机械设计课程设计锥齿轮圆柱齿轮减速器说明书.pdf

机械设计课程设计说明书题目：锥齿轮圆柱齿轮减速器班 级：_ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _姓 名：_ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _学 号：_ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _指导教师：_ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _目录第一节设计任务书.11.1 设计题目.11.2 设计步骤.1第二节 传动装置总体设计方案.22.1 传动方案.2第三节选择电动机.33.1 电动机类型的选择.33.2 确定传动装置的效率.33.3 选择电动机容量.33.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比.43.5 动力学参数计算.4第四节减速器高速级齿轮传动设计计算.64.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数.64.2 按齿面接触疲劳强度设计.64.3 按齿根弯曲疲劳强度设计.84.4 确定传动尺寸.10第五节斜圆柱齿轮传动设计计算.125.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数.125.2 按齿面接触疲劳强度设计.125.3 按齿根弯曲疲劳强度设计.145.4 确定传动尺寸.17第六节链传动设计计算.18第七节轴的设计和校核.217.1 输入轴设计计算.217.2 中间轴设计计算.267.3 输出轴设计计算.32第八节滚动轴承计算校核.398.1 输入轴轴承计算校核.398.2 中间轴轴承计算校核.408.3 输出轴轴承计算校核.41第九节键连接的选择及校核计算.429.1输入轴键选择与校核.429.2 中间轴键选择与校核.429.3 输出轴键选择与校核.43第十节联轴器设计.4410.1 输入轴上联轴器.44第十一节减速器的润滑和密封.4511.1 减速器的润滑.4511.2 减速器的密封.45第十二节减速器附件及箱体主要结构尺寸.4612.1 减速器附件的设计与选取.4612.2 减速器箱体主要结构尺寸.50第十三节 设计小结.52参考文献.52第一节设计任务书1.1 设计题目二级圆锥-直齿圆柱减速器，拉力F=6000N,速度v=0.5m/s,直径D=352mm,每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。1.2 设计步骤1.传动装置总体设计方案2.电动机的选择3.确定传动装置的总传动比和分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.链传动设计计算6.减速器内部传动设计计算7.传动轴的设计8.滚动轴承校核9.键联接设计10.联轴器设计11.润滑密封设计12.箱体结构设计第二节传动装置总体设计方案2.1 传动方案传动方案已给定，后置外传动为链传动，减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器1）该方案的优缺点二级圆锥圆柱齿轮减速机承载能力强，体积小，噪声低，适用于入轴、出轴成直角布置的机械传动中。和齿轮传动比较，链传动可以在两轴中心相距较远的情况下传递运动和动力;能在低速、重载和高温条件下及灰土飞扬的不良环境中工作;和带传动比较，它能保证准确的平均传动比,传递功率较大，且作用在轴和轴承上的力较小;传递效率较高，一般可达0.95 0.97;链条的钱链磨损后，使得节距变大造成脱落现象;安装和维修要求较高。2第三节选择电动机3.1 电动机类型的选择按照工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为3 8 0 V,Y型。3.2 确定传动装置的效率联轴器的效率：n i=0.9 9滚动轴承的效率：n 2=0.9 8闭式圆锥齿轮的效率：n 3=0.9 7链传动的效率：n c=0.9 6闭式圆柱齿轮的效率：n 4=0.9 8工作机的效率：n w=0.9 5H =T)1 T 2 r)3 T)c M H w =0.9 9 x 0.9 83 x 0.9 7 x 0.9 6 x 0.9 8 =0.8 5 0 33.3 选择电动机容量工作机所需功率为F v6 000 X 0.5Pw=-=3.15 8 k W1000 n w 1000 x 0.9 5电动机所需额定功率:Pw 3.15 8 ,Pdd =x =0,8 503=3.7 14 k W工作机轴转速:6 0 X 1000 v 6 0 X 1000 X 0.5nwI T DI T x 3 5 2=2 7.13 r/m i n综合考虑选定电机型号为：Y E 4-13 2 M 1-6 的三相异步电动机，额定功率P e n=4 k W,满载转速为nm=9 7 0i 7 m i n,同步转速为n t=1000r/m i n o表 3-1电机选择方案对比方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y160M1-847507202YE4-132M1-64100097033YE4-112M-44150014554YE4-112M-24300029153.4确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比的计算由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw,可以计算出传动装置总传动比为：nm 970ia a=35.755nw 27.13（2）分配传动装置传动比取链传动比：1=3.23锥齿轮（高速级）传动比ii=0.25 i=0.25 x 11.06=2.76,取=2.76则低速级的传动比为i2=4.01减速器总传动比ib=.i2=11.0683.5动力学参数计算（1）各轴转速：输入轴:nj=nm=970.00r/min中间轴：n2=351.45r/minh z.76输.出.轴.：nn2 351.45/3=87.64min12 4,U1工作机轴：r4 =二n3=87.64=27.13r/min（2）各轴输入功率:4输入轴：Pi=P d n i=4 x 0.99=3.96kW中间轴：P 2 =Pl n2 n 3 =3.96 x 0.98 x 0.97=3.76kW输出轴：P3=P2 n 2 n 4 =3.76 x 0.98 x 0.98=3.61kW工作机轴：=P3 n2 nc=3.61 x 0.98 x 0.96=3.40kW(3)各轴输入转矩：输入轴：Ti=9550 x =9550 x =38.99N-m970中间轴：T2=9550 x p2=n23.76=9 5 5 0 X 351.45=102.17N*m输出轴：T3=9550 x P3n33.61=9550 x-：87.64=393.38N-m工作机轴：T4塌=9550 x n43.40=9550 x 27.13=1196.83N-m运动和动力参数列表如下;表 3-3各轴动力学参数表编号电机轴输入轴中间轴输出轴工作机轴功率4kW3.96kW3.76kW3.61kW3.40kW转速970r/min970r/min351.45r/min87.64r/min27.13r/min转矩39.38N-m38.99N-m102.17Nm393.38N-m1196.83N-m传动比12.764.013.23效率0.990.970.980.965第四节减速器高速级齿轮传动设计计算4.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆锥齿轮传动，压力取为a=20。2）参考表10-7选用7 级精度。3）材料选择由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），硬度为280HBW,大齿轮45（调质），硬度为240HBW4）选小齿轮齿数zi=32,则大齿轮齿数Z2=89O4.2 按齿面接触疲劳强度设计4.2.1 由式(10-29)试算小齿轮分度圆直径，即d 3 _414KFt T Yg YFa Ysa(pR(1 0.5(PR)2 ZI VU2+1 CTF84.3.1确定公式中的各参数值。试选载荷系数Ki;t=1.3重合度系数Y,YE=0.25+0.75=0.25+0.751.804=0.666计算 YFaXYSa/。F由表查得齿形系数YFal=2.46,YFa2=2.12查得应力修正系数Ysai=1.64,YSa2=1.86由图查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:=500MPa aFlim2=320MPa由图查取弯曲疲劳系数：KFNI=0.88,KFN2=0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.25,由式(10-14)得r C TFiimi KFNI 500 x 0.88OFI=-g-=-m=352MPaFlim2 KFN 2 320 X 0.88aF2=Fl,=_ _ _ _ =225.28MP丫 詈 _ 衿=0,01146,丫喂”=0.01750 叫 i QF2两者取较大值，所以：牛 平=0.0175将确定后的数值代入设计式，求得：mt(2)调整齿轮模数1)圆周速度v4KFt T YPR(1-0.5(PR)2 ZJ VU2+1YFa YSa:；=1,503mmCFdi=m Z=1.503 x 32=48.096mm9dm l=由(1 0.5(p R)=48.09 6 x (1 0.5 x 0.3)=40.88m mK dm l n TT x 40.88 x 9 70vm=-=-=2.05m 60 x1 000 60 x 1 0002)齿宽bV u2+1 V 2.762+1 _b (PR d -=0.3 x 48.09 6-21.1 78m m3)齿宽与中点齿高之比b/h：-b-m-t-(-l-0-.-5-(-p-R-)-2-1-.-1-7-8-/b 5hm(2h a +c*)x mm 2.81 23)计算实际载荷系数心查图得动载系数K v=L 09 9取齿间载荷分配系数：K F a=L 2查表得齿向载荷分布系数：KH p=1.29 6查表得齿向载荷分布系数：K 印=1.058由式实际载荷系数为：KF=KA KV KFC(KF p=1 x 1.09 9 x 1.2 x 1.058=1.39 54)计算按实际载荷系数算得的齿轮模数：3 KF 3 1.39 5 Hm =mt-=1.503 x =1.539 m m,取 m =2.5m m。、K p t 、1.3对比计算结果，满足弯曲疲劳强度就近取m=2.5m m；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d i=63.274m m 来计算小齿轮的齿数，取 z i=32,则Z 2=89O4.4确定传动尺寸4.4.1 实际传动比大端分度圆直径：由=Z i m =32 x 2.5=80.00m m89=2.7832Z2u 二Z110d2=z2 m=89 x 2.5=222.50m m4.4.2 计算分锥角=a r c t a n (M)=a r c t a n (邕)=1 9.7761 S2=9 0-1 9.7761 =70.2239 4.4.3 齿宽中点分度圆直径dml=d1(l 0.5(p R)=80 x (1 0.5 x 0.3)=6 8 m mdm 2=d2(l 0.5(PR)=222.5 x (1 0.5 x 0.3)=1 89.1 25m m4.4.4 锥顶距为d r-80/-R =y V u2+1 =y 4 2.782+i =1 1 8.1 8m m4.4.5 齿宽为V u2+1 A/2.782+1b =q)R a-=0.3 x 80-=35.453m m取 b=35m m4.4.6 锥齿轮主要设计结论表4-1齿轮主要结构尺寸代号名称计算公式小齿轮大齿轮模数mm2.52.5齿数Z3289齿宽B3535分度圆直径dd80222.5分锥角519 463370 1326”锥距R118.175118.17511第五节斜圆柱齿轮传动设计计算5.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力取为a=20,初选螺旋角B =14。2）参考表10-7选用7 级精度。3）材料选择由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），硬度为280HBW,大齿轮45（调质），硬度为240HBW4）选小齿轮齿数zi=23,则大齿轮齿数Z2=zi Xi=21 X4.01=92o5.2 按齿面接触疲劳强度设计5.2.1 由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即3 2KHt T u+1/ZH ZE Z Zp2J Pd u 1 oH)P 3.61d it N1)确定公式中的各参数值试选Knt=1.3计算小齿轮传递的扭矩：T=9550 x-=9550 x -=102.17N mn 351.45由表10-8选取齿宽系数6d=1计算区域系数ZH/tan an/tan 20at=arctan I-I=arctan-I=20.562t cos p/cos 14/0b=arctan(tan 0 x cos at)=arctan(tan 14 x cos 20.562)=13.142 x cos Bb 2 x cos 13.14ZH=-=-=2.43J cos at x sin at J cos 20.562 x sin 20.562由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。由式(10-21)计算接触疲劳强度用重合度系数ZoZi(tan aa tl-tan at)+z2(tan aat2-tan at)=-=1.63a2n124 =L4%（1）+4 1.63 Q T 6 6 7）+奇1.667=。.7。4由公式可得螺旋角系数Z p。Z p =J c o s，=V c o s 1 4=0.9 85计算接触疲劳许用应力。田由图1 0-21 C查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为0H l i m I =600M p a，aHi i m 2=550M p a由图1 0-1 9查取接触疲劳系数KH N 1=0.86,KH N 2=0.9 3取失效概率为1%,安全系数S=l,由式（1 0-1 4）得 同1=0H l i m 1 KH N I _ 60 义 0.86=51 6M P a。用2=0H l i m 2 KH N2 550 X 0.9 3=51 1.5M P a取0川和O H 中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即。H =51 1.5M P a2）试算小齿轮分度圆直径d i t 23 2KH t T u +1，ZH ZE Z g Zp2 x 1.3 x 9 5820 万+12.43 x 1 89.8 x 0.704x 0.9 851 85H=49.524m m5 2 2 调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v13IT dlt nv=-60 x 1000TTX 49.524x 351.4560 x 1000=0.9m/s齿宽bb=cpd dit=1 x 49.524=49.524mm2）计算实际载荷系数KH O由表10-2查得使用系数KA=1.25根据v=0.9m/s、7 级精度，由图10-8查得动载系数Kv=L04齿轮的圆周力。TFt=2 X =di10217049.5242 x=3869.64NKA X Ft/b=1.25 X 3869.64/49.524=98N/mm3 2KFt T 丫 YB COS20 YFa Ysa、(Pd Z1 即 2）确定公式中的各参数值。14/tan an/tan 20 at=arctan-=arctan-=20.562t cos p/cos 14/试选载荷系数KFt=1.3由式(10-18),可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数YEoZi(tan aa tl-tan at)+z2(tan aat2 tan at)”=“得?a=1.63Pb=arctan(tan 0 x cos at)=13.140.75 0.75YEE=0.25+=0.25+=0.686Eav 1.719由式(10-19),可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YR。B14YR=1-g-=1-1.667 x =0.806 120 120计算 YFaXYsa/OF小齿轮当量齿数：Zi 21ZV1=-=-=22.988cos3P cos314大齿轮当量齿数：z2 85Zv2=-=-=93.048cos3p cos314由表10-5查得齿形系数YFal=2.69,YFa2=2.19查得应力修正系数Ysai=1.58,YSa2=1.78由图10-20c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为oFiim l=500MPa、aFiim2=320MPa由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFNI=0.88,KFN2=0.92取弯曲疲劳安全系数S=1.25,由式(10-14)得15i Fliml KFNI 5 0 0 X 0.8 8 aF 1=弋 =3 5 2MPa aC T p|jm2 KF N2 3 20 x 0.9 2F 2 =W=-=23 5.5 2MPaY p a i Y s a i。可=0.0 120 7,YFa2 YSa2。印2=0.0 16 5 5两者取较大值，所以YFa YS a7.=0.0 16 5 53)试算齿轮模数3mnt 2 KFtT Ye-YPI co s2p YFF；a FYS a=1.6 9 5 mm Pd z f5.3.1调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v ：由=mnt:=1.6 9 5 x 21=3 6.6 8 5 mmco s p co s 147 r di n IT x 3 6.6 8 5 x 3 5 1.45v =-=-=0.6 6 8 m/s6 0 x 10 0 0 60 x 10 0 0 /齿宽比b/h：b q)d 由 3 6.6 8 5-=-=-=9,6 19h (2h *a+c*)x mnt 3.8 142)计算实际载荷系数KF根据v=0.6 6 8 m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.0 6 3查表10-3得齿间载荷分配系数KF.=1.2由表10-4用插值法查得KH=L 3 1 7,查图10-13,得。=1.0 6 2。则载荷系数为KF=KA KV KFt t K印=1.25 x 1.0 6 3 x 1.2 x 1.0 6 2=1.6 9 33)由式(10-13),按实际载荷系数算得的齿轮模数163 KF 3 1.693m1 n 1 =mn nt t-=1.695 x _ -=1.851mmjKFt J 1.3由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，可取由并就近圆整为标准值m=3mm,按di=60.728mm来计算小齿轮的齿数，取z1=23,则Z2=92。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑，避免浪费。5.4确定传动尺寸5.4.1 计算中心距(Zi+z2)x mn(23+92)x3a=-=-=177.78mm2 x cos p 2 x cos 14圆整为a=178mm/(Z1+z2)x mn(23+92)x 3、B =aC0S 一尸 a CS 2X178 尸 1 4 2 8025 4 2 计算小、大齿轮的分度圆直径mn Z d 3 x 23di=-=-.=71.20mmcos p cos 14.2802mn z2 3 x 92d2=-=-二284.80mmcos P cos 14.28025.4.3计算齿宽b=0 d 由=71.20mm考虑到不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽和节省材料，一般将小齿轮略为加宽取 Bl=72mm,B2=67mm主要设计结论齿数 zi=23,Z2=92,模数 m=3mm,压力角 a=20,螺旋角 B=14.2802=144 6 7,中心距 a=178mm,齿宽 Bi=72mm、B2=67mm175.4.5齿轮参数和几何尺寸总结表 5-1齿轮主要结构尺寸名称和代号计算公式小齿轮大齿轮中心距a178178齿数Z2392模 数 m33齿宽B7267螺旋角B右旋 14 467左旋 14 467第六节链传动设计计算1）选择链轮齿数取小链轮齿数zi=21,链轮齿数为Z2=iXzi=67.2,所以取Z2=69。实际传动比i=Z2/zi=3.292）确定计算功率/19108/19108（3 =（五）及 皿由表9-6查得工况系数KA=1,主动链轮齿数系数K,=0.898,单排链，则计算功率为Pea=KA KZ P=1 x 0.898 x 3.28=2.945kW3）选择链条型号和节距根据 Pca=2.945kW,m=87.64r/min,查表可选 O8A-1,链条节距 p=12.7mm。4）计算链节数和中心距初选中心距a0=（30 50）x p=（30 50）x 12.7=381635mm18取a o=5 O8 mm,相应的链长节数为L p =2 x%+?（匚丫=126.45 9 节 P 2 a0 2 n/取链长节数L p=126节查表9-7,得至l j fi=0.245 3 2,则链传动的最大中心距为a ma x =fl P（2L p -（Z 1+z2）=5 0 4.7 2mm5）计算链速v,确定润滑方式Z i n p 21 x 8 6.7 4 x 12.7v =-=-=0.3 8 6 m/s6 0 x 10 0 0 6 0 x 10 0 0 /由v=0.3 8 6 m/s和链号0 8 A,查图9-13可知应采用滴油润滑。6）计算压轴力FP有效圆周力为P 3.28Fe=10 0 0 X-=10 0 0 X-=8 49 7 Nv 0.3 8 6链轮水平布置时的压轴力系数KFP=1.15,则压轴力为Fp 1.15 FFp=1.15 x 8 49 7 =9 7 7 1.5 5 N7）主要设计结论链条型号0 8 A-1；链轮齿数z i=21,Z 2=6 9；链节数L p=126,中心距a=5 0 4.7 2mm（1）小链轮结构尺寸滚子直径d r=7.9 2分度圆直径p 1 2.7d i =-=-=8 5.2 1 m m/1 8 C叫Z齿顶圆直径（1.6 d a m i n l =+p -J -dd a m a x l =由+1.2 5 p d齿根圆直径d f i =由 一（）7 1 8 0 t ）叫 2 1 ）/1.6 r =8 5.2 1 +1 2.7 x M-7.9 2 =8 9.0 2 m mlr=8 5.2 1 +1.2 5 x 1 2.7 -7.9 2 =9 3.1 6 m mir=8 5.2 1 -7.9 2 =7 7.2 9 m m19由d=85.21mm,查表得常数K=4.8轮毂厚度 h=K+T +0.01=12.65mm6轮毂长度 1 =3.3 h=3.3 x 12.65=42mm轮毂直径 db=dK+2h=42+2 X 12.65=67mm(2)大链轮结构尺寸滚子直径dr=7.92分度圆直径p 12.7d2=-=-=279.03mm/180 /1800 叫丁I叫 飞 为齿顶圆直径damin2=d2+p(1-dr=279.03+12.7 x(1 一 知-7.92=283.52mmdamax2=d2+1.25 p dr=279.03+1.25 x 12.7 7.92=286.98mm齿根圆直径df2=d2-dr=279.03-7.92=271.11mm由d=279.03mm,查表得常数K=9.5.,_ _.d i 4,2轮毂厚度 h=K+-?+O.Old=9.5+0.01 x 279.03=19.29mm6 6轮毂长度 1 =3.3 h=3.3 x 19.29=64mm轮毂直径 db=dK+2h=42+2 x 19.29=81mm20第七节轴的设计和校核7.1输入轴设计计算1）已经确定的运动学和动力学参数转速nl=970r/min；功率Pl=3.96kW；轴所传递的转矩Tl=38.99Nm2）初步确定轴的最小直径：选取轴的材料为45（调质），硬度为240HBW,根据表，取 Ao=llO,于是得输入轴的最小直径安装联轴器，由于安装键将轴径增大5%dmin=（1+0.05）x 17.2=18.06mm输入轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径d l2,为了使所选的轴直径d l2 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。取KA=1.3,则：Tca=KA I；=47.46N m按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查标准或手册，选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为25m m,故取di2=25mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为82mm。3）轴的结构设计图1 112_ _ 11图7-1高速轴示意图为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-n 轴段右端需制出一轴肩，故取u-in段的直径d23=30mm。半联轴器与轴配合的轮毂长度L=82mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器21上而不压在轴的端面上，故 I-H 段的长度应比L 略短一些，现取h2=80mm。4）因轴承受径向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。并根据d23=30mm,选择圆锥滚子轴承 30207,其尺寸为 dXDXTXB=35X72X18.25X17mm,故 d34=d56=35mm。取非定位轴肩高度 h=2.5mm,则 d67=30mm。5）由手册查得高速轴轴承定位轴肩高度h=2.5mm,则d45=40mm。6）轴承端盖厚度e=10,垫片厚度 尸 2,取套杯厚度为e4=8,根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24,则卜 3=A t+e+e4+At+K+T-B=2+10+8+2+24+18.25-17=47.25 mm7）考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，根据L=1 Xd67,但是此轮毂长不满足锥齿轮齿宽及结构要求，需要根据结构适当延长,则取小齿轮轮毂宽度L=38mm,则134=B=17 mm8）为了轴由较大的刚度，轴承支点距离不宜过小,取轴承支点为锥齿轮轴上的距离为2.5倍轴轴承段直径，取套杯厚度为8,则145=2.5d34 B=2.5 x 35-17=70.5 mm156=B=17 mm取小锥齿轮到内壁距离为=10mm167=A+L+T-B+A1-2 =8+38 4-18.25-17+10-2=55.25 mm9）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键链接，半联轴器与轴的配合为H7/k6,按机械设计手册查得截面尺寸bXh=8X7mm,长度L=70mm,小齿轮与轴的联接选用A 型键，按机械设计手册查得截面尺寸bXh=8X7mm,长度L=28mm。同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/r6,滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为H7/k610）确定轴上圆角和倒角尺寸根据表，取轴端倒角为C1.5,各轴肩处的圆角半径则由各轴肩决定。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表7-1轴的直径和长度轴段 12345622高速级小齿轮所受的圆周力直径253035403530长度8047.251770.51755.25T 36510FUtl =2 X-小-=2 X 68 =1073.82N高速级小齿轮所受的径向力Fr l=Ftl x tan a x cos 81=1073.82 x tan 20 x cos 19.7761=367.79N高速级小齿轮所受的轴向力Fa l=Ftl x tan a x sin 81=132.24N,Fae=Fai=132.24N根 据30207圆锥滚子查手册得压力中心a=15.3mm小锥齿轮齿宽中点距离齿轮端面M由齿轮结构确定，由于齿轮直径较小，采用实心式，取M19轴承压力中心到第一段轴支点距离:Li80li=+L 2 +a=F 47.25+15.3=102.55mm1 2 2 2两轴承受力中心距离：12=L4+2 T-2 a=70.5+2 x 18.25 2 x 15.3=76.4mm轴承压力中心到齿轮支点距离：13=L6-M +a=55.25-19+15.3=51.55mm计算轴的支反力水平支反力Ft 13FNHI=;-21073.82 x 51.55-=724.55N76.4FNH2=Ft+FNHI=1073.82+724.55=1798.37N垂直支反力Fa dm i n i7%IFNVI=j2132.2；x 68 367,79 x 51.5576.4=-189.31NFNV2=Fr+FNV1=367.79-189.31=178.48N23计算轴的弯矩，并做弯矩图截面C 处的水平弯矩MHI=FNH1 12=724.55 x 76.4=55355.62N mm截面C 处的垂直弯矩MV1=FNV1 12=（-189.31）x 76.4=-14463.28N mm截面D 处的垂直弯矩Fa dml 132.24 x 68MDV=-2-=4496.16N mm分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）截面C 处的合成弯矩Mi=JM3 +=V55355.622+14463.282=57213.91N mm截面D 处的合成弯矩MD=JM.H+Mjv=J。？+4496.162=4496.16N mm作合成弯矩图（图d）T=36510N mm作转矩图（图e）24ZD图7-2高速轴受力及弯矩图11）校核轴的强度因C 左侧弯矩大，且作用有转矩，故C 左侧为危险剖面抗弯截面系数为：抗扭截面系数为：最大弯曲应力为W=-=-=6283-19mm%=1616=12566.37mm3M 57213.91o=-=9.11MPaW 6283.19剪切应力为T 36510T=-=2.91MPaWr 12566.37按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数a=0.6,则当量应力为aca=J d +4（a T）2=79.112+4（0.6 x 2.91）2=9.76MPa查表得45（调质）处理，抗拉强度极限。B=650MPa,则轴的许用弯曲应力。-lb=60MPa,0 ca 0-Jb,所以强度满足要求。7.2中间轴设计计算1）已经确定的运动学和动力学参数转速n2=351.45r/min；功率P2=3.61kW；轴所传递的转矩T2=102.17Nm2）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（调质），硬度为240HBW,根据表,取 Ao=llO,得：dmin-A（）P3-=110 xn、3.6135L45=23-73mm33）轴的结构设计图26图7-3 中间轴示意图4）中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d n,因轴承受径向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。并根据d mi n=2 3.7 3 mm,由轴承产品目录中选取圆锥滚子轴承3 0 2 0 5,其尺寸为dXD X T X B=2 5 X 5 2 X 1 6.2 5 X 1 5 mm,故 d i 2=d 5 6=2 5 mm。5）取安装大齿轮处的轴段的直径d 4 5=2 8 mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。齿轮的左端采用轴肩定位，由轴径d 4 5=2 8 mm查表，取 h=5 mm,则轴环处的直径d 3 4=3 8 mmo6）左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。7）取低速级小齿轮距箱体内壁之距离 i=1 0 mm,高速级大齿轮距箱体内壁之距离A2=1 0 mmo 考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离,取4=1 0 mm8）根据锥齿轮结构，由锥距和锥角可得 3 4=2 6 mm,已知低速小齿轮的轮毂宽度为b 3=8 0 mm,则由于箱体相对于小锥齿轮中心对称，箱体BE得BE=2 x （b3+J =2 x （8 0 +1 0）=1 8 0 mm9）由此可得高速级大齿轮轮毂宽度b 2 =BE b s A 2 I 3 4 =1 8 0 8 0 1 0 1 0 2 6 =5 4 mm1 0）已知低速小齿轮的轮毂宽度为b 3=8 0 mm,为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取1 2 3=7 8 mm,d 2 3=2 8 mm。已知高速级大齿轮轮毂宽度为b 2=5 4 mm,为了使挡油环端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短与轮毂宽度，故取271 4 5=5 2 mm,d 4 5=2 8 mm。1i2=B +%+2 =1 5 +1 0 +1 0 +2 =3 7 m m156=B +、2+A +2 =1 5 +1 0 +1 0 +2 =3 7 m m1 1）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键链接，小齿轮与轴的联接选用A型键，查得截面尺寸b Xh=8 X7m m,长度L=6 3 m m。大齿轮与轴的联接选用A型键，查得截面尺寸b X h=8 X7m m,长度 L=4 0 m m。为了保证齿轮与轴配合由良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H 7/r 6,滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为H 7/k61 2）确定轴上圆角和倒角尺寸根据表，取轴端倒角为C L 5,各轴肩处的圆角半径则由各轴肩决定。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表 7-2轴的直径和长度轴段 1直径 25228338428525长度 3778265237高速级大齿轮所受的圆周力Ft2=2Tdm21 0 2 1 7 01 8 9.1 2 52 X=1 0 1 3.3N高速级大齿轮所受的径向力Fr 2=Ft 2 x t a n a x c o s 8 2 =1 0 1 3.3 x t a n 2 0 x c o s 7 0.2 2 39 =1 2 4.7 9 N高速级大齿轮所受的轴向力Fa2=Ft2 x t a n a x s in 6 2 =1 0 1 3.3 x t a n 2 0 x s in 7 0.2 2 39 =347.0 6 N低速级小齿轮所受的圆周力（d 3为低速级小齿轮的分度圆直径）TFt 3=2 X =2 X1 0 2 1 7 07 2=2 6 6 1.6 7 N低速级小齿轮所受的径向力Fr 3=Ft 3 x t a n a =2 6 6 1.6 7 x t a n 2 0 =9 6 8.7 7 N低速小齿轮轮毂宽度B尸8 0 m m28高速大齿轮轮毂宽度B2=54mm因齿轮倒角为2根 据30205圆锥滚子查手册得压力中心a=12.5mm轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离：Bi80=L 2d-a=37 2d 12.5 62.5mm低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离:Bi Bo 80+54I2 =F L3 H =-F 26-93mm高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离：B,54 一.)3 =F L5 2 a=F 37 2 12.5=49.5mm计算轴的支反力水平支反力FNHI=Ft3(l2+13)+Ft2 13 2661.67 X(93 4-49.5)+1013.3 X 49.5+12+1362.5+93+49.5=2094.86NFt3 卜 +Ft2(l+12)L+132661.67 X 62.5+1013.3 X(62.5+93)62.5+93+49.5=1580.11N垂直支反力Fr2 13-Fr3(12+%)+k +12+13=-483.19NFNV2=Fr2-FNV1-Fr3=124.79 4-483.19-968.77=-360.79N计算轴的弯矩，并做弯矩图截 面B处的水平弯矩MBHI=FNHI k 2094.86 x 62.5=130928.75N mmMBH2=MBHI 130928.75N mm截 面C处的水平弯矩MCHI=FNH2 13=1580.11 x 49.5=78215.44N mmMCH2=MCH1=78215.44N mm截 面C处的垂直弯矩29Mcvi=FNV2I Fa2 dz3+二（-360.79）x 49.5+347.06 x 189.125214959.76NmmMCV2=FNV2 13=（-360.79）x 49.5=-17859.11N mm截面B 处的垂直弯矩MBVI=FNVI h=（-483.19）x 62.5=-30199.38N mm分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）截面B 处的合成弯矩MB1=JM|H1+M|V1=7130928.752+30199.382=134366.44N mm截面C 处的合成弯矩MC1=JM-I+M21=778215.442+14959.762=79633.22N mmMC2=JM-2 +M1V2 =A/78215.442+17859.il2=80228.44N mm作合成弯矩图（图d）T=102170Nmm作转