机械设计课程设计链板式.

1、广州大学教务处制指导教师教研室主任、设计题目：链板式运输机传动装置1 电动机；2、4联轴器；3圆锥-圆柱斜齿轮减速器;5开式齿轮传动；6输送链的小链轮、原始数据及工作要求组 别链条有效拉 力F（ N）链条速 度V（ m/s）链节 距P（mm）小链轮齿 数 乙i开寿命（年）1100000.338.101736102100000.3550.80193610 13120000.463.502136104110000.3538.102136105110000.450.80193610 :6120000.4550.80213610每日两班制工作，传动不逆转，有中等冲击，链速允许误差为土5%三、 设计工作

2、量设计说明书1份；减速器装配图，零号图1张；零件工作图 2张（箱体或箱盖，1号图；中间轴或大齿轮，1号或2号图）。四、参考文献1.机械设计教材2 机械设计课程设计指导书3 机械设计课程设计图册 4.机械零件手册5.其他相关书籍671、设计要求32、电动机的选择 33、计算传动装置的运动和动力参数 34、传动件的设计计算 54.1圆锥直齿齿轮设计 54.2圆柱斜齿轮设计 64.3开式齿轮 145、轴的设计计算 185.1输入轴设计185.2中间轴设计 245.3输出轴设计 316、 滚动轴承的选择及计算 386.1输入轴滚动轴承计算 386.2中间轴滚动轴承计算 396.3输出轴滚动轴承计算 4

3、07、键联接的选择及校核计算 418联轴器的选择 429、润滑与密封 4310、设计小结 43参考文献 441、设计要求设计一用于链板式运输机传动装置， 其为圆锥-圆柱斜齿齿轮减速器。链条 有效拉力F=12000N,链速V=0.4m/s,链节距为63.50mm 小链轮齿数z=21，i开 为36,寿命10年，每日两班制工作，传动不逆转，有中等冲击，链速允许误 差为一 5%2、电动机的选择2.1选择电动机的类型：由于该装置设计是对恒功率负载特性的机械，所以选择丫系列的三相异步动机。2.2选择电动机功率2.2.1电动机工作效率查机械设计课程设计手册表1-7，取n 1=0.99 （联轴器），n 2=0

4、.96 （单级锥齿轮），3=0.99 （单级圆柱齿轮），4=0.94 （开齿轮）,5=0.97 （滚子链），6 =0.98 （滚动轴承）46=0.802.2.2电动机输出功率wFv1000 w,11000 7.35,kwkw 二 5kw1000 汉 0.802.2.3电动机额定功率查机械设计课程设计手册表 12-1，可选择Y系列电动机型号:方 案电动机型 号额定 功率（kw）电动机转速（r/mi n）电动机尺寸启动/最 大转矩同步、卄 +、， 满载1Y132S-45.51000960475X280X3152.22Y132M2-65.515001440515X280X3152.0两方案均可行，但

5、方案2传动比适中，电动机启动转矩与最大转矩都较大，过载能力也强，因此采用方案2,选定电动机的型号为 Y132M2-6.3、传动装置总体设计3.1计算总传动比及分配各级传动比由链条速度話可得:链轮的转速：n60 1000/=60 1000 .35r/min=26.54r/min zp21 38.1传动装置的总传动比应为：i 二 n =54.86%分配各级传动比，选择齿数A.锥齿轮传动比、齿数的确定因为是圆锥圆柱齿轮减速器，为使大圆锥齿轮尺寸不致过大，应使高速因为采取油润滑，为了保证两级传动的大齿轮浸油深度相近时i厂3.5L 4.2，取3.8由于选择闭式传动，小齿轮齿数在 20-40之间，为了保证

6、不使同一对轮齿固定 啮合，小齿轮齿数尽量为奇数，选小圆锥齿轮齿数 乙=21，则z2 = z i25，取=25为了不发生脱链，Z6不宜过大，又因为链接数通常为偶数，因此Z6最好是奇数,由链轮齿数优先序列选择Zg =87i2化3.521C.圆柱齿轮传动比、齿数的确定圆柱齿轮减速器传动比=4.6选小圆柱齿轮齿数 乙=23， z2 =106齿数比氏=4.63）各轴转速（轴号见图）ni 二 nm =1440r / minn11440n2-377.953r/mi nui3.81n1440rt-78.316r / minu1 u23.81 4.826屮=n =34.349r / mini4）各轴输入功率 按

7、电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即P1 =Ped1 =5.445 kwP2=Ped125=5.175kwP Ped12523 =4.969kwP Ped=4.676kw5）各轴转矩P13Ti =9550 =36.111 103N mm niP23T2 =9550130.760 10 N mmn2P33T3=9550605.929 103N mmn3P 43T4 =95501300.061 10 N mmn4项目轴1轴2轴3轴4转速(r/mi n 率(kw)5.445.124.964.77转矩(N*m)36.11130.7605.91330传动比113.13.99

8、效率13.84.63.54、传动零件的设计计算4.1直齿锥齿轮设计4.1. 1.设计参数及选定齿轮的精度等级、材料及齿数直齿锥齿轮传动是以大端参数为标准值的，对轴交角二=90的直齿锥齿轮传动，其齿数比U、锥距R、分度圆直径d1、d2、平均分度圆直径dm1、dm2、1 ）圆锥-圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用 7级精度2 ）材料选择 由机械设计（第八版）表10-1选择 小齿轮材料为40Cr （调质）硬度为240HBS 大齿轮材料为45钢（调质），硬度为210HBS 二者硬度相差30HBS3 ）选小选小齿轮齿数为Z21,大齿轮齿数为Z2=Zih =21 3.8 = 804.1.2按齿面

9、按齿面接触疲劳强度设计r1-0.5 r 2u（1）确定公式内各计算数值1 ）通常取 R =0.250.35，最常用的值为 8 =1/3=0.33 2）试选载荷系数匕=1.83）计算小齿轮传递的转距P5 44=9550=9550N mm =36110 N mmn114404） 由机械设计（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa1/25） .由机械设计（第八版）图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限二Hlim讦600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限二刊说= 550MPa6）.计算应力循环次数N1 =60n2jLH =60 1440 12 8 300 10 =5.045

10、8 109N25.04581093= 1.68 1097）.由机械设计（第八版）图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn1 =0.8,Khn2 =0.928 ）.计算接触疲劳许用应力取失效率为1%安全系数S=1，故Lh 1 二也皿=528MPa “ 】2SK HN2 Iim2S二 506MPa许用切应力528 5062MPa =517MPa（2）设计计算=2.92 3189.81 ）.试算小齿轮分度圆直径dt1 ,由计算公式得31.8x36.11x100.331 -0.5 0.33 2 3.8=61.46m m2）计算圆周速度兀 d1t n1v =60 1000二 61.46 1440,m/s

11、= 4.63 ms60 10003）.计算载荷系数根据v =5.69m/s，7级精度，由机械设计（第八版）图 10-8查得动载荷系数kv =1.2 ;由机械设计（第八版）表10-3，查得Kh.,二Kf：.=1;由机械设计（第八版）表10-2，查得K a =1;根据大轮和小轮一个两端支承一个悬臂，由机械设计（第八版）表10-9，查得Kh be =1.25，故Kh，Kf，1.5Kh be =1.5 1.25 =1.875接触强度载荷系数 K =KaKvKh：Kh2 = 2.634）.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径2.63dd1tJ =61.46況 3imm = 69.70mm1.85）.计

12、算模数mnmn虫3mmz121=3.32mm由机械原理（第七版）表 10-6，取模数m,=3.254.1.3. 按齿根弯曲疲劳强度设计4K丫：，R 1-0.5 R 2Z12 u21 l;r f 11）.确定弯曲强度载荷系数K 二KaKvKf：Kf： =2.632) .计算当量齿数Z _ Zi _ 21 _21 641 一一 0 97COS玄乙 100ZV2326.53cos 20.2453）.查取齿形系数和应力校正系由机械设计（第八版）表10-5查得Yf：.i =2.76, Yf：2 =2.24,Ys：.1 =1.56, Y1.754）.由机械设计（第八版）图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强

13、度极限；FE1 =500MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限C FE2 = 380MPa5）.由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1 =0.85,KFn2 =0.886）.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得-FKFN1- FE10.85 5001.4= 303.57MPaK FN 2 J FE2S0.88 3801.4二 238.86MPa丫F : Ys：7）.计算大小齿轮的匕并加以比较Yf ：1Ys： 12.76 1.595303.57= 0.01418= 0.01645Yf ：2Y 22.24 1.75-F 2238.86大齿轮的数值较大8 ）设计计算4K

14、 T1m _ 3222丫林（1-0.5输）Z1 Ju +1 hFYf：Ys、34 2.43 36.11 100.01645 m m0.331 -0.5 0.33 2 212. 3.82 1二 2.50m m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=2.75mm已可满足弯曲强度。由虫=鑿=25m 2.75Zi贝U Z2 = uZ, =2.75 25 =809）.计算齿轮相关系数d1 =mz =2.75汉25 = 80 d2 = mz2 =2.75 80 =220d = arccos . U = 151u21、2 = 90 -、j = 75RP z

15、2 1 =8023.82 12=135.07mm4.2圆柱斜齿轮设计4.2.1选定齿轮的精度等级、材料及齿数1 ）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度2）材料选择 由机械设计（第八版）表10-1选择 小齿轮材料为40Cr （调质） 硬度为240HBS 大齿轮材料为45钢（调质），硬度为210HBS 二者硬度相差30HBS3 ）选小齿轮齿数为 乙=23,大齿轮齿数 乙=23 4.6 = 1064）选取螺旋角。初选螺旋角1 =14。4.2.2.按齿面接触疲劳强度设计% =3如1.u+1 ZhZd :（1）.公式内各计算值1）.试选 Kt =1.62).由机械设计(第八版)3).由机械设计

16、(第八版)图 10-30选取区域系数Zh=2.433图 10-26 查得=0.78, ； 一2 =0.86，则:二；：2 =1.644) .小齿轮传递转距595.5 10 P2595510 xN mm = 130760N mm4805) .由机械设计(第八版)10-7选取齿宽系数爲6) .由机械设计(第八版)10-6查得材料的弹性影响系数1/2Ze =189.8MPa7).由机械设计(第八版)10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限；5im1 = 600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限 tm2 = 550MPa8) .应力循环次数N“ =60n3jLH =60 480 12 8 365 10A

17、1.68 1099N2=/2.51 1089) .由机械设计(第八版)图10-19查得接触疲劳寿命系数K hn1 = 0.92, K hn2 = 0.9810).计算接触疲劳许用应力取失效率为1%安全系数S=1，故tH K Khn1im1 =552MPaSKHN 2 Iim2S= 539MPa故，许用接触应力为IJ2H 2(2) .设计计算1) .试算小齿轮分度圆直径dt1545.5MPad1t3 2 1.6 1.30 1055.6 1V 15644.622.433189.8 :I、545.5 丿mm= 60.34mm2）.计算圆周速度二 dit门360 1000二 60.34 377.85m

18、 s = i.2m s60 10003) .计算齿宽b及模数gtb = dd1t =1 59.74 = 59.74mmmntd1tcos:59.74 cos1423mm = 2.52mmh =2.25mnt =2.25 2.52 = 5.74mmbg 鬻 “0.414.2.3. 按齿根弯曲强度设计mn_32KTY,s2YSa6（1）.确定计算参数.计算载荷系数K = KaKvKf-.Kf，1.1 1.1 1.04 1.34 = 1.62.根据纵向重合度=1.829 , 从图10-28查得螺旋角影响系数Y =0.88.计算当量齿数ZV1ZV2乙cos3 :乙cos3 :23cos314106co

19、s314-25.17= 116.48.查取齿形系数和应力校正系数由机械设计（第八版）表10-5查得Yf -1 = 2.69, YF ：.2 = 2.18,Ys：.1 = 1.575, Y1.77由机械设计（第八版）图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；丁FE1= 500MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限 6e2 = 380MPa由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN 1 = .89, K FN2二 0.937 ) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得-十右二葺严品仰吩I J Kfn疔fe 0.93380 =238.86MPa1.48).计算大、小齿轮的晋并

20、加以比较生1迤1Lf 12.69 1.575310.71= 0.01379土 2邑 2 = 2.14 1.83X 2241.57-0.01646大齿轮的数值大。(2) .设计计算mn一3 2 2血 1.30 105 .88 曲14 0.01646mm = 1.87mm1 232 1.64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=2.5m m已可满足弯曲强度。由d1cos :z1 :=26mn则 z2 工 uz1 ： 1204.2.4. 几何尺寸计算1) .计算中心距乙 Z2 mn2cos:26 1202.52 cos14二 188.144m

21、m将中心距圆整为158mm2) 按圆整后的中心距修正螺旋角询ccosl2a(26+1202.5二 arccos2X88.144-13 52因B值改变不多，故:,K ：,ZH等值不必修正3 ).计算大、小齿轮的分度圆直径dr =Zim_n = 66.48mm cosPd2 =n = 309.27mmcosP4 ).计算齿轮宽度b= ddr =1 66.48 = 66.48mm圆整后取B! =70mm , B2 =65mm4.3开式齿轮4.3.1选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数1）按传动方案，选用开式直齿圆柱齿轮传动2）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用 8级精度3）材料选择 由

22、表10-1选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为210HBS， 二者材料硬度差为30HBS4）选小齿轮齿数为Z = 25，大齿轮齿数 乙二21 3.5二884.4.2按齿面接触疲劳强度设计% _2.32KtT1 u -1d u（1）.确定公式内各计算数值1）.试选载荷系数kt =1.32）.小齿轮传递转距95.5 05巳T33=547400Nmm3）.由机械设计（第八版）表10-7选取齿宽系数爲二14）.由机械设计（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数1/2ZE =189.8MPa5）.由机械设计（第八版）图10-21d查得小齿轮的接触疲

23、劳强度极限屮皿2 =550MPaHlim广600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限6) .计算应力循环次数. 8N1 =60n4jLH =60 82.38 12 8 365 1 0 = 2.89 1 08N2= 8.25 1072.89 1047）.由机械设计（第八版）图10-19查得接触疲劳寿命系数K hni = 0.96, K hn2 - 0.998）.计算接触疲劳许用应力取失效率为1%,安全系数S=1，故HN1lim10.96 6001=576MPaI._H .HN匹=0.99 5 5 05 4 4jMPa2S（2）计算1）.试算小齿轮分度圆直径dt1,代入J h 1中较小的值d1t2.

24、323 13547400 14.5x. x3.51898 =109.49mm5602）.计算圆周速度兀 d1tn4兀09.4A82.32 ；小 vm s = 0.47 m s60 1000 60 10005）.计算载荷系数K由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数Ka =1根据v=0.455m/s, 7级精度，由机械设计（第八版）图 10-8查 得动载荷系数Kv =1.01,由机械设计（第八版）表10-4查得KhI =1.323,由机械设计（第八版）图10-13查得=1.28 表10-3查得 Kf：.二心：=1故载荷系数K 二 KaKvKh：Kh，1 1 . 0 11 1.3 23.3 36

25、6）.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径a =d1t3 K -109.49 3 1.336 =110.49mm.Kt 1.37）.计算模数md1110.49m4.42mmz125433按齿根弯曲强度设计m0zi2FT 丿(1) .确定公式内的个各算数值1) 由机械设计(第八版)图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度 极限二fe1 =500MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限；fe2 = 380MPa2) .由机械设计(第八版)图10-18查得弯曲疲劳寿命系数K FN1 = 0.96,K fN2 = 0.983) .计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,故-F 1KFN1 匚 FE1

26、S0.96 5001.4= 342.86MPaKFN2 匚 FE2S380 0.981.4= 266MPa4) .计算载荷系数KK = KAKVKK =1 1 . 0 11 1.281.2935) .查取齿形系数和应力校正系数由机械设计(第八版)表10-5查得Yf 厂 2.62,Yf ：2 =2.20,丫$ .1 =1.56,Ys1.776) .计算大、小齿轮的丫迤 并加以比较Hf丫丫S：1fcF2.62 1.56342.86= 0.01219准迤 2 = 2.20 1.77f 266= 0.0 1 4 6 4大齿轮的数值大。(2) .设计计算2 1.293 5474001 汉 2520.01

27、464mm 二 3.21mm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=3.5m m已可满足弯曲强度。由diZi :m110.494= 27.6，取 z=28434几何尺寸计算(1) .计算分度圆直径dj = mzj = 3.5 28 二 98mmd2 = mz2 = 4 98 = 343mm(2) .计算中心距d1 d2298 3432=220mm（3）.计算齿轮宽度b=dc!=1 11049=11C49nm圆整后取 B1 =115mm， B2=110mm5. 轴的设计计算5.1输入轴（如上图d轴）上的功率 P1、转速n2和转矩P2=RX

28、n 3=7.5 X 0.99=7.43kwT2 =9550 卫2 =9550 空3 n m = 49.28N mn21440 = n2 =1440r / min5.2求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的分度圆直径为=d1-0.5 r）二 m乙（1 一0.5 0.33）=69 （1 0.33 0.5）=59.692T12 汇 36110Ft1N -1210Ndm170.14Fr = Ft tan: cos、1=1418 tan 20cos16 01= 418NF-.二 Fttan ： sin=1418 tan 20 sin 16 01 = 122 N圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如

29、图所示5.13 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45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取A=112，得dmin =代3?5445 = 17.9mm,输入轴的 V 1440最小直径为安装联轴器的直径d12，为了使所选的轴直径d12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a =KaTi，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变 化很小，故取Ka“.3，则Tea 二 KaT2 =1.3 49.28 N m=64.064N查机械设计课程设计手册选LX2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为560N m， 半联轴器的孔径di =20mm，故取=20

30、mm，半联轴器长度L = 52mm，半 联轴器与轴配合的毂孔长度为 38mm5.1.4. 轴的结构设计（1）.拟定轴上零件的装配方案如下（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 2-3 段的直径d2a =27mm2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥 滚子轴承，参照工作要求并根据d2； =27mm，由机械设计课程设计手册初 步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承303006,其尺寸为d D T = 30mm 72mm 20.75mm， d3 = d5_ = 30mm,而 l3 =

31、21mm。这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计查得30310型轴承的定位轴肩高度h = 3.5mm，因此取d4直=37mm3）取安装齿轮处的轴段6-7的直径dQJ = 25mm ；为使套筒可靠地压紧轴承，5-6段应略短于轴承宽度，故取15上=19mm。4）轴承端盖的总宽度为20mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离1 =30mm，故取12 _3 =50mm5）锥齿轮轮毂宽度为45mm为使套筒端面可靠地压紧齿轮取l6_7 = 60mm6）由于 Lb ： 2La，故取 |4J = 50mm（3）.轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用

32、平键连接，按d6-7由表6-1查得平键截面8mm故安全。5.1.5. 精确校核轴的疲劳强度（1）.判断危险截面截面5右侧受应力最大（2）.截面5右侧抗弯截面系数333W=0.1d =0.1 302700mm抗扭截面系数33Wt =0.2d = 5400mm截面5右侧弯矩M为M 二 25101 N * mm截面5上的扭矩T1为T2 = 36110N *mm截面上的弯曲应力M 25101 b9.30MPaW 5400截面上的扭转切应力T,36110.t6.69MPaWt5400轴的材料为 45钢，调质处理。由机械设计（第八版）表15-1查得c640Mpa _i =275Mpa, . _i =155

33、Mpa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数:b及按机械设计（第八版）附表3-2查取。因-2 0.07，d 3.0D =37 =1.23，经插值后查得d 30:-b =2.25, t 66又由机械设计（第八版）附图3-1可得轴的材料敏感系数为0.82, q . = 0.85故有效应力集中系数为k .：；二1 qfb _1）二1.86k 1 q （ t _1） = 1.56由机械设计（第八版）附图3-2查得尺寸系数 二=0.72，由机械设计（第八版）附图3-3查得扭转尺寸系数；=0.85轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为一二 0.92轴未经表面强化处理，即 7二1，则综合系数为K厂 *

34、 J -“2.57ecr HcrkT 1K1=1.83又取碳钢的特性系数二=0.1,= 0.05计算安全系数a值275=1151m 2.547 5.29 0.1 0S =k.m155=24.64 6.696.691.510.052 2Sc：SS= 10.50 S =1.5故可知安全。5.2中间轴设计5.2.1、求中间轴上的功率、转速n2和转矩P2 =5.175kw=378.95r / minU1T2 =9550二=129030N mm n25.2.2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆直径dr = m = 2.5 26 二 65mm2T1229.03心03Ft113970 Ndm170t

35、an。ntan 20Fr1 二 Ft1n = 39701489.65Ncos Pcos14F = Ft1 tan 1 =3970 tan 14 =1000.55N已知圆锥齿轮的平均分度圆直径为dm2 二 d2(1 -0.5 r)二 mz2(1 -0.5 0.33) = 228.60mmFt22T22 129.03 103dm2228.60-1007NFr2 = Ft2 tan： cos、2 =74NF-.2 二 Ft2 tan- sin 2 = 358.81 N523.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40cr （调质），根据 机械设计（第八版）表 15-3，取 A。=

36、108，得 dmin2轴的最小直径显然是安装滚动轴承的直径dy和d5_65.2.4.轴的结构设计（1）.拟定轴上零件的装配方案如下（2）.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，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据二d5（ 26mm，由机械设计课程设计初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306,其尺寸为d D T = 30mm 70mm 20.75mm， d12 =d5=30mm,.2）由h0.07=2.1mm，取得h=mm ,取安装齿轮处的轴段d2=d4=35mm;锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位， 已知锥齿轮毂长

37、 L=71mm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l2； =69mm，齿轮的右端面采用轴间定位，轴间高度h 0.07d，故取h = 4mm， 则轴环处的直径为d3/=45mm。3）已知圆柱斜齿轮齿宽B 70mm，为使套筒端面可靠地压紧端面，此轴应略 短于轮毂长，故取14=69mm。4 ）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取h, =45mm，13一4 =15.mm，I5a =46mm。（3）.轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d2由表6-1查得平键截面b =10mmX8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴

38、的配合为巴；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按d4/由表6-1查得平键截面b h =10mm 8mm，键槽用键槽 铣刀加工，长为56mm同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮 轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴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m6。（4）.确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 45525.求轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力FFnhi =1402NFnv1 = 270NFnh 2 =1974NFnV2 = 1084N弯矩MM H1 =120N mmM 吃=420N mmM V1 = 24.48N *mmM V2 =62.25N mmM V3 = 1

39、53N mmM V4 =89.1N *mm总弯矩jMmax = Jm H12 +M V22 =122.47N *mm扭矩TT =141.86N *m5.2.6. 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:一 0.6，轴的计算应力caW=38.64MPa前已选定轴的材料为 40cr （调质），由机械设计（第八版）表15-1查得 -70MPa,二caJ,故安全。527，精确校核轴的疲劳强度精确校核轴的疲劳强度（1）.判断危险截面截面5右侧受应力最大（2）.截面5右侧抗弯截面系数W=0.1d0.1 30 2700mm3抗扭截面系数WT =0.2d3 =

40、 5400mm3截面5右侧弯矩M为M = 98582N *mm截面5上的扭矩T3为T3 = 138740N mm截面上的弯曲应力M 95852W 5400= 18.26MPa截面上的扭转切应力T2 138745.14MPaWT2700轴的材料为 45钢，调质处理。由机械设计（第八版）表15-1查得匚b =735MPa卢斗= 355MPa, .1_-20（MPa.。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数:b及- 按附表3-2查取。因八20 =0067 , f5，67，经插值后查得_：ib 二 2.00,. t-1.32又由附图3-1可得轴的材料敏感系数为q；- 0.82, q . = 0.85故

41、有效应力集中系数为k 二=1 q；匚 b _1) =1 0.82 (1.9 _1) =1.74k 1 q ( t -1) =1 0.85 (1.46 -1) =1.39由附图3-2查得尺寸系数.；. -0.71，由附图3-3查得扭转尺寸系数；.=0.87 轴按磨削加工，由机械设计(第八版)附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理,，则综合系数为K；，丄-仁2.53 备 Hcrkr 1K广-1.70又取碳钢的特性系数.厂0.1,：=0.05计算安全系数a值s；：=35517.68Jm 2.53 18.260.1 0S =k. m200=14 315 145 145.39 注 0.05 514

42、2 2SYSc22=6.77 S =1.5故可知安全。(3) .截面5左侧抗弯截面系数333W=0.1d =0.1 35 = 4287.5mm抗扭截面系数33Wt =0.2d = 8575mm截面5左侧弯矩M为M = 98582N *mm截面5上的扭矩T3为T3 = 138740N *mm截面上的弯曲应力M _ 95852W 一 136740= 18.26 MPa轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计(第八版)表15-1查得匚b =733MPa=355MPa,200MPa.。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数:b及按附表3-2查取。因匚=更= 0.067，D二西=1.67，经插值d 30d

43、 30后查得:b =2.00, t =1.32又由附图3-1可得轴的材料敏感系数为q；- 0.82, q . = 0.85故有效应力集中系数为k；=1 q；,tb _1) =1 0.82 (1.9 _1) =1.74 =1 q ( T -1) =1 0.85 (1.46 -1) =1.39由机械设计(第八版)附图3-2查得尺寸系数.；. -0.71，由机械设计(第八版)附图3-3查得扭转尺寸系数；=0.87轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为- . = 0.92轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取碳钢的特性系数计算安全系数$a值k 1区+丄-1 = 22 B备 Hc

44、rK *1,1.8厂二 0.1,二 0.05355= 8.842.2 18.26 0.1 0200-13.3716.1716.671.80.05 -scS ,.S-s；= 7.37 S =1.52故可知安全。5.3输出轴设计5.3.1、 求输入轴上的功率P4、转速n4和转矩T45.3.2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆直径为d2 = mz2 = 3 110 = 330mm而Fti2T42 641.27 103d2 222二3886NA 干鶯=1458-1NF 一 = Ft tan ：二 968N圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图所示5.3.3. 初步确定轴的最小直径先初步估

45、算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第 八版）表15-3，取A。=112，得dmin二Ao3 5.01 = 46mm，输出轴的最小直径 74.6为安装联轴器的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故 需同时选取连轴器型号。联轴器的计算转矩a =KaT4，查表14-1，由于转矩变化很小，故取 Ka.3， 则Tea = KaT4 =1.3 913.14N m=1187.1N m查机械设计课程设计选 LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 1250N m，半联轴器的孔径d48mm，故取=48mm，半联轴器长度L = 112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为

46、84mm5.34轴的结构设计（1）.拟定轴上零件的装配方案如下（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 2-3段的直径d2 = 55mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径D二56mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L, =84mm ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故取1-2段的长度应比Li略短些，现取li/ =82mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥 滚子轴承，参照工作要求并根据d2； = 55m m，由机械设计课程设计初步选 取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚

47、子轴承30312，其尺寸为 d D T = 60mm 130mm 33.5mm， d3 = d7卫=60mm,而 13鼻=33.5mm。3）左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计手册查得30311 型轴承的定位轴肩高度h =5mm，因此取d4_s =70mm，齿轮右端和右轴承之 间采用套筒定位，已知锥齿轮齿宽为 85mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮， 此轴段应略短于轮毂宽度故取16二=64mm,d6_7 = 50m m。齿轮的左端采用轴肩 定位，轴肩高度h 0.07d，故取h =5mm，贝峙由环处的直径为d5=74mm。 轴环宽度b _1.4h，故取15上=8mm4）轴承端盖的总宽度

48、为20mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑 油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距 丨二30mm ,故取1250mm5）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取 l474.5mm,l7 60mm。（3）.轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位采用平键连接，按d6_由机械设计（第八版）H7 ；m6 表6-1查得平键截面b h = 20mm 12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 56mm同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为同样半联轴器与轴连接，选用平键14mm 9mm 70mm半联轴器与轴的配合为匚；滚动轴承与轴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k6。（4）.确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 45535.求轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力FFnh i = 1408NFnv 1 = 794NFnh2 =2162NFnv2 =1874N弯矩MMh =212.63N mMV1 = 28.74N mMV2 = 108.64N *m总弯矩/22MM H +MV1 = 214.46N *m/22M2=pMH