圆锥圆柱两级齿轮减速器

1、设计计算及说明、设计任务书结果1.1传动方案示意图1.2原始数据表1 ：原始数据传送带拉力F(N)传送带速度V(m/s)滚筒直径D( mr)70001.14001.3工作条件两班制，使用年限为8年，连续单向运转，载荷较平稳，小批量生产, 运输链速度允许误差为链速度的 5%1.4工作量1、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算;2、传动零件的设计计算；3、轴的设计计算；4、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核；5、键联接和联轴器的选择及校核；6、减速器箱体，润滑及附件的设计；7、装配图和零件图的设计；8、设计小结；9、参考文献；二、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算2.1电动机的选择1

2、、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 压交流380乂2、电动机容量选择：(1) 工作机所需功率 pw=FV/1000=7.7KwF=7000NV=1.1m/sPw=7.7KwF- 工作机阻力v- 工作机线速度(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巳=Pv/为电动机到工作机主动轴之间的总效率，即23123 45=0.841=0.8411-联轴器效率取0.992-滚动轴承传动效率取0.993-圆锥齿轮传动效率取0.954-圆柱齿轮传动效率取0.975-卷筒效率取0.96巳=巳/=9.156kw(3)确定电动机的额定功率Ped因载荷平稳，电动机额定

3、功率Ped略大于Pd即可。所以可以暂定电动机的额定功率为11kw3、确定电动机转速卷筒工作转速nw=60X 1000V/ n D=53r/min由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为10-25，故电动机的转速的可选范围为 nd1 nd2=(10-25 ) nw =(530 1325)r/min。Pd =9.156kwPed=11kwnw =53r/min选型电动 机为Y160L-6可见同步转速为750r/min ,1000r/min 的电动机都符合。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。选定电动机型号为丫16

4、0L-6 其主要性能如下表：表2:电动机主要性能电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/mi n)启动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y160L-6119702.02.02.2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 n m/nw=970/53 18.32、分配各级传动比i1=3 .9i24.692对于圆锥一圆柱齿轮减速器，为使大锥齿轮的尺寸不致过大，一般 可取h 0.25i，最好使高速级锥齿轮的传动比 h 3，当要求两级传动 大齿轮的浸油深度大致相等时，也可取h 3.5 4故取ii=3.9，i2 =4.6922.3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

5、已在图中标出)n = nm /i0=970r / minn =970 nn =248.7 n卷 n皿 =53r/m inP =9.064PII =8.525Pii =8.187nn = n ' = 970/3.9 248.7 r/ minn = nn / i2 =53r/minn卷 n =53r/m in2、各轴输入功率P p.d 1 =9.064kwP P 2 3 =8.525kwP P 2 48.187kwP卷 =8.024Td 9.01 104T 8.92 1045T 3.27 106T 1.47 10T卷 1.45 106P卷P 1 2 8.024kw3、各轴转矩Td 9.55

6、 106Pd /nm 90144.1N.mm 9.01 104T Td 1=90144.1*0.9989242.4N.mm=8.92 104T T 2 3i1327336.8N.mm=3.27 105T T 2 4i21474894.5N.mm=1.47 106T卷 T 1 21445544.1N.mm=1.45 106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1中间轴II低速级轴III卷筒轴转速（r/min ）970970248.75353功率（kw）9.1569.0648.5258.1878.024转矩(N.mm)9.01 1048.921043.271051.471

7、061.45106传动比13.94.6921效率0.990.940.960.98三、传动零件的设计计算3.1、直齿圆锥齿轮传动的设计计算小齿轮:40Cr(调质)280 HBS45 钢（调质）240 HBS7级精度Z124Z294已知输入功率P =9.064kw（略大于小齿轮的实际功率），小齿轮的转速为：n =970r/mi n, 大齿轮的转速为n = 248.7r/ min ，Ti 8.92 104 N.mm传动比i 3.9，由电动机驱动，工作寿命8年（设每 大齿轮: 年工作300天），两班制，连续单向运转，载荷较平稳。1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按传动方案，选用直齿圆锥齿轮

8、传动，齿形制 JB110 60,齿形角20：，齿顶高系数ha* 1，顶隙系数C* 0.25,螺旋角m 0，不变位。（2）、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度。（3）、材料选择，小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS大齿轮 材料为45刚（调质），硬度为240HBS二者材料硬度相差40HBS（4）、选小齿轮齿数乙 24,大齿轮齿数Z23.9 24 942. 按齿面接触疲劳强度设计d1t2.922Zer(1 0.5r)2uZe 189.8（1）、确定公式内的各计算值1）查得材料弹性影响系数ZE 189.8MPa2。2）按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim1 6

9、00MPa，大齿轮的接触疲劳极限Hlim2 550MPa3）计算应力循环次数小齿轮：N160n1 jLh 60 970 1 （2 8 300 8）2.235 109大齿轮：2 也 5.730 108i1H lim1 600H lim 2550N12.235 109N25.730 108Khn 10.93公式：4）查得接触疲劳寿命系数KHN10.93KHN2 1.°45）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1,应用公式（10-12 ）得:H】1KHN 1 lim 1 / S0.93600558MPaH)2KHN 2 lim 2 / S1.04550572MPa（2）计算试选

10、Kv 1.2，查得Ka1.0,K1,K1.51.251.875所以，KKa K Kv K1.01.21 1.8752.251） 试算小齿轮的分度圆直径，带入h中的较小值得dt 2.923ZeKtT1一286.195mm h r（1 0.5 r）2u计算圆周速度Vvd1 m/s 4.38m/s600002）计算载荷系数。根据v=4.38m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv 1.13 ；直齿轮，KhKf1;由表10-2查得使用系数KA 1;Kh 1.875故载荷系数K 心匚心Kh 2.12按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径为d1 d1t3 K 86.195 3 2.1284.502 m

11、mK HN 21 .04h1558H)2572Kv 1.13Kh KfKa 1;Ka 1;Kh1.875K 2.12d184.502mm Kt2.253）计算模数m m 84.502/24 3.52mm3. 按齿根弯曲强度设计m4KTMaYsaR（1 0.5r）2Zi .u2 1 f（1）确定公式内的各计算数值1）由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 500MPa ；大齿FE1 500FE2380K fn 10.83K fn 20.87f1296.43F 2236.14K 2.12轮的弯曲疲劳强度 fe2 380MPa2）由图10-8取弯曲疲劳寿命系数 Kfn1 0.83, Kf

12、n2 0.873）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，有10-22得KF1 FN1 FE1 296.43MPaSK FN 2 FE 2f2 236.14MPaS4）计算载荷系数K. K 2.125）节圆锥角11 arctan 14.381u2 9014.38175.6196）当量齿数Zv125Zv2cos 1Z2cosOf P27）查取齿形系数。由表10-5查得YFa12.62 ；YFa2 2.068）查取应力校正系数由表10-5查得丫$丸1.59 ；Ysa21.979）计算大小齿轮的 丫印丫已,并加以比较F丫Fa12.62YFa22.06Ysa11.59Ysa21.97YFa

13、1YSa1fiYFa2YSa2F 22.62 1.59296.432.06 1.97236.14大齿轮的数值大。（2）设计计算：代入公式计算得：m 2.89mm0.014050.01719综合分析：按弯曲强度得：m 3mm,按接触强度算得：d1 84.502mm算出小齿轮齿数：z-i29m大齿轮齿数：z23.9 29 113.1,取z2114故齿数比u 1143.93129这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.计算几何尺寸1）计算分度圆直径2）计算中心距3）计算节圆锥角4）计算锥距5）计算齿轮宽度d1 mz1 87mm d2 mz2342mmd1 d2

14、2873422214.5mmd11 arctan14 16 21d22 90175 43 39d1176.445mmb rR 58.81mm圆整取 B260mm, B1 65mmm 3mmZ1 d129mz2114114u 293.931d187 mmd2342mma 214.5mm1 14 16212 75 43 39R 175.138B2 60mmB1 65mm3.2、斜齿圆柱齿轮的传动的设计计算已知输入功率为PII =8.525kw小齿轮转速为nn =248.7r/min、齿数比为4.692，转矩T 3.27 105 * * N?mm为由电动机驱动，工作寿命8年（设每年工作300天），两

15、班制，连续单向运转，载荷较平稳。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）齿数Z1 22,则大齿轮齿数i2 4.692Z1 103.2,故取z2 104初选螺旋角 142、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算3d1t2KtT1 u 1(h)Zh Ze、2（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数kt1=1.6小齿轮：40Cr（调质）280 HBS大齿轮

16、：45 钢（调质）240 HBS7级精度Z1 2214kt1=1.6Zh =2.4332）Ze =189.83）1查教材表10-6选取弹性影响系数ZE =189.8 MPa2a1 =0.7654）查教材图表(图 10-26 )得 a1 =0.765 a2=0.928 aa1 a2 =1.693a2 =0.9285）=5.73 X 1086）查教材 10-19 图得：K 1 1.04,K2 =1.13K 1 1.047）查取齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 650Mpa Hlim2550MpaK 2=1.138）由教材表10-7查得齿宽系数d=1Hlim1 6509)小齿轮传递的转矩T1=T 3

17、.27 105 N?mmHlim2 550d=110）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：H 1= KHNHlim1 =1.04 x 650=676MPaKH 2=HN2Hlim2 =1.13 x 550= 621.5 MPa许用接触应力为H（ H】1h2）/2648.75MPa（2）设计计算 1）按式计算小齿轮分度圆直径d1t3zh ze、2d1t2KtT1u 1（Z H Z E）（ Th ）3 2 1.6 3.27 1 04 5 * * *5.6922.433 1 89.8 门（）272.425 mm4.692648.751 1.693dm2

18、）计算圆周速度 V 60 '1000 °.943m/sV 0.9433）计算齿宽b及模数mntb= d d1t=72.425mmmntdn cos乙72.425 cos14223.194mm所以载荷系数K KAKvKh Kh =2.137）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d!32.13d dt 3KtK= 72.4258）计算模数mnid1 cos mn = Z179.67 cos14 3.51mm223、按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式mn >3 2KT1Y cos2dZ21 aYfYsf）设计79.67mm 1.6fK FN1 FF 1S0.87 5

19、001.4310.71KfN feS（1）确定公式内各计算数值1） 计算载荷系数K KAKvKf Kf =2.062）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）计算当量齿数乙乙 324.08cosZv2 一Z3113.85cos4） 查取齿形系数查教材图表（表10-5） Yf 1 =2.6476 , Yf 2=2.168925）查取应力校正系数 查教材图表（表10-5 ） YS 1 =1.5808 ,YS 2=1.801086）查教材图表（图10-20c ）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限FE2 =380MP

20、a。7）查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.87 K fn2=0.918）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式 ffK FN 2 FF 2S0.91 3802471.49) 计算大、小齿轮的Yf Ys，并加以比较FYfFs!fi2.6476 1.5808310.71Yf2Fs 2F 22.16892 1.80180247大齿轮的数值大.(2)设计计算1)计算模数3 '522 2.06 3.27 1050.88 cos2140.015822mm 2.78mm1 221.693mn对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数g大于由齿根弯曲疲劳强

21、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g =3mn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 =79.67 mm来计算应有的齿数.2) 计算齿数 z 1 =79.67 cos14 25.77mm 取 z 1 =26 那么 mnz 2 =4.692 X 26=121.99 取 z2=1224、几何尺寸计算(1)计算中心距a=(z1 ZE#6 122)3=228.80 mm2 cos 2 cos14(2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arcc

22、os (Z1 z)mn2 a(26 122) 3 arccos2 228.8014 0 14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叫=3mmd1=79.67z1=26z2=122a=228.8014 0 14,zm26 3ccccd 1=80.39mmcoscos14.0037z2mn122 3d 2 二丄丄377.21mmcoscos14.0037(4)计算齿轮宽度B = d11 80.39mm80.39mmB280mm, B 85mmdi 80.39mm d2377.21mmB2 80mmB1 85mmP =9.064kwn =970r/minTI

23、 =89200N.mmdm172.5mrFt 2461NFr 868NF 222N四、轴的设计计算4.1输入轴(I轴)的设计1、求输入轴上的功率R、转速n和转矩TR =9.064 kwn=970r/mi nTi =89200N.mm2、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dmi di(1 0.5 r)72.5mm则 Ft 2九 2 892°%.5 2461 NFr Ft.tan20 cos 1868NFFt.ta n20s in 1 222N圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图2图2、弯矩与扭矩图dmin 23.593、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最

24、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PT（9 064dmin Ao3|二 112323.59mm ni 970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Tea KaT 2115.96Nmd12 =30mmL 112mm转矩a KaT2，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取Ka3，则Tea KaT2 =1.3 89200 查机械设计课程设计表13-1，选Lx3型弹性柱销联轴器其工 称转矩为1250N.m,而电动机轴的直径为42mm所以联轴器的

25、孔径不能 太小.故取d12 =30mm半联轴器长度 L=112mm半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图 2）L1L2图3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，故选用单列查得圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d23 37mm ,由机械设计课 程设计表12-4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 3

26、0308,其尺寸为 d D T 40mm90mm 25.25mm所以 d34 40mm而L34=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12-430311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L56 =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1 30mm，取 L23=50mm5）锥齿轮轮毂宽度为65mm为使套筒端面可靠地压紧齿轮取l67 7

27、6mm 由于，L1 2L2 故取 L45 100mm6）轴各部分尺寸综合下表：表4、轴各部分尺寸尺寸1-22-33-44-55-66-7L585025.251002476d303740494035（3）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H7 ；同样，半联轴器处平键截面为n 6b h l 10mm 8mm 50mm与轴的配合为 旦Z ；滚动轴承与轴的周向k 6定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差

28、为m6（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（30308型的a=19.5mm所以俩轴承间支点距离为111.5mm右轴承与齿轮间的距离为55.75mm）（见图1）表5、轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 1230NFnh 23690NF nv 1362 NFnv2 1230N弯矩MM H 137145N.mmM V1 40363N.mmMV2 8064N .mm总弯矩M1142961N.mmM2137812N.mm扭矩TT|89200N.mm&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

29、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ca 23.85caM 2( Ti)2W_1429612_(89200X0.6)20.1 40323.85MPa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）4.2中间轴（II轴）的设计1、求输入轴上的功率P、转速n和转矩TP 8.525kw, n248.7r/min, T3.27 105N.mm2 、求作用在齿轮上的力已知小斜齿轮的分度圆直径为d 80.39 mm2TFt8135Nd1Fr Fttan n 3052 N cosFa Ft tan 2029

30、N已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径dm2d2(10.5 R)285mmFt2d 2295Ndm2Fr2Ft2ta ncos 2205NFa2Ft2 tansin 2810NP8.525kwn248.7r/mT53.27 10d 80.39 mFt 8135NFr 3052NFa 2029Nim圆周力Ft1、Ft2，径向力Fr1、Fr2及轴向力Fa1、Fa2的方向如下图dm2 285mnFt2 2295NFr2 205NFa2 810N所示图4、弯矩与扭矩图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 45钢（调质），根据A 112d min 36.436.4mm 中机械设计（第

31、八版）表15-3，A 112，得dmin 间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径 d1 2和d5 64、轴的结构设计L1 I_L2L3（1）拟定轴上零件的装配方案（见下图）图5、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 36.4mm，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 30308，其尺寸为d D T 40 90 25.25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30308 型轴承的定位轴肩高度

32、49mm因此取套筒直径49mm2） 取安装齿轮的轴段d2 3 d4 5 47mm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 65m m,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 60mm,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 55mm。3） 已知圆柱斜齿轮齿宽Bi 85m m,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 80mm。4）齿轮距箱体内壁的距离为 a 16mm，大锥齿轮与大斜齿轮的距 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

33、J 254.25mmL3 4 20mm L5 654.25mm综合数据如下表：表6、轴的尺寸尺寸1-22-33-44-55-6L54.2560208054.25D4047554740（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由机械设计（第八 版）表6-1查得平键截面b h 14mm 9mm，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H7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 14mm 9mm，键槽用键 槽铣刀加工，长为 70mm同时为保证齿轮与轴配合有良好的

34、对中性，H 7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30308型的支点距离a=19.5mm 所以轴承跨距分别为 L仁62.25mm L2=94.5mm L3=72mn做出弯矩和扭矩图（见图4）。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：表7、轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力FFnh 14231NFnv1 49.7NFnh2 6189NFnv2 2

35、896.7N弯矩MMh1263380N.mmMH2 446332N.mmMv13094N.mmMv2 112331N.mmMv3127007 N .mmMv4208563N .mm总弯矩M J4463322 2085632501451N.mm扭矩TT =327000N.mm&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，轴的计算应力为.'M 2 （ Ti）2ca W前已选定轴的材料为查得1 60MPa，ca故安全。5014512(327000X0.6)251.86MPa0.1 47345钢（调质），由机械设计（第八版）表15

36、-14.3输出轴（轴）的设计1、求输出轴上的功率PIii、转速n和转矩T川R” =8.187Rii =8.187kw n =53r/minTiii = 1470000N.Mmn =502、求作用在齿轮上的力已知大斜齿轮的分度圆直径为mz 377.21mmTiii= 1.47 106而Ft2Td 2 1470000377.217794N377.21FrFt.tan20 cos 2924 NFt7794NFt.ta n1943NFr2924N圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图6所示尹i bu丄2再* M态咗也】&MvJr1943N图6弯矩与扭矩图3、初步确定轴的最小直径初步估算轴

37、的最小直径选取轴的材料为40Cr（调质）,根据机100械设计（第八版）表15-3 ,取A 100，得dmin A03 Pl11勺nm1003.8.；753.66mmdmin53.66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Ka 1.3T ca1911000d12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 KaT，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小， 故取 Ka3，则Tea KaT 1.3 1470000 1911000N.mm查机械设计 课程设计表13-1选Lx4型弹性柱销联轴器其工称转矩为 2500N.M半 联轴器的孔径d1 55

38、mm，所以取d1 2 55mm半联轴器长度L=112mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度为 84mm4、轴的结构设计（1）轴上零件的装配方案（见图7）图7、输出轴轴上零件的装配 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d2 62mm， 1段右端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配 合的毂孔长度L184mm,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段的长度应比L1略短些，现取h 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 62mm，由机械设计课程

39、设 计表12-4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 30313,其尺寸为 d D T 65mm 140mm 36mm，d3 d7 65mm，因而可以取I3 36mm。右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程表12-4查得30313型轴承的定位轴肩高度da 77 mm，因此取d4 77mm2） 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l676mn齿轮的轮毂直径取为70mn所以d6 70mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d，故取h 6mm，贝峙由环处的直径为 d5 82mm。轴环宽度

40、 b 1.4h，取 I5 12mm。3) 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I 30mm 故 l2 50mm4) 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 I764mm|4 97mm表8、轴尺寸尺寸1234567L82503697127664D55626577827065(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d6 70mm由机械设计(第八版)表6-1查得平键截面b h 20mm 12mm，键槽用键槽铣刀加工

41、，长为63mm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 ；同样半联轴器与轴的连接，选用平n 6键b h I 16mm 10mm 70mm，半联轴器与轴的配合为H 7，滚动k6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 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=29mm 所以作为简支梁的轴承跨距分别为L1 71mm, L2 156mm, L3 120mm。做出弯矩和扭矩图（见图 6）。由图六可知齿轮

42、支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下:表9、轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 3547NFNH 24247 NFnv1 3942NFnv21018N弯矩MM h 25187N.mmM V1 279882N .mmM V286578N.mmM1 V2518372 2798822376505N.mm总弯矩M2 J2518372 865782266304N.mm扭矩TT31470000N.mm&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27.96MPaM( Tiii)2J3765052(1470000

43、X0.6)2ca V W0.1 703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故安全。五、轴承的校核5.1输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1282377 N2 1.7Fa 222N，e 0.35，丫=1.7;空 e,X=1,Y=0;空 e,X 0.4,Y 1.7 FrFrFd238902 1.71144N则Fa1Fa Fd2 222 11441366 N则Fa1Fr1Fa213661.071282Fr211440.2

44、943890载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 1230NFnh 23690NF nv 1362 NFnv2 1230N表10、支反力则 Fr1 1282N, Fr2 3890N则Fd1Fr12Y则 Pr1XFr1 YFa1 0.4 1282 1.7 1366 2835NR 2Fr2 3890N计算轴承的基本额定寿命:Lh106 C60n P106 1090900 360 970389056.27 10 h>Lh46080h故合格5.2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 30308，其尺寸为d D T 40mm 90mm 25.25mm，轴

45、向力FaFaFa 2029N ,e 0.35，丫=1.7; a e,X=1,Y=0; a e,X 0.4,Y1.7FrFr表11、支反力载荷水平面H垂直面V支反力FFnh 14231NFnv1 49.7 NFnh 26189NFnv2 2896.7N则 Fr1 4231N, Fr2 683Fr14231则 Fd1r11244 N2Y 2 1.7Fd268332010N2 1.7则 Fa1Fa Fd2 1219 2010 3229 N则 Fa1 32290.763 eFr1 4231Fa2Fr2201068330.294 e则Pr1XFM YFa10.4 4231 1.7 32297181.7N

46、R 2 Fr2 6833N计算轴承的基本额定寿命:Lh610 C60n P106 1090900 360 248.7 7181.73.17 105h >Lh46080h故合格5.3输出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30313轴向力为FaFaFa 1943N e 0.35 Y=1.7; e,X=1,Y=0;丄 e,X 0.4,Y1.7FrFr表12、支反力载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 3547NFNH 24247 NFnv1 3942NFnv21018N则 Fr1 5303N, Fr2 4367NrmiFr15303则 Fd1r1156

47、0N2Y 2 1.7Fd2 43671284N2 1.7则 Fa1 Fa Fd11560 19433503Nmt Fa1 3503则 a10.66 eFr1 5303Fa21560二0.357 eFr24367则 Pr1XFr1 YFa1 0.4 5303 1.7 3503 8076NPr2 XFr2 YFa2 0.4 43671.7 15604399N计算轴承的基本额定寿命：10106 C10690900 亍6,“cc“Lh 1.005 10 h>Lh46080h60 n P60 53 8076故合格六、键联接的选择及校核计算6.1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

48、寸为 b h l 10mm 8mm 50mm,接触长度l 50 10 40mm,键与轮毂键槽的接触高度 k 0.5h0.5 8 4mm<3键联接的强度：p 2T 102 8920037.17MPa p 110MPap kld 4 40 30p故单键即可。2、校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为 b h l 10mm 8mm 56mm，接触长度l 56 10 46mm，键与轮毂键槽的接触高度 k 0.5h0.5 8 4mm <3则键联接的强度为：p 2T 102 89200 p 110MPap kld 4 46 35 p故合格。6.2中间轴键计算1、校核圆锥齿轮处的键连接该处

49、选用普通平键尺寸为 b h l 14mm 9mm 50mm，接触长 度I 56 1442mm,键与轮毂键槽的接触高度 k 0.5h4.5mm。则键联接的强度为：p 2T 10' 2 327000 p 110MPakld 4.5 42 47故单键即可。2、校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为 b h l 14mm 9mm 70mm，接触长 度I 70 14 56mm,键与轮毂键槽的接触高度 k 0.5h4.5mm，联3接的强度为 p 2T 102 32700055.21MPa p 110MPap kld 4.5 56 47p故单键即可。故合格。6.3输出轴键计算1、校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为 b h l 16mm 10mm 70mm,接触长 度