带式输送机传动装置机械设计课程设计说明书

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式输送机的传动装置机械设计及其自动化专业2013 年七月十一号西北工业大学 TOC o 1-5 h z 一 题目 4 HYPERLINK l bookmark6 o Current Document 二运动参数计算 5 HYPERLINK l bookmark8 o Current Document 电动机选择 5 HYPERLINK l bookmark10 o Current Document 传动比选择 6 HYPERLINK l bookmark22 o Current Document 传动参数的计算 7（ 1）各轴的转速n（r/min）的确定

2、7（ 2）各轴的输入功率（KW ） 7 HYPERLINK l bookmark24 o Current Document （ 3）各轴的输入扭矩（N m.） 7 HYPERLINK l bookmark26 o Current Document （ 4）根据以上的数据整理得下表： 8 HYPERLINK l bookmark28 o Current Document 三、传动零件设计 8 HYPERLINK l bookmark30 o Current Document 高速级齿轮传动计算 8 HYPERLINK l bookmark32 o Current Document . 选定齿轮的

3、类型、材料及齿数，精度等级 8 HYPERLINK l bookmark34 o Current Document .按齿面接触强度设计 9 HYPERLINK l bookmark36 o Current Document . 按齿根弯曲强度设计 11 HYPERLINK l bookmark38 o Current Document .几何尺寸计算 12 HYPERLINK l bookmark40 o Current Document . 低速级齿轮传动计算 13 HYPERLINK l bookmark42 o Current Document . 选定齿轮的类型、材料及齿数，精度等级

4、 13 HYPERLINK l bookmark44 o Current Document . 按齿面接触强度设计 13 HYPERLINK l bookmark46 o Current Document . 按齿根弯曲强度设计 15 HYPERLINK l bookmark48 o Current Document . 几何尺寸计算 17 HYPERLINK l bookmark50 o Current Document 四、链传动计算 17 HYPERLINK l bookmark52 o Current Document 五、联轴器的选择 19 HYPERLINK l bookmark5

5、4 o Current Document 六、轴的设计 20 HYPERLINK l bookmark56 o Current Document 估算最小直径 20 HYPERLINK l bookmark58 o Current Document 初选轴承： 21 HYPERLINK l bookmark60 o Current Document 轴的设计 2222 HYPERLINK l bookmark62 o Current Document . 高速轴一的设计： 221）高速轴一的结构设计： TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark66 o Current

6、 Document （2 ）高速轴一的校核 23 HYPERLINK l bookmark68 o Current Document （3 ）高速轴一的轴承寿命校核： 26 HYPERLINK l bookmark70 o Current Document （4 ）高速轴一上的键的设计与校核 : 26 HYPERLINK l bookmark72 o Current Document .中间轴二的设计： 27 HYPERLINK l bookmark74 o Current Document （1 ）中间轴二的结构设计： 27 HYPERLINK l bookmark76 o Current

7、Document （2 ）中间轴二的强度校核 29 HYPERLINK l bookmark78 o Current Document （3 ）中间轴二的轴承寿命校核： 32 HYPERLINK l bookmark80 o Current Document （4 ）中间轴二上的键的设计与校核: 32 HYPERLINK l bookmark82 o Current Document .低速轴的三设计： 32 HYPERLINK l bookmark84 o Current Document （1 ）低速轴三的结构设计： 33 HYPERLINK l bookmark86 o Current

8、Document （2 ）低速轴三的强度校核 34 HYPERLINK l bookmark88 o Current Document （3 ）低速轴三的轴承寿命校核： 37 HYPERLINK l bookmark90 o Current Document （4 ）低速轴三上的键的设计与校核: 37 HYPERLINK l bookmark92 o Current Document 七减速箱的设计 3940八、减速器的附件选择及说明题目（1）设计一个带式输送机传动用的二级圆柱齿轮展开式减速器。其工作条 件为：连续单向运转，工作室有轻微的震动， 使用期为十年（每年三百个工作日） ， 小批量生产

9、，两班制，输送机工作轴转速允许的误差为 5% 。带式输送机的传 动效率为 0.96.2）传动简图如下图所示：图一.带式输送机简图为电动机， 2 为联轴器，为减速器， 4 为高速级齿轮传动， 5 为低速级 齿轮传动， 6 为链传动， 7 为输送机滚筒辅助件有 :观察孔盖，油标和油尺，放油孔和螺塞，通气器，吊耳和吊钩，定位销，启盖螺钉，轴承套，密封圈等。3）已知条件题号输送带的牵 引力 F/（KN）输送到的速度V/（m/s）输送带的滚筒的直 径 D/（mm）4B2.21.3390连续单向运转，工作室有轻微的震动；使用期为十年（每年 300 个工作日），小批量生产，两班制； 输送机工作轴转速允许的误

10、差为 5% ；带式输送机的传动效率为 0.96 ；二运动参数计算 电动机选择带式输送机的效率为 5 ， 5= 0.96 ， 由已知条件得到工作机所需功率： Pw F V = 2.9792KWw 1000 5 高速级齿轮组和低速级齿轮组的效率为 1和 2 ，链传动的效率为 3，联轴 器的效率为 4 ，轴承效率为 6我们取高速级和低速级的齿轮的精度为 IT=7 ，查表可得： 1= 2 = 0.98 刚性套柱销联轴器的效率为： 4 = 0.99选择滚子链传动，其效率为： 3= 0.96选用深沟球轴承轴承，其效率为： 6= 0.99传动装置的总效率 a 1 2 3 4 63 =0.8768ii电动机所

11、需功率： PmPw =3.397KW a根据电动机所需的功率Pm 来选择电动机，电动机的参数如下 :工作功率 Pm= 4KW ，满载转速 nm= 1440r/min型号为 Y112M-4 的三相异步电动机轴伸出端直径 Dm = 28mm长度 E=60mm键槽截面尺寸 FGD=8 2428 传动比选择通过已知的数据可知：（ n4 为滚筒的转速）滚筒的转速： n4vd 63.66 r / min总的传动比： i nmn4144022.6263.66取链传动的传动比为：i3 =2.5由传动比分配公式：in 1.3 1.4 i 。对于二级圆柱齿轮减速器， in 表示高速级的传动比， i 表示减速器的传

12、动比。高速级的传动比为： i1 1.3 1.4 i 3.42 3.56取i1 3.5低速级的传动比为： i2 =2.5设计的传动比为 in=i1*i2* i3 =2.5*1.5*3.5=21.875工作轴的转速允许误差为3.2% 5% 传动参数的计算1）各轴的转速n(r/min)的确定高速轴的转速：nmi0144011440 r min中间轴的转速：n2nmioi114401 3.5411.43 r min低速轴的转速：n3ni2i2nmi0 i1i231440 164.57 r / min3.5 2.5滚筒轴的的转速：n4 ni2i2nmi 0i1i2 i314403 3.5 2.52.5

13、65.83r / min2）各轴的输入功率KW)高速轴的输入功率： P1Pm44 0.993.96KW中间轴的输入功率： P2P1163.960.980.993.86 KW低速轴的输入功率： P3P2263.860.980.993.74KW滚筒轴的的输入功率：P3P2 33.740.963.59KW3）各轴的输入扭矩（ Nm ）高速轴的输入扭矩： T1 9550中间轴的输入扭矩： T2 9550低速轴的输入扭矩： T3 9550滚筒轴的输入扭矩： T3 9550P1 n195503.96144026.263 N mP295503.8689.59 N mn2411.43P395503.74217

14、.03 N mn3164.57P4n495503.5965.38524.39 N m(8)计算接触疲劳强度许用应力4）根据以上的数据整理得下表：轴号电动机两级圆柱减速器滚筒轴轴轴轴转速n(r/min)nm =1440n 1=1440n2=411.43n 3=164.57n 4 =65.83功率 P(kw)P=4P1=3.96P2=3.86P3=3.74P4=3.49转矩T(N m)26.53T1=26.263T2=89.59T3=217.03T4=524.39两轴联接联轴器齿轮齿轮链轮传动比 ii01 =1i 12=3.5i23 =2.5i34 =2.5传动效率01 =0.9912 =0.98

15、23 =0.9834 =0.96三、传动零件设计 高速级齿轮传动计算.选定齿轮的类型、材料及齿数，精度等级（1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮2） 材料选择。由表 10 1 选择小齿轮材料为 40 r （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 40HBS 。运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度 (GB10095 88) ( 4)选小齿轮齿数 119 ，大齿轮齿数 Z2i1*Z13.5 19=66.5, 取 Z2=67.按齿面接触强度设计按式(1021)试算，即 d1t 3 2ktTt u 1(ZHZE )2

16、1t d u H 1).确定公式内的各计算数值试选 Kt 1.3计算小齿轮传递的转矩T1 26.263 N m由表 107 选取齿宽系数 d 1(4)由表 106 查得材料的弹性影响系数 ZE189.8MPa1/ 2由 图 10 21 按齿面硬度 查得 小 齿轮 的接触疲 劳强度 极限H lim1 600MPa ，大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2 550MPa由式 10 13 计算应力循环次数9N1 60njL h 60 1440 1 (2 8 300 10) 4.1472 109 99N2 4.1472 109 / 3.5 1.1849 109由图 1019 查得接触疲劳强度寿命系数 K

17、HN1 0.90, KHN 2 0.95取失效概率为 1% ，安全系数为 S=1 ，由式 1012 得 H1KHN1 H lim 1S0.9 600MPa 540MPa H2KHN2 H lim 2S0.95 550MPa 522.5MPa2)计算试算小齿轮分度圆直径 d1t ，带入 H 中较小的值d1t2 1.3 262632.323 2 1.31262634.53.52189.8 2522.540.01mm计算圆周速度d1tn160 100040.01 144060 10003.01m / s计算齿宽 bbd d1t 1 40.01 40.01mm(4)计算齿宽与齿高之比模数mtd1t40

18、.012.105z119齿高h2.25m t 2.25 2.105 4.73 mmb40.018.46h4.73(5)计算载荷系数查表 102 可查得使用系数为 kA=1.25根据v 3.01m/ s ，7 级精度，由图 108 查得动载荷系数 kv =1.07kHKF1由表 10 4 用插值法可查得 7 级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，bkH 1.417 ，由 kH 1.417 和 b 8.46可得 kF 1.35 ；故载荷系数H H h FK K AKVKF K F1.25 1.07 1 1.35 1.8056(1)计算分度圆直径K K AKVKF K F1.25 1.07 1 1.3

19、5 1.8056(1)计算分度圆直径k kA KV K HKH1.25 1.07 1 1.417 1.895(4)计算载荷系数(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10 10a 得d1 d1t 3 K / Kt 40.013 1.895/1.3 45.36mm(7) 计算模数 mnmnd1 45.36Z1192.38mm.按齿根弯曲强度设计由式 105 得弯曲强度的设计公式为mn1)确定公式内的计算数值由图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2 380MPa由图 10 18 查得弯曲疲劳寿命系数K FN 1 0.85 ，

20、K FN 2 0.88计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为 1% ，安全系数为 S=1.4 ，由式 10 12 得K FN 1 FE1 0.85 500 F1 F 2FN 1 FE1 MPa 303.57MPaS 1.4K FN 2 FE 2 0.88 380FN 2 FE2 MPa 238.86MPaS 1.4查取齿形系数由表 10 5 查得 YFa1 2.85， YFa2 2.26取应力校正系数由表 10 5 查得 YSa1 1.54 YSa2 1.74(7)计算大小齿轮的 YFaFYSa ，并比较YFa1YSa1 F 1YFa2YSa2 F 22.85 1.540.01445303.542.

21、26 1.740.01646238.86大齿轮的数据大2)设计计算3 2 1.8056 262631 1920.016291.623mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数 1.623 ，并就近圆整为标准值2。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆 直径 d1 45.36mm来计算应有的齿数。于是有 Z1 d1 /m 45.36/2 22.68 ， 取 Z1 23大齿轮齿数 Z2 i2Z1 3.5 23 80.5 取 Z2 81。.几何尺寸计算(3)计算齿宽 b(3)计算齿宽 bd1 Z1m 23 2 46mmd

22、2 Z2m 81 2 162mm（2）计算中心距a （d1 d2） /2 （46 162） /2 104mm将中心距圆整后取 a 149mm 。（3）计算齿宽b dd1 1 46 46mm取 B2 46mm B1 52mm. 低速级齿轮传动计算.选定齿轮的类型、材料及齿数，精度等级（1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮。（ 2） 材料选择。由表 10 1 选择小齿轮材料为 40 r （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 40HBS 。（3）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度 （GB10095 88）（4

23、）选小齿轮齿数 136 ，大齿轮齿数 2212.5 36=90 。.按齿面接触强度设计按式(1021)试算，即 d1t 3 2kdtTt uu1(ZHHZE)21）确定公式内的各计算数值试选 Kt 1.3计算小齿轮传递的转矩T126.263 N m由表 107 选取齿宽系数 d 1(4)由表 106 查得材料的弹性影响系数 ZE189.8MPa1/ 2由 图 10 21 按齿面硬度 查得 小 齿轮 的接触疲 劳强度 极限H lim1 600MPa ，大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2 550MPa由式 10 13 计算应力循环次数N1 60njL h 60 1440 1 (2 8 300 1

24、0) 4.1472 109N2 4.1472 109 / 3.5 1.1849 109由图 1019 查得接触疲劳强度寿命系数 KHN1 0.90, KHN 2 0.95计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为 1% ，安全系数为 S=1 ，由式 1012 得 H1KHN1 H lim 1S H2KHN2 H lim 2S2)计算0.9 600MPa 540MPa0.95 550MPa 522.5MPa(1) 试算小齿轮分度圆直径 d1t ，带入 H 中较小的值d1t2.3232 1.3 2626314.53.52189.8 2522.540.01mm计算圆周速度d1tn160 100040.01

25、 144060 10003.01m / sbd d1t 1 40.01 40.01mm计算齿宽与齿高之比模数mtd1t40.011t 2.105 z119齿高 h2.25 m t 2.25 2.105 4.73 mmb h40.018.464.73(5)计算载荷系数查表 10 2 可查得使用系数为 k A =1.25根据v 3.01m/ s ，7 级精度，由图 10 8查得动载荷系数 kv =1.07 kH KF 1由表 10 4 用插值法可查得 7 级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，kH 1.417 ，由 kH1.417 和 b 8.46可得 kF 1.35 ；故载荷系数 hk kA KV

26、 K H KH 1.25 1.07 1 1.417 1.895(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10 10a 得d1 d1t 3 K / Kt 40.013 1.895/1.3 45.36mm计算模数 mnmnd1 45.36Z1192.38mm.按齿根弯曲强度设计由式 105 得弯曲强度的设计公式为mn2KT1 YF YSdZ12 F 1)确定公式内的计算数值(1)由图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2 380MPa由图 10 18 查得弯曲疲劳寿命系数K FN 1 0.85 ， K FN 2 0.88计算弯曲疲

27、劳许用应力取失效概率为 1% ，安全系数为 S=1.4 ，由式 10 12 得K FN 1 FE 1 F1 SK FN 2 FE 2 F 2S0.85 500MPa 303.57MPa1.40.88 380MPa 238.86MPa1.4(4)计算载荷系数K K AK V K F K F 1.25 1.07 1 1.35 1.8056查取齿形系数由表 10 5 查得 YFa1 2.85， YFa2 2.26取应力校正系数由表 10 5 查得 YSa1 1.54 YSa2 1.74(7)计算大小齿轮的 YFaFYSa ，并比较YFa1YSa1 F 12.85 1.54 0.01445303.54

28、YFa2YSa2 F 22.26 1.740.01646238.86大齿轮的数据大2）设计计算3 2 1.8056 262631 1920.016291.623mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数 1.623 ，并就近圆整为标准值 2。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆 直径 d1 45.36mm来计算应有的齿数。于是有 Z1 d1 /m 45.36/2 22.68 ， 取 Z1 23大齿轮齿数 Z2 i2Z1 3.5 23 80.5 取 Z2 81。.几何尺寸计算1)计算分度圆直径d1 Z1m 23 2

29、 46mmd2 Z2m 81 2 162mm2)计算中心距a (d1 d2) /2 (46 162) /2 104mm将中心距圆整后取 a 149mm。4)计算齿宽b d d1 1 46 46mm取 B2 46mm B1 52 mm四、链传动计算选择材料 40,50.ZG310570. 热处理回火热处理硬度 4050HRC 无剧烈振动及冲击的链轮(1)选择链轮齿数取小链轮齿数 Z1=18 取大链轮齿数 Z2 i Z1=2.5*18=45(2)确定计算功率查表9-6 得KA=1, 查图 9-13 得KZ =1.34,k p=1(单排链),则计算功率的kA KZ PKP1.1 1.34 3.741

30、5.01kw选择链条型号和节距根据 Pca =5.01KW, n3 =164.57r/min可选 16A 在查 表 链条节距为P=25.4mm计算链节数和中心矩初选中心矩 a0 =(3050)P=(3050)*25.4, 取 a0 =850mm链节数 Lpo 2a0 z1 z2 (z1 z2)2 p =102.2 取Lp =100 。查表中心矩计 po p 2 2a0算系数 f1=0.248585最大中心矩 a f1 p 2Lp (z1+z2) =846mm计算链速 V, 确定润滑方式v n1z1p =1.32m/s60 1000由 V=1.79m/s 和链号 16A 查图 9-14 可知应采

31、用油池润滑 .计算压轴力 Fp轴材料为 40Cr, 调质处理有效圆周力 : Fe 1000 p =2833Nv链轮水平布置时的压轴力系数 KFP =1.15, 则压轴力为FP K FP Fe =1.15*2833=3528N链轮的结构设计小直径的链轮一般做成整体式；中等尺寸的链轮多做成孔板式，为便于搬运、装卡和减重，在辐板上开孔；大直径的链轮可做成组合式，常可将齿 圈用螺栓连接或焊接在轮毂上，此时齿圈与轮芯可用不同材料制造。根据轴的尺寸可确定链轮轴孔 d=40mm ，轮毂长度 L=80mm ，可与 减速器的相关尺寸协调。链轮的分度圆直径小链轮用 15# 钢， z=18. 分度圆直径为 d1大链

32、轮用 45# 钢， z=45. 分度圆直径为 d1146mm TOC o 1-5 h z p25.5180180sin( ) sin( ) z18364mmp25.5180180sin( ) sin( ) z45五、联轴器的选择选定联轴器的类型 :选轴的材料为 45 钢，调质处理。由上文我们取： dmin 20mm。输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d1 2 ，为了使所选的轴直径 d1 2 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 Tca=K AT1,查表 14-1, 考虑到转矩的变化很小 ,故取 KA=1.3, 则Tca K AT1 1.3 26.263

33、30.24N mm按照计算转矩 Tca 应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手 7%）7%）册，选用 LT4 （ J 型）弹性柱销联轴器型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 63N 。半联轴器的孔径 d1 20mm ，故取 d1 20mm ，半联轴器长 度 L52 的半联轴器。与轴配合的毂孔长度 L1 40mm 。六、轴的设计 估算最小直径（1）高速轴的最小轴径的确定选取高速轴的材料为 40Cr ，热处理为调质。 =3040MPa由表 15-3 确定 0 =100mmd1min03 p1 =100*3 3.96 =14.01 （按一个键槽 ,轴颈增大 7%）1min 0 n11440d1 d1mi

34、n （1 7%） 14.99mm考虑到弹性套柱销联轴器的规格 , d1 d1min （1 7%） 14.99mm取最小轴径为： d2min 20mm（2 ）中间轴的最小轴径的确定选取轴的材料为 40Cr ，热处理为调质。 =3040MPa=100mmd2min23 p2 100 3 3.86 21.13mm （考虑到一个键槽,轴颈 增大n2411.43d2 d2min （1 7%） 23.54mm取最小轴径为： d2min 24mm（3 ）低速轴的最小轴径的确定选取轴的材料为 40Cr ，热处理为调质。 =3040MPa=100mmd3min33 p3 100 3 3.74 28.48mm （

35、考 虑到 一 个键 槽 ,轴 颈 增大n3 164.577%）d3 d3min （1 7%） 30.47 mm取最小轴径为： d3min =31mm 初选轴承：轴高速轴选轴承为 6205 （ 2 系列）深沟球轴承轴中间轴选轴承为 6207 （ 2 系列）深沟球轴承轴低速轴选轴承为 6208 （ 2 系列）深沟球轴承各轴承参数见下表：轴承代号（深沟球轴承）基本尺寸 /mm基本额定负荷 /kNdDB动载荷 Cr静载荷 Cor6205 ( 2 系25521514.07.88列）6207 ( 2 系35721725.515.2列）6208 ( 2 系40801829.518.0列） 轴的设计.高速轴一

36、的设计：我们选择轴的材料为 40Cr 。其许用弯曲应力为 1 70MPa 。热处理为调质处理。1）高速轴一的结构设计：图二.高速轴的结构简图1）. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（从左向右） ：由于联轴器一端连接电动机， 另一端连接输入轴， 所以该段直径尺寸受到 电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为 20mm 。考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达 2.5mm ，所以该段直 径选为 25 。该段轴要安装轴承，我们采用两段不同的配合要求的轴 25mm 来使轴承 便于安装，不必增大轴的轴径，则轴承选用 6205 （2 系列）深沟球轴承，即该 段直径定为 25mm下一段轴，考虑到轴肩要

37、有 2.5mm 的圆角，经标准化，定为 30mm 。下段轴为齿轮轴，所以该段直径选为齿轮的齿顶圆直径 48mm 。下一段轴安装轴承，直径为 30mm 。下一段轴要安装轴承，直径定为 25mm 。2）.各段长度的确定： 各段长度的确定从左到右分述如下：该段轴连接联轴器，我们选择 LT4 （J 型）弹性柱销联轴器，半联轴器与 轴配合的毂孔长度为 40mm ，该段长度定为 40mm 。下一段要安装轴承，其工作要求长度为 B=16mm ，考虑轴承盖零件的拆 装，我们取 Lb=32 ；同时该段还要装轴承盖和垫片，两者的高度我们取 12 ；轴 安装在轴孔中，考虑到轴孔的长度要求和轴的安装。我们取该段轴的长

38、度为 101mm下一段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离、 轴承与箱体内壁距离（采用脂润 滑），还有二级齿轮的宽度，定该段长度为 94mm 。下一段考虑齿轮的宽度，根据齿轮校核，选定该段 52mm 。下一段轴安装轴承，以及考虑到轴承的润滑， 我们取该段的长度为 37mm 。（2）高速轴一的校核输入轴上的功率 P1 3.96kw,转速n1 1440r /min转矩 T1 26.263 N m求作用在齿轮上的力和弯矩：2T1 2 3.611 104Ft1 1250.6 Nt d149.45Fr Ft tan1460.5 tan20 455.19 N圆周力为 Ft ，径向力为 Fr 。下图是受力简图：下面

39、计算力 Ft1、 Ft2、 Fr2、Fr1。L1=139L2=56 L3=195 （具体尺寸见图 f）求垂直面的支反力： （受力简图如 b 图所示）Fr1 l2Fr56 455.19 130.7 Nr1 l1 l2 195Fr 2 Fr Fr1 455.19 130.7 322.5N 求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图： （弯矩简图如图 d 所示）M ar Fr2l 2 322.5 56 10 3 18.1N.m 3M ar Fr1l1 130.7 139 10 3 18.1N .m求水平面的支承力： （受力简图如 a 图所示）l256Ft12 Ft1250.6 359.14 Nt1 l1 l2 t

40、 195Ft2 Ft Ft1 1250.6 359.14 891.45N求并绘制水平面弯矩图： （弯矩简图如图 c 所示）3M at Ft1l1 359.14 139 10 3 49.9N gm3M at Ft2l2 891.45 56 10 3 49.9N gm弯矩图如图 e 所示求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把 Mar 和 M at的最大值直接相加MaMa2r M a2t18.22 49.92 52.3Ngm按照轴的弯扭合成强度条件校核轴的强度：从图可见，有齿轮处截面最危险，其当量弯矩为： （取折合系数 0.6 ）Me( T)2M2 T 2 ca W则计算得到的轴的计算应力：52.32

41、0.6 26.263 230.1 0.04635.14 Mpa 1 70Mpa（3）高速轴一的轴承寿命校核：轴承寿命可由式 Lh 10 （Cft ） h 进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的 h 60n PfP作用（我们取受力最大的轴的） ，我们可以知道轴一上受力最大的轴承所受到的力为：FrmaxFr22 Ft22 322.52 891.452 900.9N 。工作机要求工作在轻微载荷下，可以查得其 fp =1.1故 p fp Fr max 1.1 900.9 991N根据 1 轴高速轴选轴承为 6205（2 系列）深沟球轴承可以查得其 Cr=14KN66则Lh 10 （Cr ） 10 （ 1

42、4 ）3 6.7年 因此所该轴承符合要求60n P 60 1440 0.991因此在生产过程中需要每隔 6.7 年换一次高速轴一的轴承。（4 ）高速轴一上的键的设计与校核 :根据 d1 20mm,T1 26.263 N gm ，装键处的轮毂的长度为 L=40mm ，查表可以得到 d1轴段上采用键 b h l =6 6 32,采用 A 型普通键 :2T1kLd34 26.263 1030.5 6 (32 6) 2033.6Mpap 55Mpa故选用的键符合要求。.中间轴二的设计：我们选择轴的材料为 40Cr 。其许用弯曲应力为 1 70MPa 。热处理为调质处理。1）中间轴二的结构设计：图三.中

43、间轴的结构简图1 ）.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（从左向右） ：由于我们在上面中间轴的最小轴径我们取 d2min 24mm并且我们在此轴的两端装轴承，轴承的内径最小为 20 ，并且为 5 的倍数，考虑到中间轴的受力较 大，并且受力较复杂，所以我们取此段轴的直径为 35mm 。此时的轴和轴承有 较大的载荷余量和寿命余量。下一段轴肩为非定位轴肩，我们取轴肩的高度为1.5mm （单侧），故此段轴的直径为 38mm 。下一段轴要安装轴齿轮，考虑到有配合关系的轴的直径要满足标准系列， 并且上一段的轴肩是非定位轴肩，我们取直径的增量为 1mm （单侧）。故我们 此段的直径取 40mm 。下段

44、轴为定位轴肩，在这里我们取轴肩的高度为4mm（ 单侧 ），所以该段直径为 48mm 。下一段我们安装直径为 40 的齿轮，此时我们取该段轴的直径为 40mm 。下一段轴肩为非定位轴肩，我们取轴肩的高度为 1mm （单侧），故此段轴 的直径为 38mm 。考虑到中间轴的受力较大，并且受力较复杂，并且安装轴承的要求，此时 的轴和轴承有较大的载荷余量和寿命余量。 所以我们取此段轴的直径为 35mm 。2）各段长度的确定：各段长度的确定从左到右分述如下：该段轴连接 6208 （2 系列）轴承和甩油环，轴承的宽度为 18mm ，而且 甩油环的宽度为 13mm ，并且轴套的长度为 12 ，还要使得定位稳定

45、可靠，所以 我们取此段的长度为 345mm 。下一段要安装齿轮，其工作要求长度为 B=74mm ，考虑到此段的定位要 求，。我们取该段轴的长度为 72mm下一段综合考虑齿轮与轴的定位的稳定以及可靠，我们取轴肩的高度为4mm ，该段轴的长度为 10mm 。下一段段考虑齿轮的安装和齿轮的定位，故取此段的长度为59mm 。下一段轴连接 6208 （2 系列）轴承和甩油环，轴承的宽度为 19mm ，而 且甩油环的宽度为 19mm ，定距环的长度为 20 以及轴承盖的长度，还考虑到轴承端盖上的螺钉的容易拆卸， 并且还要使得定位稳定可靠， 所以我们取此段的 长度为 68mm 。2）中间轴二的强度校核1）输

46、入轴上的功率 P1 3.74kw,转速 n1 164.57r /min转矩 T1 217.03 N m2）求作用在齿轮上的力4Fm 2T1 2 89.59 104 2434Nd174Fn Fm tan2434 tan20 885.9 NFt 1250.6NFr 455.19N圆周力为 Ft 、 Fm ，径向力为 Fr 、Fn。下图是受力简图：下面计算力 Ft1、 Ft2、 Fr2、Fr1。L1=70 L2=70.5 L3=56.5 （具具体位置见图 f）求垂直面的支反力： （受力简图如 b 图所示）Fr1l3Fr Fn （l3 l2）l4746.6 NFr 2 Fr Fn Fr1 455.19

47、 885.9 746.6 594.4 N 求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图： （弯矩简图如图 d 所示）M ar Fr1l1 746.6 70 10 3 52.2 N .m 13M a1r Fr 2l3 594.4 56.5 10 3 42.44N.m 求水平面的支承力： （受力简图如 a 图所示）Ft1 l3Ft Fm（l3 l2） 2051.4 Nt1l4Ft2 Fm Ft Ft1 2434 1250.6 2051.4 1633 N求并绘制水平面弯矩图： （弯矩简图如图 c 所示）3M at Ft1l1 2054.1 70 10 3 143.6 N.m13M 1at Ft 2l 3 1633

48、56.5 10 3 92.13N.m弯矩图如图 e 所示求合成弯矩图： 考虑最不利的情况，把 Mar 和 M at的最大值直接相加MaMa 0.04r M a2t52.22 143.62 152.9Ngm按照轴的弯扭合成强度条件校核轴的强度： 又由于最危险截面在安装齿轮处，通过一个 b h l 12 8 40从图可见，有齿轮处截面最危险，其当量弯矩为： (取折合系数 0.6 )Me M a2 ( T)2则计算得到的轴的计算应力：M2ca( d3 bt(d t)2 ) ( 32 )2d52.3220.6 26.263 20.04320.012 0.005 0.035230.2 Mpa 1 70M

49、pa32中间轴二的轴承寿命校核：轴承寿命可由式 Lh 10 (Cft ) h 进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的 h 60n PfP作用(我们取受力最大的轴的) ，我们可以知道轴二上受力最大的轴承所受到的力为：Frmax Fr21 Ft12 746.62 2051.4 2183N 。工作机要求工作在轻微载荷下，可以查得其 fp =1.1故 p f p Frmax 1.1 2183 2407N根据 1 轴高速轴选轴承为 6207 (2 系列)深沟球轴承可以查得其 Cr=255KN 。66则Lh 10 (Cr)10( 25.5 )3 10年 因此所该轴承符合要求h 60n P 60 411.43

50、 2.407中间轴二上的键的设计与校核根据 d1 40mm,T1 89.59N gm ，装键处的轮毂的长度为 L=46mm ，查表可 以得到 d1轴段上采用键 b h l =12 8 40。采用 A 型普通键 :2T1kLd4 89.59 1030.5 8 (40 12) 4040Mpap 55Mpa故选用的键符合要求。.低速轴的三设计：我们选择轴的材料为 40Cr 。其许用弯曲应力为70MPa 。热处理为调质处理1）低速轴三的结构设计：图四.低速轴的结构简图1）. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（从右向左） ：由于我们在上面中间轴的最小轴径我们取 d2min 31mm 并且我们在此

51、轴的 一端装轴承，另外一端装一个链轮，链轮的直径我们取其直径为 34mm ，然后 下一段的有一个定位轴肩，我们取定位轴肩的高度为 3mm （单向），故下一段 轴的直径为 40mm ，在这一轴段上我们安装轴承、轴承盖、甩油环、定距环等 零件下一段轴肩为定位轴肩，我们取轴肩的高度为 3mm （单侧），故此段轴 的直径为 46mm 。下一段轴肩为定位轴肩， 我们取轴肩的高度为 5mm （单侧），故此段轴的 直径为 56mm 。下一段轴要安装轴齿轮，考虑到有配合关系的轴的直径要满足标准系列， 并且上一段的轴肩是定位轴肩，我们取直径的增量为 6mm （单侧）。故我们此 段的直径取 48mm下段轴为非定位

52、轴肩，在这里我们取轴肩的高度为4mm（ 单侧 ），所以该段直径为 40mm 。2）各段长度的确定：各段长度的确定从左到右分述如下：该段轴连接 6208 （2 系列）轴承和甩油环，轴承的宽度为 17mm ，而且 甩油环的宽度为 21mm ，并且还要使得定位稳定可靠，所以我们取此段的长度 为 32mm 。下一段安装定位环，此时取此段的长度为 13mm 。下一段要安装齿轮，其工作要求长度为 B=46mm ，考虑到此段的定位要 求，。我们取该段轴的长度为 44mm下一段综合考虑齿轮与轴的定位的稳定以及可靠，我们取轴肩的高度为 4mm ，该段轴的长度为 8mm 。下一段段考虑齿轮的安装和齿轮的定位， 在

53、这里我们用套筒定位，股取此 段的长度为 87mm 。下一段轴连接 6207 （2 系列）轴承和甩油环，轴承的宽度为 17mm ，而 且甩油环的宽度为 21mm ，并且还要使得定位稳定可靠，所以我们取此段的长 度为 31mm 。（2）低速轴三的强度校核（1）输入轴上的功率 P1 3.86kw,转速 n1 411.43r /min转矩 T1 89.59N m2）求作用在齿轮上的力Ft 2434NFn 3528NFr 885.9N圆周力为 Ft ，径向力为 Fr ，压轴力为 Fn下图是受力简图：下面计算力 Ft1、 Ft2、 Fr2、 Fr1。L1=70.5L2=127.5 L3=113.5 （具具

54、体位置见图 f）求垂直面的支反力： （受力简图如 b 图所示）Fr1 l2Fr Fnl3 1451.89Nl1 l2Fr 2 Fr Fn Fr1 885.9 3528 1451.89 5865N求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图： （弯矩简图如图 d 所示）M ar Fr1l1 1451.89 70.5 10 3 102.35 N .mM a1r Fr2l3 3528 113.5 10 3 400.4 N .m求水平面的支承力： （受力简图如 a 图所示）l2Ftl1 l21567NFt2Ft Ft1 2434 1567 866N求并绘制水平面弯矩图： （弯矩简图如图 c 所示）3M at Ft1l

55、1 1567 70.5 10 3 110.47 N.m 3M at Ft 2l 2 866 127.5 10 3 110.47 N.m 弯矩图如图 e 所示。求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把 Mar 和 M at的最大值直接相加MaMa2r M a2t 400.4Ngm按照轴的弯扭合成强度条件校核轴的强度：0.6)又由于最危险截面在安装齿轮处，通过一个 b h l 12 8 63 从图可见，有齿轮处截面最危险，其当量弯矩为： （取折合系数 Me M a2 （ T）2则计算得到的轴的计算应力：2d400.42 (0.6 217.03) 2M2 T 2 ( d3 bt(d t)2 ) ( 32 )(0.0483 0.012 0.005 0.04752)44.56Mpa 1 70Mpa2 0.048( 32 )3 ）低速轴三的轴承寿命校核：轴承寿命可由式 Lh 10 （Cft ） h 进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的 h 60n PfP作用（我们取受力最大的轴的） ，我们可以知道轴三上受力最大的轴承所受到的力为：Fr m