机械设计课程设计（天津理工大学）(6)

A型

图10.1 普通平键的尺寸示

(2)由本设计说明书第六章可知II轴、III轴齿轮处轴径的长度为42mm，69mm。而II轴大齿轮的齿宽为44 mm，小齿轮的齿宽为82 mm、III轴大齿轮的齿宽为72mm。

由参考文献【7】表7-50，可以查得各齿轮所用普通平键的尺寸，如表10.1所示。

表10.1 各齿轮所用普通平键尺寸

轴上齿轮 平键的公称直径b3h 平键的长度L II轴大齿轮 1238 36 II轴小齿轮 1238 70 III轴大齿轮 20312 63 (3)由本设计说明书第五章知，带轮的宽度为52 mm； 由本设计说明书第七章知，联轴器的宽度为112 mm； 由本设计说明书第十一章知，带轮的轴径为20 mm，联轴器的轴径为50 mm。

由参考文献【7】表7-50，可以查得各安装零件所用普通平键尺寸，如表10.2所示。

表10.2 各安装零件所用普通平键尺寸

轴上零件 平键的公称直径b3h 平键的长度L I轴带轮处 636 36 III轴联轴器处 1439 100

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十一、轴、轴承和键的校核

11.1 对II轴的强度校核

Fr1

2 11.1.1 齿轮的旋向与受力情况 Fa2 a1 F Fr3

Fr2 Fa3 2 Fa4

各齿轮的旋向与受力情况 如图11.1所示:

Fr4

图11.1 齿轮的旋向与受力

11.1.2 II轴强度校核

II轴的材料为45钢调质，ζB =650 MPa ζS =360 MPa 。

II轴的结构如图11.2(a)所示； II轴的受力方向简图如图11.2(b)所示。

计算II轴上各齿轮受力 1、大齿轮的受力计算 螺旋角β1 设计说明书第五章已求

大齿轮直径

d设计说明书第五章已求

2

大齿轮转矩

T设计说明书第四章已求TⅡ入

2

则 151300(N2mm)

圆周力Ft2 Ft2 =2T2 / d2

(式12.4)

=23151300 /208

径向力Fr2 Fr2 = Ft2 tanαn /cosβ1

(式12.4)

=14553tan20°/cos15.95°

轴向力Fa2 Fa2 = Ft2 tanβ1

(式12.4) =5513tan15.95°

如图11.2 (c) 、11.2 (e)所示

2、小齿轮的受力计算 螺旋角β2

设计说明书第五章已求

小齿轮直径设计说明书第五章已求

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β1= 15.95° d2 =208mm T2 =151300

(N2mm)

Ft2 =1455 N

Fr2 =551 N

Fa2 =158 N

β2 =15.95° D3 =72 mm

d3

小齿轮转矩

T设计说明书第四章已求TⅡ入

3

则 T3 = TⅡ入= 151300 (N2mm)

圆周力Ft3 Ft3 =2T3 / d2 (式12.4)

=23151300 /72

径向力Fr3 Fr3 = Ft3 tanαn /cosβ3

(式12.4)

=42033tan20°/cos15.95°

轴向力Fa3 Fa3 = Ft3 tanβ3

(式12.4) =42033tan15.95°

如图11.2 (c) 、11.2 (e)所示

计算支承反力 1、水平面反力 左边支承FR1 由平衡关系可得 右边支承FR2 由平衡关系可得

水平面（xy）受力图如图11.2 (e)所示

2、垂直面反力 左边支承FT1 由平衡关系可得 右边支承FT2 由平衡关系可得

垂直面（xy）受力图如图11.2 (c)所示

画轴弯矩图 水平弯矩图 见图11.2 (f)所示 垂直弯矩图 见图11.2 (d)所示 合成弯矩图

见图11.2 (g)所示

画轴转矩图 轴受转矩 T=T5

2 =T3 =151.3310(N2mm) 扭矩图

见图11.2 (h)所示

许用应力

用插入法，由参考文献【1】表16.2查得： 许用应力值

[ζ0b ]=102.5 MPa [ζ

-1b

]=60 Mpa 应力校正系

数

α=[ζ-1b

]/ [ζ

0b

]= 60/102.5

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T3 =151300

(N2mm) Ft3 =4203 N

Fr3 =1590 N

Fa3 =1202 N

FR1 =482.5 N FR2 =556 N

FT1 =2566N FT2 =3092N

[ζ0b ]=102.5 MPa [ζ-1b

]=60 MPa

α=0.59

画当量弯矩图 当量扭矩

αT =0.593151300=89267(N2mm) 见图11.2 (h)所示

当量弯矩

当量弯矩图

在大齿轮中间截面处 M21′=( M21 2+αT 2 )0.5 M22′=( M22 2+αT 2 )0.5 在小齿轮中间截面处 M31′=( M31 +αT )

2

2 0.5

M21′=140747

(N2mm) M22′=135476

(N2mm) M31′=385237

(N2mm) M32′=368233 (N2mm)

M32′=( M32 2+αT 2 )0.5 见图11.2 (i)所示

校核轴径

大齿轮齿根设计说明书第五章已求 圆直径df2 小齿轮齿根设计说明书第五章已求 圆直径df3

df2 =203mm

df3 =66mm

危险截面轴

在大齿轮中间截面处

径 1/31/3

D21′=(M21′/0.13[ζ-1b ]) =[135745/(0.1360))

D22′=(M22′/0.13[ζ-1b ])1/3 =[132052/(0.1360))1/3

在小齿轮中间截面处

D31′=(M31′/0.13[ζ-1b ])1/3 =[357249/(0.1360))1/3

D32′=(M32′/0.13[ζ-1b ])1/3 =[/(0.1360))1/3

D21′=28.3m D22′=28.02mm

D31′=39.5mm D32′=38.9mm

由D21′、D22′、D31′、D32′均小于42 mm可得，轴径符

合要求，强度可靠。

注：表格中公式来源于参考文献【1】。

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11.2 对II轴滚动轴承的强度校核

11.2.1 II轴滚动轴承的工作要求

i、轴承的预期使用寿命为：th = th =2928h ii、轴承的润滑方式采用脂润滑。 11.2.2 6309的滚动轴承的校核

查参考文献【3】表13-4 深沟球轴承结构性能参数（GB/T 276-1994），可知轴承代号为6208的滚动轴承的基本额定载荷，Cr =22.8KN，Cor =15.8KN。

轴向载荷Fa Fa /Cor

由本章轴的校核知 Fa2 =158 N，Fa3 =1202 N 则 Fa =1202-158=1044N Fa /Cor =1044/（15.83103）

Fa=1044N Fa/Cor =0.066 - 30 -

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