机械设计课设计带式输送机传动系统中两级圆柱齿轮减速器.pdf

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1、实用文档 文案大全 湖南工业大学 机 械 设 计 课 程 设 计 资料袋 机械工程学院（系、部） 2011 2012 学年第一学期 课程名称机械设计指导教师职称 学生姓名专业班级机械设计班级 091 学号 题目带式输送机传动系统中两级圆柱齿轮减速器 成绩起止日期 2011 年 12 月 19 日 2011 年 1 月 2 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1 2 课程设计说明书1 3 装配图1 4 零件图2 5 6 实用文档 文案大全 课程设计任务书 20112012 学年第一学期 机械工程学院（系、部）机械设计专业 091 班级 课程名称：机械设计 设计题目：带式输送

2、机传动系统中两级圆柱齿轮减速器 完成期限：自 2011 年 12 月 19 日至 2012 年 1 月 2 日共 2 周 内 容 及 任 务 一、设计的主要技术参数： 输送带最大有效拉力F=3000N ；输送带工作速度为 V=1.4 m/s ；滚筒直径 D=355 mm 。 工作条件：在常温下连续工作，单向运转; 空载起动，工作载荷有轻微冲击，运输带 速度允许误差 5% ，二班制（每班工作8h） ，寿命为 8 年，大修期为 23年，中批生产； 三相交流电源的电压为380/220V。 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

3、；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 2 张； （3） 设计说明书 1 份（60008000字） 。 进 度 安 排 起止日期工作内容 2011.12.19-2011.12.22 传动系统总体设计 2011.12.23-2011.12.25 传动零件的设计计算 2011.12.25-2011.12.31 减速器装配图及零件工作图的设计整理说明 书 2012.01.02 交图纸并答辩 主 要 参 考 资 料 1 濮良贵 , 纪明刚 . 机械设计 .8 版. 北京: 高等教育出版社 ,2006. 2 杨光, 席

4、伟光 , 李波, 陈晓岑 . 机械设计课程设计 .2 版. 北京: 高等教育出版社 ,2010 3 赵大兴 . 机械制图 .2 版. 北京: 高等教育出版社 ,2009 4 朱理. 机械原理 .2 版. 北京: 高等教育出版社 ,2010 5 徐雪林 . 互换性与测量技术基础 .2 版. 长沙: 湖南大学出版社 ,2010 6 刘鸿文 . 材料力学 .5 版. 北京: 高等教育出版社 ,2011 7 毛谦德 , 李振清 . 袖珍机械设计师手册 .3 版. 北京: 机械工业出版社 ,2007 指 导 教 师 （签字） ：年月日 系 （ 教 研 室 ） 主 任 （ 签字） ：年月日 实用文档 文案

5、大全 机械设计 设计说明书 带式输送机传动系统中两级圆柱齿轮减速器 起止日期： 2011 年 12 月 19 日 至 2012 年 01 月 02 日 机械工程学院（部） 2012 年 01 月 02 日 学 生 姓 名 班 级 学 号 成 绩 指 导 教 师 ( 签 字 ) 实用文档 文案大全 目录 1 传动方案的拟定 . 1 1.1 课程设计的设计内容 . 1 1.2 课程设计的原始数据 . 1 1.3 课程设计的工作条件 . 2 2 电动机的选择 . 3 2.1 电动机类型的选择 3 2.2 电动机容量的选择 . 3 2.3 电动机转速的选择 . 4 3 确定总传动比及分配各级传动比.

6、6 3.1 传动装置的总传动比 6 3.2 传动比的分配 6 4 传动装置运动和运动参数的计算. 7 5 传动件的设计及计算 9 5.1 选定齿轮精度等级、材料及齿数 9 5.2 高速级直齿圆柱齿轮的设计及计算. 9 5.3 低速级直齿圆柱齿轮的设计及计算. 13 6 轴的设计及计算 18 6.1 轴的布局设计 . 18 实用文档 文案大全 6.2 低速轴的设计 . 19 6.3 高速轴的设计 . 29 6.4 中间轴的设计 . 34 7 轴承的寿命校核 . 36 7.1 低速轴齿轮的载荷计算 36 7.2 轴承的径向载荷计算 36 7.3 轴承的轴向载荷计算 37 7.4 轴承的当量动载荷计

7、算 38 7.5 轴承寿命的计算及校核 38 8 键联接强度校核计算 39 8.1 普通平键的强度条件 39 8.2 高速轴上键的校核 39 8.3 中间轴上键的校核 39 8.4 低速轴上键的校核 40 9 润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择 41 9.1 齿轮的滑方式及润滑剂的选择 41 9.2 滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择. 41 9.3 密封方式的选择 42 10 减速器箱体及附件的设计 43 10.1 减速器箱体的设计 43 实用文档 文案大全 10.2 减速器附件的设计 44 12 设计小结 . 47 13 参考文献 . 48 实用文档 文案大全 1 传动方案的拟定 1.1 课

8、程设计的设计内容 带式输送机由电动机驱动。电动机1 通过联轴器2 将动力传入两级 圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4，将动力传至输送机滚筒5，带动输送带 6 工作。设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图1.1 所示。 1电动机； 2联轴器； 3两级圆柱齿轮减速器； 4联轴器； 5滚筒； 6输送带 1.2 课程设计的原始数据 已知条件：输送带最大有效拉力为：3000N ； 运输带的工作速度： v=1.4m/s ； 卷筒直径： D=355mm； 使用寿命： 8 年，每年工作日 300 天，二班制，每班 8 小时。 图 1.1 带式输送机传动系统简图 实用文档 文案大全 1.3 课程设计的工

9、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5% ； 工作情况：连续单向运转，载荷平稳； 制造情况：大批量生产。 实用文档 文案大全 2 电动机的选择 2.1 电动机类型的选择 根据动力源和工作条件， 并参照第 12 章选用一般用途的Y系列三项交流异步 电动机，卧式封闭结构，电源的电压为380V 。 2.2 电动机容量的选择 2.2.1 工作所需的有效功率 根据已知条件，工作机所需要的有效功率为 3000 1.44.2 10001000 FV Pwkwkw 式中： w P工作机所需的有效功率（kw） F带的圆周力（ N ） V-带的工作速度（ m/s） 2.2.2电动机的输出功率为

10、 传动装置总效率： 设: c联轴器效率， 0.99 c （见参考资料【 2】表 3-3） ； g闭式圆柱齿轮传动效率（设齿轮精度为 8 级） ， g=0.97（见参考资料 【2】表 3-3） ； b一对滚动轴承效率，b=0.98（见参考资料【 2】表 3-3） ； d输送机滚筒效率，d =0.96（见参考资料【 2】表 3-3） ； w5 输送机滚筒轴至输送带间的效率 估算传动系统总效率为 实用文档 文案大全 34231201 其中：=0.99 =9506.097.098. 0 =9506. 097.098. 0 =0.989702.099. 0 = bd =0.989408.096.0 传动

11、系统的总效率： =808. 09702. 09506.09506.099.0 工作时，电动机所需的功率为 4.2 5.20 0.808 w d P P（KW ） 由参考材料 【2】表 12-1 可知，满足 de pp条件的 Y系列三相交流异步电动 机额定功率 e p 应取为 5.5KW 。 2.3 电动机转速的选择 电动机转速的选择。根据已知条件，可得输送机工作转速 w n 为 60000600001.4 75.36 /min 3.14355 v nr D 根据动力源和工作条件， 电动机的类型选用Y系列三相异步电动机。 电动机的额 定功率选取 3KW 、 转速可选择常用同步转速： 3000r/

12、min 、 1500 r/min 、 1000 r/min 和 750r/min 以便比较。 传动系统的总传动比为 式中nm电动机满载转速 实用文档 文案大全 n运输带的转动速度 根据电动机型号查文献 【2】表 8-53 确定各参数。 将计算数据和查表数据填 入表 2-1，便于比较。 表 2-1 电动机的数据及总传动比 方案电动机型 号 额定功 率/KW 同步转速 /(r/min) 满载转速 /(r/min) 总传动 比 1 Y132S1-2 5.5 3000 2900 34.48 2 Y132S-4 5.5 1500 1440 19.11 3 Y132M2-6 5.5 1000 960 12

13、.74 4 Y160M2-8 5.5 750 720 9.55 又上表可知，方案1 转速太高，传动比太大，价格较高；3、4 方案虽然总 传动比小，但是额定转矩较低；方案2 转速高，电动机价格低，总传动比虽然大 些，但完全可以通过传动带和两级齿轮传动实现，比3、4 方案较优，所以选方 案 2。 实用文档 文案大全 3 确定总传动比及分配各级传动比 3.1 传动装置的总传动比 参考资料【 2】中式（ 3-5）可知，带式输送机传动系统的总传动比 1440 19.11 75.36 m n i n 3.2 传动比的分配 由传动系统方案知：1 01 i1 34 i 由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比i

14、 为 1223 0134 19.11 i iii ii 为了便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同， 齿面硬度 HBS 350，齿宽系数相等时， 考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高 速级传动比为 高速级圆柱齿轮传动比 12 1.31.3 19.114.98ii 低速级圆柱齿轮传动比： 2312 19.11/ 4.983.84iii 各级传动比分别为1 01 i124.98i 23 3.84 i 1 34i 实用文档 文案大全 4 传动装置运动和运动参数的计算 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0 轴、1 轴、2 轴、3 轴和 4 轴。 传动系统各轴的转

15、速，功率和转矩计算如下所示 0 轴（电动机轴） n 0 = nm = 1440r/min 0 5.20 d PP(kw) 0 0 0 955034.47 P T n (N.m) 1 轴（减速器高速轴）： 0 1 01 1440 1440 /min 1 n nr i 1001 5.20 0.995.15PP(kw) 1 1 1 5.15 9550955034.16 1440 P T n (N.m) 2 轴（减速器中间轴）： 1 2 12 1440 289.16 4.98 n n i r/min 2112 5.15 0.95064.90PP(kw) 2 2 2 4.90 95509550161.8

16、3 289.16 P T n (N.m) 3 轴（减速器低速轴）： 2 3 23 289.16 75.30 3.84 n n i r/min 3223 4.900.95064.66PP(kw) 实用文档 文案大全 3 3 3 4.66 95509550591.01 75.30 P T n (N.m) 4 轴（输入机滚筒轴）： 3 4 34 4334 4 4 4 75.30 75.30(/ min) 1 4.660.97024.52() 4.52 95509550573.40(.) 75.30 n nr i PPkw P TN m n 轴号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机 0 轴1 轴2 轴3 轴

17、4 轴 转速 n/(r/min) 1440 1440 289.16 75.30 75.30 功率 P/kW 5.20 5.25 4.90 4.66 4.52 转矩 T/(N m) 34.47 34.16 161.83 591.01 573.40 传动比 i 1 4.98 3.84 1 实用文档 文案大全 5 传动件的设计及计算 5.1 选定齿轮精度等级、材料及齿数 （1）传送设备为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度（ GB 1009588） 。 （2）材料的选择 由参考文献【 1】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），

18、硬度为 240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。 （3）齿数 高速级选小齿轮的齿数 1 20z, 大齿轮齿数 2 z4.982099.6故取 2 z100。 低速级选小齿轮的齿数 3 20z，大齿轮齿数 4 z3.842076.8故取 4 z77 5.2 高速级直齿圆柱齿轮的设计及计算 5.2.1 按齿面接触强度设计 根据文献【 1】中 10-21 式进行试算，即 2 1 3 1 1 2.32 E t dH KTZu d u （1）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数。 计算小齿轮传递的转矩。 55 4 1 1 1 95.5 10 P95.5 105.15 T3.42 10 Nmm n1

19、440 由文献【 1】表 10-7 选取齿宽系数 d 1。 由文献【 1】表 10-6 查得材料弹性影响系数 1 2 189.8 E ZMPa。 实用文档 文案大全 由文献【 1】图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1Hlim2 600MPa550MPa；大齿轮的接触疲劳强度。 由文献【 1】式 10-13 计算应力循环次数。 9 11h N60n jL60 1440 12 8 300 83.32 10 9 8 2 3.32 10 N6.6710 4.98 由文献【 1】图 10-19 取接触疲劳寿命系数 12 0.92,0.98 HNHN KK 由文献【 1】式

20、 10-12，计算接触疲劳许用应力（取失效概率1% ，安全系 数 S=1） HN1Hlim1 H1 K 0.92 600552MPa S HN2Hlim2 H2 K 0.98 550539MPa S （2）计算 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。 4 2 3 1t 1.3 3.42 105.98189.8 d2.32() mm43.56mm 14.98539 计算圆周速度 v。 1t1 d n 43.56 1440 vm /s3.28m/s 60 100060 1000 计算齿宽 b d1t bd143.56mm43.56mm 计算齿宽与齿高之比 b h。 1t t 1 d43.56 mm

21、m2.17mm z20 t h2.25m2.252.17mm4.88mm 实用文档 文案大全 43.56 8.93 4.88 b h 计算载荷系数 K。 根据 v=1.4m/s， 7 级精度， 由文献 【1】 图 10-8 查得动载荷系数=1.05， 由文献【 1】表 10-3 查得直齿轮，=1； 由文献【 1】表 10-2 查得使用系数 A K =1； 由文献【1】表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支撑非对称 布置时， =1.417。 由=8.89，=1.417由文献【 1】图 10-13 得=1.32 AVHH KKKKK1 1.05 1 1.4171.49 按实际的载荷系

22、数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 3 3 1lt t K1.49 dd43.56x44.84mm K1.3 计算模数 m 1 1 d44.84 m2.24mm z20 5.2.2 按齿根弯曲强度设计 由式（ 10-5）得弯曲强度的设计公式为 Fasa1 3 2 d1F YY2KT m() Z (1) 确定公式内的各计算数值 由文献【 1】图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa；大齿 轮的弯曲强度极限=380Mpa 由文献【 1】图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.88 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ，由式（ 10-1

23、2）得 实用文档 文案大全 FN1FE1 F 1 K0.85 500 MPa303.57MPa S1.4 FN2FE2 F 2 K0.88 380 MPa238.86MPa S1.4 计算载荷系数 K AVFF KK KKK1 1.051 1.321.39mm 查取齿形系数。 由文献【 1】表 10-5 查得=2.80 =2.18； 查取应力校正系数 由文献【 1】表 10-5 查得=1.55；=1.79； 计算大、小齿轮的 Fasa F Y Y 并加以比较。 Fa1Sa1 F 1 YY2.80X1.55 0.014 303.57 ； 大齿轮的数值大。 (2)设计计算 3 2 2 1.393.

24、42 m0.016mm1.56mm 1 20 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度 计算的模数， 由于齿轮模数 m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，仅与齿轮直径有关， 可取由弯曲强度算得 的模数1.56 并就近圆整为标准值m2mm ，按接触强度算得的分度圆直径 d1=44.84mm ，算出小齿轮齿数。 1 1 d44.84 z22.42 m2 取=23， 则大齿轮数=4.98x23=114.54 ，=115 . 这样设计储的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲 疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 Fa

25、2Sa2 F 2 YY2.18X1.79 0.016 238.86 ； 实用文档 文案大全 5.2.3 几何尺寸计算 (1) 计算大小齿轮的分度圆直径 11 dz m232mm46mm 22n dz m1152mm230mm (2) 计算中心距 12 4 a 6 mm138m 230 22 dd (3) 将中心距调整为 138mm 计算齿轮的宽度 d1 bd1 46mm46mm 圆整后去 21 B46mm;B51mm。 5.3 低速级直齿圆柱齿轮的设计及计算 5.3.1 按齿面接触强度计算 根据文献【 1】中 10-21 式进行试算，即 2 2 3 3 1 2.32 E t dH KTZu d

26、 u (1) 确定公式内的各计算数值 试选载荷系数。 计算小齿轮传递的转矩。 55 52 2 2 95.5 10 P95.5 104.90 T1.62 10 N mm n289.16 由文献【 1】表 10-7 选取齿宽系数。 由文献【 1】表 10-6 查得材料弹性影响系数 1 2 189.8 E ZMPa。 由文献【 1】图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 实用文档 文案大全 Hlim1Hlim2 600MPa550MPa；大齿轮的接触疲劳强度。 由文献【 1】式 10-13 计算应力循环次数。 8 32h N60n jL60 289.16 12 8 300 86.6

27、7 10 8 8 4 6.67 10 N1.74 10 3.84 由文献【 1】图 10-19 取接触疲劳寿命系数 12 0.94,0.98 HNHN KK 由文献【 1】式 10-12，计算接触疲劳许用应力（取失效概率1% ，安全系 数 S=1） HN1Hlim1 H 1 K 0.94 600564MPa S HN2Hlim2 H2 K 0.98 550539MPa S (2) 计算 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。 5 2 3 3t 1.3 1.62 104.84189.8 d2.32() mm74.34mm 13.84539 计算圆周速度 v。 3t2 d n 74.34 289.

28、16 vm /s1.13m/s 60 100060 1000 计算齿宽 b d3t bd1 74.34mm74.34mm 计算齿宽与齿高之比 b h 。 3t t 3 d74.34 mmm3.72mm z20 t h2.25m2.253.72mm8.37mm 74.34 8.88 8.37 b h 实用文档 文案大全 计算载荷系数 K。 根据 v=1.4m/s， 7 级精度， 由文献 【1】 图 10-8 查得动载荷系数=1.05， 由文献【 1】表 10-3 查得直齿轮，=1； 由文献【 1】表 10-2 查得使用系数 A K =1； 由文献【1】表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿

29、轮相对支撑非对称 布置时， =1.417。 由=8.88，=1.417由文献【 1】图 10-13 得=1.32 AVHH KKK KK1 1.05 1 1.4171.49 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 3 3 33t t K1.49 dd74.34x77.80mm K1.3 计算模数 m 3 3 77.8d m3.89mm z20 0 5.3.2按齿根弯曲强度设计 由式（ 10-5）得弯曲强度的设计公式为 Fasa 3 2 d 2 F3 YY2KT m() Z (1)确定公式内的各计算数值 由文献【 1】图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500

30、Mpa；大齿 轮的弯曲强度极限=380Mpa 由文献【 1】图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 34 0.88;0.90 FNFN KK 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ，由式（ 10-12）得 实用文档 文案大全 33 3 44 4 0.88500 314.286 1.4 0.90380 244.286 1.4 FNFE F FNFE F K MPa S K MPa S 计算载荷系数 K 1 1.05 1 1.301.365 AVFF KK K KK 查取齿形系数。 由文献【 1】表 10-5 查得 3Fa Y=2.80 4Fa Y=2.22； 查取应力校正系数 由文献

31、【 1】表 10-5 查得 4Fa Y=1.55； 4Sa Y=1.77； 计算大、小齿轮的 Fasa F Y Y 并加以比较。 Fa3Sa3 F 3 YY2.801.55 0.014 314.286 ； Fa4Sa F4 4 YY2.221.77 0.016 244.286 ； 大齿轮的数值大。 (2)设计计算 5 3 2 2 1.3 1.62 10 0.0162.601 1 20 mmm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度 计算的模数， 由于齿轮模数 m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，仅与齿轮直径有关， 可取由

32、弯曲强度算得 的模数2.601 并就近圆整为标准值m=3mm，按接触强度算得的分度圆直径 d3=77.80mm ，算出小齿轮齿数。 3 3 77.80 3 d z25.93 m 取 3 z26， 则大齿轮数 43 zz=3.84x26=99.84 ， 4 z=100 . 这样设计储的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲 实用文档 文案大全 疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 5.3.3几何尺寸计算 (1) 计算大小齿轮的分度圆直径 33 26378dz mmm 44 1003300dz mmm (2)计算中心距 34 78300 189 22 dd amm 将中心距调整为 1

33、89mm (3)计算齿轮的宽度 3 1 7878 d bdmmmm 圆整后去 43 78,83Bmm Bmm。 实用文档 文案大全 6 轴的设计及计算 6.1 轴的布局设计 绘制轴的布局简图如下图7.1.2 所示 图 6.1.2 轴的结构与装配 图 6.1.1 减速器简图 实用文档 文案大全 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。 6.2 低速轴的设计 6.2.1 轴上的功率 P3、转速 N3和转矩 T3的计算 在前面的设计中得到： 34.66Pkw 3 75.30 / minnr 5 3 591.015.91 1

34、0TN mN mm 6.2.2 求作用在齿轮上的力 因在前面的设计中得到低速级大齿轮的分度圆直径为 4 300dmm 而 5 3 4 0 225.91 10 3940 300 tan3940tan201434.04 t rt T FN d FFN 因为是直齿轮传动，只有径向力，无轴向力，故 a F0N。 圆周力、径向力的方向如（图6-2）所示。 6.2.3 初步确定轴的最小直径 根据文献【 1】中的式（ 15-2）初步估算轴的最小直径。选取材料为45 钢，调制 处理。有文献【 1】中的表 15-3，取 0 A112，于是就有 3 3 3 min0 3 4.66 11244.30 75.30 p

35、 dAmmmm n 输出轴的最小直径应该安装联轴器处， 为了使轴直径 III d 与联轴器的孔径相 实用文档 文案大全 适应，故需同时选取联轴器的型号。根据文献【1】中 14-1 式查得， caAII TK T 式中： ca T 联轴器的计算转矩（N mm） A K 工作情况系数，根据文献【1】中表 14-1 按转矩变化小查得， 1.5 A K 3 T 低速轴的转矩（N mm） ，由表 5.1 可知： 3 3 591.01 10TN mm 因此： 3 1.5591.01 10886515 caAII TK TN mm 按照计算转矩 ca T 应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014

36、-2003 或 根据文献【 8】中表 11-9 查得，选用 LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 1250N m。其具体结构及基本参数如图6.2.1 以及表 6.1.2 所示， 图 6.2.1 LX3型弹性柱销联轴器结构形式图 实用文档 文案大全 表 6.2.1 LX3型弹性柱销联轴器基本参数及主要尺寸 型 号 公称 转矩 Tn N.m 许用转速 n （ r/min） 轴孔直径 （d1、 d2、 dZ） 轴孔长度mm D mm D1 mm B mm S mm 转动 惯量 Kg.m2 质 量 Kg Y 型 J、J1、Z 型 L L L1 LX3 1250 4750 30,32,35,38 82

37、60 82 160 75 36 2.5 0.026 8 40,42,45,48 112 84 112 由上表可知，选取选取半联轴器孔径 1 45dmm，故取45 III dmm，半联轴器 的长度112Lmm，与轴配合的毂孔长度 1 84Lmm。 6.2.4 轴的结构设计 6.2.4.1 拟定轴上零件的装配方案 低速轴的装配方案如下图6.3 所示， 图 6.2.2 低速轴的结构与装配 实用文档 文案大全 6.2.4.2 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。- 轴段右端需制出一轴肩，故取- 段的直径d52mm ； 左端用轴端挡圈定位， 按轴端直径取挡圈直径D=55

38、mm。 半联轴器与轴配合的毂孔长度 1 L84mm，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而 不压在轴的端面上，故-段的长度应比略短一些，现取L82mm 。 初步选择滚动轴承。 因滚动轴承只受径向力作用， 根据文献【1】 中表 13-1 可选 3 型圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d52mm ，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33011，其尺寸为 dDT55mm90mm27mm ，故dd55mm ；而左端滚动轴承采 用挡油环进行轴向定位。所以l30mm 。其基本尺寸资料如下表6.2.2所 示 表 6.2.2 33011型圆锥滚子轴承 参数数值 mm 标准图 d 4

39、5 D 90 T 27 C 21 a 19 B 27 由 于 手 册 上 查 得 33011 型 轴 承 的 定 位 轴 肩 高 度h=3.5mm ， 因 此 ， 取 。 取安装齿轮处的轴段- 的直径 d60mm 已知齿轮轮轮毂的宽度 为 78mm ，为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此齿段应略短于轮毂宽度，故取 l76mm 。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d, 故取 h=6mm ，则轴 实用文档 文案大全 环处的直径d72mm 。轴环宽度 b1.4h ，取l12mm 。 轴承端盖的总宽度为20mm （由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根 据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求

40、，取端盖的外端面与半联轴器 右端面间的距离 l=30mm （参看图 6.2.2 ） ，故取l50mm 。 取齿轮距箱体内壁之距离16amm，考虑到箱体的铸造误差，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=27mm ， 轴 2 大齿轮的宽度为 B=40mm，则： lTsa78-74278164mm55mm lBcasl3402016812375mm 至此，经过步骤基本确定了轴的各段直径和长度，如上图7.3.2 所示，并归纳为下表6.2.3 所示 表 6.2.3 低速轴的参数值 轴的参数 参数符 号 轴的截面（ mm ） 轴段长度l82 50 30 7

41、5 12 76 55 轴段直径d45 52 55 62 72 60 55 轴肩高度h3.5 1.5 3.5 3.5 5 2.5 7.2.4.3 轴上零件的周向定位 定位均采用圆头普通平键连接。根据文献【1】中表 6-1 按 IVV d查得齿轮轮 毂 与 轴 连 接 的平 键截 面1811bhmmmm， 键 槽 用 键 槽 铣 刀 加 工 ， 长 为 45Lmm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴 的配合为 7 n6 H ； 同样， 按 III d查得联轴器与轴连接的平键截面149bhmmmm， 键槽用键槽铣刀加工，长为70Lmm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承和 联轴器

42、与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差均为 m6 。 6.2.4.4 确定轴上圆角和倒角尺寸 实用文档 文案大全 根据文献【 1】中表 15-2 查得，取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角半径 见图 6.2.2 。 实用文档 文案大全 6.2.5 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图6.1.2）做出轴的计算简图（图 6.2.2） 。在确定轴承的支 点位置时， 应从手册中查取 a 值。对于 33011型圆锥滚子轴承， 由于手册中查得 a=19mm。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距 23 LL125mm62mm187mm。 根据轴的计算简图做出轴的弯矩图喝扭矩图（图7.2.4） 从

43、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 H M、 V M 以及M的值列于下表。 图 6.2.3 低速轴的受力分析 实用文档 文案大全 表 6.2.4 低速轴上的载荷分布 载 荷 水平面 H 垂直面 V 支 反 力 F t3 NH1 23 NH2tNH1 FL3940 62 F1306N mm (LL ) FFF3940 13062634 1 N m 7 m 8 NV1rNV2 r2 NV2 23 FFF1434475959N FL1434 125 F475N LL187（） 弯 矩 M t23 H 23 FL L3940 125 62 M174520

44、N mm LL187 r23 V 23 FL L1434 12562 M59431 (LL )187 N mm 总 弯 矩 22 M174520 +59431 =184361N mm 扭 矩 T 591010 II TN mm 6.2.6 按弯扭合成应力校核轴的强度 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。根据式文献 1式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切 应力为脉动循环变应力，取 =0.6，轴的计算应力 2 22 1 c3 2 a M T 1863570.6442191 15.01MPa W0.1 60 （） 前已选定轴的材料为45 钢，调

45、质处理， 由文献 1 表 15-1 查得=60MPa 。因 此 ca1 , 故安全。 6.2.7 精确校核轴的疲劳强度 （1）判断危险截面 截面 A,，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应 力集中均将削弱轴的疲劳强度， 但是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,， B均无需校核。 从应力集中对在后i 丶疲劳强度的影响来看， 截面和处过盈配合引起的 应力集中最严重； 从受载的情况来看， 截面 C上的应力最大， 截面 VII 的应力集 中的影响和截面VI 的相近，但截面 VII 不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不 实用文档 文案大全 必校核。截面 C虽然应力最大

46、，但是应力集中不大，而且这里轴的直径比较大， 故截面 C也不必校核。截面IV 所受弯矩也不大，所以也不必校核，而截面V显 然更不必校核。所以只需要校核截面VI 右侧即可。 （2）截面 VI 右侧 抗弯截面系数： 333 W0.1d0.1 6021600N mm 抗扭截面系数： 333 T W0.2d0.26043200N mm 截面 VI 右侧的弯矩 M为： 12530 M186357N mm141631N mm 125 截面 VI 上的扭矩 T为:T442191N mm 截面上的弯曲应力： b M141631 MPa6.56MPa W21600 截面上的扭转切应力 T T T442191 M

47、Pa10.24MPa W43200 轴的材料为 45 钢，调质处理。由文献 1 表 15-1 查得 B11 640MPa275MPa155MPa，。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按文献 1 附表 3-2 查取。因 r2 0.033 d60 ， D72 1.2 d60 ，经过插值后可查得 2.31,1.7 又由附图 3-1 可得轴的材料的敏感系数为 q0.82q0.85， 故有效应力集中系数按式（附表3-4）为 k1q 1 10.82 2.31 12.07 k1q 110.85 1.7 11.60 由附图 3-2 的尺寸系数 0.69；由附图 3-3 的扭转尺寸系数 0.83. 轴按磨

48、削加工，有附图3-4 得表面质量系数为 0.92 实用文档 文案大全 轴未经表面强化处理，即则按式（ 3-12）及式（ 3-12a）得综合系数为 k12.071 K113.09 0.690.92 k11.601 K112.01 0.830.92 又由文献 1 中3-1 及3-2 得碳钢的特性系数 0.10.20.1 0.050.10.05 ，取 ，取 于是，计算安全系数值，按式（ 15-6）（15-8）则得 1 am 275 S13.57 K 3.096.560.10 1 a m 155 S14.70 k 2.015.120.055.12 2 ca 22 2 S S13.57 14.70 S9.97S1.5 SS13.5714.70 故可知其安全。 实用文档 文案大全 6.3 高速轴的设计 6.3.1 轴上的功率 P1 、转速 n1 和转矩 T 1的计算 在前面的设计中得到 1 5.15Pkw 1 1 1 1 1440/ min 5.15 95500009550000.34.16 1440 nr p TN mmN m N 6.3.2 初步确定轴的最小直径 根据文