机械设计课程设计说明书-带式运输机上的两级圆锥-圆柱齿轮减速器

1、目录一、设计任务书错误！未定义书签。1传动方案示意图错误！未定义书签。l2原始数据错误！未定义书签。1.3工作条件错误！未定义书签。1.4工作量错误！未定义书签。二、传动系统方案的分析2三、电动机的选择与传动装置运动和参数的计算23.1电动机的选择23.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配33.3计算传动装宜的运动和动力参数3四、传动零件的设计计算44斜齿圆柱齿轮传动的设计44.2直齿圆锥齿轮传动设计9五、轴的设计计算135输入轴（i轴）的设计135.3屮间轴（ii轴）的设计20六、轴承的校核266.1输入轴滚动轴承计算266.2中间轴滚动轴承计算276.3输出轴轴滚动轴承计算28七、键

2、的校核287输入轴键计算287.2中间轴键计算297.3输出轴键计算30八、联轴器的选择30九、润滑与密封31十、减速器附件的选择31十一、设计小结31十二、参考文献32二、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 环境下氏期工作，虽然所用的锥齿轮比较贵，但此方案是最合理的。其减速器的传动比为 8-15,用于输入轴于输fl1!轴相交而传动比较大的传动。三、电动机的选择与传动装置运动和参数的计算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380v。2、电动机容量选择：(1) 工作机所需功率代二fv/10

3、00%f-工作机阳力v-工作机线速度-工作机效率可取0. 96(2) 电动机输出功率乙考虑传动装證的功率损耗，电动机的输出功率为p广为从电动机到工作机主动轴z间的总效率，即7« = 7i472%7475 =°- 833巾-滚动轴承传动效率取0. 99% 一圆锥齿轮传动效率取95 3 -圆柱齿轮传动效率取0. 97久-联轴器效率取0. 99仏-卷筒效率取096于moo。= 225° x 1%°。x q % x 833 = 3. 66kw(3) 确定电动机的额定功率(d因载荷平稳，电动机额定功率巳略大于马即可。所以可以暂定电动机的额定功率为 4kwo3、确定

4、电动机转速卷筒工作转速z?w=60x 1000v/ n d=60x looox 1. 3/ (3. 14x270) =92r/minrh于两级闘锥-闘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%/7t/2 = (8-15)=7361380r/mino可见同步转速为1000r/min , 1500r/min的电动机都符合,这里初选同步转速为 1000r/min , 1500r/min的两种电动机述彳亍比较，而转速越高总传动比越人传动装置的结构 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、重量、价格及总传动比。表2电动机方案比较表(指导书 表16-1)方案电动机型号额

5、定功率(kw)电动机转速(r/min)电动机 质 量(kg)传动装置 总传动比同步满载1y132m1-6410009607310. 432y160m1-847507201187.82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y132m1-6,外伸轴径：d二38mm;外伸轴长度：e=80mmo3.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配1、传动装宜总传动比/ = nm /7jv =960/92=10. 432、分配各级传动比高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约/1，0.25/,低速级为圆柱齿伦传动其传动比可大 些。所以可取z/=2. 612 =43

6、.3计算传动装置的运动和动力参数1、各轴的转速(各轴的标号均己在图屮标出)nx = nm /z0=960r/minnn =/i=960/2. 61=367. 82/minnju = nn / i2 =367. 82/4=92r/minnlv = n =92r/min2、各轴输入功率p = ped “4 =3. 96kwpu = pr/=3. 92kwpm =耳2 w3=361kwpiv = piu . r/i.r/4 =3. 54kw3、各轴转矩 t =9550x5_=39. 39n. mptu =9550x 竺=101.78nm5ppt川=9550x-二374. 73n. mtlv = 95

7、50x-367. 47n. mnmniv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11低速级轴iii工作机轴iv转速(r/min)960960367. 829292功率（kw）43. 963. 923.614. 382转矩39. 7939. 39101.78374. 73367. 47传动比12.614.01效率770. 990. 940. 960. 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）已知输入功率为匕二3.92、小齿轮转速为nn =367. 82r/min.齿数比为4。工作寿命10年（设每年工作300天），单班工

8、作制，带式输送，工作平稳，环境最高温度35°c ,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级梢度。（gb10095-88）（2）材料选择由机械设计（第八版）表10-1小齿伦材料为40cr （调质），硬度为280hbs,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs,二者材料便度相差40hbs。（3）选小齿轮齿数zi = 22,则大齿轮齿数z2 = 4zi = 88初选螺旋角0 = 14。2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算2k仏 %x了必）2©少 u %（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数你二1.62 ）查

9、教材图表（图10-30）选取区域系数zh =2. 435丄3）查教材表10-6选取弹性影响系数zf = 189.8 mpa14）查教材图表（图 10-26）得 sax =0. 765 /2=0, 88+2=1. 6455）由教材公式10-13计算应力值环数n二60j右二60x367. 82x 1x （1x8x300x 10） =0.527x 10%n2=0. 132x10%6）查教材 10-19 图得:khn1=1.05 khn2=1. 17）查取齿轮的接触疲劳强度极限61曲=650mpacniiim2 = 550mpa8）由教材表10-7查得齿宽系数0广19）小齿轮传递的转矩7；二95. 5

10、x10x 巧/ / 刀二9550x3920/367. 82二 101. 78n.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:b 二 hn 亦i 二 1. 05 x 650二682. 5 mpah 1 sah2 = k,in2（7/,hm2 =1. 1 x550=605 mpas许用接触应力为b = （b + bj） 1 2 = 643. 2mpa（2）设计计算1）按式计算小齿轮分度圆直径4,12x1.6 x 1.0178 xv 1 x 1.645105? x & 伽 x 189.8)24643.75=50. 34min2）计算圆周速度v叭

11、560 x 1000=0. 97m/s3 ）计算齿宽b及模数b二 0/ d“=lx50. 34=50. 347mm仏 cos0 =“750. 34 x cos 14° 门”=2. 22mm224）计算齿宽与高之比%齿高 h= 2.25mnt =2. 25 x 2. 22=4. 995 mmb/ =50. 3v =10. 08 /h /4.9955）计算纵向重合度eq£p =0. 3180 z）tan b =0. 318x ix22tanl4°=l. 7446）计算载荷系数k系数k戶,根据v=0. 97m/s, 7级精度査图表（图10-8）得动载系数k广1.03杳教

12、材图表（表10-3）得齿间载荷分布系数k=k他二1.2由教材图表（表10-4）杳得k广1.420查教材图表（图10-13）得k广1. 18所以载荷系数k = kkkk二1.7557）按实际载荷系数校止所算得的分度圆直径8）计算模数力汩51. 9 x cos 14°nc/ cos i22=2. 29min3. 按齿根弯曲疲劳强度设计2/rr.y.cos2/? y厂.由弯曲强度的设计公式叫$ j'土（二旦）设计v 0/z 16o>（1）确定公式内各计算数值1）计算载荷系数 k = kakvkfakf/3 =1.462）根据纵向重合度» =1.744查教材图表（图1

13、0-28）杳得螺旋影响系数=0. 883）计算当量齿数zvi = zi / cos ；=24. 08zv2 = z2 / cos3 p = 88/cos' 14。=96. 334）查取齿形系数 查教材图表（表10-5） yfa =2. 6476 , yfa2=2. 187345）查取应力校正系数 查教材图表（表10-5）=1.5808 , yva2=1.786336）查教材图表（图10-20c）查得小齿轮弯【iii疲劳强度极限afe =520mpa ,大齿轮弯iii疲劳强度极限afe2 =400mpa。7）查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数kfm=0.85 k刖2=°

14、;888）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数s=1.4,由式6=kzfe得sr i _kfn0ff _“厂s-：°-85x52°.315.711.4一 1_ fn2aff2讥- s=0.88x400 = 25.431.49）计算大、小齿轮的字牟，并加以比较6yf化八2.6476x1.5808=0.01326315.71y f 丄ff s°2 .=0.01554 人齿轮的数值人选用.251.43（2）设计计算1）计算模数mm = 2. 12/zz/z?12 x 1.46 x 1.0178 x 105 x 0.01554v722対比计算结果，山齿面接触疲劳强度计

15、算的法面模数m”大于山齿根弯曲疲劳强度计算的 法血模数，由于齿轮模数的人小主要取决于弯|11|强度所承载的能力。而齿血接触疲劳强度所 决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按gb/t1357-1987閲整为标准模数，取m=2. 5mm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直径«二5l 9加加來计算应 有的齿数.°、丄砂&曲 ol. 9 x cos 14f2）计算齿数z二=20. 1 取 z.=20 那么 z9 =4x20-80ill-n4、儿何尺寸计算（1）计算中心距a_（z+z2）他2 cos 0（+80）x2-5 =128.832 x cos

16、14将小心距圆整为129mm（2）按圆幣后的中心距修止螺旋角p =arccos凸+久）叫2aarccos（20 + 80丿 x 2. 52 x 129=14. 305因0值改变不多,故参数乙，kpi z等不必修正.（3）计算人.小齿轮的分度圆直径z.mn20 x 2.5d, = - 1 n = =52 mmcos pcos 14.305°zjnn80 x 2. 5d 二一=206 mm'cos 0cos 14.305°（4）计算大.小齿轮的齿顶圆直径、齿根圆直径h*at = h*ancos卩，c*t = c*ancosp h*an=l, c*n=0.3li =力:&

17、quot;cos 0 = 1 x cos 14. 305 = 0. 97 j = cn cos 0 = 0. 3 x cos 14. 305 = 0. 29 d& = di + f = 52 + 2 x 0. 97 x 2. 5 = 56. 85d就=z + 2力:严=206 + 2 x 0. 97 x 2. 5 = 210. 85（5）计算齿轮宽度= 1 x 52min = 52mni= 41% = 2 + 5 = 57（6）结构设计大齿轮（齿轮2）齿顶圆直径大于160nim而乂小t 500mm。故采用腹板式结构其零件图 如下h25izf1电timft0im*帕mihizivf注（$

18、醐1nzi似橄 23&-250hbs；碱ta41廊mtimwttejw1图二、斜齿関柱齿轮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）已知输入功率为弓二3.96kw、小齿轮转速为n =367. 82r/min齿数比为2.6由电动机驱 动。工作寿命10年（设每年工作300天），单班工作制，带式输送，工作平稳，转向不变。1、选雄齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）直齿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），破度为 280hbs,大齿轮材料取45钢（调质），硕度为

19、240hbs,二者材料硕度相差40hbs。（3）选小齿轮齿数zi = 25,则大齿轮齿数z2 = 2. 6zi = 652、按齿面接触疲劳强度设计设计计算公式：2q2.92kt、 0尺(1_0.5如 （1）、确定公式内的各计算值1）试选载荷系数=1.82）小齿轮传递的转矩7； =9. 55x106 x /?7 =39. 39kn. mm3）取齿宽系数or = 0.354）查图10-21齿耐哽度得小齿轮的接触疲劳强度极限oniimi = 650.mpa大齿轮的接触疲劳 极限 ohlim2 = 550mpa丄5）查10-6选取弹性影响系数ze二189.8 mpc6）由教材公式10-13计算应力值环

20、数叫二60rij& =6ox96ox1x （1x8x300x10） =1.3824x10%n2=0. 5297x 109h7) 查教材 10-19 图得：khn1=0. 99khn2=1.05 8）齿轮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:乂 bi二旳血1 =0.99x650二643. 5 mpab 二 心皿小应二i 05 x 550=577. 5 mpah - s（2）设计计算1）试算小齿轮的分度圆直径，带入巾中的较小值得冇公式可得:> 2. 921( 189.8'57l5>1.8 x 393900. 35 x (1 一

21、0. 5 x 0. 35x 2. 6=67. 52mm2）计算圆周速度vv=加也=3.39m/s60x10003）计算载荷系数系数k戶,根据v二339m/s, 7级精度查图表（图10-8）得动载系数k广1.11 查图表（表10-3）得齿间载荷分布系数kha=kfa=l. 1根据人齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表10-9得khppb =1.25的kiii kf卩二 5x1. 25=1. 875得载荷系数 k = kakvkhakhf =2. 2894）按实际的载荷系数校正所得的分度圆立径，得3d = df 3 =67.52 xxt = 73'15ram5）计算模数m加響十926mm圆整取

22、沪33、按齿根弯illi疲劳强度设计设计公式:4k7；0r（1 o.50jzj7z7：l d（1）确定公式内各计算数值1)计算载荷系数 k = kakl/kfake/=lxl. llxl 1x1.875=2. 2892)计算当量齿数eu2. 6o1 c“q = arccos z= arccos /= 2l 04°j/ + ij2. & + 13)由教材表105查得齿形系数2. 5802. 128应力校正系数 ysal = 1. 5992 = 1-8514)由教材图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限b卩臥=520m匕,大齿轮的弯曲疲劳强度极限 a fe2 =400 mp(l

23、fn25）由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数k faq =0. 85kg二0.96）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安金系数s = l4,得今厂空护2*5. 71叱k cnfn2°ff20.9 x 4001.4=257. 14<7）计算人小齿轮的匕區，并加以比较%2. 580 x 1. 599_315. 71=0.01312. 128 x 1.851257. 14=0.0153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 |4 x 2.289 x 39390 x 0.0153n “m >；.-mm / 61 mm* 0. 35 x （1 _ 0. 5 x

24、 0. 35）x 252 x <2. 62 + 1取 m=2. 5mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m人于由齿根弯曲疲劳强度计算的模 数，由于齿轮模数的人小主要取决于弯illi强度所承载的能力。而齿而接触疲劳强度所决定的 承载能力，取决于齿轮£径。按gb/t1357-1987圆整为标准模数取m-2. 5mm但为了同时满 足接触疲劳强度，需耍按接触疲劳强度算得的分度圆直径d产73. 15/nm來计算应有的齿数.计算齿数 z,= «29 取 z二29那么 z2=2. 6x29=76m4、计算几何尺寸(1)分度圆直径 cl】二z/77 = 2. 5 x 29 =

25、72. 5； d2=z2m = 2. 5 x 76=190(2)4 = arccot 1d2= 20. 886°= 90 -=79.114°（3）齿顶陨i直径d j = + 2h讥 cos 5 = 72. 5 + 2 x 2. 5 x cos 20. 886° = 77. 2mmd边=t/2 + 2hcos 3y = 190 + 2 x 2. 5 x cos 79. 114° = 190. 9/n/n(4)142. 8 min（5）b = r亦=49. 98 圆整取b? =50mmb=55mm（6）机构设计人齿轮（齿轮2）齿顶圆h径人于160mm而又小于

26、500mm。故采用腹板式结构其零件图如 下图三、宜齿锥齿轮五、轴的设计计算5.1输入轴(i轴)的设计1、求输入轴上的功率弓、转速®和转矩7；pf =3. 96kw n =960r/min tt =39. 394 n m2、求作用在齿轮上的力已知高速级小関锥齿轮的平均分度関直径为dmi = di (1 - 0. 50r) = 59. 81mm2 x 39390/759. 81=1317. 17/ver = ft. tan20°sd>i = 447. 91nfa = ft. tan20°sini = 170. 91n圆周力fi、径向力pr及轴向力fa的方向如图四

27、所示f7nh1图四、输入轴载荷图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,収 12,得输入轴的最小直径为安装联轴器的直径加，为了使所选的轴肖径创2一与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩几“二k72,査机械设计（第八版）表14-1,由于转矩变化很小，故取k/ = 1.3,则7 = 702=1.3x39. 39二51207 n m查机械设计课程设计表13-4,选hl4型弹性柱销联轴器其t称转矩为1250n.m,而电动机轴的立径为38mm所以联轴器的孔径不能太小。取i2=30mm,半联轴器长皮l=82mi

28、n, 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d23 = 37mm o左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于l所以取li2=58nun2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选川单列関锥滚了轴承，参照 工作要求并根据d23=37mm, db机械设计课程设计表13-1小初步选取0基本游隙 组，标准精发级的单列圆锥滚子轴承30308,其尺寸为dx dx t = 40mmx90mmx25.

29、 25nini 所以g = 40mm而l,4二25. 25mm这对轴承均采川轴质进行轴向泄位，由机械设计课程设计表13-1查得30308型轴承的定位轴肩高度d“ = 49mm ,因此取d45 = 49mm3）取安装齿轮处的轴段67的直径门=35mm :为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略如丁轴承宽度，故取l56=24nun, d56 = 40mm4）轴承端盖的总宽度为20mni。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 端盖外端更与半联轴器右端更间的距离umm ,取l25=50mmo5）锥齿轮轮毂宽度为55mm,为使套筒端而可靠地压紧齿轮取.=66由于厶=2厶，故取 l45 = 9s

30、mm（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d67 = 35mm由机械设计（第八版）表6-1查得平键截fribx力= 10伽x%m7,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小性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为竺同样，半联轴器处 n 6平键截面为x ax/ = 10m/?7xsmmx50mm与轴的配合为zll ；滚动轴承与轴的周向定位 k6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2x45。,轴肩处的倒角可按rl. 6-r2适当选取。5、求轴上的载荷（30308型的a=195mm。所以俩轴承间支点距离为109.

31、5mm右轴承与齿轮间的距离为54.25mm。）（见图四）水平面h垂直面v支反力fawi = 652. 57/vfnvx = 175. 23nfnh2 = 1969. infny2 = 623. 14/v弯矩mmh = 71456. 5n.mmmv = 19187. 8/v.777/77mvi = 33805. 3nmil总弯矩=71357. 72 + 19187. 82 二73392. 4 n.mmmi =7 1 35 7. 72 + 33 8 05 . 32 二78960. 2 n. mm扭矩ttj =39. 39n. 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，

32、由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循坏变应力，取g = ，轴的计算应力为m2 +(t ca12.12mpaj73892.护 + (39390 x 0.疔0. 1 x 403前已选泄轴的材料为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（/轴）的设计1、求输出轴上的功率/、转速幻和转矩乃pin =3.61 kw ntn =92r/min tin =374. 73n. m2、求作用在齿轮上的力已知大斜齿轮的分度圆直径为d 二空=805 2062 cos 0 cos 14.305°而凡=2% = 2 x 37437%06 = 3634.66/vfr =

33、 ft. tan2o°/cos0 = 1365. 23npa = ft. tan/? = 926. 8n圆周力另、径向力月及轴向力凡的方向如图六所示erfmv27丄ujjjjlllllls"r=l eiiiiiiiiihiiiiiiiiiiiiiiib图六、输出轴的载荷图卩3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小£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oil2,得输出轴的最小立径为安装联轴器的立径加，为了使所选的轴直径加一与联轴器的孔径相适 应，故需同吋选取联轴器型号。联轴器的计算转矩t® = kat ,杳械设计（第八

34、版）表 14-1,由于转矩变化很小,故取 k/ = l3,则 7；. =1.3x374. 73=487. 149 n m 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 半联轴器的孔径乩=40"劝，所以取d（_2 =40mm,半联轴器长度l=112nun,半联轴器与轴配 合的毂孔长度为84mm。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图七）lil2l3图七、输出轴轴上零件的装配（2）根据轴向眾位的要求确泄轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向泄位，1段轴左端需制出一轴肩，故収2-3段的直径 “2-3 = 47加?，1段右端用轴端挡圈定位，

35、半联轴器与轴配合的毂孔长度l = 84nun,为了保证轴端扌当圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比乙略短些, 现取办-2 = 82呦。2）初步选择滚动轴承。因轴承同吋受冇径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照 工作要求并根据d2-3 = 47/nm,由机械设计课程设计表13-1中初步选取0基本游 隙组，标准粘度级的单列圆锥滚子轴承30310,其尺寸为dxdxt = 50/77/77x 110mmx29.25mm , <73-4 = 6/7-8 = 50mm , 因而可以取a-4=29.25/w?。右端轴承采川轴启进行轴向定位，由机械设计课程表13-1查得303

36、10 型轴承的定位轴肩高度d（;=60mm，因此取g_5 =60inmo3）齿轮左端和左轴承之间采用套筒泄位，己知齿轮轮毂的宽度为52mm,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<6-7 = 49mm齿轮的轮毂直径取为55mm 所以d6_7 = 55nuno齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度力故取h = 4mmf 则轴环处的直径为“5-6 = 63加加。轴环宽度b>ahf取/5-6 = 8mmo4）轴承端盖的总宽度为20mm,根据轴承端盖的装拆及便丁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/ = 30加加故/2-3=505）齿轮距箱体内比

37、的距离为a=16mm,大锥齿轮于人斜齿轮的距离为c=20mm,在确定滚动 轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s二8mm。可求得/7-8 =57. 25mm/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，按乩-7由机械设计（第八版）表6-1查得平键截bxh = 6mmx0mmf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的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为红；同样半联轴器h 6与轴的连接，选用平键亦 x 伽m，半联轴器与轴的配合为竺2_ ,滚动轴承与 k6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1115o（4）确定轴上圆角和倒角尺

38、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30310型的支点距离a=23mn）0所以作为简支梁的轴承跨距分别为ll=61.25imn,l2=131.25mm。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ii垂直面v支反力ffmi = 3096. 94wfwi = 1651. 07ar屁2 = 1445. 24；vfw2 = 55. 05.v弯矩m扬=189687m 加mvx = 101128 a伽mv2 = -7218/v./zz/z?

39、总弯矩m = v1896872 + 1011282 =214960n.mm扭矩ttin =374. 73m6、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0 = 0.6,轴 的计算应力1护 + 匕加尸72149602 + （374730 x 0. 6）2（tea = a = ；=18. 7mpav iv0. 1 x 553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 cr-i = 60mpa,g <cr-i故安全53中间轴（ii轴）的设计1、求输入轴上的功率p、转速n和转矩tpn = 3.92 kw nn =367. 8

40、2r/min =101. 78n. m2、求作用在齿轮上的力 已知小斜齿轮的分度圆直径为d = iiiz = 52 mmft =2t2d2x101780_52= 3915ntan antan 20°f八=fh= 2807 x= 1470ncos 0cos 14.305f小=fn tan 0 = 2807 x tan 14.305 = 998n已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径dm2 = d?（l 0.5伽）=zh/z2（1 0.5如）=2.5 x 76 x （1 0.5 x 0.35） = 156.75mm2八2x101.78_ 12 =-129&6n（jml0.15675fn

41、= f/2tanqcos52 = 1298.6 x tan 20° x cos 68.96 = 169.7nfai = fd tan a sin 52 = 1298.6 x tan 20° x sin 68.96 ' = 441. in圆周力凡、ff2,径向力f八、月2及轴向力局、凡2的方向如图八所示mh2mh1八、屮间轴受载荷图3、初步确定轴的最小过径图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,取如1°得如|寻24.65呦，中间轴最小丑径显然是安装滚动轴承的直径r j 2和- 64、轴的结构设计（1）拟定

42、轴上零件的装配方案（见图九）图九、中间轴上零件的装配（2）根据轴向沱位的耍求确沱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，故选川单列関锥滚了轴承，参照工作要求并根据创-2 = 56> 24.21加加，由机械设计课程设计表13. 1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚了轴承30306 ,其尺寸为dxdxt - 30mmx 12mmx20j5mm di-2 = ds-6 = 30mm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30306型轴承的定位轴肩高度37mm,因此取套筒bl径37mm。2）取安装齿轮的轴段t/2-3 = 6/4

43、-5 =锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长厶=42何n ,为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂反，故 取h亦,齿轮的右端采用轴眉定位，轴肩高度力°.07，故取h = 4mmf则轴 环处的丑径为-4 = 43m/7?o3）已知圆柱直齿轮齿宽b=57nm,为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短丁轮毂长，故取/4-5 = 54/77777 o4）齿轮距箱体内比的距离为a=16mm,大锥齿轮丁大斜齿轮的距离为c=20mm,在确立滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s二8mm。则取/i-2 = 53.75mmh-4 = 20mm 5-6 = 46.75加加（3

44、）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按2-3由机械设计（第八版）表6-1查得平键 截bxh = l0mmx8mmf键槽用键槽铳刀加工，长为32晌 同时为保证齿轮与轴配合有h1良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为花；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按 刃-5由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面bxh = lommxsmm f键槽用键槽铳 刀加工，长为50mm,同时为保证齿轮与轴配合冇良好的対中性，故选择齿轮轮毂与轴的配 h7合为后；滚动轴承与轴的周向定位是宙过渡配合來保证的，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2x45。,轴肩处的倒角可按rl.

45、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，在确泄支点时杳得30310型的支点距离沪15. 3mmo所以轴承跨距分别为ll=55. 45mm, l2=74. 5mmo l3=60. 95mm做出弯矩和扭矩图（见图八）。由图八可知斜齿轮支点处的截而为危险截而，算出其弯矩和扭矩值如下：载荷水平面h垂直面v支反力ffnhi = 1817. 6/vfnv = 139. nfnh2 = 2288"ew2 = 1024. 4ar弯矩m扬 i = 100785m 滋mirz = 13945 3jv./zz?mvi = 一 8478 n .iiiiiimv2 = 30888 n.

46、/初？mv3 = 407a6n.rmnmv 62437m 沏7总弯矩m = a/139 4 532 + 62 4 372 =152792n. mm扭矩trn=101.78n. mm6、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q = °6,轴的计算应力为(j ca 二；jw2 + (刃沪2 = v152.792a2 + (0.6xl01.78)a2w0.1x0.035a3前已选定轴的材料为40g （调质），由机械设计（第八版）表15-1査得er-1 = igmpa.aca <o'-1,故安全。7、精确校核轴的疲劳强度（1）判

47、断危险截面由弯矩和扭矩图可以看出齿轮屮点处的应力最人，从应力集屮对轴的影响来看，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川故不川校核。 中点处虽然应力最大，但应力集中不大，而1l这里轴的直径比较大，故也不耍校核。其他截 而显然不要校核，键艳的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核圆柱齿轮左端处 的截面。乂因轴启出的左右两侧均安装相同轮毂的齿轮，所以只需校核一侧即可。截血左侧校核抗弯截更系数w = 0. 1小=0. 1 x 433 = 7950. 7血抗扭截面系数比=0. 2d* = 0. 2 x 433 = 15901. 4血 截血左侧弯矩必=j,

48、府+府 =101. 14；v.zz?截血上的扭矩7/=101. 78n. m截面上的弯曲应力ah = = 101140 = 12.7 mpaw 7950.7截面上的扭转切应力tntt =wt10178015901.4=6ampa轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得 6 = 640mpq a-i = 275mpat- = 55mpa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表3-2 杳取。因r = 12 = oo3h 2 =色-115,经插值后查得d 63d55% = 2.19a- = 1.545又由机械设计（第八版）附图3-2 nj"得轴的材料敏感系数为q

49、（y = 0.82qr = 0.85故冇效应力集中系数为 = 1 + (-1) = 1+ 0.82x(2.11-1) = 1.91kr = + (-1) = 14-0.85x(1.545-1) = 1.46由机械设计（第八版）附图3-2的尺寸系数弘= 0.69,扭转尺寸系数& = 0.83。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= a = 0.92轴未经表 面强化处理，即09 = 1,则综合系数为ka = + - = + -1 = 2.86so 仇 0.69 0.92kr = + 丄-1 =四+-1 = 1.85& a 0.83 0.92乂取碳钢的特性系

50、数为妙=0.10 = 0.05计算安全系数s“值cscrsr23.4x20.86o _oca =,=js 异 2 + s/2=1t5.57st5v23.4a2 + 20.86a2(t-1275so -23.4k(7(7 a + (pacj m2.86x4.11 + 0.1x0sr =155 + -l85x2 + 0_05x278= 20.86故可知安全。六、轴承的校核6.1输入轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为0基木游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承3030&其尺fri686.55卜小-二= 201.93n2y2xl7= 609.5n寸为 dxdxt = 40/wwx9o/w/77x

51、25.25wm ,轴向力 e=197.19m e = 0.35 , y=l. 7, x=0. 4载荷水平面h垂直面v支反力ffnh = 652. 57nfw = 175.23艸fnh2 = 1969. in/ail1 623. 14.则 fn = 686.55n, fri = 2072.4n厂 fn 2072.4rdi =2y 2x1.7fa = fdi + fa = 806.69凡2 二凡2 = 609.5nfn_ 806.69-686.55faifn_ 609.5-2072.4=0.294 < epr i = xff、+ yfax = 0.4 x 686.55 + 1.7x 806.

52、69 = 1646wpr 2 = fn = 2072 anlh =10a660(cr10a660x96090800 )2072.4 丿5.14x10人6方10八6方f八= 1923n,f = 2819n总二力2y_ 19232xl,9= 506n2819-2x1.9= 742n故合格。6.2中间轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为0基木游隙组，标准精度级的单列圆锥滚了轴承30306o轴向力 民=4476n, & = 0.31 , y二 1.9, x二0.4载荷水平面h垂 htfri v支反力f曲= 1922.3n加= 52.19nfnhi = 2594.582vfvr2 = 1103.6

53、97v则fax = fd = 5067vfa2 = fdfa = 953.6n凡 5067；?1923=0.263 < e凡2 _ 953.6fi 2819=0.338 > e则pri = fn = 1923+= 04x2819 + 1 9x9536 = 2939nlh(cr>a 10a6(59000as丿乙a60x436.36(2939 )10a660/7fn = 2531.43n，f心=1014.457v6.3输出轴轴滚动轴承计算力 er=820.74n, e = 0.35 ，y=l. 7, x=0.4水平面h垂直面v支反力ffni = 2149.49nfw】 = 1337an屉2 = 1003.09nfnv2 = 5.4n初步选择的滚动轴承为0基木游隙组，标准精度级的单列圆锥滚了轴承30310.轴向则=744.5