机械设计课程设计传动方案

机械设计课程设计传动方案

设计书

题目： 带式运输机传动装置 学号： 1040112330 班级： 机自1203班 姓名： 张强

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目录

一、设计计划书 …………………………………………… 1

二、拟定传动方案 …………………………………………… 2

三、电动机的选择 …………………………………………… 5 四、齿轮的设计计算 …………………………………………… 7 五、轴的结构设计 …………………………………………… 21 六、轴承的校核 …………………………………………… 34

七、键校核 …………………………………………… 37 八、第II轴的精确校核 …………………………………………38

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设计计划书 一、设计 —— 带式输送机传动装置

已知条件：

（1） 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环

境最高温度35℃ （2） 使用折旧期：8年；

（3） 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；

动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；

（4） 运输带速度允许误差：±5%；

（5） 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。

已知参数：运输带工作压力F = 1500 N 运输带工作速度v = 1.1 m/s 卷筒直径 = 220 mm

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二、拟定传动方案

a : 二级展开式圆柱齿轮减速器

优点：结构简单，应用广泛，两级大齿轮直径接近，有利于浸油润滑，尺寸紧凑，成本低，用于载荷比较平稳的场合。

缺点：由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度。

b ：二级同轴式圆柱齿轮减速器

优点：结构简单，应用广泛，齿轮减速器长度方向尺寸较小，两级大齿轮直径接近，浸入油中深度大致相等，有利于浸油润滑。

缺点：齿轮减速器轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差，沿齿宽载荷分布不均匀，高速轴的承载能力难于充分利用。

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C ： 圆锥圆柱齿轮减速器

优点：用于输入输出轴相交的场合，也用于两轴垂直相错的传动中。 缺点：制造安装复杂，成本高，仅在传动布置需要时才采用。

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d ：单级蜗杆减速器 优点：结构简单，尺寸紧凑

缺点：效率较低，适用于载荷较小、间歇工作的场合，轴承润滑不太方便。

综上所述，二级展开式圆柱齿轮减速器比较符合方案要求，故选用二级展开式圆柱齿轮减速器。

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三、电动机的选择 设计 设计步骤及内容 结果 3242电动机的已知： F = 1500 N v = 1.1 m/s D = 220 mm FvP??1.65KW 0选择 10001、电动机输出功率 Pd? ηηηηηηηηηηηp0? 2 =η1η2η3η1：联轴器效率 2：啮合效率 3：轴承效率 4：溜油效率 5：滚筒效率 1 = 0.99 2 = 0.99 3 = 0.98 4 = 0.97 5 = 0.96 η 5 选取Y100L1-4型电动机 i1?4.74 i2?3.16 3 第 5 页

??0.992?0.992?0.983?0.972?0.96?0.817 1.65?2.020 Pd?0.817根据Pd查电动机手册 选取Y100L1-4型电动机 Pm = 2.2 KW nm?1430r/min Mn = 2.3 2、总传动比计算及传动比分配 i?nm nDv?60?10001.1?60?1000??95.49r/min ?D??220 nD?n1430?14.98 i?m?nD95.49 i?i1?i2 取 i1?4.74 i2?3.16

各轴的转速、扭矩： n1?nm?1430r/min n2?n11430r/min??301.69r/min i14.74n2301.69r/min??95.47r/min i23.16Pm2.2?9550??14.69 nm1430 n3? md?9550? m1?md??1??3?14.69?0.99?0.98?14.25 m2?m1i1?2?3?4?14.25?4.74?0.99?0.98?0.97?65.56N?m m3?m2i2?4?2?3?65.53?3.16?0.97?0.99?0.98?194.88N?m P?3?2.2?0.99?0.98?2.13KW 1?Pd?1 P2?P?2?3?4?2.13?0.99?0.98?0.97?2.00KW 1 P3?P2?2?3?4?2.00?0.99?0.98?0.97?1.88KW 轴 转速扭（N2m) 14.25 65.56 194.88 矩 功 （KW) 2.13 2.00 1.88 率 （r/min） 一 二 三 1430 301.69 95.47

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四 、齿轮的设计计算 设计 设计步骤及内容 高速级齿轮传动

结果 已知条件 i1=4.74 i2=3.16 n1=1430r/min n2=301.69r/min P=2.2kw 传动方案：二级展开式直齿圆柱齿轮传动 1.选择材料 选用二级展开式直齿齿轮传动，压力角为20°； 根据机械设计表10-1 选择小齿轮材料为40Cr，齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS; 精度等级选用7级精度; 试选小齿轮齿数Z1=21，大齿轮齿数Z2=i1Z1 =4.743二级展开式直齿圆柱齿轮传动 取Z1=21 Z2=100 21=99.54 取Z2=100 2.制定热处理工艺 小齿轮和大齿轮均为调质处理，淬火后高温回火，用来 使钢获得高的韧度和足够的强度。 3.按齿面接触强度设计 按式（10—11）进行试算小齿轮分度圆直径，即 2 ??2KHtT1u?1ZHZEZ? ? d1t?3??????du???H?? (1)确定公式内的各计算数值 KHt＝1.3 ①.试选载荷系数KHt＝1.3 ②.计算小齿轮传递的转矩 T1?1.4254查表知 T1?1.425?10N?mm ?104N?mm③.由表10－7选取尺宽系数υd＝1 υd＝1 ZH = 2.5 3 第 7 页

ZE=189.8MPa ④.由图10-20查得区域系数ZH = 2.5 ⑤.由表10－5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa ⑥.由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z? *?a1?arccosz1cos?/(z1?2ha) ?21?cos20?/(21?2?1)??30.909? ?arccos *?a2?arccosz2cos?/(z2?2ha) ?100?cos20?/(100?2?1)??22.888? ?arccos ???z1(tan?a1?tan?')?z2(tan?a2?tan?')/2? ??21?(tan30.909??tan20?)?100?(tan22.888??tan20?)?/2? ???????1.711 Z??0.873 4???4?1.711Z????0.873 33 ⑦.计算接触疲劳许用应力??H? 由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别 为 ?Hlim1?600MPa、?Hlim2?550MPa 由式（10-15）计算应力循环次数： N1?60n1jLh?60?1430?1?(2?8?300?8)?3.295?109 98 N2?N1/u?3.295?10/(100/21)?6.920?10 由图10-23查取解除疲劳寿命系数KHN1 = 0.90、KHN2= 0.95 取失效概率为1%、安全系数S=1，由式（10-14）得 ????1?KHN1??lim1?0.90?600?540MPa S1 ??N2??LIM20.95?550??523MPa ????2? S1 取??H?1和??H?2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 ??H????H?2?523MPa ??H??523MPa 3 第 8 页

2）试算小齿轮分度圆直径 d1t?30.419mm 22KHtT1u?1?ZHZEZ?? ? d1t?3??????du???H?? 42.5?189.8?0.8734.74?12?1.3?1.425?10 ?3()2?? 5234.741 ?30.419mm （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 ①圆周速度v ?d1tn1??30.419?1430v??v?2.28m/s 60?100060?1000 ?2.28m/s ②齿宽b b??dd1t?1?30.419?30.419mm b?30.419mm 2）计算实际载荷系数KH ①由表10-2查得使用系数KA?1 KA?1 ②根据v = 2.28m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数 Kv?1.02 ③齿轮的圆周力 Ft1?2T1/d1t?2?1.425?104/30.419?0.937?103N KAFt1/b?1?937/30.419?30.803N/m?100N/m Kv?1.02 KH??1.2 查表10-3得齿间载荷分配系数KH??1.2 ④由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.417 由此，得到实际载荷系数 KH?KAKVKH?KH??1?1.02?1.2?1.417?1.734 3）由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 KHβ=1.417 KH?1.734 3 第 9 页

d1?d1t3KH1.734?30.419?3?33.485mm KHt1.3及相应的齿轮模数 m?d1/z1?33.485/21?1.59mm 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）由式（10-7)试算模数，即 mt?32KFtT1Y??dz12?YFaYsa???????F??? ? d1?33.485mm m?1.59mm KFt?1.3 1）确定公式中的各参数值 ①试选KFt?1.3 ②由式(10-5)计算弯曲疲劳强度用重合度系数 Y??0.25?0.75 YFaYsa③计算 ??F? 由图10-17查得齿形系数 YFa1?2.65YFa2?2.26, 由图10-18查得应力修正系数Ysa1?1.58,Ysa2?1.73 由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限 分别为 ?Flim1?500MPa,?Flim2?380MPa 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1?0.83,KFN2?0.85 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）得 ??F?1?KFN1?Flim1?0.83?500MPa?296.43MPa S1.4 ??F?2?KFN2?Flim2?0.85?380MPa?230.71MPa S1.4 3 第 10 页

???0.25?0.75?0.688 1.711Y??0.688

YFa1Ysa1??F?1?2.65?1.58?0.0141 296.432.26?1.73?0.0169 230.71YFaYsaYFa2Ysa2 YFa2Ysa2??F?2?因为大齿轮的YFa2Ysa2??F?大于小齿轮,所以取 ?0.0169 ??F?2??F?2?0.0169 2)试算模数 mt?32KFtT1Y??dz12?YFaYsa???????F????mt?0.992mm d1?20.832mm42?1.3?1.425?10?0.688 ?3?0.0169mm?0.992mm1?212 （2）调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度v v?1.560m/s d1?mtz1?0.992?21mm?20.832mm b?20.832mm?d1n1??20.832?1430 v??m/s?1.560m/s 60?100060?1000 ②齿宽b b??dd1?1?20.832mm?20.832mm b/h?9.33 ③宽高比b/h *h?(2ha?c*)mt?(2?1?0.25)?0.992mm?2.232mm b/h?20.832/2.232?9.33 Kv=1.06 2)计算实际载荷系数KF ①根据v= 1.560m/s，7级精度，由图10-8查得动载系 数Kv=1.06 ②由 Ft1?2T1/d1?2?1.425?104/20.832N?1.368?103N KF??1.2 KAFt1/b?1?1.368?103/20.832N/mm?65.67N/mm ?100N/mm 3 第 11 页

查表10-3得齿间载荷分配系数KF??1.2 ③由表10-4用插值法查得KH??1.417，结合b/h=9.33查图10-13得 KF??1.42 KF?1.81 KF??1.42 则载荷系数为 KF?KAKvKF?KF??1?1.06?1.2?1.42?1.81 3)由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 m?mt3 KF1.81?0.992?3mm?1.108mm KFt1.3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疲劳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，可取由弯曲疲劳强度算得的模1.108mm并就近圆整为标准值m=1.25mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1?20.832mm m=1.25mm z1=21 z2?100 z1=d1/m=20.832/1=20.832，取z1=21 z2?uz1?4.74?21?99.54，取z2?100，z1与z2互为质 数 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，并做到结构紧凑，避免浪 费。 4、几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 d1?z1m?21?1.25mm?26.25mm d2?z2m?100?1.25mm?125mm d1?26.25mmd2?125mm，算出小齿轮齿数（2）计算中心距 3 第 12 页

a?75.75mma?(d1?d2)/2?(26.25?125)/2mm?75.75mm （3）计算齿轮宽度 b?26.25mmb??dd1?1?26.25mm?26.25mm 考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省 材料，一般将小齿轮略为加宽（5~10）mm，即 b1?b?(5~10)mm?26.25?(5~10)mm?31.25~36.25mm 取b1?32mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即 b2?b?26.25mm b1?32mmb2?26.25mm6主要设计结论 齿数z1?21、z2?100，模数m?1.25，压力角??20?，z1?21、中心距a?75.75mm齿宽b1?32mm，b2?26.25mm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。 z2?100 m?1.25 ??20? a?75.75mm b1?32mmb2?26.25mm小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。 3 第 13 页

低速级齿轮 传动设计 已知： 小齿轮转速n3 =95.47r/min，齿数比u=3.16，p=2.2kw 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）按选定传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为 20?。 （2）带式运输机为一般工作机器，参考表10-6，选用7级精度。 （3）材料选择。由表10-1，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 240HBS。 （4）选小齿轮齿数z1 =25，大齿轮齿数 直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20? z1 =25 z2?u?z1?3.16?25?79 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 z2?79 ?ZHZEZ?2KHtTⅠu?13d1t?????du????H?1）确定公式中的各参数值 ①试选KHt?1.3。 ②计算小齿轮传递的转矩。 ???? 2KHt?1.3 T3?1.9488?105N?查轴转速、扭矩列表得T3?1.9488?105N?mm ③由表10-7选取齿宽系数?d?1。 ④由图10-20查得区域系数ZH =2.5。 ⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE =189.8 Mpa1/2 ⑥由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z?。 ?d?1 ZH =2.5 ZE =189.8 Mpa1/2 ?z1cos?/(z1?2ha?)??a1?arccos?25cos20?/(25?2?1)??arccos?29.53? ?79?cos20?/(79?2?1)??arccos?23.58? ?a1?29.53? ?z2cos?/(z2?2ha?)??a2?arccos

?a2?23.58? 3 第 14 页

????z1(tan?a1?tan??)?z2(tan?a2?tan??)?/2? ??25?(tan29.53??tan20?)?79?(tan23.58??tan20?)?/2?1.717 ?1.717 4???4?1.717Z????0.872 33 ??? Z??0.872 ⑦计算接触疲劳许用应力??H?。 由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 ?Hlim1?600MPa、?Hlim2?550MPa。 由式（10-15）计算应力循环次数： N1?60n1jLh?60?95.47?1?(2?8?300?8)?2.200?108 N2?N1/u?2.200?108/3.16?0.696?108 由图10-23查取接触疲劳寿命系数 KHN1?0.97,KHN2?0.99。 取失效概率为1%、安全系数S?1，由式（10-14）得 KHN1??Hlim10.97?600 ??H?1???582MPaS1 ??H?2?KHN2??Hlim2?0.99?550?544.5MPa S1 ??????取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应 力，则??H????H?2?544.5MPa ??H?? 544.5MPa2）试算小齿轮分度圆直径 2KHtT1u?1?ZHZEZ?d1t?3????du????H????? 2 d1t? 72.76

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2?1.3?1.9488?103.16?12.5?189.8?0.872??()13.16544.5 ?72.76?3 （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。 ①圆周速度v。 5v?πd1tn1π?72.76?95.47??0.364m/s 60?100060?1000②齿宽b。 v?0.364m/s b?72.76mm b??dd1t?1?72.76?72.76mm 2）计算实际载荷系数KH。 ①由表10-2查得使用系数KAKA?1 ?1。 ②根据v=0.364m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv?1.02 Kv?1.02 ③齿轮的圆周力。 Ft?2T1/d1t?2?1.9488?105/72.76?5.356?103N KAFt1/b?1.02?5.356?103/72.76 ?75.08N/mm?100N/mm KAFt1/b?75.08N/mm KH??1.2 查表10-3得齿间载荷分配系数KH??1.2。 ④由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支 承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH??1.426。 由此，得到实际载荷系数 KH?1.75 KH?KAKvKH?KH??1?1.02?1.2?1.426?1.75 3）由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 d1?81.44mmd1?d1t3KH1.75?73.76?3?81.44mm KHt1.3 m?3.26mm 3 第 16 页

及相应的齿轮模数m?d1/z1?81.44/25?3.26mm 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）由式（10-7）试算模数，即 2KFtT1Y?mt??dz123?YFaYsa???????F???? KFt?1.3 1) 确定公式中的各参数值 ①试选KFt?1.3。 ②由式（10-5）计算弯曲疲劳用重合度系数。Y??0.687 0.750.75 Y??0.25??0.25??0.687 ??1.717 YY ③计算Fasa。 ??F? 由图10-17查得齿形系数YFa1?2.03、YFa2?2.01。 由图10-18查得应力修正系数Ysa1?1.86、 Ysa2?1.92。 由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极 限分别为?Flim1?500MPa、?Flim2?380MPa。 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.94， KFN2?0.96。 取弯曲疲劳安全系数S?1.4，由式（10-14）得 KFN1?Flim10.94?500?MPa?335.71MPa??F?1? S1.4 KFN2?Flim20.96?380?MPa?260.57MPa ??F?2? S1.4 YFa1Ysa12.03?1.86 ??0.0112 ??F?1335.71

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YFa1Ysa1??F?12.01?1.92??0.0148 260.57 YFaYsaYY因为大齿轮的Fasa大于小齿轮，所以取??F???F? YFaYsa??F??YFa2Ysa2??F?2?0.0148 =0.0148 2）试算模数 mt?3mt?2.02 2KFtT1Y??dz12?YFaYsa??????????F? 52?1.3?1.9488?10?0.687?3?0.014821?25 ?2.020mm （2）调整齿轮模数 d1?50.5mmv?0.252m/s 1）计算实际载荷系数前的数据准备。 ①圆周速度v。 d1?mtz1?2.02?25?50.5mm πd1n1π?50.5?95.47v???0.252m/s 60?100060?1000b?50.5mm ②齿宽b。 b??dd1?1?50.5?50.5mm ③宽高比b/h。 *h?(2ha?c*)mt?(2?1?0.25)?2.02?4.545mm b/h?50.5/4.545?11.11 2）计算实际载荷系数KF。 ①根据v?0.252m/s，7级精度，由图10-8查得动载 系数KV?1.02。 ②由Ft1?2T1/d1?2?1.8488?105/50.5?7.32?103N，

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查表10-3得齿间载荷分配系数KF??1.0。 ③由表10-4用插值法查得KH??1.426，结合 b/h?11.11， KAFt1/b?1?7320/50.5?144.95N/mm?100N/mm， 查图10-13，得KF??1.46。 则载荷系数为KF?1.49 KF?KAKvKF?KF??1?1.02?1?1.46?1.49 3）由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 m?mt3KF1.49?2.02?3?2.114mm KFt1.3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疲劳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，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.114mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1?50.5mm,算出小齿轮齿数 m = 2 z1?25 z1?d1/m?50.5/2?25.25。 取z1?25，则大齿轮齿数z2?uz1?3.16?25?79，1与 z2互为质数。 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，并做到结构紧凑，避免浪 费。 4.几何尺寸计算

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zz2?79

（1）计算分度圆直径 d1?z1m?25?2?50mm d2?z2m?79?2?158mm （2）计算中心距 a?(d1?d2)/2?(50?158)/2?104mm （3）计算齿轮宽度 b??dd1?1?50?50mm 考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽(5~10)mm，即b1?b?(5?10)?50?(5?10)?55?60mm 取b1?56mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2?b?50mm。 5.主要设计结论 齿数z1?25、z2?79，模数m?2，压力角??20?，中心距a?104mm，齿宽b1?56mm，b2?50mm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。

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五、轴的结构设计 设计 设计步骤及内容 轴一

结果 已知电动机P = 2.2kW，转速n = 1430r/min，z1=21，mt = 1.25mm b1?32mm 1.求输出轴上的功率P1、转速n1和转矩T1 查转速和转矩表知 n1?1430r/m n1?1430r/min T1?14250N?mm P1?2.13KW2.求作用在齿轮上的力 T1?14250N? P1?2.13KWd1?mtz1?1.25?21?26.25mm 而 Ft? 2T12?14250??1085.71N d126.25tan?tan20??1085.71??395.17N cos?cos0?Ft?1085.71N Fr?FtFr?395.17N F??0 F??Fttan??1085.71?tan0??0 3.初步确定轴的最小直径 先按式（15—2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45 钢，调制处理。根据表15—3，取A0?112，于是得 P2.13dmin?A031?1123?12.79mm n11430 查表14-1，取KA?1.3，则 联轴器的计算转矩 Tca?KAT1?1.3?14250?18525N?mm 查表得选用GY1型凸缘联轴器，公称转矩为GY1型凸25000N?mm，半联轴器的孔径dI=14mm，故取缘联轴器 dI=14mm dI-II=14mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=27mm。 3 第 21 页

4.轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 现选用图15-22a所示的装配方案。 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）取Ⅱ—Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ=15mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=27mm，为保证轴段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L1略短一些，现取lⅠ-Ⅱ=25mm。 2) 选用单列深沟球轴承，选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6303，其尺寸为d?D?B?17?47?14，故dⅢ-Ⅳ=dⅧ-VIII=17mm， lⅧ-VII=14mm。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取dVI-VII=20mm。 3）取安装齿轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径d=20mm，齿轮的左端采用套筒定位，已知齿轮毂轮宽32mm，为使套筒可靠地压紧齿轮，此段应略短与毂轮宽度，取 lⅣ-Ⅴ=30mm。齿轮的右端采用轴肩定位，由直径d=20mm查表15-2，得R=1.0mm，则轴环处的dV-VI=25mm.lV-VI=8mm。 4) 轴承端盖的总宽度为20mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=16.5mm，故取lⅡ-Ⅲ=36.5mm。 5) 取齿轮距箱体内壁之距离??8mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取s=2mm，已知滚动轴承宽度B=14mm，则 lⅠ-Ⅱ=25mm dI-II=14mm lⅡ-Ⅲ=36.5mm dⅡ-Ⅲ=15mm lIII-IV=29.5mm dⅢ-Ⅳ= 17mm lⅣ-Ⅴ=30mm d=20mm lV-VI=8mm dV-VI=25mm lVI-VII=63.5mm dVI-VII=20mm lⅧ-VII=14mm dⅧ-VIII=17mm， (3) 轴上零件的周向定位 齿轮直接在轴上加工，半联轴器与轴的周向定采用平键连接。半联轴器与轴的连接，选用平键为H75mmx5mmx20mm，半联轴器与轴的配合为K6。滚动轴承与轴的周向定位有过度配 单列深沟球轴承 单列深沟球轴承6303 平键截面bXh=12X8 齿轮毂孔与轴的配 3 第 22 页

合保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 查表15-2，倒角取C1.0，C1.2，圆角取R1.0，R1.2。 5. 求轴上的载荷 H7合为k6 倒角取C1.0，C1.2，圆角取R1.0，R1.2 由FNH1?FNH2?Ft?1085.7N 3 第 23 页

FNH1?L1?FNH2?L2FNH1?36.5?FNH2?94.5 得FNH1?783.20N, FNH2?302.50N MH?FNH1?L1?783.20?36.5?28586.8N?mm 由FNV1?FNV2?Fr?395.17N FNV1?L1?FNV2?L2FNV1?36.5?FNV2?94.5 得FNV1?285.07N, FNV2?110.10N MV?FNV1?L1?285.07?36.5?10405.06N?mm 22M?MV?MH?10405.062?28586.82 ?30421.55N?mm查表知 T?14250N?mm 2Me?M2?(0.6?T)2?30421.552?(0.6?14250) ?31600.21N?mm 6. 按弯扭合成应力校核轴的强度 对第三截面进行校核 d=17mm W1?0.1d3?0.1?173?491.3mm3 M2?(0.6T1)217.40Mpa ?ca??2W1轴材料选40CrNi由表15-1查得故安全。 对第四截面进行校核 d=20mm W2=0.1d3=800mm3 σca??σ-1??σ-1?=75MPa，因此，?ca?M2?(0.6T1)2?39.50Mpa 2W1轴材料选40CrNi由表15-1查得故安全。 σca??σ-1??σ-1?=75MPa，因此， 3 第 24 页

轴二设计

已知 z1=100，z2=25,mt1 = 1.25mm mt2=2mm 1.求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2 查表知 n2?301.69r/min T2?65560N?mm P2?2.00KW 2.求作用在齿轮上的力 d1?mt1z1?1.25?100?125mm d2?mt2z2?2?25?50mm 而 Ft1?2T22?65560??1048.96N d1125tan?tan20??1048.96??381.79N cos?cos0? Fr1?Ft1 F?1?Ft1tan??1048.96?tan0??0 Ft2?2T22?65560??2622.4N d250tan?tan20??2622.4??954.48N cos?cos0? Fr2?Ft2 F?2?Ft2tan??2622.4?tan0??0 3.初步确定轴的最小直径 先按式（15—2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15—3，取A0?112，于是得 dmin?A03 P22.00?1123?21.04mm n2301.694.轴的结构设计 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1) 选用单列深沟球轴承，选取0基本游隙组、标准精度 3 第 25 页

级的单列深沟球轴承6307，其尺寸为d?D?B?35?80?21，故dI-II=dV-VI=35mm。 2)取左侧安装齿轮处的轴段II-III的直径d=40mm，齿轮的左端采用套筒定位，已知齿轮毂轮宽26.25mm，为使套筒可靠地压紧齿轮，此段应略短与毂轮宽度，取 lⅣ-Ⅴ=24mm。齿轮的右端采用轴肩定位，由直径d=40mm查表15-2，得R=1.2mm，则轴环处的dIII-IV=45mm.lV-VI=8mm。取右侧安装齿轮处的轴段IV-V的直径d=40mm，齿轮的右端采用套筒定位，已知齿轮毂轮宽56mm，为使套筒可靠地压紧齿轮，此段应略短与毂轮宽度，取 lⅣ-Ⅴ=54mm，齿轮的左端采用轴肩定位 3）lⅠ-Ⅱ=36.125mm dI-II=35mm lⅡ-Ⅲ=24mm dⅡ-Ⅲ=40mm lIII-IV=8mm dⅢ-Ⅳ= 45mm lⅣ-Ⅴ=54mm d=40mm lV-VI=29.875mm dV-VI=35mm 4）轴上零件的周向定位 齿轮1与轴的周向定位采用平键连接。按d=40mm查表6-1得平键截面bXh=12X8，键槽用键槽铣刀加工，长分为20，同时为了保证齿轮与轴有良好的对中性，选择齿H7轮毂孔与轴的配合为k6；滚动轴承与轴的周向定位有过度配 合保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。齿轮2直接加工在轴上。 5）确定轴上圆角和倒角尺寸 查表15-2，倒角取C1.0，C1.2，圆角取R1.0，R1.2。 5求轴上的载荷 3 第 26 页

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由FNH1?FNH2?Ft1?Ft2?1048.96N?2622.4N FNH1?L1?Ft2?L2?FNH2?(L2?L3)FNH1?36.5?2622.4?49.125?FNH2?(49.125?45.375)得 FNH1?1665.02N,FNH2?2006.34N MH1?FNH1?L1?1665.02?36.5?60773.23N?mmMH2?FNH2?L3?2006.34?45.375?91037.68N?mmFNV1?FNV2?Fr1?Fr2FNV1?FNV2?381.79?954.48 FNV1?(L1?L2)?Fr1?L2?FNV2?L3FNV1?(36.5?49.125)?381.79?49.125?FNV2?45.375得 FNV1?55.19N FNV2?517.5N MV1?FNV1?L1?55.19?36.5?2014.435N?mmMV2?FNV2?L3?517.5?45.375?23481.56N?mm22M1?MH.232?2014.4352 1?MV1?60773?60806.61N?mm 2222M2?MH?M?91037.68?23481.562V2 ?94017.25N?mm 查表知 T2?65560N?m Me1?M12?(0.6?T)2?60806.612?(0.6?65560)2 ?72420.75N?mm2Me2?M2?(0.6?T)2?94017.252?(0.6?65560)2 ?106855.56N?mm 3 第 28 页

轴三设计

6. 按弯扭合成应力校核轴的强度 对第二截面进行校核 d=40mm W1?0.1d3?0.1?403?6400mm3 M2?(0.6T1)211.32Mpa ?ca??W21轴材料选40CrNi由表15-1查得故安全。 对第四截面进行校核 d=40mm W2=0.1d3=6400mm3 σca??σ-1??σ-1?=75MPa，因此，?ca?M2?(0.6T1)2?16.70Mpa 2W1轴材料选40CrNi由表15-1查得σca??σ-1??σ-1?=75MPa，因此，故安全。 已知电动机P = 2.2kW，z1=79，mt =2mm b1?50mm 1.求输出轴上的功率P1、转速n1和转矩T1 查转速和转矩表知 n1?95.47r/min T1?194880N?mm P1?1.88KW2.求作用在齿轮上的力 d1?mtz1?2?79?158mm 而 Ft?2T12?194880??2466.84N d1158tan?tan20??2466.84??897.85N cos?cos0? Fr?Ft 3 第 29 页

F??Fttan??2466.84?tan0??0 3. 初步确定轴的最小直径 先按式（15—2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15—3，取A0?112，于是得 dmin?A03 P1.881?1123?30.24mm n195.47查表14-1，取KA?1.3，则 联轴器的计算转矩Tca?KAT1?1.3?194880?253344N?mm 查表得选用GY5型凸缘联轴器，公称转矩为400000N?mm，半联轴器的孔径d=32mm，故取d=32mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm。 4. 轴的结构设计 （2）拟定轴上零件的装配方案 现选用图15-22a所示的装配方案。 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）取Ⅱ—Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ=34mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm，为保证轴段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L1略短一些，现取lⅠ-Ⅱ=58mm。 3) 选用单列深沟球轴承，选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6307，其尺寸为d?D?B?35?80?21，故dⅢ-Ⅳ=dⅧ-VIII=35mm， lⅧ-VII=21mm。 左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取dVI-VII=40mm。 4）取安装齿轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径d=40mm，齿轮的右端采用套筒定位，已知齿轮毂轮宽50mm，为使套筒可靠地压紧齿轮，此段应略短与毂轮宽度，取 lⅣ-Ⅴ=48mm。齿轮的左端采用轴肩定位，由直径d=40mm查表15-2，得R=1.2mm，则轴环处的dV-VI=45mm.lV-VI=8mm。 4) 轴承端盖的总宽度为20mm，取端盖的外端面与半联 3 第 30 页

轴器右端面间的距离l=10mm，故取lⅡ-Ⅲ=30mm。 5) 取齿轮距箱体内壁之距离??8mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取s=2mm，已知滚动轴承宽度B=14mm，则 lⅠ-Ⅱ=50mm dI-II=32mm lⅡ-Ⅲ=30mm dⅡ-Ⅲ=34mm lIII-IV=32.875mm dⅢ-Ⅳ= 35mm lⅣ-Ⅴ=48mm d=40mm lV-VI=8mm dV-VI=45mm lVI-VII=42.175mm dVI-VII=40mm lⅧ-VII=21mm dⅧ-VIII=35mm， (4) 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连接。按d=40mm查表6-1得平键截面bXh=12X8，键槽用键槽铣刀加工，长分别为40和50mm，同时为了保证齿轮与轴H7有良好的对中性，选择齿轮毂孔与轴的配合为k6半联轴器与轴的连接，选用平键为10mmx8mmx50mm，半H7联轴器与轴的配合为K6。滚动轴承与轴的周向定位有过度配 合保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 （5）确定轴上圆角和倒角尺寸 查表15-2，倒角取C1.0，C1.2，圆角取R1.0，R1.2。 3 第 31 页

5. 求轴上的载荷 由FNH1?FNH2?Ft?2466.84N 3 第 32 页

FNH1?L1?FNH2?L2FNH1?85.625?FNH2?45.375 得FNH1?854.45N, FNH2?1612.39N MH?FNH1?L1?854.45?85.625?73162.28N?mm 由FNV1?FNV2?Fr?897.75N FNV1?L1?FNV2?L2FNV1?85.625?FNV2?45.375 得FNV1?310.96N, FNV2?586.79N MV?FNV1?L1?310.96?85.625?36625.95N?mm 22M?MV?MH?73162.282?36625.952 ?81817.97N?mm查表知 T?194880N?mm 2Me?M2?(0.6?T)2?81817.972?(0.6?194880) ?142710.68N?mm 6. 按弯扭合成应力校核轴的强度 对第四截面进行校核 d=40mm W1?0.1d3?0.1?403?6400mm3 M2?(0.6T1)222.30Mpa ?ca??2W1轴材料选40CrNi由表15-1查得故安全。 对第五截面进行校核 d=35mm W2=0.1d3=4287.5mm3 σca??σ-1??σ-1?=75MPa，因此，?ca?M2?(0.6T1)2?27.27Mpa 2W1轴材料选40CrNi由表15-1查得故安全。

σca??σ-1??σ-1?=75MPa，因此， 3 第 33 页

六、轴承的校核 设计 设计内容及步骤 轴一上的轴承校核 轴二上的轴承校核

结果 已知 Ft?1085.71NFr?395.17N F??0 轴承型号：单列深沟球轴承6303 将轴系部件的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。 36.5?Fr36.5?395.17Fr1V???110.10N 36.5?94.536.5?94.5 Fr2V?Fr?Fr1V?395.17?110.10?285.07NFr1H?36.536.5?Ft??1085.71?302.23N 36.5?94.536.5?94.5 ?Ft?Fr1H?1085.71?302.23?783.48NFr2H222Fr1?Fr21V?Fr1H?110.10?302.23?321.66N 2Fr2?Fr2285.072?783.482?833.73N 2V?Fr2H? 查手册得Cr=13.50kn 载荷P为： P.66?321.66N 1?fd?Fr1?1?321P2?fd?Fr2?1?833.73?833.73N 转速n为： n?1430r/min L?2?8?300?4?19200h 106?C?106?13500???Lh???60?1430?833.73? 60n?P???2??49480.92h?L33轴承合格 已知 Ft1?1048.96NFt2?2622.4N 3 第 34 页

轴三上轴承的校核

Fr1?381.79N Fr2?954.48N F??0 轴承型号：单列深沟球轴承6307 将轴系部件的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。 Fr1V?55.19N Fr2V?Fr?Fr1V?572.69?55.19?517.5NFr1H?1665.02N Fr2H?Ft?Fr1H?3671.36?1665.02?2006.34N 2Fr1?Fr255.192?1665.022?1665.93N 1V?Fr1H?222Fr2?Fr2?F?517.5?2006.34?2072.01N 2Vr2H 查手册得Cr=33.20kn 载荷P为： P.93?1665.93N 1?fd?Fr1?1?1665P2?fd?Fr2?1?2072.01?2072.01N 转速n为： n?301.69r/min L?2?8?300?4?19200h 10?C?106?33200???Lh??? ?60?301.69?207260n?P.01???2??227261.85h?L633轴承合格 已知 Ft?2466.84NFr?897.85NF??0 轴承型号：单列深沟球轴承6307 将轴系部件的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。 3 第 35 页

Fr1V?85.625?Fr85.625?897.85??586.86N 85.625?45.37585.625?45.375 Fr2V?Fr?Fr1V?897.85?586.86?310.99N 85.62585.625?Ft??2466.8485.625?45.37585.625?45.375 ?1612.39N Fr2H?Ft?Fr1H?2466.84?1612.39?854.45NFr1H?2Fr1?Fr2586.862?1612.392?1715.87N 1V?Fr1H?2Fr2?Fr2310.992?854.452?909.29N 2V?Fr2H? 查手册得Cr=33.20kn 载荷P为： P.87?1715.87N 1?fd?Fr1?1?1715P2?fd?Fr2?1?909.29?909.29N 转速n为： n?95.47r/min L?2?8?300?4?19200h 10?C?106?33200???Lh??? ?60?95.47?171560n?P.87???1??1264570.18h?L633轴承合格

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七、键校核 设计 设计内容及步骤 轴一 轴二 轴三 结果 半联轴器与轴的连接，选用平键为 5mmx5mmx20mm4000T4000?14.25?p1???40.71??p?110MP hld5?20?14键合格 平键截面bXh=12X8，键槽用键槽铣刀加工，长别为20 4000T4000?65.56?p2???40.98??p?110MP hld8?20?40 键合格 平键截面bXh=12X8长40mm 4000T4000?194.88?p4???60.9??p?110MP hld8?40?40平键为10mmx8mmx50mm 4000T4000?194.88?p5???55.69??p?110MP hld8?50?35键合格 ???????? 3 第 37 页

八、第II轴的精确校核 设计 设计内容及步骤 截面Ⅳ左侧：抗弯截面系数 W?0.1?d3?0.1?403?6400mm3 结果 抗扭界面系数 WT?0.2?d3?0.2?403?12800mm3 截面左侧弯矩 M?94017.25?45.375?26?40145.1145.375 截面上的扭矩 T2?65560N?mm 截面上的弯曲应力 M40145.11?b???6.27MPa W6400截面上的扭转切应力 ?r?T265560??5.12MPa WT12800轴的材料为40CrNi，调质处理。由表15-1查得 σB=900Mpa,σ-1=430Mpa,τ-1=260Mpa 截面上由于轴肩形成的理论应力集中系数 ???1.27 ???1.12 由图3-1查得轴的敏感系数为 q??0.78 q??0.82 故有效应力集中系数为 k??1?q?(???1)?1?0.78?(1.27?1)?1.21k??1?q?(???1)?1?0.82?(1.12?1)?1.10 由图3-2查得尺寸系数εσ=0.76 由图3-3查得扭转尺寸系数ετ=0.86 轴按磨削加工，由图3-4得表面质量系数为 βσ=βτ=0.90 轴表面未经强化处理，βq=1,综合系数为 3 第 38 页

K??k???k??1??1?1?1.211??1?1.70 0.760.9K????????1?1.101??1?1.39 0.860.9碳钢的特性系数 ψσ=0.1ψτ=0.05 计算安全系数 S????1430??40.34 K??a????m1.70?6.27?0 S????1260??70.535.125.12K??a????m1.39? ?0.05?22S?S?S??S?22Sca??40.34?70.5340.34?70.5322?35.02??S?1.5 故可知其安全 截面Ⅳ右侧：抗弯截面系数 W?0.1?d3?0.1?353?4287.5mm3 抗扭界面系数 WT?0.2?d3?0.2?353?8575mm3 截面左侧弯矩 M?94017.25?45.375?26?40145.1145.375 截面上的扭矩 T2?65560N?mm 截面上的弯曲应力 M40145.11?b???9.36MPa W4287.5截面上的扭转切应力 ?r?T265560??7.65MPa WT8575轴的材料为40CrNi，调质处理。 查表3-8得 3 第 39 页

k????3.20 k????2.56 K??k???k??1??1?1?3.20?1?1?3.31 0.9K????????1?2.56?1?1?2.67 0.9碳钢的特性系数 ψσ=0.1ψτ=0.05 计算安全系数 S????1430??13.88 K??a????m3.31?9.36?0 S????1260??24.99K??a????m2.67?7.65?0.05?7.65 22S?S?S??S?22Sca??13.88?24.9913.88?24.9922?12.13??S?1.5 故可知其安全 3 第 40 页

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