机械设计课程设计传动方案VIP

目录一、设计计划书……………1二、拟定传动方案……………2三、电动机的选择……………5四、齿轮的设计计算……………7五、轴的结构设计……………21六、轴承的校核……………34七、键校核……………37八、第II轴的精确校核 383设计计划书一、设计——带式输送机传动装置已知条件：35℃使用折旧期：8年；检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；运输带速度允许误差：±5%；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。已知参数：运输带工作压力F=1500N 运输带工作速度v=1.1m/s 卷筒径=220mm第13二、拟定传动方案a:二级展开式圆柱齿轮减速器成本低，用于载荷比较平稳的场合。较大刚度。b：二级同轴式圆柱齿轮减速器优点：结构简单，应用广泛，齿轮减速器长度方向尺寸较小，两级大齿轮直径接近，浸入油中深度大致相等，有利于浸油润滑。缺点：齿轮减速器轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差，沿齿宽载荷分布不均匀，高速轴的承载能力难于充分利用。第23C：圆锥圆柱齿轮减速器优点：用于输入输出轴相交的场合，也用于两轴垂直相错的传动中。缺点：制造安装复杂，成本高，仅在传动布置需要时才采用。第33d：单级蜗杆减速器优点：结构简单，尺寸紧凑6缺点：效率较低，适用于载荷较小、间歇工作的场合，轴承润滑不太方便。6453x453

V F -柱齿轮减速器。第43三、电动机的选择设计 设计步骤及内容 结果电动机的 已知：F=1500N v=1.1m/s D=220mmP选择 P

Fv1000

1.65KW1、电动机输出功率pP 0d η =η

2η1 2

2η2η3 4 5η：联轴器效率1η：啮合效率2η：轴承效率3η：溜油效率4η：滚筒效率5η1=0.99η2=0.99η3=0.98η4=0.97η5=0.960.9920.9920.9830.9720.960.8171.65dP0.817d

2.020P根据Pd

查电动机手册 选 取Y100L1-4型电动机

Y100L1-4P=2.2KW nm

1430r/minMnM

=2.3

型电动机2、总传动比计算及传动比分配nimnnDnv6010001.160100095.49r/minD 220n1430nim

14.98nDiii1

95.49

i4.741取 i4.74 i1

3.16

i3.162第53各轴的转速、扭矩：nnmn

1430r/min1430r/minn1i1

4.74

301.69r/minnin2i32

301.69r/3.16P

95.47r/min2.2m9550d nm

9550143014.69mm1

1

14.690.990.9814.25mmi14.254.740.990.980.9765.56Nm2 11234mmi65.533.160.970.990.98194.88Nm3 22423PP2.20.990.982.13KW1 d13PP2.130.990.980.972.00KW2 1234PP2.000.990.980.971.88KW3 2234轴 转 速 扭 矩 功 率（r/min）（N²m)（KW)一143014.252.13二301.6965.562.00三95.47194.881.88第63四、齿轮的设计计算设计 设计步骤及内容 结果高速级齿轮传动

已知条件i=4.74 i=3.16 n=1430r/min n=301.69r/min1 2 1 2P=2.2kw传动方案：二级展开式直齿圆柱齿轮传动选择材料选用二级展开式直齿齿轮传动，压力角为20°；根据机械设计表10-140Cr280HBS，大齿轮5钢（调质S，二者材料硬度40HBS;精度等级选用7级精度;1 21试选小齿轮齿数1 2121=99.54Z=1002制定热处理工艺小齿轮和大齿轮均为调质处理，淬火后高温回火，用来使钢获得高的韧度和足够的强度。按齿面接触强度设计按式（10—11）进行试算小齿轮分度圆直径，即

二级展开式直齿圆柱齿轮传动1取Z=211Z=10022KT u1Z

Z2d

Ht1 ud u

EH(1)确定公式内的各计算数值①.试选载荷系数K＝1.3Ht②.计算小齿轮传递的转矩

K＝1.3HtT1.4251查表知 T1

1.425104Nmm 104Nmm③.由表10－7选取尺宽系数 ＝1d

＝1dZ=2.5H第7310-20ZH

=2.5

Z=189.8MEPa10－5Z=189.8MPaE⑥.由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z arccoszcos/(z2h*)arccos21cos20/(2121)aarccos21cos20/(2121) arccoszarccos100cos20arccos100cos20

cos/(z2

2h*) 1z(tana11

tan')z2

(tana2

tan')/221(tan30.909tan20)100(tan22.888tan20)/1.711 Z0.8734Z

41.7110.873 3 3⑦.计算接触疲劳许用应力H由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1

600MPa、

Hlim

550MPa由式（10-15）计算应力循环次数：N60njL1 1

6014301(283008)3.295109NN2 1

/u3.295109/(100/21)6.920108由图10-23查取解除疲劳寿命系数K

HN1

=0.90

HN2

=0.95取失效概率为1%、安全系数S=1，由式（10-14）得 K

0.906001

HN1

lim1

540MPa

S 1N2

523MPa2 S 1 取

和H1

H2

HH2H2

523MPaH

523MPa第83d1t30.419mm2）试算小齿轮分度圆直径2KT u1

ZZ2d

Ht1 ud u

EH2.5189.80.873 4.741 21.31.4251043( )2 523 4.74 130.419mm（2）调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度v1v 1

30.4191430

2.28/v ms2.28/601000 6010002.28m/s②齿宽bbdd1t130.41930.419mm b30.419mmKH①由表10-2查得使用系数KA1 KA1②根据v=2.28m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数K1.02v③齿轮的圆周力Ft12T1/d1t21.425104/30.4190.937103NKAFt1/b1937/30.41930.803N/m100N/m查表10-3得齿间载荷分配系数K 1.2H④由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承

K1.02vK 1.2H非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ

=1.417

KHβ

=1.417由此，得到实际载荷系数 H AVH HKKKKK H AVH H由式（2直径

KH1.734第93HKHd1d1t3K

1.73430.4193 1.3

d133.485mmHt及相应的齿轮模数md1/z133.485/211.59mm3、按齿根弯曲疲劳强度设计（10-7)试算模数，即

m1.59mm2KTY YYm3 Ft1Faat z2 d1 F1）确定公式中的各参数值

K 1.3Ft①试选KFt

1.3②由式(10-5)计算弯曲疲劳强度用重合度系数0.75 0.75Y0.25 0.25

Y0.688 1.711YY③计算Fa

aF由图10-17查得齿形系数,Y,Fa1

2.65YFa2

2.26由图10-18查得应力修正系数Ysa1

1.58,Ysa2

1.73由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1

,

F

380MPa由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数K 0.83,K 0.85FN1 FN2取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）得

K FN1

Flim1

0.83

MPa296.43MPaF1 S 1.4

K FN2

Flim2

0.85

MPa230.71MPaF2 S 1.4第103Y Y 2.651.58F1s1F1

296.43

0.0141Y Y 2.261.73Fa2sa2

0.0169 Y YF2 Fa2sa2FYY F因为大齿轮的

Fasa大于小齿轮,所以取F

0.0169Y YFa2sa20169F22)试算模数

m0.992mm2KTY YY tm3 Ft1Faat z2 d1 F 21.31.4251040.6880.0169mm0.992mm3 1调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度v

d20.832mm1v1.560m/sdmz0.99221mm20.832mm1 t1

b20.832mmn 20.8321430v 11 m/s1.560m/s601000 601000②齿宽bbd120.832mm20.832mmd1 b/h9.33③宽高比b/hh(2h*c*)m(210.992mm2.232mma tvb/h20.832/2.2329.33 K=1.06vKFv①根据v=1.560m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数K=1.06v② 由F2T/d21.425104/20.832N1.368103Nt1 1 1

KF

1.2KFAt1

/b11.368103/20.832N/mm65.67N/mm100N/mm第11310-3K

K 1.42F10-4查图10-13得K 1.42F则载荷系数为

1.417H

K1.81FKKKK K 11.061.21.421.81F Av F F由式（3，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数Kmm3 Ft KFt

0.992

1.811.3mm1.108mmm大于m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模1.108mm并就近圆整为标准值m=1.25mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径

m=1.25mmz1=21z1002d20.832mm1

， 算 出 小 齿 轮 齿 数1 1 1 1 zuz2 1

4.742199.54z2

100zz1

互为质数这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4、几何尺寸计算计算分度圆直径dzm211.25mm26.25mm1 1dzm1001.25mm125mm2 2计算中心距

d26.25mm1d125mm2第123a(d1

d)/2(26.25125)/2mm75.75mm2

a75.75mm计算齿轮宽度bdd1

126.25mm26.25mm

b26.25mmb材料，一般将小齿轮略为加宽（5~10）mm，即bb(5~10)mm26.25(5~10)mm31.25~36.25mm1取b32mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即1

b32mm1bb26.25mm2

b26.25mm26主要设计结论齿数z1

21、z2

100，模数m1.2520，z1

21、中心距a75.75mm齿宽b1

32mm，b2

26.25mm

z1002r（调质5钢（调质7级精度设计。

m1.2520a75.75mmb32mm1b26.25mm2小齿轮选用（调质大齿轮选用45钢（调质齿轮按7级精度设计。第133低速级齿轮传动设计

已知：小齿轮转速n=95.47r/min，齿数比u=3.16，p=2.2kw3选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数按选定传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20。7级精度材料选择。由表，选择小齿轮材料为（调质，齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质（4）选小齿轮齿数 z =25，大齿轮齿数1

20zuz2 1

3.162579

z=251按齿面接触疲劳强度设计

z7922KT u1ZZZ2d3 HtⅠ

Ed

u H确定公式中的各参数值①试选KHt

1.3。

K 1.3②计算小齿轮传递的转矩。 Ht查轴转速、扭矩列表得T3

1.9488105Nmm T3③由表10-7选取齿宽系数1。

1.9488105Nd④由图10-20查得区域系数ZH

=2.5。

1d⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数Z=189.8Mpa1/2E

Z=2.5HZ =189.8E⑥由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。

Mpa1/2 cos/(z2h)a1 1 1 a arccos25cos20/(2521)29.53

a129.53 arccosza2

cos/(z2

2h)a arccos79cos20/(7921)23.58

a223.58第143z(tan

tan)z 1

2 a2 tan20)79(tan23.581.717

1.7174Z 3

41.7173

0.872

Z0.872⑦计算接触疲劳许用应力。H由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为。 、 。HH由式（10-15）计算应力循环次数：N60njL6095.471(283008)2.2001081 1hNN2 1

/u2.200108/3.160.696108由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1

0.97,

0.99。取失效概率为1%、安全系数S1，由式（10-14）得KHN1Hlim10.97600582MPaH1

S 1K 0.99550 HN2 Hlim2 544.5MPaH2 S 1 取 H1和 H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，则H

H

544.5MPa

H试算小齿轮分度圆直径

544.5MPa2KT u1ZZZ2d3 Ht1

Ed

u Hd1t72.76第1533 21.31.94881053.161(2.5189.80.872)1 3.16 544.5372.76调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数前的数据准备。v①圆周速度 。

v0.364m/svπv1t1

π72.7695.470.364m/s601000 601000②齿宽b。bd172.7672.76mmd1t计算实际载荷系数KH。A①由表10-2查得使用系数K1。A

b72.76mmK1Av②根据v=0.364m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数 K1.02vK1.02v③齿轮的圆周力。

KF/bF/d21.9488105/72.765.356103N

At1t 1

75.08N/mmKFAt1

/b1.025.356103/72.7675.08N/mm100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数K 1.2。H10-471.426

K 1.2H由此，得到实际载荷系数 K 1.75HK KKK K 11.021.21.4261.75H Av H H由式（10-12，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 d1

81.44mmKdd H1 3KHt

73.761.7581.44mm31.3 m3.26mm第163及相应的齿轮模数md/z1 1

81.44/253.26mm按齿根弯曲疲劳强度设计由式（10-7）试算模数，即2KTY YYm3 Ft1

at zd1

KFFtF

1.3确定公式中的各参数值①试选KFt

1.3。

Y0.687②由式（10-5）计算弯曲疲劳用重合度系数。 0.75 0.75Y0.25 0.25 0.687 1.717YYFaa。F由图10-17查得齿形系数YFa1

2.03、YFa2

2.01。由图10-18查得应力修正系数Ysa1

1.86、Ysa2

1.92。由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 、 。FFlim2由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数K 0.94，FN1K 0.96。FN2取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式（10-14）得

K FN1

0.94500Flim1 MPa335.71MPaF1 S 1.4

K FN2

Flim2

0.96380MPa260.57MPaF2 S 1.4Y Y 2.031.86F1s1 00112 335.71F1第173Y Y 2.011.92F1s1 0.0148 260.57F1YY

YYFasa

Faa大于小齿轮，所以取 FFYY Y Y

=0.0148aaa2sa20.0148F F2

tm2.02t2）试算模数2KTY YYm3 Ft1

at z2

d1 F 21.31.94881050.6870.01483 12522.020mm调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备。①圆周速度v。

d50.5mm1v0.252m/sdmz2.022550.5mm1 t1πdn π50.595.47

b50.5mmv 11 0.252m/s601000 601000②齿宽b。bdd1

150.550.5mm③宽高比b/h。h(2h*c*)m(210.25)2.024.545mma tb/h50.5/4.54511.11KF。①根据v0.252m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数K1.02。V②由F2T/d

21.8488105/50.57.32103N，t1 1 1第183KFAt1

/b17320/50.5144.95N/mm100N/mm，查表10-3得齿间载荷分配系数KF1.0。③由表10-4用插值法查得K 1.426，结合Hb/h11.11，查图10-13，得KF则载荷系数为

1.46。

K1.49FKKKK K 11.0211.461.49F Av F F由式（10-13数Kmm3 Ft KFt

2.02

1.491.3

2.114mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.114mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径

m=2d50.5mm,算出小齿轮齿数1

z251zd1 1

/m50.5/225.25。

z79z 2取z 25则大齿轮齿数z1

uz1

3.162579，1与z2互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算第193计算分度圆直径dzm25250mm1 1dzm792158mm2 2计算中心距a(d1

d)/2(50158)/2104mm2计算齿轮宽度bdd1

15050mmb(5~10)mmbb(510)50(510)5560mm1b56mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即1bb50mm。2主要设计结论齿数z1

25、z2

79，模数m2，压力角20，中心距a104mm，齿宽b1

56mm，b2

50mm。小齿轮40Cr（调质45钢（调质。齿轮按7级精度设计。第203五、轴的结构设计设计 设计步骤及内容 结果轴一 已知电动机P=转速n==1.25mm1 tb32mm1求输出轴上的功率Pn和转矩T1 1 1查转速和转矩表知

n1430r/m1n1430r/min1T14250Nmm1P2.13KW1求作用在齿轮上的力

T14250N1P2.13KW1dmz1.252126.25mm1 t1214250

F1085.71N而 Ft

d1 26.25 1085.71N t1FF

tan

1085.71tan20395.17N

F395.17Nrr tcos cos0FFtan1085.71tan0 t

F0初步确定轴的最小直径先按式（15—2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45015—30

112，于是得P 2.13d A3 11123 12.79mmmin 0 n1

1430查表14-1，取K1.3，则A联 轴 器 的 计 算 转 矩T KT1.31425018525Nmmca A1查表得选用GY1型凸缘联轴器，公称转矩为 GY1型凸25000Nmm，半联轴器的孔径d=14mm，故取 缘联轴器I- d=14mmL- III

d=14mmI第213轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案现选用图15-22a所示的装配方案。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度-1）取Ⅱ—Ⅲ段的直径d =15mm-"ⅢL1--长度应比L略短一些，现取l =25mm。-1 ⅠⅡ选用单列深沟球轴承，选取0基本游隙组、标准精级的单列深沟球轴承 6303，其尺寸为

单列深沟球轴承单列深沟dDB174714

-=d

-VIII=17mm，

球轴承Ⅷl-VII=14mm。Ⅷ

ⅢⅣ Ⅷ

6303dVI-VII=20mm3）取安装齿轮处的轴段Ⅳ-d=20mm，齿轮的32mm，为使套筒可靠地压紧齿轮，此段应略短与毂轮宽度，取l-=30mm。齿轮的右端采用轴肩定位，由直径d=20mmⅣⅤ查表 15-2，得 R=1.0mm，则轴环处的dV-VI=25mm.lV-VI=8mm。l=16.5mm

ⅡⅢ

=36.5mm。取齿轮距箱体内壁之距离8mms=2mmB=14mm，则l-=25mm

=14mmⅠⅡ I-IIl-=36.5mm d-=15mm"Ⅲ ⅡⅢlIII-IV=29.5mm d-=17mmⅢⅣl-=30mm d=20mmⅣⅤlV-VI=8mm dV-VI=25mmlVI-VII=63.5mm dVI-VII=20mml-VII=14mm d-VIII=17mm，Ⅷ Ⅷ轴上零件的周向定位H75mmx5mmx20mm，半联轴器与轴的配合为K6。滚动轴承与轴的周向定位有过度配

平键截面bXh=12X8第223合保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸15-2C1.0，C1.2R1.0，R1.2。求轴上的载荷

H7合为k6倒角取C1.0 ，C1.2，角 0由FNH1

F FNH2

1085.7N第233F LNH1 1

F LNH2 2FNH1

36.5FNH2

94.5得FNH1

783.20N, FNH2

302.50NM F LH NH1

783.2036.528586.8Nmm由FNV1

F FNV2

395.17NF LNV1

F LNV2 2FNV1

36.5FNV2

94.5得FNV1

285.07N, FNV2

110.10NM F LV NV1

285.0736.510405.06NmmM M2V

210405.06228586.82H30421.55Nmm查表知T14250NmmM M2(0.6T)2 30421.552(0.6142502)e31600.21Nmm对第三截面进行校核d=17mmW0.1d30.1173491.3mm31M2(0.6T)2 ca W21

17.40Mpa-1σ-1轴材料选40CrNi由表15-1查得故安全。对第四截面进行校核d=20mmW=0.1d3=800mm32

σ，因此

σca -1σM2(0.6T)2 1ca W21

39.50Mpa-1σ-1轴材料选40CrNi由表15-1查得故安全。

σ，因此

σca -1σ第243已知z=100，z=25,m=1.25mm m=2mm1 2 t1 t2求输出轴上的功率P、转速n2 2

和转矩T2轴二设计

查表知n301.69r/min2T65560Nmm2P2.00KW2求作用在齿轮上的力dmz1.25100125mm1 t11dmz2 t22

22550mm265560而 Ft1

2 1048.96Nd 1251FF

tan

1048.96tan20381.79Nr1 t1cos cos0F Ft1

tan1048.96tan00265560Ft2 d

2 2622.4N502F F

tan

2622.4tan20954.48Nr2 t2cos cos0F Ft2

tan2622.4tan00初步确定轴的最小直径先按式（15—2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为4515—3A0

112，于是得2d A P2min 03n2

112 2.00 21.04mm3301.69轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度选用单列深沟球轴承，选取0基本游隙组、标准精度第253级的单列深沟球轴承 6307，其尺寸为dDB358021，故dI-II=dV-VI=35mm。II-III的左端采用套筒定位，已知齿轮毂轮宽26.25mm，为使套筒可靠地压紧齿轮，此段应略短与毂轮宽度，取l-=24mm。齿轮的右端采用轴肩定位，由直径d=40mmⅣⅤ查表15-2，得R=1.2mm，则轴环处的dIII-IV=45mm.lV-VI=8mm。取右侧安装齿轮处的轴段d=40mm，齿轮的右端采用套筒定位，已知齿轮56mm，为使套筒可靠地压紧齿轮，此段应略短与毂轮宽度，取-l =54mm，齿轮的左端采用轴肩定位-ⅣⅤ3）l

=36.125mm d=35mm- I-IIⅠⅡl-=24mm

-=40mm"Ⅲ ⅡⅢlIII-IV=8mm d

=45mmⅢⅣl-=54mm d=40mmⅣⅤlV-VI=29.875mm dV-VI=35mm轴上零件的周向定位1d=40mm6-1bXh=12X8，键槽用键槽铣刀加工，长分H7轮毂孔与轴的配合为k6；滚动轴承与轴的周向定位有过度配合保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。齿轮2直接加工在轴上。确定轴上圆角和倒角尺寸查表15-2，倒角取C1.0，C1.2，圆角取R1.0，R1.2。5求轴上的载荷第263沁5 ' 5 3万个 』 i f／ 三 --－疡疡｀；三第273由FNH1

FNH

FFt1 t

1048.96N2622.4NF LNH1 1

FLt2

FNH

(L2

L)3FNH1

36.52622.449.125FNH2

(49.12545.375)得 FNH1

1665.02N,FNH2

2006.34NM F LH1 NH1 M F

1665.0236.560773.23Nmm2006.3445.37591037.68NmmH2 NH2 3F F FFNV1 NV2 r1 r2FNV1

FNV

381.79954.48F (L

L)

LF LNV1 1 2

r1 2

NV2 3FNV1

(36.549.125)381.7949.125FNV2

45.375得 FNV1

55.19N FNV2

517.5NM F LV1 NV1 M F

55.1936.52014.435Nmm517.545.37523481.56NmmV2 NV2 3M M21 H

M2V1

60773.2322014.435260806.61NmmM M2M

91037.68223481.5622 H2 V294017.25Nmm查表知T65560Nm2M M2(0.6T)2 (0.665560)2172420.75NmmM M2(0.6T)2 94017.252(0.665560)2e2 2106855.56Nmm第2836.按弯扭合成应力校核轴的强度对第二截面进行校核d=40mmW0.1d30.14036400mm31M2(0.6T)2 ca W21

11.32Mpa-1σ-1轴材料选40CrNi由表15-1查得故安全。对第四截面进行校核d=40mmW=0.1d3=6400mm32

σ，因此

σca -1σM2(0.6T)2 1ca W21

16.70Mpa-1σ-1轴材料选40CrNi由表15-1查得故安全。

σ，因此

σca -1σ轴三设计

已知电动机P=2.2kW，z=79，m=2mm1 tb50mm1求输出轴上的功率Pn和转矩T1 1 1查转速和转矩表知n95.47r/min1T194880Nmm1P1.88KW1求作用在齿轮上的力dmz279158mm1 t12194880而 Ft

1 2466.84Nd 1581FF

tan

2466.84tan20897.85Nr tcos cos0第293FFtan2466.84tan00 t初步确定轴的最小直径先按式（15—2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为4515—3A0

112，于是得P 1.88d A3 11123 30.24mmmin 0 n1

95.47查表14-1，取K1.3，则A联 轴 器 的 计 算 转 矩T KT1.3194880253344Nmmca A1查表得选用GY5型凸缘联轴器，公称转矩为400000Nmm，半联轴器的孔径d=32mmd=32mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=60mm。1轴的结构设计（2）拟定轴上零件的装配方案现选用图15-22a所示的装配方案。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度-1）取Ⅱ—Ⅲ段的直径d =34mm-"Ⅲ半联轴器与轴配合的毂孔长度L=60mm，为保证轴段挡1圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的-长度应比L略短一些，现取l =58mm。-1 ⅠⅡ选用单列深沟球轴承，选取0基本游隙组、标准精级的单列深沟球轴承 6307，其尺寸为dDB358021，故d

=35mm，Ⅷl-VII=21mm。Ⅷ

Ⅲ-Ⅳ

Ⅷ-VIIIdVI-VII=40mm4）取安装齿轮处的轴段Ⅳ-d=40mm，齿轮的右端采用套筒定位，已知齿轮毂轮宽50mm，为使套筒可靠地压紧齿轮，此段应略短与毂轮宽度，取l-=48mm。齿轮的左端采用轴肩定位，由直径d=40mmⅣⅤ查表 15-2，得 R=1.2mm，则轴环处的dV-VI=45mm.lV-VI=8mm。20mm，取端盖的外端面与半联第303轴器右端面间的距离l=10mm，故取l-=30mm。"Ⅲ取齿轮距箱体内壁之距离8mm造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取s=2mm，已知滚动轴承宽度B=14mm，则l-=50mm

=32mmⅠⅡ I-IIl-=30mm d-=34mm"Ⅲ ⅡⅢlIII-IV=32.875mm d-=35mmⅢⅣl-=48mm d=40mmⅣⅤlV-VI=8mm dV-VI=45mmlVI-VII=42.175mm dVI-VII=40mml-VII=21mm d-VIII=35mm，Ⅷ Ⅷ轴上零件的周向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d=40mm6-140H7有良好的对中性，选择齿轮毂孔与轴的配合为k6半联轴器与轴的连接，选用平键为10mmx8mmx50mm，半H7联轴器与轴的配合为K6。滚动轴承与轴的周向定位有过度配合保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（5）确定轴上圆角和倒角尺寸查表15-2，倒角取C1.0，C1.2，圆角取R1.0，R1.2。第313a

云l }｝个 i 个i'i :｝＇i！ ！i I Ii I I , ·i-iI ·i-iI- ： i 俨r` i i｀－ － －一 萱言荨｝i,I I II I I由FNH1

F FNH2

2466.84N第323F LNH1 1

F LNH2 2FNH1

85.625FNH2

45.375得FNH1

854.45N, FNH2

1612.39NM F LH NH1

854.4585.62573162.28Nmm由FNV1

F FNV2

897.75NF LNV1

F LNV2 2FNV1

85.625FNV2

45.375得FNV1

310.96N, FNV2

586.79NM F LV NV1

310.9685.62536625.95NmmM M2V

2 73162.28236625.952H81817.97Nmm查表知T194880NmmM M2(0.6T)2 81817.972(0.61948802)e142710.68Nmm对第四截面进行校核d=40mmW0.1d30.14036400mm31M2(0.6T)2 ca W21

22.30Mpa-1σ-1轴材料选40CrNi由表15-1查得故安全。对第五截面进行校核d=35mmW=0.1d3=4287.5mm32

σ，因此

σca -1σM2(0.6T)2 1ca W21

27.27Mpa-1σ-1轴材料选40CrNi由表15-1查得故安全。

σ，因此

σca -1σ第333六、轴承的校核设计 设计内容及步骤 结果轴一上的轴承校核

已知FFt

395.17NF0轴承型号：单列深沟球轴承6303将轴系部件的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。Fr1V

36.5F36.5

36.536.594.5

110.10NFr2V

FFr

395.17110.10285.07N36.5 36.5Fr1H

F36.594.5

36.594.51085.71302.23NF FF 1085.71302.23783.48Nr2H t r1HF F2r1

F2r1H

110.102302.232321.66NF F2r2 r2V

F2 r2H

285.072783.482833.73NC=13.50knr载荷P为：PfFd r1

1321.66321.66NPfFd r

1833.73833.73N转速n为：n1430r/minL28300419200h106C3 106 135003L h 60nP2

601430833.7349480.92hL轴承合格轴二上的轴承校核

已知F1048.96N Ft1 t

2622.4N第343F381.79N Fr1 r

954.48NF0轴承型号：单列深沟球轴承6307将轴系部件的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。Fr1V

55.19NFr2V

FFr

572.6955.19517.5NFr1H

1665.02NF FF 3671.361665.022006.34Nr2H t r1HF F2r1

F2 r1H

55.1921665.0221665.93NF F2F2r2 r2V r2

517.522006.342

2072.01NC=33.20knr载荷P为：PfFd r1

11665.931665.93NPfFd r

12072.012072.01N转速n为：n301.69r/minL28300419200h106C3 106 332003L h 60nP2

60301.692072.01227261.85hL轴承合格轴三上轴承的校核

已知F2466.84N Ft

897.85NF0轴承型号：单列深沟球轴承6307将轴系部件的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。第35385.625F 85.625897.85Fr1V

85.62545.r7585.62545.375586.86NFr2V

FFr

897.85586.86310.99N85.625 85.625Fr1H

F 85.62545.375 t 85.62545.3751612.39NF FF 2466.841612.39854.45Nr2H t r1HF F2r1 F F2r2 r

F2 r1HF2 r2H

586.8621612.3921715.87N310.992854.452909.29NC=33.20knr载荷P为：PfFd r1