设计带式输送带传动装置设计毕业设计论文

1、 i课程任务设计书题目：设计带式输送带传动装置专业：09机电一体化姓 名：学 号： 课程设计题目：设计带式输送机传动装置轴TXX-1X71J 111 q轴以知条件1）输送带工作拉力F=4.8（KN）2）输送带工作速度V=1.7（M/S）3）滚筒直径D=450（MM）4）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：室内，灰尘较大，环境最高温度 388）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

2、工作量1、减速器装配图1张（A1）2、设计说明书1份第一部分 传动装置的总体设计一、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：n 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、0.96n - 0.99 20.97 2 0.99 5 0.920.96 = 0.7745所以工作机所需的有效功率为Fv100048001.71000二 8.16 KW电动机

3、所需功率为p 空=10.54晰n 0.77453、确定电动机的转速和型号卷筒轴的工作转速为6010二 601000 口 = 72 .187 r minn Dn 450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imin）满载转速 r/min总传比外伸轴径MM轴外轴长MMY160L-611100097013.437421104、总传动比ia二如 97013.437n 72.1875、分配传动装置传动比由公式 i i1 i2h = （1.3 1.4）i2

4、 求得 i 4.179、i 3.215二、计算传动装置的运动和动力参数1、计算各轴转速n -nm 二 970r minniii9704.179r min = 232.113r min= 72.196r. minn2232.113r mini23.215n =n 3 = 72.196r/min2、计算各轴输入功率P =Pd1 -10.321 0.99KW-10.217KWP23=10.217 0.97 0.99KW -9.812KWP. = P-23=9.812 0.97 0.99KW =9.422KWP、，=P -3 1 =9.422 0.99 0.99KW =9.234KW3、计算各轴输入转

5、矩T =9550P / n= (9500 10.217/970) N m=100.06N *mT =9500P -/n =9500 9.812/231.113N m=403.326N mT =9500 P /n =9500 9.422/72.196N *1239.806N *mT. -9500P -,/n .9500 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.

6、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（GB10095-88）3）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40HBS。4）选小齿轮齿数为 乙=23，大齿轮齿数Z2二Z , 23 4.179 = 96.117， 取乙-975）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-

7、4进行试算，即/、22QT u +1 ZeZhFgu I k h （1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt =1.6P2）计算小齿轮传递的转矩= 9.55 106 =10.06 104 Nmmni3）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 =189.8MPa125）由表11-1按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳强度极限 6问1 =600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限二円问2 =550MPa ；计算应力循环次数叫=60nJLh =60 970 1 (2 8 365 8)=2.719 109hN2 = N i 2.719 109- 4.179 =6.

8、507 108h7）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:H-K HN1；- H lim1 K hn 2；- H lim 22S0.93 6000.98 5502勺MPa =548.5MPa9）由表11-4选取区域系数Zh =2.4310）由图 10-26 查得-1 =0.765- 0.885 贝心；：.=.1.65（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入数值：ditu _1xuZhZe V2 1.6 10.06 1044.1791XX4.1791 1.652.43 汉 189.8、” “

9、i m m = 55.496 m m I 548.5 丿2）计算圆周速度v：；.d 1t mv =60 1000二 55496 970 m 2.817 ms600003）计算尺宽bb = d d1t =1 55.496mm = 55.496mm4）计算尺宽与齿高比b/h模数mntd1t cos ：55.496 cos14mm = 2.34mmZ123齿高 h = 2.25mnt =2.25 2.34mm = 5.268mmb/h =55.4965.268 =10.535）计算纵向重合度；：=0.318 dz1 tan 亠 0.318 1 23 tan14 =1.836）计算载荷系数根据v=2.

10、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 KAFt /b : 100N/mm。由表 10-3 查得 Kh 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心1.4 1 7由 b/h=10.53, K-1.417 查图 10-13 得 K =1.325,故载荷系数K 二 KaKvKh 一 Kh： =1 1.08 1.4 1.417=2.14=61.145 mm7）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md1COsB61.145 汉 cos14cl”

11、mnmm 二 2.576mmZ23d13、按齿根弯曲强度设计J2KTM COS 2 ：YFaYsaV dZ，、丨由式（10-17 ）得弯曲强度的设计公式为mn -（1）确定公式内各计算数值1）计算载荷系数K 二 KaKvKf：.Kf，1 1.08 1.4 1.325 = 22）根据纵向重合度；=1.83，从图10-28查得螺旋角影响系数丫十 0.883）计算当量齿数Z123Zv13325.20cos P cos 14Zv2 二Z29723106.29coscos 144）查取齿形系数由表10-5查得Yf：1 =2.616Yf： 2.1535）查取应力较正系数由表10-5查得Ys：1 = 1.5

12、91Ys：.2 8176）由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；FE1二500M P a大齿轮的弯曲疲劳强度极限:fe2二380M P a7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Si =0.86 Kfn2 =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-F 1KFN1；- FE10.86 500 MPa =307.14MPa1.4K FN 2 FE2S0.91 3801.4MPa =247MPa9）计算大、小齿轮的丫當 并加以比较YFa1Ysa1空291=0.01355307.14-F 1YFa2YSa22.153 1.817247= 0.01584

13、大齿轮的数值大。（2）设计计算:2 KT1Y1 cos23-YFaYSa0.01584mm 二 1.821mm1.821mm并就近圆整为标准值 g =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 61.145m m,来计算应有的齿数，于是有:小齿轮齿数zmos1452cos14 =29.66 取心0大齿轮齿数Z2 二 UZ二 4.179- 30 二 125.37 取 z?二 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、几何尺寸计算计算中心距(zZ2)m12cos :(30 126) 22 cos14m

14、m = 160.82mm将中心距圆整为135mm按圆整后的中心距修正螺旋角= arccos(Z1Z2)m12a(30 126) 22 161= 14.31因2 -(8 20 )值改变不多，故：、K -：、Zh等不必修正计算大、小齿轮的分度圆直径d1cos :Z1Z230 126z2m12az2_ 2 161 126cos :乙Z230 1262az12 161 30zmmm 二 260.08mmd2二 61.92mm计算齿轮宽度b = dd1 =1 61.92mm = 61.92mm取 B = 50mm ， B2 二 45mm（5）验算FtN =3249.35N2Ti _ 210.06104d

15、i 一 61.92-A- = 1 324935 N/mm =52.48N/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，由机械设计课程设计表2-2知，选用7级精度（GB10095-88）3）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40HBS。4）选小齿轮齿数为Z3 =23，大齿轮齿数 乙 仏 i2=23 3.215= 745）初选螺旋角B =142、按齿面接触强度

16、设计由机械设计基础表11-4进行试算，即d3t2KtT2 u 1HZh Ze（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数心=1.62）计 算 小 齿 轮 传 递 的 转 矩T2 =9.55 106N *m42.27 103N *mmn23）由表10-7选取齿宽系数 d二14）由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze = 1 8 98M P；25）由图10-21d按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳强度极限二h im3二600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限二Him4二550MPa ；6）由式10-13计算应力循环次数N3 二 N2 =6.507 108hN4 二 N3/i2 =6.507 108

17、： 3.215 = 2.203 108h7）由图10-19查得接触疲劳寿命系数53 =0.93 Khn4 =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:K HN 3 J H lim 3 K hn 4H lim 42S0.93 6000.95 550MPa =540.25MPa9）由图10-30选取区域系数Zh =2.4310）由图 10-26 查得 =0.765=0.87 贝则：；厂；冃 匕=1.635（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d3t，代入数值：d 3t -3心2uu 1 ZhZe22父 1.6江42.27汉103 *3.215+1 v*2.43 89.8、1

18、76353.215 540.25 丿mm 二 42.78mm2）计算圆周速度v唧3t n?v =60 1000二 42.78 232.11360000m/ s = 0.52m/s3）计算尺宽bb = d d3t =1 42.78 = 42.78mm4）计算尺宽与齿高比b/h模数dcosP42.78 汇 cos14mntmm =1.8mmZ323齿高 h =2.25mnt = 2.25 1.8mm = 4.05mmb/h =42.78 “4.05 =10.565）计算纵向重合度=0.318124 n，0.318 1 23 tan 14 =1.836）计算载荷系数根据v=0.62m/s , 7级精

19、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 KAFt/b : 100N / mm由表 10-3 查得 K Ha 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心：=1.423由 b/h=10.56，Kh ： =1.423查图 10-13 得 = 1.335，故载荷系数K = KaKvKh：.Kh 1 1.02 1.4 1.423 = 2.037）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a ）得dd3tJ = 42.78 江 Hmm = 46.31mm3 K1.68）计算模数md3 cos :

20、mn46.31 cos14“ 小mm = 1.95mm Z3233、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 YFaYsa（1）确定公式内的各计算数值1）计算载荷系数K = KaKvKf：.Kf 1 1.02 1.4 1.335 = 1.912）根据纵向重合度=1.83，从图10-28查得螺旋角影响系数丫厂 0.883）计算当量齿数Zv3 二二 斗=25.18coscos3 14Z4_BZv4 二 3cos7481.09cos3144）查取齿形系数由表10-5查得Yf： 2.616丫=2.1905）查取应力较正系数由表10-5查得Ysp 591Ys-4

21、 =1.7856）由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3 = 500M P a大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 4 二 380M P a7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn3 =0.91Kfn4 =0.928）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-F 3K FN 3二 FE3S0.91 500 MPa =325MPa1.4FN 4；-FE40.92 380 MPa =249.71MPa1.49）计算大、小齿轮的警 并加以比较YFa3Ysa32.616 1.591鼻 3 二 325= 0.014368YFa4YSa42.190 1.785t F

22、4249.71-0.015655大齿轮的数值大（2）设计计算:2KT2Y1COS2 1 jFaYSa d zf -F 13 2 1.91 42.27 103 0.88 cos214V1231.6350.015655mm = 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m2 = 1.5mm,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d3二46.

23、31mm，来计算应有齿数, 于是有：小齿轮齿数 z3 二 d3 COS 匚 46.31 cos14 二 29.96取 z3 =30mn大齿轮齿数 乙=uz3 =3.215 30 = 96.45 取 z4 =96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(1)计算中心距a2（“ZE（396）mm= 97.39mm2 cos14将中心距圆整为97mm按圆整后的中心距修正螺旋角二 arccosJ皿2a竺空=13.042 97因1 =(820)值改变不多，故 二、KZh等不必修正计算大、小齿轮的分度圆直径d3Z3 m22az3Z

24、3Z42 97 30一 小mm 二 46.19mm30 96d4Z4“l22az42 97 96cos :Z3 乙mm =147.81mm30 96计算齿轮宽度b 二 dd3 =1 46.19mm = 46.19mm取 Bi = 75mm , B2 二 70mm(5)验算32T22 42.27 1046.31182552N1 1825.52KaRN/mm =39.42 N/mm 100 N/mm，合适46.31第三部分轴的设计一咼速轴的设计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径用初步估算的方法，即按纯扭矩

25、并降低许用扭转切应力确定轴径d,计算公式：d _ Ao3 P ,选用40Cr调质钢，查机设书P370表15-3，n得 A =106id A Od 7=23.24mm970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dmin = 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：SIIT.L68Ll.1385-9 LIP55|=go2BP0兀P23=1靠定位，故选择J =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 7007AC

26、，d 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d40mm， L 106mm4）、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 虫，滚动轴承与轴的周 k

27、6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 d 61 .14 mm2T1d12 10.06 10461.92N =3249.354NFr1Ft 毗03249354 tan20 N -1220.63Ncos Bcos14.31Fai 二 Ft tan 1 =324935 tan14.31 N 二 828.85N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7007AC型角接触球轴承, 由指导书

28、P122页查得a=20.1mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨 距为12 I3 =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：?101 .=145,11尹1& 斗141,4血司1rrnrunlltttiTT 11 .JiVM；Mfnhi=iF=3226943699732N匚F2FNH2 _l2 l33249.354 126.9126.9 36.9N =2517.36NMH1 =FNH1l2 = 732 126.9N mm=92.89NmM H 2 二 FNH2l3 = 2517

29、.36 36.9N *mm = 92.89N * mFaeD828.85 61.92F NV1Fr1l3Mal2 l31220.63 36.9 25.66 103126.9+36.9N = 431.63N匚F2 -Ma1220.63 126.9 -25.66 103 N 789NF n/2 =二IN /o9 Nl2 l3126.9 36.9Mv- FNv 112 -167.85 126.9N *mm = 54.77N *mMv2 = Fnv 213 - 789 36.9N * mm = 29.11N * mM1 = MV12 MH12 = 54.77292.892 N m =107.83N m

30、M2MV22 MH22 二 29.112 92.892 N *m = 97.34N mT =T1 “00.6N m载荷水平面H垂直面V支持力FFNH1 = 732NFNH2 =2517.36NFNV1 =431.63NFnv2 = 789N弯矩MMh =92.89N mMV1 =54.77N mMV2 =29.11N m总弯矩M1 =107.83N mM2 =97.34N m扭矩T =100.6N *m、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 =0.6,轴的计算应

31、力OcaMi2(：T)2W107.832 (06 100.6)230.1 61.92103MPa =5.2MPa,3其中 W = J ： 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：l-70MPa，因此刘：，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 =0.2d 3 = 0.2 403mm3 = 12800mm3截

32、面左侧的弯矩M为：n” n” 126.9 25cc 126.9 25M=M1Nm=107.83N*m = 86.59 N * m TOC o 1-5 h z 126.9126.9截面上的扭矩T为： T =T1 = 100.6N m3截面上的弯曲应力：（rb= 86.59 10 MPa3.53MPaW6400截面上的扭转应力：勺二丄二1006 型MPa二7.86MPaWT12800轴的材料为40Cr钢，调质处理，由机设书P362表15-1查得:-735MPa口 = 355MPa4 = 155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数：上及按机设书P40附表3-2查取D 2.841.23d 40

33、经插入后得:r1因0 025d 40-2.02又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为q厂078 q =0.80则.k 1+q。仏-1)=1+0.78X2.23-1) = 196、：k 宀 1+q/a 1) =1+0.80 x(2.02 1) =1.82由附图3-2的尺寸系数0.77由附图3-3的扭转尺寸系数s = 0.86轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量=悅=095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:0丄亠遁丄亠260% 似 0.7709518211=2.17086095合金钢的特性系数= 0.203取二=0.2=0.0.15取=0.1V则可计算安全系数S

34、ca355CQ+ a a2.6 汉 4.30+0.2 汉 0= 31.751552.17 1.85- 2 0.1 1.85 -2 一73.82Sca = sa s231.75 73.82 31.752 73.822= 29.17 S= 1.5 ,故可知其安、轴承寿命的校核1)已知轴承的预计寿命 L=2 X 8 X 365 X 8=46720h由所选轴承系列7007AC，查指导书P122表知额定动载荷C=19.0KN求两轴承受到的径向载荷Fr1 = . FNV12 - FNH12 = 431.6327322 =849.78NFr2 = , FnV22 FNh22 二，7892 2517.362

35、= 2638.11N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 =0.68& ,则有：Fd1 =0.68Fr1 = 0.68 560.97N = 381.46NFd2 =0.68Fr2 =0.68 1125.33N = 765.22N于是轴向力为：Fa1 =Fae Fd1 =828.85 577.85N =1406.7NFa2 = Fd2 = 1406.7N4）当量动载荷PFa11406.7849.78= 1.66Fa2 e2 r21793912638.11= 0.67由表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数为:轴承 1 X1 二 0.41 卑=0.87轴

36、承 2 X2 -1丫2 =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：fP(X1Fr1 Y1Fa1) =1.1(0.41 849.780.87 1406.7)N =1729.46NP2=fp(X2Fr2 Y2Fa2)=1.1(1 2638.110 1793.91)N = 2901.92N5）验算轴承寿命因，所以按轴承2的受力大小来验算，则:106 -C106=60n iP 丿 60 汉 970319000 h=4 8 2 h74 6 7 h 012901.92 丿所以所选轴承寿命符合要求，确定角接触球轴承7007AC、键的校核联轴器与轴：选用键的系列b h l =10

37、 8 50 T=10G6N键、轴和联轴器的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力100120MPa，取%1OOMPa，键的工作长度 L=lb = 40mm，键的接触高度k =0.5h =4mm，由式6-1得：(T2T 103kLd2 100.6 1034 40 30MPa =49.92MPa ：110MPa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 一卿：有d26.98mm选定 dmin =40mmV233063、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:1寸 II凶P

38、II(N 寸II.L二 37 一L-77iL=47一 4=39. 5 _123456（2）各轴的直径和长度1）根据dmin =40mm,选用角接触球轴承7208AC，尺寸d D B =40 80 18得di ,5 =40mmmm，为了使齿轮3便于安装，故取d 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,L =42mm，由指导书得L3 = 4 = 9.5mm ，L1 = 34mm ， L5 = 39.5mm（3）轴上零件的周向定位齿轮的周向定

39、位都采用普通平键连接，根据d 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 I =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1）求轴上的力已知 F2 =9.812KW,n2 =231.113r min,T2 =42.27N * mFt2玉4227 103 N= 325.05Nd2260.

40、08Fr2Ft2tan2 =325.5 tan20 N J22.1Ncos cos14.31Fa2=巳 tan m -325.05 tan 14.31 N =82.91NFt3玉 4227 n830.27Nd346.19Fr3cos直cos14.31耳喻201830-27 tan20 N-687.50NFa3 二 Ft3tan -2 =1830.27 tan 14.31 N =466.87N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

41、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：耳仏十12)+甩11325.05 汉(50+69.5)+1830.2770“=N = 822.44N11121350 69.5 39Fnh3 二碌 讥 32505 39 183027 (39 695)n33288Nh I2 丄50 69.5 39M H2 二 FNh2I3 = 822.44 39N mm = 32.08N mM Fnh 3l1 =1332.88 50N *mm = 66.64N ma2a282.91260.08N * mm 二 10.78N * ma3Fa3466.87 46.192N mm = 1

42、0.78N mF NV 2Fr2(ll丨2)-Ma2 -Ma3I1+I2+I3122.1 (5069.5)687.5 50 -10780 -107805069.539N =172.91NFNV3Fr3(l24)F3Ma2 Ma3l1 l2 l3687.5 (69.539)122.1 391078010780 “N =636.69N5069.539Mv2 二 Fnv2* =172.91 39N =6.74N *mM V3 = FNV3l 636.69 50N =31.831N m 2 2 2 2Mmax 二 MH3 MV3 = 6.6431.83 N = 32.52NT =42.27N *m载荷

43、水平面H垂直面V支持力FFnh2 =822.44NFnh3 =1332.88NFnv2 2.91NFnV3 = 636.69N弯矩MM H2 =32.08N *mM H 3 = 66.64 N mM V2 = 6.74N * mMV3 =31.83N m总弯矩Mmax =32.52N *m扭矩T =42.27N *m、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.M 2 (aT)2ca32.522(0.6 42.27)2310 MPa =5

44、.57MPai3其中 W = 0.1d0.1 422前面已选定轴的材料为40Cr钢(调质)，查机设书P362表15-1 , 得：J 4、=70MPa，因此知5 ,故安全。、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抗扭截面系数W =0.1d3 =0.1 423 mm3 = 7408.8mm3WT =0.2d3 = 0.2 423mm3 = 14817.6mm3截面左侧的弯矩M为:50截面上的扭矩T为:T =42.27N截

45、面上的弯曲应力:截面上的扭转应力:3M = 8.45。0 MPa =1 14MPa W 7408.8T 42 27 103tMPa=2.85MPa14817.6WT54 4050 40M =M1Nm =42.27Nm=8.45Nm54轴的材料为40Cr钢，调质处理，由机设书P362表15-1查得:ob = 735MPa厂 155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数：上及按机设书P40附表3-2查取r1因0 024d 42D=42=1J9经插入后得:a - 2.141=1.89q 二 0.80又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为q厂0.78则.k 严 1+q。仏1)=1+0.78x(2.

46、14-1)=189、：k t = 1+q/a1)=1 + 0.80汇(1.891)=1.71由附图3-2的尺寸系数 0.76由附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量氏=仪=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:ko1 -仁 189 . 1 “ = 2.540.760.95K T=丄一1=0 丄一仁 2.06合金钢的特性系数则可计算安全系数S =(T0850.95= 0.2-03取c= 0.1- 015取355(TT= 0.2=0.1ScaK。务；怖 254 4.94 02 0155K TT TT 2.06 9.54- 2 01 9

47、.54一 2一15.04StSS_28.29_15.04_.28.29215.042= 13.28 S =1.5故可知其安全、轴承寿命的校核1)已知轴承的预计寿命 L=2 X 8 X 365 X 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Fr1 = .FNV32 Fnh32 h636.692 1332.882 -1477.14N2 2 2 2Fr2 = . FNV2FnH2 172.91822.44 -840.42N3)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 =0.68斤,则有：

48、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:Fa! =Fd2 =571.49NFa2 二 Fdi Fa = 1004.46-383.96N =620.5N其中Fa 二 Fa3 - Fa2 二 466.87 - 82.91N 二 727.34N4）当量动载荷PFalr1571.491477.14= 0.36Fa202 =百r2妙=0.74840.42由表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数为:轴承 1 X1 =1Y, =0车由承 2X2 =0.41% =0.87因轴承运转中有轻

49、微冲击载荷，故按表 13-6取1.1，贝心R 二 fp(X1Fr1 Y1Fa1) =1.1 (1 1477.140 571.49)N =1624.85NP2 二 fp(X2Fr2 Y2Fa2) =1.1 (0.41 840.42 0.87 620.5)N = 972.85N5）验算轴承寿命106 g 萨 _10660n iP 丿 一 60232.113因P1 P2，所以按轴承1的受力大小来验算，则:35200 jh = 966h84 672011624.85 丿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 =12 8 63 T = 4

50、2.27 N2）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 丄 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：bp 二332T 102 飪27 10 MPa =9.87MPa 10MPa，所以合适kLd4 5142大齿轮:选用键的系列b h l = 12mm 8mm 40mm T = 42.27 N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p110MPa，键的工作长度 L=lb = 28mm，键的接触高度k =0.5 4mm，由式6-1得:(T32T 10-kLd

51、32 159.01 10428 42MPa =17.97MPa ：110MPa，所以合适三低速轴的设计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，取民=112，于是根据公式d兰民扌匸有V nJ 3 27 d 工112;3 mm = 39.68mm选定 dmin =50mmV 73.55初选联轴器HL4，初定轴的最小直径dmin = 50mm3、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:23456（2）各轴的直径和长度1）联轴器米用轴肩定位de =50mm，半联轴器长度为L= 112mm , 半联轴器与轴的配合的毂孔长度为

52、84mm，为了保证半联轴器轴向的 可靠定位，故取L6 =82mm2）初步确定滚动轴承因轴承受径向力和轴向力作用大，转速较小，载荷大，故选用角接触球轴承 7212AC ， d D B =60mm 110mm 22mm，故 di之4 =60mm,为了便于齿轮安装d? = 62mm，为了使齿轮有较好的轴 向定位，取 d69mm， d5 =58mm轴承B =22mm，为了便于安装，L 20mm，其他长度由轴1和轴 2 的计算方法求得 Lj =44mm,L2 = 67mm .= 84mm L5 = 70mm，3）轴上零件的周向定位齿轮的周向定位采用普通A型平键连接，根据 d2 =62mg L2 =67m

53、m选择轴上的键为 b h l = 18mm 11mm 63mm，半联 轴器的周向定位米用普通 C型平键连接，根据d6 =50mm,L6 =82mm选 择轴上键为b h l =16mm 10mm 70mm，滚动轴承与轴采用过度配合 来保证，直径公差m6 ；4）轴上零件的轴向定位轴承采用凸缘式端盖和挡油环来定位，齿轮轴向定位则采用轴肩与挡油环定位确定轴向圆角和倒角尺寸参照表，去轴端倒角2.0 45，各轴肩处圆角半径为1mm(6)求轴上的载荷1)求轴上的力已知 P3 =9.422KW,门彳=72.196r min,T3 “239.806N *mFt4d32 1239.806 103147.81N =

54、 16775.67NFr 4N -6267.48NFt 4 tan20 _ 1677567 tan 20 cos 念cos13.04Fa4 二Ft4tan -2 =1677567 tan 13.04 N =3885.31N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7212AC型角接触球轴承, 由指导书P123页查得a=30.8mm ,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，分别计算两截面处的力与矩：FnH 4Ft4l2h 1216775.67 109.747.7 112.2N =115

55、09.01N_ Ft4h _l1 l216775.67 47.747.7 109.7N =5083.86NMH4 =FNH4l 11509.01 47.7N mm = 548.98N *m241112. 21：=50 2MF&WniTrmunnmU!H TlrTTlTThTTrMh5 二 FnH5I2 =5083.86 109.7N mm = 557.70N *mMy88531 147.81Nmm=287.14Nm2 2NV 4F2Ma4l1 l26267.48 109.7 287.14 10347.7 +109.7N =619239 NF NV 5-叽l1 l26267.48 47.7 -2

56、87.14 10347.7 +109.7N = -376.44NMV4 二 FNV4h =6192.39 47.7N mm = 295.38N *mMV5 =FNv5l2 = 75.09 109.7N mm = 8.24N * mM4 = MV42M H42 二 295.382 548.982 N =166.62NM5 Mv52 Mh52 = 8242 557.72 N m=557.76NT =123.806.N载荷水平面H垂直面VFnh4 =11509.01NFnv4 =6192.39N支持力FFnH5 =5083.86NFnv5 =75.09N弯矩MMH =557.70NMV4 =295.

57、38NMV5 =8.24N *mM 4 = 623.40N m总弯矩M5 = 557.76N*m扭矩T =1239.806N*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CcaM42 (aT)2W623.402(0.6 1239.806)230.1 623103MPa =40.72MPa其中 W01d3前面已选定轴的材料为40Cr钢（调质），查机设书P362表15-1 , 得：卜J-70MPa，因此%5，故安全。（7）轴承寿命的计算1）已知轴承的预计寿命 L=2 X 8X 365 X 8=46720h由所选轴承系列7212AC，查指导书P123表知额定动载荷C=58.2KN2）求两轴承受到的径向载荷Fr . F nv42 +Fnh42 = J6192.392 +11509.012 N =13069.16N2222Fr2 = FNV5FnH5 二.75.09 - 5083.86 N = 5084.41N