链式运输机传动装置课程设计

1、机机械械基基础础综综合合课课程程设设计计说说明明书书课程名称：课程名称：课程设计设计题目：设计题目：链式运输机传动装置设计学学院：院：机械工程学院专业年级：专业年级：机设 11-1姓姓名：名：班级学号：班级学号：机设 11-1-20指导教师：指导教师：二二一三一三年年 九九 月月十三十三日日目目录录一、 课程设计任务书-1二、 传动方案的拟定与分析-2三、 电动机的选择-3四、 计算总传动比及分配各级传动比-4五、 动力学参数计算-5六、 传动零件的设计计算-6七、 轴的设计计算-13八、 滚动轴承的选择及校核计算-29九、 键连接的选择及校核计算-30十、 减速器的润滑与密封-32十一、 箱

2、体及附件的结构设计-33设计小结-34参考文献-35机械基础综合课程设计设计计算说明书第-1-页一、 课程设计任务书题目：题目：链式运输机传动装置设计工作条件：工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动；使用期 10 年，每年 300个工作日，小批量生产，两班制工作，运输链速度允许误差为5%。原始数据原始数据：运输链工作拉力F=4500N；运输链工作速度v=0.96m s；运输链链轮齿数z=10；运输链链节距p=60mm。1-电动机；2-联轴器；3-圆锥-圆柱齿轮减速器；4-传动链；5-运输链图 1.1 链式运输机传动示意图机械基础综合课程设计设计计算说明书第-2-页二、 传动方案的拟

3、定与分析传动方案拟定步骤传动方案拟定步骤：1-电动机；2-联轴器；3-圆锥-圆柱齿轮减速器；4-传动链；5-运输链图 2.1 链式运输机传动方案示意图优缺点分析优缺点分析：优点优点：1. 在圆锥-圆柱齿轮减速器后接一级链传动，链传动能保持准确的传动比，无弹性滑动和整体打滑现象，可在恶劣的环境下工作。2. 圆锥齿轮减速器布置在高速级，使圆锥齿轮减速器齿轮不致太大，否则加工困难。缺点缺点：1. 电动机直接与两级圆锥-圆柱齿轮减速器相连接，使减速器的传动比和结构尺寸较大。2. 链传动时工作振动噪声较大。机械基础综合课程设计设计计算说明书第-3-页三、 电动机的选择1、电动机类型的选择电动机类型的选择

4、选择 Y 系列三相异步电动机。2、电动机功率选择电动机功率选择（1）传动装置的总效率：343=0.99 0.990.97 0.97 0.96=0.79164总联轴器轴承圆柱齿轮圆锥齿轮链（2）电机所需的功率：4500 0.965.4610001000 0.7916FVpKW电机总3、确定电动机转速、确定电动机转速计算链轮分度圆直径：=194.2sin 180/pdmmz运输链链节距链轮链轮齿数计算运输链链轮工作转速：60 100060 1000 0.9694.41 / min194.2Vnrd运输链链轮按机械设计课程设计指导书P17 表 2-3 推荐的传动比合理范围，取链传动比2 5i链，按机

5、械设计课程设计指导书P18表 2-4 推荐的传动比合理范围， 取二级圆锥-圆柱减速器传动比范围8 15i减速器，则总传动比合理范围为1675ai 。故电动机转速的可选范围为：16 7594.411510.56 7080.75 / minaninr运输链电动机（）。综合考虑选择同步转速为 3000/ minr,额定功率为 5.5KW，满载转速为 2920 r/min 的型号为 Y132S1-2 的电动机4、确定电动机型号、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为 Y132S1-2。其主要性能：额定功率 5.5KW；满载转速 3000r/min；额定转矩

6、2.2；质量 70kg。总=0.7916P电机=5.46kW194.2dmm链轮n运输链=94.41minr1510.56 7080.75minnr电动机电动机型号：Y132S2-2机械基础综合课程设计设计计算说明书第-4-页四、 计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比、总传动比292030.9394.41nin电动机总运输链2、分配各级传动比、分配各级传动比（1） 据指导书 P17 表 2-3，取链传动3i链（链传动单级传动比2 5i链合理）（2）iii总链减速器30.9310.313iii总减速器链取二级圆柱圆锥齿轮减速器高速级传动比12=0.25=2.58ii减速器则低速级传动比23

7、=4iii减速器圆锥30.93i总3i链10.31i减速器12=2.58i23=4i机械基础综合课程设计设计计算说明书第-5-页五、 动力学参数计算1、 0 轴轴0000P =P=5.46kW=2920r/minT =9550 P /=9550 5.46/ 2920=17.86N mnnn电机电机02、 1 轴轴（高速轴）（高速轴）110111P =P=5.46 0.99 0.995.35kW/=2920r/minT =9550 P /=9550 5.35/ 292017.5N mnn in0联轴器滚动轴承013、 2 轴轴（中间轴）（中间轴）22112222P =P=5.35 0.97 0.

8、995.14kW/=2920/2.581131.78r/minT =9550 P /=9550 5.14/1131.7843.37N mnn in1圆锥齿轮滚动轴承4、 3 轴轴（低速轴）（低速轴）323223333P =P=5.14 0.97 0.994.94kW/=1131.78/4282.945r/minT =9550 P /=9550 4.94/ 282.945166.74N mnn in圆柱齿轮滚动轴承5、 4 轴轴 （链轮轴）（链轮轴）434334444P =P=4.94 0.99 0.964.69kW/=282.945/394.315r/minT =9550 P /474.89N

9、 mnn in圆柱齿轮链传动13 轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率的 0.99。000P =5.46kW2920r/minT =17.86N mn 111P5.35kW2920r/minT17.5N mn222P5.14kW1131.78r/minT43.37N mn333P4.94kW282.945r/minT166.74N mn444P4.69kW94.315r/minT474.89N mn机械基础综合课程设计设计计算说明书第-6-页六、 传动零件的设计计算滚子链传动的设计计算滚子链传动的设计计算因为链传动处于低速级，传递功率小，所以选择滚子链完全能满足条件。

10、1、 选择链轮齿数选择链轮齿数取小链轮齿数119z ，大链轮齿数234193 1957zi 。2、 确定计算功率确定计算功率由表 9-7 查得1.0AK ，由表 9-13 查得1.52zK ，单排链，则计算功率为1.1 1.38 5.468.29kWcaAZPK K P3、 选择链条型号和节距选择链条型号和节距根据8.29kWcaP 及3282.945n 查图 9-11，可选 16A。查表9-1，链条节距25.4mmp 。4、 计算链节数和中心距计算链节数和中心距初选中心距0(30 50)762 1270mmap。取01000mma 。相应的链长节数为201221002222100019575

11、7 1925.42117.7mm25.4221000pazzzzpLpa取链长节数118pL 节。查表 9-7 得到中心距计算系数10.24708f ， 则链传动的最大中心距为11220.24708 25.42 11819571004mmpaf pLzz5、 计算链速计算链速v,确定润滑方式确定润滑方式1 1282.945 19 25.42.28m/s60 100060 1000n z pv由2.28m/sv 和链号 16A，查图 9-14，应选择油池润滑或油盘飞溅润滑。119z 257z 8.29kWcaP 25.4mmp 0952.5 1587.5mma 118pL 2.28m/sv 机械

12、基础综合课程设计设计计算说明书第-7-页6、 计算压轴力计算压轴力pF有效圆周力为：5.46100010002394.7N2.28ePFv链轮水平布置时的压轴力系数1.15FpK，则压轴力为1.15 2394.72753.9NpFpeFKF圆锥齿轮传动的设计计算圆锥齿轮传动的设计计算已知输入功率15.46kWP ，小齿轮转速 2920r/min，连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动；使用期 10 年，每年 300 个工作日，小批量生产，两班制工作。1、选择齿轮材料及精度等级、选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr 调质，齿面硬度为 240260

13、HBS。大齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度 220HBS；根据教材 P210 表 10-8 选 7 级精度。齿面粗糙度Ra1.63.2m2、按齿面接触疲劳强度设计、按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即1132.92 ()2(1 0.5)2EtRRHZKTdu（1） 确定公式内的各计算数值1） 传动比122.58i取小齿轮齿数120Z 。则大齿轮齿数：212.58 2051.6ZiZ取252Z 实际传动比 i0=52/20=2.6传动比误差：0/2.62.58 / 2.60.7%2.5%iii可用2） 齿数比：02.6ui3） 试选载荷系数1K 4） 计算小齿轮的转矩117.5N m

14、T 5） 选齿宽系数1/3R 6） 许用接触应力2394.7NeF 2753.9NpF Z1=20Z2=52i0=2.62.6u 机械基础综合课程设计设计计算说明书第-8-页lim1lim 2570MPa350MPaHH7） 由机械设计（第八版） 表 10-6 查得材料的弹性影响系数1/2189.8EZMPa计算应力循环次数91198126060 2920 1 (16 300 10)8.41 108.41 103.26 102.58hNn jLNNi 由机械设计（第八版） 图 10-19 取接触疲劳寿命系数120.90,0.98HNHNKK计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=

15、1，得12lim11lim 220.90 570513MPa0.98 350343MPaHNHHHNHHKSKS（2） 计算1） 试算小齿轮分度圆直径1d，代入H中较小的值213122322.92(1 0.5)189.81 17.52.9259.47mm1/3 (1 0.5 0.33)2.6343EHZKTduRR 2） 计算模数 m1159.472.9720dmz取整，3m ，所以11 122260mm3 52156mmdm zdm z 3） 计算齿轮的主要参数取20*1ha *0.2c 0根据12cottanu计算得121.1268.9R0.33 lim1570MPaHlim 2350MP

16、aH1/2189.8MPaEZ 91828.41 103.26 10NN12513MPa343MPaHH160.47mmtd 2.97m 1260mm156mmdd机械基础综合课程设计设计计算说明书第-9-页当量齿数11121.417cosvzz不会发生根切现象。12183.6mm2uRd齿宽127.6mmRbR 查手册 14-205 表 14-3-8 得10.42x 21xx 齿顶高*11*224.26mm1.74mmhahax mhahaxm齿高*26.6mmhhacm3、按齿根弯曲疲劳强度、按齿根弯曲疲劳强度1）1 1.22 1.4 1.672.85AvFFKK K KK 2）计算当量齿

17、数1111222021.44coscos21.152144.45coscos68.9vvzzzz3）由机械设计（第八版） 表 10-5 查得齿形系数12.76FaY22.06FaY应力校正系数11.56saY21.97saY4）由机械设计（第八版） 图 20-20c 查得小齿轮、大齿轮的弯曲疲劳强度极限12500FEFEMPa5）由 机械设计 （第八版） 图10-18取弯曲疲劳寿命系数10.88FNK20.90FNK6）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数1.4S ，得1112220.88 500314.291.40.90 500321.431.4FNFEFFNFEFKMPaSKMPaS7）

18、校核弯曲强度2.85K 1221.44144.45vvzz12.76FaY22.06FaY11.56saY21.97saY机械基础综合课程设计设计计算说明书第-10-页根据弯曲强度条件公式222(1 0.5)FaSaFFRKTY YbmZ进行校核11122112212(1 0.5)2 2.85 20500 2.76 1.56175.62MPa33 3(1 0.5 1/3)20FaSaFRFKTY YbmZ22222222222(1 0.5)2 2.85 20500 2.06 1.9736.3533 3(1 0.5 1/3)52FaSaFRFKTYYb mZMPa满足弯曲强度，所选参数合适。圆柱

19、齿轮传动的设计计算圆柱齿轮传动的设计计算1、选择圆柱齿轮材料及精度等级、选择圆柱齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr 调质，齿面硬度为 240260HBS。大齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度 220HBS；根据教材 P210 表 10-8 选 7 级精度。齿面粗糙度Ra1.63.2m2、按齿面接触疲劳强度设计、按齿面接触疲劳强度设计根据教材 P203 式 10-9a：213312.32EdHKTZudu进行计算确定有关参数如下：1传动比234i取小齿轮齿数320Z 。则大齿轮齿数：434 2080ZiZ实际传动比080/ 204i 传动比误差：0/4

20、4 / 40%2.5%iii可用齿数比：04ui 由教材 P205 表 10-7 选取齿宽系数d=1 转矩2T2T =43.37N mm 载荷系数 k取 k=111175.62MPaFF2236.35MPaFF234i320Z 480Z 04i 4u 2T =43.37N mm机械基础综合课程设计设计计算说明书第-11-页 许用接触应力HHNlim1HK=S由教材 P209 图 10-21d 查得：Hlim3Hlim4=570MPa =350MPa由教材 P206 式 10-13 计算应力循环次数 N832N =6060 282.945 116 300 10 =8.1 10hn jL 843N

21、 =N /2.04 10i 由教材 P207 图 10-19 查得接触疲劳的寿命系数：30.95HNK40.98HNK通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求，选取安全系数SH=1.0HN3lim3H3K=541.5MPaSHN4lim4H4K=343MPaS故得：22133311 61100 4 1 189.82.32=2.32=51.2mm14541.5EdHKTZudu 模数：33/=51.2/ 20=2.56mmmdz取标准模数：3mmm 3、校核齿根弯曲疲劳强度、校核齿根弯曲疲劳强度根据教材 P201 公式 10-5a：13212FaSaFFdKTY Ym z确定有关参数和系数 分度

22、圆直径：33443 2060mm3 80240mmdmzdmz 齿宽：31 6060mmdbd 齿形系数 YFa和应力修正系数 YSa根据齿数 Z3=20，Z4=120 由机械设计（第八版） 表 10-5 查得齿形系数32.8FaY42.22FaYHlim3570MpaHlim4350Mpa83N =8.1 1084N =2.04 1030.95HNK40.98HNKH3=541.5MPaH4=343MPa348.9mmd m=2.56mm3360mm240mmdd60mmbYFa3=2.80YSa3=1.55机械基础综合课程设计设计计算说明书第-12-页应力校正系数31.55saY41.77

23、saY许用弯曲应力 F根据公式：FFlim=/FSFlim3=290MpaFlim4=210Mpa按一般可靠度选取安全系数 SF=1.25计算两轮的许用弯曲应力F3=Flim3/SF=290/1.25=232MpaF4=Flim4/SF=210/1.25=168Mpa 将求得的各参数代入式1333323213144432322422 1 234550 2.8 1.5590.89MPa1 42022 1 234550 2.22 1.554.5MPa1 480FaSaFFdFaSaFFdKTYYm zKTYYm z 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够4、计算齿轮传动的中心矩、计算齿轮传动的中心矩 a34/

24、 2150mmamzz5、计算齿轮的圆周速度、计算齿轮的圆周速度 V33/60 10000.97m/svd nYFa4=2.22YSa4=1.77Flim3=290MpaFlim4=210MpaSF=1.25F3=232MpaF4=168MpaF3=90.89MPaF4=4.5MPaa =1500.97m/sv机械基础综合课程设计设计计算说明书第-13-页七、 轴的设计计算输入轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径、按扭矩初算轴径选用 45 调质，硬度 217255HBS根据教材 P370（15-2）式，并查表 15-3，取 A0=11033106.1311014.08mm2920Pd

25、An考虑有两个键槽，将直径增大 10%，则：d=19.7(1+10%)mm=15.488mm选 d=18mm1、求输入轴上的功率、求输入轴上的功率1P、转速、转速1n和转矩和转矩1T15.46kwP 12920r/minn 117.5N mT 2、求作用在齿轮上的力、求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为而1111217500 2700N50tancos700 tan20cos21.1237.70Ntansin700 tan20sin21.191.72NtmrtatTFdFFFF 3、 初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选用 45 调质，硬度 217

26、255HBS根据教材 P370（15-2）式，并查表 15-3，取 A0=11033105.4611013.55mm2920PdAn考虑有两个键槽，将直径增大 10%，则：d=13.55(1+10%)mm=14.91mm选 d=18mm为了使所选的轴直径12d与联轴器的孔径相适应， 故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩2caATK T，查机械设计（第八版） 表 14-1，由于转矩变化很小，故取1.5AK ，则A0=110114.08mmd d=18mm700N237.70N91.72NtraFFFmin14.91mmd机械基础综合课程设计设计计算说明书第-14-页21.5 17.526.2

27、5N m=26250N mmcaATK T查标准 GB/T 5843-1986，选 YLD4 型凸缘联轴器，其公称转矩为40N m，半联轴器的孔径为18mm，故取1 218mmd，半联轴器长度42mmL ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 38mm。4、 轴的结构设计轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案（见图 7.1）图 7.1 高速轴（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位，1-2 轴段右端需制出一轴肩，故取 2-3 段的直径2 322mmd2）初步选择单列圆锥滚子轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，但轴向力相对较小，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据

28、2 322dmm，由机械设计课程设计表 5-12 中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 32005，其尺寸为254715dD Tmmmmmm，345625ddmm， 而3415mml。这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械零件设计手册查 得 32005 型 轴 承 的 定 位 轴 肩 直 径30mmad ， 因 此 取4 530mmd3）取安装齿轮处的轴段 6-7 的直径6 722mmd；为使挡油环可靠地压紧轴承，5-6 段应略短于轴承宽度，故取5613mml。4）轴承端盖的总宽度为 20mm。 根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面

29、间的距离30mml ，故取2 350mml5）由机械设计手册锥齿轮轮毂宽度为6 71.226.4mmd，为26250N mmcaT1220dmm1 238lmm2322mmd345625mmdd3415mml4530mmd6722mmd5613mml2350lmm机械基础综合课程设计设计计算说明书第-15-页使套筒端面可靠地压紧齿轮取6738mml。6）4550mml（3） 轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，因为6 722mmd由机械设计（第八版） 表 6-1 查得平键截面8mm 7mmbh，键槽用键槽铣刀加工，长为 20mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与

30、轴的配合为76Hk；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为6k。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 455、 求轴上的载荷求轴上的载荷表 7.1 高速轴载荷载荷水平面 H垂直面 V支反力 F1534.5NHFN139.43NVFN21681.5NHFN278.47NVFN弯矩 M68.56HMNm16.22VMNm213.28VMNm总弯矩2268.566.2268.84N mM 扭矩 T217.5N mT 6738lmm4550lmm机械基础综合课程设计设计计算说明书第-16-页图 7.26、按弯扭合成应力校核轴的强度、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中

31、的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力222223()68.56(0.6 17.5)25.80MPa0.1 0.03caMTW前已选定轴的材料为 45 钢（调质） ，由机械设计（第八版） 表 15-1 查得1160,caMPa，故安全。6、 精确校核轴的疲劳强度精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面截面 5 右侧受应力最大（2）截面 5 右侧抗弯截面系数3330.10.1 251562.5mmWd抗扭截面系数3330.20.2 253125mmTWd截面 5 右侧弯矩 M 为68560N mmM 25.80MPaca1ca31562.5mmW 33125mm

32、TW 68560N mmM 117500N mmT 43.88MPab5.6MPaT机械基础综合课程设计设计计算说明书第-17-页截面 5 上的扭矩2T为117500N mmT 截面上的弯曲应力6856043.88MPa1562.5bMW截面上的扭转切应力1175005.6MPa3125TTTW轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查得11640,275,155BMPaMPaMPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版） 附表 3-2 查取。因2.00.0825rd，301.225Dd，经插值后查得1.93,1.55又由机械设计（第八版） 附图 3-2 可得轴的

33、材料敏感系数为0.82,0.85qq故有效应力集中系数为1(1)1 0.82 (1.93 1)1.761(1)1 0.85 (1.55 1)1.47kqkq 由机械设计（第八版） 附图 3-2 的尺寸系数0.71，扭转尺寸系数0.87。轴按磨削加工，由机械设计（第八版） 附图 3-4 得表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理，即1q，则综合系数为11.761112.570.710.9211.471111.780.870.92kKkK 又取碳钢的特性系数0.1,0.05计算安全系数caS值2.571.78KK0.1,0.054.2125.324.201.5caSSSS160mmd 机械基础综合

34、课程设计设计计算说明书第-18-页112754.212.57 25.390.1 015525.326.696.691.780.05224.21 25.324.201.5224.21225.322amamcaSKSKS SSSSS 故可知安全。中间轴设计中间轴设计1、求中间轴上的功率、求中间轴上的功率2P、转速、转速2n和转矩和转矩3T25.14kwP 21131.78r/minn 243.37N mT 2、已知圆柱直齿轮的分度圆直径、已知圆柱直齿轮的分度圆直径160mmd 而111112122 433701445.6760tantan201445.67542.29coscos14tan1445

35、.67tan14360.45tnrtatTFNdFFNFFN 已知圆锥直齿轮的平均分度圆半径m2157.5dmm而22222222222 43370550.73157.5tancos550.73 tan20cos68.972.16tansin550.73 tan20sin68.9187.01tmrtatTFNdFFNFFN 3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr（调质） ，根据 机 械 设 计 （ 第 八 版 ） 表 15-3 ， 取0110A ， 得305.14min15.46mm1131.78dA，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径1 2d和5 6d3、

36、 轴的结构设计轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案（见下图 图 7.3）1111445.67N542.29N360.45NtraFFF2157.5mmmd222550.73N72.16N187.01NtraFFFmin15.46mmd机械基础综合课程设计设计计算说明书第-19-页图 7.3（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，轴向力较小，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据1 25 615.46mmdd，由机械设计课程设计表 5-12 中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的圆锥滚子轴承 32005，其尺寸为25mm47m

37、m 15mmdD T，1 25 625mmdd。这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计手册查得32005 型轴承的定位轴肩直径30mmad ，因此取挡油环直径30mm。2）取安装齿轮的轴段2 34 530mmdd，锥齿轮左端与左轴承之间采用挡油环定位，查机械设计手册知锥齿轮轮毂长2 3(11.2)37Ldmm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取2 335mml，齿轮的右端采用轴肩定位，轴 肩 高 度0.07hd， 故 取4mmh ， 则 轴 环 处 的 直 径 为3 439mmd。3）已知圆柱直齿轮齿宽60mmb ，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，

38、故取4 556mml。234530mmdd2335mml3439mmd4556mml12343010lmmlmm5630lmm机械基础综合课程设计设计计算说明书第-20-页4）取123430,10,lmm lmm5630lmm。（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，2 331mmd，所以由机械设计（第八版） 表 6-1 查得平键截面10mm 8mmbh，键槽用键槽铣刀加工，长为 25mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为76Hm；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，4 531mmd，所以由机械设计（第八版） 表 6-1查得平键截面10mm 8mmbh，

39、键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为76Hm；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为6m。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 454、 求轴上的载荷求轴上的载荷表 7.1 轴上载荷系数载荷水平面 H垂直面 V支反力 F11785NHFN1335NVFN22123NHFN21345NVFN弯矩 M12133167HHMNmMNm123420.6952.7540.8192.59VVVVMNmMNmMNmMNm总弯矩22max416792.59190.95N mMM扭矩 T243.37N mT 机械基础综

40、合课程设计设计计算说明书第-21-页图 7.45、 按弯扭合成应力校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力222223()190.95(0.6 43.37)44.95MPa0.1 0.035caMTW前已选定轴的材料为40rC（调质） ，由机械设计（第八版） 表 15-1 查得1170,caMPa，故安全。6、 精确校核轴的疲劳强度精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面 5 左右侧受应力最大（2）截面 5 右侧抗弯截面系数3330.10.1 302700mmWd44.95MPaca1ca32700mmW 540

41、03TWmm96789MNmm243370TNmm35.85bMPa8.03TMPa机械基础综合课程设计设计计算说明书第-22-页抗扭截面系数3330.20.2 305400mmTWd96789N mmM 截面 5 上的扭矩2T为243370N mmT 截面上的弯曲应力9678935.852700bMMPaW截面上的扭转切应力2433708.03MPa5400TTTW轴 的 材 料 为40rC， 调 质 处 理 。 由 表 15-1 查 得11735,355,200BMPaMPaMPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计 （第八版） 附表 3-2 查取。 因2.00.06730

42、rd，351.16730Dd，经插值后查得1.90,1.47又由机械设计（第八版） 附图 3-2 可得轴的材料敏感系数为0.82,0.85qq故有效应力集中系数为1(1)1 0.82 (1.90 1)1.741(1)1 0.85 (1.47 1)1.40kqkq 由机械设计（第八版） 附图 3-2 的尺寸系数0.71，扭转尺寸系数0.87。轴按磨削加工，由机械设计（第八版） 附图 3-4 得表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理，即1q，则综合系数为11.741112.540.710.9211.401111.700.870.92kKkK 2.541.70KK0.1,0.053.899.233

43、.581.5caSSSS34287.5mmW 38575mmTW 96789N mmM 243370N mmT 机械基础综合课程设计设计计算说明书第-23-页又取合金钢的特性系数0.1,0.05计算安全系数caS值113553.892.54 35.850.1 02009.2324.2124.211.740.05223.89 9.233.581.5223.8929.232amamcaSKSKS SSSSS 故可知安全。（3）截面 5 左侧抗弯截面系数30.1 30.1 3534287.5mmWd抗扭截面系数30.2 30.2 3538575mmTWd截面 5 左侧弯矩 M 为96789MNmm截

44、面 5 上的扭矩2T为243370TNmm截面上的弯曲应力9678922.574287.5bMMPaW截面上的扭转切应力2433705.068575TTTMPaW过盈配合处的k，由机械设计（第八版） 附表 3-8 用插值法求出，并取0.8kk，于是得2.13,0.8 2.131.70kk轴按磨削加工，由机械设计（第八版） 附图 3-4 得表面质量系数为0.92故得综合系数为22.57MPab5.06TMPa2.221.79KK7.2520.146.821.5caSSSS2240mmd 机械基础综合课程设计设计计算说明书第-24-页1112.1312.220.921111.7011.790.92

45、kKkK 计算安全系数caS值113557.092.22 22.570.1 020014.9915.2515.251.700.05227.09 14.996.411.5227.092 14.992amamcaSKSKS SSSSS 故可知安全。输出轴的设计计算输出轴的设计计算1、求输出轴上的功率求输出轴上的功率3P、转速、转速3n和转矩和转矩3T34.94kwP 3282.945r/minn 3166.74N mT 2 2、求作用在齿轮上的力、求作用在齿轮上的力已知圆柱齿轮的分度圆半径2240dmm而3222 1667401389.5240tantan201389.5521.22coscos1

46、4tan1389.5 tan14346.44tnrtatTFNdFFNFFN 3 3、初步确定轴的最小直径、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45（调质） ，根据 机 械 设 计 （ 第 八 版 ） 表 15-3 ， 取0110A ， 得3min04.9428.54mm282.945dA，输出轴的最小直径为安装小链轮的直径1 2d，取1 235mmd，小链轮与轴配合的毂孔长度为 56mm。4 4、轴的结构设计轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案（见图七）1389.5N521.22N346.44NtraFFFmin28.54dmm1235dmm2340mmd125

47、5lmm3440mmd机械基础综合课程设计设计计算说明书第-25-页图 7.5（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足小链轮的轴向定位，1-2 轴段右端需制出一轴肩，故取 2-3 段的直径2 340mmd， 左端用轴端挡圈定位， 按轴端挡圈直径54Dmm，小链轮与轴配合的毂孔长度157.5mmL ，为了保证轴端挡圈只压在小链轮上而不压在轴的端面上，故 1-2 段的长度应比1L略短些，现取1255lmm。2）初步选择滚动轴承。因轴承只受有径向力，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据3 440mmd，由机械设计课程设计表 5-12 中初步选取 0 基本 游 隙 组 ， 标 准 精

48、 度 级 的 深 沟 球 轴 承 6208 ， 其 尺 寸 为40mm 80mm 18mmdD T，3420mml。左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计手册查得 6208 型轴承的定位轴肩直径47mmad ，因此取4547mmd；齿轮右端和右轴承之间采用挡油环定位，已知齿轮轮毂的宽度为 58mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取6 756mml，6 745mmd。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度0.07hd，故3420mml4547mmd6 756mml6 745mmd5653mmd568mml2335mml457840mm35mmll机械基础综合课程设计设计计算

49、说明书第-26-页取4mmh ，则轴环处的直径为5653dmm。轴环宽度1.4bh，取568mml。3） 轴承端盖的总宽度为 20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离20mml ，故取2335mml4）457840mm,35mmll。（3）轴上的周向定位齿轮、小链轮的周向定位均采用平键连接，因为6 745mmd，由机械设计（第八版） 表 6-1 查得平键截面14mm 9mmbh，键槽用键槽铣刀加工，长为 40mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为76Hm；同样，小链轮与轴的连接，选用平键10835mmmmm

50、m，半联轴器与轴的配合为76Hm，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为6k。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 455 5、求轴上的载荷、求轴上的载荷表 7.3 轴上载荷系数载荷水平面 H垂直面 V支反力 F11062NHFN1156NVFN21872NHFN21399NVFN弯矩 M202.37HMNm135.36VMNm298.69VMNm总弯矩221222202.3735.36205.43202.3798.69225.15MNmMNm扭矩 T4166.74TNm14.81MPaca机械基础综合课程设计设计计算说明书第-27-页图 7.66、按弯扭合成应

51、力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力222223()225.15(0.6 166.74)14.810.1 0.055caMTMPaW前已选定轴的材料为 45 钢（调质） ，由机械设计（第八版） 表 15-1 查得1160,caMPa，故安全。7、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面 7 右侧受应力最大（2）截面 7 右侧抗弯截面系数330.1 30.1 459112.5mmWd抗扭截面系数3330.20.2 4518225mmTWd截面 7 右侧弯矩 M 为39112.5mmW 318225mmTW 81499N mmM 416

52、6740TNmm8.94MPab9.15MPaT2.00,1.320.82,0.85qq1.821.27kk0.922.581.56KK机械基础综合课程设计设计计算说明书第-28-页81499MNmm截面 7 上的扭矩2T为4166740TNmm截面上的弯曲应力814998.94MPa9112.5bMW截面上的扭转切应力21667409.15MPa18225TTTW轴 的 材 料 为 45 钢 ， 调 质 处 理 。 由 表 15-1 查 得11640,275,155BMPaMPaMPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版） 附表 3-2 查取。因2.0=0.04445

53、rd，55=1.245Dd，经插值后查得2.00,1.32又由机械设计（第八版） 附图 3-2 可得轴的材料敏感系数为0.82,0.85qq故有效应力集中系数为1(1)1 0.82 (2 1)1.821(1)1 0.85 (1.32 1)1.27kqkq 由机械设计（第八版） 附图 3-2 的尺寸系数0.73，扭转尺寸系数0.86。轴按磨削加工，由机械设计（第八版） 附图 3-4 得表面质量系数为0.9211.821112.580.730.9211.271111.560.860.92kKkK 又取碳钢的特性系数0.1,0.05计算安全系数caS值0.1,0.0521.7910.579.511.

54、5caSSSS机械基础综合课程设计设计计算说明书第-29-页1127521.792.58 4.890.1 015510.5718.2118.211.560.052221.79 10.579.511.52221.792 10.572amamcaSKSKS SSSSS 故可知安全。FR1=FR2=500.2NFa=0 x1=1x2=1y1=0y2=0P1=750.3NP2=750.3NP=750.3NCr=23000NLh=1047500h机械基础综合课程设计设计计算说明书第-30-页八、 滚动轴承的选择及校核计算计算输入轴轴承计算输入轴轴承（1）已知 n=2920r/min两轴承径向反力：FR1

55、=FR2=500.2N初选两轴承为角接触球轴承 70000AC 型根据教材 P322 表 13-7 得轴承内部轴向力FS=0.68FR 则 FS1=FS2=0.68FR1=315.1N（2）FS1+Fa=FS2Fa=0故任意取一端为压紧端，现取 1 端为压紧端FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N（3）求系数 x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据教材 P321 表 13-5 得 e=0.68FA1/FR1ex1=1FA2/FR248720h预期寿命足够根据相同原理，可得：表 10.2位置型号标准中间

56、轴圆锥滚子轴承（32005）GB/T297-1994低速轴深沟球轴承（6208）GB/T276-19948 7 L20bh37.88Mpapp10 8 L25bh48.19Mpapp10 8 L40bh机械基础综合课程设计设计计算说明书第-31-页九、 键连接的选择及校核计算1 1、输入轴与齿轮采用、输入轴与齿轮采用轴径122mmd 轴段长 38mm查手册 P51选用 A 型平键，得：8 7 L20bh即：键 820 GB/T1096-200312mmlLb117.5N mT 查机械设计（第八版） 表 6-2 得100 120MPap 根据教材 P106 式 6-1 得4/4 17500/ 22 7 1237.88MpappT dhl 2 2、中间轴与齿轮连