机械设计说明书正式

1、课程设计说明书程名称:机械设计课程设计程代码:8203591目：带式运输机的减速传动装武设计生姓名:冯海清号：200501010316课课题学学年级/专业/班:05级机制3班学院系）: 机械工程与自动化学院 扌旨导教师：柳在鑫目录摘要2第一部分传动装置的总体设计3第二部分传动零件的设计计算5第三部分轴的设计13第四部分主要尺寸及数据24结论25参考文献25摘要机械设计课程设计是在完成机械设计课程学习后，一次重要的实践 性教学环节。是高等t科院校大多数专业学生第一次较全面的设计能力 训练，也是对机械设计课程的全面复习和实践。其目的是培养理论联系 实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关先修课程

2、的理论，结合 生产实际分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械 设计方面的知识。本次设计的题冃是带式运输机的减速传动装置设计。根据题冃要求 和机械设计的特点作者做了以下几个方面的工作：决定传动装置的总 体设计方案，选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数，传动 零件以及轴的设计计算，轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校 验计算，机体结构及其附件的设计和参数的确定，绘制装配图及 零件图，编写计算说明书。关键词：减速器 带式运输机机械设计结果确定了传动方案 ，减速器的类型 为二级展开式圆 柱直齿轮减速器计算及说明第一部分传动装置的总体设计一、传动方案1、电动机直接由联轴器与减速器

3、连接2、减速器用二级展开式圆柱直齿轮减速器3、方案简图如门%=0 82p(/ =4.9 ik wph. = 4.032/cwfv所以1000 * %2100*1 92= 491kw1000*0.8210002100*1.92iooo= 4.032kw二、电动机的选择1、选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380v, y 型。2、选择电动机的容量有电动机至运输带的传动总效率为：7、“2、叶3、%分别是轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率分别取 1二0.98、“2 二0.97、“3 二0.99、“4=0.96% = 0.984 *0.972 *0.992 *

4、0% = 0 823、确定电动机的转速 卷筒轴的工作转速为60 * 1000 v"2 = 73 .3387t * 500n=73. 338r/min按指导卩表一，查二级圆柱齿轮减速器的传动比心840,故电动机转速的可选范围 s 丸"(8 40严 73.338 = (586.704 2933.52%n,符合这一范围的 同步转速有 750、1000、1500r/min.电动机型号y132m2-6根据容量和转速，有指导书戶展查出取型号:y132m2-6三、确定传动装置的总传动比和分配传动比 n =960 r/电动机型号为y132m2-6/min1、总传动比曇r®2、分配

5、传动装置传动比有公式a =(131.4兀 求得人=4.125、z2 =3.143四、计算传动装置的运动和动力参数1、计算各轴转速轴1= 960 少minn296° _ 03° 73 r/轴24.125 /minyl am232.73 _ 3 3 r/轴3n33.173/min2、计算各轴输入功率轴1p严 *3=4.91 x 0.99 = 4.86kw轴2p2 =*7/2 =4.86x0.98x0.97 =:4.62kw轴3p严= 2*71* “2 = 4.62 x 0.98 x 0.97 =：4.39kw卷筒轴=£ * “3 * 71 = 4.39 x 0.99

6、x 0.98:=4.62kw3、计算各轴输入转矩nx = 960r/minn2 = 232.73厂/minn. = 73.34r/minp、= 4.86kwp2 = 4.62kwp3 = 4.39kwp4 = 4.62kwtd =48.84nm7 =4&34nt2 = 189.557v珀=571.77nmt4 = 554.732v m电动机输出转矩 t. =9550x吃= 9550x 也 =4& 84nmn,n9601-3轴的输入转矩轴 1 =td *73 = 48.84x0.99 = 48.34n m轴 2t2=t 77/ “2 * h = 48.34 x 0.98 x 0.

7、97 x 4.125 = 189.55n m轴 3t3 =72*；7, * 772 *2 = 189.55x0.98x0.97x3.173 = 571.77卷筒轴输入转矩t4 =t3 * % * 7 = 571.77 x 0.99 x 0.98 = 554.732v m1-3轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0. 98运动和动力参数计算结果整理与下效率p (kw)转矩t(n*m)转速 n (r/min)输入输出输入输出电机轴4.914& 84960轴14.864.764& 3447. 37960轴24. 624. 53189. 55185. 75232. 73轴34.

8、 394. 30571.77560. 3373. 34卷筒轴4. 264. 17554. 73543. 6473. 34第二部分传动零件的设计计算一、高速级减速齿轮设计1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，有机设书表10-8知，选用7级精度 （gb10095-88）3）材料选择：有机设书表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质）,硬度为255iibs, 大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220hbso二者材料硕度差为35hbs。4）、选小齿轮齿数为z严23,大齿轮齿数z2 =21* = 23 * 4.125 = 952按齿面接触强度设计由

9、设计计算公式（10-9小 进行试算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数匕=133)由表10-7选取齿宽系数札=14)y有表10-6查得材料的弹性影响系数s = 189.8mptz 25)由图10-21d按齿面硕度查得小齿轮的接触疲劳强度极限625mpa6)大齿轮的接触疲劳强度极限hn.2 =580mpq .由 式 10-13 计 算 应 力 循n、=60njlh =60x960x lx (2x8x 300x5) = 1.3824x109/zl.3824xl09 -4.125 = 3.315xl08/?n2由图10-19查得结束疲劳寿命系数5 = 09 khn2 = 0.98 计算接

10、触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数21,由式（10-12）得7)8)ah j =二 0 9 % 625 = 562.5mpaah 2 =川2 血2 = 0 98 x 580 = 56&4mpa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径”，代入【6/1屮较小的值= 2.32x31.3x4.737 xlo4 4.125 + 1xx14.125、2189.8,562.5；n、= 1.3824 xlo9/?n2 = 3.315xl08/?e = 562.5mpaer" = 56sampad“ = 47.7mm=47. 7mm2)计算i员i周速度v二叽二龙 x47.7x960 / = 2

11、4啓/ 60x100060000/$ /$3)计算尺宽bb =(/)(= 1 x 47.7 = 47.7mm4)计算尺宽与齿高比b/h模数mt = d“ z = 47.7 一 23 = 2.01mmmt = 2.01mm2)计算小齿轮传递的传矩厲=4.737 x104neh = 4.6575mmb/z = 10.24h = 2.25mf = 2.25 x 2.07 = 4.6515mmb/z = 477 一 4.6575 = 10.245）计算载荷系数根据v = 2am/sf七级精度，由图10-8 （机设书）查得动载系数心=109直齿轮，假设""<100"/

12、曲。曲表0_3查得k血=心=1 由表10-2查得使用系数kl25有表10-4杳得七级精度，小齿轮相对支承非对称布置式k” =12 + 08（1+0.60；）0； +0.23x106 = 1.419由b/h二10.24, k” =1419查图lot得k=l35,故载荷系数k = 1.9336）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得=54amm3按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为仏=54.4mmm = 2.365k = kq k” 心加= 1.25 x 1.09 x 1 x 1.419 = 1.933（1）确定公式内的各计算数值 1）由图10-20c查

13、得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限2 = 425mp。.2）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数陷曲=0.85, j3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s二1.4,由式（10-12）得如k fn0fei50.85x440""l4mpa=261.14m pa=kfn2fe2 = °-9x425 = 273.2 impd fj2 s1.44）计算载荷系数kk = ka kv kra k“ = 1.25 x 1.11 x 1 x 1.35 = 1.8735）查取齿形系数af , = 267.lampab2 = 273.2 imp。k = 1.873由

14、表 10-5 查得 m.69；冷2 =2.1826）查取应力校止系数由表 10-5 查得 ysm = 1575 ； ysa2 = 1.7897）计算大、小齿轮的 b并加以比较2.69x1.575267.14= 0.015862.182x1.789falxsaz273.21= 0.01429小齿轮的数值大。（2）设计计算:2x1.873x4.737x1()4lx232x 0.01586 = 1.7457加znm = 1.7457mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计 算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿 面接触疲劳强度所决定的承

15、载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）冇关, 可取由弯曲强度算得的模数1. 7457并就近i员i整为标准值m=2mm,按接触强度算54.5得分度圆直径= 54 amm,27算岀小齿轮齿数zj =27"111大齿轮齿数e =网=4.125x27 = 111这样设计出的齿轮传动，既满足了齿而接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳 强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4几何尺寸计算（1）计算分度圆直径仏=54mm/ = z加=27 x 2 = 54mmd2 = 222mm=140d 2 = z2m = 111x2 = 222mm(2) 计算中心距% =(久 + 2)/2 = (54 + 222

16、)/2 = 138伽圆整得 l4qwi(3) 计算齿轮宽度b =(j)ddx = 54mmb2 = 60mmb = 65mm取 b2 = 60mm . b = 65mm5验算2x4.737xl0454= 1754.4nf 1 x1754 4=: = 32.489/ mm < 100n / mm54,合适二、低速级减速齿轮设计1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动选用百齿圆柱齿轮忆 动2）运输机为一般工作机器，速度不高，有机设书表10-8知，选用7级精度 （gb10095-88）3）材料选择:有机设书表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为250hbs, 大齿

17、轮材料为45钢（调质），硬度为220iibso二者材料硬度差为30hbso4）、选小齿轮齿数为z3 = 28 9大齿轮齿数z4 =z3*« = 28x3.173 = 892按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即% > 2.323（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数5)由图10-21d按齿而硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限”如吋620mpa2）计算小齿轮传递的转矩丁2 = 1.85759 x 1（）5 w mm3）由表10-7选取齿宽系数為=1y4)有表10-6查得材料的弹性影响系数j = 189.8m% 2大齿轮的接触疲劳强度极限64=570/

18、76;6)由式10-13计算应力循环次数“3*2=3.351x2= 3.351x10* -3.173 = 1.056xl08/?由图10-19查得结束疲劳寿命系数k/n3 i44 =112计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数s二1,由式（10-12）得7)el =心=14x620 = 706.8mpasn3 =3.351x10*n4 = 1.056x108/?(yh 3 = 706.8mp。1.12x570 = 638.4mpab l = 638.4mp。(2)计算1)试算小齿轮分度圆直径“”，代入屮较小的值计算圆周速度vd3ld3r = 70.538伽2)， 如汕27i x 70.

19、538 x 232.73v_ 60x100060000=0.8596v = 0.85963)计算尺宽bb = 7o.538m/774)计算尺宽与齿高比b/h模数mt =d,=70.538-28 = 2.519mm齿咼h = 2.25 加/ = 2.25 x 2.519 = 5.61mm= 70.538 三 5.67 = 12.445)计算载荷系数根据-0.8596加/s,七级精度,由图10-8 (机设书)查得动载系数心=104直齿轮，假设k人斥"vloow/加加。由表10-3查得k%=k&=1由表10-2查得使用系数ka=125有表10-4查得七级精度，小齿轮相对支承非对称布

20、置式kup =1.12 + 0.18(1 + 0.60； )0； + 0.23 x 10-讪=1.424由b/h二12.447, «砂=1424查图 心匕得k=1.4,故载荷系数k = ka kv kha 心卩=1.25x1.04x1x1.424 = 1.856)按实际的载荷系数校止所算得的分竺弩，由式(10-10a)得d3 = d,寸 = 70.538 x 屮卞打 3 = 79.34mm7)计算模数m="弓俎=2*3加加h = 5.61mmk = 1.85d3 = 79.34/77/?m = 2.83mm3按齿根弯曲强度设计由式(10-5)得弯曲强度的设计公式为b =札

21、d, = 1x 70.538 = 70.538加加(1)确定公式内的各计算数值1) 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限厂425mm2）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数kg =°88, kfn4 = 0.9 .3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s二1.4,由式（10-12）得1kfnsbfe30.88 x 435era aq a/tdel = 213 a3mpacrf4 = 273214mpak = 1.05（yf l = =mpa = t13a3mpafj3 s1.4=kfn2fea = 09x425 = 273.214mpql fj4 s

22、1.44）计算载荷系数kk = kakvkfakfp =1.25x1.04x1x1.4 = 1.055）查取齿形系数由表 10-5 查得艰=2.55 . yfa4 =2.2196）查取应力校正系数由表10-5查得心i61 ； g = 17797）计算大、小齿轮的 b并加以比较2.55x1.6133273.43= 0.015=2.219x1.779crj 273.214= 0.0144小齿轮的数值大。(2) 设计计算:2x1.05x1.85759x1（）5lx282x0.015=2.5mmin = 2.5 mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m人于由齿根弯曲疲劳强度计 算的模数，由于齿

23、轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿 而接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)冇关,可取由弯曲强度算得的模数2. 5,按接触强度算得分度圆直径= 79.34mm ,算出小齿轮齿数乞=31,大齿轮齿数4 =hz3 =31x3.173 = 97这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，乂满足了齿根弯曲疲劳 强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4几何尺寸计算（1）计算分度圆直径= z3m = 31 x 2.5 = 11.5mmd4 = z4m = 97 x 2.5 = 242.5mm(2)计算中心距勺=(心 + d/ 2 = (77.5 + 242.5)

24、/2 = 160 mm(4)计算齿轮宽度b = 0(/3 = 77.5mm5 =31(i3 = 77.5/77/77d4 = 242.5 mm取 b2 = somm5验算a2 = 1 60/77777b2 = 80/777?!b = 85/nm_ 2耳 _ 2x1.85759x10£77.5=2395.89n1x2396.89=30.9n / mm < 100n / mm第三部分轴的设计一高速轴的设计1、选择轴的材料由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料 45钢，调质处理.2、初步计算轴的最小直径当轴的支承距离为定时，无法冇强度确定轴径，要用初步估算

25、的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d,计算公式:选用45号调质钢，查机设书表15-3,得a）"?19.23/nmd = 30mm在第一部分中已经选用的电机y132m2-6, d二38。杳指导书p128,选用联轴器lii3,故 / = 30/nm3、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案:pv5t1ppp（2）各轴的直径和长度1）、联轴器采用轴肩定位= 30mm，半联轴器与轴的配合的毂孔k度 l=82mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端而上，故 厶=80mm .2）、初步确定滚动轴承因轴頂受径向力和轴向力作用，高速转速较高，载荷大

26、，故选用深沟球 轴承 6208, d x dx b = 40mm x 80/nm x 1 smm ,故 =40 加加，l3 = 15mtn ；3）、当直径变化处的端面是为了固定轴上零件或承受轴向力时，则直径变化 值要大些，一般可取6-8mm,故心=46血加，厶严110伽；4）、当轴径变化仅为了装配方便或区别加工表而时，不承受轴向力也不固定轴上零件的，则相邻直径变化较小，稍有查遍儿颗，其变化应为1-3,即 厶=d5 = 40/77/7?= 50mm,厶=15mm, ls = 36mm .（3）轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接，仏=30加仏厶=80m/n ,查表选用 键为ft

27、x/?xl = 8x7x50,滚动轴承与轴的轴向定位采用过度配合保证，选用直径 尺寸公差m6«（4）确定轴向圆角和倒角尺寸参照表，去轴端倒角1.2x45",齐轴肩出圆角半径为lmm。（5）求轴上的载荷1）、求轴上的力d =x © = 27 x 2 = 54mm厂 27；2x4834xl（rf“ =亏= 1790" f” =ftx tan 20° = 6527v选用深沟球轴承620*厶=sommd3 = 40mml3 = 15mmd4 = 46m/?l4=110d2 = 38/77/77d5 = 40mml? = 50mm,l3 = 15 mm.

28、 厶 5 = 36mm 公差m6倒角1.2 vi员i角半径lmmft = 17902vfri = 6527v圆周力宀，径向力的方向如下图所示：frfprm首先根据轴的结构图作出以上受力分析图，确定轴承的支撑点位置，沪97mm, b=152. 5mm, c=60. 5mm,确定危险截面1 " + 鼻2= 652.=85f加=185fvv1 x 152.5 = fnv2 x 60.5fnv2 = 467fnv2= 467n mvx = fnv x/? = 185x152.5 = 28212.5f呦+為2=1790-fnhb + fnjj2c = 0fn/n x 152.5 = fnn2

29、x 60.5f 呦=508fnii2 = 467mv, =28212.5f刚=508= 467m h = 77470= m h =卩曲x b = 508 x 152.5 = 77470载荷水平面ii垂直面v支持力ff呵=508n, s=282nfnvi=185n, fnv2=467n弯矩mmh =77470nmmmv - 28212.5n mm总弯矩m=jm；+m；:=82447n mm扭矩t = 4.834 xlo4 tv em/nt = t = 4.834 x kt1 n 加加t =4.834 xl04>m/n2 7.01(6) 按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承

30、受最大弯矩和扭矩的截面强度，根据式 (15-5)及商标所给数据，并取a=0.6= 7.01m 2 + (cit)2 _j824472+(0.6x48340)2w _0.1x463w = «0.w3 其屮 32fr = 13652v前面以选定轴的材料为45 (调质)，查15-1得e=60m7因此f 安全。(7) 轴承寿命的计算1) 已知轴承的预计寿命l=2x8x300x5=24000由所选轴承系列6208,可查表知额定动载荷029. 5knlh =131664 >24000/? x a x / = 8x7 x70fr = j(467)2 +(1282尸=1365n2) 当量动载荷

31、pp = fpfr= 1.1x1365 = 1501.5n 查表得 fp=la3) 演算轴承寿命lh =世® =_(29.5x10 = 31664 > 24000"60/? p 60 x 9601501.5所以该轴承寿命符合要求，确定深沟球轴承6208j = 4.s6mpa<110 mpa(8) 键的校核1) 选用键的系列 &x/：x/ = 8x7x70 t二4838n*mm2) 键、轴和轮毂的材料都是钢，轴和轮毂的材料是钢，由教材查得许用应 力b=100-120mpa,取b“liiompa,键的工作长度i=i-b=62mm,键与轮毂、 键槽的接触高度k

32、=0. 5h=3. 5右 _p.27x102x48380 qu 心“矿 i、i 厶、壬右式 an = 4.86mpa < 1 lompa ,所以合适p kid 3.5x62x30二中速轴的设计1>选择轴的材料该轴同样选取45号钢、调质处理。查表得：许用弯曲应力cr.! = 60mpa ,屈服极限6 = 355mpa o2、初步计算轴的最小直径根据表15-3,取ao = 112 ,于是有九 n =a03p=112x鑒=30.326mv nuv 232.73d 2 = 45mm选定"min = 45加th。3、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案

33、:（2）各轴的直径和长度1） 根据= 45mm ,选用深沟球轴承6209,尺寸参数d x d x 3 = 45 x 85 x 19 得心=d5 =45mm,为了使齿轮3便于安装，故取d2 = 41mm ,轴承第三段启轴 向定位作用，故（13 - 54m/n ,第四段装齿轮2,直径d4 = 41mm ；2）第二段和第四段是装齿轮的，为了便于安装，l2和l4都要比齿轮三和 齿轮二的尺宽略小，所以厶2 = 83m/n,l4 = 58mm ,出设计指导书得l3 = a4 = 10mm,厶=a2 + a3 + b = 38mm, ls = 4mm。（3）轴上零件的轴向定位l2 = 83m/?,查齿轮的轴

34、向定位都采用普通平键连接，根据d2 = 41mm ,表6-1得第二段键的尺寸为&x/zx/ = 14x9x70 ,第四段键尺寸为 /7x/ix/ = 14x9x50,滚动轴承与轴采用过度配合来保证，选用直径尺寸公差m6；选用深沟球轴用6209jx£)xb = 45x85xl9d、= d、= 45d2 = 41mml2 = 83/77777,l4 = 5smml3 = 10mm,厶=38?，l5 = 4 mm第二段键/x/zx / = 14x9x70 第四段键/?x/?x / = 14x9x50倒角 1.2x45。圆角半径为1mm（4）轴上零件的轴向定位轴上轴承轴向定位采用凸缘

35、式端盖与套筒定位，齿轮用套筒与轴肩定位;（5）确定轴向圆角和倒角尺寸参照表，去轴端倒角12x45。，各轴肩出圆角半径为1伽。（6）求轴上的载荷1）求轴上的力已知 pu = 4.62kw,九=232.73 人加，几=189.55n巧2 =1678n耳 2 =611n耳=4892n巴3 =1781n2x4189.55x1()37t5= 4892n f3=/xtan 20° =178 in圆周力你，径向力巴】,的方向如下图所示:fn作=玉=2x189.55x10? =1678“ f/2 = frxtan 20° =6117v d2226一 一tttnttnwntrfl h wlw

36、ttttnrntrmjfrltltftttr匚mbitnnntrtttrre-由力和力矩平衡得: 水平方向fvi + fv? + f2 f3pvx + fv2 = 1170fv =1016"厶ab = fjlbc + “2 (lbc + lcd)71fv1 =611x82 +甩 143fv2 =1542所以mvb = fvilaii =1016x71 = 72.136nm ,fvl = 10167vfv2 =1542mvb =72.1362mvc = 9.3947vmvc = fv2lcd = 154x61 =9.394nm竖直方向|+竹21+/2 =6570fin = 3141nf

37、h = 37472v= 2823nmhb = 266/v m所以mhb =fhilab = 3747x71 = 266nm,mhc =172.2nmfhilab = ft2lbc + fh2(lbc + lcd) 71晴=-1078x82 +fh2143 fh2 = 2823nmhc =fh2lcd = 2823x61 = 172.2w*mdbt=189. 55力矩图如下:mb =jm；b+m：b =275.6nm所以危险截面b截面cmc = jm匸 += 172.456/v m(6)按弯矩合成应力校核轴的强度 综上所述，校核危险截面b、c,根据式(15-5)及商标所给数据, 取 a=0. 6

38、b cabqm 2 + (at/(275.6 x 103)2 + (0.6 x 189550)2“=330.1x4736acjm 2 +()272 456 x 103 )2 + (0.6 x 189550)20.1x47319.9前而以选定轴的材料为45(调质)，查15-1得e=60mp。，因此”,召 <-.cabmb =275.6nmmc =172.456nm% = 33% =199fr =38822p = 4270.2n=28746 > 24000键/?x/?x / = 14x9x70=32mpa < 1 lompa键/?x/?x / = 14x9x50j=50mpa &

39、lt; 1 0mpa5" 安全。(7) 轴承寿命的计算1) 已知轴承的预计寿命l=2x8x300x5=24000由所选轴承系列6209,可查表知额定动载荷c=31. 5fr = j(1016)2 +(3747尸=3882/v2) 当量动载荷pp = fpf=1.1x13882 = 4270.22v 查表得齐=1 13) 演算轴承寿命s =世® =严叫=2874624000h 60/?/60x232.734270.2所以该轴承寿命符合要求，确定深沟球轴承6209(8) 键的校核齿轮3上的键1) 选用键的系列z?x/2x/ = 14x9x702) 键、轴和轮毂的材料都是钢，轴和

40、轮毂的材料是钢，由教材查得许用应 力 况卜100-120mm,取bliiompa,键的工作长度l二l-b二56mm,键与轮毂、 键槽的接触高度k=0. 5h二4. 5有式5=竺空j 2x189550 “咖"0咖，所以合适" kid 4.5x56x47齿轮2上的键3) 选用键的系列 bxhxl = 14x9x504) 键、轴和轮毂的材料都是钢，轴和轮毂的材料是钢，由教材查得许用应力 b=100 -120m% ,取"liiompa,键的工作长度l=l-b=36mm,键与轮毂、键槽的接触高度k二0. 5hm. 5若宀2txl03 2x189550 “舁 °li

41、njlxd亦 |、厶、丁有式 an = 5qmpa < 1 lompa ,所以合适卩 kid 4.5 x 36x47三低速轴的设计1、选择轴的材料该轴同样选取45号钢、调质处理。杳表得：许用弯曲应力 = 60mpa ,屈服极限6 = 355mpa o2、初步确定轴的最小直径当轴的支承距离为定时，无法有强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按 d - 4() 纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d,计算公式：vn ,选用45号调质钢，查机设书表15-3,得血=1124 3973.7343.8m/n初选联轴器lh4,初定轴的最小直径丽=50/77/713、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案

42、，经分析比较，选用如下方案:zp二（2）各轴的直径和长度1）联轴器采用轴肩定位d7 = 50mm ,半联轴器与轴的配合的毂孔长度l二112mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故l7 = 110mm2）初步确定滚动轴承因轴承受径向力和轴向力作用，高速转速较小，载荷大，故选用深沟球 轴承 6012, d x dx b = 60mm x 95mm x 18mm ,故 d= 60mm ,为了 便于齿轮安装d? = 62mm ,为了使齿轮有较好的轴向定位，取d?二70mm , d4 = 67mm ,= 5smm ；轴承b=18mm,为了便于安装，l5 = 15mm，其他长度有轴2的

43、计算方法求得厶=417h/7?, l2 = 19mm,厶=1 otnm, l4 = 84mm, l6 = 50mm ,3）轴上零件的轴向定位齿轮的轴向定位采用普通平键连接，根据厶=79"，选择轴上的键为/?x/?x/ = 18xllx70,根据厶=110加加，选择与轴段7的键为/?x/?x/ = 14x9x70, 滚动轴承与轴采用过度配合来保证，直径公差i】64）轴上零件的轴向定位轴承采用凸缘式端盖和套筒、轴肩来定位，齿轮轴向定位则采用轴肩与套筒定位；5）确定轴向圆角和倒角尺寸d7 = 50mmlj = 0mm深沟球轴承6012d x dx b= 60x95x18d、= d、= 60

44、mmd-, = 62mmd3 = 70mmdq = 61mmd6 = 5smml5 = 5mm直径公差m6厶=41 和 77,l2 = 19mm,l3 = 10mm,l4 = 84mm,l6 = 50tnm片4 =4716n為=1717n参照表，去轴端倒角1.2x45',各轴肩岀圆角半径为1mm。（6）求轴上的载荷1）求轴上的力已知再=493kw,® =73.34/7 min,珀=571.77nm2x571.77x1()3242.5= 4716n代4 =f；4xtaii20° =1717n圆周力你，径向力巴】,的方向如下图所示:fhi13首先根据轴的结构图作出以上受

45、力分析图，确定危险截面! + %1717f十 11491 +尺问fnvi x70.5 = fvv2 x 142.5i=1149fnv2 =568mv4 =81nmnh =3155fnh 2 1561=> mv4 = fnvl x lab = 1149x70.5 = 81nmfnh i + fh 2 =4716fnh =3155mh =222.4nm1=fnh2fnh x70.5 = fnh2 x 142.5fnhz =1561载荷水平面h垂直面v支持力ffnhx = 31557v,為2=1561"啓=1149n, fnv2 = 568弯矩mmh =222.4nmmv =81nm

46、总弯矩= 236.72 m扭矩厂= 554.73 x 10° n 加加t = t3 = 554.73 x 10° n 加加f = 14.6f, = 33582vs=140935 > 24000齿轮4bxhx i = 18x 11 x70= mh = fnhl x lah =3155x70.5 = 222.4* a/（6）按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，根据式 （15-5）及商标所给数据，并取a=0.6cu= 14.6j236700?+(0.6x554730)20.1x623vv= «0.w3其中 32前面以选定轴的材料为45 （调质