一级圆柱齿轮减速器》设计说明书

1、机械设计课程设计一级圆柱齿轮减速器设计说明书姓 名学 号学 院机械电气化工程学院专 业机械设计及其自动化班 级指导教师涵<< 机械设计基础 >>课程设计任务书目录一 前言 3二 设计题目 5三 电动机的选择 6四传动装置动力和运动参数7五 传动零件的设计计算 9六 减速器轴的设计 17七 滚动轴承的验算 24八键的选择的验算26九联轴器的选择 26十铸铁减速器结构主要尺寸28十一小结29十二 致 29十三 参考文献30<<机械设计基础 >> 课程设计任务书一、机械设计课程的目的和意义机械设计基础课程设计是机械类专业和部分非机械类专业学生第一次较全

2、面的机械设计 训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性教学环节。其基本目的是：（1）通过机械设计课程的设计， 综合运用机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力， 并使所学知识得到进一步巩固、 深 化和扩展。（2）学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理 和过程。（3）进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、 标准和规等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。（4）机械设计基础课程设计还为专业课课程设计和毕业设计奠定了基础。二、机械设计课程的容选择作为机械设

3、计课程的题目，通常是一般机械的传动装置或简单机械。课程设计的容通常包括：确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、轴的设计计算；轴承、联轴器、润滑、密封和联接件的选择及校核 计算；箱体结构及其附件的设计；绘制装配工作图及零件工作图；编写设计计算说明书。在设计中完成了以下工作： 减速器装配图1 （ A0或A1图纸）； 零件工作图23 （传动零件、轴、箱体等）； 设计计算说明书1份，60008000字。三、机械设计课程设计的步骤机械设计课程设计的步骤通常是根据设计任务书，拟定若干方案并进行分析比较，然后确定一个正确、合理的设计方案，进行必要的计算和结构设计，最

4、后用图纸表达设计结果，用设 计计算说明书表示设计依据。机械设计课程设计一般可按照以下所述的几个阶段进行：1 设计准备 分析设计计划任务书，明确工作条件、设计要求、容和步骤。 了解设计对象，阅读有关资料、图纸、观察事物或模型以进行减速器装拆试验等。 浮系课程有关容，熟悉机械零件的设计方法和步骤。 准备好设计需要的图书、资料和用具，并拟定设计计划等。2 传动装置总体设计 确定传动方案一一圆柱斜齿齿轮传动，画出传动装置简图。 计算电动机的功率、转速、选择电动机的型号。 确定总传动比和分配各级传动比。 计算各轴的功率、转速和转矩。3各级传动零件设计 减速器外的传动零件设计（带传动、链传动、开式齿轮传动

5、等）。 减速器的传动零件设计（齿轮传动、蜗杆传动等） 。4减速器装配草图设计 选择比例尺，合理布置试图，确定减速器各零件的相对位置。 选择联轴器，初步计算轴径，初选轴承型号，进行轴的结构设计。 确定轴上力作用点及支点距离，进行轴、轴承及键的校核计算。 分别进行轴系部件、传动零件、减速器箱体及其附件的结构设计。5减速器装配图设计 标注尺寸、配合及零件序号。 编写明细表、标题栏、减速器技术特性及技术要求。 完成装配图。6零件工作图设计 轴类零件工作图。 齿轮类零件工作图。 箱体类零件工作图。四、课程设计的基本要求1、认真、仔细、整洁。2、理论联系实际，综合考虑问题，力求设计合理、实用、经济、工艺性

6、好。3、正确处理继承与创新的关系，正确使用标准和规。4、学会正确处理设计计算和结构设计间的关系，要统筹兼顾。5、所绘图纸要求准确、表达清晰、图面整洁，符合机械制图标准；说明书要求计算准确、书 写工整，并保证要求的书写格式。五、减速器的设计计算、校核、说明和结果传动系统为采用两级圆每天工作8小时，每年工作1设计任务书1.1设计任务设计一用于带式运输机上的三角带一一单级圆柱齿轮减速器, 柱齿轮减速器和圆柱齿轮传动。1.2原始数据运输带拉力：F=4750N运输带速度：V=1.6m/s卷筒直径：D=390mm1.3工作条件 工作机空载启动，载荷变化不大，单向运转使用期限10年,300天。运输带允许速度

7、误差土 5%2传动系统的方案拟定传动方案如图：3.电动机的选择3.1选择电动机类型按按工作要求和条件，选用二相笼形异步电动机，封闭式结构，电压380V, Y型。3.2选择电动机的容量 电动机所需工作功率为PwPd KW因为FVPw= KW1000厂,FV因此Pd = KW1000由电动机至运输带的传动总效率为2n = n i 2 3 n 4式中：n 1 , n 2 , n 3, n 4分别为带传动、轴承、齿轮传动和联轴器的传动效率。取n 1 =0.96,n 2 =0.98 , n 3=0.97,n 4=0.96 贝 Un =0.96 x 0.983 x 0.97 x 0.96=0.85cFV4

8、750 1.6所以Pd =8.94kW1000 10003.3确定电动机转速%咎知炸蛀、古60 1000V60 10001.6 加”卷筒机工作转速：n一78.35 r/min.D3.14 390按表1推荐的传动比合理围，取V带传动的传动比i 1 =24，一级圆柱减速器传动比i 2 =36,贝U总传动比合理围为：i a =624，故电动机转速可选围为：n d= i a x n= (624)x 78.35= (4701880.4) r/min.符合这一围的同步转速有：750, 1000和1500 r/min.性能如下页表1根据容量和转速，由有关手册查出，列表如下表，综合考虑选第一方案较合适，因此选

9、型号Y160L 6,见机械设计课程 设计手册第12页Pd =8.94KWn一 78.35r/mi n表1电动机转速电传动装置的传动额定功r/mi n动比方电动机率机v计案型号同步满载重总传带减PedkW亠亠亠 亠亠亠=，亠速转速转速量动比传7 器N动Y160M1 ,111500146012318.633.55.324Y160L2 11100097014712.382.84.426Y180L3 117507301849.322.53.7384. 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比4.1总传动比1 卜 / r、 nm 970由式（7） 1 a12.38n 78.354.2分配传动装置传动比由式

10、（8） ia=io X i式中io,i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i。=2.8，则i=坦=12384.42io2.8n=87.31r/mi n.4.3分配减速器的各级传动比因为为一级齿轮，故齿轮传动比为：i=4.425. 计算传动装置的运动和动力参数5.1各级轴转速I 轴m = = 970346.43 r/min10 2.8卄土n】ni346.43“n轴n 口 =78.38 r/min11 i4.42卷筒轴n 皿=n n =78.38 r/min5.2各轴输入功率I 车由Pi =Pd Xn 01= Pd Xn 1 =8.94 X 0.96=8.5824KW

11、n轴Pn = Pi Xn 12= Pi Xn 2 Xn 3=8.5824 X 0.98X 0.97=8.158KW电动机的选择见机械设计课程设计手册第167页i a =12.38io =2.8i=4.42n=78.38r/mi n.见机械设计课程 设计指导书第15 页n i =346.43r/mi nn n =78.38 r/minn 皿=78.38 r/min卷筒轴P 皿=PXn 23 = P n xn 2 xn 4 =8.158 x 0.98X 0.96= 7.84KW其输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.9 8。I 轴Pi ' = Pi X 0.98=8.5824 X 0.98

12、=8.41kwn 轴Pn '= Pn X 0.98=8.158 X 0.98=7.99kw卷筒轴P 皿'=P 皿 X 0.98=7.84 X 0.98=7.68kw5.3各轴输入转矩电动机输出转矩：Td = 9550 Pd =9550X 894 88N?mnm970i、n轴输入转矩：I轴：Tj = Td x io Xn 0! = Td x io Xn 讦88 2.8 0.96 236.54 N?mn轴：T n = T I x i n 12 =T I x i Xn 2 Xn 3= 236.54 4.42 0.98 0.97 993.85 N ?m卷筒轴输入转矩：T皿=t n Xn

13、 2 Xn 4= 993.85 0.98 0.98 954.5 N?m各轴输出转矩I 轴：TI ' = T I X 0.98=236.54 X 0.98=231.8 ?mn轴：T n ' =T n X 0.98=993.85 X 0.98=973.97 N ?m卷筒轴输出转矩：T 皿'=T 皿 X 0.98=954.5 X 0.98=935.41 N ?mIn的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98.6.传动零件的设计计算6.1 V带的设计6.1.1 已知：电动机转速 nm =970r/min, I轴 ni =346.43 r/min,电动机输出功率 Pd =

14、8.94KW。查表 13-8 得 KA=1.1, 故 Pc= K A X P=1.1X 8.94=9.83Kw选V带型号由 Pc=9.83KW , nm =970 r/min,由图 13-15 查知，选 V.带 B 型带。求大小带轮基准直径 dd1 , dd2Pi =8.5824KWPn =8.158KWP 皿=7.84KWPI '=8.41KWPn '= 7.99KWP 皿'=7.68KWTd = 88N ?mTI =236.54 N ?mT n =993.85 N ?mT 皿=954.5 N ?mTI ' =231.8N ?mT n ' =973.9

15、7 N ?mT 皿'=935.41 N ?m由表13-9，取小带轮的基准直径 dd1 =160mm，现取160mm由式表13-9得，dd2= n1 d1 （1-） =2.8 X 160 X （1-0.02）=448mm由表（13-9）取dd2 =450mm （虽使ni略有减小，但其围小于5%，允许）。验算带速VddEm160 970V= 8.11 m/s60 1000 60 1000V在525 m/s围，合适。求V带基准长度L d和中心距a初步选取中心距a°=1.5 （ dd 1 + dd2 ） =1.5 （160+450） =915mm取 a0=600mm ,符合 0.7

16、（ dd1 + dd2） < a。< 2（ dd1 + dd2）式（13-2）得带长L =2a°+ -（dd1 dd2）（血 dd'2 600（160 450（45° 16024a024 600=2158mm查表13-2，对A型带选用Ld -2240mm，再由式（13-16）计算实际中心距：Ld L 2240 2158a a0+ 600 641 mm。2 2验算小带轮包角a 1由式（13-1 ）得dd2 dd1450 160a 1-180。一_57.3180 57.3154 >120。，合适。a641求V带根数由式（1315）得 z-Pc（P。P&

17、#176;）K Ki令 nm-970 r/m , dd1 -160mm , i-2.8查表（13-3 ）得P0-2.67KW查表（13-5 ）得F0-0.33 KW表13-8见机械设 计基础第218页Pc-9.83KW表13-9见机械设 计基础第219页dd1 -160mmdd 2 -450mmV-8.11m/s式(13-2)见机械 设计基础第 205 页a0-600mm式(13-16 )见机 械设计基础第220 页L d -2240mma 641mm由 a 1= 157.77 查表（13-7）得 K =0.925 查表（13-2）得 Kl =1.0，由此可得9.834Z= （2.67 0.3

18、3） 0.925 1.0 =3.54求作用在带轮轴上的压力F min表（13 1）得q=0.18 kg/m，故由式（1317）得单根v带的初拉力F min= 600 2.5k k Pck zv2qv9830.18 8.112321.41N0.925 4 10.76= 600 25 °.925应使带的实际初拉力 F0 （ F0） min。作用在轴上的压力Fp min =2z F min Sin?243241154sin=2570N2带轮结构设计小带轮毂孔径 d s= D电动机轴=42mm小带轮基准直径dd1 =84，即:故小带轮采用实心式大带轮基准直径dd2 =450dd1 w 350

19、mm，故采用腹板式6.2齿轮的设计已知：载荷变化不大，传动比i 2 =4.42 ,小齿轮轴转速 n 1= ni =346.43 r/min，传动功率 P=8.94KW。决定传动形式因为 i 2=4.42,直齿圆柱齿轮传动比 斜齿圆柱齿轮传动比 所以选择斜齿圆柱齿轮传动。计算齿轮转矩T19.55 106R 1 2 9.55 1068 940.99 0.9882806 N?m346.43选择齿轮材料、精度等级及热处理方法考虑减速器功率不大（结构尺寸要小），中速中载材料的工艺性、价格等因素，决定大小齿轮均选用45#钢制造。式（13-1）见机械 设计基础第 205 页a 1= 154式（13 15）见

20、机 械设计基础第218 页表（13-3）见机械 设计基础第 214 页表（13-5）见机械 设计基础第 216 页表13-7见机械设 计基础第217页K =0.925表13-2见机械设 计基础第212页K 1=1.0Z=4表13 1见机械 设计基础第 212 页F min =321.41N式（13 17）见机 械设计基础第220 页Fp min =2570N采用软齿面HBS 350标准齿形（n 20）小齿轮调质处理 HBS=241286 取260大齿轮常化（正火）处理HBS2=217255 取240查图（10-20c ）, （10-20b ）得：u=420 MPaF=350MPaFelim1F

21、eiim 2查图（10-21d ）, （10-21c ）得：H=590MPaH=550MPaHlim1Hlim2查表（10 8） 选8级精度的齿轮。初选小齿轮的齿数 N和螺旋角初选 Z1 =21,则 Z2=i Z1=21 X 4.41=92.82取 z2 =92z292实际齿数比：u 丝924.38Z1214 424 38传动比误差：4.4238 100% v 5%4.42所以所选齿数可用。选12按齿面接触疲劳强度设计参数由式（10 21） 得：3*2ktT1cU 1/ZhZe2g d ? U （ h）（1） 初选 kt=1.3（表 11-3）（2） 查表（10-7） 对称布置、软齿面d =0

22、.9-1.4 取1（3） 查表（10-6）Ze=188（4） 查图（10-30）10 Zh =2.45（5）査图（10-26）可根据公式计算=1.645（6） 计算许用应力F、H表10 1见机械 设计211页图 10-20c, b见机械设计第208, 207 页图 10-21d, c见机械设计第209页表（10 8）机械 设计第210页z1=21z 2 =92式（10-21 ）见机械设计第218 页 表10-7见机械设应力循环次数N 1 =60n 1jL h=60 x 342.9 x 1X 8X 300 x 108=7.48 x 108应力循环次数 N 2 =60nijL h /i 2 =7.

23、48 x 10 /4.428=1.69 x 10查图（10-18） , （10-19）得：Kfn1=0.89Khn1 =0.94心2=0.92Khn1=0.98SF =1.251.50取SF = 1.4 （发生折断）SH = 1 （点蚀破坏）crp/ .K FN1F lim 10.89 420所以：f 1 =267MPaSF1.40.92 350f 2 一=230 MPa1.4H 1 K HN 1H lim1 0.94590Q ReH1 =554.6 MPaSh10.98 550H 2 =539M Pa1（7）计算小齿轮的分度圆直径3 |由式（10 21） d|2ktt?u 1（ZhZe ）2

24、 =48.62 mm（8）初算圆周速度Vt、，d1tr）13.14 48.62 346.43Vt =0.88m/s60 1000 60 1000（9） 查表（10-2）载荷平稳电动机Ka 1.0查图（10-8）Vt =0.888 级Kv=1.082T12 88 103Ft=3619.91Ndt148.62b=? d =148.62=48.62d d 1t计第205页表10-6见机械设计第201页 图10-30见机械设计第217页 图10-26见机械设计第215页N1 =7.48 x 108N2=1.69 x 108图 10-18 , 10-19见机械设计第206, 207 页Kfn1 =0.8

25、9KFn2=0.92KHn1 =0.94Khn1 =0.98F1 267MPaF2 =230MPaH1 =554.6 MPaH2 =539M Pa图10-21见机械设计第209页dt1 =48.62mmvt =0.88 m/sKa ?Ft1 3619.91=774.45N/m m< 100N/mm b48.62查表 10-3 补=kF =1-2查表10-4对称布置d =1b=48.62mmKh 1.15 0.18 d2 0.31 10 3b3=1.15+0.18+0.31 1048.62 = 1.342dt1 ?cos48.62 COS12mn =2.37z121h= (2ha +c )

26、 mn= (2+0.25) 2.37=5.33b 48.629.12h 5.33查表 10-4Kh = 1.34查图(10-13)Kf =1.3KN=kA kv kH kH=11.11.21.34=1.74Kf=kA kv KFakF=11.11.21.29=1.671(10) 校正R3：1.74d1 d1t*k=48.62 1 3 =53.58mm(11) 重新计算模数d1COS53.58 COS12mn =2.496mnz121(12) 计算实际中心距(12)m (26 115) 2 门a '=167.09mm2 cos2 cos2取整数a = 167mm(13) 校正螺旋角(12

27、)(26 115) 2arccosarccos =11.72a2 167在8-20围且与假设值像接近，故其他参数无需修正。表10-2见机械设 计第193页图10-8见机械设 计第194页表10-3见机械设 计第195页表10-4见机械设 计第196-197页kH = kF =1.2mn 取h=9表10-4见机械设 计第196-197页 图10-13见机械设 计第198页Kh = 1.34Kf =1.29Kn =1.74K f =1.671d153.58mm(14) 计算分度圆直径d1、d2im262d 1=61.58mmcoscos11.982m115 2d 2= =272.15mmu cos

28、cos11.98d1、d2不能圆整，而且后面的小数部分相加应为整数(15) 计算齿宽bdd1=1 61.58=61.58mm(实际啮合宽度)取b2=65mm， b1=65mm(16) 验算取 b2=60b1=65b1b2 510查图(10-22)在8级精度围，所以选 8级精度合适设计汇总：Z1 =26 d 1=85.88mmb1 =65mmZ 2 =115 d 2 =272.15mmb2 =60mmm n =2a=167mm11.76.2.6 齿根弯曲疲劳强度校核1 21v13=22.44v130 94cos2 92v23=98.33 0 94cosu.94查表(10-5)用插入法求得：查取齿

29、形系数。由表 105 查得 丫Fa1 =2.705，丫Fa2 =2.185取应力校正系数。由表 105 查得 丫sa1 =1.577，丫sa2=1.788bsin65 sin 11.98=1.419mn2a 167mm11.98d161.58mmd 2272.15mmb 2 =78mmb1 =84mm图10-22见机械设计第210页V1 22.44v2 98.3Y Fai =2.705 , YFa2 =2.185Y Sa, =1.577, Ysa, =1.788查图(10-28) 得：Y =0.90按式(10 16)验算轮齿弯曲强度(按最小齿宽52计算)3 F1 2KT1 ?yFa1?ysa？

30、y =22.66MPaCF1bdtmn ?o yFa2 ?ySa2F 2F1 ?yFa1 ?丫$却=20.72 WF1齿根弯曲疲劳强度安全齿轮结构设计齿顶圆直径：(z 2h a )m (262)2d = =66.36mmcoscos11.98(z 2h a )m (1152) 2d a2 =277.3mmcoscos11.98齿根圆直径：dfK 2(ha c)m=262(10.25)2 =55.7mmcoscos11.98.df2= M2 2(ha c)m =【115 约 0.25) 2 =266.63mmcoscos11.98齿轮的润滑因为.v=0.88m/s<12m/s，所以采用浸油

31、润滑，浸油深度为最大齿顶向上10mm，计算：h=2( 2+0.25)=4.5 按 10 计算。查表10-12，45#钢，v=0.88m/s，选取150v/cst运动黏度的润滑油。查表10-11，选用工业齿轮润滑油 SY1172-88.牌号为：150# v=( 135-165)cst7.轴的设计计算7.1.求各轴的转矩I轴：T1 = Td x io ><n 01 = Td x i o ><n 1 =88 2.8 0.96 236540 N?mmn轴：T n = TI x i n 12=T I x i Xn 2 Xn 3=993860N ? mm7.2计算作用在齿轮上的力已

32、知.大小齿轮分度圆直径 d1=61.58mmd2=167mm表10-5见机械设 计第200页表10-5见机械设 计第200页丫 Fa1=2.705 ，Y Fa2=2.185Ysa1=1.577 ，丫 sa2=1.788表10-5见机械设 计第200页图10-28见机械设 计第217页式10-16见机械设 计第216页d a1 =66.36mmd a2 =277.3mmd f 1 =55.7 mmd f 2=266.63mm2T12 236540Fti7682.4( N)di61.58tananFri Ftin 927.09( N)cosFa1Ft1ta n530.82( N)l 2T22 99

33、3860 一ccc“、Ft2 乎一-11902.5( N) d2167Fr2 885.17( N)Fa2 506.82( N)式中Ft为圆周力，Fr为径向力，Fa为轴向力7.3选择材料，决定最小直径7.3.1 输入轴最小直径(1) 选择材料因为没有特殊要求，轴的材料选用45#钢，调质处理。HBS=217 255MPa取 240MPaA 0=107 126取 120(2) 初步决定输入轴的最小直径由公式得：8.584dt A。牴=120 V 346.53 =347mm轴上可能有一个键槽二 dmin=34.97 X( 1+7%) =37.53mm取 d=40mm7.3.2 输出轴最小直径(1) 选

34、择材料因为没有特殊要求，轴的材料选用45#钢，调质处理。HBS=217 255MPa取 240MPaA 0=106 126取 106(2) 初步决定输出轴的最小直径由公式得：dt2 A0 /牛 106mm=49.86mm轴上可能有一个键槽二 dmin=49.86 x( 1+7%) =53.35mm其为外伸轴，最小轴径在联轴器处。查手册，选用LT9联轴器。其dmin=55mm7.4轴的结构设计T1 =236540 N?mmT " =993860 NmmFt12490.92 (N)Fr1 =927.09 (N)Fa1=530.82 (N)Ft2 =11902.5 (N )Fr2 =885

35、.17 (N)Fa2 =506.82 (N)d t 34.97mm741高速轴的结构设计(1) 拟订装配方案轴套，挡油环，左轴承及轴承端盖从左边装入。齿轮，轴套，右轴承及轴承端 盖从右边装入。(2) 根据定位要求确定各段轴的直径和长度因为其为斜齿轮传动，所以预选30209轴承。查手册，d=45mm， D=85mm。44 d ? n=45 346.43=1.56 1016 10dt249.8mmdmin =55mm则该轴承采用脂润滑。取轴承端面到壳体壁的距离为8mm，齿轮端面到壳体壁的距离为20mm。1段轴用于安装带轮，故取直径为35mm，轴长为61伽。2段轴用于安装轴承端盖及一部分外伸轴，外伸

36、轴是便于拆卸。由于带轮需要 轴肩定位，所以轴肩高度 h=1伽，因此轴径取为 42伽。轴承端盖的外端面与半连 轴器右端面间的距离l=73mm ,轴承端盖凸缘厚度为 t=( 11.2)d3 取t=10mm。 因此轴长取73伽。3 7段轴用于安装轴承和挡油环，则直径为45mm.,轴长为d m-IV =20伽。5段轴用于安装齿轮，则直径为54mm.，轴长为1=65伽。4 6段轴定位轴承1=20.5则轴的总长 L=61+73+20+20.5+65+20.5+20=280 伽。根据轴承径d=45mm ,得齿轮的孔径 d=54mm。查手册 键 bx h=14X 9t=5.5 t1=3.8mm。d f1 d

37、c e= 3.8 =7.03>2m n2 2此轴为齿轮轴。低速轴的结构设计 (1)拟订装配方案齿轮，轴套，挡油环，轴承，轴承端盖，联轴器从左边装入； 轴套，挡油环，轴承，轴承端盖从右边装入。(2)根据定位要求确定各段轴的直径和长度装联轴器的轴径最小，d=55mm。查手册 d=55mm , L1=84mm。预选用30213轴承，查手册 d=65mm , D=140mm。 d?n <16x 104取轴承端面到壳体壁的距离为8mm，齿轮端面到壳体壁的距离为20mm。1-11段轴用于安装联轴器，故取直径为55mm，半联轴器也轴配合孔长度L 1 =84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而

38、不压在收的端面上，故1段的长度比L1稍小，现取I In =822段轴用于安装轴承端盖及一部分外伸轴，外伸轴是便于拆卸螺栓和联轴器。由于联轴器需要轴肩定位，所以轴肩高度h=3.5伽，因此轴径取为62伽。轴承端盖凸缘厚度为t= （11.2） d3取t=10mm，轴承端盖的外端面与半连轴器右端面 间的距离l=6070mm ,因此轴长取76伽。段轴用于安装轴承和挡油环，则直径为65mm.,段轴用于安装齿轮，此时为非轴肩定位，则直径为取 t=10mm。伽。III- IVIV- V轴长为44伽。68mm.,轴长为 L=58V-VI段轴为轴环，因为齿轮需要轴肩定位,则轴肩高度H=2伽，因此直径为72伽，轴环

39、长 b>1.4h 取l V-VI =23伽。VI-VIII段轴安装挡油环和轴承，直径为 则轴的总长 L=84+76+44+58+23+20=305 查手册轴的总长无需圆整。7.5轴的校核高速轴的校核65mm.,轴长为伽。20伽。Ft12T1d12 1069602490.92(N)85.88F r1Ft1 tanan 927.09(N) cosFa1Ft1 tan530.82(N)求垂直面的支承反力f2 F1v= L2 =390.02 (N)F2v= F r F=539.05 (N )c) 求水平面的支承反力(图F1H =F2H =旦=1245.46 (N)2 绘垂直面的弯矩图(图b)c

40、LcM aV =F aV ? =83.55 N ? m2LM a/V = F 1v ? =60.45 N?m a V2 绘水平面的弯矩图(图c)cLcM aH =F1h ?一 =193.05 N?m2 求合成弯矩图(图e)。M a= Mav2 M aH2 = 210.35N ?m/ / 2 2M a = ： Mav MaH = 202.29 N ?m求轴传递的转矩（图 f）FtiFr1Fa12490.92( N)927.09( N)530.82( N)Fiv =390.02 (N)F2v= 539.05 (N)F 1H =F 2H =1245.46(N)M aV =83.55 N ?mM a/

41、V =60.45 N ?md1T= Ft X -1=106.96 N ?m2求危险截面的当量弯矩校正系数 a = CT -1/ CT 0=0.6a T=0.6 X 106.96=64.18M aH =193.05 N ?mM a = 210.35N ?mM a / =202.29 N ?mT= 106.96 N ?m图（a,b）FFFTTTMaH图（d）UJJJJJIJIIIIHM1图（g）图（c）图（h）表14-3见机械设 计基础第245页从图可见，a-a截面最危险，其当量弯矩为M e Ma2T 2 =226.07计算危险截面处轴的直径轴材料为45号钢，调质处理，由表141 查得 c B =

42、650 MP a，由表14 3查的许用弯曲应力1b=55 MP a，贝V3226.07 100.1 60d> 3 Me 30.1 1b考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%,故d=1.05 X 33=34.65 mm取轴径，合适，安全。低速轴的校核33 mmFt22T2d22 583620490.792378.29(N)Fr2Fa2885.17(N)506.82(N)求垂直面的支承反力(图FrL2 F/ 二一=94 ( N)F2v= Fr F=791.17 (N) 求水平面的支承反力(图c)FtF1H =F 2H = =1189.15 (N)2 绘垂直面的弯矩图(图 b)M av=Fav

43、?=141.2 N ?m2LM a/V = F 1v ?一 =16.78 N ?m a v2 绘水平面的弯矩图(图c)c LcM aH =F1H ? =212.26 N ?m2 求合成弯矩图(图e)。2 2av M aH = 258.27N ?m/ ' / 2 2M a = M av M aH = 216.91 N ?m求轴传递的转矩(图f)d1T= Ft X - =424.5 N ?m2Ft22378.29Fr2 =885.17 (N)Fa2 =506.82 (N)F1v =94 (N)F2v =791.17 (N)F 1H =F 2H =1189.15(N)M aV =141.2

44、N ?mM 3=16.78 N ?m a VM aH =212.26 N ?mM a = 258.27N ? mM a / =216.91 N ?mT= 424.5 N ? m表14-3见机械设 计基础第245页 表14-3见机械设计基础第245页M e =334.54 N ?m图（a,b）FFF图（c）L-Mav一 m 11 图（d） Ma卜Me汨yM图（f）求危险截面的当量弯矩校正系数 a = er -1/b 0=0.6a T=0.6 X 424.5=254.7从图可见，a-a截面最危险，其当量弯矩为M e= . M a2T 2 =334.54 N ?m计算危险截面处轴的直径表14 3见机

45、械 设计基础第 246 页轴材料为45号钢，调质处理，由表 14 1查得b B =650 MP a，由表14 3查的许用弯曲应力1b =55 MPa，则d 0 =11mmD 0 =135mmD 2 =160mm e=12mmD 4 =100mmD 5 =105mmD 6 =107mmCr =53.5KNC0r=47.2 KNP=722.4Nd> 3皿3 '334-54 10338 mm 0.1 1b,0.160考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%，故d=1.05 x 38=39.9mm 取轴径，合适，安全。8.滚动轴承的校核8.1高速轴：预选30209轴承。d=45mm , D=

46、85mm。轴承端盖的选择：选用凸缘式轴承端盖(根据结构)，HT150。 螺钉直径：10螺钉数：4d 0=d 3 +1=10+ 仁11mmD 0 = D+2.5 d 3 =135mmD 2 = D 0+2.5 d 3 =160mme=1.2* d 3 =12mmD 4 =D-(1015)=100mmD 5 = D 0-3 d 3 =105mmD 6 =D-(24)=107mm1) 基本额定动载荷：Cr=53.5KN基本额定静载荷：C0r =47.2 KN极限转速：5600 r/min所需轴承的寿命为：L h =8 300 10=24000h2) 求相对轴向载荷对应的e值与Y值。已知 Fa=530

47、.52N,所以相对应的轴向载荷为Fa530.52=0.01124C0472003) 在表中可查得 X-1,Y-0。当量动载荷 P-f p (XF r +YF a ) -722.4N4) 验算轴承7310的寿命,106310689800、3zIn()()-1.97 10 >24000h60n p60 59.7722.4经计算，所需轴承寿命：L h / > L h -48000 h.5) 故所选7310型号角接触轴承合适。8.2低速轴：轴承端盖的选择：预选 7313轴承，d-65mm , D-140mm。选用凸缘式轴承端盖(根据结构)，HT150。螺钉直径：10 螺钉数：6d0-d 3

48、 +1-10+仁 11mmD 0- D+2.5 d 3 -135mmD 2 - D 0+2.5 d 3 -160 mme-1.2* d 3 -12 mmD 4 -D-(1015)- 100 mmD 5- D 0 -3 d 3 -105 mmD 6-D-(24)-107 mm1) 基本额定动载荷：C r -89.8KN基本额定静载荷：C0r -75.5 KN极限转速：4500 r/min所需轴承的寿命为：L h -8 300 10-24000h2) 求相对轴向载荷对应的e值与Y值。已知 Fa-506.82N,所以相对应的轴向载荷为Fa506.82-0.0067C0755003) 在表中可查得 X

49、-1,Y-0。ln1.97 107d 0 -11mmD 0 -135mmD 2 - 160 mme-12 mmD 4 -100 mmD 5 -105 mmD 6 -107 mmCr -89.8KNC0r-75.5 KNL h-24000hP-1062.204NIn 2.94 107当量动载荷 P-f p (XF r +YF a ) -1062.204N4) 验算轴承7313的寿命6 6106C 310689800 、 37ln()()=2.94 10 >24000h60n p60 342.91062.204经计算，所需轴承寿命：L h / > L h =24000 h.5) 故所选7313型号角接触轴承合适。所以采用脂润滑方式润滑。轴承端盖的选择：选用凸缘式轴承端盖(根据结构)，HT150。轴承外径 D=140mm，螺钉直径d3=12，螺钉个数：6个9联轴器的选择：计算转矩：Tca=K aT，(查表 14 1 得，K a=1.3)贝yTca = K AT=1.5 X 316.64- 736.398N ?m按照计算转矩T ca，半联轴器公称转矩的条件。选LT9型