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机械毕业设计课程设计
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二级同轴圆柱齿轮减速器,机械毕业设计课程设计
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机械设计课程设计 同济大学 第 1 页，共 45 页 装 订 线 . 机械设计课程设计 计算说明书 设计题目 ： 设计同轴式二级圆柱齿轮减速器 机械与能源工程学院 院 机械设计制造及其自动化 系 专业 机械设计制造及其自动化 学号 设计人 指导教师 完成日期 2014 年 07 月 23 日 同济大学 nts机械设计课程设计 同济大学 第 2 页，共 45 页 装 订 线 目录 一、设计任务书 . 3 1.1 设计任务 . 3 1.2 工作情况 . 3 1.3 原始数据 . 3 二、机械传动装置的总体设计 . 3 2.1 拟定传动方案 . 3 2.2 选择电动机 . 3 2.3 传动装置总传动比及其分配 . 5 2.4 传动装置的运动和动力参数的计算 . 5 三 、 传动零件的设计计算和联轴器的选择 . 6 3.1 V 带传动的 设计计算 . 6 3.2 斜齿轮传动 的设计计算 . 9 3.3 联轴器的选择 . 16 四 、 减速器的构造、润滑和装配图设计 . 17 4.1 减速器的基本位置尺寸 . 17 4.2 减速器的润滑 . 17 4.3 轴系部件的结构设计 . 18 4.4 减速箱箱体和附件设计 . 41 五 、 总结和体会 . 43 六 、 参考文献 . 44 nts机械设计课程设计 同济大学 第 3 页，共 45 页 装 订 线 数据设计计算及说明 主要结果 一、 设计任务书 1.1 设计任务 设计一个用于带式运输机上的同轴式二级圆柱齿轮减速器。 1.2 工作情况 工作平稳，单向运转。 1.3 原始数据 运输机卷筒转矩 Tw=1450Nmg 运输带速度 vw=0.80 m/s 卷筒直径 D=350 mm 带速允许偏差 s=5% 使用年限 10 年 工作制度 2 班 /日 二、 机械传动装置的总体设计 2.1 拟定传动方案 说明：电动机通过三角胶带将动力传递到齿轮减速 器中，再经过联轴器传递到卷筒，卷筒带动输送带工作。减速器采用的是同轴式二级圆柱齿轮减速器， 输入轴和输出轴在一个轴线上 ；齿轮采用的是斜齿轮，传动平稳且承载能力高。 2.2 选择电动机 （ 1） 电动机的类型和结构形式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的 Y 系列三相异步电动机，具有国际互换性的特点，它为卧式封闭结构。 nts机械设计课程设计 同济大学 第 4 页，共 45 页 装 订 线 数据设计计算及说明 主要结果 （ 2） 电动机容量 1 根据文献 2p.10 式 （ 2-1） ， 求卷筒轴所需功 率 wP 。 kW9550www wTnP 2 根据文献 2p.10 式 2-3， 计算 卷筒转速 。 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 0 . 8 0 / m i n 4 3 . 6 8 / m i n3 . 1 4 3 5 0ww vn r rD 3 w 是工作机的效率，对于带式输送机 ,取 w =0.95，计算得 ： 1 4 5 0 4 3 . 6 8 k W 6 . 9 8 k W9 5 5 0 0 . 9 5wP （ 3）电 动机的输出功率 dP 和额定功率 deP 1 考虑到传动装置的功率损耗，电动机输出功率为 wd=PP 其中， 为电动机到工作机主动轴之间的总效率，即 4= 式中， 为 V 带传动的效率， 为滚动轴承的效率，由于有 三 对滚动轴承，所以乘 上 的 立 方， 为圆柱齿轮传动的效率，由于有两对齿轮，所以 乘 上 的平方， 为弹性联轴器的效率。根据 文献 2p.11 表 2-4，取 =0.96， =0.99， =0.97， =0.99，则 = 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 8 6 7 7 d 6 . 9 8= k W 8 . 0 4 4 k W0 . 8 6 7 7P 2 根据文献 2p.216 表 20-1， 额定功率 deP 取 11kW 。 （ 4） 电动机的转速 为便于选择电动 机转速，先推算电动机转速的可选范围 。根据文献 2p.7 表 2-1 可知，圆柱齿轮传动的推荐传动比为 1i 43.68/ minwnr 6.98kWwP =0.8677 d=8.044kWP d=11kWePnts机械设计课程设计 同济大学 第 5 页，共 45 页 装 订 线 数据设计计算及说明 主要结果 36 ，则电动机转速的可选范围是 201 dwn n i i 7 8 6 6 2 8 9 / m i nr 可见同步转速为 1000 r/min， 1500 r/min 和 3000 r/min 的电动机均符合， 比较如下 。 方案 电动机型号 额定功率/kW 电动机转速/(r/min) 电动机质量 /kg 传动装置的传动比 同步 满载 总传动 比 V 带传动 二级减速器 1 Y160L-6 11 1000 970 147 22.207 2.5 8.883 2 Y160M-4 11 1500 1460 123 33.425 2.5 13.37 3 Y160M1-2 11 3000 2930 117 67.079 2.5 26.832 由表中数据可知，方案 1 中电动机的质量较大，另外价格高，方案 3 中总传动比太大 ，方案 2 中传动比适中 ，传动结构尺寸较小，因此，可以采用方案 2，选定的电动机型号为Y160M-4。 （ 5）电动机的技术数据和外形、安装尺寸 由文献 2p.216 表 20-1，表 20-2 查出 Y160M-4 型电动机的主要数据和外形、安装尺寸，并列表备用。 电动机型号 输出轴直径D(mm) 伸出端长度E(mm) 额定 功率 Ped (kW) 输出功率Pd (kW) 满载转速n0/(r/min) 中心高 H (mm) Y160M-4 42 110 11 8.044 1460 160 2.3 传动装置总传动比及其分配 （ 1）传动装置的总传动比 14604 3 .6 8mwni n 33.425 （ 2）分配各级传动比 取 V 带传动的传动比为 0i =2.5，则二级圆柱齿轮减速器的传动比为 03 3 . 4 2 5 1 3 . 3 72 . 5ii i 一对齿轮的传动比为 12 3 . 6 5 7i i i 所得值符合一般圆柱齿轮传动比的常见范围。 2.4 传动装置的运动和动力参数的计算 （ 1）各轴转速 电动机轴 0 轴，减速器高速轴为 1 轴，中速轴为 2 轴，低速轴为 3 轴， mn 是电动机的满载转速，则 电动机型 号为 Y160M-4 i0=2.5 i1=i2= 3.657 nts机械设计课程设计 同济大学 第 6 页，共 45 页 装 订 线 数据设计计算及说明 主要结果 0 1 4 6 0 / m i nmn n r 0101460 / m i n 5 8 4 / m i n2 . 5nn r ri 121584 / m i n 1 5 9 . 6 9 4 / m i n3 . 6 5 7nn r ri 2321 5 9 . 6 9 4 / m i n 4 3 . 6 6 8 / m i n3 . 6 5 7nn r ri （ 2）各轴输入功率 按电动机输出功率 dP 来计算各轴输入功率，即 0 8 . 0 4 4 k WdPP 1 0 1 8 . 0 4 4 0 . 9 6 k W 7 . 7 2 2 k WPP 2 1 2 3 7 . 7 2 2 0 . 9 9 0 . 9 7 k W 7 . 4 1 5 k WPP 3 2 2 3 7 . 4 1 5 0 . 9 9 0 . 9 7 k W 7 . 1 2 1 k WPP （ 3）各轴转矩 0008 . 0 4 49 5 5 0 9 5 5 0 N m 5 2 . 6 1 7 N m1460PT n gg 1117 . 7 2 29 5 5 0 9 5 5 0 N m 1 2 6 . 2 7 6 N m584PT n gg 2227 . 4 1 59 5 5 0 9 5 5 0 N m 4 4 3 . 4 3 1 N m1 5 9 . 6 9 4PT n gg 3337 . 1 2 19 5 5 0 9 5 5 0 N m 1 5 5 7 . 3 3 1 N m4 3 . 6 6 8PT n gg 将结果汇总列表备用。 三、 传动零件的设计计算 和联轴器的选择 3.1 V 带传动的设计计算 （ 1） 确定计算功率 根据题目要求， 2 班 /天，即一天工作时间 16h，工作平稳，工作情况系数 AK 由文献 1p.156 表 8-7 查得 AK =1.1 ， 计算功率 为 n0=1460 r/min n1=584 r/min n2=159.6 94 r/min n3=43.66 8 r/min P0=8.044 kW P1=7.722 kW P2=7.415 kW P3=7.121 kW T0=52.6 17 N.m T1=126.2 76 N.m T2=443.4 31 N.m T3=1557 .331 N.m AK =1.1 nts机械设计课程设计 同济大学 第 7 页，共 45 页 装 订 线 数据设计计算及说明 主要结果 A 1 . 1 8 . 0 4 4 k W 8 . 8 4 8 k WKc a dPP （ 2） 确 定带的带型 根据 电动机转速 n0 和计算功率caP，由 文献 1p.157 图8-11，选用 A 型带 。 （ 3） 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 文献 1p.155 表 8-6 和 文献 1p.157 表 8-8，取小带轮的基准直径1 125dd mm。 2 验算带速 v 。 按照 文献 1p.150 式（ 8-13），验算带速 10 3 . 1 4 1 2 5 1 4 6 0 / 9 . 5 5 1 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0ddnv m s m s 5 / 2 5 /m s v m s ， 带速合适。 3 计算大带轮的基准直径 2dd 。 根据已给条件 ,传动比 i 2.5 ，21 2 . 5 1 2 5 3 1 2 . 5ddd i d m m m m ， 根据 文献 1p.157 表 8-8，圆整后取 2 315dd mm 。 （ 4）确 定 V 带的中心距 a 和基准长度 dL 1 根据 文献 1p.152 式（ 8-20） ， 308 mm 0a =2.28 mm mn=2.5 mm z3=35 z4=128 a=210 mm = 14 049 d3=90.18 mm d4=329.8 2 mm nts机械设计课程设计 同济大学 第 14 页，共 45 页 装 订 线 数据设计计算及说明 主要结果 3 1 9 0 . 1 8 9 0 . 1 8db d m m m m 圆整后取4 95 B mm，3 100 B mm。 5 计算齿轮的端面模数 tm 。 2 . 5 2 . 5 8c o s c o s 1 4 0 4 9 nt mm m m m m 6 计算齿顶高 3ah 、 4ah 和齿顶圆直径 3ad 、 4ad 。 *3 2 . 5 1 2 . 5an anh m h m m m m 3 3 32 9 0 . 1 8 2 2 . 5 9 5 . 1 8aad d h m m m m 432 . 5aah h m m 4 4 42 3 2 9 . 8 2 2 2 . 5 3 3 4 . 8 2aad d h m m m m 7 计算齿根高 3fh 、 4fh 和齿根圆直径 3fd 、 4fd 。 *3 ( ) 2 . 5 ( 1 0 . 2 5 ) 3 . 1 2 5fn a n nh m h c m m m m 3 3 32 9 0 . 1 8 2 3 . 1 2 5 8 3 . 9 3ffd d h m m m m 43 3 . 1 2 5ffh h m m 4 4 42 3 2 9 . 8 2 2 3 . 1 2 5 3 2 3 . 5 7ffd d h m m m m 8 结构 设计。 小齿轮齿顶圆直径不超过 160 mm ，故做成实心式；大齿轮齿顶圆直径不超过 500 mm ，故做成腹板式。 3.2.2 高速级 齿轮 （小齿轮 1，大齿轮 2）的设计计算 （ 1）齿轮的参数确定 高速级齿轮所承受的转矩小于低速级齿轮，当低速级齿轮和高速级齿轮采用同样的材料、热处理方法和模数、齿数时，低速级齿轮合格，则高速级齿轮是偏安全的，因此高速级齿轮设计时可以直接采用前面的数据，齿宽系数取小一点。 按照文献 1p.205 表 10-7， 高速级齿轮的齿宽系数 d 取0.9， 于是可以计算齿轮的齿宽 1 0 . 9 9 0 . 1 8 8 1 . 2db d m m m m 圆整后取1 90B mm，2 85 B mm。 旋向的确定：为了让中间轴上两个齿轮的轴向力相互抵 B4=95 mm B3=100 mm mt=2.58 mm da3= 95.18 Mm da4= 334.82 Mm df3= 83.93 Mm df4= 323.57 Mm B1=90 mm B2=85 mm nts机械设计课程设计 同济大学 第 15 页，共 45 页 装 订 线 数据设计计算及说明 主要结果 消，可以让齿轮 2 和 3 的旋向相同，根据工作机的转动方向可以判断出则齿轮 1 为右旋，齿轮 2、 3、 4 分别为左旋、左旋、右旋。 得到以下数据备用。 （ 2）校核齿面接触疲劳强度 根据 文献 1p.218 式 (10-20)的校核公式 H H E H1( 1 )= tK F u ZZb d u g 其中 1.618K ， 31 312 2 1 2 6 . 2 7 6 1 0 2 . 8 1 0 N9 0 . 1 8t TF d ，3.657ui ， 1 90b mm ， 2 85b mm ， 1.69 ，1122HE = 1 8 9 . 8 M P a 4 6 1 . 72. 8M4 Pa33ZZ ， H 2 H 1 H 4 H 3H + + 5 4 3 . 2 + 5 9 8 . 5 = M P a2 2 25 7 0 . 8 5 M P a 。则对于小齿轮： 3H1H1 . 6 1 8 2 . 8 1 0 ( 3 . 6 5 7 1 )= 4 6 1 . 7 8 M P a 2 9 9 . 4 8 M P a9 0 9 0 . 1 8 1 . 6 9 3 . 6 5 7 对于大齿轮： 3H2H1 . 6 1 8 2 . 8 1 0 ( 3 . 6 5 7 1 )= 4 6 1 . 7 8 M P a 5 6 . 2 3 M P a8 5 3 2 9 . 8 2 1 . 6 9 3 . 6 5 7 nts机械设计课程设计 同济大学 第 16 页，共 45 页 装 订 线 数据设计计算及说明 主要结果 均合格 。 （ 3）校核齿根弯曲疲劳强度 根据 文献 1p.216 式 (10-16)的校核公式 F a S aFF= tnK F Y Y Ybm =0.88Y ， 2.5nm ， F a 1 S a 1 F a 3 S a 3= = 4 . 0 7 8 5Y Y Y Y ，F a 2 S a 2 F a 4 S a 4= = 3 . 9 0 7 1Y Y Y Y ， F 1 F 3 = 3 4 1 . 7 1 M P a ， F 2 F 4 = 2 5 7 . 8 6 M P a 。 则对于小齿轮： 3F 1 F 11 . 6 1 8 2 . 8 1 0 0 . 8 8 4 . 0 7 8 5= M P a 4 2 . 7 6 M P a 9 0 2 . 5 1 . 6 9 对于大齿轮： 3F 2 F 21 . 6 1 8 2 . 8 1 0 0 . 8 8 3 . 9 0 7 1= M P a 4 3 . 3 7 M P a 8 5 2 . 5 1 . 6 9 均合格。 3.3 联轴器的选择 （ 1） 联轴器类型的选择 此处的联轴器用于连接工作机轴和低速轴（输出轴）的，由于轴的转速较低，传递的转矩较大，减速器轴和工作机轴之间会有较大的轴线误差，因此可以选用无弹性元件的挠性联轴器，但是制造困难，成本高。因为此处的减速器是中小型减速器，输出轴和工作机轴的轴线偏差往往不是很大 ，为了节约成本，选用弹性柱销联轴器，它制造容易，装拆方便，成本低，能缓冲、减振。 （ 2） 联轴器 型 号 的选择 1 计算两根轴的最小直径。工作机轴和低速轴（ 3 轴）的材料均取 40Cr，调质处理， 根据 文献 1p.370 式（ 15-2）得 3 2m in 0 2PdAn 由文献 1p.370 表 15-3 得，轴转速低且单向旋转，取0A的较小值，即0=100A， 3 7 .1 2 1k WP ， 2 = 4 3 .6 6 8 r / m i nn ，工作机轴 6 .9 8 k WwP ， = 4 3 .6 8 r/m inwn 则 nts机械设计课程设计 同济大学 第 17 页，共 45 页 装 订 线 数据设计计算及说明 主要结果 33 m i n 7 . 1 2 11 0 0 5 4 . 6 34 3 . 6 6 8d m m m m 3m i n 6 . 9 81 0 0 5 4 . 2 74 3 . 6 8wd m m m m 各增大 5%并圆整，得到 3 m in 58d mm ， m in 57wd m m 。 2 计算联轴器的计算转矩。由文献 1p.351 式（ 14-1）得 ca AT K T 其中 1450 NmwTT g， KA 根据文献 1p.351 表 14-1，取 1.3，于是 1 . 3 1 4 5 0 N m 1 8 8 5 N mcaT gg 查文献 2p.176 表 17-4，选取 LX4 型联轴器，两根轴均取直径60 mm。 四、 减速器的构造、润滑和装配图设计 4.1 减速器的基本位置尺寸 （ 1）初步 确定减 速器零件的位置尺寸值 根据文献 2p.25 表 4-1，计算出下列数据： 箱座壁厚 0 .0 2 5 a V ，由于是两级减速器， =3V ， a 是齿轮中心距，为 210 mm，故 =8.25mm 。 箱盖壁厚 1 0 . 0 2 7 . 2a m m V ,但由于 1 8mm ，故取1 8mm 。 根据文献 2 的表 4-6，得到以下数据 。 4.2 减速器的 润滑 减速器 润滑方式不仅关系到减速器的结构设计， 同时也关系 caT = 1885 N.m LX4 型 联轴器 =8.25 mm 1 =8 mm nts机械设计课程设计 同济大学 第 18 页，共 45 页 装 订 线 数据设计计算及说明 主要结果 到轴系零件的设计，如选用挡油环还是挡油盘等等。因此在结构设计 之 前，应先选择合适的润滑方式。 （ 1）传动零件的润滑 计算齿轮传动的圆周速度，由于大齿轮 2 的圆周速度最大，为 22 3 . 1 4 3 2 9 . 8 2 1 5 9 . 6 9 4 / 2 . 7 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 01 2 /dnv m s m sms 根据文献 2p.27 表 4-4，采用浸油润滑。 （ 2）滚动轴承的润滑 根据文献 2p.28 表 4-5， 2/v m s ，故选择油润滑中的飞溅润滑；由于 3/v m s ，不够形成油雾，所以要设置导油沟。 中间轴承座里面的轴承用刮板润滑。 4.3 轴 系部件的结构设计 4.3.1 高速轴（ 1 轴）的设计计算 （ 1）求作用在齿轮上的力 311 12 2 1 2 6 . 2 7 6 1 0 N 2 8 0 0 . 5 3 N9 0 . 1 8t TF d 11 t a n t a n 2 02 8 0 0 . 5 3 N 1 0 5 0 . 5 8 Nc o s c o s 1 4 0 4 9 nrtFF 11 t a n 2 8 0 0 . 5 3 t a n 1 4 0 4 9 N 6 9 8 . 9 6 NatFF （ 2）初步确定轴的最小直径 轴的材料取 40Cr，调质处理， 根据 文献 1p.370 式（ 15-2）得 3 11 m in 0 1PdAn 由文献 1 表 15-3 ，取0A的 较大 值 ，即0 110A ，1 7 .7 2 2 k WP ， 1=584r/m inn ，则 3m i n 7 . 7 2 21 1 0 2 6 . 0 1584d m m m m 考虑到键槽的影响，将计算值提高 5%并圆整 ，得 m in 28d mm 。 （ 3）轴的结构设计 1 拟定轴的结构图如下： v=2.76 m/s 1tF = 2800.53 N 1rF = 1050.58 N 1aF = 698.96 N mind 28 mm nts机械设计课程设计 同济大学 第 19 页，共 45 页 装 订 线 数据设计计算及说明 主要结果 2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 a) I II 段安装 V 带传动的大带轮，带轮的直径为2 315dd mm ，由文献 2p.77 表 9-1，取 2.75ah mm ，2 2 3 1 5 2 2 . 7 5 3 2 0 . 5a d ad d h m m ，大于 300 mm，所 以 应 该 为 轮 辐 式 带 轮 ， 带 轮 的 宽 度( 1 ) 2 ( 5 1 ) 1 5 2 1 0 8 0B z e f m m m m ，轮毂长度 L 为 70 mm，根据轴孔直径系列值，考虑结构尺寸等因素，取 32I IId mm ，该段长度等于轮毂长度，但考虑到左端要留出空隙安装轴端挡圈，故取 68I IIl mm 。 b) II 处的轴肩用于大带轮定位，轴径差为 6 10 mm 。考虑到 II III 段有密封毡圈，选用油封毡圈，根据文献2p.169 表 16-10，取0 38 d mm，故 38II IIId m m 。 c) 初步选择滚动轴承。因轴承同时承受径向力和较大的轴向力，故选用圆锥滚子轴承。 III 处的轴肩是非定位轴肩，仅仅是为了方便安装、拆卸轴承，轴肩高度不必太大，由文献 2p.158 表 15-5 初步选取轴承 30308，其尺寸为 4 0 9 0 2 5 . 2 5d D T m m m m m m ，安装尺寸2 m in 52 mD m，1m 49axD mm，故40I I I I V V I V I Id d m m， 2 5 . 2 5V I V IIl m m ，轴承左端的轴套直径选定为 52 mm。 d) IV 处轴肩目的是为了方便装拆齿 轮，取直径差为 4 mm，即 44IV Vd m m 。齿顶圆直径为 95.18 mm，超过了轴承的外径 D，因此无需设置挡油盘。齿根圆直径1 8 3 .9 3f md m，端面模数 2.58tm mm ， IV V 段上的键槽根据 44IV Vd m m 查文献 2p.148 表 14-1，得平键截面 1 2 8b h m m m m ， 1 3.3t mm ， 1 1 8 3 . 9 3 4 4 3 . 3 1 6 . 6 6 5 22 2 2 2f I V V tddx t m m m m m 则根据文献 2p.80 表 9-2 可知，应该采用实心式齿轮。为了保证套筒可以压紧大齿轮， IV V 的长度应该比齿轮宽度略短，齿轮 1 宽度1 90 B mm，故取 88IV Vl mm B=80 mm L=70 mm I IId = 32 mm I IIl = 68 mm II IIId = 38 mm 轴承 30308 III IVd VI VIId 40 mm VI VIIl 25.25mm IV Vd 44 mm 小齿轮 1 实心式 IV Vl 88 mm nts机械设计课程设计 同济大学 第 20 页，共 45 页 装 订 线 数据设计计算及说明 主要结果 e) V VI 段 定 位 轴 肩 ， 根 据 轴 承 的 安 装 要 求 ， 取52V VId m m 。 f) 确定 II III 段长度。 在 II III 段上选用凸缘式轴承盖 。由文献 2p.30 表 4-6，箱体内壁至轴承孔端面的距离为1 1 2 ( 5 1 0 )L C C ；由文献 2p.91 表 9-9，轴承外径 90 mm，轴承盖螺钉需 4 个，直径 3 8d mm ， 轴承端盖凸缘厚度为 3 1.2 .1 2 8 9 6e d m m ；采用油润滑，轴承端面至箱体内壁的距离 3 3mm ；轴承宽度2 5 .2 5T mm ；显然 II III 段长度大于 13L e T 。根据文献 2p.25 表 4-1，轴承旁连接螺 栓直径为1 0.75 fdd ， 0 .0 3 6 1 2fda 0 . 0 3 6 2 1 0 1 2 mm=19.56 mm， 按标准直径取 =20fd mm ， 1 16d mm ，由文献2p.25 表 4-2，取扳手空间 1 24C mm ， 2 22C mm ，1 61L mm 。 13 4 2 . 3 5L e T m m ， II III 的长度要大于此值，因为轴承盖和机架之间还有调整垫片，其厚度不可忽 略，另外轴的外伸端和大带轮连接，装拆轴承盖螺栓需要一定的距离，所以选定 58II IIIl m m 。 g) 确定 III IV 段长度。 齿轮端面到箱体内壁的距离2 11mm ， 23 2I I I I VlT 1 1 3 2 5 . 2 5 2 = 41.25mm。 h) 确定 V VI 段长度。由于两个轴承相对于齿轮是对称布置的，画图可知： 14V VIl mm 。 3 轴上零件的周向定位。 齿轮、大带轮与轴的周向定位都采用平键连接。 I II 段上的键槽根据 32I IId mm 查文献 2p.148 表 14-1，得平键截面 1 0 8b h m m m m ，键槽用键槽铣刀加工，长为 56mm ，根据文献 2p.45 表 4-7，考虑到带轮可能经常装拆，此处与轴的配合方式为 76Hk； IV V 段平键截面 1 2 8b h m m m m ，键槽用键槽铣刀加工，长为 80mm ，选择齿轮轮毂与轴的配合为76Hn ；滚动轴承与轴的定位是由过渡配合来保证的，此 轴的直径尺寸公差为 6m 。 4 确定轴上的圆角和倒角尺寸。 参考 文献 1p.365 表 15-2，取轴端倒角为 2 45，各轴肩 圆角均为 1.6R mm 。 V VId 52 mm =fd 20 mm 1d 16 mm II IIIl 58 mm III IVl 41.25 mm V VIl 14 mm 键 10 856 键 12 880 倒角 2 45 nts机械设计课程设计 同济大学 第 21 页，共 45 页 装 订 线 数据设计计算及说明 主要结果 5 拟定的装配方案如下： （ 4） 求轴上的载荷 1 首先 根据轴的结构图做出轴的计算简图如下，根据文献2p.158 表 15-5，查得 30308 型圆锥滚子轴承的 a=19.5 mm，因此计算得 L1=64.75 mm， L2=64.75 mm， L3=111.5 mm。 判断出 右旋的小齿轮 1 的受力方向如图所示。 2 1 2 8 0 0 .5 3 NtF ， 1 1 0 5 0 .5 8 NrF ， 1 6 9 8 .9 6 NaF 。压轴力1570NpF 。 3 求轴承受力。 1 1 4 0 0 N2 tFF A z F C z 。 齿轮分度圆直径1 90.18d mm，则 11 1 1 1 2 312()2a r pdF F L F L L LF C y LL 9 0 . 1 86 9 8 . 9 6 1 0 5 0 . 5 8 6 4 . 7 5 1 5 7 0 ( 6 4 . 7 5 6 4 . 7 5 1 1 1 . 5 )2 N6 4 . 7 5 6 4 . 7 53690NF C y 则 1 1 0 6 9 NrpF A y F F F C y 。 求轴承的轴向载荷之前要先计算其派生轴向力 ， 根据文献1p.322 表 13-7 和文献 2表 15-5， 30308 型轴承的 Y 值为 1.7， 圆角 R=1.6 mm FAz FCz 1400 N FCy 3690 N FAy -1069 N nts机械设计课程设计 同济大学 第 22 页，共 45 页 装 订 线 数据设计计算及说明 主要结果 22 221 4 0 0 1 0 6 9 N 5 1 8 N2 2 1 . 7dF A z F A yFAY 22 221 4 0 0 3 6 9 0 N 1 1 6 1 N2 2 1 . 7dF C z F C yFCY 1d d aF C F A F，故 C 处轴承轴承被压紧， A 轴承被放松，故1 6 9 9 NaF C x F 。 4 求弯矩。 1 9 0 6 5 0 N m mzM F A z Lgg，突变弯矩101 3 1 5 1 6 N m m2a dMFgg， 11 6 9 2 1 8 N m myM F A y L gg，2 1 0 1 2( ) 1 7 4 9 4 5 N m my y rM M M F F A y L gg。 2211 1 1 4 0 5 5 N m myzM M M g，2222 1 9 7 0 3 6 N m myzM M M g。 5 扭矩 1T = T 1 2 6 2 7 6 N mm g。 从轴的结构图和弯矩、扭矩图可以看出截面 C 弯矩和扭矩最大，是轴的危险截面，只需校核 C 截面。 （ 5） 按弯扭合成校核轴的强度 按照 文献 1p.373 式 （ 15-5）得 FCx 699 N 1M 114055 N.mm 2M 197036 N.mm T= 126276 N.mm nts机械设计课程设计 同济大学 第 23 页，共 45 页 装 订 线 数据设计计算及说明 主要结果 222 ()ca MTW 根据文 献 1p.373 表 15-4，近似计算时，单键槽可以忽略，故轴的抗弯截面系数 W 3 3 3 30 . 1 0 . 1 4 0 6 4 0 0W d m m m m 因为轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 0.6 ，轴的计算应力为： 221 9 7 0 3 6 ( 0 . 6 1 2 6 2 7 6 ) M P a 3 3 M P a6400ca 根据文献 1p.362 表 15-1，轴选择的 40Cr，调质处理，故许用弯曲应力 1 7 0 M P a ，大于计算应力，故安 全。 （ 6）滚动轴承寿命的校核计算 轴承型号为 30308，查文献 2p.158 表 15-5，得 90.8kNrC ，0 108kNrC 。 0.35e ， 1.7Y 。 左边轴承所受到的径向力2 2 2 21 4 0 0 1 0 6 9 N 1 7 6 1 NF A r F A z F A y ，受到的轴向力为 0NFAa ， 0 01761FAa eFAr ，则径向当量动载荷 r 1 7 6 1 NP A F A r 右边轴承所受到的径向力2 2 2 21 4 0 0 3 6 9 0 N 3 9 4 7 NF C r F C z F C y ，受到的轴向力为 699 NFCa ， 699 0 . 1 83947F C a eF C r ，则径向当量动载荷 r 3 9 4 7 NP C F C r rrPC PA ，故取 rPC 进行计算。 查文献 1p.321 表 13-6，得载荷系数 1.0 1.2pf ，取 1.1pf 。则 r 1 . 1 3 9 4 7 N 4 3 4 2 NpP f P C 查文献 1p.320 表 13-4，得温度系数 1tf 。 对于滚子轴承，指数 103。 根据文献 1p.319 式（ 13-5a）轴承寿命为 ca 33 MPa nts机械设计课程设计 同济大学 第 24 页，共 45 页 装 订 线 数据设计计算及说明 主要结果 106 6 3 33
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