1、機械設計課程設計設計題目:展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器汽車學院 院（系）車輛工程 專業(yè)班級學號設計人指導教師完成日期 201年月日一、設計任務書（一）課程目的：1、通過機械設計課程設計，綜合運用機械設計課程和其它有關選修課程的理論和生產實際 知識去分析和解決機械設計問題，并使所學知識得到進一步地鞏固、深化和發(fā)展。2、學習機械設計的一般方法。通過設計培養(yǎng)正確的設計思想和分析問題、 解決問題的能力 進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、查閱設計資料和手冊，熟悉標準和規(guī)范。（二）題目：題目4.設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的三軸線雙級斜齒圓柱齒輪減速器。設計基礎數據如下：工作情況載荷平穩(wěn)鼓輪的扭

2、矩T （N?m）810鼓輪的直徑（mm）360運輸帶速度V （m/s）0.85帶速允許偏差（%）5使用期限（年）5工作制度（班/日）2總體布置:1電初機：2嘏軸轄；應特減速黒：功V式運輸機；5-StteSSt 1鼓輪設計任務（三）設計內容：1. 電動機的選擇和運動參數設計計算；2. 斜齒輪傳動設計計算；3. 軸的設計；4. 裝配草圖的繪制5. 鍵和聯(lián)軸器的選擇和校核；6. 滾動軸承的選擇；7. 裝配圖、零件圖的繪制；8. 設計計算說明書的編寫。（四）設計進度：1、第一階段：總體計算和傳動件參數計算2、第二階段：軸和軸系零件的設計3、第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制4、第四階段：裝

3、配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫傳動方案的擬訂及說明設計計算:設計計算及說明結果一：傳動方案的總體設計pw = 3.825kw（一）對給疋傳動方案分析論證總體布置見任務書工作情況：工作有輕震，經常滿載，空載啟動，單向運動。 = 0.862（二）選擇電動機pd = 4.441,電動機類型選擇L d根據電源及工作及工作條件，選用臥式封閉型Y （IP44）系列三相交流異步電動機。2,選擇電動機容量Ped = 5.5kw電動機型號為1）工作機所需功率PwY132M1-6r皿810 X45.12“ ,Pw 3.825kw955095502）傳動裝置總效率 口 =時"2叱 d式中，111、為

4、從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由表2-4查得：滾動軸承0 = 0.99 ;圓柱齒輪傳動2= 0.97 ;彈性聯(lián)軸器5 = 0.992;滑動軸承口4 = 0.96，貝 U耳=叫3；3*4 =0.993 漢0.972 漢0.9922 漢0.96 =0.8623）所需電動機功率Pw3.825Pd w kw 4.44kw0.8624）確定電動機額定功率Ped根據Ped KPd，由第二十章表20- 1選取電動機額定功率Ped=4kW3，計算電動機轉速可選范圍并選擇電動機型號為了便于選擇電動機轉速，先推算電動機轉速可選范圍。由表2- 1查得二級圓柱齒輪傳動比范圍i' = 860，則

5、電動機可選轉速nd =i n國=361 2707r/min可見同步轉速為750 r/min，1000r/min和1500r/min的電動機均符合。進行比較選擇，如下表：方案 電動機型號 額疋功 電動機轉速電動 總傳動比1率（r/min）機質(kw)同步滿載量(kg)1Y160M2-85.5750720119152Y132M2-65.5100096084203Y132S-45.5150014406830由表中數 據可知三個方 案均可行，但 方案2傳動比 比較小，傳動 裝置結構尺寸 較小，而且質 量合理。因此,可采用方案2,選定電動機型號為丫132M2-6。4,電動機的技術數據和外形，安裝尺寸。由

6、表201、表20- 2查出Y132M2-6型電動機的主要技術數據和外形、 安裝尺寸。尺寸 D=38mm，中心高度H=132mm,軸伸長E=80mm。（三）計算傳動裝置總傳動比和各級傳動比1,傳動裝置的總傳動比i = nm 二 960 訂1.28 nw 45.122,分配各級傳動比因為是展開式二級齒輪傳動，故i1 =1.11.5i2，現取1.1，則兩級齒輪減速器高速級的傳動比為:1.1i刀 十.1 21.28=4.83則低速級齒輪傳動比為i2"刀 21.28ii-4.394.83（四）計算傳動裝置的運動參數1,各軸的轉速n （r/min）減速器高速軸為I軸，中速軸為II軸，低速軸為II

7、I軸,ni = nm = 960r / minnH = n = 960198.75r/mini14.83nm98.75 =45.28r/min i24.392,各軸的輸入功率按電動機額定功率Ped計算各軸輸入功率，即P.uPed01 =4.44 0.992 =4.40kW ;P12 =4.40 0.99 0.97 =4.225kW ;P =P23 =4.225 0.99 0.97 =4.06kW ;各軸的輸入轉矩T ( N?m)和輸出轉矩T'(kW)P，4 44Td =9550 丄=955044.17N mnm960PT4 4T = 9550955043.77 N mn j960DA

8、ooc=9550=9550.203.01N m11n198.75P TTT4.06T =95509550： 856.29N mnH45.28匯總如下表:項目電動機軸高速軸1中間軸II低速軸III轉速（r/min）96096019945功率（kW）4.444.404.2254.06轉矩(N?m)44.1743.77203.01856.29傳動比14.834.39效率0.9920.960.96三：齒輪設計計算（一）高速級齒輪的設計設計計算及說明結果1 選定齒輪類型、精度、材料及齒數 按圖所示傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88） 材料：由

9、書表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。兩者材料硬度差40HBS。 初選小齒輪齒數 乙=20 :大齒輪齒數Z2 =204.83 = 96.6mn = 2mmZ1 = 24Z2 =116a = 144.29mm初選取螺旋角1 =142 按齒面接觸強度設計H 3 2KJ1trT確定公式內各計算數值u 1（ZhZe）2 （h）a）試選 Kt = 1.6 ob）由資料1圖10-30選取區(qū)域系數Zh =2.433c）由資料1圖10-26查得3.1 = 0.74 ；-.2 =0.8413 32'10''

10、g = 49.5mm d2 二 239.1mm d =55mm b2 =50mm da1 = 53.5mm da2 = 243.1mm；.-；n r =0.765 0.89 =1.58d）由表10-7選取齒寬系數'd =11e）由表10-6查得材料彈性影響系數Ze =189.8MPa2f）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限二Hiim1 =600MPa ;大齒輪的接觸疲勞強度極限-H lim2 =550MPag）應力循環(huán)次數：9N1 =60n 1jLh =60 960 1 （2 5 300 8） =1.382 1091.382X0N18N2 = = 2.86 漢 10

11、i24.83h）由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數K HN 1 二 0.9, Khn2 二 0.95i）接觸疲勞許用應力：取失效概率為1%,安全系數S=1，由式（10-12）H1KHNHJjm= 0.960540 MPaSK CT；H2： HN2 Hlim2 =0.95 55522.5MPaS許用接觸應力為d f1 = 44.5mm mn 二 2.5mm z<| = 30 z2 二 132a = 208.7mm14 19'37'' d1 = 77.3mm d2 =340.1mm d =85mm b2 =80mm da1 =82.3mm da2 =3451mm d

12、f1 = 71.05mm df2 = 33385mmLh匚 H1二 H22540522.52= 531.25MPa計算a）試算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式得d1t_32 匚6 422 104 警二甥響與 42.33mm1 1.624.83531.25b）計算圓周速度r：.d1t n 1v 42.33 960 = 2.13m/s60 1000 60 1000c)齒寬b及模數mntd)b = d 尙-1 42.33 = 42.33mmmntd1tco=42.33 cos14 = 2.05mm20h =2.25mnt =2.25 2.05 = 4.62mmb h =42.33 4.62 =9.

13、16e）計算縱向重合度 1 =0.318 dZ1tan 1 =0.318 1 20 tan 14 =1.59f）計算載荷系數K已知使用系數Ka =1，根據v = 2.13m/s，7級精度，由圖10-8得動載系數Kv -1.1 ；由表 10-4 查得 Kh"1.40 ；由圖10-13查得K-1.35由表10-3查得Kh：.=心：.=1.4故載荷系數 K 二KaKvKh：.Kh，1 1.1 1.4 1.4=2.16g)按實際的載荷系數校正所得分度圓直徑，由式（10- 10a）得卡=4233T緊=49.18mmd1 二 d1t3h)計算模數mnmnd1 cos ：49.18 cos14Z1

14、20-2.393 .按齒根彎曲強度設計3 2KTYCOS2 ： YFaYsa mn _3.2-:; 將2: 確定計算參數a) 計算載荷系數K =KaKvKf 一 .3=1 1.1 1.35 1.4=2.08".=0.88b）根據縱向重合度；=1.665,從圖10-28查得螺旋角影響系數c）計算當量齒數20ZV1cos3cos314= 21.9z297zV2 3=106.2cos : cos 14d）查取齒形系數：由表10-5查得YFa1 =2.724,YFa2 =2.175查取應力校核系數：由表10-5查得Ysa1 =1.569, Ysa2 =1.795大齒輪的e）由圖10-18查得

15、彎曲疲勞壽命系數Kfn1 =0.85, Kfn2 =0.88f）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限二fe1 =500MPa ；彎曲疲勞強度極限；七2 = 380MPa10 12)g）計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式得二 F 1K FN 1 FE1S0.85 5001.4= 303.57MPa二 F】2K FN 2'- FE2S0.88 3801.4=238.86MPah）計算大、小齒輪的篙，并加以比較YFa1YSa1612.698 1.575303.57= 0.01408丫 Fa 2Y Sa2J22.165 1.804238.86-0.01634大齒輪

16、的數值大 設計計算21 202 1.582 2.08 °22 卅 °88 曲140.0164 = 1.94mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取模數 mn = 2mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑di =49.18來計算應有的齒數。于是由d1 cos P49.18X0314® _ _ o_z<| - 23.86取乙=24，則z2mnnuz =4.83 24 =115.92，取 z2 =116。4,幾何尺寸計算計算中心距(Z1 Z2)mn 廠 2 cos(

17、rrcOS=144.29mm，圓整為144mm 按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos(Z1Z2)mn_ =arccos(24 116) 2 =13 32'10''2a2 "44因值改變不多，故參數 ：、K -：、ZH等不必修正。zgn24 2 計算大、小齒輪的分度圓直徑d149.5mmcos ：cos13 32'10''z?mn116* 2coscos 13 3210”二 239.1mm 計算齒輪齒寬b 二 dd1 = 1 49.5 = 49.5mm圓整后取 b2 =50mm, q = 55mm 大小齒輪的齒頂圓，齒根圓計算da1

18、=d1 2mn =49.52 2 = 53.5mmda2 = d2 2mn = 239.12 2 = 243.1mmdfi 二 di2mn(ha c)=49.52 2.5 = 44.5mmdf2 = d2 -2mn（ha c） =239.1 2 2.5 = 234.1mm 結構設計大齒輪因齒輪齒頂圓直徑大于160mm,而又小于500mm,故以選用腹板式 結構為宜。小齒輪可采用實心式，做成齒輪軸。（二）低速級齒輪設計計算1 選定齒輪類型、精度、材料及齒數 按圖所示傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88） 材料：由書表10-1選擇小齒輪材料

19、為40Cr （調質），硬度為280HBS;大 齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS。兩者材料硬度差40HBS。 初選小齒輪齒數 乙=23 :大齒輪齒數z2 = 25 4.39 = 100 初選取螺旋角142 按齒面接觸強度設計d1t2KJ u 1(ZhZe)2 評Qh丿確定公式內各計算數值a)試選 Kt =2.0。b）由資料1圖10-30選取區(qū)域系數Zh =2.43c）由資料1圖10-26查得'1 = 0.78 ；2 二 0.88，二 12 =0.78 0.88 1.66d）由表10-7選取齒寬系數'd =11e）由表10-6查得材料彈性影響系數Ze =189.8MPa

20、 2f）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限二Hlm1 =600MPa ;大齒輪的接觸疲勞強度極限 二Hlim2 = 550MPag）應力循環(huán)次數：9N1 =60n 1jLh =60 960 1 （2 5 300 8）=1.382 1091.382燈0 N,82 = 1 = 3.15燈0i24.39h）由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數KHN1 =0.9, KHN2 =0.95i）接觸疲勞許用應力：取失效概率為1%,安全系數S=1，由式（10-12）<rH1 = KHN1°Him1 =0.9 漢600 =540MPaS<tH2= HN2 Hlim2 =0

21、.95X550 =522.5MPaS 許用接觸應力為吋"1“®2】=54°+522.5 =531.25Mpa2 2計算a）試算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式得2 漢 2.0 疋 19.56疋104 4.39+1/2.43漢 189.8、2ccd1t 蘭3（）2mm = 75.83mmV11.664.39531.25b）計算圓周速度兀小仆 n1兀沢 75.83198.75,v 一- 0.79m/ s60 0000 60 0000c）齒寬b及模數口玳d）b = % d1t =1 漢 75.83 = 75.83mmd1tCOsB75.83 "osM。“mn

22、t = 3.20mmz123h=2.25mnt =2.25匯3.20=7.31mmbfh =75.83/7.31 =10.37e）計算縱向重合度 邛sp =0.318% 乙 tan B =0.318 漢1 漢 23漢 tan 14* = 1.82f）計算載荷系數K已知使用系數Ka-1，根據v = 0.76m/s，7級精度，由圖10-8得動載系數Kv =1.0 ;由表 10-4 查得 =1.35 ;由圖 10-13查得 Kf ： =1.35由表 10-3 查得 K.二 =1.4故載荷系數 K =KaKvKh 一 Kh2=1 1.0 1.4 1.35=2.044g)按實際的載荷系數校正所得分度圓直

23、徑，由式（10- 10a）得di= d1t3 K =75.83 3 2.044 = 76.38mm Kt2h)計算模數mnmn*站= 76.38 cos14 =3.22Zi233 .按齒根彎曲強度設計mn3 2 KT Yeos2 ： YFaYSa-3 :dZ12：J確定計算參數 計算載荷系數a)K 二KaKvKf：.Kf，1 1.0 1.4 1.35=1.89b)根據縱向重合度 L =1.82，從圖10-28查得螺旋角影響系數丫-： =0.88c)計算當量齒數ZV123cos = cos314 = 25.18ZiZV2Z23 -爭=109.47cos - cos 14d)查取齒形系數：由表10

24、-5查得YFa1 = 2.625YFa2 =2.161查取應力校核系數：由表10-5查得Ysa1 =1.591,Ysa2 =1.795e)由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數KFN1 =0.85, Kfn2 =0.88f)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 匚fe1 =500MPa ；大齒輪的彎曲疲勞強度極限二FE2 = 380MPag）計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式（1012）得Kfnfe1 = 0.85 500 二 303.57MPaS1.4K fn 2- FE 20.88 ： 380S= 238.86MPa1.4h）計算大、小齒輪的:，并加以比較YFa1

25、Ysa1 _ 2.625 1.591=1 -303.57= 0.01376YFa2YSa2 /161795 =。.。俶彳二 f2238.86大齒輪的數值大設計計算mn-3.2 1.89 56 1 04 °88 cos214 0.0163 = 2.27mm1 232 1.66對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取模數 mn = 2.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1 =66.17來計算應有的齒數。于是由d1 cos :Z1 :mn76.38 cos142.5= 29.64取乙=3

26、0，則z2二 UZ =4.39 30 =131.7。4,幾何尺寸計算計算中心距a_（z1_z2）mn2cos :（30132）2.5 = 208.70mm ,圓整為 209mm2 cos14按圓整后的中心距修正螺旋角rcos（z W =arccos（30 132） 2*5 =14 19'37''2 漢 2092a因值改變不多，故參數；一.、K > ZH等不必修正。計算大、小齒輪的分度圓直徑ZE30x2.5cos :cos14 19'37''Z2mn132 2.5cos :cos14 3'45''77.3mm340.1

27、mmd2di計算齒輪齒寬b = d d i =1 77.3 = 77.3mm圓整后取 b2 = 80mm,b_! = 85mm大小齒輪的齒頂圓，齒根圓計算da1=d1 2mn =77.3 2 2.5 = 82.3mmda2=d22mn =340.12 2.5 =345.1mmd fi-2mn(ha c)= 77.3 -2.5 2.5 =71.05mmd f 2 = d2-2mn(ha c) =340.1 - 2.5 2.5 = 333.85mm高速軸強度滿足要求五. 軸的結構設計計算為使中間軸所受的軸向力小，則中間軸的兩個齒輪的旋向和各軸的受力如圖:高速軸Ft中間軸速軸中間軸強度滿足要求低速軸

28、強度滿足要求高速軸軸承合格 中間軸軸承合格 低速軸軸承合格鍵6 x28GB1096-79合格鍵12x45GB1096-79合格鍵12x70GB1096-79合100GB1096-79合 格Pi二 4.4kWniT1=960r/ min= 43770N mm格鍵 18 63GB1096-79 格鍵 14（一）高速軸的結構設計1、求輸入軸上的功率 Pi、轉速ni和轉矩T12、求作用在齒輪上的力因已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 d49.5mm貝U Ft 二21 = 2 43770 N =1768.48N d149.5Fr =Ft tan=1768.48伽2°N =662.06Ncos：co

29、s13 32'10''Fa 二 Fttan ： =662.06 tan13 32'10''N =425.75N圓周力Ft，徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖所示。3、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為40Cr調質處理。根據資料1表15-3，取A°=112，于是得d min A 03.Pi123；960 *60mm軸上有單個鍵槽，軸徑應增加5%所以dmin =18.38 18.38 5 19.53mm圓整取 dmin =20mm.輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器直徑dvII-vIII。為了使所選的軸直徑dvII-vm和聯(lián)軸器孔徑相適應，故同

30、時確定聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩Tea mKaT，查表14-1,取Ka =1.5Tea =1.5 43.77 =65.66N m。按照計算轉矩Tea應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準 GB5272-85, 選用選取ML4型的梅花彈性聯(lián)軸器，其公稱轉矩為140N m。半聯(lián)軸器的 孔徑d25mm，半聯(lián)軸器長度62mm，半聯(lián)軸器和軸配合的轂孔長度Lj = 44mm。根據要求，進行結構設計，如圖。用滾動軸承7206C，B =16mm，再加上套筒的長度，取21mm。d門30mm。L ,為軸到齒輪軸的過渡段，且起軸肩的作用，齒輪軸的df1=49.5mm，故取L-8mm , d心茁 32mm 0 VII-

31、VIII段為最細段，和聯(lián)軸器配合，所以取LVjjV| = 44mm, dv訕I(yè)II = 25mm。為了軸承端蓋的裝拆方便的要求，故取Lv = 53mm，又因為VI-VII段還起軸肩的作用,故取dv -v-=28mm。根據整體設計要求，由三根軸的兩對齒輪配合，取Livy =100.5mm，考慮到右端軸承處的dv亠=30m m，取=40mm。圖中未標圓角處取d =1mm。這樣，以初步確定了軸的各段直徑和長度21 辛辛 茨100聶T42 (3)鍵的選擇根據機械設計課程設計表14-1查得VII-VII處的鍵的代號為 鍵 C8X 32GB1096-79 (8X 7X 32)。(二) 中間軸的設計1 已知

32、該軸的功率P2，轉速n2，轉矩T2P2=4.225KW，n2 =198.75r/mi n ,2.求作用在齒輪上的力已知該軸上大齒輪的分度圓直徑為2T /203010 =1698.1nd 239.1FrFrtan ： n二 Ft n -635.7 N cos :Fa=Ft tan ： = 408.8N該軸上小齒輪的分度圓直徑為d2Ft /J 2-2030叭 5252.52N d77.3tan 二/二 FtA -1973.13Ncos -di = 239.1mm=77.3mmT2 =2.0301 105 Nmm，Fa二 Fttan 1 =1341.48N3、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為40c

33、r調質處理。根據表15-3，取c=105，于是得萬 I1 4 225dmin 9廠叫扇=31.03mm中間軸的最小直徑是和軸承配合處的直徑，根據軸承內徑系列，選擇軸承代號為7307AC取d=35mm，尺寸外形為 d D B = 35mmX 80mmx 21mm, 其余尺寸見圖。4. 軸的結構設計安裝大齒輪處的鍵型號為鍵 10 36GB1096-79鍵 10 70GB1096-79軸上零件裝配方案和尺寸如圖安裝小齒輪處的鍵型號為根據要求，進行結構設計，如圖。軸最細處為1-11段，裝滾動軸承，選取d= 35mm，軸承型號7207CBG292-83軸承B =17mm。為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此

34、軸段應略短于輪轂寬度，故取L|=84mm，d = 37mm。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h 0.07d，故取h=4mm<右端裝軸承處V-VI段同1-11段結構相似，取dV. = 35mm。初步估計齒輪 到箱體內壁距離，和箱體厚度，滾動軸承寬度，油溝寬度等距離，取LV _ = 26mm。圖中未標圓角處取r = 1.6mm，和滾動軸承配合處圓角r =1mm。這樣，以初步確定了軸的各段直徑和長度。（三）低速軸的設計1 已知該軸的功率P3，轉速n3，轉矩T3P3=4.06KW， n3=45.28/ r/min ,T3 =856290N mm ，2.求作用在齒輪上的力已知該軸上齒輪的分度圓直徑為

35、d1 = 340.1mmFt =2T /856290 = 5035.52nd 340.1Fr=Ft tan =1891.61 Ncos -Fa= Ftta n 1： =1286.06N3、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼調質處理。根據表15-3，取c = 112，于是得dmin -C3= 1123 4.0650.129mm。45.28安裝兩個鍵槽增大直徑7%，得dmin = 53.64mm取 dmin =54mm此軸的最小直徑是和聯(lián)軸器配合處的直徑，選取聯(lián)軸器（同前面的方 法一樣）的型號為 HL5的彈性柱銷聯(lián)軸器（HL5聯(lián)軸器55 X142GB5014-85），主動端d=55mm,長L

36、=142mm，和聯(lián)軸器配合處軸長L1=107mm。查機械設計課程設計表15-6,選擇軸承代號為7211C的深溝球軸承，尺寸外形為 d D B =55 100 214.軸的結構設計安裝大齒輪的鍵型號為 鍵18 65GB1096-97 安裝聯(lián)軸器處的鍵為 鍵16 125GB1096-97 軸上零件裝配方案和尺寸如圖如圖。由之前聯(lián)軸器選擇所知，軸最細處為1-11段，裝半聯(lián)軸器，選取 d _=54mm，半聯(lián)軸器和軸配合的轂孔長度L1 = 142mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-11段的長度應比L1略短一些，現 取L=142mm。初步選定滾動軸承，選取7212C，故d=dv

37、= 55mm，又因為軸承B =22mm，為了使軸承端蓋更可靠地壓緊軸承，此軸段應略短于B，故取L|.v = 21mm。為了軸承端蓋的裝拆方便，故取Lv|v = 49mm，又因為VII-VIII段還起軸肩的作用，故取 dv-v58mm。IV-V段起左端軸承的軸肩作用，顧取 d v = 67mm。VI-VII段為低速組齒輪，由之前齒輪設計所得，齒寬為 b = 80mm， 為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取Lv- = 80 mm，dv-65mm。齒輪左端采用軸肩定位，軸肩高度h 0.07d，故取h = 5mm，則軸環(huán)處的直徑dv”=70mm，軸環(huán)寬度b_1.4h，取Lv

38、87;=10mm。初步估計齒輪 到箱體內壁距離，和箱體厚度，滾動軸承寬度，油溝寬度等距離，取Lv二34mm。因為要和低速級小齒輪相精確嚙合，由中速軸的結構設計可確定L v_v = 63mm ，d v =67mm。圖中未標圓角處取 r = 2mm，和滾動軸承配合處圓角r_. = 1.6mm。這樣，以初步確定了軸的各段直徑和長度。五.軸、軸承、鍵的校核（一）各軸上的載荷1.高速軸的校核Ft1 =1768.48N di-Ft bn* -662.06N cos卩Fa = Ft tan 0 =425.75N水平面上受力分析 L= 182mmF NH146Ft- -446.98N LFNH 2-136Ft

39、 - 1321.5N LMh=FNH1 匯 146.5 =65482.57N mmF NV1汽46 _Ma-L= 109.44NFNV2Fr*136 + M；ccn on Ki-L552.62 NM vi=FNV1 江 136 =14883.84N mmM v2=M “ + M a =25421.15N mmM1 :=JM H1 + M V1= 67152.78N mmM 2= ；Mh2 +Mv22= 70243.87N mm將危險截面的水平彎矩、垂直彎矩、總彎矩及扭矩列表：2).彎扭合成校核軸的強度載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=446.98NFnv1 =109.44NFnh2=132

40、1.5NFnV2 = 552.62N彎矩MMh =6548257N mmMV1 =1488384N mmMV2 =25421.15N mm總彎矩M1 =67152.78N mmM2 =70243.87N mm扭矩TT= 43.77N m根據軸的彎扭合成條件，取。=0£,33W =0.1d= 10382.3mm軸的計算應力為-ca M 2C T3)2W:6.77MPa軸的材料為40cr,調質處理。由 機械設計表15-1查得U = 70MPa因此二ca :二1，故安全3）精確校核軸的疲勞強度LCICL553 亠 42 確定危險截面由圖可知W截面彎矩較大，僅次于III，且W截面受扭，III

41、截面不受扭，故確定W截面為危險截面。 W截面左側W =o.1d3 = 12128.74mm333WT =0.2d= 24257.48mmM二 b =4.62 MPaw= = 1.80 MPa WT軸的材料為40Cr調質由機械設計（下同）表15-1查得：二 B =735MPa-4 = 355MPa4 =200MPa有軸肩形成的理論應力集中系數按附表 3-2查得：-.-2.105、：=1.238又由附圖3-1查得：q 口 = 0.82= 0.865=11)=1.9061g =1 +qds -1) =1.2047由附圖3-2, 3-3得：紜=°.72名 t =0.75軸按磨削加工，由附圖3

42、-4查得：Ba = B £ =0.91軸未經表面處理，即：Bq ik1K廠 ° +-1 =2.7463備賂k1=+ 亍-1 =1.7052又由3-1章、3-2章得：也= 0.25性=0.13S =27.98K/a +%S =12.47K 占a+mSca/ d11.39 aS 1.5Jss；因此該截面的強度是足夠的。W截面右側33W=0.1d =6400 mmWt =0.2d3 =12800mm3陣=M=10.976MPawet = = 3.42 MPaWt軸的材料為40Cr調質由機械設計(下同)表15-1查得： B =735MPa=355MPa.1 = 200MPa3-2查

43、得:有軸肩形成的理論應力集中系數按附表:匚=2.105=1.698又由附圖3-1查得：q 十 0.82q = 0.86k：. " q( ；1) =1.9061k 1 q (:-1) =1.6003由附圖3-2, 3-3得：；=0.7一 0.72軸按磨削加工，由附圖3-4查得：戰(zhàn)二卩.=0.91軸未經表面處理，即：Bq 二1k _1K-1=2.822K = k 1 -1 =2.3215叫P.又由3-1章、3-2章得：打=0.25= 0.13爼詳:百"1.46“Kf.65S；-Sa. mca8.169 ： ： S 1.5S- S.因此該截面的強度是足夠的。2.中間軸的校核1),

44、中間軸的彎扭組合強度的校核分析高速軸所受的力及彎扭矩受力如圖:TFt2NFrl35.72N二 Ft cos1 0-1698.1 d75Fa1=Ft tan - - 408.81N46Ft2T2Fr2FaMlFt 啣鳶 *673.13 cos -Ma2 TnrnnnTnnnrrtTTF NHL=182120.5LErWinmTTnTTm-F NH61 .5-5Mh-Fnh1 61.5 =151676 .84N mmF NV1Fn 血5*“ Fr2 46.5 一 M a2 = 373® “FNV2Fr1 61.5 M a1 Fr2 135.5 M a2=2234.99Nv1=FNV1 5

45、9.5 =22244 .075 N mmv2=M v1 M a1 = 71117 .31 N mmM12 2H1 Mv1 -153299 .26 N mmm22 2H2 M V2 =167521 .75N mm載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩TFNHi=2466.29NFNH2=4484.35NMh =15167684N mmF NV1 = 373.85NFNV2 二 2234.99NMV1 = 22244.075N mmMV2 二 71117.31 N mmM153299.26N mmM2 =167521.75N mmT =203.01N m將危險截面的水平彎矩、垂直彎矩、總彎矩

46、及扭矩列表:2).彎扭合成校核軸的強度根據軸的彎扭合成條件，取=0.6W =0.1d3 =5065.3mm3軸的計算應力為-caM2 CT3)2:33.072MPa軸的材料為40cr,調質處理。由 < 機械設計表15-1查得-1 70MPa 。因此匚ca ：二1，故安全。3)精確校核軸的疲勞強度_ J_lz4 口30 確定危險截面由圖可知III截面彎矩較大，且III面受扭，II截面不受扭，故確 定III截面為危險截面。 W截面左側W =0.1d3 =5065.3mm3Wt =0.2d3 =10130.6mm3Mb33.07MPaw15-1查得:= = 20.05 MPa Wt軸的材料為4

47、0Cr調質由機械設計（下同）二 B = 735MPa二=355MPa.廠 200MPa初選H7/k6配合，由附表3-8得：2 =2.5scr幺=1.9軸按磨削加工，由附圖3-4查得：氏=仁“91軸未經表面處理，即：Bq =1K廠顯+丄-1 =2.60K 廠 “ + 丄-1=2.0又由3-1章、3-2章得：二=0.25S；八= 0.13= 4.129= 9.37SStSCA3.78 “ S =1.5CA sr s2因此該截面的強度是足夠的。W截面右側33W =0.1d=16637.5mmWt =0.2d3 = 33275mm3Mob = =10 07MPaw“ =L = 6.10MPaWt軸的材

48、料為40Cr調質由機械設計(下同)表15-1查得：% =735MPaj =355MPaj =200MPa有軸肩形成的理論應力集中系數按附表 3-2查得：曲=2.20S =1.80又由附圖3-1查得：= 0.88q 廠 0.91心=1 0(%1)乏 2.06心=1 +q0¥_1)止1.73由附圖3-2, 3-3得：備=0.72J =0.76軸按磨削加工，由附圖3-4查得：Ba = B £ 0.91軸未經表面處理，即：Bq = 1k1J+訂-仆2.96s<y 卩<1K廠也+亠-仆2.38又由3-1章、3-2章得：*a = 0.25陣=0.13S匕"1.91Wa Z 申 mS-26.13” Wa+mSca = S° = 10.84 a S = 1.5 "s2因此該截面的強度是足夠的。2.低速軸的校核1),低速軸的彎扭組合