机械设计课程设计

1、机械设计课程说明书第 页共46页目录 TOC o 1-5 h z 一、 选择电机 3页 HYPERLINK l bookmark4 o Current Document 二、 传动比分配 .4页 HYPERLINK l bookmark6 o Current Document 三、计算各轴转速 4页 HYPERLINK l bookmark8 o Current Document 四、计算各轴的转矩5页 HYPERLINK l bookmark10 o Current Document 五、 皮带设计 .6页 HYPERLINK l bookmark12 o Current Document

2、六、链设计 9 页 HYPERLINK l bookmark14 o Current Document 七、高速齿轮设计 11页 HYPERLINK l bookmark16 o Current Document 八、低速齿轮设计 15页 HYPERLINK l bookmark18 o Current Document 九、I轴（齿轮轴）的结构设计 19页 HYPERLINK l bookmark22 o Current Document 十、轴（中间轴）的结构设计24页 HYPERLINK l bookmark24 o Current Document 十一、川轴（输出轴）的结构设计 30

3、页 HYPERLINK l bookmark26 o Current Document 十二、轴承的校核计算 37页I轴轴承 37页H轴轴承 37页川轴轴承 39页 HYPERLINK l bookmark34 o Current Document 十三、键的校核 39页I轴键的校核 39页口轴键的校核 40页川轴键的校核 40页 HYPERLINK l bookmark42 o Current Document 十四、箱体的结构设计 41页 HYPERLINK l bookmark44 o Current Document 十五、减速器的附件 43页课程设计任务书设计数据：运输带传递的有效圆

4、周力 F=7700N运输带速度V=0.75m/s滚筒的计算直径D=560mm设计要求：原动机为电动机，齿轮单向传动，有轻微冲击。工作条件：工作时间10年，每年按300天计 单班工作（每班8小时）。传动示意图如下：、选择电机1、确定工作机功率P工作Fv10007700 0.751000= 5.775kwp工作二 5.775kw2、原动机功率、P电=P工作总=带.厶轴承.2齿轮.链.联轴器.滚筒= 0.95 0.9940.97520.965 0.99 0.96P电= 0.805.7780.8=7.22kw门总=0.80p电二 7.22kw3、估计电动机转速.n电动机|总=n滚筒21总=1带1链1齿

5、轮i 带二 2 41 链=2 6i齿轮=3 6咕(2 4) (2 6) (3 6)2=36 864n滚筒二 25.60r min_60 汇 1000Vn滚筒二nD60 1000 0.75兀汉560=25.60 r. minn电动机=25.60 (36 864)二 921.6r. min 22118.4 r min4、选择电动机根据电动机的功率和转速范围，选择电机为:型号功率转速效率YB2M-47.5kw1440r/mi n87%表1.1电动机选择、传动比分配i带 - i链叮1齿轮.n电机1440“i总-56.25n滚筒25.60i平=4i总=4. 56.25 =2.74若取i带-2.2-22i

6、齿轮=3.2贝则：i链与2.50i带i齿轮三、计算各轴转速I轴:nin电动机144014T654.56r minn轴:n电动机1440nni带i齿轮2.2 3.2二 204.55r. minn电动机1440.2I齿轮22.2 3.2=63.92 r minn电动机1440因为:i 56.25总、i带二 2.2i齿轮=3.2i 链=2.50山=654.56 r .1minnn = 204.55n min n m = 63.92r min nW = 25.57 r min2i带I齿轮2=25.57 r/min2.2 3.22 2.5n滚筒 n wn滚筒25.60-25.5725.60= 0.1%

7、：5%四、计算各轴的转矩计算公式：Ti =9550旦N m各轴功率：pi = p电动机带= 7.22 0.95=6.86kwPn 二p电动机带轴承齿轮= 7.22 0.95 0.99 0.975二 6.62kwPm = P电动机 带 2轴承2齿轮=7.22 0.95 0.992 0.9752=6.39kw23Pw = p电动机.带.轴承.齿轮.链=7.22 0.95 0.993 0.9752 0.965=6.11kw各轴转矩：Ti =9.55 106-6戲1.00105 Nmm654.56Tn =9.55 1063.09105 Nmm204.55Tm =9.55 1069.55105Nmm63

8、.92Y.55 106 爲二2.28 106 N mmPi = 6.86kwPn 二 6.62kwPm =6.39kwPw = 6.11kwTi 二 1.00 105N mmTn = 3.09 105 N mmTm = 9.55 105 N mmTw 二 2.28 106 N mm五、皮带设计n小轮=1440r min由已知得：n小轮=n电动机=1440r.mi n1、确定计算功率Pca由表8-7查得工况系数：KA =1.1Pca = 7.94kwPca二Ka电动机故=1.1 7.22=7.94kw2、选择V带的带型根据Pca、n小轮由图8-11选用A型带3、确定带轮的基准直径dd1dd1 =

9、 125mm初选小带轮的基准直径。由表8-6和表8-8，取得 小带轮的基准直径dd1 = 125mm验算带速v,按式(8-13 )验算皮带的速度兀dd1n小轮v =v = 9.42 m s60 1000二 125 1440-60 1000=9.42 m s因为5m s ： v : 30m s,故带速合适计算大带轮的基准直径dd2根据式(8-13a),得大带轮的基准直径dd2 =2.2 125=275mmdd2 二 280mm根据表(8-8)圆整为dd2 = 280mm4、确定V带中心距和基准长度Ld根据式(8-20)0.7(dd1 dd2)- a - 2(dd1 dd2)0.7(125 280

10、) a 2(125 280)283.5 玄 a 玄810mm初选中心距 a。= 500mm由式（8-22）计算所需的基准长度2Ldo 2a0- 125 280 a4a2 500 -25 280 282/4x500:1648mm由表8-2选带的基准长度Ld = 1600mmLd = 1600mm 按式（8-23 ）计算实际中心距aa 二 a。-1 d0a = 476mm1600 -16482站=161500=476mmamin - a 0.015 Ld二 452 mmamax =a 0.03Ld=524m m中心距的变化范围452 524mm5、验算小带轮的包角57 3ai 曰80 (dd2 一

11、ddi )a57 3180 - 280 -125 -476:161-906 、计算皮带的根数z 计算单根V带的额定功率pr由 dd1 = 125mm和 m =1440r min ,查表 8-4a 得1.92 _ P。14501440p0 =1.906kw根据 n1 = 1440r min , = 2.2和 A型带查表 8-4b 得 卩0 =0.165kw查表8-5得K二0.95a查表 8-2 得KL =0.99pr = 1.95kw因此 Pr Po *Po K. Kl=1.906 0.1650.95 0.99=1.95kw计算v带的根数zz二匹=竺二4.072 取5根 pr 1.957、计算单

12、根V带的初始拉力的最小值由表8-3得A型带的单位长度质量q二0.1kg m所以F 0 min =1464NF。min -500 2 k? Pea 7V2k：zv(2.50.95)2-5007.94 0.1 9.4220.95汉 5 汇 9.42= 137.5 8.9= 146.4N因使带的实际初拉力F 一 F min8、计算压轴力Fp压轴力的最小值为：Fp U1443.92NFP min =2ZF min Sin 寸161 =2 5 146.4 sin2=1443.92 N六、链设计确定传动功率p链二pm =6.39kw1 、选择小链轮齿数取小链轮的齿数乙=19，大链轮的齿数为z2 =i 吕=

13、19 2.5 =47.5 取为482、确定计算功率由表9-6查得KA =1.0由图9-13查得Kz =1.37单排链，则计算功率为Pea =KA Kz p 链= 1.0 1.37 6.39=8.75kw3、选择链条型号和节距根据 Pea =8.75kw和m = n皿=63.92r min 查图9-11，可选28A-1查表9-1，链条的节距为P = 44.454 、计算链节数和中心距初选中心距：a0 = 30 50 p=30 5044.5-1333.5 2222.5取a0 = 1500mm,相应的链节数为：p0_2a。+乙 +Z2 + 心2 乙 丫 pp2I 2兀丿a。21500 19 十 48

14、 4819、44.4544.452I 2兀丿1500101.62取Lp =102节查表9-7得到中心距计算系数f, =0.24765p链=6.39kwZ1 = 19z,取为48Pea 二 8.75kwp =44.45Lp =102节a =1508 mm则链传动的最大中心距为：a = fip2Lp - zi z2 1= 0.24765 44.45 2 102 - 19 48 1=1508mm5、计算链速，确定润滑方式niZip60 100063.92 19 44.4560 1000:0.9 m sv 0.9m s由v =0.9m s和链号28A,查图9-14，选择滴油润滑6、计算压轴力Fp有效圆

15、周力：Fe =1000 巴=1000 639 =7100Nv0.9链轮水平布置时的压轴系数 KFp =1.15 则压轴力为：Fp =8165NF p = K Fp Fe= 1.15 7100= 8165N七、高速齿轮设计1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级 精度材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调 质），硬度为280HBS大齿轮为45钢（调质）， 硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBS选小齿轮齿数Zi = 24，大齿轮齿数为z2 =3.2 24 =76.8，取为z2 = 77Z* = 24 z2 =772 、

16、按齿面接触疲劳强度设计口 U10、Pd u1 G H-2.323由设计计算公式（10-9a ）进行试算，即di 确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt =1.3计算小齿轮的转矩69.55 10 pTi =1.0 105 N mm9.55 106 6.86654.56= 1.00 1 05 N mmh iim1 = 600MPa-H lim 2 二 550MPa2 =1.88 1095.86 108查表10-17选取齿宽系数叮-1查表10-6得材料的弹性影响系数1ZE =189.8MPa2由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限二Hlim1 =600MPa。大齿轮的接触疲劳强度极限

17、二 Hlim2 =550MPa由式（10-13）计算应力循环次数N1 60ni jLn=60 654.56 12 8 300 10-1.88 1091 83.2N21 =5.86 108由图10-19取接触疲劳寿命系数K hn - 0.935 Khn? - 0.97计算接触疲劳应力取失效概率为1%安全系数S=1。由式（10-12）L_ H = 561MPaL_ H .l2 = 533.5MPaKHN1m10.935 600 = 561MPach UKHNlim 0.97 550 =533.5MPa计算 试算小齿轮分度圆直径d1t，带入-H 1中较小的值d1t _ 2.3231t KtT1u +

18、1 1 Z Ed1t _ 64.607mm-2.32321.3x1.0005 4.2189.8、3.2 533.5 丿-64.607mm计算圆周速度v n1v =60 100064607 654.56 = 2.214ms60 1000v = 2.214m s计算齿宽b二：b d1t = 1 64.607 = 64.607mm计算齿宽与齿高之比模数mtd1t64.607= 2.69Z124齿高h= 2.25mt= 2.25 2.69 =6.052mm64607 =10.686.052计算载荷系数根据v=2.214ms，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv =0.98直齿轮 Kh：. - Kf=

19、1由表10-2查得使用系数KA =1由表10-4用插值的法查得7级精度，小齿轮相对轴承非对称布置时求得Kh ： = 1.422查图 10-13 K. -1.34故载荷系数：K 二 KaKvKh：Kh ：=1 0.98 1 1.422= 1.39按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径dd1t3 K 二 64.6073 1.39 二 66.065mm KtV 1.3计算模数m 且二 2.75乙3、按齿根弯曲强度设计确定公式内的各计算数值由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 二FE1 =500MPa,大齿轮的弯曲二 fe2 =380MPa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数：Kfn1 =0.88

20、K fn2 二 0.91计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4K FN1 FE1S0.88 5001.4-314.29MPa-F 1KfN2；- FE2S0.91 3801.4二 247MPa计算载荷系数k =KaKvKf：Kf ：=1 0.98 1 1.34-1.313查取齿形系数由表 10-5 查得 YFa1 =2.65 YFa2 =2.26K =1.39di = 66.065mmm =2.75-FE1 =500MPa；fE2 =380MPa-F 1 二 314.29M tF 2 = 247MPaK =1.313查取应力校正系数由表 10-5 查得 YSa1 =1.58YSa2

21、=1.764计算大，小齿轮的Y冷，并加以比较论绻12.6L2. 0.01332314.294 1 _YFa 2 丫Sa2大齿轮的数值大 设计计算竺1卫生0.01590247m _32KT1m _ 1.93552 1313 1W 100.015901 242-1.935圆整为标准值md1=68.89 算得 z1 = 2.0,按接触强度算的分度圆径66.06433 大齿轮齿数2.0乙 33Z2= 3.2 33=105.6Z2 取 1064、几何尺寸的计算 计算分度圆直径z2 =106d1 = 66mm d2 = 212mmd1 +d266 212 =1392&1 =139d1 = 33 2 - 6

22、6mm d2 =106 2 =212mm计算中心距计算齿轮宽度取 B2 二 66mmB2 = 66mmB 二 71mm八、低速齿轮设计1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级 精度材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调 质），硬度为250HBS大齿轮为45钢（调质）， 硬度为210HBS二者材料硬度差为40HBS选小齿轮齿数Zi = 24，大齿轮齿数为z2 =3.2 24 =76.8，取为z2 = 77Z* = 24 z2 =772 、按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式（10-9a ）进行试算，即口 U10、Pd u1

23、 G Hd, _2.323 确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt =1.3计算小齿轮的转矩6丁 9.55 10 69.55 106.625m3.09 10 N mm204.55查表10-17选取齿宽系数叮-1查表10-6得材料的弹性影响系数1ZE =189.8MPa2由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限二Hlim1 =550MPa。大齿轮的接触疲劳强度极限二 Hlim2 =510MPa由式（10-13）计算应力循环次数N1 60ni jLn=60 204.55 12 8 300 10-5.9 1081 8N21 =1.84 1083.2= 3.09 105N mmh 佃1

24、= 550MPa-H lim 2 二 510MPa2 =1.88 1095.86 108由图10-19取接触疲劳寿命系数K hn = 0.96K hn 2 =0.985计算接触疲劳应力 取失效概率为1%安全系数S=1。由式（10-12）K HN1；- lim 10.96 550 = 528MPaL_ H = 561MPa K HN1；- lim 2 H 2O.985 510 =502.35MPatH 2 =502.35MPa计算d1t _ 97.96mm试算小齿轮分度圆直径d1t，带入-H 1中较小的值KtT1 u+10 duG丿d1t 2.32%-2.323：1.3父3.0905 4.2 了

25、 189.8 Y3.2 502.35 丿-97.96mm计算圆周速度v n1v =60 1000二 97.96 204.55 = 1.05m s60 1000v = 1.05 m s计算齿宽b=d1t =1 97.96 = 97.96mm计算齿宽与齿高之比97.96=4.08Z124齿高 h =2.25mt =2.25 4.08= 9.18mmb97.960.679.18计算载荷系数根据v=1.05ms，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv =0.75直齿轮 Kh：. - Kf=1由表10-2查得使用系数KA =1由表10-4用插值的法查得7级精度，小齿轮相对轴承非对称布置时求得Kh = 1

26、.428查图 10-13-1.38故载荷系数：K 二 KaKvKh： Kh1=1 0.75 1 1.428= 1.071按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径d1 =d1t3 K =97.963 1.071 = 91.83mm1Kt. 1.3计算模数m = - = 3.83Z13、按齿根弯曲强度设计确定公式内的各计算数值由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限二FE1 =420MPa,大齿轮的弯曲二 fe2 = 260MPa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数：Kfn1 =0.90 Kfn2 =0.93计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4K FN1FE1S0.90 4201.4= 2

27、70MPa-FKfN2；- FE2S0.93 2601.4= 173MPa计算载荷系数K =KaKvKf：K=1 0.75 1 1.38-1.035查取齿形系数由表 10-5 查得 YFa1 =2.65 YFa2 =2.26K -1.071di = 91.83mmm = 3.83；FE1 =420MPa；fE2 =260MPatF 1 二 270M-F 173MPaK = .1.035查取应力校正系数由表 10-5 查得 YSa1 =1.58YSa2 =1.764计算大，小齿轮的Y冷，并加以比较丫Fa1 丫Sa12.6L!i5 = 0.0155074270YFa 2 丫Sa2大齿轮的数值大 设

28、计计算竺6卫生0.0227173YFaYsa ”A】丿m -m - 2.93352 15 309 100.02271 242-2.93圆整为标准值 m = 3 ,按接触强度算的分度圆径97 969796、33大齿轮齿数d1二97.96mm ,算得乙乙 33Z2= 3.2 33=105.6Z，取 1064、几何尺寸的计算 计算分度圆直径z2 =106d1 = 99mm d2 =318mmd1 +d299318 =208.52a = 208.5d1 = 33 3 = 99mm d2 =106 3 = 318mm计算中心距计算齿轮宽度=1 99 二 99mm取 B2 = 99mmB2 = 99mmB

29、 二 104mm九、I轴（齿轮轴）的结构设计1、求I轴上的功率R ,转速山和转矩Ti6.86 kw654.56 r/ min51.00 10 N mmPi = 6.86 kwni =654.56 r/minT1 =1.00 105 N mm2、求作用在齿轮上的力因为已知高速级小齿轮的分度圆直径为di =叫乙=2 33 = 66mm2T1d152 1.00 10566= 3030.30NFr1 =Ft tan20 =3030.30 tan20 =1102.94 N带轮的压轴力 Fp =1443.92N3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45号刚调质处理，按扭转强度法计算的直径，取A =120d

30、min= 120 36.86654.56=26.26Ft1F r 1Fpdmin3030.30 N1102.94 N1443.92 N=26.264、确定轴的结构与尺寸 拟定轴上零件的装配方案，如图所示:二 30mm二 40mm 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 根据带轮结构和轴上有键槽，所以轴的的最小直径d1=30mm为了满足带轮的轴向定位要求，1-2轴d端右端需制出一轴肩，故取1-2段的直径d2 -3d2o =40mm ;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D =40mm，由图8-14知皮带轮宽：L = 1.52d 取 L=2d=2 30 =60mm。为了保证轴端挡圈只压在带轮上

31、而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比L1略短些，现取= 58mm初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力的作用，故选深沟轴承。参照工作并根据d2；=40mm，由轴承产品目录中初选深沟轴承6309，轴承尺寸为d D T = 45 85 19故d3/ “7=45mm l3 =l7_ -19mmd4_5 = 55mmd3-4 = d7一8 =45mm，而 13/ = l7-8 = 19mm。左右端轴承 都采取轴间定位，由手册上查得6209型轴承的定位轴 肩高度h =5mm，因此取d4_s =55mm。U轴上小齿轮的轮毂宽度Bn小=104mm,取齿轮距离箱体内壁的距离a =16mm，两圆柱齿轮的距离

32、c =20mm，考虑箱 体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，因距离箱 体内壁一段距离s，取s =8mm，所以：14=104 20 16 8=148mm。14=148mm 取齿轮处的轴段 5-6的直径d5上=55mm; I轴上小齿 d5J3=55mm轮轮毂宽度 耳小=71mm，所以I上=71。取齿轮距离l5 =71mm箱体内壁的距离a =16mm，两圆柱齿轮的距离 c=20mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的 位置时，因距离箱体内壁一段距离s，取s=8mm。所l6_= 24mmd6_r =55mm以：b-7 =16 8 = 24mm ， d6 _7 = 55mm。取轴承端盖的总宽度为30

33、mm。根据润滑要求和传动 空间的要求，取轴承端盖外端面与带轮的距离为35mm 所以 12鸟=30 35 二 65mml2 = 65mm至此，已初步确定轴的各段直径和长度，如下图所示轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位采用平键连接。 按=30mm查平键：b h = 8 7 , 键槽长为50mm表6-1得平键截面b h = 8 7 ,键槽长为50mm .带轮与轴的配合为 H7，为过盈配合。m6确定轴上的圆角和倒角参考表15-2，取轴端倒角为2 45各轴肩R =1.6 2mm求轴上的载荷：LQ3.KILU.OCl6yjQFpYAFn轴的计算简图先计算作用在轴承水平面上的力Fnh1和Fnh 2，简图如

34、下：1D3.5D1*93.069 CO FNH21环1ooFti水平作用图由题意可得：FNH1 + Fnh 2= Ft1F NH 1LBD = Ft1 LcdFnh1 + Fnh 2 = 3030.30Fnh1 762 =3030.30 29FNH1 = 798.06NFnh2 =2241.24NFnhi =798.06N Fnh2 =2241.24N得到弯矩方程如下:BC二-Fnh i xi 135M CD = -Fnh2 X20 x1 :：: 103.5103.5:296.50 _ x2 _ 69由三个方程得M AB = 0 N .m mMbc =-789.06 x1-103.5MCD 二

35、-2241.24 x2(0 _x1 :：: 103.5)(103.5 _ x： 296.5)(0 乞 x2 乞 69)弯矩图如下:水平面弯矩图Fp103. 501W. M鉉00?-7J-卜FxviFri 再计算垂直面上的力Fnv1和Fnv2垂直面由题意可得：FnV1 *FnV2 *Fr1 =FpiFNv1 Lbd + Fr1 Lcd = Fp，LADFnV1 + FnV2 +1102.94 =1443.92FNV1 =1723.85NFnV2 382.87N、Fnv1 汉 262 +1102.94 汉 69 =1443.92 汉365.5FnV1 =1723.85N FnV2 = T382.8

36、7N得到弯矩方程如下：M AB = -FpX10 X1 ： 103.5M BC二-F pX1 FNV1 X1i -103.5103.5 乞捲：296.5M cd - FNV2X20 _ x2 _ 69由三个方程得M AB 一 -1443.92 x1 N.m m(0 _ 论 扭矩图 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核 轴上最大弯矩和扭矩截面的强度。根据以上计算的数 据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力， 取：.=0.6，轴的计算应力JM2 +T）2ca181713.652(0.6 1 00000)2；ca =11.5MPa-0.仆 553= 11.5MPa前已选定轴的材料

37、为45钢，调质处理，查得 tl-60MPa，因此二ca ： !故安全十、轴（中间轴）的结构设计1、求U轴上的功率F2,转速匕和转矩T2P2 - 6.62 kw n2 二 204.55 r/ min5T 3.09 105 N mmP2 二 6.62 kwn2 = 204.55 r / minT2 = 3.09 1 05 N mm2、求作用在齿轮上的力 求作用在U轴上大齿轮上的力。（与I轴上齿轮啮合的 齿轮）因为已知U轴大齿轮的分度圆直径为：d2大二 mtz2大=2 106= 212mmF t212T2d252 3.09 10212=2915.09NFr21 =Ft21tan20 -2915.09

38、 tan20 -1061.0NFt21 = 2915.09N&21 =1061.0N 求作用在U轴上小齿轮的力（与川轴大齿轮啮合的齿 轮）。因为已知U轴小齿轮的分度圆直径为d2 = mtz2 =3 33 = 99mmF t232T2d252 309 10 242.42N99Fr23 =Ft23tan20 =6242.24 tan 20 =2272.06 N3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45号钢调质处理，按扭转强度法计算的直径，取A0 -120dmind120 嘻爲24Ft 23 二 6242.42N斤23 二 2272.06Ndmin = 38.244、确定轴的结构与尺寸 拟定轴上零件

39、的装配方案，如图所示:a1d1 = d5-6 = 45mm.d 2；= 50mml2-3 =100mm 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度根据轴上有俩个键槽，所以轴的的最小直径dmin =45mm。初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力的作用，故选深沟轴承。参照工作并根据dmin =45mm，由轴承产 品目录中初选深沟轴承6209，轴承尺寸为d x d 汉丁 =458509，故= d6 = 45mm. 取齿轮处的轴段2-3的直径d2； = 50mm;齿轮的左端 与左轴承之间采用套筒定位。已知U轴上小齿轮轮毂 宽度Bn小=104mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮此轴端应略短于轮毂宽度，故取I2-3

40、二100mm。齿轮的右端 采用轴肩定位，轴肩的高度h 0.07d，故取h =5mm ,则轴环处的直径d3 = 60mm.同样可知 d4_s = 50mm, l4-5 =62mm取齿轮距离箱体内壁的距离a = 16mm,两圆柱齿轮的 距离c =20mm ,考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴 承的位置时，因距离箱体内壁一段距离s，取s = 8mm， 还因为齿轮轮毂的宽度要大于轴上安装的长度一点，我们取该长度为4mm。考虑齿轮间的正确配合，还应 加上2.5mm，轴承总宽T =19mm。考虑I轴上齿轮轮 毂宽大于U轴大齿轮轮毂宽，所以： =19 16 8 4 = 47mm。15上=19 16 8 4 2

41、.5 = 49.5mm确定两齿轮之间的距离取为：13 鼻=20 2.5 二 22.5mmd3 = 60mm.d 4_s= 50mml4-5 = 62mml1-2 = 47mml5=49.5mml3/二 22.5mm至此，已初步确定轴的各段直径和长度，如下图所示。轴上零件的周向定位小齿轮平键截面b h = 14 9 ,键槽 长为80mm小齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按d2： =50mm查表6-1得平键截面b h=14 9,键H 7槽长为80mm .小齿轮轮与轴的配合为 ，为过盈m6大齿轮与轴配合的键槽为14 9 50配合。同样，大齿轮与轴配合的键槽为14 9 50确定轴上的圆角和倒角参考表1

42、5-2，取轴端倒角为2 45，各轴肩R =1.6 2mm求轴上的载荷FrjFtS不c驱5i）轴的计算简图 先计算作用在轴承水平面上的力 Fvi和Fv2,简图如下:Fia fFt23jFm j.FFH2匪510j；5的水平作用图F + F厂NH1 厂NH 2F NH 1，LAD由题意可得：二 Ft 23 Ft21-Ft23 LBD Ft21nh1 +FNH2 = 6242.42 +2915.09FNH存 262 = 624242 x 176.5 + 2915.09 疋 69Fnhi =4973NFNH2 =4184.51N得到弯矩方程如下:Fnh1 =4973NFNH2 =4184.51NM A

43、 = FnH1 x 10 乞 X1 ： 85.5M BC - FNH1 x Ft23 x-i -85.585.5 - x| ： 193M CD = FNH 2 X2由三个方程得M AB = 4973 Xj N.m m（ 0 - 禺：85.5）M BC =4973 % -6242.42 捲 -85.5（85.5 - x1 : 193）M CD =4184.51 x2（0 x2 込69）弯矩图如下:水平面弯矩图 再计算垂直面上的力Fnvi和Fnv2Fr21Fnvi5,51Fr23107,5CL1Fnvz垂直面由题意可得:F NV1 F NV1 LADFnV2 Fr23F r23 LBD=Fr212

44、1LcdFnvi - Fnv2 - 227206 = 1061Fnv1 262 2272.06 176.5 =1061 69Fnvi 二-1251.2NF nN2 = 40.14NFnv1 -T251.2NFnv 2 二 40.14N得到弯矩方程如下：M ab =Fnv1 X10 乞 N : 85.5M BC = FNV1 x1 Fr23 % -85.585.5 - Xj 193M cd _ FNV2 X20 - X2 - 69由三个方程得M ab = -1251.2 X! N .mm( 0 乞 x： 85.5)Mbc =1251.2 xi 2272.06 Xi 85.5 (85.5 E Xi

45、 :：: 193)M cd = 40.14 X2(0 _ X2 _ 69)分析两弯矩图，可知最大弯矩存在于B点。B点的合成弯矩为 MB合二425191.52 106977.62二 438442.7Nmm扭矩图如下:按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和扭矩截面的强 度。根据以上计算的数据，以及轴单向旋转，扭转切应 力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力caM 2 C T)2 W；ca =38.8MPa43844272(0.6 309000)20.X503= 38.8MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得l = 60MPa，因此二ca ：故安全。in轴（输出轴

46、）的结构设计1、求川轴上的功率F3,转速n3和转矩T3P3 = 6.39 kwn3 二 63.92 r/min5T3 =9.55 10 N mm2、求作用在齿轮上的力因为已知齿轮的分度圆直径为d3 = mtz3 =3 106 = 318mmFt32T1d152 9.55 105318-6006.29 NF3=Ft3tan20 -6006.29 tan20 -2186.11 N链轮的压轴力 Fp =8165N3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45号刚调质处理，按扭转强度法计算的直径，取A =120弘沁3：；二120 3 囂=55.694、确定轴的结构与尺寸 拟定轴上零件的装配方案，如图所示:

47、13 = 6.39 kw% 二 63.92 r /min5T3 二 9.55 10 N mmFt 3 二 6006.29NFv3 =2186.11NFp =8165Ndmin = 55.69mmrion 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 根据链轮结构和轴上有键槽，所以轴的的最小直径 d7 =60mm。为了满足链轮的轴向定位要求，轴端左d7_s = 60mm端需制出一轴肩，故取6-7段的直径d6_ =70mm ；右 d6_ =70mm端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D =70mm，查机械设计书知链轮轮毂宽：d 二 p 269.39.180sinzh =9.5 虫 0.01d =26.

48、866L = 4h = 95.43mm为了保证轴端挡圈只压在链轮上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比J略短些，现取b=93mm初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力的作用，故选深沟轴承。参照工作并根据d6=70mm，由轴承产品目录中初选深沟轴承6215，轴承尺寸为 d D T =75 130 25故d5二d1 q = 75mm，而15出=25mm。左右端轴承都米 取轴间定位，由手册上查得6215型轴承的定位轴肩高 度h = 6mm，因此取d4与二87mm。17=93mmd5_6 = du 二l5_ = 25mmd4_5 = 87mm75mm取齿轮处的轴段 2-3的直径d2肖=80mm;齿轮

49、的左端 d2=80mm与左轴承之间采用套筒定位。川轴上齿轮轮毂宽度Bm =99mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮此轴端应略I&7 二 95mmd3=92mm l3* = 12mm短于轮毂宽度，故取 J =95mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h_0.07d故取h=6mm,则轴环处 的直径 d3/ = 92mm，长度 3A = 12mm取齿轮距离箱体内壁的距离a = 16mm，考虑箱体的铸 造误差，在确定滚动轴承的位置时，因距离箱体内壁 一段距离 s ， 取 s = 8mm 所以：1= 25 16 8 4 2.5 = 55.5mm，取轴承端盖的总宽度为24mm。根据润滑要求 和传动空间的要求，取

50、轴承端盖外端面与链轮的距离I2=59mml4=105.5为 35mm 所以 12=24 35 二 59mm 考虑川轴能和U轴正确配合，所以|4=105.5至此，已初步确定轴的各段直径和长度，如下图所示55.50弱 00.12,00 EO550詔5 0071.0093.00r3斗gI02Ts一 轴上零件的周向定位平键截面：b h = 22 14,键槽 长为80mm .齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按 d2A =80mm查表6-1得平键截面b h = 22 14,键槽长为80mm . 带轮与轴的配合为 也，为过盈配合。m6链轮与轴平键截面:b h=18 11键槽长为80mm链轮与轴的周向定位采用

51、平键连接。按 d7 =60mm 查表6-1得平键截面b h =18 11,键槽长为80mm. 链轮与轴的配合为也，为过盈配合m6确定轴上的圆角和倒角参考表15-2，取轴端倒角为2 45，各轴肩R =1.6 2mm求轴上的载荷w19&5179,5IIS轴的计算简图 先计算作用在轴承水平面上的力 Fnh1和FnH2，简图如下：Frei Freq石II昭5179,5lifi Ft水平作用图由题意可得：F NH1 FNH 2F NH 1 LAC二 Ft3LBCFnh i + Fnh 2 = 6006.29FNH M 268 =Ft3 179.5FNH1 =4022.87NFnH2 =1983.42NF

52、nhi =4022.87N Fnh 2 =1983.42N得到弯矩方程如下：M ab-FnhiXi0 - Xi： 88.5M BC 二-Fnh1x1 Ft3为-88.588.5 空x1 : 268Mcd -00 乞 X2 乞 118由三个方程得M ab = -4022.87 x1 N .m m（ 0 乞 Xj ： 88.5）Mbc =-4022.87 xi 6006.29 xi -88.5 （88.5 空 Xi ： 268）Mcd =0（0 _ X2 _ 118）水平面弯矩图 再计算垂直上的力Fnvi和Fnv2Fp垂直面 由题意可得：FNV1 FNV2 F Fr3Fnvi lac =Fr3 ，

53、Lb + Fp lcdFnvi +Fnv2 +8165 =2186.11FNV1 汉 268 =2186.11 79.5+8165 18FnV1 =5059.24N得到弯矩方程如下:FnV2 11038.13NFNV1 =5059.24NFNV广 T1038.13NM ab = Fnvi 10 _ Xi ： 88.5M BC 二 FNV1 x1 - Fr3 x1 - 88.5 i88.5 一 x1 : 268M CD = Fp x20 二 x2 乞 118Mab =5059.24 % N.mm（ 0 乞 : 88.5）M BC =5059.24 Xj -2186.11 Xj -88.5 （88

54、.5 乞 x： 268）Mcd =8165 x2（0 乞 x2 乞 118）弯矩图如下：商西69.%ILnri垂直面弯矩图分析两弯矩图，可知最大弯矩存在于B,C两点。 2B点的合成弯矩为Mb 356024447742.74= 572037.28N.mmC点的合成弯矩为 MC合=963469.58N.mm扭矩图如下：扭矩图按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和扭矩截面的强度。根据以上计算的数据，以及轴单向旋转，扭转 切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力: 2 2M2(汀)2=26.57MPa963469.582(0.6 955000)2-0.仆753= 26.

55、57MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得l-60MPa，因此匚ca ： L 1 1,故安全。十二、轴承的校核计算I轴轴承初选深沟轴承6209,查设计手册可得轴承的基本额定静载荷C0r =20.5kN，基本额定动载荷Cr =31.5kN。(1)求相对轴向载荷对应的e值与丫值。由于是直齿 齿轮，所以产生的轴向力近似为Fa =0N。相对轴向载荷为 冬=0，在表中小于0.025对应的e值小C0于0.22。在校核轴的强度时，已知轴承2承受的径向力比轴承1大，为：Fr2= 2241.242-1382.87 2 =2633.53N ,故求得r2 求丫值。查表可得，X=1，Y=0。(3)求当量动载荷

56、P。查表可得，取载荷系数fp =1.2, 根据：P=fp(XFr YFa) =1.2 2633.53 =3160.24N 验算6209轴承的寿命，根据以匸106_0丫60n iP 丿60 x 654.56 3160.24 丿= 25213.31h24000h高于预期计算寿命，所以满足要求，选用 6209号轴 承。II轴轴承初选深沟轴承6209,查设计手册可得轴承的基本额定静载荷C0r = 20.5kN，基本额定动载荷Cr =31.5 kN。C0r =20.5kNCr =31.5 kNFr2 = 2633.53Nfp .2P =3160.24NCor 二 20.5kNCr =31.5 kN(1)

57、求相对轴向载荷对应的e值与丫值。由于是直齿齿轮，所以产生的轴向力近似为Fa =0N。相对轴向载荷为 空=0，在表中小于0.025对应的e值小C0于0.22。在校核轴的强度时，已知轴承1承受的径向力比轴承1大，为：Fr1 = 5127.99Nf =1 2 pP =6153.59NFr1 = .49732-1251.2 2 =5127.99 N， 故求得Fr 求丫值。查表可得，X=1，Y=0。(3)求当量动载荷P。查表可得，取载荷系数fp =1.2, 根据：P=fp(XFr YFa)=1.2 5127.99 =6153.59N 验算6209轴承的寿命，根据106 ic106x ( 31500 60

58、n IP 丿 一 60 x 204.55(615359=10929.42 h 24000 h低于预期计算寿命，重新选择 6309号轴承，由于 轴承宽度远小于轴的总长度，故求的的力相差不大，当量动载荷P = 6153.99N。此时6309轴承基本额定动载荷Cr -52.8KN106 C _106x 52800 丫60n IP 丿 一 60 x 204.55,615359 .丿= 51471.53h24000 h满足要求，此时轴的结构尺寸如下:C0r = 52.8 kN1匚=53mm=55.5mmm轴轴承Cr =66.0 kNC0r =49.5 kN初选深沟轴承6215,查设计手册可得轴承的基本额

59、定静载荷Cr = 49.5 kN，基本额定动载荷Cr二66.0 kN。(1)求相对轴向载荷对应的e值与丫值。由于是直齿 齿轮，所以产生的轴向力近似为Fa =0N。相对轴向载荷为 空=0，在表中小于0.025对应的e值小于0.22。在校核轴的强度时，已求得轴承 2承受 的径向力大于轴承1为：Fr2 = 11214.9Nf =12pP =13457.9NFr2= .1983.42:11038.13 2 =11214.9 N ,故求得Fa0 _ e。Fr 求丫值。查表可得，X=1 , Y=0。(3)求当量动载荷P。查表可得，取载荷系数fp =1.2,P 二 fp(XFr YFa)=1.2 11214

60、9 =13457.9N 验算6307轴承的寿命，根据66000 13457.9 J10 60n,P 丿 6063.92-30767.62h24000 h高于预期计算寿命，所以满足要求，选用6217号轴承。十三、键的校核计算I轴的键校核键，轴和轮毂的材料都是钢，查表可得许用挤压应力bp .1-100 -120MPa，取平均值,!pl=110MPa。(1)对带轮轴向定位的键的截面尺寸：b x h=8mnX7mm轴径d =30mm ,根据轮毂长度，取键长 L=50mm所以，键的工作长度I =42mm键与轮毂 槽的接触高度k=0.5h=0.5 7=3.5mm,根据:32T 103kld32 100 1