胶带式运输机传动装置的设计与三维建模

摘要摘 要带式输送机是现代人们生活中非常好的一个“朋友”，它又亲切得被我们称作胶带输送机、输送设备。带式输送机运用很广泛，其中家电产品、电子设备、电器设备、机械设备、食品运输等行业应用都有涉及。物件的检测（最常见的为地铁入站检测、汽车火车飞机入站检测等）、物件的组装调试等等。输送设备运用最广泛的是皮带输送机（也称胶带输送机），是现代生活生产流水作业线上不可或缺的经济型输送设备。皮带输送机可以分为两种，输送能力较强的我们称为重型皮带输送机；输送能力较弱的我们叫做轻型皮带输送机，重型皮带输送机，听到这个名字就知道主要用于工业上；反之，轻型皮带输送机则更多地为我们的生活服务。皮带输送机运用这么广泛，主要取决于它运输能力强，输送距离远，方便操作及方便维护等等，而且在运输过程中噪声低、平稳，所以深受人们喜爱。关键词：带式输送机，输送能力强，应用广泛VIIABSTRACTBelt conveyor is a very good friend in modern peoples life, and it is affectionately called belt conveyor, transportation equipment. Belt conveyor is widely used, including household appliances, electronic equipment, electrical equipment, mechanical equipment, food transportation and other industries. The detection of objects (the most common is subway inbound testing, automobile, train and aircraft inbound testing, etc.), the assembly and commissioning of objects, and so on. Belt conveyor (also known as belt conveyor) is the most widely used transportation equipment, which is an indispensable economic transportation equipment in modern life and production. Belt conveyor can be divided into two types, transportation The strong ability we call the heavy belt conveyor; the weak transportation capacity we call the light belt conveyor, the heavy belt conveyor, heard this name to know mainly used in the industry; On the contrary, the light belt conveyor is more for our life service. Belt conveyor is widely used, mainly depends on its strong transportation capacity, long transportation distance, convenient operation and maintenance, and so on, and in the process of transportation noise is low, stable, so it is loved by people.Key Words: belt conveyor, strong transportation capacity, widely used.目录目录摘 要IABSTRACTII第1章 绪论11.1 课题研究的背景11.2 课题研究的意义2第2章 传动装置的总体设计42.1设计题目42.2设计步骤4第3章 选择电动机63.1电动机类型的选择63.1.1确定电动机的转速63.1.2 确定电动机的功率和型号63.2 计算电动机所需的功率63.3确定总传动比73.4分配各级传动比7第4章 计算传动装置运动学和动力学参数84.1电动机输出参数84.2高速轴的参数84.3低速轴的参数84.4工作机的参数9第5章 链传动设计计算105.1设计内容105.1.1确定链轮齿数105.1.2确定链条节距105.1.3计算链长115.1.4验算链速115.1.5选择润滑方式115.1.6作用在轴上的力115.1.7链轮尺寸及结构12第6章 减速器齿轮传动设计计算136.1低速级齿轮传动136.1.1确定齿轮基础参数136.1.2齿轮强度设计136.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计156.1.4几何尺寸计算176.1.5齿轮结构设计176.2低速级齿轮传动186.2.1选择精度等级，材料及齿数186.2.2齿轮强度设计186.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计206.2.4几何尺寸计算216.2.5四个齿轮的参数列表22第7章 轴的设计247.1高速轴设计计算247.1.1已知的转速、功率和转矩247.1.2轴的材料选择并确定许用弯曲应力247.1.3按扭转强度概略计算轴的最小直径247.1.4确定轴的直径和长度247.1.5轴的受力分析267.1.6.校核轴的强度317.2中间轴设计计算317.2.1已知的转速、功率和转矩317.2.2轴的材料选择并确定许用弯曲应力317.2.3按扭转强度概略计算轴的最小直径317.2.4确定轴的直径和长度327.2.5轴的受力分析337.2.6校核轴的强度387.3低速轴设计计算387.3.1已知的转速、功率和转矩387.3.2轴的材料选择并确定许用弯曲应力387.3.3按扭转强度概略计算轴的最小直径397.3.4.确定轴的直径和长度397.3.5轴的受力分析407.3.6校核轴的强度44第8章 滚动轴承寿命校核448.1高速轴上的轴承校核448.2中间轴上的轴承校核458.3低速轴上的轴承校核46第9章 键联接设计计算479.1高速轴与联轴器键连接校核479.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核479.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核479.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核489.5低速轴与联轴器键连接校核48第10章 联轴器的选择4810.1高速轴上联轴器4810.2低速轴上联轴器49第11章 减速器的密封与润滑5011.1减速器的密封5011.2齿轮的润滑5011.3轴承的润滑51第12章 减速器附件5212.1油面指示器5212.2通气器5212.3六角螺塞5212.4窥视孔盖5312.5定位销5412.6启盖螺钉54第13章 减速器箱体主要结构尺寸55第14章 设计小结57参考文献58致 谢59晋中学院毕业设计报告第1章 绪论1.1 课题研究的背景从1795年被发明至今，带式输送机已有二百二十年的历史，作为散体物料的特种输送设备，带式输送机以其低成本、少流程、连续化、好管理、高效率、自动化等优势，逐步取代了传统的公路、铁路及水路运输方式，被广泛地应用在冶金机械、建筑工程、煤炭化工、港口矿山、粮食物资等各行各业，发挥其基于自身结构的优越性能。带式输送机依靠摩擦驱动。其结构包括由水泥固定在地基上的刚性机架，成段搭接成的封闭环状的输送带，带动输送带并且能够改变输送带运行的旋转部件滚筒，支撑辅助输送带正常运行的各种托辊、还有发挥预紧功能保证输送机正常起动的张紧装置，以及提供整机动力的传动装置，将碎散物料和成件物品沿着一定的输送路径，从装料点输送到卸料点。实际的生产中，带式输送机被应用在各种各样的生产流水线上，解放了物料搬运方面的劳动力分配，为工人操作过程节省了搬运货物所消耗的体力，提高了整条生产线的生产效率，促进了企业生产自动化的发展进程。带式输送机是现代散装物料持续运输的主要设备，其发展史可追溯到1868年，美国人李斯特发明了现代，但是带式输送机基本特征的第一台带式输送机，但其真正意义上的发展却是在二战后的20年中，这段时期是带式输送机各种结构不断完善、性能不断提高、计算方法规范化的阶段，也是带式输送机技术发展最快的阶段。与其他运输设备相比，具有输送距离长、运量大、持续运输等优点，而且运行可靠，易于实现自动化和集中化控制，现已被广泛用于冶金、化工、矿山、建筑、电站和港口等工业领域。我国生产制造的带式输送机的品种、类型较多。在“八五”期间，通过国家一条龙“日产万吨综采设备”项目的实施，带式输送机的技术水平有了很大提高，煤矿井下用大功率、长距离带式输送机的关键技术研究和新产品开发都取得了很大的进步川。如大倾角长距离带式输送机成套设备、高产高效工作面顺槽可伸缩带式输送机等均填补了国内空白，并对带式输送机的减低关键技术及其主要元部件进行了理论研究和产品开发，研制成功了多种软起动和制动装置以及以PLC为核心的可编程电控装置，驱动系统采用调速型液力偶合器和行星齿轮减速器。随着大型填海工程和大型露天矿的开采，从七十年代至九十年代，带式输送机主要向长距离、大运量的方向发展。开发大功率强力带式输送机是时代发展的要求。作为其主要运输设备的大型强力带式输送机承担着关键运输任务，其可靠性及实用性直接影响着用户的生产和效益。因此，设计与研制大功率强力带式输送机不仅能保证我国经济高效发展，同时为国内其它同种类型的运输设备的设计制造提供有益的借签。1.2 课题研究的意义作为一种通过摩擦驱动的连续输送机械，带式输送机被用来输送各类物料，其运行平稳可靠，成本低能耗小，驱动功率小，输送距离可长可短，线路布置灵活，可适应各种工作环境，安装维护容易，易于实现自动化、集中化控制，被广泛应用于各行各业。随着科技水平的不断进步，社会对输送机的要求越来越高，带式输送机开始向大型化、多元化、智能化、绿色化发展，输送机行业对试验研究的重视程度越来越高，投入力度越来越大。然而，基于静力学理论和材料刚体性质假设的传统设计方法，不能真实地反映输送带因材质粘弹特性表现出的特殊动力学性能，整机运行过程中所受的动张力，由此得到的设计结果不够精准，使得输送机在长时间的循环运行工作中存在诸多安全隐患，尤其在起制动阶段，发生故障的概率更高。因此，需要对输送机的动态特性进行探索研究，把我问题的关键因素，针对关键环节采取行之有效的措施，有助于提高输送机平稳高速运行的可靠性，找到合适的设计冗余区间，使最终的设计结果更加可靠、高效。随着国民经济的迅猛发展，高带速、大运量、长运距、高可靠性的大型带式输送机设备逐渐成为时代发展的需求。由于普通带式输送机长度小(600M)，带速低(小于2米/秒)，运量小，装机功率小，一般采用单驱动加限矩型偶合器等方式即可满足设计要求而对于大功率强力带式输送机，若仍采用通用方法来进行设计选型，虽然能通过加大安全系数、多点转载等方式来解决设计要求，但是存在潜在的危险，同时很难设计出性能价格比高的产品因此，分析皮带机的动态特性、选择适当的起动方式、及功率分配形式，对解决大功率、长运距强力带式输送机的设计、选型、制作具有重要意义。本课题从研究胶带式输送机传动装置出发，以其设计制造为起点，充分利用国内外先进的技术和经验，力争设计制造出一种技术先进、性能经济可靠、使用维护方便的胶带式输送机传动装置。本文根据DTIIA带式输送机设计手册及实际应用需求，通过三维建模软件Solid Works对带式输送机各零件进行几何模型的建立，将零件装配成部件后再组装为带式输送机整机模型。由于整机模型较大，将其简化后导入机械系统动力学分析软件ADAMS中，对输送机的起动、自由停车、紧急制动、平稳运行的工况进行仿真分析，得出输送带上任一点在上述情况下的所受的动张力力、加速度、所产生的位移、速度随时间变化的函数曲线图。其中要得到理想的仿真结果，有两个要点：输送带的柔性化模型和仿真的实现。本文通过ANSYS生成MNF模态中性文件，导入ADAMS中得到输送带柔性化模型。仿真的实现则需要合理设置仿真步长确保得到符合需求的数据结果。分析总结所得到的数据线图变化规律，根据变化规律中的关键点，利用所得数据，可对传统设计方法进行优化，可得到轻量化的设计结果。67晋中学院毕业报告第2章 传动装置的总体设计2.1设计题目带式输送机，运输带工作拉力5.5KN，转速1.4 m/s，每天工作小时数：8小时，工作年限（寿命）：20年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。2.2设计步骤(1).确定传动装置总体设计方案(2).电动机的选择(3).确定传动装置的总传动比和分配传动比和计算传动装置的运动和动力参数(4).减速器内部传动设计计算(5).外部传动设计计算(6).传动轴的设计(7).滚动轴承校核(8).键联接设计(9).传动滚筒的设计(10).润滑密封设计(11).附件传动方案该工作机有轻微振动，由于链轮有缓冲吸振能力，采用链轮传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用链轮这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。图2-1 传动方案第3章 选择电动机第3章 选择电动机3.1电动机类型的选择 电动机选择Y系列三相交流异步电动机，电动机的结构形式为封闭式。3.1.1确定电动机的转速 由于电动机同步转速愈高，价格愈贵，所以选取的电动机同步转速不会太低。在一般械中，用的最多的是同步转速为1500或1000的电动机。这里选用1500的电动机。3.1.2 确定电动机的功率和型号 1.计算工作机所需输入功率 由原始数据表中的数据得3.2计算电动机所需的功率 式中，为传动装置的总效率 式子中分别为传动装置中每对运动副或传动副的效率查表2-4得 联轴器传动效率 一对轴承效率 齿轮传动效率(暂定8级) 链传动效率 滚筒的效率 总效率 取查2表939得 选择Y160M-4型电动机 电动机技术数据如下：额定功率：11KW 满载转速: 额定转矩： 最大转矩：运输带转速3.3确定总传动比 电动机满载速率，工作机所需转速总传动比为各级传动比的连乘积，即3.4分配各级传动比总传动比减速器传动比 =3.2；链的传动比，晋中学院毕业报告第4章 计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数电机输出功率（4-1）电机转速（4-2） 转矩（4-3）4.2高速轴的参数高速轴功率（4-4）高速轴转速（4-5）转矩（4-6）4.3低速轴的参数低速轴功率（4-7）低速轴转速（4-8）转矩（4-9）4.4工作机的参数工作机功率（4-10）工作机转速（4-11）转矩（4-12）各轴转速、功率和转矩：表4-1 各轴转速、功率和转矩轴名称转速n/(r/min)功率P/kW转矩T/(Nmm)电机轴9402.222351.06高速轴391.672.1151447.65低速轴150.072.01127910.31工作机150.071.97125364.83晋中学院毕业报告第5章 链传动设计计算5.1设计内容5.1.1确定链轮齿数由传动比取小链轮齿数 取=25 z1=25大链轮齿数 取=63 z2=63实际传动比 i链=2.52 5.1.2确定链条节距由式 查教材表10-16得，工况系数1.4小链轮齿数系数 取双排链，查教材表10-17，得=1.7 P0=2.42kw因为 查教材图10-23，选链号No10A，节距p=15.875mm p=15.875mm5.1.3计算链长初选 =40p=4015.875=635mm链长 取 =126节 Lp=126节由于中心距可调，实际中心距a635mm5.1.4验算链速 v15 m/s 适合 5.1.5选择润滑方式按v=1.692m/s,链号10A，查教材图10-26选用滴油润滑。5.1.6作用在轴上的力由式计算有效圆周力 Fe=2322.70N作用在轴上的力 FQ2787.24N5.1.7链轮尺寸及结构分度圆直径 d1=126.662mm d2=318.643mm晋中学院毕业设计报告第6章 减速器齿轮传动设计计算6.1低速级齿轮传动6.1.1确定齿轮基础参数 1.运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。 2.材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。3.选小齿轮齿数，大齿轮齿数 6.1.2齿轮强度设计 1.选取螺旋角 初选螺旋角=14 2.按齿面接触强度设计 按1式（1021）试算，即（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数 2）小齿轮的传递转矩由前面算得 3）由1表107选取齿宽系数 4）由1表106差得材料的弹性影响系数。 5）由1图1021d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。 6）由下式计算应力循环次数 7）由1图1019取接触疲劳强度寿命系数， 8）计算接触疲劳许用应力 9）由1图选取区域系数10）由1图1026查的， 则11）许用接触应力 （2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，有计算公式得 2）计算圆周速度 3）计算齿宽b及模数4）计算纵向重合度 5）计算载荷系数 已知使用系数，根据，7级精度，由1图108查的动载系数；由表104查的；由表1013查得；由表103差得。故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由1式（1010a）得 7）计算模数6.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计由1式（1017）（1）确定计算参数1）计算载荷系数2）计算纵向重合度，从1图1028查的螺旋角影响系数3）计算当量齿数 4）查齿形系数 由1表105查得； 5）查取应力校正系数 由1表105查得； 6）由1图1020c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳极限 7）由1图1018取弯曲疲劳寿命系数， 8）计算弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式1(1012)得 9）计算大小齿轮的 大齿轮数值大。（2）设计计算由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。取以满足弯曲疲劳强度。为同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径计算齿数。取，则6.1.4几何尺寸计算1.计算中心距将中心距圆整为140mm。2.按圆整后的中心距修螺旋角 因值改变不大故参数不必修正。3.计算大小齿轮分度圆直径 4.计算齿轮宽度圆整后取6.1.5齿轮结构设计（中间轴大齿轮）因齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按1图1039荐用的结构尺寸设计。6.2低速级齿轮传动6.2.1选择精度等级，材料及齿数 1.运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。 2.材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 3.选小齿轮齿数，大齿轮齿数6.2.2齿轮强度设计 1.选取螺旋角 初选螺旋角=12 2.按齿面接触强度设计 按1式（1021）试算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数2）小齿轮的传递转矩由前面算得3）由1表107选取齿宽系数4）由1表106差得材料的弹性影响系数。5）由1图1021d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6）由式11013计算应力循环次数7）由1图1019取接触疲劳强度寿命系数，8）计算接触疲劳许用应力 9） 由1图选取区域系数10）由端面重合度近似公式算得11）许用接触应力 （2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，有计算公式得2）计算圆周速度 3）计算齿宽b及模数4）计算纵向重合度 5）计算载荷系数 已知使用系数，根据，7级精度，由1图108查的动载系数；由表104查的；由表1013查得；由表103差得。故载荷系数6）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由1式（1010a）得7）计算模数6.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计 由1式（1017）（1）确定计算参数1）计算载荷系数2）计算纵向重合度，从1图1028查的螺旋角影响系数3）计算当量齿数4）查齿形系数由1表105查得；5）查取应力校正系数 由1表105查得；6）由1图1020c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳极限 7）由1图1018取弯曲疲劳寿命系数， 8）计算弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式1(1012)得 9）计算大小齿轮的大齿轮数值大。（1）设计计算由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。取以满足弯曲疲劳强度。为同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径计算齿数。取，则 取整6.2.4几何尺寸计算1.计算中心距将中心距圆整为173mm。 2.按圆整后的中心距修螺旋角因值改变不大故参数不必修正。 3.计算大小齿轮分度圆直径4.计算齿轮宽度 圆整后取 6.2.5四个齿轮的参数列表表21齿轮模数齿数Z压力角螺旋角分度圆直径齿顶圆直径齿底圆直径高速级小齿轮2272015.3566051高速级大齿轮21082015.3224228219低速级小齿轮2.5332012.784.5889.5878.33低速级大齿轮2.51022012.7212.42228.42204续表21齿轮旋向齿宽B轮毂L材质 热处理结构形式硬度高速级小齿轮右616140Cr调质实体式280HBS高速级大齿轮左566545钢调质腹板式240HBS低速级小齿轮左909040Cr调质实体式280HBS低速级大齿轮右859245钢调质腹板式240HBS晋中学院毕业报告第7章 轴的设计7.1高速轴设计计算7.1.1已知的转速、功率和转矩 转速n=960r/min；功率P=3.56kW；轴所传递的转矩T=35414.58Nmm7.1.2轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用40Cr（调质），齿面硬度241286HBW，许用弯曲应力为=70MPa7.1.3按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。dA03Pn=11233.56960=17.34mm 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.0517.34=18.21mm 查表可知标准轴孔直径为19mm故取dmin=197.1.4确定轴的直径和长度图7-1 高速轴示意图 (1)输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca = KAT，查表，考虑平稳，故取KA = 1.3，则:Tca=KAT=46.04Nm 按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB T4323-2002或设计手册，选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为19mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为42mm。选用普通平键，A型键，bh = 66mm(GB T 1096-2003)，键长L=28mm。 (2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 24 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6206，其尺寸为dDB = 306216mm，故d34 = d78 = 30 mm。 由手册上查得6206型轴承的定位轴肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 36 mm。 (3)由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56 = 60 mm，d56 = 53.13 mm。 (4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，则l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 24 - 16 -10 = 63 mm (5)取小齿轮距箱体内壁之距离1 =10 mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离3=10mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 = 10 mm，低速级小齿轮宽度b3=75mm，则l34=l78=B+ 2=16+10+2=28 mml45=b3+ 3+ 1-2.5-2=75+ 10+ 10-2.5-2=90.5 mml67=1-2=10-2=8 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径1924303653.133630长度42632890.5608287.1.5轴的受力分析 高速级小齿轮所受的圆周力（d1为高速级小齿轮的分度圆直径）Ft1=2Td1=235414.5849.134=1441.551N 高速级小齿轮所受的径向力Fr1=Ft1tancos=1441.551tan20cos12.3329=537.076N 高速级小齿轮所受的轴向力Fa1=Ft1tan=1441.551tan12.3329=315N 根据6206深沟球轴承查手册得压力中心a=8mm第一段轴中点到轴承压力中心距离 l1=422+63+8=92mm轴承压力中心到齿轮支点距离 l2=28+602+90.5-8=140.5mm齿轮中点到轴承压力中心距离 l3=8+602+28-8=58mm 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关 a.在水平面内 轴承A处水平支承力：RAH=Fr1l2-Fa1d12l2+l3=537.076140.5-31549.1342140.5+58= 419N 轴承B处水平支承力：RBH=Fr1-RAH=537.076-419=118N b.在垂直面内 轴承A处垂直支承力：RAV=Ft1l2l2+l3=1441.551140.5140.5+58= 1020N 轴承B处垂直支承力：RBV=Ft1l3l2+l3=1441.55158140.5+58= 421N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=4192+10202=1102.71N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=1182+4212=437.22N c.绘制水平面弯矩图 截面A在水平面上弯矩：MAH=0Nmm 截面B在水平面上弯矩：MBH=0Nmm 截面C左侧在水平面上弯矩：MCH左=RBHl2-Fa1d12=118140.5-31549.1342=24318Nmm 截面C右侧在水平面上弯矩：MCH右=RAHl3=41958=24302Nmm 截面D在水平面上的弯矩：MDH=0Nmm d.绘制垂直面弯矩图 截面A在垂直面上弯矩：MAV=0Nmm 截面B在垂直面上弯矩：MBV=0Nmm 截面C在垂直面上弯矩：MCV=RAVl3=102058=59160Nmm 截面D在垂直面上弯矩：MDV=0Nmm e.绘制合成弯矩图 截面A处合成弯矩：MA=0Nmm 截面B处合成弯矩：MB=0Nmm 截面C左侧合成弯矩：MC左=MCH左2+MCV2=243182+591602=63963Nmm 截面C右侧合成弯矩：MC右=MCH右2+MCV2=243022+591602=63957Nmm 截面D处合成弯矩：MD=0Nmm g.转矩和扭矩图T1=35414.58Nmm h.绘制当量弯矩图 截面A处当量弯矩：MVA=0Nmm 截面B处当量弯矩：MVB=MB2+T2=02+0.635414.582=21249Nmm 截面C左侧当量弯矩：MVC左=MC左2+T2=639632+0.635414.582=67400Nmm 截面C右侧当量弯矩：MVC右=MC右=63957Nmm 截面D处当量弯矩：MVD=MD2+T2=02+0.635414.582=21249Nmm图7-2 高速轴受力及弯矩图 7.1.6.校核轴的强度 因C弯矩大，且作用有转矩，故C为危险剖面 其抗弯截面系数为W=d332=36332=4578.12mm3 抗扭截面系数为WT=d316=9156.24mm3 最大弯曲应力为=MW=14.72MPa 剪切应力为=TWT=3.87MPa 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为ca=2+42=15.44MPa 查表得40Cr(调质)处理，抗拉强度极限B=750MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=70MPa，ca-1b，所以强度满足要求。7.2中间轴设计计算7.2.1已知的转速、功率和转矩 转速n=224.82r/min；功率P=3.45kW；轴所传递的转矩T=146550.57Nmm7.2.2轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45（调质），齿面硬度217286HBW，许用弯曲应力为=60MPa7.2.3按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。dA03Pn=11233.45224.82=27.83mm 由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=35mm 7.2.4确定轴的直径和长度图7-3 中间轴示意图 (1)初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d56，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据dmin = 27.83 mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6207，其尺寸为dDB = 357217mm，故d12 = d56 = 35 mm。 (2)取安装大齿轮处的轴段的直径d45 = 40 mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度b2 = 55 mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 53 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d45 = 40 mm查表，取h = 5 mm，则轴环处的直径d34 = 50 mm。轴环宽度b1.4h，取l34 = 10 mm。 (3)左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。 (4)考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为b3= 75 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l23 = 73 mm，d23=40mm。已知高速级大齿轮轮毂宽度为b2 =55mm，为了使挡油环端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短与轮毂宽度，故取l45=53mm，d45=40mm。 (5)取低速级小齿轮距箱体内壁之距离1 =10 mm，高速级大齿轮距箱体内壁之距离2 =12.5 mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离3=10mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 = 10 mm，则l12=B+1+2=17+10+10+2= 39 mml56=B+2+2=17+10+12.5+2= 41.5 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段12345直径3540504035长度3973105341.5 7.2.5轴的受力分析 高速级大齿轮所受的圆周力（d2为高速级大齿轮的分度圆直径）Ft2=2Td2=2146550.57210.866=1389.988N 高速级大齿轮所受的径向力Fr2=Ft2tancos=1389.988tan20cos12.3329=517.865N 高速级大齿轮所受的轴向力Fa2=Ft2tan=1389.988tan12.3329=304N 低速级小齿轮所受的圆周力（d3为低速级小齿轮的分度圆直径）Ft3=2Td3=2146550.5778=3757.707N 低速级小齿轮所受的径向力Fr3=Ft3tan=3757.707tan20=1367.693N 根据6207深沟球轴承查手册得压力中心a=8.5mm轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离 l1=39+732-8.5=67mm低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离 l2=55+752+10=75mm高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离 l3=41.5+532-8.5=59.5mm 轴承A在水平面内支反力RAH=Fr3l1-Fr2l1+l2+Fa2d22l1+l2+l3=1367.69367-517.86567+75+304210.866267+75+59.5= 249N 轴承B在水平面内支反力RBH=Fr3-RAH-Fr2=1367.693-249-517.865=601N 轴承A在垂直面内支反力RAV=Ft3l1+Ft2l1+l2l1+l2+l3=3757.70767+1389.98867+7567+75+59.5= 2229N 轴承B在垂直面内支反力RBV=Ft3l2+l3+Ft2l3l1+l2+l3=3757.70775+59.5+1389.98859.567+75+59.5= 2919N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=2492+22292=2242.86N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=6012+29192=2980.23N a.计算水平面弯矩 截面A和截面B在水平面内弯矩MAH=MBH=0 截面C右侧在水平面内弯矩MCH右=-RAHl3=-24959.5=-14816Nmm 截面C左侧在水平面内弯矩MCH左=Fa2d22-RAHl3=304210.8662-24959.5=17236Nmm 截面D右侧在水平面内弯矩MDH右=RBHl1-Fa3d32=60167-0782=40267Nmm 截面D左侧在水平面内弯矩MDH左=RBHl1=60167=40267Nmm e.绘制垂直面弯矩图 截面A在垂直面内弯矩MAV=MBV=0Nmm 截面C在垂直面内弯矩MCV=RAVl3=222959.5=132626Nmm 截面D在垂直面内弯矩MDV=RBVl1=291967=195573Nmm f.绘制合成弯矩图 截面A和截面B处合成弯矩MA=MB=0Nmm 截面C右侧合成弯矩MC右=MCH右2+MCV2=-148162+1326262=133451Nmm 截面C左侧合成弯矩MC左=MCH左2+MCV2=172362+1326262=133741Nmm 截面D右侧合成弯矩MD右=MDH右2+MDV2=402672+1955732=199675Nmm 截面D左侧合成弯矩MD左=MDH左2+MDV2=402672+1955732=199675Nmm b.转矩T2=146550.57Nmm c.计算当量弯矩 截面A和截面B处当量弯矩MVA=MVB=0Nmm 截面C右侧当量弯矩MVC右=MC右2+T2=1334512+0.6146550.572=159815Nmm 截面C左侧当量弯矩MVC左=MC左2+T2=1337412+0.6146550.572=160057Nmm 截面D右侧当量弯矩MVD右=MD右2+T2=1996752+0.6146550.572=218178Nmm 截面D左侧当量弯矩MVD左=MD左2+T2=1996752+0.6146550.572=218178Nmm图7-4 中间轴受力及弯矩图 7.2.6校核轴的强度 因D左侧弯矩大，且作用有转矩，故D左侧为危险剖面 其抗弯截面系数为W=d332=50332=12265.62mm3 抗扭截面系数为WT=d316=24531.25mm3 最大弯曲应力为=MW=17.79MPa 剪切应力为=TWT=5.97MPa 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为ca=2+42=19.18MPa 查表得45(调质)处理，抗拉强度极限