同轴式二级圆柱斜齿轮减速器-彪马

1、机械设计课程设计一同轴式二级圆柱齿轮减速器结果目录一、设计任务书 1二、传动方案的拟定及说明 1三、电动机的选择 3四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比 3五、计算传动装置的运动和动力参数 4六、传动件的设计计算 51 V带传动设计计算52 斜齿轮传动设计计算7七、轴的设计计算 121 高速轴的设计122 中速轴的设计153 低速轴的设计19精确校核轴的疲劳强度 22八、滚动轴承的选择及计算 261 高速轴的轴承262 中速轴的轴承273 低速轴的轴承29九、 键联接的选择及校核计算31十、 联轴器的选择32十一、 减速器附件的选择和箱体的设计32十二、 润滑与密封3-十三、 设计小结34

2、十四、 参考资料35设计计算及说明设计任务书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(mr)带速允许 偏差(%使用年限(年)工作制度(班 / 日)13500.7032051024. 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5. 设计任务(1) 减速器总装配图1张(0号或1号图纸)(2) 齿轮、轴零件图各一张(2号或3号图纸

3、)(3) 设计计算说明书一份传动方案的拟定及说明如任务书上布置简图所示，传动方案采用V带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱，采用V带可起到过载保护作用，同轴式可使减速器横向尺寸较小。结果设计计算及说明1机械设计课程设计一同轴式二级圆柱齿轮减速器设计计算及说明结果11601000VD60 1000 0.732041.778r/min三、电动机的选择1. 电动机类型选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y(IP44)系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2. 电动机容量(1)卷筒轴的输出功率FWFv10002TvD10002 13500.32010000.705.90625kWPw5.90625kW电动

4、机的输出功率 PdPdPw传动装置的总效率式中，1, 2 为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由机械设计课程设计(以下未作说明皆为此书中查得)表 2-4查得：V带传动10.955 ；滚动轴承20.9875 ；圆柱齿轮传动 30-97 ；弹性联轴器4 0.9925 ；卷筒轴滑动轴承50.955，则0.82015Pd7.2014kWPed7.5kW320.955 0.98750.970.9925 0.9550.82015故 pdFw5.96257.2014kW0.82015(3)电动机额定功率Ped由第二十章表20-1选取电动机额定功率 Fed7.5kW。3. 电动机的转速由表2-1查

5、得V带传动常用传动比范围i1' 24,由表2-2查得两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比范围i2' 860,则电动机转速可选范围为nd' nw i1'i2' 66810026r/min可见同步转速为 750r/min、1000r/min、1500r/min 和3000r/min 的电动机均符合。这里初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表:方 案电动机型号额定功率（kW电动机转速（r/mi n ）电动机 质量（kg）传动装置的传动比同步满载总传动比V带传 动两级减速器1Y132M-47.5150014408134.4

6、682.513.7872Y160M-67.5100097011923.2182.210.554由表中数据可知两个方案均可行，但方案1的电动机质量较小，且比价低。因此,可采用方案1，选定电动机型号为 Y132M-4。4.电动机的技术数据和外形、安装尺寸由表20-1、表20-2查出Y132M-4型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸, 并列表记录备份。型号额定功率（kw）同步转速（r/mi n）满载转速（r/mi n）堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M-47.5150014402.22.3HDEGKLFXGD质量（kg）1323880331251510X881四、计算传动装置总传动比和分配

7、各级传动比1.传动装置总传动比nm144041.77834.468i 34.468i12.5i2 i334.4682.513.7872.分配各级传动比取V带传动的传动比i12.5，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为i2 i33.713i2 i33.713所得i2 i3符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。五、计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速 电动机轴为 转速为0轴，减速器高速轴为i轴，中速轴为n轴，低速轴为川轴，各轴2.nonznn1440r /min1440 576r/mini12.5n1576i23713n?155.13i33.713155.13r / min45.

8、78r /minn皿nonm各轴输入功率电动机轴高速轴I中速轴n低速轴m转速（r/min ）1440576153.640.96功率（kW7.206.916.646.37转矩（N m）49.74118.75422.361370.92T皿按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即PoPed7.5kWRFo 17.5 0.9557.1625kWPnR 237.16250.98750.976.8608kWPrnP2 23 6.86080.98750.976.5718kW3.各州转矩9550 955049.74N mn。1440Pi7.162595509550118.75N mn576Pn6.86089

9、5509550422.36N mn155.13Pm6.5718955095501370.92N mn m45.787.5TiTn六、传动件的设计计算1. V带传动设计计算（1） 确定计算功率由于是带式输送机，每天工作两班，查机械设计（V带设计部分未作说明皆查此书）表8-7得，工作情况系数KA 1.2PeaKaPj1.2 7.5 9kW（2） 选择V带的带型由Pea、no由图8-11选用A型（3）确定带轮的基准直径 dd并验算带速v 初选小带轮的基准直径dd1。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1 125mm 验算带速V。按式（8-13）验算带的速度dd1 n0v 60 1000125

10、 1440 9.425m/s60 1000因为5m/s v 30m/s ,故带速合适。计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a）,计算大带轮基准直径dd2d d2hdd12.5 125312.5mm根据表8-8，圆整为dd2315mm(4)确定V带的中心距a和基准长度LdPca9kWA型dd1 125mmdd2 315mm根据式（8-20），初定中心距a0500mm。由式（8-22）计算带所需的基准长度Ld0 2a0 2(dd1 dd2)2 500 2 (125 315)2(dd2 dd1)4a°(315 125)24 5002a0 I(dd1 dd2) %。1709.2mm由表8-

11、2选带的基准长度Ld1800mmdd1)2Ld 1800mm按式（8-23）计算实际中心距a。aa。LdLd15001800 1709.2545.4mma 545.4mm中心距变化范围为 518.4599.4mm。(5) 验算小带轮上的包角11 16057.357.31180 (dd2 dd1) 180(315 125) 16090a545.4(6) 确定带的根数计算单根V带的额定功率由 dd1 125mm和 n01440r/min，查表 8-4a 得 P01.91kW根据 n°1440r/min , i=2.5 和 A型带，查表 8-4b 得 P°0.03kW查表 8 5

12、 得 K0.95, 表 8 2 得 KL0.99于 是Pr (P0P0) K Kl 1.91kW 1.8246kW计算V带的根数z。PcazPr4.931.8246取5根。(7)计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以(F0 ) min500(25 K 启K zv2qv500(2.5 0.95) 90.95 5 9.4250.19.4252N165N(F°)min 165N应使带的实际初拉力F0（F0）min(8)计算压轴力Fp(Fp)min2z(F°)min sin2 5 165 sin15T1622N(Fp)mi

13、n 1622N2.斜齿轮传动设计计算按低速级齿轮设计：小齿轮转矩T1 Tn422.36N m，小齿轮转速n1155.13r / min，传动比 i i33.713。(1)选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选用斜齿圆柱齿轮 运输机为一般工作机器，速度不高，故选7 级精度(GB10095-88)由机械设计(斜齿轮设计部分未作说明皆查此书)表 40Cr (调质)，硬度为280HBS大齿轮材料为 硬度差为40HBS选小齿轮齿数Zi24 :大齿轮齿数z2 i45钢(调质)Zi3.713初选取螺旋角14斜齿圆柱齿轮7级精度10-1选择小齿轮材料为，硬度为240HBS 二者z124248914(2)按齿面

14、接触强度设计按式(10-21 )试算，即d1t 32KtT1dU 1/Zh Ze、2u ( H) 确定公式内各计算数值a)试选载荷系数Kt1.6b)由图10-30选取区域系数 Zh2.433c)由图10-26查得 10.78,20.88，0.780.88 1.66d)小齿轮传递的传矩T1422.36N me)由表10-7选取齿宽系数d 1f)由表110-6查得材料弹性影响系数 Ze 189.8MPa2g)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim1600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2 550MPah) 由式10-13计算应力循环次数:N160 r* j Lh

15、 60 576N12.02 109 N25.44i13.7131 (2 8 365 10)2.02 109108机械设计课程设计一同轴式二级圆柱齿轮减速器结果i) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数K HN10.90,Khn2 0.94j) 计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为1%安全系数S=1，由式(10-12)得K HN 1 H lim1H1SK HN 2 H lim 2H2 Sk)许用接触应力10.94 550 MPa 517MPaH1H 22540517528.5MPa0.90 600 MPa 540 MPa;13计算a)试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得d1t33 2 1.6

16、422.36 103.713 12.433 189.8b)c)d)e)1 1.663.713528.5mm 92.40mmd1t 92.40mm计算圆周速度d1tn160 1000齿宽mntb及模数dd1td1t cosmt92.40 155.13ms60 10000.7505m sv 0.7505m s1.092.40mm92.40mm92.40 cos14 mm 3.74mm242.25mnt 2.25b/h 92.40/8.41计算纵向重合度0.318 d 乙 tan计算载荷系数K3.74mm8.41mm10.760.3181 24 tan 141.903由表10-2查得使用系数 KA1

17、 根据 v 0.7505ms，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv 1.04 ；由表10-4查得Kh的值与直齿轮的相同，故Kh 1.321KAFt/b 1 422.36/(92.4/2)/92.498.9N /mm 100N/mm表 10-3查得 Kh Kf 1.4 ;图 10-13 查得 Kf 1.28设计计算及说明故载荷系数：K KA KV Kh Kh 1 1.04 1.4 1.3211.92f)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得fK cc.i.92cc “d1d1t 3 90.40 3'mm 98.19mm1 1t Kt 1.6(3)d1 cos m

18、n98.19 cos14mm 3.97mmz24g)计算模数mn按齿根弯曲强度设计由式(10-17)mn 3.97 mmmn 32KY cos2YaYaf2dz1确定计算参数 计算载荷系数a)K KA KvKfKf 1 1.04 1.41.28 1.86b)根据纵向重合度1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数 丫 0.88c)计算当量齿数Z1Zv13cos243 26.27cos 14d)e)f)Z2Zv23COS查取齿形系数893cos149743由表10-5查得YFa1查取应力校正系数由表10-5查得YSa1计算弯曲疲劳许用应力2.592,YFa21.596,Ysa22.1851.7

19、87由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2 380MPa机械设计课程设计一同轴式二级圆柱齿轮减速器设计计算及说明结果由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFNi 0.84, KFn20.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-12)得F1F2K FN1FE1SK FN2FE 2"S-0.84 5001.40.88 5001.4300.0MPa238.9MPa15g)计算大、小齿轮的YFaYsa，并加以比较f丫 Fa1 YSa12.592 1.5960.01379F1300Y Fa2 YSa22.185 1.7870.01

20、634F2238.9大齿轮的数值大 设计计算mnr322 1.86 422.36 1030.88 cos14mn 2.81mm21 242 1.660.01634mm2.81mm对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn 3mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d198.19mm来计算应有的齿数。于是由d1 cosZ1mn98.于431.76取 Z132，则 Z2 UZ1 3.713 24 119(4)几何尺寸计算计算中心距乙 Z2 mna 2 cos321193mm2 cos14233.43

21、mm将中心距圆整为 233mm按圆整后的中心距修正螺旋角Z1 32Z2119a 233.43mm机械设计课程设计一同轴式二级圆柱齿轮减速器21Zi Z2 mn arccos 2a因值改变不多，故参数计算大、小齿轮的分度圆直径,Z1 mn 32 3 di coscos13 33 55,Z2 mn119 3d2cos cos13 33 55(32 119) 3c#arccos13 33 552 233,K , Zh等不必修正mm 98.75mmmm 367.24mm计算齿轮宽度b d d11 98.75mm98.75mm圆整后取 B，!105mm, B2100mm由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两

22、对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完 全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度 一定能满足高速级齿轮传动的要求。为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分, 大齿轮米用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。故咼速级小齿轮米用左旋，咼速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.713模数(mm)3螺旋角13 33 55中心距(mm)233齿数3211932119齿宽(mm)105100105100直径(mm)分度圆98.75367.2498.75367.24齿根圆91.25359.7491.25359.74齿顶圆104.75373.24104.75373.24

23、旋向左旋右旋右旋左旋d198.75mmd2367.24mmB1105mmB2100mm设计计算及说明结果七、轴的设计计算1. 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)5766.91118.75(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Ft2Td2 118.7598.75 102405.06NFrFt tan2405.06COStg20cos13 33 55900.49NFa Ft tan2405.06 tg20 875.37

24、NFp 1622NFt 2405.06 NFr 900.49 NFa 875.37NFp 1622N(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15-3，取A0 112,于是得dmin1126.9125.64mmdmin25.64mm(4) 轴的结构设计1)拟订轴上零件的装配方案(如图)Inmw2）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 -川段的直径d n-=32mm。带轮与轴配合的长度 Li=80mm ,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

25、- n段的长度应比Li略短一些，现取 Li -n =75mm。 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dn-m =32mm,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30307,其尺寸为 d x DX T=35mm x 80mm x22.75mm，故 dm-w =di皿=35mm ;而 Lm-« =21+21=42mm , Lv -可=10mm。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=4.5mm，因此，套筒左端高度为4.5mm , dv-可=44mm。 取安装齿轮

26、的轴段W - V的直径dw- v =40mm，取Lw-v=103mm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Ln-m =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平键10mm x 8mm x 63mm , V带轮与轴的配合为 Hr6 ;齿轮与轴的周向定位选用平键12mm x 8mm x 70mm ,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H7n6 ;滚动轴承与轴的周向定位

27、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 45，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明I -n7530与V带轮键联接配合n -m6032定位轴肩m -w4235与滚动轴承30307配合，套筒定位w-V10340与小齿轮键联接配合v -w1044定位轴环w-w2335与滚动轴承30307配合总长度313mm（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30307型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=18mm。因此，轴的支撑跨距为L1=118mm, L2+L3=74.

28、5+67.5=142mm。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、M v及M的值列于下表。设计计算及说明结果机械设计课程设计一同轴式二级圆柱齿轮减速器设计计算及说明结果载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 1143N , Fnh2 1262NFnv12237N , Fnv2 1516NC截面 弯矩MM H Fnh 2 L385185N mmM VFNV2L3M a145551N mm总弯矩Mmax JM： M； J8518521455512168646N mm扭矩T 118750N mm（6）按弯扭合成应力校核轴

29、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0.6，轴的计算应力.M2( T)2WJ6864620.6 1187500.1 403Mpa28.61Mpaca 28.61Mpa2970MPa。因此安全已选定轴的材料 为45Cr，调质处理。由 表15-1查得ca -1，故安全。2. 中速轴的设计（1）中速轴上的功率、转速和转矩转速（r/min ）中速轴功率（kw ）转矩T( N m )153.66.64422.36（2）作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为dj367.24mm，根据式（10-14），则Fr12T 2 422.36d 367.24 102300.19N

30、Ft tan n2300.19costg 20cos13 33 55861.22NFa1Ft tan2300.19 tg20 837.20NFt1 2300.19NFM 861.22NFa1 837.20N已知低速级齿轮的分度圆直径为d298.75mm，根据式(10-14)，则2 422.36Ft 238554.13 N98.7510 3Ft tanntg 20Fr2n 8554.133202.79Ncoscos13 33 55Fa2Ft tan8554.13 tg20 3113.45NFt2 8554.13NFr23202.79NFa2 3113.45N(3) 初步确定轴的最小直径先按式(1

31、5-2)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Ao 112,于是得6.64153.639.31mmdmm39.31mm(4) 轴的结构设计1)拟订轴上零件的装配方案(如图)inmivv w2) 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 I-n =d v一可=45mm ,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30309，其尺寸为 dx DX T=45mm x 100mm x 27.25mm ,故 Li-n=Lv-可=27+20=47mm。两端滚动

32、轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得30309型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm ,因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为4.5mm。 取安装大齿轮出的轴段n-川的直径d n -rn =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d“ =55mm，又由于考虑到与高、低速轴的配合，取Lm-« =100mm。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14mm x 9mm x 70mm，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H7n6;滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选

33、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 45，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明I -n4945与滚动轴承30309配合，套筒定位n -川9850与大齿轮键联接配合川-W9055定位轴环IV-V10350与小齿轮键联接配合V -W4545与滚动轴承30309配合总长度385mm（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=21mm。因此，轴的支撑跨距为Li=76mm , L2=192.5, L3=74.5mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩

34、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。载荷水平面H垂直面V支反力F nh 168 NFnv1 1382NFFnh2 6186NFnv2 2682NC截面 弯矩MM H FnH2 L3 460875N mmM VFNV2 L3 M a2353536N mm总弯矩MmaxJMH Mf1空46087523535362580856N mm扭矩T 422360Nmm（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0.6，轴的计算应力 M2( T)2W/ 2 258085620.6

35、 4223600.1 503Mpa50.70Mpaca=50.70Mpa已选定轴的材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得70MPa。因此安全已知低速级齿轮的分度圆直径为d 367.24mm，根据式(10-14)，则Ft2T 2 1370.92d 367.24 10 37466.07 NFrFt tan n7466.07FacosFt tan7466.07tg202791.54Ncos13 33 55tg20 2717.43NFt 7466.07 NFr 2791.54NFa 2717.43Nca -1 ，故安全。3. 低速轴的设计（1）低速轴上的功率、转速和转矩转速（r/min ）中速轴功

36、率（kw ）转矩T( N m)40.966.371370.92（2）作用在轴上的力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,I G Q-7取 A。112，于是得 dminA。3d min 60.23mm112 3.60.23mm 40.96轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案（如图）I n mivvwvn2）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，W-四轴段左端需制出一轴肩，故取V-W段的直径d v-=64mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度Li=i07mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴

37、的端面上，故W-四段的长度应比 Li略短一些，现取1=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dmi =65m m,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 30314,其尺寸为 dx DX T=70mmX 150mm x 38mm，故d:.n =d«-v=70mm ;而 Li -n =38mm , L«-v =38+20=58mm。左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得30314型轴承的定位高度h=6m m,因此，取得d n=82mm。右端轴承采用套筒进行轴向定位，同理可得套筒

38、右端高度为6mm。 取安装齿轮出的轴段川-W的直径dm-w =75mm ;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 100mm，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Im-w=98mm。 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，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离L=30mm,故取Lv-可=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 18mm x 11mm x 80mm ,半联轴器与轴的配合为 H7k6。齿轮与轴的联接， 选用平键为20mm x 12

39、mm x 80mm ,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H7n6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角2.0 45，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明i - n3870与滚动轴承30314配合n - m1082轴环m-w9875与大齿轮以键联接配合，套筒定位IV-V5870与滚动轴承30314配合V-w6068与端盖配合，做联轴器的轴向定位w-i10563与联轴器键联接配合总长度369mm机械设计课程设计一同轴式二级圆柱齿轮减速器31设计计算及说明结果设计计算及说明结果(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

40、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=31mm。因此，轴的支撑跨距为L, L267 75 142mm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M h、Mv及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1 3943.35NFnh2 3522.72NFnV12039.50NFnv2 4831.04NB截面 弯矩MM HFnH1 L1 264204N mmM VFNV2L2362325N mm总弯矩M max JmH M：v'2642042 3623252 448423N

41、 mm扭矩T 1370920N 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0.6，轴的计算应力Mpa22.21Mpaca 22.21Mpa安全、44842320.6 137092020.1 753已选定轴的材料为 45Cr,调质处理。由表15-1查得-1 70MPa。因此 ca -1,故安全。(7) 精确校核轴的疲劳强度1)判断危险截面截面只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力集中将削弱轴的 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，所以截面无 需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面川和"处过

42、盈配合引起应力集中最严 重；从受载情况来看，截面 B上的应力最大。截面川的应力集中影响和截面"的相 近，但截面川不受扭矩作用，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in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"左 右两侧。机械设计课程设计一同轴式二级圆柱齿轮减速器结果设计计算及说明2）截面W左侧抗弯截面系数 W 0.1d 30.1 753mm3 42187.5mm3抗扭截面系数 WT 0.2d3 0.

43、2 753mm3 84375mm3截面w左侧的弯矩为75 48M 448423 161432N m75截面w上的扭矩为 T 1370920N mm截面上的弯曲应力b 161432 MPa 3 83MPaW 42187.5T 1370920截面上的扭转切应力 T 11370920 MPa 16.25MPaWT84375轴的材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得b 735MPa,1 355MPa,1 200MPa37截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-22.0750.027, Dd75701.07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 0.82,

44、 q 0.85故有效应力集中系数为11 0.822.3 12.0711 0.851.32 11.27由附图3-2得尺寸系数0.65由附图3-3得扭转尺寸系数0.80轴按磨削加工，附图 3-4得表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理，即Bq=1,则得综合系数值为k 12.071K 一 一 113.270.650.92设计计算及说明K k 11 佃 111.670.800.92又由§ 3-1和§ 3-2查得碳钢的特性系数0.1 0.2,取0.15 ；0.05 0.1,取0.075 ；于是，计算安全系数Sea值，按式(15-6)(15-8)则得35528.353.27 3.83

45、 0.15 0200 1411 16.2516.251.67 0.0752故可知其安全。3)截面W右侧抗弯截面系数W抗扭截面系数WT28.35 14.11214.11 28.3520.1d30.10.2d30.2截面W右侧的弯矩为75 48 M 44842375截面W上的扭矩为T截面上的弯曲应力b12.63 S 1.5Sca 12.63S 1.5安全703mm3703mm3161432N m1370920N mmM161432 MPa3430034300mm368600mm34.71MPa截面上的扭转切应力WT1370920 MPa 19 98MPa68600轴的材料为45Cr，调质处理。由表

46、15-1查得b 735MPa,1 355MPa,1 200MPa3-2截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表r2.0D750.029,1.07D70d70设计计算及说明经插值后可查得22,1.30又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q0.82, q 0.85故有效应力集中系数为k 1 q 11 0.822.2 11.98k 1 q 11 0.851.30 11.26由附图3-2得尺寸系数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得表面质量系数为0.923553.04 4.710.15 024.79轴未经表面强化处理，即Bq=1,则得综合系数值为k11.981K 1 13.040.670.92k1 1.261K1 11.620.820.92又由§ 3-1和§ 3-2查得碳钢的特性系数0.1 0.2,取0.15 ;0.05 0.1,取0.075 ;于是，计算安全系数Sea值，按式(15-6)(15-8)则得11.8120019.9819.981.620.0752 2S S24.79 11.8124.79211.81210.66S 1.5故可知其安全Sea10.66S 1.5安全设计计算及说明八、滚动轴承的选择及计算'4Lh5.84 10 h轴承预期寿命Lh' 10 365 8 2 5.