链板式输送机传动装置

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式输送机传动装置机械设计制造及其自动化专业2班设计者：李建成指导老师：冯银兰2015年7月4日星期六太原理工大学阳泉学院目 录一、设计任务说明2二、传动简图的拟定2三、电动机的选择2四、传动比的分配3五、传动参数的计算3六、减速器传动零件设计计算41. 高速级直齿锥齿轮传动的设计计算42. 中间级斜齿圆柱齿轮传动设计计算83. 低速级链传动的设计计算11七、初算轴径13八、选择联轴器和轴承13九、绘制基本结构装配底图14十、轴系零件设计校核15十一、轴承寿命校核24十二、键选择及强度校核28十三、箱体结构及附件设计30十四、润滑和密封设计33十五、设计心得

2、体会33十六、参考书目34一、设计任务说明1.设计任务设计链板式输送机的传动装置。2.原始数据题号5-C输送链的牵引力F/kN7输送链的速度 v/(m/s)0.4输送链链轮的节圆直径d/mm3833.工作条件 连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差正负5%。二、传动简图的拟定三、电动机的选择1. 类型和结构形式的选择选择Y系列电动机。具有结构简单，价格低廉，维护方便，可直接接于三相交流电网中等显著特点。2. 功率的确定Pw=Fwvw1000w=7000×0.41000×0.95=2.947kW电动

3、机至工作机的总效率(串联时)。弹性联轴器效率1=0.99，球轴承效率2=0.99，8级精度锥齿轮3=0.96，8级精度圆柱齿轮4=0.97，滚子链传动效率5=0.96。=124345=0.99×0.994×0.96×0.97×0.96=0.850所需电动机的功率Pd(kW)。Pd=Pw=2.9470.850=3.467电动机额定功率Pm。按照PmPd来选取电动机型号。3. 转速的确定根据Y系列常用转速，选择同步转速1000r/min的电动机。Y系列三相异步电动机，型号为Y132M16。机座带底脚，端盖无凸缘。 型号额定功率（kW）满载转速（r/min）同

4、步转速（r/min）Y132M1-649601000四、传动比的分配电动机满载转速nm=960r/min，工作机的转速nw=60×1000vd=60×1000×0.4×383=19.946r/mini=nmnw=96019.946=48.13一般圆锥圆柱齿轮减速器，高速级锥齿轮传动比i1可按下式分配i1=0.25i=1212明显过大，根据一般锥齿轮传动比的限制，取i1=3，再取圆柱齿轮传动比i2=4，取链传动传动比i3=ii1×i2=4.01。五、传动参数的计算1. 各轴转速n（r/min）高速轴转速 n=nm，中间轴转速 n=n/i1，低速轴

5、转速 n=nm/(i1×i2)，滚筒轴转速 n=nm/(i1×i2×i3)2. 各轴的输入功率P(kw)=124345高速轴输入功率 P=Pm1中间轴输入功率 P=P23低速轴输入功率 P=P24滚筒轴输入功率 P=P253. 各轴的输入转矩T（N·m）高速轴输入转矩 T=9550P/n中间轴输入转矩 T=9550P/n低速轴输入转矩 T=9550P/n滚筒轴输入转矩 T=9550P/n根据以上计算数据列出下表,供以后设计计算使用。电机轴轴轴轴滚筒轴功率P/kw3.4673.4323.2613.1322.977转矩T/(N·m)34.14197

6、.320373.8831421.518转速n/(r/min)9609603208020传动比i1344效率0.990.95040.96030.9504六、减速器传动零件设计计算1. 高速级锥齿轮的设计计算(1) 选择材料，精度，齿数：小齿轮选择40Cr,锻钢,调质处理,硬度250-260HBS，大齿轮选择45钢，锻钢,硬度200-210HBS。8级精度。选小齿轮齿数20，大齿轮齿数60。(2) 按齿面接触疲劳强度计算：d13(ZEZHH)24KHtT1R(1-0.5R)2u分别确定公式内各个计算数值：参数依据结果载荷系数Kt试选1.6小齿轮转矩T1前期计算34141N·mm弹性影响系

7、数ZE锻钢配对189.8MPa1/2齿宽系数R通常取1/31/3齿数比u大小齿轮齿数3接触疲劳强度极限Hlim1中等质量,硬度250HBS700MPa接触疲劳强度极限Hlim2中等质量,200HBS550MPa应力循环次数N1N1=60n1jLh2.765×109应力循环次数N2N2=N1/u9.22×108接触疲劳寿命系数KHN1和KHN2N1N2，允许一定点蚀,调质刚KHN1=0.92KHN2=1.01许用接触应力H1H1=KHN1lim1S失效概率1%，S=1644Mpa许用接触应力H2H2=KHN2lim2S失效概率1%，S=1555.5MPa参数确定完毕，将较小的

8、H代入公式中，d13(ZEZHH)24KHtT1R(1-0.5R)2u=61.147mm锥齿轮平均分度圆直径dm=d(1-0.5R)=50.955mm。计算圆周速度v，锥齿轮圆周速度需按照平均分度圆直径计算。v=dmn160×1000=×50.955×96060000=2.561m/s计算实际载荷系数：载荷系数K=KAKvKKKA:根据工作载荷状态(轻微冲击)和原动机类型(电动机)，KA=1.25；Kv:根据v=2.561m/s,8级精度，锥齿轮第一级精度，按照9级精度，查得动载系数Kv=1.15；K: K=1；K:根据KH=KF=1.5KHbe 。由表10-9，

9、KHbe=1.25。KH=KF=1.5KHbe=1.875。K=KAKvKK=1.25×1.15×1.875=2.695。校正分度圆直径：d1=d1t3KKt=61.147×32.6951.6=72.754计算模数：m1=d1z1=3.6377(3) 按齿根弯曲疲劳强度计算：m3kFtT1R(1-0.5R)2z12u2+1YFaYSaF确定公式中参数：参数依据结果载荷系数KK=KAKvKK2.695小齿轮转矩T1前期计算34141N·mm齿宽系数R通常取1/31/3齿数比u大小齿轮齿数3弯曲疲劳强度极限FE1中等质量,硬度250HBS580MPa弯曲疲劳

10、强度极限FE2中等质量,200HBS420MPa应力循环次数N1N1=60n1jLh2.765×109应力循环次数N2N2=N1/u9.22×108弯曲疲劳寿命系数KFN1和KFN2,N1 N2，调质钢KFN1=0.82KFN2=0.9许用弯曲应力F1F1=KFN1FE1SS=1.5317MPa许用弯曲应力F2F2=KFN2FE2SS=1.5252MPa齿形系数YFa12.80应力校正系数YSa11.55齿形系数YFa22.28应力校正系数YSa21.73系数已经确定。对比大小齿轮YFaYSaF。YFa1YSa1F1=0.0137YFa2YSa2F2=0.0157大齿轮数值

11、较大。将大齿轮数值代入公式：m3kFtT1R(1-0.5R)2z12u2+1YFaYSaF=2.702对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于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2.702就近圆整为标准值m=3 mm。按接触强度所得的分度圆直径d1=72.754mm，算出小齿轮齿数： z1=d1m=72.7543=24.25125大齿轮齿数：z2=3×25=75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

12、度，并做到结构紧凑，避免浪费。(4) 几何尺寸计算： 计算分度圆直径 d1=z1m=25×3=75d2=z2m=75×3=225计算锥角 u=z2z1=cot1=tan2得1=18.43° 2=71.57°计算锥距 R=d122+d222=118.59计算齿宽 b=R·R=39.5计算平均分度圆直径 dm1=d11-0.5R=62.5 dm2=d21-0.5R=187.5计算平均模数 mm=m1-0.5R=2.5计算当量齿数 zv1=z1cos1=26.35zv2=z2cos2=237.23(5) 结构选择：小齿轮齿顶圆直径160mm，选用实心

13、结构。大齿轮齿顶圆直径160mm，选用腹板式结构。高速级锥齿轮的主要设计参数：小锥齿轮大锥齿轮小锥齿轮大锥齿轮齿数z2575锥距R118.59mm齿宽b39.5mm39.5mm模数m3mm锥角18.43°71.57°平均模数2.5mm分度圆直径75mm225mm当量齿数26.35237.23平均分度圆直径62.5mm187.5mm结构实心腹板式2 中间级圆柱齿轮的设计(1) 选精度等级，材料及齿：材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为250HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为200HBS。仍选用8级精度。该级齿轮传动比为4，选择小齿轮齿数z1=

14、18，大齿轮齿数z2=72，初选螺旋角=14°(2) 按齿面接触强度计算设计：按式（10-11）试算，即d1t32ktT1du±1u(ZZEZZHH)2分别确定公式内各个计算数值：参数依据结果载荷系数Kt试选1.6小齿轮转矩T1前期计算97320N·mm区域系数ZH=14°.2.433弹性影响系数ZE锻钢配对189.8MPa1/2齿宽系数d1重合度=14°,1=0.73 2=0.891.62齿数比u大小齿轮齿数3接触疲劳强度极限Hlim1中等质量,硬度250HBS700MPa接触疲劳强度极限Hlim2中等质量,200HBS550MPa应力循环次

15、数N1N1=60n1jLh9.216×108应力循环次数N2N2=N1/u3.072×108接触疲劳寿命系数KHN1和KHN2N1N2 允许一定点蚀,调质刚KHN1=1.02KHN2=1.06许用接触应力H1H1=KHN1lim1S失效概率1%，S=1714Mpa许用接触应力H2H2=KHN2lim2S失效概率1%，S=1583MPa重合度系数Z0.491将较小的值代入公式计算：d1t32ktT1du±1u(ZZEZZHH)2=32×1.6×973201×1.62313(2.433×189.8583)2=54.38计算圆周速

16、度： v=d1tn160×1000=×54.38×32060000=0.91m/s计算齿宽：b=d·d1t=1×54.38=54.38mm计算齿宽与齿高比：bh=b2.25mt=b2.25d1tZ1=54.38/(2.25×54.3818)=8计算实际载荷系数：载荷系数K=KAKvKKKA:根据工作载荷状态(轻微冲击)和原动机类型(电动机)，KA=1.25；Kv:根据v=0.91m/s，8级精度，由图10-8，锥齿轮第一级精度，按照9级精度，查得动载系数Kv=1.1；K:由表10-3， KH=KF=1.2；K:由表10-4，非对称分布

17、，KH=1.454；由表10-13， KF=1.37。接触疲劳载荷系数：K=KAKvKK=1.25×1.1×1.2×1.454=2.399。弯曲疲劳载荷系数：K=KAKvKK=1.25×1.11×1.2×1.37=2.26。校正分度圆直径：d1=d1t3KKt=54.38×32.3991.6=62.242计算当量模数：mn=d1cos14°z1=3.355(3) 按齿根弯曲强度计算设计：mn32kFtT1YYcos2dz12YFaYSaF确定参数：参数依据结果弯曲疲劳载荷系数KK=KAKvKK2.26小齿轮转矩T1

18、前期计算97320N·mm齿宽系数d一般1齿数比u大小齿轮齿数4重合度=14°,1=0.73 2=0.891.62弯曲疲劳强度极限FE1中等质量,硬度250HBS580MPa弯曲疲劳强度极限FE2中等质量,200HBS420MPa应力循环次数N1N1=60n1jLh9.216×108应力循环次数N2N2=N1/u3.072×108弯曲疲劳寿命系数KFN1和KFN2N1N2，调质刚KFN1=0.9KFN2=0.95许用弯曲应力F1F1=KFN1FE1SS=1.5348MPa许用弯曲应力F2F2=KFN2FE2SS=1.5266MPa螺旋角影响系数Y0.88

19、当量齿数zv1zv1=z1cos319.70当量齿数zv2zv2=z2cos378.81齿形系数YFa1当量齿数2.80应力校正系数YSa1当量齿数1.55齿形系数YFa2当量齿数2.22应力校正系数YSa2当量齿数1.77重合度系数Y0.683系数已经确定。对比大小齿轮YFaYSaF。YFa1YSa1F1=0.0125YFa2YSa2F2=0.0148大齿轮数值大。将较大数值代入公式中计算：mn32kFtT1YYcos2dz12YFaYSaF=2.174对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的发面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数mn的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能

20、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法面模数2.174就近圆整为标准值2.5mm。按接触强度所得的分度圆直径d1=62.242 mm，算出小齿轮齿数 z1=d1cosmn=62.242cos142.5=24.1524大齿轮齿数 z2=4×24=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) 尺寸计算：计算中心距a：a=(z1+z2)mn2cos=154.59mm圆整为155mm修正螺旋角：=arccos(z1+z2)mn2a=14°35'3

21、3改变不多，其他不需要修正。 计算分度圆直径：d1=z1mncos=24×2.5cos14°35'33=58.06d2=z2mncos=96×2.5/cos14°35'33=248.0计算齿轮宽度：b=d·d1=58.06圆整后取B2=60mm，B1=65mm(5) 齿轮结构选择：小齿轮齿顶圆直径160mm，选用实心结构。大齿轮齿顶圆直径160mm，选用腹板式结构。中间级斜齿圆柱齿轮的主要设计参数：小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮齿数z2496中心距a155mm齿宽B65mm60mm当量模数mn2.5mm修正后螺旋角14°35

22、'33结构实心腹板式分度圆直径58.06mm248.00mm当量齿数19.7078.81齿顶圆直径67.17mm253.17mm齿根圆直径56.19mm242mm3 低速级链传动设计计算需要传递的功率为3.132kW，主动链轮转速n1=80r/min。（1） 选择链轮齿数：取小链轮齿数z1=18，大链轮齿数z2=i·z1=4×18=72。（2） 确定计算功率：由表9-6，轻微冲击，工况系数KA=1.0。由图9-13，齿数18，主动链轮齿数系数KZ=1.45。取单排链。则计算功率为：Pca=KAKZP=1.0×1.45×3.132=4.5414kW

23、（3） 选择链条型号和节距：根据Pca=4.5414kW和n1=80r/min。查图9-11，可选择20A。查表9-1，链条节距为p=31.75mm。（4） 计算链节距和中心距：初选中心距a0=3050p=3050×31.75=952.51587.5mm取a0=1000mm，相应的链长节数为Lp0=2a0p+z1+z22+(z2-z12)2pa0=110.34取链长节数Lp为110节。查表9-7得到中心距计算系数f1=0.24087，则链传动的最大中心距为a=f1p2Lp-z1+z2=0.24087×31.75×2×110-90=994.19mm（5）

24、计算链速v，确定润滑方式：v=n1z1p60×1000=90×18×31.7560000=0.762m/s查图9-14，选择滴油润滑。（6） 计算压轴力Fp：有效圆周力为Fe=1000Pv=1000×3.1320.762=4110.24N链轮水平布置，压轴力系数，KFp=1.15。压轴力为 FpKFpFe=4726.776N。低速级链轮的主要设计参数小齿轮大齿轮齿数z1872链号20A（节距31.75mm）排数1链节数104最大中心距994.19mm七、初算轴径1. 选择材料选择45刚，调质处理。许用扭转切应力T=35Mpa。2. 按照扭转强度条件初步估

25、算轴径电机轴轴轴轴滚筒轴功率P/kw3.4673.4323.2613.1322.977转速n/(r/min)9609603208020轴:d39550000P0.2Tn=16.959mm轴:d39550000P0.2Tn=24.046mm轴:d39550000P0.2Tn=37.66mm考虑到轴上键槽的影响，对于d100mm的轴，直径放大5%。d1=16.959×1.05=17.807mmd2=24.046×1.05=25.248mmd3=37.66×1.05=39.543mm八、选择联轴器和轴承1. 选择高速输入轴联轴器(1)类型选择：选择弹性柱销联轴器，适用于

26、连接两同轴线的传动轴系，并具有补偿两轴相对位移和一般减振性能。工作温度-2070。(2)载荷计算：公称转矩T=9550000Pn=9550000×3.467960=34489.427N·mm，由表14-1查得KA=1.5，由Tca=KAT计算得到计算转矩：Tca=34489.427×1.5=51734.14N·mm (3)型号选择：根据转矩，轴最小直径17.807mm。选择型号。查弹性柱销联轴器GB/T-5014-2003，LX1联轴器可以满足要求。主要参数如下：型号公称转矩许用转速转动惯量质量LX1250N·m8500r/min0.002kg

27、·m22kg输出端轴孔长度输出端轴径52mm18mm2. 选择轴承类型考虑到有轴向、径向载荷，选择角接触球轴承，尺寸系列02，0级公差，0组游隙，=25°，脂润滑。九、绘制基本结构装配底图如图为主要内箱的装配底图，基于此图进行后边的轴系设计。查手册表5-1，表5-2，表5-3。箱座壁厚与箱盖壁厚=1=8mm。地脚螺栓直径df=0.018dm1+dm2+12mm。取df=12mm。箱盖与箱座连接螺栓直径d2=0.50.6df=67.2。根据螺栓标准取8mm。对应螺栓的扳手空间，至外箱壁距离c1=13mm，至凸缘边缘直径c2=11mm。1=2=8mm，4=4.88mm，取4=6

28、mm。58mm，初取8mm。后边设计时要保证小锥齿轮在箱体中心。十、轴系零件设计校核1. 输入轴设计选择材料45钢，调制处理，硬度HBS250。设计基本结构并且确定尺寸：轴最小直径17.807，取d1=18mm。查联轴器参数L1=52，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，L1取略短一些，L1=50。联轴器右端需一个轴肩，故取d2=25mm。确定d3为轴承配合，需要5的倍数，取d3=30mm。查角接触球轴承（GB/T 292-1994），取7206AC，内径30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm，安装尺寸da=36mm，也就是d436mm，取d4=38mm。d5=d3=3

29、0mm。有一个轴肩，取d6=24mm。采用轴端挡圈加双螺钉固定锥齿轮的右端，查手册34页确定L4，L6。两轴承距离为LB，与锥齿轮靠近的轴承与锥齿轮分度圆处距离为LC。如下图：一般取LB=2LC，或LB=2.53d，d为安装轴承处的直径。我们取LB=2.5d=75mm。取Lc=38mm。L4=LB-2B2=59mm查机械设计图10-39，锥齿轮结构，锥齿轮与轴配合部分长度L=（1-1.2）d，此处d=d6=24mm。取L=30mm。套杯伸出厚度为6mm，则L6约为30+6=36mm。取L6=36mm。L2长度为套杯凸缘厚度，轴承盖厚度，加上一段距离。查手册图6-29，根据套杯内径62mm，凸缘

30、厚度取S=(0.080.1)D，取S=6mm。根据图6-27凸缘式轴承盖，轴承外径62mm，螺钉直径6mm，凸缘厚度e=1.2×螺钉直径=7.2mm,，圆整为8mm，L28+6=14mm取L2=30mm。套杯凸缘厚度，伸出后边伸出长度，壁厚均为6mm。固定轴承盖和套杯的螺钉为4个，对称螺钉中心距为D0=D+2S2+2.5D3=62+4.5×6mm=89mm。套杯凸缘处直径D2=D0+3d3=89+3×6=107mm。套杯总长103mm。L3与轴承配合。取L3=B=16mm。为了使甩油环与轴肩不接触，直接顶到轴承内圈，L5比B稍小一些。取L5=13mm。2. 输入轴

31、校核受力分析画受力分析图。已知T1=34.141N·m，dm1=62.5mm，小锥齿轮的锥角1=18.43°。(1) 计算锥齿轮部分受力：圆周力Ft=2T1dm1=1092.5N，径向力Fr=Fttancos1=377.24N，轴向力Fa=Fttansin1=125.71N，计算轴承处作用力。水平面内Z方向上力平衡：FNH1-FNH2+Ft=0垂直面内力平衡：FNV1-FNV2+Fr=0竖直面内对右边轴承处力矩平衡：73.5FNV1+62.52Fa-38Fr=0水平面内对右边轴承处力矩平衡：73.5FNH1-38Ft=0得：FNH1=564.83N，FNH2=1657.33

32、N，FNV1=141.59N ，FNV2=518.83(2) 画弯矩图：根据上述简图及求出的轴上各作用力，分别按水平面和竖直面计算各力产生的弯矩，并按结果分别作出水平面上的弯矩MH图和垂直面上的弯矩图MV图；然后按式M=MH2+MV 2并作出M图及扭矩图。画水平方向和竖直方向弯矩图：由图可知，最大合成弯矩在右边轴承处。最大弯矩为可以看出最大计算应力处，M=MH2+MV 2=（564.83×73.5)2+（141.59×73.5）2=42799.5Nmm转矩图：T=34.141N·m(3)校核轴的强度：已知轴的弯矩及扭矩后，可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核计算。

33、按第三强度理论，考虑弯曲应力和扭转应力循环特性不同的影响，引入折合系数=0.6，计算应力ca=2+4（）2。从弯扭图中可以看出，危险截面为右边轴承处，其轴径为d6=24mm，将弯曲应力=MW，扭转切应力=T2W，带入计算应力公式，则轴的弯扭合成强度条件为 ca=（MW）2+4（T2W）2-1W为轴的抗弯截面系数，mm3，查表15-1可得其值为W=d332-bt(d-t)22d，其中d为轴承处直径，b为键槽宽度，t为键槽深。查表6-1，键宽b=8mm，高h=7mm，t=h/2=3.5mm。代入，W=d332-bt(d-t)22d=×30332-8×3.5(30-3.5)22&

34、#215;30=2323.002mm3代入公式：ca=（MW）2+4（T2W）2=20.043MPa查表15-1-1，45钢，调质，-1=60Mpa。强度足够。3. 轴设计选择材料45钢，调制处理，硬度HBS250。轴最小直径为25.248mm，与轴承配合取d1=d3=30mm。一个轴肩，取d2=38mm。此轴各长度与箱体结构有关，根据绘制的减速器装配底图，分析确定轴上各段长度。如图，取大锥齿轮轮毂45mm，分度圆距离轮毂靠近内侧边缘21mm，取轮毂内侧边缘距离小圆柱齿轮a1=7mm。则距离大齿轮边缘为7+5/2=9.5，可以保证安全距离。图中a2=37.5-21-a1=9.5。则L=65-9

35、.5+6=61.5mm。另外一侧a3=L-37.5+(45-21)=0。即轮毂贴在甩油环上。由此分析确定轴上各长度。L1为轮毂长度加上轴伸入箱壁长度。伸入箱壁长度为壁厚B减去轴承盖腿长m，取m=5mm。L1=45+B-m=45+32-5=72mm。L2=a1=7mm。L3为小圆柱齿轮宽加上4，加上伸入箱壁长度。L3=65+6+32-5=98mm。4. 轴强度校核（1） 计算受力。画受力分析图：由轴小锥齿轮受力分析，得到大锥齿轮上受力情况。圆周力Ft1=2T1dm1=1092.5N径向力Fr1=125.71N轴向力Fa1=377.24N小圆柱齿轮受力情况如下：圆周力Ft2=2T2d1=2

36、5;9732058.06=3352.4N径向力Fr2=Ft2tanncos=3352.4×tan20°cos14°35'33=1260.8N轴向力Fa2=Ft2tan=3352.4×tan14°35'33=872.8N水平面内Z方向上力平衡：FNH1-FNH2+Ft1-Ft2=0竖直面内力平衡：FNV1+FNV2+Fr1-Fr2=0水平面内对轴与小圆柱齿轮连接处力矩平衡：43+60.5FNH1-5.7.5FNH2-112.5Fa1+60.5Ft1=0竖直面内对轴与小圆柱齿轮连接处力矩平衡：43+60.5FNV1+60.5

37、5;Fr1-57.5FNV2=0得：FNH1=819N，FNH2=1440.9N，FNV1=358.15N， FNV2=776.94N。（2） 画弯矩图：根据上述简图及求出的轴上各作用力，分别按水平面和竖直面计算各力产生的弯矩，并按结果分别作出水平面上的弯矩MH图和垂直面上的弯矩图MV图；然后按式M=MH2+MV 2并作出M图及扭矩图：M=MH2+MV 2=842112+446742=95327N·mm=95.327N·m转矩图：（3） 已知轴的弯矩及扭矩后，可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，考虑弯曲应力和扭转应力循环特性不同的影响，引入折合系数=0

38、.6，计算应力ca=2+4（）2。从弯扭图中可以看出，危险截面为小圆柱齿轮安装处，其轴径为d=30mm，将弯曲应力=MW，扭转切应力=T2W，带入计算应力公式，则轴的弯扭合成强度条件为： ca=（MW）2+4（T2W）2-1W为轴的抗弯截面系数，mm3，查表15-1可得其值为d332-bt(d-t)22d，其中d为轴承处直径，b为键槽宽度，t为键槽深。查表6-1，键宽b=8mm，高h=7mm，t=h/2=3.5mm。代入：d332-bt(d-t)22d=×30332-8×3.5(30-3.5)22×30=2323.002mm3代入公式：ca=（MW）2+4（T2W

39、）2=25.136MPa查表15-1-1，45钢，调质，-1=60Mpa。强度足够。5. 轴设计选择材料45钢，调制处理，硬度HBS250。初步设计结构如下：轴最小直径39.5mm，取d1=40mm。有一个轴肩定位小链轮，d2=45mm。与轴承配合，取d3=50mm。定位轴肩，取d4=58mm，d5=53mm。同样轴承配合,d6=d3=50mm。根据已经选择的链节号，计算链轮齿宽bf1=19.95mm，考虑到链板宽度、链轮结构和链轮在轴端的固定，轮毂长度比链轮齿宽大一些，取L1=25mm。L2应该比轴承盖腿长加上轴承盖凸缘厚度长一些。腿长m=5mm，查得凸缘厚度e=9.6mm，取L2=25mm

40、。L3约为箱体壁厚减去腿长，取L3=27mm。L5应该比大圆柱齿轮齿宽小一些，取L5=57mm。大齿轮距离内壁安全距离为6mm，通过结构决定L4=123-6-60=57mm。最终绘制装配图时发现圆柱齿轮啮合不好，修正为L4=53mm，L3=30mm，轴的装配位置整体向联轴器方向移动。改变甩油环的长度。轴上受力不变。L6=6+(60-57)+L3=36mm。6. 轴强度校核（1） 计算受力。画受力分析图：由轴小圆柱齿轮受力分析，得到大圆柱齿轮上受力情况如下：圆周力Ft2=3352.4N，径向力Fr2=1260.8N，轴向力Fa=872.8N。链轮处受力情况根据前边滚子链传动计算，有效圆周力Fe=

41、1000Pv=1000×3.1320.762=4110.24N。压轴力为 FpKFpFe=4726.776N。即Ft1=4110.24N，Fr1=4726.776N。水平面内Z方向上力平衡：FNH1+FNH2+Ft1-Ft2=0竖直面内力平衡：Fr1+Fr2-FNV1-FNV2=0水平面内对轴与大圆柱齿轮连接处力矩平衡：455+106Ft1+106FNH1-55FNH2=0竖直面内对轴与大圆柱齿轮连接处力矩平衡：455+106Fr1-106FNV1+2482Fa+55FNV2=0得：FNH1=-4126.6N，FNH2=3368.8N，FNV1=7165.5N， FNV2=-1177

42、.9N。（2） 画弯矩图：根据上述简图及求出的轴上各作用力，分别按水平面和竖直面计算各力产生的弯矩，并按结果分别作出水平面上的弯矩MH图和垂直面上的弯矩图MV图；然后按式M=MH2+MV 2并作出M图及扭矩图。M=MH2+MV 2=187.022+215.072=285.01N·m根据以前计算此处T=373.883N·m。（3） 计算校核：已知轴的弯矩及扭矩后，可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，考虑弯曲应力和扭转应力循环特性不同的影响，引入折合系数=0.6，计算应力ca=2+4（）2。从弯扭图中可以看出，危险截面为左边轴承安装处，其轴径为d=50mm

43、，将弯曲应力=MW，扭转切应力=T2W，带入计算应力公式，则轴的弯扭合成强度条件为： ca=（MW）2+4（T2W）2-1W为轴的抗弯截面系数，mm3，查表15-1可得其值为d332-bt(d-t)22d，其中d为轴承处直径，b为键槽宽度，t为键槽深。查表6-1，键宽b=14mm，高h=9mm，t=h/2=4.5mm。代入：W=d332-bt(d-t)22d=×50332-14×4.5(50-4.5)22×50=10967.59mm3代入公式：ca=（MW）2+4（T2W）2=25.987MPa查表15-1-1，45钢，调质，-1=60Mpa。强度足够。十一、轴承

44、寿命校核预取轴承代号及重要参数如下：轴承代号及轴内径d/mm外径D/mm宽B/mm基本额定动负荷Cr/KN额定静负荷Cor/KN7206AC（I轴）30621622.014.27206AC(II轴）30621622.014.27210AC(III轴)50902040.830.51 高速轴上轴承的校核 画受力分析图。由轴的计算可知：Fr1 =1736.6N，Fr2 =582.3N，Fa=125.71N。计算派生轴向力：7206AC，e=0.68。Fd2=0.68×Fr2=359.96NFd1=0.68×Fr1=1180.89N计算轴承轴向力：轴承2被压紧，Fa2=Fd1+Fa

45、=1180.89+125.71=1306.6N轴承1被放松，Fa1=Fd1=1180.89N计算当量动载荷：Fa1Fr1=0.68=e，Fa2Fr2=2.24e查表13-5，X1=1，Y1=0，X2=0.41，Y2=0.87，轻微冲击，fp=1.1。P1=1.1×(X1×Fr1+Y1×Fa1)=1910.26NP2= 1.1×(X2×Fr2+Y2×Fa2)=1513.04N计算寿命：Lh=10660nCPmm=10660×960(220001910.26)3=26519.7h10年，每年300天，每天16小时为48000h，

46、寿命不足。改选圆锥滚子轴承30206，额定动载荷43200N。计算系数e=0.37，Y=1.6。计算派生轴向力：Fd2=Fr2/(2Y)=181.97NFd1=Fr1/(2Y)=542.69N计算轴承轴向力：轴承2被压紧，Fa2=Fd1+Fa=542.69+125.71=668.4N轴承1被放松，Fa1=Fd1=542.69N计算当量动载荷：Fa1Fr1=0.3125e，Fa2Fr2=1.15e查圆锥滚子轴承(GB/T 297-1994)，径向当量动负荷，当Fa/Fre时，Pr=Fr，即Pr1=Fr1=1736.6N当Fa/Fre时，Pr=0.4Fr+YFa，即Pr2=0.4Fr2+1.6Fa

47、2=1302.36将较大数值代入寿命公式：Lh=10660nCPmm=10660×960(432001736.6)3=267257h符合寿命要求。2 中间轴上轴承的校核画受力分析：由轴的计算可知：Fr1 =893.89N，Fr2 =1636.23N，Fa1=377.24N。Fa2=872.8N计算派生轴向力：7206AC，e=0.68。Fd1=0.68×Fr1=607.85NFd2=0.68×Fr2=1112.63N计算轴承轴向力：轴承2被压紧，Fa22=Fd1+Fa2-Fa1=1103.41N轴承1被放松，Fa11=Fd1=607.85N计算当量动载荷：Fa1F

48、r1=0.68=e，Fa2Fr2=0.67e查表13-5，X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0，轻微冲击，fp=1.1。P1=1.1×(X1×Fr1+Y1×Fa11)=983.28NP2= 1.1×(X2×Fr2+Y2×Fa22)=1799.85N计算寿命：Lh=10660nCPmm=10660×320(220001799.85)3=95116h10年， 每年300天，每天16小时为48000h，寿命满足要求。3 低速轴上轴承的校核画受力分析图：由轴的计算可知：Fr1 =3568.79N，Fr2 =8268.8N，Fa=8

49、72.8N。计算派生轴向力：7206AC，e=0.68。Fd2=0.68×Fr2=5622.78NFd1=0.68×Fr1=2426.78N计算轴承轴向力：轴承2被压紧，Fa2=Fd1+Fa=2426.78+872.8=3299.58N轴承1被放松，Fa1=Fd1=2426.78N计算当量动载荷：Fa1Fr1=0.68=e，Fa2Fr2=0.399e查表13-5，X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0，轻微冲击，fp=1.1。P1=1.1×(X1×Fr1+Y1×Fa1)=3925.67NP2= 1.1×(X2×Fr2+Y2&

50、#215;Fa2)=9095.68N计算寿命：Lh=10660nCPmm=10660×80(408009095.68)3=18803h10年，每年300天，每天16小时为48000h，寿命不足。改选圆锥滚子轴承30210，额定动载荷43200N。代入计算：Lh=10660nCPmm=10660×960(432001910.26)3=200794h不符合寿命要求。改选圆锥滚子轴承30210，额定动载荷73200N。计算系数e=0.42，Y=1.4。计算派生轴向力：Fd2=Fr2/(2Y)=2953.14NFd1=Fr1/(2Y)=1274.57N计算轴承轴向力：轴承2被压紧，

51、Fa2=Fd1+Fa=1274.57+872.8=2147.37N轴承1被放松，Fa1=Fd1=1274.57N计算当量动载荷：Fa1Fr1=0.357e，Fa2Fr2=0.26e查圆锥滚子轴承(GB/T 297-1994)，径向当量动负荷，当Fa/Fre时，Pr=Fr，即Pr1=Fr1=1736.6N，Pr2=Fr2=8268.8N将较大数值代入寿命公式：Lh=10660nCPmm=10660×80(732008268.8)3=144532h大于48000h。符合寿命要求。最终选择轴承情况如下：轴承代号及轴内径d/mm外径D/mm宽B/mm基本额定动负荷Cr/KN额定静负荷Cor/

52、KN3206（I轴）30621643.250.57206AC(II轴）30621622.014.23210(III轴)50902073.292.0十二、键选择和键强度校核查表6-2，钢，轻微冲击，许用挤压强度为p=120MPa。1. 高速轴上键的校核与联轴器相连的键校核选择普通A型平键，6×6，L=45mm。T=34.141N·m，b=6mm，h=6mm，L=45mm，k=0.5h=3mm，键的有效长度l=L-b=39mm。根据键的静强度校核公式：p=2T×103kld=28.1Mpap符合强度条件。与小锥齿轮相连的键校核选择普通A型平键，8×7，L=3

53、2。T=34.141N·m，b=8mm，h=7mm，L=32mm，k=0.5h=3.5mm，键的有效长度l=L-b=24mm。根据键的静强度校核公式：p=2T×103kld=25.4Mpap符合强度条件。2. 中间轴上键的校核与大锥齿轮相连的键校核选择普通A型平键，8×7，L=40mm。T=97.320N·m，b=8mm，h=7mm，L=40mm，k=0.5h=3.5mm，键的有效长度l=L-b=32mm。根据键的静强度校核公式：p=2T×103kld=46.24Mpap符合强度条件。与小圆柱齿轮相连的键校核选择普通A型平键，8×7，L=56mm。T=97.320N·m，b=8mm，h=7mm，L=56mm，k=0.5h=3.5mm，键的有效长度l=L-b=48mm。根据键的静强度校核公式：p=2T×103kld=33.1Mpap符合强度条件。3. 低速轴上键的校核与链轮相连的键校核选择普通A型平键，12×8，L=20mm。T=373.88N·m，b=12mm，h=8mm，L=20mm，k=0.5h=4mm，键的有效长度l=L-b=8mm。根据键的静强度校核公式：p=2T×103kld=584.19Mpap不符合强度条件。改用两个普通B型（平头）平键，12