带式输送机减速器设计

1、带式输送机减速器设计键入文档标题 带式输送机设计说明书二级锥齿轮减速器设计起止日期：2012 年 12 月 24 日 至 2013 年 1 月 6 日学生姓名班级学号成绩指 导 教 师（签 字）机械工程学院2012年 12月 20日湖南工业大学学年论文任务书20122013 学年第一学期机械工程 学院（系、部） 机械工程及其自动化 专业 机工 1002 班级课程名称： 机械设计设计题目： 二级锥齿轮减速器起止日期：自 2012 年 12 月 24 日至 2013 年 1 月 6 日共 2 周内 容 及 任 务一、 设计任务 : 二级锥齿轮减速器 二、设计的主要技术参数运输带工作拉力（ F/N

2、）运输带工作速度（ m/s ）卷筒直径（ mm ）65500.65320工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载 起动，使用期 10 年，小批量生产，二班制工 作，运输带速度允许误差为 5% 。 三、设计工作量设计计算说明书一份 , 零件图 3 张 A3 图纸 , 装配图 1张 A0 图纸进 度 安 排起止日期工作内容2012.12.242012.12.25设计方案分析，电动 机选择，运动和动力 参数设计42012.12.262013.1.1齿轮及轴的设计2013.1.22013.1.3轴承及键强度校核，箱体结构及减速器附设计2013.1.4 2013.1.6零件图和装配图绘制主要参考资料1、机

3、械设计 银金光，刘扬主编， 清 华大学出版社2. 机械设计课程设计银金光，刘 扬主编， 清华大学出版社目录一 课程设计任务书2二 设计要求2三 设计步骤1. 传动装置总体设计方案42. 电动机的选择53. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 64. 计算传动装置的运动和动力参数65. 齿轮的设计76. 滚动轴承和传动轴的设计197. 键联接设计268. 箱体结构的设计349. 润滑密封设计35四 设计小结31机械设计课程设计任务书设计题目： 带式运输机圆锥 圆柱齿轮减速器 设计内容：（1）设计说明书（一份）（2）减速器装配图（ 1 张）3张（3）减速器零件图（不低于 系统简图：原始数据：运输带

4、拉力 F=6550N ，运输带速度0.65ms ，滚筒直径D=320mm工作条件： 连续单向运转，载荷较平稳，两班制。 环境最高温度 350C ；允许运输带速度误差为 5% ，小批量生产。设计步骤设计计算及说明 结果（一）电动机的选择1. 计算带式运输机所需的功率：PwFV =1000=6550 0.651000=4.26kw2. 各机械传动效率的参数选择：1 =0.99（弹性联轴器），2 =0.98圆锥滚子轴所以总传动效率：承），动），动），3 =0.96圆锥齿轮传4 =0.97 （圆 柱齿 轮传24= 1 2 35=0.96（卷筒）4524=0.992 0.984 0.96 0.97 0.

5、96=0.8083. 计算电动机的输出功率：Pd = Pw = 4.26 kw 5.27kw d 0.808设计计算及说明4.确定电动机转速： 查表选择二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比合理范围i =825，工作机卷筒的转速 nw =60 1000v d60 1000 0.653.14 320=38.81r/min ， 所 以 电 动 机 转 速 范 围 为nd inw (8 25) 76.43 (611.44 1910.75)r / min 。则电动机同步转速选择可选为 750r/min ，1000r/min ，1500r/min 。考虑电动机和 传动装置的尺寸、价格、及结构紧凑和 满足锥齿轮传动

6、比关系 （i 0.25i 且i 3），故首先选择 750r/min ，电动机选择如表所示结果1. 总传动比： inmnw715 18.4238.81表1型号额定功率满载转速轴径伸出长启动转矩最大转矩/kwr/minD/mmE/mm额定转矩额定转矩Y160M2-85.5715421102.02.0（二）计算传动比：2. 传动比的分配：4.89, i18.42 =3.774.89（三）计算各轴的转速：轴nm720r/min轴715146.22r/min4.89轴146.22 38.79r/min3.77（四）计算各轴的输入功率：轴Pd 15.27 0.99 5.22kw轴P25.22 0.98 0

7、.96 4.9kw轴卷筒轴P卷 P214.660.98 0.99 4.52kw（五）各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td9.55106 Pdnm9.55 1065.277.04 104N ?mm715故轴 T Td 17.040.996.97 104 N ?mm轴 T T 2 3i6.97 0.98 0.96 2.355 1042.985105 N ?mm设计计算及说明结果10轴 T T 2 4i2.98 0.98 0.97 3.77 105 1.068 106 N ?mm卷筒轴 T卷 T 2 1 10.68 0.98 0.99 106 1.03 106 N ?mm高速轴齿轮设计 直齿圆锥齿轮

8、设计1. 选择齿轮材料、热处理方法、齿数（1）选择齿轮材料与热处理根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。查表 7-1 取：小齿轮材料为 40Gr钢，调质处理，硬度 HBS1=260；大齿轮材料为 45钢，调质处理，硬度 HBS2=230； 两齿轮齿面硬度差为 30HBS，符合软齿面传动的设计要求。（2）选齿数取 z1 25 ， z2 uz1 4.8925 1222. 确定材料许用接触应力（1）确定接触疲劳极限Hlim ，由图 7-18 （a）查 MQ线得H lim1 720MPa ， H lim2 580MPa（2）确定寿命系数 ZN，由已知条件，取 ZN 1 ZN2 1（3）确

9、定尺寸系数 Z X，由图 7-20 查得 ZX 1 ZX 2 1（4）确定安全系数 SH，由表 7-8 取 SH =1.05（5）计算许用接触应力 H ，按式 （7-20） 计算得ZN ZX H lim2 1 1 720 686MPaH1 686MPaH1SH1.05ZN ZX H lim2 1 1 580H 2552MPaH 2SH1.053. 根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计 按式（ 7-35 ）计算接触强度，其公式为d 34KT1(ZHZE )2d1 3 2 ( )1 R(1 0.5 R)2u H 设计计算及说明结果11确定上式中的各计算数值如下：（1）试选载荷系数 Kt =1.5（

10、2）选取齿宽系数 R =0.3（3）由表 7-5 得材料的弹性影响系数 Z E 189.8MPa1/2（ 4）由图 7-14 确定节点区域系数 ZH =2.5（ 5）试算所需小齿轮直径 d1td1t 34KT1 2 （ZHZE）2 34 1.5 6.972 104 （ 2.5 189.8）2 112mm1tR（1 0.5 R）2u H 0.3（1 0.5）2 3 5524. 确定实际载荷系数 K与修正所计算的分度圆（1）确定使用系数 K A ，按电动机驱动，载荷平稳，查表 -2 取 KA=1 （ 2）确定动载系数 Kv计算平均圆周速度dm1n1d1t（1 0.5 R ）n198.5（1 0.5

11、 0.3） 715vm3.56m/ s60 1000 60 1000 60 1000查表 7-7 ，7级精度，由齿轮的速度与精度查图 7-8 得 Kv1.19。（ 3）确定齿间载荷分配系数 K锥距 R d1t u2 1/ 2 112 4.892 1/ 2 279.4mm齿宽初定 b RR=0.3 279.4=83.83 mm2000T12000 69.7圆周力计算 Ft1 1464.3Ntdm1 112（1 0.5 0.3）单位载荷计算 Ft 1464.3 17.46N / mm 100N/ mmb 83.83由表 7-11 查得 K =1.2 。（4）确定齿向载荷分布系数 K H由表 7-1

12、2 取 KH e =1.1 ，有效工作齿宽 be 0.85b ，按式（ 7-34）计算得 K H 1.5KH e 1.5 1.1 1.65 （5）计算载荷系数 K K AKvK KH 1 1.19 1.2 1.65 2.36 （6）按实际载荷系数修正所算的分度圆直径，由式（ 7-12 ）计算得 d1 d1t 3 K K 112 3 2.361.5 130.26mm （7）试算模数m d1 z 130.26 25 5.2mm设计计算及说明结果125. 齿根弯曲强度计算 按式（ 7-38 ）计算弯曲强度，其公式为4KT1YFaYSam 3 2 2 2 （ ） R（1 0.5 R）2z12 u2 1

13、 F 确定上式中的各计算数值如下： （1）由图 7-21（a）确定弯曲极限应力值，取 Flim1 300MPa ， Flim2 220MPa（2）由已知条件取弯曲疲劳寿命系数 YN1 YN 2 1（ 3）由表 7-8 确定弯曲疲劳安全系数，查得 SF 1.25（ 4）由图 7-23 确定尺寸系数，得 YX （5）按式（ 7-22 ）计算弯曲强度许用应力得F1Flim1YSTYNYX 300 2 1 1 480MPaF1SF1.25F2Flim2 YSTYNYX 220 2 1 1 352MPaF2SF1.25（6）确定齿形系数 YFa1 、YFa2计算分度圆锥角 2 arctan u arct

14、an 4.89 78.4o1 90o 2 90o 78.4o 11.6o计算当量齿数 zv1 、 zv2 为zv1 z1 / cos 1 25 / cos11.6 o 25.5ozv2 z2 / cos 2 122/ cos 78.4 608.7查图 7-16 取YFa1 2.61， YFa2 2.12（7）确定应力校正系数，根据 zv1、 zv2由图 7-17 查得Ysa1 1.59， Ysa1 1.85 （ 8）计算大小齿轮的 YFaYsa 值FYFa1Ysa1 2.61 1.59YFa 2Ysa2 2.12 1.85Fa1 sa10.0086 ， Fa 2 sa2 0.01114F1 4

15、80F 2352设计计算及说明结果13大齿轮的数值大。(9)将以上各值代入公式计算得m 34KT21 2 2(YFaYSa )R(1 0.5 R)2z12 u2 1 F 4 2.36 6.97 1040.3(1 0.5 0.3)2 252 32由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度，0.01114 2.57 mm1所以将计算出来的 3.27 按表 7-9 圆整为 m=3。再根据接触疲劳强度计算出的分度圆直径d1 =130mm，协调相关参数与尺寸为z1d1 130 m3 z2 uz143.3，取 z1 444.89 44 212锥齿轮分度圆直径为 d1 mz1 3 44132mm ，d2 3 2

16、12 636mm这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提下，取较多的齿数，做到结构紧凑，减少浪费，且重合度增加，传动平稳锥齿轮详细参数：齿轮12锥角11.5678.44法面模数33齿数44212分度圆直径132636齿宽8074锥距279.4传动比4.89结果设计计算及说明14低速级齿轮设计 圆柱斜齿轮设计齿轮 3.4 设计计算1. 选择齿轮材料、热处理方法、精度等级及齿数（1）选择齿轮材料与热处理根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。查表 7-1 取小齿轮材料为 40Gr钢，调质处理，硬度 HBS1=260；大齿轮材料为 45 钢， 调质处理，硬度 HBS2=230；两齿轮

17、齿面硬度差为 30HBS，符合软齿面传动的设计要求。表 7-1 齿轮常用材料及其力学性能材料牌号正火学Pa硬度4540MnB42SiMn40Cr20Cr20CrMnTi调质580650调质调质38CrMoAlA调质正火75075070063510801000ZG310-570569290360500470500390835850314HT300300QT500-5正火500300S17520922481622912603712857512447115HRC40504555485556625662齿般动传、有有重冲击荷载载低速载、击无冲代替击钢铸夹布胶木 1002355高速载轻设计计算及说明结果

18、162）选择齿轮的精度 此减速器为一般工作机，速度不高，参阅表 7-7 ，初定为 8 级精度 表 7-7 齿轮的精度等级的适用范围齿度 轮 精度圆（柱m齿/s轮）的线速锥（m齿/s轮）的线速度直齿轮斜齿轮直齿曲齿5上级及以153012206级153012207级10158108级61041，由式（ 7-26）得重合度系数 Z 11.6147 0.779（7）确定螺旋角系数Z coscos15o 0.98（ 8）试算所需小齿轮直径 d1td1t 322KT1 .u 1. Z ZEZH Zd . u . H21.3 3.6 105 .4.7 0.779 189.8 2.43 0.982339.25

19、 mm0.8 .3.7 552取 =242mm4. 确定实际载荷系数K 与修正所计算的分度圆直径（ 1）确定使用系数 KA ，按电动机驱动，载荷平稳，查表-2 取 KA=1（ 2）确定动载系数 Kv计算圆周速度d1tn170 71560 1000 60 1000故前面取 8 级精度合理，由齿轮的速度与精度查图 7-8得 K v 1.11（ 3）确定齿间载荷分配系数 K齿宽初定 b dd1t =0.6 242=145mm计算单位宽度载荷值为KAFt 2K AT1 2 1 3.6 10418.37 N / mm 100N / mmbbd156 70查表 7-3 取 K =1.4（ 4）确定齿向载荷

20、分布系数 K H ，由表 7-4 得2 4 2K H1.15 0.18 d2 3.1 10 4b 0.108 d22 4 41.15 0.18 0.8 2 3.1 10 4 56 0.108 0.840.203（5）计算载荷系数 K KAKvK K H1 1.11 1.1 1.33 0.326（6）按实际载荷系数修正所算的分度圆直径，由式（7-12 ）得d1 d1t 3 K Kt 70 3 0.3261.3145mm设计计算及说明结果217）计算模数m d1 z 14524 6mm5. 齿根弯曲疲劳强度计算由式（ 7-28 ）得弯曲强度的设计公式为2 KT1 cos2 mn 32 KT1cod

21、sz12.Y Y （YFa YSa ） ， F 确定上式中的各计算数值如下：F lim2 220MPa1）由图 7-21 （a）取 F lim1 300MPa ，2）由图 7-22 查得弯曲疲劳寿命系数 YN 1设计计算及说明结果223）由表 7-8 查得弯曲疲劳安全系数 SF 1.25表 7-8 最小安全系数参考值可靠 度要 求齿轮使用场合最小安全系数SHminSFmin高可 靠度特殊工作条件下要求可靠度很高的齿轮1.5 1.62.0较高 可靠 度长期运转和较长的维修间隔； 齿轮失效会造成严重的事故和 损失1.251.31.6一般 可靠 度通用齿轮和多数工业齿轮1.0 1.11.254）由图

22、 7-23 得尺寸系数 YX 5）由式（ 7-22 ）得许用弯曲应力23F1F lim1YSTYN YX300 2 11480MPaSF1.25F lim2 YSTYN YX220 2 11F2（ 6）确定计算载荷 KSF1.25352MPa初步确定齿高h =2.25 m =2.25 6=13.5 ， b / h =0.8 145/13.5=8.59查图 7-12 得 K F =1.23, 计算载荷K K AKvK KF1 1.151.4 1.23 1.98设计计算及说明结果24（7）确定齿形系数 YFa 当量齿数为由图 7-16 查得 YFa1 2.6,YFa2 2.223 o 3 ozv1

23、 24 / cos 1526.6， zv2 77/ cos 15 85.58）由图 -17 查得应力校正系数 Ysa1 1.59， Ysa2 1.76设计计算及说明结果259）计算大小齿轮的 YFaYsa 值YFaYsFYFa1FY1sa1 2.64810.59 0.0086，480YFa2Ysa 2F22.22 1.76 0.0112352大齿轮的数值大。10）求重合度系数 Y端面压力角arctan tan ncosotan20 o arctan o 20.647cos15基圆螺旋角的余弦值为cos b cos cos / cos cos15 o cos20 o / cos20.647 o

24、0.97nt当 量 齿 轮 端 面 重 合 度 ， 由 式 ( 7-30 ) 得an cos2a 10.694772 1.75cos b 0.97按式( 7-30 )计算 Y 0.25 0.75 0.25 0.75 0.679an 1.7511）由图 7-25 得螺旋角影响系数12）将上述各值代入公式计算，得Y 0.873 2 KT1 cos2 .Y Y YFa2YSa2mn 3 1 d z12(YFa2FY2Sa2 )4 2 o3 2 1.98 3.6 104 cos2 15o 0.87 0.6793 2 (0.0112) 1.157mm 0.8 242由于齿轮的模数 mn 的大小主要取决于

25、弯曲强度， 所以将计算出来的 1.157 按国标取为 mn=1.25 。并根据26接触强度计算出的分度圆直径 d1=70mm， 协调相关参数与尺寸为：z1 d1 cos 145 cos15o 112 m n1.25z2 uz1 3.7 112 414 ， 取 z2 414 这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提 下，取较多的齿数，做到结构紧凑，减少浪费，且重 合度增加，传动平稳。设计计算及说明结果277.齿轮各部分详细尺寸汇总齿轮34分度圆直径 d145536模数 Mn1.251.25齿数 Z112414齿宽 b8070中心距 a340螺旋角1515旋向左右6. 齿轮几何尺寸计算(1 )

26、中心距z1 z2 mn2cos(112 414)o 3 340mm2 cos15o把中心距圆整成216mm。(2 )修正螺旋角arccos(z1 z2 )mn arccos(34 126) 1.25 15o2a 2 102螺旋角变化不大，所以相关参数不必修正。(3 )分度圆直径d1z1mn112 1.o25 145mmcoscos15od2z2mn414 1.2o5 536mmcoscos15 o(4 )确定齿宽d10.8145 116mm1 ，取 b2=70mm， b1=80mm结果设计计算及说明 设计轴的尺寸并校核（一）轴材料选择和最小直径估算轴采用材料 45 钢，进行调质处理。则许用应力

27、确定的系数 103 A0 126 ，取高速轴 A01 126 ，中间轴 A02 120 ，低速轴 A03 112 。按扭转强度初定该轴3P的最小直径 dmin ，即： dmin A0 P 。当轴段截面处有一个键槽，就将计数nm值加大 5%7% ，当两个键槽时将数值增大到 10%15% 。1. 高速轴： d1min A01 P1 126 5.27 24.52mm ，因高速轴安装联轴器有一键1min 01 n1715槽，则： d1min 1 0.07 24.52 26.23mm 。对于连接电动机和减速器高速轴的联轴器， 为了减少启动转矩， 其联轴器应具有较小的转动惯量和良好的减震性能，故采用 LX

28、 型弹性柱销联轴器（ GB/T5014 2003）。P5.51） 联轴器传递的名义转矩 T =9550 P 9550 5.5 72.95N ?mn720计算转矩 Tc KT 1.5 72.95 109.43 N ?m （K 为带式运输机工作系数，K=1.251.5, 取 K=1.5 ）。2） 根据步骤 1、2 和电机直径 d电机= 42 mm，则选取 LX3 型联轴器。其中： 公称转矩Tn 1250N ?m ，许用转速 n 4750r/min ，联轴器孔直径 d=（30、32、35、38、 40、42、45、48）满足电机直径 d 电机= 42 mm。3） 确定轴的最小直径。根据 d 轴=（0

29、.81.2）d 电机，所以 d1min 33.6mm 。 取 d1min 35mm2. 中间轴： d2min A02 nP 120 144.69 38.7mm 。该处轴有一键槽，则：d2min 1 0.07 38.7 41mm ，另考虑该处轴径尺寸应大于高速级轴颈处直 径，取 d2min 45mm 。设计计算及说明结果293 P 3 4.663. 低速轴： d3min A03112 55.16mm 。考虑该处有一联轴器和大斜3min 03 n339齿圆柱齿轮，有两个键槽，则： d3min 1 0.15 55mm 63.48mm ，取整： d3min 65mm 。（二）轴的结构设计 根据轴上零件

30、的结构、定位、装配关系、轴向宽度及零件间的相对位置等要求， 参考表 4-1、图 4-24（机械设计课程设计第 3 版哈尔滨理工大学出版社），初步设计 轴草图如下A. 高速轴的结构设计高速轴轴系的结构如图上图所示。1）各轴段直径的确定d11 ：最小直径，安装与电动机相连联轴器的轴向外伸轴段， d11 d1min 35mm 。d12 ：根据大带轮的轴向定位要求以及密封圈标准，取 45mm结果设计计算及说明303.轴承处轴段，根据圆锥滚子轴承 30210 确定轴径 50mm4. 轴环段取 60mm5. 轴承处根据轴承取 50mm6. 小锥齿轮处取 40mm2) 轴各段长度1. 由选择的联轴器取 60

31、mm2. 由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定 40mm3. 由圆锥滚子轴承确定 20mm4. 由装配关系、箱体结构确定 110mm5. 由圆锥滚子轴承确定 20mm6. 由套筒及小锥齿轮确定 63mmB.中间轴直径长度确定设计计算及说明结果311）初步选定圆锥滚子轴承，因轴承同时承有径向力和轴向力的作用，故选单列圆 锥滚子轴承。参照工作要求并根据 dmin =40mm，由课程设计表 12.4 轴承产品目录中初步 选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承选用型号为 30209，其主要参数为： d=45 ， D=85， T=20.75mm,B=19mm,C=16m所m以, 取其直径 4

32、5mm。2 ）因为安装小斜齿轮为齿轮轴，其齿宽为 80mm，直径为 77.006mm，所以长 80mm 直径 77.006mm。3）轴的轴环段直径 60mm，长 10mm。C. 输出轴长度、直径设置1）初步选定圆锥滚子轴承，因轴承同时承有径向力和轴向力的作用，故选单列圆 锥滚子轴承。参照工作要求并根据 dmin =40mm，由课程设计表 12.4 轴承产品目录中初步 选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承选用型号为30209，其主要参数为：d=45 ， D=85， T=20.75mm,B=19mm,C=16m所m以, 取其直径 45mm。2 ）因为安装大斜齿轮，其齿宽为 75mm，

33、所以长 75mm直径 50mm。3） 轴的轴环段直径 60mm，长 10mm。4）过渡轴直径 50mm 长度 58mm5）轴承端直径 45mm ，长度 42mm6）箱盖密封轴直径 40，长度 35mm7）选择联轴器的直接 35mm ，长度 60mm。结果设计计算及说明32二、 轴的校核 （中间轴 ）（一）轴的力学模型建立BBV3BH8484N.mm结果设计计算及说明33（二）计算轴上的作用力大锥齿轮 2：2T12T1 2 5.462 104圆周力 FF11323.86Nt2t1 ddm1d1 1 0.5 R 99 1 0.5 0.333径向力 Fr2Fa1 Ft1tancos 1 1323.8

34、6 tan20 cos23.199189.81N轴向力 Fa2Fr1Ft1tancos 1 1323.86 tan20 cos23.199442.88N斜小圆齿 3：2T 2 1.2103 105圆周力 Ft3N 3361.66Nd372.006径向力 Fr3F tanFt33361.66 tan20 N 1256.52Ncoscos13.155轴向力Fa3Ft3tan3361.66 tan13.155 N 785.69N（三）计算支反力1. 计算垂直面支反力（XZ 平面）如图由绕支点 A 的力矩和 M AV 0 则：Fr3 62 Fr2 62 74FBV 189 0189.81 136125

35、6.52 62FBVN 275.61N189同理： MBV 0.则 F AV791.10NZ 0 ，计算无误。1. 计算水平面支反力（XY 平面）与上步骤相似，计算得：FAH 2630.13N， FBH 2055.39N设计计算及说明结果34（四）绘扭矩和弯矩图1. 垂直面内弯矩图如上图。C 处弯矩M CV 左 =FAV62M CV 右FAV 62Fa3d32D 处弯矩M DV 左FBV5349048.20Fa2dM DV 右FBV 53 275.61 53791.10 62N.mm-49048.20N .mmm2785.6972.006N.mm277335.40N.mm275.61 53 4

36、42.88 192.54 28028.73N.mm214607.53N .mm2. 绘水平面弯矩图，如图所示C 处弯矩：M CH62 2630.13 62163068.06N.mmD 处弯矩： M DH FBH 53 2055.39 53 108934.84N.mm3. 合成弯矩图 如图C 处最大弯矩值 ： M Cmax 163068.062 77335.40 2 180477.02N.mmD 处最大弯矩值： M Dmax 108934.842 28028.732 112482.93N .mm1. 转矩图 TT T2 121030N.mm2. 弯扭合成强度校核 进行校核时，根据选定轴的材料 4

37、5 钢调质处理。由所引起的教材 151 查得轴的许 用应力 1 60MPa应用第三强度理论WdC32 MC2 T2 3 32 180477.022 1210302 33.29mm3.14 60dD3 32 M D 2 T 232 112482.932 1210302 30.39mm1而 C 处采用的齿轮轴，3.14 60D 处直径 50mm ，远大于计算尺寸。故强度足够。设计计算及说明结果35（五）安全系数法疲劳强度校核 对一般减速器的转轴仅适用弯扭合成强度校核即可，而不必进行安全系数法校核。1. 判断危险截面 对照弯矩图、转矩图和结构图，从强度、应力集中方面分析，因 C 处是齿轮轴，故 C

38、处不是危险截面。 D 截面是危险截面。需对 D 截面进行校核。2. 轴的材料的机械性能 根据选 定的轴的材料 45 钢，调质处理 ，由所引用教材表 151 查得 ：B 640MPa, 1 275MPa, 1 155MPa 。取0.5 0.5 0.2 0.13. D 截面上的应力 因 D 截面有一键槽 b h 14mm 9mm ， t 5.5mm 。所引：3 2 3 2d3 bt d t 2 3.14 503 14 5.5 50 5.5 23抗弯截面系数 W10740.83mm 332 2d 32 2 503 2 3 2d3 bt d t 2 3.14 503 14 5.5 50 5.5 23抗

39、扭截面系数 WT23006.46mm 3T 16 2d 16 2 50M 112482.93弯曲应力幅 a M Dmax 112482.93 MPa 10.47MPa，弯曲平均应力 m 0；a W 10740.83 mT 121030扭 转 切 应 力 幅 a T2121030 MPa 2.63MPa ， 平 均 切 应 力a 2WT 2 23006.46m a 2.63MP a 。4. 影响系数D 截面受有键槽和齿轮的过盈配合的共同影响，但键槽的影响比过盈配合的影响小，k 所以只需考虑过盈配合的综合影响系数。由教材表 38 用插值法求出： k 3.16，取kkk 0.8k 0.8 3.16

40、2.53 ，轴按磨削加工， 由教材附图 34 求出表面质量系数：0.92。故得综合影响系数： K k 1 1 3.16 1 1 3.250.92设计计算及说明结果36k11K1 2.531 2.620.925. 疲劳强度校核轴在 D 截面的安全系数为：1275S18.08Kam 3.2510.47 0.2 01155S121.667Kam 2.622.63 0.1 2.63SS8.0821.667S7.57ca 2S 2 S28.08221.6672取许用安全系数 S2.0,有ScaS，故 C 截面强度足够。设计计算及说明结果37滚动轴承的选择及计算1. 输入轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由

41、机械设计课程设计表 15-3 中初步选取，标准精度级的单 列圆锥滚子轴承 30210，其尺寸为， d D T 50mm 90mm 21.5mmFa 362N ， e 1.5tan 1.5tan11 5135 0.315载荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH1 522.5NFNV1 33.55NFNH 2 1567.5NFNV 2 82.45N则Fr1 523.58 N , Fr 2 1569.67 NFr11701.30Fd1446.59 N2Y20.4 cot115135Fr 22397.57Fd2402.79 N2Y20.4 cot115135则Fa1Fd1Fa446.59 338 78

42、4.59NFa2Fd2402.79N则Fa1784.59Fa2402.790.461 e0.168 eFr11701.30Fr22397.57则Pr10.4Fr 10.4cot Fa10.41701.30.4 cot115135784.59 2174.98N Pr2 Fr 2 2397.57N则106Cr 1065580010 1.94 106h 106h360nPr60 3102397.57故合格。结果设计计算及说明382. 中间轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计课程设计表 15-3中初步选取 0 基本游隙组，标准精 度级 的 单 列 圆锥 滚 子 轴 承 30209 ，其 尺 寸

43、为 d D T 45mm 85mm 20.78mmFa 651.5N ， e 1.5tan 1.5tan12 5710 0.345，载荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH 1 957NFNV 1 125NFNH 2 1669NFNV 2 1106NFd1Fr1965.132Y20.4cot12 5710Fd2Fr 22002.202Y20.4cot12 57 10Fa1Fd1Fa277.48651.5Fa2Fd 2575.63NFa1928.980.963Fa2Fr1965.13e， Fr 2Pr 1 0.4Fr 10.4cotFa10.4 965.13 0.4 cot12 5710928.9810 6 Cr106558001060n Pr6077.62002.203277.48N575.63N则928.98N则则则14.10 10 6