機(jī)械設(shè)計(jì)同軸式二級減速器

機(jī)械設(shè)計(jì)課程計(jì)計(jì)算說明書設(shè)計(jì)題目

同軸式兩級變速箱機(jī)械工程學(xué)院院（系）機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動化專業(yè)班級學(xué)號設(shè)計(jì)人指導(dǎo)教師完成日期2013年7月23日同濟(jì)大學(xué)

目一設(shè)任書1二傳方的定說1三電機(jī)選.........................................................................3四計(jì)傳裝總動和配級動3五計(jì)傳裝的動動參六傳件設(shè)計(jì).....................................................................51.V帶傳動設(shè)計(jì)計(jì)算.......................................................................2.斜齒輪傳動設(shè)計(jì)計(jì)算....................................................................7七軸設(shè)計(jì)........................................................................1.高速軸的設(shè)計(jì).........................................................................122.中速軸的設(shè)計(jì).........................................................................153.低速軸的設(shè)計(jì).........................................................................194.精確校核軸的疲勞強(qiáng)度.................................................................22八滾軸的擇計(jì)261.高速軸的軸承.........................................................................262.中速軸的軸承.........................................................................273.低速軸的軸承.........................................................................29九鍵接選及核算..............................................................31十聯(lián)器選........................................................................十、速附的擇箱的計(jì).......................................................32十、滑密.........................................................................33十、計(jì)結(jié)...........................................................................34十、考料...........................................................................35

設(shè)計(jì)計(jì)算及說明

結(jié)果一、

設(shè)任書設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上同軸式二級圓柱斜齒輪減速器1.總布置簡圖2.工情況工作平穩(wěn)、單向運(yùn)轉(zhuǎn)3.原數(shù)據(jù)運(yùn)輸機(jī)卷筒運(yùn)帶速卷直帶速允許使用年工制度扭矩（?m）度m/s）徑mm）偏（））（日）13004.設(shè)內(nèi)容

0.653005122(1)電動機(jī)的選擇與參數(shù)計(jì)算(2)斜齒輪傳動設(shè)計(jì)計(jì)算(3)軸的設(shè)計(jì)(4)滾動軸承的選擇(5)鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核(6)裝配圖、零件圖的繪制(7)設(shè)計(jì)計(jì)算說明書的編寫5.設(shè)任務(wù)(1)減速器總裝配圖1張0號1號紙）(2)齒輪、軸零件圖各一張（2或圖紙）(3)設(shè)計(jì)計(jì)算說明書一份二、

傳方的定說如任務(wù)書上布置簡圖所示，傳動方案采用帶加軸式二級圓柱齒輪減速

Fv0.300Fv0.300w箱，采用帶可到過載保護(hù)作用，同軸式可使減速器橫向尺寸較小。為了估計(jì)傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機(jī)構(gòu)和擬定傳動方案，可先由已知條件計(jì)算其驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速，即w

v

41.4rmin一般選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min1500r/min的電動機(jī)為原動機(jī)，因此傳動裝置總傳動比約為11-16。三、

電機(jī)選1.電機(jī)類型選擇按工作要求和工作條件，選用一般用途的Ｙ）系列三相異步電動機(jī)。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。2.電機(jī)容量卷軸的輸出功率

w2v0.65P5.64kW

Pw電機(jī)的輸出功率

dP

Pw傳動裝置的總效率12

5式中，

,

為從電動機(jī)至卷筒軸之間的各傳動機(jī)構(gòu)和軸承的效率。由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)未作說明皆為此書中查得）表2-4查：V帶動

0.961

；滾動軸承

0.992

；圓柱齒輪傳動

；彈性聯(lián)軸器

0.99，則45

0.960.9950.972

0.859故

Pd

Pw

6.570.859

PkW電機(jī)額定功率ed由第二十章表20-1選取電動機(jī)定功率

Ped

。

P7.5ed3.電機(jī)的轉(zhuǎn)速由表2-1查得V帶傳常用傳動比范圍

i'～4

，由表2-2查得兩級同軸

2323式圓柱齒輪減速器傳動比范圍

i'～6

，則電動機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為nn～r/dw1可見同步轉(zhuǎn)速為750r/min和3000r/min的動機(jī)均符合。這里初選同步轉(zhuǎn)速分別為1000r/min和1500r/min的種電動機(jī)進(jìn)行比較，如下表：方案

電動機(jī)型號

額定功率（kW）

電動機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）同步滿

電動機(jī)質(zhì)量（kg）

傳動裝置的傳動比V帶總傳動兩減傳比速動12

Y132M-4Y160M-6

7.57.5

150014401000970

81119

34.4682.523.2182.2

13.78710.554由表中數(shù)據(jù)可知兩個(gè)方案均可行方的傳比小動裝置結(jié)構(gòu)尺寸較小。因此，可采用方案2，定電動機(jī)型號為Y160M-44.電機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸由表20-1表查Y132M-4型電動機(jī)的主要技術(shù)數(shù)據(jù)和外形安裝尺寸，并列表記錄備份。型號Y160M-4

額定功率kw)7.5

同步轉(zhuǎn)速(r/min)1000

滿載轉(zhuǎn)速(r/min)970

堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩2.0

最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩2.0HD16042

E110

G37

K15

L600

Ｆ×ＧＤ12×

質(zhì)（kg119四、

計(jì)傳裝總動和配級動1.傳裝置總傳動比n970i23.43nw2.分各級傳動比取V帶動的傳動比i1ii8.68i1i2.953

，則兩級圓柱齒輪減速器的傳動比為

ii1i2.95所得

i2

3

符合一般圓柱齒輪傳動和兩級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。

ⅠⅡⅢ0ⅠⅠⅡⅢ0ⅠⅡⅢ傳五、

計(jì)傳裝的動動參1.各轉(zhuǎn)速電動機(jī)軸為0軸減速器高速軸為Ⅰ軸，中速軸為Ⅱ軸，低速軸為Ⅲ軸，各軸轉(zhuǎn)速為2.7r/min0Ⅰ2.95360.28rminⅠⅡn2.95r/ⅡⅢ41.4r/Ⅲ2.各輸入功率按卷筒功率計(jì)算各軸輸入功率，即6.36.36.66.056.056.3kW35.816.05kW35.64kW0.9933.各轉(zhuǎn)矩T006.3TⅠ9550167.0360.28Ⅰ6.05TⅡ9550Ⅱ5.81TⅢNⅢ電動機(jī)軸轉(zhuǎn)（r/min）970

高速軸Ⅰ360.28

中速軸Ⅱ122.13

低速軸Ⅲ41.4功率（）轉(zhuǎn)N

6.6）65.0

6.36.05167.0473.1

5.811340.2

六、動的計(jì)算V帶傳動計(jì)算（1）確計(jì)功率由于是帶式輸送機(jī)，每天工作兩班，查《機(jī)械設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)部分未作說明皆查此書）表8-7得工作況數(shù)PK1.17.5Ad

K1.2A

1d1d1d0（2）選V帶帶由

ca

、

n

0

由圖8-11選用A型（3）確帶的基直

d

d

并算速

P8.25①初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑d。由表8-6和表8-8，小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd160mm1②驗(yàn)算帶速v。按式(8-13)驗(yàn)算的速度

A型

d108.12m/s60605m/v30/s

,故帶速合適。

d160mm1③計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)(8-15a),算大帶輪基準(zhǔn)直徑

d

d2d

160mmd1根據(jù)表8-8，圓整為（4）確V帶中距a和準(zhǔn)度

Ld①根據(jù)式8-20)，初定中心距

500

。②由式8-22)計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)度L

0

(d)2a(d)2d

(d)2a(d)2d

2(160450)

(450160)

.75由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度

L③按式8-23)計(jì)算實(shí)際中心距aL2000dd1500

中心距變化范圍為～866mm。

L2000（5）驗(yàn)小輪上包

1

d

)d

57.3180160)500.125

a（6）確帶根數(shù)

①計(jì)單根帶的定功率由d160mm和970r/，查表8-4a得0根據(jù)970r/min，i=2.7和A型，查表8-4b得kW

查表8得K0.95表得K1.01是LP)kWr0L②計(jì)V帶根數(shù)z。Pzca4.1Pr取5根。（7）計(jì)單V帶初力最值

()in由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)q=0.1kg/m，所以

5根()0min

500

(2.5K)qvzv

2[500

(2.50.95)8.25

0.18.722]NN應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力（8）計(jì)壓力F

F()

)

173.4(F)pmin

z(F)0min

sin

1

低斜輪動計(jì)算473.1按低速級齒輪設(shè)計(jì)：小齒輪轉(zhuǎn)矩Ⅱn122.13r/，動比i2.95。Ⅱ3（1）選定齒類、度級材及數(shù)

，小齒輪轉(zhuǎn)速

p

N①選用斜齒圓柱齒輪②運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選級精（GB10095-88）③由《機(jī)械設(shè)計(jì)齒輪設(shè)計(jì)分未作說明皆查此書）表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（質(zhì)度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)度為240HBS，者硬度差為40HBS。④選小齒輪齒數(shù)：齒輪齒

z

H⑤初選取螺旋角

（2）按齒面觸度計(jì)按式(）算，即

斜齒圓柱齒輪7級度dt

3

2Kt1(HEu[]d

)

2

z30①確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值1.6a)試選載荷系數(shù)t

b)由10-30選取區(qū)域系數(shù)

H

2.433c)由圖10-26查得

0.78,

0.855

，

d)小輪傳遞的傳矩

473.1Ne)由10-7取齒寬系數(shù)

0.9f)

由表10-6查材料彈性影響系

189.8g)由圖按面硬度查得小齒輪的接觸勞強(qiáng)度極限

Hlim1

600MPa

；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限

Hlim2

h)由10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N60122.133655.1h

N

N1.74i2.95

由圖10-19查得接觸疲勞壽命系K

HN

K

HN2

0.95j)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1由式10-12)

K0.90600HN1HS1

540;H2

K0.95550HN2Hlim2S1

k)許用接觸應(yīng)力HH

531.25MPa②計(jì)算

3ntnt3ntnta)試小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得1dt

3

2473.1189.8

2

mmmmb)計(jì)圓周速度122.131t1c)齒b及數(shù)m

m0.64ms100.15mmmmtm1mm3.175mm2.25m2.253.1757.14mmnt/

d1d)計(jì)縱向重合度

0.318d1

0.3180.9tan18

2.79e)計(jì)載荷系數(shù)K由表10-2查使用系數(shù)

K

A

根據(jù)vs

級度圖10-8查得動載系數(shù)

Kv

；由表10-4查K

的值與直齒輪的相同，故K

H

；因KF//2)]/100.1594.3N//At表10-3查得

K

H

K

F

1.2

；圖10-13查K

故載荷系數(shù)：KK

H

H

1.4111.727f)按際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由(10-10a)得1

t

3

t

3

1.6

102.73g)計(jì)模數(shù)

mnn

d11

30

mm

22（3）按齒根曲度計(jì)由式(10-17)n

3

1zd1

2

Y[]F①確定計(jì)算參數(shù)a)計(jì)載荷系數(shù)KK

1.02b)根縱向重合度

2.79

，從圖10-28查得旋角影響系0.85c)計(jì)當(dāng)量齒數(shù)d)查齒形系數(shù)由表10-5查

YFa

2.452,YFa

2.183e)查應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查

Y1

f)計(jì)彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖查小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極

FE

大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限

FE

380由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系

K

K

FN

0.88取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，式10-12)

K6201S

F2

K0.88FE2S1.4

g)計(jì)大、小齒輪的

FaSa]

，并加以比較Fa1Sa2F2

2.1831.793389.7

0..010740.01004小齒輪的數(shù)值大②設(shè)計(jì)計(jì)算

mn

3

2473.1cos1812

mm2.06mm對比計(jì)算的結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)

大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取

mm

，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度按接觸疲勞強(qiáng)算得的分度圓直徑有的齒數(shù)。于是由cos102.73cos18z32.63z32，則z95?。?）幾何尺計(jì)①計(jì)算中心距a12nmm2cos2cos18將中心距圓整為200mm②按圓整后的中心距修正螺旋角

d102.73

來計(jì)算應(yīng)

arccos

12n

(32

因值變不多故參數(shù)

,,

H

等不必修正③計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑④計(jì)算齒輪寬度b0.9102.73mm92.46mm

z32z95圓整后取

95mm

高斜輪動計(jì)算按低速級齒輪設(shè)計(jì)：小齒輪轉(zhuǎn)矩

1671I

，小齒輪轉(zhuǎn)速n122.13r/，動比i2.95Ⅱ（5）選定齒類、度級材及數(shù)

。①選用斜齒圓柱齒輪②運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選級精（GB10095-88）

③由《機(jī)械設(shè)計(jì)齒輪設(shè)計(jì)分未作說明皆查此書）表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（質(zhì)度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)度為240HBS，者硬度差為40HBS。

mm299.67mm④選小齒輪齒數(shù)：齒輪齒

z⑤初選取螺旋角

（6）按齒面觸度計(jì)按式(）算，即

mmmmdt

3

2Kt1(HE)2u[]d①確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值1.6試選載荷系數(shù)t由圖10-30選區(qū)域系數(shù)

H

2.433

斜齒圓柱齒輪7級度n)由10-26查得0.78,0.855，

z30No)小齒輪傳遞的傳矩p)由10-7選齒寬系數(shù)q)由10-6查材料彈性影響系數(shù)

189.8r)

由圖按面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限

Hlim1

600MPa

；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限

Hlim2

s)

由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N603651.51h

N

N9i

t)

由圖10-19查得接觸疲勞壽命系K

HN

K

HN2

0.95u)計(jì)接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1由式10-12)

H3ntH3ntnt

K0.90600HN1HS1

540;H2

K0.955502Hlim2S1

v)許用接觸應(yīng)力HH

531.25MPa②計(jì)算h)試小齒輪分度圓直徑

1

，由計(jì)算公式得dt

3

21672.952.392.95531.25

2

mm68.33i)計(jì)圓周速度

360.281t1100060

m1.288msj)齒b及數(shù)m68.33mmtcos68.33cos18m1mm2.17mm2.25m2.252.174.8825mmnt/4.882513.99k)計(jì)縱向重合度

0.3181

0.3183.1l)計(jì)載荷系數(shù)K由表10-2查使用系數(shù)

K

A

根據(jù)1.288m

級精度10-8

dmm1查得動載系數(shù)KH

Kv；因

；由表10-4查K

的值與直齒輪的相同，故

KF//2)]/68.3371.5N/mm/At

表10-3查

K

H

K

F

；圖10-13查得

K

故載荷系數(shù)：K

H

1.7013m)按際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由(10-10a)得

221

t

3

1.701368.33mmtn)計(jì)模數(shù)

n

d11

30

mm（7）按齒根曲度計(jì)由式(10-17)n

3

1zd1

2

Y[]F①確定計(jì)算參數(shù)h)計(jì)載荷系數(shù)KK

F

1.28i)根縱向重合度

3.1

，從圖10-28查得旋角影響系0.85j)計(jì)當(dāng)量齒數(shù)mmmk)查齒形系數(shù)由表10-5查

YFa

2.452,YFa

2.183l)查應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查

Y1

m)計(jì)彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖查小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極

FE

大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限

FE

380由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系

K

K

FN

0.88取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，式10-12)

K6201S

F2

K0.88FE2S1.4

n)計(jì)大、小齒輪的

FaSa]

，并加以比較

2n21Fa1Sa2F2

2.1831.793389.7

0..010740.01004小齒輪的數(shù)值大②設(shè)計(jì)計(jì)算mn

3

21673121.635

0.010741.46mm對比計(jì)算的結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)

大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取

m

，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，及中心距相等，所以：Z12200,Z,2所以，Z12（8幾尺計(jì)①按整后的中心距修正螺旋角

12a

(48143)

4"因值變不多故參數(shù)

,,

H

等不必修正③計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑④計(jì)算齒輪寬度b100.94100.94圓整后取B,Bmm為了使中間軸上大小齒輪的軸向力能夠相互抵消一部分，故高速級小齒輪采用左旋，大齒輪采用右旋，低速級小齒輪右旋大齒輪左旋。

m1.46zz高速級小齒輪

大齒輪

低速級小齒輪

大齒輪傳動比模數(shù)(mm)

2.982

2.973

rr螺旋角中心距mm)

4"200

49"齒數(shù)齒寬(mm)分度圓（）旋向

48105100.94左旋

143100300.71右旋

329596.94右旋

9590299.67左旋

mmmm七、

軸設(shè)計(jì)

mmmm1.

高軸設(shè)高速軸的率轉(zhuǎn)和矩轉(zhuǎn)速（r/min）高速軸功率（）

轉(zhuǎn)矩T（360.28作用在上力

6.3167已知高速級齒輪的分度圓直徑為

=100.94

，根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)的計(jì)計(jì)算部分未作說明皆查此書）(10-14)則Ft

2167100.94

3309NFtanFt3309Ncos18F18NatF初步確軸最直先按式15-2)初步估算軸的最小徑。選取軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，

A

,于是得

A0

3

P5.8111228.30360.28軸的結(jié)設(shè)1）擬訂軸上零件的裝配方案（圖）

-11------------11-----------（）據(jù)軸向位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，Ⅵ-Ⅶ軸段左端需制出一軸肩，故?、?Ⅵ段的直徑d帶與軸配合的轂孔長度L=70mm為保證軸端檔圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上Ⅶ的長度應(yīng)比略一些l=68mm初步選擇滾動軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d>d取

=

由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標(biāo)準(zhǔn)精度級的圓錐滾子軸承30209，尺為×××85mm×，d=d；而根據(jù)結(jié)構(gòu)，。左端滾動軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位輪的左端采用軸肩進(jìn)行軸向定位，因此，d=72mm。根據(jù)結(jié)構(gòu)取l。取安裝齒輪的軸段ⅡⅢ直徑d輪右端與右端軸承之間采用套筒定位齒輪轂的寬度為105mm使筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取軸承端蓋的總寬度為（減器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定軸端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器左端面間的距離

，取l

-

。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）軸上零件的周向定位V帶與軸的周向定位選用平鍵10mm×8mm×50mm帶與軸的配合為H7/r6；齒輪與軸的周向定位選用平鍵18mm×11mm×80mm保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/m6；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k64）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，軸端倒角

1

，各圓角半徑見圖軸段編號

長度（）

直徑（）配說明Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-Ⅵ

47131014771

4572604540

與滾動軸承30307配定位軸肩與齒輪配合，套筒定位與滾動軸承30209配定位軸環(huán)

NH1NH2NV1NH2H1H2V1V2123NH1NH2NV1NH2H1H2V1V2123Ⅵ-Ⅶ總長度

6832347mm

與V帶鍵聯(lián)接配合（9）求軸上載首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖。在確定軸承支點(diǎn)位置時(shí)，從手冊中查取a值。于30209型錐子承，由手冊中查得a。因此，軸的支撐跨距為L1=158mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是的危險(xiǎn)截面先計(jì)算出截面C處的MM的列于下表。載荷支反力

水平面HFF=1892.6N

垂直面VF，=1783N彎矩

M?mmM?mm

M=-175804N?M=319815N?mm

mm

，總彎矩扭矩

M=240354?，=350985?mmT=167000N?

Mpa

安全（10）按彎合應(yīng)校核的度根據(jù)式15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取軸的計(jì)算應(yīng)力

0.6

，ca

220.13

16.9已選定軸的材料為45Cr，質(zhì)理。由表15-1查

[]70MPa-1

。因此

ca

]

，故安全。2.

中軸設(shè)中速軸的率轉(zhuǎn)和矩轉(zhuǎn)速（

r/min

）中速軸功率（

）

轉(zhuǎn)矩T（

）122.136.3473.1初步確軸最直先按式15-2)初步估算軸的最小徑。選取軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理。根

d

41.13min據(jù)表，

A

,于是得

A0

3

P6.05112軸的結(jié)設(shè)1）擬訂軸上零件的裝配方案（圖）ⅠⅡⅢⅣⅤⅥ2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸各段直徑和長度①初步選擇滾動軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d=d=45mm由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30209其尺寸為d×D×T=45mm×85mm×20.75mm，L=L=27+20=47mm。兩端滾動軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得0309型軸承的定位軸肩高度h=4.5mm，此，左邊套筒左側(cè)和右邊套筒右側(cè)的高度為4.5mm。

②取安裝大齒輪出的軸段-Ⅲ直徑d=50mm齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。③為了使大齒輪軸向定位，取d=60mm又由于考慮到與高、低速軸的配合，取L=108mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）軸上零件的軸向定位大小齒輪與軸的周向定位都選用平鍵了證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/m6滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k64）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，軸端倒角

1

，各圓角半徑見圖軸段編號

長度（）

直徑（）配說明Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-Ⅵ總長度

47901089647388mm

4550605045

與滾動軸承30209配，套筒定位與大齒輪鍵聯(lián)接配合定位軸環(huán)與小齒輪鍵聯(lián)接配合與滾動軸承30209配（5）求軸上載首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖。在確定軸承支點(diǎn)位置時(shí)，從手冊中查取a值。于30209型錐子承，由手冊中查得a=21mm。此，軸的支撐跨距為L=337mm根據(jù)軸的計(jì)算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是的危險(xiǎn)截面先計(jì)算出截面C處的M、MM的列于下表。載荷

水平面H

垂直面V支反力F

FNH1FNH

214.4N

FNV1FNV2

6827NC截面彎矩M

M

H

NH

LMNV2395200

a2總彎矩

max

M2519900395200H扭矩

N

（6）按彎扭成力核的度

carcar根據(jù)式15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取軸的計(jì)算應(yīng)力

0.6

，2)2473100＝3

8.3Mpa已選定軸的材料為45Cr，質(zhì)處理。由表查得

[]70MPa-1

。因此

ca

]

，故安全。3.

低軸設(shè)低速軸的率轉(zhuǎn)和矩轉(zhuǎn)速（r/min）中速軸功率（kw）

轉(zhuǎn)矩T（41.4作用在上力

6.051340.2已知低速級齒輪的分度圓直徑為

d299.67mm

，根據(jù)式(10-14)，則Ft

221340.2

FtantgFt3423Ncos18Ftan8944.52906Nat初步確軸最直先按式15-2)初步估算軸的最小徑。選取軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理。根

d

mmmin據(jù)表，

A

，于是得

A0

3

P11258.2mm122.13軸的結(jié)設(shè)1）擬軸上零件的裝配方案（如圖）2）根軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度

==①為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，Ⅶ段左端需制出一軸肩，故取-Ⅵ段的直徑=66mm。半聯(lián)軸器與配合的轂孔長度L=107mm，為了保證軸端檔圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上-段的長度應(yīng)比L略一些，現(xiàn)取L=105mm。②初步選擇滾動軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承照作要求并根d74mm由軸承產(chǎn)品目錄中初步選標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30214寸，故d=d=54mm；L=44mm，L。左端滾動軸承采用軸環(huán)進(jìn)行軸向定位。由表15-7查30214型軸承的定位高度h=5.5mm，此，取得=81mm右端軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，同理可得套筒右端高度為5.5mm。③取安裝齒輪處的軸段Ⅲ-Ⅳ的徑=76mm齒的右端與右端軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為90mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l=96mm④軸承端蓋的總寬度為31mm（減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器左端面間的距離L=30mm，取L=82mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）軸零件的軸向定位半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為C18mm×10mm×80mm半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/r6。齒輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵為22mm×14mm×80mm為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/m64）確軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，軸端倒角

2.0

，各圓角半徑見圖軸段編號

長度（）

直徑（）配說明Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-Ⅳ-Ⅴ-Ⅵ-總長度

4410865482105376mm

708176706660

與滾動軸承30214配合軸環(huán)與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位與滾動軸承30314配合與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合

69.5

69.5（5）求軸上載首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖。在確定軸承支點(diǎn)位置時(shí)，從手冊中查

caca取a值。于30214型圓錐滾子承，由手冊中查得a=26.25mm。此，軸的支撐跨距為L69.45mm2根據(jù)軸的計(jì)算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面B是的危險(xiǎn)截面先計(jì)算出截面B處的M、MM的列于下表。載荷

水平面H

垂直面支反力F

F1F1

FNVFNV2

NB截面彎矩M

M

H

NH1

M2336600總彎矩

M

max

M

M

V

310600

N扭矩1340200（6）按彎扭成力核的度根據(jù)式15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取軸的計(jì)算應(yīng)力

0.6

，2)＝

4580002299.673

Mpa已選定軸的材料為鋼，質(zhì)理。由表15-1查得

[]-1

。因此

ca

]

，故安全。（7）精確校軸疲強(qiáng)1）判危險(xiǎn)截面截面ⅤⅥⅦ只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合引起的應(yīng)力集中將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面ⅤⅥⅦ無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看截面Ⅲ和Ⅳ處過盈配合引起應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載情況來看，截面B的應(yīng)力最大。截面Ⅲ的應(yīng)力集中影響和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅲ不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面B上然應(yīng)力最大，但應(yīng)力中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端這軸的直徑也大，故截面不必核。截面ⅠⅡ顯然更不必校核。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側(cè)。2）截Ⅳ右側(cè)

q抗彎截面系數(shù)W0.1d

3

0.170

3

mm

3

3抗扭截面系數(shù)

70

mm

mm

截面Ⅳ左側(cè)的彎矩為458000N截面上的彎曲應(yīng)力

MPaMPaW截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力

T19.54MPa軸的材料為45，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查640MPa,

155MPa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2r2.070

7670經(jīng)插值后可查得

2.08,

1.348又由附圖

可得軸的材料的敏性系數(shù)為0.82q故有效應(yīng)力集中系數(shù)為0.851.348由附圖3-2得尺寸系數(shù)

由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)

軸按磨削加工，附圖得面量系數(shù)為

軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即β，則得綜合系數(shù)值為K

k

10.66kK

1.295811.710.92又由§3-1和§查碳鋼的性系數(shù)

~0.2

,取

0.1

；

~0.1

,取

0.05

；

22于是，計(jì)算安全系數(shù)

值，按式(15-6)～(15-8)則S

Ka

m

2.9413.35

1.5

K

m

15519.542

9.01

安全

729.012

5.53故可知其安全。3）截Ⅳ左側(cè)抗彎截面系數(shù)W0.1d3mm.6mm

3抗扭截面系數(shù)

0.2mm33截面Ⅳ右側(cè)的彎矩為448423

48

截面Ⅳ上的扭矩為

T1370920截面上的彎曲應(yīng)力

161432MPaW截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力

TMPa15.27過盈配合處的

k

值附表3-8用入法求出取

k

0.8k

，于是得k

；

k

0.83.202.56

軸按磨削加工，由附圖的表面質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為

kK

0.92K

k

所以軸在截面Ⅵ左側(cè)的安全系數(shù)為

2，，2，，F(xiàn)FdS

K

275

8.01

7.52

K

m

15515.270.052

安全Sca

SS

8.017.528.01

L7.008故可知其安全。八、

滾軸的擇計(jì)軸預(yù)壽

Lh高軸軸選用30209型錐滾子軸承，查課程設(shè)計(jì)》表，得kNeY1.5r（1）求兩軸所到徑載r1由高速軸的校核過程中可知：

和r2FNH1

N

，

FNH

FNV

N

，

FNV2

1783NFFrNH1

2NV

1526

2

2

NFFr2NH

22NV2

1892.6222600N（2）求兩軸的算向

Fa1

和

Fa2由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13-7得

r/(2Y)2137/(2F/(2Y)2600/(2866.7N因?yàn)樗?/p>

F1075NaeFFFaed

FNF866.7

FFF712.31787.3Nae2FF866.72（3）求軸承量載1

和P2FaFrFFr2由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13-6，載荷系數(shù)f1.11r1.51787.3).3

2860NF1.126002pr2

L6.36L'

h（4）驗(yàn)算軸壽因?yàn)?2

，所以按軸承1的受大小驗(yàn)算

滿足壽命要求h

106

10660

67.83.889

103

6.36

5

hL'h故所選軸承滿足壽命要求。中軸軸選用30309型錐滾子軸承，查課程設(shè)計(jì)》表，得

12

，kNr0.4Y1.5

，（1）求兩軸所到徑載r1由中速軸的校核過程中可知：

和r2FNH1

214.4，F(xiàn)NH2

FNV1

1768N

，

FNV2

FFdFFd66FFr1

22NV

214.421768FFr2NH

22NV

317N（2求軸的算向

Fa1

和

Fa2由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13-7得

rF/(2Y)593.7Nr1F/(2Y)6834/(2r2

F4426NFNFFae

FF1FF593.7Nd2（3）求軸承量載1F12.49Fr1

和P2F593.720.86Fr由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13-6，載荷系數(shù)f1.11.6F)14426)N8086NfFN2r（4）驗(yàn)算軸壽因?yàn)椋园摧S承1的受力大小驗(yàn)算12

7517.4L1.63h'h

1067.860n8.086

103

1.63h'h

滿足壽命要求故所選軸承滿足壽命要求。低軸軸

FFFd選用30314型錐滾子軸承，查課程設(shè)計(jì)》表，得，rY（1）求兩軸所到徑載r1由低速軸的校核過程中可知：

和r2FNH

4472N

，

FNH2

FNV1

N

，

FNV2

4846NFr1

F

22NV

4472

2

1423)

2

FFr2NH2

22NV2

44722484626594（2）求兩軸的算向

Fa1

和

Fa2由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13-7得

rF/(2Y)1.4)N1676Nr1F/(2Y)6594/(2r2因?yàn)樗?/p>

F2906NaeFFFae12F1d1F458221

F1F2（3）求軸承量載1

和P2F0.3571Fr1F45822Fr由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13-6，載荷系數(shù)f1.1f1pr1

N

62pp62ppppppP2fpr(0.41.42458210058（4）驗(yàn)算軸壽因?yàn)?，以按軸承2的受力大小驗(yàn)算1

2.15L

hLh

1010132n