带式运输机圆锥圆柱齿轮减速器传动装置设计--毕业论文（设计）.pdf

目录1设计任务书.12传动方案拟定.23选择电动机.34计算传动装置的运动和动力参数.55传动件的设计计算.76轴的设计计算.177滚动轴承的选择及计算.398键联接的选择及校核计算.439设计小结.44设计任务书题目带式运输机传动装置的二级减速器设计1、课程设1机械设1 使学所学知识的2 通过打好基础，估3 通过 学会编写设卜的目的计课程设计是课程教学的一重要内容,也是一重要环节，目的有三：生运用所学,进行一次较为全面综合的设计训练,培养学生的机械设计技能,加深 理解；一该环节，使学生掌握一般传动装置的设计方法,设计步骤,为后续课程及毕业设计 攵好准备；该环节教学使学生具有运用标准、规范、手册、图册和查阅相关技术资料的能力，计计算说明书，培养学生独立分析问题和解决问题的能力。2、课程设计的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等）设计一用于带式运输机上的传动及减速装置。设计使用期限8年（每年工作日300天），两班制工作，单向运转，空载起动，运输机工作平稳，大修期为3年。转速误差为+5%,减速 器由一般规模厂中小批量生产。要求装配图（0或1号）（L 1 一张，低速级齿轮与轴，箱 体或箱盖（共3张零件图），设计说明书（6000-8000字，word 一份。传动简图（附后）及 设计原始参数如下。带拉力F N 带速度V m/s 滚筒直径D mm 47000.62803、主要参考文献1所学相关课程的教材2陆 玉主编，机械设计课程设计，北京，机械工业出版社，2004o3濮良贵主编，机械设计，北京，高等教育出版社，1989.4吴宗泽主编，机械设计课程设计手册，北京，高等教育出版社,1992.5徐 激主编，机械设计手册，北京，机械工业出版社，1989.4、课程设计工作进度计划1、准备阶段（1天）2、设计计算阶段 3-3.5天）3、减速器的装配图绘制（3天）4、绘零件图 3-3.5天）5、编写设计说明书（3天）6、答辩或考察阶段。0.5T天）指导教师（签字）日期年 月 日教研室意见：年 月 日学生（签字）：接受任务时间：年 月 日-1-攀枝花学院本科课程设计设计计算及说明结果二、传动方案的拟订及说明计算驱动卷筒的转速60 xl000v 60 x1000 x0.6 仆八.鼠=-=-=40.9 厂/minTID TTX280拟定以下传动方案：Lriw=40.9 r/min-2-结果攀枝花学院本科课程设计设计计算及说明 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。2)电动机容量卷筒的输出功率尸口2.82hv“Fv 4700 x0.6 CW,Pco-=-=2.82kw1000 1000(2)电动机输出功率尸一Pd=传动装置的总效率=2 人 3 3 4 5 人 2 6式中I 12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2-4查得:V带传动 1=0.96；滚动轴承2=0.988；圆柱齿轮传动0=0.97；圆锥齿轮传动4=0.96；弹性联轴器=0.99；卷筒轴滑动轴承 3=0.96；贝U7=0.817=0.96x0.988 八 3x0.97x0.96x0.99x0.99x0.96=0.81故“Pco 2.82。/o,Pd=-=3.48 左 w 0.81Pd=3ASkw(3)电动机额定功率尸由机械设计(机械设计基础)课程设计表20-1选取电动机额定功率尸=4.0hv。-3-攀枝花学院本科课程设计设计计算及说明结果3)电动机的转速推算电动机转速可选范围，由机械设计课程设计指导书表1查得圆锥一圆柱齿轮减速器7=10-25,则电动机转速可选范围为：加=4901022.5/min选同步转速为1000r/min,如下表：电动机型号额定功率(k w)电动机转速(r/min)电动机质 里(kg)同步满载Y132M1-641000960734)电动机的技术数据和外形，安装尺寸轴伸出端直径(mm)轴伸出端安装长度(mm)中心高度(mm)外形尺寸长义宽义高(mm)38k680132515x280 x315-4-攀枝花学院本科课程设计设计计算及说明结果四、计算传动装置的运动和动力参数1 传动装置总传动比rim 960，i=-23.47 n（o 40.92 分配各级传动比i=23.47因为是圆锥圆柱齿轮减速器，圆锥齿轮4取34,故n=3.5圆柱齿轮传动比h=3.5,i 23.47,ri2=-=6.7u 3.53 各轴转速（轴号见图一）ni=rim=960r/minni m 960r/minh 6.7m=960r/min3=1=274.3r/minii 3.5U2=960r/minri3 274.3.H4=-=40.9r/mmn3=274.3r/min12 6.7na=40.9r/minri5=ri4=40.9r/min4 各轴输入功率按电动机所需功率尸d计算各轴输入功率，即Pi=Pd=3A8kw尸2=尸125=3.48x0.99x0.988=3.4左攻ns=40.9r/min尸3=尸2 4=3.4x0.96=3.26kwPi=3.48hv尸4=尸3 2 3=3.26x0.988x0.97=3.12kwPi=3.4hv尸5=尸4 2=3.12x0.988=3.08左 w尸 3=3.26kwPA=3A2kw5 各轴转矩尸 5=3.0Skw-5-攀枝花学院本科课程设计设计计算及说明结果Ti=9550=9550X 凶=34.62N m n 960尸2 3 4Ti=9550=9550 x=33.822V m n2 960p.3 26Ti=34.62N mT3=9550=9550 x=H3.5N 加 n3 274.3T4=9550=9550 x=728.5 Nm n4 40.9T2=3382NmT3=H3.5N加74 二 728.5 IN 加p a noTs=9550=9550*三=719.172V mns 40.9T5=719.17N机项目轴1轴2轴3轴4轴5转速(r/min)96096031077.677.6功率(kw)3.483.43.263.123.08转矩(N*m)34.6233.82113.5728.51719.17传动比113.56.71效率10.9780.960.9580.988-6-结果攀枝花学院本科课程设计设计计算及说明五、传动件的设计计算圆锥直齿轮设计已知输入功率P2=3.4,小齿轮转速960r/min,齿数比u=3.5,由电动机驱动，使用期限8年（每年工作日300天），两班制工作，单向运转，空载起动，运输机工作平稳，大修期为3年。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选择小齿轮材料为40G（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ZI=25,大齿轮齿数Z2=3.5x25=87.5,取整22=88。贝=土=驿=3.52 Z1 252、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即d I 2.9 2 3/J*）2*丁 i7 b H 0R（1-0.50 x 2.（1）确定公式内的各计算数值1 试选载荷系数反二L82 计算小齿轮的转矩zi=25Z2=88,95.5x105 尸 272二-95.5x105x3.4960=33823N mm3 选齿宽系数B二0334 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OHlimi=600MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限OHIim2=550Mp。(/)R=0.33(jHliml=600MPa(7lim2=550MPa-7-攀枝花学院本科课程设计设计计算及说明_5 由机械设计（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数Z、=189.8MP*6 计算应力循环次数Ni=60n2 jLh=60 x960 x1x 2x8x300 x8 =2.21184X109z 2.21184X109 厂N?=-=6.3195X1083.527 由机械设计（第八版）图10-19取接触疲劳寿命系数=0.91,K“N2=0.938 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=l,得=-=0.91x600=546MPar-i KHN2（7H Mm2 八”7H2=-=0.93x550=511.5MPa结果_ZE=189.8MP*M=2.21184x109N2=6.3195x108 63.757mm2 计算圆周速度v7rditm%x63.757x960 _.,v=-=-=3.2m/s60 x1000 60 x1000v=3.2m/s3 计算载荷系数根据v=3.2祖/s,7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载系数&=1.12直齿轮 Kaa=7&a=l.l由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数KA=1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-8-攀枝花学院本科课程设计设计计算及说明结果Knpbe=1.25,则 KH/3 KF13=1.5KH/3be=1.5x1.25=1.875接触强度载荷系数 K=KAKVKHOKHB=lxl.12xl.lxl.875=2.31K=2.314 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得di-63.757=69.3mmKt V 1.8di=69.3mm5 计算模数mdi 69.3 cm=一=-=271 immzi 25取标准值机=3机机m=3mm6 计算齿轮相关参数di=mzi=3x25=75mm di mz2=3x88=264mm万 1=nrrrnQ -=rcccq 1 Qdi=75mmch=264mm5=15.9。_z 1 I-CL.L。I-J/A/2+1 A/3.52+1&二 90。矫=74.1。&=74.1R=136.5mm八 7 Jl+i A/3.52+1R=di-=75x-=136.5mm2 27 圆整并确定齿宽/?=。函=0.33x136.5=45机机bi=50mm圆整取历二 46mm,bi=50mm/72 二 46mm3、校核齿根弯曲疲劳强度1 确定弯曲强度载荷系数K=KAKvKFaKF/3=lxl.12xl.lxl.875=2.31K=2.312 计算当量齿数-9-攀枝花学院本科课程设计设计计算及说明结果Zvi=二25.99 cosi cosl5.9Z1 78Zv2=-=-=321.2cosb2 cos74.1Zvi=25.99ZV2=321.23 由机械设计（第八版）表10-5查得齿形系数YF矶=2.60 YFa.=2.06应力校正系数Ysa,=1.595 Ysa2=1.974 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0阳=500MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限0见=380MP。5 由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.86 7&N2=0.91 6 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=L4,得cr 尸1=KFNICFEI 0.86X500.一-=-=307.14MP6Z1.4KFNZOFEZ 0.91X3801.4247 MPa卬卜二 307.14MPQ(yF.=2MPacr/2=SS7 校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式。尸=IKTYFaYsaW(l-0.5)2Z进行校核2KTYF矶 Ysa1(JF-bim2(1-0.5(/)R)2 Zi2x2.31x33823x2.60 x1.595 的一小,i=-=82.6MP(JF50X32X(1-0.5X0.33)2X25 L o F i=S2.6M P a O-FI-10-攀枝花学院本科课程设计设计计算及说明结果2KTYFa2Ysa2一岳川(1 O50R)2Z22x2.31x33823x2.06x1.97/=-=24.97MPa(JF246X32X(1-0.5X0.33)2X88 L。尸 2=24.97/。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尸3=3.26和，小齿轮转速274.3r/min,齿数比u=6.7,由电动机驱动，工 作寿命8年（设每年工作300天），两班制，带式输送机工作经常满载，空载起动，工作 平稳，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40Cr钢（调质）,小齿轮齿面硬度为280HBS,大齿轮齿面硬度为250HBSo3 选小齿轮齿数zi=20,大齿轮齿数22=6.7x20=1344 选取螺旋角。初选螺旋角6=142、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即2KtT3u+1 ZHZE 2 心与二一-T）2 V /da U 1 确定公式内的各计算数值1 试选载荷系数反二L62 计算小齿轮的转矩zi=20,22=134Kt=1.6-11-攀枝花学院本科课程设计设计计算及说明结果T 95.5x105 尸 313=-ri395.5x105 x3.26274.3=113500N mm3 选齿宽系数似二14 由机械设计（第八版）图10-30选取区域系数Z=2.4335 由机械设计（第八版）图10-26查得=0.762,&2=0.9,则&=圆+&2=1.66216 由机械设计（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数Z、=189.8MP/7 计算应力循环次数Ni=60H3 jLh=60 x274.3x1x 2x8x300 x8 =6.32X108M=6.32x108N2=9.433x1078 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6Miml=750MP。，大齿轮的接触疲劳强度极限bHlim2=700M9 由机械设计（第八版）图10-19取接触疲劳寿命系数%的二0,95,*研2=0.9810 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=l,得7HI=KHNICTH limls=0.95x750=712.5尸(yHi=112.5MPa(7H2=686MPaCFH?=-=0.98x700=686MPaR (THI+47.85mmv=0.6869m/sb=47.85mm mnt-232mm h=5.22mm b-=9.167 h演=1.58575 计算载荷系数根据v=0.6869加/s,7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载系数K=1.01由机械设计（第八版）表10-3查得KHO=KF0=1.4由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数KA=1由机械设计（第八版）表10-13查得=132由机械设计（第八版）表10-4查得K沏=1.417接触强度载荷系数 K=KAKyKeK，=lxl.01xl.4xl.417=26 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得6/1=6/1？3 =47.85x3 =51.5mmN K V1.6K=2di=51.5mm-13-攀枝花学院本科课程设计设计计算及说明结果7)计算模数相rficosB 51.5xcosl40 C八 mn=-=-=2.499mmZi 20取加=2.5mm8)几何尺寸计算(1)计算中心距(zi+Z2)侬(20+134)x2.5 a=-=-=198.4mm2 cos 3 2xcosl40(2)按圆整后的中心距修正螺旋角A(Z1+Z2)恤(20+134)x2.5.1Op=arccos-=arccos-=14.012a 2x198.4因，值改变不多，故参数&、Z”等不必修正(3)计算大小齿轮的分度圆直径,zimn 20 x2.5 厂ai=51.5mmcos p cosl4.017 Z2mn 134x2.5 071Kodi 345.3mmcos P cosl4.01(4)计算齿轮宽度b=(pdd-1x51.5=51.5mm圆整后取 B2=51mm Bi=56mm3、校核齿根弯曲疲劳强度1)确定弯曲强度载荷系数K=KAKvKFaKFp=lxl.01xl.4xl.32=1.8662)根据重合度演=1.5857,由机械设计(第八版)图10-28查得螺旋角影响系数7/?=0.88mn=2.5mma=198.4mm=14.01di=51.5mmdi-345.3mmBi=56mmB2=51mmK=1.866-14-结果攀枝花学院本科课程设计设计计算及说明3 计算当量齿数zi 20Zvi-二（COS,3（COS14.010 3Z2 134ZV2=-=-=cos 3 cosl4.01 34 由机械设计（第八版）表10-5查得齿形系数YFai=2.72 以=2.14应力校正系数Ysal=1.57 Ysa2=1.83Zvi=21.9Zv2=146.75 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。的=680MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限OFE2=650MPa6 由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.88KFN2=0.927 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=L4,得(TFI=KFNIOFEI 0.88X680 人-=-=427.43MP。S1.4方2=KFN2(JFE2S0.92x650L4-=421A4MPa卬)二 427.43MPa卬2=427.14MPa8 校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式OF=2KH7（C：S）：-O-F进行校核（!）dZ Sanin(JF=2KTY畋COS 0)2YFaYsa(1)dZ amn2xl.866xn3500 x0.88x(cosl4.01o)2x2.72xl.571X202X1.662X2.53=144.3MPa(TF(J FI=144.3M尸 Q(TFI-15-攀枝花学院本科课程设计满足弯曲强度，所选参数合适。设计计算及说明结果2K7T(cos BfYFa81=2 30dZ 2 SaTYln_ 2xl.866xll3500 x0.88x(cosl4.01o)2x2.14xl.83 _.-1X1342X1.662X2.53 _,a(yFl=2.95MPa7F2-16-攀枝花学院本科课程设计设计计算机说明结果六、轴的设计计算输入轴设计1、求输入轴上的功率尸2、转速 2和转矩72尸2=3.4左w 扑2=960/7min T?=33.32Nm2、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=3x25x(1 0.5x0.33)=62.625mm而哈丝二普山二080Ndmi62.625Fr=Ft tan a cos 8=1080 x tan 20 xcosl5.9=377NFa=Ft tana sin Ji=1045xtan20 xsinl5.9=107.7E=1080NFr=377NFa=107.7 N圆周力E、径向力及轴向力凡的方向如图二所示-17-攀枝花学院本科课程设计设计计算及说明结果图二-18-攀枝花学院本科课程设计设计计算及说明结果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（第八版）表15-3,取Ao=U2,得d min=A。/乂=17.07 mm,输入轴的最小直径为安装联轴器的直径小2,V960为了使所选的轴直径力2与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩九。二取72,查机械设计（第八版）表14-1,由于转矩变化很小，故取KA=1.3,贝 ijTea=KATI=1.3X33820=43966N mm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160160000N 加，半联轴器的孔径力二30相机，故取力.2=30相机，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。4、轴的结构设计（1 拟定轴上零件的装配方案（见图三）d min=17.07mTea=43966N mm(ii-2=30mm图三-19-结果攀枝花学院本科课程设计设计计算及说明（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段的直径6/2-3=37mm2 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 作要求并根据右一3 二 37相机，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32908,其尺寸为 dxDxT=40mmx62mmx 15mm,d3-=ds-e=40mm,而心-4=15根根。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32908型轴承的定位轴肩高度力二35mm,因此取八一5 二 45mm3 取安装齿轮处的轴段6-7的直径26.7=30相机；为使套筒可靠地压紧轴承，5-6段应略短于轴承宽度，故取A-6=14mm。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/二 30相机，故取h-3=50mm5 锥齿轮轮毂宽度为64.86mm,为使套筒端面可靠地压紧齿轮取二 70相机。7 由于乙右2乙，故取44-5=115相机 3 轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按26-7由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面8x0=10相机X8相机，键槽用键槽铳刀加工，长为50mm,同时为保HQ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,滚动轴承与轴的周向定2-3=31 mm如-4=5-6=40mmZ3-4=15mm6/4-5=45mmde-7=30mmZ5-6=14mmZ2-3=50mm/6-7=70mmI4-5=115mm-20-攀枝花学院本科课程设计设计计算及说明结果位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2x455、求轴上的载荷Oca=20.28MPc(Jca(J-W=6400mm3载荷水平面H垂直面V支反力F户收二1478.6NFNVI=275.4NFNH2=2558.6NFNV2=652AN弯矩MMH=124201 AN mmMvi=-3161 IN mm Mvi=-50762.85N mm总弯矩M=V124.22+31.672=128.176N加扭矩TT2=33.82N 机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。二0-6,轴的计算应力7M2+(小)2 J128.22+(0.6x33.82)2Oca 0 20.2oAz ClW 0.1X403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(j-6QMPa,(yca(T-i 加公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右侧抗弯截面系数W=0.1屋=0.1X403=6400mm3-21-攀枝花学院本科课程设计设计计算及说明结果抗扭截面系数Wr=Q.2d 八3=0.2X403=12800mm3M=128000mz;截面5右侧弯矩M为M=128116N mm截面5上的扭矩72为截面上的弯曲应力Ti=33820N mmM=128176N mm72 二 33820N mmM 128176 0 i(Jb=-=20.03MPaW 6400Ob=20.03MPaTi 33820TT=-=2.64MPa截面上的扭转切应力M 12800轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得G=640MPQ,。-1=275尸Q-I=155尸截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数或及及按机械设计(第八版)附表3-2查取。r 2 0 D 37因人二巴=0.05,=1.125,经插值后查得d 30 d 30oc(y 2.33,OCT=1.38TT=2.64MPa又由机械设计(第八版)附图3-2可得轴的材料敏感系数为效=0.82,/=0.85故有效应力集中系数为=1+q(a-1)=1+0.82x(1.93-1)=1.76kr=l+qT-1)=1+0.85 x(1.55-1)=1.47由机械设计(第八版)附图3-2的尺寸系数&=0.77,扭转尺寸系数&=0.79。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-22-攀枝花学院本科课程设计设计计算及说明结果为二匹=0.92轴未经表面强化处理，即夕=1,则综合系数为。01 2.09 1 c Ko=+-1=-+-1=2.88 加 0.77 0.92丘 及 1,1.32 1 1KT=+-1=-+-1=1.45&a 0.79 0.92K。=2.8又取碳钢的特性系数(p(y=0.1,=0.05K-1.45(P(y=0.1,0=0.05计算安全系数Sc。值S(y=275ST=K j(ya+(p24.65相机，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30206,其尺寸为 dxDxT=30mmx62mmx 17.25mm,di-2=ds-6=30mm o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30206型轴承的定位轴肩高度力=3.5机机，因此取套筒直径37机机。2 取安装齿轮的轴段公-3=（一5 二 35相机，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=38.5相机，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，2-3=35相机，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度力0-07d,故 取/i=4mm,则轴环处的直径为a-4=43机机。3 已知圆柱直齿轮齿宽8=56相机，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5=52相机。4 箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取2=50mm3-4=43mm,l5-6=50mm o（3 轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按汗2-3由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面/7X/Z=1机机义8机机，键槽用键槽铳刀加工，长为22mm,同时为保证齿轮与轴配合有HJ_良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为机6；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8x0=1机机义8机机，键槽di-2=d5-6=30midz-3=d5=35mlh-3=35mmd3-4=43mmh-5=52mmh-2=50 mm，3-4=43mmh-6=50mm-26-攀枝花学院本科课程设计设计计算及说明结果用键槽铳刀加工，长为56mm,同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮HJ_毂与轴的配合为机6；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m6o（4 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2x455、求轴上的载荷6、按弯扭合成应力校核轴的强度载荷水平面H垂直面v支反力FFNH】=21442NFNY=T15NFN82=3425.6NFNY2=2372.3N弯矩MMHI=106512.4N mmMHZ=192473.3N mmMvi=18546.IN mmMv2=48851.8?/mmMv3=36615.46N mmMv4=72219.88?/mm总弯矩 max=M 4=A/192.4732+72.22?=20557N m扭矩TT3=113.5Nm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。二0-6,轴的计算应力西2+(02)2 _1205.572+(0.6x113.5)5W 0.1X0.0353=50.44MPa前已选定轴的材料为40C（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得(y-i=r70MPa,(yca T-i故安全。(Tea=50.44尸 Q(Tea S=1.5A/5.22+10.62故可知安全。Sb=5.2Sr=10.6Sea-4.67S=1.5W=4287.5mm3(3)截面5左侧抗弯截面系数W=0.W3=0.1X353=42 87.5mm3-29-攀枝花学院本科课程设计设计计算及说明结果抗扭截面系数%=0.2屋=0.2 x 353=85 75mm3截面5左侧弯矩M为M=72219.882V*mm截面5上的扭矩72为73=113500 mm截面上的弯曲应力M 72219.88Ob=-W 4287.5=16.SMPa截面上的扭转切应力WT=8575mm3M=72219.88N mm73=113500N mm(Jb-16.SMPaTr=13.24MPa1135008575=13.24MPa73 而=0.8-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&=2.13,=0.8x2.13=1.70于是得&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 华二e=0.92故得综合系数为Ko=2.22KT=1.19=+-1=2.13+-1=2.22S=L5故可知安全。输出轴设计1、求输出轴上的功率尸，转速以和转矩P4=3A2kw nA=40.9r/min 7=728.51N机2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径d2=mt12=2.499x134=334.866mmdi=334.866mm而小丝:2X728.5;435.di 0.334866 tan/tan20 厂Fr=Ft-=4351X-=1632.73Ncos P cosl4.01Fa=Frtan 0=4351xtanl4.01=1085.6N圆周力R、径向力尸厂及轴向力尺的方向如图六所示E=4351NE=1632.73N=1085.6?/-31-攀枝花学院本科课程设计设计计算及说明结果-32-攀枝花学院本科课程设计设计计算及说明结果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d min=22mmH 1 9八版）表15-3,取4=112,得输出轴的最小V40.9直径为安装联轴器的直径小2,为了使所选的轴直径小2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7M=KAT2,查机械设计（第八版）表14-1,由于转矩变化很小，故取心=L3,则Tea=KA72=1.3x728510=947063N/mn查机械设计（机械设计基础）课程设计表17-4,选HLL4型弹性柱销联轴 器，其公称转矩为1250N加，半联轴器的孔径小二40机机，故取 d?i-2=40mm,半联轴器长度L=112机机，半联轴器与轴配合的毂孔长度为di-i=40mm84mm o4、轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案（见图六）图六-33-攀枝花学院本科课程设计设计计算及说明结果（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段的直径办一3 二 47机机，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径0=48相机，2-3=47 mm半联轴器与轴配合的毂孔长度乙1=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L略短些，现取/i-2=82mmOli-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公-3=47机机，由机械设计（机械设计基础）dz-3=47 mm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 32910,其尺寸为 dxDxT=50mm x 72mm x 15mm,6/3-4=7-8=50mmJ3-4=J7-8=50mm,而七-4=15相机。h-4=15mm3 左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程d4-5=60mm表15-7查得32910型轴承的定位轴肩高度力=5mm,因此取d”5=60mm；齿轮右端和右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为51mm,为了使Z6-7=41 mm套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取/6.7=47相机。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度力07d,故取0=4机机，则轴环处的直rfs-6=63mm径为小-6=68相机。轴环宽度821.4/1,取/5-6=8机机。h-6=8mm4 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/二 30机机，故取Z2-3=50mmh-3=50mmIA-5=105mm5 箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴,则取-5=105mm,/7-8=55mm。47-8=55mm-34-攀枝花学院本科课程设计设计计算及说明（3 轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按d6-7由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面6义力二16机机义10机机，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机6；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键12机机X8相机x7机机，半联轴器与轴的配合为机6,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k6。（4 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2x455、求轴上的载荷结果垂直面V水平面H载荷支反力FFNHI=1380NFNVI=396.6NFNH 2=297 INFNVZ=2029.3N弯矩MM“=193.142N 初MVi=55.524NmMV2=106.121 Nm总弯矩Mi=,193.142+55.5242=19826NmM2=V193.142+106.1272=220.378N加扭矩T74 二 728.5 IN 加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。二0,6,轴的计算应力_+(aT2)2 _ 7220.3782+(0.6x728.51)2W0.1X0.0553二29AMPa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(Tea=29AMPa-35-攀枝花学院本科课程设计设计计算及说明结果（j-i=60MPa,（yca T-i 加公7、精确校核轴的疲劳强度（1 判断危险截面截面7右侧受应力最大（2 截面7右侧抗弯截面系数(7ca 。-1W=0.1t/3=0.1x503=125 00mm3抗扭截面系数W=12500mm3跖=Q,2d3=0.2 x 503=25000mm3截面7右侧弯矩M为WT=25000mm3M-76738.3N mm截面7上的扭矩72为M=1673S.3N mmT4=728510N 加截面上的弯曲应力M 76738.3（7b=-=6A4MPaW 12500截面上的扭转切应力74 二 7285 ION 加(7b=6A4MPaT2 728510TT=29 AMP aWT 25000Tr=29AMPa轴的材料为 45钢，调质处理。由表15-1查得OB-64QMPa,（j-i=215MPa,T-i=155MPa o截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数所及及按机械设计（第八版）附表3-2-36-攀枝花学院本科课程设计设计计算及说明结果r 2.0 3D 55 1 1一=_=Q Q4 _=_=1.1查取。因d 5.,d 5.,经插值后查得a。2.00,OCT=1.32又由机械设计(第八版)附图3-2可得轴的材料敏感系数为q(y-0.82,qr-0.85故有效应力集中系数为k(y=1+q(j(a(y 1)1+0.82x(2 1)=1.82=l+(ar-l)=1+0.85x(1.32-1)=1.27由机械设计(第八版)附图3-2的尺寸系数&二 073,扭转尺寸系数&=0.86O轴按磨削加工，由机械设计(第八版)附图3-4得表面质量系数为仇=仇=。92轴未经表面强化处理，即则综合系数为*7 k(y 1 rKey-1-1=&j3o割+焉2.58=+-1=仇+-1=1.56 0.86 0.92Kb=2.58KT=1.56又取碳钢的特性系数(p(y-0.1,g)r-0.05计算安全系数Sc。值(P(y-0.1,0=0.05Saa-1K a(y a+(pe,=-=0.2638400万L/Z=2.4X106/Z 38400/z故合格。中间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