1、中國礦業大學機電工程學院機械制造課程設計 同軸式二級圓柱齒輪減速器設計說明書姓 名：班 級：學 號：指導教師：完成日期：月23日課程設計說明書一、課程設計目的1.了解機械設計的基本方法，熟悉并初步掌握簡單機械的設計方法，設計步驟2.綜合運用已經學過的課程的有關理論和知識進行工程設計，培養設計能力， 培養理論聯系實際的能力，為今后進行設計工作奠定基礎3.通過課程實際培養獨立工作能力4.熟悉與機械設計有關的標準、規范、資料、手冊，并培養運用它們解決實際問題的能力。培養使用資料那個計算、繪圖和數據處理的能力。二、課程設計任務3、帶式運輸機兩級閉式齒輪傳動裝置設計 (一)設計要求(1)設計用于帶式運輸

2、機的傳功裝置；(2)連續單向運轉，載荷較平穩，空載起功，運輸帶允許誤差為5(3)使用期限為10年，小批量生產，兩班制工作。(二)原始技術數據(1)展開式二級園柱齒輪減速器。(三)設計任務(1)確定傳動方案，并繪出原理方案圖。(2)設計減速器。(3)完成裝配圖1張(a0或a1)，零件圖2張。(4)編寫設計說明書。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。考慮到電機轉速高，傳動功率大，將v帶設置在高速級。初

3、步確定傳動系統總體方案如圖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）13500.75/（10000.96）9.57 kw式中，t為工作軸轉矩，n/m；n為工作機的角速度，r/min；為帶式工作機的效率。1.2.2 電動機至工作機的總效率320.960.9830.9820.990.859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，為聯軸器的效率。2 電動機的選擇電動機所需工作功率為： pp/9.57/0.85911.15 kw , 執行機構的曲柄轉速為65.02 r/min經

4、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）65.021170.366502 r/min按電動機的額定功率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y160l4的三相異步電動機，額定功率p為15 kw，滿載轉速1460 r/min，同步轉速1500 r/min。表2.1 電動機的技術參數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1y160l-415146015002.02.2

5、3 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：/1460/65.0222.453.2 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，初步取2.3，則減速器傳動比為：3.124 計算傳動裝置的運動和動力參數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/

6、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 p5.50.965.28 kw 中間軸的輸入功率 25.280.980.985.12 kw 低速軸的輸入功率 25.280.980.984.92 kw滾筒軸的輸入功率 24=4.920.980.994.77 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 （ nm）

7、轉矩公式： 9550p/ nm電動機軸的輸出轉矩 9550 95505.5/960254.71 nm高速軸的輸入轉矩 955095505.28/417.39120.81 nm中間軸的輸入轉矩 955095505.12/117.91414.69 nm低速軸的輸入轉矩 955095504.92/33.301410.99 nm 滾筒軸的輸入轉矩 955095504.77/33.301367.97 nm4.3.2 各軸的輸出轉矩 高速軸的輸出轉矩 0.98118.39 nm中間軸的輸出轉矩 0.98406.40 nm低速軸的輸出轉矩 0.991396.88 nm滾筒軸的輸出轉矩 0.961313.25

8、 nm 軸 參數 電機軸 軸 軸 軸滾筒軸功率p/kw5.55.285.124.924.77轉矩t/（nm）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選取工作情況系數：1.21.25.56.6 kw 式中為工作情況系數，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

9、 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2.3100230 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：

10、-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0.11 kw 。查課本表8-2得帶長修正系數0.96 。查課本表8-5,并由內插值法得小帶輪包角修正系數0.96 ，于是(0.95+0.11)0.960.991.007 kw5.6.2 計算v帶的根數z由公式8-26得6.55故

11、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z最小壓軸力/na1002505.0241610.49163.47o72122.075.9 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z7，小帶輪基準直徑100 mm，大帶輪基準直徑250 mm。故由課本

12、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生彎曲變形，使v帶工作表面的夾角發生變化。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。具體參數見表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.

13、2 輪槽的截面尺寸槽型bd/mm/mm/mmefmin/mma11.0 2.758.7150.3938o6 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、齒數及螺旋角考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，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24，大齒輪齒數z2z

14、1i2243.5484.96，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值 試選=1.6。 小齒輪傳動的轉矩為 t414.69103 查課本p205表10-7選取齒寬系數1。 查課本p201表10-6得材料的彈性影響系數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。 計算應力循環次數。 60nj 60117.911（2830015）5.09108 1.44108由課本p207圖10

15、-19去接觸疲勞壽命系數khn10.90；khn20.95。查課本p217圖10-30選取區域系數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。 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數s=1,應用公式（10-12）得:=0.9600540 0.95550522.5 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。計算齒寬b b84.555 mm計算摸數m=3.42 mm計算齒寬與高之比。 齒高 h2.25 2.25

16、3.427.695 10.99 計算縱向重合度=0.318=1.903 計算載荷系數k。已知使用系數=1，根據0.522 m/s，7級精度, 由課本圖10-8查得動載系數k0.95；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k kk k 10.951.41.4231.893按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑dd84.55589.430 計算模數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 計算載荷系數。k k k1

17、0.71.41.351.323 根據縱向重合度1.903，從課本圖10-28查得螺旋角影響系數0.88小齒輪傳遞的轉矩414.69 knm。確定齒數z。因為是硬齒面，故取z124，z2i21z13.542484.96，取z285。傳動比誤差 iuz2/z185/243.54，i0.0175，允許。計算當量齒數。26.2793.05查取齒形系數和應力校正系數。查課本表10-5得齒形系數2.592；2.211 應力校正系數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。查課本圖10-18得彎曲疲勞壽命系數k0.88；k0.90。 取彎曲疲勞安全系數

18、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m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按gb/t1357-1987圓整為標準模數,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.于是由:z28.9 取z29那么zuz13.5429102 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

19、arccosarccos因值改變不多,故參數,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b189.87989.879 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、齒數及螺旋角考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，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240

20、hbs。（3） 考慮到此設計減速器為同軸式，故仍選小齒輪齒數24，大齒輪齒數z2z1i2243.5484.96，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值 試選=1.6。 小齒輪傳動的轉矩為 t120.81103 查課本p205表10-7選取齒寬系數0.8。 查課本p201表10-6得材料的彈性影響系數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。 計算應力循環次數。 60n

21、j 60417.391（2830015）1.803109 5.093108由課本p207圖10-19去接觸疲勞壽命系數khn10.90；khn20.95。查課本p217圖10-30選取區域系數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 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數s=1,應用公式（10-12）得:=0.9600540 0.95550522.5 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。計算齒寬b

22、b52.839 mm計算摸數m=2.67 mm計算齒寬與高之比。 齒高 h2.252.252.676.008 10.99 計算縱向重合度0.3181.522 計算載荷系數k。已知使用系數=1，根據1.443 m/s，7級精度, 由課本圖10-8查得動載系數k1.07；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k kk k 11.071.41.4232.13按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑dd66.04972.658 計算模數2.94 mm6.2.3 按齒

23、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 計算載荷系數。k k k11.071.41.352.02 根據縱向重合度1.903，從課本圖10-28查得螺旋角影響系數0.88小齒輪傳遞的轉矩120.81 knm。確定齒數z。因為是硬齒面，故取z124，z2i21z13.542484.96，取z285。傳動比誤差 iuz2/z185/243.54，i0.0175，允許。計算當量齒數。26.2793.05查取齒形系數和應力校正系數。查課本表10-5得齒形系數2.592；2.193 應力校正系數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

24、。查課本圖10-18得彎曲疲勞壽命系數k0.85；k0.88。 取彎曲疲勞安全系數 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m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按gb/t1357-1987圓整為標準模數,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.于是由:z25.63 取z26那么zuz13.542692.04，取 z292。6.2

25、.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z135，則z2ui3.5435123.9，圓整為124。（2）按要求設計的中心距和修正的齒數修正螺旋角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b0.889.37071.496 mm圓整后取 b275 mm；b180 mm。（5）修正齒輪的圓周速度1.952m/s表6.1 各齒輪的設計參數 齒輪參數高速級齒輪1中間軸齒輪2

26、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3512429102螺旋角模數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7.1 低速軸、傳動軸承以及聯軸器的設計 7.1.1 求輸出軸上的功率p，轉速，轉矩p

27、4.92 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 fftan4348.162315.31 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11261.32（2）聯軸器的選擇。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑（圖7.2）。為了使所選的軸直徑與聯軸器的孔徑相適,故需同時選取聯軸器的型號。查課本

28、表14-1,考慮到轉矩變化很小，故取1.3，則：1.31410.991091834.287 按照計算轉矩tca應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查機械設計手冊表17-4，選用lt10彈性套柱銷聯軸器（gb/t43232002），其公稱轉矩為2000。半聯軸器的孔徑d165 mm，故取65 mm，半聯軸器的長度l142 mm，半聯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 為了滿足半聯軸器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。半聯軸器與軸配合的轂孔

29、長度l1107 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上, 故-的長度應比l1略短一些,現取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ddt85 mm150 mm30.5 mm，故85 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

30、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 低速軸結構設計參數 段名參數-直徑/mm65 h7/k68085 m690 h7/n610485 m6長度/mm10567.546861244.5鍵bhl/mm20 12 902514

31、70c或r/mm處245o處r2處r2.5處r2.5處r2.5處r2.5處2.545o（2） 軸上的零件的周向定位齒輪、半聯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bh25 mm14 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，故選擇齒輪轂與軸的配合為；同樣，半聯軸器與軸的連接，選用平鍵為20 mm12 mm90 mm，半聯軸器與軸的配合為。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

32、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+71.6128.7 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 966.3457.1283 578.014 2 676

33、.9657.1152 854.416 679.6871.6486 65.09 322 150.53 287 723.45 表7.2 低速軸設計受力參數 載 荷水平面h垂直面v支反力4 966.34 n，3 960.59 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中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動

34、循環變應力，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

35、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 w0.10.161 412.5 抗扭截面系數 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

36、軸的材料的敏性系數為 0.88故有效應力集中系數按式(課本附表3-4）為1.756由課本附圖3-2的尺寸系數；由課本附圖3-3的扭轉尺寸系數。軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質量系數為軸為經表面強化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數為又由課本及3-2得碳鋼的特性系數，取，取于是，計算安全系數值，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 w0.10.172 900 抗扭截面系數 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

37、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 0.83.242.59軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質量系數為軸為經表面強化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數為3.332.68又由課本及3-2得碳鋼的特性系數，取，取于是，計算安全系數值，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

38、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 f2703.59 n ff2703.591014.15 n fftan2703.59984.03 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11226.10 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。

39、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ddt45 mm85 mm20.75 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

40、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 段名參數-直徑/mm30 h7/k64045 m650

41、h7/n65845 m6長度/mm10857.2539.75701034.75鍵bhl/mm10 8 90161056c或r/mm處1.245o處r1.2處r1.6處r1.6處r1.6處r1.6處1.645o（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bh16 mm10 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 mm8 mm90 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，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。

42、（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。現將計算出的截面c出的、及的值列于下表（參看圖7.1）。表7.4 高速軸設計受力參數 載 荷水

43、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中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，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 ，故此軸安全。7.2.7 精確校核軸的疲勞強度

44、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 fftan2619.410.207818544.36 n低速級小齒輪的分度圓直徑=89.880 mm 9227.64 n ff9227.643462.46 n ftan9227.460.2593632393.26 n圓周力

45、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11239.37 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，其尺寸為ddt50 mm90 mm21.75 mm；左右兩端圓錐滾子軸承采用套

46、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 中間軸結構設計參數 段名參數-直徑/mm50 m660 h7/n67489.880 50 m6長度/mm39.758691.25953

47、5.75鍵bhl/mm181180c或r/mm處245o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bh18 mm11 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 3970.8