二级减速器(机械设计基础课程设计)(完整版).docx

机械设计基础课程程设计说明书设计题目：减速器学院：机电工程学院专业：机械设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指导老师：夏翔2012年11月1日1 .设计目的12 .设计方案12.1 技术与条件说明22.2 设计要求23 .电机选择33.1 电动机类型的选择33.2 选择电动机的功率33.3 确定电动机的转速44 .装置运动动力参数计算54.1 传动装置总传动比和安排各级传动比54.2 传动装置的运动和动力参数计算55 .带传动设计75.1 确定计算功率75.2 选择V带带型75.3 确定带轮的基准直径山1并验嵬带速75.4 确定V带的中心距a和基准长度1.75.5 验算小带轮上的包角85.6 计算带的根数Z85.7 计算单根V带的初拉力最小值95.8 计算压釉力F。95.9 带轮设计96 .齿轮设计106.1 高速级齿轮设廿106.2 低速级齿轮设计167 .轴类零件设计227.1 轴的设计计算227.2 II轴的设计计算257.3 IU轴的设计计算308 .轴承的寿命计算348.1 I轴上的轴承6208寿命计算348.2 I1.轴上轴承6211的寿命计算348.3 小轴上轴承6214的寿命计算349 .键连接的校核349.1 1轴上键的强度校核349.2 I1.轴上键的校核359.3 I1.1.轴上键的校核3510 .润滑及密封类型选择3610.1 润滑方式3610.2 密封类型的选择36I1.减速器附件设计361.1 I视察孔及视察孔盖的选择与设H361.2 2油面指示装置设计361.3 3通气器的选择371.4 4放油孔及螺塞的设计371.5 5起吊环的设计371.6 6起盖螺钉的选择371.7 7定位销选择3712 .主要尺寸及数据3713 .心得体会3914 .参考文献401.设计目的机械设计课程是培育学生具有机械设计实力的技术基础课。课程设计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计实力训练，其目的是：（I）通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增加创新意识，培育综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与实际学问去分析和解决机械设计问题的实力。（2）学习机械设计的一般方法，驾驭机械设计的一般规律。（3）通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件工作实力，确定尺寸和驾驭机械零件，以较全面的考虑制造工艺，运用和维护要求，之后进行结构设计，达到了解和驾驭机械零件，机械传动装苴或简洁机械的设计过程和方法。学习进行机械设计基础技能的训练,例如：计算,绘图,查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。2 .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（两级绽开式圆柱宜齿轮减速器）方案图如下：12-电动机I传动4-<<4P2-32.1 技术与条件说明：1）传动装置的运用寿命预定为8年每年按35（）天计算，每天16小时计算：2）工作状况：单向运输，载荷平稳，室内工作，有粉尘，环境温度不超过35度：3）电动机的电源为三相沟通电，电压为380/220伏；4）运动要求：输送带运动速度误差不超过5%；滚筒传动效率0.96：5）检修周期：半年小修，两年中修，四年大修。2.2 设计要求1）减速器装配图I张；2）零件图2张（低速级齿轮，低速级轴）：3）设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写4）相关参数：T=1600Nm,V=0.6ms,D=400mm（>3 .电机选择3.1 电动机类型的选择按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380Vo3.2 选择电动机的功率工作机有效功率P.=施，依据任务书所给数据T=1600Nm,D=400mmo侧有F=2x1600=8000N;id¾1D400O.(K)IV=0.6ms,则有：P=11.2KWIOIO(K)从电动机到工作机输送带之间的总效率为t-×*×1×i×,式中7,小，%,小,也分别为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/=0.95,小=0.99,%=0.97,Z=O.99,%=0.96,则有：%=0.95X099'X0.97-X0.99x.96=0.816所以电动机所需的工作功率为：P"=-=13.73KW0.971O.96×O.8I6取P.=I4.OKW3.3 确定电动机的转速工作机卷筒的转速为60×I(XX)V60XI(X)Ox1.4=66.88rminn-3.14×4000.001所以电动机转速的可选范围为11rf=I×=(8-100)X66.88r/min=(53566.88)r/min符合这一范围的同步转速有100Or7min和1500rmin二种，由于本次课程设计要求的电机同步转速是100O“min。查书表8-53,比Pd大，且乂比较接近Pd的电机功率为15KW,额定功率为15KW的电机有以下几种。将总传动比合理分传动比安排给V带传动和减速器传动有两种传动方案，如下表所示：表331电动机的数据及传动比电机型号额定率同步转速满载转速总传动比(kW)XninnPmin(Kg)YI601.-4151500146014221.83YI80M-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，为使传动装置结构紧凑，方案一的故选用其次种传动方案，即选电机的型号为：YI80M6电动机的中心高,外形尺寸,轴的尺寸等都在书表8-53中查的。如下表:表3-3-2Y180M-6电动机的数据和安装尺寸额定功率Pow15电动机的外伸轴的直径D/mm48满载转速n（rnin）1970电动机的外伸轴长度E/mmI1.O额定扭矩1.8电动机中心高1804.装置运动动力参数计算4.1传动装置总传动比和安排各级传动比1）传动装置总传动比IT=黑=14.5nt66.882）安排到各级传动比因为1.=M,油已知带传动比的合理范围为24。故取V带的传动比加=2,5,则I收=2=5.8安排减速器传动比，参考机械设计指导/01书图12安排齿轮传动比得高速级传动比%=20,低速级传动比为.5.8m=2.92.04.2传动装置的运动和动力参数计算电动机轴：转速：n.>=970rnin输入功率：p11=p,=40KW输出转矩:To=9.55×t×-=9.55×IO6×1.i2no970=1.38XIoSN加，I轴（高速轴）转速：n=-=rmin=388rmin沁2.5输入功率：P>=P<1×11=P<,×=14.0×0.96=13.31.V输入转矩T'=9.55x1.（Tx=9.55x1.0，x=3.27×IO5iV-mmh388I1.轴（中间轴）转速：n2=12.7rminin2.9输入功率：P2=P×72=P××）=5.76×0.99×0.97=12.77KV输入转矩：T：=9.55x1.（Tx=9.55x1.,i×=9.1×IOsfwntn133.8川轴（低速轴）转速：n,="3g=必.9rmn加2.0输入功率：PI=P邛如=P2公i=5.5.99.97=5.28KW输入转矩：T、=9.55X1.O'”=9.55XIO*1X凹9=1.75X10,NwM,66.9卷筒轴：转速：11tt=n«=66.9rmin输入功率：P&=P,×/.M=P3.×=12.26x0.99x0.99=II.7KW输入转矩：Tb=9.55×1(T,=9.55×106×=1.68106NnHn”,66.9各轴运动和动力参数表4.15.带传动设计5.1 确定计算功率P-据表87查得工作状况系数Ka=1.1.故有：PM=KAXP=1.1.XI4.0=15.4KW5.2 选择V带带型据Pe和n有图8/1选用B带。5.3 确定带轮的基准直径d“并验算带速(1)初选小带轮的基准直径S有表8-6和8-8,取小带轮直径d=1.25mm(2)验算带速V,有：11×dt1i×_3.14×125×970V60×1060×1000=6.35%因为6.35ns在5ms-30ms之间,故带速合适。(3)计算大带轮基准直径d/2Jn=I1fXdd1.=2.5X1.25=31.2,511n¾d,j=31.5mm新的传动比im=黑=2.525.4 确定V带的中心距a和基准长度1.据式8-20初定中心距a->=700mm(2)计算带所需的基准长度1.K1.3+g%+4)+3上=2x700+文5+125)+”24×7=2104mm由表8-2选带的基准长度1.=2000mm(3)计算实际中心距。H4+.一"=700+200°-2104X648wz,22中心局变动范围：-="-00154=6I8三a.=+0.03J=708nn5.5 验算小带轮上的包角571-=180-(4？-川)X=163.20290a5.6 计算带的根数Z(1)计算单根V带的额定功率P，由分=125"和=970r/min查表8-4a得Po=1.67KW据n°=970%",i=2.2和B型带，查8-4b得Po=OJIKW查表8-5得Ka=O.96,K/=0.98,于是：p.=(Pn+p11)×K×K=(1.67+0.31)×0.96×0.98=1.86KW（2）计算V带根数Zz=%=以=8.28Pr1.86故取9根。5.7计算单根V带的初拉力最小值（F。）*由表8-3得A型带的单位长质量q=0.1%.所以(Fo)m-=5×.5二勺见+KaXZXV(2.5-0.96)×15.4,o=5×-+0.18×6.350.96×9×635=223.39N应使实际拉力F。大于（F。）好5.8 计算压轴力F压轴力的最小值为：a（F，）mu>=2z（F«）""×sin2=2×9×223.39×0.99=3980.8IN5.9 带轮设计（I）小带轮设计由Y180M6电动机可知其轴伸直径为d=48mm,故因小带轮与其装配，故小带轮的轴孔直径du=48mm.有4P心点14-18可知小带轮结构为实心轮。（2）大带轮设计大带轮轴孔取48mm,由4P值表14/8可知其结构为辐板式。6.齿轮设计6.1 高速级齿轮设计1 .选定齿轮类型，精度等级，材料及模数D按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动：2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；（GB1.oO9588）3）材料的选择。由表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS,大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS,两者硬度差为40HBS；4）选小齿轮齿数为Z>=30,大齿轮齿数Zz可由Z?=%'4得Zj=87,取87：2 .按齿面接触疲惫强度设计按公式：（I）确定公式中各数值1）试选K，=1.3。2）由表10-7选取齿宽系数死=1。3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：T<=3.27×'N,三0I4）由表10-6杳的材料的弹性影响系数Zf=I89.8MP，5）由图1.（）-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲惫强度极限乃.=580MP;大齿轮的接触疲惫强度极限"-?=560MPo6)由2图1519取接触疲惫寿命系数K-=O.95：K««=i.05o7)计算接触疲惫许用应力。取失效概率为1%,平安系数S=I,有11=0.95×58O=551MPS<1.2="2E=1O5X560=588MPS(2)计算确定小齿轮分度圆直径d”，代入6，中较小的值1)计算小齿轮的分度圆宜径d”，由计算公式可得：、CCCJ13×1.3×1053.9J89.8,Wd,2.32X；××()*=98.21mmVI2.95512)计算圆周速度。v=v=60×1.（XX）3.14x98.12x38860x1000=1.99ms3）计算齿宽bb=rfXj1.r=1×98.12=98.12mm4）计算模数与齿高tu：JU.4,.98.123.模数in,=3.27mmz1.30齿h=2.25/«=2.25×3.27=7.36/5）计算齿宽与齿高之比：b98.121.h7.366）计算载荷系数K。已知运用系数Kd=1.据v=1.99%8级精度。由2图10-8得K，=0.9,K郎=1.475。由图10-13查得KA=1.470,由图10-3查得K”。=K朋=I故载荷系数：K=K'*KaxKxK”0=1×0.91.×1.475=1.337）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆宜径:=98.12×5-=98.86V1.38）计算模数nrnv=,%=a=处=33mZ1303 .按齿根弯曲疲惫强度设计按公式：（1）确定计算参数D计算载荷系数。K=KAKIKF"K"=1.×0,9×1.×1.40=1.262）查取齿形系数由表10-5查得丫皿=2.52,Ys=273）查取应力校正系数由表IO表查得YM=I.58,Y3=.804）由2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲惫强度极Um=330MP,大齿轮的弯曲疲惫强度极限b，c=31（）MP5）由图10-18取弯曲疲惫寿命系数KFZ=O.90,Km=O.956）计算弯曲疲惫许用应力取弯曲疲惫平安系数S=1.4,则有：0.90×330no.,=212Mpqi=KQqH=°9531.°=2OMP1.S1.47）计算大、小齿轮的%1,并加以比较2.52x1.625212=0.0193160II=2,2x1.78=00186476t2210经比较大齿轮的数值大。（2）设计计算m21.498×1.310-xOQ|975=318VI242对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲惫强度计算的法面模数，取m=25mm,已可满意弯曲疲惫强度。于是有：4=4=30.42m3.25aZ>=28,RIjZ2=Z12XZ1=2.9x30=87取Z2=i3i,新的传动比iB=U=2.94 .几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d1.n1.=3.25×30=97.5mmd2=nc2=3.25×87=282.75mm(2)计算中心距(Z,+Z,)wj(30+87)x3.25a=三22=190.25mm计算齿轮宽度b=ddx=1X97.5=97.5B=98mm,B2=92mm5 .大小齿轮各参数见下表高速级齿轮相关参数（单位mm）表6-1名称符号计算公式及说明模数n3.25压力角aa=20n齿顶高/».=A；x"=3.25齿根高h,hf=(+)m=4.06全齿高h=(2×.;+c')m=7.31.分度圆直径44=mZ=97.5<di=nc2=282.75齿顶圆直径<%=(z+2m=104&=(¾+X)=289.25齿根圆直径d八=(z,-2<-2r)=90.18d2=(22-2-2)=275.44基圆直径=4COscr=91.62%=4cos=265.69中心距U-1901252表6-16 .2低速级齿轮设计1 .选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动：2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；（GB1009588）3）材料的选择。由表10-1选择小齿轮材料为45（调质）硬度为240HBS,大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS,两者硬度爰为40HBS；4）选小齿轮齿数为Z=30,大齿轮齿数Z?可由Zz=GXz1.得Z?=60,取60：2 .按齿面接触疲惫强度设计按公式：扣2.32X，笋宁咨j尸（1）确定公式中各数值I）试选K>=1.3.2）由表107选取齿宽系数朽=1.3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：4=9.12x°'N刃1.4）由表10-6查的材料的弹性影响系数Zf=189.8MP;5）由图10-2Id按齿面硬度查的小齿轮的接触疲惫强度极限S,x=580MP:大齿轮的接触疲惫强度极限f"z=560MP.6）由图10-19取接触疲惫寿命系数K«'1=1.07：K"V2=1.I3°7）计算接触疲惫许用应力。取失效概率为1%,平安系数S=I,有w="'Q"11d=1.07×58O=62O.6MPS产,小=K您忸啦=.i3×56O=632.8M（2）计算确定小齿轮分度圆直径d”,代入%中较小的值1）计算小齿轮的分度圆宜径d”，由计算公式可得：C3C,1.3×9.12×1O54.27J89.8v,Indh2.32×M××（）=127.5mmV13.27620.62）计算圆周速度。3.14×I27.6×133.860x1000=0.89ms3）计算齿宽bb=×<Af=X127.5=127.5mm4）计算模数与齿高模数n,=I"=4.25"”Z1.24齿高h=2.25?=2.25×4.25=9.56三?b5）计算齿宽与齿高之比工b127.5-9.56=13.346）计算我荷系数K。已知运用系数Ka=1.据V=O.89%8级精度。由图10-8得K，=1.03,K加=1.475。由图1.d1.3查得K"=1.38,由图10-3查得K""=K"m=1故载荷系数：K=K，XKAXK""XK'0=×1.03×1.×1.47=517）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：d=dk-=127.5=134.3mm8）计算模数m*m"='=4.48mmZ1243 .按齿根弯曲疲惫强度设计按公式：nv,也.络任42（<TJ<1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=KAK1.KaKW=IX1.031.1.42=1.462）查取齿形系数由表10-5查得YM=2.52,YE=2.283）查取应力校正系数由表10-5查得YM=I.625,YS=1.734）由2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲惫强度极G"=330MP,大齿轮的弯曲疲惫强度极限"公=31OMP5)6)计算弯曲疲惫许用应力由图10-18取弯曲疲惫寿命系数K'=0.95,Km=O.97取弯曲疲惫平安系数S=1.4,则有:t=储椁.0.95x330=223.9Mpt=K毡步F般,=0卬2()-214.8MPS1.47)计算大、小齿轮的错并加以比较$=嗤涔。>s匕2_22241.766二0°84214.8经比较大齿轮的数值大.(2)设计计算、2x1.52x9.12x1(/八Co,m>,；O.O183=3.86mmV1.×30*对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲惫强度计算的法面模数,取m=4mm,己可满意弯曲疲惫强度。于是有:Z1.=包=四=33.56m4取Z-=27,则Z2=A3XZ1=3.27×27=68.292：=68新的传动比i"=萼=2.06344 .几何尺寸计算（1）计算分度圆直径J1=nc1.=4×27=132，加d2=ziz2=4×88=272W1.（2）计算中心距（Z1.+Z2）m（33+68）x4CCCa=:=202mm22（3）计算齿轮宽度b=夕M=IXI32=132mmB=132mm.Bi=128mm5.大小齿轮各参数见下表低速级齿轮相关参数表6-2（单位mm）名称符号计算公式及说明模数IB4压力角a=20"齿顶高h九=从XZM=4齿根高%=(.÷c,)m=5全齿高h=(2"+c,)m=9分度圆直径44=mZ=132d1W=H1Z?=272齿顶圆直径%4=(2+-.)1.11=1402心=Uh：)i11=280齿根圆直径%=(2'22c')m=122G=(z2-2,"2c*)m=262基圆直径痣4CoSa=124.4%(4cos=255.6中心距J=(4+/)=2022表627.轴类零件设计7.1 I轴的设计计算1 .求轴上的功率，转速和转矩由前面算得P=I3.3KW,111=388rmin,T=3.27×11rN2 .求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为小=97.5mmt727；2×327O(X)NrCrrZ而P=-=6707.7N497.5F=Ffan=6707.7XIan2()=2441.4N压轴力F=2696N3 .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，调质处理据表15-3,取Aq=IIO,于是得:dms=A<,(邑=39.27mm因为轴上应开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d三>*=48mm>查|4心表14-16知带轮宽B=72nn故此段轴长取70mm04 .轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-11） I-11段是与带轮连接的其d-"=48mm,1.，-=70mm。2） II-III段用于安装轴承端盖,轴承端盖的e=9.6mm（由减速器及轴的结构设计而定）。依据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-Ii段右端的距离为38mm。故取3"=58mm,因其右端面需制出一轴肩故取d"""=50mm°3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求并据d11-in=5Onm,由轴承书目里初选6209号其尺寸为d×D×B=45mm×85mm×19mm故d"i=55mm0又右边采纳轴肩定位取d11-=60mm所以1IV-V=140mm,dv-v=64mm,'-u=1.2nm4）取安装齿轮段轴径为dVi-Mi=57nun,齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为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hiM=92mm齿轮右边W-VIiI段为轴套定位，旦接着选用6208轴承，则此处dmu=55mm°¾1.'三-'三=48mm（3）轴上零件的周向定位齿轮，带轮与轴之间的定位均采纳平键连接。按山-由，表4-1查得平键截面b=251.4,键槽用键槽铳刀加工长为64mmo同时为了保证带轮与轴之间协作有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的协作为史2,同样齿轮与轴的连接用平键14x9x63,齿轮与轴之间的协6作为半轴承与轴之间的周向定位是用过渡协作实现的，此处选轴的宜径尺寸公差为m6.（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考2表15-2取轴端倒角为245'.其他轴肩处圆觉角见图。5 .求轴上的载荷现将计算出的各个截面的M，MV和M的值如下:FM=I402NF'H2=1613NFm=2761NF*2=864NM，“=86924N"Mh-=I03457NmmM'=171182N.时MI=Jo.87,+1.7x10'=2.0x10NM?=MH?=10457N-,1.t,TI=3.27x1°JNWJ6 .按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危急截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危急截面。则依据式15-5及上面的数据，取=06轴的计算应力：,W12+(aTJ2仁=一一=J2.O2+(0.6x3,27)2X10,=245MP0.1x463前面选用轴的材料为45钢,调制处理,由表15-1查得FT=60Mp,-1.,故平安。7 .2II轴的设计计算1 .求轴上的功率，转速和转矩由前面的计算得PE3.3KW,n.=388,T=3.27×>sN2 .求作用在齿轮上的力已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为d=282.75nnd,=132nmt7,27；2x1.3x10'而F”=-=2313Ndi327.5Fh=Ftana=767×Ian200=841.86N同理可解得：F，2=-=？x56-1°,=3818N,F，2=F11tana=5029NdiKK,3 .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，调质处理据表15-3,MXAo=I1.O,于是得:d=A(,=1IO×=49.2mmV133.8因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大1O%-I5%故d-=49.2mn,乂此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作条件可选6210其尺寸为:d×DxB=55×1.(X)21.故d-"=55mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取24mm所以11-<=48mm4 .轴的结构设计(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） I1.1.1.I段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为86mm,为了使套筒端面与大齿轮牢靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取1Ii-Ki=64mm，d->>=57nm°2） H1.IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得=15mm.d"5=62mm°3）IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为113mm可取可-V=Io9mm,d，V-V=57mm4） V-V1.段为轴承同样选用深沟球轴承6211,左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为24mm则1.»-«=48nmdv*=55mm（3）轴上零件的周向定位两齿轮与轴之间的定位均采纳平键连接。按dN"M5P”表4-1查得平bx，IX1.=I61.°82.按出'5得平键截面bx,jx=16×10x122其与轴的协作均为JO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°（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2取轴端倒角为2x45.个轴肩处圆觉角见图。5 .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M",Mr和M的值如下：F«/.=719NF'H2=2822NF'=4107NFq=7158NM"=4961IN"*'?M，“=253980NmmM”=-283383N"MV2=-644220N"""MI=V2.82+O.52×5=284000N,，加M2=业4'+(2.5)-×IO=690000N"v"Tj=9.12x1°Nzwm图7-46 .按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时.，通常只校核危急截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B和VI的右侧是轴的危急截面,对该轴进行具体校核，对于截而B则依据式15-5及上面的数据，取“=06轴的计算应力W+(aTpW=55.I8MP6.92÷(0.6×9.12)2×10s0.1x56'前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由表15-1查得-=60Mp,九1.,o对于VI的右侧VV=0.1XJ,=0.1.×56'=18519.3，/W=O.256j=37O3a6zM69000018519.3=37.2056000037038.6=24.6M/，山表15-1查得m=640R=T1.SMP.r-=15WR由表3-8查得包=2.64-=2.11由2附图34查得自=氏=0.92由中野-1和43-2得碳钢的特性系数,取仰=0.1,0=0.05故综合系数为&7a2.64+-1=2.730.92-1=2.20故叫右侧的平安系数为=2.56275K田+2.73×39.3+O.1.×OOr=TT1.JTT=0.0K5十02.2x囚+0.05四22S”=/S5=2.56x8.56=246>s=15S>+Sr22.56-+8.562故该轴在截面V1.的右侧的强度也是足够的。综上所述该轴平安。7.3III轴的设计计算1 .求轴上的功率，转速和转矩由前面算得PyI2.26KW,z=669rmin,T.=1.75×''N2 .求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d-272mmHc212X1.76XIO6IMArZIftJFr=-i=1286.7N4352F，=F,ana=1286.7×tan20°=4268.3N3 .初步确定轴的最小1.径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据表15-3,取Ay1.1.0,于是得:dmi>=A*,3=11()×个=62.48min同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩“=Kn查表14-1取KA=1.3.则：T111=KTj=13×1.75×106=22750Nnun按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查5P”表8-7可选用1.X4型弹性柱销联轴器。其公称转矩为2500000Ns。半联轴器孔径d=63mm,故取d-"=63mm半联轴器长度1.=142mm,半联轴器与轴协作的毅孔长度1'=132mm=4 .轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-5（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为满意半联轴器的轴向定位，I-II右端需制出一轴肩故H-H1.段的直径d-=65mm;左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径D=65mm0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【，略短一些,现取-"=132mm2）II-III段是固定轴承的轴承端盖e=12mm0据=65mm和便利拆装nJ取I“=95mm。3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求d»>->'-=70mm,由轴承书目里初选6214号其尺寸为d×D×J=70mm×125mm×24mmf1-v=24mm由于右边是轴肩定位,d1.vv=74mm.I1.vv=98mm.dv-v=78mmnm.Iv-P=I2mm。4）取安装齿轮段轴径为dw-"=65mm,已知齿轮宽为128mm取W=I22mm。齿轮右边Vn-U1.1.段为轴套定位，轴肩高h=6mm则此处d'"-w=65mrru取IgI=55mm（3）轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采纳平键连接。按d，-由5Pn表4-1查得平键截面”力=81.1.键槽用键槽铳刀加工长为128mm.选择半联轴器与轴之间的协作为"，同样齿轮与轴的连接用平键18x11（>齿轮与轴之间的协作为半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。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2取轴端倒角为245'.个轴肩处圆觉角见图。5 .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，MV和M的值如下：Fw>=12049NF*=2465NF*=33O9NF»6772NM'<=-211990N-"瑜Mv=582384N"”M3=>2,2+5,S2XIQ5=620000NET3=1.75x"Ne6 .按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危急截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危急截面，则依据式15-5及上面的数据，取=06,轴的计算应力2+(J2°、J=叵三国事芷=38.69MP0.1×68前面选用轴的材料为45钢，调制处理,由2表15-1查得b=60Mp,-1.'1.故平安。8.轴承的寿命计算8.1 I轴上的轴承6208寿命计算预期寿命：4=8x350x16=44WX)A已知P=133()ON.”=388min.C=2955()N,£=31.=生舟=J(坐A=45700h>4480060nP60x38813300故轴上的轴承6208在有效期限内平安。8.2 II轴上轴承6211的寿命计算预期寿命：4=8x350x16=44800力已知P=7158N.=133.8/7mi