带式运输机上的 同轴式二级圆柱齿轮 减速器 之课程设计

题目：用于带式运输机上的同轴式二级圆柱齿轮减速器学院：姓名：班级：学号： 机械设计课程设计说明书

年 月

1、机械设计的目的 ......................................................................................................................... 1 2、课程设计任务 ............................................................................................................................. 1

2.1、题目 .................................................................................................................................. 1 2.2、工作要求 .......................................................................................................................... 1 2.3、运动简图 .......................................................................................................................... 1 2.4、原始数据 .......................................................................................................................... 1 3、 各主要部件选择 ....................................................................................................................... 1 4、电动机选择 ................................................................................................................................. 2

4.1、选择电动机类型 .............................................................................................................. 2 4.2、电动机功率的转速 .......................................................................................................... 2 4.3、选择电动机的功率 .......................................................................................................... 2 4.4、电动机的型号 .................................................................................................................. 2 5、计算总传动比和分配比 ............................................................................................................. 4 6、计算传动装置的运动和动力参数 ............................................................................................. 4

6.1、各轴转速 .......................................................................................................................... 4 6.2、各轴功率 .......................................................................................................................... 4 6.3、各轴转矩 .......................................................................................................................... 5 将计算结果汇总列表备用。如下表 ....................................................................................... 5 7、V带传动的设计 ......................................................................................................................... 5

7.1、确定计算功率 .................................................................................................................. 5 7.2、确定V带的类型 ............................................................................................................. 5

7.3、确定带轮的基准直径dd1并验算带速v ........................................................................ 6 7.4、确定中心距a，并选择V带的基准长度Ld ................................................................ 6 7.5、验算小带轮上的包角 ...................................................................................................... 7 7.6、确定带的根数z .............................................................................................................. 7 7.7、确定带的初拉力F0 ........................................................................................................ 7 7.8、计算带传动的压轴力FP ................................................................................................ 7 7.9、V带轮的结构设计 .......................................................................................................... 8 8、齿轮的设计 ................................................................................................................................. 9

8.1、低速级齿轮传动的设计计算 .......................................................................................... 9 8.2、高速级齿轮传动的设计计算 ........................................................................................ 15 8.3、齿轮的结构设计 ............................................................................................................ 22 9、轴的设计计算 ........................................................................................................................... 22

9.1、原始参数 ........................................................................................................................ 22 9.2、高速轴以及传动轴承的设计 ........................................................................................ 22 9.3、低速轴、传动轴承以及联轴器的设计 ........................................................................ 26 9.4、中间轴以及传动轴承的设计 ........................................................................................ 30 10、轴承的选择和校核计算 ......................................................................................................... 34

10.1、30309型号单列圆锥滚子轴承的寿命计算 ............................................................... 34 10.2、30210型号单列圆锥滚子轴承的寿命计算 ............................................................... 34

10.3、30314型号单列圆锥滚子轴承的寿命计算 ............................................................... 35 11、 键连接的选择与校核计算 ................................................................................................... 35 12、联轴器的选择 ......................................................................................................................... 36

12.1、联轴器类型的选择 ...................................................................................................... 36 12.2、联轴器的型号选择 ...................................................................................................... 36 13、减速器的箱体设计 ................................................................................................................. 36

13.2、其他结构的设计 ......................................................................................................... 37 13.2.5、定位销 ..................................................................................................................... 38 13.2.6、油标 ......................................................................................................................... 38 14、设计小结 ................................................................................................................................. 39

1、机械设计的目的

1）、了解机械设计的基本方法，熟悉并初步掌握简单机械的设计方法，设计步骤 2）、综合运用已经学过的课程的有关理论和知识进行工程设计，培养设计能力，培养理论联系实际的能力，为今后进行设计工作奠定基础 3）、通过课程实际培养独立工作能力 4）、熟悉与机械有关的标准、规范、资料、手册，并培养运用它们解决实际问题的能力。培养使用资料那个计算、绘图和数据处理的能力。

2、课程设计任务

2.1、题目

设计一用于带式运输机上的同轴式二级圆柱齿轮减速器。

2.2、工作要求

工作平稳，单向运转，双班制工作。运输带容许速度误差为5%。减速器成批生产，使用期限10年(每年300个工作日）。

2.3、运动简图

2.4、原始数据 运输机工作轴扭矩(N.m) 运输带速度V (m/s) 卷筒直径D (mm) 1600 0.8 350 3、各主要部件选择

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目的 动力源 齿轮 轴承 联轴器 过程分析 斜齿传动平稳 轴承既受径向力又受轴向力 结论 电动机 高速级做成斜齿 低速级做成直齿 单列圆锥滚子轴承 弹性联轴器 4、电动机选择

4.1、选择电动机类型

常用：Y系列三相异步电动机

4.2、电动机功率的转速

60?1000v60?1000?0.8 nw???43.68rmin?D3.14?3504.3、选择电动机的功率

由电动机至工作机之间的总功率为：

Pw?Tnw1600?43.68??7.623kW

9550?w9550?0.96422???轴承?齿轮?联轴器?0.994?0.972?0.992?0.886

Pd?Pw??7.623?8.604kW 0.886因载荷平稳，电动机额定功率

pw只需要稍大于pd即可，按Y系列电动机的技术数

?2~4,二级圆柱齿轮减速器的传

据表，选电动机的额定功率11kW。

4.4、电动机的型号

按推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比i1速的可选范围为:

动比为i2?10～20，则从电动机到卷筒轴的总传动比合理范围为ia?20～80。故电动机转

na?ia?n?(20～80）?43.68?873.6～3494.4r方案 1 2 3 4 电动机型号 Y180L-8 Y160L-6 Y160M-4 Y160M1-2 额定功率 11 11 11 11 min

电动机转速 同步转速 750 1000 1500 3000 满载转速 730 970 1460 2930 根据上表可知电动机同步转速可选1000r

min、1500rmin和3000rmin三种。

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方案 电动机型号 额定功率Ped /kW 电动机转速/r2min 电动机重量同步转速 满载转速 /Kg -1传动装置的传动比 总传动比 V带 减速器 1 2 3 Y160M1-2 Y160M-4 11 11 3000 1500 2930 1460 117 123 33.33 31.74 2.08 16 2.08 8 Y160L-6 11 1000 970 147 21.09 2.3 9.18 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，比较三个方案可知：方案1、2电动机的转速高，重量和价格较低，但总传动比大，传动装置尺寸较大。方案3适中，比较合适。因此选定电动机型号Y160L-6。 查手册可知：

?机座带底角、端盖无凸缘（B3、B6、B7、B8、V5、V6)电动机的安装、外形尺寸。

（单位：mm） 机 级A B C D E F G H K AB AC AD HD L 座 数 号 160L 6 254 254 108 42 110 12 37 160 14.5 330 335 265 385 650 ?机座带底脚、端盖有凸缘（V35、V15、V36)电动机的安装、外形尺寸 机 座 号 160L 级数 6 A B C1 D E F G H K M N 254 254 108 42 +0.018 110 12 +0.002 37 160 14.5 330 335

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5、计算总传动比和分配比

电动机轴为0轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，中间轴承为II轴，低速轴为III轴。 加V带后???轴承??齿轮??联轴器?V?0.99?0.97?0.99?0.96?0.85

422422Pd?PW??7.623?9.0kW 0.85则传动装置总传动比为：

ia?nm970??22.207 nw43.68分配各级传动比

取V带传动的传动比iV为2.5， 则i?ia22.207??8.8828?9 iV2.5二级减速器中两级齿轮传动比相等，i1?i2?i?3

6、计算传动装置的运动和动力参数

6.1、各轴转速

电动机轴：n0?970r?轴：n??minnm970??388rminiV2.5

n388?轴：n??Ⅰ??129.33rmini13Ⅲ轴：nⅢ?n?192.33??43.11rmini23卷筒轴：nⅣ?nⅢ?43.11rmin

6.2、各轴功率

?轴输入功率：P??Pd??01?9.0?0.96?8.64kW?轴输入功率：P??P???12?8.64?0.99?0.97?8.30kWⅢ轴输入功率：PⅢ?P???23?8.30?0.99?0.97?7.97kW卷筒轴输入功率：PⅣ?PⅢ??34?7.97?0.99?0.96?7.57kW

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6.3、各轴转矩

电动机轴输出转矩：T0?9550??轴输入转矩：T??9550?Ped9.0?9550??88.61N?mnm970P?8.64?9550??212.66N?mn?388PⅡ8.3?9550??612.89N?mnⅡ129.33PⅢ7.97?9550??1765.56N?mnⅢ43.11PⅣ7.57?9550??1676.95N?mnⅣ43.11

Ⅱ轴输入转矩：TⅡ?9550?Ⅲ轴输入转矩：TⅢ?9550?卷筒轴输入转矩：TⅣ?9550?将计算结果汇总列表备用。如下表

传动和动力参数结果 功率P/kW 转矩T/(N2m) 转速n/(r/min) 两轴联接 传动比i 效率η 电动机轴 9.00 88.61 970 V带 2.5 0.96 Ⅰ轴 8.64 212.66 388 齿轮 3 0.9606 Ⅱ轴 8.30 612.89 129.33 Ⅲ轴 7.97 1765.56 43.11 齿轮 3 0.9602 Ⅳ轴 7.57 1676.95 43.11 联轴器 1 0.9498 7、V带传动的设计

已知带传动的工作条件为：工作平稳，单向运转，双班制工作。所需传递的额定功率p=9.0kW，小带轮转速n1?970rmin，大带轮转速n2?388rmin，传动比iv?2.5

7.1、确定计算功率

查课本P156表8-8得KA?1.2，则Pca?KAP?1.2?9.0kW?10.8kW

7.2、确定V带的类型

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普通V带选型图 查上图选用普通B型带

7.3、确定带轮的基准直径dd1并验算带速v

7.3.1确定初选小带轮的基准直径，取小带轮基准直径dd1?140mm 7.3.2、验算带速v

v??dd1n160?1000???140?97060?1000ms?7.11ms

因为5ms?7.11ms?25ms，带轮符合推荐范围 7.3.3、计算大带轮的基准直径

dd2?ivdd1?2.5?140mm?350mm

初定dd2?355mm

7.4、确定中心距a，并选择V带的基准长度Ld

7.4.1、0.7(dd1?dd2)?a0?2(dd1?dd2) 取a0?1.4(dd1?dd2)?1.4?(140?355)?693mm 初定中心距a0?695mm 7.4.2、

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Ld0(dd2?dd1)2?2a0?(dd1?dd2)?24a0?(355?140)2?2?695??(140?355)?24?695?2184.17mm?

由课本P145表8-2选基准长度Ld?2180mm 7.4.3、计算中心距及其变动范围

a?a0?Ld?Ld02180?2184.17?695??692.92mm 22中心距的变动范围

amin?a?0.015Ld?692.92?0.015?2180?660.22mmamax?a?0.015Ld?692.92?0.015?2180?725.62mm

7.5、验算小带轮上的包角

57.3?57.3??180??(355?140)??162.22? a692.92?162.22??120??包角满足条件?1?180??(dd2?dd1)7.6、确定带的根数z

已知B带，dd1?140mm,n1?970rmin，iv?2.5,Ld?2180mm查课本表（8-4）（8-5）（8-2）（8-6）得P0?2.11kW,?P0?0.31kW,KL?0.99,K??0.95z?PcaKAP1.2?9.0???4.745根Pr(P0??P0)K?KL(2.11?0.31)?0.95?0.99

圆整得z?5根7.7、确定带的初拉力F0

查表得q?0.170kg/mF0?500?2.5?0.95??10.8?0.17?7.112?256.43N (2.5?K?)Pca?qv2?500?K?zv0.95?5?7.117.8、计算带传动的压轴力FP

FP?2zF0sin?1?162.22???2?5?256.43?sin???2533.49N 22??

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V带的设计参数总汇

带基准直径型 /mm dd1 dd2 带速V/m2-1s 中心距控制范围/mm 基准长度Ld/mm 2180 162.22° 包角α V带根数Z 5 最小压轴单根带力初拉力（Fp)min/N F0/N 2533.49 256.43 B 140 355 7.11 660.22～725.62 7.9、V带轮的结构设计 a、V带轮的材料：由于减速器的转速不是很高，故选HT150型。

b、V带轮的结构形式：V带由轮缘、轮辐和轮毂组成。根据V带根数z=5，小带轮基准直径

dd1?140mm，大带轮基准直径dd2?355mm，故由《机械设计》课本P160图8-14小带轮

选择腹板式，大带轮选择孔板式。 c、V带轮的轮槽

V带的轮槽与选用的V带的型号相相应。见于课本P161表8-11。为了使V带的工作面与带轮的轮槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽的工作面的夹角做成小于40°。V带安装到轮槽中以后，一般不应超出带轮外圈，不应与轮槽底部接触。具体参数见下表。 槽型 B bd 14.0 hmin 3.5 hfmin 10.8 e 19±0.4 fmin 11.5 φ 38° 轮槽工作表面的粗糙度为Ra1.6μｍ或Ra3.2μｍ。 d、V带轮的技术要求

铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有砂眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；由于带轮的转速低于极限转速，故要做动平衡。 e、结构图

腹板式 孔板式

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8、齿轮的设计

8.1、低速级齿轮传动的设计计算

8.1.1、选取精度等级、材料、齿数及螺旋角

（1）选用直齿圆柱齿轮传动，带式输送机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB 10095-88)。

（2）材料选择。由课本P，硬度为280HBS；大齿191表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质）轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。

（3）选小齿轮齿数z3=24，大齿轮齿数z4?i齿轮z3?3?24?72。 （4）取压力角为20°。 8.1.2、按齿面接触强度设计

由机械设计课本P203设计计算公式（10-11）进行计算，即

d3t?32KHtT3u?1ZHZEZ?2??()

??H??du1）确定公式内的各参数值 ①试选KHt?1.6。

②小齿轮传递的转矩为。T3?9.55?106P7.97?9.55?106??1765.56?103N?mm。 nⅢ43.11③查课本P206表10-7选取齿宽系数?d?1。 ④由课本P203图10-20查得区域系数ZH?2.5。

⑤由课本P202表10-5查得材料的弹性影响系数ZE?189.8MPa。 ⑥由课本P202式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z?。

12?a3?arccos(z3cos?24?cos20?)?arccos()?29.841? ?z3?2ha24?2?1z4cos?72?cos20?)?arccos()?23.894? ?z4?2ha72?2?1?a4?arccos(

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???[z3(tan?a3?tan?')?z4(tan?a4?tan?')]2?[24(tan29.841??tan20?)?72(tan23.894??tan20?)]??1.7072?4????34?1.707?0.8743

Z??⑦计算接触疲劳许用应力??H?。

由课本P211图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为?Hlim3?600MPa、

?Hlim4?550MPa。

由课本P209式（10-15）计算应力循环次数：

N3?60nⅢJLh?60?43.11?1?(2?8?300?10)?1.242?108

N31.242?108N4???4.14?107

i3由课本P208图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN3?1.10,KHN4?1.19(允许有一定点蚀）取失效概率为1%、安全系数S?1，由课本P207式（10-14）得KHN3?Hlim31.10?600?MPa?660MPaS1K?1.19?550[?H]4?HN4Hlim4?MPa?654.5MPaS1[?H]3?取[?H]1和[?H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

[?H]?[?H]4?654.5MPa

2）试算小齿轮分度圆直径

d3t?32HHtT3u?1ZHZEZ?2??()?du[?]

3(2?1.6?1765.56?10)(3?1)2.5?189.8?0.8742?3??()13654.5?144.616mm（2）调整小齿轮分度圆直径

1）计算实际载荷系数前的数据准备。 ①圆周速度v。

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v??d3tnⅢ60?1000???144.616?43.1160?1000ms?0.326ms

②齿宽b。

b??dd3t?1?144.616mm?144.616mm

2）计算实际载荷系数KH。

①由课本P192表10-2查得使用系数KA?1。

②根据v?0.326ms，7级精度，由课本P194图10-8查得动载系数KV?1.01。 ③齿轮的圆周力。

2T32?1765.56?103Ft3??N?2.442?104N

d3t144.616KAFt31?2.442?104?N/mm?168.86N/mm?100N/mm b144.616查课本P195表10-3得齿间载荷分配系数KH??1.0。

④由课本P196表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH??1.442。由此，得到实际载荷系数

KH?KAKVKH?KH??1?1.01?1.0?1.442?1.456

3）由课表P204式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径

d3?d3t3KH1.456?144.616?3?140.14mm KHt1.6及相应的齿轮模数m?d3140.14?mm?5.839mm z3248.1.3、按齿面弯曲疲劳强度设计 （1）由课本P200式（10-7）试算模数，即

m?32KFtT3Y?YFaYSa?() 2?dz3[?F]1）确定公式中的各参数值 ①试选KFt?1.3。

②由课本P200式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合系数

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Y??0.25?0.75???0.25?0.75?0.689 1.707③计算

YFaYSa。 [?F]由课本P200图10-17查得齿形系数YFa3?2.65、YFa4?2.24 由课本P201图10-18查得应力修正系数YSa3?1.58、YSa4?1.77。

由课本P209图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为?Flim3?500MPa、

?Flim4?380MPa。

由课本P20810-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN3?0.89、KFN4?0.93 取弯曲疲劳安全系数S?1.4，由课本P207式（10-14）得

[?F]3?KFN3?Flim30.89?500?MPa?317.86MPa

S1.4K?0.93?380[?F]4?FN4Flim4?MPa?252.43MPa

S1.4YFa3YSa32.65?1.58??0.0132

[?F]3317.86YFa4YSa42.24?1.77??0.0157

[?F]4252.43因为大齿轮的

YFaYSa大于小齿轮，所以取 [?F]YFaYSaYFa4YSa4??0.0157 [?F][?F]42）试算模数

32KFtT3Y?YFaYSa2?1.3?1765.56?10?0.6893mt?3?()??0.0157mm22 ?dz3[?F]1?24?4.418mm（2）调整齿轮模数

1）计算实际载荷系数前的数据准备。 ①圆周速度v。

d3?mtz3?4.418?24mm?106.032mm

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v??d3nⅢ60?1000???106.032?43.1160?1000ms?0.239ms

②齿宽b。

b??dd3?1?106.032mm?106.032mm

③宽高比

b。 h?h?(2ha?c?)mt?(2?1?0.25)?4.418mm?9.9405mm

b106.032??10.67 h9.94052）计算实际载荷系数KF。

①根据v?0.239ms，7级精度，由课本P194图10-8查得动载荷KV?1.01。

2T32?1765.56?103?N?3.330?104， ②由Ft3?d3106.032KAFt31?3.330?104?N/mm?314.056N/mm?100N/mm，查P195表10-3得齿面b106.032载荷系数KF??1.0。

KH??1.433，结合③由P196表10-4用插值法查得

b?10.67查课本P197图10-13，得hKF??1.35。

则载荷系数为

KF?KAKVKF?KF??1?1.01?1.0?1.35?1.3635

3）由课本P204式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数

m?mt3KF1.3635?4.418?3?4.489 KFt1.3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疲劳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，可取由弯曲疲劳强度算得的模数4.489，并就近圆整为标准值m=4.5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3?140.14mm,算出小齿轮齿数z3?d3140.14??31.142。 m4.5取z3?32，则大齿轮齿数z4?uz3?3?32?96。 8.1.4、几何尺寸计算

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（1）计算分度圆直径

d3?z3m?32?4.5mm?144mm

d4?z4m?96?4.5mm?432mm

（2）计算中心距

a?d3?d4144?432?mm?288mm 22（3）计算齿轮宽度

b??dd3?1?144mm?144mm

考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽

（5～10）mm，即

b3?b?(5～10)mm?144?(5～10)mm?149～154mm

取b3?150mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b4?b?144mm。

8.1.5、圆整中心距后的强度校核

上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造。为此，可以通过变位法进行圆整。这里采用变位法将中心距就近圆整a’=290mm。圆整时，以变位系数和不超出课本P206中推荐的合理工作范围为宜。其他几何参数，如z3、z4、m、?、?等保持不变。 （1）计算变位系数和

①计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿数高降低系数。

?'?arccos[(acos?)/?']?arccos[(288?cos20?)/290]?21.059?

z??z3?z4?32?96?128

x??x3?x4?(inv?'?inv?)z?(inv21.059??inv20?)?128?2tan?2tan20?

(0.0174971?0.0149044)?128??0.4562tan20?y?a'?a290?288??0.444 m4.5?y?x??y?0.456?0.444?0.012

从课本P206图10-21a可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降。 ②分配变位系数x3、x4。

由课本P207图10-21b可知，坐标点(z?x?,)?(64,0.228)位于L12和L13之间。按这两条22第 14 页

线做射线，再从横坐标的z3、z4处作垂直线，与射线交点的纵坐标分别是

x3?0.335、x4?0.135

（2）齿面接触疲劳强度校核

T3?1765.56?103N?mm、?d?1、先计算课本P203式（10-10）中的各参数：KH?1.455、

d3?144mm、u=3、ZH?2.53、ZE?189.8MPa、Z??0.8829。将它们带入式（10-10)，

得到

122KHT3u?12?1.456?1765.56?1033?1?H??ZHZEZ????2.53?189.8?0.8829?dd32u1?14433?642.38MPa?[?H]齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。

(3）齿根弯曲疲劳强度校核

先计算课本P200式（10-6）中的各参数：KF?1.3635、T3?1765.56?10N?mm、

3?d?1、z3?32。YFa3?2.65、YSa3?1.58、YFa4?2.24、YSa4?1.77、Y??0.701、m=4.5、

将它们代入式（10-6），得到

?F32KFT3YFa3YSa3Y?2?1.3635?1765.56?103?2.65?1.58?0.701??2?dm3z31?4.53?322

?151.44MPa?[?F]3?F42KFT3YFa4YSa4Y?2?1.3635?1765.56?103?2.24?1.77?0.701??32 ?dmz41?4.53?322?143.41MPa?[?F]4齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。

8.2、高速级齿轮传动的设计计算

8.2.1、选取精度等级、材料、齿数及螺旋角

（1）选用斜齿圆柱齿轮传动，带式输送机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB 10095-88)。

（2）材料选择。由课本P，硬度为280HBS；大齿191表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质）轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。

（3）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2?i齿轮z1?3?24?72。 （4）取压力角为20°。 （5）初选螺旋角??14?。 8.2.2、按齿面接触强度设计

（1）、由机械设计课本P219设计计算公式（10-24）进行计算，即

第 15 页

d1t?32KHtT1u?1ZHZEZ?Z?2??()

??H??du1）确定公式内的各参数值 ①试选KHt?1.6。

②小齿轮传递的转矩为。T1?9.55?106P8.64?9.55?106??212.66?103N?mm。 n388Ⅰ③查课本P206表10-7选取齿宽系数?d?1。 ④由课本P203图10-20查得区域系数ZH?2.433。

⑤由课本P202表10-5查得材料的弹性影响系数ZE?189.8MPa。 ⑥由课本P202式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z?。

12tan?ntan20?)?arctan()?20.562?cos?cos14?zcos?24?cos20.562??at1?arccos(1?t)?arccos()?29.974?z1?2hancos?24?2?1?cos14??t?arctan(?at2?arccos(???z2cos?t72?cos20.562?)?arccos()?24.150??z2?2hancos?72?2?1?cos20?

[z3(tan?at1?tan?t')?z4(tan?at1?tan?t')]2?[24(tan29.974??tan20.562?)?72(tan24.150??tan20.562?)]??1.60952??ztan?1?24?tan14????d1??1.905??Z???4???4?1.60951.905(1???)???(1?1.905)??0.68003??31.6095⑦计算接触疲劳许用应力??H?。

由课本P211图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为?Hlim1?600MPa、

?Hlim2?550MPa。

由课本P209式（10-15）计算应力循环次数：

第 16 页

9N1?60nⅠJLh?60?388?1?(2?8?300?10)?1.117?10N11.117?109N2???3.723?108i3由课本P208图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1?0.96,KHN2?1.06(允许有一定点蚀）取失效概率为1%、安全系数S?1，由课本P207式（10-14）得KHN1?Hlim10.96?600?MPa?576MPaS1K?1.06?550[?H]2?HN2Hlim2?MPa?583MPaS1[?H]1?取[?H]1和[?H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

[?H]?[?H]2?583MPa

⑧由课本P219式（10-23）可得螺旋角系数Z?。

Z??cos??cos14??0.985

2）、试算小齿轮分度圆直径

d1t?32HHtT1u?1ZHZEZ?Z?2??()?du[?]

3(2?1.6?212.66?10)(3?1)2.433?189.8?0.68?0.9852?3??()13583?63.446mm（2）、调整小齿轮分度圆直径 1）、计算实际载荷系数前的数据准备。 ①圆周速度v。

v??d1tnⅠ60?1000???63.446?38860?1000ms?1.289ms

②齿宽b。

b??dd1t?1?63.446mm?63.446mm

2）、计算实际载荷系数KH。

①由课本P192表10-2查得使用系数KA?1。

②根据v?1.289ms，7级精度，由课本P194图10-8查得动载系数KV?1.02。 ③齿轮的圆周力。

2T12?212.66?103Ft1??N?6.704?103N

d1t63.446

第 17 页

KAFt11?6.704?103?N/mm?105.665N/mm?100N/mm b63.446查课本P195表10-3得齿间载荷分配系数KH??1.2。

④由课本P196表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH??1.422。由此，得到实际载荷系数

KH?KAKVKH?KH??1?1.02?1.2?1.422?1.741

3）由课表P204式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径

d1?d1t3KH1.741?63.446?3?65.258mm KHt1.6及相应的齿轮模数mn?d1cos?65.258?cos14??mm?2.6383mm z1248.2.3、按齿面弯曲疲劳强度设计

（1）、由课本P219式（10-20）试算模数，即

mnt?32KFtT1Y?Y?cos2??dz12?(YFaYsa) [?F]1）、确定公式中的各参数值 ①试选KFt?1.3。

②由课本P200式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合系数

?b?arctan(tan?cos?t)?arctan(tan14?cos20.562?)?13.140? ?av???cos2?b?1.6095?1.697 2cos13.140??0.25?0.75?0.692 1.697Y??0.25?0.75??v③计算

YFaYSa。 [?F]24247272??26.77z???78.817，查课本，v23333cos?cos14?cos?cos14?由当量齿数zv1?

第 18 页

P200图10-17查得齿形系数YFa1?2.62、YFa2?2.23。

由课本P201图10-18查得应力修正系数YSa1?1.62、YSa2?1.78。

由课本P209图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为?Flim3?500MPa、

?Flim4?380MPa。

由课本P20810-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.84、KFN2?0.94 取弯曲疲劳安全系数S?1.4，由课本P207式（10-14）得

KFN1?Flim10.84?500?MPa?300MPa

S1.4K?0.94?380[?F]2?FN2Flim2?MPa?255.14MPa

S1.4[?F]1?YFa1YSa12.62?1.62??0.0141

[?F]1300YFa2YSa22.23?1.78??0.0156

[?F]2255.14因为大齿轮的

YFaYSa大于小齿轮，所以取 [?F]YFaYsaYFa4Ysa2??0.0156 [?F][?F]2④由课本P218式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y?。

Y??1???2）、试算模数

?120??1?1.905?14??0.778 120?mnt?32KFtT1Y?Y?cos2??dz1232YFaYSa2?1.3?212.66?10?0.692?0.778?cos14??()?3?0.0156mm[?F]1?242?1.965mm

（2）、调整齿轮模数 1）、计算实际载荷系数前的数据准备。 ①圆周速度v。

d1?mntz11.965?24?mm?48.604mmcos?cos14?

第 19 页

v??d1nⅠ60?1000???48.604?38860?1000ms?0.987ms

②齿宽b。

b??dd1?1?48.604mm?48.604mm

③宽高比

b。 h?h?(2han?cn?)mt?(2?1?0.25)?1.965mm?4.42125mm

b48.604??10.99 h4.421252）、计算实际载荷系数KF。

①根据v?0.987ms，7级精度，由课本P194图10-8查得动载荷KV?1.02。

2T12?212.66?103?N?8.751?103N， ②由Ft1?d148.604KAFt11?8.751?103查P?N/mm?180.047N/mm?100N/mm，195表10-3得齿面载

b48.604荷系数KF??1.1。

③由P196表10-4用插值法查得KH??1.419，结合

b?10.99查课本P197图10-13，得hKF??1.34。

则载荷系数为

KF?KAKVKF?KF??1?1.02?1.1?1.34?1.503

3）、由课本P204式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数

mn?mnt3KF1.503?1.965?3?2.062 KFt1.3对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取mn?2.5；为了同时满足接触疲劳强度，需按解除疲劳强度算得的分度圆直径d1?65.258mm来计算小齿轮的齿数，即：

z1?d1cos?65.258?cos14???25.328。 mn2.5取z1?26，则大齿轮齿数z2?uz1?3?26?78。

第 20 页

8.2.4、几何尺寸计算 计算分度圆直径 （1）计算中心距

a?(z1?z2)mn(26?78)?2.5?mm?133.980mm

2cos?2?cos14?将中心距圆整至135mm。为满足同轴式圆柱齿轮的中心距相等，并保证低速级圆柱齿轮的最小强度，故应按低速级圆柱齿轮的中心距计算，即a=290mm，并调整小齿轮齿数z1?56，则z2?uz1?3?56?168。

（2）按要求设计的中心距和修正的齿数修正螺旋角

??arccos(z1?z2)mn(56?168)?2.5?arccos?15.09?

2a2?290（3）计算小、大齿轮的分度圆直径

d1?z1mn56?2.5?mm?145.0mm cos?cos15.09?z2mn168?2.5??435.0mm cos?cos15.09?d2?（4）计算齿轮宽度

b??dd1?1?145mm?145mm

取b1?150mm、b2?145mm （5）修正齿轮的圆周速度

v?参数 齿轮 材料 齿数 模数/mm 压力角 传动比 中心距/mm 齿宽/mm ?d1nⅠ60?1000???145?38860?1000?2.946

中间轴齿轮3 小齿轮 低速级齿轮4 大齿轮 高速级齿轮1 小齿轮 中间轴齿轮2 大齿轮 40Cr（调质），硬度为280HBS 56 45钢（调质）硬度为240HBS 168 40Cr（调质），硬度为280HBS 32 45钢（调质）硬度为240HBS 96 2.5 20° 3 290 4.5 290 b1?150 145 b2?145 435 第 21 页

b3?150 144 b4?144 432 直径分度圆

/mm 基圆 齿顶圆 齿根圆 135.680 150 138.750 右旋 407.039 440 428.750 左旋 135.316 156.015 135.765 左旋 405.947 442.215 421.965 右旋 旋向 8.3、齿轮的结构设计 高速轴齿轮1和中间轴齿轮3做成实心式，中间轴齿轮2和低速轴齿轮4两个大齿轮使用腹板式结构如下图所示。

9、轴的设计计算

9.1、原始参数 PⅠ=8.64kW PⅡ=8.30kW PⅢ=7.97kW TⅠ=212.66N2m TⅡ=612.89N2m TⅢ=1765.56N2m nⅠ=388r/min nⅡ=129.33r/min nⅢ=43.11r/min 9.2、高速轴以及传动轴承的设计 图9.1 高速轴的结构示意图

9.2.1、输入轴上的功率PⅠ，转速nⅠ，转矩TⅠ。 PⅠ=8.64kW，TⅠ=212.66310N2mm，nⅠ=388r/min 9.2.2、作用在齿轮上的力 因为已知高速级小齿轮的分度圆直径为d1?145mm

32T2?212.66?103ⅠFt???2933.24N

d1145

第 22 页

Fr?Fttan?ntan20??2933.24??3959.49N tan?tan15.09?Fa?Fttan??2933.24N?tan15.09??790.90N

9.2.3、初步确定轴的最小直径

先按课本P366式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45刚，调质处理。根据课本P366表15-3，取A0?112，于是得

dmin?A03P8.64Ⅰ?112?3?31.51mm n388Ⅰ故圆整取dⅠ-Ⅱ?32mm，输入轴的最小直径显然是V带轮处的直径dⅠ-Ⅱ。V带轮与轴配合的毂孔长度L1=108mm。

9.2.4、轴的结构设计

（1）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。

1)、为了满足V带的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，根据轴肩高度

a?(0.07～0.1)dⅠ-Ⅱ?2.24～3.2mm，取a?3.0mm，则dⅡ?Ⅲ?38mm；V带与轴配合的

毂孔长度L1=108mm，故Ⅰ-Ⅱ的长度取LⅠ-Ⅱ?108mm。

2）、初步选择单列圆锥滚子轴承。因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dⅡ?Ⅲ?38mm。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（GB/T 276-1994)30309型，其尺寸为45mm3100mm327.25mm，故dⅢ-Ⅳ?dⅥ-Ⅶ?45mm；左端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽度为14mm。轴段Ⅵ-Ⅶ的长度与轴承宽度相同，故取LⅥ-Ⅶ?27.25mm

3）、取安装齿轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣ-Ⅴ?50mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度150mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短与轮毂宽度，故取LⅣ-Ⅴ?146mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h?(2～3)R，由轴径d=50mm，查课本P360表15-2,得R=1.6mm，故取h=4mm，则轴环处的直径dⅤ-Ⅵ?58mm。轴环宽度b≧1.4h，取LⅤ-Ⅵ?10mm

4）、轴承端盖的总宽度为42mm（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，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，

（150-146）?45.25mm 故取LⅡ-Ⅲ?72mm。LⅢ-Ⅳ?27.25?14?

第 23 页

至此，已经初步确定了高速轴的各段直径和长度。 (2)、轴上零件的周向定位

齿轮、V带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按dⅣ-Ⅴ?50mm由课本P106表6-1查得平键截面b3h=14mm39mm，键槽用键槽铣刀加工，长为125mm，同时为了保证齿轮和轴配合良好

H7；同样，V带与轴的连接，选用b3h3L=10mmn6H738mm390mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的轴向定位是由过度配合来保证

k6的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 （3）、确定轴上圆角和倒角尺寸

参考课本P360表15-2，取轴的左端倒角2345°，右端倒角为1.6345°。各轴肩处的圆角半径都为R2.5。

高速轴结构设计参数 参数 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ 段名 Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ 直径/mm 长度/mm 键b3h3L/mm C或R/mm 32 H7 k6 38 72 45 m6 45.25 50 H7 n658 10 45 m6 27.25 108 1038390 146 14393125 Ⅰ处2345° 9.2.5、求轴上的载荷 Ⅱ处R2.5 Ⅲ处R2.5 Ⅳ处R2.5 Ⅵ处R2.5 Ⅶ处1.6345° 在确定轴承支点位置时，应从手册中查取Δ值。对于30309型圆锥滚子轴承，由手册中查得Δ=21.3mm，则L1?147.3mm，L2?94.95mm，L3?90.95mm。 （1）、轴的受力分析简图

D E F G H I

第 24 页

（2）、求水平面支反力 切向力Ft?2TⅠ?2933.24N d1径向力Fr?Fttan?n?3959.49N tan?轴向力Fa?Fttan??790.90N 则FNHA? FNHB?FtL3?1435.063N

L2?L3FtL2?1498.177NN

L2?L39.2.6、绘制水平面弯矩MH图（图D）

MHC1?FNHAL2?136259.232N?mm MHC2?FNHBL3?136259.198N?mm

则MHC?136259.232N?mm 9.2.7、求垂直面内支反力（图E）

FNVA?FrL3?FaL2?L3d12?2245.594N

FNVB?Fr?FNVA?1713.896N

9.2.8、绘制垂直面内弯矩MV图（图F）

MVC1?FNVAL2?213219.150N?mm MVC2?FNVBL3?155878.841N?mm

9.2.9、绘制合成弯矩M图（图G） 根据合成弯矩M?C截面左侧弯矩

2222MC1?MHC?MVC1?136259.232?213219.150?253039.491N?mm

22MH?MVC得

C截面右侧弯矩

2222MC2?MHC?MVC2?136259.232?155878.841?207038.140N?mm

9.2.10、绘制转矩T图（图H）：T?Ftd12933.24?145??212659.9N?mm 229.2.11、绘制当量弯矩Me图（图I）

第 25 页

由当量弯矩图和轴的结构图可知，C和D处都有可能是危险截面，应当分别计算其当量弯矩。此处可将轴的扭切应力视为脉动循环，取??0.6。 则C截面左侧当量弯矩McaC?22MC1?(?T)?283389.675N?mm

C截面右侧当量弯矩M'caC?MC2?207038.140N?mm D截面弯矩McaD???T?127595.94N?mm 9.2.12、求危险截面处轴的计算直径

许用应力 轴的材料选用45钢，调制处理，由手册，[σ-1]=200MPa C截面计算直径dC?3McaC?24.198mm

0.1[??1]计入键槽的影响dC?1.03?24.198mm?24.921mm D截面计算直径dD?3McaD?18.547mm

0.1[??1]9.2.13、检查轴的强度

经与结构设计比较，C截面和D截面的计算直径分别小于结构设计确定的直径，故轴的强度足够。

9.3、低速轴、传动轴承以及联轴器的设计

图9.2 9.3.1、求输出轴上的功率P3，转速n3，转矩T3 PⅢ=7.97kW，TⅢ=1765560N2m，nⅢ=43.11r/min 9.3.2、求作用在齿轮上的力

因为已知低速级大齿轮的分度圆直径为d4?432mm

Ft?2TⅢ2?1765560??8173.89N d4432Fr?Fttan?n?8173.89?tan20??2975.05N

9.3.3、初步确定轴的最小直径

先按课本P366式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。根据课本P366表15-3，取A0=112，于是得

第 26 页

dmin?A03PⅢ7.97?1123?63.804mm nⅢ43.11输出轴的最小直径显然是安装联轴器的直径dⅠ-Ⅱ。为了使所选的轴直径dⅠ-Ⅱ与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。

查课本P347表14-1，考虑到转矩变化很小，故取Ka?1.3，则：

Tca?KaTⅢ?1.3?1765560?2295228N?mm

按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选用LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2500000N2mm。半联轴器的孔径为d1?55mm，故取dⅠ-Ⅱ?55mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。

9.3.4、轴的结构设计 （1）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 1）、为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，根据轴肩高度

a?(0.07～0.1)dⅠ-Ⅱ?3.85～5.5mm，取a?4.0mm，则dⅡ?Ⅲ?63mm；左端用轴端挡圈

定位，按轴端直径取挡圈直径D=68。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ的长度应比L1略短一些，现取

LⅠ-Ⅱ?82mm。

2）、初步选择滚动轴承。因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dⅡ?Ⅲ?63mm。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（GB/T 276-1994)30314型，其尺寸为70mm3150mm338mm，故

dⅢ-Ⅳ?dⅥ-Ⅶ?70mm；右端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽度为14mm，

故LⅥ-Ⅶ?52mm。

3)、取安装齿轮处的轴段dⅣ-Ⅴ?80mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮毂的宽度为144mm，为了使套筒断面可靠地紧压齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取

LⅣ-Ⅴ?140mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h=（2～3）R，由轴径d?80mm查

课本P360表15-2，得R=2mm，故取h=6mm，则轴环处的直径dⅤ-Ⅵ?92mm。轴环宽度b≧1.4h，取LⅤ-Ⅵ?12mm。

4）、轴承端盖的总宽度为37.5mm（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，取端盖的外断面与半联轴器的右端面间的距离

（144-140）?56mm。 l=30mm，故取LⅡ-Ⅲ?67.5mm。LⅢ-Ⅳ?38?14?

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（2）、轴上的零件的周向定位

齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按dⅣ-Ⅴ?80mm由课本P106表6-1查得平键截面b3h=22mm314mm，键槽用键槽铣刀加工，长为125mm，同时为了保证齿轮与轴配

H7；同样，半联轴器与轴的连接，选用n6H7平键为16mm310mm370mm，半联轴器与轴的配合。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡

k6合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 （3）、确定轴上圆周和倒角尺寸。

参考课本P360表15-2，取轴左端倒角为2345°，右端倒角为2.5345°。各轴肩处的圆角半径为Ⅱ处R2，其余为R2.5。

低速轴结构设计参数 参数 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ 段名 Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ 直径/mm 长度/mm 键b3h3L/mm C或R/mm 55 H7 k6 63 67.5 70 m6 56 80 H7 n692 12 70 m6 52 82 16310370 140 223143125 Ⅰ处2345° 9.3.5、求轴上的载荷 Ⅱ处R2.5 Ⅲ处R2.5 Ⅳ处R2.5 Ⅵ处R2.5 Ⅶ处2.5345° 在确定轴承支点位置时，应从手册中查取Δ值。对于30314型圆锥滚子轴承，由手册中查得Δ=30.7mm，则L1?108.5mm，L2?93.3mm，L3?105.3mm。 （1）、轴的受力分析简图

D E F G H I （2）、求水平面支反力 切向力Ft?2TⅢ?8173.89N d4

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径向力Fr?Fttan20??2975.05N 则FNHA? FNHB?FtL3?4333.890N

L2?L3FtL2?3839.997NN

L2?L39.3.6、绘制水平面弯矩MH图（图D）

MHC1?FNHAL2?404351.937N?mm MHC2?FNHBL3?404351.684N?mm

则MHC?404351.937N?mm 9.3.7、求垂直面内支反力（图E）

FNVA?FrL3?1577.406N

L2?L3FNVB?Fr?FNVA?1397.644N

9.3.8、绘制垂直面内弯矩MV图（图F）

MVC1?FNVAL2?147171.980N?mm MVC2?FNVBL3?147171.913N?mm

9.3.9、绘制合成弯矩M图（图G） 根据合成弯矩M?C截面左侧弯矩

22MC1?MHC?MVC404351.9372?147171.9802?430302.313N?mm 1?22MH?MVC得

C截面右侧弯矩

22MC2?MHC?MVC404351.9372?147171.9132?430302.290N?mm 2?9.3.10、绘制转矩T图（图H）：T?Ftd48173.89?432??1765560.24N?mm 229.3.11、绘制当量弯矩Me图（图I）

由当量弯矩图和轴的结构图可知，C和D处都有可能是危险截面，应当分别计算其当量弯矩。此处可将轴的扭切应力视为脉动循环，取??0.6。 则C截面左侧当量弯矩McaC?22MC1?(?T)?1143395.446N?mm

C截面右侧当量弯矩M'caC?MC2?430302.290N?mm D截面弯矩McaD???T?1059336.144N?mm

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9.3.12、求危险截面处轴的计算直径

许用应力 轴的材料选用45钢，调制处理，由手册，[σ-1]=200MPa C截面计算直径dC?3McaC?38.523mm

0.1[??1]计入键槽的影响dC?1.03?38.523mm?39.679mm D截面计算直径dD?3McaD?37.555mm

0.1[??1]9.3.13、检查轴的强度

经与结构设计比较，C截面和D截面的计算直径分别小于结构设计确定的直径，故轴的强度足够。

9.4、中间轴以及传动轴承的设计

图9.3

9.4.1、输出轴上的功率PⅡ，转速nⅡ，转矩TⅡ PⅡ=8.30kW，TⅡ=612890N2mm，nⅡ=129.33r/min 9.4.2、求作用在齿轮上的力

因已知高速级大齿轮的分度圆直径为d2?435mm

Ft?2TⅡ2?612890??2817.89N d2435Fr?Fttan?ntan20??2817.89N??1062.257N cos?cos15.09?Fa?Fttan??1062.257?tan15.09??286.42N

低速级小齿轮的分度圆直径d3?144mm

Ft'?2TⅡ2?612890??8512.36N d3144Fr'?Ft'tan?n?8512.36?tan20??3098.246N

9.4.3、初步确定轴的最小直径

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先按课本P366式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。根据课本P366表15-3，取A0=112，于是得

dmin?A03P8.30Ⅱ?1123?44.84mm nⅡ129.339.4.4、轴的结构设计

（1）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）、为了保证轴的强度要求，故取dⅠ-Ⅱ?dⅤ-Ⅵ?50mm。

2）、初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dⅠmm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级?Ⅱ＝50 的单列圆锥滚子轴承（GB/T 297—1994）30210型，其尺寸为d3D3T＝50 mm390 mm321.75 mm；左右两端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14 mm，则lⅤ-Ⅵ＝35.75 mm。

dⅣ-Ⅴ=60 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。3）、取取安装齿轮处的轴段dⅡ?Ⅲ＝?47已知齿轮毂的宽度为145m，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lⅡ-Ⅲ＝141mm，则lⅠ-Ⅱ＝39.75mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h=（2～3）R，由轴径d?60mm查课本P360表15-2，得R=2mm，故取h=6mm，则dⅢ-Ⅳ＝72 mm。轴环宽度

b?1.4h。Ⅳ-Ⅴ段为小齿轮，其宽度为150 mm，故lⅣ-Ⅴ＝150mm，lIII?IV=88.5mm。

至此，已初步确定了中间轴的各段直径和长度。 （2）、轴上零件的周向定位

齿轮、V带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按dⅡ-Ⅲ＝60 mm由课本P106表6-1查得平键截面b3h＝18 mm311 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为125 mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为

H7；dⅣ-Ⅴ?60mm课本P106表6-1n6H7；同样，滚动轴承与轴的周向n6查得平键截面b3h＝18 mm311 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为140 mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为

定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 （3）、确定轴上圆周和倒角尺寸

参考课本P360表15-2，取轴左右两端倒角为2345。各轴肩处的圆角半径为R2。 中间轴结构设计参数 参数 段名 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ ?直径/mm 长度/mm 键b3h3

50 m6 39.75 60 H7 n672 88.5 60 H7 n650 m6 35.75 141 183113125 第 31 页

150 183113140

L/mm C或R/mm Ⅰ处2345° 9.4.5、求轴上的载荷 Ⅱ处R2 Ⅲ处R2 Ⅳ处R2 Ⅵ处R2 在确定轴承支点位置时，应从手册中查取Δ值。对于30210型圆锥滚子轴承，由手册中查得Δ=20mm，则L1?88.25mm，L2?236mm，L3?90.75mm。 （1）、轴的受力分析简图

D E F G H I （2）、水平面支反力 切向力Ft1? Ft2?2TⅡ?2817.89N d22TⅡ?8512.36N d3径向力Fr1?Ft1tan?n?1062.257N cos? Fr2?Ft1tan?n?3098.246N 轴向力Fa1?Ft1tan??286.42N 则FNHA? FNHB?Ft1(L3?L2)?Ft2L3?4080.102N

L1?L2?L3Ft2(L1?L2)?Ft1L1?7250.148N

L1?L2?L39.4.6、绘制水平面弯矩MH图（图D）

MHC1?FNHAL1?360069.0015N?mm

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