二级展开式圆柱斜齿轮减速器说明书

1、机械设计课程设计说明书 设计题目： 汽车学院 班级 展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器 院（系） 车辆工程专业 学号 设计人 指导教师虞红根 完成日期 2013年7月23 日 13 / 46 一、 设计任务书 （一）课程目的： 1通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际 知识去分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。 2、学习机械设计的一般方法。通过设计培养正确的设计思想和分析问题、 解决问题的能力 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。 （二）题目： 题目4.设计一用于带式运输机传动装置中的三轴线

2、双级斜齿圆柱齿轮减速器。 设计基础数据如下： 工作情况 载荷平稳 鼓轮的扭矩T（ N?m） 750 鼓轮的直径（mm） 350 运输带速度V （m/s） 0.8 带速允许偏差（%） 5 使用期限（年） 5 P工作制度（班/日） 2 总体布置: 1 电切机】2罪韩髀】耳一苗轮疋連熱4带式运約机T 5赧粘器：L旌琵 设计任务 （二）设计内容： 1. 电动机的选择与运动参数设计计算; 2. 斜齿轮传动设计计算； 3. 轴的设计； 4. 装配草图的绘制 5. 键和联轴器的选择与校核； 6. 滚动轴承的选择； 7. 装配图、零件图的绘制； 8. 设计计算说明书的编写。 （四）设计进度： 1、 第一阶段：

3、 总体计算和传动件参数计算 2、 第二阶段： 轴与轴系零件的设计 3、 第三阶段： 轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4、 第四阶段： 装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 传动方案的拟订及说明 设计计算及说明 结果 传动方案的总体设计 （一 ）对给疋传动方案分析论证 总体布置见任务书 （二 ：）电动机的选择 1. 电动机类型和结构形式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的 封闭结构。 Y （IP44）系列三相交流异步电动机，它为卧式 2. 电动机容量的选择 Pw 3.43kw 1）确定工作机所需功率巳 2TV 2 X750 X 0.8 Pw = C3.43 kw 1000D 1000

4、X 350 X 10-3 2）确定传动系统总效率13 22 234 式中，1、2为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。 由表2-4查得：滚动轴承= 0.99 ;圆柱齿轮传动2= 0.97 ;弹性联轴器 3 = 0.99;滑动 轴承4= 0.96,则 32332 12340.990.97 0.992 0.960.86 3）所需电动机功率 Pw3.43 0.86 Pd = 一一 3.99 kw n0.86 4）确定电动机额定功率Ped Pd 3.99 kw 根据PedPd，由第二十章表 20- 1选取电动机额定功率Ped 4kw 3. 电动机转速的选择 1) 工作机的转速nw 1000

5、X 60 x V 1000 X 60 X 0.8 4kw Ped nw = = 43.65r/min n X Dn X 350 2) 电动机转速的可选范围 nd = nw X （860 ） = 349.22619 r/min 取 n0 = 1000 r/mi n 查表20-1,选电动机型号 Y132M1-6 列表记录电动机技术数据和安装尺寸 （三）计算传动装置总传动比和分配 1. 传动装置的总传动比 i nm 96021.99 nw 43.65 2. 分配各级传动比 因为是展开式二级齿轮传动，故i1 1.11.5i2，现取1.3，贝U 两级齿轮减速器高速级的传动比为: 电动机型号为 Y132M

6、1-6 i2= i 刀 1.321.99 1.3 4.11 则低速级齿轮传动比为i1 i2 1.3 4.11 1.3 5.35 3. 各轴转速 n = nm = 960 r/min n1 n2 = = 179.44 r/min i1 n2 n3 = 43.66 r/mi n 计算传动装置的运动和动力参数 i2 各轴输出功率 P1 = :Pd Xn3 = 3.99 X0.99 = 3.95 kw P2 = =R x n x 耳2 = 3.95 X0.99 X 0.97 = =3.79 kw P3 = =F2 x n1 x n = 3.79 X 0.99 X0.97 = =3.64 kw 各轴转矩

7、 9550 X = :9550 X= 960 3.79 39.29 N m n1 F2 9550 X = =9550 X - 201.71 N m n2 179.44 F3 3.64 3.95 T1 = T2 = T3 = 9550 X n3 = 9550 X 43.65 = 796.20 N m 项目 电动机轴 高速轴 中间轴 低速轴 转速（r/min ） 960 960 179.44 43.66 功率（kw） 3.99 3.95 3.79 3.64 转矩（N m） 39.69 39.29 201.71 796.20 传动比 i = 21.99 i1 = 5.35 i2 = 4.11 效率

8、n 1 = 0.99 n 2 = 0.97 n 3 = 0.99 将以上计算结果整理后列于下表，供设计计算时使用 4. 电动机型号 额定功率 （kw） 同步转速 （r/mi n ） 满载转速 （r/min ） 轴身尺寸 EX D 平键尺寸 FX GD Y132M1-6 4 1000 960 80 X 38 10X 8 三、 齿轮设计计算 设计计算及说明 结果 ()咼速级齿轮的设计 1. 选定齿轮类型、等级精度、材料及齿数 按图所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度(GB10095-88) 材料及热处理：由课本表10-1选得大、小齿轮的材料均为 40Cr

9、,并经调质 及表面淬火，齿面硬度为4855HRC。 初选小齿轮齿数乙24 :大齿轮齿数z 24 5.35 128 初选取螺旋角14 2. 按齿面接触强度设计 J2KtT1 u 1/ZhZE2 d1t3( rT ) dU H 确定公式内各计算数值 a) 试选 Kt 1.6。 b) 由图10-30选取区域系数Zh 2.433 c) 由图10-26查得 10.78 ；20.8 120.78 0.81.58 d) 因大、小齿轮均为硬齿面，故宜选取稍小的齿宽系数，取d 0.8 1 e) 由表10-6查得材料弹性影响系数Ze 189.8MPa2 f) 由图 10-21e 查得 Hiim1Hiim2 110

10、0MPa ； g) 应力循环次数： 9 N160n 1jLh 60 960 1 (2 8 300 5)1.3824 10 9 1.3824 10 N.8 N212.5840 10 i25.35 h）由图10-19查得接触疲劳寿命系数 K HN 10. 9, K HN2 0.95 i）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） H1 Khn1 Hlim1 0.9 1100 990MPa S K H2HN2 Hiim2 0.95 1100 1045MPa S 许用接触应力为 H1 H2990 1045 hH1017.5MPa 计算 a）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计

11、算公式得 ,3 2 1.6 39.29 103 5.35 1 2.433 189.8 2“ c d1t 3（） mm 28.97mm 0.8 1.585.351017.5 b）计算圆周速度 d1tn128.97 960 v1.456m/ s 60 1000 60 1000 c）齿宽b及模数mnt d）bdd1t 0.8 28.97 23.176mm d1t cos28.97 cos14 ，一 mnt1.17mm z124 h 2.25 mnt 2.25 1.172.635mm b/h 23.1762.635 8.79 e）计算纵向重合度 0.318 dz1 tan0.318 0.8 24 ta

12、n 141.522 f）计算载荷系数K h) mn d1 d1t3 k Kt 血97 3 1.6 1.9631.00mm 计算模数mn d1 cos31.00 cos14 Z1 24 1.25 已知使用系数Ka 1，根据v 1.456m/s , 7级精度，由图10-8得动载系数 Kv 1.08 ;由表10-4中的硬齿面齿轮栏查得小齿轮相对支承非对称布置、6 级精度、Kh1.284，考虑齿轮为7级，取Kh 1.294 ； 由图10-13查得Kf 1.28 由表10-3查得Kh Kf 1.4 故载荷系数K KaKvKh Kh 1 1.08 1.4 1.2941.96 g) 按实际的载荷系数校正所得

13、分度圆直径，由式（10- 10a）得 3.按齿根弯曲强度设计 mn 2 2KT1Y cos 2 d z1 YFaYsa f 确定计算参数 计算载荷系数 a) KaKvKf Kf 1 1.08 1.4 1.281.935 b) 根据纵向重合度 1.522，从图10-28查得螺旋角影响系数Y 0.88 c) 计算当量齿数 Zv1 Z1 3 cos 24 cos314 26.27 ZV2 Z2 128 3 cos cos314 140.12 d）查取齿形系数：由表 10-5 查得 YFa12.592,Yf32 2.148 查取应力校核系数：由表10-5查得YSa1 1.596,YSa2 1.822

14、e）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1 0.85, Kfn2 0.88 f）由图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳强度极限fei fe2 620MPa YFalYsal fi 2.592 1.596 376.43 0.01099 YFa2Ysa2 F 2 2.148 1.822 389.71 0.01004 小齿轮的数值大 设计计算 mn 320.01099 ；0.8 242 1.58 1.24mm mn 1.25mm g）计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（1012）得 f1 K FN1 FE1 0.85 620 376.43MPa S 1.4 F 2 K FN 2

15、 FE2 0.88 620 389.71MPa S 1.4 h）计算大、小齿轮的需，并加以比较 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn与由齿根弯曲疲劳强 度计算的法面模数相差不大，取模数mn 1.25mm，取分度圆直径d1 31.00 mm。于是由 d1 cos Z1 mn 31.00 cos14 1.25 24.06 取乙24，则z2 uz1 5.35 24 128.4，取 z2128。 4.几何尺寸计算 计算中心距 （乙 z2）mn（24 128） 1.25 a2一n97.9mm，圆整为 98mm 2cos2 cos14 按圆整后的中心距修正螺旋角 Z1 Z2 a arccos

16、(Zl Z2)g 2a (24 128) 1.25 arccos 2 98 14 1248 24 128 98mm 14 1248 因值改变不多，故参数 、K、ZH等不必修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径 d1 Zgn 24 1.25 30.95mm cos cos14 1248 d2 Z2mn 128 1.25 165.05mm cos cos14 1248 d130.95mm d2165.05mm 计算齿轮齿宽 b dd10.8 30.9524.76mm B1 25mm B2 30mm da1 33.45mm da2 167.55mm d f1 27.825mm df2 161.925mr

17、 圆整后取B2 25mm B1 30mm da1 d1 2mn 30.95 2 1.2533.45mm da2 d2 2mn 165.05 2 1.25167.55mm d f1 d1 2mn (ha c) 30.95 1.25 2.527.825mm d f 2 d2 2m, n(hac) 165.05 1.25 2.5161.925mm 大小齿轮的齿顶圆，齿根圆计算 结构设计 大齿轮因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结 构为宜。小齿轮可采用实心式，做成齿轮轴。 (二)低速级齿轮设计计算 1. 选定齿轮类型、等级精度、材料及齿数 按图所示传动方案，选用斜齿圆

18、柱齿轮 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88) 材料及热处理：由课本表10-1选得大、小齿轮的材料均为 40Cr,并经调质 及表面淬火，齿面硬度为4855HRC。 初选小齿轮齿数乙24 :大齿轮齿数z2 24 4.11 98 初选取螺旋角14 2. 按齿面接触强度设计 d1t 2KtT1 u 1/ZhZE2 仁 确定公式内各计算数值 a)试选 Kt 1.6。 b）由图10-30选取区域系数Zh 2.433 c）由图10-26查得 10.78 ;20.87 120.78 0.871.65 d）因大、小齿轮均为硬齿面，故宜选取稍小的齿宽系数，取d 0.8 1 e）由

19、表10-6查得材料弹性影响系数Ze 189.8MPa2 f）由图 10-21e 查得Hlim1Hlim2 1100MPa g）应力循环次数： 8 N160n 1jLh 60 179.44 1 （2 8 300 5）2.5839 10 8 2.5839 10 N17 N2 6.2869 10 i24.11 h）由图10-19查得接触疲劳寿命系数 K hn 10.95, Khn20.99 i）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） H1Khn1- Hlim丄 0.95 1100 1045MPa S k H2HN2 Hlim2 0.99 1100 1089MPa S

20、 许用接触应力为 H H1 H21045 1089 1067MPa 2 2 计算 a）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得 1 ,3：2 1.6 201.71 103 4.11 1 ,2.433 189.8 2 d1t 3；（） mm 48.47mm 0.8 1.654.111067 b）计算圆周速度 厲口48.47 179.44 v0.455m/s 60 1000 60 1000 g) mn d1 d1t 计算模数 48.47 1.8350.69mm 1.6 mn d1 cos 50.69 cos14 Z1 24 2.05 c）齿宽b及模数mnt b ddit 0.8 48.4738.7

21、76mm dit cos 48.47 cos14 “ mnt 1.959mm z124 h 2.25mnt 2.25 1.9594.41mm b h 38.776/4.41 8.79 d）计算纵向重合度 0.318 dz1 tan 0.318 0.8 24 tan 141.522 e）计算载荷系数K 已知使用系数Ka 1，根据v 0.455m/s, 7级精度，由图10-8得动载系数 Kv 1.01 ；由表10-4中的硬齿面齿轮栏查得小齿轮相对支承平面非对称布置、 6级精度、Kh 1.2868，考虑齿轮为7级，取Kh 1.2968 ； 由图10-13查得Kf1.27 由表10-3查得Kh Kf

22、1.4 故载荷系数 K KaKvKh Kh 1 1.01 1.4 1.29681.83 f) 按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，由式（10- 10a）得 15/46 3. 按齿根弯曲强度设计 mn 3 2KY cos2 YFaYsa f 确定计算参数 a）计算载荷系数 KAKvKf Kf 1 1.01 1.4 1.271.795 b) 根据纵向重合度 1.522，从图10-28查得螺旋角影响系数Y 0.88 c) 计算当量齿数 Zvi Z1 3 cos 24 cos314 26.27 ZV2 Z2 3 cos 98 cos314 107.28 d) 查取齿形系数：由表 10-5 查得 YFa

23、1 2.592,YFa22.174 查取应力校核系数：由表10-5查得YSa1 1.596,YSa21.796 e) 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1 0.89, K FN2 0.91 f) 由图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1FE2 620MPa g) 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 F 1 K FN1 FE1 S 0.89 620 1.4 394.14MPa F 2 K FN 2 FE2 S 0.91 620 1.4 403MPa h) 计算大、小齿轮的 YFaYSa F F 并加以比较 YFasa1 F1 2.592 1

24、.596 394.14 0.01049 YFa2Ysa2 F 2 2.174 1.796 403 0.00969 小齿轮的数值大 设计计算 mn3 32 2 1.795 201.71 100.88 cos 14 20.010492.00mm 0.8 242 1.65 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn与由齿根弯曲疲劳强 度计算的法面模数相差不大，取模数 mn 2mm。分度圆直径d1 50.69mm。 53 / 46 dj cos50.69 cos14_ “ z1124.59 min2 取 z125，则 z2 uz14.11 25 103。 4.几何尺寸计算 计算中心距 a (乙

25、 Z2)mn(25 103) 2 131.9mm,圆整为 132mm 2cos2 cos14 按圆整后的中心距修正螺旋角 arccos(z1 z2)mn arccos(25 103) 214 828 arccos arccos 14 8 28 2a2 132 因值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径 zm252 一” d1 51.56mm coscos14828 z2mn1032 d2丄旦212.44mm coscos14828 计算齿轮齿宽 bdd1 0.8 51.56 41.25mm 圆整后取B2 45mm B1 50mm 大小齿轮的齿顶圆，齿根圆计算 da1

26、 d1 2mn 51.56 2 2 55.56mm da2 d2 2mn 212.44 2 2 216.44mm d f1d1 2mn (ha c) 51.56 2.5 2 46.56mm df2 d2 2mn(ha c) 212.44 2.5 2 207.44mm mn 2mm 乙 25 z2103 a 132mm 14 828 d151.56mm d2212.44 mm B1 50mm B2 45mm da1 55.56mm da2 21644mm d f1 46.56mm df2 20744mm 五.轴的结构设计计算 （一） 高速轴的结构设计 1、 求输入轴上的功率Pi、转速ni和转矩T

27、i P,3.95kW n1 960r/min 3 39.29 10 N mm 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 di 30.95mm 则 Ft 2Ti2 39.29 10 N 2538.93N d130.95 Fr Ft tan n 2538.93 一tan20N 953.28N coscos14 1248 Fa Ftta n2538.93 tan14 1248N 643.08N 圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图所示。 3、初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为40Cr调质处理。根据资料1表15-3，取A。112，于是得 dmin A3 旦 1123严 17.

28、95mm ,n1 960 轴上有一个键槽，轴径应增加 5%所以dmin 17.95 17.95 5% 18.85mm, 圆整取dmin 20mm. 输入轴的最小直径显然是安装联轴器直径dvii-viii。为了使所选的轴直径 dvii-viii与联轴器孔径相适应，故同时确定联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tea KaTi，查表14-1,取Ka 1.5 a 1.5 39.2958.935N m。 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB5272-85,选用 选取ML3型的梅花形弹性联轴器，其公称转矩为90N m。半联轴器的孔径 d1 22mm，半联轴器长度L 52mm，半联轴器与轴配

29、合的毂孔长度 L1 38mm。 根据要求，进行结构设计，如图 I - U段用滚动轴承7305AC，B=17mm,再加上封油盘的长度，取 L 26mm， d i - n = 25mm。 n -川L为轴到齿轮轴的过渡段，且起轴肩的作用，齿轮轴的df1 27.825mm， 故取 L 9mm， d27mm。 川-W段为齿轮轴，df1 = 27.825mm， da1 = 33.45mm，L 皿-iv = 30mm IV -V根据整体设计要求，由三根轴的两对齿轮配合，取L=69m m，考虑到右端轴 承处的 dV V 25mm，取 dIV V 26mm。 V-段用滚动轴承7305AC，B=17mm，再加上封

30、油盘的长度，取Lv-在27mm， dv 一 切=25mm。 弋-%段为了轴承端盖的装拆方便的要求，故取Lvi vii 35mm，又因为VI-VII段还 起轴肩的作用，故取d切-四=24mm。 VII-VIII段为最细段，和联轴器配合，所以取 LV VIII 36mm, dV VIII 22mm。图 中未标圆角处取d 1mm。这样，即初步确定了轴的各段直径和长度。 (3)键的选择 根据机械设计课程设计表14-1查得 -毗处的键的代号为 键 6X25GB1096-79 (6X6X25)。 (二) 中间轴的设计 1 已知该轴的功率P2，转速n2，转矩T2 B=3.79KW， n2 =179.44r/

31、min , T2 =201.71 103N mm ， 2.求作用在齿轮上的力 已知该轴上大齿轮的分度圆直径为 d1165.05mm Ft 2T 2 3 201.71 10 2444.23N d 165.05 Fr 匚 tan n 卜t cos 917.72N Fa Ft tan 619.09N 该轴上小齿轮的分度圆直径为d251.56mm 2T 2 201.71 103 Ft 7824.28N d51.56 FrFt tan n 2936.80N cos FaFt tan1971.29N 3、初步确定轴的最小直径 112，于是得 选取轴的材料为40Cr调质处理。根据表15-3，取C dmin

32、1123 3.79 179.44 30.96mm 加装三个键最小轴径增加 7%,为33.13mm。 中间轴的最小直径是与轴承配合处的直径，根据轴承内径系列，选择轴 承代号为7307C取d=35mm,尺寸外形为 d D B 35mm x 80mm x 21mm,其余 尺寸见图。 4. 轴的结构设计 安装大齿轮处的键型号为键C12 22GB1096-79 安装小齿轮处的键型号为键12 40GB1096-79 轴上零件装配方案和尺寸如图 根据要求，进行结构设计，如图。 I - U轴最细处为1-11段，装滚动轴承，选取d 35mm，轴承型号7307C GB292-83轴承B 21mm。加上封油盘的长度

33、，并使齿轮定位准确，取LI _ n = 44.5mm n -川为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 L| in 24mm, d 40mm。 川-W齿轮右端采用轴环定位，故取 d皿_出=45mm , Lm _出=12.5mm。 IV - V为使小齿轮定位准确，取LW _ v = 49mm , d W _ v = 40mm V - W右端装轴承处V-VI段同I-II段结构相似，取dV V 35mm。初步 估计齿轮到箱体内壁距离和箱体厚度，滚动轴承宽度等距离，取LV V 42mm。 这样，以初步确定了轴的各段直径和长度。 （三）低速轴的设计 1. 已知该轴的功率Pa，转速na，

34、转矩Ta P3=3.64KW， %=43.66 r/min ,T3 =796.20 xi03N?mm， 2. 求作用在齿轮上的力 已知该轴上齿轮的分度圆直径为 d!212.44mm 2T 2 796.20 103 Ft 7495.76 N d212.44 tan a Fr = Ft=2813.49N cos B Fa Ft tan 1888.52N 3、初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢调质处理。根据表15-3，取C 112，于是得 P3 64 dmin C3112348.93mm。 ，n 43.65 安装三个键槽增大直径7%，得dm52.35mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴

35、的直径dI_ II。为了使所选的轴直径 d|_ |与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。 联轴器的计算转矩 Tea = ?杳1表14-1,考虑到转矩变化小，故取 ? =1.3，则 Tea = ?= 1.3 X 796.20 = 1035.06 N ?m 按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，采用HL4型弹性柱销联轴器，其 公称转矩为1250N ?m，半联轴器孔径di = 55mm，故dj = 55mm，半 联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度Li=84mm。 查机械设计课程设计表15-6,选择轴承代号为7212C的角接触球 轴承，尺寸外形为 d D B 60

36、110 22 4. 轴的结构设计 安装大齿轮的键型号为键C20 36GB1096-97 安装联轴器处的键为键16 70GB1096-97 轴上零件装配方案和尺寸如图 心 Min 如 训S2 如图。由联轴器选择所知，轴最细处为l-ll段，装半联轴器，选取 d 55mm， 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L1略短一 些，现取L 82mm。 为了轴承端盖的装拆方便，故取L 40mm，又因为II-III段还起轴肩的作用， 故取d 58mm。 初步选定滚动轴承，选取7212C，故d V dV VIII 60mm，又因为轴承 B 22mm，加上封油盘的长度，故取L

37、 V 33mm。 IV-V段起左端轴承的轴肩作用，取d v v 72mm。因为要和低速级小齿轮相精确 啮合，由中速轴的结构设计可确定L V V 41.5mm， 齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d，故取h 5mm，则轴环处的直径 dv v 77mm，轴环宽度 b 1.4h，取 Lv v 10mm。 VI-VII段为低速组齿轮，由之前齿轮设计所得，齿宽为 B 45mm，为了使套筒断 面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取Lv v 44mm，dvi-vii = 70mm。 初步估计齿轮到箱体内壁距离，和箱体厚度，滚动轴承宽度等距离，取 Lv v 45.5mm。dvii-viii =

38、 60mm 图中未标圆角处取r 2mm。这样，以初步确定了轴的各段直径和长度。 五.轴、轴承、键的校核 （一）各轴上的载荷 1. 高速轴的校核 1），高速轴的弯扭组合强度的校核分析高速轴所受的力及弯扭矩 受力如图： 12538.93N di Fr tan n F t COS 953.28N Fa Ft tan 643.08N 水平面上受力分析 L= 134.8mm 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F Fnv1 327.71N Fnh1=676.18N Fnh2=1862.75N FnV2625.57N 弯矩M Mh = 66874.202 N -mm MV1 32410.52N mm Mv2

39、22457.963N mm 总弯矩 M1 74314.20N mm M2 70544.44N mm 扭矩T T 39.29N m FNH2 98.9Ft1862.75N 676.18N Mh FNH 2 35.9 MFa 9951.66N FNV2 Fr 98.9 L F NV1 Fr 35.9 L M v2 FNV 2 35.9 M v1 M v2 MFa 35.9Ft L 32410.52N mm 66874.202N mm 22457.963N mm F NH1 M, MFa MFa 625.57N 327.71N 2 2 H1 MV1 74314.20N M2 L M ,M H 22

40、MV2270544.44N mm mm 将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、 总弯矩及扭矩列表: 2).弯扭合成校核轴的强度 根据轴的弯扭合成条件，取6, W 0.1d32154.30mm3 轴的计算应力为 35 70MPa 。因此 ca 2 2 (36.19MPa ca -1 , 故安全。 3）精确校核轴的疲劳强度 ,34. 0.1d3 2964.71mm3 355MPa 200MPa 圆角 2.09 1.65 又由附图3-1查得: 轴的材料为 40cr,调质处理。由 机械设计表15-1查得 确定危险截面 由图可知W截面弯矩较大，仅次于III ,且W截面受扭，III截面不受 扭，故确定W截面为危

41、险截面。 W截面左侧 0.2d35929.42mm3 98.9 15 74314.20 63043.09N ?mm 98.9 M , 21.26MPa W WT T6.63MPa 轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得: 735MPa rd r=1, d = 0.038, d = 1.19。有轴肩形成的理论应力集中系数 按附表3-2查得： q0.77 q 0.80 k 1 q (1)1.8393 k 1 q (1)1.52 由附图3-2, 3-3得： 0.85 0.9 轴按磨削加工，由附图3-4查得： 卩 0.91 轴未经表面处理，即： Bq 1 k1 K-12.26 k1 K

42、1 1.79 又由3-1章、3-2章得： 0.25 0.13 S 1 7.38 K am S 1 31.42 Kam S S Sca 7.18 S 1.5 VS 2 s2 因此该截面的强度是足够的。 W截面右侧 W 0.1d31757.6mm3 W 0.2d33515.2mm3 b M 35.87MPa w T T 11.18MPa WT 轴的材料为40Cr调质由机械设计(下同)表15-1查得： B 735MPa 1 355MPa i 200MPa 有轴肩形成的理论应力集中系数按附表3-2查得： 2.09 1.65 又由附图3-1查得： q0.77 q 0.8 k 1 q (1)1.8393

43、k 1 q (1)1.52 由附图3-2, 3-3得： 0.91 0.93 轴按磨削加工，由附图3-4查得： Ba 卩 0.91 轴未经表面处理，即： Bq1 k1 K -1 2.12 k1 K一 一-1 1.73 又由3-1章、3-2章得： 0.25 0.13 S1 4.67 Kam S 1 19.24 K am S S Sca4.54S 1.5 Vs 2 s 2 因此该截面的强度是足够的。 高速轴强 度足够 F NH 1 务眇450)39.亿 5733.38N F NH 2 L Ft1 49.4Ft2(49.4 50) L FNH1 49.4283228 .97N 4535 .13N mm

44、 NV1 L FnV 2 F r1 49.4 M a1 Fr2 99.4 M a2 L M v1 F NV 1 49.4 80478.53N mm M v2 M V1 M a1 29658 .68N mm m1 Mh 12 m V12294440 .90 N mm 389.96N m2 Mh Fr1 89.4 M a1 Fr2 39.4 2 2 H2 Mv2 284777 .61N mm M a2 1629.12N 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1 =5733.38N Fnv1 1629.12N Fnh2=4535.13N FnV2 389.96N 弯矩m M h 283228.9

45、7N mm M V1 80478.53N mm M V2 29658.68N mm 总弯矩 M1294440.90N mm M2284777.61N mm 扭矩T T 201.71N m 将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及扭矩列表: 2).弯扭合成校核轴的强度 根据轴的弯扭合成条件，取 0.6 W 0.1d36400mm3 轴的计算应力为 ca M 2( T3)2 49.74MPa 轴的材料为40cr,调质处理。由 机械设计表15-1查得-1 70MPa 。因此 ca -l，故安全。 3）精确校核轴的疲劳强度 确定危险截面 由图可知III截面弯矩较大，且III面受扭，II截面不受扭，故确

46、定 III截面为危险截面。 III截面左侧 33 W 0.1d36400mm3 W 0.2d312800mm3 b 46.00MPa w T 15.76MPa WT 轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得: B 735MPa 1 355MPa 1 200MPa 初选H7/r6配合，由附表3-8 得: 3.47 2.776 轴按磨削加工，由附图3-4查得: Ba 卩 0.91 轴未经表面处理，即: Bq 1 ki K -1 3.5689 k1 K一 1 2.8749 又由3-1章、3-2章得： 0.25 0.13 S12.1624 Kam S18.446 K am S S Sca

47、 2.09 S 1.5 匚2 c 2 、；ss 因此该截面的强度是足够的。 III截面右侧 33 W 0.1d9112.5mm Wt 0.2d318225mm3 b M 32,31MPa w t 11.07MPa Wt 轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得： b 735MPa 1 355MPa 1 200MPa rD r=2 -= 0.05，-= 1.125，有轴肩形成的理论应力集中系数按附表 dd 3-2查得： 2.09 1.40 又由附图3-1查得： q0.85 q0.87 k 1 q (1)1.9265 k 1 q (1)1.348 由附图3-2, 3-3得： 0.77

48、 0.86 轴按磨削加工，由附图3-4查得： 卩 0.91 轴未经表面处理，即： Bq 1 k1 K12.60 k1 K1 1.67 又由3-1章、3-2章得： 0.25 0.13 S 1 4.23 K am S 1 20.07 Kam S S Sca4.14S 1.5 Vs 2 s2 因此该截面的强度是足够的。 2.低速轴的校核 1)，低速轴的弯扭组合强度的校核分析低速轴所受的力及弯扭矩 受力如图： 中间轴强 度足够 Ft1 7495.76N di Fri Ft tan n 2813.49N cos Fa1 Ft tan 1888.52N L=135mm F NH 1 88Ft1 4886

49、.125 N L F NH 2 47 f t1 2609 .63 N L M h Ma Fnh1 47229647 .44N mm 200598 .59 N ? mm F NV 1 FNV 2 Fr1 88 Fri 47 Ma Ma 348.07N 2465 .42 N M v1 FNV1 4716359.29N mm M v2 M v1 Ma 216956 .96 N mm Mi M2 230229 .39 N mm 315924 .47N mm 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F Fnh1=4886.125N Fnv1 348.07N f nh2 =2609.63N FNV2 2465.4

50、2N 弯矩M M H 22964744N mm MV1 16359.29N mm MV2 216956.96N mm 总弯矩 M1230229.39N mm M2315924.47N mm 扭矩T T 796.20N m 将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及扭矩列表： 2) .弯扭合成校核轴的强度 根据轴的弯扭合成条件，取6, 33 W 0.1d34300mm 轴的计算应力为 M 2( T3)2 ca 16.70MPa W 轴的材料为40Cr，调质处理。由 机械设计 表15-1查得J 70MPa 。因 此ca -1，故安全。 3) 精确校核轴的疲劳强度 确定危险截面 由图可知III截面弯矩

51、较大，且III截面受扭，II截面不受扭，故确 定III截面为危险截面。 III截面左侧 0.1d334300mm3 0.2d368600mm3 M , 9.21MPa w T 11.606MPa Wt 轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得: 735MPa 355MPa 200MPa 初选H7/r6配合，由附表3-8 得: 3.9 3.12 轴按磨削加工，由附图3-4查得: Ba B 0.91 轴未经表面处理，即： Bq 1 ki K -1 3.9989 k1 K一 一-1 3.2189 又由3-1章、3-2章得： 0.25 0.13 S19.64 Kam S110.29 K

52、am S S Sca 7.035S 1.5 2 2 pSs 因此该截面的强度是足够的。 III截面右侧 33 W 0.1d45653.3mm Wt 0.2d391306.6mm3 b M 6.92MPa w T 8.72MPa WT 轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得： b 735MPa 1 355MPa 1 200MPa rD R=2，-= 0.028，d= 1.1，有轴肩形成的理论应力集中系数按附表 dd 3-2查得： 2.13 1.48 又由附图3-1查得： q0.84 q 0.88 k 1 q (1)1.9492 k 1 q (1)1.4224 由附图3-2, 3-

53、3得： 0.65 0.8 轴按磨削加工，由附图3-4查得： 卩 0.91 轴未经表面处理，即： Bq 1 k1 K-1 3.10 k1 K1 1.877 又由3-1章、3-2章得： 0.25 0.13 S 1 16.55 K am S 1 22.85 Kam S S Sca 13.40S 1.5 VS 2 s2 因此该截面的强度是足够的。 (二)、滚动轴承 所有轴承预期寿命为二年。 1.高速轴的轴承 轴承 1 : 7305AC 轴承 2 : 7305AC 根据轴承型号取轴承基本额定动载荷为：Cr 21.5KN ； 静载荷为： 515.8KN 低速轴强 度足够 1求两轴承的计算轴向力Fai和Fa

54、2 对于7305AC型的轴承，e=0.68,; f22 F r1FriHF rIV751 -41 N j22 Fr 2jFr2HF r2V1964.99 N Fd1=0.68 FM 510.96N Fd2 0.68 Fr2 1336.19N Fa=643.08N Fa1 Fd2 Fa 1979.27N Fa2 Fd2 1336.19N Fa1 0.1253 c。 Fa2 二 0.0845 C 因此轴承1载荷较大，验算轴承1的寿命。 3求轴承当量动载荷R和P2 因为 Fa1 Fr1 查表得 对轴承 1： X10.41 0.87 因轴承运转中有轻微冲击，按表13-6 fp 1.1 P fp(X Y

55、 F/) 1.1(0.41 751.410.87 1979.27)2233.05N 4.验算轴承寿命 106 C h(P) = (21.5 10 )315495.21h 3.23年 2年 60 9602233.05 故轴承使用寿命足够、合格。 a.中间轴上的滚动轴承验算寿命计算 高速轴上 的滚动轴 承合格 轴承 1 : 7307C 轴承 2 : 7307C Cr 34.2KN ； 根据轴承型号取轴承基本额定动载荷为: 静载荷为：526.8KN 1求两轴承的计算轴向力Fai和Fa2 Fae = 1352.2N，对于7206C型的轴承，按表13-7.轴承的派生轴向力Fd eF， e为表中的判断系数

56、 ，其值由Fa的大小来确定，现在e未知,故先取e=0.4,因此 Co 可估算; Fr 1 Fr2 .FMh2 Fr2H2 F r 1V 2 F r2V 5960.34N 4551.86N Fd1 =0.4 Fr1 2384.136N Fd 20-4 Fr2 1820.744N 因此轴承 Fa1 Fd2 1被压,轴承2被放松. Fae 3172.94N Fa2 F d2 1820.744N Fa1 C0 0.12 Fa2 C0 0.0679 e1 = 0.469， e2 = 0.44 Fd1=0.47 FM 2795.39N 0.44 Fr2 2002.81N F ae 3355.01N F d

57、2 2002.81N Fa1 C0 0.125 两次计算的丫相差不大，因此确定e1 = 0.469，e2 = 0.44 Fa1 = 3172.94N， Co Fa2 = 1820.744N 3求轴承当量动载荷R和P2 因为 ei = 0.469 Fa1 Fr 1 0.53 e-i 查表得 对轴承 1: Xi 0.44,Y1.183 因轴承运转中有轻微冲击，按表13-6 fp 1.1 R fp(X Fr1 Y Fa1) 1.1(0.44 5960.341.183 3172.94)7013.75N 4.验算轴承寿命 63 10(34.2 10 )3 60 179.44( 7013.75 ) 107

58、68.54 h 2.24 年 2 年 寿命合格. 3.低速轴上轴承的校核 中间轴上 的滚动轴 承合格 轴承 1： 7212C 轴承 2： 7212C 根据轴承型号7212AC取轴承基本额定动载荷为：C=44.8KN ；基本额定静载荷 为：37.8KN 1. 求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2 对于7212C型的轴承，按表13-7.轴承的派生轴向力Fd eFr， e为表中的判断系数 ，其值由匡的大小来确定，现在e未知,故先取e=0.4,因此 Co 可估算； F r 1 / 2 2 Fr1HFr 1V 4898.507N Fr2 Fr2HF r2V 3590.05N Fd1=0.4 Fr1 195

59、9.40N Fd2 0.4 Fr2 143602N 因此轴承1被压,轴承2被放松. Fai Fd2 Fae 3324.54N Fa2 Fd2 1436.02N Fa1 上 0.08795 Co Fa2 上 0.03799 c。 ei = 0.4609, ei = 0.4093 Fd1=0.4609 Fr1 2257.72N Fd2 0.4093 Fr2 1469.407N Fai Fd2 Fae 3357.927N Fa2 Fd2 1469.407N FaL= 0.08883变化不大，因此确定 ei = 0.4609 , Fai = 3324.54N C0 3求轴承当量动载荷Pi和P2 因为

60、ei = 0.4609 Fai ai 0.6787 e, F r i 查表得 对轴承i： Xi0.44,Yi i.2288 因轴承运转中有轻微冲击，按表i3-6 fp i.i P fp(X Fr1 Y F/) 1.1(0.44 4898.5071.2288 3357.927)6864.59N 4.验算轴承寿命 106 C Lh T(P) 10644800 3一一 =()3 106109.74h 22.11 年 2 年 60 43.666864.59 故轴承使用寿命足够、合格。 低速轴上 的滚动轴 承合格 （三）.键的设计和计算 1. 高速轴上同联轴器相连的键的设计 择键联接的类型和尺寸 选择半