机械设计课程设计螺旋输送机传动装置

1、精品资料推荐机械设计课程设计:螺旋输送机传动装置学校：华南农业大学学院：工程学院班级：制作小组：制作人：辅导老师：1精品资料推荐目录摘要 1设计要求 2螺旋输送机传动简图2第一章：电动机的选择1.1 :选择电动机 31.2 :选择电动机的功率 31.3 :选择电动机的转速 31.4 :确定传动装置总传动比及其分配 41.5 :计算传动装置的运动和动力参数 5第二章:普通 V 带的设计计算2.1 :确定计算功率Pca 62.2 :选取普通V带的型号 62.3 :确定带轮基准直径 D1和D2 62.4 :验算带速V 62.5 :确定V带基准长度Ld和中心距a0 72.6 :验算小带轮上的包角 72

2、.7 :确定V带的根数z 82.8 :确定带的初拉力F0 v82.9 :计算带传动的轴压力 92.10 : V带轮的结构设计 9第三章：单极齿轮传动设计3.1 :选择齿轮类型、材料、精度及参数 113.2 :按齿面接触疲劳强度设计 113.3 :按齿根弯曲疲劳强度设计 143.4 :几何尺寸计算 173.5齿轮结构设计 19第四章：轴的设计计算第一节：输入轴的设计4.1 :输入轴的设计 194.2 :输入轴的受力分析 224.3 :判断危险截面和校核 25第二节：输出轴的设计4.1 ':输出轴的设计 254.2 ':输出轴的受力分析 284.3 ':判断危险截面和校核

3、31第五章：轴承的计算与选择5.1 :轴承类型的选择 315.2 :轴承代号的确定 325.3 :轴承的校核 32第六章：平键的计算和选择6.1 :高速轴与V带轮用键连接356.2 :低速轴与大齿轮用键连接 366.3 :低速轴与联轴器用键连接 36第七章：联轴器的计算和选择7.1 :类型的选择 377.2 :载荷计算 377.3 :型号的选择 37第八章：减速器密封装置的选择8.1 :输入轴的密封选择 388.2 :输出轴的密封选择 38第九章：减速器的润滑设计9.1 :齿轮的润滑 389.2 :轴承的润滑 39第十章：减速箱结构尺寸的设计10.1 :箱体的结构尺寸 38设计小结 41参考文

4、献 423精品资料推荐摘要螺旋输送机是一种不具有挠性牵引构件的旋转类型的物料输送 机械，俗称绞龙，是矿产、饲料、粮油、建筑业中用途较广的一种输 送设备， 由钢材做成的， 用于输送温度较高的粉末或者固体颗粒等化 工、建材用产品。螺旋输送机的结构简单、横截面尺寸小、密封性好、工作可靠、 制造成本低，便于中间装料和卸料，输送方向可逆向，也可同时向相 反两个方向输送。 如果从输送物料位移方向的角度划分， 螺旋输送机 分为水平式螺旋输送机和垂直式螺旋输送机两大类型， 主要用于对各 种粉状、颗粒状和小块状等松散物料的水平输送和垂直提升。其中， 螺旋输送机的传动装置是必不可少的重要部分， 本次小组设计的是水

5、 平螺旋输送机，由电机带动， V 带传动，经减速器减速然后带动输送 机。螺旋输送机的广泛应用对于提高劳动生产率， 实现物料输送过程 的机械化和自动化，都具有重要的现实意义。关键字 ：螺旋输送机、减速器、物料输送1精品资料推荐设计要求：螺旋输送机题目：设计一个螺旋输送机传动装置，用普通V带传动和圆柱齿轮传动组成 减速器。输送物料为粉状或碎粒物料，运送方向不变。工作时载荷基本稳定，二班制，使用期限10年（每年工作日300天）, 大修期四年，小批量生产。工作量：一张A0装配图，零件图3-4张，不少于30页设计计算说明 书。原始数据：输送机主轴功率Pw（ KW）: 5.6输送机主轴转速n （r/min

6、）: 100螺旋输送机传动简图:1 2精品资料推荐计算项目计算过程计算结果第一章：电动机的选择1.1 :选择电Y系列异步电动机运行可靠、寿命长、使用维护方便、动机性能优良、体积小、重量轻、转动惯量小、用料省等优点，Y系列异完全符合工作要求和工作条件。步电动机故选用Y系列异步电动机。1.2 :选择电电动机所需的功率：动机的功率Pm k空式中:k安全系数，考丿心过载或功耗波动等影响，取1.3；Pw输送机主轴功率，数值为 5.6kW ；10.9620.97传动装置的总传动效率230.99123440.981 2 3 4分别为V带传动，一对圆柱齿轮，一对滚动轴承，十字滑块联轴器的传动效率，查得10.9

7、6;20.97;3 0.99;4 0.98;0.89=0.96 0.970.9920.98 = 0.8944Pm8.145 6匕 1 3kW 8.14kWkW0.89441.3 :选择电根据输送机王轴转速 n及机械传动效率概率值和传动机的转速动比范围取得普通 V带传动比i124,单级圆柱齿轮减续1.3 :选择电动机的转速速器的传动比i236,可计算电动机转速合理转速范围为Nm n ii i2 100r/min (24) (36)600 2400r/minNm6002400r / min综上所述，根据 ZB/TK 22007-1988JB/T 5274-1991 ，取型号为Y160M-4的电动机

8、，其技术数据如下:电动机 型号固定 功率/kW、卄 +、， 满载 转速起动转 矩/额 定转矩最大转 矩/额 定转矩电动机 轴伸出 端直径/mm电动机 伸出端 安装长 度/mm电动机 中心高 度/mm电动机 外形尺 寸长 宽高/mmY160M-41114602.22.242k6110160600330385电动机的安装及有关尺寸底脚安装尺寸A B地脚螺栓孔 尺寸K轴承尺寸D E装键部位尺寸F h254 2101542 11012 81.4 :确定传动装置总传 动比及其分 配传动装置的总传动比：i口满146014 6n100取V带传动比i12.92,则单级圆柱齿轮减速器传动"出i14.6

9、.比为i 25L 2.92i 14.611 2.9212 51.5 :计算传动装置的运动和动力参1.5.1 :计算各轴输入功率电动机轴：巳 8.14kWPm18.14 0.967.81kWPm kWP kW8.147.81轴I（减速器高速轴）P数n 由 车（减速器低速轴）R P 37.74kWPii7.741.5.2计算各轴转速kW电动机轴：N 满 1460r/min轴1 :N满1460满1460r/min 一NI 500r / minr / mini12.92Ni500轴II :r / minK1Ni500r/ min NII100Nii1100r / min1 IIi25r / min1.

10、5.3计算各轴转矩电动机轴：Pm8.14kWTm9550亠9550-53.24Nmn满1460r/minTm53.24轴1 :N mP7.81kWTI149.17Ti95509550149.171Nm1 INi500r / minN m轴II:Tii739.1PI7 74kW7NmTh9550 119550739.17NmNii100r min第一章：普通 V带的设计计算2.1 :确定计确定工作系数：由于载何变动小，空、轻载起动，每天算功率Pca工作两班制，选取KA 1.2，故9.77FCaKAP 1.2 8.14 9.77kWkW2.2 :选取普通V带的型根据Pca 9.77kW和n 146

11、0r/min，确定选用A型V带。A型号2.3 :确定带取主动轮的基准直径D1125mm,D1125轮基准直径从动轮基准直径D2为：mm。和 d2D2 (1)D1i1 (1 0.01) 125 2.92 361.35mm为滑移率，一般取（1%2%,此处取0.01。D2355按普通V带轮的基准直径系列，取 D2355mm，这样使从mm动轮n2增加。从动轮转速n2:D1125n2(1)1 n1(10.01)1460508.94r/minD2 1355转速的相对误差为：508.94 500 ,100% 8.1% 500在允许误差范围内。2.4 :验算带带速V :速VVDg125 1460V 9.56V

12、9.56m/ s60 1000 60 1000m/s因为5 V 25m/s在允许范围内，所以带速合适。2.5 :确定V带的传动中心距为a0 :带基准长度0.7(D1D2) a02(D1 D2)Ld和中心距0.7(125355) a02(125 355)a。500得mmao336 a0960初定中心距为500mm计算相应带长：Ld0 2a0-(D1 D、(D2 D1)22) ,24a°2 500 (125 355)(125 355)24 500Ld19401869mmmm选取带的基准长度Ld1940mm。传动的实际中心距a :a535.5LdLd0 5001940 1869 "

13、;厂厂一mma a0535.5mm0 22考虑安装调整和保持张紧力的需要，中心距的变动调整范围amin506.4mm为：amax593.7amina 0.015Ld535.50.015 1940 506.4mmmmamax a 0.03Ld535.5 0.03 1940593.7mm2.6 :验算小小齿轮包角：带轮上的包l、57.311180 (D2D1)角a153.64180(355125) 573120500包角合理。153.641202.7 :确定VV带的根数z带的根数zzPeaKaPPr(P°P°)KKl根据A型带，ni1450m/s, D1125mm,取单根V带的

14、额定功率P01.92kW根据B型带，ni1450m/s, D1125mm，取单根V带的额定功率增量Po0.仃 kW根据包角1153.64，取包角修正系数K 0.93根据A型带,Ld1940，取普通 V带的带长修正系数Kl 1.02代入数据：z1.28.14(1.92 0.17) 0.931.02z 54.93选取z 5根。2.8 :确定带带的初拉力F0 :的初拉力F0Fo500 亿5KK )Pca2qvzv根据B型带,V带的单位长度的质量q0.170kg/ m代入数据：F0188.Fo500(2.5 0.93)9.770.17 9.56207 N0.93 59.5649188.07N2.9 :

15、计算带 带传动的轴压力:传动的轴压力1Fp 2zF0 sin1p 2153.642 5 188.07 sin21831.16NFp 1831.16N2.10 : V带轮带轮材料；选用灰铸铁HT150的结构设计根据槽型为A :查得有关齿槽截面尺寸的数据，单位：mmbd11.0，hamin 2.75，hfmin 8.7，e 15 °.3，fmin9，dd与dd相对应的32343638118118主动带轮的结构尺寸：单位：mmdd1 125da1 131确定尺寸如下：因为dd1 D1125mm300mm，所以结构型式采用实心式，设计参数如下：da1 dd1 ha 125 2 3 131mm

16、,式中 ha 3续：V带轮的d与电机输出轴配合，取定d1 42mm ,结构设计d11 (1.8 2)d1，取 d11 (1.8 2)d 2 42 84mmL1(1.5 2)d1,取 L11.7d11.7 84 142.8mmB1 2f (z 1)e 2 12 (5 1) 19 100mm 且外根据直径d1，取C11.5mm从动带轮的结构尺寸：因为dd2 D2355mm300mm结构型式采用轮辐式,设计参数如下：da2 dd2 2ha 355 2 3 361mm,式中 ha*1d2与减速器输入轴配合，取定 d2 45mm， d12(1.8 2)d22 45 90mmL2(1.5 2)d2,取 L

17、21.7d21.7 45 76.5mmB 2f (z 1)e2 12(5 1) 19100mm取根据直径d2，取C21.5mm2908.14508.94 446.03mm式中：P为传递的功率，kW ；d142d1184L1142.8B 100C1 1.5dd2 355da2 361d245d290L276.5B 100C21.5h146.030.8h|0.846.0336.82mmf10.2h10.246.039.21mmb10.4h|0.446.0318.41mmb20.8b10.818.4114.73mmn为带轮的转速，r / min ； za为轮辐数。h236.82f19.21b118.

18、41b214.73第三章：单极齿轮传动设计3.1 :选择齿根据工作条件、要求和上文的传递效率的设计轮类型、材（1）选择直齿轮传动直齿轮料、精度及（2）选取齿轮精度8级精度8级精度参数（3）取小齿轮材料为40Cr （调质）、硬度为280HBS大齿轮40Cr材料为45钢、调质硬度为240HBS乙 28（4）取小齿轮齿数乙28，大齿轮z2i2 乙 5 28140z21403.2 :按齿面小齿轮分度圆直径设计公式：接触疲劳强dJ2" i2 1 Z2hZeZ度设计d1t J d i2H3.2.1确定计算参数1.齿轮按标准中心距安装，啮合角'二节圆压力角=20 ;=202.试选接触疲劳强

19、度计算的载何系数KHt 1.3;3.计算小齿轮传递的转矩：KHt 1.3T1 TI 149.171N m 1.492105 N mm4.选取齿宽系数为d 1T1149.175.区域系数：N md 1“/ 2cos '1 2cos20小d1H cos2 sin ' H cos2 202.49sin206.查得材料的弹性影响系数ZE 189.8MPa1/2Zh 2.497接触疲劳强度用重合度系数Zi14ZE 189.8由式Z 和3MPa1/2续3.2 :按齿乙 tan a1 tan 'z2 tan a2tan ' / 2计算：面接触疲劳a1 arccosz1 cos

20、 / z1 2ha强度设计arccos28 cos20 / 28 2 128.712a128.7a2 arccosz2 cos / z2 2haa222.1arccos140 cos20 / 140 21 22.1111.763乙 tan a1 tan 'z2 tan a2tan ' / 228 tan 28.712 tan20 140tan 22.111tan 202Z0.8641.763r|'4(4 1.763Z J J 0.864Y 3F38.计算接触疲劳许用应力H查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hiim1 600MPa、Hiim2 550MPa计算应力循环

21、次数：N160n1jLh 60 500 128 300 101.44 109“N1 1.44 109ecc “N22.88 10i258查表取接触疲劳寿命系数KHN10.93 Khn21.07取失效概率为1%安全系数S1,由式K Nlim 彳曰S得HH 1KhN1 Hlim1 0.93 600H 1S1558MPa558MPaK HN 2 H lim 21 .07550588.5MPaH 2_.S1续3.2 :按齿面接触疲劳强度设计取H 1和H 2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许 用应力，即： H H 1 558MPa3.2.2试算小齿轮分度圆直径d1t 62.94mmdit2KhT i21

22、i22ZhZeZHv 1.65 m /s=62.935mm3.2.3调整小齿轮分度圆直径3.2.3.1计算实际载荷系数前的数据准备1、圆周速度vdv 60 100062.935 5001.65m/s60 10002、齿宽bb dd1t 1 62.935 62.935mm3.2.3.2、计算实际载荷系数系数Kh、查得使用系数Ka 1、根据v 1.65m/s、8级精度查得动载系数Kv1.08、齿轮的圆周力Ft12T12 1.492 1053M14.741 10 Nd1t 62.9353KAFt1 1 4.741 10 KN / mm 75.33N /mm 100N/mmb62.935查表得齿间载荷

23、分配系数Kh 1.2由文献，得8级精度、小齿轮相对支承对称布置时,b 62.93 mmKa 1Kv 1.08Ft1 4741NKh 1.2Kh 1.756d169.57mm续3.2 :按齿面接触疲劳强度设计得齿间载荷分布系数 K h1.355，于是得到实际载荷系数：KhKaKvKh Kh 1 1.08 1.2 1.355 1.7564、按实际载荷系数算得的分度圆直径d,62.935 彳69.57mm及相应的齿轮模数dj 69.57 o /Qgm 2.485mm乙28m 2.485mm3.3 :按齿根弯曲疲劳强度设计根据下式计算模数：|2心丫YFaYsamt 3J2d乙F3.3.1、确定公式中的

24、各参数值1 、试选 KFt 1.32、计算弯曲疲劳强度用重合度系数YY 0.250.250.6751.7633、计算 YFaYsaF（1） 据文献，查得齿形系数YFa12.58,YFa2 2.18（2） 据文献，查得应力修正系数 冶1 1.62，Xa2 1.82（3）据文献，查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 Flim1 500MPa、 Flim2 380MPaKFt 1.3Y 0.675续3.3 :按齿根弯曲疲劳强度设计（4）据文献，查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1 0.9、K fn 20.94（5）取弯曲疲劳安全系数S 1.4,得：K呎 0.9 50032l.43MPaS1.4Kfn

25、20.94 380255.14MPaS1.4YFaKa,2.58 1.62 0.0130F 1321.43Ypa2Y2 18 1 82竺 0.0156f 2255.14因为大齿轮的YFaYsa大于小齿轮，所以取FYFaYsa -YFa2Ysa2 0.0156FF 24、试算模数KfRYYFaYsamt 32dZF,2 1.3 1.492 105 0.675320.0156V1 2821.734mm3.3.2、调整齿轮模数1、计算实际载荷系数前的数据准备（1）圆周速度vd1m,z, 1.734 28 48.552mmf 1321.43MPaF 2255.14MPaYFa Ysa =F0.0156

26、mt1.734mmd148.552mm续3.3 :按齿根弯曲疲劳强度设计dn48.552 500 , “，v 1.27m/s60 100060 1000(2) 齿宽bbdd1 1 48.552mm 48.552mm(3) 宽咼比hh2hac mt2 1 0.25 1.734mm 3.902mmb 48.55212.44h 3.9022、计算实际载荷系数Kf(1) 、根据v 1.27m/s , 8级精度，查得动载系数Kv 1.06(2) 、计算齿间载荷分配系数KFaL2T12 1.492 105 “ c _3K1Ft11N 6.146 10 Nd148.5523KaFt1 1 6.146 10，

27、 N / mm 126.6N /mm 100N /mm b48.552由文献查得齿间载荷分配系数 Kf1.1(3) 、由文献查得Kh1.355(4) 、结合b 12.44，查文献，得Kf 1.32h则载荷系数为：Kf KaKvKf Kf 1 1.06 1.1 1.32 1.543、按实际载荷系数算得的齿轮模数v 1.27m/sb 48.552 mm12.44 hKv 1.06Kf1.1Kf 1.32Kf 1.54 m 1.835mm续3.3 :按齿根弯曲疲劳强度设计（K'1 54m m*于 1.734 ymm 1.835mm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

28、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提供的承载能力，而齿面接触疲劳强度所 决定的的承载能力，仅于齿轮直径（即模数与齿轮的乘积） 有关，可取弯曲强度的模数1.835mm并就近圆整为标准值m=2mp按接触疲劳强度算的分度圆直径 d=69.57m m算出小齿 轮齿数乙 dl 69.5734.785m2乙Z235175取乙35，则大齿轮齿数Z2 i2乙5 35 175这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3.4 :几何尺1 、计算分度圆直径寸计算d1 z1m 35 2 70mmd170mmd2 z2m 175 2 350mm

29、d23502 、计算中心距mmd1 d270 350a210mm2 2a2103 、计算齿轮宽度mmb dd11 70 70mmb70考虑不口避免的女装误差，为了保证设计齿宽和节省材mm续3.4 :几何料。般将小齿轮略微加宽，取b1 75mm ,而大齿轮的齿宽b2mm70尺寸计算等于设计齿宽，即b2 b 70mm齿轮几何尺寸计算结果列于下表:名称代号计算公式小齿轮大齿轮中心距ad1 d2 a2210传动比i2Z2i 乙5模数m22Kf" YYFaYsamt計2d乙F压力角arccos(rb / r)2020齿数z35175分度圆直径dd zm70350齿顶圆直径dada m(z 2h

30、a )144354齿根圆直径dfdf m(z 2ha 2c)135345齿宽bb dd27570齿距Pp m6.28法向齿距PbPbPcos5.90齿厚ss p/ 23.14齿槽宽ee p/ 23.14顶隙c*c c m0.5表中，ha为齿顶高系数（=1）; c为顶隙系数（=0.25）3.5齿轮结小齿轮齿顶圆直径dai < 160mm采用实心式结构，决定把输入实心式构设计轴设计为齿轮轴；大齿轮齿顶圆直径da2 < 500mm米用腹板式结构；结构如下腹板式表；大齿轮腹板式结构参数:代号计算公式大齿轮(mm)da2da2 m(z 2ha2 )354DoDo da2 10 14 m326

31、D4由轴的强度及结构要求计算确定64D3D3 1.6D4102.4DiDD0 D31 2214.2D2D20.25 0.35 D0 D367.08bb dd170CC 0.2 0.3 b21第四章：轴的设计计算第一节：输入轴的设计4.1 :输入轴的设计：4.1.1 :选取轴的材料和热处理方法：选取轴的材料为45钢，经过调质处理，硬度 HB 240。4.1.2 :初步估算轴的直径：dminA0#彳45钢续4.1 :输入轴的设计：根据选用材料为45钢，A的范围为126103，选取A值为120,高速轴功率 P 7.81kW，n 500r/min，代入数据:dmin120 3 7.81 50041.8

32、5.mmdmin 41.85mm考虑到轴的外伸端上开有键槽，将计算轴颈增大3% 7%后,取标准直径为45mm4.1.3:输入轴的结构设计:齿轮轴输入轴系的主要零部件包括一对深沟球轴承，考虑到轴 的最小直径为45mm而差速器的输入齿轮分度圆为 70mm设 计输入轴为齿轮轴，且外为了便于轴上零件的装卸，采用阶 梯轴结构。(1) 外伸段：输入轴的外伸段与带轮的从动齿轮键连接，开有键槽，根据键槽的长度和带轮的轴孔的直径，选取直径为45 mm,长为78mm。(2) 密封段：密封段与油封毡圈 50JB/ZQ4406 1997配合，选取密 封段长度为60mm，直径为50mm。(3) 齿轮段：此段加工出轴上齿

33、轮，根据主动轮B 70mm,选取此段 的长度为100mm，齿轮两端的轴颈为12.5mm，轴颈直径为续4.1 :输入轴的设计：63mm。（4）左右两端轴颈段：左右两端轴颈跟深沟球轴承 6309配合，采用过度配合 k6，实现径向定位，根据轴承 B 25mm,端轴颈直径为 60mm，长度左端为30mm和右端为28mm。（5）退刀槽：为保证加工到位，和保证装配时相邻零件的端面靠紧，在齿轮段两端轴颈处加工退刀槽，选取槽宽为 5mm，槽深为2mm。（7）倒角：根据推介值（mm）: d 30 50，C取1.2或1.6。d 50 80，C取 2。此处选取 d 3050，C 取 1.6，d 50 80，C 取

34、2。输入轴的基本尺寸如下表:名称左端轴颈左 退刀槽齿轮段右 退刀槽右端轴颈密封段外伸段长度（mm）113012 51310014 515 2816 601778直径（mm）d155d251d363d451d555d650d745输入轴的结构图:A-8212A-0a如A-EA-S5x24.2 :输入轴的受力分析：4.2.1 :画出受力简图:续4.2 :输入轴的受力分析：4.2.2 :计算支座反力：（1）作用于齿轮上的圆周力：l 2Ti 2 149.17 “ccc" Ft14589.85Nd20.065（2）作用于齿轮上的径向力：Fr Ft tan20° 4589.85tan2

35、01491.33N（3）计算在水平面上的反力：lFr149133“Lr、F NV1 F NV2 22745.67N（4）计算在垂直面上的反力：_Ft4389.85F NH1fnh 2222294.93N4.2.3 :计算弯矩：（1）计算水平面上的弯矩：MV1 FNV1 L 745.67 675 503.33N mMV2 FnV2 L2 745.67 675 503.33N mM VM V1M V2（2）计算垂直面上的弯矩：MH1 FnH1 L1 2294.93 67.5 1549.08N mMH2 FnH2 L2 2294.03 675 1549.08N mM HM H1M H2（3）计算合成

36、弯矩：Ft 4589.85NFr 1491.33NF NV1F NV2745.67 NFNH 1FNH 22294.93NMv1 Mv503.33N mM H1M H 21549.08N m续4.2 :输入轴的受力分析：M12 2V1 M H 1M22 2V2 M H 2(4)计算转矩:、503.332 1549.0821628.80N,503.332M M1 M1549.0821628.80N1628.80149.17pT 9550ni9550 7.81500149.17N m(5)计算截面当量弯矩:aT216288020.6 149.17 21632.89取应力校正系数0.6。1632.8

37、9N m(6)绘制输入轴的载荷分析图:1肱盯.刃M丨 fwt 762 6?U1L“九MN1Fm二器弘9孙4.3:判断危431 :判断危险截面：险截面和校如上计算所得：危险截面位于安装齿轮的位置。核：4.3.2：按弯扭合成强度校核：根据轴是单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力为：Jm2( T)2caWca 59.4J16288002( 0.6 1 49170)2MPa0.1 65359.40MPa式中：M轴所受的弯矩，N mm ；T轴所受的扭矩，N mm；W抗弯截面系数，mm2，根据截面形状，取W 0.1d3 ；1对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，ca 1MPa。安全前已

38、选定轴的材料为45钢，调质处理，据此查表得1 60MPa。因此 ca 1，故安全。第二节：输出轴的设计4.1 ':输出4.1.1 :选取轴的材料和热处理方法：轴的设计：选取轴的材料为45钢，经过调质处理，硬度 HB 240。45钢4.1.2 :计初步估算轴的直径：续4.1 ':输出轴的设计：dmin叫石根据选用材料为45钢，A的范围为126 103，选取A值为110,低速轴功率 P 7.74kW， n 100r / min，代入数据：7 74dmin 11046.88mmV 100考虑到轴的外伸端上开有键槽，将计算轴颈加大3% 7%后,取标准直径为50mm4.1.3:输出轴的结

39、构设计：输出轴系的主要零部件包括对深沟球轴承，直齿圆柱齿轮 和联轴器等，为了便于轴上零件的装卸，采用阶梯轴结构。(1) 外伸段：设计外伸段与LT9型弹性柱销连轴器配合，以过盈配合 作径向定位，且外联轴器的一侧采用轴肩作轴向定位，选取 外伸段长为68mm，直径为 50mm。(2) 密封段：设计密封段与油封毡圈 55JB/ZQ4406 1997配合，选取密封段直径长度为48mm，直径为 55mm。(3) 轴肩段：轴肩与轴承和从动齿轮作轴向定位，选取轴肩段长为30mm，直径为 72mm。dmin4688mm续4.1 ':输出轴的设计：（4）左右两端轴颈段：左右两端轴颈与6412深沟球轴承配合

40、，轴承内圈与轴承 采用过度配合k6，实现径向定位，根据轴承B 35mm,端轴 颈直径为60mm,长度左端为35mm和右段为75mm。（5）齿轮配合段：此段开有键槽，采用圆头普通平键与减速器的从动配合，根据设计的直齿齿轮的齿宽为 70m m，为使装配紧实，设计 配合段长度为64mm，直径为68mm。（6）退刀槽：为保证加工到位，和保证装配时相邻零件的端面靠紧，在轴肩和右端轴颈处加工退刀槽，选取槽宽为 3mm，槽深为2mm。（8）倒角：根据推介值（mm）： d 3050，C取1.5或1.6。d 50 80，C取 2。此处选取 d 3050，C 取 1.6，d 50 80，C 取 2。输出轴的基本尺

41、寸如下表:名称左端 轴颈齿轮配 合段轴肩段退刀槽右端 轴颈密封段外伸段长度（mm）117512 68133014 31532164817 68直径（mm）d160d264d372d456d5 60d655d7504.2 ':输出轴的受力分析：zyR套*0与亠尸0.0A-S&.g*75e4.2.1 :画出受力简图:续4.2 '输出轴的受力分析：4.2.2 :计算支座反力：（1）作用于齿轮上的圆周力：l 2T|2 739.17“Ft - 2309.91N1d20.064（2）作用于齿轮上的径向力：FrFt tan20° 2309.9tan20840.74N（3）计

42、算在水平面上的反力：lFrL2 840.74 81.5FNvi 447.85NL153lFrL1840.74 715FNV2 丄丄39289 NL153（4）计算在垂直面上的反力：Ft L22309.91 81.5FNH1 丄2 1230.44 NL153_FtL1 2309.91 715FNH2t 11079.47 NL1534.2.3 :计算弯矩：（1）计算水平面上的弯矩：MV1 FNV1 L1 44785 715 320.21 N mMV2 FNV2 L2 39289 81.5 32021N mM VM V1M V2（2）计算垂直面上的弯矩：MH1 FNH1 L 123044 715 8

43、79.76N mFt 2309.91 nFr 840.74 nF nv1 447.85 nFnv2 39289 nF nh 11230.44nFnh2 107947 nM V1 M v 2320.21N mM H1M H2879.77N mMH2 FNH2 L2 107947 815 879.77N mM HM H1M H2(3) 计算合成弯矩：M1JlMV12Mh12J320.212879.772936.22N mM2JmV22MH22v'320.212879.772936.23N mM M1 M 2(4) 计算转矩：T 9550 739.17N mnII100(6) 计算截面当量弯矩：M Jm 2 aT2 J936.2220.6 739.17 2 1035.95N取应力校正系数0.6。(7) 绘制输出轴的载何分析图：M 1 M 2936.22N mT 739.17N mM1035.9N mm4.3