二级减速器课程设计的轴校核

1.1.1 初步确定小锥齿轴的最小直径

按照同类机械类比的方法初步确定轴的最小直径dmin=35 mm，选取轴的材料为45钢，调质处理。 1.1.2 小锥齿轴的结构设计

图1 小锥齿轴

根据实际情况要求，选择图1所示方案。

1.1.2.1 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

为了满足锥齿的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出轴肩，左端采用锥齿端面定位，同理为了满足皮带轮的轴向定位要求，Ⅴ-Ⅵ轴段左端需制出一轴肩，右端采用皮带轮端面定位，为了满足轴承的轴向定位要求，Ⅱ-Ⅲ轴段右端需制出一轴肩，左端采用轴承端盖定位，为了满足轴承的轴向定位要求，Ⅳ-Ⅴ轴段左端需制出一轴肩，右端采用轴承端盖定位。

初步选择轴承，考虑到主要承受径向载荷，同时也承受不小的轴向载荷，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据dⅡ-Ⅲ=45mm，由轴承产品目录中初步选取圆锥滚子轴承30209，其尺寸为d×D×B=45mm×85mm×19mm，lⅡ-Ⅲ=50mm。

取安装锥齿的轴段的直径dⅠ-Ⅱ=35mm，锥齿的最左端与最右端之间采用端盖定位 。

取安装带轮的轴段直径dⅤ-Ⅵ=35mm，带轮的最左端与最右端之间采用端盖定位 。

1.1.2.2 轴上零件的周向定位

锥齿与轴的周向定位采用平键连接，按dⅠ-Ⅱ=35mm，由机械零件手册查的平键截面b×h=10mm×8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为22mm，同时为了保证锥

H7齿与轴的配合有良好的对中性，故选择锥齿与轴的配合为，带轮与轴的周向

k6定位采用平键连接，按dⅤ-Ⅵ=42mm，由机械零件手册查的平键截面b×h=12mm×8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为了保证带轮与轴的配合有良好

H7的对中性，故选择锥齿与轴的配合为，圆锥滚子轴承与轴的周滚子轴承与轴

k6的周向定位是由过渡配合来。 1.1.2.3 轴上倒角的尺寸 取轴端倒角为2×450。

1.1.3 小锥齿轴上的功率P1、转速n1和转矩T1

若取每级齿轮传动的效率（包括轴承效率在内）=0.97，1=0.61(电动机功率因数)，则

22P1P1=0.55×0.61×0.97 kw0.3157 kw

11又 n1n700 238.0952rmini2.94于是 T19550000P0.315719550000N•mm12661.6019N•mm n1238.09521.1.4 求作用小锥齿轮上的力

因已知小锥齿轮的分度圆直径为

d2mz12.53690mm

而 Ft2T1212661.6019N281.3689N d290tanntan200FrFt281.3689103.4443N

coscos8006'34''FaFttan281.3689tan8006'34''40.0921N

圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图2所示 1.1.5 求小锥齿轴上的载荷

首先根据小锥齿轴的结构图（图1）做出轴的计算简图（图2）。在确定

轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30209型圆锥滚子轴承，由手册

查得a=18.6mm。因此，作为悬臂梁的小锥齿轴的支撑跨距L2=157.2mm，L1=55.4mm。根据小锥齿轴的计算简图做出的弯矩图和扭矩图（图2）。

从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A和截面B是小锥齿轴的危险截面。现将计算出的截面A处与截面B处的Mh、Mv及M的值列于表1与表2（参看图2）。 Ft•(L1L2)Fh1•L2

FtFh1Fh2Fh1380.5282N Fh299.1592N MH15587.8388Nmm

FrFV1FV2MaFV1•L2Fr•(L1L2)d

MaFa22FaFV2'FV2'40.0921N FV1128.4231N FV224.9788N Mv3926.6704Nmm Ma1804.1447Nmm

MMH2MV216074.8082Nmm

图2 轴的载荷分析图

表1 截面A

载荷 支反力 弯矩M 总弯矩 扭矩T T19550000水平面H Fh1380.5282N Fh299.1592N 垂直面V FV1128.4231N FV224.9788N Mva1804.1447Nmm MHa0Nmm MaMHa2MVa21804.1447Nmm P0.315719550000N•mm12661.6019N•mm n1238.0952

表2 截面B

载荷 支反力 弯矩M 总弯矩 扭矩T T19550000水平面H Fh1380.5282N Fh299.1592N MH15587.8388Nmm 垂直面V FV1128.4231N FV224.9788N Mv3926.6704Nmm MMH2MV216074.8082Nmm P0.315719550000N•mm12661.6019N•mm n1238.0952

1.1.6 按弯扭合成应力校核小锥齿轴的强度

进行校核时，通常只校核小锥齿轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截

MT面A和危险截面B）的强度。根据ca4W2W22M2TW21及表1和表2中的数据，以及小锥齿轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，

取=0.6，小锥齿轴的计算应力 截面A

caMa2aT1Wa21804.144720.612661.60190.135321.8212MPa

前已选定小锥齿轴的材料为45钢，调制处理，查得1=60MPa。因此ca1，故截面A安全。 截面B

caM2aT1Wb216074.808220.612661.60190.145321.9511MPa

前已选定小锥齿轴的材料为45钢，调制处理，查得1=60MPa。因此ca1，故截面B安全。 1.2 大锥齿轴校核

1.2.1 初步确定大锥齿轴的最小直径

按照同类机械类比的方法初步确定轴的最小直径dmin=30 mm，选取轴的材料为45钢，调质处理。 1.2.2 大锥齿轴的结构设计

图3 大锥齿轴

根据实际情况要求，选择图3所示方案。

1.2.2.1 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

为了满足锥齿的轴向定位要求，Ⅵ-Ⅶ轴段左端需制出轴肩，右端采用锥齿端面定位，同理为了满足拨盘的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，左端采用拨盘端面定位，为了满足动挤压盘的轴向定位要求，Ⅱ-Ⅲ轴段右端需制出一轴肩，左端采用动挤压盘端面定位，为了满足轴承的轴向定位要求，Ⅲ-Ⅳ轴段右端需制出一轴肩，左端采用轴承端盖定位，同理为了满足轴承的轴向定位要求，Ⅴ-Ⅵ轴段左端需制出一轴肩，右端采用轴承端盖定位，。

初步选择轴承，考虑到主要承受径向载荷，同时也承受不小的轴向载荷，故

选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据dⅢ-Ⅳ=40mm，由轴承产品目录中初步选取圆锥滚子轴承30208，其尺寸为d×D×B=40mm×80mm×18mm，lⅢ-Ⅳ=60mm。

取安装锥齿的轴段的直径dⅥ-Ⅶ=35mm，锥齿的最左端与最右端之间采用端盖定位 。

取安装拨盘的轴段直径dⅠ-Ⅱ=30mm，拨盘的最左端与最右端之间采用端盖定位 。

取安装动挤压盘的轴段直径dⅡ-Ⅲ=35mm，动挤压盘的最左端与最右端之间采用端盖定位 。

1.2.2.2 轴上零件的周向定位

锥齿与轴的周向定位采用平键连接，按dⅥ-Ⅶ=35mm，由机械零件手册查的平键截面b×h=10mm×8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为25mm，同时为了保证锥

H7齿与轴的配合有良好的对中性，故选择锥齿与轴的配合为，拨盘与轴的周向

r6定位采用平键连接，按dⅠ-Ⅱ=30mm，由机械零件手册查的平键截面b×h=10mm×8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为18mm，同时为了保证锥齿与轴的配合有良好

H7的对中性，故选择锥齿与轴的配合为，圆锥滚子轴承与轴的周滚子轴承与轴

m6的周向定位是由过渡配合来。 1.2.2.3 轴上倒角的尺寸 取轴端倒角为2×450。

1.2.3 大锥齿轴上的功率P2、转速n2和转矩T2

若取每级齿轮传动的效率（包括轴承效率在内）=0.97，则

22P2P1=0.3157×0.97 kw0.2970kw

又 n2n1136238.0952102.0408r mini184于是 T29550000P20.29709550000N•mm27797.7028N•mm n2102.04081.2.4 求作用大锥齿轮上的力

因已知大锥齿轮的分度圆直径为

d3mz22.584210mm

而 Ft12T2227797.7028N264.7400N d3210tanntan200Fr1Ft1264.740097.3308N 0'''coscos80634Fa1Ft1tan264.7400tan8006'34''37.7226N

圆周力Ft1，径向力Fr1及轴向力Fa1的方向如图2所示 1.2.5 求大锥齿轴上的载荷

首先根据大锥齿轴的结构图（图4）做出轴的计算简图（图5）。在确定

轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30208型圆锥滚子轴承，由手册查得a=16.9mm。因此，作为悬臂梁的小锥齿轴的支撑跨距L2=60.6mm，L1=133.8mm。根据大锥齿轴的计算简图做出的弯矩图和扭矩图（图5）。

从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B和截面C是大锥齿轴的危险截面。现将计算出的截面B处与截面C处的Mh1、Mv1及M1的值列于表3与表4（参看图2）。 Ft1•(L11L12)Fh12•L11

Ft1Fh12Fh11Fh11119.9047N Fh12384.6447N MH116043.2456Nmm

Fr1FV12FV11FV12•L11Ma1Fr1•(L11L12)d

Ma1Fa132Fa1FV12'FV11'37.7226N FV1173.8310N FV12171.1617N Mv19878.5840Nmm Ma13960.8740Nmm

M1MH12MV1218840.7047Nmm

图3 轴的载荷分析图

表3 截面B

载荷 支反力 弯矩M 总弯矩 扭矩T T19550000水平面H Fh11119.9047N Fh12384.6447N MH116043.2456Nmm 垂直面V FV1173.8310N FV12171.1617N Mv19878.5840Nmm M1MH12MV1218840.7047Nmm P20.29709550000N•mm27797.7028N•mm n2102.0408

表4 截面C

载荷 支反力 弯矩M 总弯矩 扭矩T T29550000水平面H Fh11119.9047N Fh12384.6447N MHc0Nmm 垂直面V FV1173.8310N FV12171.1617N Ma13960.8740Nmm McMHa2Ma123960.8740Nmm P20.29709550000N•mm27797.7028N•mm n2102.0408

1.2.6 按弯扭合成应力校核小锥齿轴的强度

进行校核时，通常只校核小锥齿轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截

MT面B和危险截面C）的强度。根据ca4W2W22M2TW21及表3和表4中的数据，以及小锥齿轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，小锥齿轴的计算应力 截面B

ca3M12aT2Wb1218840.704720.627797.70280.140323.9316MPa

前已选定小锥齿轴的材料为45钢，调制处理，查得1=60MPa。因此ca1，故截面B安全。 截面C

ca4Mc2aT2Wc23960.874020.627797.70280.135323.9982MPa

前已选定小锥齿轴的材料为45钢，调制处理，查得1=60MPa。因此ca1，故截面C安全。