机械设计课程设计计算说明《分流式二级直齿圆柱齿轮减速器》

1、机械设计课程设计计 算说明题 目分流式二级圆柱齿轮减速器指导教师院 系班 级学 号姓 名完成时间 目录一设计任务书二、传动方案拟定三、电动机的选择四、计算总传动比及分配各级的传动比五、运动参数及动力参数计算六、传动零件的设计计算七、轴的设计计算八、滚动轴承的选择及校核计算九、键联接的选择及计算十、联轴器的选择十一、润滑与密封十二、参考文献十三、附录（零件及装配图） 一. 设计任务书1.1.工作条件与技术要求：输送带速度允许误差为土5 %。输送机效率为n w=0.96 ;工作情况：单班制，连续单向运转，有轻微冲击，工作年限为10年(每年工作300天)，工作环境：室内，清洁；动力来源：电力，三相交

2、流，电 压380V ;检修间隔期间：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修：制造 条件极其生产批量：一般机械厂，小批量生产。1.2设计内容(1) 确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图；(2) 选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算；(3) 传动系统中的传动零件设计计算；(4) 绘制减速器装配图草图和装配图各1张(A1);(5) 绘制减速器箱体零件图1张(A2 )、齿轮及轴的零件图各 1张(A2)二. 传动方案的拟定 T分流式二级圆柱齿轮减速器输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器 3,在经联轴器4传至输送机滚筒5,带动输送带6工作。传动系统中 采用两级分流式圆

3、柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承 位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱 齿轮和直齿圆柱齿轮传动。图I.运输机代动方耒设计1-电顽机 27带传功 3-二簸EJ柱斜担轮裱速器 堪-联轴躍 5-雀简吕-运輸带计算及说明结果三.电动机的选择1选择电动机类型按已知工作条件和要求，选用丫系列一般用途的三相异步电动机2选择电动机的容量1所需功率FW:Pw=mw =26.18x14.4=0.367 kwPw=0.367kw2）传动装置的总效率为n：223nw=26.18r/s123w其中1 ,2 ,3 ,分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及轴承的效率，1=0.99，2 =0.

4、96，3 =0.98 w =0.96223 w 0.992 0.962 0.983 0.960.816n =0.8163）确定电动机的额定功率Fed电动机的输出功率为 Pd1 dPd = Pv/n=0.367/0.816=0.434kW确定电动机的额定功率FedPj =0.435kw选定电动机的额定功率Fed =0.75 kw巳=0.75 kw3、选择电动机的转速nw=1570.8 r/min该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅教材表18-1推存传动比为i h i2 =8 60则总传动比可取8至60之间则电动机转速的可选范围为nd1 =8 nw=8 x 57.32=458.56r/min1nd

5、2 =60 nw =60 x 57.32=3439.2r/min可见同步转速为1000r/min，1500r/min，3000r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min , 1500r/min , 3000r/min的三种电动机进行比较，如卜表：方 案电动机型 号额定功 率(K0电动机转速n/(r/mi n)堵转转矩最大转矩额定转矩额定转矩同步 转速、卄 +、， 满载 转速1Y90S-21.5:300028402.22.32Y802-21.1300028252.22.33Y801-20.75300028252.22.3由参考文献1中表16-1查得:由表中数据，综合考虑电动机

6、和传动装置的尺寸、重量，价格以及总 传动比，即选定方案3电动机型号为Y801-2i=11.3i1 = 2.8四.总传动比确定及各级传动比分配4.1 计算总传动比由参考文献1中表16-1查得：满载转速 nm=2825 r / min;总传动比 i=nm /nw=2825/223.45=11.34.2 分配各级传动比查阅参考文献1机械设计课程设计中表2 3各级传动中分配各级传动比取皮带轮传动比为 2取高速级的圆柱齿轮传动比h = (1.31.4)i =2.8，则低速级的圆柱齿轮的传动比为i2 = i /i1 =5.65/2.8=2五.计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速电动机轴为轴I,减速器高

7、速级轴为轴n,中速轴为轴川低速级轴为轴W,滚筒轴为轴V，则ninH=1412.5nim =1412.5 r/min1r/min门川502.nii1412.5/2.8r/min=502.67 r/mi ni1i167 r/mi nniVn hi502.67/ 2 r/mi n>2n ivnVI2=251.354r/min251.35r/min解得滚筒速度在输送带速度允许误差为土5%范围内2按电动机额定功率R计算各轴输入功率RPed =0.75 kwPiPii=0.75 X 0.96 kw=0.72kwP =0.75kwRiiPi23 =0.72 X 0.96 X 0.98 kwPii=0.

8、72kw=0.684kwRvPii23 =0.684 X 0.96 X 0.98 kwPiii=0.684kw=0.65kwPiV=0.65 kw2.各轴转矩T9550P=9550 X 0.75/2825 N m niTiP9550=2.53 ni=2.53 N mNm Tii 9550旦Ti9550PiL =9550 X 0.72/1412.5 N mnii4.85 N m=4.85 N mTiii9550 旦niiiPTin9550 川=9550 X 0.684/502.67 N mn川=12.96 N mPTIV9550 =9550 X 0.648/ 24.64 N mn IV=24.6

9、4 N mpTV9550 V =9550 X 0.641 N mnv=24.39 N m表3轴的运动及动力参数项目电动机轴1高速级轴II中间轴III低速级轴IV输出轴V转速（r/min）28251412.5502.67251.34251.34功率（kw）0.720.6840.650.6480.641转矩(N m)2.354.8512.9524.6424.39传动比22.821效率0.950.950.950.99六.减速器外传动零件（V带传动）的设计（1）确定计算功率Pca由工作情况，查表的工况系数 Ka 1.1，故巳 KAP 1.1 0.75 0.825kW（2）选择V带的带型由P：a与小带轮

10、转速（电动机转速）门查表选的Z型（3）确定带轮基本直径dd并验算带速v初选小带轮的基准直径dd1由表的，取小带轮的基准直径=12.96 N mPIVTIV 9550 IVQv=24.64 N m巳 0.825kWdd1 50mm计算及说明结果丄宀八亠认竹卅击ddiE3.14 50 2825/按公式验算带速：vd1 17.392m/s60 1000 60 1000因为5m/s<v<30m/s,故带速度合适。计算大带轮的基准直径：dd2 i°dd12 50 100mm(4) 确定V带的中心距a和基准长度Ld根据 105mm=0.7(dd1 dd2) a。2(dd1 dd2)=

11、300，初选 a0200 mm初选基准长度：2Ld0 2a0-(dd1 dd2) (dd1 dd2)638.625mm24a°由表，取Ld 700mm实际中心距：Ld Ldo “c 700 638.625 “c 刁 a a0200230.7mm2 2(5) 验算小带轮包角157 301180° (dd1 dd2)142.701200 合理a(6) 计算带的根数z计算单根V带的额定功率Pr由 dd1 50mm和 nm 2825r/ min，查表得 F0 0.261kW由 nm 2825r/min ,i。2和 z 型带，查表得 F00.4kW查表K0.9，Kl 0.89，于是P

12、 (F0F0) K Kl(0.261 0.40) 0.9 0.89 0.529kWv 7.392m/s d仁50 d2=100 a=230.71 = 142.7Ld 700mm计算及说明结果计算V带的根数：z pCa 0.825 1.56,z=2根 P 0.529（7）计算单根V带的初拉力的最小值（Fo）min由表得Z型带的单位长度质量q 0.060kg/m，所以（2.5 K ）Pca2（Fo）min500-匕 qv2 10.29NK zv应使带的实际初拉力Fo （Fo）min（8）计算压轴力Fp压轴力的最小值：（Fp）min2z（F°）minSin 1 19.50 NP2（9）带轮

13、结构选择dd （2.53）d（d为轴的直径）时，米用实心式。故大带轮 d2=100,采用实心式，小带轮d仁50mm亦采用实心式。七、齿轮传动设计1高速级齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数a .按图1所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动b.带式运输机为一般工作机器，速度不咼，故选用7 级精度（GB10095-88 ）c .材料选择。查图表（P191表10-1 ），选择小齿轮材料为 40Cr （调质）， 硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240 HBS，二 者的硬度差为40 HBS。d .初选小齿轮齿数 乙=20，则大齿轮齿数Z2=2.8X 25=56m=2f.选取齿宽系数

14、 d : d=1.2）按齿面接触强度设计按下式试算7级精度（GB10095-88）小齿轮：40Cr （调质）280 HBS大齿轮:45钢（调质）240HBS 乙=20乙=56m 2d=1kt1=1.6可=2.35 N mZh =2.433ZE =189.80 Mpa a1=0.768a2=0.87 a 1.638计算及说明结果dit 32ktT1U11ZHZEH1=600MPadau1HV1）确定公式内的各计算数值H2=530MPaa.试选 kt1 =1.6H=565 MPab.分流式小齿轮传递的转矩T； = Tn /2=2.35 N mC.查图表（P217图10-30）选取区域糸数 ZH =

15、2.4331（表10-6）选取弹性影响系数 ZE =189.8 MPa2N185.256 x 10d.查图表（P215图10-26 )得8N21.267X 10a1 =0.768, a2=0.87aa1 a2=0.768+0.87=1.638e.许用接触应力h 1 =600MPa ,h 2 =530MPa则H = (H 1 +H 2 ) /2=(600+530) /2=565 MPaf.由式N=60nj Lh计算应力循环次数N160n 1 jLhV12.362m/s=60X 730 X 1X 12000=5.256 X 108N2 N 1/4.808 8b=40 mm=5.256 X 10 /

16、4.15=1.267 X 10b/h=8.892）计算a.按式计算小齿轮分度圆直径didi2 1.6 2.35 105 (2.8 1) ,2.433 189.82() mmV1 1.638 2.8565=31.96 mm计算及说明结果b. 计算圆周速度Vd1n1/60 1000=3.14X 31.96X 1412.5/（60X 1000） m/s =2.362m/sc. 计算齿宽bb= d d1t=1x40mm=40mmh =2.25m =2.25X 2mm=4.5mmb/h=40/4.5=8.89e.计算载荷系数K使用系数KA=1。25,根据V1 =2.362m/s ,8级精度查图表（P19

17、4图10-8）得动载系数Kv=1.09查图表（P195表10-3）得齿间载荷分布系数 KhKf =1.4由公式Kh 1.12 0.18 d2 0.23 10 3b23得 Kh 11.12 0.18 10.23 1040=1.309查图表（P198 图 10-13）得 Kf 1=1.309由式K 心仏心Kh得载荷系数 K1 =1.25 X 1.09 X 1.4 X 1.309=2.503）按齿根弯曲疲劳强度设计确定计算系数a.计算载荷系数由式Ka=1.25Kv=1.09KhKf =1.4Kh 11.390Kf 1 =1.309K1 =2.50d140mmY =0.87ZV1 27.37Zv2 1

18、31.36 Yf 1=2.563Yf 2=2.187Y5 1=1.604Y 2 =1.786S=1.4K fn 1 =0.85K fn2 =0.88 fe1 =500Mpa FE1=500 MPa1 =303.57 Mpa2=238.86 MPaY 1Y=2.563 X 1.604/303.57=0.01354YF 2YS 2=2.187 X 1.786/238.86=0.01635YF 1YS 1F 1=0.01354斗 K'S 2=0.01635KKaKvKf Kf得 K1 =1.25X 1.09 X 1.4 X 1.309=2.50b. 查取齿形系数查图表（P 表 10-5） Y

19、F 1 =2.563 , Yf 2=2.187c. 查取应力校正系数查图表（P 表 10-5）YS 1 =1.604，Ys 2=1.786d. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳 安全系数S=1.4，弯曲 疲劳寿命 系数KfN1 =0.85 ，Kfn2=0.88。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限fe1=500 MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限FE1=500 MPa，由式Kn limS得 1 =0.85 X 500/1.4 MPa=303.57 MPa=0.88 X 380/1.4 MPa=238.86 MPaY ye. 计算大小齿轮的F S并加以比较F大齿轮的数值设计计算Z2=i Z2=2 28=56，贝

20、y Z2 mZ2=2X56=112mm。1） 计算中心距a=(d1+d2)/2=76mm乙 36Z272d172 mmd2144mmB1=65mmB2 =60mm圆整后取 B1 =40mm , B2 =50mm2低速级齿轮传动设计（1 ）选择材料、精度及参数a. 按图1所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动b. 选用7级精度（GB10095-85）c. 材料选择小齿轮：40Cr （调质），硬度为280HBS大齿轮：45钢（调质），硬度为240HBSd. 初选小齿轮齿数 Z3=36 , Z4 Z3i2 =36 X 2=72e. 选取齿宽系数 d2=0.8（2）按齿面接触强度设计按下式试算d3t 2.32

21、3：空 g 全Y d2U2H1）确定公式内各计算数值a. 试选 Kt2 =1.3b. 确定小齿轮传递的转矩 Tj Tm =24.64 N m=0.246 x 10 N mm1c. 查图表（P表10-6）选取弹性影响系数 Ze=189.8 MPa2d. 查图表（P图10-21d）得小齿轮的接触疲劳强度极限Hiim3 =550MPa ,Hiim4 =530MPae. 由式确定应力循环次数N360n3jLh=60 X 175.90X 1 X 12000=1.27 X 10887N4 N3 /3.07 =1.27X 10 /3.07=4.14 X 10f. 查图表（P图10-19）取接触疲劳寿命系数K

22、 hn 3 =0.98 , Khn 4 =1.02g. 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，由式得H 3=0.98 X 550MPa=539MPa计算及说明结果H4=1.02 X 530MPa=541MPa2）计算7级精度a.由式试算小齿轮分度圆直径d3t ,代入 H中的较小值（GB10095-85）小齿轮：40Cr （调质）H 4=541MPa 得280HBS大齿轮：45钢（调质）d3t 2.323Kt2T2 U212Ze240HBS ;d2U2Hd2=0.8v=67.54mmb.计算圆周速度V3V3d3tnn/60 1000=3.14X 72X 1412.5/60000

23、m/s=5.32m/sc.计算齿宽QKt2=1.34d2d3t =1x20 mm=20 mmT3=0.246Xd.计算模数、齿宽咼比510 N mm模数 E2 = d3t/Z3=72/36=21ZE =189.8 MPa2齿高 hfe=2.25 mt2=2.25 X 2 mm=4.5 mmh lim3 =550Mpa则 b3/h3=65/72=0.9e.计算载荷系数P图10-8）得动载荷系h lim4 =530MPa根据 V3 =0.94 m/s ,7级精度，查图表（N31.27 X 108数 Kv2=1.06，直齿轮Kh2 Kf 2 =1 ，由 d2=0.8 和 b3 =65 mm，根N44

24、.14 107据式得Kh2 =1.313K hn3 =0.98由 b3/h3=0.9 和 Kh2=1.313 查图表（P 图 10-13）得 Kf 2=1.352K hn4 =1.02故根据式得k2=1.392f.按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。由式得按齿根弯曲强度设H 3=539Mpa计计算公式为H 4=541MPa计算及说明结果1)确定公式内各计算数值a查图表（P图10-20C）得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe3 =500MPa ,b大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE4 =380MPa。查图表（P图10-18 ）取弯曲疲劳寿命系数K FN 3=0.83， K FN4 =0.86c.计算弯曲疲

25、劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数5=1.4 ，由式KkFFN FE 得Ffn3 fe3 =0.83 x 500/1.4MPa=296.4MPaSS2KFfn 4 FE4 =0.86 x 380/1.4MPa=233.4MPa4S2d计算载荷系数 K2。由式得 K2=1.25 x 1.06X 1 x 1.352=1.791KvKhe查取齿形系数。查图表（P表10-5）得Yf 3 =2.62 Yf 4 =2.242=1.06f.查取应力校正糸数。 查图表（P表10-5）得Y3 =1.59 , Ys 4 =1.762=1.313gy y计算大、小齿轮的F S ，并加以比较FKf2=1.352yf 3Y

26、s 3=2.62 X 1.59/296.4 =0.01405F 3K2=1.392Yf 4Ys 4=2.24 X 1.76/233.4=0.01682F 4大齿轮的数值设计计算齿数得Z4 i Z2=2X36=72 取 d4 mZ42 72=144 ,(3)几何尺寸计算1)计算中心距mi? (Z3 Z4)a2 1 =2 x( 72+36) /2 mm=108mm22)计算分度圆直径FE3=500Mpad3 m2Z34X 18mm=72mmfe4 =380Mpad4m2Z4 4X 77 mm=144mmK FN 3 =0.83K FN4 =0.86S2 =1.4f】3296.4MPaf 4233.

27、4Mpa选取轴的材料为45号钢r，调质处理。查图）， 取Ajii=110， 得/ 0. 72mm=7.84mmK2 =1.791Yf 3=2.62Yf 4=2.24 Ys 3=1.59 ，*4=1.76n. 1412. 5该轴直径d< 100mm有一个键槽，轴颈增大 5%-7%,安全起见，取轴颈增大 5%则 d2min1.05 d2min 1.05 7. 848. 23mm 圆整后取 d2=12mm。Yf 3*8 3=0.01405Yf 4丫8 4 =0.01682F 43）结构设计小齿轮（齿轮3）采用实心结构大齿轮（齿轮4）采用实心式结构七、高速轴的设计已知 Pi =0.72 kw ，

28、n =1412.5r/min ，T, =12.95 N mTn / 2 =6.475N m1. 初步确定轴的最小直径。先按式d吨 初步估算轴的最小直径。表 （ 表 15-3d min A 3 110输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩公式为TcaK aT（ 11）查图表（P351 表 14-1）,取 Ka=1.3，则 TcaII =1.3 X 14 N m=18.21 N m根据TcaII =18.21 N m及电动机轴径 D=19mm ,查标准GB4323-84 ,选用TL7型弹性套柱销联轴器。确定轴最小直径d|min=12 mm2. 轴的结构设计拟定轴上

29、零件的装配方案。经分析比较，选用如图所示的装配方案1） 联轴器采用轴肩定位，1-11段d| | =14mm，由式h= （） d ,取dii川=15mm，轴端用轴端挡圈固定，查图表（指导书表13-19）,取挡圈直径 D1 =34mm， L| ii =15mm2） 初步选择滚动轴承。该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承。根据d | hi =44mm，查GB276-89初步取0组游隙，0级公差的深沟球轴承 6203，其尺寸为dx Dx B=15mm x 35mm x 11mm，故 dm iv dvii viii =20mm3） 取 dv Vi =46mm , L|v v

30、Lvi vii =60mm4）由指导书表4-1知箱体内壁到轴承座孔端面的距离L1G C2 （5 : 10） mm，取L1 =60mm，采用凸缘式轴承盖，取轴承盖的总宽度为17mm ,到联轴器的距离为15.8mm ,则L =26mm5） 取小齿轮距箱体内壁的距离为a,=12mm，大齿轮2和2'与齿轮3之 间的距离c=10mm ,滚动轴承端面距箱体内壁S, =12mm则Liii iv B S a （Liv v B1）=15+12+12-5=34mmL vii viiiL iii iv =34 mmLv vi B3 2c 5=110mm（3）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用普通C

31、型平键连接，按dIII=35 =mm ,Li ii =15mm 查图表（P 表 6-1）选用键 b h l =4mm x 4mm x 12mm。滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m64）确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P表15-12）,取轴端倒角为1.6X 45，各轴肩处圆角半径为R1（二）中速轴（III轴）的设计 轴上力的方向如下图所示'-初步确定轴的最小直径10）初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为根据式（45钢，调质处理。查图表（P 表 15-3),取 A0III =110，于是得dIII min 110X3.73mm=26.31mm 。该轴的最小直径为安

32、装轴承处的直径,272.73取为 dm min =30mm3.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图13456L7L1L4L5LABCD1 /7_2（2）确定轴的各段直径和长度1）根据dm min =21mm取d| | =21mm，轴承与齿轮2， 2之间采用套筒定位，取d ii indv vi =42mm，齿轮2与齿轮3之间用套筒定位， 取dm iv =34mm，齿轮3采用轴肩定位，取h=3mm，则diVV=40mm , 由于轴环宽度 b> 1.4h轴ii的设计，取 Liv v biv v =c=10mm 因 为 B3 =30 mm , B2 B2' =20mm 取 Li

33、ii iv =35 mm ,则Lv viB2' 2 =28mm2）初步选择滚动轴承由于配对的斜齿轮相当于人字齿，轴II相对于机座固定，贝Uiii轴应两端游动支承，选取外圈无挡边圆柱滚子轴承，初步选取0组游隙，0级公差的 N系列轴承 N206，其尺寸为 d x D x B=30mm x 62mm x16mm。由于轴承内圈受轴向力，轴端不受力，轴承内圈轴端采用圆螺母与垫片紧固，根据GB812-88 （指导书表13-17）选用M27 X 1.5规格的圆螺母及相应的垫片，圆螺母厚度m=10mm,垫片厚度s=1mm,则取Li' iLvii vii' =16mm，由 a1 =12m

34、m , S1 =12mm 取 a2 =14.5mm ,85 =11mm，则LiiiLvi viia2 S2 B 3 2=14.5+11+16+3-2mm=42.5mm选用嵌入式轴承盖，取轴承端盖的总宽度为17mm3）轴上零件的周向定位齿轮的周向定位都采用普通平键连接按 dm iv =24mm , LIII IV =42mmd =22mm , B2 =30mmdv VI =22mm , Lv VI =28mm查图表（P表6-1 ）取各键的尺寸为III-IV 段：bx h x L=10mm x 8mm x 36mmII-III 段及 V-VI 段：bx h x L=12mm x 10mm x 15

35、mm滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m61）确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P表15-2），取轴端倒角为1.0 x 45，各轴肩处的圆角半径为R1三）低速轴（轴IV）的设计（三）低速轴（轴IV）的设计已知 PIV =0.65kw , T|V =24.64 N m , n|V =251.34r/min1 求作用在轴上的力Ft4 Ft3 =175.4NFr4Fr3 =37.1N2.初步确定轴的最小直径按式（10）初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢调质处理。查图表（P表15-3 ）取A,IV =115，于是得d iv min 14.5mm。该轴的最小直径为安装联轴器处的直径，选取联

36、轴器的型号。根据式（11）,查图表（P表14-1）,取Ka=1.5，贝UTCaIV =1.5 x 16.6 N m =24.9 N m根据TCaIV =24.9 N m，查标准GB5014-85 （指导书表17-4）考虑到带式运输机 运转平稳，带具有缓冲的性能，选用HL6型弹性柱销联轴器。选取轴孔直径d=20mm，其轴孔长度L=31mm，则轴的最小直径 dIVmin =20mm3. 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案。经比较，选取如下图所示的方案2L1256L1L3L5L6L7L878（2 ）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度L21 ）取dviii ix=20mm，为了满足半联轴器的

37、轴向定位要求，采用轴肩定位，由h=（）d,取dvii viii =26mm，联轴器用轴端挡圈紧固，查图表（指导书表 13-19），取 D2 =62mm， LViii ix =10mm2）初步选择滚动轴承根据轴上受力及轴颈，初步选用0组游隙，0级公差的深沟球轴承 6206,其尺寸为 dx D x B=30mm x 62mm x 14mm 故 di iidVi Vii =30mm3） 轴承采用套筒定位，取 d ii 川 dv vi =36mm , Li iiLvi vii =53mm4） 根据轴颈查图表（P表15-2，指导书表13-21 ）取安装齿轮处轴段d川iii ' div iv =4

38、0mm,齿轮采用轴肩定位，根据h= （ ）d=4.34mm-6.4mm ,取 h=5mm ,则 div v =35mm ,轴环宽度 b> 1.4h=1.4x 5mm=7mm，取 Liv v 25mm5）查图表（指导书表13-21 ）,已知B4 =20 mm。取dm，iv，=40mm ,Li” iv，=2.3mm （S=2mm） Liv，iv =25mm , L=3mm6） 根据轴ii，轴HI的设计，取滚动轴承与内壁之间的距离S3=10mm，则L|i iii = S3 + a? + B? +C+2.5- （ n+S） -16=（10+14.5+70+10+2.5-8-2-16 ） mm=6

39、2mmLv vi = S3+ a2 + B2 +C+2.5- Liv v -16=（10+14.5+70+10+2.5-10-16 ） mm=50mm6）根据箱体内壁至轴承座孔端面的距离L1 =60mm ,及S =10mm ,B=20mm ,根据指导书表 9-9，取轴承盖的总宽度为39.6mm，轴承盖与联轴器之间的距离为S盖联=20.4mm则Si viii =30mm3）轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用普通平键连接，根据dIV' IV =40mm ， LIV' IV =25mm查图表（P表6-1）VIII-IX 段：bx hx L=12mm x 8mm x

40、17mm滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P表15-12）,取轴端倒角尺寸为 1X 45。轴上圆角RiiRviRviiRviii =1.0mm, RiiiRivRv =1mm4. 求轴上的载荷轴的计算简图如下图所示，由机械设计图15-23知，深沟球轴承 6202,a=10mm,从轴的结构图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出 Ft作用处是危险截面，L=162mm，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表表4危险截面所受弯矩和扭矩/XFlK"TTrriTnT lllTrrn1T1载荷水平面H垂直面V支反力FF nh 1fnh2=63

41、.84NF nv1 Fnv2 =17.45N弯矩M H =1682 N mmMV =2117.33 N mm总弯矩MM =3022.89 N mm扭矩TT=4002.81 N mmJ r-力旬杞丘K_TlTTrrTTn-E.LEVI Farjiu"imniniiMiniiiiiiM/Jjsjj TnnTrTTr刁iTlT111 ： 11H5. 按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环 变应力，取a =0.6，轴的计算应力.M2 ( T)2300222.892 (0.6 407502.81)2ca32W62 /32 18 5.5(62

42、5.5) /2 62=244501.69/20849.146MPa=11.727MPa前已选定轴的材料为 45钢，调质处理，查图表(P表15-1 )得 1 =60MPa，因此ca V j，故轴安全。八、轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为Lh =72000h1. 输入轴承的选择与计算由轴II的设计知，初步选用深沟球轴承6202，由于受力对称，只需要计算一个，其受力 Fr=299.62 N , Fa=0, & =3 ,转速 n=2825r/min1 ）查滚动轴承样本（指导书表 15-3）知深沟球轴承 6202的基本额定动载荷C=13200N，基本额定静载荷 C0 =942ON2）求轴

43、承当量动载荷 P因为Fa=0，径向载荷系数 X=1，轴向载荷系数 Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6）,取fp=1.2，贝UP= fp （XFr+YFa）=1.2X（ 1 X 299.62+0） N=359.54N3）验算轴承寿命,106C10613200 3Lh h60n P 60 2825359.54=291951.3h> Lh =72000h故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承62022. 轴III上的轴承选择与计算由轴III的设计已知，初步选用深沟球轴承6206，由于受力对称，故只需要校核一个。其受力 Fr =23.74N , Fa=0,£ =10/3

44、 , n=2825r/min1 ）查滚动轴承样本（指导书表15-5 ）基本额定动载荷 C=36200N，基本额定静载荷C0 =22800N2）求轴承当量动载荷 P因为Fa=0，径向载荷系数 X=1，轴向载荷系数 Y=0，因工作情况平稳，按课本（P 表 13-6），取 P= fp （X Fr +Y Fa ） =1.2 X（ 1X 23.74+0） N=28.488N3）验算轴承寿命计算及说明结果,106C106362003Lhh60n P60 502.6723.488=3035776h> Lh=72000h故所选用轴承满足寿命要求。确定使用轴承62063.输出轴上的轴承选择与计算由轴IV的

45、设计知，初步选用深沟球轴承6206，由于受力对称，只需要计算一个，其受力Fr = Jf42Ft42 =3706.46 NFa =0 ,£ =3，转速n=1412.5/mi n1 ）查滚动轴承样本（指导书表15-3）知深沟球轴承6206的基本额定动载荷C=27000N，基本额定静载荷 C0 =19800N2）求轴承当量动载荷 P因为Fa=0，径向载荷系数 X=1，轴向载荷系数 Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取fp=1.0，贝yP= fp (X Fr +Y Fa) =1.x( 1X 36.88+0) N=36.88N3）验算轴承寿命106 C106270003Lhh60

46、n P60 251.3436.88=37492573714h> Lh=72000h故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6206。计算及说明结果九、键连接的选择与校核计算1.输入轴与皮带轮的键连接1）由轴II的设计知初步选用键 C4X 12, Th =2.35 N m2）校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2 ）查得许用应力p =100-120MPa,取p =110MPa。键的工作长度l =L-b/2=12mm-2mm=10mm ,键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5 X 2T 1034mm=2mm。由式 p 可得pkid32Tii 10“3p =2

47、X 2.35 10 /4X 10 X 12MPapkid=9.792MPa<p =110MPa可见连接的强度足够，选用键C4 X 122 .齿轮2 （2'与轴III的键连接1）由轴 III 的设计知初步选用键 C10 X 36, T =Thi / 2 =4.85/2=2.425 N m2）校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2 ）查得许用应力p =100-120MPa,取p =110MPa。键的工作长度i =L-b=36mm-10mm=26mm ,键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5 X 2T 1038mm=4mm。由式 p可得pkid2Tii 10

48、3“3p =2 X 2.425 10 /4X 26 X 34MPapkid=1.372MPa<p =110MPa可见连接的强度足够，选用键C10 X 363 .齿轮3与轴III的键连接1）由轴III的设计知初步选用键 C12x70 , T = Tiii =12.95 N m2）校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2 ）查得许用应力p =100-120MPa,取p =110MPa。键的工作长度计算及说明结果l =L-b=70mm-10mm=60mm ,键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5 X2T 103 8mm=4mm。由式 p 可得pkid2TII 103“3p =2 X 12.95 10 /4X 60 X 40MPapkid=2.698MPa<p =110MPa可见连接的强度足够，选用键12X 704 .齿轮4与轴IV的键连接1）由轴IV的设计知初步选用键 12X 63, T = Tiv =24.64 N m2