二级直齿圆锥斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书2010

1、机械设计课程设计说明书设计题目圆锥-圆柱齿轮减速器机械工程学院机械制造与自动化专业班级机械制造与自动化学号02设计人寄奴指导老师少荃完成日期2010年3月12日目录设计任务书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传动件的设计计算轴的设计计7算滚动轴承的选择及计.16算键联接的选择及校核计.38算联轴器的选.42择减速器附件的选.43择润滑与密.44封设计小.44结参考资料目.44.45一、设计任务书设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器，已知带式运输机驱动卷筒的圆周力（牵引力）F=2100N,带速v=1.3m/s，卷筒直径D=320mm输送机常温下经常满载，空

2、载起动，工作有轻震，不反转。工作寿命10年（设每年工作300天），一班制。二、传动方案的拟订及说明计算驱动卷筒的转速601000v6010001.3.nw77.6r/minD320选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为13。根据总传动比数值，可拟定以下传动方案：图一三、选择电动机1）电动机类型和结构型式设计计算及说明2）电动机容量（1）卷筒的输出功率PFv100021001.310002.73kw电动机输出功率PdPd传动装置的总效率1?2A3?3?4?5A2?6式中1、2为从电动机至卷筒轴的各传动和轴承的效率。由机械设计（机械设计基础

3、）课程设计表2-4查得：V带传动1=0.96;滚动轴承2=0.988;圆柱齿轮传动3=0.97;圆锥齿轮传动4=0.96;弹性联轴器5=0.99;卷筒轴滑动轴承6=0.96;贝卩3Pd故（3）电动机额定功率由机械设计（机械设计基础）课程设计表20-13）电动机的转速推算电动机转速可选围，由机械设计（机械设计基础）课程设计表2.73Ped选取电动机额定功率卩词4.0kw。2-1查得V带传动常用传动比围i124，单级圆柱齿轮传动比围i236，圆锥齿轮传动比围i323，则电动机转速可选围为:ndn?ii?i2?i3931.25587.2r/min初选同步转速分别为1000r/min和1500r/mi

4、n的两种电动机进行比较，如下表:方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）同步满载1Y132M1-641000960732Y112M-441500144043传动装置的传动比总传动比V带传动二级减速器12.373.13.9918.564.644Y132M1-6两方案均可行，但方案1传动比较小，传动装置结构尺寸较小，因此采用方案1,选定电动机的型号为4）电动机的技术数据和外形，安装尺寸由机械设计（机械设计基础）课程设计表20-1、表20-2查得主要数据，并记录备用。四、计算传动装置的运动和动力参数1）传动装置总传动比nmn96077.612.372）分配各级传动比因

5、为是圆锥圆柱齿轮减速器，所以i1圆锥圆柱齿轮减速器传动比3.99i12.37|2i13.1nn；n：n，n；nn；n：n，n；3）各轴转速（轴号见图一）4）各轴输入功率ninm960r/minn1960r/minn；960.n：310r/minii3.1n3310n477.6r/mini23.99n5n477.6r/min按电动机所需功率Pd计算各轴输入功率，即PiPd3.36kwP；Pi?2?53.29kwP3P2?4P4P3?2?33.02kwP5P4?2Pi3.3633.43N?mTi95509550ni960T2P2955095503.2932.73N?mn2960T3P3955095

6、503.I697.35N?mn33i0T4P4955095503.02371.66N?mn477.6T59550匕95502.98366.74N?mn577.65）各轴转矩TiT；T：T，T；项目轴1轴2轴3轴4轴5转速(r/min)96096031077.677.6功率（kw）3.363.293.163.022.98转矩(N*m)33.4332.7397.35371.66366.74传动比113.13.991效率10.9780.960.9580.988设计计算及说明结果五、传动件的设计计算圆锥直齿轮设计已知输入功率P23.29kw，小齿轮转速960r/min，齿数比u=3.1，由电动机驱动，

7、工作寿命10年（设每年工作300天），一班制，带式输送机工作经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。1、选定齿轮精度等级、材料及齿数1）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，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选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS3）选小齿轮齿数Z125，大齿轮齿数Z23.12577.5，取整z278。则Z278小“cu3.12Z125Z1252、按齿面接触强度设计Z278由设计计算公式进行试算，即/ZeKT1d1t2.923/()A2hr(10.5r)A2?u（1）确

8、定公式的各计算数值1）试选载荷系数Kt1.82）计算小齿轮的转矩T95.510A5P295.510八53.2932729N?mmT232729N?mmn29603）选齿宽系数R.33R0.33设计计算及说明结果4）由机械设计（第八版）图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Him600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hiim2550MPahiim1600MPa5）由机械设计（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数hlim2550MPaZe189.8MPaA0.5Ze6）计算应力循环次数Ni60n2jLh609601(1830010)1.382410八9N11.382410A9N2

9、1.382410A94.45910A83.12N24.45910A87）由机械设计（第八版）图10-19取接触疲劳寿命系数Khn10.93,Khn20.968）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1，得KHN1Hlim1ljCCQQCC558MPaH1U.93600Sh1558MPaKhn2Hlim2H20.96550S528MPah2528MPa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入中较小的值d1t2.92JZ)A2KT1YHr(10.5r)A2?u“89.8、人c1.8327292.923i()a2V5280.33(10.50.33)八264.29mm3.1d1t64.

10、29mm2）计算圆周速度vd1tn264.299603.23m/sv3.23m/sv601000601000设计计算及说明结果3）计算载荷系数根据V3.23m/s,7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载系数Kv1.12直齿轮KhKf1由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数kA1.25根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）表得轴承系数Khbe1.25，则KhKf1.5Khbe接触强度载荷系数KKAKvKhKh4）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得d1d1t64.29彳26!572.91mm5）计算模数md172.91m2.91mmZ125取标准值m3mm

11、6）计算齿轮相关参数d1mz132575mmd2mz2378234mm1 arccosarccos174618VuA21V3.12A212 901721342cJuA21*J3.12A21“cccRd175122.86mm227）圆整并确定齿宽brRO.331228640.54mm圆整取b249mm，b153mmK2.625d172.91mmm3mmd175mmd2234mm1 仃46182 721342R122.86nmb153mmb249mm设计计算及说明结果3、校核齿根弯曲疲劳强度1）确定弯曲强度载荷系数KKaKvKfKf1K2.6252）计算当量齿数Z125“cZv126.25cos1

12、cos174618Z178Z126.25Zv2255.55cos2cos721342zv2255.553）由机械设计（第八版）表10-5查得齿形系数YFa12.60YFa22.06应力校正系数Ysa11.595匕21.974）由机械设计（第八版）图20-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa5）由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数KfN10.88Kfn20.946）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，得Kfn1fe10.88500f1314.29MPaS1.4Kfn2fe20.94380f1314.29MPaF

13、2255.14MPaS1.4F2255.14MPa7）校核弯曲强度设计计算及说明结果2KTYFaYsaFF根据弯曲强度条件公式bmA2（1.5r）A2Z进行校核2KTYFaiYsaiFibimA2(10.5r)a2Zi22.625327292.6I.595“85.70MPafifi85.70MPa533A2(i0.50.33)八225Fi2KTYFa2YSa2匚2b2mA2(i0.5r)A2Z2f229.07MPa仆29.07MPaf2493A2(i0.50.33)A278满足弯曲强度，所选参数合适。圆柱斜齿轮设计已知输入功率P33.i6kw，小齿轮转速3i0r/min，齿数比u=4，由电动机

14、驱动，工作寿命I0年（设每年工作300天），一班制，带式输送机工作经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。I、选定齿轮精度等级、材料及齿数I）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度(GBI0095-88)2）材料选择由机械设计（第八版）表I0-I选择大小齿轮材料均为45钢（调质），小齿轮齿面硬度为250HBS大齿轮齿面硬度为220HBS3）选小齿轮齿数z123，大齿轮齿数Z242392zi23Z2924）选取螺旋角。初选螺旋角i42、按齿面接触强度设计结果设计计算及说明由设计计算公式进行试算，即dit32KtTau1“ZhZe、ac?()人2dUH(1)确定公式的各计算数值K

15、t1.61）试选载荷系数Kt1.62）计算小齿轮的转矩95.510a5P395.510A53.16T397348N?mmn33103）选齿宽系数d14）由机械设计（第八版）图10-30选取区域系数Zh2.4335）由机械设计（第八版）图10-26查得10.765，20.866，则i21.6316）由机械设计（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数Ze7）计算应力循环次数4.46410A84.46410A8Ni60n3jLh603101(1830010)N2N24.464_10八841.11610A8Ni4.46410A8N21.11610A88）由机械设计（第八版）图10-21d按齿面硬度查

16、得小齿轮的接触疲劳强度极限H问1600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2570MPa9）由机械设计（第八版）图10-19取接触疲劳寿命系数KHN10.95,KHN20.98设计计算及说明结果10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1，得KhNiHlim1H10.95600570MPaSKHN2Hlim2h2Sh564.3MPa22（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得h1570MPah2558.6MPah564.3MPa2KtTau1/ZhZe、“d1t3i?()2丫dUH2、“_()A254.23mmV2)计算圆周速度vd1tn354.23310小“,v

17、0.88m/s6010006010003)计算齿宽b及模数mntbd?d1td1tcos54.23cos14小“mnt2.29mmZ123h2.25?mntb54.2310.54h5.154)计算纵向重合度d1t54.23mmv0.88m/sb54.23nmmntK-10.54h0.318dZi5）计算载荷系数1.824设计计算及说明结果根据v0.88m/s,7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载系数Kv1.02由机械设计（第八版）表10-3查得KhKf1.4由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数KA1.25由机械设计（第八版）表10-13查得Kf1.34由机械设计（第八版）表1

18、0-4查得Kh1.42接触强度载荷系数KKaKvKhKh1.251.0241.422.536）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得d1d1t54.233.63.18mm7）计算模数mnd1cos63.18cos14“mn2.67mmZ123取mn3mm8）几何尺寸计算（1）计算中心距（Z1Z2）mn（2392）3a177.78mm2cos2cos14（2）按圆整后的中心距修正螺旋角（Z1Z2）mn（2392）3arccosarccos1359562a2177.78K2.53d163.18mmmn3mma177.78mm135956因值改变不多，故参数、Zh等不必修正（3）计算大小齿轮的分

19、度圆直径设计计算及说明结果zimn233di71.1mmd171.1mmcoscos135956d2284.4mmz2mn923d2284.4mmcoscos135956（4）计算齿轮宽度bdd1圆整后取B271mmB176mmB176mm3、校核齿根弯曲疲劳强度B271mm1）确定弯曲强度载荷系数KKaKvKfKfK2.392）根据重合度1.824，由机械设计（第八版）图10-28查得螺旋角影响系数Y0.883）计算当量齿数Z123fnra-7zv125.17Zv125.17(cos)A3(cos135956)A3zv2100.69z292“zv2100.69(cos)A3(cos13595

20、6)A34）由机械设计（第八版）表10-5查得齿形系数YFa12.62YFa22.18应力校正系数Ysa11.59Ysa21.795）由机械设计（第八版）图20-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fei440MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限fe2425MPa6）由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFNi0.88设计计算及说明结果Kfn20.927)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，得Kfnifei0.88440fi276.57MPaS1.4KFN2FE20.92425仆F2279.29MPaS1.48)校核弯曲强度2KTY(cos)A2YFaYsaFF根据弯曲强度

21、条件公式dzA2mnA3进行校核2KTY(cos)a2YFa1Ysa1dz1A2mnA322.39973480.88(cos135956)a68.94MPaf1123A21.6313A32KTY(COS)A2YFa2Sa2F1dZ2a2mna322.39973480.88(cos135956)a一192a21.6313A3满足弯曲强度，所选参数合适。六、轴的设计计算输入轴设计1、求输入轴上的功率P2、转速n2和转矩T2f1276.57MPaf2279.29MPaF168.94MPaF1F164.58MPaF2P23.29kwn2960r/minT232.73N?m2、求作用在齿轮上的力已知高速

22、级小圆锥齿轮的分度圆半径为设计计算及说明dmidi(10.5R)mtZi(10.5r)325(10.50.33)62.625mmFt2T232.7310A321045Ndm162.625FrFt?tan?COS11045tan20cos721342116NFaFt?tan?sin11045tan20sin721342362N圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图二所示而Ft1045NFr116NFa362N结果设计计算及说明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（第八3.29版）表15-3，取Ao108，得dminAo316.89mm，

23、输入轴的最小直径dmin16.89mmdmin16.89mm960为安装联轴器的直径di2，为了使所选的轴直径di2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TcaKaT2，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取Ka1.3，则TeaKaT21.33273042549N?mmTea42549N?mm查机械设计（机械设计基础）课程设计表17-4，选HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000N?mm，半联轴器的孔径d120mm,故取d1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d23

24、27mm2）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,20mm,半d1220mmd1220mm联轴器长度L52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图三）图三结果d2327mm设计计算及说明表15-7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dDT30mm72mm20.75mm，d34d5630mm，而13420.75mm。这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度h3.5mm，因此取dH7证齿轮与轴配合有良好的对中

25、性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为k6；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。确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为24537mm3）取安装齿轮处的轴段6-7的直径d5、求轴上的载荷725mm；为使套筒可靠地压紧轴承，5-6段应略短于轴承宽度，故取I5619mm。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I30mm，故取丨2350mm5）锥齿轮轮毂宽度为64.86mm,为使套筒端面可靠地压紧齿轮取丨6770mm。6）由于Lb2La，故取|45116.76mm（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采

26、用平键连接，按d67由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面bh8mm7mm，键槽用键槽铳刀加工，长为50mm同时为保d34d5630mm|3420.75mmd4537mmd6725mm|5619mmI2350mm|6770mm|45116.76mmd34d5630mm|3420.75mmd4537mmd6725mm|5619mmI2350mm|6770mm|45116.76mm结果设计计算及说明载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1522.5NFnv133.55NFnh21567.5NFnv282.45N弯矩MMh64.71N?mMv14.15N?mMv211.34N?m总弯矩MJ64.71A

27、24.15A264.84N?m扭矩TT232.73N?m根据上表中的数据及轴的单向旋转,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0.6，轴的计算应力W64.71八2(0.632.73)八2A325.05MPaca25.05MPa6、按弯扭合成应力校核轴的强度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i60MPa,cai60MPa,ca，故安全。ca16、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）截面5右侧设计计算及说明抗弯截面系数W2700mmA3W2700mmA3抗扭截面系数Wt5400mmA3Wt截面5右侧弯矩M为M64

28、840N?mm截面5上的扭矩T2为T232730N?mm截面上的弯曲应力M64840b24.01MPaW2700截面上的扭转切应力T232730TWt54006.06MPa轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得b640MPa,1275MPa,1155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按机械设计(第八版)附表3-2查取。因d20.067D3037301.233，经插值后查得又由机械设计(第八版)1.93,1.55附图3-2可得轴的材料敏感系数为M64840NT232730Nb24.01MPat6.06MPa0.82,q0.85故有效应力集中系数为结果设计计算及说明k1q(1)10

29、.82(1.931)1.76k1q(1)10.85(1.551)1.47由机械设计(第八版)附图3-2的尺寸系数0.71，扭转尺寸系数.87。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0.92轴未经表面强化处理，即q1，则综合系数为11760.71111470.8710.9211.78K2.57K1.78又取碳钢的特性系数0.1,0.05计算安全系数Sca值0.1,0.05Sca27501551.786.O60.056.O6224.4627.95S4.46S27.95Sca4.46A227.95A2故可知安全。中间轴设计1、求中间轴上的功率P3、转速n3和转矩T3P33.16

30、kwn3310r/minT397.35N?m结果设计计算及说明2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径d171.11mmd1mt?z13.09182371.11mm而Fti2T3297.35d10.07111tannFt1-2738cos2738Ncos%1027NFaiFt1tan2738tan135956683N已知圆锥直齿轮的平均分度圆半径dm2d2(10.5町mtZ2(10.5r)378(10.50.33)195.39mmFt22T3297.35996Ndm20.19539Fr2Ft2tancos1996tan20cos721342111NFa2Ft2tansin1996tan

31、20sin721342345NFt1、Ft2，径向力Fr1、Fr2及轴向力Fa1、Fa2的方向如图四所示而圆周力Ft12738NFr11027NFa1683Ndm2195.39mmFt2996NFr2111NFa2345N设计计算及说明结果FMKFNHgFtsFt：FpmcFaFflVSMiT图四3、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40Cr（调质），根据机械设计（第dmin八版）表15-3，取A108，得25.59mm，中间轴最dmin25.59mm小直径显然是安装滚动轴承的直径d12和d56结果设计计算及说明4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见下图图五）

32、（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di2d5625.59mm，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7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dDT30mm72mm20.75mm，di2d5630mm。这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度h3.5mm，因此取套筒直径37mm。2）取安装齿轮的轴段d23d4535mm，锥齿轮左端与左轴承之间采用d12d5630mmd23d4535mm

33、设计计算及说明结果套筒定位，已知锥齿轮轮毂长L38.5mm，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I2335mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩12335mm高度h0.07d，故取h4mm，则轴环处的直径为d3443mm。d3443mm3）已知圆柱直齿轮齿宽B176mm，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I4572mm。丨4572mm4）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取11255.67mm,|3410.08mm,|1255.67mm13410.08mm15652.75mm。|5652.75mm（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d23

34、由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面bh10mm8mm，键槽用键槽铳刀加工，长为22mm同时H7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m6；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按d45由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面bh10mm8mm，键槽用键槽铳刀加工，长为56mm同时为H7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m6；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m&（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2455、求轴上的载荷设计计算及说明设计计算及说明结果载荷水平面H垂直面V支反力FFnh11673NFnv1309NFn

35、h22061NFnv21225N弯矩MMH1102N?mMh2143N?mMv118.93N?mMv248.48N?mMv336.61N?mMv485.19N?m总弯矩MmaxM4J143A285.19A2166.45N?m扭矩TTa97.35N?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0.6，轴的计算应力，:MA2(T2)a2caW166.45a2(0.697.35)a241.14MPaca41.14MPa前已选定轴的材料为40Cr（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得170MPa,ca，故安全。ca17、精确校核轴的疲劳强度（1）

36、判断危险截面截面5左右侧受应力最大（2）截面5右侧W2700mmA3W2700mmA3Wt5400mmA3抗弯截面系数抗扭截面系数Wt设计计算及说明结果截面5右侧弯矩M为M94581N?mm截面5上的扭矩T3为T397350N?mm截面上的弯曲应力M94581北cccb35.03MPaW2700截面上的扭转切应力T297350t18.03MPaWt5400轴的材料为40Cr,调质处理。由表15-1查得b735MPa,1355MPa,1200MPa0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)r2.0D350.0671.167附表3-2查取。因d30，d30，经插值后查得1.90

37、,1.47又由机械设计(第八版)附图3-2可得轴的材料敏感系数为q0.82,q0.85故有效应力集中系数为k1q(1)10.82(1.901)1.74k1q(1)10.85(1.471)1.40由机械设计(第八版)附图3-2的尺寸系数0.71，扭转尺寸系数0.87。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M94581N?mmT397350N?mmb35.03MPat18.03MPa设计计算及说明结果0.92轴未经表面强化处理，即q1，则综合系数为Kk1“1.741“c一112.54K2.54K1.70Kk1“1.401“”111.70又取合金钢的特性系数0.1,0.050.

38、1,0.05计算安全系数S-值S1355399OJYKam01200S3.99S4OQQKam3S12.3922SeaSaSS门“,l340S157sA2SA2丿3.99八212.39A2故可知安全。（3）截面5左侧抗弯截面系数W35八34287.5mmA3W4287.5mmA3抗扭截面系数WtWt8575mmA3截面5左侧弯矩M为M94581N?mmM94581N?mm设计计算及说明结果截面5上的扭矩T2为T397350N?mm截面上的弯曲应力M94581cccceb22.06MPaW4287.5截面上的扭转切应力T397350t11.35MPaWt8575k过盈配合处的，由机械设计（第八版

39、）附表3-8用插值法求出，并取k门ck0.8，于是得kk2.13,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0.92故得综合系数为k11K12.1312.220.92k11K11.7011.790.92计算安全系数9a值T397350N?mmb22.06MPat11.35MPaK2.22K1.79S7.25S20.14ScaS13557.25KamS120020.14Kam1.7011.350.0511.35228SS.7.2520.14VSA2SA2V7.25a220.14a2设计计算及说明结果故可知安全。输出轴设计1、求输出轴上的功率P4、转速n4和转矩T4P43.02k

40、wn477.6r/minT4371.66N?m2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径d2mt?z23.091892284.45mm而l2T42371.66czczFt2613.2Nd10.28445tanntan20FrFtcoscos135956FaFttan2613.2tan135956651.5N圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图六所示d2284.45mmFt2613.2NFr980.2NFa651.5NMv.卜1图六设计计算及说明结果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dminA0330237.95mmdmi

41、n37.95mm八版）表15-3，取A112，得H77.6，输出轴的最小直径为安装联轴器的直径di2，为了使所选的轴直径di2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TeaKaT2，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取Ka1-3，则TeaKaT21.3371660483158N?mmd1240mm查机械设计（机械设计基础）课程设计表17-4，选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000N?mm，半联轴器的孔径d140mm，故取d1240mm,半联轴器长度L112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm4、轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案(

42、见图六)设计计算及说明结果图六(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d2347mmd2347mm直径d2347mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径D48mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L184mm，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段的长度应比Li略短些，现取li282mm。|1282mm2）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d2347mm，由机械设计（机械设计基d2347mm础）课程设计表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精

43、度级的单列圆锥滚子轴承30310,其尺寸为dDT50mm110mm29.25mm，d34d7850mm，而13429.25mm。d34d7850mm左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程|3429.25mm设计计算及说明结果表15-7查得30310型轴承的定位轴肩高度h5mm，因此取d4560mm；d4560mm齿轮右端和右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为71mm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，故取丨6767mm。齿轮|6767mm的左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h4mm，则轴环处的直径为d5663mm。轴环宽度b1.4h，取

44、1568mm。d5663mm4）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|568mm的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离130mm，故取12350mmI2350mm5）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取14574.5mm，l7863-75mm。|4574.5mm|7863.75mm（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d67由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面bh16mm10mm，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H7m6；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键12mm8

45、mm70mm，半联轴H7器与轴的配合为m6,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2455、求轴上的载荷设计计算及说明结果载荷水平面H垂直面V支反力FFnhi957NFnvi125NFnh21669NFnv21106N弯矩MMh116.781N?mMvi15.246N?mMv277.4i4N?m总弯矩MiJ116.781A215.246a2117.77N?mM2J116.781A277.414a2i40.iiN?m扭矩TT437i.66N?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

46、变应力，取,MA2(T2)a2caW0.6，轴的计算应力,140.11a2(0.6371.66)a215.83MPaca15.83MPa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i60MPa,ca，故安全。ca17、精确校核轴的疲劳强度(1)判断危险截面截面7右侧受应力最大(2)截面7右侧抗弯截面系数W12500mmA3W0.1dA30.150A312500mmA3抗扭截面系数Wt25000mmA3Wt设计计算及说明结果截面7右侧弯矩M为M69025N?mmM69025N?mm截面7上的扭矩T2为T437166N?mmT437166N?mm截面上的弯曲应力M69025b5.52MPab5.52MPaW12500截面上的扭转切应力T237166t1.49MPat1.49MPaWt25000轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得b6