2级减速器设计说明书-圆锥--圆柱齿轮减速器

大学 机 械 设 计 课 程 设 计题目: 圆锥-圆柱齿轮减速器 学生姓名专 业学 号班 级指导教师机械工程学院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.443一、设计任务书1.1 传动方案示意图图一、传动方案简图 1.2 原始数据传送带拉力 F(N) 传送带速度 V(m/s) 滚筒直径 D（mm）4000 1 3551.3 工作条件输送机单向转动，两班制，常温下连续工作，空载起动，工作载荷平稳，使用期 10 年。1.4 设计内容1、传动系统方案的分析；2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；3、传动零件的设计计算；4、轴的设计计算；5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核；6、键联接和联轴器的选择及校核；7、减速器箱体，润滑及附件的设计；8、装配图和零件图的设计；9、设计小结；10、参考文献；1.5 工作量设计说明书 1 份；减速器装配图 1 张（0 号图纸） ；减速器零件图 2 张（低速轴与轴上齿轮）4设计计算及说明 结果一、 设计任务书传动方案见图一，其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小，传动效率高，适用在恶劣环境下长期工作，虽然所用的锥齿轮比较贵，但此方案是最合理的。其减速器的传动比为 8-15，用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。二、传动方案的拟订及说明计算驱动卷筒的转速 6010153.8/minwvnrD电动机的转速的可选范围为（8-15） r/min9764wn选用同步转速为 750r/min 的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为 14。根据总传动比数值，可拟定以下传动方案：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。53.8/minwnr5设计计算及说明 结果2）电动机容量(1)卷筒的输出功率 P4011Fvkw(2)电动机输出功率 ddP传动装置的总效率 1234526式中 、 为从电动机至卷筒轴的各传动机构和轴承的效率。12由机械设计（机械设计基础）课程设计表 2-4 查得：滚动轴承 =0.988；圆2柱齿轮传动 =0.97；圆锥齿轮传动 =0.96；弹性联轴器 =0.99；卷筒轴滑动3 45轴承 =0.96；则60.9830.976.90.6.81故 4.1dPkw(3)电动机额定功率 ed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。5.edPkw3）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 单级圆柱齿轮传动比范围 ，圆锥齿轮传动比范围 ，则电动机转速236i32i可选范围为： 12.986.4/mndnir4Pkw0.814.9dPkw设计计算及说明 结果6初选同步转速分别为 750r/min 和 1000r/min 的两种电动机进行比较，如下表：电动机转速(r/min)方案 电动机型号 额定功率（）同步 满载电动机质量(kg)1 Y160M2-8 5.5 750 720 1102 Y132M2-6 5.5 1000 960 87传动装置的传动比总传动比 圆锥齿轮传动 圆柱齿轮传动13.37 3.34 417.83 4.46 4两方案均可行,但方案 2 传动比较大,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 Y160M2-84）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 72013.5.8mni2）分配各级传动比因为是圆锥圆柱齿轮减速器，所以取 10.253.4ii圆锥圆柱齿轮减速器传动比 21.734i电机型号Y160M2-813.7i13.4i24i设计计算及说明 结果73）各轴转速 123142570/min5./i.73.89n./minrrinr4）各轴输入功率按电动机所需功率 计算各轴输入功率，即dP1225344352.9.09.84.386.7.5dPkwkw5）各轴转矩 11223344554.990565.270.83.49025.617.8.09.390.6PTNmnnPTNmn项目 轴 1 轴 2 轴 3 轴 4 轴 5转速(r/min) 720 720 215.57 53.89 53.89功率(kw) 4.94 4.83 4.64 4.45 4.39转矩(N*m) 65.52 64.06 205.56 788.60 777.96传动比 1 1 3.34 4 1效率 1 0.978 0.96 0.958 0.9881234570/min./i89./innrrn12345.98.6.9Pkwk123456.0.78.96TNmT设计计算及说明 结果8五、传动件的设计计算圆锥斜齿轮设计已知输入功率 ，小齿轮转速 720r/min，齿数比 u=3.34，由电动机驱动，24.83Pkw工作寿命 10 年（设每年工作 300 天） ，两班制，带式输送机工作经常满载，空载起动，工作有轻震，单向运转。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 (调质) ，40rC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 ，大齿轮齿数 ，取整 。则125z23.458.z28z21843.6u2、 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即 1132.9()2(0.5)2Et RHZKTdu（1） 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数 1.8tK2） 计算小齿轮的转矩 295.064.PTNmn3） 选齿宽系数 3R125z840.3R设计计算及说明 结果94）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 ，大齿轮的接触疲劳强度极限lim160HMPalim250HMPa5）由机械设计（第八版） 表 10-6 查得材料的弹性影响系数89.5EZ6） 计算应力循环次数 1206701(28301)2.709.9.3hNnjL7) 由机械设计（第八版） 图 10-19 取接触疲劳寿命系数120.9,.6HNHNK8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得12limli0.93658.2HNKMPaS（2） 计算1） 试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值1tdH11332.9()2(0.5)28.864. 73.2.3.5Et RHZKTdum 2） 计算圆周速度 v 127.20.78/6061tdnslim160HPali2589.EZ12.0768N1258HMPa173.2tdm.8/vs设计计算及说明 结果103） 计算载荷系数根据 ，7 级精度，由机械设计（第八版） 图 10-8 查得动载2.8/vms系数 1K斜齿轮 HF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 ，则1.25HbeK.87HFHbe接触强度载荷系数 1251526AvK4） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 12.65337.8.01tdm5） 计算模数 m 18.603.425z取标准值 3.56） 计算齿轮相关参数 12121.287.53493.6arcosarcos1348290725.8.5.7dmzmuRd m7） 圆整并确定齿宽 0.31.70.61Rb圆整取 ，250m152.65K183.60dm.5121287.94635.7dmR15bm2011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 1.251.8752.6AvFK2） 计算当量齿数 12226.07cos34189.475vz3） 由机械设计（第八版） 表 10-5 查得齿形系数1.60FaY2.6Fa应力校正系数1.59sa21.7sa4） 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，大齿轮的弯曲疲劳强度极限150FEMP2380FEMPa5） 由机械设计（第八版） 图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 1.NK2.94FNK6） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 ，得1.S11220.85314.29.9.FNEKMPaS7）校核弯曲强度2.65K126.5vz1234.95FMPa12设计计算及说明 结果根据弯曲强度条件公式 进行校核2(10.5)FaSF FRKTYbmZ11 112(0.5).646.90.3753.325aSFR FbMPa2222(10.5).6461.9738.05503.34FaSFR FKTYbmZa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 ，小齿轮转速 215.57r/min，齿数比 u=4，由电动34.6Pkw机驱动，工作寿命 10 年（设每年工作 300 天） ，两班制，带式输送机工作经常满载，空载起动，工作有轻震，单向运转。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 ，大齿轮齿数123z2439z4） 选取螺旋角。初选螺旋角 12、按齿面接触强度设计10.37FMPa28.5F,123z913设计计算及说明 结果由设计计算公式进行试算，即 3121()2tHEtdKTuZ(1) 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数 1.6t2） 计算小齿轮的转矩 3395.025.PTNmn3） 选齿宽系数 1d4） 由机械设计（第八版） 图 10-30 选取区域系数 2.43HZ5） 由机械设计（第八版） 图 10-26 查得 ， ，则10.765208612.636） 由机械设计（第八版） 表 10-6 查得材料的弹性影响系数89.0.5EZMPa7） 计算应力循环次数 132621.7(8301)6.280.0854hNnjL8） 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 ，大齿轮的接触疲劳强度极限lim160HMPali2579） 由机械设计（第八版） 图 10-19 取接触疲劳寿命系数120.,.98HNHNK1.6tK126.085N14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12limli0.95670.8.HNKMPaS12570.654.3H Pa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得1td3132()2.605.43189.)6.356tHEtdKTuZm2） 计算圆周速度 v 139.21.70.8/6060tdns3） 计算齿宽 b 及模数 tm19.3.cos6cos142.92.5.2693106.dtntnt mZhb4） 计算纵向重合度 10.38tan0.3812tan41.82dZ5）计算载荷系数125708.6HMPa43169.3tdm0.78/vs69.324.1053ntbmh1.82415设计计算及说明 结果根据 ，7 级精度，由机械设计（第八版） 图 10-8 查得动载系0.8/vms数 12K由机械设计（第八版） 表 10-3 查得 1.4HFK由机械设计（第八版） 表 10-2 查得使用系数 25A由机械设计（第八版） 表 10-13 查得 .3F由机械设计（第八版） 表 10-4 查得 14HK接触强度载荷系数 .250.2.53AvK6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 12.53369.81.tdm7） 计算模数 nm1cos8.2cos43.2Z取 3.5n8） 几何尺寸计算（1） 计算中心距 12()(392).507.4coscos1nzmam（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 12()(239).5arcsarcs1396074nz因 值改变不多，故参数 、 等不必修正HZ（3）计算大小齿轮的分度圆直径2.53K18.2dm3.5n207.4am1359616设计计算及说明 结果123.582.96cos9.31.nzmdm（4）计算齿轮宽度 182.96.dbm圆整后取 280Bm53、 校核齿根弯曲疲劳强度1） 确定弯曲强度载荷系数 1.250.4132.9AvFK2） 根据重合度 ，由 机械设计（第八版） 图 10-28 查得螺旋角影响系1.824数 0.Y3） 计算当量齿数 1212235.17(cos)3(cs596)0.9vvz4）由机械设计（第八版） 表 10-5 查得齿形系数12.6FaY2.18Fa应力校正系数1.59sa2.7sa5） 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，大齿轮的弯曲疲劳强度极限140FEMP245FEMPa6）由机械设计（第八版） 图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 10.8NK128.9635dm185Bm20.39K125.7069vz17设计计算及说明 结果20.9FNK7） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 ，得1.4S11220.84276.5.99.FNEKMPaS8） 校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式 进行校核2(cos)23FaSF FdnKTYYzm1112(cos)368.94aSFdnFKTYzmMPa21 2(cs).5aSFdnFYZ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 、转速 和转矩2P2n2T4.83kw70/mir64.0Nm2、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1276.59FMPa168.94FMPa1264.58Fa18设计计算及说明 结果1 1(0.5)(0.5)3.2(10.53)7.06mRtRdZ m而 121045tancos6i32tmraTFNd圆周力 、径向力 及轴向力 的方向如图二所示tFr图二1045632traFN19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 ，得 ，输入轴的最小直径012A30min4.821.7dAm为安装联轴器的直径 ，为了使所选的轴直径 与联轴器的孔径相适应，故需12 12d同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 ，查机械设计（第八版） 表 14-1，由于转矩变化2caATK很小，故取 ，则1.3A21.3640827caANm查机械设计（机械设计基础）课程设计表 17-4，选 HL2 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 160000 ，半联轴器的孔径 ，故取 ，Nm15d125dm半联轴器长度 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 38mm。52L4、 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案（见图三）图三min21.d8327caTNm125d20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237dm2） 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 ，由机械设计（机械设计基础）课程237dm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 ，20.75DT，而 。3456dm34.lm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 ，因此取3.5h4537dm3）取安装齿轮处的轴段 6-7 的直径 ；为使套筒可靠地压紧轴承，672dm5-6 段应略短于轴承宽度，故取 。519l4）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 ，故取30lm2350lm5）锥齿轮轮毂宽度为 55mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取 。6758l6） 由于 ，故取baL4516.7lm（3） 轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 由机械设计（第八版） 表 6-167d查得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 50mm，同时为保87bhm237dm34560d342.7lm45d672m519l2350lm67451.l21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 ；滚动轴承与76Hk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 2455、 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()5.0caMTMPaW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，故安全。1160,caP6、 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 V152.NF13.5NF支反力 F 67284弯矩 M 4.Hm 1VMm2.总弯矩 124.56扭矩 T 0TN 25.0caMP1ca22设计计算及说明 结果抗弯截面系数 0.13.0273Wdm抗扭截面系数 .2.354T截面 5 右侧弯矩 M 为 680Nm截面 5 上的扭矩 为2T24截面上的弯曲应力 .01bMPaW截面上的扭转切应力 26.T轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查得。11640,275,5BMPaaMPa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 ， ，经插值后查得.0673rd31.20Dd.9,.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0.82,.q故有效应力集中系数为2703Wm54T680MNm24T.01bMPa6.0Ta23设计计算及说明 结果1()10.82(.931).7654kq由机械设计（第八版） 附图 3-2 的尺寸系数 ，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0.92轴未经表面强化处理，即 ，则综合系数为1q.7612.570.91.4.88.kK又取碳钢的特性系数 0.1,.5计算安全系数 值caS1274.6.54.0127.956.8244.01.2.amcaKS SS故可知安全。中间轴设计1、求中间轴上的功率 、转速 和转矩3P3n3T34.6kw215.7/mir205.6Nm2.5718K0.1,.54.62795.01.caSS24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 1187.5tdmz而 1113278tan102cos63trtTFNd已知圆锥斜齿轮的平均分度圆半径 2 2(0.5)(0.5)19.mRtRdZm而 2223196tancosi345tmrTFNd圆周力 、 ，径向力 、 及轴向力 、 的方向如图四所示1t2t1r21aF2187.5dm11273806traFN295.3md2261345traFN25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 （调质） ，根据机械设计40rC（第八版） 表 15-3，取 ，得 ，中01A30.6min0.19257dAmin30.19dm26间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径 和12d56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， 。 3720.5dDTmm125630dm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 15-7 查得 30306 型轴承的定位轴肩高度 ，因此取套筒直径.h。37m2）取安装齿轮的轴段 ，锥齿轮左端与左轴承之间采用2345dm125630dm272345dm设计计算及说明 结果套筒定位，已知锥齿轮轮毂长 ，为了使套筒端面可靠地压紧端面，50Lm此轴段应略短于轮毂长，故取 ，齿轮的右端采用轴肩定位，轴2347l肩高度 ，故取 ，则轴环处的直径为 。0.7hdh34dm3） 已知圆柱斜齿轮齿宽 ，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此185Bm轴段应略短于轮毂长，故取 。452l4）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取12345.67,10.8,lml。.（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 由机械设计（第八版） 表 6-123d查得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 22mm，同108bhm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 由机械设计（第八版） 表 6-145d查得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 56mm，同108bhm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。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸2347ldm4582l134.670ml562.28取轴端倒角为 2454、 求轴上的载荷设计计算及说明 结果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，轴的计算应力0.2()41.caMTMPaW前已选定轴的材料为 （调质） ，由机械设计（第八版） 表 15-1 查得40rC，故安全。117,caP7、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面 5 左右侧受应力最大（2）截面 5 右侧抗弯截面系数载荷 水平面 H 垂直面 V1673NF1309NF支反力 F 2025弯矩 M 1243Hm12348.6.59VVMmN总弯矩 max4128.1.扭矩 T 3056T41.caMP1ca290.13.0273Wdm抗扭截面系数 .2.354T2703Wm5403T设计计算及说明 结果截面 5 右侧弯矩 M 为 94581Nm截面 5 上的扭矩 为3T3206截面上的弯曲应力 5.bMPaW截面上的扭转切应力 218.03T轴的材料为 ，调质处理。由表 15-1 查得40rC。11735,35,2BMPaaMPa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 ， ，经插值后查得2.0673rd351.670Dd1.9,.4又由机械设计（第八版） 附图 3-2 可得轴的材料敏感系数为0.82,.5q故有效应力集中系数为94581MNm3206T5.bMPa18.03T301()10.82(.91).7450kq由机械设计（第八版） 附图 3-2 的尺寸系数 ，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 得表面质量系数为设计计算及说明 结果0.92轴未经表面强化处理，即 ，则综合系数为1q.7412.540.91.708.kK又取合金钢的特性系数 0.1,.5计算安全系数 值caS133.92.54.012.8.8.7.539123.401.52.amcaKS SS故可知安全。（3）截面 5 左侧抗弯截面系数 0.13.54287.3Wdm抗扭截面系数2.54170K0.1,.53.912.40.5caS4287.53Wm310.23.5873TWdm截面 5 左侧弯矩 M 为 941N8573TWm94581MN设计计算及说明 结果截面 5 上的扭矩 为2T32056Nm截面上的弯曲应力 .bMPaW截面上的扭转切应力 31.5T过盈配合处的 ，由机械设计（第八版） 附表 3-8 用插值法求出，并取k，于是得0.8k2.13,0.8213.70k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.9故得综合系数为 112.32.0.9.7.7.kK计算安全系数 值caS32056TNm.bMPa1.35T2.179K321357.252.0610.14.3.7.250146.82.52.amcaSKS S7.250146.8.caS设计计算及说明 结果故可知安全。输出轴设计1、求输出轴上的功率 、转速 和转矩4P4n4T4.5kw3.89/mir78.60Nm2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径 2294tdz而 41263.tan980.cos5trtTFNd圆周力 、径向力 及轴向力 的方向如图六所示tFraF294dm613.98025.traFN33设计计算及说明 结果34图六设计计算及说明 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 ，得 ，输出014A3min04.59.68dAm轴的最小直径为安装联轴器的直径 ，为了使所选的轴直径 与联轴器的12 12d孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 ，查机械设计（第八版） 表 14-1，由于转矩2caATK变化很小，故取 ，则1.34.78601258caA Nm查机械设计（机械设计基础）课程设计表 17-4，选 HL5 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 6300000 ，半联轴器的孔径 ，故取Nm10d，半联轴器长度 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度1250dm12L为 84mm。4、 轴的结构设计min49.6d1250dm35（1） 拟定轴上零件的装配方案（见图六）设计计算及说明 结果图六（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 ，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径 ，2357dm 58Dm半联轴器与轴配合的毂孔长度 ，为了保证轴端挡圈只压在半联184Lm轴器上而不压在轴的端面上，故 1-2 段的长度应比 略短些，现取1L2357dm36。128lm2） 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 ，由机械设计（机械设计2357dm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 30312，其尺寸为 ，61829.5DTm，而 。347860dm3429.5lm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128lm2357d347850dm29.l设计计算及说明 结果表 15-7 查得 30310 型轴承的定位轴肩高度 ，因此取 ；5hm4570dm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 80mm，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 。67l齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 ，故取 ，则轴环处0.7hd4hm的直径为 。轴环宽度 ，取 。5673dm14b568l4）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 ，故取30lm2350lm5）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取。478.,63.5ll（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 由机械设计（第八版）67d表 6-1 查得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为160bhm50mm，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4570dm67l563dm8l2350lm478.6l37合为 ；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键 ，76Hm12870m半联轴器与轴的配合为 ，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证76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 2455、求轴上的载荷设计计算及说明 结果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，轴的计算应力0.2()15.83caMTMPaW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，故安全。1160,caP7、精确校核轴的疲劳强度载荷 水平面 H 垂直面 V1957NF125NF支反力 F 2606弯矩 M .8Hm 1.4VMm27总弯矩 1275.46.6.20N扭矩 T 48.T15.83caMP1ca38（1）判断危险截面截面 7 右侧受应力最大（2）截面 7 右侧抗弯截面系数 0.13.50123Wdm抗扭截面系数 .2.T12503Wm2503T设计计算及说明 结果截面 7 右侧弯矩 M 为 69025Nm截面 7 上的扭矩 为2T478截面上的弯曲应力 5.2bMPaW截面上的扭转切应力 21.49T轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查得。11640,275,5BMPaaMPa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） 69025MNm478T5.2bMPa1.49T39附表 3-2 查取。因 ， ，经插值后查得2.045rd51.0Dd.,.32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,.5q故有效应力集中系数为 1()1.2(1).8208537kq由机械设计（第八版） 附图 3-2 的尺寸系数 ，扭转尺寸系数.。0.86轴按磨削加工，由机械设计（第八版） 附图 3-4 得表面质量系数为设计计算及说明 结果0.92轴未经表面强化处理，即 ，则综合系数为1q.812.58073.91.2.66.kK又取碳钢的特性系数 0.1,.5计算安全系数 值caS2.5816K0.1,.59.312.01.5caSS40127519.3.80.2.49.621319.0.52.amcaSKS S故可知安全。七、滚动轴承的选择及计算输入轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，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， ， ，3720.5dDTmm 362aFN1.5tan.t131e则 1253.8,1569.7FrNr载荷 水平面 H 垂直面 V1.N 1.5N支反力 F 2672841253.8697FrN设计计算及说明 结果则 112253.8137.404cot69.2.0.dFr NY则 1237.4629.40adaFNN则，149.54238ar eF241.0.263597arFe则1237.40dFN1249.0aFN41111Pr0.4.cot52385349.160.75FaN2Pr6.7则 1061058012.5601696.73rhCL hnP故合格。中间轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，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， ， ，3720.5dDTmm38aFN1.5tan.t131e载荷 水平面 H 垂直面 V16NF109N支反力 F 20251Pr60.75N292.5610hLh设计计算及说明 结果则 1270.3,97.5FrNFr则 1122 .46.590.4cot15397.02.7.dr NYF则 1246.593874.5907ada NFN则，1784.59.6103ar e240.79.16835arFe则1270.395FrN1246.5907dFN42111Pr0.4.cot7353784.921.8FaN2Pr则 1061065801.940613297.3rhCL hnP故合格。输出轴轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，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 30312，其尺寸为， ，61829.5dDTmm651.aFN，1.5tan.t7034e1Pr274.98N2351.9406hLh设计计算及说明 结果则 12965.3,0.FrNr则 1122 .127.480.4cot502.63.dr NYF则 127.48651.928.53ada NFN则，198.0.653ar e257.630.28arFe则载荷 水平面 H 垂直面 V17N 125NF支反力 F 2 0612965.30FrN127.48563dFN1298.5763aFN43111Pr0.4.cot9653257098.201.67FaN2Pr则 10610658014.06107.2.3rhCL hnP故合格1Pr20.67N2r.14.06hLh设计计算及说明 结果八、键联接的选择及校核计算输入轴键计算1、 校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为 ，接触长度628bhlm，则键联接所能传递的转矩为：286lm0.50.250179.2pTld Nm，故单键即可。24N2、 校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为 ，接触长度875bhlm，则键联接所能传递的转矩为：508lm.0.254120.5pTld Nm，故单键即可。264N中间轴键计算1、 校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为 ，接触长度1082bhlm，则键联接所能传递的转矩为：201lm.5.254109.6pTld Nm，故单键即可。273N2、 校