带式输送带传动装置设计书

1、带式输送带传动装置设计书课程设计题目 : 设计带式输送机传动装置轴2轴3以知条件1）输送带工作拉力 F= 4.8 （KN）2）输送带工作速度 V= 1.7 （M/S）3）滚筒直径 D= 450（MM）4）滚筒效率 =0.96 ，（包括滚筒与轴承的效率损失）5）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳6）使用折旧期： 8 年7）工作环境：室，灰尘较大，环境最高温度 388）动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V9）检修间隔期；四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修10）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产三、 设计工作量1、减速器装配图 1（A1）2、设计说明书 1 份第

2、一部分 传动装置的总体设计一、电动机的选择1 、选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压 380V，Y 型2 、选择电动机的容量由电动机至运输带的传动总效率为：225 1 2 3 4 5（ 1、 2、 3、 4、 5 分别是弹性联轴器、 闭式齿轮传动、 滚动轴承、 开式滚子链子传动、滚筒的效率）分别取 1 =0.99 、 2 =0.97 、 3 =0.99 、 4=0.92、 5 0.960.960 .7745 0.99 2 0.97 2 0.99 5 0.92所以工作机所需的有效功率为8.16 KWFv 4800 1.7w 1000 1000电动机所需功率为

3、dPw8.160 .774510 .54 KW3、确定电动机的转速和型号 卷筒轴的工作转速为60 1000 D60 1000 1.7 45072 .187 r min根据电动机所需功率和同步转速，查表 16-1 取电动机的额定 功率符为 11kw，同步转速为 1000r min , 查表 16-1 、16-2 选取 Y160L-6, 有关数据如下 :型号额定功 率 / KW同步转 速 r min)满载转 速 r min总传比外伸轴 径 MM轴外轴 长 MMY160L-611100097013.437421104、总传动比 ia nm 970 13.437 n 72.1875、分配传动装置传动比

4、由 公 式 ia i1 i2i1 (1.31.4)i2 求 得 i1 4.179 、i2 3.215二、计算传动装置的运动和动力参数1 、计算各轴转速n nm 970r minnn1970 r min 232.113r mini1 4.179n2 232.113n 2 r min 72.196 r min i2 3.215n n3 72.196r / min2、计算各轴输入功率Pd10.321 0.99KW 10.217KW3 10.217 0.97 0.99KW9.812KW3 9.812 0.97 0.99KW9.422KW1 9.422 0.99 0.99KW9.234KW3、计算各轴输

5、入转矩9550P /n(9500 10.217 / 970) N ?m100.06N ?m9500P /n9500 P9500P /n9500 9.812/231.113N ?m 403.326 N ? m /n 9500 9.422/ 72.196N ?m 1239.806N ?m9500 9.234 / 72.196N ? m 1215.067N ?m各轴的运动和动力参数计算结果整理与下轴号效率P(KW)转 矩 转速 n/( r/min ) T/(N.m)传动比 i10.217100.069704.1799.812403.326232.1133.2159.4221239.80672.196

6、19.2341215.06772.196第二部分 传动零件的设计计算一、高速级减速齿轮设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1) 选用斜齿圆柱齿轮传动2) 运输机为一般工作机器，速度不高，由机械设计基础表2-2知，选用 7级精度( GB10095-88)3) 材料选择：表 11-1 选择小齿轮材料为 40Cr 钢(调质)，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢(调质)，硬度为 240HBS。二者材 料硬度差为 40HBS。4) 选小齿轮齿数为 Z1 23 ，大齿轮齿数 Z2 Z1 i1 23 4.179 96.117 ， 取 Z 2 975 )初选螺旋角 =14 2、按齿面接触强度设

7、计由机械设计基础表 11-4 进行试算，即d1t2K tT12u 1 Z EZ H(1) 确定公式的各计算数值1) 试选载荷系数 K t 1.62)计算小齿轮传递的转矩T1 9.55 106 P 10.06 104N ?mmn13) 由表 11-6 选取齿宽系数d 14) 由表 11-4 查得材料的弹性影响系数ZE 189.8MPa 25) 由表 11-1 按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2 550MPa ；6) 计算应力循环次数N1 60n1 jLh 60 970 1 (2 8 365 8) 2.719 109h98N2

8、 N1 i1 2.719 109 4.179 6.507 108 h7)由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 KHN1 0.93 KHN2 0.988) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得 :H1 H2 KHN1 H lim1 KHN2 Hlim2H2 2S0.93 600 0.98 55021MPa548.5MPa9) 由表 11-4 选取区域系数 ZH 2.4310) 由图 10-26 查得 1 0.765 2 0.885 则：121.65(2) 计算1) 试算小齿轮分度圆直径 d1t ，代入数值：d1t 3 2KtT1 uu 1 ZHZE d u H2 1.6

9、 10.06 10 1 1.654.179 14.1792.43 189.8548.52mm55.496mm2) 计算圆周速度 vd1t n1v60 100055.496 97060000ms2.817 m s3) 计算尺宽 bb d d1t 1 55.496mm 55.496mm4) 计算尺宽与齿高比 b/h模数mntd1t cosz155.496 cos14mm232.34mm齿高h 2.25mnt 2.25 2.34mm 5.268mmb/h 55.496 5.268 10.535) 计算纵向重合度0.318 d z1 tan0.318 1 23 tan14 1.836) 计算载荷系数根

10、据 v 2.817m / s，7 级精度，由图10-8 (机设书)查得动载系数Kv 1.08由表 10-2 查得使用系数 K A 1 因斜齿轮，假设 KAFt /b 100N /mm。由表 10-3 查得 K Ha K Fa 1.4由表 10-4 插值查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置式K H 1.417由 b/h=10.53, K H 1.417 查图 10-13 得 K F 1.325 , 故载荷系数KKAKVK H KH1 1.08 1.4 1.417 2.147) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式( 10-10a)得d1d1t 3 Kt55.49661 .145 m

11、m8) 计算模数 md1 cos mn1z161.145 cos1423mm2.576mm3、按齿根弯曲强度设计由式( 10-17 )得弯曲强度的设计公式为n2KT 1Y2cos2 d z1YFa YSaF(1) 确定公式各计算数值1)计算载荷系数 K KAKVK F KF 1 1.08 1.4 1.325 22) 根据纵向重合度1.83 ，从图 10-28 查得螺旋角影响系数Y 0.883) 计算当量齿数Zv1Z3123325.20 Zv2Z32937 106.29cos cos 14 cos cos 144) 查取齿形系数由表 10-5 查得YF 1 2.616 YF 2 2.1535)

12、查取应力较正系数由表 10-5 查得YS 1 1.591YS 2 1.8176) 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE 2 380MPa7）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 0.86 KFN2 0.918） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4, 由式（ 10-12）得F1K FN1 FE1 0.86 500 MPa 307.14MPaS 1.4F2K FN 2 FE20.91 380MPa247MPa1.49） 计算大、小齿轮的YFaYSa 并加以比较FYFa1YSa12.616 1.591 0.0135

13、5F1307.14YFa 2 YSa22.153 1.817 0.01584F2247大齿轮的数值大。（2）设计计算：22KT1Y cos22 d z1? YFaYSaF0.01584mm1.821mm3 2 2 10.06 104 0.88 cos2 141 232 1.65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 m的大小主要取决于弯曲强度所 决定的承载能力， 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力， 仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.821mm并就近圆整为标准值 m1 2mm ，但为了同时满足接触疲劳

14、强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径 d1 61.145mm ，来计算应有的齿数 ，于是有：小齿轮齿数z1 d1cos 61.145 cos14 29.66 取 z1 30mn2大齿轮齿数z2 uz1 4.179 30 125.37 取 z2 126这样设计出的齿轮传动， 既满足了齿面接触疲劳强度， 又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费4 、 几何尺寸计算1）计算中心距(z1 z2 )m1 a12cos(30 126) 2 mm 160.82mm2 cos14将中心距圆整为 135mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角arccos(z1 z2 )m1(30 126) 2 14.312

15、a2 161因 （8 20 ） 值改变不多，故 、K 、ZH 等不必修正3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1z1m1cos2az1z1 z22 161 30mm 61.92mm30 126z2m1d2cos2az22 161 126 mm 260.08mmz1 z230 1264）计算齿轮宽度bd d1 1 61.92mm 61.92mm取 B1 50mm ， B2 45mm5）验算2T1 2 10.06 104Ft1 N 3249.35Nt d161.92KAFt 1 3249.35 N /mm 52.48 N /mm 100N / mm ，合适b 61.92二、低速级减速齿轮设计1、选定齿轮

16、类型、精度等级、材料及齿数1）选用斜齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，由机械设计课程设计表2-2 知，选用 7 级精度（ GB10095-88）3）材料选择：由机械设计基础表 11-1 选择小齿轮材料为 40Cr 钢（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度 为 240HBS。二者材料硬度差为 40HBS。4） 选小齿轮齿数为 Z3 23，大齿轮齿数 Z4 Z3 i 2 23 3.215 745 ）初选螺旋角 =142、按齿面接触强度设计由机械设计基础表 11-4 进行试算，即22KtT2 u 1 ZH ZEd u H1）确定公式的各计算数值1）试选载

17、荷系数 K t 1.62）计 算 小 齿 轮 传 递 的 转 矩T2 9.55 106 p2 N ?mm 42.27 103N ?mmn23）由表 10-7 选取齿宽系数4) 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数ZE 189.8MPa 25) 由图 10-21d 按齿面硬度查得： 小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim3 600MPa ； 大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim4 550MPa ；6) 由式 10-13 计算应力循环次数N3 N 2 6.507 108hN4 N3 /i2 6.507 108 3.215 2.203 108h7)由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数KHN3 0.93

18、 K HN4 0.958) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得 :H1H2K HN 3 H lim 3 K HN 4 H lim 42S0.93 600 0.9521550 MPa540.25MPa2 1.6 42.27 103 1 1.6353.215 13.2152.43 189.8540.252mm42.78mm9) 由图 10-30 选取区域系数 Z H 2.434 1.63510) 由图 10-26 查得 3 0.765 4 0.87 则：2) 计算1) 试算小齿轮分度圆直径 d3t ，代入数值：22K tT2 ? u 1 Z H Z Ed u H2) 计算

19、圆周速度 vd 3t n2v60 10000.52m / s42.78 232.113 m / s600003) 计算尺宽 bb d d3t 1 42.78 42.78mm4) 计算尺宽与齿高比 b/h模数mntd3t cos z342.78 cos1423mm1.8mm齿高 h 2.25mnt 2.25 1.8mm 4.05mm b/h 42.78 4.05 10.565) 计算纵向重合度0.318 dz3 tan0.318 1 23 tan14 1.836）计算载荷系数根据 v 0.62m/s，7 级精度，由图 10-8 （机设书）查得动载系数K v 1.02由表 10-2 查得使用系数

20、K A 15 斜齿轮，假设 K AFt /b 100N /mm由表 10-3 查得 K Ha KFa 1.4由 表 10-4 查 得 7 级 精 度， 小齿 轮相 对 支 承非对 称 布置 式K H 1.423由 b/h=10.56 ， KH 1.423查图 10-13 得 KF 1.335 ，故载荷系数K K AK V K H K H 1 1.02 1.4 1.423 2.037）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（ 10-10a）得8）计算模数 md3 cos46.31 cos14mn3 mm 1.95mmz3n 233、按齿根弯曲强度设计由式( 10-17 )得弯曲强度的设计公

21、式为2KT2Y cos2 ?YFaYSaFmn3d z32(1) 确定公式的各计算数值1) 计算载荷系数 KK AK V K F K F 1 1.02 1.4 1.335 1.912) 根据纵向重合度1.83，从图 10-28 查得螺旋角影响系数Y 0.883) 计算当量齿数ZZ 323Zv3 3 3 cos cos 1425.18Z v4Z 4v4 3cos74 81.09143 cos4) 查取齿形系数由表 10-5 查得YF 32.616YF 42.1905) 查取应力较正系数由表 10-5 查得YS 3 1.591YS 41.7856) 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限

22、FE3500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 4380MPa7) 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K FN30.91K FN 4 0.928) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式( 10-12 )得F3K FN 3 FE3S0.91 500 MPa 325MPa1.4F4K FN 4 FE4S0.92 380 MPa 249.71MPa1.49) 计算大、小齿轮的 YFaYSa 并加以比较 FYFa3YSa32.616 1.591 0.014368F3325YFa 4YSa42.190 1.7850.015655F4249.71大齿轮的数值大(2) 设计计算：m2

23、KT2Y cos22 d z3YFaYSaF3 2 1.91 42.27 103 0.88 cos2 141 232 1.6350.015655mm 1.34mm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 m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力， 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力， 仅与齿轮 直径(即模数与齿数的乘积) 有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.34mm 并就近圆整为标准值 m2 1.5mm , 但为了同时满足接触疲劳强度， 需按 接触疲劳强度算得分度圆直径 d3 46.31mm ，来计算应有齿数，于是有：小齿轮齿数 z3

24、d3 cos 46.31 cos14 29.96mn1.5取 z3 30大齿轮齿数 z4 uz3 3.215 30 96.45 取 z4 96这样设计出的齿轮传动， 既满足了齿面接触疲劳强度， 又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费4、几何尺寸计算(1) 计算中心距2 cos14a2 (z3 z4)m2 (30 96) 1.5mm 97.39mm2 2cos将中心距圆整为97mm(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角arccos(z3 z4 )m22a(30 96) 1.52 9713.04因 (8 20 ) 值改变不多，故 、K 、 Z H 等不必修正(3) 计算大、小齿轮的分度圆直

25、径d3z3m22az3d4cosz4m2cosz3z42az4z3 z42 97 30mm30 962 97 96mm963046.19mm147.81mm(4) 计算齿轮宽度bd d3 1 46.19mm46.19mm取 B175mm , B2 70mm(5) 验算Ft2dT2d32 42.27 103 N46.311825.52NK AFt1100N / mm，合适1825.52N /mm 39.42N /mm46.31第三部分 轴的设计高速轴的设计1、选择轴的材料由于减速器传递的功率不大， 其重量无特殊要求故选择和小齿轮一 样的材料 40Cr 钢 , 调质处理 .2、初步计算轴的最小直径

26、用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径 d，计算公式： d A03 P，选用 40Cr调质钢，查机设书 P370表 15-3， n得 A0 106d 106 3 10.217 23.24mm970在第一部分中已经选用的电机 Y160L-6,D=42。查机械设计课程设计 p131，选用联轴器 HL3，故 dmin 30mm 。3 、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案：（2）、各轴的直径和长度1 ）、联轴器采用轴肩定位 d1 30mm ，半联轴器长度 L 82mm，半 联轴器与轴配合的毂孔长度 L1 60mm ，为了保证轴肩对半联轴器的可 靠定位，

27、故选择 L1 58mm2 ）、初步确定滚动轴承 8因齿轮为斜齿轮则轴承受径向力和轴向力作用，高速级转速较高，载荷一般，故选用角接触球轴承 7007AC，d D B 35mm 62mm 15mm，故d3 35mm，L3 14mm3 ）、当直径变化处的端面是为了固定轴上零件或承受轴向力时， 则相邻直径变化要大些，故 d4 40mm， L4 106mm4 ）、当轴径变化仅为了装配方便或区别加工表面时，不承受轴向 力也不固定轴上零件的，则相邻直径变化较小，即 ： d2 32mm ， L2 50mm ，d6 35mm ， L5 32mm（3）、轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用普通 C型平键连

28、接，d1 30mm, L1 58mm ，查机设书 P106表 6-1 选用键为b h L 10 8 50mm，半联轴器与轴的配合为 H 7 ，滚动轴承与轴的周k6向定位采用过度配合保证，选轴的直径尺寸公差 m6。（4）、确定轴向圆角和倒角尺寸参照机设书 P365表 15-2 ，取轴端倒角 1.6 45 ，各轴肩出圆角 半径见轴的零件图（5）、求轴上的载荷小齿轮分度圆直径 d1 61 .14 mmFt1 2T1 2 10.06 10 N 3249.354Nt1 d161.92Fr1Ft tan20cos1220.63N3249.354 tan20 Ncos14.31Fa1 Ft tan3249.

29、35 tan14.31 N 828.85N首先根据轴的结构图作出以下受力分析图，在确定轴承的支撑 点位置时，应从手册中查取 a 的值，对于 7007AC型角接触球轴承， 由指导书 P122页查得 a=20.1mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距 为 l2 l 3 126.9 36.9 163.8mm ，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和 扭矩图，从轴的结构图以及弯矩图可以看出齿轮中心截面受弯矩较 大，计算该截面出的力与矩：FNH1Mal2l3N 732 N126.936.9Ft1l23249.354 126.9N 2517.36Nl2l3126.936.9FNH 1l 2732 126.9N ?

30、mm 92.89 N ?mFNH2l32517.3636.9N ? mm 92.89N ?mFaeD828.8561.92N ?mm 25.66N ? m3249.354 36.9FNH2M H 2MH122FNV1Fr1l3 M al2 l31220.63 36.9 25.66 103 N 431.63N126.9 36.9FNV2Fr1l2 M al2 l31220.63 126.9 25.66 103 N 789N126.9 36.9M V1FNV1l2 167.85 126.9N ?mm 54.77 N ?mM V2 FNV2 l3 789 36.9N ?mm 29.11N ?mM1

31、MV12 M H1254.77 2 92.892 N ?m 107.83N ?mM 2MV22 MH2229.112 92.892N ?m 97.34N ?mT T1 100.6N ?m载荷水平面 H垂直面 V支持力 FFNH1 732NFNH 2 2517.36NFNV1 431.63NFNV2 789N弯矩 MM H 92.89 N ?mMV1 54.77N ? mMV2 29.11N ?m总弯矩M1 107.83N ?mM2 97.34N ?m扭矩T 100.6N ?m（6）、按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强 度，根据 P373 式（ 15

32、-5 ）及表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应 力为脉动循环变应力，故取 =0.6, 轴的计算应力M 12( T)2 107.832(0.6 100.6)2 3ca1 3103 MPa5.2MPaca W 0.1 61.9233其中 W d 0.1d332前面以选定轴的材料为 40Cr钢(调质)，查机设书 P362表 15-1， 得： 1 70MPa ，因此 ca 1 ，故安全。(7) 、精确校核轴的疲劳强度1 )、判断危险截面 由轴的结构图以及受力图和各平面的弯矩图综合可知齿轮左 端截面 5 因加工齿轮有尺寸变化， 引起应力集中， 故该截面左侧需校 核验证2) 、截面左侧抗弯截面系数 W 0.

33、1d 3 0.1 403 mm3 6400mm3 抗扭截面系数WT 0.2d 3 0.2 403 mm3 12800mm3截面左侧的弯矩 M为：126.9 25 126.9 25M M1N ?m 107.83 N ?m 86.59N ?m1 126.9 126.9 截面上的扭矩 T 为： T T1 100.6N ?m3 截面上的弯曲应力： b M 86.59 10 MPa 13.53MPab W 64003 截面上的扭转应力： T T 100.6 10 MPa 7.86MPaT WT12800轴的材料为 40Cr钢，调质处理，由机设书 P362表 15-1 查得：B 735 MPa1 355M

34、Pa1 155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按机设书 P40附表 3-2 查取因 r 1 0.025 D 2.84 1.23 经插入后得：d 40 d 40 2.23 2.02又由附图 3-1 可得轴的材料敏性系数为q 0.78 q 0.80则： k 1 q( 1) 1k 1 q( 1) 1 由附图 3-2 的尺寸系数0.78 (2.23 1) 1.960.80 (2.02 1) 1.820.86 轴按磨削加工，由附图 轴未经表面强化处理，即 系数为：3-4 得表面质量 0.951 ，则按式 3-12 及 3-14b 得综合kk合金钢的特性系数1.960.771.820.8

35、610.9510.950.2 0.32.602.170.2则可计算安全系数0.1 0.15 取0.11355Kaa m2.6 4.30 0.2 01155Km2.17 1.85 2 0.1SS31.75 73.82S2 S231.752 73.82231.7529.171.85 2SS73.82S 1.5 ， 故可知其安全 0.77 由附图 3-3 的扭转尺寸系数8）、轴承寿命的校核1）已知轴承的预计寿命 L=2 8365 8=46720h由所选轴承系列 7007AC，查指导书 P122 表知额定动载荷C=19.0KN2）求两轴承受到的径向载荷Fr1 FNV12 FNH12 431.632 7

36、322 849.78NFr2 FNV22 FNH 22 7892 2517.362 2638.11N3） 求两轴承的计算轴向力对于 70000AC型轴承，按表 13-7 ，轴承派生轴向力 Fd 0.68Fr ，则有：Fd1 0.68Fr1 0.68 560.97N 381.46NFd2 0.68Fr2 0.68 1125.33N 765.22N于是轴向力为：Fa1 Fae Fd1 828.85 577.85N 1406.7NFa2 Fd2 1406.7N4) 当量动载荷 Pe1Fa111406.71.66Fr1849.78Fa2e2Fr21793.912638.110.67由表 13-5 得径

37、向载荷系数和轴向载荷系数为：轴承 1 X 1 0.41Y1 0.87轴承 2 X 2 1Y2 0因轴承运转中有轻微冲击载荷，故按表 13-6 取 f p 1.1，则：P1 f p(X1Fr1 Y1Fa1) 1.1 (0.41 849.78 0.87 1406.7)N 1729.46NP2 fp (X2Fr2 Y2Fa2) 1.1 (1 2638.11 0 1793.91) N 2901.92N5) 验算轴承寿命因 P1 P2 ，所以按轴承 2 的受力大小来验算，则：6 6 3Lh 10 C 10 19000 h 48217h 46720hh 60n P 60 970 2901.92所以所选轴承

38、寿命符合要求，确定角接触球轴承 7007AC9) 、键的校核联轴器与轴：1) 选用键的系列 b h l 10 8 50 T 100.6N2) 键、轴和联轴器的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压应力p 100 120MPa ，取 p 100MPa ，键的工作长度 L l b 40mm，键的接触高度 k 0.5h 4mm，由式 6-1 得：2T 1032 100.6 1034 40 30MPa49.92MPa110MPa ，所以合适二 中速轴的设计1、选择轴的材料该轴同样选取 40Cr 钢, 调质处理2、初步计算轴的最小直径根据表 15-3 ，取 A0 110 ，于是根据公式 d A03 P

39、有 n1103 3.44 mm 233.0626.98mm选定 d min 40mm3、轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案：（2）各轴的直径和长度1） 根据 dmin 40mm ，选用角接触球轴承 7208AC，尺寸d D B 40 80 18得d1 d5 40mmmm，为了使齿轮 3 便于安装，故取 d2 42mm，轴承第 三段起轴向定位作用， 故 d3 50mm ，第四段装齿轮 2，直径 d4 42mm2） 第二段和第四段是装齿轮的，为了便于安装， L2 和 L4 都要比齿轮三和齿轮二的齿宽略小所以L2 72mm,L4 42mm ，由指导书得L34 9.5mm

40、 ，L1 34mm ， L5 39.5mm（3）轴上零件的周向定位齿 轮 的 周 向 定 位 都 采 用 普 通 平 键 连 接 ， 根 据 d2 42mm ， L2 72mm，查表 6-1 得第二段键的尺寸为 b h l 12 8 70mm，同理 可得第四段键的尺寸为 b h l 12 8 40 ，滚动轴承与轴采用过度配 合来保证，选用直径尺寸公差 m6（4）轴上零件的轴向定位轴上轴承轴向定位采用凸缘式端盖与挡油环定位， 齿轮采用挡油 环与轴肩定位；5）确定轴上圆角和倒角尺寸参照表 15-2 ，取轴端倒角 1.6 45 ，各轴肩出圆角半径为 1mm6）求轴上的载荷已知1 ）求轴上的力P2 9

41、.812KW ,n2 231.113 r min ,T2 42.27N ?mFt2d2N260.08Ft2 tan20325.05 tan20cos 1cos14.31Ft2 tan 1325.05 tan14.312T3 242.27 103Nd346.19N 122.1N1830 . 27 NN 82.91NFt32 42.27 103Fr2Fa2325 .05 Nr3Ft3 tan20cos21830.27 tan 20Ncos14.31687.50NFa3 Ft3 tan 2 1830.27 tan 14.31 N 466.87N首先根据轴的结构图作出以下受力分析图，在确定轴承的支撑

42、点位置时，应从手册中查取 a 的值，对于 7208AC型角接触球轴承， 由指导书 P123页查得 a=23mm，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和 扭矩图，从轴的结构图以及弯矩图可以看出两齿轮中心截面受弯矩较 大，分别计算两截面处的力与矩：FNH 2Ft2(l1 l2 ) Ft 3l1325.05 (50 69.5) 1830.27 50 N 822.44Nl1 l 2 l 350 69.5 39FNH 3Ft 2l3Ft3(l 2l3 )325.05 39 1830.27 (39 69.5) N 1332.88Nl1 l2 l 350 69.5 39MH2FNH 2l 3822.44 39N

43、?mm 32.08N ?mMH3FNH 3l 11332.88 50N ?mm 66.64 N ?mM a2Fa2D82.91 260.08 N ?mm 10.78N ?mM a3Fa3D2466.87 46.19 N?mm 10.78N ?mFNV 2Fr2(l1 l2) Fr3l1 M a2 M a3 l 1 l2 l3172.91N122.1 (50 69.5) 687.5 50 10780 10780NFNV350 69.5 39Fr3 (l2 l3) Fr 2l3 M a2 M a3l1 l2 l 3687.5 (69.5 39) 122.1 39 10780 10780 N 636

44、.69N5069.539MV2F NV 2l 3172.9139N6.74N ? mMV3FNV 3l 1636.6950N31.831N ? mM maxM H 32MV36.642 31.832 N ?m 32.52N ? mT 42.27N ?m载荷水平面 H垂直面 V支持力 FFNH 2 822.44NFNH 3 1332.88NFNV 2 172.91NFNV 3 636.69N弯矩 MM H 2 32.08N ?mM H 3 66.64N ?mM V2 6.74N ?mM V3 31.83N ?m总弯矩M max 32.52N ?m扭矩T 42.27N ?m6）、按弯矩合成应力校核

45、轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，根据机设书 P373式（ 15-5）及表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故取 =0.6, 轴的计算应力caM 2 (aT) 2 W32.522 (0.6 42.27) 20.1 423103 MPa 5.57MPa3其中 W d 0.1d3前面已选定轴的材料为3240Cr钢（调质），查机设书 P362表 15-1，得： 1 70MPa ，因此 ca 1 ，故安全7）、精确校核轴的疲劳强度1 ）、判断危险截面由轴的结构图以及受力图和各平面的弯矩图综合可知两齿轮 中间轴肩处截面 3 和 4 因轴肩尺寸变化， 引起应

46、力集中， 又截面 3 受 弯矩等大于截面 4，故可只校核截面 3 左面：2) 、截面左侧抗弯截面系数 W 0.1d 3 0.1 423 mm3 7408 .8mm3抗扭截面系数WT 0.2d 3 0.2 423 mm3 14817 .6mm3截面左侧的弯矩 M为：54 40M M 1 N ?m1 54 截面上的扭矩 T 为：50 4042.27 N ?m 8.45N ? m50T 42.27N ? m截面上的弯曲应力：3b M 8.45 10 MPa 1.14 MPa b W 7408.8截面上的扭转应力：3T T 42.27 10 MPa 2.85MPaT WT 14817.6轴的材料为 4

47、0Cr钢，调质处理，由机设书 P362表15-1 查得：B 735 MPa1 355MPa1 155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按机设书 P40附表 3-2 查取因 r 1 0.024Dd 42d 2 .1450421.19 经插入后得：1.89又由附图 3-1 可得轴的材料敏性系数为则： k 1 q( 1) 1k 1 q( 1 ) 1由附图 3-2 的尺寸系数q 0.78 q 0.801.891.710.78 ( 2.14 1)0.80 (1.89 1) 0.76 由附图 3-3 的扭转尺寸系数 0.85 轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量 0.95 轴未经表面强

48、化处理，即 q 1 ，则按式 3-12 及 3-14b 得综合 系数为：k11.891K112.540.760.95k11.711K112.060.850.95合金钢的特性系数0.2 0.3 取0.20.1 0.15 取0.1则可计算安全系数S355aa m2.54 4.94 0.2 028.29S155K m2.06 9.54 2 0.1 9.54 215.0428.29 15.0413.28 SS2 S228.292 15.042SS21.5 故可知其安全8）、轴承寿命的校核1）已知轴承的预计寿命 L=2 8365 8=46720h由所选轴承系列 7208AC，查指导书 P123 表知额定

49、动载荷C=35.2KN2)求两轴承受到的径向载荷2 2 2 2Fr1FNV32FNH 32636.69 21332.88 21477.14N2222Fr2FNV22FNH 22172.912822.442840.42N3) 求两轴承的计算轴向力对于 70000AC型轴承，按表 13-7，轴承派生轴向力 Fd 0.68Fr ，则有：Fd1 0.68Fr 1 0.68 1477.14N 1004.46NFd2 0.68Fr 2 0.68 840.42N 571.49N于是轴向力为：Fa1 Fd 2 571.49NFa2 Fd1 Fa 1004.46 383.96N 620.5N其中 Fa Fa3

50、Fa 2 466.87 82.91N 727.34N4) 当量动载荷 Pe1Fa1 571.49 0.36 Fr1 1477.14e2 Fa 2 620.5 0.742 Fr 2 840.42轴承 1 X 1 1Y1 0轴承 2 X 2 0.41Y2 0.87因轴承运转中有轻微冲击载荷，故按表13-6 取 1.1 ，则：f p(X1Fr1 Y1Fa1) 1.1 P2 f p(X2Fr2 Y2Fa2) 1.1P1(1 1477.14 0(0.41 840.42571.49)N 1624.85N0.87 620.5)N 972.85N由表 13-5 得径向载荷系数和轴向载荷系数为：5) 验算轴承寿命因 P1P2 ，所以按轴承 1的受力大小来验算，则：106 C106Lhh 60n P 60 232.113335200h 96668h 46