圓錐圓柱減速器機械設計課程設計最終版講解

1、西安電子科技大學 課程設計報告 班 級： 041012 組 員： 王典 04101184 王東旭 04101185 劉瑞明 04101186 李志輝 04101187 薛敏 04101188 田艷妮 04101189 指導教師： 陳永琴 材料目錄 序號 名稱 數量 1 課程設計任務書 1 2 課程設計計算說明書 1 3 零件圖 3 4 減速器裝配圖 1 西安電子科技大學 機械設計課程設計任務書 設計題目 : 圓錐圓柱式減速器設計 院 系： 機電工程學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學生姓名 : 指導教師 : 機械設計課程設計任務書 設計題目 （圓錐圓柱式） 設計一鏈板式輸送機的傳動機構，

2、其傳動簡圖如下： 1 電動機 2 聯軸器 3 減速器 4 鏈傳動 5 輸送鏈 已知數據 輸送機鏈條總拉力 輸送機鏈條速度 輸送機鏈輪節(jié)圓直徑 輸送鏈鏈輪軸上效率 F= 6000 (N) V= 0.8 ( m s) D= 300 (mm) w 0.96 (包括鏈輪與軸承的功率損失) 工作年限 5 年， 每日工作 2 班 輸送鏈速度允許誤差為 5 四、 設計工作量 三、 工作條件： 連續(xù)單向運轉，有輕微振動，灰塵較多，小批量生產 1 零件工作圖 13 張（各零部件三維模型） 2 減速器裝配圖一張（三維裝配模型、運動仿真模擬） 3 設計計算說明書一份 設計計算說明書 目錄 、設計方案的布置 二、電動

3、機的選擇 3 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比 4 四、運動參數及動力參數計算 5 五、傳動零件的設計計算 7 1、圓錐齒輪傳動設計計算 2、圓柱齒輪設計計算 六、軸的設計計算 15 1、輸入軸的設計 2、中間軸的設計 3、輸出軸的設計 4、軸的校核（以中間軸為例） 七、滾動軸承的選擇及校核計算 26 八、箱體的設計 九、聯軸器的選擇 28 十、潤滑與密封 28 十一、總結 十二、參考文獻 29 十三、附錄（零件及裝配圖） 設計計算說明書 一、設計方案的布置 設計一鏈板式輸送機的傳動機構，其傳動簡圖如下： 1. 電動機 2. 聯軸器 3. 減速器 4. 鏈傳動 5. 輸送鏈 二、電動機的選擇

4、 1. 電動機的類型： 按工作要求和工作條件，選用一般用途的 Y 系列三相異步電動機。它為臥式 封閉結構。 2. 功率的確定 2.1 工作機所需功率 Pw (kw): Pw =5kw Pw =Fv/(1000 w )=6000 0.8/(1000 0.96)= 5kw 2.2 電動機至工作機的總效率 ： 通過查機械課程設計手冊表 1-7 確定各級傳動的機械效率： 八級精度圓錐齒輪傳動(油潤滑) ：0.95 八級精度圓柱齒輪傳動(油潤滑) ：0.97 滾子鏈傳動效率： 0.96 彈性柱銷聯軸器： 0.993 圓柱滾子軸承： 0.98 3 =0.8268 = 1 23 3 4 5 =0.993 0

5、.983 0.95 0.97 0.96=0.8268 ( 1為聯軸器的效率， 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 為鏈傳動的效率) 2.3 所需電動機的功率 Pd (kw): Pd =6.0474kw Pd =Pw / =5Kw/0.8268=6.0474kw 2.4 電動機額定功率 : Pm Pd 由表 16-1 選取電動機的額定功率為 7.5kw. 3. 確定電動機的型號 nw =51r/min 工作機轉速 nw =60v1000/( D)=51r/min 電動機轉速的選擇 選用常用同步轉速 1000r/min,1500r/min 兩種作 對比。

6、總傳動比 i= nd / nw , 其中為 nd 電動機的滿載轉速。 現將兩種電動機的有關數據列于如下表比較。 方案 電動機型 號 額定功率 /kw 同步轉速 / ( r/min ) 滿載轉速 / (r/min ) 總傳動比 i I Y160M6 7.5 1000 970 19.02 II Y132M4 7.5 1500 1440 28.235 由上表可知方案 I 總傳動比過小，為了能合理的分配傳動比，使傳動裝 置結構緊湊決定選用方案 II 。 電動機型號的確定 根據電動機功率和同步轉速，選定電動機型號為 Y132M4。查表 12-1 知電動機座中心高為 132mm，中機座， 4 為電動機的極

7、 數。 電動機型號 額定功率 (kw) 滿載轉速 (r/min) 起動轉矩 / 額定轉矩 最 大 轉矩 / 額定轉矩 Y132M4 7.5 1440 2.2 2.3 電動機型號： Y132M4 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比 1. 總傳動比： i總 =28.235 i 總 = nm / nw =1440/51=28.235 2. 分配傳動比的基本原則： 在設計兩級或多級減速器時， 合理地將傳動比分配到各級非常重要。 因它 直接影響減速器的尺寸、重量、潤滑方式和維護等。 分配傳動比的基本原則是： (1) 使各級傳動的承載能力接近相等(一般指齒面接觸強度) (2) 使各級傳動的大齒輪浸入油中的

8、深度大致相等，以使?jié)櫥啽恪?(3) 使減速器獲得最小的外形尺寸和重量。 對圓錐圓柱齒輪減速器的傳動比進行分配時， 要盡量避免圓錐齒輪尺寸過 大、制造困難，因而高速機圓錐齒輪的傳動比 i1不宜太大，通常取 i1 =0.25 i2 ， 且 i1 3。 3. 初定鏈傳動的傳動比： i3=i鏈 =3.137 減速器的傳動比： i減 =i/ i3 =28.235/3.137=9 i1 =1.5 i2 =6 i3 =3.137 錐齒輪的傳動比： i1= 0.25 i減 =0.5 3=1.5 柱齒輪的傳動比： i2=9/1.5=6 四、運動參數及動力參數計算 1. 各軸的轉速 n(r/min) 高速軸的轉

9、速： n1 =nd =1440 r/min 中間軸的轉速： n2=n1/ i1 =1440/1.5=960 r/min 低速軸的轉速： n3=n2/ i2 =960/6=160 r/min 滾筒軸的轉速： n4=n3/ i3 =160/3.137=51r/min 2. 各軸的輸入功率 P（ kw） 高速軸的輸入功率： P1 =Pd 1=6.0051kw 中間軸的輸入功率： P2 =P1 2 3 =5.591kw 低速軸的輸入功率： P3=P2 4 2 =5.315kw 滾筒軸的輸入功率： P4=P3 5 2 =5kw 3. 各軸的輸入轉矩 T（Nm） 高速軸的輸入轉矩： T1 9550P1 /

10、 n1 39.825Nm 中間軸的輸入轉矩： T2 9550P2 /n2 55.619Nm 低速軸的輸入轉矩： T3 9550P3 /n3 317.239Nm 滾筒軸的輸入轉矩： T4 9550P4 /n4 936.275Nm 項目 轉速(r/min) 功率 (kw) 扭矩 (N*m) 傳動比 高速軸 I 1440 6.0051 39.825 1 中間軸 960 5.591 55.619 1.5 低速軸 160 5.315 317.239 6 滾子鏈 51 5 936.275 3.137 4. 各軸的運動和動力參數 五、傳動零件的設計計算 （一） 圓錐齒輪傳動的設計計算 已知數據：傳動比 u=

11、i1=1.5 ，功率 P=6.0051kw 小齒輪 n1=1440r/min ，扭矩 T1 =39.825 Nm n1 =1440r/min n2 =960r/min n 3 =160r/min n4 =51r/min P1=6.0051kW P2 =5.591kW P3=5.315kW P4 =5kW T1=39.825Nm T2 =55.619Nm T3=317.239Nm T4 =936.275Nm 大齒輪 n 2 =960r/min ，扭矩T2 =55.619 Nm 1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 1.1 選用閉式直齒圓錐齒輪傳動，按齒形制 GB /T12369 1990齒形

12、角 20 ，頂隙系數 c* 0.25，齒頂高系數 ha* 1，螺旋角 m 0 ，軸 夾角 90 ，不變位，齒高用頂隙收縮齒。 1.2 根據課本表 10-1 ，材料選擇，小齒輪材料為 40C（r 調質），硬度為 280HBS， 大齒輪材料為 45 鋼（調質），硬度為 240HBS。 1.3 根據課本表 10-8，選擇 8 級精度。 2. 按齒面接觸疲勞強度設計 公式： d1t 2.92 3 ZEKT1 2 1t H R 1 0.5 R 2 u 2.1 參數確定 試選載荷系數 Kt =1.3 計算小齒輪傳遞的扭矩 T1=39.825Nm 選取齒寬系數 R =1/3（錐齒輪 R =0.250.35

13、） 1 由課本表 10-6 查得材料彈性影響系數 ZE 189.8MPa2 。 由圖 10-21d 按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim1=600MPa，大齒輪的接觸疲勞極限 Hlim2=550MPa。 計算應力循環(huán)次數 N1 60n1 jLh 60 1440 2 8 365 5 2.523 10 9 N2 60n2 jL h 60 960 2 8 365 5 1.682 10 9 由圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數 KHN1 0.91 KHN 2 0.94 計算接觸疲勞許用應力 HK H1 K 0.91 600 546Mpa 0.94 550 517Mpa 2.2 試算小齒

14、輪的分度圓直徑 代入 H 中的較小值得 d1t 2.92 3HR1 0.5 R 2u =79.39 mm 2.3 計算圓周速度 v 66.16mm dm1 d1t (1 0.5 2 2 3) 79.39 5 v ( d m1n1) /( 60 1000 ) =(3.1415966.161440)/(601000)=5m/s 3. 修正分度圓直徑 齒輪的使用系數載荷狀態(tài)輕微沖擊，查表 10-2 得 K A=1。 由圖 10-8 查得動載系數 KV =1.27。 由表 10-3 查得齒間載荷分配系數 KH =K F =1。 依據大齒輪兩端支承，小齒輪懸臂布置，查表 10-9 得軸承系數 K H b

15、e =1.25 由公式 KH =KF =1.5 KH be =1.5 1.25=1.875 接觸強度載荷系數 K =KAKV KH =1 1.27 1.875=2.38 按實際的載荷系數修正所得的分度圓直徑為： d1 d1t3 K/Kt =79.39 3 2.38 1.3 =97.12 mm 4. 選擇齒輪及計算相關參數 選取 z1=24， z2 = z1 i=24 1.5=36 實際傳動比 :u=i= z2/ z1=36/24=1.5 模數 m=d1/ z1 =97.12/24=4.047mm， 參考機械原理就近取模數 m=4. 實際分度圓直徑 d1 =mz1 =424=96 mm d 2

16、=mz2 =436=144 mm 分錐角 1 arctan 1/ u 33.69 2 =90 - 1=56.31 u2 1 1.52 1 錐頂距 R d1 u 1 96 1.5 1 87mm 名稱 代號 小圓錐齒輪 大圓錐齒輪 齒數 z 24 36 模數 m 4 分錐角 33.69 56.31 分度圓直徑 d 96 144 齒頂高 ha 4 齒根高 hf 4.8 錐距 R 87 齒寬 b 29 齒寬 b= RR=1 3 87=29 mm 5. 彎曲疲勞強度校核 z1=24 z2=36 m = 4 mm d1=96 mm d2 =144mm 5.1 校核彎曲強度公式如下： F =KN lim /

17、SF KT1YFa1YSa1 F bm (1 0.5 R ) 5.2 參數確定： 彎曲強度載荷系數 K= K A KV KF KF =2.38 T1=39.825 Nm 齒形系數 YFa =1.62 應力校正系數 Ysa=2.53 齒寬 b=29 mm 模數 m=4 取 KN1 =0.85 Kn2 0.88 lim 1 =500Mpalim 2 380Mpa 疲勞強度安全系數 S=1.251.5，取 S=1.4 5.3 計算： F1 (KT1YFa1YSa1) bm(1 0.5 R) 83.724Mpa 10 F 1 K N lim /SF 0.85 500/1.4 303.57Mpa F 2

18、 K N lim / SF 0.88 380 /1.4 238 .86 MPa 所以，符合 F F 滿足彎曲強度要求，所選參數合適，設計合理。 （二）圓柱齒輪傳動的設計計算 已知數據：傳動比 i=6 功率 P=5.591kw 小齒輪 n1=960 r/min ，扭矩 T1= 55.619N m 大齒輪 n 2 =160r/min ，扭矩=317.239Nm 1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 1.1 選用閉式直齒圓柱齒輪傳動。 1.2 根據課本表 10-1 ，選擇小齒輪材料 40Cr 鋼，調質處理，硬度 280HBS； 大齒輪材料 45 鋼，調質處理，硬度 240HBS 。 1.3 根據

19、課本表 10-8 ，運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 8 級精 度。 1.4 試選小齒輪齒數 z1=20 則 z2=uz1=i2 z1 =6 20=120 2. 按齒面接觸疲勞強度設計 公式： d1t 3 2KdtT uu1 ZE ZH 2 H z1=20 z2=120 2.1 確定參數： 試選載荷系數 Kt =1.3 計算小齒輪傳遞的轉矩 T1=55.619Nm 由表 10-7 選取齒寬系數 d =1 1 由表 10-6查得材料的彈性影響系數 ZE =189.8MPa 2 由圖 10-30取出 ZH =2.5 由圖 10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限H lim 1 =6

20、00Mpa， 11 大齒輪的接觸疲勞強度極限 H lim 2 =550Mpa。 計算應力循環(huán)次數 9 N1 60n2 jLh =609601(283655)=1.682109 N2 =N1/u=1.682 109 /6=2.81 108 由圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數 KHN1 0.94， KHN2 1.05。 計算接觸疲勞許用應力 取安全系數 S=1 H 1KHN1SHlim1 =0.94600/1=564 MPa H 2 K HN 2 H lim 2 =1.05 550/1=577.5Mpa 2.2 計算 ZEZH 2 mm 試算試算小齒輪的分度圓直徑，帶入 H 中的較小值得 =49

21、.227mm 計算圓周速度 d1tn2 v= 60 1000 3.14 49.227 960 m/s=2.474m/s 60 1000 d1t 3 2KtT uu 1t d u 1.3 55619 6 1 2.5 189.8 =31 6 564 計算齒寬 b d d1t =1 49.227=49.227 2.3 修正法面分度圓直徑 根據 v=2.474m/s，由圖 10-8 查得動載荷系數 KV =1.15 ； 直齒輪， K H = KF =1 由表 10-2 查得使用系數 K A=1 由表 10-4 用插值法查得 8 級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時， K H =1.453 。 由b=8.

22、89 ， KH =1.453查圖10-13 得KF =1.35; h 故載荷系數 12 K =KAKV KH KF =11.1511.35=1.67 按實際的載荷系數修正所得的分度圓直徑： d1 d1t3 K =49.227 3 1.67 =53.526mm 1 1t K t1.3 3. 幾何尺寸計算 3.1 計算模數 m： d1 m 1 =53.526/20=2.6763 z1 選取標準模數：法面模數 m=2.5 3.2 計算分度圓直徑 d1=z1m=202.5mm =50mm d2 = z2 m=1202.5mm =300mm 3.3 計算中心距 a=( d1+d2 )/2=(50+300

23、)/2=175mm 3.4 計算齒輪寬度 b= d d1=1 50mm=50mm 名稱 代號 圓柱小齒輪 圓柱大齒輪 齒數 z 20 120 法面模數 m 2.5 法面壓力角 a 20 傳動比 i 6 分度圓直徑 d 50 300 齒頂圓直徑 da 55 305 齒根圓直徑 df 43.75 293.75 中心距 a 175 齒寬 b 55 50 3.5 低速級齒輪傳動的尺寸 m =2.5 z1=20 z2=120 d1=50mm d2 =300mm 13 a=175mm 4. 按齒根彎曲強度校核 b=50mm 4.1 校核公式為： 2KF tYFa YSa= KFN1 FE1 32 d m

24、z1 F = S 4.2 參數確定： 計算載荷系數 K =KA KV KF KF =1 1.15 11.35=1.5525 圓周力 Ft =2T/d=255.6191000/50=2224.76N 齒形系數 YFa1=2.8YFa2 2.164 應力校正系數 YSa1 =1.55Ysa2 2.164 由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE1 500MPa ，大齒輪的 彎曲疲勞強度 FE 2 380MPa 由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數 K FN1=0.85, K FN 2 =0.88 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數 S=1.4 4.3 計算 KFtYFaYSa

25、F1 bm 1.5525 2.2247 1000 1.55 2.8/(50 2.5 10 6 ) F2 KFtYsaYFa bm 119.92Mpa 1.5525 2.2247 1000 1.806 2.164/(50 2.5 10 6) 107.99Mpa F1 K FN1 FE1 S =0.85 500/1.4=303. Mpa F 2 KFN2S FE2 =0.88380/1.4=238.86 Mpa 14 所以，符合 F F 滿足彎曲強度要求，所選參數合適，設計合理。 六、軸的設計計算 1. 輸入軸設計 1.1 求輸入軸上的功率 p1 、轉速 n1和轉矩 T1 p1 =6.0051kW

26、 n1 =1440r/min T1 =39.825 Nm 1.2 求作用在齒輪上的力 已知高速級小圓錐齒輪的分度圓半徑為 dm1 d1 1 0.5 R 96 (1 0.5 1 3) 80mm 2T1 2 39 .825 1 995.6N 80 Ftd d m1 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（調質），根據課本 表 15-3 ，取 A0 112 ，得 6.0051 18.028mm 1440 規(guī)定：當該軸段截面上有一個鍵槽時， d增大 5%7%，兩個鍵槽時， d 增大 10% 15%。 由上圖可知，軸上有兩個鍵槽，故直徑增大 10%15%，取 d1

27、2 =20 mm左 右。 dminA03 nP1112 3 輸入軸的最小直徑為安裝聯軸器的直徑 d12 ，為了使所選的軸直徑 d12 12 與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。 聯軸器的計算轉矩 Tca K AT1，查課本表 14-1 ，由于轉矩變化很小， 故取 KA 1.3，則Tca K AT 1.3 39.825 51.7725N m，因輸入軸與 電動機相連，轉速高，轉矩小，選擇彈性套柱銷聯軸器。電動機型號 為 Y132M4。查課程設計書確定 LT4 型彈性套柱銷聯軸器，其公稱轉 矩為 63N m ，半聯軸器的孔徑 d 1 =20mm，故取 d12 =20mm，半聯軸器長 度 L

28、1 52mm ，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為 38mm。 1.4 擬定軸上零件的裝配方案 15 1.5 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯軸器的軸向定位， 1-2 軸段右端需制出一軸肩，故取 2-3 段 的直徑 d 2 3 27mm。初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向 力，故選用單列圓錐滾子軸承， 參照工作要求并根據 d 2 3 27mm ，由機 械設計課程設計表 12-4 中初步選取 0 基本游隙組，標準精度級的單列 圓錐滾 子軸 承 30306，其尺 寸為 d D T 30mm 72mm 20.75mm ， 16 d12 =20mm d 23 =27 mm

29、 d34 30mm d45 37mm d56 30mm d67 25mm d3 4 d5 6 30mm，而 l3 4 20.75mm，這對軸承均采用軸肩進行軸向定 位，由機械設計課程設計表 12-4 查得 30306 型軸承的定位軸肩高度 d4 5 da 37mm 3）取安裝齒輪處的軸段 6-7 的直徑 d6 7 25mm ；為使擋油環(huán)可靠地壓緊軸 承， 5-6 段應略短于軸承寬度，故取 l5 6 30.75mm 。 4）軸承端蓋的總寬度為 20mm。根據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軸器右端面間的距離 l 30mm ，故取 l2 3 50mm l12 38

30、mm l 23 50mm l 34 20.75mm l 45 44mm l 56 30.75mm l 67 54.25mm 軸全長 237.75mm 5）由機械設計手冊錐齒輪輪轂寬度為 1.2 d6 7 30mm，為使套筒端面 可靠地壓緊齒輪取 l6 7 54.25mm 。 6）l 4 5 44mm 1.6 軸上的周向定位 圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按 d6 7由機械設計（第八版） 表 6-1 查得平鍵截面 b h 8mm 7mm ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 20mm，同時為 H7 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 k6 ；滾 動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來

31、保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。 1.7 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為 2 45 2. 中間軸設計 2.1 求中間軸上的功率 p2、轉速 n2和轉矩 T2 p2 =5.591kWn2 =960r/minT2 =55.619Nm 17 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=50 mm 2T2 =2 55.619 2.22476kN d1 50 Fr1 Ft1 tan =2224.76 tan20 =810N 已知大圓錐齒輪的平均分度圓直徑 dm2 d2t 1 0.5 R 144 (1 0.5 1 3) 120mm Ft2 Fr2 2T2 dm2 2 55619

32、 120 927N Ft2 tan cos 1 927 tan20 cos 56.31 187N Fa2 Ft2 tan sin 1 927 tan20 sin 56.31 281N 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(調質)，根據課本 表 15-3 ，取 A0 112 ，得 P25.591 dmin A03112 3 20.15mm min 0 n2960 中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑 d1 2和 d5 6，故 dmin 20.15mm 2.4 擬定軸上零件的裝配方案如圖 dmin 20.15 mm 18 d12 25mm d 23 30

33、mm d34 36mm d 45 30mm d56 25mm l12 30mm l 23 30mm l 34 10mm l 45 =53mm l 56 30mm 軸總長： 153mm 19 2.5 根據軸向定位 的要求確定軸的各段直徑和長度 1）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾 子軸承，參照工作要求并根據 d1 2 =d5 620.15，由機械設計課程設計 表 5-12 中初步選取 0 基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30205， 其尺寸為 d D T 25mm 52mm 16.25mm ， d1-2 d5 6 25mm。 這對軸承均采用套筒進行軸向定

34、位，由 機械設計課程設計 表 12-4 查得 30205 型軸承的定位軸肩高度 h 3.5mm，因此取擋油環(huán)直徑 32mm。 2）取安裝齒輪的軸段 d2 3 d4 5 30mm，錐齒輪左端與左軸承之間采用 擋油環(huán)定位，查機械設計手冊知錐齒輪輪轂長 l （11.2）d2 3 33mm，為 了使套筒端面可靠地壓緊端面， 此軸段應略短于輪轂長， 故取l2 3 30mm， 齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h 0.07d ，故取 h 3mm ，則軸環(huán)處 的直徑為 d3 4 36mm。 3）已知圓柱直齒輪齒寬 b=55mm，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸 段應略短于輪轂長，故取 l45 =53mm。

35、 4）取 l1 2 30mm, l 3 4 10mm, l5 6 30mm。 2.6 軸上的周向定位 圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按 d2 輸出軸的設計 3.1 求輸出軸上的功率 p3 、轉速 n3 和轉矩 T3 由機械設計（第八版） 表 6-1 查得平鍵截面 b h 8mm 7mm ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 20mm， 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 m6 ；圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接， 按 d4 20 由機械設計（第八版） 表 6-1 查得平鍵截面 b h 8mm 7mm ，鍵槽用鍵槽銑刀加工， 長為 38mm， 同時為保證齒輪與軸配合有

36、良好的對中性， 故選擇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 m6。 2.7 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為 2 45 P3 =5.315kWn 3 =160r/minT3 =317.239Nm 3.2 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（調質），根據課本 表 15-3 ，取 A0 112 ，得 dmin A03 P3 112 3 5.315 36.0036mm n3160 當軸段截面上有 2個鍵槽時，d增大 10%15%，則dmin取整數 dmin =40mm 3.3 擬定軸上零件的裝配

37、方案如圖 d12 =40mm d23 47mm d34 =50mm d45 57mm d56 63mm d67 =55mm d78 =50mm 3.4 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 21 l12 53mm 1） 輸出軸的最小直徑為安裝小鏈輪的直徑 d12 ，取 d1 2 40mm ，小鏈輪與 軸配合的轂孔長度為 56mm。為了滿足小鏈輪的軸向定位， 1-2 軸段右端需制出一軸肩，故取 2-3 段的直徑 d2 3 47mm ，左端用軸端擋圈定位， 按軸端擋圈直徑 D 49mm，小鏈輪與軸配合的轂孔長度 L1 56mm ，為 了保證軸端擋圈只壓在小鏈輪上而不壓在軸的端面上，故 1-2

38、段的長度 應比 L1略短些，現取 l1 2 53mm 。 2）初步選擇滾動軸承。 因軸承同時受有徑向力和軸向力， 故選用單列圓錐滾 子軸承，參照工作要求并根據 d2 3 47mm ，由機械設計課程設計表 12-4 中初步選取 0 基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承 32210， 其 尺 寸 為 d D T 50mm 90mm 24.75mm ， d3 4 d7 8 50mm ， 而 l3 4 24.75mm 。 左端軸承采用軸肩進行軸向定位，由機械設計課程設計表 12-4 查得 32210 型軸承的定位軸肩高度 h 3.5mm ，因此取 d4 5 57mm；齒輪右端 和右軸承之間采用擋油

39、環(huán)定位，已知齒輪輪轂的寬度為68mm，為了使套 筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l6 7 48mm。 d6 7 55mm. 齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度 h 0.07d ，故取 h 4mm ， 則 軸 環(huán) 處 的 直 徑 為 d5 6 63mm 。 軸 環(huán) 寬 度 b 1.4h ， 取 l5 6 8mm 。 4）軸承端蓋的總寬度為 20mm，根據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軸器右端面間的距離 l 30mm ，故取 l 2 3 50mm 5） l 4 5 74.5mm,l 7 8 36mm 。 3.6 確定軸上圓角和倒角尺寸 l 23

40、50mm l 34 24.75mm l 45 74.5mm l 56=8 mm l 67 48mm l 78 =36mm 軸全長 294.25mm 22 取軸端倒角為 2 45 4. 軸的校核 根據軸的結構圖，做出軸的計算簡圖，支承從軸的結構圖，以及彎矩和 扭矩圖中可以看出圓柱齒輪位置的中點截面是軸的危險截面。 計算出的圓柱齒輪位置的中點截面處的 M H 、 M V 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 FNH1 172.76N FNH 2 1125N M H 63.6N m FNV1 673.5N FNV 2 323.5N M v 18.28N m 總彎矩

41、 扭矩 T M63.62 18.282 66.175N m T2 =55.619Nm 23 4.1 按彎扭合成應力校核軸的強度 根據上表中的數據及軸的單向旋轉， 扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力， 取 0.6 ，軸的計算應力 W .1752 0.6 55619 2 12.36MPa 3 0.1 303 前已選定軸的材料為 45 鋼，調質處理，由課本表 15-1 查得許用彎曲應 力 1 60MPa ，因此 ca 1 ，故安全。 七、滾動軸承的選擇及校核計算（以中間為例） 1. 中間軸上的軸承計算 由軸的設計計算可知，中間軸的滾動軸承為 30205. 1.1 已知： FNV1 0.6735kNFNV 2

42、 0.3235kN FNH1 0.17276kNFNH 2 1.125kN 1.2 求兩軸承的軸向力 Fr1 FNV12 FNH 22 0.67352 0.17276 2 0.6953kN Fr2FNV22 FNH 220.32352 1.125 2 1.1706kN Fd1 Fr1 /(2Y) 695.3/(2 1.6)N 217.281N Fd2 Fr2 /(2Y) 1170.6 /(2 1.6)N 365.8N Fa2 Fd2 365.8N Fd2 Fae 646.8 Fd1 Fa1 Fae Fd2 646.8N 1.3 求軸承當量動載荷 P1和 P2 Fa1 646.81 Fr1695.3 0.93 e 所以 X1 0.4， Y1 1.6 Fa2