机械设计减速器设计47963

1、设计题冃圆锥圆柱齿轮减速器设计任务书传动方案的拟订及说明电动机的选择目录计算传动装置的运动和动力参数传动件的设计计算轴的设计计算16滚动轴承的选择及计算38键联接的选择及校核计算42联轴器的选择43减速器附件的选择44润滑与密封44设计小结44参考资料目录45结果设计计算及说明一、设计任务书1. 设计题目：链式运输机传动装置铸造车间用链式运输机。改运输机由电动机经圆锥圆柱齿伦减速器、链传动传至运输链板以将落砂后的热铸件送至清理工部。工作平稳，不逆转。运输链速度允许误差为5%o双班制工作。2. 传动简图3.数据已知运输链曳引力f=11.5kn,运输链速度v=0.36m/s,运输链链轮齿数z=9,

2、运输链节距p=70mm,工作年限为5年。二、传动方案的拟订及说明计算链轮输出转速hh = 34.29r/min60xl000v60x1000x0.36 八 znw = 34.29r / minp9x70选用同步转速为1440r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动 比约为42。根据总传动比数值，可拟定以下传动方案:1）电动机类空和结构空式按工作要求和工作条件，选用一般用途的y系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2）电动机容量（1）链式运输机的输出功率卩力11500x0.36pco =二二=4a4kw10001000（2）电动机输出功率pdpd7传动装置的总效率7 = 71-723久5

3、人4式中/、/为从电动机至运输链轮的各传动机构和轴承的效率。由机械设计课程设计表2-10查得:弹性柱销联轴器0=0.99； 8级 精度一般圆锥齿轮传动（油润滑，含轴承）"2=0.96； 8级精度一般闘 柱齿伦传动（油润滑，含轴承）7/3 =0.97；礒子链（正常润滑）二0.96；套杯效率7/5=0.99；则7 = 0.857 = 0.99 x 0.96 x 0.97 x 0.96 x 0.99 a4 = 0.8501p</ = 4.87bv,>4.14. f故pd =487hv0.8501电动机额定功率pm由机械设计课程设计表2-8选取电动机额定功率ped = 5.5kw

4、03) 电动机的转速推算电动机转速可选范围，由机械设计课程设计表2-1查得圆锥齿伦传动比范围围川=24,单级圆柱齿轮传动比范围力'=36,链轮传动常用传动比范n = 2-4,则电动机转速可选范围为：nd' = n(oxzi'xz*2'x1 = 931.2 5587.2r/min初选同步转速分别为10()()i7min和15()()r/min的两种电动机进行比较，如下表：方案电动机型 号额定 功率(kw )电动机转 速(r/min)电动机尺寸启动/最大转矩同步满载1y132s-45. 51000960475x280x3152.22y132m2-65.5150014

5、40515x280x3152.0传动装置的传动比总传动比链轮传 动二级减速器27. 99213.9941.99220. 997两方案均可行，但方案1传动比适中，电动机尺寸小，且电动机启动转矩与最大转矩都较人，过载能力也强，因此采川方案1,选定电动机的型号为y132s-44)电动机的技术数据和外形，安装尺寸iii机械设计课程设计20-8查得主要数据，并记录备用。1)传动装置总传动比竺42n® 34.2857rimi = 422)分配各级传动比，选择齿数z； =3.8$ = 21e =80比=3.81a. 锥齿轮传动比、齿数的确定因为是圆锥圆柱齿伦减速器，为使人圆锥齿伦尺寸不致过人，应使

6、高速级岡锥齿轮传动比/；<3 4,因为釆取汕润滑，为了保证两级传动的人齿轮浸汕深度相近时a =3.5 4.2,取 z, =3.8由于选择闭式传动，小齿伦齿数在2()4()之间，为了保证不使同一对伦 齿固定喷合，小齿轮齿数尽量为奇数，选小闘锥齿轮齿数石=21,则 召二 z| x /| - 80齿数比坷=3.81b. 链轮传动比、齿数的确定根据机械设计(第八版)，为了减少动载荷，z5>25,取z5=25 为了不发生脱链，乞不宜过大，又因为链接数通常为偶数，因此乙最 好是奇数，山链轮齿数优先序列选择心=57迸詈2.28c. 圆林齿轮传动比、齿数的确定関柱齿轮减速器传动比12 = = 4.

7、8476/, x/；3.8x2.28选小圆柱齿轮齿数$ = 23 , 4 = x/2«lll齿数比陶=4.826d. 校核实际传动比实际传动比力=4.84765 = 234=111u2 =4.826z= 41.9224i = % x u2 x i = 41.9224校核运输连论的转速谋差作链轮的实际转速n1440n n人仏=_- =1.85% <5%3）各轴转速（轴号见图一）n = nm = 1440r / minn 1440=377.953厂/mini/,3.81符合要求n = 1440r / minn2 =力.953r / minn3 =78.316" minh4

8、 = 34.349厂 / min旳上214403.81x4.826=78.316r/minh4 = = 34.349厂 / min4）各轴输入功率转速误差按电动机额定功率pm计算各轴输入功率，即p = ped x a = 5.445kwpi = pe(l x x 2 x = 5.175bvp3 = ped x a x “2 x 752 x tj3 = 4.969kwpa = ped x = 4.676rw5) 各轴转矩t = 9550 = 3611x1o37v< mm n72 = 9550= 130.760 x 10? n mmp.门=9550 = 605.929 xlo3/v>

9、mm “3pa.pi=5.445bvpi 5 175bvp3 = 4.969mpa = 4.616kw八=36 .lllxlon加加?2 = 130.760 xlo3* mmt 3 = 605.929 x 10、n mm?4 = 1300.061 xlo3* mmta = 9550 = 1300.061 x 10 n mm h4项目轴1轴2轴3轴4轴5转速 (r/min)96096031077.677.6功率 (kw)3. 363. 293. 163. 022. 98转矩 (x*m)33. 4332. 7397. 35371.66366. 74传动比113. 13. 991效率10.9780.

10、 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 = 5.445rw,小齿伦转速1440r/min,齿数比屿=3.81,由电动机驱动，工作寿命5年，两班制，工作平稳，不反转选定齿轮精度等级、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，故选用8级精度（gb10095-88）3 = 21z2 = 802）材料选择由机械设计（笫八版）表10-1选择小齿轮、大齿轮材 料均为（调质，表而淬火），齿而硬度为4855hrc。3）z = 21, z2 = 801、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k. = ,52

11、）计算小齿伦的转矩= 3611 in mm3）选齿宽系数加=°33（/）r 0.334）由机械设计（第八版）图10-21d按齿面硬度查得小齿轮、人齿轮的接触疲劳强度极限（th lim i = （th lim 2 = 1 iqqmpci5）由机械设计（笫八版）表10-6查得材料的弹性影响系数ze = 189.8mp«a0.56）计算应力循环次数7vi = 6o/ilyl/, = 60x1440x1x(5x365x16) = 2.52x10 a9n2 =2.52x10 人 9181 = 6.63xl0a87） iii机械设计（笫八版）图i0j9取接触疲劳寿命系数khn = 0.

12、89, khni = 0.938）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=l,得(th(th（2）计算1)2)3)khnct h lim 1 c cc /cci = 0.89 x 600 = 919 mpaskhn2(th lim 2 ace .小2 = 0.93 x 550 = 1023mms试算小齿伦分度圆肓径”，代入中较小的值du >2.923 (kt卸2“1.5x36111=292* 979)a 2(133(10.5x0.33)八2x3.81 = 3&59”计算圆周速度v7rdtm 38.59x1440 小“,v = 2.42m / s60x100060x100

13、0计算载荷系数根据v = 2a2m/s, 8级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得(th iim i = 600mpa(jh iim 2 = 550mpaze = 189.8a/p6/a0.5i = 2.52xl()a92 = 6.63x10a8ei = 979mpg "2 = 1023mpqdt> 3&59mmv = 2.42m / sio动载系数kr = l.22直齿轮 kha = k = 1.4由机械设计（第八版）表102查得使用系数ka = 根据人齿伦两端支撑，小齿伦作悬臂布置，5机械设计（第八版）表得轴承系数k = 1.98,贝ijk = 1.67k =

14、3.38接触强度载荷系数k = kakkhukhp = 3.384）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得di権= 3&59x 弃| = 5057 讪di = 50.57加加5）计算模数md 50.57m =zi 21=2amrnm = 2.5mm取标准值加=2.5mm6）计算齿轮相关参数d i = mz = 2.5 x 21 = 52.5 di = mz2 = 2.5 x80 = 200mmarccos vwa2+l=arccos3,81v3.81a2 + 1= 14.71°& = 90。一 6 = 75.29。r = d&"2 + l2= 5

15、2.5x丁3.81八2 + 12=75.99mmdi = 52.5 d 2 = 200mm 6 = 14.71。& = 75.29。r = 75.99/w/t?b = 40mm圆整取 b2 = 35mm , b = 40mmbi = 35/777777）圆整并确定齿宽b = qrr = 0.33x103.4 = 34.46/im2)计算当量齿数a： =2.852、校核齿根弯11|疲劳强度1）确左弯#1强度载荷系数k = kakksk卜卩= 1x1.22x1.4x1.67 = 2.85213)由机械设计（笫八版）表10-5查得齿形系数31=21.713=315.05zvi = = 21.

16、71cos si cos 14.71 °zv2 = = 315.05cos cos 75.29°yrcn = 2.72 yra. = 2.06应力校匸系数灯= 1.57 k = l974）由机械设计（第八版）图20-20c s得小齿伦、大齿轮的弯曲疲劳强度 极限（tfe = （7fe2 = 500mpa5）由机械设计（笫八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数险汕=0.88kfn2 = 0.906）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数s = l4,得-1kfn(jfe 0.88x5006 i = 314.29mpa<tf. = 314.29a/pa6 = 321.43

17、mpgl s1.4 nk/n26迟2 0.90x500 r1.4er/- 2 = 321 a3mpa7）校核弯曲强度iktyraysa（j 卜、=根据弯曲强度条件公式 加八2（1 - 0.5加）a 2z(jf =2ktymys“伤加a 2(1 0.500八2乙2x2.85x36111x2.72x1.57 40x 2.5 a 2 x (1 - 0.5 x 0.33)a 2 x 21= 240132mpd 牡6(jfi =2ktyf“ysa2/?2ma2(l-0.5)a2z22x2.85x36111x2.06x1,9735 x 2.5 a 2 x (1 - 0.5 x 0.33)a 2 x 80=

18、 68a5mpa(tf= 240mpci<<77'ictf2 = 68.45mp。满足弯曲强度，所选参数合适。圆柱斜齿轮设计已知输入功率p3 = 5.175rw,小齿伦转速377.953r/min,齿数比u2 =4.826,由电动机驱动，工作寿命5年，两班制，工作平稳，不逆转。1、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川减速器，速度不高，故选卅8级精度（gb10095-88）2）材料选择由机械设计（笫八版）表10-1选择大小齿轮材料均为40cr 钢（调质，表面淬火），齿面硕度4&55hrc。zi = 233）选小齿轮齿数却=23,大齿轮齿数z2=ll

19、l4）选取螺旋角。初选螺旋角“ =14°3、按齿mi接触强度设计由设计计算公式进行试算，即kt = .6（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数k = 1.62）计算小齿轮的转矩t3 = l 30760/v mm3）选齿宽系数机二'4）由机械设计（第八版）图1030选取区域系数z2.4335）由机械设计（第八版）图10-26查得血= 0.767,加= 0.90,则£a £ar eai 1.667 6）由机械设计（第八版）表10-6杳得材料的弹性影响系数ze = 1898mp"0.57）计算应力循环次数1 = 60mj£/, = 60

20、x377.953xlx(lx5x365xl6) = 6.62xl0a9n2 =6.62x10"_4.826-= 1.37x10 人 87vi = 6.62xl0a9“2 = 1.37x1088）由机械设计（第八版）图10-2id按齿而硬度杳得小齿轮.人齿轮的接触疲劳强度极限"iim 1 = cxh iim 2 = 11 oompa9）由机械设计（第八版）图10-19取接触疲劳寿命系数khn = 0.93, khni = 0.9710）计算接触疲芳许川应力取失效概率为1 %，女全系数s=l,得khnqh lim 1小小小.小小-ear ri = 0.93 xll00 = 10

21、23mp。san2= khn6 皿 2 二 097 x1100 = 1067 mpam = hi + m. = 1023+i067 =1045"i = 1023mpa cth2 = 1061 mpacr n = i045 mpa1）试算小齿轮分度圆直径d”，由计算公式得（2）计算dt > 38.97mm严 l6xl30760x 整（2.433x189.8= 38.97v 1x1.6674.82610452）计算圆周速度vtrdunz兀 x3&97x377.953v 60x100060x1000= 0.77/?/53）计算齿宽b及模数曲b = 0 d ” = 1 x 38

22、.97 = 3&91mmd i/ cos fi 3&97 x cos 14°1 mm = 1 .mmmzi23h = 2.25 mm = 2.25 x 1.64 = 3.69mmb _ 38.97h 3.69= 10.56v = 0.11m/ sb = 38.97/wm mm = 1.64mm h = 3.69mmb- = 10.56 h4）计算纵向重合度戲£fi = o.318/zi tan /7 = 0.318xlx23xtanl4° = 1.8245）计算载荷系数根据v = 0.77m/s, 8级精度,由机械设计（第八版）图108查得动载系数

23、 k = 1.03由机械设计（第八版）表10-3查得kha = kla = la由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数ka = 1.25由机械设计（第八版）表10-13查得kr = 1.405由机械设计（第八版）表104查得k砂= 1.495k =3.02接触强度载荷系数 k = kkuakup = 1x1.03x1.4x1.495 = 3.026）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆肓径，得3 02=38,97x.47.33di =47.33加舁7) 计算模数加”dicos0 47.33xcos 14°mn = 1 .yjmmz123取 mn - 2mm8）儿何尺寸计算（1） 计

24、算中心距mn = 2mm（z1 + z2）加2 cos 0(23 + 111)x22 x cos 14°=138.10mma = 138.1o/m?7（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角q（zi + z2）mn（23 + 111）x2 1/1op = arccos= arccos= 14°2a2x1380因0值改变不多，故参数弘、zh等不必修正（3）计算大小齿轮的分度圆直径zmin 23x2d = = := 47.41也加cos/? cos 14°仝匕= 1112 = 228.80 泅1 =47.41 znm2 = 228.80mm（4）计算齿轮宽度dicosp c

25、os 14°b =(/)dd i = 1 x 47.41 = 47.4 mm圆整后取bi = 48m/nb = 54mm3、校核齿根弯曲疲劳强度1)确定弯曲强度载荷系数k = kkkfgkfp = 1x1.03x1.4x1.405 = 2.031 = 54mm2 = 48/77/77=2.032)根据重合度切=1824,由机械设计（第八版）图10-28 s得螺旋角影响系数 y = 0.863)计算当量齿数z123-(cos0)八 3 - (cos 14。)人 3 25,17111= 25.17= 121.51z2(cos y?)a 3(cos14°)a3-121,514)由

26、机械设让（第八版）表10-5查得齿形系数yfo. = 2.62 yfu2 = 2as应力校忙系数灯= 1.59 人2 = 1.796）由机械设计（第八版）图20-20c杳得小齿伦人齿伦的弯曲疲劳强度极限(jfe = (7fe2 - 5q0mpa 6）由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数= °-88kfz 0.927）计算弯illi疲劳许用应力取弯iii疲劳安全系数s = l4,得旦注込型= 314.2碍ls1.4-ikfnicfei0.92 x 50()z-71升2 二=328.57mpgls1.48）校核弯曲强度2kty0（cos0）八 2ymysa （jf =根据弯

27、曲强度条件公式0dz a 2£atnn a 3问进行校核2k7y0(cos0)人 2”必(7f =0dzl a isamn a 32 x 2.03 x 130760 x0.88x (cos 14°) a2x2.62xl.59lx23a2xl.667x2a3= 259.72mpt7<crri升=314.28加ctf2 = 328.51 mpam = 259.72mpg2k7y0(cos0)人 2沧烁(7f =0dz2八2&j血人32x2.03xl30760x0.88x(cosl4°)a2x2.18xl.79,n<jf 0.44mpa<ot2

28、=1 oaampa <(jf21x111 人 2x1667x2 人 3l 满足弯曲强度，所逸参数合适。六、轴的设计计算输入轴设计1、求输入轴上的功率片、转速q和转矩7；占=5a45kw na = 144（）厂 / min t = 3611 in mm2、求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为e = 1618nfr = 570nfa = 50ndm = d 1(1 05如)=加/zi(l o.50r) = 2.5x 21x (1 0.5 x 0.33) = 44.625mm厂 2t,36.111xl0a3x2 1oxzfz=l = 1618ndnn44.625fr = ft

29、tan a cos 5i = 1618 x tan 20° x cos 14.71° = 570n岡周力e、径向力斤及轴向力凡的方向如图二所示图二f(l = f/*tan(7*sini = 1618xtan 20° x sin 14.710 = 1503、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小肓径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第4is 445八版）表153 取ao = 112f得dmin = a（）m = 17.45mm,输入轴的最 v 1440d min = 1 la5mm小直径为安装联轴器的直径小2,为了使所选的轴直径di2与联轴器的孔径相适

30、应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩= kat2,查机械设计（第八版）表14-1,由于转矩变化很小，故取丛=1.3,则tea = 46944n mm d i - 2 = 2qmm厶_2 = 38/nmtea = kat 2 = 1.3x36111 = 46944w mm查机械设计课程设计表6-8,选hl1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 160000“加加，半联轴器的孔径di = 20mmf故取d-2 = 20mm f半联轴器 长度厶=52mm ,半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm04、轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案（见图三）图三di-3 = 21mm3-4 = 5-6=3

31、0 mm】3-4 = 20.75mmd 4 一 5 = 31mm6_7 = 25mm/s-6 = 9mm11-3 = 50mm/g-7 =/4-5 = 50mm（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轴段右端盂制出一轴肩，故取2-3段的 直径d2_3 = 27 mm2）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2-3 = 27mm,由机械设计课程设计表512 中初步选取0棊本游隙组，标准精度级的单列鬪锥滚了轴承30306,其尺寸 为 j x dxt = 30mm x72mmx 20.15mmj3-4 =

32、 j5-6 = 3qmm ,而【3-4 = 20 j 5 mmo这对轴承均采用轴启进行轴向定位，由机械设计课程设计表5-12查得30306型轴承的定位轴肩高度h = 3.5mm ,因此取d4-5 = 31mm3）取安装齿轮处的轴段67的直径6-7 = 25mm .为使挡油环町靠地压紧轴承,5-6段应略短于轴承宽度，故取/5-6 = 19mmo4）轴承端盖的总宽度为20mmo根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑汕的要求，求得端盖外端而与半联轴器右端而间的距离1 = 30mm ,故取z2-3 = 50/nm5）iii机械设计手册锥齿轮轮毂宽度为1.2x6/6_7=30mm,为使套筒端而可靠地压紧

33、齿轮取/6-7 =07） /4-5 = 50mm（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d6"由机械设计（第八版）表61 查得平键截而bxh = smmxlmm f键槽用键槽锥刀加工，长为20mm,同时为证齿轮与轴配合有良好的对屮性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为k6:滚动轴承少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k6o（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ii垂直面v支反力ffnh、= 534.5nfm = 39.43nfm2 = 1681.5nevv2 = 78.477v弯矩mmh = 6&56n 加mv

34、i = 6.222v mmvi = 13.28n m总弯矩m =68.56 a2 + 6.22 a2= 68.84n m扭矩tt2 = 36.111n加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° =轴的计算应力处="2 + 如“2 = '52 + (0.6x36'x2 =(t(a = 26.63mp。o.lxo.o3a3前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得cr-i = 60mpa,cea < cr-i故女全。(tea < ct-16、精确校核轴的疲劳强度（1） 判

35、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 =0.1 da3 = 0.1x30 人 3 = 2700加加八 3w =2700/71/7?a 3抗扭截血系数wt= 0.26/a3 =0.2 x 30 八 3 = 5400mm a 3wt -=5400m/n a 3截面5右侧弯矩m为m 二=68560?/ mmm 二二 68560n mm截而5上的扭矩卩2为3611 n mm3611 n mm截而上的弯1111丿应力m68560 小6 =-25.39mpa(jb =：25.39mpa2700截面上的扭转切应力tt =二" = 6.69 mpatt =6.69mpavvr

36、5400轴的材料为45 钢,调质处理。由表 15-1 杳得a/i = 640mpa,a -=275mpa,r-i = 155mpa0截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数a”及s按机械设计（笫八版）r2 0d 37二 -0.067_ -l233附表32查取。因30，“30,经插值后查得a(j =：1.93 心= 1.55乂由机械设计（第八版）附图32可得轴的材料敏感系数为q(y -0.82,中=0.85故有效应力集中系数为爲=1 + qg 1) = 1 + 0.82 x (1.93 1) = 1.76kr = 1 + qr(ar -1) = 1 + 0.85 x (1.55 -1) = 1.4

37、7由机械设计（第八版）附图3-2的尺寸系数 = °71,扭转尺寸系数& = 0-87。轴按磨削加工，由机械设计（笫八版）附图3-4得表面质量系数为0<7 =0.92轴耒经表面强化处理，即w则综合系数为1.76o5t唸亠2.571.47087心= 2.57k1.78计算安金系数sw值w = o.l® = 0.05sbk act a +(p(jo mt- 2.57x25.39 + 0.1x0 155krta + (prtm6.696.691.78x+ 0.05x-2 2sasr4.21x25.32俯异2 + s"2苗.21 人 2 + 25.32 人 2

38、275st =25.324.20 » 5=1.5s4.21sr = 25.32sea = 4.20 » s = 1.5又取碳钢的特性系数(p(y = 0.1, (pt = 0.05故口j知安全。中间轴设计1、求中间轴上的功率笃、转速斤2和转矩人只=5175rw 弘=3力.953/7min 7； = 130760n加加2、求作川在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径d = mi z = 2.06 x23 = 47.38/?imd = 47.38mm2x13076047.38=55207v几=几叱= 5520x空竺= 2070ncos0cos 14°fax = fnt

39、an (3 = 5520x tanl4° = 13767v已知圆锥直齿轮的平均分度圆半径dmi = d 2(1 o.50q = 0.5/?) = 2.5 x 80x(1 0.5x0.33) = 61mm27；2x130760ft2 = = 15667vcl.ni 167fr2 = fti tan a cos s2 = 1566 x tan 20° x cos 75.29° = 1502vfaz = f/atanasin 82 = 1566 x tan 20° x sin 75.29° = 570/v圆周力几、几，径向力几、几及轴向力几、凡2的方

40、向如图四所示fn = 5520/vfn = 2070w= 13762vdmi = 167 mmf/2 = 1566/vfra = 150/vf«2 = 570/vmi图四3、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4（）g （调质），根据机械设计（第八版）表g取心叭得的皿蕊 = 25中间轴d min = 25.84znm最小直径显然是安装滚动轴承的直径丛- 2和必一 64、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见下图图五）（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d

41、-2 = d5_625.84加加，由机械设计课程设 计表5-12中初步选取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dxdxt = 30/nmx72/n/z?x20.75/nm , d-i = ds-6 = 30m/? cd5-6 = 30 mm这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计课程设计表5-12查得 d-230306型轴承的定位轴肩高度力=35加加,因此取挡油环直径37mm o2）取安装齿轮的轴段di-3 = d4-5 = 35mmf锥齿轮左端与左轴承之间采用挡汕坏定位，查机械设计手册知锥齿轮轮毂长l = （l-1.2）xt/2_3=38/mn ,j4-5 = 3

42、5mm为了使套筒端面町靠地压紧端而，此轴段应略短于伦毂长，故取3 = 35mm ,6/2-3齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度力°°7d,故取h = 4mm ,则轴环处的3）已知圆柱肓齿轮齿宽bi = 54mm,为了使套筒端面町靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取/4-5 = 51m/no4）取办_2 = 30mm,/3-4 = is-6 = 30mm。（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接,按"j由机械设计（第八版）表6-1查得平键截而bxh = 0mmxsmm f键槽用键槽铳刀加工，长为28mm,同时h7为保证齿轮与轴配合有良好的对小性，故选择齿

43、轮轮毂与轴的配合为加6；圆柱齿轮的周向定位釆用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键oi x/2 = 10/mnx8mm，键槽用键槽铳刀加工，长为40nmi,同时为h7保证齿轮与轴配合冇良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为加6 .滚动轴承与轴的周向定位是山过渡配合來保证的，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2x45。5、求轴上的载荷d 3 - 4 = 43mm/4-5 = 5 mmzi-2 = 30mm【3-4 = 10mm厶-6 = 30mm载荷水平面h垂直面v支反力ffaw. = 1785/vfnv = 335nfnh2 = 223nfw2 =

44、 1345n弯矩mmh = 133n mmh2 = 1677v /?mw = 20.69n 加mv2 = 52.75n 加mvy = 40.8 in 加mva = 92.59n m总弯矩m max = a/4 = v167a2 + 92.59a2=1 90.95/v m扭矩t7； =130.7606、按弯扭介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，取轴的计算应力_ _八 2 + (处)八 2 _ j190.95 八 2 + (0.6 x 130.760)八 2(7 ca =wo.lxo.o35a3= 4sa5mpa前已选定轴的材料为40c（调质），由机械设

45、计（第八版）表15-1査得cr-i = lqmpa,ac（l <cr-i故安全7、梢确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面5左右侧受应力最大(2)截面5右侧抗弯截面系数w=0.1 人3 = 0.1x30 人 3 = 2700加加人 3抗扭截而系数w/ = 0.2d a3 = 0.2x30a3 = 5400mm a3aca = 4sa5mpaw = 21q0mm a 3wt = 5400mm a 3截面5右侧弯矩m为m =967892 mmm = 96189n mm截面5上的扭矩7；为门=130760n mm丁3 = 130760n mm截面上的弯曲应力m96789(th =:w二=35

46、.s5mpa2700(7b = 35.85mp。截而上的扭转切应力ti1307601tr =二=24.2mpa5400tt = 24.2m pa轴的材料为40g,调质处理。山表15-1查得6 = 735mpqq 1 = 355mp/ r-i = 200mpa截而上由于轴肩而形成的理论m力集屮系数血及处按机械设计（第八版）r 2.0 八八d 35 t=0.067=l. 167附表32杳取。因d 30, d 30,经插值后查得aa = .90, ar = l .47又由机械设计（第八版）附图3-2可得轴的材料敏感系数为" = 0.82, “ = 0.85故有效应力集屮系数为爲二 i +

47、如（血-l） = l + 0.82x（l.90-l） = l.74r = l + r（6zr-1） = 14-0.85x（1.47-1） = 1.40111机械设计（第八版）附图3-2的尺寸系数弘= 0.71,扭转尺寸系数& = 0.87o轴按磨削加工,由机械设计（第八版）附图34得表面质量系数为/?<7 = /?r = 0.92轴未经表而强化处理，即w 则综合系数为ka = - + -1 £(70<7kr= + 1 sr 0r罟需±2.54k a = 2.54kl70乂取合金钢的特性系数计算安全系数s“值cf-1+-1=l7°(pa 0.,(

48、pr = 0.05q)a = 0.1,0 = 0.05355sa = 3.89kacja + (flactm 2.54 x 35 85 十 0 1 x 0st ="=?22= 9.23km + 061.74x+ 0.05x2 23.89x9.23sbs r, z 3.58 >5 = 1.5js 异 2 + s/2v3.89a2 + 9.23a2故可知安全。(3)截面5左侧抗弯截而系数w=0.1ja3 = 0.1x35a3 = 4287.5加加 a 3抗扭截血系数ivr = 0.2d a3 = 0.2x35a3 = 8575mm a 3截面5左侧弯矩m为sa = 3.89s9.23= 3.58>sw = 4287.5/7im a 3wt = 8575/nm a 3截面5上的扭矩卩2为t2 = 130760/v mm八=1307607v mm截血上的弯曲应力m96789(jb =二w二=22" mpa4287.56 = 22" mpa截而上