011109332毕昌明机械设计课程设计说明书

1、JC溥二爼f丄虫尢哮（勤奋、创新、奉献）机械设计A课程设计课程名称：铸钢车间型砂传送带传动装置设计院 系：机械工程及自动化姓 名：毕昌明学 号：011109332指导老师：金晓怡目录一. 设计任务书 3二. 传动方案简述 4三. 带与齿轮的设计 10四. 轴及轮毂连接 22五. 轴及键的强度校核 27六. 轴承选择计算 46七. 减速器的润滑与密封 54八. 减速器箱体相关数据 55九. 设计小结 5960十.参考文献设计任务书1、题目：铸工车间自动送砂带式运输机传动装置设计2、任务：（1）减速器装配图（0号） 1（ 2）低速轴工作图（3号）1（3）低速轴齿轮工作图（3号）1（ 4）设计说明书

2、1份3、时间：2011年11月14日至2012年1月18日L114、传动方案:其中：1- -电动机2- -V带传动3- -展开式两圆级 柱齿轮减速器4- -联轴器5- -底座6- -传送带鼓轮7- -传送带5、设计参数（见附件）：（1）传送带速度 V 0.7 m/s ；（2）鼓轮直径D 320 mm ；（3）鼓轮轴所需扭矩 T 910 N.m ；（4）使用年限8.5 年.6、其它条件双班制工作，连续单向运转，有轻微振动，室工作，有粉尘。小批量生产，底座（为传动 装置的独立底座）采用型钢焊接。二.传动方案简述2.1 传动方案说明将带传动布置于高速级将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传

3、动系统结构紧凑，匀 称。同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声 的特点。选用闭式斜齿圆柱齿轮闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获 得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传 动，使结构简单、紧凑。而且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布 置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象， 使轴能获得较大刚度。综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。2.2 电动机的选择电动机类型

4、和结构型式根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流 电，所以选用三相交流电动机。又由于丫系列笼型三相异步交流电动机其效率高、 工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低等优点均能满足工作条 件和使用条件。根据需要运送型砂，为防止型砂等杂物掉入电动机，故选用封闭 式电动机。根据本装置的安装需要和防护要求， 采用卧式封闭型电动机。丫(IP44) 笼型封闭自扇冷式电动机，具有防止灰尘或其他杂物侵入之特点。故优先选用卧 式封闭型丫系列三相交流异步电动机。选择电动机容量(1) 工作机所需功率PwPwTnw9550 kwnw代入数据：60*1000vD r/minnw60

5、*10000.7320=41.778 r/minPv4.°kw式中：V -传送速度；D-鼓轮直径；T-鼓轮轴所需的功率(2)由电动机至工作机的总效率h< 由2 P7 式(2-5)>< 由2 P7 表 2-4>带传动效率：取1= 0.96高速级齿轮啮合效率：取2= 0.97I轴轴承效率：取 3= 0.99低速级齿轮啮合效率：4= 0.97II轴轴承效率： 5 = 0.99III轴轴承效率：6= 0.99低速级联轴器效率：7= 0.991 ? 2 ? 3? 4 ? 5 ? 6 ? 7=0.868(3)电动机所需的输出功率PdPd陀=4.586 kw确定电动机的额定

6、功率Ped<由2 P196 表 20-1> 又 t Ped> Pd取 P ed= 5.5 kwPw 4.0 kwPed 5.5 kw223电动机额定转速的选择< 由2 P8 式（2-6） > nd ib h i2 门式中：nd -电动机转速；I b -V带的传动比；h -高速齿轮的传动比i2 -低速齿轮的传动比；nw-工作机的转速<由2 P4 表2-1>展开式圆柱齿轮减速器传动比i1 i2=936推荐V带传动比ib=24确定工作机主轴所需转速nwnw 39.18 r/min0.7 nw60*1000320=41.778 r/min确定电动机的型号一般同

7、步转速取1000r/min或1500 r/min 的电动机。初选方案：< 由2 P196 表20-1>电动机型号额定功率kw同步转速r/mi n最大转 矩 额定转矩满载转速r/mi n质量kgY B2S-45.515002.3144068225电动机的主要参数(1)电动机的主要技术数据电动机型号额定功率kw同步转速r/mi n最大转 矩 额定转矩、卄 +、，满载转速r/mi n质量kg丫 B2S-45.515002.3144068(2) 电动机的外形示意图丫型三相异步电动机i总'34.468i 12.4i2 i3 14.36212 3.32413 4.321(3) 电动机的

8、安装尺寸表(单位：mm电机型号Y132S型号尺寸HABCDEFX GDGADACHDL1121901407028608X 7241901152654002.3 总传动比的确定及各级传动比的分配2.3.1 理论总传动比nm144034.468式中：nm为电动机满载转速nw 41.778各级传动比的分配(1) v带传动的理论传动比ii34.468初取 ii =2.4贝U iv' 14.3622.4(2) 两级齿轮传动的传动比取高速齿轮的i24.321,则低速齿轮的传动比i33.324(3) 齿轮传动中，高低速级理论传动比的分配为使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。同时还可以

9、使传动 装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。但高速传动比过大，有可能会使高速极 大齿轮与低速级轴发生干涉碰撞。所以必必须合理分配传动比，一般可在中取 i2(1.11.5)?i1，演算有 i21.i1 符合。2.4各轴转速，转矩与输入功率各轴理论转速设定：电动机轴为0轴，高速轴为I轴，中间轴为U轴，低速轴为川轴，联轴器为IV轴(1)电动机no nm 1440 r/mi nI轴1440ni 2.4n轴600 r/minn2139 r/miniinn2342 r/mini3各轴f的输入功率(1)电动机Ped4.586kwI轴P1Ped 1 4.403kw川轴(3)n 轴P2 Pi| 2 34.2

10、28kw川轴P3P 4 5 4.06kw(5)联轴器车轴效率P4 P 6 74.72kw各轴的理论转矩(1)电动机巳4.586To9550-%9550?144030.414 Nm I轴T19550|Pf n19550?4.40360070.081N|m(3)n 轴T29550戶* n24.228139290.485N|m(4)川轴T3 9550| 史 9550?便 923.167N|m* n342'各轴运动和动力参数汇总表(理论值)轴号理论转速(r/mi n )输入功率(kw)输入转矩(N mm)传动比电动轴14405.530.414第1轴6004.40370.0812.4n01440

11、 r/minn1600r / minn2139 r/minn342 r/minPed 4.586 KWR 4.403 kwF24.228KWF34.06KWT030.414N ?mT170.081 N - mT2290.485 N mT3 923.167 N m第II轴1394.228290.4854.321第III轴424.06923.1673.324三、带与齿轮的设计3.1 带传动设计3.1.1 v带传动的设计计算一、确定计算功率 Pea查表可得工作情况系数 ka 1.2故 Pea ka|p 1.2 5.5 6.6kw二、选择V带的带型根据Pea、n，由图可得选用A型带。三、确定带轮的基准

12、直径dd并验算带速 v1、初选小带轮的基准直径dd1。查表8-6和8-8可得选取小带轮的基准直径 dd1 112mm2、验算带速按计算式验算带的速度v 色凹一8.445m/ s60 1000因为，故此带速合适。5m/s v 30m/s3、计算大带轮的基准直径 dd2按式(8-15a)计算大带轮的基准直径根据教材表8-8， dd2 i dd1 268.8mm圆整得dd2 250mm4、确定V带的中心距a和基准直径 Ld(1) 按计算式初定中心距 ao 450mm0.7(dd1 dd2) ao2(dd1 dd2)代入数据：253.4mm a。 724mm取 ao450mm(2) 按计算式计算所需的

13、基准长度Pea =6.6kwA型普通V带dd1 =112mmv=8.445m/sdd2 =250mmLdo22a0 2(dd1 dd2)空歆Ldo 1479mm查表可选带的基准长度 Ld 1400mm(3)按计算式计算实际中心距 aa (45014001479 )mm 2Ld = 1400 mm取整为a 410mm中心距的变化围为(389.5mm a 452.5mm)5、验算小带轮上的包角1f57 357 3aa1 180 (dd2 dd1)180 (250 112)161、120、aa&计算带的根数(1) 计算单根V带的额定功率 Pr由 dd1 112mm和 n 1440r / mi

14、n 查1表8-4a可得 Po 1.60kw 根据n=1440r/min , i=2.4 和A型带，查1表8-2可得Po 0.17kw K 0.95，Kl 0.96故 Pr (PoPo)| K Kl (1.6 0.17) 0.95 0.96kw 1.614kw(2) 计算V带的根数ZPca 6.6Pr1.6144.089a =410mm1=161Z=5查表可得A型带的单位长度质量q 0.1kg / mm故取V带根数为5根7、计算单根V带的初拉力的最小值 (Fo) min(2.5 K )Pca2(2.5 0.95)6.62(Fo) min 500qv 5000.1 8.445 134.6NK zv

15、0.95 5 8.445(F°)min = 134.6N应使带的实际初拉力F。 (Fo)min8、计算压轴力 Fp压轴力的最小值为应使带的实际出拉力F。F。min(8)计算作用在轴上的压轴力 Fp< 由式1 P158(8-24)> 得(Fp)min 2 Z(Fo)mimin1sin -22 5 136.6 sin16121347.5N带传动主要参数汇总表带型Ld mmZdd1mmdd2mma mmFoNFpNA14005112250410134.61327.5Fp°=1327.5N3.2 高速级齿轮传动设计原始数据输入转矩 T169381N|mm小齿轮转速一一n

16、 60（T/min齿数比4.321由电动机驱动单向运转、双班制工作、工作寿命为 8.5年、工作为带式运输机、 有轻微振动。设计计算一选精度等级、材料及齿数1、为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮2、为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动。 小齿轮材料：40cr调质 硬度为280HBS。大齿轮为45钢（调质）硬度为240HBS接触疲劳强度极限 Hlim1 600MPa， Hlim2 550MPa 弯曲疲劳强度极限FE1 500MPa，Fe2 380MPa3、精度等级选用7级精度4、初选小齿轮齿数 Z121大齿轮齿数Z2乙”294.164取 Z2945、初选螺旋角 141按齿面接触强度设计1、

17、确定公式的各计算参数数值 初选载荷系数Kt 1.6小齿轮传递的转矩Ti 6.938 104 N | mm齿宽系数d 11材料的弹性影响系数 Ze 189.8MPa2区域系数 Zh 2.4331查表10-26得：10.7520.851 2 1.6应力循环次数N60nijLh60 600 1 300 8 2 8.5 1.4688 109hN189N11.4688 109N23.34 108N23.34 108h3.9由1图10-19取接触疲劳寿命系数Khn1 0.98, Khn2 1.06取安全系数Sh 1接触疲劳许用应力KNH 1_H Iim1S_KnH 2 2SH1 + 2H1 H2 H2 .

18、计算(1)d1td1t°98-600 588MPa11.06550 583MPa1H2= 588+583585.5MPa试算小齿轮分度圆直径d1t2KtT*1(ZhZe、2忖1山)J2 1.6 69381 5.3211(2.433 189.8)2V 1 1.6*4.321，585.547.370mm(2)计算圆周速度v60 100047.370 60060 10001.488m/s(3)计算齿宽b及模数mntb d|d1t 47.370mmmnt d1tcos47.370 cos14212.189h 2.25mnt 4.925H 585.5Mpa d1t =47.370mmv =1.

19、488m/sb =47.370mmmnt 2.189mm47.3704.9259.618(4) 计算纵向重合度0.318 dZ tan1.665(5) 计算载荷系数K 心心心Kh 使用系数 Ka 1.0 动载系数KV根据v=1.448 m/s，7级精度，由图10-8查的动载系数KV 1.07m/s 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数Khh=4.925mmb/h=9.181.665<1由表10-4>根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、d 1、 b=47.370mm 得 KH 1.420 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数Kf<由1P195 图 10-13>K

20、f 1.325 齿向载荷分配系数、Kh KfKh Kh 1.4KKaKvKh Kh1 1.07 1.4 1.4202.127(6)按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径d1<由1P200 式(10-10a)>kKtd1 d1t47.370? 3 2.12752.086mm1.6K =2.217(7)计算模数mnd1 cos g 52.°86 如42.407mmd1 =52.086mmZ1按齿根弯曲强度设计21< 由1P198 式(10-5)>mn32KTY (cos )(YfYsa2d Z1F)确定计算参数(1)计算载荷系数kK KaKvKf(2)螺旋角影响系

21、数根据纵向重合系数(3)弯曲疲劳系数KFNKf 1.985Y1.665 ,< 由1P215 图 10-28> 得 Y 0.88K=1.985<由1P202 图 10-18> 得Kfn1 0.9, KFN2 0.90(4)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.400.9 5001.40.9 380< 由1P202 式(10-12)> 得KFN1 FE1F1 SK FN2 FE2F2321.486MPaS(5)计算当量齿数ZV1.4244.286MPaZV1Zv2Z1(cos )3Z2243(cos14 )9422.988F1 321.486MPaF2

22、 244.286MPa3102.900(cos14 )3(cos )3(6)查取齿型系数Yf应力校正系数YS <由1P197 表 10-5> 得YF1 2.76 Yf 22.18Zv1ZV222.988102.90Ys 11.56, Ys21.79(7)计算大小齿轮的并加以比较YSa1YFa1_2.76560.0134,F1321.486YSa1YFa1YSa2YFa2YSa诈afYSa2YFa2F 22-179 0.0160244.286YFa1F】1F2所以大齿轮的数值大，故取YsaYFa2计算mn四分析对比计算结果对比计算结果，取m=2.0已可满足齿根弯曲强度。F mo160

23、。1.730但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的d1=52.086来计算应有的F1YSa1YFa2 YSa2 0.0160 f2d1 cos取z152.086 cos14 “ 25，Z125mn =2mmZ212五几何尺寸计算1z1254.321 108.0256 ,z2 108计算中心距a(Z1 Z2)mna 2cos将a圆整为137mm 按圆整后的中心距修正螺旋角B(25 108) 2137.07mm2 cos14arccos(Z1Z2)mn2a计算大小齿轮的分度圆直径25d1NmnCOSd2Z2mncos计算齿轮宽度bb d圆整后b，六验算14.499135245d1、d2

24、251.504mm cos13.879108 2222.496mm cos13.87951.460mmd157mm , b 52mmFt亍d1KaRb602 693812697N60125269744.942 N / mm 100 N / mm原假设成立。3.3低速级齿轮传动设计原始数据输入转矩一一 T2287599N|mm小齿轮转速一一n2 13ST/min齿数比一一3.324由电动机驱动单向运转、双班制工作、工作寿命为 有轻微振动。8.5年、工作为带式运输机、乙25Z2 108a=137 mmB = 13 52'45"d仁51.504mmd2=222.496mmb=51.

25、460mmB1 52mmB2 57mm设计计算一选精度等级、材料及齿数1、为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮2、为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动。小齿轮材料：40cr调质 硬度为280HBS。设计计算及说明 大齿轮为45钢(调质)硬度为240HBS接触疲劳强度极限 Hlim1 600MPa , Hlim2 550MPa弯曲疲劳强度极限FE1 500MPa， fe2 380MPa3、精度等级选用7级精度4、初选小齿轮齿数 zi 23大齿轮齿数 Z2 zi|i3 23 3.324 76.452 取 Z2765、 初选螺旋角14'按齿面接触强度设计计算公式：1、确定公式的各计算参

26、数数值初选载荷系数Kt 1.6小齿轮传递的转矩T23.6355 105N|mm齿宽系数d 11材料的弹性影响系数 Ze 189.8MPa2区域系数 Zh 2.4251查表10-26得：30.76540.87121.635应力循环次数1.635N33.403 108N41.024 1088N360n! jLh 60 139 2 8 300 8.53.403 10 hN41.024 108由1图10-19取接触疲劳寿命系数Khn3 1.07 ,K HN4 1.135取安全系数Sh 1接触疲劳许用应力H3)H4H2 .计算K NH 3 H lim3 匸07600S1Knh 4 lim4 1.135

27、550S1H1+ H2=633MPa2642 MPa624.25 MPa(1)试算小齿轮分度圆直径 d1th3 642MPah4 624.25MPad3tH 633MPad3t3 2 1.6 2875991 1.6354.3243.3242.425 189.8633 72.882mm172.882 13960 10000.530m/ s(2)计算圆周速度d3t nv 60 1000(3)计算齿宽b及模数gtbmntd|d3t 72.882mmd3t cos72.882 cos14Z3233.075mmh 2.25mnt 2.25 3.0756.918mm10.535h(4)计算纵向重合度0.3

28、18 dZ1 tan 1.824(5)计算载荷系数KKaKvKh Kh 使用系数Ka 1.0 动载系数Kv根据v=0.530m/s , 7级精度，由图10-8查的动载系数Kv 1.04 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数Khd3t =72.882mmv =0.530m/sb 72.882 mmmnt 3.075mmh=6.918mmb/h=10.535=1.824<1由表10-4>根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、d 1、 b=72.882mm 得 Kh 1.424 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数Kfb<由1P195 图 10-13> 根据 一 10

29、.535, Kh 1.424hKf 1.44 齿向载荷分配系数、Kh Kf假设K A? F t b 100 N mm，根据7级精度软齿面传动得KhKf1.4KKaKvKh Kh 1 1.04 1.4 1.424 2.096(6) 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径d1<由1P200 式(10-10a)>(7)d3cosZ3按齿根弯曲强度设计mn 379.454mm79.454 cos14 3.352mm23< 由1P198 式(10-5)>2KT2Y (cos )22dZ1)max确定计算参数(1)计算载荷系数KK 心心心Kf 2.096(2)螺旋角影响系数 根据纵

30、向重合系数(3) 弯曲疲劳系数KFN<由1P202 图 10-18> 得KFN 30.90, K FN4 0.90(4) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.400.90 5001.40.9 3801.41.824< 由1P215 图 10-28> 得 Y 0.88< 由1P202 式(10-12)> 得KFN 3 FE3F3sK FN4 FE4F4s(5)计算当量齿数ZVZ3321.429MPa244.286MPaZv33、3 25.178(cos )z4ZV44 3 83.196(cos )(6)查取齿型系数Yf应力校正系数Ys<由1P1

31、97 表 10-5> 得YF 32.62 ,YF42.211Ys 31.59, Ys 41.77(7)计算大小齿轮的并加以比较Ysa3YFa32.62 1.59f】3321.4290.0130 ,YsaFafYsa4YFa42.211 0.0160F4244.286K =2.096d3=79.454mmmn 3.352mmK=2.096F3 321.429MPaF4 244.286MPa乙325.178Zv4 83.196YSaMa 1YSa2YFa2F】1 F】2所以大齿轮的数值大，故取YsaYFaf=0.0160。Fa3YSa32计算mn2KT2Y(cos )2严牛2 d Z32 1

32、.98 287599 0.88 (cos14)20.01602.5942V1 231.635四分析对比计算结果对比计算结果，取m=3.0已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的d仁79.454来计算应有的 Z3、z4F3Fa 4 丫Sa4F40.01300.0160d3cos取Z325.968Z326Z4i3五几何尺寸计算1Z385.42，Z486计算中心距a(Z3 Z4)mna 2cos将a圆整为173mm 按圆整后的中心距修正螺旋角Barccos(Z3 乙皿 13.809134831"2a计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2Z3mn(2686)2 c

33、os143173.143mmd380.322mmd4cosZ4mn265.679mmcos计算齿轮宽度bb d圆整后b4六验算80.322mmd386mm，b3 81mmFt严d1g599 7139N80.576mn =2.594mmZ3 26Z4 86 a=173mmB =13 48'31"d3=80.322mmd4=265.679mmB3 81mmB4 86mmKAFt 1 7139b 80.576 原假设成立。3.4齿轮参数汇总表88.594N/mm' 100N/mm高速级齿轮齿数分度圆 直径d(mm)da(mm)df(mm)精度等级Z12551.5047乙10

34、8222.496传动传动比i中心距a模数mn螺旋角计算齿宽b2(mm)4.321137213.879057低速级齿轮齿数分度圆 直径d(mm)da(mm)df(mm)精度等级乙2680.3227乙86265.679传动传动比i中心距a模数mn螺旋角计算齿宽b4(mm)3.31173313.8090863.8确定传动装置动力参数低速轴转速计算1393.32442r / min低速轴转矩计算R4.06n342r / minT39550 39550 923.167N mm42轴号理论转速(r/min )输入功率(kw)输入转矩(N m)传动比电动轴14404.58630.4142.4第1轴6004.

35、40370.0813.324第II轴1394.228290.4854.321第III轴424.06923.167各轴运动和动力参数汇总表i (i总 ib h i2)/i总 0.16%Ta 923.167N m四.轴及轮毂连接4.1轴的结构设计低速轴上的功率P3、转速na、转矩TaPm =4.06kwnm =42r/m inTm =923.167 N?m估算低速轴的最小直径低速轴选用材料：45号钢，调质处理。<由1P370 表 15-3> 取 A。=103dmin103 3：普 47.271mm由于需要考虑轴上的键槽放大，d0 dmin (1 5%)=49.634mm估算高速轴的最小

36、直径高速轴选用材料：45号钢，调质处理。由1P370 表 15-3 取 Ao =120由于需要考虑轴上的键槽放大，二 do dmin（1 5%）=24.485mm估算中间轴的最小直径中间轴选用材料：45号钢，调质处理。由1P370 表 15-3 取 Ao =112I p14 228dm. Ao? 2112 3 “°34.962mm n2, 139由于需要考虑轴上的键槽放大，d0 dmin （1 5%） =35mm选择合适联轴器段轴需与联轴器连接，为使该段直径与连轴器的孔径相适应，所以需同 时选用连轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的 轴线偏移不大。其次为了能够使

37、传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲， 吸振的特性。因此选用弹性柱销联轴器。由1P353 式（14-3） 得： Tca Ka T3由1P351表（14-1 ） 得：工作情况系数Ka = 1.5由2P164表（17-4） 得： 选用HL5型弹性柱销联轴器HL4型弹性柱销联轴器主要参数为：公称转矩Tn= 2000N- mm轴孔长度L=112 mm孔径 d1 =50 mm联轴器外形示意图联轴器外形及安装尺寸型号公称扭矩N m许用转速r/mi n轴孔直径mm轴孔长度mmD mm转动惯量kg m2许用补偿量轴向径向角向HL520002500501122205.4±1.50.15< 0 3

38、0轴的结构设计(直径,长度来历)(1) i n段与联轴器配合取 di-H =50mm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取 Li-ii =112mm 为了满足半联轴器的轴向定位，i n段右侧设计定位轴肩,由2P158表16-9毡圈油封的轴径取 dii-iii =57mm由轴从轴承座孔端面伸出，由结构定取 Lii-iii =83mm(3) 轴肩川为非定位轴肩,由2P145表15-3取角接触球轴承中窄系列; d=60对应可以选择轴承 7312AC取 dm-iv =60mm考虑轴承定位稳定，Liii-iv略小于轴承宽度加封油盘长度取 Liii-iv =46mm(4) 根据轴上零件(轴承

39、)的定位要求及箱体之间关系尺寸取 div-v =69m Liv-v =67mm(5) 轴肩V、切为定位轴肩,直径应大于安装于轴上齿轮径取 dv-vi=84mm Lv-vi=10mm(6) W %段安装齿轮，由低速级大齿轮径取 dvi-vii =72mm考虑齿轮轴向定位，Lvi-vii略小于齿宽，齿轮右端用封油盘定位。取 Lvi-vii =72mm(7) 轴肩至毗间安装角接触球轴承为7312AC取 dvii-viii =60mm根据箱体结构取 Lvii-viii =46mm取轴段倒角均为2 X 45,各轴肩处圆角半径 R=2.0mm轴上齿轮、半联轴器零件的周向定位均采用键联接。、中速轴尺寸(1)

40、 d1=d min (第一段轴即为最小轴径轴),d1=35(圆整)此轴为一对滚动轴承的径。由2P148表15-6 取角接触球轴承系列。d=35对应可以选择轴承 7307AC确定各轴段直径di =35mmd2 =41mmd3 =50mmd4 =80mmd5 =35mm(2)确定各轴段长度Li =48mmL2 =48mmL3 =12mmL4 =86mmL5 =42mm取轴段倒均为2X 45,各轴肩处的圆角半径 2mm四、高速轴尺寸(1)确定各轴段直径di =25mmd2 =30mmd3 =35mmd4 =42mmd5 =51mmd6 =35mm(2)确定各轴段长度Li =65mmL2 =90mmL

41、3 =34mmL4 =103mmL5 =57mmL6 =34mm取轴段倒均为2X 45,各轴肩处的圆角半径 2mm五轴及键的强度校核5.1轴的强度校核、高速轴强度校核1、求作用在齿轮上的力高速级齿轮的分度圆直径为d1 64mm2T12 97120Fte 13035 Nd164Fre tan n % “回3035 1140.99Ncoscos1429'56"Fae Ftetan3035 tan 14.499。 784.85NFtFrFa3035N大带轮与轴的配合为H7，滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选 r61140.99N轴的直径尺寸公差为k6.求两轴承所受的径向

42、载荷Fr1和Fr2784.85 N带传动有压轴力Fp（过轴线，水平方向），FP 1421.29N。将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一图三F teF n2hF n1hFnv 1737.48 NFn2v2017.78NT注图二中Fae通过另加弯矩而平移到作用轴线上图三中Fte通过另加转矩而平移到指向轴线d1Fn1V166.5 66.5Fae1 Fre 166.5 1421.29 133.5 02Fn1V 1737.48 NFn2v Fre (Fp Fn1v)1140.99(1421.29 1737.48)2017.78N(负号表示与最初设定方向相反)同理Fn1h (16

43、6.5 66.5) Fte 166.50得Fn1h 2168.79 NFn2h耳 Fn1h 3035 2168.79 866.21N弯矩图的计算水平面：Fn2h 866.21 N , Fmh 2168.79 N,则其各段的弯矩为：BC段：由弯矩平衡得 M-Fn2hx 0 M 866.21x(0 x 166.5)Fnh 2168.79 NFn2h 866.21 NCD段:由弯矩平衡得M Fn2hx (x 166.5)Fte 0 M 2168.79x 505327.5(166.5 x 233) Mh 866.21 166.5 N |mm 144223.965 Nmm.铅垂面：Fn2v 2017.7

44、8N,Fn1v 1737.48N,FP 1421.29N,则其各段弯矩为：AB段：则 MFpX0 M 1421.29x(0x 133.5)BC段：则 MFPxFNV1(x 133.5)0M 596.49x269373.63 (133.5 x 300)CD段:则 M FpX Fn2v(x 133.5) Fr(x 300) Ma 0M 1737.48x 636785.83 (300 x 366.5)做弯矩图如下Mh 144223.96N mnF reF ae v从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出的截面B处的Mh、Mv及M的值列于下表载荷水平面H垂直面V支持力Fn

45、2h866.21NF n2v2017.78NFFn1h 2168.79NFn 1 v1737.48N弯矩M0Mv189742.215 N mm总弯矩M V 189742.215N mm扭矩TT|97120N mm10、按弯扭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（即危险截面B）的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 0.6，轴的计算应力caW.189742.21520.120.6 9712040331.01MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得1 60MPa，因此 ca安全低速轴强度校核Ft2 T皿d42 11

46、73.06292 1038034.66NFrFt tgan 8034.66 tg20cos cos14 28 483023.70NFa Ft tg 8043.66 tg14 28 482077.24 N7、轴上齿轮所受切向力Fte 8034.66 N，径向力Fre3023.70 N，轴向力Fae 2077.24NT3 1173060 mmd4 292mm&求两轴承所受的径向载荷已和Fr2将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一图二图三Fre160FaeF n1Vd423023.70 160 2077.242922160 82.5242.53245.65NFn2VFre Fn1v 3023.70 3245.65221.95N160 F160 82.5 te5301.22NFn2h Fte Fn1h 8034.665301.222733.44 N412、弯矩图的计算水平面：Fnh1 5301.22 N , Fn2h 2733.44N .AB段:M 2733.44x (0 x 160)BC段：MFn2hx Fte(x 160)即 M 5301.22x 1285545.6(160 x 242.5)该轴强度合格Ft 80