输送机的传动装置课程设计（一级圆柱齿轮减速器）（含图纸）
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输送机的传动装置课程设计（一级圆柱齿轮减速器）（含图纸）,输送,传动,装置,课程设计
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机械零件课程设计任务书 设 计 题 目 : 带式运输机传动装置 已知条件： 1工作参数 运输带工作拉力 F= 4.5 KN。 运输带工作速度 V=1.8m/s （允许带速误差 5%）。 滚筒直径 D=400mm。 滚筒效率 j0.96 （包括滚筒与轴承的效率损失）。 2使用工况 两班制，连续单向运转，载荷较平稳。 3工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温度 35。 4动力来源 三相交流电，电压 380/220V。 5寿命要求 使用折旧期 8 年，大修期 4 年，中修 期 2 年，小修期半年。 6制造条件 一般机械厂制造，小（大）批量生产。 设计工作量： 减速器装配图 1 张（ A0 或 A1）， 零件工作图 1 张，计算说明书 1 份 nts 目 录 第一章 概述 . 1 1.1 课程设计的目的 . 1 1.2 课程设计任务书 . 1 1.2.1 设计题目 . 1 1.2.2 已知条件 . 1 1.2.3 设计工作量 . 2 第二章 传动装置的设计 . 3 2.1 电动机的选择 . 3 2.1.1 电动机的类型和结构型式的选择 . 3 2.1.2 电 动机容量的选择 . 3 2.1.3 确定电动机转速 . 3 2.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 . 5 2.2.1 确定传动装置的总传 动比和分配传动比 . 5 1、减速器 总传动比 . 5 2.3 计算传动装置的运动和动力参数 . 5 2.3.1 各轴转速 . 5 2.3.2 各轴输入功率 . 5 2.3.3 各轴输出功率 . 5 2.3.4 各轴输入转矩 . 5 2.3.5 各轴输出转矩 . 6 2.3.6 运动和动力参数计算结果整理表 . 6 第三章 传动零件的设计计算 . 7 3.1 传动齿轮的设计计算 . 7 3.1.1 齿轮类型 、 精度等级 、 材料及齿数 . 7 3.1.2 确定许用应力 . 7 3.1.3 按齿面接触强度设计 . 8 3.1.4 验算齿面接触强度 . 8 3.1.5 齿轮的圆周速度 . 9 nts 3.1.6 齿 轮的几何尺寸计算 . 9 3.1.7 齿轮的润滑 . 9 3.2 传动链的设计计算 . 10 3.2.1 链轮齿数 . 10 3.2.2 链条节数 . 10 3.2.3 计算功率 . 10 3.2.4 链条节距 . 10 3.2.5 实际中心距 . 10 3.2.6 验算链速 . 11 3.2.7 选择润滑方式 . 11 3.2.8 作用在轴上的压力 . 11 3.2.9 链轮的材料 . 11 第四章 传动轴承和传动轴及联轴器的设计 . 12 4.1 轴的设计 . 12 4.1.1 输入轴上的功率 、 转速和转矩 . 12 4.1.2 作用在齿轮上的力 . 12 4.1.3 初步确定轴的最小直 径 . 12 4.1.4 确定轴的各段直径和长度 . 12 4.1.5 轴的受力分析和校核 . 13 4.2 II 轴的设计 . 15 4.2.1 求输出轴上的功率、转速和转矩 . 15 4.2.2 作用在齿轮上的力 . 15 4.2.3 初步确定轴的最小直径 . 15 4.1.4 确定轴的各段直径和长度 . 15 4.2.5 轴的受力分析和校核 . 16 第五章 键联接的选择及校核计算 . 18 5.1 输入轴键计算 . 18 5.1.1 校核输入轴处的键连接 . 18 5.2 输出轴键计算 . 18 5.2.1 校核大齿轮处的键连接 . 18 nts 5.2.2 校核小链轮处的键连接 . 18 第六章 轴承的选择及校核计算 . 19 6.1 输入轴的轴承设计计算 . 19 6.1.1 初步计算当量动载荷 . 19 6.1.2 轴承的基本额定载荷值 . 19 6.1.3 选择轴承型号 . 19 6.2 输出轴的轴承设计计算 . 19 6.2.1 初步计算当量动载荷 . 19 6.2.2 轴 承应有的基本额定载荷值 . 19 6.2.2 选择轴承型号 . 19 第七章 减速器及其附件的设计 . 21 7.1 减速器有关尺寸及名称 . 21 7.2 箱体（箱盖）的分析 . 21 7.3 箱体（盖）的材料 . 22 7.4 箱体的设计计算 . 22 第八章 润滑与密封设计 . 23 设计小结 . 24 参考文献 . 25 nts1 第一章 概述 1.1 课程设计的目的 （ 1）培养理论联系实际的设计思想，通过课程设计，训练综合运用机械设计基础课程和有关先修课程的理论和实际知识，结合生产实际培养分析和解决实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识，掌握机械设计的一般规律，树立正确的设计思想。 （ 2）培养机械设计能力 学会从机器功能的要求出发，合理选择执行机构和传动机构的类型，制定执行机构方案和传动机构方案，合理选择标准部件的类型和型号，正确计算零件的工作能力，确定它的尺寸，形状，结构及材料，并考虑制造工艺，使用，维护，经济和安全问题，进行结构设计，达到了解和掌握机 械设计方案，机械零件，机械传动装置的设计过程和方法。 （ 3）进行设计基本技能的训练通过课程设计， 以机械设计、机械原理、机械制图、机械设计课程设计手册、制造技术基础、机械设计课程设计指导书以及各种国标为依据， 学习运用标准，规范，手册，图册和查阅科技文献资料以及使用计算机，经验数据，进行经验估算和处理数据的能力，培养机械设计的基本技能和获取有关信息的能力。 1.2 课程设计任务书 1.2.1 设计题目 带式运输机传动装置 1.2.2 已知条件 1、 工作参数 运输带工作拉力 F= 4.5 KN。 运输带工作速度 V=1.8m/s（允许带速误差 5%）。 滚筒直径 D=400mm。滚筒效率j 0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）。 2、 使用工况 两班制，连续单向运转，载荷较 平稳。 nts2 3、 工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温度 35。 4、 动力来源 三相交流电，电压 380/220V。 5、 寿命要求 使用折旧期 8年，大修期 4 年，中修 期 2 年，小修期半年。 6、 制造条件 一般机械厂制造，小（大）批量生产。 1.2.3 设计工作量 减速器装配图 1 张（ A0 或 A1）， 零件工作图 1 张，计算说明书 1份。 nts3 第二章 传动装置的设计 2.1 电动机的选择 2.1.1 电动机的类型和结构型式 的选择 按工作要求和条件，选用 Y 系列三相异步电动机，额定电压 380V，频率 50Hz,安装方式采用卧式安装。 2.1.2 电动机容量的选择 电动机所需工作功率： Pd = Pw /a Pw =Fv/1000=45001.8/1000=8.1kW 电动机到运输带的传动总效率为： a= 1 2 234 5（其中 1 、 2 、3、 4 、5分别为齿轮联轴器、齿轮传动、轴承、链传动、和卷筒的传动效率） 查机械设计课程设计指导书 P7 的表 1 可知： 取 1 =0.99（齿轮联轴器）， 2 =0.98（闭式圆柱齿轮传动效率范围 0.96 0.99），3 =0.98（滚子轴承 0.98 0.995）， 4 =0.92（链传动 0.90 0.93），5 = j0.96 所以电动机 到运输带的传动 总效率 为： a= 1 2 234 5=0.990.980.9820.920.96=0.82 电动机所需工作功率为： Pd = Pw /a=8.1 0.82kw=9.88kW 2.1.3 确定电动机转速 卷筒轴的 工作转速为 n=60 1000v D=60 1000 1.8 400=85.94r/min 根据 机械设计课程设计指导书 P7 的表 推荐的传动比合理范围， 取链传动 的传动 比 1i =2 6，一级圆柱齿轮减速器传动比 2i =3 6， 则 总传动比的合理范围 ai =636， 故电动机转速的可选范围为： an = ai n =（ 6 36） 85.94=516 3094r/min nts4 符合这一范围的同步转速有 750、 1000、 1500 和 3000 r/min 根据容量和转速，由有关手册查出四种适用的电动机型号，因此有 4 种传动方案，如下表： 方案 电动机型号 额定功率 Ped kW 电动机转速 r/min 电动机重量 N 参考价格元 传动装置的传动比 同步转速 满载转速 总传动比 链传动 减速器 1 Y160M1-2 11 3000 2930 1170 5.09 34.09 5.5 6.20 2 Y160M-4 11 1500 1460 1230 5.00 16.99 4 4.25 3 Y160L-6 11 1000 970 1470 5.96 11.29 3.9 2.89 4 Y180L-8 11 750 730 1840 8.89 8.49 3.1 2.74 注：本表以 4 极（同步转速 1500r/min）、功率为 0.55kW 的电动机价格为 1 计算，表中价格为相对值。 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和链传动、减速器的传动比，可见方案 2 比较合适。因此选定电动机型号为 Y160M-4，其 主要性能如下： 型号 额定功率/kW 满载转速/(r/min) 堵转转矩 最大转矩 质量 /kg 额定转矩 额定转矩 Y160M-4 11 1460 2.2 2.3 123 电动机的主要外形和安装尺寸如下： 中心高 外形尺寸 底脚安装尺寸 地脚螺栓孔直径 轴伸直径 装键部位尺寸 nts5 160 605 433 385 254 210 14.5 42 110 12 47 2.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 2.2.1 确定传动装置的总传动比和分配传动比 1、减速器 总传动比 由选定的电动机满 载转速 nm 和工作机主动轴转速 n，可得传动装置总传动比为 ia=nm/n=1460/85.94=16.99(为方便计算，取 ia=17) 2、分配传动装置传动比 ia= i0 i1 式中 i0， i1 分别为带传动和减速器的传动比。 为使 链 传动外廓尺寸不致过大，初步取 i0 4，则减速器传动比为 i1= ia/i0=17/4=4.25 2.3 计算传动装置的运动和动力参数 2.3.1 各轴转速 轴： n1=nm=1460 r/min 轴： n2= n1/ i1= 1460/4.25=343.53 r/min 卷筒轴： n3= n2/ i0=343.53/4=85.88 r/min 2.3.2 各轴输入功率 轴： P1=Pd 1=9.88 0.99=9.78 kW 轴： P2=P1 2 3= 9.78 0.98 0.98=9.39 kW 卷筒轴： P3=P2 3 4= 9.39 0.98 0.92=8.47 kW 2.3.3 各轴输出功率 轴： P01=P1 0.98=9.78 0.98= 9.58kW 轴： P02=P2 0.98= 9.39 0.98=9.20 kW 卷筒轴： P03=P2 0.98= 8.47 0.98=8.30 kW 2.3.4 各轴输入转矩 电机轴 输 出 转矩 :Td=9550Pd/nm=95509.88/1460=64.63Nm nts6 轴： T1=9550P1/n1=95509.78/1460=63.98Nm 轴： T2=9550P2/n2=95509.39/343.53=261.04Nm 卷筒轴 : T3=9550P3/n3=95508.47/85.88=941.88 Nm 2.3.5 各轴输出转矩 轴： T01= T1 0.98= 63.98 0.98=62.70Nm 轴： T02= T2 0.98= 261.04 0.98=255.82Nm 卷筒轴 : T03= T3 0.98= 941.88 0.98=923.04Nm 2.3.6 运动和动力参数计算结果整理表 轴名 功率 P/kW 转距 T/ Nm 转速 n r/min 传 动比 i 效率 输入 输出 输入 输出 电机轴 9.88 64.63 1460 1 0.99 轴 9.78 9.58 63.98 62.70 1460 4.25 0.98 轴 9.39 9.20 261.04 255.82 343.53 4 0.92 卷筒轴 8.47 8.30 94188 923.04 85.88 nts7 第三章 传动零件的设计计算 3.1 传动齿轮的设计计算 3.1.1 齿轮类型，精度等级，材料及齿数 假设工作寿命为 8年，每年工作 250 天，每天工作 8 小时，带式输送机工作经常满载，空载启动，工作有轻震，不反转。 1、按任务书所示传动方案，选用 渐开线 斜 齿圆柱齿轮传动。 2、选用 8级精度。 3、根据机械设计基础 （西安电子科技大学出版社，岳大鑫主编） 表 10-1初选小齿轮材料为 40Cr 经 调质 处理其硬度为 240 285HBS， 大齿轮材料为 45 钢 经调质 处理其硬度为 210230HBS。 4、 初选螺旋角 : = 14。 3.1.2 确定许用应力 查机械设计基础（西安电子科技大学出版社）图 10-7 及表 10-4， 得 Hlim1=7000 MPa， Hlim2=530MPa， SH=1，故 l i m 11 700 7001HHHM P aS l i m 22 550 5501HHHM P aS 12 7 0 0 5 5 0 62522HHH M P a 查 机械设计基础（西安电子科技大学出版社） 图 10-10 及 表 10-4， 得 Fim1=500 MPa， Flim2=380MPa， SF=1.5，故 F l i m 11F500 3331 . 5F M P aS F l i m 22F380 2531 . 5F M P aS nts8 2 42F3 32213 . 2 Y c o s 3 . 2 1 . 3 6 . 4 1 0 0 . 0 0 8 6 c o s 1 41 0 . 4 4 . 2 5 1 2 51 . 6 4naFKTmuzmm 小 F 1 F 2F 3 3 3 2 5 3 29322 M P a 3.1.3 按齿面接触强度设计 齿轮按 8 级精度制造。 根据机械设计基础（西安电子科技大学出版社）表10-3，取载荷系数 K=1.3，齿宽系数 a=0.4。 小齿轮上的转矩为 T 小 =9.55 106P1/n1=9.55 106 9.78/1460=6.40 104Nmm 取 z1=24,则 z2=244.25=102，实际传动比 i=102/24=4.25。 因 zv1=24/cos315 zv2=113.18，查图 10-9 得 YF1=2.58， YF2=2.17。因 故应将 代入计算法向模数，得 按表 4-1，取 mn=2mm。中心距 取 a=130mm。螺旋角 齿宽为 b=a a=0.4130=52mm 为补偿安装误差，保证接触齿宽，通常小齿轮的齿宽应比大齿轮的齿宽大 310mm, 故取 b2=52mm,b1=55mm。 3.1.4 验算齿 面接触 强度 取接触齿宽 b=52mm，带入各参数得 122 . 5 8 2 . 1 70 . 0 0 7 7 0 . 0 0 8 63 3 3 2 5 3FFYY 22 0 .0 0 8 6FFY 12 2 2 4 1 0 2 1 2 9 . 9 m m2 c o s 2 c o s 1 4nm z za 12 2 2 4 1 0 2a r c c o s a r c c o s 1 4 1 5 2 2 1 3 0nm z za 4331221 4 . 2 5 1 1 . 3 6 . 4 0 1 03 0 5 3 0 5 5 4 8 M P a 4 . 2 5 5 2 1 3 0HHu K Ti b a nts9 故 齿面接触 强度足够 。 3.1.5 齿轮的圆周速度 v=d1n1/(601000)= 2241460/60000cos14 15m/s=3.79m/s 对照 机械设计基础（西安电子科技大学出版社）表 10-2可知选用 8级精度是合适的。 3.1.6 齿轮的几何尺寸计算 名称 符号 单位 公式 小齿轮 大齿轮 齿数 z 根据工作要求确定 24 102 分度圆直径 d mm d=mz/cos 49 211 齿顶圆直径 da mm da= d+2ha 53 215 齿根圆直径 df mm df= d-2hf 44 206 法向 模数 mn 由齿轮承载能力确定 2 螺旋角 =8 20 14 15 齿顶高 ha mm ha= mn 2 齿根高 hf mm hf=1.25 mn 2.5 全 齿高 h mm h=ha+ hf 4.5 顶 隙 c mm c=hf-ha 0.5 端面压力角 t mm t a na r c t a nc o s nt 20 34 中心距 a mm 122 c o snm z za 130 3.1.7 齿轮的润滑 1、 选择齿轮润滑油 查 机械设计基础（西安电子科技大学出版社）表 10-5，根据齿轮的圆周速度 v=3.79m/s，得适合的齿轮润滑油粘度为 150cSt(40 )； 根据 表 10-6，选择牌号为L-AN150 的润滑油（ GB443-1989）。 nts10 2、 润滑方式 因 v=3.79m/s， 故而 采用油池润滑方式 。 3.2 传动链的设计计算 3.2.1 链轮齿数 假定 v=0.6 3m/s， 根据 机械设计基础（西安电子科技大学出版社）表 12-10，初步 取小链轮齿数 z1=25， 则 大链轮的齿数 z2=254=100。 其 实际传动比 i=100/25=4，误差远小于 5%， 在 允许 范围内 。 3.2.2 链条节数 初定中心距 a0=40p。由计算公式得： 21 2 2 1- 1 0 0 2 5 1 1 0 0 - 2 52 2 4 0 1 4 62 2 2 4 0 2p z z z zapL pa 节 链节数为偶数，可取。 3.2.3 计算功率 查 机械设计基础（西安电子科技大学出版社）表 12-13 得 KA=1.0,故 Pc=KAP=1.09.20=9.20kW 3.2.4 链条节距 查机械设计基础（西安电子科技大学出版社）表 12-11 得 1 . 0 8 1 . 0 81z 25K = 1 . 3 41 9 1 9z ，0 . 2 6 0 . 2 6L 1 4 6K = 1 . 3 41 0 0 1 0 0Lp 采用单排链 Km=1，故 P 9 . 2 0= 5 . 1 2K K K 1 . 3 4 1 . 3 4 1cz L mP kW 查 机械设计基础（西安电子科技大学出版社）图 12-33 得当 n2=343.53 r/min时， 12A 链条能传递的功率为 5.8kW（大于 5.12kW），故采用 12A 链条，节距p=19.05mm。 由点 （ n1， P0)在功率曲线的左侧，与所选系数 KZ、 KL 一致。 3.2.5 实际中心距 确定中心距： nts11 221 2 1 2 2 12284 2 2 21 9 . 0 5 2 5 1 0 0 2 5 1 0 0 1 0 0 2 51 4 6 1 4 6 84 2 2 27 6 1 . 3 5ppz z z z z zpa L Lmm 中心距减少量 a = (0.0010.002)a = (0.0020.004) 761.35 = 1.523.05 mm 实际中心距 a = a- a = 761.35-(1.523.05) = 759.83758.3 mm,取 a = 760 mm 3.2.6 验算链速 由 计算 公式得 11 2 5 1 9 . 0 5 3 4 3 . 5 3 2 . 7 36 0 1 0 0 0 6 0 0 0 0z p nv m/s 速度符合原来假定。 3.2.7 选择润滑方式 按 p=19.05mm， v=2.73m/s， 由 机械设计基础（西安电子科技大学 出版社）图 12-32，采用油浴或飞溅润滑。 3.2.8 作用在轴上的压力 由于 FQ=（ 1.2 1.3） F，取 FQ=1.2F，则 01000 1 0 0 0 9 . 2 33702 . 7 3PFNv ， FQ=1.2F=1.23370=4044N 3.2.9 链轮的材料 由于小链轮的啮合次数比大链轮多，所受冲击力也大，再考虑到加工工艺和经济性，故初选小链轮的材料 20Cr，并渗碳后淬火与回火，其硬度在 50-60HRC 之间。结合实际工况和要求，初选大链轮材料为 40 钢 ，其热处理方式为淬火加回火，其硬度在 40-50HRC 之间。 nts12 第四章 传动轴承和传动轴及联轴器的设计 4.1 轴的设计 4.1.1 输入轴上的功率 、 转速和转矩 由前几章的计算可知： P1 = 9.78 KW， n1 = 1460 r/min T1 64 Nm 4.1.2 作用在齿轮上的力 已知小齿轮的分度圆直径为 :d1 = 49 mm 则 : 112 2 6 4 1 0 0 0 2 6 1 2 . 249tTFNd t a n t a n 2 02 6 1 2 . 2 9 8 0 . 3c o s c o s 1 4 1 5 nrtF F N Fa = Fttan=655.8 N 4.1.3 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）， 由 机械设计基础（西安电子科技大学出版社）表 13-2， 取 C= 112，得 : 1 33m i n19 . 7 81 1 2 2 1 . 11460Pd C m mn 输出轴的最小直径为安装联轴器直径处 d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩 :Tca = KAT1， 查 机械设计基础（西安电子科技大学出版社）表16-2，由于转矩变化很小，故取 :KA = 1.2，则 : Tca = KAT1 = 1.2 64 = 76.8 Nm 由于键槽将轴径增大 4%，选取联轴器型号为 :LT5 型，其尺寸为：内孔直径 25 mm，轴孔长度 44 mm， 则： d12 = 25 mm，为保证联轴器定位可靠取： L12 = 42 mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为： D = 35 mm，左端用轴肩定位，故取 II-III 段轴直径为： d23 = 31 mm。 4.1.4 确定轴的各段直径和长度 nts13 1、 初选轴承的类型及型号。 为能顺利地在轴端 III-IV、 VII-VIII 上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取 :d34 = d78 = 35 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用： 30207型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为 :L=d D T = 35 72 18.25 mm，轴承右端采用挡油环定位，由轴承样本查得： 30207 型轴承的定位轴肩高度： h = 3.5 mm，故取： d45 =d67 =42 mm，取： L45 = L67 = 5 mm。 2、 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。 由于 :d1 2d56 ，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以 :L56 = 54 mm；则 : L34 = T+S+A-L45 = 18.25+8+11-5 = 32.25 mm L78 = T+S+A-L67 = 18.25+8+11+2-5 = 34.25 mm 4.1.5 轴的受力分析和校核 1、 作轴的计算简图（见图 a） : 根据 30207 轴承查手册得 a = 18.5 mm 齿宽中点距左支点距离 L2 = (B1/2+32.25+5-18.5)mm = 45.8 mm 齿宽中点距右支点距离 L3 = (B1/2+5+34.25-18.5)mm = 47.8 mm 2、 计算轴的支反力： 水平面支反力（见图 b）： 31232 6 1 2 . 2 4 7 . 8 13344 5 . 8 4 7 . 8tNHFLFNLL 22232 6 1 2 . 2 4 5 . 8 1 2 7 8 . 24 5 . 8 4 7 . 8tNHFLLL 垂直面支反力（见图 d）： 13123499 8 0 . 3 4 7 . 8 6 5 5 . 8226 7 2 . 34 5 . 8 4 7 . 8raNVdF L FFNLL 1 2223496 5 5 . 8 9 8 0 . 3 4 5 . 8223084 5 . 8 4 7 . 8arNVdF F LLL 3、 计算轴的弯矩，并做弯矩图： 截面 C处的水平弯矩： MH = FNH1L2 = 1334 45.8 Nmm = 61097 Nmm nts14 截面 C处的垂直弯矩： MV1 = FNV1L2 = 672.3 45.8 Nmm = 30791 Nmm MV2 = FNV2L3 = -308 47.8 Nmm = -14722 Nmm 分别作水平面弯矩图（图 c）和垂直面弯矩图（图 e）。 截面 C处的合成弯矩： 221 68417HVM M M N m m 222 62846HVM M M N m m 作合成弯矩图（图 f）。 4、 作转矩图（图 g）。 5、 按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面 C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。取 = 0.6，则有： 222213316 8 4 1 7 0 . 6 6 4 1 0 0 00 . 1 4 96 . 7 6 0cacaMTMWWM P a M P a 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算 W 时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下： nts15 4.2II 轴的设计 4.2.1 求 输出轴上的功率 、 转速和转矩 由前面的计算可知， P2 = 9.39 KW， n2 = 343.5r/min， T2 = 261.0 Nm 4.2.2 作用在齿轮上的力 已知大齿轮的分度圆直径为 : d2 = 211 mm 则 : 222 2 2 6 1 . 0 1 0 0 0 2 4 7 4 . 0211tTFNd t a n t a n 2 02 4 7 4 . 0 9 2 9 . 0c o s c o s 1 4 1 5 nrtF F N Fa = Fttan =628.3N 4.2.3 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）， 由 机械设计基础（西安电子科技大学出版社）表 13-2， 取 C= 112，得 : 2 33m i n29 . 3 91 1 2 3 3 . 73 4 3 . 5Pd C m mn 输出轴的最小直径为安装联轴器直径处 d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩 :Tca = KAT2， 查 机械设计基础（西安电子科技大学出版社）表16-2，由于转矩变化很小，故取 :KA = 1.2，则 : Tca = KAT2 = 1.2 261.0= 313.2Nm 由于键槽将轴径增大 4%，选取联轴器型号为 :LT7 型，其尺寸为：内孔直径 40 mm，轴孔长度 84 mm，则： d12 = 40 mm，为保证联轴器定位可靠取 ： L12 = 82 mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为： D = 50 mm，左端用轴肩定位，故取 II-III 段轴直径为： d23 = 46 mm。 4.1.4 确定轴的各段直径和长度 1、 初选轴承的类型及型号 nts16 为能顺利地在轴端 III-IV、 VI-VII 上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取：d34 = d67 = 50 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用 :30210 型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为： L=d D T = 50mm 90mm 21.75mm。轴承端盖的总宽度为 ： 20 mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为： L12= 20 mm，L23 = 35 mm。 2、 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定 取大齿轮的内径为： d2 = 58 mm，所以： d45 = 58 mm，为使齿轮定位可靠取：L
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