机械设计课程设计(内含CAD图)

1、学号：08929024种籽內蒙冷民族丈曇机械设计课程设计计算说明书题目：二级圆锥圆柱齿轮减速器学院：机械工程学院专业：08农机（二）班年级:08农业机械化及其自动化姓名：*指导教师：王利华 完成日期：2010年*月*日设计任务书3 传动系统方案的分析3 电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算4 传动零件的设计计算6 轴的设计计算15 滚动轴承的选择及计算28 键联接的选择及校核计算31 连轴器的选择32 减速器附件的选择33 润滑与密封33 设计小结33 参考资料目录34一、设计任务书1.1传动方案示意图图一、传动方案简图1.2原始数据传送带拉力f(n)传送带速度v(m/s)滚筒直径d (

2、nini)36001.02801.3工作条件二班制，使用年限为10年，连续单向于运转，载荷平稳，小批量生产，运输 链速度允许误差为链速度的±5%。1.4工作量1、传动系统方案的分析；2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算;3、传动零件的设计计算；4、轴的设汁计算；5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核；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、设计小结;10、参考文献；二、传动系统方案的分析传动方案见图一，其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小，传动效率高, 适用在恶劣环境下长期工作，虽然所用的锥齿轮比较贵，但此方案是最合理

3、的。 其减速器的传动比为8-15,用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。设计计算及说明结果三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算3.1电动机的选择1、电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压交流380vo2、电动机容量选择：(1)工作机所需功率p,=fv/1000 7/e>f二3600nv=l. 0m/sf-工作机阻力v-工作机线速度-工作机效率可取0. 96(2)电动机输出功率打考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为弘为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即a777a =0. 833弘=71 23刃5 二° 833厂滚动轴承传动效率取0. 9

4、92 一圆锥齿伦传动效率取95“3 -圆柱齿轮传动效率取0. 97久一联轴器效率取0. 99%-卷筒效率取0. 96pd =4. 5kw打=fv/1000 嘶=3600 x 1 %00 % ope % o.833 = kw(3)确定电动机的额定功率p(l 二5. 5kw因载荷平稳，电动机额定功率略大于巧即可。所以可以暂定电动机的额定功率为5. 5kwo3、确定电动机转速卷筒工作转速叮68. 2w =60x1000v/ ji 0=60x1000x1. 0/3. 14x280=6& 2r/minvvr/min由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为8-15,故电动机的转速的可选范围为代/i

5、乞/2二$ 15) nw =545. 6 1023r/mino可见同步转速为750r/min , 1000r/min的电动机都符合,这里初选同步转速为750r/min , 1000r/min的两种电动机进行比较，而转速越高总传动比越大传动装置的结构会越大，成本越高。所以应综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重选 y160m2-8 型 电动机z/=2. 6412 二 4nx 二720nu =272. 7niv n ui=68.18r/minpj =4.95 kwpn =4.19 kwpm =3.86 kwpiv =3.86 kw量、价格及总传动比表2电动机方案比较表(指导书 表19-1)方案电动机型

6、 号额定功率(kw)电动机转速(r/min)电机量(kg)传动装置 总动比同步7两载1y160m2-85.5750720737. 642y132m2-65. 5100096043& 79由表中数据可知，方案1的总传动比小，传种装置结构尺寸小，因此可采用 方案1,选定电动机型号为y160.m2-83. 2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配1、传动装置总传动比i = nm / nw=720/68. 2=10. 562、分配各级传动比圆锥-圆柱齿轮减速器，为了便于大锥齿轮加工，高速级锥齿轮传动比収:ii=2. 64i2=i/ii =43. 3计算传动装置的运动和动力参数1、各轴的转速(

7、各轴的标号均已在图中标出)/?! = nm / zo=72or/minnn =幻 / z=720/2. 64=272. 7r/minh jjj = nu / i2 =272. 7/4=68. 18r/minnlv - n iu =68. 18r/min2、各轴输入功率p = ped “4 =4. 95kw匕=£ 力二4. 19kwp/n =匕 /j? 3 二3. 86kwpiv = pui. yi.y4 =3. 86kw3、各轴转矩 7； =9550x_ =59. 16n. mnitn =9550x-=146. 7n.mnntnj = 9550x-=540. 67n. mnnitlv

8、 =9550x=529. 47n. mniv将计算结果汇总列表如下表3轴的运动及动力参数项目电动机轴高速级轴i中间轴ii低速级轴iii工作机轴iv转速(r/min)720720272. 176& 1868. 18功率（kw）4.54. 464. 193. 863. 78转矩（n 加）59. 1659. 16146.7540. 67529. 47传动比12. 644.01效率习0. 990. 940. 920. 98四、传动零件的设计计算4. 1斜齿圆柱齿轮传动的设计（主要参照教材机械设计（第八版）小齿轮：40cr （调 质）280 hbs大齿轮：45钢（调 质）240 iibs7级精度

9、己知输入功率为匕二4. 19kw、小齿轮转速为二272. 7r/min、齿数比为4。工作寿命10年（设每年工作300天），二班制，带式输送，工作平稳，转向不变。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）运输机为一般工作机器，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小齿轮材料为40cr （调 质），硬度为280hbs,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs,二者材料硬 度相差40hbso（3）选小齿轮齿数zi = 21，则大齿轮齿数z2 = 4zi = 84 初选螺旋角 0 = 14。2、按齿而接触疲劳强度计算按下式设计计算竺jl

10、xw（勺玉）20屁 u（10-21）（i）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数紡刃.62）查教材图表（图10-30）选取区域系数zr=2.435丄3）查教材表10-6选取弹性影响系数zg=189.8 mpa14）查教材图表（图 10-26）得 £ax =0. 765 </2=0, 88 =+£=1.6455）由教材公式10-13计算应力值环数n二gonpjja =60x272. 7x 1x （2x8x300x 10） =0. 875x 109h n厂0. 295x10%6）查教材 10-19 图得：khn1=0.9 khn2=0. 957）查取齿轮的接触疲劳强度极限

11、otiimi = 650mpa= 550mpa8）由教材表10-7查得齿宽系数関二1.09）小齿轮传递的转矩 7； =95. 5x 105 x p2 /勺二9550*4190/272. 7二 146. 73n. m10）齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数s=l,应用公式（10-12） 得：（7 1 二 khnohme 二0. 9 x 650二585 mpas畀心也皿_ =0.95x550二522. 5 mpa2 s许用接触应力为q = （q 1 l） / 2 = 553.15mpa（2）设计计算1）按式计算小齿轮分度圆直径3j 2kt w +1 ze 2 d> °

12、; x x（丄广t ©竝q3）2xl.6xl4.673xl04x2 “=jx_x（y =62.1 mmv 1x1.6454553.752）计算圆周速度v = = 5. llm/s60x1000&严 1.6zh =2. 435z£=189.8£ = 1.645k hnlk iin2 95ohliml = 650mpa0hlim2 = 550mpa0/tot二 146. 73n. m0订=553.75 mpav=5. 11m/设计计算及说明结果b=0/°*62. 87二62. 87mmdu cos0 62.87xcos 14°心“mtu =

13、 匕=2.9049/«m乙22mnf =2. 90494）计算齿宽与高之比%齿髙 h二 2.25mnt =2. 25x2. 9049=6. 536mm% "2.8% 536 电62” =9. 625）计算纵向重合度°£严.318© z| tan 3 =0. 318xlx21tanl4°=l. 6656）计算载荷系数k£卩二1. 665系数k=l,根据v=5. llm/s,7级精度査图表（图10-8）得动载系数k=l. 16/iv查教材图表（表10-3）得齿间载荷分布系数kha=kfa=.2=1.2由教材图表（表10-4）查得

14、ki二1.331k财=1.331查教材图表（图10-13）得kl1.294所以载荷系数二 1.294k =瓦伍/”压砰=1. 8537）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径j3k1.853d = dl 3 二 62.87x匕=67.66mmv 1.6d、=67.66mm8）计算模数加川dcos0 67.66xcosl4°“mn 二=3.13mmmnx =3.13mm乙213、按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式加”22kt） （«%）设计o>（1）确定公式内各计算数值1）计算载荷系数 k = kakvkfakf.2）根据纵向重合度£p =1. 744查

15、教材图表（图10-28）查得螺旋影响系数y严.825结果设计计算及说明3）计算当量齿数zvl =zi/cos； =23. 08zrl =23.08zj/2 =z2 /cos3 0 = 88/cos3 4° =92. 31zq =92.314）查取齿形系数 查教材图表（表10-5） yfal =2. 6994, yf（x2 =2. 2565ypai =2.69945）查取应力校正系数 查教材图表（表10-5）=1.5805 , =1.8257纬血=2.25656）查教材图表（图10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=520mpa ,大齿心=1.5805轮弯曲疲劳强度极限（jfe2 =

16、400mpa。沧2 =1.82577）查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数k=0. 85 k刚2=0. 88kpxrt =0.858）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数s二1.4,由式从q/z得kpn2=°处k 阳qm0.85 x 520© 产加阳二=315.71尸 |s1.4（tf£1=315.7k 咖«7 叶 a 0.88x400。fe2 =251.46打二=251.43f 2s1.49）计算大、小齿轮的丰鼻，并加以比较丫尺、fs i 2.6994x1.5805 八小“，如丿一-0.01351如315.71yf fs 22.2565x1

17、.8257.-0.01639大齿轮的数值大选用.251.43（2）设计计算1）计算模数12x1.801 x 14.673x104x0.01639,mn 、'；mm = 2.698/77m1x212对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数叫大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,rh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in” 二 3mm为标准模数，取叫=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度z二 21z2=84 a二 157. 5mm0 二 14。35'33&quo

18、t;d =63 mmd 2 252 mmb、=68b2=63wrx*0如a45amifc6t/100w-2001他mf1s510.0)2z130汕川1h0 0551004900015qu0012i0021算得的分度圆直径5=62. 7 mm来计算应有的齿数.（机械原理表10-1）2）计算齿数刁二 62.83 二20. 96 取“二21那么 z2=4x21=844、儿何尺寸计算（1）计算中心距（z+z2）%（21 + 84）*3 0 匕a= =157.5 mm2 cos 32（2）按圆整后的中心距修正螺旋角0=arccos 空込=arccos 竺 8少2 = 14。35'33”2a2x1

19、57.5因0值改变不多，故参数k, z等不必修正.（3）计算大.小齿轮的分度圆直径d = zmn =63 mmd 2 = z2mn =252 mm（4）计算齿轮宽度b 二=1 x 63mm = 63mm=63b、= 68（5）结构设计小齿伦（齿轮1）齿顶圆直径为69mm采用实心结构大齿轮（齿轮2）齿顶圆直径为25&恤 采用腹板式结构其零件图如下”i亿35疔0829&24 >360if巧匕1内賞古恥対 純a201012»设计计算及说明结果图二、斜齿圆柱齿轮4. 2直齿圆锥齿轮传动设计（主要参照教材机械设计（第八版）已知输入功率为£二4.46騙、小齿轮转速

20、为/?i=272.7r/min齿数比为2.64由电动机驱动。工作寿命10年（设每年工作300天），二班制，带式输送，工作 平稳，转向不变。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）圆锥圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用7级精度(gb10095-88)（2）材料选择由机械设计（第八版）表101小齿轮材料可选为40cr （调质），硬度为280hbs,大齿轮材料取45钢（调质），硬度为240hbs,二者材料硬度相差zi = 2540hbso（3）选小齿轮齿数zi = 25,则大齿轮齿数z2 = 2.64zi = 66z2 = 662、按齿面接触疲劳强度设计设计计算公式：311(乙kt、

21、(10-°6)吐心丿0昇-o.50j”（1）、确定公式内的各计算值1）试选载荷系数褊二1.8kfl=l. 82)小齿轮传递的转矩7=95.5x105 x pjnx =59. 16kn. mm3）根据机械设计实用手册（第二版）表8-3-4取齿宽系数r = 0.354）查图10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限iiimi = 650mpa大齿轮的 接触疲劳极限6nim2 = 550mpaor = 0.35丄5）查表10-6选取弹性影响系数zg=189.8 mpc6）由教材公式10-13计算应力值环数叫=60n! jlft =6ox72ox1x (2x8x300x10=2. 0736

22、x10%n2=0. 295x 109hkin =0.897)查教材 10-19 图得：khm二0.89khn2=0.9k iin298）齿伦的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数s二1,应用公式（10-12） 得：勺i = «刖了血二o. 89x650=578. 5 mpak zj(7 2 二 hn2 亦2 =0 9 x 550二495 mpashnl hwrnl（2）设计计算1)试算小齿轮的分度圆直径，带入/中的较小值得du > 2.923(189.81.8x59162)i /“= 72.24mm1200.72丿 0.35x(1-0.5x0.35)-x2.64计算圆周

23、速度vv= 61500 =2*7ws3)计算载荷系数系数k广1,根据v二2. 72m/s,7级精度查图表（图10-8）得动载系数k广0. 查图表（表10-3）得齿间载荷分布系数kiia=kfa=根据大齿轮两端支撐，小齿轮悬臂布置查表10-9得kh02. 25khp kf卩二l 5x1. 25=1. 875得载荷系数 k = kakvkhakhp-.4）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得如牙72.24二罟".94斶 5）计算模数md- 65.94*mt =2.64 mmzi 253、按齿根弯曲疲劳强度设计设计公式:j i沁y如（i-o.5如2才7777 刁（i）确定公式内各计算数

24、值4kt1)计算载荷系数 k = kakvkfakf()=. 3692）计算当量齿数 根据机械设计225页公式（f）zx%2265966 i 二578.5 mpa 2 =495mpadl=72. 24mmv二2. 72m/sk二 1. 369mt =2. 64mmk 二 1.369设计及设计说明结果zv2 二 z/=18& 57/cos o 23）由教材表105查得齿形系数yfa = 2.6596 yfa2 = 2.6903应力校正系数=1.6316 ysal = 2.30064）由教材图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限6即=520"匕,大齿轮的弯曲疲劳强度极限巧蜜=

25、400儿©5）由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数k fjv1 =0. 83k f/v2 =0. 856）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s = 1.4,得冲产©°加=°亦520 =308 28m鬥s1.46, = j% =0.85x400 = 242.86m鬥s1.47）计算大小齿轮的ypafsa ,并加以比较厲2.6596x1.6316 _00h1羽308.28fa2sa2 2.6903x2.3006 _ °。巧厶242.86_ 大齿轮的数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算.（2）设计计算3 i、4x1.369x59160x0.025

26、5.m >1mm = .yzjimmy 0.35x（1-0.5x0.35）2252v2.642 +1取 m=2mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度 计算的模数，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，取决于齿伦直径。按gb/t1357-1987圆整为标准 模数，収m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆y,.al= 2.6596yfa2 = 2.6903&严 1.6316ysa2 = 2.3006fe 520m£隔=400叱k fn说k fn2 二°

27、85m=2mm心心尹69.4宀69。嘶(4)=90-5, = 20°40,30"z=33z2 =88g 二66d2=1768, =69°19,30"=20o40z30r直径d二65. 94 mm来计薛应有的齿数.计算齿数zp= 32.97取z）=33m那么 z 2 =2. 64 x 33=87. 12取 z ? =884、计算几何尺寸(1) d = z|加=2x33=66(2) d2 = z2m = 2x88 =176(5)131.75 mmr二131. 75mmb二48mmb 2-53mm,0-m2 a00)503k2752)3侧<2crb；1j

28、i0kuh1»g6v1ios5-2m1473ill畑jw!b00%ioos30uk1h4 <301imttisikjh.wx和财侨約z4-)012a(6) b = r俠=38. 37 圆整取 b?二48mm b】=53nmi（7）机构设计小锥齿轮（齿轮1）大端齿顶圆直径为70mm 采用实心结构其零件图如下 大锥齿轮（齿轮2）大端齿顶圆直径为180伽 采用腹板式结构220-250hbs钓ti1cccr)1图三、直齿锥齿轮五、轴的设计计算5.1输入轴（i轴）的设计1、求输入轴上的功率刁、转速山和转矩耳pi =4. 46 kw 坷=720r/min tf =59. 16n. m2、求

29、作用在齿轮上的力己知高速级小圆锥齿伦的平均分度圆直径为dmi = di（l- 0.5 棘）=54.45mm则广 2x5916%4 45 = 2173wfr = ft.tan20°co5i = 277.78nft=2173nfr=277. 78nfa二740. 59n圆周力尺、径向力尺及轴向力凡的方向如图二所示斤nh1fnh2rzn/1匸匚工4sm/l图四、输入轴载荷图fa = ft.tan20°sini = 740.59n3、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钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3,取力0 = 112,得pt （4.46dm

30、in = ao*=112#= 20.569 mmv m v 720输入轴的最小直径为安装联轴器的直径"12 ,为了使所选的轴直径乩2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% = km,查机械设计（第八版）表14-1,由于转矩变化很小，故取k畀= 1.3,则tea = kat2 二1. 3x59. 16二76908n. mm查机械设计课程设计表13-7,选hl3型弹性柱销联轴器其工称转矩为12 =30mm2000n. m,而电动机轴的直径为38価所以联轴器的孔径不能太小。1u =30mm, 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

31、结构设计图五、输入轴轴上零件的装配d23 = 37mmli2=58mmd34 = 40mm=24. 25mm（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d23 = 37mm。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于l所以取li2=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3= 37mm,由机械设计课程设计表12-3 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30308,其尺寸为设计计算及说明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12-

32、3查得30311型轴承的定位轴肩高度d“ = 49mm ,因此取dqs = 49mm3）取安装齿轮处的轴段67的直径d67 = 35mm；为使套筒可靠地压紧轴承，56段 应略短于轴承宽度，故取l56=24mm, d56 = 40mm4）轴承端盖的总宽度为20mmo根据轴承端盖的装拆及便于対轴承添加润滑油的 要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm,取l23=50mnio5）锥齿轮轮毂宽度为50mm,为使套筒端面可靠地压紧齿轮取l67=61由于lb = 2la ,故取 l45 =98伽（3）轴上的周向定位由机械设计（第八版）表6-1圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d67 =35

33、mm查得平键截面 bxh = qtnmxsmm ,键槽用键槽铳刀加工，长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2lz；同样，半联轴器处平键截 n 6面为bxhxl = 0mmx8mmx50mm与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向 k6定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k5o（4）确定轴上圆角和倒角尺寸d45 = 49mmd67 = 35mml56 =24mm ,d56 =40mml23 =50mml67 = 6 nunl45 =（5）取轴端倒角为2x45。，轴肩处的倒角可按r1.6-r2适当选取。5、求轴上的载荷（30308型的a=19. 5mm0所

34、以俩轴承间支点距离为109. 5mm右载荷支反力f水平面h曲=651.65万用2 = 1967n垂直而v弯矩mmh = 71357.1 n.mmfw = 216.13nfat2 = 652.38nmv = 71435.6m 加2mvi = 7789.27v./w/n轴承与齿轮间的距离为60. 5mmo）（见图四）总弯矩m = a/71357.72+71435.62 =100970. in. nun扭矩ttj 二49. 24n. m设计计算及说明6、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，由上表屮的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取仅= 0.6,轴的计算

35、应力为o(.aj100970.12+(59160x0.6)20.1x4016.72mpa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i = 60mpa, (tea <o-故安全52输出轴（/轴）的设计1、求输出轴上的功率马、转速n也和转矩门pin =3.86 kw n/f/=（58. 18r/min tin =540. 67n. m2、求作用在齿轮上的力己知大斜齿轮的分度圆直径为d -mz- 252mm而 f/ = 2% = 2x 54067%52 = 4291.03nfr = ft.tan2o°/cos0 = 1069.62nfa = ft.tan/?

36、 = 1069.87n圆周力e、径向力e及轴向力凡的方向如图六所示3、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钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3,取力。=112,得43.006mmft=4291.03nfr=1609. 62nfa二1069. 87nd min = 43 mm输出轴的最小直径为安装联轴器的直径乩2 ,为了使所选的轴直径乩2与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的讣算转矩= kat ,查机设计计算及说明械设计（第八版）表14-1,由于转矩变化很小，故収k/ = 1.3,则fvllnv2|fnv1图六、输出轴的载荷图fnv2tea =

37、kat =1. 3x540. 697=702. 87in. md|_2 = 50mm查机械设计课程设计表14-4选lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250n. m 半联轴器的孔径d, = 48/nm ,所以取d_2 =50mm，半联轴器长度l二112mm,半联 轴器与轴配合的毂孔长度为84mnio4、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设计计算及说明结果1）为了满足半联轴器的轴向定位，1段轴左端需制出一轴肩，故取2-3段的直径d2_3 = 54/nm , 1段右端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长2-

38、3=41 mn度lx =,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1-2/1 -2 = 82劝段的长度应比厶略短也，现取h-2 = 82加加。2）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d2_3 = 54mm ,由机械设计课稈设计表13-1d 一=50mm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30311,其尺寸为7-8=50mmdx dxt = 55mmx 120mmx31.5mm , d3-4 = di- = 50mm ,因而可以=315mn取31.5加加。右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程4-5=65m

39、m表13-1查得30310型轴承的定位轴肩高度d（/ = 65mm ,因此取d =65mnu<6-7=60mm3）齿轮左端和左轴承之问采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为63mm,为了使6-7二 60mm套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取6-7 = 60伽齿d5-6=70mm轮的轮毂直径取为60mm所以d6_7 = 60mmo齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高l5_6=10mm度力007，故取h = 5呦，则轴环处的直径为d5_670 = mm o轴环宽度b a l4h ,取 l5_6 = 1 qmm。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

40、<2-3 =50刃2要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离心30加加故/2-3=5o/m75）齿轮距箱体内边的距离为a二16mm,大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20nun,在z7-8 =57. 25mni确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mmo求得/7-8=59. 5mm<4-5 =86nun?4-5 =86mm（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，按一 7由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面b* h = 18mm*llmm，键槽用键槽铳刀加工，长为70閒，同吋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2l2_；同样半联

41、轴器与轴的连接，选用平键12mmx8/w7x70mm,半联轴器与 n 6轴的配合为竺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 k6尺寸公差为m5。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2x45。,轴肩处的倒角可按rl. 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30311型的支点距离 沪25mm。所以作为简支梁的轴承跨距分别为l 1=61. 25mm, l2=131.25mmo做出弯 矩和扭矩图（见图六）。由图六可知齿轮支点处的截血为危险截面，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曲= 2149.49nevn = 1337

42、.17vfv/2 = 1003.09fnvi = -5an弯矩mmh = 131655 n.mmmv = 81897 n.加加mvi = -19872 n.加加总弯矩af = a/1316552 +818972 二 155050". mm扭矩ttm 二540. 67n. m6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表屮的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 轴的计算应力0ca =21.6mpa品=严+（如）2 = /550502+（54070刘.6广=21 6 込 v w0.1x553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0川=故安全。7、精确校

43、核轴的疲劳强度（1）判断危险截面设计计算及说明结果由弯矩和扭矩图可以看出齿轮中点处的应力最大，从应力集中对轴的影响來看， 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。屮点处虽然应力最大，但应力集屮不大，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）截面右侧校核抗弯截面系数= 0. w3 = 0.1 x 703 = 34300/nm3抗扭截面系数必= 0.2/ =0.2x703 =68600伽'截面右侧弯矩m = q w=145.534n肋截面上的

44、扭矩tm =540. 67n. m截面上的弯曲应力m 145534(j l 叶乙叶，/ 1v11 uw 34300截面上的扭转切应力t =心=540.920 =侦5 mpat wt 68600轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得 6 = 640mpq （j- = 275mpat- = 55mpa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及阪按机械设计（第八版）叫小 j=2° = 0 0286 d = 60 = 0.0857“一曰附表3-2查取。因d 70，d 70，经插值后查得爲=1.41at 1.423又由机械设计（第八版）附图3-2可得轴的材料敏感系数为qa = 0.82qr

45、 = 0.85故有效应力集中系数为休二1 + %(%_1) = 1 + 0.82*(1.41 1) = 1.336& 二1 + 务(务一1)二 1 + 0.85*(1.423 1) = 1.35由机械设计（第八版）附图3-2的尺寸系数民= 0.69,扭转尺寸系数& = 0.83。设计计算及说明结果轴按磨削加工，由机械设计（笫八版）附图3-4得表面质量系数为% =血=0.92轴未经表面强化处理，即04 = 1,则综合系数为k1k-a+1 - 2.023k1你® + ：1-1.653r s a又取碳钢的待性系数为似r = 0.1cpv = 0.05计算安全系数s"

46、;值o_1275sa = 31.987° kq + %仇2.023 x4.11 + 0x 0t-1155$ = = 65.479k(7 + (p t 12.782.78丁 " *宀1.653x+ 0.05x2 2s.sr31.987x65.479_o _. _c . a t . 9 74、c 5ji 1 厶q. /r o丄丿丿31.987?+65.479?故可知安全。（3）截面左侧抗弯截面系数 pk = 0. w3 = 0.1 x 603 = 21600mm3抗扭截面系数肌=0.2沪二0.2 x 603 = 43200mm3截面右侧弯矩m=145.534n肋截面上的扭矩ti

47、n =540. 67n. m截面上的弯曲应力m 145534 qo.-=3.369mpciw 43200 设计计算及说明结果截面上的扭转切应力7：n540920巧,- m -t2.52mpq“ wt 43200过盈配合处取 = 0.8£tea杠= 1.936 则仪= 1.54899%s故有效应力集屮系数为k1休b +1-2.02296k1kt - r + :1-1.639又取碳钢的特性系数为j a计算安全系数值(t-1275sa = 22.03kq+%°”2.02296x6.17t-1155 “sr = fl “ 15.649kswj 1.6359x14-0.05x12 2

48、s422.03x 15.649.厂d/丄厶/丿 / o o 丄.jj 時+# j22.032 +15.649?故可知安全。5.3中间轴（ii轴）的设计1、求输入轴上的功率p、转速n和转矩td=mz=62m)0 = 14。35,33"77n =4. 19 kw77n =272. 7r/min tn =146. 7n. mh3286.5n用= 1236n2、求作用在齿轮上的力已知小斜齿轮的分度圆直径为凡=8556nd = mz = 62 mmtti d72x10188062= 3286n几=凡叱二 3286xtan = 1236ncos0cos14°35'33”ki =

49、 f/1tan/? = 3286xtanl4°35,33n = 855.6a心= 65.5mm& = 1230.4n72=184.52v凡=408n已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径dmi = d?(l -0.5伽)=加恳2(1 0.50/?) = 2.75x73x(1 0.5x0.35) = 65.6mm= 1230.4®厂 2t32x101.88rn =dm2 0.1656fn = 72 tan a cos 2 = 1230.4xtan20°xcos65°40t30n = 184.52vfai = 72 tan a sin 2 = 1230.4x

50、tan20°xsin65°40f30n = 4082vm4mlit图八、中间轴受载荷图m3rrin=24.21/m73、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），根据机械设 计（第八版）表15-3,取力。=110,得dmin =/oj=24.21加加，中v 436.36间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径一 2和d5-64、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图九）图九、屮间轴上零件的装配（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乩-2 = 5-624.21加加，由机械设计课程设计表 13.1 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dxdxt = 30mmx 12mmx20j5mm ,