二级圆锥圆柱齿轮减速器说明书(完稿)

1、帆做攻叮课程设计说明书（机械设计基础）设计题目圆锥圆柱齿轮减速器1目录设计任务书 3传动方案的拟订及说明 3电动机的选择 3计算传动装置的运动和动力参数 5传动件的设计计算7轴的设计计算 .16滚动轴承的选择及计算 .38键联接的选择及校核计算 .42联轴器的选择 .43减速器附件的选择.44润滑与密封 44设计小结 .44参考资料目录 45设计计算及说明结果一、设计任务书设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器，已知带式运输机的工作机输入功率2.2kw,工作机输入转速 75r/min ,输送机常温下经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。工作寿命5年（设每年工作300天），二班制。二、传动

2、方案的拟订及说明已知驱动卷筒的转速 nw =75r/min,输入功率2.2kw,经计算选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为13。根据总传动比数值，可拟定以下传动方案：nw =75r/min三、选择电动机1）电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的y （ip44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2）电动机容量 （1）卷筒的输出功率p0pw =2.12kwpw = p. 2.12kw（2）电动机输出功率pdpd传动装置的总效率n式中1、”2为从电动机至卷筒轴的各传动机构和轴承的效率。由机械设计（机械设计基础）课程设计

3、表2-4查得：弹性联轴器1=0.99;滚动轴承“2=0.99;圆锥齿轮传动3=0.96;圆柱齿轮传动”4=0.97;7”23v4 = 0.992 -0.993 -0.96-0.97- 0.885pw n2.120.885:2.40kw =0.885pd = 2.40kw（3）电动机额定功率ped由机械设计（机械设计基础）课程设计表 20-1选取电动机额定功率。ped =3kw3）电动机的转速推算电动机转速可选范围，由机械设计（机械设计基础）课程设计表2-1查得单级圆柱齿轮传动比范围i1 = 3 6 ,圆锥齿轮传动比范围i1 = 2 3，则电动机转速可选范围为:.2.nd =nw m0 *i1

4、*i2 =429.61288.8r/min初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表:方 案电动机型号额定功率（k w）电动机转速（r/min）电动机质 重（kg）同步港减1y132s-631000960632y100l2-431500p 1420381传动装置的传动比总传动比v带传动单级减速器10.112.713.7414.9534.98两方案均可行，但方案1传动比较小，传动装置结构尺寸较小，因此采用方案1,选定电动机的型号为 y132s-64）电动机的技术数据和外形，安装尺寸由机械设计（机械设计基础）课程设计表 20-1、表20-2查得主要数据,并

5、记录备用。四、计算传动装置的运动和动力参数1）传动装置总传动比96075= 12.82）分配各级传动比取联轴器传动比i1 =1,圆锥齿轮减速器传动比i2 = 3,所以圆柱齿轮减速器传动比传动比i3 = i = 12.8 34.3i1i21 3设计计算及说明i=12.8)=1i2 =3i3=4.3结果3）各轴转速（轴号见图一）电机轴：n0 = nw =960r/min高速轴：n1 = n0 = 960 =960r/min11 1中速轴：n2 = n1960=320r/min12 3低速轴：n3 = n2- = 320 之 74.4r / mini34.34）各轴输入功率按电动机所需功率 pd计算

6、各轴输入功率，即低速轴：p3 = pw = 2.52 ： 2.55r/mini 0.99中速轴：p2 -1=25： 2.66r/min4 20.97 *0.99高速轴：p1 p2=2.66 ,2.80r/min2 * 30.99*0.96电机轴：p0 =pl=2.802.85r/min1 20.99 *0.995）各轴转矩彳氐速轴：t3 =9550 p3 = 2.55 9550 ： 327.3r/minn374.4中速轴：t2 =9550 p2 = 2.66 9550 ： 79.38r/minn2320高速轴：t1 = 9550 p1 = 2.80 9550 : 27.85r/minn1960

7、电机轴：t0 = 9550 p0 =m 9550 丁 28.35r / minn0960n0 = 960r/ minn1 = 960r / minn2 = 320r/minn3 : 74.4r / min访 2.55r/minp 2.66r/minp 2.8cr/minp0 2.85r/mint3 327.3t2 : 79.38ti 27.85t0 ： 28.359设计计算及说明结果五、传动件的设计计算直齿圆锥齿轮设计已知输入功率 访之2.85r/min,小齿轮转速 960r/min ,齿数比u=3,由电动机驱动，工作寿命 5年（设每年工作 300天），二班制，带式输送机工作经常满载，空载起动

8、，连续单向运转，载荷较平稳。1、选定齿轮精度等级、材料及齿数1）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度（gb10095-88）2）材料选择 由机械设计（第八版）表10-1选择小齿轮材料为 40c（调质）, 硬度为280hbs,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs。zi = 28z2 = 843）选小齿轮齿数，z= 28大齿轮齿数z2 =z 4 =28父3=84。则z2 84u =3z1282、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即32kh1zhze 2 t .2（） r（1 -0.5 r） u 二h（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数kti=l.32）

9、查教材图表（图10-30）选取区域系数 zh =2.53）计算小齿轮的转矩11结果二 h lm1 = 600mpa二 h lm 2 = 550mpaze =189.8mpa a 0.5n1=11.059x1099n2=3.686x10_6 p12.806_ _4t2 =9550 x10 p-=x9550x10 定2.7850 n mm% =0.3n19604）选齿宽系数%=0.3设计计算及说明19取失效概率为1%,安全系数s=1,得二h 11 二 hlm1，91 600 =546mpa二 h1=546二 h 2=523二h 2khn2- hlm2 =0.95 550 =523mpa符合要求 计

10、算1）试算小齿轮分度圆直径d1t,代入bh中较小的值3：d2khtt1_ （zhze）21t . （1-0.5 ）2u（、 44 1.3 2.785 10,.2(3 (1 -0.5 0.3)2 0.32.5 189.85232）计算圆周速度v=58.68mmd1t- 58.68mmdm1 =%(1 -05r) =58.68 (1 - 0.5 0.3)=49.87-4田160 1000二 49.87 9602.51m/s60 1000设计计算及说明3）计算当量齿宽系数*db= rd1t u2 1/2 =0.3 58.68 ,9 1/2= 27.83mmd=b/dm1 =27.83/58.86 =

11、 0.4734）计算载荷系数根据v =2.51m/s, 7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载系数kv=1.09直齿锥齿轮精度较低，取齿间分布载荷分配系数，kha = 1由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数 ka=1根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）表得轴承系数kh 1 =1.240接触强度载荷系数 kh = kakvkh：.kh： =1 1.09 1 1.24 = 1.35165）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得1.3516 =58.6831 = 59.44mm 1.36）计算模数mv = 2.51m/s结果kh =1.3516d1 = 59

12、.44mmm = 3mmm =d1/4 =59.44/28 = 2.122取标准值m =37)按齿根弯曲疲劳强度设计3试算*ii数：mt :2kftt1(yfys-:)r(1-0.5 r)2z12 . u2 1 二f试确定各参数值：kft =1.3由分锥角 1 =arctanq/u) =arctanq/3) =18.432 =90 -18.43 =71.57当量齿数 zv1 =z1/cos、1 =28/cos(18.43 ) = 29.5zv2 =z2/cos, 2 -84/cos(71.57 ) -265.7查齿形系数：yfa1 =2.56yfa2 =2.13ysa1 =1.63ysa2 =

13、1.868)查的小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:-flim1 = 500mpa 二 flm2 =380mpa查的弯曲疲劳寿命系数：kfn1 -0.88 kfn1 =0.93取弯曲疲劳强安全系数s=1.7得二 fkfni二 flim10.88 500二f121.7= 258.82mpaakft -1.3、i =18.43二2 二71.57！ =29.5zv2 =265.7yfa1 = 2.56yfa2 =2.13ysa1 = 1.63ysa2 = 1.860 f1 =258.82mpa0 f 2 = 207.88mpakfn 2- f lim 2s0.93 3801.7= 207.88m

14、pa符合要求计算大小齿轮的yfa fsa ,并加以比较l-fyfa1fsa1二f 12.561 携建 0.016258.82yfa2fsa22.13 1.86=二0.0 19o f2207.88大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算2krti试算模数:9）调整齿轮模数(yf ys:-)；r(1 -0.5 r)2zi2 u2 1 二 f.- _ 41.3 2.785 10mt = =3 220.0190.3 (1 -0.5 0.3)2 282 . 10=1.085(1)圆周速度 v： d1=4m = 28m 1.085 = 30.38mmdm1 =d1(1 -0.5 r) =30.38 (1

15、- 0.15) = 25.82mm二 dmmvm 二60 1000二 25.82 960=1.298m/s60000齿宽 b: b= rd1t、u2 1/2 =0.3 30.38 .91/2 = 14.410mmh=2.44mmb/h=5.91根据v =1.298m/s, 7级精度，由机械设计（第八版） 图10-8查得动载系数 kv=1.04直齿锥齿轮精度较低，取齿间分布载荷分配系数，kf。= 1由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数 ka=1 a根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）表得轴承系数khg =1.235于是查表得 kfp = 1.25接触强度载荷系数 kf

16、 -kakvkf.kf-： =1 1.04 1 1.25=1.3设计计算及说明结果7）实际载荷系数算的齿轮模数：k1.3m = mp.=1.085 31.085:kr1.3对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按 gb/t1357-1987圆整为标准模数，取mn =2mm1为了同时满足接触疲劳强度， 需 要按接触疲劳强度算彳#的分度圆直径 d1=59.44 mm来计算应有的齿数.故选相近模数，m=2按接触疲劳强度得分度圆直径d1=59.44m

17、m小齿轮齿数 z, =d1 =59.44/2 =29.72 m取z1=30,则大齿为z2=90,为使得互为质数取 z2=91(8 )计算分度圆直径：d1 =z1m = 30父2 = 60mmd2 =z2m =91 2= 182mm计算分锥角：1 = arctanq/u) = arctan30/91) = 18.242 =90 -18.24 =71.76计 算 齿轮宽 度：b= rd1t u2 1/2 =0.3 60 (91/30)2 1/2 =18.07mm取 b1=b2=18mm得z1=30 z2=91模数m=2压力角a =20* 变位系数x1=x2=0分锥角 61 =18.24 &2 =7

18、1.76 口 齿宽 b1=b2=18mm设计计算及说明结果圆柱斜齿轮设计已知输入功率p2 *2.6g/min,小齿轮转速320r/min,齿数比u=4.5,由电动机驱动，工作寿命 5年（设每年工作 300天），二班制，带式输送机工作经常 满载，空载起动，工作有轻震，不反转。1、选定齿轮精度等级、材料及齿数1）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度 （gb10095-88）2）材料选择 由机械设计（第八版）表10-1选择小齿轮材料为 40cr大齿 轮材料均为45钢（调质），小齿轮齿面硬度为 280hbs ,大齿轮齿面硬度 为 240hbs。3）选小齿轮齿数，z= 24大齿轮齿数

19、z2 =乙4=24父4.3七108。则z2108 ,u=荔=4.5取压力角a =20z124144）选取螺旋角。初选螺旋角142、按齿面接触强度设计213dit-由设计计算公式进行试算，即2小丁1u 1 /zhzezz 2；d u（ uh）(1)确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 =1.35）查教材图表（图10-30）选取区域系数 zh =2.4336）计算小齿轮的转矩t1 =9550 106 p17.938 104 n *mmn12）选齿宽系数=13）由机械设计（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数ze =189.8mpa a 0.54）计算zs：:t = arctan（tan :

20、/cos ：） = arctan（tan20 /cos14 ） = 20.5621ati =arccosz1cos 二 t/（z12h*n *cos ） =29.974:at2 = arccosz2 cos ： t/（z2 2h；n *cos ：） =23.073；.=zi（tan 1ati - tan： t） z2（tan 二 at2tan t）/2二-1.644；=d *z1，tan ： /= 1.905j14z . = , 4- （1 一 一）=0.669-13二可得螺旋角系数：z = . cos : =0.9857）计算应力循环次数n1=60n1j lh =60 x 320x 1 x

21、（2x 8x 300x 10） =0.922 x 109 hn 2 =n/u=0.922x10 9 /4.5=0.204x10 98）由机械设计（第八版）图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 c lim1 =600mpa ,大齿轮的接触疲劳强度极限二 hiim2 =570mpa9）由机械设计（第八版）图10-19取接触疲劳寿命系数khn1 =0.95, khn2 =0.98设计计算及说明结果10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数s=1,得. khn1；=h lim 1k-h110.95 600 =570mpas.khn20 h lim 2h 120.98 570

22、=558.6mpa取较小者为该齿轮副的接触疲劳许用应力（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t ,由计算公式得2小工 u 1 zhzezz：u二 h4i d3 2 1.3 7.938 104 4.5 1二)22.433 189.8 0.669 0.9854.5539)2k-h 】1 =570mpak-h 】2 =558.6mpa=52.22mm2）计算圆周速度v二 52.22 320 ， =0.87m/s60000v _ 二die 一 60 1000=1 52.22 = 52.22mm3）计算齿宽b及模数b = d d1t5）计算载荷系数根据v =0.87m/s, 7级精度，由机械设计（第八版

23、）图10-8查得动载系数kv=1.05齿轮圆周力 =2工/d1t =2 7.938 104/52.22 = 3.04 104 nka kt1/b=1 3.04 1 04 / 52.22 = 58.22 ：100n/mm取齿间分布载荷分配系数，kh. =1.4由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数 ka=1 a根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）表得轴承系数kh 1 =1.4206）接触强度载荷系数 kh = kakvkh：kh-： =1 1.05 1 1.42 =2.078结果设计计算及说明45按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得k2.087di =dit3 =

24、52.22: 61.51mm kt 1.3计算模数mm=d/4 3.51/24=2.486取标准值m = 310) 按齿根弯曲疲劳强度设计试和o：mt丫；。21(迪) dzi二 f试确定各参数值：kft =1.3计算弯曲疲劳强度重合度系数y名：pb =arctan(tan ,cosxt) =arctan(tan4，cos20.562) = 13.14,“=；一 /coj b) =1.644/cov13.14 = 1.728vy ； =0.25 0.75/ =0.25 0.75/1.728 = 0.68414可计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数ypy 二二1-； .-1 -1.905 : 0.7781

25、20120计算忆f)当量齿数 zv1 =z1/cos3 b =28/cos3(14 ) =26.27zv2 =z2/cos3 1 =108/cos3(14 ) =115.51查齿形系数：yfa1 =2.62yfa2 =2.20ysa1 =1.63xa2 =1.8611) 查的小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:二 flimi =500mpa二 fiim2 =380mpa查的弯曲疲劳寿命系数:kfni =0.88 kfni =0.92取弯曲疲劳强安全系数s=1.4 得kfn1-flim10.88 5001.4-314.29mpacf 2kfn 2 0 f lim 2%丝=249.71旭符合要

26、求计算大小齿轮的yfafsa ,并加以比较二 fyfaifsai2.59 1.63= 0.0135二f 1314.29yfa2 fsa22.21 1.77 0.0156249.71大齿轮的数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算2小丁”dz2cos2 :(3mt =0.01562 1.3 7.983 104 0.684 0.778 coy141 2421.435mm12)调整齿轮模数(2)圆周速度 v： d1 =z1m/cos 1 =24 1.435/cos14 = 35.494mm.dm1n1二 35.494 320一 10.594m/s60 100060000齿宽 b： b= * d =1 35.

27、494= 35.494mmh=3.228mmb/h=10.99根据= 0.594m/s, 7级精度，由机械设计（第八版） 图10-8查得动载系数 kv=1.03齿轮圆周力 ft1 =21/d1t =2 7.938 104/35.494 = 4.498 103 nka kt1/b=1 4.498 103/35.494=126.73 100n/mm直齿锥齿轮精度较低，取齿间分布载荷分配系数，kf =1.2f、工由机械设计(第八版)表10-2查得使用系数 ka=1根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计(第八版)表得轴承系数khp =1.415 于是查表得 kfp=1.3接触强度载荷系数 k

28、f =kakvkf：.k-=1 1.03 1 1.3 = 1.61m = mp ik- =1.435 mj161 =1.541kt1 1.3对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按gb/t1357-1987圆整为标准模数，取mn =2mm1为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算彳#的分度圆直径d1=6i.5i mm来计算应有的齿数.小齿轮齿数 乙=d18s =61.51 *cos14 /2=29.8 m取z1=30,则大齿为 z2=1

29、35几何尺寸计算(1) 计算中心距(zi z2)m (30 135) *2a =22 = 1 = 170.05mm2 cos2 cos14考虑到模数有所增加，故将中心距减小至170mm(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角p =arccos 3 +z2)mn =accos(30 +135 /2 =14.06022 170因p值改变不多，故参数 即、zh等不必修正(3)计算大小齿轮的分度圆直径=_zm1 cos :30 2cos14.06= 61.83mm=z2mn2 cos :135 2cos14.06=278.33mm结果设计计算及说明(4)计算齿轮宽度b= ：1 =1 61.83mm = 61

30、.83mm圆整后取b2 =62 bi =672、齿面接触疲劳强度校核2小丁 u 11 dd； uzhzezz：=1.03m/s二d1tmi 二 61.83 320 60 1000 60000根据v =1.03m/s, 7级精度，由机械设计(第八版)图10-8查得动载系数 kv=1.07齿轮圆周力 ft1 =21/d1t =2 7.938 104/61.83 = 2.582 103nka kt1/b=1 2.582 103/61.83 = 41.7 ：二 100n / mm取齿间分布载荷分配系数，kh. =1.4由机械设计(第八版)表10-2查得使用系数 ka=1根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂

31、布置，查机械设计(第八版)表得轴承系数kh /1.422接触强度载荷系数 kh = kakvkh：.kh=1 1.07 1 1.422 = 2.135)计算 z1 0tt = arctan(tanu /cos p) = arctan(tan 20/cos14.06) = 20.30 *1ati = arccosz1 cos ： t/(zi 2han *cos ：) =28.35二 at2 = arccosz2 cos： t /(z2 2h；n *cos :) = 23.07，.-z1 (tan : at1 -tan ： t) z2(tan : at2 -tan : t) /2二-2.013；一

32、：=d 乙 *tan / 二-2.39z.= . 4- ；(1，生)=0.51613二可得螺旋角系数：z；尸jcos正=0.9852khit1 u 1 _ 一一hl.；1zhzezz- 310.81 539mpa所以dd1 u所以满足要求3、校核齿根弯曲疲劳强度1)确定弯曲强度载荷系数_2小丁1丫丫 r eos23 2dm z1计算弯曲疲劳强度重合度系数丫:pb =arctan(tan *cosat) =arctan(tan406n，cos2q30) = 12312 -2v = ； /cos b) =2.013/cos13.21 = 2.123y； =0.25 0.75/；, -0.25 0.

33、75/2.123 = 0.603可计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数丫口14.06 丫:二1-，-12.39 - 0.719120120zv1 二乙/cos3 b =30/cos3(14.06 )= 32.86 zv2 =z2/cos3 - =135/cos3(14.06 ) =147.89查齿形系数：yfa1 =2.53yfa2 =2.18fa 1fa2ysa1 =1.64ysa2 =1.83(3)圆周速度 v： d1 = z1m/cosp =30m2/cos14.06 = 61.85mm二dm1ni1二 61.85 320vm = 1.04m/s60 100060000齿宽 b： b= d1t

34、d =1 61.85 = 61.85mm根据v =1.04m/s,7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载系数 kv=1.05齿轮圆周力 % =21/dt =2 7.938 104/61.85 = 2.582 103nka kt1/b=1 2.582 103/61.85 = 41.75 100n / mm直齿锥齿轮精度较低，取齿间分布载荷分配系数,.=1.4由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数 k=1a表得轴承系数根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）kh =1.422 于是查表得 kfp = 1.422接触强度载荷系数 kf -kakvkf.kf；.-1 1

35、.05 1.4 1.422=2.09所以。fi =78.45ofj 满足仃f2 = 78.45 0f2满足得z1=30 z2=135 模数 m=2压力角a=20螺旋角1 =14.06变位系数x1=x2=0 中心距 a=170 齿宽 b1=67mm b2=62mm分锥角 61 =18.24 口 配=71.76：齿宽 b1=b2=18mm设计计算及说明结果六、轴的设计计算输入轴设计1、求输入轴上的功率p2、转速n2和转矩t2p2=3.29kw n2 =960r/min t2 = 32.73n*m2、求作用在齿轮上的力=276.57 mpa lc f 12 = 279.29mpa-f1 = 68.9

36、4mpa7mm,键槽用键槽铳刀加工，长为 50mm,同时为保l 2_3 = 50mml 6-7 = 70mml 4-5 = 116.76mm设计计算及说明结果h7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k6 ;滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2父45 口5、求轴上的载荷载荷水平向h垂直向v支反力ffnh=522.5nfnv-=33.55nfnh2=1567.5nfnv2 =82.45 n弯矩mmh =64.71n mmv1 =4.15n mmv2 =11.34n m总弯矩m = j64.71a2+4.

37、15a 2=64.84n m扭矩tt2 =32.73n m6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,的计算应力m a2 (1 t2)a2：ca 二w64.71a 2 (0.6 32.73) a 20.1 0.03a 3= 25.05mpa二 ca = 25.05mpa前已选定轴的材料为45钢(调质)，由机械设计(第八版)表15-1查得_1 =60mpa,crca k故安全6、精确校核轴的疲劳强度(1) 判断危险截面截面5右侧受应力最大(2)截面5右侧设计计算及说明结果抗弯截面系数w=0.1da3=0.1 30a3 = 2700mma3w = 27

38、00mm a3抗扭截面系数wt =0.2d a3 =0.2 30 a 3 = 5400mma3wt = 5400mm a 3截面5右侧弯矩m =64840n mmm = 64840 n * mm截面5上的扭矩t2为t2 =32730n mmt2 = 32730n mm截面上的弯曲应力6484024.01mpa2700二 b = 24.01mpa截面上的扭转切应力轴的材料为t2, t二wt327306.06mpa5400t = 6.06mpa45 钢，调质处理。由表 15-1 查得ob 二640mpa,： -i3-2查取。因d 30r 2.0d=0.06737 =1.23330,经插值后查得二

39、275mpa, . -i =155mpa/o截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数口。及口工按机械设计（第八版）附表二。= 1.93； . =1.55又由机械设计（第八版）附图3-2可得轴的材料敏感系数为q.；u0.82,ql0.85故有效应力集中系数为设计计算及说明结果k25.59mm,由机械设计（机械设计基础）课程设计表 15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306,其尺寸为d父d父丁 = 30mm父72mmm 20.75mm ,d = d5 _6 =30mm。di，= d5_6 = 30mm这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础） 课程设计表15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm,因此取套筒直径37mm。2）取安装齿轮的轴段 d2 -3 = d4 -5 = 35mm ,锥齿轮左端与左轴承之间采用d2-3 = d4 = 35mm套筒定位，已知锥齿轮轮毂长l =38.5mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，12 _3 = 35mm此轴段应略短于轮毂长，故取 12普=35mm ,齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取h=4mm,则轴环处的直径为 d34=43mm。d3_4 = 43mm3）已知圆柱直齿轮齿宽 b1=76mm,为了使