〔大学论文〕圆锥圆柱齿轮减速器设计（含word文档） .pdf

1 设计题目：设计题目： 圆锥圆柱齿轮减速器圆锥圆柱齿轮减速器 2 目录目录 设计任务书设计任务书3 3 3 3 传动方案的拟订及说明传动方案的拟订及说明3 3 3 3 电动机的选择电动机的选择3 3 3 3 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数5 5 5 5 传动件的设计计算传动件的设计计算7 7 7 7 轴的设计计算轴的设计计算16161616 滚动轴承的选择及计算滚动轴承的选择及计算38383838 键联接的选择及校核计算键联接的选择及校核计算42424242 联轴器的选择联轴器的选择43434343 减速器附件的选择减速器附件的选择44444444 润滑与密封润滑与密封.44.44.44.44 设计小结设计小结.44.44.44.44 参考资料目录参考资料目录.45.45.45.45 3 设计计算及说明结果 一、一、 设计任务书设计任务书 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传动方案的拟订及说明 计算驱动卷筒的转速 60 100060 1000 1.3 77.6 /min 320 w v nr d = 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、三、 选择电动机选择电动机 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。 77.6 /minwnr= 4 设计计算及说明结果 2）电动机容量 (1)卷筒的输出功率p 2100 1.3 2.73 10001000 fv pkw = (2)电动机输出功率 dp d p p = 传动装置的总效率 12 3345 26 = 式中 1 、 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 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；则 0.96 0.9883 0.97 0.96 0.99 0.99 0.960.81= 故 2.73 3.36 0.81 d p pkw = (3)电动机额定功率 edp 由机械设计（机械设计基础）课程设计表 20-1 选取电动机额定功率 4.0edpkw= 。 3）电动机的转速 推算电动机转速可选范围，由机械设计（机械设计基础）课程设计表 2-1 查得带传动常用传动比范围 12 4i= ，单级圆柱齿轮传动比范围 23 6i= ，圆锥齿轮传动比范围 32 3i= ，则电动机转速可选范围为： 2.73pkw= 0.81= 3.36dpkw= 5 设计计算及说明结果 123931.2 5587.2 /mindnniiir= 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： 方 案 电动机型号 额定功率（ ） 电动机转速 (r/min) 电动机质 量(kg) 同步满载 1y132m1-64100096073 2y112m-441500144043 传动装置的传动比 总传动比v 带传动二级减速器 12.373.13.99 18.564.644 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y132m1-6 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四、计算传动装置的运动和动力参数 1）传动装置总传动比 960 12.37 77.6 mn i n = 2）分配各级传动比 因为是圆锥圆柱齿轮减速器，所以 10.253.1ii= 圆锥圆柱齿轮减速器传动比 2 1 12.37 3.99 3.1 i i i = 12.37i= 13.1i= 23.99i= 6 设计计算及说明结果 3）各轴转速（轴号见图一） 1 21 2 3 1 3 4 2 54 960 /min 960 /min 960 310 /min 3.1 310 77.6 /min 3.99 77.6 /min mnnr nnr n nr i n nr i nnr = = = = = 4）各轴输入功率 按电动机所需功率 dp 计算各轴输入功率，即 1 2125 324 4323 542 3.36 3.36 0.99 0.9883.29 3.29 0.963.16 3.16 0.988 0.973.02 3.02 0.9882.98 dppkw ppkw ppkw ppkw ppkw = = = = = 5）各轴转矩 1 1 1 2 2 2 3 3 3 4 4 4 5 5 5 3.36 9550955033.43 960 3.29 9550955032.73 960 3.16 9550955097.35 310 3.02 95509550371.66 77.6 2.98 95509550366.74 77.6 p tnm n p tnm n p tnm n p tnm n p tnm n = = = = = 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 1 2 3 4 5 960 /min 960 /min 310 /min 77.6 /min 77.6 /min nr nr nr nr nr = = = = = 1 2 3 4 5 3.36 3.29 3.16 3.02 2.98 pkw pkw pkw pkw pkw = = = = = 1 2 3 4 5 33.43 32.73 97.35 371.66 366.74 tnm tnm tnm tnm tnm = = = = = 7 设计计算及说明结果 五、传动件的设计计算五、传动件的设计计算 圆锥直齿轮设计 已知输入功率 23.29pkw= ，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40 rc (调质)， 硬度为 280hbs，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240hbs。 3） 选小齿轮齿数 125z= ，大齿轮齿数 23.1 2577.5z= ，取整 278z= 。 则 2 1 78 3.12 25 z u z = 2、 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 1 132.92 ()2 (1 0.5)2 e t rrh zkt d u （1）确定公式内的各计算数值 1） 试选载荷系数 1.8tk= 2） 计算小齿轮的转矩 2 2 2 95.5 10595.5 105 3.29 32729 960 p tnmm n = 125z= 278z= 8 3） 选齿宽系数 0.33r= 0.33r= 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 lim1600hmpa= ，大齿轮的接触疲劳强度极限 lim 2550hmpa= 5 ） 由 机 械 设 计 （ 第 八 版 ） 表 10-6 查 得 材 料 的 弹 性 影 响 系 数 189.80.5ezmpa= 6） 计算应力循环次数 12 2 6060 960 1 (1 8 300 10)1.3824 109 1.3824 109 4.459 108 3.12 hnn jl n = = = 7)由 机 械 设 计 （ 第 八 版 ） 图 10-19 取 接 触 疲 劳 寿 命 系 数 120.93,0.96hnhnkk= 8) 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 s=1，得 1 2 lim1 1 lim 2 2 0.93 600558 0.96 550528 hnh h hnh h k mpa s k mpa s = = （2）计算 1） 试算小齿轮分度圆直径 1td ，代入 h 中较小的值 1 13 3 2.92 ()2 (1 0.5)2 189.81.8 32729 2.92 ()264.29 0.33(1 0.5 0.33)2 3.1528 e t rrh zkt d u mm = 2） 计算圆周速度 v lim1600hmpa= lim 2550hmpa= 189.80.5ezmpa= 1 2 1.3824 109 4.459 108 n n = = 1 2 558 528 h h mpa mpa = = 164.29tdmm 9 1264.29 960 3.23/ 60 100060 1000 td n vm s = 3.23/vm s= 设计计算及说明结果 3） 计算载荷系数 根据 3.23/vm s= ，7 级精度，由机械设计（第八版） 图 10-8 查得动载系 数 1.12vk= 直齿轮 1hfkk= 由机械设计（第八版） 表 10-2 查得使用系数 1.25ak= 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 1.25hbek= ，则 1.51.5 1.251.875hfhbekkk= 接触强度载荷系数 1.25 1.12 1 1.8752.625avhhkk k kk= = 4） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 11 2.625 33 64.2972.91 1.8 t t k ddmm k = 5） 计算模数 m 1 1 72.91 2.91 25 d mmm z = 取标准值 3mmm= 6） 计算齿轮相关参数 11 22 1 21 1 3 2575 3 78234 3.12 arccosarccos17 4618 2 13.122 1 9072 1342 2 13.122 1 75122.86 22 dmzmm dmzmm u u u rdmm = = = = = + = + = 2.625k= 172.91dmm= 3mmm= 1 2 1 2 75 234 17 4618 72 1342 122.86 dmm dmm rmm = = = = = 10 7） 圆整并确定齿宽 0.33 122.8640.54rbrmm= 圆整取 249bmm= ， 153bmm= 153bmm= 249bmm= 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 1.25 1.12 1 1.8752.625avffkk k kk= = 2） 计算当量齿数 1 1 1 1 2 2 25 26.25 coscos17 4618 78 255.55 coscos72 1342 v v z z z z = = 3） 由机械设计（第八版） 表 10-5 查得齿形系数 12.60fay=22.06fay= 应力校正系数 11.595say=21.97say= 4） 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 1500fempa= ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2380fempa= 5） 由机械设计（第八版） 图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 10.88fnk= 20.94fnk= 6） 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 1.4s= ，得 2.625k= 1 2 26.25 255.55 v v z z = = 11 11 1 22 2 0.88 500 314.29 1.4 0.94 380 255.14 1.4 fnfe f fnfe f k mpa s k mpa s = = 7）校核弯曲强度 1 2 314.29 255.14 f f mpa mpa = = 设计计算及说明结果 根据弯曲强度条件公式 2 2(1 0.5)2 fasa ff r kty y bmz = 进行校核 11 1 1 11 2 2(1 0.5)2 2 2.625 32729 2.60 1.595 85.70 53 32 (1 0.5 0.33)2 25 fasa f r f kty y b mz mpa = = 22 2 2 22 2 2(1 0.5)2 2 2.625 32729 2.06 1.97 29.07 49 32 (1 0.5 0.33)2 78 fasa f r f ktyy b mz mpa = = 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 33.16pkw= ，小齿轮转速 310r/min，齿数比 u=4，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 选择大小齿轮材料均为 45 钢 1 1 85.70f f m p a = 2 2 2 9 .0 7f f m p a = 12 （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 123z= ，大齿轮齿数 24 2392z= 4） 选取螺旋角。初选螺旋角 14= 2、按齿面接触强度设计 123z= , 292z= 设计计算及说明结果 由设计计算公式进行试算，即 3 13 21( )2 the t dh ktuz z d u + (1) 确定公式内的各计算数值 1） 试选载荷系数 1.6tk= 2） 计算小齿轮的转矩 3 3 3 95.5 10595.5 105 3.16 97348 310 p tnmm n = 3） 选齿宽系数 1d= 4） 由机械设计（第八版） 图 10-30 选取区域系数 2.433hz= 5） 由机械设计（第八版） 图 10-26 查得 10.765= ， 20.866= ，则 121.631=+= 6） 由 机 械 设 计 （ 第 八 版 ） 表 10-6 查 得 材 料 的 弹 性 影 响 系 数 189.80.5ezmpa= 7） 计算应力循环次数 13 2 6060 310 1 (1 8 300 10)4.464 108 4.464 108 1.116 108 4 hnn jl n = = = 1.6tk= 1 2 4.464 108 1.116 108 n n = = 13 8） 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 lim1600hmpa= ， 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限 lim 2570hmpa= 9） 由 机 械 设 计 （ 第 八 版 ） 图 10-19 取 接 触 疲 劳 寿 命 系 数 120.95,0.98hnhnkk= 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 1 2 lim1 1 lim 2 2 0.95 600570 0.98 570558.6 hnh h hnh h k mpa s k mpa s = = 12570558.6 564.3 22 hh hmpa + = （2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径 1td ，由计算公式得 3 13 3 21( )2 2 1.6 973485 2.433 189.8 ()254.23 1 1.6314564.3 the t dh ktuz z d u mm + = 2） 计算圆周速度 v 1354.23 310 0.88/ 60 100060 1000 td n vm s = 3） 计算齿宽 b 及模数 ntm 1 2 570 558.6 h h mpa mpa = = 564.3 hmpa= 154.23tdmm 0.88/vm s= 14 1 1 1 1 54.2354.23 cos54.23 cos14 2.29 23 2.252.25 2.295.15 54.23 10.54 5.15 dt t nt nt bdmm d mmm z hmmm b h = = = = = 4） 计算纵向重合度 10.318tan0.318 1 23 tan141.824dz= = 5）计算载荷系数 54.23 2.29 5.15 10.54 nt bmm mmm hmm b h = = = = 1.824= 设计计算及说明结果 根据 0.88/vm s= ，7 级精度，由机械设计（第八版） 图 10-8 查得动载系 数 1.02vk= 由机械设计（第八版） 表 10-3 查得 1.4hfkk= 由机械设计（第八版） 表 10-2 查得使用系数 1.25ak= 由机械设计（第八版） 表 10-13 查得 1.34fk= 由机械设计（第八版） 表 10-4 查得 1.42hk= 接触强度载荷系数 1.25 1.02 1.4 1.422.53avhhkk k kk= 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 11 2.53 33 54.2363.18 1.6 t t k ddmm k = 7） 计算模数 nm 1 1 cos63.18 cos14 2.67 23 n d mmm z = 取 3nmmm= 8） 几何尺寸计算 2.53k= 163.18dmm= 3nmmm= 15 （1）计算中心距 12()(2392) 3 177.78 2cos2 cos14 nzz m amm + = （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 12()(2392) 3 arccosarccos13 5956 22 177.78 nzz m a + = 因值改变不多，故参数 、 hz 等不必修正 （3）计算大小齿轮的分度圆直径 177.78amm= 13 5956= 设计计算及说明结果 1 1 2 2 23 3 71.1 coscos13 5956 92 3 284.4 coscos13 5956 n n z m dmm z m dmm = = （4）计算齿轮宽度 11 71.171.1dbdmm= = 圆整后取 271bmm=176bmm= 3、 校核齿根弯曲疲劳强度 1） 确定弯曲强度载荷系数 1.25 1.02 1.4 1.342.39avffkk k kk= 2） 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 0.88y= 3） 计算当量齿数 1 2 71.1 284.4 dmm dmm = = 176bmm= 271bmm= 2.39k= 1 2 25.17 100.69 v v z z = = 16 1 2 1 2 23 25.17 (cos)3(cos13 5956)3 92 100.69 (cos)3(cos13 5956)3 v v z z z z = = 4）由机械设计（第八版） 表 10-5 查得齿形系数 12.62fay=22.18fay= 应力校正系数 11.59say=21.79say= 5） 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 1440fempa= ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2425fempa= 6）由机械设计（第八版） 图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 10.88fnk= 设计计算及说明结果 20.92fnk= 7） 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 1.4s= ，得 11 1 22 2 0.88 440 276.57 1.4 0.92 425 279.29 1.4 fnfe f fnfe f k mpa s k mpa s = = 8） 校核弯曲强度 根据弯曲强度条件公式 2(cos)2 23 fasa ff dn ktyy y zm = 进行校核 11 1 1 1 2(cos)2 23 2 2.39 97348 0.88 (cos13 5956)2 2.62 1.59 68.94 1 232 1.631 33 fasa f dn f ktyy y zm mpa = = 1 2 276.57 279.29 f f mpa mpa = = 17 22 1 2 2 2(cos)2 23 2 2.39 97348 0.88 (cos13 5956)2 2.18 1.79 64.58 1 922 1.631 33 fasa f dn f ktyyy zm mpa = = 满足弯曲强度，所选参数合适。 六、轴的设计计算六、轴的设计计算 输入轴设计 1、求输入轴上的功率 2p 、转速 2n 和转矩 2t 23.29pkw=2960 /minnr=232.73tnm= 2、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 1 1 68.94f f mpa = 1 2 64.58f f mpa = 设计计算及说明结果 111(1 0.5)(1 0.5)3 25 (1 0.5 0.33)62.625mrtrddmzmm= = 而 1 2 1 1 232.73 103 2 1045 62.625 tancos1045 tan20cos72 1342116 tansin1045 tan20sin72 1342362 t m rt at t fn d ffn ffn = = = 圆周力 tf 、径向力 rf 及轴向力 af 的方向如图二所示 1045 116 362 t r a fn fn fn = = = 18 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 0112a= ，得 3 0 3.29 min16.89 960 damm= ，输入轴的最小直径 为安装联轴器的直径 12d ，为了使所选的轴直径 12d 与联轴器的孔径相适应，故需同 时选取联轴器型号。 min16.89dmm= 19 联轴器的计算转矩 2caatk t= ，查机械设计（第八版） 表 14-1，由于转矩变化很 小，故取 1.3ak= ，则 21.3 3273042549caatk tnmm= 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 120dmm= ，故取 1220dmm= ， 半 联轴器长度 52lmm= ，半联轴器与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 42549catnmm= 1220dmm= 设计计算及说明结果 （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 2327dmm= 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 2327dmm= ，由机械设计（机械设计基础）课程设计 2327dmm= 20 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 307220.75dd tmmmmmm= ， 345630ddmm= ， 而 3420.75lmm= 。 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 3.5hmm= ，因此取 4537dmm= 3）取安装齿轮处的轴段 6-7 的直径 6725dmm= ；为使套筒可靠地压紧轴承， 5-6 段应略短于轴承宽度，故取 5619lmm= 。 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 30lmm= ，故取 2350lmm= 5）锥齿轮轮毂宽度为 64.86mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取 6770lmm= 。 6） 由于 2ball ，故取 45116.76lmm= （3）轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 67d 由机械设计（第八版） 表 6-1 查得平键截面 87b hmmmm= ，键槽用键槽铣刀加工，长为 50mm，同时为保 3456 30 dd mm = = 3420.75lmm= 4537dmm= 6725dmm= 5619lmm= 2350lmm= 6770lmm= 45116.76lmm= 设计计算及说明结果 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 7 6 h k ；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2 45 21 5、 求轴上的载荷 6、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 22()264.712(0.6 32.73)2 25.05 0.1 0.033 ca mt mpa w + = 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 1160,campa= + 故可知安全。 中间轴设计 1、求中间轴上的功率 3p 、转速 3n 和转矩 3t 33.16pkw=3310 /minnr=397.35tnm= 2.57 1.78 k k = = 0.1,0.05= 4.46 27.95 4.401.5ca s s ss = = = 设计计算及说明结果 2、求作用在齿轮上的力 已知圆柱斜齿轮的分度圆半径 113.0918 2371.11tdmzmm=171.11dmm= 24 而 1 11 11 3 1 22 97.35 2738 0.07111 tantan20 27381027 coscos13 5956 tan2738 tan13 5956683 t n rt at t fn d ffn ffn = = = 已知圆锥直齿轮的平均分度圆半径 222(1 0.5)(1 0.5)3 78 (1 0.5 0.33)195.39mrtrddmzmm= = 而 2 2 22 22 3 1 1 22 97.35 996 0.19539 tancos996 tan20cos72 1342111 tansin996 tan20sin72 1342345 t m rt at t fn d ffn ffn = = = 圆周力 1tf 、 2tf ，径向力 1rf 、 2rf 及轴向力 1af 、 2af 的方向如图四所示 1 1 1 2738 1027 683 t r a fn fn fn = = = 2195.39mdmm= 2 2 2 996 111 345 t r a fn fn fn = = = 设计计算及说明结果 25 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40 rc（调质） ， 根据 机械设计 （第 八版） 表 15-3，取 0108a= ，得 3 0 3.16 min25.59 310 damm= ，中间轴最 小直径显然是安装滚动轴承的直径 12d 和 56d min25.59dmm= 26 设计计算及说明结果 4、 轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案（见下图图五） （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 125625.59ddmm= ，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 307220.75dd tmmmmmm= ， 125630ddmm= 。 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 3.5hmm= ，因此取套筒直径 37mm。 2）取安装齿轮的轴段 234535ddmm= ，锥齿轮左端与左轴承之间采用 125630ddmm= 234535ddmm= 27 设计计算及说明结果 套筒定位， 已知锥齿轮轮毂长 38.5lmm= ， 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 2335lmm= ，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩 高度 0.07hd ，故取 4hmm= ，则轴环处的直径为 3443dmm= 。 3） 已知圆柱直齿轮齿宽 176bmm= ，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 4572lmm= 。 4） 箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴， 则取 123455.67,10.08,lmm lmm= 5652.75lmm= 。 （3）轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 23d 由机械设计（第八版） 表 6-1 查得平键截面 108b hmmmm= ，键槽用键槽铣刀加工，长为 22mm，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 7 6 h m ； 圆 柱齿轮的周向定位采用平键连接，按 45d 由机械设计（第八版） 表 6-1 查 得平键截面 108b hmmmm= ，键槽用键槽铣刀加工，长为 56mm，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 7 6 h m ；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 m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为2 45 5、 求轴上的载荷 2335lmm= 3443dmm= 4572lmm= 12 34 55.67 10.08 lmm lmm = = 5652.75lmm= 28 设计计算及说明结果 6、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 22()2166.452(0.6 97.35)2 41.14 0.1 0.0353 ca mt mpa w + = 前已选定轴的材料为40 rc （调质） ，由机械设计（第八版） 表 15-1 查得 1170,campa= + 故可知安全。 （3）截面 5 左侧 抗弯截面系数 0.1 30.1 3534287.53wdmm= 抗扭截面系数 0.2 30.2 35385753twdmm= 截面 5 左侧弯矩 m 为 94581mnmm= 2.54 1.70 k k = = 0.1,0.05= 3.99 12.39 3.401.5ca s s ss = = = 4287.53wmm= 85753twmm= 94581mnmm= 31 设计计算及说明结果 截面 5 上的扭矩 2t 为 397350tnmm= 截面上的弯曲应力 94581 22.06 4287.5 b m mpa w = 截面上的扭转切应力 397350 11.35 8575 t t t mpa w = 过盈配合处的 k ，由机械设计（第八版） 附表 3-8 用插值法求出，并取 0.8 kk = ，于是得 2.13,0.8 2.131.70 kk = 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 11 12.1312.22 0.92 11 11.7011.79 0.92 k k k k =+ =+ = =+ =+ = 计算安全系数 cas 值 1 1 355 7.25 2.22 22.060.1 0 200 20.14 11.3511.35 1.700.05 22 7.25 20.14 6.821.5 227.25220.142 am am ca s k s k s s ss ss = + = + + = + 397350tnmm= 22.06bmpa= 11.35tmpa= 2.22 1.79 k k = = 7.25 20.14 6.821.5ca s s ss = = = 32 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 4p 、转速 4n 和转矩 4t 43.02pkw=477.6 /minnr=4371.66tnm= 2、求作用在齿轮上的力 已知圆柱斜齿轮的分度圆半径 223.0918 92284.45tdmzmm= 而 4 1 22 371.66 2613.2 0.28445 tantan20 2613.2980.2 coscos13 5956 tan2613.2 tan13 5956651.5 t n rt at t fn d ffn ffn = = = 圆周力 tf 、径向力 rf 及轴向力 af 的方向如图六所示 2284.45dmm= 2613.2 980.2 651.5 t r a fn fn fn = = = 33 设计计算及说明结果 图六 34 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 0112a= ，得 3 min0 3.02 37.95 77.6 damm= ，输出轴的最 小直径为安装联轴器的直径 12d ，为了使所选的轴直径 12d 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 2caatk t= ，查机械设计（第八版） 表 14-1，由于转矩 变化很小，故取 1.3ak= ，则 21.3 371660483158caatk tnmm= 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 nmm ，半联轴器的孔径 140dmm= ，故取 1240dmm= ，半联轴器长度 112lmm= ，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） min37.95dmm= 1240dmm= 35 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 直径 2347dmm= ，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径 48dmm= ， 半联轴器与轴配合的毂孔长度 184lmm= ，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 1l 略短些，现取 1282lmm= 。 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 2347dmm= ，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 5011029.25dd tmmmmmm= ， 347850ddmm= ，而 3429.25lmm= 。 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 2347dmm= 1282lmm= 2347dmm= 347850ddmm= 3429.25lmm= 36 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 5hmm= ，因此取 4560dmm= ； 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 6767lmm= 。 齿 轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 0.07hd ，故取 4hmm= ，则轴环处的直 径为 5663dmm= 。轴环宽度 1.4bh ，取 568lmm= 。 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 30lmm= ，故取 2350lmm= 5） 箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴， 则取 457874.5,63.75lmm lmm= 。 （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 67d 由机械设计（第八版） 表6-1查得平键截面 1610b hmmmm= ， 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 7 6 h m ；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键12 870mmmmmm ，半联轴 器与轴的配合为 7 6 h m ，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2 45 5、求轴上的载荷 4560dmm= 6767lmm= 5663dmm= 568lmm= 2350lmm= 45 78 74.5 63.75 lmm lmm = = 37 设计计算及说明结果 6、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 22()2140.112(