《二级同轴式减速器设计说明书：》

1、精品文档欢送下载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 传动方案的拟定置总体设计图选择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。1.1传动装1.2. 1工作机所需功率P.kw)Pv=tqv/l0°°w =5. 7X103X0. 75/ (1000X0. 96 =4.453 kw式中，F”为工作机的阻力，N；八为工作机的线速度，m/s； /为带式工作机的

2、 效率。1.2.2电动机至工作机的总效率"7 =7 .33,4 =0- 96X0. 983XO. 982X0. 99=0. 859他为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，a为联轴 器的效率。2电动机的选择电动机所需工作功率为：P, =Pw/ =4. 453/0. 859 = 5. 184 kw ,执行机构的曲柄转速为=1000x60v 1000x60x0.75 =33 33 ”1n途 疝）;rx430经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比L =24,二级圆柱斜齿轮 减速器传动比=

3、35,那么 =925,那么总传动比合理范围为*=18100,电 动机转速的可选范围为：nd = ia X n = (18-100) X33. 33 = 599. 943333. 3 r/min按电动机的额定功率P,要满足P“,NPd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Y132M26的三相异步电动 机，额定功率为5. 5 kw,额定电流& 8 A,满载转速,”=960 r/min,同步转速 1000 r/mino精品文档欢送下载精品文档欢送下载图2.1电动机的安装及外形尺寸示意图表2.1电动机的技术参数方案电动机 型号额定 功率P厢女W额定

4、转速(r/min) in同步 转速堵转转矩最大转矩质量/Kg价格/ 元额定转矩额定转矩1Y132M2-6L L0. 096010002.02.084230表2.2电动机的安装技术参数中心高 mm外型尺寸/mmLX (AC/2+AD) XHD底脚安装尺寸AXB地脚螺栓 孔直径K轴伸尺寸DXE装键部位尺寸FXGD132515X 345X 315216 X1781238 X 8010 X43精品文档欢送下我精品文档欢送下载3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明，和工作机主动轴转速勺，可得传动装置总传动比为: i=n /np. =960/33. 33 = 28.

5、803.2 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：式中匕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,那么减速器传动比为：精品文档欢送下我精品文档欢送下载精品文档欢送下我4计算传动装置的运动和动力参数4.1各轴转速高速轴I的转速 中间轴II的转速 低速轴川的转速 滚筒轴N的转速% ="印=960/2. 3 = 417. 39 r/minnn = nt /z, =417. 39/3. 54 = 117. 91 r/min11 nr = nn /117. 91/3.

6、 54 = 33. 30 r/minLULi一八.二，”二33. 30 r/min4.2各轴输入、输出功率4.2.1各轴的输入功率Pkw富速轴I的输入功率 中间轴II的输入功率 低速轴川的输入功率 滚筒轴IV的输入功率Pj =Ym x % =5.5X0. 96 = 5. 28 kW七=P/ X n2X/=5. 28X0. 98X0. 98 = 5. 12 kWPm = Pr X n2X3 =5. 28X0. 98X0. 98 = 4.92 kWPr, = Pm X n2X n4=4. 92X0. 98X0. 99 = 4. 77 kW4.2.2各轴的输出功率Pkw高速轴I的输出功率 中间轴II

7、的输出功率 低速轴山的输出功率 滚筒轴IV的输出功率P/ = Pf X0. 98 = 5. 17 kW% =匕义 0.98 = 5. 02 kWPni = Pin X0. 99=4.87 kW 丹, = ;.X0.96 = 4.67 kW4.3各轴输入、输出转矩4.3.1各轴的输入转矩r ( N-m)转矩公式：T=9550P/ N*m电动机轴的输出转矩 7； =9550' =9550X5. 5/9602 = 54.71 N m高速轴I的输入转矩中间轴II的输入转矩低速轴川的输入转矩滚筒轴IV的输入转矩7 =9550 =9550X5. 28/417. 39=120. 81 N m niT

8、n =9550庄=9550X5. 12/117. 91=414. 69 N m nnT1n =9550-=9550X4. 92/33. 30 = 1410. 99 N m nmP,V% =9550=9550X4. 77/33. 30 = 1367. 97 N m 4.3.2各轴的输出转矩TI = TI X0. 98=118. 39 NmTn=Tn XO. 98=406. 40 N m 勿=% XO. 99 = 1396. 88 Nm 丁於=丁八 XO. 96=1313.25 N*m高速轴I的输出转矩 中间轴II的输出转矩 低速轴川的输出转矩 滚筒轴N的输出转矩表2.3传动和动力参数结果电机轴轴

9、I轴II轴用滚筒轴IV功率P/KW5.55. 285.124. 924. 77转矩17(N m)54. 71120. 81414. 691410. 991369. 97转速n/(r/miriz960417. 39117.9133. 3033. 30传动比i2.33. 543. 54效率n0. 960. 97020. 97600. 97025设计V带和带轮5.1 确定计算功率匕查机械设计课本匕6表8-7选取工作情况系数：K,=L 2P., = K, X P =1.2X5. 5 = 6. 6 kw vd八HI精品文档欢送下载式中Ka为工作情况系数，Pm为传递的额定功率,既电机的额定功率.5.2 选

10、择V带的带型根据巳=6.6 kw, K、=L2，查课本Pj “图8-11选用带型为A型带。5.3 确定带轮基准直径由并验算带速。5. 3.1初选小带轮的基准直径”加查课本PI55表8-6和P157表8-8得小带轮基准直径以二100 mm。1.1.2 验算带速u60x1000100x96060x1000=5. 024 m/s因为5 m/s<uW30 m/s ,故带速适宜。1.1.3 计算大带轮的的基准直径大带轮基准直径4p =i0 41=2.3X100 = 230 mm ,式中i0为带传动的传动比, 根据课本尸表8-8,圆整为，2=250 mm。5.4 确定V带的中心距。和带的基准长度右由

11、于0. 7(4n +dd2) W劭W2( +由。，所以初选带传动的中心距。为：a。 1. 5 (ddI +") 525 mm所以带长为：Ld-2ao + y(4/ + 4/2)+和 1610. 49 mm查课本P】#表8-2选取v带基准长度4=1600 mm,传动的实际中心距近似为:" +生4,g519. 76 mm。2圆整为。=520 mm,中心距的变动范围为：“mm = -0. 015 4 =496 mm +。 03 Ld =568 mm精品文档欢送下载故中心距的变化范围为496568 mm。5.5 验算小带轮上的包角电生=184空乜xUX)%163.47°2

12、90°,包角适宜。 a 九5.6 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v=5. 024 m/s,传动比= 2.3,那么查课本表8-4&、 Cl 1UJU表8-4b,并由内插值法得单根普通V带的根本额定功率4=0.95 kw,额定功率增量 AR)=0. 11 kw o查课本必表8-2得带长修正系数七二0.96。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P= (R)+AR)KaKl=(0-95+0. 11)X0. 96X0. 99=1.007 kw5. 6.2计算V带的根数Z由-8公式8

13、-公得匕 K、P 12x5.5_6 55Pr (凡+凡)熊勺(0.95 + 0.11)x0.96x0.99'故取7根。5.7 计算单根V带的初拉力的最小值(0g查课本凡9表8-3可得V带单位长度的质量4=0.10 kg/m,故：单根普通V带张紧后的初拉力为0Pmin=500xZ(>-1) + 4 =155.17 N” ka5.8 计算压轴力工，压轴力的最小值为：精品文档欢送下我(4)1rfli =2 z(R%n 粤=2122 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aV带根数z最小压轴力 （Fp）mNA1002505. 0241610

14、. 49163. 47°72122.075.9 V带轮的设计1.1.1 9.1带轮的材料。由于减速器的转速不是很高，应选用HT150型。1.1.2 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Z = 7,小带轮基准直径%=100 mm,大带轮基准直径,如=250 mm。故由课本p图8-14小带轮选择腹板式。大带轮 选择孔板式。1.1.3 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，见课本幺61表8-10。V带绕在带轮 上以后发生弯曲变形，使V带工作外表的夹角发生变化。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40°

15、。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。1.1.4 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、凸介、腹板及轮毂的 外表缺陷进行修补：111于带轮的转速低于极限转速，故要做动平衡。表5. 2轮槽的截面尺寸槽型BJmm儿 min /1nm矶in /皿eFnm/mrn（PA11.02. 758.715±0.3938°精品文档欢送下载精品文档欢送下载6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

16、 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，应选用7级精度(GB 10095-88) o(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)选小齿轮齿数Z1 =24,大齿轮齿数乙=Z3=24X3. 54 = 84. 96,取 左二85 o(4)初选螺旋角B =14°。6.1.2按齿面接触强度设计由机械设计课本P超设计计算公式(10-21)进行计

17、算，即,、12Kz/ZZ- 2d.> x x (-) Ma "1(1)确定公式内的各计算数值试选小齿轮传动的转矩为T=414. 69X103 N.mm 查课本P次表10-7选取齿宽系数中.二1。1 查课本Pm表10-6得材料的弹性影响系数Ze=189. 8 MPa， 由课本已。9图10-2d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限。心必=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为。1aM=550 MPa。 计算应力循环次数。/V1=60n1 jl, =60X117. 91X1X (2X8X300X15) =5.09X10，=5=5.09x108 = 1 44 X IO，2/,3.5

18、4一由课本L图10-19去接触疲劳寿命系数降=0. 90； 15=0. 95o查课本P*图10-30选取区域系数Z=2. 433 o由课本L图10-26查得标准圆柱齿轮传动的端面重合度】=0-77 , 5 =0.855。那么分=%+%2 =1 625。计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,平安系数S=l,应用当5公式(10-12)得：% 尸二。. 9X600 = 540 MPaS3.2 = KN2b/"im2 =0.95X550 = 522.5 MPas那么许用接触应力为：E尸吗也=若空=531.25 MPa(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 m

19、m12xl.6x414.69xl0, 坦 x(2.433xl89.8”一、1x1.653.54534.5)计算圆周速度u。就”1x84.555xl 17.91 n /u =- =0. 522 m/s60x100060x1000计算齿宽b和模数*。计算齿宽 b =弧 xJlf =84. 555 mm计算摸数4_du cos/7 _ 84.555xcos 14m - = 3. 42 mm加 Z24计算齿宽与高之比2。h精品文档欢送下载齿高h=2. 25=2. 25X3. 42 = 7. 695 mmb 84.555 s 2一二=10. 99h 7.695计算纵向重合度%二0. 3180>rf

20、Z, tan/7 = 0.318xlx24xtanl4°=1.903计算载荷系数K。使用系数根据卜=0.522 m/s, 7级精度，由课本p.图10-8查得动载系数K、, =0.95：由课本p.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.，K= 1.423；由匕= 10.99, K/=1.423查图10T3得K4 = 1. 35；由课本小弁 h表10-3得：Ka = K = 1.4。故载荷系数K=K KM. K£ =1X0.95X1.4X1.423 = 1.893按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d,=d1,后=84. 555X=89. 430 mm计算模

21、数F=3. 62 mm4 cos/7 _ 89.430 X cos 14246.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式3 1KTXYP YFSYSVd%*'(与T)(1)确定计算参数计算载荷系数。K=Ka Kv KFa K" = 1XO. 7X1.4XL 35=1. 323 根据纵向重合度% =1.903,从课本必7图10-28查得螺旋角影响系数=0. 88小齿轮传递的转矩7； =414. 69 kNm。精品文档欢送下载精品文档欢送下载确定齿数Zo因为是硬齿面，故取Zx = 24, =£0 = 3. 54X24 = 84.96,取Z2 =85。传动比误差i

22、=u=Z2/Zl = 85/24 = 3. 54, i = 0. 017%三5%,允许。计算当量齿数。精品文档欢送下载查取齿形系数和应力校正系数。查课本p2Go表10-5得齿形系数%>1=2. 592； E. ,=2.211应力校正系数%1=1.596； %, = 1.774查课本P207图10-20C得小齿轮的弯曲疲劳强度极限be =50QM£ ；大齿轮的弯 曲疲劳强度极限 分门=38QWQ, o查课本P206图10-18得弯曲疲劳寿命系数K. =0. 88； Kn2 =。-90。取弯曲疲劳平安系数S=L4计算接触疲劳许用应力。 7KfnOffi 0.88x500 C ” ,

23、s分=9 /"=314.29 MPaS1.4% , = 二 09°x380 =244. 29 MPaf 2S1.4Y F计算大小齿轮的并加以比拟。分2= 2.592x1.596 =0 03 16314.29""限? 二 22UxL774 =0 Qu 49向2224.29大齿轮的数值大，应选用。（2）设计计算x0.01749 =2. 56 mm2xL323x414.69x103x0.88x(cos14>1x242x1.65比照计算结果，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

24、，取m=3mm,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3 =89. 430来计算应有 的齿数.于是由:z _ 89.43xosl4 =28 9 取力=29刃B么 Z)=uzi = 3. 54X29 = 102 6. 1.4几何尺寸计算(1)计算中心距 a= (29+1()2)x3 =202. 516 mm2cos/7 2*cosl4将中心距圆整为203?。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角A_(4+乙)叫 _(29 + 102)x3P arccos!=- arccos14 5 42a2x203因£值改变不多，故参数%, 3 Z.等不必修正。(3)计算大、小齿轮

25、的分度圆直径d 一号加 Lcos/729x3cosl4 5'4"= 89. 879 mm._ 3” _ 102x3 _d, -Jib. izo mmcos/7 cos 14 5'4"(4)计算齿轮宽度B=<1>4 =1X89.879 = 89.879 mm圆整后取层=90 mm； Bi =95 mm。(5)修正齿轮圆周速度ttcLil /rx89.879xl 17.91 八匚匚匚 /u =0. 555 m/s60x100060x10006. 2高速级齿轮传动的设计计算6.1.1 选取精度等级、材料、齿数及螺旋角精品文档欢送下载考虑此减速器的功率及

26、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，应选用7级精度(GB 10095-88) o(2)材料选择。由表选择小齿轮材料为40Cr 1调质),硬度为280HBS； 大齿轮材料为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Z1 =24,大齿轮齿数 Z=Z1i：=24X3. 54 = 84.96,取 Z?=85。(4)初选螺旋角仍为B =14°。6.1.2 按齿面接触强度设计由机械设计课本巳8设计计算公式(10-21)进行计算,即3 、,、2K7 ”±1 /ZZ八2d.> x x

27、(-)(1)确定公式内的各计算数值试选.二1.6。小齿轮传动的转矩为T=120.81X103 N,mm 查课本P.表10-7选取齿宽系数6=0. 8o 查课本Pm表10-6得材料的弹性影响系数Ze= 189. 8 MPa' 由课本Pw图10-2d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限。心必=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为。通心二550 MPa。计算应力循环次数。乂=60 儿=60X417. 39X1X (2X8X300X15) =1.803X109乂=丛=超辿=5. 093X108-i2 3.54由课本Pm图10-19去接触疲劳寿命系数降尸0. 90； L=0. 95o查课本

28、Pw图10-30选取区域系数Z“ =2. 433。由课本P出图10-26查得标准圆柱齿轮传动的端面重合度|=0. 77 , %2 =0. 855o 那么% = %|+%2=1. 625”,算接触疲劳许用应力精品文档欢送下载取失效概率为1%,平安系数S=l,应用/05公式(10-12)得:勺竺”0.9X600 = 540 MPa11 1 S% 2 = KN2b/"im2 =0.95X550 = 522.5 MPa s那么许用接触应力为:% =El+bj= 540 + 522.5 =53. 25 MPa(2)设计计算试算小齿轮的分度圆直径d心由计算公式得t J2xl.6xl.208xl0

29、5 4.54 2.433x189.8 , “ A4ncL>Uxx(厂=66. 049 mmV 0.8x1.6253.54531.25计算圆周速度u。zrx 66.049x417.39,一门 /u= 1.443 m/s60x 100060x1000计算齿宽b和模数/”,计算齿宽bb=由 =52. 839 mm计算摸数明"%4 cos夕 _ 66.049xcos 14 _o=乙 b / mm24计算齿宽与高之比2。 h齿高h = 2. 25mnt =2. 25X2. 67 = 6. 008 mm计算纵向重合度=0. SISjZj tan/?=0.318x0.8x24xtaiil4

30、=1. 522计算载荷系数K0使用系数K八二1,根据u=L 443 m/s, 7级精度、由课本p,图10-8查得动载系数Ky=l.07：由课本p皿表10T用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时.，K6 = L 423；由匕=10.99,际6=1.423查图10-13得Kf. = 1.35；由课本 1Jn yr p* 1 h Jh表10-3得：Ka = K,、a = 1.4。故载荷系数K=K, KyKa =1X1.07X1.4X1.423 = 2. 13按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径36=66. 049X ,言=72. 658 mm计算模数必/% =2. 94 mm& c

31、os/7 _ 72.658xcosl4246.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式3 2KTP YF£YS.：()crF(1)确定计算参数计算载荷系数。K=K, Kv KPa K/ = lXL07XL4XL35 = 2.02 根据纵向重合度勿=1.903,从课本国图10-28查得螺旋角影响系数5=0. 88小齿轮传递的转矩( = 120. 81 kN mo确定齿数zo因为是硬齿面，故取Z1 = 24, Z：=i21Zx = 3. 54X24 = 84.96,取Z2 =85。传动比误差i = u=Z，Z1=85/24 = 3. 54, A i = 0. 017%三5%,允许

32、。计算当量齿数。= 26.27精品文档欢送下我= 93.05Z、 85 cos3 p cos314查取齿形系数和应力校正系数。 查课本P200表10-5得精品文档欢送下载精品文档欢送下载齿形系数丫.=2.592； YFal=2. 193应力校正系数% =1.596；= 1.783查课本小。7图10-20C得小齿轮的弯曲疲劳强度极限6力=50。02；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 o-ff2 =38QWP, o查课本P，o6图10T8得弯曲疲劳寿命系数K, =0. 85； KfAP =0. 88。取弯曲疲劳平安系数S=L4计算接触疲劳许用应力。 I K fnQffi 0.85x500 “c 心分】=&

33、#39;'I=303. 57 MPaS1.4二5=238.86 .Y F计算大小齿轮的 上当并加以比拟。%耸=$=。-bj2.193x1.783238.86= 0.016 40精品文档欢送下我大齿轮的数值大，应选用。（3）设计计算x0.01640 =2. 16 mmJ2 x 2.02 x 1.208 x 10、x cosMV 0.8x242x 1.625比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数叫，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，取叫,=2.5mm,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2 =66. 049

34、?来计算应 有的齿数.于是由：66.049 x cos 14 z,=2.5= 25.63 取 Z6力B么 z)=uz1 = 3.54X26 = 92.04,取 z?=92° 6.2.4几何尺寸计算(1)算中心距 a=%一也=<25 + 92" 2.5 =。1. 9O6 nun 2cos，2 x cos 14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a=203 mm。并调整 小齿轮齿数Zl = 35,那么Z2 = ui = 3. 54X35 = 123. 9,圆整为124。(2)按要求

35、设计的中心距和修正的齿数修正螺旋角c(Z1+Z,)?“(35 + 124)x2.5p =arccos =arccos= 11 7'4"2a2x203(3)计算大、小齿轮的分度圆直径d _ 又殳_±1二_ =89. 370 mm1 cos/7cos 16 T4”d,=jk=J2x： =36 628 mmcos/7 cos 16 1'4"(4)计算齿轮宽度B=C>4 =0.8X89. 370 = 71.496 mm圆整后取 B二=75 mm： Bi = 80 mm。(5)修正齿轮的圆周速度Trdgu =60x100060x1000万x89.370

36、x417.39 , =1. 952 m/s表6.1各齿轮的设计参数轮 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11 74”14 52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齿轮的结构设计精品文档欢送下载高速轴齿轮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.

37、1 (a)图6.1齿轮结构设计示意图精品文档欢送下我7传动轴和传动轴承的设计精品文档欢送下载7.1 低速轴、传动轴承以及联轴器的设计7.1.1 求输出轴上的功率P3,转速3,转矩1P?=4.92 KWn. =33.30 r/minT3 = 1410.99 N. m7.1.2求作用在齿轮上的力因低速级大齿轮的分度圆直径为d2 =316. 125 mmF =三 2x1410.99x1()3 d2316.125=8926. 93 X- * = 8926.93x=3356.64 NFfl =Fr tan/? =4348. 16X tan 1454 =2315. 31 N圆周力F,，径向力Fr及轴向力F

38、,的方向如图7. 1所示。精品文档欢送下载1.1.1 1.3初步确定轴的最小直径(1)先按课本P370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P370表15-3,取A= 112,于是得4mm =43匡=112X=61. 32m,n °同 V 33.30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4川(图7. 2)。 为了使所选的轴直径出与联轴器的孔径相适，故需同时选取联轴器的型号。查课本P35I表14-1,考虑到转矩变化很小，故取勺=1.3,那么：Tca = K,储=1. 3X1410. 99X 1()9=1834. 287 Nmm按照

39、计算转矩九应小于联轴器公称转矩的条件，查?机械设计手册？Pm表17-4, 选用LT10弹性套柱销联轴器(GB/T43232002),其公称转矩为2000 Nm。半联轴 器的孔径dl = 65 mm,故取4马1 =65 mm,半联轴器的长度L = 142 mm,半联轴器与轴 配合的毂孔长度L：= 107 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，1-1【轴段右端需要制出一轴肩， 故取11-川的直径41n =80 mm：左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 85 mmo半联轴器与轴配合的毂孔长度L： = 107mm

40、,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上 而不压在轴端上，故I-11的长度应比L略短一些，现取/日=105 mmo 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,应选用单列圆锥 滚子轴承。参照工作要求并根据/一川=80mm,由轴承产品目录中初步选取0根本游 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dXD XT = 85 mmX150 mmX30. 5 mm,故&旧¥ 二八卜刊=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,那么端5=44.5 mm。取安装齿轮处的轴段口-v =90 mm；齿轮的左端与左

41、轴承之间采用套筒定位。 齿轮毂的宽度为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,精品文档欢送下载故取hi =86 mmo齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h>0.07d,故取h = 7 mm,那 么 =104 mmo 轴环宽度1.4力，取 b = 12 mm。轴承端盖的总宽度为37.5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I = 30mm，故取/gn =67. 5 mm。至此，已初步确定了低速轴的各段直径和长度。Il in iv v VI vn图7. 2低速轴的结构设计示意图表7.1低

42、速轴结构设计参数段名 参数I-IIII-IIIlll-IVIV-VV-VIvi-vn直径/mm65 H7/k68085 m690 H7/n610485 m6长度/mm10567.546861244.5键 b X h X L/mm20 X12 X9025X14X70C 或 R / mmI处II处川处IV2X45°R2R2.5R2.,V处VI处VII处5R2.5R2.52.5X45°（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。按外-v=90 mm由课本小心表 6-1查得平键截面bXh = 25 mmX 14 mm,键槽用键槽铳刀加工，长为70 mm,同

43、时为 了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，应选择齿轮毂与轴的配合为与；同样，半联 n6轴器与轴的连接，选用平键为20 mmX 12 mmX90 mm,半联轴器与轴的配合为之。k6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m6o（3）确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本P36S表15-2,取轴左端倒角为2X45：,右端倒角为2. 5X45,各轴肩 处的圆角半径为：H处为R2,其余为R2.5。7.1.5 求轴上的载荷精品文档欢送下载精品文档欢送下载首先根据结构图（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，

44、由手册中查得a = 29. 9 mm。 因此，作为简支梁的轴的支承跨距&=57. 1+71. 6 = 128. 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C是轴的危险截面。计算步骤如 下：L, +4=57. 1+71. 6 = 128. 7 mm*71 Ax 8926.93 =4 966. 34 N57.1 + 71.6= G 尸=1L1 x 8926.93 =3 960. 59 N 心+心'57.1 + 71.6257.1 + 71.6=2 676. 96 N卫 3356.64x71.6+23631x316.12

45、5FNV2 = Fv -FiW2 =3 356. 64-2 676. 96 = 679. 68 NM ：= L =4 966. 34X57. 1 283 578. 014MVI = FsriL2 =2 676. 96X57. 1 = 152 854. 416 NmmMV2 =61，、4 =679. 68X71. 6 = 486 65. 09 NM +孤=J283578.O142+152854.4162 =322 150. 53% = Jm； +M； = 4283578.014： +48665.095 =287 723. 45 N加？表7.2低速轴设计受力参数载荷水平而H垂直面V支反力Fv/1

46、=4 966. 34 N, Fv/2 =3 960. 59 NFW1 =2 676. 96 N, FNV2 =679. 68 N弯矩MM“ =283 578. 014 N=152 854. 416 NmmMV2 =486 65. 09 Nanm总弯矩=322 150. 53 Nmm , M2 =287 723. ASNnni扭矩T1 410 990 N精品文档欢送下载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“373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(四)2 _ (J -循环变

47、应力，取2=0.6,轴的计算应力MPa=12.4 MPa0.1x903V32215O.532 +(0.6xl410990)2前已选轴材料为45钢，调质处理，查课本”362表15T得j =60MPfl o因此J,故此轴平安。7.1.7 精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面A, H, III, 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, II, HI, 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IV和V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V的应力集中

48、的影响和截面IV的相 近，但是截面V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，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VI和VII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IV 左右两侧即可。（2）截面IV左侧抗弯截面系数W=0. 1/=0. 1x853=61 412.5 加抗扭截面系数卬7 =02d" =0. 2x85,=122 825 mm'截面川的右侧的弯矩M为T -4157 1-41M=M1 x y =322150

49、.53x=90 834. 04 N.mm1 L257.1截面IV上的扭矩73为73 =1 410 990 N»nmi截面上的弯曲应力精品文档欢送下我精品文档欢送下载截面上的扭转切应力精品文档欢送下我i=I410990 =1149Mpa1 WT 122825轴的材料为45钢，调质处理。由课本P362表15-1查得(t8 = 64QV/Pb_ =275MP& =55MP截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数5及%按课本p*附表3-2查取。因2 5 =0.02985经插值后查得8=19ar =1. 29乂山课本P*附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q0=0.84cjr 0. 88故

50、有效应力集中系数按式（课本乙附表3-4）为K0=l + %(先-1)=1+ 0.84x(1.9-1) = 1. 756K=1 + % (4 -1)=1 + 0.88 x (1.29 -1)=1.545由课本4附图3-2的尺寸系数%=0.64；由课本2附图3-3的扭转尺寸系数£r=0.77 o轴按磨削加工，由课本号附图3-4得外表质量系数为4=4=0.92轴为经外表强化处理，即4=1，那么按课本匕式（3-12）及式（3T2a）得综 合系数为K产匕+1=匚独+-1=2.83% PG 0.64 0.921.5451+0.77 0.92-1=2. 09乂由课本§3-1及§

51、 3-2得碳钢的特性系数%=0.10.2,取%=0.1外=0.05 0.1,取外=0.05于是，计算平安系数值，按课本P374式(15-6) (15-8)那么得c _275_S a6o. 66Kaaa2.83x1.48 + 0.1x0Sg65.66x16.92 =6 38S = 1. 5V65.662 + 16.922故可知其平安。（3）截面IV右侧抗弯截面系数W=0. ld3=o. 1x903=72 900 mm3抗扭截面系数wr =0. 2d'=0. 2 x903 =145 8 00 mm5截面划的右侧的弯矩M为M=M»HL57 1-41=：322150.53x=90 8

52、34. 04 N57.1截面IV上的扭矩”为73=1 410 990 N anm截面上的弯曲应力M 90834.04 ,一=1. 25 MPaW 72900截面上的扭转切应力I 1410990 八”r= =9. 68 MPa1 WT 145800过盈配合处的匕，由课本P中附表3-8用插值法求出，并取k =0.8匕，于是得 %k %空=3. 244 =0.8X3. 24 = 2. 59%k,轴按磨削加工，由课本办附图3-4得外表质量系数为2=4=0.92轴为经外表强化处理，即4=1，那么按课本也式（3-12）及式（3-12a）得综 合系数为-1= 3.24 H1 3. 330.92K= + -=2.59 + -1=2. 68f q A 092乂由课本§3-1及§ 3-2得碳钢的特性系数%=0.1 0.2,取佐=0.16=0.05 0.1,取 %=0.052753.33x1.25 + 0.1x0= 66. 071559.68 八/、 9.682.68 x+ 0.05 x22= 16. 92S3、用+S；65.66x16.92J65.66M6.921 11. /3S 1.5于是，计算平安系数值，按课本P374式(15-6) (