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1、机械设计基础 课程设计 课题名称：一级圆柱齿轮减速器的设计计 算 系 别： 机电工程系 专 业： 机电一体化 班 级： 12 级机电 班 姓 名： 学 号： 指导老师： 完成日期： 年 月 日 目录目录 摘要摘要 .1 第一章第一章 传动方案传动方案 .2 1.11.1 拟定传动方案拟定传动方案2 1.21.2 传动系统的作用及传动方案的特点传动系统的作用及传动方案的特点2 1.31.3 方案分析方案分析3 第二章第二章 电动机的选择计算电动机的选择计算 .3 2.12.1 选择电动机类型和结构形式选择电动机类型和结构形式3 2.22.2 电动机容量的选择电动机容量的选择4 2.32.3 各级
2、传动比的分配各级传动比的分配6 第三章第三章 运动参数及动力参数计算运动参数及动力参数计算 .6 第四章第四章 链传动的设计计算链传动的设计计算 .7 4.14.1 选择链轮齿数选择链轮齿数.7 4.24.2 确定计算功率确定计算功率.7 4.34.3 选择链条型号和节距选择链条型号和节距.7 4.44.4 计算链节数和中心距计算链节数和中心距.8 4.54.5 计算链速计算链速V，确定润滑方式，确定润滑方式8 4.64.6 计算压轴力计算压轴力 F FP P.8 4.74.7 确定链轮轮毂孔的最大许用直径确定链轮轮毂孔的最大许用直径.8 4.84.8 确定链轮主要结构尺寸确定链轮主要结构尺寸
3、.9 4.94.9 链轮的结构链轮的结构10 4.104.10 链轮的材料链轮的材料10 第五章第五章 圆柱斜齿轮传动的设计圆柱斜齿轮传动的设计 .10 5.15.1 齿轮参数计算齿轮参数计算.10 第六章第六章 轴的设计轴的设计 .16 6.16.1 轴的概述轴的概述.16 6.1.16.1.1 轴的分类轴的分类.16 6.26.2 轴的结构设计轴的结构设计.17 6.2.16.2.1 拟定轴上零件的装配方案拟定轴上零件的装配方案.17 6.2.26.2.2 周向定位和固定周向定位和固定.18 6.2.36.2.3 制造和装配工艺性制造和装配工艺性.18 6.36.3 轴的设计计算轴的设计计
4、算 .19 6.3.16.3.1 按扭转强度计算按扭转强度计算.19 6.3.26.3.2 按弯扭合成强度计算按弯扭合成强度计算.19 6.3.36.3.3 轴的刚度校核计算轴的刚度校核计算.20 6.4.46.4.4 轴的设计步骤轴的设计步骤.20 6.46.4 高速轴的设计高速轴的设计 .21 6.56.5 低速轴的校核低速轴的校核.28 第七章第七章 轴承的设计与校核轴承的设计与校核 .32 7.17.1 主动轴轴承的设计与校核主动轴轴承的设计与校核32 7.27.2 从动轴轴承的设计与校核从动轴轴承的设计与校核35 第八章第八章 键连接的选择和校核键连接的选择和校核 .36 8.18.
5、1 输入轴连接带轮处键输入轴连接带轮处键36 8.28.2 输出轴外伸端键输出轴外伸端键36 8.38.3 安装低速齿轮处的键安装低速齿轮处的键37 第九章第九章 联轴器的选用联轴器的选用 .37 第十章第十章 箱体设计箱体设计 .38 第十一章第十一章 减速器润滑密封减速器润滑密封 .39 第十二章第十二章参考文献参考文献 .41 1 摘要摘要 减速器作为一种传动装置广泛用于各种机械产品和装备中，因此，提高其 承载能力，延长使用寿命，减小其体积和质量等，都是很有意义的，而目前在 单级传动齿轮减速器的设计方面，许多企业和研究所都是应用手工设计计算的 方法，设计过程琐碎而且在好多方面都是通过先估
6、计出参数然后再校核计算的 过程。这对于设计者来说是枯燥无味的，进行的是重复性工作，基本没有创造 性；对于企业来说增加了产品的成本且不易控制产品质量。这些对提高生产力， 提高经济效益都是不利的。 齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在 空间的任意轴之间传递运动和动力。 目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声，高可靠性和硬齿面 技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠，传动效率高（一般可以达到 94% 以上，精度较高的圆柱齿轮副可以达到 99%） ，传递功率范围广（可以从仪表 中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动）速度范围广（齿 轮的圆周速度可以从
7、0.1m/s 到 200m/s 或更高，转速可以从 1r/min 到 20000r/min 或更高） ，结构紧凑，维护方便等优点。 因此，它在各种机械设备和仪器仪表中被广泛使用。本文设计的就是一种 典型的一级圆柱齿轮减速器的传动装置。其中小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬 度约为 217286HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度约为 197286HBS， 齿轮精度等级为 8 级。轴、轴承、键均选用钢质材料。 本次课程设计就是针对单级圆柱齿轮减速器的体积进行设计，其意义在于 利用已学的基础理论和专业知识，熟悉工程设计的一般过程，同时把先进的设 计方法、理念应用于设计中，为新技术时代的
8、到来打下基础。 关键字：关键字：减速器齿轮传动链轮轴承 2 第一章第一章 传动方案传动方案 1.11.1 拟定传动方案拟定传动方案 设计单级圆柱齿轮减速器和链传动，总体布置简图如下： 图图 1-1 传动方案设计简图传动方案设计简图 原始数据： 带送带最大有效拉力 F=2200N； 传送带带速 V=1.80m/s； 滚筒直径 D=450mm； 工作条件：带式输送机在常温下连续单向运转，启动载荷为名义载荷的 1.25 倍，工作时有中等冲击；每日工作 24 小时，要求减速器使用期限 5 年，大 修期为 2-3 年，大批量生产；输送带工作速度 v 允许误差为5，三相交流电 源电压为 380/220V。
9、 1.21.2 传动系统的作用及传动方案的特点传动系统的作用及传动方案的特点 机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原 动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组 成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的 传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、 传动效率高和使用维护方便。 本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级级 传动，第一级传动为单级斜齿圆柱齿轮减速器，第二级传动为链传动。 链传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有 过载保护的优点，还可缓
10、和冲击和振动，故布置在传动的低速级，以降低传递 的转矩，减小带传动的结构尺寸。 3 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现 代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级斜齿轮传动。 减速器的箱体采用水平剖分式结构，用 HT200 灰铸铁铸造而成。 1.31.3 方案分析方案分析 传动装置总体设计的目的是确定传动方案、选定电机型号、合理分配传动 比以及计算传动装置的运动和动力参数，为计算各级传动件准备条件。 设计这种减速器时应注意： 1)轴的刚度宜取大些； 2)转矩应从离齿轮远的轴端输入，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀； 3)采用斜齿轮布置，而且受载大的低速级又正好
11、位于两轴承中间，所以载 荷沿齿宽的分布情况显然比展开好。这种减速器的高速级齿轮常采用斜齿，一 侧为左旋，另一侧为右旋，轴向力能互相抵消。为了使左右两对斜齿轮能自动 调整以便传递相等的载荷，其中较轻的龆轮轴在轴向应能作小量游动。同轴式 减速器输入轴和输出轴位于同一轴线上，故箱体长度较短。但这种减速器的轴 向尺寸较大。 第二章第二章 电动机的选择计算电动机的选择计算 合理的选择电动机是正确使用的先决条件。选择恰当，电动机就能安全、 经济、可靠地运行；选择得不合适，轻者造成浪费，重者烧毁电动机。 2.12.1 选择电动机类型和结构形式选择电动机类型和结构形式 电动机的型号很多，如无特殊要求通常选用
12、Y 系列异步电动机。与单相异 步电动机相比，三相异步电动机运行性能好，并可节省各种材料。按转子结构 的不同，三相异步电动机可分为笼式和绕线式两种。笼式转子的异步电动机结 构简单、运行可靠、重量轻、价格便宜，得到了广泛的应用。 Y 系列电动机是全封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机，是全国统一设计 的基本系列，它同时是符合 JB/T9616-1999 和 IEC34-1 标准的有关规定，具有 国际互换的特点。Y 系列电动机具有高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动 小、可靠性高、使用维护方便等特点。 4 Y 系列电动机广泛应用于不含易燃、易爆或腐蚀性气体的一般场合和特殊 要求的机械设备上，如金属切削机
13、床、泵、风机、运输机械、搅拌机食品机械 等。 使用条件： 环境温度：-1540 额定电压：380V，可选 220-760V 之间任何电压值 连接方式：3KW 及以下 Y 接法、4KW 及以上为接法 2.22.2 电动机容量的选择电动机容量的选择 电动机功率的选择 电动机功率的选择对电动机的工作和经济性都有影响。电动机的功率不能选 择过小，否则难于启动或者勉强启动，使运转电流超过电动机的额定电流，导 致电动机过热以致烧损。电动机的功率也不能选择太大，否则不但浪费投资， 而且电动机在低负荷下运行，其功率和功率因数都不高，造成功率浪费。 （1）传动装置的总功率： 由机械设计课程设计书表 10-2 选
14、取 cy：输送机滚筒效率 cy=0.96 b：一对滚动轴承的效率 b=0.99 g：闭式圆柱齿轮传动效率 g=0.97 c：联轴器效率 c=0.99 4w：传动卷筒效率 4w=0.96 h：为滚子链传动效率（闭式） h=0.96 则： 01=c=0.99 23=gb=0.970.99=0.9603 12=b=0.99 34=h=0.96 4w=0.96 （2）电机所需的工作功率： 应使电动机额定功率 Pe 稍大于所需功率 Pd；即 PePd 5 工作机所需功率： Pw=FV/(1000)=3.96KW1.80/10002200 电动机的输出功率： 总 d W P P = 估算总效率为 =011
15、223344w =0.990.990.96030.960.96 =0.8674 则 Pd=Pw/=3.96/0.8674=4.565KW 由设计指导书表 12-1 可知，满足 PePd 条件的系列三相交流异步电动机额 定功率 Pe 应取 5.5KW。 (3)确定电动机转速： 一般机械中，用得最多的是同步转速为 1500r/min 或 1000r/min 的电动机。 计算滚筒工作转速： nw=601000V/D=6010001.8/450=76.39r/min 初步选定同步转速为 1500r/min 或 1000r/min 的电动机。 从设计指导书表 12-2 和表 12-1 可选出两种方案做出
16、对比。 表表 21 两种方案比较两种方案比较 方案电动机型号额定功率 kw同步转速 r/min满载转速 r/min 1Y132s-45.515001440 2Y132M2-65.51000960 电动机型号总传动比外伸轴径 D/mm轴外伸长度 E/mm Y132s-416.753880 Y132M2-611.163880 6 图图 2-2 电动机的有关参数电动机的有关参数 比较后可以看出：方案 2 选用的电动机转速高、质量轻、价格低，总传动 比为 11.16，故选方案 2 较为合理。 Y132M2-6 型三相异步电动机的额定功率 Pe=5.5KW，满载转速 nm=960r/min。由表 12-
17、2 查出电动机中心高 H=132mm，轴伸出部分用于装联轴 器，轴段的直径和长度分别为 D=38mm，E=80mm。 2.32.3 各级传动比的分配各级传动比的分配 由传动系统方案知：i01=1 i45=1 查表 3-4 得链传动的传动比 i34=3.5 总传动比 i=i01i23i34i45=11.16 则闭式圆柱齿轮传动的传动比 i23=i/i34=11.16/3.5=3.2 符合推荐值 35 所以传动系统的各级传动比分别为： i01=1 i23=3.2 i34=3.5 i45=1 第三章第三章 运动参数及动力参数计算运动参数及动力参数计算 0 轴(电动机轴)： n0=nm=960/min
18、 P0=Pd=5.395KW T0=9550P0/n0=95505.395/960=53.67 Nm 1 轴(减速器高速轴)： n1=n0/i01=960r/min 7 P1=P001=5.3950.99=5.34KW T1=9550P1/n1=95505.34/960=53.12 Nm 3 轴(减速器低速轴)： =n1/i23=960/3.2=300r/min 3 n P3=P11223=5.340.990.9603=5.08KW T3=9550P3/n3=95505.08/300=161.71 Nm 4 轴(输送机滚筒轴): =n3/i34=300/3.5=85.71r/min 4 n P
19、4=P334=5.080.96=4.88KW T4=95504.88/85.71=543.74 Nm 将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表： 表表 3-1 带式传动装置的运动和动力参数带式传动装置的运动和动力参数 轴 名功率 P/KW转矩 T/N.m转速 n/（r/min）效率 0 轴5.39553.67960 1 1 轴5.3453.12960 0.9507 3 轴5.08161.71300 4 轴4.88543.7485.71 0.96 第四章第四章 链传动的设计计算链传动的设计计算 4.14.1 选择链轮齿数选择链轮齿数 根据传动比为 i34=3.5 初步选定小链轮的齿数 Z3=2
20、1，则大连轮的齿数 Z4=i34Z3=213.5=73.5，取整数为 74。 4.24.2 确定计算功率确定计算功率 由机械设计表 9-6 可知链传动属于平稳冲击，故取工况系数 KA=1.0。由机 8 械设计书图 9-13 查得主动链轮齿数系数为 K2=1.23，这里设计的为单排链。 则计算功率为： Pca=KAKZP3=1.01.325.08=6.71KW 4.34.3 选择链条型号和节距选择链条型号和节距 根据 Pca=6.71KW 及 n3=300r/min，查机械设计书图 9-11 可知选 16A 合适， 查表 9-1 可选链条节距为 P=25.4mm。 4.44.4 计算链节数和中心
21、距计算链节数和中心距 初选中心距: a0=(3050)P=762mm1270mm 选 a0=1000mm 相应的链长节数为： LP0=2a0/P0+(Z3+Z4)/2+(Z4-Z3/2)2P/A0 =21000/25.4+(21+74)/2+(74-21/2)225.4/1000 127.1 取链长节数 LP=128 节（取圆整成整数，并宜取偶数） 查机械设计书表 9-8 得到中心距计算系数 f1=0.24467 则链传动的最大中心距为： a=f1P2LP-(Z3+Z4) =0.2446725.42128-(21+74) =1000mm 4.54.5 计算链速计算链速 v，确定润滑方式，确定润
22、滑方式 v=(n3Z3P)/601000 =3002125.4/(601000) =6.7m/s 由 v=6.7m/s 和链号 20A，查机械设计书图 9-14 可知采用压力供油润滑。 4.64.6 计算压轴力计算压轴力 F FP P 有效圆周力为： Fe=1000P3/v=10005.08/6.7758N 9 链轮水平布置时的压轴力系数 KFP=1.15 则压轴力为： FP=KFPFe=1.15758=872N 4.74.7 确定链轮轮毂孔的最大许用直径确定链轮轮毂孔的最大许用直径 查机械设计手册 P500表 13-6 得： dKmax=95mm 4.84.8 确定链轮主要结构尺寸确定链轮主
23、要结构尺寸 链轮齿形 齿形按 3R GB1243-1997 规定制造 三圆弧一直线齿形（或凹齿形）机械设计手册 表 13-14，P585 链轮的基本参数和主要尺寸（机械设计书 表 9-3） 链条节距 P=25.4mm 齿数 Z3=21 Z4=74 套筒的最大外径 d1=15.88mm 小链轮： 分度圆直径 d3=P/sin(180。/Z3)=170.47mm 齿顶圆直径 da3min=d3+P(1-1.6/Z3)-d1=178.05mm da3max=d3+1.25P-d1=186.34mm 齿根圆直径 df3=d3-d1=154.59mm 齿高 ha3min=0.5(P-d1)=4.76mm
24、 ha3max=0.625P-0.5d1+0.8P/Z3=8.90mm 最大轴凸缘直径 dg3=Pcot(180。/Z3)-1.04h2-0.76=142.69mm h2为内链板高度，h2=24.13mm 大链轮： 分度圆直径 d4=P/sin(180。/Z4)=306.74mm 齿顶圆直径 da4min=d4+P(1-1.6/Z4)-d1=314.86mm da4max=d4+1.25P-d1=320.65mm 齿根圆直径 df4=d4-d1=290.86mm 齿高 ha4min=0.5(P-d1)=4.76mm ha4max=0.625P-0.5d1+0.89/Z4=7.95mm 最大凸缘
25、直径 dg4=Pcot(180。/Z4)-1.04h2-0.76=572.08mm 10 滚子链轮轴向齿廓尺寸 由机械设计书 P170 表 9-4 所给的公式计算得： 齿宽（单排） bf1=0.95b1=0.9515.75=14.96mm 齿侧倒角 ba 公称=0.13P=0.1325.4=3.302 齿侧半径 rx 公称=P=25.4mm 齿全宽 bfm=(n-1)Pt+bf1=bf1=14.96mm 4.94.9 链轮的结构链轮的结构 小链轮制成整体式（图 9-6a） ，大连轮将齿圈用螺栓连接或焊接在轮毂上 （图 9-6c） 4.104.10 链轮的材料链轮的材料 选用材料为：35SiMn
26、、40Cr、35CrMo,热处理为：淬火、回火，热处理后 硬度为 4050HRC 的链轮。 第五章第五章 圆柱斜齿轮传动的圆柱斜齿轮传动的设计设计 齿轮传动的适用范围很广，传递功率可高达数万千瓦，圆周速度可达 150ms(最高 300ms)，直径能做到 10m 以上，单级传动比可达 8 或更大，因 此在机器中应用很广。 5.15.1 齿轮参数计算齿轮参数计算 1、选精度等级、材料及齿数 1 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB10095-88） 。 2 由表 10-1 选择小齿轮 40C r（调质热处理）硬度 241286HBs ，大齿 轮 45#钢（调质热处理）硬度 21
27、7255HBs； 3 选择初选螺旋角 =14 度，取 Z2=24，Z3=Z2i23=243.2=77。 2、按齿面接触强度设计 按式（10-21）试算，即 d2t) ( 1 d 2 2 3 H 1EHt zz u uTk （1）确定公式内的各计算数值 11 1)试选载荷系数 kt=1.6。 2)查阅图 10-30 查得，选取区域系数 zH=2.433。 3)查阅图 10-26 查得，=0.78, =0.87,则： 1 2 =+=1.65 1 1 4)查阅图 10-19 可得，接触疲劳寿命系数 kHN1=0.9，kHN2=0.95 5)查阅图 10-21d 可得，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强
28、度极限 =600Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限=550Mpa 11mH 21mH 6)计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1，安全系数 s=1机械零件设计手册 =0.9600540 Mpa 1H s k HHN1lim1 =0.95550522.5 Mpa 2H s k HHN2lim2 =(540+522.5)/2=531.25Mpa H 7)查阅 P205 表 10-7 可得，选取持宽系数=1 d 8)查阅 P201 表 10-6 可得，材料的弹性影响系数 zE=189.8 齿轮材料为 2 1 Mpa 锻钢 9)查阅 P206 式 10-13 可得，计算应力循环次数 N=60njLh
29、j 为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数；n 为齿轮转速；Lh为齿轮的工 作寿命。 9 11 10318 . 3 83008319606060=）（ h jLnN 9 3 10037 . 1 830083130060=N 小齿轮传递的转矩 T1=(95.5 105P2)/n2=5.31 104 Nmm （2）计算 1)试算小齿轮分度圆直径 d1t，由计算公式 d2t得 2 3 2 )( 12 H EHt zz u uTk 12 d2t=61.46mm 3 2 25.531 433 . 2 8 . 181 2 . 3 12 . 3 65 . 1 1 531006 . 12 ）（ + 2)计算圆周
30、速度 v=3.09m/s 100060 2 nd t 100060 96046.6114. 3 3)计算齿宽 b 及模数 mnt. b=dd2t=161.46=61.46mm mnt=2.5mm 2 t2 cosd z24 41cos46 . 1 6 0 h=2.25mnt=2.252.5=5.625mm =21/5.625=3.73 h b 4)计算纵向重合度 =0.318124=1.903tan318 . 0 2 Z d = 14tan 5)计算载荷系数 k 查阅资料可得使用系数 kA=1，根据 v=1.06m/s，7 级精度， 查阅图 10-8 可得动载荷系数 kv=1.12， 查阅表
31、10-4 可得， =1.417， H k 查阅图 10-13 可得，35 . 1 = F K 查阅表 10-3 可得，1.2k k FH = 6)计算动载荷系数 9 . 1417 . 1 2 . 112 . 1 1 = HHVA KKKKK 7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由试（10-10a）得， d2=d2t=61.46=65 mm3 t k k 3 6 . 1 9 . 1 8)计算模数 mn 13 mn= 2 2 z cosd mm63 . 2 24 415cos6 0 = 3、按齿根弯曲强度设计 由式（10-17） mn3 2 1 2 1 cos2 F saFa d YY z
32、 YkT （1）确定计算参数 1)由图 10-20c 查的小齿轮的弯曲疲劳强度=565Mpa，大齿轮的弯曲疲劳 2 FE 极限=535Mpa 3 FE 2)由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数，KFN2=0.83，KFN3=0.85 3)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 s1.3，由式 10-12 得： F2=360.73 Mpa s k FEFN22 3 . 1 56583 . 0 F3=349.81Mpa s k FEFN33 3 . 1 53585 . 0 4)计算载荷系数 k。 81 . 1 35 . 1 2 . 112 . 1 1 = FHvA KKKKK 5)根据纵向重合度
33、 1.903，查阅图 10-28 可得，螺旋角影响系数 Y=0.88。 6)计算当量齿数。 =26.27 cos 3 2 2 z zv= 14cos 24 3 =84.29 cos 3 3 3 z zv= 14cos 77 3 7)查取齿形系数。 由表 10-5 可得：YFa2=2.592，YFa3=2.211 8)查取应力校正系数。 由表 10-5 可得：Ysa2=1.596，Ysa3=1.74 9)计算大、小齿轮的并加以比较 F saFaY Y 14 Yfa2Ysa2/F20114679 . 0 73.360 596 . 1 592 . 2 = = Yfa2Ysa2/F301121269
34、. 0 81.349 774 . 1 211 . 2 = = 比较后得小齿轮的数值大。 （2）设计计算 mn=3.23mm 3 2 2 01147 . 0 65. 1241 14cos88 . 0 531009 . 12 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn大于齿根弯曲疲劳 强度计算的法面模数，则取 mn3mm，已满足弯曲疲劳强度。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 d2=22.24 mm 来计算应有 的齿数。于是由 Z2=21.02mm n m dcos 2 3 14cos65 取 z2=21，则 z3=uz2=3.221=67。 5.几何尺寸计算
35、 中心矩 a=134.87mm cos2 )( 32n mzz + 14cos2 3)6721( + 圆整中心矩 a=135mm 按圆整中心矩修正螺旋角 =arccos= arccos=11.84 a mzz n 2 )( 32+ 1352 3)6721( + 因 值改变不多，故参数、zH等不必修正。 k 计算大、小齿轮的分度圆直径 d2=64.37mm cos 2n mz 84.11cos 321 d3=205.37mm 84.11cos 367 计算齿轮宽度 15 b=164.37=64.37mm 2 d d 圆整后取 B2=70mm，B3=65mm 斜齿轮传动各参数见表 5-1。 名称符
36、号计算公式高速齿轮数值低速齿轮数值 螺旋角14 法面模数 n m3 端面模数t m cos m m n t 3.19 法面压力角 n 20 端面压力角t cos tan atan n t 20.6 法面压力角 n p= n p n m9.42 端面齿距t p= t p t m10.02 法面基圆齿距bn p nnbn cospp= 8.85 法面顶高系数 * an h 1 法面顶系数 * n c 0.25 分度圆直径d cos nz m d 64.37205.37 基圆直径b d tb cosdd= 57.86192.24 齿顶高a h= a h n m * an h33 齿跟高 f h =（
37、+） f h n m * an h * n c3.753.75 16 表表 5-15-1 斜齿轮参数表斜齿轮参数表 齿顶圆直径a d a h2 dda70.37211.37 齿根圆直径 f d f h2 ddf 56.87203.87 标准中心距a =135 cos2 )( 2 )( 2 dd a 212121 zzmnzzmt 17 第六章第六章 轴的设计轴的设计 机器上所安装的旋转零件，例如带轮、齿轮、联轴器和离合器等都必须用 轴来支承，才能正常工作，因此轴是机械中不可缺少的重要零件。本章将讨论 轴的类型、轴的材料和轮毂联接，重点是轴的设计问题，其包括轴的结构设计 和强度计算。结构设计是合
38、理确定轴的形状和尺寸，它除应考虑轴的强度和刚 度外，还要考虑使用、加工和装配等方面的许多因素。 6.16.1 轴的概述轴的概述 6.1.16.1.1 轴的分类轴的分类 按轴受的载荷和功用可分为： 1.心轴：只承受弯矩不承受扭矩的轴，主要用于支承回转零件。如.车辆轴 和滑轮轴。 2.传动轴：只承受扭矩不承受弯矩或承受很小的弯矩的轴,主要用于传递转 矩。如汽车的传动轴。 3.转轴：同时承受弯矩和扭矩的轴，既支承零件又传递转矩。如减速器轴。 6.1.2 轴的材料 主要承受弯矩和扭矩。轴的失效形式是疲劳断裂，应具有足够的强度、韧 性和耐磨性。轴的材料从以下中选取： 1. 碳素钢 优质碳素钢具有较好的机
39、械性能，对应力集中敏感性较低，价格便宜，应 用广泛。例如：35、45、50 等优质碳素钢。一般轴采用 45 钢，经过调质或正 火处理；有耐磨性要求的轴段，应进行表面淬火及低温回火处理 。轻载或不重 要的轴，使用普通碳素钢 Q235、Q275 等。 2. 合金钢 合金钢具有较高的机械性能，对应力集中比较敏感，淬火性较好，热处理 变形小，价格较贵。多使用于要求重量轻和轴颈耐磨性的轴。例如：汽轮发电 机轴要求，在高速、高温重载下工作，采用 27Cr2Mo1V、38CrMoAlA 等。滑 动轴承的高速轴，采用 20Cr、20CrMnTi 等。 18 3. 球墨铸铁 球墨铸铁吸振性和耐磨性好，对应力集中
40、敏感低，价格低廉，使用铸造制 成外形复杂的轴。例如：内燃机中的曲轴。 6.26.2 轴的结构设计轴的结构设计 6.2.16.2.1 拟定轴上零件的装配方案拟定轴上零件的装配方案 拟定轴上零件的装配方案是进行轴结构设计的前提，它决定着轴的基本形 式，例如图 6-1。 图图 6-1 轴轴的的基基本本形形式式 如图 6-1 所示为一齿轮减速器中的的低速轴。轴上与轴承配合的部份称为 轴颈，与传动零件配合的部份称为轴头，连接轴颈与轴头的非配合部份称为轴 身，起定位作用的阶梯轴上截面变化的部分称为轴肩。 轴结构设计的基本要求有： 1.便于轴上零件的装配 轴的结构外形主要取决于轴在箱体上的安装位置及形式，轴
41、上零件的布置 和固定方式，受力情况和加工工艺等。为了便于轴上零件的装拆，将轴制成阶 梯轴，中间直径最大，向两端逐渐直径减小。近似为等强度轴。 2.保证轴上零件的准确定位和可靠固定 轴上零件的轴向定位方法主要有：轴肩定位、套筒定位、圆螺母定位、轴 端挡圈定位和轴承端盖定位。 1）轴向定位的固定 轴肩或轴环：轴肩定位是最方便可靠的定位方法，但采用轴肩定位会使 19 轴的直径加大，而且轴肩处由于轴径的突变而产生应力集中。因此，多用于轴 向力较大的场合。 套筒和圆螺母： 定位套筒用于轴上两零件的距离较小，结构简单，定 位可靠。圆螺母用于轴上两零件距离较大，需要在轴上切制螺纹，对轴的强度 影响较大。 性
42、挡圈和紧定螺钉： 这两种固定的方法，常用于轴向力较小的场合。 轴端挡圈圆锥面： 轴端挡圈与轴肩、圆锥面与轴端挡圈联合使用， 常用于轴端起到双向固定。装拆方便，多用于承受剧烈振动和冲击的场合。 6.2.26.2.2 周向定位和固定周向定位和固定 轴上零件的周向固定是为了防止零件与轴发生相对转动。常用的固定方式 有：a.键联接、b.过盈配合联接、c.圆锥销联接 、d.成型联接、e.销联接、f.过 盈联接。过盈配合是利用轴和零件轮毂孔之间的配合过盈量来联接，能同时实 现周向和轴向固定，结构简单，对中性好，对轴削弱小，装拆不便。成型联接 是利用非圆柱面与相同的轮毂孔配合，对中性好，工作可靠，制造困难应
43、用少。 6.2.36.2.3 制造和装配工艺性制造和装配工艺性 1）. 轴为阶梯轴便于装拆。轴上磨削和车螺纹的轴段应分别设有砂轮越程 槽和螺纹退刀槽。 2）. 轴上沿长度方向开有几个键槽时，应将键槽安排在轴的同一母线上。 同一根轴上所有圆角半径和倒角的大小应尽可能一致，以减少刀具规格和换刀 次数。为使轴上零件容易装拆，轴端和各轴段端部都应有 45的倒角。为便于 加工定位，轴的两端面上应做出中心孔。 3）. 减小应力集中，改善轴的受力情况 轴大多在变应力下工作，结构设计时应减少应力集中，以提高轴的疲劳强 度，尤为重要。轴截面尺寸突变处会造成应力集中，所以对阶梯轴，相邻两段 轴径变化不宜过大，在轴
44、径变化处的过渡圆角半径不宜过小。尽量不在轴面上 切制螺纹和凹槽以免引起应力集中。 20 尽量使用圆盘铣刀。此外，提高轴的表面质量，降低表面粗糙度，采用表面碾 压、喷丸和渗碳淬火等表面强化方法，均可提高轴的疲劳强度。 6.36.3 轴的设计计算轴的设计计算 6.3.16.3.1 按扭转强度计算按扭转强度计算 这种方法是只按轴所受的扭矩来计算轴的强度。如果还受不大的弯矩时， 则采用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。并且应根据轴的具体受载及应力 情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。 在进行轴的结构设计时，通常用这种方法初步估算轴径。对于不大重要的轴， 也可作为最后计算结果。轴的扭转强度
45、条件为： 强度条件： Mpa 2 . 0 1055 . 9 3 6 d n P W T p 设计公式： （mm） n P C n P d 3 6 3 1055 . 9 5 轴上有键槽： 放大：35%一个键槽；710%二个键槽，并且取标准值。 式中：许用扭转剪应力（N/mm2） ， C 为由轴的材料和承载情况确定的常数。 6.3.26.3.2 按弯扭合成强度计算按弯扭合成强度计算 通过轴的结构设计，轴的主要结构尺寸、轴上零件的位置以及外载荷和支 反力的作用位置均已确定，轴上的载荷（弯矩和扭矩）已可以求得，因而可按 弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。 对于钢制的轴，按第三强度理论，强度条件为：
46、 b e e d TM d TM W M 1 . 0 )( 32 1 )( 1 3 22 3 22 设计公式： 21 （mm） b e M d 1.0 1 3 式中、：为当量应力，Mpa。 d 为轴的直径，mm; 为当 e 22 )( TMMe 量弯矩；M 为危险截面的合成弯矩； MH为水平面上的弯矩； 22 VH MMM MV为垂直面上的弯矩；W 为轴危险截面抗弯截面系数；为将扭矩折算为 等效弯矩的折算系数 弯矩引起的弯曲应力为对称循环的变应力，而扭矩所产生的扭转剪应力 往往为非对称循环变应力 与扭矩变化情况有关 扭矩对称循环变化1 1 1 b b = 扭矩脉动循环变化6 . 0 1 0 b
47、 b 不变的扭矩3 . 0 1 1 b b ，分别为对称循环、脉动循环及静应力状态下的许用 b 1 b 0 b 1 弯曲应力。 对于重要的轴，还要考虑影响疲劳强度的一些因素而作精确验算。 6.3.36.3.3 轴的刚度校核计算轴的刚度校核计算 轴在载荷作用下，将产生弯曲或扭转变形。若变形量超过允许的限度，就 会影响轴上零件的正常工作，甚至会丧失机器应有的工作性能。轴的弯曲刚度 是以挠度 y 或偏转角 以及扭转角 来度量，其校核公式为： yy; ; 式中：y、 、 分别为轴的许用挠度、许用转角和许用扭转角。 6.4.46.4.4 轴的设计步骤轴的设计步骤 设计轴的一般步骤为： 22 （1）选择轴的材料 根据轴的工作要求，加工工艺性、经济性，选择合 适的材料和热处理工