减速器的设计

1、机械设计课程设计说   明   书设计题目： 二级圆柱直齿轮减速器（展开式）班 级：2011机械设计制造及其自动化4班 学 号：201130510409学生姓名：纪泽鹏指导老师：卿艳梅完成日期：2013年 12 月 30 日目录一、设计任务书 2二、传动方案的拟定及说明 2三、电动机的选择 3四、计算总传动比及分配各级的传动比 3五、运动参数及动力参数及传动零件的设计计算 4六、齿轮传动的设计计算 5（一）选择齿轮材料及精度等级和齿轮类型 5（二）高速级的设计 5（三）低速级

2、的设计 11七、轴的设计计算及联轴器的选择 16八、键联接的选择及校核计算 32九、滚动轴承的校核 34十、减速器箱体结构 35十一、减速器箱体附件的选择说明 37十二、润滑与密封 37十三、设计总结 38十四、参考资料目录 38计 算 及 说 明结 果一、设计任务书1、设计任务设计带式输送机的传动系统，采用二级圆柱直齿轮减速器（展开式）传动。2、原始数据运输带有效拉力 F=2800N运输带工作速度 v=0.8m/s（允许误差±5%）运输带卷筒直径 d=335mm减速器设计寿命10年3、工作条件两班制工作，常温下连续单向运转，空载起动，载荷平稳，室内工作，环境有轻度粉尘，每年工作30

3、0天，电压为三相交流电（220V/380V）。二、传动系统方案的拟定和说明带式输送机传动方案如下图：1-电动机；2，6-联轴器；3-减速器高速级小齿轮1；4-减速器高速级大齿轮2；5-输送机滚筒；7-减速器低速级大齿轮3；8-减速器低速级小齿轮2；计 算 及 说 明结 果 传动系统采用采用二级圆柱直齿轮减速器（展开式），其结构简单，但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。由设计要求得，高速级和低速级都为直齿圆柱齿轮传动。三、电动机的选择1、电动机的功率由已知条件可以计算出工作机所需的有效功率Pw=F*v=2800*0.8W=2.24KW工作机所需电动机功率Pr

4、=Pw/=2.581KW2、电动机转速的选择输送机滚筒的工作转速nw=60*v*1000/(*d)=45.61r/min考虑到整个传动系统为二级减速，总传动比应该取小一点，选同步转速ns=1000r/min的电动机为宜。3、电动机型号的选择根据工作条件：两班制工作，常温下连续单向运转，空载起动，载荷平稳，室内工作，环境有轻度粉尘，工作机所需电动机功率Pr=2.581KW及电动机的同步转速ns=1000r/min等，选Y系列三相异步电动机，卧式封闭结构，型号为Y132S-6，其主要性能数据如下：电动机额定功率 Pd =3KW电动机满载转速 nm=960r/min电动机轴伸直径 D=38mm电动机

5、轴伸长度 E=80mm四、传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i =nm/nw=960/45.61=21.09Pw=2.24KWPr=2.581KWY132S-6Pd =3KWnm=960r/min计 算 及 说 明结 果由传动系统方案知i=i=1所以i=i*i=21.09所以：高速级；即： 低速级i=i/ i=21.09/5.236=4.028。传动系统各传动比分别为：i=i=1，i=5.236，i=4.028五、各轴的转速、功率和转矩：1、电动机轴：2、轴（高速轴）：3、轴（中间轴）：4、轴（低速轴）：5、轴（输出轴）：i=i=1i=5.236i=4.028计 算 及 说 明结 果 上

6、述计算归纳如下：参数轴名转速r/min输入功率KW输入转矩N·m电动机轴9602.58125.68轴（高速轴）9602.55525.42轴（中间轴）183.352.479129.13轴（低速轴）45.512.405504.64轴（输出轴）45.512.357494.60六、齿轮传动的设计计算（一）选择齿轮材料及精度等级和齿轮类型：（1）考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。大齿轮选用45钢，调质处理，齿面硬度为240HBS；小齿轮选用40Cr，调质处理，齿面硬度280HBS。（2）带式输送为一般工作机器，所以精度等级选择7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m。（3）根据题目要求

7、，选用圆柱直齿齿轮传动，压力角=20°。（二）高速级的设计：1、由上面得知高速级的齿数比：u=5.236；取z1=25，则z2=u*z1=25×5.236=130.9，即取z2=131。2、按齿面接触疲劳强度设计：1）小齿轮分度圆直径：（1）确定公式中各参数值； 其中取KHt=1.3； 选取齿宽系数d=1； 查得区域系数ZH=2.5； 查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2；小齿轮：40Cr调质，280HBS大齿轮：45调质，240HBS7级精度圆柱直齿=20°计 算 及 说 明结 果 小齿轮的传递转矩T1=25.42N*m=2.542×10

8、4N*mm； 计算接触疲劳强度用的重合度系数Z：所以： 计算接触疲劳许用应力H:查得小齿轮的接触疲劳极限为Hlim1=600MPa，大齿轮的接触疲劳极限为Hlim2=550MPa；应力循环次数：N1=60n1jLh=60×960×1×（2×8×300×10）=2.765×109；N2=N1/u=2.765×109/5.236=5.276×108；取疲劳寿命系数KHN1=0.92，KHN2=0.96；取失效概率1%，安全系数S=1；所以： 取其中较小值作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=H2=528MPa

9、（2）试算小齿轮分度圆直径；2）调整小齿轮分度圆的直径：（1）计算实际载荷前的数据准备：圆周速度v：H= 528MPa计 算 及 说 明结 果齿宽b：b=dd1t=36.231mm（2）计算实际载荷系数KH：查得使用系数KA=1；根据v=1.821m/s、7级精度，查得动载荷系数Kv=1.06；齿轮的圆周力：Ft1=2T1/d1t=2×2.542×104/36.231N=1403NKAFt1/b=1×1403/36.231N/mm=38.73N/mm<100N/mm由此查得齿间载荷分配系数KH=1.2；由于b=36.231mm无法插值查到对应参数，所以取其为

10、其偏高值b=40mm；由7级精度和小齿轮相对支承非对称布置这两个条件查得KH=1.417；所以： KH=KAKvKHKH=1.802。（3）按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数：m=d1/z1=40.400/25mm=1.616mm。3、按齿根弯曲疲劳强度设计：1）试算模数：（1）确定公式中各参数值；其中取KFt=1.3；弯曲疲劳强度用重合系数：Y=0.25+0.75/=0.677；计算：查得齿形系数YFa1=2.61，YFa2=2.17；查得应力修正系数Ysa1=1.59，Ysa2=1.82；查得小齿轮的齿根弯曲疲劳极限为Flim1=500MPa，大齿轮的齿根弯曲疲劳极限为Flim

11、2=380MPa；查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.86，KFN2=0.90；KH= 1.802 m=1.616mm计 算 及 说 明结 果取弯曲疲劳安全系数S=1.4；所以： 取其中较大值作为该齿轮副的，即=0.0162（2）试算齿轮模数；2）调整齿轮的模数：（1）计算实际载荷前的数据准备：圆周速度v：d1=mtz1=1.051*25mm=26.275mm齿宽b：b=dd1=1*26.275mm=26.275mm;宽高比b/h：h=(2ha*+c*)mt=(2*1+0.25)*1.051mm=2.365mmb/h=26.275/2.365=11.11（2）计算实际载荷系数KF：根据v=1.3

12、2m/s、7级精度，查得动载荷系数Kv=1.05；齿轮的圆周力：Ft1=2T1/d1=2×2.542×104/26.275N=1935NKAFt1/b=1×1935/26.275N/mm=73.64N/mm<100N/mm由此查得齿间载荷分配系数KF=1.2；由于b=36.231mm无法插值查到对应参数，所以取其为其偏=0.0162计 算 及 说 明结 果高值b=40mm；由7级精度和小齿轮相对支承非对称布置这两个条件查得KH=1.417；结合b/h=11.11，查得KF=1.35；所以： KF=KAKvKFKF=1.701。（3）按实际载荷系数算得的分度圆

13、直径4、综合上述所算：取d1=40.400mm为小齿轮分度圆直径；取1.150mm的最近标准值m1=1.25为该齿轮副的模数。所以：z1=d1/m1=40.40/1.25=32.32，取z1=33；则z2=z1u=33*5.236=172.788，取z2=173。5、几何尺寸计算：（1）分度圆直径：d1=z1m1=33×1.25mm=41.25mm d2=z2m1=173×1.25mm=216.25mm（2）中心距：a=（d1+d2）/2=（41.25+216.25）/2mm=128.75mm（3）齿宽：b=dd1=1×41.25mm=41.25mm考虑不可避免的

14、安装误差，为了保证设计宽度、方便后续设计和节省材料，所以取b1=48mm，b2=42mm。6、圆整中心距：由于上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造，所以使用变位法将中心距就近圆整至a=130mm，其他参数不变。1）计算变位系数和：（1）计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数：=arccos(a*cos)/a =21.463°z=z1+z2=206x=x1+x2=(inv-inv) z/(2tan)=1.036y=(a-a)/m=1y= x-y=0.036KF= 1.701z1=33z2=173d1= 41.25mmd2=216.25mma=128.75

15、mmb1=48mmb2=42mma=130mmy=1y= 0.036计 算 及 说 明结 果由此可知当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降。（2）分配变位系数x1、x2：根据（z/2，x/2）=（103，0.518），由文献【2】的图10-21b可得：x1=0.501，x2=0.535。（3）齿面接触疲劳强度校核：查得区域系数ZH=2.4；计算接触疲劳强度用的重合度系数Z：所以：计算实际载荷系数KF：圆周速度v：齿宽b： b=42mm；根据v=2.07m/s、7级精度，查得动载荷系数Kv=1.08；齿轮的圆周力：Ft1=2T1/d1=2×2.542×104/41.

16、25N=1232NKAFt1/b=1×1232/42N/mm=29.33N/mm<100N/mm由此查得齿间载荷分配系数KH=1.2；由插值法查得b=42mm、7级精度和小齿轮相对支承非对称布置这三个条件查得KH=1.417；所以： KH=KAKvKHKH=1.836。所以：齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有x1=0.501x2=0.535KH=1.836计 算 及 说 明结 果所下降。（4）齿根弯曲疲劳强度校核：查得齿形系数YFa1=2.12，YFa2=2.04；查得应力修正系数Ysa1=1.87，Ysa2=1.94；计算弯曲疲劳强度用重合系数：Y=0.2

17、5+0.75/=0.669；小齿轮的传递转矩T1=25.42N*m=2.542×104N*mm，模数m=1.25，小齿轮齿数z1=33； 计算实际载荷系数KF：宽高比b/h： h=(2ha*+c*-y)mt=2.78mm，b/h=42/2.78=15.11；根据v=2.07m/s、7级精度，由查得动载荷系数Kv=1.08；由此查得齿间载荷分配系数KF=1.2；由KH=1.417,b/h=15.11两个条件，查得KF=1.42；所以： KF=KAKvKFKF=1.84。所以： 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且大齿轮的抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于小齿轮。（三）低速级的设计：1、由上面得知低速

18、级的齿数比：u=4.028；取z2=24，则z3=u*z2=24×4.028=96.672，即取z3=97。2、按齿面接触疲劳强度设计：1）小齿轮分度圆直径：（1）确定公式中各参数值； 小齿轮的传递转矩T2=129.13N*m=1.2913×105N*mm；KF =1.84计 算 及 说 明结 果计算接触疲劳强度用的重合度系数Z： 所以： 计算接触疲劳许用应力H:查得小齿轮的接触疲劳极限为Hlim2=600MPa，大齿轮的接触疲劳极限为Hlim3=550MPa；应力循环次数：N2=60n2jLh=60×183.35×1×（2×8

19、15;300×10）=5.28×108；N3=N2/u=5.28×108/4.028=1.31×108；所以取疲劳寿命系数KHN2=0.96，KHN3=0.98；取失效概率1%，安全系数S=1；所以： 取其中较小值作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=H3=539MPa（2）试算小齿轮分度圆直径；2）调整小齿轮分度圆的直径：（1）计算实际载荷前的数据准备：圆周速度v：H= 539MPa计 算 及 说 明结 果齿宽b： b=dd2t=62.678mm（2）计算实际载荷系数KH：根据v=0.602m/s、7级精度，查得动载荷系数Kv=1.03；齿轮的圆周力：

20、Ft2=2T2/d2t=2×1.2913×105/62.678N=4120NKAFt2/b=1×4120/62.678N/mm=65.74N/mm<100N/mm由此查得齿间载荷分配系数KH=1.2；由插值法查得b=62.678mm、7级精度和小齿轮相对支承非对称布置这三个条件查得KH=1.422；所以： KH=KAKvKHKH=1.758。（3）按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数m=d2/z2=69.312/25mm=2.888mm。3、按齿根弯曲疲劳强度设计：1）试算模数：（1）确定公式中各参数值；其中取KFt=1.3；计算弯曲疲劳强度用重合

21、系数：Y=0.25+0.75/=0.685；计算：查得齿形系数YFa2=2.65，YFa3=2.18；查得应力修正系数Ysa2=1.58，Ysa3=1.82；查得小齿轮的齿根弯曲疲劳极限为Flim2=500MPa，大齿轮的齿根弯曲疲劳极限为Flim3=380MPa；由文献【2】的图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN2=0.90，KFN3=0.93；KH =1.758m= 2.888mm计 算 及 说 明结 果取弯曲疲劳安全系数S=1.4；所以： 取其中较大值作为该齿轮副的，即=0.0156；（2）试算齿轮模数；2）调整齿轮的模数：（1）计算实际载荷前的数据准备：圆周速度v：d2=mtz2=1

22、.840*24mm=44.16mm齿宽b：b=dd2 =44.16mm;宽高比b/h：h=(2ha*+c*)mt=4.14mmb/h=10.67（2）计算实际载荷系数KF：根据v=0.424m/s、7级精度，查得动载荷系数Kv=1.02；齿轮的圆周力：Ft2=2T2/d2=2×1.2913×105/44.16N=5848NKAFt2/b=1×5848/44.16N/mm=132.43N/mm>100N/mm由此查得齿间载荷分配系数KF=1.0；=0.0156计 算 及 说 明结 果由插值法查得b=44.16mm、7级精度和小齿轮相对支承非对称布置这三个条件查

23、得KH=1.418；结合b/h=10.67，查得KF=1.34；所以： KF=KAKvKFKF=1.3668。（3）按实际载荷系数算得的分度圆直径4、综合上述所算：取d2=69.312mm为小齿轮分度圆直径；取1.871mm的最近标准值m2=2为该齿轮副的模数。所以：z2=d2/m2=69.312/2=34.656，取z2=35；则z3=z2u=35*4.028=140.98，取z3=141。传动比总误差：在题目要求的±5%之内，符合条件。5、几何尺寸计算：（1）分度圆直径：d2=z2m2=35×2mm=70mmd3=z3m2=141×2mm=282mm（2）中心

24、距：a=（d2+d3）/2=（70+282）/2mm=176mm（3）齿宽： b=dd1=70mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计宽度和节省材料，所以取b1=77mm，b2=70mm。（四）综合上述所算，高低速级的齿轮的主要参数如下表：KF1.3668m2=2z2=35z3=141d2= 70mmd3=282mma=176mmb1=77mmb2=70mm计 算 及 说 明结 果高速级低速级齿数z1=33,z2=173z2=35,z3=141模数m1=1.25mmm2=2mm压力角=20°齿顶高系数ha*=1顶隙系数c*=0.25齿厚s1=1.963mms2=3.142mm齿槽宽e

25、1=1.963mme2=3.142mm齿根高hf1=0.936mmhf2=0.894mmhf2=hf3=2.5mm齿顶高ha1=1.831mmha2=1.874mmha2=ha3=2mm分度圆直径d1=41.25mmd2=216.25mmd2=70mmd3=282mm基圆直径db1=38.762mmdb2=203.209mmdb2=65.778mmd3=264.993mm齿顶圆直径da1=44.912mmda2=219.998mmda2=74mmda3=286mm齿根圆直径df1=39.324mmdf2=214.462mmdf2=65mmdf3=277mm中心距a1=130mma2=176mm

26、变位系数x1=0.501x2=0.535x2=x3=0齿宽b1=48mmb2=42mmb2=77mmb3=70mm计 算 及 说 明结 果七、轴的设计计算及联轴器的选择：（一）轴（高速轴）的设计：1、初步确定轴的最小直径：（选取轴的材料为40Cr，调质处理。查得A0=112。）；联轴器的计算扭矩Tca=KAT=33046N·mm；（取KA=1.3。）同时，由于电动机的轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径D=38mm，所以选择的联轴器为LX3型弹性柱销联轴器，其工程转矩为1 250 000N·mm。半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm，dmin=30

27、mm。2、轴的结构设计：1）由于轴的最小直径和齿轮1齿根圆直径相差不大，因此采用齿轮轴，即l-=48mm。2）轴上零件的装配方案如图。3）轴上各段长度的确定：（1）初步选择滚动轴承：因为轴承只需受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d=30mm和齿轮1的齿根圆直径df1=39.324mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度等级的深沟球轴承6206，其尺寸为d×D×T=30mm×62mm×16mm；故d-=d-=30mm，考虑到轴承靠近内腔壁处要挡油环，所以l-=l-=21mm。左右端滚动轴承的轴向定位采用轴肩。由手册上查得620

28、6型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此取d-=d-=36mm。（2）为了满足半联轴器的轴向定位有求，由于-段的直径都dmin15.52mmLX3型弹性柱销联轴器(GB/T 5014-2003)d=30mml-=48mm深沟球轴承6206 GB/T 272-1993d-=d-=30mml-=l-=21mmd-=d-=36mm计 算 及 说 明结 果一样，所以半联轴器的右端采用套筒定位，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=40mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm，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和套筒端面可靠地压紧半联轴器，故取l-=54mm。（3）取轴承端盖的

29、总宽度为20mm。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端盖与半联轴器右端面间的距离l=30mm，故取l-=50mm。（4）由上诉的数据的l-=c+k-5mm=10mm，l-=l-l-l-l-=97mm。4）轴上零件的周向定位：半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。查得平键截面b×h=8mm×7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm合适，同时为了保证轴和半联轴器配合有良好的对称性，故选择半联器轴与轴的配合为。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。5）确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴端倒角为C1，各轴肩处的圆角半径如图。3、初

30、步确定轴的支承跨距：（考虑到相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸s=10mm；考虑齿轮和箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸k=10mm；为了保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c=5mm；初取轴承宽度n1=16mm。）l=2 (c+k)+b1+s +b2 +n1=2* (5+10)+48+10+77+16mm=181mm。孔径d=30mm，故取d-=30mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm。4、轴的受力分析：（a）l-=54mml-=50mml-= 10mml-= 97mm普通平键8×7×45mm（GB/T 1096-2003）d-=3

31、0mm计 算 及 说 明结 果 （b） （c） （d） （e）（f）（g）轴的受力简图如图。图中lAB=l=181mmlBC=c+k+(b1 +n1)/2=5+10+(48+16)/2mm=47mmlAC=lAB-lBC=181-47mm=134mm1）计算齿轮的啮合力：2）求水平面内的支承反力，作水平面内的弯距图：轴在水平面内的受力简图如图（b）所示。轴在水平面内的弯距图如图（d）所示。3）求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯距图：轴在垂直面内的受力简图如图（c）所示。lAB=181mmlBC=47mmlAC=134mm计 算 及 说 明结 果轴在水平面内的弯距图如图（e）所示。4）求支承反

32、力，作轴的合成弯矩图、转矩图：RA=340.50N、RB=970.79N、MA=MB=0MC=43222.74N·mm、T=25420N·mm轴的合成弯矩图、转矩图分别是图（f）和图（g）。5、按弯扭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。由于轴是单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力查得-1=60MPa。因此ca<-1，故安全。6、精确校核轴的疲劳强度：1）判断危险截面：轴上的危险截面为截面，所以只需校核截面左右两侧即可。2）截面左侧：抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1×36

33、3mm3=4665.6mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2×363mm3=9331.2mm3截面左侧的弯矩 M=43222.74×（134-24）/134N·mm=35481.35N·mm截面上的扭矩 T=25420N·mm截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 查得H=735MPa，-1=355MPa，-1=200MPa。RA=340.50NRB=970.79NMC=43222.74N·mm计 算 及 说 明结 果按r/d=0.033、D/d=1.092，经插值后可查得：截面上由轴肩而形成的理论应力集中系数：=2.0，=1.3

34、2查得轴的材料的敏性系数为：q=0.76，q=0.80故有效集中应力为：k=1+q(-1)=1+0.76×（2.0-1）=1.76 k=1+q(-1)=1+0.80×（1.32-1）=1.256查得尺寸系数=0.80，扭转尺寸系数=0.88。轴均按磨削加工，查得得表面质量系数为：=0.92轴未经表面强化处理，即q=1，则综合系数为：取碳钢的特性系数为：=0.1，=0.05。于是，计算安全系数Sca值：故可知其安全。3）截面右侧：抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1×39.3243mm3=6086.97mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2×39.3

35、243mm3=12161.95mm3截面左侧的弯矩 M=43222.74×（134-24）/134N·mm=35481.35N·mm截面上的扭矩 T=25420N·mm截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 按r/d=0.033、D/d=1.092，经插值后可查得：截面上由轴肩而形安全计 算 及 说 明结 果成的理论应力集中系数=2.0，=1.32查得轴的材料的敏性系数：q=0.76，q=0.80故有效集中应力： k=1+q(-1)=1+0.76×（2.0-1）=1.76 k=1+q(-1)=1+0.80×（1.32-1）=1.256查

36、得尺寸系数=0.80，扭转尺寸系数=0.88。轴未经表面强化处理，即q=1，则综合系数为：于是，计算安全系数Sca值：故可知其安全。所以该齿轮轴安全。（二）轴（中间轴）的设计：1、初步确定轴的最小直径：（选取轴的材料为45钢，调质处理。由文献【2】表15-3，取A0=112。）；最接近的轴承内径为30mm，所以取该轴的最小直径dmin=30mm。2、轴的结构设计：1）轴上零件的装配方案如图。2）轴上各段长度的确定：（1）初步选择滚动轴承：因为轴承只需受径向力的作用，故选用深沟球轴承。由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准安全dmin=30mm深沟球轴承6206 GB/T 272-1993计

37、 算 及 说 明结 果精度等级的深沟球轴承6206，其尺寸为d×D×T=30mm×62mm×16mm；故d-=d-=30mm，l-=l-=16mm。（2）取轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求。（3）由于高速级齿轮的啮合，因此l-=13mm；取安装齿轮位置的轴段的直径d-=d-=35mm；齿轮2和齿轮2中间采用轴肩定位，轴肩的高度取h=3mm，则轴环的直径d-=41mm。另外两端与轴承间采用套筒定位。为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，故取l-=73mm，l-=38mm。所以l-=19mm，l-=22mm。3）轴上零件的周

38、向定位：齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按d-由文献【2】表6-1查得平键截面b×h=10mm×8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm（齿轮2处），63mm（齿轮2处），同时为了保证轴和齿轮配合有良好的对称性，故选择齿轮与轴的配合为，两个平键加工在同一母线。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。4）确定轴上圆角和倒角尺寸：由文献【2】表15-2得，取轴端倒角为C1，各轴肩处的圆角半径为R1.6。3、轴的受力分析：（a）（b） （c）d-=d-=30mml-=l-=16mml-=13mmd-=d-=35mmd-=41mml-=73mml-

39、=38mml-=19mml-=22mm普通平键10×8×32（63）mm（GB/T 1096-2003）计 算 及 说 明结 果 （d） （e）（f） （g）轴的受力简图如图。图中lAB=l=l=181mmlBC=lBC()= 47mmlAD=c+k+(b2 +n2)/2=5+10+(77+16)/2mm=61.5mmlCD=lAB-lBC-lAD=181-47-61.5mm=72.5mm1）计算齿轮的啮合力：2）求水平面内的支承反力，作水平面内的弯距图：轴在水平面内的受力简图如图（b）所示。轴在水平面内的弯距图如图（d）所示。3）求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯距图：

40、轴在垂直面内的受力简图如图（c）所示。lAB=181mmlBC= 47mmlAD=61.5mmlCD=72.5mm计 算 及 说 明结 果轴在水平面内的弯距图如图（e）所示。4）求支承反力，作轴的合成弯矩图、转矩图：RA=2852.87N RB=2141.97NMA=MB=0 MC=106852.27N·mmMD=169078.27N·mm T=129130N·mm轴的合成弯矩图、转矩图分别是图（f）和图（g）。4、按弯扭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。由于轴是单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取

41、=0.6，轴的计算应力故安全。5、精确校核轴的疲劳强度：1）判断危险截面：轴上的危险截面为截面，所以只需校核截面左右两侧即可。2）截面右侧：抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1×413mm3=6892.1mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2×413mm3=13784.2mm3截面右侧的弯矩 M=169078.27-（169078.27-106852.27）×38.5/72.5N·mm=136034.12N·mm截面上的扭矩 T=129130N·mm截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 查得H=640MPa，-1=275MPa，

42、-1=155MPa。RA=2852.87NRB=2141.97NMC=106852.27N·mmMD=169078.27N·mm计 算 及 说 明结 果按r/d=0.034、D/d=1.17，经插值后可查得：截面上由轴肩而形成的理论应力集中系数=2.09，=1.60查得轴的材料的敏性系数：q=0.76，q=0.80故有效集中应力：k=1+q(-1)=1+0.76×（2.09-1）=1.83 k=1+q(-1)=1+0.80×（1.60-1）=1.480查得尺寸系数=0.76；查的得扭转尺寸系数=0.80。轴未经表面强化处理，即q=1，则综合系数为：于是，

43、计算安全系数Sca值：故可知其安全。3）截面左侧：抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1×353mm3=4287.5mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2×353mm3=8575mm3截面左侧的弯矩 M=169078.27-（169078.27-106852.27）×38.5/72.5N·mm=136034.12N·mm截面上的扭矩 T=129130N·mm截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 过盈配合处的，用插值法查得：轴未经表面强化处理，即q=1，则综合系数为：安全计 算 及 说 明结 果于是，计算安全系数Sca值：故可知其安

44、全。（三）轴（低速轴）的设计：1、初步确定轴的最小直径：（选取轴的材料为45钢，调质处理。取A0=112）；联轴器的计算扭矩Tca=KAT=656 032N·mm；（取KA=1.3。）所以选择的联轴器为LX3型弹性柱销联轴器，其工程转矩为1 250 000N·mm。半联轴器的孔径d=45mm，故取d-=45mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm。2、轴的结构设计：1）轴上零件的装配方案如图。2）轴上各段长度的确定：（1）为了满足半联轴器的轴向定位有求，-轴段左端需制出一轴肩，故取-段的直径d-=50mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈

45、直径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-段的长度应比L1略短些，现取l-=58mm。安全dmin=45mmd-=45mmLX3型弹性柱销联轴器(GB/T 5014-2003)d-=50mml-=58mm计 算 及 说 明结 果（2）初步选择滚动轴承：因为轴承只需受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d=55mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度等级的深沟球轴承6011，其尺寸为d×D×T=55mm×90mm×18mm；故d-=d-=55mm，l-=18mm。右端滚动轴承采用轴肩定位。由手册上查

46、得6011型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此取d-=62mm。左端滚动轴承采用套筒定位，d-=55mm。（3）取轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端盖与半联轴器左端面间的距离l=30mm，故取l-=50mm。（4）取安装齿轮处的轴段-的直径d-=60mm；齿轮左端与轴承之间采用套筒定位。为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，故取l-=66mm。齿轮的右端采用轴肩定位，故取d-=72mm，考虑到挡油环l-=7mm，l-=23mm。（5）有上述数据得l-=20.5mm，l-=62.5mm。3）轴上零件的轴向定位：齿轮、半联轴器与轴的轴向定位采用平键

47、连接。查得平键截面b×h=14mm×9mm，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm符合条件，同时为了保证轴和半联轴器配合有良好的对称性，故选择半联器轴与轴的配合为。同样，轴和齿轮的连接，选用平键为18mm×11mm×56mm，它们之间的配合为。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。4）确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴端倒角为C1，各轴肩处的圆角半径如图。3、轴的受力分析：深沟球轴承6011 GB/T 272-1993 d-=d-=55mml-= 18mmd-=62mmd-=55mml-=50mmd-=60mml-=66mmd-=

48、72mml-=7mml-=23mml-=20.5mml-=62.5mm普通平键14×9×45mm（GB/T 1096-2003）普通平键18×11×56mm（GB/T 1096-2003）计 算 及 说 明结 果（a） (b) (c) (d) (e)(f)(g)轴的受力简图如图。图中lAB=l-4mm=177mmlAC=LAD()-2mm=59.5mmlBC=lAB-lAC=117.5mm1）计算齿轮的啮合力：2）求水平面内的支承反力，作水平面内的弯距图：轴在水平面内的受力简图如图（b）所示。轴在水平面内的弯距图如图（d）所示。lAB= 177mmlAC

49、= 59.5mmlBC =117.5mm计 算 及 说 明结 果3）求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯距图：轴在垂直面内的受力简图如图（c）所示。轴在水平面内的弯距图如图（e）所示。4）求支承反力，作轴的合成弯矩图、转矩图：RA=2528.38N、RB=1280.32N、MA=MB=0MC=150437.60N·mm、T=504640N·mm轴的合成弯矩图、转矩图分别是图（f）和图（g）。4、按弯扭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。由于轴是单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力故安全。5、精确校核轴的疲劳强度：1）判断危险截面：轴上的危险截面为截面，所以只需校核截面左右两侧即可。2）截面左侧：抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1×663mm3=28749.6mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3