福建農(nóng)林大學(xué)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說明書二級圓柱圓錐齒輪減速器

1、目錄1傳動簡圖的擬定12電動機(jī)的選擇23傳動比的分配24傳動參數(shù)的計(jì)算35圓錐齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算36圓柱齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算67軸的設(shè)計(jì)計(jì)算118鍵連接的選擇和計(jì)算209滾動軸承的設(shè)計(jì)和計(jì)算2110聯(lián)軸器的選擇2211箱體的設(shè)計(jì)22設(shè)計(jì)總結(jié)2526參考文獻(xiàn)1傳動簡圖的擬定1.1技術(shù)參數(shù)：碾輪上的阻力矩為2800N碾輪軸的轉(zhuǎn)速n=40 r / min ,允許有土 5%的偏差。Pw =11.73kwn =0.764Pd =15.353kw n=1500r/mi n電動機(jī)型號：Y112M 4i 總=36.75i1 =3.2i2=3.75i3 =3.06n1 =1470r/mi n n 2 =459.3

2、7r/mi n n 3=122.5r/mi nn 4 =40r/m inP1=15.25kWP2=14.3kWP3=13.9kWP4=13.06kW1.2工作條件：混沙機(jī)由交流電動機(jī)帶動，單班制工作，工作時經(jīng)常滿載、有輕微振動，工 作年限為五年。（設(shè)計(jì)時）。1.3擬定傳動方案傳動裝置由電動機(jī)，減速器，工作機(jī)等組成。減速器為二級圓錐圓柱齒輪減速器。外傳動為齒輪傳動。方案簡圖如圖。2電動機(jī)的選擇2.1電動機(jī)的類型：三相交流異步電動機(jī)（丫系列）2.2功率的確定2.2.1工作機(jī)所需功率Pw （kw）:Pw=Tn/9550=2800*40/9550= 11.73kw2.2.2電動機(jī)至工作機(jī)的總效率n：5

3、n = 1 X 1 x 2 X 3 X 4 X 55=0.993X 0.993 X 0.98 X 0.94 X 0.97 X 0.94=0.764電動機(jī)型號額定功率(kw)滿載轉(zhuǎn)速(r/mi n)起動轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩Y180M-418.514702.02.2選取B35安裝方式T1 =99.07 N mT2=297.28N mT3=1083.63N mT4=3118.075N -m z1 =35z2=107滴油潤滑m =3 mm*=104.53 mm d2 =321 mm z1 =24Z1 =91m=3.0Z1 =30z2=113a=214.5mmB =16.39。d1=90mm

4、(1為聯(lián)軸器的效率，2為軸承的效率，3為圓錐齒輪傳動的效率，4為圓 柱齒輪的傳動效率，5為開式圓錐齒輪傳動的效率)2.2.3 所需電動機(jī)的功率Pd (kw):Pd = Pw/ n =11.73Kw/0.764=15.353kw2.4確定電動機(jī)的型號因同步轉(zhuǎn)速的電動機(jī)磁極多的，尺寸小，質(zhì)量大，價格高，但可使傳動 比和機(jī)構(gòu)尺寸減小，其中Pm=4kN,符合要求，但傳動機(jī)構(gòu)電動機(jī)容易制造且 體積小。由此選擇電動機(jī)型號：丫180M 4電動機(jī)額定功率Pm=18.5kN,滿載轉(zhuǎn)速叭心=1470r/min3傳動比的分配總傳動比：i總=nm/n 出=1470/40=36.75設(shè)高速輪的傳動比為低速輪的傳動比為i

5、2,開式圓錐齒輪傳動比為is， 減速器的傳動比為i減,開式圓錐齒輪傳動的傳動比推薦3-4，選ia=3.06， i減=總/ ia=12,選 h=3.22=3.75d2=339,mm貝U i =i1 i2 i3=3.2 x 3.75 x 3.06=36.72B2 =95mmi = (i - i總)/ i總=0B1 =100mm符合要求。d12=30mm4傳動參數(shù)的計(jì)算d23 =35 mm4.1 各軸的轉(zhuǎn)速n(r/min)軸全長343mm高速軸I的轉(zhuǎn)速：n1 = nm =1470 r/mi nl45=105mm中間軸 U 的轉(zhuǎn)速：n2 = n 1/ h=1470/3.2=459.37 r/min軸總

6、長：296mm低速軸川的轉(zhuǎn)速：n3= n2/ i2=490/3.75=122.5r/mind12=60 mm碾輪軸W的轉(zhuǎn)速：n4 = n3/ i3 =140/3.06=40 r/mind34 =70mm4.2 各軸的輸入功率P (kw)1 x 1 x 25 x 3 x 4 x 5d67 =86mm高速軸I的輸入功率：只=常1=15.35*0.993=15.25kwI56 =12mm中間軸 U 的輸入功率：F2=p1* n 2* 3 =15.25*0.94=14.3kw軸總長：477mm低速軸川的輸入功率：F3=p2* n 2* 4=14.3*0.97=13.9kw碾輪軸 W 的輸入功率：F4=

7、p* 5* n 2=13.9*0.94=13.06kw4.3 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T(N m)高速軸I的輸入轉(zhuǎn)矩：T1 9550 / n199.07N m中間軸U的輸入轉(zhuǎn)矩： T2 9550 P2 / n2297.28N m低速軸川的輸入轉(zhuǎn)矩：T3 9550F3/ n3 1083.63N m碾輪軸W的輸入轉(zhuǎn)矩：T4 9550 P4 / n4 3118.075N m 5圓錐齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)5.1.1選用閉式直齒圓錐齒輪傳動，按齒形制 GB/T12369 1990齒形角20°，頂隙系數(shù)c* 0.2，齒頂高系數(shù)ha* 1，螺旋角m 0o，軸夾 角 90

8、，不變位，齒高用頂隙收縮齒。5.1.2根據(jù)課本表10-1，材料選擇，小齒輪材料為40Cr （調(diào)質(zhì)），硬度為 280HBS大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS5.1.3根據(jù)課本表10-8，選擇7級精度。5.1.4 傳動比 u=z2/ z1=3節(jié)錐角，29018.4371.57不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)：Zmin 2ha* cos 1/sin2 =16.22選 Zy =35， z2=uz1=35*3=105 選取 §=1075.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式：d1t'2.92 3hr1 0.5 r2u5.2.1試選載何系數(shù)Kt =25.2.2計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩T1 =95.

9、5 X 105R/ n14=9.9 X 10 N - mm5.2.3選取齒寬系數(shù)R =0.35.2.4由課本表10-6查得材料彈性影響系數(shù)Ze1/2188MPa525由圖10-21d按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1 600MPa，大齒輪的接觸疲勞極限Hlim2 550MPa 。5.2.6計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N2 N1 /u 2.76 1085.2.7由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)628計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力5.2.9試算小齒輪的分度圓直徑2Zedit > 3代入 H中的較小值得2 =88.663 mm H R 10.5 R u5.2.10計(jì)算圓周速度v=dm1 d1t 1

10、 0.5 R 88.663 (1 0.5 0.3)75.364 mm(3.14159 X 75.364 X 1470) / (60X 1000) 5.801m/s5.2.11計(jì)算載荷系數(shù)齒輪的使用系數(shù)載荷狀態(tài)均勻平穩(wěn)，查表10-2得Ka=1.25由圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.15。由表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)Kh =K f =1.1。依據(jù)大齒輪兩端支承，小齒輪懸臂布置，查表10-19得軸承系數(shù)K v =1.23由公式Kh =Kf =1.5 Kh be=1.383接觸強(qiáng)度載荷系數(shù)K =KaKvKh Kh =1.25 X 1.23 X 1 X 1.383=2.135212按實(shí)際的載荷系數(shù)校

11、正所得的分度圓直徑d1 d1t3 K/Kt =88.663 X 3 2.13/1.3 =104.525 mmm= d1/ z1=104.525/35=2.99mm取標(biāo)準(zhǔn)值m = 3 mm。5.2.13計(jì)算齒輪的相關(guān)參數(shù)d1=mz1 =3X 35=105 mmd2 =mz2=3X 107=321 mm1 arcta n1/u 18.43 =18 6'47"2=90 - 1 =71 53'13"5.3 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度5.3.1確定彎曲強(qiáng)度載荷系數(shù) K=KaKv Kf Kf =2.135.3.2計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)zv1 = z1 /cos 1 =35/cos 18

12、.1 =36.8Zv2 = Z2 /cos 2=107/cos71.9 =344.45.3.3 查表 10-5 得 YFa1=2.62, Ysa1=1.59, YFa2=2.11, Ysa2=1.895.3.4計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K fn 1 =0.9Kfn2=0.97取安全系數(shù)Sf=1.7由圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FNi=500MpafN2 =380Mpa按脈動循環(huán)變應(yīng)力確定許用彎曲應(yīng)力5.3.5校核彎曲強(qiáng)度根據(jù)彎曲強(qiáng)度條件公式滿足彎曲強(qiáng)度要求，所選參數(shù)合適。6圓柱齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算6.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)6.1.1選用閉式

13、斜齒圓柱齒輪傳動。6.1.2根據(jù)課本表10-1，選擇小齒輪材料40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度280HBS 大齒輪材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度240HBS。7.1.3根據(jù)課本表10-8，混沙機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用 7級精 度。6.1.4 試選小齒輪齒數(shù) z, =26,則 z2=uz,=i2 z, =24*3.75 宀91初選螺旋角B =14。6.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式：dit 密2旳（1）Hdu6.2.1試選載何系數(shù)Kt =1.3622 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T =95.5 X 105 P2/ n2=2.98 X 105N mm6.2.3由表10-7選取齒寬系數(shù)d=116.2.4由

14、表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=188MPa至，由圖10-30查的區(qū) 域系數(shù)Zh =2.5。6.2.5 由圖 10-26 查的0.78020.885 貝U 21.726.2.5 需用接觸應(yīng)力hH 1H 2558 522.5 540.25Mpa2 26.2.5由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限H lim1 =600Mpa大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限H lim1 =600Mpa6.2.6計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)8N160n2 jLh=60X 459.375 X 1 X( 8X 250X 5) =2.76 X 10N2=N1/u=2.76 X 108/3.75=0.73 X 1086.

15、2.8由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1 0.93 , KHN2 0.95。6.2.9計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)S=1取失效概率1%h 1-HNJHhm1 =0.96 X600=576MPaSh 2HN2 Hlim2 =0.98 X 600=588MPa2S6210試算試算小齒輪的分度圓直徑，帶入h中的較小值得 I ZhZe 2K" (1)d1t 3 - =79.08mmHdu6.2.11計(jì)算圓周速度m/s=1.902m/sd1t n2=3.14 79.08 459.37560一100060一10006.2.12計(jì)算齒寬bb d d1t =1 x 79.082mm=79.

16、08mm6.2.13計(jì)算齒寬與齒高之比bh模數(shù) mt d1tCOS =79.08*cos14 /24=3.20mmZ1齒高 h 2.25mnt =2.25 x 3.2=7.2mmb =79.08/7.2=10.99h6.2.14 計(jì)算縱向重合度0.318 dz1tan0.318*1* 26*tan2.066.2.14計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)v=1.902m/s，由圖10-8查得動載荷系數(shù)KV=1.05 ;直齒輪，由標(biāo)10-3查的Kh = Kf =1.4由表10-2查得使用系數(shù)Ka=1.25由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時,Kh =1.40。由b =10.99，Kh =1.4

17、0查圖10-13得 心=1.35;故載荷系數(shù) hK=KaKvKh Kf =1X 1.09 X 1.4 X 1.35=2.3796.2.15按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑d1 d1t2 379= 79.082 $右噸亦6.2.16計(jì)算模數(shù)md1COS =88.791 X cos14。/24=3.14mm乙6.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為 mn 322KT1Y COSYFaYsa2 d Z16.3.1由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限fe1 450MPa，大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度FE2450MPa據(jù)縱向重合度2.06，從圖10-28查的螺旋角影響系數(shù)Y 0.886.3.2計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)和齒形

18、系數(shù)當(dāng)量齒數(shù)6.3.3計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖10-20C查的小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度fei 550Mpa小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度fe2 600Mpa由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFni=0.90, KfN2=0.97取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則f i仏=1. =0.91 x 500/1.4=325 MpaSf 2 仏=2 =0.95 x 380/1.4=257.86 Mpa2S6.3.4計(jì)算載荷系數(shù)KK =Ka Kv Kf Kf =1X 1.1 x 1.4 x 1.35=2.3796.3.5查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得 YFa1 =2.65 , YFa2=2.236.3.6查取應(yīng)力校正系數(shù)由

19、表 10-5 查得 YSai=1.58 , Ysai=1.766.3.7計(jì)算大、小齒輪的丫FaYsa并加以比較F丫Fa1丫Sai=2.65 X 1.58/289.29=0.0145YFa2丫Sa2 =2.23 X 1.76/311.79=0.0126F 2大齒輪的數(shù)值大。6.3.8設(shè)計(jì)計(jì)算3 2 1.3 2.98 105 0.686V1 2420.01452.374mm對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù) m大于由齒根彎曲疲勞 強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，取m=3.0，已可滿足彎曲強(qiáng)度，但為同時滿足接觸疲 勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑 d1=111mm來計(jì)算應(yīng)有的 齒數(shù)。于是由d1cos

20、Z1 =mn88.791 cos14329.59730大齒輪齒數(shù):z2=30X 3.75=112.5，即取 z2=113這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到了結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。6.4 幾何尺寸計(jì)算641計(jì)算中心距Z! Z2 mn38 1333一匚a=214.5mm2cos2 cos14圓整 a=265mm6.4.2按圓整后的中心距修正螺旋角因B值改變不多，故參數(shù)、K、Zh等不必修正6.4.3計(jì)算分度圓直徑和齒輪寬度d1 = z1 mn/ cos =30X 3/cos14.55=90mmd2=z2m/cos =113X 3/cos14.55=339m

21、mb=d d1=1 x 90mm=90mm取 B2 =95mmB1=100mm7軸的設(shè)計(jì)計(jì)算7.1輸入軸設(shè)計(jì)7.1.1求輸入軸上的功率5、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T15=15.246kWn1 =1470r/min=99.07 N m7.1.2求作用在齒輪上的力已知咼速級小圓錐齒輪的分度圓半徑為dm1 d1 1 0.5 R 102 (1 0.5 0.3)86.7mm mmFrFttancos 12491tan20cos16.38869.9NFaFttansin 12491tan20sin 16.38255.6N7.1.3 初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)課本表

22、 15-3，取 A0115，得因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大10% 15%取d12=35 mm左右。輸入 軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑 d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián) 軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩TcaKa，查課本表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化較大，故取Ka 1.3，則Tca KaT 1.3 108130140569N mm 140.569N m，因輸入軸與電動機(jī)相連，轉(zhuǎn)速高，轉(zhuǎn)矩小，選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器。電動機(jī)型號為Y200L 4,由指導(dǎo)書表12-4查得，電動機(jī)的軸伸直徑 D= 48 mm。查指導(dǎo)書表8-5，選LT8型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 250N m

23、，半聯(lián)軸器長度L1112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為 84mm7.1.4 擬定軸上零件的裝配方案7.1.5 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑d23=35 mm。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈 直徑D=40 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為L=84mm為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2軸段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12 82mm。7.1.6初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)d23=35 mm，由指導(dǎo)書表6-7，初步 選取03系列，30308軸承其尺寸為d D T

24、 B 40 90 25.25 23， 故d34 d56 40mm，而為了利于固疋l34 23mm。由指導(dǎo)書表15-1 查得 d45 50mm。7.1.7取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑d67 35mm ；齒輪的左端與套筒之間 米用套筒疋位。已知齒輪輪轂的寬度為 50mm應(yīng)使套筒端面可靠地 壓緊軸承，&由套筒長度，擋油環(huán)長度以及略小于輪轂寬度的部分組 成，故G 75mm。為使套筒端面可靠地壓緊軸承，5-6段應(yīng)略短于 軸承寬度，故取l56 23mm。7.1.8 軸承端蓋的總寬度為30mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加 潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l 30 mm，故

25、取 I23 50mm7.1.9 l45 90mm至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。7.1.10 軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接軸與半聯(lián)軸器之間的平鍵，按d12 =30mm,查得平鍵截面b h 10 8mm,長 70mm軸與錐齒輪之間的平鍵按d67 55mm，由課本表6-1查得平鍵截面 b h 16 10mm，長為42mm鍵槽均用鍵槽銑刀加工。為保證齒輪、半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸 器與軸配合為H7/k6，齒輪輪轂與軸的配合為H7/m6 ;滾動軸承 與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m67.1.11確定軸上圓角和倒角尺寸

26、參考表15-2，全部倒角為2 45。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計(jì)算簡圖，支承從軸的結(jié)構(gòu)圖，以及彎矩和扭矩圖，確定軸的危險截面。計(jì)算軸危險截面處的M H、Mv及M的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩TT3=108000N mm聯(lián)軸器附加徑向載荷Fc計(jì)算Fc作用下的受力分析如圖f由受力平衡的Frc12237.2 NFrc2 797.1N作彎矩圖Mc,如圖g所示M總 M Mc,如圖h綜上可知：危險截面在靠近聯(lián)軸器的軸承支點(diǎn)處M=206778N/mm,T=108000N/mm7.3.12按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，

27、軸的計(jì)算應(yīng)力。前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課本表15-1查得許用彎曲應(yīng) 力 ! 60MPa，因此ca !，故安全。7.2 中間軸設(shè)計(jì)7.2.1 求輸入軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速門2和轉(zhuǎn)矩T2p2=14.3kWn2 =459.37r/minT2 =297.28N - m7.2.2 求作用在齒輪上的力已知小圓柱直齒輪的分度圓半徑 d1 =90 mm廠2T2 2 370800Ft1 = 7490.9Na 90已知大圓錐齒輪的平均分度圓半徑dm2 d2t 1 0.5 R 339 (10.5 0.33)288.15mmFr2 Ft2 tan cos 12443.8 tan20 cos69.17316

28、.3 N7.2.3 初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)課本表 15-3，取 Ao 114，得中間軸的最小值顯然是安裝滾動軸承的直徑。因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大10%-15%故dmin 40mm724擬定軸上零件的裝配方案如圖7.2.5 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐 滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)d12=d56 40mm，由指導(dǎo)書表6-7中 初步選取03系列，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承 30308,其尺寸為 d D T 40 90 25.25，所以d12 = d56 =40mm這對軸承均采用套筒進(jìn) 行軸向定位，由表15-

29、7查得30306型軸承的定位軸肩高度，因此取套 筒外直徑55mm內(nèi)直徑50mm7.2.6 取安裝圓錐齒輪的軸段d23 50mm，錐齒輪左端與左軸承之間采用套 筒定位，已知錐齒輪輪轂長L 60mm，為了使套筒端面可靠地壓緊端 面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長，故取123 58mm，齒輪的右端采用軸肩定 位，軸環(huán)處的直徑為d34 60mm。7.2.7 已知圓柱直齒輪齒寬B1=106mm為了使套筒端面可靠地壓緊端面， 此 軸段應(yīng)略短于輪轂長，故取l45=105mm7.2.8 箱體以小圓錐齒輪中心線為對稱軸，由圓錐齒輪的嚙合幾何關(guān)系，推算出，箱體對稱則：取軸肩I34 14mml56 64mm, |12 55m

30、m7.2.9 軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按 d23由課本表6-1查得平鍵截面b h 14 9mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 51mm 同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7 ；圓柱齒輪的周向定m6位采用平鍵連接，按d45由課本表6-1查得平鍵截面b h 16 10mm，鍵槽用 鍵槽銑刀加工，長為97mm同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選 擇齒輪輪轂與軸的配合為 巴；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保m6證的，此處選軸的尺寸公差為 k6。7.2.10確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為2 45。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計(jì)

31、算簡圖，支承從軸的結(jié)構(gòu)圖，以及彎矩和 扭矩圖，確定軸的危險危險截面。知:載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩TT2 =370800N- mm計(jì)算出的圓柱齒輪位置的中點(diǎn)截面處的 M H、MV及M的值列于下表靠近聯(lián)軸器的軸承支點(diǎn)處M =531046N mm,T=370800N m7.3.12按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課本表15-1查得許用彎曲應(yīng) 力 ! 60MPa，因此ca,，故安全。7.3 輸出軸的設(shè)計(jì)7.3.1 求輸入軸上的功率5、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩TiP3=13.901kW

32、n3=122.5r/minT3 =1088.64N m7.3.2 求作用在齒輪上的力已知大圓柱直齒輪的分度圓半徑d2=339mml 2T3 2 1360000Ft = 7619Nd2339lFt tanFr = 7619ta n202773.3Ncos7.3.3 初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)課本 表 15-3，取 A。112，得中間軸的最小值顯然是安裝滾動軸承的直徑。因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大10%-15%故dmin 60mm7.3.4 擬定軸上零件的裝配方案如圖。7.3.5 由圖可得d12為整個軸直徑最小處選d12=60 mm。為了滿足齒輪

33、的軸向定位，取d23 65mm。根據(jù)鏈輪寬度及鏈輪距箱體的距離綜合考慮取l12104mm , l23 55mm。7.3.6初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾 子軸承，參照工作要求并根據(jù)d12=d78 70mm，由指導(dǎo)書表6-7中初 步選取03基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30314,其尺寸為d D T 70 150 38，所以d34 = d78=70mm這對軸承均采用套筒 進(jìn)行軸向定位，由表6-7查得30214型軸承的定位軸肩高度，因此取 d45 82mm。去安裝支持圓柱齒輪處直徑 d56 86mm。7.3.7已知圓柱直齒輪齒寬B2=96mm為了使套筒端面可

34、靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長，故取|67=93mm7.3.8由于輸出軸在箱體內(nèi)部長為 235mm軸承30214寬為38mm可以得 出l34 36mm， l45 94mm， 178 83mm。至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。7.3.9 軸上的周向定位圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按d67由課本表6-1查得平鍵截面b h 25 14mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 88mm同時H 7為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；m6鏈輪的周向定位采用平鍵連接，按 d12由課本表6-1查得平鍵截面b h 18 11mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 92mm同時為保證齒輪與

35、軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7 ；滾動軸承與軸的周m6向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。7.3.10 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為2 45 。7.3.11 求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計(jì)算簡圖，支承從軸的結(jié)構(gòu)圖，以及彎矩和 扭矩圖中可以看出圓柱齒輪位置的中點(diǎn)截面是軸的危險截面。計(jì)算出的圓柱齒輪位置的中點(diǎn)截面處的Mh、 Mv及M的值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩TT3=1360000N mm聯(lián)軸器附加徑向載荷Fc計(jì)算Fc作用下的受力分析如圖（5）Frc1 137386N由受力平衡的Frc2 4672.6

36、N作彎矩圖Mc，如上圖所示M總 M Mc，如上圖所示綜上可知：危險截面在靠近聯(lián)軸器的軸承支點(diǎn)處M=1214.4N/m,T=1360N/m7.3.12按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)， 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課本表15-1查得許用彎曲應(yīng) 力 ! 60MPa，因此ca !，故安全。8 鍵連接的選擇和計(jì)算8.1 輸入軸與聯(lián)軸器的鏈接軸徑d12 30mm，選取的平鍵界面為b h 10 8mm，長L=70mm由指導(dǎo)書表4-1得，鍵在軸的深度t=4.0mm,輪轂深度t13.3mm圓角半徑r=0.2mm 查課本表6-2

37、得，鍵的許用應(yīng)力 p 110MPa。有k=0.5h，l =L-b32T 10 d l k2 10886330 60 430.24Mpa滿足強(qiáng)度要求8.2 輸入軸與小圓錐齒輪的鏈接軸徑d67 35mm，選取的平鍵界面為b h 10 8mm，長L=42mm由指導(dǎo)書表4-1得，鍵在軸的深度t=4.0mm,輪轂深度b 3.3mm圓角半徑r=0.2mmo查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力 p 110MPa。有k=0.5h，l=L-b348.29Mpa滿足強(qiáng)度要求2T_10 -2_108000d l k 35 32 48.3 中間軸與大圓錐齒輪的鏈接軸徑d23 50mm，選取的平鍵界面為b h 14 9mm,

38、長L=51mm由指 導(dǎo)書4-1得，鍵在軸的深度t=5.5mm,輪轂深度t1 3.8mm圓角半徑r=0.3mmo 查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力 p 110MPa。有k=0.5h , l=L-b 。32T 10d l k2 29728050 37 4.571.42Mpa滿足強(qiáng)度要求8.4 中間軸與小圓柱齒輪的鏈接16 10mm,長 L=97mm 由指軸徑d45 55mm，選取的平鍵界面為b h導(dǎo)書表4-1得，鍵在軸的深度t=6.0mm,輪轂深度t14.3mm圓角半徑r=0.3mmo查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力110MPa o 有 k=0.5h , l=L-b 。32T 102 370800p

39、35.02Mpap d l k55 77 5滿足強(qiáng)度要求。8.5 輸出軸與大圓柱齒輪的鏈接軸徑d67 82mm，選取的平鍵界面為b25 14mm，長 L=88mm 由指110MPa o 有 k=0.5h , l=L-b o導(dǎo)書表4-1得，鍵在軸的深度t=9.0mm,輪轂深度t1 5.4mm圓角半徑 r=0.4mm查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力p 滿足強(qiáng)度要求。2T 1032 1360000p 2HHT 2T36T7 75.21Mpa8.6 輸出軸與滾子鏈輪的鏈接軸徑d1260mm,選取的平鍵界面為b h 18 11mm，長L=92mm由指導(dǎo)書表4-1得，鍵在軸的深度t=7.0mm,輪轂深度t1

40、4.4mm圓角半徑r=0.4mm 查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力 p 110MPa。有k=0.5h , l=L-b <2T 1032 1360000d l k 60 74 5.5102.1Mpa滿足強(qiáng)度要求9滾動軸承的設(shè)計(jì)和計(jì)算9.1 輸入軸上的軸承計(jì)算 （30308圓錐軸承）9.1.1由已知可得：m =1470r/min ，F(xiàn)r1 1662N , Fr2 4295 N , Fa 300N C0r 108KN Cr 90.8KNe=0.35, Y=1.79.1.2求兩軸承的軸向力Fd1Fr1 /（2Y）1662/(2 1.7)N488.8N9.1.39.1.49.29.2.1Fd2 Fr2/(2Y)4295/(2 1.7)N1263N , Fa1 Fd2 Fa 1518.6NFa2 Fd2 1263N求軸承當(dāng)量動載荷R和P2F?11518.60.91$Fr11662由指導(dǎo)書表6-7查