带式运输机传动系统设计 课程设计

1湘潭大学机械设计课程设计题目带式运输机传动系统设计学院机械工程学院专业机械设计制造及其自动化班级机设一班学号2011500629姓名袁奕贤指导教师刘思思完成日期2015年1月17日2一、设计任务书下图为狭小井巷道中带式运输机的传动布置方案，设计该带式运输机传动系统。1设计数据与要求狭小矿井巷道中带式运输机的传动装置。工作条件该运输机连续工作，单向运转，用于输送煤矿等散粒物料。该输送机每日三班制工作，载荷平稳，空载启动，使用期限5年，输送带速度允许误差为5。其设计方案如下滚筒有效圆周力（）FN运输带传送速度（）MS滚筒直径（）DM1700364502设计任务1）选择（或由教师指定）一种方案，进行传动系统设计。2）确定电动机的功率与转速，分配各级传动的传动比，并进行运动及动力参数计算。3）进行传动零部件的强度计算，确定其主要参数（如模数等）。4）对齿轮减速器进行结构设计。5）对低速轴上的轴承以及轴等进行寿命计算和强度校核计算。6）对主要零件如轴、齿轮、箱体等进行结构设计。7）编写设计计算说明书。8）要求采用三维软件（UG，PRO/E等）建立其三维模型，并进行运动仿真，录制运动仿真视频。（选做一3目录一、方案的总体评价4二、电动机的选择421电动机的类型和结构形式422电动机的容量4221工作所需功率4222电动机输出功率PD423电动机的转速5三、传动比分配和传动参数和运动参数的计算531传动比分配532传动参数和运动参数的计算6四、齿轮传动的设计741直齿圆锥齿轮7411选择齿轮类型、精度等级、材料7412按齿面接触强度设计84121确定公式中的各计算值84122设计计算9413按齿根弯曲疲劳强度设计10414齿轮尺寸计算确定1242直齿圆柱齿轮13421选择齿轮类型、精度等级、材料13422按齿面接触强度设计134221确定公式中的各计算值14423按齿根弯曲疲劳强度校核16424齿轮尺寸计算确定19425齿轮参数19五、链传动的设计2051确定链轮齿数2052确定计算功率2053选择链条型号和节距2154计算链节数和中心距2155计算链速，确定润滑方式2156计算压轴力22六、轴的设计计算2261轴I（输入轴轴）的结构设计22611设计依据22612求作用在齿轮上的力22613初步确定轴的最小直径23614轴的结构设计24615求轴上载荷25616按弯扭合成应力校核轴的强度26462III轴输出轴的结构设计27621设计依据27622求作用在齿轮上的力27623初步确定轴的最小直径27624轴的结构设计27625求轴上载荷30626按弯扭合成应力校核轴的强度30627精确校核轴的疲劳强度3163轴II（中间轴）的结构设计33631设计依据34632求作用在齿轮上的力34633初步确定轴的最小直径34634轴的结构设计35635求轴上载荷36636按弯扭合成应力校核轴的强度3764输出轴滚动轴承的计算3765输出轴键的计算38七、减速器及其附件的设计3971箱体（盖）的分析3972箱体（盖）的材料3973箱体的设计计算3974减速器附件和附加结构的名称和用途41八、润滑和密封方式的选择4381齿轮传动的润滑43811润滑剂的选择43812润滑方式的选择4482滚动轴承的润滑44821润滑剂的选择44822润滑方式44九、设计心得45参考文献455一、方案的总体评价链传动，减速器的尺寸小，链传动的尺寸较紧凑。二、电动机的选择21电动机的类型和结构形式Y系列三相异步电动机有构造简单、制造使用方便、效率高、启动转矩大、价格便宜的特点，选择Y系列三相异步电动机。22电动机的容量221工作所需功率PWFV/1000170036/1000612KW222电动机输出功率PD为了计算电动机所需功率PD，先要确定从电动机到工作机之间的总功率。设1、2、3、4、5、6分别为凸缘联轴器、圆锥F1700NV36M/SPW612KW46齿轮传动效率、圆柱齿轮传动、开式滚子链传动、滚筒的效率、滚动轴承，由表查得凸缘联轴器传动效率1099；滚动轴承传动效率2098；圆锥齿轮传动效率3096；圆柱齿轮传动效率4096；滚筒的传动效率5096；开式滚子链传动6094；则传动装置的总效率为1243456078电动机所需功率PDPW/612/078KW785KW23电动机的转速通常情况下多选1500R/MIN和1000R/MIN根据电动机的功率和转速可选取电动机的型号为Y160M4参数如下功率P11KW,空载转速N1500R/MIN，满载转速1460R/MIN轴直径D48MM三、传动比分配和传动参数和运动参数的计算31传动比分配传动装置总传动比15287R/MINDV106滚筒N1460/15287955滚筒电机0I每级别传动的传动比在其推荐的范围之内。分配各级传动比078电动机的型号为Y160M4功率11KW47总传动比9553210III3为链轮得传动比，I1为高速级传动比，I2为低速级传动比，高速级为圆锥齿轮其传动比应小些取I1025I，低速级为圆柱齿轮传动比可大些。所以I12I23I315932传动参数和运动参数的计算785KW,1460R/MIN0P0NP1P01785099777KWP2P123777098096731KWP3P242731096098688KWP4P326688098094634KWN1N01460R/MINN2N1/I11460/2730R/MINN3N2/I2730/324333R/MINM351460/857950NPT8/N116495730/195022NPTM32/86N3325参数列表项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III转速（R/MIN）1460146073024333转矩（NM）51355083956426993功率（KW）785777731688四、齿轮传动的设计41直齿圆锥齿轮411选择齿轮类型、精度等级、材料直齿圆锥齿轮传动设计（主要参照教材机械设计（第八版）已知输入功率为777、小齿轮转速为1460R/MIN、IPN齿数比为2由电动机驱动。工作寿命5年（设每年工作300天），三班制，带式输送，工作平稳，转向不变。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）圆锥圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用7级精度（GB1009588）（2）材料选择由机械设计（第八版）表101小齿轮材料可选为40CR（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料取45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。25（3选小齿轮齿数,则大齿轮齿数25Z150Z21412按齿面接触疲劳强度设计设计计算公式4132211504HERRHTZUTTKD4121确定公式内的各计算值1）试选载荷系数KT132）小齿轮传递的转矩955105135104NMM1T51/NP3）取齿宽系数03R4）查图1021齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限650MPA大齿轮的接触疲劳极限550MPAHLIM1HLIM25）查表105选取弹性影响系数1898EZ1MPA6）由图1020查得区域系数ZH257）由教材公式1015计算应力值环数N60NJ6014601（383005）315101HL999121057203I7查教材1023图得K092K09412齿轮的接触疲劳强度极限取失效概率为1,安全系数S1,应用公式（1014）得092650598H1SHN1LIMMPA0945505172K2LIKT1351350NM1TM035RHLIM1650MPALI2550MPA1898EZZE25K0921K094225取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许H2H1用应力，即5172MPA4122设计计算1）试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得H1TDM85723501350478952322）调整小齿轮分度圆直径圆周速度VMDRTM2364503185701491M/S6N当量齿轮的齿宽系数DMUDBITR46302/15/0873502/1426/MB3）计算载荷系数HK由表102查得使用系数1A根据V491M/S，7级精度查图表（图108）得动载系数108VK直齿锥齿轮精度较低,取齿间载荷分配系数1HK根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置用插值法查表104得1375H由此,得到实际载荷系数485137081VAHKK4）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得H517MPAV491M/SB3046MM470D25THTKD31M381458735）计算模数M263594Z1413按齿根弯曲疲劳强度设计由式1027设计公式4232150FSARRFTTYUZTKM（1）确定公式内各计算数值1）试选13FT2）计算FSAY由分锥角和5620/5ARCTN/1RCTN1U可得当量齿数4635290227951V1COSZ11182223）由教材表1017查得齿形系数5621FY142FA2由图1018查得应力修正系数60SY8261SAY4由教材图2024C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPAFE5013825由机械设计图1022取弯曲疲劳寿命系数KH1485D18138MMM326MM13FTK562143ZV12795ZV2111825621FY4A201SAY826SK0831FNK085225K083K0851FN2FN6计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系，得71SF1MPASFEN24715083F2KFE927计算大小齿轮的,并加以比较FSAY0168124561SAF982FSAY大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算FSAFSAY2A试算模数32150FSARRFTTYUZTKM322061530160MMB调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度VMZMDT14025611MRT09351SNM/2610679306VFSAY00206MT160MM25齿宽BMUDITR70152/410352/12计算实际载荷系数FK根据V126M/S,7级精度，由图108查得动载荷系数。0561VK直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数。1FAK由表104用插值法查得32,321FK于是94056FAVAF3由式（1013），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数为M641396013FTTKM对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数M大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径，取M2MM。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径D8138来计算应有的齿数1M计算齿数Z4064取Z41那么Z24182。为了1D12使齿轮的齿数互质，取Z832414计算几何尺寸计算分度圆直径D1MZ82411D2632计算分锥角B1570MM0561V3941FM164MMM2MMZ141Z283D182MMD2166MM252961/8ARCTN/1ARCTN1U76329023计算齿轮宽度MUDBITR724/14/83150/12圆整取25MM35MMB42直齿圆柱齿轮421选择齿轮类型、精度等级、材料已知输入功率为731KW、小齿轮转速为IP730R/MIN、齿数比为3。工作寿命5年（设每年工作300N天），三班制，带式输送，工作平稳，转向不变。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（GB1009588）（2）材料选择由机械设计（第八版）表101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，二者材料硬度相差40HBS。选小齿轮齿数,则大齿轮齿数。24Z172Z312422按齿面接触疲劳强度设计B135MMB225MM25由式（1011）试算小齿轮分度圆直径，即4332112HEDHTTZUTK4221确定公式中的各计算值试选载荷系数31T计算小齿轮传递的转矩MN6495/022NPT齿轮作不对称布置，查表107，选取齿宽系数01D由表105查得材料的弹性影响系数21MPA89EZ由图1020取区域系数52HZ由式（109）计算接触疲劳强度用重合度系数841294/20COS4AR2/COSAR111HZ377221/TANTTANT21AZZ860374Z计算接触疲劳许用应力H由图（1025D）查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为、。MPA601LIMHPA502LIMH由式（1015）计算应力循环次数911076838173HJLNN31TKMN64952T21MPA8EZ5HZ0862MPA601LIMHA51LIMH25891210256305768IN由图1023取接触疲劳寿命系数950,21HNHNK取失效概率为，安全系数由式（1014）得1SMPA58161LIM1SHNH2092LI2K取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用1H2应力，即5225MPA22）试计算小齿轮分度圆直径D7855286019310649322211HEDHTTZUTK（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的准备。计算圆周速度SM24106738543106TND计算尺宽B7851TDH5225MPAV224M/SB5878MMFT132540N252）计算实际载荷系数HK由表102查得使用系数1A根据V2M/S，7级精度查图表（图108）得动载系数11VK齿轮的圆周力。NDTFTT41025378/1064952/11MBTA6/3查表103得齿间载荷分配系数HAK由表104用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数421H由此,得到实际载荷系数791HVAHKK4）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得THTD31M53641728535）计算模数M69243Z1423按齿根弯曲疲劳强度设计由式1027设计公式44312FSADFTTYZTKM（2）确定公式内各计算数值试选13FT由式（105）计算弯曲疲劳强度用重合度系数D1T5878MMM269MM13FTK6740Y652FA13Y041SA826S25674015207520AY计算FSA由教材图1017查得齿形系数652YFA123FA由图1018查得应力修正系数04S861SY由教材图2024C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPAFE501MPAFE32由机械设计图1022取弯曲疲劳寿命系数K0851NK0882FN计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系，得4SF1MPASKFEN573041850F2FE8622计算大小齿轮的,并加以比较FSAY0137957308621FSA64822SAY大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计0164FSAFSAY2）A试算模数312FSADFTTYZTKMM218MMV2M/S2501642473106953218MMB调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度VMZMDT4352181SN/06706齿宽BD43521宽高比B/HMMCHTA9148B/H5243/49110672计算实际载荷系数FK根据V2M/S,7级精度，由图108查得动载荷系数。071VK由NDTFTT31065432/106952/1查表103MNBA/3得齿间载荷分配系数。FAK由表104用插值法查得31130671B/H,418FHKK于是查图结合则载荷系数为42FAVAFK3由式（1013），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数为M2431823FTTKM对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数M大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定B5243MMKF1423Z126Z279D152MMD2158MMA125MM25的承载能力，取决于齿轮直径，取M25MM。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径D6453来计算应有的齿数Z25817取1M1MDZ26那么Z32678。为了使齿轮的齿数互质，取2Z279424计算几何尺寸计算分度圆直径D1MZ5261D28792计算中心距MA1052/5/1（3）计算齿轮宽度DB1考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽和节省材料，一般小齿轮略为加宽（510MM），即圆整取52MM2B59MM1BB52MMB159MMB252MM25425齿轮参数各齿轮参数列表如下齿轮IIIIIIIV分度圆直径/MM8216652158模数/MM222525传动比23宽度/MM35255952中心/MM105齿顶圆直径/MM8617058164齿根圆直径/MM7816246152五、链传动的设计51确定链轮齿数小链轮齿数Z530，Z525Z640KW5CAPP1905MM25大链轮的齿数Z615930477，取49。52确定计算功率由表96查得，由图913查得，单01AK80ZK排链，则计算功率为KW5861PZACA53选择链条型号和节距根据，查图911，可选MINR324KW53NPCA及12A1，查表91，链条节距0519P54计算链节数和中心距初选中心距。M5927105935030PA取，相应的链长节数为M80712380519234905AA2210）（PZZPL取链长节数。节1PL查表97得中心距计算系数，则链传2493701F动的最大中心距为M805192437211ZLPFA55计算链速，确定润滑方式L124节A8028MMV232M/SV38125SM32106593241063PZN由和链号12A1，查图914可知应采SM用滴油润滑。56计算压轴力PF有效圆周力为N96523810P3E链轮水平布置时的压轴力系数，则压轴力为5PFKN410352961EFPKP57校核运输带的速度误差，0467139267418IMIN/R32145067IN581343430/NVD故满足要求。六、轴的设计计算61输入轴（I轴的设计611求输入轴上的功率、转速和转矩IPNT777KW1460R/MIN5083NMIP612求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为PT777KWN1460R/MINFT150273NFR48923NFA24456N25M4768501DRM）（则NTFT31325048AN0R1COS92IT圆周力、径向力及轴向力的方向如图二所示TFRAFDMIN1955MM25613初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，根据机械设计（第八版）表153，取，得012AMA5194607D3MIN输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的12D轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型12D号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版）2CAATK表141，由于转矩变化很小，故取，则13A13X508366079NM2CA查机械设计课程设计表87，选LX3型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250NM，而电动机轴的直径为48MM所以联轴器的孔径不能太小。取40MM，半联轴器长度12DL84MM，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60MM。614轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案（见图）40MM12DD2345MML1258MMD3450MML342925MMD4560MMD6735MML5628MMD5640MM25根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1为了满足半联轴器的轴向定位，12段轴右端需制出一轴肩，故取23段的直径D2345MM。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取58MM122初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据D2345MM，由机械设计课程设计表67中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为50MM110MM2925MM所以D3450MM而TDD2925MM34L这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表67查得30310型轴承的定位轴肩高度DA60MM，因此取D4560MM3）取安装齿轮处的轴段67的直径；为使套筒可靠M3567地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，故取28MM，6LM50D64）轴承端盖的总宽度为20MM。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离30MM，取50MM。L23L5）锥齿轮轮毂宽度为35MM，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取由于，故取M067ADBM1045L2350MML6750MML45120MMFNH176154NFNH2245434NMH853325NMM256）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设M35D67计（第八版）表61查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为MHB81036MM，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器处平键截面为67NH与轴的配合为；滚动轴承与轴MLHB5091467KH的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为K5。7确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R16R2适当245选取。求轴上的载荷（30310型的A23MM。所以俩轴承间支点距离为143MM右轴承与齿轮间的距离为555MM。）（见图四）载荷水平面H垂直面VNFN54761NFN69231支反力FH32V7弯矩MM58MMV451N623总弯矩8864725NMM226347扭矩T5083NMTFNV122369NFNV276323NMV1264517NMMMV2154236NMMM8864725NMMP3688KWN324333R/MIND158MMFT290775NFR105833N25615按弯扭合成应力校核轴的强度根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为062037MPA322225106084897WTMICA前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表151查得，故安全。116,CAP62输出轴（轴）的设计I621求输出轴上的功率、转速和转矩IPNIT688KW24333R/MIN26993NMIPNI622求作用在齿轮上的力已知大斜齿轮的分度圆直径为MZD158792而NTFT3466302ANRT圆周力、径向力的方向如图六所示TR623初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表153，取，得012ADMIN3412MM25M12342861NPAD33I0MIN624轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案见图A考虑到设计计算的最小直径为3412MM，故D12段直径取36MM，考虑到链轮轮毂的宽度为65MM，且轴承盖螺栓方便取出，取该段的长度为70MM。B该段要安装轴承盖和密封垫圈，考虑轴肩的高度为35MM，结合密封垫圈的尺寸取该段轴直径为40MM，考虑轴承盖螺丝方便卸下取D23段长度为58MM。C初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据D2340MM，由机械设计课程设计表67中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30309，尺寸D1236MML1270MMD2340MML2358MMD34D7845MML342725MMD4552MMD6755MML6748MMD5660MML568MM25LDT45MM100MM2725MM,D34D7845MM，因而可以取L342725MM。右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表67查得30309型轴承的定位轴肩高度，因此取52MM。M52DA45DD齿轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为52MM，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取48MM齿轮的轮毂直67L径取为55MM所以D6755MM。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径07H4HM为D5660MM。轴环宽度，取L568MM。1BE齿轮距箱体内比的距离为A16MM，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为C20MM，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离S8MM。可求得L7858MML4588MM轴上零件的周向定位小链轮的周向定位采用A型键连接，齿轮IV的周向定位采用A型平键连接。由轮毂长度和直径查表61得小链轮上的键，配合为。MHBL812566N7HL7858MML4588MMA23MML1675MML21325MM25齿轮IV上的键，配合为。滚MHBL914067NH动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为K6。确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R16R2适当选取。245625求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30310型的支点距离A23MM。所以作为简支梁的轴承跨距分别为L1675MM，L21325MM。做出弯矩和扭矩图（见图六）。由图六可知齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下载荷水平面H垂直面VNF1928NF7061支反力FNH7V93482弯矩MM81356MMV51N62总弯矩129785NMM2749扭矩T26993NMITFNH11928NFNH27891NFNV1706NFNV23487NMH1131568NMMMV1459657NMMMV2459654NMMM129785NMMT326993NM25626按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力061649MPA322226109785WTMICA前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表151查得，故安全。1160,CAP627精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面由弯矩和扭矩图可以看出齿轮中点处的应力最大，从应力集中对轴的影响来看，齿轮两端处过盈配合引起的应力集中最为严重，且影响程度相当。但是左截面不受扭矩作用故不用校核。中点处虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径比较大，故也不要校核。其他截面显然不要校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核齿轮右端处的截面。（2）截面右侧校核抗弯截面系数3335274610MDW抗扭截面系数952T截面右侧弯矩NMVH82截面上的扭矩26993NMIT截面上的弯曲应力W274625WT54925M12978NMT326993NMPAB724MPAT91425MPAWB724526198截面上的扭转切应力AT9145230轴的材料为45钢，调质处理。由表151查得640BMPA127PA1MPA截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表32查取。因，30652DR，经插值后查得31506DD92A41A又由机械设计（第八版）附图32可得轴的材料敏感系数为082Q085Q故有效应力集中系数为91211AK3784580Q由机械设计（第八版）附图32的尺寸系数，扭650转尺寸系数。轴按磨削加工，由机械设计（第八830版）附图34得表面质量系数为960轴未经表面强化处理，即，则综合系数为1Q952160589K092A451082Q591K37865083015768S3216CAS257019683071K又取碳钢的特性系数为15计算安全系数值CAS761894521MBK3203711TS5116282SSCA故可知安全。63中间轴（II轴）的设计631求输入轴上的功率P、转速N和转矩TP2731KW730R/MIN9564NMN632求作用在齿轮上的力已知小斜齿轮的分度圆直径为MZD82NDTFT693954021140TANTANR已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径MDRM3150182501NTFT7439623279NCOS62TANAN1T2RCOSP2731KWN730R/MINT9564NMD82NFT68231R049MD315NFT742R92A352545973NCOS260TAN75143TAN20FA2COS圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如1T2T1RF2R1AF2图八所示633初步确定轴的最小直径25先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40CR（调质），根据机械设计（第八版）表153，取，得，中间轴最小直径显然是01AMA70231D30MIN安装滚动轴承的直径D12和D56634轴的结构设计1拟定轴上零件的装配方案（见图九）图九、中间轴上零件的装配（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据D12D562421MM由机械设计课程设计表67中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为，D12D5630MM。307205DDTMM这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计课程设计表131查得30306型轴承的定位轴肩高度37MM，因此取套DMIN2370MMD1230MMD5630MMD23D4536MML2340MMD3450MM25筒直径37MM。2）取安装齿轮的轴段，D23D4536MM锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套42LM筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取L2340MM，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，07HD故取，则轴环处的直径为D3450MM。4HM3）已知圆柱直齿轮齿宽B159MM，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取L4555MM。4）齿轮距箱体内比的距离为A16MM，大锥齿轮与大直齿轮的距离为C20MM，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离S8MM。则取L1248MML5655MM（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按D23由机械设计（第八版）表61查得平键截面，键槽108BHM用键槽铣刀加工，长为30MM，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；圆柱齿76H轮的周向定位采用平键连接，按D45由机械设计（第八版）表61查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，108BHM长为46MM，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是76HL1256MML4555MML5655MM25由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为K6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R16R2适当245选取635求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30310型的支点距离A153MM。所以轴承跨距分别为L15775MM，L2695MM。L36375MM做出弯矩和扭矩图（见图八）。由图八可知斜齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下5043MPA32222016495678WTMICA载荷水平面H垂直面VNFN43217NFNV7316支反力FH6029弯矩MM10479NH62MMV1N45V6873总弯矩167843NMM22690153扭矩T9564NMMTNFH4321761NFV029MM67843T29564NMMNFH7218956V1NF732RR781034225前已选定轴的材料为（调质），由机械设计（第八版）40RC表151查得，故安全117,CAMP64输出轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承303101径向力NFR7810346519272822）轴向力NA013）当量载荷，查表135，。1AX0AY1CX0Y由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当21DF量载荷为NFFPRAP802463021RC17轴承寿命的校核，查设计手册得CR130000NHPL36012802461390N6018316RH）（故满足要求。65输出轴键计算载荷水平面H垂直面VNFN19FN691支反力FH62VNPA80246C317HLH8PMPA6371PPMPA7169251、校核小链轮上的键连接该处选用普通平键尺寸为，MHBL81256接触长度，键与轮毂键槽的接触高度MBLL41256。则键联接的强度为HK4805PPMPAAKLDT637145093231故合格。2、校核圆柱齿轮处的键连接该处