带式运输机的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器

1、湖南工业大学机械设计基础课程设计资料袋机械工程学院 学院（系、部）20 11 20 12学年第 一学期课程名称机械设计指导教师杯*职称 教授学生姓名 *专业班级 机工091学号 题 目成 绩起止日期2011年月 _日年_月_日目 录清单序号材料名称资料数量备注1课程设计任务书2课程设计说明书3课程设计图纸张456MUWANUNlVERSiTVOFTeCHNOLOGY课程设计任务书2009 2010学年第一学期机械工程学院（系、部）机械工程及其自动化专业 091班级课程名称：机械设计设计题目：带式运输机的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器设计完成期限：自 2009 年12月21日至 2010 年1月日

2、共 2 周内 容 及 任 务一、设计的主要技术参数：运输带牵引力 F=940 N ;输送速度 V=2 m/s ;滚筒直径 D=300 mm。工作条件：单班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输带速度允许误差犬。二、设计任务：传动系统的总体设计；传动零件的设计计算； 减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计；设计计算说明书的编写。三、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务：（1）减速机装配图1张；（2）零件工作图23张；（3）设计说明书1份（60008000字）。进 度 安 排起止日期工作内容传动系统总体设计传动零件的设计计算减速器装配图及零件工作图的设计

3、、整理说明书交图纸并答辩主要参考资料1. 机械设计（第八版）（濮良贵，纪明刚主编高教出版社）2. 机械设计课程设计（金清肃主编华中科技大学出版社）3. 工程图学（赵大兴主编高等教育出版社）4 .机械原理（朱理主编高等教育出版社）5. 互换性与测量技术基础（徐雪林主编 湖南大学出版社）6. 机械设计手册（单行本）（成大先主编 化学工业出版社）7. 材料力学（刘鸿文主编高等教育出版社）指导教师（签字）：系（教研室）主任（签字）：机械设计设计说明书带式运输机传动系统设计（10）起止日期： 2009 年12月21日 至 2010 年01月01日学生姓名 二班级机工091学号成绩指导教师（签字）机械工程

4、学院（部）2010年01月01日1设计任务2传动方案分析23原动件的选择与传动比的分配 24各轴动力与运动参数的计算 65传动零件的计算.71设计任务书1.1课程设计的设计内容设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图-1所示|111I1|动力泾传刖装骨|II图1.1带式运输机的传动装置1.2课程设计的原始数据已知条件：运输带工作拉力F (N)2180运输带速度v(m/s)1.07卷筒直径D( mrh300工作时有300 天，带式运输机的展开式双级圆柱齿轮减速器。用于码头运型砂，单班制, 轻微振动，使用寿命为10年(其中带轴寿命为三年以上)每年工作日 单班制，每班8小时设计任务。1.3课

5、程设计的工作条件设计要求：误差要求：运输带速度允许误差为带速度的土 5% 工作情况：连续单向运转，载荷平稳； 制造情况：小批量生产。2传动方案的拟定带式运输机的传动方案如下图所示1传动方案的设计ih屣幵式双级鋼齿网杜齿魅减遽器1 申动机* 2联轴霜t 3磧暉器；4毬間；5垢枪带如图所示电动机轴为轴一、减速器齿轮轴一次为轴二、三、四、卷扬筒轴为轴合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转 动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。 任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的， 要多方面来拟定和评比各种 传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本

6、的要求，然后加以确认。本传动装置传动比不大，采用二级传动，带传动平稳、吸振且能起过载保护 作用，故在高速级布置带传动。在带传动与带式运输机之间布置一台双级直齿圆 柱齿轮减速器，3原动件的选择3原动机的选择3.1选择电动机的类型按按照设计要求以及工作条件，选用一般丫型全封闭自扇冷式笼型三相异步 电动机，电压为380U3.2选择电动机的容量佃 60103 r/min68.15r/mi nnw运输带输入转速为:3.14 300传送设备所需的功率:工作机所需的有效功率F950 2.0Fw1.9KW1000 1000式中：Pw 工作机所需的有效功率（KWF 带的圆周力（N）电动机的输出功率PwF *V

7、2180*1.07kw2.33kw传动系数总效率:0.992 0.972 0.9840.8505其中：n 1为弹性联轴器效率，n 2为齿轮（8级精度）传动效率n 3为滚动轴承的效率具体数值如下表：弹性联轴器效率0.99齿轮（8级精度）传动效率0.97滚动轴承的效率0.98常见机械效率见参考资料2附表1电动机所需功率为：PdPw2.332.74kw0.851查参考资料机械设计课程设计表（8-53）满足功率条件的电动机有以下几种电动机型号额定功率（Kvy额定转速（r/min ）满载转速额定转矩Y100L-23300028802.2Y100L2-43150014202.2Y132S-63100096

8、02.0Y132S-837507102.0其中Y100L-2额定转速为3000,比较大因此用于皮带轮传动；丫132S-8额定转 速为750，比较小因此用于涡轮蜗杆传动当选择Y100L2-4时总传动比,n电机i总i nw142068.1520.8当选择丫32S-6时总传动比为:.n电机i总2nw96068.1514.09齿轮传动比是3到5;两级减速选择第二套方案比较合理。初步确定原动机为同步转速：1000r/min。型号为丫132S-6,额定功率为p°=3kw,满载转速为no=960r/min，额定转矩为2.0N mn,最大转矩为2.0 N mm4确定总传动比及分配各级传动比4.1传动

9、装置的总传动比,由原始数据以及初步确定的原动机的转速可确定总传动比:nmnw96068.1514.09式中：iz 总传动比nm 电动机的满载转速（r/min ）4.2分配传动比则双级斜齿圆柱齿轮减速器高速级的传动比为：i11.3imM.3 14.09 4.28im14 .09低速级传动比为：i2i：4.283'295传动装置运动和动力参数的计算减速器传动装置中各轴由高速轴到低速轴依次编号为电动机o轴、I轴、u轴。5.1各轴的转速轴0与电动机相连因而转速与电动机转速相等轴I通过联轴器与轴一相连转速与轴 0相等 即ni n° nm 960r/min轴u：ni n2 ii9604.

10、28224.3r/min轴皿：nna|222433.2968.17r/min轴w：通过联轴器与轴四相连接n4 n3 68.仃r/min5.2各轴输入功率的计算轴一与轴0之间有联轴器pPd 1 2.74 0.99kw 2.71kwP2P1 2 32.71 0.97 0.98kw 2.58kwP3P2 3 22.58 0.97 0.98kw2.45kwp4p3 1 32 2.45 0.99 0.982kw 2.32kw5.3各轴的转矩T。9550 p19550Tin°9550 p2ni960274 N?m 27.26N?m95ADN?m 26.96N?m9609550 p2n29550

11、258 n ?m 109.85N ?m224.39550p3n3空口?口 343.2N?m68.179550 2.32 n ?m 325.01 N?m68.179550 p4轴号转速n/min功率P/kw扭矩T/N.m09602.7427.26I9602.7126.96II2402.58109.85皿68.152.45343.2IV68.152.32325.01T4n4各轴运动及动力参数表、表 5.3-16传动件的设计及计算选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数两级齿轮传动比分别为：i14.28 ； i23.29。1）、按图中所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2）、运输机为一般工作机器，速度不

12、高，故选用 7级精度（GB10095-88）.3）、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二者材料硬度差为40HBS要求齿 面粗糙度Ra 3.26.3卩m。二者均为软齿面4） 、初选则法面面压力角n 。度，螺旋角14度 ；n 20 b选小齿轮1齿数：z1 24，大齿轮1齿数：Z2 4.28 24 102.72，取整为103取小齿轮2齿数：Zj 24。大齿轮2齿数：jz3 i 2 24 3.29 78.96取整为796.1 第一对齿轮传动的设计计算按齿面接触强度计算齿轮减速箱是壁式的因此最容易导致的破坏是齿面接

13、触疲劳破坏按齿面接触强度设计进行计算，即：d1t2、确定公式内的各计算数值 1确定公式内各个计算数值试选载荷系数Kt1.6。小齿轮传递的扭矩T2955陛 9550 271N?m 26.96N?m n2960由机械设计书图1030所示选取区域系数Z H 2.433 （仅仅和螺旋角有关）由图10-26查得（215页）0.78，20.90.78 0.9 1.68由教材表10 7选取齿宽系数d(205 页)由教材表10 6查得材料的弹性影响系数1乙 189.8MPal( 201仅与材料有关）由教材图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 （仅仅与硬度材料有关）Hlm1 600MPa ；大齿轮

14、的接触疲劳强度极限Hlim2 550 MPa o8由教材公式1013计算应力循环次数N160n1 jLh 60 960 1 (1 8 300910)1.38 10n29皿超卫 3.22 108|14.289 由教材图10 19取接触疲劳寿命系数 K hn 10.95; KHN2 0.97。取失效概率为1%对于解除疲劳强度计算，破坏为点蚀不会引起较大的后果。所以安全系数S 1，由教材公式（10得:K lHN1 im1h1 0.95 600MPa 570MPaKHN2 Iim2h2S0.97 550MPa 533.5MPaH1 H2H2吟 551.753、计算1、试算小齿轮分度圆直径d1t , （

15、T运算是单位是Nomr）d1t 32Kd1 ( ZH ZE)2(h)3i2626961 041.6835.40 mm2计算圆周速度v60 10003）、计算齿宽b及模数mnt法面模数:齿高：h4.2814.2822.433189.8E戲0m/s 1.78m/s60 1000d?d1t 1 35.40mm 35.40mmd1t cosmntZ12 .25 m nt551 .7535.40 cos14 / “mm 1.43mm242.251 .43 mm 3.22 mmb 35.4h 3.224 计算纵向重合度10.990.318 d Zi tan°.318 1 24 tan14985

16、计算载荷系数K该机构是电动机驱动的带式运输机所以由教材表10-2知使用系数Ka 1 ;根据v 1.78m/s，7级精度，由教材图108查得动载系数Kv 1.1 ；由教材表104查得7级精度、由于小齿轮相对支承非对称布置，由插值法可求 的Kh 1.417 ；b由 10.99查教材图1013得 由插值法可求得 hKf1.32由教材表10-3查得KhKf 1.2故载荷系数：KKaKvKh Kh 1 1.1 1.2 1.4171.876 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材式（10 10a）得:35.41.871.637.28mm7 计算法面模数mnmnH cosZ137.28 cos142

17、4mm1.51mm6.12按齿根弯曲强度设计由教材式（10 5）得弯曲强度的设计公式为2口丫 cos2(YFaYsa).( f)；大齿0.881确定公式内的各计算数值1由教材图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 500MPa轮的弯曲强度极限fe2 380MPa ；（仅与材料有关）2 N11.38 109N23.22 108由教材图1018取弯曲疲劳寿命系数Kfn1 0.94, Kfn2 0.95；3计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S 1.4,由教材公式（1012）得F1 Kfn1 fE1 0.94 500 MPa 335.71MPaS1.4KFN2 FE2 0.95 380F2

18、 FN2 FE2MPa 255.14MPaS1.44计算载荷系数KKAKvKf Kf 1 1.1 1.2 1.321.745 根据纵向重合度1.98从教材图10-28查的螺旋角影响系数丫6计算当量齿数。Z v1Z12426.27cos3cos314Zv2Z279112.75cos3cos3147查取齿形系数和应力校正系数由教材表105由插值法查得YFa12.6 , YFa22.18YSa11.59 , YSa21 .79 （差值法）YFaYsa9计算大、小齿轮的并加以比较F JYFaYsa1F】1丫Fa2YSa2F 2竺丄59 0.01362303.57込卫9 0.01652 ！238.86大

19、齿轮的数值大2设计计算421 242 1.682 仁74 2.696 10 0.88 co®。）0.01652 行对比计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮法面模数 mn的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力， 仅与齿轮直径（即端面模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的法面模数mn=1.43mm并就近圆整为标准值mn =2 mm按接触强度算得的分度圆直径37.28mm，算出d1 cos小齿轮齿数：z1m37.28 cos14218.06取18大齿轮齿数：Z24.28 1877.04，取 z

20、2773几何尺寸计算 计算中心距(Zi Z2 mn2 cos18 772mm2 cos1497.94mm将中心距圆整为98 mm 按圆整后的中心距修正螺旋角z z marccos-82a14°12 48”18 77arccos2 98因B值改变不多故参数K、z H等不必修正 计算大小齿轮分度圆直径d1wmtZ mncos18 27 mm cos14.2 4837.12mm计算齿轮宽度d2z2mtZ2 mncos77 2-'mmcos14.2 48158.86mmb dd11 37.12mm 37.12mm圆整后取 B2=40mm, B1=45mm6.2 第二对齿轮传动的设计计

21、算按齿面接触强度计算齿轮减速箱是壁式的因此最容易导致的破坏是齿面接触疲劳破坏按齿面接触强度设计进行计算，即:d1t 32kJ?21确定公式内的各计算数值 1确定公式内各个计算数值试选载荷系数Kt1.6 0小齿轮传递的扭矩T29550p2n29550 2.58 N ?m 109.85N ?m224.3由机械设计书图1030所示选取区域系数Z 2.433由图10-26查得0.78，,0.8240.78 0.82 1.6由教材表10 7选取齿宽系数d由教材表110 6查得材料的弹性影响系数Ze 189.8MPa。由教材表10 21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1600MPa ；

22、大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2 550 MPa o由教材公式1013计算应力循环次数N3 N23.22 1089.16 107I2由教材图1019取接触疲劳寿命系数Khn10.97; Khn2 0.99。10计算接触疲劳许用应力HlIm1 600MPa由教材图10-21d按齿面硬度查的小齿轮接触疲劳强度极限大齿轮接触疲劳强度极限HlIm1 550MPa取失效概率为1%对于解除疲劳强度计算，破坏为点蚀不会引起较大的后果。所以安全系数S1，由教材公式（1012）得:H】1KHN1也 0.97 600MPa 582MPa SH】2KHN2 Iim2S0.99 550MPa 544.5MPa! H

23、1 H2hJ2翌空5 563.2522计算i、试算小齿轮分度圆直径di,，d1t2K" ?1（ ZH Ze）2H 3 ,21.6 1098503.291V 11.63.2922.433189.8563 .2557.58 mm2计算圆周速度d1t n0V60 100057.75 224.360 1000m/s0.67m/s3）计算齿宽b及模数mntb d ?d1t 1 57.75mm57.75mm模数：mntd1t coszi57.75 cos1424mm2.33mm齿高：h2 .25 m nt2.252.33 mm 5 .24 mmb 57.75h 5.2411.024 计算纵向重合

24、度0.318 d z1 tan0.318 1 24 ta n 141.9035 计算载荷系数K该机构是电动机驱动的带式运输机所以由教材表10-2知使用系数Ka 1 ;根据v 0.67m/s，7级精度，由教材图108查得动载系数Kv 1.0 ； 由教材表104查得7级精度、由于小齿轮相对支承非对称布置，由插值法可求 的Kh 1.421 ；b由11.02查教材图1013得hKf 1.32由教材表10-3查得KhKf 1.2故载荷系数：K KAKvKH Kh 1 1.0 1.2 1.4211.71。6 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材式（10 10a）得：di59.04mm7 计算法面

25、模数mnd. cos mn Zi59.04 cos14小“mm 2.38mm246.2.2.按齿根弯曲强度设计由教材式（10 5）得弯曲强度的设计公式为mn 32KTiY cos2(YFaYsa)dZi2. f1确定公式内的各计算数值大齿1由教材图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FEi 500MPa轮的弯曲强度极限fe2 380MPa ；2 N33.22 108N49.16 107由教材图1018取弯曲疲劳寿命系数KN3 0.94, Kfn2 0.95；3计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S 1.4,由教材式(1012)得r .KFN1 FE1 0.94 500gcF1 FN1 fe

26、1MPa 335.71MPaF 1 S1.4r . KFN2 FE20.95 380-c “rczEF2 FN2 fe2MPa 257.86MPaS1.44计算载荷系数K KAKvKF Kf 1 1.0 1.2 1.321.585 根据纵向重合度1.98从教材图10-28查的螺旋角影响系数 丫 0.886计算当量齿数。Z v1Z1cos3326.27cos314Zv2Z23cos79cos31486.487查取齿形系数和应力校正系数由教材表105由插值法查得YFa32.6，YFa4 2.21Ysa31.59，Ysa41.78YFaYsa彳冷1F】12.6 倔 0.0123133571计算大、小

27、齿轮的并加以比较丫 Fa2丫Sa2F 2f2.21 1.78257.860.01525大齿轮的数值大2设计计算0.015250.78mn大于齿根弯曲疲劳3 2 1.58 1.0985 105 0.88 cos(14°)2对比计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的法面模数1 2421.6强度计算的法面模数，由于齿轮法面模数 mn的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力， 仅与齿轮直径（即端面模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的法面模数 mn=2.38mm并就近圆 整为标准值mn =2 mm按接触强度算得的分度圆直径 di 59.04mm，算出 应

28、有的齿数。d1 cos小齿轮齿数：Z3叫59.04 cos14228.64 取 z129大齿轮齿数：z4 3.29 29 95.41，取 z2 953几何尺寸计算计算中心距127.79mm（Zl Z2）mn2 cos29 952mm2 cos14将中心距圆整为128 mm（按圆整后的中心距修正螺旋角arccosZ1Z2 mn2a29952arccos2 12814°21 41因B值改变不多故参数、k、Z H等不必修正计算大小齿轮分度圆直径d1z1mtZ mncos29 2-'7 mmcos14.21 4159.87mmd2z2 mtZ2 mncos95 2-'7 mm

29、cos14.2 48196.13mm4、计算齿轮宽度b dd11 59.87mm 59.87mm圆整后取 B2=60mm, Bi=65mm6.3斜齿圆柱齿轮的结构设计1由高速级齿轮设计数据（表6.3-1 ）名称符号计算公式小齿轮大齿轮螺旋角B = 14 ° 12' 48”传动比i1i 1=4.28齿数Z乙=18Z2=77基圆螺旋角bb arctan(tan cos t)13o235"法面模数mnmn 2mm端面模数mtmnmt 2.06cos法面压力角nn20端面压力角tt arctan()20 34 46cos法面齿距PnPnmn 26.28mm端面齿距RPtmt

30、2.066.468mm法面基圆齿距pnPbnPn cos n 6.28 cos20o5.9mm法面齿顶咼系 数h*n*han 1法面顶隙系数*Cnd 0.25分度圆直径dd 37.12mmd 158.86mm基圆直径dbdb d cos t 34.88mmdbd cos t 149.28mm齿顶咼haha mnh*an 21 2mm齿根高hfhamn(h*anc*n) 2 (1 0.25) 2.5mm齿顶圆直径dada d 2ha 41.12mmda d 2ha 162.86mm齿根圆直径dfdf d 2hf 32.12mmd f d 2hf 153.86mm标准中心距aa * d2 mn(z

31、i z2)98mm22 cos齿宽bb| 40mmb1 45mm结构形式齿轮轴一般式2低速齿轮的结构设计（表6.3-2 ）名称符号计算公式小齿轮大齿轮螺旋角B = 14 ° 21' 48''传动比i1i1=3.29齿数Zz1=29z2=95基圆螺旋角bb arctan(tan cos t)13o31 42法面模数mnmn 2mm端面模数mtmnmt 2.06cos法面压力角nn20端面压力角tt arctan(tan n)20o3530'cos法面齿距RRnmn 26.28mm端面齿距RRtmt 2.066.47 mm法面基圆齿距RnRbnRn cos

32、 n 6.28 cos20o 5.90mm法面齿顶咼系 数h*n*han 1法面顶隙系数*Cnd 0.25分度圆直径dd 59.87mmd 196.13mm基圆直径dbdb d cos t 56.26mmdb d cos t 184.3mm齿顶咼也ha mnh*an 21 2mm齿根高hfhamn(h an c n) 2 (1 0.25) 2.5mm齿顶圆直径dada d 2ha 63.87mmda d 2ha 200.13mm齿根圆直径dfd f d 2hf54.87mmdf d 2hf 191.13mm标准中心距aa d1 d2 mn（乙 Z2）128mm22 cos齿宽bb| 65mmb

33、2 60mm结构形式一般腹板式7轴的设计及计算7.1轴的布局设计绘制轴的布局简图如下图7.1所示图7.1轴的布置简图考虑到低速轴的受力大于高速轴，应先对低速轴进行结构设计和强度校核, 其他的轴则只需要进行结构设计，没必要进行强度校核。7.2低速轴的设计轴的受力分析低速级齿轮设计可求得大斜齿轮的啮合力:由表格6。3-2查得：大斜齿轮的分度圆直径：d4 196.13 196 mm由表5.3-1查的轴皿的输入扭矩T3343.2N ?m 343N ?m大斜齿轮的圆周力：Ft42 T3d42 3431963.5KN大斜齿轮的径向力：F r4tannFt4tan 203.51.31 KNCOScos 14

34、 2'48"大斜齿轮的轴向力：F 4Ft4ta n3.5tan 142148"0.9KN轴的材料的选择由于低速轴转速不高，但受力较大，故选取轴的材料为45优质碳素结构钢, 调质处理。轴的最小直径根据文献【1】中15-2式可初步估算轴的最小直径，dmin式中：A 最小直径系数，根据文献【1】中表15-3按45钢查得A 112P 低速轴的输入功率（KW，由表5.3-1可知：P32.32kwn3 低速轴的转速（r/min ），由表5.1可知：邙 68.17r/min因此:输出轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径dI "与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴

35、器的型号。根据文献【1】中14-1式查得,T ca K AT 3式中：Tea 联轴器的计算转矩（N mm）KA 工作情况系数，根据文献【1】中表14-1按转矩变化小查得,KA 15T3 低速轴的转矩（N mm），由表5.1可知：丁3 343 N.m因此：Tea KAT3 1.5 343 5145 Nm按照计算转矩兀a应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T 5014-2003或根据文献【2】中表14-4查得，选用LX3型弹性柱销联轴器，其具体结构及基本 参数如图7.2以及表7.1所示，图7.2 LX2型弹性柱销联轴器结构形式图表7.1LX3型弹性柱销联轴器基本参数及主要尺寸型 号公称转矩T

36、nN.m许用转速n（r/min）轴孔直径（d1、d2、dZ）轴孔长度mmD mmD1 mm转动 惯量Kg.m2质量kgY型J、 J1 、 Z型LL1LLX2560630020， 22， 24523852120550.009525，2862446230， 32， 35826082LX31250475030,32,35,38160750.026840,42,45,4811284112由上表可知，选取半联轴器孔径 di 28mm，故取di H 28mm，半联轴器 的长度L 62mm,与轴配合的毂孔长度Li 44mm。轴的结构设计7.2.4.1 拟定轴上零件的装配方案低速轴的装配方案如下图7.3所示,

37、応駅.孔53&肪巧BC»图7.3低速轴的结构与装配7.2.4.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 满足半联轴器的轴向定位要求。I - U轴段右端需制出一轴肩，故取U-川段的直径d d| | 2hii 28 2 2 32mm式中：h| 轴U处轴肩的高度（mm）,根据文献【1】中P364中查得定位轴肩 的高度h|0.070.1 d| H 0.070.128 1.96 2.8mm，故取 g 2mm左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D挡圈34mm。半联轴器与轴配合的毂孔的长度L1 44mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故I -U段的长度应比L

38、1稍短一些，现取l| n 42mm。 初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，根据文献【1】中表13-1可选3型圆锥滚子轴承。根据文献【2】中表13-1中参照工作要 求并根据dII hi 32mm，由轴承产品目录中可初步选取 0基本游隙组、标准精度 级的单列圆锥滚子轴承30307,其基本尺寸资料如下表7.2所示表7.2 30307型圆锥滚子轴承由上表 7.2可知该轴承的尺寸为 d D T 35mm 80mm 22.75mm，故dm iv dvii viii35mm ;由于圆锥滚子轴承采用脂润滑，得用圭寸油环进行轴向定 位和挡油，取右端封油环的长度I右封油环10mm，故圆整后，I

39、vii VIII23 10 33mm。由于圆锥滚子轴承采用脂润滑，7.2可知30307型轴承的定位轴肩高度得用封油环进行轴向定位和挡油。有上表da d 4435中少hvii -4.5mm，因此，与2 2滚子轴承接触的封油环两端的外径d封油环外44 mm 取轴W处非定位轴肩轴肩的高度hiv 1.5m m,贝U与齿轮配合的轴段W -V的直径d|V v dm iv 2h|V 35 2 1.5 38mm轴处定位轴肩的高度hVII0.07 0.1 dVII v|0.07 0.1 35mm 2.45 3.5mm故取hvn2.5mm对圭寸油环进行定位，则轴段切-%的直径dvI vii *| viii 2hv

40、n 35 2 25 4°mm 齿轮采用轴肩进行轴向定位，则齿轮的右端应有一轴环，轴肩的高度：m0.070.1d|vv0.07 0.1 38mm 2.66 3.8mm考虑到轴环的右端为非定位轴肩，故取 hv 3mm，贝Udv vi div v 2hv 38 2 3 44mmhvi 2mm轴环的宽度应满足lv vi 1.4hv 1.4 34.2mm取lv vi 5mm。轮毂的宽度b4 48mm，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liv v 46mm。 取轴承端盖的总宽度为b端盖26mm。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

41、面间的距离I 20mm (参考 图 7.1 )，故取 111 111 46mm。 根据轴的总体布置简图7.1可知，大圆柱齿轮左端面距箱体左内壁之间距离a左11mm，大圆锥齿轮右端面距箱体右内壁之间的距离a右2mm，锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离c 7mm (参考图7.1 )。考虑到箱体的铸造误差以及轴 承的整体布置，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s 8mm。已知滚动轴承宽度T 22.75mm,根据文献【1】图10-39 (b)中可初取大圆锥齿 轮轮毂长L 28mm，则丨 in iV T s a (b4 lIV v) 23 8 11 (48 46) 44mmlvi vii L c

42、a右 s Iv vi I右封油环 28 7 2 8 5 10 30mm至此，经过步骤已初步确定了轴的各段直径和长度，如上图7.4所示，并归纳为下表7.3所示，表7.3低速轴的参数值轴的参数参数符 号轴的截面（mn）In出IVVvn轴段长度l4246444653033轴段直径d28323538444035轴肩咼度h一21.51.5322.5一724.3 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。根据文献【1】中表6-1按div v 38mm查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面 b h 10mm 8mm， 键槽用键槽铣刀加工，长为L 32mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的

43、对 中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 竺；同样，按di ii查得联轴器与轴连接的n6平键截面b h 8mm 7mm键槽用键槽铣刀加工，长为L 28mm，半联轴器与轴 配合为也；滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径k6尺寸公差为k6。7.2.4.4 确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献【1】中表15-2查得，取轴端倒角为2 45，各轴肩处的圆角半径 见图7.3。求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图7.4）做出轴的设计简图（7.1图）。在确定轴承的支点位置时，应从圆锥滚子轴承a值入手。对于30307型圆锥滚子轴承，由上表7.2 中可知a 17mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2

44、L3 49mm 75mm 124mm根据轴的设计简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下图7.4所示。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。现将计算出的截面C处的M H、Mv以及M的值列于下表。表7.4低速轴上的载荷分布载荷水平面H垂直面V支反力FFnhi 904N , Fnh2590NFNV1300N , FNV2196N弯矩MM H 44278N mmMV1 14730N mm, MV216335N mmMi JmHM；iJ44278214730246664N mm总弯矩M2 JmHM；2J44278216335247195N mm扭矩TTii 141930N mm726按弯扭

45、校核轴的疲劳强度进行校核时，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。根据文献【1】中15-5式查得，M2Th2ca W式中：ca C截面的计算应力（MPa折合系数，该低速轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故根据文献【1】中P373应取折合系数0.6W 抗弯截面系数（mm3，根据文献【1】中表15-4按圆形截面查得W32330.1dIV v0.1 385487.2M12T 2caW4666420.6 141930 217.70MPa5487.2前已选定轴的材料为45钢，调质处理，根据文献15-1查得1 60MPa。因此ca l，故安全。ca精确校核轴的疲劳强度7.2.

46、7.1 判断危险截面截面A，n，m，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应 力集中均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A，n，m， 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w和v处过盈配合引起的应 力集中最严重；从受载荷的情况来看，截面C上的应力最大。截面v的应力集中 的影响和截面w的相近，但截面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），而且轴的直径最大，故截面 C也不必校核。截面切和显然更 不必校核。根据文献【1】中附表3-4和附表3-

47、8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W左右两侧即可。7.2.7.2 分析截面切左侧根据文献【1】中表15-4按圆形截面查得，抗弯截面系数：抗扭截面系数：截 面 W 左L22249 22M M146664L249截面切上的扭矩：截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：轴的材料为45钢，调质处理i 275MPa， i 155MPa。W0.1d3 IV 0.133354287.5mmWt30.2dm IV0.2358575mm侧的弯矩M:25713NmmTii141930N mmM257136.00MPabW4287.5Tii14193016.55MPaTWt8575根据文献【1】中表15-1查得B640MPa，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及根据文献【1】中附表3-2查的。因二100.029，D 381.086，经差值后可查得，d 35d 352.0,1.31根据文