二级圆锥圆柱减速器课程设计112.1%1.3%320.doc
二级圆锥圆柱减速器课程设计112.1%1.3%320
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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112.1%1.3%320,减速器课程设计
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汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062 1 机械设计 课程设计说明书 (机械设计基础 ) 设计题目 圆锥圆柱齿轮减速器 汽车 学院 车辆工程 (汽车 )专业 班级 05 级汽车 1 班 学号 052062 设计人 陈恺 指导老师 奚鹰 完成日期 2007 年 7 月 29 日 nts汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062 2 目录 设计任务书 3 传动方案的拟订及说明 3 电动机的选择 3 计算传动装置的运动和动力参数 5 传动件的设计计算 7 轴的设计计算 .16 滚动轴承的选择及计算 .38 键联接的选择及校核计算 .42 联轴器的选择 .43 减速器附件的选择 .44 润滑与密封 .44 设计小结 .44 参考资料目录 .45 nts汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062 3 设计计算及说明 结果 一、 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 计算驱动卷筒的转速 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 1 . 3 7 7 . 6 / m i n320w vnrD 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、 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。 7 7 .6 / m inwnr nts汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062 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 2 1 0 0 1 . 3 2 . 7 31 0 0 0 1 0 0 0FvP k w (2)电动机输出功率 dP d PP 传动装置的总效率 1 2 3 3 4 5 2 6 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 . 9 6 0 . 9 8 8 3 0 . 9 7 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 9 0 . 9 6 0 . 8 1 故 2 . 7 3 3 . 3 60 . 8 1d PP k w (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4.0edP kw 。 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 1 2 4i ，单级圆柱齿轮传动比范围2 3 6i ，圆锥齿轮传动比范围 3 2 3i ，则电动机转速可选范围为： 2.73P kw 0.81 3.36dP kw nts汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062 5 设计计算及说明 结果 1 2 3 9 3 1 . 2 5 5 8 7 . 2 / m i ndn n i i i r 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 1 Y132M1-6 4 1000 960 73 2 Y112M-4 4 1500 1440 43 传动装置的传动比 总传动比 V 带传动 二级减速器 12.37 3.1 3.99 18.56 4.64 4 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 1）传动装置总传动比 960 1 2 . 3 77 7 . 6mni n 2）分配各级传动比 因为是圆锥圆柱齿轮减速器，所以 1 0 .2 5 3 .1ii 圆锥圆柱齿轮减速器传动比 2 1 1 2 . 3 7 3 . 9 93 . 1ii i 12.37i 1 3.1i 2 3.99i nts汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062 6 设计计算及说明 结果 3）各轴转速（轴号见图一） 121231342549 6 0 / m i n9 6 0 / m i n9603 1 0 / m i n3 . 13107 7 . 6 / m i n3 . 9 97 7 . 6 / m i nmn n rn n rnnrinnrin n r 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 12 1 2 53 2 44 3 2 35 4 23 . 3 63 . 3 6 0 . 9 9 0 . 9 8 8 3 . 2 93 . 2 9 0 . 9 6 3 . 1 63 . 1 6 0 . 9 8 8 0 . 9 7 3 . 0 23 . 0 2 0 . 9 8 8 2 . 9 8dP P k wP P k wP P k wP P k wP P k w 5）各轴转矩 1112223334445553 . 3 69 5 5 0 9 5 5 0 3 3 . 4 39603 . 2 99 5 5 0 9 5 5 0 3 2 . 7 39603 . 1 69 5 5 0 9 5 5 0 9 7 . 3 53103 . 0 29 5 5 0 9 5 5 0 3 7 1 . 6 67 7 . 62 . 9 89 5 5 0 9 5 5 0 3 6 6 . 7 47 7 . 6PT N mnPT N mnPT N mnPT N mnPT N mn 项目 轴 1 轴 2 轴 3 轴 4 轴 5 转速 (r/min) 960 960 310 77.6 77.6 功率 (kw) 3.36 3.29 3.16 3.02 2.98 转矩 (N*m) 33.43 32.73 97.35 371.66 366.74 传动比 1 1 3.1 3.99 1 效率 1 0.978 0.96 0.958 0.988 123459 6 0 / m in9 6 0 / m in3 1 0 / m in7 7 .6 / m in7 7 .6 / m innrnrnrnrnr 123453.363.293.163.022.98P kwP kwP kwP kwP kw 123453 3 .4 33 2 .7 39 7 .3 53 7 1 .6 63 6 6 .7 4T N mT N mT N mT N mT N m nts汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062 7 设计计算及说明 结果 五、 传动件的设计计算 圆锥 直 齿轮设计 已知输入功率 2 3.29P kw ，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 40rC (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 1 25z ，大齿轮齿数 2 3 . 1 2 5 7 7 . 5z ，取整 2 78z 。则 21 78 3 . 1 225zu z 2、 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 11 32 . 9 2 ( ) 2 ( 1 0 . 5 ) 2Et RRHZ KTd 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 2229 5 . 5 1 0 5 9 5 . 5 1 0 5 3 . 2 9 32729960PT N m mn 3） 选齿宽系数 0.33R 1 25z 2 78z 0.33R nts汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062 8 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 li m 1 600H M P a ，大齿轮的接触疲劳强度极限 li m 2 550H M P a 5 ） 由 机械设计 （第八 版）表 10-6 查得材 料的弹性 影响系 数1 8 9 . 8 0 . 5EZ M P a 6） 计算应力循环次数 1226 0 6 0 9 6 0 1 (1 8 3 0 0 1 0 ) 1 . 3 8 2 4 1 0 91 . 3 8 2 4 1 0 9 4 . 4 5 9 1 0 83 . 1 2hN n j LN 7) 由 机 械 设 计 （ 第 八 版 ） 图 10-19 取 接 触 疲 劳 寿 命 系 数120 . 9 3 , 0 . 9 6H N H NKK 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 12l i m 11l i m 220 . 9 3 6 0 0 5 5 80 . 9 6 5 5 0 5 2 8H N HHH N HHK M P aSK M P aS （ 2） 计算 1） 试算小齿轮分度圆直径 1td ，代入 H 中较小的值 11 332 . 9 2 ( ) 2( 1 0 . 5 ) 21 8 9 . 8 1 . 8 3 2 7 2 92 . 9 2 ( ) 2 6 4 . 2 90 . 3 3 ( 1 0 . 5 0 . 3 3 ) 2 3 . 1528EtRRHZ KTdumm 2） 计算圆周速度 v 12 6 4 . 2 9 9 6 0 3 . 2 3 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s li m 1 600H M P a li m 2 550H M P a 1 8 9 . 8 0 . 5EZ M P a 121 . 3 8 2 4 1 0 94 . 4 5 9 1 0 8NN 12558528HHM P aM P a 1 6 4 .2 9td m m 3. 3 /v m s nts汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062 9 设计计算及说明 结果 3） 计算载荷系数 根据 3.23 /v m 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 1.25H beK ，则 1 . 5 1 . 5 1 . 2 5 1 . 8 7 5H F H b eK K K 接触强度载荷系数 1 . 2 5 1 . 1 2 1 1 . 8 7 5 2 . 6 2 5A v H HK K K K K 4） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 11 2 . 6 2 53 36 4 . 2 9 7 2 . 9 11 . 8t tKd d m mK 5） 计算模数 m 117 2 . 9 1 2 . 9 125dm m mz 取标准值 3m mm 6） 计算齿轮相关参数 112212113 2 5 7 53 7 8 2 3 43 . 1 2a r c c o s a r c c o s 1 7 4 6 1 8 2 1 3 . 1 2 2 19 0 7 2 1 3 4 2 2 1 3 . 1 2 2 17 5 1 2 2 . 8 622d m z m md m z m muuuR d m m 7） 圆整并确定齿宽 0 . 3 3 1 2 2 . 8 6 4 0 . 5 4Rb R m m 圆整取 2 49b mm ， 1 53b mm 2.625K 1 7 2 .9 1d m m 3m mm 1212752341 7 4 6 1 8 7 2 1 3 4 2 1 2 2 .8 6d m md m mR m m 1 53b mm 2 49b mm nts汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062 10 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 . 2 5 1 . 1 2 1 1 . 8 7 5 2 . 6 2 5A v F FK K K K K 2） 计算当量齿数 11112225 2 6 . 2 5c o s c o s 1 7 4 6 1 8 78 2 5 5 . 5 5c o s c o s 7 2 1 3 4 2 vvzzzz 3） 由 机械设计（第八版）表 10-5 查得齿形系数 1 2.60FaY 2 2.06FaY 应力校正系数 1 1.595saY 2 1.97saY 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1 500FE M P a ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2 380FE M P a 5） 由机械设计（第八版）图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 1 0.88FNK 2 0.94FNK 6） 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 1.4S ，得 1112220 . 8 8 5 0 0 3 1 4 . 2 91 . 40 . 9 4 3 8 0 2 5 5 . 1 41 . 4F N F EFF N F EFK M P aSK M P aS 7） 校核弯曲强度 2 625K 1226.25255.55vvzz 123 1 4 . 2 92 5 5 . 1 4FFM P aM P ants汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062 11 设计计算及说明 结果 根据弯曲强度条件公式 2 2 ( 1 0 . 5 ) 2F a S aFFRK T Y Yb m Z进行校核 1111112 2 ( 1 0 . 5 ) 22 2 . 6 2 5 3 2 7 2 9 2 . 6 0 1 . 5 9 5 8 5 . 7 05 3 3 2 ( 1 0 . 5 0 . 3 3 ) 2 2 5F a S aFRFK T Y Yb m ZM P a 2222222 2 ( 1 0 . 5 ) 22 2 . 6 2 5 3 2 7 2 9 2 . 0 6 1 . 9 7 2 9 . 0 74 9 3 2 ( 1 0 . 5 0 . 3 3 ) 2 7 8F a S aFRFK T Y Yb m ZM P a 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 3 3.16P kw ，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（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 1 23z ，大齿轮齿数 2 4 2 3 9 2z 4） 选取螺旋角。初选螺旋角 14 2、 按齿面接触强度设计 1 18 5 .7 0F F M P a 2 22 9 .0 7F F M P a 1 23z , 2 92z nts汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062 12 设计计算及说明 结果 由设计计算公式进行试算，即 31 3 21 ( ) 2t H Et dHK T u Z Zd 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 3339 5 . 5 1 0 5 9 5 . 5 1 0 5 3 . 1 6 97348310PT N m mn 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 1 0.765 ， 2 0.866 ，则12 1 . 6 3 1 6） 由 机 械 设 计 （ 第 八 版 ） 表 10-6 查 得 材 料 的 弹 性 影 响 系 数1 8 9 . 8 0 . 5EZ M P a 7） 计算应力循环次数 1326 0 6 0 3 1 0 1 (1 8 3 0 0 1 0 ) 4 . 4 6 4 1 0 84 . 4 6 4 1 0 8 1 . 1 1 6 1 0 84hN n j LN 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 li m 1 600H M P a ，大齿轮的接触疲劳强度极限li m 2 570H M P a 9） 由 机 械 设 计 （ 第 八 版 ） 图 10-19 取 接 触 疲 劳 寿 命 系 数120 . 9 5 , 0 . 9 8H N H NKK 1.6tK 124 . 4 6 4 1 0 81 . 1 1 6 1 0 8NN nts汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062 13 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 12l i m 11l i m 220 . 9 5 6 0 0 5 7 00 . 9 8 5 7 0 5 5 8 . 6H N HHH N HHK M P aSK M P aS 12 5 7 0 5 5 8 . 6 5 6 4 . 322HHH M P a （ 2）计算 1） 试算小 齿轮分度圆直径 1td ，由计算公式得 31 3321 ( ) 22 1 . 6 9 7 3 4 8 5 2 . 4 3 3 1 8 9 . 8( ) 2 5 4 . 2 31 1 . 6 3 1 4 5 6 4 . 3t H EtdHK T u Z Zdumm 2） 计算圆周速度 v 13 5 4 . 2 3 3 1 0 0 . 8 8 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s 3） 计算齿宽 b 及模数 ntm 1111 5 4 . 2 3 5 4 . 2 3c o s 5 4 . 2 3 c o s 1 42 . 2 9232 . 2 5 2 . 2 5 2 . 2 9 5 . 1 55 4 . 2 31 0 . 5 45 . 1 5dttntntb d m mdm m mZh m m mbh 4） 计算纵向重合度 10 . 3 1 8 t a n 0 . 3 1 8 1 2 3 t a n 1 4 1 . 8 2 4d Z 5）计算载荷系数 125705 5 8 . 6HHM P aM P a 5 6 4 . 3H M P a 1 5 4 .2 3td m m 0.88 /v m s 5 4 .2 32 .2 95 .1 51 0 .5 4ntb mmm mmh mmbh1.824 nts汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062 14 设计计算及说明 结果 根据 0.88 /v m 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 . 2 5 1 . 0 2 1 . 4 1 . 4 2 2 . 5 3A v H HK K K K K 6） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 11 2 . 5 33 35 4 . 2 3 6 3 . 1 81 . 6t tKd d m mK 7） 计算模数 nm 11c o s 6 3 . 1 8 c o s 1 4 2 . 6 723n dm m mZ 取 3nm mm 8） 几何尺寸计算 （ 1） 计算中心距 12( ) ( 2 3 9 2 ) 3 1 7 7 . 7 82 c o s 2 c o s 1 4nz z ma m m （ 2） 按圆整后的中心距修正 螺旋角 12( ) ( 2 3 9 2 ) 3a r c c o s a r c c o s 1 3 5 9 5 6 2 2 1 7 7 . 7 8nz z ma 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 2.53K 1 6 3 .1 8d mm 3nm mm 1 7 7 .7 8a m m 1 3 5 9 5 6 nts汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062 15 设计计算及说明 结果 11222 3 3 7 1 . 1c o s c o s 1 3 5 9 5 6 9 2 3 2 8 4 . 4c o s c o s 1 3 5 9 5 6 nnzmd m mzmd m m （ 4）计算齿轮宽度 1 1 7 1 . 1 7 1 . 1db d m m 圆整后取 2 71B mm 1 76B mm 3、 校核齿根弯曲疲劳强度 1） 确定弯曲强度载荷系数 1 . 2 5 1 . 0 2 1 . 4 1 . 3 4 2 . 3 9A v F FK K K K K 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 121223 2 5 . 1 7( c o s ) 3 ( c o s 1 3 5 9 5 6 ) 392 1 0 0 . 6 9( c o s ) 3 ( c o s 1 3 5 9 5 6 ) 3vvzzzz 4）由机械设计（第八版）表 10-5 查得齿形系数 1 2.62FaY 2 2.18FaY 应力校正系数 1 1.59saY 2 1.79saY 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1 440FE M P a ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2 425FE M P a 6） 由机械设计（第八版）图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 1 0.88FNK 127 1 .12 8 4 .4d m md m m 1 76B mm 2 71B mm .39K 1225.17100.69vvzz nts汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062 16 设计计算及说明 结果 2 0.92FNK 7） 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 1.4S ，得 1112220 . 8 8 4 4 0 2 7 6 . 5 71 . 40 . 9 2 4 2 5 2 7 9 . 2 91 . 4F N F EFF N F EFK M P aSK M P aS 8） 校核弯曲强度 根据弯曲强度条件公式 2 ( c o s ) 2 2 3 F a S aFFdnK T Y Y Yzm进行校核 111112 ( c o s ) 2 2 32 2 . 3 9 9 7 3 4 8 0 . 8 8 ( c o s 1 3 5 9 5 6 ) 2 2 . 6 2 1 . 5 9 6 8 . 9 41 2 3 2 1 . 6 3 1 3 3F a S aFdnFK T Y Y YzmM P a 221222 ( c o s ) 2 2 32 2 . 3 9 9 7 3 4 8 0 . 8 8 ( c o s 1 3 5 9 5 6 ) 2 2 . 1 8 1 . 7 9 6 4 . 5 81 9 2 2 1 . 6 3 1 3 3F a S aFdnFK T Y Y YZmM P a 满足弯曲强度，所选参数合适。 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 2 3.29P kw 2 9 6 0 / m innr 2 3 2 .7 3T N m 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 122 7 6 . 5 72 7 9 . 2 9FFM P aM P a 1 16 8 .9 4F F M P a 1 26 4 .5 8F F M P a nts汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062 17 设计计算及说明 结果 1 11( 1 0 . 5 ) ( 1 0 . 5 ) 3 2 5 ( 1 0 . 5 0 . 3 3 ) 6 2 . 6 2 5m R t Rd d m Z m m 而 12112 3 2 . 7 3 1 0 3 2 10456 2 . 6 2 5t a n c o s 1 0 4 5 t a n 2 0 c o s 7 2 1 3 4 2 1 1 6t a n s i n 1 0 4 5 t a n 2 0 s i n 7 2 1 3 4 2 3 6 2tmrtatTFNdF F NF F N 圆周力 tF 、径向力 rF 及轴向力 aF 的方向如图二所示 图二 1045116362traFNFN nts汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062 18 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 0 112A ，得 303 . 2 9m i n 1 6 . 8 9960d A m m，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 2ca AT K 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 2 1 . 3 3 2 7 3 0 4 2 5 4 9c a AT K T N m m 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 160000 N mm ，半联轴器的孔径 1 20d mm ，故取 12 20d mm ，半联轴器长度 52L mm ，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 m i n 1 6 . 8 9d m m 42549caT N m m 12 20d mm nts汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062 19 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23 27d mm 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 23 27d mm ，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 3 0 7 2 2 0 . 7 5d D T m m m m m m ， 3 4 5 6 30d d m m，而34 2 0 .7 5l m m 。 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 3.5h mm ，因此取 45 37d mm 3）取安装齿轮处的轴段 6-7 的直径 67 25d mm ；为使套筒可靠地压紧轴承， 5-6 段应略短于轴承宽度，故取 5619l mm 。 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 30l mm ，故取 2350l mm 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 67 70l mm 。 6） 由于 2baLL ，故取 45 1 1 6 .7 6l m m （ 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 h m m m m ，键槽用键槽铣刀加工，长为 50mm，同时为保 23 27d mm 3 4 5 630ddmm 34 2 0 .7 5l m m 45 37d mm 67 25d mm 5619l mm 2350l mm 67 70l mm 45 1 1 6 .7 6l m m nts汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062 20 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 76Hk ；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 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 2 2 ( ) 2 6 4 . 7 1 2 ( 0 . 6 3 2 . 7 3 ) 2 2 5 . 0 50 . 1 0 . 0 3 3caMT M P aW 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 116 0 , caM P a ，故安全。 6、 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 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 1 5 2 2 .5NHFN 1 3 3 .5 5NVFN 2 1 5 6 7 .5NH 2 8 2 .4 5NV 弯矩 M 6 4 . 7 1HM N m 1 4 .1 5VM N m 2 1 1 . 3 4VM N m 总弯矩 6 4 . 7 1 2 4 . 1 5 2 6 4 . 8 4M N m 扭矩 T 2 3 2 .7 3T N m 2 5 .0 5ca M P a 1ca nts汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062 21 设计计算及说明 结果 抗弯截面系数 0 . 1 3 0 . 1 3 0 3 2 7 0 0 3W d m m 抗扭截面系数 0 . 2 3 0 . 2 3 0 3 5 4 0 0 3TW d m m 截面 5 右 侧弯矩 M 为 64840M N m m 截面 5 上的扭矩 2T 为 2 32730T N m m 截面上的弯曲应力 64840 2 4 . 0 12700b M M P aW 截面上的扭转切应力 2 32730 6 . 0 65400TTT M P aW 轴 的 材 料 为 45 钢 ， 调 质 处 理 。 由 表 15-1 查得116 4 0 , 2 7 5 , 1 5 5B M P a M P a M P a 。 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 2 .0 0 .0 6 730rd ， 37 1 .2 3 330Dd ，经插值后查得 1 . 9 3 , 1 . 5 5 又由机械设计（第八版）附图 3-2 可得轴的材料敏感系数为 0 . 8 2 , 0 . 8 5qq 故有效应力集中系数为 2 7 0 0 3W m m 5 4 0 0 3TW m m 64840M N m m 2 32730T N m m 2 4 .0 1b M P a 6 .0 6T M Pa nts汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062 22 设计计算及说明 结果 1 ( 1 ) 1 0 . 8 2 ( 1 . 9 3 1 ) 1 . 7 61 ( 1 ) 1 0 . 8 5 ( 1 . 5 5 1 ) 1 . 4 7kq 由 机械设计（第 八版）附图 3-2 的尺寸系数 0.71 ，扭转尺寸系数 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 .9 2 轴未经表面强化处理，即 1q ，则综合系数为 1 1 . 7 6 11 1 2 . 5 70 . 7 1 0 . 9 21 1 . 4 7 11 1 1 . 7 80 . 8 7 0 . 9 2kKkK 又取碳钢的特性系数 0 .1, 0 .0 5 计算安全系数 caS 值 112754 . 4 62 . 5 7 2 4 . 0 1 0 . 1 01552 7 . 9 56 . 0 6 6 . 0 61 . 7 8 0 . 0 5224 . 4 6 2 7 . 9 54 . 4 0 1 . 5 2 2 4 . 4 6 2 2 7 . 9 5 2amamcaSKSKSSSSSS 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 3 3.16P kw 3 3 1 0 / m innr 3 9 7 .3 5T N m 2.571.78KK 0 .1, 0 .0 5 4 . 4 62 7 . 9 54 . 4 0 1 . 5caSSSS nts汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062 23 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 11 3 . 0 9 1 8 2 3 7 1 . 1 1td m z m m 而 11111312 2 9 7 . 3 527380 . 0 7 1 1 1t a n t a n 2 02 7 3 8 1 0 2 7c o s c o s 1 3 5 9 5 6 t a n 2 7 3 8 t a n 1 3 5 9 5 6 6 8 3tnrtatTFNdF F NF F N 已知圆锥直齿轮的平均分度圆半径 2 22( 1 0 . 5 ) ( 1 0 . 5 ) 3 7 8 ( 1 0 . 5 0 . 3 3 ) 1 9 5 . 3 9m R t Rd d m Z m m 而 2222223112 2 9 7 . 3 5 9960 . 1 9 5 3 9t a n c o s 9 9 6 t a n 2 0 c o s 7 2 1 3 4 2 1 1 1t a n s i n 9 9 6 t a n 2 0 s i n 7 2 1 3 4 2 3 4 5tmrtatTFNdF F NF F N 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 7 1 .1 1d m m 11127381027683traFNFN 2 1 9 5 .3 9md m m 222996111345traFNFN nts汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062 24 设计计算及说明 结果 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 40rC （调质），根据 机械设计（第八版）表 15-3，取 0 108A ，得 303 . 1 6m i n 2 5 . 5 9310d A m m， 中间轴最小直径显然是安装 滚动轴承的直径 12d 和 56d m i n 2 5 . 5 9d m m nts汽车学院 车辆工程（汽车） 05 汽车 1 班 陈恺 052062 25 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
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