带式运输机的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器

1、机械设计基础课程设计目录1 设计任务2 传动方案分析 23 原动件的选择与传动比的分配 24 各轴动力与运动参数的计算 65 传动零件的计算 .71 设计任务书1.1 课程设计的设计内容设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图 -1 所示图 1.1 带式运输机的传动装置1.2 课程设计的原始数据已知条件：运输带工作拉力 F（N）2180运输带速度 v（m/s）1.07卷筒直径 D（mm）300工作时有300 天，带式运输机的展开式双级圆柱齿轮减速器。 用于码头运型砂， 单班制， 轻微振动，使用寿命为 10 年（其中带轴寿命为三年以上）每年工作日 单班制，每班 8 小时设计任务。1.3

2、课程设计的工作条件设计要求： 误差要求：运输带速度允许误差为带速度的 5%； 工作情况：连续单向运转，载荷平稳； 制造情况：小批量生产。2 传动方案的拟定带式运输机的传动方案如下图所示1 传动方案的设计如图所示电动机轴为轴一、减速器齿轮轴一次为轴二、三、四、卷扬筒轴为轴 合理的传动方案， 首先应满足工作机的性能要求， 其次应满足工作可靠， 转 动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉， 工艺性好，使用和维护方便等要求。 任何一个方案， 要满足上述所有要求是十分困难的， 要多方面来拟定和评比各种 传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。本传动装置传动比不大，采用二级传动，带传动

3、平稳、吸振且能起过载保护 作用，故在高速级布置带传动。 在带传动与带式运输机之间布置一台双级直齿圆 柱齿轮减速器，3 原动件的选择 3 原动机的选择3.1 选择电动机的类型按按照设计要求以及工作条件， 选用一般 Y 型全封闭自扇冷式笼型三相异步 电动机，电压为 380V。3.2 选择电动机的容量运输带输入转速为：nw68.15r /minv 1.07 60 103 r /minD 3.14 300传送设备所需的功率：pw F *V 2180 * 1.07kw 2.33kw3.2.1 工作机所需的有效功率Pw1000950 2.010001.9KW式中： Pw 工作机所需的有效功率（ KW）F

4、带的圆周力（ N）3.2.2 电动机的输出功率传动系数总效率：2 24 2 2 41 22340.9920.9720.9840.8505其中： 1 为弹性联轴器效率，2为齿轮（ 8 级精度）传动效率 3为滚动轴承的效率弹性联轴器效率0.99齿轮（8 级精度）传动效率0.97滚动轴承的效率0.98具体数值如下表 :常见机械效率见参考资料 2 附表 1电动机所需功率为：pdpw2.332.74kw0.851电动机型号额定功率（KW）额定转速 （r/min ）满载转速额定转矩查参考资料机械设计课程设计表 （8-53） 满足功率条件的电动机有以下几种Y100L-23300028802.2Y100L2-

5、43150014202.2Y132S-6310009602.0Y132S-837507102.0其中 Y100L-2 额定转速为 3000，比较大因此用于皮带轮传动； Y132S-8 额定转 速为 750，比较小因此用于涡轮蜗杆传动n电机i 总 1nw142068.1520.8当选择 Y100L2-4 时总传动比当选择 Y32S-6 时总传动比为：n电机 i总2nw96068.1514.09齿轮传动比是 3 到 5；两级减速选择第二套方案比较合理。初步确定原动机为同步转速： 1000r/min 。型号为 Y132S-6，额定功率为 p0=3kw， 满载转速为 n0=960r/min ，额定转矩

6、为 2.0Nmm，最大转矩为 2.0 N mm。4 确定总传动比及分配各级传动比4.1 传动装置的总传动比，由原始数据以及初步确定的原动机的转速可确定总传动比：i总nmnw96068.1514.09式中： iz 总传动比nm 电动机的满载转速（ r/min ）4.2 分配传动比则双级斜齿圆柱齿轮减速器高速级的传动比为：i1 1.3im 1.3 14.09 4.28i m 14 .09低速级传动比为：i2 iim1144.20893.295 传动装置运动和动力参数的计算减速器传动装置中各轴由高速轴到低速轴依次编号为电动机 0 轴、轴、 轴。5.1 各轴的转速轴 0 与电动机相连因而转速与电动机转

7、速相等 轴 通过联轴器与周一相连转速与轴 0 相等 即n1 n0 nm 960r /min 轴：n1n2i19604.28224.3r /min轴：n2n3i2224.33.2968.17r / min轴：通过联轴器与轴四相连接n4 n3 68.17r / min5.2 各轴输入功率的计算轴一与轴 0 之间有联轴器p1pd 12.74 0.99kw2.71kwp2p1 23 2.710.970.98kw 2.58kwp3p2 32.5820.970.98kw 2.45kwp42 p3 1 32.450.99 0.982 kw 2.32kw5.3 各轴的转矩T09550 p19550n09602

8、.74 N?m 27.26N ? mT39550 p2n19550 p2n29550 p3n39550 2.71N ?m 26.96N ? m9609550 2.58 N ?m 109.85N ?m224.39550 2.45N ?m 343.2N ?m68.179550 p49550 2.32 N ?m 325.01N ?m68.17轴号转速 n/min功率 P/kw扭矩 T/N.m09602.7427.269602.7126.962402.58109.8568.152.45343.268.152.32325.01T4n4各轴运动及动力参数表、表 5.3-16 传动件的设计及计算 选定齿轮类

9、型、精度等级、材料及齿数两级齿轮传动比分别为： i1 4.28 ； i2 3.29。1）、按图中所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2）、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（ GB10095-88 ） .3）、材料选择。由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS， 大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。要求齿 面粗糙度 Ra 3.2 6.3 m。二者均为软齿面4）、初选则法面面压力角 n 。度，螺旋角 b 14度 ；n 20 b选小齿轮 1 齿数： z1 24 ，大齿轮 1 齿数： z2 4.28 2

10、4 102.72 ，取整为 103取小齿轮 2齿数：z3 24 。大齿轮 2齿数：z4 z3 i2 24 3.29 78.96 取整为 796.1 第一对 齿轮传动的设计计算6.1.1 按齿面接触强度计算 齿轮减速箱是壁式的因此最容易导致的破坏是齿面接触疲劳破坏 按齿面接触强度设计进行计算，即：d1t2、确定公式内的各计算数值1 确定公式内各个计算数值试选载荷系数 Kt 1.6 。小齿轮传递的扭矩 T29550 p2n29550 2.71N?m 26.96N?m960由机械设计书图 1030 所示选取区域系数Z H 2.433（仅仅和螺旋角有关）由图 10-26 查得（215 页）0.78，2

11、 0.9120.78 0.9 1.68由教材表107 选取齿宽系数 d205 页）由教材表10 6 查得材料的弹性影响系数1ZE 189.8MPa 2 。(201仅与材料有关）由教材图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 （仅仅与硬度材 料有 关） Hlim1 600MPa ；大 齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2 550 MPa 。8 由教材公式 10 13 计算应力循环次数N1 60n1 jLh 60 960 1 (1 8 300910) 1.38 109N29N 1 1.38 10 8N 13.22 108i14.289 由教材图 10 19 取接触疲劳寿命系数 K H

12、N10.95; KHN2 0.97。取失效概率为 1%，对于解除疲劳强度计算，破坏为点蚀不会引起较大的后果。所以安全系数 S 1 ，由教材公式（ 1012）得： H 1K HN 1 l im1S0.95 600MPa 570MPa H 2KHN2 lim 2S0.97 550MPa 533.5MPaH H1 H 22570 533.52551.753、计算1、试算小齿轮分度圆直径d1t ，（T 运算是单位是 N。 mm）d1t 32 K t T1 ? d1 ( zH zE )2( H )42 1.6 2.696 101.6835.40 mm2 计算圆周速度d1tn160 10003）、计算齿宽

13、 b 及模数 mnt4.28 122.433 189 .84.28551 .7535.40 960m/ s60 10001.78m / sbd ? d1t 1 35.40mm 35.40mmmd1t cos法面模数： mnt35.40 cos 14mm 1.43mmz124齿高： h2.25 mnt2.25 1.43 mm3.22 mm35.43.2210.994 计算纵向重合度0.318 d z1 tan5 计算载荷系数 K0.318 1 24 tan 14 1.98该机构是电动机驱动的带式运输机所以由教材表 10-2 知使用系数 K A 1; 根据 v 1.78m / s ， 7级精度，由

14、教材图 108查得动载系数 K v 1.1； 由教材表 104 查得 7 级精度、由于小齿轮相对支承非对称布置， 由插值法可求 的KH 1.417 ；b由 10.99查教材图 1013 得 由插值法可求得 hK F 1.32由教材表 10-3 查得KH KF 1.2故载荷系数：KK AKvKH K H 1 1.1 1.2 1.417 1.876 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材式（ 10 10a）得：d1d1t3Kt35.41.871.637.28mm7 计算法面模数mnd1 cos mn1z137.28 cos1424mm1.51mm6.1.2. 按齿根弯曲强度设计由教材式（

15、10 5）得弯曲强度的设计公式为2mn32KT1Y cos2 .(YFaYSa) dz12.( F )1 确定公式内的各计算数值1 由教材图 1020c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE 1 500MPa 轮的弯曲强度极限 FE 2 380MPa ；（ 仅与材料有关 ）982N1 1.38 109N 2 3.22 108由教材图 1018 取弯曲疲劳寿命系数KFN1 0.94, KFN 2 0.95;3 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S 1.4,由教材公式（ 1012）得 F 1 KFN1 FE1 0.94 500 MPa 335.71MPaF 1 S 1.4KFN 2 FE2 0

16、.95 380 F 2FN 2 FE2 MPa 255.14MPaF 2 S 1.44 计算载荷系数K K AKvKF K F1 1.1 1.2 1.32 1.745 根据纵向重合度1.98 从教材图 10-28 查的螺旋角影响系数 Y；大齿0.886 计算当量齿数Zv1 coZs31co2s4314 26.27cos cos 142 79v2 cos32co7s3914 112.75查取齿形系数和应力校正系数由教材表 105 由插值法查得YFa1 2.6 ，YFa2 2.18YSa1 1.59 ， YSa2 1.79 （差值法 ）YFaYSa计算大、小齿轮的 并加以比较YFa1YSa1 F

17、1YFa 2YSa2 F 22.6 1.59 0.01362303.572.18 1.79 0.01652 ！238.86 ！大齿轮的数值大2 设计计算m34 。 22 1.74 2.696 104 0.88 cos（14。）2 0.01652 1.121 242 1.68对比计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的法面模数 mn 大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数， 由于齿轮法面模数 mn 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力， 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力， 仅与齿轮直径 （即端面模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的法面模数 mn =1.43mm并就近圆整为标准值 mn =2

18、mm，按接触强度算得的分度圆直径 d1 37.28mm ，算出d1 cos 37.28 cos14 小齿轮齿数： z118.06取 18大齿轮齿数： z2 4.28 18 77.04 ，取 z2 773 几何尺寸计算1 计算中心距97.94mm(Z1 Z2) mn2 cos18 77 2mm2 cos14将中心距圆整为 98 mm2 按圆整后的中心距修正螺旋角18 77 arccos2 98z1 z2 mnarccos2a14。1248”因值改变不多故参数 、 K 、 Z H 等不必修正 3 计算大小齿轮分度圆直径d1 z1mtZ mncos18 2. mm cos14.24837.12mm计

19、算齿轮宽度d2z2mtZ 2 mn cos77 2. mmcos14.248158.86mmbdd1 1 37.12mm 37.12mm圆整后取 B2=40mm，B1=45mm6.2 第二对 齿轮传动的设计计算6.2.1 按齿面接触强度计算齿轮减速箱是壁式的因此最容易导致的破坏是齿面接触疲劳破坏按齿面接触强度设计进行计算，即：d1t32ktT1 ?)21 确定公式内的各计算数值1 确定公式内各个计算数值试选载荷系数 Kt 1.6 。小齿轮传递的扭矩 T29550 p2n29550 2.58N?m 109.85N ?m224.3由机械设计书图 1030 所示选取区域系数 Z 2.433由图 10

20、-26 查得0.78，4 0.820.78 0.82 1.6由教材表107 选取齿宽系数 d1。由教材表12106 查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8MPa 。由 教 材 表 10 21d 按 齿 面 硬 度 查 得 小 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限H lim 1600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2550MPa8由教材公式 10 13 计算应力循环次数N3 N 2 3.22 108N4 N 3 9.16 1079由教材图 1019 取接触疲劳寿命系数 KHN1 0.97; K HN2 0.99。10 计算接触疲劳许用应力由教材图 10-21d 按齿面硬度查

21、的小齿轮接触疲劳强度极限H lim1 600Mpa大齿轮接触疲劳强度极限 H lim1 550Mpa取失效概率为 1%，对于解除疲劳强度计算，破坏为点蚀不会引起较大的后果。所以安全系数 S 1 ，由教材公式（ 1012）得： H 1 KHNS1 lim1 0.97 600MPa 582MPa KHN 2 lim 2 H 2 S0.99 550MPa 544.5MPa H1 H2 H2582 544.5 563.2522 计算1、试算小齿轮分度圆直径d1t ，d1t2K t T1 ?1( zHHzE)22 1.6 1098503.29 12.433 189.81 1.63.29563 .25d5

22、7 . 58 mm2 计算圆周速度d1t n060 100057.75 224.3m/s 0.67m/ s3）、计算齿宽 b 及模数 mnt60 1000bd ?d1t 1 57.75mm 57.75mm模数： mntd1tcosz157.75 cos14mm 2.33mm24齿高： h 2.25 m nt2.25 2.33 mm5.24 mmb 57.75 h 5.2411.024 计算纵向重合度0.318z1 tan0.318 1 24 tan14 1.9035 计算载荷系数 K该机构是电动机驱动的带式运输机所以由教材表 10-2 知使用系数 K A 1; 根据 v 0.67m / s ，

23、7级精度，由教材图 108查得动载系数 Kv 1.0 ； 由教材表 104 查得 7 级精度、由于小齿轮相对支承非对称布置， 由插值法可求 的KH 1.421 ；b由 b 11.02查教材图 1013 得hK F 1.32由教材表 10-3 查得KHKF 1.2故载荷系数：K K AKvK H KH 1 1.0 1.2 1.421 1.716 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材式（ 10 10a）得： d1 d1t 3 K 57.75 3 1.71 59.04mm1 1t K t1.67 计算法面模数 mnd1 cos mn1nz12.38mm59.04 cos14mm246.2.

24、2. 按齿根弯曲强度设计由教材式（ 10 5）得弯曲强度的设计公式为2mn32KT1Y cos2 .(YFaYSa) dz12.( F )1 确定公式内的各计算数值1 由教材图 1020c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE 1 500MPa ；大齿 轮的弯曲强度极限 FE 2 380MPa ；2 N 3 3.22 108N4 9.16 10 7由教材图 1018 取弯曲疲劳寿命系数K N3 0.94, K FN2 0.95;3 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S 1.4,由教材式（ 1012）得 F 1KFN1 FE1 0.94 500MPa 335.71MPaS1.4 F 2K F

25、N2 FE20.95 380 MPa 257.86MPa1.44 计算载荷系数K K AK vK F K F 1 1.0 1.2 1.32 1.585 根据纵向重合度1.98 从教材图 10-28 查的螺旋角影响系数 Y 0.886 计算当量齿数。Zv13 cos24cos3 1426.27Zv2Z23cos79cos3 1486.487 查取齿形系数和应力校正系数由教材表 105 由插值法查得YFa32.6 ，YFa4 2.21YSa3 1.59 ，YSa4 1.78YFaYSa计算大、小齿轮的并加以比较YFa1YSa1 F 12.6 1.590.01231335.71YFa 2YSa2 F

26、 22.21 1.780.01525！257.86 ！大齿轮的数值大2 设计计算2 1.58 1.09851510 0.882242 1.6cos(14。) 20.015250.78对比计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的法面模数 mn 大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数， 由于齿轮法面模数 mn 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力， 仅与齿轮直径 （即端面模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的法面模数 mn =2.38mm并就近圆 整为标准值 mn =2 mm，按接触强度算得的分度圆直径 d1 59.04mm ，算出 应有的齿数。(Z1 Z2)

27、mn2 cos29 95 2mm2 cos14127.79mm小齿轮齿数： z3d1 cos 59.04 cos14mn2取 z129大齿轮齿数： z43.29 29 95.41 ，取 z295。3 几何尺寸计算1 计算中心距将中心距圆整为 128 mm2 按圆整后的中心距修正螺旋角29 95 2 arccos2 128z1 z2 mnarccos2a14。2141” 因值改变不多故参数 、 K 、ZH 等不必修正3 计算大小齿轮分度圆直径Z mn29 2d1 z1mtmm 59.87mm1 1 t coscos14.2141d2 z2mtZ 2 mn95 . 2 mm 196.13mmcos

28、cos14.2484 、计算齿轮宽度bdd11 59.87mm 59.87mm圆整后取 B2=60mm，B1=65mm6.3 斜齿圆柱齿轮的结构设计1 由高速级齿轮设计数据（表 6.3-1 ）名称符号计算公式小齿轮大齿轮螺旋角= 14 1248”传动比i1i 1=4.28齿数ZZ1=18Z2=77基圆螺旋角bb arctan(tan cos t ) 13o235法面模数mnmn 2mm端面模数mtmnmtn 2.06cos法面压力角nn 20端面压力角tt arctan(tan n ) 20o3446 cos法面齿距PnPnmn 2 6.28mm端面齿距PtPtmt 2.06 6.468mm法

29、面基圆齿距PbnPbn Pn cos n 6.28 cos 20o 5.9mm法面齿顶高系数ha*nhan 1法面顶隙系数c*nc*n 0.25分度圆直径dd 37.12mmd 158.86mm基圆直径dbdb dcos t 34.88mmdb dcos t 149.28mm齿顶高ha*hamnh an 2 1 2mm齿根高hfha mn(h* an c*n) 2 (1 0.25) 2.5mm齿顶圆直径dada d 2ha 41.12mmda d 2ha 162.86mm齿根圆直径dfd f d 2hf 32.12mmd f d 2hf 153.86mm标准中心距aa d1 d2 mn (z1

30、 z2) 98mm2 2cos齿宽bb1 40mmb1 45mm结构形式齿轮轴一般式2 低速齿轮的结构设计（表 6.3-2 ）名称符号计算公式小齿轮大齿轮螺旋角= 14 2148传动比i1i1=3.29齿数Zz1=29z2=95基圆螺旋角bb arctan(tan cos t ) 13o3142法面模数mnmn 2mm端面模数mtmn mtn 2.06cos法面压力角nn 20端面压力角tt arctan( tan n ) 20o3530 cos法面齿距PnPnmn 2 6.28mm端面齿距PtPtmt 2.06 6.47 mm法面基圆齿距PbnPbn Pn cos n 6.28 cos20o

31、 5.90 mm法面齿顶高系数ha*nhan 1法面顶隙系数c*nc*n 0.25分度圆直径dd 59.87mmd 196.13mm基圆直径dbdb d cos t 56.26mmdb d cos t 184.3mm齿顶高ha*ha mn h*an 2 1 2mm齿根高hfha mn(h* an c*n) 2 (1 0.25) 2.5mm齿顶圆直径dad a d 2ha 63.87mmda d 2 ha 200.13mm齿根圆直径dfd f d 2h f 54.87mmd f d 2h f 191.13mm标准中心距aa d1 d2 mn(z1 z2) 128mm22 cos齿宽bb1 65m

32、mb2 60mm结构形式一般腹板式7 轴的设计及计算7.1 轴的布局设计绘制轴的布局简图如下图 7.1 所示图 7.1 轴的布置简图考虑到低速轴的受力大于高速轴，应先对低速轴进行结构设计和强度校核，其他的轴则只需要进行结构设计，没必要进行强度校核。7.2 低速轴的设计7.2.1 轴的受力分析低速级齿轮设计可求得大斜齿轮的啮合力：由表格 6。3-2 查得：大斜齿轮的分度圆直径： d4 196.13 196 mm由表5.3-1 查的轴的输入扭矩 T3 343.2N ?m 343N ?m大斜齿轮的圆周力：Ft42 T 32 3433.5KNd4196大斜齿轮的径向力：F r 4tan nFt4tan

33、 203.5 1.31KNcoscos14 。2148大斜齿轮的轴向力：F4Ft4tan3.5tan14。21480.9KN7.2.2 轴的材料的选择由于低速轴转速不高， 但受力较大，故选取轴的材料为 45 优质碳素结构钢，调质处理。7.2.3 轴的最小直径根据文献【 1】中 15-2 式可初步估算轴的最小直径，dminA0式中： A0 最小直径系数，根据文献【 1】中表 15-3 按 45钢查得 A0 112p 低速轴的输入功率（ KW），由表 5.3-1 可知： p3 2.32kw n3低速轴的转速（ r/min ），由表 5.1 可知： n3 68.17r /min 因此： dmin A

34、o 3 np3 112 3 628.4157 36.96 mm 输出轴的最小直径应该安装联轴器处， 为了使轴直径 dI II 与联轴器的孔径相 适应，故需同时选取联轴器的型号。根据文献【 1】中 14-1 式查得，T ca K AT 3式中： Tca 联轴器的计算转矩（ N mm）caK A 工作情况系数，根据文献【 1 】中表 14-1 按转矩变化小查得， K A 1.5T 3 低速轴的转矩（ N mm），由表 5.1 可知： T3 343 N.m因此： T ca K AT 3 1.5 343 514.5 N.m按照计算转矩 Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T 5014-20

35、03 或 根据文献【 2】中表 14-4 查得，选用 LX3型弹性柱销联轴器，其具体结构及基本 参数如图 7.2 以及表 7.1 所示，图 7.2 LX2 型弹性柱销联轴器结构形式图型 号公称转 矩 Tn N.m许用转速表7.1LX3型弹性柱销轴联孔长轴度器基mm本 参数及主要尺寸转动质量 kgn（ r/min ）轴孔直径（ d1、d2 、dZ ）Y型J、J1、Z 型D mmD1 mm惯量Kg.m2LL1LLX2560630020，22，24523852120550.009525，2862446230，32，35826082LX31250475030,32,35,381600.026840,4

36、2,45,4811284112由上表可知，选取半联轴器孔径 dI 28mm ，故取 dI II 28mm ，半联轴器 的长度 L 62mm，与轴配合的毂孔长度 L1 44mm 。7.2.4 轴的结构设计7.2.4.1 拟定轴上零件的装配方案低速轴的装配方案如下图 7.3 所示，图 7.3 低速轴的结构与装配7.2.4.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 满足半联轴器的轴向定位要求。 - 轴段右端需制出一轴肩，故取 -段的直径dII IIIdI II2hII28 2 2 32mm式中： hII 轴处轴肩的高度（mm ），根据文献【 1】中 P364中查得定位轴肩 的高度hII0.07

37、0.1 dI II 0.07 0.1 28 1.96 2.8mm，故取 hII 2mm左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D挡圈 34mm 。半联轴器与轴 配合的毂孔的长度 L1 44 mm ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在 轴的端面上，故 - 段的长度应比 L1稍短一些，现取 lI II 42mm 。 初步选择滚动轴承。 因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用， 根据文献 【1】中表 13-1 可选 3型圆锥滚子轴承。根据文献【 2】中表 13-1 中参照工作要 求并根据 dII III 32mm ，由轴承产品目录中可初步选取 0基本游隙组、 标准精度 级的单列圆锥滚子轴承

38、30307，其基本尺寸资料如下表 7.2 所示表 7.2 30307 型圆锥滚子轴承由上表 7.2 可知该轴承的尺寸为 d D T 35mm 80mm 22.75mm ，故d III IVdVII VIII 35mm ；由于圆锥滚子轴承采用脂润滑，得用封油环进行轴向定位和挡 油 ， 取 右 端 封 油 环 的 长 度 l右封油环10mm ， 故 圆整后，l VII VIII23 10 33mm 。由于圆锥滚子轴承采用脂润滑， 得用封油环进行轴向定位和挡油。有上表7.2 可知 30307型轴承的定位轴肩高度 hVII da2 d 44235 4.5mm，因此，与滚子轴承接触的封油环两端的外径 d

39、 封油环外44mm。考虑到轴环的右端为非定位轴肩，故取hV3mm，则dV VId IV V2hV383 44 mm ， hVI 2mm 取轴处非定位轴肩轴肩的高度 hIV 1.5mm ，则与齿轮配合的轴段的直径d IV V d III IV 2 hIV 35 2 1.5 38mm轴处定位轴肩的高度hVII0.07 0.1 dVII VIII 0.07 0.1 35mm 2.45 3.5mm故取 hVII 2.5mm对封油环进行定位，则轴段 - 的直径dVI VIIdVII VIII2hVII35 2 2.5 40 mm齿轮采用轴肩进行轴向定位，则齿轮的右端应有一轴环，轴肩的高度：hV0.07

40、0.1 dIV V0.07 0.1 38mm 2.66 3.8mm轴环的宽度应满足lV VI1.4 hV1.4 3 4.2mm取 lV VI 5mm 。轮毂的宽度b4 48mm ，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lIV V46mm 。 取轴承端盖的总宽度为 b端盖 26mm 。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右端面间的距离 l 20mm（参考 图 7.1 ），故取 lII III 46mm 。 根据轴的总体布置简图 7.1 可知，大圆柱齿轮左端面距箱体左内壁之间 距离 a左 11mm ，大圆锥齿轮右端面距箱体右内壁之间的距离

41、a右 2mm ，锥齿 轮与圆柱齿轮之间的距离 c 7mm（参考图 7.1 ）。考虑到箱体的铸造误差以及轴 承的整体布置，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取 s 8mm已知滚动轴承宽度 T22.75mm,根据文献【 1】图 10-39（b）中可初取大圆锥齿轮轮毂长 L 28mm，则lIII IVTs a (b4 l IV V ) 23 811(4846)44mmlVI VII Lca右s lV VIl右封油环28728510 30mm至此，经过步骤 已初步确定了轴的各段直径和长度，如上图 7.4表 7.3 低速轴的参数值所示，并归纳为下表 7.3 所示，轴的参数参数符 号轴的截面

42、（ mm）轴段长度l4246444653033轴段直径d28323538444035轴肩高度h21.51.5322.57.2.4.3 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。根据文献【1】中表 6-1 按dIV V 38mm 查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面 b h 10mm 8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 L 32mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对H7中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 H 7 ；同样，按 dI II 查得联轴器与轴连接的 n6平键截面 b h 8mm 7mm键槽用键槽铣刀加工， 长为 L 28mm，半联轴器与轴H7配合为 H 7 ；滚动轴承

43、与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径k6尺寸公差为 k6。7.2.4.4 确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献【 1】中表 15-2 查得，取轴端倒角为 2 45 ，各轴肩处的圆角半径 见图 7.3 。7.2.5 求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图 7.4 ）做出轴的设计简图（ 7.1 图）。在确定轴承的 支点位置时，应从圆锥滚子轴承 a值入手。对于 30307 型圆锥滚子轴承，由上表7.2 中 可 知 a 17mm 。 因 此 ， 作 为 简 支 梁 的 轴 的 支 承 跨 距 L2 L3 49mm 75mm 124mm 根据轴的设计简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下图 7.4 所示从轴

44、的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算出的截面 C 处的 M H 、 M V 以及表M7的.4值 低列速于轴下上表的。载荷分布载荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH1 904N, FNH 2 590NFNV1 300N,FNV2 196N弯矩 MM H 44278N mmM V1 14730N mm, M V2 16335N mm总弯矩M1M H2 MV21442782 147302 46664N mmM 2M H2 M V22442782 163352 47195N mm扭矩 TTII 141930N mm7.2.6 按弯扭校核轴的疲劳强度进行校核时，通常只校

45、核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据文献【 1】中 15-5 式查得，M 12TII 2ca W式中： ca C截面的计算应力（ MPa）折合系数，该低速轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故 度校核。截面 C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 ） ，而且轴的直径最大，故截面 C 也不必校核。截面和显然更 不必校核。根据文献【 1】中附表 3-4 和附表 3-8 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左右两侧即可根据文献【 1】中 P373 应取折合系数0.6W 抗弯截面系数mm）3，根据文献【 1】中表

46、15-4 按圆形截面查得dI3V V32330.1dI3V V 0.1 383 5487.2M 1TIIcaca W466642 0.6 141930 217.70MPa5487.2前已选定轴的材料为 45钢，调质处理，根据文献 15-1 查得 1 60MPa 。因此 ca 1 ，故安全。7.2.7 精确校核轴的疲劳强度7.2.7.1 判断危险截面截面 A， B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应 力集中均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 A， B 均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应 力集中最严重

47、； 从受载荷的情况来看， 截面 C 上的应力最大。 截面的应力集中 的影响和截面的相近， 但截面不受扭矩作用， 同时轴径也较大， 故不必做强7.2.7.2 分析截面左侧根据文献【 1】中表 15-4 按圆形截面查得，抗弯截面系数：W30.1d III IV0.13353 4287.5mm抗扭截面系数：WT0.2dI3II IV0.233353 8575mm3截面左侧的弯矩ML2 22 49 22M 2 M1L21 494666425713Nmm截面上的扭矩：TII141930 Nmm截面上的弯曲应力：M 257136.00MPabW 4287.5截面上的扭转切应力：TII14193016.55

48、MPaTWT8575轴的材料为 45钢，调质处理。根据文献【 1】中表 15-1 查得 B 640MPa ， 1 275MPa ， 1 155MPa 。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 根据文献【 1】中附表3-2 查的。因 r 1.0 0.029 ， D 38 1.086 ，经差值后可查得， d 35 d 352.0, 1.31根据文献【 1】中附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数，q 0.75 , q 0.78根据文献【 1】中附 3-4 式查得有效应力集中系数，1 1 0.75 2.0 1 1.751 1 0.78 1.31 1 1.24根据文献【 1】中附图 3-2 和附图 3-3 查得尺寸系数：0.8扭转尺寸系数：0.88轴按磨削加工，根据