链式输送机专用传动装置的设计

链式输送机专用传动装置的设计摘要：众所周知，链式输送机的本质是二级减速器，是利用链条牵引、承载，或由链条上安装的板条、金属网带、辊道等承载物料的输送机。链式输送机的主要功能元件是输送链，输送链既有传递动力的功能，又有承载能力。由于输送链链条的结构可以千变万化，所以链式输送机能适用于众多的工作环境和众多的使用要求。其主要特点为：输送物品的多样性；苛刻输送环境的适应性；输送物品流向的任意性；工作时具有运载准确和稳定性；寿命长，效率高。现在更是广泛应用于食品、罐头、药品、饮料、化妆品和洗涤用品、纸制品、调味品、乳业及烟草等的自动输送、分配、和后道包装的连线输送。所以，为了进一步了解加强我们对于链式传动的理解与应用，链式输送机这种通用机械作为毕业设计的选题。我将从实际出发利用大学所学知识，设计并且计算其电动机、齿轮传动、链传动、滚动轴承、联轴器、键、轴等的相关零件和参数；绘制零件图及装配图等。关键词：电动机，齿轮传动，链传动，滚动轴承，联轴器，键，轴ThedesignofspecialtransmissionchainconveyorAbstract:Asweallknow,infact,chainconveyors,whicharetwostagereducers,usechaintotow,carry.Alsotheycouldusethelathfixingonthechain,thenetbeltmadebymetal,tablerollerandsoontoload.Themainpartofthechainconveyorischain.Thechainnotonlyhasthefunctionoftransmitting,butalsohastheabilitytoload.Forthestructureofthechainsarevarioussoastomakethemadapttodifferentworkenvironmentanddemand.Thefeatureofchainconveyoristhatitcantransmitvariousgoods,adapttoharshenvironmentofcarrying,transmitgoodsrandomly,bestableandaccurateduringtheworktime,belongevousandeffective.Nowadays,chainconveyorsarewidelyusedforautomatictransmittingoffood,tins,medicine,beverage,makeup,papers,cleaningproducts,dairyproductsandsoon.Thus,inordertohaveadeeplyunderstandingofapplyingandfunctionofchainconveyors,choosingdesignthisitemtopracticetheabilityofmechanicfieldisawisechoice.IwillusetheknowledgewhichIhavelearnedfrommyuniversitytodesignandcalculateitsmotor,geardrive,chaindrive,antifrictionbearing,coupler,keyaxle.Meanwhile,Iwilldrawpartdrawingandassemblingdrawing.Keywords:electricmotor,geardrive,chaindrive,antifrictionbearing,coupler,key,axle目录前言.41.传动简图的拟定.41.1技术参数.41.2工作条件.41.3拟定传动方案.42.总体方案分析.43.电动机的选择.43.1电动机的类型和结构的选择.43.2电动机的容量.43.2.1计算传动装置总效率.43.3.2运输机的转速.43.2.4电动机型号的确定.44.总传动比的分配.45.传动装置的运动和动力参数计算.45.1各轴转速的计算.45.2各轴输入功率.45.3各轴输入转矩.46.高速级齿轮的设计.47.圆柱斜齿轮设计.48.链传动的设计.48.1轮齿.48.2计算功率.48.3链条型号和节距.48.4连接和中心矩.49.减速器轴的结构设计.49.1输入轴设计.49.1.1求输入轴上的功率、转速和转速.49.1.2求作用在齿轮上的力.49.1.3初步确定轴的最小直径.49.1.4轴的结构设计.49.1.5初步选择滚动轴承。.49.1.6取值.49.1.7轴承端盖的总宽度为20mm。.49.1.9轴上的周向定位.49.1.10确定轴上圆角和倒角尺寸.49.1.11求轴上的载荷.49.1.12按弯扭合成应力校核轴的强度.49.2中间轴设计.49.2.1求中间轴上的功率、转速和转矩.49.2.2求作用在齿轮上的力.49.2.3初步确定轴的最小直径.49.2.4轴的结构设计.49.2.5根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度.49.2.6初步选择滚动轴承.49.2.7轴的选取.49.2.8确定轴长.49.2.9轴上的周向定位.49.2.10确定轴上圆角和倒角尺寸.49.2.11求轴上的载荷.49.2.12按弯扭合成应力校核轴的强度.49.3输出轴设计.49.3.1求输出轴上的功率、转速和转矩.49.3.2求作用在齿轮上的力.49.3.3轴的结构设计.49.3.4轴的尺寸公差.49.3.5确定轴上圆角和倒角尺寸.49.3.6求轴上的载荷.49.3.7按弯扭合成应力校核轴的强度.410.滚动轴承的选择及校核计算.410.1输入轴滚动轴承计算.410.2中间轴滚动轴承计算.410.3输出轴滚动轴承计算.411.键联接的选择及计算.411.1输入轴键计算.411.1.1校核联轴器处的键连接.411.2中间轴键计算.411.2.1校核圆锥齿轮处的键连接.411.2.2校核圆柱齿轮处的键连接.411.3输出轴键计算.412.联轴器的选择.413.润滑与密封.413.1润滑.413.2密封.414.减速器附件的选择.4结论.4参考文献.4致谢.41前言链式输送机是利用链条牵引、承载，或由链条上安装的板条、金属网带、辊道等承载物料的输送机。其广泛用于食品、罐头、药品、饮料、化妆品和洗涤用品、纸制品、调味品、乳业及烟草等的自动输送、分配、和后道包装的连线输送。其优点与缺点为:链式输送机是煤矿最理想的高效连续运输设备，与其他运输设备相比，不仅具有输送能力大，高效的输送机允许在较小空间内输送大量物料；输送能耗低，借助物料的内摩擦力，变推动物料为拉动，使其与螺旋输送机相比节电50%；密封和安全，全密封的机壳使粉尘无缝可钻，操作安全，运行可靠；使用寿命长，用合金钢材经先进的热处理手段加工而成的输送链，其正常寿命5年，链上的滚子寿命；而且工艺布置灵活，可高架、地面或地坑布置，可水平或爬坡安装，也可同机水平加爬坡安装，可多点进出料；使用费用低，节电且耐用，维修少，费用低，能确保主机的正常运转，以增加产出较低消耗、提高效益、系列齐全，有FU150、FU200、FU270、FU410、FU600和FU700等各种型号，并均可提供两种型式的双向输送。特别是近10年，输送能力大、输送能耗低、密封和安全的链式式输送机的出现，使其在大小工厂的生产流水线的应用又得到进一步推广。同时，链式输送机也会出现一些常见故障。例如，由于头尾轮歪斜、下料溜子舌板磨损，下料点不正、底部衬板磨损不均等可造成链条的跑偏；链条正常磨损到极限、制造的缺陷、超负载、被物体卡住、销磨损、耳板脱焊，轴销串出均会造成链条的断裂；链轮偏斜、链轮齿轮磨损、链条环，销磨损等会造成啮合不良；密封不良，轴承进灰损坏、润滑不良、超负荷、安装不当等都将造成头尾轮轴承故障；正常磨损到极限、生产缺陷、润滑不良、安装不良等会造成托辊的断裂或损坏。诸如此类的故障无论对于工厂生产还是安全都有可能造成不必要的损失。2所以，为了进一步了解加强我们对于链式传动的理解与应用，选择链式输送机这种通用机械的设计作为毕业设计的选题，从链传动方案的分析电动机的选择、传动零件的设计计算、轴的设计计算、轴承的选择和校核、键联接的选择和校核、联轴器的选择等方面展开研究与设计，以培养我们独立解决工程实际问题的能力。1传动简图的拟定1.1技术参数输送链的牵引力：8kN，输送链的速度：0.37(m/s),链轮的节圆直径：351mm。1.2工作条件连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日，小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差5%。链板式输送机的传动效率为0.95。1.3拟定传动方案传动装置由电动机，减速器，工作机等组成。减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器。外传动为链传动。方案简图如图1.3。图1.3传动方案图32总体方案分析本题方案有两个传动部分组成，即链传动与减速器齿轮传动。由于减速器工作环境比较恶劣，而且要求平稳高效率的传动，故选用链传动，一是可以更好的在恶劣的环境中工作（如高温和潮湿的环境），还可以保证准确的平均传动和高效率的传动。而且，链传动的整体尺寸较小，结构较为紧凑。减速器部分是本次课题的重点设计部分，本课题中的减速器是展开式圆锥-圆柱齿轮减速器。展开式的减速器结构简单，但齿轮的位置不对称。高速级齿轮布置在远离转矩输入端。可使轴在转矩作用下产生的扭矩变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。3电动机的选择3.1电动机的类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：两班制，工作环境较恶劣，380v交流电，选用Y系列全封闭自扇冷式笼形三相异步电动机。43.2电动机的容量根据公式,F为运输牵引力，V为运输链速度。由此得出：WWFP10KWk8.4.603.2.1计算传动装置总效率由于动力经过一个传动副或者运动副就会发生一次损失，故多级串联总效率w21本题中：链传动效率，=0.96；对滚动轴承的效率，本题中一共3对滚动轴112承；=0.9；圆柱齿轮的传递效率，=0.98；圆锥齿轮的传递效率，=0.98；23344联轴器效率，=0.98；运输机效率，=0.9655668.0654321所以电动机效率316.251.wdPkW由表16-1选取电动机的额定功率为7.5kW。3.3.2运输机的转速因同步转速的电动机磁极多的，尺寸小，质量大，价格高，但可使传动比和机构尺寸减小，其中=5.5kw，符合要求，但传动机构电动机容易制造且体积小。mP由此选择电动机型号：Y160M6电动机额定功率=7.5kw,满载转速=970r/minm5工作机转速=601000v(*d)=480001626.52=29.51r/min筒n电动机型号额定功率(kw)满载转速(r/min)起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y132M2-67.59702.02.0选取B3安装方式由上表可知方案总传动比过大，为了能合理分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案I。3.2.4电动机型号的确定根据电动机功率和同步转速，选定电动机型号为Y160M-6。查表16-2知电动机的机座中心高为160mm，外伸轴径为42mm，外伸轴长度为110mm4总传动比的分配选择总传动比i=30.936。由表2-3，选链带的传动比为1i=3；则减速器传动比3/0.96/1.32fi；为了便于大锥齿轮的加工，高级锥齿轮传动比取，由于总传动比i为各级传动比的乘积，即57852.fi321i所以，4/2135传动装置的运动和动力参数计算5.1各轴转速的计算高速轴的转速：=970r/min1nm6中间轴的转速：=/=970/2.578=351.7r/min2n1i低速轴的转速：=/=351.7/4=87.926r/min3滚筒轴的转速：=/=87.926/3=29.309r/min4i5.2各轴输入功率高速轴的输入功率：56.210.986.2dPkW中间轴的输入功率：4.5.943I低速轴的输入功率：23.90.8.76Ik滚筒轴输入功率：157654IP5.3各轴输入转矩高速轴的输入转矩：950/56.21/97061.543TPnNm中间轴的输入转矩：低速轴的输入转矩：/./8.2.9滚筒轴的输入转矩：95095049301785TPnNm6高速级齿轮的设计已知输入功率6.12PkW；小齿轮转速970r/min；12.578i。选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数7按传动方案选用圆锥直齿轮传动输送机为一般工作机械，速度不高，故选用8级精度。材料选择由机械设计表10-1选择小齿轮、大齿轮材料均为40rC(调质后表面淬火)，齿面硬度为4855HRC。选小齿轮齿数24，则21.5782461.7zi，取=62.齿数比2zu=62/24=2.583。按齿面接触疲劳强度设计32121)5.0()(9.uKTZdRRHEt确定公式内的各计算数值试选小锥齿轮圆周速度v=3m/s根据v=3m/s，8级精度，由机械设计图10-8查得动载系数1.8vK齿间载荷分配系数可取1HFK由机械设计表10-2查得使用系数25.1AK根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计表得，则25.1beHK1.5.125.87HFHbeK接触强度载荷系数.AVHaK计算小齿轮的转矩160.32860312.8TNm选常用齿宽系数/R8由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮、大齿轮的接触疲劳强度极限lim170HMPa，lim2680HPa。由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数218.9MPaZE计算应力循环次数（两班制按16个小时算）91609701(836)2.3510hNnjL23.4.5由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数1HNK,21计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1.05，得：12limli706.584HNKMPaS取小者，即648HMPa计算423129.760312.()79.26481/(5/).8dm计算圆周速度v1.02973.5/6061dnms（与估算数值接近）计算模数m9179.23.4dmmz取标准值4m计算齿轮相关参数12122211a222124968.53arcosarcos68.4190.6d0.4cos59.8316.3d(0.)m5mRdzmuuR11221v122m.78.4r12cos360.94.7cos.36.0.9(.5)48vmRdzZd圆整并确定齿宽1/34.Rbm圆整取150m,245校核齿根弯曲疲劳强度10确定弯曲强度载荷系数2.7AVHaK计算当量齿数1246.7cos8.9.vvz当量齿数比2196.8u.457vz由机械设计表10-5查得齿形系数12.38FaY2.193FaY应力校正系数1.74Sa2.76Sa由机械设计图10-20c查得小齿轮、大齿轮的弯曲疲劳强度极限由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数1FNK2计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数1.25，得1226048.57.FNEKMPaS11校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式进行校核)5.01(22FRSaFFZbmYKT112211(.).76038.749.8545/aSFRFYMPa122222(0.5).7638.91.78635.4/FaSFRFKTYbmZPa验证模数m113in1232240.5763.8.38742.50/./5FaSRRYKTzu13min2223240.563.8.193.786.0451/./5FaSRRYTzu因为mini24，满足弯曲强度，所选参数合适。7.圆柱斜齿轮设计已知输入功率5.943PkW，小齿轮转速87.926r/minn，选定低速级齿轮类型、12精度等级、材料及齿数。圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度圆柱斜齿轮材料选择由机械设计表10-1选择大小齿轮材料均为40Cr钢（调质后表面淬火），齿面硬度48-55HRC。选小齿轮齿数324z，则42396zi.齿数比u=96/24=4.选取螺旋角。初选螺旋角1按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即32211HEadttZuTK确定公式内的各计算数值试选载荷系数1.6tK计算小齿轮的转矩237TNm由机械设计表10-7选取齿宽系数1d由机械设计图10-30选取区域系数43.2HZ由机械设计图10-26查得10.78，7，则10.78.65由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数218.9MPaZE计算应力循环次数9136051.7(83016).80hNnjL139820.812.04N由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮、大齿轮的接触疲劳强度极限=600Mp,=550Mp1limH2limH由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数120.95,.8HNHNK计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得=570MPaSKHNH1lim1=539Mpa2li2539HMPa计算试算小齿轮分度圆直径1td，由计算公式得223123.6741.389.65.75tHEtdaKTZum计算圆周速度v141265.9731.2/600tdnvms计算齿宽b及模数ntm1365.97.coscos142.672.06597108.dtntntbmzhb计算纵向重合度30.18tan0.1824tan1.903dz计算载荷系数根据1.2/vms，7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数1.08vK由机械设计表10-3查得1.4HFK由机械设计表10-2查得使用系数25A由机械设计表10-4查得1.43H由机械设计图10-13查得.5FK接触强度载荷系数2.689AVHa按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得331.65.978.41tKdm15m247893d2计算模数n13cos78.4cos13.72tndmz按齿根弯曲强度设计321cosFSadYzKTm计算载荷系数.5FAVK根据纵向重合度1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数=0.88.Y计算当量齿轮数09.154cos627.3321zvv查取齿形系数。由表10-5查得齿形系数12.58FaY2.174Fa16应力校正系数1.596SaY21.796Sa由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极MPaFE50限；MPaFE3802由图10-18取弯曲疲劳寿命系数PaFE380212.9254038.1.NFFEKMSPa计算大、小齿轮的并加以比较FSaY0153.4.257961.3.821FaSY大齿轮的数值大设计计算98.1530.65.1244cos80375.32m17对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度am计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，mn0.2需按解除疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由d43.7815.314cos.78cos1nmdz取，则31282uz几何尺寸计算计算中心距34()(8152)49.82coscosnzmam圆整后中心距为196按圆整后的中心距修正螺旋角34()(8152)arcos4.1296nzm因值基本不变，故参数、HZ等不必修正计算大小齿轮的分度圆直径34827.40cos1.53.6.nzmdm计算齿轮宽度183187.40dbm圆整后取mB804538链传动的设计传动比3i主动轮转速min/926.87rnI虚拟电动机额定功率5kIPw8.1轮齿取，则213957Zi,取2Z198.2计算功率查表9-6，5.1kA查图9-13，单排链3zca1.5.761.AzPkpkw8.3链条型号和节距由和n查图9-11选型号32A，查表9-1，p=50.8mmcaP198.4连接和中心矩初选mp)2501(8.50)3()50(a0取m1801212p0z()895795.82.azpLa取p10Lm查表9-7f.2463最大中心矩112a()0.09578pfLz9减速器轴的结构设计9.1输入轴设计9.1.1求输入轴上的功率1P、转速1n和转速kwp16.min/970rnmT3.6019.1.2求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为20mdRm80)6/1(9)5.01(NFNTtrt3584.6sin20ta6.1538cosan.21co)(./42/1圆周力t、径向力r及轴向力a的方向如图9.1.2所示21图9.1.29.1.3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，调质处理。根据机械设计22表15-3，取012A，得33min06.0.79Pdm，输入轴的最小直径为安装联轴器的直径12d，为了使所选的轴直径12d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩1caATK，查机械设计表14-1，由于转矩变化很小，故取1.3AK，则1.3607846.9caATNm查表13-6，选HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000，半联轴器的孔径120dm，故取，半联轴器长度52L，半联轴器与轴配合的毂孔长度md201为J=38mm。9.1.4轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（见图9.1.4）图9.1.423根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径237dm9.1.5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237dm，由机械设计课程设计表12-4中初步选取30000型，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为30720.5dDTmm，34560，而3420.75l。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12-4查得30306型轴承的定位轴肩高度取。d549.1.6取值取安装齿轮处的轴段6-7的直径6725dm；为使挡油环可靠地压紧轴承，5-6段应略短于轴承宽度，故取5619l。9.1.7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30lm，故取2350lm9.1.8由机械设计手册锥齿轮轮毂宽度为671.230dm，为使套24筒端面可靠地压紧齿轮取ml5876取450lm。9.1.9轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计表6-1查得平键截面76dbh=8mm7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为20mm，同时为保证轮齿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由过渡配合来kH保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。9.1.10确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2459.1.11求轴上的载荷载荷水平面H垂直面VNFN91.681NFNv10.4支反力FH232792弯矩Mm.7mMv3.5总弯矩N7.0.61.22扭矩TT3259.1.12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0.6，轴的计算应力MPaWTMca87.320.176.7)(32212由于已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得1170,caP，故安全。9.2中间轴设计9.2.1求中间轴上的功率2P、转速2n和转矩3T5.943kW51.04r/mi16.7Nm9.2.2求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径376.29tdmz21311430.tantan21589.coscos.6trtTFN已知圆锥直齿轮的平均分度圆半径262(10.5)72.mRdm而221613780.9.5tancostan2cos1.0635.7i.i248tmraTFNdN圆周力1tF、2t，径向力1rF、2r及轴向力1aF、2的方向如图9.2.2（a）（b）（c）（d）所示图9.2.2（a）27图9.2.2（b）图9.2.2（c）28图9.2.2（d）9.2.3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40rC（调质），根据机械设计表15-3，取018A，得33min05.91827.1PdAm，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径12和569.2.4轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（见下图9.2.4）29图9.2.49.2.5根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度9.2.6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，由机械设计课程设计表12-4中初步选取30000型，标准精md5.296521度级的单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸为dDT=35mm80mm22.75,。这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计课程设计36521表12-4查得30307型轴承的定位轴肩高度，因此取挡油环直径44mm。9.2.7轴的选取取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用挡油环定位，md4532查机械设计手册知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧dL49)2.1(3端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高l73度0.7hd。故取h=4mm，则轴环处的直径为。md51439.2.8轴长的确定已知圆柱直齿轮齿宽，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短B853于轮毂长，故取ml254取,l321103ml465309.2.9轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按23d由机械设计表6-1查得平键截面bh=10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为28mm，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；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按67mH45d由机械设计表6-1查得平键截面bh=10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，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；67mH滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。9.2.10确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2459.2.11求轴上的载荷9.2.12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0.6，轴的计算应力载荷水平面H垂直面VNFN5192NFv9641支反力FH63327弯矩MmmMv.0总弯矩N3.256.1032扭矩TT4931MPaWTMca06.5035.14.96.25)(22前已选定轴的材料为40rC（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得1170,caP，故安全。9.3输出轴设计9.3.1求输出轴上的功率3P、转速3n和转矩3T35.76kW387.926r/mi326.9Nm9.3.2求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径431dm而3126938.74tantan20.149.6coscos.9trtTFNd圆周力tF、径向力r及轴向力aF的方向如图9.3.2（a）（b）（c）所示32图9.3.2（a）33图9.3.2（b）图9.3.2（c）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（调质），根据机械设计表15-3，取012A，得33min05.7124.189PdAm，输出轴的最小直径为安装小链轮的直径，取124，小链轮与轴配合的毂孔长度为56mm。9.3.3轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（见图9.3.3）34图9.3.3根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足小链轮的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径235dm，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径54Dm，小链轮与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端圈只压在小链轮上而不压在轴的端面上故1-2段的长L861度应比略短些，现取。ml8021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235d，由机械设计课程设计表12-4中初步选取30000型，标准精度级的单列圆锥滚子轴承32211，其尺寸为5106.7dDTmm，34785dm，而。左端轴承采ml403用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表12-4查得30311型轴承的定位轴肩高度,因此取45d；齿轮右端和右轴承之间采用挡油环定位，已知齿轮轮毂的宽度为80mm，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，76l670d.35齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度0.7hd，故取4.5hm，则轴环处的直径为569dm。轴环宽度1.4b，取568lm。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30l，故取2350l。ll45,58749.3.4轴的尺寸公差轴上的周向定位齿轮、小链轮的周向定位均采用平键连接，按67d由机械设计表6-1查得平键截面bh=18mm11mm，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，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Hm；同样，小链轮与轴的连接，选用平键14mm9mm50mm半联轴器与轴的配合为6，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。9.3.5确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2459.3.6求轴上的载荷载荷水平面H垂直面VNFN126NFv167支反力FH0442弯矩Mm5.9mMv0.369.3.7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0.6，轴的计算应力MPaWTMca25.305.18.679.2)(312前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计表15-1查得1160,caP，故安全。10滚动轴承的选择及校核计算10.1输入轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计课程设计表12-4中初步选取30000型，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为30720.5dDTmm，NFa79.210总弯矩mNM79.206.154.92扭矩TT83371.5tan.t1530.15e则N27.601.49.68F222NV1Hr1.85.2.3F22NVH2r2则N82.6135cot0.4267YFr1d74.9t.8rd2则N61.3782.179.20Fd1a1载荷水平面H垂直面VNFN91.681NFNv10.4支反力FH23279238N74.89Fd2a则e602.7.31Fr1a3.85.49r2a则N75.9N61.7351cot4.02640F.Par11.8FPr2查机械设计课程设计指导书第二版附录D得C590rN则hh4631062r1h8.3080.4)57(1)P(nL故合格。3910.2中间轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计课程设计表12-4中初步选取30000型，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸为，mmTDd75.28035，1.5tan.t11eNFa95.4821NFa60.182则N73.5280964512F2NVH1r1.3F2r2则N18.3651cot0.4287YFr1d载荷水平面H垂直面VNFN5192NFv9641支反力FNH632Nv32740N51.94351cot0