机械设计课程设计-二级同轴式圆柱齿轮减速器 F5200,V1.5,D400【全套图纸】.doc

目 录设计任务书2传动方案的拟定及说明3电动机的选择4计算传动装置的运动和动力参数5传动件的设计计算6联轴器的选择17轴的设计计算18滚动轴承的选择及计算40键联接的选择及校核计算43润滑与密封44参考资料目录44设计小结45一、设计任务书一设计题目 带式运输机传动装置的设计全套图纸，加153893706二已知条件1.工作条件:两班制,连续单向运转,载荷较平稳,室内工作,有粉尘,环境最高度352.使用折旧期:8年3.检修间隔期:四年一次大修,两年一次中修,半年一次小修4.动力来源:电力,三相交流,电压380/220V5.运输带速度允许误差:56.制造条件及生产批量:一般机械厂制造,小批量生产三.设计数据1.运输带工作压力 F=5200N2.运输带工作速度 v=1.5m/s3.滚筒直径 D=400mm4.滚筒效率(包括滚筒与轴承的效率损失) =0.96四.设计内容1.电动机的选择与运动参数计算；2.斜齿轮传动设计计算3.轴的设计4.滚动轴承的选择5.键和连轴器的选择与校核；6.装配图、零件图的绘制7.设计计算说明书的编写五.设计任务1 减速器总装配图一张2 齿轮、轴零件图各一张3 设计说明书一份4 设计小结一份六.设计进度1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写二、传动方案的拟定及说明(a)带单级圆柱齿轮减速器简图：优点:结构简单,易于制造,成本较低,能缓冲吸振,有过载保护。缺点:占用空间较大,不适用于一般小型减速器的场合(b)二级展开式圆柱齿轮减速器简图：优点:传动可靠,占用空间较小,装配比较容易。缺点:对轴的刚度要求较高,装配要求也高(c)二级同轴式圆柱齿轮减速器简图：优点:结构紧凑,节省空间,两级大齿轮直径接近,有利于浸油润滑,传动可靠，维护方便。缺点: 结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难,制造成本较高。根据已知条件,经比较，选(c)较为合适选择二级同轴式圆柱齿轮减速器。三、电动机的选择项目设计计算过程结果电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y系列的电动机。Y系列三相异步电动机电动机容量的选择1)工作机所需功率Pw PwFv/10007.8kW2)电动机的输出功率Pd查表1-7,得0.97, 0.99, 0.96, 0.940.95,取0.95 /10.37kwPd10.37kw电动机转速的选择同轴式二级齿轮减速器 ,1.2 60v/(D)71.7r/min查表1-8,单级减速器传动比i46,故1636得电动机转速1147.22581.2r/min初选为同步转速为1460r/min的电动机。nd=1460r/min电动机型号的确定由表12-1查出电动机型号为Y160M-4。其额定功率为11kW，满载转速1460r/min。基本符合题目所需的要求。电动机型号Y160M-4四、传动装置的运动和动力参数的计算项目设计计算过程结果传动比分配1460r/min71.7r/min20.4, 1.2 得4.95, 4.12=4.95, =4.12各轴转速1460r/min=1460r/min295r/min71.6r/min1460r/min295r/min71.6r/min各轴功率10.37kw9.96kw9.18kw8.37kw9.96kw9.18kw8.37kw各轴转矩9550/67.8 Nm65.1 Nm297 Nm 1116.3Nm65.1 Nm297 Nm1116.3Nm各轴转速、输入功率、输入转矩项 目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III转速（r/min）1460146029571.6功率（kW）10.379.969.188.37转矩（Nm）67.865.12971116.3五、传动件的设计计算级齿轮设计计算(高速级)项目计算过程结果选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理：由表101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，二者材料硬度差为40HBS；2）运输机为一般工作机器，速度不高，故精度等级选用7级精度；3）试选小齿轮齿数21，大齿轮齿数103.95104；4）选取螺旋角。初选螺旋角14小齿轮为40Cr（调质）大齿轮为45钢（调质）2110414按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按公式dt试算。1）确定公式内的各计算数值试选Kt1.2由图10-30选取区域系数2.433由表10-7选取齿宽系数1由图1026查得0.76，0.85，则+1.61由表106查得材料的弹性影响系数189.8由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa计算应力循环次数60j6014601（283008）3.364/4.956.80由图10-19查得接触疲劳寿命系数0.9；0.95计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1由 得540MPa522.5MPa()/2531.25MPa2）计算试算小齿轮分度圆直径d1td1t 44.50mm计算圆周速度v3.40m/s计算齿宽b及模数bd1t144.32mm44.50mm2.056mmh2.254.63mmb/h9.62计算纵向重合度0.318121tan141.665计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取KA1根据v3.40m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数1.09由表10-4，查得1.418由表10-13，查得1.35由表103，查得1.2故载荷系数K1.85按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1mm51.41mm计算mnmn mm2.375mmd1=51.41mmmn=2.375mm按齿根弯曲强度设计由式 mf计算。1）确定计算参数计算载荷系数KK11.091.21.351.77根据纵向重合度1.665，由图10-28查得螺旋角影响系数0.88计算当量齿数/cos21/cos1423.0z2/cos114/cos14113.85由表10-5，查取齿型系数2.69；1.575由表10-5，查取应力校正系数2.17；1.80计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4由图10-20c，查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限380MPa由图10-18，得弯曲疲劳寿命系数0.85, 0.89由，得303.57MPa241.57MPa计算大、小齿轮的并加以比较0.01420.0162大齿轮的数值大。2）设计计算mfmf2.08mmmf2.08mmd1=51.41mmmf2.08mm确定模数mmmaxmn,mfmn2.16mm, mf1.62mm故m2.375mm标准化，得m2.5mmm2.5mm主要几何尺寸计算1）计算中心距z120.0，取z120则z2z199，取z299a153.3mm将中心矩a圆整后取154mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角arcos15.0因值改变不多，故、等不必修正3）计算大、小齿轮的分度圆直径d151.53mmd2255.08mm4）计算齿轮宽度b d151.53圆整后取B255mm，B160mmz120z299a154mm15.0d1=51.53mmd2=25.08mmB160mmB255mm结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。腹板式级齿轮设计计算(低速级)项目计算过程结果选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理：由表101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，二者材料硬度差为40HBS；2）运输机为一般工作机器，速度不高，故精度等级选用7级精度；3）试选小齿轮齿数17，大齿轮齿数70.0470；4）选取螺旋角。初选螺旋角14小齿轮为40Cr（调质）大齿轮为45钢（调质）1770144.12按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按公式dt试算。1）确定公式内的各计算数值试选Kt1.2由图10-30选取区域系数2.433由表10-7选取齿宽系数1由图1026查得0.74，0.87，则+1.61由表106查得材料的弹性影响系数189.8由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa计算应力循环次数60j602951（283008）6.80/4.121.65由图10-19查得接触疲劳寿命系数0.95；0.97计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由 得570MPa，533.5MPa()/2551.75MPa2）计算试算小齿轮分度圆直径d1td1t72.77mm计算圆周速度v1.123m/s计算齿宽b及模数bd1t172.77mm72.77mm4.15mmh2.259.35mmb/h7.787计算纵向重合度0.318117tan14 1.348计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取KA1根据v1.123m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数1.05由表10-4，查得1.418由表10-13，查得1.35由表103，查得1.2故载荷系数K1.187按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1mm83.10mm计算mnmn mm4.74mmd183.1mmmn4.74mm按齿根弯曲强度设计由式 mf计算。1）确定计算参数计算载荷系数KK11.051.21.351.701根据纵向重合度1.348，由图10-28查得螺旋角影响系数0.88计算当量齿数/cos17/cos1418.61z2/cos95/cos14104.0由表10-5，查取齿型系数2.87；2.227由表10-5，查取应力校正系数1.536；1.763计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4由图10-20c，查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限380MPa由图10-18，得弯曲疲劳寿命系数0.89, 0.93由，得317.86MPa252.43MPa计算大、小齿轮的并加以比较0.01390.0156大齿轮的数值大。2）设计计算mfmf3.03mmmf3.03mmd1=83.10mmmf3.03mm确定模数mmmaxmn,mfmn4.74mm, mf3.03mm故m4.74mm标准化，得m4.5mmm4.5mm主要几何尺寸计算1）计算中心距z117.9，取z118则z2z174.16，取z274a213mm将中心矩a圆整后取213mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角arcos13.63因值改变不多，故.等不必修正3）计算大、小齿轮的分度圆直径d183.35mmd2342.65mm4）计算齿轮宽度b d183.35圆整后取B285mm，B190mmz118z274a213mm=13.63d1=83.35mmd2=342.65mmB190mmB285mm结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。腹板式中心距的调整1）因为选用二级同轴式，所以中心距相等对于级齿轮，a213mm又由z24.95z1，m2.5得z127.7928z2138.6139a215.14mm圆整中心距，a213mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角arcos11.46因值改变不多，故.等不必修正3）计算大、小齿轮的分度圆直径d171.43mmd2354.57mm4）计算齿轮宽度b d171.43圆整后取B275mm，B180mmz128z2139a213mm11.46d171.43mmd2=354.57mmB180mmB275mm各齿轮的数值项目齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4齿数281391874模数(mm)2.52.54.54.5中心距(mm)213齿宽(mm)80759085分度圆直径(mm)71.43354.5783.35342.65螺旋角()11.4611.4613.6313.63六、联轴器的选择项目计算过程结果高速轴用联轴器1）由于弹性连轴器不仅可以补偿两轴间的相对位移，而且具有缓冲吸振的能力，因此优先考虑选用它。2）由于装置用于运输机，原动机为电动机，查表14-1，取工作情况系数1.5计算转矩1.565.1Nm97.65Nm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册表85，选取LT5弹性套柱销联轴器。3）其主要参数如下：公称转矩Tn125Nm 半联轴器轴孔直径d125mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度L144mm装配尺寸A45mmLT5弹性套柱销联轴器低速轴用联轴器1）由于弹性连轴器不仅可以补偿两轴间的相对位移，而且具有缓冲吸振的能力，因此优先考虑选用它。2）由于装置用于运输机，原动机为电动机，查表14-1，取工作情况系数1.5计算转矩1.51116.3Nm1674.45Nm查手册表87，选取LX4弹性柱销连轴器。3）其主要参数如下： 公称转矩Tn2500 Nm 轴孔直径d160mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L1107mmLX4弹性柱销连轴器七、轴的设计计算轴上零件的结构装配草图轴轴轴轴的设计计算（拟定输入轴齿轮为右旋单线斜齿轮）项目计算过程结果求作用在齿轮上的力1）对于斜齿轮，n202）可得作用在齿轮上的力： 齿轮2：（2297000）/354.57N1675N1675tan20/cos11.46N622N340N齿轮3：（2297000）/83.35N7127N7127tan20/cos13.63N2669N7127tan13.63N1728NFt2=1675NFr2622NFa2340NFt3=7127NFr3=2669NFa3=1728N初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，硬度217255HBS根据表153，取A112得dminmm35.23mm考虑有键槽，将直径增大5%，则dmin35.23(1+5%)mm37mmDmin=37mm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，故选用圆锥滚子轴承比较合适。参照工作要求，由手册表67，初步选取30308型轴承，其尺寸为：dDT40mm90mm25.25mma19.5mm，damin49mm30308型圆锥滚子轴承轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度段：用于安装30308型轴承，故根据轴承的装配要求可取直径40mm，长度25.25mm。段：轴肩，用于固定轴承，查表67，得轴承直径40mm，取轴肩直径49mm;考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离，取齿轮距箱体内壁的距离a19.25mm，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s，取s8mm，则该段轴长度as27.25mm段：为小齿轮，外径90mm，长度就等于小齿轮宽度，即90mm段：分隔两齿轮，取直径52mm，长度168mm段：安装大齿轮，取直径45mm；右端与右轴承之间采用套筒定位，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，故取长度70mm段：安装套筒和轴承，参照工作要求，根据轴承尺寸，考虑到轴承端面和箱体内壁应有一定距离以及箱体的铸造误差，取套筒长24mm，故长度可取49.25mm，直径40mml1=25.25mml2=27.25mml390mml4168mml570mml6=49.25mmD140mmD249mmD390mmD452mmD545mmD640mm求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图。由手册表67查得，30308型轴承a19.5mm，故L125.2527.254519.578mmL24516837.5250.5mmL349.2519.57037.562.25mm根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭矩图支反力F：FH22831N，FH35971N FV2717N，FV32574N弯矩M：MH2176230NmmMH3465738Nmm MV215644 NmmMV2144633 NmmMV3128758NmmMV31200772 Nmm总弯矩：M2176923 NmmM21181794 NmmM3483209 NmmM31507170 Nmm扭矩T：T297000 NmmFH22831NFH35971NFV2717NFV32574NMH2176230NmmMH3465738NmmMV215644 NmmMV3128758NmmT297000 Nmm M2218256 NmmM3466000 Nmm按弯扭合成应力校核轴的强度C截面承受的弯矩和扭矩最大，故只需校核C处的强度。因轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6抗弯截面系数W0.1 0.157905抗扭截面系数115810轴的计算应力8.89MPa因轴的材料为45钢，调质处理，由表151查得60MPa，因，故安全。安全精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面从应力集中对轴的影响来看，截面上的应力最大，且轴的直径相对小，所以选择截面危险截面，只需校核该截面左右两面，其余轴截面为均不用校核。2）截面IV左侧 弯矩M（483209181794）（16837.5）/（1684537.5）181794429063Nmm弯曲应力7.41MPa截面上的扭转切应力为由于轴选用45钢，调质处理，所以由表151查得，。综合系数的计算由，由表3-2经插值，得到因轴肩而形成的理论应力集中，由附图3-1 轴的材料敏性系数为，故有效应力集中系数（附表34）为2.041.70由附图32查得尺寸系数由附图33查得扭转尺寸系数轴采用磨削加工，由附图34得表面质量系数 轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为碳钢的特性系数，取，取轴的疲劳安全系数故轴的选用安全。3）截面IV右侧弯矩M（483209181794）（16837.5）/（1684537.5）181794429063Nmm 抗弯截面系数W0.1 0.114061 抗扭截面系数28122 弯曲应力截面上的扭转切应力为由于轴选用45钢，调质处理，所以由表151查得，。综合系数的计算由，由表3-2经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为，由附图3-1 轴的材料敏性系数为，故有效应力集中系数（附表34）为2.922.14由附图32查得尺寸系数由附图33查得扭转尺寸系数轴采用磨削加工，由附图34得表面质量系数 轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为碳钢的特性系数，取，取轴的疲劳安全系数故该轴在截面左侧的强度也是足够的。因此所选轴安全。所选轴安全轴的设计计算项目计算过程结果初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，硬度217255HBS根据表153，取A112得dminmm21.24mm考虑有键槽，将直径增大5%，则dmin21.24(1+5%)mm22.302mmDmin=22.302mm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，故选用圆锥滚子轴承比较合适。参照工作要求，由手册表67，初步选取30305型轴承，其尺寸为：dDT25mm62mm18.25mma13mm定位轴肩高度damin32mm初步选取30305型圆锥滚子轴承轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度段：左端用轴端挡圈定位，轴直径即半联轴器孔径D125mm，按轴端直径取挡圈直径28mm； 半连轴器与轴配合的毂孔长度L144mm，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故段的长度应比L1略短，取l142mm段：为满足半连轴器的轴向定位要求，段右端需制出一轴肩，取D232mm；轴承段盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的拆装以及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半连轴器右端面间的距离30mm，故取l250mm段：安装轴承，故取D325mm；考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离，取齿轮距箱体内壁的距离a20mm，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s，取s8mm，则该段轴长度l3asT46.25mm段：安装齿轮，取D430mm； 齿轮的左端于左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为80mm，为使套筒端面可靠地紧压齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l476mm段：齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07D，故h5mm，则轴环处的直径D540mm； 轴环宽度b1.4h，取l510mm段：考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离，取齿轮距箱体内壁的距离a16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱内壁一段距离s，取s8mm，则该段轴长度l6as24mm； 该段用于固定右端轴承，由0305型圆锥滚子轴承定位轴肩高度damin32mm，取D632mm段：用于安装30305型轴承，故根据轴承的装配要求可取直径D725mm，l718.25mml142mmD125mml250mmD232mml346.25mmD325mml476mmD430mml510mmD540mml624mmD632mml718.25mmD725mm求作用在齿轮上的力1）对于斜齿轮，n202）可得作用在齿轮上的力：1823N 1823tan20/cos11.46677N370N1823N677N370N计算轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图。由手册表67查得，30305型轴承a13 mm故L246.2513764069.25mmL340102418.251379.25mm根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭矩图支反力F：FH850N，FH1973N FV761N，FV11062N弯矩M：MH67380Nmm MV73544 NmmMV160329Nmm总弯矩：M199744 Nmm，M290441 Nmm扭矩T：T65100 NmmFH850NFH1973NFV761NFV11062NMH=67380NmmMV=73544 NmmMV1=60329NmmM199744 NmmM290441 NmmT65100 Nmm按弯扭合成应力校核轴的强度C截面承受的弯矩和扭矩最大，故只需校核C处的强度。因轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6抗弯截面系数W0.1 0.136445抗扭截面系数72891轴的计算应力2.94MPa因轴的材料为45钢，调质处理，由表151查得60MPa，因，故安全。安全精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面从应力集中对轴的影响来看，截面和截面处过盈配合引起的应力集中最严重，但是截面处轴径较大，故无需校核；从受载的情况来看，截面C上的应力最大，但是过盈配合的应力集中在两端，故截面C不需校核。所以选择截面危险截面，只需校核该截面左右两面，其余轴截面为均不用校核。2）截面IV右侧弯矩M73544（46.2513）/（46.25137640）35312Nmm抗弯截面系数W0.1 0.12700 抗扭截面系数5400 弯曲应力截面上的扭转切应力为由于轴选用45钢，调质处理，所以由表151查得，。综合系数的计算由，由表3-2经插值，得到因轴肩而形成的理论应力集中，由附图3-1 轴的材料敏性系数为，故有效应力集中系数（附表34）为1.731.374由附图32查得尺寸系数由附图33查得扭转尺寸系数轴采用磨削加工，由附图34得表面质量系数 轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为碳钢的特性系数，取，取轴的疲劳安全系数故轴的选用安全。3）截面IV左侧弯矩M73544（46.2513）/（46.25137640）35312Nmm 抗弯截面系数W0.1 0.115625 抗扭截面系数31250 弯曲应力截面上的扭转切应力为由于轴选用45钢，调质处理，所以由表151查得，。综合系数的计算由，由表3-2经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为，由附图3-1 轴的材料敏性系数为，故有效应力集中系数（附表34）为1.641.37由附图32查得尺寸系数由附图33查得扭转尺寸系数轴采用磨削加工，由附图34得表面质量系数 轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为碳钢的特性系数，取，取轴的疲劳安全系数故该轴在截面左侧的强度也是足够的。因此所选轴安全。所选轴安全轴的设计计算项目计算过程结果初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，硬度217255HBS根据表153，取A112得dminmm54.76mm考虑有键槽，将直径增大5%，则dmin54.76(1+5%)mm57.5mmdmin=57.5mm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，故选用圆锥滚子轴承比较合适。参照工作要求，由手册表67，初步选取30312型轴承，其尺寸为：dDT60mm130mm33.5mma26.6mm定位轴肩高度damin72mm初步选取30312型圆锥滚子轴承轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度段：左端用轴端挡圈定位，轴直径即半联轴器孔径D160mm，按轴端直径取挡圈直径70mm； 半连轴器与轴配合的毂孔长度L1107mm，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故段的长度应比L1略短，取l1105mm段：为满足半连轴器的轴向定位要求，段右端需制出一轴肩，取D270mm；轴承段盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的拆装以及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半连轴器右端面间的距离30mm，故取l250mm段：安装轴承，故取D360mm；考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离，取齿轮距箱体内壁的距离a16mm，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s，取s8mm，则该段轴长度l3asT57.5mm段：安装齿轮，取D465mm； 齿轮的左端于左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为85mm，为使套筒端面可靠地紧压齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l480mm段：齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07D，故h5mm，则轴环处的直径D575mm； 轴环宽度b1.4h，取l510mm段：考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离，取齿轮距箱体内壁的距离a16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱内壁一段距离s，取s8mm，则该段轴长度l6as24mm； 该段用于固定右端轴承，由0305型圆锥滚子轴承定位轴肩高度damin72mm，取D672mm段：用于安装30312型轴承，故根据轴承的装配要求可取直径D760mm，l733.5mml1105mmD160mml250mmD270mml357.5mmD360mml480mmD465mml510mmD575mml624mmD672mml733.5mmD760mm求作用在齿轮上的力1）对于标准斜齿轮，n202）可得作用在齿轮上的力：6516N 6516tan20/cos13.63N2440N2372N6516N2440N2372N计算轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图。由手册表67查得，30312型轴承a26.6mm故L257.526.68042.568.4mmL342.5102433.526.683.4mm根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭矩图支反力F：FH43580N，FH2936N FV44018N，FV1578N弯矩M：MH244872 Nmm MV4274831 NmmMV41131552 Nmm总弯矩：M4368096 Nmm M41277972 Nmm扭矩T：T1116.3 NmFH43580NFH2936NFV44018NFV=1578NMH244872 NmmMV4=274831 NmmMV41131552 NmmM4368096 NmmM41277972 NmmT1116.3 Nm按弯扭合成应力校核轴的强度C截面承受的弯矩和扭矩最大，故只需校核C处的强度。因轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6抗弯截面系数W0.1 0.127463抗扭截面系数54925轴的计算应力27.83MPa因轴的材料为45钢，调质处理，由表151查得60MPa，因，故安全。安全精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面从应力集中对轴的影响来看，截面和截面处过盈配合引起的应力集中最严重，但是截面处轴径较大，故无需校核；从受载的情况来看，截面C上的应力最大，但是过盈配合的应力集中在两端，故截面C不需校核。所以选择截面危险截面，只需校核该截面左右两面，其余轴截面为均不用校核。2）截面IV右侧弯矩M368096（57.526.6）/（57.526.68042.5）166289Nmm抗弯截面系数W0.1 0.127463抗扭截面系数54925 弯曲应力截面上的扭转切应力为由于轴选用45钢，调质处理，所以由表151查得，综合系数的计算由，由表3-2经插值，得到因轴肩而形成的理论应力集中，由附图3-1 轴的材料敏性系数为，故有效应力集中系数（附表34）为1.791.27由附图32查得尺寸系数由附图33查得扭转尺寸系数轴采用磨削加工，由附图34得表面质量系数 轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为碳钢的特性系数，取，取轴的疲劳安全系数故轴的选用安全。3）截面IV左侧弯矩M368096（57.526.6）/（57.526.68042.5）166289Nmm 抗弯截面系数W0.1 0.121600 抗扭截面系数43200 弯曲应力截面上的扭转切应力为由于轴选用45钢，调质处理，所以由表151查得，。综合系数的计算由，由表3-2经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为，由附图3-1 轴的材料敏性系数为，故有效应力集中系数（附表34）为1.781.26由附图32查得尺寸系数由附图33查得扭转尺寸系数轴采用磨削加工，由附图34得表面质量系数轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为碳钢的特性系数，取，取轴的疲劳安全系数故该轴在截面左侧的强度也是足够的。因此所选轴安全。所选轴安全八、滚动轴承的选择及计算项目设计计算过程结果I轴轴承的校核1）初选为30305型圆锥滚子轴承，10/3，由手册表67查得e0.3，Y2，Cr46.8KN2）计算两轴承受到的径向载荷3）计算两轴承受到的轴向载荷派生力按表137，对于圆锥滚子轴承，故得，轴向力由于，所以A轴承压紧，B轴承放松得轴向力当量载荷，由表135，得，由于为一般载荷，所以由表136，载荷系数取，得当量载荷4）轴承寿命的校核因为，所以按轴承B的受力大小验算。28300838400h因为，所以轴承满足寿命要求。轴承满足寿命要求II轴轴承的校核1）初选为30308型圆锥滚子轴承10/3由手册表67查得e0.35，Y1.7，Cr90.8KN2）计算两轴承受到的径向载荷3）计算两轴承受到