二级斜齿减速器课程设计472.5%1.1%400%122%157.doc
二级斜齿减速器课程设计472.5%1.1%400%122%157
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减速器课程设计
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二级斜齿减速器课程设计472.5%1.1%400%122%157,减速器课程设计
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目 录 设计任务书 5 一 . 工作条件 5 二 . 原始数据 5 三 . 设计内容 5 四 . 设计任务 5 五 . 设计进度 6 传动方案的拟定及说明 6 电动机的选择 6 一 . 电动机类型和结构的选择 7 二 . 电动机容量的选择 7 三 . 电动机转速的选择 7 四 . 电动机型号的选择 7 传动装置的运动和动力参数 8 一 . 总传动比 8 二 . 合理分配各级传动比 8 三 . 传动装置的运动和动力参数计算 8 传动件的设计计算 9 一 . 高速啮合齿轮的设计 9 二 . 低速啮合齿轮的设计 14 三 . 滚筒速度校核 19 nts 2 轴的设计计算 19 一 . 初步确定轴的最小直径 19 二 . 轴的设计与校核 20 滚动轴承的计算 30 一 . 高速轴上轴承（ 6208）校核 30 二 . 中间轴上轴承（ 6207）校核 31 三 . 输出轴上轴承（ 6210）校核 32 键联接的选择及校核 34 一 . 键的选择 34 二 . 键的校核 34 连轴器的选择 35 一 . 高速轴与电动机之间的联轴器 35 二 . 输出轴与电动机之间的联轴器 35 减速器附件的选择 36 一 . 通气孔 36 二 . 油面指示器 36 三 . 起吊装置 36 四 . 油塞 36 五 . 窥视孔及窥视盖 36 六 . 轴承盖 37 润滑与密封 37 一 . 齿轮润滑 37 nts 3 二 . 滚动轴承润滑 37 三 . 密封方法的选择 37 设计小结 37 参考资料目录 38 nts 4 机械设计课程设计任务书 题目：设计用于带式运输机传动系统的 齿轮（蜗轮）减速器 一 工作条件 连续单向旋转、载荷平稳、室内工作、有粉尘 (运输带与滚筒摩擦阻力影响已在 F 中考虑 )。 二 原始数据 运输带工作拉力 F（ N）： 2500 卷筒的直径 D（ mm）： 400 运输带速度 V（ m/s）： 1.1 运输带速度允许误差 5% 使用年限（年）： 10 工作制度（班 /日）： 1 生产条件： 中等规模机械厂，可加工 7-8 级齿轮及蜗轮； 动力来源： 电力、三相交流 380/220 伏。 三 设计内容 1. 电动机的选择与运动参数计算； 2. 齿轮传动设计计算； 3. 轴的设计； 4. 滚动轴承的选择与校核； 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。 四 设计任务 1. 减速器总装配图一张； 2. 齿轮、轴、箱体零件图各一张； 3. 设计说明书一份。 nts 5 五 设计进度 1、 第一阶段：传动方案的选择、传动件参数计算及校核、绘 制装配草图 2、 第二阶段： 制 装配图； 3、 第三阶段：绘制零件图。 传动方案的拟定及说明 一个好的传动方案，除了首先满足机器的功能要求外，还应当工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、成本低廉以及维护方便。要完全满足这些要求是很困难的。在拟订传动方案和对多种传动方案进行比较时，应根据机器的具体情况综合考虑，选择能保证主要要求的较合理的传动方案。 根据工作条件和原始数据可选方案二，即展开式二级圆柱齿轮传动。因为此方案工作可靠、传动效率高、维护方便、环境适应行好，但也有一缺点，就是宽度较大。其中选用斜齿圆柱齿轮，因为斜齿圆柱齿轮兼有传动平 稳和成本低的特点，同时选用展开式可以有效地减小横向尺寸。 示意图如下： 1 电动机； 2 联轴器； 3 齿轮减速器； 4 联轴器； 5 鼓轮； 6 带式运输机 实际设计中对此方案略微做改动，即：把齿轮放在靠近电动机端和滚筒端。（其他们的优缺点见小结所述） nts 6 电动机的选择 (以下公式引用自 1P 78) 一 . 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，无特殊要求。所以选用常用的封闭式 Y 系列三相异步交流的电动机。其效率高、工作可靠、结 构简单、维护方便、价格低等优点。 二 . 电动机容量的选择 1. 工作机所需功率 Pw 知 F=2500 N V=1.1m/s 所以 2 5 0 0 1 . 1 2 . 7 51 0 0 0 1 0 0 0w FV k w k wp 2. 电动机的输出功率 dp /wdpp 32 联 齿 联轴承= 320 . 9 9 0 . 9 9 0 . 9 7 0 . 9 9 0 . 8 9 5 /wdpp kw 3. 确定电动机额定功率 edP 因为 edP 应等于或稍大于 dp 。 故选择 edP =4kw 的电动机。 三 . 电动机转速的选择 工作机滚筒的转速 6 0 * 1 0 0 0 * /wN V D =60*1000*1.1/（ 3.14*400） =52.55r/min 因为两极传动的总传动比最好不要超过 20，故电动机的同步转小 于等于WN*20=1051r/min,同时总传动比应越接近 20 越好。 故选同步转速为 1000r/min 的电动机。 wp = 2.75kw = 0.895 dp kw edP =4kw nts 7 四 . 电动机型号的确定 根据上面步骤的计算，查表选出电动机型号为 Y132M1-6,其额定功率为 4kW，满载转速 960r/min。基本符合题目所需的要求。 （ 1P196 表 20-1） 传动装置的运动和动力参数 (以下公式引用自 1P810) 一 . 总传动比 由电动机的满载转速 mn 和工作机主动轴转速 Wn 可确定传动装置应有的总传动比为： i总 mn / Wn 其中 mn =960r/min Wn 52.55r/min 故 ： i总 18.27 二 . 合理分配各级传动比 由于减速箱是展开式布置，所以选 1i i1.3总。 由 i总=18.27，得 1i=4.873， 2i =3.749 三 . 传动装置的运动和动力参数计算 1. 各轴转速 高速轴： 1n =mN=960r/min 中间轴： 2n = 1n /1i=960/4.873=197.00r/min 电动机型号： Y132M1-6 i总 18.27 1i=4.873 2i =3.749 1n =960r/min 2n =197.0r/min 3n =52.55r/min nts 8 输出轴： 3n =WN= 2n / 2i =197.00/3.749=52.55r/min 2. 各轴输入功率计算 1p =dp 联=3.07*0.99=3.039kw 2p = 1p齿轴承=3.039*0.99*0.97=2.919kw 3p= 2p轴承 齿 =2.919*0.99*0.97=2.803kw 3. 各轴的输入转矩 电动机转矩 T=9550 dp / 1n =9550*3.07/960N.m=30.540 N.m 1T =9550 1p / 1n =9550*3.039/960 N.m =30.232 N.m 2T=9550 2p / 2n =9550*2.919/197.00 N.m =141.505 N.m 3T=95503p/ 3n =9550*2.803/52.55 N.m =509.394 N.m 附：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 输出轴 III 鼓 轮 转速（ r/min） 960 960 197.00 52.55 52.55 功率（ kW） 4 3.039 2.919 2.803 2.75 转矩（ N m） 30.540 30.232 141.505 509.394 510.499 传动比 1 1 4.873 3.749 1 效率 1 0.99 0.9603 0.9603 0.9801 传动件的设计计算 一 . 高速啮合齿轮的设计 （以下公式引用自 2第十章） 1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1） 按方案（ 2）所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 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1p =3.039kw 2p =2.919kw 3p=2.803kw T=30.540 N.m 1T =30.232 N.m 2T=141.505 N.m 3T=509.394 N.m 7 级精度 nts 9 （ GB10095-88）； 3） 材料及 热处理； 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） 试选小齿轮齿数 1Z 20，大齿轮齿数 2Z 97； 5） 选取螺旋角。 初选螺旋角 14 2 按齿面接触强度设计 按式（ 10 21）试算，即 12312 1t HEd HtZZKT uud 1） 确定公式内的各计算数值 （ 1） 试选 Kt 1.6 （ 2） 计算小齿轮传递的转矩 1T =30.232N.m （ 3） 由图 10 30 选取区域系数 HZ 2.433 （ 4） 由表 10 7 选取齿宽系数 d 1 （ 5） 由图 10 26 查得 1 0.75， 2 0.875， 则 12 0 . 7 5 0 . 8 7 5 1 . 6 2 5 （ 6） 由表 10 6 查得 材料的弹性影响系数 EZ 189.8 1/2Mpa （ 7） 由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim1H 600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限 lim2H 550MPa； （ 8） 由式 10 13 计算应力循环次数 1N 60 1n j hL 60 960 1（ 8 300 10） 1.382 910 h 2N 1N /1i 1.382 910 /4.873=2.837 810 h （ 9） 由图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 1HNK 0.95；2HNK 1.07 1Z 20 2Z 97 14 Kt 1.6 1T =30.232N.m HZ 2.433 d 1 1.625 EZ 189.8 1/2Mpa nts 10 （ 10） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S 1，由式（ 10 12）得 H1 1 li m 1*HN HKS 0.95 600MPa 570MPa H 2 2 li m 2*HN HK S 1.07 550MPa 588.5MPa H ( H1 H 2 )/2 (570+588.5)=579.25MPa 2） 计算 （ 1） 试算小齿轮分度圆直径 1td , 1td 2312 1t HEd HKT ZZuu = 3 232 1 . 6 3 0 . 2 3 2 1 0 1 4 . 8 7 3 2 . 4 3 3 1 8 9 . 81 1 . 6 2 5 4 . 8 7 3 5 7 9 . 2 5 mm=35.73mm （ 2） 计算圆周速度 v=100060 21 nd t= 3 5 .7 3 9 6 06 0 1 0 0 0=1.8m/s （ 3） 计算齿宽 b 及模数 ntm b= 1d td=1 35.73mm=35.73mm ntm = 11costd z = 35.73 cos1420 。 =1.73 h=2.25 ntm =2.25 1.73mm=3.89mm b/h=35.73/3.89=9.19 （ 4） 计算纵向重合度11 . 5 8 60 . 3 1 8 t a nd z 0 . 3 1 8 1 2 0 t a n 1 4=（ 5） 计算载荷系数 K 已知载荷平稳，所以取 KA=1 根据 v=1.8m/s,7 级精度，由图 10 8 查得动载系数 VK =1.07；H =579.25MPa 1td 35.73mm ntm =1.73 1.586nts 11 由表 10 4 查的HK的计算公式和直齿轮的相同。 故 HK=1.12+0.18(1+0.6 12 )1 12 +0.23 10 3 35.73=1.586 由表 10 13 查得 FK=1.33 由表 10 3 查得 HK = FK =1.4。 故载荷系数 K= AK VK HKHK=1 1.07 1.42 1.4=2.13 （ 6） 按实际的载荷系数校正所得的分 度圆直径， 由式（ 10 10a）得 311 / ttd d K K = 33 5 . 7 3 2 . 1 3 / 1 . 6 mm=39.31mm （ 7） 计算模数 nm nm 11 coszd = 3 9 .3 1 c o s 1 420 mm=1.91mm 3 按齿根弯曲强度设计 由式 (10 17) 1 23212 c o s Fa SaFdn K T Y YYzm 1） 确定计算参数 （ 1） 计算载荷系数 K= AK VK FKFK=1 1.07 1.33 1.4=1.99 （ 2） 根据纵向重合度 = tan318.0 1z=0.318 1 20tan14。 =1.586， 从图 10 28 查得螺旋角影响系数 Y 0.88 （ 3） 计算当量齿数 1VZ = 1Z /cos3 =20/cos3 14。 =21.89 K=2.13 1d 39.31mm nm =1.91mm K=1.99 Y 0.88 nts 12 2VZ = 2Z /cos3 =97/cos3 14。 =103.99 （ 4） 查取齿型系数 由表 10 5 查得 1FaY =2.724； 2FaY =2.175 （ 5） 查取应力校正系数 由表 10 5 查得 1saY =1.569； 2saY =1.793 （ 6） 计算 F 由图（ 10-20C）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1FE =500Mpa 2FE =380Mpa （ 7） 由图（ 10-18）查得弯曲疲劳寿命系数 1FNK =0.88 2FNK =0.91 （ 8） 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（ 10-12）得： 1F= 1 1FN FEKS= 0 .8 8 5 0 01 .4 M pa=314.29Mpa 2F= 2 2FN FEKS= 0 .9 1 3 8 01 .4 M pa=247MPa （ 9） 计算大、小齿轮的 FaSaFYY并加以比较 111Fa SaFYY= 2 .7 2 4 1 .5 6 93 1 4 .2 9=0.01360 222Fa SaFYY= 2.175 1.793247=0.01579 大齿轮的数值大 2） 设计计算 32322 1 . 9 9 3 0 . 2 3 2 1 0 0 . 8 8 c o s 1 4 0 . 0 1 5 7 91 2 0 1 . 6 2 5nm =1.34 1FaY =2.724 2FaY =2.175 1saY =1.569 2saY =1.793 大 齿轮的222Fa SaFYY=0.01579 nm 1.34 nts 13 对比计算结果，由齿面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 nm ，取 nm =1.5 ，则1Z = 3 5 .7 3 c o s 1 42 =23.11 取 1Z =27，则 2Z = 1Z 1i=27 4.873=131 4 几何尺寸计算 1) 计算 中心距 a 122 c o s nz z m = ( 2 7 1 3 1) 1 .52 c o s 1 4 =122.13mm a 圆整后取 122mm 2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arcos a mzz n2 21 = ( 2 7 1 3 1) 1 .52 1 2 2=13.76 由于值改变不大，故参数 、 K、 HZ 等不大，不用修正 3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 1d 1cos nZm = 27 1.5cos13.76 =41.695mm 2d 2cos nZm = 131 1.5cos13.76 =202.306mm 4) 计算齿轮宽度 b= d 1d =1 41.695 mm=41.695mm 圆整后取 1B =42mm， 2B =47mm 5 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。具体结构略。 二 . 低速啮合齿轮的设计 （以下引用公式均为 2第十章） nm =1.5 1Z =27 2Z =131 a=122mm =13.76 1d =41.695mm 2d =202.306mm 1B =42mm 2B =47mm nts 14 1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1） .试选小齿轮齿数 1Z 25，大齿轮齿数 2Z 94； 其他参数和上对齿轮一样 2 按齿面接触强度设计 按式（ 10 21）试算，即 2321 2 1t HEd HtKT ZZuud 1） 确定公式内的各计算数值 （ 1） 计算小齿轮传递的转矩 2T =141.505N.m （ 2） 由图 10 26 查得 1 0.778， 2 0.884，则12 0 . 7 7 8 0 . 8 8 4 1 . 6 6 2 （ 3） 由式 10 13 计算应力循环次数 1N 60 1n j hL 60 197.00 1（ 8 300 10） 2.837 810 h 2N 1N /1i 2.837 810 /3.749=7.566 710 （ 4） 由图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 1HNK 1.07；2HNK 1.16。 （ 5） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S 1，由式（ 10 12）得 H1 1 li m 1*HN HK S 1.07 600MPa 642MPa H 2 2 l i m 2*HN HK S 1.16 550Mpa 638MPa H ( H1 H 2 )/2 (642+638)Mpa=640MPa 其他数据和上对齿轮的数据一样 2） 计算 1Z 25 2Z 94 2T =141.505N.m =1.662 H =640MPa nts 15 （ 1） 试算小齿轮分度圆直径 1td 1td 2312 1t HEd HKT ZZuu 3 232 1 . 6 1 4 1 . 5 0 5 1 0 1 3 . 7 4 9 2 . 4 3 3 1 8 9 . 81 1 . 6 6 2 3 . 7 4 9 6 4 0 mm =56.43mm （ 2） 计算圆周速度 v=100060 21 nd t= 5 6 .4 3 1 9 7 .0 06 0 1 0 0 0=0.58m/s （ 3） 计算齿宽 b 及模数 ntm b= 1d td=1 56.74mm=56.43mm ntm = 11costd z = 56.43 cos1425 。 =2.19 h=2.25 ntm =2.25 2.19mm=4.93mm b/h=56.43/4.93=11.45 （ 4） 计算纵向重合度=10 .3 1 8 ta ndz = 0 . 3 1 8 1 2 5 t a n 1 4 =1.982 （ 5） 计算载荷系数 K 已知载荷平稳，所以取 KA=1 根据 v=0.58m/s,7 级精度，由图 10 8 查得动载系数VK =1.035； 由表 10 4 查的HK的计算公式和直齿轮的相同。故 HK=1.12+0.18(1+0.6 12 ) 12 +0.23 10 3 56.74=1.42 由图 10 13 查得FK=1.33 由表 10 3 查得 HK = FK =1.4。故载荷系数 K= AK VK HKHK1td =56.43mm ntm =2.19 =1.982 K=2.06 nts 16 =1 1.035 1.4 1.42=2.06 （ 6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（ 10 10a）得 1d = 31 /ttd K K= 35 6 . 4 3 2 . 0 6 / 1 . 6 mm=61.39mm （ 7） 计算模数 nm nm 11 coszd = 6 1 .3 9 c o s 1 425 mm=2.38mm 3 按齿根弯曲强度设计 由式 (10 17) nm 2 23212 c o s Fa Sad FK T Y YYz 1） 确定计算参数 （ 1） 计算载荷系数 K= AK VK FKFK=1 1.035 1.4 1.35=1.96 （ 2） 根据纵向重合度 =10 .3 1 8 ta ndz = 0 . 3 1 8 1 2 5 t a n 1 4 =1.982， 从图 10 28 查得螺旋角影响系数 Y 0.88 （ 3） 计算当量齿数 1VZ = 1Z /cos3 =25/cos3 14。 =27.37 2VZ = 2Z /cos3 =94/cos3 14。 =102.90 （ 4） 查取齿型系数 由表 10 5 查得 1FaY =2.564； 2FaY =2.178 （ 5） 查取应力校正系数 由表 10 5 查得 1saY =1.637； 2saY =1.792 （ 6） 图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 1FNK =0.91 2FNK =0.93 （ 7） 图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 1FNK =0.91 1d =61.39mm nm =2.38mm K=1.96 Y 0.88 1FaY =2.564 2FaY =2.178 1saY =1.637 2saY =1.792 nts 17 2FNK =0.93 （ 8） 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（ 10-12）得： 1F = 1 1FN FEKS= 0 .9 1 5 0 01 .4 M pa=325Mpa 2F = 2 2FN FEKS= 0 .9 3 3 8 01 .4 M pa=252.43MPa （ 9） 计算大、小齿轮的 FaSaFYY并加以比较 111Fa SaFYY= 2 .5 6 4 1 .6 3 7325=0.01291 222Fa SaFYY= 2.178 1.792252.43=0.01546 大齿轮的数值大。 2） 设 计计算 nm 323 22 1 . 9 6 1 4 1 . 5 0 5 1 0 0 . 8 8 c o s 1 4 0 . 0 1 5 4 61 2 5 1 . 6 6 2 =1.90mm 对比计算结果，由齿面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 nm ，取 nm =2，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径1d =61.39mm 应有的齿数。于是由 1Z = 1cosnd m = 6 1 .3 9 c o s 1 42 =29.28 取 1Z =32，则 2Z = 1Z 1i=32 3.749=120 4. 几何尺寸计算 1） 计算中心距 大齿轮的222Fa SaFYY=0.01546 nm 1.90mm nm =2 1Z =32 2Z =120 a=157mm nts 18 a 122 c o s nz z m= (3 2 1 2 0 ) 22 c o s 1 4 =156.65mm a 圆整后取 157mm 2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arcos 122 nz z ma = (3 2 1 2 0 ) 22 1 5 7=14.50 由于值改变不大，故参数、 K、 HZ 等不用修正。 3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 1d 1cos nZm = 32 2cos14.50 =66.105mm 2d 2cos nZm = 120 2cos14.50 =247.895mm 4） 计算齿轮宽度 b= d 1d =1 66.105 mm=66.105mm 圆整后取 1B =75mm， 2B =70mm 5 .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。具体结构见零件图 三 . 滚 筒速度校核 滚筒实际速度 2 7 3 29 6 0 3 . 1 4 4 0 01 3 1 1 2 06 0 1 0 0 01 . 1 0 5 /vmm 速度误差 1 . 1 0 5 1 . 1 1 0 0 % 0 . 5 % 5 %1 . 1 故齿轮设计符合要求 轴的设计计算 一 . 初步确定轴的最小直径 =14.50 1d =66.105mm 2d =247.895mm 1B =75mm 2B =70mm 实际速度 v 1 .1 0 5 /mm速度误差 0.5% 符合要求 nts 19 选轴的材料为 45 钢，先由式 d 30 NPA 初步确定轴的最小直径 (其中0A取 103126)拟定高速轴齿轮为左旋，中间轴齿轮为右旋，则 输出轴齿轮为左旋。 （ 2P132 式（ 15 3） 高速轴： d 30PAN= 3 3.039960126mm=18.50m 中间轴： d 30 NPA 3 2.919120197=29.47mm 输出轴： d 30PAN= 3 2.80311052.55=41.41mm 二 . 轴的设计与校核 1. 作用在齿轮上的力 1tF = dT2 = 32 30.23241.695 10 N=1450.15N 1rF = 1tF costan n = t a n 2 01 4 5 0 . 1 5 c o s 1 3 . 7 6 N=543.41N 1aF = 1tF tan =1 4 5 0 . 0 5 t a n 1 3 . 7 6 =355.09N； 同理 3tF =4109.76N 3rF =1545.04N 3aF =1062.86N 则 2tF = 3tF + 1tF =4109.76+1450.15=5559.91N 2rF = 3rF - 1rF =1545.04-543.41=1001.63N 2aF = 3aF - 1aF =1062.86-355.09=707.77N 2. 滚动轴承的选择 由以上的计算可以看出：三根轴的轴向力都非常小，故选用成本最低的深沟球轴承。 1tF =1450.15N 1rF =543.41N 1aF =355.09N 3tF =4109.76N 3rF =545.04N =3aF =1062.86N 2tF =5559.91N 2rF =1001.63N 2aF =707.77N nts 20 轴承作用点齿 轮 中 点3. 高速轴的结构设计与校核 1) 确定轴上零 件的装配方案 如下图所示 a b c d e f (1) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径 a. 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为32mm； b. 轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达 3mm，所以该段直径选为 38； c. 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有 2mm 的圆角，则轴承选用 6208 型，即该段直径定为 40mm； d. 该段轴要插齿轮； e. 轴肩固定轴承，直径为 48mm； f. 该段轴要安装轴承， 直径定为 40mm。 (2) 各段长度的确定 各段长度的确定从左到右分述如下： g. 该段由联轴器孔长决定为 60mm； h. 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为 62mm； i. 该两段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽 18mm，并且轴承要离箱体内壁 10mm,封油盘要突出内壁 2 mm,故该段长度定为 30mm； j. 该段加工齿轮，齿轮宽为 47mm，定为 47mm； k. 该段有低速级齿轮齿宽及其与箱体内壁的距离决定，取80mm； l. 该段同 c 段，同为 30mm。 所以高速轴的总长为 309mm。 2) 轴的校核 因为选的深沟球轴承，故可 把其中点看作支承点，齿轮也做为点看待，作用点为其中点。各受力点与支撑点如下： 高速轴的总长为 309mm nts 21 按弯扭合成应力校核轴的强度 水平弯矩 HM M= 1aF *d1/2=7.402N.m 1vF =314.71N 1rF =543.41N 2vF 1aF =355.909NM 故其弯矩图为： 竖直弯矩 VM nts 22 弯矩图为： 扭矩图为： nts 23 其中 1vF =314.71N 2vF =944.9N 1tyF= 1tF *122.5/188=944.9N 2tyF= 1tF *65.5/188=505.2N 则从上可知危险点在受力点，即齿轮中 心 HM =35.42N.m VM =61.89N.m T=30.232N.m 40Cr 钢 对称循环应力时轴的许用弯曲应力为 1 3 5 5 M P a ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 6.0 。 W= 3d = 39( 4 1 . 6 9 5 2 . 2 5 1 . 5 ) 1 0 = 635 .4 6 3 1 0 m 2 2 232 2 216( ) ( )( 6 1 . 8 9 3 5 . 4 2 ) ( 0 . 6 3 0 . 2 3 2 ) 1 3 . 4 7 5 . 4 6 3 1 0HpV MTWM P aM 高速轴校核安全。 4. 中间轴的结构设计与校核 1) 确定轴上零件的装配方案 如下图所示： a b c d e (1) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径 a. a 和 e 段轴用于安装封油盘和轴承 6207，取直径为 35mm。 b. b 段安装大齿轮，直径定为 38mm c. IV-V 段分隔两齿轮，直径为 45mm。 d. V-VI 段安装大齿轮，直径为 38mm。 (2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段长度 a. a 段轴承宽度为 17mm，由于用脂润滑，轴承离内壁 距离为 10mm, 且 b 段的大齿轮离内壁为 16mm，故 a 段长度为 17+10+16=43mm2。 11 3 .4 7pMPa 高速轴选择 合格 nts 24 b. b 段为大齿轮的宽度 42mm。 c. c 段用于隔开两个齿轮，长度取为 10mm d. d 段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度 75mm。 e. e 段为轴承宽度为 17mm，由于用脂润滑，轴承离内壁距离为 10mm，且 d 段的小齿轮离内壁为 7mm，故 e 段长度为 17+10+7=34mm。 中间轴总长为 204mm. 2) 轴的校核 因为选的深沟球轴承，故可把其中点看作支承点，齿轮也做为点看待，作用点为其中点。各受力点与支撑点、水平弯矩、竖直弯矩、扭矩图如下： 55.5 68.5 63 1tF 3tF 133.44 198.80 73.59 37.67 54.74 19.61 141.505 1 1 3( 1 3 1 . 5 6 3 ) / 1 8 7V t tFF F =（ 1450.15*131.5+4109.76*63） /187=2404.33N 2 1 3( 5 5 . 5 1 2 4 ) / 1 8 7V t tFF F =（ 1450.15*55.5+4109.76*124） /187=3155.58N 2113( 6 3 ) / 1 9 7Hr MMFF =（ 1543.04*63-1062.86*66.1/2-355.09*202.394/2） /197N=132.74N 中间轴总长为204mm nts 25 2 3 1 1 ( 1 5 4 5 . 0 4 5 4 3 . 4 1 1 3 2 . 7 4 ) 8 6 8 . 8 9H r r v NNF F F F 1rF = 1rF =543.41N 3rF = 3rF =1062.86N 5.校核轴的疲劳强度 有上面的分析 和弯扭图可知：危险点为两个齿轮的中点 40cr 的强度极限为 3 5 5p M P a ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 6.0 32329 3 6 33 ()3 2 23 . 1 4 3 8 1 0 4 ( 3 8 4 )( ) 1 0 4 . 7 7 6 1 03 2 2 3 8W= d b t d tdmmd 2 2 232 2 261( ) ( )( 1 3 3 . 4 4 7 3 . 5 9 ) ( 0 . 6 1 4 1 . 5 0 5 )4 3 . 5 4 4 . 7 7 6 1 0HpVpMTWM P aM 2 2 232 2 262( ) ( )( 1 9 8 . 8 0 5 4 . 7 4 ) ( 0 . 6 1 4 1 . 5 0 5 )4 5 . 2 6 4 . 7 7 6 1 0HpVpMTWM P aM 故中间轴选用安全。 5. 输出轴机构设计 1) 轴的结构设计 见零件图 2) 求轴上的载荷 因为选的深沟球轴承，故可把其中点看作支承点，齿轮也做为点看待，作用点为其中点。各受力点与支撑点 、水平弯矩、竖直弯矩、扭矩图如下： 24 5 .2 6ppM Pa 中间轴选用 安全 nts 26 其中 1rxF = 1221.91 N 2rxF =323.13 N 1tyF=1405.97 N 2tyF= 2703.79 N 3) 精确校核轴的疲劳强度 (1) 判断危险截面 由弯扭图可以看出，齿轮中点处弯距矩最大，但应力集中非常小，故不是危险面，而在齿轮的右侧，虽弯矩不大，但应力较集中，所以判断为危险截面。 (2) 截面左侧 抗弯截面系数 3 3 9 3 5 30 . 1 0 . 1 5 2 1 0 1 . 4 0 6 0 8 1 0W d m m 抗扭截面系数 3 3 9 3 5 30 . 2 0 . 2 5 2 1 0 2 . 8 1 2 1 6 1 0t d m mW 界面右侧的弯矩 M 为： 33 2 3 . 1 3 3 0 1 0 0 0 9 . 7 0HMm 32 7 0 3 . 7 9 3 0 1 0 0 0 8 1 . 1 1V 故 2 2 2 29 . 7 0 8 1 . 1 1 . 8 1 . 6 9 .HVM M M N m N m 截面上的扭矩3T为 3T=509.394N.m 截面上的弯曲应力 58 1 . 6 9 6 . 5 41 . 4 0 6 0 8 1 0b M M P aW 截面上的扭转切应力 3 55 0 9 . 3 9 4 1 8 . 1 12 . 8 1 2 1 6 1 0TTT M P aW M81.69 .Nm b6.54MPa T18.11MPa nts 27 过盈配合处的 /k 值，由插入法求得，并取 0 .8/kk ， 于是得 3.06k 0 . 8 3 . 0 6 2 . 4 5k （ 2P40 附表 3-8） 轴采用磨削加工，表面质量系数为 92.0 （ 2P40 附图 3-4） 故得综合系数为 111 3 . 0 6 1 3 . 1 50 . 9 2kK 111 2 . 4 5 1 2 . 5 40 . 9 2kK （ 2P25 式（ 3-12）和 P26 式（ 3-12a） 碳钢特性系数的确定 0 .1 0 .2 ，取 0.1 ， 0 .0 5 0 .1 ，取 0.05 于是，计算安全系数 caS 值，得 1 275 1 3 . 3 53 . 1 5 6 . 5 4 0 . 1 0amS K 1 155 6 . 8 51 8 . 1 1 1 8 . 1 12 . 4 5 0 . 0 522amS K 2 2 2 21 3 . 3 51 3 . 3 5 6 . 8 5 6 . 0 9 1 . 56 . 8 5caSSSSSS （ 2P365 366 式 15-6 15-8） 故可知其安全。 (3) 截面右侧 抗弯截面系数 3 3 9 3 5 30 . 1 0 . 1 5 0 1 0 1 . 2 5 1 0W d m m 抗扭截面系数 3 3 9 3 5 30 . 2 0 . 2 5 0 1 0 2 . 5 1 0
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