机械设计课程设计螺旋输送机传动装置设计(含图纸)

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：螺旋输送机传动装置设计一.设计题目螺旋输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器试按下列的运动简图、丁作条件和原始数据，设计带式输送机的传动装置。1）运动简图2）工作条件：输送机连续丁作，单向运转，载荷变化不大，空载起动，二班制，使用期限10年（每年丁作口300天），两班制T作，输送带速度容许谋差为5%。3）原始数据:原始数据1工作轴功率（kw）1.8工作轴转速（r/min）754）设计内容1、电动机的选择及运动参数的计算；2、三角带的传动设计；3、齿轮传动的设计:4、轴的设计;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

2、选择：8、润滑汕及润滑方式的选择;目录TOC o 1-5 h z设计计划任务书122传动方案说明3电动机的选择3传动装置的运动和动力参数365传动件的设计计算6216轴的设计计算2238联轴器的选择2223滚动轴承的选择及计算24,3840键联接的选择及校核计算414110减速器附件的选择232511.其余工艺的选择42设计小结434412参考资料44设计内容步骤和说明项目设计内容，步骤和说明结果传动方案说明选择电动机1拟定传动方案为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择仑适的传动机构和传动方案，可先由C知条件计算其工作轴的转速nw,即vx60X1000nw=7lDnw=75z/min般常选用

3、同步转速为lOOOr/min或150()r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为13或20。电动机类型和结构形式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y(IP44)系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。确定电动机容量卷筒轴的输出功率Pw代=1.8Kw电动机输出功率Pd匕二巴/n：电动机至工作机的总效率.T=xz;22x732x打x=0.8335査机械设计手册得：其中77|=0.99轴承的效率；2=0.98齿轮啮合的效率:弘=0.99联轴器的效率:久=0.99润滑汕效率：仏=0.95锥齿轮的传动效率Pd=Pw/n=1.8/0.8335=2.159(kw)nw=75r/minPd159

4、2.根据査资料选电动机（选择Y100L1-4型号的二相异步电动机）得P,=2.2曲（额定功率）nm=1420r/min（电动机满载转速）同步转速为l500r/min质量为34P,=2.2Kwnm=1420r/min计算总传动乩.总传动比i-n,n-，420-18.93%75比和传动比根据机械设让于册得选择一级减速器公称传动比为12.5,锥齿轮传动比为1.514分配b.传动比分配i=2（川为第一级传动比：i2：为第二级传动比）由机械设计于册计算得4/,=4/2=3.15（实际传动比待确定齿轮齿数或标i2=3.15准带轮直径后准确计算,允许误差土（3-5）%）=1.514计算传动装置的运动和动力1

5、各轴转速的确定ni=1420n,l=ni=355min=113r/min各轴功率计算Pi=Pdx7ix73=2.2x0.99x0.99=2.156kwx“2为电动机和第一个轴Z间的效率/?,=p.x7x仏xz=2.07Ibv7lx2X久为一一轴的效率Pa=p?x7x仏x;3x?/4=1.9693x72x7?xHa为二三轴的效率內=“3x”x帀3=1.930曲7x仏为三轴和锥齿轮的效率&为输出功率为l.8kw各轴的转矩计算T,-9550 xPil-9550 x2,2-14.80N加%1420珀=7；%x仏=14.80 x0.99x0.99=14.51NmT2=Tx2x/;4xi,=55.75Nm

6、T、=x7x%xx；4x/2=1Gl.ONmT4=T3x)x3=I637N2T5=T4xZ3x=245.4Nmn,=!420r/minn2=355r/min心=113r/minns=75r/min/；!=2.156kwp2=2.07Ikwp3=1.969曲p4=1.930kwTd=14.80MnTx=I4.5IN2T2=55.75/VmT、=l67.0Mn7；=163.7Mm7；=245.4Nm高速级齿轮传动的设计计算选精度等级、材料及齿数项目设计内容，步骤和说明结果精度选择运输机为一般丁作机，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)7级度(GB1009588)材料选择由教材农10-1

7、选择小齿轮材料为40Cr（调质），硕度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质）,硬度为240HBS,二者材料硬度差为20HBS小齿轮材料为40Cr（调质）大齿轮材料为45钢（调质）齿数选择选小齿轮齿数Z|=25,大齿轮齿数Z2=uZ,u=i|=4,得Z2=4x25=100小齿轮齿数zi=22,人齿轮齿数72=100Zi=25z.-lOO2按齿面接触强度设计项目设计内容，步骤和说明结果小齿轮分度圆直径计算小齿轮分度圆直径血1试选Kt=l,62由教材表107选取齿宽系数0d=|由教材表10-6查得材料的弹性赠响系数ZE=l89.8MPa%由教材图I0-2M按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限h

8、呗=600MPa；人齿轮的接触疲劳强度极限巾皿=550MPa。计算应力循环次数N=60njLbn为齿轮的转速；j为齿轮每转一周时，同一齿面啮合的次数：S为齿轮的工作寿命。n=1420min./=2x10 x300 x8=48（X）0/?N、=6（）nJLb=60 x1420 x1x48000=4.090 x109/V1=4.090 x10=1023xI（）9u4Kt=1.6ed=iZf=189.8MPa%=600MPaiih.2=550MPaN,=4.090 xlO9N2=1.023xlO9123232K1wIZ!：2x1.6x14510 xI45A0mm=2.32341189.8V4528.

9、75J计养圆周速度Va_龙xdx厲_3.14x45.40 x1420110(X)x601000 x60=3.374m/5计算齿宽b及模数b=0,x,=x45.40=45.40mm45.4025=1.816mmh=2.25x1.816=4.086/n/nKHN1=0.9lK虻0.93b=546/WPdt/2=5Il.5A7/Jafl=528.75Wdl=45.40mmv=3.374m/sb=45.40mmm=1.816mmh=4.086mm=11.11b_45.40=11.11A4.086载荷系数计算载荷系数K。己知使用系数Ka=1,根据v=3.374m/s,七级精度，由教材图10（査得动载系数

10、Kv=.0；由教材表10-4查得K=1.418由教材图1CM3查得K=1.36由教材表10-3査得K%=Kra=1。故载荷系数K=KaKvKUaKH/f=1.1x1x1x1.418=1.560K=1.560校核分度圆直径按实际的载荷系数校疋所算的的分度関直径。,.Fk11.560“八小d.=九寸=45.40 x3=4502加加1V1.6d(=45.02mm实际模数=777jZ=25xm1m=-=1.801125=1.8013按齿根弯曲强度设计项目设计内容，步骤和说明结果确定计算参1.由教材图I0-20C查得小人齿轮的弯曲疲劳o加=50()MPa数强度极限分别为二男Paa,K2=380MPaar

11、h2=3S0MPa2.由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数K卜n=0.89=0.89心口=0913.计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,J=0.91=317.9MPnr,.2=247MPa常7碍J1_心肿加_91x38()S1.44计算载荷系数。K=KZK诉1.1x1x1x1.36=1.496K二1.496Z=255查取齿形系数。已知,z2=100由教材表105查得爲H丫励2=2186.查取应力校正系数。y-159由教材表105査得S2口-牡汀(YY1Fa2JSa2d=l由教材表10-6查得材料的弹性彩响系数ZE=l89.8MPa%Ze=!89.8MPa%6.由教材图10-2I

12、d按齿面硬度杳得小人齿轮的接触疲劳强度极限为牛曲=600MPG牛加=600MPa=550MPa%魚=550MPq7.计算应力循环次数N=60njLbn为齿轮的转速；j为齿轮每转周时，同齿面啮合的次数;S为齿轮的匸作寿命。n2=355/7minN3=1.022x1()97=1g=3.244xIO8Lz,=2xl0 x8x300=48000/?N?=60/JL,=60 x355xlx48000=1.022x1(NN4=3=3.244xl()8“2心3=0.938.由图1019取接触疲劳寿命系数5=0.975=0.93S=0.97crL=SSMPa9.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S

13、=l,a4=533.5MPaa,J=545.75AfPa6丄=“36問=55酗加S匕L=兰处叫=533.5MP许用接触应力b卜b+bL_545.75M计算小齿轮分度圆直径右汕J竺牛丫V札10丿d3l=70.81mm一阳订2x1.6x557503.15+2189.8V飞1351545.75J=70.8Iwwz圆周速度计算圆周速度。力八d3.14x355x70.81zv=1.316加/s60 x100060 x1000v=1.316/?:/5齿宽和模数计算齿宽b及模数m。b=0M引=1x70.81=70.8mmmdyt-70,81-2.529z328/i=2.25m=5.69b70.81(“1h5

14、.69b=70.8mtn加=3.219h=5.69-=12.44h载荷系数计算载荷系数K己知使用系数Ka=1，根据v=1.316m/$,七级精度，由教材图I0W査得动载系数Kv=1.06；由教材表10-4查得Knp=1.424由教材图10-13查得K邛=1.35由教材表10-3査得K叶=K/a=1o故载荷系数K二KaKlKK“=1x1.06x1x1.424=1509K妙=1.424S二1.35K=1.509按实际的载按实际的载荷系数校正所算的的分度圆玄径。d3=69.44“荷系数校正按实际的载按实际的载荷系数校正所算的的分度圆玄径。d3=69.44“荷系数校正得到的分度、KJ229JJYKT,

15、5KkjJ心命u度圆直径1.试选Kt=1.6Kt=l.62.由教材表107选取齿宽系数如=1/30代=1/33.由教材表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaZK=189.8MPa%4.由教材图IO-2ld按齿面硬度查得小人锥齿轮Hhm5=650MPa巾曲=65()MPa的接触疲劳强度极限Hinno=620MPa=620MPa5.计算应力循环次数“=6%儿n为齿轮的转速；j为齿轮每转-周时，同齿面啮合的次数；S为齿轮的工作寿命。Lh=48000/?N.=60 xl33xlx48000=3.83xl08仏=曲匚2.530 x26i31.514K=（）976由图l（M9取接触疲劳寿命

16、系数z一二6=0.989计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=l,况5=“嘗g=097：650=630.5M%&=尺肿叭=098x620=607.6MPSI许用接触应力为N5=3.83x10“6=2.53x10*S=0.97K“m6=098aff5二N5=3.83x10“6=2.53x10*S=0.97K“m6=098aff5二630.5MP6fTnf,=607.6MPc0=619.O5MPc周速度2.923=2.92Ze189.8加（1_0501619.05丿31=13Amm计算関周速度J7Dl、d60 x10001.6x163700I-0.5X-!-3丿xL514d5l=113

17、Atnmv=0.789/?z/53,14x133x113.460 x1000=0.789m/5齿宽,模数,平均模数等计算齿宽b及人端模数mb=0a，5,=gxI13.4=31.SmmX113.4in.=4.05z528=w|l-0.5xl|=3.375I3丿/3=1.514=cot4I-0.5X*心？=94.5血7=旦匚=1133加加COSJj%5b=37.8/nwm5=4.05%5=3-375din$=94.5mmdv5=I13.3mmS=34i(v=2.292*=78-=4.148hSs=-=33.56=34COS6),z、6=“5叭=78uv=u2=2.292b37.8,“qh2.25x

18、4.05载荷系数计算载荷系数K载荷系数已知使用系数Ka=1,根据v=0.789;n/5,七级精度，山教材图10-8查得动载系数心=0.8;山教材表10-9查得=1.5x1.25=1.875山教材表10-3査得K。=K,a=I故载荷系数K=KaKvKUaKu/f=1x0.8x1x1.875=1.5按实际的载荷系数校正按实际的载荷系数校iE所算的的分度関直径K=5J5=II1.Omni直径模数计算大端模数mm=3.964d.Illzn=z528=3.964按齿根弯曲强度设计项目设计内容，步骤和说明结果1.山教材图I0-20C查得小人锥齿轮的弯術疲劳6；严=4（）MPa确定计算参强度极限驚aPE6=

19、724MPab/z6=724/WPd数2.山教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数S=0.95Kfn5=0.95K师匕=0.963.计算弯仙疲劳许用应力K恥=0.96-,=“丁U1-_0.95x740EL=502.IMPa0订6=496.5MP&L小s1.4升6=5%=096x724=4965财帀LJ6S1.44.计算载荷系数K=KaK“K%Km=1x0.8x1x1.875=1.5K=1.57345査取齿形系数己知一%=78Y?464山教材表105查得曲一么5=2.464Y叭=2.224%=2.2246.查取应力校正系数由教材表10-5查得“豐心=1.7667.计算小人锥齿轮的*绎，并加以比较争牛

20、=2.464x1.645“38072654叭丄502丫曲=1.645心=1766小锥齿轮的数值丫严/=2.224x1.766=037910541krl496.5大。设计计算4K怙心设计计算m=2.8884x1.5x1637000.008072654如(1-0.50/看厶2+oLm=2.8884x1.5x1637000.008072654=2.888対比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数人丁由齿根弯till疲劳强度计算的模数，取*4,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的的分度圆直径心=III讪来计算应有的齿数。于是由z$=27.75取z,=28z6=z5xi3=

21、42.39取z6=43tn几何尺寸计算项目设计内容，步骤和说明结果中心距计算中心距a=205mm=2刖（钊=2()5mm2小大锥齿轮的直径计算小大锥齿轮的分度圆直径d气=陀=28x4=112mmd6=tnz6=4x43=112mmt/5=112mm=172/n/n齿轮宽度计算齿轮宽度/；=lxll2=31.3mm3闘整后取b=40mmb?=45加加齿轮的参数表数齿rpz7CFmkJzf高m)mr饱(高速级轮齿、才222445445轮齿犬88650低速级轮齿、力5Z28o75265.70大88o2275锥齿轮轮齿小4822940轮齿大437245项目拟定轴的结构装置拟定轴的结构装置轴的设计内容，

22、步骤和说明设计内容，步骤和说明1.初步确定轴的最小直径dn&YP択1一0“)先按照教材公式（152）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据教材表15-3,取Ao=H2,于是得J，in（P:轴上的功率，n:轴的转速）片=2J56hvI轴：=1420r/minJhnjn112xJ=12.87mmp2=2.071结果P、=2.1565，q=!420r/min血讪=I287mII轴:ni轴:IV轴:n2=355r/min2min11231=20.16?355Pi=2.07kwn2=355厂/min=20.16mm“3=113/7minI969厶11绍市=29.04”p5=1.Skw

23、n5=75/7min32.3mm1）.1和II轴的最小直径差显然是安装联轴器处轴的直径2）.为了使所选的轴的最小宜径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴辭的型号。联轴器的计算转矩7；。=KaT（T:轴的转矩）査教材表I4J,考虑到转矩变化很小，故取Ka=1.3则T=I451OWI：=1.3x14510=18863曲”宀=1.969hv”3=113r/min3min=29.04Ps=18kw=75r/min=32.3bn/?7=145ION/讪T“=18863Nm拟定轴的结构装置ez厶=167000z/wID轴：3Tco=2171OONmm按照计算转矩几,应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计

24、手册P89表8-2（GB5843-86）则I轴：选用必3型凸缘联轴器，公称转矩为25Nm,轴孔直径为14,半联轴器轴孔长度为L=32,联轴器长度为Lo=68,使用3个M8螺檢，联轴器直径D=90加加，配合长度27加“恥选用YL8型凸缘联轴器，公称转矩为250Nm,轴孔直径为32mm,半联轴器孔长度为L=82mm。联轴器长度为L=169mtn使用4个M8的螺栓，联轴器直径为130mm配合长度为60mm则由上可得d川=4mmydvll_vlll=32mm2轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案（见上部）2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）确定轴向定位为了满足半联轴器的轴向定位要求，/

25、-轴段右端制出一个轴肩,故由机械设计手册P56表5-1,选用轴径d_/=20mm,左端用轴端挡圈定位，I轴:由机械设计手册P57表5-3,按轴段直径取挡圈直径D=20mm,半联轴器与轴配合长度厶=32mm,为了保证轴端挡圈压在联轴器I二,则取乙=30/nwT3=167000/V/n?/几=217I00N”-/=20加加L产3（hnm为了满足半联轴器的轴向定位要求，W/-W朋|段左端制出一个轴肩，故由机械设计-P.BP56表5-1,选用轴径%呦=40伽,右端用轴端挡圈定位,HI轴：由机械设汁手册P57表5-3,按轴段直径取挡圈直径D=40加加，半联轴器打轴配合长度厶=60倔,为了保证轴端拼圈压在

26、联轴器上，则取厶,“/=5Smm(2)初步选择滚动轴承因轴承仅受有径向力的作用，故选用深沟球轴承，参照丁作要求并根据装轴承处轴的直径，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组,标准精度级的单列圆锥滚子轴承,査手册P62得由于_/=20加加,所以选取轴承6204其尺寸为dxDxB=20 x47x14(加加)j轴.ill-IVVli-VIll=20加加，血厶=14mm,经査机械手册左端不必采用轴眉定位，保留退刀槽取d/v_v=24mm由于2丽=20.16mm,所以选取n轴轴承站其尺寸为dxDXB=25X52x15(mm)dt_n=dv_vj=25/mn由于=40切,所以选取轴承6208,其尺寸为=40

27、 x80 x18(“)皿轴.dt-n=dv-vi=40加加,而S羽叽经齋机械F册左端采用轴肩定位，轴肩=4mtn取iv-v=48加加%“=40劲厶,-17=58wtwt如_冲=20mmdgu=20也加厶“=14mm仏“=24mmdi=25mmdw=25nmid=40”wwdvvl=4（加加=1Smmduv=4X加血项目设计内容，步骤和说明结果拟定轴的结构装置（3）初选轴的直径及每段长度取安装齿轮的轴段VI-VI啲玄径dvl_vll=30mm,齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂宽度为45加加，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段略短丁轮毅宽度，故取=4（加加,齿轮左端采用轴定位，査

28、机械设计于册得轴肩高度h.0.07，取力=2加加，则轴环处的直径dw=34/nm,轴环宽度b1.4/?则取厶,*=3mm取安装齿轮的轴段II-III,IV-V的直径d八t=-/=50mm,大齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，己知小大齿轮轮毂宽度为70個和50mmt为了使套筒端面可靠的压紧II轴：齿轮，此轴段略短于轮毂宽度，故取厶_/=65mm,LIV_V=45nun小齿轮右端，人齿轮左端采用轴肩定位，查机械设计手册得轴肩高度h.0.07J,取力=4也加,则轴环处的上径d/一八，=58加加，取安装齿轮的轴段IIIII的直径dn_m=94mm,齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂宽度

29、为75加加，为了使套筒端面可靠的轴.压紧齿轮，此轴段略短于轮毂宽度，故取厶心=70咖,齿轮左端采用轴定位，查机械设计手册得轴肩高度h.0.07J,取h=7mm,则轴环处的直径=108wm,轴环宽度b1Ah则取LUI_IV=10mmdw=34加加厶V7=3/71WI厶7-vw=40/HWdw=30zh/wdlvv=50tnmd-/=50“乙-/=65mmLIV_V=45mmdm、.=5Smmd-/=94個厶_/=10mtnLm=10dmi=108加加轴承端盖的总宽度工+me=1.2厶，因为轴承外径为90mm,则螺钉直径d3为8,e=9.6mm,加由结构确定，则先取&=20mm4)根据轴承端盖的装

30、拆及便于对轴承添加润滑剂的要求，取端盖外端面与半联轴器右端面的距离/=30加加,则:Lfl_m=50mm/轴:Lvlvll=50mmb.=20mmLn=50nunLn=50mm拟定轴的结5)取齿轮师箱体内壁2距离216mm,高速级人齿轮耳低速级人齿轮，高速级小齿轮和低速级小齿轮Z间的距离均为c=20mniQ考虑到箱体的铸造谋差，任确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一定距离S,取s=8mm,T、=14mm已知滚动轴承宽度Tlf=5mmTm=1Snmi.低速级小齿轮宽度罠=70mm，高速级人齿轮宽度伙=50,则n-vm=T十s+a+(4540)Lvn-vm=43加加构装置=14+8+16+5=43L

31、jyy=111mm=B、+c+a+dL_vj=70+20+16+83=111加加厶=Tn+a+s+(70-65)=15+16+8+4=43并II轴：厶“-4+$+6一场+乙Ln=43nunc70-50七Lw-49mm=16+8+15=249mmLj=Tm+a+s+(75-70)=18+16+8+5=47加血m轴：L/v_v-=c+B2+ci+sLIJf_lv=204-50+16+8-10=84/7?(3)轴上零件的周向定位齿轮，联轴器与轴的周向定位均采用平键联接&按=30mm,由教材表6-1查得平键截面bx力=10 x8(zn/n),键槽用键槽铳刀丿JI1T.,长为36mm,同时为了保证齿轮轮

32、毂与轴的配合有良好的对中性，I轴：故选择齿轮轮毂与轴的配合为卜门，同n6样半联轴器与轴的连接选用平键为H76x6x25叽Z间呪合为，滚动轴k6承的轴向定位是由过渡配合來保证的，此处选轴的公差尺寸为m4按-/=d/v-v=50加加,由教材表6-1查得平键x/?=16x|0mm,键槽用键槽铳丿J加工，长为56個,45叽同11轴：时为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合出H7为n6Lu=MmmLtvv=84mm按_/=94mm由教材表6-1査得平键表面bx/7=25x14,键杷I用键tiHi铳丿J加工，长度为65mm同时为r保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮報与11

33、1轴：轴的配合为,H样半联轴器与no轴的连接，选用平键为12x8x50配合为也，滚动轴承与轴的轴向kG定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径公差尺寸为加4确定轴上圆角和倒角尺寸参考教材表15-2,去轴端倒角为2X45,各轴肩处的圆角半径见图I轴:1.求轴上的载荷I轴的强度计算首先根据轴的结构图I轴的强度计算r.r-BrD求作用在齿轮上的力己知嘲I上的齿轮参数为=44mm,T,=14.5Nm,a=20则，只=旦=2x14510=660.0N444Fr=Fttana=660 xtan20=240.2NFft=_J=7024N,方向如图cos20确定轴承的支撑点位置，可知La-r=41.5mm,L

34、RC=200mm.Lcn=40mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构简图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截而B处的轴N,轴S,及M的值列于下农载支反力水平面载支反力水平面xoy垂直面yozF加=546.6NF轴S2=113.4N亦=19&9N际2=41.3NM壮=8.234M”M尸JM也+M2=24.13Nm扭矩扭矩T2按弯扭合成丿应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截血B）的强度。根据教材公式（155）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切M力为脉动循环变应力,取q=0.6,轴的计算应力Jm2+(刃)2=4.0

35、84M/FJ24.13,+(0.6x14.51)2=4.084M/F6.28xIO6I轴安全前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材表15-1查得。.d=60MPa.因此,oca24I轴安全II轴：I.求轴上的载荷首先根据轴的结构图，做出轴的计算简图。II轴的强度II轴的强度计算峪3F*3L卜taFraFABcrjFt3求作用在齿轮上的力已知参数：d3=10mm,T2=55.75Mm.厂2T22x55750小齿轮:比=I593N/3dj70F(.3=Fi3tana=579.8/VJt方向如图所示已知参数：d2=76mm,T2=4.5lNm大齿轮：Ff2=-=-2-l45l()=164.9/V

36、/2d2176Frl=F;2tanr=60.02N其方向如图所示确定轴承的支掉点位置L=47mm,厶=63nun,厶=54mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图/rrrrt111111M项目设计内容，步骤和说明结果项目设计内容，步骤和说明结果现将计算出的截面处的N,S值列T下表。载支反力F水平面载支反力F水平面xoyF轴S3=407INJs尸1021NFf3=1593NFt2=I64.9N垂直面yozF”I47.9NF枷尸371.7NFr2=60.2NFr.=579.8M用M用=Vl5NmMC=55.3NniMH2=2.829/VwzMe?=2007NmMr=Jgi+%2=1.73NmMc

37、=抑（+讥2=5&67N加扭T=55J5Nm矩T由此可见，c截面处为危险截面扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（很明显危险截面为截面C的强度。根拯课本公式（155）及上表中的数拯，以及轴Z向旋转，扭转切W力为脉动循环变应力,取a=0.6,轴的计算应力JM2+（刃F%=w川8+（畑55.75）“5咖12.27x10“II轴安全前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由课本15-1査得二6（）MPa.凶此，avaa-i,故安全。II轴安全项目ID轴的强度计算设甘内容，步骤和说明皿轴：项目ID轴的强度计算设甘内容，步骤和说明皿轴：1.求轴上的载荷首先根据轴的结构图，

38、做出轴的计算简图。结果5彳TAms、CF求作用在齿轮上的力已知轴上齿轮的参数分别为d4=220mm,T2=55.75M”F严空二津尘5应N/4心220Fr4=Fs4tana=184.57V其方向如图所示确定轴承的支捋:点位置Lr=5S.5tmn.LH_c=1Lcn=根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构简图以及弯加和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算也的截面B处的值列于下表。载荷水平面xoy垂直面yoz支反力F他拓=355.9N尬6=150.9陽5=I29.6NF舷6=54.9N弯矩MM沪20.8丽M沪7.58/Vm总弯矩MfM.J=22.14Nm扭矩TT=167Nmm

39、2.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴1:承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面B)的强度根据课本公式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切皿力为脉动循环变应丿丿，取a=0.6,轴的计算应力2+(aT)?J=W=J22M+(O.6x167)2MP。81.54x10前已选定轴的材料为45钢，调质处理，山课本表15-1查得o.i=60MPa.因此，OcaS=1.5Js；+S；可知其安全2）截面n右侧抗弯截面系数W=19.16cm3抗扭截面系数W=38.31沏截面II右侧的弯矩M及弯開应力为M严I0.04N/A/”=27.57MmM=Jm2/i十MG=29.34N/cr=1

40、.53MPa截面n上的扭矩及扭转切应力为Tn=55.75Mr=1.455MPa过盈配合处的乞，山课本附表3-8用插值法求出,并取乞=0.8住,于是得乞=2.26=0.8=1.808轴按磨削加工，山课本附图3-4查得表面质量系数为紆黑0=091故得综合系数为K1I匕一+-2.26+-3.3586091k=-+=1.808+=2.907sA0.91截面II左侧安全所以轴在薇面vn左侧的计筑安全系数Sc为S&=0/（5+怜）275=:=4.0623358x20.16+05r=5.048kWJvSS“=丿：里上=6.480S=1.5Js：+S；可知其安全（3）1）截面V右侧抗弯截面系数W=1.53伽抗

41、扭截面系数W=3.07c卅截面V右侧的弯矩M为MIn=3.476M/ZM2=9.567N血M=Jm%+M%=10.18/?/a=6.653MPa截面V上的扭矩和弯曲应力=55J5Nmr=18.16MPa轴的材料为45钢，调质处理。由课本表15“查得aB=640MPao.|=275MPar.|=!55MPa截面上山于轴肩形成的理论应力集中因素QS-1.5Js；+S；可知耳安全2）截面V左侧抗弯截面系数W=l2.27cW3抗扭截面系数W=24.54cm3截面V左侧的弯矩M及弯曲应力为Min=3.476丽M2=9.567N加M=JmS+矿2=10.18血cr=0.830MPa截面n上的扭炬及扭转切应

42、力为Tu=55.75Ntnt=2.272MPa截面V右侧安全过盈配合处的乞，山课本附表3-8用插值法求出，并取*=(心名ka于是得=2.26A=0.82.=1.808ka6ka轴按磨削加工，山课本附图3-4查得表面质量系数为紆黑0=091故得综合系数为匕-心+1-2.26+1-3.3586091k=-+=1.808+=2.907sA0.91所以轴在截面vn左侧的计算安令系数Sea为s。=0/(S+w鳥775=66.30.83x4.99+0S_-9.327vSS“一Jr-6695S-15屁十S；可知其安全截面V左侧安全项目设计内容，iF骤和说明结果I轴轴承：查机械设计册可知深沟球轴承T軸铀承去6

43、204的基本额定动载荷C=I2.8KN1.求两轴承受到的径向载荷Frl和甩将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。山T轴強度计算时尸轴N1=19&9NF抽2=41.28/V尸惦SI=546.62可知：尸牺S2=113.4NF1=Jl9&92+546.62=581.7/V巴2=丁41.2計+113.42=|2o.7/V不存在轴向力2.求轴承当量动载荷P|和P2X=0.56因轴承运转中有中等冲击载荷，按课本表13-6,fp=1.2l.&取右=1.5.则二48&6NPt=fpXFr2=101.4“3验算轴承寿命因为P1P1,所以按轴承丨的受力大小验算I06/C7一厂八=211023

44、1/?L/?60 x1円丿I轴2个轴承满故所选轴承满足寿命要求。足要求TT铀轴茶毛H轴轴承:查机械设计手册可知深沟球轴承6205的基本额定动载荷C=I4KN為亜步1.求两轴承受到的径向载荷F“和Fr2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。山H轴强度计算时可g=147.9N%=37I.7NF加=407.INtn他sj=1（）21N巴3=J479+407J2=433.INFr4=V371.72+10212=1087N2.求轴承当量动载荷Pi和P?因为不存在轴向力则，X=0.56因轴承运转中有中等冲击载荷，按课本表13-6,m轴承寿命要求fp=1.2l.&取fp=1.5.则P严f

45、pXF“=363.8NPbfpXFd=93.N验算轴承寿命因为P?P4,m轴承寿命要求fp=1.2l.&取fp=1.5.则P严fpXF“=363.8NPbfpXFd=93.N验算轴承寿命因为P?P4,所以按轴承4的受力大小验算I06(C6015=1692195/?乙II轴2个轴承满足要求故所选轴承满足寿命要求。皿轴轴承：查机械设计于册可知深沟球轴承6208的基本额定动载荷C=29.5KNI求两轴承受到的径向载荷Fn和Fj将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂血和水平面两个平面力系。由m轴强度计算时F枷5=I296NF細g=54.937V屜5=355.9N可知:屜6-I50.9NF)5=Jl29.9

46、?+3553=433.1NFr6=J54.932+I503=j60.67V2求轴承当量动载荷Pi和P2因为不存在轴向力，X=0.56凶轴承运转中有中等冲击载荷，按课本表13-6,fp=l.2l.&取fp=1.5.则P严fpXF八=3632Np6=fpXFr2=l34.SN3.验算轴承寿命因为PiP2,所以按轴承I的受力大小验算106(Cy6()x5=78640862/zLhIII轴承2个轴承满足要求连接键的强度校核扭矩为T=l4.5INmI.联接齿轮一与轴的键的强度校核键的尺寸为bxAx/=10 x8x36mm,材料为钢，山于有轻微冲击故选&=11OMPa装配处轴直径30mm,k=l/2h27

47、x10002x14.51x1000厂十(rrf=6.717“kid4x30 x36s，则满足强度要求2.联接联轴器与轴的键的强度校核键的尺寸为bxhxl=6x6x25mm,材料为钢,111于有轻微冲击故选lo-J=llOMPa装配处轴的直径d=14mm,k=l/2h27x10002x14.51x1000“心(ytf=23.04/kid3x30 x14S，vb则满足强度要求轴II上的扭矩为T=55.75Nm1.联接齿轮二与轴的键的强度校核键的尺寸为/?x/7x/=16x10 x53,材料为钢，山于有轻微冲击故选,=11OMPa装配处轴的直径d二50mmk=1/2h27x10002x55.75x1000_6=7.964kid5x56x50s，则满足强度要求2.联接齿轮三乍轴的键的强度校核键的尺寸为bxhxl=16xIOx63mm,材料为钢，山丁有轻微冲击故选crp=10MPa装配处轴的直径d=50mm,k=1/2h2