两级圆锥圆柱齿轮减速器设计说明书

1、两级圆锥圆柱齿轮减速器设计说明书一、设计任务书1、设计题目：设计二级圆锥一圆柱齿轮减速器设计卷扬机传动装置中的两级圆锥-圆柱齿轮减速器。该传送设备的传动系 统由电动机 一减速器一运输带组成。轻微震动，单向运转，两班制，在室常温 下长期连续工作。（图 1）1电动机；2联轴器；3减速器；4卷筒；5传送带2、原始数据:运输带拉力F（KN）运输带速度V（m/s）卷筒径D（ mr）i使用年 限（年）1.351.5295103、设计容和要求：1.编写设计计算说明书一份，其容通常包括下列几个方面:（1）传动系统方案的分析和拟定以及减速器类型的选择；（2）电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；（3）传动

2、零件的设计计算（如除了传动，蜗杆传动，带传动等）；（4）轴的设计计算；（5）轴承及其组合部件设计；（6）键联接和联轴器的选择及校核；（7）减速器箱体，润滑及附件的设计；（8）装配图和零件图的设计；（9）校核；（10）轴承寿命校核；（11）设计小结；2.要求每个学生完成以下工作：1）减速器装配图一（0号或一号图纸）（2）零件工作图二（输出轴及该轴上的大齿轮），图号自 定，比例1:1。3）设计计算说明书一份二、传动方案的拟定运动简图如下：（图2）由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器， 工作机为运输设备。减速器为两级展开式圆锥一圆柱齿轮的二级传动，轴承初 步选用圆锥滚子轴承。联轴器2和8

3、选用弹性柱销联轴器。三、电动机的选择电动机的选择见表3-1表3-1计算项 目计算及说明计算结 果1.选择电动机 的类型按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，丫系列，封闭式结构，电压380V，频率50Hz。Y100L2-4012.选择电动机 功率运输带功率为Pw=Fv/1000=1350*1.5/1000 Kw=2.025Kw查表2-1， 取一对轴承效率！j轴承=0.99， 锥齿轮传动效率甲锥 齿轮=0.96，斜齿圆柱齿轮传动效率 孕齿轮=0.97，联轴器效率 甲联=0.99，（说明本设计书均按精度等级为8级，润滑方式为希油润滑）得电动机到工作机间的总效率为耶总=耶 4轴承甲锥齿轮y齿轮甲

4、2联=0.994*0.96*0.97*0.992=0.88电动机所需工作效率为P0= Pw/芋总=2.025/0.88 Kw=2.301KwPw=2.025Kw7总=0.88Po=2.301Kw输送带带轮的工作转速为nw=（1000*60V）/怎D=1000*60*1.5/n*295r/min=97.11r/min按课程设计指导书由表9.2可知圆锥-圆柱齿轮传动传动比一般 围为i总=1025,圆柱齿轮传动传动比i锥=0.25i总二0.25*（1025）=2.56.25贝U i齿=4电动机的转速围为no=nW总w 97.11*（1025）r/min=971.12427.75r/min由表15.1

5、知，符合这一要求的电动机同步转速只有1500r/min，所以选用1500r/min的电动机，其满载转速为1420r/min额定工作功率为Ped=3Kw,其型号为Y100L2-4电动机的外形尺寸:中心高 H外形尺寸L X(AC/2+AD) XHD底角安装尺寸AXB地脚螺栓孔直径 K轴伸尺寸DXE装键部位尺寸 FXGD100380X88X45160X401228X308 X313.确定电动机转速nw=97.11r/minnn=1420r/mi nPed=3KW型号额定功率Kw满载时动癇定谎起电额电起动转矩额定转矩最大 转矩 额定转矩转速电流(380V)A效率%功率因数Y1HL2314206.882

6、.5 0.817.02.22.2其主要性能如下表:四、传动比的计算及分配传动比的计算及分配见表4-1表4-1计算项目计算及说明计算结果1.总传动 比i=n mn $1420/97.11=14.62i=14.62高速级传动比为2.分配传i1=0.25i=0.25*14.62=3.65动比为使大锥齿轮不致过大，锥齿轮传动比尽量小于3，i1=3.65取i1=2.95低速级传动比为i2=4.96i2=i/i1=14.62/3.65=4.96五、传动装置运动、动力参数的计算传动装置运动、动力参数的计算见表5-1表5-1计算项目计算及说明计算结果1.各轴转速no=142Or/mi nn1=no=142Or

7、/m inn2=m/i1=1420/2.95r/mi n=481.35r/mi nn1=n0=1420r/mi nn2=481.35r/minnw=n3=597.04r/n3=ru/i2=481.35/4.96r/min=97.04r/minnw=n3=97.04r/minIminpi=po孕联=2.301*0.99kw=2.278kwP2=pi孕 l-2=pw轴承！/ 锥齿=2.278*0.99*0.96kw=2.16kwP1=2.278kwP2=2.16kw2.各轴功率P3=p2硯 2-3=p2耶轴承q直齿=2.16*0.99*0.97kw=2.07wPW=p3孕 3-w=p37轴 承 可

8、 联 孕 轴 承Pa=2.07kw=2.07*0.99*0.99*0.99kw=2.01kwPw=2.01kwTo=9550pb/n=9550*2.301/1420Nmm=15.53N mTo=15.53NmTi=9550p/ni=9550*2.278/1420Nmm=15.32N mT1=15.32Nm3.各轴转矩T2=9550p7n2=9550*2.16/481.35Nmm=42.85N mT2=42.85NmT3=9550p7n3=9550*2.07/97.04Nmm=203.71N mTa=203.71NmTw=9550p/nw=9550*2.01/97.04Nmm=179.81N m

9、Tw=179.81Nm六、传动件的设计计算一、高速级锥齿轮传动的设计计算锥齿轮传动的设计计算见表6-1表6-1计算项目计算及说明计算结果1.选择材 料、热处理方式和公 差等级考虑到带式运输机为一般机械，大、小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由教 材表10-1得齿面硬度HBS=217255,HBS=162217.平均 硬度HBS=236,HBS=190.HBSHBS=46.在3050HBS之间。 选用8级精度。45钢小齿轮调质处 理大齿轮正火处 理8级精度因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设 计。其设计公式为1）小齿轮传递转矩为T1=1532Nmm2）因v值未知，

10、Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.33）由表10-6，查得弹性系数ZE=189.8冷莎14）直齿轮，由图10-30查得节点区域系数ZH=2.55）齿数比p=i1=3.656）取齿宽系数脊=0.37）许用接触应力可用下式公式由图10-21、a查得接触疲劳极限应力为2.初步计 算传动的 主要尺寸小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N=60niaLh=60*1420*1*2*8*300*10=3.5712*1092=N/i1=3.5712*109/3.65=9.784*108由图8-5查得寿命系数 心=1, KN2=1.05；由表8-20取安全系数S=1,则有 =心心=1*(V1 = 6500

11、弘二g =1_0569.6mm(1)计算载荷系数由表10-2查得使用系数K=1.0，齿宽中点分度圆直径为dm1t=d1t(1-0.5鞍)=69.6*(1-0.5*0.3)mm=59.15mm故Vm=ndm1tn/60*1000=n*63.614*710/60*1000m/s=24.4m/s3.确定传 动尺寸由图10-8降低1级精度，按9级精度查得动载荷系Kv=1.19，由图10-4查得齿向载荷分配系数K?=1.13，则载 荷系数K=KKK?=1.0*1.19*1.13=1.34(2)对dit进行修正因K与Kt有较大的差异，故需对Kt计算出的dit进行修正，即di二虚兰 为9 6旌卩卫牟=70.

12、31mm(3)确定齿数选齿数乙=23, 乙-uZi=3.65*23=83.95，取 乙=84,则#二鲁=远2,加=豐严=0”，在允许23uJ_65围(4) 大端模数m痂=曲=朋血=3 (OTOTT，取标准模数召23m=3.5mm(5) 大端分度圆直径为d1=mZ=3.5*23mm=80.5mm70.31d2=mZ=3.5*84mm=294mm(6)节锥顶距为R=+1 =二V3L655+lnn =R2 2(7)齿宽为b=0.3*152mm=45.2mm取B=45mmd1=70.31mmZ1=23Z2=84m=3.5mmd1=80.5mmd2=294mmR=152mm=45mmB2=40mm4.校

13、核齿 根弯曲疲 劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为x-心爲)L(1)K、b、m和败同前(2) 圆周力为_巧2=36450“丿約如-。舸S0 x(l-0_5x0：5_(3) 齿形系数YF和应力修正系数YS二一= - -=0 96446Vi=+1丿工仍十cos & = j 1- = Q_2642Jd 73-652+l即当量齿数为二益二23=23 85列Zl_M318“ cos马0J2fr12由图10-5查得ai=2.65,YFa2=2.12，由图8-9查得Ysai=1.58，Ysa2=1.865(4) 许用弯曲应力r nK c-厂JF由图10-20查得弯曲疲劳极限应力为CFg =計54疑号逊=3

14、11A$ra由图10-18查得寿命系数KN=KN=1,安全系数S=1.25,故a 二赛二乃二284if恥1-JF,SW125F *1K JUT jO IB21x311la八=和=24取赛MpoL JF21_25ryl- “Lfrm(l - 0_5j)l,34xl065-4x 2 65 xl_5S满足齿根弯曲 强度25 x 3 5 x (1 - 0 5 x0_3)=80_372 azlrel_KS“L Jf3- bm (1 - 0缈JK34 x 1063.1 x 2.12 xl.8祈厅ljr_ - ;-1Mpa25 x 3.5 x (1 - 0 5 x 03)=75.89=_=-pm=221.0

15、6mm2cosfi2XUK14取整，a=221mm螺旋角为K=2.2m=3mm沪 2心呵=3砂切=1灯=2a2*221因值与初选值相差不大，故对与 /?有关的参数无需进行修正a=221mm则可得，端面分度圆直径叫令2:5x24_ _心=-mm = 61_723jnw$ cos#GOSBJT1-13mz. 2J5 *119=305.94cosQ cosl3-9齿宽 =巴再=1*61.7取b4=62mmd3=61.70mm(5 “QJnon.取b3=70mmd4=305.94mmB4=62mm3.确定传动尺寸B3=70mm齿根弯曲疲劳强度条件为p2jtrGT=, J 01F1)K、T3、叫和d3同

16、前4.校核齿 根弯曲疲 劳强度2）齿宽b=d=62mm3）齿形系数YF和应力修正系数Ys。当量齿数为殆二一=24.7Z=%- =112.28由图10-5查得YFa3=2.60，YFa4=2.165;由图8-9查得YSah.595，YsaR.8054）由图11-23查得螺旋角系数55）许用弯曲应力为由图10-20、b查得弯曲疲劳极限应力 由图10-18查得寿命系数YN=YN=1，由表8-20查得安全系数$=1.25，故0=耳= 1刈鑒Mpa = ISAMpaL5片1J250匚=耳?1=卫 咻=2馄呵M2*7；JI=2x144x102370 _m M=-xX60 xl_5JKx68x25x6172

17、3=45.49Mpa14.05*（1.101.15）mm=15.416.15mm（1）轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计为了使所选的轴直径血 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩TzSl，查机械设计（第八版）表 14-1，由于转矩 变化很小，故取上一 1上，则T = K1T2=1.3*15320=19916N.MM查机械设计课程设计表 13.1，查的 GB/T5014-2003，选 Lx2 型有弹性 元件的桡性联轴器其工称转矩为 560N.m，须用

18、转速 6300r/min,轴孔围 20-35mm, 而电动机轴的直径为 28mm 所以联轴器的孔径不能太小。取处=20mm，半联轴 器长度 L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 60mm。4 、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图五）图五、输入轴轴上零件的装配(2)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轴向定位，12 段轴右端需制出一轴肩，故取23 段的直径27nwn。左端用轴端挡圈定位，12 段长度应适当小于 L 所以取T冲=58mm2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据27nm，由机械设计课程设

19、计表 12.4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dxDx：T = 30mm 緜 72mm 探 20.75mm 所以Wmm而丨.， 力=20.75mm= 27c5 =58mm30mm丛 口=20mm=20.75mm要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离/-30nrn，取 q =50mm。取齿轮箱体壁之间的距离a=16mm.锥齿轮与圆柱齿轮距离c=20mm,轴承距箱体壁 s=8.轴承宽度 T=20.75mm 锥齿轮轮毂宽度为 50mm，为使套筒端面可靠地压紧 齿轮取1 询WT由于，故取昨利（3 ）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按（1V

20、/WTWTI由机械设计（第八版）表 6-1查得平键截面，键槽用键槽铳刀加工，长为40mm,同时为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八;同样，半联轴器处平键截面为与轴的配合为；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k5。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为血奁，轴肩处的倒角可按 R1.6-R2 适当选取。这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表30306 型轴承的定位轴肩高度 h=3.5mm,因此取山忙17mm12.4 查得3）取安装齿轮处的轴段为使套筒可靠地压紧轴承,56段应略短于轴承宽度，故取 |*=19mm,SOmni4）轴

21、承端盖的总宽度为 20mm 根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的d45=3?infliq =20mm，=50mmxfL脂 61JHH=20.75mm5、求轴上的载荷（30306型的a=15mm所以俩轴承间支点距离为108.75mm 右轴承与齿轮间的距离为54.25mm。）（见图四）计算支反力耳半-恥-凶勾J-T-水平支反力：丄5=-1335 N.M垂直平面支反力： =226.47N.M%溟=60049.44N.M结果载荷水平面 H垂直面 V支反力 F弯矩 MF5m=n35N血=22fiL47AT血=87427VMs = GQM9A4NjnmSfn=6M35-6NjmJAn = 24628

22、-72VJffin总弯矩J/=/B4ft44?4M3i63=86123.1N.mm扭矩 T1 =45.24N.Mi、求输出轴上的功率z、转速叫 和转矩畑=2.07kw肮.”=97.04r/mi nTa=203.71N.M6 、按弯扭合成应力校核轴的强度根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面，由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，取3=06，轴的计算应力为抗弯截面系数 W=l-抗扭截面系数8123_12 3+ (15320*0w=21.65Mpa前已选定轴的材料为 45 钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1 查得故安全。5.2 输出轴（m匸轴）的设计F =3.0mmr/

23、=16A5jHK!的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机弧三 a结果械设计（第八版）表 14-1，由于转矩变化很小，故取Z-L 乡，则图六、输出轴的载荷图=1.3 次 203.7 仁 264.823N.M查机械设计课程设计表13.1 选 Lx2 型弹性柱销联轴器其工称转矩为560N.M半联轴器的孔径百=28，所以取 dj_2= 28mm 半联轴器长度 L=62mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度为 52mm4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图七）图七、输出轴轴上零件的装配（2）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轴向定位，1 段轴左端需

24、制出一轴肩，故取2-3 段的直径弧 =37mm 1 段右端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度厶=44，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2 段的长28mm度应比王略短些，现取=50mm2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求 r% , =37mm 并根据，由机械设计课程设计表 12.4 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30307,其尺寸为 d*D*T=40*90*25.25，庵斗 帛 40，因而可以取 斗 鮎巧。右端 轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程表 13-1 查得 30308

25、型轴承 的定位轴肩高度川口1-1mm，因此取 44mm。3） 齿轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为62mm 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fb F58mm齿轮的轮毂直径取为 55mm 所以匚55mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度方-。仏/，故取 ft -Arnm，则轴环处的直径为込 -。轴环宽度&上1-4丙，取h。4） 轴承端盖的总宽度为 20mm 根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离丫_孔故fe85） 齿轮距箱体比的距离为a=16mm 大锥齿轮与大斜齿轮的距离为c=20mm 在确定滚动

26、轴承的位置时应距箱体壁一段距离s=8mm 可求得?7-S三T+s+a+（62-55）=5 0.75mm同理 h_：s = 58mm（3 ）轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按（| 7由机械设计（第八版）表 6-1 查得平键截面白心一，键槽用键槽铳刀加工，长为 45mm 同时为保证齿 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斗寸=50mm白1 40mmd 40mmJ = 25J25白 4、44mm仏 58mm白“寸55mm砧-e =&nml5- = rrm( (7-1 =50.75mmh-予=58mmS 1;同样半联轴器与轴的连接 氐厘，选用平键 8wwn

27、x7jwm 长度取 40mm 半联轴器与轴的配合为耳，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m5。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为空仲，轴肩处的倒角可按 R1.6-R2 适当选取。5 、求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30307 型的支点距离 a=17mm 所以作为简支梁的轴承跨距分别为L1=44.25mm L2=98mm 做出弯矩和扭矩图（见图六）。由图六可知齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：载荷水平面 H垂直面 V前已选定轴的材料为 45 钢（调质），由机械设计（第八版）表 15-1c =07,故安全。7 、精

28、确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面设计计算及说明支反力 F弯矩 MIa = 2149A9N2H=133TWaHi=10( (a0ftiVJ?m：=-15L411Ms = 131655NjmAfn = lff7NjnmJfn =-19S7ZWjron总弯矩=3165+81897=155050N.mm扭矩 T Tin=203.71N.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，取口一方，轴的计算应力OK=AT2硏WJ155Q5O2+(0_6203.7：)2=V ffx553/32=14.68mpa查得结果由弯矩和扭矩图可以看出齿轮中点处的应力最大

29、，从应力集中对轴的影响来看，齿轮两端处过盈配合引起的应力集中最为严重，且影响程度相当。但是左截面不受扭矩作用故不用校核。中点处虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径比较大，故也不要校核。其他截面显然不要校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核齿轮右端处的截面。（2）截面右侧校核JF-250047抗弯截面系数3232WH = =500094抗扭截面系数1召截面右侧弯矩M = 41/ + Mr = WU13Njn截面上的扭矩Hr=390.92N.M截面上的弯曲应力W 3e 102.713N.M/25004.7=4.1MPa截面上的扭转切应力轴的材料为 45 钢，调质处理。由

30、表 15-1 查得= 275JPar-i-155JRa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数心及吐按机械设计（第八版）附表 3-2 查取。因厂一，即一0丄0_1，经插值后查得dd55rt -1J45又由机械设计（第八版）附图 3-2 可得轴的材料敏感系数为 = 0_说=0_85故有效应力集中系数为匕=1*马4 -Q =1+ 0J82x（2_ll=1_91i = lf -1） = Id 0-5xfl.545一 =L46由机械设计（第八版）附图3-2 的尺寸系数& = 0.69，扭转尺寸系数- 0-33。轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图 3-4 得表面质量系数为八仆时设计计算及说明结

31、果轴未经表面强化处理，即，则综合系数为H二匕十1-1二口打1 -1二Z86乐氏0.69 0J2一竹1亠価&秩0J83 052T. 20371眄250(M_7=8.14MPa又取碳钢的特性系数为截面上的弯曲应力计算安全系数弘值a-=0-1 = 0_05275比_ _ _23 4益0卄伊厂.2.96x4.11 tO-lxQ良二一=- = 20-S6崔 3 叱l_85x+0.Q5X23 4x20 S6甩二 l二厂 一=15J7S = U十S”2V23_4A2t20_86A2故可知安全。(3)截面左侧抗弯截面系数厂磊“X 丄曲“宀抗扭截面系数截面右侧弯矩M=丿逝+MT = 102.713Jtf

32、jw截面上的扭矩Tax=390.92N.M截面上的扭转切应力Tmzr =WT3W92033275设计计算及说明结果过盈配合处取故有效应力集中系数为乩二土*丄- 二王14十& AKr =+-1 = T51+ &A计算安全系数值a-iJCrGa+3_23X6_17S 上2 213-89516故可知安全。、求输入轴上的功率 P、转速 n 和转矩 T、求作用在齿轮上的力上已经算出已知小斜齿轮的分度圆直径为=r/E 72 trun已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径5.3 中间轴（II 轴）的设计峙？Mkw % =481.35r/min二=42.85N.M又取碳钢的特性系数为-1=3J23r-

33、iJ - *= 一二=807=保Ti罠贞23_8A2r9_96A2可工=0 x(1-054) )=3*84*(1-0.5*0.35)=208各力已在上算出t/=?TE7，2wJl月的方向如图八所示圆周力/E1IV30二及轴向力FBF，径向力i- LU.图八、中间轴受载荷图（第八版）表15-3，取恥山得L A茫誥 朋如，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径。4 、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图九）3 、初步确定轴的最小直径结果先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr （调质），根据机械设计图九、中间轴上零件的装配（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚

34、动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据仏J 亠 30.94,由机械设计课程设计表 12.4 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30307, dxDxT =35*8*22.75，其尺寸为 7，一 =35。这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计课程设计表13.1 查得 30307型轴承的定位轴肩高度 3.5mm,因此取套筒直径 42mm2） 取安装齿轮的轴段-=40，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长 二 48,为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取匚 T =46mm，齿轮的右端采用轴肩定位，

35、轴肩高度斤 A 一 07 日，故取 方旳朋，则轴环处的直径为=48mm。3）已知圆柱直齿轮齿宽 70mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴 =35mm%. =35mmc/jy=40mm叫3=40mmJ=46mm=48mm66mmL二50.75mm/s-4 = 201=4675M段应略短于轮毂长，故取 * 66mm。4）齿轮距箱体壁的距离为 a=16mm 大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20mm 在确定滚动轴承的位置时应距箱体壁一段距离s=8mm 则取匚 =50.75mmh-4 = 20wt rLg（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按比 7由机械设计（第八版）表 6-1查得平键

36、截面&就占=12mm*8mm，键槽用键槽铳刀加工，长为 36mm，同时为保证H7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梶勺；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按心3由机械设计（第八版）表 6-1 查得平键截面，&心=12mm*8mm 键槽用键槽铳刀加工，长为50mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好H1的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；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4首,轴肩处的倒角可按 R1.6-R2 适当选取5 、求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得3030

37、7 型的支点距离a=17mm 所以轴承跨距分别为 L 仁 55.45mm, L2=76mm L3=62.75mm 做出弯矩和扭矩图（见图八）。由图八可知斜齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：载荷水平面 H垂直面 V支反力 F陌Fi J 6JSW用j* MB询N弯矩 MA&i = -1066042/jvnAfc = 16(H40JBWAfri = 殛厂HOTAfv2 = 3W7NjmnMn = W746NjmnMw = 525QNjmn总弯矩M = jl6014f *5625(?=169732.7N.mm扭矩 TTn=42.85N.mm6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上

38、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，取口一方，轴的计算应力结果=17.3叫前已选定轴的材料为（调质），由机械设计（第八版）表r-i =7M皿兎q，故安全。十、轴承的校核1、输入轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为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 xf- 30 x72* 20-75 mm，轴向力 66.0KN，载荷水平面 H垂直面 V支反力 F2fei=835WFn = 226A7Ne = o-31，Y=1.9宀細宀纠b=865N怙吨灯=1O53.77N轴承的轴向力为2F 2x1.9F二耳二1也力=227.6N=277.3N叫?1耳=277.3+6

39、6.0=343n.m15-1 查得609J， 用2W6r 60 xn一h顾故合格。2.中间轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306。载荷水平面 H垂直面 V支反力 FFml9214NB/K513NSm = 26246WFm=lQSN轴向力亀 1 74N,占op】，丫=1.9，X=0.4 5 =59.0KN瓦二13_07陷=2453ANN严iF部轴向力臨.昇=506.5N=748.26 Nh =506.5N怙咕1化=850.24当量动载荷吐心民=1923N*；2口=2596.8N则校核轴承 2胪C*12=-60 x np,皿人“尸故合格。3.输出轴轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为o 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307.轴向力N，e=0.31 ，Y=1.9，X=0.4=75.3KN载荷水平面 H垂直面 V支反力 FEaa =184ft64JVFi=1537)iVRaa =10112JVSM=-16244V则= 240547 Fn= 102l5_14W60 xn=633 NX =633N町2405.47=2405.47%1口=0.4*1026.14+1.9*270=923.4故合格。十一、键联接的选择及校核计算八、7.1 输入轴键计算1、校核联轴器处的