《二級同軸式減速器設計說明書：》

1、1 傳動裝置總體設計方案1.1 傳動裝置的組成和特點組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。1.2 傳動方案的擬定 選擇V帶傳動和二級同軸式圓柱斜齒輪減速器?？紤]到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如圖1.1所示。 圖1.1 傳動裝置總體設計圖1.2.1 工作機所需功率Pw（kw）5.7×103×0.75/（1000×0.96）4.453 kw式中，F(xiàn)w為工作機的阻力，N；w為工作機的線速度，m/s；為帶式工作機的效率。1.2.2 電動機至工作機的總效率

2、320.96×0.983×0.982×0.990.859為V帶的效率,為第一、二、三三對軸承的效率，為每對齒輪（齒輪為7級精度，油潤滑，因是薄壁防護罩,采用開式效率計算）嚙合傳動的效率，為聯(lián)軸器的效率。2 電動機的選擇電動機所需工作功率為： PP/4.453/0.8595.184 kw , 執(zhí)行機構的曲柄轉速為33.33 r/min經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比24，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比35，則925，則總傳動比合理范圍為18100，電動機轉速的可選范圍為：×（18100）×33.33599.943333.3 r/min按

3、電動機的額定功率P，要滿足PP以及綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y132M26的三相異步電動機，額定功率P為5.5 kw，額定電流8.8 A，滿載轉速960 r/min，同步轉速1000 r/min。 （a）（b） 圖2.1 電動機的安裝及外形尺寸示意圖表2.1 電動機的技術參數(shù)方案電動機型號額定功率P/kw額定轉速（r/min）同步轉速堵轉轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩質量/Kg價格/元1Y132M2-65.596010002.02.084230表2.2 電動機的安裝技術參數(shù)中心高/mm 外型尺寸/mm L×（AC/2+AD）×

4、;HD 底腳安裝 尺寸A×B地腳螺栓 孔直徑K 軸伸尺 寸D×E 裝鍵部位 尺寸F×GD132515× 345× 315216 ×1781238× 8010 ×433 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比3.1 總傳動比由選定的電動機滿載轉速和工作機主動軸轉速，可得傳動裝置總傳動比為：/960/33.3328.803.2 分配傳動裝置的傳動比×式中、分別為帶傳動和減速器的傳動比。對于同軸式圓柱齒輪減速器，傳動比按下式分配：式中為高速級圓柱齒輪的傳動比，為低速級圓柱齒輪的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，

5、初步取2.3，則減速器傳動比為：3.544 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)4.1 各軸轉速高速軸的轉速 960/2.3417.39 r/min中間軸的轉速 417.39/3.54117.91 r/min低速軸的轉速 / 117.91/3.5433.30 r/min 滾筒軸的轉速 =33.30 r/min4.2 各軸輸入、輸出功率4.2.1 各軸的輸入功率P（kw） 高速軸的輸入功率 P×5.5×0.965.28 kW 中間軸的輸入功率  ×2×5.28×0.98×0.985.12 kW 低速軸的輸入功率  

6、×2×5.28×0.98×0.984.92 kW滾筒軸的輸入功率 ×2×4=4.92×0.98×0.994.77 kW4.2.2 各軸的輸出功率P（kw）  高速軸的輸出功率 ×0.985.17 kW中間軸的輸出功率 ×0.985.02 kW低速軸的輸出功率 ×0.994.87 kW滾筒軸的輸出功率 ×0.964.67 kW4.3 各軸輸入、輸出轉矩4.3.1 各軸的輸入轉矩 （ N·m）轉矩公式： 9550P/ N·m電動機軸的輸出轉

7、矩 9550 9550×5.5/960254.71 N·m高速軸的輸入轉矩 95509550×5.28/417.39120.81 N·m中間軸的輸入轉矩 95509550×5.12/117.91414.69 N·m低速軸的輸入轉矩 95509550×4.92/33.301410.99 N·m 滾筒軸的輸入轉矩 95509550×4.77/33.301367.97 N·m4.3.2 各軸的輸出轉矩 高速軸的輸出轉矩 ×0.98118.39 N·m中間軸的輸出轉矩 ×0

8、.98406.40 N·m低速軸的輸出轉矩 ×0.991396.88 N·m滾筒軸的輸出轉矩 ×0.961313.25 N·m 軸 參數(shù) 電機軸 軸 軸 軸滾筒軸功率P/KW5.55.285.124.924.77轉矩T/（N·m）54.71120.81414.691410.991369.97轉速n/（r/min）960417.39117.9133.3033.30傳動比i2.33.543.54效率0.960.97020.97600.9702表2.3傳動和動力參數(shù)結果5 設計帶和帶輪5.1 確定計算功率查機械設計課本表8-7選取工作情況系

9、數(shù)：1.2×1.2×5.56.6 kw 式中為工作情況系數(shù)，為傳遞的額定功率,既電機的額定功率.5.2 選擇V帶的帶型根據6.6 kw，1.2 ,查課本圖8-11選用帶型為A型帶。5.3 確定帶輪基準直徑并驗算帶速5.3.1 初選小帶輪的基準直徑查課本表8-6和表8-8得小帶輪基準直徑100 mm。5.3.2 驗算帶速  5.024 m/s 因為5 m/s30 m/s ，故帶速合適。5.3.3 計算大帶輪的的基準直徑大帶輪基準直徑2.3×100230 mm ，式中為帶傳動的傳動比，根據課本表8-8，圓整為250 mm 。5.4 確定V帶的中心距和帶的基準

10、長度由于0.72，所以初選帶傳動的中心距為：1.5525 mm 所以帶長為：=1610.49 mm 查課本表8-2選取v帶基準長度1600 mm，傳動的實際中心距近似為：+519.76 mm圓整為520 mm，中心距的變動范圍為：-0.015496 mm+0.03568 mm故中心距的變化范圍為496568 mm 。5.5 驗算小帶輪上的包角163.47o90o，包角合適。5.6 計算帶的根數(shù)z5.6.1 計算單根V帶的額定功率 Pr (kw)因100 mm，帶速v5.024 m/s，傳動比,則查課本、表8-4a、表8-4b,并由內插值法得單根普通V帶的基本額定功率0.95 kw，額定功率增量

11、0.11 kw 。查課本表8-2得帶長修正系數(shù)0.96 。查課本表8-5,并由內插值法得小帶輪包角修正系數(shù)0.96 ，于是(0.95+0.11)×0.96×0.991.007 kw5.6.2 計算V帶的根數(shù)Z由公式8-26得6.55故取7根。5.7 計算單根V帶的初拉力的最小值查課本表8-3可得V帶單位長度的質量 0.10 kg/m,故:單根普通帶張緊后的初拉力為155.17 N5.8計算壓軸力壓軸力的最小值為:22122.07 N表5.1 V帶的設計參數(shù)總匯帶型基準直徑/mm帶速V/m/s基準長度/mm包角V帶根數(shù)Z最小壓軸力/NA1002505.0241610.4916

12、3.47o72122.075.9 V帶輪的設計5.9.1 帶輪的材料。由于減速器的轉速不是很高，故選用HT150型。5.9.2 帶輪的結構形式V帶由輪緣、輪輻、和輪轂組成。根據V帶根數(shù)Z7，小帶輪基準直徑100 mm，大帶輪基準直徑250 mm。故由課本圖8-14小帶輪選擇腹板式。大帶輪選擇孔板式。5.9.3 V帶輪的輪槽V帶輪的輪槽與所選用的V帶的型號相對應，見課本表8-10。V帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形，使V帶工作表面的夾角發(fā)生變化。為了使V帶的工作面與帶輪的輪槽工作面緊密貼合，將V帶輪輪槽的工作面的夾角做成小于40o。V帶安裝到輪槽中以后，一般不應超出帶輪外圈，也不應與輪槽底部接觸。具

13、體參數(shù)見表5.2。.9.4 V帶輪的技術要求鑄造、焊接或燒結的帶輪在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不允許有砂眼、裂縫、縮孔及氣泡；鑄造帶輪在不提高內部應力的前提下，允許對輪緣、凸臺、腹板及輪轂的表面缺陷進行修補；由于帶輪的轉速低于極限轉速，故要做動平衡。表5.2 輪槽的截面尺寸槽型Bd/mm/mm/mmeFmin/mmA11.0 2.758.715±0.3938o6 齒輪的設計因減速器為同軸式，低速級齒輪比高速級齒輪的強度要求高，所以應優(yōu)先校準低速級齒輪。6.1 低速級齒輪傳動的設計計算6.1.1 選取精度等級、材料、齒數(shù)及螺旋角考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸

14、開線斜齒輪。（1） 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB 1009588)。（2） 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS。（3） 選小齒輪齒數(shù)24，大齒輪齒數(shù)Z2Z1i224×3.5484.96，取Z285。（4） 初選螺旋角14o。6.1.2 按齒面接觸強度設計由機械設計課本設計計算公式（10-21）進行計算，即（1）確定公式內的各計算數(shù)值 試選=1.6。 小齒輪傳動的轉矩為 T414.69×103 查課本P205表10-7選取齒寬系數(shù)1。 查課本P201表10-6得材料

15、的彈性影響系數(shù)ZE189.8 由課本P209圖10-2d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1600 MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限為Hlim2550 MPa。 計算應力循環(huán)次數(shù)。 60nj 60×117.91×1×（2×8×300×15）5.09×108 1.44×108由課本P207圖10-19去接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.90；KHN20.95。查課本P217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.433 。 由課本P215圖10-26查得標準圓柱齒輪傳動的端面重合度0.77 ，0.855。則+1.625

16、。 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應用公式（10-12）得:=0.9×600540 0.95×550522.5 則許用接觸應力為：531.25 （2）設計計算試算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式得84.555 mm計算圓周速度。0.522m/s計算齒寬b和模數(shù)。計算齒寬b b84.555 mm計算摸數(shù)m=3.42 mm計算齒寬與高之比。 齒高 h2.25 2.25×3.427.695 10.99 計算縱向重合度=0.318=1.903 計算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)=1，根據0.522 m/s，7級精度, 由課本圖10-8查得動載系數(shù)K0.9

17、5；由課本表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，K1.423；由10.99，K1.423查圖10-13得 K1.35；由課本表10-3 得: K1.4。故載荷系數(shù)K KK K 1×0.95×1.4×1.4231.893按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑dd84.555×89.430 計算模數(shù)3.62 mm6.1.3 按齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式（1）確定計算參數(shù) 計算載荷系數(shù)。K K K1×0.7×1.4×1.351.323 根據縱向重合度1.903，從課本圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)

18、0.88小齒輪傳遞的轉矩414.69 kN·m。確定齒數(shù)z。因為是硬齒面，故取Z124，Z2i21Z13.54×2484.96，取Z285。傳動比誤差  iuZ2/Z185/243.54，i0.0175，允許。 計算當量齒數(shù)。26.2793.05 查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)。查課本表10-5得齒形系數(shù)2.592；2.211 應力校正系數(shù)1.596；1.774查課本圖10-20c得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限 。        

19、0;     查課本圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)K0.88；K0.90。 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 計算接觸疲勞許用應力。314.29 MPa244.29 MPa計算大小齒輪的 并加以比較。0.013 160.017 49大齒輪的數(shù)值大，故選用。（2） 設計計算2.56 mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m3 mm，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d89.430來計算應有的齒數(shù).于是由:z28.9 取z29

20、那么zuz13.54×29102 6.1.4 幾何尺寸計算（1）計算中心距 a202.516 將中心距圓整為203。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角arccosarccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正。（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑d89.879 d316.125 （4）計算齒輪寬度B1×89.87989.879 mm圓整后取90 mm；95 mm。（5） 修正齒輪圓周速度0.555m/s6.2 高速級齒輪傳動的設計計算6.2.1 選取精度等級、材料、齒數(shù)及螺旋角考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪。（1） 運輸機為一般工作機器，速度

21、不高，故選用7級精度（GB 1009588)。（2） 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS。（3） 考慮到此設計減速器為同軸式，故仍選小齒輪齒數(shù)24，大齒輪齒數(shù)Z2Z1i224×3.5484.96，取Z285。（4） 初選螺旋角仍為14o。6.2.2 按齒面接觸強度設計由機械設計課本設計計算公式（10-21）進行計算，即（1）確定公式內的各計算數(shù)值 試選=1.6。 小齒輪傳動的轉矩為 T120.81×103 查課本P205表10-7選取齒寬系數(shù)0.8。 查課本P201表10-6得材料的彈性

22、影響系數(shù)ZE189.8 由課本P209圖10-2d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1600 MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限為Hlim2550 MPa。 計算應力循環(huán)次數(shù)。 60nj 60×417.39×1×（2×8×300×15）1.803×109 5.093×108由課本P207圖10-19去接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.90；KHN20.95。查課本P217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.433 。 由課本P215圖10-26查得標準圓柱齒輪傳動的端面重合度0.77 ，0.855。則+1.625

23、計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應用公式（10-12）得:=0.9×600540 0.95×550522.5 則許用接觸應力為：531.25 （2）設計計算試算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式得66.049 mm計算圓周速度。1.443m/s計算齒寬b和模數(shù)。計算齒寬b b52.839 mm計算摸數(shù)m=2.67 mm計算齒寬與高之比。 齒高 h2.252.25×2.676.008 10.99 計算縱向重合度0.3181.522 計算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)=1，根據1.443 m/s，7級精度, 由課本圖10-8查得動載系數(shù)K1.07；由課本

24、表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，K1.423；由10.99，K1.423查圖10-13得 K1.35；由課本表10-3 得: K1.4。故載荷系數(shù)K KK K 1×1.07×1.4×1.4232.13按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑dd66.049×72.658 計算模數(shù)2.94 mm6.2.3 按齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式（1）確定計算參數(shù) 計算載荷系數(shù)。K K K1×1.07×1.4×1.352.02 根據縱向重合度1.903，從課本圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)0.88小齒

25、輪傳遞的轉矩120.81 kN·m。確定齒數(shù)z。因為是硬齒面，故取Z124，Z2i21Z13.54×2484.96，取Z285。傳動比誤差  iuZ2/Z185/243.54，i0.0175，允許。 計算當量齒數(shù)。26.2793.05 查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)。查課本表10-5得齒形系數(shù)2.592；2.193 應力校正系數(shù)1.596；1.783查課本圖10-20c得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限 。         

26、0;    查課本圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)K0.85；K0.88。 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 計算接觸疲勞許用應力。303.57 MPa238.86 MPa計算大小齒輪的 并加以比較。0.013 160.016 40大齒輪的數(shù)值大，故選用。（3） 設計計算2.16 mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m2.5 mm，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d66.049來計算應有的齒數(shù).于是由:z25.63 取z26那么z

27、uz13.54×2692.04，取 z292。6.2.4 幾何尺寸計算（1）算中心距 a141.906 將中心距圓整為141。為滿足同軸式圓柱齒輪的中心距應相等，并保證低速級圓柱齒輪的最小強度，故按低速級圓柱齒輪的中心距計算。即a203 mm。并調整小齒輪齒數(shù)Z135，則Z2ui3.54×35123.9，圓整為124。（2）按要求設計的中心距和修正的齒數(shù)修正螺旋角arccosarccos（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑d89.370 d316.628 （4）計算齒輪寬度B0.8×89.37071.496 mm圓整后取 B275 mm；B180 mm。（5）修正齒輪

28、的圓周速度1.952m/s表6.1 各齒輪的設計參數(shù) 齒輪參數(shù)高速級齒輪1中間軸齒輪2中間軸齒輪3低速級齒輪4材料40Cr（調質），硬度為280HBS45鋼（調質） 硬度為240HBS40Cr（調質），硬度為280HBS45鋼（調質）硬度為240HBS齒數(shù)3512429102螺旋角模數(shù)2.53齒寬/mm80759590中心距/mm203齒輪圓周速/m/s1.9520.555修正傳動比3.546.3 齒輪的結構設計高速軸齒輪1做成實心式如圖6.1（b），中間軸齒輪3做成齒輪軸，中間軸齒輪2和低速軸齒輪4兩個大齒輪使用腹板式結構如圖6.1（a）圖6.1 齒輪結構設計示意圖7 傳動軸和傳動軸承的設計

29、7.1 低速軸、傳動軸承以及聯(lián)軸器的設計 7.1.1 求輸出軸上的功率P，轉速，轉矩P4.92 KW 33.30 r/min 1410.99 Nm7.1.2 求作用在齒輪上的力因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 316.125 而 F8926.93 N FF3356.64 N FFtan4348.16×2315.31 N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖7.1所示。圖7.1 軸的載荷分布圖7.1.3 初步確定軸的最小直徑（1）先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調質處理。根據課本，取，于是得112×61.32（2）聯(lián)軸器的選擇。輸出軸的最小直

30、徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑（圖7.2）。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適,故需同時選取聯(lián)軸器的型號。查課本表14-1,考慮到轉矩變化很小，故取1.3，則：1.3×1410.99×1091834.287 按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查機械設計手冊表17-4，選用LT10彈性套柱銷聯(lián)軸器（GB/T43232002），其公稱轉矩為2000。半聯(lián)軸器的孔徑d165 mm，故取65 mm，半聯(lián)軸器的長度L142 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1107 mm。7.1.4 軸的結構設計（1）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定

31、位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑80 mm；左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D85 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1107 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故-的長度應比L1略短一些,現(xiàn)取105 mm。 初步選擇滾動軸承。因軸承同時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80 mm，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承（GB/T 2971994）30217型，其尺寸為d×D×T85 mm×150 mm×30.5 mm，故85 mm；右端圓錐滾子軸承

32、采用套筒進行軸向定位，取套筒寬為14 mm，則44.5 mm。 取安裝齒輪處的軸段90 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為90 mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取86 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h0.07d，故取h7 mm，則104 mm。軸環(huán)寬度,取b12 mm。 軸承端蓋的總寬度為37.5 mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故取67.5 mm。至此，已初步確定了低速軸的各段直徑和長度。 圖7.2 低速軸的結構設計示意圖表 7.1 低

33、速軸結構設計參數(shù) 段名參數(shù)-直徑/mm65 H7/k68085 m690 H7/n610485 m6長度/mm10567.546861244.5鍵b×h×L/mm20 ×12 ×9025×14×70C或R/mm處2×45o處R2處R2.5處R2.5處R2.5處R2.5處2.5×45o（2） 軸上的零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按90 mm由課本表6-1查得平鍵截面b×h25 mm×14 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70 mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，

34、故選擇齒輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為20 mm×12 mm×90 mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。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m6。（3） 確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸左端倒角為2×，右端倒角為2.5×。各軸肩處的圓角半徑為:處為R2，其余為R2.5。7.1.5 求軸上的載荷 首先根據結構圖(圖7.2）作出軸的計算簡圖（圖7.1）。在確定軸承的支點位置時,應從手冊中查得a值。對于30217型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a29.9 mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距57.1+7

35、1.6128.7 mm。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖7.1）。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險截面。計算步驟如下：57.1+71.6128.7 mm4 966.34 N3 960.59 N2 676.96 N3 356.64-2 676.96679.68 N4 966.34×57.1283 578.014 2 676.96×57.1152 854.416 679.68×71.6486 65.09 322 150.53 287 723.45 表7.2 低速軸設計受力參數(shù) 載 荷水平面H垂直面V支反力4 966.34 N，3 960.

36、59 N2 676.96 N，679.68 N彎矩M283 578.014 152 854.416 486 65.09 總彎矩322 150.53 ,287 723.45扭矩T1 410 990 7.1.6 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據課本式(15-5)及表7.2中的數(shù)據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取0.6，軸的計算應力 MPa12.4 MPa前已選軸材料為45鋼，調質處理，查課本表15-1得60MP。因此 ，故此軸安全。7.1.7 精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面截面A,B只受扭矩作用，雖

37、然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將消弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面A,B均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重，從受載來看，截面C上的應力最大。截面的應力集中的影響和截面的相近，但是截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上雖然應力最大，但是應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大,故截面C也不必校核，截面和顯然更不必要校核。由課本第3章的附錄可知，鍵槽的應力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而，該軸只需校核截面左右兩側即可。（2）截面左側抗彎截面系數(shù) W

38、0.10.161 412.5 抗扭截面系數(shù) 0.20.2122 825 截面的右側的彎矩M為 90 834.04 截面上的扭矩為 1 410 990 截面上的彎曲應力1.48 MPa截面上的扭轉切應力 11.49 MPa軸的材料為45鋼，調質處理。由課本表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按課本附表3-2查取。因 經插值后查得1.9 1.29又由課本附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 0.88故有效應力集中系數(shù)按式(課本附表3-4）為1.756由課本附圖3-2的尺寸系數(shù)；由課本附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質量系數(shù)為軸為經表面強化處理，即，則

39、按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得S65.66S16.9216.38S1.5 故可知其安全。（3） 截面右側抗彎截面系數(shù) W0.10.172 900 抗扭截面系數(shù) 0.20.2145 800 截面的右側的彎矩M為 90 834.04 截面上的扭矩為 1 410 990 截面上的彎曲應力1.25 MPa截面上的扭轉切應力 9.68 MPa過盈配合處的，由課本附表3-8用插值法求出，并取0.8，于是得3.24 0.8×3.242.59軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質量系

40、數(shù)為軸為經表面強化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為3.332.68又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得S66.07S16.9211.73S1.5 故該軸的截面右側的強度也是足夠的。本軸因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，低速軸的設計計算即告結束。7.2 高速軸以及傳動軸承的設計 7.2.1 求輸出軸上的功率，轉速，轉矩5.28 KW 417.39 r/min 120.81 Nm7.2.2 求作用在齒輪上的力因已知低速級小齒輪的分度圓直徑為 89.370 而 F2703.5

41、9 N FF2703.591014.15 N FFtan2703.59×984.03 N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖7.1所示。7.2.3 初步確定軸的最小直徑先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調質處理。根據課本，取，于是得112×26.10 mm故圓整取30 mm，輸出軸的最小直徑顯然是V帶輪處的直徑（圖7.3）。V帶輪與軸配合的轂孔長度L1108 mm。7.2.4 軸的結構設計（1）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足V帶輪的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑40 mm。V與軸配合的轂孔長度

42、L1108 mm，故-的長度取108 mm。 初步選擇滾動軸承。因軸承同時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35 mm，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承（GB/T 2971994）30209型，其尺寸為d×D×T45 mm×85 mm×20.75 mm，故45 mm；右端圓錐滾子軸承采用套筒進行軸向定位，取套筒寬為14 mm，則34.75 mm。 取安裝齒輪處的軸段50 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為75 mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂

43、寬度，故取70 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h0.07d，故取h4 mm，則58 mm。軸環(huán)寬度,取b10 mm。 軸承端蓋的總寬度為27.25 mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故取57.25 mm。至此，已初步確定了低速軸的各段直徑和長度。 圖7.3 高速軸的結構設計示意圖表 7.3 高速軸結構設計參數(shù) 段名參數(shù)-直徑/mm30 H7/k64045 m650 H7/n65845 m6長度/mm10857.2539.75701034.75鍵b×h×L/mm10 

44、5;8 ×9016×10×56C或R/mm處1.2×45o處R1.2處R1.6處R1.6處R1.6處R1.6處1.6×45o（2）軸上的零件的周向定位齒輪、V帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按50 mm由課本表6-1查得平鍵截面b×h16 mm×10 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56 mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪轂與軸的配合為；同樣，V帶輪與軸的連接，選用平鍵為10 mm×8 mm×90 mm，V帶輪與軸的配合為。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

45、寸公差為m6。（3）確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸左端倒角為1.2×，右端倒角為1.6×。各軸肩處的圓角半徑為:處為R1.2，其余為R1.5。7.2.5 求軸上的載荷 首先根據結構圖(圖7.3）作出軸的計算簡圖（圖7.1）。在確定軸承的支點位置時,應從手冊中查得a值。對于30209型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a18.6 mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距53.65+63.65117.3 mm。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖7.1）。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C出的、及的值列于下表（參看圖7.1）。

46、表7.4 高速軸設計受力參數(shù) 載 荷水平面H垂直面V支反力1 467.04 N，1 236.55 N760.03 N，254.12 N彎矩M78 706.696 40 775.6095 16 174.738 總彎矩88 641.945 ,80 351.516扭矩T120 810 7.2.6 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據課本式(15-5)及表7.2中的數(shù)據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取0.6，軸的計算應力 MPa9.2 MPa前已選軸材料為45鋼，調質處理，查課本表15-1得60MP。因此 ，故此軸

47、安全。7.2.7 精確校核軸的疲勞強度精確校核高速軸的疲勞強度具體步驟通同7.1.7。經計算該軸在截面左右兩側的強度安全系數(shù)S1.5。故該軸的強度是足夠的。 7.3 中間軸以及傳動軸承的設計 7.3.1 求輸出軸上的功率，轉速，轉矩5.12 KW 117.91 r/min 414.69 Nm7.3.2 求作用在齒輪上的力因已知高速級大齒輪的分度圓直徑為=316.628 F N FF2619.41973.84 N FFtan2619.41×0.207818544.36 N低速級小齒輪的分度圓直徑=89.880 mm 9227.64 N FF9227.643462.46 N Ftan92

48、27.46×0.2593632393.26 N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖7.5所示。7.3.3 初步確定軸的最小直徑先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調質處理。根據課本，取，于是得112×39.37 mm7.3.4 軸的結構設計（1）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了保證軸的強度要求，故取50 mm。 初步選擇滾動軸承。因軸承同時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50 mm，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承（GB/T 2971994）30210型，其尺

49、寸為d×D×T50 mm×90 mm×21.75 mm；左右兩端圓錐滾子軸承采用套筒進行軸向定位，取套筒寬為14 mm，則35.75 mm。 取安裝齒輪處的軸段60 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為90 mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取86 mm，則39.75。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h0.07d，故取h7 mm，則74 mm。-段為小齒輪，其寬度為95 mm，分度圓直徑為89.880 mm。至此，已初步確定了中間軸的各段直徑和長度。 圖7.4 中間軸的結構設計示意圖表 7.5 中間軸結構設

50、計參數(shù) 段名參數(shù)-直徑/mm50 m660 H7/n67489.880 50 m6長度/mm39.758691.259535.75鍵b×h×L/mm18×11×80C或R/mm處2×45o處R2處R2處R2處R2處R2（2）軸上的零件的周向定位齒輪、V帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按60 mm由課本表6-1查得平鍵截面b×h18 mm×11 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為80 mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪轂與軸的配合為；同樣，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

51、m6。（3）確定軸上圓周和倒角尺寸參考課本表15-2，取軸左右兩端倒角為2×。各軸肩處的圓角半徑為R2。7.3.5 求軸上的載荷 首先根據結構圖(圖7.4）作出軸的計算簡圖（圖7.5）。在確定軸承的支點位置時,應從手冊中查得a值。對于30210型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a20 mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距L160.75 mm L2183.75 mm L363.25 mm根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下：圖7.5 中間軸的載荷分析圖軸的受力分析如下：+60.75+183.75+63.25307.75 mm3970.84 N N N973.84+3462.46-2108.322291.98 N 3970.84×60.75241228.53 7848.21×62.25488551.07 2108.32×60.75122612.94 2291.98×62.25142675.76 7.3.6 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度取=0.6 ，軸的計算應力=7.8 MPa查表15-1得=60MP。因 ，故此軸合理