二级展开式圆柱齿轮减速器课程设计说明书

机械设计课程设计设计说明书设计题目二级展开式圆柱齿轮减速器TOC\o"1-5"\h\z一、设计任务书 1\o"CurrentDocument"二、总体设计 1.分析和拟定传动方案 1.电动机的选择 3.传动比的分配 4.运动和动力参数计算 6三、主要传动零件的计算和设计 12.带、齿轮、链轮等 14.轴的设计和计算 22.滚动轴承的选择和计算 23.联轴器的选择和计算 24四、润滑和密封的说明 25五、拆装和调整的说明 25六、减速箱体的附件的说明 25七、设计小节 25八、参考资料 261.传动方案示意图：（二级斜齿轮展开式）D1.传动方案示意图：（二级斜齿轮展开式）D=42mmn=1460r/mini：=34.09一、设计任务书：设计带式输送装置原始数据：输送带牵引力F=4.5KN；带速V=1.8m/s；鼓轮直径D=400mm工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度为35°C；动力来源电力，三相交流，电压380/220V。批量生产，一般机械工厂；检修间隔期，四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；二、总体设计n=0.96X0.99x0.972X0.994x0.96=0.825（2）工作机所需的功率Pw=FV/1000=4500x1.8/1000=8.1KW（2） 电动机功率P”dPd=Pw/n=8.1/0.825=9.818KW(3) (3) 3电动机转速ni=i义i义i=16.99总带高低滚筒工作转速：nw=60x1000v/nD=60x1000x1.8/(加义400)=85.94r/minI总=i%xJ=(2〜4)x(3〜5)2/(L3〜1.5)=12〜76.92电动机转速nd=nwxi总=85.94x(12.~76.92)=1030.8〜6607.4符合的有1500r/min和3000r/min方案电动机型号额定功率/KW电动机同步转速满载转速额定转矩轴中心高1 Y160M1-2 11 3000 2930 2.0422 Y160M-4 11 1500 1460 2.242选取方案2选n=1500r/min4电动机额定功率/KW同步转速满载转速额定转矩轴中心高轴直径由P额＞Pd取P额=11KWY160M-4 11 1500 1460 2.0 160mm42mmn1=730r/minn2=211.60r/minn3=86r/min3.传动比1总传动比‘总='‘总='带乂'高乂‘低2=1460/85.94=16.99nw2分配，高=(1・3〜1・5)『.4%i=ix1.4i2总带低P1=9.331kwP2=8.961kwP3=8.605kwP4=8.434kw取i带=2 贝Ui低=2.46i高=3.454.运动动力参数1各轴转速nm=1460r/min满载时n1=nm/i带=1460/2=730r/minn2=nm1/i高=730/3.45=211.60r/min圆筒 n4=n3=n2/i低=211.60/2.46=86.02r/min2各轴输入功率

I轴 PI=PdXn带=9.818x0.96=9.425kwTd=64.22N•mII轴 PII=PIxn轴承xn齿=9.425x0.99x0.97=9.051kw Ti=123-30N*mT广386.00N•min轴 Pin=PIIxn轴承Xn齿=9.051X0."X0.97=8.692kw T3=963.77N•mT4=944.59N•m卷筒轴Piv=P1nxn轴承Xn联=8.692X0.99x0.99=8.518kwI~W轴输出功率=输入功率xn轴承=0.99xPnP1=PI义0.99=9.331kwp2=PIIX0.99=8.961kwP3=PIIIx0.99=8.605kwp4=Pivx0.99=8.434kw3各轴输入扭矩（N•m）电动机Td=9550xPd/nm=9550x9.818/1460=64.22N•mI轴 T1=Tdxn带xi带=64.22x0.96x2=123.30N•mI轴 T2=T]Xi高xn轴xn带=123.30x3.45x0.99x0.97=408.50N•min轴 T3=T2xi低xn轴xn带=408.50x2.46x0.99x0.97=965.01N•m卷筒轴T4=T3xn轴Xn联=965.01x0.99x0.99=945.80N•m输出扭矩TI=T]xn轴=123.30X0.99=122.07Pc=KAxPd=1.3x9.818=12.76kwd1=140mmd2=id1=2X140=280mmPc=KAxPd=1.3x9.818=12.76kwd1=140mmd2=id1=2X140=280mmao=550mmTIu=T3xn轴=965.01x0.99=955.36Lo=1768.6mmTI皿=T4xn轴=945.80x0.99=936.342Lo=1768.6mm三、主要传动件的计算与设计a=565.7mm1V带传动(1)由16h/天，Pw=8.1kw查表取Ka=1.3Pc=KAxPd=1.3x9.818=12.76kw小带轮n1=nm=1460r/min由书P157图8-11选用B型V带(2)确定d1和d2 a1"165'82推荐d1=125〜140mm取d1=140mm>dmin=125mmd2=id1=2x140=280mm(3)带速 v=兀d1nl/(60X1000)=n*140x1460/(60x1000)=10.70>5m/s10.7<25m/s带速合适(4)基准长度Ld和中心距a初选中心距 ao=(0.7〜2)(d1+d2)=(0.7〜2)(140+280)=294〜840Z=5取ao=550mmFo=211.9N兀，，L=2a+ (d+d)+o兀，，L=2a+ (d+d)+o0 2 1 2"2——1—=2x550+—x(140+280)+—

4a 2 4x5500=1768.6mm基距：由P146表8-2取Ld=1800mm- L基距：由P146表8-2取Ld=1800mm中心是巨a仁a+—4 0-=550+ =565.7mm0 2 2Fq=2102.9N(5)Fq=2102.9Na=180。-d2-d1x57.3。=180。-280-140x57.3。=165.82。>120。a 567.5合适(6)确定根数Zq=HZ=58z= c(P0+AP0)KaKL根据d1=140mm,n1=1460r/min,查书P154表 用线性插入法得：P0=2.82kW又i=2,查表用线性插入法得：△P0=0.46kW由表知得Kf=0.95得：B型，由a=165.82°，用线性插入法得Ka=0.960，由此可12.76z= (2.82+0.46)x0.960x0.95=4.266取z=5⑺计算作用在带轮轴上的压力FQ由课本P149表查得q=0.18kg/m,得V带的初拉力:K=1.6500P(2.5(Kaczv-1)+qv2=500义12.76(2.5 x5x10.7010.960-11+0.18x10.702=211.9n)Zh=2.433作用在轴上的压力FQ,8=8+8=1.560a 165.82=2102.9NF=2zFsint=2x5x211.9x=2102.9N：=1.221：=1.221x105n1精度等级，材料及齿数(1)选用斜齿圆柱齿轮闭式软齿面传动mm(2)初选7级精度Z®=189.8MPa1/2(4)选小齿轮Z1=17齿数比i=3.45Z2=17x3.45=58.65取Z2=58Z®=189.8MPa1/2(4)选小齿轮Z1=17齿数比i=3.45Z2=17x3.45=58.65取Z2=58A=[(i-z/z)/i]x100%=1.1%<1.5%21oHlimoLlim=600MPa=550MPa(5)初选螺旋角0=14°N1=4.2x109(6)I高=3.45，n1=730r/minZ1=17，Z2=58P1=9.331I低=2.46，n1=221.60r/minZ1=21，Z2=51P1=8,961N2=1.22x109Khn=0.90Khn2=0.92，>1t——■——

巾£u-HloH确定公式内各计算数值[o]=540MPa[oH]2=506MPa[or]=([oH]1+[oH]2)/2=523a.试选K=1.6(3)材料选择：小齿轮材料40Cr（调质）齿面硬度为280HBS大齿轮材料45(3)一，高速对齿轮：d=61.98mm1tc.由图10-26查得e=0.745和e=d=61.98mm1tc.由图10-26查得e=0.745和e=0.815则e=e+e=1.560ala2aa1a2v=2.37m/sd.小齿轮传递转距9.331T=95.5x105P/n=95.5x105x- =1.221x105n•mm730e.由表10-7选取齿宽系数。d=1b=61.98mmf.由表10-6查得材料的弹性影响系数Z=189.8MPa1/2Em=3.54mmnth=7.96mmb/h=7.79b.由图10-30选取区域系数Zh=2.433£p=1.348K=1.426HPd1t；2xl.6x1.221x1054.451£p=1.348K=1.426HPd1t；2xl.6x1.221x1054.451x1.65x 3.45,2.433x189.8、x( )2=61.98mm523b圆周速度_ndn

v—60x10003.1416x61.98x730…, =2.37m/s60x1000c.计算齿宽b及模数mntK=1.37FPK二KHaFaK=1.848=1.2b=。d=1x61.98=61.98mmdcosP 61.98xcos14°mnt17=3.54mm65.03mmo =600MPag.由图10-21d查得齿轮的接触疲劳强度极限ol:=550MPah.应力循环次数N1=60njL=60x730x20x300x16=4.2x109N2=N1/i=4.2x109/3.45=1.22x109高i.由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.92j.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1[oH]=0.9x600=540MPa[oH]2=0.92x600=506MPa[o]=([oH]]+[o^]2)/2=(540+506)/2=523h=2.25m=2.25x3.54=7.96mmb/h=6138/7.96=7.79d.计算纵向重合度£pm=3.712mm专=0.31邪/1tanP=0.318x1x17xtanla=1.348e.计算载荷系数K由表10-2查得使用系数KA=1K=1.776根据v=2,37m/s,7级精度，由图10-8查得动载荷系数K「L08,K=1.776K=1.426HP由表10-13查得，p=L37由表10-3查得K=K=1.2Ha FaZ=18.62Z；=61.60故载荷系数K=KAKVKHK郎=1.08xZ=18.62Z；=61.60f.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=d1R!K/K=61.9841.848/1.6=65.03mmg.计算模数mn65.03x65.03xcos14o =3.71217.按齿根弯曲强度设计2KTYcos2PYY 1p •FaSa[O]F①确定计算参数a.计算载荷系数；KvKfKFp=1.08x1x1.2x1.37=1.776b.根据纵向重合度)=1.348，从图10-28查得螺旋角影响系数Yp=0.88

c.计算当量齿数=3mmnd.查取齿形系数由表10-5查得Z17 = =18.62COS3Pc.计算当量齿数=3mmnd.查取齿形系数由表10-5查得Z17 = =18.62COS3PCOS314。Z58 2——= =61.60COS3pCOS314。=d=65.03mmY=2.91,Y =2.276,Fa1 Fa2Y=1.536,Y=1.734SalSa2e.计算大、小齿轮的YFaYs^并加以比较[°F]Z2=72o =520MPa,Q =480MPaKN]=0.92，KN2=0.94a=143.77mm取S=1.4,[o]=K xo /S=0.92x520/1.4=341.71[oF]2=KN2xoFE2/S=0.94x480/1.4=322.29^Fa14a1[o]F1Fa2Sa2[O]F2当沪二0.01308F二0.01225p=14。21'41"小齿轮的数值大。②设计计算d=65.03mmd=222.61mm■2x1.776x1.221x105x0.88d=65.03mmd=222.61mm172x1.560■ x172x1.560因此取m「3mm，可满足齿根弯曲疲劳强度。为满足齿面接触疲劳强度取d=d=65.03mmB—65mm2B=70mm1dcosp 65.03xcos14°Z——1 = =21.03m 3n取z1—21，则Z2―uZ1—3.45x21—72.45取z2=72；Kt=Kt=1.6-9-①计算中心距_(，①计算中心距_(，+z)m

2cosp(21+72A3=143.77mm2cos14。Zh=2.4338尸a1+8a2=1.6将中心距圆整为144mm②按圆整后的中心距修正螺旋角p=arccos-i2amn=②按圆整后的中心距修正螺旋角p=arccos-i2amn=arccos⑵.72"3=14。21'41〃

2x144因6值改变不多，故3，Kp，ZH等值不必修正。③计算大、小齿轮的分度圆直径Zm21x3—= =65.03mmcospcos14021rZ2m^=72X3=222.61mmcospcos14°21'T2=4.044x105N•mm。=1Z®=189.8MPa1/2oi=600MPaN1=1.22x109N2=4.95x108KHN1=0KHN1=0-92KHN2=0.95叫=55MPa0H2=52MPa0M叫阿2)2=537.25d=94.37mmv=1.05m/sd.小齿轮传递转距b=94.37mm④计算齿轮宽度%=。d1=1x65.03=65.03mm所以取B2=65mm;q=70mm二，低速对齿轮啮合选小齿轮Z]=21,齿数比i=2.46,Z2=21x2.46=51.66,取Z2=51A=[(i-z2/z)/i]x100%=1.28%<1.5%a.试选K=L6b.由图10-30选取区域系数Zh=2.433c.由图10-26查得8]=0.760和82=0.840则8=81+82=1.600mtmt=4.36mmh=9.81mmb/h=9.62T=95.5x105P/n=95.5x105x8961=4.044x105nmm2 2 1 211.6e.由表10-7选取齿宽系数。d=1f.由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze=189.8MPa1/2

o=600MPaHlim£p_1.665g.由图10-21d查得齿轮的接触疲劳强度极限ollim=£p_1.665h.应力循环次数N1=60njL=60x211.6x20x300x16=1.22x109N2=N1/i=1.22x109/2.46=4.95x108低i.由表10-19查得接触疲劳寿命系数Khn1=0.92,Khn2=0.95_1.43j.计算接触疲劳许用应力，取安全系数_1.43[oH]=0.92x600=552MPa[oH]2=0.95x550=522.5MPa[o]=([oHL+[o^]2)/2=(552+522.5)/2=537.25d1t,2x1.6x4.044x1053.461x1.60x 2.46x(2.433x189.8%二94.37mm537.25_1.4b圆周速度丫_兀d3_3.1416x94.37x211.6_105m小V-60x1000 60x1000 .msK_K_1.1Ha FaK_1.65d_95.34mm1mn_4.405d_95.34mm1mn_4.405b=M_1x94.37_94.37mmm_dcosP_94.37xcos14°_436mmntz 211h_2.25m_2.25x4.36_9.81mmb/h_94.37/9.81_9.62d.计算纵向重合度£p2P_0.31叱qtanP_0.318x1x21xtan14)_1.665e.计算载荷系数K由表10-2查得使用系数KA_1K_1.62根据v=1.05m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数KV_1.05,故查表10-4得K_1.430邱-11-

Z=22.99

2^2=55.83Z=22.99

2^2=55.83由表10-3查得K=K=1.1Ha Fa故载荷系数 K=KAKVKHKHb=1x1.05x1.1x1.43=1.65f.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径=d1加'K/K=94.37:1.65/1.6=95.34mmg.计算模数mndcosp 95.34xcos14°m= -= =4.405nz 211(3).按齿根弯曲强度设计,2KTYcos2pyYm>3 T- •FaSan\ 9Z28 [O]d1a F①确定计算参数a.计算载荷系数K=KAKVKHaKHp=1x1.05x1.1x1.4=1.62m=3mmd.查取齿形系数Z

m=3mmd.查取齿形系数Z

2——COS3p51COS314°=55.83d=d=94.37mm由表10-5查得YF^=2.69,YF2=2.290，YS1=1.575,YSa2=1.715Z1=30b.根据纵向重合度8p=1.665，从图10-28查得螺旋角影响系数Yp=0.88c.计算当量齿数Zr1=COS3p=COS314°=2Z99ZZ2=73e.计算大、小齿轮的军工并加以比较，由图10-20c以及图10-19得[OF]oFE1KFN1二520MPa,oFE1KFN1=0.92,KF：0.94取S=1.4,[o]=K xo /S=0.92x520/1.4=341.71[oF]2=KFN2xoFE之/S=0.94x480/1.4=322.29'a14a'a14a1

[OFl

4a24a2

[oF]2a_159.23mmZ290XL715=0.01219322.29小齿轮的数值大。②设计计算d_92.60mmd_225.32mm、,2X1.62x4.044x105x0.88d_92.60mmd_225.32mmm>31 21-1600 x0.01240=2.67mm因此取mn=3mm，可满足齿根弯曲疲劳强度。为满足齿面接触疲劳强度取d=d=94.37mm，所以94.37xcos14o

3_30.52B_90mm1B94.37xcos14o

3_30.52B_90mm1B_85mm2取Z1_30，则Z2_mZ]_2.46x30_73.8取z2=73；(4).几何尺寸计算①计算中心距轴的材料选用常用的45钢_(z+z)m

2cosp(30+73)x3_159.23mm2cos14。将中心距圆整为159mm②按圆整后的中心距修正螺旋角p_arccos(Z1+Z2)mn_arccos(30+73)x3_13039'50〃

2a 2x159p_13。39'50〃因6值改变不多，故，Kp,ZH等值不必修正。③计算大、小齿轮的分度圆直径-13-Zm30x3—^== =92.60mmcosP cos13°39'Zm=7333=225.32mmcosP cos13°39'④计算齿轮宽度b=④计算齿轮宽度b=。d=1x92.60=92.6mmd=42mmid=45mm2d=55mm3所以取B=90mm,B=85mm七.轴的设计和计算1.初步计算轴径轴的材料选用常用的45钢当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为：dd>Ax1，3轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的A值；2轴为非外伸轴，初算轴径作为最大直径，应取较大的A值；查表15-3,取A1=A3=110，A2=120。TOC\o"1-5"\h\zp 9.331d>Ax,1-==110x3, =25.72mm\o"CurrentDocument"1 13.n 3730d>AXq:乙=120xJ8961=41.83mm2 23,n3211.61 2,,■p 8.605d>Axi—3=110x3186=51.07mmV3考虑到1轴要与大带轮联接，初算直径d1必须与其和电动机相匹配，轴上有一个键槽，故最小直径加大5%，所以初定d1=42mm取d2=45mm；d3=55mm3.确定各轴的直径与长度m轴输出轴dmin=55mm1）轴m设计图如下:名称ABCDE尺寸59.581108143.5名称FGd1d2d3尺寸5082555965名称d4d5d6d7尺寸595552482）确定各轴段直径A段：d1=55mm,与轴承（圆锥滚子轴承30311）配合（初步选择滚动轴承，根据相配的尺寸，与轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30311,其尺寸为dxDxT=55mmx120mmx31.5mm）B段：4=59mm,非定位轴肩,h取2mmdC段：3=65mm,定位轴肩，取h=3mmdD段：4=59mm,非定位轴肩，h=2mmdE段：5=55mm,与轴承（圆锥滚子轴承30311）配合dF段：6=52mm,非定位轴间h=1.5mmG段：d7=48mm,联轴器孔长度，此时可根据此数据确定联轴器长度。3）确定各段轴的长度-15-

A段:由轴承（圆锥滚子轴承30311）宽T=31.5mm和轴套长%=12mm挡油环b=12mm齿轮齿毂比轴段宽4mm,所以L=（T+b+b+4）mm=59.5mm1 3B段：L2=81mm，与齿轮配合，齿轮齿宽减去4mm,便于安装C段：4=10mm,，定位轴间取10mmD段：L4=81mm,由箱体的内部尺寸减去各部尺寸E段：L5=43.5mm,与轴承（圆锥滚子轴承30311）配合T=31.5mm挡油环宽b=12mm故4=T+b=43.5mmF段：L6=50mm,考虑箱体壁厚以及端盖厚度和便于取下端盖螺钉G段：L7=82mm，与联轴器配合，比联轴器工作段短2mm即L—（84一2）mm—82mm7轴的总长L=407mm4）齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d2=59mm由表6-1查得平键截面bxh=18X11键槽用键槽铳刀加工，长为63mm，同时为了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幺，同样，半联轴器与轴的连接，选n6用平键为bxhxl=14x19x70，其配合为甘。滚动轴承与轴的周向配合定位是由6过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为m6。5）参考表15-2,取轴端倒角为2x45。，其余尺寸输出轴的CAD图。6）求轴上的载荷并校核轴的强度P=8.605kwP=8.605kw3n3=86r/minT3=955.55N•md—225.32mm々二PIIIX0.99=8.605kwn3=86r/minT『955.55N•md2=225.32mm2T——3d32,955.55*1000二8481.7N225.32=f则%=8481.7义tcosp2tan20。cos13°39'50"=3176.8NF:8481.7NtF:3176.8NF=Fttanp2=8481.7,tan13°39'50"=2059.8N其作用力的方向如图所示F:2059.8Ndl11型圆锥滚子轴承，由手册中查得乩9mm，因此支撑跨距对于303二2252nmL+L=152.1mm+73.1mmFNH1・一一=2753.20N225.2FNH2-17-152.1225.2=5728.54N+L3=225.2mmF=2753.20NF=5728.54NF1=1454.7NF=1722.1NMF=1722.1NMNH=418759.0N•mmMV1=221259.9N•mmMV2=125885.51N•mmM1=473619.1N•mmM2=418948.1N•mmFL+-a F 二=——2-=[(3176.8x73.1)+(2059.8x92.60/2)]/225.2=1454.7NNV1 L+LF=F—F=3176.8-1454.7=1722.1NM=(FxL+FxL)/2=418759.0N-mmM=FL=1454.7x152.1=221259.9N-mmMV2=F^L=1722.1x73.1=125885.51N-mmM=JM2+M2=473619.1N•mm%HV1M2=418948.1N•mmT3=955.55N•m4. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据、；M2+(ST)2 ,'418948.12+(0.6x955550)2o=-——1 3——= =34.57MPaca W\ (0.1x593)2前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得[o]=60MP—1 ao=34.57MPao〈[o]o=34.57MPa5; 精确校核轴的疲劳强度.⑴.判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面W和皿处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,齿轮键槽截面a上的应力最大.截面BC的应力集中的影响和截面AB的相近，但是截面BC不受扭矩作用，同时轴径也较大,故不必做强度校核.键槽截面a上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径较大,故a也不必做强度校核,其他截面显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需校核截面AB左右两侧需验证即可.⑵.截面AB左侧。抗弯系数 W=0.1d3=0.1x553=16637.5mm3抗扭系数 Wt=0.2d3=0.2x553=33275mm3731—385W=16637.5mm3截面AB左侧的弯矩M为M=M1x-3 =224175.4NW=16637.5mm3截面AB上的扭矩T3为T3=955.55N•m截面上的弯曲应力M224175.4W16637.5M224175.4W16637.5=13.47MPaw=33275mm3截面上的扭转应力。=T=955550二28.72加tW33275轴的材料为45钢。调质处理。由课本表15-1查得：M=224175.4N•mm。二640MP 。=275MP T=155MP截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数a及；按附表3-2查得。0r因-=20=0.036d55经插值法查得d55竺=1.07。「2.0。TT.31又由附图3-1查得轴材料的敏性系数为q=0.82q=0.85此时有效应力集中系数按式(附表3-4)为K=1+q(a—1)=1+0.82x(2.0—1)=1.82K。=1+q°(a。—1)=1+0.85x(1.31-1)=1.26此时由附图3-2得弯曲尺寸系数£。=0.67;由附图3-3得扭转尺寸系数,10.82轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为P=B=0.92轴表面未经过表面强化处理，即。T=28.72MPa。B=640MP。=275MP—1 aT=155MP—1 aK=1.82K。=1.26P=1按式3-12以及式3-12a求得综合系数为：K=K/g+1/P—1=2.8K=K/g+1/P—1=1.62碳钢的特性系数 ①。=0.1〜0.2 取0.1①=0.05〜0.1 取0.05安全系数ScaS= 。― =275/(2.8X4.86+0.1x0)=20.21。K。。a+Q。mS=——匚——=155/(1.62X17.48/2+0.05x17.48/2)=10.62Tk。+①tS=S。S =9.4NS=1.5 所以它是安全的cas22+S2, 。T截面AB右侧P=P=0.92K=2.8K=1.62S=20.21S=10.62s=9.4抗弯系数W=0.1d3=0.1x593=20537.9-19-抗扭系数 WT=0.2d3=0.2*593=41075.8731-385截面AB右侧的弯矩M为M=Mx =224175.4N.mm1 73.1截面AB右侧上的扭矩4为 T=955.55N-m截面上的弯曲应力 。=M=473619.1=23.06MPabW20537.9截面上的扭转应力T=工TWTKK473619.141075.8£PooK1-T-+T；-£P所以£=0.67

综合系数为：=11.53MPa-1=2.8-1=1.62=0.82P=P=0.92K=2.8K=1.62碳钢的特性系数①=0.1〜0.2 取0.1安全系数ScaS= 0-1 二20.21OKJa+Q。mTS= 1 =10.62tk「+①tQ=0.05〜0.1 取0.05SSS=oT=9.4NS=1.5ca /S2+S2所以它是安全的输出轴轴m精确校核完毕轴I的尺寸设计高速轴工作简图如图（2）所示 与 立C.D _初步测定最小直径4=42mmA段：di=42mm由最小直径算出B段：d2=48mm,根据油封标准，选择毡圈孔径为48mmC段：d3=55mm，与轴承（圆锥滚子轴承30311）配合，取轴承内径D段：d4=58mm，设计非定位轴肩取轴肩高度h=2mmE段：d5=65mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴，增加强度F段：M=58mm,设计非定位轴肩取轴肩高度h=2mmdG段，7=54mm,与轴承（圆锥滚子轴承30311）配合，取轴承内径第二、确定各段轴的长度A段：0=2f+3e=63mm依据参考文献【1】表8-10圆整后取々=60mmB段：L2=50mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取50mmC段：L3=43.5mm,与轴承（圆锥滚子轴承30311）配合,加上挡油盘长度12mmL「3=T+b=31.5+12mm=43.5mmD段：L4=113mm,考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度减去箱体内已定长度后圆整得L4=113mmE段：L5=70mm，齿轮的齿宽F段：L6=10mm，T=31.5mm，L6=a-b+8=14-12+8mm=10mmG段：L7=43.5mm,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油盘长度，-21-

^4=T+b=31.5+12mm=43.5mm轴总长L=390mm轴n的设计计算设计图如下:设计图如下:名称ABCDE尺寸43.581216143.5名称d1d2d3d4d5尺寸5559656055首先，确定各段的直径A段:4=55mm,与轴承（圆锥滚子轴承30311）配合B段：d2=59mm,非定位轴肩C段：d3=65mm,定位轴间D段：d4=60mm,非定位轴肩E段：d5=55mm,与轴承（圆锥滚子轴承30311）配合然后确定各段距离：A段：L1=43.5mm,考虑轴承（圆锥滚子轴承30311）宽度与挡油盘的长度F:8481.7NtFF:8481.7NtF:3176.8NF=2059.8NC段：L3=21mm,箱体内壁宽度减去已确定尺寸D段：L4=61mm,与齿轮配合安装E段：L5=43.5mm,考虑轴承（圆锥滚子轴承30311）宽度与挡油盘的长度

总长度为250III轴校核略符合条件八.滚动轴承的选择计算-1031.2N-1031.2N选择圆锥滚子轴承的型号为30311,主要参数如下：dxDxB=55x120x31.5 '基本额定静载荷 Co=188kN基本额定动载荷 C=152kN极限转速 Vmax=3400r/min脂润滑Vmax=4300r/min油润滑2T―3-二2T―3-二d32x955.55x1000225.32二8481.7Ntana-Ftana-F -ntcosP2-8481.7x 3176.8Ncos13°39'50"F-FttanP2-8481.7xtan13°39'50"-2059.8N该轴承所受的径向力约为0.40;Y-1.7F- L3 F-3176.8x一731一-0.40;Y-1.7rL+Lr 73.1+152.13 2右轴承Fa/Co-2059.8/40000-0.051查机械设计手册得判断系数e=0.26Fa/Fr-0.65>e=0.3