第三组课程设计说明书定稿.

1、湖南人文科技学院课程设计报告课程名称:机械设计课程设计设计题目：链式运输机用圆锥圆柱齿轮减速器系 别：通信与控制工程系专 业：机械设计制造及其自动化班 级：10级机械一班学生姓名：王丹丹 邓小兵 王薪博 郭强学 号：10428146104281411043212910428131起止日期：2012年12月20日 2013年1月6日指导教师：朱连池指导教师评语：指导教师签名：年月日成绩 评 疋项目权重成绩王丹丹邓小兵王薪博郭强1、设计过程中出勤、学习态度 等方面0.22、课程设计质量与答辩0.53、设计报告书写及图纸规范程 度0.3总成绩教研室审核意见：教研室主任签字：年月日教学系审核意见；主任

2、签字：年月日本设计是链式运输机用圆柱圆锥减速器，采用的是二级齿轮传动。在设计的过程中， 充分考虑了影响各级齿轮和各部件的承载能力，对其做了详细的分析，并就它们的强度， 刚度，疲劳强度和使用寿命等都做了校核，并且在此基础上，从选材到计算都力争做到精 益求精。考虑到使用性能原则，工艺性能原则，经济及环境友好型原则，在材料的价格， 零件的总成本，资源及能源，材料的环境友好及循环使用等方面都做了较为深刻的评估。 本次设计还考虑了机械零件的各种失效形式，在尽可能的情况下做到少发生故障。本次设 计具有：各级传动的承载能力接近相等；减速器的外廓尺寸和质量最小；传动具有最小的 转动惯量；各级传动中大齿轮的浸油

3、深度大致相等等特点。关键词：齿轮传动轴滚动轴承键连接结构尺寸目录前言7一、设计任务书 6二、传动方案的拟订及说明 6三、选择电动机 8四、计算传动装置的运动和动力参数 9A. 锥齿轮传动比、齿数的确定 10B 链轮传动比、齿数的确定 10C.圆柱齿轮传动比、齿数的确定 10五、传动件的设计计算 13A. 圆锥直齿轮设计 13B. 圆柱斜齿轮设计 18六、轴的设计计算 24A. 输入轴设计 24B. 中间轴设计30C. 输出轴设计39七、滚动轴承的选择及计算 47A. 输入轴滚动轴承计算 47B. 中间轴滚动轴承计算 48C输出轴轴滚动轴承计算 49八、键联接的选择及校核计算 51A. 输入轴键

4、计算 51B. 中间轴键计算51C. 输出轴键计算 52T =0.25hl'dfp T2，故单键即可。 52九、联轴器的选择 52十、减速器附件的选择 53十一、减速器铸造箱体部分结构尺寸 54十二、润滑与密封 56十三、总结与思考 56致谢57参考文献57附录57.、八、一前言随着科学技术的发展，各种设计制造技术，材料和热处理质量及齿轮加工精度都有了 较大提高。各种通用和专用减速器在这种情况下也飞速发展和进步， 体积和质量明显减少， 承载能力，使用寿命和传动效率有了较大提高。对节能和提高主机的整体水平起到了很大 的作用。但是，中国大多数的减速器水平还不高，老产品不可能立即被取代，新老

5、产品的 过渡还有很长的一段时间。当今的减速器是向着大功率，大传动比，小体积，高机械效率 以及使用寿命长的方向发展。减速器与电动机的连体机构，也是大力开拓的形式。近十几 年来，由于计算机技术与数控技术的发展，是的机械加工精度和加工效率大大提高，从而 推动了机械传动产品的多样化。在 21 世纪成套机械装备中，齿轮依然是机械传动的基本 部件。CNC机床和工艺技术的发展，推动了机械传动行业的飞速发展，而减速器正是其中 的代表。在传动设计中的学科交叉，将成为新型传动产品的发展趋势。本次课程设计是链 式运输机上的圆柱圆锥减速器，在课程设计的过程中，我们组始终秉承着用料最省，成本 最低。从设计到选材都坚持考

6、虑使用性能原则，工艺性能原则，经济及环境友好型原则， 力求在满足各部件的强度、刚度和承载力等要求的前提下，节约材料的成本，还要做到循 环使用。总的来说，本次课程设计严格按照要求，有着设计精，成本少，污染低等特点。7一、设计任务书设计一用于链式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器。工作平稳，经常 满载，双班制工作。曳引链容许速度误差为5%。减速器小批生产,使用期限5年。原始数据原始数据题号3-2曳引链拉力F （N）9500曳引链速度v（m/s）0.32曳引链链轮齿数Z8曳引链节距P（mm）80二、传动方案的拟订及说明按下列要求选择传动方案：1）各级传动的承载能力接近相等；2）减速器的外廓尺寸和质量最小；

7、3）传动具有最小的转动惯量；4）各级传动中大齿轮的浸油深度大致相等。初步可拟定以下传动方案：7#P = 3.04三、选择电动机按工作要求和工作条件，由机械设计课程设计手册 （常用电动机 P257页）查得：可选用一般用途的丫（IP44）系列封闭式三相异步电 动机，而由传动方案拟定图可知电机应为卧式封闭结构。2）电动机容量#（1）链式运输机的输出功率PFv10009500 0.321000=3.04kw#Pr=3.6862kw（2）电动机输出功率PrP©Pr :n传动装置的总效率二 1. 2. 3. 4.53. 6. 7式中1、2为从电动机至运输链轮的各传动机构和轴承的效率。由机械设计课

8、程设计手册表 1.1.5机械传动和摩擦副效率概略值（P3页）查得：弹性柱销联轴器1=0.99;8级精度一般圆锥齿轮传动（油 润滑）2 =0.97; 8级精度一般圆柱齿轮传动（油润滑）3=0.98;滚子链（正常润滑）4 =0.96;两个滚动轴承（一对，稀油润滑）5=0.99;滚筒轴6=0.98,滚筒7=0.96则= 0.99 0.97 0.98 0.96 0.993 0.98 0.96 =0.8247P 3 04故Pr3.6862kw （3）电动机额定功率0.8247Ped由机械设计课程设计手册表10.2.1 （P258页）查的可选取电动机额定功率Ped =4.°kw。3）电动机的转速

9、设计计算及说明结果推算电动机转速可选范围，由机械设计课程设计手册圆锥齿轮传动比范围川=24,单级圆柱齿轮传动比范围i2'=35，链轮传动常 用传动比范围 i3、2 6。 nd'二n i1 i2 i3 = 931.25 5587.2r min由机械设计课程设计手册表10.2.1（ P258页）与网络资源查的可 选取电动机如下表：初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两 种电动机进行比较，考虑综合因素，选择同步转速为1000r/min的丫系列电动机丫132M1-6 参数表如下表：额定电动机转电动机型功率速(r/mi n)电动机尺寸启动/最大转号(k同步满载矩w)

10、475X280X3Y132M1-641000 960152.2该方案传动比较小，传动装置结构尺寸较小和效率更接近，因此采用该 方案选定电动机的型号为 丫132M1-64）电动机的技术数据和外形，安装尺寸由机械设计课程设计手册表 10.2.3（ P258页）、表20-2查得主要 数据，并记录备用。i =32四、计算传动装置的运动和动力参数1）传动装置总传动比nr _ 960n.30=3211设计计算及说明结果2）分配各级传动比A. 锥齿轮传动比、齿数的确定因为是圆锥圆柱齿轮减速器，为使大圆锥齿轮尺寸不致过大，应使高速级圆锥齿轮传动比 i乞3 4因为采取油润滑，为了保证两级传动的大齿轮浸油深度相近

11、时三 3.5 4.2，取 i3-8.由于选择闭式传动，小齿轮齿数在 20-40之间，为了保证不使同一对 轮齿固定啮合，小齿轮齿数选择偶数，选小圆锥齿轮齿数N二26，则取 Z2 =99.齿数比 U1 =3.81B .链轮传动比、齿数的确定z1 = 26Z2 =99#设计计算及说明结果#设计计算及说明结果根据机械设计（第八版），为了减少动载荷，乙占25，取Z5=25为了不发生脱链，Z6不宜过大，又因为链接数通常为偶数，因此 Z6最好是奇数，由链轮齿数优先序列选择 Z6=57"BlH28C.圆柱齿轮传动比、齿数的确定圆柱齿轮减速器传动比#设计计算及说明结果#设计计算及说明结果i2ii i2

12、323.81 2.28= 3.69#设计计算及说明结果#设计计算及说明结果选小圆柱齿轮齿数勺一 30，齿数比U2 =37Z4 =Z3 i2110.7，取 Z4=111#设计计算及说明结果#设计计算及说明结果D.校核实际传动比#实际传动比i =比 U2 i 1 = 32.14校核运输连论的转速误差工作链轮的实际转速nr144032.14= 29.87/mini =32.1413=960r /minn2 二 252r /minn3 = 68.1r /minn4 = 29.87r / minpi = 3.9204 kwp2 二 3.7648kwp3 = 3.6526kwp4 = 3.4363kw转速

13、误差在5%内，故符合要求。3）各轴转速设原动机的传动轴为轴1 ;一端装有圆锥齿轮另一端与轴1用联轴器 连接的轴为轴2;装有圆锥齿轮与小圆柱齿轮的轴为轴 3;装有大圆 柱齿轮的轴为卷筒轴。则轴1: a = nr = 960r minn1960轴2： n2252r minn23.81亠丄n1960轴3: n3 = 68.1r .'minu1 u23.81 汇 3.7卷筒轴：n 4 = 960 = 29.87 r.' mini 32.144）各轴输入功率按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即1轴：P1 = P d15二3.9204kw2轴：p2 = p125-3.7648kw3轴

14、：p3 二 P235=3.6526kw卷筒轴：P4 二 P346 = 3.4363kw= 38.9998 103N.mm5）各轴转矩1轴：Ti =9550匕=38.9998>d03N mmniP22轴：T2=9550 = 142.674x103N mmn23轴：T3 =9550更=512.222x103N mmn3P43T2 = 142.674 10 N.mmT3 =512.222 103NmmT4 = 1098.65 1 03 N.mm卷筒轴：T4 =9550： 1098.65 10 N mm n4#设计计算及说明结果项目轴1轴2轴3卷筒轴转速(r/mi n)96025268.129.

15、87应力3.92943.76483.65263.4363142.67512.22转矩(N*m)38.9998421098.65传动比13.813.72.28五、传动件的设计计算A.圆锥直齿轮设计已知输入功率P1=3.9204kw，小齿轮转速960r/min，齿数比Ul=3.81, 由电动机驱动，运输器工作平稳，经常满载，不反转；两班工作制， 使用期5年。减速器由一般厂中小批量生产。1）选定齿轮精度等级、材料及齿数圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，由机械设计（第八 版）表10-8（ P210页）查得通用减速器精度等级为 68级，故可选 用7级精度。材料选择 由机械设计（第八版）表10-1

16、（ P191页）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 （小齿轮比大齿轮硬度高 2050HBS）。z1 =26z2 =99 2）按齿面接触疲劳强度设计由机械设计（第八版）式10-26（ P227页）设计计算公式进行试算，即d1t -2.923玉卜2 丿KR 1-0.5 R 2 *u15设计计算及说明结果#设计计算及说明结果确定公式内的各计算数值#设计计算及说明结果试选载荷系数K /.5计算小齿轮的转矩T1 = 38998.8N.mm#设计计算及说明结果r =0.33）由机械设计（第八版）P224页查得可选齿宽系数锥齿轮齿宽系数

17、0.25-0.3之间，这里选定 7=0.34）由机械设计（第八版）图10-21d（ P209页）中合金调质刚MQ斜线按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限二 h iim1 二 750MPa =17设计计算及说明结果#设计计算及说明结果C H lim 25） 由机械设计（第八版）表10-6（ P201页）查得材料的弹性影 响系数Ze =188,对于标准齿轮区域系数Zh =2.56）计算应力循环次数（两班制按15个小时算）由机械设计（第八版）式10-13（ P206页）可知（两班制按15个小时算）N1 =60n1jLh =60 960 15 365 15 =1.577 109N291.577 10

18、3.81= 4.139 108N1 =1.577 109N2 =4.139 108#设计计算及说明结果其中n为齿轮的转速（r/min）； j为齿轮每转一圈时，同一齿面齿合的 次数；Lahr为齿轮的工作寿命（h）。7）由机械设计（第八版）图10-19（ P207页）中折线2查得可取接触疲劳寿命系数Khn心°93, Khn 2 = °968）计算接触疲劳许用应力二 fJ 二 496MPa二 f2 =496MPaf =750MPa；H2 =750MPa取失效概率为1%，安全系数Sh二1,Sf =1.25，得4F1 I- !F2F1 620 = 496MPa其许用值Sf1.25&a

19、mp;H1 】=&H2沁=750 = 750MPaSf1计算试算小齿轮分度圆直径d1t，代入bH I中较小的值diiZhZe)2ichi r4KTi2r(10.5 r) u188 2.5 23(-75o-5)4 1.5 38999.80.3(1-0.5 0.3)2 3.81d1t = 57.09mm= 57.09计算圆周速度vr： d 1 n160 1000二 52 96060 1000=2.6125m/sv = 2.6125m/ s19设计计算及说明结果计算载荷系数 由机械设计（第八版）图10-8 （ P194页）查得动载系数Kv".12 ,由表10-3（ P195页）下注

20、可知直齿轮及修正齿轮可取 Kh：. ="由机械设计（第八版）表10-2（ P193页）查得轻微冲击时使用系 数 KA = 1.25根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，由机械设计（第八版） 表10-9（P226页）查得工业用轴的轴承系数 Kh皿T.25，则由P226 页式可知 Kh 1:=Kf1:=1.5Kh 阮=1.5 1.25=1.875则接触强度载荷系数 K = KAKvKH：K =1.25 1.12 1 1.875 =2.625K =2.625由机械设计（第八版）式10-10a（ P204页）可知按实际的载荷系 数校正所算得的分度圆直径为d1 =d1t3 K/Kt =57.0

21、9 32.626/1.8 = 64mm计算模数md1t 57.06故大端模数 m2 =二二".85,圆整取m2=2Z126计算齿轮相关参数由机械设计（第八版）图10-33（ P224页）与P227页可知#d“ =mezi =2 26 =52mmd12 =mez2 =2 99 = 198mm=102.36mmdii = 52mmd12 = 198mmR =102.36mm21Z2、2 二 arctan- =75.3Zi贝厂2 “4.7圆整并确定齿宽 b 二 RR =°.3 102.36 =3°.7°8mm圆整时常将小齿轮的齿宽在圆整值得基础上人为的加宽51

22、0mm后圆整取 b, =35mm,b2 = 30mm校核齿根弯曲疲劳强度确定弯曲强度载荷系数K 二 KaKvKf：Kf 亠1.25 1.12 1 1.875 =2.625计算当量齿数由机械设计（第八版）式f （P225页）可知z1zvi = =33.08cos14.7 ”Z2zv2390.071cos75.3d = 35mmb2 二 30mmK =2.625乙=33.08zv2 二 390.071由机械设计（第八版）表10-5（ P200页）查得齿形系数和应力系#YFa1 =2.54,丫& =1.65YFa2 =2.08丫爲"92校核弯曲强度因为 YFa1 * YSa1 大于

23、 YFa2 * 丫$22T1 d(1 -0.5 r)2 38999.852 0.85=1764.70 N#根据弯曲强度条件公式bm 21-0： 2Z进行交核#KFt1YS£lYFa11.5 汉 2 疋 38999.8 汉 3.994匚丿F二F - 二F满足弯曲强度，所选参数合适bm(1 0.姿 r )20x2 乂 (10.15)x52x0.85=310.95 ： I" 1满足弯曲强度，所选参数合适。B. 圆柱斜齿轮设计1）已知输入功率P2=：3.7648kw，小齿轮转速252/min，齿数比U1 =3.7, 由电动机驱动，运输器工作平稳，经常满载；两班工作制，使用期 5 年

24、，减速器小批生产。2）选定齿轮精度等级、材料及齿数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）参考P218页例题10-2选材Z3 = 30z4 =111材料选择 由机械设计（第八版）表10-1（ P191页）查得可选择 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 （小齿轮比大齿轮硬度高 2050HBS）。3）选小齿轮齿数z3=30，大齿轮齿数z41114）选取螺旋角。初选螺旋角'二152、按齿面接触强度设计#设计计算及说明结果由机械设计（第八版）式10-21 （P218页）可知用设计计算公式进行试算，

25、即dit _32K“3u+1 ZhZeKt =1.623设计计算及说明结果#设计计算及说明结果（1）确定公式内的各计算数值1）对于一般工业用齿轮传动接触疲劳极限和轮齿弯曲疲劳极限最小安全系数可用一般可靠度，其值分别为Sh =1,Sf二1.25,对于标准齿轮的 节点区域系数对于标准齿轮区域系数Zh =25锻钢-锻钢的弹性系数ZE "88。电动机工作平稳，则载荷系数为1.2,o斜齿圆柱齿轮软齿面, 齿轮相对于轴承非对称布置齿宽系数在0.2-1.2之间，这里选定0.7。2）由机械设计（第八版）图10-26 （ P215页）查得：1=:°.765 , 跑=0.866 贝y 敕=so

26、t + 磁=1.631:=1.6313）由机械设计（第八版）表10-6 （P201页）查得对于标准齿轮的节 点区域系数对于标准齿轮区域系数Zh =2.5锻钢-锻钢的弹性系数Ze =1884）计算应力循环次数由机械设计（第八版）式10-13 （P206页）可知N1 =6On3jLh =60 252 1 (5 365 15)=4.14 108N1U24.14 1084.826= 8.58 107#设计计算及说明结果N1 =4.464 10A8N 1.116 10A8二 H =550MPa二 f =420MPa5）由机械设计（第八版）图10-21d （P209页）合金调质刚MQ斜线按齿面硬度查得小齿

27、轮的接触疲劳强度极限和弯曲疲劳极限分别为二 H Iim1 二二 H lim 2 = 550MPa；F1 =: F2 二420MPa ；6）由机械设计（第八版）图10-19 （P207页）中折线2查得可取接触疲劳寿命系数KhN1 = 0.95, Khn 2二0.987）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1，得其许用值为：匚fi ="2=空1 二 420 =336MPaSF 1.25匚 f =336MPa二 H = 550MPacH1 550h*!=叭 2 = =550 MPaSh1（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径dlt，由计算公式得22）计算圆周速度v: d21 n

28、2v =60 1000二 62.98 25260 1000=0.831m /s3）计算齿宽b及模数b = d dit = 0.7 48.86 =34.202，圆整去 b3 =40mm, b4 = 35mm4）计算纵向重合度 厂由机械设计（第八版）P216页可知 0.318 dtan ： =0.318 0.7 30 tan 15° =1.789d1t = 48.86mmv = 0.831m/ sb3 二 40mmb4 二 35mm=1.78925设计计算及说明结果#设计计算及说明结果5）计算载荷系数#设计计算及说明结果K 二 2.53由机械设计（第八版）图10-8 （P194页）查得动

29、载系数Kv=d.O2由机械设计（第八版）表10-3（ P195页）查得齿间载荷分配系数Kh = Kf ：. =1.4由机械设计（第八版）表10-2（P193页）查得使用系数Ka".25由机械设计（第八版）表10-4（ P196页）查得接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数Kh，1.42由机械设计（第八版）图10-13（ P198页）查得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数Kf 2 1.34#设计计算及说明结果接触强度载荷系数 K 二 KaKvKh : Kh ： =1.25 1.02 1.4 1.42 二 2.536）由机械设计（第八版）式10-10a （ P204页）可知按实际的载荷系数校正

30、所算得的分度圆直径为4 =d1tK/Kt =48.86 3 2.52/1.6 = 56.85mm也860.967 =i.58307）计算模数mnd2in Z3 得出 mn'"0"5由 cos15由机械设计基础课程设计，选定一个标准法向模数g二2#设计计算及说明结果#设计计算及说明结果=148mm8）几何尺寸计算计算中心距#设计计算及说明结果#设计计算及说明结果中心距：2cos15圆整，取a=148mmmnE+z/ =茁111） =145.82 0.967按圆整后的中心距修正螺旋角- -14044'27设计计算及说明结果一arccos® ZE2a=

31、arccos（3° ）2 *44'2 汇 145.8因一值改变不多，故参数 ：、Zh等不必修正（3）计算大小齿轮的分度圆直径#d2i = 62.05mmd22 = 230mmd”® Z- 2 300.62.05mmcos P cos14 44'#d22=mn Z4cos :2 111cos14044'=230mm29设计计算及说明结果3、校核齿根弯曲疲劳强度确定弯曲强度载荷系数K =KaKvKf：Kf1;=1.25 1.02 1.4 1.34 =2.39K =2.39根据重合度匚.824，由机械设计（第八版）图10-28（P217页）查得螺旋角影响系

32、数丫2°.88计算当量齿数Z3Z4ZV3333.296ZV4123.196cos315°cos15°zv3 = 33.296zv4 = 123.196由机械设计（第八版）表10-5（ P200页）查得齿形系数和应力系数YFa1 =2.53,YS =1.625YFa2 =2.18丫爲"82校核弯曲强度DF - 2 KTY 幷cos 0 ）八 2YFaYSa 丘 F 根据弯曲强度条件公式dZA:mnA 3-" 进行校核；-F 12KT 2YFa1Ysa1bd1 dmn2 1.5 142674 2.53 1.62555汽2汉62.98汉0.7= 31

33、0.52MPa< Icf二 Ft 十 f满足弯曲强度，所选参数合适#设计计算及说明结果31设计计算及说明结果满足弯曲强度，所选参数合适。#设计计算及说明结果六、轴的设计计算A.输入轴设计1求输入轴上的功率P2、转速n2和转矩T2Pi =3.9204kw口 =960r/min久=38999.8N *mm2、求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的分度圆dm =*（1 一0.5 R）二叫Zi（1-0.5 r）=2 26 （1-0.5 0.344.2mm而由机械设计（第八版）式10-22（ P225页）可知2T12 38999.8Ft： 11764.7 NFt =1764.7NFr =621.

34、33NFa 二 448.234Ndm144.2Fr = Ft *tan：cos、1 =1764.7 tan 20 cos14.7 = 621.33NFa = Ft tan：sin1=1764.7 tan20sin 14.7 = 448.234N圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图二所示#图二力学分析计算图coy平面yes平面MHMvM33设计计算及说明结果初步确定轴的最小直径先按机械设计（第八版）式15-2 （ P370页）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（P370d min页），取A0 “12，得=Ao3.9204 .17.96m

35、m960此轴开一个键槽,#设计计算及说明结果dmin = 19.69mm故dmin "7.96行"9.69mm，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Tea = KAT1，查机械设计（第八版）表14-1（ P351页），由于转矩变化很小，故取 心".3，则Tea =Ka=1.3 38999.8 = 50699.74 N *mm查机械设计（机械设计基础）课程设计表 17-4,选选LM3型梅花型弹性联轴器（GB/T5272-2002），其公称转矩为 90000N *mm，联轴Te

36、a =50699.74N.mm器主动端的孔径38mm，轴孔长度60mm，Z型轴孔，C型键槽；从动 端的孔径28mm，轴孔长度 45mm ，丫型轴孔，B型键槽。故取 d12 =28mm。轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（见图三）图三轴上零件的装配方案d12 = 28mm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d23 =32mm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 32mm，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，标准精度级的角

37、接触球轴承7307C，接触角-日5 ，中窄系列，其尺寸为 3580汉21,轴肩定位为 44mm 故 d34 = d56 =35mm, L34 = 21mm。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7307C型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm,因此取d45 =44mm3）取d67 =28，由于小锥齿轮大端分度圆小于2d67，故采用齿轮轴.为 使挡油环可靠地压紧轴承，5-6段应略短于轴承宽度，故取L56=20mm。4）轴承端盖的总宽度为 30m m。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20mm，故取 L23

38、二 50mm5） 锥齿轮轮毂宽度为锥齿轮轮毂宽度为1.2 d67二33.6mm，为使套筒 端面可靠地压紧齿轮取L67=50mm。6）L45 =2.5d34 -L34 =66.5mm轴上的周向定位d23 二 32mmd34 二 d56 二 35mmI34 二 21mmd45 二 44mmd67 =28mml56 = 20mm12_3 二 50mml67 =50mmI45 二 66.5mm1）联轴器的周向定位采用圆头普通平键 A型连接，按d12由机械设 计基础课程设计查得b h l =8mm 7mm 30mm平键截面，键槽用键 槽铣刀加工。键槽深度t=4mm。同时为保证齿轮，联轴器与轴配合有 良好

39、的对中性，故选择联轴器与轴的配合为k6。此处选轴的尺寸公差35H7为k5 ；确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 45，轴肩及其其他圆角部分为R1。载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 =512.4NFNV1 = 34.75NFnh 2 =1542.6 NFnv2=80.12N弯矩MMh =64.25N *mMv1 =4.25 N *mMv2 =11.82N *m总弯矩M = J64.25A 2 +4.25A 2 =64.39N m扭矩TT1 =39.394 N *m求轴上的载荷6、按弯扭合成应力校核轴的强度M = 64.39N.mm= 33.394N.mm37#根据上表中的数据及轴的单向旋转

40、，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力一”厂"2W64.25 A 2(0.6 39.394) A20.1 汉0.03八 3二 25.36MPa-ca 二 25.05 MPa前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表 查得I FMPai吐I，故安全。精确校核轴的疲劳强度15-1；ca ： I；- -1 J判断危险截面截面5右侧受应力最大（2）截面5右侧抗弯截面系数333W =0.1d=0.1 30 =2700mm抗扭截面系数Wr =0.2 d 3 = 0.2 303 = 54 00mm3截面5右侧弯矩M为3W = 2700mm3Wp = 5400mm3M

41、= 64840N *mm截面5上的扭矩T2为M = 64840 N «mmT2 =32730N *mmT2 = 32730N * mm截面上的弯曲应力；b 二 24.01 MPaM 64840二b =l. 24.01 MPaW 2700.t =6.06MPa截面上的扭转切应力T232730T6.06 MPaWt 5400轴的材料为45钢，调质处理。由表 15-1查得二b =640MPa,二 _1 = 275MPa, 1 = 155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数乜及一按机械设计（第八版）附表3-2查取。因d奮 °067D= 37=1.233，经插值后#查得又由

42、机械设计（第八版）附图3-2可得轴的材料敏感系数为q；- 0.82, q . = 0.85故有效应力集中系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为K；： 一 = 2.57K =1.78K ;二 1 -1761十2.57縮陀 0.710.92心严詁仁需+册TT78又取碳钢的特性系数c-0.1/ =0.05；= 0.1, . = 0.05计算安全系数Sca值39设计计算及说明结果S；-275 4.46 2.57 24.010.1 0S" K»%m 二 178辺迺+005工竺二27.952 2S；:S4.46 27.95 4.40 S =1.5、一 4.46 a 2 27.95

43、a 2S；.- - 4.46S. = 27.95Sea = 4.40 2 S = 1.5故可知安全B.中间轴设计1、 求中间轴上的功率P3、转速n3和转矩T3F2 =3.7648kwn2 = 252r / min3T2 =142.674 10 N *mm2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径d1 二mt 忆=3.0918 23 =71.11mm而l 2T32 77.35F11 ：d10.07111= 2738 NF r1tan mFt1站= 2738tan 20cos13 59'56''=1027NFa1 二 Ft1tan 1 =2738 tan 13 59&

44、#39;56'' = 683Nd1 二 71.11mm片二 2738NFr1 =1027NFa1 二 683N#设计计算及说明结果已知圆锥直齿轮的平均分度圆半径dm2 二d2（10.5 R）二mZ2（10.5 R） =2 99 （1一0.5 0.3）=168.3mm41设计计算及说明结果#设计计算及说明结果dm2 = 195.39mm#Ft22T2dm22 142.674 103168.3= 1695.47NF2 =Ft2tan： cos、2 =1695.47 tan20 cos75.3 =156.62NFa2=Ft2tan： sin 2 =1695.47 tan20 sin7

45、5.3 = 596.74NFt2 =1695.47NFr2 =156.62NFa2 =596.74N圆周力Ft1、Ft2，径向力Fr1、F"及轴向力Fa1、Fa2的方向如图四所示Ms43#图四力学分析计算图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 400 （调质），根据机械,.3.7648_d min = A03= 25.12mmdmin = 27.63mm设计（第八版）表15-3,取A°=102，得-252:此轴上开一个键槽dmin "Y 25.12 =27.63，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径d1 和d5-6轴的结构设计#设计计算

46、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）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dld6727.63mm，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 准精度级单列角接触球轴承7306C，其尺寸为接触角"5，中窄系d12 = d56 =30mmL67 = 21mm列，为d D T = 30mm 72mm 19 mm,轴肩定位为37mm ,故di2 56 = 30mm, L67 = 21mm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

47、承的定位轴肩高度h=3.5mm,因此取 套筒直径37mm。取安装齿轮的轴段d23二d45 = 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1.2d=42m m，为了使套筒端面可靠地压d23 二 d45 二 35mmd34 二 40mmL34=23mmL12 = 42mmL56 =27mm紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取L23 =38mm，齿轮的右端采用轴 肩定位，轴肩高度 h 0-07d，故取h=2.5mm，贝峙由环处的直径为 d34 =40mml_34=23mm， 04）箱体以小圆锥齿轮为对称轴，由圆锥齿轮的啮合关系，则有以下关 系式：L12 +38+19.03=29+1

48、_56 +55-4.03设 L12 =42mm，56 =27mm求载荷载荷水平面H垂直面V支反力FFnhi =1675NFnvi =315NFnh 2 = 2041NFnv2 = 1283N弯矩MMhi =114N *mMh2 =143NMvi = 18.56N *mMv2 =48.57N *mMv3 =35.83N *mMv4 = 86.02N *m总弯矩M max = M4 = J1432 +86.022 =166.89N.m扭矩TE =142.492N47设计计算及说明结果0.1 0.035 A 3；ca = 43.74MPa3W = 2700mmWp = 5400mm3M = 9458

49、1 N * mmT 3 二 97350 N * mm6、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-76，轴的计算应力_ JM A2+(aT2)A2 _66.89八 2+(0.6 "42.492)八2 _ 43 74Mpg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 OMPa：上1,故安全。7、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W =0.1d3 =0.1 30 2700mm3抗扭截面系数Wr =0.2 d 3 = 0.2 303 = 54 00mm3截面5右侧弯矩M为M =94581 N *mm截面5上的扭矩T3为T3 =97350 N *mm#设计计算及说明结果#设计计算及说明结果截面上的弯曲应力= 94581W 2700二 35.03MPa#设计计算及说明结果二 b 二 35.03MPaT2Wt雹50W.03MPat = 18.03MPa截面上的扭转切应力49设计计算及说明结果轴的材料为40Cr ，调质处理。由表15-1查得#；B