my我圆锥圆柱齿轮减速器

1、机械设计说明书目录设计任务书 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结果、机械设计课程设计任务书设计题目：矿用链板输送机传动装置设计1、设计条件：（1）机器功用：井下煤矿运输；（2）工作情况：单向运输，中等冲击；（3）运动要求：链板输送机运动误差不超过 7%;（4）工作能力：储备余量15%；（5）使用寿命：10年，每年300天，每天8小时;（6）检修周期：半年小修，一年大修；

2、（7）生产批量：小批量生产；（8）生产厂型：矿务局中心机厂 中型机械厂2、链板输送机简图1链板运输机4运输机主轴2 电动机5 运输机主动星轮3 减速器3、原始数据:题号：G9运输机链条拉力：20KN ；运输机链条速度：0.7m/s；主动星轮齿数：13；主动星轮节距：64mm；4、设计任务：（1）设计内容：电动机选型 传动件设计 减速器设计联轴器选型设计其他；（2） 设计工作量：减速器装配图一张零件图二张设计计算说明书一份5、参考文献：【1】、机械设计一一课程上机与设计设计程志红 唐大放 编著东南大学出版社；【2】、机械设计程志红 主编 东南大学出版社；二、传动方案的拟订及说明1. 传动形式的选

3、择：链传动2. 减速器类型选择：二级锥一圆柱直齿轮减速器由于在锥-圆柱齿轮减速器选择中，当为二级直齿锥齿轮时，其传动比范围为8 - i 22，故初步选用同步转速为1000r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为20。计算链轮输出转速60 1000v60 1000 0.7nw50.48r / minnw = 50.48r / minz x p13 x 64根据总传动比数值，可拟定以下传动方案: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系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2) 电动机容量(1)链式运输机的输出功率PFv100020000 0.71000=14k

4、w电动机输出功率PdPd'传动装置的总效率-1223454n. n2式中、为从电动机至运输链轮的各传动机构和轴承的效率。由机械设计课程设计表 9-1查得：弹性柱销联轴器：1 =0.99 ；口28级精度一般圆锥齿轮传动（油润滑，含轴承）：=0.96;；'38级精度一般圆柱齿轮传动（油润滑，含轴承）：=0.97 ；滚子链（正常润滑）：4 =0.96 ；滚动轴承效率：5=0.99;则 =0.992 0.96 0.97 0.96 0.990.8416故 Pd' = P 二 14=16.63kw0.8416对链板运输机取K=1.1故 Pd = K Pd' =1.1 16.

5、64 =18.30kw（3）电动机额定功率Ped由机械设计课程设计表16-2选取电动机额定功率 Ped =18.5kw。3）电动机的转速推算电动机转速可选范围，由机械设计课程设计查得圆锥齿轮传动比范围“ =3 4，单级圆柱齿轮传动比范围i2 = 3 6，链轮传动常用传动比范围i3=1.52.5，则电动机转速可选范围为：nd 二 n H i2 i 681.48 3028.8r / min4）确定电机型号：由机械设计课程上机与设计表16.2查得根据工作条件：井下煤矿运输、灰尘较大、连续单向运行，中等冲击，再综合考虑电动机和传动装置尺寸、 重量、价格和带传动、减速器的传动比，电压为380V 的三相交

6、流电源，电动机输出功率 Pd -18.3KW，及同步转速 乓=1000r/min 等，选用Y系列三相异步电动机，型号为 Y200L1-6，其主要性能数据如下：电机型号额定功率Ped满载转速nm同步转速ns额定转矩Y200L,-618.5KW970r/mi n1000r/mi n1.8四、计算传动装置的运动和动力参数1）传动装置总传动比i2）分配各级传动比，选择齿数A. 锥齿轮传动比、齿数的确定因为是圆锥圆柱齿轮减速器，为使大圆锥齿轮尺寸不致过大，应使高速级圆锥齿轮传动比i,0.25乞3L 4,因为采取油润滑，为了保证两级传动的大齿轮浸油深度相近时i, = 3.5L 4.2，选取 i, =3.8

7、由于选择闭式传动，小齿轮齿数在20-40之间，为了保证不使同一对轮齿固定啮合，小齿轮齿数尽量为奇数，选小圆锥齿轮齿数z, = 25，则Z2 = z, i, = 95齿数比u, =3.8B. 圆柱齿轮传动比、齿数的确定圆柱齿轮减速器传动比i ,9.22i25.06i,3.8选小圆柱齿轮齿数 z3 =23，乙二耳i2齿数比u2二5.04C. 链轮传动比、齿数的确定i 冷9.22nm"9.22n .50.48u, = 3.8,u2 = 5.04根据条件，取Z5 =13h =2.31为了不发生脱链，z.不宜过大，由链轮齿数优先序列选择z -30iiZ6Z530-2.3113D .校核实际传动

8、比实际传动比i = ii i2 =19.15校核运输连论的转速误差工作链轮的实际转速nw =皿= 970 = 50.65r / mini 19.15转速误差= 0.34% ： 7%i 二 19.153）各轴转速（轴号见图一）n1 = n m =970r / minn2 = n = 970 = 255.26r / min2 q 3.86970n3丄二-50.45r/minU1U23.8 汇5.06n4 = -n = 21.84r / minUiU2i4）各轴输入功率 按电动机输出功率 Pd计算各轴输入功率，即P1 =Pd1 =18.12kwP2=Pd 125=17.22kwP3=Pd12523

9、=16.53kwP4 = Pd = 15.40 kw5) 各轴转矩P13Ti =9550 ： 178.40 103N mm niT2 =9550曳= 644.25x10N mm n2P33T =95503129.07 10 N mmnP43T4 =95506733.97 103N mmn4将以上计算数据列表如下:项目轴1轴2轴3轴4轴5转速(r/mi n)970970255.2650.4850.48功率(kw)18.3018.1217.2216.5315.40转矩(N*m)178.4178.40644.253129.073910.04传动比1 -.805.061效率0.990.950.960.

10、93五、齿轮传动的设计计算圆锥直齿轮设计已知输入功率P1 =18.12kw，小齿轮转速970r/min，齿数比u1=3.8，由电动机驱动，工作寿命10年，每年300天，每天8小时，单向运输，中等冲击。1.选定齿轮材料，确定许用应力HBS1=260HBSHBS 2=260HBS圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用8级精度(GB10095-88)材料选择由机械设计表 6.2选择小齿轮材料为 40Cr (调质)，齿面硬度HBSi=260HBS，大齿轮材料选择 45 （正火），齿面硬度 HBS2=260HBS ; 许用接触应力I-h 由设计计算公式进行试算，即H lim口 H = S*ZN

11、SH min 接触疲劳极限cHlim 查机械设计图6-4 接触强度寿命系数ZN 应力循环次数N由式N =60njLh可得N60n1jL60 970 1 （8 300 10）N - N1 /u1查机械设计图6-5得ZN1,ZN2接触强度最小安全系数 SHmin则；H1 =700 1/1fH2 =550 1/1许用弯曲应力；十由式二Fh Flimyn *YxSF min弯曲疲劳极限二Flim，查机械设计图6-7 弯曲强度寿命系数 YN ,查图6-8 弯曲强度尺寸系数 YX，查图6-9 （设模数小于5mm） 弯曲强度最小安全系数 SFmin则二 F1 =540 1 1/1.42；5血二 700N /

12、 mm2 ；Hlim2 =550N / mm汕=1.40 109N2=3.67 108ZN1 = ZN2 = 1S H min = 12二 H1 = 700N / mm匚 H2 = 550N / mm2；H = 550N / mm22二Flim1 = 540N/mm2；Fiim2 = 420N / mmYN1 =Yn2 =1Yx =1SF mi 1.4261 = 450N / mm；F2 = 300N/mm2J2=420 1 1/1.42齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，估计圆周速度w =4m/s，参考机械设计中表6.7，表6.8选取小轮大端分度园直径d1，由式吧1+话厂砂'

13、;-'dm屮dmU丿可得齿宽系数dm 查机械设计表 6.14小轮齿数Z|在推荐值20-40中选大齿齿轮 z2 z2 = iz1 = 3.8 25 = 95.25 取整齿数比u u二全=95Zi 25传动比误差LU/u iu/u=0小轮转矩T1=9.55 106P/n1 =9.55 106 18.12/970载荷系数KK 二 KaKvO其中 KA-使用系数 查机械设计表 6.3Kv -动载系数由推荐值Ki：.-齿向载荷分布系数有推荐值载荷系数 K K 二 KaKvK，1.6 1.2 1.1材料弹性系数ZE查机械设计表6.4节点区域系数ZH查机械设计图6-3d1>0.6 |2丫2.1

14、1丫78400 汉 J3.82 +1( 189.8丫 2.5 丫J3.82 匚1 丿Y0.6 x 3.8I 550 丿齿轮模数 m m =/ 弓=113.94/25 = 4.46mm按机械设计表 6.6取整I丨公差组8级' dm = 0.6乙=25z2 = 95u = 3.8T1 二 178400N mmKa=1.6Kv =1.2K ： =1.1K =2.11Ze =1898. N /mm2Zh =2.5d1 _ 113.94mmm = 5mmd1 = 125mmdm1 = 108.44mmvm 二 5.50m/sb = 65mm小轮大端分度园直径 d| a =mz =5x25小轮平均

15、分度圆直径dm1(屮 、(0 6dmi=di/ 1+d =125/ 1+2I Tu2 +1 丿< J3.82 +1 丿圆周速度 vm vm hMdm1m /60000108.44 970/60000齿宽 b bdmdm1 =0.6 108.44 = 65.06mm 圆整3. 齿根弯曲疲劳强度校核计算由公式匚Fbd1ml Ju2+1 丿YFaYsa 汗十当量齿数zv千/COST25u 1 =24.19siu= zv1u2 =24.19 3.82 =373.27齿形系数YFa机械设计表 6.5小轮YFa1大轮YFa2乙2 =373.27诈a1 二 2.66篦a2=2.08YSa1 =1.59

16、2YSa2= 1.952 2.11 17840065 125 52；F1 = 104.27N /mm2；f2 二 99.87N / mm应力修正系数Ysa查机械设计表6.5小轮YSa1大轮Ysa221 + ; 0.6 x 2.66汇1.592<(3.82 +1 丿F22 2.11 17840065 125 50.6丿3.82 +12.08 1.954.齿轮其他主要尺寸计算大轮大端分度圆直径 d2 d2二mz - 5 95锥距R厂厶2 乜2 J1252 +4752R 二2 2d2 = 475mmR = 245.59mmda1 = 134.67mmda2 二 482.52mm小轮大端顶圆直径

17、 dad1 2mco 125 2 5 0.967大轮大端顶圆直径 da2 =d2 +2mcos6 2= 480+2汉5汉0.252斜齿圆柱齿轮设计已知输入功率 P2 =17.22kw ,小齿轮转速n2 =255.26r /min ,齿数比氏=5.04 ,由电动机驱动，工作寿命10年，每年300天，每天8小时，单向运输，中等冲击1.选择齿轮的材料，确定许用应力圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）由机械设计表 6.2选小齿轮40Cr （调质）HBQ =260HBS大齿轮45 （正火）HBS2 =210HBS许用接触应力叭由呵=口八"Zn可得SH

18、 min2叭血=700/mm2°Hlim2 =550/mm接触疲劳极限CTHlim查机械设计图6-4接触强度寿命系数Zn 应力循环次数Ng =3.54汉108由 N产 60n jLh =60咒 255.26咒 1 x （10沐 300域 8）N2 = 1.63"08N2 =叫 /iZn1 =1.07查机械设计图6-5得ZN1,ZN2Zn2=1.1Sh min = 1接触强度最小安全系数0 min2h1】=749则oH1 =700% 1.07/162 = 605叫2 =5501.1/1J = 605需用弯曲应力齐由升-YnYxSF min2°血=540N / mm弯

19、曲强度寿命系数 YN，查机械设计图6-8弯曲强度尺寸系数 YX，查机械设计图6-9 （设模数小于5mm）弯曲疲劳极限；F|im，查机械设计图6-7弯曲强度最小安全系数SFmin则；F1 =540 1 1/1.4；十2 =420 1 1/1.42.齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，估取圆周速度 vt =2m/s，参考机械设计表6.7，表6.8选取小轮分度圆直径d，由d132KT1(u±1)ZZhZ,p* i 6可得齿宽系数'-'dm 查机械设计表 6.9,按齿轮相对轴承为非对称布置小轮齿数Z|在推荐值20-40中选大齿齿轮 z2z2 = iz1 =5.04

20、23 = 116 取整齿数比Z2116z1 23传动比误差 :u / u ：u/u =(5.043 5.04)/5.04 =0.0006 :： 0.05小轮转矩 T2 T2 =9.55 106F2 / n? = 9.55 106 17.22/255.26初选螺旋角'-0载荷系数K K =KaKvK K.其中 kA-使用系数查机械设计表 6.32二 Fiim2 =420N/mmYn 1 = Yn 2 = 1Yx -1SF min =.42；F1 = 450N / mm2；F2 = 300N / mmI丨公差等级8级-dm 二 °.8乙=23Z2 -116u 二 5.04T2 =

21、 644250N mmKA =1.6Kv =1.2Kv -动载系数由推荐值K -齿间载荷分布系数有推荐值齿向载荷分布系数有推荐值载荷系数 K K=KaKvK_K2=1.6 1.2 1.1 1.1材料弹性系数ZE查机械设计表6.4节点区域系数 Zh查机械设计图 6-3 (- =12 ,x<| = X? = 0)重合度系数 Z 由推荐值螺旋角系数 Z . Z ： =、. cos ： = cos12 = 0.983 2 汉 2.32 汉644250 江(5.04 +1 )“89.8 x 2.5 汇 0.87 x 0.98* 一 丨0.8 5.04,605法面模数 mn 叫二 4 W = 126

22、.04/23 = 5.48mm按机械设计表 6.6取整小轮分度园直径d1 dj = mZ| =6 23圆周速度v v二呦小/60000之讣138 255.26/60000中心距am(Zj z2) _6 (23 116)2cos ： 2cos12=426.31mm=126.04mmK .1K，1.1K =2.32ZE =1898. N /mm2ZH =2.5Z； = 0.87d1 _ 127.75mmm 二 6mmd 138mmv = 1.84m / sa = 417mmb2 =110115分度圆螺旋角一：卩卜rccos62囂黑分度园直径d1mZ,23 = 141.1mmcos11.996=0.

23、978圆周速度叱1山v 二60000二 141.1 255.2660000= 1.88齿宽 b brdd1 =0.8 126.04 =100mm 圆整大轮齿宽a b2=b=100小轮齿宽 b b仁b2 (5 10) =1053.齿根弯曲疲劳强度校核计算当里齿数 JZv13 - =3= 24.58cos - cos 11.996z2116Zv233123.94cos P cos 11.996齿形系数YFa查机械设计表 6.5小轮YFa1大轮YFa2应力修正系数丫 查机械设计表 6.5小轮YSa1由公式叶=絆泉乙丫莎兰町】bd1m大轮YSa2-tan：； 广 z2 tan : a2-tan：1金3

24、丄6汇23cos20；tan I arccosI I 623+2x6-tan 20116(tan arccos重合度系数丫广0.25 0.75/ ；：.螺旋角系数X-由推荐值0.850.92F26"6cos20 Ltan206疋116 +2汉6丿2 2.32 644250 2.69 1.575 0.68 0.89100"41.1疋5.48= 99.132 2.32 644250 2.17 1.8 0.68 0.89100 江141.1 乂 5.48-90.134.齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径d2d2minZ25.48 116cos11.996二 649.87诈a1 二

25、 2.69诈a2 =2.17Ysa1 =1.575Xsa2 二 1.80 1.73丫广 0.68Y；=0.89；F1 = 90.45N / mm；F2 二 87.17N / mm齿根弯曲强度满足要求d2 二 696mmdf1 = 123mmdf2 二 681mmda1 = 150mmda2 二 708mm1.选择链轮齿数Zj， z2小链轮齿数Z 此时小链轮的齿数等于主动星轮的齿数Z| = 13z2 = 302.大链轮齿轮Z2Z2 二 iz1 =2.31 13=30.03确定链节数初取中心距a =40p，则节距数为根圆直径 df df1 =d,2hf =141.1-2 1.25 6 =126.1

26、df2 "2-2hf =649.87-2 6 1.25 = 634.87顶圆直径 dada1 =d1 2 =141.1 2 6=153.1da2 二 d2 2ha = 649.87 2 6 =661.87六.链传动的设计已知链条的拉力 F =20N，链条的速度v=0.7m/s，主动星轮齿数 乙=13，主 动星轮节距p =64mm，要求传动比i 2.31Lp =2a。Z1 Z2 p " 2Lp =102 节p 2a。. 2:-=101.6880 p 13 30 p 30-13=''I p 240p2二3.确定链条型号根据链轮的节距，查机械设计表 5.1可知链条

27、型号为 40A4.确定中心距由公式a=-p4Lp - 乙一Z2Lp-乙 Z可得a 二 2570.16mm64a =4(102 32 2+102 一宁一8 誓v = 0.7m/ s符合条件Q = 2.4 104N5. 验算链速VZjn3p13x50.45x64 小“v =一1 30.760 1000 60 10006. 计算压轴力Q压轴力系数Kq Kq=1.2则压轴力 Q = KqF =1.2 20 103七、轴的设计计算I轴的设计与校核滚动轴承的选择与寿命计算1、输入轴上的功率R、转速n和转矩T1R =18.12kw R|=970r/min 入=178400N mm2、求作用在齿轮上的力已知高

28、速级小圆锥齿轮的分度圆半径为dm1 = 108.44mm而2T11784002圆周力 Ft 13290.3Ndm1108.44Fr = Ft *tana cos" = 3290.3 汉 tan 20 吹 0.967 径向力1158.05N4”亠 Fa = Ft tan *sin 61 =3290.3 "an 20吹 0.255 轴向力= 297.86N圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图三所示图三dmin二 31.48mm3.初步确定轴的直径选取45号钢作为轴的材料，调质处理由公式d 述 计算轴的直径并加大3%以考虑键槽的影响查机械设计表8.6 取A=115dmin

29、-1.03 1153 18.12 "970d1 _2 二 35mm输入轴的最小直径为安装联轴器的直径d12，为了使所选的轴直径 d12与联轴器的I1 _2 = 60mmd2 _3 = 42mmd3 _4 = 45mmd5 _6 = 45mm13 _4 二 38.25mmd4 _5 二 54mmd6 _7 = 40mm15 _6 = 37mmI2 _3 二 65mm孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 Tea二KAT2，查机械设计表 11.2，由于受到中等冲击，故取 Ka =1.9，贝yTea = KAT 2 =1.9 178400 = 338960 N * mm查机械

30、设计课程设计表14-6,选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转 矩为630000N，半联轴器的孔径di =35mm，故取di _35mm , 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如图二图二(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，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径 d 2=42mm2) 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 = 42mm，由机械设计课程设计表 13-2中初步 选取0基本游隙组，标准精度级的

31、单列圆锥滚子轴承32309，其尺寸为d D T = 45mm 100mm 38.25mm， d 3= d 5= 45mm，而I3 -4 二 38.25mm。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13-2查取|6 _7 = 72mmI4 一5 二 60mmd 4= 54mm3） 取安装齿轮处的轴段6-7的直径d6 _7 =40mm ；为使挡油环可靠地压紧轴承5-6段应略短于轴承宽度，故取|5 _6 =37mm。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l =45mm，故取|2=65mm5） 由机械设计手册

32、锥齿轮轮毂宽度为1.2 de” =48mm，为使套筒端面可 靠地压紧齿轮取l6_7=56mm 。6）丨4 _5 = 50mm（3 ）轴向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d6-7由机械设计课程上机与设计表6-1查得平键截面b h =12mm 8mm，键槽用键槽铳刀加工， 长为30mm，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H7k6 ；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）由轴承，齿轮及键的位置可得力的作用点位置L1 =84mm， L2 =62mm（5）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2455. 求轴上的载荷1）求轴承反力H水

33、平面R H162 Ft8462 1158.0584= 854.75NR H2146 Ft84146 1158.0584= 2012.8V垂直面I64Ft 0.5dm1Fa64x1158.050.5X108.44 X 297.86Rv1690 N8484146Ft 0.5dm1Fa 146x1158.05 0.5x108.44x 297.86Rv2ta1821N84842) 齿宽中点出的弯矩H水平面Mh =249587N.mmM ca 二 222966NLmm2；ca 二 24.47N / mmV水平面Mv =217284N.mm合成弯矩M1 =、TMh2 Mv2330917N|_mm扭矩TT1

34、78400N.mm6、按弯扭合成应力校核轴的强度轴的材料为 45号钢调质处理，由机械设计表 8.2查得26 = 640N / mm由表8.7查得材料许用应力Jh =60N/mm2当量弯矩Mca f;jM 2 G T)2取折合系数- -0.6McaM； CT)2则齿宽中点处当量弯矩二屯 3309172(0.6 178400)2 =347798N轴的计算应力:尺McaM catJ = = ca.八.j 3W 0.1d2229663 =38.17N/mm20.1 453故该轴满足强度要求7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)计算危险截面工作应力选择截面5右侧，抗弯截面系

35、数：W =0.1d5； =0.1 45 9112.5mm确定轴材料机械性能抗扭截面系数333WT=0.2d =0.2 45 = 18225mm截面5右侧弯矩M为M =249587N.mm截面5上的扭矩T2为=178400N.mm截面上的弯曲应力2495879112.5= 27.39MPa截面上的扭转切应力T1178400小_it = =r = 9.79MPaWt18225弯曲应力幅：；a - =27.39MPaad弯曲平均应力：二m =0扭切应力幅和平均应力：=T/4.9MPaa mI轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计表 15-1查得6 =640MPa,；_1 = 275MPa,*=155

36、MPa。碳钢材料系数特性系数：七=0.1-二0.05(4)确定综合影响系数 K_, K截面上由于轴肩而形成的理论有效应力集中系数k与k；_，因r2 0D 540.044，1.2，查机械设计表 8.9插值计算得d30d45k；- = 1.95, k. = 1.38H7配合处综合影响系数 K；_,K，根据d，二b，配合k6由机械设计表8.11 插值计算得 K.：；=2.15，= 0.4 0.6K.：； =1.69键槽处有效应力集中系数k与k；_,根据匚b由机械设计表8.10插值计算得 k ：； = 1.8,ki；=1.61尺寸系数 丁，；，根据d由机械设计表8-12查得；厂= 0.84,； = 0

37、.78表面状况系数：二，根据匚b，表面加工方法查机械设计图 8-2可得=-=0.88轴肩处综合影响系数 K_,K .为:1.950.84 0.88= 2.641.380.78 0.88-2.01键槽处综合影响系数 K_,K .为:1.8 244 0.84 0.881.61 :2.35 0.78 0.88同一截面如有两个以上的应力集中源，安全系数，故按键槽处取综合影响系数取其中最大的综合影响系数来计算(5)计算安全系数由机械设计表8.13取许用安全系数1 1-1.8由公式可得2752.44 27.390.1 0-4.111552.35 27.39 0.05 4.9-2.3962 s24.11 2

38、.39、.4.1122.392= 2.077.轴承校合查机械设计课程上机与设计表13-2可知32309轴承的主要性能参数为：C=145000N, Cor =188000N ,e =0.35, y =1.71) 计算轴承支反力合成支反力 RRhRv12 = ' 854.852 6902 =1098.5NR2 二 Rh2 R/； = 182122012.82 = 2714.3N2) 计算轴承派生轴向力 轴承派生轴向力SR22y2714.32 1.7二 798.32N3）计算轴承所受的轴向载荷因匕 +S2 =297.86+798.32=1096.18a323.09，所以AF, S2 “096

39、.18NA2 =E=798.32N4）计算轴承所受当量动载荷轴承工作有中等冲击，由机械设计表10.6载荷系数fp =1.5，查机械设计表10.5因为al = 1096.18所R11098.5以 取x1 =0.4y =1.6故 R = fpgR +y/) =1.5汇(0.4"098.5+1.6X096.18) = 3290N查机械设计表10.5因为A2 J98*32 =0.29心 所以取R22714.3X2 =1, y = 0故B 二 fp（XaR3 丫3人）=1.5 （0.4 1953.67 0.83 2213.65） = 2618.8Ndi _2 = 50mm d5 _6 二 50

40、 mm5）计算轴承寿命因P1 >F2，故应按F2计算，取E二10由机械设计表3 ，10.3取温度系数ft = 1Lhio660n(fpc)10660 970(1 145000)(3290 )103= 5195779H24000H所以轴承的寿命合格轴的设计与校核滚动轴承的选择与寿命计算1.计算作用在圆柱齿轮上的力功率 F2 =17.22kwd2 _3 = 55mmd4 _5 = 55mm12 _3 二 55mmd3 一4 二 63mm14 _5 = 112mmI1 _2 = 60mm13 _4 = 20mm15 _6 = 60mm转矩 T2 =644250N / mm转速 n2 = 255

41、.26r / min(1)已知圆柱斜齿轮分度园直径d 141.1mm圆周力F" = 2T-d12 644250141.1= 9131.8N径向力 F1 = Ft1tan =9131.8 xtan20=3393“cosPcos12°轴向力 Fa1 = F“tan ： = 9131.8 tan12 =1941 N(2)已知圆锥直齿轮的平均分度园直径dm2 二 d 2(1 - 0.5 R) =649.87 (1 0.5 0.33) = 542.64mm圆周力= 2374.5Nl2T22 汇 644250Ft2 -dm2542.64径向力 Fm 二 Ft2tan： cos 2 =2

42、374.5 tan20 cos75.29 =219.46N轴向力 Fa?二 Ft2tan： sin、2 =2374.5 tan20 sin75.29 = 835.92N圆周力Ft1、Ft2，径向力Fr1、F"及轴向力Fa1、Fa2的方向如图四所示MiT图三2初步确定轴的最小直径选取45号钢作为轴的材料，调质处理由式8-2 d 一3 P计算轴的直径并加大3%以考虑键槽的影响V n查机械设计表8.6 取A=115/17 22贝U dmin -1.03 115 348.2mmV 255.26中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径d1 _2和d5-63.轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方

43、案(见图四)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 di _2二d5 _6 . 48.26mm，由机械设计课程设计表 13-2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31310,其尺寸为 d D T =50mm 110mm 29.25mm， d1 _2 = d5 _6 = 50mm。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13-2取挡油环直径57 mm。2） 取安装齿轮的轴段 d 2 _3二d 4 _5二55mm，锥齿轮左端与左轴承之间采用挡油 环定位，查机械设计手册知锥齿轮轮毂长L二（11.2） d2=58mm，

44、为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取丨2 _3 =60mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d，故取h=4mm，则轴环处的直径为d3 / =63mm。3） 已知圆柱直齿轮齿宽 b =115mm，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 丨4兰=112mm。4）取 l1_2=60mm, |3_4=20mm , l5_6=80mm。（3 ）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d2 _3由机械设计课程上级与设计表11-1查得平键截面b h =16mm 10mm，键槽用键槽铳刀加工，长为 50mm，同H 7时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，

45、故选择齿轮轮毂与轴的配合为；圆k6柱齿轮的周向定位采用平键连接，按d4 _5由机械设计课程上机与设计表11-1查得平键截面b h =16mm 10mm，键槽用键槽铳刀加工，长为 60mm，同时为H 7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；滚动轴k6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）由轴承、齿轮及键的位置可得力的作用点位置L1 =55 mm， L2 = 106mm， L3 = 101mm（5）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 454、求轴上的载荷1）求轴承反力H水平面c 161 汇已 +55><Ft2 16仆 9131.8

46、+55 乂 2374.5一“"RH16110N262 262101 Ft1 207 Ft2 101 9131.8 207 2374.5R h25396 N262 262V垂直面Rv1161Fr1 55Fr2 - 0.5dm2Fa2 -0.他几1262161 3398 55 219.46 -0.5 542.64 835.92 -0.5 141.1 1941262= 745NR v2101Fr1 207Fr 0.5dm2 Fa 0.5dm1Fa1262101 3398 207 219.46 -0.5 542.64 835.92 -0.5 141.1 1941262= 95N2）齿宽中点出

47、的弯矩圆柱：H水平面M H1 =438714N.mmV水平面M v1 =110350N.mm合成弯矩M2 = JMh2Mv2 =452379NLmm扭矩TT2 =644250N / mm圆锥：H水平面MH2 =780922N.mmV水平面Mv2 =21310N.mm合成弯矩M2 二旨叭2 Mv2 =781213NLmm扭矩TT2 =644250N / mm5.按弯扭合成强度校核轴的强度轴的材料为 45号钢调质处理，由机械设计表8.2查得2cB = 640N / mm由机械设计表8.7查得材料许用应力；二匕=60N/mm2当量弯矩Mca f2(： T)2取折合系数=0.6则圆柱齿宽中点处当量弯矩

48、Mc .'4523792(0.6 644250)2 = 595050 mmcacaMca0.1d3595052 =35.77 N / mm20.1 55该轴圆柱齿轮处满足强度要求则圆锥齿宽中点处当量弯矩Mca = 7812132(0.6 644250)2 =871616NLmmcaMcaca0.1d38716160.1 553= 52.38N / mm2该轴圆锥齿轮处满足强度要求6.精确校核轴的疲劳强度(6) 判断危险截面截面5左侧受应力最大(7) 计算危险截面工作应力选择截面5左侧，抗弯截面系数：333W=0.1d=0.1 55 = 16637.5mm抗扭截面系数Wt =0.2d3 =0.2 5533275mm3截面5左侧弯矩M为M =438714N.mm截面5上的扭矩T 2为T, =644250N.mm截面上的弯曲应力M 438714”-bW 16637.5= 26.37MPa截面上的扭转切应力.TT, _ 644250Wt 一 33275= 19.36MPa弯曲应力幅:= 26.37MPa弯曲平均应力:=0扭切应力幅和平均应力：.a = .m二.T/2=9.68MPa(8) 确定轴材料机械性能轴的材料为45钢，调质处理。