1、目录一、课程设计任务书 .- 1 -二、传动方案的拟定 .- 1 -三、电动机的选择 .- 2 -四、确定传动装置的有关的参数 .- 4 -五、传动零件的设计计算 .- 7 -六、轴的设计计算 .- 20 -七、滚动轴承的选择及校核计算 .- 28 -八、连接件的选择 .- 31 -九、减速箱的附件选择 .- 34 -十、润滑及密封 .- 36 -十一、减速箱的附件选择 .- 37 -十二、课程设计小结 .- 39 -十三、参考资料 .- 40 - 1 -一、课程设计任务书1、设计题目 ：设计铸造车间碾砂机的传动装置2、设计条件：使用寿命为 8 年，每日三班制工作，连续工作，单向转动。工作中载
2、荷有轻度冲击，允许转速偏差为 5%。3、工作原理图：1-电机 2-传动装置 3-碾机主轴 4-碾盘 5-碾轮 4、已知条件：碾机主轴转速 31(r/min)碾机主轴转矩 1300(N m)- 0 -二、传动方案的拟定根据设计要求拟定了如下两种传动方案：a)c)方案对比：方案 传动方式 评价a电机 一级圆柱直齿轮 一级锥齿 输出对轴刚度要求较大；结构简单；有较大冲击；外形尺寸太大。b电机 联轴器 二级斜齿轮 一级锥齿输出工艺简单，精度易于保证，一般工厂均能制造，适合于小批量生产。根据题目要求：“结构要求碾砂机主轴垂直布置，卧式电机轴水平布置。使用寿命为 8 年，每日三班制工作，连续工作，单向转动
3、。工作中载荷有轻度冲击，允许转速偏差为 5%”。我们选用 b 方案。选择方案 b- 1 -三、电动机的选择电动机特点 （）选择电动机类型和结构形式电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于直流电动机需要直流电源。结构较复杂，价格较高，维护比较不方便。 ，因此通常采用交流电动机。生产单位一般用三相交流电源，其中以普通笼型异步电机应用最多。在经常启动、制动和反转的场合（如起重机等） ，要求电机转动惯量小和过载能力大，应选用起重及冶金用三相异步电动机型或型（绕线型） 。电动机的额定电压一般为 380。（）选择电机的容量电动机的容量（功率）选得合适与否，对电动机的工作和经济性都有影响。容量小于工作要求，
4、就不能保证工作的正常工作，或使长期过载而过早损坏；容量过大则电动机价格高，能力不能充分利用，由于经常不满载运行，效率和功率因素都较低，增加电能消耗，造成很大浪费。（）标准电动机的容量有额定功率表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，则不能保证工作机正常工作，或使电动机长期过载、发热大而过早损坏；容量过大，则增加成本，并且由于效率和功率低而造成浪费。（4）电动机的容量主要由运行时发热条件限定，在不变或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，只要起电动机的负载不超过额定值，电动机便不会过热，通常不必检验和启动力矩。按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围，可以推算
5、电动机转速的可选范围n=(i*i*ii)nw r/min式中：n电动机可选转速范围，r/min电动机类型的选择(1)传动装置的总效率：= =0.9830.9820.970.99=0.86843231式中： =0.98 (滚动轴承传动效率)- 2 -=0.98（圆柱斜齿传动效率）2=0.97（圆锥齿轮传动效率）3=0.99（联轴器）4(2)电动机所需的工作功率：=4.25kw950TnPw=4.90kw86.42Wd电动机功率： =4.90kwdP(3)确定电动机转速按机械设计课程设计指导书P7 表 1 推荐的传动比合理范围，一级圆锥齿轮减速器传动比 ia=24，二级圆柱齿轮减速器传动比 ib=
6、840，则总传动比合理范围为 16160，ai故电机转速的可选范围为：（16160）31=（4964960）dnia可选电机：Y132S1-2 5.5KW 2900r/minY132S-4 5.5KW 1440r/minY132M2-6 5.5KW 960r/minY160M2-8 5.5KW 720r/min根据以上选用的电机类型，所需的额定功率及满载转速，选定电动机型号 Y132M2-6。其主要性能，额定功率 5.5kw；满载转速 960r/min1=0.98 2=0.953=0.984=0.95=0.840=4.90kwdP电动机型号：Y132M2-6- 3 -四、确定传动装置的有关的参
7、数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。由选定电动机满载转速 和工作主动轴转速 ,可得传动mnn装置总传比 9603.71ni式中： r/min； 960mr/min。(2)分配传动装置传动比 0ai式中 、 分别为圆锥齿轮传动和减速器的传动比。0i为使圆锥齿轮传动外廓尺寸不致过大，初步取 ，2.140i则减速器传动比为： 03.9714.2ai其中 12i为高速级传动比， 为低速级传动比。1i 2由二级圆柱齿轮减速器传动比分配，图（b）=4.5，所以1i28.94i in=18.8416i4.5289/i- 4 -计算传动装置的运动和动力参数。(1)各轴的转速 轴 r/mi
8、n960mn 轴 r/min3.215.41iII 轴 r/min602in式中： 分别为.轴的转速；n,电机满载转速。m(2)各轴输入功率轴 KW4.759.084. 3113 ddIP轴 KW27522III轴 KW.3 11式中：P d电动机的输出功率；、 、 ，,轴的输入功率；， （滚子轴承） ， （齿轮精度96.018.2 97.03为 7 级，不包括轴承效率） ， （齿轮联轴器） 。.4(3)各轴输入转矩电机输出转矩=960r/minIn=213.3r/minIn=60r/minI=4.75KWIP=4.52KWI=4.30KWI- 5 -N m48.75960.590mddnPT
9、 轴 N m3dI 26 轴 2112iTiTIII97.08548=206.44 N m 轴 2112 ii .6.30698.62 N m=48.75 N mdT=48.26 N mIT=206.44 N mI=698.62 N Im- 6 -五、传动零件的设计计算5.1、高速级齿轮设计5.1.1、选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用 40Cr 调质，齿面硬度为 240260HBS。大齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度 220HBS；根据教材 P210 表 10-8 选 7 级精度。齿面粗糙度 Ra1.63.2m5.1.2、按齿面接触强度设计由标准斜齿
10、圆柱齿轮的设计公式：（教材 P218 式 10-21）3211 )(2HEdtt ZuTK 确定公式内的个计算数值1）试选 6.tk2）由教材 P217 图 10-30 选取区域系数 43.2HZ3) 传动比 ；5.41i取小齿轮 ；20Z大齿轮 ；90.1i4）初选取螺旋角 4查教材 P215 图 10-26 得 ，Z 对应的 =0.87 72.12所以 59.215) 许用接触应力 H取失效概率为 1%，通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数安全系数 S=1.由教材 205 式 10-12 得 SKNlim由教材 P209 图 10-21 查得：HlimZ 1=520Mpa
11、HlimZ 2=460Mpa由教材 P206 式 10-13 计算应力循环次数 NN1=60njLh=609601(243658)=2.9011096.1tk20Z43.H1- 7 -N2=N1/i=2.901109/4.5=0.645109式中：n-齿轮转速；j-每转一圈同一齿面的系数；Lh-齿轮的工作寿命。由教材 P207 图 10-19 查得接触疲劳的寿命系数：KHN1=0.90 KHN2=0.94H1= Hlim1 KHN1/S=5200.90/1.0Mpa=468MpaH2= Hlim2 KHN2/S=4600.94/1.0Mpa=432.4Mpa所以 MpaHH 450.22.34
12、6821 6）小齿轮的传递转矩： 9.705.905.91 InPT= N mm4.737）由教材 P205 表 10-7 取 d=18）由教材 P201 表 10-6 查得材料的弹性系数21.9MPaZE 计算1) 小齿轮分度圆直径 ，根据教材 P218 式 10-21 得：td1mmdt49.723 )450.28193(5061412) 计算圆周速度 sndvt 50.210694.73.106 3) 计算齿宽 及模数bntm16.95.4273. 41.20cos.cos972341hbmzdnttnt= N T410.73mm 2.50vms- 8 -4）计算纵向重合度 586.14
13、tan20318.tan318.01 zd5）计算载荷系数 K已知使用系数 m/s，7 级精度。由教材5.2,vAP194 图 10-8 查得动载系数 的 值 ：查 得由 表 HK410,用差值法计算得：得出： 47.26.14089.73HK91.H由教材 P198 图 10-13 查得： 3.F由教材 P195 表 10-3 查得： 2.1FHK故载荷系数： 87.194VAK6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材P204 式（10-10a）得： mKdtt 52.386.1749.2331 7）计算模数 nmz54.20cos.cos15.1.3、按齿根弯曲强度设计由教材 P
14、216 式（10-17）即 321cosFSadn YzKTm 确定计算参数1）计算载荷系数 716.32.FVA2） 由纵向重合度 从教材 P217 图 10-28 查得,56.1螺旋角影响系数 8.0Y49.72315.6ntbmh3.1FK94.H- 9 -3）计算当量齿数 521.984cos0.3321Zvv4）查取齿形系数由教材 P200 表 10-5 计算如下： 182.521.98018.247476. 22 FaFa YY得 到 ：得 到 ：5）查取应力校正系数由教材 P200 表 10-5 计算如下： 789.11052.987.135.4622 SaSa YY算 得 ：算
15、 得 ：6）由教材 P208 图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的弯曲疲劳极限 。MPFE401 MPFE3027) 由教材 P206 图 10-18 取弯曲疲劳强度寿命系数。91.,8.21FNNK8) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数为 ，1.4S由教材 P205 式（10-12）得： MPaSKFNF 247.13809 6.2211 9）计算大小齿轮的 并加以比较小齿轮的数值大FaY0158.2479.18. 7.621FaY 设计计算,586.18.0YMPaFE10FE3821.4S- 10 -mmn 57.10.59.12087.4cos4.73812
16、3 24 对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于n齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 =2mm，可满足弯曲n强度，但为了同时满足疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是有：取 =26，5.412cos52.38cos1 nmdz1z则： =4.5 26=1172z实际传动比 5.4617u传动比误差：i-u/i=|(4.5-4.5)/4.5|=0%5% 可用 几何尺寸的计算1) 计算中心距： mmzan 1.374cos2)16(cos2)(1 取中心距 372）按圆整后的中心距修正螺旋角 o4.05137.2)6(arcos2)(arcos1 zn由于 值改
17、变不多，故参数 等不必修正。HZK3）算大小齿轮的分度圆直径 mmzdn41.2.05cos713.6.2214）计算齿轮宽度 bd3.6.1圆整后取 Bm0,54215）结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于120.849FNK=261z137amd=48mm- 11 -500mm，故选用腹板式结构为宜。5.2、低速级齿轮设计5.2.1、选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用 40Cr 调质，齿面硬度为 240260HBS。大齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度 220HBS；根据教材 P210 表 10-8 选 7 级精度。齿面粗
18、糙度 Ra1.63.2m5.2.2、按齿面接触强度设计由标准斜齿圆柱齿轮的设计公式：（教材 P218 式 10-21）3211 )(2HEdtt ZuTK 确定公式内的计算数值1）试选 6.tk2）由教材 P218 图 10-3 选取区域系数 43.2HZ3) 传动比 ；9321i取小齿轮 ；7Z大齿轮 943212i4）初选取螺旋角 查教材 P215 图 10-26 得 ，Z 对应的 =0.85 7.0122所以 62.15) 许用接触应力 H取失效概率为 1%，通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数安全系数 S=1.由教材 205 式 10-12 得 SKNlim由教材 P2
19、09 图 10-21 查得：HlimZ1=520Mpa HlimZ2=460Mpa由教材 P206 式 10-13 计算应力循环次数 N125460Bm6.1tk43.2HZ71.01=0.852- 12 -N3=60njLh=60213.31(243658)=8.97108式中：n-齿轮转速；j-每转一圈同一齿面的系数取；Lh-齿轮的工作寿命；N4=N3/i=8.97108/3.56=2.52108由教材 P207 图 10-19 查得接触疲劳的寿命系数：KHN1=0.94 KHN2=0.96 H1= Hlim1 KHN1/S=5600.94/1.0Mpa=526.4Mpa H2= Hlim
20、2 KHN2/S=4600.96/1.0Mpa=443.52Mpa所以 Mpa96.4825.34.621 6）小齿轮的传递转矩：= N mm.1.05.905.91 InPT 5027）由教材 P205 表 10-7 取 d=18）由教材 P201 表 10-6 查得材料的弹性系数21.9MaZE 计算1) 小齿轮分度圆直径 ，根据教材 P218 式 10-21 得：td1mmdt583.7 )96.48132(56.362.0212) 计算圆周速度 sndvt 638.016027.3854.106 3) 计算齿宽 及模数bntm4.126.73852. 8.27cos.cos38571h
21、bmzdnttntHlimZ1=520MpaHlimZ2=460MpaKHN1=0.94 KHN2=0.96T= 510.2N mm 218.9MPaZE0.863vms- 13 -4）计算纵向重合度 14.2tan7318.0tan318.01 zd5）计算载荷系数 K已知使用系数 ,7 级精度。由教材smvA6.,P194 图 10-8 查得动载系数 用差值法计算得： ,051v得出： 47.26.4087.35HK42.1HK由教材 P198 图 10-13 查得: 3.1F由教材 P195 表 10-3 查得: 2.FHK故载荷系数: 8.14.1.VAK6）按实际的载荷系数校正所算得
22、的分度圆直径，由教材P 式（10-10a ）得： mKdtt 81.6.7.38531 7) 计算模数 nmz93.274cos.cos15.2.3、按齿根弯曲强度设计由教材 P218 式（10-17）即 321cosFSadn YzKTm 确定计算参数1）计算载荷系数 742.13.2.FVA2）由纵向重合度 从教材 P216 图 10-28 查得螺,586.17.38526.14ntbmh10.863AKvms ,5.1v42.HK31F2.FH381.6dm- 14 -旋角影响系数 8.0Y3）计算当量齿数 9.1024cos56.73321Zvv4）查取齿形系数由教材 P200 表 1
23、0-5 计算如下： 178.29.102518.2454.6.35.2 FaFa YY得 到 ：得 到 ：5）查取应力校正系数由教材 P200 表 10-5 计算如下： 792.1109.257.18363.6.3.6. 22 SaSa YY算 得 ：算 得 ：6）由教材 P208 图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的弯曲疲劳极限 。MPFE401 MPaFE38027) 由教材 P206 图 10-18 取弯曲疲劳强度寿命系数 95.,2.01NFNK8) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数为 ，4.1S由教材 P205 式（10-12 ）得： MPaSKFNF 1
24、.254.13809 .6.2211 9）计算大小齿轮的 并加以比较大齿轮的数值大FaY0153257918 2.4.621FaFY2.93nm1.742K8.0YMPaFE4103824.1S- 15 - 设计计算 mmn 96.1053.62.1784cos0.42.135 对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于n齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 =2mm，可满足弯曲nm强度，但为了同时满足疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是有：取 =40，39.6214cos8.6cos13 nmdz3z则 = 40=142.2 取4924Z实际传动比 85.34
25、01u传动比误差：i-u/i=|(3.56-3.58)/3.56|=0.6%5% 可用 几何尺寸的计算1) 计算中心距： mmzan18.64cos2)30(cos2)(1 取中心距 8.62）按圆整后的中心距修正螺旋角 o13.98.62)40(arcos2)(arcos1 zn由于 值改变不多，故参数 等不必修正。HZK3）算大小齿轮的分度圆直径 13244079.5cos3.2.4.nzmdm4）计算齿轮宽度 3182.579.dbm圆整后取： 3480,7Bm=403z41Z8.6am13.9- 16 -5）结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，
26、故选用腹板式结构为宜。5.3、直齿圆锥齿轮传动的设计计算5.3.1、选择齿轮材料及精度等级考虑到减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用 40Cr 调质，齿面硬度为 2280HBS。大齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度 240HBS，二者材料硬度差 40HBS;根据教材P210 表 10-8 选 7 级精度。齿面粗糙度 Ra1.63.2m5.3.2、按齿面接触疲劳强度设计由标准圆锥齿轮的设计公式：（教材 P227 式 10-231 2d2.910.5EHRRzKT26） 确定公式内的个计算数值1) 试选载荷系数： .3t2) 传动比： i214圆 锥小齿轮齿数：Z 1=20大齿轮齿数：
27、 220.143Zi圆 锥实际传动比： i435实 际传动比误差： ./.0.5%I圆 锥 实 际3) 计算小齿轮传递的转矩：6 69.5109.5104.3986TPn 小 轴 承728mN由教材 P224 得齿宽系数： .3R4) 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数： 189.EZMpa5) 由表 10-21d 按齿面硬度查得小、大齿轮的接触疲劳强度极限：lim160pHMalim250pHa6) 由教材 P206 式 10-13 计算应力循环次数：348075Bm1.3tKi2.4圆 锥Z1=200.3R- 17 -8160601243652.10hNnjL 8722.5.i圆 锥7
28、) 由教材 P207 式 10-19 取接触疲劳寿命系数:120.9 0.94HNHNKK8) 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为： ，安全系数为：S=1，由教材 P205 式%10-12 得 ： 1lim2li0.91654pa7HNSMK 计算：1）试算小齿轮分度圆直径 ，代人 中较小的值得：1tdH2232.90.5tEHtRRdZT小.857.6783.15 14m2）计算圆周速度 ：1603.148.6010.58/tdn ms3）计算载荷系数：由教材 P193 表 10-2 查得使用系数： AK由教材 P194 图 10-8 中低一级的精度线及 查得动载系数：1.05vK1HF4）
29、齿向载荷分布系数： be25.87HF故载荷系数： 1.0.1.96AVHKK按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材P204 式 10-10a 得： 33184.96.2.8mttd大端模数： 1m=2015Z标注化模数，取lim160pHMalim250pHa120.94HNK1AK1.05v1HFK- 18 -5.3.3、校核齿根弯曲疲劳强度由教材 P226 式 10-23 得弯曲强度的校核公式： (10.5)FtSRFKYbm 确定公式内的各计算参数1）弯曲疲劳强度极限由教材 P208 图 10-20c 查得小、大齿轮的弯曲疲劳强度极限：150pFEMa2380pFEMa2）弯曲
30、疲劳寿命系数由教材 P206 图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数：10.85FNK20.8FN3）计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 由教材 P205 式 10-12 得：10.851.43.9paFNFESM2 28K4）大端分度圆直径： 104dmzm235165）节锥顶距： 22140.84.Rd6）节圆锥角： 1arctnarct1/.5319219024647）大端齿顶圆直径：11cos4cos3192.75madm2256265468）齿宽：m=12150pFEMa238FE10.5FNK2812439- 19 -B=0.3284.5.362mR圆整得： 1286
31、m9）载荷系数： 1.05.871.96AVFKK10） 周向力： 12m0.5260.532 7.t RTZN小齿形系数 和应力修正系数FYSY11）圆锥齿轮的当量齿轮为：11cos20s43192.07VZ2/c655圆整得： 12 10VVZZ由教材 P200 表 10-5 得：12.7FY1.5S2.FY2.86S 计算弯曲疲劳许用应力： 11(0.5).9657.278612(0.53)3pa4paFtSRFKYbmM22(.)11(.)580a7FtSRF所以强度足够。2651412B86m12 0VZ1.7FY5S2.F186SY- 20 -六、轴的设计计算（一）输入轴的设计计算
32、1、按扭矩初算轴径选用 45 调质，硬度 217255HBS，根据教材 P370（15-2）式，并查表 15-3，取 A0=115，P 为传递功率为KW， 为一级输入轴转速， = r/min。4.75IPnn960I（实心轴）30d则： =19.60mm3964.751d考虑有键槽，将直径增大 5%，则d=19.60(1+5%) =20.58 mm圆整后取 d=22mm。2、轴的结构设计（1）轴上的零件定位，固定和装配二级斜齿轮减速器可将齿轮和轴做成一体相对两轴承做不对称布置，两轴承分别以轴肩和端盖固定，联轴器轴向用轴肩和螺母固定，周向采用键做周向定位，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，右轴承从右
33、面装入。（2）确定轴的各段直径和长度因为输出轴的最小直径显然是安装联轴器出轴的直径，联轴器的计算转矩 Tca=KAT1，查教材 P351 表 14-1，取 KA=1.3则：Tca=KAT1=1.348.26=62.74Nm查标准 GB/T5014-1985 选 HL2 型弹性柱銷联轴器，其公称转矩为 315Nm，半联轴器孔径 d=2028mm，半联轴器长度 L=52mm，L1=38mm 。初选 320/22 型圆锥滚子轴承，其尺寸为dDT=22mm44mm15mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，d=22mmTca= 62.74NmL=52mm- 21 -轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，取齿轮距箱体内
34、壁的距离a=18mm 滚动轴承距箱体内壁的距离 s=8mm，各段长度及直径如下：（3）按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知 mt=2 mzdn53.64.01cos21求转矩：已知 T1=48.26Nm求圆周力：Ft根据教材 P213（10-14 ）式得Ft=2T1/d1=1800.7N求径向力 Fr根据教材 P213（10-14 ）式得Fr=Fttan n/cos=1800.7tan20 / cos14.05=675.6N求轴向力 Fa根据教材 P213（10-14 ）式得Fa=Fttan=1800.7tan14.05=450.6N由于该轴两轴承非对称，根据几何尺寸算得L1=153.5mm
35、L2=65mm 由上图及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下：FBZ=539N FDZ=1616NL1=38mmFt =1800.7NFa= 450.6NL1=153.5mm L2=65mmFBZ=539N FDZ=1616NFBY=273N FDY=535NM1=106722N - 22 -FBY=273N FDY=535NM1=106722N mm M2=54054N mmT1=76000N mmMC=(M12+M22)1/2=(1067222+540542)1/2=119630Nmm转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取 =0.6，截面 C处的当量弯矩：Mec=M C2+(T) 21/2=
36、1196302+(0.676000)21/2校核危险截面 C 的强度由式（15-5 ）e=Mec/0.1d 33=3.96MPa -1b=60MPa该轴强度足够。（二）中间轴的设计计算1、按扭矩初算轴径。选用 45 调质，硬度 217255HBS根据教材 P370（15-2 ）式，并查表 15-3，取 A0=115，P 为传递功率为 KW，n 为一级输入轴转速4.52 Pn r/min。3.1（实心轴）30nAd则： =31.82mm3.2145考虑有键槽，将直径增大 5%，则d=31.82(1+5%) =33.41 mm圆整后取 d=35mm2、轴的结构设计（1）轴上的零件定位，固定和装配二
37、级斜齿轮减速器可将齿轮和轴做成一体相对两轴承做不对称布置，所以将齿轮 与轴做成一体，齿轮 用轴肩与套筒固3Z2Z定，两个滚动轴承两端分别用端盖和套筒固定。齿轮 周向2采用键做周向定位，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，右轴承从右面装入。mm M2=54054N mmMC=119630NmmT1=76000N mmd=35mm- 23 -（2）确定轴的各段直径和长度初选 32007 型圆锥滚子轴承，其尺寸为dDT=35mm62mm18mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，取齿轮距箱体内壁的距离a=18mm 滚动轴承距箱体内壁的距离 s=8mm，各段长度及直径如上图。（3）按弯
38、扭复合强度计算求分度圆直径： 已知 mt2=2 mzdn41.2.05cos712n8.3.913求转矩：已知 T2=206.44Nm求圆周力：Ft根据教材 P213（10-14 ）式得Ft2=2T2/d2=2206.44 / 241.22=1711.6N Ft3=2T2/d3=2206.44 / 82.45=5007.6N 求径向力 Fr根据教材 P213（10-14 ）式得Fr2=Ft2tann/cos=1711.6 tan20 / cos14.05=642.2N Fr3=Ft3tann/cos=5007.6 tan20 / cos13.99=1878.3N求轴向力 Fa根据教材 P213
39、（10-14 ）式得Fa2=Ft2tan=1711.6tan14.05=428.3N Fa3=Ft3tan=5007.6tan13.99=1247.6N由于该轴两轴承非对称，根据几何尺寸算得L1=78mm L2=77.5mm L3= 68 mmFt2=1711.6NFt3=5007.6N Fa2= 428.3NFa3=1247.6N- 24 -由上图及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下：FAZ=4754N FDZ=593NFAY=1087N FDY=2535NM1=528891N.mm M2=765120N.mmT2=350000N.mmMC=(M12+M22)1/2=(5288912+765
40、1202)1/2=765120Nmm（三）输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用 45 调质，硬度 217255HBS根据教材 P370（15-2 ）式，并查表 15-3，取 A0=115，P 为传递功率为 KW，n 为一级输入轴转速4.30 IPn r/min。6（实心轴）30nAd则： =47.8mm364.15考虑有键槽，将直径增大 5%，则L1=78mmL2=77.5mmL3= 68 mmFAZ=4754NFDZ=593NFAY=1087NFDY=2535NM1=528891N.mmM2=765120N.mmT2=350000N.mmd=55mm- 25 -d=47.8(1+5%) =
41、50.19 mm圆整后取 d=55mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配二级斜齿轮减速器联轴器一端用轴肩固定另一端用螺母固定，齿轮相对于轴承做不对称转动，齿轮一端由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，周向用平键连接。两轴承分别以轴肩和套筒定位。（2）确定轴各段直径和长度1 段：d 1=48mm 长度取 L1=82mm第 II 为定位轴肩 h=3.5mm2 段：d 2=d1+2h=55+23.5=55mmd 2=55mm 取长度 L2=50mm3 段为非定位轴肩 初选用 32012 型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：dDT=60mm95mm23mm=60 =5433L因为第 6 段位定位轴肩
42、取 h=6mm d6=d3+2h=72mm L6=65mm4 段为定位轴肩 取 d4=70mm 为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度故取 L4=78mm 5 段位定位轴肩取 h=6mm 则轴环直径 d5=d4+2h=82mm =5 =60 =49L66L考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为 24mm，取齿轮距箱体内壁的距离 a=18mm 滚动轴承距箱体内壁的距离 s=8mm具体如下图：（3）轴上零件的周向定位由表 6-1 按齿轮和半连轴器的直径查得如下：1 段的键的尺寸：bhl=14mm9mm63mm其配合为 H7/m64 段的键的尺寸：bhl=1
43、6mm10mm70mm其配合为 H7/n6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸轴端倒角为 245。 圆角半径 R=1.6mm（5）按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知 mt=2T3=698.62Nm- 26 -mmzdn294.713.cos24求转矩：已知 T3=698.62Nm求圆周力：Ft根据教材 P213（10-14 ）式得Ft=2T3/d4=2698.62 / 294.7=4741.2N求径向力 Fr根据教材 P213（10-14 ）式得Fr=Fttan n/cos=4741.2tan20 / cos13.99=1778.4N求轴向力 Fa根据教材 P213（10-14 ）式得Fa=Ftta
44、n=4741.2tan13.99=1181.2N由于该轴两轴承非对称，根据几何尺寸算得L1=91mm L2=157mm 由上图及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下：FBZ=5023N FDZ=2479NFBY=693N FDY=2121NM1=381748N.mm M2=326663N.mmT3=1099000N.mmL1=91mmL2=157mmFBZ=5023NFDZ=2479NFBY=693NFDY=2121NM1=381748N.mmM2=326663N.mm- 27 -MC=(M12+M22)1/2=(3817482+3266632)1/2=502434Nmm转矩产生的扭转切应力按脉
45、动循环变化，取 =0.6，截面 C处的当量弯矩：Mec=M C2+(T) 21/2=5024342+(0.61099000)21/2校核危险截面 C 的强度由式（15-5 ）e=Mec/0.1d 33=24.2MPa -1b=60MPa该轴强度足够。七、滚动轴承的选择及校核计算滚动轴承的类型应根据所受载荷的大小，性质，方向，转速及工作要求进行选择。若只承受径向载荷而轴向载荷较小，轴的转速较高，则选用深沟球轴承；若轴承同时承受较大的径向力和。轴向力，或者需要调整传动件的轴向位置，则应选择角接触球轴承或圆锥滚子轴承。经过分析比较后，选用圆锥滚子轴承。7.1、 滚动轴承的型号从机械设计手册第二卷第四册查， 根据各轴的安放轴承出的直径大小，经过分析和比较，轴承的选择如下：输入轴选用的轴承标记为：圆锥滚子轴承 33006 GB/T 297-1994尺寸： =305520BDd它的基本额定载荷 Cr=43.2KN，Cor=59.2KN中间轴选用的轴承标记为：圆锥滚子轴承 33007 GB/T 297-1994T3=1099000N.mme= =60MPa33
