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机械毕业设计课程设计

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圆锥齿轮减速器课程设计,机械毕业设计课程设计

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1 目录 一、 设计任务 (2) 二、 传动方案的拟订 (3) 三、 电动机的选择 (4) 四、 传动比的计算与分配 (4) 五、 各轴的转速，功率和扭矩 (4) 六、 V 带的设计计算 (5) 七、 传动零件的计算和轴系零件的选择 (8) 八、 轴的计算 .(17) 九、 轴承的选择与校核 (27) 十、 键的选择与校核 (34) 十一、 密封和润滑 (35) 十二、 小结 (36) 十三、 参考资料 (36) 附图 . .(37) nts 2 湖南工业大学 课程设计任务书 2007-2008 学年第一学期 机械工程 学院 机械工程 及自动化 专业 机工 051 班 课程名称： 机 械 设 计 课 程 设 计 设计题目： 链式运输机传动装置设计 完成期限：自 2007 年 12 月 24 日 至 2008 年 1 月 7 日 内 容 及 任 务 一、 设计 的主要技术参数： 运输链牵引力 : F=4 KN 输 送 速 度 : V=0.7m/s 链轮节圆直径 : D=280mm 工作条件：三班制，使用年限 10 年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差 5%. 二、 设计任务：传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。 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（ 60008000 字）。 进 度 安 排 起止日期 工 作 内 容 12.24-12.25 传动系统总体设计 12.25-12.27 传动零件的设计计算； 12.28-1.6 减速器装配图及零件工作图的设计 、整理说明书 1.7 交图纸并答辩 主 要 参 考 资 料 1濮良贵，纪名刚 .机械设计 .北京：高等教育出版社， 2001. 2金清肃 .机械设计课程设计 .武汉：华中科技大学出版社， 2007. 指导老师（签字）： 年 月 日 系 （教研室）主任（签字）： 年 月 日 nts 3 计算与说明 主要结果 二 、 传动方案的拟定 1,由于 V 带的传动工作平稳性好 ,具有过载保护作用 ,并具有缓冲吸振能力 ,所以选用 V 带传动 ; 2,圆锥齿轮传动结构紧凑且宽度尺寸较小传递的效率也高 ,所以减速器选择选择圆锥与圆柱齿轮 ; 3,考虑到制造成本与实用性 ,圆锥与圆柱齿轮都选用直齿 . 传动方案简图如下 : nts 4 计算与说明 重要结果 三 、设计方案分析 I 选择电动机的类型和结构 因为装置的载荷平稳，长期工作，因此可选用鼠笼型异步电动机，电机结构简单，工作可靠，维护容易，价格低廉，、配调速装置，可提高起动性能 。 II 确定电动机功率和型号 运输带机构输出的功率： 2 . 8 k w2800w0 . 7 m / s4000N VFP w 传动系得总的效率： 8242.096.096.095.098.099.0 4543421 1 联轴器的效率 ,取 0.99 2 滚动轴承效率 ,取 0.98 3 锥齿轮的 (闭式 8 级精度 )传动效率 ,取 0.95 4 圆柱直齿轮的效率 ,取 0.96 5V 带传动效率 ,取 0.97. 电机所需的功率为： 3 .4 k w8242.0 2 .8PP wd 由题意知，直齿锥形齿轮放在第一级，不宜传输过大的转矩，同功率的电机如下（ Y112M-2， Y112-4， Y32M-6， Y160M1-8），选择Y132M1-6 比较合理，额定功率 p=4kw,满载转速 960/min. 四 、传动比的计算与分配 运输机的转速（ r/min） nw=60v ( D)=0.7 60/(3.14 263 10-3)=47.7 总传动比 : i=960/47.7=20.12 取 v 带轮传动比 i1=3 取高速级锥形齿轮传动比 i2=2 直齿圆柱齿轮传动比 : i3=3.36 五 、 各轴的转速，功率和转速 1，各轴的转速可根据电动机的满载转速和各相邻轴间的传动比进行计算，转速（ r/min）。 n1=960 n2=960/i1=320 n3=384/i2=160 n4=145.29/i3=47.62 Pw=2.8kw =0.8242 Pd=3.4kw nw=47.7 i=20.12 i1=3 i2=2 i3=3.36 n1=960 n2=320 n3=160 n4=47.62 nts 5 计算与说明 重要结果 2，各轴的输入功率（ kw） P1=p 5 2=4 0.97 0.98=3.8 P2= P1 3 2=3.8 0.95 0.98=3.54 P3= P2 4 2=3.54 0.96 0.98=3.33 P4= P3 1 2=3.33 0.98 0.99=3.232 3，各轴输入扭矩的的计算 (N MM) T1=(9550 3.8/320) 103=113.4 103 T2=(9550 3.54/160) 103=211.29 103 T3=(9550 3.33/47.62) 103=667.82 103 将以上算得的运动和动力参数列表如下： I 轴 II 轴 III 轴 转速（ r/min） 320 160 47.62 输入功率 P（ kw） 3.8 3.54 3.33 输 入 扭 矩 T（ N.MM） 113400 211290 667820 传动比（ i） 2 3.36 效率（ ） 0.95 0.96 六 、 V 带传动的设计计算 设计 V 带传动时的已知条件包括：带的工作条件是连续单向运转，载荷平稳，传动位置与总体尺寸限制自定，所需传递的功率为 3KW，小带轮的转速为 960r/min，传动比为2.5 。 设计步骤： 1. 确定计算功率 Pca KA P=1.3 4=5.2KW 式中： Pca 计算功率， KW KA 工作情况系数，见表 8 7； P 所需传动的额定功率， KW 2. 根据计算功率 Pca和小带轮转速 n1 ， 从【】图 8 11 中选取普通 V 带的型号为 A 型。 3. 确定带轮的基准直径 dd并验算带速 1) 初选小带轮的基准直径 d1dP1=3.8 P2=3.54 P3=3.33 P4=3.232 T1=113.4 103 T2=211.29 103 T3=667.82 103 Pca=5.2KW nts 6 计算与说明 重要结果 根据 V 带的带型，参考【】表 8 6 和表 8 8 确定小带轮的基准直径 d1d，应使 d1d （ dd） min 。 所以选 d1d 125mm 2） 验算带速 v 根据【】式子（ 8 13）计算带的速度。带速不宜过低或过高， 一般应使 v（ 5 30m/s）。 而： v 960 125 3.14/（ 60 1000） 6.28m/s 3）计算大带轮的基准直径 由 d2d=id1d计算， d2d 250mm 4. 确定中心距 a，并选择 V 带的基准长度 Ld根据【】式子（ 8 20），初定中心距 a0 500mm 由【】式子（ 8 22）计算所需的基准长度 L0d 2a0+2（ d1d+ d2d） + 12d 2 d0d - d )4a（ 1596mm 由【】表 8 2 选带的基准长度 L0d 1600mm 按【】式子（ 8 23）计算实际中心距 a a a0+2 0dd LL =500+2 15961600 =252mm 中心距的变化范围为 207mm 297mm。 5. 验算小带轮上的包角 1 1 1800 -（ d2d d1d） a03.57 1800 125 057.3252 151.35o 90o 6. 计算带的根数 z 1） 计算单根 V 带的额定功率 Pr d1d 125mm V=6.28m/s d2d 250mm a0 500mm L0d 1596mm a=252mm 1 151.35 nts 7 计算与说明 重要结果 由 d1d 125mm 和 n1 960r/min， 查【】表 8 4a 得 P0 1.39KW 根据 n1 960r/min。 i 2 和 A 型带， 查【】表 8 4b 得 P 0.11KW 查【】表 8 5 得 K=0.925, 【】表 8 2 得KL =0.99，于是 Pr （ P+ P） KKL =(1.139+0.11) 0.925 0.99=1.144KW 2） 计算 V 带的根数 z ZrcaPP 5.21.144 4.545 取 5 根 . 7. 计算单根 V 带的初拉力的最小值（ F0） min 由【】表 8 3 得 A 型带的单位长度质量 q 0.1kg/m （ F0） min 500zvK PK ca )5.2( +qv2 500 ( 2 .5 0 .9 6 ) 5 .20 .9 2 5 4 6 .2 8+0.1 6.282 180.2N 应使带的实际初拉力 F0（ F0） min 。 8.计算压轴力 Fp压轴力的最小值为 （ Fp） 2z（ F0） min sin21 2 5 180.2 sin151.352o N 1746N P0 1.39KW P 0.11KW K=0.925 KL =0.99 Pr =1.144KW Z=5 (F0) min 180.2N (Fp)=1746N nts 8 计算与说明 重要结果 七 、 传动零件设计计算和轴系零件的选择 ： 1， 传动零件设计计算。 因该例中的齿轮传动均为闭式传动，其失效形式主要是点蚀。 （ 1） 要求分析 1） 使用条件分析 对于锥形齿轮主动轮有： 传动功率： p1=3.8kw 主动轮转速： n2=320 齿数比： 1： 2 圆周速度：估计 v 4m/s 2） 设计任务 确定一种能满足功能要求和设计约束的较好的设计方案； 包括： 一组基本参数：12, , , , dm z z 主要基本尺寸：12,d d a等 2,选择齿轮材料，热处理方式及计算许用应力 1） 选择齿轮材料，热处理方式： 按使用条件属中速，低载，重要性和可靠性一般齿轮传动，可选用软面齿轮，也可选用硬齿面齿轮，本例选用软齿面齿轮并具体选用： 小齿轮： 45 钢。调质处理，硬度为 230255HBS；大齿轮：45 钢。正火处理，硬度为 190217HBS。 2）确定许用应力 A: 确定极限应力limH和limF齿面硬度：小齿轮按 230HBS，大齿轮按 190HBS。 查 1图 10-21 得lim1H=580Mpa, lim2H=550 Mpa 查 1图 10-20 得 lim1F =450Mpa, lim2F =380Mpa B: 计算应力循环次数 N，确定寿命系数 kHN,kFN N1=60n2jt=60 960 1 3 8 10 300=41.472 108 N2=N1/i2=41.472 108/2=20.736 108 查 1图 10 19 得 kHN1=1,kHN2=1 lim1H=580Mpa, lim2H=550 Mpa lim1F=450 Mpa lim2F=380 Mpa N1=41.472 108 N2=20.736 108 nts 9 计算与说明 重要结果 C：计算接触许用应力 取min 1HS min 1.4FS 由许用应力接触疲劳应力公式 HP1= Hlim1 kHN1/sHmin=580 1/1=580MPa HP2= Hlim2kHN2/ sHmin=550 1/1=550MPa 查 1图 10-18 得 kFE1=1 kFE2=1 Fp1= Flim1 kFE1/SFlim=4500.85/1.4=273.21MPa FP2= Flim2 kFE2/ SFlim=3800.88/1.4=238.85 MPa （ 2） 初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸 1） 选择齿轮的类型 根据齿轮的工作条件可选用直齿圆锥齿轮，也可选用斜齿轮圆锥齿轮，本例选择直齿圆锥齿轮（考虑到制造成本和实用性） 2） 选择齿轮精度等级 按估计的圆周速度和功能条件要求选择 8 级精度。 3） 初选参数 初选21 2 12 6 , 2 6 2 3 2Z Z Z i 12 0 , 0 . 3Rxx 4） 初步计算齿轮的主要尺寸 因电动驱动，有轻微震动，查 1表 10-2 得 1AK 。 取 1 . 2 , 1 . 2 , 1VK K K 则载荷系数 K 1 1 . 2 1 . 2 1 1 . 4 4AVK K K K 因为为直齿圆锥齿轮，取变位系数 X=0。查 1表 10-6得材料的系数 1 8 9 . 8EZ M P a由式（ 10-26），可初步计算出齿轮的分度圆直径1,dm 等主要参数。 2131 22 331 22 . 9 21 0 . 51 8 9 . 8 1 . 4 4 1 1 3 . 4 1 02 . 9 2550 0 . 3 1 0 . 5 0 . 3 2102EHp RRZ k Tdudmm gmin 1HS min 1.4FS HP1=580 MPa HP2=550 MPa Fp1=273.21MPa FP2=238.85MPa -1200.3Rxx1AK 1.44K 1 102d mmnts 10 计算与说明 重要结果 验算圆周速度mv11( 1 0 . 5 ) ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 1 0 2 8 6 . 7mRdd mv 12 3 . 1 4 8 6 . 7 3 2 0 1 . 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0mdn ms 与估计值近似，且不超过速度允许值。 确定主要传动参数 大端模数11102 3 . 9 2 326dm z mm 取模数 m=4mm。 大端分度圆直径：11 4 2 6 1 0 4d m z m m 22 4 5 2 2 0 8d m z m m 2210 . 5 1 0 . 5 1 0 4 1 2 1 1 6 . 3R d u 0 . 3 1 1 6 . 3 3 4 . 8 9RbR 取整： b=35mm。 5） 验算轮齿弯曲强度条件 因为齿形系数和应力修正系数按当量齿数cosv zz 算。其中 1 222c o s 0 . 8 91 1 2uu 2 2211c o s 0 . 4 51 1 2u 126 2 9 .2 10 .8 9vz 232 7 1 .1 10 .4 5vz 查 1表 10-5 齿形系数 1 2.53FaY 2 2.24FaY 应力修正系数 1 1.62SaY 2 1.75SaY 1 86.7md 1.5 /mV m s 4m mm 1 104d mm2 208d mm116.3R 35b 1cos 0.89 2cos 0.45 1 29.21vz 2 71.11vz 1 2.53FaY 2 2.24FaY 1 1.62SaY 2 1.75SaY nts 11 计算与说明 重要结果 齿轮的工作应力： 111 (1 0 . 5 )t F a s aFRK F Y Ybm 12t mTF d 1 1 111312(1 0 . 5 )2 1 . 4 4 1 1 3 . 4 1 0 2 . 5 3 1 . 6 21 0 2 3 5 4 (1 0 . 5 0 . 3 )1 1 0 . 3 2 7 3F a s aFmRFpK T Y Yd b m 22211121 . 7 5 2 . 2 41 1 0 . 32 . 5 3 1 . 6 21 0 5 . 5 2 3 9F a s aFFF a s aFpYYYY 直齿轮圆锥齿轮的设计结果如下： 小齿轮 大齿轮 齿数 z 26 52 直径 d（ mm） 104 208 模数 m 4 4 锥距 R（ mm） 116.3 齿宽 b（ mm） 35 直齿圆柱齿轮的设计 1)运输机为一般工作机器，速度不高故选用 8 级精度 2)小齿轮 :45 号钢 .调质处理 ,齿面硬度取 230HBS 大齿轮 :45 号钢 .正火处理 ,齿面硬度取 190HBS 1） 选择小齿轮的齿数 z1 20， 大齿轮齿数 2Z 3.36 20 67.2，取 2Z =68 1. 按照齿面接触强度设计 21 110.3 /F N mm 22 1 0 5 .5 /F N m m z1 20 z2 =68 nts 12 计算与说明 重要结果 由设计计算公式【】式（ 10 9a）进行试算，即 dt1 2.323 21 )(1HEdZuuKT （ 1） 确定公式内的各计算数值 1) 试选载荷系数 Kt 1.3 2) 计算小齿轮传递的转矩 n PT 51 105.95 = 160 54.3105.955 =1.373 510 Nm 3) 由【】表 10 7 选取齿宽系数d 1 4) 由【】表 10 6 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8Mpa21 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 660Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限 2limH 550Mpa。 6) 由【】式 10 12 计算应力循环次数。 N1 =60n2 jLh=60 160 1 (3 8 300 10)=6.912 108 N2 = 86.912 103.36=2.06 108 7) 由【】图 10 19 取接触疲劳寿命系数 K1HN 0.95；K2HN 0.97 8) 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1，安全系数 S 1，由【】式（ 10 12）得 H 1 =SKHN 1lim1=0.95 600Mpa=570Mpa H 2 =SK HN 2lim2=0.97 550Mpa=533.5Mpa Kt 1.3 T 1 =1.373 510Nm d 1 ZE =189.8Mpa21 1limH 660Mpa 2limH 550Mpa N1 =6.28 108 N2 =1.57 108 K1HN 0.95 K2HN 0.97 H 1 =570Mpa H 2=533.5MPa nts 13 计算与说明 重要结果 （ 2） 计算 1) 试算小齿轮的分度圆直径 dt1，代入 H 中较小的值。 dt1 2.323 21 )(1HEdZuuKT 5 23 1 . 3 1 . 3 7 3 1 0 4 . 3 6 1 8 9 . 82 . 3 2 ( )1 3 . 3 6 5 3 3 . 5 71.535mm 2) 计算圆周速度 v。 V 1360 1000tdn 7 1 .5 3 5 1 6 06 0 1 0 0 0 0.6m/s 3) 计算齿宽 b。 bd dt1 1 71.535 71.535mm 4) 计算齿宽和齿高之比hb。 模数 mt11zdt 71.535/20 3.577mm 齿高 h 2.25 mt 2.25 3.577 8.04mm hb 71.5358.04 8.09 5) 计算载荷系数。 根据 v 0.6m/s， 8 级精度，由【】图 10 8 查得动载系数 Kv 0.8； 直齿轮， KH KF 1； 由【】表 10 2 查得使用系数 KA 1.0 由【】表 10 4 用插值法查得 8 级精度、小齿轮相对之承非对称布置时 KH 1.411 由hb 8.89， KH 1.411 查【】图 10 13 得 KF 1.4；故载荷系数 K KAKvKHKH 1 0.8 1 1.411 1.1288 dt1 71.535mm V 0.6m/s b 71.535mm mt 3.577mm h=8.04mm hb 8.09 Kv 0.8 KH KF 1 KH 1.411 KF 1.4 K 1.1288 nts 14 计算与说明 重要结果 6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由【】式 10 10a 得 d1 31tt KKd 3 1 . 1 2 8 87 1 . 5 3 5 1 . 3 76.566.mm 7) 计算模数。 m11zd 76.56620 3.5mm 2. 按照齿根弯曲强度设计 由【】式（ 10 5）得弯曲强度的设计公式为 m3 211 )(2FSaFadYYzKT（ 1） 确定公式内的各计算数值 1. 由【】图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1FE 450Mpa；大齿轮的弯曲强度极限 2FE 380Mpa 2. 由【】图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 K1FN 0.85, K2FN 0.88； 3. 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S 1.4，由【】式（ 10 12）得 F 1 SK FEFN 11= 0.85 4501.4=273.21MPa F 2 =SK FEFN 22= 0.88 3801.4 238.86MPa 4. 计算载荷系数 K。 K KAKvKFKF 1 0.8 1 1.4 1.12 5. 查取齿形系数。 由【】图 10 5 查得 Y1Fa 2.65； Y2Fa 2.255 6. 查取应力校正系数。 由【】图 10 5 查得 Y1Sa 1.58； Y2Sa 1.748 d1 =76.566.mm 1FE 450Mpa 2FE 380Mpa K1FN 0.85 K2FN 0.88 F 1=273.21MPa F 2=238.86MPa K=1.12 Y1Fa 2.65 Y2Fa 2.255 Y1Sa 1.58 Y2Sa 1.748 nts 15 计算与说明 重要结果 7. 计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较。 111 FSaFaYY 2.65 1.58273.21 0.01532 222 FSaFa YY 2.255 1.748238.86 0.0165 大齿轮的数值大。 （ 2） 设计计算 m 33 22 1 . 1 2 1 . 3 7 3 1 0 ( 0 . 0 1 6 5 )1 2 0 2.534mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决与弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.49 并就近进行圆整为标准值 m 2.5，按接触强度算得的分度圆直径 d1 72.286mm，算出小齿轮齿数 Z1 md1 76.5663.5 22 大齿轮齿数 z2 3.36 22 74 。 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面的接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构比较紧凑，避免浪费。 3. 几何尺寸的计算 1) 计算分度圆的直径 d1 z1 m 22 3.5 77mm d2 z2 m 74 3.5 259mm 2) 计算中心距 a2 21 dd 77 2592 168mm 3) 计算齿轮宽度 bdd1 1 77 77mm 取 B2 =77mm， B1 80mm。 111 FSaFaYY=0.01532 222 FSaFa YY=0.0165 m 2.534mm Z1 =22 z2 =74 d1 77mm d2 259mm a=168mm b=77 B2 =77mm B1 80mm nts 16 计算 与 说明 主要结果 直齿圆柱齿轮的设计结果如下 : 小齿轮 大齿轮 齿数 Z 22 74 直径 d(mm) 77 2 模数 m 2.5 2.5 中心距 a(mm) 181.25 齿宽 b(mm) 75 72.5 nts 17 计算与说明 主要结果 八 、 轴的设计 低速轴的设计计算 1. 求输出轴上的功率 P3、转速 n3 和转矩 T3 由前面已经求出 3 3.33P kw3n 4 7 .6 2 / m inr mmNmmNnpT 66781962.47 33.3955000 0955000 03332. 求作用在齿轮上的力 因已知低速级大齿轮的分度圆直径为 2d 2 6 9 .5 m m而 3t2r t n2 2 6 6 7 8 1 9 4956d 2 6 9 . 5t a n 4 9 5 6 t a n 2 0 1 8 0 4TF N NF F N N 圆周力 Ft 径向力 Fr 及法向载荷 F n 的方向如图 所示。 3.初步确定轴的最小直径 先近式（ 15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45钢，调质处理。根据表 15-3，取 A0=118,于是得 3 33m i n 033 . 3 31 1 8 4 8 . 6 24 7 . 6 2Pd A m m m mn 输出轴的最小直径显然是安装在联轴器处的直径，为了使所选的轴直径 d - 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 Tca=KAT3查表 14-1，考虑到转矩变化小故取KA=1.3,则： Tca=KAT3=1.3 667819N mm =1001728.5N mm 按照计算转矩 Tca应小于联轴器公称转矩，查标准 GB 5014-85 ，选用 HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 1250000 N mm . 半联轴器的孔径 d1=55mm,故取 d - =55mm,半联轴器长度 L=112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=84mm. 34323 .3 347362/ m in667819.2 6 9 .5p k wnrTN m md m mFt=4956N Fr=1804N dmin=48.62mm Tca=1001728.5N mm d - =55 nts 18 计算与说明 主要结果 4. 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 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求 -轴段需制出一轴，故取 -段的直径 d - =62mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取 挡圈直径 D=65mm.半轴器与轴配合的毂孔长度 L1=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 -段的长度应比 L1略短一些，现取 l - =82mm. 2)初步选择滚动轴承。因轴承 仅 受有径向力的作用，故选用 深沟滚子球 轴承。参照工作要求并根据 d - =62mm,由轴承产品目录中初步选取 0尺寸系列 、标准精度级的 深沟滚字球轴承 6013,其尺寸为 d D T=65 100 18,故 d - = d - =65mm;而 L - =18mm. 右端滚动轴承采用轴进行轴向定位。由手册上查得型轴承的定位轴肩高度 h=6mm,因此，取 d - =77mm. 3)取安装齿轮处的轴段 -的直径 d - =70mm;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 77mm,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 l - =73mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h0.07d，故 h=6mm,则轴环处的直径 d - =79mm.轴环宽度 b 1.4h,取 l - =12mm. 4)轴承端盖的总宽度为 20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定 )。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 l=30mm, 故 取 l -=50mm。 5）取齿轮距箱体内壁之距离 a=16mm,锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离 c=20mm.考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段一段距离 s，取 s=8mm,已知滚动轴承宽度 T=18mm,大锥齿轮轮毂 L=50mm,则 l - =T+s+a+(77-73)=(18+8+16+4)mm=46mm l - =L+c+a+s-l - =（ 50+20+16+8-12） mm=82mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 （ 3）轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器的周向定位采用平键连接。按 d - m 由表查得 bh=20mm 12mm,键槽用键槽铣刀加工，长为 63mm,同时为了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67nH;同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为 16mm 10mm 70mm,半联轴器与轴的配合为67kH.滚动轴承与轴的周向定位是由于过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6. d - =62mm 65D mm l - 82mm d - 65mm d 77mm l - =18mm d 70mm l - =70mm d - 79mm l - =12mm l =46 l - =82mm nts 19 计算与说明 主要结果 （ 4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 15-2，取轴端倒角为 2 45,各轴肩处的国，圆角半径见图 . 5.求轴上圆角的结构图（图 15-26）做出轴的计算图（图 15-24）。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取 a值（参看图 15-23）。对于 6013 型 深沟球 轴承，由手册查得 a=9mm。因此作为简支梁的轴的支承距 。mmmmmmLL 2135.1415.7132 根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（ 见附图 ）。 从轴的结构图以及弯矩和扭据图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算出的截面 C处的 MMMVH 及，处值列与下表（参看图 15-24）。 载荷 水 平 面 H 垂直面 V 支 反 力 F NFF NHNH 3 3 0 41 6 5 2 21 ，NFNF NVNV 1202602 21 ， 弯 矩 M mmNM H 85 18 3 MNM V 2337581 总 弯 矩 mmNM 24879523375885183 221 扭 矩 T mmNT 6678193 6 .按弯矩合成应力校核的强度 进行校核时，通常只校核上承受最大弯矩和扭据的截面（即危险截面 C的强度）。根据式（ 15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭据切应力为脉动循环变应力取 =0.6 , 轴的计算应力M PaM PaW TM 8.13701.0 )6678196.0(248795)( 3 222321ca 前已选定轴的材料为 45钢，调质处理，由表 15-1查得 1- =60MPa。因此 ca1rF所以只需要验证轴承 2 即可 2 0Y2 1210PN505448hLh 31500 ,rCN 1 1225rFN2 3073rFNnts 33 计算与说明 主要结果 （ 3）计算当量动载荷 只受径向力而不受轴向力，所以 X=1,Y=0。查（ 1）第 321 页表 13 6 得， 1.2pf 轴承 2 的当量动载荷为 22 1 . 2 3 0 7 3 3 6 8 8prP f F N （ 4）计算轴承寿命hL查（ 1）第 318 页表 13 3，可得预期计算寿命 20000hLh 因为球轴承，所以 3 。所以 66321 0 1 0 3 1 5 0 0( ) ( )6 0 6 0 3 2 0 3 6 8 825686rhhCLnPhL所以轴承 6012 合格 1.2pf X=1 Y=0 2 3688PN3 25686hLh nts 34 计算与说明 主要结果 十 、 键的选择及计算 1、 高速圆锥齿轮轴的键联接的选择及计算 （ 1） 键联接的选择 根据联接的结构特点、使用要求和工作条件，选用圆头（ A 型）普通平键，由轴的直径 25 ,d mm 查（ 1）第 106 页表 6-1 选用健 8 4 0 G B / T 1 0 9 6 1 9 7 9，其中，b h=8 7。 （ 2） 键联接的强度校核 由工作件查（ 1）第 106 页表 6-2，静联接时许用挤压应力p 1 0 0 1 2 0 M P a 。 对于键 8 4 0 G B / T 1 0 9 6 1 9 7 9 0 . 5 0 . 5 7 3 . 5k h m m 4 0 8 3 2l L b m m 12 2 1 1 3 4 0 02 5 3 2 3 . 58 1 ppT M P ad l kM P a故安全。 2、 中间轴系键联接的选择及计算 （ 1） 键联接的选择 选用圆头（ A 型）普通平键，由轴的直径 35 ,d mm轮廓长度 40l mm ，查（ 1）第 106 页表 6-1 选用健 1 0 4 0 G B / T 1 0 9 6 1 9 7 9，其中 b h=10 8。 （ 2） 键联接的强度校核 静联接许用挤压应力值与高速圆锥齿轮轴的相同。 0 . 5 0 . 5 8 4k h m m 4 0 1 0 3 0l L b m m 22 2 2 1 1 2 9 0 8 6 . 7 3 5 3 0 4ppT M P a M P ad l k 故安全。 3.5k mm 32l mm 81p M Pa 4k mm 30l mm 8 6 .7p M P a nts 35 计算与说明 主要结果 3、 低速斜齿圆柱齿轮轴的键联接的选择及计算 （ 1） 键联接的选择 选用圆头（ A 型）普通平键，由轴的直径 65 ,d mm查（ 1 ）第 106 页表 6-1 ， 选 用 健1 8 6 3 G B / T 1 0 9 6 1 9 7 9，其中 b h=18 11。 （ 2） 键联接的强度校核 静联接许用挤压应力值与高速圆锥齿轮轴的相同。 0 . 5 0 . 5 1 1 5 . 5k h m m 6 3 1 1 5 2l L b m m 32 2 6 6 7 8 2 06 5 5 2 5 . 57 1 . 8 5 ppT M P ad l kM P a故安全。 十一 、 密封及润滑 一、 齿轮的润滑 采用浸油润滑， 大的直齿轮与大的圆锥齿轮有部分浸在油中，传动时能使其它齿轮得以润滑 。 二、 滚动轴承的润滑 轴承 的润滑是通过在箱座上开设油沟，在齿轮传动时 飞溅的油通过油沟流向轴承，确保轴承得以 润滑。 三、 润滑油的选择 考虑到该装置用于小型设备，选用 L-AN15 润