课程设计报告 故对轴承1，X1=0.44，Y1=1.275 对轴承2，X2=1，Y2=0
按表13-6，取载荷系数fp=1,则：
?C?Lh??? P1=fp*(X1Fr1+Y1Fa1)=0.44*1899.09+1093.881=1929.481N
60n?P? P2=fp*(X2Fr2+Y2Fa2)=X2Fr2=Fr2=2054.976N
64)验算轴承寿命
10?C? 因为L P
106?60n?P?n=481.605r/min，C=20000N,ε
=3,代入计算得：
31899.596h=5.46年 故所选轴承可满足要求。
（3）键联接计算 F2T?38mm??[?pA]型，p? 由以上计算得与带轮连接的直径为25mm，长度为。今采用圆头普通平键b*h=8*7mm,长度L=32mm，键的材料为45钢。
又键的工作长度l=L-b=32-8=24mm,转矩为T=T1=69.185*103 Nmm 因此挤压应力σ
p
klkld=(4*T)/(d*h*l)=4*69.185*1000/(25*7*24)=65.89Mp< =100Mp
a
a
故此键联接强度足够。 二.中间轴的结构设计 1.初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢，调质处理。由表15-3，取A0=115，于是得： dmin?A03P3n3?31.661mm 47.767mmP3 轴的最小直径是安装在轴承上的，同时选角接触球轴承。并根据d31.661mm3?A?可选47.767min0n37207C，其尺寸为d*D*B=35*72*17mm. 2.轴的结构设计
1）显然dⅠ-Ⅱ=dⅤ-Ⅵ=35mm,且查表知B=17mm 所以：LⅠ-Ⅱ=B+10+△2+2=39mm LⅤ-Ⅵ=B+10+△2+2.5+2=41.5mm
2）取安装齿轮处的轴段Ⅱ-Ⅲ和Ⅳ-Ⅴ直径为 dⅡ-Ⅲ=dⅣ-Ⅴ=40mm 且由齿轮宽度得：LⅡ-Ⅲ=100-2=98mm,LⅣ-Ⅴ=65-2=63mm
3）由以上分析知：dⅢ-Ⅳ=dⅡ-Ⅲ+2*（5.45~8.5），取dⅢ-Ⅳ=50mm，且LⅢ-Ⅳ=△3-2.5=9.5mm 4)小直齿轮的作用点与右支撑受力点间的距离为：
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课程设计报告 l1=LⅠ-Ⅱ-a+B1/2-2=39-15.7+50-2=71.3mm ,取l1=71mm
大斜齿轮的作用点与左支撑受力点的距离为
l2=LⅣ-Ⅴ-a+B2/2-2=41.5-15.7+65/2-2=56.3mm,取l2=56mm.
小直齿轮与大斜齿轮的作用点的距离为
l3=B1/2+B2/2+LⅢ-Ⅳ=50+32.5+9.5=92mm
6）求作用在小直齿轮上的力：
已知 d2=93mm,而Ft=2*TⅡ/dⅡ=2*199.287*10/93=4285.742N
3
Fr=Ft*tanαn=4285.742*tan20=1559.882N
o
圆周力Ft及径向力Fr的方向如图所示
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课程设计报告
由以上计算得： 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1=3466.982N FNH2=3050.534N FNV1=-963.266N FNV2=242.762N MV1=68391.886Nmm MV2=13594.672Nmm 弯矩M MH1=246155.722Nmm MH2=170829.904Nmm 总弯矩M M1=（MH+MV1)=255480.116Nmm M2=(MH2+MV22)1/2=171369.983Nmm 221/2扭矩T T=199.287Nm 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 校核时，由以上分析可知危险截面B最危险，取a=0.6,轴的计算应力
M2 ?ca??(aT3)W2?32.65Mpa
前已选定轴的材料为45钢，由表查得[??1]=60MPa，因此是安全的。 （2）滚动轴承计算
中间轴的轴受力分析简图如图（e ） 1）轴承1和2的径向力分别为 Fr1==F22NH1?F22NH1?3598.311N424?211 .7222?474NFNH2?FNH2?3060.178N 1093?360.3?1151N Fr2=
2）2）由滚动轴承标准查得7207C型附加轴向力为 Fd=e*Fr。先初取e=0.4，因此可估算
2 Fd1=0.4* Fr1=0.4*3598.311=1439.324N Fd2=0.4*Fr2=0.4*3060.178=1224.071N 按式13-11得： Fa1=Fd1=1439.324N
Fa2=Fd1+Fae=1657.856N
所以：Fa1/C0=1439.324/20000=0.07196 同理，Fa2/C0=0.0829 由表13-5进行插值计算得：e1=0.444,e2=0.456 再计算 Fd1=e1*Fr1=0.444*3598.311=1597.65N
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课程设计报告 Fd2=e2*Fr2=0.456*3060.178=1395.441N Fa1=Fd1=1597.65N
Fa2=Fd1+Fae=1597.65+218.532=1816.182N 所以：Fa1/C0=1597.65/20000=0.0799
Fa2/C0=1816.182/20000=0.091
综上两次计算相差不大，因此确定：e1=0.444,e2=0.456，Fa1=1597.65N，Fa2=1816.182N 3）求当量动载荷P1和P2 因为
Fa1Fr1Fa2Fr211811 ?1439.324/3598.311=0.399 783?1657.856/3060.178=0.542>e?e2 1151故对轴承1，X1=1，Y1=0 对轴承2，X2=0.44，Y2=1 6则： 按表13-6，取载荷系数fp=1, 10?C?L? P1=fp*(X1Fr1??r1=3598.311N h+Y1Fa1)=fp*X1Fn+YP=3004.334N ?2F? P2=fp*(X2Fr2+Y2Fa260)=X2Fr2a2 4)验算轴承寿命 又 因为 LP1h =3,代入计算得： 108583.2h=18.59年 故所选轴承可满足要求。 （3）键联接计算 由以上计算得与小直齿轮及大斜齿轮连接的轴径d=40mm,今采用圆头普通平键A型，b*h=12*8mm,长度L直=90mm，L斜=56mm, [??键的材料为??45钢。?pF2T 又键1的工作长度l1=L1-b=90-12=78mm, 转矩为=199.287*103 Nmm FT=T1=T22Tklkldp]?p 键2的工作长度l2=L2-b=56-12=44mm 因此挤压应力 1 ?kl?kld?[?p]σp1=(4*T)/(d*h*l)=4*199.287*1000/(40*8*78)=31.937Mp< =100Mp a 2 a a σp2=(4*T)/(d*h*l)=4*199.287*1000/(40*8*44)=56.616Mp< =100Mp a 故此两键联接强度均足够，即两键均合格。 19