带式运输机的展开式双极斜齿圆柱齿轮减速器.docx

课 程 设 计

资 料 袋
机械工程 学院（系、部） 2011 ~ 2012 学年第 一 学期
课程名称 机械设计 指导教师 职称 教授
学生姓名 专业班级 班级 学号
题 目 带式运输机的展开式双极斜齿圆柱齿轮减速器
成 绩 起止日期 2011 年 12 月 21 日～ 2012 年 1 月 1 日

目 录 清 单
序号
材 料 名 称
资料数量
备 注
1
课程设计任务书
1

2
课程设计说明书
1

3
课程设计图纸

张
4
装配图
1

5
零件图
2

6

课程设计任务书
2009—2010学年第一学期

机械工程 学院（系、部） 材料成型 专业 班级
课程名称： 机械设计
设计题目： 带式运输机的展开式双极斜齿圆柱齿轮减速器
完成期限：自 2011 年 12 月 21 日至 2012年 1 月 1 日共 2 周

内
容
及
任
务

一、设计的主要技术参数：
运输带牵引力F=2180 N；输送速度 V=1.07m/s；滚筒直径D=300 mm。
工作条件：三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输带速度允许误差±5%。
二、设计任务：传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。
三、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务：
（1） 减速机装配图1张；
（2） 零件工作图2~3张；
（3） 设计说明书1份（6000~8000字）。

进
度
安
排
起止日期
工作内容
2009.12.21-2009.12.22
传动系统总体设计
2009.12.23-2009.12.25
传动零件的设计计算
2009.12.25-2009.12.31
减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书
2010.01.01
交图纸并答辩
主
要
参
考
资
料
1.《机械设计（第八版）》（濮良贵，纪明刚主编 高教出版社）
2.《机械设计课程设计》（金清肃主编 华中科技大学出版社）
3.《工程图学》（赵大兴主编 高等教育出版社）
4．《机械原理》（朱理主编 高等教育出版社）
5.《互换性与测量技术基础》（徐雪林主编 湖南大学出版社）
6.《机械设计手册（单行本）》（成大先主编 化学工业出版社）
7.《材料力学》（刘鸿文主编 高等教育出版社）
指导教师（签字）： 年 月 日
系（教研室）主任（签字）： 年 月 日

机 械 设 计
设计说明书

带式运输机的展开式双极斜齿圆柱齿轮减速器（10）

起止日期： 2011 年 12 月 21 日 至 2012 年 01 月 01 日

学生姓名
黄永昇
班级
材料091
学号
09405701110
成绩

指导教师(签字)

机械工程学院（部）
2011年01月01日

目 录

1 设计任务书
2 传动方案的拟定
3 电动机的选择
4 确定总传动比及分配各级传动比
5 传动装置运动和运动参数的计算
6 齿轮的设计及计算
7 轴的设计及计算
8 轴承的寿命计算及校核
9 键联接强度的计算及校核
10 润滑方式、润滑剂以及密封方式的选择
11 减速器箱体及附件的设计
12 设计小结
13 参考文献

一. 课程设计书
设计课题:
设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V
表一:
题号

参数
1
2
3
4
5
运输带工作拉力（kN）
1.97
2.18
2.03
2.00
2.06
运输带工作速度（m/s）
1.25
1.07
1.22
1.23
1.2
卷筒直径（mm）
350
300
350
350
350

二. 设计要求
1.减速器装配图一张(A1)。
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
3.设计说明书一份。

三. 设计步骤
1. 传动装置总体设计方案
2. 电动机的选择
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
4. 计算传动装置的运动和动力参数
5. 设计V带和带轮
6. 齿轮的设计
7. 滚动轴承和传动轴的设计
8. 键联接设计
9. 箱体结构设计
10. 润滑密封设计
11. 联轴器设计
2.传动装置总体设计方案:

1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，
要求轴有较大的刚度。
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。
其传动方案如下：

图一:(传动装置总体设计图)

初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。
传动装置的总效率
＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；
为V带的效率,为第一对轴承的效率，
为第二对轴承的效率，为第三对轴承的效率，
为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.
因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。
3.电动机的选择

电动机所需工作功率为： P＝P/η＝2180×1.07/1000×0.759＝2.93kW, 执行机构的曲柄转速为n＝=68.15r/min，
经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝8～40，
则总传动比合理范围为i＝16～160，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（16～160）×68.15＝1090.4～10904r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。

方案
电动机型号
额定功率
P
kw
电动机转速

电动机重量
N
参考价格
元
传动装置的传动比
同步转速
满载转速
总传动比
V带传动
减速器
1
Y112M-4
4
1500
1440
470
230
16.15
2.3
7.02

中心高

外型尺寸
L×（AC/2+AD）×HD
底脚安装尺寸A×B
地脚螺栓孔直径K
轴伸尺寸D×E
装键部位尺寸F×GD
132
515× 345× 315
216 ×178
12
36× 80
10 ×41

4.确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1）       总传动比
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为＝n/n＝1440/68.15＝21.13
（2）       分配传动装置传动比
＝×
式中分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.3，则减速器传动比为＝＝21.13/2.3＝9.19
根据各原则，查图得高速级传动比为＝3.24，则＝＝2.84
5.计算传动装置的运动和动力参数
（1）　各轴转速
  ＝＝1440/2.3＝626.09r/min
  ＝＝626.09/3.24＝193.24r/min
  ＝ / ＝193.24/2.84=60.04r/min
==60.04 r/min
（2）　各轴输入功率
＝×＝2.93×0.96＝2.81kW
  ＝×η2×＝2.81×0.98×0.95＝2.62kW
  ＝×η2×＝2.62×0.98×0.95＝2.44kW
＝×η2×η4=2.44×0.98×0.97＝2.32kW
则各轴的输出功率：  
＝×0.98=2.75kW
＝×0.98=2.57kW
＝×0.98=2.39kW
＝×0.98=2.27 kW
（3） 各轴输入转矩
=×× N·m
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×2.93/1440=19.43 N·
所以: ＝×× =19.43×2.3×0.96=42.90N·m
＝×××=42.90×3.24×0.98×0.95=129.40 N·m
＝×××=129.40×2.84×0.98×0.95=342.14N·m
=××=342.14×0.95×0.97=315.28 N·m
输出转矩：＝×0.98=42.04 N·m
＝×0.98=126.81 N·m
＝×0.98=335.30N·m
＝×0.98=308.97 N·m
运动和动力参数结果如下表
轴名
功率P KW
转矩T Nm
转速r/min
输入
输出
输入
输出
电动机轴

2.93

19.43
1440
1轴
2.75
2.81
42.90
42.04
626.09
2轴
2.57
2.62
129.40
126.81
193.24
3轴
2.39
2.44
342.14
355.30
60.04
4轴
2.27
2.32
315.28
308.97
60.04
6.齿轮的设计

（一）高速级齿轮传动的设计计算

１． 齿轮材料，热处理及精度
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
（1）       齿轮材料及热处理
  ① 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24
高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=3.24×24=77.76 取Z=78.
② 齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
按齿面接触强度设计

确定各参数的值:
①试选=1.6
查课本图10-30 选取区域系数 Z=2.433
由课本图10-26
则
②由课本公式10-13计算应力值环数
N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）
=1.4425×10h
N= =4.45×10h #(3.25为齿数比,即3.25=)
③查课本 10-19图得：K=0.93 K=0.96
④齿轮的疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得:
[]==0.93×550=511.5

[]==0.96×450=432
许用接触应力

⑤查课本由表10-6得： =189.8MP
由表10-7得: =1
T=95.5×10×=95.5×10×2.81/626.09
=4.28×10N.m
3.设计计算
①小齿轮的分度圆直径d

=
②计算圆周速度

③计算齿宽b和模数
计算齿宽b
b==49.53mm
计算摸数m
初选螺旋角=14
=
④计算齿宽与高之比
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
= =11.01
⑤计算纵向重合度
=0.318=1.903
⑥计算载荷系数K
使用系数=1
根据,7级精度, 查课本由表10-8得
动载系数K=1.07,
查课本由表10-4得K的计算公式:
K= +0.23×10×b
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×49.53=1.42
查课本由表10-13得: K=1.35
查课本由表10-3 得: K==1.2
故载荷系数:
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d=d=49.53×=51.73
⑧计算模数
=
4. 齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
≥

⑴ 确定公式内各计算数值
① 小齿轮传递的转矩＝42.04kN·m
   确定齿数z
因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝3.24×24＝77.76
传动比误差  i＝u＝z/ z＝78/24＝3.25
Δi＝0.032％5％，允许
②      计算当量齿数
z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27 
z＝z/cos＝78/ cos14＝85.43
③       初选齿宽系数
   按对称布置，由表查得＝1
④       初选螺旋角
  初定螺旋角 ＝14
⑤       载荷系数K
K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73
⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y
查课本由表10-5得:
齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211
 应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774

⑦       重合度系数Y
端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14＝1.655
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690
＝14.07609
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673
⑧       螺旋角系数Y
 轴向重合度 ＝＝1.825,
Y＝1－＝0.78

⑨       计算大小齿轮的
 安全系数由表查得S＝1.25
工作寿命两班制，8年，每年工作300天
小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/3.24＝1.9305×10
查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限                  
小齿轮 大齿轮
查课本由表10-18得弯曲疲劳寿命系数:
K=0.86 K=0.93
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
[]=
[]=

大齿轮的数值大.选用.

⑵ 设计计算
① 计算模数

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，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=51.73来计算应有的齿数.于是由:
z==25.097 取z=25
那么z=3.24×25=81
 ② 几何尺寸计算
计算中心距 a===109.25
将中心距圆整为110
按圆整后的中心距修正螺旋角
=arccos
因值改变不多,故参数,,等不必修正.
计算大.小齿轮的分度圆直径
d==51.53
d==166.97
计算齿轮宽度
B=
圆整的

（二） 低速级齿轮传动的设计计算
⑴ 材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=30
速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z=2.84×30=85.2 圆整取z=85
⑵ 齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
⑶ 按齿面接触强度设计
1. 确定公式内的各计算数值
①试选K=1.6
②查课本由图10-30选取区域系数Z=2.45
③试选,查课本由图10-26查得
=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71
应力循环次数
N=60×n×j×L=60×193.24×1×(2×8×300×8)
=4.45×10
N=1.57×10
由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数
K=0.94 K= 0.97
查课本由图10-21d
按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,
大齿轮的接触疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力
[]==
[]==0.98×550/1=517
[540.5
查课本由表10-6查材料的弹性影响系数Z=189.8MP
选取齿宽系数
T=95.5×10×=95.5×10×2.62/193.24
=12.95×10N.m
=65.71
2. 计算圆周速度
0.665
3. 计算齿宽
b=d=1×65.71=65.71
4. 计算齿宽与齿高之比
模数 m=
齿高 h=2.25×m=2.25×2.142=5.4621
=65.71/5.4621=12.03
5. 计算纵向重合度

6. 计算载荷系数K
K=1.12+0.18(1+0.6+0.23×10×b
=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10×65.71=1.4231
使用系数K=1
同高速齿轮的设计,查表选取各数值
=1.04 K=1.35 K=K=1.2
故载荷系数
K＝=1×1.04×1.2×1.4231=1.776
7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径
d=d=65.71×
计算模数
3. 按齿根弯曲强度设计
m≥
㈠确定公式内各计算数值
（1）       计算小齿轮传递的转矩＝126.81kN·m
（2）       确定齿数z
因为是硬齿面，故取z＝30，z＝i ×z＝2.84×30＝85.2
传动比误差  i＝u＝z/ z＝85.2/30＝2.84
Δi＝0.032％5％，允许
（3）       初选齿宽系数
   按对称布置，由表查得＝1
（4）      初选螺旋角
  初定螺旋角＝12
（5）      载荷系数K
K＝K K K K=1×1.04×1.2×1.35＝1.6848
（6） 当量齿数     
  z＝z/cos＝30/ cos12＝32.056 
z＝z/cos＝85/ cos12＝90.831
由课本表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y

（7）       螺旋角系数Y
 轴向重合度 ＝＝2.03
Y＝1－＝0.797
（8）       计算大小齿轮的

查课本由图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限

查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数
K=0.90 K=0.93 S=1.4
[]=
[]=
计算大小齿轮的,并加以比较

大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.
① 计算模数

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，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=72.91来计算应有的齿数.
z==27.77 取z=30
z=2.3×30=69 取z=70
    ② 初算主要尺寸
计算中心距 a==mm
将中心距圆整为103
修正螺旋角
=arccos
因值改变不多,故参数,,等不必修正
   分度圆直径
d==61.34
d==143.12
计算齿轮宽度

圆整后取

低速级大齿轮如上图：

V带齿轮各设计参数附表

1.各传动比
V带
高速级齿轮
低速级齿轮
2.3
3.24
2.84

 2. 各轴转速n
(r/min)
(r/min)
(r/min)

(r/min)
626.09
193.24
60.4
60.4

3. 各轴输入功率 P
（kw）
（kw）
（kw）
(kw)
2.81
2.62
2.44
2.32

4. 各轴输入转矩 T
(kN·m)
(kN·m)
(kN·m)
(kN·m)
42.90
129.40
342.14
315.28

 5. 带轮主要参数
(mm)
(mm)
(mm)

(mm)
(mm)

160
145
80
240
40

7.传动轴承和传动轴的设计

1. 传动轴承的设计

⑴. 求输出轴上的功率P，转速，转矩
P=2.39KW =60.04r/min
=355.30N．m
⑵. 求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为
=143.21
而 F=
F= F

F= Ftan=4961.94×0.246734=1224.28N

圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图示:

⑶. 初步确定轴的最小直径
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号
查课本,选取

因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
查《机械设计手册》
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径

⑷. 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要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故Ⅰ-Ⅱ的长度应比 略短一些,现取
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,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.

D
B

轴承代号
45
85
19
58.8
73.2
7209AC
45
85
19
60.5
70.2
7209B
45
100
25
66.0
80.0
7309B
50
80
16
59.2
70.9
7010C
50
80
16
59.2
70.9
7010AC
50
90
20
62.4
77.7
7210C
7.1: 传动轴承的设计

⑴. 求输出轴上的功率P，转速，转矩
P=2.39KW =60.04r/min
=355.30N．m
⑵. 求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为
=143.21
而 F=
F= F

F= Ftan=4961.94×0.246734=1224.28N

圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图示:

⑶. 初步确定轴的最小直径
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取

输出轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据文献【1】中14-1式查得，

式中：—联轴器的计算转矩（）
—工作情况系数，根据文献【1】中表14-1按转矩变化小查得，
—低速轴的转矩（），
因此：

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003或根据文献【2】中表8-36查得，选用LX3型弹性柱销联轴器，其具体结构及基本参数如图7.2以及表7.1所示，

图7.2LX2型弹性柱销联轴器结构形式图

表6.1LX2型弹性柱销联轴器基本参数及主要尺寸
型号
公称转矩Tn
N.m
许用转速[n]（ r/min）
轴孔直径
（d1、d2、dZ）
轴孔长度mm
D

质量m
/kg
转动惯量I/
Y型
J、J1、Z型
L
L1
L
LX2
560
6300
25,22,24
52
38
52
120
5
0.009
25,28
62
44
62
30,32,35
82
60
82
LX3
1250
4750
30,32,35,38
82
60
82
160
8
0.026
40,42,45,48
112
84
112
由上表可知，选取半联轴器的孔径 ,故取 ,半联轴器长度L=112 mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84 mm 。
7.2 轴的结构设计
7.21拟定轴上零件的装配方案
低速轴的装配方案如下图7.4所示，

7.2.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①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，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径

式中：为轴Ⅱ处轴肩的高度（mm），根据文献【1】中P364中最后一段查得定位轴肩的高度
,故取
左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D挡圈=46mm 。半联轴器与轴配合的毂孔的长度L1=84 mm ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L1稍短一些，现取 。
②初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，根据文献【1】中表13-1可选3型圆锥滚子轴承。根据文献【2】中表8-30中参照工作要求并根据,由轴承产品目录中可初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其基本尺寸资料如下表7.2所示
表7.2 30310型圆锥滚子轴承
参数
数值mm
标准图
d
50

D
110
T
29.25
C
23
a
23
B
27
由上表可知该轴的尺寸为 ,故 ；由于圆锥滚子轴承采用脂润滑，得用封油环进行轴向定位和挡油，取右端封油环的长度 ，故圆整后， 。
由于圆锥滚子轴承采用脂润滑，得用封油环进行轴向定位和挡油。有上表6.2可知30310型轴承的定位轴肩高度 ,因此，与滚子轴承接触的封油环两端的外径 。
③取轴Ⅳ处非定位轴肩轴肩的高度 ,则与齿轮配合的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径

轴Ⅶ处定位轴肩的高度

故取，对封油环进行定位，则轴段Ⅵ-Ⅶ的直径

④齿轮采用轴肩进行轴向定位，则齿轮的右端应有一轴环，轴肩的高度：

考虑到轴环的右端为非定位轴肩，故取 ,则
,
轴环的宽度应满足

取轮毂的宽度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。
④取轴承端盖的总宽度为。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（参考图6.4），故取 。
⑤取轴承盖端的总宽度,考虑到箱体的铸造误差以及轴承的整体布置，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取.已知滚动轴承宽度,齿轮2轮毂的宽度,则

≈61mm
至此，经过步骤①②③④⑤已初步确定了轴的各段直径和长度，如上图7.4所示，并归纳为下表7.4.2所示，
表7.4.2 低速轴的参数值

轴的参数
参数符号
轴的截面（mm）
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
Ⅴ
Ⅵ
Ⅶ
Ⅷ
轴段长度
l
82
46
56
82
6
61
36
轴段直径
d
40
47
50
53
62
59
50
轴肩高度
h
—
3.5
1.5
1.5
4.5
1.5
4.5
—

7.2.3 轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。根据文献【1】中表6-1按查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面b×h=16mm×10mm,键槽用键槽铣刀加工，长为L=70mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，按查得联轴器与轴连接的平键截面b×h=12mm×8mm键槽用键槽铣刀加工，长为L=70mm，半联轴器与轴配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。
7.2.4 确定轴上圆角和倒角尺寸
根据文献【1】中表15-2查得，取轴端倒角为,各轴肩处的圆角半径见图6.4。
8.求轴上的载荷
首先根据轴的结构图（图6.4）做出轴的计算简图（6.6图）。在确定轴承的支点位置时，应从圆锥滚子轴承a值入手。对于30310型圆锥滚子轴承，由上表6.2中可知a=23mm.因此，作为简支梁的轴的支承跨距,根据轴的设计简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下图7.5所示。

图7.5 低速轴的受力分析

5. 求轴上的载荷
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,
查《机械设计手册》20-149表20.6-7.
对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.

8.1按弯扭校核轴的疲劳强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据文献【1】中15-5式查得，

式中：—C截面的计算应力（MPa）
—折合系数，该低速轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故根据文献【1】中P373应取折合系数。
—抗弯截面系数（mm3），根据文献【1】中表15-4按圆形截面查得

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，根据文献15-1查得表。因此故安全。
8.2精确校核轴的疲劳强度
8.2.1 判断危险截面
截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A，Ⅱ，Ⅲ，B均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅳ和Ⅴ处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载荷的情况来看，截面C上的应力最大。截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)，而且轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面Ⅵ和Ⅶ显然更不必校核。根据文献【1】中附表3-4和附表3-8可知键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面Ⅳ左右两侧即可。
8.2.2 分析截面Ⅵ左侧
根据文献【1】中表15-4按圆形截面查得，
抗弯截面系数：
抗扭截面系数：
截面Ⅵ左侧的弯矩：
截面Ⅵ上的扭矩：
截面上的弯曲应力：
截面上的扭转切应力：
轴的材料为45钢，调质处理。根据文献【1】中表15-1查得,,。
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及根据文献【1】中附表3-2查的。因,,经插值后可查得，
，
根据文献【1】中附图3-1可得轴的材料的敏性系数，
,
根据文献【1】中附3-4式查得有效应力集中系数，

根据文献【1】中附图3-2和附图3-3查得
尺寸系数： =0.76
扭转尺寸系数：
轴按磨削加工，根据文献【1】中附图3-4查得表面质量系数，

轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数,根据文献【1】中3-12式及3-14b式可得综合系数，

又根据文献【1】中P25和P26查得碳钢的特性系数，
,取
，取
于是，计算安全系数值，根据文献【1】中15-6式和15-8式查得，

故可知该低速轴安全。
8.2.3分析截面Ⅵ右侧
根据文献【1】中表15-4按圆形截面查得，
抗弯截面系数：
抗扭截面系数：
截面Ⅵ右侧的弯矩M：
截面Ⅵ上的扭矩：
截面上的弯曲应力：
截面上的扭转切应力：
根据文献【1】中的附表3-8用插值法可求得，
=3.01,并取
轴按磨削加工，根据文献【1】中附图3-4查得表面质量系数，

轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数，根据文献【1】中3-12式及3-14b式可得综合系数，

又根据文献【1】中P25和P26查得碳钢的特性系数，
,取
，取
于是，计算安全系数值，根据文献【1】中15-6式和15-8式查得，

故可知该低速轴的截面Ⅳ右侧的强度也是足够的。由于该减速器没有大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，低速轴的设计计算即告结束。
8.3 高速轴的设计及计算
8.3.1轴的材料的选择
由于高速轴转速高，功率不大，故选最常用的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。
8.3.2轴的最小直径
根据文献【1】中式15-2可初步估算轴的最小直径，

式中：—最小直径系数，根据文献【1】中表15-3按45钢查得
—高速轴的功率（KW），由表5.1可知：
—高速轴的转速（r/min），由表5.1可知：
因此：

由上知高速轴的直径必须大于，分析知该轴最小处接联轴器。设计。
8.3.3 轴的结构设计
一、拟定轴上零件的装配方案
低速轴的装配方案如下图7.4所示，

图7.4低速轴的结构与装配
二、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径

式中—轴Ⅱ处轴肩的高度