带式运输机中的二级圆柱齿轮减速器设计课程设计

1目录一、课题任务3二、传动方案5三、电动机的选择6四、带传动的设计9五、一级减速传动设计12六、二级减速传动设计16七、轴的设计20八、轴的设计23九、轴的设计28十、轴承寿命计算、键的计算31十一、设计尺寸总结33十二、润滑与密封36十三、设计小结37十四、参考资料372一、课题任务(一)课程设计的目的：1、综合运用机械设计及其他课程的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展；2、学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计方法和步骤，培养正确的设计思想，培养学生工程设计能力、分析问题及解决问题的能力；3、提高学生在计算、制图、运用设计资料（手册、图册）进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能和机械CAD技术。(二)具体任务：1、传动方案的分析和拟定（已给定）；2、电动机的选择，传动装置的运动和动力参数的计算；3、传动件的设计（带传动、齿轮传动（双级）；4、轴的设计（所有轴的结构设计，低速轴的弯、扭组合强度校核及安全系数校核）；5、轴承的设计（所有轴承的组合设计，低速轴上轴承的寿命计算）；6、键的选择及强度校核（高速轴上键的校核）；7、联轴器的选择；8、减速器的润滑与密封；9、减速器装配图设计（箱体、箱盖、附件设计等）；10、零件工作图设计；11、编写设计计算说明书；12、总结及答辩。(三)已知条件：1、运输带拉力F4.8KN。2、运输带速度V1m/s。3、滚筒直径D500mm。4、工作条件：连续工作，不逆转；载荷平稳，工作环境清洁。35、设计要求：使用8年（每年工作300天），每日工作两班；中小批量生产；总传动比误差不超过5%。（四）设计工作量：1、装配图一张（0号图纸）；2、零件工作图数张（齿轮、轴）；3、设计计算说明书一份。4二、传动方案说明：开始为电动机输入，经轴和联轴器输入减速箱，减速箱为二级展开式圆柱齿轮传动，经变速后输出减速箱，经V带和轴传到工作机。本传动机构特点：展开式传动的结构尺寸大，将带传动放在低速级，将使带轮尺寸增大。带传动在低速级可改善总装置相对位置，传动平稳。5三、电动机的选择（1）选择电动机类型：根据工作要求及工作条件，选用三箱笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。（2）选择电动机容量：标准电动机的容量有额定功率表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，则不能保证工作机正常工作，或使电动机长期过载，发热大而过早损坏；容量过大，则增加成本，并且由于效率和功率因数低而造成浪费。电动机的容量主要由运行时发热条件限定，在不变或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，只要其电动机的负载不超过额定值，电动机便不会过热，通常不必校验发热和启动力矩。工作机需要的输入功率PW=FV=4.81=4.8KW工作机实际需要的电动机输出功率Pd=PW总查手册5页表1-7得：弹性联轴器传动效率1=0.99;滚子轴承传动效率2=0.98;8级精度，一般圆柱齿轮传动（油润滑）传动效率3=0.97;带传动的传动效率4=0.96;滚筒的传动效率5=0.96;从电动机到运输带的总传动效率总=123232425=0.79Pd=4.80.79=6.08KW查手册167页表12-1，可选择额定功率为7.5KW的电动机。（3）确定电动机转速：滚筒轴转速nw=(601000V)（D）=（6010001）(3.14500)=38.22r/min查手册188页表13-2得V带传动的传动比3=24查手册192页表13-5得二级展开式圆柱齿轮减速器传动比=840则从电动机到滚筒轴的总传动比的合理范围工作机需要的输入功率PW=4.8KW总=0.79电动机额定功率P=7.5KWnw=38.22r/min6总=16160故电动机转速可选范围为d=总nw=（16160）38.22=611.526115.2r/min可见电动机同步转速可选750r/min,1000r/min,1500r/min,3000r/min四种。根据相同容量的四种转速，查手册167页表12-1得四种电动机型号，综合考虑后，选择电动机型号为Y132M-4。电动机型号额定功率/KW满载转速/(r/min)Y132M-47.51440电动机主要外形和安装尺寸：中心高外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸装键部位尺寸HLHDABKDEFG1325153152161781238801033（4）传动比合理分配：取3=2.6=d/nw/3=1440/38.22/2.6=14.49按二级展开式圆柱齿轮减速器推荐高速级传动比1=（1.31.5）2,取1=1.42得1=(1.4i)（1/2）=4.502=/1=3.22(5)计算各轴转速：轴：n1=nd=1440r/min轴：n2=n1/i1=1440/4.50=320r/min轴：n3=n2/i2=320/3.22=99.38r/min卷筒轴：n4=n3/i3=99.38/2.6=38.22r/min(6)计算各轴输入功率：轴：P1=Pd1=6.080.99=6.02KW轴：P2=P13=5.900.97=5.72KW满载转速N=1440r/min3=2.61=4.502=3.22各轴转速n1=1440r/minn2=320r/minn3=99.38r/minn4=38.22r/min各轴功率P1=6.02KWP2=5.72KWP3=5.44KW7轴：P3=P23=5.610.97=5.44KW卷筒轴：P4=P34=5.330.96=5.12KW(7)计算各轴输出功率：轴：P1=P12=6.020.98=5.90KW轴：P2=P22=5.720.98=5.61KW轴：P3=P32=5.440.98=5.33KW卷筒轴：P4=P42=5.120.98=5.02KW(8)计算各轴输入转矩：Td=9550Pd/nd=95506.08/1440=40.32Nm轴：T1=9550P1/n1=95506.02/1440=39.92Nm轴：T2=9550P2/n2=95505.72/320=170.71Nm轴：T3=9550P3/n3=95505.44/99.38=522.76Nm卷筒轴：T4=9550P4/n4=95505.12/38.22=1279.33Nm各轴的运动和动力参数：功率P（KW）转矩T（Nm）轴名输入输出输入输出转速n(r/min)传动比i效率机轴6.0840.3214401.000.99轴6.025.9039.9231.9214404.500.95轴5.725.61170.71167.303203.220.95轴5.445.33522.76512.3099.38卷筒轴5.125.021279.741253.7438.222.60.94P4=5.12KW各轴转矩T1=39.92NmT2=170.71NmT3=522.76NmT4=1279.33Nm8四、带传动的设计已知条件：工作条件：连续工作，不逆转，载荷平稳，工作环境清洁。所需传递的额定功率P=5.33KW小带轮转速n1=n3=99.38r/min大带轮转速n2=n4=38.22r/min传动比i=2.6（1）确定计算功率：Pca=KAPKA-工作情况系数，查书156页表8-7，取KA=1.1则Pca=1.15.33=5.86KW（2）选择V带的带型：根据Pca、n1从书157页图8-11中选取普通V带的带型，取C型V带（3）确定带轮基准直径dd11）初选小带轮的基准直径dd1查书155页表8-6，书157页8-8，取dd1=212mm2）计算大带轮直径dd2=idd1=2.6212=551.2mmPca=5.86KWC型V带dd1=212mm9圆整得dd2=560mm3）验算n2=99.38d1/d2=37.62r/min|38.22-37.62|/38.22100=1.65设计合格。带速为V=n1dd1/60000=1.11m/s（4）确定中心距a并选择V带的基准长度Ld。1)初定中心距0.7（dd1+dd2）ao2（dd1+dd2）即540.4mmao1544mm取ao=800mm2)计算相应带长LdoLdo2ao+/2(dd1+dd2)+(dd1-dd2)/4ao=2849.885mm查书146页表8-2，取Ld=2800mm，带长修正系数KL=0.953）计算中心距a及其变动范围传动的实际中心距近似为ao+(Ld-Ldo)/2=775mm考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要常给出中心距的变动范围：amin=ao-0.015Ld=800-0.0150.0152800=758mmamax=ao+0.03Ld=800+0.032800=884mm(5)验算小带轮上的包角1打滑只可能发生在小带轮上，为了提高带的工作能力，应使1180-(dd1-dd2)57.3/1201180-（560-212）57.3/775=154.3120满足要求。dd2=560mmV=1.11m/sao=800mmLdo=2849.885mmLd=2800mm=775mmamin=758mmamax=884mm1=154.310（6）确定带的根数zZ=Pca/Pr=(KAP)/(Po+Po)KKL查书155页表8-5，取包角修正系数K=0.95查书146页表8-2，取带长修正系数KL=0.98查书153页表8-4b，取单根V带额定功率增量Po=0.09查书152页表8-4a，取单根V带基本额定功率Po=1.23KWZ=（1.15.33）/(1.23+0.09)0.950.98=4.77取z=5(7)确定单根V带的初拉力最小值（Fo）min查书149页表8-3，取C型V带单位长度的质量q=0.30kg/m(Fo)min=500(2.5-K)Pca/(KZv)=500(2.5-0.95)5.86/（0.9551.11）=861N应使带的实际拉力Fo(Fo)min(8)计算压轴力压轴力最小值为（Fp）min=2Z（Fo）minsin1/2=25861sin77.15=8390Nz=5(Fo)min=861N（Fp）min=8390N11五、一级减速传动设计已知条件：输入功率P1=6.02KW小齿轮转速n1=1440r/min大齿轮转速n2=320r/min传动比i=4.50连续工作，不逆转，载荷平稳，工作环境清洁，使用寿命830028小时。（1）选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数1)选用直齿圆柱齿轮传动2)选用8级精度3)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240HBS4)初取小齿轮齿数为Z1=26大齿轮齿数为Z2=iZ1=4.5026=117（2）按齿面接触强度设计设计计算公式d1t3212.HEdZuKT1)确定公式内各计算数值试选载荷系数Kt=1.3小齿轮传递的转矩T1=39.92Nm=39920Nmm查书205页表10-7,取齿宽系数d=1查书201页表10-6,取材料的弹性影响系数Z=189.8MPaE21查书209页图10-21,按齿面硬度取小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=580MPa大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=530MPa计算应力循环次数N1=60n1jLh=6014401（830028）=3.318109直齿圆柱齿轮8级精度小齿轮材料为40Cr（调质）大齿轮材料为45钢（调质）Kt=1.3d=1Z=189.8MPaE21Hlim1=580MPaHlim2=530MPaN1=3.31810912N2=7.37310iN150.43898查书207页图10-19,取接触疲劳寿命系数K=0.891HNK=0.932计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1H1=0.89580=516.2MPaSHN1limH2=0.93530=492.9MPaH1K2li2计算时取H=H2=492.9MPa2)计算试算小齿轮分度圆直径d1td1t3212.HEdZuKT=2.3229.4815.190.=48.971mm计算圆周速度vv=d1tn1/60000=3.1448.9711440/60000=3.69m/s计算尺宽bb=dd1t=148.971=48.971mm计算尺宽与齿高之比b/h模数mt=d1t/Z1=48.971/26=1.8835mm齿高h=2.25mt=2.251.8835=4.24mmb/h=48.971/4.24=11.55计算载荷系数根据v=3.69m/s，8级精度，查书194页图10-8，取动载系数Kv=1.17是直齿轮，N2=7.373108K=0.891HNK=0.932S=1H1=516.2MPaH2=492.9MPaH=492.9MPad1t=48.971mmv=3.69m/sb=48.971mmmt=1.8835mmh=4.24mmb/h=11.55Kv=1.1713按齿面接触疲劳强度计算时用的齿间载荷分配系数KH等于按齿根弯曲疲劳强度计算时用的齿间载荷分配系数KF即KH=KF=1查书193页表10-2，取使用系数KA=1.00查书196页表10-4，用插值法得8级精度，小齿轮相对支承非对称分布时，接触疲劳齿向载荷载荷分布系数KH=1.453查书198页图10-13，根据b/h=11.55，KH=1.453，取弯曲疲劳齿向载荷分布系数KF=1.39故载荷系数K=KAKvKHKH=1.001.1711.453=1.700按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1=d1t=53.552mm33.1709.48t计算模数mm=d1/Z1=53.552/26=2.06mm(3)按齿根弯曲疲劳强度校核弯曲强度校核公式m321FSadYZKT1)确定公式内各计算数值查书207页图10-20，取小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=520MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=480MPa查书206页图10-18，弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88KFN2=0.91计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.5F1=305.07MPa5.12081SFENF2=291.2MPa.492KFE计算载荷系数KK=KAKvKFKF=11.1711.39=1.626查书200页表10-5，取齿形系数、应力校正系数YFa1=2.60KH=KF=1KA=1.00KH=1.453KF=1.39K=1.700d1=53.552mmm=2.06mmFE1=520MPaFE2=480MPaKFN1=0.88KFN2=0.91S=1.5F1=305.07MPaF2=291.2MPaK=1.62614YFa2=2.166YSa1=1.595YSa2=1.804计算大、小齿轮的并比较FSa=0.013591FSa07.35962=0.013420.013592FSaY.84小齿轮的数值大2）校核计算m=1.38mm3201359.619.对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，所以可取由弯曲疲劳强度算得的模数m=1.38并就近圆整为标准值m=1.5mm。按接触强度算得的分度圆直径d1=53.552mm，算出小齿轮齿数Z1=d1/m=53.552/1.5=36大齿轮齿数Z2=4.536=162这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑。（4）几何尺寸计算1）计算分度圆直径d1=Z1m=361.5=54mmd2=Z2m=1621.5=243mm2)计算中心距a=（d1+d2）/2=148.5mm3)计算齿轮宽度b=dd1=154=54mm取大齿轮宽度B2=54mm小齿轮宽度B1=60mmYFa1=2.60YFa2=2.166YSa1=1.595YSa2=1.804=0.013591FSa=0.013422FSaYm=1.38mmZ1=36Z2=162d1=54mmd2=243mma=148.5mmb=54mmB2=54mmB1=60mm15六、二级减速传动设计已知条件：输入功率P2=5.72KW小齿轮转速n2=320r/min大齿轮转速n3=99.38r/min传动比i=3.22连续工作，不逆转，载荷平稳，工作环境清洁，使用寿命830028小时。（1）选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）选用8级精度3）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240HBS4）初取小齿轮齿数为Z1=24大齿轮齿数为Z2=iZ1=3.2224=73（3）按齿面接触强度设计设计计算公式d2t3221.HEdZuKT1)确定公式内各计算数值试选载荷系数Kt=1.4小齿轮传递的转矩T2=170.71Nm=170710Nmm查书205页表10-7,取齿宽系数d=1.1查书201页表10-6,取材料的弹性影响系数Z=189.8MPaE21查书209页图10-21,按齿面硬度取小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=580MPa大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=530MPaKt=1.4d=1.1Z=189.8MPaE21Hlim1=580MPaHlim2=530MPa16计算应力循环次数N1=60n2jLh=603201（830028）=7.373108N2=2.29010iN12.30788查书207页图10-19,取接触疲劳寿命系数K=0.941HNK=0.972计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1H1=0.94580=545.20MPaSHN1limH2=0.97530=514.10MPaHK2li21计算时取H=H2=514.10MPa2)计算试算小齿轮分度圆直径d1td1t3221.HEdZuKT=2.3221.54892.31.704=78.548mm计算圆周速度vv=d1tn2/60000=3.1478.548320/60000=1.315m/s计算尺宽bb=dd1t=1.178.548=86.403mm计算尺宽与齿高之比b/h模数mt=d1t/Z1=78.548/24=3.2728mm齿高h=2.25mt=2.253.2728=7.3638mmN1=7.373108N2=2.290108K=0.941HNK=0.972S=1H1=545.20MPaH2=514.10MPaH=514.10MPad1t=78.548mmv=1.315m/sb=86.403mmmt=3.2728mmh=7.3638mmb/h=11.7317b/h=48.971/4.24=11.73计算载荷系数根据v=1.315m/s，8级精度，查书194页图10-8，取动载系数Kv=1.09是直齿轮，按齿面接触疲劳强度计算时用的齿间载荷分配系数KH等于按齿根弯曲疲劳强度计算时用的齿间载荷分配系数KF即KH=KF=1查书193页表10-2，取使用系数KA=1.00查书196页表10-4，用插值法得8级精度，小齿轮相对支承非对称分布时，接触疲劳齿向载荷载荷分布系数KH=1.529查书198页图10-13，根据b/h=11.73，KH=1.529，取弯曲疲劳齿向载荷分布系数KF=1.46故载荷系数K=KAKvKHKH=1.001.0911.529=1.667按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1=d1t=83.254mm334.16758.7t计算模数mm=d1/Z1=83.254/24=3.469mm(3)按齿根弯曲疲劳强度校核弯曲强度校核公式m321FSadYZKT1)确定公式内各计算数值查书207页图10-20，取小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=520MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=480MPa查书206页图10-18，弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.91KFN2=0.94计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.3F1=364MPa3.152091SFENKv=1.09KH=KF=1KA=1.00KH=1.529KF=1.46K=1.667d1=83.254mmm=3.469mmFE1=520MPaFE2=480MPaKFN1=0.91KFN2=0.94S=1.3F1=364MPaF2=347.077MPa18F2=347.077MPa3.148092SKFEN计算载荷系数KK=KAKvKFKF=11.0911.46=1.591查书200页表10-5，取齿形系数、应力校正系数YFa1=2.65YFa2=2.234YSa1=1.58YSa2=1.756计算大、小齿轮的并比较FSa=0.011501FSa36458.2=0.011300.011502FSaY07.1小齿轮的数值大2）校核计算m=2.144mm32015.41.759可取由弯曲疲劳强度算得的模数m=2.144mm并就近圆整为标准值m=2.5mm。按接触强度算得的分度圆直径d1=83.254mm，算出小齿轮齿数Z1=d1/m=83.254/2.5=34大齿轮齿数Z2=3.2234=110这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑。（4）几何尺寸计算1）计算分度圆直径d1=Z1m=342.5=85mmd2=Z2m=1102.5=275mm2)计算中心距a=（d1+d2）/2=180mm3)计算齿轮宽度b=dd1=1.185=94mm取大齿轮宽度B4=94mm小齿轮宽度B3=100mmK=1.591YFa1=2.65YFa2=2.234YSa1=1.58YSa2=1.756=0.011501FSa=0.011302FSaYm=2.144mmZ1=34Z2=110d1=85mmd2=275mma=180mmb=94mmB4=94mmB3=100mm19七、轴的设计已知条件：P1=6.02KWT1=39.92Nmn1=1440r/min轴上小齿轮分度圆直径d1=54mm，齿宽B1=60mm(1)求作用在齿轮上的力圆周力N14795092.3231dTFt径向力N58tantanr(2)初步确定轴的最小直径（按扭转强度条件设计）选取轴材料为40Cr，调质处理，根据书370页表15-3，取=1050A则d=16.9mmmin3310402.65P显然，最小直径是安装联轴器处轴的直径d-。为使所选轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT1查书351页表14-1，取工作情况系数Ft1=1479NFr1=538N=1050Ad=16.9mmminKA=1.5Tca=59.88Nm20KA=1.5则Tca=1.539.92=59.88Nm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，又由电动机轴伸直径d=38mm,查手册97页表8-5，选LT6弹性套柱销联轴器，半联轴器孔径d2=32mm,取d-=32mm半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=82mm。（3）轴的结构设计1)拟定装配方案2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度为满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，查手册17页表1-31，a=0.070.1d，取a=0.7d，则-轴段直径d-=1.14d-=1.1432=36mm左端用轴端挡圈定位，查手册59页表5-3，取挡圈直径D=40mm半联轴器与轴配合的縠孔长度L1=82mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴带的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，取L-=78mm初选滚动轴承轴承仅受径向力作用，故选调心滚子轴承，参照工作要求并根据d-=36mm，由轴承产品目录中初选0基本游隙组、标准精度级的调心滚子轴承22208C/W33,尺寸为dDB=40mm80mm23mm故d-=40mmL-=23mm轴承外径D=80mm，查手册166页表11-10，取轴承端盖总宽为20mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器的右端面间的距离L=30mm所以L-=50mm考虑到箱体的铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s=8mm。d-=32mmd-=36mmL-=78mmd-=40mmL-=23mmL-=50mmL-=124mm21根据低速级齿轮传动的中心距a=180mm,可取箱座壁厚=8mm,则选齿轮端面距箱体内壁2=8mm,齿顶距箱体内壁1=10mm。又取轴上小齿轮端面与轴上小齿轮端面相距c=8mm,且轴小齿轮宽度B3=100mm,L-=s+2+B3+c=8+8+100+8=124mm由轴承安装尺寸知d-=47mmL-=B1=60mmL-=2+s=8+8=16mmd-=d-=47mmL-=L-=23mmd-=d-=40mm至此，初步确定了齿轮轴的各段直径和长度。3）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位用平键链接。按d-=32mm查书106页表6-1,取平键截面尺寸bh=10mm8mm键槽用键槽铣刀加工，长为L=63mm,半联轴器与轴的配合为（过67kH渡配合，精密定位）滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的。此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸查手册16页表1-28,表1-27,取两端倒角尺寸为1.6mm45，轴上过渡圆角半径为R=2mm.（4）求轴上的载荷轴的计算简图、弯矩图、扭矩图：d-=47mmL-=60mmL-=16mmd-=47mmL-=23mmd-=40mmMv=-63114.5NmmMH=-22958.5NmmT=39920Nmm22(5)按弯扭合成应力校核轴的强度轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取折合系数=0.6，轴的计算应力ca322222541.0906.6.958WTMHV=4.53MPa已知轴材料为45Cr，调质处理，查书362页表15-1，取许用应力-1=70MPaca-1故轴安全。八、轴的设计已知条件：n2=320r/minP2=5.72KWT2=170.710Nm=170710Nmm轴上大齿轮分度圆直径d2=243mm,宽度为B2=54mm小齿轮分度圆直径d3=85mm,宽度为B3=100mmca=4.53MPaFt3=4017NFr3=1462NFt2=1479NFr2=538NA0=110dmin=28.8mm轴承型号22207C/W33，尺寸为dDB=35mm72mm23mm23(1)求作用在齿轮上的力小齿轮Ft3=4017N8517023dTFr3=Ft3tan=4017tan20=1462N大齿轮Ft2=Ft1=1479NFr2=Fr1=538N（2）初步确定轴最小直径选择轴材料为45钢，调质处理，查书370页表15-3，取A0=110则dmin=28.8mm332072.51nP在纯扭矩作用下，要求轴的最小直径大于28.8mm。同轴，选调心滚子轴承，参照工作条件要求并根据dmin28.8mm，取轴承型号22207C/W33，尺寸为dDB=35mm72mm23mm。d-=35mmL-=23mm（3）轴的结构设计1）拟定装配方案2)确定各段直径和长度L-=23mmd-=35mm小齿轮的端面与箱体内壁距离为8mm，轴承与箱体内壁相距8mm，为使套筒仅与小齿轮接触，定位可靠，将取L-略小于齿宽B3,L-略小于齿宽B2。取L-=18mmL-=98mmL-=52mmL-=21mm轴承由轴肩定位，由轴承安装尺寸知d-=d-=42mmd-=35mmL-=23mmL-=23mmd-=35mmL-=18mmL-=98mmL-=52mmL-=21mmd-=42mmd-=48mmL-=11mmd-=58mm平键尺寸为bhL=14mm9mm80mmbhL=14mm9mm36mm轴端倒角为1.64524d-=d-=48mm由轴可计算出箱体内宽度为B=124+60+16-8-8=184mmL-=184-(18+98+52+21-16)=11mmd-=1.2d-=58mm由上知，所选套筒的宽度、厚度为左侧b1=16mmc1=4mm右侧b2=19mmc2=4mm至此，各段直径和长度初步确定。3）轴上零件的周向定位滚动轴承与轴用过渡配合定位。齿轮与轴的周向定位用平键连接。按d-=48mm，L-=98mm，查书106页表6-1，取与小齿轮和轴配合的平键尺寸为bhL=14mm9mm80mm按d-=48mm，L-=52mm，查书106页表6-1,取与大齿轮和轴配合的平键尺寸为bhL=14mm9mm36mm4）确定轴上圆角和倒角尺寸查手册16页表1-27,表1-28,取轴端倒角为1.645，、处过渡圆角半径R=2mm，、处过渡圆角半径为R=3mm。（4）求轴上载荷轴的计算简图、弯矩图、扭矩图：(5)按弯扭合成校核轴的强度、处过渡圆角半径R=2mm，、处过渡圆角半径为R=3mmMv=232422.5NmmMH=63162.5NmmT=170710Nmmca=23.67MPa25322222481.0)1706.(56.34)(WTMHVca=23.67MPa已知轴的材料45钢，调质处理，查书362页表15-1,取许用弯曲应力-1=60MPaca-1故轴安全。（6）精确校核轴的疲劳极限1）判断危险截面截面A、D既不受弯矩作用也不受扭矩作用，虽然过渡配合引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但其值很小，所以，无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面、处过盈配合引起的应力集中最严重。从受载情况来看，截面B上的应力最大，截面、的应力集中影响相近，但截面不受扭矩作用，故不必做校核。截面、的应力集中影响相近，但截面不受扭矩作用，故不必校核。截面B上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合和键槽引起的应力集中均在两端），所以截面B不必校核。经上分析，仅需校核截面、，而从弯矩图中知，截面弯矩较大，且两截面扭矩相同，所以截面不必校核。从而，该轴只需校核截面左右两侧即可。2）截面左侧抗弯截面系数W=0.1d=0.148=11059.2mm333抗扭截面系数W=0.2d=0.248=22118.4mmT弯矩M=（232422.5-143577.5）+143577.5=181942.48Nmm扭矩T=170710Nmm弯曲应力b=M/W=16.5MPa扭转切应力=T/W=7.7MPaT轴的材料为45钢，调质处理，查书362页表15-1,取弯曲疲劳极限-1=275MPa剪切疲劳极限-1=155MPa截面上由于轴阶而形成的理论应力集中系数、查书40页附表3-2,用插值法得=0.06483dr21.485dD抗弯截面系数W=11059.2mm3抗扭截面系数W=22118.4mmT3弯矩M=181942.4Nmm扭矩T=170710Nmm弯曲应力b=M/W=16.5MPa扭转切应力=T/W=7.7MPaT理论应力集中系数、=1.912=1.48敏性系数=0.68=0.73q有效应力集中系数=1.62k=1.35尺寸系数=0.73扭转尺寸系数=0.84表面质量系数=0.94强化系数=1q26=1.912=1.48查书41页附图3-1得，轴的材料的敏性系数为=0.68=0.73q故有效应力集中系数=1+（-1）=1+0.68（1.912-1）=1.62k=1+(-1)=1+0.73(1.48-1)=1.35q查书42页附图3-2，得尺寸系数=0.73查书43页附图3-3,取扭转尺寸系数=0.84查书44页附图3-4，取按磨削加工轴，表面质量系数=0.94轴未经强化处理，故强化系数=1q综合系数28.194.073.621kK67.8.5碳钢的特硬系数0.10.2取0.10.050.1取0.1计算安全系数Sca值31.70.51628.1maKS4.2.27.1a综合系数28.K67.1特硬系数0.10.1计算安全系数Sca31.7S4.298.6caS抗弯截面系数W=19511.2mm3抗扭截面系数W=39022.4mmT弯矩M=181942.4Nmm扭矩T=170710Nmm弯曲应力b=M/W=9.33MPa扭转切应力=T/W=4.37MPaT2798.641.23.72SSca轴材料均匀，载荷与应力计算精确时，设计安全系数S=1.31.5ScaS故截面左侧安全。3）截面右侧抗弯截面系数W=0.1d=0.158=19511.2mm333抗扭截面系数W=0.2d=0.258=39022.4mmT弯矩M=181942.4Nmm扭矩T=170710Nmm弯曲应力b=M/W=9.33MPa扭转切应力=T/W=4.37MPaT计算安全系数Sca值93.120.3928.751maKS4.27.527.46.11a34.1.493.1222SScaScaS故截面右侧安全。所以，轴安全。（7）因轴上无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故不需静强度校核。计算安全系数ScaSca=12.34NFt38024r1=1100Amd42ind-=44mm28九、轴的设计已知：n3=99.38r/minP3=5.44KWT3=522.76Nm齿轮直径d4=275mm，齿轮宽度94mm（1）求作用在齿轮上的力圆周力NdTFt380227516.43径向力tr4tanan（2）初步确定最小直径选择轴材料为45钢，调质处理，查书370页表15-3,取=1100A则mnPd4238.951030min显然，此值为安装带轮处轴的最小直径。取d-=44mm则可得小带轮带宽b1=（1.52）d-=6688mm取b1=70mm则此段轴长L-=70mm(3)轴的结构设计1)拟定如图装配方案2）根据轴向定位确定各段轴经和长度处由轴肩定位，d-=1.14d-=50mm取轴通盖总宽为20mm，为便于安装轴承和向轴承添加润滑脂，取通小带轮带宽b1=70mmL-=70mmd-=50mmL-=52mm调心滚子轴承dDB=55mm100mm25mmd-=55mmL-=25-2=23mmd-=55mmL-=25mmL-=21mmL-=92mmd-=65mmd-=65mmd-=74mmd-=74mmd-=84mm29盖右端面距带轮端面30mm，L-比轴承宽度略小些（2mm），L-=20+30+2=52mm选滚动轴承处有过渡轴肩，则d-1.14d-=57mm参照工作条件要求选择轴承型号为22211C/W33的调心滚子轴承，其尺寸为dDB=55mm100mm25mmd-=55mmL-=25-2=23mm则d-=55mmL-=25mm同前轴承距箱体内壁8mm，另为了便于套筒定位准确，使齿轮宽略比-轴段长度大2mm，所以取L-=8+8+2+（100-94）/2=21mmL-=92mm处以轴肩定位，可取d-=(1.14-1.2)d-=6377mm取d-=65mm则d-=65mm处以轴肩定位，d-=1.14d-=74mm则d-=74mm齿轮右端以轴环定位，则d-=1.14d-=84mmL-1.4(0.07d-)=7mm取L-=8mm由箱体内宽及相关尺寸，可计算得L-=79mm经综合考虑，取L-=40mmL-=39mm至此，各段直径和长度均确定。3）轴上零件的周向定位轴承与轴的周向定位用过渡连接定位齿轮、带轮与轴的周向定位用平键连接。齿轮按d-=74mm，L-=92mm,查书106页表6-1，取平键尺寸dhL=20mm12mm80mm带轮按d-=44mm,L-=70mm,查书106页表6-1，取平键尺寸dhL=12mm8mm56mm4)确定轴上圆角和倒角尺寸查手册16页表1-27，表1-28，取轴两端倒角尺寸为2mm45。、处圆角半径R=4mm、处圆角半径R=3mm、处圆角半径R=2mmL-=8mmL-=40mmL-=39mm平键尺寸dhL=20mm12mm80mmdhL=12mm8mm56mm轴两端倒角尺寸为2mm45、处圆角半径R=4mm、处圆角半径R=3mm、处圆角半径R=2mmca=52.66MPa30(4)求轴上的载荷轴的计算简图、弯矩图、扭矩图(5)按弯扭合成应力校核轴的强度32222251.0)760(8)(WTMHVca=52.66MPa已知轴材料为45钢，调质处理，查书362页表15-1，取许用弯曲应力-1=60MPaca-1所以，轴安全。滚筒轴的有关设计mnPAd3.562.810330min显然，此最小直径为大带轮处轴径，取轴承处直径为dmin=60mm，轴承型号22212C/W33，尺寸为dDB=60mm110mm28mm大带轮处轴径为70mm.大带轮处轴径为70mm31十、轴承寿命计算、键的计算轴承轴承的基本额定寿命3106PCnLh预期寿命Lh=830028=38400h（1）轴上，n1=1440r/minC=78.5KN2221211648398NFNHV22050P=K2.5.63438400hhLh76.130.78106故满足要求。（2）轴上，n2=320r/minC=66.5KW222121965819NFNHV2240047P=K38.965838400hhLh8.159.32010故满足要求。（3）轴上，n3=99.38r/minC=102KN222212173984.60598NFNHV221544P=K.233238400hhLh17864.2038.9613故满足要求。键dlhTP23（1）轴上,T=39.12Nmh=8mml=63-10=53mmd=32mmMPaP5.132580.9许用挤压应