機械設計課程設計133班第2組

1、 麗水學院 機械設計課程設計 （計算說明書） 學院： 工 學 院 專業(yè)：機械設計制造及其自動化 班級： 機自（3+2）133 小組: 第二組 姓名: 趙佳、趙金枝、周漩、鄭芳 2014年6月34 / 34目 錄1 傳動簡圖的擬定2 2 電動機的選擇3 3 傳動比的分配4 4 傳動參數(shù)的計算4 5 鏈傳動的設計與計算5 6 圓錐齒輪傳動的設計計算6 7 圓柱齒輪傳動的設計計算9 8 軸的設計計算13 9 鍵連接的選擇和計算23 10 滾動軸承的設計和計算24 11 聯(lián)軸器的選擇26 12 箱體的設計26 13 潤滑和密封設計28 設計總結29 參考文獻291 傳動簡圖的擬定1.1 技術參數(shù)：輸送

2、鏈的牽引力： 5 KN 輸送鏈的速度 ：0.6 m/s鏈輪的節(jié)圓直徑：399 mm1.2 工作條件：連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，使用期10年（每年300個工作日，小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機工作軸轉速允許誤差±5%。鏈板式輸送機的傳動效率為95%。1.3 擬定傳動方案傳動裝置由電動機，減速器，工作機等組成。減速器為二級圓錐圓柱齒輪減速器。外傳動為鏈傳動。方案簡圖如圖。方案圖2、 電動機的選擇2.1電動機的類型：三相交流異步電動機（Y系列）2.2功率的確定2.2.1工作機所需功率Pw (kw): Pw=Fwvw/(1000hw)=5000³0.6/(1000³

3、0.95)= 3.158 kw2.2.2電動機至工作機的總效率： =h1³h2³h3³h4³h5³h6 =0.99³0.993³0.97³0.98³0.96³0.96=0.842（h1為聯(lián)軸器的效率，h2為軸承的效率，h3為圓錐齒輪傳動的效率，h4為圓柱齒輪的傳動效率，h5為鏈傳動的效率，h6為卷筒的傳動效率）2.2.3所需電動機的功率Pd (kw): Pd=Pw/=3.158Kw/0.842=3.751kw2.2.4電動機額定功率:Pm³Pd2.3確定電動機的型號因同步轉速低的電動機

4、磁極多的，外廓尺寸大，質量大，價格高，但可使系統(tǒng)的傳動比和機構尺寸減小，從而降低傳動裝置的制造成本。根據(jù)需要，選擇Pm=4kW，符合要求。由此選擇電動機型號：Y112M4電動機額定功率Pm=4 kN,滿載轉速=1440 r/min 3工作機轉速n筒=60*V/(*d)=28.72 r/min查機械設計指導書（后簡稱指導書）表177可知：3 傳動比的分配總傳動比：i總=nm/n筒=1440/28.720=50.139設高速輪的傳動比為i1,低速輪的傳動比為i2,鏈傳動比為i3，減速器的傳動比為i減,鏈傳動的傳動比推薦<6，選i3=5.0 ，則有：i減=i總/i3=10.0278 ,i1&#

5、187;0.25i減=2,507,選i1=2.5， 則i2=i減/i1=4.0。i=i1i2i3=2.5³4.0³5.0=50, Di=（i-i總）/i總=（5050.139/50.139=0.277% ，符合要求。4 傳動參數(shù)的計算4.1 各軸的轉速n(r/min)高速軸的轉速：n1=nm=1440 r/min 中間軸的轉速：n2=n1/i1=1440/2.5=560 r/min 低速軸的轉速：n3=n2/i2=560/4.0=140 r/min 滾筒軸的轉速：n4=n3/i3=140/5.0=28 r/min4.2 各軸的輸入功率P（kw）高速軸的輸入功率：P1=pm&

6、#180;h1=4´0.99=3.96kw 中間軸的輸入功率：P2=p1´h3h2=3.96´0.97´0.99=3.80kw 低速軸的輸入功率：P3=p2´h4h2=3.80´0.98´0.97=3.61kw 滾筒軸的輸入功率：P4=p3´h5h2=3.61´0.96´0.99=3.43kw4.3 各軸的輸入轉矩T(N²m)高速軸的輸入轉矩：T1=9550P1/n1= 26.26 N²m 中間軸的輸入轉矩：T2=9550P2/n2= 64.80 N²m 5低速軸的

7、輸入轉矩：T3=9550P3/n3=246.25 N²m滾筒軸的輸入轉矩：T4=9550P4/n4=1169.88 N²m5 鏈傳動的設計與計算5.1 選擇鏈輪齒數(shù)取小齒輪齒數(shù)z1=11，大鏈輪的齒數(shù)z2=i3³z1=5.0³11=55 。5.2 確定計算功率查機械設計教材中表9-6可得KA=1.0，查圖9-13得Kz=2.5，單排鏈，功率為： Pca=KAKzP3=1.0³2.5³3.61=9.025 kW5.3 選擇鏈條型號和節(jié)距根據(jù)Pca9.025kW和主動鏈輪轉速n3=140（r/min），由圖9-11得鏈條型號為20A，由表

8、9-1查得節(jié)距p=31.75 mm。5.4 計算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距a0=(3050)p=(3050)³31.75=9531588 mm。取a0=1000mm，按下式計算鏈節(jié)數(shù)Lp0:=2³1000/31.75+(11+55)/2+(55-11)/ 22³31.75/100097.55 故取鏈長節(jié)數(shù)Lp=98節(jié)由（Lp-z1）/(z2-z1）=（98-11）/（55-11）=2.032，查教材中表9-7得f1=0.24421，所以得鏈傳動的最大中心距為：a0=f1p2Lp-(z1+z2)=0.24421³31.75³2³98-(1

9、1+55)1008.0 mm5.5 計算鏈速v，確定潤滑方式v=z1n3p/60³1000=11³140³31.75/60³10000.815 m/s由教材圖9-14查得潤滑方式為：滴油潤滑。5.6 計算鏈傳動作用在軸上的壓軸力FP有效圓周力：Fe=1000P/v =1000³3.61/0.815=4429.4 N鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)KFp=1.15則FPKFpFe=1.15³4429.45093.81 N計算鏈輪主要幾何尺寸：d1=psin（180°/z1）=112.70 mmd2=psin（180°/z2

10、）=556.15 mm5.7 鏈輪材料的選擇及處理根據(jù)系統(tǒng)的工作情況來看，鏈輪的工作狀況是，采取兩班制，工作時有輕微振動。每年三百個工作日，齒數(shù)不多，根據(jù)教材表9-5得 材料為40號鋼，淬火 、回火，處理后的硬度為4050HRC 。6 圓錐齒輪傳動的設計計算6.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)6.1.1 選用閉式直齒圓錐齒輪傳動，按齒形制GB/T12369-1990齒形角=20o，頂隙系數(shù)c*=0.2，齒頂高系數(shù)ha*=1，螺旋角m=0°，軸夾角=90°，不變位，齒高用頂隙收縮齒。6.1.2 根據(jù)教材表10-1，材料選擇，小齒輪材料為40Cr（調(diào)質），硬度為280HB

11、S，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質），硬度為240HBS。6.1.3 根據(jù)教材表10-8，選擇7級精度。6.1.4 傳動比u=z2/z1=5節(jié)錐角1=arctan（1/u）=11.31°，2=90°11.31°78.69°不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)： Zmin=2ha*cosd1/sin2a=16.765 選z1=18，z2=uz1=18³3.5=906.2 按齒面接觸疲勞強度設計æZEöKT1÷ 公式： d1t2.92ççd÷f1-0.5j2uèHøRR6.2.1 試選載荷系

12、數(shù)Kt=26.2.2 計算小齒輪傳遞的扭矩T1=95.5³105P1/n1=2.626³104N²mm 6.2.3 選取齒寬系數(shù)R=0.36.2.4 由教材表10-6查得材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa。6.2.5 由教材圖10-21d按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限2sHlim1=600MPa，大齒輪的接觸疲勞極限sHlim2=550MPa。6.2.6 計算應力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60´1440´1´(2´8´300´10)=4.15´109N2=N1/u=8.3

13、79;1086.2.7 由教材圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.87 KHN2=0.906.2.8 計算接觸疲勞許用應力sH1=KHN1slim1/S=0.87´600=522MPasH2=KHN2slim2/S=0.90´550=495MPa6.2.9 試算小齒輪的分度圓直徑代入sH中的較小值得æZEöKT1÷ d1t2.92ççd÷f1-0.5f2u=56.188 mmèHøRR6.2.10 計算圓周速度vdml=d1t（1-0.5R）=56.188³10.5³

14、;0.347.760 mmv=(pdm1n1)/(60´1000)=（3.14159³47.760³1440）/（60³1000）=3.60 m/s6.2.11 計算載荷系數(shù)齒輪的使用系數(shù)載荷狀態(tài)均勻平穩(wěn)，查教材中表10-2得KA=1.0。 由教材中圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.08。由教材中表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)KHa=KFa=1.1。依據(jù)大齒輪兩端支承，小齒輪懸臂布置，查教材中表10-9得軸承系數(shù)KHbbe=1.25由公式KHb=KFb=1.5KHbbe=1.5³1.25=1.875接觸強度載荷系數(shù)K=KAKVKHaKHb=1&#

15、179;1.08³1.1³1.875=2.23。6.2.12 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 d1=d1tK/Kt=56.188³（2.23/2）1/3=58.264 mmm=d1/z1=58.264/18=3.24 mm取標準值m = 4 mm 。6.2.13 計算齒輪的相關參數(shù)d1=mz1=4³18=72 mmd2=mz2=4³90=360 mm1=arctan（1/u）=11.31°，2=90°11.31°78.69°R=d1³u21½/2=88.18 mm6.2.14 確

16、定并圓整齒寬b=fRR=0.3³88.18=26.454 mm圓整取B2=30 mm B1=35 mm6.3 校核齒根彎曲疲勞強度6.3.1 確定彎曲強度載荷系數(shù) K=KAKVKFaKFb=2.236.3.2 計算當量齒數(shù)zv1=z1/cosd1=18/cos11.31°=28.6zv2=z2/cosd2=90/cos78.69°=458.916.3.3 由教材中表10-5查得 YFa1=2.55,YSa1=1.61,YFa2=2.29,YSa2=1.716.3.4 計算彎曲疲勞許用應力由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.82，KFN2=0.87取安全

17、系數(shù)SF=1.4由圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強度極限sFN1=500Mpa sFN2=380Mpa按脈動循環(huán)變應力確定許用彎曲應力sF1=KFN1sFN1/SF=0.82´500/1.4=292.85MPasF2=KFN2sFN2/SF=0.87´380/1.4=236.14MPa6.3.5 校核彎曲強度根據(jù)彎曲強度條件公式 sF=2KT1YFa1YSa1£sF計算： 22bm(1-0.5fR)zF1=2KT1YFa1YSa1/ bm2（1-0.5R）2³z1 =77.03 MPa £sF1F2=2KT1YFa2YSa2/ bm2（1-0

18、.5R）2³z2 = 126.60 Mpa £sF2由此可知設計滿足彎曲強度要求，所選參數(shù)合適。7 圓柱齒輪傳動的設計計算7.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)7.1.1 選用閉式直齒圓柱齒輪傳動。7.1.2 根據(jù)教材表10-1，選擇小齒輪材料40Cr鋼，調(diào)質處理，硬度280HBS；大齒輪材料45鋼，調(diào)質處理，硬度240HBS 。7.1.3 根據(jù)教材表10-8可知，運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。7.1.4 試選小齒輪齒數(shù)z1=21,則z2=uz1=i2z1=4.0³21847.2 按齒面接觸疲勞強度設計公式：d1t2.327.2.1 試選載荷

19、系數(shù)Kt=1.37.2.2 計算小齒輪傳遞的轉矩 T=95.5³105 P2/n2=6.48³104N²mm7.2.3 由教材中表10-7選取齒寬系數(shù)fd=17.2.4 由教材中表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa7.2.5 由教材中圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限12sHlim1=600Mpa，大齒輪的接觸疲勞強度極限sHlim1=550Mpa。7.2.6 計算應力循環(huán)次數(shù)N1=60n2jLh=60³560³1³（2³8³300³10）=16.128³10

20、8 N2=N1/u=16.128³108/4.0=4.032³1087.2.8 由教材圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=1.02，KHN2=0.96。 7.2.9 計算接觸疲勞許用應力 取安全系數(shù) S=1.4sH1=KHN1sHlim1=1.02³600/1.4=437.14 MPa SsH2=KHN2sHlim2=0.96³550/1.4=377.14MPa S7.2.10 試算試算小齒輪的分度圓直徑，帶入sH中的較小值得d1t³2.KtTfdu+1æZEöç÷=63.51 mm ×&#

21、231;÷uèsHø27.2.11 計算圓周速度 v=pd1tn260´1000=1.862 m/s7.2.12 計算齒寬bb=fd×d1t=1³63.15mm=63.51mm 7.2.13 計算齒寬與齒高之比模數(shù)mt=b hd1t=63.51/21=3.024 mm z1齒高h=2.25mt=2.25³3.024=6.804 mmb=63.51/6.804=9.334 h7.2.14 計算載荷系數(shù)根據(jù)v=1.862 m/s，由教材圖10-8查得動載荷系數(shù)KV=1.04； 直齒輪，KHa= KFa=1由教材表10-2查得使用

22、系數(shù)KA=1由教材表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，KHb=1.316。 b由=9.334，KHb=1.316查教材圖10-13得KFb=1.28;故載荷系數(shù) hK=KAKVKHaKFb=1³1.04³1³1.28=1.3317.2.15 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 d1=d1t3K=64.01mm Kt7.2.16 計算模數(shù)m：m=d1=64.01/21=3.05 mm z17.3 按齒根彎曲強度設計公式為 m=2KTfdz12æYFaYSaççsFèö÷÷

23、ø7.3.1 由教材圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限sFE1=500MPa，大齒輪的彎曲疲勞強度sFE2=380MPa7.3.2 根據(jù)教材圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.87, KFN2=0.897.3.3 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則sF1=KFN1sFE1=0.87³500/1.4=310.71 Mpa SsF2=KFN2sFE2=0.89³380/1.4=241.57 Mpa S7.3.4 計算載荷系數(shù)KK=KAKVKFaKFb=1³1.04³1³1.28=1.3317.3.5 查

24、取齒形系數(shù)由教材表10-5查得YFa1=2.76，YFa2=2.1987.3.6 查取應力校正系數(shù)由教材表10-5查得YSa1=1.56，YSa1=1.7687.3.7 計算大、小齒輪的YFaYSasF并加以比較YFa1YSa1sF1=2.76³1.56/310.71=0.01385YFa2YSa2sF2=2.198³1.758/241.57=0.01599大齒輪的數(shù)值大。7.3.8 設計計算m=2KTfdz12æYFaYSaççsFèö÷÷ø42´1.331´8.82

25、80;10=´0.01599mm=2.54 mm 21´21對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.54并就近圓整為標準值m=2.5，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=64.01，算出小齒輪齒數(shù):z1=d1= 64.01/2.5»26 大齒輪齒數(shù):z2=i2³z1=4³26=104 m這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到了結構緊湊

26、，避免浪費。7.4 幾何尺寸計算7.4.1 計算分度圓直徑d1=z1m=26³2.5mm =65 mmd2=z2m=104³2.5mm =260 mm7.4.2 計算中心距a=(d1+d2)/2=(65+260)/2=162mm7.4.3 計算齒輪寬度b=fdd1=1³65 mm=65 mm取B2=65 mm,B1=70mm。8 軸的設計計算8.1 輸入軸設計8.1.1 求輸入軸上的功率p1、轉速n1和轉矩T1p1=3.96kW n1=1440r/min T1=26.26 N²m8.1.2 求作用在齒輪上的力已知高速級小圓錐齒輪的分度圓半徑為dm1=d1

27、(1-0.5R)=65³(1-0.5³0.3) 55.25 mmFt=2T1/dm1=2³26260/55.35=950.6 NFr=Ft×tana×cosd1=335.8 NFa=Ft×tana×sind1=67.26 N8.1.3 初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質），根據(jù) 教材表15-3，取A0=112，得dmin=A0P3.961=112´=15.69mm n11440因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大10%15%，取d12=18 mm 左右。輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑

28、d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KAT1，查教材表14-1，由于轉矩變化很小，取KA=1.3。則Tca=KAT=1.3´26300=34190N×mm=34.19N×m，因輸入軸與電動機相連，轉速高，轉矩小，選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器。電動機型號為Y112M4,由指導書表17-9查得，電動機的軸伸直徑D= 28 mm 。查指導書表17-4，選LT4型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為63N×m，半聯(lián)軸器的孔徑d1=28mm，故取d12=28mm，半聯(lián)軸器長度L1=62mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔

29、長度為60mm。8.1.4 擬定軸上零件的裝配方案(簡圖如下)：8.1.5 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑d23=32 mm 。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D= 38 mm ，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為L=60mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2軸段的長度應比L略短一些，現(xiàn)取l12=59mm。8.1.6 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)d23=32 mm ，由指導書表15-1，初步選取02系列，30207 GB/T276，其尺寸為d´D

30、0;T´B=35´72´18.25´17，故d34=d56=35mm，而為了利于固定l34=17mm。由指導書表15-1查得d45=43mm。8.1.7 取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑d67=28mm；齒輪的左端與套筒之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為35mm，應使套筒端面可靠地壓緊軸承，l67由套筒長度，擋油環(huán)長度以及略小于輪轂寬度的部分組成，故l67=60 mm。為使套筒端面可靠地壓緊軸承，5-6段應略短于軸承寬度，故取l56=16mm。8.1.8 軸承端蓋的總寬度為30mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸

31、器右端面間的距離l=20mm，故取l23=50mm8.1.9 l45=2.5d34-l34=70.5mm至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。8.1.10 軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接軸與半聯(lián)軸器之間的平鍵，按d12=28mm, 查得平鍵截面b´h=8´7mm,長50mm。軸與錐齒輪之間的平鍵按d67=28mm，由教材表6-1查得平鍵截面b´h=8´7mm，長為50mm，鍵槽均用鍵槽銑刀加工。為保證齒輪、半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為H7/k6，齒輪輪轂與軸的配合為H7/m6；滾動軸承與軸的周向

32、定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。8.1.11 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為2´45o，其他均為R=1.68.2 中間軸設計8.2.1 求輸入軸上的功率p2、轉速n2和轉矩T2p2=3.80kW n2=560 r/min T2=64.80N²m8.2.2 求作用在齒輪上的力已知小圓柱直齒輪的分度圓半徑d1=65 mmFt1=2T2=2000 N d1Fr1=Ft1tana=2000´tan20o=725.7 N已知大圓錐齒輪的平均分度圓半徑：dm2=d2t（1-0.5R）=306³（1-0.5³0.3）=

33、260 mmFt2=2T2/dm2=2³64800/260=498.46 NFr2=Ft2×tana×cosd1=177.9 NFa2=Ft2×tana×sind1=35.58 N8.2.3 初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質），根據(jù)教材表15-3，取A0=112，得dmin=A0（P2/n2）=21.20 mm中間軸的最小值顯然是安裝滾動軸承的直徑。因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大10%15%，故dmin=25 mm8.2.4 擬定軸上零件的裝配方案（簡圖如下）：(軸從左到右分12,23,34,45,56五段)

34、8.2.5 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)d34=d56>27.00mm，由指導書表15-1中初步選取03系列，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為d´D´T´B=30´72´20.75´19，所以d12=d56=30mm。這對軸承均采用套筒進行軸向定位，由表15-7查得30306型軸承的定位軸肩高度，因此取套筒外直徑37mm，內(nèi)直徑35mm。8.2.6 取安裝圓錐齒輪的軸段d23=d45=35mm，錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪輪轂長L=40m

35、m，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取l23=36mm，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d=2.45，故取h=3，則軸環(huán)處的直徑為d34=41mm。8.2.7 已知圓柱直齒輪齒寬B1=70mm，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取l45=68mm。8.2.8 箱體以小圓錐齒輪中心線為對稱軸，由圓錐齒輪的嚙合幾何關系，推算出，箱體對稱線次于截面3右邊16mm處，設此距離為lO=16mm則：取軸肩l34=9mm有如下長度關系：l12+l23+16mm=l45+l56-7mm由于l12要安裝軸承與甩油環(huán)與套筒、還有插入輪轂中的4mm,取l1

36、2³50mm 由于l56要安裝軸承與甩油環(huán)與套筒、還有插入輪轂中的3mm l56³49mm 綜合 以上關系式，求出l56=49mm,l12=62mm8.2.9 軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按d23由教材表6-1查得平鍵截面b´h=10´8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7；圓柱齒輪的周向定位采用m6平鍵連接，按d45由教材表6-1查得平鍵截面b´h=10´8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪

37、輪轂與軸的配合為H7；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸m6的尺寸公差為m6。8.2.10 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為2´45o。8.3 輸出軸的設計8.3.1 求輸入軸上的功率p1、轉速n1和轉矩T1P3=3.61kW n3=140 r/min T3=246.25 N²m8.3.2 求作用在齒輪上的力已知大圓柱直齒輪的分度圓半徑 d2=306 mmFt=2T3=1609.5 N d2Fr=Fttana=1609.5´tan20o=585.8 N8.3.3 初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（

38、調(diào)質），根據(jù)教材表15-3，取A0=112，得dmin=A0（P3/n3）=33.09 mm中間軸的最小值顯然是安裝滾動軸承的直徑。因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大10%15%，故dmin=38 mm8.3.4 擬定軸上零件的裝配方案（簡圖如下）。（軸從左到右分12,23,34,45,56,67六段）8.3.5 由圖可得d12為整個軸直徑最小處，選d12=40 mm 。為了滿足齒輪的軸向定位，取d23=43mm。根據(jù)鏈輪寬度及鏈輪距箱體的距離綜合考慮取l12=60mm，l23=50mm。8.3.6 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)d34=d67

39、>47mm，由指導書表15-1中初步選取03基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30310，其尺寸為d´D´T=50´110´29.25，所以d34=d67=50mm。這對軸承均采用套筒進行軸向定位，由表15-7查得30310型軸承的定位軸肩高度，因此取d45=60mm。去安裝支持圓柱齒輪處直徑d56=56mm。8.3.7 已知圓柱直齒輪齒寬B2=65 mm，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取l56=63 mm。8.3.8 由于中間軸在箱體內(nèi)部長為228mm，軸承30310寬為29.25mm，可以得出l34=50.5mm，

40、l45=59mm，l67=50.5mm。至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。8.3.9 軸上的周向定位圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按d56由教材表6-1查得平鍵截面b´h=16´10mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7；鏈輪的周向定位采用平鍵m6連接，按d12由教材表6-1查得平鍵截面b´h=12´8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸m6公差為

41、m6。8.3.10 確定軸上圓角和倒角尺寸參考指導書表15-2，取軸端倒角為2´45o。8.3.11 求軸上的載荷根據(jù)軸的結構圖，做出軸的計算簡圖，支承從軸的結構圖，以及彎矩和扭矩圖中可以看出圓柱齒輪位置的中點截面是軸的危險截面。計算出的圓柱齒輪位置的中點截面處的MH、MV及M的值列于下表8.3.12根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取a=0.6軸的計算應力ca= M2+T32 ½/W =8.41 MPa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質處理，由教材表15-1查得許用彎曲應力s-1=60MPa，因此sca<s-1，故安全。8.3.13判斷危險截面

42、：截面6右側受應力最大8.3.14截面6右側mm3 抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=0.1´503=12500抗扭截面系數(shù) Wt=0.2d3=0.2´503=25000mm3截面6右側彎矩 M=200700´80.25-35=113167N×mm 80.25截面6上的扭矩 T3=360.32N²m截面上的彎曲應力 sb=截面上的扭轉切應力 tT=M113167=9.1MPa W12500T3360320=14.41MPa WT25000軸的材料為45，調(diào)質處理。由表15-1查得sB=640MPa s-1=275MPa t-1=155MPa截面上由

43、于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)as及at按教材附表3-2查取。因r2D56=0.04，=1.12，經(jīng)插值后查得 d50d50as=2.018 at=1.382又由教材附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為qs=0.81 qr=0.85故有效應力集中系數(shù)為ks=1+qs(as-1)=1+0.81´(2.018-1)=1.82 kt=1+qt(at-1)=1+0.85´(1.382-1)=1.32由教材附圖3-2查得尺寸系數(shù)es=0.73，附圖3-3查得扭轉尺寸系數(shù)et=0.84。軸按磨削加工，由教材附圖3-4得表面質量系數(shù)為bs=bt=0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即bq=1，則綜合

44、系數(shù)為Ks=ks/es+1/bs-1=1.82/0.73+1/0.92-1=2.58Kt=kt/et+1/bt-1=1.32/0.84+1/0.92-1=1.66 計算安全系數(shù)Sca值Ss=s-1275=11.53 =Kssb+jssm2.58´9.2+0.1´0St=Sca=t-1155=12.58 =Ktta+jttm1.66´14.41/2+0.05´14.41/2SsStSs+St22=11.53´12.58.53+12.5822=8.49>>S=1.5故可知在安全范圍，設計符合要求。8.3.15 截面6左側.6mm3 抗彎

45、截面系數(shù) W=0.1d3=0.1´563=17561抗扭截面系數(shù) Wt=0.2d3=0.2´563=35123.2mm3截面6左側彎矩 M=200700´82-35=113167N×mm 82截面6上的扭矩 T3=360.32N²m截面上的彎曲應力 sb=截面上的扭轉切應力tT=M113167=6.44MPa W17561.6T3360320=10.286MPa WT35123.2由教材附表3-8用插值法求得ks/es=3.75，則kt/et=0.8´3.75=3軸按磨削加工，有附圖3-4查得表面質量系數(shù)為bs=bt=0.92 故得綜

46、合系數(shù)為Ks=ks/es+1/bs-1=3.75+1/0.92-1=3.84Kt=kt/et+1/bt-1=3+1/0.92-1=3.09 又取碳鋼的特性系數(shù)js=0.1,jt=0.05所以軸的截面5右側的安全系數(shù)為Ss=s-1275=10.08 =Kssa+jssm3.84´6.44+0.1´0St=Sca=t-1155=9.60 =Ktta+jttm3.09´10.28/2+0.05´10.28/2SsSts+St22=10.08´9.60.08+9.6022=6.95>>S=1.5故可知在安全范圍，設計符合要求。9 鍵連接的選

47、擇和計算9.1 輸入軸與聯(lián)軸器的鏈接軸徑d12=28mm，選取的平鍵界面為b´h=8´7mm，長L=50 mm。由指導書表14-26得，鍵在軸的深度t=4.0mm，輪轂深度t1=3.3 mm。圓角半徑r=0.2 mm。查教材表6-2得，鍵的許用應力sp=120MPa。 p=4T/dhl=4³262600/(28³8³50)= 107.18 MPap 滿足強度要求。9.2 輸入軸與小圓錐齒輪的鏈接軸徑d67=28mm，選取的平鍵界面為b´h=8´7mm，長L=50 mm。由指導書表14-26得，鍵在軸的深度t=4.0mm，輪轂

48、深度t1=3.3mm。圓角半徑r=0.2mm。查教材表6-2得，鍵的許用應力sp=120MPa。p=4T/dhl=4³262600/(28³8³50)= 107.18 MPap滿足強度要求。9.3 中間軸與大圓錐齒輪的鏈接軸徑d23=35mm，選取的平鍵界面為b´h=10´8mm，長L=32mm。由指導書表14-26得，鍵在軸的深度t=5.0mm，輪轂深度t1=3.3mm。圓角半徑r=0.3mm。查教材表6-2得，鍵的許用應力sp=120MPa。p=4T/dhl= 4³64800/35³8³32=28.93 MPa

49、 p滿足強度要求。9.4 中間軸與小圓柱齒輪的鏈接軸徑d45=35mm，選取的平鍵界面為b´h=10´8mm，長L=63mm。由指導書表14-26得，鍵在軸的深度t=5.0mm，輪轂深度t1=3.3mm。圓角半徑r=0.3mm。查教材表6-2得，鍵的許用應力sp=120MPa。p=4T/dhl= 4³64800/35³8³63= 14.70 MPa p 滿足強度要求。9.5 輸出軸與大圓柱齒輪的鏈接軸徑d12=40mm，選取的平鍵界面為b´h=12´8mm，長L=56mm。由指導書表14-26得，鍵在軸的深度t=5.0mm，

50、輪轂深度t1=3.3mm。圓角半徑r=0.3mm。查教材表6-2得，鍵的許用應力sp=120MPa。p=4T/dhl= 54.97 MPa p 滿足強度要求。9.6 輸出軸與滾子鏈輪的鏈接軸徑d56=56mm，選取的平鍵界面為b´h=16´10mm，長L=63mm。由指導書表14-26得，鍵在軸的深度t=6.0mm，輪轂深度t1=4.3mm。圓角半徑r=0.3mm。查教材表6-2得，鍵的許用應力sp=120MPa。p=4T/dhl= 27.92 MPa p 滿足強度要求。10 滾動軸承的設計和計算10.1 輸入軸上的軸承計算10.1.1 已知:n1=1440r/min，F(xiàn)t

51、=859.5 N，F(xiàn)r=306.3N, Fa=61.26N,C0r=63.5KNCr=54.2KN e=0.37，Y=1.610.1.2 求相對軸向載荷對應的e值和Y值相對軸向載荷Fa/C0= 61.26/63500=0.00096Fa/Fr= 61.26/306.3=0.2, 比e小10.2.2 求兩軸承的軸向力Fd1=Ft1/(2Y)=859.5/(2´1.6)N=268.59NFd2=Fr2/(2Y)=300.8/(2´1.6)N=94N Fa1=Fd1=268.59NFa2=94N10.1.3 求軸承當量動載荷P1和P2 Fa1268.59F94=0.31<

52、e a2=0.31< e Fr1859.5Fr2300.8由指導書表15-1查的P1=Fr1=859.5N ， P2=Fr2=300.8N 10.1.4 驗算軸的壽命Lh= 106³C/P /60n=2.9³106h>48000h故可以選用。10.2 中間軸上的軸承計算10.2.1 已知：n2=560 r/min，F(xiàn)t1=2520N，F(xiàn)r1=917.2N Ft2=1089N，F(xiàn)r2=242.9N，F(xiàn)a2=69.17N C0=63000N ，C=59000N，e=0.31，Y=1.910.2.2 求兩軸承的軸向力Fd1=Ft1/(2Y)=2520/(2´1.9)N=663.15N Fd2=Fr2/(2Y)=242.9/(2´1.9)N=63.92N Fa1=Fd1=663.15N Fa2=63.92N 10.2.3 求軸承當量動載荷P1和P2 Fa1663.15F63.92=0.263< e a2=0.264<