机械设计课程设计-圆锥圆柱齿轮减速器.doc

1 仲恺农业工程学院仲恺农业工程学院 机械设计课程设计说明书 课程名称 机械设计课程设计 题目名称 圆锥圆柱齿轮减速器 学生学院 机电工程学院 专业班级 机械设计制造及其自动化 082 班 学 号 学生姓名 指导教师 日 期：2011 年 1 月 12 日 2 目录目录 机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书1 一、一、 设计任务书设计任务书.3 二、传动方案的拟订及说明二、传动方案的拟订及说明4 三、三、 选择电动机选择电动机.5 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6 五、传动件的设计计算五、传动件的设计计算9 圆锥直齿轮设计圆锥直齿轮设计9 圆柱斜齿轮设计圆柱斜齿轮设计13 六、轴的设计计算六、轴的设计计算18 输入轴设计输入轴设计18 中间轴设计中间轴设计24 输出轴设计输出轴设计31 七、滚动轴承的选择及计算七、滚动轴承的选择及计算37 输入轴滚动轴承计算输入轴滚动轴承计算37 中间轴滚动轴承计算中间轴滚动轴承计算39 输出轴轴滚动轴承计算输出轴轴滚动轴承计算40 八、键联接的选择及校核计算八、键联接的选择及校核计算41 输入轴键计算输入轴键计算41 中间轴键计算中间轴键计算41 输出轴键计算输出轴键计算42 九、联轴器的选择九、联轴器的选择42 十、减速器附件的选择十、减速器附件的选择42 十一、润滑与密封十一、润滑与密封43 十二、箱体结构设计十二、箱体结构设计43 十三、设计小结十三、设计小结44 十四、参考文献十四、参考文献45 3 设计计算及说明设计计算及说明 一、一、 设计任务书设计任务书 1.设计题目：链式运输机减速器设计题目：链式运输机减速器 运输器工作平稳，经常满载，不反转；两班工作制，使用期 5 年。曳引链 速度容许误差 5%。减速器由一般厂中小批量生产。 2. 传动简图传动简图： 3.原始数据原始数据 曳引链拉力 f=9500n，曳引链速度 v=0.32m/s，曳引链链轮齿数 z=8，曳引链 节距 p=80mm。 f=9500n v=0.32m/s z=8 p=80mm 二、传动方案的拟订及说明传动方案的拟订及说明 计算链轮输出转速 60 100060 1000 0.32 n30 / min 8 80 v r zp 拟定以下传动方案： 4 图一 n30 / minr 三、三、 选择电动机选择电动机 1.电动机类型和结构型式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 系列三相交流异步电动机。它为卧 式封闭结构。 2.电动机容量电动机容量 1)链轮的输出功率p 9500 0.32 3.04 10001000 fv pkw 2)电动机输出功率 d p d p p 传动装置的总效率 1234567 由机械设计课程设计手册查得： 磙子链（正常润滑）的效率： 1 0.96 轴轴承的效率： 2 0.99 5 圆柱齿轮传动的效率： 3 0.97 轴轴承的效率： 4 0.99 圆锥齿轮传动的效率： 5 0.96 轴轴承的效率： 6 0.99 弹性柱销联轴器的效率： 7 0.99 则 0.96 0.99 0.97 0.99 0.96 0.99 0.990.8587 故 d 3.04 3.54 0.8587 p pkw 3)电动机额定功率 ca p 由机械设计课程设计指导书表 2-1 选取电动机额定功率。 ca 4pkw 3.电动机的转速电动机的转速 推算电动机转速可选范围，由机械设计课程设计表 2-1 查得圆锥齿轮传动 比范围围，单级圆柱齿轮传动比范围，链轮传动常用传动 1 2 4i 2 3 5i 比范，则电动机转速可选范围为： 3 2 6i d123 360 3600 / minnniiir 初选同步转速分别为 1000r/min 和 1500r/min 的两种电动机进行比较，又由 ，所以电动机的型号为：y132m1-6 或 y112m-4。其技术数据如下表： ca 4kwp 堵转转堵转转 矩矩 堵转电堵转电 流流 最大转最大转 矩矩 噪声噪声 额定额定 功率功率 额定额定 电流电流 转速转速 效率效率 功率功率 因数因数 额定转额定转 矩矩 额定电额定电 流流 额定转额定转 矩矩 1 级级 2 级级 振动振动 速度速度 重量重量 型型 号号 kwar/min% cos 倍倍倍倍倍倍db(a) mm/s kg y132m1-649.4960 84.00.82.06.52.266711.875 6 y112m-448.8 1440 84.50.822.27.02.368741.847 两方案均可行,但方案 1500r/min 的传动比适中,电动机尺寸小，且电动机启动转 矩与最大转矩都较大，过载能力也强,因此采用方案 1500r/min,选定电动机的型 号为 y112m-4 0.8587 d 3.54pkw 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.传动装置总传动比传动装置总传动比 m 1440 48 30 n i n 其中为电动机满载转速，为运输机转速 m nn 2.分配各级传动比，选择齿数分配各级传动比，选择齿数 a. 锥齿轮传动比、齿数的确定 因为是圆锥圆柱齿轮减速器，为使大圆锥齿轮尺寸不致过大，应使高速级圆锥 齿轮传动比为：, 1 34i 因为采取油润滑，为了保证两级传动的大齿轮浸油深度相近时：， 1 3.54.2i 取 1 3.8i 由于选择闭式传动，小齿轮齿数在 20-40 之间，为了保证不使同一对轮齿固定 啮合，小齿轮齿数尽量为奇数，选小圆锥齿轮齿数，则 1 21z 211 80zzi 齿数比 1 3.81u b.链轮传动比、齿数的确定 根据机械设计（第八版） ，为了减少动载荷， 5 25z 5 25z 取 为了不发生脱链，不宜过大，又因为链接数通常为偶数，因此最好是奇数， 6 z 6 z 由链轮齿数优先序列选择=57 6 z 7 6 5 57 2.28 25 l z i z c.圆柱齿轮传动比、齿数的确定 圆柱齿轮减速器传动比 2 1 48 5.5402 3.8 2.28 l i i ii 选小圆柱齿轮齿数， 3 23z 432 127zzi 齿数比 2 5.5217u d. 校核实际传动比 实际传动比 12 47.9659 l iuui 校核运输连论的转速误差 工作链轮的实际转速 m 1440 30.0213 / min 47.9659 w n nr i 转速误差 30.021330 0.071%5% 30 ww w w nn n n 符合题目要求。 3.各轴转速（轴号见图一）各轴转速（轴号见图一） 电动机轴： 轴： 11440 / minmnnr 轴： 1 2 1 1440 377.953 / min 3.81 n nr u 轴： 1 3 12 1440 68.4486 / min 3.81 5.5217 n nr u u 卷筒轴： 1 4 1440 30.0213 / min 47.9659 n nr i 4.各轴输入功率各轴输入功率 按电动机额定功率计算各轴输入功率，即 ca p 1440 / minmnr 8 电动机轴： ca 4kwp 轴： 1ca7 3.96ppkw 轴：2 ca765 3.7636ppkw 轴：3 76543 3.6141 ed ppkw 卷筒轴：4 7654321 3.4348 ed ppkw 5.各轴转矩各轴转矩 电动机轴： 3 ca m 955026.5278 10 p tnmm n 轴： 1 3 1 1 955026.2625 10 p tnmm n 轴： 2 3 2 2 955095.0974 10 p tnmm n 轴： 3 3 3 3 9550504.2419 10 p tnmm n 卷筒轴： 4 3 4 4 95501083.8589 10 p tnmm n 48i 1 3.8i 1 21z 2 80z 1 3.81u 2.28 l i 25.5402i 3 23z 4 127z 2 5.5217u 47.9659i 项目电动机轴轴轴轴卷筒轴 转速(r/min)95368.448630.0213 输入 3.963.76363.61413.4348 功率(kw) 输出 43.76363.61413.43483.2644 转矩(n*m) 26.527826.262595.0974504.2419 1083.858 9 传动比 113.85.54022.28 效率 10.990.95040.96030.9504 9 1 2 3 4 1440 / min 77.953 / min 68.4486 / min 30.0213 / min nr nr nr nr 1 2 3 4 3.96 3.7636 3.6141 3.4348 pkw pkw pkw pkw 3 1 3 2 3 3 3 4 26.2625 10 95.0974 10 504.2419 10 1083.8589 10 tnmm tnmm tnmm tnmm 五、传动件的设计计算五、传动件的设计计算 圆锥直齿轮设计圆锥直齿轮设计 已知输入功率，小齿轮转速 1440r/min，齿数比=3.81，由电动机 1 3.96pkw 1 u 驱动，工作寿命 5 年，两班制，工作平稳，不反转 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 8 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、大齿轮材料均为 (调质后表面淬火)，齿面硬度为 4855hrc。 40rc 3）， 1 21z 2 80z 1、按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 2 1 3 1t2 2.92 1 0.5 e h rr zkt d u （1） 确定公式内的各计算数值 1)试选载荷系数1.5tk 2)计算小齿轮的转矩 1 26262.5tnmm 3)选齿宽系数 0.33r 4)由机械设计（第八版） 图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮、大齿 轮的接触疲劳强度极限 12 limlim1100hhmpa 5)由机械设计（第八版） 表 10-6 查得材料的弹性影响系数 10 1 2 189.8ezmpa 6)计算应力循环次数 9 1 9 8 2 60 160 1440 1 (5 365 16)2.52 10 2.52 10 6.62 10 3.81 hnn jl n 7)由机械设计（第八版） 图 10-19 取接触疲劳寿命系数 120.89,0.93hnhnkk 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 11 22 lim 1 lim 2 0.89 600534 0.93 550511.5 hnh h hnh h k mpa s k mpa s （2） 计算 1)试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 1td h 2 1 3 1t2 2 3 2 2.92 1 0.5 189.81.5 26262.5 2.9253.61 0.33(1 0.5 0.33)3.81511.5 e h rr zkt d u mm 2)计算圆周速度 v 1253.61 1440 4.042/ 60 100060 1000 td n vm s 3)计算载荷系数 根据，8 级精度，由机械设计（第八版） 图 10-8 查得动载系数4.042/vm s 1.09vk 直齿轮1hfkk 4)由机械设计（第八版） 表 10-2 查得使用系数1ak 5)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 10-9 得轴承系数，则齿向载荷分布系数： be 1.25 h k be 1.51.5 1.251.875h fh kkk 11 6)接触强度载荷系数1 1.09 1 1.8752.044avhhkk k kk 7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 11 2.044 33 53.6159.43 1.5 t t k ddmm k 8)计算模数 m 1 1 59.43 2.83 21 d mmm z 取标准值3mmm 9)计算齿轮相关参数 11 22 1 22 21 22 1 3 2163 3 80240 3.81 arccosarccos14.70 13.811 9075.30 13.811 63124.08 22 dmzmm dmzmm u u u rdmm 10) 圆整并确定齿宽0.33 124.0840.95 r brmm 圆整取，235bmm140bmm 2、校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度 1)确定弯曲强度载荷系数 1 1.09 1 1.8752.044avffkk k kk 2)计算当量齿数 1 v1 1 2 v2 2 21 21.71 coscos14.70 80 315.26 coscos75.30 z z z z 3)由机械设计（第八版） 表 10-5 查得齿形系数 12 12.72fay22.06fay 4)应力校正系数 11.57say21.97say 5)由机械设计（第八版） 图 10-20c 查得小齿轮、大齿轮的弯曲疲 劳强度极限 12 500 fefe mpa 6)由机械设计（第八版） 图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 10.88fnk 20.90fnk 7)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数，得 1.4s 1 2 11 22 0.88 500 314.29 1.4 0.90 500 321.43 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进行校核 22 2 (1 0.5) fasa ff r kty y bmz 22 2 2 22 22 22 2 (1 0.5) 2 2.044 26527.8 2.06 1.97 19.482 45 3(1 0.5 0.33)80 fasa f r f ktyy b mz mpa 满足弯曲强度，所选参数合适。 121z 280z 0.33r lim11100hmpalim 21100hmpa 1 2 189.8ezmpa 9 1 8 2 2.52 10 6.62 10 n n 1 2 534 511.5 h h mpa mpa 153.61tdmm 4.042/vm s2.044k 159.43dmm3mmm 1 2 1 2 63 240 14.70 75.30 124.08 dmm dmm rmm 135bmm230bmm2.044k 1 2 21.71 315.26 v v z z 13 1 2 314.29 321.43 f f mpa mpa 圆柱斜齿轮设计圆柱斜齿轮设计 已知输入功率，小齿轮转速 377.953r/min，齿数比=5.5217，由 2 3.7636pkw 2 u 电动机驱动，工作寿命 5 年，两班制，工作平稳，不逆转。 1.选定齿轮精度等级、材料及齿数选定齿轮精度等级、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 8 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 40cr 钢（调质,表面淬火） ，齿面硬度 48-55hrc。 （3） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数 1 23z 2 127z （4） 选取螺旋角。初选螺旋角 14 2.按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 3 2 13 21( ) 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 2 95097.4tnmm 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，则10.76620.91 121.676 6)由机械设计（第八版） 表 10-6 查得材料的弹性影响系数 1 2 189.8ezmpa 14 7)计算应力循环次数 8 1 2 8 8 2 6060 377.953 1 (1 5 365 16)6.62 10 6.62 10 1.2 10 5.5217 hnn jl n 8)由机械设计（第八版） 图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮、大齿轮的 接触疲劳强度极限lim1lim 21100hhmpa 9)由机械设计（第八版） 图 10-19 取接触疲劳寿命系数 120.93,0.98hnhnkk 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 0.93 11001023 0.98 11001078 hnh h hnh h k mpa s k mpa s 121023 1078 1050.5 22 hh hmpa （2） 计算 1)试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 1td 2 2 13 2 3 21( ) 2 1.6 95097.46.5217 2.433 189.8 ()34.6 1 1.6765.52171050.5 the t dh ktuz z d u mm 2)计算圆周速度 v 1 2 34.6 377.953 0.685/ 60 100060 1000 td n vm s 3)计算齿宽 b 及模数 ntm 1 1 1 1 34.634.6 cos34.6 cos14 1.46 23 2.252.25 1.463.285 34.6 10.53 3.285 dt t nt nt bdmm d mmm z hmmm b h 4)计算纵向重合度 15 10.318tan0.318 1 23 tan141.824dz 5)计算载荷系数 根据，8 级精度，由机械设计（第八版） 图 10-8 查得动载系数0.685/vm s 1.01vk 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） 图 10-13 查得 1.41fk 由机械设计（第八版） 表 10-4 查得1.450hk 接触强度载荷系数1.25 1.01 1.4 1.4502.562avhhkk k kk 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 11 2.562 33 34.640.48 1.6 t t k ddmm k 7)计算模数 nm 1 1 cos40.48 cos14 1.71 23 n d mmm z 取2nmmm 8)几何尺寸计算 a. 计算中心距 12()(23 127) 2 158.4 2cos2 cos14 nzz m amm b.按圆整后的中心距修正螺旋角 12()(23 127) 2 arccosarccos14 22 154.6 nzz m a 因值改变不多，故参数、等不必修正 hz c.计算大小齿轮的分度圆直径 1 1 2 2 23 2 48.8 coscos14 127 2 268 coscos14 n n z m dmm z m dmm d. 计算齿轮宽度 11 47.4147.41dbdmm 16 圆整后取 248bmm153bmm 3.校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度 （1） 确定弯曲强度载荷系数 1.25 1.01 1.4 1.412.5avffkk k kk （2） 根据重合度，由机械设计（第八版） 图 10-28 查得螺旋1.824 角影响系数0.86y （3） 计算当量齿数 1 1 33 2 2 33 23 25.18 (cos)(cos14 ) 127 139.02 (cos)(cos14 ) z z z z （4） 由机械设计（第八版） 表 10-5 查得齿形系数 12.62fay 22.14fay （5） 应力校正系数 11.59say 21.83say （6） 由机械设计（第八版） 图 10-20c 查得小齿轮大齿轮的弯曲疲劳强 度极限12500fefempa （7） 由机械设计（第八版） 图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 10.88fnk （8）20.93fnk （9） 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数，得 1.4s 11 1 22 2 0.88 500 314.29 1.4 0.93 500 332.14 1.4 fnfe f fnfe f k mpa s k mpa s （10）校核弯曲强度 根据弯曲强度条件公式进行校核 3 2 2 2(cos)fasa ff dn ktyy y zm 17 11 1 23 1 2 1 2 23 2(cos) 2 2.5 95097.4 0.86 (cos14 )2.62 1.59 226.11 1 231.676 2 fasa f dn f ktyy y zm mpa 22 1 23 2 2 2 2 23 2(cos) 2 2.5 95097.4 0.86 (cos14 )2.14 1.83 6.97 1 1271.676 2 fasa f dn f ktyyy zm mpa 满足弯曲强度，所选参数合适。 123z 2127z 1.6tk 9 1 8 2 6.62 10 1.2 10 n n 1 2 1023 1078 h h mpa mpa 1050.5hmpa134.6tdmm0.685/vm s 34.6 1.46 3.285 10.53 nt bmm mmm hmm b h 1.824 2.562k 140.48dmm2nmmm158.4amm14 1 2 48.8 268 dmm dmm 153bmm248bmm2.5k 1 2 25.18 139.02 v v z z 1 2 314.29 332.14 f f mpa mpa 六、轴的设计计算六、轴的设计计算 输入轴设计输入轴设计 1.求输入轴上的功率求输入轴上的功率、转速、转速和转矩和转矩 1 p 1 n 1 t 1 3.96pkw 1 1440 / minnr 1 26262.5tnmm 2.求作用在齿轮上的力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 18 111(1 0.5)(1 0.5)3 21 (1 0.5 0.33)52.605mrtrddmzmm 而 1 1 1 1 226262.5 2 998.48 52.605 tancos998.48 tan20cos14.70351.52 tansin998.48 tan20sin14.7092.22 t m rt at t fn d ffn ffn 圆周力、径向力及轴向力的方向如图二所示 tf rf af 图二 3.初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径 19 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，得，输入轴的最0120a 3 0 3.96 min16.81 1440 damm 小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适 12 d 12 d 应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版） 表 14-1，由于转矩变 2caatk t 化很小，故取，则 1.3ak 21.3 3611146944caatk tnmm 查机械设计课程设计表 6-8，选 hl1 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 160000 ，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度， nmm120dmm1220dmm52lmm 半联轴器与轴配合的毂孔长度为 38mm。 3、 轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案（见图三） 图三 （1） 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 2 3 27dmm 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，由机械设计 2327dmm 课程设计表 5-12 中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆 20 锥滚子轴承 30306，其尺寸为， 307220.75dd tmmmmmm ，而。这对轴承均采用轴肩进行轴 3 45 6 30ddmm 3 4 20.75lmm 向定位，由机械设计课程设计表 5-12 查得 30306 型轴承的定位 轴肩高度，因此取 3.5hmm 4 5 37dmm 3)取安装齿轮处的轴段 6-7 的直径；为使挡油环可靠地压 6 7 25dmm 紧轴承，5-6 段应略短于轴承宽度，故取。 5 6 19lmm 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 ，故取 30lmm 2 3 50lmm 5)由机械设计手册锥齿轮轮毂宽度为，为使套筒 6 7 1.230dmm 端面可靠地压紧齿轮取。 6 7 38lmm 6)4550lmm （2） 轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版） 表 6-1 6 7 d 查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为 20mm，同时为保 87b hmmmm 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；滚动轴 7 6 h k 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。 （3） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为2 45 4.求轴上的载荷求轴上的载荷 载荷水平面 h垂直面 v 1312.025nhfn1109.85nvfn 支反力 f 21310.5nhfn2461.37nvfn 弯矩 m39.94hmnm 110.76vmnm 219.62vmnm 21 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 2222 2 3 ()44.5(0.6 26.2625) 17.48 0.1 0.03 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 ，故安全。 1160,campa 5.精确校核轴的疲劳强度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 右侧 抗弯截面系数 333 0.10.1 302700wdmm 抗扭截面系数 333 0.20.2 305400twdmm 截面 5 右侧弯矩 m 为 39940mnmm 截面 5 上的扭矩为 2t 总弯矩 22 1 39.9410.7641.36mnm 22 2 39.9419.6244.5mmn 扭矩 t 1 26262.5tnm 22 1 26262.5tnmm 截面上的弯曲应力 39940 14.8 2700 b m mpa w 截面上的扭转切应力 1 26262.5 4.86 5400 t t t mpa w 轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查得 。 11640,275,155bmpampampa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版） 附表 3-2 查取。因，经插值后查得 2.0 0.067 30 r d 37 1.233 30 d d 1.93,1.55 又由机械设计（第八版） 附图 3-1 可得轴的材料敏性系数为 0.81,0.85qq 故有效应力集中系数为 1(1)1 0.81 (1.93 1)1.75 1(1)1 0.85 (1.55 1)1.47 kq kq 由机械设计（第八版） 附图 3-2 的尺寸系数，扭转尺寸系数0.72 。0.87 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 轴未经表面强化处理，即，则综合系数为 1q 11.751 112.52 0.720.92 11.471 111.78 0.870.92 k k k k 又取碳钢的特性系数 0.1,0.05 23 计算安全系数值 cas 22 1 a 1 22 275 7.37 2.52 14.80.1 0 155 34.86 4.864.86 1.780.05 22 7.37 34.86 7.211.5 7.3734.86 m am ca s k s k s s ss ss 故可知安全。 min16.81dmm 1220dmm2327dmm 3456 30 dd mm 4537dmm 6725dmm 1 2 38lmm 2350lmm3420.75lmm 4550lmm 5619lmm 6738lmm 中间轴设计中间轴设计 1.求中间轴上的功率求中间轴上的功率、转速、转速和转矩和转矩 2 p 2 n 2 t 2 3.7636pkw 2 377.953 / minnr 2 95097.4tnmm 2.求作用在齿轮上的力求作用在齿轮上的力 已知圆柱斜齿轮的分度圆半径 111.71 2339.33tdmzmm 而 1 11 11 2 1 22 95097.4 4835.87 39.33 tantan20 4835.871814 coscos14 tan4835.87tan141205.7 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)2.83 80 (1 0.5 0.33)189mrtrddmzmm 24 而 2 2 22 22 2 2 2 22 95097.4 1006.3 189 tancos1006.3 tan20cos75.3093 tansin1006.3 tan20sin75.30354.3 t m rt at t fn d ffn ffn 圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如图四所示 1tf2tf 1rf2rf 1af2af 25 3.初步确定轴的最小直径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（调质） ，根据机械设计 40rc （第八版） 表 15-3，取，得，中间轴0105a 3 0 3.7636 min22.59 377.953 damm 最小直径显然是安装滚动轴承的直径和 1 2 d 5 6 d 4.轴的结构设计轴的结构设计 （1） 拟定轴上零件的装配方案（见下图图五） 26 （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，由机 1 25 6 22.59ddmm 械设计课程设计表 5-12 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 ，。 这对轴 307220.75dd tmmmmmm125630ddmm 承均采用套筒进行轴向定位，由 机械设计课程设计 表 5-12 查 得 30306 型轴承的定位轴肩高度，因此取挡油环直径 3.5hmm 。 37mm 2)取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采 2 34 5 35ddmm 用挡油环定位，查机械设计手册知锥齿轮轮毂长 ，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴 2 3 (11.2)38ldmm 段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位， 2 3 35lmm 轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。 0.07hd4hmm 3 4 43dmm 27 3)已知圆柱斜齿轮齿宽，为了使套筒端面可靠地压紧端面，153bmm 此轴段应略短于轮毂长，故取。 4 5 50lmm 4)取。 1 23 4 42,23,lmm lmm 5 6 50lmm （3） 轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版） 表 6-1 查 2 3 d 得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为 28mm，同时为保 108b hmmmm 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；圆柱齿 7 6 h m 轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版） 表 6-1 查得平键 4 5 d 截面，键槽用键槽铣刀加工，长为 40mm，同时为保证齿轮 108b hmmmm 与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴 7 6 h m 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.求轴上的载荷求轴上的载荷 6.按弯扭合成应力校核轴的强度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 载荷水平面 h垂直面 v 11365nhfn1245.1nvfn 支反力 f 21752nhfn21042.5nvfn 弯矩 m 1 2 106.3 135.1 h h mnm mnm 1 2 3 4 15.41 40.94 34.86 71.52 v v v v mnm mnm mnm mnm 总弯矩 22 max4135.171.52152.86mmnm 扭矩 t 2 95.0974tnm 28 轴的计算应力 2222 2 3 ()152.86(0.6 95.0974) 38.06 0.1 0.035 ca mt mpa w 前已选定轴的材料为（调质） ，由机械设计（第八版） 表 15-1 查得 40rc ，故安全。 1170,campa 7.精确校核轴的疲劳强度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 333 0.10.1 302700wdmm 抗扭截面系数 333 0.20.2 305400twdmm 截面 5 右侧弯矩 m 为 135100mnmm 截面 5 上的扭矩为 2 t 395097.4tnmm 截面上的弯曲应力 135100 50.04 2700 b m mpa w 截面上的扭转切应力 295097.4 17.61 5400 t t t mpa w 轴的材料为，调质处理。由表 15-1 查得 40rc 。 11735,355,200bmpampampa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版） 附表 3-2 查取。因，经插值后查得 2.0 0.067 30 r d 35 1.167 30 d d 1.90,1.47 29 又由机械设计（第八版） 附图 3-1 可得轴的材料敏性系数为 0.81,0.85qq 故有效应力集中系数为 1(1)1 0.81 (1.90 1)1.73 1(1)1 0.85 (1.47 1)1.40 kq kq 由机械设计（第八版） 附图 3-2 的尺寸系数，扭转尺寸系数0.72 。0.87 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 轴未经表面强化处理，即，则综合系数为 q 1 11.731 112.49 0.720.92 11.401 111.70 0.870.92 k k k k 又取合金钢的特性系数 0.1,0.05 计算安全系数值 cas 1 am 1 am ca 2222 355 2.85 2.49 50.040.1 0 200 12.98 17.6117.61 1.700.05 22 2.85 12.98 2.781.5 2.8512.98 s k s k s s ss ss 故可知安全。 （3） 截面 5 左侧 抗弯截面系数 333 0.10.1 354287.5wdmm 抗扭截面系数 30 333 0.20.2 358575 t wdmm 截面 5 左侧弯矩 m 为 135100mnmm 截面 5 上的扭矩为 2t 2 95097.4tnmm 截面上的弯曲应力 b 135100 31.51 4287.5 m mpa w 截面上的扭转切应力 2 95097.4 11.09 8575 t t t mpa w 过盈配合处的，由机械设计（第八版） 附表 3-8 用插值法求出，并取 k ，于是得0.8 kk 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 计算安全系数值 ca s 31 1 am 1 m ca 2222 355 5.07 2.22 31.51 0.1 0 200 19.6 11.0911.09 1.790.05 22 5.07 19.6 4.91.5 5.0719.6 s k s k s s ss ss 故可知安全。 输出轴设计输出轴设计 1.求输出轴上的功率求输出轴上的功率、转速、转速和转矩和转矩 3 p 3 n 3 t 3 3.614pkw 3 68.4486 / minnr 3 504241.9tnmm 2.求作用在齿轮上的力求作用在齿轮上的力 已知圆柱斜齿轮的分度圆半径 2t2 1.71 127217.17dmzmm 而 3 t 2 n rt at 22 504241.9 4643.8 217.17 tantan20 4643.81742 coscos14 tan4643.8 tan141157.8 t fn d ffn ffn 圆周力、径向力及轴向力的方向如图六所示 tf rf af 32 33 图六 3.初步确定轴的最小直径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（调质） ，根据机械设计（第 八版） 表 15-3，取，得，输出轴的最小直0120a 3 min0 3.614 d45 68.4486 amm 径为安装小链轮的直