机械设计课程设计

1、机械设计课程设计 2015-2016第2学期姓 名： 班 级： 指导教师： 成 绩：日期：2016 年 7月 目 录第1章 、设计目的.第2章 、传动装置方案设计.第三章、电机的选择.3.1、电动机的选择.3.2、确定传动装置的总传动比和分配各部分传动比.第四章、计算传动装置的总传动比和分配各部分传动比.第五章、V带的设计.5.1、V带参数计算.5.2、带轮的结构设计.第六章、齿轮传动的设计.第七章、传动轴和传动轴承及联轴器的设计.7.1、输入轴的设计.7.2、.输出轴的设计.第八章、轴承的选择和校核. 8.1、输入轴承的计算与校核.8.2、输出轴承的计算与校核.第九章、键的选择及校核. 9.

2、1、输入轴键选择与校核. 9.2、输出轴键选择与校核.第十章、选择联轴器.第十一章、减速器的润滑和密封. 11.1、减速器的润滑 11.2、减速器的密封第十二章、减速器附件及箱体主要结构尺寸设计总结参考文献第一章、 设计目的 设计要求及题目：为带是运输机设计传动装置，采用的传动方案如图，运输机单向连续工作，载荷变化不大，两班制（8小时/班），使用十年每年按250天计算，输送带的速度允许误差为5%。运输带工作拉力F（N）运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D(mm)27001.6240要求:要求每位学生在设计过程中，充分发挥自己的独立工作能力及创造能力，在设计过程中必须做到：（1） 随时复习教科书

3、、听课笔记及习题。（2） 及时了解有关资料，做好准备工作，充分发挥自己的主观能动性和创造性。（3） 认真计算和制图，保证计算正确和图纸质量。（4） 按预定计划循序完成任务。第2章 、传动装置方案设计 1、电动机的选择及运动参数的计算；2、皮带的传动设计；3、齿轮传动的设计；4、轴的设计（低速轴）；5、滚动轴承的选择及验算（低速轴）；6、键的选择计算及强度校核（低速轴）；7、联轴器的选择（低速轴）；8、绘制装配和零件图装配图 大齿轮的零件图 低速轴的零件图注：零件的工作图包括：(1)尺寸的标注；(2)公差；(3)精度；(4)技术要求计算项目设 计 计 算 及 说 明计算结果第三章、电机的选择3.

4、1、电动机的选择查阅机械设计课程指导书有：已知速度v:v=1.6m/s工作机的功率pw:pw= 4.32 KW电动机所需工作功率为:pd= 4.98 KW工作机卷筒轴的转速:n = 127.4 r/minV带传动的传动比i1=24，一级圆柱直齿轮减速器传动比i2=36，则总传动比合理范围为ia=624。电动机转速的可选范围：nd = ia×n = (6×24)×127.4 = 764.43057.6r/min选定型号为Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/min。电动机的主要参数：电动机型号额定

5、功率同步转速满载转速净重Y132M2-65.5kw1000r/min960 r/min85kgPw=4.32 KWPd=4.98 KWn = 127.4 r/minNd=764.43057.6r/min电动机型号Y132M2-63.2、确定传动装置的总传动查阅机械设计课程指导书有：（1）总传动比：ia=nm/n=960/127.4=7.54（2）分配传动装置传动比:ia=i0×i式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比。为了让Via=nm/n=7.54比和分配各部分传动比带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=2，则减速器传动比为:i=ia/i0=7.54/2=3.77i=ia/i0=3

6、.77计算项目设 计 计 算 及 说 明计算结果第四章、计算传动装置的总传动比和分配各部分传动比查阅机械设计课程指导书有：（1）各轴转速:输入轴：nI = nm/i0 = 960/2 = 480 r/min输出轴：nII = nI/i = 480/3.77 = 127.32 r/min工作机轴：nIII = nII = 127.32 r/min（2)各轴输入功率:输入轴：PI = Pd×h3 = 4.98×0.96 = 4.78 KW输出轴：PII = PI×h2×h3 = 4.78×0.99×0.97 = 4.59 KW工作机轴：P

7、III = PII×h2×h4 = 4.59×0.99×0.99 = 4.5 KW则各轴的输出功率：输入轴：PI' = PI×0.99 = 4.73 KW输出轴：PII' = PII×0.99 = 4.54 KW工作机轴：PIII' = PIII×0.99 = 4.46 KW(3)各轴输入转矩:输入轴：TI = Td×i0×h1电动机轴的输出转矩:Td = = 49.54 Nm输入轴1：TI = Td×i0×h1 = 49.54×2×0.96

8、 = 95.12 Nm输出轴2：TII = TI×i×h2×h3 = 95.12×3.77×0.99×0.97 = 344.37 Nm工作机轴3：TIII = TII×h2×h4 = 344.37×0.99×0.99 = 337.52 Nm输出转矩为：nI=480 r/minnII=127.32r/minnIII=127.32r/minPI= 4.78 KWPII=4.59 KWPIII = 4.5KWPI= 4.73 KWPII'= 4.54 KWPIII'= 4.46 KWT

9、I=49.54 NmTI= 95.12 NmTII =344.37 NmTIII =337.52 Nm输入轴：TI' = TI×0.99 = 94.17 Nm输出轴：TII' = TII×0.99 = 340.93 Nm工作机轴：TIII' = TIII×0.99 = 334.14 NmTI'= 94.17 NmTII'= 340.93 NmTIII'=334.14 Nm计算项目设 计 计 算 及 说 明计算结果第五章、V带的设计5.1、V带参数计算1.确定计算功率Pca 由机械设计表8-8查得工作情况系数KA =

10、1.2，故Pca = KAPd = 1.2×4.98 kW = 5.98 kW2.选择V带的带型根据Pca、nm由机械设计图8-11选用A型。3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v1）初选小带轮的基准直径dd1。由表8-7和8-9取小带轮的基准直径dd1 = 112 mm。2）验算带速v机械设计公式8-13验算带的速度5.63 m/s因为5 m/s < v < 30m/s，故带速合适。3）计算大带轮的基准直径。根据课本公式8-15计算大带轮的基准直径dd2 = i0dd1 = 2×112 = 224 mm根据课本查表8-9，取标准值为dd2 = 224 mm。4

11、.确定V带的中心距a和基准长度Ld1）根据机械设计公式8-20初定中心距a0 = 500 mm。2）由机械设计公式8-22计算带所需的基准长度Ld0 1534 mm由表8-2选带的基准长度Ld = 1600 mm。 3）按机械设计式8-23计算实际中心距a0。a a0 + (Ld - Ld0)/2 = 500 + (1600 - 1534)/2 mm 533 mm 按机械设计公式8-24，中心距变化范围为509 581 mm。5.验算小带轮上的包角a1a1 180°- (dd2 - dd1)×57.3°/a = 180°-（224 - 112)×

12、;57.3°/533 168°> 120°6.计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1 = 112 mm和nm = 960 r/min，查表8-4得P0 = 1.96 kW。 根据nm = 960 r/min，i0 = 2和A型带，查表8-5得DP0 = 0.12 kW。 查表8-6得Ka = 0.97，查表8-2得KL = 0.99，于是Pr = (P0 + DP0)KaKL = (1.96 + 0.12)×0.97×0.99 kW = 2 kW 2）计算V带的根数zz = Pca/Pr = 5.98/2 = 2.99

13、 取3根。7.计算单根V带的初拉力F0由表8-3查得A型带的单位长度质量q = 0.105 kg/m，所以F0 = =282.56 N8.计算压轴力FPFP = 2zF0sin(a1/2) = 2×3×282.56×sin(168/2) = 1685.94 N9. 主要设计结论小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带速（m/s）带的根数z112mm224mm533mm1600mm5.63m/s3Pca = KAPd = 5.98 kWdd1 = 112 mmV=5.63 m/sdd2=224 mmdd2= 224 mmLd0 1534 m

14、mLd = 1600 mmLd = 1600 mmP0 = 0.12 kWPr = (P0 + DP0)KaKL = (1.96 + 0.12)×0.97×0.99 kW = 2 kWz =Pca/Pr= 2.99F0=282.56 NFP =1685.94 N5.2、带轮的结构设计小带轮主要尺寸计算代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d电动机轴直径DD = 38mm38mm分度圆直径dd1112mmdadd1+2ha112+2×2.75117.5mmd1(1.82)d(1.82)×3876mmB(z-1)×e+2×f(3-1)&

15、#215;15+2×948mmL(1.52)d(1.52)×3876mm2. 大带轮的结构设计大带轮主要尺寸计算代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d输入轴最小直径D = 25mm25mm分度圆直径dd1224mmdadd1+2ha224+2×2.75229.5mmd1(1.82)d(1.82)×2550mmB(z-1)×e+2×f(3-1)×15+2×948mmL(1.52)d(1.52)×2550mm计算项目设 计 计 算 及 说 明计算结果第六章、齿轮传动的设计1.选精度等级、材料及齿数（1）按

16、题目所给的传动方案选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（2）一般工作机器，参考机械设计表10-6选用8级精度。（3）选小齿轮齿数z1 = 24，大齿轮齿数z2 = 24×3.77 = 90.48，取z2= 91。（4）压力角a = 20°。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即1）确定公式中的各参数值。试选载荷系数KHt = 1.6。计算小齿轮传递的转矩T1 = 95.12 N/m由表10-7选取齿宽系数d = 1。由图10-20查取区域系数ZH = 2.5。查表10

17、-5得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2。由式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数Z 。端面压力角：aa1 = arccosz1cosa/(z1+2ha*) = arccos24×cos20°/(24+2×1) = 29.85°aa2 = arccosz2cosa/(z2+2ha*) = arccos91×cos20°/(91+2×1) = 23.152°端面重合度：= z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)/2 = 24×(tan29.85°-tan2

18、0°)+91×(tan23.152°-tan20°)/2 = 1.723z1 = 24z2=91压力角 = 20°a1 =29.85°a2=23.152°Z=1.723重合度系数：Ze = = = 0.871计算接触疲劳许用应力sH查图10-25d得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。由式10-15计算应力循环次数：N1 = 60nkth = 60×480×1×10×250×2×8 = 1.15

19、15;109N2 = 60nkth = N1/u = 1.15×109/3.77 = 3.06×108查取图10-23接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.88、KHN2 = 0.9。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:sH1 = = = 528 MPasH2 = = = 495 MPa取sH1和sH2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即sH = sH2 = 495 MPa2）试算小齿轮分度圆直径 = = 64.511 mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备Ze = 0.871N1 =1.15×10N2 = 3.06×10

20、8sH1=528 MPasH2=495 MPa圆周速度vv = = = 1.62 m/s齿宽bb = = = 64.511 mm2）计算实际载荷系数KH由表10-2查得使用系数KA = 1.25。根据v = 1.62 m/s、8级精度，由图查得动载系数KV = 1.1。齿轮的圆周力Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×95.12/64.511 = 2948.954 NKAFt1/b = 1.25×2948.954/64.511 = 57.14 N/mm < 100 N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数KHa = 1.2。由表10-4用插值法查得8级

21、精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHb = 1.458。由此，得到实际载荷系数KH = KAKVKHaKHb = 1.25×1.1×1.2×1.458 = 2.4063）由式10-12可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1 = = 64.511× = 73.908 mm及相应的齿轮模数mn = d1/z1 = 73.908/24 = 3.08 mm模数取为标准值m = 3 mm。3.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1 = z1m = 24×3 = 72 mmd2 = z2m = 91×3 = 273 mm（2）计算中心距a = (

22、d1+d2)/2 = (72+273)/2 = 172.5 mmv =1.62 m/sb = 64.511 mmKH = KAKVKHaKH= 2.406d1= 73.908 mmmn= 3.08 mmd1 =72 mmd2 = 273 mma = (d1+d2)/2 = (72+273)/2 = 172.5 mm（3）计算齿轮宽度b = dd1 = 1×72 = 72 mm取b2 = 72、b1 = 77。4.校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件sF = sF1）确定公式中各参数值计算弯曲疲劳强度用重合度系数YeYe = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/

23、1.723 = 0.685由齿数，查图10-18得齿形系数和应力修正系数YFa1 = 2.63 YFa2 = 2.21YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.8计算实际载荷系数KF由表10-3查得齿间载荷分配系数KFa = 1.2根据KHb = 1.458，结合b/h = 10.67查图10-13得KFb = 1.428则载荷系数为KF = KAKvKFaKFb = 1.25×1.1×1.2×1.428 = 2.356计算齿根弯曲疲劳许用应力sF查图10-24c得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa

24、。由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.86a = 172.5 mmb = 72 mmYe =0.685KF=KAKvKFaF= 2.356取安全系数S=1.4，得sF1 = = = 303.57 MPasF2 = = = 233.43 MPa2）齿根弯曲疲劳强度校核sF1 = = = 82.553 MPa sF1sF2 = = = 78.532 MPa sF2齿根弯曲疲劳强度满足要求。5.主要设计结论 齿数z1 = 24、z2 = 91，模数m = 3 mm，压力角a = 20°，中心距a = 172.5 mm，齿宽b1 = 77 mm、b2 = 72

25、mm。sF1 =303.57 MPasF2 = 233.43 MPasF1= 82.553sF2 = 78.532 MPaz1 = 24、z2 = 91m = 3 mma = 20°a = 172.5 mmb1 = 77 mm、b2 = 72 mm计算项目设 计 计 算 及 说 明计算结果第七章、传动轴和传动轴承及联轴器的设计1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1 = 4.78 KW n1 = 480 r/min T1 = 95.12 Nm2. 求作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径为:d1 = 72 mm 则:Ft = = = 2642.2 NFr = Ft×t

26、ana = 2642.2×tan20° = 961.2 N3.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，调质处理，根据机械设计表15-3，取A0 = 112，得：dmin = A0× = 112× = 24.1 mm 输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%，故选取:d12 = 25 mm4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足大带轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23 = 30 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D

27、= 35 mm。大带轮宽度B = 48 mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取l12 = 46 mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 30 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207，其尺寸为d×D×T = 35×72×17 mm，故d34 = d78 = 35 mm，取挡油环的宽度为15，则l34 = l78 = 17+15 = 32 mm。 轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h = 3.5

28、mm，因此，取d45 = d67 = 42 mm。 3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56 = B = 77 mm，d56 = d1 = 72 mm 4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离，取l23 = 50 mm。 5）取齿轮距箱体内壁之距离 = 16 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，则l45 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mml67 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分

29、析和校核1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6207深沟球轴承查手册得T = 17 mm 带轮中点距左支点距离L1 = 48/2+50+17/2 = 82.5 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = 77/2+32+9-17/2 = 71 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = 77/2+9+32-17/2 = 71 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 1321.1 NFNH2 = = = 1321.1 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = -2184.8 NFNV2 = = = 1460.1 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = F

30、NH1L2 = 1321.1×71 Nmm = 93798 Nmm截面A处的垂直弯矩：MV0 = FpL1 = 1685.94×82.5 Nmm = 139090 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = -2184.8×71 Nmm = -155121 NmmMV2 = FNV2L3 = 1460.1×71 Nmm = 103667 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M1 = = 181275 NmmM2 = = 139803 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条

31、件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 5.1 MPas-1 = 60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯Ft=2642.2 NFr=961.2 Ndmin= 24.1 mml12 = 46 mml34=32 mm轴承的定位轴肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 42 mm。 3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一

32、体而成为齿轮轴。所以l56 = B = 77 mm，d56 = d1 = 72 mm 4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离，取l23 = 50 mm。 5）取齿轮距箱体内壁之距离 = 16 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，则l45 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mml67 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6207深沟球轴承查手册得T = 17 mm 带轮中点距左支点距离L1 =

33、 48/2+50+17/2 = 82.5 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = 77/2+32+9-17/2 = 71 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = 77/2+9+32-17/2 = 71 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 1321.1 NFNH2 = = = 1321.1 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = -2184.8 NFNV2 = = = 1460.1 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 1321.1×71 Nmm = 93798 Nmm截面A处的垂直弯矩：MV0 = FpL1

34、= 1685.94×82.5 Nmm = 139090 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = -2184.8×71 Nmm = -155121 NmmMV2 = FNV2L3 = 1460.1×71 Nmm = 103667 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M1 = = 181275 NmmM2 = = 139803 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈

35、较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 5.1 MPas-1 = 60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯d45 = d67 = 42 mml56 = B = 77 mm，d56 = d1 = 72 mml45=9 mml67=9 mmL1=82.5 mmL2=71 mmL3=71 mmFNH1 =1321.1 NFNH2 =1321.1 NFNV1= -2184.8 NFNV2 =1460.1 NMH =93798 NmmMV0 =139090 NmmMV1 =-155121

36、NmmMV2 =103667 NmmM1 = 181275 NmmM2 =139803 Nmmsca = 5.1 MPas-1 = 60 MPa7.2、.输出轴的设计1.求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2 = 4.59 KW n2 = 127.32 r/min T2 = 344.37 Nm2.求作用在齿轮上的力 已知大齿轮的分度圆直径为:d2 = 273 mm 则:Ft = = = 2522.9 NFr = Ft×tana = 2522.9×tan20° = 917.8 N3.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，调质处理，

37、根据表，取:A0 = 112，于是得dmin = A0× = 112× = 37 mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径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Tca = KAT2，查表，考虑转矩变化小，故取KA = 1.5，则:Tca = KAT2 = 1.5×344.37 = 516.6 Nm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 4323-2002或手册，选用LT8型联轴器。半联轴器的孔径为45 mm故取d12 = 45 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84 mm。4.

38、轴的结构设计图Ft =2522.9 NFr = 917.8 Ndmin =37 mmTca = 516.6 Nmd12 = 45 mm5.根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要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23 = 50 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 55 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 84 mm，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I-II段的长度应比L略短一些，现取l12 = 82 mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23

39、 = 50 mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6211，其尺寸为d×D×T = 55mm×100mm×21mm，故d34 = d67 = 55 mm，取挡油环的宽度为15，则l67 = 21+15 = 36 mm 右端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6211型轴承的定位轴肩高度h = 4.5 mm，因此，取d56 = 64 mm。 3）取安装齿轮处的轴段IV-V段的直径d45 = 60 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B = 72 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 =

40、 70 mm。 4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离，取l23 = 50 mm。 5）取小齿轮端面距箱体内壁之距离 = 16 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，已知滚动轴承的宽度T = 21 mm，则l34 = T+s+2.5+2 = 21+8+16+2.5+2 = 49.5 mml56 = s+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6211深沟球轴承查手册得T= 21 mm 齿宽中点

41、距左支点距离L2 = 72/2-2+49.5+70-21/2 = 143 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = 72/2+11.5+36-21/2 = 73 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 852.6 NFNH2 = = = 1670.3 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 310.2 NFNV2 = = = 607.6 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 852.6×143 Nmm = 121922 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV = FNV1L2 = 310.2×143 Nmm

42、= 44359 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M = = 129741 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 11.3 MPas-1 = 60 MPa故轴的弯矩图如下：d23 = 50 mmL = 84 mmd23 = 50 mmd×D×T = 55mm×100mm

43、15;21mmd34 = d67 = 55 mml67 = 21+15 = 36 mmd45 = 60 mml45 = 70 mml23 = 50 mml34= 49.5 mml56 = 11.5 mmL2=73 mm73 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 852.6 NFNH2 = = = 1670.3 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 310.2 NFNV2 = = = 607.6 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 852.6×143 Nmm = 121922 Nmm截面C处的垂直弯矩

44、：MV = FNV1L2 = 310.2×143 Nmm = 44359 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M = = 129741 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：FNH1= 852.6 NFNH2 = 1670.3 NFNV1 =310.2 NFNV2 = 607.6 NMH =121922 NmmMV = 4435

45、9 NmmM =129741 Nmm14-4），取a = 0.6，则有：第八章、轴承的选择和校核8.1、输入轴承的计算与校核1）初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×961.2+0× = 961.2 N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 961.2× = 10076 N3）选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:6207轴承，Cr = 25.5 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 6.48×10

46、5Lh所以轴承预期寿命足够。P =961.2 NC = 100768.2、输出轴承的计算与校核1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×917.8+0× = 917.8 N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 917.8× = P = 917.8 NC =6182 N第九章、键的选择及校核9.1、输入轴键选择与校核9.2、输出轴键选择与校核6182 N3）选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:6211轴承，Cr

47、 = 43.2 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 1.37×107Lh所以轴承预期寿命足够。校核大带轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 8mm×7mm×40mm，接触长度:l' = 40-8 = 32 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×7×32×25×120/1000 = 168 NmTT1，故键满足强度要求。1）输出轴与大齿轮处键 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 18mm×11m

48、m×63mm，接触长度:l' = 63-18 = 45 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×11×45×50×120/1000 = 891 NmTT2，故键满足强度要求。2）输出轴与联轴器处键 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 14mm×9mm×70mm，接触长度:l' = 70-14 = 56 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×9×56×45×1

49、20/1000 = 680.4 NmTT2，故键满足强度要求。T = 891 Nml' = 70-14 = 56 mmT =680.4 Nm第十章、选择联轴器第十一章、减速器的润滑和密封11.1、减速器的润滑1.载荷计算公称转矩：T = T2 = 344.37 Nm由表查得KA = 1.5，故得计算转矩为：Tca = KAT2 = 1.5×344.37 = 516.6 Nm2.型号选择 选用LT8型联轴器，联轴器许用转矩为T = 710 Nm，许用最大转速为n = 3000 r/min，轴孔直径为45 mm，轴孔长度为84 mm。Tca = 516.6 Nm T = 710 Nmn2 = 127.32 r/min n = 3000 r/min联轴器满足要求，故合用。1）齿轮的润滑 通用的闭式齿轮传动，其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。由于大齿轮的圆周速度v 12 m/s，将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。这样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以