中北大学机械设计基础

中北大学
课 程 设 计 说 明 书
学生姓名： 学 专 题 院： 业： 目：
王正华
学 号：
16
材料科学与工程学院 无机非金属材料工程 单级斜齿圆柱齿轮减速器
指导教师： 指导教师：
职称: 职称:
年
月
日

中北大学
课程设计任务书
2010/2011 学年第 一 学期
学 专
院： 业：
材料科学与工程学院 无机非金属材料工程
王正华 学 号： 16
学 生 姓 名： 课程设计题目：
单级斜齿圆柱齿轮减速器
起 迄 日 期： 课程设计地点： 指 导 教 师： 系 主 任：
8 月 23 日～ 9 月 2 日 5#102 教室
下达任务书日期: 2010 年 8 月 23 日

课 程 设 计 任 务 书
1．设计目的：
(1) 通过课程设计，培养学生综合运用机械设计基础和其他先修课程的理论知识来分 析解决机械设计问题的能力。 (2) 学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。 (3) 进行机械设计基本技能的训练：例如计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和 规范等。
2．设计内容和要求（包括原始数据、技术参数、条件、设计要求等） ：
设计一台单级斜齿圆柱齿轮减速器，该减速器用于双滚式压碎机的传动系统中。 方案简图（题号 10） ：
原始数据：碎料箱滚子轴转速 rpm；碎料箱输入轴所需功率 KW。 技术条件：该压碎机两班制连续工作，单向回转，有较大振动，压碎机滚子转速允许误 差为±5%，使用期限 8 年。
3．设计工作任务及工作量的要求〔包括课程设计计算说明书(论文)、图纸、 实物样品等〕 ：
设计分段进行，在没有原则错误时才能进行下一阶段设计，以保证设计质量。 1) 设计计算 选择电动机， 计算传动装置的运动和动力参数， 进行传动件的设计计算， 校核轴、轴承、键，选择联轴器等。 2) 草图绘制、审查和修改 根据上述设计计算，绘制装配图的主、俯视图。 3) 绘制装配图 除绘制草图内容外，绘制装配图的侧视图，编写技术要求，对零件编 号，填写明细表及标题栏等。 4) 绘制零件图 选择所设计减速器中任一轴和齿轮进行绘制。鼓励采用计算机绘图。 5) 编写设计说明书 要求内容全面， 条理清楚， 书写认真， 图示正确， 符合规定要求。

课 程 设 计 任 务 书
4．主要参考文献：
1. 杨可桢,程光蕴.机械设计基础.第四版.北京:高等教育出版社,1999 2. 吴宗泽,罗圣国.机械设计课程设计手册.第二版.北京:高等教育出版社,1999
5．设计成果形式及要求：
1) 草图 2) 减速器装配图 3) 零件图 4) 设计说明书一份
1 张（A1 坐标纸） 1 张（A0 图） 2 张（A3 图，传动零件轴和齿轮各一张，鼓励用计算机绘图）
6．工作计划及进度：
2010 年 8 月 23 日 8 月 25 日 8 月 27 日 8 月 30 日 9月 1 日 9月 2 日 ~ 8 月 25 日 ~ 8 月 27 日 ~ 8 月 29 日 设计计算 草图绘制、审查和修改 绘制装配图 绘制零件图 编写设计说明书 答辩
系主任审查意见：
签字： 年 月 日

任务书数据 题号 9 (5+4) 题号 10 (5+4)
(加粗者为补充数据) (rpm) (KW) 48 52 55 5.5 120 3.1 100 2.8 125 3.5 75 10 85 4.2 60 2.9 120 5.2 100 3.6 150 4.0 85 8.1 95 4.5 60 6 150 4.2 110 2.5 170 4.3 90 7.8 110 5.6 70 6.5 115 6.0 110 3.2 90 2.4 55 7.0 120 6.1 75 7.0 130 4.9 120 3.0 100 2.8 100 6.0 100 5.0 80 7.5 140 4.5 120 3.8 110 5.0 110 4.5 115 4.0 85 8.0 125 3.5 115 4.2 130 4.5 120 3.0 60 2.9
卷筒转速
卷筒所需功率
3.2 4.2 100 115
破料箱滚子轴转速 (rpm)
破 料 箱 输 入 轴 所 需 功 率 2.8 4.0 (KW) 输送机主轴转速 (rpm) 90 90
题号 13 (6+3) 题号 14 (5+4) 题号 15 (5+4)
输送机主轴扭矩 (105 Nmm) 2.4 3.4 传送带卷筒转速 (rpm) 减速器输出轴功率 输送机工作轴转速 (KW) (rpm) 75 100
3.0 3.3 47.5 60 5.5 70
输 送 机 工 作 轴 扭 矩 11 (105Nmm) 50 (KW)
题 号 16 圆盘转速 (rpm) (6+3) 给料机轴所需功率
3.1 3.2
学生应提交的材料: 学生应提交的材料 草图（用坐标纸绘制减速器装配图中的主、俯视图） ； 减速器装配图（A0 图） ； 零件工作图两张（轴、齿轮各一张，A3 图，用 CAD 绘制） ； 设计说明书一份（包括封面、目录、设计任务书、正文、参考资料） 。 日程安排： 开始 日程安排 8 月 23 日 8 月 26 日 审草图 9 月 2.3 日 答辩 1. 特性尺寸 如传动零件中心距及其偏差； 2. 最大外形尺寸 如减速器总的长、宽、高； 3. 安装尺寸 如地脚螺栓孔，轴伸出端配合长度和直径； 4. 主要零件的配合尺寸 如齿轮和轴、轴承与轴和轴承座孔的配合等。 装配图上应标注的尺寸 装配图上应写有技术特性、技术要求。 装配图上零件编号应按顺时针方向排列。 明细表和标题栏见《机械设计课程设计手册》P8，但需 注意长度应为 180mm（不是 150mm） 。 图纸幅面、图样比例按《机械设计课程设计手册》P8 要求。 图上粗细线型要分明。 零件图上应标注出: 零件图上应标注出 尺寸公差；表面粗糙度； 形位公差；技术要求；传动件的啮合参数表。 标题栏按《机械设计课程设计手册》P8 要求，但需注意长度应为 180mm（不是 150mm） 。图样比例按《机械设计课程设计手册》P8 要求。 图上粗细线型要分明。

设计说明书的内容： 设计说明书的内容： （见 P239） 1. 目录 2. 传动方案的分析和拟定 3. 电动机的选择 4. 传动装置运动及动力参数计算 5. 传动零件的设计计算 6. 轴的计算 7. 滚动轴承的选择和计算 8. 键连接的选择和计算 9. 联轴器的选择 10. 润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 11. 参考资料 设计说明书应加封面。 设计任务书 注意事项： 注意事项： 1. 通常选用转速为 1000rpm 和 1500rpm 的电动机； 2. 设计传动装置时，应按工作机实际需要的电动机输出功率 Pd 计算，不能按 电动机的额定功率计算；转速取满载转速。 3. 一级减速器传动比范围 i=3～6，一级开式传动 i=3～7（均指圆柱齿轮） 。 4. 带传动 开口平带传动 i=2～4（i≤6） ； 有张紧轮的平带传动 i=3～5（i≤8） ； 三角带传动 i=2～4（i≤7） 。 5.圆锥齿轮传动 一级开式传动 i=2～4 （i≤8） ； 一级闭式传动 i=2～3 （i≤6） 。

5 前言
分析和拟定传动方案 机器通常由原动机、传动装置和工作装置三部分组成。传动装置用来 传递原动机的运动和动力、变换其运形式以满足工作装置的需要，是 机器的重要组成部分。 传动装置的传动方案是否合理将直接影响机器 的工作性能、重量和成本。 满足工作装置的需要是拟定传动方案的基本要求， 同一种运动可以有 几种不同的传动方案来实现， 这就是需要把几种传动方案的优缺点加 以分析比较，从而选择出最符合实际情况的 一种方案。合理的传动 方案除了满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本 低廉、传动效率高和使用维护方便。 所以拟定一个合理的传动方案，除了应综合考虑工作装置的载荷、运 动及机器的其他要求外，还应熟悉各种传动机构的特点，以便选择一 个合适的传动机构。因链传动承载能力低，在传递相同扭矩时，结构 尺寸较其他形式大，但传动平稳，能缓冲吸振，宜布置在传动系统的 高速级，以降低传递的转矩，减小链传动的结构尺寸。故本文在选取 传动方案时，采用链传动。 众所周知，链式输送机的传动装置由电动机、链、减速器、联轴器、 滚筒五部分组成，而减速器又由轴、轴承、齿轮、箱体四部分组成。 所以，如果要设计链式输送机的传动装置，必须先合理选择它各组成 部分，下面我们将一一进行选择。

三．运动学与动力学的计算
第一节 选择电动机
电动机是常用的原动机，具体结构简单、工作可靠、控制简便和维护容易等优点。电动机的 选择主要包括选择其类型和结构形式、容量（功率）和转速、确定具体型号。 （1） 选择电动机的类型： 按工作要求和条件选取 Y 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。 （2） 选择电动机的容量： 工作所需的功率：
P = P /η
d w
P = F*V/（1000η ）
w w
所以：
P F*V/（1000η*η ）
d= w w
由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机的效率）为
η*η η *η *η *η *η *η *η
=
1 2 2 3 4 5
6
式中
η1、η2、η3、η4、η5、η6 分别为齿轮传动、链传动、联轴器、卷
筒轴的轴承及卷筒的效率。 取
η1 = 0.96、η２= 0.99、η3 =0.97、η4 = 0.97、η5 = 0.98、η6 = 0.96 ， η*ηw = 0.96×0.99×0.99×0.97×0.97×0.98×0.96 =0.832
则：
所以：
P F*V/ η*η
d
=
1000
w
= 2600×1.5/(1000×0.832) kW = 4.68 kW
m=
根据 Pd 选取电动机的额定功率 由查表得电动机的额定功率
P 使P
w w = 7.5
(1∽1.3)
P
d
= 4.68∽6.09 kW
P
kW
（3） 确定电动机的转速： 卷筒轴的工作转速为：
nw = 60×1000V/πD = 60×1000×1.5/(3.14×400) r/min = 71.66r/min 按推荐的合理传动比范围，取链传动的传动比 i1 = 2 ∽ 5，单级齿轮传动比 i2 = 3 ∽ 5 则合理总传动比的范围为: i = 6 ∽ 25 故电动机的转速范围为：nd = i*nw = (6∽25)×71.66 r/min = 429.96 ∽ 1791.5 r/min

符合这一范围的同步转速有 750 r/min、1000 r/min、1500 r/min ，再根据计算出的容量，由 附表 5.1 查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表。 电动机转速 r/min 同步转速 750 1000 1500 满载转速 720 970 1440 传动装置的传动比
额定功率 方 案 电动机型号 Ped/kW 7.5 7.5 7.5
总传动比 10.04 13.54 4.17*3
带 轮
3 3.5 3
齿轮 3.35 3.87 4.17
1 2 3
YL0L-8 Y160M-6 Y132M-4
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、 重量以及链传动和减速器的传动比， 可知方案 3 比较 适合。因此选定电动机型号为 Y160M-6,所选电动机的额定功率 Ped = 7.5 kW，满载转速 nm = 970 r/min ，总传动比适中，传动装置结构紧凑。所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸 如下表所示。 外形尺寸 L × (AC/2+AD) × HD 600×417×385 底脚安装尺寸 A×B 254×210 地脚螺栓孔 直径 K 15 轴伸尺寸 D×E 42×110 装键部位 尺寸 F× GD 12×49
中心高 H 160
第二节
计算总传动比并分配各级传动比
电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。 （1） 计算总传动比：
i = nm/nw = 1440/115=12.52
（2） 分配各级传动比： 为使链传动的尺寸不至过大，满足 b< g ,可取 b =3.5 ，则齿轮的传动比：
i i
i
ig = i/ib
=12.52/3=4.17
（3） 计算传动装置的运动和动力参数： 各轴的转速
nΙ= nm/ib =1440/3=480 r/min nΠ= nΙ/ig =480/115=4.17 r/min nw = nΠ = r/min
各轴的功率
PΙ= Pm*η1 = 7.5×0.96 = 7.2 kW

PΠ=PΙ*η2 *η3 = 7.2×0.99×0.97 =6.914 kW Pw = PΠ*η2*η4 = 6.914×0.99×0.97 = 6.64 kW
(4 ) 各轴的转矩 电动机的输出轴转矩
Td Td = 9550×Pm/nm =9550×7.5/970 = 73.84 Nm TΙ= 9550×PΙ/nΙ TΠ= 9550×PΠ/nΠ Tw = 9550×Pw/nw =
轴 =9550*6.84*0.96/480=130.644 Nm =9550*6.06/115=503.24 Nm Nm
其他轴转矩
第三节 各轴的转速，功率及转矩，列成表格
名 Π 轴 115 6.06 503.24 4.17 0.98*0.98*0.98 0.99 滚筒轴 115 6 参 数 电动机轴 1440 6.84 Ι 轴 480 6.56 130.644 3 0.96
转 速 功 率 转 矩 传动比 效 率
五．齿轮的设计计算
计算 项目 计算内容 计算结果
1 轮 材 的 择
齿 １． 料选用 20CrMnTi 合金钢渗碳淬火。 由表 6-5， 表 的 6-6 ， 齿 面 硬 度 56-62HRC ， σ B =1080 MPa ， σ S = 料 选 850 MPa 。由表 6-4 选择齿轮精度 8 级。 该对齿轮为硬齿面齿轮，先按齿根弯曲疲劳强度设 计，再按齿面接触疲劳强度校核。 ２． 齿根弯曲疲劳强度设计

2 齿 的 曲 计
按 根 弯 设
由公式 mn ≥ 由式
3
2 KT1 YFaYSaYε Yβ d Z12 [σ ]F
T=9.55× 106 *P/N
Z1 =19 Z 2 =90
小 齿 轮 转 矩 T1 =9.55 × 106 ×6.84*0.96/480=13.06 ×
10 4 N.㎜
取 Z1 =19 i =4.17 ,
Z 2 =19*4.17=79.23=80，取 Z 2 =80
T1 =13.06 × 10 4 N.㎜
实际传动比 i ' =80/19=4.21 传动比相对误差=| i ' - i |/ i
=0.0096％，齿数选择满足要求。
大齿轮转速 n2 = n1 / i ' =480/4.17=115r/min。 由表 6-10，硬齿面齿轮，非对称安装，取齿宽系数
d =0.8
d =0.8,由表 6-7 查得， 使用系数 K A =1.2； 参照图 6-6b，
齿形系数 YF 按当量齿数 ZV =Z/ cos3 β ，由图 6-18 查 得：设螺旋角β=15°， ZV 1 = Z1 / cos3 β =21.08,
ZV 2 = Z 2 / cos3 β =87.66,则小齿轮齿形系数 YF 1 =2.88， K=1.2
大齿轮齿形系数 YF 2 =2.27 由图 6-19 查得， 小齿轮应力修正系数 YF 1 YSA1=1.57, 大齿轮应力修正系数 YF 2 YSA2=1.77
按式（6-14）计算弯曲疲劳许用应力 [σ
]F
[σ ]F = σFlim 0.7/ S F =0.7*850/1.25=476
按图 6-24 查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力
σ F lim1 = σ F lim 2 =850Mpa。500？
弯曲疲劳强度安全系数 S F =1.25

[σ ]F1 = σ F lim1 YN 1 YX YST / SF =664MPa [σ ]F 2 = σ F lim 2 YN 2 YX YST / SF =713.6Mpa
3 心 与 旋 的 核 中 距 螺 角 校
[σ ]F1 = [σ ]F 2 =1080MPa
比较 F F 1Y S 1 =2.88×1.57/476=0.0095 [σ ]F 1
F Y
F 2
[σ ]F 2
S 2
=0.0084,
F Y
F 1
[σ ]F 1
S 1
>
F Y
F 2
[σ ]F 2
S 2
,应按小齿
齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度。 代入公式（6-20） 4 几 何尺 寸的 计算
=3
mn = 3
2 KT1 YFaYSaYε Yβ d Z12 [σ ]F
2 × 1.796 × 7.384 ×10 4 2.65 ×1.59 × 0.74 × 0.87 =2.13 ㎜ 0.5 × 232 664
N
1
=3.399 ×
按表 6-1，取标准模数 mn =2.5 ㎜ 由公式 a= mn（ Z1 + Z 2 ）/2cosβ=2.5×（19+80）/2cos15°
=128.12
109
N
2
=0.8958
圆整取中心距 a=128mm
m (Z + Z2 ) =0.9668 5 校 cos β = n 1 2a 核疲 β=14.81° 劳强 度 ,与假设β=15°相近。
× 109
计算大小齿轮分度圆直径
d1 = mn Z1 / cosβ=49.18 ㎜ d 2 = mn Z 2 / cosβ=207.05 ㎜
[σ ]F1
MPa
=664
校核原假设的系数 KV 齿轮的速度 v= π d1 n2 /60×1000=3.02m/s,
[σ ]F 2
=713.6

v Z1 /100=0.695m/s,由图 6-8b 查得 KV =1.05，与原 取值一致。 齿宽 b= d d1 =0.8×49.18=39.34 ㎜=40 6 模 数 ３． 取 b1 =35 ㎜, b2 =30 ㎜ 齿面按触疲劳强度校核 由式（6-17）
MPa
σ H = ZE ZH Zβ
KT (u ± 1) ≤ [σ ubd1'2
]H =935.07<1080
由表 6-9 查得，弹性系数 Z E =189.8；由图 6-14 查 得，节点区域系数 Z H =2.5；按图 6-12，图 6-13 查得，重 合度系数 Zε =0.8； 由图 6-28 查得， 螺旋角系数 Z β =0.982。 由图 6-23 查得，齿轮材料接触疲劳极限应力
σ H lim =1080Mpa。
弯曲强度疲劳足够。
V=1.23m/s
7 接 触疲 劳的 校核
b1
=35
㎜
b2 =30 ㎜
六.轴与轴承的设计计算及校核 轴与轴承的设计计算及校核
轴的设计及键联接的选择与校核 轴主要用来支承作旋转运动的零件，如齿轮、带轮，以传递运动和动力。 本减速器有两根轴，根据设计要求，设计的具体步骤、内容如下：

第一轴的设计 设 计 计 算 与 说 明 1、 选择轴的材料确定许用应力 普通用途、中小功率减速器，选用 45 钢，正火处理。查表 2-7, 取 σ B =600 Mpa, 结 果
[ σ0b ] =95 MPa [ τ] =40 Mpa,按式（2-44）得,
[ σ0b ]
Mpa p1 =7.2 kW
=95
2、 按弯曲许用切应力，初估轴的最小直径 、 按弯曲许用切应力， 由表 2-6,查得 C=110,
n1 =970r/M
d1 ≥ C 3
p1 =26.3mm n1
in
因Ⅰ轴上开有键槽,应增大轴颈以考虑键槽对轴强度的削弱, 则直径应增大 5%～7%， d1 ≥26.3(1+7%)=27.63 ㎜ 初定Ⅰ轴的最小直径=30 ㎜。 3.确定齿轮和轴承的润滑 3.确定齿轮和轴承的润滑 计算齿轮圆周速度
v= 60 × 1000
π d 1n1
d min =35 ㎜
=0.75m/s
齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑。 4.轴得初步设计 4.轴得初步设计 根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，按比例绘 制轴的草图，如图 2-2。考虑到斜齿圆柱齿轮传动，选用 角接触球轴承，采用内嵌式轴承盖实现轴承两端单向固 定，依靠普通平键联接实现周向固定，利用轴肩结构实 现轴与轴承的轴向固定。考虑到小齿轮分度圆直径与轴 的直径差距不大的情况，采用齿轮轴的结构方案，如图 2-2 示。轴与其它零部件相配合的具体情况见后装配。
v =1.78m/s
直径 30 长度 83
34 图 2-2 40 45 35 18 20
49.18 38
45 40 20 18
34 40 45 49.18 45 40
齿顶圆直径
5.轴的结构设计` 5.轴的结构设计` 轴的结构设计

da1=49.18+4 =53.18 Da2=207.05+ 4=211.05 齿根圆直径 df1=49.18-5 =44.18 Df2=207.055=202.05 Ha=2 Hf=2.5 H=4.5 C=0.5
轴的结构设计主要有三项内容： （1）各轴段径向尺寸的 确定； （2）各轴段轴向长度的确定； （3）其它尺寸（如键槽、 圆角、到角，退刀槽等）的确定。 （1） 径向尺寸的确定 如上草图所示，从轴段 d1 =30 ㎜开始，逐段选取相邻轴 段的直径。d 2 起定位固定作用， 定位轴肩高度 h 可在 （2～3） C 范围内经验选取（C 为大链轮内孔倒角尺寸，取 C=1 ㎜） ， 故 d 2 = d1 +2h≥30+2×(1×2)=34 mm,按轴的标准直径系列 取 d 2 =34mm 。 d3 与轴承内径相配合，考虑安装方便，结合轴 的标准直径系列并符合轴承内径系列，取 d3 =40 mm，选定轴 承代号为 30208。 d 4 起定位作用，上套挡油环，按轴的标准 直径系列，取 d 4 =45 mm。d 5 即为小齿轮部分，将 d5 作为分度 圆的直径，即 d5 =49.18 mm。 d 6 = d 4 =45 mm， d 7 = d3 =40mm

（2） 轴向尺寸的确定 小齿轮齿宽 b1 =35 ㎜, L5 =38 ㎜, L1 与带轮相配合,因带 轮宽为 81 ㎜，同理取轴段长 L1 =83。考虑安装方便轴承盖至 带轮距离 1 =30，初步取 L2 =35 mm。 L3 与轴承相配合，查轴
d1 =35 ㎜
承安装尺寸宽度 B1 =18mm,于是取 L3 =18 mm。一般情况下，齿 轮端面与箱壁的距离 2 取 10～15 mm,轴承端面与箱体内壁 的距离 3 =3～5 mm, L4 >箱体的内壁，结合大轴的尺寸 L4 取
d 2 =37mm d3 =40 mm d 4 =45 mm
L4 =20mm
d5 =59.51m
L6 = L4 =20mm, L7 = L3 =18 mm 两轴承中心间跨距 L =140mm 6.轴得强度校核 6.轴得强度校核 （3） 计算齿轮受力 130.644 转矩 T1 =130.644kNmm 齿轮切向力 Ft = 2T1 d1 =5.313kN 径向力： F r = Ft tan =5.313×tan20°=1.93kN 轴向力 F = Ft tanβ=5.313×tan15°=1.42kN （2） 计算支反力和弯矩并校核 （a）水平面上 F FAH = FBH = t =2.656kN 2 L C 点弯矩: M CH = FAH × =127.5 kN .mm 2 D 点弯矩： M DH = FAH × 35 =73.85 kN .mm 水平面弯矩和受力图如上图： （b）垂直面上 d 110 F × 1 + Fr × 2 2 =0.95kN 支反力： FAr = 110
FBr = FAγ + Fr =0.586KN
m
d 6 =45 mm d 7 =40 ㎜ b1 =35 ㎜
L1 =110 ㎜ L2 =35 mm L3 =25mm
L4 =20mm
L5 =35mm L6 =20 ㎜ L7 =25 mm
L=96 =20° L=140 ㎜
d1 =35mm Ft =4.219kN

C 点弯矩： M Cγ = FAγ ×
L = 48=45.6kN.㎜ 2
F r =1.536kN
D 点弯矩： M Dγ = FAγ ×48=45.6kN.㎜ （c）求合成弯矩 M C = M CH + M Cγ =135.41kN.㎜
2 2
F =1.13kN F =1.13kN FAH =2.11kN M CH = 147.
M D = M DH + M Dγ =86.79kN.㎜
2 2
C 点当量弯矩： M C ' = M C 2 + ( T ) = 161.982 + ( 0.6 × 107 ) =169.04KN.㎜
2 2
7 kN .mm
D 点当量弯矩： M D = M D + ( T ) =116.95KN.㎜
' 2 2
M DH = 73.8
5 kN .mm
所以, d C ≥
3
10 × M C '
σ 0b
=
3
10 × 174240 =16.11 ㎜ 95
FAr = 0.95k
N
dD
≥
3
10 × M d '
σ 0b
=23.10 ㎜
FBr = 0.586
KN
考虑到键,所以 d C =16.11×105%=16.92 ㎜ d D =23.10×105%=24.24 ㎜ 实际直径为 49 ㎜,强度足够.如所选超凡直径和键连 接等计算后寿命和强度均能满足,则该轴的结构设计 无须修改. （3）绘制轴的零件工作图。 （从略）
M C =161.98
kN.㎜
M D =81kN.
㎜
M C ' =174.2
4KN.㎜
M D ' =103.3
6KN.㎜ 轴径满足要 求

根据上述设计结果设计第二轴， 2.4 第二轴的设计 设 计 计 算 与 说 明 果 1.择轴的材料确定许用应力 1.择轴的材料确定许用应力 普通用途、中小功率减速器，选用 45 钢，正火处理。查表 2-7 取σ b =600 MPa, [ σ 0 b ] =95 MPa。 2、按扭转强度，初估轴的最小直径 按扭转强度， 由表 2-6 查得 C=110， [ τ ] =40 Mpa 按式（2-44）得
结
P=6.914K N N=71.62 r/min
d Π min =60
㎜
P =41.24mm d≥C N
3
由于键槽的存在,应增大轴颈以考虑其对轴强度的影响 到 d=d×(1+7%)=45.36 ㎜==45 轴伸安装联轴器，考虑到该轴传递的扭矩较大，选用弹性柱销 联 器，查设计手册得联轴器型号标记为 JA60 × 107 HL 4连轴器 GB5014-85，可知，与联轴器相联的 JA60 × 107
轴的直径为 45 ㎜，也即 d Π min =45 ㎜。 1.确定齿轮和轴承的润滑 1.确定齿轮和轴承的润滑 计算齿轮圆周速度 v =小齿轮的速度=0.508m/s 齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑。 2.轴得初步设计 2.轴得初步设计 根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，按比例绘制 轴的草图， 如图 2-4。 考虑到斜齿圆柱齿轮传动，选用角接触球轴承，采用螺栓 联接式轴承盖实现轴两端单向固定， 依靠普通平键联接实现周 向固定，大齿轮的轴向固定采用轴肩与套筒相配合实现，轴采 用阶梯轴的结构来实现零件的轴向固定，如图 2-4 示。轴与其 它零部件相配合的具体情况见后装配。
v =0.508 m/s
d1 =60 ㎜ d 2 =65 mm d3 =70 mm d 4 =72 mm d5 =75 mm d 6 =70 mm
L=110mm
L1 =110mm L2 =50 mm L3 =40mm L4 =30 mm L5 =10 mm L6 =30 mm
直径 45 长度 112
50 50
55 40
60 30
65 55 10 22

图 2- 4 3.轴的结构设计` 3.轴的结构设计` 轴的结构设计 轴的结构设计主要有三项内容： （1）各轴段径向尺寸的确 定； （2）各轴段轴向长度的确定； （3）其它尺寸（如键槽、圆 角、到角，退刀槽等）的确定。 a) 径向尺寸的确定 如上草图所示，从轴段 d1 =45 ㎜开始，逐段选取相邻轴段 的直径。 d 2 起定位固定作用，定位轴肩高度 h min 可在（2～3） C（C 为联轴器内孔倒角尺寸，取 C=1 ㎜）范围内经验选取， 故 d 2 = d1 +2×2C≥60+2×（2×1）=50 mm,按轴的标准直径系 列取 d 2 =50 mm 。d 3 与轴承内径相配合，考虑安装方便，结合 轴的标准直径系列并查机械设计手册，取 d3 =55 mm，选定轴承 F r =2.664 代号为 30210。 d 4 为与大齿轮装配部分，其直径应与大齿轮的 内孔直径相一致，即 d 4 =60 mm。 d5 为轴肩直径，起定位作用， 同理，按轴的标准直径系列，取 d5 =65mm， d 6 = d3 =55 mm b) 轴向尺寸的确定 大齿轮齿宽 b2 =30 mm,取 L4 =30 mm，L 1 与联轴器配合,因选 取联轴器是弹性柱销联轴器，取轴段长 L1 =112/84 mm。考虑轴 承盖螺钉至联轴器距离 1 =30， 轴承端盖长为 20， 初步取 L2 =50 mm。L3 与轴承相配合， 查轴承宽度 B 1 =20 mm， ,定位环长 13 mm, 于是取 L3 =40mm。 L5 起定位作用，取 L5 =2h=10mm。 L6 与轴承相 配，查轴承宽度 B 1 =20mm,于是取 L6 =22 mm 4.轴的强度校核 4.轴的强度校核 1)计算齿轮受力 前面计算出:转矩 T=503240 Nmm 齿轮切向力: Ft =
2T =4.861KN d 2t
=0.6 T= 0.92193
[ σ0b ]
=95MPa
d 2t
=252
mm L=140 ㎜
KN
F =1.96K
N
× 106 N mm

径向力: F r = F t ×tan α =4.861×tan20 0 =1769.25KN 轴向力: F = Ft tanβ=1302KN 2)计算支承反力及弯矩 （a）水平面上 F FAH = FBH = t =2430.5kN 2 L C 点弯矩 M CH = FAH × =2430.5×120÷2=145.83KN. 2 ㎜ （b）垂直面上 d 140 F × + Fr × 2 2 =1037.25KN FAr = 140
FBr = FAγ Fr =732N
C 点弯矩： M Cγ = FAγ × （c）求合成弯矩
L = 622.35kN.㎜ 2
M C = M CH 2 + M Cγ 2 =639.21kN.㎜
C 点当量弯矩：
M C ' = M CH 2 + ( T ) =523.94KN.㎜
2
所以, d C ≥
3
10 × M C '
σ 0b
=38.06 ㎜
考虑到键,所以
d C =38.06×105%=39.96 ㎜
实际直径为 60 ㎜,强度足够.如所选超凡直径和键连接等 计算后寿命和强度均能满足,则该轴的结构设计无须修改。 （8）绘制轴的零件工作图。 （从略）