机械综合优秀课程设计·圆锥齿轮减速器设计.docx

课程设计汇报

课程名称： 机械基础综合课程设计
设计题目： 带式输送机一级圆锥齿轮减速器
学 院： 机械工程学院
专业年级： 机械设计制造及其自动化12级
姓 名： 樊旭然
班级学号： 机电12-1-04
指导老师： 张占国

二Ｏ一四 年 11 月 14 日

目 录
一、 课程设计任务书 1
二、 电动机的选择 2
三、 传动比的分配和动力参数计算 3
四、 运动和动力参数的计算 4
五、 传动零件设计计算 5
六、 轴的设计计算 11
七、 滚动轴承的选择及校核计算 18
八、 键连接的选择 20
九、 联轴器的选择及校核计算 22
十、 减速器的润滑与密封 23
十一、 箱体及附件的结构设计 24
设计小结 25
参考文献 26

一、 课程设计任务书
题目：用于带式输送机一级圆锥齿轮减速器
工作条件：连续单向运转，工作平稳，使用期限，小批量生产，两班制工作，运输带速度许可误差为±5%。

原始数据：运输带工作拉力F =2200N,运输带工作速度v=1.6ms,卷筒直径D= 280mm

二、 电动机选择
1. 选择电动机类型
依据工作要求选择Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。
2. 选择电动机容量
电动机所需工作功率为：
Pd=Pwη
工作机所需功率为：
Pw=Fv1000
传动装置总效率为：
η=η1η2η3η4η5η6
由《机械设计综合课程设计·第二版》表2-5查得各个部分效率为：弹性联轴器η1=0.99，锥齿轮传动η2=0.97，轴承η3=0.99，轴承η4=0.99，滚子链传动η5=0.96，传动滚筒η6=0.96，代入得：
η=η1η2η3η4η5η6=0.99×0.97×0.99×0.99×0.96×0.96=0.833
所需电动机功率为：
Pd=Fv1000η=2200×1.61000×0.833=4.23kW
因载荷平稳，电动机额定功率Ped略大于Pd即可。依据Y系列电动机技术数据，选定电动机额定功率为Pd=5.5kW。
3. 确定电动机转速
滚筒工作转速：
nw=60×1000VπD=60×1000×1.6π×280=109.1rmin
由《机械设计综合课程设计·第二版》表2-3和表2-4查得锥齿轮传动单级传动比为i12≤3,链传动为i23=2~5，则总传动比范围i0'=i12i23=6~15，故电动机转速可选范围为：
nd'=i0'nw=6-15×109rmin=654~1637rmin
由《机械设计综合课程设计·第二版》表6-164Y查得符合这一范围同时转速有750、1000和1500rmin。现以同时转速为1000选定电动机Y132M2-6，额定功率Pd=5.5kW，满载转速nm=960rmin。

η=0.833

Pd=4.23kW

nw=109.1rmin

nm=960rmin

三、 传动比分配和动力参数计算
1. 分配传动比
总传动比：
i0=nmnw=960109.1=8.8
2. 分配传动装置各级传动比
取锥齿轮减速器传动比：
i12=2.2
则链传动传动比为：
i23=i0i12=4

i0=8.8

i12=2.2

i23=i0i12=4

四、 运动和动力参数计算
0轴（电动机轴）：
P0=Pw=4.23kW
n0=nm=960rmin
T0=9550×P0n0=9550×4.23960=42.1N·m
1轴（高速轴）：
P1=P0×η1=4.19kW
n1=n0=960rmin
T1=9550×P1n1=9550×4.19960=41.7N·m
2轴（低速轴）
P2=P1×η2η3=3.94kW
n2=n1i12=436.4rmin
T2=9550×P2n2=9550×4.19960=86.2N·m
3轴（滚筒轴）
P3=P2×η4η5=3.67kW
n3=n2i23=109.1rmin
T2=9550×P2n2=9550×4.19960=321N·m

轴名
输入功率(kW)
输入转矩
（N·m)
转速
(rmin⁡)
传动比
效率
0轴
（电机轴）

42.1
960

1轴
（高速轴）
4.19
41.7
960
1
0.99
2轴
（低速轴）
3.94
86.2
436.4
2.2
0.94
3轴
（滚筒轴）
3.67
321
109.1
4
0.92

P0=4.23kW
n0=960rmin
T0=42.1N·m

P1=4.19kW
n1=960rmin
T1=41.7N·m

P2=3.94kW
n2=436.4rmin
T2=86.2N·m

P3=3.67kW
n3=109.1rmin
T2=321N·m

五、 传动零件设计计算
(一) 锥齿齿轮传动设计计算：
小齿轮主动、悬臂，输入功率P=4.19kW，小齿轮转速n=960rmin,齿数比u1=2.2，大齿轮从动，悬臂。由电机驱动，工作寿命。两班制，连续单向运转，工作平稳。
1. 选定齿轮类型、进度等级、材料及齿数：
（1） 根据图示传动方案，选择标准直齿锥齿轮传动，压力角为20°
（2） 带式输送机为通常工作机器，选择8级进度
（3） 材料选择：小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS
（4） 选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=u1z1=2.2×20=44
2. 按齿面接触疲惫强度计算
（1） 由式d1≥34KHtT1∅R(1-0.5∅R)2u×(ZHZE[σH])2 得小齿轮风度直径
d1t≥34KHtT1∅R(1-0.5∅R)2u×(ZHZE[σH])2
1) 确定公式中各值
① 选定KHt=1.3
② 计算小齿轮传输扭矩
T1=9550×P1n1=9550×4.19960=41.7N·m
③ 选择齿宽系数∅R=0.3
④ 由《机械设计·第九版》图10-20查得区域系数ZH=2.5
⑤ 由《机械设计·第九版》表10-5查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa12
⑥ 计算接触疲惫许用应力σH
由《机械设计·第九版》图10-25d查得小齿轮和大齿轮接触疲惫极限分别为
σHlim1=600MPa σHlim2=550MPa
由式N=60njLh得应力循环次数
N1=60n1jLh=60×960×1×2×8×300×10=2.765×109
N2=N1u=×2.765×1092.2=1.257×109
由《机械设计·第九版》图10-23查得接触疲惫寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.95
取失效概率为1%，安全系数为S=1，由[σ]=KNσlimS得
[σH]1=KHN1σlim1S=0.90×6001MPa=540MPa
[σH]2=KHN2σlim2S=0.95×5501MPa=523MPa

取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副接触疲惫许用应力，即
[σH]1=[σH]2=523MPa
2) 调整小齿轮分度圆直径
d1t≥34KHtT1∅R1-0.5∅R2u×ZHZEσH2=34×1.3×4.17×1040.3×1-0.5×0.32×4420×2.5×189.85232mm=70.068mm
（2） 调整小齿轮分度圆直径
1) 计算实际载荷系数前数据准备
① 圆周速度v
dm1=d1t1-0.5∅R=72.068×1-0.5×0.3mm=61.258mm
vm=πdman160×1000=π×61.258×96060×1000ms=3.079ms
② 当量齿轮齿宽系数∅d
b=∅Rd1tu2+12=0.3×70.068×(4420)2+12mm=25.399mm
∅d=bdm1=25.39961.258=0.4146
2) 计算实际载荷系数KH
① 由《机械设计·第九版》表10-2查得使用系数KA=1
② 依据vm=3.079ms、8级进度齿轮，由《机械设计·第九版》图10-8查得动载系数Kv=1.17
③ 支持锥齿轮精度较低，取齿间载荷分布系数KHα=1
④ 由《机械设计·第九版》表10-4查得用插值法查8级精度、小齿轮悬臂时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.196
由此，得到实际载荷系数
KH=KAKvKHαKHβ=1×1.17×1×1.196=1.399
3) 由d1=3KHKHt能够按实际载荷系数算得分度圆直径为
d1=3KHKHt=72.068×31.1991.3mm=70.151mm
及对应齿轮模数
m=d1z1=70.15120=3.508
3. 按齿根弯曲疲惫强度设计
（1） 由m≥3KFT1∅R(0.5-∅R)2Z122u2+1×YFaYsa[σF]算得模数，即
mt≥3KFT1∅R(0.5-∅R)2z122u2+1×YFaYsa[σF]
1) 确定公式中各值
① 选定Kft=1.3
② 计算YFaYsa[σF]
由分锥角
δ1=arctan(1u)=arctan2044=24.444°
δ2=90°-24.444°=65.556°
可适当量齿数
zv1=z1cosδ1=20cos⁡(24.444°)=21.97
zv2=z2cosδ2=44cos⁡(65.556°)=106.33
由《机械设计·第九版》图10-17查得齿形系数
YFa1=2.78、YFa2=2.22
由《机械设计·第九版》图10-18查得应力修正系数
Ysa1=1.56、Ysa2=1.81
由《机械设计·第九版》图10-24c查得大齿轮和小齿轮齿根弯曲疲惫极限分别是
σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa
由《机械设计·第九版》图10-22取得弯曲疲惫寿命系数KFN1=0.85、KFN2=0.80
取弯曲疲惫安全系数S=1.7,由[σ]=KNσlimS得
[σF]1=KFN1σFlim1S=0.85×5001.7MPa=250MPa
[σF]2=KFN2σFlim2S=0.80×3801.7MPa=197MPa
YFa1Ysa1[σF]1=2.78×1.56250=0.0173
YFa2Ysa2[σF]2=2.22×1.81197=0.0204
因为大齿轮YFaYsa[σF]大于小齿轮，所以取
YFaYsa[σF]=YFa2Ysa2[σF]2=0.0204
2) 计算模数
mt≥3KFtT1∅R0.5-∅R2z122u2+1×YFaYsaσF =31.3×4.17×1030.3×1-0.5×0.32×242×2.22+1×0.0204=1.741mm
（2） 调整齿轮模数
1) 计算实际载荷系数前数据准备
① 圆周速度v
d1=z1mt=1.741×20=34.822mm
dm1=d11-0.5∅R=34.822×1-0.5×0.3=29.599mm
vm=πdm1n160×1000=π×21.599×96060×1000=1.086ms
② 齿宽b
b=∅Rd1u2+12=0.3×34.822×2.22+12mm=12.623mm
2) 计算实际载荷系数KF
① 依据v=1.068ms，8级精度，由《机械设计·第九版》图10-8查得动载荷系数Kv=1
② 直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分布系数KA=1.06
③ 由《机械设计·第九版》表10-4用插值法查得KHβ=1.180，于是KFβ=1.179
则载荷系数为
KF=KAKvKFαKFβ=1×1.06×1×1.179=1.250
3) 由m=mt3KFKFt查得按实际载荷系数算得齿轮模数为：
m=mt3KFKFt=1.741×31.2501.3mm=1.717mm
根据齿根弯曲疲惫强度计算模数，就近选择标准模数m=2mm，根据接触疲惫强度算得分度圆直径d1=70.151mm，算出小齿轮齿数z1=d1m=70.1512=35.07
，则大齿轮齿数z2=uz1=35.07×2.2=77.17。为了使两齿轮互质，取
z1=35 z2=77
4. 几何尺寸计算
（1） 计算分度圆直径
d1=z1m=35×2=70mm
d2=z2m=77×2=144mm
（2） 计算分锥角
δ1=arctan(1u)=arctan3577=24°22'38''
δ2=90°-24°22'38''=65°33'22''
（3） 计算齿轮宽度
b=∅Rd1u2+12=0.3×70×2.22+12mm=25.37mm
取b1=b2=26

(二) 链传动设计计算
额定功率P=3.67kW主动链轮转速n1=436.4rmin，传动比i=4，传动平稳，中心线水平部署
1. 选择链轮齿数
取小链轮齿数z1=25，大链轮齿数为z2=i·z1=25×4=100
2. 确定计算功率
由《机械设计·第九版》表9-6查得工况系数KA=1
由《机械设计·第九版》图9-13查得主动链轮齿数系数KZ=1，单排链，则计算功率为：
Pca=KAKZP=3.67kW
3. 选择链条型号和节距
依据Pca=3.67kW ，n1=436.4rmin，和Pca≤Pc，由《机械设计·第九版》图9-11，查得可选10A-1。
由《机械设计·第九版》表9-1查得，链条节距为p=15.875mm
4. 计算链节数和中心距
初选中心距a0=30~50p=30~50×15.875=467~793mm
取a0=500mm，对应链长节数为
Lp0=2a0p+z1+z22+(z2-z12π)2pa0 =2×50015.875+25+1002+(100-252π)2×15.875500=130.02
取链长节数Lp=130
由《机械设计·第九版》图9-7，采取线性插值，计算得到中心距计算系数f1=0.24532，则链传动最大中心距为
amax=f1p2Lp-z1+z2=0.24532×15.875×2×130-25+100=971mm
5. 计算链速v，确定润滑方法
v=n1z1p60×1000=436.4×25×15.87560×1000=2.9ms
由v=2.9ms和链号10-A。由《机械设计·第九版》图9-14查得因采取油池润滑
6. 计算压轴力FP
有效圆周力为
Fe=1000PV=1266N
链轮水平部署压轴力系数KFp=1.15，则压轴力为
FP≈KFpFe=1.15×1266N=1455N

小齿轮40Cr
大齿轮45钢

z1=20
z2=44

KHt=1.3

T1=41.7N·m

∅R=0.3
ZH=2.5

ZE=189.8MPa12

σHlim1=600MPa
σHlim2=550MPa

N1=2.765×109
N2=1.257×109

S=1

[σH]1=540MPa
[σH]2=523MPa

d1t=70.068mm

dm1=61.258mm

vm=3.079ms

b=25.399mm

∅d=0.4146

KA=1

Kv=1.17
KHα=1
KHβ=1.196
KH=1.399

d1=70.151mm

m=3.508

Kft=1.3

δ1=24.444°
δ2=65.556°

zv1=21.97
zv2=106.33
YFa1=2.78
YFa2=2.22
Ysa1=1.56
Ysa2=1.81

σFlim1=500MPa
σFlim2=380MPa
KFN1=0.85
KFN2=0.80

[σF]1=250MPa

[σF]2=197MPa

YFa1Ysa1[σF]1=0.0173
YFa2Ysa2[σF]2=0.0204

mt=1.741mm

d1=34.822mm

dm1=29.599mm

vm=1.086ms

b=12.623mm

Kv=1
KA=1.06
KHβ=1.180
KFα=1.179

KF=1.250

m=1.717

z1=35
z2=77

d1=70mm
d2=144mm

δ1=24°22'38''
δ2=65°33'22''

b1=b2=26

z1=25
z2=100

型号10A-1

Lp=130

油池润滑

Fe=1266N

FP=1455N

六、 轴设计计算
(一) 减速器输入轴设计计算
1. 输入轴上参数：
功率P1=4.19kW 转速n1=960rmin和转矩T1=41.7N·M
2. 求作用在齿轮上力
因已知小齿轮分度圆直径为
d1=mtz1=2×35mm=70mm
而：
Ft=2T1d1=2×4170070=1191.4N
Fa1=Ft1tanαsinδ1=1191.4×tan20°sin24°26'28''=179.4N
Fr1=Ft1tanαcosδ1=1191.4×tan20°cos24°26'28''=394.8N
3. 初步确定轴最小直径
先按d≥39550×1000P0.2τrh=Ao3Pn初步估算轴最小直径。选择轴材料为40Cr调质处理。依据《机械设计·第九版》表15-3，取A0=120，于是得：
d≥39550×1000P0.2τrh=Ao3Pn=120×34.17960=19.58mm
考虑到轴上键槽，现将轴径扩大5%，即
dmin=19.58×105%=20.6mm
输出轴最小直径显然是安装半联轴器处轴直径dI-II。为了使所选轴直径dI-II和联轴器孔对应。故，需要选择联轴器型号。
联轴器计算转矩Tca=KAT，查《机械设计·第九版》表14-1，考虑转矩改变极少，故KA=1.3，则：
Tca=KAT=54.7N·m
根据计算扭矩Tca=54.7N·m ，应选择联轴器公称扭矩大于计算扭矩。查《机械设计综合课程设计·第二版》表6-100，查得LX2型弹柱销联轴器，它公称扭矩560N·m，半联轴器孔径d1=20,22,24,25,28,30,32,35mm。
考虑到所选电机型号Y132M2-6，查《机械设计课程综合设计·第二版》表6-166得，电动机轴直径D=38,42,48mm，不能和联轴器相匹配，故选择LX3联轴器，可选孔径d1=30,32,35,38,40…，能和电机相匹配，它公称转矩为1250N·m，许用转速n=4750rmin，孔径为d=30，故取轴直径dI-II=30mm。半联轴器长度L=82mm，半联轴器于轴配合毂孔长度l1=60mm。
4. 轴结构设计
（1） 确定轴上零件装配方案。
装配方案图示：

因为齿轮直径较小，加工内孔和键槽不能满足强度和刚度要求，故做成齿轮轴。
（2） 依据定位要求确定轴各段长度和直径
1) 半联轴器轴段设计
为了满足半联轴器定位要求，I-II段轴左端需要制出一轴肩，故取II-III段直径为dII-III=32mm左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈d=34mm。半联轴器和轴配合毂孔长度l1=60mm，为了确保轴段挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴端面上，故I-II段长度应比l1=60mm略短部分，现取lI-II=58mm
2) 初步选择滚动轴承
因为轴承同时受有径向力和轴向力作用，故选择单列圆锥滚子轴承。根据工作要求依据dII-III=32mm，由《机械设计课程综合设计·第二版》表6-67选择0基础游隙组、标准进度单列圆锥滚子轴承30207，其尺寸d×D×T=35mm×72mm×18.25mm，故III-IV轴径取dIII-IV=35mm，轴段长取lIII-IV=20mm。两轴承内圈经过轴套固定，能够选择同一型号轴承，所以左端V-VI轴轴径dV-VI=35mm。
3) 为了降低加工面长度，轴段IV-V加工直径较轴承处略小，取dIV-V=32mm。
4) 满足轴承端盖油毡密封需要，取II-III段轴长为lII-III=40mm。
5) 为了预防润滑油中灰尘杂质进入轴承，再轴承和齿轮之间放置挡油圈，加上轴承宽度，取V-VI轴段长lV-VI=35mm。
6) 确保齿轮段和箱体由足够距离，取lc=48
至此，已初步确定轴各段直径和长度。
（3） 轴上零件周向定位
因为该轴为齿轮轴，故齿轮无需周向定位。半联轴器和轴周向定位采取平键链接。按dI-II=30mm由《机械设计综合课程设计·第二版》表6-57查得平键截面b×h=8mm×7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为了确保半联轴器和轴有很好对中性，故选择半联轴器毂孔和轴配合为H7k6。
（4） 确定轴上倒角和圆角尺寸
查《机械设计·第九版》表15-2，取轴段倒角为C1，各轴肩上圆角半径为R1。
5. 求轴上载荷
首先依据轴结构图，做出轴计算简图。图所表示：

此力系为空间任意力系，对B点取矩得：
MB=-Fr1·AB+F'r2·BC=0
∴F'r2=Fr1·ABBC=394.8×6168=354.2N
对C取矩得：
MC=-Fr1·AC+F'r1·BC=0
∴F'r1=Fr1·ACBC=394.8×11968=690.9N
总扭矩平衡：
-M+M'=0
∴M'=M=Ft·R=41.7N·m
得剪力图、弯矩图、扭矩图，图所表示：

弯矩图，扭矩图和弯矩图可得：
Fsmax=394.8N Mmax=24.1N·M Tmax=41.7N·M
6. 按弯扭合成校核轴强度
进行强度校核时，对只校核轴上承受弯矩和扭矩最大截面（B点左截面），依据上述数据和轴单向转动，扭转应力为脉冲循环应力，取α=0.6，应用第四强度理论，计算轴计算应力：
σca=Mmax2+(αTmax)2W=2241OO2+(0.6×41700)20.1×353=8.10MPa
已选定轴材料为40Cr 调质处理，查《机械设计·第二版》表15-140Cr许用弯曲应力σ-1=70MPa
因为σca=8.10MPa<σ-1=70MPa
所以该轴强度时足够
(二) 减速器输出轴设计计算
1. 求输入轴上功率P2，转速n2和扭矩T2：
P2=P1η2η3=4.19×0.97×0.97=3.94kW
n2=n1i12=436.4rmin
T2=9550×P2n2=9550×4.19960=86.2Nm
2. 求作用在齿轮上力
因已知小齿轮分度圆直径为
d2=mtz2=2×77mm=154mm
而：
Ft'=2T2d2=2×8654=1191.4N
Fa2=Ft2tanαsinδ2=1191.4×tan20°sin65°33'22''=394.8N
Fr2=Ft2tanαcosδ2=1191.4×tan20°cos65°33'22''=179.4N
3. 初步确定轴最小直径
先按d≥39550×1000P0.2τrh=Ao3Pn初步估算轴最小直径。选择轴材料为45号钢，调质处理。依据《机械设计·第九版》表15-3，取A0=110，于是得：
d≥39550×1000P0.2τrh=Ao3Pn=110×33.49436.4=22.00mm
考虑到轴上有键槽，现将轴径加大5%，即：
dmin=22×105%=23.1mm
4. 轴结构设计
（1） 确定轴上零件装配方案。
装配方案图示：

（2） 依据定位要求确定轴各段长度和直径
1) 齿轮轴段设计
为了满足齿轮定位要求，III-IV段轴右端需要制出一轴肩，故取III-IV段直径为dIIII-IV=38mm，依据箱体对称分布，现取lIIII-IV=90mm，齿轮左端由挡油圈定位，为了使挡油圈顶再齿轮端面上而不顶在轴轴肩上，现取II-III轴段长度略小于齿轮宽度，取lII-III=48mm。
2) 初步选择滚动轴承
因为轴承同时受有径向力和轴向力作用，故选择单列圆锥滚子轴承。根据工作要求依据dII-III=34mm，由《机械设计课程综合设计·第二版》表6-67选择0基础游隙组、标准进度单列圆锥滚子轴承30206，其尺寸d×D×T=30mm×62mm×17.25mm，故III-IV轴径取dIII-IV=35mm，轴段长取lIII-IV=34mm。
将右端轴承也选择30206轴承。所以V-V轴段直径dIV-V=30mm，该轴段上有挡油圈，油毡密封，取该轴段长为lIV-V=80mm。
3) 为了降低加工面长度，轴段IV-V加工直径较轴承处略小，取dIV-V=32mm。
至此，已初步确定轴各段直径和长度。
（3） 轴上零件周向定位
齿轮和轴周向定位采取平键链接，根据dII-III=34mm，由《机械设计综合课程设计·第二版》表6-57查得平键截面b×h=10mm×8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为了确保齿轮和轴有很好对中性，故选择齿轮和轴配合为H7k6。
链轮和轴周向定位采取平键链接，根据dV-VI=28mm，由《机械设计综合课程设计·第二版》表6-57查得平键截面b×h=8mm×7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为了确保齿轮和轴有很好对中性，故选择链轮和轴配合为H7k6。
（4） 确定轴上倒角和圆角尺寸
查《机械设计·第九版》表15-2，取轴段倒角为C1，各轴肩上圆角半径为R1。
5. 求轴上载荷
首先依据轴结构图，做出轴计算简图。图所表示：

此力系为空间任意力系，对A点取矩得：
MA=-Fr2·AB+FC·AC=0
∴FC=Fr2·ABAC=394.8×56173=127.5N
对C取矩得：
MC=-Fr2·BC+FC·AC=0
∴FA=Fr1·BCAC=394.8×11968=267.3N
总扭矩平衡：
-M+M'=0
∴M'=M=Ft·R=86.2N·m
得剪力图、弯矩图、扭矩图，图所表示：

弯矩图，扭矩图和弯矩图可得：
Fsmax=267.3N Mmax=7.14N·M Tmax=86.2N·M
6. 按弯扭合成校核轴强度
进行强度校核时，对只校核轴上承受弯矩和扭矩最大截面（B点右截面），依据上述数据和轴单向转动，扭转应力为脉冲循环应力，取α=0.6，应用第四强度理论，计算轴计算应力：
σca=Mmax2+(αTmax)2W=2714002+(0.6×86200)20.1×343=22.4MPa
已选定轴材料为45号钢调质处理，查《机械设计·第二版》表15-145号钢许用弯曲应力σ-1=60MPa
因为σca=22.4MPa<σ-1=60MPa
所以该轴强度时足够

Ft=1191.4N

Fa1=179.4N
Fr1=394.8N

d≥19.58mm

dmin=20.6mm

Tca=54.7N·m

弹柱销联轴器

LX3联轴器

d=30
dI-II=30mm
l1=60mm

dII-III=32mm
d=34mm

lI-II=58mm

dII-III=32mm

轴承30207

lIII-IV=20mm

dV-VI=35mm

dIV-V=32mm

lII-III=40mm

lV-VI=35mm

lc=48

F'r2=354.2N

F'r1=690.9N

M'=41.7N·m

Fsmax=394.8N

Mmax=24.1N·M

Tmax=41.7N·M

α=0.6

σca=8.10MPa

σ-1=70MPa

Ft'=1191.4N

Fa2=394.8N
Fr2=179.4N

d≥22.00mm

dmin=23.1mm

dIIII-IV=38mm

lIIII-IV=90mm

lII-III=48mm

dII-III=34mm

轴承30206

dIII-IV=35mm
lIII-IV=34mm

lIV-V=80mm

dIV-V=32mm

FC=127.5N

FA=267.3N

M'=86.2N·m

Fsmax=267.3N

Mmax=7.14N·M

Tmax=86.2N·M

α=0.6

σca=22.4MPa

σ-1=60MPa

七、 滚动轴承选择及校核计算
(一) 输入轴轴承选择和计算
初选轴承为30207圆锥滚子轴承，面对面安装。
依据工作条件，轴承估计寿命Lh'=10×300×24=7h
1. 输入轴轴上轴承工作参数：
转速n1=960rmin
两轴承径向反力Fr1=690.9N，Fr2=354.2N
两轴承轴向力Fa11=0N，Fa12=179.4N
2. 计算当量动载荷
因为Fa1Fr1=0<e和Fa2Fr2=179.4354.2<e
由《机械设计·第九版》查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y值为：
X1=1 Y1=0
X2=1 Y2=0
由《机械设计·第九版》表13-6查得载荷系数fd=1.2，则轴承当量动载荷P=fd(XFr+YFa)为：
P1=fdX1Fr11+Y1Fa11=1.2×1×690.9+0=829.1N
P2=fdX2Fr12+Y2Fa12=1.2×1×354.2+0=425.0N
因为P1>P2所以当量动载荷取P=P1=829.1N
3. 求所选轴承额定动载荷
Cr=Pε60nLh'106=829.1×10360×960×7106=10.1KN
由《机械设计课程综合设计·第二版》查得所选30207圆锥滚子轴承额定动载荷系数。Cr0=54.2KN
因为Cr0>Cr
所以所选轴承寿命足够。
(一) 输出轴轴承选择和计算
初选轴承为30206圆锥滚子轴承，面对面安装。
依据工作条件，轴承估计寿命Lh'=10×300×24=7h
1. 输入轴轴上轴承工作参数：
转速n1=436.4rmin
两轴承径向反力Fr1=58.1N，Fr2=123.4N
两轴承轴向力Fa21=0N，Fa22=394.8N
2. 计算当量动载荷
因为Fa1Fr1=0<e和Fa2Fr2=394.8123.4<e
由《机械设计·第九版》查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y值为：
X1=1 Y1=0
X2=1 Y2=0
由《机械设计·第九版》表13-6查得载荷系数fd=1.2，则轴承当量动载荷P=fd(XFr+YFa)为：
P1=fdX1Fr21+Y1Fa21=1.2×1×58.1+0=69.7N
P2=fdX2Fr22+Y2Fa22=1.2×1×123.4+0=148.1N
因为P1>P2所以当量动载荷取P=P1=148.1N
3. 求所选轴承额定动载荷
Cr=Pε60nLh'106=148.1×10360×436.4×7106=1.4KN
由《机械设计课程综合设计·第二版》查得所选30207圆锥滚子轴承额定动载荷系数。Cr0=43.2KN
因为Cr0>Cr
所以所选轴承寿命足够。

Lh'=7h

X1=1
Y1=0
X2=1
Y2=0

P1=829.1N
P2=425.0N

Cr=10.1KN

Cr0=54.2KN

X1=1
Y1=0
X2=1
Y2=0

P1=69.7N
P2=148.1N

Cr=1.4KN

Cr0=43.2KN

八、 键连接选择及校核计算
1. 输入轴和半联轴器采取平键链接
轴径d1=30mm，轴长L1=58mm，传输扭矩T1=41.7N·m
（1） 键连接选择
由《机械设计综合课程设计·第二版》表6-57查得，选择A型平键，b×h×L=8×7×40，即键8×40
（2） 键连接校核计算
键，轴，半联轴器材料全部是钢。由《机械设计·第九版》表6-2查得许用挤压应力σP=120~150MPa，取σP=135MPa。
键工作长度：
l=L-b=40-8=32mm
由σP=Tkld=4000Thld得：
σP=Tkld=4000Thld=4000×41.77×8×32=93.1MPa
因为σP=93.1MPa<σP=135MPa
所以，该键连接强度足够。
2. 输出轴和齿轮采取平键链接
轴径d1=34mm，轴长L1=48mm，传输扭矩T1=86.2N·m
（1） 键连接选择
由《机械设计综合课程设计·第二版》表6-57查得，选择A型平键，b×h×L=10×8×40，即键10×40
（2） 键连接校核计算
键，轴，齿轮材料全部是钢。由《机械设计·第九版》表6-2查得许用挤压应力σP=120~150MPa，取σP=135MPa。
键工作长度：
l=L-b=40-8=30mm
由σP=Tkld=4000Thld得：
σP=Tkld=4000Thld=4000×86.27×8×30=143.7MPa
因为σP=143.7MPa>σP=135MPa
所以，该键连接