机械设计课程设计单级斜齿减速器.docx

减速器设计说明书系 另限班 级:姓 名:学 号: 指导教师:职 称:第三局部V带传动的设计3.1 条件和设计内容设计普通V带传动的条件包括:所需传递的功率Pd=6.45kW；小带轮转速=970r/min； 大带轮转速388r/min和带传动传动比i=2.5；设计的内容是：带的型号、长度、根数，带轮 的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向。3.2 设计计算步骤1）确定计算功率Pea由表8-8查得工作情况系数Ka=1.1,故Pca = KaP=1.1x 6.45 = 7.1kW2）选择V带的带型根据Pea、m由图8-11选用B型。3）确定带轮的基准直径dd并验算带速v初选小带轮的基准直径ddio取小带轮的基准直径ddi=125mm。验算带速v。按式验算带的速度tc ddl n n x 125 x 970/v =6.35m/s60 x 100060 x 1000计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径dd2 i = 2.5 x 125 = 312.5mm根据表，取标准值为dd2=315mm。4）确定V带的中心距a和基准长度Ld根据式8-20,初定中心距ao=670mmo由式8-22计算带所需的基准长度7T（戏2 %1）2兀,、（315 125）2Ld。= 2劭 + 5+ dd2） + .= 2 x 670 +-（125 + 315） + 24ao24 x 670x 2045mm由表选带的基准长度Ld=2000mmo按式8-23计算实际中心距a。Lri - Lq2000 2045a aQ-= 670 H、648mm按式8-24,中心距的变化范围为618-708mmo5）验算小带轮的包角a a«i X 180。- 2 -ddi) X57.3“ 180。 (315-125) x57.3-648=163.2° > 120。3.3计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率Pr。由 ddi=125mm 和 ni=970r/min,查表 8-4 得 Po=1.66kWo根据 ni=970r/min, i=2.5 和 B 型带,查表 8-5 得Po=O.3O6kW。查表8-6得Ka=0.969,表8-2得Kl=0.98,于是Pr = (Po + Po) xKaKL = (1.66 + 0.306) x 0.969 x 0.98 = 1.867kW2)计算带的根数zPea 7.1z =右 3.8Pr 1.867取4根。3）计算单根V带的初拉力Fo由表8-3得B型带的单位长度质量q=0.17kg/m,所以(2.5 Ka) x Pca 9(2.5 - 0.969) x 7.19Fo = 500 x -+ q 1? = 500 x + 0.17 x 6.352 = 227.68NKazv0.969 x 4 x 6.35计算压轴力Fp=1801.9N=1801.9N/«1(163.2°Fp = 2 z Fo x sin (j = 2 x 4 x 227.68 x sinl-4)带轮结构设计 1）小带轮的结构设计小带轮的轴孔直径d=42mm 因为小带轮ddi=125 小带轮结构选择为腹板式。因此小带轮尺寸如下:表31小带轮结构尺寸8代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d电机轴D=42mm42mm图3-1小带轮结构示意图基准直径dd125mm带轮外径daddl+2ha125+2X3.5132mm轮毂直径dl(1.8-2)d(1.8 2)X4284mm带轮宽度B(z-l)Xe+2Xf(4-1)X19+2X11.580mm轮毂宽度L(1.5-2)d0(1.52)XdO84mm腹板内径drd2-2(hd- 5 )125-2X(10.8+7.5)88mmC0.25 XB0.25X8020mm2）大带轮的结构设计大带轮的轴孔直径d=30mm因为大带轮dd2=315mm因此大带轮结构选择为轮辐式。因此大带轮尺寸如下：表3-2大带轮结构尺寸代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d高速轴D=30mm30mm基准直径dd315mm带轮外径daddl+2ha315+2X3.5322mm轮毂直径dl(1.8-2)d(1.82)X3060mm带轮宽度B(z-l)Xe+2Xf(4，1)X 19+2X11.580mm轮毂宽度L(1.5-2)d0(1.5-2)XdO60mm腹板内径drd2-2(hf+ 5 )315-2X(10.8+7.5)278mm图3-2大带轮结构示意图5）主要设计结论选用B型V带4根，基准长度2000mm。带轮基准直径ddi=125mm, dd2=315mm,中心 距控制在a=618708mm。单根带初拉力Fo=227.68N。表3-3带轮设计结果带型BV带中心距648mm小带轮基准直径125mm包角163.2°大带轮基准直径315mm444; 1/ 巾区2000mm带的根数4初拉力227.68N10带速6.35m/s压轴力1801.9N11第四局部 减速器齿轮传动设计计算1)选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据选定的传动装置，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角a =20°。参考表10-7选用7级精度。由表10-1选择小齿轮材料使用40Cr调质处理，硬度为280HBW,大齿轮材料使用45 调质处理，硬度为240HBW。选小齿轮齿数z1=29,那么大齿轮齿数z2=ziXi=29X3.61=105o选择螺旋角B =13°2)按齿面接触疲劳强度设计由式(10-24)试算小齿轮分度圆直径，即di >确定公式中的各参数值di >确定公式中的各参数值试选 Knt=1.3计算小齿轮传递的扭矩:P6.19T = 9550 x-= 9550 x = 152.36Nmn388由表10-8选取齿宽系数6d=1计算区域系数Zh/tan an(tan 20Aat = arctan (-I = arctan = 20.483°cosB)cos 13 °JZh =2 x cos 0bJ cos at x sin atBb = arctan(tan/? x cos aj = arctan(tan 13 0x cos 20.483°) = 12.204°2 x cos 12.204° =2.44mm cos 20.483° x sin 20.483°由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze=189.8 VMPao由式(10-21)计算接触疲劳强度用重合度系数ZEO( Zi x cos at ( 29 x cos 20.483° antA = arccos = arccos = 28.623+ 2/i* x cos B)29 + 2 x 1 x cos 13 °)( z2 x cos at ( 105 x cos 20.483° atn2 = arccos = arccos = 23.117z2 + 2h短 x cos /?/105 + 2xlxcosl3 712ztan aatl tan %) + z2(tan aat2 tan %)2 n29 x (tan 28.623° tan 20.483°) + 105 x (tan 23.117° tan 20.483°)=1.686(pd Zi1 x 29£q =x tan B =x tan 13 0 = 2.13p nn4- 1.686 z 、2.13(-13)+礴=。.626由式(10-23)计算螺旋角系数ZbZp = 1cos B = J cos 13 = 0.987计算接触许用应力。用由图10-21C查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为0Hlimi = 600MPa, (yHUm2 = 550MPa 由式(10-15)计算应力循环次数：NLl = 60 n; = 60 x 388 x 1 x 16 x 300 x 5 = 5.587 x 108Nl2 =由10-19查取接触疲劳系数NLl 5.587 x 1083.61=1.548 x 108Khni = 0.92，K“n2 = 0.94取失效概率为1%,平安系数S=l,由式(10-14)得aHl=“ "11ml "'I * * * 6°°= 552MPa1Sh(JHiirn? Khn2550 x 0.94HLimZ= 5i7MPa1Sh取。1和。_H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即(yH = 517MPa试选小齿轮分度圆直径3 2KT u+1Z/Z,h517调整小齿轮分度圆直径 计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度V=1.09m/syr dlt n n x 53.712 x 388 60 x 1000 -60 x 1000齿宽bb =(pd dlt = 1 x 53.712 = 53.71mm计算实际载荷KHo由表10-2查得使用系数Ka=1根据v=1.09m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=L01 齿轮的圆周力。2T 2 x 152360Ft = -=-=5673.22N 由 53.712(KAXFt)/b=(l X5673.22)/53.71 = 105.63>100N/mm由表10-3的齿间载荷分配系数Kh°=L2由表由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，得齿向载荷分布系数 Khb=L222由此，得到实际载荷系数Kh =g % KHa KHp Kh =g % KHa KHp 1 x 1.01 x 1.2 x 1.222 = 1.481由式10-12,可得按实际载荷系数算得的分度圆直径3di = dlt3di = dltKh353.712 x1.481C=56.1mm1.3确定模数di x cos 0 56.1 x cos 13 °m =-= 1.88mmzi293)按齿根弯曲疲劳强度设计由式(10-20)试算模数，即TH几TH几3 2KqT% 丫0 x 3做J WdZ：确定公式中的各参数值。14试选 KFt=1.3由式(10-18)计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y_ 2a=rn<?2/?二 cos pb0.75Y. = 0.25+ £ aav1.686-5= 1.765cos212.2040.75=0.25 +- = 0.6751.765由式(10-19),计算弯曲疲劳强度用螺旋角系数丫。o/713。Yb = 1-sb - = 1 - 2.13 x= 0.77°0 120。120。计算 YpaX Ysa/。F当量齿数Z129Zvl cos3/ cos313 °=31.349z2 105Zv2 =；= 113.506"2 cos3/? cos3130由表10-5查得齿形系数YFal = 25 YFa2 = 2.17查得应力修正系数YSal = 1.63, YSa2 = 1.8 由图10-20c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为aFliml = 500MPa, oFlim2 = 320MPa应力循环次数Nl = 60n j = 60 x 388 x 1 x 16 x 300 x 5 = 5.587 x 108N1 5.587 x 108QN2 =-=1.548 x 108 u 3.61由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfni = 0.91 y K/n2 = 0.91取弯曲疲劳平安系数s=l.4,由式(10-14)得r 1 0Fliml KfnI 500 X 0.91"fi =e=325MPa31.4,卬 21= °F；N2 = 320 X 0,91 = 208Mpa1.415瓦12.5 x 1.63325=0.01254丫Fa2 丫Sa2瓦212.17 x 1.8208=0.01878两者取较大值，所以试算齿轮模数0>1丫尸2 %q20>2y T = 0.01878 匕f2KFtTY£Ypx cos p2 YFa YSa瓦3 2 x 1.3 x 152360 x 0.675 x 0.77 x cos 131 x 2926Lx 0.01878 = 1.634mm调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vmt Zi 1.634 x 29di = = 48.63mmcos B cos 13°7Tdi 7160x 1000n x 48.63 x 388/=0.99m/s60 x 1000齿宽bb = (pd £ = x 48.63 = 48.63mm 齿高h及齿宽比b/hh = (2/i* + c*) x mn =(2 x 1 + 0.25)x 1.634 = 3.676mmb 48.63- =13.23h 3.676计算实际载荷系数Kf根据v=0.99m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.01查表10-3得齿间载荷分配系数Kfo=L2由表10-4用插值法得Khb=L221,结合b/h=13.23查图10-13,得羟产1.2。那么载荷系数为16目录第一局部设计任务书错误！未定义书签。1.1 设计题目错误！未定义书签。1.2 设计计算步骤错误！未定义书签。1.3 传动方案特点错误！未定义书签。第二局部选择电动机错误！未定义书签。2.1 电动机类型的选择错误！未定义书签。2.2 确定传动装置的效率错误！未定义书签。2.3 选择电动机容量错误！未定义书签。2.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比错误！未定义书签。2.5 动力学参数计算错误！未定义书签。第三局部V带传动的设计错误！未定义书签。3.1 条件和设计内容错误！未定义书签。3.2 设计计算步骤错误！未定义书签。3.3 计算带的根数z错误！未定义书签。第四局部减速器齿轮传动设计计算错误！未定义书签。第五局部链传动设计计算错误！未定义书签。5.1 确定链轮齿数错误！未定义书签。5.2 确定链条型号和节距错误！未定义书签。5.3 计算链长错误！未定义书签。5.4 作用在轴上的力错误！未定义书签。第六局部传动轴和传动轴承及联轴器的设计错误！未定义书签。6.1 输入轴设计计算错误！未定义书签。6.2 输出轴设计计算错误！未定义书签。第七局部轴承的选择及校核计算错误！未定义书签。7.1 输入轴的轴承计算与校核错误！未定义书签。7.2 输出轴的轴承计算与校核错误！未定义书签。第八局部键联接的选择及校核计算错误！未定义书签。8.1 输入轴键选择与校核错误！未定义书签。8.2 输出轴键选择与校核错误！未定义书签。第九局部减速器的润滑和密封错误！未定义书签。9.1减速器的润滑错误！未定义书签。Kf = Ka Kv KFa KFp = lx 1.01 x 1.2 x 1.2 = 1.454mF = mn=1.634 x由式(10-13),按实际载荷系数算得的齿轮模数3 1.454.r = 1.696mm.1.3计算分度圆直径mF Zi 1.696 x 29d、F =- = 50.48mmcoscos 13°将计算结果进行比照后，为满足弯曲疲劳强度，按照标准就近取m=2mm；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径di=56mm来计算齿轮的齿数，即cos Bcos 13 0Zi = di = 56.1 x - = 27.3311 m2取 zl=29jUJ z2=iXzi=3.61X29=105o4)确定传动尺寸计算中心距。=曳=(29 + 105)X 2 =2 x cos 130 = acos + z2)xmn圆整为a=138mm,(29 + 105) x 2=acos I =13.8287°2 x 138/B=13。4943，计算小、大齿轮的分度圆直径di =di =2 x 29cos 0 cos 13.8287=59.73mm2 x 105cos 0 cos 13.8287=216.27mm计算齿宽b = M 1 x 59.73 = 60mm为了保证设计齿宽和节省材料，并且考虑到一些不可防止的安装误差，一般将小齿轮略 为加宽。取 Bl=65mm,B2=60mm主要设计结论17齿数 zi=29, z2=105,模数 m=2mm,压力角 a =20。，螺旋角 8 =13.8287° =13° 4943”,中心距 a=138mm,齿宽 Bi=65mm、B2=60mm5)计算齿轮传动其它几何尺寸(1)计算齿顶高、齿根高和全齿高ha = m % = 2mmhf = m(h2n + c*) = 2.5mmh = ha + hf = m(2h 鼠 + c*) = 4.5mm(2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径dal = di + 2ha = 59.73 + 2 x 2 = 63.73mmda2 = d2 + 2ha = 216.27 + 2 x 2 = 220.27mm(3)计算小、大齿轮的齿根圆直径dfi = di - 2hf = 59.73 2 x 2.5 = 54.73mmd/2 = B 2hf = 216.27 2 x 2.5 = 211.27mm注:hn = 1.0/ c* = 0.256)齿轮参数和几何尺寸总结表4-1齿轮主要结构尺寸代号名称计算公式小齿轮大齿轮模数m22螺旋角B左旋 13° 49'43"右旋 13° 49'43"齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数C*0.250.25齿数z29105齿宽B6560齿顶高hamXha*22齿根高hfmX (ha*+c*)2.52.5分度圆直径d59.73216.27齿顶圆直径dad+2 X ha63.73220.27齿根圆直径dfd-2 X hf54.73211.27中心距a13813818第五局部链传动设计计算5.1 确定链轮齿数由传动比取小链轮齿数Zi=21,因为链轮齿数最好为奇数，大链轮齿数Z2=iXZi=63, 所以取Z2=65。实际传动比i=Z2/zi=3.l确定链条型号和节距查表得工况系数Ka=1小链轮齿数系数：Kz = 1.114取单排链，那么计算功率为：Pca = KAKZP = lx 1.114 x 5.95 = 6.628kW选择链条型号和节距：根据 Pca=6.628kW, m=107.48r/min,查图选择链号 08A-1,节距 p=12.7mm。5.2 计算链长初选中心距«0 = 40 p = 40 x 12.7 = 508mm 那么，链长为：clq Zj + Z2 p 一50821 + 6512.7 /21 65?4=2><万 + + .( =2XIZ7 + + 508=124.226 节取Lp=124节采用线性插值，计算得到中心距计算系数fl =0.24532那么链传动的最大中心距为：amax = 3 p(2Lp - (zi + z2) = 0.24532 x 12.7(2 x 124 - (21 + 65) = 504.72mm 计算链速v,确定润滑方式合适合适znp60x 1000 -21 x 107.48 x 12.760x 1000=0.478m/s19按v=0.478m/s,链号08A,查图选用滴油润滑。5.3 作用在轴上的力有效圆周力Pca6.628F£ = 1000 x -= 1000 x = 13866N*v0.478作用在轴上的力Fq x 1.15F, = 1.15 x 13866 = 15945.9N(1)小链轮结构尺寸滚子直径dr=7.92齿顶圆直径=85.21mm分度圆直径- 7.92 = 89.02mm=262.87mm-dr = 85.21 + 12.7 x （1 五damaxl =由 + 1.25 p - dr = 85.21 + 1.25 x 12.7 7.92 = 93.16mm齿根圆直径dfi = d1 dr = 85.21 7.92 = 77.29mm由d=85.21mm,查表得常数K=4.8,.di745轮毂厚度 h = K + ' + O.Old = 4.8 + + 0.01 x 85.21 = 13.15mm 66轮毂长度 1 = 3.3 八=3,3 x 13.15 = 43mm轮毂直径=醯 + 2九=45 + 2 x 13.15 = 71mm（2）大链轮结构尺寸滚子直径dr=7.92分度圆直径齿顶圆直径20damin2 =弓2 + p (1 ) dr = 262.87 + 12.7 x (1 一 7.92 = 267.34mmdamax2 齿根圆直径damax2 齿根圆直径=+ 1-25 p dr = 262.87 + 1.25 x 12.7 7.92 = 270.82mmdf2 = d2 - dr = 262.87 7.92 = 254.95mm由d=262.87mm,查表得常数K=9.5.,.,一. 4d/z45轮毂厚度 h = K + J + O.Old = 9.5 + + 0.01 x 262.87 = 19.63mm66轮毂长度 1 = 3.3 h = 3.3 x 19.63 = 65mm轮毂直径a=% + 2h = 45 + 2 x 19.63 = 84mm21第六局部传动轴和传动轴承及联轴器的设计6.1输入轴设计计算1）求输入轴上的功率Pi、转速m和转矩Pi=6.19kW； ni=388r/min； Ti=152.36N*m2）初步确定轴的最小直径：先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr （调质），硬度为280HBW,根据表, 取Ao=llO,于是得3 6.19=27.69mmJ388由于安装键将轴径增大5%3 6.19=27.69mmJ388由于安装键将轴径增大5%3 Pmin 之人。 = HO X输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径,dmin = (1 + 0.05) x 27.69 = 29.07mm应选取:di2=30mm3）轴的结构设计图OJ3OJ3L12寸 co pLDV 5IIIIVV：L23L34L45L67L56VIL7897500 virVIII图6-1高速轴示意图为了满足大带轮的轴向定位要求，I-n轴段右端需制出一轴肩，故取n-ni段的直径 d23=35mm。大带轮轮毂宽度L=60mm,为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面 上，故I-H段的长度应比大带轮轮毂宽度L略短一些，现取h2=58mm。224）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，应选用角接触轴承。参 照工作要求并根据d23=35mm,由轴承产品目录中选择角接触轴承7208AC,其尺寸为dXD X B=40 X 80X 18mm,故 d34-d78-40mm,那么 134=178= 18+12=30mm。轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得7208AC型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm, 因止匕，取 d45=d67=45mm。5）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮 轴。所以 156=65mm, d56=63.73mm考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=10mm6）取轴承端盖厚度e=10,端盖垫片厚度At=2,为了便于轴承端盖装拆，保证轴承端盖 的外端面与外接传动部件有一定距离，取K=24,螺钉Ci=20mm,C2=18mm,箱座壁厚6 =8mm, 那么轴承座宽度为乙=6 +。1 +。2 + 5 = 8 + 20 + 18 + 5 = 51mm23 = L + At + e + K B s = 51 + 2 + 10 + 24 18 10 = 59 mm7）取小齿轮距箱体内壁之距离 i=10mm根据结构可得挡油环宽度为Si=s+2=10+2=12134 =九=B + Si = 18 + 12 = 30 mm 需=，67 = s + % Si = 10 + 10-12 = 8 mm 8）轴上零件的周向定位大带轮与轴的周向定位采用平键链接,大带轮与轴的配合为H7/k6,按机械设计手册查得 截面尺寸bXh=8X7mm,长度L=45mm,滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的， 此处选轴的直径尺寸公差为H7/k69）确定轴上圆角和倒角尺寸根据表，取轴端倒角为C1.5,各轴肩处的圆角半径那么由各轴肩决定。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表6-1轴的直径和长度小齿轮所受的圆周力（dl为小齿轮的分度圆直径）轴段1234567直径3035404563.734540长度58593086583023T 152360F = 2 x = 2 x = 5101.62N口 刈 59.73小齿轮所受的径向力tan atan 200Frl = Ftl -=5101.62 x= 1912.27NCOScos 13.8287°小齿轮所受的轴向力Fal = Ftl xtanp = 5101.62 x tan 13.8287° = 1255.79N 根据7208AC角接触查手册得压力中心a=23mm齿轮轮毂宽度B=65mm第一段轴中点到轴承压力中心距离：Li58= + L2 + a = + 59 + 23 = 111mm 轴承压力中心到齿轮支点距离：B65% =乙3 + 乙4 + 5 。= 30 + 8 + 23 = 47.5mm 齿轮中点到轴承压力中心距离：% =(2 = 47.5mm计算轴的支反力高速轴上外传动件压轴力Fq=1801.9N水平支反力FnhiFnhiFnH2 二5101.62 x 47.5-=2550.81N47.5 + 47.55101.62 x 47.5-=2550.81N47.5 + 47.5垂直支反力/、 Fq dPr 3 - FqQi + h + b) +Fnvi= e1255.79 x 59.731912.27 x 47.5 1801.9 x (111 + 47.5 + 47.5) +47.5 + 47.5=-2556.36N24Fad1255.79 x 59.73Fr l2 + Fq h1912.27 x 47.5 + 1801.9 x 111Fnv2 = Z2 + /3=47.5 + 47.5=2666.73N计算轴的弯矩，并做弯矩图截面C处的水平弯矩Mch1 = Fnhi h = 2550.81 x 47.5 = 121163.48Nemm截面B处的垂直弯矩Mbv = Fql1 = 1801.9 x 111 = 200010.90Nemm截面C处的垂直弯痣MCV1 = Fnv1 l2 + Fq& + Z2） = （- 2556.36） x 47.5 + 1801.9 x （111 + 47.5） =164174.05NemmFad1255.79 x 59.73MCV2 = MCV1 -= 164174.05 = 126669.88Nemm分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）截面B处的合成弯矩Mb =+ Mjv = 702 + 200010.92 = 200010.90N*mm截面C处的合成弯矩MC1 = M配 1 M 却1 = 7121163.482 + 164174.052 = 204043.40N>mm °x a/ Ln 1C k 1MC2 = J唯 Hl += V121163.482 + 126669.882 = 175287.90N-mm作合成弯矩图（图d）T = 152360Nmm作转矩图（图e）25111mm47.5mm47.5mm(b)FNH1FNH2(d)(e)MCH1(c)MCV1MCV2TirnTfJ| UniTrnrriTrMBMCI9.2减速器的密封错误！未定义书签。第十局部减速器附件及箱体主要结构尺寸错误！未定义书签。10.1 减速器附件的设计与选取错误！未定义书签。10.2 减速器箱体主要结构尺寸错误！未定义书签。第十一局部设计小结错误！未定义书签。图6-2高速轴受力及弯矩图10）按弯扭合成应力校核轴的强度通常只校核轴上承受最大弯矩和扭转的截面（即危险截面C左侧）的强度。必要时也 对其他危险截面（扭矩较大且轴径较小的截面）进行强度校核。取a =0.6 （单向传动），那么 有抗弯截面系数为W = 0.1 x d3 = 0.1 x 403 = 6400mm抗扭截面系数为WT = 0.2 x d3 = 0.2 x 403 = 12800mm当量应力为Mca 7M2 + (aT)2Mca 7M2 + (aT)2aca=W= L=70Mpa204043.42 +(0.6 x 152360)=34.93MPa < alb故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。10.3 出轴设计计算1）求输出轴上的功率P2、转速112和转矩T2P2=6.01kW； n2=107.48r/min； T2=534.01Nm2）初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45 （调质），硬度为240HBS,根据表，取 Ao=llO,得：dmin 40-=110 x输出轴的最小直径是安装链轮的轴径，由于安装键将轴径增大7%dmin = (1 + 0.07) x 42.06 = 45mm应选取:di2=45mm3）轴的结构设计图27L12IIL56L23L34L45L67co cu pIIIIVLD 寸 p9 in pVII图6-3低速轴示意图为了满足链轮的轴向定位要求，i-n轴段右端需制出一轴肩，故取n-m段的直径 d23=50mmo链轮轮毂宽度L=43mm,为了保证轴端挡圈只压在链轮上而不压在轴的端面上， 故I-II段的长度应比链轮轮毂宽度L略短一些，现取h2=41mm。4）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，应选用角接触轴承。参 照工作要求并根据d23=50mm,由轴承产品目录中选择角接触轴承7211 AC,其尺寸为dXD XB=55X 100X21mm,故 d34=d67=55mm。由结构得左侧挡油环宽度si=A2+s=12.5+10=22.5,那么L B + S + 2 = 21 + 22.5 + 2 = 45.5 mm5）取安装齿轮处的轴段的直径d45=58mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。 大齿轮轮毂的宽度为B=60mm,为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮 毂宽度，故取145=58mm。齿轮的右端采用轴肩定位，由轴径d45=58mm故取h=5mm,那么轴 环处的直径d56=68mm。轴环宽度bN1.4h,取156=7mm。6）取大齿轮距箱体内壁之距离A2=12.5mm,考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置 时,应距箱体内壁一段距离s,取s=10mm,滚动轴承的宽度B=21 mm7）取轴承端盖厚度e=10,端盖垫片厚度12,为了便于轴承端盖装拆，保证轴承端盖28的外端面与外接传动部件有一定距离，取K=24,螺钉Ci=20mm,C2=18mm,箱座壁厚5 =8mm, 那么轴承座宽度为L = 5 + C1 + C2 + 5 = 8 + 20 + 18 + 5 = 51mmZ23 = L + /t + e + K B s = 51 + 2 + 10 + 24 21 10 = 56 mm由结构得右侧挡油环宽度S2=A2+s-156=12.5+10-7=15.5iJZ67 = 5 + s2 = 21 + 15.5 = 36.5 mm8）轴上零件的周向定位链轮与轴的周向定位采用平键链接，齿轮与轴的联接选用A型键，按机械设计手册查得 截面尺寸bXh=16X 10mm,长度L=45mm。链轮与轴的联接选用A型键，按机械设计手册 查得截面尺寸bXh=14X9mm,长度L=32mm。齿轮、链轮与轴的周向定位采用平键链接，链轮与轴的配合为H7/k6,同时为了保证齿轮 与轴配合由良好的对中性，应选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/r6,滚动轴承与轴的周向定位是 由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为H7/k69）确定轴上圆角和倒角尺寸根据表，取轴端倒角为CL5,各轴肩处的圆角半径那么由各