机械设计课程设计说明书.doc

仲恺农业工程学院机电工程学院仲恺农业工程学院机电工程学院 机械设计机械设计课程设计课程设计 说明书说明书 班级班级: :机械机械 082082 班班 学号学号: : 姓名姓名: : 指导老师指导老师: : 仲恺农业工程学院仲恺农业工程学院 20102010 年年 1212 月月 2323 日日 1 目录目录 一、任务书一、任务书 .3 设计任务.3 已知条件.3 设计要求.3 二、总体方案设计二、总体方案设计 .3 三、电机的选择三、电机的选择 .4 1、选择电动机的类型和结构形式.4 2、确定电动机的转速.4 3、确定电动机功率.4 4根据以上步骤选择电动机.4 四、计算总传动比并分配各级传动比，计算装置动力参数。四、计算总传动比并分配各级传动比，计算装置动力参数。 .5 1、计算总传动比.5 2、分配各级传动比.5 3、计算传动比装置的运动及动力参数.5 (1)各轴的转速.5 (2)各轴的输入功率.5 (3)各轴输入转矩.6 五、齿轮设计五、齿轮设计 .6 （一）高速级齿轮传动的设计.6 1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数6 2、按齿面接触疲劳强度设计7 3、按齿根弯曲疲劳强度设计8 4、计算几何尺寸9 (二)低速级齿轮传动的设计.10 1、选定低速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数。10 2、按齿面接触疲劳强度计算10 3、按齿根弯曲疲劳强度设计12 4、几何尺寸计算13 六、六、轴的设计轴的设计(轴的校核以轴的校核以 i、ii 轴为例轴为例)14 (一)输入轴（i 轴)的设计.14 （二）输出轴（轴）的设计 17iii （三）中间轴（ii 轴）的设计19 七、轴承的校核（以七、轴承的校核（以 i 轴和轴和 ii 轴上的轴承为例）轴上的轴承为例）.23 （一）输入轴滚动轴承计算.23 （二）中间轴滚动轴承计算.24 八、键联接的选择及校核计算八、键联接的选择及校核计算 .25 2 （一）输入轴键计算.25 （二）中间轴键计算.25 （三）输出轴键计算.26 九、联轴器的选择九、联轴器的选择 .26 十、箱体结构的设计十、箱体结构的设计 .27 1、 机体的刚度27 2、机体内零件的润滑，密封散热.27 3.、 机体结构的工艺性.27 4、 对附件设计27 十一、润滑与密封十一、润滑与密封 .29 十二、减速器附件的选择十二、减速器附件的选择 .29 十三、设计小结十三、设计小结 .29 十四、参考文献十四、参考文献 .30 3 一、任务书一、任务书 设计任务设计任务 题目 6：设计一个带式运输机上的两级圆锥-圆柱齿轮减速器，如图 1。 已知条件已知条件 1 运输带工作拉力 f=2.35kn； 2.运输带工作速率 v=1.5m/s(运输带速度允许误差为)；%5 3滚筒直径 d=240mm； 4单板工作日，连续单向运转，载荷较平稳；环境最高温度 35；小批量生产。 设计要求设计要求 1.减速器装配图一张(a1)。 2.cad 绘制轴、齿轮零件图各一张(a3)。 3.设计说明书一份。 二、总体方案设计二、总体方案设计 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 2. 特点：可以实现垂直轴传动，并且宽度尺寸比较小，适合布置在较窄的通道中，但加工锥 齿轮比圆柱齿轮困难，成本也相对较高。 3. 确定传动方案：如图 1，实际由指导教师给定。 传动装置的总效率 30 8248.096.098.098.097.099.0 42 卷筒 4 轴承圆柱齿轮圆锥齿轮 2 联轴器 以上各效率根据机械设计手册可查得。 三、电机的选择三、电机的选择 1、选择电动机的类型和结构形式选择电动机的类型和结构形式 电动机的类型和结构形式应根据电源种类（直流或交流） 、工作条件、工作时间的长短、及载荷的性质、大小、 启动性能和过载情况等条件来选择。 工业上一般采用三相交流电机。y 系列三相交流异步电动机由于具有结构简单、价格低廉、维护方便等优点， 故其应用最广。它适用于无特殊要求的机械，如机床、泵、风机、运输机、搅拌机、农业机械等。根据题目的 要求，选择 y 系列的电动机。 2、确定电动机的转速、确定电动机的转速 滚筒的工作转速为: =119.42r/minmin/ 240 5.1100060100060 r d v ng 由于圆锥齿轮转动比：23；圆柱齿轮传动比:35. 所以总传动比范围是：i=2335，即 615。 于是电动机转速范围：=（615）119.42r/min =716.521791.3r/min。n 根据上式选同步转速为 1500 转的电动机。 3、确定电动机、确定电动机功率功率 工作机所需的输入功率为：kw fv pw 525.3 1000 5.1100035.2 1000 则电动机所需功率： p p w d 8248.096.098.098.097.099.0 42 卷筒 4 轴承圆柱齿轮圆锥齿轮 2 联轴器 把上式带入式，得：;kw pd 273.4 8248.0 525.3 4根据以上步骤选择电动机根据以上步骤选择电动机 根据电动机的类型、同步转速和所需功率选择电动机。所选电动机如下： 型号：y132s4；额定功率；满载转速：;中心高：h=132mm；kw pe 5.5min/r1440 满 n 外伸轴径：d=38;外伸轴长度： e=80mm。 四、计算总传动比并分配各级传动比四、计算总传动比并分配各级传动比，计算装置动力参数。，计算装置动力参数。 3 1、计算总传动比、计算总传动比 传动装置的总传动比 i,根据电动机的满载转速和工作机所需转速按式： i= 计算. nmnw n n w m 则：。05.12 42.119 1440 i 2、分配各级传动比分配各级传动比 根据传动比分配原则： 1、一般应使链传动的传动比小于齿轮传动的传动比。 2、圆锥-圆柱齿轮减速器，为了便于大齿轮加工，高速级锥齿轮传动比 =0.25 ，且使。 1 ii 1 i 于是高速级传动比：，取 3；01.305.1225.0 1 i 低速级传动比：，取 4。003.401.305.12 2 i 3、计算传动比装置的运动及动力参数、计算传动比装置的运动及动力参数 (1)各轴的转速 电动机 n满=1440r/min； 轴： =1440r/min n 0满 /in 轴： n2=1440/3=480r/min ； 11 / in 轴： n3/=480/4=120r/min 2 n 2 i 轴： n4= n3*i3=120r/min 以上各式中，、n2、n3、n4分别为 1、2、3、4 轴的转速，即从电动机到工作机按次序排列的 n 1、2、3、4 轴； 取=1；。 0 i1 3 i (2)各轴的输入功率 电动机功率=4.273kw d p =4.273 0.99=4.23kw 联轴器1 d pp =4.23 0.98 0.97=4.02kw 圆锥齿轮 轴承12 pp =4.02 0.98 0.98=3.86kw 圆柱齿轮 轴承23 pp 3 =3.86 0.98 0.99=3.74kw 联轴器 轴承34 pp (3)各轴输入转矩 电动机输出转矩 0nm3.28 1440 273.4 9550 td 轴：nm n p t 05.281440/23.495509550 1 1 1 轴：nm n p t 98.79480/02.495509550 2 2 2 轴：nm n p t 19.307120/86.395509550 3 3 3 轴：nm n p t 64.297120/74.395509550 4 4 4 将运动和动力参数的计算结果汇总成下表（一） 轴名 参数 电动机轴1 轴2 轴3 轴工作机轴 转速)min/( 1 rn1440 1440480120120 功率 p/kw 4.274.234.023.863.74 转矩 t/（nm） 28.328.0579.98307.19297.64 传动比i 1341 效率 0.990.950.96 0.99 表一：运动和动力参数的计算结果汇总 五、齿轮设计五、齿轮设计 （一）高速级齿轮（一）高速级齿轮传动的设计传动的设计 已知小齿轮输入功率为 4.23kw、大齿轮输入功率为 4.02、小齿轮转速为 1440r/min、大齿轮转速为 480 r/min， 齿数比为 3。（设工作寿命 10 年，每年工作 300 天） ，单班制。 1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动 2）输送机为一般工作机械，速度不高，故选用 7 级精度。 3）材料选择 由机械设计教材表 10-1 选择小齿轮材料为 40cr（调质） ，硬度为 280hbs， 大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240hbs，二者材料硬度相差 40hbs。 3 4）试选小齿轮齿数 =20，则 1 z 21 3 2060zuz 为齿数比。u 2、按齿面接触疲劳强度设计 计算公式： 。 1t d 3 2 1 2 2.92 (1 0.5) e frr zkt u （1） 、确定公式内的各计算值 1）试选载荷系数=1.8 1t k 2）小齿轮传递的转矩=28.05kn.mm 1 t 3）取齿宽系数0.35r 4）查图 10-21（d）齿面硬度,得小齿轮的接触疲劳强度极限650mpa 大齿轮的接触疲劳极限hlim1 550mpa hlim2 5）查表 10-6 选取弹性影响系数=189.8 e z 1 2 mpa 6）由教材公式 10-13 计算应力值环数 n =60n j =6014401（830010）=2.07310 h 11h l 9 n =604801（830010）=0.6910 h 2 9 7)查教材 10-19 图得：k=0.9 ； k=0.95。 12 8)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: =0.9650=585 h 1 s k hhn1lim1 mpa =0.95550=522.5 h 2 s k hhn2lim2 mpa （2）设计计算 1）试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得 h 1t d mm52.28 335.05.0135.0 28058.1 5.522 8.189 92.2 3 2 2 2）计算圆周速度 v 2.15m/s 100060 v 11 nd t 3 3）计算载荷系数 查表 10-2，得ka=1，根据 v=2.15m/s，7 级精度查图表（图 10-8）得动载系数=1.1 v k 查图表（表 10-3）的注 1） ，得齿间载荷分布系数=1 hf kk 根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表 10-9 得=1.25，则齿向载荷分布系数hbek =1.5x1.25=1.875；fhkk 得载荷系数 =2.062 avhh kk k kk 4）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 = 3 t t k dd k mm84.29 8.1 062.2 52.28 3 5）计算模数 m mm492.1 20 84.29 z d 1 1 m 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 设计公式： m 3 1 222 1 4 (1 0.5)1 fasa f rr y ykt zu （1）确定公式内各计算数值 1）计算载荷系数 =2.062 avff kk k kk 2）计算当量齿数 =21.08（其中=） 1 1 v1 cos z z 1 2 1 d d arccot o 44.18 =189.68（其中） 2 2 v2 cos z z56.7190 12 3）由教材表 10-5 查得齿形系数 758.2 1 f y128.2 2 f y 应力校正系数 561.1 1 s y855.1 2 s y 4) 由教材图 20-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 afe mp520 1 afe mp400 2 5) 由机械设计图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 k=0.83 k=0.85 1fn2fn 3 6) 计算弯曲疲劳许用应力参考教材 p206 取弯曲疲劳安全系数，得 1.4s = f 1a fefn mp s k 28.308 4 . 1 52083 . 0 11 = f 2a fffn mp s k 86.242 4 . 1 40085 . 0 22 7) 计算大小齿轮的,并加以比较 f safaf y 0139.0 28.308 561.1758.2 1 11 f safa fy 0162.0 86.242 855.1128.2 2 22 f safa fy 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. （2）设计计算 244.1 12035.05.0135.0 0162.028050062.24 3 2 2 2 3 m 取 m=1.5。 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 1.492 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数 1.244，由于 齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径。 按 gb/t1357-1987 圆整为标准模数,取 m=1.5。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度 圆直径 d =29.84来计算应有的齿数. 计算齿数 z =19.89， 取 z =20 ，那么： 1 mm 1 5.1 84.29d1 m 1 z =320=60。 2 4、计算几何尺寸 （1） d =30 1 205.1 1 mz （2） d =90 2 605.1 2 mz （3） = 1 2 1 d d arccot o 44.18 （4） 56.7190 12 （5） mm08.67 2 13 d 2 1 dr 2 1 2 1 3 （6） =23.47 圆整取mm ，小齿轮圆整后再加宽 5mm,=29mmrrb 24 b2 1 b 图（二）：小锥齿轮基本尺寸图 (二二)低速级齿轮传动的设计低速级齿轮传动的设计 已知输入功率为 4.02kw、小齿轮转速为=480r/min、齿数比为 4。 （设工作寿命 10 年，每年工作 300 天） ，单 2 n 班制。 1、选定低速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 （1）选定低速级齿轮类型为斜齿圆柱齿轮；运输机为一般工作机器，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 小齿轮材料为 40cr（调质） ，硬度为 280hbs，大齿轮 材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240hbs，二者材料硬度相差 40hbs。 （3)选小齿轮齿数,则大齿轮齿数；根据教材 p214，初选螺旋角。22z388z4z 3414 2、按齿面接触疲劳强度计算 按下式设计计算 21 3 1 ) ( 12 h eh d t t zz u utk d （1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数=1.6 t k 2）查教材图表（图 10-30）选取区域系数=2.44 h z 3）查教材表 10-6 选取弹性影响系数=189.8 e z 1 2 mpa 4）查教材图表（图 10-26）得 =0.765 =0.88 =1.645 1a 2a 12aaa 5）由教材公式 10-13 计算应力值环数 3 n3=60n2j =604801（830010）=6.910 h h l 8 n4=60n j =601201（830010）=1.7210 h 3h l 8 6）查教材 10-19 图得：k=0.92 k=0.94 34 7）查取齿轮的接触疲劳强度极限650mpa 550mpa hlim3hlim4 8）由教材表 10-7 查得齿宽系数=1 d 小齿轮传递的转矩： nm n p t 98.79480/02.495509550 2 2 2 9）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: =0.92650=598 h 3 s k hhn3lim3 mpa =0.94550=517 h 4 s k hhn4lim4 mpa 许用接触应力为 mpa hhh 5.5572/)( 43 （2）设计计算 1）按式计算小齿轮分度圆直径 3t d 2 2 3 3 ) ( 12 h eh d t t zz u utk d =mm20.51) 5.557 8.18944.2 ( 4 5 645.11 799806.12 2 3 2）计算圆周速度1.286m/s 100060 v 23 nd t 3）计算齿宽 b 及模数 nt m b=1.5567=51.20mm d t d3 = nt mmm z d t 258.2 22 14cos20.51cos 3 3 4) 计算齿宽与高之比 h b 齿高 h= =2.252.258=5.08 nt m25. 2mm = =10.08 h b 08.5 20.51 5) 计算纵向重合度 =0.318tan=0.318x1x22tan=1.744 d 1 z14 3 3 cos 6) 计算载荷系数 k 系数=1，根据 v=1.286m/s，7 级精度查图表（图 10-8）得动载系数=1.08 a k v k 查教材图表（表 10-3）得齿间载荷分布系数=1.2 hf kk 由教材图表(表 10-4）查得=1.418 kh3 查教材图表（图 10-13）得=1.32 kf3 所以载荷系数 =11.11.21.2=1.584 avhh kk k kk 7) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d =3 t t k dd k mm02.51 6.1 584.1 20.51 3 8) 计算模数 n m = n m25.2 22 14cos02.51cos 3 z d 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式: n m) ( cos2 3 2 2 2 3 f sf ad yy z ykt （1）确定公式内各计算数值 1）计算载荷系数 =1.74 avff kk k kk 2）根据纵向重合度=1.744 查教材图表（图 10-28）查得螺旋影响系数=0.88 y 3）计算当量齿数 =24.08 , =96.333v3zz cos 3 4 v4 z z 4）查取齿形系数 查教材图表（表 10-5）=2.647 ， =2.187 yf3yf4 5）查取应力校正系数 查教材图表（表 10-5）=1.581 ，=1.786 ys3ys4 6）查教材图（图 10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=520mpa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限 3fe =400mpa 。 4fe 7）查教材图（图 10-18）取弯曲疲劳寿命系数 k=0.85 ,k=0.88 3fn4fn 8）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4，由式得 fnfe f k s 3 =， = f 3 71.315 4.1 52085.0 33 s k fefn f 4 43.251 4.1 40088.0 44 s k fefn 9）计算小、大齿轮的，并加以比较 fs f y y ， 大齿轮的数值大.0133.0 71.315 581.1647.2 3 3 3 f sf yy 0155.0 43.251 786.1187.2 4 4 4 f sf yy 故选用之. （2）设计计算 1）计算模数 633.1 645.1221 0155.014cos88.07998074.12 2 2 3 n m 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数 m ，由于 nn 齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直 径。按 gb/t1357-1987 圆整为标准模数,取 m =2，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的 n 分度圆直径 d =61.4来计算应有的齿数. 3 mm 2）计算齿数 z =24.75 取 z =25 ，那么 z =425=100 。 1 n m 14cos02.51 12 4、几何尺寸计算 （1）计算中心距 a=128.83 cos2 )( 43n mzz 14cos2 2)10025( mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos 006.14 83.1282 210025 arccos 2 21 )( )m( n 因值改变不多,故参数,等不必修正. k h z （3）计算小、大齿轮的分度圆直径 d =51.5 3 006.14cos 225 cos 3 n mz mm d =206.2 4 006.14cos 2100 cos 4 n mz mm （4）计算齿轮宽度 b=mmmmd5.515.511 1 取 ，小齿轮加宽 5，则 52 4 b57 3 b 3 （5）根据机械设计第七版 10-8 节计算各参数尺寸为： 2.201；齿根圆直径2.210；齿顶圆直径2.206分度圆直径： ddd4 fa （6）结构设计 设计时取小齿轮（齿轮 3）齿顶圆直径为 56mm ，采用实心结构；大齿轮（齿轮 4）齿顶圆直径为 210.2mm 采用腹板式结构其零件图如下： 图（三）:大圆柱斜齿轮工作图 六、六、 轴的设计轴的设计(轴的校核以轴的校核以 i、ii 轴为例轴为例) (一一)输入轴（输入轴（i 轴轴)的设计的设计 1、求输入轴上的功率、转速和转矩 i p n t =4.23kw ，=1440r/min，= 1 p n t1 nm05.28 2、求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为 mm75.24)35.0*5.01(30）5.01（ddr11m 则n d ft m t 67.2266 75.24 280502 1 12 n64.782ft.tan20fr1cos n96.260sinft.tan20f1 圆周力、径向力及轴向力的方向如图二所示 tf rf af 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 3 ，得mm 0112a 03.16 1440 23.4 112 n p ad 33 1 1 0min 输入轴的最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应，故需同时选取联 12d12d 轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版） 表 14-1，由于转矩变化很小，故取 tktaca ，则 =1.3x28.05=36.465n.m 1.3ak tktaca 查机械设计课程设计表 13-2，选 yl7 型弹性柱销联轴器其工称转矩为 160n.m，而电动机轴的直径为 38mm 所以联轴器的孔径不能太小。取=38mm，半联轴器长度 l0/2=62mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 12d 60mm。 4、轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案（见图四） 图（四）：拟定轴上零件的装配方案示意图 （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，12 段轴右端需制出一轴肩，故取 23 段的直径。左端用轴端挡mm43d23 圈定位，12 段长度应适当小于 l 所以取=58mm12l 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 ，由机械设计课程设计表 12-4 中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴mm43d23 承 30309，其尺寸为 45mm100mm27.25mm 所以；=27.25mmt d d mm45d 43 34 l 这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表 12-4 查得 30309 型轴承的定位轴肩高度 ，因此取；，故取。 mm54d a mm54d45 2ball mm108l45 3）取安装齿轮处的轴段 67 的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，56 段应略短于轴承宽度，故取 mm40d67 3 =2.7mm， 56 lmm45d56 4）轴承端盖的总宽度为 22mm。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，取=52mm。 30lmm 23 l 5）锥齿轮轮毂宽度为 50mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取。mm61l67 （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 mm40d67 查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为 45mm，同时为保mmmmhb812 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；同样，半联轴器处平键截面为 6 7 n h 与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此mmmmmmlhb45812 6 7 k h 处选轴的尺寸公差为 k5。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按 r1.6-r2 适当选取。 2 45 5、根据以上数值求轴上的载荷（30309 型的轴承 a=21.5mm。所以俩轴承间支点距离为 111.5mm 右轴承与齿轮 间的距离为 56.25mm。 ） （见图四） 输入载荷图如下： 载荷水平面 h垂直面 v nfnh78.6521nfnv72.2181 支反力 f nfnh19822nfnv45.6582 弯矩 mmmnmh.7.71342 mmnmv.6.71447 1 mmnmv.5.77862 总弯矩 =100968.01n.mm 22 58.714477.71342m 扭矩 t =28.05n.m t 3 图（五）：输入载荷图 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面，由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，轴的计算应力为 0.6 = 20.18mpa 3 22 381.0 )6.028050(01.100968 22 )( x w tim ca 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 （二）输出轴（二）输出轴（轴）的设计轴）的设计iii 1、求输出轴上的功率、转速和转矩 iii p niiit =3.86 kw =120r/min =307.19n.m 3 p 3 n3t 2、求作用在齿轮上的力 已知大斜齿轮的分度圆直径为 mmmz d 2.206 4 3 而n d t ft53.2979 2.206 30719022 n66.1117ft.tan20frcos n88.742ft.tanf 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 ，得 0112a mm61.35 120 86.3 112 n p ad 33 3 3 0min 输出轴的最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应，故需同时选取联 12d12d 轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版） 表 14-1，由于转矩变化很小，故取tktaca ，则查机械设计课程设计表 14-4 选 lx3 型弹性柱销联轴器其工称转矩为 1250n.m。 1.3ak 半联轴器的孔径 d=40mm，所以取40mm，半联轴器长度 l=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 1 d 84mm。 4、轴的结构设计 （1) 拟定轴上零件的装配方案（见图七） 图（六）、输出轴轴上零件的装配示意图 （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 段轴左端需制出一轴肩，故取 2-3 段的直径47mm，1 段右端用轴端挡 2 d 圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度为=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，l 故 1 段的长度应比 l 略短些，现取l1=82mm. 2） 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l2=50mm. 30lmm 3） 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 3 47mm，由机械设计课程设计表 13-1 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 2 d 30310，其尺寸为，d7=d3=50mm，因而可以取l3=29.5mm。右端轴 5011029.25dd tmmmmmm 承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程表 13-1 查得 30310 型轴承的定位轴肩高度，因mm60d a 此取d4=60mm, 取86mm。 4l 4） 齿轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为 62mm，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l6=60mm 齿轮的轮毂直径取为 56mm 所以d6=56mm。 5） 齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为d5=64mm。轴环宽度 0.07hd4hmm ，取l5=8mm。 1.4bh 6） 齿轮距箱体内比的距离为 a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为 c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱 体内壁一段距离 s=8mm。可求得57.25mm 7l （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d6 由机械设计（第八版） 表 6-1 查得平键截面 ，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 1610b hmmmm 齿轮轮毂与轴的配合为；同样半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配 6 7 n h12870mmmmmm 合为，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m5。 6 7 k h （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按 r1.6-r2 适当选取。 2 45 （三）中间轴（三）中间轴（ii 轴）的设计轴）的设计 1、求输入轴上的功率 p、转速 n 和转矩 t =4.02kw,n2=480r/min ,=79.98n.m 2 p 2 t 2、求作用在齿轮上的力 已知小斜齿轮的分度圆直径为 mmmz d 5.51 3 n d t ft 00.3106 5.51 799802 2 1 2 1 3 n10.1165.tan20 11fr cos ft n41.774.tan 11f fta 已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径： 25.74)35.05.01(90)5.01( 22 r ddm n d t ft m 34.2154 25.74 799802 2 2 2 2 n02.248costan34.21542costan 56.7120fr 00 22 ft n85.743sintan34.21542sintan 56.7120fa 00 22 ft 圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如图七所示： 1tf2tf 1rf2rf 1af2af 3 图七、中间轴受载荷图 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 40cr（调质） ，根据机械设计（第八版） 表 15-3，取 ，得，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径 0110a mm34.22 480 02.4 110 n p ad 33 2 2 0min 和 12d56d 4、轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案（见图八） 图八、中间轴上零件的装配示意图 （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 3 ，由机械设计课程设计表 13.1 中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列mm dd 34.22 6521 圆锥滚子轴承 30306，其尺寸为，。 307220.75dd tmmmmmm125630ddmm 这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计课程设计表 13.1 查得 30306 型轴承的定位轴肩高度 37mm，因此取套筒直径 37mm。 2）取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长 234535ddmm ，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，齿轮的右端采用42lmm 2338lmm 轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。 0.07hd4hmm3443dmm 3）已知圆柱斜齿轮齿宽，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57 3 b =54。 l54 4）齿轮距箱体内壁的距离为 a=16mm，大锥齿轮与大斜齿轮的距离为 c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱 体内壁一段距离 s=8mm。则取1253.75lmm 3420lmm 5646.75lmm （3）轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版） 表 6-1 查得平键截面 23d ，键槽用键槽铣刀加工，长为 32mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿 108b hmmmm 轮轮毂与轴的配合为；圆柱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 查得 7 6 h m 45d 平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为 45mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性， 108b hmmmm 故选择齿轮轮毂与轴的配合为；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 7 6 h m k6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按 r1.6-r2 适当选取 2 45 5、求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得 30310 型的轴承支点距离 a=15.3mm。所以轴承跨 距分别为 l1=55.45mm，l2=74.5mm。l3=60.95mm 做出弯矩和扭矩图（见图八） 。由图八可知斜齿轮支点处的截面 为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下： 3 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，轴的计算应力为 0.6 =45.62 3 22 030.01.0 )6.098.79(86.171 2 2 2 )( x w t m ca 前已选定轴的材料为（调质） ，由机械设计（第八版） 表 15-1 查得，故 40rc 1170,campa 安全。 七、轴承的校核（以七、轴承的校核（以 i 轴和轴和 ii 轴上的轴承为例）轴上的轴承为例） （一）输入轴滚动轴承计算（一）输入轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30309，其尺寸为 ddt=45mm10027.5，轴向力 =260.96n， ，y=1.7，x=0.4f0.35e 则， =688.44n，=2088.51n fr1fr2 则 n f f r d 48.202 7.12 1 1 n f f r d 26.614 7.12 2 2 则 载荷水平面 h垂直面 v nfnh34.19081nfnv10.501 支反力 f nfnh58.259402nfnv69.11032 弯矩 m mmnmh.1064801 mmnmh.1581502 mmnmv.2896 1 mmnmv.308662 mmnmv.406963 mmnmv.672804 总弯矩 =171866n.mm 22 67280158150m 扭矩 t =79.98n.mmt 载荷水平面 h垂直面 v nfnh78.6521nfnv72.2181 支反力 f nfnh19822nfnv45.6582 3 n n ff fff da ada 26.614 22.875 22 21 则 ，e f f r a 27.1 44.688 22.875 1 1 e f f r a 294.0 51.2088 26.614 2 2 则 n 25.176322.8757.144.6884.0 111 yfxfparr n51.2088 22 fprr 则 1010 1010 66 3 10 66 96.5 51.2088 108000 14406060 h n p c l r r h 故合格。 （二）中间轴滚动轴承计算（二）中间轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30306。 轴向力， ，y=1.9，x=0.4n fffaaa 56.3085.74341.774 21 0.31e 则 =1909.00n，=2596.48n fr1fr2 则 n f f r d 37.502 9.12 1 1 n f f r d 28.683 9.12 2 2 则 n n fff ff ada da 93.532 37.502 12 11 则 ，e f f r a 26.0 00.1909 37.502 1 1 e f f r a 205.0 48.2596 93.532 2 2 载荷水平面 h垂直面 v nfnh34.19081nfnv10.501 支反力 f nfnh58.259402nfnv69.11032 3 则 n fprr 00.1909 11 n16.205193.5329.148.25964.0 222 yfxfparr 则 hh n p c l r r h1010 1010 66 3 10 66 53.2 16.2051 59000 4806060 故合格。 八、键联接的选择及校核计算八、键联接的选择及校核计算 （一）输入轴键计算（一）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，接触长度，键mmmmmmlhb45812mm331245l 与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：mmhk485.05.0 mpampa dkl t p 11018.11 38334 100005.282 10002 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，接触长度，键与mmmmmmlhb45812mm331245l 轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：mmhk485 . 05 . 0 mpampa dkl t p 11018.11 38334 100005.282 10002 故也合格。 （二）中间轴键计算（二）中间轴键计算 1、校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键10832b h lmmmmmm 32 1022lmm 槽的接触高度。则键联接的强度为：mmhk485 . 05 . 0 mpampa dkl t p 11093.51 35224 100098.792 10002 3 故合格。 2、校核圆柱齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与mmmmmmlhb45810mm351045l 轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：mmhk485 . 05 . 0 mpampa dkl t p 11064.32 35354 100098.792 10002 故合格。 （三）输出轴键计算（三）输出轴键计算 1、校核联轴器处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮mmmmmmlhb70812 70 1258lmm 毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：mmhk485 . 05 . 0 mpampa dkl t p 11020.66 40584 100019.3072 10002 故合格。 2、校核圆柱齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与mmmmmmlhb501016 50 1634lmm 轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：mmhk5105 . 05 . 0 mpampa