机械设计专业课程设计

1、机械设计课程设计任务书设计题目：带式输送机传动装置院 部：机械工程学院专 业：机械设计制造及其自动化学生姓名：吴鸿昌 学号：080812019指导教师：汪祝芬1 hu §2设计任务书i2.1机械设计课程设计的内容12.2 原始数据及已知条件23课程设计方案错误！未定义书签。3原始数据错误！未定义书签。3.2设计要求：33.3 传动方案：34电动机的选择34.1选择电动机型号错误！未定义书签。4.1.1选择电动机类型和机构形式错误！未定义书签。4.1.2确定电动机的功率和型号错误！未定义书签。5 运动和动力参数计算55传动比分配55.1.2 各轴转速计算55.1.3 各轴输入功率计算5

2、5.1.4轴扭矩计算66 v带传动的设计计算66根据电动机所需功率pd和满载转速选择带型： 66.2 确定带轮直径ddl,dd266.3 确定中心距 a和基准长度 ld76.4计算带的根数z76.4.1 计算单根v带的额定功率pr76.4.2计算v带根数z（）86.5计算单根v带的初拉力的最小值（佗）斷86.6计算压轴力fp87齿轮传动设计计算97.2按齿面接触疲劳强度计算97.2.1确定公式内各计算数值107.2.2 计算117.3按齿根弯曲强度设计117.4几何尺寸计算错误！未定义书签。8轴系零件的设计计算148.1 轴i的设计148.1.1 轴i上的功率p1,转速nl和转矩t1148.1

3、.2求作用在齿轮上的力148.1.3 初步计算轴的最小直径158.1.4 轴的结构设计168.1.5 轴上零件的周向定位168.1.6 确定轴上圆角和倒角尺寸178.1.7求轴上的载荷178.1.6按弯扭合力校核轴的强度178.2轴ii的设计188.2.1 输出轴上的功率p2,传速n2和转矩t2188.2.2 求作用在齿轮上的力188.2.3 初估轴ii的最小直径188.2.4轴的结构设计188.2.5求轴上的载荷错误！未定义书签。9轴承校核199主动轴i轴承： 错误！未定义书签。9.1.1轴承要求使用寿命： 错误！未定义书签。9.1.2 计算许用轴承寿命199.1.3从动轴ii轴承校核错误！

4、未定义书签。10滚动轴承的校核2611键连接选择及校核2210.1 键类型的选择2210.2 键联接的强度校核2212联轴器的选择2311.1高速轴ii联轴器错误！未定义书签。13轴承的润滑与密封2313.1润滑错误！未定义书签。13.2 密封2314箱休的设置2815总结2516参考文献261前言本学期学了机械设计，在理论上有了一些基础，但究竟自己掌握了多少，却不清处。 并且“纸上学來终觉浅，要知此事需躬行”。止好学校乂安排了课程设计，所以决定这次 一定要在自己能力范围内把它做到最好。2设计任务书2.1机械设计课程设计的内容机械设计课程设计是木门课程的一个重要实践性环节，是高等学校工科有关专

5、业学生 的一次全面的设计设计训练。本次设计的对象为普通减速器，具体内容是：1、设计方案论述。2、选择电动机。3、减速器外部传动零件设计（含联轴器选择）。4、减速器设计。设计减速器传动零件，并验算是否满足工作要求；对各轴进行结构设计，按弯扭合成强度条件验算各轴的强度；根据工作载荷情况，选择各对轴承，计算输出轴上轴承的寿命；选择各键，验算输出轴上键连接的强度；选择各配合尺寸处的公差与配合；决定润滑方式，选择润滑剂；1、绘制减速器的装配图和部分零件工作图。减速器装配图一张（a0或a1）；轴及轴上齿轮的零件图各一张（a3或a4）；2、编写设计说明书（将1-4项整理成文,数字6000-8000）o2.2

6、原始数据及已知条件1、输送带工作拉力f二1.6kn；2、输送带工作速度u二1.7 m/s；3、滚动直径d二250mm；4、工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；5、每年300天计算,使用期限10年;2.3对课程设计成果的要求包括图表、实物等駛件要求h1、说明书要认真，准确，条理清晰；2、按word排版，公式编辑器编辑公式；3、参考文献耍注明出去；4、图纸按标准作图，数拯处理准确，图面整洁。3课程设计方案3.1原始数据1输送带工作拉力f二1.6kn；2输送带工作速度u二l7m/s；3滚动直径d二250 mm；3.2设计要求：带式运输机连续单向运传，载荷较平稳;动力来源：电力，三相交流；使用

7、期限为io 年，两班制t作。3.3传动方案：(a)带单级圖柱齿轮被速器4电动机的选择4.1选择电动机型号4.1.1选择电动机类型和机构形式由已知条件可知，工作载荷较平稳，动力来源为380/220v三相交流电源，可选择y 系列屯动机。4.1.2确定电动机的功率和型号工作机所需功率（kw）为：pw =fv/1000=2.72kw电动机所需的总功率为：p= pw n = pw /771772 77377475其屮小=0.94 （v带的效率）%二0.96 （齿轮的效率）“3 =0. 98 （滚动轴承的效率）久=0. 99 （连轴器的效率）仏二0.95 （运输机平型带传送的效率）it屮数据查表可得，计算

8、得p=2.86kw;4.1.3确定电动机的转数滚筒轴的工作转速为：nw=60* 1000v/d=60* 1000* 1.7/（3.14*250）= 129.94r/min;式中：v皮带输送机带速，d滚筒的直径；v带的传动比范围为iig2,4,一级圆柱齿轮传动比范围为i2&3,5,贝iji=ir*i29g6,20所以电动机的转速范围为（二i'*z g 780,2599,n为电动机满载转速,皿为滚筒转速。4.1.4选择电动机的型号：一般电动机均采用三相异步电动机，根据电动机所需的功率，所 以选用y100l2-4型电动机,额定功率3.0kw,满载转速1430r/min,额定转矩2.2

9、n/m,最 大转矩2.2n/m.4.1.5列出电动机的主要参数电动机的额定功率p （kw）3.0电动机满载转速n （r/min）1430电动机轴伸出端直径d (mm)28电动机轴伸出端的安装高度(mm) 100电动机伸出端的长度(mm)605运动和动力参数计算5.1传动比分配总传动比为：i=n/ nu= 1430/129094= ll(n为电动机满载转速)v带传动传动比取ii=3,则减速器的传动比为i2=i/3=3. 675.1.2各轴转速计算n| =n/i i =1430/3 = 476.7r / min nn=n/ (i i *i 2 ) =130r/min5.1.3各轴输入功率计算plp

10、*7=2.86x0.94=2.69 kwpn=pi *2*3二 2. 53kw5.1.4轴扭矩计算ti=9550p|/ni = (9550x2. 69)/476. 7 n-m=53. 9n-mth二9550卩口二(9550><2 53)/130 x.m=185. 6 n-m表（2）各轴运动和动力参数轴类功率p (kw)转矩t (nm)转速 n (r/min)轴i2.6953.9476. 7轴ii2. 53185.61306 v带传动的设计计算6.1根据电动机所需功率p和满载转速皿选择带型:查表查得工况系数ka=l.l,故计算功率pea为:pea =kap=3.3 kw根据pej电机

11、转速n查得，选用a型v带。6.2确定带轮直径dd13dd2初选小带轮基准直径，由表8-7, 8-9,取d沪90 mm; 验算带速v:v =叫心=6.74 m/s 60x1000因为5 m/s<v<30 m/s,故带速合适。所以大带轮直径 dd2=id1ji=3 x 90mm=270 mm根据表8-9圆整得:dd2二280 mm6.3确定中心距a和基准长度ld根据式(8-20),由式子0. 7(ddl + dd2) <0<2. 0(ddl + dd2)中心距的变动范围为：259 mm-740mnio,确定初选中心距/二500 mm0计算带所需的基准长度r小71 /、(dd

12、a + dd2)2厶山)=2a()+ (dl + d2) +2 %=2x500 + ”/ 2(90 + 280) + (90 + 280)2 / (4 x 500)=1599mm查表8-2选带的基准长度i,二1640 mm计算实际小心距为：a =禺 + 乙 一s (500+ (1640-1599) /2) mm° 2二521 mm按式(8-24),中心距的范围变化久心0_0.015乙，。喰二0+0.03 6验算小带轮上的包角少少=180°- (d2ddj57.3/a=180° - (280 - 90)57.3° / 521 = 159° >

13、; 120°6.4计算带的根数z6.4.1计算单根v带的额定功率pr由 ddi=900mm 和 n二 1430 r/min ,查表 8-4& 得 p0=l. 064 kw 根据 n=1440r/min , i二3 和 a 型带，査表 8-5 得 apo=0. 17 kw 查表8-6得心二0.95,查表8-2得人二0. 99,于是：p严(« + &)心心二(1.06+0. 17) x0. 95x0. 99 kw二 1. 16kw6.4.2计算v带根数z（）zo =p,=3. 3/1. 16=2.84所以取3根。6.5计算单根v带的初拉力的最小值侃馬曲表8-3得

14、a型的单位长度质量q=0.105kg/m,所以:dd,dd2500 （25-心）pcaka-zv+ qv2=500 x （2.5 0.95） x3.3/0.95 x3x 6.74 + 0.105x 6.742 =138n应使带的实际初拉力f（） > （斥）聞o6.6计算压轴力fp压轴力的最小值为：a（巧）罰=2忆（九）斷血才=2x3xl38xsin（159°/2）=811n分别为90mm和280mm,均小于300mm,均采用腹板式;7齿轮传动设计计算7选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1）选择直齿轮圆柱齿轮传动，压力角为20度2）带式运输机为一般工作机器，选用7级精度（gb10

15、095-88）。3）材料选择，由表101选择小齿轮材料为40cr （调质），硬度为280hbs,大齿轮材 料为45钢（调质），硕度为240hbs,二者材料硕度差为40hbs。4）选小齿轮齿数z】二24,由z2=i2z产3. 67*24二88。7.2按齿面接触疲劳强度计算按式（10-21）计算，即：、2khttu + izhze 乙）2 k"v met7.2.1确定公式内各计算数值1初选=1.32计算小齿轮的传递的转矩：丁1二955*10、/1二60；3出表10-7选取齿宽系数丄4由表10-6查得材料的弹性影响系数ze= 189.smpa ;5查图10-20查得区域系数乙=2.4；=6

16、00mpa ,大齿轮6出式子10-9 il-算接触疲劳强度用重合度系数z£= v（4-）/3 =o.872；7由表10-25d按齿面硬度查得小齿轮接触强度极限为仏、的接触强度极限为务酗2=550mp。8计算接触疲劳许用应力:由图10-13计算应力循环次数n、=60佝 j 二 60x476.7x 1 x (2x8x 300x 15) = 2.059x 1094ni = nifjli= 2.059xl09/(88/24) =(y.5blxl08由图10-19取接触疲劳寿命系数k创=0.95 , k脉.2 = 1.02计算许用接触应力：取失效率为1%,安全系数s=l,由式10-12得:s

17、二0. 95x600=570mpaah =如迴叫二 1.02x550二 561 mpas所以，许用接触应力qh=579. 25mpa,取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力。7.2.2计算1试算小齿轮分度圆直径曲，由计算公式得：d 232k洛 u + l(z0zg 2 二232卩 1x13x600003.67 + 1 189.9x2.4x0.872乎二竹31/_ 务"-，1367561 丿 _，2计算岡周速度v =二 jt x 46.3 x 476.7 / (60x 1000) = 1.16m/s60x10003计算载荷系数:由表10-2查得使用系数ka二1根据片=1.16加/$,齿

18、轮为7级精度，由图10-8查得动载荷系数心=1.05；齿轮的圆周力：fn = 2ti/d/ =2x60000/46.3 = 2.59x103nkafti/b = 1 x 2.59xio3 / 46.3 = 55.9/v / mm <00n /mm ,查表 iq-3 的齿间载荷分配系数km = 2由表104用插值法查得k = 1.31；故载荷系数k =心仏力 力=1x1.05x1.2x1.31 = 1.65按实际的载荷系数校正所计算得的分度圆直径，由式10-10a得d、= d、崗 khj £ = 46.3 x >/1.65/1.3 = 5qa3mm计算模数:m = - =

19、50.13/24 = 2,09mm ；z7.3按齿根弯曲强度设计由式(10-7)l2kfmyzys«m； > 3叫即刁确定计算参数1试选kh=13；2由式子(10-5)计算弯曲疲劳强度用重合度系数丫£=0.25+075/况=025+075/1721=06863计算大小齿轮的yfaysa/6f并加以比较2.80x1.55303.57出表 10-5 查得 yfal = 2.65 5=1.58； yfa2 = 2.23ysyf2=1.762.26x1.74238.86= 0.014297= 0.016463由图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限/阳=500mpa，大齿

20、轮的弯曲强度极限 §fe2 380mp。由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数kfnx = ().85 , kfn2 = 0.88计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数5 = 1.4,由式10-14得&i =kfnqfe-s-0.85x500l4-=303.57mp。%2=心2%20.88x380_l4-238.86m%味匚二 2.23x1.766f 2238.86= 0.0164,因为大齿轮的丫“£/&大于小齿轮的，所以取试算模数2杵誌帶5;4.计算圆周速度:d 1 =1.45x24=34.8mmv=如:60x10007囂化。出沁5 计算齿宽：b =詞=1 x

21、 34.8 = 34.8/7?m6计算齿宽与齿咼之比:h = (2ha * +c)mt = (2 + 0.25) x 1.45 = 3.26mm/?/? = 34.8 7 3.26 = 10.677计算实际载荷系数根据v=0. 868m/s, 7级精度,参考教材图10-8动载系数kv =1.03；由 f/i = 2ti / 6? 1 = 2x 60000 / 34.8 = 3450atkafm/b = lx 3450/34.8 = 99.in / mm < 100n /mm查表10-3得齿间载荷分配系数kxl.2查表10-4查得,结合 b/h= 10.67 查图 10-13,得,则载荷系

22、数k = ka kv= 1 x 1.03 x 1.2 x 1.35 = 1.67由式10-13,可得按实际载荷系数算得的齿轮模数： >1.58mm对比计算结果，由齿而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疲劳強度所决定的承载能力，而齿面接触 疲劳强度所决定的承载能力，仅于齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数 1.58mm并就近圆整为2mm,按接触疲劳强度计算算得的分度圆直径为503mm,算 出小齿轮齿数z = di/m = 25 ,则大齿轮的齿数z2 = /zi = 92齿数互质，这样设计出來的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度

23、，又满足齿根弯曲疲 劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。(2)几何尺寸计算：1 计算分度圆直径：diziin25x250nun, d?二zgin二，92x 2=184 min；khp = 1.307ke 1.352. 计算中心距:a=(di + d2)/2= (50+184)/2=117mm;3. 计算齿轮宽度:b二mi二1 x 50=50mm;考虑不可避免的安装误差，为了保 证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略加宽(5-10) mm,取心58mm ,而 使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2 = b = 50mm ；(3)圆整中心距后的强度校核：1计算啮合角、齿数、变位系数、中心距变动系数和齿

24、顶高降低系数：a * = arccos 0(a cos a) / d' = 23.623。zz = zi + z2 = 25 + 92 = 117x 工=x 】 + x2 = inva '一加wz)z e/(2 tan a) = 1.655 y - (aa)/ in = 1.5ay = xl-y = 1.655-1.5 = 0.155 (inva = tana a,a为弧度制)图10-21a可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降。(2)分配变位系数xl, x2o由图10-21b可知，坐标点(zz/2,xz/2) =(58.5, 0. 8275)位于口6和l17之

25、间，按这两条线做射线，在从横坐标 的乙、z2处做垂线，于射线交点的纵坐标分别是0.74, 0.95.2. 齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，kh = 1.65, ti = 60000 inm,0cl = l,ji = 50mm,p = 3.67 ,zh = 2.275,= 1.007(th = j2kti x ( + 1) / (0dd/) x zhzezc = 524 < ch3. 齿根弯曲疲劳强度校核：yysai = 1.91, y& = 0.72,0d = ,m = 2,zi = 25升 1 = 2kl-tyfaxysays/0dm3z1 = 112.25mpa <

26、crfiof2 = 2kf7v&2«2人/0d/z】2 =107.5/27/96/ < <tf24. 齿轮的结构设计，乩=(込+ 2加*)加，所以亦=54vl60mm,可将齿轮做成实心式， 血=i88mmv500,可做成腹板式齿轮。大齿轮为45钢(调质)，刊=650切°,在 450-1000之间，而0.5<v<lm/s,所以齿轮传动润滑油粘度为177,用浸油润滑。8轴系零件的设计计算8.1低速轴的设计kf = 1.62,71 = 60000tv mm, *“1 = 2.15,1 = 1.87, yfc = 2.01 8.1.1选择轴的材料。选

27、取45号钢，调质，硬度为217-255i1bs,强度极限 a. = 650mpaas = 360inpa cr-i = 270mpa&1.2求作用在齿轮上的力因已知犬齿轮分度圆直径为d2= 184mm所以2t2f = = (2x185. 6x1000/184) x10：i n=2017.4n* difr = ft x tan a =734. 3nfn = ft / cosa =2146. 3n圆周力f,径向力f”及轴向力人的方向如图2所示:0厂nh1f"mnrr- f/f"1.r图28.1.3初步计算轴的最小直径先按表(15-3)初步估算轴的最小值径，选取轴的材料为

28、45钢，调质处理。取ao=12o, 于是得：=32. 28 mm轴的最小直径因为考虑到有键槽，将直径增人5%。所以 d = dn曲 x (1 + 5%)二34mm计算联轴器的计算转矩tca = kaxt2,查表 14-1,取ka =1.3,则tea = kaxt2 = 241.28?/ m , 选择型号为yl8yld8可查得轴孔长度l=82mm,取第一段长度办-2 = 80加加，d-2 = 34mm , 额定转矩t=250n>m8.1.4轴的结构设计1) 拟定轴上零件的装配方案2) 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度： 第一段:安装联轴器。b-2 = s0mmdx-2 = 34mm9

29、联轴器的右端采用轴肩定位, 因此12轴需制出一轴肩,取01.2,轴肩高度h= (23) c,则取小=40側，联轴器左端采 用轴端扌当圈定位,由于2-3=40加“，取挡圈直径d=45mm。 第二段：与透盖相连接外为第二阶梯外伸轴，限制联轴器向右的轴向位移。轴 承端盖的总宽度为20mmo根据轴承端盖的装拆以及便于对轴承添加润滑脂的耍求，取端盖 的外端面与半联轴器右端面的距离l=30mm,所以/2-3 = 50;mn , “2 3 = 40伽 第三段：支承段。为了便于左端轴承端盖对轴承进行定位，3-4轴端左端耍制 出一轴肩，取c=1.2, h=(2-3)c,所以ds-4 = 45mm o根据直径选择

30、轴承的型号为6009, 尺寸为dxdxb=45x75xi6mm,则-s = 14mm,取轴承右端到箱体内壁距离为8mm,取 大齿轮的左端面到箱体内壁的距离为16mm,则此段轴长/s-4 = 16 + 16 + 84-2mm = 42mm, 轴肩的右端采用套筒定位，d=45mm,长度l=8+16=24mm。 第四段:安装大齿轮，为了便于齿轮的安装，在4-5需制出一个轴肩，取c二1. 6, h= (2-3) c,则d4-s = 53mmf考虑到键，则d4-s = 56mm o根据大齿轮的齿宽b=50mm,贝 |j /4-5 = 50-2 = 48mm 第五段：轴环段大齿轮左端采用套筒定位，右端采用

31、轴环定位。取c=2.0, h二(2-3)c, h-6 = 12imn y (h-6 = 61mm o6第六段：r=2.0, h= (2-3) r,则d6 7 = 56加加，为了便于箱体的结构设计更好 一点，取高速轴与低速轴在两轴承间的距离相等。则儿-7 = 3()询7 第七段： u6呦,取 r=2.0, h= (23) r,则di-s = 45mm8.1.5轴上零件的周向定位齿轮。半联轴器与轴连接周向定位采用平键连接。按表6-1查得尺寸为bxh=l6mmx 10mm,t为45mm,选择齿轮轮毂与轴的配合为h7/n60另一个为bxh=10x8nun,长为63mm。半联 轴器与轴的配合为h7/k6

32、.滚动轴承与轴的轴向定位是由过渡配合來保证的，此处选轴的直 径公差为m6.8.1.6确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2x45°,各轴肩处的圆角半径见图3。&1.7求轴上的载荷首先根据图3作出轴的计算简图2,根据轴的计算画出弯矩图和扭矩图（图2）。从轴的结 构图以及弯矩可以看出在面c为危险载面。计算载面c处的mm, mv,及m的值如下表。载 荷水平而h垂h而b支 反 力f為1 二1146. 25n爲2=87115n弘二417. 22nf叫二317. 08n弯 矩mmh =65336. 25n mm# 二23781. 54n m总 弯 矩a/】=+ ”, =69529. 76n

33、 m扭矩t2=185600n m8.1.6按弯扭合力校核轴的强度校核最大弯矩载面（即危险载面c）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据以及轴 单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取a=0.6,轴的计算应力二9.78mpa前已知选定轴材料为45钢，调质处理,由表15-1查得0二60mpa。因此瓦 已故安全。8.2高速轴的设计8.2.1选择轴的材料。选取45号钢，调质，硬度为217-255hbs,强度极限os = 360mpa a- = tiompa8.2.2初步计算轴的最小直径先按表(15-3)初步估算轴的最小值径，选取轴的材料为45钢，调质处理。取二115, 于是得：=20. 47 mm轴的

34、最小直径因为考虑到有键槽，将直径增大5%。所以=6/min x(1 + 5%) =21. 50min8.2.3轴的结构设计1) 、拟定轴上零件装配方案选用如图5所示的装配方案。2) 、根据轴向定位要求，确定各段直径和长度第一段:'2 = 38mm , d-z- 22mm 第二段轴承的端盖的总宽度为20mmo根据轴承端盖的装拆以及便于对轴承添加润 滑脂的要求，去端盖的外端面与半联轴器右端面的距离l=30mm,取12-3 = 50mm 第三段：取c=1.2, h= (2-3) c,所以d2-3 = 26mmf d3-4 = 30mm ,选结构代号为 6006的深沟球轴承，尺寸为dxdxb=

35、30x55x13mm。取轴承右端到箱休内壁距离为8mm, 取大齿轮的左端面到箱体内壁的距离为16mm,为了保证齿轮和联轴器等零件的配合那部分的轴端长度一般应比轮毂长度短2-3mm,所以h- = 4qmm 第四段：由于di = 5smm9所以1-5 = 55mm ,取c=1.2, h= (2-3) c,在考虑到 键，取右5 = 38m/7? 第五段：取c=1.2, h=(2-3)c取5一6 = 42皿化轴环宽度b»1.4h,所以人一6二幻肋6第六段：取 c=1.6, h=(2-3)c,所以d6= 38mm , k-i = 32mm o7第七段：h -8 = b = 13mm y ch-

36、8 = 32mm o3) 、轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的轴向定位采用平键连接，按查表6-1得平键截面bxh=6mm x6mm,键槽用键槽铳刀加工，长为40mm,为保证对屮性，选择配合为he。半联轴器与轴 连接，选用bxh=16mmx 10mm,键长45mm选择配合为k6o9轴承的校核9.1.1判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面tv和v过盈配合引起的应力集中最严 重，从受载的情况來看，截面c上的应力最人。截面v的应力集中地影响和截面tv 的相近，但截面v不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核，该轴只需要 校核截面iv左右两侧即可。9. 1.2截面iv左侧抗弯截

37、面系数iv = 0.= 0.1 x 453 = 9112.5mm3抗扭截面系数w = 0.2j3 = 0.2 x 453 = 18225m/n349-23截面 iv 左侧的弯矩为 m=3529.76xnm=36893.34wm49截而iv上的扭矩为 ti = 85600- mm截面上的弯曲应力3b= = 3&旳"° mpa = 4.05mpdw 9112.5截面上的扭转切应力tt = a = 185600 mpa = 10.1 smp1 wr 18225轴的材料为45钢，调质处理。ft表15-1查得，= 640mpa , &严275mpa , j =l55m

38、pa,截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数、勺，按附表3-2查取。因 r/d = 1.2/45 =0.0267 , d/d = 56/45 = 1.24,经插值后可查得 =2.17% = 1.71乂由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为qa =0.74 乞=0.81故有效应力集中系数按式(附3-4)为你=1 + 以一1) = 1 + 0.74x(2.17 1) = 1.87kt =1 + 乞(匕一1) = 1 + 0.81x(1.71 1) = 1.581.87 f 0.74k 1 =二 + 由附图3-2得尺寸系数心=0.85；由附图3-3得扭转尺寸系数6=0.9。 轴按磨削加工，由附图3-4

39、得表面质量系数为=/?r =0.93 故得综合系数为1= 1,58 + 1 1 = 2.100.78 0.93£ba275所以截面iv左侧的安全系数为s =j=mr= 26.11155° k(taa + 屮 c2.6 x 4.05 + 0.1x0s =irr= i46r krra +(/rrm2x 5.09+ 0.05x5.09事丄 26.hxl4.16 =2.45s = i5 js：+s；26p + 14.162故该轴在截面tv左侧的强度是安全的。9. 1.3截面iv右侧抗弯截而系数w=0.1j3 = 0.1x 563 = 17561.6加/抗扭截面系数w = q.2d3

40、 = 0.2 x 563 = 35 1 23.2mm3截面iv左侧的弯矩为截面iv上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力m=69529.76x n加=36893.34" m497； = 1856007v-m/?36893.3417561.6mpa = 2二體ee轴的材料为45钢，调质处理。ft表15-1查得，心=640m , &严t15mpa , r_x=55mpa过盈配合处的心/岛值，由附表3-8用于插入法求出，并取心/6二0昵怎，于 是得k6 / e a = 3.48 ,kj j = 2.78轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为0°=0=0.92

41、由碳钢的特性系数=0.1 0.2,取仏=0.1,匕=0.05 0.1,取匕=0.05故得综合系数为心=®+ -1 = 3.48+ -1=3.575代°92k11k,=+ 1 = 2.78+-1 = 2.872756a0.92s存=二= 36.68kacy(l + 屮戶山3.57x2+ 0x 0v =lj= 20 11號+"一2皿型+ 0.05><迢一 *36.68x2.11=n62 $十js； + s； v36.682 + 20.112故可知其安全。10滚动轴承的校核：从动轴轴承的初步选定采用深沟球轴承，型号6009, rti 从动轴的设计计鹤卻,轴承

42、主要承受径向力，几乎不受轴向力的作用，因而其当量动载荷='查表13-5, x二1, p = xfr = fr,左端承受的径向力为合 力的反作用力，由从动轴的设计计算得已="加+ w1219.82n,考虑附加载 荷，查表13-6,得载荷系数心二1.1, p=/dxfr=1341.8n.从动轴的转速为 300r/min,查得型号6009的轴承基本额定载荷21. 0kn,因此选用深沟球轴承 负荷要求。11键连接选择及校核11.1主动轴:= 120 150加"6 = 2000xti/kld = 51.50mpa < cyp与大齿轮连接的键槽: 选择圆头普通平键（c型）

43、键宽/?x键高力=6mmx6mm ,取键长l = 40m/n ,6 =120-150加以,键的工作长度40-6=34mm,键与轮毂键槽的接触强度高度 k=0.5h=3mm,由普通平键连接的强度62000xc/km=48.04mm<6,满足与小齿轮连接的键槽：选择圆头普通平键（c型）键宽bx键高h = 16mmx 10mm ,取键氏厶=45呦，6，键的工作长度45-16=29mm,键与轮毂键槽的接触强度高度k=0.5h=5mm,由普通平键连接的强度,满足。11.2从动轴联轴器与从动轴的键连接:选择圆头普通平键（c型）键宽bx键高/i = 10mmx8/rnn ,取键长l = 63mm ,

44、升=120-150”心,键的工作长度63-10=53mm,键与轮毂键槽的接触强度高度 k=0.5h=4mm,由普通平键连接的强度，满足大带轮与从动轴键的连接：选择圆头普通平键（c型）键宽bx键高力=16mm x 10mm ,取键长l =,6 =120-150加以,键的工作长度45-16=29mm,键与轮毂键槽的接触强度高度 k=0.5h=5mm,由普通平键连接的强度，6 = 2000x7/km = 15.7跖皿v 升满足。12联轴器的选择：在从动轴的设计中，所选用的联轴器型号yl8yld8,公称转矩为 250nm,轴孔直径35mm,轴孔长度l=82mm13轴承的润滑与密封13.1轴承的润滑： 小轴承内径为30mm,轴承转速为n2=130r/min;大轴承内径为45mm, 轴承转速为 nl=476. 7r/min;则 dnl=30xl30=3900r/min, dn2二45m76. 7=21451. 5r/min;查 表13-10可得dnl, dn2均小于16,选用脂润滑，查表选用钙基润滑脂l-xaamhal,只需填 充轴承空间的1/3-1/2,并在轴承内侧设挡油环，使池屮的油不能进行轴承以致稀释润滑 脂