二级圆柱圆锥齿轮减速器的设计说明书

1、二级圆柱圆锥齿轮减速器的设计说明书1. 设计题目1.1工作条件两班制，每班8小时，连续单向转动，载荷变化不大，空载启动，室内工作，有 粉尘，环境最高温度35° C;使用期限：10年；检修间隔期为：大修周期为3年；运输带速度允许误差为土 5%设计工作机效率=0.95 ；w小批量生产1.2设计原始数据数据编号输送带工作拉力输送带转速运输带卷筒直径F/KNV/m/sD/mm2-41.251.62901.3设计任务设计带式运输机上的两级圆锥-圆柱齿轮减速器装配图1张绘制输出轴、大齿轮的零件图1张。编写设计说明书1份。2. 总体传动方案的设计与分析2.1选择方案两级圆锥-圆柱齿轮减速器传动系统

2、运动简图如图所示。o除軸磐3 二级圆柱圆锥减速器4 卷筒5 运输带图2.12.2方案特点分析该工作机采用的是原动机为 丫系列三相笼型异步电动机，三相笼型异步电动机是一般用 途的全封闭自扇冷式电动机，电压 380 V，其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便； 另外其传动功率大，传动转矩也比较大，噪声小，在室内使用比较环保。传动装置采用圆柱 圆锥齿轮减速器组成的封闭式减速器，采用齿轮传动能实现结构紧凑，比较平稳的传动，但效率低，多用于中、小功率间歇运动的场合。工作时有一定的轴向力，但采用圆锥滚子轴承 可以减小这缺点带来的影响。并且在电动机心轴与减速器输入轴及减速器输出轴与卷筒轴之 间采用弹性联轴

3、器联接，因为三相电动机及输送带工作时都有轻微振动，所以采用弹性联轴器能缓冲各吸振作用，以减少振动带来的不必要的机械损耗。总而言之，此工作机属于中等功率、载荷变化不大的工作机，其各部分零件的标准化程 度高，设计与维护及维修成本比较低；结构较为简单，传动的效率比较高，适应工作条件能 力强，可靠性高，能满足设计任务中要求的设计条件及环境。3. 电动机的选择3.1选择电动机类型按照工作要求和工作条件，则选用丫系列三相异步电动机，其结构为全封闭自扇冷式结 构，电压为380V,3.2选择电动机的容量321工作机的有效功率Pw由运输带的工作拉力F=1250N输送带工作速度V=1.6m/s，工作机效率n =0

4、.95，则有:fv 1250 1.6Pw= KW =2.01KW错误！未指定书签。1005 w 1000 0.95从电动机到工作机输送带间的总效率为：312345式中，1、 2、 3、 4、5分别为弹性联轴器、圆锥齿轮、圆柱齿轮、刚性联轴器、角接触球轴承的传动效率。由机械设计课程设计表9.1可知，1=0.995 ,2=0.97 ,3=0.97,4=0.99，5=0.99，则0.995 0.97 0.97 0.99 0.9830.872所以，电动机所需工作功率为：p d 丘2 . 01 _ 2 . 305w 0 .8723.3确定电动机的转速由机械设计课程设计推荐传动比合理范围，二级圆柱圆锥齿轮

5、减速器i 9.106，imax40，而工作机卷筒中转速为:60 1000vD60 1000 1.63.14 290105.425r/min所以，电动机转速可选范围为：nd i nw (10 25) 105.425 (1054.25 2635.625)r / min3.4选择电动机符合这一范围的同步转速为1000r/min和1500r/min两种。综合考虑电动机和传动装置 的尺寸，质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机。根据电动机的类型、容量和转速，查机械设计课程设计表 15.1，选定电动机型号 为：Y132M1-6其中主要性能参数如（表），电动机主

6、要外形和安装尺寸如（表）所示:电动机型号额定功率P/KW满载转速/r/mi n起动转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y132M1-649602.02.0表341型号HABCDEF GDGKbb1b2hAABBHAL1Y13213221617889388010 833122802101353156023818515表3424传动装置运动及动力参数计算4.1计算装置的总传动比inmnw960105.4259.1064.2分配传动比i i圆锥i圆柱，i1I圆锥0.25 i0.25 9.1062.2765为使锥齿轮的尺寸不致过大，则取h 2.277, i2i圆柱釘% 4.0。4.3计算各轴的转速第川轴卷筒轴

7、n1n2n3nmi1n2i2n卷筒n3960r / min-96421.607r/min2.277421.607105.4r/min4.0105.4r / min4.4计算各轴的输入功率第I轴Pd12.305 0.9952.293KW第U轴P2P 522.293 0.98 0.972.18KW第川轴P3P2532.18 0.98 0.972.07KW卷筒轴P卷筒P3542.07 0.98 0.992.01KW4.5计算各轴的输入转矩因为电动机的输出转矩Td :Td9.55106Pd9.55nm106 2.3059602.3 104Nmm，则TiTd2.3104 0.9952.29 104Nmm

8、2 i12.29 1040.98 0.972.2775.04 .10 N mm第川轴43 125.0 100.98 0.97 4.02.0510 N mm卷筒轴T卷筒 T35 42.0 105 0.98 0.99 1.94 105N mm4.6将以上计算数据汇集于下表轴名功率P/KW转矩T/N mm电机轴2.3052.3 104第I轴2.29342.29 10第U轴2.1845.0 10第川轴2.072.0 105卷筒轴2.011.94 105转速 n/r/min传动比i效率96010.9959602.2770.95421.60740.95105.410.97105.45.减速器齿轮的参数计算

9、及校核5.1高速级减速齿轮的设计由高速级传动比ii 2.277，输入转速n 960r/min ,轴I的输入功率P=2.293KWT12.29 104N mm，则齿数比 u i12.95选择齿轮的精度等级、材料及齿数 运输机为一般工作机，速度不高，故选用 8级精度齿轮传动; 选材料：小锥齿轮：45Cr （调质），硬度280HBS大锥齿轮：45钢（调质），硬度240HBS二者硬度差为40HBS 初选小锥齿轮齿数Z1 24，则大锥齿轮的齿数为：Z2 i1 Z1 2.95 24 70.8，取Z271。按齿面接触强度设计由r(1 0.5 r)2u(式 5.1)104N mm ；d1t 2.923）（玉）

10、2 h（1）确定公式中各量的数值并计算d1t 试选载荷系数Kt 1.5 ； 小锥齿轮传递的转矩T1 3.689 因为 r 0.25 0.35，取 r 0.3 ；1 查机械设计中表10-6得，材料的弹性影响系数Ze 189.8MPa?； 查机械设计中图10-30得，区域系数Zh 2.5 ； 查机械设计中图10-21d，按齿面硬度查得小锥齿轮的接触疲劳强度极限为:lim 600MPa，大锥齿轮的为：lim 550MPa ； 计算应力循环次数N,由公式N 60njLh得N160 njLh 60 960 1 (2 8 300 8)2.212 109N2N12.212 109i12.950.750 10

11、9 查机械设计中图10-19得，接触疲劳寿命系数KHN1 0.92, Km 0.95 ;ditkt12R(10.5 R)U2 低狞 1.5 3.689呼V 5280.3 (1 0.5 0.3)2.9565.298mm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Knlim得Sh1KhN-lim10.92600MPa552MPaSh2KHN2lim 20.95550MPa528MPaS综上有11计算圆周速度vd1tnv60 100065.298 96060 10003.282m/s12计算载荷系数K根据v 3.282m/s，8级精度，查机械设计中图10-8得，动载荷系数Kv 1.12

12、 ；查机械设计中表10-2得，使用系数Ka1.0 ；查机械设计中表10-3得，齿间载荷分配系数KfKh 1.4，查机械设计中表10-9得，轴承系数Kh be1.25，所以齿向载荷分配系数KfKh 1.5Kh be 1.5 1.25 1.875 ;贝91.0 1.12 1.4 1.8752.94因为Kt 1.5与K 2.94相差较大，所以需要校正(2) 按实际载荷系数校正所得分度圆直径d1d1d1t3KKt65.298 斗294A 1.581.718mm(3) 计算模数m3.405mmd181.718mZ124取标准模数值，则把模数圆整为 m 3.5mm(4) 校核齿轮强度由以上知K 2.94

13、; 当量齿数为ZvZV1 25.334 , ZV2 221.714;则查机械设计中表10-5得，齿形系数Yf及应力校FE2正系数 YS，其中 Yf 12.615，YS 11.591 ；取安全系数Sf1.4 ；查机械设计中图10-18得，齿轮弯曲疲劳寿命系数KfN10.90， KfN2 0.86 ；查机械设计中图10-20c得，齿轮弯曲疲劳强度极限fe1460MPa，Yf 22.10，Ys 21.875 ；420MPa ；则相应的许用应力为:f1KfN1 FE1 0.90 460SF1.4295.7MPa， F2KfN2 FE2SF0.86 4201.4258MPa ；校核齿轮强度由式2KTM

14、Ysbm2(1 0.5 r)2Zf进行校核，则2KYf 显 12 2.94 3.689 1042.615 1.591F122bm2(1 0.5 r)2Z139.248 3.52 (1 0.5 0.3)2 24108.249MPa F12KTYf 2Ys 2F 222bm2(1 0.5 r)2Z234.630MPa f22 2.94 3.689 104 2.10 1.87539.248 3.52 (1 0.5 0.3)2 71则可得齿轮的弯曲强度满足强度要求，所以齿轮使用(5)计算齿轮的相关参数名称代号计算公式小锥齿轮结果大锥齿轮结果分锥角1 arctan(Z1Z )18.677290171.3

15、23分度圆直径dd1 mz184d2 mz2248.5齿顶圆直径dada1 d1 2ha cos 190.631da2 d220 cos 2251.302齿根圆直径dfdf1 a2hf cos 175.711d f 2d22hf cos 2245.302齿顶咼haha0m m3.5haham m3.5齿根高hfhf (hac)m 1.2m4.375hf(hac )m 1.2m4.375锥距RR m?z； Z / 2130.825Rm、/z； z；/2130.825齿根角ftanf hf/R1.915tanf hf/R1.915顶锥角aa11f20.592a22f73.238根锥角ff11f16

16、.762f 22f69.408顶隙ccc m0.875cc m0.875分度圆齿厚ssm/25.498sm/25.498当量齿数ZvZv1Z| / cos 125.334乙2Z2/COS 2221.714齿宽BB R/3（取整）39B R/3（取整）39ha1.0，c0.25205.2低速级减速齿轮的设计计算由低速级传动比i24，输入转速n 421.607r/min,轴I的输入功率和传动转矩为P 2.293KW , T2 2.29 104 N mm，则齿数比 u i? 4.258。选择齿轮的精度等级、材料及齿数 运输机为一般工作机，速度不高，故选用8级精度齿轮传动； 选材料：小斜齿轮：45Cr

17、 （调质），硬度280HBS大斜齿轮：45钢（调质），硬度240HBS二者硬度差为40HBS 初选小斜齿轮齿数Z1 20，则大斜齿轮的齿数为：Z2 i2 Z1 4.258 20 85.16，取乙86 ； 试选螺旋角14 ；522按齿面接触强度设计由dit胖卫 u-1 (ZhZe)2(式 5.2)dU H (1)确定公式中各量的数值并计算d1t试选载荷系数Kt 1.6 ；小锥齿轮传递的转矩T2 10.345 104 N mm；查机械设计中图10-26得，齿轮的断面重合度1 0.74，20.86，则H lim20.74 0.86 1.60 ；查机械设计中表查机械设计中图查机械设计中图110-6得，

18、材料的弹性影响系数Ze 189.8MPa"；10-30得，区域系数ZH 2.433 ；10-21d，按齿面硬度查得小斜齿轮的接触疲劳强度极限为:600MPa，大斜齿轮的为：Hlim 550MPa ；计算应力循环次数N,由公式N 60njLh得N1 60njLh 60 325.42 1(2 8 3008)0.749 109“ N10.749 109N210.176i24.258109查机械设计中图10-19得，接触疲劳寿命系数Khn10.92, Khn2 0.97 ；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h1H】2KHN1 Hlim1SKhN2 Hlim2S0.92

19、 600MPa0.97 550MPa552MPa，533.5MPa则hh1 h2552 533.52 2542.75MPa查机械设计中表 综上可计算10-17得，齿宽系数d 1 ；d1t 32KtT2 u 1(ZhZe)2 厂(h)3 2 1.6 10.345 104(4.258 1)2.433 189.8 24.258(542.75)1 1.656.975mm12计算圆周速度vd1t n60 1000呢975 32542 0.971m/s60 100013计算齿宽b及模数mntb dd1t1 56.97556.975mmd1t cos56.975 COS14 2.76mmZ1202.25mn

20、t2.25 2.766.21mm56.9759.176.2114计算纵向重合度0.318d Z1 tan0.318 1 20 tan 141.58615计算载荷系数K根据v0.971m/s , 8 级精度,查机械设计中图10-8得，动载荷系数Kv1.09 ；查机械设计中表10-2 得,使用系数KA 1.0 ；查机械设计中表10-3 得,齿间载荷分配系数Kf Kh 1.4，查机械设计中表10-4 得,接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数Kh1.455，查机械设计中图10-13得，弯曲强度计算用的齿向分布系数Kf 1.4 ；K KA KV KhKh1.0 1.09 1.4 1.455 2.220因

21、为Kt 1.6与K 2.220相差较大，所以需要校正。(2) 按实际载荷系数校正所得分度圆直径d1K(2 220d1 d1t3，一 56.975 计算模数mn63.547mm1 1t ； Kt: 1.6d1 cos63.547 cos1420按齿根弯曲强度设计根据公式mn 32KT2Y cos2丫 YS2dZ1F计算(1)确定式中各参数值计算载荷系数KAKvKf Kf 1 1.09 1.4 1.42.14由纵向重合度1.586，查机械设计中图10-28得，螺旋角影响系数丫 0.88 ;计算当量齿数zv20k21'9，Zv28694.14 -33八，cos cos 14Z2查机械设计中表

22、10-5 得，齿形系数 Yf 12.724，Yf 22.192;查机械设计中表10-5得，应力校正系数YS 11.569 , YS2 1.784;查机械设计中图10-18得，齿轮弯曲疲劳寿命系数KFN10.92 , KFN2 0.96 ;查机械设计中图10-20c得，齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限FE1 500MPa ,FE2420MPa ；取S=1.4,贝U计算相应的许用应力f1Kfn 1 FE1S328.57MPa1.4Yf Ys计算丨FF 2KFN2 FE1S0.96 4201.4288MPaYf1YS 1F】12.724 1.569328.570.01301YF 2YS 2F22.192

23、1.7842880.01358（2）计算mnmn2KT2Y COS2Yf Ysf423 2 2.14 10.345 104 0.88 cos214 1 202 1.60.013581.982 mm对比两次计算结果，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，故取mn2mm,已可以满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d163.547 mm来计算应有的齿数。于是由d1 cos Z1mn63.547 cos14230.82取 z, 31，则 z2 uz1 4.258 31 131.998，取 z, 132。几何尺寸计算（1）计算中

24、心距（Z1 Z2）mn a2cos（31132） 2167.99mm2 cos14将中心距圆整为168mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角（乙 Z2）mn arccos（31 132） 2arccosarccos14.012a2 168因为 的值改变不大，故参数、K、ZH等不用修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1ZfEn cos31 263.901mmcos14.01z2mn132 2d2272.094mmcoscos14.01（4）计算齿轮宽度bd d11 63.90163.901mm圆整后取 B2 64mm， B1 70mm。6. 轴的设计计算6.1轴I的设计计算求作用在小锥齿轮上

25、的力圆周力：Ft12T；2T1dm1d1(1 0.52 2.29 104r)84 (1 0.50.3)641457N轴向力：Fa1Ft1 ta n sin 1641.457tan 20sin 18.67774.765N径向力：Fr1Ft1 ta n cos 1641.457tan 20COS18.677509.902N初步确定轴的最小直径先按式dminA0 J旦初估轴的最小直径选轴的材料为 45 (调质)，查机械设计中表 15-3，取 A 110，则dminA0 3 110 3 3.70817.259mmV 960由轴的结构可知，轴的最小直径处是安装联轴器的直径d1 2，为使所选轴的直径d1

26、2与联轴器孔相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca Ka T1，查机械设计中表14-1，取KA 1.5,则Tca Ka T1 1.5 2.29 104 3.435 104N mm 34.35N m按计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，同时考虑到电机轴的直径为38mm查机械设计课程设计中表13.1，选用LX3型弹性柱销联轴器，Y型孔，其公称转矩Tn 1250N m，半联轴器孔径d 30mm ,故取轴径d1 2 30mm，半联轴器长度L 82mm。轴的结构设计(1) 拟定轴的结构。(2) 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 为满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需

27、要制一轴肩，定位轴肩的高度一般取h (Q070.1)d，故取2-3段直径d2 3 35mm; 1-2左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D仁38m,半联轴器与轴配合的轮毂孔长L 82mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比L略短，则取L1 2 80mm。 初选轴承。因为轴同时受到径向力和轴向力，故选用角接触球轴承，参照工作要求， 并根据d2 3 35mm，查机械设计课程设计中表12.2，取7208C型角接触球轴承，其尺 寸为d D B 40mm 80mm 18mm,安装尺寸da 47mm，故安装轴承的3-4和5-6两个轴 端的直径为d3 4 d5 6 40

28、mm，长度为L3 4 L5 6 18mm。 为使两轴承轴向定位，所以应在两轴承间加一轴段4-5，其直径d45 da 47mm。为便于右端轴承的拆装，6-7段的直径略小与5-6段，则取d6 7 36mm，6-7段用于安装锥 齿轮，锥齿轮的轮毂长度L=48mm锥齿轮的左端用挡油环固定，挡油环宽度为10mm锥齿轮右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D2=45mm锥齿轮轮毂长度与挡油环宽度总长为58mm为保证轴端挡圈只压在锥齿轮上而不压在轴的端面上，故6-7段的长度应略小于 58mm 则取 L6 7 56mm。 轴承端盖的宽度为18mm为满足轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外断面

29、与半联轴器右端面间的距离为 L 32mm，则2-3轴段长度为L? 3 50mm。为使轴的结构紧凑，同时满足支承刚度要求，则取 4-5段长度为L4 5 98mm。（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴与轴的周向定位采用平键连接。 根据1-2段的直径和长度，查机械设计 中表6-1，得半联轴器周向定位的平键尺寸为： b h l 8mm 7mm 70mm，同理可查得齿 轮周向定位的平键的尺寸为： b h l 10mm 8mm 40mm。6.2轴H的设计计算由轴 U 的功率 F22.18KW ,转速 n2421.607r/min，转矩 T25.0 104 N mm ；求作用在齿轮上的力大圆锥齿轮圆周力：F

30、t2Ft1641.607N轴向力：Fa2Fr 1509.902N径向力：F2Fa174.765N 小圆柱斜齿轮为使圆柱斜齿轮所受的轴向力与圆锥齿轮的轴向力抵消一部分，则取小斜齿轮的轮齿为右旋，所受到的力有:圆周力：Ft32T2d22 5.0 101.564 103 N63.901轴向力：Fa3Ft3tan1564ta n14.01390.24N径向力：Fr3Ft3tann / cos146.39N622初步确定轴的最小直径先按式dmin A初估轴的最小直径。选轴的材料为 45钢（调质），查机械设计中表15-3，取A 112，则dminAo3P2112 3 4221.60719.4mm由轴的结构

31、可知，轴的最小直径处是安装轴承的直径d1 2和ds 6，考虑到该轴所受径向力较大，故该轴的最小直径应稍微取大一些，于是取 d1 2 ds 6 20mm3.轴的结构设计（1）拟定轴的结构。（2）根据轴向定位要求确定轴各段直径和长度 初选轴承因为轴同时受到径向力和轴向力，故选用能承受一定轴向了的角接触球轴承，参照工作要求，并根据d1 2 d5 6 35mm，查机械设计课程设计中表 12.2，取7307AC型角接触球轴承，其尺寸为d D B 35mm 80mm 21mm,安装尺寸da 44mm。左端轴承的左端面用轴承端盖定位，右端面用挡油环定位，挡油环左端凸台大径D1， D1 da 44mm；右端凸

32、台大径为D?47mm；右端轴承右端面用轴承端盖定位，左端面用挡油环定位，挡油环左端凸台大径为D1 D2 47mm,右端凸台大径为D2 da 44mm。两个挡油环的宽度K 18mm。 2-3和4-5两轴段用于安装齿轮，2-3安装圆锥齿轮，圆锥齿轮的轮毂宽度为L=40mm, 圆锥齿轮左端面用挡油环定位，右端用轴肩定位，为使挡油环只压在齿轮上，而不压在轴肩上，则2-3轴段的直径应较挡油环凸台大径小，则取 d2 3 40mm ;且2-3轴段长度应略小于 圆锥齿轮轮毂宽度，则取长度为L23 38mm;同理，4-5轴段安装圆柱斜齿轮，圆柱斜齿轮 轮毂长度为L 70mm，左端用轴肩定位，右端用挡油环定位，为

33、使挡油环只压在齿轮上，而不压在轴肩上，则4-5轴段的直径应较挡油环凸台大径小，则取 d4 5 40mm，且4-5轴段长度应略小于圆柱斜齿轮轮毂宽度，则取长度为 两齿轮间轴肩为定位轴肩，轴肩高为h取h 3.5mm，则d3 4 47mm，两齿轮间的距离L4 5 68mm。(0.070.1)d2 3 (0.070.1) 40 (2.84)mm，48 12mm，取 4 10mm，则有4 10mm。由以上尺寸可知J 2 L5 6B K 221 18 2 41mm 箱体两内壁间的距离L 10 2 38 10 68 2 10 140mm。（3）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。根据 2-3段

34、的直径和长度，查机械设计中表6-1，得大圆锥齿轮周向定位的平键尺寸为:b h l12mm8mm28mm，同理可查得4-5轴段圆柱斜齿轮周向定位的平键的尺寸为：b h l12mm8mm56mm。6.3轴皿的设计计算由轴川的功率F32.07KW ,转速n3105.4r/ min，转矩T32105N mm;求作用在大圆柱斜齿轮上的力（大圆柱斜齿轮轮齿旋向为左旋）圆周力：Ft4 Ft3 1.564 103N轴向力：Fa4 Fa3 390.24N径向力：Fr4 Fr3 146.39N初步确定轴的最小直径先按式dmin A寸邑初估轴的最小直径。选轴的材料为 45钢（调质），查机械设计中表15-3，取A 1

35、05，则dmin Ao 3 p3 105 3 2.07 28.33mm：n3.105.4由轴的结构可知，轴的最小直径处是安装联轴器的直径 d7 8，为使所选轴的直径d7 8与 联轴器孔相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器的计算转矩a Ka T3，查机械设计 中表14-1，取KA 1.5,贝U55Tea Ka T31.5 2.0 103 10 N mm 300N m按计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查机械设计课程设计中表 13.2， 选用GY6型凸缘联轴器，丫型孔，其公称转矩Tn 900N m ,半联轴器孔径d 38mm ,故取 轴径d7 8 38mm，半联轴器长度L 82mm。轴

36、的结构设计(1) 拟定轴的结构。(2) 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 为满足半联轴器的轴向定位要求，7-8轴段左端需要制一轴肩，定位轴肩的高度取h 2mm，故取6-7段直径可取d6 7 42mm ; 7-8段右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡 圈直径D仁50mm半联轴器与轴配合的轮毂孔长L 82mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上 而不压在轴的端面上，故7-8段的长度应比L略短，则取L78 80mm。 因为1-2和5-6轴段安装轴承，为便于轴承的拆装，提高轴的工艺性，则在5-6轴段的右端应制作一轴肩，轴肩高度取 h 1.5mm，贝U有d5 6 45mm，且d1 2 d5 6 45mm。

37、 初选轴承。因为轴同时受到径向力和轴向力，故选用角接触球轴承，参照工作要求， 并根据d1 2 d5 6 45mm，查机械设计课程设计中表12.2，取7209AC型角接触球轴承， 其尺寸为d D B 45mm 85mm 19mm,安装尺寸da 52mm。 两轴承轴向定位，左边轴承左端用轴承端盖定位，右端用挡油环定位，挡油环的宽度L1 21m m，左端面凸台大径为d1，且d1 da 52mm;右端面凸台大径为58mm右边轴承右端用轴承端盖定位，左端用挡油环定位，挡油环宽度L2 9mm,且挡油环右端凸台大径均为52mm综合以上结果可得，L1 2B L1219 21 242 mm，L5 6 B L2

38、19 9 28mm。2-3轴段用于安装大圆柱斜齿轮，圆柱斜齿轮的轮毂长度 L=64mm圆柱斜齿轮的左端用挡油环固定，挡油环宽度为 21mm圆柱斜齿轮右端用轴肩定 位，为使挡油环只压在齿轮上，而不压在轴肩上，则2-3轴段的直径应较挡油环凸台大径小， 则取d2 3 50mm，且2-3轴段长度应略小于圆柱斜齿轮轮毂宽度，则取长度为鸟3 62mm。 3-4轴段为定位轴肩，所以轴肩高 h (0.070.1)d2 3(0.070.1) 50 (3.55)mm,取 h 5mm，贝U 3-4 轴段直径 d3 4 60mm，长度一般为 L 1.4h 1.4 5 7mm，取 L 8mm。 轴承端盖的宽度为26mm

39、为满足轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外断面与半联轴器右端面间的距离为 L 30mm，则6-7轴段长度为7 56mm。 为使轴上零件能够得到正确的安装位置，及同轴U的相互协调，需要用4-5轴段来保证，其直径取为d4 5 52mm，根据轴U所确定箱体内壁间距离为 L 140mm得，轴川在 箱体内的部分轴总长度也应该为140mm根据其他轴段的尺寸可以计算出4-5轴段的长度为： L4 5140 13 2 62 8 1 54mm。(3) 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴与轴的周向定位采用平键连接。 根据2-3段的直径和长度，查机械设计 中表6-1，齿轮周向定位的平键尺寸为： b h l

40、 16mm 10mm 50mm，同理可查得半联轴 器周向定位的平键的尺寸为： b h l 10mm 8mm 70mm。7. 轴及各轴上轴承的强度校核7.1轴I及与之配合的轴承的强度校核轴的强度校核 轴I的力学模型图小锥齿已知：T1 2.29 104N mm，Ft1 641.457N，Fa1 74.765N，Fr1 509.902N，轮分度圆直径d 84mm。 做出弯矩图和扭矩图（如上图） 求作用在轴上支反力和弯矩Ft1水平面支反力:FNH2Ft1 (100 50)641.457 (100 50)1001009622N水平面弯矩:MhFNH1 10071.13 1007113N mm垂直面支反力

41、:FNV 2FM (100 50) F,/2509.902(100 50) 74.765 84/2垂直面弯矩:100100796.25NF NV1FNV2F r1(796.25)509.902286.348NM v F nv1 100286.348 10028634.8N mm总弯矩:mH.28634.82(7113)27657.1N mm 求作用在轴上的扭矩TcT12.29 104Nm 22900Nmm 按弯扭合成应力校核轴的强度由弯扭图知，取受弯扭最大的截面进行校核,并用ca式中取 a 0.6，M 7657.1 mm，Wd5M2 (aT)20.134064001进行校核。3mm ，T 22

42、900N mm，轴的计算应力caM 2 (aT)27657.12(0.6 22900)264002.46MPa查机械设计中表15-1得，45调质钢的许用应力J 60MPa。因此ca 1，故安全。轴承的强度校核 求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2由轴的计算可知，轴承水平面上及垂直面上所受到的力分别为:Fr1V FnV1 286.348N ,Fr2VFnV2796.25NFr1H FNH1 71.13N , Fr2HFNH 2962.2 NFr1 Fr1vF；h. 286.348271.13 2295.05NFr2. F二 F；h . ( 796.25)2 ( 962.2)21248.94N 求

43、两轴承的计算轴向力Fa1和对7208C型轴承，轴承派生轴向力Fd eFr，e值由旦 的大小来确定，但因为FA未知,Co则初选e 0.4，因此可估算Fd1 0.4Fm 0.4 509.902 203.96NFd2 0.4Fr2 0.4 1248.94 499.576 N所以有Fa1 Fd2 203.96 499.576 703.536 NFd1则左边轴承被“压紧”，右边轴承被“放松”则Fa1 Fa1 Fd2 703.536 NFA2 Fd2 499.576N对7208C型轴承有C。20500N ,贝UC。703.536205000.034FA2499.576205000.024用插值法计算

44、69;、仓、y11.3(1.4 1.3) (0.058 0.034)0.058 0.0240.070(0.43 0.40) (0.058 0.034)e 0.430.058 0.0240.02e 043 (0.43 0.40) (0.058 0.0323)04e .0.058 0.029.Fd2FA1e2Fr2 0.4 1248.94499.58NFa1 Fd2 203.96 499.576703.536NFA2Fd2 499.576NC。20500F A2499.576C020500两次计算值相差不大，则确定e1 0.求轴承当量动载何R , F2F A1703.536Fr 1509.9020

45、.02441.4 ei,e27035360.03430.4, FA1 703.536N , FA2 499.576N。,皂竺空0.4良Fr21248.94则查机械设计中表13-6得，径向载荷系数X和轴向载荷系数对左边轴承 X10.44 , Y 1.399对右边轴承 X21,丫2 01.0 1.2 , 取 fp 1.2。则因轴承转动中有中等冲击载荷，查机械设计中表 13-6 , fRfp(X1Fr1 ¥FA1) 1.2 (0.44 509.902 1.399 703.536) 1450.324NF2 fp(X2Fr2 Y2FA2)1.2 1 1248.941498.728N验算轴承寿命

46、 因为B P，所以按右边轴承的受力大小验算Lh 匹(C)10( 26800 )399268.95h Lh60n P260 960 1498.728所以，所选轴承满足寿命要求。7.2轴H及与之配合的轴承的强度校核轴的强度校核 轴U的力学模型图已知：T25.0641 .457 N , Fa2 509 .902 N,Fr2 1248 .94N ;d圆柱T3Fa 32104Nmm，Ft2410 Nmm，Ft3d圆锥248.5mm,3.08大锥齿轮分度圆直径小圆柱斜齿轮分度圆直径d圆柱31.564 10 N , Fa3 390.24N,Fr3 146.39N ;63.9mm。 做出弯矩图和扭矩图（如上图

47、） 求作用在轴上支反力和弯矩FNH1水平面支反力:3Ft2 40 Ft3 (40 63)641.457 40 1.564 10103里1181.96N40 63 55158F NH 1F t2F t3F NH 2641.45715641181.961023 .497 N水平面弯矩：M H1Fnh 1 63 55Fnv1 Fr2 Fr3 Fnv2 1248.94 146.39 ( 259.14)1361.69N1023.4974040939.88 NmmFnH265007.8N mmM H 2FnH2 55 1181 .96 55垂直面支反力:FNV2259.14NFr2 40 Fr3 (40 63) Fa 2 d 圆锥/ 2 Fa3 d圆柱/ 2垂直面弯矩:M V1 Fnv1 401361.69 4054467.6N mmFnv1 40 Fa2 d圆锥 /21361.69 40 509.902 248.5/28887.7235NmmMv3 Fnv1 (40 63) Fr2 63 Fa2 d圆锥 / 21784.5N mmMV4 FnV2总弯矩：M1MNV