圆锥圆柱齿轮减速器设计说明书

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1、机械设计课程设计说明书（机械设计基础）设计题目 圆锥圆柱齿轮减速器汽车学院 车辆工程（汽车）专业班级 05级汽车1班学号052062设计人陈恺指导老师奚鹰完成日期 2007年7月29日目录设计任务书 3传动方案的拟订及说明 3电动机的选择 3计算传动装置的运动和动力参数 5传动件的设计计算 7轴的设计计算 .16滚动轴承的选择及计算 .38键联接的选择及校核计算 .42联轴器的选择 .43减速器附件的选择 .44润滑与密封 .44设计小结 .44参考资料目录 .45设计计算及说明结果一、设计任务书设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器，已知带式运输机驱动卷筒的圆周力（牵引力） F=2100

2、N，带速v=1.3m/s ，卷筒直径 D=320mm ，输送机常温下经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。工作寿命10年（设每年工作300天），一班制。二、传动方案的拟订及说明计算驱动卷筒的转速60 1000v60 1000 1.3.nw 77.6r/minnw 77.6r / minD320选用同步转速为1000r/mi n 或1500r/mi n 的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为13。根据总传动比数值，可拟定以下传动方案：图一三、选择电动机1）电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y （IP44 ）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。结果设计计算及说明（1

3、）卷筒的输出功率PFv2100 1.3P2.73kw10001000（2）电动机输出功率PdPPd2）电动机容量P 2.73kw传动装置的总效率1?2A 3 ?3?4?5A 2?6式中1、2为从电动机至卷筒轴的各传动机构和轴承的效率。由机械设计（机械设计基础）课程设计表12-4查得：V带传动 =0.96 ;滚动轴承2=0.988 ;圆柱齿轮传动3 =0.97 ;圆锥齿轮传动 4=0.96 ;弹性联轴器 5=0.99 ；卷筒轴滑动轴承6=0.96 ;则0.960.988八 3 0.970.96 0.99 0.99 0.960.810.81Pd 3.36kwP 2.73Pd 3.36 kw0.81

4、（3）电动机额定功率由机械设计（机械设计基础）课程设计表20-1选取电动机额定功率Ped 4.0kw。3）电动机的转速推算电动机转速可选范围，由机械设计（机械设计基础）课程设计表2-1查得V带传动常用传动比范围i124 ,单级圆柱齿轮传动比范围i2 36，圆锥齿轮传动比范围i3 23，则电动机转速可选范围为：设计计算及说明结果nd n ?ii?i2?i3931.25587.2r/min初选同步转速分别为1000r/min 和1500r/min的两种电动机进行比较，如下方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/mi n）电动机质量（kg）同步、卄 +、， 满载1Y132M1-64100096

5、0732Y112M-441500144043表：传动装置的传动比总传动比V带传动二级减速器12.373.13.9918.564.644两方案均可行，但方案1传动比较小，传动装置结构尺寸较小，因此采用方案1,选定电动机的型号为 Y132M1-64）电动机的技术数据和外形，安装尺寸由机械设计（机械设计基础）课程设计表20-1、表20-2查得主要数据，并记录备用。四、计算传动装置的运动和动力参数1）传动装置总传动比nm 960i 12.37n 77.62）分配各级传动比i 12.37i1 3.1i2 3.99因为是圆锥圆柱齿轮减速器，所以ii 0.253.1圆锥圆柱齿轮减速器传动比i 12.37 c

6、ccI2 3.99ii 3.1设计计算及说明结果3 ）各轴转速（轴号见图一）ni nm 960r/minn1960r / minn2 n1 960r / minn2960r /minn2960n3310r/ minn3310r/mi ni13.1n477.6r /minn3310.n4 77.6r/minn577.6r /mi ni23.99n5 n4 77.6r/m in4）各轴输入功率按电动机所需功率 Pd计算各轴输入功率，即P1 Pd 3.36 kwP13.36 kwP2 P1? 2? 53.36 0.99 0.9883.29kwP23.29kwP3 P2 ? 4 3.29 0.96 3

7、.16kwP33.16kwP4 P3? 2? 33.16 0.988 0.973.02kwP43.02 kwP5P4? 2 3.02 0.988 2.98kwP52.98kw5）各轴转矩T133.43N ?mT232.73N ?mT397.35N ?mT4371.66N ?mT5366.74 N ?m结果设计计算及说明五、传动件的设计计算圆锥直齿轮设计已知输入功率P2 3.29kw，小齿轮转速960r/min ，齿数比u=3.1，由电动机驱动，工作寿命 10年（设每年工作 300天），一班制，带式输送机工作经 常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。1、选定齿轮精度等级、材料及齿数1）圆锥圆柱齿

8、轮减速器为通用减速器，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。3）选小齿轮齿数z1 25，大齿轮齿数z2 3H 25 77.5，取整Z2 78。Z278zT 253.122、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即d1t2.92 3j( -)人 2KTY hr(1 0.5 r)a2 ?u（1） 确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt 1.82）计算小齿轮的转矩T2955 10A5P2n295.5 10 a 5 3.299603272

9、9N3）选齿宽系数R 0.33Z125Z2 78r 0.33设计计算及说明4 ）由机械设计（第八版）图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim1 600MPa ,大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2 550MPa5）由机械设计（第八版）表10-6 查得材料的弹性影响系数Zeh im1 600MPaH lim 2 550MPaZe 189.8MPa a0.56）计算应力循环次数N2 伽2410A93.124.459 10 a 8N160n2jLh 60 960 1 (1 8 300 10)1.3824 10八9N11.3824 10A9N24.459 10 a 87）由机

10、械设计（第八版）图10-19 取接触疲劳寿命系数Khni 0.93, Khn20.968）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，得Khni H lim 1H 1 0.93 600 558MPaSKHN 2 H lim 2H 2-0.96 550 528MPaS（2） 计算h 1 558MPah 2 528MPaH1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入中较小的值d1t2.923 ( SKT1Y H r(1 0.5 r)a2 ?u2.923 (空与V 5281.8 327290.33(1 0.5 0.33)a2 3.164.29mm2）计算圆周速度vd1tn2v60 100064.

11、29 96060 10003.23m/ sd1t 64.29mmv 3.23m/ s设计计算及说明结果3）计算载荷系数根据v 3.23m/s，7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载系数Kv 1.12直齿轮KhKf 1由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数 Ka 1.25根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）表得轴承系数 Kh be 1.25 则 Kh Kf1.5Kh be 1.5 1.25 1.875K 2.625接触强度载荷系数 K KaKvKh Kh1.25 1.12 1 1.875 2.6254）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得d1 72.91

12、mm5）计算模数取标准值mmd172.91Z1252.91mm3mmm6）计算齿轮相关参数d1mz1 32575mmd2mz2 378234mmu3.12一 “1arccosarccos17 4618.uA213.12A2 12901721342“,:u a 213.12y2 1Rd175122.86mm227）圆整并确定齿宽brR .33 12286 40.54mm圆整取 b2 49mm, b1 53mmm 3mmd1 75mmd2 234mm1 17 46182 72 1342R 122.86nmb1 53mmb2 49mm设计计算及说明结果3、校核齿根弯曲疲劳强度1）确定弯曲强度载荷系数

13、KKaKvKf Kf 1.25 1.12 1 1.875 2.625K 2.6252）计算当量齿数Z1Zvi COS 1Z1Z/2COS 225 26.25 cos17 4618cos72 1342255.55ZV1 26.25Z/2 255.553）由机械设计（第八版）表10-5查得齿形系数应力校正系数YFa12.60YFa22.06YSa11.595YSa21.974）由机械设计（第八版） 图20-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限fe2 380MPa5） 由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数KfN1 88Kfn20.94取弯曲疲

14、劳安全系数S 1.4得FKfn 1sFE10.88 5001.4314.29MPaFKfn 2FE20.94 380255.14MPa2s1.47）校核弯曲强度6）计算弯曲疲劳许用应力f 1314.29MPaF 2255.14MPa设计计算及说明2 KTYFaYsaF F根据弯曲强度条件公式bmA2（1 0.5 R）A2Z进行校核F12KTYFaYSa1b1mA2(1 0.5 r)a2Z12 2血5 32729 2.659585.70MPa53 3A 2 (1 0.5 0.33)A2 25结果f 185.70 MPaF 12KTYFa2Ysa2F 2b2mA2(1 0.5 r)a2Z22 2.

15、625 32729 2.06 1.97 29.07MPa49 3A 2 (1 0.5 0.33)A2 78F 229.07 MPaF 2满足弯曲强度，所选参数合适。圆柱斜齿轮设计已知输入功率P33.16kw，小齿轮转速310r/min ，齿数比u=4，由电动机驱动，工作寿命10年（设每年工作 300天），一班制，带式输送机工作经常 满载，空载起动，工作有轻震，不反转。1、选定齿轮精度等级、材料及齿数1）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）2） 材料选择 由机械设计（第八版）表10-1选择大小齿轮材料均为 45钢（调质），小齿轮齿面硬度为 250HB

16、S，大齿轮齿面硬度为 220HBS。3） 选小齿轮齿数Z1 23，大齿轮齿数z2 4 23 924） 选取螺旋角。初选螺旋角142、按齿面接触强度设计z123 z2925由设计计算公式进行试算，即设计计算及说明结果d1t J2K；t2?J(ZhZe)A2dUH（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt1.6Kt 1.6计算小齿轮的转矩T395.5 10a5P395.5 10A5 3.16n331097348N ?mm选齿宽系数由机械设计由机械设计（第八版）（第八版）i 21.631图 10-3010-26由机械设计（第八版）选取区域系数Zh 2.433查得 10.76520.866，则10-

17、6 查得材料的弹性影响系数Ze计算应力循环次数Ni 60n3jLh 60 310N24.464 10A81.116(18 300 10)4.464 10 八810A8Ni 4.464 10A8N 2 1.116 10A8由机械设计（第八版）图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim1 600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极H lim 2 570MPa由机械设计（第八版）图10-19 取接触疲劳寿命系数Khni 0.95, Khn 20.98结果设计计算及说明10 ）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=i，得KhNi H lim 1H 1 0.95 600 570

18、MPaSKHN2 H lim 2h 20.98 570558.6MPaS570 558.6564.3MPah 1 570MPah 2558.6MPah 564.3MPa（2）计算1 ）试算小齿轮分度圆直径dlt，由计算公式得,2KtTa u 1/ZhZe、“dit 3?()A2y duhd1t 54.23mmQ 2 1.6 97348 5,2.433 189.8“3 - () a 254.23mm，1 1.6314564.32）计算圆周速度vd1t n3v 60 100054.23 31060 10000.88m/ sv 0.88m/s3）计算齿宽b及模数mntd?d1t 1 54.23 54

19、.23mmd1tcosmnt Z154.23 cos14232.29mm2.25?mnt 2.25 2.29 5.15mm54.235.1510.54b 54.23nm mnt 2.29mm h 5.15mm b 10.54h4）计算纵向重合度1.8240.318 dZ 1 tan 0.318 1 23 tan 141.8245）计算载荷系数设计计算及说明 结果根据v .88m/s，7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载系数 Kv 1.02由机械设计（第八版）表10-3查得KhKf.4由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数Ka 1.25由机械设计（第八版）表10-13查得Kf1.

20、34由机械设计（第八版）表10-4查得Kh1.42接触强度载荷系数K KaKvKh Kh1.25 1.02 1.4 1.42 2.53K 2.53d1d1tK-54.23 3 2.5363.18mmVKtV 1.67）计算模数mnd1 cos63.18 cos14mn 2.67 mmZ1236）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得取 mn 3mm8）几何尺寸计算（1） 计算中心距（Z1 Z2）mn2cos（2392）3177.78mm2 cos14（Z1 Z2）mnarccos2aarccos（23 92） 313 59562 177.78（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，

21、故参数 、ZH等不必修正（3 ）计算大小齿轮的分度圆直径设计计算及说明d1 63.18mmmn 3mma 177.78mm13 5956结果,Zimndi cos23 3cos13 5956”71.1mm小 71.1mmd2284.4mm,Z2mnd2cos92 3cos13 5956284.4mm（4）计算齿轮宽度圆整后取B2 71mmbddi 1 71.1 71.1mmBi 76mm3、校核齿根弯曲疲劳强度1）确定弯曲强度载荷系数K KaKKf Kf 1.25 1.02 1.4 1.34 2.39B1 76mmB2 71mmK 2.392）根据重合度1.824，由机械设计（第八版）图10-

22、28查得螺旋角影响系数 丫 0.883）计算当量齿数Z12325.17(cos )A 3(cos13 5956) a 3Z292100.69(cos ) a 3(cos13 5956) a 3Zv1ZV2zv125.17Zv2100.694 ）由机械设计（第八版）表10-5查得齿形系数YFa1 2.62YFa22.18应力校正系数Ysa1 1.59 Ysa2 1.795）由机械设计（第八版）图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 440MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2 425MPa6）由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KfN1 88Kfn2 0.927）计算弯

23、曲疲劳许用应力KFN1 FE10.88 440F276.57 MPaS1.4Kfn2 fe 20.92 425F2 279.29MPaS1.48）校核弯曲强度2KTY匚(COS ) A 2YFaYSa根据弯曲强度条件公式吃 a 2 mn a 3进行校核取弯曲疲劳安全系数 S .4，得f 1276.57 MPaf 2279.29MPa2KTY (cos )A 2YFaiYSaiFi dzi A 2 mn A 32 2.39 97348 0.88 (cos13 5956) a 2 2.62 1.59 68.94MPa f i1 23A2 1.631 3A3F1 68.94MPaF 12KTY (C

24、OS ) A 2YFa2YSa2F1dZ 2 A 2 mn A 3满足弯曲强度，所选参数合适。F1 64.58MPaF 2六、轴的设计计算输入轴设计1、求输入轴上的功率 P 2.39 97348 0.88 (cos13 5956) a 2 2.18 1.7964.58MPa f 2 1 92a 2 1.631 3A3、转速n2和转矩T2P2 3.29kw n2 960r/min T2 32.73N ?m2、求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为dmi d 1(1 0.5 R)mZ i(1 0.5 r)3 25 (1 0.5 0.33)62.625mmFt2T232.73 10A3

25、 21045Ndm162.625FrFt ?ta n?COS 11045tan 20cos721342116NFaFt ?tan?sin 11045tan 20sin 721342362N圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图二所示Ft1045NFr116NFa362N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），根据机械设计（第八I Q QQd min Ao# 16.89mm版）表15-3，取A 112，得960，输入轴的最小直径d min 16.89mm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

26、号。联轴器的计算转矩a KAT2，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化 很小，故取Ka 1.3，则Tea KaT2 1.3 32730 42549N?mmTca 42549Nd1 2 20mm查机械设计（机械设计基础）课程设计表 17-4，选HL1型弹性柱销联轴器，其 公称转矩为160000 N?mm，半联轴器的孔径d1 20mm,故取d1 2 20mm， 半联轴器长度L 52mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为 38mm。4、轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案（见图三）图三（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，1-2轴段右端需制出一轴肩

27、，故取2-3段的直径d2 3 27mmd2 3 27mm2） 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 3 27mm,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30306，其d34 d5630 mm尺寸为 d D T 30mm 72mm 20.75mm， d3 4 d5 6 30mm，而13 420.75mm。1 3 420.75mmd4 537mmd6725mm1 5 619mm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30306型轴承的定位轴

28、肩高度 h 3.5mm，因此取d4 5 37mm3） 取安装齿轮处的轴段 6-7的直径d6 7 25mm ;为使套筒可靠地压紧轴承，5-6段应略短于轴承宽度，故取15 6 19mm。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1 30mm，故取12 3 50mm2 350mm6 770mm4 5116.76mm5）锥齿轮轮毂宽度为 64.86mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取 1 6 7 70mm。6）由于 Lb 2La，故取 |4 5 116.76mm（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d6 7由机

29、械设计（第八版）表6-1查得平键截面b h 8mm 7mm，键槽用键槽铳刀加工，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H7k6 ；滚动轴承与k6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 455、求轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力F:Fnh1 522.5NFnv1 33.55NFNH21567.5NFnv282.45N弯矩MMh 64.71N ?mMv14.15N ?mMs 11.34N ?m总弯矩M J64.71A 2 4.15A264.84N ?m扭矩TT2 32.73N ?m根据上表中的数

30、据及轴的单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力，取 .6，轴按弯扭合成应力校核轴的强度的计算应力ca25.05MPa.M A2 ( T2)A2caW25.05MPa64.71A 2 (0.6 32.73) a 20.1 0.03 A3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cai 60MPa, ca，故安全。6、精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面截面5右侧受应力最大（2 ）截面5右侧设计计算及说明结果抗弯截面系数W0.1dA30.1 30A32700mmA3W2700mmA3抗扭截面系数Wt0.2d A30.2 30A35400mmA3Wt5400mmA3截面

31、5右侧弯矩M为M64840N ?mmM64840N ?mm截面5上的扭矩T2为T232730N?mmT232730N?mm截面上的弯曲应力M64840b24.01MPab24.01MPaw2700截面上的扭转切应力T232730T6.06MPaT6.06MPaWt5400轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1查得b 640MPa, i 275MPa,1155MPao截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表匚200.067 D旦 1.2333-2查取。因d 30d30，经插值后查得1.93,1.55又由机械设计（第八版）附图3-2可得轴的材料敏感系数为q0.82,

32、q0.85故有效应力集中系数为结果设计计算及说明轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即q ，则综合系数为k11.761K112.570.710.92k 11.471K111.780.870.92又取碳钢的特性系数0.920.1,0.05K 2.57K 1.780.1,0.05k 1k 1q (1) 1 0.82 (1.93 1)1.76q (1) 10.85 (1.551)1.47由机械设计（第八版）附图 3-2的尺寸系数.71，扭转尺寸系数0.87 o计算安全系数Sca值2.57 24.01 0.1 04.46S 4.46S 27.95Sca 4.

33、40 S 1.5Sca1556066061.780.05224.46 27.9527.95xS A2 S A24.46A2 27.95A24.40 S 1.5故可知安全。中间轴设计1、求中间轴上的功率 P3、转速n3和转矩T3P3 3.16kw n3 310r /min T3 97.35N ?m设计计算及说明2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径d13.0918 23 71.11mm2T3297.35Ft12738Nd10.07111tan ntan20F r1Ft1 27381027Ncoscos13 5956Fa1Ft1 tan2738tan13 5956683Ndm2d2(10

34、.5 R)mtZ2(10.5 r)3 78 (10.5 0.33)195.39mm而Ft22T32 97.35996 Ndm20.19539F r 2Ft2ta ncos 1996tan 20cos72 1342111NFa2Ft2 tansin 1996tan 20si n72 1342345N圆周力Ft1、Ft2，径向力Fr1、Fr2及轴向力Fa1、Fa2的方向如图四所示已知圆锥直齿轮的平均分度圆半径结果d171.11mmFt12738NFn 1027NFa1683Ndm2 195.39mmFt?996NFr2111NFa2345N设计计算及说明结果图四d min 25.59mm3、初步确

35、定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。八版）表15-3，取A0选取轴的材料为40Cr （调质），根据机械设计（第d min108，得A。3 3.1631025.59mm，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径d1 2和d5 6设计计算及说明结果4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见下图图五）（2 ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度di 2 d5 6 30mmd2 3 d4 5 35mm结果12 3 35mm1 ）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 625.59mm，由机械设计（机械设计基础）课程设计表 1

36、5-7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30306，其尺寸为d D T 30mm 72mm 20.75mmd1 2 d5 6 30mm。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型轴承的定位轴肩高度h 3.5mm，因此取套筒直径37mm。2）取安装齿轮的轴段d2 3 d4 5 35mm，锥齿轮左端与左轴承之间采用设计计算及说明套筒定位，已知锥齿轮轮毂长L 38.5mm，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 I2 3 35mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩d 3 4 43mm|4 5 72mm|1 255.6

37、7 mm13 410.08mml5 652.75mm高度h 0.07d，故取h 4mm，则轴环处的直径为 d3 4 43mm。3）已知圆柱直齿轮齿宽 B1 76mm,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14 5 72mm。4 ） 箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取li 255.67mm,l3 410.08mm,15 652.75mm。（3 ）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d2 3由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面b h 10mm 8mm，键槽用键槽铳刀加工，长为22mm，同H7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m6 ；

38、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 10mm 8mm，键槽用键槽铳刀加工，长为56mm，同H7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 m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为2 455、求轴上的载荷设计计算及说明结果载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 1673NFnv1 309NFnh22061NFnv21225N弯矩MMH1102N ?mMh2143N ?mMv1 18.93N?mMv2 48.48N ?mMv3 36.61N?mMv

39、4 85.19N ?m总弯矩M max M4 J143A 2 85.19 a 2166.45 N ?m扭矩TT3 97.35N?m6、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.6，轴的计算应力ca(T2) A2.166.45 A 2 (0.6 97.35) A 20.1 0.035 A341.14MPaca 41.14MPaca1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i 70MPa, ca，故安全。W 2700mmA 3WT 5400mmA37、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

40、 )截面5右侧抗弯截面系数W 0.1d A3 0.1 30A3 2700mmA3抗扭截面系数Wt 0.2d A3 0.2 30A3 5400mmA3截面5右侧弯矩M为M94581N ?mmM94581N ?mm截面5上的扭矩T3为T397350N?mmT397350N?mm截面上的弯曲应力M94581b35.03MPab35.03MPaW2700截面上的扭转切应力T297350T18.03MPaT18.03MPaWt5400轴的材料为40Cr, 调质处理。由表 15-1查得b 735MPa, i355MPa,1 200MPao截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版）r2 0

41、一D 350.0671.167附表3-2查取。因d30d 30，经插值后查得1.90,1.47又由机械设计（第八版）附图3-2可得轴的材料敏感系数为q0.82, q 0.85故有效应力集中系数为k 1q (1)1 0.82 (1.901)1.74k 1q (1)1 0.85 (1.471)1.40由机械设计（第八版）附图3-2的尺寸系数.71，扭转尺寸系数0.87 o轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为设计计算及说明结果轴未经表面强化处理,0.92则综合系数为1.74又取合金钢的特性系数计算安全系数Sca值Sa故可知安全。0.711.400.870.1,3550.920

42、.920.052.54 35.03 0.1 020012.541.703.9918.0318.0312.391.740.05 -S SS A2A2(3)截面5左侧2 23.99 12.393.40 S 1.5、3.99八2 12.39A2W0.1d A30.135A34287.5mmA3抗扭截面系数Wt0.2d A30.235A38575mmA3抗弯截面系数截面5左侧弯矩M为M 94581N ?mmK 2.54K 1.700.1,0.05S 3.99S 12.39Sca 3.40 S 1.5W 4287.5mmA3Wt 8575mmA3M 94581N ?mm设计计算及说明截面5上的扭矩T2为

43、T3 97350N?mmMbW9458122.06MPa4287.5截面上的扭转切应力T397350T11.35MPaWt8575k过盈配合处的，由机械设计（第八版）附表3-8用插值法求出，并取截面上的弯曲应力k0.8 于是得kk2.13, 0.8 2.131.70轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为0.92故得综合系数为k11一 1 2.1312.220.92k11 1.701 11.790.92KKT3 97350N?mmb 22.06MPaT 11.35MPaK 2.22K 1.79计算安全系数Sca值3552.22 22.06 0.1 07.252001.70

44、11.35 0.05 11.352 220.14S 7.25S 20.14Sca 6.82 S 1.5SaS S.S A2 S A27.25 20.147.25A2 20.14A26.82 S 1.5设计计算及说明故可知安全。输出轴设计1、求输出轴上的功率 P4、转速n4和转矩T4P4 3.02kw n4 77.6r/min T4 371.66N?m2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径d2 284.45mmd2 mt?Z2 3.0918 92 284.45mm而Ft2T4d12 371.660.284452613.2NFrl tan nFt2613.2costan 20cos13

45、5956980.2NFt 2613.2 NFr 980.2 NFa 651.5NFa Ft ta n2613.2 tan 13 5956651.5N圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图六所示设计计算及说明结果F-td min 37.95mmd1 2 40mm图六设计计算及说明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），根据机械设计（第$3.02d min Ao扌 一 37.95mm八版）表15-3，取A 112，得 77.6，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 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

46、计算转矩 a KAT2，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取Ka 1,3，则Tea KaT2 1.3 371660 483158N?mm查机械设计（机械设计基础）课程设计表17-4，选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 630000 N?mm，半联轴器的孔径 d1 40mm，故取 d1 2 40mm，半联轴器长度L 112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。4、轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案（见图六）设计计算及说明结果图六（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，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段d2 3 47

47、mm直径d2 3 47mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径D 48mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1 84mm，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1-2段的长度应比L1略短些，现取11 2 82mmd2 3 47mmd3 4 d7 8 50mmli 2 82mm2）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 3 47mm,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30310，其尺寸为d D T 50mm 110mm 29.25mmd3 4 d7 8 50mm，而 13 4 29.25mm左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计（机械