机械制造课程设计同轴式二级圆柱齿轮减速器设计说明书

1、课程设计中国矿业大学机电工程学院机械制造课程设计 同轴式二级圆柱齿轮减速器设计说明书姓 名：班 级：机自08-5班学 号：指导教师： 完成日期：2011年11月23日课程设计说明书一、课程设计目的1.了解机械设计的基本方法，熟悉并初步掌握简单机械的设计方法，设计步骤2.综合运用已经学过的课程的有关理论和知识进行工程设计，培养设计能力， 培养理论联系实际的能力，为今后进行设计工作奠定基础3.通过课程实际培养独立工作能力4.熟悉与机械设计有关的标准、规范、资料、手册，并培养运用它们解决实际问题的能力。培养使用资料那个计算、绘图和数据处理的能力。二、课程设计任务3、带式运输机两级闭式齿轮传动装置设计

2、 (一)设计要求(1)设计用于带式运输机的传功装置；(2)连续单向运转，载荷较平稳，空载起功，运输带允许误差为5(3)使用期限为10年，小批量生产，两班制工作。(二)原始技术数据(1)展开式二级园柱齿轮减速器。(三)设计任务(1)确定传动方案，并绘出原理方案图。(2)设计减速器。(3)完成装配图1张(a0或a1)，零件图2张。(4)编写设计说明书。1 传动装置总体设计方案1.1 传动装置的组成和特点组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。1.2 传动方案的拟定 选择v带传动和二级同轴式圆柱斜齿轮减速器。考虑到电机转速

3、高，传动功率大，将v带设置在高速级。初步确定传动系统总体方案如图1.1所示。图1.1 传动装置总体设计图1.2.1 工作机所需功率pw（kw）13500.75/（10000.96）9.57 kw式中，t为工作轴转矩，n/m；n为工作机的角速度，r/min；为带式工作机的效率。1.2.2 电动机至工作机的总效率320.960.9830.9820.990.859为v带的效率,为第一、二、三三对轴承的效率，为每对齿轮（齿轮为7级精度，油润滑，因是薄壁防护罩,采用开式效率计算）啮合传动的效率，为联轴器的效率。2 电动机的选择电动机所需工作功率为： pp/9.57/0.85911.15 kw , 执行机

4、构的曲柄转速为65.02 r/min经查表按推荐的传动比合理范围，v带传动的传动比24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比35，则925，则总传动比合理范围为18100，电动机转速的可选范围为：（18100）65.021170.366502 r/min按电动机的额定功率p，要满足pp以及综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为y160l4的三相异步电动机，额定功率p为15 kw，满载转速1460 r/min，同步转速1500 r/min。表2.1 电动机的技术参数方案电动机型号额定功率p/kw额定转速（r/min）同步转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩1y160

5、l-415146015002.02.23 确定传动装置的总传动比和分配传动比3.1 总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速，可得传动装置总传动比为：/1460/65.0222.453.2 分配传动装置的传动比式中、分别为带传动和减速器的传动比。对于同轴式圆柱齿轮减速器，传动比按下式分配：式中为高速级圆柱齿轮的传动比，为低速级圆柱齿轮的传动比。为使v带传动外廓尺寸不致过大，初步取2.3，则减速器传动比为：3.124 计算传动装置的运动和动力参数4.1 各轴转速高速轴的转速 960/2.3417.39 r/min中间轴的转速 417.39/3.54117.91 r/min低速轴的转速 /

6、117.91/3.5433.30 r/min 滚筒轴的转速 =33.30 r/min4.2 各轴输入、输出功率4.2.1 各轴的输入功率p（kw） 高速轴的输入功率 p5.50.965.28 kw 中间轴的输入功率 25.280.980.985.12 kw 低速轴的输入功率 25.280.980.984.92 kw滚筒轴的输入功率 24=4.920.980.994.77 kw4.2.2 各轴的输出功率p（kw）高速轴的输出功率 0.985.17 kw中间轴的输出功率 0.985.02 kw低速轴的输出功率 0.994.87 kw滚筒轴的输出功率 0.964.67 kw4.3 各轴输入、输出转矩

7、4.3.1 各轴的输入转矩 （ nm）转矩公式： 9550p/ nm电动机轴的输出转矩 9550 95505.5/960254.71 nm高速轴的输入转矩 955095505.28/417.39120.81 nm中间轴的输入转矩 955095505.12/117.91414.69 nm低速轴的输入转矩 955095504.92/33.301410.99 nm 滚筒轴的输入转矩 955095504.77/33.301367.97 nm4.3.2 各轴的输出转矩 高速轴的输出转矩 0.98118.39 nm中间轴的输出转矩 0.98406.40 nm低速轴的输出转矩 0.991396.88 nm滚

8、筒轴的输出转矩 0.961313.25 nm 轴 参数 电机轴 轴 轴 轴滚筒轴功率p/kw5.55.285.124.924.77转矩t/（nm）54.71120.81414.691410.991369.97转速n/（r/min）960417.39117.9133.3033.30传动比i2.33.543.54效率0.960.97020.97600.9702表2.3传动和动力参数结果5 设计带和带轮5.1 确定计算功率查机械设计课本表8-7选取工作情况系数：1.21.25.56.6 kw 式中为工作情况系数，为传递的额定功率,既电机的额定功率.5.2 选择v带的带型根据6.6 kw，1.2 ,查

9、课本图8-11选用带型为a型带。5.3 确定带轮基准直径并验算带速5.3.1 初选小带轮的基准直径查课本表8-6和表8-8得小带轮基准直径100 mm。5.3.2 验算带速 5.024 m/s 因为5 m/s30 m/s ，故带速合适。5.3.3 计算大带轮的的基准直径大带轮基准直径2.3100230 mm ，式中为带传动的传动比，根据课本表8-8，圆整为250 mm 。5.4 确定v带的中心距和带的基准长度由于0.72，所以初选带传动的中心距为：1.5525 mm 所以带长为：=1610.49 mm 查课本表8-2选取v带基准长度1600 mm，传动的实际中心距近似为：+519.76 mm圆

10、整为520 mm，中心距的变动范围为：-0.015496 mm+0.03568 mm故中心距的变化范围为496568 mm 。5.5 验算小带轮上的包角163.47o90o，包角合适。5.6 计算带的根数z5.6.1 计算单根v带的额定功率 pr (kw)因100 mm，带速v5.024 m/s，传动比,则查课本、表8-4a、表8-4b,并由内插值法得单根普通v带的基本额定功率0.95 kw，额定功率增量0.11 kw 。查课本表8-2得带长修正系数0.96 。查课本表8-5,并由内插值法得小带轮包角修正系数0.96 ，于是(0.95+0.11)0.960.991.007 kw5.6.2 计算

11、v带的根数z由公式8-26得6.55故取7根。5.7 计算单根v带的初拉力的最小值查课本表8-3可得v带单位长度的质量 0.10 kg/m,故:单根普通带张紧后的初拉力为155.17 n5.8计算压轴力压轴力的最小值为:22122.07 n表5.1 v带的设计参数总汇带型基准直径/mm带速v/m/s基准长度/mm包角v带根数z最小压轴力/na1002505.0241610.49163.47o72122.075.9 v带轮的设计5.9.1 带轮的材料。由于减速器的转速不是很高，故选用ht150型。5.9.2 带轮的结构形式v带由轮缘、轮辐、和轮毂组成。根据v带根数z7，小带轮基准直径100 mm

12、，大带轮基准直径250 mm。故由课本图8-14小带轮选择腹板式。大带轮选择孔板式。5.9.3 v带轮的轮槽v带轮的轮槽与所选用的v带的型号相对应，见课本表8-10。v带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使v带工作表面的夹角发生变化。为了使v带的工作面与带轮的轮槽工作面紧密贴合，将v带轮轮槽的工作面的夹角做成小于40o。v带安装到轮槽中以后，一般不应超出带轮外圈，也不应与轮槽底部接触。具体参数见表5.2。.9.4 v带轮的技术要求铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有砂眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；由于带轮的

13、转速低于极限转速，故要做动平衡。表5.2 轮槽的截面尺寸槽型bd/mm/mm/mmefmin/mma11.0 2.758.7150.3938o6 齿轮的设计因减速器为同轴式，低速级齿轮比高速级齿轮的强度要求高，所以应优先校准低速级齿轮。6.1 低速级齿轮传动的设计计算6.1.1 选取精度等级、材料、齿数及螺旋角考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。（1） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（gb 1009588)。（2） 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。（3

14、） 选小齿轮齿数24，大齿轮齿数z2z1i2243.5484.96，取z285。（4） 初选螺旋角14o。6.1.2 按齿面接触强度设计由机械设计课本设计计算公式（10-21）进行计算，即（1）确定公式内的各计算数值 试选=1.6。 小齿轮传动的转矩为 t414.69103 查课本p205表10-7选取齿宽系数1。 查课本p201表10-6得材料的弹性影响系数ze189.8 由课本p209图10-2d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限hlim1600 mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限为hlim2550 mpa。 计算应力循环次数。 60nj 60117.911（2830015）5.0910

15、8 1.44108由课本p207图10-19去接触疲劳寿命系数khn10.90；khn20.95。查课本p217图10-30选取区域系数z=2.433 。 由课本p215图10-26查得标准圆柱齿轮传动的端面重合度0.77 ，0.855。则+1.625。 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数s=1,应用公式（10-12）得:=0.9600540 0.95550522.5 则许用接触应力为：531.25 （2）设计计算试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得84.555 mm计算圆周速度。0.522m/s计算齿宽b和模数。计算齿宽b b84.555 mm计算摸数m=3.42 mm计算齿宽

16、与高之比。 齿高 h2.25 2.253.427.695 10.99 计算纵向重合度=0.318=1.903 计算载荷系数k。已知使用系数=1，根据0.522 m/s，7级精度, 由课本图10-8查得动载系数k0.95；由课本表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，k1.423；由10.99，k1.423查图10-13得 k1.35；由课本表10-3 得: k1.4。故载荷系数k kk k 10.951.41.4231.893按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径dd84.55589.430 计算模数3.62 mm6.1.3 按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式（1）确

17、定计算参数 计算载荷系数。k k k10.71.41.351.323 根据纵向重合度1.903，从课本图10-28查得螺旋角影响系数0.88小齿轮传递的转矩414.69 knm。确定齿数z。因为是硬齿面，故取z124，z2i21z13.542484.96，取z285。传动比误差 iuz2/z185/243.54，i0.0175，允许。计算当量齿数。26.2793.05查取齿形系数和应力校正系数。查课本表10-5得齿形系数2.592；2.211 应力校正系数1.596；1.774查课本图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。查课本图10-18得弯曲疲劳寿命系数k0.8

18、8；k0.90。 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4 计算接触疲劳许用应力。314.29 mpa244.29 mpa计算大小齿轮的 并加以比较。0.013 160.017 49大齿轮的数值大，故选用。（2） 设计计算2.56 mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按gb/t1357-1987圆整为标准模数,取m3 mm，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d89.430来计算应有的齿数.于是由:z28.9 取z29那么zuz13.5429102 6.1.4 几何尺寸计算（1）计算中心距 a202.516 将中心距圆整为2

19、03。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角arccosarccos因值改变不多,故参数,等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d89.879 d316.125 （4）计算齿轮宽度b189.87989.879 mm圆整后取90 mm；95 mm。（5） 修正齿轮圆周速度0.555m/s6.2 高速级齿轮传动的设计计算6.2.1 选取精度等级、材料、齿数及螺旋角考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。（1） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（gb 1009588)。（2） 材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为280hbs；大

20、齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs。（3） 考虑到此设计减速器为同轴式，故仍选小齿轮齿数24，大齿轮齿数z2z1i2243.5484.96，取z285。（4） 初选螺旋角仍为14o。6.2.2 按齿面接触强度设计由机械设计课本设计计算公式（10-21）进行计算，即（1）确定公式内的各计算数值 试选=1.6。 小齿轮传动的转矩为 t120.81103 查课本p205表10-7选取齿宽系数0.8。 查课本p201表10-6得材料的弹性影响系数ze189.8 由课本p209图10-2d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限hlim1600 mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限为hlim2550

21、 mpa。 计算应力循环次数。 60nj 60417.391（2830015）1.803109 5.093108由课本p207图10-19去接触疲劳寿命系数khn10.90；khn20.95。查课本p217图10-30选取区域系数z=2.433 。 由课本p215图10-26查得标准圆柱齿轮传动的端面重合度0.77 ，0.855。则+1.625 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数s=1,应用公式（10-12）得:=0.9600540 0.95550522.5 则许用接触应力为：531.25 （2）设计计算试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得66.049 mm计算圆周速度。1.44

22、3m/s计算齿宽b和模数。计算齿宽b b52.839 mm计算摸数m=2.67 mm计算齿宽与高之比。 齿高 h2.252.252.676.008 10.99 计算纵向重合度0.3181.522 计算载荷系数k。已知使用系数=1，根据1.443 m/s，7级精度, 由课本图10-8查得动载系数k1.07；由课本表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，k1.423；由10.99，k1.423查图10-13得 k1.35；由课本表10-3 得: k1.4。故载荷系数k kk k 11.071.41.4232.13按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径dd66.04972.658

23、计算模数2.94 mm6.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式（1）确定计算参数 计算载荷系数。k k k11.071.41.352.02 根据纵向重合度1.903，从课本图10-28查得螺旋角影响系数0.88小齿轮传递的转矩120.81 knm。确定齿数z。因为是硬齿面，故取z124，z2i21z13.542484.96，取z285。传动比误差 iuz2/z185/243.54，i0.0175，允许。计算当量齿数。26.2793.05查取齿形系数和应力校正系数。查课本表10-5得齿形系数2.592；2.193 应力校正系数1.596；1.783查课本图10-20c得小齿轮的弯曲

24、疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。查课本图10-18得弯曲疲劳寿命系数k0.85；k0.88。 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4 计算接触疲劳许用应力。303.57 mpa238.86 mpa计算大小齿轮的 并加以比较。0.013 160.016 40大齿轮的数值大，故选用。（3） 设计计算2.16 mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按gb/t1357-1987圆整为标准模数,取m2.5 mm，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d66.049来计算应有的齿数.于是由:z25.63 取z26那么zuz13.5

25、42692.04，取 z292。6.2.4 几何尺寸计算（1）算中心距 a141.906 将中心距圆整为141。为满足同轴式圆柱齿轮的中心距应相等，并保证低速级圆柱齿轮的最小强度，故按低速级圆柱齿轮的中心距计算。即a203 mm。并调整小齿轮齿数z135，则z2ui3.5435123.9，圆整为124。（2）按要求设计的中心距和修正的齿数修正螺旋角arccosarccos（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d89.370 d316.628 （4）计算齿轮宽度b0.889.37071.496 mm圆整后取 b275 mm；b180 mm。（5）修正齿轮的圆周速度1.952m/s表6.1 各齿轮的设计

26、参数 齿轮参数高速级齿轮1中间轴齿轮2中间轴齿轮3低速级齿轮4材料40cr（调质），硬度为280hbs45钢（调质） 硬度为240hbs40cr（调质），硬度为280hbs45钢（调质）硬度为240hbs齿数3512429102螺旋角模数2.53齿宽/mm80759590中心距/mm203齿轮圆周速/m/s1.9520.555修正传动比3.546.3 齿轮的结构设计高速轴齿轮1做成实心式如图6.1（b），中间轴齿轮3做成齿轮轴，中间轴齿轮2和低速轴齿轮4两个大齿轮使用腹板式结构如图6.1（a）图6.1 齿轮结构设计示意图7 传动轴和传动轴承的设计7.1 低速轴、传动轴承以及联轴器的设计 7.1

27、.1 求输出轴上的功率p，转速，转矩p4.92 kw 33.30 r/min 1410.99 nm7.1.2 求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为 316.125 而 f8926.93 n ff3356.64 n fftan4348.162315.31 n圆周力f，径向力f及轴向力f的方向如图7.1所示。图7.1 轴的载荷分布图7.1.3 初步确定轴的最小直径（1）先按课本式（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。根据课本，取，于是得11261.32（2）联轴器的选择。输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径（图7.2）。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径

28、相适,故需同时选取联轴器的型号。查课本表14-1,考虑到转矩变化很小，故取1.3，则：1.31410.991091834.287 按照计算转矩tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册表17-4，选用lt10弹性套柱销联轴器（gb/t43232002），其公称转矩为2000。半联轴器的孔径d165 mm，故取65 mm，半联轴器的长度l142 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度l1107 mm。7.1.4 轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径80 mm；左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直

29、径d85 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度l1107 mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比l1略短一些,现取105 mm。 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据80 mm，由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（gb/t 2971994）30217型，其尺寸为ddt85 mm150 mm30.5 mm，故85 mm；右端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14 mm，则44.5 mm。 取安装齿轮处的轴段90 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的宽度

30、为90 mm，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86 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h7 mm，则104 mm。轴环宽度,取b12 mm。 轴承端盖的总宽度为37.5 mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。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,故取67.5 mm。至此，已初步确定了低速轴的各段直径和长度。 图7.2 低速轴的结构设计示意图表 7.1 低速轴结构设计参数 段名参数-直径/mm65 h7/k68085 m690 h7/n610485 m6长度/mm10567.546861244.5

31、键bhl/mm20 12 90251470c或r/mm处245o处r2处r2.5处r2.5处r2.5处r2.5处2.545o（2） 轴上的零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按90 mm由课本表6-1查得平键截面bh25 mm14 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为70 mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为20 mm12 mm90 mm，半联轴器与轴的配合为。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。（3） 确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴左端倒角为2，右端倒

32、角为2.5。各轴肩处的圆角半径为:处为r2，其余为r2.5。7.1.5 求轴上的载荷 首先根据结构图(图7.2）作出轴的计算简图（图7.1）。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得a值。对于30217型圆锥滚子轴承，由手册中查得a29.9 mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距57.1+71.6128.7 mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图7.1）。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。计算步骤如下：57.1+71.6128.7 mm4 966.34 n3 960.59 n2 676.96 n3 356.64-2 676.96679.68 n4 966.3457

33、.1283 578.014 2 676.9657.1152 854.416 679.6871.6486 65.09 322 150.53 287 723.45 表7.2 低速轴设计受力参数 载 荷水平面h垂直面v支反力4 966.34 n，3 960.59 n2 676.96 n，679.68 n弯矩m283 578.014 152 854.416 486 65.09 总弯矩322 150.53 ,287 723.45扭矩t1 410 990 7.1.6 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面c）的强度。根据课本式(15-5)及表7.2中的

34、数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 mpa12.4 mpa前已选轴材料为45钢，调质处理，查课本表15-1得60mp。因此 ，故此轴安全。7.1.7 精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面a,b只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，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，从受载来看，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，但是截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面c上虽然应力最大

35、，但是应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大,故截面c也不必校核，截面和显然更不必要校核。由课本第3章的附录可知，键槽的应力集中较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。（2）截面左侧抗弯截面系数 w0.10.161 412.5 抗扭截面系数 0.20.2122 825 截面的右侧的弯矩m为 90 834.04 截面上的扭矩为 1 410 990 截面上的弯曲应力1.48 mpa截面上的扭转切应力 11.49 mpa轴的材料为45钢，调质处理。由课本表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按课本附表3-2查取。因 经插值后查得

36、1.9 1.29又由课本附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 0.88故有效应力集中系数按式(课本附表3-4）为1.756由课本附图3-2的尺寸系数；由课本附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为又由课本及3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按课本式（15-6）(15-8)则得s65.66s16.9216.38s1.5 故可知其安全。（3） 截面右侧抗弯截面系数 w0.10.172 900 抗扭截面系数 0.20.2145 800 截面的右侧的弯矩m为 90 834.04

37、截面上的扭矩为 1 410 990 截面上的弯曲应力1.25 mpa截面上的扭转切应力 9.68 mpa过盈配合处的，由课本附表3-8用插值法求出，并取0.8，于是得3.24 0.83.242.59轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为3.332.68又由课本及3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按课本式（15-6）(15-8)则得s66.07s16.9211.73s1.5 故该轴的截面右侧的强度也是足够的。本轴因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，低速轴的设计计算

38、即告结束。7.2 高速轴以及传动轴承的设计 7.2.1 求输出轴上的功率，转速，转矩5.28 kw 417.39 r/min 120.81 nm7.2.2 求作用在齿轮上的力因已知低速级小齿轮的分度圆直径为 89.370 而 f2703.59 n ff2703.591014.15 n fftan2703.59984.03 n圆周力f，径向力f及轴向力f的方向如图7.1所示。7.2.3 初步确定轴的最小直径先按课本式（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。根据课本，取，于是得11226.10 mm故圆整取30 mm，输出轴的最小直径显然是v带轮处的直径（图7.3）。v带

39、轮与轴配合的毂孔长度l1108 mm。7.2.4 轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足v带轮的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径40 mm。v与轴配合的毂孔长度l1108 mm，故-的长度取108 mm。 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据35 mm，由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（gb/t 2971994）30209型，其尺寸为ddt45 mm85 mm20.75 mm，故45 mm；右端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14 m

40、m，则34.75 mm。 取安装齿轮处的轴段50 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的宽度为75 mm，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70 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h4 mm，则58 mm。轴环宽度,取b10 mm。 轴承端盖的总宽度为27.25 mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。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,故取57.25 mm。至此，已初步确定了低速轴的各段直径和长度。 图7.3 高速轴的结构设计示意图表 7.3 高速轴结构设计参数 段名参数-直径/m

41、m30 h7/k64045 m650 h7/n65845 m6长度/mm10857.2539.75701034.75键bhl/mm10 8 90161056c或r/mm处1.245o处r1.2处r1.6处r1.6处r1.6处r1.6处1.645o（2）轴上的零件的周向定位齿轮、v带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按50 mm由课本表6-1查得平键截面bh16 mm10 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为56 mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为；同样，v带轮与轴的连接，选用平键为10 mm8 mm90 mm，v带轮与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来

42、保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（3）确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴左端倒角为1.2，右端倒角为1.6。各轴肩处的圆角半径为:处为r1.2，其余为r1.5。7.2.5 求轴上的载荷 首先根据结构图(图7.3）作出轴的计算简图（图7.1）。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得a值。对于30209型圆锥滚子轴承，由手册中查得a18.6 mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距53.65+63.65117.3 mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图7.1）。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。现将计算出的截面c出的、及的值列于下表（参看图7.1）。

43、表7.4 高速轴设计受力参数 载 荷水平面h垂直面v支反力1 467.04 n，1 236.55 n760.03 n，254.12 n弯矩m78 706.696 40 775.6095 16 174.738 总弯矩88 641.945 ,80 351.516扭矩t120 810 7.2.6 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面c）的强度。根据课本式(15-5)及表7.2中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 mpa9.2 mpa前已选轴材料为45钢，调质处理，查课本表15-1得60mp。因此 ，故此轴

44、安全。7.2.7 精确校核轴的疲劳强度精确校核高速轴的疲劳强度具体步骤通同7.1.7。经计算该轴在截面左右两侧的强度安全系数s1.5。故该轴的强度是足够的。 7.3 中间轴以及传动轴承的设计 7.3.1 求输出轴上的功率，转速，转矩5.12 kw 117.91 r/min 414.69 nm7.3.2 求作用在齿轮上的力因已知高速级大齿轮的分度圆直径为=316.628 f n ff2619.41973.84 n fftan2619.410.207818544.36 n低速级小齿轮的分度圆直径=89.880 mm 9227.64 n ff9227.643462.46 n ftan9227.460

45、.2593632393.26 n圆周力f，径向力f及轴向力f的方向如图7.5所示。7.3.3 初步确定轴的最小直径先按课本式（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。根据课本，取，于是得11239.37 mm7.3.4 轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了保证轴的强度要求，故取50 mm。 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据50 mm，由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（gb/t 2971994）30210型，其尺寸为ddt50 mm90 mm21.

46、75 mm；左右两端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14 mm，则35.75 mm。 取安装齿轮处的轴段60 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的宽度为90 mm，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86 mm，则39.75。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h7 mm，则74 mm。-段为小齿轮，其宽度为95 mm，分度圆直径为89.880 mm。至此，已初步确定了中间轴的各段直径和长度。 图7.4 中间轴的结构设计示意图表 7.5 中间轴结构设计参数 段名参数-直径/mm50 m660 h7/n67489.880 50 m6长

47、度/mm39.758691.259535.75键bhl/mm181180c或r/mm处245o处r2处r2处r2处r2处r2（2）轴上的零件的周向定位齿轮、v带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按60 mm由课本表6-1查得平键截面bh18 mm11 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为80 mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为；同样，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。（3）确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴左右两端倒角为2。各轴肩处的圆角半径为r2。7.3.5 求轴上的载荷 首先根据结构图(图7.4）作出轴的计算简图（图7.5）。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得a值。对于30210型圆锥滚子轴承，由手册中查得a20 mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距l160.75 mm l2183.75 mm l363.25 mm根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下：图7.5 中间轴的载荷分析图轴的受力分析如下：+60.75+183.75+63.25307.75 mm3970.84 n n n973.84+3462.46-2108.3222