圆锥-圆柱齿轮减速器设计机械设计课程设计机制论文

1、呼伦贝尔学院工程技术学院机械设计课程设计说明书设计课题： 圆锥-圆柱齿轮减速器设计专业班级：2010 级机制本班学生姓名：张洪孝指导教师：宋志强设计时间：2012 年12月工程技术学院呼伦贝尔学院工程技术学院圆锥-圆柱齿轮减速器设计课程设计任务书姓名：张洪孝专业：机械设计制造 及其自动化班级：10机制本班指导教师：宋志强职称：课程设计题目：带式输送机传动装置（展开式圆锥圆柱齿轮减速器）已知技术参数和设计要求：输送带的拉力 F（KN） ： 4KN ;滚筒直径 D（ mm）: 360mm;带速 V （ m/s）: 0.96m/s ；该装置连续单向传送，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35

2、度，输送带速度允许误差土 5%两班制，工作寿命 8年（设每年工作300天），四年一次大修，两年一 次中修，半年一次小修。所需仪器设备：支持 AutoCAD的计算机成果验收形式：课程设计答辩参考文献：【1】濮良贵纪名刚机械设计（第八版）M.北京：高等教育出版社，2006【2】吴宗泽罗圣国 机械设计课程设计手册（第三版）北京：高等教育出版社，2006【3】骆素君，朱诗顺机械课程设计简明手册北京：化学工业出版社，2006【4】王连明机械设计课程设计（第 4版）哈尔滨：哈尔滨出版社，2010.时间 安排第一阶段，设计准备，确定总体设计方案；总体计算，选择电动机； 第二阶段，计算传动装置的运动和动力参数

3、；第三阶段，轴与轴系零件的设计，轴承、联轴器、键的选取，润滑、密封和连 接件的选择；第四阶段，轴、轴承、联轴器、键的校核计算；第五阶段，箱体结构及附件的设计； 第六阶段，零件图、装配图的绘制； 第七阶段，编写设计说明书。指导教师：宋志强教研室主任:2012年12月22 日工程技术学院二级锥齿减速器课程设计成绩评定表专业： 机制班级：10机制本班 学号：2010171323姓名：张洪孝课题名称二级展开式圆锥-圆柱齿轮减速器设计任务：1.减速器装配图一张；2.零件工作图2张（齿轮和轴，同组的同学不能画相设同的零件）；计3.设计计算说明书一份任4.机械设计课程设计结束时进行课程设计总结和务答辩。与设

4、计要求：1、综合运用先修课理论，培养分析和解决工程实际要问题的能力。求2、学习简单机械传动装置的设计原理和过程。3、进行机械设计基本技能训练。（计算、绘图、使用技术资料）。呼伦贝尔学院工程技术学院呼伦贝尔学院工程技术学院年 月日指 导 教 师 评 语建议成绩：指导教师：课 程 小 组 评 疋评定成绩：课程负责人： TOC o 1-5 h z 目录一、 设计任务书 (3)二、动力机的选择 (4)三、 计算传动装置的运动和动力参数 (5)四、 传动件设计计算(齿轮) (6)五、轴的设计 (12)六、 滚动轴承的计算 .(20)七、 连结的选择和计算 (21)八、 润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选

5、择 .(22)九、 箱体及其附件的结构设计 .(22)十、设计总结 .(23)十一、参考资料 .(23)呼伦贝尔学院工程技术学院第1页(共48页)结果计算及说明一、课程设计任务书一、设计题目：设计圆锥一圆柱齿轮减速器 设计运输设备。该传送设备的传动系统由电动机 减速器一运输带组成。输送带的拉力 F(KN):4KN 滚筒直径 D(mm： 360mm 带速 V (m/s): 0.95m/s ;该装置连续单向传送，载荷较平稳，室内工作，有粉 尘，环境最高温度35度，输送带速度允许误差 士 5% 两班制，工作寿命 8年(设每年工作300 天)，四年一次大修，两年一次中修，半年一次小 修。广TTT轴I轴

6、rn厂関旧电动机（图1）呼伦贝尔学院工程技术学院第 页（共48页）二、原始数据:传送带拉 力 F（KN）传送带速 度V（m鼓轮直径D（mm使用年 限（年）40.953608三、设计内容和要求：编写设计计算说明书一份，其内容通常包括下 列几个方面：（1）传动系统方案的分析和拟定以 及减速器类型的选择；（2）电动机的选择与传动 装置运动和动力参数的计算；（3）传动零件的设 计计算；（4）轴的设计计算；（5）轴承及其组合 部件设计；（6）键联接和联轴器的选择及校核；（7）减速器箱体，润滑及附件的设计；（8）装配 图和零件图的设计；（9）校核；（10）轴承寿命校 核；（11）设计小结；（12）参考文献

7、；（13）致谢。要求每个学生完成以下工作：（1）减速器装配图一张（0号或一号图纸）（2）零件工作图两张（输出轴及该轴上的大齿轮），图号自定，比例1 ： 1。（3）设计计算说明书一份。四、传动方案的拟定运动简图如下：鼓轮传送带2”联轴器总二 79 .95Pr 二 5kw（图2）由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为运输设备。减速器为展开式圆锥一圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用角接触nw =50.42r/ min轴承。联轴器选用凸缘联轴器、动力机的选择（1）选择电动机类型按工作要求用丫型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。（2）选择电动机容量电动机所需工作功率，按

8、参考文献为1的（2-1）由式（2-1 ）得F.V _ 4 103 0.951000 1000= 3.8传动装置的总效率总二带锥斜联4轴承卷选用Y132S-6 型电动机查教材，确定各部分效率为：联轴器效率联=0.99 ,滚动轴承传动效率（四对）轴承二0.98 ,锥=0.95 ,斜二 0.95 ,带二 0.96。代入得总二 0.96 0.95 0.95 0.99 0.984 0.96 二 75.95%则所需电动机功率为传动比分配：3.8门pr = 5kw0.7595因载荷平稳，电机额定功率P。略大于Pr即可，由i带=4b =1.785i2 =4指导书上第15章所示的Y系列三相异步电动机技术数据，选

9、电动机的额定功率为5.5kw,（3）确定电动机转速60 1000v兀D60 1000 0.95兀 X360r min = 50.42 r min由设计手册表13-2可知，错误！未指定书签。总传动比合理范围为i； =16-160，故电动机转速的可选范围为n；n = （16 160）汇 50.42r/min =806.72 8067.2r/min由推荐选择同步转速为1500r min。由指导书表15.1查得电动机数据列于表1中表1电动机参数型号额定功率/kw满载转速r/mi n轴径Dmm中心高度HmmY132S-65.5144038132三.计算传动装置的运动和动力参数（一）传动装置的总传动比及其

10、分配计算总传动比：根据电动机满载转速nm及工作机转速n,可得传动装置所要求的总传动比为nm 1440 “si 28.56J n 50.42首先，取V带的传动比为4;再合理分配各级传动比:对于圆锥-圆柱齿轮减速器，取锥齿轮传动的传动比h =0.25 =0.25 7.14=1.785则圆柱齿轮传动比i27.14 =4 h 1.785各轴转速、输入功率、输入转矩各轴输入功率P 二 F0 带=5 0.96 =4.8kwP = P 轴承锥二 4.8 0.98 0.95 =4.47kwPm 二P二轴承斜二4.916 0.99 0.97 =4.161kw巳=P皿联轴承=4.5各轴转速no 二 nm =144

11、0r min= n /i 二 360 r min血= 48 = 201.68 r/min h 2.35nm =匕二 50.42r minnw 二 nIII =50.42r min(3)各轴输入转距6 F电65T电=9.55 10-电=9.55 10:33160N mm电14406 P.T =9.55 10= 127330N mmInIT- =9.55 106 Pi =211600N mmnIITm6 P-9.55 10111 -788000 N mmIIITw =9.55 106 Pw = 764.52N mmnw参数 轴号功率kw转速r/mi n转矩N mm传动比i效率nO轴5.514403

12、316040.96高速 轴I4.83601273301.7850.94中速 轴n4.47201. 6821160040.96低速 轴m4.1650.4278800010.98工作 机轴4.1650.42764520表2运动和动力参数四.普通V带的设计计算Pea =6kw选用:A型三角带dd1 = 90mm dd2 = 355mma0 = 600mm基准长度：Ld = 1927.91mm已知条件:电动机与减速器间用普通 V带传动，已知丫系列 三相异步电动机，V带传动轴所需满足的传动条PO =5kwTo = 33160 N mm件：；从动轴转速：360r/min ;n =1440 r/mini带=

13、4装置工作时较平稳，每天两班制工作，下面进行 设计：包角：1：=156.131、确定计算功率查教材表8-7查得kA .2，故pckA 1-2 5=6kw2、选择V带型号根据Pc = 6kw和转速1440,查文献【1】图8-11，选取A型三角带3、初选带轮的基准直径dd1，并验算带速v由表8-6和表8-8取小带轮的基准直径dd1=90mm兀dd1 n验算带速v= - 一=6.78m/s60 沃1000因为5m/s v 30m/s，故带速合适。4、计算大带轮直径dd2并根据教材表8-6和表8-8 加以圆整dd2 = i带 dd1 =360mm根据表 8-8，取 dd2=355mm5、初选V带的中心

14、距a。和基准长度Ld呼伦贝尔学院工程技术学院第 页(共48页)因为 0.7 ( dd1 +dd2 ) ao (F0)min 11、计算压轴力Fp压轴力的最小值N =8.43 108N2 =4.7 108(FP)min=2 2佯0九亍=112仆齿轮零件的设计计算直齿圆锥齿轮传动设计设计参数：P =4.8kw比 1 =5394Mpa4 H 2 = 528MpaT =127330N mmn = 360 r mini1 =1.7851、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数圆锥-圆柱齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用8级精度(GB10095-88呼伦贝尔学院工程技术学院第 页（共48页）d1t =

15、 107.94mm（2）材料选择 由机械设计（第八版）表10-1 大小齿轮材料均为45号钢（调质），小齿轮硬度 为250HBS大齿轮硬度为220HBS二者材料硬度相差30HBS（3）选小齿轮齿数24,则大齿轮z2 * z =1.785 24 =4284古取+ 432、按齿面接触疲劳强度设计设计计算公式:d1t3 2.92（Z ）2ZE （Bf 丿 r（1-0.5转）KT12uK = 2 .835（1）确定公式内的各计算值1）试选载荷系数kt1 = 1.32）小齿轮传递的转矩T1=127330N mm3）取齿宽系数0.33查图10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极 限匚Hlm1 =580MP

16、a大齿轮的接触疲劳极限匚 Hiim1 =550MPa14）查表10-6选取弹性影响系数Ze =189.8MPa25）由教材公式10-13计算应力值环数叫=60口 jLh =60 360 1 16 300 8=8.43 108N1 8.43 汇 108_8N2 =60n2 jLh =4.7 汉 102h i143246）查教材 10-19 图得：KHN1 =0.93 KHN2=0.967）齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为 1%, 安全系数S=1,应用公式（10-12 ）得：十1 = KHNHlim 0.93 580 =539.4MPaS1；h 2 二 KhnQe =0,96550 =528M

17、PaS1（2）设计计算1）试算小齿轮的分度圆直径，带入H丨中的较小 值得dr =144mmd2 = 258m mdm1 =120.24mm dm2 = 215.43mm、.尸 29.17、.2 =60.83R = 208.68mmB1 = 69mmB2 =69mmd1t27189.8 rR 二 0.33 208.68 二 68.68mm圆整取 B2 =69mm B 69mm3、校核齿根弯曲疲劳强度(1)确定弯曲强度载荷系数K = KaKvKf：.Kf1 1.08 1.4 1.875 = 2.835(2)计算当量齿数。Zj.=Z12427.49cos、 cos 29.17讣=71.24MPa62

18、 二 36.17MPa锥齿轮所选参数合格Z2ZV2 -C0S243= 88.22cos60.83 查取齿形系数查教材图表(表10-5 )Yf”2.57,Yf：2 =2.158级精度查取应力校正系数查教材图表(表 10-5)Ys 1 -1.6， Ys .2 =174小齿轮30CrM nSi 调质 硬度 1100HBS大齿轮30CrM nSi 调质 硬度1100HB查教材图表(图10-20C)查得小齿轮弯曲疲 劳强度极限“E1 =480MPa ,大齿轮弯曲疲劳强度 极限二 FE2 =450MPa查教材图表(图10-18)取弯曲疲劳寿命系数Kfn1 =0.87 Kfn2 =0.89(7)计算弯曲疲劳

19、许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式Z3 二 25 z厂 100K FN FE 得羽2 =计=曾=286.07沁 (8)校核弯曲强度条件公式2KYf：Ys：bm2（1 -05：r）2z2KT1Yf.1Y12 2.835 127330 2.57 1.6bm2（105：R）2乙一 69 62（1 -0.5 0.33）2 24=71.24MPa F呼伦贝尔学院工程技术学院第 页（共48页）；F22KT1Yf.2Ys.2_ 2 2.835 127330 2.15 1.74b2m2(10.5：r)2z2 一 43 62(1 -0.5 0.33)2 69= 36.17MPa 二f2由上可知满足弯曲

20、强度，故所选参数合适。（二）圆柱斜齿轮的设计计算设计参数：8N3 =4.7 10N4 =1.177 108Pi =4.47kwT =211600N mmnII =201.68r mini2 = 4选定齿轮的精度等级、材料及齿数（1）圆锥-圆柱齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用8级精度（GB10095-88匚 H h =1023Mpa；h2 =1065MpaJH 1039.5Mpa（2）材料选择 由机械设计（第八版）表10-1 大小齿轮材料均为30CrMnSi （调质），小齿轮硬 度为1100HBS大齿轮硬度为1100HBS二者材料 硬度相差10HBS选小齿轮齿数Z3=25,则大齿轮齿数

21、Z4 = i2 z3 = 4 25 = 100（3）选取螺旋角。初选螺旋角1 =14。按按齿面接触强度设计d3t = 48.02m按书上式（10-21 ）计算，即d1t宀:-d： uU 1 ZhZe（1）确定公式内的各计算数值1）查文献【3】试选Kt =1.42）由教材图10-30选取区域系数ZH =2.4333）由教材表10-7选取齿宽系数d =14）由教材图10-26查得呂凶=0.78,耳誉=0.87贝U 呂僅=名破 + %= 0.78 + 0.87 = 1.655）小齿轮转距 T, =T“ =211600N mm6）查表10-6选取材料弹性影响系数1Ze =189.8MPa27）查图10

22、-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度 极限匚円吋=850MPa大齿轮的接触疲劳极限H lim1 - 800MPa8）由教材式（10-13）计算应力循环次数8K = 1.62N6On厂60 201.268 1 16 300 8=4.7 10QN4 =60n2jLh = N3 = 4.7 10 =1.177 1081249）由图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn3 =0.93, Khn4 =0.96；10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1,由教材式(10-12) 得KHN1 巧计 0.93x1100匚Hh ：N1 lim1MPa =1023MPaS1K hn 2 G|im 20

23、.96 疋 1100S1吋=血1 +62 = 1023 +1065 MPa = 1039.5MPa二 h2=MPa =1065MPa（2）计算1)试计算小齿轮分度圆直径dit，有计算公式得d3t32 1.4 2116005x x41 1.62.433 x 189.8 Y “ “I mm = 48.02m m1039.52）计算圆周速度 d3t nii60 1000二 48.02 201.6860 1000m s 二 0.507 m s3）计算齿宽b及模数mntb-Gdd3tT 48.02 = 38.416mm25Z3叫少 cos一 48.0249.43_如4 mm“864mm4)计算纵向重合度

24、；，0.31&叫 z tan ： =0.318 0.8 25 tan14 =1.595）计算载荷系数K 已知载荷平稳，由教材表10-2选取使用系数取Ka =1根据v =0.507ms，8级精度，由教材图10-8查得动载系数Kv =1.05 ;由表10-4查得K.的计算公式和直齿轮的相同故 Kh - = 1.295 ；由教材图10-13查得心，1.18由表 10-3 查得 Kh -：二心一.=1.2。故载荷系数K =KaKvKh Kh ： =1 1.05 1.2 1.285 = 1.626）计算接触疲劳强度H2KT12（u）ZhZeZ/Z3COS3 :一327.37cos 14乙Z/4 一 co

25、s3 :_100_ cos314= 109.46 bda ；：.u（4）查取齿形系数查教材图表（表10-5）Yf：3 =2.575，Yf ：4 =2.18（5）查取应力校正系数查教材图表（表 10-5）Ys：3 =1.599，Ys：4 =1.796（6）查教材图表（图10-20C ）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限Cei3 =620MPa ,大齿轮弯曲疲劳强度极限二 FE4 =620MPa（7）查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数 KFN3 =0.88 KFN 4 = 0.89（8）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式=5飞得F SKfN 3二 FF3 3=S= 0.88

26、 62389.71 MPa1.424 =吟=晋=394.14沁（9）计算大.小齿轮的Yf并加以比较Yf：YS2.57 1.6t 1 一 389.71= 0.01055Yf：3Ys：3 =2.18 1.79匕 2 一 394.14二 0.0099小齿轮的数值大（2）设计计算2 1.49 211600 0.88cos214。0.8 252 1.650.01055 =1.88dmin=26.56mm呼伦贝尔学院工程技术学院第19页(共48页)取分度圆直径50.41=24.456dj cos ：50.41cos14。mi2取乙=25 z2 =100几何尺寸计算计算中心距(Zi Z2)mn2 cos :

27、(25 100) 22cos14= 128.83取 a=129按整数后中心距修正螺旋角P =arccos =14.3052a固因改变不多；.k Zh不用改变计算大小齿轮分度圆直经d125 2COS14.305-51.6d2=Z2mncos :100 2cos14.305=206.4mm计算齿轮宽度b= 詔=0.8 50.41 =40.328取整 B2 = 41 B1 = 45六、轴的设计计算高速轴的设计已知参数：呼伦贝尔学院工程技术学院第 页（共48页）P =4.8kw选用7207AC型 轴承T = 127330 N mmn = 360 r minh =1.785求作用在齿轮上的力因已知高速级

28、小齿轮的分度圆直径为dmi =di (1-0.5：宀)=144 (1-0.5 0.33) = 120.24mmFt12T1dm12 127330120.24N =2117.93NFn = Ft tana cosd =2117.93 tan20=cos29.17N = 673.1 NFa1 =Fttana sin d =2117.93汉 tan20峽 sin29.17N =375.72N初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A =112，于是得图1高速轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图1（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足大带轮

29、的轴向定位要求，I轴段右端 需制出一轴肩，由教材图8-14得：大带轮与轴配 合的毂孔长度J =（1.5_2）d ,I - H段长度应比毂 孔长度略短一些，现取It二50mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和 轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作 要求并根据dm. = 25.57mm ,由轴承产品目录中初步 选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承 7207AC 查得其尺寸为dxDxB= 35x72x17故d皿w =35mm, 1 皿屮-17mm。d - 32mm , d2 =30mm。3） 这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由文献【3】表7-2查得定位轴肩高度：a=（0,07

30、-0.1）d轴环宽度：b=1.4a7207AC型轴承的定位轴肩高度da=40mm，因此取 dIV_V =40mm。4） 取安装齿轮处的轴段 vi -VII的直径dvi.vii =32mm ；为使套筒可靠地压紧轴承，56段应 略短于轴承宽度，故取Lv_iv =15mm。5）由文献【2】表11-10 :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，求得端盖外端面与大带轮右端面间 的距离取 L =10mm， L| = 32mm。6）由文献【3】表7-3及文献【11：锥齿轮轮毂宽 度为35mm为使套筒端面可靠地压紧齿轮取LVI _VII = 50 mm , LIV V =

31、 60 mm（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由教材表6-1查得平键截面b h =10mm 8mm ,键槽用键槽 铣刀加工，长为36mm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 7 ；同样，大带轮处平键截面为m 6b h l =8mm 7mm 50mm与轴的配合为H 7 ;滚动 k6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C2，轴肩处的倒角可按R0.8-R2适当选取。4、求轴上的载荷（已知Lab =66 Lbc =77 Lc 48 ）r高速轴强度满足要求图2高速轴的载荷分析从轴的

32、结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面 C处的Mh，Mv及M的值列于下表（参看图2）。载荷水平面H垂直面V支反FNh 2 =1337.64NFnv1 =812.88N力FNH2 =3455.57N NFnV2 = 29.34NF弯距MHC =101660.64N mirMvc =460964N mmM总弯Mj =胡01660.642 +46096.42 =111623.31N mm距扭距T广 127330N mmT表3Ft3 =8201.55NF3 =3808.64NFa3 =2045.41Ndmin = 31.46mm选用7208AC型 轴承5、按弯扭合成应

33、力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭 距的截面（即危险截面C）的强度，根据教材式（15-5 ）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭 转切应力为脉动循环变应力，取-0.6，轴的计 算应力+（订2 _ J111623.312 +（仆12733。2：ca3 5uivipa0.仆 303前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由教材表 15-1得匚丿二60MPa。因此二ca :二，故安全（二）中速轴的设计已知参数：Pi =4.47kwT =211600N mmnII =201.68 r mini4求作用在齿轮上的力 大锥齿轮上受的力Ft2 二 Ft1 =2117.93NFr2 二 Fa

34、1 =375.72NFa2 二 Fr1 =673.1N因已知中速轴小斜齿轮的分度圆直径为mnZ3cos :2 25cos14.305=51.6mmFt32T22 211600d3 一 51.6N =8201.55NFt3 tan o(nFp =- n =3080.64NcospFa3 =Ft3ta n=2045.41Nn5-7w40761U V图3中速轴结构图初步确定轴的最小直径先按教材式（15-2 ）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据教材表15-3，取A0 .112，于是得dmin = Ao=112x 寸 4.47 mm =31 .46 mm山口V201 .68轴的结

35、构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图 3。（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的作用，故选用角接触球轴承。参照工 作要求并根据轴的最小直径，由轴承产品目录中 初步选取0基本游隙组、标准精度级7208AC其尺寸为的 d D 8 = 40mm 80mm 18mm。故 d 二一二 dy=40mm。2）取安装大锥齿轮处的轴段H -皿的直径du丄n=43mm ,齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定 位。参考文献【1】图10-39 :知齿轮轮毂的宽度 为42mm为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应 略短于轮毂宽度，故取b=40mm,齿轮右端米用 轴

36、肩定位，轴肩高度h 0.07d ,故取h = 3.5mm，则 轴直径di”v = 50mm。3）取安装大齿轮处的轴段W - V的直径div=44mm，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒 定位。已知齿轮轮毂的宽度为45,为了使套筒可 靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 二43mm，齿轮左端采用轴肩定位，取h = 3.5mm , 与小齿轮右端定位高度一样。4）取小齿轮距箱体内壁之距离ai=10mm，由齿轮 对称原则，大齿轮距箱体内壁的距离为a2 =16mm , 齿轮与齿轮之间的距离为c=20mm ,考虑到箱体的 铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内 壁一段距离是S,取s =6mm.已知滚

37、动轴承宽度B =16mm。挡油环宽度为10mm则I RT=B + s + a)+(42 40)十10 = (16 十6 十10 + 2 +10)mm = 44mm lv=B+s+a2 +(45 - 43) +10 = (16+6 +16+2 +10)mm = 50 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位锥齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按由教材表6-1查得平键截面b h l =12mm 8mm 28mm ,键槽用键槽铣刀加工，长为28mm同时为了保证齿轮与轴配合有良好的 对中性，故选择齿轮与轴配合为 H6。同理，由教m6材表6-1查得平键截面b h l =10mm

38、8mm 30mm ,键槽用键槽铣刀加工，长为26mm同时为了保证 齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴 配合为H6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配m6合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 k6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸中速轴的强度满足要求参考教材表15-2 ,取轴端倒角为C2 ,各轴肩处的圆角半径在R0.8-R2选取求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图3）做出轴的计算简图（图4）,在确定轴承的支点位置时Lab =80mm ,Lbc =45mm , Lcd = 72mm根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图6）。从轴的结构图以及弯 距图和扭距图中可以看出截面B和C是轴的危险 截面。现

39、将计算出的截面 B和C处的Mh，Mv，及M的值列于下表（参看图6）载荷水平面H垂直面V支反Fnh3 =2057.7NFnv3 = 4257.2N力FFnh4 =139866NFnV4 =6067.27N弯距M HC =176190.12N mmMVC = 43684315N mmM总弯Mt =山76190.122 + 436843.152 = 471035.98N mm距扭距T口 =211600N mmT表4Ft4 = 8201.55NFq 二 3808.64NFa4 二 2045.41Ndmin=48.72mm选用GYS理凸缘联轴器图4 中速轴载荷分析5按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时

40、，通常只校核轴上承受最大弯距和扭 距的截面（即危险截面C）的强度，根据教材式（15-5 ）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭 转切应力为脉动循环变应力，取=0.6 ,轴的计算 应力疗 _ 寸Mr +(aT2 _(471035.982 +(0.6x 211600 2 MPaW=57.27MPa0.1 443caa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由教材表 15-1得；丄=60MPa。因此匚ca :：J，故安全。（三）低速轴的设计 已知参数:PIII =4.16kw , n川=50.42 r min , Tm = 788000 N mm1.求作用在齿轮上的力 受力分析和力的对称性可知Ft4 二

41、Ft3 =8201.55NFr4 二 Fr3 二 3080.64NFa4 =Fa3 =2045.41NV图5低速轴结构图2.初步确定轴的最小直径先按教材式（15-2 ）初步估算轴的最小直径。选 取轴的材料为45钢，调质处理。根据教材表15-3， 取Ao =112，于是得帀J4.16dmin =Ao3J=112 汇辛mm = 48.72mm川V 50.42可见低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的 直径d旧（图4）。为了使所选的轴d田与联轴器 的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转距Tea =KaT川，查教材表14-1，考虑到转距变化很小，故取Ka =1.5，则Tea 二 KaTII

42、I =1.5 788000N mm =1.182 106N.mm按照计算转距Tca应小于联轴器公称转距条件，查 指导书，选用GYS7型凸缘联轴器，其公称转距为1600000N.mm故取=50mm，半联轴器长度L =112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度Li = 100mm。轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图 5。（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。因轴承主要受径向力的作 用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据低速轴的强度满足要求di=55mm，由轴承产品目录中初步选取 0基本游 隙组、标准精度级的角接触球轴承 7212AC其内 径为60mn!勺,

43、故du=dvi皿=60mm ;右端滚动轴承 米用轴肩定位，故取dni丄v= 70mm。2）取安装齿轮处的轴段d、是直径dv= 64mm , 齿轮的左端用轴肩定位，故dIV V = 74mm已知齿轮轮 毂宽度为72mm为了套筒端面可靠地压紧齿轮， 此轴段应略短于轮毂宽度，故取Ivy =63mm。Fr1 =1565.27 NFr2 =3455.69N3）参考文献【2】表11-10，螺钉直径选10mm 端盖大径取160,轴承端盖的总宽度为40mm （由 减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端 盖的装拆，取端盖的外端面与半联轴器右端面间 的距离I =12mm,故取1心=74mm。4）取齿轮距箱体

44、内壁之距离a14mm ,考虑到箱体 的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体Fd1 =1064.38NFd2 =2349.87N内壁一段距离是s,取s=8mm，挡油环取10mm. 已知滚动轴承宽度B7mm，故lVi 乂| = B s a2 d=（17 8 16 10 2）mm = 56mmb 卫=10mmliii JV =62mm（3 ）轴上零件的周向定位Fa1 = 2725.59NFa2 =2349.87N齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d-vi由教材表6-1查得平键截面b h =18mm 11mm ,键槽用键槽铣刀加工，长为50mm选择齿轮轮毂与轴配合为竺。同样，半联r6轴

45、器与轴连接，选用平键截面16mm 10mm 110mm。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。（4 ）确定轴上圆角和倒角尺寸R=3314.3264NP2 =3801.259N参考教材表15-2 ,取轴端倒角为C2 ,各轴肩处的圆角半径在0.8-2mm选取求轴上的载荷Lh1 = 20556.9h首先根据轴的结构图（图5）做出轴的载荷分 析（图6）,在确定轴承的支点位置时LAB=114mm , Lbc =112mm , Lcd = 76mm根据轴的计算简图做出轴 的弯距图和扭距图（图6）。可以看出截面C是轴 的危险截面。现将计算出的截面C处的Mh , Mv，及M

46、的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反Fnh5 =592.68N ，FnV5 = 4064.48N，力FFnh6 =2487.96NFnv6 =4137.07NMvc =422172.64N mm弯距MMhc =934976.7N mm总弯Mc = J934976.72 +422172.642 =1025870.925N距扭距TTin =788000N mm表5耳=48284NFr4 = 6226.4Nmm=2837.5NFd4 = 3965NFa3 =3215.3NFa4 =4878.17N1呂MVI dir rrllTrfTflllL卜fdMellTrrrn.图6低速轴的载荷分析5、按弯扭

47、合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面C）的强度，根据教材式（15-5）及上表 中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应 力，取 0.6，轴的计算应力,10258709250.6 78800020.1 x 643B 二 5209.55N 巳二 6849.04 N= 43.09MPaLh2 =11218.24h前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由教材表15-1得 ；7 =60MPa。因此二ca 十，故安全。七.计算轴承寿命（一）高速轴上轴承的寿命校核已知参数 Fa =375.72N, n =360r min，查教材可知角接触球轴承7207A

48、C的基本额定动载荷 C=29000N1.求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2由图4及表5可知,Fr1 二.Fnv12 Fnh12 = 1337.64 2 8 1 2.882N -1565.27NFr2 f*Fnv22 Fnh22 h3455.57229.342N =3455.69NF“ =4107.46NFr6 =4827.56N2.求两轴承的计算轴向力Fai和Fa2对于7207AC按教材中表13-7,轴承派生轴向力Fd =0.68Fr，因此可算得Fdi =0.68Fn =0.68 1565.27N =1064.38NFd2 =0.68Fr2 =0.68 3455.69N =2349.87N按

49、教材中式（13-11 ）得Fd1 上二 Fd2 Fa1=Fd2 Fa1 -Fd1 =2349.87 375.72 -1064.38 = 1661.21NFa1 =Fd1 ： =1064.38 1661.2仁 2725.59NFa2 =Fd2 =2349.87N3.求轴承当量载荷R和P2Fa1 2725.59Fr1 _ 1565.27= 1.78 ea2r22349.873455.69=0.68 = e则对于轴承1 Xj =0.41 =0.87车由承2x2 =1Y2 =0Fd5 二 2793.07NFd6 二 3282.74NFa5 二 2793.07NFa6 =4838.48N按教材中式（13

50、-8a）,当量动载荷P = fd（XFr YFa）。由于轴承有轻微冲击，查教材表 13-6，取 fp =1.1，则R =4525.43NF6 = 5310.32NP =+YFa1） =1.仆（0.41汉1565.27+0.87汇2725.59）卜= 3314.3264NF2=fP（X2Fr2 %卩玄2）=1.1 （1 3455.69 0）N=3801.259NLh3 =435163.82h计算轴承寿命 由教材式（13-4 ）知角接触轴承；=3。因为P2.R ,所以按轴承2的受力大小校核Lh1106 C ；60n P23* 29000=20556.9h60 汉 360(43801.295 丿10

51、6（二）中速轴上轴承的寿命校核 已知参数Fa 二 Fa3 Fa2 =2045.41 673.1 “372.3Nn =201.68r min查文献【2】表6-6 :可知角接触球轴承7208AC的基本额定动载荷C=35200N1.求两轴承受到的径向载荷FM和Fr2 由图4及表5可知,Fr3 二、Fnv32 Fnh32 二 2057.72 4257.22N =4728.4N高速轴 外伸端处键 满足挤压 强度要求Fr4 = JfnV42 FnH42 h；1398.662 6067.272N =6226.4N2.求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于7208AC按教材中表13-7，轴承派生轴向力Fd =

52、0.68Fr，因此可算得Fd3 =0.68Fr3 =0.68 4728.4N =3215.3NFd4 =0.68Fr4 =0.68 6226.4N = 4233.95N按教材中式（13-11 ）得Fd3 亠二亠 Fa =Fd4二 Fd4 - Fa - Fd3 =4035.05 -13723 -3209.97 =-547.22NFa3 = Fd3=3215.3NFa4 =Fd4 =423395 547.22 =4781.17N高速轴 小锥齿轮处 键满足 挤压强度Fa3 =3215.3Fr3 - 4728.4=0.68 = eFa4Fr44781.176226.4= 0.77 e3.求轴承当量载荷

53、R和P2则对于轴承3 X3=0.41Y3=0.87车由承4X4 =1 Y4 =0按教材中式（13-8a）,当量动载荷P = fd（XFr YFa）。由于轴承有轻微冲击，查教材表 13-6，取 fp =1.1，则F3 二 fp(X3Fr3 Y3Fa3) =1.1 (0.41 4728.4 0.87 3215.3)N= 5209.55N巳二 fp(X4Fr4 Y4Fa4) =1.1 (1 6226.4 0)N =6849.04N 4 .计算轴承寿命由教材式（13-4）知滚子轴承；=3。因为P2 P1 ,所以按轴承4的受力大小校核Lh2_10 C60n i巳丿10660 沃 201.68 16849

54、.04 丿35200 屮! =11218.24h中速轴上 斜齿轮处 键满足 挤压强度（三）低速轴上轴承的寿命校核 已知参数Fa =Fa4 =245.41Nn =50.42 r min 查教材可知角接触球轴承7212AC的基本额定动载荷 C=58200N求两轴承受到的径向载荷Fr5和Fr6由图4及表5可知，中速轴上 大锥齿轮处 键满足 挤压强度Fr5 = .,.FNV52 Fnh52 二 4064.482592.682N =4107.46NFr6 = $Fnv4 Fnh4 h；：4 1 37.0722 4 87.962N =4827.56N求两轴承的计算轴向力Fa5和 Fa6对于7212AC按教

55、材中表13-7，轴承派生轴向力Fd =0.68Fr，因此可算得Fd5 =0.68Fr5 =0.68 4107.46N =2793.07NFd6 =0.68Fr6 =0.68 4827.56N = 3282.74N按教材中式（13-11 ）得Fd5 Fa 二 Fd6 = Fd5 Fa - Fd6 = 2793.07 2045.41 -3282.74 = 1555.74NFa5 二 Fd5 =2793.07N低速轴上 斜齿轮处 键满足挤压强度Fa6 二 Fd6=3282,74 1555.74 = 4838.48N求轴承当量载荷P5和P6Fa5 2793.07eFr54107.46Fa6 4838.

56、48“ eF6 - 4827.56 -则对于轴承5 X5=0.41Y5 =0.87轴承 6 X6=1 丫6=0按教材中式(13-8a),当量动载荷P = fd(XFr YFa)。由于轴承有轻微冲击，查教材表 13-6，取 fp =1.1，则P5 =fp(X5Fr5 丫5Fa5) =1.1 (0.41 4107.46 0.87 2793.07)-4525.43NF6 二 fp(X6Fr6 YeFa6)=1.1 (1 4827.56 0)N-5310.32N计算轴承寿命 由教材式（13-4 ）知角接触轴承；=3。因为P6 P5，所以按轴承6的受力大小校核10660 50.42严也=435163.8

57、2h5310.32八.键的校核（一）高速轴上键的校核1）高速轴外伸端处键的校核已知轴与大带轮采用键联接，矩为T =127330N mm，轴径为 d =30mm，宽度b =10 mm ,高度 h = 8mm，键长L = 40mm。联车由器、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由教材表6-2查得许用挤压应力二p =100 200MPa ,取其平均值，；p =110MPa。键的工作长度 I = L b =40 -10mm = 30mm ,键与联轴器键槽的接触高度k =0.5h =0.5 8mm = 4mm由教材式（6-1 ）可得2T 2 027330“厂“厂二p =70.7MPa 乞6 =110MP

58、akid 4 30 30故挤压强度足够。2）高速轴小锥齿轮处键的校核已知轴与齿轮采用键联接，转矩为T =127330N mm，轴径为 d=32mm，宽度 b=8mm,高度h = 7mm，键长L = 40 mm。小锥齿轮、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由教材表6-2查得许用挤压应力二P =100 200MPa ,取其平均值，二P =110MPa。键工作长度I二L - b =40 -8mm = 32mm,键与联轴器键槽的接触高度 k =0.5h =0.5 7mm=3.5mm由教材式（6-1 ）可得Q-TQ X d Q-7QQ Q% = 71.05MPa 兰% =110MPap kid 3.5

59、 32 32p故挤压强度足够。（二）中速轴上键的校核（1）中速轴上斜齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，转矩为T- =211600 N mm，轴径为 d = 44 mm，宽度 b = 12 mm ,高度 h = 8 mm ,键长 L = 28 mm。齿 轮，轴和键的材料皆为 45钢，有轻微冲击，由教材表6-2查得许用挤压应力匚p =100 200MPa ,取其平均值，匚p =110MPa。键的工作长度 丨二Lb = 2812mm =16 mm ,键与齿轮键槽的接触高度k = 0.5h = 0.5 8mm = 4mm .由教材式（6-1 ）可得2T 2 汉 229843.34JMPa =50.

60、43MPa H；p =110MPap kld 4 53 43p故挤压强度足够。（2）中速轴上大锥齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为T- = 211600N mm，轴径为 d = 44 mm，宽度b 二 12 mm ,高度 h = 8 mm ,键长 L = 28 mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由教材表6-2查得许用挤压应力二p =100200MPa ,取其平 均值，二P =110MPa。键的工作长度I = L 一 b =40 10mm =30mm ,键与齿轮键槽的接触高度 k = 0.5h = 0.5 8mm二4mm .由教材式（6-1 ）可得2T 2 2116