圆锥圆柱齿轮减速器设计就这个

机械设计课程设计任务书设计题目：带式运输机圆锥一圆柱齿轮减速器设计内容：（1）设计说明书（一份）（2）减速器装配图（1张）（3）减速器零件图（不低于3张系统简图：原始数据：运输带拉力F=2100N，运输带速度v=1.6ms'，滚筒直径D=400mm工作条件：连续单向运转，载荷较平稳，两班制。环境最高温度350C；允许运输带速度误差为±5%，小批量生产。1/29设计步骤：一、 选择电动机和计算运动参数（一）电动机的选择TOC\o"1-5"\h\z.计算带式运输机所需的功率：P=FV-=2100X1.6=3.36kwW1000 1000各机械传动效率的参数选择：\=0.99（弹性联轴器），n2=0.98（圆锥滚子轴承），丑=0.96（圆锥齿轮传动），n=0.97（圆柱齿轮传动），n=0.963 4 5（卷筒）.所以总传动效率：n=n2n4nnnE1 2 3 4 5=0.992x0.984x0.96x0.97x0.96=0.808.计算电动机的输出功率：P=二=2136_kw。4.16kwdn0.808E确定电动机转速：查表选择二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比合理范围iE=8〜25（华南理工大学出版社《机械设计课程设计》第二版朱文坚黄60x1000v60x1000x1.6平主编），工作机卷筒的转速n= = =76.43w兀d 3.14X400r/min，所以电动机转速范围为n=i,n=（8〜25）x76.43=（611.44〜1910.75）r/min。则电动机同步dEw转速选择可选为750r/min，1000r/min，1500r/min。考虑电动机和传动装置的尺寸、价格、及结构紧凑和满足锥齿轮传动比关系（＜=0.25ie且〈43），故首先选择750r/min，电动机选择如表所示表1型号额定功率/kw满载转速r/min轴径D/mm伸出长E/mm启动转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y160M2-85.5720421102.02.0（二）计算传动比:2/29

1.总传动比：i=nm=卫-氏9.420en76.432.传动比的分配：i广i[Xi口，i[=0.25i工=0.25x9.420=2.355<3,成立9.4202.3559.4202.355=4（三）计算各轴的转速:I轴n=n=720r/minII轴n=n[=72°=305.73r/minni[ 2.355n 305.73III轴n=—n= =76.43r/minin4（四）计算各轴的输入功率：I轴p=勺、=4.16x0.99=4.118kwII轴Pn=（叩2n3=4.118x0.98x0.96=3.874kwin轴Ph=Pnn2n4=3.874X0.98X0.97=3.683kw卷筒轴P卷=p*2nl=3.683x0.98x0.99=3.573kw（五）各轴的输入转矩P 416电动机轴的输出转矩T=9.55x106一=9.55x106x—=5.52x104N•mm

d n 720故1轴T=Tdn1=5.51778x0.99=5.462x104N•mmII轴Tn=Tn2n3=5.46260x0.98x0.96x2.355x104=1.2103x105N•mmin轴T[[[=Tnn2n4in=1.21028x0.98x0.97x4x105=4.602x105N•mm卷筒轴T卷=Tnn2nl=4.602x0.98x0.99x105=4.465x105N•mm高速轴齿轮传动的设计（一）选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数.按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动.输送机为一般工作机械，速度不高，故选用8级精度。.材料选择由《机械设计》第八版西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著的教材表3/29

10-1选择小齿轮材料和大齿轮材料如下：表2齿轮型号材料牌号热处理方法强度极限。/MPa屈服极限。JMPa硬度（HBS）平均硬度（HBS）齿芯部齿面部小齿轮45调质处理650360217~255236大齿轮45正火处理580290162~217189.5二者硬度差约为45HBS。.选择小齿轮齿数Z]—25,则：z2-i乙—2.355x25—58.875，取z2—59。实际齿比u―卫—59—2.36Z] 25确定当量齿数;u—cot5-tanS-2.36 /.5-22.964。，8-67.036。1 2 1 2z 25 z 59・・.z——- - 27.14,z——2-- -151.28。v1 cosS 0.921 v2 cosS 0.3902(二)按齿面接触疲劳强度设计个巧岛].G棠①)uH' R R.确定公式内的数值1)试选载荷系数Kt-1.82）教材表10-6查得材料弹性系数Ze=189.8%：・丽（大小齿轮均采用锻钢）3）小齿轮传递转矩T[=5.462x104N•mmb4）锥齿轮传动齿宽系数0.25<O=-<0.35,取①=0.33。RR R教材10-21d图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限。Himi=570MPa；10-21c图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限。 =390MPa。Hlim26）按式（10 - 13）计算应力循环次数N1=60nljLh=60x720x1x(2x8x300x10)=2.074x109；N、_2.074N、_2.074x109丁 236=8.788x1084/297）查教材10-19图接触疲劳寿命系数.1=1.01,KHN2=1.05。8）计算接触疲劳许用应力IH]取失效概率为1%,安全系数为S=1,贝UI]=K册，印加=1.01x570=575.7MPah1Sb]=KHN20Hlim2=1.05x390=409.5MPaH2S」]=」]=口hI+口h!H 2575.7+409.52=492.6MPa<1,231J取1H]=492.6MPa2.计算1)计算小齿轮分度圆直径%（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）1)d>2.923.1t=2.92x3『d>2.923.1t=2.92x3『189.8丫[1492.61=87.470mm2）计算圆周速度—兀dn

v=60x10()0KT1.8x5.462x1040.33x(1-0.5x0.33}x2.363」4x叫470x720=3.296m/s600003)计算齿宽b及模数mb=①R=d①*'U2+1=87.470x0.33x.2.362+1=36992mmR1tR2 2mntd 87.470mntd 87.470—^== z1 25=3.4988mm4)齿高h=2.25mt=2.25x3.4988=7.8723mm4)b36.992= =4.699h7.8723计算载荷系数K由教材10-2表查得：使用系数使用系数Ka=L根据v=3.296m/s、8级精度,由10-8图查得：动载系数Ky=L18；由10-3表查得：齿间载荷分配系5/29

数K=K=数K=K=K=1；取轴承系数KH队二1.25,齿向载荷分布系数所以：K=K6)=K=Kcx1.5=1.875HH HpbeK郎=1x1.18x1x1.875=2.213按实际载荷系数校正所算得分度圆直径=d3：K=87.470x3：2213=93.705mm1t\K 1.87)就算模数：7)d—1z193.705=3.748mm（三）按齿根弯曲疲劳强度设计4KT —0.5—0.5①RzVU2.确定计算参数1)计算载荷K二KaK1)计算载荷K二KaKvK=1x1.18x1x1.875=2.2132)查取齿数系数及应了校正系数由教材10—5表得：y=2.568，y=1.601；Fa1Sa1yF2=2.14，yS2=1.83。教材10—教材10—20图c按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳极限。FE1二400MPa；教材10―20图b按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限~2二320MPa。4)教材10—4)教材10—18图查得弯曲疲劳寿命系数K=0.91，K=0.92。FN1FN25)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数5)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4。6)FN10FE1S091x4006)FN10FE1S091x400=260MPa1.4号吧二210.29MPayy计算大小齿轮的if牛并加以比较，F2.568xL601=0.01581260yy214x183甘+=2102g=0.01862，大齿轮的F26/29数值大。.计算（按大齿轮）4KT—] lEa £!_^1 -Fa©a-—0.5①R上z2%U2—0.5①R1 Fx0.018623： 4x2.213x5.462x10x0.0186200.33x(1-0.5x0.33)2x252x<2.362+1=2.901mm对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模m大于由齿根弯曲疲劳强度的模数，又有齿轮模数m的大小要有弯曲强度觉定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关。所以可取弯曲强度算得的模数2.901mm并就近圆整为标准值mn=3mm（摘自《机械原理教程》第二版清华大学出版社4.11锥齿轮模数（摘自GB/T12368-1990）），而按接触强度算得分度圆直径d1=93.705mm重新修正齿轮齿数，z='=93.705=31.235，取整z=33，则z=iz=2.355x33=77.715,为了使各个相1m3 1 2 11n啮合齿对磨损均匀，传动平稳，z2与z1一般应互为质数。故取整z2=77。则实际传动比i=3=77=2.333，与原传动比相差2.2%,且在土5%误差范围内。1z1 33（四）计算大小齿轮的基本几何尺寸.分度圆锥角：z1)小齿轮8=arccot=23.199。12）大齿轮82=90。-81=90。-23.199。=66.801。.分度圆直径：1)小齿轮d=mz=3x33=99mm2)大齿轮d=mz=3x77=231mm3.4.齿顶高齿根高3.4.齿顶高齿根高h=h*m=1x3mm=3mm=C*+c*M=G+0.2)x3mm=3.6mm.齿顶圆直径:小齿轮d1=d]+2hcos81=99+2x3x0.9191=104.515mm7/29

大齿轮dJd2+2hcos52=231+2*3*0.3939=233.363mm.齿根圆直径：小齿轮dfi=di-2hfcos51=99—2x3.6x0.9191=92.382mm大齿轮df2=d2-2hfcos52=231-2x3.6x0.3939=228.164mmmzm: 3.tt zz—〜八7,锥距R= =z2+z2=—x<332+772=125.660mm2sin5 2'1 2 28,齿宽b=①RR=0.333x125.660=41.845mm,(取整)b=41mm。则：圆整后小齿宽J二45mm，大齿宽I二40mm。9.10.11.当量齿数z=~^Z—9.10.11.当量齿数z=~^Z—=33=35.905，v1 cos5 0.91911分度圆齿厚s=—=修正计算结果:3.14x32=4.71mmz77 一z=-2-= =195.481v2cos5 0.393921)由教材10—5表查得：丫=2.441，丫=1.654；K=2.122，丫=1.862。Fa1 Sa1 Fa2 Sa2九dn3.14x99x720v=60xj000=——丽丽——=3.730m/s，再根据8级精度按教材10—8图查得：动载系数KV=1.18；由10—3表查得：齿间载荷分配系数K&=，。=KF「1；取轴承系数KH降=1.25，齿向载荷分布系数K0=K那=KH=KH%x1.5=1.8753)4)校核分度圆直径d>2.92：，1tK=KAKVKHK邠=1x1.18x13)4)校核分度圆直径d>2.92：，1tKT 1 -0.5①R/189.80=2.92x/189.80=2.92x3i\l492.62.213x5.462x1040.33x-0.5x0.33}x2.333=94.0655)?工2.441x5)?工2.441x1.654Fa1Sa1= 260F1=0.01553YY2.122x1.862Ea2Sa2= :J210.29F2=0.01879大齿轮的数值大，按大齿轮校核。8/29

4KT—0.5①R-] EcEFa04KT—0.5①R-] EcEFa0a}z2\；U2+1匕」1 F31 00.33x4x2.213x5.462x104(1-0.5x0.33)2x332x.v23332+1x0.01879=2.426mm实际*=99mm,mn=3mm，均大于计算的要求值，故齿轮的强度足够。齿轮结构设计小齿轮1由于直径小，采用实体结构；大齿轮2采用孔板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算，见下表；大齿轮2结构草图如图。高速级齿轮传动的尺寸见表大锥齿轮结构草图表3大锥齿轮结构尺寸名称结构尺寸及经验公式计算值锥角5z5=arctantz166.8019/29

锥距R125.660mm轮缘厚度e=(3~4K>10mm11mm大端齿顶圆直径da233.363mm榖空直径D由轴设计而定50mm轮毂直径D1D1=1.6D80mm轮毂宽度LL=G〜1.2)D取55mm腹板最大直径D0由结构确定160mm板孔分布圆直径D2d=D±a2 2120mm板孔直径d0由结构确定12mm腹板厚度CC=(0.1〜0.17)R>10mm18mm表4高速级锥齿轮传动尺寸名称计算公式计算值法面模数m3mm锥角8123.199。66.801。齿数z3377传动比i12.333分度圆直径dd99mm231mm齿顶圆直径d=d+2hcosbd=d+2hcosb104.515mm223,363mm齿根圆直径d=d-2hcosbd=d-2hcosb92.382mm228.164mm锥距c mz m；R一 一y1z2+z22sin5 2*1 2125.660mm10/29

齿宽B145mm40mm低速级圆柱齿轮传动的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数.按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。.经一级减速后二级速度不高，故用8级精度。.齿轮材料及热处理小齿轮选用45钢调质，平均硬度为235HBS，大齿轮材料为45刚正火，平均硬度为190HBS，二者材料硬度差为40HBS。.齿数选择选小齿轮齿数z3=24，根据高速级传动比i1=2.333，得低速级传动比i=1=4.038，则大齿轮齿数z=zi=24x4.038=96.912，取z=97。2i 4 32 2197实际传动比u=9-=4.042224传动比误差£='=99+2"4.038x100%=0.099%<5%,在允许误差范围内。ii4.038.选取螺旋角。初选螺旋角6=14。按齿面接触强度设计7 3；2KT~~u土1ZZ、d>'1-1-X X（—H-E-）211\。,u[o].确定各参数的值：1）试选载荷系数K「1.62）计算小齿轮传递的扭矩。力 95.5x力 95.5x105PT二 22n295.5x105x3.874308.616=1.199x105N•mm3)查课本3)查课本P205表10-7选取齿宽系数。-1。4）查课本P表10-6得材料的弹性影响系数Z=189.8MP2。201 E a教材10—21d图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限。加3=570MPa；10-21c图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限。 =390MPa。1Hlim26)按式(10-13)计算应力循环次数N1二60n1j匕卜二60x720x1x(2x8x300x10)=2.074x109N、_2.074N、_2.074x109"u1 2.36=8.788x108；11/298）查教材10-8）查教材10-19图接触疲劳寿命系数K =1.01,9）计算接触疲劳许用应力□H]HN1取失效概率为1%,安全系数为S=1，KHN1-Hlim1=1.01x570=575.7MPaSKHN2_Hlim2=1.05x390=409.5MPaS□]□]+□] 575.7+409.5=492.6MPa<1,231110）查课本P217图10-30选取区域系数ZH=2.433O11）查课本P15图10-26得％=0.788e=e+e=0.788+0.865=1.653。2.计算2.1)试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得1),2KT~~u+1,ZZ、, 1-^1X7 X(—H-E)2''0d8d u2 [oH]=12X=12XL6XL199X105x4^1X1.6534.0422.433x189.8、x( )2492.6=65.367mm2)计算圆周速度3)60X1000 60X10002)计算圆周速度3)60X1000 60X1000计算齿宽b和模数m

ntb=。d=1x65.367=65.367mm3.14x65.367x308.616 =1.056m/sd11_dcospm=—u ntz165.367xcos14。 =2.643mm244)5)6)4)5)6)齿高h=2.25m=2.25x2.643mm=5.947mmntb/=65.367」 —10992hh ..5947T0.992计算纵向重合度£p=0.31的仔1tanP=0.318x1x24xtan14。=1.903计算载荷系数K已知使用系数KA=1,根据v=1.056m/s,8级精度，查课本P94图10-8得动载系数K=1.03；查课本P96表10-4得K邱=1.46；查课本P98图10-13得K^p=1.35；查课本,93表10-3得KH=KF=1.4。12/29

故载荷系数K=KAKKHK邱=1x1.03x1.4x1.46=2.1057）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径） 83：K 32.105d=d3——=65.367x =71.626mmTOC\o"1-5"\h\z3 3'K 11.68）计算模数m 'ndcosp 71.626xcos14。m= = =2.896mmnz 24（三）按齿根弯曲强度设计3.2KTYcos2pYYm三1 1p •fasat巾z2£ [O]d1a F.确定计算参数1）计算载荷系数K二iFKp=1x1.03x1.4xK二iFKp2）小齿轮传递的扭矩T=1.199x105N•mm23）根据纵向重合度£p=1.903，查课本＜17图10-28得螺旋角影响系数yp=0.88。4）计算当量齿数z= z3 =—2^-=26.27v3 cos3p COS314。z=-Z-4——=—————=106.18v4cos3p cos314。5）查取齿形系数YFa和应力校正系数YSa查课本P表10-5得Y=2.590,Y=1.598;Y=2.182,Y=1.796。6）计算弯曲疲劳许用应力於 ”3侬查课本P208图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限oFE3=380MP,ofe4=325MP。查课本P06图10-18得弯曲疲劳寿命系数Kfn3=0.91,Kfn4=0.92。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则=Kfn30FE3=吧x380=247MPS 1.4 ，Ko

―Ko

―FN4~FE4

S0.92x32514=213.57MP7）计算大、小齿轮的YFaY7）计算大、小齿轮的YFaYa-并加以比较FYYFa31a3F32.590x1.598247=0.0167613/292」82XL796二0.01835213.57F4大齿轮的数值大，选用大齿轮。.设计计算■2x2.019x1.199x105x0.88xcos214。1X242X1.6531 1X242X1.653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，又有齿轮模数m的大小要有弯曲强度觉定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，所以可取弯曲强度算得的模数1.977mm并就近圆整为标准值mn=xcos14。.5mmxcos14。GB/T1357—1987）），而按接触强度算得分度圆直径dj71.626mm重新修正齿轮齿数，dcosp 71.626xcos14。z= = =27.799m 2.5取整z=28 ，则3z2z2与4一般应与原分配传动比4.038基z4二i2y4.038X28二X2.5-X2.5-290.113mm

cos13.155。4）计算齿轮宽度b=。&-1x72.006-72.006mm圆整后取b=72mm14/29互为质数。故取整z=113。实际传动比i=^4=U3=4.036，4 2z28本一致，相差0.2%。3.几何尺寸计算1）计算中心距mmmm=181.646mm_(z,+z，)m2cosp(28+113)x2.5将中心距圆整为181mm。2）按圆整后的中心距修正螺旋角(z+z)m (28+113)x2.5p二arccos—3 4——n-=arccos =13.155。=13。918”2a 2x181因P值改变不多,故参数％,Kp,ZH等不必修正。3)计算大、小齿轮的分度圆直径zm

d--n

3cospd-4m4coszm

d--n

3cospd-4m4cosp小齿轮B=80mm，大齿轮B4=75mm。.校核，同高速级齿轮一样，（略）。.齿轮结构设计小齿轮3由于直径小，采用齿轮轴结构；大齿轮5采用孔板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算，大斜齿圆柱齿轮见下表5；大齿轮4结构草图如上图。低速级圆柱斜齿轮传动尺寸见下表。大斜齿轮结构草图表5斜齿大圆柱齿轮结构尺寸名称结构尺寸经验计算公式计算值榖空直径d由轴设计而定d=d轴50mm轮毂直径D3D3=1.6d80mm轮毂宽度LL=(1.2〜1.5h75mm（取为与齿宽B4相等）15/29

腹板最大直径D0D0工d-(10-14)^268mm板孔分布圆直径dD=D1Di 2174mm板孔直径D2D2氏(0.25〜0.35)D0-D3)(47-65.8)mm腹板厚度CC=(0.2~0.3)B18mm表6低速级圆柱斜齿轮传动尺寸名称计算公式计算值法面模数m2.5mm法面压力角a20。螺旋角p13。918“齿数z28113传动比i4.036分度圆直径dd72.006mm290,113mm齿顶圆直径d=d+2hda〉d：+2ha77.006mm295.113mm齿根圆直径d=d-2hdf4=d：-2hf65.756mm283,863mm中心距m(z+z)2cosp181mm16/29齿宽B380mm75mm四、设计轴的尺寸并校核。（一）轴材料选择和最小直径估算轴采用材料45钢，进行调质处理。则许用应力确定的系数 103«A0<126，取高速轴七二126，中间轴A02二120，低速轴狐二112。按扭转强度初定该轴的最小直径%即:dmin>A3：—。当轴段截面处有一个键槽，就将计数值加大5%〜7%，当两个键槽时0即:dminm将数值增大到10%〜15%。一.—P一一34.118高速轴：d>A3,一=126x3,--=22.533mm，因高速轴安装联轴器有一键1min011口］ 7720槽，则：d1mm=G+0.07）x22.533=24.110mm。对于连接电动机和减速器高速轴的联轴器，为了减少启动转矩，其联轴器应具有较小的转动惯量和良好的减震性能，故采用LX型弹性柱销联轴器（GB/T5014—2003）。P……5.51）联轴器传递的名义转矩T=9550=9550x--=72.95N•mn 720计算转矩Tc=KT=1.5x72.95=109.43N•m（k为带式运输机工作系数，K=1.25〜1.5,取K=1.5）。2）根据步骤1、2和电机直径d电机=42mm，则选取LX3型联轴器。其中：公称转矩T=1250N•m，许用转速［n］=4750r/min，联轴器孔直径d=（30、32、35、38、40、42、45、48）满足电机直径d电机二42mm。3）确定轴的最小直径。根据d轴=（0.8〜1.2）d电机，所以d1mm=33.6mm。取d.=35mm一pP一一3-3.8742.中间轴：d>A3t=120x. =27.976mm。该处轴有一键槽，则：2min02丫n 3305.73 ，d2min=G+0.07）x27.976=29.934mm，另考虑该处轴径尺寸应大于高速级轴颈处直径，取d2i=40mm。,一，1 3'P 3,3.6833.低速轴：d>A3：―中=112x---=25.675mm。考虑该处有一联轴器和大斜3min03)n 776.4317/29

=G+0.15=G+0.15)x25.675mm=29.526mm，取整:齿圆柱齿轮，有两个键槽，则：ddi=35mm。（二）轴的结构设计参考表4-1参考表4-1、图4-24（《机械设计课程设计》第3版哈尔滨理工大学出版社），初步设计轴草图如下A.高速轴的结构设计高速轴轴系的结构如图上图所示。1）各轴段直径的确定di2:根据大带轮的轴向定位要求以及密封圈标准，取45mmd^：最小直径，安装与电动机相连联轴器的轴向外伸轴段，du=d1m也di2:根据大带轮的轴向定位要求以及密封圈标准，取45mm2)B.2)B..轴承处轴段，根据圆锥滚子轴承30210确定轴径50mm.轴环段取60mm.轴承处根据轴承取50mm.小锥齿轮处取40mm轴各段长度由选择的联轴器取60mm由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定40mm由圆锥滚子轴承确定20mm由装配关系、箱体结构确定110mm由圆锥滚子轴承确定20mm由套筒及小锥齿轮确定63mm中间轴直径长度确定18/291）初步选定圆锥滚子轴承，因轴承同时承有径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dmin=40mm，由课程设计表12.4轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承选用型号为30209,其主要参数为:d=45mm,D=85mm,T=20.75mm,B=19mm,C=16mm,所以取其直径45mm。2）因为安装小斜齿轮为齿轮轴，其齿宽为80mm,直径为77.006mm,所以长80mm直径77.006mm。3）轴的轴环段直径60mm,长10mm。C.输出轴长度、直径设置。3■S一

3■S一1）初步选定圆锥滚子轴承，因轴承同时承有径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dmi：40mm，由课程设计表12.4轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承选用型号为30209,其主要参数为：d=45mm,D=85mm,T=20.75mm,B=19mm,C=16mm,所以取其直径45mm。2）因为安装大斜齿轮，其齿宽为75mm,所以长75mm直径50mm。3）轴的轴环段直径60mm,长10mm。4）过渡轴直径50mm长度58mm5）轴承端直径45mm,长度42mm6）箱盖密封轴直径40,长度35mm7）选择联轴器的直接35mm,长度60mm。五、轴的校核（中间轴）:2DFt2B（一）轴的力学模型建立12228028.73-14607.33108934.84109909.8420/29（二）计算轴上的作用力大锥齿轮2：圆周力Ft2=Fti2x圆周力Ft2=Fti2x5.462x104-a= f \=1323.86N)99xU—0.5x0.333)R径向力F-Fr2al=FtanacosB-1323.86xtan200cos23.199。=189.81N轴向力F2=F1=Fjanacos"=1323.86xtan200cos23.199。=442.88N斜小圆齿3：圆周力Ft32T圆周力Ft32T不32x1.2103x10572.006N=3361.66N径向力F=F_tana=3361.66x,an20。N=1256.52N径向力r3 t3cosP cos13.155。轴向力F3=Fjanp=3361.66xtan13.155。N=785.69N（三）计算支反力1.计算垂直面支反力（XZ平面）如图由绕支点A的力矩和£MAy=0贝人Fx62—Fx(62+74)+Fx189=0r3r2BV・•・FBV189.81x136-1256.52x62 f) N=-275.61NW189同理：£M=0贝UF--791.10NQ)AV£Z=0，计算无误。2.计算水平面支反力（XY平面）与上步骤相似，计算得:F=2630.13NG),F =2055.39NG)AH BH（四）绘扭矩和弯矩图21/29.垂直面内弯矩图如上图。C处弯矩MV左=—FV义62=—791.10义62N.mm=-49048.20N.mmM右=—Fx62—Fxd3=—49048.20—785.69x72.006N.mm=—77335.40N.mmCV AV a322* Fd 44288x19254D处弯矩M左=—Fx53+Tm2=—275.61x53+ =28028.73N.mmDV BV 2 2MV右=—FVx53=—275.61x53=—14607.53N.mm.绘水平面弯矩图，如图所示MH.C处弯矩：MCH=FAHx62=2630.13x62=163068.06N.mmD处弯矩：MDH=FBHx53=2055.39x53=108934.84N.mm.合成弯矩图如图C处最大弯矩值：M=%163068.062+77335.402=180477.02N.mmCmaxD处最大弯矩值：M=<108934.842+28028.732=112482.93N.mmDmax.转矩图TT=T2=121030N.mm.弯扭合成强度校核进行校核时，根据选定轴的材料45钢调质处理。由所引起的教材15-1查得轴的许用应力I]=60MPaTOC\o"1-5"\h\zVM2+T2 r]应用第三强度理论o=--——<匕]W -1, 3：32,；M2+T23：32“180477.022+1210302/.d>L——--fc-q =, =33.29mmc[兀0] \， 3.14x60— -1二、3：32,.M2+T2 332<112482.932+1210302d>,,---fd-^i = =30.39mmd.兀0] 3.14x60' -1而C处采用的齿轮轴，D处直径50mm,远大于计算尺寸。故强度足够。（五）安全系数法疲劳强度校核对一般减速器的转轴仅适用弯扭合成强度校核即可，而不必进行安全系数法校核。.判断危险截面对照弯矩图、转矩图和结构图，从强度、应力集中方面分析，因C处是齿轮轴，故C处不是危险截面。D截面是危险截面。需对D截面进行校核。.轴的材料的机械性能22/29

根据选定的轴的材料45钢，调质处理，由所引用教材表15—1查得：O尸640M%O-1二275MPa，T-1=155MPa。取w二0.5V二0.5x0.2二0.13.D截面上的应力3.因D截面有一键槽bxh=14mmx9mm，t=5.5mm。所弓I：4.5.抗弯截面系数卬=九d3btQ-t)322d3.14x50314x5.5x(50-5.5) 二10740.83mm3322义50抗扭截面系数叫二弯曲应力幅Oa扭转切应力幅T九d3bt(d-1}162d4.5.抗弯截面系数卬=九d3btQ-t)322d3.14x50314x5.5x(50-5.5) 二10740.83mm3322义50抗扭截面系数叫二弯曲应力幅Oa扭转切应力幅T九d3bt(d-1}162d3.14x50314x5.5x(50-5.5、 二23006.46mm3162义50M DmaxW2WT112482.9310740.83121030MPa=10.47MPa，弯曲平均应力o=0；2义23006.46MPa=2.63MPa，平均切应力t=t=2.63MPa。影响系数D截面受有键槽和齿轮的过盈配合的共同影响，但键槽的影响比过盈配合的影响小，所以只需考虑过盈配合的综合影响系数。由教材表3—8用插值法求出：Ko=3.16，取8

Ok一二0.8x3.16=2.53，轴按磨削加工，由教材附图3—4求出表面质量系数:8OP=P=0.92。故得综合影响系数:k―O-+8OL-1=3.16+--1=3.25P 0.92O-1=2.53+--1=2.62

0.92疲劳强度校核轴在D截面的安全系数为:O

1

Ko+vo2753.25义10.47+0.2义0=8.08ScaT 1 KT+wT1552.62*2.63+0.1*2.638.08x21.667：S2+S2 Y8.082+21.6672二21,667=7.5723/29取许用安全系数S二2.0,有Sca>S，故c截面强度足够。六、校核高速轴及输出轴校核该轴与中间轴方法一样，故步骤省略。经校核后，两轴强度足够。七、滚动轴承的选择及计算.输入轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，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，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30210，其尺寸为，dxDxT=50mmx90mmx21.5mmFa=362N，，e=1.5tana=1.5tan11。51'35''=0.315载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1-522.5NFnv1-33.55NFnh=1567.5NF—82.45N则Fr=523.58N,Fr=1569.67NfFr 1701.30=446.59N=402.79NF==446.59N=402.79Nd1 2y2x0.4xcot11051'35''厂Fr 2397.57F=——2= d2 2y 2x0.4xcot11051'35”Fa1=Fd1+Fa=446.59+338=784.59NFa2=Fd2=402.79N则F784.59

a1F784.59

a1— Frj-1701.30―0.461>eF402.79

a2— Fr2—2397.57―0.168<ePr―0.4Fr+0.4cotaFa—0.4x1701.3+0.4xcot11051'35”x784.59—2174.98NPr2—Fr2—2397.57N24/29

10人6 X60x10人6 X60x310(55800、12397.57)10人-1.94义10人6h>10人6h3故合格。.中间轴和输出轴轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，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，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30209，其尺寸为dxDxT-45mmx85mmx20.78mmFa-651.5N，e-1.5tana-1.5tan12O57'10''-0.345，Fr 12yFrFr 12yFr 2965.132x0.4xcot12057'10''2002.20-277.48N2y 2X0.4Xcot12057'10”-575.63N载荷水平面H垂直面V支反力FFnh，-957NFnv，-125NFnh=1669Nk-1106N12Fr-965.13N,Fr-2002.20NFa1=Fd1+Fa=277.48+651.5-928.98N575.63 0.287<e2002.20Fa2-Fd575.63 0.287<e2002.20£-4-0.963>eF965.13Pr-0.4Fr+0.4cotaFa-0.4x965.13+0.4xcot12057'10”x928.98-2001.67NPr2-Fr2-2002.20NLh10人6Lh10人6 X60x77.6(55800、12002.20)10人=14.10x10人6h>10人6h325/29故合格八、键联接的选择及校核计算.输入轴键计算校核联轴器处的键连接，该处选用普通平键尺寸为b义hxl=10mm义8mm义55mm，接触长度八=55-5=50mm，则键联接所能传递的转矩为：T=0.25hl'dJJ=0.25x6x22x20x120+100。=79.2N•mT〉T3=97-35N•m，故单键即可。.中间轴键计算校核联轴器处的键连接，该处选用普通平键尺寸为bxhxl=14mmx9mmx44mm，接触长度l"=44-14=30mm，则键联接所能传递的转矩为：T