塑封包装机主传动机械设计

任务书设计题目：塑封包装机主传动机构设计1设计的主要任务及目标了解常用机械加工设备结构及应用能够综合运用所学专业知识设计机械产品及其零部件能够独立熟练地检索各方面文献资料2设计的基本要求和内容按照学院有关要求完成毕业设计内容设计并绘制包装机传动系统原理总图、非标零件图对简单的封合机构进行运动仿真。3主要参考文献1.机械设计西北工业大学机械原理及机械零件教研室高等教育出版社2.机械设计课程设计手册吴宗泽罗圣国高等教育出版社3.机械设计课程设计陈秀宁施高义浙江大学出版社4.机械设计及基础王坤何小柏汪信远高等教育出版社5.机械原理朱理高等教育出版社4进度安排毕业设计各阶段名称起止日期1熟悉proe软件3月3日3月20日2拟定工作机构和传动系统方案3月20日4月10日3减速器和凸轮机构proe运动仿真4月10日5月1日4绘制封合机主传动系统原理图、减速器装配图5月1日5月20日5对其论文进行排版5月20日6月10日塑封包装机主传动机构设计摘要：塑封机又叫过胶机只是各地的叫法不同而已。近年来,由于制证行业的规范化管理,一些具有规范性、法律性的大型证件如工商营业执照、税务登记证、特行经营许可证、卫生许可证等为达到防涂改、防伪造和长期保存的目的也纷纷采取了塑封这种最有效的方法。本设计过程是针对塑封包装机主传动机构进行设计，首先对普通的塑封包装机的传动系统和工作原理进行了分析，进而设计出其传动机构和工作机构。本文主要在传动机构电机选择及减速器结构设计等方面进行了阐述。关键字：塑封、减速器、齿轮、机构DesignofmaintransmissionmechanismforplasticpackagingmachineABSTRACT：Plasticmachineplasticmachineisalsocalledaroundthedifferentname.Inrecentyears,becausethebusinesscardindustrystandardizedmanagement,someisnormative,lawoflargedocumentssuchasbusinesslicense,taxregistrationcertificate,andspecialbusinesslicense,healthpermitsforpreventingalteration,forgeryandlong-termpreservationpurposeshavealsotakenthemosteffectivemethodofplastic.Thedesignprocessisdesignedforthemaindrivemechanismforplasticpackagingmachine,thetransmissionsystemandtheworkingprincipleofplasticpackagingmachinecommonisanalyzed,anddesignofitstransmissionmechanismandworkingmechanism.Inthispaper,themainmotorinthedrivemechanismandstructuredesignanddecelerationaredescribed.Keywords:Plastic,reducer,gear,mechanism目录1.绪论.11.1国外包装机械工业的发展.11.2我国包装机械的现状.11.3包装机械的发展趋势.22.选择电动机和计算运动参数.42.1电动机的选择.42.1.1计算塑封包装机所需的功率：.42.1.2各机械传动效率的参数选择.42.1.3计算电动机的输出功率：.42.1.4确定电动机转速：.42.2计算传动比：.52.3计算各轴的转速：.52.4计算各轴的输入功率：.52.5各轴的输入转矩.63.高速轴齿轮传动的设计.73.1选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数.73.2按齿面接触疲劳强度设计.73.2.1确定公式内的数值.73.2.2计算.83.3按齿根弯曲疲劳强度设计.93.3.1确定计算参数.93.3.2计算（按大齿轮）.103.4计算大小齿轮的基本几何尺寸.113.5齿轮结构设计.124.低速级圆柱齿轮传动的设计.154.1选定齿轮类型精度等级材料及齿数.154.2按齿面接触强度设计.154.2.1确定各参数的值:.154.2.2计算.164.2.3按齿根弯曲强度设计.175.设计轴的尺寸并校核.225.1轴材料选择和最小直径估算.225.2各轴的结构设计.236.轴的校核(中间轴).266.1轴的校核.266.1.1计算轴上的作用力.266.1.2计算支反力.266.1.3绘扭矩和弯矩图.276.2安全系数法疲劳强度校核.286.3校核高速轴及输出轴.307.1输入轴滚动轴承计算.317.2中间轴和输出轴轴滚动轴承计算.328键联接的选择及校核计算.338.1输入轴键计算.339.联轴器的选择.3410.箱体及密封润滑.3510.1箱体尺寸设计.3510.1润滑与密封.3611.凸轮的结构设计.3711.1压力角及其许用值.3711.2按许用压力角确定凸轮机构的基本尺寸.3811.4凸轮理论轮廓的外凸部分：.41结论.42参考文献.43致谢.4401.绪论1.1国外包装机械工业的发展美国是世界上包装业最发达的国家，非常重视研制和开发先进的包装机械。这些包装机械设备为生产先进的产品包装奠定了良好的基础。据了解，目前美国的包装机械品种繁多、设备先进，但为了适应国际市场的竞争，他们还在不断研制和开发更先进的包装机械设备。目前较先进的包装机械主要有吹塑机、注射成型机、纸盒和塑料袋加工成型机；各种块状、颗粒状、粉沫状、液态商品包装机；成型、充填、计量封口机和装卸托盘机；用于箱、桶容器的拉伸裹包机；各种控制质量的选别机；对包装性能进行试验的检测机；清洗机、消毒机和生产大型瓦楞纸箱的自动生产线等。美国的包装机械大多数用计算机控制，使包装机械向高速度、高效率、高质量的方向发展。对商品包装材料所需的温度、湿度、强度、电压和包装的数量等都编成程序输入电脑，进行自动控制。这不仅可以提高包装机械的使用效率，提高包装机械的精密度和准确度，同时还能大大减轻操作人员的劳动强度，如笨重的纸箱堆码劳动，妇女只要用机械手操作便可完成。电脑计量选别机在生产线上已经广泛应用，它可以对装置计量不准的产品进行剔除，可以对未贴标签的产品进行剔除，可以对没加盖的瓶装商品进行剔除，也可以控制充填计量。电脑计量选别机的推广使用，使商品的质量控制实现了机械化、科学化、自动化。美国不但积极研制开发先进的包装机械设备，同时还非常注意对包装缓冲材料，如胶带、捆扎材料和机械设备进行研制和开发。现在生产的包装缓冲材料、聚乙烯和聚丙烯低发泡材料，可根据不同包装商品的需要进行选用2。1.2我国包装机械的现状包装机械是完成全部或部分产品和商品包装过程的机械。包装过程包括充填，包裹，封口等主要工序，以及与其相关的前后工序，如清洗，堆码和拆卸等。包装机械是完成包装的一种手段，是特殊类型的专业机械，机种繁多。包装机械主要分为两大类：内包装机械和外包装与捆扎机械。内包装机械又分为充填机、计量机、灌装机、制袋机、贴标机和封合机等多种，外包装与捆扎机械分为装箱机、贴带机1等2种。包装机械的作用是给有关行业提供必要的技术设备，以完成所要求的产品包装工艺过程。没有现代化的包装机械，就没有现代化的包装工业。包装机械是为商品进入市场提供保护、促进销售及提高附加值而完成生产过程的技术装备，它是包装工业同时也是机械工业一个重要组成部分。中国包装机械工业发展起步较晚，很长时间没有形成一个独立的行业。1980年中国政府公布的工业产品名称中还没有包装机械类。70年代中期以前，中国食品大部分采用手工包装或散装销售，机械包装主要是包装能力400块/min以下的糖果扭结式包装机和每分钟几十包的香烟包装机及部分灌装机，其品种少，结构简单，技术水平低。70年代后期，随着进口设备的不断增多，中国陆续开发了真空包装机械、封口机械、卧式裹包机和立式袋成型包装机、捆扎机等包装机械。进入80年代，随着改革开放的不断深入，包装机械工业逐渐形成一个门类齐全，初具规模的产业。80年代后期，中国包装机械行业进入了高速发展时期，年均增长速度超过30%，其发展速度列为机械工业各行业之首；进入90年代，包装机械工业仍以20%以上的速度高速发展，预计今后几年，还会以这一速度发展下去。到了21世纪，我国包装机械基础技术发展的重点是：机电一体化技术、热管技术、基础配套技术、设计技术、模块化技术、制造技术等。机电一体化技术和微机应用可提高包装自动化程度的可靠性和智能化程度；热管技术可提高包装机械的封口质量；基础配套技术中配套的电子元件、专用泵、阀产品、传感器、电机及电控制元件，开发出各种在线或离线的检测设备；采用模块化设计技术和CAD/CAM技术，可以提高包装机械在材料选择、加工装备与工艺技术方面的水平。1.3包装机械的发展趋势（1）广泛采用新技术包装机械，新技术的采用正在受到重视，尤其是PC机应用于包装机械的控制正在迅速普及。随着包装机械的发展，各种新技术，如热管技术、光纤技术、激光技术、模糊技术和人工智能技术等会得到更广泛的应用。CAD和CAM等技术已在包装机械的设计和制造上推广，包装机械正在向着机电一体化、智能化的方向发展。（2）向系列化、标准化、模块化方向发展，目前国内包装机械大部分没有系列化，缺档多，品种少而且换产不易，对包装物的适应性差。系列化有利于提高通用性、互换性及提高产品质量。采用模块化设计，可根据实际需要采用不同组合，参2数变化范围宽且易调整，换产方便。有利于组织生产，缩短供货周期，降低成本满足市场需求。便于提高产品的成套性、互换性、高效性3。（3）高技术产品和半自动产品长期共存，高技术和高生产率的包装机械有良好的市场前景，当前此领域以引进设备为主，国内产品较少。由于中国的经济尚不发达，半自动机型在包装机械的产量上仍占有相当大的比例，它以价格便宜，质量稳定，维修简便等优点，在国内和国际市场上具有很强的竞争力。预计在很长一段时间内，高技术产品和半自动产品同样受到不同用户的亲睐。（4）绿色食品包装机械大力发展，绿色包装是一个系统工程，是包装工业的一项技术革命，绿色包装的内容随着科技的进步，包装的发展还可有新的内涵。目前，全国铁路系统率先淘汰白色发泡餐盒，用节能、低耗、少污染、易回收的纸质餐盒替代，随后国内一些大中城市发出不准用白色发泡餐盒的禁令。这些措施的实施，为纸餐盒成型机的发展提供了机遇。随着绿色包装工程和治理白色污染的进展，开发与其相适应的包装机械迫在眉睫4。32.选择电动机和计算运动参数2.1电动机的选择2.1.1计算塑封包装机所需的功率：由设计题目给定：塑封包装机的工作力为F=2100N封合机构运动速度为v=1.6m/sP=3.36kww10FV各机械传动效率的参数选择=0.99（弹性联轴器），=0.98（圆锥滚子轴承），=0.96（圆锥齿轮传动），123=0.97（圆柱齿轮传动），=0.96（卷筒）.45所以总传动效率：=21435=96.07.98.0.=0.8082.1.3计算电动机的输出功率：=kw4.16kwdPw80.362.1.4确定电动机转速：查表选择二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比合理范围=825（华南理工大学出i版社机械设计课程设计第二版朱文坚黄平主编），工作机卷筒的转速=wn=76.43r/min，所以电动机转速范围为401.36.dv06。则电动机同步转速选择可选min/r75.1904.7258niw）（）（为750r/min，1000r/min，1500r/min。考虑电动机和传动装置的尺寸、价格、及结构4紧凑和满足锥齿轮传动比关系（），故首先选择750r/min，电动机3i25.0i且选择如表所示表2.1启动转矩最大转矩型号额定功率/kw满载转速r/min轴径D/mm伸出长E/mm额定转矩额定转矩Y160M2-85.5720421102.02.02.2计算传动比：1.总传动比：420.93.76niwm2.传动比的分配：，=3，成立iii=435.2409i2.3计算各轴的转速：轴r/min720n轴r/i73.5.i轴r/in4.60in2.4计算各轴的输入功率：轴kw18.49.0164dP轴74.3632轴=3.8740.980.97=3.683kw452.5各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩m1052.76.4105.9n105.94md6dNPT故轴5.462.78.1d4N轴1023.1035.29604625i5432T轴m67.N63.高速轴齿轮传动的设计3.1选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动2.输送机为一般工作机械，速度不高，故选用8级精度。3.材料选择由机械设计第八版西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著的教材表101选择小齿轮材料和大齿轮材料如下：表3.1硬度（HBS）齿轮型号材料牌号热处理方法强度极限Pa/MB屈服极限a/S齿芯部齿面部平均硬度（HBS）小齿轮45调质处理650360217255236大齿轮45正火处理580290162217189.5二者硬度差约为45HBS。1.选择小齿轮齿数25，则：，取。实际齿比1z875.235.zi129z236.259zu122.确定当量齿数36.2tancou1036.7964.221，。4.79.025sz1v18.513.0cosz2v23.2按齿面接触疲劳强度设计32121u5.09.2dRRHEKTZ3.2.1确定公式内的数值(1)试选载荷系数8.1tK7(2)教材表106查得材料弹性系数（大小齿轮均采用锻钢）a8.19MPZE(3)小齿轮传递转矩5.462Tm04N(4)锥齿轮传动齿宽系数。3.035.b25.RR，取(5)教材1021d图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；a570lim1MPH1021c图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限。a9lim2H(6)按式(1013)计算应力循环次数；9h1074.103821706jn0LN92.4.3u(7)查教材1019图接触疲劳寿命系数，。01.HNK05.12HN(8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1，H则=1Ha7.501.limMPSKN.493.li22H=1.23Ha6.25.07.21P2Ha6.49MP取3.2.2计算(1)计算小齿轮分度圆直径（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）1d3221tu5.09.2dRRHEKTZ=324236.13.086.481.=87.470mm(2)计算圆周速度m/s296.3604.81.306ndvt18（3）计算齿宽b及模数m36.992mm2136.047.821udt1RRmm9.35470.8z1tnt（4）齿高m8723.2m.hnt694873.b（5）计算载荷系数K由教材102表查得：使用系数使用系数=1；根据AKv=3.296m/s、8级精度，由108图查得：动载系数=1.18；由103表查得：齿VK间载荷分配系数=；取轴承系数=1.25，齿向载荷分布系数1FHbeH=KH75.be所以：213.875.VAK（6）按实际载荷系数校正所算得分度圆直径m0.93.12470.8d33tt1（7）计算模数：mm.325.9zm1n3.3按齿根弯曲疲劳强度设计m3a21uz5.04FSRRYKT3.3.1确定计算参数(1)计算载荷213.875.1.FVAK(2)查取齿数系数及应了校正系数由教材105表得：，568.2a1FY；，。601.aSY14.2FaY83.2SaY(3)教材1020图c按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳极限；401MPE教材1020图b按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限。a32F9(4)教材1018图查得弯曲疲劳寿命系数。92.091.0FNFNK，(5)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4。a264.10911MPSKFENF9.322FF(6)计算大小齿轮的并加以比较，FSYa=，大齿1aFSY01862.29.1342aFSY轮的数值大。3.3.2计算（按大齿轮）3a21tuz5.04mFSRRYKT=3224018=2.901mm对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模m大于由齿根弯曲疲劳强度的模数，又有齿轮模数m的大小要有弯曲强度觉定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关。所以可取弯曲强度算得的模数2.901mm并就近圆整为标准值mm（摘自机械原理教程第二版清华大学出版社4.11锥齿轮模3n数（摘自GB/T123681990），而按接触强度算得分度圆直径=93.705mm重新修1d正齿轮齿数，,取整，则，235.170.9mdzn13z1715.35.2zi12为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳，一般应互为质数。故取整与。7z2则实际传动比，与原传动比相差2.2%，且在误差范围内。3.27zi12%5103.4计算大小齿轮的基本几何尺寸1.分度圆锥角：(1)小齿轮19.23zarcot1(2)大齿轮801.6.09122.分度圆直径：(1)小齿轮m93zd1n1(2)大齿轮217223.齿顶高hna4.齿根高6.3.0cf5.齿顶圆直径：(1)小齿轮m51.049.2osh2d1a1a(2)大齿轮3623c226.齿根圆直径：(1)小齿轮8.91.069oshd1f1f(2)大齿轮m642323c22ff27.锥距.57zmsinz21R8.齿宽，（取整）b=41mm。m8b则：圆整后小齿宽，大齿宽。41B02B9.当量齿数，905.3.0cosz1v1481.953.7cosz2v10.分度圆齿厚m71.4211.修正计算结果：11(1)由教材105表查得：，；，41.2a1FY654.aSY12.FaY。862.12SaY(2)，再根据8级精度按教材108图m/s730.094.30ndv查得：动载系数=1.18；由103表查得：齿间载荷分配系数=VKK；取轴承系数=1.25，齿向载荷分布系数=1FHbeH=875.beH(3)213.1VAK(4)校核分度圆直径32121tu5.09.dRRHETZ=32423.3.1066.48.=94.065(5)=，大齿1aFSY015.2.01879.29.162aFSY轮的数值大，按大齿轮校核。(6)3a21nuz5.04mFSRKT=32240186=2.426mm实际，均大于计算的要求值，故齿轮的强度足够。m9d1n3.5齿轮结构设计小齿轮1由于直径小，采用实体结构；大齿轮2采用孔板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算，见下表；大齿轮2结构草图如图。12高速级齿轮传动的尺寸见表图3.1大锥齿轮结构表3.2大锥齿轮结构尺寸名称结构尺寸及经验公式计算值锥角12zarctn801.6锥距R125.660mm轮缘厚度m043en11mm大端齿顶圆直径ad233.363mm榖空直径D由轴设计而定50mm轮毂直径1D6.180mm轮毂宽度L2L取55mm13腹板最大直径0D由结构确定160mm板孔分布圆直径2210D120mm板孔直径0d由结构确定12mm腹板厚度Cm107.0R18mm表3.3高速级锥齿轮传动尺寸名称计算公式计算值法面模数nm3mm锥角21801.692齿数21z3377传动比1i2.333分度圆直径2d99mm231mm齿顶圆直径2a2a11cosh104.515mm223.363mm齿根圆直径2f2f11d92.382mm228.164mm锥距1zmsinzR125.660mm齿宽2B45mm40mm144.低速级圆柱齿轮传动的设计4.1选定齿轮类型精度等级材料及齿数1.按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。2.经一级减速后二级速度不高，故用8级精度。3.齿轮材料及热处理小齿轮选用45钢调质，平均硬度为235HBS，大齿轮材料为45刚正火，平均硬度为190HBS，二者材料硬度差为40HBS。4.齿数选择选小齿轮齿数，根据高速级传动比，得低速级传动比243z3.2i1，则大齿轮齿数，取=97。08.4i129608423iz2z实际传动比0.2497u传动比误差=0.0995，在允许误差范围内。1038.ii5.选取螺旋角。初选螺旋角=14。4.2按齿面接触强度设计2131)(2HEdttZuTK4.2.1确定各参数的值:(1)试选载荷系数=1.6tK(2)计算小齿轮传递的扭矩。mNnPT55252109.61.30874910.9(3)查课本表10-7选取齿宽系数。05d(4)查课本表10-6得材料的弹性影响系数。21218.aEMPZ15(5)教材1021d图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；1021c图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限a570lim1MPH。39li2(6)按式(1013)计算应力循环次数(7)；9h11074.2103821706jn0LN；92.3.4u(8)查教材1019图接触疲劳寿命系数，。.1HNK5.2HN(9)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1，H则=1Ha7.501.limMPSKN.493.li22H=1.23Ha6.25.07.21P2H(10)查课本图10-30选取区域系数Z=2.433。217PH(11)查课本图10-26得，则578.0165.02=0.788+0.865=1.653。214.2.2计算(1)试算小齿轮分度圆直径d，由计算公式得t12213)(HEdttZuTK=253)6.49813(0.463.9=65.367mm(2)计算圆周速度1062ndtsm/5.1106.87.5.(3)计算齿宽b和模数ntmb=td3.116=ntmmzdt643.241cos367.5cos1(4)齿高hnt975.2.=b90756(5)计算纵向重合度903.14tan2138.tan318.0zd(6)计算载荷系数K已知使用系数，根据v=1.056m/s，8级精度，查课本图10-8得动A194P载系数；查课本表10-4得K=1.46；查课本图10-13得03.1v196PH8K=1.35；查课本表10-3得。F4.1F故载荷系数05.26.03.HvAK(7)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径mdtt.71.5267.533(8)计算模数nm=nz896.24cos.1cos134.2.3按齿根弯曲强度设计tmcos2123FSadYzKT1.确定计算参数(1)计算载荷系数019.24.103FvAK(2)小齿轮传递的扭矩mNT529(3)根据纵向重合度，查课本图10-28得螺旋角影响系数.217P=0.88。Y(4)计算当量齿数27.614cos33zv1718.064cos97334zv(5)查取齿形系数和应力校正系数FaYSaY查课本表10-5得。20P796.1,82.;59.,.24433SaFaY(6)计算弯曲疲劳许用应力查课本图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极。208aFEaEMPP35,304查课本图10-18得弯曲疲劳寿命系数。692.,1.NFNK取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则aFENFMPSK247.13809335.44(7)计算大小齿轮的并加以比较FSaY0167.247598.0.3FSaY3.14Sa大齿轮的数值大，选用大齿轮。2.设计计算mm97.10835.653.12414cos809.01.223t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n强度计算的法面模数，又有齿轮模数m的大小要有弯曲强度觉定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，所以可取弯曲强度算得的模数1.977mm并就近圆整为标准值（摘自机械原理教程第二版清华5.2n大学出版社4.3标准模数（摘自GB/T13571987），而按接触强度算得分度圆直径=71.626mm重新修正齿轮齿数，,取整，1d79.25.14cos67mcosdzn328z3则，为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳，064.13280.4zi324一般应互为质数。故取整。实际传动比，与原分配1与1z036.4281zi342传动比4.038基本一致，相差0.2%。183.几何尺寸计算(1)计算中心距m64.184cos25.)138(cos2)(43nmza将中心距圆整为181mm。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos4318935.182.)3(arcos2)(zn因值改变不多,故参数,等不必修正。KHZ(3)计算大小齿轮的分度圆直径mmzdn06.7215.3cos8313.9.4(4)计算齿轮宽度,圆整后取b=72mmdb06.72.1小齿轮，大齿轮。m83Bm54B4.校核，同高速级齿轮一样，（略）。5.齿轮结构设计小齿轮3由于直径小，采用齿轮轴结构；大齿轮5采用孔板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算，大斜齿圆柱齿轮见下表5；大齿轮4结构草图如上图。低速级圆柱斜齿轮传动尺寸见下表。19图4.1大斜齿轮结构草图表4.1斜齿大圆柱齿轮结构尺寸名称结构尺寸经验计算公式计算值榖空直径d由轴设计而定d=d轴50mm轮毂直径3Dd6.13D80mm轮毂宽度L5.2L75mm（取为与齿宽相等）4B腹板最大直径0na0m4268mm板孔分布圆直径1D2301D174mm板孔直径23025.（4765.8）mm腹板厚度CBC.18mm20表4.2低速级圆柱斜齿轮传动尺寸名称计算公式计算值法面模数nm2.5mm法面压力角n20螺旋角“1893齿数43z28113传动比2i4.036分度圆直径43d72.006mm290.113mm齿顶圆直径a4a3h277.006mm295.113mm齿根圆直径f4f3d65.756mm283.863mm中心距cos2zma3n181mm齿宽43B80mm75mm215.设计轴的尺寸并校核5.1轴材料选择和最小直径估算5.1.1轴的材料选择轴采用材料45钢，进行调质处理。则许用应力确定的系数103，1260A高速轴，中间轴，低速轴。按扭转强度初定该轴的最小1260A120A1203A直径，即：。当轴段截面处有一个键槽，就将计数值加大mindn3m0inP5%7%，当两个键槽时将数值增大到10%15%。5.1.2高速轴最小直径计算高速轴：，因高速轴安装联轴器有一键槽，m53.27018.46nd33101miPA则：24.110mm。对于连接电动机和减速器高速轴的联轴器，5.27.in1为了减少启动转矩，其联轴器应具有较小的转动惯量和良好的减震性能，故采用LX型弹性柱销联轴器（GB/T50142003）。（1）联轴器传递的名义转矩=9550Tm95.720.95nNP计算转矩（K为带式运输机工作系数，43.10.725cNKTK=1.251.5,取K=1.5）。（2）根据步骤1、2和电机直径d电机=42mm，则选取LX3型联轴器。其中：公称转矩，联轴器孔直径r/min4750nm50n许用转速，NTd=（30、32、35、38、40、42、45、48）满足电机直径d电机=42mm。（3）确定轴的最小直径。根据d轴=（0.81.2）d电机，所以。m6.31in取35d1min225.1.3中间轴最小直径计算中间轴：。该处轴有一键槽，则：m976.2305.8412nd302minPA，另考虑该处轴径尺寸应大于高速级轴颈处直9.76.1dmin2径，取。40in25.1.4低速轴最小直径计算低速轴：。考虑该处有一联轴器和大斜m675.243.81nd30min3PA齿圆柱齿轮，有两个键槽，则：，取整：m526.9.10dmin3。35dmin5.2各轴的结构设计5.2.1高速轴结构设计1.各轴段直径的确定(1)：最小直径，安装与电动机相连联轴器的轴向外伸轴段，1d。m35in(2)：根据大带轮的轴向定位要求以及密封圈标准，取45mm12(3).轴承处轴段，根据圆锥滚子轴承30210确定轴径50mm(4).轴环段取60mm(5).轴承处根据轴承取50mm(6).小锥齿轮处取40mm2.轴各段长度(1)由选择的联轴器取60mm23(2)由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定40mm(3)由圆锥滚子轴承确定20mm(4)由装配关系、箱体结构确定110mm(5)由圆锥滚子轴承确定20mm(6)由套筒及小锥齿轮确定63mm图5.1高速轴轴系的结构5.2.2中间轴直径长度确定（1）初步选定圆