二级圆柱圆锥齿轮减速器设计说明书

1、机械设计课程设计姓 名：班 级：指导教师：成 绩：日期:引言1 设计题目 12 总体传动方案的设计与分析 13. 电动机的选择 24. 传动装置运动及动力参数计算 45. 减速器齿轮的参数计算及校核 65.1高速级减速齿轮的设计 65.2低速级减速齿轮的设计计算 96. 轴的设计计算 146.1轴I的设计计算 146.2轴U的设计计算 166.3轴川的设计计算 187. 轴及各轴上轴承的强度校核 207.1轴I及与之配合的轴承的强度校核 207.2轴U及与之配合的轴承的强度校核 247.3轴川及与之配合的轴承的强度校核 288. 键的选择及强度校核 329. 箱体的设计计算 3410. 小型标

2、准件的选择 3611. 减速器的结构，密封与润滑 3712. 设计小结 3813. 附件 38参考文献 39课程设计是全面考察学生掌握基本理论知识的重要环节，同时也是检验学生对基本知识的应用能力，反映学生的实践能力等的重要依据。机械设计课程设计涉及多门学科的知识， 其中机械设计、机械原理、材料力学、机电传动技术、机械制造技术、机械制造装备技术等 相关知识是课程设计的理论指导。本次课程设计是设计一个用于带式运输机的圆柱圆锥齿轮 减速器。减速器是用于电动机和工作机之间独立的闭式传动装置。本减速器属两级传动减速器（电机一一联轴器一一减速器一一联轴器一一滚筒）。该课程设计内容包括：任务设计书，参数选择

3、，传动装置总体设计，电动机的选择，运动参数计算，圆柱圆锥齿轮传动设计，圆 柱圆锥齿轮的基本尺寸设计，齿轮轴的尺寸设计与校核，减速器箱体的结构设计，减速器其 他零件的选择，减速器的润滑等和 A0图纸装配图1张、A3图纸零件图2张。设计参数的确 定和方案的选择通过查询有关资料所得。圆柱圆锥齿轮减速器的计算机辅助设计，计算机辅助设计及辅助制造（CAD/CA M技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术，通过本课题的研究，将进一步深入地对这一技术进行深入地了解和学习。本文主要介绍二级圆柱圆锥齿轮减速器的设计过程及其相关 零、部件的CADS形。利用其他的一些辅助软件可以帮助计算立体几何实物的强度硬度，

4、材 料的选择等，利用有限元分析软件能对轴等零件进行有限元分析，利用三维计算机辅助设计（CAD，能清楚、形象的表达减速器的外形特点。计算机辅助设计及辅助制造（CAD/CAM技术是当今设计及制造领域广泛采用的先进技术。1. 设计题目1.1工作条件1.1.1两班制，每班8小时，连续单向转动，载荷变化不大，空载启动，室内工作，有 粉尘，环境最高温度35° C;1.1.2使用期限：10年；1.1.3检修间隔期为：大修周期为3年；1.1.4运输带速度允许误差为土 5%1.1.5 设计工作机效率=0.95 ；w1.1.6 小批量生产1.2设计原始数据数据编号输送带工作拉力输送带转速运输带卷筒直径F

5、/KNV/m/sD/mm2-41.251.62901.3设计任务1.3.1设计带式运输机上的两级圆锥-圆柱齿轮减速器装配图1张1.3.2绘制输出轴、大齿轮的零件图1张。1.3.3编写设计说明书1份。2. 总体传动方案的设计与分析2.1选择方案两级圆锥-圆柱齿轮减速器传动系统运动简图如图所示2 联轴器3 二级圆柱圆锥减速器4卷筒5运输带图2.12.2方案特点分析该工作机采用的是原动机为 丫系列三相笼型异步电动机，三相笼型异步电动机是一般用 途的全封闭自扇冷式电动机，电压 380 V，其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便； 另外其传动功率大，传动转矩也比较大，噪声小，在室内使用比较环保。传动装

6、置采用圆柱 圆锥齿轮减速器组成的封闭式减速器，采用齿轮传动能实现结构紧凑，比较平稳的传动，但效率低，多用于中、小功率间歇运动的场合。工作时有一定的轴向力，但采用圆锥滚子轴承 可以减小这缺点带来的影响。并且在电动机心轴与减速器输入轴及减速器输出轴与卷筒轴之 间采用弹性联轴器联接，因为三相电动机及输送带工作时都有轻微振动，所以采用弹性联轴器能缓冲各吸振作用，以减少振动带来的不必要的机械损耗。总而言之，此工作机属于中等功率、载荷变化不大的工作机，其各部分零件的标准化程 度高，设计与维护及维修成本比较低；结构较为简单，传动的效率比较高，适应工作条件能 力强，可靠性高，能满足设计任务中要求的设计条件及环

7、境。3. 电动机的选择3.1选择电动机类型按照工作要求和工作条件，则选用丫系列三相异步电动机，其结构为全封闭自扇冷式结 构，电压为380V,3.2选择电动机的容量321工作机的有效功率Pw由运输带的工作拉力F=1250N输送带工作速度V=1.6m/s，工作机效率n =0.95，则有:fv 1250 1.6Pw= KW =2.01KW错误！未指定书签。1005 w 1000 0.953.2.2从电动机到工作机输送带间的总效率为：3312345式中，1、2、3、4、5分别为弹性联轴器、圆锥齿轮、圆柱齿轮、刚性联轴器、角接触球轴承的传动效率。由机械设计课程设计表9.1可知，1=0.995 ,2=0.

8、97 ,3=0.97,4=0.99，5=0.99，则、=0.995 0.97 0.97 0.99 0.983 = 0.872所以，电动机所需工作功率为:2 . 3053.3确定电动机的转速由机械设计课程设计推荐传动比合理范围，二级圆柱圆锥齿轮减速器2二9.106，爲=40，而工作机卷筒中转速为:60 1000vD60 1000 1.63.14 290-105.425r/min所以，电动机转速可选范围为:nd =2 nw = (10 25) 105.425 = (1054.25 2635.625)r / min3.4选择电动机符合这一范围的同步转速为1000r/min和1500r/min两种。综

9、合考虑电动机和传动装置 的尺寸，质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机。根据电动机的类型、容量和转速，查机械设计课程设计表 15.1，选定电动机型号 为：Y132M1-6其中主要性能参数如（表3.4.1 ），电动机主要外形和安装尺寸如（表3.4.2 ）所示:电动机型号额定功率P/KW满载转速/r/mI n起动转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y132M1-649602.02.0表341型号HABCDEFxGDGKbb1b2hAABBHAL1Y13213221617889388010x833122802101353156023818515表3424传动装置

10、运动及动力参数计算4.1计算装置的总传动比2nmnw960105.425= 9.1064.2分配传动比I、二 I圆锥 I圆柱,h 二 I圆锥二 0.25 K 二 0.25 9.106 = 2.2765为使锥齿轮的尺寸不致过大，则取h =2.277 , i2 = i圆柱=9.1°% 277= 4.04.3计算各轴的转速第I轴m = nm =960r / mi n第u轴n? - 421.607r / minI12.277第川轴n2421.607 d nc / ,n32105.4r /minI24.0卷筒轴n卷筒二 n3 = 105.4r / min4.4计算各轴的输入功率第I轴 p=Pd

11、 2.305 0.995 =2.293KW第U轴P2 = P “5 n2 =2.293x0.98x0.97 =2.18KW第川轴P3 二P2 5 3 =2.18 0.98 0.97 =2.07KW卷筒轴P卷筒=F3 5 4 =2.07 0.98 0.99 =2.01KW4.5计算各轴的输入转矩因为电动机的输出转矩Td :P2 305"955 106 Pr955 106 刼 23104N mm'则第I轴人=Td=2.3 104 0.995=2.29 104N mm第U轴T2=人 52 h =2.29 1040.98 0.97 2.277=5.0 104N mm45第川轴TT25

12、 3 i2 =5.0 100.98 0.97 4.0 = 2.0 10 N mm卷筒轴T卷筒=T3 5 4 = 2.0 1 05 0.98 0.99 =1.94 105N mm4.6将以上计算数据汇集于下表轴名功率P/KW转矩T/N mm电机轴2.3052.3 汉 104第I轴2.29342.29 汉10第U轴2.1845.0 汉 10第川轴2.072.0汇105卷筒轴2.011.94 汉105转速 n/r/min传动比i效率口96010.9959602.2770.95421.60740.95105.410.97105.45. 减速器齿轮的参数计算及校核5.1高速级减速齿轮的设计由高速级传动比

13、h =2.277，输入转速n =960r/min ,轴I的输入功率P=2.293KW£ =2.29 104N mm，则齿数比 u = h = 2.955.1.1选择齿轮的精度等级、材料及齿数 运输机为一般工作机，速度不高，故选用 8级精度齿轮传动; 选材料：小锥齿轮：45Cr （调质），硬度280HBS大锥齿轮：45钢（调质），硬度240HBS二者硬度差为40HBS 初选小锥齿轮齿数Z1 =24，则大锥齿轮的齿数为：Z2 * 乙=2.95 24 = 70.8，取Z2 = 71 o5.1.2按齿面接触强度设计由% 畠2.923）2KT:二（式 5.1 ）,KhT r（1-0.5 r）2

14、u（1）确定公式中各量的数值并计算d1t 试选载荷系数Kt =1.5 ; 小锥齿轮传递的转矩T, =3.689 104N mm； 因为-R =0.25 0.35 ,取 i =0.3 ;1 查机械设计中表10-6得，材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa?; 查机械设计中图10-30得，区域系数Zh =2.5 ； 查机械设计中图10-21d，按齿面硬度查得小锥齿轮的接触疲劳强度极限为:Gm =600MPa，大锥齿轮的为： Gm =550MPa ； 计算应力循环次数N,由公式N =60njLh得叫=60njLh =60 960 1 (2 8 300 8)=2.212 109N2N12.212

15、109i12.95=0.750 109 查机械设计中图10-19得，接触疲劳寿命系数KHN1 =0.92, KHN2 =0.95 ; 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式今得41K HN 1 lim 1-HN1 四=0.92 600MPa =552MPaS综上有二 H 2K L竺 3=0.95 550MPa =528MPa SZe、2心2鋼奇)*RO-0Wu189.8 241.5 3.689 10= 2.923 ()2: 65.298mm 5280.3汉(10.5汉 0.3)2 汉 2.9511计算圆周速度v如 -65.298 960 =3.282m/sv =60 100

16、060 100012计算载荷系数K根据 v =3.282m/s，8级精度,查机械设计中图10-8得，动载荷系数KV =1.12 ；查机械设计中表10-2 得,使用系数Ka =1.0 ；查机械设计中表10-3 得,齿间载荷分配系数Kf：.二KH：. =1.4，查机械设计中表10-9 得,轴承系数KHbe=1.25，所以齿向载荷分配系数K =K = 1.5Kh be =1.5 1.25=1.875 ;贝9K =Ka Kv Kf：. Kl；=1.0 1.12 1.4 1.875 =2.94因为Kt =1.5与K =2.94相差较大，所以需要校正。(2)按实际载荷系数校正所得分度圆直径d1d - d1

17、t2 9465298 辻齐=81.718mm(3)计算模数mm 且=咤=3.405mmZ124取标准模数值，则把模数圆整为 m=3.5mm(4)校核齿轮强度由以上知K = 2.94 ; 当量齿数为ZvZv! =25.334 , Zv2 =221.714;则查机械设计中表10-5得，齿形系数YF.及应力校正系数 Ys：.，其中 丫=2.615，Ys, =1.591 ；Yf：2 =2.10，Ys：.2 =1.875；取安全系数Sf =1.4 ；查机械设计中图10-18得，齿轮弯曲疲劳寿命系数Kfn1 二 0.9°， Kfn2 二 0.86 ；查机械设计中图10-20C得，齿轮弯曲疲劳强度

18、极限FE1 = 460MPa ，c fe2 =420MPa ；则相应的许用应力为:Sf10.90 460 =295.7MPa，&f】2Sf1.45宀20.8°=258MPa ；1.4Sf校核齿轮强度由式匚F2KYf：Ys：bm2(1 -0.5r)2Z<f进行校核，则2KT1Yf,s：1bm2(1 -0.5 r)2Z12 2.94 3.689 104 2.615 1.59139.248 3.52 (1 -0.5 0.3)2 24= 108.249MPa2KT1Yf：2Ys：2bm2(1 -0.5 r)2Z22 2.94 3.689 104 2.10 1.87539.248

19、 3.52 (1-0.5 0.3)2 71= 34.630MPa 十 f2则可得齿轮的弯曲强度满足强度要求，所以齿轮使用(5)计算齿轮的相关参数名称代号计算公式小锥齿轮结果大锥齿轮结果分锥角5色=arctan(ZZ)18.677 ：62 = 90 - - 列71.323：分度圆直径ddi =mz84d2 = mz2248.5齿顶圆直径dada1 =4 +2ha cos90.631da2 = d2 +2ha COS§2251.302齿根圆直径dfdf1 =4 _2hf cos§75.711df2 = d2 _2hf cos62245.302齿顶咼haha = m3.5ha =

20、 h：m = m3.5齿根高hfhf =（ha+cjm=1.2m4.375hf =（hT+c）m = 1.2m4.375锥距R130.825130.825R = m Jz； + z| / 2R = mJ z； + z； / 2齿根角9ftanTf = hf / R1.915：tan8f =hf / R1.915°顶锥角d&a1 = &1 +日 f20.592 =&a2 = &2 + Tf73.238根锥角h6f1 =d 日 f16.762=0 f 2 心 2 & f69.408=顶隙cc丸打0.875c= Cm0.875分度圆齿厚ss = xm

21、 / 25.498s =兀 m/25.498当量齿数ZvZv1 = z / COS§125.334乙2 = Z2/COS&2221.714齿宽BBMR/3（取整）39BER/3（取整）39h> 1.0，h = 0.25, 口 =20：5.2低速级减速齿轮的设计计算由低速级传动比i2 =4，输入转速n =421.607r/min ,轴I的输入功率和传动转矩为P =2.293KW2 =2.29 104 N mm，则齿数比 u “2 =4.2585.2.1选择齿轮的精度等级、材料及齿数 运输机为一般工作机，速度不高，故选用8级精度齿轮传动; 选材料：小斜齿轮：45Cr （调质

22、），硬度280HBS大斜齿轮：45钢（调质），硬度240HBS二者硬度差为40HBS 初选小斜齿轮齿数Z20，则大斜齿轮的齿数为：Zi24.258 20 = 85.16，取乙-86 ； 试选螺旋角=14 ；522按齿面接触强度设计由dit -3 2KtT2 u1 （警；）2（式 5.2 ）沁 u可（1）确定公式中各量的数值并计算d1t 试选载荷系数Kt =1.6 ； 小锥齿轮传递的转矩T2 =10.345 104N mm； 查机械设计中图10-26得，齿轮的断面重合度 -=0.74， ； 一2 =0.86，则=二1；.2 二 0.74 0.86 =1.60 ；1查机械设计中表10-6得，材料的

23、弹性影响系数Ze =189.8MPa° ；查机械设计中图10-30得，区域系数Zh =2.433 ；查机械设计中图10-21d，按齿面硬度查得小斜齿轮的接触疲劳强度极限为:二Hlim = 600MPa，大斜齿轮的为： Slim =550MPa ；计算应力循环次数N,由公式N =60njLh得N60njLh =60 325.42 1(2 8 300 8)= 0.749 109“ N10.749 "09“9N210.176 109i24.258查机械设计中图10-19得，接触疲劳寿命系数Khn1 =0.92, Khn2 =0.97 ； 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全

24、系数S=1，由式二工心 皿得SKJh迪 皿=0.92 600MPa =552MPa，S-= 0.97 550MPa = 533.5MPa S甘 G253542.75MPa2J2则Ja查机械设计中表10-17得，齿宽系数'd =1 ；11 综上可计算dit -32KIU _1 ,ZhZe、2 ( ) d；：. U 二h二 2"6"0.345 皿 少258 亠(2.433"89.856.975mm4.258542.751 1.612计算圆周速度vjrd1tnv 60 1000-56.975 325.0.971m/s60 100013计算齿宽b及模数mnt=1

25、56.975 = 56.975mm1415d1t cos :mnt一计算纵向重合度L56.975 cos142.76mm20h = 2.25mnt =2.25 2.76 = 6.21mmb 56.9759.17h 6.21；- =0.318 dZ1 tan =0.318 1 20 tan 14 =1.586计算载荷系数K根据v=0.971m/s , 8级精度,查机械设计中图10-8得，动载荷系数KV =1.09 ；查机械设计中表10-2 得,使用系数Ka =1.0 ；查机械设计中表10-3 得,齿间载荷分配系数Kf：广Kh：. =1.4，查机械设计中表10-4 得,接触疲劳强度计算用的齿向载荷

26、分布系数KJ： =1.455，查机械设计中图10-13得，弯曲强度计算用的齿向分布系数K=1.4 ；K = KA KV K K =1.0 1.09 1.4 1.455 =2.220因为Kt =1.6与K =2.220相差较大，所以需要校正。(2)按实际载荷系数校正所得分度圆直径 d1Kt-56.975 3 2.220 =63.547mm1.6(3)计算模数mnd1 cos B 63.547x cos14'ccmn-3.08mm乙20523按齿根弯曲强度设计根据公式口. /2KT：Y学0s2£忑计算V%z2%6(1) 确定式中各参数值计算载荷系数KK = KAKvKf.K =1

27、 1.09 1.4 1.4=2.14由纵向重合度；-：=1.586，查机械设计中图10-28得，螺旋角影响系数丫-： =0.88；计算当里齿数Zvz120一 ccz286c八，Zv1 -3321 .89， zv2-3394.14；cos P cos 14cos P cos 14查机械设计中表10-5得，齿形系数YFyl =2.724，YF：.2 =2.192;查机械设计中表10-5得，应力校正系数YS 1.569，YS 2 =1.784 ；查机械设计中图10-18得，齿轮弯曲疲劳寿命系数 Kfn1 ".92，Kfn2 =0.96 ；查机械设计中图10-20c得，齿轮的齿根弯曲疲劳强度

28、极限；FE1=500MPa，二 fe2 =420MPa ；取S=1.4,贝U计算相应的许用应力Kfn»fE10.92 汉 500二f1FN1 FE1328.57MPaS1.4r ,Kfn FE10.96X20 cccre匚f2匹旦288MPaS1.4计算 Yf :丫S、£算6YF"% 2.724 “69 =0.01301 二Fh328.57Yf.2Ys.22.192 1.784F 2 S 20.01358Ff2288(2)计算mnm_3 2 +42乜2 2" 10345 10°88 C0S 140.01358 = 1.982mm21 20 1.

29、6对比两次计算结果,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，故取m2m m,已可以满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 di = 63.547 mm来计算应有的齿数。于是由二严547 cos14 ,0.82 mn取 z, =31，则 Z2 二 口乙=4.258 31 =131.998，取互=132。5.2.4几何尺寸计算(1)计算中心距(Z.(31.167.99mm2cosP 一2 cos14将中心距圆整为168mm。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角r(Z1+z2)mn(31+132)x2 “-arccosarccos14

30、.012a2汉168因为的值改变不大，故参数；：.、K -：、ZH等不用修正。(3)计算大、小齿轮的分度圆直径di63.901mm cos cos14.01d2132 2272.094mmcos -cos14.01(4)计算齿轮宽度b 二 d di =1 63.901 =63.901mm圆整后取 B2 = 64mm， B 70mm。6. 轴的设计计算6.1轴I的设计计算由轴 I 的功率 片=2.293KW,转速 q=960r/min，转矩 T1 =2.29<104N mm ；6.1.1求作用在小锥齿轮上的力圆周力：l2T12T12 域 2.29灯04小,“Ft1641.457Ndm14(

31、1一0.5 只)84 (1一0.5 0.3)轴向力：Fa1 =Ft1tan: sin =641.457 tan20 sin18.677 = 74.765N径向力：Fr1 = Ft1 tan ： cos “ = 641.457 tan 20 cos18.677 = 509.902 N6.1.2初步确定轴的最小直径先按式dmin XA0 3：旦初估轴的最小直径。选轴的材料为 45 （调质），查机械设计中表 15-3，取 A =110，则dmin 亠 A0 3110 317.259mmn960由轴的结构可知，轴的最小直径处是安装联轴器的直径d1，为使所选轴的直径d1与联轴器孔相适应，故需同时选择联轴

32、器型号。联轴器的计算转矩Tca二Ka T1，查机械设计中表14-1，取Ka =1.5,则Tea =KA 厲=1.5 2.29 103.435 104N mm =34.35N m按计算转矩Tea应小于联轴器的公称转矩的条件，同时考虑到电机轴的直径为38mm查机械设计课程设计中表13.1，选用LX3型弹性柱销联轴器，Y型孔，其公称转矩Tn =1250N m，半联轴器孔径d =30mm，故取轴径=30mm，半联轴器长度L=82mm。6.1.3轴的结构设计（1）拟定轴的结构。（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 为满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需要制一轴肩，定位轴肩的高度一般取h=

33、（0070.1）d，故取2-3段直径d2, =35mm； 1-2左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D仁38m,半联轴器与轴配合的轮毂孔长L =82mm ,为保证轴端挡圈只压在联轴器 上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比L略短，则取L-2 =80mm。 初选轴承。因为轴同时受到径向力和轴向力，故选用角接触球轴承，参照工作要求， 并根据d2； =35mm，查机械设计课程设计中表12.2，取7208C型角接触球轴承，其尺 寸为d D B =40mm 80mm 18mm ,安装尺寸da = 47mm，故安装轴承的3-4和5-6两个轴 端的直径为 d3 _4 = d5 上=40mm，长度为

34、L3_4 =L5_g = 18mm。 为使两轴承轴向定位，所以应在两轴承间加一轴段4-5，其直径d4厂da=47mm。为便于右端轴承的拆装，6-7段的直径略小与5-6段，则取d6J =36mm，6-7段用于安装锥 齿轮，锥齿轮的轮毂长度L=48mm锥齿轮的左端用挡油环固定，挡油环宽度为10mm锥齿轮右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D2=45mm锥齿轮轮毂长度与挡油环宽度总长为58mm为保证轴端挡圈只压在锥齿轮上而不压在轴的端面上，故6-7段的长度应略小于 58mm 则取 L6J7 =56mm。 轴承端盖的宽度为18mm为满足轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外断面与半联

35、轴器右端面间的距离为 L =32mm，则2-3轴段长度为L2 =50mm。为使轴的结构紧凑，同时满足支承刚度要求，则取4-5段长度为=98mm。（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴与轴的周向定位采用平键连接。 根据1-2段的直径和长度，查机械设计 中表6-1，得半联轴器周向定位的平键尺寸为： b h I =8mm 7mm 70mm，同理可查得齿 轮周向定位的平键的尺寸为： b h I = 10mm 8mm 40mm。6.2轴H的设计计算由轴 U 的功率 F2 =2.18KW ,转速 n2 =421.607r/min，转矩 T2 =5.0 104N mm ；6.2.1求作用在齿轮上的力大圆锥齿轮

36、圆周力：Ft2 =Ft1 =641.607N轴向力：Fa2 =Fr1 =509.902N径向力：Fr2 二 Fa1 =74.765N 小圆柱斜齿轮为使圆柱斜齿轮所受的轴向力与圆锥齿轮的轴向力抵消一部分，则取小斜齿轮的轮齿为 右旋，所受到的力有：2T2 2 5.0 1043m圆周力：Ft3-1.564 10 Nd263.901轴向力：Fa3=Ft3 tan 2 =1564 tan 14.01 丄390.24N径向力：Fr3 二 Ft3 tan: n/cos ： = 146.39N6.2.2初步确定轴的最小直径先按式dmin ZAo初估轴的最小直径。选轴的材料为 45钢（调质），查机械设计中表15

37、-3，取A =112，则區nn"VI>md：19.4mm421.607由轴的结构可知，轴的最小直径处是安装轴承的直径和d5，考虑到该轴所受径向力较大，故该轴的最小直径应稍微取大一些，于是取 d1=d5£=20mm。3.轴的结构设计（1）拟定轴的结构。（2）根据轴向定位要求确定轴各段直径和长度 初选轴承因为轴同时受到径向力和轴向力，故选用能承受一定轴向了的角接触球轴承， 参照工作 要求，并根据4/二d5J3 =35mm，查机械设计课程设计中表 12.2，取7307AC型角接触 球轴承，其尺寸为d D B =35mm 80mm 21mm,安装尺寸da =44mm。左端轴承

38、的左端面 用轴承端盖定位，右端面用挡油环定位，挡油环左端凸台大径D1， U = da = 44mm；右端凸台大径为D47mm；右端轴承右端面用轴承端盖定位，左端面用挡油环定位，挡油环左端 凸台大径为D； = D2 =47mm ,右端凸台大径为D2 =da =44mm。两个挡油环的宽度K =18mm。 2-3和4-5两轴段用于安装齿轮，2-3安装圆锥齿轮，圆锥齿轮的轮毂宽度为L=40mm, 圆锥齿轮左端面用挡油环定位，右端用轴肩定位，为使挡油环只压在齿轮上，而不压在轴肩上，则2-3轴段的直径应较挡油环凸台大径小，则取 d23= 40mm ;且2-3轴段长度应略小于 圆锥齿轮轮毂宽度，则取长度为L

39、2；=38mm;同理，4-5轴段安装圆柱斜齿轮，圆柱斜齿轮 轮毂长度为L=70mm,左端用轴肩定位，右端用挡油环定位，为使挡油环只压在齿轮上， 而不压在轴肩上，则4-5轴段的直径应较挡油环凸台大径小，则取 d心=40mm，且4-5轴段 长度应略小于圆柱斜齿轮轮毂宽度，则取长度为L4b=68mm。 两齿轮间轴肩为定位轴肩，轴肩高为 h =(0.070.1)d2J3 =(0070.1) 40 = (2.84)mm,取h =3.5mm，贝U d3 =47mm，两齿轮间的距离= 8 12mm，取=10mm，则有L3/二.4 =10mm。 由以上尺寸可知L七= B K 2 =21 18 - 2 =41m

40、m。 箱体两内壁间的距离 10 2 38 10 68 2 1 140mm。(3) 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。根据 2-3段的直径和长度，查机械设计中表6-1，得大圆锥齿轮周向定位的平键尺寸为：b h I =12mm 8mm 28mm，同理可查得4-5轴段圆柱斜齿轮周向定位的平键的尺寸为：b h l = 12mm 8mm 56mm。6.3轴皿的设计计算由轴川的功率 巴=2.07KW ,转速n3 =105.4r/min，转矩T3 =2 105N mm;6.3.1求作用在大圆柱斜齿轮上的力(大圆柱斜齿轮轮齿旋向为左旋)圆周力：Ft4 二 Ft3 =1.564 103N轴向力：

41、Fa4 =Fa3 =390.24N径向力：Fr4 二 Fr3 =146.39N6.3.2初步确定轴的最小直径先按式dmin初估轴的最小直径。选轴的材料为 45钢(调质)，查机械设计V n3中表15-3，取A =105，则dmin - A0 3105 328.33mm.n3, 105.4由轴的结构可知，轴的最小直径处是安装联轴器的直径 d78，为使所选轴的直径d7&与 联轴器孔相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器的计算转矩Tea = Ka T3，查机械设计 中表14-1，取Ka =1.5,则55Tea =Ka T3 "5 2.0 10 =3 10 N mm =300N m按计

42、算转矩Tea应小于联轴器的公称转矩的条件，查机械设计课程设计中表 13.2， 选用GY6型凸缘联轴器，丫型孔，其公称转矩Tn =900N m ,半联轴器孔径d = 38mm ,故取 轴径d7-38mm，半联轴器长度L二82mm。6.3.3轴的结构设计(1) 拟定轴的结构。(2) 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 为满足半联轴器的轴向定位要求，7-8轴段左端需要制一轴肩，定位轴肩的高度取h =2mm，故取6-7段直径可取d6J =42mm ； 7-8段右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡 圈直径D仁50mm半联轴器与轴配合的轮毂孔长82mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故

43、7-8段的长度应比L略短，则取L7£ =80mm。 因为1-2和5-6轴段安装轴承，为便于轴承的拆装，提高轴的工艺性，则在5-6轴段的右端应制作一轴肩，轴肩高度取 h=1.5mm，贝U有d5 =45mm，且d1 = d5 = 45mm。 初选轴承。因为轴同时受到径向力和轴向力，故选用角接触球轴承，参照工作要求， 并根据=d5J3 =45mm，查机械设计课程设计中表12.2，取7209AC型角接触球轴承， 其尺寸为 d D B = 45mm 85mm 19mm,安装尺寸 da = 52mm。 两轴承轴向定位，左边轴承左端用轴承端盖定位，右端用挡油环定位，挡油环的宽度L21m m，左端面

44、凸台大径为d1，且d1=da=52mm;右端面凸台大径为58mm右边轴 承右端用轴承端盖定位，左端用挡油环定位，挡油环宽度L9mm,且挡油环右端凸台大径均为52mm综合以上结果可得，=B +L, +2=19+21 +2 = 42mm，L53=B L2 =19 9 =28mm。2-3轴段用于安装大圆柱斜齿轮，圆柱斜齿轮的轮毂长度 L=64mm圆柱斜齿轮的左端用挡油环固定，挡油环宽度为 21mm圆柱斜齿轮右端用轴肩定 位，为使挡油环只压在齿轮上，而不压在轴肩上，则2-3轴段的直径应较挡油环凸台大径小， 则取d2s二50mm，且2-3轴段长度应略小于圆柱斜齿轮轮毂宽度，则取长度为= 62mm。 3-

45、4轴段为定位轴肩，所以轴肩高 h=（0.070.1）d2； =（0.070.1） 50 =（3.55）mm , 取 h =5mm，贝U 3-4 轴段直径 d3 =60mm，长度一般为 L _1.4h =1.4 5 二 7mm，取 L = 8mm。 轴承端盖的宽度为26mm为满足轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外断面与半联轴器右端面间的距离为 L =30mm,贝U 6-7轴段长度为=56mm。 为使轴上零件能够得到正确的安装位置，及同轴U的相互协调，需要用4-5轴段来 保证，其直径取为d4=52mm，根据轴U所确定箱体内壁间距离为 L= 140mm得，轴川在 箱体内的部分轴总长

46、度也应该为140mm根据其他轴段的尺寸可以计算出4-5轴段的长度为： L4b =140 -13 -2 -62 -8 -1 二 54mm。（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴与轴的周向定位采用平键连接。 根据2-3段的直径和长度，查机械设计 中表6-1，齿轮周向定位的平键尺寸为： b h I =16mm 10mm 50mm，同理可查得半联轴 器周向定位的平键的尺寸为： b h l = 10mm 8mm 70mm。7. 轴及各轴上轴承的强度校核7.1轴I及与之配合的轴承的强度校核7.1.1轴的强度校核 轴I的力学模型图F.i已知：T1 =2.29 104N mm, Fti =641.457N ,

47、Fai=74.765N , Fr1 =509.902N ,小锥齿轮分度圆直径d =84mm。做出弯矩图和扭矩图（如上图）ABCdk1hAI 求作用在轴上支反力和弯矩FNH2FnhiFt1水平面支反力:FNH2甘(100+50)=641.457"00+50)一9622N水平面弯矩:二FNH1 100 - -71.13 100 - -7113N mmMh垂直面支反力:FNV 2Fr1 (100 50) Fa1d/2509.902 (100 50) 74.765 84/2=-796.25N100100FNV1 - -FNV2 -Fr1 - -(-796.25) -509.902 =286.

48、348N垂直面弯矩:MV 二FNV1 100 =286.348 100 =28634.8N mm总弯矩:-?:28634.82(-7113)2 = 7657.1N mm求作用在轴上的扭矩Tc 二h = 2.29 104Nm 二 22900 N mm 按弯扭合成应力校核轴的强度由弯扭图知，取受弯扭最大的截面进行校核,并用-caM (aT)汀7进行校核。式中取 a =0.6， M =7657.1 mm，WdL323："0.15 _63=0.1403=6400 mm ，T =22900N mm，轴的计算应力ca =M 2 (aT)2聞12(°6 22900)2 =2.46MPa6

49、400查机械设计中表15-1得,45调质钢的许用应力=60MPa。因此二d，故安全。7.1.2轴承的强度校核 求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2由轴的计算可知，轴承水平面上及垂直面上所受到的力分别为:Friv 二 Fnvi 二 286.348 N , F2v 二 Fnv2 二 一796.25 NFr1H - Fnhi = -71.13N ,卩边円-Fnh2 = -962.2NFr1 = Jf；v + Fr1H = J286.3482 +( 71.13 )2 = 295.05NFr2二一796.25)2 (-962.2)2 =1248.94N 求两轴承的计算轴向力fA1和对7208C型轴承，轴

50、承派生轴向力Fd =eFr，e值由旦 的大小来确定，但因为FA未知, C0则初选e =0.4，因此可估算Fd1 =0.4Fn =0.4 509.902 =203.96NFd2 = 0.4Fr2 = 0.4 1248.94 二 499.576 N所以有Fa1 Fd2 =203.96 499.576 =703.536N Fd1则左边轴承被“压紧”，右边轴承被“放松”则Fa1 讥 Fd2 =703.536NFA2 =Fd2 =499.576N对7208C型轴承有C。二20500N ,则FA1 _ 703.536C020500:0.034用插值法计算©、e2、Y1半十+4-1.3)®

51、;058-。.034)“0.058-0.024卄043-(0.43一0.40)9058一0.03仁0.020.058-0.024一 043 (0.43-0.40)X0.058-0.0323042.0.058-0.029FA2C0499.57620500:0.024Fd2= e2F2 =0.4 1248.94 =499.58NFA1= Fa1 Fd2 =203.96499.576 =703.536N= Fd2 =499.576N-703.536 : 0.0343C。20500F A2499.576C0-20500两次计算值相差不大，则确:定 ei = 0.求轴承当量动载何P，P2F A1703.536Fr 1-509.902则查机械设计:0.0244FA2"4 y，严F r2，e0-4，Fa1 =703.536N， Fa2 =499.576N。便咅0.4弋1248.94中表13-6得，径向载荷系数X和轴向载荷系数丫为对左边轴承X1= 0.44，丫 =1.399对右边轴承 X2fp =1.01.2，取 fp =1.2。贝U因轴承转动中有中等冲击载荷，查机械设计中表