机械设计课程设计说明书-带式运输机上的两级圆锥-圆柱齿轮减速器的设计讲解

1、目录一、设计任务书 21.1 传动方案示意图 21.2 原始数据 21.3 工作条件 21.4 工作量 2二、传动系统方案的分析 3三、电动机的选择与传动装置运动和参数的计算 33.1 电动机的选择 33.2 传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配 43.3 计算传动装置的运动和动力参数 4四、传动零件的设计计算 54.1 斜齿圆柱齿轮传动的设计 54.2 直齿圆锥齿轮传动设计 10五、轴的设计计算 135.1 输入轴（ I 轴 ）的设计 135.3 中间轴（ II 轴）的设计 19六、轴承的校核 246.1 输入轴滚动轴承计算 246.2 中间轴滚动轴承计算 256.3 输出轴轴滚动轴承计

2、算 26七、键的校核 267.1 输入轴键计算 267.2 中间轴键计算 277.3 输出轴键计算 27八、联轴器的选择 28九、润滑与密封 28十、减速器附件的选择 29十一、设计小结 29十二、参考文献 29、设计任务书1.1 传动方案示意图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)22501.32701.3 工作条件工作寿命 10 年(设每年工作 300 天)， 单班工作制，连续单向于运转，载荷平稳，环境 最高温度 35 C ，小批量生产，运输带速度允许误差为链速度的5% 。1.4 工作量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

3、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；二、传动系统方案的分析8-15 ，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 用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。三、电动机的选择与传动装置运动和参数的计算3.1 电动机的选择1 、电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压

4、交流380V。2 、电动机容量选择：1)工作机所需功率Pw =FV/1000 F-工作机阻力v-工作机线速度- 工作机效率可取 0.96(2) 电动机输出功率 Pd考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即14 2 3 42 5 =0.8331- 滚动轴承传动效率取 0.992 -圆锥齿轮传动效率取 0.953 圆柱齿轮传动效率取 0.97 - 4 联轴器效率取 0.995- 卷筒效率取 0.96Pd = FV/1000 2250 1.3 1000 0.96 0.8333.66kw3) 确定电动机的额定功率 Ped4Kw。因载荷平稳， 电动机额定功率 P

5、ed 略大于 Pd 即可。所以可以暂定电动机的额定功率为3 、确定电动机转速 卷筒工作转速nw =60 1000V/ D=60 1000 1.3/ (3.14 270)=92r/min由于两级圆锥 - 圆柱齿轮减速器一般传动比为 8-15 ，故电动机的转速的可选范围为nd1 nd2 =(8-15 ) nw =736 1380r/min 。可见同步转速为 1000r/min ， 1500r/min 的电动机都符合，这里初选同步转速为 1000r/min ，1500r/min 的两种电动机进行比较， 而转速越高总传动比越大传动装置的结构会 越大，成本越高。所以应综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量

6、、价格及总传动比。表 2 电动机方案比较表（指导书 表 16-1 ）方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（ r/min ）电动机 质量 （kg）传动装置总传动比同步满载1Y132M1-6410009607310.432Y160M1-847507201187.82由表中数据可知，方案 1 的总传动比小，传种装置结构尺寸小，因此可采用方案1，选定电动机型号为 Y132M1-6，外伸轴径： D=38mm外; 伸轴长度： E=80mm。3.2 传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配1 、传动装置总传动比i nm /nw =960/92=10.432、分配各级传动比高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约

7、 i1 0.25i ，低速级为圆柱齿轮传动其传动比可大些。 所以可取i1 =2.6i2 =43.3 计算传动装置的运动和动力参数1 、各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出）n nm /i0 =960r/minn n /i 1 =960/2.61=367.82/minn n / i2 =367.82/4=92r/minnIV n =92r/min2 、各轴输入功率PIPed 4 =3.96kwPII PI 1. =3.92kwPIII PII 2 3 =3.61kwPIV =PIII . 1.4 =3.54kwP3 、各轴转矩 TI 9550 I =39.39N.mnIPIITII 9550 I

8、I =101.78N.mnIIPIIIPIVTIII 9550 III =374.73N.mTIV 9550 IV =367.47N.mnIIInIV将计算结果汇总列表如下表 3 轴的运动及动力参数项目电动机轴高速级轴 I中间轴II低速级轴III工作机轴IV转速（ r/min ）960960367.829292功率（ kw）43.963.923.614.382转矩( N m)39.7939.39101.78374.73367.47传动比12.614.01效率0.990.940.960.982四、传动零件的设计计算4.1 斜齿圆柱齿轮传动的设计 （主要参照教材机械设计（第八版） ）已知输入功率为

9、 PII =3.92 、小齿轮转速为 n =367.82r/min 、齿数比为 4。工作寿命 10 年 （设每年工作 300 天），单班工作制，带式输送，工作平稳，环境最高温度35 C ，转向不变。1 、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）运输机为一般工作机器，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 小齿轮材料为 40Cr （调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度相差 40HBS。3) 选小齿轮齿数 z1 22, 则大齿轮齿数 z2 4z1 88 初选螺旋角 14 。

10、2 、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算32KtT1 u 1 ZH ZE 2 d1tt 1 （ H E ）2d u H 1) 确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数 kt1=1.62）查教材图表（图 10-30 ）选取区域系数 ZH =2.43513）查教材表 10-6 选取弹性影响系数 ZE =189.8 MPa24）查教材图表（图 10-26 ）得 a1 =0.765 a 2 =0.88 a a1 a2 =1.6455）由教材公式 10-13 计算应力值环数N1=60 n j Lh =60 367.82 1（1830010）=0.527109hN 2 =0.132X10 9 h6）查教

11、材 10-19 图得： K 1 =1.05 K 2=1.17）查取齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 1 650Mpa Hlim 2 550Mpa8）由教材表 10-7 查得齿宽系数 d=19）小齿轮传递的转矩 T1=95.5 105PII / n =9550X3920/367.82=101.78N.m10）齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数 S=1,应用公式（ 10-12 ）得 :K H 1= K HN1 Hlim1 =1.05 650=682.5 MPaH 1 SK H 2 = K HN 2 H lim 2 =1.1 550=605 MPaH 2 S 许用接触应力为 H （ H

12、1 H 2）/ 2 643.75 MPa2) 设计计算1)按式计算小齿轮分度圆直径 d1td1t d2KtT1 u 1 （ZHZE ）2 u H 352 1.6 1.0178 105 5 （ 2.435 189.8 ）2 50.34 mm1 1.645643.752)d1t n计算圆周速度 V1t 0.97m/s60 10003)计算齿宽 b 及模数 mntb= d d1t =1 50.34=50.347mmmnt =d1tcosZ150.34 cos 14222.22 mm4）计算齿宽与高之比 b齿高 h= 2.25mnt =2.25 2.22=4.995 mmb = 50.34 =10.0

13、8h 4.9955）计算纵向重合度 =0.318 d Z1 tan =0.318 1 22tan 14 =1.7446）计算载荷系数 K系数 K A =1，根据 V=0.97m/s ， 7级精度查图表（图 10-8 ）得动载系数 K v =1.03 查教材图表（表 10-3 ）得齿间载荷分布系数 KHK F =1.2由教材图表 （表 10-4 ）查得 KH 1 =1.420查教材图表（图 10-13 ）得 KF 1=1.18所以载荷系数K KAKVKH K H =1.7557）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d13d1 dt 3 K = 50.341.75551.9mm1 t Kt1.68

14、） 计算模数 mn1d1 cosZ151.9 cos 14222.29 mm3 、按齿根弯曲疲劳强度设计3由弯曲强度的设计公式 mn 2KT1Y 2cos （YF YS ） 设计ndZ21 a F （1）确定公式内各计算数值1）计算载荷系数K K AKVKF KF =1.462）根据纵向重合度=1.744 查教材图表（图 10-28 ）查得螺旋影响系数 Y =0.883）计算当量齿数Zv1 Z1 c o s=234.08ZV2 Z2 /cos388/ cos314 =96.334）查取齿形系数查教材图表（表 10-5 ） YF 1 =2.6476 ，YF 2 =2.187345）查取应力校正系

15、数查教材图表（表 10-5） YS 1=1.5808 ，YS 2 =1.786336）查教材图表 （图 10-20c ）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1 =520MPa ，大齿轮弯曲疲劳强7）度极限 FE2 =400MPa 。查教材图表（图 10-18 ）取弯曲疲劳寿命系数 K FN1 =0.85 K FN 2 =0.888）计算弯曲疲劳许用应力。K取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 F KFNS FE 得F1K FN1 FF 10.85 520 315.711.4K FN 2 FF 2 0.88 400 251.431.49）计算大、小齿轮的YF YS ，并加以比较FYF 1 FS 1 2

16、.6476 1.5808 0.01326315.71 F 1251.43YF 2FS 2 2.18734 1.78633 0.01554 大齿轮的数值大 . 选用. F 2（2）设计计算1）计算模数32 1.46 1.0178 105 0.01554mnmm 2.12 mmn 1 222对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所 决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取 mn =2.5mm但为 了同时满足接触疲劳强度， 需要按接触疲

17、劳强度算得的分度圆直径 d 1 =51.9 mm 来计算应有的 齿数.51.9 cos142）计算齿数 z 1=20.1 取 z1=20那么 z2 =4 20=80mn4、几何尺寸计算1）计算中心距a=128.83 mm(z1 z2)mn =(20 80) 2.5 2cos 2 cos 14将中心距圆整为 129mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos( 1 2 )mn2( 20 80) 2.5 arccos2 12914.305因 值改变不多 ,故参数, k , Zh 等不必修正 .（3）计算大 . 小齿轮的分度圆直径z1mn20 2.5d 1= 1 n =52mm1 cos cos

18、 14.305z2mn80 2.5d 2 = 2 n =206 mm2 cos cos 14.305（ 4）计算大 . 小齿轮的齿顶圆直径、齿根圆直径h*at = h*ancos ， c*t = c*ancos h*an=1 ， C*n=0.3hathan cos 1 cos 14.3050.97ct c n cos0.3 cos 14.3050.29d a1 d 1 2hat m 52 2 0.97 2.556.85d a2 d 2 2hat m 206 2 0.97 2.5 210.85（5）计算齿轮宽度B=d11 52mm 52mmB2 41B1 B2 5 57（ 6）结构设计大齿轮 （

19、齿轮 2）齿顶圆直径大于 160mm 而又小于 500mm。故 采用腹板式结构其零件图如 下图二、斜齿圆柱齿轮4.2 直齿圆锥齿轮传动设计 （主要参照教材机械设计（第八版） ） 已知输入功率为 PI =3.96kw 、小齿轮转速为 n =367.82r/min 、齿数比为 2.6 由电动机驱动。工作寿命 10 年（设每年工作 300 天），单班工作制，带式输送，工作平稳，转向不变。1 、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）直齿圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，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 小齿轮材料可选为 40Cr （

20、调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料取 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度相差 40HBS。（ 3）选小齿轮齿数 z1 25, 则大齿轮齿数 z2 2.6z1 652、按齿面接触疲劳强度设计设计计算公式：d1t3 2.92KT1R(1 0.5 R)2u1）、确定公式内的各计算值 1）试选载荷系数 kt1=1.82）小齿轮传递的转矩 T1=9.55 106 P1 / n1 =39.39KN.Mm3）取齿宽系数 R 0.354）查图 10-21 齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim 1 650Mpa 大齿轮的接触疲劳极 限 Hlim 2 550Mpa15）查表 10-

21、6 选取弹性影响系数 ZE =189.8 MPa 26) 由教材公式 10-13 计算应力值环数9 N1 =60n1 j Lh =60 9601(1830010)=1.3824109h9N2 =0.5297 109 h7）查教材 10-19 图得： K 1 =0.99 K2 =1.058）齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数 S=1,应用公式（ 10-12 ）得 :KH 1=KHN1 Hlim 1 =0.99 650=643.5 MPaK H 2= HN2 Hlim2 =1.05 550=577.5 MPaH 2 S（2）设计计算1）试算小齿轮的分度圆直径，带入H 中的较小值得有

22、公式可得：d1t2.92189.8577.5 0.351.8 3939021 0.5 0.35 2.667.52mm102）计算圆周速度 VVd1tn1 3.39m/s60 10003）计算载荷系数系数 K A =1，根据 V=3.39m/s ， 7级精度查图表（图 10-8 ）得动载系数 K v =1.11 查图表（表 10-3 ）得齿间载荷分布系数 K H K F =1.1根 据大 齿轮 两端 支撑 ，小 齿轮 悬臂布置 查表 10-9 得 KHb=1.25 的 KH KF =1.5 1.25=1.875得载荷系数 K K AKVKH KH =2.2894）按实际的载荷系数校正所得的分度圆

23、直径，得d dtK = 67.52 Kt2.289 73.15mm1.85）计算模数 Md173.15z1252.926mm圆整取 m=33 、按齿根弯曲疲劳强度设计设计公式：4KT1YFaYSaR(1 0.5 R)2 z12 u2 11）确定公式内各计算数值1）计算载荷系数K AKV KF KF =1 1.11 1.1 1.875=2.2892）计算当量齿数2.6arccosu21arccos 21.042.6 2 1Zv1 Z 1cos 1 =26.8Zv2 Z 2=181.0cos 23）由教材表 10-5 查得齿形系数YF 12.580YF 22.128应力校正系数 YS 1 1.59

24、9YS 2 1.8514）由教材图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 520MPa ，大齿轮的弯曲疲劳强度 极限 FE2 400MPa115) 由机械设计图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85 K=0.9F10.85 5201.4315.71MPaa0.9 4001.4257.14 MPa7)计算大小齿轮的 YFa FSa , 并加以比较YFa1FSa12.580 1.599 F1315.710.0131YFa2FSa22.128 1.8510.0153 F 2257.146) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S 1.4 ，得大齿轮的数值大 , 选用大

25、齿轮的尺寸设计计算2) 设计计算4 2.289 39390 0.01530.35 1 0.5 0.35mm 2.37 mm2522.6 2 1m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，而齿面接触疲劳强度所决定的承载计算齿数 z 1= d 29 取 z1=29m那么 z2 =2.6 29=76取 M=2.5mm 对比计算结果， 由齿面接触疲劳强度计算的模数 由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。 能力，取决于齿轮直径。按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取 m=2.5mm但为了同时满足接触 疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1 =73.15 mm来计算应有的齿数

26、.4 、计算几何尺寸1) 分度圆直径 d1=z1m 2.5 29 =72.5 ； d 2=z2m 2.5 76=190d2) 1 arccot d1 =20.886 2 90 1 79.114 d23) 齿顶圆直径da1 d1 2ha1 cos 1 72.5 2 2.5 cos 20.886 77.2 mmda2 d 2 2ha2 cos 2 190 2 2.5 cos 79.114 190.9 mm4) R d12 1 d1 2.62 1 142.8 mm5) b R R =49.98 圆整取 B2 =50mm B1=55mm12（ 6） 机构设计大齿轮（齿轮 2）齿顶圆直径大于 160mm

27、 而又小于 500mm。故 采用腹板式结构其零件图如下图三、直齿锥齿轮五、轴的设计计算5.1 输入轴（ I 轴）的设计1、求输入轴上的功率 PI 、转速 n 和转矩 T PI =3.96kwn =960r/minT =39.394 Nm2 、求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为dm1 d1（1 0.5 R） 59.81mm则Ft 2Tdm1 2 3939059.81 1317.17 NFr Ft.tan20 cos 1 447.91NF Ft.tan20 sin 1 170.91N圆周力 Ft 、径向力 Fr 及轴向力 Fa的方向如图四所示13图四、输入轴载荷图3 、初步

28、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 A0 112 ，得PI3.96dmin A03112317.96 mmnI960输入轴的最小直径为安装联轴器的直径d12 ，为了使所选的轴直径 d12 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 KAT2 ，查机械设计（第八版） 表 14-1 ，由于转矩变化很小，故取 KA 1.3 ，则Tca KAT 2 =1.3 39.39=51207 N m14查机械设计课程设计表 13-4 ，选 HL4 型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250N.m，而电动机轴的直径

29、为 38mm所以联轴器的孔径不能太小。 取 d12 =30mm，半联轴器长度 L=82mm，半 联轴器与轴配合的毂孔长度为 60mm。4 、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图五）图五、输入轴轴上零件的装配（ 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， 12段轴右端需制出一轴肩， 故取 23段的直径 d23 37mm 。左端用轴端挡圈定位， 12段长度应适当小于 L 所以取 L12 =58mm2）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 d23 37mm ，由机械设计课程设计表 13-1 中初步选取

30、0 基本游隙组， 标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为d D T 40mm 90mm 25.25mm所以 d34 40mm而L 34 =25.25mm 这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表 13-1 查得 30308 型轴承的定 位轴肩高度 da 49mm ，因此取 d45 49mm3）取安装齿轮处的轴段 67 的直径 d67 35mm ；为使套筒可靠地压紧轴承， 56 段应略短于轴 承宽度，故取 L 56 =24mm， d56 40mm4）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 l 3

31、0mm，取 L23 =50mm。5）锥齿轮轮毂宽度为 55mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取L67 66mm由于 Lb 2La ，故取 L 45 98mm153）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 d67 35mm 由机械设计（第八版） 表 6-1查得平键截面 b h 10mm 8mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为 45mm，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 H 7 ；同样，半联轴器处平 n6键截面为 b h l 10mm 8mm 50mm与轴的配合为 H 7 ；滚动轴承与轴的周向定位是由 k6过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k5。（ 4）确

32、定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 2 45 ，轴肩处的倒角可按 R1.6-R2 适当选取。5 、求轴上的载荷（ 30308 型的 a=19.5mm。所以俩轴承间支点距离为 109.5mm 右轴承与齿轮间的距离为 54.25mm。）（见图四）水平面 H垂直面 V支反力 FFNH1 652.57 NFNV1 175.23 NFNH2 1969.7 NFNV2 623.14N弯矩 MMH 71456.5N.mmMv1 19187.8 N.mmMv2 33805.3 N.mm总弯矩M171357.719187.8 =73892.4 N.mmM271357.733805.3 =78960.2 N.mm扭

33、矩 TT =39.39N.M6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面，由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 ，轴的计算应力为M2 （ TI ）273892.42 （39390 0.6） 23 = 12.12MpaW 0.1 403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1 60MPa , ca 1 ，故安全。5.2 输出轴（ III 轴）的设计1 、求输出轴上的功率 PIII 、转速 n 和转矩 TIIIPIII =3.61 kw n =92r/min TIII =374.73N.M162 、求

34、作用在齿轮上的力已知大斜齿轮的分度圆直径为z2mn80 2.5d 2 = =206 mm2 coscos 14.305而 Ft 2Td2 374370 206 3634.66NFr Ft.tan20 cos 1365.23NF Ft.tan 926.8N圆周力 Ft 、径向力 Fr 及轴向力 Fa的方向如图六所示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 A0 112 ，得1250N.M输出轴的最小直径为安装联轴器的直径 d12 ，为了使所选的轴直径 d12 与联轴器的孔径相适 应，故需同时选取联轴器型号。 联

35、轴器的计算转矩 Tca KAT ，查械设计（第八版）表 14-1， 由于转矩变化很小，故取 KA 1.3，则 Tca KAT =1.3 374.73=487.149 Nm 查机械设计课程设计表 14-4 选 Lx3 型弹性柱销联轴器其工称转矩为17半联轴器的孔径 d1 40mm，所以取 d1 2 40mm，半联轴器长度 L=112mm，半联轴器与轴配合 的毂孔长度为 84mm。4 、轴的结构设计（ 1） 拟定轴上零件的装配方案（见图七）图七、输出轴轴上零件的装配（ 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 段轴左端需制出一轴肩， 故取 2-3 段的直径

36、d2 3 47mm，1 段右端用轴端挡圈定位， 半联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 1-2 段的长度应比 L1 略短些，现取 l1 2 82mm。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 d2 3 47mm，由机械设计课程设计 表 13-1 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d D T 50mm 110mm 29.25mm， d3 4 d7 8 50mm，因而可以取l3 4 29.2m5 m。右端轴承采用轴肩进行轴向定位， 由

37、机械设计课程 表 13-1 查得 30310 型轴承的定位轴肩高度 da 60mm ，因此取 d4 5 60mm。3）齿轮左端和左轴承之间采用套筒定位， 已知齿轮轮毂的宽度为 52mm，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 6 7 49mm齿轮的轮毂直径取为 55mm所以 d6 7 55mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d ，故取 h 4mm ，则轴环处的直径为 d5 6 63mm。轴环宽度 b 1.4h ，取 l5 6 8mm。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 l

38、 30mm故 l2 3 50mm5）齿轮距箱体内比的距离为 a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。可求得 l7 8 57.25mm18l 4 5 86mm3）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d6 7 由机械设计（第八版）表 6-1 查得平键截面 b h 16mm 10mm ，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 H 7 ；同样半联轴器与轴 n6的连接，选用平键 12mm 8mm 70mm ，半联轴器与轴的配合为 H 7 ，滚动轴承与

39、轴的周 k6向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m5。（ 4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 2 45 ，轴肩处的倒角可按 R1.6-R2 适当选取。5 、求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图， 在确定支点时查得 30310 型的支点距离 a=23mm。所 以作为简支梁的轴承跨距分别为L1=61.25mm， L2=131.25mm。做出弯矩和扭矩图（见图六） 。0.6 ，轴的由图六可知齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：载荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH1 3096.94 NFNV1 1651.07NFNH2 1445.24 NFNV255.05 N

40、弯矩 MMH 189687N.mmMv1 101128N.mmMv2 7218N.mm总弯矩M1896872 1011282 =214960N.mm扭矩 TTIII =374.73M6、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，取计算应力caM2 ( TIII )22149602 (374730 0.6)2 =18.7mpa0.1 553前 已 选 定 轴 的 材 料 为 45 钢 （ 调 质 ），1 60MPa, ca 1 ，故安全。由 机 械 设 计 （ 第 八 版 ） 表 15-1 查 得5.3 中间轴（ II 轴）的设计1 、求输入轴上的功率

41、 P、转速 n 和转矩 TP 3.92 kw n =367.82r/min T =101.78N.M192 、求作用在齿轮上的力已知小斜齿轮的分度圆直径为d mz 52mmFt1 2T22 101780 3915Nd152tan nFr1 Ft1cos2807 tan20 1470Ncos14.305Fa1 Ft1 tan2807 tan14.305 998N已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径dm2 d2(1 0.5 R) mtZ2(1 0.5 R) 2.5 76 (1 0.5 0.35) 156.75mmFt22T3dm22 101.780.156751298.6NFr2 Ft2tan cos

42、2 1298.6 tan20 cos68.96 169.7NFa2 Ft2 tan sin 2 1298.6 tan20 sin 68.96 441.1N圆周力图八、中间轴受载荷图3 、初步确定轴的最小直径20先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr（调质），根据机械设计（第八版） 3.92表 15-3 ，取 A0 110，得 d min A0324.65mm ，中间轴最小直径显然是安装滚367.82动轴承的直径 d1 2 和 d5 64 、轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案（见图九）图九、中间轴上零件的装配（ 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

43、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 d1 2 d5 6 24.21mm，由机械设计课程设计表 13.1 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 d D T 30mm 72mm 20.75mm ， d1 2 d5 6 30mm。这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计课程设计表 13.1 查得 30306 型轴承的定 位轴肩高度 37mm，因此取套筒直径 37mm。2）取安装齿轮的轴段 d2 3 d4 5 35mm，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 L

44、42mm ，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 l2 3 38mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d ，故取 h 4mm，则轴环处的直径为 d3 4 43mm。3）已知圆柱直齿轮齿宽 B1 57mm，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 l4 5 54mm。4）齿轮距箱体内比的距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。则取 l1 2 53.75mml 3 4 20mm l5 6 46.75mm（ 3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接， 按 d2 3 由机

45、械设计 （第八版）表 6-1 查得平键截21面 b h 10mm 8mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为 32mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好H7的对中性， 故选择齿轮轮毂与轴的配合为 m6 ；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接， 按 d4 5 由 机械设计（第八版） 表 6-1 查得平键截面 b h 10mm 8mm ，键槽用键槽铣刀加工，长H7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m6 ；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 ，轴肩处的倒角可按 R1.6-R2 适当选取

46、5 、求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得 30310 型的支点距离 a=15.3mm。 所以轴承跨距分别为 L1=55.45mm，L2=74.5mm。 L3=60.95mm做出弯矩和扭矩图（见图八） 。由 图八可知斜齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：载荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH1 1817.6 NFNV1 139.1 NFNH22288NFNV2 1024.4 N弯矩 MMH1100785N.mmMH2139453N.mmMv18478N.mmMv2 30888N.mmMv3 40746N .mmMv4 62437N.mm总弯矩M 139

47、4532 624372 =152792N.mm扭矩 TT =101.78N.mm0.6 ，轴的计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，取算应力为M 2 ( T2) 2152.792 2 (0.6 101.78) 20.1 0.035 338.38MPa前已选定轴的材料为 40Cr （调 质），由机械设计（第八版）表 15-1 查得1 70MPa, ca 1 ，故安全。7、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面由弯矩和扭矩图可以看出齿轮中点处的应力最大，从应力集中对轴的影响来看，齿轮两端处22过盈配合引起的应力集中最为严重，且影响程度相当。但

48、是左截面不受扭矩作用故不用校核。中点处虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径比较大，故也不要校核。其他截 面显然不要校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核圆柱齿轮左端处 的截面。又因轴肩出的左右两侧均安装相同轮毂的齿轮，所以只需校核一侧即可。截面左侧校核抗弯截面系数 W 0.1d3 0.1 433 7950.7 mm3抗扭截面系数 Wt 0.2d3 0.2 433 15901.4 mm3截面左侧弯矩 MMH 2 MV2101.14 N.m截面上的扭矩 TII =101.78N.M截面上的弯曲应力12.7MPaM 101140 bW 7950.7截面上的扭转切应力T 1

49、01780WT 15901.46.4MPa轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查得 b 640MPa 1 275MPa1 155MPa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 r 2.0 0.031 ， D 63 1.15，经插值后查得d 63 d 552.19 1.545又由机械设计（第八版） 附图 3-2 可得轴的材料敏感系数为q 0.82q 0.85故有效应力集中系数为k 1 q ( 1) 1 0.82 (2.11 1) 1.91k 1 q ( 1) 1 0.85 (1.545 1) 1.46由机械设计（第八版） 附图 3-2

50、的尺寸系数0.69 ，扭转尺寸系数0.83。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 q 1 ，则综合系数为Kk1.91 10.69 0.921 2.861.46 10.83 0.921 1.8523又取碳钢的特性系数为0.1 0.05计算安全系数Sca值1 275S 23.4K a m 2.86 4.11 0.1 0S 1 155 20.86K a m 1.85 2.78 0.05 2.7822ScaS S 23.4 20.86 15.57 S 1.5S 2 S 2 23.4 2 20.86 2故可知安全。六、轴承的校核6.1 输

51、入轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为 d D T 40mm 90mm 25.25mm ，轴向力 Fa 197.1N9 ， e 0.35 ， Y=1.7 ， X=0.4载荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH1 652.57 NFNV1175.23 NFNH2 1969.7 NFNV2623.14 N则 Fr 1 686.55 N , Fr 2 2072.4 NFr1Fd12Y686.552 1.7Fd2Fr 22072.4609.5N2Y2 1.7Fa1 Fd 2 Fa 806.69NFa2 Fd2 609.5 N24Fa2 6

52、09.5Fr 2 2072.40.294 eFa1 806.691.17 e ，Fr1 686.55则Pr1 XFr 1 YFa1 0.4 686.55 1.7 806.69 1646NPr 2 Fr2 2072.4N106 Cr 106 90800 10 5.14 10 6h 10 6h60n Pr60 960 2072.4 3故合格。6.2 中间轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306。轴向力 Fa 447.6N， e 0.31 ，Y=1.9 ，X=0.4载荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH1 1922.3NFNV1 52.19NFNH2 2594.58N