机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

1、目录一、 设计任务书 1二、 电动机选型 3三、 总传动比和传动比分配 3四、 计算传动装置的运动和动力参数 4五、 传动件的设计计算 51. 滚子链传动设计计算 52. 低速级齿轮传动设计计算 73. 高速级齿轮传动设计计算 7六、轴的设计计算 121. 高速轴的设计122. 中速轴的设计153. 低速轴的设计194. 精确校核轴的疲劳强度 22七、滚动轴承的选择及计算 261. 高速轴的轴承262. 中速轴的轴承273. 低速轴的轴承29九、键联接的选择及校核计算 31十、联轴器的选择 32十一、减速器附件的选择和箱体的设计 32十二、润滑与密封 33十三、设计小结 34十四、参考资料 3

2、5设计任务书 设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器总体布置简图5-电动机1.2. 工作情况单向连续运输，轻度振动。3. 使用寿命8年，每年350天，每天16小时。4. 原始数据主动星轮圆 周力(kN)主动星 轮速度(m/s)主动星轮 齿数主动星轮 节距(mm110.99925.设计内容(1)电动机选型(2) 链传动设计(3) 减速器设计(4) 联轴器选型设计(5) 绘制装配图、零件图(6) 编写设计计算说明书6.设计任务(1) 减速器总装配图1张(0号或1号图纸)(2) 齿轮、轴零件图各一张(2号或3号图纸)(3) 设计计算说明书一份电动机的选择1.电动机容量工作机的输出功率PwFv

3、000 0.9 =9.9kW10001000电动机的输出功率PdPw 二 9.9kW传动装置的总效率式中，1为滚子轴承效率，2为圆柱齿轮效率，3为联轴器效率，4为滚子链传动效率。查机械设计课程上机与设计(以下如未作说明，公式、数据皆为此书中查得)表9-1得：；滚子轴承S =0.98 ；圆柱齿轮传动2 = 0.98 ；弹性联轴器3 =0.99 ；滚子链传动4 =0.96，贝U_32= 0.980.980.99 0.96 =0.84故 pd 二巳=9.9 = 11.8kW0.84(3)电动机额定功率PedPed - KPd -1.3 11.8 =15.34kW查表16-2选取Y200L1-6型号的

4、电动机额定功率18.5kW，同步转速1000r/min , 6级，满载转速 970r/min ,堵转转矩=18最大转矩 额定转矩 .额定转矩三、总传动比和传动比分配1.i2.传动装置总传动比970 =15.263.9分配各级传动比l. =0.84Pd =11.8kWPed 二 18.5kWi = 15.2设计计算及说明链传动传动常用传动比范围为1.52.5，取i = 2 ；rr 同轴式二级轮减速器两级传动比要满足iii2. ii 1 = i 2 = 3.713ii =i2 = J152 =2.8 2四、计算传动装置的运动和动力参数1.nz=n0 = 970r / min各轴转速减速器高速轴为i

5、轴，中速轴为n轴，低速轴为川轴，各轴转速为nn= = 97=357r/mini12.8叮=35=128r/mini22.82.各轴输入功率按电动机额定功率 P计算各轴输入功率，即R 二 Po 1 3 =18.5 0.98 0.99 =17.9kWPn 二 P 1 2 =17.9 0.98 0.98 =17.2kWP皿二 Pn 1 2 =17.2 0.98 0.98 =16.5kW3.各轴转矩P17 9T = 9550 1 = 9550170.9N mni970Prr17 2Tn = 9550- -9550460.1 N mnn357T皿=9550 % =955016.5 =1231.1N mn

6、 皿128高速轴i中速轴n低速轴川转速（r/min ）970357128功率（kW17.917.216.5转矩（N m）170.9460.11231.1五、传动件的设计计算1. 滚子链传动设计计算（1）选择链轮齿数设计计算及说明取小链轮齿数Z1 =19，大链轮齿数Z2 =i Zi =2 19=38。(2)确定计算功率查机械设计(滚子链传动设计中如未作说明，公式、数据皆为此书中查得)表9-6得Ka =1.4，查图 9-13 得 Kz =1.35，单排链 Kp =1，则Pea =KAKzPed =1.4 1.35 18.5 =34.97kW(3)选择链条型号和节距根据Pea =34.97kW ,

7、n皿=128查图9-11选用32A型。查表9-1 ,链条节距为p = 50.8mm。(4)计算链节数和中心距初定中心距 a0 二(30 50) p 二 1524 2540mm，取 a0 二 2000mm。相应的链长节数L p0a。 (Z1 Z2)严2-乙2卩 a。 (Z1 Z2)乙2-乙2=2石(=)ar2 (甘)=2 2000 .(19 38) 38 -19)250.822 二=107.317mm取链长节数Lp =108节查表9-7得中心距计算系数 人=0.24927，则链传动最大中心距为a - f1p2Lp -(z1 z2 )0.24927 50.8 2 108 - (19 38) = 2

8、013(5)计算链速V,确定润滑方式n 皿 Z1 p60 1000128 19 50.860 1000=2.1m / s由V和链号查图9-14选用油池润滑或油盘飞溅润滑。Pea 二 34.97kW32A型p = 50.8mm a0 二 2000 mmL p 二 108mma = 2013mmv = 2.1m/s(6) 计算压轴力Fpp18 5有效圆周力“1000 厂 10曲17=8810链轮水平布置压轴力系数Kfp =1.15，则压轴力为Fp = Kf Fe =1.15 8810= 10131.5NFp =10131.5N设计计算及说明结果(7) 链轮基本参数和主要尺寸小链轮名称计算公式结果齿

9、数z1i9节距p50.8mm基滚子外本尺径d128.58mm寸排距558.55mm内链板高度h248.26分度圆 直径dd - p308.64mm.180乜 sinZi齿顶圆damax =d +1.25p -di343.52mm主要直径dadamin =d 十（1 +）p小勺z335.imm尺 寸齿根圆直径dfd f = d 7280.06mm轴凸缘直径dg180dg c pcot1.04h2-0.76Zi取 250mm齿高ha0 8hamax（0.625 +）p0.5diZii9.60mmhamin =0.5（ P 一di ）ii.iimm大链轮名称计算公式结果齿数z238节距p50.8mm

10、基滚子外本 尺径d!同小链轮28.58mm寸排距Pt58.55mm内链板高度h248.26分度圆 直径ddP415.17mm180sinZ2齿顶圆damax =d +1.25p -dj450.09mm主要直径da1.6damin =d 十(1 中)P 一 小1z439.53mm尺 寸齿根圆直径dfd f = d 7386.59mm轴凸缘直径dg180 odg c pcot1.04h20.76Z1取 360mm齿高ha丄0.8hamax (0.625)p 0.5dZ118.53mmhamin =0.5( P d11.11mm2. 低速级齿轮传动设计计算（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选

11、用直齿圆柱齿轮 运输机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB10095-88） 由机械设计（齿轮设计部分如未作说明，公式、数据皆查此书）表 10-1选择小齿轮 材料为40Cr （调质），硬度为250HBS大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为220HBS二者硬度差为30HBS选小齿轮齿数 zi = 24 :大齿轮齿数z? = i耳=2.8 24 ：- 68（2）按齿面接触强度设计按设计公式（10-9a ）试算，即d2.32T1确定公式内各计算数值U 1( Ze )2U(h)a)试选载荷系数Kt =1.3b)计算小齿轮传递的扭矩mn = 3.97 mm357c)由图10-30选取区域系数 Z

12、h = 2.4335c95.5 10 Pu95.5 105 17.25 MTf4.6 10 N * mnUd)由图 10-26 查得 y =0.78, ；一2 =0.88，:- ； j：2 =0.78 0.88 =1.66e)小齿轮传递的传矩=422.36N mf)由表10-7选取齿宽系数：:Jd -11g)由表10-6查得材料弹性影响系数 Ze =189.8MPa 2h)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限二Hiim1 =550MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限 二Hlim2 =500MPai)由式10-13计算应力循环次数:N1N?8=60 n1 j Lh =60 357

13、 1 (8 350 16)=9.596 10 N19.596 1088-13.427 108i12.8j）由图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn1 =0.95, Khn 2 =1.01k)计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为1%安全系数S=1，由式(10-12)得KHN1 ；H|im1 0.95 550匚匚HN1Hlim1MPa =522.5MPa;S1. KHN2 Hlim2 1.01 500-2MPa = 505MPaS设计计算及说明计算a)计算小齿轮分度圆直径d1tKtT1 u 1( Z E )2u (h)3 1.3 4.6 1052.8 1 界89.8、2= 2.32 3() =11

14、2.702.8505dit - 2.32 3b)V 1计算圆周速度vl d 1t “160 1000二 112.702 35760 1000m s = 2.1m sc)计算齿宽b,模数m及齿宽与齿高之比b/h齿宽：bi；d d1t= 1.0 112.702mm = 112.702mm模数：d1t112.702mntmm - 4.696mmZ124齿高：h =2.25mnt= 2.25 4.696mm = 10.566mmmn _ 2.81mmb/h =112.702/10.566 =10.67d) 计算载荷系数 由表10-2查得使用系数 KA =1.25根据v=2.1ms，7级精度，由图10-

15、8查得动载系数Kv =1.1直齿轮心：.二心：.二1由表 10-4 查得 KJ? =1.434查图10-13得心1 =1.36乙二32z 119a = 233.43mm故载荷系数：K =Ka Kv Kh：. KhI =1.25 1.1 1 1.434 =1.972e) 校正分度圆直径d1 =d1t3 ； =112.702 gmm = 129.49mmf) 计算模数mnd1129.49mnmm = 5.40mmz-i24设计计算及说明结果（3）按齿根弯曲强度设计由式（10-17）mn-YFaYsa确定计算参数a）由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限匚fei =450MPa ；大齿轮的弯曲

16、疲劳强dr = 98.75mm d2 = 367.24mm度极限、+e2 =350MPa由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfni = 0.85, Kfn2 = 0.95b）计算弯曲疲劳许用应力B1 = 105mmB2 = 100mm取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12 ）得S丄曰=0.85 450 =273.21MPa1.41.4J?丄 fe2 = 0.95 350 = 237.5MPac）计算载荷系数K 二 Ka Kv Kf：. Kf 一： =1.25 1.1 1 1.36 =1.87d）查取齿形系数由表 10-5 查得 YFa1 = 2.65,YFa2 =2.248e）查取应力

17、校正系数由表 10-5 查得 Ysa =1.58,Ysa2 =1.746Y Yf） 计算大、小齿轮的 Fa Sa，并加以比较竹YFa1 Y Sa1 -L2.248 1.747237.5设计计算mn2 1.87 4.4 105 1 汉2422.65 1.58273.21= 0.01533二 0.016530.01653mm 二 3.61mm设计计算及说明对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn =4mm，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4 =129.40mm来计算应有的齿数。于是由Zidi12

18、9.404则 z? = iZi = 2.8 33 = 93(4)几何尺寸计算 计算分度圆直径di =乙口 = 33 4mm = 132mmd2 = z2m =93 4mm = 372mm 计算中心距di d2a 二2132372mm 二 252mmFt =2405.06NFr =900.49NFa =875.37NFp = 1622N计算齿宽b =：d d 1 132mm = 132mmdmin=25.64mm圆整后取 B1 = 137mm, B2 = 132mm3. 高速级齿轮传动设计计算(1)选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选用斜齿圆柱齿轮 选7级精度(GB10095-88) 选择小齿

19、轮材料为 40Cr (调质)，硬度为250HBS大齿轮材料为 45钢(调质)，硬度为220HBS二者硬度差为 30HBS 选小齿轮齿数 乙=24 :大齿轮齿数z2 = i z 2.8 24 = 68初选取螺旋角=14(2) 按齿面接触强度设计按式(10-21 )试算，即(ZhZe确定公式内各计算数值a)试选载荷系数 Kt =1.6设计计算及说明b) 由图10-30选取区域系数Zh =2.433c) 由图 10-26 查得= 0.78, .2 = 0.88，；. - ； 亠 J.2 = 0.78 0.88 = 1.66d) 由表10-7选取齿宽系数d =1ie) 由表10-6查得材料弹性影响系数

20、 Ze =189.8MPaf) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限匚Him1 =550MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限；Hlim2 =500MPag)由式10-13计算应力循环次数:N1=60 n1 j Lh =60 970 1 (8 350 16)=2.688 109 N12.6881098N219.6 108i12.8h)由图10-19查得接触疲劳寿命系数K HN1=0.90, KHN 2 = 0.95i) 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%安全系数S=1，由式(10-12)得j)计算d1tK HN1心 H lim10.90 550 ,S1K HN2! H lim

21、 20.95 500Sr -I-t-1冃接触应-H1力+ G j49547522MPa = 495MPa;= 485MPa-J上L二a)试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得MPa =475MPa2 1.6 1.7 101 1.6628 12.82.433 89.8、_485二 73.88mmb)计算圆周速度2 d1t n160 1000-73.88 97060 10003.87 m sc)计算齿宽b,模数m及齿宽与齿高之比b/h齿宽:模数:齿高:b - ：d d1t =1.0 73.88mm = 73.88mm ditCOsB73.88cos14“mntmm = 2.99mmz124h =

22、 2.25mnt = 2.25 2.99mm = 6.73mmb/h =7388/6.73 =10.98d)计算纵向重合度；，0.318d z tan ： =0.318 1 24 tan14 =1.903e)计算载荷系数K由表10-2查得使用系数 KA =1.25根据v =3.87m s，7级精度，由图10-8查得动载系数 Kv =1.12由表 10-4 查得 Kh 1 =1.425表 10-3 查得 Kh,. = Kf,. =1.2图 10-13 查得 Kf 一： =1.35故载荷系数：K 二 KA KV Kh：. Kh “1.25 1.12 1.2 1.425 = 2.394f) 按实际的

23、载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得d1 牡2 394= 73.88 3 mm = 84.5mm A 1.6g)计算模数mn4 cosP 84.5cos14 mnmm 二 3.42mm乙24(3) 按齿根弯曲强度设计由式(10-17)、2KT1Y0cos2B YFaYsa mn 启 3 -7_2 dZ1；：.6确定计算参数a)计算载荷系数K -kA Kv Kf：. Kf2 =1.25 1.12 1.2 1.35 =2.268b)根据纵向重合度 =1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数 丫-： =0.88c)计算当量齿数Z124cos3 :cos314Z268cos3 :

24、cos314Zv2= 26.27二 74.44d)查取齿形系数由表10-5查得YFa1二 2.592,YFa2 =2.23e)查取应力校正系数由表10-5查得Ysai= 1.596,Ysa2 =76f)计算弯曲疲劳许用应力；二=28.61Mpa安全M2K FN1 FE1S0.9 4501.4=289.29MPaK FN 2FE2S0.95 3501.4-237.5MPa由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；fe1 =450MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极 限二 FE2 =350MPa由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.9, KfN2 = 0.95取弯曲疲劳安全系数S=1

25、.4，由式(10-12)得g)计算大、小齿轮的YFaYSa，并加以比较竹YFa1 丫Sa1t F12.59 1.596289.29F.01429YFa2 丫Sa2t F22.23 1.76237.5= 0.01653大齿轮的数值大设计计算、3 2 汉 2.394 汉 1.7 汽 105 汉0.88 汉(cos14 了mn -320.01653mm = 2.24mm1 242 1.66Ft1 =2300.19NF1 =861.22NFa1 =837.20N为满足强度要求且保证两级齿轮中心距相同，取mn =4mm， d1 = 130mm来计算应有的齿数。于是由Z1J30COS14 =32mn4则

26、z? = iZi = 2.8 32 = 90(4)几何尺寸计算计算中心距Ft2 =8554.13 NFr2 =3202.79 NFa2 =3113.45N_ (Zi +Z2 mn32 cos P32 904 mm=251mm2 cos14 按圆整后的中心距修正螺旋角P = arccos(Zl +Z2 九 =arccos(32 十90)疋4 =33 2x2512admin=39.31mm因1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Z1 mn32X4“cd1mm = 132mmcos： cos13 3347Z2 mn 90 汉 3“cd2mm = 370mmcos： c

27、os13 33 47计算齿轮宽度b -：d di =1 132mm = 132mm圆整后取 B1 = 137mm, B2 = 132mm为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用左旋，大齿 轮采用右旋。咼速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比2.8模数(mm)4螺旋角1333*470中心距(mm)251252齿数32903393齿宽(mm)137132137132直径(mm)分度圆132370132372齿顶圆140378149380齿根圆127365127367旋向左旋右旋无无设计计算及说明六、轴的设计计算1.高速轴的设计(1)高速轴上的功率、转速和转矩转速(r

28、/min )高速轴功率(kw)转矩T (N m)97017.9170.9(2) 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为d=132mm，根据机械设计(轴的设计计算部分如未作说明，公式、数据皆查此书)式 (10-14)，贝U2T 2X70.9Ft =r = 2405.06 Nd 132 如 0Ft tano(ntg20.n =2405.06900.49Ncos ：cos13 33 47Fa =Fttan 1； =2405.06 tg20 =875.37NFp N622N(3) 初步确定轴的最小直径先按式(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。根据表 15-3，取A。=

29、115,于是得dmin =A03 P =115 3= 32.2mmbn 970(4) 轴的结构设计1 )拟订轴上零件的装配方案(如图)Inmwvw2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了能与联轴器配合，1轴段直径d=40mm，长度L=110mm 为满足联轴器轴向定位，n轴段直径d=50mm ,长度L=50mm 初步选用圆锥滚子轴承。根据轴承内径，m轴段直径d=55mm长度L=40mm 为方便齿轮装拆，W轴段直径d=60mm根据齿宽，长度 L=135mm设计计算及说明 为满足齿轮轴向定位，V轴段直径d=68mm长度L=10mm 因装配的轴承相同，W轴段直径和长度同n轴段3) 轴上零件

30、的轴向定位联轴器与轴的周向定位选用普通平键A型12 X 90齿轮与轴的周向定位选用普通平键A型18X 1004) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角2 45，各圆角半径见零件图总长度L=385mm(5)求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从机械设计课程上机与设计中查取 a值。对于30211型圆锥滚子轴承，查得a=21mm。因此，轴的支撑跨距为L1=118mm, L2+L3=74.5+67.5=142mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的Mh、Mv及M的值列于下表。

31、载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 =1143N , Fnh2 =1262NFnv1 =2237N , Fnv2 =1516NC截面 弯矩MM H = FnH2 江 L3 =85185 N mmMv = FNV2KL3+Ma=145551N mm总弯矩M max =*M H +M： = J851852 +1455512 =168646N mm扭矩T =118750N mm设计计算及说明（6）按弯扭合成应力校核轴的强度:-=0.6，轴的计算应力根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取ca =一1686462.6 87502 Mpa=28.61Mpa0.1 403二 ca

32、=50.70Mpa已选定轴的材料为 45钢，调质处理。由表 15-1查得二J=60MPa。因此二ca ：；、,故安全。2.中速轴的设计安全Ft1Fr 1Fa12T2 460.13 = 2300.19Nd370 10Ft tan ： ntg 20=t . n =2300.19861.22N d 370mmcos ：cos 13 33 47=Ft tan =2300.19 tg 20 =837.20N已知低速级齿轮的分度圆直径为d2 = 132mm，根据式（10-14），则2422.36Ft2 ：3 -8554.13N98.75 10Ft tan ： ntg 20-8554.133202.79 N

33、cos -cos0Ft 二 7466.07NF=2791.54NFa =2717.43NFr2初步确定轴的最小直径先按式（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。根据表 15-3，取Ao =115,于是得:P17 2dmin 二 A。3 门=112 3 357 = 41.8mm轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案（如图）d min 二 60.23mm中速轴上的功率、转速和转矩转速(r/ min )中速轴功率（kw）转矩T ( N m)35717.2460.1作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为，根据式 （10-14），则In川Wv2）根据轴向定位的要求确定轴的各

34、段直径和长度 初选圆锥滚子轴承。根据轴承内径，1轴段直径d=45mm ,长度L=38mm 为方便齿轮装拆，n轴段直径d=50m，根据齿宽，长度 L=130mm 为满足齿轮轴向定位，川轴段直径d=58mm为是同轴线的高速轴和低速轴不干涉，长度L=165mm 为满足齿轮轴向定位和装拆方便，轴段直径=50mm根据齿宽长度 L=135mm 因装配的轴承相同，V轴段直径和长度同I轴段3）轴上零件的轴向定位齿轮与轴的联接，选用普通平键A型为14X 1004）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角2.0 45，各圆角半径见零件图总长度L=506（5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。

35、在确定轴承支点位置时，从机械设计课程上机与设计中查取 a值。对于30209型圆锥滚子轴承，由手册中查得 a=18.6mm。因此，轴 的支撑跨距为Li=76mm , L2=192.5, l_3=74.5mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的Mh、Mv及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FNH1 =68NFnv1 =1382NFFnh2 =6186NFnv2 = 2682NC截面 弯矩MM H = FNH 2 43 = 460875 N mmM v = Fnv2 汇 L3 + M a2=353536N mm

36、总弯矩Mmax = Jm H +Mv = V4608752+ 3535362 =580856N mm扭矩T =422360N mm(6) 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取:-=0.6，轴的计算应力ca =m2 (t)I 258085620.6 422362 “pa = 50.70Mpa0.1 503已选定轴的材料为 45钢，调质处理。由表 15-1查得 =60MPa。因此ca,故安全。3.低速轴的设计(1)低速轴上的功率、转速和转矩转速(r/ min )中速轴功率(kw)转矩T ( N m)12816.51231.1(2)作用在轴上的力

37、已知低速级齿轮的分度圆直径为d = 372mm，根据式(10-14)，则2T 21231.13 = 7466.07Nd 37210Ft tan : ntg 20t - n-=7466.072791.54Ncos ：cos0(3 )初步确定轴的最小直径先按式(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。根据表 15-3，取IP(16.5%a =2221MpaAo =115，于是得d min = A。% = 115 3 62.16mm n 128(4) 轴的结构设计安全1) 拟订轴上零件的装配方案(如图) 为方便齿轮装拆，轴段直径d=80mm根据齿宽，长度 L=130mm 为满

38、足齿轮轴向定位，V轴段直径d=88mm，长度L=10mm 因为轴承相同，W轴段直径和长度同川轴段3) 轴上零件的轴向定位链轮与轴的联接，选用普通平键A型18X 50齿轮与轴的联接，选用普通平键A型22X 1004) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角2.0 45，各圆角半径见零件图(5) 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从机械设计课程上机与设计中查取 a值。对于30215型圆锥滚子轴承，查得 a=27.4mm。因此，轴的支撑跨 距为L| L2 = 67 75 = 142mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可

39、以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的Mh、Mv及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1 =3943.35NFNH2 =3522.72NFNV1 = -2039.50NFNV2 = 4831.04 NB截面弯矩MM H = FNH1 紅! =264204 N mmM V = Fnv2 汇 L2= 362325N mm总弯矩M max = Jm H + mV2 = J2642042 + 3623252 = 448423N mm扭矩T =1370920N mmSca =12.63S =1.5安全:-=0.6，轴的计算应力（6）按弯扭合成应力校核轴的强度根据式（15-5）及上表

40、中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取ca =.M 2: (T)J4484232 +(0.61370920 f Mpa0.1 753二 22.21Mpa已选定轴的材料为 45钢，调质处理。由表 15-1查得er* = 60MPa。因此 ca ,，故安全。（7）精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面截面只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力集中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确定的，所以截面无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面川和W处过盈配合引起应力集中最严重；从 受载情况来看，截面 B上的应力最大。截面川的应力集中影响和截面W的相近，但截面川

41、不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面B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），而这里轴的直径也大，故截面 B不必校核。截面in显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，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W左右两侧。2）截面W左侧抗弯截面系数 W =0.1d3 =0.1 753mm3 =42187.5mm3抗扭截面系数 Wt =0.2d3 = 0.2 753mm3 = 84375mm3截面w左侧的弯矩为7548M =448423161432N m75截面w上的扭矩为 T =1370920N mm截面上的弯曲应力汪=M J614

42、32 MPa =3.83MPaW 42187.5T 1370920 截面上的扭转切应力.T = T 1370920 MPa =16.25MPaWt84375轴的材料为45Cr,调质处理。由表 15-1查得3-2Sea 二 10.66S =1.5安全-b =735MPaf= 355MPa,= 200MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表匚=20 = 0.027, D =比=1.07D 75d 70经插值后可查得二二=2.3 =1.32又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q = 0.82, q = 0.85故有效应力集中系数为设计计算及说明a =1 q；一 -1 =1 0.822.3

43、1 =2.074Lh = 5.84 10 hk =1qu 1 = 1 0.851.32 -1 =1.27由附图3-2得尺寸系数；._ - 0.65由附图3-3得扭转尺寸系数；.=0.80轴按磨削加工，附图 3-4得表面质量系数为0.92KJV轴未经表面强化处理，即3 q = 1，则得综合系数值为2.0711 =3.270.650.921.271-11 =1.670.800.92又由 3-1和 3-2查得碳钢的特性系数-0.1 0.2 ,取吁：；.-0.15 ;=0.05 0.1,取 =0.075 ；于是，计算安全系数 Sea值，按式（15-6）（15-8）贝U得s；3553.27 3.83 0

44、.15 0= 28.3520028.35 14.1128.35214.112= 12.63 S =1.5= 14.111.67 1625 0.075 何25故可知其安全。3）截面W右侧Fa1 =1393NFa2 =518N抗弯截面系数 W =0.1d 3 = 0.1 703mm3 = 34300mm3抗扭截面系数 WT =0.2d3 =0.2 703mm3 =68600mm3截面w右侧的弯矩为75 4875M =448423 161432N m截面w上的扭矩为T =1370920N mm截面上的弯曲应力JZoMPa.7lMPaT 1370920截面上的扭转切应力 計= =MPa =19 98M

45、PaWt68600轴的材料为45Cr,调质处理。由表 15-1查得二 b =735MPa,二=355MPa ,.=200MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-22.0 = 0.029,7075 =1.0770R =4024NP2 二 2170N经插值后可查得二2.2, :=1.30又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q = 0.82, q = 0.85故有效应力集中系数为k：；=1 q；_ ： _-1A1 0.822.2 -1A1.98k =1 q ：-1 =1 0.851.30-1 =1.265Lh =4.18 10 hLh满足寿命要求由附图3-2得尺寸系数-0.67 由附

46、图3-3得扭转尺寸系数；=0.82轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为c = -= 0.92轴未经表面强化处理，即3 q=1，则得综合系数值为CT(J981 -10.670.92-3.040 = “ + 占_1 二126 十_1 =1.62 叫 PT 0.820.92又由 3-1和 3-2查得碳钢的特性系数=0.1 0.2 ,取 I =0.15 ;：.=0.05 0.1,取 .=0.075 ;于是，计算安全系数 Sca值，按式(15-6)(15-8)则得35524.792003.04 4.710.15 0二 11 811.62 19 0.075 19.98 _.S；:S24.79 11.8

47、1.24.79211.812=10.66、，S = 1.5故可知其安全。七、滚动轴承的选择及计算轴承预期寿命Lh =8 350 16 =4.48 104h1.高速轴的轴承选用30211型圆锥滚子轴承，查机械设计课程上机与设计表13-2，得 Cr =90.8kNFa1 = 4214NFa2 二 1938Ne 二 0.4（1）求两轴承所受到的径向载荷片和Fr2由高速轴的校核过程中可知：Fnh1 = 1143N ，FnH 2 = 1262NFnv1 - -2237N，Fnv2 =1516NFr1 f：Fnh12 Fnv12 11432 (-2237).2 =2512NFr2 a*FNH22 FNV2

48、2 = ：12622 15162 =1973N(2) 求两轴承的计算轴向力 Fa1和Fa2由机械设计表 13-7得 F d =2YF d125122 0.4ctg115135659NFd21973518N2 0.4ctg11 51 35因为Fae =875NR 二 8671NP2 = 7416N5Lh =402 10 hLh满足寿命要求设计计算及说明所以 Fae Fd2 =1393NFdiFa1= FaeF2393NFa2 二 Fd2 =518N(3)求轴承当量动载荷 P-i和P2Fr 12512Fa2518Fr2Fa11393 = 0.5545 e1973 心625 飞由机械设计表13-6，取载荷系数fp =1.1R =fp 0.4Fr1 YFa1i；=1.1 (0.4 25120.4ctg11 51 351393)= 4024NP2 - fpFr2 -1.1 1973