带式输送机传动装置机械设计课程设计说明书

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式输送机的传动装置机械设计与其自动化专业2013 年七月十一号 西北工业大学一题目 3二运动参数计算 4电动机选择 4传动比选择 5传动参数的计算 6（1）各轴的转速 n(r/min)的确定 6（2）各轴的输入功率（KW）6（3）各轴的输入扭矩（Nm）6（4）根据以上的数据整理得下表：7三、传动零件设计 7 . . . 2 / 36高速级齿轮传动计算 7.选定齿轮的类型、材料与齿数，精度等级 7.按齿面接触强度设计 8.按齿根弯曲强度设计 9.几何尺寸计算 11.低速级齿轮传动计算 11.选定齿轮的类型、材料与齿数，精度等级 11.按齿面接触强度设计 12

2、.按齿根弯曲强度设计 13.几何尺寸计算 15四、链传动计算 15五、联轴器的选择 16六、轴的设计 17估算最小直径 17初选轴承：18轴的设计 18.高速轴一的设计：18（1）高速轴一的结构设计：18（2）高速轴一的校核 19（3）高速轴一的轴承寿命校核：22（4）高速轴一上的键的设计与校核:22.中间轴二的设计：23（1）中间轴二的结构设计：23（2） 中间轴二的强度校核 24（3）中间轴二的轴承寿命校核：27（4）中间轴二上的键的设计与校核:27.低速轴的三设计：28（1）低速轴三的结构设计：28 . . . 3 / 36（2） 低速轴三的强度校核 29（3）低速轴三的轴承寿命校核：3

3、1（4）低速轴三上的键的设计与校核:31七减速箱的设计 32八、减速器的附件选择与说明 34一一 题目题目（1）设计一个带式输送机传动用的二级圆柱齿轮展开式减速器。其工作条件为：连续单向运转，工作室有轻微的震动，使用期为十年（每年三百个工作日） ，小批量生产，两班制，输送机工作轴转速允许的误差为5%。带式输送机的传动效率为 0.96.（2）传动简图如下图所示： . . . 4 / 36图一.带式输送机简图1 为电动机，2 为联轴器，为减速器，4 为高速级齿轮传动，5 为低速级齿轮传动，6 为链传动，7 为输送机滚筒辅助件有:观察孔盖，油标和油尺，放油孔和螺塞，通气器，吊耳和吊钩，定位销，启盖螺

4、钉，轴承套，密封圈等。（3）已知条件题号输送带的牵引力F/（KN）输送到的速度V/(m/s)输送带的滚筒的直径 D/(mm)4B2.21.3390连续单向运转，工作室有轻微的震动；使用期为十年（每年 300 个工作日） ，小批量生产，两班制；输送机工作轴转速允许的误差为5%；带式输送机的传动效率为 0.96；二运动参数计算二运动参数计算电动机选择电动机选择带式输送机的效率为，= 0.96 ， 由已知条件得到55工作机所需功率：= 2.9792KW51000wF VP . . . 5 / 36高速级齿轮组和低速级齿轮组的效率为和，链传动的效率为，联轴123器的效率为，轴承效率为46我们取高速级和

5、低速级的齿轮的精度为 IT=7，查表可得：= 0.98 12刚性套柱销联轴器的效率为：= 0.99 4选择滚子链传动，其效率为：= 0.96 3选用深沟球轴承轴承，其效率为：= 0.99 6传动装置的总效率 =0.8768312346a 电动机所需功率：=3.397KWwmaPP根据电动机所需的功率来选择电动机，电动机的参数如下:mP工作功率= 4KW，满载转速= 1440r/minmPmn型号为 Y112M-4 的三相异步电动机轴伸出端直径= 28mm 长度 E=60mm mD键槽截面尺寸 FGD=82428传动比选择传动比选择通过已知的数据可知：（为滚筒的转速）4n滚筒的转速：463.66

6、 / minvnrd总的传动比：4144022.6263.66mnin取链传动的传动比为： =2.53i由传动比分配公式：。对于二级圆柱齿轮减速器，表示高1.31.4niini速级的传动比， 表示减速器的传动比。i高速级的传动比为：取11.31.43.42 3.56ii13.5i . . . 6 / 36低速级的传动比为：=2.52i设计的传动比为 = *=2.5*1.5*3.5=21.875ni1i2i3i工作轴的转速允许误差为3.2%5%niii传动参数的计算传动参数的计算（1 1）各轴的转速）各轴的转速 n(r/min)n(r/min)的确定的确定高速轴的转速：1014401440min

7、1mnnri中间轴的转速：211440411.43min1 3.5monnri i低速轴的转速：2320 1 21440164.57 / min3 3.5 2.5mnnnrii ii滚筒轴的的转速：2420 1 2 3144065.83 / min3 3.52.52.5mnnnrii ii i（2 2）各轴的输入功率（）各轴的输入功率（KWKW）高速轴的输入功率：144 0.993.96mPPKW中间轴的输入功率：21 163.96 0.98 0.993.86PPKW低速轴的输入功率：32263.86 0.98 0.993.74PPKW 滚筒轴的的输入功率：3233.74 0.963.59PP

8、KW（3 3）各轴的输入扭矩（）各轴的输入扭矩（NmNm）高速轴的输入扭矩：1113.969550955026.2631440PTN mn . . . 7 / 36中间轴的输入扭矩：2223.869550955089.59411.43PTN mn低速轴的输入扭矩：3333.7495509550217.03164.57PTN mn滚筒轴的输入扭矩：4343.5995509550524.3965.38PTN mn（4 4）根据以上的数据整理得下表：）根据以上的数据整理得下表：两级圆柱减速器轴号电动机轴轴轴滚筒轴转速n(r/min)=1440mnn1=1440n2=411.43n3=164.57n4

9、=65.83功率 P(kw)P=4P1=3.96P2=3.86P3=3.74P4=3.49转矩T(Nm)26.53T1=26.263T2=89.59T3=217.03T4=524.39两轴联接联轴器齿轮齿轮链轮传动比 ii01=1i12=3.5i23=2.5i34=2.5传动效率 01=0.9912=0.9823=0.9834=0.96三、传动零件设计三、传动零件设计高速级齿轮传动计算高速级齿轮传动计算.选定齿轮的类型、材料与齿数，选定齿轮的类型、材料与齿数，精度等级精度等级（1)确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮。（2)材料选择。由表 101 选择小齿轮材料为 40r（调质） ，硬度为28

10、0HBS，大齿轮材料为 45 钢(调质)，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 . . . 8 / 36（3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度(GB1009588)（4)选小齿轮齿数119，大齿轮齿数 Z2i1*Z13.519=66.5,取Z2=67.按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即321)(12HEHdtttZZuuTkd1).确定公式的各计算数值(1)试选1.3tK (2)计算小齿轮传递的转矩126.263TN m(3)由表 107 选取齿宽系数1d(4)由表 106 查得材料的弹性影响系数2/18 .189 MPaZE(5)由图

11、 1021按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001limlim2550HMPa(6)由式 1013 计算应力循环次数916060 1440 1 (2 8 300 10)4.1472 10hNnjL 9924.1472 10 /3.51.1849 10N (7)由图 1019 查得接触疲劳强度寿命系数10.90,HNK95. 02HNK(8)计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，由式 1012 得MPaMPaSKHHNH5406009 . 01lim11MPaMPaSKHHNH5 .52255095. 02lim222)计算(1)

12、试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值。td1H . . . 9 / 362312 1.3 262634.5189.82.3240.0113.5522.5tdmm(2)计算圆周速度1140.01 14403.01/60 100060 1000td nvm s(3)计算齿宽 b 11 40.0140.01dtbdmm (4)计算齿宽与齿高之比模数 1140.012.10519ttdmz 齿高 mmh2.252.25 2.1054.73tm40.018.464.73bh(5)计算载荷系数查表 102 可查得使用系数为=1.25Ak根据，7 级精度，由图 108 查得动载荷系数=1.073.01/vm

13、 svk1HFkK 由表 104 用插值法可查得 7 级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，由和可得；故载荷系数1.417Hk1.417Hk8.46bh1.35Fk1.25 1.07 1 1.4171.895AVHHkkKKK (6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 1010a 得3311/40.01 1.895/1.345.36ttddKKmm(7)计算模数nm1145.362.3819ndmmmZ . . . 10 / 36.按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计由式 105 得弯曲强度的设计公式为32112FSFdnYYZKTm1)确定公式的计算数值(1)由图 1020c 查得小

14、齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE3802(2)由图 1018 查得弯曲疲劳寿命系数，10.85FNK20.88FNK(3)计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1.4，由式 1012 得1110.85 500303.571.4FNFEFKMPaMPaS2220.88 380238.861.4FNFEFKMPaMPaS(4)计算载荷系数1.25 1.07 1 1.351.8056AVFFKK K KK (5)查取齿形系数由表 105 查得，12.85FaY22.26FaY(6)取应力校正系数由表 105 查得11.54SaY21.74

15、SaY(7)计算大小齿轮的，并比较FSaFaYY1112222.85 1.540.01445303.542.26 1.740.01646238.86FaSaFFaSaFYYYY大齿轮的数据大 . . . 11 / 362)设计计算322 1.8056 262630.016291.6231 19mmm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数 1.623，并就近圆整为标准值2。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有，145.36dmm11/45.36/ 222.68Zdm取123Z 大齿轮齿数

16、取。2213.5 2380.5Zi Z281Z .几何尺寸计算几何尺寸计算(1)计算分度圆直径112223 24681 2162dZ mmmdZ mmm(2)计算中心距12()/ 2(46 162)/ 2104addmm将中心距圆整后取。149amm(3)计算齿宽11 4646dbdmm 取246Bmm152Bmm.低速级齿轮传动计算低速级齿轮传动计算.选定齿轮的类型、材料与齿数，精度等级选定齿轮的类型、材料与齿数，精度等级（1)确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮。（2)材料选择。由表 101 选择小齿轮材料为 40r（调质） ，硬度为280HBS，大齿轮材料为 45 钢(调质)，硬度为 2

17、40HBS，二者材料硬度差为40HBS。 . . . 12 / 36（3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度(GB1009588)（4)选小齿轮齿数136，大齿轮齿数2212.536=90。.按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即321)(12HEHdtttZZuuTkd1)确定公式的各计算数值(1)试选1.3tK (2)计算小齿轮传递的转矩126.263TN m(3)由表 107 选取齿宽系数1d(4)由表 106 查得材料的弹性影响系数2/18 .189 MPaZE(5)由图 1021按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限MP

18、aH6001limlim2550HMPa(6)由式 1013 计算应力循环次数916060 1440 1 (2 8 300 10)4.1472 10hNnjL 9924.1472 10 /3.51.1849 10N (7)由图 1019 查得接触疲劳强度寿命系数10.90,HNK95. 02HNK(8)计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，由式 1012 得MPaMPaSKHHNH5406009 . 01lim11MPaMPaSKHHNH5 .52255095. 02lim222)计算(1)试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值。td1H . . . 13 / 3623

19、12 1.3 262634.5189.82.3240.0113.5522.5tdmm(2)计算圆周速度1140.01 14403.01/60 100060 1000td nvm s(3)计算齿宽 b 11 40.0140.01dtbdmm (4)计算齿宽与齿高之比模数 1140.012.10519ttdmz 齿高 mmh2.252.25 2.1054.73tm40.018.464.73bh(5)计算载荷系数查表 102 可查得使用系数为=1.25Ak根据，7 级精度，由图 108 查得动载荷系数=1.073.01/vm svk1HFkK 由表 104 用插值法可查得 7 级精度、小齿轮相对支撑

20、非对称布置时，由和可得；故载荷系数1.417Hk1.417Hk8.46bh1.35Fk1.25 1.07 1 1.4171.895AVHHkkKKK (6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 1010a 得3311/40.01 1.895/1.345.36ttddKKmm(7)计算模数nm1145.362.3819ndmmmZ . . . 14 / 36.按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计由式 105 得弯曲强度的设计公式为32112FSFdnYYZKTm1)确定公式的计算数值(1)由图 1020c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE3

21、802(2)由图 1018 查得弯曲疲劳寿命系数，10.85FNK20.88FNK(3)计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1.4，由式 1012 得1110.85 500303.571.4FNFEFKMPaMPaS2220.88 380238.861.4FNFEFKMPaMPaS(4)计算载荷系数1.25 1.07 1 1.351.8056AVFFKK K KK (5)查取齿形系数由表 105 查得，12.85FaY22.26FaY(6)取应力校正系数由表 105 查得11.54SaY21.74SaY(7)计算大小齿轮的，并比较FSaFaYY1112222.85 1.5

22、40.01445303.542.26 1.740.01646238.86FaSaFFaSaFYYYY大齿轮的数据大 . . . 15 / 362)设计计算322 1.8056 262630.016291.6231 19mmm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数 1.623，并就近圆整为标准值2。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有，145.36dmm11/45.36/ 222.68Zdm取123Z 大齿轮齿数取。2213.5 2380.5Zi Z281Z .几何尺寸计算几何尺寸计算1

23、)计算分度圆直径112223 24681 2162dZ mmmdZ mmm2)计算中心距12()/ 2(46 162)/ 2104addmm将中心距圆整后取。149amm4)计算齿宽11 4646dbdmm 取246Bmm152Bmm四、链传动计算四、链传动计算选择材料 40,50.ZG310570.热处理回火热处理硬度 4050HRC 无剧烈振动与冲击的链轮(1)选择链轮齿数取小链轮齿数=18 取大链轮齿数=2.5*18=451Z21Zi Z (2)确定计算功率 . . . 16 / 36查表 9-6 得=1,查图 9-13 得=1.34,kp=1(单排链),则计算功率的AKZK1.1 1.

24、34 3.745.011AZcaPkKPpkwK(3)选择链条型号和节距根据=5.01KW,=164.57r/min 可选 16A 在查表 链条节距为 P=25.4mmcaP3n(4)计算链节数和中心矩初选中心矩=(3050)P=(3050)*25.4,取=850mm0a0a链节数=102.2 取=100。查表中心矩计算20121202()22poazzzzpLpapL系数=0.2485851f最大中心矩=846mm1122( +)paf pLzz(5)计算链速 V,确定润滑方式=1.32m/s1 160 1000n z pv 由 V=1.79m/s 和链号 16A 查图 9-14 可知应采用

25、油池润滑.(6)计算压轴力pF轴材料为 40Cr,调质处理有效圆周力:=2833N1000epFv链轮水平布置时的压轴力系数=1.15,则压轴力为FPK=1.15*2833=3528NPFPeFKF(7)链轮的结构设计小直径的链轮一般做成整体式；中等尺寸的链轮多做成孔板式，为便于搬运、装卡和减重，在辐板上开孔；大直径的链轮可做成组合式，常可将齿圈用螺栓连接或焊接在轮毂上，此时齿圈与轮芯可用不同材料制造。根据轴的尺寸可确定链轮轴孔 d=40mm，轮毂长度 L=80mm，可与减速器的相关尺寸协调。(8)链轮的分度圆直径 . . . 17 / 36小链轮用 15#钢，z=18.分度圆直径为125.5

26、146180180sin()sin()18pdmmz大链轮用 45#钢，z=45.分度圆直径为125.5364180180sin()sin()45pdmmz五、联轴器的选择五、联轴器的选择选定联轴器的类型:选轴的材料为 45 钢，调质处理。由上文我们取：。min20dmm输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选1 2d的轴直径 与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。1 2d联轴器的计算转矩 Tca=KAT1,查表 14-1,考虑到转矩的变化很小,故取 KA=1.3,则11.3 26.26330.24caATK TN mm 按照计算转矩 Tca 应小于联轴器公称转矩的条件，

27、查机械设计手册 ，选用 LT4（J 型）弹性柱销联轴器型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 63N。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长120dmm120dmm度 L52的半联轴器。与轴配合的毂孔长度。140mmL 六、轴的设计六、轴的设计估算最小直径估算最小直径（1）高速轴的最小轴径的确定选取高速轴的材料为 40Cr，热处理为调质。=3040MPa由表 15-3 确定=100mm0A (按一个键槽,轴颈增大 7%)1331min013.96=100*=14.01n1440pd A . . . 18 / 3611min(1 7%)14.99ddmm考虑到弹性套柱销联轴器的规格,11min(1 7%)14

28、.99ddmm取最小轴径为：2min20dmm（2）中间轴的最小轴径的确定选取轴的材料为 40Cr，热处理为调质。=3040MPa=100mm2A(考虑到一个键槽,轴颈增大 7%)2332min223.8610021.13n411.43pdmm A22min(1 7%)23.54ddmm取最小轴径为：2min24dmm（3）低速轴的最小轴径的确定选取轴的材料为 40Cr，热处理为调质。=3040MPa=100mm3A(考虑到一个键槽,轴颈增大 7%)3333min333.7410028.48n164.57pdmm A33min(1 7%)30.47ddmm取最小轴径为：=31mm3mind初选

29、轴承：初选轴承：1 轴高速轴选轴承为 6205（2 系列）深沟球轴承2 轴中间轴选轴承为 6207（2 系列）深沟球轴承3 轴低速轴选轴承为 6208（2 系列）深沟球轴承各轴承参数见下表：基本尺寸/mm基本额定负荷/kN轴承代号（深沟球轴承）dDB动载荷 Cr静载荷 Cor6205（2 系列）25521514.07.88 . . . 19 / 366207（2 系列）35721725.515.26208（2 系列）40801829.518.0轴的设计轴的设计.高速轴一的设计：高速轴一的设计： 我们选择轴的材料为 40Cr。其许用弯曲应力为。热处理170MPa为调质处理。（1 1）高速轴一的结

30、构设计：）高速轴一的结构设计：图二.高速轴的结构简图1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（从左向右）：a.由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为 20mm。b.考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达 2.5mm，所以该段直径选为 25。c.该段轴要安装轴承，我们采用两段不同的配合要求的轴 25mm 来使轴承便于安装，不必增大轴的轴径，则轴承选用 6205（2 系列）深沟球轴承，即该段直径定为 25mm。d.下一段轴，考虑到轴肩要有 2.5mm 的圆角，经标准化，定为 30mm。e.下段轴为齿轮轴，所以该段直径选为齿轮的齿

31、顶圆直径 48mm。f.下一段轴安装轴承，直径为 30mm。 . . . 20 / 36g.下一段轴要安装轴承，直径定为 25mm。2).各段长度的确定：各段长度的确定从左到右分述如下：a.该段轴连接联轴器，我们选择 LT4（J 型）弹性柱销联轴器，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 40mm，该段长度定为 40mm。b.下一段要安装轴承，其工作要求长度为 B=16mm，考虑轴承盖零件的拆装，我们取 Lb=32；同时该段还要装轴承盖和垫片，两者的高度我们取 12；轴安装在轴孔中，考虑到轴孔的长度要求和轴的安装。我们取该段轴的长度为 101mmc.下一段综合考虑齿轮与箱体壁的距离、轴承与箱体壁距离（采

32、用脂润滑） ，还有二级齿轮的宽度，定该段长度为 94mm。d.下一段考虑齿轮的宽度，根据齿轮校核，选定该段 52mm。e.下一段轴安装轴承，以与考虑到轴承的润滑，我们取该段的长度为37mm。（2 2）高速轴一的校核）高速轴一的校核输入轴上的功率113.96,n1440 / minPkwr转速转矩126.263TN m求作用在齿轮上的力和弯矩：41122 3.611 101250.649.45tan1460.5 tan20455.19trtTFNdFFN 圆周力为，径向力为。tFrF下图是受力简图： . . . 21 / 36下面计算力、。1tF2tF2rF1rFL1=139 L2=56 L3=

33、195（具体尺寸见图 f）求垂直面的支反力：（受力简图如 b 图所示）211256455.19130.7195rrl FFNll21455.19 130.7322.5rrrFFFN求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：（弯矩简图如图 d 所示）32 2322.5 56 1018.1 .arrMF lN m31 1130.7 139 1018.1 .arrMF lN m求水平面的支承力：（受力简图如 a 图所示）2112561250.6359.14195ttlFFNll211250.6359.14891.45tttFFFN求并绘制水平面弯矩图：（弯矩简图如图 c 所示）31 1359.14 139 10

34、49.9attMF lN m . . . 22 / 3632 2891.45 56 1049.9attMF lN m弯矩图如图 e 所示。求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把和的最大值直接相加。arMatM222218.249.952.3aaratMMMN m按照轴的弯扭合成强度条件校核轴的强度：从图可见，有齿轮处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）0.6 22()aeMMT 则计算得到的轴的计算应力：222222 13352.30.6 26.2635.14700.10.1 0.046caMTMTMpaMpaWd . . . 23 / 36（3 3）高速轴一的轴承寿命校核：）高速轴一的轴承寿

35、命校核：轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的610()60thPCfLhn Pf作用（我们取受力最大的轴的） ，我们可以知道轴一上受力最大的轴承所受到的力为：。2222max22322.5891.45900.9rrtFFFN工作机要求工作在轻微载荷下，可以查得其=1.1pf故max1.1 900.9991prpfFN根据 1 轴高速轴选轴承为 6205（2 系列）深沟球轴承可以查得其Cr=14KN。则 因此所该轴承符合要求663101014()()6.76060 14400.991hCrLnP年因此在生产过程中需要每隔 6.7 年换一次高速轴一的轴承。（4 4）高速轴一上的键的设

36、计与校核）高速轴一上的键的设计与校核: :根据，装键处的轮毂的长度为 L=40mm，查表可以1120,26.263dmm TN m得到轴段上采用键=, 1db h l 6 6 32 采用 A 型普通键:3124 26.263 1033.6550.5 6 (326) 20TMpapMpakLd 故选用的键符合要求。 .中间轴二的设计：中间轴二的设计：我们选择轴的材料为 40Cr。其许用弯曲应力为。热处理为调170MPa质处理。 . . . 24 / 36（1 1）中间轴二的结构设计：）中间轴二的结构设计：图三.中间轴的结构简图1）.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（从左向右）：a.由于我

37、们在上面中间轴的最小轴径我们取并且我们在此轴2min24dmm的两端装轴承，轴承的径最小为 20，并且为 5 的倍数，考虑到中间轴的受力较大，并且受力较复杂，所以我们取此段轴的直径为 35mm。此时的轴和轴承有较大的载荷余量和寿命余量。b.下一段轴肩为非定位轴肩，我们取轴肩的高度为 1.5mm（单侧） ，故此段轴的直径为 38mm。c.下一段轴要安装轴齿轮，考虑到有配合关系的轴的直径要满足标准系列，并且上一段的轴肩是非定位轴肩，我们取直径的增量为 1mm（单侧） 。故我们此段的直径取 40mm。d.下段轴为定位轴肩，在这里我们取轴肩的高度为 4mm(单侧)，所以该段直径为 48mm。e.下一段

38、我们安装直径为 40 的齿轮，此时我们取该段轴的直径为 40mm。f.下一段轴肩为非定位轴肩，我们取轴肩的高度为 1mm（单侧） ，故此段轴的直径为 38mm。g.考虑到中间轴的受力较大，并且受力较复杂，并且安装轴承的要求，此时的轴和轴承有较大的载荷余量和寿命余量。所以我们取此段轴的直径为35mm。2)各段长度的确定：a.各段长度的确定从左到右分述如下：b.该段轴连接 6208（2 系列）轴承和甩油环，轴承的宽度为 18mm，而且甩油环的宽度为 13mm，并且轴套的长度为 12，还要使得定位稳定可靠，所以我们取此段的长度为 345mm。c.下一段要安装齿轮，其工作要求长度为 B=74mm，考虑

39、到此段的定位要求，。我们取该段轴的长度为 72mm . . . 25 / 36d.下一段综合考虑齿轮与轴的定位的稳定以与可靠，我们取轴肩的高度为4mm，该段轴的长度为 10mm。e.下一段段考虑齿轮的安装和齿轮的定位，故取此段的长度为 59mm。f.下一段轴连接 6208（2 系列）轴承和甩油环，轴承的宽度为 19mm，而且甩油环的宽度为 19mm，定距环的长度为 20 以与轴承盖的长度，还考虑到轴承端盖上的螺钉的容易拆卸，并且还要使得定位稳定可靠，所以我们取此段的长度为 68mm。（2 2）中间轴二的强度校核）中间轴二的强度校核（1）输入轴上的功率113.74,n164.57 / minPk

40、wr转速转矩1217.03TN m（2）求作用在齿轮上的力41122 89.59 10243474tan2434tan20885.9mnmTFNdFFN1250.6455.19trFNFN 圆周力为、，径向力为、。tFmFrFnF下图是受力简图：下面计算力、。1tF2tF2rF1rFL1=70 L2=70.5 L3=56.5（具具体位置见图 f）求垂直面的支反力：（受力简图如 b 图所示） . . . 26 / 3633214()746.6rnrl FF llFNl21455.19885.9746.6594.4rrnrFFFFN求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：（弯矩简图如图 d 所示）31 17

41、46.6 70 1052.2.arrMF lN m 132 3594.4 56.5 1042.44.arrMF lN m 求水平面的支承力：（受力简图如 a 图所示）33214()2051.4tmtl FF llFNl212434 1250.62051.41633tmttFFFFN求并绘制水平面弯矩图：（弯矩简图如图 c 所示）31 12054.1 70 10143.6.attMF lN m 132 31633 56.5 1092.13 .attMF lN m 弯矩图如图 e 所示。求合成弯矩图： . . . 27 / 36考虑最不利的情况，把和的最大值直接相加。arMatM222252.21

42、43.6152.9aaratMMMN m按照轴的弯扭合成强度条件校核轴的强度：又由于最危险截面在安装齿轮处，通过一个12 8 40b h l 从图可见，有齿轮处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）0.6 22()aeMMT 则计算得到的轴的计算应力：22223222 132()()32252.30.6 26.26330.2700.040.012 0.005 0.035()322 0.04caMTMTdbt dtWdMpaMpa（3 3）中间轴二的轴承寿命校核：）中间轴二的轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的610()60thPCfLhn Pf作用（我们取受力最大

43、的轴的） ，我们可以知道轴二上受力最大的轴承所受到的力为：。222max11746.62051.42183rrtFFFN工作机要求工作在轻微载荷下，可以查得其=1.1pf故max1.1 21832407prpfFN根据 1 轴高速轴选轴承为 6207（2 系列）深沟球轴承可以查得其Cr=25。5KN。则 因此所该轴承符合要求663101025.5()()106060 411.432.407hCrLnP年（4 4）中间轴二上的键的设计与校核）中间轴二上的键的设计与校核: :根据，装键处的轮毂的长度为 L=46mm，查表可以1140,89.59dmm TN m . . . 28 / 36得到轴段上

44、采用键=。1db h l 12 8 40 采用 A 型普通键:3124 89.59 1040550.5 8 (40 12) 40TMpapMpakLd 故选用的键符合要求。 .低速轴的三设计：低速轴的三设计：我们选择轴的材料为 40Cr。其许用弯曲应力为。热处理为调170MPa质处理。（1 1）低速轴三的结构设计：）低速轴三的结构设计：图四.低速轴的结构简图1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（从右向左）：a.由于我们在上面中间轴的最小轴径我们取并且我们在此轴2min31dmm的一端装轴承，另外一端装一个链轮，链轮的直径我们取其直径为 34mm，然后下一段的有一个定位轴肩，我们取定位

45、轴肩的高度为 3mm（单向） ，故下一段轴的直径为 40mm，在这一轴段上我们安装轴承、轴承盖、甩油环、定距环等零件b.下一段轴肩为定位轴肩，我们取轴肩的高度为 3mm（单侧） ，故此段轴的直径为 46mm。c.下一段轴肩为定位轴肩，我们取轴肩的高度为 5mm（单侧） ，故此段轴的直径为 56mm。d.下一段轴要安装轴齿轮，考虑到有配合关系的轴的直径要满足标准系列，并且上一段的轴肩是定位轴肩，我们取直径的增量为 6mm（单侧） 。故我们此段 . . . 29 / 36的直径取 48mm。e.下段轴为非定位轴肩，在这里我们取轴肩的高度为 4mm(单侧)，所以该段直径为 40mm。2)各段长度的确

46、定：各段长度的确定从左到右分述如下：a.该段轴连接 6208（2 系列）轴承和甩油环，轴承的宽度为 17mm，而且甩油环的宽度为 21mm，并且还要使得定位稳定可靠，所以我们取此段的长度为32mm。b.下一段安装定位环，此时取此段的长度为 13mm。c.下一段要安装齿轮，其工作要求长度为 B=46mm，考虑到此段的定位要求，。我们取该段轴的长度为 44mmd.下一段综合考虑齿轮与轴的定位的稳定以与可靠，我们取轴肩的高度为4mm，该段轴的长度为 8mm。e.下一段段考虑齿轮的安装和齿轮的定位，在这里我们用套筒定位，股取此段的长度为 87mm。f.下一段轴连接 6207（2 系列）轴承和甩油环，轴

47、承的宽度为 17mm，而且甩油环的宽度为 21mm，并且还要使得定位稳定可靠，所以我们取此段的长度为31mm。（2 2）低速轴三的强度校核）低速轴三的强度校核（1）输入轴上的功率113.86,n411.43 / minPkwr转速转矩189.59TN m（2）求作用在齿轮上的力24343528885.9tnrFNFNFN 圆周力为，径向力为，压轴力为。tFrFnF下图是受力简图： . . . 30 / 36下面计算力、。1tF2tF2rF1rFL1=70.5 L2=127.5 L3=113.5（具具体位置见图 f）求垂直面的支反力：（受力简图如 b 图所示）231121451.89rnrl F

48、F lFNll21885.93528 1451.895865rrnrFFFFN求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：（弯矩简图如图 d 所示）31 11451.89 70.5 10102.35 .arrMF lN m132 33528 113.5 10400.4.arrMF lN m求水平面的支承力：（受力简图如 a 图所示）21121567ttl FFNll212434 1567866tttFFFN求并绘制水平面弯矩图：（弯矩简图如图 c 所示）31 11567 70.5 10110.47.attMF lN m 32 2866 127.5 10110.47.attMF lN m 弯矩图如图 e 所示

49、。 . . . 31 / 36求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把和的最大值直接相加。arMatM22400.4aaratMMMN m按照轴的弯扭合成强度条件校核轴的强度：又由于最危险截面在安装齿轮处，通过一个12 8 63b h l 从图可见，有齿轮处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）0.6 22()aeMMT 则计算得到的轴的计算应力：22223222 132()()322400.4(0.6 217.03)44.56700.0480.012 0.005 0.0475()322 0.048caMTMTdbt dtWdMpaMpa（3 3）低速轴三的轴承寿命校核：）低速轴三的轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的610()60thPCfLhn Pf . . . 32 / 36作用（我们取受力最大的轴的） ，我们可以知道轴三上受力最大的轴承所受到的力为：。22max225928rrtFFFN工作机要求工作在轻微载荷下，可以查得其=1.1pf故max1.1 59286521prpfFN根据 1 轴高速轴选轴承为 6207（2 系列）深沟球轴承可以查得其Cr=29.5KN。则 因此所该轴承符合要求.663101029.5(