传动装置机械设计

1、1 .设计任务书一、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;5一开式齿轮传动；6输送链的小链轮二、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i m寿命(年)110000173%10210000193%10312000213%10411000213610511000193610612000213610每日两班制工作，传动不逆转，有中等冲击，链速允许误差为±5乳三、设计工作量 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

2、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.其他相关书籍四、进度安排设计阶段设计内容摘要计划时间14天1准备工作1、布置设计任务，说明设计题目的性质及设计内容；2、阅读机械设计课程指导书。111计算运动参数1、分析明确传动方案；2、计算传动机构所需的总功率并选择电动机；3、计算总传动比和分配各级传动比；4、计算各轴的转速、功率及转矩。1III传动 机构及支 承零件的 初步计算1、带传动设计（含带轮设计）；2、二级齿轮传动设计算（含齿轮、轴设计，其他相关标准件的选择等）；3、减速器箱体及附件设计。1IV减速器装配图设计1、精确计算各级传动轴及转动支承零件

3、：（1）根据轴承跨距求反力，（2）画弯距，（3）扭矩图，（4） 验算轴承及键，（5）精确计算和校核轴等；2、绘制减速器装配草图，逐一检查轴结构、支承结构、 箱缘尺寸等设计的正确性、合理性，修改草图、完善各零 件的初步结构（考虑固定方法、安装、拆卸、调整、制造、 润滑等要求）。3V绘制零件图根据教师指定的零件进行零件结构工艺设计并绘制零 件工作图（标注尺寸、公差、表面结构要素等）。2VI完成1、选择标准零件（螺栓、螺帽、定位销等）；3装配图2、根据机械制图要求完成装配图的绘制。VII编制设计说明书1、根据计算底稿按规定格式编写设计说明书；2、自己设计的零件结构应附有简要的说明及简图。2VIII答

4、辩准备课程设计答辩，上交设计成果。1学生姓名：学 号：专 业：机械设计制造及其自动化班 级：指导教师：2009年12月14日2.传动装置的总体方案设计.传动方案分析（1） .圆锥斜齿轮传动圆锥斜齿轮加工较困难，特别是大直径、大模数的圆锥齿轮，只有在需要改变轴的 布置方向时采用，并尽量放在高速级和限制传动比，以减小圆锥齿轮的直径和摸数。所以 将圆锥齿轮传动放在第一级用于改变轴的布置方向（2） .圆柱斜齿轮传动由于圆柱斜齿匏传动的平稳性较直齿圆柱齿轮传动好，常用传动平稳的场合。因此将圆柱斜齿轮传动布置在第二级。（3） .开式齿轮传动由于润滑条件和工作环境恶劣，磨损快，寿命短，故应将其布置在低速级。

5、（4） .链式传动链式传动运转不均匀，有冲击，不适于高速传动，应布置在低速级。所以锥式传动 布置在最后。因此，圆锥斜齿轮传动一圆柱斜齿轮传动一开式齿轮传动一徒式传动，这样的传动 方案是比较合理的。.电动机选择T 箝七n Fu 1 1000x0.35 c co石之轮口I需勘至= 3.85kw110001000取n i=（联轴器），n2=（圆锥齿轮）,n 3=（圆柱斜齿轮），n尸（开式齿轮），:（链轮）;n - n 2X n 3X n 4X n s=电动机功率Pd=P、/ n = kw链轮节圆直径sin(l 80/z) sin(l 80/21)=255.6mm链轮转速60xl000v 60x100

6、0 x 0.35 n =ttD 4 x 255.6=26.25r/niin由于二级圆锥一圆柱齿轮传动比二840,开式齿轮传动比iz'=3、6则电动机总传动比为ia' =ij Xi/ =24240故电动机转速可选范围是nJ =ia Xn=（ 120"360） X=6288r / min在此范围内电动机有Y132S-4和丫132卜12-6,且丫132112-6的传动比小些故选电动机型号为Y132S-4.总传动比确定及各级传动比分配由电动机型号查表得iV=1440 r / min；故ia=ru / n=1440 / =55取开式齿轮传动比i正；圆锥斜齿轮传动比i产；故圆柱斜

7、齿轮传动比iz=4运动和动力参数的计算设电动机转轴为1轴，圆锥斜齿轮轴为2轴，圆柱斜齿轮轴为3轴，开式齿轮轴为4轴, 年轮轴为5轴(1) .各轴转速：ni=1440 r / minn2=rii / ii=1440 / = r / minn4= ns = n2 / i2= / 4= r / minn5=nt / i= = r / min(2) .各轴输入功率：P 产 Pd =P2Hpix n2=x =P3=P2 x n 3= x =P<=P3=P5=P3 x n 5=x =(3) .各轴输入转距：Td=9550 X n.=9550 X 1440- mT i=9550 X P/1=9550

8、X 1440= mT2=9550XP2/ n2 =9550 X= N m3二9550 XP/ n3 =9550 X= N mT4=T3= > mT5=9550XPs/ ns =9550 X =1444 N m3.传动零部件的设计计算齿轮传动3. 1. 1.圆锥齿轮1 .选定齿轮的精度等级、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7级精度2)材料选择由表10T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,二者材料硬度差为40HBs3)选小齿轮齿数为Z1 =24,大齿轮齿数Z)=24x2.5 =602 .按齿面接

9、触疲劳强度设计""-司房森(1).确定公式内各计算数值1) .试选载荷系数k1 =2) .小齿轮传递转距95.5xlO5P(= 2.911x104N“为3) .由表10-7选取齿宽系数。口 =4) .由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze = 189,8A/R产5) .由图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限?后“ =550 MPa6) .计算应力循环次数N| = 60ii 2jLH = 60 x 1440 x 1 x(2 x 8 x 365 x 10)= 5.046 x 10°KT 5.046 xlO7 N, = 2.0

10、2 x 1022.57) .由图1079查得接触疲劳寿命系数Khw =。.89, KHN2=0.948) .计算接触疲劳许用应力取失效率为1%,安全系数S=l,故 J = K ”*=（）：*）（）= 534M& S1orH 2 = KN2 :外足=0 94 x 550 = 517MPa s(2) .计算1) .试算小齿轮分度圆直径> 2.92?L4x2.911 xl0“0.33（1 - 0.5 x 0.33 ）2 x 2.5p89.8?=61.82 nun2) .计算圆周速度60x1000x61.82xl44060x1000=4.66 m/s3) .计算载荷系数根据v=s, 7级

11、精度，由图10-8查得动载荷系数kv =直齿轮 Kh。=Ky=1,由表10-2查得使用系数Ka =根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查表得 K=, K"=L35接触强度载荷系数K = KaKvKh.Km =4) .按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d, = d lt 3 = 61.8211 = 70.35mm5) .计算模数?mn =2.93 mm3 .校核齿根弯曲疲劳强度'如(1-0.5 %)晨：J/+1 分(1)确定公式内的各计算参数1) .确定弯曲强度载荷系数KfKvK 应=2) .查取齿形系数和应力校正系数由表 10-5 查得匕引=2.65, YFa2 = 2

12、.28,匕口 = 1.58, Xsa2= 1.733) .由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限b/凶=500MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限o7£2 =38OMPa4) .由图10T8取弯曲疲劳寿命系数K川 =0.84,K/n2 =0.875) .计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=,得r 1 K FN、b fei 0.84 x 500 acnAJPc b, I = JOOMraL J， S1.4r 1 K FE? 0.87x380 ampkT/, L = 23o. 14MraL J2 S1.46) .计算大小锥齿轮的%A得二厘arr2 236.14大锥齿轮的数值大。4

13、x1.96x2.911 xlO4x 0.01670:= 2.198/az/hN 3 V 033x(1-0.5x0.33)2 x242 xV2.52+1对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模 数。由于模数m的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力。取m=,按接触疲劳强度 所算得的分度圆直径4 =70.35mm，算得小锥齿轮的齿数d. 70.35 “号="28 m 2.5大锥齿轮齿数z2 = 2.5x28 = 70nvn这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面的接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强 度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算（1）计算分度圆直径4

14、 = Z x m = 28x 2.5 = 7Omni d2 = Z2 xin = 70x2.5 = 75mm（2）计算锥距R由于该锥齿轮为标准直齿轮2 + d 2R='-=94.24（3）圆整并确定齿宽B 二%R = 0.33 x 94.24 = 31故取仇=40，仄=45/77/7/3 . 1.2圆柱斜齿轮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7级精度2）材料选择由表10T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,二者材料硬度差为40HBs3)选小齿轮齿数为Z1 = 24,大齿轮齿数

15、Z, =24x4 = 96 ,取Z) =964)选取螺旋角。初选螺旋角夕二14"2 .按齿面接触疲劳强度设计(1).公式内各计算值1) .试选 K, =1.62) .由图10-30选取区域系数Zg3),由图 10-26 查得 8aX = 0.78, £al = 0.88 ,则 £a = saX + sa2 = 1.664) .小齿轮传递转距n=95'.0 .=7 2ixi()4N.而5) .由表10-7选取齿宽系数a=16) .由表10-6查得材料的弹性影响系数Zf=189,8MP/，27) .由图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限?加尸600

16、9;"；大齿轮的接触疲劳强度极限 <THhm2 = 550 MPa8) .应力循环次数N = 60ii,jLH = 60x577.5 x 1 x(2x8x365 x 10)= 2.02 x 109N, =2,02xlQ9 = 5.05 x10s一 49) .由图10T9查得接触疲劳寿命系数Khni=0.94, KHN2=0.9610) ,计算接触疲劳许用应力取失效率为1%,安全系数S二八故 j = 2x600 = 564MpaS1 J = K/N2 x，m2 = o 96 X 550 = 528MAis1D.许用接触应力瓦卜* = ¥76MPa(2) .计算1) .试

17、算小齿轮分度圆直径(=49.7 mm12x1.6x7.121x10- x5 2.433x189.8 lx 1.66415462) .计算圆周速度=1.5 m/sV -dHn2 _49.7x577.5-60x100060x10003) .计算齿宽b及模数相”b = 0ddit = 1 x49.7 = 49.7mmdhcos/7 49.7xcosl4cmnl = - = 2.01mmz,24h = 2.25 mnl = 2.25 x 2.01 = 4.523 nm/49 7b/ h = = 10.99/4.5234) .计算纵向重合度£p£ P = O.318dZjtan/7

18、= 1.903由表10-2查程使用系数K、=1 根据v=s, 7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv =1.06 ,由表10-4查得KHy? = 1.421 ,由图 10-13 查得 K./ = 1.35 ,由表 10-3 查得 KHa = Kha = 1.4故载荷系数 K = KAKvKHaKH/f =1x1.06 x 1.4x1.421 =2.1096) .按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径八 乂 R -42.109 gd = Al k- =66.14, 6 = 54.49mm7) .计算模数，%mn=2.203mmdjCos/7 _ 54.49xcosl4:F、243.按齿根弯曲强

19、度设计n %(3 Ei(1) .确定计算参数1) .计算载荷系数K = KAKvKl.aKl.75 =1x1.06 x 1.4x1.35 =2.02) .根据纵向重合度为 =1.903 ,从图10-28查得螺旋角影响系数 =0.883) .计算当量齿数ZV| = = - = 26.27 cos p cos 14eZv,=- = - = 106.19 COS P cos 尸4) .查取齿形系数和应力校正系数由表 10-5 查得匕刈=2592, YFa2 = 2.175,r =1.596,1.7955) .由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限%=500MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限=38

20、0MPa6) .由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.87,K*2 =0.907) .计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=,得r 1KfnBfei0.87x500 o i n 71 if Pncr/? . = 310.7 IMraL J， S1.4 唳=()9(叶。=244.29MR S1.48) .计算大、小齿轮的乡瑞并加以比较 分W= 2.592x1.596 = oqi33ibj 310.71心工。2 2.218x1.778f=； =0.01596bj 241.57大齿轮的数值大。(2) .设计计算x 0.01598 = 1.58mm2x2x7.121x1()4 xO.88xcosT

21、4°1x24° xl.66对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模 数。由于模数m的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力。取mn=2.0"，即可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有 的齿数。于是，有djCos 54.49xcosl4c “ .故 Z =26.442取Z = 26 ,则 Z)= uz. = 4x 26 = 1061 1（1） .计算中心距（zj +zjmn （26 + 104）x2 a = !-= =133.98 nun2cos夕2xcosl4°将中心距圆整为1

22、34mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角（Z +Z2）mn（26 + 104）x2p = arc cos!=-=arc cos= 14 2 52a2x134因8值改变不多，故分，KrZ”等值不必修正。（3） .计算大、小齿轮的分度圆直径=53.5mm=214. .4mmd _ zimn _26x21 cos夕 cosl4.45°zmn 104x 2 dcos夕 cos1402 5（4） ,计算齿轮宽度b = 0ddi = 1 x 50.45 = 53.5mn圆整后取 B, = 55nnn， B. = 60nm 23. 1.3开式齿轮1 .选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数1）按传动

23、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7级精度3）材料选择由表107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,二者材料硬度差为40HBs4）选小齿轮齿数为Z1 =19,大齿轮齿数Z, =19x5.5=104.5 ,取z, = 1052 ,按齿面接触疲劳强度设计(4),几何尺寸计算d 1t > 2.3232 KM u±l(1) .确定公式内各计算数值1) .试选载荷系数k1 =2) .小齿轮传递转距(=”.叱 H)辿=2.791 x 1。5 n nun3) .由表10-7选取

24、齿宽系数四=14) .由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze = 189.8MPc产5) .由图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限 crHIim2 = 550 MPa6) .计算应力循环次数N| = 60n 4jLH = 60 x 144.375 x 1 x(2 x 8 x 365 x 10)= 5.05 x 10s、T 5.05 xlO8 八仆7N)= 9.19 xlO-5.57) .由图10T9查得接触疲劳寿命系数Khni =0.96, KHN,=0.998) .计算接触疲劳许用应力取失效率为1乐安全系数S=l,故 J =勺诃=0-96x600

25、= 576Mm S1 J =，n = 0 99 x 550 = 544.5MPas(2).计算1) .试算小齿轮分度圆直径代入中较小的值d1( > 2.3232x2.79lxl。二竺 x189.85.5 V 544.5=86.64mm2) .计算圆周速度=0.65 m/s笈由114 _86.64x144.37560x100060x10003) .计算齿宽bb = 0dd = 1 x 86.64 = 86.64 mm4) .计算齿宽与齿高之比出必dn86.64模数 m, = - = 4.56 mm1 z, 19齿高 h = 2.25 in1 = 2.25 x4.56 = 10.26mmb

26、_ 86.64h " 10.26= 8.445) .计算载荷系数K由表10-2查得使用系数Ka =1根据v=s, 7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv =1.1 ,由表10-4查得Kh. = 1-434 ,由图 10-13 查得K" = 1.36 ,由表 10-3 查得 Kp。= KUa = 1故载荷系数 K = KAKvKHaKH/? =1x1.1x1x1.434 =1.5776) .按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d,1 577 =86.64?/= 92.4mm1.37) .计算模数mm =虫金= 4.86mm z, 193 .按齿根弯曲强度设计(1) .确定

27、公式内的个各算数值= 500MPa,大齿轮的弯曲= 0.931) .由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限力的疲劳强度极限b", = 380 MPa2) .由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数K. =0.90, K,3) .计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=,故后卜二笔叽32L43海380x0.93A=252.4WPa4) .计算载荷系数KK = KAKvKl；aKI/? =1x1.1x1x136 =1.4965) .查取齿形系数和应力校正系数由表 10-5 查得匕0=2.85, YF 2 =2A76,Y 1.54, L=L7%6) .计算大、小齿轮的凌厚并加以比较 向雨

28、V Y1 Fai1Sa22=0,01365321.431 二 3大齿轮的数值大。(2),设计计算x 0.01546 = 3.29mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。 由于模数m的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力。取m1,=4,可满足齿根弯曲疲劳强度，为满足齿面接触疲劳强度取d=92.4mm由 92.4故 Z =a 23m 4则 z9 = uz. =5.5x23 127 工14 .几何尺寸计算(1) .计算分度圆直径d = mZj = 4x23 = 92mm d2 = mz2 = 4 x 127 = 508mm(2) .计算中心距=300mm(3)

29、,计算齿轮宽度b = 0dd = 1 x92 = 92 nun圆整后取 B)= 95rmn , B. = lOOnin - 1轴的设计与计算3. 2. 1输入轴设计1、求输入轴上的功率转速n1和转矩7；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45钢（调质），根据表15-3,取4。= "2,得dmin=A =16.24切，输入轴的最小直径为安装联轴器的直径02,为了使所选 Y 1440的轴直径力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Tcw = KaTi，查表14-1,由于转矩变化很小，故取Ka = 1.3,则Tea =1.3 x 291

30、10 = 43665 N nun按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件。由于所选择的电动机Y132S-4的输出轴直径 为d=38mm,因此，查机械设计课程设计选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 6300002，半联轴器的孔径4 =38，故取力_ =38，半联轴器长度L=82mm, 半联轴器与轴配合的毂孔长度为右=60"。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，ITI轴段右端需制出一轴肩，故取IITII段的直 径 d ii-iii= 44M2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和

31、轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参 照工作要求并根据d1川二44，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30310,其尺寸为dxOx7 = 50mmx 11 Ommx29.25mm , "/-八，=v-vi = 50»，而/ = lv_vl = 29.25mm。这对轴承均采用轴肩进行轴向定位, 由机械设 计课程设计表15-7查得30307型轴承的定位轴肩高度力= 3.5，因此取 d 八,_丫 = 56mn3）取安装齿轮处的轴段VI-VH的直径4，小, =42；为使套简可靠地压紧轴承，V-VI 段应略短于轴承宽度，故取11,_典=27.25”。

32、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/ = 30，故取/一/ =505）锥齿轮轮毂宽度为45mm,为使套筒端面可靠地压紧齿轮取金刖=50/必6）由于 出2Zxr,故取 L_5 = 50mn（3） .轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按"6-7由表6-1查得平键截面 bxhxl = 2mmxSrnmx32mm9键槽用键槽铁刀加工，长为32mm,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以；滚动轴承与轴的周向定位是由“6过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4）

33、.确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2x45。,各轴肩处的圆角半径R2.5 .求轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力F人01NFn,、=-172NFn2 =1699NFW2 =509N弯矩MM“ = 72203 N ninMVi = 177167V* mmMV2 =-21632N*mm总弯矩Mi =dM/+MvJ = 74345N* mmM. =75374Nmm扭矩TTI =29.11Nm6 ,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2 = 0.6,轴的计算应力Jm十叫2b “ = 一=一 = 10.44MPaca W前已选定轴的材料为45钢（调

34、质），由表15-1查得"-1 = 606卬,故安全。7.精确校核轴的疲劳强度（1）.判断危险截面截面只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均削弱轴 的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按强度宽裕确定的，所以截面AJIJILB均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面II过盈配合引起的应力集中最严重，从受 载的情况来看，截面上的应力最大截面D上虽然应力最大，但应力集中不大，故截面D不必 校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而只需校核截面YI左右两侧即可。（2）,截面VI右侧抗弯截面系数W = O.ld3 =0.1x423 = 7408.8mm3抗扭截面系数W

35、.r = 0.2d 3 =0.2x423 =14817 .6wj截面VI右侧弯矩M为A/= 38506.28 wzm截面VI上的扭矩为I = 29110 N mm截面上的弯曲应力 = 5.20MPa W截面上的扭转切应力= Il = 1.%MPciWT轴的材料为 45 钢调质处理。由表 15-1 查得bB = 640MP«,o-i = 275Mpa,1=商”'。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数%及的按附表3-2查取。因工=工= 0.05, - = = 1.2,经插值后查得 d 42d 42ah = 2.05, rz = 1.60又由附图3-1可得轴的材料敏感系数为夕 (

36、7 = 0.82,力=0.85故有效应力集中系数为% =1 + %(4-1) = 1.86kr = + %(% 1) = 1.51由附图3-2查得尺寸系数% = 071,由附图3-3查得扭转尺寸系数* = 087轴按磨削加工，由附图37得表面质量系数为= /3： = 0.92轴未经表面强化处理，即4"=1,则综合系数为k iK。=上 + 1 = 2.64久瓦k 1K.= + 1 = 1.81J A又取碳钢的特性系数<Pa = 0.1,夕r= 0.05计算安全系数Sm值S b-1275° Ko% +(pa(rm2.64 x5.2 + 0.1 x0Sr-.155_85ri

37、.81x 受+ 0.05x 里 22S SS、a = . f =19.05 »S = 1.5，Jsj+sj故可知安全。(3)截面VI左侧抗弯截面系数W = o.ld3 =O.lx5O3 =12500mm3抗扭截面系数WT = 0.2d 3 =0.2x503 = 25000iwn3截面VI左侧弯矩M为M=385O6.28N 丽截面VI上的扭矩为7 = 29110 N mm截面上的弯曲应力=3.08MP。截面上的扭转切应力= 2L = L16MPc4过盈配合处的由附表3-8,用插值法，并取k=0.8匕，有a=2.05轴按磨削加工，由附图37得表面质量系数为/3a = p： = 0.92轴

38、未经表面强化处理，即4“=1,则综合系数为=. + - -1 = 2.65% Pa/Cr =- + - -1 = 2.14% A又取碳钢的特性系数% = 0.1,%=0.05计算安全系数值s 2753 = 33.OyKa(Ja +(pcom 2.65 x 3.08 + 0.1x0Sr = 122.031 叱-2.14xU + 0.05x 叱22s sSca =一 ,= 32.47 »S = L547故可知安全。3. 2. 2中间轴设计1、求输入轴上的功率。2、转速 2和转矩72只=4.31左卬,2 =577.5r/nin5 T2 = 71.21m2,求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的

39、分度圆直径为d="笈=3 x 24 = 72mm而2T,2x71.21xl03F. = L = 2766/V453.5Frl = Fti = 2766x-tan20= 1038Ncos/?cosl4a2 5Fa =Ftl tan/7 = 2766x tan 14.45° =690N已知圆锥齿轮的平均分度圆直径为dm2 = (1 - 65%) = mz2(l-0,5 x 0.33) = 2.5 x 70x(l-0.33x 0.5) = 145.83mm而271x71.21x104”145.83Frl = tan a cos=135NFal = Fj2 tan izsin J2

40、 = 337N圆周力E、径向力B及轴向力居的方向如图所示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40% （调质），根据表15-3,取A0=1O8,得4.31577.5=21.87 mm中间轴的最小直径显然是安装滚动轴承的直径”/一和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4-2 = 15_6 >21.87，由机械设计课程设计初步选取0基本游除 组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30305，其尺寸为 dxDxT

41、 = 25mmx62mmx 18.25，"/ =八5 = 25"，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30305型轴承的定位轴肩高度万=3.5，因此 取套简直径32mm。2)取安装齿轮处的轴段"_/ =d八=32；锥齿轮左端与左轴承之间采用套简定 位，已知锥齿轮毂长L=40mm,为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应咯短于轮毂长， 故取1_/ = 37 mln ,齿轮的右端面采用轴间定位，轴间高度h>0.07",故取力=3帆人 则轴环处的直径为d3T = 38削。3)已知圆柱斜齿轮齿宽耳=60mm ,为使套筒端面可靠地压紧端面，

42、此轴应略短于轮毂 长，故取 1八,_丫 = 68nun。，4 )取齿轮距箱体壁内之距a = 16mm，锥齿轮与轴之上的圆柱齿轮间的距离c = 20mm , 考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置上，应距箱体内壁有一段距离s=8时。 则(一 =T + s + a + (40 - 37) = 45.25mmlv_vl = T + 5 4-6/4- (70 -68) = 44.25mmhn-iv = 20（3） .轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d 一/由表6-1查得平键截面 bx/z = 0mmxSnun,键槽用键槽铁刀加工，长为32mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好 的对中性

43、，故选择齿轮轮毂与轴的配合为0工；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按“八,4加6由表6T查得平键截面bx = 1O?x877,键槽用键槽铳刀加工，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生；滚动轴承与轴的周向 阳6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2x45。，各轴肩处的圆角半径R2.（5） .求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置上a的值，对于30305 型圆锥滚子轴承，有机械设计课程设计中查得a=13mm,故作为简支梁的轴的支撑跨 4 + & + % =

44、 49.5 + 7 L 5 + 6275 = 183.5mm。轴的计算列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFNin = 2088 NFm=4MNFW2 =1676ZVEm=-67N弯矩MMu = 131022 N e nun=39783.5Nmm=8090.25N mm总弯矩Mmax =+Mvi2 = 29295 IN mm扭矩T%=71210FU6 ,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2 = 0.6,轴的计算应力=43.77MRi前已选定轴的材料为40c1（调质），由表15-1查得b_1= 70MPa,3. 2. 3输出轴设计1、求输入

45、轴上的功率P3、转速八和转矩”P, = 4.22上卬& = 144.375" min=2.791 x IO512,求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆直径为d, = ?z）= 24Anmi= 2766N27； _ 2x2.971 xlO5-Z 214.4与RMFa =£ tan夕= 690N圆周力R、径向力万及轴向力氏的方向如图所示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45钢（调质），根据表15-3,取A0 = 112,得I 4225=闻不力=.5?？，输出轴的最小直径为安装联轴器的直径d/_，为了使所 选的轴直径d/_与联轴器的孔径相

46、适应，故需同时选取连轴器型号。联轴器的计算转矩La = KAT3,查表14-1,由于转矩变化很小，故取K' = L3,则Tca = KK =13x279100 = 362830 N mm查机械设计课程设计选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转短为6300007-，半联 轴器的孔径”/ = 35" ,故取d_ = 35nun ,半联轴器长度L = 82mm,半联轴器与轴 配合的毂孔长度为右=60?？。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，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段

47、的直径 d一左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径D = 45mm，半联轴器与轴配合 的毂孔长度L| =60mm ,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I-II段的长度应比L1略短些，现取1> =58nin。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“一/= 41，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30309,其尺寸为dxOx7 = 45加x 1 OOwn x 27.25mm, dgv = dvll_vlll = 45mm,而 lIH_lv = 27.25mm。3）左端轴承采用轴肩

48、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= 4.5"?，因此取=54 ,齿轮右端和右轴承之间采用套筒定位， 已知锥齿轮齿宽为55mm,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=50,，电 =49。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度力>0.07，故取 h = 4.5"，则轴环处的直径为dv_vl = 58。轴环宽度 2 1.4，故取lv_vl = 9mm4）轴承端盖的总宽度为16mm。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/ = 20，故取/一/ =365）取齿轮距箱体壁内之

49、距a=16，锥齿轮与轴之上的圆柱齿轮间的距离c = 20，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置上，应距箱体内壁有一段距离S = 8 0则vh-viii = T + s + a + (95 - 90) = 56.25"，八，_1，= T + s + a lv_vl = 62 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。(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dw”由表6-1查得平键截面bx/z = 4mmx9mm ,键槽用键槽铳刀加工，长为40mlli,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幺；同样半联轴器与轴连接，选用平键截面Ar

50、ibxhxl = 1 Omnix8mmx45mm,半联轴器与轴的配合为一-；滚动轴承与轴的周向定位 加6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2x45。，各轴肩处的圆角半径R2.弯矩图及扭矩图如下:(5) .求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置上a的值，对于30305型 圆锥滚子轴承，有机械设计课程设计中查得a=，故作为简支梁的轴的支撑跨距 L2 + Ly = 103.75 + 56.75 = 160.5?。从轴的结构图和弯矩图及扭矩图中可以看出截面C是危险截面，先将计算出的的结果列 于下表:载荷水平面H垂直

51、面V支反力F%“ =1509 N耳忖=745 NFW2 = 1707/VF.2 =293N弯矩MM h = 131051 N mmM Vl = 92194N mm= -22489N mm 一总弯矩M = yjM H2 +MV12 = 160231N* mmM、=/W2+M/ =132967Nemm扭矩TTx = 279100 N nin按扭成力核的6.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。=06,轴的计算应力- = 19.7MPa前已选定轴的材料为45钢（调质），由表15-1查得b_1= 60MPa, <b_J,故安全。7精确校核轴的疲劳强度（1）,判断危险截面

52、截面AJI.IILB只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均削弱轴的 疲劳强度，但由于轴的最小直径是按强度宽裕确定的，所以截面A. II, III,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面VI,VII过盈配合引起的应力集中最严重, 从受载的情况来看，截面C上的应力最大截面VI和VII的应力集中相近，但截面VII不受 扭矩作用，故截面VII不必做强度校核。截面上的应力最大截面C、上虽然应力最大，但应 力集中不大，故截面C不必校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而只需校核截面VI左右两侧即可。（2）,截面VI右侧抗弯截面系数W = O.ld3 =0.1x493 =11764.9mm抗扭截面系数W.f = 0.2d 3 = 0.2 x 49' = 23529截面VI右侧弯矩M为M = 98728N mm截面VI上的扭矩为截面上的弯曲应力=8.39WP”W截面上的扭转切应力=4_ = ll.86MPaw,轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查得b8 = 640MRi,b_i = 275MPa/T = 155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系r2D数%及的按附表3-2查取。因一=二=0.041, - = 1.1 ,经插值后查得d 49dah = 2.46,务=1.76又由附图3-1可得轴的材料敏