 3-2 经插 值 ， 得到 因轴肩而形成的理论应力集中 27.2 ， 82.1 由附图 3-1 轴的材料敏性系数为 82.0q ， 85.0q 故有效应力集中系数（附表 3 4）为 )1(1 qk 2.04 )1(1 qk 1.70 由附图 3 2 查得尺寸系数 60.0由附图 3 3 查得扭转尺寸系数 79.0轴采用磨削加工，由附图 3 4 得表面质量系数 92.0 轴表面未经强化处理，即 1q ，则综合系数值为 92.211 kK14.211 kKnts 24 碳钢的特性系数 2.01.0 ，取 1.0 1.005.0 ，取 05.0 轴的疲劳安全系数 7.121 maKS 0.281 maKS SSS SSS ca 5.157.1122故轴的选用安全。 3）截面 IV 右 侧 弯矩 M（ 483209 181794）（ 168 37.5）/（ 168 45 37.5） 181794 429063N mm 抗弯截面系数 W 0.1 3d 0.1 353 14061 3mm 抗扭截面系数 dWT 32.0 28122 3mm 弯曲应力 M PaWM mb 5.30截面上的扭转切应力为 M PaWTTT56.102 M P aTmb 28.52 56.102 由于轴选用 45 钢，调质处理，所以由表 15 1查得 MPaB 640 ， MPa2751 ， MPa1551 。 综合系数的计算 由 0385.0522 dr， 73.1dD由表 3-2 经直线插入，知道因轴肩而形成的理 nts 25 论应力集中为 27.2， 82.1由附图 3-1 轴的材料敏性系数为 82.0q ， 85.0q 故有效应力集中系数（附表 3 4）为 )1(1 qk 2.92 )1(1 qk 2.14 由附图 3 2 查得尺寸系数 72.0由附图 3 3 查得扭转尺寸系数 83.0轴采用磨削加工，由附图 3 4 得表面质量系数 92.0 轴表面未经强化处理，即 1q ，则综合系数值为 14.411 kK67.311 kK碳钢的特性系数 2.01.0 ，取 1.0 1.005.0 ，取 05.0 轴的疲劳安全系数 18.21 maKS 02.391 maKS SSS SSS ca 5.118.222故该轴在截面左侧的强度也是足够的。 因此所选轴安全。 nts 26 轴的设计计算 项目 计算过程 结果 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢，调质处理，硬度217255HBS 根据表 15 3，取 A 112 得 dmin30 nPA3 146096.9112mm 21.24mm 考虑有键槽，将直径增大 5%，则 dmin 21.24 (1+5%)mm 22.302mm Dmin=22.302mm 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，故选用圆锥滚子轴承比较合适。 参照工作要求，由手册表 6 7，初步选取 30305型轴承，其尺寸为： d D T 25mm 62mm 18.25mm a 13mm 定位轴肩高度 damin 32mm 初 步 选 取30305 型 圆锥滚子 轴承 轴的结构设计 1） 拟定轴上零件的装配方案 2）根据轴向定位要求确定轴 的各段直径和长度 段： 左端用轴端挡圈定位 ，轴直径即半联轴器孔径 D1 25mm，按轴端直径取挡圈直径 28mm； 半连轴器与轴配合的毂孔长度 L1 44mm，为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，取 l1 42mm 段： 为满足半连轴器的轴向定位要求，段右端需制出一轴肩， 取 D2 32mm； 轴承段盖的总宽度为 20mm，根据轴承端盖的拆装以及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半连轴器右端面间的距离30mm，故取 l2 50mm 段： 安装 轴承，故取 D3 25mm； 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离，取齿轮距箱体内壁的距离 a 20mm，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，则该段轴长度 l3 a s T46.25mm 段： 安装齿轮 ，取 D4 30mm； 齿轮的左端于左轴承之间采用套筒定位。已l1 42mm D1 25mm l2 50mm D2 32mm l3 46.25mm D3 25mm l4 76mm D4 30mm l5 10mm D5 40mm l6 24mm D6 32mm l7 18.25mm D7 25mm nts 27 知齿轮轮毂的宽度为 80mm，为使套筒端面可靠地紧压齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 l4 76mm 段： 齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h 0.07D，故 h 5mm，则轴环 处的直径 D5 40mm； 轴环宽度 b 1.4h，取 l5 10mm 段： 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离，取齿轮距箱体内壁的距离 a 16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱内壁一段距离 s，取 s 8mm，则该段轴长度 l6 a s 24mm； 该段用于固定右端轴承，由 0305 型圆锥滚子轴承定位轴肩高度 damin 32mm，取 D632mm 段：用于安装 30305 型轴承，故根据轴承的装配要求可取直径 D7 25mm， l718.25mm 求作用在齿轮上的力 1）对于斜齿轮， n 20 d2t TF costan ntr FFtanta FF 2）可得作用在齿轮上的力： d2t1 TF 1823N costan nt1r1 FF 1823 tan20 /cos11.46 677N tant1a1 FF 370N Ft1 1823N Fr1 677N Fa1 370N 计算轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图。由手册表 6 7 查得， 30305 型轴承 a 13 mm 故 L2 46.25 13 76 40 69.25mm L3 40 10 24 18.25 13 79.25mm 根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭矩图 FH 850N FH1 973N FV 761N FV1 1062N MH=67380N mm nts 28 支反力 F： FH 850N， FH1 973N FV 761N， FV1 1062N 弯矩 M： MH 67380N mm MV 73544 N mm MV1 60329N mm 总弯矩： M1 99744 N mm， M2 90441 N mm 扭矩 T： T 65100 N mm MV=73544 N mm MV1=60329N mm M1 99744 N mm M2 90441 N mm T 65100 N mm nts 29 按弯扭合成应力校核轴的强度 C 截面承受的弯矩和扭矩最大，故只需校核 C 处的强度。 因轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 0.6 抗弯截面系数 W 0.1 3d 0.1 343.71 36445 3mm 抗扭截面系 数 dWT 32.0 72891 3mm 轴的计算应力 WTMca)( 1 221 2.94MPa 因轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15 1 查得 1 60MPa， 因 ca 1，故安全。 安全 精确校核轴的疲劳强度 1）判断危险截面 从应力集中对轴的影响来看， 截面 和截面处过盈配合引起的应 力集中最严重，但是截面处轴径较大，故无需校核；从受载的情况来看，截面 C 上的应力最大，但是过盈配合的应力集中在两端，故截面 C 不需校核。 所以选择截面危险截面，只需校核该截面左右两面，其余轴截面为均不用校核。 2）截面 IV 右 侧 弯矩 M 73544（ 46.25 13） /（ 46.25 1376 40） 35312N mm 抗弯截面系数 W 0.1 3d 0.1 330 2700 3mm 抗扭截面系数 dWT 32.0 5400 3mm 弯曲应力 M P aWM mb 08.13截面上的扭转切应力为 所选轴安全 nts 30 M PaWTTT06.122 M P aTmb 03.62 06.122 由于轴选用 45 钢，调质处理， 所以由表 15 1 查得 MPaB 640 MPa2751 ， MPa1551 。 综合系数的计算 由 067.0302 dr， 2.1dD由表 3-2 经插值，得到因轴肩而形成的理论应力集中 88.1 ， 51.1 ， 由附图 3-1 轴的材料敏性系数为 82.0q ， 85.0q 故有效应力集中系数（附表 3 4）为 )1(1 qk 1.73 )1(1 qk 1.374 由附图 3 2 查得尺寸系数 80.0由附图 3 3 查得扭转尺寸系数 93.0轴采用磨削加工，由附图 3 4 得表面质量系数92.0 轴表面未经强化处理，即 1q ，则综合系数值为 14.211 kK56.111 kK碳钢的特性系数 nts 31 2.01.0 ，取 1.0 1.005.0 ，取 05.0 轴的疲劳安全系数 82.91 maKS 31.91 maKS SSS SSS ca 5.133.822故轴的选用安全。 3）截面 IV 左侧 弯矩 M 73544（ 46.25 13） /（ 46.25 1376 40） 35312N mm 抗弯截面系数 W 0.1 3d 0.1 325 15625 3mm 抗扭截面系数 dWT 32.0 31250 3mm 弯曲应力 M PaWM mb 26.2截面上的扭转切应力为 M PaWTTT08.22 M P aTmb 04.1208.22 由于轴选用 45 钢，调质处理， 所以由表 15 1 查得 MPaB 640 ， MPa2751 ， MPa1551 。 综合系数的计算 由 08.0252 dr， 2.1dD由表 3-2 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论nts 32 应力集中为 78.1， 44.1， 由附图 3-1 轴的材料敏性系数为 82.0q ， 85.0q 故有效应力集中系数（附表 3 4）为 )1(1 qk 1.64 )1(1 qk 1.37 由附图 3 2 查得尺寸系数 80.0由附图 3 3 查得扭转尺寸系数 93.0轴采用磨削加工，由附图 3 4 得表面质量系数92.0 轴表面未经强化处理，即 1q ，则综合系数值为 14.211 kK80.211 kK碳钢的特性系数 2.01.0 ，取 1.0 1.005.0 ，取 05.0 轴的疲劳安全系数 82.91 maKS 11.81 maKS SSS SSS ca 5.125.622故该轴在截面左侧的强度也是足够的。 因此所选轴安全。 nts 33 轴的设计计算 项目 计算过程 结果 初步确定轴的最小直径 选
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