二级齿轮减速器 机械设计课程设计(3)

S SSσ=

σ 1

σ

τ

=6.67

查参考文献【2】表9.13可得许用安全系数为：[S]=1.2~1.3，显然S>[S],

即选用轴符合强度要求。 校核键的强度：

联轴器处的键的挤压应力：

4Tσp==28.47MPa

键材料选45钢，查国标GB/T 1096—2003选普通平键6×32，查表得[σ]p=125~150MPa，显然σp<[σ]p，即此处键的强度符合要求。 （2）校核轴承的寿命。

假设轴向力被两个轴承均摊则，Fa=152.06N;

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轴承1的径向载荷为：Fr1= F1x2+F1y2=452.36N; 轴承2的径向载荷为：Fr2= F2x2+F2y2=770.42N; 因此只校核轴承2的寿命即可： 当量动载荷为：F=XFr+YFa

有参考文献【2】表10.13得： X=0.56，Y=2.30 可得F=781.17N 轴承2的寿命为：

106C3L=(=2.72×105h

预期寿命为：

L预期=2×8×250×10=4×104h

显然轴承寿命满足要求。 4. 二号轴的结构设计和校核 （1） 轴的设计校核 材料 ：45钢调质处理 最小轴径：

按照弯扭强度进行计算：

dmin

P ≥C3

式中： P---------中速轴传递的功率，P=2.22Kw; n----------中速轴的转速，n=218.6r/min;

可得 dmin≥23.8mm

考虑到同一箱体的轴承部件，选用6306的轴承，以适应与大批量的生产。取最小轴径为30mm。

结构设计：中速轴（2轴）的结构如附图3所示。 轴段1直径为30mm，长度为34mm，

轴段2装3号齿轮，长度为48mm，取直径为35mm， 轴段3 直径为40mm，长度为8mm，

轴段4装的2号齿轮，直径取为35mm,长度为40mm，

轴段5不需要挡油板，原因是齿轮直径已经超过轴承座孔直径，因此取为直径30mm，长度为34mm。

校核轴的强度： 三号齿轮受力为：

周向力：Ft3=

2×T2d3

=3110.4N

径向力：Fr3=Ft3×tan18.42°=1035.90N 受力分析如附图4所示： 经分析可知

由于易发生危险的是齿轮2，3的左侧截面，因此对这两个截面进行强度校核，

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3齿轮剖面扭转应力更大一些因此只校核3号齿轮，键材料选45钢，查国标GB/T 1096—2003选普通平键10×40，可查得轴的t为5mm，

由参考文献【2】表9.6知 抗弯截面模量

2

bt(d t)

W=0.1d3 =3644.64mm3

抗扭剖面模量

πd3bt(d t)2

WT= =7775.6mm3

弯曲应力为：

M

σb==19.13MPa

σb=σa=19.13MPa

σm=0

扭转应力为：

Tτb==12.5MPa

T

τa=τm=6.3MPa

对于调质处理的40,由参考文献【2】表9.3查的σb=650MPa,σ 1=

300Mpa,τ 1=155MPa，由表9.5.3查的材料等效系数为：ψσ=0.2，ψτ=0.1

键槽影响系数，表9.1影响系数Kσ=1.83，Kτ=1.63; 绝对尺寸系数，9.12得εσ=0.88，ετ=0.81； 轴磨削加工时表面质量系数为 β=1； 于是安全系数为：

Sσ=

=16.34

σ+σmψσσa

τ 1

Sτ==11.6

τ+τmψττa

S=

S Sσ 1

σ

τ

=8.96

查参考文献【2】表9.13可得许用安全系数为：[S]=1.2~1.3，显然S>[S],

即选用轴符合强度要求。 （2）校核键的强度：

齿轮3处的键的挤压应力：

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4T

=34.8MPa 键材料选45钢，查国标GB/T 1096—2003选普通平键10×40，查

σp=

表得[σ]p=125~150MPa，显然σp<[σ]p，即此处键的强度符合要求。

齿轮2处的键的挤压应力：

4Tσp==43.53MPa

键材料选45钢，查国标GB/T 1096—2003选普通平键10×32，查表得[σ]p=125~150MPa，显然σp<[σ]p，即此处键的强度符合要求。

（3）校核轴承3、4寿命：

假设轴向力被两个轴承均摊则，Fa=152.06N;

轴承3的径向载荷为：Fr3= F3x2+F3y2=1515.48N; 轴承4的径向载荷为：Fr4= F4x2+F4y2=404.95N; 因此只校核轴承3的寿命即可： 当量动载荷为：F=XFr+YFa

有参考文献【2】表10.13得： X=1，Y=0 可得F=2574.86N 轴承2的寿命为：

106C3L=(=4.31×105h

预期寿命为：

L预期=2×8×250×10=4×104h

显然轴承寿命满足要求。 5. 三号轴的结构设计和校核 (1) 轴的设计校核

材料 ：45钢调质处理 最小轴径：

按照弯扭强度进行计算：

dmin

P ≥C3

式中： P---------低速轴传递的功率，P=2.13Kw; n----------低速轴的转速，n=68.31r/min;

可得 dmin≥33.39mm

考虑到该轴剖面处可有键槽，于是设计时将扩大5%，于是，dmin≥35.06mm，设计时考虑到联轴器因素将轴径定为40mm。

由于低速级转速不高，而且没有冲击，故设计时可以采用刚性联轴器，参考公称转矩和使用系数采用GB/T 5843—2003 GY6凸缘联轴器。考虑到螺栓能

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拔出的问题采用J1型轴孔。由参考文献【1】表13.4知，轴孔直径采用40mm，从动件采用45mm的轴径。

轴的结构设计如附图5。由于载荷不大现拟采用6210轴承。

轴段1：连接轴承，因此直径为50mm，长度为37mm，

轴段2：考虑到连接齿轮，故轴段长度为40mm，直径取为55mm； 轴段3：只是承担轴肩定位作用，因此 直径取为60mm，长度取为8mm；

轴段4直径为55mm，长度为63mm，

轴段5装轴承，直径为50mm，长度为20mm， 轴段6直径为45mm，长度为49mm；

轴段7 直径40mm，参考选用的联轴器，长度为84mm； 校核轴的强度：

· 4号齿轮受力为：

周向力：Ft4=

2×T3d4

=3110.4N

径向力：Fr4=Ft4×tan18.42°=1035.90N

轴的受力分析如附图6所示 经分析可知

由于易发生危险的是齿轮4的右侧截面，因此对这个截面进行强度校核， 键材料选45钢，查国标GB/T 1096—2003选普通平键16×45，可查得轴的t为6mm，

由参考文献【2】表9.6知 抗弯截面模量

2

bt(d t)

W=0.1d3 =14524.1mm3

抗扭剖面模量

πd3bt(d t)2

WT= =30572.2mm3

弯曲应力为：

M

σb==7.64MPa

σb=σa=7.64MPa

σm=0

扭转应力为：

Tτb==9.78MPa

T

τa=τm=4.89MPa

对于调质处理的40,由参考文献【2】表9.3查的σb=650MPa,σ 1=

300Mpa,τ 1=155MPa，由表9.5.3查的材料等效系数为：ψσ=0.2，ψτ=0.1

无键槽影响系数，表9.11配合系数Kσ=1.83，Kτ=1.63;

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绝对尺寸系数，9.12得εσ=0.81，ετ=0.71； 轴磨削加工时表面质量系数为 β=1； 于是安全系数为：

Sσ=

=17.38

σ+σmψσσa

τ 1

Sτ==13.8

τ+τmψττa

S=

S Sσ 1

σ

τ

=10.8

查参考文献【2】表9.13可得许用安全系数为：[S]=1.2~1.3，显然S>[S],

即选用轴符合强度要求。 （2）校核键的强度：

齿轮4处的键的挤压应力：

4Tσp==68.3MPa

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