二级直齿圆锥斜齿圆柱齿轮减速器

1、目录 TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark4 o Current Document 设计任务书3 HYPERLINK l bookmark7 o Current Document 传动方案的拟订及说明3电动机的选择3 HYPERLINK l bookmark40 o Current Document 计算传动装置的运动和动力参数5 HYPERLINK l bookmark74 o Current Document 传动件的设计计算7轴的设计计算.16 HYPERLINK l bookmark515 o Current Document 滚动轴承的选择及计算.38

2、 HYPERLINK l bookmark543 o Current Document 键联接的选择及校核计算.42 HYPERLINK l bookmark565 o Current Document 联轴器的选择.43 HYPERLINK l bookmark572 o Current Document 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.45nw = 77应/min以下传动方案:图一-、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

3、满载，空载起动，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60 x 1000v 60 x1000 x1.3 =77.6r / min 兀 Dk x 320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。它为卧式封闭结构。结果设计计算及说明2）电动机容量 （1）卷筒的输出功率PSPs = 2.73 知八 Fv2100 x1.3Ps = 2.73

4、kw10001000（2）电动机输出功率Pd传动装置的总效率式中门1、门2为从电动机至卷筒轴的各传动机构和轴承的效率。由机械设计（机械设计基础）课程设计表2-4查得：V带传动门1 =0.96；滚动轴承门2 =0.988；圆柱齿轮传动门3 =0.97；圆锥齿轮传动门4 =0.96；弹性联轴器门5 =0.99；卷筒轴滑动轴承门6 =0.96；则门=0.96 x 0.988人 3 x 0.97 x 0.96 x 0.99 x 0.99 x 0.96 = 0.81P = % = 273 = 3.36kwd 门 0.81（3）电动机额定功率Ped由机械设计（机械设计基础）课程设计表20-1选取电动机额定

5、功率Ped = 4.0知。3）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2-1查得V带传动常用传动比围1 = 24，单级圆柱齿轮传动比围2 = 36，圆锥齿轮传动比围、=23，则电动机转速可选围为：设计计算及说明n = %，户 i 2. i 3 = 931.25587少/min方案电动机型号额定功率（k w）电动机转速 （r/min）电动机质 量（kg）同步满载1Y132M1-641000960732Y112M-441500144043初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表:传动装置的传动比总传动比V带传动二级减速器12

6、.373.13.9918.564.644两方案均可行，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Y132M1-64）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.n 960i = q = % 77.6牝 12.372）分配各级传动比因为是圆锥圆柱齿轮减速器，所以 = 0.25i = 3.1圆锥圆柱齿轮减速器传动比i _ 12.37i = 3.1=3.99门=0.81Pd = 3.36kw结果i = 12.373）各轴转速（轴号见图一）n1

7、= nm = 960r / minn 2 = n1 = 960r /minn = n2 = 960 = 310r /min3.1n = n =旦9 = 77.6r / mini 2 3.99n5 = n 4 = 77.6r /min4）各轴输入功率按电动机所需功率Pd计算各轴输入功率，即P1 = Pd = 3.36kwP 2 = P1.% .门 5 = 3.36 x 0.99 x 0.988 = 3.29kwP3 = P 2 .门 4 = 3.29 x 0.96 = 3.16kwP 4 = P 3.%3 = 3.16 x 0.988 x 0.97 = 3.02kwP5 = P 4.% = 3.

8、02 x 0.988 = 2.98kw5)各轴转矩T = 9550 P = 9550 x 336 = 33.43N mn1960T = 9550 P = 9550 x 329 = 32.73N mn2960T = 9550 P = 9550 x 316 = 97.35N mn3310T, = 9550 P = 9550 x 302 = 371.66N mn477.6T = 9550 P = 9550 x 298 = 366.74N mn577.6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)33.4

9、332.7397.35371.66366.74传动比113.13.991效率10.9780.960.9580.988设计计算及说明五、传动件的设计计算圆锥直齿轮设计已知输入功率P 2 = 3.29kw，小齿轮转速960r/min，齿数比u=3.1，由电动机驱动，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），硬度为结果n1 = 960r /min

10、n2 = 960r /min n3 = 310r /min n 4 = 77.6r /min n5 = 77.6r /minP = 3.36kwP 2 = 3.29kwP 3 = 3.16kwP 4 = 3.02kwP 5 = 2.98kwT1 = 33.43N mT2 = 32.73N mT 3 = 97.35N m T 4 = 371.66N mT 5 = 366.74N m280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。3）选小齿轮齿数zi = 25，大齿轮齿数z2 = 3.1x25 = 775，取整z2 = 78。则u =勺=78 = 3.12 z1 252、按齿面接触强

11、度设计由设计计算公式进行试算，即E r、KT i2 H * R(i - 0.5 * R2ru（1）确定公式的各计算数值 1）试选载荷系数Kt = X-82）计算小齿轮的转矩=竺 x5 P 2 = 95.5 x5 x3.29 = 32729n mmn23）选齿宽系数*R = 0.332-960* R = 0.33设计计算及说明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 h liml = 600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限 h lim2 = 550MPa5）由机械设计（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数Ze= 189.8MPa 人0.56）计算应力循环

12、次数N1 = 60n 2 jLh = 60 x 960 xlx (lx 8 x 300 x10) = 1.3824 x10A9L3824 x 9 = 4.459 x10A823.127)由机械设计（第八版）图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1 = 0.93, Khn 2 = 0.968）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得c H 1 = hn 1；h 阮1 = 0.93 x 600 = 558MPac H 2 = HN S Hm2 = 0.96 x 550 = 528MPa（2） 计算1）试算小齿轮分度圆直径d 1，代入1中较小的值d 1f z 2.92A2 ,* r(1

13、-0.5* r )A2 ,uKT 11 1898=2.92(一) A2 = 64.29mm3 5280.33(1-0.5x0.33)A2 x3.1bH lim1结果=600MPabH lim2=550MPaZ = 1898Mpa A0.5N1 = 1.3824 x10A9N2 = 4.459 x 10A8H 1 = 558MPaH 2 = 528MPad 1tz 64.29mmv =卫心=昼竺冬=3.23m / s60 x100060 x1000设计计算及说明3)计算载荷系数2)计算圆周速度v根据v = Em/s , 7级精度，由机械设计(第八版图10-8查得动载系数 K = L12直齿轮KH

14、 a = KFa= 1由机械设计(第八版)表10-2查得使用系数Ka = L25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阪=1.25，则 Kh广 Kf&=L5Khpbe T.5x1-25 T.875接触强度载荷系数K = KaKWh p =技5 x1.12 x1x1.875 = 2.6254)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得d = d 3：K = 64.29 x 32.625 = 72.91mm1N Kt 1.85)计算模数mm =勺=W = 2.91mm z125取标准值m - 3mm6)计算齿轮相关参数d 1 = mz1 = 3 x 25 = 7

15、5mmd 2 = mz2 = 3 x 78 = 234mm-u3-1251 = arcco 2 1 = arccos312 人 2 j = 17。46 185 2 = 90。51 = 72。1342”d , 3人2 +1 _ 3.122 +1R = d= 75 x= 122.86mm1227)圆整并确定齿宽 b =4 Rr = .33 x 122.86 = 40.54mm圆整取 b2 = 49mm ， b1 = 53mm设计计算及说明3、校核齿根弯曲疲劳强度1)确定弯曲强度载荷系数K = KAKvKF. Kf p=1.25 xL12 xML875 = 2.6252)计算当量齿数zz 1 = 2

16、6.25v1 cos 51 cos174618”z = z1 =78= 255.55v 2 cos 5 2 cos721342253)由机械设计(第八版)表10-5查得齿形系数结果K = 2.625d 1 = 72.91mmm = 3mmd1 = 75mmd2 = 234mm51 = 17。4618”5 2 = 72。1342”R = 122.8mmb = 53mmb2 = 49mm结果K = 2.625= 26.25v15 = 255.55v2应力校正系数Y = 2.60Fa】YFa 2 = 2.06Y = 1.595saYsa 2 = 1.974）由机械设计（第八版）图20-20c查得小齿

17、轮的弯曲疲劳强度极限b FE1 = 500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限b FE2 = 380MPa5）由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn! = 0.88Kfn 2 =。.946）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S = L4，得b = Kfn。fe 1 = .88 x50 = 314.29MPa1 = 314.29 MPaF 11 = 255.14MPaF 2F 1 S 1.4b = Kfn2bFE2 = 0.94 x380 = 255.14MPaF 2 S 1.47）校核弯曲强度设计计算及说明结果2 KTYb =Fa Sa q 根据弯曲强度条件公式bjn即-0

18、%）A2Z 进行校核b =2 KTYFaYsai.F1 bn A 2(1-0.5R)A2Z2 x 2.625 x 32729 x 2.60 x 1.59553x3a 2x(1 0.5x0.33)人2x25=近70 b f i=F b!?85.70 MPa1b =2 KTYFa Y 2=29.07MPa 54.23mmv = 0.88m / sb = 54.2mm mnt = 2.29mm h = 5.15mm b=10.54 hp = 1.8245）计算载荷系数设计计算及说明根据V = 0.88m/s，7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载系数 K = L02由机械设计（第八版）表1

19、0-3查得Kh = KFa=L4由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数Ka = 1.25由机械设计（第八版）表10-13查得KFP =1.34由机械设计（第八版）表10-4查得KhP = 1.42接触强度载荷系数 K = KaKKh K p=L25 孔02 x1.4 x1.42 = 2.536）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得d = d 3：K = 54.23 x 争：253 = 63.18mm1t 1.67）计算模数mn=d 1cos p = 63.18 x cos140 = 7m = Z23= . mm取 mn = 3mm8）几何尺寸计算（1） 计算中心距a = (4 + Z

20、 2)mn = (23 + 92) x 3 = 177.78mm 2cos p2 x cos140（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角结果K = 2.53d 1 = 63.18mmmn = 3mma = 177.78mmp = arccos(弓 + Z 2)m = arccos (23 + 92) X 3 = 13。5956”p = 13。5956”2a2 x 177.78因P值改变不多，故参数ea ZH等不必修正(3)计算大小齿轮的分度圆直径设计计算及说明d = 1 =23x3=71.1mm1 cos pcos135956d = _92x3=284.4mm2 cos pcos135956（4）

21、计算齿轮宽度b =4 d 1 = 1x 71.1 = 71.1mm圆整后取 B2 = 71mmB1 = 76mm3、校核齿根弯曲疲劳强度1）确定弯曲强度载荷系数结果d 1 = 71.1mmd 2 = 284.4mmB = 76mmB 2 = 71mmK = 2.39K = KAKKFa Kf p= 1.25 xL。2 x L4 x L34 = 2.392）根据重合度印T.824，由机械设计（第八版）图10-28查得螺旋角影响系数 Y p = .883）计算当量齿数ZV1Z123=25.17(cosP)A3 (cos135956”)A3 92孔=25.17 zv 2 = 100.694）Zv2

22、= (cosP)A3 = (cos135956”)T =100.69由机械设计（第八版）表10-5查得齿形系数结果1 = 276.57MPaF 11 = 279.29MPaF 2YFa1 = 2.62 YFa 2 = 2.18应力校正系数匕=1.59 Ysa 2 = 1.795）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 FE1 = 440MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2 = 425MPa6）由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn 1 = J88设计计算及说明KFN 2 = 0.92计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S = L4，得c = Kf

23、n?fe1 = 0.88 X 440 = 276.57MPa F 1S1.4c = Kfn2 FE2 = 0.92 X 425 = 279.29MPa F 2S1.48）校核弯曲强度 产 2KTY （：os 0 ）?f兀根据弯曲强度条件公式Fd A 28 mn A3丛F 进行校核 = 2 KTY 0 (cos。EfYF18 dV2% mn A3_ 2 x 2.39 x 97348 x 0.88 x (cos135956”)3 x 2.62 x 1.59 _ 6894MPa 1x 23人 2 x1.631x 3人 3= 2 KTY 0 (cos0 )A2Ya % 2F18 Z* mn 人3_ 2

24、x2.39x97348x0.88x(cos13o5956)人2x2.18x1.79 _6458MPa F = 68.94MPa 4 F 1x92人2x1.631x3人 3满足弯曲强度，所选参数合适。 F = 64.58MPa 匕F 2六、轴的设计计算输入轴设计1、求输入轴上的功率P2、转速n 2和转矩T 2P2 = 3.29知 n2 = 960,/min T2 = 32.73N 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设计计算及说明dm1= d 1(1-0.58 R) = mZ 1(1-0.58 r) = 3 x 25 x (1-0.5 x 0.33) = 62.625mmF

25、 _ 2T2 _ 32.73x10A3x2 t = d162.625Fr = Ft tan以 cos81 = 1045 x tan20 x cos721342 = 116NFa = Ft tan以 sin81 = 1045 x tan 20 x sin 721342” = 362N=1045N圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图二所示结果Ft = 1045NFr =116NFa =362N图二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（第八版）表15-3，取A0 = 112d min = A0 得3.29=16.89 m

26、m960，输入轴的最小直径d min = 16.89mmTca = 42549N mm为安装联轴器的直径d 12,为了使所选的轴直径d 12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 = KaT2，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取Ka = L3，则Tca = KAT2 = 1.3 x 32730 = 42549N 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d.尸 20mm1 2公称转矩为160000 N mm，半联轴器的孔径d1 = 20mm，故取d1 2 = 20mm，半联轴器长度L = 52mm，半联轴器与

27、轴配合的毂孔长度为38mm。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图三）图三结果设计计算及说明（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, _ = 27mm2 3d, _ = 27mm2 32）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，d 3 4 = d 5 6=30mmL . = 20.75mm3 4d, = = 37mm4 5d夫=25mm6 715 6 = 19mm参照工作要求并根据d2 3 = 27mm，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

28、本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其 尺寸为 d x D x T = 30mm x 72mm x 20.75mmd 3 4 = d 5 6 = 30mm而13 4 = 2075mm。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h = 3.5mm，因此取d4 5 = 37mm3）取安装齿轮处的轴段6-7的直径d6 7 = 25mm ；为使套筒可靠地压紧轴承， 5-6段应略短于轴承宽度，故取匕6 = 19mm。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

29、右端面间的距离1 = 30mm，故取L _ = 50mm2 3L _ = 50mm 2 3L =70mm6 714 5 = 116.76mm5）锥齿轮轮毂宽度为64.86mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取16 7 = 70mm。6）由于 Lb - 2La，故取14 5 = 116.76mm（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d 6 7由机械设计（第八版）表6-1 查得平键截面bx h = 8mm x 7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保设计计算及说明结果H 7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k6 ；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证

30、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2 x 45b ca = 25.05MPa5、求轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力FFnh . = 5225N膈,= 33.55nFnh 2 = 567.5NFnv 2 = 82.45N弯矩MMh = 64.71N mMV = 4.15N m MV / = 11.34 N m总弯矩M =。64.71人 2 + 4.15人2 = 64.84N m扭矩TT2 = 32.73N 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a = 0.6的计算应力bcaM A2 +(aT2)A2

31、 _ J64.71A 2 + (0.6x32.73)A2 = 25.05如0.1x 0.03A3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b _=60MPa,b ca S =1.5155= 27.951.78 x 业 + 0.05 x 业224.46 x 27.95 = 4.40 S = 1.5Sb A2 + St a2 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 xDxT = 3mmx72mmx20.75mm，d 1 - 2 = d 5 - 6 30mm。d 1 - 2 d

32、5 - 6 30mm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 = 35mm，因此取套筒直径37 mmO2）取安装齿轮的轴段d 2 - 3 = d 4 - 5 = 35mm，锥齿轮左端与左轴承之间采用d 2 - 3 = d 4 - 5 = 35mm设计计算及说明结果套筒定位，已知锥齿轮轮毂长L = 38-5mm ,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/2 - 3 = 35mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩12 - 3 = 35mm 高度h .07d，故取h = 4mm，则轴环处的直径为d3-4 = 43

33、mm Od3-4 = 43mm3）已知圆柱直齿轮齿宽Bi = 76mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴L = = 72mm4 - 57= 55.67mm1 213- 4 = 1.8mm/ S = 1.5JS。A2 + S建 2 S = 1.5W = 4287.5mm AWT = 8575mm AM = 94581N mm结果T 3 = 97350N mm945814287.5=22.06MPa。b = 22.06MPaT 3 = 97350N mm截面上的弯曲应力973508575=11.35MPat T = 11.35MPa于是得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

34、过盈配合处的en，由机械设计（第八版）附表3-8用插值法求出，并取公=0.8罢8T8Tkb = 2.13, = 0.8 X 2.13 = 1.70 8 bPb = Pt = 0.92故得综合系数为K b = 2.22K t= 1.79=k + -L -1 = 2.13 + 上-1 = 2.22b 8bPb0.92=1.70 + 上-1 = 1.790.92K = kT + 1 -18T PT计算安全系数Sca值355ST=7.25K bb a + Rb m2.22 x 22.06 + 0.1x 0T-1K TTa+mScaS b ST00= 20.1411.35 八心 11.351.70 x+

35、 0.05 x 227.25 x 20.14= 6.82 S = 1.5Sb A2 + St A2 S =1.5结果d2 = 284.45mmFt = 2613.2 NFr = 980.2NFa = 651.5 N设计计算及说明结果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d min = A0 3.2 = 37.95mmd 血尸 37.95mm八版）表15-3，取A0 =112，得 皿 77.6，输出轴的最 小直径为安装联轴器的直径d 12，为了使所选的轴直径d 12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

36、计算转矩Tca = KAT2，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩 变化很小，故取Ka = 1.3，则Tca = KAT 2 = 1.3 X 371660 = 483158N mm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630000 N mm，半联轴器的孔径d 1 = 40mm，故取 d 1 - 2 = 40mm，半联轴器长度L = 112mm，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（见图六）结果设计计算及说明图六（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

37、段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径d2 3 = 47mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径D = 48mm， d2 3 = 47mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L1 = 84mm，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L1略短些，现取k 2 = 82mm。l1 2 = 82mm2）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 = 47mm，由机械设计（机械设计基d, . = 47mm2 3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 30310，其尺寸为 d x D x

38、T = 50irnn x HOrnrn x 29.25mm，d3 - 4 = d7 - 8 = 50mm，而 13 - 4 = 29.25mm。d3 - 4 = d7 - 8 = 50mm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/ , = 29.25mm3 4结果d x = = 60mm- 5L =67 mm- 7星 .7d，故取h = 4mm，则轴环处的直径 为 d5 一 6 = 63mm。轴环宽度 b 1.4h，取七 一 6 = 8mm。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=30mm，故

39、取L _ = 50mm2 35）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取/4 - 5 = 74.5mm，/7 _ 8 = 63.75mm。（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d 6 - 7由机械设计（第八版） 表6-1查得平键截面b x h =16mm x10mm，键槽用键槽铣刀加工，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H 7m6 ；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键12mm*8mmx70mm，半联轴H 7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

40、端倒角为2 x 455、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F膈1 = 957NFnv = 125NFnh =1669NFNV 2 = 1106 N弯矩MMh = 116.781N mMv = 15.246N m Mv 1 = 77.414 N m总弯矩M1 = J 116.781人 2 +15.246人 2 = 117.77N mM2 = J116.781人 2 + 77.414A2 = 140.11N m扭矩TT 4 = 371.66N 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变应力，取a = 0.6，轴的计算应力。ca =

41、、/M 营印2)2 =串0.11*6,功.62 = 150.1x 0.055人3。ca=15.83MPa前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得叽=60炒,孔 。，故安全。ca caI。一 I7、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W = 0.1d 人3 = 0.1x 50人3 = 12500mm 人3W = 12500mm 人3抗扭截面系数WT = 0.2d 人3 = 0.2 x 50人3 = 25000mm 人3WT = 25000mm 人3截面7右侧弯矩M为截面7上的扭矩广2为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力

42、设计计算及说明M = 69025N mmT4 = 37166N mmM 四=5.52MPaW 12500t =乙=37 = 1.49MPa t WT 25000轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查得结果M = 69025N mmT 4 = 37166N mm。b = 5.52MPat T = 1.49MPa。B = 640MPa,。1 = 275MPa,T _ 1 = 155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数a。及ax按机械设计（第八版）r 2.0 = 0 04 D = 55 = 1 1附表3-2查取。因d50.，d 50.，经插值后查得以。=2.00,强=1.32又由

43、机械设计（第八版）附图3-2可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为%= 0.82, q广 0.85k 1 + q。(1) = 1 + 0.82 x (2 -1) = 1.82k广 1 + qT (气1) = 1 + 0.85 x (1.32 1) = 1.27由机械设计(第八版)附图3-2的尺寸系数ec = 0.73，扭转尺寸系数、=0.86。轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为设计计算及说明结果P. = P. = 0.92轴未经表面强化处理，即P q = 1，则综合系数为K =。+ -1。 P。K = J-1182 + - 1 = 2.580.73 0.92K。=

44、 2.58K t= 1.56些 + 上1 = 1.56 0.86 0.92又取碳钢的特性系数R = 0.1以=0.05R= 0.1以=0.05计算安全系数Sca值275=19.31K 瑚 a + %。m2.58 x 5.52 + 0.1x 0J1K /a+ mSca1.56 x 些二05 x 丝=129.232219.31x129.23 = 19.10 S = 1.5VS。A2 + St A2、.19.31人 2 + 129.23A2S。= 19.31St= 129.23Sca = 19.10 S = 1.5故可知安全。七、滚动轴承的选择及计算输入轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计（机

45、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d x D x T = 30mm x 72mm x 20.75mmFa = 362N载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 = 5225NFnv1 = 33.55n膈= 567.5NL. = 82.45ne = 1.5tan a = 1.5tan11 O5135 = 0.315Fr1 = 523.58N, Fr 2 = 1569.67NFr1 = 523.58NFr 2 = 1569.67N设计计算及说明结果Fr一F =1 = 137.44Nd 1272 x 0.4 x cot11。5135

46、F =也=1569.67= 412.04Nd 22Y2 x 0.4 x cot11 5135”523.58Fd1 = 137.44NFd 2 = 412.04 NFa1 = Fd + Fa = 1 37.44 + 362 = 499.44N Fa 2 = Fd 2 = 412.04 NF 499.44F 412.04a = 0.954 e 竺=0.263 eF 523.58, Fr21569.67Pr = 0.4Fr + 0.4cot a Fa=0.4 x523.58 + 0.4 x cot 1 1 5 1 35 x 499.44 = 1160.75N Pr2 = Fr2 = 1569.67N

47、r c 60 I Pr)10A6 55800、x 60 x 960 10a6h3故合格。中间轴滚动轴承计算Fa1 = 499.44NFa 2 = 412.04 NPr： = 1160.75NPr2 = 1569.67NLh = 2.56 x10A6h 10A6h初步选择滚动轴承，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Fa = 338Nd x D x T = 30mm x 72mm x 20.75mm载荷水平面H垂直面V支反力FFnh . = 1673NFnv 1 = 309NFNH 2 = 2061NFNV 2 =

48、 1225N,e = 1.5tan a = 1.5tan11 O5135 = 0.315则Fr 1 = 1701.30N, Fr 2 = 2397.57N则F _Fr1_1701.30d 1 = 2Y 2 x 0.4 xcotll。5135=446.59NF _ Fr _2397.57d 2 = 2Y _ 2 x 0.4 xcotll。5135=402.79NFa1 = Fd 1 + Fa = 446.59 + 338 = 784.59N Fa 2 = Fd 2 = 402.79N则F 784.59a1 =Fr11701.30=0.461 eF 402.79a2 =Fr 22397.57=0.

49、168 10 a6h3Lh = 1.94 x 10A6h 10A6h故合格。输出轴轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，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30310，其尺寸为d x D x T = 50mm x 110mm x 29.25mmFa = 651.5Ne = 1.5tan a = 1.5tan12。5710” = 0.3459载荷水平面H垂直面V支反力FFnh , =957NFnv , = 125NFNH2=1669NFNV 2 = 1106 N则Fr = 965.13N, Fr 2 = 2002.20NFr 1 = 965

50、.13NFr 2 = 2002.20NF _Fr 1_965.13d i = 2Y 2 x 0.4 xcot12。5710=277.48NF _ Fr _2002.20d 2 = 2Y _ 2 x 0.4 xcot12。5710=575.63NFa1 = Fd 1 + Fa = 277.48 + 651.5 = 928.98N Fa 2 = Fd 2 = 575.63NF 928.98 八八 F 575.63 a = 0.963 e 虹=0.287 10A6hFd 1 = 277.48N Fd 2 = 575.63NFa1 = 928.98NFa2 = 575.63NPr1 = 2001.67

51、NPr2 = 2002.20N故合格Lh = 14.10 x 10A6h 10A6h设计计算及说明结果八、键联接的选择及校核计算输入轴键计算1、校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为b x h x 1 = 6mm x 6mm x 28mm，接触长度l =286=22mm，则键联接所能传递的转矩为：T = 0.25h d 卜=0.25 x 6 x 22 x 20 x120 + 1000 = 79.2N mT T2 =32.73n m，故单键即可。2、校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为b x h x l = 8mm x 7mm x 50mm，接触长度l = 50 8 = 42mm，则键联接所能传递的转矩为：T =