1、機械設計課程設計原始資料設計題目卷揚機傳動裝置設計二、運動簡圖n43卷揚機傳動裝置1 電動機2v帶3齒輪減速器4聯軸器5滾筒6輸送帶三、工作條件該裝置雙向傳動，斷續工作，有輕微沖擊，起動載荷為公稱載荷的1.4每天工 作8小時，使用期限5年(每年按300天計算),大修期2年四、原始數據卷筒直徑d (mm)： 420運輸帶速度v (m/s)： 0.85鋼絲繩拉力f (n)： 4200五、設計工作量1減速器總裝配圖一張2齒輪、軸零件圖齊一張3設計說明書一份六、設計說明書內容1. 運動簡圖和原始數據2. 電動機選擇3. 主要參數計算4. v帶傳動的設計計算5. 減速器斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算6. 機

2、座結構尺寸計算7. 軸的設計計算8. 鍵、聯軸器等的選擇和校核9. 滾動軸承及密封的選擇和校核10. 潤滑材料及齒輪、軸承的潤滑方法11. 齒輪、軸承配合的選擇12. 參考文獻七、設計要求1各設計階段完成后，需經指導老師審閱同意后方能進行下階段的設計；2. 在指定的教室內進行設計.第一章電動機的選擇及功率的計算1.1電動機的選擇及運動參數的計算1.1.1電動機的選擇根據減速裝置工作條件和工作要求，選用三相籠型異步電動機。電源的電壓為380vo1. 1.2選擇電動機功率根據已知條件，工作機所需要的有效功率為:其中f:運輸帶工作拉力v:運輸帶工作速度電動機所需要的功率匕為：pd=由表9-6確定各部

3、分效率為：滾動軸承傳動效率巾=0.99 （三對齒軸承與一對卷筒軸承），齒輪傳動效率；72 = 0.97 （齒輪精度為8級），齒輪聯軸器傳動效率仏=0.99卷筒效率“4 = 0.96代入上式得：傳動裝置總效率“ =0.99 xo.972xo.9vxo.96xo.96 = 0.82電動機所需要的功率為：他=竺加=4.35皿 ° “ 0.82因載荷輕微沖擊，電動機額定功率焉等于14&即可查表選電動機功率 為為75kw,選型號為y132m4的電動機.1. 1.3確定電動機轉速卷筒軸工作轉速：按表2-1推薦的傳動比合理的范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比范圍為i=840.則電動機轉速可選范

4、圍為：nd 二 innw=（840）x40.6=324.81624i7min選取電動機型號為y132m-4,其主要參數見表1：同步轉速(min-1 )額定功率(加)滿載轉速(min-1 )起步/ 轉矩/頁定 /轉矩最大/ 轉矩/頁定 /轉矩15007.514402.22.3二.主要參數的計算一、確定總傳動比和分配各級傳動比傳動裝置的總傳動比z= 35.5%40.6查表可得v帶傳動單級傳動比常用值24,圓柱齒輪傳動單級傳動比常用值為35,展開式二級圓柱齒輪減速器i嚴(1.3ib”；。ii=l. 4i2,而 ia=i0iii2,取 i0=2. 5,i = ii2 = ia/i0 = 14.2初分傳

5、動比為心帶=2.5, «=4.47, 4 =3.18o二、計算傳動裝置的運動和動力參數木裝置從電動機到工作機有三軸，依次為i, ii, iii軸，則1、各軸轉速nm 14405 / = 576 r/ min% 帶2.5=空_ 1羽&” nin出 z； 4.47=勺=h128.86tit=40.52/nin4q64q520.6=1.97%<3%2、各軸功率p £（） = p（l x?7v 帶=435x096 = 476aw垃=片i ii = ax”：軸承 x齒輪=4176x0.99x097 = 401rwaii =百【"iiiii f 軸承 x&quo

6、t;齒輪=4.01x0.99x0.97 = 3.s5kw3、各軸轉矩p435td = 9550 = 9550x= 28.849/v "n(l1440t = tdiy 帶o =2&849 x 2.5 x 0.96 = 69.238n - mtu =7；初i = 69238x4.47x0.99x0.97 = 297207/v - m心=片羽1】hi =297.207x318x099x097 = 907597n"三v帶傳動的設計計算一、確定計算功率<查表可得工作情況系數ka =1.2故 £ =心 x p = 1.2x 7.5 = 9.0bv二、選擇v帶的帶

7、型根據£“、/,由圖可得選用a型帶。三、確定帶輪的基準直徑心并驗算帶速卩1、初選小帶輪的基準直徑查表8-6和8-8可得選取小帶輪的基準直徑心=90mm2驗算帶速u按計算式驗算帶的速度7cd,xn龍x90xl440v =60x100060x1000=6.782 777/ s因為5m/s < v < 30m/s ,故此帶速合適。3、計算大帶輪的基準直徑心2按式(8-15a)計算大帶輪的基準直徑=,=2.5x90 = 225772/7?根據教材表88,圓整得dd2 = 224mm4、確定v帶的中心距a和基準直徑厶（1）按計算式初定中心距繩=430加n （。.了血+ dd2） &

8、lt;a0 < 2（ddl +為）（2）按計算式計算所需的基準長度兀a/o = 20 + (dd + dd2) +(4/2 _ 4/1 f%2x430 +即(90 + 224) +詈券=1364mm查表可選帶的基準長度ld = 1400mm（3）按計算式計算實際中心距g= (430 +1400 13642屮心距的變化范圍為（427 m m - 490m m ）。5、驗算小帶輪上的包角©,- 180°-（j/2 一d（/）= 180° -（224一90）-= 163° > 120°、計算帶的根數（1）計算單根v帶的額定功率耳由 門=9

9、0mm和 =1440 r/min 查表可得 p（） = 1.064bv根據/7 = 1440"min,心2.5和 a 型帶，查表可得=0a69kw. ©=0.956、 kl = 0.96 o故 pr =（+a）v£ = （1.064 + 0.169）x0.956x0.96 = 1.132bv（2）計算v帶的根數z7 =冬=丄二=6.625故取v帶根數為7根p, 1.1327、計算單根v帶的初拉力的最小值（丘）斷查表可得a型帶的單位長度質量q = 0.10kg/m(坨).=500_ p“ +=(500x(25-o.956)x7.5d)b67822)n=132j74n

10、' 0 7n,nkazv0.956x7x6782應使帶的實際初拉力佗(佗)斷。8、計算壓軸力耳壓軸力的最小值為(fp) . =2z(f( sin = 2x7xl32.174xsin = 1 8 3 0.1 n r / min v / nun2四減速器斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算一、高速級齒輪1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(1) 按圖所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。(2) 運輸裝置為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。(3) 材料選擇：查表可選擇小齒輪材料為40cr(調質)，硬度為280hbs； 大齒輪材料為45鋼(調質)，碩度為240hbs,二者材料碩度差為40hbs。

11、(4) 選小齒輪齒數z, = 24 ,大齒輪齒數z2 =4.47x24 = 107.28,取z2=108(5) 選取螺旋角，初選螺旋角0 = 14°2、按齒面接觸強度設計，按計算式試算即血n12ktt u ± 1z/ zekt(i) 確定公式內的各計算數值 試選kt =1.6,由圖 10-26=0.780,=0.85則有ea =eai+ea2 =1.63 小齒輪傳遞轉矩久=69.238n / m 查圖10-30可選取區域系數zh = 2.433查表10-7可選取齒寬系數 =1 查表10-6可得材料的彈性影響系數ze = s9.smpa o 查圖10-21d得按齒而硬度選取小

12、齒輪的接觸疲勞強度極限=600mp ,大齒輪的接觸疲勞強度極限巧怙2 = 550mpa o 按計算式計算應力循環次數tv, =60n,jl, =60x576xlx(8x300x5) = 4.147xl08 查圖可選取接觸疲勞壽命系數燈計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數5 = 1,按計算式(10-12)得(yh = "麗=1.02x600 = 612mpa sy 二燈山曲=1.12x550 二 616m£ s如=0 比=612 + 616=64 砂(2) 計算相關數值 試算小齒輪分度圓直徑d“，由計算公式得2x1.6x63.667x1000 5.59xx4.591

13、x1.560"2.433x189.8?<614>=44.81mm 計算圓周速度兀 d”龍x44.81x576 ,v = = 1.351 ms60x100060x1000/ 計算齒寬b及模數也b =屛“ =1x44.81 = 44.81加加clt cos p 44.8 lx cos 1424mnt = = 1.812mmh = 225% = 2.25 x 1.812mm =r7=10-991 計算總相重合度5引=0.318dz tan 0 = 0.318 x 1 x 24 x tan 14 = 1.902 計算載荷系數k查表可得使用系數心=1.25,根據1.351/$, 7

14、級精度，查表10-8可得動載系數褊=1.07,由表10-4查得的值與直齒輪的相同，為1.419khp = 1.350，故載荷系數 k = kakvkhakhp = 1.25x1.07x1.4x1.419 = 2.658 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，按計算式得計算模數叫=1.987mmzj24_ d cos 0 _ 53.07 lx cos 143、按齒根彎曲強度設計，按計算式(10-17)試算即 3以碼曲0(1) 確定公式內的各計算數值 、計算載荷系數=1.25 x 1.07 x 1.4 x 1.35 = 2.528 根據縱向重合度£0=1.902,查圖10-28可得螺旋

15、角影響系數=0.88 o 查圖可選取區域系數召=2.433 , % = 0.795 ,彰=0-875則有 查表取應力校正系數41=1-569, 2 =1-783 o 查表取齒形系數yfal = 2.724,鴛2 =2.194。(線性插值法) 查圖10-20c可得小齒輪的彎曲疲勞強度極限o陽=500m£，大齒輪的彎 曲疲勞強度極限礙血=380m£。 查圖可取彎曲疲勞壽命系數 仏嚴0.87 , kfn2 = 0.90 o 計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數s = 1.4,按計算式(10-22) 計算得=抵。陽=°87x500 = 310.714m巧l /i s1

16、.4aaf2 =也ed = °"®。= 244.286m/s1.4 計算大、小齒輪的科午并加以計算爲& _ 2.724x1.569cxf 310.714= 0.014大齒輪的數值較大。(2)設計計算/2x2.528x63.667x1000x0.88xcos2 14；v1x242x 1.586xo.016=1.672m/?對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，故取mn = 2mm ,已可滿足彎曲強度，但為了同吋滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=53.071mm來計算應有的齒數，于是有% cos&

17、quot; _ 53.07 lx cos 14 叫2= 25.747取z, =26,則乙=厶乙=4.59x26 = 1204、幾何尺寸計算(1)計算屮心距-0+z啰26 + 120)x2 十 0.5櫛”2 cos p2xcosl4將中心距圓整為d = 15 mm o(2)按圓整后的中心距修正螺旋角c（乙 + zo） mn（26 + 120）x2“b = arccos =arccos = 4.786°2a2x151因0值改變不多，故參數為、s zr等不必修正。（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑dx =創與=型乞_ = 53.781/27/71cos f3 cos 14.786°

18、f z?mn 120x2山=-=248.219mmcos p cos 14.786°（4）計算齒輪寬度b = = 1x53.071 = 53.071mm圓整后取 4 = 55mm , b2 = 60mm。二、低速級齒輪1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數（1）按圖所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。（2）運輸裝置為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。（3）材料選擇，在同一減速器各級小齒輪（或大齒輪）的材料，沒有特殊情 況，應選用相同牌號，以減少材料品種和工藝要求，故查表可選擇小齒輪材 料為40cr （調質）,硬度為52hrc；大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為45hrc.（4

19、）選小齒輪齒數z3=24,大齒輪齒數z4 =24x3.28 = 78.72-79（5）選取螺旋角，初選螺旋角0 = 14°2、按齒面接觸強度設計，按計算式試算即u'± 1u'2z” zekt丿（i）確定公式內的各計算數值 試選kt = 1.6 小齒輪傳遞轉矩e =277.795nh? 查表10-7可選取齒寬系數 =1查圖10-26可選取區域系數zh = 2.433,勺3 =0.765, fa4= 0.870則有£ = +£ =l635 查表可得材料的彈性影響系數zf =189.8mo 查圖得按齒面硬度選取小齒輪的接觸疲勞強度極限6叭3 =

20、600m鬥，大齒 輪的接觸疲勞強度極限吹=550m£。 按計算式計算應力循環次數n3 =60: = 60x135.753x1x(2x8x300x5) =1.955xl081.955xl()x_3.28= 5.96x107 查圖可選取接觸疲勞壽命系數張3 =112，%4=118 0 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數s = l,于是得(yh 3 =扁回噸=1.12x600 = 672m£s(thl 二 %2心 二 1.18x550 = 649m£0”卜 040" = 672 + 649 = 660.5聊(2)計算相關數值»1.6x2.

21、778x105v 1x1.67 試算小齒輪分度圓直徑心，由計算公式得=71 as3mm4.28 <2.433x189.8?xx 3.28 i 660.5 丿 計算圓周速度60x1000龍x71.483xl35.75360x1000 計算齒寬夕及模數加：=1x71.483 = 71.483/7im=2,8s9mmd3t cos 0 _ 71.483 x cos 14""zj-_24/?' = 2.25 叫十1 = 2.25x2.889 = 6.50mmb'71.4836.5= 10.997 計算總相重合度勺/ 引 =0.3180z3 tan 0 = 0.

22、318 x lx 24 x tan 14° =1.903 計算載荷系數比查表可得使用系數心=1.25,根據2 = 0.508加/s, 8級精度，查表可得動載系數 ay' = 1.04, kh/' = 1.425 ,你0' = 1.36, kha' = kfa ' = 1.4故載荷系數p=心心'你j燈/ = 1衛5 x 1.07x 1.4x 1.425 = 2.668 按實際的載荷系數校止所算得的分度圓直徑，按計算式得3 i/3d3 = dyi t =71.483x2.668 o/1 _zz =sa./bbmm1.6 計算模數"

23、叮t dy cos p 77.953xcos 14 o 1c124in = 3.151/77/772.33、按齒根彎曲強度設計，按計算式試算即叫>（1）確定公式內的各計算數值 計算載荷系數q 佔匕 j s = 1 25 x 1.07 x 1.4x 1.36 = 2.547 根據縱向重合度£/ = 1.824,查圖可得螺旋角影響系數* = 0.88 0 計算當量齒數z3 _24cos3 卩 cos314=26.273779zv4 = = = 86.480g cod0 cos314° 查表可取齒形系數£3 = 2.616, 丫&4 = 2.227。 查表

24、可取應力校正系數檢3 = l591，漏4 = 1763。(線性插值法) 查圖可得小齒輪的彎曲疲勞強度極限巧逅3 =500m£ ,人齒輪的彎曲疲勞強度極限(7fe4 =380a/p o 查圖可取彎曲疲勞壽命系數褊v3 = 0.90 , kfn4 = 0.93 o 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數5 = 1.4,按計算式計算刁§ =匕當 3 = 09：500 = 321 429m巧 刁q =抵屜4 = 0.93x380 = 252.429m巧s1.4計算大、小齒輪的y必,kt并加以計算= 0.016牟丿爲 _ 2.227x1.763(rr4252.429大齒輪的數值較大

25、。(2)設計計算xo.016 = 2.30mm(2xl.556x277.795xl000x0.88xcos2 1 孑v1x242x 1.635對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，故取mj = 3mm,己可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓肓徑d3 = 77.953mm來計 算應有的齒數，于是有z3 =心0 = 77.953xe = 25.205取 z3 = 26 ,則厶=込=3.28x28=91.1-924、幾何尺寸計算(1) 計算中心距(z3 +z4)7t? '(26 + 92)x3 ca'

26、=丄丄= = 182.474加加2cos0 2xcosl4°將中心距圓整為a'= 183加加。(2) 按圓整后的中心距修正螺旋角c(z3 + z4)他(26 + 92)x3b' = arccos = arccos = 14.712'la'2x183因0'值改變不多，故參數色、k、zj等不必修正。（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑必 cos加=26x3=80.644伽cosl4.712°=285.383加加z4mj 92x3cos0' cos 14.712°（4）計算齒輪寬度b'=屛 3 = 1 x 80.644

27、 = 80.644/7?m圓整后取耳=85mm ,=90mm。項目電機軸高速軸i中間軸ii低速軸iii轉速(r/min)1440576135.75362.706功率（曲）43843. 687356轉矩）26 52863. 667277. 795866. 157傳動比2.54.593.28效率0.960.960.922第九部分軸的設計1）高速軸：初定最小直徑，選用材料45#鋼，調質處理。aa0=112 （下同）貝0 dmin = ao3- = 112xf 3冷5=295 mm最小軸徑處有鍵槽.dmin = 1.07 dmin = 17.72mm最小直徑為安裝聯軸器外半徑，収ka=1 .7,同上所

28、述已選用tl4彈性套柱聯軸器,軸孔半徑d=20mm取高速軸的最小軸徑為20mm。由于軸承同時受徑向和軸向載荷，故選用單列圓錐滾子軸承按國標t297-94選取30206odxdxt=17.25mm/.軸承處軸徑d=30mm高速軸簡圖如下：2)di dad 3、ii 5、41、6d 4d 5d3dd4取 li=38+46=84mm, l3=72mm,収擋圈直徑 d=28mm,収 d2=d4=25mm,d3=30mm, l2=l4=26.5mm, di=d5=20mmo齒輪輪轂寬度為46mm,取l5=28mmo聯軸器用鍵：園頭普通平鍵。bxh=6x6,長 l=26mm齒輪用鍵：同上。bxh=6x6,

29、長l=10mm,倒角為2x45。5）中間軸：屮間軸簡圖如下：初定最小直徑dmin=選用30305軸承,dx dxt = 25x62x 18.25mmadi=d6=25mm, 1r l1=27mm, l6=52mm|2=|4=10mm, d2=d4=35mm, l3=53mm d3=50mm, d5=30mm, l5=1.2xd5=36mm 齒輪用鍵：園頭普通鍵：bxh=12x8,長l=20mm6）低速軸:低速軸簡圖如下:d3 d2初定最小直徑:dmin =34.5mm最小軸徑處有鍵槽edmin，=1 -07dmin=36.915mm取 di=45mrrb d2=55mm, d3=60mm, d

30、4=d2=55mmd5=50mm, d6=45mm, d7=40mm；|1=45mm, l2=44mm, l3=6mm, l4=60mm, l5=38mm, l6=40mm, l7=60mm齒輪用鍵：園頭普通鍵：bxh=16x6,長l=36mm選用 30309 軸承：dxdxt = 40x90x25.25mm； b=23mm； c=20mm五軸的設計計算一、高速軸的設計1、求作用在齒輪上的力高速級齒輪的分度圓直徑為dj, =51.761mm竺=2x63667 = 2367.639n“53.781、伽fcos 0 a嚴跡爲86。也67639詡1264川fae = fle tan 0 = 2367

31、.639x tan 14.786° = 624.938/v2、選取材料可選軸的材料為45鋼，調質處理。3、計算軸的最小直徑，查表可取4）= 120應該設計成齒輪軸，軸的最小直徑顯然是安裝連接大帶輪處，為使心“與帶輪相配合，且對于直徑d 5 100加加的軸有一個鍵槽時，應增大5%-7%,然后 將軸徑圓整。故取£=24加加。4、擬定軸上零件的裝配草圖方案（見下圖）iljl 211 3113_1ul 5第四部分減速器裝配圖設計一、軸的結構設計（1）高速級（齒輪軸）結構和尺寸如圖二：圖二結構尺寸：di=32mgd2=38mm，d3=40mm,d4=46mm,d5=51852mm，d

32、6=46mm，d7=40mm;bi二60mm，b2=46mm, b3=18mm9 b4=95.5mm, b5=54mm, b6= 13mm,b7= 18mm；（2）中間軸（齒輪軸）結構和尺寸如圖三:圖三結構尺寸：di=45mm,d2=52mm,d3=75.326mm,d4=56mm,d5=48mm,d6=45mm; bi=19mm, b2=14mm, b3=73mm, 64=! 1.5mm, b5=46mm, b6=35mm；(3)低速級軸結構和尺寸如圖四:192/c/7/jj/圖四結構尺寸:di=40mm,d2=46mm,d3=50mm,d4=57mm,d5=62mm,d6=54mm,ci7

33、=50mm; b|=84mm, b2=44mm, b3=20mm, b4=72mm, b5=6mm, b6=66mm, b7=38mm； 此吋，可驗算中間軸大齒輪與低速軸是否干涉，間隙二(165-228.148/2-2-57/2) mm=22.426mm,滿足要求。5、根據軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度(1) 根據前面設計知大帶輪的轂長為93n)ni,故取l=90mm ,為滿足大帶輪的定位要求，則其右側有一軸肩，故取du_u = 32mm ,根據裝 配關系，定ai-iii = 35 加加(2) 初選滾動軸承7307ac,則其尺寸為dxdxb = 35mmx80mmx21 mm ,故 =

34、 35mm = rfviii_ix , iii-iv 段擋油環取其長為 19. 5mm,則厶ii-iv = 40.5舁 o(3) iii-iv段右邊有一定位軸肩，故取dm_n = 42mm，根據裝配關系可定厶it =100切？，為了使齒輪軸上的齒面便于加工，取厶in = vii-vin=44man。(4) 齒而和箱體內壁取a=16mm,軸承距箱體內壁的距離取s=8mm,故右側擋 油環的長度為19mm,則lvlll_ix = 42mm(5) 計算可得厶=104.5加加,l2 = 15b?777,厶-50.5mm >(6) 大帶輪與軸的周向定位采用普通平鍵c型連接，其尺寸為片7bxhxl =

35、 1o?7x8"77x8o"w?,大帶輪與軸的配合為,流動軸承與軸的周 廠6向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為ni6 求兩軸承所受的徑向載荷fr和frl帶傳動有壓軸力作(過軸線，水平方向)，fp = 64n。將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面上兩個平面力系圖一f re圖二fpf" revf tie圖三注圖二中心，通過另加彎矩而平移到作用軸線上圖三中位通過另加轉矩而平移到指向軸線巧.2淪(151 + 50)-巧腫£-行 x15u0 為/ =2163"frv=fre-fr2v = 1824n同理fr2h = 853nfrxh

36、 =fte- fr2h =3398-853 = 2545/vfrx= 718242+25452 =3131"frl = j fj： + 唧=v2 1 632 + 85 32 = 20 1 4/v6、求兩軸承的計算軸向力耳和巧2對于70000/ic型軸承，軸承的派生軸向力巴=0.68x7;.f(l =0.68x7;., =0.68x3131 = 2129.08fd2=0.6sxfr2 =0.68x2014 = 1369.52"fae + fd2 =846 + 1369.52 = 2215.2n > fd故 fai= 2215.2n,巧 2 =i=l 369.522v7、

37、求軸承的當量動載荷片和£對于軸承 1 血=2215,2 = 0.70 > 0.68frx 3131對于軸承2亠二=0.68£2014查表可得徑向載荷系數和軸向載荷系數分別為： 對于軸承 1 x, =0.41 , y； =0.87對于軸承2x2 = 1, y2 =0px =辦(x巧+z 你)= 1(0.41x3131 + 0.87x2215.2) = 3210.934n/二齊(x2e2+e 巧2) i (1x2014 + 0) = 2014n8、求該軸承應具有的額定載荷值因為px>p2則有故7307ac符合要求。9、彎矩圖的計算水平面：尸阿=8537v,尸阻=25

38、45 n,則其各段的彎矩為:bc段:r nhi°卄由彎矩平衡得 m-fnhx = 0 => m = 853x(0<x<151)由彎矩平衡得m 仏也兀 + (無 151) = 0 nm = 2545 + 513098(151 5x5 201.5) :,mh = 853x 15 indwm = 1288033/im.鉛垂面：f "gn* =1824n,"=1614n,則其各段彎矩為:ab段：v則 m-/>x = 0=>m = 1614 (0<x< 104.5)bc段:則 m-7>x+fwi(x-l 04.5) = qm=

39、 -549x + 226034 (104.5 <x< 255.5)mqf nvif r則 m - ©x + 仏”(兀 一 104.5) + 坊(x - 255.5) -= 0m =1824 + 567555 (255.5<x<306)做彎矩圖如下從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看岀截面c是軸的危險截面。現將計算岀的截面c處的mh、及m的值列于下表載荷水平面h垂直面v支持力fh =2545nfrw =1824jvff2h -：8532vfr2v = 2163jv彎矩mmh =128803/vmvi =85765n-mmwv2 = 101523/v mm總彎矩m

40、=.jmj+m,：a/1288032+857652 = 154745/v-mmm2 = v1288032+1015232 = 164003n-/?m扭矩tt、=87542n"210、按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面b）的強度。根據計算式及上表的數據，以及軸單向旋轉，扭傳切應力為脈動循環 變應力,取0 = 0.6,軸的計算應力= 35.7m£j168663?+(0.6x87542)，0.1x353前己選定軸的材料為45鋼，調質處理，查表可得=因此故安全。11、鍵的選擇和校核高速軸上與大帶輪相配合的軸上選擇鍵連接，由于大帶

41、輪在軸端部，故選用 單圓頭平鍵（c型）根據cl = 35imn,從表6-1屮查得鍵的截面尺寸為：寬度：b = l0mm9高度：力=8加加，由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長為：l = 80mm鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可得0=120 150m鬥取其平均植，旳二皿叱鍵的工作長度/二厶= 80-5 = 75加加 2鍵和輪轂鍵槽的接觸高度k = 0.5/2 = 0.5x8 = 4mm則op2tidd2x8.754xl044x75x35= 7.qmp<(yp,故合適。所以選用：鍵 c qmmxsmmx80mm gb/t 1096-200312、確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為1.6,各軸肩

42、處圓角半徑為2。二、中間軸的設計1、求作用在齒輪上的力因為高速軸的小齒輪與中速軸的大齒輪相嚙合，故兩齒輪所受的fle、fre、都是作用力與反作用力的關系，則大齒輪上所受的力為ftel= 33987v frel= 1275/v fael= 846/v中速軸小齒輪上的三個力分別為fte2 = 39447v frcl = 14827v"1013n2、選取材料可選軸的材料為45鋼，調質處理。3、計算軸的最小直徑，查表可取4)= 112d - = a) 1- = 112x i "7 1 = 37.44mm5 n2v 135.753軸的最小直徑顯然是安裝軸承處，為使軸承便于安裝，且對于

43、直徑d < 100mm 的軸有一個鍵槽時，應增大5%-7%,然后將軸徑圓整。故取6/i_n =40mm o4、擬定軸上零件的裝配草圖方案(見下圖)5、根據軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度(1) 初選滾動軸承7008ac,則其尺寸為：dxdxb = 40mmx6smmx 15mm. 故i-ii = 40mm.用擋油環定位軸承，故厶_n = 21/?tm,i-ii段右邊有一定位軸 肩，故n_hi = 48mm.低速級小齒輪與箱體內壁距離為16mm,與箱體內壁距 離為8 mm ,故左邊擋油環長為24 mm ,則ln_in = 20mm.(2) 低速級小齒輪輪轂為95mm,即厶=95mm.

44、取兩齒面的距離為8mm , 即 l/v_v = 8mm.(3 )右邊也用扌當油環定位軸承和低速級大齒輪，故 厶/-v? = 2bnm,厶=26.5mm o v -vi段軸長略短與其齒輪轂長，又轂長為 55 mm ,故取厶,_刃=5 mm.v. vi. v各有一定位軸肩，故依次可取dfv_v = 60mm, dv_vl = 52 mm, dvl_vll = 46mm.(4)計算可得厶=68.4加加,l2 = 83mm,l3 = 55mm.6、軸上零件的周向定位低速級大齒輪的軸釆用普通平鍵a型連接。片7其尺寸為bxxzl = 16mmx 1 ommx40mm,齒輪與軸的配合為 ，滾動軸承 r6與軸

45、的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為加6 o求兩軸承所受的徑向載荷耳和fr2將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面上兩個平面力系圖_f resf daf aea i 一-® f tea圖二f w 1 -nf resf resf aea一 da4 f圖三f te3f teef reh“bd- 17、求兩軸承的計算軸向力你和巧2由齒輪中計算得，兒嚴1128n,/；嚴1629nf=1118n,f胡=1664"fri = j fj + 時=vh282 +16292 =15887v化= a/16292+16642 = 2329/v對于70000/ic型軸承，軸承

46、的派生軸向力傷=0.68x7;.心=068x© 二 0.68x952.8" = 952.8"巧2 =0.68x 耳2 =0.68x2329 = 1397.4算得 +"san g所以巧廣尺也+饑=1564.4n f込=1397.4n8、求軸承的當量動載荷片和£f 1s64 4 對于軸承1仏=-=0.98 > 0.68frl 1588對于軸承2 = 竺蘭=0.6 < 0.68巴22329查表可得徑向載荷系數和軸向載荷系數分別為：對于軸承 1 x, =0.41, y =0.87對于軸承2x2=1, 5=0a =辦(x£i+片巧

47、j = 1(0.41x1588 + 0.87x1564.4) = 201208n鬥二辦(禺鋒 2 + f；2)= 1(1x2329 + 0) = 2329n9、求該軸承應具有的額定載荷值因為p>p2則有3 i 3 i廠 d 60,叫“小60x127x2x8x300x5 qnanooinazc = p j宀=5391.454 x j= 30602.810n <1 v io6v io6故7208ac符合要求。10、彎矩圖的計算水平面：fn比= 664n,fnh廣ab段：則 m=-fnhx,即 m=1664x (0<x<68.4)bc段:則 m + fnhx-fr (x-6&

48、amp;4) = 0n m = 2280%-269770 (68.4<%<151.4)cd段：則 m + fnh、x=> m 二1118兀+ 784227(151.4 v 兀5 206.4)。鉛垂面：fw =16297v,fw =1128nv、nv2ab®：nvim-fnvx = o=>m =629x(0<%<68.4)bc段:f nvifsm % 兀 + 化(x 6&4) = 0m = 147兀+145296nv、(68.4<x<151.4)mfsi'0cd段:m q2m q3f c3f nvim -耳兀+行(兀-68

49、.4) +行(兀-151.4)-m勺 +ma=>m=- 128x4-232819(151.4<x< 206.4)1629x(0<x<68.4)m = j 147x +145296(68.4 v 兀 s 151.4)232819-1128x(15l4<x< 206.4)做彎矩圖如下<d)(e>68.48355 (b>（匚）t從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截而c是軸的危險截而。現將計算岀的截面c處的mh、my及m的值列于下表表4載荷水平面h垂直面v支持力為=1118nfrw=2snffr2h =1664nfr2v = 16292v

50、彎矩mm = 270928.860n - mmmv = 163419.598n - mmmv2 = 86873.08on-/7?m總彎矩=jm+m =7270928.8602 +163419.5982 = 316399.34n mmm2 = jm/=a/270928.8602 +86873.0802 = 284516.044/v 加加扭矩tt2 = 2.77327 xlo5n-/?2m11、按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面c）的 強度。根據計算式及上表的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取6t = 0.6 ,軸的計算應力(

51、如wj316399.1342 +(0.6x2.77327xl05)20.1x48?二 32.325mp。前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查表可得=久v0j，故安全。12、鍵的選擇和校核一般的8級以上精度的齒輪有空心精度要求，應選用平鍵連接，由于齒輪不 在軸端,故選用圓頭普通平鍵（a型）d - 52mm,b = 16mm,h -10mm.取鍵長厶=40mm ,鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可得刁=120150m£取其平均植，站叱鍵的工作長度/二厶= 40-16 = 24/77/77鍵和輪轂鍵槽的接觸高度k = 0.5/? = 0.5x10 = 5 mm2tkld2x3.56695x10""4x25x52= h0mpa<(ypf 故合適。所以選用：鍵 16mmxl0mmx40mm gb/t 1096-200313、確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2x45。，各軸肩處圓角半徑見365頁三、低速軸的設