链板输送机传动装置研发设计

1、机械设计课程设计任务书2传动方案拟定 3电动机的选择 3总传动比及传动比分配 4传动装置运动参数的计算 4各组传动齿轮设计 6各组传动轴设计 13各传动轴上键与联轴器设计 29各组传动轴承设计 33箱体结构设计 36感想 37参考文献 38设计任务书题目:矿用链板输送机传动装置设计1. 设计条件1）.机器功用井下煤矿运输2）.工作情况单向运输 ,中等冲击3）.运动要求链板输送机运动误差不超过 74）. 工作能力储备余量 155）.使用寿命10年,每年 300天,每天 8 小时6）.修检周期半年小修 ,一年大修7）.生产批量小批量生产8）.生产厂型矿物局中心厂 ,中型机械厂2原始数据1）运输机链

2、条拉力（ kN） :122）运输机链条速度（ m/s）：0.53）主动星轮齿数： 94）主动星轮节距（ mm）：50 3设计任务1） 设计内容 电动机选型；链传动设计；减速器设计；联轴器选 型设计；其他。矚慫润厲钐瘗睞枥庑赖。2）设计工作量 传动系统安装图1张；减速器装配图1张；零件图2 张；设计计算说明书1份。聞創沟燴鐺險爱氇谴净。4设计要求1 ）减速器设计成二级展开式斜齿减速器；2）所设计的减速器有一对标准直齿轮和一对斜齿轮。式中 F= 12kN = 12000N, v = 0.5m/s,查表9- 1得V带传动效率 叫=0.968级精度的一般齿轮传动效率 一 0.97 滚动球轴承 5 0.

3、98联轴器吗0.99二级圆柱-圆锥齿轮减速器传动效率n 0.84。把上述值代入后得pF_12°.5 _7 MkW1000H0.84n 0.84P =7.14kw计算及说明结果3.总传动比及传动比分配1计算总传动比i1i=n/ nn 60 X 1000v/Z *p已知主动星轮齿数z=9,主动星轮节距p=64mm49汉50/min在上边已确疋电动机满载转速为 n 730r/min,计算总传 动比/ ，1440» ci = n/ n =21.666.672 分配传动比由表9-2知：V带传动比24,取i带=3。i减=26=72减速器传动比减i带3减速器为二级展开式斜齿减速器，11

4、=1.3i2即 b=3.06 , i2=2.353 传动装置运动参数的计算n =66.67r/mi n i=21.6h = 3.06i2 =2.35从减速器的高速轴开始各轴命名为1轴、2轴、3轴。11 第一级传动比12 第一级传动比(1)各轴转速计算n 1440第一轴转速 a =480r/minn带3第二轴转速 n2 =156.86 r,'min11第二轴转速 n3 66.75 r.1 min12 2.35n1 =480( r/min) n2 =156.86( r/min)n3 =66.75( r/min)计算及说明 (2)各轴功率计算结果R =6.72kwP2 =6.39kwP3 =

5、6.07kwT1=133.7NmT2 =389.04NmT3 =868.44Nmi 2 二 6.72kWF2 二 R 2 3 二 6.39kWF3 二 P2 2 3 = 6.07kW(3)各轴扭矩计算M =9550 巳 n1 =133.7X mi =9550 3 m =389.04 二 m一3 =9550 ?3 n3 =868.44、m(4)将以上计算数据列表轴号转速 n(r/mi n)输出功率P(kW)输出扭矩T(N m)电动机14407.547.3514806.72133.72156.866.39388.96366.756.07868.44设计项目及说明结果4.V带传动的设计(1) 确定计

6、算功率巳已知 P=7.14kW, nm =1440r/min查表知工况系数KA=1.1贝U 巳=KA P=1.1 汉7.14 = 7.85!w(2) 选取V带(3) 确定大小带轮的基准直径小带轮直径，查表4.7知大带轮直径D2 = DJnn带)(4) 验算带速v=n D1 J60000 =兀 *10144060000要求带速在525m/s范围(5) 确定V带长度Ld和中心距a中心距 0.7( D1 + D2)兰 a0 兰 2(D1 + D2 )初选中心距 a0=1.5(D1+D2=1.5X400初算基准长度 200"(D1 + D2 y2 + (D1+D2)74a°丿 2=

7、2 汉 600 + 兀汉 400 2 + 2007 4 汽 600a “0 +(Ld 丫2Pc = 7.85KwA型，V带D1 =100mmD2 =300mmV=7.54m/s符合要求a0 =600mmL = 1845mm圆取整Ld =2000mma=678mm：1 =163.1 >120?0 =1.32kW：?0=0.17kWk- =0.95kL =1.03Z=5.38取整Z=6根q=0.1Kg/mF0=145.2：<Q=1747N（6）验算主动轮上的包角：i:4 =180 - D2 -Dj 2 57.3（7）确定V带根z由nm=1440r/min, Di=100mm,查表知许用

8、功率?0传递功率增量厶?0查表4.5知厶？0包角系数k：.查表4.8知k.长度系数kL查表4.3知kL由式 z=2 P0I0 k_.kL = 7.85 1.32 0.170.95 1.03(8) 计算初拉力F。由式 F° = 500mc ZV 2.5 一 -1q v2每米带质量q,查表4.2知F°= 500 7.85 6 7.542.5 0.95-10.1 7.542(9) 计算压力轴Q由式 Q=2zF0si n'1 =2 6 147.2 sin 163.1 22其中：1为小带轮的包角(10) V带传动的主要参数整理并列表：带型带轮基准直径（mm）传动比基准长度（m

9、m）AD1=100D2=30032000中心距（mm）根数初拉力（N）压轴力（N）6786147.217475、各组传动齿轮设1高速级齿轮参数设计（斜齿）1.选用齿轮材料，确定许用应力 由表6.2选 小锥齿轮40Cr调质大锥齿轮45刚正火许用接触应力lc J，匕HZnSH min接触疲劳极限匚Hlim ，查图接触强度寿命系数Zn ，应用循环次数N* =60njLh =60 480 18 300 10、2 二i =6.9 108 3.06查图得ZnZn2接触强度最小安全系数SHimL hi 】-600 1.03 tHJ-450 1.121）齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按w =

10、0.013 0.022 n/. R/口估取圆周速度W = 2.5ms，参考表6.7、表6.8选取小轮大端分度圆直径d1，由式：2KtT（mZ常eZ卸2齿宽系数'dm查表，按齿轮相对轴承为非对称布置HBSj = 280HBSHBS2 =200HBS二 Hiim1= 600X mm2fm2 =450： mm28u 6.9 10X2=2.26 108'i 二 1 .°3t =1.12SH min - 1h= 618 mm2L_h2 = 504i、Fmm2L- h I - 504 彗mm2n公差组8级'd =0.8小轮齿数乙 在推荐值2040中选大轮齿数z2心=宀*i

11、 =27 3.06 , z2 =82.62圆整取齿数比 u=Z1/Z2=83/27=3.07传动比误差 u=(3.07-3.06)/3.06=0.003<0.05所以合适小轮转矩T1载荷系数KX = X ,XvX上、Ka 使用系数查表(中等冲击)Kv 动载系数由推荐值1.021.2X.齿间载荷分配系数，由推荐值1.01.4Ky；. 齿向载荷分布系数由推荐值1.01.2载荷系数 K 、1.2 1.1 1.1材料弹性系数ZE查表6.4节点区域系数Zh查图6-3 =12 ,捲=X2 =0)重合度系数z；由推荐值0.750.88得螺旋角系数 f I；有' |=cos ： = . cos1

12、23.07 +1 它 2汇1.45江133700 它/2'189.8X2.46X0.8X0.99 3.070.8<504丿故d1 一】齿轮模数 mnmn deos： z =70.20cos12 27 =2.54按表标准圆整中心距 a, a =mn 乙 2cos ： =3 27 83 2 *cos12分度圆螺旋角：，- - arccoshn z z2 2a】= arccos3 2783 2 171】小轮分度圆直径d1z1 = 27Z2 = 83u=3.07j =133700' mx 1 .5仏=1.2K，1.1< -=1.1X =1.45ZE =189.8. N/mm

13、2=2.46z=0.80八=0.99d1 _ 70.20mmmn = 3a =170.1 mmd 108mm' =15.23d1 二 83.95mmd1 =mz1 cos : = 3 27 cos15.23重合度/'3.12><83cos20.67T一tanarccosi-ta n 20.67k'、3.12 汉 83 十2 汉 3丿 )83v = 2.12 m sb = 68mmd = 73mmb2 =68mm二 w = 30.0692.40YFa1=2.518YFa2=2.195YSa1=1.63=1.782:t =20.67g =3.12mm；a=1.6

14、4V =0.707:- =0.89圆周速度 v , v = :d1 n1 60000 =-： .83.95 480 60000 齿宽 b=： dd1=0.8 83.95 , b= 67.16mm 圆整大齿轮齿宽b2 , b2二b = 68mm小齿轮齿宽bi, b- = b 5102)齿根弯曲疲劳强度校核计算由式二 f= 2KTl YFaYsaYYY 心 1bdimn当量齿数 J =乙 cos3 ： =27 cos15.23二 Z2 coS3 ： =83 cos315.23齿形系数YFa查表小轮YFa1大轮YFa 2应力修正系数YSa查表小轮Ysa1大轮Ysa2不变位时，端面啮合角-t : t二

15、arctan tan20 cos15.23端面模数mt叫cos15.23/，z3.12><27cos20.67TJ27 xtanarccosi-ta n 20.67°13.12沢27+2汉3丿 丿Z2a:at2 一 tan t:at1tan：、1重合度系数T ； =0.25+0.75 ；a螺旋角系数,由推荐值0.850.92故2x1.45033700 fi =汉 2.518 汉 1.63汇 0.707 疋 0.8973x83.95x32x1.45x133700<rF2 =汉2.518汉 1.63疋 0.707 汉 0.8968x83.95 x 33）齿轮其他主要尺寸

16、计算大轮大端分度圆直径d2d2 =mnz2/cosP =3 汇83；cos15.23*大端根圆直径dfdf1 =dj+2hf =83.95-21.253df2 =d2 +2hf =258.062 汉 1.25 汉 3大端顶圆直径dada1 =dj +21% =83.95 + 2x3da2 =d2 +2ha =258.06 + 2 汇 3<jF1 =54.46N/mm2 n>2 = 55.72N/mm2d2=258.06mmdf1 = 76.45mmdf2 = 250.56mmda1 = 89.95mmda2 = 264.06mm2第二级齿轮参数设计（低速级）设计项目及说明1) 选用

17、齿轮材料，确定许用应力 选小齿轮40Cr调质大齿轮45正火许用接触应力b円由式fcrH = %问ZN SH lim接触疲劳极限Hlim 查图接触强度寿命系数Zn应用循环次数N由式6-7M =6 On 2jLh =60x156.86x1x(10x300x8) N2 =Nj2 =2.25>d08/2.35查图，得Zn1、Zn2接触强度最小安全系数SHlim则卷=600"12 、鼻玆】=4501.15许用弯曲应力丘J由式丘fYnYxSF lim弯曲疲劳强度极限<rFlim 查图弯曲强度寿命系数Yn查图弯曲强度尺寸系数Yx查图弯曲强度最小安全系数SFminBF1 】=500勺勺/

18、1.4 bF2 = 310勺"1.42) 齿面接触疲劳强度设计计算HBSj =280HBSHBS2 =200HBSHiim1 =600N/'mm2Ulm2 =450N/mm2Nj =2.25汽108N2 = 9.6"07Zn1 = 1.12ZN2 = 1.15SH li = 1】=672N/mm2 fc找】=517.5N/mm2 Bh】= 518N/mm2 Fiim1 =500N/mm2°Flim2 =31°N/mm丫阳=Yn2 =1Yx =1SFmin 二1*4trF1 = 357N/ mm2trF2 】=221N/mm2n公差组8级确定齿轮传

19、动精度等级，按 V2二0.013 0.022 n，3 F/nr估取圆周速度vt =1ms，参考表6.7、表6.8选取小轮分度圆直径d,，由式6- 5得d 打ZZhZJkt!（石）di_Vl显】丿可丁齿宽系数d查表，按齿轮相对轴承为非对称布置小轮齿数Zi在推荐值2040中选大轮齿数 z2 zz1 *i27 2.35小轮转矩一2载荷系数KKKaKvK一 K-：KA 使用系数 查表（中等冲击）Kv 动载系数 由推荐值1.051.4K：.齿间载荷分配系数由推荐值1.01.2K齿向载荷分布系数由推荐值1.01.2载荷系数KK=KaKvK：.K材料弹性系数ZE查表节点区域系数ZH 查图重合度系数Z；由推荐

20、值0.850.92l'.:-2.、189.8乂2.5沃0.8721.45父389037 y 3.37丄,3纠!代代 故 <518 丿0.82.37Vt=1m/s'-d=0.8乙=27Z2=64一2 =389037、mmKa=1Kv =1.2K. =1.1K： =1.1K=1.45ZE =189.8、N/mm2Zh 二 2.5Z； = 0.87d3 一 108.4mmm= 5mmd3 = 135mm齿轮模数 m=108.43/27= 4.016mm 圆整小轮分度圆直径 d3d3 = mZ =5汉27 = 135mmd3 =di圆周速度vv-ndn/60000标准中心距aa

21、= m(z +z2卩2齿宽 bb =屮上4 =0.8x135=108mm大轮齿宽b2b2 = b小轮齿宽 b,b =b2 +(510 )3)齿根弯曲疲劳强度校核计算有式升 -1 YFaYsaY/ &F bd,m齿形系数YFa查表小轮YFa1大轮YFa 2应力修正系数YSa查表小轮YSa1大轮Ysa2重合度备=丄匕(ta n a a1 ta n a) + z2 (ta n a a2 ta n a)】 2兀 r3沃27COS20T , 肿 127 汉 tan arccosi-tan20I <327 + 25 丿丿2兀“ 13汉64cos20 , “J十64汇 tan arccos-t

22、an20< i364+25 丿丿”重合度系数丫名=0.25+0.75/ %故S = 2 E.45 % 389037 汽 2.57 ".60 汽 0.53/(113X35汉 5) F2 = 2 勺.45 汇 389037 汇 2.262 ".738 汇 0.53(108 勺35 汇 5)v = 1.11mF sa = 227.5mmb2 = 108mm b| =113mm*a1 = 2.57丫Fa2 =2.262Ysa1 = 1.60Ysa2 =1.738力=2.67丫汀0.53碍1 =32.24N/'mm2 bF2 =32.25N/ mm2d2 =320mm4

23、）齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径d2 d2 =mz2=5x64df1 = 112.5mm根圆直径dfdf2 = 307.5mmdf1 =4 2hf =135 2汉1.25 汉 5df2 =d2 2hf =320 da1 = 145mm顶圆直径dada2 = 330mmda1 =d<i +20 =135 + 25 da 2 =d2 +2ha =320 + 25综上，得两组齿轮的相关几何参数齿轮ma(mm)d (mm)da (mm)df (mm)zb (mm)高速 级小斜齿轮317083.9589.9576.452773大斜齿轮258.06264.06250.568368低速 级小圆柱轮

24、5227.5135145122.527113大圆柱轮320330307.5641086.各组传动轴设计1高速轴设计与校核设计项目及说明结果1）绘制轴的布置简图2）计算作用在齿轮上的力转矩Ti输出轴齿轮分度圆直径dj =83.95mm十=133.7、m d1 = 83.95mmFt =3185.23NF 1201.53XFa1 =86727圆周力F2'1二di2 13370083.95径向力 F i 二 Ft tan. cos :轴向力Fa Ft tan3）初步估算轴的直径选取40Cr作为轴的材料，调质处理d -=112dmin _ 27.8mm计算轴的最小直径并加大3%以考虑键槽的影响

25、查表8.6 取丄=112I Q -7Q心汀03"12、盂4）轴的结构设计(1) 确定轴的结构方案右轴承从轴的右端装入，靠轴肩定位。左轴承从轴的左端装入，同时靠轴肩定位。采用单列圆锥滚子轴承，确 定各轴段直径和长度。(2) 确定各轴段直径和长度1 段 根据 dm.圆整(按 GB4323-1984), di = 30mm，li =1.8 di = 1.8 302段 轴肩高度h=c (23)mm，孔倒角 C取3mm (GB6403.4-86)，dd1 2h且符合标准密封内径 (JB/ZQ4606-86)。取端盖宽度 20mm,端盖外端面与半 连轴器右端面25mm，同时考虑到方便轴承端盖的螺

26、栓的 拧紧，所以要适当加大2段长度。3段 为方便装拆轴承内圈，d3 d2且符合标准轴承 内径。查表选滚动轴承型号30209，d3 =45mm，宽度T=22mm，轴承润滑方式选脂润滑。取 L3=40mm。4段d4 = d3+( 1 3)根据几何关系L 4=92mm5段 安装齿轮直径为小齿轮的分度圆直径，d5 = d1L5 = 0 '1 3 mm6 段 d6 = d4， L6 =22mm7 段 dy= d3， L7 = L3d1 =30mmL1 =54mmd2 = 40mmL2 二 55mmd3 =45mmL3 =40mmd4 =52mmL4 =92mmd5 =84mmL5 =70mmd6

27、 =52mmL6 =22mmd7 =45mmL7 =40mm(3) 绘制轴的弯矩图和扭矩图求轴承反力U 面FU2 =1906.689NFU3 =357.684NV 面F/2 =4419.938NFV3 T020.616N求最大弯矩U 面 MU2 = 90540N|_mmV 面 MV2 = 726719NLmm合成弯矩M 二 M U22 M V22 N|_mm扭矩TT =175524NLmmFU2 =1906.689NFU3 =357.684NFv2 =4419.938NFV3 =1020.616NM U2 = 90540NmmMV2 =726719NLmM = 752188NmmT =1755

28、24NLmm轴的受力图如下图所示5)按弯扭合成强度校核轴的强度Mca 二 759525NLmm2；ca 二 18N / mm该轴满足强度要求当量弯矩Mca = .M2 (T)2，取折合系数=0.6，贝y齿宽中点处当量弯矩：Mca 二 7521882(0.6 175524)2轴的材料为 45号钢，调质处理。由表8.2查得2 匚b = 640N /mm2 ,由表8.9查得材料许用应力卜“ -60N/mm由式8-4得轴的计算应力为門 _ M cai _ M cai _ 759525°caW0.1d43 0.1 汇 7536)精确校核轴的疲劳强度(1) 轴的细部结构设计圆角半径：各轴肩处圆角

29、半径见装配图。键槽：齿轮、半连轴器与轴向固定采用A型平键联接，由Ti和ni初选HL3型弹性柱销联轴器，按GB/T1096-2003半联轴器处的键为：14沃9沃70。配合：参考现有设计图纸或设计手册、图册精加工方法：参考现有设计图纸或设计手册、图册(2) 选择危险截面在装配图中可以看到各截面均有应力集中源，选择其中 应力较大、应力较集中较严重的截面。计算危险截面工作应力51M 752188 x截面弯矩：76截面扭矩：T=175524NLmm33抗弯截面系数：W=0.1d =0.7533抗扭截面系数：州=0创=°.旷75截面上弯曲应力：碍=M /W = 504758/42187.5截面上

30、扭剪应力：e = T /州=175524/84375M =504758NL|mm3W = 42187.5mm州=84375mm3轨=11.965N / mm3 t = 2.080 N / mm3=11.965N/mm3m"J = J = 3.89N/mm2坊斗=275N / mm屮十 °.1，屮 i = 0.05弯曲应力副：；二二:丁b 二 11.965N / mm3弯曲平均应力：=0扭切应力：-a = - m =-2(3) 确定轴材料机械性能查表8.2，弯曲疲劳极限；=275N/mm2，剪切疲劳极限2二=275N / mm碳钢材料特性系数：屮= 0.1,屮讦0刖存(4)

31、确定综合影响系数K:、K轴肩圆角处有效应力集中系数k；：、k ，根据 r/d =5/75 =0.067，D/d =93/ 75 =1.24，由表 8.9 差值 计算得 匕=1.80,k =1.35无配合和开槽影响尺寸系数；：、；.，根据d由图8-12查得；产0.73, ；. =0.72表面状况系数,根据J ,表面加工方法查图8-2得:二二 0.88轴肩处综合影响系数Ky K为：K；k；二1.800.73 0.88= 2.8021.350.72 0.88= 2.131(5)计算安全系数由表8.13取需用安全系数S = 1.5 由式8-6s 一= c 275Ka+屮ym2.802 汉 11.965

32、+0.1 汉 0k"1.80,k =1.35=0.73, ； = 0.72L0.88K；：- = 2.802K =2.131S；= 8.203S 二 68.3352 =8.145疲劳强度安全1552.131 1.0400.05 1.042中间轴设计与校核设计项目及说明1）绘制轴的布置简图2）计算作用在齿轮上的力转矩 T2 =492.01NLmm= 258.06mm输出齿轮分度圆直径dm2 =135mm圆周力Ft2'2甩=2一2ddd2径向力F，1tan: cos :F 2 - Ft2 *tan：T2 二 492.01NLmm = 258.06mmdm2 二 135mmFt1

33、=3015、Ft2 =5763.5、轴向力 =FtitanB耳=1137.8N 匚2 = 2097.75N3）初步估算轴的直径F&= 825.94N选取45钢作为轴的材料，调质处理由d “匹 n计算轴的最小直径并加大3%以考虑键槽的影响A =112查表8.6取A =112dmin = 39.96 mm贝 “dmin= 1.03X12 嗚 P2/ “24）轴的结构设计（1）确定各轴段直径和长度L1 =36mm1段 选取轴承型号为30210,同时考虑齿轮与箱壁的d1 =50mm距离取d1、Lj 0d2 =60mm2 段 d2 =a +6 10 ,L2=b_2 4。l2 =110mm3段为使

34、齿轮定位，齿轮紧靠轴肩，轴肩高度d3 =68mmh=8mm。L3 =16mm4段 安装咼速大齿轮，d4 = d2 , L4 = b2- (1 4)d4 =60mm5 段ds = d1Ls= L1l4 =66mm5）绘制轴的弯矩图和扭矩图d5 =30mm求轴承反力L5 =36mmU 面FU-896.71N&2 =6159.38NV 面 &!=-131.05NR/2 = -2483.09N求弯矩U 面 Mu =508148.85N|_mmV 面 MV =204854.93NJmm合成弯矩M =jMU22+Mv22NLmm扭矩TT =653271NLhm轴的受力图如下图所示% = -

35、896.71NFU2 =6159.38NFV1=-131.05NFV2 = -2483.09NMu =508148.85NnMV = 204854.93NLJmM =547887.58 NLmmT =653271NLJmm6)按弯扭合成强度校核轴的强度当量弯矩Mca = .M2 (T)2，取折合系数:=0.6，贝y齿 宽中点处当量弯矩：Mca 二.547887.582(0.6 653271)2轴的材料为45号钢，调质处理。由表 8.2查得2Mca = 547887.72NmmMca = 759525NUmm2二ca 二 19.06N /mm该轴满足强度要求匚b =640N/mm2，由表8.9查

36、得材料许用应力卜“ -60N/mm 由式8-4得轴的计算应力为仃 _Mcai _ Mcai _ 547887.72 耳aW0.1d430.1 汉 6537)精确校核轴的疲劳强度(1)选择危险截面在装配图中可以看到各截面均有应力集中源， 选择选择A截面校核其中应力较大、应力较集中较严重的截面。计算危险截面工作应力M =294393.65NLmmM 42.66 汇+106323.20截面弯矩：100.16W = 21600mm3截面扭矩：T=653271NLmmWT = 43200mm3抗弯截面系数：W =0.1d3 =0仔603仃b =10.24N/mm3抗扭截面系数：州=0勿3 =0公6033

37、i =11.36N / mm截面上弯曲应力：=M /w = 294393.65/21600j = 10.24N/mm3截面上扭剪应力：可=T /州=653271/43200m =03弯曲应力副：S =%=10.24N/mmJ =im = 5.68N / mm弯曲平均应力：TT = E =扭切应力：a " 2= 275N / mm2确定轴材料机械性能2J = 275N / mm查表8.2，弯曲疲劳极限 b_,=275N/mm2，剪切疲劳 极限忤=0.1,寧号=0.05=275N / mm2心=3.43,心=2.47碳钢材料特性系数:壮= 0.1严十。.別貯(2) 确定综合影响系数K、K

38、g(3) 计算安全系数由表8.13取需用安全系数S = 1.8 由式8-6二 275 K 申a+屮占 m 3.43 汉 10.24+0s 讦=155Ka +尸mS _S凤caJs*2S=7.83S，= 10.83Sea = 6.35疲劳强度安全3输出轴设计与校核设计项目及说明结果1）计算作用在齿轮上的力转矩 T3 =868.44N mT3 =868.4职 m输出轴上大齿轮分度圆直径 dd = 320mm圆周力R = 213dFt =8745.79N径向力 Ft = Ft *tanaF=3183.21N2）初步估算轴的直径选取45号钢作为轴的材料，调质处理由式 dA3慎 计算轴的最小直径并加大

39、3%以考虑键槽的影响查表取A=110110.30则dK1.03"10¥52.07根据dmin圆整，根据 GB/T297-95，暂选轴承为深沟球轴承6016,于是得 dmin = 70mm。dmin = 70mm根据轴上的零件布置、安装和定位的需要，初定个轴段的直径Rhi =7071.14N印2 二 3384.27NFV2574.34N尺2 =1231.77NMr =243.28NLmM = 711130 mm及长度，其中轴颈、轴头结构尺寸与轴上相关零件的结构尺寸联系 起来统筹考虑。如图减速器高速轴结构图u卜0jLD 卜 011uOC0寸cc ccuoc01077? wn95

40、56.3).绘制轴的弯矩图和扭矩图 求轴承反力H面Rhi =7071.14NRH2 =3384.27NV垂直面：Rr1 =2574.34NRr2 =1231.77N弯矩Mr =243.28NLm合成弯矩M 二、,Mu22 MV22NLmm扭矩T =2509.30NLm轴的受力图如下图所示4)按弯扭合成强度校核轴的强度当量弯矩Mca二M2 (T)2，取折合系数:=0.6，则齿宽中点处当量弯矩 Mca = '.711.132(0.6 2509.30)2轴的材料为45号钢，调质处理。由表8.2查得6 =640N/mm2，由表8.9查得材料许用应力 H60N/mm2由式8-4得轴的计算应力为M

41、 ca M ca 1665.08G" = = =ca W0.1d430.1 9835)精确校核轴的疲劳强度(1)选择危险截面在装配图中可以看到各截面均有应力集中源，选择其中应力较大、应力较集中较严重的截面。(2)计算危险截面工作应力截面弯矩：= 711.13143.45197.45截面扭矩：T =2590300N|_mm抗弯截面系数：W =0.1d3 =0.1 983Mca 二 1665.08NLm2二b 二 60N /mm2；ca 二 17.69N /mm该轴满足强度要求选择危险截面AM =516.65NLmW =94119.2mm3抗扭截面系数： 州 =0.2d3 =0.2x98

42、WT = 188238.4mm3截面上弯曲应力： =M /W =516650/94119.2crb =5.49N / mm3截面上扭剪应力：E =T /Wr = 2509300/188238.4t =13.33N /mm3弯曲应力畐 H： er a =cTb = 5.49N / mm3cra = 5.49N / mm弯曲平均应力：bm=0f = 0扭切应力：5=0=上2ia =為=6.67N / mm(3)确定轴材料机械性能查表8.2，弯曲疲劳极限=275N/mm2，剪切疲劳极2j =275N / mm2限 ci=275N/mm2j =275N / mm碳钢材料特性系数：屮= 0.1,屮i =

43、 0.5屮 u = 0.1，屮 i = 0.05(4)确定综合影响系数K& K,轴肩圆角处有效应力集中系数k$ k,，根据r/d=0.04，D/d =1.102，由表8.9差值计算得 匕=1.94,心=1.35Q = 1.94,k = 1.35配合处综合影响系数K厅 心，根据d,%，配合H7/k6G = 3.75由表8.11差值计算得Kb = 3.75,Kg = 0.4 + 0.6汉K口0=2.65键槽处有效应力集中系数 Q kT，根据由表8.10差值计算得Q = 1.81，心= 1.62心=1.81,鬆=1.62尺寸系数 咕,根据d由图8-12查得 务=0.70, % = 0.70呂

44、g=0.70, % = 0.70表面状况系数PCT，根据 b，表面加工方法查图 8-2得町= *0.88Pa = PT = 0.88轴肩处综合影响系数K巧为：k1 94-.-3.15Pa 0.70 汉 0.88心1.35K = = 2.19 %哄 0.7° 5.88键槽处综合影响系数K、K巧为：° V佃=2.94Pa 0.70 x 0.882*倔=2.630.70 汇 0.88同一截面如有两个以上得应力集中源，取其中较大得综 合影响系数来计算安全系数，故按轴肩处取综合影响系 数K&心。(5)计算安全系数由表8.13取需用安全系数S = 1.8 由式8-6S 一 27

45、5° K 申a+W 申 m 3.15X2.27+0.1X0二155St _-K+ 屮尸m2.63 汉 6.67 + 0.05 汇 6.67S 一Sdca卮+S；心=3.15 2.190=2.94g = 2.63G = 3.150=2.6338.46S年= 8.67Sea = 8.46疲劳强度安全6.轴上键与联轴器的设计1高速轴(1轴)上联轴器处和键选择与校核设计项目及说明结果输入端（联轴器孔连接）1. 选联轴器和键。由1轴工作转矩 T仁149027N®工作转速联轴器：TL6n1=730r/min,以及最小允许轴径dmin = 32mm即外伸轴径，查 GB/T5014-85，

46、选弹性柱销连轴器型号为TL6连轴器JA55 92JC50 88GB5014 -85，许用转矩T=1250Nm,许用转速n=4000r/min 。因T1<T，n1<n，故联轴器满足要求。选A型普通平键。d=50mm L'=88mm查表 GB/T1095-2003,选键：b=10mm h=8mm，L=60mmA型普通平键b = 10mm h 二 8mmL = 60mm匚 p =90N / mm24 149270= 26N/mm50 10 542= 26N /mm满足挤压应力要求2 .键的强度较合。验算其挤压强度，查表得其许用挤压应力二p4T1dhl键的工作长度丨二L -b =6

47、0 -10 = 50mm ,2中间轴上齿轮处键设计与校核设计项目及说明结果输入端（与大锥齿轮孔连接）1.选A型普通平键。d=52mm L'=90mm查表 GB/T1095-2003,选键：b=20mm h=12mm, L=90mm2.键的强度较合。验算其挤压强度，查表得其许用挤压应力<Sa = 4丁2 <kt p dhlp键的工作长度丨=L b=9016mm，贝U4X92.01 勺000 一 = 47.13N / mm66"2 汉70输出端（与小圆柱齿轮空孔连接）1.选A型普通平键。d=66mm L'=67mmA型普通平键b = 16mmh = 10mmL

48、 = 90mmJ =90N / mm2竹=47.13N/mm2满足挤压应力要求A型普通平键b = 16mmh = 10mmL 二 40mm二 p =90N / mm22匚 p 二 82.48N / mm满足挤压应力要求查表 GB/T1095-2003,选键：b=20mm h=12mm , L=60mm2. 键的强度较合。验算其挤压强度，查表得其许用挤压应力；p4T2 dhl键的工作长度丨二L b =40 一16 =24mm，则» 4 492-01 =82.48N/mm 66汉12汉403输出轴上齿轮处键和联轴器设计与校核设计项目及说明结果输入端（与大圆柱齿轮空孔连接）1. 选A型普通

49、平键。d=70mm L'=l07mm查表 GB/T1095-2003,选键：b=20mm h=12mm, L=90mm2. 键的强度较合。验算其挤压强度，查表得其许用挤压应力 Qpp =玉勻竹dhl键的工作长度丨=L b=9020mm，贝V4X653.271 X1000 一 碍=24.51 N / mm98X16X68输出端（联轴器孔连接）1.选联轴器和键。由3轴工作转矩T3=2509.299Nm工作转 速n3=51.063r/min,以及最小允许轴径dmin =80mm即外伸轴 径,查 GB/T5014-85 , 选弹性柱销联轴器 HL6 80勺07 GB5014 -85，许用转T=

50、3150Nm,矩许用转速J185><132n=2800r/min。因T3<T , n3<n，故联轴器满足要求。选A型普通平键。d=80mm L'=103mm查表 GB/T1095-2003,选键：b=22mm h=14mm, L=85mmB型普通平键b = 20mmh = 12mmL = 90mmpp=90N/mm2丨=68mm单键2= 24.51N / mm满足挤压应力要求联轴器：HL6B型普通平键b = 22mmh = 14mm L = 85mmBp=90N/mm2单键3键的强度较合。验算其挤压强度，查表得其许用挤压应力 Bp bp =145.25N/mm24&#