带式输送机传动装置设计说明书课程设计

1、题 目：机械设计课程设计学生姓名： 郭积成 学号：且所在院（系）：机电学院专业：飞行器制造工程班级：班011001指导教师：任务书2摘要3第一部份传动装置的整体设计第二部份传动零件的设计计算7第三部份轴的设计15第四部份润滑油及润滑方式的选择27第五部份密封及密封的选择27第六部份箱体要紧尺寸及数据27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乂动脑，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力。2、课程设

2、计的内容和要求传动装置简图：1）题目条件传动简图如图1-1所示，设计参数如下表工作条件：连续单向运转，工作时有 轻微振动，使用期为十年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机 工作轴允许误差为±5。带输送机的输送效率为o2）设计原始数据见下表运输带速度v/（m/s）S运输带工作拉力 F/KN卷筒直径D/mm3903）要求：完成传动装置的设计计算。完成各类零件的设计、选择计算。认真计算和制图，保证计算正确和图纸质量。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机械设计手册指导教师日期年 月 日教研室意见:年 月日学生（签字）:摘要机械设计课程设计是在完成机械设

3、计课程学习后，一次重要的实践 性教学环节。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，也是对机械设计课程的全面温习和实践。其目的是培育理论联系 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。依照题目要求 和机械设计的特点作者做了以下几个方面的工作：决定传动装置的整 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 零件和轴的设计计算，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信，绘制装配图

4、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结果确定传动方案： 减速器的类型为 二级展开式直齿 圆柱齿轮减速器计算及说明第一部分 传动装置的总体设计一、传动方案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 ±5%o2、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

5、, Y型2、选择电动机的容量山电动机至运输带的传动总效率为：% = *；*；* * 1（7、%、3、%、分别是联轴器、轴承、齿轮、传动卷筒、链条的传动效率）分别取 7 二、/ 二、3 二、=、7 =n = 0.99 x 0.984 x 0.992 x 0.96 x 0. 96 = 0.808所以looo *2200 x 1. 31000 x 0.808=3. 54P. = 3. 54AT aF. = 2.860,尸/VP = = 2. 86A7F/10003、确定电动机的转速：卷筒轴的工作转速为601000/60 x 1000 x 1. 3” / n = = = bo. o9 2/minjt

6、*D冗 x 390n=min按指导书表一，查二级圆柱齿轮减速器的传动比，=840,故电动机转速的可选范围nd = i2*n = <8'40；*63. 69 = 6509. 522547. 6； r/min ,符合这一范围的同步转速有 750、1000、 1500r/min.选电动机型号查得型号Y112M-4,封闭式三相异步电动机参数如下：额定功率：4KW满载转速：1440r/min同步转速：1500r/min三、确定传动装置的总传动比和分配传动比1、总传动比 = = 22.61n 63.692、分配传动装置传动比取联轴器传动比，链传动比为2由公式4 * 0. 5 = 2； * 4

7、2； = 1. 44 求得公=3. 98、4 = 2.84四、计算传动装置的运动和动力参数1、计算各轴转速选用YU2M-4 封闭式三相异 步电动机轴 14 = 1440 r/min轴 2/?.= = 1 r/min = 361. 81 r/min- i； 3.98轴 3% =三='I r/min = 127. 40 r/min工 2.842、计算各轴输入功率轴 1=*=4x0. 99 =3. 96W轴 22 = * % 水怯=3. 96 x 0.98 x 0. 994/=3. 84*/=1140j- / min2 = 361.81r / minn3 = 127. 40j* / minP

8、、=3. 96"'g=3. 848储2= 3 73肪轴 3P& = P, H = 3. 84 x 0.98 x 0. 97KH'=3. 73A7f卷筒轴 P = P& * % * n = 3. 73 X 0. 98 X 0. 96&T = 3. 51A7f3、计算各轴输入转矩电动机输出转矩 Td = 9550 x= 9550 x主"N 0=23. 48N m414401-3轴的输入转矩轴 14 =北 水 7=23.48 X 0. 99N 0 = 23. 25N m轴24=4* 2 *4 * A = 23. 25 x 0. 98 x 0

9、. 99 x 3. 98.V r = 89. 7&V m轴 34=0 冰么* 么 *= 89. 78 x 0. 98 x 0. 99 x 2. 84A. 卬=222. 13.V m卷筒轴输入转矩4 = 4 率2 * * 2 = 222. 13 x 0. 98 x 0. 96 x 2N m = 417. 96N m1-3轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率 运动和动力参数计算结果整理与下项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III滚筒轴IV转速(r/min)14401440功率(kW)4转矩(N m)传动比112效率1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

10、、精度等级、材料及齿数1）选用斜齿圆柱齿轮传动柱齿轮传动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（GB10095-88）3）材料选择：有机设书表10T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=23,大齿轮齿数Z, =Z*z = 23x5.31 = 1221X12、按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-21）进行试算，即心2%叵巨西 幻 MJ（D确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt =1.32）计算小齿轮传递的转矩 £ = 30.14x

11、0.98x 103 = 29.54x 1 mm3）由表10-7选取齿宽系数 %= 14）由表10-6查得材料的弹性影响系数 Z£ = 189.8M& %5）由图10-21d按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳强度极限= 60QV/P4；大齿轮的接触疲劳强度极限b.2 = 55cMp 4 ；6）由式10-13计算应力循环次数A；=佻nJh = 60 x 1440 x 1 x （2 x 8 x 300 x 10） = 4. 15 x 109AA； = Nji、= 4. 15 x 109 4- 3. 98 = 1. 04 x 10s/?7）由图10-19查得接触疲劳寿命系数 &

12、 = 0. 88% = 0. 928）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=l,得：L = 0.88 X 600 = 528MP”=0.92x550 = 506M&cTn = min tr|i1,crH2 = 506MP”9）由图10-30选取区域系数2夕=2.5（2）计算i）试算小齿轮分度圆直径4,代入数值:N、= 4. 15 x 1()9 方N. = 1. 04 x 10sh 一a,H = 506.1%2)计算圆周速度vd” 三 2. 321.3 x 23. 48 x IO3 4. 98 （189.8 V3. 98506.=乃4M60 x 1000，乂40.64乂 空0

13、 卬/s = 3. 06 mis 600003)计算尺宽bb =风* A = 1 x 40. &l/nm = 40. 64m4）计算尺宽与齿高比b/h模数勿=%=丝出.695 024齿高h = 2. 25s = 2. 25 x 1. 69nm = 3. 8025mdlz = 40. 64mv = 3. 06 m/sb = 40. 61 mm卬=1.69 mmh = 3. 8025/zza?6 /方=10. 69b / h = 40. 64 + 3. 8025 = 10. 695）计算载荷系数根据y=3.06r/s, 7级精度，由图10-8 (机设书)查得动载系数A； = 1. 1由表1

14、0-2查得使用系数长A=1由表10-3查得鼠=KFa =1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=，K£ =1.417查图10-13得K即=L 48,故载荷系数K = 1. 5587d、= 43. 17mm卬=1. 8QmmK = KAKVKHC(K=1x 1. 1x1x 1. 417 = 1. 55874 = 4r=40. 64 x 5咨=43. 17 1. 37)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，山式(10-10a)得8)计算模数m443.17, “m = = mm = Y. oOzzw;E 243、按齿根弯曲强度设计 由式(10-

15、17)得弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内各计算数值确定计算参数：1）由图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限的 =500陷加;大齿轮的弯曲疲劳强度极限 =380珈2）由图10T8取弯曲疲劳寿命系数K=0.88 KFN, =0.933）计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S = 1.4 ,由式10-12得:Kfni x bfeJ S = 30357Mpa(7f2= K.N2 x <tF£2 / S = 252.43Mpa4）查取齿型系数和应力校正系数由表 105 查得 YFai = 2.850; %2=2475由表 10 5 查得%|=1.540; 2=1.7985）计算大、小

16、齿轮的钙l并加以比较午牛 二 255x1.54 = 0 ° 1456|or I. 303.57大齿轮的数值大。6)计算载荷系数K = KAKvKFaKFfi = 1x1.1x1x1.48 = 1.628卜尸 1 = 303. 3MPab/.=247MPazz? = 1. 30mm8）设计计算=1. 5nsn=29=116=llOznw=43. 31nm=174mm"72 x 1,5587 x 26, 26 xl00<Q1541 X 242 X 1最终结果：/产(2)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

17、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并就近圆整为标准值%=1.5m,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 =43. 17即，来计算应有的齿数，于是有：小齿轮齿数Z=4=8=28. 78 取21=29卬 L 5大齿轮齿数3=3. 984=3. 98 x 29 = 116这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，乂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 + z)m.(28 + 116) x 1. 5a.=-=mm = 108.

18、ibnsn22将中心距圆整为110mm(3)计算大、小齿轮的分度圆直径d、= z1ml = 43. 5m4=z 皿=174 m(4)计算齿轮宽度b =由4 = 1 x 43. 5m = 43. 5znw取 3i=5O?，纥=44mm(5)验算月=2=1050. 4N人''=1 * 1°5° 1 n i nsn = 21;Vr / nsn < 100Ar / mm ,合适 b 50二、低速级减速齿轮设计选用直齿圆柱齿轮传动1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动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（

19、GB10095-88）3）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），硬度为240HBS。二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数为4 = 24 ,大齿轮齿数4=Z3 * L = 24 x 2. 84 = 682、按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-21）进行试算，即37 7Tz 1 ，取 D（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数跖=1.32）计算小齿轮传递的转矩北=89. 73 x IO?* 皿3）由表10-7选取齿宽系数 %= 14）由表10-6查得材料的弹性影响系数 Z£ = 189.8M4 %

20、5）由图10-21d按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳强度极限为nm3 = 60QM4 ：大齿轮的接触疲劳强度极限bm1m4 =55QW&：Ar3 = 1. 04 x 109 hAr, = 3. 67 x 10s h6）由式10-13计算应力循环次数A； = Nn = 1. 042 x 1（）9 方N = V / 4 = 10. 42 x 108 + 2. 84 = 3. 67 x 10s/? w匕7）由图10-19查得接触疲劳寿命系数= 1. 86 Kn = 0. 928）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=l,得：<TH1=0.86x600 = 516MPrz%

21、b=0.92 x 550 = 506M&<TH = min % ,crH2 = 506MP"9）由图10-30选取区域系数Zh =2.5（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径小,，代入数值：三 2.321.3 x 89. 73 x IO3 3. 8412.84189.8、< 506 ;d3t = 65. 19m2）计算圆周速度v九d？nc7t x 65. 19 x 361.81/./v =-=m / s = 1. 23m / s60 x 1000600003）计算尺宽bb =弧 * d3t = 1 x 65. 19 = 65. 19m4）计算尺宽与齿高比b/h模数 m

22、 = - = 65，I，mm = 2. 72mm z3 24齿高 h = 2. 25% = 2. 25 x 2. 72mm = 6. 19/anb / h = 65. 19 + 6 19 = 10. 536）计算载荷系数根据i/ = L23r/s, 7级精度，由图10-8 （机设书）查得动载系数除=1.02由表10-2查得使用系数K. =15由表10-3查得出=KFa =1由表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置式 K/跖=1.423由b/h=，K期=1.423查图10-13得K“= 1.335,故载荷系数K = KaKvKK郃=1 x 1. 02 x 1 x 1. 423 = 1.

23、 457)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，山式(10-10a)得v = 1. 23m / sh = 6. 19mmd3 = 67. 60mm, = 2. 82zziz?8)计算模数mdz67.60门 cc= = mm = 2. 82mm为 243、按齿根弯曲强度设计由式(10-17)得弯曲强度的设计公式为由式(1017)1）确定计算参数（1）由图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限前=500的%；大齿轮的弯曲疲劳强度极限crF2 = 380Mpa(2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数所心=087金”=。.91计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数S = L4,由式10-12得K印x<

24、;rF£I /S-(4)查取齿型系数和应力校正系数2）设计计算由表 105 查得=2.650; K . =2.180由表 10 5 查得Q=L58O;匕2=1.790(5)计算大、小齿轮的咨 并加以比较LvT孕孕二 2.65x1.58=00348。)1310.7丫3丫%2THT=2. 18 x L，9=0.0580247=1.45大齿轮的数值大。（6）计算载荷系数K = K.KyKK = 1 x 1. 02 x 1 x 1. 423 = 1. 45bm c = 2nsn zz = 34%=972 = 131m 一= 68/Z37?dq = 194/2377B =75nimB2 = 6

25、8mm> 3 2 x 1 45 x 89 73 x 103 n A1 conm 三，O. 01580 二V 1 x 242 x 1最终结果：m二对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于山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并就近圆整为标准值弘=2m,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 一径必=67.605，来计算应有齿数，于是有：小齿轮齿数zz =乜=.义）=33. 8 取4=34 m 2大齿轮齿数 z,1

26、= 2. 84% = 34 X 2. 84 = 96. 56 取 为=97这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，乂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（ + z,1）m（34 + 97） X 2d = = mm = 131/nm22计算大、小齿轮的分度圆直径dz = zzm2 = 68md、= z.nic = 194 m(4)计算齿轮宽度b = 猴4 = 1 x 68m = 68/zzz? 取 用 =75/"？ , Bz = 68zzaw (5)验算= 4406. 33N4 =62. 30Ar / mm < 100Ar

27、/ 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，其重量无特殊要求故选择和小齿轮一样的材料40Cr钢,调质 处理.=28mm2、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：”> 选用40Cr调质钢，查机设书P370表15-3,得=1。6d > 106 x ' . = 14. 85/nm 1440在第一部分中已经选用的选用Yll2M-4封闭式三相异步电动机D二28mm o查指导书P175,选用联轴器LX2,故& =28卬。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

28、下方案：d、= 28mk = 34mm选用深沟球 轴承6007d, = 32jnmL = 601nm4 = 35mm(2)、各轴的直径和长度1)、联轴器采用轴肩定位4 = 28nsn,半联轴器与轴配合的毂孔长度4 = 38即，为了保证轴肩对半联轴器的可靠定位，故选择'=341nm2)、初步确定深沟球轴承根据初选直径&二32,故选用深沟球轴6007： d x D * B = 35/qot x 62mm x 14颂, 故 d3 = 3 5tn m,= 14/z?3)、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 c/4=4O7, Z,j = 105

29、m4)轴肩固定轴承，直径为D6=40mm, L6=4。d2 =327”"?，L2 = 60zzkz , & = 45m, Z5= 52m5)此处同样为轴承，所以取或=35皿，Z6= 14/2277(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型平键连接，4 =285=34即，查机设书P143表14-26选用键为8 xAxZ = 8x7x 20侬，半联轴器与轴的配合为"，滚动轴承与轴的 k6周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1.6x45。，各轴肩出圆角半径见轴的零件图(5

30、)、求轴上的载荷小齿轮分度圆直径d、= 43. 5加27；2 x 23. 25 x 103二】='=N = 1068. 97N1 d、43.5& = £ x tan 20° = 389. 07N= 14 “7dA =4伽?A = 105m& = 45mmZ5= 52/nmd, = 35nsn oL = 14 5 o公差n6倒角2x45。= 1068. 97N£ = 389. 07N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。因此，作为 简支梁的轴的支承跨距为2+；3 = 145 + 44 = 189m,根据轴的计算简图作

31、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，计算该截而出的力 与矩：一 F3 一1068. 97 x 44189=248. 862F.2线=呼登"N = 82。MMx = FyL = 248. 86 x 145A m = 36. 08.V m n I.vt1 ；加旷=F*工 =820. 11 x 44'V /aw = 36. 02V m n j-V7 - o=FJ4+4389. 07 x 44189N = 90. 58NFyv?FJ4 +13389 . 07 x 145189N = 298. 49ArMVI = FyyL = 90. 58 x

32、 145A” /aw = 13. 13,V mMvn = F、v3 = 298. 49 x 44A, mn = 13. 13A- mMl = Jk； + * = V36. 082 + 13. 132Ar 勿=38. 39Ar mM2 = 1均；+ /； = 713. 132 + 36. 022Ar r = 38. 33N mFW1 = 248. 86ArVI 1%” = 820. 1LVMh = 36. 08MH2 = 36. 02F、v=90. 58ArF、v2 = 298. 49Ar%i = 13. LV mMvz 13. LV m虬=38. 4Ar mMe = 38. 3Ar m 一T

33、= 29.54N7T = 7 =29.54N 机载荷水平面H垂直面V支持力Fr田 1 = 248. 86N尸、=820. 1LV.VJ4Fm = 90. 58N % = 298. 49N弯矩MM八=36. 08N mMH2 = 36. 02N mM，i = 13. 13Ar m%今=13. 13Ar m总弯矩= 38. 39N mM. = 38. 33N m*扭矩T = 23. 25N m=5. 0L（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（15-5） 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。二,轴的计算应力

34、折 + （，=叵 39（0.6 x 23. 25）：、叱幽=5,V0.1 x 43. 53其中卬=也比0.1”332前面以选定轴的材料为40Cr钢（调质），查机设书P362表15-1,得：卜/ = 7。暇2，因此故安全。（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.W3 = 0.1 x 353加3 = 42g7. 553抗扭截面系数% = 0. 叼3 = 0. 2 x 35?/加3 = 8575m3截面左侧的弯矩”为：M = M. x 1

35、 " " N 2/7 = 38. 39 x 1八 一 "N 卬=34. 68N m 1145145截面上的扭矩T为：7 =23. 25N m截面上的弯曲应力：4=凹=3 L6S10：腮=8. 09.人公 W 4287.5截面上的扭转应力：rr = = 23工25”01.=2. UMPa WT 8575轴的材料为40Cr钢,调质处理，由机设书P362表15T查得:oR = 73与W8a，1 = 355MP“r_, = 155必匕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查取因二=工=0.0285- = = 1,77 经插入后得：d 35d 35

36、cxa = 2.23 aT = 2.02乂由附图3-1可得轴的材料敏性系数为 %=0.78 qT =0.80hIII 勺=1 + -U = l + 0.78x(2.23-U = 1.96 则：kT =1 + qT(at-1)=1 + 0,80x(2.02-1) = 1.82由附图3-2的尺寸系数% =077由附图3-3的扭转尺寸系数er = 0.86轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量 乩=瓦=0.95轴未经表面强化处理，即4=1,则按式3-12及3-14b得综合系数为：=- + -1 = + -1 = 2.60° £_ 6_0,77 0.95Kt =- + -1 = +

37、- -1 = 2.17 q A 0.86 0.95鼠=31. 75合金钢的特性系数七=0.20.3取% =0.2%=0.10.15 取外=0.1 则可计算安全系数s = 31,75 K. +(paom 2.6x4.30+0.2x0L = 48000/?Fc = 250. 60Ar% = 872. 74NS =zl= = 73 82'- KrQ+* - 2.17x175 +2 +0.1x1.85 +2 一 一S. = 31.75x73.82 = 29. * » s = 1.5 ,故可知其安全S+S； V31.752 +73.822(8)、轴承寿命的校核1)已知轴承的预计寿命L=

38、2X8X300X10=48000h由所选轴承系6007,查指导书P150表知额定动教荷O2)求两轴承受到的径向载荷C1 =业: + 曦 =V248. 862 + 90. 582 = 250. 60N% =g； + 嚷 =V820. 11: + 298. 492 = 872. 74N3)求两轴承的计算轴向力4）当量动载荷P因轴承运转中有轻微冲击载荷，故按表13-6取（=1.2,则:P、= fpF- = 1.2 x 1 x 250. 60 = 300. INPz = H = 1.2 X 872. 74 = 1047. 3Ar5）验算轴承寿命因84外，所以按轴承2的受力大小来验算，则:"黑

39、）3663小48。方所以所选轴承寿命符合要求，确定深沟球轴承6007（9）、键的校核联轴器与轴：1）选用键的系列 b x h x 1 = 8x7x20 T = 23. 25N2）键、轴和联轴器的材料都是钢，山表6-2查得许用挤压应力匕=100-12。“，取匕J=10Q“a,键的工作长度£ = 1 一 b = 12画，键的接触高度A = 0.5/1 = 3.3mm,由式6-1 得:2T x 1032 x 23. 25 x 103kLd3. 5 x 12 x 28MPa = 39. 54 MPa < 110.W% ,所以合适L八=103663b x h x1 = 8x7x 20。p

40、 = 39. 54J虑< UQJIPa二中间轴的设计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4 = 11。，于是根据公式”之3.84</ > 110 x - V 361.81mm = 24.172«»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:da选用深沟触球 轴承60074=4= 355d. = 45/Z2W Z2 = 73mm 4 = 43 的Lz = 23mm k = 41/zaffZ5 = 38am 第二段键 b x h x 1 = 14 x !X 63第四段键b x

41、h x 1 = 12 x 8 x 36倒角2 x 45° 圆角半径为 1mm（2）各轴的直径和长度1）根据d=34m ,选用深沟球轴承6007,尺寸d x Z? x = 35 x 62 x 14得& = 4 = 35幽mm,为了使齿轮3便于安装，故取，=45皿，轴承第三段起轴向定位作用，故& = 55m,第四段装齿轮2,直径4 = 43m2）第二段和第四段是装齿轮的，为了便于安装，L2和L1都要比齿轮三和齿轮二的齿宽略 小所以4=73nsn, L、= 435，由指导书得Z3 = 235，=41 沏 » Z5 = 38 的（3）轴上零件的周向定位齿轮的周向定位

42、都采用普通平键连接，根据成=45mm , L = 73mm ,查表6T得第二 1段键的尺寸为6 xAx； = 14x9x 63/2277 ,同理可得第四段键的尺寸为xAx；=12x8x36,滚动轴承与轴采用过度配合来保证，选用直径尺寸公差n6（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2 x 45。，各轴肩出圆角半径为1mm（6中间轴校核略。（7）键的校核小齿轮：1）选用键的系列 b x h x = 12 x8x 36 7' = 159.O1/V2）键、轴和联轴器的材料都是钢，由表6

43、-2查得许用挤压应力%=100-12CkWPa,取bpJ=llQWPa,键的工作长度Z = 1 一 b = 24的;，键的接触高度 =0.54=，由式6-1 得：27 x 1032 x 89. 73x103所、“、壬o = = MPa = 41. 54,俏 < 110劭% ,所以合适' kLd 4 x 24 x 45大齿轮：1）选用键的系列 b x h x 1 = 12mm x 8/nm x 36mm T = 89. 7312）键、轴和联轴器的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力&/=100-120WPa,取ap=WOMPa,键的工作长度£ = 1 一 b =

44、 24的?，键的接触高度 =0.5/? = 4，由式6-1 得：27 x 103kLd2 x 89. 73 x 小4 x 28 x 40MPa = 40. 06必% < 110劭% ,所以合适2%皿=25. 3小127.4选定4坨=28m=28znw三低速轴的设计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4 =108,于是根据公式£有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:4 = 28mm OZ, = 34 znro o深沟球轴承 6007d、= d、= 35md2 = 45 M4 = 50zzm

45、初选联轴器LX3,初定轴的最小直径dm1n = 285（2）各轴的直径和长度1）联轴器采用轴肩定位& =28m,为了保证半联轴器轴向的可靠定位，故取Z, = 34m D2）初步确定滚动轴承因轴承受径向力和轴向力作用大，转速较小，载荷大，故选用深沟球轴承6007, d x D x B = 35画1 x 62mm x 14moi，故& = d、= 35zoro ,为 了便于齿轮安装& = 45胸，为了使齿轮有较好的轴向定位，取a = 50m, 4 = 31m轴承6 = 14胸,为了便于安装，L、= 42由，其他长度由轴1和轴2的计算方法求得 L、= 425,L = 66的,

46、Z3 = 78m, Z5 = 50的，3）轴上零件的周向定位齿轮的周向定位采用普通A型平键连接，根据乙选择轴上的键为 b x h X 1 = 18幽x 11侬x 631nm ,半联轴器的周向定位采用普通C型平键连接，根据 4 =50/= 82/选择轴上键为。x" / = 16nlm x 0nun x70mm ,滚动轴承与轴采用过度 配合来保证，直径公差n6：4）轴上零件的轴向定位轴承采用凸缘式端盖和挡油环来定位，齿轮轴向定位则采用轴肩与挡油环定位5）确定轴向圆角和倒角尺寸参照表，去轴端倒角2.0x45。，各轴肩处圆角半径为1mm。（6）求轴上的载荷1）求轴上的力已知乙=2. 74A7

47、f, n3 = 47. 77 r/min , I3 = 222. 13N m& = 31/zaw L、= 42mmLc = 66zzkz?Z3 = 78mm4 = 42mmZ5 = 50mm直径公差n6轴端倒角2.0x45。轴肩处圆角半径为1mm27CT =2 x 222. 13 x 10345N = 9872. 44V凰=Ftx tan 20° = 3593. 27N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，分别计算两截面处的力与矩：9872 . 44 x 12654 + 126N = 6910. 708N=品=生

48、63;厂2961皿¥%4 = Fvk = 6910 . 708 x 54N m = 373. 17.V m% = 9872. 44N产门=3593. 27N= 6910. 70N尸5 = 2961. INVI 3MH4 = 373.V e m= 373. 17;VFw = 2515. 2NF、v5 = 1077. 98N= 13. 5.V mM节=135.V mM = 380.V mM. = 396A* mT = 222N m= 2961. 73 x 1263, mtn = 373. 17N m尸恒=与幺=3；。93.27 ”26=2515, 2N,wi4 + 12180尸惟=2L

49、=*93 27 x 54 4,=W77 981；vM5L + L180XMMV4 = F、）"1 = 251. 2 x 54A' s = 13. 56.V mM节= 1077. 981 x 126-V mm = -135. 30.V m.% = J%； + My： = <13. 562 + 373. 172AT m = 380N mM. = 3%； + Mq； = <135. 302 + 373. 172Ar - m = 396N mT = 222. 13.N e m载荷水平面H垂直面V支持力F= 6910. 708N七5=2961. 732N VJ。Fws =

50、2515. 2NFAV5 = 1077. 98lAr弯矩MMh = 373. 17N mMva = 13. 56N m MV5 = 135. 30N 总弯矩讯=380N m= 396N m扭矩T = 222. 13N m=45. 85劭%（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a=，轴的计算 应力=正 + （- =J396- + （0. 6 x 222. 13）- 义班,展=45. 85回W0. 1 X 453其中 W =» O.k/'

51、32=7553N=3n5N前面已选定轴的材料为40Cr钢（调质），查机设书P362表15-1,得：6_=70知勺，因此巴故安全。（7）验算轴承寿命1）已知轴承的预计寿命L=2X8X300X10=48000h由所选轴承系6007,查指导书P150表知额定动载荷C=2）求两轴承受到的径向载荷匕 = J%； + F、J = V6910.7082 + 2515. 22 = 7353*FrZ = g； + F/ = 2961. 7322 + 1077. 9812 = 3115A,3）求两轴承的计算轴向力七二七二04）当量动载荷P因轴承运转中有轻微冲击载荷，故按表13-6取以=1.2,则：P、= fpF" = 1.2 x 1 x 7353 = 8823NP2 = fPX2Fr2 = 3115 x 1.2 = 3738Ar5）验算轴承寿命因125，所以按轴承1的受力大小来验算，则：史四二 心 （19000? = 533。方 > 48。方 60A P 60 x 127.408823 ）所以所选轴承寿命符合要求，确定深沟球轴