机械设计带式运输机二级圆锥圆柱斜齿减速器设计说明书

1、题目五：设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮齿轮减速器。 工作 经常满载，空载启动，工作有轻振，不反转，单班制工作。运输带容 许速度误差为 5%。减速器为小批生产，使用期限 10 年。运输带拉力 F (N) ：2400运输带速度 V (m/s) ：1.6卷筒直径 D (mm) ：320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设计计算及说明一、设计任务书设计一用于带式运输机上的圆

2、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60 1000v 60 1000 1.3nw77.6r /minD 320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：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

3、机。它为卧式封闭结构。2）电动机容量（1） 卷筒的输出功率 P（2） 电动机输出功率 Pd传动装置的总效率设计计算及说明Fv 2100 1.3P 2.73kw1000 1000Pd2 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 ；0.96 0.988 3 0.97 0.96 0.99 0.99 0.96 0.81P2.73Pd0.813.36kw4 =0.96 ；弹性联轴器 5 =0.99 ；卷筒轴滑动轴承 6 =0.96 ；则圆柱齿轮传动 3 =

4、0.97 ；圆锥齿轮传动2-1 查得带传动常用传动比设计计算及说明nd n ?i1?i2?i3 931.2 5587.2r / min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1Y132M1-641000960732Y112M-441500144043传动装置的传动比总传动比V带传动二级减速器12.373.13.9918.564.644两方案均可行 ,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

5、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nm 960i 12.37 n 77.62）分配各级传动比 因为是圆锥圆柱齿轮减速器，所以i1 0.25i 3.1圆锥圆柱齿轮减速器传动比i2i1i 12.373.13.99设计计算及说明3）各轴转速（轴号见图一）n1nm960r /minn2n1960r /minn2960n3310r /mini13.1n3310n477.6r /mini23.99n5n477.6r /min4）各轴输入功率按电动机所需功率 Pd 计算各

6、轴输入功率，即P1 Pd 3.36 kwP2P1?2 ? 5 3.36 0.99 0.9883.29kwP3P2?4 3.29 0.96 3.16kwP4P3?2? 3 3.16 0.988 0.973.02kwP5P4 ?2 3.02 0.988 2.98kw5）各轴转矩P13.36T19550955033.43N ?mn1960T2P2955095503.2932.73N ? mn2960T39550 P395503.1697.35N ? mn3310T4P4955095503.02371.66N ?mn477.6T5P5955095502.98366.74N ?mn577.6项目轴1轴2

7、轴3轴4轴5转速 (r/min)96096031077.677.6功率 (kw)3.363.293.163.022.98转矩 (N*m)33.4332.7397.35371.66366.74传动比113.13.991效率10.9780.960.9580.988结果设计计算及说明五、传动件的设计计算圆锥直齿轮设计已知输入功率 P2 3.29kw ，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

8、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 40Cr ( 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 z125 ， 大 齿 轮 齿 数 z1 2 3.1 25 77.5 ， 取 整 z2 78z2z178253.122、 按齿面接触强度设计z1 25z2 78由设计计算公式进行试算，即2.92ZEKT 1R ( 1 0.5 R )2 ? u2) 计算小齿轮的转矩T2 95.5 10 5P295.5 105 3.29n296032729N3） 选

9、齿宽系数R 0.33R 0.33设计计算及说明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 H lim1 600MPa ，大齿轮的接触疲劳强度极限 H lim2 550MPa表 10-6 查 得 材 料 的 弹 性 影 响 系 数结果5）由机 械设计 （第 八版）ZE189.8MPa 0.5H lim1 600MPaH lim 2 550MPaZE 189.8MPa 0.56）计算应力循环次数N1 60n2 jLh 60 960 1N2 1.3824 109(1 8 300 10) 1.3824 1091083.127) 由 机 械 设 计 ( 第 八

10、版 ) 图 10-19 取 接 触 疲 劳 寿 命 系 数 KHN 1 0.93, K HN 2 0.968) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得KHN1 H lim 1H 1 1 0.93 600 558MPaSKHN 2 H lim 2H 2 0.96 550 528MPaS(2) 计算4.459N1 1.3824 109N 2 4.459 108H 1 558MPaH 2 528MPa1） 试算小齿轮分度圆直径 d1t ，代入 H 中较小的值ZEKT 1d1t 2.923 ( E )2 1HR(1 0.5 R)2 ?u189.8 1.8 327292.923 (

11、)2528 0.33(1 0.5 0.33)2 3.164.29mmd1t 64.29mm2） 计算圆周速度 vd1tn2v60 100064.29 960 3.23m/ s60 1000v 3.23m / s设计计算及说明结果3）计算载荷系数 根据 v 3.23m/ s，7 级精度，由机械设计（第八版） 图 10-8 查得动载系 数 Kv 1.12直齿轮 KH KF 1K 2.625由机械设计（第八版） 表 10-2 查得使用系数 KA 1.25 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 KH be 1.25，则 KH KF 1.5KH be 1.5 1.2

12、5 1.875 接触强度载荷系数 K KAKvKH KH 1.25 1.12 1 1.875 2.6254）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得d1 d1t3 K 64.29 3 2.625 72.91mmKt 1.8d1 72.91mm5）计算模数mmd1 72.912.91mmz125取标准值 m3mm6）计算齿轮相关参数d1mz1 32575mmd2mz2 378234mm1u3.12arccosarccos17 4618u213.12 2 1290 1721342u213.1221Rd175122.86mm22m 3mmd1 75mmd2 234mm1 17 46182 72 1

13、342R 122.86mm7) 圆整并确定齿宽 b RR 0.33 122.86 40.54mm 圆整取 b2 49mm， b1 53mmb1 53mmb2 49mm结果3、校核齿根弯曲疲劳强度1)确定弯曲强度载荷系数K KAKvKF KF1.25 1.12 1 1.875 2.6252)计算当量齿数z125zv126.25cos 1cos17 4618z178zv2255.55cos 2cos72 13423)由机械设计(第八版) 表10-5 查得齿形系数K 2.625zv1 26.25 zv2 255.55设计计算及说明YFa1 2.60 YFa 2 2.06应力校正系数Ysa1 1.59

14、5 Ysa2 1.974) 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FE1 500MPa ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2 380MPa5) 由机械设计(第八版) 图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN 1 0.88KFN 2 0.946) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S 1.4 ，得KFN 1 FE10.88 500F1314.29MPaS1.4KFN 2 FE20.94 380F2255.14 MPaS1.47)校核弯曲强度F 1 314.29MPaF 2 255.14MPa结果设计计算及说明2KTYFaYSaFF根据弯曲强度条件公式 bm 2

15、(1 0.5 R) 2Z进行校核2KTYFa1YSa1F1b1m 2(1 0.5 R)2Z12 2.625 32729 2.60 1.59585.70MPa53 3 2 (1 0.5 0.33) 2 252KTYFa2YSa2F2b2m 2(1 0.5 R)2Z22 2.625 32729 2.06 1.9729.07MPa49 3 2 (1 0.5 0.33) 2 78F1F2F 1 85.70 MPaF1F 2 29.07 MPaF2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 P3 3.16kw ，小齿轮转速 310r/min ，齿数比 u=4，由电动机驱 动，工作寿命 10

16、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。z1 23, z2 923) 选小齿轮齿数 z1 23，大齿轮齿数 z2 4 23 924) 选取螺旋角。初选螺旋角142、按齿面接触强度设计结果设计计算及说明由设计计算公式进行试算，即d1t 3 2KtT3?

17、u 1(ZHZE) 2d u H(1)确定公式的各计算数值Kt 1.61)试选载荷系数 Kt1.62)计算小齿轮的转矩T395.5 105P395.5 105 3.16n331097348N ?mm3)选齿宽系数d14)由机械设计第八版)图 10-30 选取区域系数 ZH 2.4335)由机械设计第八版)图10-26查得 1 0.765 ，2 0.866 ，则6)7)1 2 1.631由机械设计(第八版)10-6 查 得 材 料 的 弹 性 影 响 系 数ZE 189.8MPa 0.5计算应力循环次数N1 60n3 jL h 60 310N2 4.464 108 1.116(18 300 10

18、) 4.464 108108N1 4.464 108N 2 1.116 1088）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 H lim1 600MPa ， 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限H lim 2 570MPa9）由 机 械 设 计 （ 第 八 版 ） 图 10-19 取 接 触 疲 劳 寿 命 系 数KHN 1 0.95, K HN 2 0.98设计计算及说明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KHN1 H lim 1H1S0.95600570MPaKHN 2 H lim 2H2S0.98570558

19、.6MPaH 1 H 2570558.6564.3MPaH222）计算H 1 570MPaH 2 558.6MPaH 564.3MPa1）试算小齿轮分度圆直径 d1t ，由计算公式得d1t3 2KtT3?u 1(ZHZE)2uH2 1.6 973481 1.6315(2.433 189.8)2 54.23mm4 564.3d1t 54.23mm2）计算圆周速度 vd1tn3v60 100054.23 310 0.88m/s60 1000v 0.88m/ s3）计算齿宽 b 及模数 mntb d ?d1t 1 54.23 54.23mmb 54.23mmd1t cos54.23 cos14mnt

20、2.29mmmnt 2.29mmZ123h 5.15mmh 2.25?mnt 2.25 2.29 5.15mmb 54.2310.54b 10.54h 5.15h4） 计算纵向重合度0.318 dZ 1 tan0.318 1 23 tan14 1.8241.8245）计算载荷系数图 10-8 查得动载系结果设计计算及说明根据 v 0.88m/ s ，7级精度，由机械设计（第八版）数 Kv 1.02由机械设计第八版）10-3 查得 KHKF1.4由机械设计第八版）10-2 查得使用系数 KA1.25由机械设计第八版）10-13 查得 KF1.34由机械设计第八版）10-4 查得 KH1.42接触

21、强度载荷系数 KKAKvKH KH1.251.02 1.4 1.42 2.532.536）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得d1d1t54.2363.18mmd163.18mm7）计算模数 mnmnd1cosZ163.18 cos14 2.67mm23mn3mmmn 3mm8）几何尺寸计算(1) 计算中心距a 177.78mm13 5956(z1 z2)mn (23 92) 3 a 177.78mm 2cos 2 cos14(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角(z1 z2)mn(23 92) 3arccos arccos 13 5956 2a 2 177.78因 值改变不多，故参数、 Z

22、H 等不必修正(3) 计算大小齿轮的分度圆直径设计计算及说明结果d1z1mn23 371.1mmd171.1mmcos cos13 5956d2284.4mmd2z2mn92 3284.4mmcos cos13 5956(4)计算齿轮宽度b dd1 1 71.1 71.1mm圆整后取 B2 71mmB1 76mmB176mm3、校核齿根弯曲疲劳强度B271mm1)确定弯曲强度载荷系数K KAKvKF KF 1.25 1.02 1.4 1.34 2.39K2.392)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 Y 0.883)计算当量齿数zv125.17zv2

23、100.69zv1z123zv2(cos )3z2(cos13 5956) 39225.17(cos )3(cos13 5956) 3 100.694）由机械设计（第八版） 表 10-5 查得齿形系数YFa12.62 YFa2 2.18应力校正系数Ysa11.59 Ysa2 1.795） 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FE1 440MPa ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 2 425MPa6）由机械设计（第八版） 图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN 1 0.88结果设计计算及说明KFN 2 0.92取弯曲疲劳安全系数S1

24、.4，得KFN1 FE10.88 440F1276.57MPaS1.4KFN2 FE 20.92 425F2279.29MPaS1.48） 校核弯曲强度2KTY(cos ) 2YFaYSa根据弯曲强度条件公式Fdz 2 mn3F进行校核7） 计算弯曲疲劳许用应力F 1 276.57 MPaF 2 279.29MPa2KTY (cos ) 2YFa1YSa1F1 dz12 mn 3F 1 68.94MPa2KTY (cos ) 2YFa2YSa2 F1F1dZ22 mn 32 2.39 97348 0.88 (cos13 5956) 2 2.18 1.79 64.58MPa F 21 922 1

25、.631 3 3满足弯曲强度，所选参数合适。F 1 64.58MPaF2六、轴的设计计算输入轴设计1、求输入轴上的功率 P2 、转速 n2 和转矩 T2P2 3.29kw n2 960r /min T2 32.73N ?m2、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设计计算及说明dm1 d1(10.5 R)mtZ 1(10.5 R)3 25(1 0.5 0.33)62.625 mm而Ft2T2 32.73 10321045Ndm162.625FrFt ?tan?cos 11045tan20cos72 1342116NFaFt ?tan?sin 11045tan20sin72 13

26、42362N圆周力 Ft 、径向力 Fr 及轴向力 Fa 的方向如图二所示Ft 1045NFr 116NFa 362N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（第八16.89mm ，输入轴的最小直径d min版）表 15-3 ，取 A0 112，得dmin 16.89mm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 KAT2 1.3 3

27、2730 42549N ?mm 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Tca 42549N公称转矩为 160000 N ? mm，半联轴器的孔径 d（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 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d 2 3 27mmd2 3 27mm 20mm，故取 d1 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， 20mm，半 联轴器长度 L 52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm。d1 2 20mm4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案

28、（见图三）图三设计计算及说明 结果表 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 d D T 30mm 72mm 20.75mm ， d3 4 d5 6 30mm ， 而 l 3 4 20.75mm 。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 h 3.5mm，因此取 dH7 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 k6 ；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 求轴

29、上的载荷 37mm3）取安装齿轮处的轴段 6-7 的直径 d 6 7 25mm；为使套筒可靠地压紧轴承， 5-6 段应略短于轴承宽度，故取 l 5 6 19mm 。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 30mm，故取l2 3 50mm5）锥齿轮轮毂宽度为 64.86mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取 l6 7 70mm 。6） 由于 Lb 2La ，故取 l4 5 116.76mm（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 d6 7 由机械设计（第八版） 表 6-1 查得平键截面 b h 8m

30、m 7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保d3 4 d5 630mml 3 4 20.75mmd4 5 37mmd6 7 25mml 5 6 19mml 2 3 50mml 6 7 70mml 4 5 116.76mm设计计算及说明 结果载荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH 1 522.5NFNV 1 33.55NFNH 2 1567.5NFNV 2 82.45N弯矩 MMH 64.71N ? mMV 1 4.15N ?mMV2 11.34N ?m总弯矩M 64.71 2 4.15 2 64.84N ?m扭矩 TT2 32.73N ?m6、按弯扭合成应力校核轴的强度ca 25.

31、05MPa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ca 1的计算应力M 2 ( T2)2 caW64.71 2 (0.6 32.73) 20.1 0.03 325.05MPa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，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 右侧结果设计计算及说明抗弯截面系数W0.1d 30.1 303 2700mm3W2700mm 3抗扭截面系数WT0.2d 30.2 303 5400mm3WT5400mm3截面 5 右侧弯矩M为

32、M64840N ? mmM64840N ?mm截面 5 上的扭矩T2为T232730N ? mmT232730N ?mm截面上的弯曲应力M64840b24.01MPab24.01MPaW2700截面上的扭转切应力T232730T6.06MPaT6.06MPaWT5400轴的材料为 45 钢 ，调 质 处 理 。 由 表 15-1查得B 640 MPa ,1 275MPa, 1155MPa。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r2.0D370.0671.2333-2 查取。因 d30，d30 ，经插值后查得1.93, 1.55又由机械设计（第八版）附图 3-2 可

33、得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为q0.82, q 0.85结果设计计算及说明k1 q (1) 1 0.82(1.931) 1.76k1 q (1) 1 0.85(1.551) 1.47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0.92轴未经表面强化处理，即1，则综合系数为1 1.760.7110.921 2.571 1.470.870.921 1.78K 2.57K 1.78又取碳钢的特性系数计算安全系数 Sca 值0.1,0.050.1,0.05275ScaKaKaSS2.57 24.0

34、1 0.1 01556.06 6.061.78 0.05224.46 27.954.4627.95S 4.46S 27.95Sca 4.40S 1.5S 2 S 2 4.46 2 27.95 24.40 S 1.5故可知安全。中间轴设计1、求中间轴上的功率 P3 、转速 n3和转矩 T3P3 3.16kw n3 310r /min T3 97.35N ?m设计计算及说明2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径d13.0918 23 71.11mmFt12T3d12 97.350.071112738NFr1tan nFt1cos2738tan20cos13 59561027NFa1 Ft

35、1 tan2738 tan13 5956 683Ndm2d2(10.5 R)mtZ2(10.5 R) 3 78 (1 0.5 0.33) 195.39mm而Ft22T32 97.35996Ndm20.19539Fr2Ft2 tancos 1996tan20cos72 1342 111NFa2Ft2 tansin 1996tan20sin72 1342 345N圆周力Ft1、Ft2 ，径向力 Fr1 、Fr 2及轴向力Fa1 、 Fa2 的方向如图四所示已知圆锥直齿轮的平均分度圆半径结果d1 71.11mmFt1 2738NFr1 1027NFa1 683Ndm2 195.39mmFt 2 99

36、6NFr 2 111NFa2 345N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dmin八版）表 15-3 ，取 A0 108，得 小直径显然是安装滚动轴承的直径d1 2 和40Cr（调质），根据机械设计 （第A03 3.16 25.59mm310 ，中间轴最d5 6d min 25.59mm设计计算及说明4、 轴的结构设计结果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，参照工作要求并根据 d1 2 d5 6 25.59mm，由机

37、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 d D T 30mm 72mm 20.75mm ，d1 2 d5 630mmd1 2 d5 6 30mm。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 h 3.5mm ，因此取套筒直径37mm。d 2 3 d 4 5 35mm2）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结果设计计算及说明套筒定位， 已知锥齿轮轮毂长 L 38.5mm，为了使套筒端面可靠地

38、压紧端面，l 2 3 35mm d 3 4 43mml 4 5 72mml1 2 55.67mm l 3 4 10.08mml 5 6 52.75mm此轴段应略短于轮毂长，故取 l 2 3 35mm，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 76mm，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 l 4 5 72mm。4）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴， 则取 l1 2 55.67mm,l 3 4 10.08mm, l 5 6 52.75mm 。（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向

39、定位采用平键连接，按d2 3 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22mm，同时H7 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 ；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，长为56mm，同时为H7 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m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 2 455、 求轴上的载荷结果

40、设计计算及说明载荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH 1 1673NFNV 1 309NFNH 2 2061NFNV 2 1225N弯矩 MMH 1 102N ?mMH 2 143N ?mMV1 18.93N ? mMV2 48.48N ?mMV3 36.61N ?mMV4 85.19N ?m总弯矩M max M 4 1432 85.19 2 166.45 N ?m扭矩 TT3 97.35N ?m6、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ca41.14MPacaM 2 ( T2)2166.45 2 (0.6 97.35)

41、 2 41.14MPa0.1 0.035 3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ca抗弯截面系数2700mm 3WT 5400mm3W 0.1d 3 0.1 303 2700mm3抗扭截面系数WT 0.2d 3 0.2 303 5400mm3设计计算及说明M94581N ?mm截面 5 上的扭矩 T3 为T397350N ?mm截面上的弯曲应力M94581b35.03MPaW2700截面上的扭转切应力T297350T18.03MPaWT5400轴 的 材 料 为 40Cr调 质 处 理 。 由 表 15-1 查 得B 735 MPa , 1 355MPa

42、,1 200MPa 。截面 5 右侧弯矩 M为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） M 94581N ? mmT3 97350N ? mmb 35.03MPaT 18.03MPar附表 3-2 查取。因 d2.0300.067 D 35 1.167， d 30 ，经插值后查得1.90, 1.47q 0.82, q 0.85故有效应力集中系数为k1q ( 1) 1 0.82 (1.901)1.74k1q ( 1) 1 0.85 (1.471)1.40由机械设计（第八版）附图 3-2 的尺寸系数0.71，扭转尺寸系数又由机械设计（第八版）附图 3-2 可得轴的材料敏感系数

43、为0.87。轴按磨削加工，由机械设计（第八版） 附图 3-4 得表面质量系数为结果设计计算及说明0.92轴未经表面强化处理，即k1 1.741112.540.710.92k1 1.401111.700.870.92q 1 ，则综合系数为KKK 2.54K 1.70又取合金钢的特性系数0.1,0.050.1, 0.05计算安全系数 Sca 值355Ka2.54 35.03 0.1 03.99KaScaSS20018.03 18.031.74 0.05223.99 12.3912.39S 3.99S 12.39Sca 3.40 S 1.5S 2S 23.99 2 12.39 23.40 S 1.5

44、故可知安全。（3）截面 5 左侧W 4287.5mm3抗弯截面系数W 0.1d 3 0.1 353 4287.5mm3抗扭截面系数WT0.2d 3 0.2 353 8575mm3WT 8575mm3截面 5 左侧弯矩 M为M 94581N ?mmM 94581N ? mm截面 5 上的扭矩 T2 为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处的k 0.8k轴按磨削加工，故得综合系数为设计计算及说明T3T3WT由机械设计于是得由机械设计97350N ?mmT3 97350N ? mm计算安全系数 Sca 值945814287.5973508575第八版）2.13, k第八版）11110.822.06MPa11.35MPa附表 3-8 用插值法求出，并取2.13 1.70附图 3-4 得表面质量系数为0.922.13 1 1 2.220.921.70 1 1 1.790.92b 22.06MPaT 11.35MPaK 2.22K 1.79355Sca故可知安全。KaKa2.22 22.06 0.1 0 7.25SS20020.1411.35 11.351.70 11.35 0.05 11.35 227.25 20.14S 2