二级直齿减速器课程设计115电动卷扬机说明书
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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115电动卷扬机说明书,减速器课程设计
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机械设计 课程设计 1 目录 1.设计题目 5 2.系统总体方案的确定 5 3.原始数据 . 3 3.1 刚绳的拉力 . 3 4.设计工作量要求 3 5.传动装置的总体设计 . 3 5.1 拟定传动方案 . 3 5.3 确定传动装置的总传动比及其分配 . 5 初选开式齿轮传动比 3.1i 开 ,则减速器传动比 14.045i 减 ，查资料 2表 3-5 双级减速器传动总传动比搭配，选高速级传动比i1=4.5,低速级 i2=3.15。 . 5 6.设计计算传动零件 . 6 6.1 高速齿轮组的设计与强度校核 . 6 6.2 高速齿轮组的结构设计 . 10 6.3 低速齿轮组的设计与强度校核 . 11 6.4 低速齿轮组的结构设计 . 15 7.设计计算轴 . 17 7.1 低速轴的设计与计算 . 17 7.2 中间轴的设计与计算 . 23 7.3 高速轴的设计与计算 . 26 8.选择滚动轴承及寿命计算 . 30 9.选择和校核键联接 . 34 10.选择联轴器 . 35 11.选择润滑方式、润滑剂牌号及密封件 . 35 12.设计计算箱体 的结构尺寸 . 36 13.参考书目 36 nts机械设计 课程设计 2 1.设计题目 运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器 2.系统总体方案的确定 系统总体方案：电动机传动系统执行机构； 初选三种传动方案，如下 ： 系统方案总体评价： （ a）为双级减速器和单级开式齿轮传动 （ b）带式传动和双级齿轮传动 nts机械设计 课程设计 3 （ b ）方案带传动特点是主 .从动轮轴间距 大，工作平稳，噪声小，结构简单，成本低，但外形轮廓大，而且不宜用于易燃易爆的场合。图（ a）是两级减速器中最简单 .应用最广泛的结构。故采用图（ a）所示传动。 3.原始数据 3.1 刚绳的拉力 F= 10KN 速度 V=18m/min,卷筒的直径 D=260mm； 3.2 工作条件 ： 间隙工作，每班工作时间不超过 15%，每次工作时间不超过 10min，满载启动，工作中有中等振动，两班制工作，钢绳的速度允许误差 5% 。小批量生产，设计寿命为 10年。 4.设计工作量要 求 每个同学独立完成设计总装 配 图一张 ,设计计算说明书一份和主要零件工件图 3张 ,具体要求由任课教师统一说明 。 5.传动装置的总体设计 5.1 拟定传动方案 闭式采用二级圆柱齿轮减速器，适合于繁重及恶劣条件下长期工作，使用与维护方便。（缺点：结构尺寸稍大） 高速级 .低速级都用斜齿。由于相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮在远离转矩输入端，以减少因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均的现象。常用于载荷较平稳的场合，应用广泛。传动比范围： i = 8 40 nts机械设计 课程设计 4 5.2 选择电动机 稳定运转下工件机主轴所需功率： 1 0 * 0 . 3 / 0 . 9 8 3 . 0 61 0 0 0 * 0 . 9 8P FV 工作机主轴转速为： 6 0 * 1 0 0 0 6 0 * 1 0 0 0 * 0 . 32 2 . 0 4 8m i n3 . 1 4 * 2 6 0v rn D 工作机主轴上的转矩： * 9 5 5 0 3 . 0 6 * 9 5 5 0 1 3 2 5 . 4 32 2 . 0 4 8PT N mn 如传动简图所示，初选联轴器为弹性柱销联轴器，滚动轴承为角接触轴承，传动齿轮为闭式软齿面圆柱齿轮和开式直齿轮传动，因其速度不高，选用 7 级精度 (GB10095-88)，则机械传动和摩擦副的效率分别如下： 弹性柱销联轴器： 1= 0.99 圆柱齿轮（ 7 级）2= 0.98 角接触轴承： 3= 0.99 开式齿轮传动 4=0.96 工作机效率： 5= 0.98 所以，电动机至工件机主轴之间的总效率为： = 0.99 2 0.995 0.98 2 0.96 = 0.859 所以电动机所需功率为 3 . 0 6 3 . 5 6 30 . 8 5 9d PP 选取电动机的转速为 n = 1000 minr ，查 2表 9-39 ，取电动机型号为Y132M1-6，则所选取电动机： nts机械设计 课程设计 5 表 5-1 额定功率 P 4KW 满载转速 nm 960r/min 轴伸出端直径 38mm 伸出端安装长度 80mm 中心高度 H 132mm 960 4 3 . 5 42 2 . 0 4 8mni n 5.3 确定传动装置的总传动比及其分配 初选开式齿轮传动比 3.1i 开 ,则减速器传动比 14.045i 减 ，查资料 2表 3-5 双级减速器传动总传动比搭配，选高速级传动比 i1=4.5,低速级 i2=3.15。 5.4 计算传动装置的运动及动力参数 各轴转速： n= nm=960r/min n= n /i1=960/4.5=213.33r/minn= n /i2=67.64r/min n = 67.64r/min n =67.64/3.1=21.75r/min 各轴的输入功率： 1 2 3 3 . 5 6 3 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 9 3 . 4 2 dPP P 212 2 2 23 3 . 5 6 3 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 9 3 . 3 2dP P 2212 3 2 2 33 3 . 5 6 3 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 9 3 . 2 5 4dP P 2212 4 2 2 434 3 . 5 6 3 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 6 3 . 0 9 3dP 各轴的输入转矩： 9 5 5 0 3 5 . 0 8 6PT N mn 同理 153.1T Nm 468.746T N m nts机械设计 课程设计 6 T =459.428Nm T =1357.9 Nm 6.设计计算传动零件 6.1 高速齿轮组的设计与强度校核 6.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 如上图所示，选用斜齿圆柱齿轮传动，四个齿轮均为斜齿，有利于保障传动的平稳性； 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（ GB10095 88）； 材料选择。由表 10 1选择小齿轮材料为 40 rC （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。 初选小齿轮齿数 1Z =22，大齿轮齿数为 2Z =4.5 1Z =99， 初选螺旋角 = 14 6.1.2 按齿面接触强度设计 3 211 )()1(2HEHadtt ZZuuTKd （ 6-1）确定公式内的数值 试选 tK=1.8，由 1图 10 30选取区域系数 HZ =2.433 由 1图 10 26查得 1a=0.765 2a=0.86 所以 a=1.625 查 1表 10-7取外啮合齿轮传动的齿宽系数 d=1 查 1表 10 6 得材料的弹性影响系数 EZ =189.8 21MPa 由 1图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 1limH =600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为 2limH =560MPa 计算应力循环次数 寿命 Ld=15% 2 8 300 10=7200h nts机械设计 课程设计 7 1N =60nj hL =60 960 1 7200=4.15 108 （ 6-2） 同理 2N =9.2 710 由 1 图 10 19 查 得 接 触 疲 劳 寿 命 系 数 1HNK=0.95 2HNK=0.97 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1 ，则 1 H = 1HNK 1limH/S=570MPa 2 H = 2HNK 2limH/S=543.2MPa 所以 H =（ 570+543.2） /2=556.6MPa 6.1.3 计算 由小齿轮分度圆直径 3 211 )()1(2HEHadtt ZZuuTKd =40.29mm 计算圆周速度 v=1000*60 11 nd t=2.0m/s 计算齿 宽 b及模数ntmb=d td1=40.29mm ntm= 11cos 1.777td mmZ h=2.25ntm=4.0mm b/h=10.07 计算纵向重合度=0.318d 1Ztan =1.744 计算载荷系数 K 已知使用系数 AK =1.5，根据 v=2.0m/s ， 7级精度 ，由 1图 10-8 查得动载系数vK=1.08 ；由 1 表 10-4 查nts机械设计 课程设计 8 231 . 1 2 0 . 1 8 0 . 2 3 * 1 0 1 . 4 1 7HdKb （ 6-4） 查 1图 10-13 得 1.36FK ；查 1表 10-3得 4.1FaHa KK所以 载荷系数 K = AKvK HaK HK=3.214 （ 6-5） 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 311 48.88ttKd d m mK （ 6-6） 计算模数 11cos 2.156ndm m mZ 6.1.4 按齿根弯曲 强度设计 3 2121c os2FadSaFan ZYYYKTm（ 6-7）确定计算参数 计算载荷系数 K = AKvK FaK FK=3.084 （ 6-8） 由纵向重合度=1.744，查 1图 10-28得螺旋角影响系数Y=0.88 计算当量齿数 11 2 24.08cosv ZZ 同理 2vZ=108.37 查取齿形系数 由 1表 10-5查得齿形系数1 2.6476FaY ； 2 2.1733FaY 应力校正系数1 1.5808SaY ； 2SaY=17967 由 1图 10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 ； MPaFE 3802 由 1图 10-18查得弯曲疲劳寿命系数 1 0.92FNK ；2 0.95FNK 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4；则 nts机械设计 课程设计 9 111 3 2 8 . 5 7F N F EFK MPaS ； (6-9) 同理 2 F =257.86MPa 计算大、小齿轮的 FSaFaYY，并加以比较 111 FSaFaYY=0.012738 222 FSaFa YY=0.015143 所以 ,大齿轮的数值大 6.1.5 设计计算 3 2121c os2FadSaFan ZYYYKTm =1.505mm 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，取nm=2.0mm，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的分度圆直径 1 48.88d mm 来计算应有的齿数。于是有 nmdZ cos11 =23.71 取 1Z =24 则 2Z =u 1Z =4.5 24=108 6.1.6 几何尺寸计算 计算中心距 a= 04.136c o s2)( 21 nmZZ mm 圆整为 136 mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arcos(Z1+Z2)mn/(2a)= 13.93o 因值改变不多，故参数a、K、 HZ 等不必修正。 计算大、小齿轮 的分度圆直径 11 49.45cos nZmd m m同理 2d =222.545mm 计算齿轮宽度 b=1dd=49.45mm 圆整后取 B2 =50mm， 1B =55mm nts机械设计 课程设计 10 6.2 高速齿轮组的结构设计 齿根圆直径 nnaf mChdd )(2 *1149.45-2 1.25 2=44.45mm （ 6-10） df2=217.545m 齿顶圆直径为 *11 2 4 9 . 4 5 2 1 2 5 3 . 4 5a a n nd d h m m m （ 6-11） da2 =226.545mm 齿轮的结构设计 小齿轮 1由于直径较小，采用齿轮轴结构 ; 大齿轮 2的结构尺寸和后续设计出的轴孔直径计算如下表 代号 结构尺寸计算公式 结果 /mm 轮毂处直径1D1D=1.6d=1.6 44 70 轮毂轴向长 L L=(1.2 1.5)d 54 倒角尺寸 n n=0.5nm1 齿根圆处厚度00=(2.5 4) nm8 腹板最大直径0D0D=ad-(10 14) nm200 板孔分布圆直径2D2D=0.5 10 +DD135 板孔直径1d1d=0.25 10-DD40 腹板厚 C C=0.32b10 结构草图如下： nts机械设计 课程设计 11 均布图 6-1 6.3 低速齿轮组的设计与强度校核 6.3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 如前所示，选用斜齿圆柱齿轮传动，有利于保障传动的平稳性； 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（ GB10095 88）； 材料选择。由 1表 10 1 选择小齿轮材料为 40 rC （调质），硬度为260HBS，大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为 220HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 初选小齿轮齿数3Z=26，大齿轮齿数为 4Z =3.1543Z=82。 初选螺旋角 = 14 6.3.2 按齿面接触强度设计 3 223 )()1(2HEHadtt ZZuuTKd 确定公式内的数值 试选 tK=1.6，由 1图 10 30选取区域系数 HZ =2.433 由 1图 10 26查得 3a=0.75 4a=0.87 所以 a=1.62 外啮合齿轮传动的齿宽系数 d=1 nts机械设计 课程设计 12 查表 10 6 得材料的弹性影响系数 EZ =189.8 21MPa 由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 3limH=550MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为 4limH =500MPa 计算应力循环次数 4N =60njhL=60 213.33 1 7200=9.2 107 同理 3N=2.92 107 由图 10 19 查 得 接 触 疲 劳 寿 命 系 数 3HNK=0.97 4HNK=1.07 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1 ，则 3 H= 3HNK 3limH/S=533.5MPa 4 H = 4HNK 4limH/S=535MPa 所以 H =534.25MPa 6.3.3 计算 小齿轮分度圆直径 计算圆周速度 v=1000*60 3 tnd=0.745m/s 计算齿宽 b及模数ntmb=d td3=66.76mm ntm= 33cos 2.49td mmZ h=2.25ntm=5.6mm b/h=11.92 计算纵向重合度=0.318d 1Ztan =2.061 计算载荷系数 K nts机械设计 课程设计 13 已知使用系数 AK =1.5，根据 v=0.745m/s ， 7 级精度，由资料 1图 10-8 查得 动 载 系 数vK=1.05 ；由 1 表 10-4 查 得231 . 1 2 0 . 1 8 0 . 2 3 1 0 1 . 4 2 3HdKb 查 1图 10-13得 1.35FK ；查 1表 10-3得 1.1H a F aKK所以 载荷系数 K = AKvK HaK HK=2.4653 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 333 77.12ttKd d m mK 计算模数 33cos 2.878ndm m mZ 6.3.4 按齿根弯曲强度设计 3 2322c os2FadSaFan ZYYYKTm 确定计算参数 计算载荷系数 K = AKvK FaK FK=2.339 由纵向重合度=2.061，由资料 1查图 10-28 得螺旋角影响系数Y=0.88 计算当量齿数 33 2 28.46cosv ZZ 同理 4vZ=89.764 查取齿形系数 由 1表 10-5查得齿形系数3 2.541FaY ； 4 2.20FaY 应力校正系数3 1.605SaY ； 4SaY=1.78 由 1图 10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5003 ；MPaFE 3804 nts机械设计 课程设计 14 由 1图 10-18查得弯曲疲劳寿命系数 3 0.92FNK ； 95.04 FNK 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4；则 333 3 2 8 . 5 7F N F EFK MPaS ； 同理 4 F =257.857MPa 计算大、小齿轮的 FSaFaYY，并加以比较 333 FSaFaYY=0.012412 444 FSaFa YY=0.0151867 大齿轮的数值大 6.3.5 设计计算 3 2322c os2FadSaFan ZYYYKTm =2.02mm 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，取nm=2.5mm，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的分度圆直径 3 77.12d mm来计算应有的齿数。于是有 nmdZ cos33 =29.93 取3Z=30 则 4Z =u3Z=95 6.3.6 几何尺寸计算 计算中心距 a=34() 161.032 c o s nZ Z m mm 圆整为 161 mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 34()a r c c o s 1 3 . 9 5 2 32 nZ Z ma 因值改变不多，故参数a、K、 HZ 等不必修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径 33 77.28cos nZmd m m同理 4d =244.72mm nts机械设计 课程设计 15 计算齿轮宽度 b=3dd=77.28mm 圆整后取 4 80B mm 3B=85mm 6.4 低速齿轮组的结构设计 齿根圆直径为 nnaf mChdd )(2 *3371.03mm 4 238.47fd m m齿顶圆直径为 *33 2 8 2 . 2 8a a n nd d h m m m 4 249.72ad m m 6.5 开式齿轮传动的设计 齿轮传动的设计： 6.5.1.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数 按传动装置的设计方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 卷扬机为一般工作机械，速度不高，由资料 1表 10-8 可知 ,选用 7 级精度（ G B10095-88） . 材料选择。由资料 1表 10-8可知，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。 选小齿轮齿数5z=18；由3i=3.1，大齿轮齿数为6z= 5z 3i=55.8；取2z=56。 由于齿轮传动为开式，按弯曲疲劳强度设计，按接触疲劳强度校核。 6.5.2.按弯曲疲劳强度设计 由资料 1查得设计计算公式 (10-5)计算： m 43 252F a S adFYYKTz（ 6-12） 确定公式内的各计算值 1). 弯曲疲劳极限， 由资料 1图 10-20查得小齿轮的弯曲疲劳极限5FE=500MPa； nts机械设计 课程设计 16 大齿轮的弯曲疲劳极限6FE=380MPa 2） .计算载荷系数 K. K= A v H HK K K K 小齿轮传递的转矩 4T=459.428 310 N. mm 由资料 1表 10-7查得，选取齿宽系数d=1； 由资料 1表 10-6查得，得材 料的弹性影响系数EZ=189.8 1/2MPa 由资料 110-13 公式计算应力循环次数： N=60njhL5N=603njhL=60 67.64 1 7200=2.92 710 6N=5N/3i= 2.92 710 /3.1= 9.4 610 由资料 1图 10-18查得，得弯曲 疲劳系数： 5HNK=0.96； 6HNK=0.98； 计算弯曲疲劳应力 由资料 1安全系数 S=1.4，有公式： limNK S ； 则： 5 l i m 55 H N HH K S =0.96 5001.4 =342.857MPa 6 l i m 66 H N HH K S =0.98 3801.4 =266MPa 由资料 1表 10-5查得齿形系数FaY5FaY=2.91 5FaY=2.296 由资料 1表 10-5查得应力校正系数saY6saY=1.53 6saY=1.718 计算大、小齿轮的 Fa SaFYY并加以比较 555Fa SaHYY= 2.91 1.53342.857=0.012986 666Fa SaHYY= 2.296 1.718266=0.014829 nts机械设计 课程设计 17 大齿轮的数值大。 由资料 1公式 (10-5)计算 m 43 252F a S adFYYKTz= 33 22 2 . 0 7 2 4 5 9 . 4 2 8 1 0 0 . 0 1 4 8 2 91 1 8 =4.43 由资料 4表 15-2查得标准模数取 m=5mm. 1）5d=5mz=5 18=90mm; 6d=6mz=5 56=280mm 2）中心距 a= 562m z z = 5 18 562 =185mm 3） 计算齿轮宽度 b = dd5=1 90=90mm 取 B6=90mm, B5=95mm 6.6 校验传动比 实际传动比为 i 实 =4.5 3.154 3.11=44.14 实际卷筒转速 nw=nm/i 实 =(960/44.14)r/min=21.75r/min 所以转速相对误差为 (22.048-21.75)/22.048=1.35%0.07d，取 h=4mm，则轴环处的直径为d=62mm，轴环宽度 b 1.4h，取l=17mm。 4） 轴承端盖的总宽度为 20mm，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与联轴器右端面间的距离 30l mm，故取 mml 50。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 5） 轴向零件的周向定位 齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。由键联接所在轴径的大小，查得，齿轮处： b h = 16mm 10mm (GB/T 1096 1979)，长度为 70mm；同时为保证齿轮与轴配合有良好 的对中性，故选择齿轮轮与轴的配合为 H7/r6；同样，在联轴器与轴联接处，选用平键 16mm 10mm 70mm，联轴器与轴的配合为 n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直 径尺寸公差为 k6。 6） 确定轴上圆角和倒角尺寸 查 3表 15-2，取轴端倒角为 2 45 ，各轴肩处的圆角半径见前图。 7.1.5 求轴上的载荷 首先作出轴的计算简图。由轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图如下： 1NHF =2496N 2NHF =1335N HM =172224Nmm 1NVF=1525N 2NVF= -88N 1VM=1NVF 69=105225Nmm 2VM=2NVF 129= -11352 Nmm 1M =201825Nmm 2M =172598Nmm nts机械设计 课程设计 20 图 7-2 7.1.6 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行弯钮校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。取a=0.6，轴的计算应力为： W aTMca232 )( 21.98Mpa （ 7-6） 前已选定轴的材料为 45钢，调质处理，由 1表 15-1查得 1 =60MPa，因此是安全的。 7.1.7 精确校核轴的疲劳强度 nts机械设计 课程设计 21 判断危险截面 截面 A、 、 B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以这几个截面均不需要校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面 C上的应力最大。截面和的应力集中的影响相近，但截面不受扭矩作用，故不必作强度校核。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也不必校核。截面、更不必校核。由第三章可知，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的左右两侧即可。 截面左侧抗弯截面系数 W=0.1 3d =0.1 354 =15746 3mm 抗扭截面系数 TW =0.2 3d =31492 3mm 截面左侧的弯矩 M为 M=172598 （ 129-40） /129=119079Nmm 截面上的扭矩 468.746T N m截面上的弯曲应力 WMb =7.56MPa 截面上的扭转切应力 TT WT3 =14.88MPa 轴的材料为 45钢，调质处理。由 1表 15-1查得 B =640MPa， 1 =275MPa，1 =155MPa。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数a及a按 1附表 3-2 查取。因为r/d=2/54=0.037； D/d=77/54=1.148所以a=2.05，a=1.5 又由 1附图 3-1可得轴的材料敏感系数为q=0.82，q=0.85 所以有效应力集中系数为 )1(1 aqk=1.861 )1(1 aqk1.425 由 1附图 3-2得尺寸系数 0.71 ，由 1附图 3-3 得扭转尺寸系数=0.82。 轴按磨削加工，由 1附图 3-4得表面质量系数为 92.0 轴未经表面强化处理，即q=1，则得综合系数值为 11 kK=2.708 nts机械设计 课程设计 22 11 kK=1.825 由 1 3-1及 3-2取碳钢的特 性系数 1.0， 05.0求安全系数 mbKS 1 =13.43 （ 7-7） 221TTKS =11.11 （ 7-8） 22 SSSSSca =8.56 S=1.5 （ 7-9） 故可知其安全 截面右侧抗弯截面系数 W按表 15-4中的公式计算， W=0.1 3d =23833 3mm 抗扭截面系数 TW =0.2 3d =47666 3mm 弯矩 M及弯曲应力为 M=119079Nmm WMb =4.996MPa 截面上的扭矩 468.746T N m截面上的扭转切应力 TT WT3 =9.83MPa （ 7-10） 由 1附表 3-8用插入法求出k=3.20；k=0.8 3.20 = 2.56 轴按磨削加工，由 1附图 3-4 得表面质量系数 92.0 故得综合系数 11 kK=3.287 11 kK=2.647 求安全系数 mbKS 1 =16.746 nts机械设计 课程设计 23 221TTKS =11.693 22 SSSSSca =9.587 S=1.5 故可知其安全 7.1.8 绘制轴的工作图 （如图 7-1 所示） 7.2 中间轴的设计与计算 7.2.1 列出轴上的功率、转速和转矩 3.42P n 213.33minr153.1T Nm7.2.2 求作用在齿轮上的力 因已知高速轴小齿轮的分度圆直径为 3 77.28d mm13.9523 而圆周力 232 2 1 5 3 1 0 0 396277.28tTFNd 径向力 costan ntraFF 1468N 轴向力 t a n 9 8 4atF F N7.2.3 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45钢，调质处理。由 1表 15-3，取0A=112，则 23m i n 0228.24Pd A m mnnts机械设计 课程设计 24 图7-3 中间轴有两个键槽 ，轴径增大 7%，考虑该处轴径尺寸应大于高速级轴径处直径。取 d1=40mm.齿轮 2与 3处轴头直径 d2=44mm=d3,齿轮 2与 3定位轴肩高度 min 0 . 1 4 . 4h d m m,该处直径 d =53mm 各轴段轴向长度的确定 轴承与箱体内壁距离取为 10mm，齿轮 3与内壁距 离取 12.5mm, 两回转体之间的定位轴环取 10mm，齿轮 2与内壁取 12.5mm,根据零件安装定位要求，取安装齿轮处轴径长度比齿轮宽 2mm，从而便可确定出各段轴长如图所示。 7.2.4 按许用弯曲应力强度校核轴 轴上力的作用点及跨距的确定 齿轮对轴的力的作用点按简化原则应在齿轮宽中点，因此可确定中间轴上两齿轮力的作用点位置如图。 轴颈上安装 7308c轴承，从 2表 9-19可知它的负荷作用中心距离轴承外端面 a=18.5mm，故可计算出支点跨距和轴上各力作用点相互位置尺寸。 绘轴的受力图，见图 7-4（ a） 计算支反力 垂直面支反力，参考图 7-4 绕支点 B的力矩和 0BZM，得 447AZRN同理 0AZM， 523BZRN。 校核：nts机械设计 课程设计 25 32 4 4 7 1 4 8 6 5 1 6 5 2 3 0 , 计 算 正 确 。A Z r r B ZZ R F F R水平面支反力，参考 图 7-4 同样由支绕 B点力矩和 0BYM，得 2948AYRN由 0AYM得 2390BYRN右左右左图 7-4 转矩 .绘弯矩图： 垂直平面内的弯矩图：图 7-4（ b） C处弯矩：左 6 8 . 5 3 0 6 1 9C Z A ZM R N m m 右 336 8 . 5 / 2 3 0 6 1 9 9 8 4 7 7 . 2 8 / 2 6 8 6 4 1C Z A Z aM R F d N m m D处弯矩：左 225 2 / 2 1 0 7 8 1D Z B Z aM R F d N m m nts机械设计 课程设计 26 右 5 2 5 2 3 5 2 2 7 1 9 6D Z B ZM R N m m 水平面内的弯矩图：图 7-4（ c） C处弯矩 6 8 . 5 2 0 1 9 3 8C Y A YM R N m m D处弯矩 5 2 1 2 4 2 8 0D Y B YM R N m m 合成弯矩：附图（ d） C处： 22左 左 204246C C Z C YM M M N m m 22右 （ 68641 ） 2 0 1 9 3 8 2 1 3 2 8 5CM N m mD处： 22左 左 124747D D Z D YM M M N m m 22右 2 7 1 9 6 1 2 4 2 8 0 1 2 7 2 2 1DM N m m 校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（危险截面 C）的强度 取 =0.6，根据以上求得的数值 22 2223() 2 1 3 2 8 5 ( 0 . 6 1 5 3 1 0 0 ) 27.260 . 1 4 4CcaMT MPaW 由已选定轴的材料 45钢调质， 11 6 0 , 知 , 故 安 全 。caMPa7.3 高速轴的设计与计算 7.3.1 列出轴上的功率、转速和转矩 P = 3.527kwn= 960 minm rn 9 5 5 0 3 5 . 0 8 6PT N mn7.3.2 求作用在齿轮上的力 因已知高速级小齿轮的分度圆直径为 1 49.45d mm13.93 nts机械设计 课程设计 27 而 圆周力 112 2 3 5 0 8 6 141949.45tTFNd 径向力 costan ntraFF 532N 轴向力 t a n 3 5 2atF F N7.3.3 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45钢，调质处理。由表 15-3，取0A=106，则 13m i n 0116.356Pd A m mn 图 7-5 输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径d处，如上图所示。为了使所选轴直径d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。又因为所选取电动机型号为 Y132M1-6，其轴径 D= 018.0002.038mm，所以必须选取轴孔直径系列包括 D=38mm的联轴器。 查 1表 14-1，考虑到转矩变化较小，所以取 AK =1.5，则： 联轴器的计算转矩为 1 1 . 5 * 3 5 . 0 8 6 0 5 2 . 6 2 9c a AT K T N m 所以，查标准 GB/T 5014-1985，选用 HL3型弹性柱销联轴器，其公称转nts机械设计 课程设计 28 矩为 630 000Nmm。半联轴器长 L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度1L =60mm。取与联轴器相连的轴段直径为 30mm。 7.3.4 轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 由于轴伸端的直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性， 其他阶梯轴段直径应尽可能以较小值增加，因此轴伸段联轴器用套筒轴向定位，直径 d2=34mm. 选择滚动轴承 7307c，轴颈直径 d3=d7=35mm（查资料 2表 9-19） 根据轴承的安装尺寸 d4=d6=44mm(查 2中表 9-19) 齿轮段照前面齿轮的设计尺寸，分度圆直径d=49.45mm, 53.45ad mm, 44.45fd mm 各轴段的轴向长度 两轴承轴颈间距 032L A B； A为箱体内壁间距离，由中间轴设计知 A=168mm。 3 10mm； B为轴承宽度 B=21mm，0 1 6 8 2 1 0 2 1 2 0 9L m m ，轴伸段长度由联轴器轴向长确定 L=58mm 60mm.轴颈段长度由轴承宽确定，齿轮段轴向长度决定于齿轮宽度，轴向位置由中间轴 2齿轮所需啮合位置确定，直径为 d4 轴段长度在齿轮尺寸和位置确定后即可自然获得。直径 d2轴段长由端盖外与端盖内两部分尺寸组成，取长度为 45mm.由此可基本确定轴的尺寸。 确定轴上圆角和倒角尺寸 圆角 R=1.6mm，倒角 2 45。 7.3.5 求轴上的载荷 首先作出轴的计算简图。由轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图如下： nts机械设计 课程设计 29 图 7-6 由水平面 0得CM 1NHF =1419 51.9/186.8=394N 2NHF =1025N HM = 1 1 3 4 . 9 3 9 4 1 3 4 . 9 5 3 1 5 1NHF N m m 由垂直面 0得AM 1NVF =101N 2NVF = -431N 1VM=1NVF 69=105225Nmm 2VM=2NVF 129= -11352 Nmm 1M = 221HVMM=201825Nmm 2M =172598Nmm. 7.3.6 校核轴上承受最大弯扭矩的截面强度 取 0.6 ，22 22133() 2 0 1 8 2 5 ( 0 . 6 4 6 8 7 4 6 ) 2 1 . 9 80 . 1 5 4 caM a T M P aW. nts机械设计 课程设计 30 根据前面选取的材料 45钢调质
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