2机械设计课程设计说明书

1、设计计算及说明、设计任务书结果1.1传动方案示意图1.2原始数据表1 ：原始数据传送带拉力F(N传送带速度V(m/s滚筒直径Dmm70001.14001.3工作条件两班制，使用年限为8年，连续单向运转，载荷较平稳，小批量生 产，运输链速度允许误差为链速度的 5%1.4工作量1、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；2、传动零件的设计计算；3、轴的设计计算；4、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核；5、键联接和联轴器的选择及校核；6减速器箱体，润滑及附件的设计；7、装配图和零件图的设计；8、设计小结；9、参考文献；1 / 34二、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算2.1电动机的选择1

2、、电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压交流380乂2、电动机容量选择：电动机输出功率巳Pw=7.7Kw考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为Fd=Pv/为电动机到工作机主动轴之间的总效率，即七=叮叮珂=0.841叫-联轴器效率取0.99吗-滚动轴承传动效率取0.99n 寸0.8417-圆锥齿轮传动效率取0.95 S -圆柱齿轮传动效率取0.97匕-卷筒效率取0.96巳=FW/ 耳= 9.156kwr/min。nw=53r/m in可见同步转速为 750r/min ,1000r/mi n的电动机都符合。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格等因素，为使传动装置结构2

3、 / 34紧凑，决定选用同步转速为 1000r/min的电动机。 选定电动机型号为Y160L-6其主要性能如下表：表2:电动机主要性能电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/mi n启动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y160L-6119702.02.02.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配1、传动装置总传动比i 二nm/nw =970 /53 =18.32、分配各级传动比对于圆锥一圆柱齿轮减速器，为使大锥齿轮的尺寸不致过大，一 般可取h空0.25i，最好使高速级锥齿轮的传动比ii岂3，当要求两级传 动大齿轮的浸油深度大致相等时，也可取ii =3.54故取ii =3.9，i2 =4.6

4、922.3计算传动装置的运动和动力参数1、各轴的转速 各轴的标号均已在图中标出)n = nm/i=970r / minnn = n: /J = 970/3.9 =248.7 r/minn = nn / i2 =53r /minn = n =53r / min2、各轴输入功率Pi 二 Ped 1 =9.064kw巳卡2 3 =8.525kwP 二 PF2 4 =8.187kw选型电动机为Y160L-6i1=3 .9i2 = 4.692n =970nn =248.7门卷=n=53r/m inPi =9.064PII =8.525PIII =8.1873 / 34鬼=P|ii i 2 =8.024k

5、w3、各轴转矩64Td =9.55 106Pd / nm = 90144.1N.mm =9.01 1044T -Td 1 = 90144.1*0.99 = 89242.4N.mm =8.92 105T =2 3h = 327336.8N.mm =3.2710丁皿“齐“？ i474894.5N.mm =1.47 x106T卷二 T if 】2 = 1445544.1N.mm =1.45 106P卷=8.024Td =9.01 104T -8.92 1045T =3.27 10T =1.47 106T卷二 1.45 106将计算结果汇总列表如下表3轴的运动及动力参数工程电动机轴高速级轴1中间轴II

6、低速级轴III卷筒轴转速970970248.753530506传动比13.94.6921效率n0.990.940.960.98三、传动零件的设计计算3.1、直齿圆锥齿轮传动的设计计算4 / 34已知输入功率P=9.064kw（略大于小齿轮的实际功率），小齿轮的 转速为：n =970r/min,大齿轮的转速为n- = 248.7r / min , T1 =8.92 104N.mm传动比i =3.9，由电动机驱动，工作寿命 8年设每 年工作300天），两班制，连续单向运转，载荷较平稳。1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按传动方案，选用直齿圆锥齿轮传动，齿形制 JB110-60,齿形角 :

7、=20，齿顶高系数ha* =1，顶隙系数c* =0.2 5，螺旋角=0，不 变位。2）、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度。3）、材料选择，小齿轮材料为406调质），硬度为280HBS大齿轮材料为45刚调质），硬度为240HBS二者材料硬度相差40HBS 2.92I ZeKK J 钻(1-0.5r)2u1）、确定公式内的各计算值1小齿轮：40Cr调质）280HBS大齿轮：45 钢调质）240HBS7级精度Z1 =24Z2 二 941）查得材料弹性影响系数Ze =189.8MPa22）按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限二 Hiim1 = 600MPa，大Ze =189.8CH

8、 lim1 二 600- H lim2 = 550N1 二92.235 10n2 :85.730 10KhN1 = 0.93K HN2 =04齿轮的接触疲劳极限匚Hlim2 =550MPa3）计算应力循环次数小齿轮： 弘=60nLh =60 970 1 （2 8 300 8）=2.235 109 大齿轮：”2=出=5.730 108i14）查得接触疲劳寿命系数Khn 1 二 0.93KhN2 = 045）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1,应用公式10-12 ）得：；h h = KHN1；iim1 / S = 0.93 600=558MPaLh2 二 KHN2fm2/S =1.

9、04 550=572MPa5 / 346) 计算试选Kv =1.2，查得Ka =1.0,K；_ =1, K =1.5 1.25 =1.875二 H h = 558二h 】2 二 572所以，K =Ka K厂 Kv K?=1.0 1.2 1 1.875 = 2.251) 试算小齿轮的分度圆直径，带入 L-h 1中的较小值得dt 一2.923 ZeKtT1 2 = 86.195mmr(1-0.5r)(1)确定公式内的各计算数值 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 二FE1 =500MPa ；大齿 轮的弯曲疲劳强度二FE2 =:380MPa 由图10-8取弯曲疲劳寿命系数Kfn1 .83,

10、 Kfn2 873) 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，有10-22得K ；_JL = fN1_fe1 一 =296.43MPa6 / 34u计算圆周速度vv=也已 m/s=4.38m/s600002) 计算载荷系数。根据v=4.38m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数K 1.13 ； 直齿轮，心：.二心=1;由表10-2查得使用系数Ka =1;K. =1.875故载荷系数K 二 KaKvKh：Kh ： =2.12按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径为(K丨2 12Kv =1.13K H - KF ：=ka = 1;Ka 7K H |.：-=1.875K =2.12d1

11、 二84.502mm-86.195 3： :84.502 mm Kt2.253) 计算模数mbm =84.502/24 = 3.52mm4KT“FaYsa：R（1 -0.5 r）2Z1 U2 1“3. 按齿根弯曲强度设计厂f2 =KfN2FE2 = 236.14MPaFS4）计算载荷系数K . K =2.125）节圆锥角1 I =arctan 14.381 u、2 =90 -14.381 =75.6196）当量齿数Zw = Z1 = 25 乙2 = 2 = 379 COS1COS&27）查取齿形系数。；-FE1 = 500；-FE 2 = 380K fn 1 = 0.83K FN 2 = 0.

12、87- F 1 -296.43二 F 2 二236.14K = 2.12由表10-5查得Ysa1=匸59 ； Ysa2 = 1.979）计算大小齿轮的yF,并加以比较f IYFa$Sa12.62 1.59296.43= 0.01405YFa2YSa2=。“池236.146】2由表 10-5 查得 YFa1 =2.62 ； YFa2 =2.06 8）查取应力校正系数YFa1 二 2.62YFa2 二 2.06Ysa1 二 1.59Ysa2 =匸97大齿轮的数值大。（2）设计计算：代入公式计算得：m _ 2.89mm综合分析：按弯曲强度得：m=3mm，按接触强度算得：d1 = 84.502mm 算

13、出小齿轮齿数：乙=虫畑29m大齿轮齿数：Z2=3.9 29 =113.1,取Z2 =114 故齿数比u = 114 =3.93129这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，并做到结 构紧凑，避免浪费。m = 3mm4. 计算几何尺寸 1）计算分度圆直径7 / 34a = mzi =87mm d2 = mz2 = 342mmdiz*i 二m292）计算中心距d +d2a 二87 3422=214.5mm3)计算节圆锥角“ =arcta n虫=1416 21d2、2 =90 - r =75 43 394）计算锥距vu2 +1R=a176.445mm25）计算齿轮宽度b = rR = 58

14、.81mm圆整取 B2 = 60mm, B1 = 65mm3.2、斜齿圆柱齿轮的传动的设计计算已知输入功率为 Pi =8.525kw、小齿轮转速为nn =248.7r/min、齿数比z2 = 114114u 二29-3.931 d1 = 87 mmd2 = 342mma = 214.5mm、“ =14 16 21 2 二 75 43 3(为4.692，转矩T） = 3.27汇105Nmm为由电动机驱动，工作寿命 8年设每年工作300天），两班制，连续单向运转，载荷较平稳。R=175.1381、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度。VGB1009

15、5-88）2）材料选择由机械设计 第八版）表10-1小齿轮材料为B2 二 60mmB1 = 65mm40Cr调质），硬度为280HBS大齿轮材料为45钢调质），硬度为240HBS二者材料硬度相差40HBS3）齿数Z1=22,则大齿轮齿数i2 =4.692Z1 =103.2,故取z2 =104初选 螺旋角2 =14。2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算占瓷T祐2V1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数kt1=1.62）查教材图表 图10-30）选取区域系数ZH =2.433小齿轮：40Cr调质）280HBS大齿轮：45 钢调质）240HBS8 / 343)4)1查教材表10-6选取弹性影

16、响系数Ze =189.8 MPa2 查教材图表 图 10-26 ) 得 ；a1 =0.765a2 =0.9285)6)7)8)9)7级精度二；ai 亠订2 =1.693由教材公式10-13计算应力循环次数:Z1 = 22- =14N1 =60nJ =60 X 248.7 X 1 X 2X 8X 300X 8) =5.73 X 108N2 =5.73 X 108/4.692= 1.221 108 查教材 10-19 图得：K、1 =1.04,K ；它=1.13查取齿轮的接触疲劳强度极限 二已血=650MpacHlim2 = 550Mpa由教材表10-7查得齿宽系数d=1小齿轮传递的转矩T,= 3

17、.27 105N *mmkt1=1.6Zh =2.43310)齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%安全系数S=1,应用公式a2 =0.928K匸讦匸04Kg =1.13；Hlim1 = 650CHlim2 = 550d=16)计算载荷系数KV =0.943系数 心=1,根据V=0.943m/s, 7级精度查图表 图10-8)得动 载系数心=1.07查教材图表 表10-3)得齿间载荷分布系数Kh二心-.=1.4由教材图表(表10-4)查得Kh 1=1.424查教材图表 严严cos (X)设计%Z21 冋(1) 确定公式内各计算数值(2) 计算载荷系数K = KaKvKf： Kf i=2.06

18、(3) 根据纵向重合度；.=1.744查教材图表 图10-28)查得螺旋影响系数Y=0.88(4) 计算当量齿数Z|S 3 ： = 24.8cos P乙23 ： = 11385cos P(5) 查取齿形系数 查教材图表 表10-5 ) 丫牛=2.6476 ,Yf -2=2.16892(6) 查取应力 校正系数 查教材 图表表10-5 ) YS：1 =1.5808 ,YS.2 =1.80108(7) 查教材图表 图10-20c )查得小齿轮弯曲疲劳强度极限-FE1=500MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限 二FE2=380MPa。(8) 查教材图表 cos 14汇0.01582 mn ： ： . 2

19、mm 二 2.78mm:1221.693对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数g大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯 曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按 GB/T1357-1987圆整为标准模数，取 叫=3mm（旦为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度 算得的分度圆直径d1 =79.67 mm来计算应有的齿数.2）计算齿数 z 1= 79.67 COS14 = 25.77mm 取 z1 =26 mnz 2 =4.692 X 26=121.99 取 z2=1224、几何尺寸计算（1）计算中心距a= （Z Z2

20、）mn =（ 122）3 =228.80 mm2 cos P 2 汉 cos14（2）按圆整后的中心距修正螺旋角那么P =arccos (乙 + 2g)mn(26 +122)汇3 “卅十=arccosarccos14 0 142 a2X228.80因1值改变不多,故参数；：.，k :, Zh等不必修正.11 / 34(3) 计算大.小齿轮的分度圆直径,乙阿26x3“red .=* -80.39mmcosB cos14.0037z2mn122 汇 3d 2= 2 ： = 377.21mmcosP cos14.0037(4) 计算齿轮宽度B=6di =1x80.39mm = 80.39mmB2 =

21、80mm, B- =85mm叫=3mmd,=79.67z,=26z2=122a=228.80P =14P14dt =80.39mm d2 =377.21mmB2 = 80mm= 85mm12 / 34四、轴的设计计算4.1输入轴1轴的设计1、求输入轴上的功率R、转速n和转矩R =9.064 kw n =970r/min=89200N.mm2、求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为 dmi 二 di（10.5 R）二 72.5mm则Ftdm12 89200/72.5= 2461 NFr = Ft.tan20 cosj =868NF:二 Ft.tan20 sin、1= 222N圆

22、周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图2图2、弯矩与扭矩图Pi =9.064kwn =970r/m in T =8920 0N.mmdm1 = 72.5mrFt 二 2461 NFr 二 868NF；： =222N3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢调质），根据机械设计 第八版）表15-3，取A。=112，得13 / 34IJdmin =Ao”巳/伐专906 = 23.59mm ni 970输入轴的最小直径为安装联轴器的直径 d12，为了使所选的轴直径 di2与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算 转矩Tea二KaT2，查机械设计 第八版

23、）表14-1，由于转矩变化很 小，故取kA =1.3，则Tea =KaT2 =1.3 X 89200 =115960N. mm =115.96N.m查机械设计课程设计表13-1，选Lx3型弹性柱销联轴器其工 称转矩为1250N.m,而电动机轴的直径为42mm所以联轴器的孔径不能 太小.故取d12 =30mm半联轴器长度 L=112mm半联轴器与轴配合的毂 孔长度为60mm4、轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案 见图2）dmin = 23.59图3输入轴轴上零件的装配要求确定轴的各段直径和长度端用轴端挡圈定位，一 .d2）初步诜择滚动轴承。因轴承.同时受有径向力和轴向力，故选 查得圆锥滚子轴

24、承，参照工作要求并根据（2）根据轴向1）为了满足半23段的直彳所以取L12=58mm1向定位37rNW列d23 =37mm，由机械设计，故取段长度应适当课程设计表12-4中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥 滚子轴承 30308，其尺寸为d D T = 40mm 90mm 25.25mm所以 d34 =40mm而l34 =25.25mm这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机 械设计课程设计表12-430311型轴承的定位轴肩高度da =49m m，因 此取 d45 =49mm3）取安装齿轮处的轴段67的直径d67 =35mm ;为使套筒可靠地压紧轴Tea 二 KaT 2115.96N.m

25、d12=30mmL = 112mm14 / 34承，56段应略短于轴承宽度，故取L56 =24mm d56 =40mm4） 轴承端盖的总宽度为20mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添 加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离1 =30mm，取 L23=50mm5）锥齿轮轮毂宽度为65mm为使套筒端面可靠地压紧齿轮取L67 =76mm 由于，L1 =2L2 故取 L45 =100mm6）轴各部分尺寸综合下表：表4、轴各部分尺寸尺寸1-22-33-44-55-66-7L585025.251002476d3037404940353）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d67

26、 =35mm由机械设计 第八版）表6-1查得平键截面b h=10mm 8mm，键槽用键槽铣刀加 工，长为50mm同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿 轮轮毂与轴的配合为H7 ；同样，半联轴器处平键截面为n6b h l =10mm 8mm 50mm与轴的配合为H 7 ；滚动轴承与轴的周向k 6定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 45，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。5、求轴上的载荷30308型的a=19.5mm所以俩轴承间支点距离为111.5mm右轴承与齿轮间的距离为 55.75mm ） 见图1）表5、轴上载荷载荷水平面

27、H垂直面V支反力FFnh1 =1230NFnH2 =3690NFnv1 =362NFnv2 =1230N弯矩MM H =137145N.mmM V1 =40363N.mmM V2 = 8064N .mm15 / 34总弯矩M i =142961N.mmM2 =137812N.mm扭矩TT| = 89200N.mm&按弯扭合成应力校核轴的强度根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面，由上表中的数据及 轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取二。6，轴的计算应力为M2(Ti)2429612(89200X.6)2 = 23.85MPa0.1 403前已选定轴的材料为45钢调质），由机械设计 第八版

28、）表15- 1杳得上丨=60MPa,；w ： A 1 故安全。4.2中间轴II轴）的设计1、求输入轴上的功率P、转速n和转矩T5P = 8.525kw, n = 248.7r / min, T = 3.27 10 N.mm2 、求作用在齿轮上的力已知小斜齿轮的分度圆直径为d = 80 .39 mmFt 二 2T =8135N d1Ft ta n ： ncos :=3052NFa 二 Ft tan 1 =2029N已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径16 / 3417 / 34Ft2 二 2295NFr2 二 205NFa2 =810N图5、间轴上零件的装配据机械设计 第八版）表15-3 , A =1

29、12 ,得 dmin = A03p = 36.4mm中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径 n -di丄和ds _64、轴的结构设计0.07d，故取h=4mm则轴环处的直径为 d3 4 = 55mm。A0 =112dmin = 36.43） 已知圆柱斜齿轮齿宽B85m m,为了使套筒端面可靠地压紧端 面，此轴段应略短于轮毂长，故取 L4省=80mm。4）齿轮距箱体内壁的距离为a =16mm，大锥齿轮与大斜齿轮的距 离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离 s=8mm。贝U取 L）q = 54.25mmL3 4 = 20mm L5-6 = 54.25mm 综合数据如下表:18

30、 / 34表6、轴的尺寸尺寸1-22-33-44-55-6L54.2560208054.25D4047554740（3轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d2_3由机械设计 第八版）表6-1查得平键截面b h =14mm 9mm，键槽用键槽铣刀加 工，长为50mm同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿H 7轮轮毂与轴的配合为 帚；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按 d4_5 由机械设计 第八版）表6-1查得平键截面b h =14mm 9mm，键 槽用键槽铣刀加工，长为 70mm同时为保证齿轮与轴配合有良好的对H 7中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为m6 ；滚动轴承与轴的周向定

31、位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 2 45，轴肩处的倒角可 按R1.6-R2适当选取5、求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30308型的支点距离a=19.5mm。所以轴承跨距分别为L1=62.25mm, L2=94.5mm L3=72mn做出弯矩和扭矩图 见图4）。由图八可知斜齿轮 支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：表7、轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力FFnh 1 =4231 NFnv1 =49.7NFnh 2 =6189NFnv2 = 2896.7N弯矩MMh1 = -263380 N .mm

32、Mh2 = -446332 N .mmMv1 = -3094 N .mmMv2 =112331 N.mmMv3 = 127007 N .mmMv4 =208563N.mm总弯矩M =4463322 +2085632 =501451N.mm扭矩TTn=327000N.mm19 / 346按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应 力，取=0.6，轴的计算应力为:ca0.1 473M2 （巧2 = ,514512（327X.6）2 =”.86MPa前已选定轴的材料为45钢调质），由机械设计 第八版）表15- 1杳得A1 =60MPa,；ca ：卜11故安全。

33、4.3输出轴 ill轴）的设计1、求输出轴上的功率Pii、转速n和转矩TiiiPh =8.187kw n =53r/mi n Tiii =1470000N.Mm2、求作用在齿轮上的力已知大斜齿轮的分度圆直径为d 二 mz 二 377.21mm而 Ft =2% =2 勺470000彳77 21 =7794NFrFt.tan20 cos：】 =2924NF? - Ft.tan - 1943N圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图6所示20 / 34uL. 1叽Mve Ma尸匚J匚111%M.3、初步确定轴的最小直径图6、弯矩与扭矩初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 设计 第八版）表15-3

34、，取Ao =100，得，根据机械406调1dmin - A。：匚=10。3 niii 538187 .53.66mm输出轴的最小直径为安装联轴器的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算 转矩Tea二KaT，查机械设计 第八版）表14-1，由于转矩变化很 小，故取 Ka=1.3，贝U Tea 二 KaT=1.3 1470000 =1911000 N.mm 查机 械设计课程设计表13-1选Lx4型弹性柱销联轴器其工称转矩为2500N.M半联轴器的孔径d55mm ,所以取=55mm半联轴器长度L=112mm半联轴器与轴配合的毂孔长度为 84mm

35、4、轴的结构设计1）轴上零件的装配方案 见图7）图7、输出轴轴上零件的装配21 / 34Piii =8.187 nm =50Tiii= 1.47 106d =377.21Ft =7794NFr = 2924NF: =1943N（2据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位，1段轴左端需制出一轴肩，故取 2-3段的直径d2 =62mm，1段右端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配 合的毂孔长度L, =84mm,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1段的长度应比Li略短些，现取l82mm。A。=100 dmin = 53.662初步选择滚动轴承。因轴承同时受

36、有径向力和轴向力，故选用单 列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 d2=62mm，由机械设计课 程设计表12-4中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚 子轴承 30313，其尺寸为 d D T = 65mm 140mm 36mm， da二d? =65mm，因而可以取l36mm。右端轴承采用轴肩进行轴向 定位，由机械设计课程表12-4查得30313型轴承的定位轴肩高度 da =77mm，因此取 d4 = 77mmi.轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度Ka = 1.3Tea =1911000为80mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短 于轮毂宽度，故取l6 = 76m

37、n齿轮的轮毂直径取为70mn所 以d70mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h 0.07d，故取h =6mm，贝峙由环处的直径为d5 =82mm。轴环宽度 b _1.4h，取 |5 = 12mm。ii.承端盖的总宽度为20mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面 间的距离l =30mm故12 = 50mmiii.轮距箱体内比的距离为a=16mm大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20mm在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段 距离 s=8mm 可求得 l7 =64mm |4 =97mm表8、由曲尺寸尺寸1234567L82503697127664D556

38、265778270653）轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按 d6=70mm由机械设计 第八版）表 6-1 查得平键截面 b h =20mm 12mm，键22 / 34槽用键槽铣刀加工，长为63mm同时为保证齿 轮与轴配合有良好的 对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 H 7 ；同样半联轴器与轴的连 n 6接，选用平键 b h I = 16mm 10mm 70mm，半联轴器与轴的配合 为H 7，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴 k 6的尺寸公差为m64）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 45，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。5、求轴上的载荷根

39、据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30310型的支点距离a=29mm=所以作为简支梁的轴承跨距分别为L1 =71mm, L2 = 156mm, L3 =120mm。做出弯矩和扭矩图 见图6）。由图六可知齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下:表9、轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 =3547NFnh2 =4247NFnv1 =3942NFnv2 = -1018N弯矩MM H = 25187N.mmMV1 =279882 N.mmM V2 = -86578N.mmM1 =2518372 +2798822 =376505N.mm总弯矩M2 =丿2518372 +

40、865782 =266304N.mm扭矩TT3 二= 1470000 N .mm&按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力, 取“6，轴的计算应力ca M2 +(町 iii)23765052(1470000X0.6)20.1 汉 703二 27.96MPa前已选定轴的材料为406调质），由机械设计 第八版）表15-1查得，二訂=70MPa _；ca故安全23 / 34五、轴承的校核5.1输入轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30308， 其尺寸为dxDxT =40mmx 90mm x 25.25 mm ，轴

41、向力 FaFa=222N，e=0.35， Y= 1.7 。a Ee ,X=1,Y=0 。Fr空 e, X =0.4,Y =1.7Fr表10、支反力载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 =1230N Fnh 2 = 3690NF nv 1 = 362 NFnv2 =1230N则 Fr1 =1282N, Fr2 =3890N则 FdF = 282=377N2Y 21.73890Fd2 =1144N2 汇 1.7则 Fa1 =Fa +Fd2 =222#1144=1366N 则良Fr11282Fa2 1144一0.294 veFr2 389024 / 34则 Pri 二 XFri YFai =0.4

42、1282 1.7 1366 = 2835NR2 二 Fr2 - 3890N计算轴承的基本额定寿命:Lh10106 *C / _ 106f90900 话60n CP 丿-609703890 丿= 6.27 105h Lh,： =46080h故合格5.2中间轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为 0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30308，其尺寸为d D T=40mm 90mm 25.25mm ，轴向力Fa =2029N， e=0.35Y=1.7 。Fa,X=1,Y=0 。F re X =0.4,Y =1.7载荷水平面H垂直面V支反力FF nh 1 =4231 NFnv 1 = 49.7N

43、FNH 2 =6189NFnv2 = 2896.7NFr表11、支反力则 Fr1 =4231N,Fr2 =683贝 U FdFl=j4231=1244N2Y 2 1.76833Fd22010N2汇1.7则Fa1 二 Fa Fd2 =1219 2010 = 3229N则 Fa1 = 3229FM 4231= 0.763 eFa2Fr220106833= 0.294 :：e25 / 34贝 y Pn =XFri +YFai =0.4x4231+1.7x3229 = 7181.7NR2 =Fr2 =6833N计算轴承的基本额定寿命：10Lh - 10-109900 丫 -3.17 汇 105hLh4

44、6080h60n IP 丿 60 x 248.7 0181.7 丿故合格5.3输出轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30313轴向力为FaFaFa=1943Ne = 0.35Y=1.7。 丄兰e,X=1,Y=0。丄:e,X=0.4,Y=1.7FrFr表12、支反力载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 =3547NFnh2 =4247NFnv1 =3942NFnv2 = 1018N则 Fr1 =5303N, Fr2 =4367NM.Fr15303则 Fd1 1560N2Y 2 勺.74367Fd2 =1284N2汇1.7则 Fa1 =Fa +Fdp =1560+ 1943= 3503Nnt Fa13503贝U- 0.66