1、机械设计课程设计题目：设计一带式输送机的传动装置（两级同轴式圆柱斜齿轮减速器）方案图如下：123456 1电动机2V带传动3减速器4联轴器5鼓轮6输送带1目 录1. 设计目的22. 设计方案33. 电机选择54. 装置运动动力参数计算75.带传动设计 96.齿轮设计187.轴类零件设计288.轴承的寿命计算319.键连接的校核3210.润滑及密封类型选择 3311.减速器附件设计 33 13.心得体会 3414 参考文献 351. 设计目的机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。课程设计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练，其
2、目的是：（1）通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与实际知识去分析和解决机械设计问题的能力。 2（2）学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。（3）通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件工作能力，确定尺寸和掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺，使用和维护要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件，机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。（4）学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算，绘图，查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。2. 设计方案据所给题目：设计一带式输送机的传动装置（两级同轴式圆柱斜齿轮减
3、速器）方案图如下：123456 1电动机2V带传动3减速器4联轴器5鼓轮6输送带3技术与条件说明：1）传动装置的使用寿命预定为 15 年每年按 300 天计算， 2 班制工作每班按 8 小 时计算2）工作机的载荷性质是平稳、轻微冲击、中等冲击、严重冲击；单、双向回转；3）电动机的电源为三相交流电，电压为 380/220 伏；4）传动布置简图是由于受车间地位的限制而拟订出来的，不应随意修改，但对于传动件的型式，则允许作适宜的选择；5）输送带允许的相对速度误差35% 。设计要求1）减速器装配图 1 张；2）零件图 2 张（低速级齿轮，低速级轴） ；3）设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写4）相
4、关参数：F=2050N，V=1.2 ，D=300mm 。sm设计内容 计算及说明 结 果电动机选择 3.1 电动机类型的选择按工作要求和工作条件选用 Y 系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为 380V。3.2 选择电动机的容量工作机有效功率 P = ,根据任务书所给数据w10FVF=2050V，V=1.2 。则有：smP = = =2.46KWw2.5从电动机到工作机输送带之间的总效率为=154234式中 ， ， ， ， 分别为联轴器，轴承，齿轮传动，2卷筒和 V 带传动效率。据1表 9.1 知=0.99， =0.98， =0.97， =0.96， =0.96，则有：12
5、345=0.99 96.097.08.24=0.792所以电动机所需的工作功率为： 792.04装置运动和动力参数计算P = = =3.11KWdw792.0463.3 确定电动机的转速按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比 i =840 和带的齿传动比 i =24。则系统的传动比范围带应为：i =i =（840） （24）=16200齿 带i工作机卷筒的转速为n = =wdv1063014.2.6min7r所以电动机转速的可选范围为n =i =（16200） 76dwminr=（121612160） inr符合这一范围的同步转速有 1500 和 3000 两种，但mirinr是综合考虑电动
6、机和传动装置的尺寸，质量和价格因素，决定选用同步转速为 1500 的电动机。inr据1表 15.1 和 15.2 可选择 Y112M4 电动机，其主要参数如表3.1 所示表 3.1 Y112M4 型电动机主要参数电动机型号额定功率/KW 满载转速（ ）minr额 定 转 速启 动 转 速 额 定 转 矩最 大 转 矩Y112M-4 4 1440 2.2 2.2电动机型号中心高/mm总长/mm 键/mmY112M-4 112 400 8 74.1 传动装置总传动比和分配各级传动比1）传动装置总传动比 i =95.1640wdnP =3.11KWdn =76wminri =18.95齿52）分配到
7、各级传动比 因为 i = 已知带传动比的合理范齿带 i围为 24。故取 i 则 i 在 840 的范围内故合适。2带 475.9齿分配减速器传动比，因为 i =i 其中 i 为齿轮高速级的传动齿 121比，i 为齿轮低速级的传动比。故可先取 i =3.64 则 i =2.62 24.2 传动装置的运动和动力参数计算电动机：转速：n =14400minr输入功率：P =P =3.11KWd输出转矩：T =9.55 0nPd=9.550166140.3=2.06 N4m1 轴：转速：n =1in0720ri带输入功率：P =P KW1 9.6.1350输入转矩：T =T i =2.06带 20=3
8、.96 N4m2 轴：转速：n =2in18.9764.30ri输入功率：P =P2 97.0.23=2.84KW输入转矩：T 13212iT64.39708.96.4=1.37 N5m3 轴：i =3.641i =2.626带传动设计转速：n min2376.819ri输入功率：P 97.084.2323 =2.69KW输入转矩：T 2323iT=1.37 6.9708.15=3.39 mN卷筒轴：转速：n inr376卷输入功率：P =P =2.69卷 129.08=2.61KW输入转矩：T 123T卷=3.39 9.085=3.29 N m表 4.1 各轴运动和动力参数轴 号 功率（ K
9、W）转矩（N ） 转速（ ）minr电机轴 3.11 2.06 41014401 轴 2.99 3.96 7202 轴 2.84 1.37 5197.83 轴 2.69 3.39 1076卷同轴 2.61 3.29 5765.1 确定计算功率 P ca据2表 8-7 查得工作情况系数 K =1.1。故有：AP =K PcaAW4.1.5.2 选择 V 带带型7据 P 和 n 有2 图 8-11 选用 A 带。ca5.3 确定带轮的基准直径 d 并验算带速1（1）初选小带轮的基准直径 d 有2表 8-6 和 8-8，取小带轮直径 d =90mm。（2）验算带速 v，有：v= 10649.3106
10、nd=6.87 sm因为 6.78 在 5 30 之间，故带速合适。sssm（3）计算大带轮基准直径 d 2d 180912带i5.4 确定 V 带的中心距 a 和基准长度 L d(1)据2式 8-20 初定中心距 a =400mm0(2)计算带所需的基准长度L 2a +0d021214)()(dd=2 （180+90）+.34)98(2=1244mm由2表 8-2 选带的基准长度 L =1250mmd（3）计算实际中心距a 214504200 dm435.5 验算小带轮上的包角 905.1673.)(18012ad5.6 计算带的根数 zd =90mm1d =180mm2L =1250mmd
11、a=403mm8齿轮设计（1）计算单根 V 带的额定功率 P r由 d 和 n 查2表 8-4a 得m90140minP =1.064KW据 n =1440 ，i=2 和 A 型带，查28-4b 得0minrP =0.17KW0查2表 8-5 得 K =0.97，K =0.93，于是：LP =(P + P ) K Kr0=（1.064+0.17 ） 0.97 0.93=1.11KW（2）计算 V 带根数 zz= = =3.96rcaPp1.4故取 4 根。5.7 计算单根 V 带的初拉力最小值（ F ）0min由2表 8-3 得 A 型带的单位长质量 q=0.1 。所以kg（F ） =5000
12、min2)5.2(qvzKPca=500 278.610.497.0=133N应使实际拉力 F 大于（F ）00min5.8 计算压轴力 F p压轴力的最小值为：（F ） =2 （F ） sin =2 4 133 0.99pminz0min2=1053N5.9 带轮设计（1）小带轮设计由 Y112M 电动机可知其轴伸直径为 d=28mm，故因小带轮与其装配，故小带轮的轴孔直径 d =28mm。有4P 表 14-18 可知062z=49小带轮结构为实心轮。（2）大带轮设计大带轮轴孔取 22mm，由4P 表 14-18 可知其结构为辐板式。626.1 速级齿轮设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及
13、模数1）按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动；2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用 7 级精度；（GB1009588）3）材料的选择。由2表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质）硬度为 280HBS，大齿轮的材料为 45 钢（调质）硬度为240HBS，两者硬度差为 40HBS；4）选小齿轮齿数为 Z =24，大齿轮齿数 Z 可由 Z =i1221得 Z =87.36，取 87；125）初选螺旋角 =14 。2.按齿面接触疲劳强度设计按公式：d t1231)(2HEdt ZuTK（1）确定公式中各数值1）试选 K =1.3。t2）由2图 10-30 选取区域系数 Z =2.433H3
14、）由3图 16.2-10 可得： =0.78， =0.8712则 =0.78+0.87=1.65。214）由2表 10-7 选取齿宽系数 =1。d5）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：T =3.96 N 。140m6）由2表 10-6 查的材料的弹性影响系数 Z =189.8MPE217）由2图 10-21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 =600MP；大齿轮的接触疲劳强度极限1limH10=550MP。2limH8）由2图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K =0.90；1HNK =0.95。2HN9）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1 ，安全系数 S=1，有0 = =0.
15、9 600=540MPH1SHN1lim = =0.95 550=522.5MP2K2li所以 = =H21H5.40=531.25MP(2) 计算1）计算小齿轮的分度圆直径 d ，由计算公式可得：t1d t1 234 )5.3892(6.5.1092=39.17mm2)计算圆周速度。v= =106ndt10672.94.3=1.48 sm3）计算齿宽 b 及模数。b= =1 39.17=39.17mmtd1m = =1.58mmnt1cosZth=2.25m =2.25 1.58=3.56mmntb/h= =11.0056.3794）计算纵向重合度 。11=0.318tan1Zd=0.318
16、 1 24 tan14 =1.9035）计算载荷系数 K。已知使用系数 K =1，据 v=1.57 ，7 级精度。由2 图Asm10-8 得 K =1.08，K =1.417。由2图 10-13 查得vHK =1.35，由 2图 10-3 查得 K =K =1.4F H故载荷系数：K=K K K KvAH=1 =2.14417.08.16)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：d =d =39.17 =46.25mm1t3t3.27）计算模数 m nm = = =1.86mmn1cosZd241cos5.63.按齿根弯曲疲劳强度设计按公式：m n321cosFSadYZYKT（1）确定计算参
17、数1）计算载荷系数。K=K K K K =1AVF35.1408.=2.042）根据纵向重合度 =1.903，由2图 10-28 查得螺角影响系数 Y =0.88。3）计算当量齿数。Z = = =26.291v3cos1423Z = =95.292v8733124）查取齿形系数由2表 10-5 查得 Y =2.592，Y =202161Fa2Fa5）查取应力校正系数由2表 10-5 查得 Y =1.596，Y =1.7771Sa2Sa6）由2图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极=500MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 =380MP1FE2FE7）由2图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数K
18、=0.85，K =0.88 1FN2FN8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，则有： = = =303.57Mp F1SFEN14.508 = = =238.86MP F2KFE2.39）计算大、小齿轮的 ，并加以比较FSaY= =0.01363 1FSaY57.30962= =0.01649 2FSa8.（2）设计计算m n 01649.65.14cos09.3032对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 m n n=1.5mm，已可满足弯曲疲劳强度，用接触疲劳强度算得分度圆直径 d =46.25mm 来计算应有的齿数。于
19、是由：1Z = = =29.91nmcos5.14cos26取 Z =30，则 Z =3.64 =109112i30m =1.5nZ 301Z 92134.几何尺寸计算（1）计算中心距a= cos2)(1nmZ14cos25.)093(=107.9mm圆整为 108mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccosamZn2)(1=arccos 085.93=14.45 因 值在允许范围内，故 等参数比用修正 （3）计算大，小齿轮的分度圆直径d 46.63mm14cos5.301nmZd =169.43mm.92n（4）计算齿轮宽度b= 46.63=46.63mm1d圆整后取 B =47mm，
20、B =52mm25. 大小齿轮各参数见下表高速级齿轮相关参数名称 符号 计算公式及说明法面模数 nmmn5.1端面模数 t ot .4cs法面压力角 nn20端面压力角 t ot 6.51star螺旋角 o4.齿顶高 ah mhna.a=108mm 45.1B m471B 5214齿根高 fhmchnaf 875.1)20(全齿高 f3.分度圆直径 1dzdo6.4cs12 95.02齿顶圆直径 1a mha312dd4.7.62齿根圆直径 1f ff 8512f mhff .3.92基圆直径 1bddotb40cs612 t.58.2中心距 amzaon97)3(4.1cs6.2 低速级齿轮
21、设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1）按选定的齿轮传动方案，选用圆柱斜齿轮；2）选用 7 级精度；（GB10095-88 ）3）材料的选择。由2表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质）硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为240HBS 二者的硬度差为 40HBS；4）初选小齿轮齿数为 Z =24，大齿轮 Z =2.6 =62.4，取32463；5）初选螺旋角 。142.按齿面接触疲劳强度设计d t322)(HEdt ZuTK（1）确定公式内各数值1）初选 K =1.3t2）由2图 10-30 选区域系数 Z =2.433H153）由3图 16.2-10 可取
22、： =0.78， =0.8634则 = =0.78+0.86=1.64434）由2表 10-7 选取齿宽系数 =1d5）计算小齿轮传递的转矩：T =226105.9nP= 8.1974.6=13.7 N mm406)由2表 10-6 查得材料的弹性影响系数 Z =189.8MPE217）由2图 10-21d 按齿面硬度得小齿轮齿面接触疲劳强度极限 =600MP，大齿轮的齿面接触疲劳强度极限3limH=551MP4li8）由2图 10-19 取接触疲劳寿命系数K =0.90，K =0.953HN4HN9）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%。安全系数 S=1，有 = =0.9 600H3SHN
23、3lim=540MP = =0.95 550H4KHN4lim=522.5MP所以 = =H243H25.0=531.25MP（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径 d 。由公式得t316d t3 24)5.31892(6107322）计算圆周速度V= =0623nt0.7.4.=0.632 sm3）计算齿宽 b 及模数b= =1 61.02=61.02mmtd3m = =2.47mmnt 241cos0.6cos3Zth=2.25m =2.25 2.47=5.56mmntb/h= =10.9756.0214)计算纵向重合度 =0.318 =0.318tan3Zd 14tan2=1.9035）计算
24、载荷系数 K已知使用系数 K =1，据 v=0.632 ，7 级精度。由Asm2图 10-8 得 K =1.02，K H=1.424 由2图 10-13 查得VK =1.38，由2表 10-13 查得 K =1.4.故动载F F系数K=K K K K =1 1.02 1.4 1.424AVH=2.036）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d =d =61.02 =70.79mm3tt3.1027）计算模数 mnm = =2.86n1cosZd173.按齿根弯曲疲劳强度设计由2式 10-17 可知mn321cosFaSdYZYKT（1）确定计算参数1）计算载荷系数K=K K K K =1 1
25、.02 1.4 1.38AVF=1.972）计算纵向重合度=1.903，由2图 10-28 查得螺旋角影响系数 Y=0.88.3）计算当量齿数Z = = =26.293Vcos1423Z = = =694V3634）查取齿形系数由2表 10-5 查得 Y =2.592，Y =2.2393Fa4Fa5）查取应力校正系数由2表 10-5 查得 Y =1.596，Y =1.7483Sa4Sa6）由2图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限3FE=380MP。47）由2图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数K =0.85，K =0.88.3FN4FN8）计算弯曲
26、疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4。则有： = = =303.57MPF3SFEN34.1508 = =238.86MPF4KFE4.189）计算大小齿轮的 ，并加以比较FSaY0136.57.30923FSa.8.44FSaY（2）设计计算mn322501639.64.1cos07.91可取 m =2mm，又由于两级中心距相等，所以由 Zn和 a= 以及算得的 a=108mm 联立346.2Zcos2)(43nm解得 Z =29，Z =76344.几何尺寸计算（1）按圆整后的数值修正螺旋角=arccos =cos2)(43nm9.02)76(=13.53因 值相差不多，故参数 等不用
27、修正（2）计算大小齿轮的分度圆直径d = = =59.7mm3cosnmZ53.129d = =156.3mm4.76n（3）计算齿轮宽度b= =1 59.7=59.7mm1d圆整后取 B =60mm，B =65mm435.大小齿轮各相关参数见下表低速级大小齿轮各相关参数名称 符号 计算公式及说明m =2mmnZ 293Z 76453.1B m603B 5419轴类零件的设计法面模数 nmmn2端面模数 t ot 06.531cs法面压力角 nn端面压力角 t ot .2star螺旋角 o53.1齿顶高 ahmhna2齿根高 f cf .)0(全齿高 fa54分度圆直径 3dzdon7.931
28、cs234 m6.4齿顶圆直径 3adhda7.32.5934 1604齿根圆直径 3f mff 34fdhdff 3524基圆直径 3b otb9.60cs7.34 mdt41254中心距 aa.7.1 I 轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩由前面算得 P =2.99KW，n =720 ，11minrT =2.06 N1402.求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为d =46.63mm120而 F = = =884Nt12dT63.40F =F =884 =332Nrcostan45.1cs2tanF =F tan =884 =228Natt3.初步确定轴的最小直径现初步估算
29、轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理据2表 15-3，取 A =118，于是得：0d =A =19mmmin03031729.P因为轴上应开 2 个键槽，所以轴径应增大 5%-7%故d=20.33mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取 d=22mm，查4P 表 14-16 知带轮宽 B=56.4mm 故此段轴min620长取 55mm。4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，选用2图 15-1 的装配方案I II III IV V VI VII VIII（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）I-II 段是与带轮连接的其 d =22mm，l =55
30、mm。II2）II-III 段用于安装轴承端盖，轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴的结构设计而定） 。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与 I-II 段右端的距离为 30mm。故取 l =50mm，因其右端I面需制出一轴肩故取 d =29mm。I3）初选轴承，因为有轴向力和径向力故选用圆锥滚子轴承， md2ind =22mmIl =55mmIl =50mmId =29mmId =35mmIVl =51mmI21参照工作要求并据 d =29mm，由轴承目录里初选I30207 号其尺寸为 d =35mmBD72mm 18.25mm 故 d =35mm。又右边套筒长取IV3
31、2.75mm 所以 l =18.25=32.75=51mmI4）取安装齿轮段轴径为 d =40mm，齿轮左端与左轴承VI之间用套筒定位，已知齿轮宽度为 52mm 为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取l 48mm。齿轮右边 V-VI 段为轴肩定位，轴肩高VIh 0.07d，故取 h=4mm 则此处 d =48mm。宽度VIb 1.4h 取 l =10mmVI5）VI-VII 段右边为轴承用轴肩定位，因为轴承仍选用圆锥滚子 30207 所以 d =35mm，所以此处轴肩高VIh 0.07d 取 h=5mm 故 d =45mm 轴肩宽度 b 1.4h，I 取 l =8mm，l =2
32、2mmVIVI（3）轴上零件的周向定位齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d 由5P 表 4-1 查得平键截面 bI53 78h键槽用键槽铣刀加工长为 45mm。同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为 ，同样齿轮与轴的连接用平键 12 齿67nH36轮与轴之间的配合为 轴承与轴之间的周向定位是67n用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考2表 15-2 取轴端倒角为 2 .个轴肩处圆觉角45见图。5.求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图d =48mmVIl =10mmId =45mmVIl =8mm
33、Id =35mVIml =22mVIm22面面从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C是轴的危险截面。现将计算出的截面 C 处的 M ，MHV和 M 的值如下：F =440N F =444N F =208N F =124N1NH2NH1NV2NVM =27720N M =13104NmmM =7788N2VM = =30661N12213047M = =28793N28mT =2.06 N146.按弯扭合成应力校核轴的强度=5.2MPca23进行校核时，通常只校核危险截面的强度，则根据2式 15-5 及上面的数据，取 =0.6，轴的计算应力WTMca2321)(= =5.2MP3224
34、0.)6(6前面选用轴的材料为 45 钢，调制处理，由2表 15-1查得 =60Mp， ，故安全。11ca7.2 III 轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩由前面算得 P =2.69KW，n =76 ，33minrT =3.39 N35102.求作用在齿轮上的力已知低速级小齿轮的分度圆直径为d =156.3mm3而 F = = =4338Nt32T.15609F =F =4338 =1625Nrcostan3.cos2tanF =F tan =4338 =1044Nat51t3.初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理据2表 15-3，取 A =11
35、2，于是得：0d =A =36.8mmmin033769.21P显然最小直径处安装联轴器，为使所选轴直径 d 与联轴器I的孔径相适应。故同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩T =K 查2表 14-1 取 K =1.3.则：ca3AAT mN407139.5md8.36ind =45mmIl =82mmId =45mmIl =50mmId =50mmIVl =41.7I5mmd =66mmVI24按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查5P 表 8-79可选用 LX3 型弹性柱销联轴器。其公称转矩为1250000N 。半联轴器孔径 d=40mm，故取 d =40mm 半m I联轴器长度 L=11
36、2，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L =84mm14.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，选用2图 15-8 的装配方案I II III IV V VI VII VIII（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为满足半联轴器的轴向定位，I-II 右端需制出一轴肩故 II-III 段的直径 d =45mm；左端用轴端挡圈定位I取轴端挡圈直径 D=46mm。半联轴器与轴配合的毂孔长为 84mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故 I-II 段长度应比 L 略短一些，现取1l =82mm.I2）II-III 段是固定轴承的轴承端盖取其宽度为 20mm。据d =45m
37、m 可取 l =50mm。 II3）初选轴承，因为有轴向力和径向力故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并据 d =45mm，由轴承目录里初选I30210 号其尺寸为 d =50mmBD90mm 21.75mm 故 d =50mm。又右边套筒长取 20mmIV所以 l =20+21.75=41.75mm.IV4）取安装齿轮段轴径为 d =54mm，已知齿轮宽为 65mmVI取 l =63mm。齿轮右边 V-VI 段为轴肩定位，轴肩高VIl =10mmVId =60mmVIl =8mmIl =21.VI75mmd =50mVIm25h 0.07d，故取 h=6mm 则此处 d =66mm。宽度VIb
38、1.4h 取 l =10mmVI5）VI-VII 段右边为轴承用轴肩定位，因为轴承仍选用圆锥滚子 30210 所以 d =50mm，所以此处轴肩高VIh 0.07d 取 h=5mm 故 d =60mm 轴肩宽度 b 1.4h，I 取 l =8mm，l =21.75mmVIVI（3）轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按 d由5P 表 4-1 查得平键截面 b 键槽用I53 812h键槽铣刀加工长为 63mm。选择半联轴器与轴之间的配合为 ，同样齿轮与轴的连接用平键 16 齿轮与67kH0轴之间的配合为 轴承与轴之间的周向定位是用过n渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差
39、为 m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考2表 15-2 取轴端倒角为 2 .个轴肩处圆觉角45见图。5.求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图 7.2.1从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C是轴的危险截面。现将计算出的截面 C 处的 M ，MHV和 M 的值如下：F =2199N F =2139N F =260N F =1365N1NH2NH1NV2NVM =156680N M =99986NmmM =18397N2VM = =185865N122986560M = =157756N2137mT =3.39 N15图 7.2.1d =29.2mmmin26面面6
40、.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，则根据2式 15-5 及上面的数据，取 =0.6，轴的计算应力WTMca2321)(= =17.5MP32254.0)906(8前面选用轴的材料为 45 钢，调制处理，由2表 15-1查得 =60Mp， ，故安全。11ca7.3 II 轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩由前面算得 P =2.84KW，n =197.8 ，11minrT =1.37 N1502.求作用在齿轮上的力已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为l =51mmIl =45mmId =50mmId =50mmIVl =58mmId =48mmVI27d =169
41、.43mm d =59.3mm12而 F = = =1617N1tT43.691075F =F =884 =608N1rcostan5.1cs2tanF =F tan =884 =417N1at4t同理可解得：F =4621N，F =1730N，F =1112N2t2r2a3.初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理据2表 15-3，取 A =112，于是得：0d =A =27.2mmmin03328.1974P因为轴上应开 2 个键槽，所以轴径应增大 5%-7%故d =29.2mm，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为in轴承上同时承受轴向力和径向力
42、，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作条件可选 30206 其尺寸为：d =30TD故 d =30mm 右端用套筒与齿轮定位，套筒长25.176I度取 33.75mm 所以 l =51mm I4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，转配示意图如下I II III IV V VI（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）I-II 段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为 47mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取 l =45mm，d =50mm。II282）III-IV 段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得 l =80mm，d =5
43、0mm。 IVIV3）IV-V 段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为 60mm可取 l =58mm，d =48mmVIVI4）V-VI 段为轴承同样选用单列圆锥滚子轴承 30206，左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为 24.5mm 则 l VI=24.5+17.25=41.75mm d =30mm VI（3）轴上零件的周向定位两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按 d 由5IP 表 4-1 查得平 b53 4091Lh按 d 得平键截面 b =14 其与轴的配VI 5合均为 。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合67nH实现的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考2
44、表 15-2 取轴端倒角为 2 .个轴肩处圆觉角45见图。5.求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图 7.3.1从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C是轴的危险截面。现将计算出的截面 C 处的 M ，MHV和 M 的值如下：F =2355N F =3883N F =1438N F =900N1NH2NH1NV2NVM =274779N M =63675NmmM =-2266.6N2VM = =282060N1226375749M = =274788N2 ).(mT =2.06 N140m图 7.3.129轴承的寿命计算面面6.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，则根据2式 15-5 及上面的数据，取 =0.6，轴的计算应力WTMca2321)(= =26.6MP32248.0)1706(前面选用轴的材料为 45 钢，调制处理，由2表 15-1查得 =60Mp， ，故安全。11ca8.1 I 轴上的轴承寿命计算预期寿命： hLh7205382 已知 min/,1rNFa
