同济大学机械设计课程设计二级展开式圆柱斜齿轮减速器说明书

1、机械设计课程设计设计题目:展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器汽车学院 院（系）车辆工程 专业班级学号设计人指导教师完成日期 201年月日一、设计任务书（一）课程目的：1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际 知识去分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。2、学习机械设计的一般方法。通过设计培养正确的设计思想和分析问题、 解决问题的能力 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。（二）题目：题目4.设计一用于带式运输机传动装置中的三轴线双级斜齿圆柱齿轮减速器。设计基础数据如下：工作情况载荷平稳鼓轮的扭

2、矩T （N?m）810鼓轮的直径（mm）360运输带速度V （m/s）0.85带速允许偏差（%）5使用期限（年）5工作制度（班/日）2总体布置:1电初机：2嘏轴轄；应特减速黒：功V式运输机；5-StteSSt 1鼓轮设计任务（三）设计内容：1. 电动机的选择和运动参数设计计算；2. 斜齿轮传动设计计算；3. 轴的设计；4. 装配草图的绘制5. 键和联轴器的选择和校核；6. 滚动轴承的选择；7. 装配图、零件图的绘制；8. 设计计算说明书的编写。（四）设计进度：1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、第二阶段：轴和轴系零件的设计3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、第四阶段：装

3、配图、零件图的绘制及计算说明书的编写传动方案的拟订及说明设计计算:设计计算及说明结果一：传动方案的总体设计pw = 3.825kw（一）对给疋传动方案分析论证总体布置见任务书工作情况：工作有轻震，经常满载，空载启动，单向运动。 = 0.862（二）选择电动机pd = 4.441,电动机类型选择L d根据电源及工作及工作条件，选用卧式封闭型Y （IP44）系列三相交流异步电动机。2,选择电动机容量Ped = 5.5kw电动机型号为1）工作机所需功率PwY132M1-6r皿810 X45.12“ ,Pw 3.825kw955095502）传动装置总效率 口 =时"2叱 d式中，111、为

4、从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由表2-4查得：滚动轴承0 = 0.99 ;圆柱齿轮传动2= 0.97 ;弹性联轴器5 = 0.992;滑动轴承口4 = 0.96，贝 U耳=叫3；3*4 =0.993 汉0.972 汉0.9922 汉0.96 =0.8623）所需电动机功率Pw3.825Pd w kw 4.44kw0.8624）确定电动机额定功率Ped根据Ped KPd，由第二十章表20- 1选取电动机额定功率Ped=4kW3，计算电动机转速可选范围并选择电动机型号为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速可选范围。由表2- 1查得二级圆柱齿轮传动比范围i' = 860，则

5、电动机可选转速nd =i n国=361 2707r/min可见同步转速为750 r/min，1000r/min和1500r/min的电动机均符合。进行比较选择，如下表：方案 电动机型号 额疋功 电动机转速电动 总传动比1率（r/min）机质(kw)同步满载量(kg)1Y160M2-85.5750720119152Y132M2-65.5100096084203Y132S-45.5150014406830由表中数 据可知三个方 案均可行，但 方案2传动比 比较小，传动 装置结构尺寸 较小，而且质 量合理。因此,可采用方案2,选定电动机型号为丫132M2-6。4,电动机的技术数据和外形，安装尺寸。由

6、表201、表20- 2查出Y132M2-6型电动机的主要技术数据和外形、 安装尺寸。尺寸 D=38mm，中心高度H=132mm,轴伸长E=80mm。（三）计算传动装置总传动比和各级传动比1,传动装置的总传动比i = nm 二 960 訂1.28 nw 45.122,分配各级传动比因为是展开式二级齿轮传动，故i1 =1.11.5i2，现取1.1，则两级齿轮减速器高速级的传动比为:1.1i刀 十.1 21.28=4.83则低速级齿轮传动比为i2"刀 21.28ii-4.394.83（四）计算传动装置的运动参数1,各轴的转速n （r/min）减速器高速轴为I轴，中速轴为II轴，低速轴为II

7、I轴,ni = nm = 960r / minnH = n = 960198.75r/mini14.83nm98.75 =45.28r/min i24.392,各轴的输入功率按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即P.uPed01 =4.44 0.992 =4.40kW ;P12 =4.40 0.99 0.97 =4.225kW ;P =P23 =4.225 0.99 0.97 =4.06kW ;各轴的输入转矩T ( N?m)和输出转矩T'(kW)P，4 44Td =9550 丄=955044.17N mnm960PT4 4T = 9550955043.77 N mn j960DA

8、ooc=9550=9550.203.01N m11n198.75P TTT4.06T =95509550： 856.29N mnH45.28汇总如下表:项目电动机轴高速轴1中间轴II低速轴III转速（r/min）96096019945功率（kW）4.444.404.2254.06转矩(N?m)44.1743.77203.01856.29传动比14.834.39效率0.9920.960.96三：齿轮设计计算（一）高速级齿轮的设计设计计算及说明结果1 选定齿轮类型、精度、材料及齿数 按图所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88） 材料：由

9、书表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。两者材料硬度差40HBS。 初选小齿轮齿数 乙=20 :大齿轮齿数Z2 =204.83 = 96.6mn = 2mmZ1 = 24Z2 =116a = 144.29mm初选取螺旋角1 =142 按齿面接触强度设计H 3 2KJ1trT确定公式内各计算数值u 1（ZhZe）2 （h）a）试选 Kt = 1.6 ob）由资料1图10-30选取区域系数Zh =2.433c）由资料1图10-26查得3.1 = 0.74 ；-.2 =0.8413 32'10''

10、g = 49.5mm d2 二 239.1mm d =55mm b2 =50mm da1 = 53.5mm da2 = 243.1mm；.-；n r =0.765 0.89 =1.58d）由表10-7选取齿宽系数'd =11e）由表10-6查得材料弹性影响系数Ze =189.8MPa2f）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限二Hiim1 =600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限-H lim2 =550MPag）应力循环次数：9N1 =60n 1jLh =60 960 1 （2 5 300 8） =1.382 1091.382X0N18N2 = = 2.86 汉 10

11、i24.83h）由图10-19查得接触疲劳寿命系数K HN 1 二 0.9, Khn2 二 0.95i）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）H1KHNHJjm= 0.960540 MPaSK CT；H2： HN2 Hlim2 =0.95 55522.5MPaS许用接触应力为d f1 = 44.5mm mn 二 2.5mm z<| = 30 z2 二 132a = 208.7mm14 19'37'' d1 = 77.3mm d2 =340.1mm d =85mm b2 =80mm da1 =82.3mm da2 =3451mm d

12、f1 = 71.05mm df2 = 33385mmLh匚 H1二 H22540522.52= 531.25MPa计算a）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得d1t_32 匚6 422 104 警二甥響与 42.33mm1 1.624.83531.25b）计算圆周速度r：.d1t n 1v 42.33 960 = 2.13m/s60 1000 60 1000c)齿宽b及模数mntd)b = d 尙-1 42.33 = 42.33mmmntd1tco=42.33 cos14 = 2.05mm20h =2.25mnt =2.25 2.05 = 4.62mmb h =42.33 4.62 =9.

13、16e）计算纵向重合度 1 =0.318 dZ1tan 1 =0.318 1 20 tan 14 =1.59f）计算载荷系数K已知使用系数Ka =1，根据v = 2.13m/s，7级精度，由图10-8得动载系数Kv -1.1 ；由表 10-4 查得 Kh"1.40 ；由图10-13查得K-1.35由表10-3查得Kh：.=心：.=1.4故载荷系数 K 二KaKvKh：.Kh，1 1.1 1.4 1.4=2.16g)按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，由式（10- 10a）得卡=4233T緊=49.18mmd1 二 d1t3h)计算模数mnmnd1 cos ：49.18 cos14Z1

14、20-2.393 .按齿根弯曲强度设计3 2KTYCOS2 ： YFaYsa mn _3.2-:; 將2: 确定计算参数a) 计算载荷系数K =KaKvKf 一 .3=1 1.1 1.35 1.4=2.08".=0.88b）根据纵向重合度；=1.665,从图10-28查得螺旋角影响系数c）计算当量齿数20ZV1cos3cos314= 21.9z297zV2 3=106.2cos : cos 14d）查取齿形系数：由表10-5查得YFa1 =2.724,YFa2 =2.175查取应力校核系数：由表10-5查得Ysa1 =1.569, Ysa2 =1.795大齿轮的e）由图10-18查得

15、弯曲疲劳寿命系数Kfn1 =0.85, Kfn2 =0.88f）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限二fe1 =500MPa ；弯曲疲劳强度极限；七2 = 380MPa10 12)g）计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得二 F 1K FN 1 FE1S0.85 5001.4= 303.57MPa二 F】2K FN 2'- FE2S0.88 3801.4=238.86MPah）计算大、小齿轮的篙，并加以比较YFa1YSa1612.698 1.575303.57= 0.01408丫 Fa 2Y Sa2J22.165 1.804238.86-0.01634大齿轮

16、的数值大 设计计算21 202 1.582 2.08 °22 卅 °88 曲140.0164 = 1.94mm对比计算结果，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，取模数 mn = 2mm，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di =49.18来计算应有的齿数。于是由d1 cos P49.18X0314® _ _ o_z<| - 23.86取乙=24，则z2mnnuz =4.83 24 =115.92，取 z2 =116。4,几何尺寸计算计算中心距(Z1 Z2)mn 厂 2 cos(

17、rrcOS=144.29mm，圆整为144mm 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(Z1Z2)mn_ =arccos(24 116) 2 =13 32'10''2a2 "44因值改变不多，故参数 ：、K -：、ZH等不必修正。zgn24 2 计算大、小齿轮的分度圆直径d149.5mmcos ：cos13 32'10''z?mn116* 2coscos 13 3210”二 239.1mm 计算齿轮齿宽b 二 dd1 = 1 49.5 = 49.5mm圆整后取 b2 =50mm, q = 55mm 大小齿轮的齿顶圆，齿根圆计算da1

18、=d1 2mn =49.52 2 = 53.5mmda2 = d2 2mn = 239.12 2 = 243.1mmdfi 二 di2mn(ha c)=49.52 2.5 = 44.5mmdf2 = d2 -2mn（ha c） =239.1 2 2.5 = 234.1mm 结构设计大齿轮因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式 结构为宜。小齿轮可采用实心式，做成齿轮轴。（二）低速级齿轮设计计算1 选定齿轮类型、精度、材料及齿数 按图所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88） 材料：由书表10-1选择小齿轮材料

19、为40Cr （调质），硬度为280HBS;大 齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。两者材料硬度差40HBS。 初选小齿轮齿数 乙=23 :大齿轮齿数z2 = 25 4.39 = 100 初选取螺旋角142 按齿面接触强度设计d1t2KJ u 1(ZhZe)2 評Qh丿确定公式内各计算数值a)试选 Kt =2.0。b）由资料1图10-30选取区域系数Zh =2.43c）由资料1图10-26查得'1 = 0.78 ；2 二 0.88，二 12 =0.78 0.88 1.66d）由表10-7选取齿宽系数'd =11e）由表10-6查得材料弹性影响系数Ze =189.8MPa

20、 2f）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限二Hlm1 =600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限 二Hlim2 = 550MPag）应力循环次数：9N1 =60n 1jLh =60 960 1 （2 5 300 8）=1.382 1091.382灯0 N,82 = 1 = 3.15灯0i24.39h）由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1 =0.9, KHN2 =0.95i）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）<rH1 = KHN1°Him1 =0.9 汉600 =540MPaS<tH2= HN2 Hlim2 =0

21、.95X550 =522.5MPaS 许用接触应力为吋"1“®2】=54°+522.5 =531.25Mpa2 2计算a）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得2 汉 2.0 疋 19.56疋104 4.39+1/2.43汉 189.8、2ccd1t 兰3（）2mm = 75.83mmV11.664.39531.25b）计算圆周速度兀小仆 n1兀沢 75.83198.75,v 一- 0.79m/ s60 0000 60 0000c）齿宽b及模数口玳d）b = % d1t =1 汉 75.83 = 75.83mmd1tCOsB75.83 "osM。“mn

22、t = 3.20mmz123h=2.25mnt =2.25汇3.20=7.31mmbfh =75.83/7.31 =10.37e）计算纵向重合度 邛sp =0.318% 乙 tan B =0.318 汉1 汉 23汉 tan 14* = 1.82f）计算载荷系数K已知使用系数Ka-1，根据v = 0.76m/s，7级精度，由图10-8得动载系数Kv =1.0 ;由表 10-4 查得 =1.35 ;由图 10-13查得 Kf ： =1.35由表 10-3 查得 K.二 =1.4故载荷系数 K =KaKvKh 一 Kh2=1 1.0 1.4 1.35=2.044g)按实际的载荷系数校正所得分度圆直

23、径，由式（10- 10a）得di= d1t3 K =75.83 3 2.044 = 76.38mm Kt2h)计算模数mnmn*站= 76.38 cos14 =3.22Zi233 .按齿根弯曲强度设计mn3 2 KT Yeos2 ： YFaYSa-3 :dZ12：J确定计算参数 计算载荷系数a)K 二KaKvKf：.Kf，1 1.0 1.4 1.35=1.89b)根据纵向重合度 L =1.82，从图10-28查得螺旋角影响系数丫-： =0.88c)计算当量齿数ZV123cos = cos314 = 25.18ZiZV2Z23 -爭=109.47cos - cos 14d)查取齿形系数：由表10

24、-5查得YFa1 = 2.625YFa2 =2.161查取应力校核系数：由表10-5查得Ysa1 =1.591,Ysa2 =1.795e)由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1 =0.85, Kfn2 =0.88f)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 匚fe1 =500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限二FE2 = 380MPag）计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（1012）得Kfnfe1 = 0.85 500 二 303.57MPaS1.4K fn 2- FE 20.88 ： 380S= 238.86MPa1.4h）计算大、小齿轮的:，并加以比较YFa1

25、Ysa1 _ 2.625 1.591=1 -303.57= 0.01376YFa2YSa2 /161795 =。.。俶彳二 f2238.86大齿轮的数值大设计计算mn-3.2 1.89 56 1 04 °88 cos214 0.0163 = 2.27mm1 232 1.66对比计算结果，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，取模数 mn = 2.5mm，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d1 =66.17来计算应有的齿数。于是由d1 cos :Z1 :mn76.38 cos142.5= 29.64取乙=3

26、0，则z2二 UZ =4.39 30 =131.7。4,几何尺寸计算计算中心距a_（z1_z2）mn2cos :（30132）2.5 = 208.70mm ,圆整为 209mm2 cos14按圆整后的中心距修正螺旋角rcos（z W =arccos（30 132） 2*5 =14 19'37''2 汉 2092a因值改变不多，故参数；一.、K > ZH等不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径ZE30x2.5cos :cos14 19'37''Z2mn132 2.5cos :cos14 3'45''77.3mm340.1

27、mmd2di计算齿轮齿宽b = d d i =1 77.3 = 77.3mm圆整后取 b2 = 80mm,b_! = 85mm大小齿轮的齿顶圆，齿根圆计算da1=d1 2mn =77.3 2 2.5 = 82.3mmda2=d22mn =340.12 2.5 =345.1mmd fi-2mn(ha c)= 77.3 -2.5 2.5 =71.05mmd f 2 = d2-2mn(ha c) =340.1 - 2.5 2.5 = 333.85mm高速轴强度满足要求五. 轴的结构设计计算为使中间轴所受的轴向力小，则中间轴的两个齿轮的旋向和各轴的受力如图:高速轴Ft中间轴速轴中间轴强度满足要求低速轴

28、强度满足要求高速轴轴承合格 中间轴轴承合格 低速轴轴承合格键6 x28GB1096-79合格键12x45GB1096-79合格键12x70GB1096-79合100GB1096-79合 格Pi二 4.4kWniT1=960r/ min= 43770N mm格键 18 63GB1096-79 格键 14（一）高速轴的结构设计1、求输入轴上的功率 Pi、转速ni和转矩T12、求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为 d49.5mm贝U Ft 二21 = 2 43770 N =1768.48N d149.5Fr =Ft tan=1768.48伽2°N =662.06Ncos：co

29、s13 32'10''Fa 二 Fttan ： =662.06 tan13 32'10''N =425.75N圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图所示。3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为40Cr调质处理。根据资料1表15-3，取A°=112，于是得d min A 03.Pi123；960 *60mm轴上有单个键槽，轴径应增加5%所以dmin =18.38 18.38 5 19.53mm圆整取 dmin =20mm.输入轴的最小直径显然是安装联轴器直径dvII-vIII。为了使所选的轴直径dvII-vm和联轴器孔径相适应，故同

30、时确定联轴器型号。联轴器的计算转矩Tea mKaT，查表14-1,取Ka =1.5Tea =1.5 43.77 =65.66N m。按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB5272-85, 选用选取ML4型的梅花弹性联轴器，其公称转矩为140N m。半联轴器的 孔径d25mm，半联轴器长度62mm，半联轴器和轴配合的毂孔长度Lj = 44mm。根据要求，进行结构设计，如图。用滚动轴承7206C，B =16mm，再加上套筒的长度，取21mm。d门30mm。L ,为轴到齿轮轴的过渡段，且起轴肩的作用，齿轮轴的df1=49.5mm，故取L-8mm , d心茁 32mm 0 VII-

31、VIII段为最细段，和联轴器配合，所以取LVjjV| = 44mm, dv讪III = 25mm。为了轴承端盖的装拆方便的要求，故取Lv = 53mm，又因为VI-VII段还起轴肩的作用,故取dv -v-=28mm。根据整体设计要求，由三根轴的两对齿轮配合，取Livy =100.5mm，考虑到右端轴承处的dv亠=30m m，取=40mm。图中未标圆角处取d =1mm。这样，以初步确定了轴的各段直径和长度21 辛辛 茨100聶T42 (3)键的选择根据机械设计课程设计表14-1查得VII-VII处的键的代号为 键 C8X 32GB1096-79 (8X 7X 32)。(二) 中间轴的设计1 已知

32、该轴的功率P2，转速n2，转矩T2P2=4.225KW，n2 =198.75r/mi n ,2.求作用在齿轮上的力已知该轴上大齿轮的分度圆直径为2T /203010 =1698.1nd 239.1FrFrtan ： n二 Ft n -635.7 N cos :Fa=Ft tan ： = 408.8N该轴上小齿轮的分度圆直径为d2Ft /J 2-2030叭 5252.52N d77.3tan 二/二 FtA -1973.13Ncos -di = 239.1mm=77.3mmT2 =2.0301 105 Nmm，Fa二 Fttan 1 =1341.48N3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为40c

33、r调质处理。根据表15-3，取c=105，于是得万 I1 4 225dmin 9厂叫扇=31.03mm中间轴的最小直径是和轴承配合处的直径，根据轴承内径系列，选择轴承代号为7307AC取d=35mm，尺寸外形为 d D B = 35mmX 80mmx 21mm, 其余尺寸见图。4. 轴的结构设计安装大齿轮处的键型号为键 10 36GB1096-79键 10 70GB1096-79轴上零件装配方案和尺寸如图安装小齿轮处的键型号为根据要求，进行结构设计，如图。轴最细处为1-11段，装滚动轴承，选取d= 35mm，轴承型号7207CBG292-83轴承B =17mm。为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此

34、轴段应略短于轮毂宽度，故取L|=84mm，d = 37mm。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d，故取h=4mm<右端装轴承处V-VI段同1-11段结构相似，取dV. = 35mm。初步估计齿轮 到箱体内壁距离，和箱体厚度，滚动轴承宽度，油沟宽度等距离，取LV _ = 26mm。图中未标圆角处取r = 1.6mm，和滚动轴承配合处圆角r =1mm。这样，以初步确定了轴的各段直径和长度。（三）低速轴的设计1 已知该轴的功率P3，转速n3，转矩T3P3=4.06KW， n3=45.28/ r/min ,T3 =856290N mm ，2.求作用在齿轮上的力已知该轴上齿轮的分度圆直径为

35、d1 = 340.1mmFt =2T /856290 = 5035.52nd 340.1Fr=Ft tan =1891.61 Ncos -Fa= Ftta n 1： =1286.06N3、初步确定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c = 112，于是得dmin -C3= 1123 4.0650.129mm。45.28安装两个键槽增大直径7%，得dmin = 53.64mm取 dmin =54mm此轴的最小直径是和联轴器配合处的直径，选取联轴器（同前面的方 法一样）的型号为 HL5的弹性柱销联轴器（HL5联轴器55 X142GB5014-85），主动端d=55mm,长L

36、=142mm，和联轴器配合处轴长L1=107mm。查机械设计课程设计表15-6,选择轴承代号为7211C的深沟球轴承，尺寸外形为 d D B =55 100 214.轴的结构设计安装大齿轮的键型号为 键18 65GB1096-97 安装联轴器处的键为 键16 125GB1096-97 轴上零件装配方案和尺寸如图如图。由之前联轴器选择所知，轴最细处为1-11段，装半联轴器，选取 d _=54mm，半联轴器和轴配合的毂孔长度L1 = 142mm，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1-11段的长度应比L1略短一些，现 取L=142mm。初步选定滚动轴承，选取7212C，故d=dv

37、= 55mm，又因为轴承B =22mm，为了使轴承端盖更可靠地压紧轴承，此轴段应略短于B，故取L|.v = 21mm。为了轴承端盖的装拆方便，故取Lv|v = 49mm，又因为VII-VIII段还起轴肩的作用，故取 dv-v58mm。IV-V段起左端轴承的轴肩作用，顾取 d v = 67mm。VI-VII段为低速组齿轮，由之前齿轮设计所得，齿宽为 b = 80mm， 为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取Lv- = 80 mm，dv-65mm。齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d，故取h = 5mm，则轴环处的直径dv”=70mm，轴环宽度b_1.4h，取Lv

38、87;=10mm。初步估计齿轮 到箱体内壁距离，和箱体厚度，滚动轴承宽度，油沟宽度等距离，取Lv二34mm。因为要和低速级小齿轮相精确啮合，由中速轴的结构设计可确定L v_v = 63mm ，d v =67mm。图中未标圆角处取 r = 2mm，和滚动轴承配合处圆角r_. = 1.6mm。这样，以初步确定了轴的各段直径和长度。五.轴、轴承、键的校核（一）各轴上的载荷1.高速轴的校核Ft1 =1768.48N di-Ft bn* -662.06N cos卩Fa = Ft tan 0 =425.75N水平面上受力分析 L= 182mmF NH146Ft- -446.98N LFNH 2-136Ft

39、 - 1321.5N LMh=FNH1 汇 146.5 =65482.57N mmF NV1汽46 _Ma-L= 109.44NFNV2Fr*136 + M；ccn on Ki-L552.62 NM vi=FNV1 江 136 =14883.84N mmM v2=M “ + M a =25421.15N mmM1 :=JM H1 + M V1= 67152.78N mmM 2= ；Mh2 +Mv22= 70243.87N mm将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及扭矩列表：2).弯扭合成校核轴的强度载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=446.98NFnv1 =109.44NFnh2=132

40、1.5NFnV2 = 552.62N弯矩MMh =6548257N mmMV1 =1488384N mmMV2 =25421.15N mm总弯矩M1 =67152.78N mmM2 =70243.87N mm扭矩TT= 43.77N m根据轴的弯扭合成条件，取。=0£,33W =0.1d= 10382.3mm轴的计算应力为-ca M 2C T3)2W:6.77MPa轴的材料为40cr,调质处理。由 机械设计表15-1查得U = 70MPa因此二ca :二1，故安全3）精确校核轴的疲劳强度LCICL553 亠 42 确定危险截面由图可知W截面弯矩较大，仅次于III，且W截面受扭，III

41、截面不受扭，故确定W截面为危险截面。 W截面左侧W =o.1d3 = 12128.74mm333WT =0.2d= 24257.48mmM二 b =4.62 MPaw= = 1.80 MPa WT轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得：二 B =735MPa-4 = 355MPa4 =200MPa有轴肩形成的理论应力集中系数按附表 3-2查得：-.-2.105、：=1.238又由附图3-1查得：q 口 = 0.82= 0.865=11)=1.9061g =1 +qds -1) =1.2047由附图3-2, 3-3得：纭=°.72名 t =0.75轴按磨削加工，由附图3

42、-4查得：Ba = B £ =0.91轴未经表面处理，即：Bq ik1K厂 ° +-1 =2.7463备賂k1=+ 亍-1 =1.7052又由3-1章、3-2章得：也= 0.25性=0.13S =27.98K/a +%S =12.47K 占a+mSca/ d11.39 aS 1.5Jss；因此该截面的强度是足够的。W截面右侧33W=0.1d =6400 mmWt =0.2d3 =12800mm3阵=M=10.976MPawet = = 3.42 MPaWt轴的材料为40Cr调质由机械设计(下同)表15-1查得： B =735MPa=355MPa.1 = 200MPa3-2查

43、得:有轴肩形成的理论应力集中系数按附表:匚=2.105=1.698又由附图3-1查得：q 十 0.82q = 0.86k：. " q( ；1) =1.9061k 1 q (:-1) =1.6003由附图3-2, 3-3得：；=0.7一 0.72轴按磨削加工，由附图3-4查得：战二卩.=0.91轴未经表面处理，即：Bq 二1k _1K-1=2.822K = k 1 -1 =2.3215叫P.又由3-1章、3-2章得：打=0.25= 0.13爼详:百"1.46“Kf.65S；-Sa. mca8.169 ： ： S 1.5S- S.因此该截面的强度是足够的。2.中间轴的校核1),

44、中间轴的弯扭组合强度的校核分析高速轴所受的力及弯扭矩受力如图:TFt2NFrl35.72N二 Ft cos1 0-1698.1 d75Fa1=Ft tan - - 408.81N46Ft2T2Fr2FaMlFt 啣鳶 *673.13 cos -Ma2 TnrnnnTnnnrrtTTF NHL=182120.5LErWinmTTnTTm-F NH61 .5-5Mh-Fnh1 61.5 =151676 .84N mmF NV1Fn 血5*“ Fr2 46.5 一 M a2 = 373® “FNV2Fr1 61.5 M a1 Fr2 135.5 M a2=2234.99Nv1=FNV1 5

45、9.5 =22244 .075 N mmv2=M v1 M a1 = 71117 .31 N mmM12 2H1 Mv1 -153299 .26 N mmm22 2H2 M V2 =167521 .75N mm载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩TFNHi=2466.29NFNH2=4484.35NMh =15167684N mmF NV1 = 373.85NFNV2 二 2234.99NMV1 = 22244.075N mmMV2 二 71117.31 N mmM153299.26N mmM2 =167521.75N mmT =203.01N m将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩

46、及扭矩列表:2).弯扭合成校核轴的强度根据轴的弯扭合成条件，取=0.6W =0.1d3 =5065.3mm3轴的计算应力为-caM2 CT3)2:33.072MPa轴的材料为40cr,调质处理。由 < 机械设计表15-1查得-1 70MPa 。因此匚ca ：二1，故安全。3)精确校核轴的疲劳强度_ J_lz4 口30 确定危险截面由图可知III截面弯矩较大，且III面受扭，II截面不受扭，故确 定III截面为危险截面。 W截面左侧W =0.1d3 =5065.3mm3Wt =0.2d3 =10130.6mm3Mb33.07MPaw15-1查得:= = 20.05 MPa Wt轴的材料为4

47、0Cr调质由机械设计（下同）二 B = 735MPa二=355MPa.厂 200MPa初选H7/k6配合，由附表3-8得：2 =2.5scr幺=1.9轴按磨削加工，由附图3-4查得：氏=仁“91轴未经表面处理，即：Bq =1K厂显+丄-1 =2.60K 厂 “ + 丄-1=2.0又由3-1章、3-2章得：二=0.25S；八= 0.13= 4.129= 9.37SStSCA3.78 “ S =1.5CA sr s2因此该截面的强度是足够的。W截面右侧33W =0.1d=16637.5mmWt =0.2d3 = 33275mm3Mob = =10 07MPaw“ =L = 6.10MPaWt轴的材

48、料为40Cr调质由机械设计(下同)表15-1查得：% =735MPaj =355MPaj =200MPa有轴肩形成的理论应力集中系数按附表 3-2查得：曲=2.20S =1.80又由附图3-1查得：= 0.88q 厂 0.91心=1 0(%1)乏 2.06心=1 +q0¥_1)止1.73由附图3-2, 3-3得：备=0.72J =0.76轴按磨削加工，由附图3-4查得：Ba = B £ 0.91轴未经表面处理，即：Bq = 1k1J+訂-仆2.96s<y 卩<1K厂也+亠-仆2.38又由3-1章、3-2章得：*a = 0.25阵=0.13S匕"1.91Wa Z 申 mS-26.13” Wa+mSca = S° = 10.84 a S = 1.5 "s2因此该截面的强度是足够的。2.低速轴的校核1),低速轴的弯扭组合