1、機械設計課程說明書第 頁共46頁目錄 TOC o 1-5 h z 一、 選擇電機 3頁 HYPERLINK l bookmark4 o Current Document 二、 傳動比分配 .4頁 HYPERLINK l bookmark6 o Current Document 三、計算各軸轉速 4頁 HYPERLINK l bookmark8 o Current Document 四、計算各軸的轉矩5頁 HYPERLINK l bookmark10 o Current Document 五、 皮帶設計 .6頁 HYPERLINK l bookmark12 o Current Document

2、六、鏈設計 9 頁 HYPERLINK l bookmark14 o Current Document 七、高速齒輪設計 11頁 HYPERLINK l bookmark16 o Current Document 八、低速齒輪設計 15頁 HYPERLINK l bookmark18 o Current Document 九、I軸（齒輪軸）的結構設計 19頁 HYPERLINK l bookmark22 o Current Document 十、軸（中間軸）的結構設計24頁 HYPERLINK l bookmark24 o Current Document 十一、川軸（輸出軸）的結構設計 30

3、頁 HYPERLINK l bookmark26 o Current Document 十二、軸承的校核計算 37頁I軸軸承 37頁H軸軸承 37頁川軸軸承 39頁 HYPERLINK l bookmark34 o Current Document 十三、鍵的校核 39頁I軸鍵的校核 39頁口軸鍵的校核 40頁川軸鍵的校核 40頁 HYPERLINK l bookmark42 o Current Document 十四、箱體的結構設計 41頁 HYPERLINK l bookmark44 o Current Document 十五、減速器的附件 43頁課程設計任務書設計數據：運輸帶傳遞的有效圓

4、周力 F=7700N運輸帶速度V=0.75m/s滾筒的計算直徑D=560mm設計要求：原動機為電動機，齒輪單向傳動，有輕微沖擊。工作條件：工作時間10年，每年按300天計 單班工作（每班8小時）。傳動示意圖如下：、選擇電機1、確定工作機功率P工作Fv10007700 0.751000= 5.775kwp工作二 5.775kw2、原動機功率、P電=P工作總=帶.厶軸承.2齒輪.鏈.聯軸器.滾筒= 0.95 0.9940.97520.965 0.99 0.96P電= 0.805.7780.8=7.22kw門總=0.80p電二 7.22kw3、估計電動機轉速.n電動機|總=n滾筒21總=1帶1鏈1齒

5、輪i 帶二 2 41 鏈=2 6i齒輪=3 6咕(2 4) (2 6) (3 6)2=36 864n滾筒二 25.60r min_60 匯 1000Vn滾筒二nD60 1000 0.75兀漢560=25.60 r. minn電動機=25.60 (36 864)二 921.6r. min 22118.4 r min4、選擇電動機根據電動機的功率和轉速范圍，選擇電機為:型號功率轉速效率YB2M-47.5kw1440r/mi n87%表1.1電動機選擇、傳動比分配i帶 - i鏈叮1齒輪.n電機1440“i總-56.25n滾筒25.60i平=4i總=4. 56.25 =2.74若取i帶-2.2-22i

6、齒輪=3.2貝則：i鏈與2.50i帶i齒輪三、計算各軸轉速I軸:nin電動機144014T654.56r minn軸:n電動機1440nni帶i齒輪2.2 3.2二 204.55r. minn電動機1440.2I齒輪22.2 3.2=63.92 r minn電動機1440因為:i 56.25總、i帶二 2.2i齒輪=3.2i 鏈=2.50山=654.56 r .1minnn = 204.55n min n m = 63.92r min nW = 25.57 r min2i帶I齒輪2=25.57 r/min2.2 3.22 2.5n滾筒 n wn滾筒25.60-25.5725.60= 0.1%

7、：5%四、計算各軸的轉矩計算公式：Ti =9550旦N m各軸功率：pi = p電動機帶= 7.22 0.95=6.86kwPn 二p電動機帶軸承齒輪= 7.22 0.95 0.99 0.975二 6.62kwPm = P電動機 帶 2軸承2齒輪=7.22 0.95 0.992 0.9752=6.39kw23Pw = p電動機.帶.軸承.齒輪.鏈=7.22 0.95 0.993 0.9752 0.965=6.11kw各軸轉矩：Ti =9.55 106-6戲1.00105 Nmm654.56Tn =9.55 1063.09105 Nmm204.55Tm =9.55 1069.55105Nmm63

8、.92Y.55 106 爲二2.28 106 N mmPi = 6.86kwPn 二 6.62kwPm =6.39kwPw = 6.11kwTi 二 1.00 105N mmTn = 3.09 105 N mmTm = 9.55 105 N mmTw 二 2.28 106 N mm五、皮帶設計n小輪=1440r min由已知得：n小輪=n電動機=1440r.mi n1、確定計算功率Pca由表8-7查得工況系數：KA =1.1Pca = 7.94kwPca二Ka電動機故=1.1 7.22=7.94kw2、選擇V帶的帶型根據Pca、n小輪由圖8-11選用A型帶3、確定帶輪的基準直徑dd1dd1 =

9、 125mm初選小帶輪的基準直徑。由表8-6和表8-8，取得 小帶輪的基準直徑dd1 = 125mm驗算帶速v,按式(8-13 )驗算皮帶的速度兀dd1n小輪v =v = 9.42 m s60 1000二 125 1440-60 1000=9.42 m s因為5m s ： v : 30m s,故帶速合適計算大帶輪的基準直徑dd2根據式(8-13a),得大帶輪的基準直徑dd2 =2.2 125=275mmdd2 二 280mm根據表(8-8)圓整為dd2 = 280mm4、確定V帶中心距和基準長度Ld根據式(8-20)0.7(dd1 dd2)- a - 2(dd1 dd2)0.7(125 280

10、) a 2(125 280)283.5 玄 a 玄810mm初選中心距 a。= 500mm由式（8-22）計算所需的基準長度2Ldo 2a0- 125 280 a4a2 500 -25 280 282/4x500:1648mm由表8-2選帶的基準長度Ld = 1600mmLd = 1600mm 按式（8-23 ）計算實際中心距aa 二 a。-1 d0a = 476mm1600 -16482站=161500=476mmamin - a 0.015 Ld二 452 mmamax =a 0.03Ld=524m m中心距的變化范圍452 524mm5、驗算小帶輪的包角57 3ai 曰80 (dd2 一

11、ddi )a57 3180 - 280 -125 -476:161-906 、計算皮帶的根數z 計算單根V帶的額定功率pr由 dd1 = 125mm和 m =1440r min ,查表 8-4a 得1.92 _ P。14501440p0 =1.906kw根據 n1 = 1440r min , = 2.2和 A型帶查表 8-4b 得 卩0 =0.165kw查表8-5得K二0.95a查表 8-2 得KL =0.99pr = 1.95kw因此 Pr Po *Po K. Kl=1.906 0.1650.95 0.99=1.95kw計算v帶的根數zz二匹=竺二4.072 取5根 pr 1.957、計算單

12、根V帶的初始拉力的最小值由表8-3得A型帶的單位長度質量q二0.1kg m所以F 0 min =1464NF。min -500 2 k? Pea 7V2k：zv(2.50.95)2-5007.94 0.1 9.4220.95漢 5 匯 9.42= 137.5 8.9= 146.4N因使帶的實際初拉力F 一 F min8、計算壓軸力Fp壓軸力的最小值為：Fp U1443.92NFP min =2ZF min Sin 寸161 =2 5 146.4 sin2=1443.92 N六、鏈設計確定傳動功率p鏈二pm =6.39kw1 、選擇小鏈輪齒數取小鏈輪的齒數乙=19，大鏈輪的齒數為z2 =i 呂=

13、19 2.5 =47.5 取為482、確定計算功率由表9-6查得KA =1.0由圖9-13查得Kz =1.37單排鏈，則計算功率為Pea =KA Kz p 鏈= 1.0 1.37 6.39=8.75kw3、選擇鏈條型號和節距根據 Pea =8.75kw和m = n皿=63.92r min 查圖9-11，可選28A-1查表9-1，鏈條的節距為P = 44.454 、計算鏈節數和中心距初選中心距：a0 = 30 50 p=30 5044.5-1333.5 2222.5取a0 = 1500mm,相應的鏈節數為：p0_2a。+乙 +Z2 + 心2 乙 丫 pp2I 2兀丿a。21500 19 十 48

14、 4819、44.4544.452I 2兀丿1500101.62取Lp =102節查表9-7得到中心距計算系數f, =0.24765p鏈=6.39kwZ1 = 19z,取為48Pea 二 8.75kwp =44.45Lp =102節a =1508 mm則鏈傳動的最大中心距為：a = fip2Lp - zi z2 1= 0.24765 44.45 2 102 - 19 48 1=1508mm5、計算鏈速，確定潤滑方式niZip60 100063.92 19 44.4560 1000:0.9 m sv 0.9m s由v =0.9m s和鏈號28A,查圖9-14，選擇滴油潤滑6、計算壓軸力Fp有效圓

15、周力：Fe =1000 巴=1000 639 =7100Nv0.9鏈輪水平布置時的壓軸系數 KFp =1.15 則壓軸力為：Fp =8165NF p = K Fp Fe= 1.15 7100= 8165N七、高速齒輪設計1、選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數選用直齒圓柱齒輪傳動運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7級 精度材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調 質），硬度為280HBS大齒輪為45鋼（調質）， 硬度為240HBS二者材料硬度差為40HBS選小齒輪齒數Zi = 24，大齒輪齒數為z2 =3.2 24 =76.8，取為z2 = 77Z* = 24 z2 =772 、

16、按齒面接觸疲勞強度設計口 U10、Pd u1 G H-2.323由設計計算公式（10-9a ）進行試算，即di 確定公式內的各計算數值試選載荷系數Kt =1.3計算小齒輪的轉矩69.55 10 pTi =1.0 105 N mm9.55 106 6.86654.56= 1.00 1 05 N mmh iim1 = 600MPa-H lim 2 二 550MPa2 =1.88 1095.86 108查表10-17選取齒寬系數叮-1查表10-6得材料的彈性影響系數1ZE =189.8MPa2由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限二Hlim1 =600MPa。大齒輪的接觸疲勞強度極限

17、二 Hlim2 =550MPa由式（10-13）計算應力循環次數N1 60ni jLn=60 654.56 12 8 300 10-1.88 1091 83.2N21 =5.86 108由圖10-19取接觸疲勞壽命系數K hn - 0.935 Khn? - 0.97計算接觸疲勞應力取失效概率為1%安全系數S=1。由式（10-12）L_ H = 561MPaL_ H .l2 = 533.5MPaKHN1m10.935 600 = 561MPach UKHNlim 0.97 550 =533.5MPa計算 試算小齒輪分度圓直徑d1t，帶入-H 1中較小的值d1t _ 2.3231t KtT1u +

18、1 1 Z Ed1t _ 64.607mm-2.32321.3x1.0005 4.2189.8、3.2 533.5 丿-64.607mm計算圓周速度v n1v =60 100064607 654.56 = 2.214ms60 1000v = 2.214m s計算齒寬b二：b d1t = 1 64.607 = 64.607mm計算齒寬與齒高之比模數mtd1t64.607= 2.69Z124齒高h= 2.25mt= 2.25 2.69 =6.052mm64607 =10.686.052計算載荷系數根據v=2.214ms，7級精度，由圖10-8查得動載系數Kv =0.98直齒輪 Kh：. - Kf=

19、1由表10-2查得使用系數KA =1由表10-4用插值的法查得7級精度，小齒輪相對軸承非對稱布置時求得Kh ： = 1.422查圖 10-13 K. -1.34故載荷系數：K 二 KaKvKh：Kh ：=1 0.98 1 1.422= 1.39按實際的載荷系數校正所算的分度圓直徑dd1t3 K 二 64.6073 1.39 二 66.065mm KtV 1.3計算模數m 且二 2.75乙3、按齒根彎曲強度設計確定公式內的各計算數值由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 二FE1 =500MPa,大齒輪的彎曲二 fe2 =380MPa由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數：Kfn1 =0.88

20、K fn2 二 0.91計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4K FN1 FE1S0.88 5001.4-314.29MPa-F 1KfN2；- FE2S0.91 3801.4二 247MPa計算載荷系數k =KaKvKf：Kf ：=1 0.98 1 1.34-1.313查取齒形系數由表 10-5 查得 YFa1 =2.65 YFa2 =2.26K =1.39di = 66.065mmm =2.75-FE1 =500MPa；fE2 =380MPa-F 1 二 314.29M tF 2 = 247MPaK =1.313查取應力校正系數由表 10-5 查得 YSa1 =1.58YSa2

21、=1.764計算大，小齒輪的Y冷，并加以比較論綣12.6L2. 0.01332314.294 1 _YFa 2 丫Sa2大齒輪的數值大 設計計算竺1衛生0.01590247m _32KT1m _ 1.93552 1313 1W 100.015901 242-1.935圓整為標準值md1=68.89 算得 z1 = 2.0,按接觸強度算的分度圓徑66.06433 大齒輪齒數2.0乙 33Z2= 3.2 33=105.6Z2 取 1064、幾何尺寸的計算 計算分度圓直徑z2 =106d1 = 66mm d2 = 212mmd1 +d266 212 =1392&1 =139d1 = 33 2 - 6

22、6mm d2 =106 2 =212mm計算中心距計算齒輪寬度取 B2 二 66mmB2 = 66mmB 二 71mm八、低速齒輪設計1、選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數選用直齒圓柱齒輪傳動運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7級 精度材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調 質），硬度為250HBS大齒輪為45鋼（調質）， 硬度為210HBS二者材料硬度差為40HBS選小齒輪齒數Zi = 24，大齒輪齒數為z2 =3.2 24 =76.8，取為z2 = 77Z* = 24 z2 =772 、按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式（10-9a ）進行試算，即口 U10、Pd u1

23、 G Hd, _2.323 確定公式內的各計算數值試選載荷系數Kt =1.3計算小齒輪的轉矩6丁 9.55 10 69.55 106.625m3.09 10 N mm204.55查表10-17選取齒寬系數叮-1查表10-6得材料的彈性影響系數1ZE =189.8MPa2由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限二Hlim1 =550MPa。大齒輪的接觸疲勞強度極限二 Hlim2 =510MPa由式（10-13）計算應力循環次數N1 60ni jLn=60 204.55 12 8 300 10-5.9 1081 8N21 =1.84 1083.2= 3.09 105N mmh 佃1

24、= 550MPa-H lim 2 二 510MPa2 =1.88 1095.86 108由圖10-19取接觸疲勞壽命系數K hn = 0.96K hn 2 =0.985計算接觸疲勞應力 取失效概率為1%安全系數S=1。由式（10-12）K HN1；- lim 10.96 550 = 528MPaL_ H = 561MPa K HN1；- lim 2 H 2O.985 510 =502.35MPatH 2 =502.35MPa計算d1t _ 97.96mm試算小齒輪分度圓直徑d1t，帶入-H 1中較小的值KtT1 u+10 duG丿d1t 2.32%-2.323：1.3父3.0905 4.2 了

25、 189.8 Y3.2 502.35 丿-97.96mm計算圓周速度v n1v =60 1000二 97.96 204.55 = 1.05m s60 1000v = 1.05 m s計算齒寬b=d1t =1 97.96 = 97.96mm計算齒寬與齒高之比97.96=4.08Z124齒高 h =2.25mt =2.25 4.08= 9.18mmb97.960.679.18計算載荷系數根據v=1.05ms，7級精度，由圖10-8查得動載系數Kv =0.75直齒輪 Kh：. - Kf=1由表10-2查得使用系數KA =1由表10-4用插值的法查得7級精度，小齒輪相對軸承非對稱布置時求得Kh = 1

26、.428查圖 10-13-1.38故載荷系數：K 二 KaKvKh： Kh1=1 0.75 1 1.428= 1.071按實際的載荷系數校正所算的分度圓直徑d1 =d1t3 K =97.963 1.071 = 91.83mm1Kt. 1.3計算模數m = - = 3.83Z13、按齒根彎曲強度設計確定公式內的各計算數值由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限二FE1 =420MPa,大齒輪的彎曲二 fe2 = 260MPa由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數：Kfn1 =0.90 Kfn2 =0.93計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4K FN1FE1S0.90 4201.4= 2

27、70MPa-FKfN2；- FE2S0.93 2601.4= 173MPa計算載荷系數K =KaKvKf：K=1 0.75 1 1.38-1.035查取齒形系數由表 10-5 查得 YFa1 =2.65 YFa2 =2.26K -1.071di = 91.83mmm = 3.83；FE1 =420MPa；fE2 =260MPatF 1 二 270M-F 173MPaK = .1.035查取應力校正系數由表 10-5 查得 YSa1 =1.58YSa2 =1.764計算大，小齒輪的Y冷，并加以比較丫Fa1 丫Sa12.6L!i5 = 0.0155074270YFa 2 丫Sa2大齒輪的數值大 設

28、計計算竺6衛生0.0227173YFaYsa ”A】丿m -m - 2.93352 15 309 100.02271 242-2.93圓整為標準值 m = 3 ,按接觸強度算的分度圓徑97 969796、33大齒輪齒數d1二97.96mm ,算得乙乙 33Z2= 3.2 33=105.6Z，取 1064、幾何尺寸的計算 計算分度圓直徑z2 =106d1 = 99mm d2 =318mmd1 +d299318 =208.52a = 208.5d1 = 33 3 = 99mm d2 =106 3 = 318mm計算中心距計算齒輪寬度=1 99 二 99mm取 B2 = 99mmB2 = 99mmB

29、 二 104mm九、I軸（齒輪軸）的結構設計1、求I軸上的功率R ,轉速山和轉矩Ti6.86 kw654.56 r/ min51.00 10 N mmPi = 6.86 kwni =654.56 r/minT1 =1.00 105 N mm2、求作用在齒輪上的力因為已知高速級小齒輪的分度圓直徑為di =叫乙=2 33 = 66mm2T1d152 1.00 10566= 3030.30NFr1 =Ft tan20 =3030.30 tan20 =1102.94 N帶輪的壓軸力 Fp =1443.92N3、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45號剛調質處理，按扭轉強度法計算的直徑，取A =120d

30、min= 120 36.86654.56=26.26Ft1F r 1Fpdmin3030.30 N1102.94 N1443.92 N=26.264、確定軸的結構與尺寸 擬定軸上零件的裝配方案，如圖所示:二 30mm二 40mm 根據軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 根據帶輪結構和軸上有鍵槽，所以軸的的最小直徑d1=30mm為了滿足帶輪的軸向定位要求，1-2軸d端右端需制出一軸肩，故取1-2段的直徑d2 -3d2o =40mm ;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D =40mm，由圖8-14知皮帶輪寬：L = 1.52d 取 L=2d=2 30 =60mm。為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上

31、而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應比L1略短些，現取= 58mm初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力的作用，故選深溝軸承。參照工作并根據d2；=40mm，由軸承產品目錄中初選深溝軸承6309，軸承尺寸為d D T = 45 85 19故d3/ “7=45mm l3 =l7_ -19mmd4_5 = 55mmd3-4 = d7一8 =45mm，而 13/ = l7-8 = 19mm。左右端軸承 都采取軸間定位，由手冊上查得6209型軸承的定位軸 肩高度h =5mm，因此取d4_s =55mm。U軸上小齒輪的輪轂寬度Bn小=104mm,取齒輪距離箱體內壁的距離a =16mm，兩圓柱齒輪的距離

32、c =20mm，考慮箱 體的鑄造誤差，在確定滾動軸承的位置時，因距離箱 體內壁一段距離s，取s =8mm，所以：14=104 20 16 8=148mm。14=148mm 取齒輪處的軸段 5-6的直徑d5上=55mm; I軸上小齒 d5J3=55mm輪輪轂寬度 耳小=71mm，所以I上=71。取齒輪距離l5 =71mm箱體內壁的距離a =16mm，兩圓柱齒輪的距離 c=20mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承的 位置時，因距離箱體內壁一段距離s，取s=8mm。所l6_= 24mmd6_r =55mm以：b-7 =16 8 = 24mm ， d6 _7 = 55mm。取軸承端蓋的總寬度為30

33、mm。根據潤滑要求和傳動 空間的要求，取軸承端蓋外端面與帶輪的距離為35mm 所以 12鳥=30 35 二 65mml2 = 65mm至此，已初步確定軸的各段直徑和長度，如下圖所示軸上零件的周向定位帶輪與軸的周向定位采用平鍵連接。 按=30mm查平鍵：b h = 8 7 , 鍵槽長為50mm表6-1得平鍵截面b h = 8 7 ,鍵槽長為50mm .帶輪與軸的配合為 H7，為過盈配合。m6確定軸上的圓角和倒角參考表15-2，取軸端倒角為2 45各軸肩R =1.6 2mm求軸上的載荷：LQ3.KILU.OCl6yjQFpYAFn軸的計算簡圖先計算作用在軸承水平面上的力Fnh1和Fnh 2，簡圖如

34、下：1D3.5D1*93.069 CO FNH21環1ooFti水平作用圖由題意可得：FNH1 + Fnh 2= Ft1F NH 1LBD = Ft1 LcdFnh1 + Fnh 2 = 3030.30Fnh1 762 =3030.30 29FNH1 = 798.06NFnh2 =2241.24NFnhi =798.06N Fnh2 =2241.24N得到彎矩方程如下:BC二-Fnh i xi 135M CD = -Fnh2 X20 x1 :：: 103.5103.5:296.50 _ x2 _ 69由三個方程得M AB = 0 N .m mMbc =-789.06 x1-103.5MCD 二

35、-2241.24 x2(0 _x1 :：: 103.5)(103.5 _ x： 296.5)(0 乞 x2 乞 69)彎矩圖如下:水平面彎矩圖Fp103. 501W. M鉉00?-7J-卜FxviFri 再計算垂直面上的力Fnv1和Fnv2垂直面由題意可得：FnV1 *FnV2 *Fr1 =FpiFNv1 Lbd + Fr1 Lcd = Fp，LADFnV1 + FnV2 +1102.94 =1443.92FNV1 =1723.85NFnV2 382.87N、Fnv1 漢 262 +1102.94 漢 69 =1443.92 漢365.5FnV1 =1723.85N FnV2 = T382.8

36、7N得到彎矩方程如下：M AB = -FpX10 X1 ： 103.5M BC二-F pX1 FNV1 X1i -103.5103.5 乞捲：296.5M cd - FNV2X20 _ x2 _ 69由三個方程得M AB 一 -1443.92 x1 N.m m(0 _ 論 扭矩圖 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核 軸上最大彎矩和扭矩截面的強度。根據以上計算的數 據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力， ?。?=0.6，軸的計算應力JM2 +T）2ca181713.652(0.6 1 00000)2；ca =11.5MPa-0.仆 553= 11.5MPa前已選定軸的材料

37、為45鋼，調質處理，查得 tl-60MPa，因此二ca ： !故安全十、軸（中間軸）的結構設計1、求U軸上的功率F2,轉速匕和轉矩T2P2 - 6.62 kw n2 二 204.55 r/ min5T 3.09 105 N mmP2 二 6.62 kwn2 = 204.55 r / minT2 = 3.09 1 05 N mm2、求作用在齒輪上的力 求作用在U軸上大齒輪上的力。（與I軸上齒輪嚙合的 齒輪）因為已知U軸大齒輪的分度圓直徑為：d2大二 mtz2大=2 106= 212mmF t212T2d252 3.09 10212=2915.09NFr21 =Ft21tan20 -2915.09

38、 tan20 -1061.0NFt21 = 2915.09N&21 =1061.0N 求作用在U軸上小齒輪的力（與川軸大齒輪嚙合的齒 輪）。因為已知U軸小齒輪的分度圓直徑為d2 = mtz2 =3 33 = 99mmF t232T2d252 309 10 242.42N99Fr23 =Ft23tan20 =6242.24 tan 20 =2272.06 N3、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45號鋼調質處理，按扭轉強度法計算的直徑，取A0 -120dmind120 嘻爲24Ft 23 二 6242.42N斤23 二 2272.06Ndmin = 38.244、確定軸的結構與尺寸 擬定軸上零件

39、的裝配方案，如圖所示:a1d1 = d5-6 = 45mm.d 2；= 50mml2-3 =100mm 根據軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度根據軸上有倆個鍵槽，所以軸的的最小直徑dmin =45mm。初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力的作用，故選深溝軸承。參照工作并根據dmin =45mm，由軸承產 品目錄中初選深溝軸承6209，軸承尺寸為d x d 漢丁 =458509，故= d6 = 45mm. 取齒輪處的軸段2-3的直徑d2； = 50mm;齒輪的左端 與左軸承之間采用套筒定位。已知U軸上小齒輪輪轂 寬度Bn小=104mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪此軸端應略短于輪轂寬度，故取I2-3

40、二100mm。齒輪的右端 采用軸肩定位，軸肩的高度h 0.07d，故取h =5mm ,則軸環處的直徑d3 = 60mm.同樣可知 d4_s = 50mm, l4-5 =62mm取齒輪距離箱體內壁的距離a = 16mm,兩圓柱齒輪的 距離c =20mm ,考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸 承的位置時，因距離箱體內壁一段距離s，取s = 8mm， 還因為齒輪輪轂的寬度要大于軸上安裝的長度一點，我們取該長度為4mm?？紤]齒輪間的正確配合，還應 加上2.5mm，軸承總寬T =19mm。考慮I軸上齒輪輪 轂寬大于U軸大齒輪輪轂寬，所以： =19 16 8 4 = 47mm。15上=19 16 8 4 2

41、.5 = 49.5mm確定兩齒輪之間的距離取為：13 鼻=20 2.5 二 22.5mmd3 = 60mm.d 4_s= 50mml4-5 = 62mml1-2 = 47mml5=49.5mml3/二 22.5mm至此，已初步確定軸的各段直徑和長度，如下圖所示。軸上零件的周向定位小齒輪平鍵截面b h = 14 9 ,鍵槽 長為80mm小齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按d2： =50mm查表6-1得平鍵截面b h=14 9,鍵H 7槽長為80mm .小齒輪輪與軸的配合為 ，為過盈m6大齒輪與軸配合的鍵槽為14 9 50配合。同樣，大齒輪與軸配合的鍵槽為14 9 50確定軸上的圓角和倒角參考表1

42、5-2，取軸端倒角為2 45，各軸肩R =1.6 2mm求軸上的載荷FrjFtS不c驅5i）軸的計算簡圖 先計算作用在軸承水平面上的力 Fvi和Fv2,簡圖如下:Fia fFt23jFm j.FFH2匪510j；5的水平作用圖F + F廠NH1 廠NH 2F NH 1，LAD由題意可得：二 Ft 23 Ft21-Ft23 LBD Ft21nh1 +FNH2 = 6242.42 +2915.09FNH存 262 = 624242 x 176.5 + 2915.09 疋 69Fnhi =4973NFNH2 =4184.51N得到彎矩方程如下:Fnh1 =4973NFNH2 =4184.51NM A

43、 = FnH1 x 10 乞 X1 ： 85.5M BC - FNH1 x Ft23 x-i -85.585.5 - x| ： 193M CD = FNH 2 X2由三個方程得M AB = 4973 Xj N.m m（ 0 - 禺：85.5）M BC =4973 % -6242.42 捲 -85.5（85.5 - x1 : 193）M CD =4184.51 x2（0 x2 込69）彎矩圖如下:水平面彎矩圖 再計算垂直面上的力Fnvi和Fnv2Fr21Fnvi5,51Fr23107,5CL1Fnvz垂直面由題意可得:F NV1 F NV1 LADFnV2 Fr23F r23 LBD=Fr212

44、1LcdFnvi - Fnv2 - 227206 = 1061Fnv1 262 2272.06 176.5 =1061 69Fnvi 二-1251.2NF nN2 = 40.14NFnv1 -T251.2NFnv 2 二 40.14N得到彎矩方程如下：M ab =Fnv1 X10 乞 N : 85.5M BC = FNV1 x1 Fr23 % -85.585.5 - Xj 193M cd _ FNV2 X20 - X2 - 69由三個方程得M ab = -1251.2 X! N .mm( 0 乞 x： 85.5)Mbc =1251.2 xi 2272.06 Xi 85.5 (85.5 E Xi

45、 :：: 193)M cd = 40.14 X2(0 _ X2 _ 69)分析兩彎矩圖，可知最大彎矩存在于B點。B點的合成彎矩為 MB合二425191.52 106977.62二 438442.7Nmm扭矩圖如下:按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上最大彎矩和扭矩截面的強 度。根據以上計算的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應 力為脈動循環變應力，取0.6，軸的計算應力caM 2 C T)2 W；ca =38.8MPa43844272(0.6 309000)20.X503= 38.8MPa前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查得l = 60MPa，因此二ca ：故安全。in軸（輸出軸

46、）的結構設計1、求川軸上的功率F3,轉速n3和轉矩T3P3 = 6.39 kwn3 二 63.92 r/min5T3 =9.55 10 N mm2、求作用在齒輪上的力因為已知齒輪的分度圓直徑為d3 = mtz3 =3 106 = 318mmFt32T1d152 9.55 105318-6006.29 NF3=Ft3tan20 -6006.29 tan20 -2186.11 N鏈輪的壓軸力 Fp =8165N3、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45號剛調質處理，按扭轉強度法計算的直徑，取A =120弘沁3：；二120 3 囂=55.694、確定軸的結構與尺寸 擬定軸上零件的裝配方案，如圖所示:

47、13 = 6.39 kw% 二 63.92 r /min5T3 二 9.55 10 N mmFt 3 二 6006.29NFv3 =2186.11NFp =8165Ndmin = 55.69mmrion 根據軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 根據鏈輪結構和軸上有鍵槽，所以軸的的最小直徑 d7 =60mm。為了滿足鏈輪的軸向定位要求，軸端左d7_s = 60mm端需制出一軸肩，故取6-7段的直徑d6_ =70mm ；右 d6_ =70mm端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D =70mm，查機械設計書知鏈輪輪轂寬：d 二 p 269.39.180sinzh =9.5 蟲 0.01d =26.

48、866L = 4h = 95.43mm為了保證軸端擋圈只壓在鏈輪上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應比J略短些，現取b=93mm初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力的作用，故選深溝軸承。參照工作并根據d6=70mm，由軸承產品目錄中初選深溝軸承6215，軸承尺寸為 d D T =75 130 25故d5二d1 q = 75mm，而15出=25mm。左右端軸承都米 取軸間定位，由手冊上查得6215型軸承的定位軸肩高 度h = 6mm，因此取d4與二87mm。17=93mmd5_6 = du 二l5_ = 25mmd4_5 = 87mm75mm取齒輪處的軸段 2-3的直徑d2肖=80mm;齒輪

49、的左端 d2=80mm與左軸承之間采用套筒定位。川軸上齒輪輪轂寬度Bm =99mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪此軸端應略I&7 二 95mmd3=92mm l3* = 12mm短于輪轂寬度，故取 J =95mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h_0.07d故取h=6mm,則軸環處 的直徑 d3/ = 92mm，長度 3A = 12mm取齒輪距離箱體內壁的距離a = 16mm，考慮箱體的鑄 造誤差，在確定滾動軸承的位置時，因距離箱體內壁 一段距離 s ， 取 s = 8mm 所以：1= 25 16 8 4 2.5 = 55.5mm，取軸承端蓋的總寬度為24mm。根據潤滑要求 和傳動空間的要求，取

50、軸承端蓋外端面與鏈輪的距離I2=59mml4=105.5為 35mm 所以 12=24 35 二 59mm 考慮川軸能和U軸正確配合，所以|4=105.5至此，已初步確定軸的各段直徑和長度，如下圖所示55.50弱 00.12,00 EO550詔5 0071.0093.00r3斗gI02Ts一 軸上零件的周向定位平鍵截面：b h = 22 14,鍵槽 長為80mm .齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按 d2A =80mm查表6-1得平鍵截面b h = 22 14,鍵槽長為80mm . 帶輪與軸的配合為 也，為過盈配合。m6鏈輪與軸平鍵截面:b h=18 11鍵槽長為80mm鏈輪與軸的周向定位采用

51、平鍵連接。按 d7 =60mm 查表6-1得平鍵截面b h =18 11,鍵槽長為80mm. 鏈輪與軸的配合為也，為過盈配合m6確定軸上的圓角和倒角參考表15-2，取軸端倒角為2 45，各軸肩R =1.6 2mm求軸上的載荷w19&5179,5IIS軸的計算簡圖 先計算作用在軸承水平面上的力 Fnh1和FnH2，簡圖如下：Frei Freq石II昭5179,5lifi Ft水平作用圖由題意可得：F NH1 FNH 2F NH 1 LAC二 Ft3LBCFnh i + Fnh 2 = 6006.29FNH M 268 =Ft3 179.5FNH1 =4022.87NFnH2 =1983.42NF

52、nhi =4022.87N Fnh 2 =1983.42N得到彎矩方程如下：M ab-FnhiXi0 - Xi： 88.5M BC 二-Fnh1x1 Ft3為-88.588.5 空x1 : 268Mcd -00 乞 X2 乞 118由三個方程得M ab = -4022.87 x1 N .m m（ 0 乞 Xj ： 88.5）Mbc =-4022.87 xi 6006.29 xi -88.5 （88.5 空 Xi ： 268）Mcd =0（0 _ X2 _ 118）水平面彎矩圖 再計算垂直上的力Fnvi和Fnv2Fp垂直面 由題意可得：FNV1 FNV2 F Fr3Fnvi lac =Fr3 ，

53、Lb + Fp lcdFnvi +Fnv2 +8165 =2186.11FNV1 漢 268 =2186.11 79.5+8165 18FnV1 =5059.24N得到彎矩方程如下:FnV2 11038.13NFNV1 =5059.24NFNV廣 T1038.13NM ab = Fnvi 10 _ Xi ： 88.5M BC 二 FNV1 x1 - Fr3 x1 - 88.5 i88.5 一 x1 : 268M CD = Fp x20 二 x2 乞 118Mab =5059.24 % N.mm（ 0 乞 : 88.5）M BC =5059.24 Xj -2186.11 Xj -88.5 （88

54、.5 乞 x： 268）Mcd =8165 x2（0 乞 x2 乞 118）彎矩圖如下：商西69.%ILnri垂直面彎矩圖分析兩彎矩圖，可知最大彎矩存在于B,C兩點。 2B點的合成彎矩為Mb 356024447742.74= 572037.28N.mmC點的合成彎矩為 MC合=963469.58N.mm扭矩圖如下：扭矩圖按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上最大彎矩和扭矩截面的強度。根據以上計算的數據，以及軸單向旋轉，扭轉 切應力為脈動循環變應力，取=0.6，軸的計算應力: 2 2M2(汀)2=26.57MPa963469.582(0.6 955000)2-0.仆753= 26.

55、57MPa前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查得l-60MPa，因此匚ca ： L 1 1,故安全。十二、軸承的校核計算I軸軸承初選深溝軸承6209,查設計手冊可得軸承的基本額定靜載荷C0r =20.5kN，基本額定動載荷Cr =31.5kN。(1)求相對軸向載荷對應的e值與丫值。由于是直齒 齒輪，所以產生的軸向力近似為Fa =0N。相對軸向載荷為 冬=0，在表中小于0.025對應的e值小C0于0.22。在校核軸的強度時，已知軸承2承受的徑向力比軸承1大，為：Fr2= 2241.242-1382.87 2 =2633.53N ,故求得r2 求丫值。查表可得，X=1，Y=0。(3)求當量動載荷

56、P。查表可得，取載荷系數fp =1.2, 根據：P=fp(XFr YFa) =1.2 2633.53 =3160.24N 驗算6209軸承的壽命，根據以匸106_0丫60n iP 丿60 x 654.56 3160.24 丿= 25213.31h24000h高于預期計算壽命，所以滿足要求，選用 6209號軸 承。II軸軸承初選深溝軸承6209,查設計手冊可得軸承的基本額定靜載荷C0r = 20.5kN，基本額定動載荷Cr =31.5 kN。C0r =20.5kNCr =31.5 kNFr2 = 2633.53Nfp .2P =3160.24NCor 二 20.5kNCr =31.5 kN(1)

57、求相對軸向載荷對應的e值與丫值。由于是直齒齒輪，所以產生的軸向力近似為Fa =0N。相對軸向載荷為 空=0，在表中小于0.025對應的e值小C0于0.22。在校核軸的強度時，已知軸承1承受的徑向力比軸承1大，為：Fr1 = 5127.99Nf =1 2 pP =6153.59NFr1 = .49732-1251.2 2 =5127.99 N， 故求得Fr 求丫值。查表可得，X=1，Y=0。(3)求當量動載荷P。查表可得，取載荷系數fp =1.2, 根據：P=fp(XFr YFa)=1.2 5127.99 =6153.59N 驗算6209軸承的壽命，根據106 ic106x ( 31500 60

58、n IP 丿 一 60 x 204.55(615359=10929.42 h 24000 h低于預期計算壽命，重新選擇 6309號軸承，由于 軸承寬度遠小于軸的總長度，故求的的力相差不大，當量動載荷P = 6153.99N。此時6309軸承基本額定動載荷Cr -52.8KN106 C _106x 52800 丫60n IP 丿 一 60 x 204.55,615359 .丿= 51471.53h24000 h滿足要求，此時軸的結構尺寸如下:C0r = 52.8 kN1匚=53mm=55.5mmm軸軸承Cr =66.0 kNC0r =49.5 kN初選深溝軸承6215,查設計手冊可得軸承的基本額

59、定靜載荷Cr = 49.5 kN，基本額定動載荷Cr二66.0 kN。(1)求相對軸向載荷對應的e值與丫值。由于是直齒 齒輪，所以產生的軸向力近似為Fa =0N。相對軸向載荷為 空=0，在表中小于0.025對應的e值小于0.22。在校核軸的強度時，已求得軸承 2承受 的徑向力大于軸承1為：Fr2 = 11214.9Nf =12pP =13457.9NFr2= .1983.42:11038.13 2 =11214.9 N ,故求得Fa0 _ e。Fr 求丫值。查表可得，X=1 , Y=0。(3)求當量動載荷P。查表可得，取載荷系數fp =1.2,P 二 fp(XFr YFa)=1.2 11214

60、9 =13457.9N 驗算6307軸承的壽命，根據66000 13457.9 J10 60n,P 丿 6063.92-30767.62h24000 h高于預期計算壽命，所以滿足要求，選用6217號軸承。十三、鍵的校核計算I軸的鍵校核鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，查表可得許用擠壓應力bp .1-100 -120MPa，取平均值,!pl=110MPa。(1)對帶輪軸向定位的鍵的截面尺寸：b x h=8mnX7mm軸徑d =30mm ,根據輪轂長度，取鍵長 L=50mm所以，鍵的工作長度I =42mm鍵與輪轂 槽的接觸高度k=0.5h=0.5 7=3.5mm,根據:32T 103kld32 100 1