二级减速器圆锥齿轮机械设计.docx

机械设计课程设计说明书专业：机械电子工程班级：114120403姓名：施岚川2016年12月29日重庆理工高校书目一、任务设计书3二'传动方案的拟订及说明3三、选择电动机4四、计尊传动装置的运动和动力参数5五、传动件的设计计算6六、轴的设计计算15七、滚动抽承的选择及计匏34八、盟联接的选择及校核计算37九、联精器的选择38卜、减速潺附件的选择39十一、润滑与宙对39十二、箱体数据39十三、设计小结40一、任务设计书设计一用于带式运输机上的圆推圆柱齿轮齿轮减速器。工作常常满我,空载启动，工作有轻振，不反转，单班制工作。运输带容许速度误差为5%.减速器为小批生产，运用期限10年。（已知带式运输机业动卷筒的圆周牵引力F=2000N,带速v=1.2ms,卷筒直径D=320m.设每年工作300天）二、传动方案的拟订和说明计算驱动卷筒的转速如下:=71.6rmin6)100Ov600001.2rd)一×320选用同步转速为100OrZmin或1500rmin的电动机作为原动机,因此传动装置总传动比约为13.依据总传动比数值,可拟定以下传动方案:图一三、选择电动机1）电动机类型和结构鞭式按工作要求和工作条件，选用一股用途的Y（IP44）系列三相异步电动机.它为卧式封闭结构。2)电动机容显筏籍的输出功率PeFv2(XX)×1.2C,P1.t=2.4¼,"100O100O电动机输出功率Pa传动装置的总效率=r.112rf4.2f>式中中、7t为从电动机至卷筒轴的各传动机构和轴承的效率.由课程设计教材衣25杳得:V带传动小=0.96：滚动轴承*=0.988：眼柱齿轮传动中=0.97：圆锥齿轮传动牛=0.96：弹性联轴器小=0.99：卷筒轴滑动轴承小=0.96；则=0.96×0.9883×0.97×0.%0.99×0.99×0.96=0.81故P产=2MW(3)电动机额定功率由教材食褥选取电动机额定功率PZ=40h,3)电动机的转速推算电动机转速可选范困，由课程设计教材衣2-3在得V带传动常用传动比范困V=24,单级网柱齿轮传动比范用3=36.同推齿轮传动比范阳4=23.则电动机转速可选慈圉为:%=J%1.G=859.24296/min初选同步行速分别为1.0rmin和1500min的两种电动机进行比较，如卜衣：方案电动机型号额定功率（kW）电动机转速（rmin）电动机质量（kg）同步满载1Y132M1-641000960732Y112M-441500144043生动身应置的传动比总传动比V带传动二级减速罂12.373.13.9918.564.644两方案均可行,但方案1传动比较小,传动装置结构尺寸较小,因此采纳方案1,选定电动机的里号为Y132M1-64）电动机的技术数据和外形,安装尺寸四、计算传动装置的运动和动力参数n1）传动装置总传动比13.42）安排各段传动比因为是留推用柱齿轮减速器.所以Xt=0.25/=3.35圆锥圆柱齿轮减速器传动比i13.44=413.353）各轴转速（轴号见图一i=wm=960rminn2=n1.=960rmin般，96()e.,=287rminr13.35阳2877ta/111.=71.6rminA45=%=71.6rmin4)各轴输入功率按电动机所制功率凡计算各轴输入功率，即p1.=Pj=2.96kwp2=PJhrfS=2.96×0.99×0.988=2.895Am,p、=p2t-2.89×0.96=2.78Awp4=P同2/=2.78×0.988×0.97=2.6供卬PS=pi2=0.98×2.66=2.63Aw5)各轴转矩7J=9550x-=29.45jV11%7；=9550R=28.799?取Ty=9550x2=92.627加n37；=9550x%=355.27，”1=9550x350.789，项目轴1轴2轴3轴4轴5转速(r'min)96096028771.671.6功率（k率2.962.8952.782.662.63转矩(N*m)29.4528.79992.63355.27350.79传动比113.3541效率10.9780.960.9580.988五、传动件的设计计算圆锥直齿轮设计已知输入功率P2=2.i»5"，J、Hie$<K960r/min,齿数比u=3.35,由电动机界动，工作寿命10年（设j年工作300天）,一班制，带式输送机工作常常满我，空我起动，工作有轻口不反转.1、选定齿轮耕度等级、材料及齿数1）网惟网柱齿轮减速器为通用减速涔.速度不高,故选用7级精度（GB10095-88）2）材料选和由刖械设计第九版）表10-1选择小齿轮材料为4C（调顷），硬度为280HBS.大齿轮材料为45钢（调质>.一度为240HBS.3）选小齿轮齿数z=25,大齿轮齿数n=335x25=83.75,取整Z=84,则“=三=竺=3.36马252,按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算,即d,2.92,ANA）二2一一一Yr=V<raSz<<）.5）2zr（1）确定公式内的各计算数值D试选载荷系数R=i82）计算小齿轮的转矩95.5x103_K_.X1T,=-=28799“nvnn23）选齿宽系数例二0334）由£机械设计（第九版）图1025d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲惫强哎极限b”"m1.=600M¼,大齿轮的接触疲惫强度极限nm2=55OMPa5）由机械设计（第九版）>龙105查得材料的弹性影响系数4=1尊8M%°5N2=I324×1093.36=4.I14×1()87）由机械设计（笫九版）图1023取接触被杀寿命系数K"N'=°93,K"v二°968）计算接触疲惫许用应力取失效概率为1%,平安系数$=1，得n=K1.FI=o.93X600=558MPa2=极?”吧=096X55。=52S,W¼（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d”,代入6'中较小的值d.2.92;二-?=60.03"”kJ幽J05）-u2）计算网周速度Vm1.n,×60.03X960_1,V=3.01，"/s60×I（M）O60×1（X）O3）计算或荷系数依据y=3.01.ms,7级精度，由机械设计（第九版）图108杳得动我系数K=1.i2直齿轮KHU=Kbu=1由机械设计（笫九版）3表102点得运用系数K<=1.25依据大火.轮两端支掠,小齿轮作悬臂布置.a£机械设计（第九版）3表如轴承系数Kh.=1.25,则Kha=Kif1.=1.56a=1.5×1.25=1.875接触强度赳荷系数K=KKKhhKha=1.25x1.1.2×1.×1.875=2.6254）按实际的我荷系数校正所算得的分度即R径，得4=4,1=68.07468.07/1=2.722tmZ1.25取标准值m=3三6)计算齿轮相关参数4=Mz1=3×25=75/n/nd2=Iiiz2=3×84=252mmeu3.36g<)=arcco¾.=arccosi=162+13.361+1.心=90-W=74'R=d用=131.4(wm6)即整并确定齿宽。=dR=0.33X131.46=43.38Mm康整取加=49“，b=53"3、校核齿根弯曲疲惫强度1）确定弯曲强度栽荷系数K=KaKKfMk=1.25x1.12x1x1.875=2.6252）计总当量的数Z1,=-=-=26.04CoSMCos1.6入2=-8：.=304.78cos,cos743）由4机械设计（第九版）i杳得齿形系数修“,=2.60HM=2.06应力校正系数K,=1.595En=1.974）由机械设计第九版查得小齿轮的弯曲域急强度极限。侬=SOOMP大齿轮的我曲疲惫强度极限=380M&i1.1.机械设计（第九版）取弯曲疲惫寿命系数心z=°885）心2=0.946）计算弯曲疲惫许用应力取弯曲疲惫平安系数s=1.4,得=生*鳖雪=314.29MPaIdi=Si=鳖邈2=2551W7）校核弯曲强度E=_引汨依据弯曲强度条件公式加M2（1-0.5阿八2Z进行校核"7'=三=7562,wzw”潞=23756M"满意弯曲强度,所选参数合适.圆柱斜齿轮设计己知输入功率B=2.78kw,小齿轮转速187rmm,齿数比u=4,由电动机驱动，工作后命10年（设傩年工作300天.一班制，带式输送机工作制常满我，空我起动，工作有轻点,不反转.1.选定齿轮精度等纸、材料及为数1）圆椎圆柱齿轮战速涔为通用减速器,速度不高，故选用7级精度（GB1009588）2）材料选择由£机械设计（笫九版衣10选择大小齿轮材料均为45钢（调皮），小齿轮齿面硬度为250HBS.大齿轮齿面硬度为22OHBS.3）选小齿轮齿数z=23,大齿轮值数Z2=423=924）选取例施角.初选螺旋角=3°2,按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算即（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数R=1.62）计算小齿轮的转矩T95.5×1O5×2.78T,=92485.26nun2873）选齿宽系数W=I4）由机械设计（第九版）图如20选取区域系第=24335）由4机械设计第九版3查褥&，=0.765.fi,t=0.866,j<1.fi>=6n+fi,j=1.631.6）由机械设计（第九版表105查得材料的弹性影响系数Z=898MRM0.57）计算应力循环次数N1=O）nJ1.h=60X287×1（1X8×300×10）=4.1328×108N：=B=1.0332X1（）八88）It1.£机械设计（第九版）3图1025按齿面硬度查得小齿轮的接触疲惫强度极限b”IiIn1.=（T1.H）MPa,大齿轮的接触疲惫强度极限cr>um2=57（）MPa9）由机械设许（第九版图1023取接触疲惫为命系数Km=0.95,K"”：=°.9810）计比接触疲能许用应力取失效概率为1%.平安系数S=I,得r1.=0.95x60()=570,WP向卜=Km<7MIim'S=0.98×570=558.6/w=吗础=-等文=564.3M出（2）计算1）试算小齿轮分度BS直径d%由计算公式得d/2成“+1|2总2r"1.69248552.433I89j“Nb”J-V-1X1.63-4xV-'564.3)=53.372）计算B1.冏速度V60×1(X)0=0.80，/s3）计算尚宽b及模数皿，b¢dd1.,1.×53.37=5331mm生生"些二225三23h=2.251=2.25×2.25=5.06“”b53.37ft-5.06=10.544）计算纵向览合度毕&=().318<Ztan=0.318×1.×23xtan140=1.8245）计算载荷系数依据v=0.80ws,7级精度，由机械设计（第九版）»图108杳得动载系数K=1.O2由£机械设计（第九版）表w3查好K”“=K，a=1.4由机械设计（笫九版）J表102查得运用系数K<=25由机械设计（第九版）图1043查得K）=I.34由M机械设计（第九版）表104查理K"P=1.42接触强度软荷系数K=KtKvKihrKnf1.=1.25×1.02×1.4×1.42=2.536）按实际的我前系数校正所算得的分度囤宜行，得4=4,A=53.37X=62.18”7）计算横数m”J1cos/762.18×cos1.4-mn=-j=2.62tnmnz1.23取in,=3n8）几何尺寸计算（1） 计算中心距(+2)nn(23+92)x3a=177.78/，“2cos/72×cos1.4o（2） 按圆整后的中心跟蜷正螺旋角=arccos包2=arccos3÷92)3=13o59.56.2x177.78因变更不多，故参数反、%，等不必修正,nv,Ji=（3）计算大小齿轮的分度回直径cos?C0S3°59'56r.Z2W«92×3-c,.,(12=284.4“cos/COS1.3059'56"（4）计算齿轮宽度b=dd=I×7I.1=I1.Anun圆整后取B=7mm1.i=76u3、校核齿根弯曲疲惫强度1）确定穹曲强度我荷系数K=KKKf"K>p=1.25×1.()2×1.4×1.34=2.392）依据重合度布=824,中£机械设计（第九版）J查得螺旋角影晌系数以=°8823Z1.=25.17=100.693）计算当量齿数92“一(COwA3-(COS1.3°59'56")7Zf!=(CoSm八3(cos1.3o59'56n)34）Ih机械设计第九版）查得齿形系数匕”,=2.62匕g=2.18应力校正系数K.=1.59K；=1.795）由机械设计（第九版»杳得小齿轮的剪曲疲惫强变极Rib，=440"?”.大齿轮的弯曲极惫强度极限OE=425M%6）由机械设计（第九版）取港曲疲惫寿命系数Krm=O88：=0.927）计算弯曲疲惫许用应力取弯曲极惫平安系数S=1.4.得r1KFNeFE'0.88x44（）IarI，=276.57Pw1 JS1.4HKFNXTfei0.92×425n.rt51.48）校核弯曲强度"K?"止2-Q卬依据弯曲盗座条件公式。4A2口卜人3进行校核2KT(coY,Yt-u1.Ysa1.bF一72x2.3992485O.88(CoSpfX2.621.591x232×1.63×33=65.54Mp02K7(cos叽f2-52×2.39×92485×0.8×(cos7)i2.1.8×1.79I9221.631.3i=3.83网满意弯曲强度所选参数介适.绘画大齿轮：数据处理：d=5Smm1.三1.4d=77mm6=1.4mn=9mmC=22.8mmN=0.5m三1.5mmda=290mmD1.=da10m=260mmd1.三1.6d=88mmDo=0.5(D1.*d1.)=174mmDO=O.25(。IYI)=43mmr=5mmb三16mmh=5mm六、轴的设计计算(一)输入轴设计1,求黜入轴上的功率P2、转速小和转矩八P2=2.895Jtiv"2=960min第=28.80N2,求作用在华轮上的力己知商速侬小园锥齿轮的分度If1.1.半径为<k=J1(1.-().5*)="1.Z(I-0.5飒)=3x25x(1.-0.5x0.33)=62.625”(62.625Fr=Fftanacos1.=923.4×tan20×cos74=91.628NF'u=E,tansinrf1.=923.4×tan20÷sin74=319.546V回周力凡、径向力E及轴向力入的方向如图二所示图二3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小曲径。选取轴的材料为45例（调质），依据机械设计（第九版）».29dmin=AqJ=16.89nj表15-3.取a1.>=“2.得V960,钻入轴的极小直径为安装联轴零（fW,d'-.为了使所选的轴直径由2与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。联轴湍的计"转矩K"=Kn.S机械设计（第九版）表14-1.便于转矩变更很小.故取©=1.3,则Tfa=KJ2=1.3×28799=37438，出杳课程设计教材，选H1.I型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000八'""，半联轴器的孔径力=20mw,故取由-2=20wm,半联轴渊长度1.=52，加巴半联轴器1.j轴桥作的鼓孔长度为38mm.4、轴的结构设计（I）拟定轴上零件的装配方案（见图三）图三（2）依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了涵意半联轴器的釉向定位，卜2轴段右相需制出一轴肩，故取2-3段的直径d2-3=27mm2）初步选择滚动轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列即锥次子轴承，参照工作要求并依据42-3=27"，由课程设计教材中初步选取。基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306.其尺寸为dXOx7=W)"""X72nn×2().75nn.Jj-4=-6=30",而7=20.75"，这对轴承均采纳轴肩进行轴向定位，由i果程设计教材杳得30306型轴承的定位轴肩高度h=3.5，因此取d-5=37"3）取安装齿轮处的轴段&7的出径4一7=25"”：为使套筒牢就地乐紧轴承，66段应略坦于粕承宽度，故取A-6=19”"4）轴承端前的总宽度为20Em.依据轴承茄盅的装拆及便于对轴承涿加润滑油的要求，求得端芾外端面与半联轴涔石然面间的距离I=巩）",故取ET=SOmn5）谁齿轮轮毂宽度为64.86mm,为使套筒端面牢靠地压紧齿轮取人-，=707）21.u.故取Ai-S=I1.6.76/w/w（3）轴上的周向定位回锥齿轮的周向定位采纳平犍连接.按d""I1.机械设计（第九版）表6-1杳得平位我面bx/，=&，x7"“，镀槽用过槽跣刃加工，长为50mm,同时为保证齿轮与H1.轴协作有良好的对中性,故选择齿轮轮毅与轴的协作为卜6:滚动轴承与轴的图向定位是由过渡办作来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2x45°5、求轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力F£w=522.5NFwt=33.55N=I567.5NAV:=82.45N弯矩MMn=M11NmWv.=4.1.5NnMz=1.34Nm总弯矩/=64.7I2+4.152=64.84jV11扭矩Tr=32.73N，6、按弯扭合成应力校核轴的强度依据上表中的数据及轴的单向施转.扭转切应力为脓动循环变应力,IRcf=0-6.轴的计尊应力/u=JMA2+("t)2W,j64.7iA2+(0.6x32.73)A20.1×0.033=25.05MPa前已选定轴的材料为45抛（谓质）.由r机械设计（第九版）J表15-1查得-=6()f¼,m<-故平安.6,精徜校核轴的破敏强度（1）推断危急搬面截面S右侧受应力眼大（2）截面5右例抗弯根面系数IV=O.1J3=O.1×3O3=2700/nW3抗扭截面系数VVr=O.2r3=O.2×3O3=54OOww3三ifi5右侧弯矩M为M=64840N叩械面5上的扭矩'八为T2=3213ONmm极而卜.的弯曲应力24.01.W¼M6484()CTb=-=VV2700截面上的扭转切应力TT-=6.()6.W¼Wr5400轴的材料为45钢，调侦处理。由n=MOMPa.=215MPa.T-I=I55WPa饯面上由于轴向而形成的理论应力架中系数外及外按附表杳取，表15-1IS得r2.0=().067"30,=1.233d30,般插值后查却6t<=1.93,r=1.55又由附表可得轴的材料桃感系数为S=O.82,%=0.85故有效应力集中系数为=1.+<7-1.)=1+0.82x(1.93-1)=1.76r=1.+(ar-1.)=i+0.85X(1.55-I)=1.47由附表的尺寸系数a=071,扭转尺寸系数a=0.87。轴按惬削加工，由附去得去面质吊系数为e=4=0.92轴未经表面强化处理，即小=1,则综合系数为hI一十一<t(rkrI一+£tr,1.761,-1=+1=2.570.710.92=1÷-1=1.780.870.92又联联的的特性系数他=0.1.0=0.05计算平安系数&1值KEz÷2.57×24.01+0.1×Ocr-1553r=Krr“十所I78幽+0.05x%22=27.954.46×27.954.462+27.952=4.40»5=1.5故可知平安.（二）中间轴设计1、求中间轴上的功率转速小和转矩八=2.78h-a=287Tmin7；=92.627Ar2,求作用在齿轮上的力已知同柱斜齿轮的分度困1半径1.=nz=3.0918×23=71.1IwwiE.=27丁2x97.35了一0.07111=2738Nrtanan_,oFh=Ft,=2738×cos/9tan200cs1.3059,56"=I027NR1=Atan7=2738×tan13°59'56"=683N已知般椎直齿轮的平均分位圆半径(1.,i=d2(1.-0.5)=nZ,乂1-0.5枫)=3×78×(1.-0.5×0.33)=195.39”r2>2x97.35Fc=996Ndm0.19539=Ff：tanacosJ1=996×tan20oXcos72°13'42,=111NE>：=F,：(anasinJ=996×tan20osin72o13,42'=345NIB周力昌、凡,径向力F-、石：及轴向力F"、的方向如图四所示3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的以小JI径，选取轴的材料为40Cr（调顺），依据g机械设计（第九版J¾15-3.取4=108.dnin=25.59，”，得VIO中间轴最小直径明显是安装滚动轴承的直径小-2和d-64、轴的结构设计（1）拟定轴上电件的装死方案（见下图图五）（2）依据蝌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，故选用单列圆就滚子轴承，参照工作要求并依据力-2=小-«>25.59，由课程设计教材中初步选取0趋本游版组，标准精度被的单列阅推滚子轴承30306.其尺寸为4xOxr=3（M"x72，m“x20.75mm,d-2=d+-G=30"这对轴承均采纳套蔺进行轴向定位，由课程设计教材ft得30306型轴承的定位轴肩高度h=35mm,因此取食筒H径37mm2）取安装齿轮的轴段小-3=儿-3=35"，椎齿轮左端与左轴承之间采纳套筒定位,已知锥齿轮轮皴长A=38.5“，为门史套筒端面军毒地压紧端面，此轴段应略短于轮较长，故取2-3=35mw.齿轮的右端采纳轴向定位,轴肩高度>007",故取人=4".则轴环处的口径为由7=43mm，3）已知网柱出齿轮齿宽8=76«".为了使套筒端面牢就地乐紧端向.此轴段应略短于轮毂长，故取-5=72"。4）箱体一小圆推齿轮中心线为对称轴,则取八-2=55.67"/，T=Io.08W?.s-6=52.75,"”,（3）轴上的同向定位锥齿轮的周向定位采纳平键连接，按小T由£机械设计（第九版）3½6-1杳得平键祓而Xa=IOwwx8mm,过槽用过槽统刀加工,长为22mm同时为保证齿轮与轴协作有H1.良好的对中性，故选择齿轮轮般与轴的协作为卅6.四柱齿轮的周向定位采纳平键连接,按儿-S由机械设计（第九版表6-1查得平键战面x=1.（M”"x8,加，谊槽用灌槽铳刀加工.长为56mm同时为保证齿轮与轴称作有良好的对中性,故选择齿轮轮致与轴的H1.协作为?6:滚动轴承与轴的周向定位是由过渡协作来保证的.此处选轴的尺寸公差为m6.（4）确定轴上圆痢和倒角尺寸取轴然倒角为2x45°5、求轴上的驶荷我荷水平面H垂直面V6、按弯扭合成应力校核轴的强度依据上表中的数据及轴的单向旋转,支反力F=1673VEW,=309NEM=206INFXv：=1225N弯矩MMm=()2NmMn=143NmA九=18.93Nwfr三=48.48rmfr=36.61.1Vm«=85.19jVh急弯矩Ma=M4=143A2+85J9A2=166.45Nn扭矩Tn=97.35N加扭转切应力为脉动循环变应力，取=06,轴的计罐应力JM"2+（TM2J1.66.452+（0.6x97.35）A2CCrm=-=Jt=41.1AMPaW0.1×0.0353前已选定釉的材料为40C（词质），由机械设计（第八版）5表15.1查得-=70f¼,m<-故平安7,精确校核轴的娅急强度（1）推断危急截面极面S左右例受应力蜃大（2）截面5右侧抗弯线面系数W=O.1J3=O.I×3O3=2700，3抗扭截面系数Wr=0.23=O.2×3O3=54三i3截面5右侧弯矩M为M=9458IAf/p11被面5上的扭矩乃为7*3=9735ON"w豉面上的驾曲应力G="=*=3503W27豉面上的扑转切应力门=工=也%“Wi5400轴的材料为40C，,调质处理。由去I5-Ii6=735MPaeT=355,r-1=2(X)P-=0.067能而上田于轴H而形成的理论附力集中系数原及按的图查取.因d30以史567d3°,经插值后有得Ctc=1.90.Qfr=1.47乂由附发可汨轴的材料触感系数为的=0.82.%=0.85故由效应力集中系数为Ka=I+4Mae-D=I+0.82(1.90-1)=1.743=1+f(af-1)=1+0.85×(1.47-1)=1.40也附图的尺寸系数&=°71,扭转尺寸系数*=°87.轴按磨削加工，由阴图得衣面喷我系数为止=氏="92轴未经衣面强化处理,即#V=1.则综合系数为zJt1,1.741,Ke=+1=+1=2.>4&c0.710.92K="+J1.-I=也+J-1=1.70>,0.870.92又取合金铜的特性系数ir=0.1.=0.05计算平安系数SU值355=3.99KHT“+仰6”2.54×35.03+0.1×0Sr-200f-T-174w+005w-22S3S2+Sr23.99x12.393.992+12.392=3.40>S=1.5故可知平安。(3)祓面5左测抗弯截面系数IV=O.Ida3=0.1X353=4287.5A3抗扭极面系数Ig=O.2a3=0.2X35a3=85753载面5左侧穹知M为=9458hVzv11截面5上的扭矩Tn为73=97350"刖豉面上的穹曲应力M94581/3，Ob=22.06f'4W4287.5敕面上的扑转切应力"=线="35M'"=0.8k«过盈协作处的晶，由附表用插伯法求出，并取晶=2.13,=0.8x2.13=1.70£，Ct轴按唇削加工，由附图得表面就贵系数为=A=0.92故得综合系数为计兑平安系数Svtfi355=7.25Kcat1.+a<w2.22×22.06+0.1×0Sr=-=200=2()14Km+伊小70X1.1.9+0.05X止电22SeSr7.25x20.145.2+5：27.252+2().142=6.82>5=1.5故可知平安。（三）输出釉设计1、求输出轴上的功率修、转速加和转矩八>i=2.661U,n4=71.6rninT4=355.27N2、求作用在齿轮上的力己知圆柱斜齿轮的分度ErF径d2=11kz2=3.0918x92=284.45，”2。2x371.66=由0.28445=26132VIana”cos/?=2613.2×Ian20。cos1.3o59,56"=9802VFa=Etan=26I3.2×tan1.3059'56"=651.5f啖周力凡、径向力Q及轴向力入的方向如图六所示3、初步确定轴的最小直径先初步估"轴的G小直径.选取轴的材料为45例（调质），依据机械设计（第九版）（Imn=*=37.9511n表1S-3,取4>="2,得*77.6.输出轴的最小直径为安装联轴的直径由2.为了使所选的轴立径由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=心,机械设计（第九版）用i4-.由于转矩变更很小，故取K=I.3,则T.a=ACtT:=1.3×371660=483158NnunCf课程设计教材，选HU型弹性柱韬联轴器，其公称转城为630000八'"，半联轴器的孔径4=40mm,故取M-2=40"，半联轴器长度1.=I1.2w*半联轴器与轴协作的毂孔长度为84mm.4、轴的结构设计（2）依据轴向定位的要求确定粕的各段直径和长厦1）为了满意半联轴器的轴向定位.1-2轴段右意需制出轴肩,故取2-3段的直径小-3=47,M1.左端用轴端挡圈定位,按轴端档阍电径O=48mm.华联釉器与轴协作的毅孔长度1.=84”“，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的跳面上，故上2段的长度应比必略短些，现取1.-2=82/7"，2)初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力故选用单列阿惟滚子轴承,参照工作要求并依据小7=47，由课程设计教材中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列H1.锥滚子轴承30310.其尺寸为XoXT=50"XIIOwmX29.25三?,d7=d?-*=50,而=29.25°左端轴承采纳轴肩进行轮向定位.山课程设计教材查得30310型轴承的定位轴肩高度h=5"M,因此取"=&)”；齿轮右端和右轴承之间采纳套筒定位，己知齿轮轮毅的宽度为71mm,为了使套筒端面牢般地乐紫齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,收取/6-7=67，齿轮的左潴采纳轴肩定位,轴肩耳度>>07",故取=4阿，则相环处的直径为"s-6=6mw.轴巧宽度方*1.4i.取/s-«=8".4)釉承端盖的总宽度为20mm,依据轴承端盖的装拆及便于时轴承添加制滑油的要求，求得端盅外端面与半联轴器右端而间的距离/=30nw.故取/>-=5(nwS)箱体一小圆推齿轮中心线为对称轴,则取/'7=745?MhT=63.75"”.(3)轴上的同向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采纳平株连接ii</6-7I1.i机械设计<第九版)表&i查得平雄饯面二16"x1.0"，键槽用潴槽铳刀加工，长为50mm,同时为保证齿轮与H1.轴曲作有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的协作为加6：同样半联轴器与轴的连接.H1.选川平雄12ZWX8"wjx7Sw.半联轴湍与轴的协作为，”6,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡办作来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴跳倒角为2x45。S,求轴上的载荷我荷水平面H垂直面V6、按明扭合支反力FF“957NFw.=125r%=I669N=1IO6V成应力校核弯矩MM，=II6.78IN，M.=15.246VmMv：=71.44Nn轴的强度总弯矩1=I16.78I2+15.2462=117.77Vm依据上表中'=M6.7812+77.4I42=140.1hVH扭矩TT.=371.66Vw的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脓动绪环变应力,IUa=O.6,轴的计算应力机a2+("M2=W+(06371.66)A2=83"WO.1.O.O553前己选定轴的材料为45钢（调侦），由f机械设计（第九版）>表15-1杳褥<-=601VP,<-故平安7、新醐校核轴的疲色强度（1）推阍危急截面豉面7右侧受应力爆大（2）截面7右侧抗弯截面系数W=O.Id3=0.1×5O3=12500EA3抗扭截面系数极而7右