1、機械設計課程設計傳動方案設計書題目：帶式運輸機傳動裝置學號：1040112330班級：機自1203班姓名：張強目錄一、設計計劃書 1二、擬定傳動方案 2三、電動機的選擇 5四、齒輪的設計計算 7五、軸的結構設計 21六、軸承的校核 34七、鍵校核 37八、第II軸的精確校核 38設計計劃書、設計帶式輸送機傳動裝置已知條件：(1) 工作條件：兩班制，連續單向運轉，載荷較平穩，室內工作，有粉塵, 境最高溫度35C(2) 使用折舊期：8年；(3) 檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；動力來源：電力，三相交流，電壓 380/220V;(4) 運輸帶速度允許誤差：土 5%;(5) 制造

2、條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。卷筒直已知參數：運輸帶工作壓力 F = 1500 N 運輸帶工作速度v = 1.1 m/s徑=220 mm*i'X1!動力及轉動裝1、擬定傳動方案a:二級展開式圓柱齒輪減速器優點：結構簡單，應用廣泛，兩級大齒輪直徑接近，有利于浸油潤滑，尺寸緊湊, 成本低，用于載荷比較平穩的場合。缺點：由于齒輪相對于軸承為不對稱布置， 因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有 較大剛度。n電動機傳送帶b :二級同軸式圓柱齒輪減速器優點：結構簡單，應用廣泛，齒輪減速器長度方向尺寸較小，兩級大齒輪直徑接 近，浸入油中深度大致相等，有利于浸油潤滑。缺點：齒輪減速器軸向尺寸較

3、大，中間軸較長，剛度較差，沿齒寬載荷分布不均 勻，高速軸的承載能力難于充分利用。C :圓錐圓柱齒輪減速器優點：用于輸入輸出軸相交的場合，也用于兩軸垂直相錯的傳動中缺點：制造安裝復雜，成本高，僅在傳動布置需要時才采用。d :單級蝸桿減速器優點：結構簡單，尺寸緊湊缺點：效率較低，適用于載荷較小、間歇工作的場合，軸承潤滑不太方便。綜上所述，二級展開式圓柱齒輪減速器比較符合方案要求，故選用二級展開式圓柱齒輪減速器。、電動機的選擇設計設計步驟及內容結果電動機的選擇已知：F = 1500 N v = 1.1 m/sD = 220 mmFv Po -1.65KW10001、電動機輸出功率Pn2322n =

4、n 1 n 2 n 3 n 4 n 5 n 1 ：聯軸器效率 n 2：嚙合效率 n 3：軸承效率 n 4：溜油效率 n 5：滾筒效率n 1 = 0.99 n 2 = 0.99 n 3 = 0.98 n 4 = 0.97 n 5 = 0.96 =0.990.99 0.980.970.9= 0.817 巳二丄65賂2.0200.817 根據Pd查電動機手冊 選取Y100L1-4型電動機Pm = 2.2 KWn m=1430r/mi nMn = 2.32、總傳動比計算及傳動比分配n。Z60匯10001.仆601000“.nD 一一fc95.49r /minhdk x 2201亠=°=14.

5、98 nD 95.49I %取h =4.74i2 = 3.16選取Y100L1-4 型電動機h =4.74i2 =3.16各軸的轉速、扭矩:m =n m =1430r / minm 1430r / minn2 = =301.69r /mini14.74n2 301.69r/ min“，3.16n395.47r/mini2P2 2md =9550 m =9550-14.69nm1430 i 3 =14.69 0.99 0.98 = 14.25mb 二 mJi 2 3 4x 0.98x 0.97 = 65.56N mm3口3 mR =3 =2.2 漢 0.99 漢 0.98 = 2.13KWBR3

6、 =卩2口2口 34 =2.00 漢 0.990.980.97=1.88X0軸轉速(r/min)扭矩(N2 m)功率(KW)一一一143014.252.13二二二301.6965.562.00-三95.47194.881.88四、齒輪的設計計算設計高速級齒 輪傳動設計步驟及內容已知條件結果i i=4.74 i 2=3.16 ni=1430r/min n2=301.69r/minP=2.2kw傳動方案：二級展開式直齒圓柱齒輪傳動1.選擇材料選用二級展開式直齒齒輪傳動，壓力角為20°；根據機械設計表10-1選擇小齒輪材料為40Cr,齒面硬度為280HBS大齒輪 材料為45鋼（調質），硬度

7、為240HBS二者材料硬度 差為40HBS;精度等級選用7級精度；試選小齒輪齒數 乙=21，大齒輪齒數Z2=hZ1 =4.74321=99.54 取 Z2=1002. 制定熱處理工藝小齒輪和大齒輪均為調質處理，淬火后高溫回火，用來 使鋼獲得高的韌度和足夠的強度。3. 按齒面接觸強度設計按式（1011）進行試算小齒輪分度圓直徑，即% -32Kh6+1ZhZeZe 二級展開 式直齒圓 柱齒輪傳 動取 Z1=21Z2=100（1）確定公式內的各計算數值 .試選載荷系數心=1.3 .計算小齒輪傳遞的轉矩查表知 = 1.425 104N *mmKhi= 1.3T1 二 1.425 104N *miU d

8、= 1Zh = 2.5 .由表10 7選取尺寬系數U d = 1 .由圖10-20查得區域系數ZH = 2.5 .由表10 5查得材料的彈性影響系數 ZE=189.8MPa .由式(10-9)計算接觸疲勞強度用重合度系數 Z=arccos9 cosa /(乙 +2ha )】=arccos2l漢 cos20°/(21 + 2 燈)=30.909°%2 =arccosZ2 cosot /(z2 +20 )】=arcco00 漢 cos20*/(100 + 2 漢 1)】=22.888°呂°= (tanota1 _tana')+z2(tanc(a2 _

9、tana')/2兀=2仆(tan30.909 *tan20 +100 疋(tan 22.888 * -tan 20 】 = 1.711Z十十-備門1 =0.873z 33 .計算接觸疲勞許用應力由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別 為aHlim600MPa、 Hiim2 =550MPa由式(10-15)計算應力循環次數：N“ =6 0n j jLh =60x1430x1x(2x8300x8) =3.295匯109N2 =NJu =3.295"09/(100/21) =6.920漢108由圖10-23查取解除疲勞壽命系數Khn1= 0.90、Khn2= 0.95

10、 取失效概率為1%、安全系數S=1,由式(10-14)得 切丄亦孑亦 _0.90；600 _540MPa 血竺警怛腫；550 23MPa取&h 1和&H L中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許 用應力，即= H = 523MPaZe=189.8MPa/2兀Z= 0.873t =H523MPad1t -30.419mm2）試算小齒輪分度圓直徑2KHtT1u+1ZZeZ"2場u<B H dit32.5 189.8 0.8735234.74 14.742 1.3 1.425 1041v = 2.28m/ sb = 30.419mmKa=1Kv = 1.025 = 1.2

11、Khb =1.417Kh =1.734=30.419mm（2）調整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數前的數據準備 圓周速度vd1t n1二 30.419 1430v =60 1000 60 10002.28m/ s 齒寬bb = dd1t =1 30.419 = 30.419mm2）計算實際載荷系數Kh 由表10-2查得使用系數Ka“ 根據v = 2.28m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數Kv -1.02 齒輪的圓周力43Ft1 =2/d1t =2 1.425 10 /30.419 =0.937 10 NKAFWb =1 937/30.419 =30.803N /m ：100N /m

12、查表10-3得齒間載荷分配系數Kh：. =1.2 由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數Khb =1.417由此，得到實際載荷系數Kh =KaKvKh：Kh1：=1 1.02 1.2 1.417=1.7343）由式（10-12）,可得按實際載荷系數算得的分度圓 直徑:Kh1734di “疋 一 =30.419江3 = 33.485mm KHt 1.3及相應的齒輪模數m = di/zi =33.485/21 = 1.59mm3、按齒根彎曲疲勞強度設計（1）由式（10-7 ）試算模數，即、_ ：2心"丫£ “FaYsa ':mt

13、 工3* -Tr d Z1!f 11）確定公式中的各參數值 試選KFt =1.3 由式（10-5）計算彎曲疲勞強度用重合度系數Y. = 0.250.75 =0.250.75 =0.688電1.711計算YFaYsaF ,d1 二KFt =1.3丫 二 0.688由圖10-17查得齒形系數YFa1=2.65YFa2=2.26J由圖10-18查得應力修正系數Ysa1 =1.58，丫Sa2 =1.73由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限 分別為uFiim1 =500MPa 葉佃2 =380MPaJ由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數Kfn1 = 0-83, Kfn2 = 0.85取彎曲

14、疲勞安全系數S=1.4,由式（10-14）得'CF 2KFN2；Flim2“十.甘MPa=296.43MPa0.85 380 MPa =230.71MPa1.4丫 丫2.65580141bF 296.43YFa2Ysa2Y Y-2.2673"。 h 2230.71= 0.0169因為大齒輪的YFaYs;大于小齒輪 所以取.f丫；8 2訃2 = 0.0169'-F b2）試算模數mt X 0.992mm2Kf"Y；. YfYz3。才：和1 212d1 n1v =60 1000齒寬b二 20832 1430m/1.560m/s60 1000d1 = 20.832

15、mmv = 1.560m/ sb = 20.832mmb/h = 9.33Kv=1.06Kf=1.2b = dd1 =1 20.832mm = 20.832mm 寬高比b/hh =(20* c*)g =(2 1 0.25) 0.992mm = 2.232mmb/h =20.832/2.232 =9.332）計算實際載荷系數Kf 根據v= 1.560m/s, 7級精度，由圖10-8查得動載系 數 Kv=1.06Ft2T1/d2 1.425 10（2）調整齒輪模數1）計算實際載荷系數前的數據準備 圓周速度vdi = mtz = 0.992 21mm = 20.832mm/20.832N = 1.3

16、68 10 2 13 1.425 104 °688 0.0169mm "992mmNKAFt1/b=1 1.368 1 03 / 20.832N/mm =65.67N/mm：100N / mmKy =1.42KF =1.81m=1.25mmZ1=21z2 =100di = 26.25mmd2 = 125mm查表10-3得齒間載荷分配系數K =1.2 由表10-4用插值法查得K =1.417，結合b/h=9.33 查圖10-13得心：=1.42則載荷系數為Kf 二KaKvKf：Kf，1 1.06 1.2 1.42 = 1.813）由式（10-13），可得按實際載荷系數算得的齒

17、輪模數=0.992 j；181mm = 1.1O8mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大 小主要取決于彎曲疲勞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， 可取由彎曲疲勞強度算得的模1.108mm并就近圓整為標 準值m=1.25mm按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑di =20.832mm， 算出小齒輪齒數Z1=d1/m=20.832/1=20.832,取 Z1=21z2 = uw 二 4.74 21 二 99.54，取 z2 =100，乙與 互互為質 數這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度

18、， 又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪 費。4、幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d1=z1m=21 1.25mm = 26.25mmd2 二 z2m =100 1.25mm = 125mm（2）計算中心距a =(dj +d2)/2 =(26.25 +125)/2mm = 75.75mm(3)計算齒輪寬度b=©da =1匯 26.25mm = 26.25mm考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節省 材料，一般將小齒輪略為加寬(510)mm，即d =b + (5 10)mm = 26.25 + (5 10)mm = 31.25 36.25mm取Q=32m m,而使大

19、齒輪的齒寬等于設計齒寬，即b2 =b = 26.25mm6主要設計結論齒數乙=21、Z2 =100，模數m=1.25，壓力角a =20。， 中心距 a = 75.75mm 齒寬 b 32mm， b2 = 26.25mm。小 齒輪選用40Cr (調質)，大齒輪選用45鋼(調質)。齒 輪按7級精度設計。a =75.75mb = 26.25md = 32mmb 26.25mz1 = 21、z2 =100m = 1.25a =20sa =75.75md = 32mmb = 26.25n小齒輪選用 40Cr（調質）， 大齒輪選 用45鋼（調質）。 齒輪按7 級精度設 計。低速級齒輪 傳動設計已知：小齒輪

20、轉速也=95.47r/min，齒數比u=3.16, p=2.2kw1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(1 )按選疋傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為20。(2) 帶式運輸機為一般工作機器，參考表10-6，選用7級精度。(3) 材料選擇。由表10-1，選擇小齒輪材料為 40Cr (調質)， 齒面硬度 280HBS,大齒輪材料為 45鋼(調質)，齒面硬度 240HBS(4 ) 選小齒輪齒數乙 =25 , 大齒輪齒數z2 =u z1 = 3.16 漢25 = 792.按齒面接觸疲勞強度設計(1)由式(10-11 )試算小齒輪分度圓直徑，即d 爲 2Kh!小 ZeZ*dU 玩丿1)確定公式中

21、的各參數值 試選KHt =1.3。 計算小齒輪傳遞的轉矩。5查軸轉速、扭矩列表得 T3 =1.9488"0 Nmm 由表10-7選取齒寬系數 =1。 由圖10-20查得區域系數Zh =2.5。 由表10-5查得材料的彈性影響系數Ze =189.8 Mpa"2 由式(10-9)計算接觸疲勞強度用重合度系數Zg。r水1%1 =arccos*zi co曲 /(乙 +21%)= arccosb5cos20:7(25 + 2><1)】= 29.53”叫2 = arccosZ? cos。/(Z2 + 2h；)】=arccos79 漢 cos20"/(79 + 2

22、漢 1)】= 23.58”直齒圓柱齒 輪傳動，壓 力角取為20。Z1 =25z2 = 79心=1.31.9488I05% =1Zh =2.5Ze=189.81/2MpaJ= 29.53”%= 23.58°Z(tan： a1 tan： ) z2(tan： a2 tan： ) 1/2二1.717Z； =0.872=25 (tan29.53 -tan20 ) 79 (tan2358 -tan20 ) 1/2:= 1.717Z；3計算接觸疲勞許用應力H L由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為匚 Hliml = 600MPa、u”血2 =550MPao由式（10-15 ）計算

23、應力循環次數：N, =60njLh =60 95.47 1 （2 8 300 8）=2.200 108N2 = NJu =2.200 108/3.16 =0.696 108由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數Khw = °.97, Khn2 =0.99。取失效概率為、安全系數S刊，由式（10-14）得'-H 1KhN1- H lim1S0.97 6001= 582MPa-H 2KHN 2，H lim 2S0.99 5501= 544.5MPa取°H 1和bH !中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，則 JH I - H 2 =544.5MPa2)d1t試算小齒輪分

24、度圓直徑2KhJ u+1ZhZeZ匕H 1544.5MPad1t -72.76152 1.3 1.9488 1 05 3.16 1 ,2.5 1 89.8 0.872 (3.16544.5二 72.76（2）調整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數前的數據準備。 圓周速度V。=0.364m/ sn d1tnin 72.76 95.4760 1000 一 60 1000 齒寬b 。b = dd1t =1 72.76 = 72.76mm2）計算實際載荷系數 Kh。 由表10-2查得使用系數 Ka = 1。 根據v=0.364m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數Kv =1.02 齒輪的圓周力。

25、Ft =2T1/d12 1.9488 105 /72.76 = 5.356 103N3KAFt1/b=1.02 5.356 10 /72.76=75.08N /mm : 100N /mm查表10-3得齒間載荷分配系數KH：. =1.2。 由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支 承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數 Kh1 = 1.426 由此，得到實際載荷系數Kh 二 KaKvKh：Kh，1 1.02 1.2 1.426 = 1.753）由式（10-12 ）,可得按實際載荷系數算得的分度圓直徑 k' 1 75d產 d1t3' H =73.76 381.44mmv = 0.

26、364m/sb = 72.76mmKa = 1Kv =1.02KAF/b=75.08N / mmKg = 1.2Kh =1.75d1 =81.44mmm = 3.26mmU、1.3及相應的齒輪模數 mndjz, =81.44/25=：3.26mm3. 按齒根彎曲疲勞強度設計（1）由式（10-7 ）試算模數，即mt -32KfEY'd z2YFaYsaITKFt-1.31）確定公式中的各參數值Y. = 0.687 試選KFt =1.3 由式（10-5）計算彎曲疲勞用重合度系數0.750.75丫嚴0.250.250.6875j1.717 計算泉訃OF J由圖10-17查得齒形系數YFa1

27、=2.03、YFa2 =2.01由圖10-18查得應力修正系數Xa1 =1.86、Ysa2 - J92 0由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極 限分別為二卩訕=500MPa、二卩阮=380MPa。由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數 心=0.94,KFn2 =0.96。取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式（10-14）得lcF 1 =Kfn1'f lim1 =0.94 二500 MPa =335.71MPa1c1.40.96 380 MPa =260.57 MPa1.4泉仏1203倔巾0112335.71'CF 1YFa 1Y>a1,1 -2.01 1.9 0.

28、0148啤 1260.57y y因為大齒輪的YFa-sr大于小齒輪，所以取.-F HYFaYsa1=0.0148叫一 2.02m -32Kf/YYFaYsa2 1 1.9488 105 0B87 0.01481 252二 2.020mm（2）調整齒輪模數1）計算實際載荷系數前的數據準備。圓周速度V od =0乙=2.02 25 = 50.5mmn *山 n 匯 50.5漢 95.47,v0.252m/s60 1000 60 1000齒寬b ob= da=1 50.5= 50.5mm寬高比b/h0h = (2h； c*)mt = (2 1 0.25) 2.02 = 4.545mmb/h =50.

29、5/4.545 =11.112）計算實際載荷系數Kf o根據v=0.252m/s, 7級精度，由圖10-8查得動載系數Kv "02 o由 Ft1 =2/4 =2 1.8488 105/50.5 = 7.32 103N ,6 =50.5mmv = 0.252m/sb = 50.5mmUJ148 2）試算模數KAFt1/b=1 7320/50.5 = 144.95N/mm 100N/mm,查表10-3得齒間載荷分配系數K =1.0。由表10-4用插值法查得1.426 ,結合KF =1.49b/h =11.11 ,查圖 10-13，得 KF =1.46。則載荷系數為Kf 二 KaKvKf-

30、 Kf，1 1.02 1 1.46 =1.493）由式（10-13），可得按實際載荷系數算得的齒輪模數m = 2乙=25z2 =79對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m大于 由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大 小主要取決于彎曲疲勞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， 可取由彎曲疲勞強度算得的模數2.114mm并就近圓整為 標準值m=2mm按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 di = 50.5mm ,算出小齒輪齒數乙=a/m = 50.5/2 =25.25。取乙=25，則大齒輪齒數z2 = u乙=3.16 25 = 79，乙與z2互為

31、質數。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，并做到結構緊湊，避免浪 費。4. 幾何尺寸計算(1) 計算分度圓直徑d! = zm = 25 x 2 = 50mmd2 =z2m = 79><2= 158mm(2) 計算中心距a =© +d2)/2 = (50 +158) / 2 =104mm(3) 計算齒輪寬度b = 1 漢 50 = 50mm考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節省 材料，一般將小齒輪略為加寬(510)mm，即b, =b+(5_10) =50 + (5_10) =55_60mm取q=56mm，而使大齒輪的齒寬等于

32、設計齒寬，即b2 =b = 50mm。5.主要設計結論齒數乙=25、Z2 =79，模數m = 2，壓力角。=20°，中心距 a=104mm，齒寬 b 56mm， S=50mm。小齒輪選用40Cr (調質)，大齒輪選用45鋼(調質)。齒輪按 7級精度設計。五、軸的結構設計設計軸一設計步驟及內容已知電動機 P = 2.2kW,轉速 n = 1430r/min , zi=21, mt = 1.25mmD 二 32mm結果i 求輸出軸上的功率 P、轉速m和轉矩Ti 查轉速和轉矩表知m =1430r/ minTi =14250N *mmR =2.13KW2.求作用在齒輪上的力di =叫乙=1.

33、25 21 = 26.25mmFtdi2 14250 -1085.71N26.25Frtan 二 cos :=1085.71tan20cos0= 395.17NF： = Ftta n 1 =1085.71 tanO =03.初步確定軸的最小直徑先按式（15 2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據表15 3，取A0 =112，于是得dmin2.13厲=1430r /mT1 =14250N *P1 =2.13KWFt =1085.7'1NFr =395.17N"0查表14-1,取KA =1.3，則聯 軸 器 的 計 算 轉 矩Tea =KAT =1.3 1

34、4250 = 18525N * mm查表得選用GY1型凸緣聯軸器，公稱轉矩為GY1型凸 緣聯軸器di=14mm25000N mm，半聯軸器的孔徑di=14mm，故取 di_i=14mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度 J =27mm。4.軸的結構設計(1) 擬定軸上零件的裝配方案現選用圖15-22a所示的裝配方案。(2) 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) 取nm段的直徑 dn-m=15mm半聯軸器與軸配合的轂孔長度L!=27mm,為保證軸段擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故I -n段的長度應比L/各短一些，現取11-n =25mm。2) 選用單列深溝球軸承，選取0基本游隙組、標

35、準精度 級的單列深溝球軸承6303 ,其尺寸為<<=1<4<14，故 dm- =dw-viii =17mm,1« -vii =14mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。取dvi-vii =20mm。3) 取安裝齒輪處的軸段W -V的直徑d=20mm,齒輪的 左端米用套筒定位，已知齒輪轂輪寬 32m m,為使套筒 可靠地壓緊齒輪，此段應略短與轂輪寬度，取1 iv-v =30mm。齒輪的右端米用軸肩疋位，由直徑d=20mm 查表 15-2， 得 R=1.0mm， 則軸環處的 dv-vi =25m m.lv-vi=8mm。4) 軸承端蓋的總寬度為20mm，取端蓋的

36、外端面與半聯 軸器右端面間的距離1=16.5m m，故取1 n-m=36.5mm。5) 取齒輪距箱體內壁之距離 A =8mm，考慮到箱體的鑄 造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距 離，取s=2mm，已知滾動軸承寬度 B=14mm,貝U11-n =25mm di-ii=14mm1 n-m =36.5mm dn-m=15mmliii-iv =29.5mm dm -v = 17mm1 w-v =30mmd=20mmlv-vi=8mmdv-vi =25mmIvi-vii =63.5mm dvi-vii =20mm1 w -vii =14mm dw -viii =17mm,(3)軸上零件的周

37、向定位齒輪直接在軸上加工，半聯軸器與軸的周向定采用平鍵 連接。半聯軸器與軸的連接，選用平鍵為H75mmx5mmx20mm，半聯軸器與軸的配合為 K6。滾動軸承與軸的周向定位有過度配單列深溝 球軸承 單列深溝 球軸承6303平鍵截面 bXh=12X8齒輪轂孔 與軸的配H7合為k6倒角取C1.0，C1.2，圓 角 取R1.0,R1.2合保證，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查表 15-2，倒角取 C1.0, C1.2,圓角取 R1.0, R1.2。5. 求軸上的載荷由 Fnhi Fnh2 =Ft -1085.7NFNH 1 L1 = Fnh 2 L2F nh 1 36.5

38、 = Fnh 2 94.5得 FNH1 = 783.20N , FNH 2 二 302.50NM h = Fnh1 Lj = 783.20 36.5 = 28586.8N * mm由 Fnv1 - Fnv2 二 Fr =395.17NFNV1 L1 = Fnv 2 L2F nv1 36.5 = Fnv2 94.5得 FNV1 =285.07N ,Fnv2 "10.10NM V = FNV1 L1 = 285.07 36.5 = 10405.06N * mmM = MV M ： 10405.062 28586.82= 30421.55N «mm查表知T =14250 NmmM

39、e 卞訕2（0.6 T）2 = . 30421.552 （0.6 142502）= 31600.21N mm6.按彎扭合成應力校核軸的強度 對第三截面進行校核d=17mmW=0.1d3=0.1 17 491.3mm3M（06）=17.40MpaW21軸材料選40CrNi由表15-1查得'-1 '=75MPa ,因此ca ：'故安全。對第四截面進行校核d=20mm33W2=0.1d =800mmM 2（0.6TJ239.50MpaW,2軸材料選40CrNi由表15-1查得'-1 =75MPa ,因此ca ：:故安全。軸二設計已知 Zi=ioo, z2=25,mti

40、 = 1.25mm mt2=2mm1求輸出軸上的功率 P2、轉速啓和轉矩T2查表知n2 =301.69r / mi nT2 =65560N *mmR =2.00KW2求作用在齒輪上的力d1 =mt1z, =1.25 匯 100= 125mmd2 =叫2乙2 = 2 匯 25 = 50mm缶2T2265560“而 Ft1 =1048.96Nd1125ta natan 20°Fn =Ft1 =1048.96 汽=381.79Ncos Pcos0°F© = Ft1 tan® =1048.96 "a n0 ° = 02T22 x 65560F

41、t2 =2622.4Nd250tanatan 20°Fr2 Ft2 一2622.4 沁-954.48NcosPcos0°= Ft2 tan 0 = 2622.4 沃 tan0° = 03. 初步確定軸的最小直徑先按式（15 2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據表 153,取A0=112，于是得dmin =窗亞=1121 = 21.04mm n2V 301.694. 軸的結構設計根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）選用單列深溝球軸承，選取0基本游隙組、標準精度級的單列深溝球軸承6307 ,其尺寸為 d：DxB=35x80漢21，故

42、di-ii =dv-vi=35mm。2）取左側安裝齒輪處的軸段11-111的直徑d=40mm,齒輪 的左端采用套筒定位，已知齒輪轂輪寬 26.25mm,為使 套筒可靠地壓緊齒輪，此段應略短與轂輪寬度，取liv-v =24mm。齒輪的右端米用軸肩疋位，由直徑d=40mm 查表 15-2， 得 R=1.2mm， 則軸環處的 diii-iv =45mm.lv-vi=8m m。取右側安裝齒輪處的軸段 IV-V 的直徑d=40mm，齒輪的右端米用套筒定位，已知齒輪 轂輪寬56mm，為使套筒可靠地壓緊齒輪，此段應略短 與轂輪寬度，取l v-v =54m m，齒輪的左端米用軸肩疋位3）11-n =36.12

43、5mm di-ii=35mm1 n-m =24mm dn=40mmIiii-iv =8mm dm-v = 45mm1 v-v =54mmd=40mmIv-vi =29.875mmdv-vi=35mm4）軸上零件的周向定位齒輪1與軸的周向定位采用平鍵連接。按d=40mm查表6-1得平鍵截面bXh=12X8鍵槽用鍵槽銑刀加工，長分 為20,同時為了保證齒輪與軸有良好的對中性，選擇齒H7輪轂孔與軸的配合為k6 ；滾動軸承與軸的周向定位有過度配合保證，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。齒輪2直接加工在軸上。5）確定軸上圓角和倒角尺寸查表 15-2，倒角取 C1.0, C1.2,圓角取 R1.0, R1.2

44、。5求軸上的載荷第27爾由 FNHi + FNH 2 = Fti + Ft2 =1048.96N + 2622.4NFnh 1 匯 Li + Ft2 匯 L2 = FnH2 匯(L2 + L3)Fnh 1 x 36.5 + 26224 X 49.125 = Fnh 2 x (49.125 + 45.375)得 Fnh1 = 1665.02N , Fnh 2 = 2006.34NM H1 = Fnh1 匯 L1 =1665.02匯36.5 = 60773.23N *mmM H 2 = FnH 2 漢 L3 = 2006.34 匯 45.375= 91037.68N mmFNV1 + Fnv2 +

45、 Fr1 = Fr2Fnv1 +Fnv2 +381.79 = 954.48FNV1 漢(L1+ L2)+ Fr1 漢 L2 = FNV2 漢 L3Fnv存(36.5 + 49.125)+ 381.79 x 49.125 = FNV 2 況 45.375得 Fnv1=55.19NFnv2=517.5NM V1 = FNV1 漢 L1 = 55.19 漢 36.5 = 2014.435N * mmM V2 = FnV2 漢 L3 = 517.5 漢45.375= 23481.56N mmM1 uJmHjM =j60773.232+2014.4352= 60806.61 N *mmM2 = JmH2

46、 + M：2 = J91037.682 +23481.562= 94017.25N *mm查表知T2 =65560N *mMm =yM2 +(0.6><T)2 =(60806.612 +(0.6沢65560)2= 72420.75N mmMe2 =£M； +(0.6><T)2 =94017.252 +(0.6沃65560)2= 106855.56N *mm軸三設計6.按彎扭合成應力校核軸的強度對第二截面進行校核d=40mm333W=0.1d =0.1x40 = 6400mm療 _ 代+(0.6" iiMpaIW21軸材料選40CrNi由表15-1查得

47、咕=75MPa ,因此ca V °-1】， 故安全。對第四截面進行校核d=40mm33W2=0.1d =6400mmIM 2 +(0.6Ti)2%= J2=16.70MpaYW1軸材料選40CrNi由表15-1查得-=75MPa ,因此ca °-1】， 故安全。已知電動機 P = 2.2kW, z1=79, mt =2mmb =50mm1. 求輸出軸上的功率 P、轉速m和轉矩T1查轉速和轉矩表知m =95.47r / minT| =194880N *mmR =1.88KW2. 求作用在齒輪上的力dr =mtZ =2 漢79=158mm出2T1 2 勺 94880Kl而 Ft

48、 1 -2466.84Nd1158ta n。ta n20”Fr Ft口 一2466.84匯o -897.85NcosPcos0°Fa = Ft tan B = 2466.84漢 tan0* = 03. 初步確定軸的最小直徑先按式（15 2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據表 15 3，取A0112，于是得dm =A0-P =1123!88 = 30.24mm 95.47查表 14-1,取 KA =1.3，貝U聯軸器的計算轉矩Tca =KaT =1.3 漢 194880 = 253344N mm查表得選用GY5型凸緣聯軸器，公稱轉矩為 400000N mm ,

49、半聯軸器的孔徑d=32mm ,故取 d=32m m,半聯軸器與軸配合的轂孔長度 L1 =60mm。4. 軸的結構設計（2）擬定軸上零件的裝配方案現選用圖15-22a所示的裝配方案。（2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）取nm段的直徑 dn -rn =34mm半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1 =60mm,為保證軸段擋 圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上， 故I -n段的 長度應比L1略短一些，現取11-n =58mm。3）選用單列深溝球軸承，選取0基本游隙組、標準精度 級的單列深溝球軸承6307 ,其尺寸為dx:D:<B=35><80:<21 ，故 dm=dw

50、-viii =35mm,l w -vii =21mm。左端滾動軸承米用軸肩進行軸向定位。取dvi-vii =40mm。4）取安裝齒輪處的軸段W -V的直徑d=40mm,齒輪的 右端米用套筒定位，已知齒輪轂輪寬 50m m,為使套筒 可靠地壓緊齒輪，此段應略短與轂輪寬度，取liv-v =48mm。齒輪的左端米用軸肩疋位，由直徑d=40mm查表 15-2 , 得 R=1.2mm , 則軸環處的 dV-VI =45m m.lv-vi =8mm。4）軸承端蓋的總寬度為20mm,取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離l=10mm,故取1 “=30mm。5)取齒輪距箱體內壁之距離 =8mm ,考慮到箱體的

51、鑄 造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距 離，取s=2mm,已知滾動軸承寬度 B=14mm,貝U11-n =50mm di-ii=32mm1 n-m =30mm dn-m=34mmIiii-iv =32.875mm dm $ = 35mm1 iv-v =48mmd=40mmIv-vi =8mmdv-vi =45mmIvi-vii =42.175mm dvi-vii =40mml w -vii =21mm dw -viii =35mm,(4)軸上零件的周向定位齒輪、聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按d=40mm查表6-1得平鍵截面bXh=12X8鍵槽用鍵槽銑 刀加工，長分別為40

52、和50mm,同時為了保證齒輪與軸H7有良好的對中性，選擇齒輪轂孔與軸的配合為k6半聯軸器與軸的連接，選用平鍵為10mmx8mmx50mm,半H7聯軸器與軸的配合為K6。滾動軸承與軸的周向定位有過度配合保證，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。(5)確定軸上圓角和倒角尺寸查表 15-2，倒角取 C1.0, C1.2,圓角取 R1.0, R1.2。5.求軸上的載荷-X.£0s由 Fnhi Fnh 2 二匕二 2466.84NFNH 1 漢 L<| = Fnh 2 漢 L2FnHi 江 85.625= FNH 2 況 45.375得 FNH1 =854.45N , FNH2 =1612.39NM h = Fnhi 漢 J = 854.45 漢85.625= 73162.28N *mm由 Fnv1 + Fnv2 = & =897.75NFNV1 咒 L1= Fnv 2 X L2FnV1 x85.625= FNVp< 45.375得 FNV1 =310.96N ,FNV2 =586.79NMV = FNV1=310.96 漢85.625 = 36625.95N mmM = Jm： +M ； =j73162.282+36625.952=81817.97