课程设计二级圆锥直齿圆柱齿轮减速器设计

1、目录目录1一、课程设计任务书3题目D:设计热处理车间的链板式运输机传动装置 31 .设计要求32 .设计内容及完成的工作量4二、传动方案的确定5三、电机的选择61、选择电机类型和结构型式62、选择电动机的容量63、确定电动机转速6四、确定传动装置的有关的参数 81、确定传动装置的总传动比和分配传动比 82、计算传动装置的运动和动力参数 8五、齿轮传动的设计11（一）高速级齿轮设计11（二）、低速级齿轮设计15六、轴的设计计算20（一）输入轴的设计计算20（二）中间轴的设计计算23（三）输出轴的设计计算26七、滚动轴承的选择及校核计算 291 .滚动轴承的类型292 .滚动轴承的型号293 .对

2、轴承进行寿命校核30八、键的校核计算311 .输入轴与联轴器连接键的校核计算 312 .传动轴与联轴器连接键的校核计算 323 .输出轴键的校核计算32九、联轴器的选择及校核计算 331 .输入轴处联轴器的选择332 .输出轴处联轴器的选择33十、减速箱的附件选择341 .检查孔和视孔盖342 .放油螺塞343 .油标344 .通气器355 .起吊装置356 .定位销35H一、润滑及密封351、传动件的润滑352、滚动轴承润滑363、密封36十二、心得体会37十三、参考资料目录38、课程设计任务书题目D:设计热处理车间的链板式运输机传动装置1 .设计要求链板式运输机由电机驱动。电机转动，经传动

3、装置带动链板式运输机的驱动 链轮转动，拖动输送链移动，运送热处理零件。该机也可用于加工线或装配线上 运送零件。整机结构要求，电机轴与运输机的驱动链轮主轴垂直布置，使用寿命为10年，每日两班制工作，连续运转，单向转动，载荷平稳。允许输送链速度 偏差为5%。工作机效率为0.95,按小批生产规模设计，要求结构紧凑。1-电机2-传动装置3-驱动链轮4-输送链链板式运输机的传动示意图题号D-1D-2D-3D-4D-5D-6D-7D-8输送链拉力F (N)25002400230022002100200019001800输送链速度V (m/s)1.21.251.31.351.41.451.51.55驱动链轮

4、直径D (mm)2002102202302402502602702 .设计内容及完成的工作量3 ）设计传动方案；4 ）设计减速器部件装配图；5 ）绘制轴、齿轮和箱体零件图各一张；4）编写设计计算说明书一份（约 7000字）二、传动方案的确定为了满足链板式运输机的工作要求，图 2-1提供了三种传动方案。其中：方 案（a）采用二级圆锥一直齿圆柱齿轮减速器，能够实现较大传动比的传动，使 用和维护方便，但结构尺寸现对较大；方案（b）采用涡轮蜗杆减速器，结构紧凑， 但传动效率低；方案（c）采用一级圆锥齿轮减速器，但不能实现较大传动比的 传动，否则锥齿轮的尺寸将会加大，成本增加。从上述分析可见，虽然这三种

5、传 动方案都能满足链板式运输机的功能要求，但是结构、性能和经济性都不同，根 据工作要求选择方案（a）较好。三、电机的选择1、选择电机类型和结构型式电动机分交流和直流电机两种。由于直流电机需要直流电源，结构 较复杂，价格较高维护不方便，因此用交流电动机，一般用三相交流电 源。交流电机有异步和同步电机两类。异步电机有笼型和绕线型，其中 一普通笼型异步电机应用最多。其机构简单、工作可靠、价格便宜、维 护方便。根据工作要求和条件，选择用三笼型异步电动机，封闭式结构，电 压 380V, Y 型。2、选择电动机的容量电动机所需工作功率：Pd = pw/ a KW式中匕 Tn/9550 FV/1000 KW

6、 ;a 12? 22? 34? 41、2、3、 4、分别为联轴器、滚动轴承效率（一对）、闭式齿轮传动效率和工作机的传动效率。取凸缘联轴器效率1 0.99,闭式齿轮传动效率 2 0.97,滚动轴 承效率（一对）3 0.99,工作机的传动效率 4 0.95。 224则：a 0.99 0.970.980.98 0.85化.Fv3000所以 Pd3.53kw1000 a 1000 0.85因为载荷平稳，所以电动机额定功率 Ped略大于Pd即可，选电机额 定功率ped为 4KW。3、确定电动机转速驱动链轮的工作转速为60 1000V 60 1000 1.5nw110.24r / minD260二级圆锥一

7、直齿圆柱齿轮减速器传动比为i1 815,故电机转速a 0.85Pd3.53 KW的可选范围为:nd i1？nw (8-15)110.24(881.921653.6)方案电动机型 号额定功率(kw)电动机满载转速(r/min )电动机总质量(N)参考价格(元)传动比i a1Y112M441440499181.5i2Y132，6960751433i符合这一范围的同步转速有 1000 r/min和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册及上网查出有两种适用的电机型号，因此 有两种传动方案，如下表3-1:(表 3-1)副眺招秘4寸、重量、价格和减速器的传动比，较合适丁迎t阐安装卮凑，可见第 2

8、方案比F32M-6。经查有关资料电机主要外形和nd (891.22451.02)四、确定传动装置的有关的参数1、确定传动装置的总传动比和分配传动比 (1)总传动比的计算。由选定电动机满载转速nm和工作主动轴转速nw,可得传动装置总传 比ia三8.71nw110.24式中：nm =960 r/min , nw =110.24 r/min。(2)分配传动装置传动比ia iia 8.71式中i为减速器的传动比。iiii2ii=2.5ii为锥齿轮传动比，i2为直齿圆柱齿轮传动比。由二级圆柱齿轮减速器i2 3.48传动比分配，图(b)ii=2.5,所以i2 3.482、计算传动装置的运动和动力参数(a)

9、图(b)(1)各轴的转速I轴nz nm 960 r/minII 轴nIInI- 960 384 r/mini12.5田 轴nn nn 384 109.7 r/mini23.5nI 960 r/minnII 384 r/minnn nn 109.7r / min链轮轴nn nn 109.7 r/minPI 3.53KWPI 3.320KWPIII3.19KWPn 3.09 KW式中：n ,n ,n分别为I .H.in轴的转速;nm电机满载转速。(2)各轴输入功率I 轴PIPd? 1 3.53 KWII 轴PIIPI ?233.53 0.970.980.993.320 KW加轴PnR?323.32

10、0 0.990.973.19KW链轮轴Pn%?13PIII ? 1? 33.190.980.99 3.09KW式中：Pd电动机的输出功率，kwP,P I, H ,m轴的输入功率，kw(3)各轴输入转矩 电机输出转矩Td 9550 也 9550 353 35.11 N? m nm960I 轴TI Td ? 1 34.738 0.99 34.391N?mPII3.320II 轴TII 9550 2 9550 82.57 N? mnII384m 轴Tn9550 以955019277.7 N? mnn109.7链轮轴Tn9550 曲9550-39-269 N? mnn109.7将各轴运动和动力参数的计

11、算结果汇总列出表格(表4-1 ),供以后设计计算使用。T134.391 N?mTII 82.57 N?mTIII 277.7 N?mTn 269 N? m轴名功率P/Kw转矩T/N.m转速n / (r / min)传动 比i输入输出输入输出电机轴3. 5335.11960I轴3.533. 42234.39134.0479601II轴3.3203.25482.5780.9193842.5田轴3.193.126277.7272.146109.73.5链轮轴3.093.028269263.62109.71表4-1各轴运动和动力参数五、齿轮传动的设计(一)高速级齿轮设计1、选择齿轮材料及精度等级考虑减

12、速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr 调质，齿面硬度为250HBS。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度210HBS; 根据教材P210表10-8选7级精度。齿面粗糙度 Ra< 1.63.2m 2、按齿面接触疲劳强度设计由标准直齿锥齿轮的设计公式：d1 2.92 3i(-ZE-)2KT_(教材 P227 式 10-26)1 h r(1 0.5r)2ukt 1.3Zi 20Z2 40(1)确定公式内的个计算数值1)试选 kt 1.312)由教材P201表10-6选取弹性影响系数Ze 189.8Mpa，3)传动比i1 2取小齿轮乙 20 ,大齿轮Z2乙i1 20 2 404)许

13、用接触应力(7H取失效概率为1%,通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求 选取安全系数安全系数S=1.由教材205式10-12得K N limSHlm1 580MpaHlm2 540MpaNi=2.765X 109N2=1.382X 109由教材P209图10-21 (d)查得： (T Hlim1 =580Mpa0- Hlim2 =540Mpa由教材P206式10-13计算应力循环次数NN1=60njLh=60 960 1 (2 8 300 10) 2.765 109式中：n-齿轮转速；j-每转一圈同一齿面的系数取；Lh -齿轮的工作寿命。N2=N1/i= 2.765 1 09/2=1.38

14、2X 109由教材P207图10-19查得接触疲劳的寿命系数:Khni =0.91; Khn2=0.93H lim1 K HN 1SH lim2 K HN 2S580 0.91540 0.93527.8 Mpa502.2 Mpa(rH1=527.8Mpa(TH2=502.2Mpa5)小齿轮的传递转矩查表4-1得T1 34.391N.m 3.4391 104N.m6）由教材P224取常用值小r=0.3（2）计算1）小齿轮分度圆直径d1t,由计算公式得:d#189.8、2 1.3 3.4391 1042.923 () mm: 502.2 0.3(1 0.5 0.3)2 271.581mm2)计算圆

15、周速度d1tn171.581 960v 60 100060 10003.598 m. s3）计算模数mntd1t71.581mnt- 3.579mmz工 3.4391104N?mdlt 71.581mmv 3.598 msmnt 3.579mm20d1d1tKh 1.875Kf 1.875K 2.2125d1 85.463mm4）计算载荷系数K已知使用系数Ka 1,v 3.598m/s,7级精度,动载系数Kv可按教材P194图10-8中低一级精度及vm（m/s）查得Kv 1.18 ;齿间载荷分配系数Kh及Kf可取为1；齿间载荷分配系数可按下式计算Kh Kf =1.5Kh be式中Kh be是轴

16、承系数，可由P226表10-9中查得 KHbe =1.25，即 KhKf =1.5Kh be =1 .5 1.25=1.875 故载荷系数 K KaKvKh Kh 1 1.18 1 1.875 2.21255）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材(10-10a)得:71.5812.21251.385.463mm6）计算模数mnmnd185.463zI204.273mm3、按齿根弯曲疲劳强度设计由教材P218式（10-17）即mn 3R R4KT1YFaYsa(1 0.5 R)2z2 u2 1 Fmn 4.273mm（1）确定计算参数1）计算载荷系数KKAKVKF KF 1 1.18

17、11.875 2.2125K 2.21252）计算当量齿数分度锥角1z1o oarctanarctan 26.5726 3412z2222190o 26.57o63.43oZv1Zi2022.362cos 1cos26.57oZv2Z24089.427cos 2cos63.43o63o25 483）查取齿形系数由教材P200表10-5计算如下:2.69 2.72YFa1 2.72_23_22_ 得到:22.362 22YFa12.7092.20 2.22YFa2 2.22380-得到:89.427 80YFa22.2015）查取应力校正系数由教材P200表10-5计算如下:1.575 1.57

18、YSa11.57-232-算得22.362 22Ysh1.5721.78 1.77YSa2 1.7790 80算得:89.427 80YSa21.779Zv122.363Zv2 89.427YFa12.709YFa2 2.201YSa1 1.572YSa21.779FE1480MPaFE2 380MPaKfni 0.84KFN2 0.896）由教材P208 图 10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 480MPa ；大齿轮的弯曲疲劳极限FE2 380MPa7）由教材P206图10-18取弯曲疲劳强度寿命系数Kfni0.84,Kfn2 0.89。8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数

19、为S 1.4,由教材P205式（10-12）得:F 1KFN1 FN1S0.84 480288MPa1.4F 2KFN2 FN2S0.89 380241.57MPa1.49)计算大小齿轮的Kal巴并加以比较YFa1YSa1F1f2.709 1.572 0.014787288YFa2Ysa2F 22.201 1.779 0.016209241.57F1 288MPaf2 241.57 MPa小齿轮的数值大 （2）设计计算4 2.2125 3.4391 104mn 2.941mmmn 0.3(1 0.3 0.5)22020.0162092.941mmd1mn85.4633.524.42 取乙=25

20、,对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn ,大于齿根弯曲 疲劳强度计算的法面模数，取 mn=3.5mm,可满足弯曲强度，但为了同 时满足疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿 数，于是有：则 Z2=2 25=50实际传动比u 50 225（3）几何尺寸的计算1）计算中心距：a mn（z1 z2）（25 5。）3.5131.25mm22取中心距a 132mmmn =3.5mmz1 =25Z1 =50u 2a 132mmd138.71mmd2201.3mm2）算大小齿轮的分度圆直径d1z1mn253.587.5mmd2z2mn503.5175mmdm1d1(10.5R)

21、74.38mmdm2 d2(1 0.5 R) 148.75mmB 29.35mmB135 mmB230 mm3）计算齿轮宽度b RR mnz1 R u 13.5 25 0.3 *5 29.35mm22圆整后取 B1 35mm, B2 30mm4）结构设计因大齿轮齿顶圆直径大于 160mm,而又小于500mm,故选用腹板式结构为宜；而小齿轮齿顶圆直径小于 160mm,故选用实心结构为宜。（二）、低速级齿轮设计1、选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr 调质，齿面硬度为 260280HBS。大齿轮选用 45钢调质，齿面硬度 230HBS;根据教材P21

22、0表10-8选7级精度。齿面粗糙度 Ra< 1.63.2 a m2、按齿面接触疲劳强度设计 由标准直齿圆柱齿轮的设计公式：kt 1.3Z3 24Z4 103.44Hlm1 580MpaHlm2 540Mpa品 2.32JKT1 u l-ZM2（教材 P203 式 10-9）；d u h（1）确定公式内的个计算数值1）试选 kt 1.32）传动比i2 4.31取小齿轮乙 24 ,大齿轮Z2 Z1 i1 24 4.31 103.443）许用接触应力（7H取失效概率为1%,通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求 选取安全系数安全系数S=1.由教材P205式10-12得K N limS由教材P

23、209图10-21查得：(T Hliml =580Mpa er Hlim2 =540Mpa由教材P206式10-13计算应力循环次数NN3 60njLh 60 480 1 (2 8 300 10) 1.382 109式中：n-齿轮转速；j-每转一圈RJ 一齿面的系数取; Lh-齿轮的工作寿命。i21.382 1094.313.207 108由教材P207图10-19查得接触疲劳的寿命系数:Khni=0.93;KHN2 0.96H lim1 K HN1SHlim2 KHN2S580 0.93 539.4Mpa540 0.96 518.4Mpa4)小齿轮的传递转矩查表4-1得66.051 N ?m

24、 6.6051 104 N ?mm5)6)由教材P205表10-7取小d=1由教材P201表10-6查得材料的弹性系数Ze 189.8MPa（2）计算1）小齿轮分度圆直径d1t,由计算公式得:d# 2.3231.3 6.6051 104 4.31 1189.8(4.31518.4、2)mm 56.16mm2）计算圆周速度d1tlv 60 100056.16 480 1.41m s60 10003）计算齿宽b及模数mmN3=1.382X 109N4=3.207X 108h 1 539.4MpaH 2 518.4Mpa_ _4_工 6.6051 10 N?m小d=11Ze 189.8MPa 2d1

25、t 56.16mmv 1.41m/sb 56.16mmmnt 2.34mmh 5.27mnth bhd d1td1tz12.25mnt56.16mm56.162.34mm245.2756.165.2710.664)计算载荷系数已知使用系数Ka1,v 1.41m/s,7 级精度,由教材P194图10-8查得动载系数Kv 用差值法计算得:1.08,由教材P197表10 4查得Kh的值:56.16 4080 40KH1.4171.426 1.417得出:Kh 1.421由教材P198图10-13 查得 Kf1.36KH 1.421KF 1.36Kh Kf 1K 1.535d3 59.35mmmn2.

26、47由教材P195表10-3查得KhKf 1故载荷系数KKaKvKh Kh1 1.08 1 1.4211.5355)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材(10-10a)得P204 式d3d1tKKt56.161.53559.35mm1.36)计算模数mnmnd3Z359.35 c 2.47mm243、按齿根弯曲疲劳强度设计由教材P201式(10-5)即mn3 2KT2 YFa% dZ2 f(1)确定计算参数1)计算载荷系数K KAKVKF KF 1 1.08 1 1.36 1.4692)查取齿形系数K 1.469YFa12.65YFa2 2.177YSa1 1.58YSa2 1.79

27、3FE1 410MPa由教材P200表10-5查取如下：YFa12.652.14 2.18150 100 管得.YFa2 2.18103.44 100H.YFa2 2.1773）查取应力校正系数由教材P200表10-5计算如下：YSa11.58 :1.83 1.79150 100Ysa2 1.79103.44 100算得：YSa2 1.7934）由教材P208图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1 480MPa ;大齿轮的弯曲疲劳极限fe2 380MPa。5）由教材P206图10-18取弯曲疲劳强度寿命系数KFN1 0.88,KFN2 0.92。6）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全

28、系数为S 1.4,由教材P205式（10-12）得:f1F 2KFN1 FN 1SK FN 2 FN 2S0.88 4801.40.92 3801.4301.71MPa249.71MPa7）计算大小齿轮的YaY区并加以比较ff1301.71YFa2YFa22.177 1.7930.015632F 2249.71YFa1YFa12.65 1.58Fa1 Fa10.013878大齿轮的数值大（2）设计计算3 2 1.469 6.6051 1041 2420.015632 1.74mm对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn大于齿根弯曲疲 劳强度计算的法面模数，取 mn=2mm,可满足弯曲强

29、度，但为了同时满 足疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数， 于是有：FE2 380MPaKFN1 0.88KFN2 0.92F1301.71MPaF2 249.71 MPamn 1.74mmmi 2mmZ3 30Z4 130a 160mmZ3 里 59.35 29.68 取 Z3 30, mn2则 Z4 = 4.31 30 129俄 Z4 130实际传动比u 4.3330传动比误差：i u/ W31 4.33 0.5%<5%,故满足题目要求。 人4.33(3)几何尺寸的计算1)计算中心距：(Zi Z2)mn (30 130) 2a 2-n- 160mm222)算大小

30、齿轮的分度圆直径d3 z3ml 30 2 60mmd4 z4mn 130 2 260mm3)计算齿轮宽度b d d1 1 60 60 mm圆整后取 B3 65mm, B4 60mm4)结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm,而乂小于500mm, 故选用腹板式结构为宜。d3 60mmd4 260mmB1 65mmB2 60mm六、轴的设计计算P P 3.457KW(一)输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径。选用45调质，硬度217255HBs根据教材P370 (15-2)式，并查表15-3,取A0=115, P为传递功 率为P P 3.457KW , n为一级输入轴转速n n 96

31、0r/minr。d 19mm考虑有键槽，将直径增大5%,则d 17.63 (1 5%) 18.51mm。圆整后取 d 19mm。2、轴的结构设计(1)轴上的零件定位，固定和装配二级圆锥直齿圆柱齿轮减速器的输入轴上的锥齿轮直径小于 160mm,则可将齿轮和轴做成一体且相对两轴承做悬臂布置，两轴承分 别以轴肩和端盖固定，联轴器轴向用轴肩和轴端挡圈固定，周向采用键 做周向定位，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，右轴承从右面装入。(2)确定轴的各段直径和长度Tca 44.71mm因为输出轴的最小直径显然是安装联轴器出轴的直径，联轴器的计 算转矩Tca KAT1,查教材P351表14-1, M KA 1.3

32、则：Tca KaTi 1.3 34.391 44.71N.m查标准凸缘联轴器型 YL5,其公称转矩Tn 63N?m,半联轴器孔径d 22: 32mm,故取d 22mm,半联轴器长度L0 108mm，半联轴器与 轴配合的毂孔的长度L 52mm。初选32006型圆锥滚子轴承，其尺寸为 dXDXT=30mmX55mmX 17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离， 取齿轮距箱体内壁的距离a=10mm ,滚动轴承距箱体内壁的距离s=8mm,各段长度及直径如下:(3)轴上零件的周向定位半联轴器的周向固定采用普通平键(A型)连接。按d 22mm由 P106表6-1查得平键截面b h

33、6mm 6mm,键采用键槽铳刀加工其长 度L 40mm,同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴的配合为 H二，滚动轴承与轴的轴向定位是由过渡配合来 k6 保证的，此处选轴的尺寸公差为m6o(4)确定轴上圆角和倒角尺寸轴端倒角为1 45o,圆角半径R 1： 1.6(5)求轴上的载荷求分度圆直径：已知d1 87.5mm求转矩：已知T1 34.391N.m作用在齿轮上的力Ft1 924.74N根据教材P225 (10-22)式得924.74NFr1 301.03N2T12 34.391 103dm174.38Fr1Ft1tan cos 1 924.74 tan 20 cos2

34、6.57 301.03NFa1 150.55NFa1Ft1 tansin 1924.74 tan20 sin 26.57 150.55N根据轴的结构图作出轴的计算简图、受力分析图及弯矩扭矩图如下 由于该轴悬臂布置，根据几何尺寸算得：L1=75mm L2=49mm由上图及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下:Fx1604.16N Fx2 1528.9NFy141.37 NFy2 348.40 NMxmax 45312N ?mm xi maxFx1Fx2Fy1604.16N M1528.9N41.37NFy2 348.40NT 34391N?mmM 45418.1N?mMymax 3102.75N?

35、mmT 34391N ?mmM 飞 M:max M 2max . 453122 3102.75245418.11N ?mm(6)按弯扭合成应力校核轴的强度从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C是轴的危险截 面，校核C截面。根据P343式(15-5)及上述(3)中的数据，以及轴单 向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a =0.6 ,轴的计算应力： 做成一体，齿轮Z2用轴肩与套筒固定，两个滚动轴承两端分别用端盖和 套筒固定。齿轮Z2周向采用键做周向定位，轴呈阶梯状，左轴承从左面 装入，右轴承从右面装入。ca,M2 ( T)21 45418.112 (0.6 34391)20.1 3031

36、8.48MPaca18.48MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理,P362表15-1查得1 60MPa o因此ca 1 ,故安全。ca(二)中间轴的设计计算1、按扭矩初算轴径。选用45调质，硬度217255HBs根据教材P370 (15-2)式，并查表15-3,取A0=115, P为传递功 率为P PJ 3.320kw , n为一级输入轴转速n nn 480r / min。P 、心、d A)3j-(实心轴)n则:3.320d 115 21.9mm480考虑有键槽，将直径增大5%,则 d 21.91 5%) 23.01mm圆整后取d 24mm2、轴的结构设计(1)轴上的零件定位，固定和装配二

37、级圆锥直齿圆柱齿轮减速器的中间轴可将齿轮和轴做成一体相对两轴承做不对称布置，因为齿轮 Z3的直径d3 160mm，所以Z3与轴R 3.320kwd 24mm(2)确定轴的各段直径和长度初选32006型圆锥滚子轴承，其尺寸为 dx DXT=30mmX 55mmX17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,取齿轮距箱体内壁的距离 a 16mm,滚动轴承距箱体内壁的距离s 8mm,各段长度及直径如下(3)轴上零件的周向定位齿轮的周向固定采用普通平键(A型)连接。按d 35mm由P106 表6-1查得平键截面b h 10mm 8mm,键采用键槽铳刀加工其长度 L 36mm,同时为

38、了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半 联轴器与轴的配合为HJk6,滚动轴承与轴的轴向定位是由过渡配合来 保证的，此处选轴的尺寸公差为m6oT2 66.054N ?mm(4)确定轴上圆角和倒角尺寸轴端倒角为1 45°,圆角半径R 1.2: 1.6(5)求轴上的载荷求分度圆直径：已知 d2 175mm, dm2 148.75mm,d3 60mm求转矩：已知T2 66.054N ?mmFt2924.74NFt32201.8NFr2 150.55 N求作用在齿轮上的力根据教材P198 (10-3)式得Z3所受的力分别为2T22 66.054 103Ft322201.8Nd360Fr

39、3 Ft3 tan2201.8 tan20 801.39N根据教材P225 (10-14)式得Z2所受的力分别为Ft1 Ft2 924.74N Fr2 Fa1 150.55N Fa2 Fr1 301.03N根据轴的结构图作出轴的计算简图、受力分析图及弯矩扭矩图如下 由于该轴两轴承非对称，根据几何尺寸算得Fr3 801.39NFa2 301.03Na 2L1 49mm L2 76mm L3 61mm由上图及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下:Fx1 1403.24N Fx2 1723.3NFy1 457.86 N Fy2494.08NM xmax 85597.64N ?mm M ymax 301

40、38.88N ?mmT2 66054N ?mmM 90748图?mmM 严 2max M 2max-,85597.642 30138.882 90748.6N ?mm(6)按弯扭合成应力校核轴的强度从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C是轴的危险截 面，校核C截面。根据P343式(15-5)及上述(3)中的数据，以及轴单 向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a =0.6 ,轴的计算应力：ca,M 2_(_T)2_W. 90748.62 (0.6 66054)230.1 3523.10MPaca23.10MPaPm3.188KW前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由P362表15-1查

41、得1 60MPa 0因此ca 1 ,故安全。(三)输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径。选用45调质，硬度217255HBsd 21mm根据教材P370 (15-2)式，并查表15-3,取A0=115, P为传递功率 为 P Pm 3.188KW , n为一级输入轴转速 nm 111.37r/min。Pd Ao3/-(实心轴) n则： d 115 J-3.188 19.47mm, 111.37考虑有键槽，将直径增大5%,则d 19.47 (1 5%) 20.43mm,圆整后取 d 21mm2、轴的结构设计(1)轴上零件的定位，固定和装配二级圆锥直齿圆柱齿轮减速器的联轴器一端用轴肩固定另一端用轴端

42、挡圈固定，齿轮相对于轴承做不对称转动，齿轮一端由轴肩定位，另一端用套筒轴向固定，周向用平键连接。两轴承分别以轴肩、套筒和 端盖定位。Tca 355.39N ?m(2)确定轴的各段直径和长度因为输出轴的最小直径显然是安装联轴器出轴的直径，联轴器的计算转矩Tca KAT1,查教材 P351 表 14-1,取 Ka 1.3 WJ:Tca KAT1 1.3 273.372 355.39N.m查标准 GB/T5014-1995选HL3型弹性柱金肖联轴器，其公称转矩为Tn 630N?m,半联轴器孔径 d 30: 38mm,故取d 30mm,半联轴 器长度L 82mm,半联轴器与轴配合的毂孔的长度 Li 6

43、0mm。由于轴承只受径向力的作用，故初选6008型深沟球轴承，其尺寸为d x D x B=40mm x 68mm x 15mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面 与箱体内壁应有一定矩离，取套筒长为24mm,取齿轮距箱体内壁的距离a=16mm ,滚动轴承距箱体内壁的距离 s=8mm,各段长度及直径如 下：(3)轴上零件通过键进行周向定位齿轮、半联轴器于轴的周向固定均采用普通平键(A型)连接。按d 45mm由P106表6-1查得平键截面b h 14mm 9mm,键采用键槽铳刀加工其长度L 50mm,同时为了保证齿轮轮毂与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 业；同样半联轴器与轴的连接n

44、6h 7选用b h 8mm 7mm 50mm,半联轴命与轴的配合为 。慑动轴承k6与轴的轴向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m5。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸T3 273.732 N ?m轴端倒角为1 45°,圆角半径R 1,2: 1.6(5)求轴上的载荷求分度圆直径：已知d4 260mm求转矩：已知T3 273.732N?mFt4Ft32T2d32 66.054 103602201.8NFt4 2201.8NFr4 801.39N求作用在齿轮上的力 根据教材P198 (10-3)式得Z4所受的力分别为Fr4 Fr3 Ft3 tan 2201.8 tan20 801.3

45、9N根据轴的结构图作出轴的计算简图、受力分析图及弯矩扭矩图如下 由于该轴两轴承非对称，根据几何尺寸算得L1 61.5mm L2 134mm由上图及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下:Fx11481.5N Fx1 720.2NM 96959.N?mmFy1539.22 N Fy2 262.17NMxmax 91112.3N ?mm Mymax 33162.84N ?mmM . M X2max M "max- 91112.32 33162.842 96959.9N ?mm（6）按弯扭合成应力校核轴的强度ca 20.91MPa ca从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C是轴的危险截

46、 面，校核C截面。根据P343式（15-5）及上述（3）中的数据，以及轴单 向旋转， 扭转切应力为脉动循环变应力，取a =0.6 ,轴的计算应力：ca. M2 ( T)2W：96959.92 (0.6 273372)20.1 45320.91MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由P362表15-1查得1 60MPa o因此ca 1 ,故安全。七、滚动轴承的选择及校核计算1 .滚动轴承的类型应根据所受载荷的大小，性质，方向，转速及工作要求进行选择。 若只承受径向载荷而轴向载荷较小，轴的转速较高，则选用深沟球轴承; 若轴承同时承受较大的径向力和轴向力，或者需要调整传动件的轴向位 置，则应选择

47、角接触球轴承或圆锥滚子轴承。经过分析比较后，选用圆 锥滚子轴承和深沟球轴承。2 .滚动轴承的型号（从机械设计手册第二卷第四册查）根据各轴的安放轴承出的直径大小，经过分析和比较，轴承的选择如下：(1)输入轴选用的轴承标记为：圆锥滚子轴承 32006 GB/T 297-1994尺寸：d D B 30mm 55mm 17mm 它的基本额定载荷Cr 35.8KN Cor 46.8KN(2)中间轴选用的轴承标记为：圆锥滚子轴承 32006 GB/T 297-1994尺寸：d D B 30mm 55mm 17mm它的基本额定载荷Cr 35.8KN Cor 46.8KN(3)输出轴选用轴承的标记为：深沟球轴

48、承 6008 GB/T 276-1994尺寸：dx D x B=40mm x 68mmX 15mm 它的基本额定载荷Cr 17.0KN Cor 11.8KN3.对轴承进行寿命校核根据已知条件，轴承预计寿命Lh 2 8 300 10 48000h6轴承的寿命可由教材P320式(13-5a)即Lh m(ftC)进行校核。60n P根据P319页(对于球轴承，3;对于滚子轴承 1%)取 y o由教材P320表13-4并结合该轴承的工作环境，取ft=1.0 ；由于轴承受径向和轴向载荷作用，则P fp(XFr YFa)(教材P321式13-9a);由教材 P321 表 13-6,取 fP=1.0;(1)

49、对输入轴的轴承进行寿命校核由 % 0.5 e 0.43 查教材 P321 表 13-5 得 X 0.40查机械设计手册第二版第四卷 P39-81得Y 1.4P fp(XFr YFa) 1 (0.4 301.03 1.4 150.55) 331.38NLh=12000h10一 3ft=1.00则：Lh1106ftC1061.00 3580060n60 960331.3810)3104255736.3h>Lh 48000hfp=1.0故所选轴承可满足寿命要求。(2)中间轴的轴承进行寿命校核0.32 e 0.43 查教材 P321 表 13-5 得 X 1, Y 0Pfp(XFr YFa) 1 (1 951.94 0 301.03) 951.94N则：Lh2106 /ftC、-()= 60nP10660 4801.00 35800951.9410)3Lh16187554.2h Lh 48000hLh故所选轴承可满足寿命要求。(3)输出轴的轴承进行寿命校核由