二级直齿减速器课程设计1006.2%0.48%375%162%250
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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1006.2%0.48%375%162%250,减速器课程设计
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1 设计项目 ： 带式输送机传动系统 学 院 ：机械工程学院 专 业 ： 机械设计制造及其自动化 班 级 ： 0902 班 学 号 ： 09405700540 姓 名 ： 潘升肖 指导老师 ： 李 历 坚 nts 2 前 言 随着科学技术、工业生产水平的不断发展和人们生活条件的不断改善市场愈加需要性能优良、效率高、能耗低的机械产品，而决定产品性能、质量、水平、市场竞争能力和经济效益的重要环节是产品设计。机械产品设计要求设计者综合应用各类典型机构的结构组成、运动原理、工作特点、设计方法及其在系统中的作用等知识，根据使用要求和功能分析，选择合理的工艺动作过程，从而设计出结构简单、制造方便、性能优良、工作可靠、实用性强的机械产品。 机械原理课程设计结合一种简 单机器进行机器功能分析、执行机构选择、机械运动方案评定、机构尺度综合、机构运动方案设计等，使学生进一步巩固、掌握并初步运用机械原理的知识和理论，对分析、运算、绘图、文字表达及技术资料查询等诸方面的独立工作能力进行初步的训练，培养理论与实际结合的能力，更为重要的是培养开发和创新能力。因此，机械设计课程设计在机械类专业学生的知识体系训练中，具有不可替代的重要作用。 本次我设计的是 二级圆柱齿轮 减速器，设计需要我们理性的思维和丰富的空间想象能力。我们可以通过对步进送料机的设计进一步了解机械原理课程设计的流程，为我们 今后的设计课程奠定了基础。 nts 3 目录 1.传动装置的总体方案设计 . 1.1 传动装置的运动简图及方案分析 1.2 电动机的选择 1.3 计算总传动比和分配各级传动比 1.4 计算传动装置的运动参数和动力参数 2.传动零部件的设计计算 . 2.1 带传动 2.2 齿轮传动 2.3 轴系部件设计 3.减速器装配图的设计 . 3.1 箱体主要结构尺寸的确定 3.2 减速器附件的确定 4.润滑 密封及其它 . 4.1 润滑 4.2 密封 4.3 其它 5.总结 nts 4 1.传动装置的总体方案设计 1.1 传动装置的运动简图及方案分析 1.1.1 运动简图 表 1 1 原始数据 学 号 09405700540 题 号 2-5-2 输送带工作拉力 /FN 6200 输送带工作速度 /v ( 1m s ) 0.48 滚筒直径 mm/D 375 工作条件 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。 1.1.2 方案分析 该工作机有轻微振动，由于 V 带有缓冲吸振能力，采用 V 带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用 V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端 的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。nts 5 原动机部为 Y 系列三相交流异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。 1.2 电动机的选择 1.2.1 电动机的类型和结构形式 电动机选择 Y 系列三相交流异步电动机，电动机的结构形式为封闭式。 1.2.2 确定电动机的转速 由于电动机同步转速愈高，价格愈贵，所以选取的电动机同步转速不会太低。在一般 械中，用的最多的是同步转速为 1500 或 1000 min/r 的电动机。这里 1500 min/r 的电动机。 1.2.3 确定电动机的功率和型号 1.计算工作机所需输入功率 1000P Fvw 由原始数据表中的数据得 36 . 2 1 0 0 . 4 8P 2 . 9 7 61000w k W k W2.计算电动机所需的功率 )(Pd kW/Pd wP 式中， 为传动装置的 总效率 n 21式子中n , 21分别为传动装置中每对运动副或传动副的效率。 带传动效率 95.01 一对轴承效率 99.02 齿轮传动效率 98.03 联轴器传动效率 99.04 滚筒的效率 96.05 总效率 84.096.099.098.099.095.0 23 nts 6 d 2 . 9 7 6P / 3 . 5 40 . 8 4wP k W k W 取dP4kW查 207 页表 8-53 得 选择 Y112M 4 型电动机 电动机技术数据如下： 额定功率 kW)（ ： 4kW 满载转速 r/min)（ :1440r/min 额定转矩 )/mN（ ： mN/2.2 最大转矩 )/mN（ ： mN/2.2 运输带转速 6 0 6 0 0 . 4 8 2 4 . 5 / m i n3 . 1 4 0 . 3 7 5vnrD 1.3 计算总传动比和分配各级传动比 1.3.1 确定总传动比 wm nni /电动机满载速率mn，工作机所需转速wn总传动比 i 为各级传动比 的连乘积，即 niiii 211.3.2 分配各级传动比 总传动比 1440/ 5 8 . 7 72 4 . 5mwi n n 初选带轮的传动比1 2.5i ，减速器传动比 5 8 . 7 7 2 3 . 5 12 . 5i 高速级传动比 2i = 1.4 i =5，低速级齿轮传动比3i=4.7 1.4 计算传动装置的运 动参数和动力参数 1.4.1 计算各轴的转速 传动装置从电动机到工作机有三个轴，依次为 I,II,III 轴。 11440 / m i n 5 7 6 / m i n2 . 5mnn r ri II 2579 / m i n 1 1 5 . 8 / m i n5nn r ri IIIII31 1 5 . 8 / m i n 2 4 . 6 4 / m i n4 . 7nn r ri nts 7 IVIII nn 1.4.2 计算各轴的输入功率 I1 3 . 5 4 0 . 9 5 3 . 3 6dp p k W k W I I I 2 3 3 . 5 4 0 . 9 9 0 . 9 8 3 . 4 3p p k W k W I I I I I 2 3 3 . 4 3 0 . 9 9 0 . 9 8 3 . 3 3p p k W k W I V I I I 2 4 3 . 3 3 0 . 9 9 0 . 9 9 3 . 2 6p p k W k W 1.4.3 计算各轴的输入转矩 I1I3 . 3 69 5 5 0 9 5 5 0 5 5 . 7 1576pT N m N mn II2II3 . 4 39 5 5 0 9 5 5 0 2 8 2 . 8 71 1 5 . 8pT N m N mn III3III3 . 3 39 5 5 0 9 5 5 0 1 2 9 0 . 6 52 4 . 6 4pT N m N mn 传动装置参数见表 1 2 表 1 2 传动装置的运动参数和动力参数 轴号 转速 （ r/min） 输入功率 (kW) 输入转矩 (N m) I 576 3.36 55.71 II 115.8 3.43 282.87 III 24.64 3.33 1290.65 nts 8 2.传动零部件的设计计算 2.1 带传动 2.1.1 确定计算功率并选择 V 带的带型 1.确定计算工率cap由 机械设计 表 8 7 查的工作情况系数 1.0AK ，故 1 . 2 4 4 . 8c a AP K p k W k W 2.选择 V 带的带型 根据cap，mn由 机械设计 157 页表 8-11 选用 A 型。 2.1.2 确定带轮的基准直径并验算带速 1.初选小带轮的基准直径1dd。由 机械设计 表 8 6 和表 8 8，取小带轮的基 mmd d 1121 。 2.验算带速 v 。按 1式（ 8 13）验算带的速度 1 3 . 1 4 1 1 2 1 4 4 0 / 8 . 4 4 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dmdnv m s m s 因为 smvsm /30/5 ，故带速合适。 3.计算大带轮的基准直径。由 机械设计 式（ 8 15a） ,计算大带轮的基准直径2dd211 2 . 5 1 1 2 2 8 0ddd i d m m m m 根据 机械设计 157 页 表 8 8，圆整为2 280dd 。 2.1.3 确定 V 带的中心距和基准长度 1.根据 机械设计公式 8-20 1 2 1 200 . 7 ( ) 2d d d dd d a d d 得到 mmamm 7844.2740 初定中心距为 mma 5000 。 2.由 机械设计公式 8 22 计算所需基准长度 nts 9 mmmmaddddaL ddddd163 05004)112280()280112(214.350024)()(22202001221由 机械设计 146 页 表 8 2 选带轮基准长度 mmLd 1600。 3.计算实际中心距 a 。 按 机械设计公式 8 23 mmmmLLaa dd 485)2 )16301600(500(2 00 按机械设计公式 8-24 m i n 0 .0 1 5 da a Lm a x 0 .0 3 da a L得到 中心距的变化范围为 mm533461 。 2.1.4 验算带轮包角 1 按机械设计公式 8-25 120160485 3.57)112280(1803.57)180121 add dd（2.1.5 计算带的根数 1.计算单根 V 带的额定功率 rP 由 mmdd 1121 和 min/1440 rnm ，查 机械设计 152 页 表 8 4a 得 kWP 6.10 根据 min/1440 rnm ， 5.21 i 和 A 型带查 机械设计 154 页 表 8 4b 得kWP 16.00 查 机械设计 155 页 表 8 5 得 95.0K，表 8 2 得 99.0LK ，于是 kWkWKKPPP Lr 66.199.095.0)16.06.1( 00 ） 2.计算 V 带的根数 Z 4 . 8 2 . 91 . 6 6carPZ P 取 3 根 2.1.6 确定带的初拉力和压轴力 由 机械设计 149 页 表 8 3 得 A 型带单位长度质量 mkgq /10.0 ，所以 220 m i n ( 2 . 5 ) ( 2 . 5 0 . 9 5 ) 45 0 0 5 0 0 0 . 1 0 ( 8 . 4 4 ) 1 3 60 . 9 5 3 8 . 4 4caKPF q v N NK z v （ ）nts 10 应使带的实际初拉力min00 )(FF 压轴力最小值 1m i n 0 m i n 160( ) 2 ( ) s i n 2 3 1 3 6 s i n 8 0 422PF z F N N 2.1.7 带轮的结构设计 1.带轮材料的确定 大小带轮材料都选用 HT200 2.带轮结构形式 小带轮选用实心式，大带轮选用孔板式（ 6 孔）具体尺寸参照 1表 8 10 图 8 14 确定。 大带轮结构简图如图nts 11 2.2 齿轮传动 （一）高速级齿轮传动 2.2.1 选择精度等级，材料及齿数 1.运输机为一般工作机，速度不高，故选用 7 级精度。 2.材料选择。选择小齿轮材料为 40Cr(调质 )，硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 刚（调质）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 3.选小齿轮齿数1 17z ，大齿轮齿数221 7 1 7 5 8 5zi 2.2.2 齿轮强度设计 1.按齿面接触强度设计 按 机械设计 式（ 10 21）试算，即 2131 12 . 3 2 ( )t EtdHKT Zudu （ 1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数 6.1tK2）小齿轮的传递转矩由前面算得 41 5 5 . 7 1 5 . 5 7 1 1 0T N m N m m 3）由 机械设计 表 10 7 选取齿宽系数 1d4）由 机械设计 表 10 6 差得材料的弹性影响系数 218.189 MPaZ E 。 5）由 机械设计 图 10 21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限MPa6001limH ；大齿轮的接触疲劳强度极限 MPa5502limH 。 6）由 机械设计 式 10 13 计算应力循环次数 9119926 0 6 0 5 7 6 1 ( 1 0 3 0 0 8 2 ) 1 . 6 5 9 1 01 . 6 5 9 1 0 0 . 3 3 1 8 1 05hN n j LN 7）由 机械设计 图 10 19 取接触疲劳强度寿 命系数 97.01 HNK， 05.12 HNK8）计算接触疲劳许用应力 M P aM P asK HNH 5 8 26 0 097.0 1l i m11 M P aM P asK HNH 5.57755005.1 2l i m22 11）许用接触应力 M P aM P aHHH 75.5 7 92 5.5 7 75 8 22 21 nts 12 （ 2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径td1，有计算公式得 4 231 1 . 6 5 . 5 7 1 1 0 6 1 8 9 . 82 . 3 2 ( ) 5 21 5 5 7 9 . 7 5td m m2）计算圆周速度 11 3 . 1 4 5 2 5 7 6 1 . 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s 3）计算齿宽 b 及模数ntm1 1 5 2 5 2dtb d m m m m 1152 317tntdm z 2 . 2 5 6 . 7 5nth m m m 52/ 7 . 7 06 . 7 5bh 5）计算载荷系数 已知使用系数 1AK ，根据 1.6 /v m s ， 7 级精度，由 机械设计 图 10 8 查的动载系数 1.04VK ；由 机械设计 表 10 4 查的 42.1HK；由 图 10 13 查得 4.1FK；由表 10 3 差得 2.1 FH KK。故载荷系数 1 1 . 0 4 1 . 2 1 . 4 2 1 . 7 7A V H HK K K K K 6）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由 机械设计 式（ 10 10a）得 3311 1 . 7 75 2 5 41 . 6ttKd d m m m mK 7）计算模数nm1154 3 . 1 817ndm m mz 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 由 机械设计 式（ 10 17） 13 212F a S an dFYYKTmznts 13 （ 1）确定计算参数 1）计算载荷系数 1 1 . 0 4 1 . 2 1 . 4 1 . 7 5A V F FK K K K K 2）查齿形系数 由 机械设计 表 10 5 查得1 2.97FY ；2 2.21FY 3）查取应力校正系数 由 机械设计 表 10 5 查得1 1.52SY ；2 1.77SY 4）由 机械设计 图 10 20c 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 ；大齿轮的弯曲疲劳极限 MPaFE 3802 5）由 机械设计 图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 87.01 FNK， 9.02 FNK6）计算弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由 机械设计 式 (10 12)得 M P aSK FEFNF 71.3104.1 50087.0 111 M P aSK FEFNF 29.2444.1 3809.0 222 7）计算大小齿轮的 FSaFaYY1112 . 9 7 1 . 5 2 0 . 0 1 5 3 1 0 . 7 1F a S aFYY 2222 . 2 1 1 . 7 7 0 . 0 1 6 2 4 4 . 2 9F a S aFYY 大齿轮数值大。 （ 2）设计计算 43 22 1 . 7 5 5 . 5 7 1 1 0 0 . 0 1 5 2 . 1 61 1 7nm m m 由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。取 3nm以满足弯曲疲劳强度。为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 54d 计算齿数。 11 54 183dz m 取1 18z ，则2 5 1 8 9 0z nts 14 2.2.3 几何尺寸计算 1.计算中心距 12() ( 1 8 9 0 ) 3 16222nz z ma m m m m 将中心距圆整为 162mm。 2 计算大小齿轮分度圆直径 11 1 8 3 5 4nd z m m m m m 22 9 0 3 2 7 0nd z m m m m m 3.计算齿轮宽度 1 1 5 4 5 4db d m m m m 圆整后取 215459B mmB mm2.2.4 齿轮结构设计（中间轴大齿轮） 因齿顶圆直径大于 160mm,而又小于 500mm，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按 1图 10 39 荐用的结构尺寸设计。大齿轮结构简图 2 2 nts 15 图 2 2 （二）低速级齿轮传动 2.2.5 选择精度等级，材料及齿数 1.运输机为一般工作机，速度不高，故选用 7 级精度。 2.材料选择。选择小齿轮材料为 40Cr(调质 )，硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 刚（调质）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 3.选小齿轮齿数1 21z ，大齿轮齿数222 1 2 1 4 . 7 9 9zi 2.2.6 齿轮强度设计 1.按齿面接触强度设计 按 机械设计 式（ 10 21）试算，即 2231 12 . 3 2 ( )t EtdHKT Zudu （ 1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数 6.1tK2）小齿轮的传递转矩由前面算得 42 2 8 2 . 8 7 2 8 . 2 9 1 0T N m N m m 3）由 机械设计 表 10 7 选取齿宽系数 1d4） 由 机械设计 表 10 6 差得材料的弹性影响系数 218.189 MPaZ E 。 5）由 机械设计 图 10 21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限MPa6001limH ；大齿轮的接触疲劳强度极限 MPa5502limH 。 6）由 机械设计 式 10 13 计算应力循环次数 9119926 0 6 0 1 1 5 . 8 1 ( 1 0 3 0 0 8 2 ) 0 . 3 3 3 1 00 . 3 3 3 1 0 0 . 0 7 1 1 04 . 7hN n j LN 7）由 机械设计 图 10 19 取接触疲劳强度寿命系数1 1.08HNK ，2 1.18HNK 8）计算接触疲劳许用应力 1 l i m 11 1 . 0 8 6 0 0 6 4 8HNH K M P a M P as 2 l i m 22 1 . 1 8 5 5 0 6 4 9HNH K M P a M P as 9）许用接触应力 12 6 4 8 6 4 9 6 4 8 . 522HHH M P a M P a （ 2）计算 nts 16 1）试算小齿轮分度圆直径td1，有计算公式得 4 231 1 . 6 2 8 . 2 9 1 0 5 . 7 1 8 9 . 82 . 3 2 ( ) 8 41 4 . 7 6 4 8 . 5td m m2）计算圆周速度 11 3 . 1 4 8 4 1 1 5 . 8 0 . 5 1 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s 3）计算齿宽 b 及模数ntm1 1 8 4 8 4dtb d m m m m 1184 421tntdm z 2 . 2 5 9nth m m m 84/ 9 .3 39bh 4）计算载荷系数 已知使用系数 1AK ，根据 0.51 /v m s ， 7 级精度，由 机械设计 图 10 8 查的动载系数 1.01VK ；由表 10 4 查的 425.1HK；由 图 10 13 查得 41.1FK；由表10 3 差得 2.1 FH KK。故载荷系数 1 1 . 0 1 1 . 2 1 . 4 2 5 1 . 7 3A V H HK K K K K 5）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由 机械设计 式（ 10 10a）得 3311 1 . 7 38 4 8 61 . 6ttKd d m m m mK 6）计算模数nm1186 4 . 121ndm m mz 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 由 机械设计 式（ 10 17） 23 212F a S an dFYYKTmz（ 1）确定计算参数 nts 17 1）计算载荷系数 1 1 . 0 1 1 . 2 1 . 4 1 1 . 7 1A V F FK K K K K 2）查齿形系数 由 机械设计 表 10 5 查得1 2.76FY ；2 2.18FY 3）查取应力校正系数 由 机械设计 表 10 5 查得1 1.56SY ；2 1.79SY 4）由 机械设计 图 10 20c 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 ；大齿轮的弯 曲疲劳极限 MPaFE 3802 5）由 机械设计 图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 9.01 FNK， 93.02 FNK6）计算弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 1(10 12)得 M P aSK FEFNF 43.3214.1 5009.0 111 M P aSK FEFNF 43.2524.1 38093.0 222 7）计算大小齿轮的 FSaFaYY1112 . 7 6 1 . 5 6 0 . 0 1 3 3 9 3 2 1 . 4 3F a S aFYY 2222 . 1 8 1 . 7 9 0 . 0 1 5 4 6 2 5 2 . 4 3F a S aFYY 大齿轮数值大。 （ 2）设计计算 43 22 1 . 7 1 2 8 . 2 9 1 0 0 . 0 1 5 4 6 3 . 2 41 2 1nm m m 由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。取 4nm 以满足弯曲疲劳强度。为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 86d 计算齿数。 11 86 2 1 . 54dz m 取1 22z ，则2 4 . 7 2 2 1 0 3 . 4z 取整2 103z nts 18 2.2.7 几何尺寸计算 1.计算中心距 12() ( 2 2 1 0 3 ) 4 25022nz z ma m m m m 将中心距圆整为 250mm。 2.计算大小齿轮分度圆直径 11 2 2 4 8 8nd z m m m m m 22 1 0 3 4 4 1 2nd z m m m m m 3.计算齿轮宽度 1 1 8 8 8 8db d m m m m 圆整后取 218893B mmB mm2.2.8 四个齿轮的参数列表如表 2 1 表 2 1 齿轮 模数)mm(m 齿数 Z 分 度 圆 直 径)mm（d 齿 顶 圆 直 径)mm(ad 齿底圆直径)mm(fd 高速级小齿轮 3 18 54 60 46.5 高速级大齿轮 3 90 270 276 222.5 低速级小齿轮 4 22 88 96 78 低速级大齿轮 4 103 412 420 402 续表 2 1 齿轮 齿宽 B 轮毂 L 材质 热处理 结构形式 硬度 高速级小齿 轮 59 59 40Cr 调质 实体式 280HBS 高速级大齿 轮 54 64 45 钢 调质 腹板式 240HBS 低速级小齿 轮 93 93 40Cr 调质 实体式 280HBS 低速级大齿 轮 88 98 45 钢 调质 腹板式 240HBS nts 19 2.3 轴系部件设计 第 ）（ 轴设计 2.3.1 初算第 III 轴的最小轴径 1.输出轴上的功率3P，转速3n， 转矩3T由前面算得：3 3.33P kW，3 2 4 .6 4 / m i nnr，3 1290650T N m m2.求作用在齿轮上的力 低速级大齿轮的分度圆直径2 412d mm322 2 1 2 9 0 6 5 0 6265412tTFNd t a n 6 2 6 5 t a n 2 0 2 2 8 0r t nF F N 3.初步确定轴的最小直径 先按 机械设计 370 式（ 15 2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据 机 械设计 370 表表 15 3，取 1130 A,于是得 3 33m i n 033 . 3 31 1 3 5 82 4 . 6 4Pd A m m m mn 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处直径 d ，故需同时选取联轴器的型号。查 机械设计 351 表 14 1，考虑到转矩变化小，故取 5.1AK 。 则 联 轴 器 的 计 算 转 矩3 1 . 5 1 2 9 0 6 5 0 1 9 3 5 9 7 5c a AT K T N m m N m m 。查195GB/T5014 2002，选用 HL10 弹性柱销联轴器，其公称转矩为 mmN 2000000 .半联轴器的孔径 63d mm ，故取 63d mm ，半联轴器长度 mmL 142 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 1071 。 2.3.2 第 III 轴的结构设计 1.各段轴直径的确定如表 2 2 位置 直径（ mm） 理由 63 由前面算得半联轴器的孔径63d mm 75 为满足半联轴器轴向定位要求， 轴段需制出一个轴肩，nts 20 ( 0 . 0 7 0 . 1 ) 4 . 4 6 . 3h d m m ，故取 75d mm 。 IV 80 根据75d mm 选取 0 基本游隙组标准精度级的 深沟球 轴承6316 其尺寸为 8 0 1 7 0 3 9d D T m m m m m m 。 故V V - V 80d d m m 。 VIV 92 左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由 2上差得 6316 型轴承的定位轴肩高度 mmh 6 ，因此取V -V 92d mm 。 VV 104 齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度 dh 07.0 ，故取 mmh 6 ，则轴环处直径 mmd 89V-V ，齿轮处直径见 VV 段理由。 VV 86 取安装齿轮处的轴段直径V -V 86d m m 。 VV 80 见 IV 段理由。 表 2 2 2.各轴段长度的确定如表 2 3 位置 长度（ mm） 理由 105 为保证轴承挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 段长度应比 1L 略短些，取 mml 105 。 50 轴承端盖总长度为 20mm，取端盖外端面与半联轴器右端面间距离mml 30 ,故取 mml 50 。 IV 39 IV 为 轴承 长度，故V 39l mm VIV 96 V - V 1 2 ( 6 4 2 0 1 6 8 1 2 ) 9 6l L c a s m m m m VV 12 轴环处轴肩高度 mmh 6 ，轴环宽度 hb 4.1 ，取mml 12V-V VV 88 已知齿轮轮毂宽度为 88mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，次轴段略短于轮毂宽度，故取V - V 8 8 4 ) 8 4l m m m m （ VV 67 取齿轮距箱体内壁距离为 mma 16 ，第 II 轴上大齿轮距第 III 轴上大齿轮 mmc 20 。考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承时应距箱体内壁一段距离 s ,取 mms 8 。滚动轴承宽度 39T mm 。第 II 轴上大齿轮轮毂长 55L mm 。 则V - V ( 9 8 9 4 ) ( 3 9 8 1 6 4 ) 6 7l T s a m m m m 表 2 3 nts 21 3.第 III 轴的结构简图如图 2 3 图 2 3 第（ II）轴设计 2.3.3 初算第（ II）轴的最小直径 1.第（ II）轴上输入功率 2p ，转速 2n ，转矩 2T 由前面算得 2 3.43p kW ，2 115.8 / m innr，2 2 8 2 8 7 0 0 /T N m m2.分别计算大小齿轮上的力 已知第（ II）轴上大齿轮分度圆直 2 270d mm 222 2 2 8 2 8 7 0 2095270tTF N Nd t a n 2 0 9 5 t a n 2 0 7 6 2 . 5r t nF F N 小齿轮上分度圆直径为 1 88d mm212 2 2 8 2 8 7 0 642988tTF N Nd t a n 6 4 2 9 t a n 2 0 2 3 4 0r t nF F N 3.初步确定轴的最小直径 2 33m i n 023 . 4 31 1 3 3 4 . 9 61 1 5 . 8Pd A m m m mn nts 22 根据最小直径查 2GB/T297 1994 选取 6208。轴承的规格为 4 5 1 0 0 2 5d D T m m m m m m 2.3.4.第（ II）轴的结构设计 1.确定轴的各段直径如表 2 4 位置 直径（ mm） 理由 45 根 据 轴 承 的 尺 寸 4 5 1 0 0 2 5d D T m m m m m m mmd 45 48 根据45d mm 取小齿轮安装处直径 48d mm 。 IV 60 小齿轮右端用轴肩定位，轴肩高度 dh 07.0 ，取故 6h mm ，则轴环处直径V 60d mm 。 VIV 48 取大齿轮安装处直径V -V 48d mm 。 VV 45 理由同 段。 表 2 4 2.确定轴的各段长度 为了使套筒可靠地压紧齿轮，分别使 段和 IV 段长度略短于齿轮轮毂宽4mm。 轴环处轴肩高度 mmh 4 ，轴环宽度 hb 4.1 。轴环处长度取 mml 12V 其它轴的尺寸，根据第 III 轴算出的尺寸进行确定。 2.3.5 第（ II）轴的强度校核 1.轴的载荷分析图 2 4 nts 23 图 2 4 nts 24 2.大小齿轮截面处的力及力矩数据 由上轴的结构图及弯矩和扭矩图可以看出大小齿轮中心线截面处是轴的危险截面，现将计算出的两个截面处的 HM ，VM， M 的值列于下表 2 5 载荷 水平面 垂直面 支反力 F 1 4691NHFN2 3833NHFN1 2 5 5 2 .5NVFN2 975NVFN弯矩 M 1 365898HM N m m 2 224231HM N m m 1 199095VM N m m 1 199095VM N m m 2 5 7 0 3 7 . 5VM N m m 2 5 7 0 3 7 . 5VM N m m 总弯矩 1 4 1 6 5 5 7 . 5M N m m 1 4 1 6 5 5 7 . 5M N m m 2 231371M N m m 1 231371M N m m 扭矩 T 2 282870T N m m 表 2 5 3.按弯扭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即（小齿轮）中心线截面的强度。根据 机械设计 式（ 15 5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉冲循环变应力，取 6.0 ，轴的计算应力 2 2 22133() 4 1 6 5 5 7 . 5 ( 0 . 6 2 8 2 8 7 0 ) 410 . 1 4 8aMT M P a M P aW 前已选轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 115 1 查得 MPa60 1 。因此， 1 ca。 故安全。 4.精确校核轴的疲劳强度 从轴的受载情况来看及来看，大小齿轮中心线截面处受力最大。虽然两截 面处应力最大，但应力集中不大而且这里轴径也最大，故两中心截面不必校核。截面 II， III， IV， V 处应力集中的影响接近，但截面 III， IV 处轴径也很大比 II， V 处轴径大。所以校核 II， V 截面就行了。由于截面 II 处受力大些，所以只需校核 II 左右截面即可。 1）截面 II 左侧 3 3 3 30 . 1 0 . 1 4 8 1 1 0 5 9 . 2W d m m m m 3 3 3 30 . 2 0 . 2 4 8 2 2 1 1 8 . 4TW d m m m m nts 25 截面左侧的弯矩为 7 8 4 4 . 54 1 6 5 5 7 . 5 1 7 8 9 0 678M N m m N m m 截面上的扭矩为 2 282870T N m m 截面上的弯曲应力 187906 171 1 0 5 9 . 2b M M P a M P aW 截面上的扭转切应力 3 282870 132 2 1 1 8 . 4TTT M P a M P aW 轴的材料为 45 钢，调质处理，由 1表 15 1 查得 MPaB 640 ，1 275M Pa 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 2 .0 0 .0 4 348rd ， 48 1.145Dd ，经插值可查得 2.01 1.38 又由 1附图 3 1 可得轴的材料敏感系数为 82.0q85.0q故有效应力集中系数按 1式（附表 3 4）为 83.1)101.2(82.01)1(1 qk32.1)138.1(82.01)1(1 qk由 机械设计 附图 3 2 尺寸系数 75.0，又由附图 3 3 的扭转尺寸系数 72.0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，及 1q，按 1式（ 3 2）及式（ 3 12a）得综合系数为 1 1 . 8 3 11 1 2 . 5 30 . 7 5 0 . 9 2kK 92.1192.0 172.0 32.111 kK由 机械设计 3 1 及 3 2 得碳的特性系数 2.01.0，取 1.0nts 26 1.005.0，取 05.0于是，计算安全系数caS值，按 机械设计 式（ 15 6） （ 15 8）则得 401.016.2753.2 2751 maKS 14.7205.2205.0205.2292.11551 mKS 5.149.314.74 14.74 2222 SSS SSS ca故可知其安全。 2）截面 II 右侧 抗弯截面系数 W 按 1表 15 4 中的公式计算 3333 1 2 5 0 0501.01.0 mmmmdW 3333 25000501.02.0 mmmmdW T 弯矩 M 及弯曲应力为 mmNmmNM 2 4 75 2 125.71 4125.715 8 30 0 3M P aM P aWMb 8.191 2 5 0 02 4 7 5 2 1 扭矩 2T 及扭转应力为 mmNT 4019002 M P aM P aWTTT08.16250004019003 过盈配合处的k，由 1附表 3 8 用插值法求出，并取 kk 8.0于是得 48.3k78.28.0 kk轴按磨削加工由 机械设计 附图 3 4 得表面质量系数为 92.0 故得综合系数 nts 27 57.3192.0 148.311 kK87.2192.0 178.211 kK所以轴在截面右侧安全系数为 89.301.08.1957.3 2751 maKS 6.6208.1605.0208.1687.21551 mKS 5.135.36.689.3 6.689.3 2222 SSS SSS ca故该轴在截面 II 右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重应力循环不对称， 故可略去静强度校核。 第（ I）轴设计 2.3.6 初算第（ I）轴的最小直径 1.先按 1式（ 15 2）初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为 45 号钢，调质处理。根据 1表 15 3，取 1200 A。 1 33m i n 013 . 3 61 2 0 m m 2 2 m m576pdAn 根据最小直径选取 6307 轴承，尺寸为 3 5 m m 8 0 m m 2 1 m md D T 2.3.7 第（ I）轴的结构设计 根据轴（ I）端盖的总宽度及外端盖距带轮的距离，取轴承外壁距带轮表面距离为 50mm。即 II III 段长度为 50mm。再根据轴（ III），（ II）数据，及确定的箱体内壁距离和带轮轮毂的长即可将整个轴的结构尺寸确定。轴的结构简图如图 2 5 nts 28 图 2 5 2.3.8 轴系零部件的选择 根据前面轴的设计内容可以确定各个轴上的零部件。现将各轴系零件列表如表 2 6 轴承（ GB/T297 1994） 键（ GB/T1096 2003） 联轴器（ GB/T5014 1985） 轴 I 6307 mm90mm7mm8 （带轮） mm50mm8mm12 (小齿轮 ) 轴 II 6209 1 4 m m 9 m m 7 0 m m (小齿轮 ) 1 4 m m 9 m m 4 0 m m (大齿轮） 轴 III
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