带式输送机传动装置设计方案说明书课程设计方案

1、题 目：机械设计课程设计学生姓名：学号：所在院（系:机电工程学院专 业：机械设计制造及其自动化班级：指导教师：二O零年一月任务书-成绩评定表摘要6第一部分传动装置的总体设计 7第二部分传动零件的设计计算9第三部分 轴的设计18第四部分润滑油及润滑方式的选择 36第五部分密封及密封的选择36第六部分主要尺寸及数据36总结38参考文献38题目4带式输送机传动装置设计1、课程设计的目的本课程设计为学生提供了一个既动手又动脑，自学，查资料，独立实践的机 会。将本学期课本上的理论知识和实际有机的结合起来，锻炼学生实际分析问题和 解决问题的能力，提高学生综合运用所学知识的能力，装配图、零件图的设计绘图 能

2、力。2、课程设计的内容和要求 传动装置简图：1、己知条件(1机器功用由输送带运送物料(2工作情况 电动机连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，环境温度 不超过40度。(3运转要求 输送带运动速度误差不超过土 5%。(4使用寿命10年，每年300天，两班制。(5检修周期 一年小修，三年大修。(6生产厂型中小型机械制造厂。2设计原始数据见下表运输带速度v/(m/s0.75运输带工作拉力F/KN3.4卷筒直径D/mm3003要求：(1完成传动装置的设计计算。(2完成各类零件的设计、选择计算。(3认真计算和制图，保证计算正确和图纸质量。(4按预定计划循序完成任务。(5按学校规定格式书写说明书，

3、交电子和纸质文档3、主要参考文献1 所学相关课程的教材2 机械设计课程设计3 机械设计手册4 电动机手册4、课程设计工作进度计划（1准备阶段1天）（2设计计算阶段3天）（3减速器的装配图一张4 天）（4绘零件图三张3天）（5编写设计说明书3天）（6答辩或考察阶段。（1天指导教师签字）日期年月日教研室意见：年月日学生 签字）接受任务时间：年月日注：任务书由指导教师填写课程设计 论文）指导教师成绩评定表题目名称评分工程分 值得 分评价内涵工作表现20%01学习态度6遵守各坝纪律，丄作刻苦努力，具有艮好的科学 工作态度。02科学实践、调研7通过实验、实验、查阅文献、深入生产实践等渠 道获取与课程设计

4、有关的材料。03课题工作量7按期圆满完成规定的任务，工作量饱满。能 力 水平35%04综合运用知识的能力10能运用所学知识和技能去发现与解决实际问题， 能正确处理实验数据，能对课题进行理论分析， 得岀有价值的结论。05应用文献的能力5能独立查阅相关文献和从事其他调研；能提出并 较好地论述课题的实施方案；有收集、加工各种 信息及获取新知识的能力。06设计 实验）能力，方案 的设计能力5能正确设计实验方案，独立进行装置安装、调 试、操作等实验工作，数据正确、可靠；研究思 路清晰、完整。07计算及计算机应用能力5具有较强的数据运算与处理能力；能运用计算机 进行资料搜集、加工、处理和辅助设计等。08对

5、计算或实验结果的分析 能力 综合分析能力、技 术经济分析能力）10具有较强的数据收集、分析、处理、综合的能 力。成果质量45%09插图 或图纸）质量、篇 幅、设计 论文）规范化 程度5符合本专业相关规范或规定要求；规范化符合本 文件第五条要求。10设计说明书 论文）质量30综述简练完整，有见解；立论正确，论述充分， 结论严谨合理；实验正确，分析处理科学。11创新10对前人工作有改进或突破，或有独特见解。成绩指 导 教 师 评 语指导教师签名：年 月曰机械设计课程设计是在完成机械设计课程学习后，一次重要的实践 性教案环节。是高等工科院校大多数专业学生第一次较全面的设计能力 训练，也是对机械设计课

6、程的全面复习和实践。其目的是培养理论联系 实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关选修课程的理论，结合 生产实际分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械 设计方面的知识。本次设计的题目是带式运输机的减速传动装置设计。根据题目要求 和机械设计的特点作者做了以下几个方面的工作：决定传动装置的总 体设计方案，选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数，传动 零件以及轴的设计计算，轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校 验计算， 机体结构及其附件的设计和参数的确定，绘制装配图及 零件图，编写计算说明书。关键词：减速器带式运输机机械设计疲劳强度计算及说明 第一部分传动装置的总体设计一、传

7、动方案1、 设计要求：卷筒直径 D=300mm牵引力F=3400N线速度 V=0.75m/s，连 续单向运转，载荷平衡，空载启动，使用年限10年，批量生产，两班制工 作，运输带的速度误差允许土 5%2、电动机直接由联轴器与减速器连接，减速器由联轴器与卷筒连接3、减速器采用二级圆柱齿轮减速器确定传动方案： 减速器的类型为 二级展开式斜齿 圆柱齿轮减速器4、方案简图如下：二、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, 丫型2 、选择电动机的容量由电动机至运输带的传动总效率为：242n 二 n “ n n n转矩T(N *m转速nr/min

8、 )传动 比i效 率n输入输出输入输出电机轴3.0630.449601.00.99轴13.032.9930.1429.549605.310.95轴22.882.82159.01155.83180.793.790.95轴32.742.69547.18536.2447.771.00.97n1 = 960r / mi nn2 = 180.79r / minn3 二 47.77r /minR 二 3.03KWP2 =2.88KWP3 二 2.74KWP, =2.66KWTd = 30.44N * mT| = 30.14N * mT2 二 159.01N * mT3 二 547.18N * mT4 -5

9、30.87N * m运动和动力参数计算结果整理与下卷筒轴2.662.61530.87520.2547.77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，由有机设书表10-8知，选用7级精度VGB10095-883材料选择：有机设书表 10-1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 40HBS4选小齿轮齿数为 乙=23，大齿轮齿数Z2二Z/i =23 5.31 =1225 )初选螺旋角B =14选用斜齿圆柱齿轮传动2、按齿面

10、接触强度设计由设计计算公式10-21 )进行试算，即d1t - 32KE u 1 亿 ZU I(1确定公式内的各计算数值 1试选载荷系数 Kt =1.6 2计算小齿轮传递的转矩T1 3由表10-7选取齿宽系数= 30.14 0.98 1029.54 103N mmd =14由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa 2 5由图10-21d按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳强度极限 二円讪1 =600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限 二Hlim2 =550MPa ；6由式10-13计算应力循环次数叫=6 0n Lh =60 960 1 (2 8 300 10)=2.7648 10

11、9h丿98N2 h =2.7648 10 “5.31=4.982 10 h7由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1 93 KHn2 =0.98 8计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1,得：、-力 J H2 _ KHN1；- Hlim1 KHN2；- H lim 222S=0.93 6000.98 550 MPa = 548.5MPa210-30选取区域系数ZH =2.4310-26 查得,=0.765 ； =0.885 贝U:一：2 = 1.659由图10由图(2)计算1试算小齿轮分度圆直径d1t，代入数值:d、2心u1 ZhZe ；d时刃丿9口 =2.7648 109h32

12、 1.6 30.14 105.311X X1 1.655.3122.43x189.8 qq 匚 I mm = 38.5mm 548.5 丿2计算圆周速度vnd1tn1兀汉38.5：960 .“ “ vm s =1.93m s60 1000 600003计算尺宽bb = d d1t =1 38.5mm = 38.5mm4计算尺宽与齿高比b/hd1t cos ：38.5 cos14卫mm=1.62mm乙23模数mnt齿高 h =2.25mnt =2.25 1.62mm = 3.645mmb/h =385 3.645 = 10.565计算纵向重合度=0.318 dwtanl： =0.318 1 23

13、 tan 14 =1.836计算载荷系数根据v =1.93m/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KA =1因斜齿轮，假设KAFt /b : 100N /mm。由表 10-3 查得 KHa KFa =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 =1.417由 b/h=10.53, KJ，1.417 查图 10-13 得1.325,故载荷系数K = KaKvKh .K =11.08 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d d1t 4 = 38.5 汇% mm = 4

14、2.35mm | K t 1.68计算模数md1 cosP42.35汉 cos14 彳 _nmn-mm = 1.79mmZ1233、按齿根弯曲强度设计由式10-17)得弯曲强度的设计公式为2 KT 1： cos 2 :* d Z12 a(1) 确定公式内各计算数值1计算载荷系数 K二KYFaYsa1aS2根据纵向重合度，=1.83，从图3计算当量齿数Z123Zv13325.20 Zv2cos P cos 144查取齿形系数由表 10-5 查得 Yfoo =2.616 YFa2 =2.1535查取应力较正系数F - Kf 一： = 1 1 .08 1.4 1.325 = 210-28查得螺旋角影

15、响系数 Y二0.88斗斗133.67cos - cos 148N2 二 4.982 10 hLh 丨- 548.5MPad1t = 38.5mmv = 1.93m sb = 38.5mmmnt = 1.62mmh = 3.645mmb/h 二 10.562.153 1.8170.01584247大齿轮的数值大。(2设计计算：K 二 2.14di = 42.35mmmn = 1.79mmK =2由表 10-5 查得Ys-j =1.591YS一.2 =1.8176由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 “E1 =500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 牡2 =380MPa7由图10-18取弯

16、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K fn1 二 fe1 0.86 500空 旦MPa =307.14MPaS1.4KFN2-FE20.91 380二F 2 MPa = 247MPa2S1.49计算大、小齿轮的Y浴 并加以比较F ,咎严16=0.01355-F 1307.14丫 Fa 2Y Sa2KTmn -32KT1Y“OS2 一： YFaYsa2Z1书fi322 2 29.54 103 0.88 cos2140.01584mm = 1.21mm!f 1X1 x 232 x 1.65对比计算结果，由

17、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1.21mm并就近圆整为标准值m 1.25mm，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 d1 = 42.35mm ,来计算应有的齿数 ，于是有：d1cos：42.35 cos14小齿轮齿数z11-32.86 取乙=33 mn1.25大齿轮齿数 z uz 5.31 33=175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

18、构紧凑，避免浪费。4、几何尺寸计算1)计算中心距(Z1 Z2)m1 (33 175) 1.25=：mm = 134.02 mm1 2cosP2K cos14将中心距圆整为135mm2)按圆整后的中心距修正螺旋角一 arccos33 175)佃二 15.63t F = 307.14MPa匕2 = 247MPa2a2 135因一：=（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z1 m12az12 汉 135 汉 33d1mm = 42.84mmcos P zi + z233 +175d2z2m1cos :2az2乙 Z22 135 17533 175mm 二

19、 227.16mm4）计算齿轮宽度b = dd1 = 1 42.84mm = 42.84mm取 B1 = 50mm， B2 = 45mm5）验算2Td12 2.954 10442.84N =1379.1NKAFt 1 1379.1-N / mm = 32.19N / mm ： 100N / mm，合适b 42.84二、低速级减速齿轮设计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，有机设书表10-8知，选用7级精度VGB10095-883）材料选择：由机设书表10-1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），

20、硬度为240HBS二者材料硬度差为 40HBS4选小齿轮齿数为Z3 =23，大齿轮齿数Z4二Z3*i2 = 23 79 = 875 ）初选螺旋角B =142、按齿面接触强度设计由设计计算公式10-21 ）进行试算，即d 3-3 2K-T2Zh ZeH1）确定公式内的各计算数值1试选载荷系数K- =1.62 计 算 小 齿 轮 传 递 的 转 矩33T2 =159.01 0.98 10 N mm =155.83 10 N * mm3由表10-7选取齿宽系数-d二14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 匚H l

21、im 3 = 600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限 二Hiim4 =550MPa ；6由式10-13计算应力循环次数N3=N2=4.982 108h N4 = N3/i2 =4.982 108 “ 3.79 =1.315 108h7由图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn3 93Khn4 =0.958计算接触疲劳许用应力mn = 1.21mmm= 1.25mmZi = 33 z2 =175ay = 135mm15.634 = 42.84mmd2 二 227.16mm取失效概率为1%安全系数S=1,得：-HH1 H2 KHN3”-Hlim3 K HN 4- H lim 4 2 一2S0.93

22、 6000.95 5502x110-30选取区域系数ZH -2.4310-26 查得；.3 =0.765 ；：.4 =0.87贝U:MPa =540.25MPa9由图10由图2）计算1试算小齿轮分度圆直径d3t，代入数值:d 3t - 32K“2U 1 ZhZe(2 汉 1.6 汉 155.83 汉1033.79+12.433 汇189.8 )/1x1.635XX3.79m540.25 丿u3=65.49 mmd 、一2计算圆周速度d 3t n 2v 二60 10003计算尺宽bb = d *d3t =1 65.49 = 65.49mm4计算尺宽与齿高比b/hd3t cos ：65.49 co

23、s14-mm = 2.76mm65.49 180.79m / s 二 0.62m /s60000模数 mnt23Z3齿高 h =2.25mnt =2.25 2.76mm =6.2imm选用斜齿圆柱齿轮传动b/h =65.49亠 6.21 =10.555 计算纵向重合度；0.318 dz3ta nl； =0.318 1 23 tan 14 =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K1.02 由表10-2查得使用系数Ka -15斜齿轮，假设 KAFt/b : 100N /mm由表 10-3 查得 KHa K Fa由表10-4查得7级精度，小齿轮

24、相对支承非对称布置式K. =1.423由 b/h=10.55，=1.423查图 10-13 得=1.335，故载荷系数K 二 KaKvKh：.Kh=1 1.02 1.4 1.423 = 2.0310-10a )得7按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式3恰=65.49 行8计算模数md3 cosP二二一ccomm = 2.98mm Z3233、按齿根弯曲强度设计由式10-17）得弯曲强度的设计公式为d3 - d3t2.03mm = 70.73mm1.670.73 cos14N3 二 4.982 108N4 =1.315 108h2KT2Y1COS21 丫尸玄丫$玄% Z；呂：* F （1

25、确定公式内的各计算数值1计算载荷系数2根据纵向重合度3计算当量齿数Z =旦v3 - COS3 14查取齿形系数由表10-5查得5查取应力较正系数由表10-5查得6由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限7由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn38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）KfN3；FE3 0.91500MPa =325MPaS1.4Kfn4 fe40.92 38014 竺 空MPa = 249.71MPa4S1.4YFaYs叫-3K = KaKvKf-.Kf =11.021.4 1.335 = 1.91；： =1.83，从图1

26、0-28查得螺旋角影响系数 Y二0.88L- J - 540.25MPa2325.18 Zv4cos314cos 二 coS =95.24Yf：.3 =2.616 Y.4 =2.190Ys：3 =591Ys：4 =785；fe3 = 500MPa；fe4 =380MPa= 0.91 Kfn4 =0.92d3t 二 65.49mmv = 0.62m/sb 二 65.49mm9计算大、小齿轮的平 亍并加以比较F沧匕 2&6=。.。辭*-F 3325/19785 7015655丫 Fa 4丫Sa4tF 4249.71大齿轮的数值大（2设计计算：h = 6.21mm2KT2Y2OS2 一：孑玄丫$玄,

27、 諾厂-F 1(32 Q2 1.91 155.83 100.88 cos 141232 x 1.6350.015655mm = 2.07mm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 2.07mm并就近圆整为标准值m 2.5mm,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d70.73mm，来计算应有齿数，于是有:小齿轮齿数Z3d3 cos Bmn70.73 cos142.5取 Z3

28、= 27K = 2.03d3 = 70.73mma2(Z3 - Z4)m22cos :(27 102) 25mm= 166.24mm2 cos14min 二 2.98mm将中心距圆整为166mm(2按圆整后的中心距修正螺旋角R(Z3 +Z4)m2 (27 +102)汉 2.5-二 arccos13.742a2166因1=(820)值改变不多，故 ：、K -：、(3计算大、小齿轮的分度圆直径z3m22az32 =166x27d3- -mm 二 69.49mmcos PZ3 +Z427+102Zh等不必修正d4Z4m2cos :2az4Z3 Z42 166 102 mm= 262.51mm2710

29、2大齿轮齿数 z4 二 uz3 =3.79 27 = 102.33取 z4 =102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(4计算齿轮宽度b 二 dd3 =1 69.49mm = 69.49mm 取 B 75mm , B2 = 70mm(5验算N =4406.33Nl 2T22 155.83 103Ftd370.73KaRb1 4406.3370.73N / mm 二 62.30 N / mm ： 100N / mm，合适第三部分轴的设计一高速轴的设计1、选择轴的材料由于减速器传递的功率不大，其重量无

30、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 KAf，选用40Cr调质钢，查机设书P370表15-3，得A。=106I3 033 二 325MPa=249.71MPad 畠 106 汉=15.55mm 丫 960在第一部分中已经选用的电机丫132M1-6,D=3&查指导书 P128,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：12345672）、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

31、L =82mm，半联轴器 与轴配合的毂孔长度 J =60mm，为了保证轴肩对半联轴器的可靠定位，故选择 Lj = 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 dxDx B =35mm汇62mmx15mm，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=50m

32、m， d6=35mm， L5 = 32mm3）、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H7，滚动轴承与轴的周向定位采用过度配合保证，选轴的直径尺寸公差k6m64）、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 =42.84mmd12 29.54 10342.84N =1379.08NFr1Fa1_ Ft tan 201379.08 tan

33、 20cos Bcos15.63二 Ft tan 1 =1379.08 tan 15.63 NN =521.23N= 385.82N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 T3 =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：m2 = 2.5mmZ3 = 27z4 二 102 a2 二 166 mm二 13.74d3 二 6

34、9.49mmd4 二 262.51mmF t13F NH 1137908 36N P10.67Nl2 l3126.9 36.9FnH 21379.8 126你1068.41 N126.9 36.9M H1 = FNH1l2 = 310.67 126.9N mm=39.42N mM H2 = Fnh2l3 =1068.41 36.9N *mm =39.42N * mMaFaeD 385.82 42.84N mm 二 8.26 N mF NV1FMl3 Mal2 l3521.23 磁 8.26 10=167.85126.9 36.9FNV2l2 l352123 126-826 103 N P53.

35、38N126.9 36.9B? = 70mmdmin=30mmLi = 58mm选用角接触球轴承7007ACd3 二 35mmL3 = 14mmd4 40mm载荷水平面H垂直面V支持力FFNH1 =310.67NFnh2 =1068.41NFNV1 =167.85NFnV2 = 353.38N弯矩MM H =39.42N mM V1 = 21.3N mMV2 =13.04N m总弯矩M1 =44.81N m M 2 =41.52N m扭矩T =29.54N *mM2 二.Mv22 M H22 二 13.042 39.422N = 41.52 NT =29.54NL4 = 106mm d2 =

36、32 mmL2 = 50 mm d6 二 35mmL5 = 32mm 公差m6倒角1.6 45Ft1 = 1379.08NFn = 521 .23 NFa1 = 385.82NM12（：T）2 _- W _,3nd3其中W0.1d332前面以选定轴的材料为-70MPa，因此,44.81(0.6 29.54)MPa = 6.87MPa0.1 42.84340Cr钢 调质），查机设书P362表15-1，%a ： 故安全得:Mvi 二 Fnv*2 =167.85 126.9N mm = 21 3N *mMv2 二 Fnv23 二 353.38 36.9N mm 二 1304N mM1 MV12 MH

37、12 = 21.32 39.422N =44.81N6）、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15-5）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a =0.6,轴的计算应力（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 =0.1d 3 = 0.1 403mm3 = 6400mm3抗扭截面系数WT =0.2d3 = 0.2 403mm3 = 12800mm3截面左侧的弯矩M为

38、：126.9 -25126.9-25M =M1N=44.81 -N m 一 35.98N m1126.9126.9截面上的扭矩T为：T =T, =29.54N *m截面上的弯曲应力：弔35.98 103MPa =5.62MPaW6400截面上的扭转应力：t二工 29.54 103MPa =2.31MPaWT12800轴的材料为40Cr钢，调质处理，由机设书 P362表15-1查得：ob = 735MPa (Tj = 355MPa 1 = 155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数：上及按机设书P40附表3-2查取因匸二丄=0.025 D二284 =1.23经插入后得：d 40d 40a

39、。= 2.23 :二 2.02又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为q。二0.78 q =0.80比 k十 1 q/a。-1)=10.78 (223-1)=196贝k厂 1 +qT a1) =1+0.80汉(2.021) =1.82由附图3-2的尺寸系数0.77由附图3-3的扭转尺寸系数.=0.86轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量二&二0.95轴未经表面强化处理，即1q =1，贝U按式3-12及3-14b得综合系数为：Ko上丄十空丄,2.600.770.95(T二旦丄十2.170860.95合金钢的特性系数:0.20.3取賈丁 = 0.2一 01 0.15 取 =0.1则可计算安全系数Sea

40、3552.6 4.300.2 0= 31.751552.17 1.8520.1 1.85 2= 73.82cSoSt31.75X73.82廿宀人Seat 22-=29.17S =1.5，故可知其安全心+St31.75 +73.828)、轴承寿命的校核1已知轴承的预计寿命 L=2 X 8X 300X 10=48000h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 = 167.852310.672 =560.97NFr2 二.FNV22 - FNH22 = 353.382 1068.412 = 1125.33N3求

41、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 =0.68Fn =0.68 560.97N =381.46NFnh 1 = 310.67 NFnh 2 - 1068.41 NM H1 =39.42NM H2 二 39.42NMa =8.26N *mFnv1 二 167.85NFnV2 二 353.38NM V1 = 21.3N * mM V2 二 13.04N mM 44.81 N *mM 2 二 41.52N mT 二 29.54 N* mFd2 = 0.68Fr2 =0.68 1125.33N = 765.22N于是轴向力为

42、：Fa1 =Fae Fd1 = 385.82 381.46N = 764.28NFa2 =Fd2 =765.22 N4当量动载荷P因 e=Fa1 = 7648=1.36eFa1=2652=0.68Fr1560.97Fr2 1125.33由表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数为：轴承 1X1 =0.41 =0.87轴承 2 X2 =1丫2 =0因轴承运转中有轻微冲击载荷，故按表 13-6取fp =1.2，贝U：P =1.2x(0.41x560.97 + 0.87x764.28)N =1073.91NP2 二 fP(X2Fr2 Y2Fa2) =1.2 (1 1125.33 0 765.22)N

43、=1350.40N5验算轴承寿命因P WP2，所以按轴承2的受力大小来验算，贝U:19000 i h = 48356h 48000h106 fcp 106x氐a 二 687 MPaLh = 60n f 丿 60x960 1350.40 J 所以所选轴承寿命符合要求，确定角接触球轴承7007AC选用键的系列b h l =10 8 50T 29.54N2键、轴和联轴器的材料都是钢，由表 6-2查得许用挤压应力% 100 -120MPa，取 100MPa，键的工作长度 L =1 -b=40mm，键的 接触高度k = 0.5h 4mm，由式6-1得：2T 乂 1032 乂 29 54 汇103p 二二

44、.MPa =12.31MPa ：110MPa，所以合适P kLd4 40 30二中速轴的设计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Ao =110，于是根据公式d A。3 ；有3 44d -110 3 mm =26.98mm 选定 dmin = 40mm 233.063、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:og11mp94iiGJL=37L=77- . Lf47 .39.523456根据dmin = 40mm ,选用角接触球轴承7208AC尺寸d汉D x B =40x 80汉18 得dd40mmmnn为了使齿轮3便于安装，故取d42mm ,轴承第三段 起轴向定位作用，故d50mm，第四段装齿轮2,直径d42mm2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 -4 - 9.5mm，Sca =29.17L = 48000hFr1 = 560.97NFr2 = 1125.33NLi = 34mm， L5 = 39.5mm3）轴上零件的周向定位齿轮