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机械设计及其自动化专业2013西北工业大学 HYPERLINK l _TOC_250042 一题目4 HYPERLINK l _TOC_250041 二运动参数计算5 HYPERLINK l _TOC_250040 电动机选择5 HYPERLINK l _TOC_250039 传动比选择6 HYPERLINK l _TOC_250038 传动参数的计算7 HYPERLINK l _TOC_250037 各轴的转速n(r/min)的确定7 HYPERLINK l _TOC_250036 各轴的输入功率7 HYPERLINK l _TOC_250035 各轴的输入扭矩（N

2、m）7 HYPERLINK l _TOC_250034 根据以上的数据整理得下表：8 HYPERLINK l _TOC_250033 三、传动零件设计8 HYPERLINK l _TOC_250032 高速级齿轮传动计算8 HYPERLINK l _TOC_250031 .选定齿轮的类型、材料及齿数，精度等级8 HYPERLINK l _TOC_250030 .按齿面接触强度设计9 HYPERLINK l _TOC_250029 .按齿根弯曲强度设计11 HYPERLINK l _TOC_250028 .几何尺寸计算12 HYPERLINK l _TOC_250027 .低速级齿轮传动计算13

3、 HYPERLINK l _TOC_250026 .选定齿轮的类型、材料及齿数，精度等级13 HYPERLINK l _TOC_250025 .按齿面接触强度设计13 HYPERLINK l _TOC_250024 .按齿根弯曲强度设计15 HYPERLINK l _TOC_250023 .几何尺寸计算17 HYPERLINK l _TOC_250022 四、链传动计算17 HYPERLINK l _TOC_250021 五、联轴器的选择19 HYPERLINK l _TOC_250020 六、轴的设计20 HYPERLINK l _TOC_250019 估算最小直径20 HYPERLINK

4、l _TOC_250018 初选轴承：21 HYPERLINK l _TOC_250017 轴的设计22 HYPERLINK l _TOC_250016 .高速轴一的设计：22 HYPERLINK l _TOC_250015 （1）高速轴一的结构设计：22 HYPERLINK l _TOC_250014 高速轴一的校核23 HYPERLINK l _TOC_250013 高速轴一的轴承寿命校核：26 HYPERLINK l _TOC_250012 高速轴一上的键的设计与校26 HYPERLINK l _TOC_250011 .中间轴二的设计：27 HYPERLINK l _TOC_250010

5、 （1）中间轴二的结构设计：27 HYPERLINK l _TOC_250009 （2中间轴二的强度校核 29 HYPERLINK l _TOC_250008 中间轴二的轴承寿命校核：32 HYPERLINK l _TOC_250007 中间轴二上的键的设计与校32 HYPERLINK l _TOC_250006 .低速轴的三设计：32 HYPERLINK l _TOC_250005 （1）低速轴三的结构设计：33 HYPERLINK l _TOC_250004 （2低速轴三的强度校核 34 HYPERLINK l _TOC_250003 低速轴三的轴承寿命校核：37 HYPERLINK l

6、_TOC_250002 低速轴三上的键的设计与校37 HYPERLINK l _TOC_250001 七减速箱的设计39 HYPERLINK l _TOC_250000 八、减速器的附件选择及说明40一 题目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（每年三百个工作日小批量生产，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0.96.传动简图如下图所示：图一.带式输送机简图1 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

7、，轴承套，密封圈等。已知条件输送带输送带的牵引力F/输 送 到 的速度输送带的滚筒的直题号（KN）V/(m/s)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（300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；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： PwFV= 2.9792KW10005高速级齿轮组和低速级齿轮组的效率为 和，链传动的效率为 ，联轴1234器的效率为，轴承效率为41我们取高速级和低速级的齿轮的精度为IT=7，查表可得： = 刚性套柱销联轴器的效率为： 41选择

8、滚子链传动，其效率为： = 0.9636选用深沟球轴承轴承，其效率为： = 0.996传动装置的总效率 3 =0.8768a1 2 3 4 6电动机所需功率： PmP =3.397KWa根据电动机所需的功率 P来选择电动机，电动机的参数如下:工作功率 Pmm= 4KW，满载转速 n m = 1440r/min型号为 Y112M-4 的三相异步电动机轴伸出端直径D m= 28mm长度键槽截面尺寸FGD=82428传动比选择（n4为滚筒的转速）滚筒的转速： n4v d 63.66r / minm总的传动比： i nmn41440 63.66 22.62取链传动的传动比为： i3=2.5由传动比分配

9、公式：in。对于二级圆柱齿轮减速器， i1.3 1.41.3 1.4i表示高速级的传动比， i 表示减速器的传动比。i 1 3.42 3.56 取i1.3 1.41.3 1.4i 3.5i =2.52设计的传动比为in=i *i *i12=2.5*1.5*3.5=21.875i ini ini 3.2% 5%传动参数的计算各轴的转速n(r/min)的确定高速轴的转速： n1nim014401 1440 r minnm 1440 411.43 r min2i io 11 3.5n n2m21440 164.57 r / min3ii i i3 3.5 2.52n 0 1 2n221440 65.

10、83 r / min4ii i ii3 3.5 2.5 2.520 1 2 3各轴的输入功率P1 Pm 4 0.99 3.96KW P 3.96 0.98 0.99 3.86KW21 1 6 P 3.86 0.98 0.99 3.74KW322 6P3 P2 3.74 0.96 3.59KW各轴的输入扭矩高速轴的输入扭矩：P3.96T 95501 955026.263Nm1T2T3T3n1P9550n2P95503n3P95504n414403.86 9550 411.43 89.59N m3.74 9550 164.57 217.03N m3.59 9550 65.38 524.39 N m

11、根据以上的数据整理得下表：两级圆柱减速器两级圆柱减速器轴号电动机滚筒轴轴轴轴转速n(r/min)n=1440mn1=1440n =411.432n =164.573n =65.834P =3.P =3.P =3.功率P(kw)P=4P =3.962341867449转矩T =26.2626.531T =89.59T =217.03T =524.39T(Nm)3234两轴联接联轴器齿轮齿轮链轮i=3.传动比 ii=112i=2.2301i=2.55534传动=0.99=0.98=0.98=0.96效率01122334三、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

12、定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮。（2)材料选择。由表101 选择小齿轮材料为40r（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)7(GB1009588)（4)选小齿轮齿数19，大齿轮齿数Z i *Z3.519=66.5, 取1211Z =67.2.按齿面接触强度设计3t 3t 2k Ttu 1(ZH ZE )2duH1t1).确定公式内的各计算数值Kt 1.3计算小齿轮传递的转矩T 26.263N m1由表107选取齿宽系数1d由表106查得材料的弹性影响系数Z189.8MPa1/2E由图1021按齿面硬度查得小齿轮的接触

13、疲劳强度极限 600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限550MPaH lim1Hlim21013N 60njL1h 60 1440 1 (2 8 300 10) 4.1472 109N 4.1472 109 / 3.5 1.184910921019KHN1 0.90, KHN2 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HN1 HN1H1 H lim1 0.9 600MPa 540MPa S计算H 2KHN 2 H lim 2 0.95 550MPa 522.5MPa SH试算小齿轮分度圆直径 ，带入中较小的值。H321.3321.326263 4

14、.5189.8 213.5 522.51t 40.01mm计算圆周速度 d nv 1601000b 601000 /sb d140.0140.01mmd计算齿宽与齿高之比模数mtdz1 40.01 2.10519齿高h 2.25m 2.252.105 4.73mmtb 40.01 8.46h4.73计算载荷系数查表102可查得使用系数为k=1.25A根据v / s ，7108 查得动载荷系数k =1.07vk K1HF由表 104 用插值法可查得 7 级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，k1.417 ，由kHH 1.417 b 8.46 可得khF 1.35 ；故载荷系数k kKKK1.251

15、.0711.417 1.895AVHH1010a3 K / K3 K / Kt1 40.013 1.895/1.3 45.36mm计算模数mndm1nZ1 45.36 2.38mm 19.按齿根弯曲强度设计由式 105 得弯曲强度的设计公式为2KT3 12KT3 1dZ 1YYFS F (1)1020c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 380MPa1018K0.85，K0.88FN1FN2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 1012 得 K 0.85500FN1FE1MPa 303.57MPaF1S1.4MPaK0

16、.88MPaFN2FE2 238.86F2S1.4计算载荷系数K K K KK1.251.0711.351.8056AVFF查取齿形系数由表 105 查得YFa1 2.85 ，YFa 2 2.26取应力校正系数由表 105 查得YSa11.54YSa 2 1.74YFaYSa ，并比较FYY2.851.54Fa1FSa110.01445303.54YY2.261.74Fa 2FSa20.01646238.86大齿轮的数据大设计计算32321.8056262630.016291192 1.623mm1.623，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 d

17、1 45.36mm 来计算应有的齿数。于是有 Z1 d / m 45.36 / 2 22.68 ，1取Z 231Z2 i Z23.52380.5取Z2 81。计算分度圆直径d Z m 23 2 46mm11dZ2m 81 2 162mm计算中心距a (d1 d ) / 2 (46 162) / 2 104mm2将中心距圆整后取a149mm(3)计算齿宽b d14646mmd1取B46mmB2 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101 选择小齿轮材料为40r（调质硬度为280HBS，大齿轮材料为 45

18、 钢(调质)，硬度为 240HBS，二者材料硬度差40HBS。（3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度(GB1009588)（4)选小齿轮齿数 36，大齿轮齿数 2.536=90。12213t 3t 2k Tu1ZZt(HE )2duH1t确定公式内的各计算数值Kt 1.3计算小齿轮传递的转矩T 26.263N m1由表107选取齿宽系数1d由表106查得材料的弹性影响系数Z 189.8MPa1/2E由图1021按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限550MPaH lim1Hlim21013N60njL1h 60 1440 1 (2 8

19、300 10) 4.1472 109N 4.1472 109 / 3.5 1.18491092由图1019查得接触疲劳强度寿命系数K0.90, K 0.95HN1HN2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HN1 HN1H1 H lim1 0.9 600MPa 540MPa S计算H 2KHN 2 H lim 2 0.95 550MPa 522.5MPa SH试算小齿轮分度圆直径 ，带入中较小的值。H21.3262634.5 189.82d2.3231t13.5 522.5 d nv 1601000b 40.011440601000 /sb d140

20、.0140.01mmd计算齿宽与齿高之比模数mtdz1 40.01 2.10519齿高h 2.25m 2.252.105 4.73mmtb 40.01 8.46h4.73计算载荷系数查表102可查得使用系数为k=1.25A根据v / s ，7108 查得动载荷系数k =1.07vk K1HF由表 104 用插值法可查得 7 级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，k1.417 ，由kHH 1.417 b 8.46 可得khF 1.35 ；故载荷系数k kKKK1.251.0711.417 1.895AVHH1010a3 K / K3 K / Kt1 40.013 1.895/1.3 45.36mm

21、计算模数mndm1nZ1 45.36 2.38mm 19.按齿根弯曲强度设计由式 105 得弯曲强度的设计公式为2KT3 2KT3 1 YFYSdZ 2 1 F (1)1020c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 380MPa1018K0.85，K0.88FN1FN2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 1012 得 K 0.85500FN1FE1MPa 303.57MPaF1S1.4MPaK0.88MPaFN2FE2 238.86F2S1.4计算载荷系数K K K KK1.251.0711.351.8056AVFF查

22、取齿形系数由表 105 查得YFa1 2.85 ，YFa 2 2.26取应力校正系数由表 105 查得YSa11.54YSa 2 1.74YFaYSa ，并比较FYY2.851.54Fa1FSa110.01445303.54YY2.261.74Fa 2FSa20.01646238.86大齿轮的数据大32321.8056262630.016291192 1.623mm1.623，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 d / m 45.36 / 2 22.68 ，1取Z 231大齿轮齿数 Z2 i

23、Z23.52380.5取Z2 81。.几何尺寸计算计算分度圆直径d Z m 23 2 46mm11dZ2m 81 2 162mm计算中心距a (d1 d ) / 2 (46 162) / 2 104mm2将中心距圆整后取a4)计算齿宽b d14646mmd1取B46mmB2 52mm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)取小链轮齿数Z =18取大链轮齿数Z i Z=2.5*18=45121确定计算功率查表9-6得K=1, 查图9-13得K=1.34,k =1(单排链),则计算功率的AZp kA KZ caK P

24、 1.11.34 3.74 1P选择链条型号和节距根据 PcaP=25.4mm=5.01KW,n3=164.57r/min可选16A在查表链条节距为计算链节数和中心矩初选中心矩a =(3050)P=(3050)*25.4,取a =850mm00链节数 L20 1 z2 ( z z2 )2p =102.2 取 az1az=100。查表中心矩计pop2ap0算系数 f =0.2485851最大中心矩a f1p 2Lp(z +z1)=846mmV,确定润滑方式nzp=1.32m/sv1 1601000由 V=1.79m/s 和链号 16A 查图 9-14 可知应采用油池润滑.Fp轴材料为 40Cr,

25、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K=1.15,则压轴力为FPF KPFP F =1.15*2833=3528Ne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dp25.5 146mm1sin(180)sin(180)z18大链轮用 45#钢，z=4

26、5.分度圆直径为dp25.5 364mm1sin(180)sin(180)z45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：d 20mm。min输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d，为了使所选12的轴直径d与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。12联轴器的计算转矩Tca=K T ,查表 14-1,考虑到转矩的变化很小,故A1取 K =1.3,则T K 1.3 26.263 30.24N mmAcaA 1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

27、20mm ，故取d1 20mm ，半联轴器长L52L1 40mm 。六、轴的设计估算最小直径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。由表15-3确定=100mm0p3.963d31min01 =14.01 7%)n14401dd11min (1 7%) 14.99mm考虑到弹性套柱销联轴器的规格,d1 d1min (1 7%) 14.99mm2min 20mm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=100mm33.8633.86411.43p3 n2p3 n222min2100 21.13mm ( 考虑到一个键槽, 轴颈增大7%)d

28、d22min (17%) 23.54mm2min 24mm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 =100mm33.7433.74164.57p3 n33p3 n333min3100 28.48mm ( 考虑到一个键槽, 轴颈增大7%)d d33min (17%) 30.47mm取最小轴径为：d=31mm3min初选轴承：6205（2）深沟球轴承6207（2）深沟球轴承（深沟球基本尺寸/mm基本额定负荷/kN轴承）dD（深沟球基本尺寸/mm基本额定负荷/kN轴承）dDBCrCor6205（225521514.07.88列）6207（235721725.51

29、5.2列）6208（240801829.518.0列）列）轴的设计.高速轴一的设计：我们选择轴的材料为40Cr其许用弯曲应力为70MPa 热处理1为调质处理。高速轴一的结构设计：图二.高速轴的结构简图根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（从左向右：20mm。2.5mm，25。该段轴要安装轴承，我们采用两段不同的配合要求的轴 25mm6205（2）25mm。2.5mm30mme.48mm。f.下一段轴安装轴承，直径为 30mm。g.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）40mm40mm。下一段要安装轴承，其工

30、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；安装在轴孔中，考虑到轴孔的长度要求和轴的安装。我们取该段轴的长度为101mm（滑94mm。52mm。37mm。高速轴一的校核P1 3.96kw,转速n1 1440r /min转矩T1 26.263N m求作用在齿轮上的力和弯矩：2TF td1 2 3.61110449.45 1250.6NF Frttan 1460.5 tan 20 455.19NF F 。tr下图是受力简图：下面计算力F、Ft1t2、F、F。r2r1L =139L =56L =195（f）123（b）2rFl

31、l2r56455.19 130.7Nr1l12195F Fr2rF 455.19 130.7 322.5Nr1（d）M F larr 2 2 322.5 56 103 18.1NM F l 130.7 139 103 18.1Narr1 1（a）2Fl2ll56F 195 1250.6 359.14Nt1t12F Ft2tF1250.6359.14891.45Nt1（c）M F l 359.14 139 103 49.9 Natt1 1M F latt 2 2 891.45 56 103 49.9 N 弯矩图如图 e 所示。求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把M和M的最大值直接相加。aratM

32、2 MM 2 M2arat18.22 49.92a 52.3N按照轴的弯扭合成强度条件校核轴的强度：（取折合系数0.6）M 2 M 2 (T )2ae则计算得到的轴的计算应力：M2 M2 T2caWM2 M2 T20.1 5.14Mpa 52.2 52.2 0.626.2632 70Mpa高速轴一的轴承寿命校核： 106( Cft ) h 进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的h60nPfP322.52 891.452322.52 891.452F 2 FF 2 F2r2t2r max 900.9N 。工作机要求工作在轻微载荷下，可以查得其 f=1.1p故 p fpFr 1.1900.9 991

33、N1620（2Cr=14KN。则Lh106Cr 10614()()60nP60()() 6.7年 因此所该轴承符合要求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。高速轴一上的键的设计与校核:根据d1 20mm,T1 26.263N 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bhl6632, A2T 2T426.26310333.6Mpap 55MpakLd0.56(326)20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70MPa热处理为调1质处理。中间轴二的结构设计：图三.中间轴的结构简图1）.根据轴向定位的要

34、求确定轴的各段直径和长度（从左向右： 24mm 并且我们在此轴的2min205大，并且受力较复杂，所以我们取此段轴的直径为 35mm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。故我此段的直径取40mm。下段轴为定位轴肩，在这里我们取轴肩的高度为 4mm(48mm。4040mmf.下一段轴肩为非定位轴肩，我们取轴肩的高度为1m（单侧，故此段轴的直径为 38mm。g.考虑到中间轴的受力较大，并且受力较复杂，并

35、且安装轴承的要求，此时35mm各段长度的确定：各段长度的确定从左到右分述如下：）轴承和甩油环，轴承的宽度为18mm，而且13mm，并且轴套的长度为12345mm。B=74mm，72mm4mm10mm。59mm。6208（2）19mm，且甩油环的宽度为 19mm，定距环的长度为 2068mm。2中间轴二的强度校核P1 3.74kw,转速n1 164.57r /min转矩T1 217.03N m求作用在齿轮上的力2TF1md1 289.5910474 2434NF Fnmtan 2434 tan 20 885.9NF 1250.6NtF 455.19NrF F F 。tmrn下图是受力简图：下面计

36、算力F、Ft1t2、F、F。r2r1L1=70L2=70.5L3=56.5（b）l F F (l l )F 3r1F Fr2rn3l4F Fn2 746.6N 455.19 885.9 746.6 594.4N（d）M F l 746.6 70 103 52.2 Narr1 1M1 F larr 2 3 594.4 56.5 103 42.44 N（a）l F F3t1F (lmll 2 2051.4 NF FFt2mt4F24341250.62051.41633Nt1（c）M F l 2054.1 70 103 143.6 N att1 1M 1 F latt 2 3 1633 56.5 1

37、03 92.13N弯矩图如图 e 所示。求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把M和M的最大值直接相加。aratM 2 MM 2 M2arat52.22 143.62a 152.9N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bhl 12840（取折合系数0.6）M 2 M 2 (T)2ea则计算得到的轴的计算应力：M2 M2 T2cadbt(d t)2M2 M2 T2322d52.32 0.626.263230.2Mpa 70Mpa 0.043(320.0120.0050.035220.041中间轴二的轴承寿命校核： 106( Cft ) h 进行校核，由于轴承主要

38、承受径向载荷的h60nPfP746.62 2051.4作用（我们取受力最大的轴的746.62 2051.4F 2 FF 2 F2r1t1r max 2183N 。工作机要求工作在轻微载荷下，可以查得其 f=1.1p故 p fpFr 1.1 2183 2407 N16207（2）Cr=255KN。则Lh106Cr 10625.5()()60nP60()() 10年 因此所该轴承符合要求中间轴二上的键的设计与校核:根据d1 40mm,T1 89.59N ，装键处的轮毂的长度为 L=46mm，查表可以得到d 轴段上采用键b hl =12840。1采用 A 型普通键:2T 2T489.5910340M

39、pap 55MpakLd0.58(4012)40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 1 70MPa 。热处理为调质处理。（1）低速轴三的结构设计：图四.低速轴的结构简图根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（从右向左：d2min 并且我们在此轴的一端装轴承，另外一端装一个链轮，链轮的直径我们取其直径为 34mm3mm（单向，故下一段轴的直径为 40mm，零件3mm（单侧46mm。单侧56mm。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48mm。下段轴为非定位轴肩，在这里我们取轴肩的高度为4mm(单侧)，所以段直径为

40、40mm。各段长度的确定：各段长度的确定从左到右分述如下：）轴承和甩油环，轴承的宽度为17mm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32mm。13mm。B=46mm，44mm4mm8mm。87mm。6207（2）17mm，且甩油环的宽度为 21mm，31mm。2低速轴三的强度校核P1 3.86kw,转速n1 411.43r / min转矩T1 89.59N m求作用在齿轮上的力F 2434NtF 3528NnF 885.9NrF F F 。trn下图是受力简图：下面计算力F、Ft1t2、F、F。r2r1L =70.5L =127.5L =113.5（f）123

41、（b）l F F lF2r1rl l123 1451.89NF Fr2rF Fn 885.9 3528 1451.89 5865N（d）M F l 1451.8970.5103 102.35Narr1 1M1 F larr 2 3 3528 113.5 103 400.4 N（a）2Fl2lFt1567Nt1l12F Ft2tF24341567866Nt1（c）M F l 156770.5103 110.47Natt1 1M F latt 2 2866127.5103 110.47 N弯矩图如图 e 所示。求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把M和M的最大值直接相加。aratM 2 M2aratM

42、M 2 M2arata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bhl 12863（取折合系数0.6）M 2 M 2 (T)2ae则计算得到的轴的计算应力：M2 M2 T2cad3bt(d t)2M2 M2 T2322d400.42 (0.6 217.03)20.04830.0120.0050.04752(3220.048 44.56Mpa 1 70Mpa低速轴三的轴承寿命校核： 106( Cft ) h 进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的h60nPfPF 2 FF 2 F2r2t2Fr max 5928N 。工作机要求工作在轻微载荷下，可以查得其 f=1.1p故 p fpFr 1.15928 6521N根据1轴高速轴选轴承为6207（2系列）深沟球轴承可以查得Cr=29.5KN。则Lh106Cr 10629.5()()60nP60()() 1.95年 因此所该轴