机械设计课程设计二级减速器(详细版).docx

机械设计课程设计计算说明书题目设计带式运输机传动装置两级圆锥-圆柱齿轮减速器专业班级机械设计制造及其自动化专业X班学号XXXXX学生姓名XXX指导教师XXXXXXXXXXXXXXX年X月X日西安文理学院机械设计课程设计任务书学生姓名田银红专业班级机械设计制造及其自动化专业08级一班学号08102080124才旨导教!）币周毓明何斌锋职称教研室机电系机电教研室题目设计带式运输机传动装置编号Z-1传动系统图：图一原始数据:运输带工作拉力尸/N运输带工作速度吸”尸）卷筒直径。/加M25001.4250工作条件:连续单向运转，工作时有轻微振动，小批量生产，单班制工作，使用期限8年，运输带速度允许误差为±5%要求完成：1减速器装配图1张A2o2 .零件工作图2张齿轮和轴。3 .设计说明书1份，6000-8000字。开始日期2010年12月期日完成日期20010年12月31日目录1选择电动机1.1 电动机类型和结构型式1.2 电动机容量1.3 电动机的转速21.4 电动机的技术数据和外形,安装尺寸22计算传动装置总传动比和分配各级传动比32.1 传动装置总传动比32.2 分配各级传动比33计算传动装置的运动和动力参数43.1 各轴转速43.2 各轴输入功率43.3 各轴转矩44传动件的设计计算64.1 圆锥直齿轮设计6选定齿轮齿轮类型、精度等级、材料及齿数6按齿面接触强度设计6校核齿根弯曲疲劳强度8几何尺寸计算94.2 圆柱直齿齿轮设计10选定齿轮精度等级、材料及齿数K按齿面接触强度设计由设计10按齿根弯曲疲劳强度设计W5轴的设计计算在5.1 输入轴设计在5.2 中间轴设计”5.3 输出轴设计266滚动轴承的选择及校核计算3261输入轴滚动轴承计算这7键联接的选择及校核计算337.1 输入轴键计算超7.2 中间轴键计算至7.3 输出轴键计算生8,联轴器的选择及校核计算348各种联轴器的比拟M1.1.1 刚性联轴器M弹性元件的挠性联轴器型1.2 联轴器的选择型1.3 联轴器的校核计算至9 .减速器附件的选择369.1 视孔盖和窥视孔369.2 放油孔与螺塞369.3 油标369.4 通气孔369.5 起盖螺钉369.6 定位销369.7 吊环3710 .润滑与密封38H.铸铁直齿锥齿轮减速器箱体结构尺寸确实定3912 .设计小结4013 .参考文献史结果设计计算及说明1选择电动机计算驱动卷筒的转速= 107.01rminn = 107.01 r/min60×100Ov60×100Ox1.4D3.14x250选用同步转速为I(XX)r/min或1500rmin的电动机作为原动机，可拟定以下传动方案:1.1 电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y(1P44)系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。1.2 电动机容置(1)工作机的输出功率PW1=0.99nFv2500x1.4“2=0.98-1000zw-1000x0.96"3=0.97(2)电动机输出功率Pd4=0.96PPd=Haa=0.84传动装置的总效率兀=一心131依次确定式中各效率：2个联轴器Q=O.99、4个滚动轴承%=0.98、圆柱齿轮传动飞=0.97、圆锥齿轮传动4=0.960那么a=0.992×0.984×0.97×0.96=0.84PLL=_125(X)l.4_=43ZWda100O×0.96×0.84(3)电动机额定功率Ped由文献4中选取电动机额定功率P,d=5.5kWO1.3 电动机的转速推算电动机转速可选范围，由文献【2】表1中查得圆锥-圆柱齿轮传动比范围匕=815,那么电动机转速可选范围为：nd=ia=856.081605.15加i1.4 电动机的技术数据和外形,安装尺寸根据容量和转速，查文献【4】Y系列三相异步电动机，选定电机Y132M2-6，额定功率Ped=55kW,满载转速11m=960rrrtin,同步转速M=I(XX)"min。Pd = 4.3AWPed= 5.5k Wnm =960rmin由文献【4】表19-1查得主要数据，并记录备用，如表11所示：表1-1电机技术数据电机型号额定功率电流满载转速电机质量轴径mmY132M2-65.5Kw12.6A960轻38i =8.97Z1 = 2.4Z2 =3.72计算传动装置总传动比和分配各级传动比ia=8.971. 1传动装置总传动比J960anw107.012. 2分配各级传动比所以减速器传动比i=Za=8.97圆锥齿轮传动比(Z13)1=2.4圆柱齿轮传动比z2=-=3.73计算传动装置的运动和动力参数3.1各轴转速nl=%=960"min11On1=960rminn11=400rminn=108.Ir/minnlW400"min,1i12.4n1_400V-37=108.1rminP1 =4.26AWP11 =4.0 MWP111 =3.8 IZWP工作机轴二370ZWTd = 42.78NmT1 = 42.38Nm3. 2各轴输入功率按电动机所需功率尸”计算各轴输入功率，即P1=PdnOl=4.3X0.99=4.26%WP11=Pl1112=4.260.960.98=4.01ZWP111=Pii1123=4.0Ix0.97X0.98=3.8MWP工作机轴=PlHn34=3.8Ix0.98X0.99=3.7°"WP输出=P输入x°98（式中:1¼=;=1。2；。23=52；。34）3.3各轴转矩P43Tz=9550'=95503=42.78Nmnm960则P496T1=9550、=9550×=42.38Nmn,960T11=9550岂=955n2PT111=9550'=95!n3T工作机轴-9550n工作表314010x=95.74Mn400QQ1>0×-=336.59N"Z108.1典=9550×-=326.87Mm机轴108.1运动和动力参数TlI=95.74MmTlH=336.59N.mTL作机轴=326.87Nm轴号功率P/kw转矩TV(n.m)转速传动比i津n输入输出输入输出电动机轴4.342.789601).99I轴4.264.1742.3841.539602.4).94II轴4.013.9395.7493.834003.7).95In轴3.813.73336.59329.86108.11).97工作机轴3.703.63326.87320.33108.14传动件的设计计算4.1圆锥直齿轮设计输入功率4.26kw,小齿轮转速960rmin,齿数比u=2.4,由电动机驱动，工作寿命8年(设每年工作300天)，单班制，工作时有轻微振动。选定齿轮齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)按传动方案选用直齿锥齿轮传动。w = 2.4Z1 =23z2 = 56(2)圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，应选用7级精度(GBl(X)95-88)(3)材料选择由文献【1】表10-1选择小齿轮材料为40。(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS。(4)选小齿轮齿数4=23,大齿轮齿数N?=23x2.4=55.2,取整Z2=56°那么=三=电2.4Z123按齿面接触强度设计K1 =1.3T1 =4.238×104N Jwn=-R 3由文献【1】式10-9a由设计计算公式进行试算，即du 2.923KT % (1-0.5% )2(1)确定公式内的各计算数值试选载荷系数K,=1.3计算小齿轮的转矩为输426T1=9550××1000=4.238×104N.w960选齿宽系数"=§由文献【1】图10-2Id按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限b，Hml=600M&,大齿轮的接触疲劳强度极限b，Iim2=55。MPa由文献【1】表10-6查得材料的弹性影响系数£Z£=189.8MRj计算应力循环次数N1=60nljLh=60×960×l×(8×300×8)=1.106×1091.106×104608x10822.4由文献【1】图10-19取接触疲劳寿命系数KHn=°95,Khn2=1.0O计算接触疲劳许用应力式10-12取失效概率为1%,平安系数S=I,得w1="N0E=095X600=570MpaSfl2JhnBu=LoX550=550MNS(2)计算KT(1D.5r) uZE = I89.8MJNl =1.106×109N2 =4.608 ×108KHM =095KfiN2 =IOfii =57OMPa w 2 = 550MPa试算小齿轮分度圆直径4,代入中较小的值1.3×42380“房=66.49/77727×(1-0.5×)2×2.4dll 66.49ZWZZ33平均分度圆直径dm=dlt(l-0.5)=55.41计算圆周速度V60×10004 X 55.4 Ix 96060x1000«2.78 SV = 2.78n5计算载荷系数®ig-V=2.78/71/5,7级精度，由文献【1】图10-8查得动载系数KY=Ll表10-3直齿轮Qa=Ka=I由文献【1】表10-2查得使用系数K=I25根据小齿轮一端悬臂布置，查文献【1】表10-9得轴承系数"=1.25,那么Ku=%=L5=1.88接触强度载荷系数K = 2.59K=KAKVKHaKH=1.25×1.1×1×1.88=2.59按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得计算模数w = = 8=-=3.64 nmZ1 23取标准值，文献【5】表10-6模数圆整为 m = 3.75mm 计算齿轮相关参数dl = mz1 = 3.75 ×23 = 86.25mmd2 =3.75×56 = 210mmZ23, - Cretan l = arctan 一 = 22 19 43z256S2 =90 -石=67 4017"rn = 3.75/W?dl = 86.25Wnd2 = 20nnl =22 1943"2 =67 4017"R = (-)2= d. 'u + 1 = 86.25X = 113.5XtrSii= 113.5XmmV 22122计算齿宽/, = R =1×113.51 = 37.84R 3文献【5】表10-7圆整为仇=为=37.IRM与取整)校核齿根弯曲疲劳强度(1)确定计算参数载荷系数K = KAKvKFaKF0=259计算当量齿数b、= b? = SlrmnK = 2.59Zvl =24.9Zv2 =147.4vlmmCoSblcos221943Zv2=-=%=147.4mncos<2cos674017由文献【1】表10-5查得齿形系数Kf=2.623Yf=2.142应力校正系数Ys=1.589Ys=1.828KFM=O.9KFN2 = 095t-E = 500z(JFE3 = 380MR7平安系数S=l4由文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFNI=°9KFN2=0.95由文献【1】图10-2OC查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。阳=500MRZ,大齿轮的弯曲疲劳强度极限6心=380MRZr1 =321.43MPar2 =257.86fP许用应力二K卜NBFE=09x500=321.43MPa1S1.4IbJ=Kz限=°95x380=257.86S14(2)校核强度由式10-23KFMaYSa=2KTYRMaMFbm(1-0.5)bm2(l-0.5)2Z计算得可知弯曲强度满足，参数合理。4 =86.25w”d2=20mm R= 113.5177777?4=22 19 43”S2 =67 4017"=110.099Sp2=95.9689BF2几何尺寸计算(1)锥齿轮大端分度圆直径J1=86.25mm,J2=2IOww(2)计算锥距RR=3.5mm(3)节圆锥角：=221943"¾=674017"(4)大端齿顶圆直径:%=4+2牝cos1=J1+277cosj1=93.19mmda2=d2+2wcos<y2=22.85nn%=93.19mmda2=22.S5m/nbl=b2= Slnvnu=3.7z1 = 24z2 =89由文献【1】图10-21d按齿面硬度查得Kt =1.3T1 = 9.574 X K/N 力%=12 Ze = S9.SMPacm =550 Mpa(5)计算齿宽/,=R=1×113.51=37.84m机R3文献【5】表107圆整为伍=为=37加，(RM与取整)4. 2圆柱直齿齿轮设计(软齿面)输入功率4.0IkW,小齿轮转速400rmin,齿数比u=3.7,由电动机驱动，工作寿命8年(设每年工作300天，单班制，工作有轻微震动。选定齿轮精度等级、材料及齿数(1)圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，应选用7级精度(GBloo95-88)(2)材料选择由文献【1】表10-1选择大小齿轮材料均为45钢(调质)，小齿轮齿面硬度为250HBS,大齿轮齿面硬度为220HBS。(3)选小齿轮齿数z=24,大齿轮齿数z2=243.7=88.889按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即4,Z32;(工2(1)确定公式内的各计算数值试选载荷系数K,=1.3计算小齿轮的转矩4OlT1=9550×1000×=9.574×IO4Nmm1400选齿宽系数(=1由文献【1】表10-6查得材料的弹性影响系数2Z£=189.8MRJ小齿轮的接触疲劳强度极限为im=550Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限CrHHm2=510MPa计算应力循环次数由文献【1】式10-13N=现HjLhNl=60nJLh=60×400×1×(8×300×8)=4.108×IO84.108x10-=1245xW823.7由文献【1】图10-19取接触疲劳寿命系数KHNI=895,Khn2=1.0计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,平安系数S=I,由式10-12得w1=KHNQH“ml=095X550=5225MPaS【。卜=KHN2丁皿2=.0510=51°MP4计算Him2=510MpaNl =4.108×108TV2 =1.245×108K 20.95Khnz = LOch 1 = 522.5MPa w2 =5 IOMRz试算小齿轮分度圆直径由计算公式得Jl, 64 906 伽v = .36m/so.oJ1.3×9.574×1043.7+1189.8,WzIQM=2.321()=64.906/?/V13.7510计算圆周速度V×64.906×400.CN.V=«1.36？/S60×100060x1000计算齿宽b及模数团b = 64.906" mnt - 2.704mm h = 6.084- = 10.67 h齿宽方=ddu=Ix64.906=64.906/W1.«-4p,d“64.906._.模数%=2.104mmz124齿高力=2.25mnl=2.25X2.704=6.084齿高比4=处?竺=10.67h6.084计算载荷系数根据y=L36ms,7级精度，由文献【1】图10-8查得动载系数Kv=Lo8由文献【1】表10-3查得KHa=KFa=I由文献【1】表10-2查得使用系数K=I25由文献【1】表10-4查得Kw=L423由文献【1】图10-13查得Kf.=1.35接触强度载荷系数K = L9214 =73.929 ZWrn = 3.08/W?K=KAKVKHaKHB=1.25×1.08×1×1.4231.921按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，式IO-IOa得/192164.906×3-!73.92?V1.3计算模数mw=73%9_3.08即z124按齿根弯曲疲劳强度设计由式10-5得弯曲疲劳强度的设计公式2盯YriYsN闻(1)确定公式内的个计算数值 由文献【1】图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =40OMR7,大齿轮的弯曲疲劳强度极限b卜E2 =35OMPa， 由文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数 % =09 Kfn2 =0.95 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳平安系数S = L4,由式10/2得IcrJiKFNIbFETS0.9×4001.4= 257.14MPa = °犯35° = 237.50MPaf 2 S1.4计算载荷系数 =400 MPtzre2 = 350 MPaKfnx = 0.9Kfnz= 095,i =257.14MP0匕 J = 237.50MPaK = I.823K=KAKVKPaK配=1.25x1.08x1x1.35a1.823由文献【1】表10-5查得齿形系数YS=2.65Ys=2.202应力校正系数YSal=L58Ys02=L779计算大、小齿轮的好遍并加以比拟，取较小值计算。匕/诏，65x1.Sg=3r1257.14W=2.202x1.779=001649r2237.50大齿轮的数值大（2）设计计算j2×1.823×9.574×104V 1×242× 0.01649 2.15/72/27n = 2.5mm：1=302 = 111f1 = ISmmI2 =277.5机机.=176.25帆加齿面接触疲劳强度计算的模数加大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，齿轮模数机的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.15文献【5】表10-1就近圆整为标准值m=2.5mm按接触疲劳强度算得分度圆直径4=73.929/加小齿轮齿数Z1=7'%9=31.83,IRz1=30m2.5大齿轮齿数Z2=3.7×30=111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，防止浪费。分度圆直径4=zim=30×2.5=JSinmd2=z2m=111×2.5=277.5mmb = 75 mmBl = 80mnB2 = ISmin中心距d,+d275+277.5CUa=工=176.25wn22齿宽b=%d=1×75=75mm那么Bl=80/丽B2=751Wn按h=力/计算后再作适当圆整，而常将小齿轮的齿宽在圆整值的根底上人为的加宽5-1Omm,以防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿单位齿宽的工作载荷。5轴的设计计算5.1输入轴设计Pl = 5.26kw% = 960 r / ninTx =42.38Nm(1)求输入轴上的功率p、转速为和转矩TPl=5.26%卬W1=960r/millT=42.387Vm=42380Nnn(2)求作用在齿轮上的力高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为dmi=&(1一0.5。R)=86.25×(1-0.5×)=71.875根加而b1179NFt =1179VFr = 397NFa =163N_27；2x42.38x103F=-71.875Fr=Ctanacosd=1179×tan20c×cos22o194313977VFa=Gtanasinb=1179×tan20o×sin2201943"1637V圆周力凡、径向力6及轴向力E的方向如图5-1所示(3)初步确定轴的最小直径先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为4。G(调质)根据文献【1】表15-3,取，AO=IK)得=110×= 18.1V 960dm,n = ISAmzn取高速轴的输入轴的最小直径为安装联轴器的直径02,为了使所选的轴直径小2与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tz=KR,查文献【1】表14-1,由于转矩变化很小，故取，KA=L5那么Tca = 63570 N ironTea=KAT=1.5×42380=63570Nmm4_2 = 30nvn d2_3 = 35 fnn d3-4 = 4zww=35 mmd = 40/m?图5-1轴的载荷分析由于该轴与连轴器相连的一端直径要与电机相同，乙应小于联轴器的公称转矩，所以查标准GB/T5014-2003或文献【4】，选HL3弹性套柱销联轴器，其公称转矩为630000Nmm,半联轴器的孔径4=30版，故取4_2=30S，半联轴器长度L=82切，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1=44frun。（4）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（见图5-2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩,故取2肩段的直径4-3=35m,为了满端盖密封，2-3轴段右端需制出一轴肩，故取3-4段的直径4-4=40",Li.2=58。L2_3=42""2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，应选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据4=40三z,由文献【1】表15-7中初步选取O根本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308,其尺寸为d×D×T=40mm×90mm×25.25mn图52轴的结构与装配4-4=4-6=40""1.3_4=L5_6=3()mnd4_5=35nnfL4_5=(i).5nvnL6_7=48轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按痣"由文献【1】表6-1查得平键截面bxz=8加%x7m%,键槽用键槽铳刀加工，长为36mm,同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，应选择齿轮轮毂与轴的配合为生；滚动轴承与轴6的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为r6o确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为1X45'(5)求轴上的载荷，确定截面表5-1轴上载荷载荷水平面H垂直面V539.9N.mm519.4N.mm支反力FFnhi=560.5NFnvi=124.7NM1=52:=51Fnh2=1739.5NFnv2=521.7N弯矩MMH=51286N.miMvi=11410N.rrmMv2=5857.8N.mmT=4232N.m总弯矩M1=52539.9N.mmM2=51619.4N.mm扭矩TT=42380N.m(6)按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取=°6,轴的计算应力JM2+(7；)252539.92+(0.6×42380)2CnGCa=；=9.1MPCaW0.1×403前已选定轴的材料为40G(调质)，由文献【1】表15-1查得b=60M¼6vb,故平安。(7)精确校核轴的疲劳强度判断危险截面截面截面5右受应力最大截面5左侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.1×353=4287.5w/抗扭截面系数W.,.=0.2d3=0.2×353=8575nny截面5左侧弯矩M为M=52539.9N.博截面5上的扭矩。为T=42380TV./7/?截面上的弯曲应力M52539.9CCmh=12.25MPa“W4287.5截面上的扭转切应力T42380ZI-nh=4.94MPa°W8575轴的材料为40C,调质处理。由表15-1查得OCa=9.IMPaIW=4287.5加Wt=8575nn3M=52539.9Nm帆T=4238(Wj%wh=12.25MPab=4.94MPa=735MPa,-=355MPa,-=200M&O截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及及按-=0.07文献【1】附表32查取。因d35,D40=1.14d35,经插值后查得a=1.82,a=1.36又由文献【1】附图3-1可得轴的材料敏感系数为放=0.82,/=0.85L=I.67 kr =1.31故有效应力集中系数为k=l+q(a-l)=l+0.82×(1.82-1)=1.67kr=l+qr(a-1)=1÷0.85×(l.36-1)=1.31由文献【1】附图3-2的尺寸系数=0.77,扭转尺寸系数2=0.87。轴按磨削加工，由文献【1】附图3-4得外表质量系数为=A=0.91轴未经外表强化处理，即.g=,那么综合系数为 k. 1.1.671 ICCrKC = +1 =+1 = 2.27% 0.77 0.91Kr = + -1又取碳钢的特性系数1.311J7 + O911 = 1.6K = 2.27Kr =1.6=0.2,=0.1计算平安系数£“值S=12.77Sr=52.4Sc=12.40>>S=1.5S-l-355_277“-Ka+m2.27×12.25+0.2×O一2"'S-Q=20°rK+1z4.94C14.94/”mjX+0.1×22S-StTSr_12.77×52.4-1240»S-15caS2+Sr212.772+52.42W=6400加3故可知平安。W=128(X)mm3截面5右侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.1×403=6400m抗扭截面系数W=0.2d3=0.2×4()3=128(X)ny截面5右侧弯矩M为M=52539.9NmmM=52539.9Nmm截面5上的扭矩为T=42380Nmm截面上的弯曲应力M52539.9ET=42380NmmbW6400截面上的扭转切应力T42380b=8.21MPa"Wr12800k过盈配合处的&,由文献【1】附表3-8用插值法求b=3.31MPa=0.8出，并取&&，于是得1=3.44,反=0.8X3.44=2.751.%轴按磨削加工，由文献【1】附图3-4得外表质量系数为L=3.441.=A=91匕=2.75故得综合系数为kr%1=3.44+0.91-1=3.54K41+=2.75+-1=2.850.91K=3.54Kr=2.85计算平安系数SE值S=Ul=22=1221Ka+m3.54×8.21+0.2×0,S二和二200fK+外Zm2.85×-+0.1×-=40.96S=cas>sr212.21x40.9612.212+40.962=11.7>>S=1.5S=12.21Sr=40.96Sca=11.7>>S=1.5故可知平安。5.2中间轴设计(1)求输入轴上的功率P2、转速2和转矩丁2p2=4.01wn2=400rminT2=95.742Vw(2)求作用在齿轮上的力圆柱直齿轮分度圆直径di=l,Sron27；2×95.74x103d75-2553NFrl=Eltana=2553×tan20o=9292N圆锥齿轮的分度圆半径为jm2=J2(1-0.5ft)=210×(1-0.5×-)=175mm2×95.74×IO31751095.27VFr2=Ft2tanacos(2=1094.2×tan20°×cos674017P2=4.0IZWn2=400"rrrinT2=95.74N"?Fa=2553NFrl=929.2N%=1095.2N入2=耳2tansin&=1094.2Xtan20°×sin67o401T=368.4N工2=151.3N钝=368.4N圆周力昌、反，径向力B、儿及轴向力右、En如图5-3图53轴的载荷分析图dmin =23J2nm4-2 = 30""d2_3 - 35 frund3_4 = 42wzzd4_5 = 35 nu"5-6 = 30"制（3）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40CT调质）,根据文献【1】表15-3,mA«=11°,得=110x=23.72中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径由-2和%一6（4）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（见下列图5-4）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，应选用单列圆锥滚子轴承，由文献【2】表15-1中初步选取0根本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206,其尺寸为d×D×T=30mmX62mm×1725mm，。4-2=30，d5_6=30"这对轴承均采用套筒进行轴向定位。2）取安装齿轮的轴段，&-3=35加锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，锥齿轮轮毂长L=40.744.4如，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取12_3=40如，齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度0>°°7d,故取h=3.5w?»那么轴环处的直径为d3,4=42rtr。取1.3_4=VZmmo3）圆柱斜轮齿宽B=80,wz,由于结构上的需要，将其设计为齿轮轴，轴段应略短于轮毂长，故取L4_5=16m,在齿轮右端再设一轴肩,取d4_5=35",L5_6=50,Wno轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按力-3由文献【1】表6-1查得平键截面=IOmmx,键槽用键槽铳刀加工，长为32mm,同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，应选择齿轮轮毂与轴的配合为H7k6；确定轴上圆角和倒角尺寸，取轴端倒角为2x45°图54轴的结构与装配(5)求轴上的载荷表5-2轴上载荷载荷水平面H垂直面V=1513524Nmm二95740Nmm支反力FFnhi=1732.6NFnvi=74.3NFNH2=1914.6NFnv2=703.6N弯矩MMHl=97372.INmmM112=142063.3NmmMv3=52207.INmMT=总弯矩1MmaX=JI42063.32+52207.12=1513524Nmr扭矩TT=95740Nmm(6)按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=06,轴的计算应力个M2+91)2Ji5135242+(0.6×95740)2/八:-=60MPa0.1×30前已选定轴的材料为40G(调质)，由文献【1】表15-1杳得C-1=10MPa,<a<-故平安。(7)精确校核轴的疲劳强度判断危险截面截面5左右侧受应力最大截面5右侧抗弯截面系数W=OJd3=OJx3()3=2700加抗扭截面系数W=().2d3=().2