1、機械設計課程設計姓 名：班 級：指導教師：成 績：日期:引言1 設計題目 12 總體傳動方案的設計與分析 13. 電動機的選擇 24. 傳動裝置運動及動力參數計算 45. 減速器齒輪的參數計算及校核 65.1高速級減速齒輪的設計 65.2低速級減速齒輪的設計計算 96. 軸的設計計算 146.1軸I的設計計算 146.2軸U的設計計算 166.3軸川的設計計算 187. 軸及各軸上軸承的強度校核 207.1軸I及與之配合的軸承的強度校核 207.2軸U及與之配合的軸承的強度校核 247.3軸川及與之配合的軸承的強度校核 288. 鍵的選擇及強度校核 329. 箱體的設計計算 3410. 小型標

2、準件的選擇 3611. 減速器的結構，密封與潤滑 3712. 設計小結 3813. 附件 38參考文獻 39課程設計是全面考察學生掌握基本理論知識的重要環節，同時也是檢驗學生對基本知識的應用能力，反映學生的實踐能力等的重要依據。機械設計課程設計涉及多門學科的知識， 其中機械設計、機械原理、材料力學、機電傳動技術、機械制造技術、機械制造裝備技術等 相關知識是課程設計的理論指導。本次課程設計是設計一個用于帶式運輸機的圓柱圓錐齒輪 減速器。減速器是用于電動機和工作機之間獨立的閉式傳動裝置。本減速器屬兩級傳動減速器（電機一一聯軸器一一減速器一一聯軸器一一滾筒）。該課程設計內容包括：任務設計書，參數選擇

3、，傳動裝置總體設計，電動機的選擇，運動參數計算，圓柱圓錐齒輪傳動設計，圓 柱圓錐齒輪的基本尺寸設計，齒輪軸的尺寸設計與校核，減速器箱體的結構設計，減速器其 他零件的選擇，減速器的潤滑等和 A0圖紙裝配圖1張、A3圖紙零件圖2張。設計參數的確 定和方案的選擇通過查詢有關資料所得。圓柱圓錐齒輪減速器的計算機輔助設計，計算機輔助設計及輔助制造（CAD/CA M技術是當今設計以及制造領域廣泛采用的先進技術，通過本課題的研究，將進一步深入地對這一技術進行深入地了解和學習。本文主要介紹二級圓柱圓錐齒輪減速器的設計過程及其相關 零、部件的CADS形。利用其他的一些輔助軟件可以幫助計算立體幾何實物的強度硬度，

4、材 料的選擇等，利用有限元分析軟件能對軸等零件進行有限元分析，利用三維計算機輔助設計（CAD，能清楚、形象的表達減速器的外形特點。計算機輔助設計及輔助制造（CAD/CAM技術是當今設計及制造領域廣泛采用的先進技術。1. 設計題目1.1工作條件1.1.1兩班制，每班8小時，連續單向轉動，載荷變化不大，空載啟動，室內工作，有 粉塵，環境最高溫度35° C;1.1.2使用期限：10年；1.1.3檢修間隔期為：大修周期為3年；1.1.4運輸帶速度允許誤差為土 5%1.1.5 設計工作機效率=0.95 ；w1.1.6 小批量生產1.2設計原始數據數據編號輸送帶工作拉力輸送帶轉速運輸帶卷筒直徑F

5、/KNV/m/sD/mm2-41.251.62901.3設計任務1.3.1設計帶式運輸機上的兩級圓錐-圓柱齒輪減速器裝配圖1張1.3.2繪制輸出軸、大齒輪的零件圖1張。1.3.3編寫設計說明書1份。2. 總體傳動方案的設計與分析2.1選擇方案兩級圓錐-圓柱齒輪減速器傳動系統運動簡圖如圖所示2 聯軸器3 二級圓柱圓錐減速器4卷筒5運輸帶圖2.12.2方案特點分析該工作機采用的是原動機為 丫系列三相籠型異步電動機，三相籠型異步電動機是一般用 途的全封閉自扇冷式電動機，電壓 380 V，其結構簡單、工作可靠、價格低廉、維護方便； 另外其傳動功率大，傳動轉矩也比較大，噪聲小，在室內使用比較環保。傳動裝

6、置采用圓柱 圓錐齒輪減速器組成的封閉式減速器，采用齒輪傳動能實現結構緊湊，比較平穩的傳動，但效率低，多用于中、小功率間歇運動的場合。工作時有一定的軸向力，但采用圓錐滾子軸承 可以減小這缺點帶來的影響。并且在電動機心軸與減速器輸入軸及減速器輸出軸與卷筒軸之 間采用彈性聯軸器聯接，因為三相電動機及輸送帶工作時都有輕微振動，所以采用彈性聯軸器能緩沖各吸振作用，以減少振動帶來的不必要的機械損耗。總而言之，此工作機屬于中等功率、載荷變化不大的工作機，其各部分零件的標準化程 度高，設計與維護及維修成本比較低；結構較為簡單，傳動的效率比較高，適應工作條件能 力強，可靠性高，能滿足設計任務中要求的設計條件及環

7、境。3. 電動機的選擇3.1選擇電動機類型按照工作要求和工作條件，則選用丫系列三相異步電動機，其結構為全封閉自扇冷式結 構，電壓為380V,3.2選擇電動機的容量321工作機的有效功率Pw由運輸帶的工作拉力F=1250N輸送帶工作速度V=1.6m/s，工作機效率n =0.95，則有:fv 1250 1.6Pw= KW =2.01KW錯誤！未指定書簽。1005 w 1000 0.953.2.2從電動機到工作機輸送帶間的總效率為：3312345式中，1、2、3、4、5分別為彈性聯軸器、圓錐齒輪、圓柱齒輪、剛性聯軸器、角接觸球軸承的傳動效率。由機械設計課程設計表9.1可知，1=0.995 ,2=0.

8、97 ,3=0.97,4=0.99，5=0.99，則、=0.995 0.97 0.97 0.99 0.983 = 0.872所以，電動機所需工作功率為:2 . 3053.3確定電動機的轉速由機械設計課程設計推薦傳動比合理范圍，二級圓柱圓錐齒輪減速器2二9.106，爲=40，而工作機卷筒中轉速為:60 1000vD60 1000 1.63.14 290-105.425r/min所以，電動機轉速可選范圍為:nd =2 nw = (10 25) 105.425 = (1054.25 2635.625)r / min3.4選擇電動機符合這一范圍的同步轉速為1000r/min和1500r/min兩種。綜

9、合考慮電動機和傳動裝置 的尺寸，質量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1000r/min的電動機。根據電動機的類型、容量和轉速，查機械設計課程設計表 15.1，選定電動機型號 為：Y132M1-6其中主要性能參數如（表3.4.1 ），電動機主要外形和安裝尺寸如（表3.4.2 ）所示:電動機型號額定功率P/KW滿載轉速/r/mI n起動轉矩最大轉矩額定轉矩額定轉矩Y132M1-649602.02.0表341型號HABCDEFxGDGKbb1b2hAABBHAL1Y13213221617889388010x833122802101353156023818515表3424傳動裝置

10、運動及動力參數計算4.1計算裝置的總傳動比2nmnw960105.425= 9.1064.2分配傳動比I、二 I圓錐 I圓柱,h 二 I圓錐二 0.25 K 二 0.25 9.106 = 2.2765為使錐齒輪的尺寸不致過大，則取h =2.277 , i2 = i圓柱=9.1°% 277= 4.04.3計算各軸的轉速第I軸m = nm =960r / mi n第u軸n? - 421.607r / minI12.277第川軸n2421.607 d nc / ,n32105.4r /minI24.0卷筒軸n卷筒二 n3 = 105.4r / min4.4計算各軸的輸入功率第I軸 p=Pd

11、 2.305 0.995 =2.293KW第U軸P2 = P “5 n2 =2.293x0.98x0.97 =2.18KW第川軸P3 二P2 5 3 =2.18 0.98 0.97 =2.07KW卷筒軸P卷筒=F3 5 4 =2.07 0.98 0.99 =2.01KW4.5計算各軸的輸入轉矩因為電動機的輸出轉矩Td :P2 305"955 106 Pr955 106 刼 23104N mm'則第I軸人=Td=2.3 104 0.995=2.29 104N mm第U軸T2=人 52 h =2.29 1040.98 0.97 2.277=5.0 104N mm45第川軸TT25

12、 3 i2 =5.0 100.98 0.97 4.0 = 2.0 10 N mm卷筒軸T卷筒=T3 5 4 = 2.0 1 05 0.98 0.99 =1.94 105N mm4.6將以上計算數據匯集于下表軸名功率P/KW轉矩T/N mm電機軸2.3052.3 漢 104第I軸2.29342.29 漢10第U軸2.1845.0 漢 10第川軸2.072.0匯105卷筒軸2.011.94 漢105轉速 n/r/min傳動比i效率口96010.9959602.2770.95421.60740.95105.410.97105.45. 減速器齒輪的參數計算及校核5.1高速級減速齒輪的設計由高速級傳動比

13、h =2.277，輸入轉速n =960r/min ,軸I的輸入功率P=2.293KW£ =2.29 104N mm，則齒數比 u = h = 2.955.1.1選擇齒輪的精度等級、材料及齒數 運輸機為一般工作機，速度不高，故選用 8級精度齒輪傳動; 選材料：小錐齒輪：45Cr （調質），硬度280HBS大錐齒輪：45鋼（調質），硬度240HBS二者硬度差為40HBS 初選小錐齒輪齒數Z1 =24，則大錐齒輪的齒數為：Z2 * 乙=2.95 24 = 70.8，取Z2 = 71 o5.1.2按齒面接觸強度設計由% 畠2.923）2KT:二（式 5.1 ）,KhT r（1-0.5 r）2

14、u（1）確定公式中各量的數值并計算d1t 試選載荷系數Kt =1.5 ; 小錐齒輪傳遞的轉矩T, =3.689 104N mm； 因為-R =0.25 0.35 ,取 i =0.3 ;1 查機械設計中表10-6得，材料的彈性影響系數Ze =189.8MPa?; 查機械設計中圖10-30得，區域系數Zh =2.5 ； 查機械設計中圖10-21d，按齒面硬度查得小錐齒輪的接觸疲勞強度極限為:Gm =600MPa，大錐齒輪的為： Gm =550MPa ； 計算應力循環次數N,由公式N =60njLh得叫=60njLh =60 960 1 (2 8 300 8)=2.212 109N2N12.212

15、109i12.95=0.750 109 查機械設計中圖10-19得，接觸疲勞壽命系數KHN1 =0.92, KHN2 =0.95 ; 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S=1，由式今得41K HN 1 lim 1-HN1 四=0.92 600MPa =552MPaS綜上有二 H 2K L竺 3=0.95 550MPa =528MPa SZe、2心2鋼奇)*RO-0Wu189.8 241.5 3.689 10= 2.923 ()2: 65.298mm 5280.3漢(10.5漢 0.3)2 漢 2.9511計算圓周速度v如 -65.298 960 =3.282m/sv =60 100

16、060 100012計算載荷系數K根據 v =3.282m/s，8級精度,查機械設計中圖10-8得，動載荷系數KV =1.12 ；查機械設計中表10-2 得,使用系數Ka =1.0 ；查機械設計中表10-3 得,齒間載荷分配系數Kf：.二KH：. =1.4，查機械設計中表10-9 得,軸承系數KHbe=1.25，所以齒向載荷分配系數K =K = 1.5Kh be =1.5 1.25=1.875 ;貝9K =Ka Kv Kf：. Kl；=1.0 1.12 1.4 1.875 =2.94因為Kt =1.5與K =2.94相差較大，所以需要校正。(2)按實際載荷系數校正所得分度圓直徑d1d - d1

17、t2 9465298 辻齊=81.718mm(3)計算模數mm 且=咤=3.405mmZ124取標準模數值，則把模數圓整為 m=3.5mm(4)校核齒輪強度由以上知K = 2.94 ; 當量齒數為ZvZv! =25.334 , Zv2 =221.714;則查機械設計中表10-5得，齒形系數YF.及應力校正系數 Ys：.，其中 丫=2.615，Ys, =1.591 ；Yf：2 =2.10，Ys：.2 =1.875；取安全系數Sf =1.4 ；查機械設計中圖10-18得，齒輪彎曲疲勞壽命系數Kfn1 二 0.9°， Kfn2 二 0.86 ；查機械設計中圖10-20C得，齒輪彎曲疲勞強度

18、極限FE1 = 460MPa ，c fe2 =420MPa ；則相應的許用應力為:Sf10.90 460 =295.7MPa，&f】2Sf1.45宀20.8°=258MPa ；1.4Sf校核齒輪強度由式匚F2KYf：Ys：bm2(1 -0.5r)2Z<f進行校核，則2KT1Yf,s：1bm2(1 -0.5 r)2Z12 2.94 3.689 104 2.615 1.59139.248 3.52 (1 -0.5 0.3)2 24= 108.249MPa2KT1Yf：2Ys：2bm2(1 -0.5 r)2Z22 2.94 3.689 104 2.10 1.87539.248

19、 3.52 (1-0.5 0.3)2 71= 34.630MPa 十 f2則可得齒輪的彎曲強度滿足強度要求，所以齒輪使用(5)計算齒輪的相關參數名稱代號計算公式小錐齒輪結果大錐齒輪結果分錐角5色=arctan(ZZ)18.677 ：62 = 90 - - 列71.323：分度圓直徑ddi =mz84d2 = mz2248.5齒頂圓直徑dada1 =4 +2ha cos90.631da2 = d2 +2ha COS§2251.302齒根圓直徑dfdf1 =4 _2hf cos§75.711df2 = d2 _2hf cos62245.302齒頂咼haha = m3.5ha =

20、 h：m = m3.5齒根高hfhf =（ha+cjm=1.2m4.375hf =（hT+c）m = 1.2m4.375錐距R130.825130.825R = m Jz； + z| / 2R = mJ z； + z； / 2齒根角9ftanTf = hf / R1.915：tan8f =hf / R1.915°頂錐角d&a1 = &1 +日 f20.592 =&a2 = &2 + Tf73.238根錐角h6f1 =d 日 f16.762=0 f 2 心 2 & f69.408=頂隙cc丸打0.875c= Cm0.875分度圓齒厚ss = xm

21、 / 25.498s =兀 m/25.498當量齒數ZvZv1 = z / COS§125.334乙2 = Z2/COS&2221.714齒寬BBMR/3（取整）39BER/3（取整）39h> 1.0，h = 0.25, 口 =20：5.2低速級減速齒輪的設計計算由低速級傳動比i2 =4，輸入轉速n =421.607r/min ,軸I的輸入功率和傳動轉矩為P =2.293KW2 =2.29 104 N mm，則齒數比 u “2 =4.2585.2.1選擇齒輪的精度等級、材料及齒數 運輸機為一般工作機，速度不高，故選用8級精度齒輪傳動; 選材料：小斜齒輪：45Cr （調質

22、），硬度280HBS大斜齒輪：45鋼（調質），硬度240HBS二者硬度差為40HBS 初選小斜齒輪齒數Z20，則大斜齒輪的齒數為：Zi24.258 20 = 85.16，取乙-86 ； 試選螺旋角=14 ；522按齒面接觸強度設計由dit -3 2KtT2 u1 （警；）2（式 5.2 ）沁 u可（1）確定公式中各量的數值并計算d1t 試選載荷系數Kt =1.6 ； 小錐齒輪傳遞的轉矩T2 =10.345 104N mm； 查機械設計中圖10-26得，齒輪的斷面重合度 -=0.74， ； 一2 =0.86，則=二1；.2 二 0.74 0.86 =1.60 ；1查機械設計中表10-6得，材料的

23、彈性影響系數Ze =189.8MPa° ；查機械設計中圖10-30得，區域系數Zh =2.433 ；查機械設計中圖10-21d，按齒面硬度查得小斜齒輪的接觸疲勞強度極限為:二Hlim = 600MPa，大斜齒輪的為： Slim =550MPa ；計算應力循環次數N,由公式N =60njLh得N60njLh =60 325.42 1(2 8 300 8)= 0.749 109“ N10.749 "09“9N210.176 109i24.258查機械設計中圖10-19得，接觸疲勞壽命系數Khn1 =0.92, Khn2 =0.97 ； 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全

24、系數S=1，由式二工心 皿得SKJh迪 皿=0.92 600MPa =552MPa，S-= 0.97 550MPa = 533.5MPa S甘 G253542.75MPa2J2則Ja查機械設計中表10-17得，齒寬系數'd =1 ；11 綜上可計算dit -32KIU _1 ,ZhZe、2 ( ) d；：. U 二h二 2"6"0.345 皿 少258 亠(2.433"89.856.975mm4.258542.751 1.612計算圓周速度vjrd1tnv 60 1000-56.975 325.0.971m/s60 100013計算齒寬b及模數mnt=1

25、56.975 = 56.975mm1415d1t cos :mnt一計算縱向重合度L56.975 cos142.76mm20h = 2.25mnt =2.25 2.76 = 6.21mmb 56.9759.17h 6.21；- =0.318 dZ1 tan =0.318 1 20 tan 14 =1.586計算載荷系數K根據v=0.971m/s , 8級精度,查機械設計中圖10-8得，動載荷系數KV =1.09 ；查機械設計中表10-2 得,使用系數Ka =1.0 ；查機械設計中表10-3 得,齒間載荷分配系數Kf：廣Kh：. =1.4，查機械設計中表10-4 得,接觸疲勞強度計算用的齒向載荷

26、分布系數KJ： =1.455，查機械設計中圖10-13得，彎曲強度計算用的齒向分布系數K=1.4 ；K = KA KV K K =1.0 1.09 1.4 1.455 =2.220因為Kt =1.6與K =2.220相差較大，所以需要校正。(2)按實際載荷系數校正所得分度圓直徑 d1Kt-56.975 3 2.220 =63.547mm1.6(3)計算模數mnd1 cos B 63.547x cos14'ccmn-3.08mm乙20523按齒根彎曲強度設計根據公式口. /2KT：Y學0s2£忑計算V%z2%6(1) 確定式中各參數值計算載荷系數KK = KAKvKf.K =1

27、 1.09 1.4 1.4=2.14由縱向重合度；-：=1.586，查機械設計中圖10-28得，螺旋角影響系數丫-： =0.88；計算當里齒數Zvz120一 ccz286c八，Zv1 -3321 .89， zv2-3394.14；cos P cos 14cos P cos 14查機械設計中表10-5得，齒形系數YFyl =2.724，YF：.2 =2.192;查機械設計中表10-5得，應力校正系數YS 1.569，YS 2 =1.784 ；查機械設計中圖10-18得，齒輪彎曲疲勞壽命系數 Kfn1 ".92，Kfn2 =0.96 ；查機械設計中圖10-20c得，齒輪的齒根彎曲疲勞強度

28、極限；FE1=500MPa，二 fe2 =420MPa ；取S=1.4,貝U計算相應的許用應力Kfn»fE10.92 漢 500二f1FN1 FE1328.57MPaS1.4r ,Kfn FE10.96X20 cccre匚f2匹旦288MPaS1.4計算 Yf :丫S、£算6YF"% 2.724 “69 =0.01301 二Fh328.57Yf.2Ys.22.192 1.784F 2 S 20.01358Ff2288(2)計算mnm_3 2 +42乜2 2" 10345 10°88 C0S 140.01358 = 1.982mm21 20 1.

29、6對比兩次計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，故取m2m m,已可以滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 di = 63.547 mm來計算應有的齒數。于是由二嚴547 cos14 ,0.82 mn取 z, =31，則 Z2 二 口乙=4.258 31 =131.998，取互=132。5.2.4幾何尺寸計算(1)計算中心距(Z.(31.167.99mm2cosP 一2 cos14將中心距圓整為168mm。(2)按圓整后的中心距修正螺旋角r(Z1+z2)mn(31+132)x2 “-arccosarccos14

30、.012a2漢168因為的值改變不大，故參數；：.、K -：、ZH等不用修正。(3)計算大、小齒輪的分度圓直徑di63.901mm cos cos14.01d2132 2272.094mmcos -cos14.01(4)計算齒輪寬度b 二 d di =1 63.901 =63.901mm圓整后取 B2 = 64mm， B 70mm。6. 軸的設計計算6.1軸I的設計計算由軸 I 的功率 片=2.293KW,轉速 q=960r/min，轉矩 T1 =2.29<104N mm ；6.1.1求作用在小錐齒輪上的力圓周力：l2T12T12 域 2.29燈04小,“Ft1641.457Ndm14(

31、1一0.5 只)84 (1一0.5 0.3)軸向力：Fa1 =Ft1tan: sin =641.457 tan20 sin18.677 = 74.765N徑向力：Fr1 = Ft1 tan ： cos “ = 641.457 tan 20 cos18.677 = 509.902 N6.1.2初步確定軸的最小直徑先按式dmin XA0 3：旦初估軸的最小直徑。選軸的材料為 45 （調質），查機械設計中表 15-3，取 A =110，則dmin 亠 A0 3110 317.259mmn960由軸的結構可知，軸的最小直徑處是安裝聯軸器的直徑d1，為使所選軸的直徑d1與聯軸器孔相適應，故需同時選擇聯軸

32、器型號。聯軸器的計算轉矩Tca二Ka T1，查機械設計中表14-1，取Ka =1.5,則Tea =KA 厲=1.5 2.29 103.435 104N mm =34.35N m按計算轉矩Tea應小于聯軸器的公稱轉矩的條件，同時考慮到電機軸的直徑為38mm查機械設計課程設計中表13.1，選用LX3型彈性柱銷聯軸器，Y型孔，其公稱轉矩Tn =1250N m，半聯軸器孔徑d =30mm，故取軸徑=30mm，半聯軸器長度L=82mm。6.1.3軸的結構設計（1）擬定軸的結構。（2）根據軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 為滿足半聯軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需要制一軸肩，定位軸肩的高度一般取h=

33、（0070.1）d，故取2-3段直徑d2, =35mm； 1-2左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D仁38m,半聯軸器與軸配合的輪轂孔長L =82mm ,為保證軸端擋圈只壓在聯軸器 上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應比L略短，則取L-2 =80mm。 初選軸承。因為軸同時受到徑向力和軸向力，故選用角接觸球軸承，參照工作要求， 并根據d2； =35mm，查機械設計課程設計中表12.2，取7208C型角接觸球軸承，其尺 寸為d D B =40mm 80mm 18mm ,安裝尺寸da = 47mm，故安裝軸承的3-4和5-6兩個軸 端的直徑為 d3 _4 = d5 上=40mm，長度為

34、L3_4 =L5_g = 18mm。 為使兩軸承軸向定位，所以應在兩軸承間加一軸段4-5，其直徑d4廠da=47mm。為便于右端軸承的拆裝，6-7段的直徑略小與5-6段，則取d6J =36mm，6-7段用于安裝錐 齒輪，錐齒輪的輪轂長度L=48mm錐齒輪的左端用擋油環固定，擋油環寬度為10mm錐齒輪右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D2=45mm錐齒輪輪轂長度與擋油環寬度總長為58mm為保證軸端擋圈只壓在錐齒輪上而不壓在軸的端面上，故6-7段的長度應略小于 58mm 則取 L6J7 =56mm。 軸承端蓋的寬度為18mm為滿足軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外斷面與半聯

35、軸器右端面間的距離為 L =32mm，則2-3軸段長度為L2 =50mm。為使軸的結構緊湊，同時滿足支承剛度要求，則取4-5段長度為=98mm。（3）軸上零件的周向定位齒輪、半聯軸與軸的周向定位采用平鍵連接。 根據1-2段的直徑和長度，查機械設計 中表6-1，得半聯軸器周向定位的平鍵尺寸為： b h I =8mm 7mm 70mm，同理可查得齒 輪周向定位的平鍵的尺寸為： b h I = 10mm 8mm 40mm。6.2軸H的設計計算由軸 U 的功率 F2 =2.18KW ,轉速 n2 =421.607r/min，轉矩 T2 =5.0 104N mm ；6.2.1求作用在齒輪上的力大圓錐齒輪

36、圓周力：Ft2 =Ft1 =641.607N軸向力：Fa2 =Fr1 =509.902N徑向力：Fr2 二 Fa1 =74.765N 小圓柱斜齒輪為使圓柱斜齒輪所受的軸向力與圓錐齒輪的軸向力抵消一部分，則取小斜齒輪的輪齒為 右旋，所受到的力有：2T2 2 5.0 1043m圓周力：Ft3-1.564 10 Nd263.901軸向力：Fa3=Ft3 tan 2 =1564 tan 14.01 丄390.24N徑向力：Fr3 二 Ft3 tan: n/cos ： = 146.39N6.2.2初步確定軸的最小直徑先按式dmin ZAo初估軸的最小直徑。選軸的材料為 45鋼（調質），查機械設計中表15

37、-3，取A =112，則區nn"VI>md：19.4mm421.607由軸的結構可知，軸的最小直徑處是安裝軸承的直徑和d5，考慮到該軸所受徑向力較大，故該軸的最小直徑應稍微取大一些，于是取 d1=d5£=20mm。3.軸的結構設計（1）擬定軸的結構。（2）根據軸向定位要求確定軸各段直徑和長度 初選軸承因為軸同時受到徑向力和軸向力，故選用能承受一定軸向了的角接觸球軸承， 參照工作 要求，并根據4/二d5J3 =35mm，查機械設計課程設計中表 12.2，取7307AC型角接觸 球軸承，其尺寸為d D B =35mm 80mm 21mm,安裝尺寸da =44mm。左端軸承

38、的左端面 用軸承端蓋定位，右端面用擋油環定位，擋油環左端凸臺大徑D1， U = da = 44mm；右端凸臺大徑為D47mm；右端軸承右端面用軸承端蓋定位，左端面用擋油環定位，擋油環左端 凸臺大徑為D； = D2 =47mm ,右端凸臺大徑為D2 =da =44mm。兩個擋油環的寬度K =18mm。 2-3和4-5兩軸段用于安裝齒輪，2-3安裝圓錐齒輪，圓錐齒輪的輪轂寬度為L=40mm, 圓錐齒輪左端面用擋油環定位，右端用軸肩定位，為使擋油環只壓在齒輪上，而不壓在軸肩上，則2-3軸段的直徑應較擋油環凸臺大徑小，則取 d23= 40mm ;且2-3軸段長度應略小于 圓錐齒輪輪轂寬度，則取長度為L

39、2；=38mm;同理，4-5軸段安裝圓柱斜齒輪，圓柱斜齒輪 輪轂長度為L=70mm,左端用軸肩定位，右端用擋油環定位，為使擋油環只壓在齒輪上， 而不壓在軸肩上，則4-5軸段的直徑應較擋油環凸臺大徑小，則取 d心=40mm，且4-5軸段 長度應略小于圓柱斜齒輪輪轂寬度，則取長度為L4b=68mm。 兩齒輪間軸肩為定位軸肩，軸肩高為 h =(0.070.1)d2J3 =(0070.1) 40 = (2.84)mm,取h =3.5mm，貝U d3 =47mm，兩齒輪間的距離= 8 12mm，取=10mm，則有L3/二.4 =10mm。 由以上尺寸可知L七= B K 2 =21 18 - 2 =41m

40、m。 箱體兩內壁間的距離 10 2 38 10 68 2 1 140mm。(3) 軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。根據 2-3段的直徑和長度，查機械設計中表6-1，得大圓錐齒輪周向定位的平鍵尺寸為：b h I =12mm 8mm 28mm，同理可查得4-5軸段圓柱斜齒輪周向定位的平鍵的尺寸為：b h l = 12mm 8mm 56mm。6.3軸皿的設計計算由軸川的功率 巴=2.07KW ,轉速n3 =105.4r/min，轉矩T3 =2 105N mm;6.3.1求作用在大圓柱斜齒輪上的力(大圓柱斜齒輪輪齒旋向為左旋)圓周力：Ft4 二 Ft3 =1.564 103N軸向力：

41、Fa4 =Fa3 =390.24N徑向力：Fr4 二 Fr3 =146.39N6.3.2初步確定軸的最小直徑先按式dmin初估軸的最小直徑。選軸的材料為 45鋼(調質)，查機械設計V n3中表15-3，取A =105，則dmin - A0 3105 328.33mm.n3, 105.4由軸的結構可知，軸的最小直徑處是安裝聯軸器的直徑 d78，為使所選軸的直徑d7&與 聯軸器孔相適應，故需同時選擇聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩Tea = Ka T3，查機械設計 中表14-1，取Ka =1.5,則55Tea =Ka T3 "5 2.0 10 =3 10 N mm =300N m按計

42、算轉矩Tea應小于聯軸器的公稱轉矩的條件，查機械設計課程設計中表 13.2， 選用GY6型凸緣聯軸器，丫型孔，其公稱轉矩Tn =900N m ,半聯軸器孔徑d = 38mm ,故取 軸徑d7-38mm，半聯軸器長度L二82mm。6.3.3軸的結構設計(1) 擬定軸的結構。(2) 根據軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 為滿足半聯軸器的軸向定位要求，7-8軸段左端需要制一軸肩，定位軸肩的高度取h =2mm，故取6-7段直徑可取d6J =42mm ； 7-8段右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋 圈直徑D仁50mm半聯軸器與軸配合的輪轂孔長82mm，為保證軸端擋圈只壓在聯軸器上而不壓在軸的端面上，故

43、7-8段的長度應比L略短，則取L7£ =80mm。 因為1-2和5-6軸段安裝軸承，為便于軸承的拆裝，提高軸的工藝性，則在5-6軸段的右端應制作一軸肩，軸肩高度取 h=1.5mm，貝U有d5 =45mm，且d1 = d5 = 45mm。 初選軸承。因為軸同時受到徑向力和軸向力，故選用角接觸球軸承，參照工作要求， 并根據=d5J3 =45mm，查機械設計課程設計中表12.2，取7209AC型角接觸球軸承， 其尺寸為 d D B = 45mm 85mm 19mm,安裝尺寸 da = 52mm。 兩軸承軸向定位，左邊軸承左端用軸承端蓋定位，右端用擋油環定位，擋油環的寬度L21m m，左端面

44、凸臺大徑為d1，且d1=da=52mm;右端面凸臺大徑為58mm右邊軸 承右端用軸承端蓋定位，左端用擋油環定位，擋油環寬度L9mm,且擋油環右端凸臺大徑均為52mm綜合以上結果可得，=B +L, +2=19+21 +2 = 42mm，L53=B L2 =19 9 =28mm。2-3軸段用于安裝大圓柱斜齒輪，圓柱斜齒輪的輪轂長度 L=64mm圓柱斜齒輪的左端用擋油環固定，擋油環寬度為 21mm圓柱斜齒輪右端用軸肩定 位，為使擋油環只壓在齒輪上，而不壓在軸肩上，則2-3軸段的直徑應較擋油環凸臺大徑小， 則取d2s二50mm，且2-3軸段長度應略小于圓柱斜齒輪輪轂寬度，則取長度為= 62mm。 3-

45、4軸段為定位軸肩，所以軸肩高 h=（0.070.1）d2； =（0.070.1） 50 =（3.55）mm , 取 h =5mm，貝U 3-4 軸段直徑 d3 =60mm，長度一般為 L _1.4h =1.4 5 二 7mm，取 L = 8mm。 軸承端蓋的寬度為26mm為滿足軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外斷面與半聯軸器右端面間的距離為 L =30mm,貝U 6-7軸段長度為=56mm。 為使軸上零件能夠得到正確的安裝位置，及同軸U的相互協調，需要用4-5軸段來 保證，其直徑取為d4=52mm，根據軸U所確定箱體內壁間距離為 L= 140mm得，軸川在 箱體內的部分軸總長

46、度也應該為140mm根據其他軸段的尺寸可以計算出4-5軸段的長度為： L4b =140 -13 -2 -62 -8 -1 二 54mm。（3）軸上零件的周向定位齒輪、半聯軸與軸的周向定位采用平鍵連接。 根據2-3段的直徑和長度，查機械設計 中表6-1，齒輪周向定位的平鍵尺寸為： b h I =16mm 10mm 50mm，同理可查得半聯軸 器周向定位的平鍵的尺寸為： b h l = 10mm 8mm 70mm。7. 軸及各軸上軸承的強度校核7.1軸I及與之配合的軸承的強度校核7.1.1軸的強度校核 軸I的力學模型圖F.i已知：T1 =2.29 104N mm, Fti =641.457N ,

47、Fai=74.765N , Fr1 =509.902N ,小錐齒輪分度圓直徑d =84mm。做出彎矩圖和扭矩圖（如上圖）ABCdk1hAI 求作用在軸上支反力和彎矩FNH2FnhiFt1水平面支反力:FNH2甘(100+50)=641.457"00+50)一9622N水平面彎矩:二FNH1 100 - -71.13 100 - -7113N mmMh垂直面支反力:FNV 2Fr1 (100 50) Fa1d/2509.902 (100 50) 74.765 84/2=-796.25N100100FNV1 - -FNV2 -Fr1 - -(-796.25) -509.902 =286.

48、348N垂直面彎矩:MV 二FNV1 100 =286.348 100 =28634.8N mm總彎矩:-?:28634.82(-7113)2 = 7657.1N mm求作用在軸上的扭矩Tc 二h = 2.29 104Nm 二 22900 N mm 按彎扭合成應力校核軸的強度由彎扭圖知，取受彎扭最大的截面進行校核,并用-caM (aT)汀7進行校核。式中取 a =0.6， M =7657.1 mm，WdL323："0.15 _63=0.1403=6400 mm ，T =22900N mm，軸的計算應力ca =M 2 (aT)2聞12(°6 22900)2 =2.46MPa6

49、400查機械設計中表15-1得,45調質鋼的許用應力=60MPa。因此二d，故安全。7.1.2軸承的強度校核 求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2由軸的計算可知，軸承水平面上及垂直面上所受到的力分別為:Friv 二 Fnvi 二 286.348 N , F2v 二 Fnv2 二 一796.25 NFr1H - Fnhi = -71.13N ,卩邊円-Fnh2 = -962.2NFr1 = Jf；v + Fr1H = J286.3482 +( 71.13 )2 = 295.05NFr2二一796.25)2 (-962.2)2 =1248.94N 求兩軸承的計算軸向力fA1和對7208C型軸承，軸

50、承派生軸向力Fd =eFr，e值由旦 的大小來確定，但因為FA未知, C0則初選e =0.4，因此可估算Fd1 =0.4Fn =0.4 509.902 =203.96NFd2 = 0.4Fr2 = 0.4 1248.94 二 499.576 N所以有Fa1 Fd2 =203.96 499.576 =703.536N Fd1則左邊軸承被“壓緊”，右邊軸承被“放松”則Fa1 譏 Fd2 =703.536NFA2 =Fd2 =499.576N對7208C型軸承有C。二20500N ,則FA1 _ 703.536C020500:0.034用插值法計算©、e2、Y1半十+4-1.3)®

51、;058-。.034)“0.058-0.024卄043-(0.43一0.40)9058一0.03仁0.020.058-0.024一 043 (0.43-0.40)X0.058-0.0323042.0.058-0.029FA2C0499.57620500:0.024Fd2= e2F2 =0.4 1248.94 =499.58NFA1= Fa1 Fd2 =203.96499.576 =703.536N= Fd2 =499.576N-703.536 : 0.0343C。20500F A2499.576C0-20500兩次計算值相差不大，則確:定 ei = 0.求軸承當量動載何P，P2F A1703.536Fr 1-509.902則查機械設計:0.0244FA2"4 y，嚴F r2，e0-4，Fa1 =703.536N， Fa2 =499.576N。便咅0.4弋1248.94中表13-6得，徑向載荷系數X和軸向載荷系數丫為對左邊軸承X1= 0.44，丫 =1.399對右邊軸承 X2fp =1.01.2，取 fp =1.2。貝U因軸承轉動中有中等沖擊載荷，查機械設計中表