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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410%0.35,减速器课程设计
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1 编号： 机械 设计 课程设计说明书 学院： 机械工程学院 专业 ： 机械设计制造及其自动化 班级： 07 机制四班 姓名： 陶 洋 学号： 2007750404 成绩 : 指导老师： 张思团 职称： 工程师 设计时间 2010 年 1 月 4 日至 2010 年 1 月 15 日 2010 年 1 月 nts2 机械 设计 课程设计任务书 一、 设计题目： 链板式输送机 传动装置 二、 系统简图： 三、 原始数据及工作要求 组别 链条有效拉力 F（ N） 链条速度 V(m/s) 链节距 P（ mm） 小链轮齿轮 Z1 i 开 寿命 （年） 1 10000 0.3 38.10 17 3-6 10 2 10000 0.35 50.80 19 3-6 10 3 12000 0.4 63.50 21 3-6 10 4 11000 0.35 38.10 21 3-6 10 5 11000 0.4 50.80 19 3-6 10 6 12000 0.45 50.80 21 3-6 10 每日两班制工作，传动不逆转，有中等冲击，链速允许误差为 5%。 我做的是第二组数据。 nts3 四、 设计工作量 1、 设计说明书一份 2、 减速器装配图一张 3、 减速器零件图 1-3 张 五、进度安排 设计阶段 设 计 内 容 摘 要 计划时间 14天 准备工作 1、布置设计任务 ， 说明设计题目的性质及设计内容； 2、阅读机械设计课程指导书 。 1 计算 运动参数 1、分析 明确 传动方案； 2、 计算传动机构所需的总功率 并 选择电动机； 3、 计算总传动比和 分配各级传动比； 4、计算各轴的转速、功率及转矩 。 1 传动机构及 支承零件的初步计算 1、带传动 设计（含带轮设计） ； 2、 二级 齿轮传动 设计 算 （含齿轮、轴设计，其他相关标准件的选择等）； 3、减速器箱体及附件设计。 1 减速器 装配图设计 1、精确计算各级传动 轴 及转动支承零件 ： （ 1）根据轴承跨距求反力，（ 2）画弯距，（ 3）扭矩图 ， （ 4）验算轴承 及 键 ， （ 5）精确计算和校核轴 等 ； 2、绘制减速器装配草图，逐一检查轴结构、支承结构、箱缘尺寸等设计的正确性、合理性，修改草图、完善各零件的初步结构（考虑固定方法、安装、拆卸、调整、制造、润滑等要求） 。 3 绘制 零件图 根据教师指定的零件进行零件结构工艺设计并绘制零件工作图（标注尺寸、公差、表面 结构要素等） 。 2 完成 装配 图 1、选择标准零件（ 螺栓、螺帽、定位销等 ） ； 2、根据 机械 制图要求完成 装配图的绘制。 3 编制 设计说明书 1、根据计算底稿按规定格式编写设计说明书； 2、自己设计的零件结构应附 有 简要的说明及简图 。 2 答辩 准备 课程设计答辩 ，上 交设计成果 。 1 nts4 学生姓名 陶洋 学 号 2007750404 专 业 机械设计制造及自动化 班 级 07 机制四班 指导教师 张思团 教研室主任签名： 20 10 年 1 月 14 日 nts5 目 录 1. 传动方案分析 -6 2. 选择电动机 - - - -6 2.1 电动机容量的确定 -6 2.2 电动机转速的确定 -7 2.3电动机的技术数据和外形尺寸 -7 3. 计算传动装置的运动和动力参数 -8 3.1 传动装置总传动比 -8 3.2 分配各级传动比 -9 3.3 各轴的转速、功率及转矩 -9 4. 传动件的计算 -10 4.1 圆锥直齿轮设计 -10 4.2 圆柱斜齿轮设计 -14 5. 轴的设计计算 -19 5.1 输入轴设计 -19 5.2 中间轴设计 -26 5.3 输出轴设计 -33 6. 滚动轴承 校核 计算 -38 6.1中间轴滚动轴承计算 -38 7. 键的校核计算 -40 7.1 中间轴 键的校核 计算 -40 8. 润滑与密封 -41 9. 联轴器的选择 -41 10 减速器附件的选择 -41 11. 总结 -42 参考文献 - - -43 附图附表 1 大圆柱斜齿轮零件 图 2 中间轴零件 图 3 减速器装配 图 nts6 设计计算及说明 结果 1. 传动方案分析 用于链板式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器，已知链条有效拉力F=10000N，链条速度 v=0.35m/s，链节距 p=50.80mm,小链轮齿数 Z1=19，开式齿轮传动传动比为 3-6。输送机每日两班制工作，传动不逆转，有中等冲击，链苏允许误差为 5%。工作寿命 10年（设每年工作 300天） 。 简图如下： 图 1-1 2. 选择电动机 2.1 电动机容量的确定 2.1.1 链轮的功率 P6 =FV=3.5Kw 链轮的转速 n6=zp v10000*60=21.76r/min P6 =FV=3.5Kw n6=21.76r/min nts7 设计计算及说明 结果 2.1.2 电动机输出功率 Pd=P6/ = 联2 轴承9 锥 斜 开 链 联 =0.99 轴承 =0.988 锥 =0.96 斜 =0.97 开 =0.93 链 =0.98 故 =0.77 所以 Pd= P6/ =4.16Kw 2.1.3确定电动机额定功率 由机械设计课程设计表 9-39，选择电动机额定功率 Ped=5.5Kw。 2.2电动机转速的确定 初选同步转速 1000r/min 和 1500r/min的电动机比较 表 2-1 方案 型号 额定功率 电动机转速 传动比 1 Y132S-4 5.5 1500 66.18 2 Y132M2-6 5.5 1000 44.11 经比较，方案 2传动比较小，传动装置尺寸较小。故选方案 2，电动机型号为 Y132M2-6。 2.3电动机 的技术数据和外形尺寸 由机械设计课程设计表 9-40 查得主要数据，并记录备用。 Pd=4.16Kw 电动机： Y132M2-6 nts8 设计计算及说明 结果 3.计算传动装置的运动和动力参数 3.1 传动装置总传动比 i= 6nnm =44.11 3.2 分配各级传动比 取开式齿轮传动的传动比为 i 开 =4。则其他部分的传动比为 11.03，所以圆锥齿轮的传动比为 i1=2.76，斜齿圆柱齿轮的传动比为 i2=4。 3.3 各轴的转速、功率及转矩 图 3-1 轴号如上图 3.3.1 各轴 转速： n1=nw=960r/min n2=n1/i1=347.8r/min n3=n2/i2=86.97 r/min n4=n3=86.97 r/min i=44.11 i 开 =4 i1=2.76 i2=4 n1=960r/min n2=347.8r/min n3=86.97 r/min n4=86.97 r/min n5=21.76 r/min nts9 设计计算及说明 结果 n5=n4/i 开 =21.76 r/min 3.3.2 各轴输入功率 按电动机所需功率 Pd计算输入功率，即 P1= 联 P d=4.56Kw P2= 锥 轴承 P 1=4.33Kw P3= 轴承 斜 P2=4.15Kw P4= 联 轴承 P3=4.06Kw P5= 开 轴承 P4=3.81Kw 3.3.3 各轴转矩 由 T=9550nP ，得 T1=45.36Nm T2=118.89 Nm T3=455.70 Nm T4=455.82 Nm T5=1672.13 Nm 结果列表如下： 表 3-1 项目 1 2 3 4 5 n 960 347.8 86.97 86.97 21.76 P 4.56 4.33 4.15 4.06 3.81 T 45.36 118.89 455.70 455.82 1672.13 i 1 2.76 4 1 4 P1=4.56Kw P2=4.33Kw P3=4.15Kw P4=3.81Kw P5=4.06Kw T1=45.36Nm T2=118.89 Nm T3=455.70 Nm T4=455.82 Nm T5= 1672.13 Nm nts10 设计计算及说明 结果 4. 传动件的设计计算 4.1 圆锥直齿轮设计 已知输入功率 P1=4.56Kw，小齿轮转速 960r/min，齿数比 u=2.76，由电动机驱动，工作寿命 10 年（设每年工作 300 天）， 两 班制， 传动不逆转，有中等冲击。 4.1.1 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 112 ziz =69。 4.1.2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 3 2121 5.0192.2 uKTzdRRHEt 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 T1=45.36Nm 3） 选齿宽系数 0.33R Z1=25 Z2=69 1.8tK 0.33R nts11 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 218.189 MPaz E 6） 计算应力循环次数 911 107648.2103008219606060 hjlnN 9112 100 0 1 7.1 iNN7) 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 4.1.3 计算 1） 试算小齿轮分度圆直径 1td ，代入 H 中较小的值 3 2121 5.0192.2 uKTzdRRHEt =74.51mm 2） 计算 圆周速度 v smndv t /75.31 0 0 0060 21 li m 1 600H M P a li m 2 550H M P a 218.189 MPaz E 1N9107648.2 2N9100017.1 td1=74.51mm v sm/75.3 12558528HHM P aM P ants12 设计计算及说明 结果 3） 计算载荷系数 根据 v sm/75.3 ， 7 级精度，由机械设计（第八版）图 10-8 查得动载系数 19.1vK直齿轮 1HFKK 由机械设计（第八版）表 10-2查得使用系数 50.1AK 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 347.3875.1119.15.1 HHvA KKKKK4） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 62.918.1 347.351.74 3311 tt KKddmm 5） 计算模数 m 66.311 zdm取 m =4 6） 计算齿轮相关参数 mmhddmmhdduummddmmddmmddmmddmmmzdmmmzdmmddaaaamVmVRmRm72.278c os252.107c os208.709091.191a r c c os51.78c os51.78c os46.2305.015.835.0127610078.14622R222111.1221222111221122112221。锥距7） 圆整并确定齿宽 92.48 Rb R 圆整取 2 49b mm ， 1 53b mm 19.1vK 1HFKK 50.1AK K 347.3 1d 62.91 mm m =4 1 53b mm 2 49b mm nts13 设计计算及说明 结果 4.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度 1） 确定弯曲强度载荷系数 347.3875.1119.15.1 FFvA KKKKK 2） 计算当量齿数 94.202c os60.26c os222111zzzzVV3） 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 10-20c 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 03 1 4 . 2 91 . 40 . 9 4 3 8 02 5 5 . 1 41 . 4F N F EFF N F EFKM P aSKM P aS 7） 校核弯曲强度 K 347.3 1Vz 60.26 2Vz 94.202 123 1 4 . 2 92 5 5 . 1 4FFM P aM P ants14 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 2221221 11 2533.05.01244945363595.160.,2347.32)5.01(22FRSaFaF zmbYK TY 满足弯曲强度，所选参数合适。 4.2圆柱斜齿轮设计 已知输入功率 KwP 33.43 ，小齿轮转速 347.8r/min,u=4，由电动机驱动，工作寿命 10年（设每年工作 300天）， 两 班制， 传动不逆转，有中等冲击。 4.2.1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 4.2.2按齿面接触强度设计 1 23z , 2 92z nts15 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 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 T3=455.70 Nm。 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218.189 MPaz E 。 7） 计算应力循环次数 8112911105.210002.1103008218.3476060iNNjlnN h8） 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 1! HNK12 HNK 。 1.6tK 124 . 4 6 4 1 0 81 . 1 1 6 1 0 8NN nts16 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 M P aSKM P aSKHHNHHHNH6276002l i m221l i m11 M P aHHH 5.6 1 32 21 4.2.3计算 1）试算小齿轮分度圆直径 1td ，由计算公式得 mmd t 87.545.613 8.189433.245631.11 1188946.12321 2） 计算圆周速度 v smndv t /99.0100060 21 3） 计算齿宽 b及模数 ntm 55.1020.532.232.2c os87.54111hbmmmhmmzdmmmdbntnttdt 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 1H MPa600 2H MPa627 td1 mm87.54 v sm/99.0 1.824 nts17 设计计算及说明 根据 v sm/99.0 ， 7级精度，由机械设计（第八版）图 10-8查得动载系数 Kv=1.08 由机械设计（第八版）表 10-3查得 2.1 FH KK 由机械设计（第八版）表 10-2查得使用系数 50.1AK 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 76.2 HHVA KKKKK6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 mmKKddtt 81.656.176.287.54 3311 8） 计算模数 nm 78.2c o s11 zdmn mm 取nm=3mm 9） 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 K 76.2 1d mm81.65 3nm mm 1 7 7 .7 8a m m 1 3 5 9 5 6 nts18 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 4.2.4校核齿根弯曲疲劳强度 1） 确定弯曲强度载荷系数 76.2 HHVA KKKKK 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 5) 应力校正系数 1 1.59saY 2 1.79saY 6） 由机械设计（第八版）图 10-20c 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 7） 由机械设计（第八版）图 10-18取弯曲疲劳寿命系数 11 FNK95.02 FNK 127 1 .12 8 4 .4d m md m m 1 76B mm 2 71B mm K 76.2 1225.17100.69vvzz nts19 设计计算及说明 结果 8)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 1.4S ，得 M P aSKM P aSKFEFNFFEFNF39.2 8829.3 142221119)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 MPaF 1.1181 1.5 故可知安全。 nts26 设计计算及说明 结果 5.2中间轴设计 5.2.1 求中间轴上的功率 P2、转速 n2 和转矩 T2 P2=4.33Kw n2=347.8r/min T2=118.89Nm 5.2.2 求作用在齿轮上的力 已知圆柱斜齿轮的分度圆半径 1d mtz1=71.1mm 而 NFFNFFNdTFtantrt7.833t an83.371co st an8.334321111111已知圆锥直齿轮的平均分度圆半径 d m2=230.46mm 而 NFFNFFNdTFratrmt1.353s int a n9.127c ost a n8.10312122222222 圆周力 1tF 、 2tF ，径向力 1rF 、 2rF 及轴向力 1aF 、 2aF 的方向如图 5-3 所示 计算方程见手稿 。 1d 71.1mm nts27 设计计算及说明 结果 图 5-3 nts28 设计计算及说明 结果 5.2.3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 40rC （调质），根据机械设计（第八版）表 15-3，取 0 108A ，得 mmnPAd 03.253220m i n ，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径 12d 和 56d 5.2.4轴的结构设计 （ 1）拟定轴上零件的装配方案（见下图图 5-4） 图 5-4 （ 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 1 2 5 6 2 5 . 5 9d d m m，由机械设计（机械设计基础）课程设计表 9-16 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 ， 1 2 5 6 30d d m m。 nts29 设计计算及说明 结果 这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程设计表 9-16查得 30306 型轴承的定位轴肩高度 3.5h mm ，因此取套筒直径 37mm 。 2）取安装齿轮的轴段 2 3 4 5 35d d m m，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 38.5L mm ，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 2335l mm ，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 0.07hd ，故取 4h mm ，则轴环处的直径为 34 43d mm 。 3） 已知圆柱直齿轮齿宽 1 76B mm ，为了使套筒端面可靠地压 端面，此轴段应略短于轮毂长，故取 45 72l mm 。 4 ） 箱 体 一 小 圆 锥 齿 轮 中 心 线 为 对 称 轴 ， 则 取30mm, 56 5 2 .7 5l 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 23d 由机械设计（第八版）表 6-1查得平键截面 1 0 8b h m m m m ，键槽用键槽铣刀加工，长为 22mm，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76Hm ；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按45d 由机械设计（第八版）表 6-1查得平键截面 1 0 8b h m m m m ，键槽用键槽铣刀加工，长为 56mm，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76Hm ；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。 2335l mm 34 43d mm 45 72l mm 56 5 2 .7 5l m m nts30 设计计算及说明 结果 截面 5右侧弯矩 M为 mNM 57033 截面 5上的扭矩 3T 为 mNT 89.1182 截面上的弯曲应力 21.12MPa 截面上的扭转切应力 22.03MPa 轴的材料为 40rC ， 调 质 处 理 。 由 表 15-1 查得117 3 5 , 3 5 5 , 2 0 0B 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 ， 35 1 .1 6 730Dd ，经插值后查得 1 . 9 0 , 1 . 4 7 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 1 ( 1 ) 1 0 . 8 2 ( 1 . 9 0 1 ) 1 . 7 41 ( 1 ) 1 0 . 8 5 ( 1 . 4 7 1 ) 1 . 4 0kq 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 mNM 57033mNT 89.1182nts31 设计计算及说明 结果 0 .9 2 轴未经表面强化处理，即 1q ，则综合系数为 1 1 . 7 4 11 1 2 . 5 40 . 7 1 0 . 9 21 1 . 4 0 11 1 1 . 7 00 . 8 7 0 . 9 2kKkK 又取合金钢的特性系数 0 .1, 0 .0 5 计算安全系数 caS 值 113553 . 9 92 . 5 4 3 5 . 0 3 0 . 1 02001 2 . 3 91 8 . 0 3 1 8 . 0 31 . 7 4 0 . 0 5223 . 9 9 1 2 . 3 93 . 4 0 1 . 5 2 2 3 . 9 9 2 1 2 . 3 9 2amamcaSKSKSSSSSS 故可知安全。 （ 3）截面 5左侧 抗弯截面系数 333 5.4 2 8 7351.01.0 mmdW 抗扭截面系数 33 85752.0 mmdW T 截面 5左侧弯矩 M为 mNM 57033 截面 5上的扭矩 2T 为 mNT 89.1182 截面上的弯曲应力 94581 2 2 . 0 64 2 8 7 . 5b M M P aW 2.541.70KK 0 .1, 0 .0 53 . 9 91 2 . 3 93 . 4 0 1 . 5caSSSS 4 2 8 7 . 5 3W m m8 5 7 5 3TW m mnts32 设计计算及说明 结果 截面上的扭转切应力 3 97350 1 1 . 3 58575TTT M P aW 过盈配合处的 k ，由机械设计（第八版）附表 3-8用插值法求出，并取 0.8kk ，于是得 2 . 1 3 , 0 . 8 2 . 1 3 1 . 7 0kk 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 故得综合系数为 111 2 . 1 3 1 2 . 2 20 . 9 2111 1 . 7 0 1 1 . 7 90 . 9 2kKkK 计算安全系数 caS 值 113557 . 2 52 . 2 2 2 2 . 0 6 0 . 1 02002 0 . 1 41 1 . 3 5 1 1 . 3 51 . 7 0 0 . 0 5227 . 2 5 2 0 . 1 46 . 8 2 1 . 5 2 2 7 . 2 5 2 2 0 . 1 4 2amamcaSKSKSSSSSS 故可知 安全。 mNT 89.11822 2 .0 6b M P a 1 1 .3 5T M P a 2.221.79KK 7 . 2 52 0 . 1 46 . 8 2 1 . 5caSSSS nts33 设计计算及说明 结果 5.3 输出轴设计 5.3.1求输出轴上的功率 P3、转速 n3 和转矩 T3 P3=4.15Kw n3=86.97r/min T3=455.70Nm 5.3.2求作用在齿轮上的力 已知圆柱斜齿轮的分度圆半径 d2=mtz2=284.4mm 而 NFFNFFNdTFratrt8.798t a n9.1201c os/t a n1.3204223 圆周力 tF 、径向力 rF 及轴向力 aF 的方向如图 5-5所示 d2=mtz2=284.4mm nts34 设计计算及说明 结果 图 5-5 nts35 设计计算及说明 结果 5.3.3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），根据机械设计（第八版）表 15-3，取 0 112A ，得 mmnPAd 6.403330m i n ，输出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 Tca=1.3455702=592412.6Nmm 查机械设计（机械设计基础） 课程设计表 9-21，选 TL7 型弹性 套 柱销联轴器，其公称转矩为 500000N mm ，半联轴器的孔径 d1=42mm，故取 d1-2=42mm，半联轴器长度 112L mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 84mm。 5.3.4轴的结构设计 (1)拟定轴上零件的装配方案（见图 5-6） mind mm6.40 d1-2=42mm nts36 设计计算及说明 结果 图 5-6 （ 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 47d mm ，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径48D mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度 1 84L mm ，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 段的长度应比 1L 略短些，现取 1282l 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 47d 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 30310，其尺寸为 5 0 1 1 0 2 9 . 2 5d D T m m m m m m ，3 4 7 8 50d d m m，而 34 2 9 .2 5l m m 。 左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程 23 47d mm 1282l mm 23 47d mm 3 4 7 8 50d d m m34 2 9 .2 5l m m nts37 设计计算及说明 结果 表 9-16查得 30310型轴承的定位轴肩高度 5h mm ，因此取 45 60d mm ；齿轮右端和右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为 71mm，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67 67l mm 。齿轮的左端采用轴肩定位， 轴肩高度 0.07hd ，故取4h mm ，则轴环处的直径为 56 63d mm 。轴环宽度 1.4bh ，取568l 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 ） 箱 体 一 小 圆 锥 齿 轮 中 心 线 为 对 称 轴 ， 则 取4 5 7 87 4 . 5 , 6 3 . 7 5l m m l m m。 （ 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 67d 由机械设计（第八版）表 6-1查得平键截面 1 6 1 0b h m m m m ，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，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 76Hm ；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键1 2 8 7 0m m m m m m，半联轴器与轴的配合为 76Hm ，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 C1. 5.3.5 求轴上的载荷 45 60d mm 67 67l mm 56 63d mm 568l mm 2350l mm 45787 4 .56 3 .7 5l m ml m m nts38 设计计算及说明 结果 5.3.6 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 0.6 ，轴的计算应力 前已选定轴的材料
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