机械设计课程设计玻璃瓶印花机构及传动装置

1、机械设计课程设计设计计算说明书设计题目：玻璃瓶印花机构及传动装置设计者: 学 号: 专业班级:指导教师：柴晓艳完成日期：2013年6月6日天津理工大学机械工程学院目录一 课程设计的任务 2二电动机的选择 4三 传动装置的总传动比和分配各级传动比 5四传动装置的运动和动力参数的计算6五 传动零件的设计计算 8六轴的设计、校核 19七滚动轴承的选择和计算 29八 键的选择和计算 30九联轴器的选择 30十 润滑和密封的选择 30十一箱体结构的设计 31十二设计总结34十三参考资料 355课程设计的任务1设计目的：课程设计是机械设计课程重要的教学环节，是培养学生机械设计能力的技 术基础课。课程设计的

2、主要目的是：(1) 通过课程设计使学生综合运用机械设计课程及有关先修课程的知识，起到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的作用，树立正确的设计 思想。(2) 通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，使学生 掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。(3) 提高学生的有关设计能力，如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计 (CAD)能力等，使学生熟悉设计资料(手册、图册等)的使用，掌握经验估算等机 械设计的基本技能。2设计题目：执行机构方案设计、传动装置总体设计及机构运动简图已经在机械原理课 程设计中完成(详见机械原理课程设计资料，在此略)，现将对传动装

3、置进行具 体设计。机械设计部分课程设计是在机械原理课程设计完成之后设计题目的延续和 深入。执行机构方案设计、传动装置总体设计及机构运动简图已经在机械原理课 程设计中完成，机械设计部分课程设计的任务是对其传动装置进行具体设计。设计题目：玻璃瓶印花机构及传动装置1、原始数据：分配轴转速n(r/min)50分配轴输入功率P (kw)1.1玻璃瓶单程移距(mm)115印花图章上下移距(mm):52:定位压块左右移距(mm)25说明：(1) 工作条件：2班制，工作环境良好，有轻微振动；(2) 使用期限十年，大修期三年；(3) 生产批量：小批量生产(<20台)；(4) 带传动比i=2.53.5 ;(

4、5) 采用丫型电动机驱动；(6) 分配轴：与减速器输出轴相连接(各执行机构的输入轴)2、设计任务1）总体设计计算（1）选择电机型号计算所需电机功率，确定电机转速，选定电机型号；（2）计算传动装置的运动、动力参数；a. 确定总传动比i，分配各级传动比；b. 计算各轴转速n转矩T；c. 传动零件设计计算；d. 校核中间轴的强度、轴承寿命、键强度；2 ）绘制减速器装配图（草图和正式图各一张）；3 ）绘制零件工作图：减速器中大齿轮和中间轴零件工作图；（注：当中间轴为齿轮轴时，可仅绘一张中间轴零件工作图即可）4 ）编写设计计算说明书。3、传动装置部分简图IV【轴II轴Q-?|ii|iII. IjlFS6

5、 71曰动机 2T带传动 3二级圆柱齿轮减速器 4圆柱齿耗5圆柱齿轮 a圆柱齿轮?圆柱齿轮 8联轴器 9分配轴（IV轴）二、电动机的选择1电动机类型的选择 按已知工作要求和条件选用 Y 系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步 电动机。2 确定电动机输出功率 Pd电动机所需的输出功率 Pd Pw /其中： Pw 工作机分配轴的输入功率- 由电动机至分配轴的传动总效率 工作机的分配轴输入功率： PW 1.1Kw总效率 a42带 轴承 齿轮 联查表可得：带 =0.96 ， 轴承 =0.99 ， 齿轮 =0.98 ， 联轴器 =0.99 ，4 2 4 2轴承 齿轮 联 =0.96 0.99 0.98

6、 0.99=0.877电动机所需的功率： Pd Pw / a 1.1/ 0.877 1.254Kw 3确定电动机转速工作机转速 nwnw 50（r / min）确定电动机转速可选范围 :V带传动常用传动比范围为i带34，双级圆柱齿轮传动比范围为i减1420，则电动机转速可选范围为n带=i带i减 nw（3 4）（14 20） nw（42 80） nw（42 80） 502100 4000r /min其中：i总i带i减=（34） （1420）42 80i减 减速器传动比符合这一转速范围的同步转速为 3000r /min ，根据容量和转速，由有关手 册查出适用的电动机型号。4. 确定电动机型号根据所

7、需效率、转速，由机械设计手册 或指导书选定电动机： Y90S-2型号（丫系列）数据如下 :额定功率 P ：1.5Kw （ 额定功率应大于计算功率 ）满载转速：nm 2840r/min （ nm 电动机满载转速）同步转速： 3000r / min电动机轴径 : 24mm 三、传动装置的总传动比和分配各级传动比 1传动装置的总传动比i总二nm/nw 2840 / 5056.82分配各级传动比 根据机械设计课程设计选取，对于三角 v 带传动，为避免大带轮直径过 大，取 i123；则减速器的总传动比为i减=总/356.8/318.93对于两级圆柱斜齿轮减速器 ,按两个大齿轮具有相近的浸油深度分配传 动

8、比，取 ig 1.3id21 减 ig id 1龙 18.932id218.93/1.314.56id 3.82ig 1.3id 4.97注： ig 高速级齿轮传动比；id 低速级齿轮传动比。6四、传动装置的运动和动力参数的计算1计算各轴的转速I轴（高速级小齿轮轴）mnm / i带=2840 / 3 946.67 r / minII轴（中间轴）nnnz / ig =946.67 /4.97 190.48r / min川轴（低速级大齿轮轴）n皿nn / id =190.48 / 3.82 50 r / minW轴（与川轴通过联轴器相连的轴）nw n皿50r / min2计算各轴的输入功率和输出功

9、率I轴：输入功率PIPd 带=1.254 0.96=1.204kw输出功率PI1.204轴承 =1.2040.99=1.192kwI轴：输入功率PI1.192齿轮 =1.1920.98=1.168kw输出功率PI1.168轴承 =1.1680.99=1.156kw川轴输入功率Pm1.156齿轮=1.1560.98=1.133kw输出功率Pm1.133轴承=1.1330.99=1.122kwW轴输入功率Pzv1.122联轴器 =1.122 0.99=1.111kw输出功率PIV1.111轴承=1.1110.99=1.100kw3. 计算各轴的输入转矩和输出转矩电动机的输出转矩Td9.55 106

10、Pd / nm9.551061.254/284034.217103N mmI轴：输入转矩TI69.55106PI /nI9.551061.204/ 946.6712.146 103N mm输出转矩TI69.55106PI /nI9.551061.192/ 946.67312.025 103N mm15U轴：输入转矩Tn69.55 10Pn / nn9.551061.168/190.48358.559 10 N mm输出转矩Tn9.55 106Pn / nn9.551061.156/190.48357.958 10 N mm川轴输入转矩T皿69.55 10Pin / n 皿9.551061.13

11、3/50216.403103N mm输出转矩T皿69.55 10Pn / nn9.551061.122 /50214.302103N mmW轴输入转矩9.55 10Piv / nn9.551061.111/ 50212.201103N mm输出转矩9.55 106Pv / nn9.551061.100/5032 1 0.100 1 03N mm将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：轴名功率p/kw转矩 T ( N mm)转速n/r min-1传动比i效率n输入输出输入输出电机轴1.2544.217X 103284030.96i轴1.2041.19212.146X 10312.025X 1

12、03946.674.970.98H轴1.1681.15658.559X 10357.958X 103190.483.820.98n轴1.1331.122216.403X 103214.302X 1035010.99分配轴1.1111.100212.201X 103210.100X 10350五、传动零件的设计计算1. V带传动的设计计算计算内容计算项目1、定V带型号和带轮直径工作情况系数由表11.5计算功率FCKaP选带型号由图11.15小带轮直径由表11.6大带轮直径Dg1.2 1.5D2(1)n2(10.015)71 2840946.67209.80mm大带轮转速n2Dm(1)d2(10.

13、015)71 2840212带速Dm71284060100060 1000传动比2840936.87传动比相对误差100%=3 3.03100%1%5%2、计算带长 求DmDmD2 D1221271D2 D121271初取中心距带长550mmDm2a141.52 60070.52550基准长度3、求中心距和 包角中心距D 122，(L Dm)28 244 '1600 141.51(1600一141.5一)2一8一70.524 '小轮包角1807 57.3180a212 7157.3573.41结果Ka 1.21.8KwZ型取 D 71mm取 D2212mm02936.87r /

14、 minv 10.56m/si 3.03Dm 141.5mm70.5mmL 1553.56mmLd 1600mma 573.41mm1165.911204、求带根数带根数F0 0.50KwK 0.965zPc(FPo)k kL1.8z2.97(0.500.04) 1.16 0.9655、求轴上载荷张紧力q0.06kg /mKl 1.16F00.04Kw2qvFa500 pC(2)vz kFa50018(竺 0.965)10.56 30.9650.06 10.562F 51.88N轴上载荷Fq 2zF°si n 12FQ 2 3 51.88 sin82.96Fq 308.93N2.齿轮

15、传动的设计计算高速级齿轮校核材料选择：小齿轮 45钢，调制处理，硬度大齿轮45钢，正火处理，硬度229HB 286HB，平均 240HB169HB 217HB，平均 210HB计算项目计算内容计算结果齿面接触疲劳强度计算1、初步计算转矩T齿宽系数 dP9.55 1069.55 106由表12.13,取 d 1接触疲劳极限Hlim由图12.17C初步计算的许用H1 °.9 Hlim1 °.9 580接触应力HH2 °.9 H lim 2°.94251.192946.6712025 N mmd 1H lim1580MPaH lim2 425MFa522MFa

16、H2 382.5MFa由表12.16，估计15，取A 83初步计算小齿轮的直径2.校核计算齿数Z模数m中心距a螺旋角小齿轮的直径di大齿轮的直径d2齿宽b圆周速度v精度等级传动比相对误差使用系数Ka动载荷系数Kv83312025.1 382.52取 d1 40mm取乙=21，Z2104mnd1d2b=coszmn (乙Z)2cos4.97 14.9738.362(21 104129.412cos15arccosmnZ1cosmnZ2cosdd11dmv=60 1000由表12.6z2)2(21 104)-arccos 2a2 1302 21cos15.942 104cos15.9443.681

17、04i4.952143.68 946.6760 1000取 =2mm取 a 130mm15.94di 43.68mm d2216.33mm取b2=45mm, bv 2.17m/s选9级精度55mmi原 i实4 97 4 95-100%=100% 0.4%5%i原4.97由表12.9由图12.9KA =1.25Kv=1.18齿间载荷由表12.10,先求分配系数KHaFt2Tidi2 1202543.68550.60N心匸 1.25 550.60b45100N / mm15.29N / mm1.88 3.2 11 cosZ1Z21.88 3.21 121 104cos15.951.63bsinmn

18、1.972a1.63 1.97 3.6A tan nt arctancos丄 tan 20 “rearctan 20.73cos15.94cos b cos cos n / cos t cos15.94 cos20 /cos20.73 0.97由此得 Kh Kf a / cos2 b21.63/0.971.73齿向载荷分配系数kh载荷系数K弹性系数Zeb 2 b 由表 12.11, Kh A B1 0.6()2()d1 d1C 10 3bA 1.17; B 0.16; C 0.614524521.170.16 10.6()()43.6843.6830.61 10451.48K 心心0心1.25

19、 1.18 1.73 1.48由表12.12节点区域系数ZH 由图12.16重合度系数Z由式12.31,因1,取1,故螺旋角系数ZZZ cos cos15.94Kh1.73Kh 1.48K 3.78ZE 189.8 MPaZh 2.42Z 0.78Z 0.9817许用接触应力hHl =H limlZN1SH min580 0.951.05H1524.76 MPaH2 425MPaH2 =H lim 2 Z N2SH min425 1.051.05验算2KTi u 1bd；u189.8 2.42 0.78 0.982 3.78 12025 4.97 145 43.6824.97H ZeZhZZ3

20、95.96MPa齿根弯曲疲劳强度计算齿形系数YFaZv1Z12123.623 cos3cos 15.94Z2104117.00zv23 cos3cos 15.94应力修正系数Ysa由图12.21重合度系数Yv1.8813.2(一Zv11)cosZv21 11.883.2()cos15.94=1.6523.62117ZV123.62Zv2117.00YFa12.67,YFa 22.18Ysa11.57,Ysa21.820.250.75接触最小安全 系数SHmin由表12.14Sh min 二1-05应力循环次数NlNL1 60 nth60946.673000162.73 109Nl12.7310

21、9NL2 60 nth60190.483000164亠8Nl25.491085.49 108接触寿命系数zN由图12.18Zn 10.95,Zn21.0521Y 0.700.250.751.650.70螺旋角系数YY min 1 0.251 0.25 1 0.75（当1时，按 =1计算）Y 112015.941200.87Ymin齿间载荷分配 系数KFa由表12.103.161.731.63 0.7齿向载荷分布 系数Kf由图12.14b/h 45/(2.25 2) 10Y 0.87KFa1.73Kf 1.70载荷系数K弯曲疲劳极限F min弯曲最小安全系数SFmin应力循环次数nlK KaKv

22、Kf Kf=1.25 1.18 1.73 1.7 由图12.23Sf1.05minNL1 60 nth 692.73 10NL2 60 nth 685.49 1060 946.67 3000 1660 190.48 3000 16尺寸系数Yx由图1225弯曲寿命系数Yn由图1224许用弯曲应力fF1Flim 1YN1YXSF min450 0.87 11.05F2 Flim 2YN 2YX3600.921S= min1.05验算2KbdimnYFa1Ysa1Y 丫2 4.34 1202545 43.6822.67 1.570.70.87丫區67.78 4生YFa1YSa12.67 1.57K

23、4.34Flim1 450MpaFlim 2360 MpaNL1 2.73 109Nl2 5.49 108Yx1YN10.87Yn 20.92F1372.86MPF2315.43MPF167.78MPF1F264.15MPF2故满足要求低速级齿轮校核材料选择：小齿轮 45钢，调制处理，硬度 229HB 286HB，平均240HB大齿轮 45钢，正火处理，硬度 169HB 217HB，平均210HB23计算项目计算内容计算结果齿面接触疲劳强度计算1、初步计算匸156£57958N mm190.48d 1转矩TT 9.55 106 9.55 106ni齿宽系数 d由表12.13,取 d

24、1接触疲劳极限Hlim由图12.17C初步计算的许用H1 °.9 Hiim1 °.9 580接触应力HH2 °.9 H lim 2°.9 425h iim1 580MPaH lim2 425MPaH1 522MPaH2 382.5MPa由表12.16，估计15，取A 83初步计算小齿轮的直径壬 u 12d H83取 d1 70mmJ 579583.82 11 382.523.8265.872.校核计算齿数Z取乙=31, Z2118模数md170. c “mn-coscos15 2.18乙31取 m. =2mm中心距aa mn(Z2(31 118) 154

25、.26取 a 155mm2cos2cos15螺旋角小齿轮的直径d!大齿轮的直径d2厲(乙 Z2)2(31 118)arccos -arccos2a2 155.mnz12 31d1一cos cos15.99d2mnZ22 11815.99di 64.50mmd2245.50mmcoscos15.99齿宽bb= ddi 1 64.50取b2=65mm, bi 75mm25圆周速度vdnv=64.5 190.48v 0.64m/s60 100060 1000精度等级由表12.6选9级精度传动比118i3.8131相对误差3 823 81100%= 100% 0.26%3.825%使用系数Ka由表12

26、9Ka=1.25动载荷系数Kv由图129Kv=1齿间载荷分配系数KHa由表12.10,先求Ft 去 2 57958 1797.15Nd164.5空 価 1797.15 34.56N/mmb65100N / mm1.88 3.2 -1cosZ21.88 3.231cos15.991.681182.85bsinmn1.68 2.854.53.tan nt arcta ncos丄 tan 20 ccarcta n20.74cos15.99cos b cos cos n / cos tcos15.99 cos20 / cos20.740.97Kh 1.79由此得 Kh Kf a / cos2 b21.

27、68/0.971.79齿向载荷分配系数kh载荷系数K弹性系数Ze节点区域系数Zh重合度系数Z螺旋角系数Zb 2 b 2 由表 12.11, Kh A B1 0.6()2()2dt dtC 10 3bA 1.17; B 0.16; C 0.6165 265 21.170.16 10.6()()64.564.530.61 10651.47KKaKvSKh1.25 1 1.79 1.47由表12.12由图12.16由式12.31,因1,取Z 打(1)二Z .cos cos15.991,故Kh 1.47K 3.29ZE 189.8 MPaZh 2.41Z 0.77Z 0.9839接触最小安全 系数Sh

28、 min由表12.14SH min =1.05应力循环次数NlNL1 60 nth60190.48 3000 165.49 108Nl15.49 108NL2 60 nth1.44 1086050 3000 16Nl21.44 108接触寿命系数zn由图12.18Zn 11.05, Zn21.14许用接触应力hH1】 =H lim1ZN1Sh min580 1.051.05H1 580MPah 2461.43 MPa验算H2 =H lim 2 Z N2Sh min425 1.141.05ZeZhZ z2 KT 'bd'189.8 2.41 0.77 0.98460.44 MP

29、a2 3.29 57958 3.82 165 64.523.82齿根弯曲疲劳强度计算齿形系数YFa应力修正系数Ysa重合度系数丫Zv1Z13134.90ZV134.9033coscos 15.99Zv2Z2118-127.69Zv2127.6933coscos 15.99由图12.21YFa12.45,YFaYsa11.66,Ysa2v1.883.2( 11、,)coszv1Zv211.883.2(1)cos15.99=1.702.171.8334.9127.690.250.75Y 0.69螺旋角系数Y齿间载荷分配 系数KFa齿向载荷分布 系数Kf载荷系数K弯曲疲劳极限F min弯曲最小安全系

30、数SFmin0.25 0750.6911.70Y 1 0.251 0.25 1 0.75(当 1时，按 =1计算)丫 1 12015.991200.87Y min由表12.104.531.680.693.911.79由图12.14b/h 65/(2.25 2) 14.44K KaKvKf Kf=1.25 1 1.79 1.8由图12.23SF1.05minY 0.87KFa 1.79Kf 1.8K 4.03F lim1 480MpaF lim 2380 Mpa应力循环次数NlNL1 60 nth60190.48 3000 165.49 108NL2 60 nth6050 3000 161.44

31、 108尺寸系数YX由图1225弯曲寿命系数Yn由图1224许用弯曲应力fFlFlim 1YN1YX480 09 1SF minh。5F2 Flim 2 Yn2YxS3 min380 0.93 11.05验算KT1YFa1YSa1YYbdimn2 4.03 5795865 64.5 22.45 1.660.690.87YFa2Sa2F1 YFaMa1136.022.17 1.832.45 1.668Nl1 5.49 10NL2 1.44 108Yx1Yn1 0.90Yn20.93F1411.43MPF2336.57MPF1 136.02MPF1F2 132.81 MPF2故满足要求六、轴的设计

32、、校核(一) 1轴(高速轴)的结构设计1、求轴上的功率、转速和转矩由前面得，R = 1.192Kw,门！ 946.67 r / min, T| 12.025N m2、求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径d!43.68 mm，贝UFti纽 2 佗025 疋 550.60N443.68Ft1 tancos550.6 tan 20cos15.94208.43NFa1Ft1 tan 550.6 tan 15.94157.26 N3、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，调质处理。根据参考资料取C=112,于是得：d C 匡 112 J 1.19212.09mm山

33、V 946.67因为轴上应开1个键槽，所以轴径应增大5%故d 12.09 (1 5%) 12.69mm,又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取 dmin 20mm.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，选用下图所示的装配方案。（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）1-2 段轴段与大带轮装配，其直径 d1 2 20mm ，为了满足大带轮的轴向定位要求，带轮右侧制出一轴肩故d2 3 25mm ,查表知大带轮宽为B 52mm，为了 保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上， 故 1-2 段的长度应比 B 略小 一些，现取 l1 2 50mm。2）初步估算轴承端盖的

34、总宽度为 35mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮右端面的距离I 20mm，故取l2 3 55mm 。3）初步选择滚动轴承。因为轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d2 3 25mm，由轴承产品目录中初步选择6206承，由参考得其尺寸为 d D B 30mm 62mm 16mm，故 d3 4 d5 6 30mm。4） 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4 5 35mm，已知齿轮轮毂的宽度B 55mm，轴承内端面至箱体内壁的距离3 11mm，齿轮与箱体内壁之距离2 10mm，故取 l4 5186.5mm，挡油盘宽度为 1.5mm，所以

35、 l3 4 B 16mm，I5 619.5mm。但此时齿轮直径d 1.8d ' 63mm，齿轮受力不均匀故选用齿轮轴。5、轴上零件的周向定位带轮与轴之间的定位采用平键连接。按 d1-2由参考资料查得平键截面b h=5mm 5mm ，键槽用键槽铣刀加工长为 40mm。6、确定轴上圆角和倒角尺寸由参考资料，取轴端倒角为2X 45 °。（二）n轴（中间轴）的设计计算1、求轴上的功率、转速和转矩由前面得，B = 1.156Kw,n2190.48r/min,T257.958N m2、求作用在齿轮上的力208.43NFt2 Ft1 550.60JFa2 Ft2 tan 157.26NFr

36、2 Fr1已知低速级小齿轮的分度圆直径d364.5mm，Ft32T2d32 57.958 10364.51797.15NFt3ta nFr 3COS1704.12 tan20cos15.99654.11N调质处理。根据5%)21.45mm，Fa3Ft3 tan 1704.21 tan 15.99514.99N3、初步确定轴的最小直径先按参考资料初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,参考资料，取C=112,于是得：d C F2112, 1.15620.43mm血V 190.48因为轴上应开1个键槽，所以轴径应增大5%故d 20.43 （1取 dmin 30mm。4、轴的结构设计（1）拟定轴

37、上零件的装配方案通过分析比较，选用下图所示的装配方案（2）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。因为轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据dmin 30mm，由轴承产品目录中初步选择6206轴承，由参考资料得其尺寸为 d D B 30mm 62mm 16mm，故 a 2 d4 5 30mm。2） 取安装齿轮处的轴段3-4的直径为d3 4 35mm，齿轮与轴承之间采用套筒定 位已知齿轮2轮毂的宽度EB2 45mm，为使套筒充分压紧齿轮3，故I3 4 43mm， 取安装齿轮处的轴段2-3的直径d2 340mm,已知齿轮轮毂的宽度B3 75mm，故取 l2

38、 3115.5mm。但此时齿轮直径d 1.8d ' 72mm，齿轮受力不均匀故选用齿轮轴。3）轴承内端面至箱体内壁的距离 3 11mm，齿轮与箱体内壁之距离 2 10mm，挡油盘宽度为 1.5mm，故 l1219.5mm， l4 5 46mm。5、轴上零件的周向定位齿轮2与轴之间的定位采用平键连接。按 d3 4 35mm，由参考资料查得齿轮2 处平键截面b h 10mm 8mm ,键槽用键槽铣刀加工长为35mm。同时为了保证H 7齿轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴之间的配合为皿。滚动轴r6承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。&确定轴

39、上圆角和倒角尺寸由参考资料，取轴端倒角为2X 45 °。（三）川轴（低速轴）的设计计算1、求轴上的功率、转速和转矩由前面得，P3=1.122Kw,n3 50r/min,T3214.302N m2、求作用在齿轮上的力Ft4 Ft3 1797.15N Fr4 Fr3 654.11NFa4 Fa3 514.99N3、初步确定轴的最小直径先按参考资料初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考资料，取C=112,于是得：3 fp3（1 122dC 112J 31.59mm血V 50因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大7%故d 31.59 （1 7%） 33.80mm,输入轴

40、的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的 孔径相适应，故需同时选联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca KaT3，查参考资料，取Ka 1.5，则 Tea KaT31.5 214.302321.45 N m按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用TL7弹性套柱销联轴器，其公称转矩500N m,孔径为45mm，故dmin 45mm ,半联轴器长度（丫型）112mm，半联轴器与配合的毂孔长度为 L1 84mm。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，选用下图所示的装配方案。了(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) 7-8段与联轴器相

41、连接故d7 8 45mm ,为满足联轴器的轴向定位，要求轴7-8 左端需制出一轴肩故 d6 7 50mm，已知L1 84mm， l7 8 L1，取l7 8 82mm。2) 初步估算轴承端盖的总宽度为 35mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与联轴器左端面的距离I 20mm，故取丨6 7 55mm。3) 初步选择滚动轴承。因为轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d6 7 50mm，由轴承产品目录中初步选择6211轴承，由参考 资料得其尺寸为d D B 55mm 100mm 21mm，故d! 2 d5 6 55mm，轴承 内端面至箱体内壁的距

42、离3 11mm，齿轮与箱体内壁之距离2 10mm，挡油盘宽度为1.5mm，所以丨5 622.5mm，齿轮与轴承之间采用套筒定位，为使套筒充分压紧齿轮，故l1 2 51mm。取安装齿轮处的轴段 2-3的直径d2 3 60mm， 已知齿轮轮毂的宽度B4 65mm，故取丨2 3 63mm。齿轮右侧靠轴肩定位， 故 d3 4 70mm，丨3 4 12mm， d4 5 60mm， l3 4 83.5mm。5、轴上零件的周向定位齿轮、联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按 d6 7由参考资料查得平键截面 b h 14mm 9mm ,键槽用键槽铣刀加工长为72mm。同时为了保证联轴器与轴 之间配合有良好的对

43、中性，故选择联轴器与轴之间的配合为 空；同样齿轮与轴r6的连接用平键18mm 11mm 55mm，带轮与轴之间的配合为-H-7。滚动轴承与r6轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。&确定轴上圆角和倒角尺寸由参考资料，取轴端倒角为2X 45 °。U轴(中间轴)的校核 中间轴的受力情况如图:(1)计算齿轮受力 第一级大斜齿轮受力分析Fa2 Ft2 tan 157.26NFt2 Ft1 550.6CNFr2 Fr1 208.43N第二级大斜齿轮受力分析Ft32T2d32 57.958 10364.51797.15NFr3Ft3tancos1704.12

44、tan20cos15.99654.11NFa3Ft3 tan1704.12 tan 15.99514.99 N做出弯扭矩图以轴左端为原点，经简化后各段长度分别为l166.5mm,l281mm, l358.5mm水平方向受力图:0547.26 N0Fr2 (l1 l2 l3) F r2 (l11 2) F r3 l164.5Fa2216.3340Fr2 101.58N弯矩图:垂直方向受力图:FR2974.39NF R2 (l1 J 13)Ft2 (11 J)Ft3 h 0弯矩图:2兀为应合成弯矩图:iTrnv47轴受转矩T T2 57958N许用应力值0b102.5Mpa, 1b 60Mpa应力

45、校正系数1b0.590b当量转矩 转矩图：T 34195.22N当量弯矩在齿轮2中间截面处M2 ;Mf ( T)2 67387.03N在齿轮3中间截面处M3 m2 ( T)2 99506.87N当量弯矩图7史-血#加.门E齿根圆直径d22(ha c)m 211.33mm轴径da 2(hac)m 59.5mmd23 M2104 1b3 67387.0322.39mm, 0.1 60d3 0.1M31b3 99506.8725.50mm.0.1 60七、滚动轴承的选择和计算由前面初选6206承，其寿命计算如下：预期寿命：Lh 10 300 8 248000h已知：n 190.48r/min，Cr 15000N，C0r 10000N， fd 1.2FA 357.73N e 0.23 轴承1上的径向载荷Fri . FRFFr'2547.262 1373.3621478.38NFa1Fr 1357.73 c 0.24 e1478.38故X0.56,Y1.94所以当量动载荷 Rfd(X1Fr1 YFa1