两级圆锥圆柱齿轮减速器设计说明书

1、机械设计课程设计设计题目：减速器的设计学院：班级：设计者：学号：指导教师：日期：目录:一、设计任务书1二、传动系统方案的分析2三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算2四、传动零件的设计计算44.1 斜齿圆柱齿轮传动的设计4.2 直齿圆锥齿轮传动设计五、轴的设计175.1 输入轴（I轴）的设计5.2 中间轴（II轴）的设计5.3 输出轴（III轴）的设计六、轴承的校核296.1 输入轴滚动轴承计算6.2 中间轴滚动轴承计算6.3 输出轴轴滚动轴承计算七、键联接的选择及校核计算317.1 输入轴键计算7.2 中间轴键计算7.3 输出轴键计算八、联轴器的选择33九、润滑与密封3334十、减速

2、器附件的选择参考文献34三、设计任务书1.1 传动方案示意图图一、传动方案简图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)18001.13501.3 工作条件输送带允许速度误差±5%,室内工作，有粉尘，两班制，使用年限为10年(每年250天)，连续单向于运转，载荷平稳，大修期3年。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、

3、参考文献;二、传动系统方案的分析传动方案见图一，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8-15,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动力参数的计算1、电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压交流380V。2、电动机容量选择：(1)传送带功率PW=Fv=18001.1w=1.98kw(2)从电动机到工作机主动轴之间的总效率。1423M0.9940.970.980.9920.960.8591-滚动轴承传动效率取0.992-圆锥齿轮传动效率取0.

4、973-圆柱齿轮传动效率取0.984-联轴器效率取0.995-卷筒效率取0.96(3)电动机的输出功率为PW1.98Pd-kw2.305kw0.859(3)确定电动机的额定功率Ped因载荷平稳，电动机额定功率Ped略大于Pd即可。所以可以暂定电动机的额定功率为3kw。3、确定电动机转速卷筒工作转速6010001.1nw=60M000v/Ttdr/min=60r/min九350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=480900r/min可见同步转速为750r/min的电动机符合,再由Ped3kw,根据2表

5、8-184,可选用Y132M-8型电动机。其数据如下表:电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）同步Y132M-83.0750710793.2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inm71011.83nw602、分配各级传动比高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约i10.25i，低速级为圆柱齿轮传动其传动比可大些。所以可取i12.96i24。3.3计算传动装置的运动和动力参数1、各轴的转速n1nm710r/mini0n1Zl0r/min239.86r/min11 2.96n2239.86加冶59.97r/min12 4n4n359.97r/min2

6、、各轴输入功率P1Pm430.99kw2.97kwP2P212.970.970.99kw2.852kwP3P2312.8520.980.99kw2.767kwP4P3412.7670.990.99kw2.712kw43413、各轴转矩T19550P19550空7nm71039.95NmT29550殳95502.852N239.86m113.55NmT39550P3n395502Z67n59.97m440.63NmT49550P49550竺N59.97m431.88Nm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)7107

7、10239.8659.9759.97功率（kw）32.972.8522.7672.712转矩(Nm)40.3539.95113.55440.63431.88传动比12.964.01效率0.990.960.970.98四、传动零件的设计计算4.1斜齿圆柱齿轮传动的设计已知输入功率为P22.852kw、小齿轮转速为血239.86r/min、齿数比为4。工作寿命10年（每年工作250天），大修期3年，两班制（每班8小时），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）材料选择由1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2

8、40HBG二者材料硬度相差40HBS(2)运输机为一般工作机器，速度不高，由1表10-6选用7级精度。(3)选小齿轮齿数乙22,则大齿轮齿数z2i32乙88。(4)初选螺旋角14。压力角12。2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算(1)由1式(10-24)计算小齿轮分度圆直径，即dit32小工u1ZhZeZZ«()dUh1)确定公式内的各计算数值试选载荷系数KHt1.3。查1图10-20选取区域系数Zh2.433。由1表10-5选取弹性影响系数Ze189.8MPa1/2。1表10-7取齿宽系数d1。由1式10-21计算重合度系数Z。tarctan(tann/cos)arctan(t

9、an20/cos14)20.562*at1arccosz1cost/(z12hancos)arccos22cos20.562/(2221cos14)30.639*at2arccosz2cost/(z22hancos)arccos88cos20.562/(8821cos14)23.639Z1(tanat1tanat)Z2(tan凯2tant)/222(tan30.639tan20.562)88(tan23.639tan20.562)/2dz1tan/122tan14/1.746Z.4(1)一.产1.637(11.746)1.7460.692,3.31.637由1式10-23得螺旋角系数ZJcos

10、ccos140.985计算接触疲劳许用应力H1.637由1图10-25查得大小齿轮的接触疲劳极限分别为Hlin1600MPa,Hlin2550MPao由1式10-15计算循环次数：N160n2jLh60239.861(2825010)5.757108N2N2/U5.757108/41.439108由1图10-23差取接触疲劳寿命系数KHN11.03,KHN21.08。取失效概率为1%安全系数S=1,由110-14得hiKHN1i1.03600MPa618MPaS1KHN2Hlim21.08550h2MPa594MPa594MPa 。S1取hi、H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即hh

11、22)试算小齿轮分度圆直径dt)232KHtuIZhZeZZ.du(h2)mm21.311.35510441(2.433189.80.6920.98514'59446.970mm(2)调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷前的数据准备d1tnv 60 1000齿宽圆周速度46.970239.86m/s0.59m/s601000bdd1t146.970mm46.970mm2)计算实际载荷系数KH由1表10-2查得使用系数Ka1。由1图10-8查得动载荷系数Kv1.01°齿轮的圆周力Ft12Tl/d1t211.355104/46.970N4.835103N,KAFt1/b14.83

12、5103/46.970N/mm102.93N/mm100N/mm,差1表10-3得Kh1.2。由1表10-4得KH1.419。则载荷系数为KhKaKvKhKh11.011.21.4191.720HAVHH3)由1式10-12得分度圆直径KH.1.720d1d1t3,46.9703mm51.564mmKHt',1.3模数mnd1cos/z151.564cos14/22mm2.274mm。3.按齿根弯曲疲劳强度设计(1)由式10-20,22KFtT1YYcosYFaYsa、mnt3z2(.)dZ1F1)确定公式内各计算数值试选载荷系数KHt1.3。由式1式10-18,可得计算弯曲疲劳强度的

13、重合度系数Y。barctan(tancost)arctan(tan14cos20.562)13.14022/cos2b1.637/cos213.1401.726Y0.250.75/v0.250.75/1.7280.685由1式10-19,可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y。14Y111.7460.796120120计算YFaYsa。f由当量齿数zv1乙/cos322/cos31424.08,zv2z2/cos388/cos31496.33,查1表10-17,得齿行系数YFa12.68、Fa22.18。由1图10-18，查得应力修正系数Ysa11.58、Ysa21.81o由1图10-24c,查得

14、小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别是Flim1500MPa、Flim2380MPa。由1图10-22，查的弯曲疲劳寿命系数KfN10.87、KFN20.89。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-14,fiF2KfN1Flim1SKFN2Flim2S。87500MPa1.30.89380nmMPa1.3310.71MPa241.57MPaYFa1sa1fi2.681.58310.710.0136YFa2sa2F22.181.81240.570.0165因为大齿轮的YFa金大于小齿轮，所以取fYFasafYFa2sa20.0165。F22）试算齿轮模数mnt322KFtT1YYcos22dZ

15、1(YFaYsa)f_5_2221.31.1355100.6850.796cos1412220.0165mm1.729mm（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度vd1mntz1/cos1.72922/cos14mm39.202mmdn601000齿宽b39202239.86m/s6010000.49m/sbdd1139.202mm39.202mm齿高h及宽高比b/hh(2hanCnMt(210.25)1.729mm3.890mmb/h39.202/3.89010.072）计算实际载荷系数KFo根据v0.49m/s,7级精度，由1图10-8查的动载荷系数Kv1.01。由Ft

16、12Ti/d121.1355105/34.202N6.640103N,KAFt1/b2T1/d116.640103/34.202N/mm194.14N/mm100N/mm,查1表10-3得齿间载荷分配系数KH1.2。查1表10-4用差值法查的KH1.417,KF1.330。则载荷系数为KfKAKvKFKf11.011.21.331.6123)由1式10-13,可得按照实际载荷系数算得的齿轮模数mnmnt3fK-1.9293/1.612mm1.858mmKr.1.3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

17、能力，从标准中就近取mn2mmo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d151.564mm来计算小齿轮的齿数，即Zid1cos/mn51.564cos14/225.016取z126,则z2uz1426104,取z2105,z1、z2互质。4、几何尺寸计算(1)计算中心距a (乙 Z2)mn2cos(26 105)mnmm2 cos14135.010mm考虑模数从1.858mm增大到2mm为此将中心距减小圆整至135mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角13.982arccosmnarccos(26105)22a2135(3)计算大、小齿轮的分度圆直径,乙mn262d1一一m

18、m53.59coscos13.982d2Z2mncos105 2 mm cos13.982216.41(4)计算齿轮宽度bdd1153.59mm53.59mm取b255mm、bi60mm5.圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后,KH、Z和KF、Y、Y等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作应力。(1)齿面接触疲劳强度校核由1式10-22,齿轮接触疲劳强度dd3 uZhZeZ zo1)确定公式内的各计算数值试选载荷系数K Ht 1.3。查1图10-20选取区域系数Zh 2.433。由1表10-5选取弹性影响系数 ZE 189.8MPa1/2。1表10-7取齿宽系数d 1。传动

19、比uz2 / z1105/26 4.038。小齿轮分度圆直径d1 53.59mm o转矩T1 1.1355105N / mm。由1式10-21计算重合度系数Z。tarctan(tann/cos)arctan(tan20/cos13.982)20.560*at1arccos4cost/(z12hancos)arccos26cos20.560/(2621cos13.982)29.393*at2arccosz2cost/(z22hancos)arccos105cos20.560/(10521cos13.982)23.1744(tanat1tanat)Z2(tan*tant)/226(tan29.39

20、3tan20.560)105(tan23.174tan20.560)/21.664dz1tan/126tan13.982/2.061Z4 1.6643计算实际载荷系数KH(1 2.061)2.0611.6640.642a.由1表10-2查得使用系数KA1。b.由1图10-8查得动载荷系数Kv1.01。c.齿轮的圆周力Ft12Tl/d1t21.1355105/53.59N4.238103N,70.633N/mm 100N/mm,KAFt1/b14.238103/60N/mm查1表10-3得Kh1.4od.由1表10-4得KH1.422oe.则载荷系数为&KaKvKhKh11.011.41

21、.4222.011HAvHH2)校核H2KHT1uZhZeZZ；dd1u2.433 189.8 0.642 0.985MPa22.0111.13551054.0381153.5934.038561.8MPah故满足齿面接触疲劳强度条件。(2)齿根弯曲疲劳强度校核由1式10-172KFTiYFaYsaYYcos2F3-,2dmlnZi1)计算公式中各参数值5Ti1.135510Nmm。mn2mmoz126mm。13.982。由式10-18计算弯曲疲劳强度重合度系数Y。barctan(tancost)arctan(tan13.982cos20.560)13.126/2/cos b21.664/co

22、s13.1261.754Y0.250.75/v0.250.75/1.7540.678由1式10-19,可计算弯曲疲劳强度的螺旋系数Y。13.982Y112.0610.760120120求YFa、YSa由zv1乙/cos326/cos313.98228.46zv2z2/cos3105/cos313.982114.91由1图10-17,得YFa12.58、YFa22.15,由1图10-18,得YSa11.62、YSa21.82。2)校核2KFT1YFa1YSa1YYcos2F13r2dmnZ121.851.13551052.581.620.6780.760cos213.982一32MPa12326

23、2157.5MPaF1_22KFTYFa2YSa2YYcosdm：Z12_5_2_MPa21.851.1355102.151.820.6780.760cos13.982123262147.5MPaF2故满足齿根弯曲疲劳强度条件，并且小齿轮抵抗弯曲破坏的能力大于大齿轮。6 .主要设计结论齿数乙26、Z2105,模数m=2mm压力角20,螺旋角13.982,变位系数x1x20,中心距a=135mm齿宽b60mm,d55mm,小齿轮用40Cr（调质），大齿轮用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。7 .结构设计小齿轮（齿轮1）齿顶圆直径为57.59mm,采用实心结构。大齿轮（齿轮2）齿顶圆直径为220

24、.41mm,采用腹板式结构，零件图如下。8 .2直齿圆锥齿轮传动设计已知输入功率P12.97kw、小齿轮转速为n1710r/min、齿数比为2.96。由电动机驱动。工作寿命10年（设每年工作250天），两班制（每班8小时），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）选用标准直齿锥齿轮传动，压力角为20。（2）圆锥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）。（3）由1表10-1，小齿轮材料可选为40Cr（调质），硬度为280HBG大齿轮材料取45钢（调质），硬度为240HBs二者材料硬度相差40HBs（4）选小齿轮齿数zi25

25、,则大齿轮齿数z2uz12.962574mmo2 .按齿面接触疲劳强度设计（1）由1表10-1试算小齿轮分度圆直径%34KHB之（ZHZE）2,d（10.5r）2u'h，1）确定公式中各参数值试选载荷系数KHt1.3。小齿轮传递的转矩T13.995104Nmm。取齿宽系数r0.35。查1图10-20得区域系数ZH2.5.由1表10-5差得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa1/2。由2中计算得h594MPa。2）计算小齿轮分度园直径。4小工ZhZe2dit32().1d(10.5r)2uh41.33.9951042.5189.8232()mm0.3(10.50.3)22.965945

26、9.118mm(2)调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度V。dm1n1 v m 60 1000dm1d1t(10.5r)d59.118(10.50.3)mm50.250mm50.250710m/s1.868m/s601000当量齿轮宽带系数范德萨dbRd1tu21/20.350.250.2.9621/2mm23.550mmdb/dm123.550/50.2500.4692)计算实际载荷系数Kho由1表10-2查得使用系数Ka1。由1图10-8查得动载荷系数Kv1.02。直齿锥齿轮精度较低，取齿间分配系数KH1。由1表10-4用插值法查得齿向分布系数KH1.248。由此

27、，得到实际载荷系数KhKaKvKhKh11.0211.2481.273HAVHH3）由1式10-12,可得按实际载荷系数算得的分度圆直径为d1d1t3Kh59.11831.273mm58.706mm,KHt，1.3及相应的齿轮模数md1/z158.706/25mm2.348mm3 .按齿根弯曲疲劳强度设计(1)由1式10-27试算模数，即mtKMr(10.5R)z2(ui2(YFaYSa)1)f1)确定公式中各参数值。2)试选KFt1.3。计算YFaYsa由分锥角arctan(1/u)arctan(1/2.96)18.667和29018.66771.333。Zv1Z1/cos125/cos18

28、.66726.39Zv2z2/cos274/cos71.333231.20查110-17,得齿行系数YFa12.58、YFa22.08。由110-18，查得应力修正系数Ysa11.60、Ysa21.93。由110-24C,查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别是Flim1500Mpa、Flim2380MPa。由1图10-22，查的弯曲疲劳寿命系数KFN10.87、KFN20.89。取弯曲疲劳安全系数fiF2KFN1Flim1SKFN2Flim2SS=1.7,由式10-14,0.87500.cMPa1.70.893801V.eMPa1.7255.89MPa198.94MPaYFa1sa1fi2

29、.681.60255.890.0161YFa2sa22.081.93F2198.940.0202因为大齿轮的Yay大于小齿轮，所以取fYFasafYFa2sa2F20.0202。3)试算齿轮模数KFtT1YFaYsaxmnt鼠2122(Sa):R(10.5r)Z1u1F_ 41.3 3.995 100.3 (1 0.5 0.3)2 2522.9620.0202mm11.35mm（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度vd1m1tzi1.3525mm33.75mmdm1d1(10.5r)33.75(10.50.3)mm28.688mmdm1n128.688710vm-m/s1

30、.066m/s601000601000齿宽bbr&u210.333.75.2.9621mm15.82mm齿高h、齿宽系数d、宽高比b/h。*、h(2hancn)mnt(210.25)1.35mm3.038mmb/h15.82/3.0385.207db/dm115.82/28.6880.552）计算实际载荷系数KF由1表10-8,KFv1.01。由1表10-4,得Kh1.350,由图1图10-13得KF1.240。则 KFKaKvKf KFv1 1.01 1 1.240 1.2523）由1式10-13,可得按照实际载荷系数算得的齿轮模数KF1.252mmt31.353mm1.284mm：

31、KFt1.3按照齿根弯曲疲劳强度计算的模数，就近选择标准模数m=2mm按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d158.706mm,算出小齿轮齿数乙d1/m58.706/1.539.14。取z139、z2uz12.9639mm115.44mm,取z2116,z1>z2互质。4 .几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d1z1m391.5mm58.5mmd2z2m1161.5mm174mm(2)计算分锥角1 arctan(1/u)arctan(39/116)18.5832 9018.58371.417(3)计算齿轮宽度br&u21/20.358.5.(116/39)21/2mm36.71mm取b

32、1b237mmo5.主要设计结论齿数z139、z2116,模数m=1.5mm压力角20,变为系数x1x20,分锥角118.583,2171.417齿宽匕b237mm,小齿轮用40Cr(调质)，大齿轮用45钢(调质)。齿轮按7级精度设计。7.结构设计小锥齿轮(齿轮1)齿顶圆直径为61.91mmx采用实心结构。大锥齿轮(齿轮2)齿顶圆直径为175.15m项采用腹板式结构。五.轴的设计5.1 输入轴(I轴)的设计1、输入轴上的功率R、转速n1和转矩T1P2.97Kw、n1710r/min、139.95Nm2、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dm1d1(10.5R)58.5(1

33、0.50.3)mm49.725mm贝UFt2T1/dm1239950/49.725N1606.84NFrFttan20cos11606.84tan20cos18.583N554.35NFFttan20sin11606.84tan20sin18.583N186.37N圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图所示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1表15-3，取A0112,得PT一2.97dminA031123mm18.05mm.n11710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

34、型号。联轴器的计算转矩TcaKAT,查1表14-1,由于转矩变化很小，故取KA1.3,则TcaKaTi1.339.95Nm51.935Nm,查2表8-179,选Lx1型弹性柱销联轴器其工称转矩为250NI-3取dd220mm,半联轴器长度L=52mm半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm4、轴的结构设计(1)（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d2327mm。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取L1238mm。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

35、据d2327mm,由1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dDT30mm72mm20.75mm所以d34d5630mm而L3420.75mm。这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由1表13-1查O得30306型轴承的定位轴肩高度da37mm,因此取d4537mmo3）取安装齿轮处的轴段67的直径d6725mm；为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，故取L5618mm。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l30mm,取L2350mm。5)锥齿轮轮毂宽度为42mm为使

36、套筒端面可靠地压紧齿轮取L6753mm,由于La2Lb,故取L4541.2mmO(3)轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d6725mm由1表6-1查得平键截面bh8mm7mm,键槽用键槽铳刀加工，长为36mm同时为保证齿轮与轴配合有良好的H7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n6H7bhl6mm6mm32mm与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向te便是由过渡配合k6来保证的，此处选轴的尺寸公差为k5o(4)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为245,轴肩处的倒角可按115-2选取适当选取。5、求轴上的载荷(30306型的a=19.5mni所以俩轴承间支点

37、距离为70.6mm右轴承与齿轮间的距离为35.3mmio)载荷水平囿H垂直向V支反力FFNH1803.42NFNV1685.68NFnh22410.26NFnv21239.90N弯矩MMh56721.45NmmMv148409.01NmmMv24633.62Nmm总弯矩MV56721.45248409.012Nmm74570.47Nmm扭矩TT139950Nmm6、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M(T1)74570472(0.639950)2ca-(3)MPa29.01MPaW

38、0.1303前已选定轴的材料为45钢(调质)，由1表15-1查得160MPaca,故安全。5.2 中间轴(II轴)的设计1、求输入轴上的功率P、转速n和转矩TT22.852kw、n2239.86r/min、T2113.5Nm2、求作用在齿轮上的力已知小斜齿轮的分度圆直径为d1mz62mm则Ft12T2/d12113550/52N4367NFr1Ft1tann/cos4367tan20/cos13.982N1638NFa1Ft1tan4367tan13.982N1087N已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径dm2d2(10.5R)mtz2c10.5R)1.5116(10.50.3)mm148mm贝UF

39、t22T2/dm22113550/147.9N1135NFr2Ft2tancos21535tan20cos71.417N178NFa2%tansin21535tan20sin71.417N529N径向力Fn、Fr2及轴向力Fa1、Fa2的方向如图所示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40Cr(调质)，根据1表15-3，取A0112,得P22.8852dminA031123mm25.56mm,中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的n2239.86直径d12和d56O4、轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案12| 3 456(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

40、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di2d5625.56mm,由11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dDT30mm72mm20.75mm,d12d5630mm。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37mm2)取安装齿轮的轴段d23d4535mm,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L42mm,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L2338mm,齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩

41、高度h0.07d,故取h4mm,则轴环处的直径为d3443mmo343)已知圆柱直齿轮齿宽B160mm,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l4556mmo4)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=8mnn则取l1248.75mm、l3420mm、123415648.75mm(3)轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d23由1表6-1查得平键截面bh10mm8mm,键槽用键槽铳刀加工，长为32mm同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮H7轮毂与轴的配合为；圆枉齿轮的周向定位

42、米用平键连接，按d45由1表6-1杳得平键n6截面bh10mm8mm,键槽用键槽铳刀加工，长为50mm同时为保证齿轮与轴配合有H7良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配m6合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6o(4)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为245,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=15.3mni所以轴承跨距分别为L1=55.45mm,L2=74.5mnnL3=60.95mm做出弯矩和扭矩图。由弯矩图和扭矩图知斜齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩

43、值如下：载荷水平囿H垂直向V支反力FFnhi2542NFnvi37.45NFnh23360NFnv21423N弯矩MMH2128244NmmMH2199725NmmMV11889NmmMv241010NmmMv356307NmmMV428263Nmm总弯矩MJ1997252563072Nmm207536Nmm扭矩TT2113550Nmm0.6,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caM2 ( T)2W2075362 (0.6 113550)0.1 3532 MPa 50.9MPa5.3 输出轴（III轴）的设计1、求输出轴上

44、的功率P、转速n和转矩TP32.712kw、n359.97r/min、T3431.88Nm2、求作用在齿轮上的力已知大斜齿轮的分度圆直径为dmz21052mm210mm而Ft2T2/d12431880/210N4113NFrFttann/cos4113tan20/cos13.982N1543NFaFttan4113tan13.982N1024N圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图所示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11表15-3，取A0112,P32.712dminA03,一1123mm39.9mmn3.59.97输出轴的最小直径为安装

45、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TcaKaT,查11表14-1,由于转矩变化很小，故取Ka1.3,贝UTcaKaT31.3431880Nmm561444Nmm。查1表14-4选Lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250Nm半。联轴器的孔径d140mm,所以取d1240mm,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)拟定轴上零件的装配方案L（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23段的直径di282mm,1段右端用

46、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12段的长度应比L1略短些，现取l1282mm。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d2347mm,由1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dDT50mm110mm29.25mm,d34d7850mm,因而可以取I3429.25mm。右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由1表13-1查得30310型轴承的定位轴肩高度da60mm,因此取d4560mm3）齿轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知

47、齿轮轮毂的宽度为55mm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l6751mm齿轮的轮毂直径取为55mm所以d6751mmo齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取h4mm,则轴环处的直径为d5659mm。轴环宽度b1.4h，取l568mmo5）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l30mm故12350mmo齿轮距箱体内比的距离为a=20mm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l7859.75mm、l4580.5mm。(3)轴上的周

48、向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按d67由1表6-1查得平键截面bh16mm10mm,键槽用键槽铳刀加工，长为46mm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HZ；同样半联轴器与轴的连接，选用n6H7平键12mm8mm70mm,半联轴器与轴的配合为二7,滚动轴承与轴的周向定位是由过k6渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为05。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为245,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L120.25mm

49、、L2122.25mm、L3115mm。做出弯矩和扭矩图。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：载荷水平囿H垂直向V支反力FFnh12755NFnv121628NFnh21358NFnv278N弯矩MMH166016NmmMV198087NmmMv29433Nmm总弯矩M41660162980872Nmm192827Nmm扭矩TT440630Nmm36、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M2(T3)21928272(0.6440632)2ca-(-)-MPa19.7MPaW0.1553ca前已选定

50、轴的材料为45钢（调质），由1表15-1查得160MPa六、轴承的校核6.1 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，标准精度级白单列圆锥滚子轴承30308,其尺寸为dDT30mm72mm20.75mm,轴向力Fa186.37N,e=0.31,Y=1.9,X=0.4,Cr=59kN。载荷水平囿H垂直向V支反力FFnhi803NFnvi725NFnh22410NFnv21280N贝UFr1,FNV1FNH1.72528032N1081.86NFr2FNV2FNH21280224102N2728.83N贝UF11081.86N284.7N2Y21.9Fr22728.83zFd2*N718.11N2Y21.9故Fa1Fd2Fa718.11186.11N904.48Naid2aFa2Fd2718.11NFa1Fr1904.481881.860.48 eFa2718.110.26eFr22728.83贝UPXFr1YFa10.41