二级直齿圆锥斜齿圆柱齿轮减速器设

机械设计

课程设计说明书

设计题目 圆锥-圆柱齿轮减速器

机械工程学院 机械制造与自动化专业

班级机械制造与自动化

设计人 沈林

指导老师 黄莺

完成日期 2010年7月1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 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=2100N,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 传动方案的拟订及说明计算驱动卷筒的转速nw = 60 ×1000v 60 ×1000 × 1.3 = = 77.6r / min πD π × 320

选用同步转速为 1000r/min 或 1500r/min 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：

nw

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。

设计计算及说明2)电动机容量 (1)卷筒的输出功率 Pω

Pω =

Fv 2100 × 1.3 = = 2.73kw 1000 1000(2)电动机输出功率 Pd

P

Pd =

Pω

η

传动装置的总效率

η = η1 η 2 ^ 3 η 3 η 4 η 5 ^ 2 η 6式中η 1 、 η 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 2-4 查得：V 带传动η 1 =0.96;滚动轴承η 2 =0.988;圆柱齿轮传动η 3 =0.97;圆 锥齿轮传动η 4 =0.96;弹性

联轴器η 5 =0.99;卷筒轴滑动轴承 η 6 =0.96;则

η = 0.96 × 0.988 ^ 3 × 0.97 × 0.96 × 0.99 × 0.99 × 0.96 = 0.81Pd =故

Pω

η

=

2.73 = 3.36kw 0.81

(3)电动机额定功率 Ped 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 i1 ' = 2 ~ 4 ,单级 圆柱齿轮传动比范围 i 2 ' = 3 ~ 6 ,圆锥齿轮传动比范围 i 3 ' = 2 ~ 3 ,则电动机转速可选范围为：

设计计算及说明nd ' = nω i1 ' i 2 ' i 3 ' = 931.2 ~ 5587.2r / 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，如下表：

方 案 1 2

额定功率(k 电动机型号 w)

Y132M1-6 4 Y112M-4 4 传动装置的传动比 总传动比 V 带传动 二级减速器 12.37 3.1 3.99 18.56 4.64 4

电动机转速 (r/min) 同步 满载 1000 960 1500 1440

电动机质 量(kg) 73 43

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 Y132M1-6 4)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 计算传动装置的运动和动力参数1)传动装置总传动比

i=

nm 960 = ≈ 12.37 nω 77.6

2)分配各级传动比 因为是圆锥圆柱齿轮减速器，所以

i1 = 0.25i = 3.1圆锥圆柱齿轮减速器传动比

i2 =

i 12.37 = = 3.99 i1 3.1

设计计算及说明3)各轴转速(轴号见图一)

n1 = nm = 960r / min n 2 = n1 = 960r / min n 2 960 n3 = = = 310r / min i1 3.1 n3 310 n4 = = = 77.6r / min i 2 3.99 n5 = n 4 = 77.6r / min4)各轴输入功率 按电动机所需功率 Pd 计算各轴输入功率，即

n1 n2

n3

n4

n5

P1 = Pd = 3.36kw P 2 = P1 η 2 η 5 = 3.36 × 0.99 × 0.988 = 3.29kw P 3 = P 2 η 4 = 3.29 × 0.96 = 3.16kw P 4 = P3 η 2 η 3 = 3.16 × 0.988 × 0.97 = 3.02kw P 5 = P 4 η 2 = 3.02 × 0.988 = 2.98kw5)各轴转矩

P1 3.36 = 9550 × = 33.43 N m n1 960 3.29 P2 T 2 = 9550 = 9550 × = 32.73 N m n2 960 P3 3.16 T 3 = 9550 = 9550 × = 97.35 N m n3 310 P4 3.02 T 4 = 9550 = 9550 × = 371.66 N m n4 77.6 P5 2.98 T 5 = 9550 = 9550 × = 366.74 N m n5 77.6 T 1 = 9550项目 转速(r/min) 功率(kw) 转矩(N*m) 传动比 效率 轴1 960 3.36 33.43 1 1 轴2 960 3.29 32.73 1 0.978 轴3 310 3.16 97.35 3.1 0.96 轴4 77.6 3.02 371.66 3.99 0.958 轴5 77.6 2.98 366.74 1 0.988

T1 T2 T3 T4 T5

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 P 2 = 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 z 2 = 3.1× 25 = 77.5 ,取整 z 2 = 78 。则

结果

u=

z 2 78 = = 3.12 z1 25

z1 = 25 z 2 = 78

2、 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即

d

1 t

≥

2 .9 2

3

(

[σ

Z

E H

]

) ^ 2

φ

R

K T (1 0 . 5 φ

1 R

) ^ 2 u

(1) 确定公式内的各计算数值 1) 试选载荷系数 Kt = 1.8 2) 计算小齿轮的转矩

T2 =

95.5 × 10 ^ 5 P 2 95.5 × 10 ^ 5 × 3.29 = = 32729 N mm n2 9603) 选齿宽系数 φ R = 0.33

φ R = 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 σ H lim 1 = 600 MPa ,大齿轮的接触疲劳强度极限 σ H lim 2 = 550 MPa 5)由《机械设计(第八版) 》表 10-6 查得材料的弹性影响系数

结果

σ H lim 1 = 600MPa σ H lim 2 = 550MPaZE = 189.8MPa ^ 0.5

ZE = 189.8MPa ^ 0.56) 计算应力循环次数

N 1 = 60n 2 jLh = 60 × 960 × 1× (1× 8 × 300 × 10) = 1.3824 × 10 ^ 9 1.3824 × 10 ^ 9 N2 = = 4.459 ×10 ^ 8 3.127) 由《机械设计(第八版) 》图 10-19 取接触疲劳寿命系数

N 1 = 1.3824 × 10 ^ 9 N 2 = 4.459 ×10 ^ 8

KHN 1 = 0.93, KHN 2 = 0.968) 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,得

KHN 1σ H lim 1 = 0.93 × 600 = 558MPa S KHN 2σ H lim 2 = 0.96 × 550 = 528MPa [σ H ] 2 = S

[σ H ] 1 =

[σ H ] 1 = 558MPa [σ H ] 2 = 528MPa

(2) 计算 1) 试算小齿轮分度圆直径 d 1t ,代入

[σ H ] 中较小的值

d 1t ≥ 2.92 3 (

[σ H ]

ZE

)^2

KT 1 φ R (1 0.5φ R )^2 ud 1t ≥ 64.29mm

189.8 1.8×32729 = 2.92 3 ( )^2 = 64.29mm 0.33(1 0.5×0.33)^2×3.1 5282) 计算圆周速度 v

v=

π d 1tn 260 × 1000

=

π × 64.29 × 96060 ×10008

= 3.23m / s

v = 3.23m / s

设计计算及说明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 KH α = KF α = 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 β be = 1.25 ,则 KH β = KF β = 1.5 KH β be = 1.5 × 1.25 = 1.875 接触强度载荷系数 K = KAKvKH α KH β = 1.25 × 1.12 × 1× 1.875 = 2.625 4) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得

结果

K = 2.625

d 1 = d 1t 3

K 2.625 = 64.29 × 3 = 72.91mm Kt 1.85) 计算模数 m

d 1 = 72.91mm

m=

d 1 72.91 = = 2.91mm z1 25

取标准值 m = 3mm 6) 计

算齿轮相关参数

m = 3mm

d 1 = mz1 = 3 × 25 = 75mm d 2 = mz 2 = 3 × 78 = 234mm u 3.12 = arccos = 17°46 '18 '' u ^ 2 +1 3.12 ^ 2 + 1 δ 2 = 90° δ 1 = 72°13' 42 ''

d1 = 75mm d 2 = 234mm

δ 1 = arccos

δ 1 = 17°46'18'' δ 2 = 72°13'42''R = 122.86mm

R = d1

u ^ 2 +1 3.12 ^ 2 + 1 = 75 × = 122.86mm 2 2b1 = 53mm b 2 = 49mm

7) 圆整并确定齿宽 b = φ RR = 0.33 ×122.86 = 40.54mm 圆整取 b 2 = 49mm , b1 = 53mm

设计计算及说明3、 校核齿根弯曲疲劳强度 1) 确定弯曲强度载荷系数

结果

K = KAKvKFα KF β = 1.25 × 1.12 × 1×1.875 = 2.6252) 计算当量齿数

K = 2.625

z1 25 = = 26.25 cos δ 1 cos17°46 '18 '' z1 78 zv 2 = = = 255.55 cos δ 2 cos 72°13' 42 '' zv1 =3) 由《机械设计(第八版) 》表 10-5 查得齿形系数

zv1 = 26.25 zv2 = 255.55

YFa1 = 2.60

YFa 2 = 2.06

应力校正系数

Ysa1 = 1.595

Ysa 2 = 1.97

4) 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

σ FE = 500 MPa ,大齿轮的弯曲疲劳强度极限 σ FE = 380 MPa1 2

5) 由《机械设计(第八版) 》图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN 1 = 0.88

KFN 2 = 0.946) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S = 1.4 ,得

KFN 1σ FE 1 0.88 × 500 = = 314.29 MPa S 1.4 KFN 2σ FE 2 0.94 × 380 = = 255.14 MPa [σ F ] 2 = S 1.4

[σ F ]

1

=

[σ F ] [σ F ]

1

= 314.29 MPa = 255.14 MPa

2

7)校核弯曲强度

设计计算及说明σF =根据弯曲强度条件公式

结果

2 KTYFaYSa ≤ [σ F ] bm ^ 2(1 0.5φ R ) ^ 2 Z 进行校核

σF =1

2 KTYFa1YSa1 b1m ^ 2(1 0.5φ R ) ^ 2 Z 1 2 × 2.625 × 32729 × 2.60 × 1.595 = = 85.70 MPa ≤ [σ F ] 1 53 × 3 ^ 2 × (1 0.5 × 0.33) ^ 2 × 252

σ

F

1

= 8 5 .7 0 M P aF

≤ [σ

]

1

σF =

2 KTYFa 2YSa 2 b 2 m ^ 2(1 0.5φ R) ^ 2 Z 2 2 × 2.625 × 32729 × 2.06 × 1.97 = = 29.07 MPa ≤ [σ F ] 2 49 × 3 ^ 2 × (1 0.5 × 0.33) ^ 2 × 78满足弯曲强度，所选参数合适。

σ

F

2

= 2 9 .0 7 M P aF

≤ [σ

]

2

圆柱斜齿轮设计已知输入功率 P 3 = 3.16kw ,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 250HBS,大齿轮齿面硬度为 220HBS。 3) 选小齿轮齿数 z1 = 23 ,大齿轮齿数 z 2 = 4 × 23 = 92 4) 选取螺旋角。初选螺旋角 β = 14° 2、按齿面接触强度设计

z1 = 23 , z 2 = 92

设计计算及说明由设计计算公式进行试算，即

结果

d 1t ≥

3

2 KtT 3 u + 1 ZHZE ( )^2 φ dεα u [σ H ]Kt = 1.6

(1)

确定公式内的各计算数值 1) 试选载荷系数 Kt = 1.6 2) 计算小齿轮的转矩

T3 =

95.5 ×10 ^ 5 P 3 95.5 × 10 ^ 5 × 3.16 = = 97348 N mm n3 3103) 选齿宽系数 φ d = 1

4) 由《机械设计(第八版) 》图 10-30 选取区域系数 ZH = 2.433 5) 由《机械设计(第八版) 》图 10-26 查得 εα 1 = 0.765 , εα 2 = 0.866 ,则

εα = εα + εα = 1.6311 2

6) 由《机械设计(第八版) 》表 10-6 查得材料的弹性影响系数

ZE = 189.8MPa ^ 0.57) 计算应力循环次数

N 1 = 60n3 jLh = 60 × 310 ×1× (1× 8 × 300 ×10) = 4.464 × 10 ^ 8 N2 =4.464 × 10 ^ 8 = 1.116 × 10 ^ 8 4 N 1 = 4.464 × 10 ^ 8 N 2 = 1.116 × 10 ^ 8

8) 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 σ H lim 1 = 600 MPa ,大齿轮的接触疲劳强度极限

σ H lim 2 = 570 MPa9) 由《机械设计(第八版) 》图 10-19 取接触疲劳寿命系数

KHN 1 = 0.95, KHN 2 = 0.98

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=1,得

结果

KHN 1σ H lim 1 = 0.95 × 600 = 570 MPa S KHN 2σ H lim 2 = 0.98 × 570 = 558.6 MPa [σ H ] 2 = S

[σ H ] 1 =

[σ H ] 1 = 570MPa [σ H ] 2 = 558.6MPa

[σ H ] =

[σ H ] + [σ H ]1

2

2

=

570 + 558.6 = 564.3MPa 2

[σ H ] = 564.3MPa

(2)计算 1)试算小齿轮分度圆直径 d 1t ,由计算公式得

d 1t ≥ =3

3

2 KtT 3 u + 1 ZHZE ( )^2 φ dεα u [σ H ]d 1t ≥ 54.23mm

2 × 1.6 × 97348 5 2.433 × 189.8 × ( ) ^ 2 = 54.23mm 1× 1.631 4 564.32) 计算圆周速度 v

v=

π d 1tn360 × 1000

=

π × 54.23 × 31060 × 1000

= 0.88m / s

v = 0.88m / s

3) 计算齿宽 b 及模数 mnt

b = φ d d 1t = 1× 54.23 = 54.23mm d 1t cos β 54.23 × cos14° mnt = = = 2.29mm Z1 23 h = 2.25 mnt = 2.25 × 2.29 = 5.15mm b 54.23 = = 10.54 h 5.154) 计算纵向重合度 εβ

b = 54.23mm mnt = 2.29mm h = 5.15mm b = 10.54 h

εβ = 0.318φ dZ 1 tan β = 0.318 × 1× 23 × tan14° = 1.8245)计算载荷系数

εβ = 1.824

设计计算及说明根据 v = 0.88m / 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 KH α = KF α = 1.4 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 KF β = 1.34 由《机械设计(第八版) 》表 10-4 查得 KH β = 1.42 接触强度载荷系数 K = KAKvKH α KH β = 1.25 × 1.02 × 1.4 ×1.42 = 2.53 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得

结果

K = 2.53

d 1 = d 1t 3

K 2.53 = 54.23 × 3 = 63.18mm Kt 1.67) 计算模数 mn

d 1 = 63.18mm

mn =

d 1 cos β 63.18 × cos14° = = 2.67 mm Z1 23取 mn = 3mm 8) 几何尺寸计算 (1) 计算中心距

mn = 3mm

a=

( z1 + z 2)mn (23 + 92) × 3 = = 177.78mm 2 cos β 2 × cos14°

a = 177.78mm

(2) 按圆

整后的中心距修正螺旋角

β = arccos

( z1 + z 2)mn (23 + 92) × 3 = arccos = 13°59 '56 '' 2a 2 × 177.78

β = 13°59 '56 ''

因 β 值改变不多，故参数 εα 、 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z1mn 23 × 3 = = 71.1mm cos β cos13°59 '56 '' z 2 mn 92 × 3 d2 = = = 284.4mm cos β cos13°59 '56 '' d1 =(4)计算齿轮宽度

结果d 1 = 71.1mm d 2 = 284.4mm

b = φ dd 1 = 1× 71.1 = 71.1mm圆整后取 B 2 = 71mm

B1 = 76mm

B1 = 76mm B 2 = 71mm

3、 校核齿根弯曲疲劳强度 1) 确定弯曲强度载荷系数

K = KAKvKFα KF β = 1.25 × 1.02 × 1.4 × 1.34 = 2.392) 根据重合度 εβ = 1.824 ,由《机械设计(第八版) 》图 10-28 查得螺旋角影响系 数 Y β = 0.88 3) 计算当量齿数

K = 2.39

23 = 25.17 (cos β ) ^ 3 (cos13°59 '56 '') ^ 3 z2 92 zv 2 = = = 100.69 (cos β ) ^ 3 (cos13°59 '56 '') ^ 3 zv 1 = =4)由《机械设计(第八版) 》表 10-5 查得齿形系数

z1

zv1 = 25.17 zv 2 = 100.69

YFa1 = 2.62

YFa 2 = 2.18

应力校正系数

Ysa1 = 1.59

Ysa 2 = 1.79

5) 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

σ FE = 440MPa ,大齿轮的弯曲疲劳强度极限 σ FE = 425MPa1 2

6)由《机械设计(第八版) 》图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN 1 = 0.88

设计计算及说明KFN 2 = 0.927) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S = 1.4 ,得

结果

KFN 1σ FE 1 0.88 × 440 = = 276.57 MPa S 1.4 KFN 2σ FE 2 0.92 × 425 = = 279.29 MPa [σ F ] 2 = S 1.4

[σ F ]

1

=

[σ F ] [σ F ]

1

= 276.57 MPa = 279.29 MPa

2

8) 校核弯曲强度

σF =根据弯曲强度条件公式

2 KTY β (cos β ) ^ 2YFaYSa ≤ [σ F ] φ dz ^ 2εα mn ^ 3 进行校核

σF =1

2 KTY β (cos β ) ^ 2YFa1YSa1 φ dz1 ^ 2εα mn ^ 3 2 × 2.39 × 97348 × 0.88 × (cos13°59 '56 '') ^ 2 × 2.62 × 1.59 = = 68.94 MPa ≤ [σ F ] 1 1× 23 ^ 2 × 1.631× 3 ^ 31

σF =

2 KTY β (cos β ) ^ 2YFa 2YSa 2 φ dZ 2 ^ 2εα mn ^ 3 2 × 2.39 × 97348 × 0.88 × (cos13°59 '56 '') ^ 2 × 2.18 × 1.79 = = 64.58MPa ≤ [σ F ] 2 1× 92 ^ 2 × 1.631× 3 ^ 3满足弯曲强度，所选参数合适。

σ F = 68.94MPa ≤ [σ F ]1 1

σ F = 64.58MPa ≤ [σ F ]1 2

六、轴的设计计算 输入轴设计1、求输入轴上的功率 P 2 、转速 n 2 和转矩 T 2

P 2 = 3.29kw n 2 = 960r / min T 2 = 32.73 N 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

设计计算及说明dm1 = d 1(1 0.5φ R ) = mtZ 1(1 0.5φ R ) = 3 × 25 × (1 0.5 × 0.33) = 62.625mm而

结果

Ft =

2T 2 32.73 ×10 ^ 3 × 2 = = 1045 N dm1 62.625 Fr = Ft tan α cos δ 1 = 1045 × tan 20°× cos 72°13'42 '' = 116 N Fa = Ft tan α sin δ 1 = 1045 × tan 20°× sin 72°13'42 '' = 362 N圆周力 Ft 、径向力 Fr 及轴向力 Fa 的方向如图二所示

Ft = 1045 N Fr = 116 N Fa = 362 N

图二

1

7

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(第八

结果

版) 》表 15-3,取 A0 = 112 ,得

d min = A0 3

3.29 = 16.89mm 960 ,输入轴的最小直径

d min = 16.89mm

为安装联轴器的直径 d 12 ,为了使所选的轴直径 d 12 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 Tca = KAT 2 ,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

Tca = KAT 2 = 1.3 × 32730 = 42549 N mm Tca = 42549 N 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 160000 N mm ,半联轴器的孔径 d 1 = 20mm ,故取 d 1 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)

d 1 2 = 20mm

图三

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

结果

d 2 3 = 27 mm2) 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 d 2 3 = 27 mm ,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, 其尺 寸为 d × D × T = 30mm × 72mm × 20.75mm , d 3 4 = d 5 6 = 30mm ,而

d 2 3 = 27 mm

l 3 4 = 20.75mm 。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 型轴承的定位轴肩高度 h = 3.5mm ,因此取 d 4 5 = 37 mm 3)取安装齿轮处的轴段 6-7 的直径 d 6 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 l 5 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 l = 30mm ,故取

d3 4 = d5 6 = 30mm l 3 4 = 20.75mm

d 4 5 = 37 mm d 6 7 = 25mm l 5 6 = 19mm

l 2 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 l 6 7 = 70mm 。 6) 由于 Lb ≈ 2 La ,故取 l 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 d 6 7 由《机械设计(第八版) 》表 6-1 查得平键截面 b × h = 8mm × 7 mm ,键槽用键槽铣刀加工，长为 50mm,同时为保

l 2 3 = 50mm l 6 7 = 70mm l 4 5 = 116.76mm

设计计算及说明H7 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 k 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 2 × 45° 5、 求轴上的载荷

结果

载荷 支反力 F 弯矩 M 总弯矩 扭矩 T

水平面 H FNH 1 = 522.5 N FNH 2 = 1567.5 NMH = 64.71N m

垂直面 V FNV 1 = 33.55 N FNV 2 = 82.45 N MV 1 = 4.15 N m MV 2 = 11.34 N m

M = 64.71^ 2 + 4.15 ^ 2 = 64.84 N m T 2 = 32.73 N m

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 α = 0.6 ,轴 的计算应力

σ ca =

M ^ 2 + (α T 2) ^ 2 64.71^ 2 + (0.6 × 32.73) ^ 2 = = 25.05MPa W 0.1× 0.03 ^ 3

σ ca = 25.05MPa

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

[σ 1] = 60MPa,σ ca < [σ 1] ,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

σ ca < [σ

1

]

设计计算及说明抗弯截面系数

结果

W = 0.1d ^ 3 = 0.1× 30 ^ 3 = 2700mm ^ 3抗扭截面系数

W = 2700mm ^ 3

WT = 0.2d ^ 3 = 0.2 × 30 ^ 3 = 5400mm ^ 3截面 5 右侧弯矩 M 为

WT = 5400mm ^ 3

M = 64840 N mm截面 5 上的扭矩 T 2 为

M = 64840 N mm

T 2 = 32730 N mm截面上的弯曲应力

T 2 = 32730 N mm

σb =

M 64840 = = 24.01MPa W 2700截面上的扭转切应力

σ b = 24.01MPa

τT =

T 2 32730 = = 6.06 MPa WT 5400

τ T = 6.06 MPa

轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查得

σ B = 640MPa, σ

1

= 275MPa,τ

1

= 155MPa 。

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 ασ 及 ατ 按《机械设计(第八版) 》附表

r 2.0 D 37 = = 0.067 = = 1.233 30 30 ,d ,经插值后查得 3-2 查取。因 d

ασ = 1.93, ατ = 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

qσ = 0.82, qτ = 0.85故有效应力集中系数为

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