带式输送带传动装置设计书

1、带式输送带传动装置设计书课程设计题目：设计带式输送机传动装置轴轴以知条件1）输送带工作拉力F= 4.8（KN2）输送带工作速度 V 1.7（ M/S）3）滚筒直径D= 450（ MM4）滚筒效率=0.96，（包括滚筒与轴承的效率损失）5）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳6）使用折旧期：8年7）工作环境：室，灰尘较大，环境最高温度38°8）动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V9）检修间隔期；四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修10）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产三、设计工作量1、减速器装配图1（ A1）2、设计说明书1份第一部分 传动装置的总体

2、设计一、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, Y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：225n n n n n 5（1、 2、 3、 4、5分别是弹性联轴器、闭式齿轮传动、滚动轴承、开式滚子链子传动、滚筒的效率）分别取 1 =0.99、 2=0.97、 3=0.99、4=0.92、5 0.960.960.7745n 0.99 20.97 20.99 50.92所以工作机所需的有效功率为8.16 KWFv 48001 .7Pw 1000 1000电动机所需功率为PdPw8.160.774510 .54 KW3、确

3、定电动机的转速和型号卷筒轴的工作转速为60 1000 n D6010001.7n 45072 .187 r , min根据电动机所需功率和同步转速，查表16-1取电动机的额定功率符为 11kw，同步转速为1000r. min ,查表16-1、16-2选取Y160L-6,有关数据如下：型号额定功率/ KW同步转速rfmin）满载转速 H min总传比外伸轴径MM轴外轴长MMY160L-611100097013.437421104、总传动比 ia970 13437n 721875、分配传动装置传动比由公式 ia i1 i2i1 （1.31.4）i2求得 i1 4.179、i23.215二、计算传动

4、装置的运动和动力参数1、计算各轴转速n 匕 _97Lr min 232.113r min11 4.179 'n?232.113 . .”n 2r min 72.196r min12 3.215 'n n3 72.196r/min2、计算各轴输入功率Pd10.321 0.99KW10.217KW310.217 0.97 0.99KW9.812KW39.812 0.97 0.99 KW9.422KW19.422 0.99 0.99 KW9.234KW3、计算各轴输入转矩9550P /n(9500 10.217/970)N ?m100.06N ?m9500P /n9500 9.812

5、/231.113N ?m 403.326 N ?m9500 P/n 95009.422/72.196N ?m 1239.806N ?m9500P /n9500 9.234/72.196N ?m 1215.067N ?m各轴的运动和动力参数计算结果整理与下轴号效率P(KW)转矩转速n/ (r/min )T/(N.m)传动比iI10.217100.069704.179II9.812403.326232.1133.215皿9.4221239.80672.1961IV9.2341215.06772.196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

6、圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，由机械设计基础表 2-2知，选用7级精度（GB10095-883）材料选择：表11-1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Z123，大齿轮齿数 J 乙h 23 4.17996.117，取 Z2 975 ）初选螺旋角B =14 2、按齿面接触强度设计由机械设计基础表11-4进行试算，即d1t2KEu 1 ZeZh（1）确定公式的各计算数值1）试选载荷系数Kt62）计算小齿轮传递的转矩T1 9.55 106 10.06 104 N ? mm3）

7、由表11-6选取齿宽系数d 14）由表11-4查得材料的弹性影响系数ZE 189.8MPa 25）由表11-1按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2 550MPa ；6）计算应力循环次数N160n 1 jLh 60 970 1 （2 8 365 8）2.719 109hI98N2Nr i1 2.719 104.179 6.507 10 h7）由图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn1 0.93 Khn2 0.988）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1,得：H1H 2 K HN1 H lim1 K HN2 H lim

8、 2H22S0.93 600 0.98 5502 1MPa548.5MPa9）由表11-4选取区域系数ZH2.431.6510）由图 10-26 查得 1 0.7652 0.885贝心（2 ）计算1）试算小齿轮分度圆直径 g，代入数值:dlt产u-1玉玉V d-H2 1.6 10.06 101 1.654.179 14.1792.43 189.8548.52mm55.496mm2）计算圆周速度vv60 100055.496 970600002.817m s3）计算尺宽bb d d1t 155.496mm55.496mm4）计算尺宽与齿高比b/h模数mntd1t cosZ155.496 cos1

9、4mm232.34mmr齿高h 2.25mnt 2.25 2.34mm5.268mmb/h 55.496 5.268 10.535）计算纵向重合度0.318 d z1 tan0.318 1 23 tan14 1.836）计算载荷系数根据v 2.817m/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 “Ft/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Kh 1.417由 b/h=10.53, Kh 1.417 查图 10-13 得 Kf1.325 ,

10、故载荷系数7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a ）得d1d1t3 Kt55.49661 .145 mm8）计算模数md1 cosmn 61.145 cos1423mm2.576mm3、按齿根弯曲强度设计由式（10-17）得弯曲强度的设计公式为n2 KT 1Y2cos2 d Z1YFaYsaF（1）确定公式各计算数值1）计算载荷系数K KaKvKf Kf 1 1.08 1.4 1 .32522）根据纵向重合度1.83，从图10-28查得螺旋角影响系数Y 0.883）计算当量齿数Zv125.20Zv2-3 106.29cos cos 14cos cos 144）查取齿形系

11、数由表 10-5 查得YF 1 2.616Yf 2 2.1535）查取应力较正系数由表 10-5 查得YS 1 1.591YS 21.8176）由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限fe2 380MPa7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfni 0.86Kfn2 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Kfn1 FE1 0.86 500 MPa 307 14MPa S1.4K FN 2 FE20.91 380MPa247 MPa1.49）计算大、小齿轮的Yf并加以比较FYFa1YSa1述型 0.0135

12、5307.14YFa2YSa221530.01584247大齿轮的数值大。（2）设计计算:23 2KY cos2 d Z1? YFa YsaF0.01584mm1.821mm3 2 2 10.06 104 0.88 cos214V1 232 1.65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1.821mm并就近圆整为标准值m1 2mm，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d

13、1 61.145mm，来计算应有的齿数，于是有：小齿轮齿数Z1 业二 61.145 C0S1429.66 取 zi 30mn2大齿轮齿数z2 uz1 4.179 30 125.37 取 z2 126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（乙 Z2）m1 a12cos(1) 计算中心距（3° 126） 2mm 160.82mm2 cos14将中心距圆整为135mm(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角arccos宜土（30 126） 214.312a2 161因 (8 20 )值改变不多，故 、K、Zh等不必修正(

14、3) 计算大、小齿轮的分度圆直径d1z1m1cos2az1Z1 Z22 161_ mm 61 92mm30 126,Z2m1d2cos注 2 161 126 mm 260.08mmZ1 Z230 126(4) 计算齿轮宽度b dd1161.92mm61.92mm取 Br 50mm ， B2 45mm(5)验算2T12 10.06 104Ft 1N 3249.35 Nd161.92K AFt 1_N / mm 52.48 N / mm 100N / mm 合适b61.92二、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，由机械

15、设计课程设计表2-2知，选用7级精度（GB10095-883）材料选择：由机械设计基础表 11-1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Z3 23，大齿轮齿数Z4 Z3 i223 3.215 745 ）初选螺旋角B =142、按齿面接触强度设计由机械设计基础表11-4进行试算，即22 K tT2 u 1 Z H Z EdUH（1）确定公式的各计算数值1）试选载荷系数Kt 1.62）计 算 小 齿 轮 传 递 的 转 矩T29.55 106 匹 N?mm 42.27 10N?mmn?3）由表

16、10-7选取齿宽系数4）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Him3 600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限Him4 550MPa ；6）由式10-13计算应力循环次数N3 N26.507 108hN4 2门26.507 1083.2152.203 108h7）由图10-19查得接触疲劳寿命系数KhN3 0.93KhN4 0.958）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1,得：H1H2K HN3 H lim 3 K HN 4 H lim 42S0.93 6000.952 1540.25MP

17、a9）由图10-30选取区域系数Zh 2.4341.63510）由图 10-26 查得 3 0.7654 0.87贝y：（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d3t，代入数值:2 2KJ2 ? u 1 ZhZe duH2 1.6 42.27 1031 1.6353.215 13.2152.43 189.8540.252mm42.78mm2）计算圆周速度vd 3t n260 10004Z78 232113m/s600000.52m/s3）计算尺宽bb d d3t1 42.78 42.78mm4）计算尺宽与齿高比b/h模数mntd3t cosZ342.78 cos1423mm1.8mm齿高 h 2.2

18、5mnt 2.25 1.8mm4.05mmb/h 42.78 4.05 10.565）计算纵向重合度0.318 dz3tan0.318 1 23 tan 141.836）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Kv 1.02由表10-2查得使用系数Ka 15斜齿轮，假设 “Ft/b 100N /mm由表 10-3 查得 Khh KFa 1.4由表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置式Kh 1.423由 b/h=10.56， Kh 1.423查图 10-13 得 Kf 1.335，故载荷系数K KaKvKh Kh 1 1.02 1.4 1.

19、4232.037）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得8）计算模数mZ3d3 cos 46.31 cos14 mn-mm 1.95mm233、按齿根弯曲强度设计由式（10-17）得弯曲强度的设计公式为2KT2Y cos2 ?YFaYsaFmn3dz2（1）确定公式的各计算数值1）计算载荷系数 KKaKvKf Kf 1 1 .02 1 .4 1.3351 .912）根据纵向重合度1.83，从图10-28查得螺旋角影响系数Y 0.883）计算当量齿数ZZ323Zv333 / ,cos cos 1425.18Z 丄v43cos7481.09143 cos4）查取齿形系数由表

20、10-5查得Yf 32.616Yf 42.1905）查取应力较正系数由表10-5查得Ys3 1.591YS 41.7856）由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 4380MPa7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn30.91K FN4 °928）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 FN 3 FE3S0.91 500 MPa 325MPa1.4K FN 4 FE4S0.92 380 MPa 249 7lMPa1.49）计算大、小齿轮的YFaYsa并加以比较FYFa3YSa32.616 1.

21、5910.014368F 3325YFa4Ysa42.190 1.7850.015655F 4249.71大齿轮的数值大（2）设计计算:m2KT2Y cos22d Z3YFaYsaF3 2 1.91 42.27 103 0.88 cos214V1 232 1.6350.015655mm 1.34mm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1.34mm 并就近圆整为标准值m21.5mm ,但为了同时满足

22、接触疲劳强度， 需按接触疲劳强度算得分度圆直径d346.31mm，来计算应有齿数，于是有：小齿轮齿数Z3虫竺竺46.31 cos1429.96mn1.5取 Z330大齿轮齿数 Z4UZ3 3.215 30 96.45 取 z496这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿将中心距圆整为97mm(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角arccos(Z3 Z4)m22a(30 96) 1.52 9713.04因 (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d3Z3“l22azgd4cosZ4“l2cosZ3Z42az4Z3Z42 97 30mm309

23、62 97 96 mm963046.19mm147.81mm(4) 计算齿轮宽度bdd3 1 46.19mm46.19mm取B175mm ,B2 70mm(5)验算d32 42.27 103 N46.311825.52N5N/mm 3942N/mm46.31100N /mm，合适根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费4、几何尺寸计算(1)计算中心距2 cos14a2(Z3 Z4)m2(3° 96)5mm 97.39mm2 cos第三部分轴的设计高速轴的设计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.2、初步计算轴的最小直

24、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 A03 P，选用40Cr调质钢，查机设书P370表15-3， n得 Ao 106d 106 3 10.21723.24mm丫 970在第一部分中已经选用的电机Y 160L-6,D=42。查机械设计课程设计p131，选用联轴器HL3,故dm. 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：SIITPL?=68OPLPd13血06PLP55二1234567（2）、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L 82mm，半 联轴器与轴配合的毂孔长度L1 60mm

25、，为了保证轴肩对半联轴器的可 靠定位，故选择L1 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 7007ACd D B 35mm 62mm 15mm，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， L4106mm4 ）、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 50mm， d6 35mm， L5 32mm（3）、轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位

26、采用普通C型平键连接，di 30mm, Li 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 空，滚动轴承与轴的周k6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1.6 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 661 .14 mm纽 2 10.06 10 n 3249.354Nd161.92Fr1COS卩Fa1Ft tan1220.63N3249.354 tan20 Ncos14.313249.35 tan 14.31 N 828.85N首先根

27、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12 13 126.9 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：PIOMal 2l 3N 732N126.936.9Ftil23249.354 126.9 一一N 2517.36Nl 2I3126.936.9fNH 1l2732 126.9N ?mm 92.89 N ? mF nh2I32517.3636

28、.9N ?mm 92.89N ?mFae D828.8561.92“K1N ?mm 25.66N ?m3249.354 36.9FnhiFnH2M h 2MH122F NV1Fr1l3 M a12 I122°.63 36.9 25.66 何“431.63N126.9 36.9F NV 2F2 MaITT122°63 1269 2566 佰 N 789N126.9 36.9M viFNV1l2167.85 126.9N ? mm 54.77 N ?mM V2 FNV2l3789 36.9N ?mm 29.11N ?mM 1. MV12 M H12,54.772 92.892N

29、?m 107.83N ?mM 2 MV22 MH22、29.112 92.892 N ?m 97.34N ?mT T1100.6N ?m载荷水平面H垂直面V支持力FF NH1732NFNH2 2517.36NFNV1 431.63NFNv2 789N弯矩MM H 92.89N ?mMV1 54.77N?mMV2 29.11N ?m总弯矩M1107.83N ?mM297.34N ?m扭矩T 100.6N ?m(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a =0

30、.6,轴的计算应力Mi2 ( T)2107.832 (06 100.6)2 “0Ca-3103MPa 5.2MPaW01 61.923,3其中 W n-0.1d332前面以选定轴的材料为40Cr钢(调质)，查机设书P362表15-1 , 得：厂 70MPa，因此(rca厂，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 0.1d3 0.1 403 mm3 6400mm3抗扭截面系数WT 0.2d3 0.2 403mm3 12800m

31、m3截面左侧的弯矩M为：126.9 25126.9 25M M1N ?m 107.83N ?m 86.59N ?m126.9126.9截面上的扭矩T为： T T1100.6N ?m3截面上的弯曲应力：Ob 86.59 10 MPa 13.53MPaW 64003截面上的扭转应力：t 1006 型MPa 7.86MPaWt12800轴的材料为40Cr钢，调质处理，由机设书P362表15-1查得:OB 735 MPa厂 355 MPa1 155MPa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-丄0.025D竺4 1.23经插入后得：d 40d 40aff 2.232.

32、02又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为qff 0.78 q 0.80则.k a 1 q。仏 1) 1k t 1 q"1)1由附图3-2的尺寸系数0.78 (223 1) 196080 (2.02 1) 182086轴按磨削加工，由附图轴未经表面强化处理，即 系数为：3-4得表面质量B 095a1，则按式3-12及3-14b得综合La1%合金钢的特性系数(TT则可计算安全系数1.960.771.820.86109510952602.170.20.30.20.1 0.15取0.1a1355Ka aa Gm2.6 4.300.2 0T1155KtGt怖2.17 1.85 20.1SaS

33、t31.75 73.82.S2 S2、31.75273.82231.7529.171.85 2S TSa73.82S 1.5 ,故可知其安全% 0.77由附图3-3的扭转尺寸系数(8) 、轴承寿命的校核1)已知轴承的预计寿命 L=2 X 8X 365X 8=46720h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 FNH12431.632 7322 849.78NFr2Fnv22 Fnh227 8 9 2 25 1 7.36 ?2638.11 N3) 求两轴承的计算轴向力对于70000AC型轴承，按表13-7 ,轴

34、承派生轴向力Fd0.68Fr,则有:Fdi0.68Fn 0.68 560.97N 381.46NFd2 0.68Fr20.68 1125.33N 765.22N于是轴向力为:Fa1 Fae Fd1 828.85 577.85N1406.7NFa2Fd2 1406.7N4）当量动载荷Pe1Fa111406.71.66Fr1849.78Fa2e2Fr21793.912638.110.67由表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数为：轴承 1 X1 0.41Y1 0.87轴承 2 X2 1Y2 0因轴承运转中有轻微冲击载荷，故按表 13-6取fp 1.1，贝y：P1fp(X1Fr1 Y1Fa1) 1.

35、1 (0.41 849.78 0.87 1406.7)N 1729.46NP2 fp(X2Fr2 %Fa2) 1.1 (1 2638.110 1793.91)N2901.92N5)验算轴承寿命因R P2，所以按轴承2的受力大小来验算，贝卩：663型 C1°19000 h 48217h46720h60n P 60 9702901.92所以所选轴承寿命符合要求，确定角接触球轴承7007AC(9) 、键的校核联轴器与轴：1)选用键的系列 b h l 10 8 50 T 100.6N2)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

36、度 L I b 40mm，键的接触高度k 0.5h 4mm，由式6-1得:2T 1032 100.6 1034 40 30MPa49.92MPa110MPa，所以合适二中速轴的设计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A。110，于是根据公式d民3 P有 n1103 344 mm ,2330626.98mm选定 dmin 40mm3、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:OIIm 1P1L>suIIII Pco 寸II pL-37.L577.冷47丄二 39.5123456（2）各轴的直径和长度1）根据dm

37、in 40mm，选用角接触球轴承7208AC尺寸d D B 40 80 18得d1 d5 40mmmm为了使齿轮3便于安装，故取d2 42mm，轴承第 三段起轴向定位作用，故d3 50mm，第四段装齿轮2,直径d4 42mm2）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L34 9.5mm ,L1 34mm , L539.5mm(3) 轴上零件的周向定位齿轮的周向定位都采用普通平键连接，根据d2 42mm，L2 72mm，查表6-1得第二段键的尺寸为b h l 12 8 70mm，同理可得第四段键的尺寸为b h

38、l 12 8 40，滚动轴承与轴采用过度配 合来保证，选用直径尺寸公差 m6(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1.6 45，各轴肩出圆角半径为1mm(6) 求轴上的载荷已知1 )求轴上的力P29.812KW, n2231.113r min ,T242.27N ?mFt2d2N260.08Ft2 tan 20325.05 tan 20cos目cos14.31Ft2 tan 1325.05 tan 14.312T3242.27 103 “Nd346.19N 122.1N1830.2

39、7NN 82.91NFt32 42.27 103Fr2Fa2325.05NFt3ta n20cos直687.50N1830.27 tan20 “ N cos14.31Fa3 Ft3 tan 21830.27 tan14.31 N 466.87NFNH 2Ft2(l112 )Ft3l1325.Q5 (50 69.5) 183Q.27 50 N 822.44NFNH 3111 21350 69.5 39Ft213Ft3(12I )325-05 39 183Q-27 (39 69.5)N 1332.88N11 I21350 69.5 39MH2FNH 3822.44 39 N ? mm 32.08N

40、 ?mMH3FNH 311332.88 50N ?mm 66.64N ?mM a2Fa2D8291 26°.08N?mm 10.78N?mM a3Fa3D2466.874619N?mm 10.78N?m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7208AC型角接触球轴承, 由指导书P123页查得a=23mm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两齿轮中心截面受弯矩较 大，分别计算两截面处的力与矩：FNV 2E1&；= -Fr2（ll丨2）Fr3ll M a2 M a31 1 l2 l3172

41、.91N1221（5° 69.5） 687.5 50 10780 1°78°nFNV350 69.5 39Fr3（2 丨3） Fr23 M a2 M a3111213687.5（69.5 39） 12239 10780 1078°n 636.69N5069.539M v 2F NV213172.9139N6.74N ?mM v 3F NV311636.6950N31.831N ?mM max.M H32M V 36 64231.832 N ?m 32.52N ? mT 42.27N ?m载荷水平面H垂直面V支持力FFNH2 822.44NFNh3 133

42、2.88NFnv2 172.91NFNV3 636.69N弯矩MMh2 32.08N ?mM H3 66.64N ?mM V2 6.74N ? mMv3 31.83N ?m总弯矩M max 32.52N ?m扭矩T 42.27N ?m（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=0.6,轴的计算应力caM 2 (aT)2W32.522(0.6 42.27)20.1 423103MPa 5.57MPa,3其中 W n- 0.1d332前面已选定轴的材料为40

43、Cr钢（调质）,查机设书P362表15-1 ,得：1 70MPa，因此oCa厂，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两齿轮中间轴肩处截面3和4因轴肩尺寸变化，引起应力集中，又截面3受 弯矩等大于截面4,故可只校核截面3左面：2)、截面左侧抗弯截面系数 W Old30.1 423 mm37408.8mm3抗扭截面系数Wt 0.2d3 0.2 423 mm3 14817.6mm3截面左侧的弯矩M为:5440M M1N ?m54截面上的扭矩T为：504042.27N ?m 8.45N ?m50T 42.27N ?m截面上的弯曲应力：3%

44、 M 8.45 10 MPa 1 14MPa W7408.8截面上的扭转应力：3T T 42.27 10 MPa 2.85MPa W14817.6轴的材料为40Cr钢，调质处理，由机设书P362表15-1查得:0B 735 MPa厂 355 MPa1 155MPa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 L 10 024d 42daff 2145042119 经插入后得:1.89又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为则.k 1 q。仏 1) 1 、 k t 1 q 仏 1) 1 由附图3-2的尺寸系数(Tqff 0.78 q 0.801891.710.78 (21

45、4 1)080 (1.89 1)耳0.76由附图3-3的扭转尺寸系数5085轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量氏0.95轴未经表面强化处理，即q 1，则按式3-12及3-14b得综合系数为：k %11.891a112.540.760.95kT11.711K T1120650.850.950.1 0.15取0.1则可计算安全系数Sff355254 4.940.2 028.291552.06 9.54 201 9.54215.04(8)、S <tSt2T28.29 15.04 13.28 S S； ST. 28.292 15.04215故可知其安全轴承寿命的校核1）已知轴承的预计寿命 L=

46、2 X 8X 365X 8=46720h由所选轴承系列 7208AC查指导书P123表知额定动载荷C=35.2KN2) 求两轴承受到的径向载荷2 2 2 2Fr1.FNV3FNH3636.6921332.8821477.14N2 2 2 2Fr2. FNV2FNH2.172.912822.442840.42N3) 求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 0.68 Fr1 0.68 1477.14N 1004.46 NFd2 0.68Fr2 0.68 840.42N 571.49N于是轴向力为：Fa1 Fd2 571.49N

47、Fa2Fd1 Fa 1004.46 383.96N 620.5N其中Fa Fa3Fa 2 466.87 82.91N727.34N4)当量动载荷P丄 571.490.36Fr11477.14皂空5 0.74Fr2 840.42由表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数为:轴承1 X11Y10轴承 2X2 0.41丫20.87因轴承运转中有轻微冲击载荷，故按表13-6取1.1，贝卩:(1 1477.14 0(0.41 840.42fp(XF1 丫片)1.1P2fp(X2&2 丫2Fa2)1.1571.49)N1624.85N0.87 620.5)N972.85N5）验算轴承寿命因P1P2，

48、所以按轴承1的受力大小来验算，则:.106 C106Lh60n P 60 232.113335200h 96668h46720h1624.85所以所选轴承寿命符合要求，确定角接触球轴承 7208AC（9）、键的校核小齿轮:1）选用键的系列 b h l 128 63 T 42.27N2）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 110MPa，键的工作长度 L l b 51mm，键的接触高度k 0.5h 4mm,由式6-1得:33即普勺宥专沁阿沁110沁，所以合适大齿轮：1）选用键的系列 b h l 12mm 8mm 40mm T 42.27N2）键、轴和联轴器的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力(Tp 100 120MPa，取 IIOMPa，键的工作长度 L l b 28mm，键的接触高度k 0.5h 4mm，由式6-1得:Tp 2T 102 159.01 10 MPa 17.97MPa 11OMPa，所以合适kLd4 28 42三低速轴的设计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A。1