机械设计课程设计133班第2组

1、麗水學院机械设计课程设计（计算说明书）学院：工学院专业：机械设计制造及其自动化班级：机自（3+2）133小组：第一组姓名：赵佳、赵金枝、周漩、郑芳2014年6月1传动简图的拟定22电动机的选择33传动比的分配44传动参数的计算45链传动的设计与计算56圆锥齿轮传动的设计计算67圆柱齿轮传动的设计计算98轴的设计计算139键连接的选择和计算2310滚动轴承的设计和计算2411联轴器的选择2612箱体的设计2613润滑和密封设计28设计总结2929参考文献1传动简图的拟定1.1技术参数：输送链的牵引力：5KN输送链的速度：0.6m/s链轮的节圆直径：399mm1.2工作条件：连续单向运转，工作时有

2、轻微振动，使用期10年（每年300个工作日,小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差土5%链板式输送机的传动效率为95%1.3拟定传动方案传动装置由电动机，减速器，工作机等组成。减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器。外传动为链传动。方案简图如图。方案图F方案圏2、电动机的选择2.1电动机的类型：三相交流异步电动机(Y系列)2.2功率的确定工作机所需功率Pw(kw):Pw二Fwvw/(1000w)=500030.6/(100030.95)=3.158kw电动机至工作机的总效率n:n=23456=0.9930.99330.9730.9830.9630.96=0.842(1为联轴器妁效率，2为轴*

3、的效率，3为圆锥齿轮传动的效*4为圈柱齿轻旳传动效卒，5为链传动的效卒，6为卷筒的传动效率)所需电动机的功率Pd(kw):Pd=Pw/n电动机额定功率:PmPd2.3确定电动机的型号因同步转速低的电动机磁极多的，外廓尺寸大，质量大，价格高，但可使系统的传动比和机构尺寸减小，从而降低传动装置的制造成本。根据需要，选择Pm=4k,符合要求。由此选择电动机型号：Y112M4电动机额定功率Pm=4kN,满载转速=1440r/min3工作机转速n筒=60*V/(n*d)=28.72r/min查机械设计指导书(后简称指导书)表仃一7可知：电动机塑号额定功率满载转速起功转錐最大转矩(kw)(r/min)(K

4、N-in)(KNm)Y112M1-4114402.2233传动比的分配总传动比：i总二nm/n筒=1440/28.720=50.139设高速轮的传动比为i1,低速轮的传动比为i2,链传动比为i3，减速器的传动比为i减，链传动的传动比推荐<6，选i3=5.0，则有：i减二i总.-""i3-10.0278,门(L25i减=2,507,选i仁2.5，则i2=i减/i1=4.0。i=ih2i3=2.-td.035.0=50,i=(i-i总)/i总=(5050.139/50.139=-0.277%，符合要求。4传动参数的计算4.1各轴的转速n(r/min)高速轴I的转速：n1二

5、nm=1440r/min中间轴U的转速：n2=n1/i1=1440/2.5=560r/min低速轴川的转速：n3=n2/i2=560/4.0=140r/min滚筒轴W的转速：n4=n3/i3=140/5.0=28r/min4.2各轴的输入功率P(kw)高速轴I的输入功率:Flpm140.993.96kw中间轴U的输入功率：P2P1323.960.970.993.80kw低速轴川的输入功率：卩3p249J3.800.980.973.61kw滚筒轴W的输入功率：P1p3523.61(X960.993.43kw4.3各轴的输入转矩T(N2m)高速轴I的输入转矩：T19550Pl/nl26,26Vin

6、中间轴U的输入转矩：T29550巴巾26180N2ni5低速轴川的输入转矩：T39550P3/n3246,25Wm滚筒轴W的输入转矩：T-19550P</n-11169,88N讣5链传动的设计与计算5.1选择链轮齿数取小齿轮齿数z1=11,大链轮的齿数z2=i33z1=5.0311=55。5.2确定计算功率查机械设计教材中表9-6可得KA=1.0，查图9-13得Kz=2.5，单排链，功率为：仁9.025kW5.3选择链条型号和节距根据Pca9.025kW和主动链轮转速n3=140(r/min),由图9-11得链条型号为20A,由表9-1查得节距p=31.75mm.5.4计算链节数和中心距

7、初选中心距a0=(3050)p=(3050)331.75=9531588mm取a0=1000mm按下式计算链节数Lp0:=231000/31.75+(11+55)/2+(55-11)/2n2331.75/1000注97.55故取链长节数Lp=98节由(Lp-z1)/(z2-z1)=(98-11)/(55-11)=2.032，查教材中表9-7得f1=0.24421，所以得链传动的最大中心距为：a0二f1p2Lp-(z1+z2)=0.24421331.7532398-(11+55)宀1008.0mm5.5计算链速v，确定润滑方式v=z1n3p/6031000=113140331.75/603100

8、0宀0.815m/s由教材图9-14查得润滑方式为：滴油润滑。5.6计算链传动作用在轴上的压轴力FP有效圆周力：Fe=1000P/v=100033.61/0.815=4429.4N链轮水平布置时的压轴力系数KFp=1.15则FP5093.81N计算链轮主要几何尺寸：d1二p/sin(180°/z1)=112.70mmd2二p/sin(180°/z2)=556.15mm根据系统的工作情况来看，链轮的工作状况是，采取两班制，工作时有轻微振动。每年三百个工作日，齿数不多，根据教材表9-5得材料为40号钢，淬火、回火，处理后的硬度为4050HRC。6圆锥齿轮传动的设计计算6.1选定

9、齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用闭式直齿圆锥齿轮传动，按齿形制GB/T12369-1990齿形角a二20，顶隙系数c*=0.2，齿顶高系数ha*=1，螺旋角Bm=0，轴夹角刀=90°，不变位，齿高用顶隙收缩齿。根据教材表10-1，材料选择，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS根据教材表10-8，选择7级精度。传动比u=z2/z仁5节锥角§1二arctan（1/u）=11.31°,32=90°11.31°=78.69°不产生根切的最小齿数：2hacos1/sin2=16.765

10、选z1=18,z2=uz仁1833.5=906.2按齿面接触疲劳强度设计ZEKT1公式：dlt2.9210.52uHRR计算小齿轮传递的扭矩试选载荷系数Kt=2T仁95.53105P1/n1=2.6263104N2mm623选取齿宽系数R=0.3624由教材表10-6查得材料弹性影响系数加1898HPa。625由教材图10-21d按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限2HliniCOOMPrA，大齿轮的接触疲劳极限53朋Pa。计算应力循环次数N2二N1/u=8.33108由教材图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN10(87KHX20.90计算接触疲劳许用应力H1KHN11iml./S0,8

11、7600522MPaH2KHN21im2/S0,90550-195MPa试算小齿轮的分度圆直径代入H中的较小值得ZEKT1dlt2.9210.52u=56.188mmHRR计算圆周速度vdml=d1t(1-0.5©R)=56.1883(1)=47.760mmv(dmlnl)/(601000)=()/(6031000)=3.60m/s教材中图10-8查得动载系数KV=1.08。由教材中表10-3查得齿间载荷分配系数KH=KF二1.1。依据大齿轮两端支承，小齿轮悬臂布置，查教材中表10-9得轴承系数讪be=L25由公式KH-KF-U5KHbc-1.1,25-1.875接触强度载荷系数K-

12、KAKVKHKH-Ph08'1.1'1,875-2,23o6212按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径(.11dli.K/Kt=56+188!(2.23/2)1/3=58.264mmm=d1/z仁58.264/18=3.24mm取标准值m二4mm。计算齿轮的相关参数d仁mz1=4M8=72mmd2=mz2=4390=360mm3仁arctan(1/u)=11.31°,32=90°11.31°=78.69°R=d13(u2+1)?/2=88.18mm确定并圆整齿宽b=RR=(L:?88.18=26./I5'1urn圆整取B2=30m

13、mB仁35mm6.3校核齿根弯曲疲劳强度确定弯曲强度载荷系数K-KAKVKI;KF-2.23计算当量齿数zvl=zl/cosl=18/coslL3lQ=28.6zv2=z2/cos2=90/cos78.69"二花&91由教材中表10-5查得YFa仁2.55,YSa1=1.61,YFa2=2.29,YSa2=1.71计算弯曲疲劳许用应力由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.82,KFN2=0.87取安全系数SF=1.4由图10-20C查得齿轮的弯曲疲劳强度极限FNl=500MpaFN2=380Mpa按脉动循环变应力确定许用弯曲应力F1KFN1FX1,/Sr0.8250

14、0/11292,85WPciF2KFN2FX2./Sr0.87380/1.236,UMPcl校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式F2KT1汗alYSalF计算：22hm(l0.5R)zzF1=2KT1YFa1YSa1/bm2(1-0.5©R)S'zl=77.03WPa卩1ZF2=2KT1YFa2YSa2/bm2(1-0.5©R)23z2=126.60MpaF2由此可知设计满足弯曲强度要求，所选参数合适。7圆柱齿轮传动的设计计算7.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据教材表10-1，选择小齿轮材料40Cr钢，调质处理，硬度280HBS大齿轮材料45钢，调质处理，硬度2

15、40HBS。根据教材表10-8可知，运输机为一般工作机器，速度不高,故选用7级精度。试选小齿轮齿数z1=21,则z2=uz1=i2z仁4.0321心847.2按齿面接触疲劳强度设计公式：d1t>fCEf；±l1J1亦»10订丿试选载荷系数Kt=1.3计算小齿轮传递的转矩T=95.53105P2/n2=6.483104N2mm由教材中表10-7选取齿宽系数(J-|由教材中表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa由教材中图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限12HlimlKOOMpa,大齿轮的接触疲劳强度极限Hliml550Mpao计算应力循环

16、次数MG0n2jLh60356O'I3(2383300310)=16.1283108N2=N1/u=16.1283108/4.0=4.0323108由教材图10-19取接触疲劳寿命系数阳1.02,KHN2(196。计算接触疲劳许用应力取安全系数s=1.4II1KIINIIIIirrl=l.02s600/1.1-137,14MPaSH2KHN2HHm2-0f963550/L4-377,l-4MPaS7210试算试算小齿轮的分度圆直径，带入H中的较小值得dlt2.KtTdu1ZE=63,51mmuH2计算圆周速度vdltn2601000=1,862m./s7212计算齿宽bbddlt-P6

17、3.15rn-63.51mm7,2J3计算齿宽与齿高之比模数川1blull:=63,51/21=3,024mrzl齿高h2,25rnt-2,2F3.024-6,804mmb=63.51/6.804=9.334h计算载荷系数根据v=1.862m/s，由教材图10-8查得动载荷系数KV=1.04;直齿轮，KII-KF-1由教材表10-2查得使用系数KA=1由教材表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，KH二1.316ob由=9.334，刖二1.316查教材图10-13得KF-1.28:故载荷系数hK=KAKVKHKF=PL043PL28=t331按实际的载荷系数校正所得的分度圆

18、直径7216计算模数mEld仁64.01/21=3.05mmz17.3按齿根弯曲强度设计公式为in2KTdzl2YFaYSaF由教材图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1oOOMPa,大齿轮的弯曲疲劳强度根据教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.87,KFN2=0.89计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则F1KFN1FR1-0.S73500/1.4=310.71MpaSF2KFN2F'E2=0.89s计算载荷系数KK=KAKVKFKF=PL043l3L28=t331查取齿形系数由教材表10-5查得YFa仁2.76，YFa2=2.198查取应力校正系数

19、由教材表10-5查得YSa1=1.56,YSa仁1.768计算大、小齿轮的YFaYSaF并加以比较YFcilYSalFl=2.7631.56/310.71=0,01385YFcl2YSei2F2=2J9831,花8/011*57=0,01599大齿轮的数值大。设计计算in2KTdzl2YFaYSaF42U318.8210=0,01599m=2(54mm2121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载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.54并就近圆整为标准值

20、m=2.5,按接触强度算得的分度圆直径d仁64.01，算出小齿轮齿数:zl-cll-fi-l.01/2.52()大齿轮齿数:z2=i23z1=4326=104m这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。7.4几何尺寸计算计算分度圆直径d仁z1m=2632.5mm=65mmd2=z2m=10432.5mm=260mm计算中心距a=(d1+d2)/2=(65+260)/2=162mm计算齿轮宽度b=ddl=P65nini=65nini取B2=65mm,B仁70mm8轴的设计计算8.1输入轴设计求输入轴上的功率pl、转速n1和转矩T1p1=

21、3.96kWn1=1440r/minT1=26.26N2m求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为dm1=d1(1-0.5©R)=653(1-0.530.3)=55.25mmFt=2T1/dm仁2326260/55.35=950.6NFrFttancos1335,8NFaFttansin167*26N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)，根据教材表15-3，取川)112,得dminA0P3.96111215,69mmnll440因轴上有两个键槽，故直径增大10%15%取d12=18mm左右。输入轴的最小直径为安装联轴器的直径d12，为了

22、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IraKAT1,查教材表14-1，由于转矩变化很小，取KAL3。则fl'caKAT1.3263003d190N伽址1卵叽因输入轴与电动机相连，转速高，转矩小，选择弹性套柱销联轴器。电动机型号为Y112M4,由指导书表仃-9查得，电动机的轴伸直径D=28mm。查指导书表仃-4，选LT4型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为63皿半联轴器的孔径d1=28mm故取d12=28mm半联轴器长度LI621W.，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm拟定轴上零件的装配方案（简图如下）：为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右

23、端需制出一轴肩，故取2-3段的直径d23=32mm。左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=38mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L=60mm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1-2轴段的长度应比L略短一些，现取11259riiiio初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d23=32mm，由指导书表15-1，初步选取02系列，30207GB/T276，其尺寸为dDTB357218.25IT,故d3-|J5635mi,而为了利于固定I/nun。由指导书表15-1查得皿愉I】。取安装齿轮处的轴段6-7的直径28rnw;齿轮的左

24、端与套筒之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为35mm应使套筒端面可靠地压紧轴承，167由套筒长度，挡油环长度以及略小于轮毂宽度的部分组成，故167=60mm为使套筒端面可靠地压紧轴承，5-6段应略短于轴承宽度，故取15616mmo轴承端盖的总宽度为30mm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120iwn，故取2350mm8.L91-152.5d3413470.5m至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接轴与半联轴器之间的平键，按d12=28mm,查得平键截面轴与锥齿轮之间的平键按d6

25、728riin，由教材表6-1查得平键截面bh87rn,长为50mm键槽均用键槽铣刀加工。为保证齿轮、半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴配合为H7/k6，齿轮轮毂与轴的配合为H7/m6滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m&确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为2-Io，其他均为R=1.68.2中间轴设计求输入轴上的功率p2、转速n2和转矩T2p2=3.80kWn2=560r/minT2=64.80N2m求作用在齿轮上的力已知小圆柱直齿轮的分度圆半径d仁65mmFtl2T2-2000NdlFrlFtltan=2000tan20=7

26、25*7N已知大圆锥齿轮的平均分度圆半径：dm2=d2t(1-0.5©R)=3063()=260mmFt2=2T2/dm2=2364800/260=498.46NFr2Ft2Lancos1177.9NFa2Fl2tansin135*58X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)，根据教材表15-3，取112,得dmin二A0(P2/n2)=21.20mm中间轴的最小值显然是安装滚动轴承的直径。因轴上有两个键槽，故直径增大10%15%故dmin=25mm824拟定轴上零件的装配方案（简图如下）：（轴从左到右分12,23,34,45,56五段）初步选择滚动

27、轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d3-"l=d5627.OOirni，由指导书表15-1中初步选取03系列，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为dDTB307220.7519,所以d12=d56=30mm这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由表15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度，因此取套筒外直径37mm内直径35mm取安装圆锥齿轮的轴段J23ddo35仙，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长.40皿，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12336tTin'.，齿轮的右端采用轴肩定位，

28、轴肩高度h。，肌215，故取h：3，则轴环处的直径为d：#l彳1【川【】。已知圆柱直齿轮齿宽B仁70mm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l45=68mm箱体以小圆锥齿轮中心线为对称轴，由圆锥齿轮的啮合几何关系，推算出，箱体对称线次于截面3右边16mn处，设此距离为1016mm则：取轴肩1349nin有如下长度关系：I12+l23+16mm=l45+l56-7mm由于I12要安装轴承与甩油环与套筒、还有插入轮毂中的4mm取112oOrnin由于I56要安装轴承与甩油环与套筒、还有插入轮毂中的3mm156伽Hl综合以上关系式，求出吊伽I儿112陀術轴上的周向定位圆锥齿轮的周

29、向定位采用平键连接，按d23由教材表6-1查得平键截面bh108rnm，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm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;圆柱齿轮的周向定位采用m6平键连接，按d45由教材表6-1查得平键截面bh10&丽，键槽用键槽铣刀加工，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H7;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m6的尺寸公差为m&8210确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为？45。8.3输出轴的设计求输入轴上的功率pl、转速n1和转矩T1P3=3.61kWn3=14

30、0r/minT3=246.25N2m求作用在齿轮上的力已知大圆柱直齿轮的分度圆半径d2=306mmFt2T34609,5Nd2FrFttan=1609,5tan20=585.8N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），根据教材表15-3，取112,得dmin二A0（P3/n3）=33.09mm中间轴的最小值显然是安装滚动轴承的直径。因轴上有两个键槽，故直径增大10%15%故dmin=38mm拟定轴上零件的装配方案（简图如下）。（轴从左到右分12,23,34,45,56,67六段）由图可得d12为整个轴直径最小处，选d12=40mm。为了满足齿轮的轴向定位，取d

31、23=43mm根据链轮宽度及链轮距箱体的距离综合考虑取1126伽川，12350wo初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d34=d67们咖,由指导书表15-1中初步选取03基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为clDT5011029+25，所以d34=d67=50mm这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由表15-7查得30310型轴承的定位轴肩高度，因此取d-'lo6帥川。去安装支持圆柱齿轮处直径d56abriim。已知圆柱直齿轮齿宽B2=65mm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156=63mm。

32、由于中间轴在箱体内部长为228mm轴承30310宽为29.25mm可以得出矶亦川，3帥川，陆刊亦。至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。轴上的周向定位圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按d56由教材表6-1查得平键截面bh1610mm，键槽用键槽铣刀加工，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H7;链轮的周向定位采用平键m6连接，按d12由教材表6-1查得平键截面bh12&川【,键槽用键槽铣刀加工，长为56mm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;滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸m6公差为m

33、&确定轴上圆角和倒角尺寸参考指导书表15-2，取轴端倒角为245。求轴上的载荷根据轴的结构图，做出轴的计算简图，支承从轴的结构图，以及弯矩和扭矩图中可以看出圆柱齿轮位置的中点截面是轴的危险截面。计算出的圆柱齿轮位置的中点截面处的MHMV及M的值列于下表未TikMf(4lVr,.F、用旺力PWiWA+IJQ7-322.74褂BUHT/U1勾了n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zca=M2+(aT3)2?/W=8.41MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由教材表15-1查得许用弯曲应力I60MPa，因此ch丨，故安全。判断危险截面：截面

34、6右侧受应力最大截面6右侧mm3抗弯截面系数W().1曲(II50312500抗扭截面系数(L2d30,250325000rn3截面6右侧弯矩用20070080.253511316用rn80-25截面6上的扭矩T3=360.32N2m截面上的弯曲应力b截面上的扭转切应力TMl131679+IMPaH2500T336032014.41MPaH25000轴的材料为45,调质处理。由表15-1查得B64OMPa1275WPa1155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按教材附表3-2查取。因巴1)56001,L12,经插值后查得d50d50=2,018=1,382又由教材附图3-1可得轴的

35、材料敏感系数为q0.81qr0.85故有效应力集中系数为1=11L82k1q1=10.85L3821L32由教材附图3-2查得尺寸系数0.73，附图3-3查得扭转尺寸系数0.84。轴按磨削加工，由教材附图3-4得表面质量系数为二二(192轴未经表面强化处理，即q1,则综合系数为Kk/+1/1=1.82/0.7311/0.921=2,58Kk/1./1=1/2/0+8-111/0.92匚L66计算安全系数Sea值S127511,53Kb虑589.20J0SSea115512.58Kclml,6614.41/20,0514,41/25SSS2211.5312,58.5312.58228.49

36、87;S-1,5故可知在安全范围，设计符合要求。截面6左侧.6mm3抗弯截面系数W(LU30.156317561抗扭截面系数Wl0+2d30.256335l23.2mm3截面6左侧弯矩帀2007008235113167V血82截面6上的扭矩T3=360.32N2m截面上的弯曲应力b截面上的扭转切应力TMl13167CPn由教材附表3-8用插值法求得k/-1石，贝Uk/-0.83.75-3轴按磨削加工，有附图3-4查得表面质量系数为二二（192故得综合系数为Kk/11/1=3,751/0,921=3.81Kk'11/1=31/0,921=3,09又取碳钢的特性系数0.1,0.05所以轴的

37、截面5右侧的安全系数为S127510,08Ka昭0SSea11559,60K且0,0510,28/2SSS2210,089.60,089.60226.95»S<,5故可知在安全范围，设计符合要求。9键连接的选择和计算9.1输入轴与联轴器的链接h8了伽，长L=50mm由轴径山228川【II,选取的平键界面为指导书表14-26得，键在轴的深度t=4.Omm,轮毂深度113：3皿。圆角半径r=0.2mm.查教材表6-2得，键的许用应力卩iOVIPa<Zp满足强Zp=4T/dhl=43262600/(2838350)=107.18MPa度要求。9.2输入轴与小圆锥齿轮的链接轴径d

38、6728mm,选取的平键界面为bh87,长l=50mm由指导书表14-26得，键在轴的深度t=4.0mm,轮毂深度.3.3mm。圆角半径r=0.2mm。查教材表6-2得，键的许用应力卩i20MPaoZp=4T/dhl=43262600/(2838350)=107.18MPa<Zp满足强度要求。9.3中间轴与大圆锥齿轮的链接轴径d2335rn,选取的平键界面为bh108mm,长L=32mm由指导书表14-26得，键在轴的深度t=5.0mm,轮毂深度113+3m。圆角半径r=0.3mm。查教材表6-2得，键的许用应力卩120MPaoZp=4T/dhl=4364800/(3538332)=28

39、.93MPa<p满足强度要求。9.4中间轴与小圆柱齿轮的链接轴径出535rn,选取的平键界面为bh108mm,长L=63mm由指导书表14-26得，键在轴的深度t=5.0mm,轮毂深度11&3饷。圆角半径r=0.3mm。查教材表6-2得，键的许用应力Pi20MPaoZp=4T/dhl=4364800/(3538363)=14.70MPa<p满足强度要求。9.5输出轴与大圆柱齿轮的链接轴径40mm选取的平键界面为bh128mm,长L=56mm由指导书表14-26得，键在轴的深度t=5.0mm,轮毂深度113+3lWl。圆角半径r=0.3mm。查教材表6-2得，键的许用应力I1

40、20MPaoZp=4T/dhl二54.97MPa<Zp满足强度要求。9.6输出轴与滚子链轮的链接轴径d5656rn,选取的平键界面为bh161Omni,长L=63mm由指导书表14-26得，键在轴的深度t=6.0mm,轮毂深度T1丄3测。圆角半径r=0.3mm。查教材表6-2得，键的许用应力pi20MPdoZp=4T/dhl=27.92MPa<Zp满足强度要求。10滚动轴承的设计和计算10.1输入轴上的轴承计算10.1.1 已知：n1=1440r/min,Ft=859.5N,Fr=306.3N,Fa=6L26N,COr63.5KNOY=1.6求相对轴向载荷对应的e值和Y值相对轴向载

41、荷Fa/CO二61.26/63500=0.00096Fa/Fr=61.26/306.3=0.2,比e小10.2.2 求两轴承的轴向力卩ellEt.l/(2Y)859.5/(21.6)N268.59NFd2Fr2/(2Y)300.8/(2L6)N94NFalFdl26乩59NFa294N求轴承当量动载荷P1和卩2血126&591910.31<由指导书表15-1查的PlFt1=859.5N，巴二30(!乩10.L耳验算轴的寿命Lh=1063(C/P)/60n=2.93106h>48000h故可以选用。10.2中间轴上的轴承计算10.2.1 已知：n2=560r/min,Ftl怒

42、介19172NsFt21倜9,F巴2也9N,陋股1门0)6300,f5900,e=0.31，Y=1.9求两轴承的轴向力I诃1t.l/(2Y)2520/(21.9)N663.15N1诃2I'r2/(2Y)242.9/(21.9)X63.92NEal1M1663.15NFa263.92X111Z3求轴承当量动载荷P1和P2Fal663J5r63.920.263<ea20,26-KeW1252O22伦9由指导书表15-1查的PlFrl=2520N，卩2Fr2=108910,2.4验算轴的寿命Lh=1063(C/P)/60n=5.23105h>48000h故可以选用。10.3输出轴上的轴承计算10.3.1 已知：n3=140r/min,Ft仁2402N,Fr1=874.2N,OOOON,e=0.35,Y=l,7CO158000N求两轴承的轴向力I怕Edbr/(2Y)2402/(21.7)求轴承当量动载荷PFa706.80,