二级圆锥圆柱减速器课程设计453.8%1.3%350%218
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减速器课程设计
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二级圆锥圆柱减速器课程设计453.8%1.3%350%218,减速器课程设计
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1 湖南工业大学 课 程 设 计 资 料 袋 机械工程 学院（ 系、部 ） 2011 2012 学年第 一 学期 课程名称 机械设计 指导 教师 李历坚 学生姓名 张本涛 专业班级 机械设计制造及其自动化 班级 机设 092 学号 09405700601 题 目 两级圆锥 圆柱齿轮减速器 成 绩 起止日期 2011 年 月 日 2012 年 月 日 目 录 清 单 序号 材 料 名 称 资料数量 备 注 1 课程设计任务书 1 2 课程设计说明书 1 3 课程设计图纸 3 张 4 装配图 1 5 零件图 2 6 nts 2 课程设计任务书 2011 2012 学年第 一 学期 机械工程 学院（系、部） 机械设计制造及其自动化 专业 机设 092 班级 课程名称： 机械设计 设计题目： 两级圆锥 圆柱齿轮减速器 完成期限：自 2011 年 月 日至 2012 年 月 日共 周 内 容 及 任 务 一、设计的主要技术参数： 卷筒直径 D=350mm；运输带速度 V=1.3m/s；运输带从动轴所需扭矩 T=3800N m。 工作条件： 用于装配车间，双班制工作，工作较平稳，使用寿命为 8 年（轴承寿命为3 年以上）。 二、设计任务： 电动机的选择；装置运动和动力参数的计算；带传动的设计；齿轮的设计；轴类零件的设计；轴承寿命的计算；键连接的校核；密封及润滑类型的选择；减速器的设计；绘制减速器零件图和装配图；编写设计计算说明书。 三、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务： （ 1） 减速机装配图 1 张； （ 2） 零件工作图 23 张； （ 3） 设计说明书 1 份 进 度 安 排 起止日期 工作内容 2011 2011 2011 2012 主 要 参 考 资 料 【 1】机械设计（第八版） .濮良贵，纪名刚 主编 .北京：高等教育出版社， 2006.5 【 2】机械设计课程设计（第二版） .杨光等主编 .北京：高等教育出版社， 2010.6 【 3】机械原理（第二版） .朱锂主编 .北京：高等教育出版社， 2010.4 【 4】材料力学（第五版） .刘鸿文主编 .北京：高等教育出版社， 2011.1 【 5】机械制图（第二版） .王巍主编 .北京：高等教育出版社， 3009,.6 【 6】互换性与测量技术基础（第二版） .徐学林主编 .长沙：湖南大学出版社， 2009.7 【 7】理论力学（第七版） .哈尔滨工业大学理论力学教研室编 .北京：高等教育出版社， 2009.7 指导教师 （签字）： 年 月 日 系（教研室） 主任（ 签字）： 年 月 日 nts 1 机 械 设 计 设计说明书 两级圆锥 圆柱齿轮减速器 起止日期： 2011 年 月 日 至 2012 年 月 日 机械工程学院（部） 2010 年 01 月 01 日 学生姓名 张本涛 班级 机设 092 学号 09405700601 成绩 指导教师 (签字 ) nts 1 目录 一 设计任务书 二 传动方案的拟订及说明 三 电动机的选择 . 四 计算传动装置的运动和动力参数 . 五高速级齿轮传动 的设计计算 . 六低速级齿轮传动的设计计算 . . 七轴 的 设计计算（用 低速轴 进行 校核 ） 八低速轴 轴承的校核 九联轴器的选择 . 十 键的选择和校核 . 十一减速器附件的选择 十二 润滑与密封 . 参考资料 . . nts 1 一 设计任务书 1.1 课程设 计的设计内容 设计带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有两级圆锥-圆柱齿轮减速器。 图 2-6 带式输送机传动系统简图 1 电动机； 2 联轴器； 3 两级圆锥 -圆柱齿轮减速器； 4 联轴器； 5 滚筒； 6 输送带 1.2 课程设计的原始数据 已知条件： 传送带最大有效拉力 F=3800N 运输带的工作速度： V=1.3m/s； 卷筒直径： D=350mm； 使用寿命： 8年 ，轴承寿命为 3 年以上，双班制 工作，每班工作 8个小时，每年 300个工作日。 1.3 课程设计的工作条件 设计要求：误差要求：运输带速度允许误差为带速度的 5%； nts 2 工作情况：连续单向运转， 空载起动，工作载荷有中等冲击 ； 制造情况：小批量生产 ； 电动机的电源为三相交流电，电压为 380/320。 nts 3 二传动方案的拟定与说明 传动方案如下： 1- 电机 2- 联轴器 3- 减 速器 4- 滚筒 5- 传动带 图所示为第一级用带传动，后接圆锥齿轮 - 圆柱齿轮减速器。带传动能够缓冲，吸震，过载时起安全保护的作用，且可以减小减速箱的尺寸。 三 电动机的选择 nts 4 3.1 电动机类型 的选择 按按照设计要求以及工作条件 选用 Y系列全封闭式自扇冷式笼型三相异步电动机，电源电压为 380V。 3.2 选择电动机的容量 根据任务书所给数据： 传送带最大有效拉力 F=3800N 运输带的工作速度： V=1.3m/s； 卷筒直径： D=350mm； 根据公式1000VFPW ,F 为运输牵引力， V 为运输带速度。由此得 出： WWPW k94.41000 3.13800 k 3.2.2 计算传动装置总效率 由于动力经过一个传动副或者运动副就会发生一次损失，故多级串联总 效率5443221 本题中：1 联轴器效率， 1 =0.99，本设计中有两个联轴器 2 一对圆锥齿轮的效率， 2 =0.97 3 圆柱齿轮的传递效率， 3 =0.98 4 轴承的传递效率，本设计中有四个轴承 4 =0.98 5 滚筒的效率， 5 =0.96 5443221 = 96.098.098.097.099.0 42 =0.825 电动机需要的功率： kw988.5PPwd 因载荷较平稳，电动机的功率稍大于dP即可，根据文献【 2】中nts 5 表 8-53 Y 系列三相异步电动机的技术数据，可选择电动机的额定功率 KW5.7Pcd 。 3.3 确定电动机的转速 按推荐的直齿圆锥齿轮传动比范围 8 22 所以系统的传动比范围为 8-22 工作机滚筒的转速 r /m in71Dv1 0 0 060nw 所以电动机的转速范围 m in/)1562568(71)228(n rnwd 符合这一范围的同步转速有 750r/min,1000r/min,1500r/min 和3000r/min 四种，但综合考虑电动机和传动装置的转速、质量和价格因素，决定选用同步转速 min/1000 rnd 的电动机。 根据文献【 2】中表 8-53 查得，可选用 Y160M 6型号的电动机，其数据如表 3-1 所示 表 3-1 Y160L 6型电动机主要参数 电动机型 号 额定功率 /KW 满载转速/(r/min) 堵载转速 额定转速 最大 转速 额定转速 Y160M 6 7.5 970 2.0 2.0 其中电动机的：中心高 H=160mm；外伸轴直径 D=42mm；外伸轴长度E=110mm 四 计算传动装置的运动和动力参数 nts 6 4.1 传动装置总传动比 总传动比 66.1371970ni w 满 4.2 分配各级传动比 根据传动比的分配原则： 1 一般应使链的传动比小齿轮传动的传动比； 2 圆锥圆柱齿轮减速器，为了便于大齿轮的加 工，高速级锥齿轮传动比取 i25.0i1 且使 3i14 1 5.366.1325.0i 1 取 3i1 5 5 3.4366.13iii12 4.3 计算传动比装置的运动及动力参数 4.1 各轴的转 速 n(r/min) 电动机 970n 满r/min 高速轴的转速： 1n =0i/n满=970 r/min 中间轴的转速： 2n =1n /1i =1400/3=323.3r/min 低速轴的转速 ：3n= 2n /2i =323.3/4.533=71 r/min 滚筒轴的转速： 4n =3n/3i=71/1=71r/min 4.2 各轴的输入功率 P（ kw） 电动机 kw988.5pd 高 速轴的输入功率： kwpPm 928.599.0988.511 中间轴的输入功率： kwpP 635.598.097.0928.54212 低速轴的输入功率： kwpP 412.598.098.0635.53423 滚筒轴的输入功率： kwpP 25.599.098.0412.51434 4.3 各轴的输入转矩 T(N m) nts 7 电动机的输出转矩 95.58/9 5 5 0d1 满nPTN m 高速轴的输入转矩： 111 /9550 nPT 58.36 N m 中间轴的输入转矩： 222 /9550 nPT 166.45 N m 低速轴的输入转矩： 333 /9550 nPT727.95 N m 滚筒轴的输入转矩： 444 /9550 nPT 706.16 N m 将各轴的运动和动力参数统计如表 4 1 所示 表 4 1 各轴运动和动力参数 轴号 转速（ r/min) 功率（ KW) 转矩（ N m） 电机轴 970 5.988 58.95 轴 970 5.928 58.36 轴 323.3 5.635 166.45 轴 71 5.412 727.95 轴（卷筒轴） 71 5.25 706.16 五高速级齿轮传动 的设计计算 nts 8 5.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 已知小齿轮的输入功率为 5.928kw大齿轮的输入功率为 5.635kw小齿轮的转速为 970r/min，大齿轮的转速为 323.3r/min（设计寿命为 8年每班工作 8h）两班制。 5.11按要求的传动方案，选用直齿圆锥齿轮传动。 5.12运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（ GB10095 88）。 5.13 材料选择。根据文献【 1】中 表 10 1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮的材料为 45 钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 5.14按齿形制 199012369/ TGB 齿形角 20 o ，顶隙系数 * 0.2c ，齿顶高系数 * 1ah ，螺旋角 0m o，轴夹角 90 ，不变位，齿高用顶隙收缩齿。 5.15传动比 u=2z /1z =3 节锥角 4 3 5.18/1a rct a n1 u ， 565.71435.18902 不产生根切的最小齿数： 21*m in s in/c os2 haZ =16.219 选 1z =20， 2z =u1z =20 3=60 5.2 按齿面接触疲劳强度设计 公式： 1td 2.92 3 2125.01 uKTZRRHE 5.2.1 试选载荷系数tK=2 5.2.2 计算小齿轮传递的扭矩 1T =95.5 105 1P /1n =5.836 104 N mm 5.2.3 选取齿宽系数 R =0.3 nts 9 5.2.4 由课本表 10-6 查得材料弹性影响系数 121 8 9 .8EZ M P a。 5.2.5 由图 10-21d按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim 1 600H M P a ，大齿轮的接触疲劳极限lim 2 550H M P a 。 5.2.6 计算应力循环次数 911 10234.283008219706060 hjLnN 912 107 4 5.0/ uNN 5.2.7 由图 10-19查得接触疲劳寿命系数 87.01 HNK 90.02 HNK 5.2.8 计算接触疲劳许用应力 M P aSKHNH 52260087.0/1l i m11 M P aSK HNH 49555090.0/2l i m22 其中安全系数 S=1 5.2.9 试算小齿轮的分度圆直径 代入 H中的较小值得 1td 2.92 3 2125.01 uKTZRRHE =82.58 mm 5.2.10 计算圆周速度 v 193.70)3.05.01(58.825.0111 Rtm dd mm )100060/()(11 ndv m=（ 3.14159 70.193 970） /（ 60 1000） =3.565m/s 5.2.11 计算载荷系数 齿轮的使用系数载荷状态均匀平稳，查表 10-2 得AK =1.0。 由图 10-8 查得动载系数VK=1.1。 由表 10-3 查得齿间载荷分配系数HK=FK=1.1。 依据大齿轮两端支承，小齿轮悬臂布置，查表 10-9 得轴承系数beHK =1.25 由公式HK=FK=1.5beHK=1.5 1.25=1.875接触强度载荷系数 K = AKVK HK HK=1 1.1 1.1 1.875=2.27 nts 10 5.2.12 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 311 / tt KKdd =82.58 3 2/27.2 =86.14mm m=1d /1z =82.58/20=4.129mm 取标准值 m =4 mm 。 5.2.13 计算齿轮的相关参数 1d =m1z =4 20=80 mm 2d =m2z =4 60=240 mm 4 3 5.18/1a rct a n1 u 2 =90 -1 =71.565 49.1262138021 221 udR mm 5.2.14 确定并圆整齿宽 b=R R=0.3 126.49=37.95 mm圆整取 mmB 402 mmB 451 5.3 校核齿根弯曲疲劳强度 5.3.1 确定弯曲强度载荷系数 K= AKVK FK FK=2.06 5.3.2 计算当量齿数 1vz=1z /cos1 =20/cos 435.18 =21.1 2vz=2z /cos2 =60/cos71.565=187.74 5.3.3 查表 10-5 得 1FaY=2.91,1SaY=1.53,2FaY=2.06,2SaY=1.97 5.3.4 计算弯曲疲劳 许用应力 由图 10-18查得弯曲疲劳寿命系数 1FNK=0.82，2FNK=0.87 取安全系数 FS =1.4 由图 10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 1FN=500Mpa 2FN=380Mpa 按脉动循环变应力确定许用 弯曲应力 M P aSK FFNFNF 85.2924.1/50082.0/111 M P aSKFFNFNF 14.2364.1/38087.0/222 nts 11 5.3.5 校核弯曲强度 根据弯曲强度条件公式 FRSaFaF zbmYYKT 22 111 )5.01(2 M P azbm YYKT RSaFaF 203.05.01440 53.191.25836006.22)5.01(2 22122 1111 =115.7 MPa 1F M P azbm YYKT RSaFaF 203.05.01440 97.106.25 8 3 6 006.22)5.01(2 22222 2212 =105.5Mpa 2F满足弯曲强度要求，所选参数合适。 六 低速级齿轮传动的设计计算 nts 12 6.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 6.1.1 选用闭式 直 齿圆柱齿轮传动。 6.1.2 根据课本表 10-1， 选择小齿轮材料 40Cr 钢，调质处理，硬度280HBS；大齿轮材料 45钢，调质处理，硬度 240HBS 。 6.1.3 根据课本表 10-8，运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。 6.1.4 试选小齿轮齿数 1z =22,则 2z =u1z =2i 1z = 1002255.4 .1，所以 2z 取 100 6.2 按齿面接触疲劳强度设计 公式：1td 3 212 . 3 2 EdHK T Zuu 6.2.1 试选载荷系数tK=1.3 6.2.2 计算小齿轮传递的转矩 T =95.5 105 2P / 2n =1.6645510 N mm 6.2.3 由表 10-7 选取齿宽系数d=1 6.2.4 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 EZ =189.8 21MPa 6.2.5 由图 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1limH =600Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限 1limH =550Mpa。 6.2.6 计算应力循环次数 hjLnN 21 60=60 323.3 1（ 2 8 300 8） =7.45 108 2N = 1N /u=7.45 108 /4.55=1.637 108 6.2.8 由图 10-19取 接触疲劳寿命系数 02.11 HNK， 96.02 HNK。 6.2.9 计算接触疲劳许用应力 取安全系数 S=1 SK HHNH 1lim11 =1.02 600/1=612 MPa SK HHNH 2lim22 =0.96 550/1=528MPa 6.2.10 试算试算小齿轮的分度圆直径，带入 H中的较小值得nts 13 21132.2 HEdttZuuTKd=3255288.18955.4155.41106645.13.132.2 mm=75.237mm 6.2.11 计算圆周速度 100060 21 ndv t=1 00 060 3 23 .32 37.7514.3 m/s=1.237m/s 6.2.12 计算齿宽 b td db 1=1 75.237mm=75.237mm 6.2.13 计算齿宽与齿高之比hb模数11zdm tt =75.237/22=3.42mm 齿高tmh 25.2=2.25 3.42=7.695mm hb=75.237/7.695=9.78 6.2.14 计算载荷系数 根据 v=1.237m/s，由图 10-8 查得动载荷系数VK=1.04； 直齿轮，HK= FK=1 由表 10-2查得使用系数 AK =1 由表 10-4 用插值法查得 7级精度、小齿轮相对支撑非对称布 置时，HK=1.423。 由hb=9.78，HK=1.423 查图 10-13得FK=1.35;故载荷系数 K = AK VK HK FK =1 1.04 1 1.423=1.479 6.2.15 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 311tt KKdd = 3 3.1479.1237.75 =78.54mm 6.2.16 计算模数 m： nts 14 11zdm=78.54/22=3.57mm 6.3 按齿根弯曲强度设计 公式为 3 212 F SaFad YYzKTm 6.3.1 由图 10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1 500FE M Pa ，大齿轮的弯曲疲劳强度2 380FE M Pa 6.3.2 由图 10-18取弯曲疲劳寿命系数1FNK=0.87, 2FNK=0.89 6.3.3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，则 SK FEFNF 111 =0.87 500/1.4=310.71 Mpa SK FEFNF 222 =0.89 380/1.4=241.57 Mpa 6.3.4 计算载荷系数 K K = AKVK FK FK=1 1.04 1 1.35=1.404 6.3.5 查取齿形系数 由表 10-5 查得1FaY=2.65，2FaY=2.226 6.3.6 查取应力校正系数 由表 10-5 查得1SaY=1.58，1SaY=1.764 6.3.7 计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 111F SaFaYY=2.65 1.58/310.71=0.01348 2 22F SaFa YY=2.198 1.758/241.57=0.01625 大齿轮的数值大。 nts 15 6.3.8 设计计算 3 212 F SaFad YYzKTm =3 25 01625.0221106645.1404.12 mm=2.504mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.504 并就近圆整为标准值 m=2.5，按接触强度算得的分度圆直径 1d =78.54，算出小齿轮齿数 : 1z =md1 = 78.54/2.5 32 大齿轮齿数 :2z =4.55 32=142.9，即取2z =143 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。 6.4 几何尺寸计算 6.4.1 计算分度圆直 径 1d =1z m=32 2.5mm =80mm 2d =2z m=143 2.5mm =357.5mm 6.4.2 计算中心距 a=(1d + 2d )/2=(80+357.5)/2=218.75mm 6.4.3 计算齿轮宽度 b=d 1d=1 80mm=80mm 取 2B =80mm,1B =85mm nts 16 七 轴的设计计算 7.1 输入轴设计 7.1.1 求输入轴上的功率 1p 、转速 1n 和转矩 1T 1p =5.928kW 1n =970r/min 1T =58.36N m 7.1.2 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 68)3.05.01(805.0111 Rm dd mm Nd TF mt 47.1716685836022 11 1co stan tr FF 435.18c o s20t a n47.1716592.68 N 1s intan ta FF 435.18s in20t a n47.1716 197.56N 7.1.3 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 处理 ），根据课本表 15-3，取 1120 A，得 mmnPAd 48.20970928.5112 33110m i n 因轴上有两个键槽，故直径增大 10% 15%，取 12d =23mm 左右。 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。 联轴器的计算转矩1TKT Aca ，查课本表 14-1，由于转矩变化很小，故取 3.1AK ，则mNmmNTKT Aca 868.757 5 8 6 85 8 3 6 03.1 ，因输入轴与电动机相连，转速高，转矩小，选择弹性套柱销联轴器。电动机型号为 Y160M 6,由指导书表 8-54查得，电动机的轴伸直径 D=42 mm 。查指导书表 8-35，选 L 4 型弹性柱销联轴器 ，其公称转矩为 250 mN ，半联轴器的孔径 1d =42mm，故取 12d =42mm，半联轴器长度 mmL 1121 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 84mm。 7.1.4 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23d=46mm 。左端用轴端挡圈定位，按轴端nts 17 直径取挡圈直径 D=52 mm ，半联轴器与轴配合 的毂孔长度为L=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，故 1-2 轴段的长度应比 L略短一些，现取 mml 8212 。 7.1.5 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据23d=46 mm ，由指导书表 8-30，初步选取 02系列， 30207 GB/T 276，其尺寸为2075.219050 BTDd ，故 mmdd 505634 ，而为了 利于固定 mml 2034 。由指导书表 15-1 查得 mmd 5845 。 7.1.6 取安装齿轮处的轴段 6-7的直径 mmd 4067 ；齿轮的左端与套筒之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 45mm，应使套筒端面可靠地压紧轴承，67l由套筒长度，挡油环长度以及略小于轮毂宽度的部分组成，故 mml 7067 。为使套筒端面可靠地压紧轴承， 5-6段应略短于轴承宽 度，故取 mml 1856 。 7.1.7 轴承端盖的总宽度为 30mm。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 mml 20 ，故取 mml 5023 7.1.8 mmldl 1 0 55.2343445 至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。 7.1.9 轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接 轴与半联轴器之间的平键， 按 12d =42mm, 查得平键截面mmhb 812 ,长 70mm 轴与锥齿轮之间的平键按 mmd 4267 ，由课本表 6-1 查得平键截面 mmhb 812 ，长为 63mm，键槽均用键槽铣刀加工。 为保证齿轮、半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴配合为 6/7 kH ，齿轮轮毂与轴的配合为 6m/7H ；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。 7.1.10 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-2，取轴端倒角为 452 ，nts 18 其他均为 R=1.6 7.2 中间轴设计 7.2.1 求输入轴上的功率 2p 、转速 2n 和转矩 2T 2p =5.635kW 2n =323.3r/min 2T =166.45N m 7.2.2 求作用在齿轮上的力 已知小圆柱直齿轮的分度圆半径 1d =80 mm 121 2dTFt = N25.4161801 6 6 4 5 02 tan11 tr FF =4161.25 20tan =1514.57N 已知大圆锥齿轮的平均分度圆半径 875.307)3.05.01(5.3575.0122 Rtm dd mm Nd TFmt5.1095875.303 1 6 6 4 5 022222 122 co sta n tr FF 435.18c o s20t a n5.1095378.27N 122 s inta n ta FF 435.18s in20t a n5.1 0 9 5 126.1 N 7.2.3 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），根据课本表 15-3，取 1120 A，得 mmnPAd 04.293.323 635.5112 33220m i n 中间轴的最小值显然是安装滚动轴承的直径。 因轴上有两个键槽，故直径增大 10% 15%，故 mmd 32min 7.2.4 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 12d = mmd 00.3256 ，由指导书表 8-30中初步选取 03系列，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30306，其尺寸为 2175.2028035 BTDd ，所以 12d =56d=35mm。这对轴承均采用套筒进行轴向定位，查得 30306 型轴承的定位轴肩高度，因此取套筒外直径 42mm，内直径 40mm。 7.2.5 取安装圆锥齿轮的轴段 mmdd 404523 ，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 mmL 40 ，为了使套筒端面可nts 19 靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取 mml 3623 ，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 dh 07.0 2.8，故取 3h ，则轴环处的直径为 mmd 4634 。 7.2.6 已知圆柱直齿轮齿宽 1B =85mm，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45l=82mm。 7.2.7 箱体以小圆锥齿轮中心线为对称轴，由圆锥齿轮的啮合几何关系，推算出，箱体对称 线次于截面 3 右边 16mm处，设此距离为 mmlO 16则：取轴肩 mml 934 有如下长度关系： 12l +23l+16mm=45l+56l-7mm 由于 12l 要安装轴承与甩油环与套筒、还有插入轮毂中的 4mm,取 mml 5012 由于56l要安装轴承与甩油环与套筒、还有插入轮毂中的 3mm mml 4956 综合 以上关系式，求出 mml 4956 , mml 6212 7.2.8 轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按23d由课本表 6-1查得平键截面 mmhb 812 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 63mm，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67mH；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按45d由课本表6-1 查得平键截 mmhb 812 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 63mm，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67mH；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。 7.2.9 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 15-2，取轴端倒角为 452 。 7.3 输出轴的设计 7.3.1 求输入轴上的功率 1p 、转速 1n 和转矩 1T 3P=5.412kW 3n=71r/min 3T=727.95N m 7.3.2 求作用在齿轮上的力 已知大圆柱直齿轮的分度圆半径 2d =357.5mm nts 20 232dTFt = N4.4 0 7 25.3 5 77 2 7 9 5 02 tantr FF =4072.4 20tan =1482.2N 7.3.3 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），根据课本表 15-3，取 1120 A，得 mmnPAd 05.4771412.5112 33330m i n 中间轴的最小值显然是安装滚动轴承的直径。 因轴上有两个键槽，故直径增大 10% 15%，故 mmd 23.52min 联轴器的计算转矩3ca TKT A,由文献【 1】中表 14 1 查得，考虑到转矩变化很小，故取 mmNTKTK AA 9463351095.7273.13.1 33ca ，则： 按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件，由文献【 2】中表 8 36查得，选用 L 4型弹性联轴器，其公称转矩为 2500000N mm。半联轴器的孔径 mmdmmd 55,55 II-II 故取 ，半联轴器长度 L=112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度 mm841 L 。 7.3.4拟定轴上零件的装配方案如图 7-1 I II III IV V VI VII VIII 7.3.5 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 nts 21 为了满足半联轴器的轴向定位的要求， I-II 轴段的右端需制出一轴肩，故取 II-III 段的直径 mmd 62III-II ，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=65mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度mmL 841 ，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 I-II段长度应比 1L 略短一些，现取 mml 82II-I 。 II-III 段是固定轴承的轴承端盖，取其宽度为 20mm，由mmd 62III-II ，可取 mml 50III-II 7.3.6 初步选择滚动轴承。因轴承同时承受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子 轴承。参照工作要求，并根据 mmd 62III-II ，由轴承目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30313，其尺寸为 mmmmmmTDd 3614065 故 mmd 65IV-III 。又取右边套筒长伟 20mm,所以 mml 563620IV-I I I 7.3.7 取安装齿轮处的轴段 IV-V 的直径 mmd 70V-IV ；已知齿轮轮毂的宽度为 80mm,取 mml 88V-IV 。齿轮右边 V-VI 段为轴肩定位，轴肩高为 h=(0.07 0.1)d,故取 h=6mm,则此处 mmd 82VI-V ；轴环宽度 b 1.4h，取 mml 12VI-V 。 7.3.8 VI-VII段右边为轴承用轴肩定位，有轴承仍选用圆锥滚子轴承 30313，故 mmd 36VIII-VII ，所以此处轴肩高度 h=(0.07 0.1)d 取h=5mm，故 mmd 77VII-VI ，轴环宽度 b 1.4h，取 mml 82VII-VI ，mml 36VIII-VII 。 7.3.9 轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 mmd 70V-IV nts 22 由文献【 1】中表 6 1 查得，平键截面 mmmm 1220hb ,键槽用键槽铣刀加工，长为 63mm。选择齿轮轮毂与轴之间的配合为67nH；同样半联轴器与轴的连接用平键截面 mmmmmm 701016 ，半联轴器与轴的配合为67kH。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。 7.3.10 确定轴上圆角和倒角尺寸 由文献【 1】中表 15 2 查得，取轴端倒角为 452 ，各轴肩处的圆角半径见图 15-26。 7.3.11 求轴上的载荷 首先做轴的计算简图，如图 7 2。对于 30214型圆锥滚子轴承，由文献【 2】中表 8 30查得 a=29mm。因此，作为简支架的轴的支承跨距 mmLL 2121417132 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，如图 7 2。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算出的截面 C处的 MMMVH 和、的值统计如下 : 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NF NH 6.20781 NF NH 8.13682 NF NV 6.29851 NF NV 4.15032 弯矩 M mNM H 58.147 mNMv 78.197总弯矩 mNM 78.24678.19758.147 22 扭矩 T 3T=727.95N m nts 23 图 7 2 7.3.12 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 6.0 ，轴的计算应力 M P aWTMca 02.14701.095.7276.078.246322232 nts 24 前已选定轴的材料为 45钢，调质处理，由课 本表 15-1查得许用弯曲应力 MPa601 ，因此 1 ca，故安全。 7.3.13 精确校核轴的疲劳强度 判断危险截面 截面 A， B 只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过度配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是安扭转强度较为宽裕确定的，所以截面 A， B 均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从 受载的情况来看，截面 C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面 C上虽应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面 C 也不必校核。截面和显然更不必校核。由文献【 1】中第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。 截面左侧 抗弯截面系数 333IV-I I I 27463651.01.0 mmdW 抗扭截面系数 333IV-I I I 54925652.02.0 mmdW T 截面左侧的弯矩 M 为 mmNM 12165071 3671246780 截面的扭矩3T为 mN 95.727T3 截面上的弯曲应力 MP aWM 43.42 7 4 6 31 2 1 6 5 0b 截面上的扭转切应力 M P aWTTT25.1354925 1095.727 33 nts 25 轴的材料为 45 钢，调制处理。由文献【 1】中表 15 1 查得：M P aM P aM P aB 155,275,640 11 。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及由文 献【 1】中附表 3 2查取。因 08.16570,031.0652IV-I I IV-IVIV-I I I ddd r ，经插值后可查得 31.10.2 ， 又由文献【 1】中附图 3 1 可得轴的材料的敏性系数为75.0,73.0 qq 故有效应力集中系数按式（文献【 1】中附表 3 4）为 26.1)131.1(85.01)1(182.1)10.2(82.01)1(1 qk qk 由文献【 1】中附图 3 2 的尺寸系数 67.0；由文献【 1】中附图 3 3 的扭转尺寸系数 82.0。 轴按磨削加工，由文献【 1】中附图 3 4 得表面质量系数为92.0 轴未经表面强化处理，即 1q，则按文献【 1】中式（ 3 12）及式（ 3 12a）得综合系数为62.1192.0182.026.11180.2192.0167.082.111kKkK又知碳钢的特性系数 05.01.005.01.0,2.02.0 ，取取 于是，计算安全系数caS值，得 nts 26 5.1843.1101.1417.2201.1417.2201.14225.1305.0225.1362.115517.2201.043.48.22752222aa1a1SSSSSSKSKScmm故可知其安全。 (3)截面右侧 抗弯截面系数 333IV-I I I 34300701.01.0 mmdW 抗扭截面系数 333IV-I I I 68600702.02.0 mmdW T 截面左侧的弯矩 M 为
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