机械设计课程设计说明书(完整版)

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1、实用标准文档机械设计课程设计原始资料一、设计题目热处理车间零件输送设备的传动装备二、运动简图D61 电动机 2 V带 3 齿轮减速器 4 联轴器 5 滚筒 6 输送带文案大全三、工作条件该装置单向传送，载荷平稳，空载起动，两班制工作，使用期限 5 年(每年按 300天计算)，输送带的速度容许误差为 土 5%.四、原始教据滚筒直径。(mm): 320运输带速度V (m/s): 0.75滚筒轴转矩T (Nm): 900五、设计工作量1减速器总装酉己图一张2齿轮、轴零件图各一张3设计说明书一份六、设计说明书内容1. 运动简图和原始数据2. 电动机选择3. 主要参数计算4. V带传动的设计计算5. 减

2、速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算6. 机座结构尺寸计算7. 轴的设计计算8. 键、联轴器等的选择和校核9. 滚动轴承及密封的选择和校核10. 润滑材料及齿轮、轴承的润滑方法11. 齿轮、轴承酉己合的选择12. 参考文献七、设计要求1. 各设计阶段完成后，需经指导老师审阅同意后方能进彳亍下阶段的设计;2. 在指定的教室内进彳亍设计.一.电动机的选择一、电动机输入功率Pw60v2兀Rn60 x 0.75 x 22 x 3.14 x 0.32=44.7853 minTn 900 x 44.7859550=4.219kw9550二、电动机输出功率Pd其中总效率为门=门带x门轴承x门齿轮x门联轴xq滚筒=

3、0.96x 0.993 x 0.972 x 0.99 x 0.96 = 0.833=5.083kw.P 4.219P = w =d 门 0.833查表可得Y132S-4符合要求，故选用它。Y132S-4(同步转速1440 r min , 4极)的相关参数表1额定功率满载转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量5.kw1440 r/min2200N - mm2300N - mm68 kg主要参数的计算一、确定总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比i = Lm = 44 = 32.15总 n 44.785查表可得V带传动单级传动比常用值24，圆柱齿轮传动单级传动比常用值 为35，展开式二级圆柱

4、齿轮减速器.q(1.31.5)i；。初分传动比为i带=2.5 , 1 =4.243 i2= 3.031二、计算传动装置的运动和动力参数本装置从电动机到工作机有三轴，依次为1,11,111轴，则1、各轴转速n =匕=1440 = 576 r;mini .2.5n -氏=135.753；minii i 4.243n = n =135.75=44.288min in i23.0312、各轴功率p =中0i = p xp带=5.5x 0.96 = 528kw g = p门 J=匕 x门轴承 x门齿轮=5.28 x 0.99 x 0.97 = 5.070kwP = P 门 =P x门x门=5.070 x

5、 0.99 x 0.97 = 4.869kwIII II IIIII II 轴承 齿轮3、各轴转矩T = 9550 二=9550 x = 36.476 N - m dnd1440T = Ti 门=36.476 x 2.5 x 0.96 = 87.542N mId V 带 01* = %= 87.542 x 4.243 x 0.99 x 0.97 = 356.695 N mT = Ti n= 356.695 x 3.031 x 0.99 x 0.97 = 1038.221 N mIIIII 2 IIIII表2项目电机轴高速轴I中间轴II低速轴11转速（r/ min）1440576135.7536

6、2.706功率（kw）5.55.285.0704.869转矩(Nm)36.47687.542356.6951038.221传动比2.54.2433.031效率0.960.960.922三 V带传动的设计计算一、确定计算功率Pca查表可得工作情况系数k = 1.2故 P = k x P = 1.2x5.5 = 6.6kw二、选择V带的带型根据P、n，由图可得选用A型带。三、确定带轮的基准直径d并验算带速V d1、初选小带轮的基准直径dd 1。查表8-6和8-8可得选取小、带轮的基准直径d = 90mm=脂 90 眼40 = 6.782rms2、验算带速v按计算式验算带的速度v = “ d 160

7、x100060x1000因为5ms v 30ms 故此带速合适。3、计算大带轮的基准直径dd 2按式(8-15a)计算大带轮的基准直径dd 2=Z5 x 90 = 225皿根据教材表 8-8，圆整得 dd2= 224mm4、确定V带的中心距a和基准直径Ld(1)按计算式初定中心距a = 500mm(0.7( d+ d ) a 1201d2 d 1 a4486、计算带的根数(1)计算单根V带的额定功率Pr由 d = 90mm和乃=1440 r/min 查表可得 P = 1.064kw根据 n = 1440 r/min, i = 2.7 和入型带，查表可得欠=0.169kw、= 0.956、kL

8、= 0.96。故 P =(匕 +% )kakL = (1.064 + 0.169)x 0.956 x 0.96 = 1.132kw(2)计算V带的根数7Z = fa = $6 = 5.830 故取 V带根数为6根 P 1.1327、计算单根V带的初拉力的最小值(F )0 min查表可得A型带的单位长度质量q = 0.10kg.；m(F )0 min=500 (2,5 七)P + qv 2 =(50&(2.50.95)X6.6+0.1(F)。8、计算压轴力Fp压轴力的最小值为（今）=2Z（F ） sin寻=2x6x 136xsin号=1614 N四 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算一，高速级齿轮

9、1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）材料选择：查表可选择小齿轮材料为40Cr （调质），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。（4）选小齿轮齿数Z = 20，大齿轮齿数Z = 4.243 x 20 = 85，取Z = 85（5）选取螺旋角，初选螺旋角p = 142、按齿面接触强度设计，按计算式试算即dit2k T u 土 1 Z Z 11- 中d气（1）确定公式内的各计算数值试选k = 1.6，由图 10-268a1 = 0

10、.740， = 0.820则有 802=8 + = 1.560小齿轮传递转矩T = 87,542Nm查图10-30可选取区域系数Z = 2.433查表10-7可选取齿宽系数中d = 1查表10-6可得材料的弹性影响系数ZE1=189.8MP2。 查图 10-21d 得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限q h口 = 600MP，大齿轮的接触疲劳强度极限q h. 2 = 550MP。 按计算式计算应力循环次数N = 60n jL = 60x576x1x（2x8x300x5）= 8.294x10811 h8.294 x 1084.243=1.95 x 108查图可选取接触疲劳寿命系数= 1.02

11、，、2 = 1.12。计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数S = 1,按计算式(10-12)得 =H liml =1.02 x 600 = 612依H 1SaDb =_H lim2 =1.12 x 550 = 616MPb +c JH2612 + 6162=614 MPa(2) 计算相关数值 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得2x1.6x87.542x1000 5.24 xx4.241x1.560/2.433x189.8V=50.07mm 计算圆周速度v = W =Kx 50.07 x 576 = 1.509 m/s60 x 100060 x 1000 计算齿宽b及模数mntb =

12、 Q % = 1 x 50.07 = 50.07 mmm = d cos p = 50.07 x cos14 = 2429mmnt W20.h = 2.25m = 2.25x 2.429mm = 5.466mm ntb 50.07=9.16h 5.466 计算总相重合度%靠=0.318Z tan p = 0.318x1x 20x tan14。= 1.586 计算载荷系数k 查表可得使用系数kA = 1，根据v = 1.509ms，7级精度，查表10-8可得动载 系数k = 1.07，由表 10-4 查得KHp的值与直齿轮的相同，为 1.419 k = 1.350，k = k = 1.4FpHa

13、Fa故载荷系数 k = kH k押=* 1.07 x 1.4 x 1.419 = 2.126 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得d = d 3 = 45.814 x ：2.126 = 55.046mm11t k1.6t 计算模数m n20m = d cos p = 55.046x cos 1 4 = 2 671mm n按齿根弯曲强度设计，按计算式（10-17） 试算即2kTY cos2 p Y Y1pfFaSf中 Z2lc J(1)确定公式内的各计算数值 、计算载荷系数k = kk k k p = 1x 1.07 x 1.4 x1.35 = 2.022根据纵向重合度p = 1.

14、586，查图10-28可得螺旋角影响系数Yp = 0.88。查图可选取区域系数 Z = 2.433，& = 0.795， & = 0.875 贝U 有%=七 3 +8a 4 = 1.67查表取应力校正系数Ya =1.569,Y =1.783。Sa2查表取齿形系数.广2.724，七2=2.194。（线性插值法）查图10-20C可得小齿轮的弯 曲疲劳强度极限q 1 = 500MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限q fe2 = 380MP。 查图可取弯曲疲劳寿命系数k 1 = 0.87，k2 = 0.90。 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数，=1.4，按计算式（10-22） 计算得q =FE1F

15、1 S匚 1 k Q _IQ J = FN a FE 2庭500 = 310.714MP1.4a0.90 x 380=244.286 MP1.4a计算大、小齿轮的并加以计算Fo2rF 22.724x1.569310.714=0.014地心= 0.016244.286大齿轮的数值较大。(2)设计计算m Z022展7*2x1000x逾x*214。x0.016 = 1.979mm1x 202 x1.586对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取 m = 2mm，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得的分度圆直径=55.046

16、mm来计算应有的齿数，于是有Z = 5。二 %.046 x 5 =26.705 1 m2取彳=27，则Z2 = iZ1 = 4.243x27* 1154、几何尺寸计算（1）计算中心距a = Z ）m =3 +115、= 146.347 mm 2cos p2 x cos14将中心距圆整为a = 147mm。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角p = arccos C + Z2)% = arccos(27 *152 = 14.986。2 a2 x 147因p值改变不多，故参数e、kp、Zh等不必修正。(3) 计算大、小齿轮的分度圆直径_ 55.901 mmd _ Z1m _27 x 21 cos &c

17、os14.986。d _ Zm = 115 X 2 _ 238.099 mm2 cos &cos14.986。（4）计算齿轮宽度b _ dd1 _ 1x 55.901 _ 55.901mm圆整后取 B _ 55mm , B _ 60mm。二、低速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）材料选择，在同一减速器各级小齿轮（或大齿轮）的材料，没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求，故查表可选择小齿轮材 料为40 Cr （调质），硬度为52HRC ；大齿轮材料为45钢（调质

18、），硬度为45HRC.十 一匕一系tr 了it ,Z _ 23x 3.031 _ 70.924 牝 70（4）选小齿轮齿效Z _ 23，大齿轮齿效 4（5）选取螺旋角，初选螺旋角& _ 14。2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即d3t2k T u 吐 1 ( Z Z licTTH（1）确定公式内的各计算数值 试选k _ 1.6 小齿轮传递转矩T _356.695 m2+ 8 _ 1.635口4 查表 10-7 可选取齿宽系数 Qd _ 1 查图 10-26 可选取区域系数Z _ 2.433， 8 _ 0.765， 8 _ 0.870 贝U有8 _8aHa 3a 43 查表可得材料的弹性影响系

19、数Z _ 189.8；。EH lim3 查图得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限Q_ 600MP，大齿轮的接触疲劳强度极限Q HY 4 = 550MP。按计算式计算应力循环次数N = 60n jL = 60x135.753x1x(2x8x300x5)=1.955x1032 h1.955 x108N = 6.450 x10743.031 查图可选取接触疲劳寿命系数k 3 = 1.12, k 4 = 1.18。 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%, 安全系数S = 1,于是得b = HN 3、升 1血3 =1.12 x 600 = 672MPb =H lim4 =1.18 x 550 = 6

20、49 MPH 4Sab =Hb H+b H2672 +6492=660.5 MP(2)计算相关数值试算小齿轮分度圆直径d 1，由计算公式得3d3 2 x1.6 x 3.567 x105 4.031 xx3.0311x1.67(2.433 x189.8 I 660.5；=76.848mm 计算圆周速度kd n _ 兀x76.848x135.753_0.60x10060x1000 . mS 计算齿宽b及模数 mn tb = Q dd3 = 1x 76.848 = 76.848mm23m =。=兀848xcs14。= 3.240mmnt Z 3h = 2.25m = 2.25 x 3.240 = 7

21、.29mmb 76.848=10.54h7.29 计算总相重合度靠=0.318/3tan P = 0.318xlx 23x tan14 = 1.824计算载荷系数k查表可得使用系数kA = 1，根据v = 0.546ms，7 级精度，查表可得动载系数k= 1.04，k邳=1.425，kpp = 1.36，、=七=1.4故载荷系数 k = kk 、 kp = 1x 1.04 x 1.4 x 1.424 = 2.075按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得3d = dk = 76.848 x 3 kt2.075=83.804mm1.6计算模数mnm = d cos p = 83.804

22、x cos14 = 3535m. 一 z mm32333、按齿根弯曲强度设计，按计算式试算即m 2kTY cos2 p y Y甬F(1)确定公式内的各计算数值计算载荷系数k，= kkv kF k = 1x1.04 x 1.1 x 1.36 = 1.556根据纵向重合度p = 1.824，查图可得螺旋角影响系数Yp = 0.88。计算当量齿数zv 3=coir=coHr =25.178Z =-Z = 70 = 76.628V4 cos3 pcos314 查表可取齿形系数Y = 2.616，Y = 2.227。 查表可取应力校正系数七3 = 1.591，七4 = 1.763。(线性插值法) 查图可

23、得小齿轮的弯曲疲劳强度极限q3 = 500MP，大齿轮的弯曲疲劳强 度极限q fe4 = 380MP。 查图可取弯曲疲劳寿命系数k3 = 0.90 , k4 = 0.93。 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S = 1.4，按计算式计算b = kfN3。fe3 =,9 * 500 = 321.429F 3 S1.4ar k b0.93x380 ,lb J = FN4s FE4 = 4 = 252.429MP-Y Y 计算大、小齿轮的t二a *并加以计算F2.616 x L591 = 0.013321.4292.227 x 1.763252.429=0.016大齿轮的数值较大。(2)设计计

24、算1x 232 x1.6352x技56x356.695x10000x0.88xcos214。*0.016 = 2.572mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取 m = 3mm，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得的分度圆直径d3 = 83.804mm来计算应有的齿数，于是有Z = 5。=黔804 x COS14 = 27.105 3 m3取Z3 = 26，则 Z4 =2彳=3.03x28=84.868854、几何尺寸计算（1）计算中心距a = 3 + Z4）m=（28 + 85）丑=174.689mm 2co

25、s p 2 x cos14将中心距圆整为a = 175mm。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角p = arccos 3 + 乙） = arccos（28 + 85），3 = 14.403。2a2 x 175因p 值改变不多，故参数s、kp 、ZJ等不必修正。(3)计算大、小齿轮的分度圆直径Zm_28 x 3cos p cos14.403。=86.726 mmZ m _85 x 3cos p cos14.403。= 263.274 mm(4)计算齿轮宽度b= d3 = 1x 86.726 = 86.726mm圆整后取 B = 90mm，B = 95mm。五袖的设计计算一、高速轴的设计1、求作用在齿

26、轮上的力高速级齿轮的分度圆直径为dd = 51.761mm1Fte=艾=2x87542 = 3398N d 51.7611Fre取.f = tan20 x 3398 = 1275N cos p te cos14 2141”F = F tan p = 3398 x tan13.7。= 846N2、选取材料可选轴的材料为45钢，调质处理。3、计算轴的最小直径，查表可取A0 = 112d = A= 112x ：壁=23.44mmmin 0 n 576T 1应该设计成齿轮轴，轴的最小直径显然是安装连接大带轮处，为使d与带轮相酉己合，且对于直径d 100mm的轴有一个键槽时，应增大 5%-7%，然后将轴

27、径圆整。故取dJ = 25mm。4、拟定轴上零件的装酉己草图方案（见下图）5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度（1）根据前面设计知大带轮的毂长为93mm，故取L”广90mm，为满足大带轮的定位要求，则其右侧有一轴肩，故取= 32mm，根据装酉己关系，定Lii-iii=35 mm=35mm = d，LIII-Iv=40.5mm o初选流动轴承7307AC，则其尺寸为d x Dx B = 35mmx80mmx 21mm，III -Iv 段挡油环取其长为 19.5mm,则（3）Liii-ii=100 mm，为了使齿轮轴上的齿面便于加工，取LII-vI=L= 5mm, d= 44mm。III

28、 -Iv 段右边有一定位轴肩，故取= 42mm，根据装酉己关系可定齿面和箱体内壁取 a=16mm，轴承距箱体内壁的距离取s=8mm,故右侧挡油环的长度为19mm,则L = 42mmvIII-IX(5)计算可得L = 104.5mm,L = 151mm,L = 50.5mm、（6 ） 大带轮与轴的周向定位采用普通平键 C 型连接，其尺寸为b x h x L = 10mmx 8mmx 80mm,大带轮与轴的酉己合为旦7，流动轴承与轴的周 r 6向定位是过渡酉己合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m6.求两轴承所受的径向载荷F 和Fr1r 2带传动有压轴力 F （过轴线，水平方向），F = 1614N

29、 o将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系 图一F注图二中F 通过另加弯矩而平移到作用轴线上图三中F通过另加转矩而平移到指向轴线F x(151 + 50)-F x%-F x151 = 0F = 2163Nr 2VF = F - F & = 1824N同理F = 853Nr 2 HF = F - F 2h = 3398 - 853 = 2545NF =.F 2 + F 2 = F故 F = 2215.2 N, F = F 广 1369.52N7、求轴承的当量动载荷P和P12对于轴承 1 土 = 2215.2 = 0.70 0.68F 3131r1对于轴承2乌=些2 = 0.6

30、8F 2014 r 2查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为： 对于轴承1 X1 = 0.41，匕=0.87对于轴承2 X2 = 1, Y = 0P = f(X F + YF ) = 1(0.41x3131+0.87x2215.2)= 3210.934N1 P 1 r11 a1P = f(X F + YF )=1(1x2014+0)= 2014N2 P 2 r 22 a 28、求该轴承应具有的额定载荷值因为P 则有c =尸；骼=3210-934 x=24993.1N Cr3 .60 x 576 x 2 x 8 x 300 x 5X 10故7307AC符合要求。9、弯矩图的计算水平面：F =

31、853N , F= 2545 N,则其各段的弯矩为：州NH 2BC*由弯矩平衡得M- F x = 0 n M - 853x(0 x 151)CD*：r r. -F -由弯矩平衡得M - Fnix + (x -151) - 0 n M = 2545x + 513098(151 x 201.5)Mh - 853 x 151Nmm -128803Nmm.铅垂面：F - 2163N, F -1824N, F -1614N,则其各段弯矩为：PAB*：贝U M - Fpx - 0 n M -1614 (0 x 104.5)BC段:, - iMFpL J则 M - Fpx + F( x -104.5) =

32、0 n M = 549x + 226034 (104.5 x 255.5)CD段：Me -FnV1 Fr -)MFP则 M - F x + F( x -104.5) + F( x - 255.5) - M = 0M =-1824x + 567555 (255.5 x 306)做弯矩图如下Fr从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的Mh、MV及M 的值列于下表表3载荷水平面H垂直面V支持力FF = 2545Nr1HF = 853Nr 2 HF =1824Nr1VF = 2163Nr 2V弯矩MMH = 128803N - mmM - 85765 N -

33、mmM2 = 101523 N - mm总弯矩M1 =JMh2 + M 2 = J1288032 + 857652 = 154745N - mmM 2 =Mh 2 + M 22 = J1288032 +1015232 = 164003N - mm扭矩TT = 87542N - mm110、按弯扭合成应力校核轴的强度进彳亍校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B ）的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a = 0.6，轴的计算应力vM 2 +（aT ）2J1686632 +（0.6 x 87542b = b= = 35.7 MP0.1x

34、353caW0 1 X 353a前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表可得 卜 =60MP，因此1ab b ，故安全。11、键的选择和校核高速轴上与大带轮相酉己合的轴上选择键连接，由于大带轮在轴端部，故选用单圆头平键（C型）根据d = 35mm，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度：b = 10mm,高度：h = 8mm,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为：L = 80mm 键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得 卜=120150MP取其平均植，低上135峭,b 键的工作长度l = L = 80 5 = 75mm2键和轮毂键槽的接触高度k = 0.5h = 0.5 x 8 = 4mm2T

35、_ 2 x 8.754 x 104 kid _ 4 x 75 x 35=17.0MP bp ,故合适。所以选用：键 C 10mmx 8mmx 80mm GB/T 1096-200312、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为1.6，各轴肩处圆角半径为2。二、中间轴的设计1、求作用在齿轮上的力因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的F、F、F都是作用力与反作用力的关系，则大齿轮上所受的力为F 1 = 3398NF = 1275N F = 846N中速轴小齿轮上的三个力分别为F 2 = 3944N Fe2 = 1482NF =1013Na 22、选取材料可选轴的材料为45钢，调质处理。

36、3、计算轴的最小直径，查表可取A0 = 112d = A :% = 112 x = 37.44mm min 0 nV 135.7532轴的最小直径显然是安装轴承处，为使轴承便于安装，且对于直径d 0.68F1588对于轴承 2-a2 = 1397.4 _ 0.6 v 0.68F 2329 r 2查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为： 对于轴承 1 X 1 = 0.41, Y1 = 0.87对于轴承2 X2 = 1, Y = 0P = f(X F + YF )=1(0.41x1588+0.87x1564.4)= 2012.108N1 P 1 r11 a1P = fp (X2F2 + Y2F

37、2)= 1 (1 x2329+0)= 2329N9、求该轴承应具有的额定载荷值因为p p2则有C = P，卫=5391.454x ；60x 127 x 2x8 x300x5 = 30602.810N v C1 106106r故7208AC符合要求。10、弯矩图的计算水平面：FnL664N, fnh2 = 1118N。AB段:则 M =- FNfx,即 M =-1664x (0 x 68.4)BC段:则 M + F/ - F (x - 68.4) = 0 n M = 2280x - 269770 (68.4 x 151.4)CD段：则 M + F-F (x - 68.4) + F (x -151

38、.4) = 0n M =-1118x + 784227(151.4 x 206.4)。铅垂面：Fv = 1629N, F = 1128 NAB段：MJ-NVi FsM - Fnvx = 0 n M = 1629x(0 x 68.4)BC段:-I(68.4 x 151.4)M - Fv x + F (x - 68.4) = 0 n M = 147x +145296CD段：I . . )MFsT=0M - F x + F (x - 68.4) + F (x -151.4) - M + MNVr32a3a2n M = -1128x + 232819(151.4 x 206.4)1629x(0 x 6

39、8.4)M = 147x +145296(68.4 x 151.4)232819 -1128x (151.4 x Fa-(b（匚）(d)(e)T从轴的结构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 的截面C处的Mh、MV及M 的值列于下表表4载荷水平面H垂直面V支持力FF =1118Nr1HF =1664Nr 2 HF = 1128 N r1VF =1629N r 2V弯矩MMH = 270928.860N - mmM1 = 163419.598N mmM2 = 86873.080N mm总弯矩M1 =MH2 + Mv 2 270928.8602 +163419.5982 =

40、 316399.134N - mmM2 =伽日2 + M22 = J270928.8602 + 86873.0802 = 284516.044N - mm扭矩TT = 2.77327 x 105 N mm11、按弯扭合成应力校核轴的强度进彳亍校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的 强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环 变应力，取a = 0.6，轴的计算应力（M 2 + （町 316399.1342 +（0.6 x 2.77327 x 105）ca -W0.1 X 483. a前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得卜 =60M9 ,

41、b a ，故安全。12、键的选择和校核一般的8级以上精度的齿轮有空心精度要求，应选用平键连接，由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键以型）d = 52mm,b = 16mm, h = 10mm.取键长L = 40mm，键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得X = 120150MP取其平均植，低上135峭键的工作长度l = L - b = 40 -16 = 24mm键和轮毂键槽的接触高度k = 0.5九=0.5 x 10 = 5mm=110MP cp,故合适。2T _ 2 x 3.56695 x 105 kid4 x 25 x 52所以选用：键 16mm x10mm x 40mm GB/T 1096-2

42、00313、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2x 45，各轴肩处圆角半径见365页三、低速轴的设计1、求作用在齿轮上的力因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的F、F、F 都是作用力与反作用力的关系，则2T2x 103822=3 =N = 3944Nd 263.2744=F 冬=3944 x tan200 N = 1482N t cos pcos14.403。F = F tan p = 3944 x tan14.403 = 1013N2、选取材料可选轴的材料为45钢，调质处理。3、计算轴的最小直径，查表可取A0 = 1123 d min = A04.869 = 53.5mm4

43、4.788轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d ，为了使所选的轴直径d 与联轴器的孔径相酉己合，且对于直径d 1.4h ,齿轮左侧用轴肩定位，取h = 7mm,则dV-VI取 L= 12 mm。由装酉己关系可确定L= 60 mm.计算得 L = 145.5mm , L = 132.5mm , L = 67mm。6、轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用普通平键（A型）连接。轴与齿轮H 7 连接采用平键bxh = 25mmx14mm, L=70mm，齿轮轮毂与轴的酉己合为 n6同样半联轴器与轴连接，采用键bxhxL = 18mmx 11mmx 100mm。半联轴器与轴的酉己合为

44、 兰7。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡酉己合保证的，此外选 k 6轴的直径尺寸公差为m6。7、轴上齿轮所受切向力F = 3944N，径向力F = 1482N，轴向力F = 1013NT3 = 1038221Nmm d 4 = 263.274mm8、求两轴承所受的径向载荷F 和Fr1r 2将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一图三Fr-IFi-jIIFr1Vd263 274F X146.8 + F x 1482 x146.8 +1013 x； 7146.8 + 54.8201.6Fr 2V=F - F = 1482 -1740.605 =258.605Fr1H1468 F

45、 = 2871.921N146.8 + 54.8 杷=F - F = 3944 - 2871.921 = 1072.079F =：F 2 + F 2 = (3029705.76 + 8247930.23 = 3358.219N r1* r1Vr1HF =jF 2 + F 2 =、66876.546 +1149353.382 = 1102.828N r 2 、 r 2Vr 2 H9、求两轴承的计算轴向力F和F 2对于7315 AC型轴承，轴承的派生轴向力Fd= 0.68 x FFd 1 = 0.68 x F 1 = 0.68 x 3358.219 N = 2283.589 NF = 0.68 x F 2 = 0.68 x 1102.828 N = 749.923NF + F2 = 1762.923 P 则有L =竺() = 106x ( 46800 )3 = 75700h12 h 60 P60 x 44.788 3358.2191预期寿命L = 5 x 300 x 16 = 24000h 故合格 h12、弯矩图的计算水平面：Fnh1 = 1072N , Fnh2 = 2852N .AB段：弯矩为0Bm：M - Fnh 1 x = 0 n M = 1072x(0 x 132.5)CD段：M - Fnh 1 x + F (x -132.5) = 0 n M = -