带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器

1、1、 减速器设计任务及分析 21.1 零件的用途及基本原理 21.2 零件设计任务31.3 零件的工艺分析52、 项目组织与分工23、 课程设计23.1 总体设计方案63.2 电动机的选择73.3 计算传动装置总传动比和分配各级传动比 83.4 计算传动装置的运动和动力参数 93.5 传动件的设计计算 103.51 V带传动设计计算103.62 中速轴的设计123.63 低速轴的设计123.64 精确校核轴的疲劳强度 123.65 动轴承的选择及计算 133.71 高速轴的轴承 133.72 中速轴的轴承 133.73 低速轴的轴承133.74 联接的选择及校核计算 133.75 轴器的选择1

2、33.76 高速轴的设计143.77 低速轴的设计263.78 动轴承的选择及计算 393.79 中速轴的轴承393.80 低速轴的轴承393.81 联接的选择及校核计算 393.82 高速轴的轴承393.83 中速轴的轴承413.84 低速轴的轴承453.85 联接的选择及校核计算 483.86 轴器的选择48四、课设总结2精品资料一、减速器设计任务及分析1.1 零件的用途及基本原理带式输送机带式输送机(belt conveyor)又称胶带输送机，广泛应用于家电、电子、电器、机械、 烟草、注塑、邮电、印刷、食品等各行各业，物件的组装、检测、调试、包装及运输 等。线体输送可根据工艺要求选用：普

3、通连续运行、节拍运行、变速运行等多种控制 方式；线体因地制宜选用：直线、弯道、斜坡等线体形式输送设备包括：皮带输送机也叫带式输送机或胶带输送机等，是组成有节奏的流水作业线所不可缺少的经济型物 流输送设备。皮带机按其输送能力可分为重型皮带机如矿用皮带输送机，轻型皮带机 如用在电子塑料，食品轻工，化工医药等行业。皮带输送机具有输送能力强，输送距 离远，结构简单易于维护，能方便地实行程序化控制和自动化操作。运用输送带的连 续或间歇运动来输送 100KG以下的物品或粉状、颗状物品，其运行高速、平稳，噪音 低，并可以上下坡传送。工作原理带式输送机主要由两个端点滚筒及紧套其上的闭合输送带组成。带动输送带转

4、动的 滚筒称为驱动滚筒(传动滚筒)；另一个仅在于改变输送带运动方向的滚筒称为改向滚 筒。驱动滚筒由电动机通过减速器驱动，输送带依靠驱动滚筒与输送带之间的摩擦力 拖动。驱动滚筒一般都装在卸料端，以增大牵引力，有利于拖动。物料由喂料端喂入， 落在转动的输送带上，依靠输送带摩擦带动运送到卸料端卸出。联轴器的作用：是用来联接不同机构中的两根轴（主动轴和从动轴）使之共同旋转并传递扭矩，部分联轴器还有缓冲、减振和提高轴系动态性能的作用。联轴器由两半部分组成，分别与主动轴和从动轴联接。一般动力机大都借助于联轴器与工作机相联接，是机械产品轴系传动最常用的连接部件。常用联轴器有膜片联轴器，齿式联轴器，梅花联轴器

5、，滑块联轴器，鼓形齿式联轴器，万向联轴器，安全联轴器，弹性联轴器及蛇形弹簧联轴器。V带传送机理：该工作机有轻微振动，由于 V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流？异步电动机？总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还

6、结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高同轴式二级减速器：同轴式减速器的输入轴与输出轴在同一轴线上，箱体较短，但箱体内须设置轴承支座，使箱体轴向尺寸增大，中间轴加长，结构变得复杂。减速器轴向尺寸和重量较大，高速级齿轮的承载能力难于充分利用。中间轴承润滑困难。中间轴较长，刚性差， 载荷沿齿宽分布不均匀。由于两伸出轴在同一轴线上，在很多场合能使设备更为方便。1.2 零件设计任务设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器1.总体布置简图2 .工作情况工作平稳、单向运转3 .原始数据运输机卷筒扭矩(N?m)运输带速 度(m/s )卷筒直径(mm)带速允许偏差(%)使用年限(年)工作制度(班/日)180

7、01.230051024 .设计内容(1)电动机的选择与参数计算(2)斜齿轮传动设计计算(3)轴的设计(4)滚动轴承的选择(5)键和联轴器的选择与校核(6)装配图、零件图的绘制(7)设计计算说明书的编写1.3零件的工艺分析项目组织与分工我们是根据自己的特长，结合彼此间的优势互补而组成的，大家态度认真，分工明确，互帮互助，相互探讨，积极准备，团结一致，大家都积极完成自己的分工，总之，整个过程中大家统筹兼顾，具体分工如下表:姓名学号职位职责杨洋6136206组长对项目进行总体的安排与分工， 主要承担螺栓设计计算部分，以及任务书的打印和递交冯秀霞6136232组员资料的搜集和绘制螺栓的工作图湛小雪6

8、1361组员写零件课程设计任务书以及最后的排版及打印刘月洋6136207组员资料的搜集和绘制螺栓的工作图Pw = 6.38 kW三、课程设计3.1 总体设计方案当速比分配适当时，两对齿轮浸入油中深度大致相同。减速器轴向尺寸和重量较大，高速级齿轮的承载能力难于充分利用。中间轴承润滑困难。中间轴较长，刚性差，载荷沿齿宽分布不均匀。传动方案的确定要求：运输机连续工作，单向运转，载荷较平稳，空载起动，输送带速度为1.2m/s ,允许误差±5%,每天两班制工作，载荷平稳，环境要求清洁，每年按360个工作日计算，使用期限10年。如同任务书布置简图所示，传动方案采用V带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱，

9、采用V带可以起到缓冲吸振和过载保护作用；同轴式可使减速器横向尺寸较小。齿轮相对于轴承位置不对称，当轴产生弯曲变形时，在和在齿宽上分布不均匀，因此，I = 0.8417轴应设计得具有较大的刚度，并尽量使高速级齿轮远离输入端。高速级可制成斜齿，低速级可制成直齿。Pd = 7.58kW总体设计方案设计二级减速器步骤如下：1 .由于该减速机为皮带传动滚筒用的减速机故不需要设计为立式结构，可采用卧式 减速器的型式进行设计。Ped = 11kW2 .行星传动减速器结构虽然紧凑，但成本也高，故在本次设计中不考虑采用，而锥 齿轮及蜗杆传动型式的输入输出轴垂直，这样与传动滚筒配合起来布置不够紧凑，而且 加工起来

10、也较困难，故拟采用圆柱齿轮传动。3.2 电动机的选择由于本传动的工作状况是：载荷平稳、单向运转，调速范围宽。综合考 虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，减小振动和噪 声，提高运转效率，所以选用 Y系列封闭式三相异步电动机。卷筒轴所需功率= FV =100OTV=14.4kwD2V带传动1 =0.955,滚动轴承n2 =0.9875,4 = 0.9925,卷筒轴滑动轴承5 = 0.955通过查找机械设计手册得出 齿轮 =0.97 ,联轴器（弹性）州7. 1 : 2 23 2 4 5 =0.9925 0.98753 0.972 0.955 0.955 = 0.82014电动机的输

11、出功率Pd =-pW =17.56kw卷筒输入轴的转速nw =60V = 60 1.2 =76/3r min二D 3.14 0.3已知V带传动的传动比为ii =2-4 ,二级同轴式直齿圆柱齿轮减速器的传动比i2 =7.1-50所以，电动机转速的可选范围：nd =nw i2 =76.43x(7.1 50) =542.63821.5r/min暂取值为 1000选电动机型号为 Y200L1-6，同步转速1000r/min，满载转速970r/min，额定功率18.5Kw电动机外形尺寸中心高H外形尺寸Li M(b2/2+b)Mh底脚安装尺寸AM B底脚螺栓直径K轴伸尺寸DXE键联接部分尺寸F>CD

12、200770x(420/2 +305)X480318 X3051955 X11016 X103.3 计算传动装置总传动比和分配各级传动比“一 970理论总传动比i总=12.6976.43i1 =3,则二级圆柱齿轮减速器的传动比i2 i3i112.693= 4.23分配各级传动比取V带传动的传动比而二级同轴式圆柱齿轮减速器内部两组齿轮传动为同级传动，故i2 *3 = Ji2 i3 =2.06所彳# i2和i3符合一般圆柱齿轮传动和二级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。3.4 计算传动装置的运动和动力参数3.41确定各轴转速首先定义电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，中速轴为n轴，低速轴为m轴根据公

13、式 口书=n一可得1 I 1ii(i 1)no = 970r / minnino ii970323.33r/min 3n2 ; n1i2323.33156.96r/min2.06n3n2i3156.9676.19r/min2.063.42 确定各轴输入功率Po = Pd =17.56kw高速轴中间轴Pii =17.56 0.955 =16.769KwP2=p 力2 力3 =16.769父0.9875父0.97 =16.063Kw低速轴 P3 =P2 2 3 =16.063 0.9875 0.97 =15.386Kw3.43 确定各轴输出转矩由于电机输出转矩 T。=Td =9.55 103 Pd

14、 =9.55 103 17.56 =172.88N m 口970所以各轴的输出转矩3 P13 16.769T1 =9.55 1031 =9.55 103495.296N mn1323.33T2 =9.55 103 P2 =9.55 103 16.063 = 977.329N m n2156.963 P33 15.386T3 =9.55 10=9.55 101928.550N mn376.19带式传动装置的运动和动力参数如下表所示轴名功率P/Kw转矩T/Nm转速n/r/min传动比i电机轴17.56172.8897012.69高速轴I16.769495.296323.332.06中速轴n16.0

15、63977.329156.96低速轴m15.3861928.55076.193.5 传动件的设计计算3.51 V带传动设计计算3.511确定计算功率由于是带式运输机，功率 <18.5kw ,轻载启动，每天两班工作，载荷变动较小，查阅机械设计基础表 31-7可得，工作情况系数 Ka=1.1根据公式Pc =KaP可知，计算载荷 PC = KaP =1.1M18.5 = 20.35kw,其中P为所传 递的额定功率。3.522 选才i V带型号所以根据计算载荷 Pc和小轮的转速n0在机械设计基础图 31-15中可以查得该V带 为普通带B型。3.523 确定带轮直径和带速已知带轮越小，带的弯曲应力

16、越大，因此小带轮的直径不能太小，至少保证带轮直径ddl之ddmin ,查阅机械设计基础表 31-3 ,根据已知的带型和小带轮转速，选择dd1 = 200mm根 据 公 式v1 = 71dd1n0验 算 带 的 速 度，60 10001nq =34 200 970 =10.153ms60 100060000所得v值介于525m/s之间，因此带速设计合理。根据公式dd2 =ii xddi可得大带轮的基准直径为 dd2 =ixddi =3M200 =600mm3.524 确定V带传动的中心距和带的基准长度 根据公式 0.5(ddi +dd2)<a0 <2(ddi +dd2),初定中心距

17、a()= 600mm再根据带传动的几何关系，由公式.i _ 冗 , .、Ld - 2a0- (ddi , dd2),2(dd2 -dd1)求出基准长度Lid = 2680mm ,根据机械设计4 a。手册表13-1-4 ,选取和L： =2680mm相近的基准长度 Ld =2800mm由于 V 带传动的中心距一般是可以调整的，可以进行近似计算，即1Ld - Ld2800-2680a : a0 ： = 600= 660mm2 2考虑到安装调整和补偿初拉力的需要，中心距的变化范围为：amin =a-0.015Ld =660-0.015 2800 = 618mmamax =a 0.03Ld =660 0

18、.03 2800 = 744mm3.525验算主动轮的包角一般小带轮的包角应该不小于 120°, 小带轮的包角应为% =180©-2日=180 Jdd2 -dd1 父57.3。= 145.27 >90 0a3.526确定带的根数因为单根V带的基本额定功率 P是在特定条件下由实验得到的，当带的实际工作情况与特定的条件不同时，需要对P进行修正，修正后的单根V带所能传递的额定功率P = (P0R) kaki根据dd1 = 200mm和n0 =970r/min ,查机械设计基础表 31-3可得F0 =3.85kw再根据i=3 , B型带，n0 =970r/min ,查机械设计

19、基础表31-4可得=0.28kw根据包角值，查机械设计手册表 13-1-22可得包角系数ka=0.91 ,根据基准长度Ld =2800mm ,查机械设计手册表 13-1-23可得长度系数ki=1.04所以P = （P0 . ：P0） kakl = （3.85 0.28） 0.91 1.04 =3.9086kw已知计算载荷pc =20.35kwV带的根数由公式 z =匹 =20.35 =5.206 W10 ,并且z值介于37之间，综合可得 p 3.9086z=5。3.527 确定带的初拉力 F。其中的单位长度质量 Pl由机械设计手册表 13-1-24可得Pl =0.17对于V带传动，单根带的初拉

20、力为Pc 2 5 一）20 352 50F0 =500（一51）+ Plv2 =500-035 （-5-1）+0.17m10.1532 = 367.73N v1z k.10.153 5 0.91由于新带容易松弛，因此安装新带时的预紧力应为上述的初拉力的1.5倍。3.528 确定传动带作用在轴上的压轴力FQ1145.27根据公式 FQ=2zF°sin 1 =2 5 367.73 sin=3509.7N223.62 中速轴的设计3.63 低速轴的设计3.64 精确校核轴的疲劳强度3.65 动轴承的选择及计算3.71 高速轴的轴承3.72 中速轴的轴承3.73 低速轴的轴承3.74 联接的

21、选择及校核计算3.75 轴器的选择3.6轴的设计计算3.61 高速轴的设计（1）高速轴上的功率、转速和转矩转速(r / min )高速轴功率（kw）转矩T ( N m)486.6710.56207.22（2）作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为d =98.75 mm ,根据机械设计（轴的设计计算部分未作说明皆查此书）式 （10-14）,则=3658.55NL 2T 2 207.22Ft -_3d 113.28 10Ft tan 二 ntg 20Fr = t . n -3658.551371.37Ncos :cos13 33 55Fa = Ft tan - =3658.55 tg20 =9

22、07.51NFp =1936.4N（3）初步确定轴的最小直径先按式（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。根据表Ft = 3658.55 NFr = 1371.37 NFa =907.51NFp =1936.4N p15-3 ,取A0 =112,于是得P10 54d = A03112 331.21mm、n 1 486.67因为dE100mm,轴上有一个键槽，所 以增大5% dmin = d (1 0.05) =31.21 1.05 = 32.77mm 取 d = 35mm(4)轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案（如图）精品资料dmin=32.77mmninIVv

23、vi vn2）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带轮的轴向定位，I - n轴段右端需制出一轴肩，故取n -m段的直径dsm 二37mm。 V带轮与轴配合的长度 Li=99mm ,为了保证轴端档圈只压在 V带轮上而 不压在轴的端面上，故I -n段的长度应比Li略短一些，现取 L I尸95mm。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 d比皿=37mm ,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30308 ,其尺寸为 d XD XT=40mm X90mm x25.25mm ,故 d w-iv=d 皿-

24、皿=40mm ;而 L w-w=24+24=48mm , L v-vi=15mm 。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30308型轴承的定位轴肩高度h=5mm ,因此，套筒左端高度为 5mm , d v-vi=50mm。取安装齿轮的轴段IV - V的直径dw-v=45mm ,取Liv-v=115mm 齿轮的左端与左端 轴承之间采用套筒定位。轴承端盖的总宽度为36mm （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，取端盖的外端面与 V带轮右端面间的距离 L=24mm，故取L5w二60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位V带轮与轴的周向定位选用

25、平键10mm X8mm X80mm , V带轮与轴的配合为 H7/r6 ;齿轮与轴的周向定位选用平键14mm X9mm X90mm ,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6 ;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参考表15-2 ,取轴端倒角1.2父45口，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-n9535与V带轮键联接配合i-m6037定位轴肩m-w4840与滚动轴承30307配合，套筒定位IV-V11545与小齿轮键联接配合V-VI1550定位轴环vi-vn2640与滚动轴承303

26、07配合总长度359mm（1） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。于30307型圆锥滚子轴承，由手册中查得 a=19.5mm 。因此，轴的支撑跨距为 L1=129mm , L2+L3=83.5+76.5=160mm 。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的Mh、Mv及M的值列于下表。结果设计计算及说明结果精品资料载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 =1749N , Fnh2 =1909NFnvi=-2964N, Fnv2 =2398NC截回弯矢1 MM H =F

27、NH 2ML3 = 14638 N mmMv =FnV2ML3+Ma= 203865N mm总弯矩Mmax = fM； +M； =J1460382 +2038652 = 250775N mm扭矩T =207220N mm(2)按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取 a =0.6,轴的计算应力ca 一M2 (：T)2W25077520.6 207220 20.1 453Mpa =30.72Mpa已选定轴的材料为45Cr ,调质处理。由表15-1查得仃-i =70MPa。因此二 ca =30.72Mpaaca <仃-1,故安全。3.62 中

28、速轴的设计转速(r/min )中速轴功率(kw)转矩T ( N m)140.6510.14688.49中速轴上的功率、转速和转矩安全(1)作用在轴上的力Fti=3472.92 NFt1 =3472.92NF1 =1301.79NFa1 =1264.04N已知高速级齿轮的分度圆直径为di = 396.49mm,根据式（10-14）,则2T 2 688.49 d - 396.49 10,F-FtcOs"3472.92 J-NFai = Ft tan B =3472.92 tg 201264.04 N已知低速级齿轮的分度圆直径为d2 = 113.28mm ,根据式（10-14）,则Ft22

29、 688.49113.28 10= 12155.54NFt2 =12155.54NFr2 =4555.89NFa2 =4424.25NFt tan ： ntg20Fr212155.544555.89 Ncos：cos13 33 55Fa2 = Ft tan ' =12155.54 tg20 =4424.25N（2）初步确定轴的最小直径先按式（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。根据表15-3 ,取A =112,于是得dmin = 48.94mmP10.14d=Ao3112 3-46.61mmvn ； 140.65因为dW 100mm,轴上有一个键槽，所 以增

30、大5%dmin =d (1 0.05) =46.61 1.05 = 48.94mm(3)轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案（如图）1nmwvw2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。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 d -市d v-vi=50mm ,由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310 ,其尺寸为d XD <=50mm M10mm X29.25mm ,故L -尸L v-vi=29+20=49mm 。两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得30310型轴承的定位轴肩高度h=5mm ,因此

31、，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为5mm 。取安装大齿轮出的轴段n -m的直径d.=50mm ;齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。为了使大齿轮轴向定位，取dm-iv=66mm ,又由于考虑到与高、低速轴的配合，取 Lm-iv=110mm 。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位大小齿轮与轴的周向定位都选用平键18mm xilmm >90mm ,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6 ;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m6o4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2 ,取轴端倒角1.2 M 45口

32、，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-n5450与滚动轴承30309配合，套筒定位i-m11060与大齿轮键联接配合m-w11065定位轴环IV-V11560与小齿轮键联接配合V-VI5450与滚动轴承30309配合总长度433mm（5） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30309型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=23mm 。因此，轴的支撑跨距为Li=78.5mm , L2=217.5 , L3=81mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C

33、处的Mh、Mv及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFnhi =790NFnh2 = 9065 NFnvi = 2262 NFnv2 = 3597 NC截回弯矩MM h =Fnh 2ML3 = 734265 N mmMv =FnV2ML3+M,2= 424084N mm总弯矩Mmax = "M； +M； = J7342652 +4240842 =847934N mm扭矩T =688490N mm(6) 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取 a =0.6,轴的计算应力. M2 (: T)28 4 793420.6 6 8 8

34、 4 9 0 2 一 八“ 一-caMpa =46.38Mpa二 ca=46.38MpaW0.1 603已选定轴的材料为45Cr,调质处理。由表 15-1查得仃-1=70MPa。因此仃ca <0-1，故安全。安全3.63 低速轴的设计低速轴上的功率、转速和转矩转速(r/min )中速轴功率(kw)转矩T ( N m)40.669.742288.24(1)作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为d = 367.24mm,根据式(10-14),则Ft -2T2 2288.24396.49 10 工= 11542.49NFt tan 二 nF _ 二cos :=11542.49tg20cos

35、13 33 55= 4326.12NFa =Ft tan B =11542.49 tg20' =4201.12N(3)初步确定轴的最小直径先按式(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。根据表 一一一 P 一一 9.74 一 -15-3 ,取 Ao =112,于是得 d min = A 3 - = 112 父 3 = 69.56mm n 40.66因为dE100mm,轴上有一个键槽，所 以增大5%dmin =d (1+0.05) =69.56父 1.05 = 73.03mm(4)轴的结构设计精品资料dmin = 73.03mmFt =11542.49NFr 43

36、26.12 NFa =4201.12N2）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轴向定位，VI-vn轴段左端需制出一轴肩，故取v-VI段的直径dv-vi=75mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度Li=107mm ,为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故V1-口段的长度应比 Li略短一些，现取 Lvi-皿=105mm 。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dvi-w =75mm ,由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30317 ,其尺寸为 d XD XT=85mm X180mm X44.5

37、mm ,故d -尸d iv-v=80mm ;而 L-产45mm , Liv-v=45+20=65mm 。左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表 15-7查得30317型轴承的定位高度h=6mm ,因此，取得 d 皿=97mm。右端轴承采用套筒进行轴向定位，同理可得套筒右端高度为6mm。取安装齿轮出的轴段m-IV的直径dm-iv=95mm ;齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为115mm ,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lm-iv=110mm。轴承端盖的总宽度为 30mm （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，取端盖的外端

38、面与联轴器左端面间的距离 L=30mm ,故取Lv-vi=60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的联接，选用平键为20mm X12mm X85mm ,半联轴器与轴的配合为H7/k6。齿轮与轴的联接， 选用平键为25mm X14mm X95mm ,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6 。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2 ,取轴端倒角3.0x45°,各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明in455与滚动轴承30314配合n-m1597轴环m-w11090与大齿轮以键联接配合，套筒定位IV

39、-V6585与滚动轴承30314配合V-VI6079与端盖配合，做联轴器的轴向定位vi-vn10574与联轴器键联接配合总长度400mm结果设计计算及说明(5) 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30314型圆锥滚子轴承， 由手册中查得a=36mm 。因此，轴的支撑跨距为L1 L2 =66.5 81.5 = 148mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面 B处的Mh、Mv及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1 =6356NFnh2 =5186NFn

40、vi =1105NFnv2 =3221NB截回弯矩MM H =Fnhi mLi = 422674 N mmM V = FNV 2ML2= 262512N mm总弯矩M max =而；+M； =.4226742 +2625122 = 497560N mm扭矩T = 2288240N mm(6) 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取 口 =0.6,轴的计算应力一 ,M2 ： (T)24975602 0.6 2288240 2 ,ca3Mpa = 20.03MpaW0.1 903已选定轴的材料为 45Cr,调质处理。由表15-1查得5J = 70

41、MPa。因此 Ja 。-打， 故安全。3.64精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面截面VWVII只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力集中将削弱轴的*=20.03Mpa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vvivn无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面出和IV处过盈配合引起应力集中最严安全重；从受载情况来看，截面 B上的应力最大。截面出的应力集中影响和截面IV的相近，但截面出不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面 B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），而这里轴的直径也大，故截面 B不必校核。截面

42、I n显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，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IV左右两侧。2）截面IV左侧抗弯截面系数 W=0.1d 3 = 0.1 903mm3 = 72900mm3抗扭截面系数 WT =0.2d3 =0.2 903mm3 =145800mm3截面IV左侧的弯矩为90 -52.5M =497560= 207316 N m90截面IV上白扭矩为 T = 2288240N mm截面上的弯曲应力 0b =M- = 207316 MPa =2.84MPa W 72900 T 2288240截面上的扭车t切应力T = 1 - 2288240 MPa =i5.6

43、9MPaWT145800轴的材料为45Cr,调质处理。由表 15-1查得ob =735MPa,。二= 355MPa,=200MPa设计计算及说明结果精品资料截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-22.090= 0.022,9085= 1.06经插值后可查得=2.3, ：=1.32又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q.产0.82, q,. -0.85故有效应力集中系数为k；1 q01 =1 0.82 2.3-1 =2.07k =1 q /5，T =1 0.85 1.32 -1 =1.27由附图3-2得尺寸系数 %j=0.65由附图3-3得扭转尺寸系数 名丁 = 0.80轴按磨削加工

44、，附图 3-4得表面质量系数为 0仃=日工=0.92轴未经表面强化处理，即3 q=1 ,则得综合系数值为*导/=265 + &137K = k1 一1 = 1.271一1 =1.67；00.800.92VV又由§3-1和§3-2查得碳钢的特性系数中o = 0.1 0.2,取中b= 0.15 ；中 t=0.050.1,取甲丁 = 0.075;于是，计算安全系数Sca值，按式(15-6)(15-8)则得S.=dK.-a - ；： . m3553.27 3.83 0.15 0= 28.352001.6716.2520.07516.252= 14.11caScS1 S- S

45、,28.35 14.1128.352 14.112= 12.63 S =1.5设计计算及说明结果精品资料故可知其安全3）截面IV右侧抗弯截面系数 W=0.1d 3 = 0.1 853mm3 = 61413mm3抗扭截面系数 WT =0.2d3 =0.2 853mm3 =122825 mm3截面IV右侧的弯矩为90 -52.5M =497560= 207316 N m90截面IV上白扭矩为 T = 2288240N mmSea = 12.63 caS = 1.5安全M 207346截面上的弯曲应力；入=MPa =3.38MPaW 61413 T 2288240截面上的扭车t切应力TMPa -18

46、.63MPaWT122825轴的材料为45Cr,调质处理。由表 15-1查得二b 二735MPa,。”355MPa, y = 200MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-22.085= 0.024,901.0685经插值后可查得:一二2.2, : =1.30 kJt又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q0.82, qh.-0.85故有效应力集中系数为k二1q1）=1 0.82 2.2-1 =1.98k =1 q =-1=1 0.85 1.30-1 =1.26由附图3-2得尺寸系数 W仃= 0.67由附图3-3得扭转尺寸系数 % = 0.82轴按磨削加工，附图 3-4得表面质量

47、系数为 日0=2丁 = 0.92 KJI轴未经表面强化处理，即3 q = 1 ,则得综合系数值为K-.J；-1 -1 J98-1 .1=3.04十 二二 0.67 0.92k11.261K =-1=1=1.62；:0.82 0.92又由§3-1和§3-2查得碳钢的特性系数中仃= 0.1 0.2, 取中仃=0.15 ;中七=0.050.1,取中七= 0.075;于是，计算安全系数Sca值，按式（15-6）（15-8）则得"a ' Ym3553.04 4.71 0.15 0=24.794K.-a - ；：. m2001.6219.9820.07519.982=

48、 11.81= 10.66 S =1.5S ；d:24.79 11.81 S；：2 S 2'，24.792 11.812故可知其安全Sca =10.66 caS-1.5安全3.7 滚动轴承的选择及计算Lh' =5.84 104h3.72 中速轴的轴承3.73 低速轴的轴承3.74 联接的选择及校核计算3.75 轴器的选择轴承预期寿命Lh =10父365M 8M 2 =5.84"04h3.71 高速轴的轴承选用30308型圆锥滚子轴承，查课程设计表 15-7 ,得，Cr =90.8kNe =0.35 , Y =1.7(1) 求两轴承所受到的径向载荷Fri和Fr2由高速轴

49、的校核过程中可知：Fnh1 =1749N , Fnh2 =1909NF NV1 =-2964 N , Fnv 2 = 2398 NFr1 = Fnh12 Fnv： =、；17492 (-2964).2 -3442 NFr2 =4FnH22 FNV22 =19092 23982 -3065N(2) 求两轴承的计算轴向力 Fa1和Fa2由机械设计表 13-7得Fd =-2Y2512Fd1 = =1012 N2 1.71973Fd2901N2 1.7因为 Fae =908N所以 Fae Fd2 =1809 N . FdiFai =Fae Fd 2 = 1809N Fa2 = Fd2 =901N(3)

50、 求轴承当量动载荷 R和P2精品资料设计计算及说明Fa1 =1809N a iFa2 = 901N结果Fa- 1809 353 eFr1 3442Fa29010.29 :二 eF23065由机械设计表13-6,取载荷系数f p = 1.1pR = fp 0.4Fri YFai )=1.1 (0.4 3442 1.7 1809) =4897 NP2 = fPFr2H.i 3065 =3372 N(4) 验算轴承寿命因为P A P2 ,所以按轴承1的受力大小验算Lh106 C 平1061060n IP J90.8 '35i =5.78父10 h> Lh' 60x486.67

51、<4.897 JP1 -4897N故所选轴承满足寿命要求。P2 = 3372 N设计计算及说明结果精品资料3.72 中速轴的轴承5Lh =5.78 10 hLJ选用30310型圆锥滚子轴承，查课程设计表 15-7 ,得，Cr =130kNe =0.35 Y =1.7满足寿命要求(1) 求两轴承所受到的径向载荷Fn和Fr2由中速轴的校核过程中可知：Fnh1=790N, Fnh2 =9065NFnv1 =2262N , Fnv2 =3597NFr1 = Efnh12 FnV12 =47092 2262 2 = 2396 NFr2 二,FNH22 FnV22 = 90652 3597 2 =9753N(2) 求两轴承的计算轴向力Fai和Fa2由机械设计表 13-7得Fd = 一12YFdi2396二 705N2 1.79753Fd22869 N2 1.7因为 Fae =Fa2 _Fa1 =4424 -126