机械设计课程设计说明书圆锥圆柱齿轮减速器

1、机械设计课程设计说明书设计题目 圆锥-圆柱齿轮减速器机电及自动化学院 机械电子专业班级07电子2班学号设计人指导老师完成日期 2009年1月10日目录一、设计任务书 3二、传动方案的拟订及说明 3三、电动机的选择 3四、计算传动装置的运动和动力参数 5五、传动件的设计计算 7六、轴的设计计算 22七、滚动轴承的选择及计算 43八、键联接的选择及校核计算 44九、联轴器的选择 45十、减速器附件的选择45十一、润滑与密封 45十二、设计小结 46十三、参考资料目录 46设计计算及说明结果一、设计任务书设计一用于链式运输机上的传动装置，已知链条总拉力F=2100N （牵引力），链条 速度v=0.3

2、m/s，两条节距P=130mm ,链条齿数Z=7，开式齿轮传动比i3 =5.5。运输机连续单向运动，有轻微振动，室内工作，无灰尘；使用期限为二十年大修期 一年。（设每年工作300天），两班制。、传动方案的拟订及说明计算驱动卷筒的转速=19.78r /minnw = 19.78r / min=60 1000V = 60 1000v冗DPZ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70。根据总传动比数值，可拟定以下传动方案：三、选择电动机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 （IP44）系列三相异步电动机。它为卧

3、 式封闭结构。设计计算及说明2) 电动机容量工作机的输出功率PwFv 5700 0.31.71 kW 10001000(2)电动机输出功率PwPd闭式圆柱齿轮传动 n =0.98、圆锥齿轮传动 n传动装置的总效率n =0.92、滚动轴承n? =0.99、一对开式齿轮传动依次确定式中各效率：链传动=0.96 on=0.95、连轴器 n=0.99、则252n 0.920.990.950.990.980.96 =70.51%故巳二 Pw = 1.71=2.425kWn 0.7051(3)电动机额定功率Rd由机械设计手册中选取电动机额定功率Ped =3kW 。3) 电动机的转速推算电动机转速可选范围，

4、由机械设计课程设计指导书 表1中查得圆锥-圆柱 齿轮传动比范围i；=1025,开式圆柱齿轮圆柱传动比范围 i =5.5，则电动机 转速可选范围为：Pw =1.71kWn= 70.51%Pd =2.425kWnd 二 hi n = 1087.9 2719.75r/min设计计算及说明结果根据容量和转速，查机械设计手册Y系列三相异步电动机，选定电机Y100L 2-4，额定功率Ped=3kW，满载转速 nm=1420r/min，同步转速n =1500r / min。4）电动机的技术数据和外形，安装尺寸由机械设计手册查得主要数据，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nm 1

5、420la = 71.79nw19.782）分配各级传动比因为开式圆柱齿轮传动比l3 =5.5所以减速器传动比i JaJ.79 七.05i5.5圆锥齿轮传动比h=0.25 =3.26i =13.05圆柱齿轮传动比h =3.26ii2 =一 =4.0i1i2 =4.03）各轴转速（轴号见图一）设计计算及说明结果m = nm =1420r / minnn435.6r/mi ni 3.26n435.6 ,n 皿108.8r/min12 4.0门皿108.8n iv19.78r/min13 5.54)各轴输入功率按电动机所需功率 Pd计算各轴输入功率，即=Pn oi =2.425 0.99=2.40k

6、WPn = Rn12 =2.40 汇 0.99 汉 0.96 = 2.31kWPin 1 = Pin23 = 2.31 0.99 0.98 = 2.24kWPm2 =Pnn34=2.24 0.99 0.99=2.19kWPv = Pn 2n 45 =2.19 0.99 0.95 = 2.10kW式中：n 01 =n 4； n 12 n 2 6 ； n 23 - n 2n 5 ； n 34 - n 2n 4 ； n 45 - n 2n 35）各轴转矩FdTd =9550 dm则Ti Tdn 01 TnT n 1 Tn i 2n 23 T n 2 = T nn 34 =Tv -Tn2i3n45 -

7、项目轴1轴2轴3轴4轴5转速(r/min)1420435.6108.8108.819.78功率（kw）2.402.312.242.192.10转矩(N*m)16.1550.03194.15190.29984.30传动比3.26415.51效率0.9900.9500.9700.98010.874m 二 1420r / min nn 二 435.6r/min n n = 108.8r / min nv 二 19.78r /minR 二 2.40kWPn 二 2.31kWPn 1 =2.24kWPn 2 =2.19kWPv 2.10kWTi = Tn 二 T n T n 2Tv 五、传动件的设计计算

8、圆锥直齿轮设计已知输入功率 2.40kw，小齿轮转速 1420r/min，齿数比u=3.26，由电动机驱动，工作寿命20年（设每年工作300天），二班制，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240HBS。z1 -23z2 二 753） 选小齿轮齿数 乙=23，大齿轮齿数Z2 =23 3.26 =74.98，取整z 75。 贝U u = Z = 5 止 3.

9、26。z1232、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即d 仁 X 2.92 3/（ Z E）人 2 K-H IR （1 - 0.5 R ）A24 u（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt =1.3Kt =1.3© R = 0.332） 计算小齿轮的转矩为输出转矩二16.15 1000 =1.615 104N.mm3）选齿宽系数©r = 0.334）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二H lim1 = 600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限二H lim 2二550MPa15）由机械设计（第八版）表10-6查得材料的弹性影

10、响系数 Ze =189.8MPa1.3 06150 0.33 (1 0.5 0.33)23.26 2）计算圆周速度v6）计算应力循环次数M =60n2jLh=60 1420 1 (2 8 300 20)=8.18 109N28.18 1093.55= 2.3 109Ze =189.8MPaP528.18 1099N2 二 2.3 107）由机械设计（第八版）图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1 =°.82,KHN2 =°.95K hn1 = 0.82KhN2 = 0.958）计算接触疲劳许用应力khn 1 = 0.82Khn 2 二 0.95取失效概率为1%，安全系数S=

11、1，得= KHNQHlim1 =0.92><600 = 552MPaSJh =552MPa；H2 =522.5MPa二门2 = Khn1' Hlim1 =0.95 550 =522.5MPaS（2） 计算1）试算小齿轮分度圆直径 g ，代入L"H中较小的值d1t _ 45.045 mmd2.933(ZH)2KT1 3 I ,R(1 -0.5 R)2 =2叭豐）2=45.045 mm7d1tn60 1000二 45.045 142060 1000:3.35m /sv = 3.35m/s3）计算齿宽 b =©Rd1t =0.33 45.045 =15.015

12、mmb = 15.015mmmt 二 1.958mm4） 模数 mt =叮 =45045 = 1.958mmZ1235）计算载荷系数根据v=3.35m/s , 7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载系数 Kv =1.1直齿轮 Kh - Kf -1由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数 KA =1.25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 Kh 3 be =1.1，贝y Khb = Kf1.5Kh Bbe =1.65接触强度载荷系数 K = KaKvKh：.Kh =1.25 1.1 1 1.65 =2.2696）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直

13、径，得7）计算模数m=d_ 54.235 = 2.358mmN 238）计算齿轮相关参数益U3.55 c 'll'=arccos arccos=15 4355Vu2 +1七.552 +12 = 90°=90。154355' =74165"d1 =54.235m 二 2.358mm、1 =15。4355" 74°165"3按照齿根弯曲疲劳强度设计由机械设计（第八版）图20-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；FE1 =500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限二FE2二380MPa由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命

14、系数Kfni = °8Kfn2 = 0.821）计算弯曲疲劳许用应力二 FE1 = 500MPa匚 FE2 = 380MPaKfn1 =0.8K fn 2 = 0.82Kfn1fe10.8 500=285.71 MPa rooc -7 仆/idS1.4crF h =285.71MPaKfnFE2 0.82 汉380o>2 =222.57MPa二f2222.57MPa F J2S612）确定弯曲强度载荷系数9）3）1.4K =KaKvKf：.Kf，1.25 1.1 1 1.65 =2.269计算齿轮相关参数-u3.26二arccos arccos17 257 u2 1、3.262

15、 1= 90。-17°2'57" =72°57'3"匸 J =285.71MPa二 F2 =222.57MPaK = 2.269r =17°257"、2 = 72°573"计算当量齿数Zv123 “=24.06cos® 17 2 57Z“ = 24.06Zv2 二 255.81Zv2=Z=75' “ = 255.81cos、272 57 34）由机械设计（第八版）表10-5查得齿形系数Yf =2.65Yf 2.06a1a2应力校正系数YS =1.58YS =1.97Sa1Sa2Y

16、y5）计算大、小齿轮的-F-Sa并加以比较。片取弯曲疲劳安全系数 S1*4，得YFa1YSal匚F 12.65 1.58321.43= 0.01303YFa2Ysa2二 F 22.06 1.97247.00= 0.016436) 设计计算m4口弘乓m - 32 22=m - 1.793mmr(10.5r)2z2.,u2 1心I ”门31.793mm.0.33 (1 -0.5 0.33)2 232, 3.262 1结合之前算得的 m=2.358,取m=2.5。为了同时满足接触疲劳强度算得的分度圆直径 d=54.235mm, z1 =54.235 一：一 2.5=21.69，选齿数为 22，则z2

17、 =22 3.26 =71.72，取 z2 =72。9）计算相关参数di = mz(二 2.5 22 二 55mm d2 二 mz2 =2.5 72 = 180mmu3.27322.u3.273。'r =arccosarccos16 59 27、u2 13.2732 1、2 =90。=90。-16°5927" =73。33"R 二 d1，u212=55 <3.27- 94.1082b = r * R= 0.33 94.108 31.37圆整并确定齿宽b2 =0 =32z 22z2 =72d 55mmd2 = 180mmu =3.273=16°

18、;59'27、2 = 73°033"R =94.108b =31.37b? = d = 32圆柱斜齿轮设计已知输入功率 2.31kw，小齿轮转速 435.6r/min，齿数比u=4，由电动机驱动,工作寿命20年（设每年工作300天），二班制，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 220HBS。3）选小齿轮齿数Z1 = 24，大齿轮齿数Z2

19、 = 24 4 = 964） 选取螺旋角。初选螺旋角2二142、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即严回（晋）2%答 u 叭Kt = 1.6（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt "62）计算小齿轮的转矩 50.03 Nm3）选齿宽系数；=14）由机械设计（第八版）图10-30选取区域系数Zh =24335） 由机械设计（第八版） 图10-26查得 ；=0.78， ：2 =0.9，则；厂 1.681Ze 二 189.8MPa2; :.2 -1.681由机械设计（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数 Ze =189.8MPa27)计算应力循环次数Ni =60n2j

20、Lh =60 435.6 1 (2 8 300 20) = 2.5 109925 10 =7.7 1088)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二H lim1 =600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极:二 H lim 2 = 570MPa9）由机械设计（第八版）图10-19取接触疲劳寿命系数Khn1 =0.90, Khn2 =0.959N1 二 2.5 102 =7.7 108-h lm 1 二 600MPa二 h lm2 =570MPaKhn 1 = 0.90Khn 2 = 0.9510）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，得G1HN1s

21、Hlim1"90 600 =540MPaL-h二 H】1 Fh22540 522.52= 531.25MPafH =531.25MPa吋2=| = 0.95®0=522.5MPad1t 244.94mm/ 16 500304 ”43318984mm1 1.684531252)计算圆周速度vd1tn: 44.94 435.6v =1.02m/ s60 1000 60 1000v = 1.02m/s（2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径 d1t，由计算公式得3）计算齿宽b及模数mntb = d d1t =1 47.82 = 44.94mmd1tcos ：44.94 cos14mn

22、t1.82mm乙24h = 2.25mnt = 2.25 1.82 = 4.095mmb _ 44.94h 4.095-10.97b = 44.94mm mnt 二 1.82mm h = 4.095mmK= 10.97h4）计算纵向重合度厂£ b = 1.903选=0.381幅 *d1tZ1 ta n= 0.381 汇 1汉 24 汉 ta n14 =1.9035）计算载荷系数根据v = 1.02m/s，7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载系K =2.16数 Kv =1.056）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得di = 49.20mm1）计算模数mnmnd1 c

23、os :Z149.20 cos1424=1.989mmmn 二 1.989mm3、校核齿根弯曲疲劳强度由机械设计（第八版）表 10-3 查得 K-K-1.4由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数Ka二1.25由机械设计（第八版）表10-13查得K< =1.34由机械设计（第八版）表10-4查得K =1.418接触强度载荷系数 K =KaKvKh：Kh=1.25 1.05 1.4 1.418 >2.161)确定弯曲强度载荷系数K = 2.462)根据重合度=1.903，由机械设计（第八版）图10-28查得螺旋角影= KaKvKh-Kh "1.25 1.05 1.4 1.

24、34 =2.46响系数、二0.883）计算当量齿数Zv1Zv2(cos：)3 (cos14 )396Z24）24=26.27Z八 26.27Zv2 =105.09(cosj3,cos14)3 = 105.09由机械设计（第八版）表10-5查得齿形系数丫卩=2.592Yf：2 =2.18应力校正系数Ys-n = 1.596 丫S： 2 = 1.793）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'二fe1 =500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限、二fe2二380MPa，由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数K FN 2 = 0.91Kfn1 =0.97）计

25、算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得二F lS* 0.9 500 =321.43MPa1.4匸 Fh =321.43MPa；F2 = 247.00MPa匚F 2Sg 0.938=247.00MPa1.48)计算大、小齿轮的丫刊丫并加以比较，取较小值计算。 -FYFalYsal二 fi2.592 1.596321.43= 0.01287艰饥彳1879 =247.00二F 2按照弯曲强度来计算mn 二 1.493mm3 2KTcos YFaYsa、/ dZ2：£)1.493mm3 2 2.46 50300 0.88 (cos14 )2 0.015801x242 x1.68结

26、合之前求得的 mn =1.82，取mn = 1.5，为了同时满足接触疲劳强度算得的分度圆直径，所以重新修正下齿数:d1 cos :Z1 =mn49.20 cos14= 31.83,取乙=33, Z2 =32 4 =132z<i = 33 z2 =132_(Z1 Z2)mna2 cos4几何尺寸的计算(1)计算中心距=_=127.54mm，中心距圆整为 128mm.2cos14(2)螺旋角一arccos(Z1 Z2)m(33132)2 =14 48 212a2 140a = 128mm=14 48'21.乙mnd1 _RCOS27 251.20mm cos14 4821.Z2mnd

27、2 = R- cos -132 1.5'"=204.80mm cos14 4821（4）宽度b = d "1 =1 51.20 = 51.20 mm（3）分度圆直径二 51.20mm d2 = 204.80mmBi = 55mmB2 = 60mm齿宽 Bi =55mm B2 =60mm开式齿轮传动已知输入功率 2.19kw，小齿轮转速108.8r/min，齿数比u=5.5，由电动机驱动,工作寿命20年（设每年工作300天），二班制，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）

28、2） 材料选择 由机械设计（第八版）表10-1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 220HBS。3） 选小齿轮齿数 Z =18，大齿轮齿数z2 =18 5.5 =992、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即KtT3 U 1（ Ze ）2 u仁'（1）确定公式内的各计算数值2)试选载荷系数Kt =1.3Kt = 1.33)计算小齿轮的转矩190.29 Nm4）选齿宽系数 d =11Ze 二 189.8MPa"5）由机械设计（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa27）计算应力循环次数N1 =6

29、0nzjLh =60 108.8 1 (2 8 300 20) = 6.3 1089244 10 =1.1 1085.58）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 二 H lim 1 = 600MPa二 h lim 2 =570MPa机械设计（第八齿轮的接触疲劳强度极10-19取接触疲劳寿命系khn1 =0.94; Khn2 =°.979）计算接触疲劳许用应力8N1 二 6.3 10N2 =1.1 108:J H lim 1 二 600MPa二 H lim 2 = 570MPakhn 1 二 0.94khn 2 = 0.97取失效概率为1%，安全系数

30、S=1,得二 H】1KHN1fim1 =564MPaS二 H】2533.5MPa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径 d1t，由计算公式得KtT3u 1 ze、2d1t 2.32（生）2 % u码31.1902905.5 1 155x/898）2 = 7730982mm53352）计算圆周速度v:d1tn60 1000二 77.309 108.860 1000:0.44m/ sd1t 27730982mmv = 0.44m/s3）计算齿宽b及模数mntb = d *d1t =1 77.309 = 77.309mmmntd1tZ177.30918=4.295mmh =2.25mnt = 2.25

31、4.295 = 9.66mm77.3099.66二 8.00mm4）计算载荷系数根据v = 0.44m/s，7级精度，由机械设计（第八版） 图10-8查得动载系数 Kv =1.03由机械设计（第八版）10-3 查得 Kh，Kf：.二1由机械设计（第八版）10-2查得使用系数 心二1.25由机械设计（第八版）10-13 查得 K =1.33由机械设计（第八版）10-4 查得 K 1.423接触强度载荷系数 K =KaKvKh：K =1.25 1.03 1 1.42 1.8326）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得叫：7.309 需遊674b = 77.309mm mnt 二 4.295m

32、m h = 9.66mm-=8.00 mmhd1 = 86.674mm6）计算模数mnmndiZi86.67418二 4.82mmmn = 4.82mm2、按照齿根弯曲疲劳强度设计mn.（普1）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TFEi =500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限二FE2二380MPa，2）由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn 1 二 0.94Kfn2 =0.954）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得二F1 二匚 F 2KfnFfE10.94 500 =335.71MPa1.4KFN2；FE2 0.95 3802

33、57.85MPa 1.45）确定弯曲强度载荷系数K =KaKvKh：Kh，1.25 1.03 1 1.33=1.7126）由机械设计（第八版）表10-5查得齿形系数Yf =2.91Yf2.18a1a2应力校正系数YsQ.537）计算大、小齿轮的J并加以比较取较大值计算。-fe1 = 500MPafe2 = 380MPaK =1.7128)设计计算mnYFaiYsai = 2911.53 “。说二 Fh 335.71YF/18 仃9 “01513257.86二 F 2.dZ2二 f2 1712 190290 °.°1513= 3.122mm1 182圆整为 m=4mm,分度圆

34、直径d86.674mmZ"i = = 21.67,取Z"i = 22, z2 = 22 5.5 = 121mn4几何尺寸的计算(1)分度圆直径di = Z|m =22 4 = 88mmd2 二 Z2m =121 4 = 484mm(2)计算中心距(z - Z2)mn2(22 121) 42=286mm(3)宽度 b 二 d h 88 =88mm齿宽 B1 =95mm B2 = 90mmmn _ 3.122mm乙=22z2 =121di = 88mm d2 二 484mma = 286mmB1 = 95mm六、轴的设计计算输入轴设计i求输入轴上的功率 Pi、转速m和转矩P!

35、=2.4kw n1 =1420r/min =16.15N *m2、求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为dmi =di（1-0.5 R）=55 （1 -0.5 0.33） =45.833mm而Ft =705NFr = 245Nl 2T12 16.48 103Ft = =扫 705Ndm1 45.833Fa = 75NFr = Ft «tan：cos “ =705 tan20 cos16 5927 = 245NFa 二 Ft *tan：sin =705 tan20 sin 16 5927" =75N圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图二所示 3、初步确定

36、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Ao =112，得dm宀恬皿屐=13.433mmdmin = 13.433mm取高速轴的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与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca二KAT2，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变 化很小，故取Ka二1.3，则Tea hKaT =1.3 16141 =20983N *mmFwhFt图由于该轴与连轴器相连的一端直径要与电机相同，所以查机械设计手册：选LX2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 560000

37、N *mm，半联轴器的孔径 d1 =28mm，故取d128mm，半联轴器长度 L= 44mm，半联轴器与轴配 合的毂孔长度为35mm。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图三）（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度图三1） 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d2丄=35mm，为了满端盖密封，2-3轴段右端需制出一轴肩，故取3-4段的直径d2s =40mm，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d3/ =40mm，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，

38、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30308，其尺寸为 d D T =40mm 90mm 25.25mm，d3=d5_g =40mm。由于6截面右侧必须设防尘槽，取槽深 3mm。3） 根据结构上的要求，将轴设计成齿轮轴（如图）6-7段为齿轮（1）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d6由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面b h = 6mm 6mm,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中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7；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。(2)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为1 45载荷水平

39、面H垂直面V支反力FF NH1 = 364FNV1 = 1 26FNh2 =1069Fnv2 = 371弯矩MMH =33852N.mmM V1 =11718N.mmM V2 =1719N.mm总弯矩M =35822N.mm扭矩TT =16150N.m5、求轴上的载荷，确定截面6、按弯扭合成应力校核轴的强度M =35822N.mmT =16150N.m(Tca = 22.46MPa_ ,M 2 (a T；)2358222 (0.6 16150)20.1283= 16.9MPa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，轴的计算应力前已选定轴的材料为 45钢

40、(调质)，由机械设计(第八版)表15-1查得_1 “ =60MPa,；ca ：卜 _11，故安全。6、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左侧抗弯截面系数W=0.1d'=0.1 33 3594 mm3抗扭截面系数333Wt =0.2d3 =0.2 337188mm3截面5右侧弯矩M为M =35822N.mm截面5上的扭矩T 2为= 16150N.mm截面上的弯曲应力J =13.45MPaM 35822匚b -9.97 MPaW 3594b 二 2.25MPa截面上的扭转切应力-2= 2.25MPaWT7188轴的材料为45钢，调质处理。由表 15

41、-1查得二b =640MPa,二1 = 275MPa, 1 =155 MPa77o截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数r及-按机械设计（第八版）r3 5D 40附表3-2查取。因0.106，1.212，经插值后查得d 33d33 ；- -1.71, ：-1.31又由机械设计（第八版）附图3-2可得轴的材料敏感系数为q；- 0.82, q .二 0.85故有效应力集中系数为k 一 = 1.58儿26=1 q；_（： ；_-1） =1 0.82 （1.71-1） = 1.58k =1 q （: ；_-1） =1 0.85 （1.31-1） 1.26由机械设计（第八版） 附图3-2的尺寸系数-；-

42、0.71，扭转尺寸系数；.=0.87 o轴按磨削加工，由机械设计（第八版） 附图3-4得表面质量系数为上二 一 =0.92轴未经表面强化处理，即：q二1，则综合系数为J" 1 “CT CT581 亠 2.310.710.92K；,2.31K = 1.54K." J -1261 十 1.540.870.92又取碳钢的特性系数；= 0.1, .=0.05275计算安全系数Sea值K；_；m 2.31 9.97 0.1 0 _11.94-1S； - = 8.85S 二 86.6Sca = 8.8 八 S = 1.5s；：.sI 22S-s11.94 86.611.94286.62

43、= 10.62 S=1.5故可知安全。中间轴设计1求输入轴上的功率 P2、转速山和转矩丁2p2 = 2.31kwp2 =2.31kwn2 = 435.6r / minT2 = 50.03N *m2、求作用在齿轮上的力n2 二 435.6r / minT 50.03 N m已知圆柱斜齿轮分度圆直径d1 = 51.2mmFti2T22 50.03 103d2 一 51.21954NF rl= 1954 怕n20, =735.6Ncos14 4821Fa1 =Ft1 tanE =1954><ta n14 4821" =516.5N已知圆锥齿轮的分度圆半径为dm2 =d2(1-0

44、.5 r) =180 (1 -0.5 0.33) = 150mmFt2dm22 50.03 103150667NFr2 =Ft2 *tan：cos 2 =667 tan20 cos73033' -70.94N片=1954NF卄 735.6NFa产516.5N甩二 667NFr2 =70.94NFa2 二 232.17NFa2 二 Ft2tan：sin、2 = 667 tan20 sin73 033 = 232.17N圆周力Ft1、 Ft2，径向力Fr1、Fr2及轴向力Fa1、Fa2的方向如图四所示图四3、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），

45、根据机械设计（第dmin =19.45八版）表 15-3，取 A°=108，得 dmin 二人3 B =108 3 2.31 =19.45，中：n?- 435.6间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径d1 -2和d5 -64、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见下图图五）设计计算及说明结果百乩5了 也 一血5 ” 5&75图五（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 di / =d5 _6 . 25.59mm，由机械设计（机械 设计基础）课程设计表 15-7中初步选取0

46、基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30306，其尺寸为d D T = 30mm 72mm 20.75mm，。d1 =50mm, d5 =42mm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h = 3.5mm，因此取套筒直径 40mm。2）取安装齿轮的轴段，d2s =35mm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 L =30mm，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 L23 =28mm，齿轮的右端采用轴肩定位 轴肩高度h - °.07d ,故取h =3.5mm ,则轴环处的直

47、径为d3 j =42mm。取L3 j =10mm。1）已知圆柱斜轮齿宽 B60mm，由于结构上的需要，将其设计为齿轮轴， 段应略短于轮毂长，故取L心=60mm，在齿轮右端再设一轴肩，取d4 5 =42mm， L4卫=6mm（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由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面b h =10mm 10mm，键槽用键槽铳刀加工，长为22mm，同H7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m6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 45r载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 "53NFnv1 = 35.7 NFnh2

48、=1468NFnv2 =629N弯矩MZM H2 =119194N *mmM V1 =1961N *mmM V2 =15452 N mmM V3 = 25147N *mmM V4 = 38369N *mm总弯矩Mmax =M4 = J383692 +1191942 =125217N mm扭矩TT =50030N mm求轴上的载荷6、按弯扭合成应力校核轴的强度M =125217N *mmT =50030N mm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，取二=0.6，轴的计算应力caM CT1)2W1252172 (0.6 50030)20.1 扌483= 11.6MPa；ca = 11.6MPa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cr = 70MPa,CTca £ fcr -1 故安全7、精确校核轴的疲劳强度(1)判断危险截面 截面5左右侧受应力最大(2)截面5右侧 抗弯截面系数333W=0.1d =0.1 354287.5mm抗扭截面系数WT =0.2d3 72 358575mm3截面5右侧弯矩M为M =9154522135112 =20526N *mm截面5上的扭矩为T = 50030N *mm截面上的弯曲应力M 二 20526W 4287.5= 4.79MPa二 b = 4.79MPa截面上的扭转