二级减速器(机械设计基础课程设计)

机械设计根底课程程设计说明书设计题目：减速器学 院：机电工程学院专 计制造及其自动化班 级：10机制本一班设计者：许小文学 号：100611017指导教师：夏翔20231111目 录\l“_TOC_250034“设计目的… 1设计方案… 1\l“_TOC_250033“技术与条件说明 2\l“_TOC_250032“设计要求 2\l“_TOC_250031“电机选择… 3\l“_TOC_250030“电动机类型的选择 3\l“_TOC_250029“选择电动机的功率 3\l“_TOC_250028“确定电动机的转速 4\l“_TOC_250027“装置运动动力参数计算… 5\l“_TOC_250026“传动装置总传动比和安排各级传动比 5\l“_TOC_250025“传动装置的运动和动力参数计算 5\l“_TOC_250024“带传动设计… 7确定计算功率 7\l“_TOC_250023“选择V带带型 7确定带轮的基准直径dd1并验算带速 7\l“_TOC_250022“确定V带的中心距a和基准长度L 7\l“_TOC_250021“验算小带轮上的包角 8\l“_TOC_250020“计算带的根数z 82计算单根V带的初拉力最小值 9计算压轴力Fp 9\l“_TOC_250019“带轮设计 9\l“_TOC_250018“齿轮设计… 10\l“_TOC_250017“高速级齿轮设计 10\l“_TOC_250016“低速级齿轮设计 16\l“_TOC_250015“轴类零件设计… 22\l“_TOC_250014“I轴的设计计算 22\l“_TOC_250013“II轴的设计计算 25\l“_TOC_250012“III轴的设计计算 30\l“_TOC_250011“轴承的寿命计算… 34\l“_TOC_250010“I轴上的轴承6208寿命计算 34\l“_TOC_250009“II轴上轴承6211的寿命计算 34\l“_TOC_250008“Ⅲ轴上轴承6214的寿命计算 34\l“_TOC_250007“键连接的校核… 34\l“_TOC_250006“I轴上键的强度校核 34\l“_TOC_250005“II轴上键的校核 35\l“_TOC_250004“III轴上键的校核 35\l“_TOC_250003“润滑及密封类型选择 36\l“_TOC_250002“润滑方式 36\l“_TOC_250001“密封类型的选择 36\l“_TOC_250000“减速器附件设计 363观看孔及观看孔盖的选择与设计 36油面指示装置设计 36通气器的选择 37放油孔及螺塞的设计 37起吊环的设计 37起盖螺钉的选择 37定位销选择 37主要尺寸及数据 37心得体会 39参考文献 404设计目的机械设计课程是培育学生具有机械设计力量的技术根底课。科院校大多数专业学生第一次全面的设计力量训练，其目的是：通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增加创意去分析和解决机械设计问题的力量。学习机械设计的一般方法，把握机械设计的一般规律。通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正虑制造工艺，使用和维护要求，之后进展构造设计，到达了解和把握机械零件，机械传动装置或简洁机械的设计过程和方法。，查阅设计资料和手册，运用标准和标准等。设计方案及要求据所给题目：设计一带式输送机的传动装置〔两级开放式圆柱直齿轮减速器〕方案图如下：51—输送带2—电动机1—输送带2—电动机3—V4—减速器5—联轴器技术与条件说明：传动装置的使用寿命预定为8350天计算，每天16小时计算；工作状况：单向运输，载荷平稳，室内工作，有粉尘，环境温35度；电动机的电源为三相沟通电，电压为380/220伏；5%0.96；检修周期：半年小修，两年中修，四年大修。设计要求1张；零件图2张〔低速级齿轮，低速级轴；设计计算说明书一份，按指导教师的要求书写。6电机选择电动机类型的选择Y系列鼠笼三相异步电动机。380V。选择电动机的功率工作机有效功率Pw

=Fv依据任务书所给数据1000

=8000N;P

D 4000.001=Fv=80001.4=11.2KWw 1000 1000从电动机到工作机输送带之间的总效率为= 42= 1 2 3 4 51式中1

，，，2 3 ，，，

，5

分别为V带传动效率,滚动轴承效率，齿轮传动效率，联轴器效率，卷筒效率。据《机械设计手册》知1 3 4 =0.95，=0.99，=0.97，1 3 4=0.950.9940.9720.99 0.96=0.816所以电动机所需的工作功率为：P= Pwd 0.9

= 11.2

=13.73KW取P=14.0KWd7确定电动机的转速工作机卷筒的转速为n =601000v= 6010001.4

66.88r/minw D 3.144000.001所以电动机转速的可选范围为nd=Inw=〔8~100〕66.88r/min=〔535~66.88〕r/min1000r/min1500r/min二种，由于1000r/min8-53,比d dV带传动和减速器传动有两种传动方案，如下表所示：3-3-1电动机的数据及传动比电机型号额定率〔kW〕同步转速rmin满载转速nrmin质量〔Kg〕总传动比Y160L-4151500146014221.83Y180M-615100097018214.50综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，方案一的虽然质量和价格稍低，但传动比过大，为使传动装置构造紧凑，方案一的应选用其次种传动方案，即选电机的型号为：Y180M-6，电8-5383-3-2Y180M-6电动机的数据和安装尺寸额定功率P/KW015电动机的外伸轴的直径D/mm48满载转速n/(r/min)01970电动机的外伸轴长度E/mm110额定扭矩1.8电动机中心高180装置运动动力参数计算传动装置总传动比和安排各级传动比n传动装置总传动比I = 0n nw安排到各级传动比

97066.88

14.5i由于I=i 带传动比的合理范围为2~4。故取V带的传动ia 带齿i比i =2.,5，则I01

a5.8安排减速器传动比，参考机械设计指导i0112安排齿轮传动比得高速级传动比i12

2.0i 5.82.923 2.0传动装置的运动和动力参数计算电动机轴：0=970r/min0输入功率：P=P=140KW0 dP

6 14.0输出转矩：T0

=9.55106 n0

=9.5510

970=1.38105NmmⅠ轴〔高速轴〕n转速：n= n1 i带

970r/min388r/min2.50 01 0 输入功率：P1=P P14.00.9613.30 01 0 9输入转矩61T=9.5510P161

50

13.3 3.27105Nmmn1 388Ⅱ轴〔中间轴〕转速：n2

=n1i12

3882.912.7r/min1 12 1 2 输入功率：P2=P P 5.760.991 12 1 2 =12.77KW输入转矩：6T =9.5510P26

50

12.77

9.1105Nmm2n2 133.82Ⅲ轴〔低速轴〕转速：n

=n23i23

133.8 2.0

66.9r/min输入功率：P3P223P2235.50.990.97=5.28KW输入转矩：T9.55106p33 n

9.55106

12.1666.91.7510

5Nmm3卷筒轴：卷 3转速：n n 66.9r/卷 334 3 2 输入功率：P卷=P3 P =12.2634 3 2 =11.7KW10T输入转矩：T卷

9.55106 pn4p

11.7 66.9

1.68106 Nmm4.1带传动设计ca确定计算功率Pca据[2]8-7查得工作状况系数KA=1.1。故有：Pca=KAP1.114.015.4KWV带带型ca据P 和n有[2]图8-11选用B带。cad1确定带轮的基准直径d d1d1d1初选小带轮的基准直径d d1d1验算带速v，有：d nv d1 0601000s=6.35ms

3.141259706010006.35m/s5m/s~30m/s之间，故带速适宜。d i dd2 带 d1

2.5125312.5mm 取dd2=315mm

=315=2.52带125dVaLd(1)据[2]8-20初定中心距a0=700mm(2)计算带所需的基准长度11L 2a(dd0 0 2

d d2

(d d )2d1 d24a027003.14(315125)(315125)22 4700=2104mm由[2]8-2选带的基准长度L=2023mmd〔3〕计算实际中心距aa

LLd

20232104648mm0 2 2amina0.015d618mma a0.03d708mmmax验算小带轮上的包角

(dd2

57.3 1d) a 163.2 1计算带的根数z计算单根V带的额定功率Pr由d 125mm和n 970r/min查[2]表8-4a得d1 0P=1.67KW0据n0=970rmin，i=2.2和B型带，查[2]8-4b得P=0.31KW0查[2]8-5K=0.96，KL=0.98，于是：Pr=(P0P0)KLK=〔1.67+0.31〕0.960.98=1.86KW计算V带根数z12Zpca15.48.28P 1.86r9根。0 minV带的初拉力最小值〔F0 minm由[2]表8-3得A型带的单位长质量q=0.1kg 。所以m(2.5K)P(F0)min

500 caqv2K zv500

(2.50.96)15.40.9696.35

0.186.352=223.39N应使实际拉力F0大于〔F0〕minpFp压轴力的最小值为：〔Fp〕min=2z〔F0〕minsin2=29223.390.99=3980.81N带轮设计小带轮设计由Y180M-6电动机可知其轴伸直径为d=48mm，故因小带轮与d0=48mm。有[4]P62214-18可知小带轮构造为实心轮。大带轮设计48mm，由[4]P62214-18可知其构造为辐板式。13齿轮设计高速级齿轮设计选定齿轮类型，精度等级，材料及模数按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；运输机为一般工作机器，速度不高，故用8〔GB10095—88〕[2]10-145钢〔调质〕硬度240HBS，大齿轮的材料为45钢〔正火〕硬度为200HBS，两者硬40HBS；1选小齿轮齿数为ZZ=8787；12

=30，大齿轮齿数Z2

可由Z2

i Z=得12 1=得按齿面接触疲乏强度设计按公式：KT u1 Z1t 3t1d 1t 3t1

d

([H])2H确定公式中各数值试选Kt=1.3。由[2]10-7选取齿宽系数d=1。1计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：T1=3.27105Nmm。1由[2]10-6查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MP2由[2]10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲乏强度极限Hlim1=580MP；大齿轮的接触疲乏强度极限Hlim2=560MP。146〕由[2]10-19取接触疲乏寿命系数KHN1=0.95；KHN2=1.05。7〕计算接触疲乏许用应力。100，安全系数S=1，有K[] = HN1Hlim1=0.95580=551MPK[]H 1 SK[] = HN1Hlim1=1.05560=588MPK[]H 2 S1t H(2)计算确定小齿轮分度圆直径d ，代入[ 较小的值1〕计算小齿轮的分度圆直径d1t1t H1.31.3105 3.9 189.8

=98.21mmd 2.323 ( )21t 1 2.9 5512)计算圆周速度。v=v

dn1t1

3.1498.12388=1.99m/s601000b

601000b=d =198.12=98.12mmd 1t计算模数与齿高模数mt

d z1

98.12330

3.27mm齿高h2.25mt2.253.277.36mm5)计算齿宽与齿高之比bhb98.12

13.33h 7.366〕计算载荷系数K。KA=1v=1.99ms，8级精度。由[2]10-815得Kv10-13查得K[2]10-3查得KH=KH=1故载荷系数：K=KvKAKHKH=10.911.475=1.337)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：3KKt31.331.31d d 3KKt31.331.318〕计算模数mnmn=

dmn

98.12

3.3mmZ 3012KT2KT3Zd 11 Fa SaYY2[ ]Fmn确定计算参数计算载荷系数。K=KAKVKFKF=10.911.40=1.26查取齿形系数由[2]10-5查得YFa1=2.52，YFa2=2.17查取应力校正系数由[2]10-5查得YSa1=1.58，YSa2=1.80由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲乏强度极FE1=330MP，大16齿轮的弯曲疲乏强度极限5〕由[2]10-18取弯曲疲乏寿命系数KFN1=0.90，KFN2=0.95计算弯曲疲乏许用应力取弯曲疲乏安全系数S=1.4，则有：[ ]

K FN

FE1 330=212MpF 1 1 S 1.4[ ]

K FN

0.95310FE2

=210MPF 2 2 S 1.4Y YFa Sa算大、小齿轮的[F] ，并加以比较Y Y 2.521.625=0.0193160Fa1[F

Sa1]1

212Y[

Y]

=2.21.78210

=0.0186476F 2经比较大齿轮的数值大。设计计算221.4981.31050.019751242

=3.18m大于由齿根m=2.5mm，已可满足弯曲疲乏强度。于是有：1Zd1

=98.86=30.421 m 3.25取Z1=28，则Zi Z2 12 1

2.930=87取2z =131，的传动比i12取2

87 =2.930几何尺寸计算17计算分度圆直径d mz 3.253097.5mm1 1d mz 2 2计算中心距a(Z1

Z)m22

(3087)3.252=190.25mm计算齿轮宽度b= d 197.597.5mmd 11 B=98mm，B1 18大小齿轮各参数见下表高速级齿轮相关参数(单位mm)6-1名称符号计算公式及说明模数m3.25压力角20o齿顶高ha齿顶高hahahm3.25a齿根高hfhf=( +hac)m=4.06全齿高hh=(2ha+c)m=7.31分度圆直径d1d=mZ=97.511d2d2mz2282.75齿顶圆直径dda1a1=(z2h)m=1041 adda2a22h〕=289.252a齿根圆直径df1(z2h2c)1 a=90.18df2(z 2h2c)2 a=275.44基圆直径db1=dcos91.621db2=d2cos265.69中心距a(dd)12 190.125219低速级齿轮设计选定齿轮类型，精度等级，材料及模数按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；运输机为一般工作机器，速度不高，故用8〔GB10095—88〕10-145〔调质〕硬度为240HBS45钢〔正火〕200HBS，两者硬度40HBS；1 2选小齿轮齿数为Z=30，大齿轮齿数1 21 Z得Z=6060；2.1 按公式：d1t

2.3233KT u1 Z (t1uH )d[ ]H2试选Kt=1.3。由[2]10-7选取齿宽系数d=1。计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：2T=9.12105Nmm。21由[2]10-6查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MP21由[2]10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲乏强度极限Hlim1=580MP；大齿轮的接触疲乏强度极限Hlim2=560MP。6〕由[2]10-19取接触疲乏寿命系数KHN1=1.07；20KHN2=1.13。7〕计算接触疲乏许用应力。100，安全系数S=1，有[]K[]H 1

=1.07580=620.6MP1 H1 Hlim1[]K[]H 2

=1.13560=632.8M2 H2 Hlim21.39.12105 4.2731189.83.27 620.6(1t H(2)计算1.39.12105 4.2731189.83.27 620.6(1t Hd1t

2.32

)2=127.5mm2)计算圆周速度。vdnv 1t1

3.14127.6133.8=0.89m/s601000 6010003〕bd b= d =1127.5=127.5mmd 模数mt

d z1

127.54.25mm24th=2.25m=2.254.259.56mmtb5)hb 127.5=13.34h 9.566〕计算载荷系数K。21KA=1v=0.89ms，8级精度。由[2]10-8得Kv10-13查得K[2]10-3查得KH=KH=1故载荷系数：K=KvKAKHKH=11.0311.47=1.511.5131.5131.33KKtd1=d13KKtd1

=127.5

=134.3mm8〕mndmn 1Z1

109.6=4.48mm2432KT32KTZ2d 11Y Y[ ]FFa Samn〔1〕确定计算参数1〕计算载荷系数。K=KAKVKFKF=11.0311.42=1.46查取齿形系数由[2]10-5查得YFa1=2.52，YFa2=2.28查取应力校正系数由[2]10-5查得YSa1=1.625，YSa2=1.7322FE1由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲乏强度极 =330MP，大齿轮的弯曲疲乏强度极限FE15〕由[2]10-18取弯曲疲乏寿命系数KFN1=0.95，KFN2=0.97计算弯曲疲乏许用应力取弯曲疲乏安全系数S=1.4，则有：[ ]

K FN

FE1 0.95330=223.9MpF 1 1 S 1.4[ ]

K FN

FE2 310=214.8MPF 2 2 S 1.4FaSa计算大、小齿轮的Y YFaSa[ ]F

，并加以比较Y Y 2.651.58

0.0183Fa1Sa1 [ ]F1

223.9Y Y 2.2241.766

0.0184Fa2[F

]2

214.8经比较大齿轮的数值大。设计计算221.529.121050.01831302

3.86mm比照计算结果，由齿面接触疲乏强度计算的模数m大于由齿根m=4m于是有：

134.333.56m 41 取Z=27，则Zi Z 3.2727=68.29取z 1 2 23 1234.几何尺寸计算

682.0634计算分度圆直径d mz 427132mm1 1d mz 488272mm2 2计算中心距a (Za 1 2 2计算齿轮宽度

68)4202mm2b d 1132=132mmd 11 B=132mm，B1 245.大小齿轮各参数见下表6-2(单位mm)名称 符号模数 m压力角

计算公式及说明420o齿顶高 ha

h =a a=

m4齿根高 hf全齿高 h

h=(h+c)m=5aafh=(2h+c)m=9aaf分度圆直径 d1

d=mZ

=1322 11d d=mz 2 112齿顶圆直径 da1da2

d z1=〔a1=〔da2=〔z2

2h〕m=140aa2h〕m=280aa齿根圆直径 d

=(z 2h

2c)mf1 1 a=122=(d z 2h=(f2 2 a=262

2c)m基圆直径 db1

dcos124.41d d cos 255.6b2 2中心距 a

(dd)1 22

2026-225轴类零件设计I轴的设计计算求轴上的功率，转速和转矩由前面算得P=13.3KW，n=388r/min，T =3.27105Nmm1 1 1求作用在齿轮上的力1高速级小齿轮的分度圆直径为d=97.5mm1而

2Td11

2327000=6707.7N97.5rF=Ftan6707.7tan20=2441.4Nrt压轴力F=2696N初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据[2]15-3，取A=110，于是得：0dmind

=A0

110 13.33Pn113Pn11

39.27mm由于轴上应开2 个键槽，所以轴径应增大10%-15%故d=39.27mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取dmin=48mm，查[4]P620表14-16知带轮宽B=72mm故此段轴长取70mm。轴的构造设计拟定轴上零件的装配方案7-1267-1据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1〕I-II段是与带轮连接的其dIII=48mm，lIII=70mm。2〕II-IIIe=9.6mm〔由减速器及轴的构造设计而定。依据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润I-II38mmlIIIII=58mm，因其右端面需制出一轴肩故取dIIIII=50mm。初选轴承，由于有轴向力应选用深沟球轴承，参照工作要求并据dIIIII=50mm6209dDB=45mm85mm19mmdIIIIV=55mm。又右边承受轴肩定位取d=60mmlⅣ=140mmd=64mml=12mmdⅥ=57mm，齿轮左端与左轴承之间75mm为是套筒端面牢靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取l=92mm-Ⅷ段为轴套6208轴承，则此处dⅦ=55mm。取lⅦ=48mm轴上零件的周向定位齿轮，带轮与轴之间的定位均承受平键连接。按dIII由[5]P534-1bh2514,64mm。同时为27H714963，齿轮与轴之间的配n6H7n6

轴承与轴之间的周向定位是用过渡协作实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角尺寸参考[2]15-2245.其他轴肩处圆觉角见图。求轴上的载荷7-27-2现将计算出的各个截面的MH，MV 和M的值如下：28FNH1=1402N FNH2=1613N FNV1=2761N FNV2=864NMH1=86924NmmH2M =103457NmmH2MV=171182Nmm0.8721.721M= 105=2.01050.8721.72112 M=M =10457NmmT=3.27105N12 按弯扭合成应力校核轴的强度A是轴的危急截面。则依据[2]15-5及上面的数据，取=0.6轴的计算应力:M2M2(T)21 3ca W 2.02(0.63.27)21050.1463

=24.5MP45钢，调制处理，由[2]15-1查得[1]=60Mp，ca1]，故安全。II轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩1 由前面的计算得P1=13.3KW，n=388rmin，T =3.27105Nmm2.求作用在齿轮上的力1 中间轴大小齿轮的分度圆直径为d2=282.75mm d3=132mm而F 2T 21.3105=2313Nt1

d12

327.529Fr1=F tan767tan20=841.86Nt1同理可解得：F

=25.6105

13818N，F

5029Nt2 d

2 1084

r2 tant1初步确定轴的最小直径45[2]312.77133.815-3，取A0312.77133.8dmind

49.2mmP3n22min由于轴上应开2 个键槽，所以轴径应增大10%-15%故d =49.2mm，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，由于轴承上承受径向力应选用深沟球轴承参照工作条件可选P3n22mindDB=5510021故dIII=55mm24mm所以lIII=48mm轴的构造设计〔1〕7-47-4据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1〕II-III段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为86mm，为30取lIIIII=64mm，dIIIII=57mm。2〕III-IV计算得lIIIIV =15mm，dIIIIV=62mm。3〕IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为113mm可取lIVV=109mm，dIVV=57mm轮定位，取套筒长度为24mm则lVVI =48mmdVVI=55mm轴上零件的周向定位两齿轮与轴之间的定位均承受平键连接。按dⅡⅢ由[5]P53表4-1bhL161082,dIVVbhL=1610122H7。轴承与轴之间的周向定位是用过渡协作实现n6的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角尺寸参考[2]表15-2取轴端倒角为245.个轴肩处圆觉角见图。求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-4。现将计算出的各个截面的MH，MV 和M的值如下：FNH1=719NFNH2=2822N FNV1=4107N FNV2=7158NH1M =49611NmmMH1=253980NmmMV1=-283383NH131MV2=-644220Nmm2.820.521M= 102.820.5216.42(2.5)22M= 106.42(2.5)22T2=9.12105Nmm7-4按弯扭合成应力校核轴的强度B和Ⅵ的右侧是轴的危急截面,对该轴进展具体校核，对于截面B则依据[2]15-5及上面的数据，取=0.6，32轴的计算应力M2M2(T)22 3ca W 6.92(0.69.12)21050.1563

=55.18MP45[2]15-1查得[1]=60Mp，。 [ ]。ca 1对于Ⅵ的右侧W0.1d30.156318519.3mm3tW0.256337038.6mm3tM

690000

37.20MPab W 18519.3 aaT

T 560000aaTW 37038.6aaT

24.6MPB由[2]15-1查得Bk

640MPaka

1

275MP

155MP查得

2.64

2.11由[2]3-4查得0.92由[2]中31和32得碳钢的特性系数，取0.1，0.05故综合系数为kK k

112.641

10.921

12.73K

12.11

0.92

12.20故Ⅵ右侧的安全系数为S 1

275

2.56 K

2.7339.30.10 a m33S K

155 8.56

16.1

16.1a

m 2.2

0.052 2SSS2 S S2 S 2

2.568.56

2.46>S=1.52.5622.5628.562III轴的设计计算求轴上的功率，转速和转矩由前面算得P=12.26KW，n=66.9r/min，T=1.75106Nmm3 3 3求作用在齿轮上的力低速级大齿轮的分度圆直径为d4=272mm2T2而Ft d4

=21.76106352

1286.7NtFr=Ftan1286.7tan204268.3N3.初步确定轴的最小直径t现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据[2]312.2666.915-3，取A0312.2666.9dmind

62.48mm3Pn33ca A 同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩T =KT 查[2]3Pn33ca A KA=1.3.则：T

KT

1.31.751062275000Nmmca A3按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查[5]P99表8-7可选用LX4型弹性柱销联轴器。其公称转矩为2500000Nmm。半联轴器孔径d=63mm，故取dIII=63mm半联轴器长度L=142mm，半联轴器与341轴协作的毂孔长度l=132mm。4.轴的构造设计1拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-57-51 IIIIIIII据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1〕为满足半联轴器的轴向定位，I-II右端需制出一轴肩故II-III段的直径d =65mm；左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径D=65mm。半联轴器与轴协作的毂孔长为132mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上故I-II段长度应比L1 IIIIIIIIIIIII2〕II-IIIe=12mmdIIIII便拆装可取 便拆装可取 IIIII3〕初选轴承，由于有轴向力应选用深沟球轴承，参照工作要求ⅢⅣⅣⅤ ⅣⅤ ⅤⅥ d =70mm6214dDB=70mm125mm24mm，lIIIIV=24mmⅢⅣⅣⅤ ⅣⅤ ⅤⅥ ⅥⅦⅥⅦⅦⅧ ⅦⅧ4〕取安装齿轮段轴径为d=65mm，齿轮宽为128mm取l=122mm。齿轮右边Ⅶ-Ⅷ段为轴套定位，轴肩高h=6mmⅥⅦⅥⅦⅦⅧ ⅦⅧ35轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴之间的定位均承受平键连接。按dIII由[5]P53表4-1查得平键截面bh1811键槽用键槽铣刀加工长为128mmH7，同样齿轮与轴的连接用平键1811k6H7轴承与轴之间的周向定位是用过渡协作实n6现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角尺寸参考[2]15-2245.个轴肩处圆觉角见图。求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-6。现将计算出各个截面处的MH，MV和M的值如下：FNH1=12049NFNH2=2465N FNV1=3309NFNV2=6772NMH=-211990Nmm MV=582384Nmm2.125.82M3= 102.125.82T3=1.75106Nmm367-6按弯扭合成应力校核轴的强度进展校核时，通常只校核危急截面的强度，从轴的构造图以及弯A是轴的危急截面，则依据[2]15-5及上面的数据，取=0.6，轴的计算应力M2M2(T)21 3ca W 6.22(0.617.5)21050.1683

=38.69MP45钢，调制处理，由[2]15-1查得[1]=60Mp，ca1]，故安全。37轴承的寿命计算I6208寿命计算

83501644800hhP13300Nn388r/minC29550N3hL106

( )

106

29500( )3

45700h >44800hCh 60n P 6038813300C故I6208在有效期限内安全。8.2 II6211的寿命计算

83501644800hhP7158Nn133.8r/minC35000，hL106

( )

106

35000( )3

20674h<44800hCh 60n P 60133.8 7158C故II6210须在四年大修时进展更换。8.3 6214的寿命计算

83501644800hhP6772Nn66.9r/minC60800hL106

( )

106

60800( )3

414352h>44800hCh 60n P 6066.9 6772C故III6214满足要求。键连接的校核I轴上键的强度校核得许用挤压应力为[

]110MPp aⅦ-Ⅷ段键与键槽接触疲乏强度lLb8811474mm38 2T

2327

78.4MP

]110MPp kld 0.586032109

a p a故此键能安全工作。Ⅱ-Ⅲ段与键槽接触疲乏强度lLb671453mm 2T

2130

]110MPp kld 0.595332109故此键能安全工作。II轴上键的校核4-5-72得许用挤压应力为[

a p a]110MPp aII-III段键与键槽接触疲乏强度lLb631647mm 2T

2560

]110MPp kld 0.5104756109

a