沈陽航空航天大學機械設計專業(yè)課程設計任務書樣本(共61頁)

1、沈陽航空航天大學機械設計專業(yè)課程設計任務書一. 課程設計書1、設計課題:帶式運輸機用兩級圓柱齒輪減速器。2、設計原始數(shù)據(jù)：表格 1-1 設計原始設計參數(shù)運輸帶工作拉力F（kN）運輸帶工作速度V（m/s）卷筒直徑D（mm）2.51.02503、傳動示意圖： 4、工作條件及設計要求：連續(xù)工作，不逆轉；載荷平穩(wěn)；工作環(huán)境清潔；使用3年，每日工作一班；中小批量生產(chǎn)；總傳動比誤差不超過±5%。設計計算說明書的及格式計算及說明計算結果1電動機的選擇計算1.1計算電動機功率 工作機功率 皮帶傳動效率：齒輪嚙合效率：滾動軸承效率：聯(lián)軸器效率：滾筒效率：總的機械效率：電機功率所需：根據(jù)資料1可選Y系列

2、三相異步電動機。型號：Y112M-4；額定功率：P=4kW；額定轉速：n=1000r/min1.2 確定工作機轉速2分配傳動比2.1總傳動比電動機滿載轉速為總傳動比：2.2減速器傳動比根據(jù)資料2取，則減速器傳動比2.3減速器高速級傳動比Y112M-4P=4kW；n=1000r/min設計計算說明書的內(nèi)容設計任務書；目錄（標題及頁次）；(計算減速器各軸的功率P、轉速n和扭矩) （1）齒輪各分力計算（2）齒輪的彎曲強度計算（3）齒輪的接觸強度計算（1）齒輪各分力計算（2）齒輪的彎曲強度計算（3）齒輪的接觸強度計算 （1）初估直徑 （2）確定各軸段的尺寸。 （1）軸的受力分析 （2）按彎扭合成條件校

3、核計算（計算各點彎矩、合成彎矩及扭矩圖，并繪制軸的彎矩圖、合成彎矩圖及扭矩圖，找出危險截面，按彎扭合成校核危險截面）。 （3）按疲勞強度條件進行精確校核5. 2中間軸的設計（1）初估直徑（2）確定各軸段的尺寸。（1）軸的受力分析 （2）按彎扭合成條件校核計算（計算各點彎矩、合成彎矩及扭矩圖，并繪制軸的彎矩圖、合成彎矩圖及扭矩圖，找出危險截面，按彎扭合成校核危險截面）。（3）按疲勞強度條件進行精確校核5. 3低速軸的設計（1）初估直徑（2）確定各軸段的尺寸。（1）軸的受力分析 （2）按彎扭合成條件校核計算（計算各點彎矩、合成彎矩及扭矩圖，并繪制軸的彎矩圖、合成彎矩圖及扭矩圖，找出危險截面，按彎扭

4、合成校核危險截面）。（3）按疲勞強度條件進行精確校核（包括軸承受力分析圖、派生軸向力計算、軸向力計算、當量定動載荷及壽命計算），潤滑油牌號的選擇及裝油量的計算。機械設計中注意事項4. 一律采用手工繪圖。5. 圖面必須干凈、清晰，線條必須光滑符合制圖標準。6. 說明書字跡要工整，內(nèi)容要完整。且符合說明書要求。7. 結構正確，標準正確。8. 標準件要嚴格按尺寸繪制。機械設計進度安排序號時間應完成的工作12天完成動力參數(shù)和運動計算；齒輪參數(shù)計算；22天完成草圖，并進行軸的校核計算33天完成軸的校核、軸承校核、鍵的校核，和部分裝配圖41天完成裝配圖51天完成零件圖61天完成說明書7答辯機械設計課程設計

5、任務書 班級： 姓名： 學號： 指導教師： 2014年6月一：課程設計的目的 ，并使所學知識得到鞏固和發(fā)展； ； ，如計算，繪圖（其中包括計算機輔助設計）和學習使用設計資料，手冊，標準和規(guī)范。二：課程設計的內(nèi)容：帶式運輸機用兩級圓柱齒輪減速器組序F（kN）V(m/s)D(mm)81.61.04004. 工作條件及設計要求 連續(xù)工作，不逆轉；載荷變化（沖擊）：工作環(huán)境（多塵）：使用 3 年，每日工作 2 班：中小批量生產(chǎn)；總傳動比誤差不超過±5% 。三計算及說明計算及說明結果1.電動機的選擇與計算1.1電動機工作功率 工作機功率：p=Fv/1000=1600*1/1000=1.6 kw

6、 圓柱齒輪傳動（8級）1=0.97 軸承效率（圓錐軸承（稀油潤滑） 2=0.98 聯(lián)軸器傳動效率 3=0.99 卷筒效率 4=0.96 總效率 =12 × 24 ×32× 4 =0.972 ×0.984 × 0.992× 0.96 =0.8166 電動機功率Pr=p / =1.6/ 0.8166 = 1.959kw 根據(jù)質料電動機型號為Y132S-8，額定功率2.2kw,滿載轉數(shù)710r/min，（同步轉數(shù)750 r/min），d電機=38 mm，軸伸長E=80 mm1.2確定工作機轉速 n=60v/(D)=60×1/(&#

7、215;0.4)=47.75 r/min2.分配傳動比2.1總傳動比 總傳動比 i=n滿/n=710/47.75=14.872.2減速器外各傳動裝置的確定 i聯(lián)=1 i減=i/i聯(lián)=14.87/1=14.872.3減速器傳動比2.3.1減速器高速級傳動比 高速級 i1=(1.3-1.4)·i2 低速級i1=（1.3-1.4）·i減0.5 i1=（1.35×14.87）0.5=4.482.3.2低速級傳動 i2=i減/i1=14.87/4.48=3.323.傳動裝置的運動與動力參數(shù)的選擇和計算(計算減速器各軸的功率P、轉速n和扭矩)3.1電動機軸的參數(shù) 軸0：即電動

8、機機軸 P0=Pr=1.959 kw n0=710 r/min T0=9.55P0/n0=9.55×1.959×103/710=26.350 N·m3.2減速器高速軸的參數(shù) 減速器高速軸,即軸1 P1=P0×01=P0×聯(lián)=1.959×0.99=1.939 kw n1=n0/i01=710/1=710 r/min T1=9.55×P1/n1=9.55×1.939×103/710=26.081 N·m3.3減速器中間軸的參數(shù) 減速器中間軸,即軸2 P2=P1×12=P1·齒&#

9、183;承=1.863×0.97×0.98=1.843 kw n2=n1/i12=710/4.48= 158.5 r/min T2=9.55×P2/n2=9.55×1.843×103/158.5=111.045 N·m3.4減速器低速軸的參數(shù)減速器低速軸,即軸3P3=P2·23=P2·齒·承=1.843×0.97×0.98=1.752 kwn3=n2/i23=182.3/3.82=47.7 r/minT3=9.55·P3/n3=9.55×1.752×103

10、 /47.7=350.767 N·m3.5傳動滾筒軸的參數(shù) 傳動滾筒軸,即軸4P4=P3·34=P3·承·聯(lián)=1.752×0.98×0.99=1.700 kwn4=n3=47.7 r/minT4=9.55·P4/n4=9.55×1.700×103/ 47.7=340.356 N·m 4.傳動零件的設計計算4.1減速器外部零件的設計計算 聯(lián)軸器 過程在軸的計算4.2減速器內(nèi)部傳動零件的設計計算4.2.1高速級齒輪的設計計算（1)選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 1).選用斜齒圓柱齒輪 2）.運輸

11、機為一般工作機器，速度不高，故選用8級 精度（GB 10095-88） 3).材料選擇:由表10-1選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4）.選小齒輪齒數(shù)z1=22 大齒輪齒數(shù)z2=22×i1=22×4.48=98.56=99 5）選取螺旋角。初選螺旋角，壓力角 (2)按齒面接觸強度設計由教材計算公式（9-10a）進行計算，即 1）試選定載荷系數(shù)K=2 ， 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù) 2）小齒輪傳遞的轉矩 T1=26.081 N·m 3)由教材中表10-7選取齒寬系數(shù)

12、 4)由表10-6查得材料彈性影響系數(shù) 5）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限，大齒輪接觸疲勞強度極限 6）由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) h ; j=1 7）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 8）計算許用接觸應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由10-12得 9)由圖10-26查得 10）計算 a.計算小齒輪分度圓直徑d1t b.計算圓周速度v c.計算齒寬b d.計算齒寬與齒高之比b/h e.計算縱向重合度 f.根據(jù) v=1.69m/s, 8級精度，由圖10-8查 動載系數(shù) Kv=1.15 由表10-3齒輪。4 由表10-2查得使用系數(shù) 由表10-4用插值法查得8級精

13、度，小齒輪相對支承 非對稱布置時， 1.449 由b/h=10.08 ,查圖10-13得故載荷系數(shù) 故按實際載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑，由10-10a得f.計算模數(shù)m(3) 按齒根彎曲強度設計 由10-17得彎曲強度的設計公式為 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 a.由圖10-20c 查得小齒輪彎曲疲勞強度極限為 ；大齒輪的疲勞彎曲強度極限 b. 計算系數(shù)K 1.50*1.15*1.4* 1.36=3.28 C.根據(jù)重合度 ，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)0.88 e.計算當量齒數(shù) f.查取系數(shù) 由表10-5查得齒形系數(shù) 由表10-5查得應力校正系數(shù) 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) g.計算彎

14、曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式10-12得 p.計算大小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大2）設計計算教材P220的理由，m=1.40取標準值m= 2 mm 取z1=23Z2=4.48*30=103.04 取z2=103(4) 幾何尺寸計算 1）計算中心距 將中心距調(diào)為1302. ）按圓整后的中心距修正螺旋角 3) 驗算 符合要求4）計算大小齒輪的分度圓直徑4）計算齒寬 47.5=47.5取整后B2=50，B1=554.2.2低速級齒輪的設計計算（1)選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 1).選用斜齒圓柱齒輪 2）.運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（GB 100

15、95-88） 3).材料選擇:由表10-1選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4）.選小齒輪齒數(shù)z1=22 大齒輪齒數(shù)z2=24×i2=22×3.32=73.04=735）選取螺旋角。初選螺旋角(2)按齒面接觸強度設計由教材計算公式（9-10a）進行計算，即 1）試選定載荷系數(shù)K=2 ， 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù) 2）小齒輪傳遞的轉矩 T1=111.045 N·m 3)由教材中表10-7選取齒寬系數(shù) 4)由表10-6查得材料彈性影響系數(shù) 5）由圖10-21d按齒面硬

16、度查得小齒輪的接觸疲勞極限，大齒輪接觸疲勞強度極限 6）由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) h ; j=1 7）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 8）計算許用接觸應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由10-12得 9)由圖10-26查得 10）計算 a.計算小齒輪分度圓直徑d1t b.計算圓周速度v c.計算齒寬b d.計算齒寬與齒高之比b/h e.計算縱向重合度 f.根據(jù) v=0.52m/s, 8級精度，由圖10-8查 動載系數(shù) Kv=1.03 由表10-3齒輪。4 由表10-2查得使用系數(shù) 由表10-4用插值法查得8級精度，小齒輪相對支承 非對稱布置時， 1.457 由b/h=10.08

17、 ,查圖10-13得故載荷系數(shù) 故按實際載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑，由10-10a得f.計算模數(shù)m(4) 按齒根彎曲強度設計 由10-17得彎曲強度的設計公式為 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 a.由圖10-20c 查得小齒輪彎曲疲勞強度極限為 ；大齒輪的疲勞彎曲強度極限 b. 計算系數(shù)K 1.50*1.03*1.4* 1.40=3.0282 C.根據(jù)重合度 ，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)0.88 e.計算當量齒數(shù) f.查取系數(shù) 由表10-5查得齒形系數(shù) 由表10-5查得應力校正系數(shù) 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) g.計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式10-12得

18、p.計算大小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大2）設計計算教材P220的理由，m=2.19取標準值m= 2.5 mm 取z1=28Z2=3.32*31=92.96=92(5) 幾何尺寸計算 1）計算中心距 將中心距調(diào)為1553. ）按圓整后的中心距修正螺旋角 4) 校核 符合要求4）計算大小齒輪的分度圓直徑4）計算齒寬 72.4=72.4取整后B2=75，B1=805) 校核傳動比 符合設計要求5.1 軸的設計 5.1.1中間軸的設計 1）.中間軸上的功率 ,轉數(shù)和轉矩 P2=1.843 kw n2= 158.5 r/min T2=111.045 N·m 2）初選軸的最小直徑與計算各段

19、軸長。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質處理，由教材表15-3取A0=112,于是得。輸出軸的最小直徑顯然是是安裝滾動軸承處的直徑，查文獻表4.6-3，根據(jù)軸最小直徑25.4 mm，可選圓錐滾子軸承的安裝直徑為30mm，即軸的直徑為30 mm，軸承基本參數(shù)為 d*D*T=30*62*17.25，代號為30206d12=d56=30 mm 3)安裝輪處的軸段2-3,4-5的直徑為d4-5=d2-3=36 mm 高速級中的大齒輪軸轂為孔50，L45=46mm 低速級中的小齒輪軸轂孔為80 ，L23=76 mm 兩齒輪之間采用軸肩定位，d34=42 mm ,軸肩寬度 b>=1.4h=1.4*3=4.2

20、，取b=16,L34=20 mm 4）在考慮箱體的鑄造誤差，在確定軸承位置的時候，應距箱體內(nèi)壁一段距離S，取S=10mm；取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=20， L12=17.25+10+20+80-76=51.25 mm L56= 17.25+10+20+50-46=51.25 mm 箱體內(nèi)壁寬 L內(nèi)壁=L45+L23+b+2a=46+76+20+40=182 mm 5.1.2高速軸的設計 高速軸 1）高速軸上的功率 ,轉數(shù)和轉矩 P1=1.939 kw ; n1=710 r/min ; T1=26.081 N·m 2）作用在齒輪上的力 高速級上小齒輪分度圓直徑d1= 47.5 mm 3

21、)初選軸的各段軸的最小直徑及計算各段軸長 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質處理，根據(jù)表15-3，取A0=112 減速器外伸段軸徑為軸的最小直徑,即聯(lián)軸器相聯(lián)的部 分，選擇聯(lián)軸器確定減速器外伸段軸徑d=(0.81)*38=30.438mm選用TL型彈性套柱銷聯(lián)軸器，計算轉矩Tc為 T=9.55*2.2*103/710=29.6查教材中表14-1，工況系數(shù)K=1.5Tc=KT=1.5*29.6=44.4查TL6聯(lián)軸器，公稱轉矩Tn=250 Nm>Tc=44.4,許用轉速n=3300 r/min>n0=710 r/min,軸孔直徑dmin=32 mm,可選聯(lián)軸器軸孔d1=d電機=38 mm，d

22、2=d=32 mm，所以TL6聯(lián)軸器滿足要求，轂孔長L1=60 mm 5).軸的結構設計(a)1-2段:轂孔長L1=60,取L12=58mm, d12=d=32 mm （b).2-3段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的總寬度為20（由減速器及軸的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與1-2段右端的距離為26 mm。故取L=46 mm，因其右端面需制出一軸肩故取d23=37 mm。 (c).初步選擇軸承。選擇單列圓錐滾子軸承參照工作要求及D23=38mm,由軸承產(chǎn)品目錄初步選取0組基本游隙組，標準精度及的單列圓錐滾子軸承30208，其基本尺寸d*D*T=40*80*1

23、9.75 (GB/T297-94)故d34=d67=40, (d).在考慮箱體的鑄造誤差，在確定軸承位置的時候，應距箱體內(nèi)壁一段距離S，取S=10mm；取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離A=17.5mm，L56=55 mmL45=L內(nèi)壁-55-17.5=182-55-17.5=109.5 mmL34=19.75+10=29.75 mmL78=17.5+10+19.75=47.25 mm(e). 采用齒輪軸5. 3低速軸的設計5.3.1低速軸的結構設計 1）.低速軸上的功率 ,轉數(shù)和轉矩P3=1.752 kw n3=47.7 r/minT3=350.767 N·m 2）作用在齒輪上的力低速級大齒輪

24、分度圓直徑d1= 237.994 mm 3）初步確定軸的最小尺寸 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質處理。更具教材中表15-3，取A0=112，于是得 計算轉矩Tc為Tc=KT查教材中表14-1，工況系數(shù)K=1.5Tc=KT=1.5*350.767=526.1505查HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，公稱轉矩Tn=630Nm>Tc=526.1505,許用轉速n=5500 r/min>n0=47.7 r/min。半聯(lián)軸器的孔徑d1=38mm,故取d12=38mm ,其轂孔長L1=60 mm 4）軸的結構設計a).擬定軸上零件的轉配方案 P369圖15-22a類似 b)為了滿足半聯(lián)軸器的定位要求，1-2

25、段右端需制出軸肩，故取2-3段的直徑d2-3=45 mm;左端用軸端擋圈定位D=50mm,L12=57mm, c)初步選擇軸承。選擇單列圓錐滾子軸承參照工作要求及D23=45mm,由軸承產(chǎn)品目錄初步選取0組基本游隙組，標準精度及的單列圓錐滾子軸承30209，其基本尺寸d*D*T=45*85*20.75 (GB/T297-94)d34=d78=45 mm ,d45=54d)安裝輪處的軸段6-7的直徑為d67=50 mm。已知齒輪輪轂孔寬度為75mm，L67=72，軸環(huán)處的直徑為d56=58 mm,L56=b=10 mme).2-3段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的總寬度為20（由減速器及軸的結構設計

26、而定）。根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與1-2段右端的距離為26mm。故取L23=46mm，f).在考慮箱體的鑄造誤差，在確定軸承位置的時候，應距箱體內(nèi)壁一段距離S，取S=10mm；取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=22.5mm，L78=20.75+10+22.5+75-72=56.25 mmL34=20.75+10=30.75 mmL45=L內(nèi)壁-b-L67-(75-72+22.5)=74.5 mm5.3.2軸的強度校核 1)中間軸（1）軸的受力分析 （2）按彎扭合成條件校核計算（計算各點彎矩、合成彎矩及扭矩圖，并繪制軸的彎矩圖、合成彎矩圖及扭矩圖，找出危險截面，按彎扭合成校

27、核危險截面）。 （3）按疲勞強度條件進行精確校核1)中間軸（1）軸的受力分析 （2）按彎扭合成條件校核計算（計算各點彎矩、合成彎矩及扭矩圖，并繪制軸的彎矩圖、合成彎矩圖及扭矩圖，找出危險截面，按彎扭合成校核危險截面）。 （3）按疲勞強度條件進行精確校核 2)低速軸（1）軸的受力分析 （2）按彎扭合成條件校核計算（計算各點彎矩、合成彎矩及扭矩圖，并繪制軸的彎矩圖、合成彎矩圖及扭矩圖，找出危險截面，按彎扭合成校核危險截面）。 （3）按疲勞強度條件進行精確校核3）高速軸（1）軸的受力分析 （2）按彎扭合成條件校核計算（計算各點彎矩、合成彎矩及扭矩圖，并繪制軸的彎矩圖、合成彎矩圖及扭矩圖，找出危險截面

28、，按彎扭合成校核危險截面）。 （3）按疲勞強度條件進行精確校核6. 軸動軸承的選擇和壽命計算 P3386.1高速軸的軸承校核計算6.2中間軸的軸承校核計算6.3低速軸的軸承校核計算7.鍵聯(lián)接的選擇和驗算7.1高速軸 P1087.1.1鍵的型號7.1.2鍵校核計算7.2中間軸7.1.1鍵的型號7.1.2鍵校核計算7.3低速軸7.1.1鍵的型號7.1.2鍵校核計算8.減速器的潤滑方式及密封形式的選擇，潤滑油牌號的選擇及裝油量的計算9.參考目錄10.總結。 高速級中的大齒輪 D0=da-12*2=216.540-24=192.54 mm Ds=33 D3=1.6*33=52.8 mm D1=(D0+

29、D3)/2=(192.540+52.8)/2=122.67 D2=20 mm(鍛造) C=0.25*50=12.5mm r=0.5*12.5=6 mm 低速級中的小齒輪 Ds=33 mm, 4)兩齒輪中間軸肩為 36 高速取整后B2=50，B1=55 低速軸取整后B2=75，B1=80 低速級的大齒輪da=242.994 mm Ds=d45=54 mmD3=1.6*54=86.4D1=(D0+D3)/2=(86.4+212.994)/2=149.697 mmD0=da-12m=242.994-12*2.5=212.994 mmC=0.25*80=20 mm, r=05*20=10 mmD2=2

30、0 mm名稱符號高速低速小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪螺旋角法面模數(shù)22.5端面模數(shù)2.06352.5869法面壓力角端面壓力角20.5824度20.6144度法面齒距6.2837.854端面齒距6.4838.156法面齒頂高系數(shù)1法面頂隙系數(shù)0.25法面基圓齒距5.9047.380齒數(shù)z231032892分度圓直徑d47.460212.54072.433237.994齒頂高222.52.5齒根高2.52.5.3.1253.125法面齒厚3.1423.1423.9273.927齒頂圓直徑49.460216.5477.433242.994齒根圓直徑42.460207.5466.183231.744基圓

31、直徑44.431198.97367.795222.756 I軸的設計計算，轉速和轉矩 由前面算得P=，n=440r/min，T = 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d=70mm 而 F=3625N F=F3625=1319N 壓軸力F=1696N 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質處理據(jù)2表15-3，取A=110，于是得： d=A26mm因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大5%-7%故d=，又此段軸與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取d=32mm，查4P表14-16知帶輪寬B=78mm故此段軸長取76mm。4. 軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案 通過分析比較，裝配示意圖7-1

32、 圖7-1 （2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）I-II段是與帶輪連接的其d=32mm，l=76mm。 2）II-III段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的e=（由減速器及軸的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與I-II段右端的距離為38mm。故取l=58mm，因其右端面需制出一軸肩故取d=35mm。 3）初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求并據(jù)d=35mm，由軸承目錄里初選6208號其尺寸為d=40mm80mm18mm故d=40mm。又右邊采用軸肩定位取=52mm所以l=139mm，=58mm，=12mm 4）取安裝齒輪段軸徑為d=

33、46mm，齒輪左端與左軸承之間用套筒定位，已知齒輪寬度為75mm為是套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于齒輪寬度故取l=71mm。齒輪右邊-段為軸套定位，且繼續(xù)選用6208軸承，則此處d=40mm。取l=46mm（3）軸上零件的周向定位 齒輪，帶輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由5P表4-1查得平鍵截面b,鍵槽用鍵槽銑刀加工長為70mm。同時為了保證帶輪與軸之間配合有良好的對中性，故選擇帶輪與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵14，齒輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考2。 先作出軸上的受力圖以

34、及軸的彎矩圖和扭矩圖7-2 圖7-2 現(xiàn)將計算出的各個截面的M，M 和M的值如下： F=1402N F=1613N F=2761N F=864N M=86924N M=103457 M=171182N M=N M=M=103457N T= 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面。則根據(jù)2式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=: = 前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2表15-1 查得=60Mp，故安全。 II軸的設計計算，轉速和轉矩 由前面的計算得P=，n=440，T = 已知中間軸大小齒輪的分度圓直徑為 d= d=108mm 而 F=76

35、7N F=F767=279N 同理可解得： F=10498N，F(xiàn)=F1730N 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質處理據(jù)2表15-3，取A=110，于是得： d= 因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大5%-7%故d=，又此段軸與軸承裝配，故同時選取軸承，因為軸承上承受徑向力，故選用深溝球軸承，參照工作條件可選6210其尺寸為：d=50故d=50mm右端用套筒與齒輪定位，套筒長度取24mm所以l=48mm （1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖7-4 圖7-4 （2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）II -III段為高速級大齒輪，由前面可知其寬度為70m

36、m，為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段應略短于齒輪輪轂寬度。故取l=64mm，d=56mm。 2）III-IV段為大小齒輪的軸向定位，此段軸長度應由同軸條件計算得l =15mm，d=68mm。 3）IV-V段為低速級小齒輪的軸向定位，由其寬度為113mm可取l=109mm，d=56mm 4）V-VI段為軸承同樣選用深溝球軸承6210，左端用套筒與齒輪定位，取套筒長度為24mm則 l =48mm d=50mm （3）軸上零件的周向定位 兩齒輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由5P表4-1查得平b,按d得平鍵截面b=16其與軸的配合均為。軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直

37、徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考2。 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7-4?，F(xiàn)將計算出的各個截面的M，M 和M的值如下： F=719N F=2822N F=4107N F=7158N M=49611N M=253980Nmm M=-283383N M=-644220N M=284000N M=690000N T= 圖7-4 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B和的右側是軸的危險截面,對該軸進行詳細校核，對于截面B則根據(jù)2式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=，軸的計算應力 =前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2表15

38、-1查得=60Mp，。對于的右側 由2表15-1查得 由2表3-8查得 由2附圖3-4查得由2中和得碳鋼的特性系數(shù)，取，故綜合系數(shù)為 故右側的安全系數(shù)為 >S=故該軸在截面的右側的強度也是足夠的。綜上所述該軸安全。 III軸的設計計算，轉速和轉矩 由前面算得P=，n=，T= 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d=352mm而 F=10081N F=FN 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質處理據(jù)2表15-3，取A=110，于是得： d=同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩T=K查2表14-1取K=：T 按計算轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件查5P表8-7可選用LX4型彈性柱銷

39、聯(lián)軸器。其公稱轉矩為2500000N。半聯(lián)軸器孔徑d=63mm，故取d=63mm半聯(lián)軸器長度L=142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l=132mm。9. 軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖7-5 圖7-5（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，I-II右端需制出一軸肩故II-III段的直徑d=65mm；左端用軸端擋圈定位取軸端擋圈直徑D=65mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長為132mm，為保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸上，故I-II段長度應比L略短一些，現(xiàn)取l=132mm. 2）II-III段是固定軸承的軸承端蓋e=12mm

40、。據(jù)d =65mm和方便拆裝可取l=95mm。 3）初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求d=70mm，由軸承目錄里初選6214號其尺寸為d=70mm125mm24mm，l=24mm由于右邊是軸肩定位，d=82mm，l=98mm，d=88mmmm，l=12mm。 4）取安裝齒輪段軸徑為d=80mm，已知齒輪寬為108mm取l=104mm。齒輪右邊-段為軸套定位，軸肩高h=6mm則此處d=70mm。取l=48mm（3）軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由5P表4-1查得平鍵截面b鍵槽用鍵槽銑刀加工長為125mm。選擇半聯(lián)軸器與軸之間的配合為，同樣齒輪

41、與軸的連接用平鍵22齒輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考2。 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7-6。 現(xiàn)將計算出各個截面處的M，M和M的值如下： F=12049N F=2465N F=3309N F=6772N M=-211990N M=582384N M=620000N T= 圖7-6 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結構圖以及彎 矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面，則根據(jù)2式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=，軸的計算應力 = 前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2表15-1 查得=60Mp，故安全。 I軸上的軸承6208壽命計算預期壽命：已知N，47000h>44800h故 I軸上的軸承6208在有效期限內(nèi)安全。 II軸上軸承6210的壽命計算預期壽命：已知，20820h<44800h故II軸上軸承6210須在四年大修時進行更換。