機械設(shè)計課程設(shè)計傳動方案

目錄一、設(shè)計計劃書……………1二、擬定傳動方案……………2三、電動機的選擇……………5四、齒輪的設(shè)計計算……………7五、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計……………21六、軸承的校核……………34七、鍵校核……………37八、第II軸的精確校核 383設(shè)計計劃書一、設(shè)計——帶式輸送機傳動裝置已知條件：35℃使用折舊期：8年；檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；運輸帶速度允許誤差：±5%；制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。已知參數(shù)：運輸帶工作壓力F=1500N 運輸帶工作速度v=1.1m/s 卷筒徑=220mm第13二、擬定傳動方案a:二級展開式圓柱齒輪減速器成本低，用于載荷比較平穩(wěn)的場合。較大剛度。b：二級同軸式圓柱齒輪減速器優(yōu)點：結(jié)構(gòu)簡單，應(yīng)用廣泛，齒輪減速器長度方向尺寸較小，兩級大齒輪直徑接近，浸入油中深度大致相等，有利于浸油潤滑。缺點：齒輪減速器軸向尺寸較大，中間軸較長，剛度較差，沿齒寬載荷分布不均勻，高速軸的承載能力難于充分利用。第23C：圓錐圓柱齒輪減速器優(yōu)點：用于輸入輸出軸相交的場合，也用于兩軸垂直相錯的傳動中。缺點：制造安裝復(fù)雜，成本高，僅在傳動布置需要時才采用。第33d：單級蝸桿減速器優(yōu)點：結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊6缺點：效率較低，適用于載荷較小、間歇工作的場合，軸承潤滑不太方便。6453x453

V F -柱齒輪減速器。第43三、電動機的選擇設(shè)計 設(shè)計步驟及內(nèi)容 結(jié)果電動機的 已知：F=1500N v=1.1m/s D=220mmP選擇 P

Fv1000

1.65KW1、電動機輸出功率pP 0d η =η

2η1 2

2η2η3 4 5η：聯(lián)軸器效率1η：嚙合效率2η：軸承效率3η：溜油效率4η：滾筒效率5η1=0.99η2=0.99η3=0.98η4=0.97η5=0.960.9920.9920.9830.9720.960.8171.65dP0.817d

2.020P根據(jù)Pd

查電動機手冊 選 取Y100L1-4型電動機

Y100L1-4P=2.2KW nm

1430r/minMnM

=2.3

型電動機2、總傳動比計算及傳動比分配nimnnDnv6010001.160100095.49r/minD 220n1430nim

14.98nDiii1

95.49

i4.741取 i4.74 i1

3.16

i3.162第53各軸的轉(zhuǎn)速、扭矩：nnmn

1430r/min1430r/minn1i1

4.74

301.69r/minnin2i32

301.69r/3.16P

95.47r/min2.2m9550d nm

9550143014.69mm1

1

14.690.990.9814.25mmi14.254.740.990.980.9765.56Nm2 11234mmi65.533.160.970.990.98194.88Nm3 22423PP2.20.990.982.13KW1 d13PP2.130.990.980.972.00KW2 1234PP2.000.990.980.971.88KW3 2234軸 轉(zhuǎn) 速 扭 矩 功 率（r/min）（N2m)（KW)一143014.252.13二301.6965.562.00三95.47194.881.88第63四、齒輪的設(shè)計計算設(shè)計 設(shè)計步驟及內(nèi)容 結(jié)果高速級齒輪傳動

已知條件i=4.74 i=3.16 n=1430r/min n=301.69r/min1 2 1 2P=2.2kw傳動方案：二級展開式直齒圓柱齒輪傳動選擇材料選用二級展開式直齒齒輪傳動，壓力角為20°；根據(jù)機械設(shè)計表10-140Cr280HBS，大齒輪5鋼（調(diào)質(zhì)S，二者材料硬度40HBS;精度等級選用7級精度;1 21試選小齒輪齒數(shù)1 2121=99.54Z=1002制定熱處理工藝小齒輪和大齒輪均為調(diào)質(zhì)處理，淬火后高溫回火，用來使鋼獲得高的韌度和足夠的強度。按齒面接觸強度設(shè)計按式（10—11）進行試算小齒輪分度圓直徑，即

二級展開式直齒圓柱齒輪傳動1取Z=211Z=10022KT u1Z

Z2d

Ht1 ud u

EH(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值①.試選載荷系數(shù)K＝1.3Ht②.計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩

K＝1.3HtT1.4251查表知 T1

1.425104Nmm 104Nmm③.由表10－7選取尺寬系數(shù) ＝1d

＝1dZ=2.5H第7310-20ZH

=2.5

Z=189.8MEPa10－5Z=189.8MPaE⑥.由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z arccoszcos/(z2h*)arccos21cos20/(2121)aarccos21cos20/(2121) arccoszarccos100cos20arccos100cos20

cos/(z2

2h*) 1z(tana11

tan')z2

(tana2

tan')/221(tan30.909tan20)100(tan22.888tan20)/1.711 Z0.8734Z

41.7110.873 3 3⑦.計算接觸疲勞許用應(yīng)力H由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1

600MPa、

Hlim

550MPa由式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N60njL1 1

6014301(283008)3.295109NN2 1

/u3.295109/(100/21)6.920108由圖10-23查取解除疲勞壽命系數(shù)K

HN1

=0.90

HN2

=0.95取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1，由式（10-14）得 K

0.906001

HN1

lim1

540MPa

S 1N2

523MPa2 S 1 取

和H1

H2

HH2H2

523MPaH

523MPa第83d1t30.419mm2）試算小齒輪分度圓直徑2KT u1

ZZ2d

Ht1 ud u

EH2.5189.80.873 4.741 21.31.4251043( )2 523 4.74 130.419mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度v1v 1

30.4191430

2.28/v ms2.28/601000 6010002.28m/s②齒寬bbdd1t130.41930.419mm b30.419mmKH①由表10-2查得使用系數(shù)KA1 KA1②根據(jù)v=2.28m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)K1.02v③齒輪的圓周力Ft12T1/d1t21.425104/30.4190.937103NKAFt1/b1937/30.41930.803N/m100N/m查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)K 1.2H④由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承

K1.02vK 1.2H非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ

=1.417

KHβ

=1.417由此，得到實際載荷系數(shù) H AVH HKKKKK H AVH H由式（2直徑

KH1.734第93HKHd1d1t3K

1.73430.4193 1.3

d133.485mmHt及相應(yīng)的齒輪模數(shù)md1/z133.485/211.59mm3、按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（10-7)試算模數(shù)，即

m1.59mm2KTY YYm3 Ft1Faat z2 d1 F1）確定公式中的各參數(shù)值

K 1.3Ft①試選KFt

1.3②由式(10-5)計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)0.75 0.75Y0.25 0.25

Y0.688 1.711YY③計算Fa

aF由圖10-17查得齒形系數(shù),Y,Fa1

2.65YFa2

2.26由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1

1.58,Ysa2

1.73由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為Flim1

,

F

380MPa由圖 10-22 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K 0.83,K 0.85FN1 FN2取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-14）得

K FN1

Flim1

0.83

MPa296.43MPaF1 S 1.4

K FN2

Flim2

0.85

MPa230.71MPaF2 S 1.4第103Y Y 2.651.58F1s1F1

296.43

0.0141Y Y 2.261.73Fa2sa2

0.0169 Y YF2 Fa2sa2FYY F因為大齒輪的

Fasa大于小齒輪,所以取F

0.0169Y YFa2sa20169F22)試算模數(shù)

m0.992mm2KTY YY tm3 Ft1Faat z2 d1 F 21.31.4251040.6880.0169mm0.992mm3 1調(diào)整齒輪模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度v

d20.832mm1v1.560m/sdmz0.99221mm20.832mm1 t1

b20.832mmn 20.8321430v 11 m/s1.560m/s601000 601000②齒寬bbd120.832mm20.832mmd1 b/h9.33③寬高比b/hh(2h*c*)m(210.992mm2.232mma tvb/h20.832/2.2329.33 K=1.06vKFv①根據(jù)v=1.560m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)K=1.06v② 由F2T/d21.425104/20.832N1.368103Nt1 1 1

KF

1.2KFAt1

/b11.368103/20.832N/mm65.67N/mm100N/mm第11310-3K

K 1.42F10-4查圖10-13得K 1.42F則載荷系數(shù)為

1.417H

K1.81FKKKK K 11.061.21.421.81F Av F F由式（3，可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)Kmm3 Ft KFt

0.992

1.811.3mm1.108mmm大于m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模1.108mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=1.25mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑

m=1.25mmz1=21z1002d20.832mm1

， 算 出 小 齒 輪 齒 數(shù)1 1 1 1 zuz2 1

4.742199.54z2

100zz1

互為質(zhì)數(shù)這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。4、幾何尺寸計算計算分度圓直徑dzm211.25mm26.25mm1 1dzm1001.25mm125mm2 2計算中心距

d26.25mm1d125mm2第123a(d1

d)/2(26.25125)/2mm75.75mm2

a75.75mm計算齒輪寬度bdd1

126.25mm26.25mm

b26.25mmb材料，一般將小齒輪略為加寬（5~10）mm，即bb(5~10)mm26.25(5~10)mm31.25~36.25mm1取b32mm，而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計齒寬，即1

b32mm1bb26.25mm2

b26.25mm26主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)z1

21、z2

100，模數(shù)m1.2520，z1

21、中心距a75.75mm齒寬b1

32mm，b2

26.25mm

z1002r（調(diào)質(zhì)5鋼（調(diào)質(zhì)7級精度設(shè)計。

m1.2520a75.75mmb32mm1b26.25mm2小齒輪選用（調(diào)質(zhì)大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)齒輪按7級精度設(shè)計。第133低速級齒輪傳動設(shè)計

已知：小齒輪轉(zhuǎn)速n=95.47r/min，齒數(shù)比u=3.16，p=2.2kw3選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)按選定傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為20。7級精度材料選擇。由表，選擇小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)，齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)（4）選小齒輪齒數(shù) z =25，大齒輪齒數(shù)1

20zuz2 1

3.162579

z=251按齒面接觸疲勞強度設(shè)計

z7922KT u1ZZZ2d3 HtⅠ

Ed

u H確定公式中的各參數(shù)值①試選KHt

1.3。

K 1.3②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 Ht查軸轉(zhuǎn)速、扭矩列表得T3

1.9488105Nmm T3③由表10-7選取齒寬系數(shù)1。

1.9488105Nd④由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH

=2.5。

1d⑤由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8Mpa1/2E

Z=2.5HZ =189.8E⑥由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z。

Mpa1/2 cos/(z2h)a1 1 1 a arccos25cos20/(2521)29.53

a129.53 arccosza2

cos/(z2

2h)a arccos79cos20/(7921)23.58

a223.58第143z(tan

tan)z 1

2 a2 tan20)79(tan23.581.717

1.7174Z 3

41.7173

0.872

Z0.872⑦計算接觸疲勞許用應(yīng)力。H由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為。 、 。HH由式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N60njL6095.471(283008)2.2001081 1hNN2 1

/u2.200108/3.160.696108由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1

0.97,

0.99。取失效概率為1%、安全系數(shù)S1，由式（10-14）得KHN1Hlim10.97600582MPaH1

S 1K 0.99550 HN2 Hlim2 544.5MPaH2 S 1 取 H1和 H2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，則H

H

544.5MPa

H試算小齒輪分度圓直徑

544.5MPa2KT u1ZZZ2d3 Ht1

Ed

u Hd1t72.76第1533 21.31.94881053.161(2.5189.80.872)1 3.16 544.5372.76調(diào)整小齒輪分度圓直徑計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。v①圓周速度 。

v0.364m/svπv1t1

π72.7695.470.364m/s601000 601000②齒寬b。bd172.7672.76mmd1t計算實際載荷系數(shù)KH。A①由表10-2查得使用系數(shù)K1。A

b72.76mmK1Av②根據(jù)v=0.364m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù) K1.02vK1.02v③齒輪的圓周力。

KF/bF/d21.9488105/72.765.356103N

At1t 1

75.08N/mmKFAt1

/b1.025.356103/72.7675.08N/mm100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)K 1.2。H10-471.426

K 1.2H由此，得到實際載荷系數(shù) K 1.75HK KKK K 11.021.21.4261.75H Av H H由式（10-12，可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 d1

81.44mmKdd H1 3KHt

73.761.7581.44mm31.3 m3.26mm第163及相應(yīng)的齒輪模數(shù)md/z1 1

81.44/253.26mm按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由式（10-7）試算模數(shù)，即2KTY YYm3 Ft1

at zd1

KFFtF

1.3確定公式中的各參數(shù)值①試選KFt

1.3。

Y0.687②由式（10-5）計算彎曲疲勞用重合度系數(shù)。 0.75 0.75Y0.25 0.25 0.687 1.717YYFaa。F由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1

2.03、YFa2

2.01。由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1

1.86、Ysa2

1.92。由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為 、 。FFlim2由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K 0.94，F(xiàn)N1K 0.96。FN2取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4，由式（10-14）得

K FN1

0.94500Flim1 MPa335.71MPaF1 S 1.4

K FN2

Flim2

0.96380MPa260.57MPaF2 S 1.4Y Y 2.031.86F1s1 00112 335.71F1第173Y Y 2.011.92F1s1 0.0148 260.57F1YY

YYFasa

Faa大于小齒輪，所以取 FFYY Y Y

=0.0148aaa2sa20.0148F F2

tm2.02t2）試算模數(shù)2KTY YYm3 Ft1

at z2

d1 F 21.31.94881050.6870.01483 12522.020mm調(diào)整齒輪模數(shù)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。①圓周速度v。

d50.5mm1v0.252m/sdmz2.022550.5mm1 t1πdn π50.595.47

b50.5mmv 11 0.252m/s601000 601000②齒寬b。bdd1

150.550.5mm③寬高比b/h。h(2h*c*)m(210.25)2.024.545mma tb/h50.5/4.54511.11KF。①根據(jù)v0.252m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)K1.02。V②由F2T/d

21.8488105/50.57.32103N，t1 1 1第183KFAt1

/b17320/50.5144.95N/mm100N/mm，查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF1.0。③由表10-4用插值法查得K 1.426，結(jié)合Hb/h11.11，查圖10-13，得KF則載荷系數(shù)為

1.46。

K1.49FKKKK K 11.0211.461.49F Av F F由式（10-13數(shù)Kmm3 Ft KFt

2.02

1.491.3

2.114mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)2.114mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑

m=2d50.5mm,算出小齒輪齒數(shù)1

z251zd1 1

/m50.5/225.25。

z79z 2取z 25則大齒輪齒數(shù)z1

uz1

3.162579，1與z2互為質(zhì)數(shù)。這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。幾何尺寸計算第193計算分度圓直徑dzm25250mm1 1dzm792158mm2 2計算中心距a(d1

d)/2(50158)/2104mm2計算齒輪寬度bdd1

15050mmb(5~10)mmbb(510)50(510)5560mm1b56mm，而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計齒寬，即1bb50mm。2主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)z1

25、z2

79，模數(shù)m2，壓力角20，中心距a104mm，齒寬b1

56mm，b2

50mm。小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)45鋼（調(diào)質(zhì)。齒輪按7級精度設(shè)計。第203五、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計設(shè)計 設(shè)計步驟及內(nèi)容 結(jié)果軸一 已知電動機P=轉(zhuǎn)速n==1.25mm1 tb32mm1求輸出軸上的功率Pn和轉(zhuǎn)矩T1 1 1查轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩表知

n1430r/m1n1430r/min1T14250Nmm1P2.13KW1求作用在齒輪上的力

T14250N1P2.13KW1dmz1.252126.25mm1 t1214250

F1085.71N而 Ft

d1 26.25 1085.71N t1FF

tan

1085.71tan20395.17N

F395.17Nrr tcos cos0FFtan1085.71tan0 t

F0初步確定軸的最小直徑先按式（15—2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45015—30

112，于是得P 2.13d A3 11123 12.79mmmin 0 n1

1430查表14-1，取K1.3，則A聯(lián) 軸 器 的 計 算 轉(zhuǎn) 矩T KT1.31425018525Nmmca A1查表得選用GY1型凸緣聯(lián)軸器，公稱轉(zhuǎn)矩為 GY1型凸25000Nmm，半聯(lián)軸器的孔徑d=14mm，故取 緣聯(lián)軸器I- d=14mmL- III

d=14mmI第213軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案現(xiàn)選用圖15-22a所示的裝配方案。根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度-1）?、颉蠖蔚闹睆絛 =15mm-"ⅢL1--長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l =25mm。-1 ⅠⅡ選用單列深溝球軸承，選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精級的單列深溝球軸承 6303，其尺寸為

單列深溝球軸承單列深溝dDB174714

-=d

-VIII=17mm，

球軸承Ⅷl-VII=14mm。Ⅷ

ⅢⅣ Ⅷ

6303dVI-VII=20mm3）取安裝齒輪處的軸段Ⅳ-d=20mm，齒輪的32mm，為使套筒可靠地壓緊齒輪，此段應(yīng)略短與轂輪寬度，取l-=30mm。齒輪的右端采用軸肩定位，由直徑d=20mmⅣⅤ查表 15-2，得 R=1.0mm，則軸環(huán)處的dV-VI=25mm.lV-VI=8mm。l=16.5mm

ⅡⅢ

=36.5mm。取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離8mms=2mmB=14mm，則l-=25mm

=14mmⅠⅡ I-IIl-=36.5mm d-=15mm"Ⅲ ⅡⅢlIII-IV=29.5mm d-=17mmⅢⅣl-=30mm d=20mmⅣⅤlV-VI=8mm dV-VI=25mmlVI-VII=63.5mm dVI-VII=20mml-VII=14mm d-VIII=17mm，Ⅷ Ⅷ軸上零件的周向定位H75mmx5mmx20mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為K6。滾動軸承與軸的周向定位有過度配

平鍵截面bXh=12X8第223合保證，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸15-2C1.0，C1.2R1.0，R1.2。求軸上的載荷

H7合為k6倒角取C1.0 ，C1.2，角 0由FNH1

F FNH2

1085.7N第233F LNH1 1

F LNH2 2FNH1

36.5FNH2

94.5得FNH1

783.20N, FNH2

302.50NM F LH NH1

783.2036.528586.8Nmm由FNV1

F FNV2

395.17NF LNV1

F LNV2 2FNV1

36.5FNV2

94.5得FNV1

285.07N, FNV2

110.10NM F LV NV1

285.0736.510405.06NmmM M2V

210405.06228586.82H30421.55Nmm查表知T14250NmmM M2(0.6T)2 30421.552(0.6142502)e31600.21Nmm對第三截面進行校核d=17mmW0.1d30.1173491.3mm31M2(0.6T)2 ca W21

17.40Mpa-1σ-1軸材料選40CrNi由表15-1查得故安全。對第四截面進行校核d=20mmW=0.1d3=800mm32

σ，因此

σca -1σM2(0.6T)2 1ca W21

39.50Mpa-1σ-1軸材料選40CrNi由表15-1查得故安全。

σ，因此

σca -1σ第243已知z=100，z=25,m=1.25mm m=2mm1 2 t1 t2求輸出軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n2 2

和轉(zhuǎn)矩T2軸二設(shè)計

查表知n301.69r/min2T65560Nmm2P2.00KW2求作用在齒輪上的力dmz1.25100125mm1 t11dmz2 t22

22550mm265560而 Ft1

2 1048.96Nd 1251FF

tan

1048.96tan20381.79Nr1 t1cos cos0F Ft1

tan1048.96tan00265560Ft2 d

2 2622.4N502F F

tan

2622.4tan20954.48Nr2 t2cos cos0F Ft2

tan2622.4tan00初步確定軸的最小直徑先按式（15—2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為4515—3A0

112，于是得2d A P2min 03n2

112 2.00 21.04mm3301.69軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度選用單列深溝球軸承，選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度第253級的單列深溝球軸承 6307，其尺寸為dDB358021，故dI-II=dV-VI=35mm。II-III的左端采用套筒定位，已知齒輪轂輪寬26.25mm，為使套筒可靠地壓緊齒輪，此段應(yīng)略短與轂輪寬度，取l-=24mm。齒輪的右端采用軸肩定位，由直徑d=40mmⅣⅤ查表15-2，得R=1.2mm，則軸環(huán)處的dIII-IV=45mm.lV-VI=8mm。取右側(cè)安裝齒輪處的軸段d=40mm，齒輪的右端采用套筒定位，已知齒輪56mm，為使套筒可靠地壓緊齒輪，此段應(yīng)略短與轂輪寬度，取-l =54mm，齒輪的左端采用軸肩定位-ⅣⅤ3）l

=36.125mm d=35mm- I-IIⅠⅡl-=24mm

-=40mm"Ⅲ ⅡⅢlIII-IV=8mm d

=45mmⅢⅣl-=54mm d=40mmⅣⅤlV-VI=29.875mm dV-VI=35mm軸上零件的周向定位1d=40mm6-1bXh=12X8，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長分H7輪轂孔與軸的配合為k6；滾動軸承與軸的周向定位有過度配合保證，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。齒輪2直接加工在軸上。確定軸上圓角和倒角尺寸查表15-2，倒角取C1.0，C1.2，圓角取R1.0，R1.2。5求軸上的載荷第263沁5 ' 5 3萬個 』 i f／ 三 --－瘍瘍｀；三第273由FNH1

FNH

FFt1 t

1048.96N2622.4NF LNH1 1

FLt2

FNH

(L2

L)3FNH1

36.52622.449.125FNH2

(49.12545.375)得 FNH1

1665.02N,FNH2

2006.34NM F LH1 NH1 M F

1665.0236.560773.23Nmm2006.3445.37591037.68NmmH2 NH2 3F F FFNV1 NV2 r1 r2FNV1

FNV

381.79954.48F (L

L)

LF LNV1 1 2

r1 2

NV2 3FNV1

(36.549.125)381.7949.125FNV2

45.375得 FNV1

55.19N FNV2

517.5NM F LV1 NV1 M F

55.1936.52014.435Nmm517.545.37523481.56NmmV2 NV2 3M M21 H

M2V1

60773.2322014.435260806.61NmmM M2M

91037.68223481.5622 H2 V294017.25Nmm查表知T65560Nm2M M2(0.6T)2 (0.665560)2172420.75NmmM M2(0.6T)2 94017.252(0.665560)2e2 2106855.56Nmm第2836.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度對第二截面進行校核d=40mmW0.1d30.14036400mm31M2(0.6T)2 ca W21

11.32Mpa-1σ-1軸材料選40CrNi由表15-1查得故安全。對第四截面進行校核d=40mmW=0.1d3=6400mm32

σ，因此

σca -1σM2(0.6T)2 1ca W21

16.70Mpa-1σ-1軸材料選40CrNi由表15-1查得故安全。

σ，因此

σca -1σ軸三設(shè)計

已知電動機P=2.2kW，z=79，m=2mm1 tb50mm1求輸出軸上的功率Pn和轉(zhuǎn)矩T1 1 1查轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩表知n95.47r/min1T194880Nmm1P1.88KW1求作用在齒輪上的力dmz279158mm1 t12194880而 Ft

1 2466.84Nd 1581FF

tan

2466.84tan20897.85Nr tcos cos0第293FFtan2466.84tan00 t初步確定軸的最小直徑先按式（15—2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為4515—3A0

112，于是得P 1.88d A3 11123 30.24mmmin 0 n1

95.47查表14-1，取K1.3，則A聯(lián) 軸 器 的 計 算 轉(zhuǎn) 矩T KT1.3194880253344Nmmca A1查表得選用GY5型凸緣聯(lián)軸器，公稱轉(zhuǎn)矩為400000Nmm，半聯(lián)軸器的孔徑d=32mmd=32mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=60mm。1軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（2）擬定軸上零件的裝配方案現(xiàn)選用圖15-22a所示的裝配方案。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度-1）取Ⅱ—Ⅲ段的直徑d =34mm-"Ⅲ半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=60mm，為保證軸段擋1圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的-長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l =58mm。-1 ⅠⅡ選用單列深溝球軸承，選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精級的單列深溝球軸承 6307，其尺寸為dDB358021，故d

=35mm，Ⅷl-VII=21mm。Ⅷ

Ⅲ-Ⅳ

Ⅷ-VIIIdVI-VII=40mm4）取安裝齒輪處的軸段Ⅳ-d=40mm，齒輪的右端采用套筒定位，已知齒輪轂輪寬50mm，為使套筒可靠地壓緊齒輪，此段應(yīng)略短與轂輪寬度，取l-=48mm。齒輪的左端采用軸肩定位，由直徑d=40mmⅣⅤ查表 15-2，得 R=1.2mm，則軸環(huán)處的dV-VI=45mm.lV-VI=8mm。20mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)第303軸器右端面間的距離l=10mm，故取l-=30mm。"Ⅲ取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離8mm造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取s=2mm，已知滾動軸承寬度B=14mm，則l-=50mm

=32mmⅠⅡ I-IIl-=30mm d-=34mm"Ⅲ ⅡⅢlIII-IV=32.875mm d-=35mmⅢⅣl-=48mm d=40mmⅣⅤlV-VI=8mm dV-VI=45mmlVI-VII=42.175mm dVI-VII=40mml-VII=21mm d-VIII=35mm，Ⅷ Ⅷ軸上零件的周向定位齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按d=40mm6-140H7有良好的對中性，選擇齒輪轂孔與軸的配合為k6半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為10mmx8mmx50mm，半H7聯(lián)軸器與軸的配合為K6。滾動軸承與軸的周向定位有過度配合保證，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（5）確定軸上圓角和倒角尺寸查表15-2，倒角取C1.0，C1.2，圓角取R1.0，R1.2。第313a

云l }｝個 i 個i'i :｝＇i！ ！i I Ii I I , ·i-iI ·i-iI- ： i 儼r` i i｀－ － －一 萱言蕁｝i,I I II I I由FNH1

F FNH2

2466.84N第323F LNH1 1

F LNH2 2FNH1

85.625FNH2

45.375得FNH1

854.45N, FNH2

1612.39NM F LH NH1

854.4585.62573162.28Nmm由FNV1

F FNV2

897.75NF LNV1

F LNV2 2FNV1

85.625FNV2

45.375得FNV1

310.96N, FNV2

586.79NM F LV NV1

310.9685.62536625.95NmmM M2V

2 73162.28236625.952H81817.97Nmm查表知T194880NmmM M2(0.6T)2 81817.972(0.61948802)e142710.68Nmm對第四截面進行校核d=40mmW0.1d30.14036400mm31M2(0.6T)2 ca W21

22.30Mpa-1σ-1軸材料選40CrNi由表15-1查得故安全。對第五截面進行校核d=35mmW=0.1d3=4287.5mm32

σ，因此

σca -1σM2(0.6T)2 1ca W21

27.27Mpa-1σ-1軸材料選40CrNi由表15-1查得故安全。

σ，因此

σca -1σ第333六、軸承的校核設(shè)計 設(shè)計內(nèi)容及步驟 結(jié)果軸一上的軸承校核

已知FFt

395.17NF0軸承型號：單列深溝球軸承6303將軸系部件的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。Fr1V

36.5F36.5

36.536.594.5

110.10NFr2V

FFr

395.17110.10285.07N36.5 36.5Fr1H

F36.594.5

36.594.51085.71302.23NF FF 1085.71302.23783.48Nr2H t r1HF F2r1

F2r1H

110.102302.232321.66NF F2r2 r2V

F2 r2H

285.072783.482833.73NC=13.50knr載荷P為：PfFd r1

1321.66321.66NPfFd r

1833.73833.73N轉(zhuǎn)速n為：n1430r/minL28300419200h106C3 106 135003L h 60nP2

601430833.7349480.92hL軸承合格軸二上的軸承校核

已知F1048.96N Ft1 t

2622.4N第343F381.79N Fr1 r

954.48NF0軸承型號：單列深溝球軸承6307將軸系部件的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。Fr1V

55.19NFr2V

FFr

572.6955.19517.5NFr1H

1665.02NF FF 3671.361665.022006.34Nr2H t r1HF F2r1

F2 r1H

55.1921665.0221665.93NF F2F2r2 r2V r2

517.522006.342

2072.01NC=33.20knr載荷P為：PfFd r1

11665.931665.93NPfFd r

12072.012072.01N轉(zhuǎn)速n為：n301.69r/minL28300419200h106C3 106 332003L h 60nP2

60301.692072.01227261.85hL軸承合格軸三上軸承的校核

已知F2466.84N Ft

897.85NF0軸承型號：單列深溝球軸承6307將軸系部件的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。第35385.625F 85.625897.85Fr1V

85.62545.r7585.62545.375586.86NFr2V

FFr

897.85586.86310.99N85.625 85.625Fr1H

F 85.62545.375 t 85.62545.3751612.39NF FF 2466.841612.39854.45Nr2H t r1HF F2r1 F F2r2 r

F2 r1HF2 r2H

586.8621612.3921715.87N310.992854.452909.29NC=33.20knr載荷P為：PfFd r1