机械设计课程设计

1、机械设计课程设计机械设计课程设计 说说 明明 书书 东北大学东北大学 机械工程及自动化专业业 20032003 级级 3 3 班班 设设 计计 者：杜连文者：杜连文 指导教师：陈良玉指导教师：陈良玉 20062006 年年 3 3 月月 目目 录录 1 设计任务书设计任务书.3 2 电动机的选择计算电动机的选择计算.3 3 传动装置的运动及动力参数计算传动装置的运动及动力参数计算.4 4 传动零件的设计计算传动零件的设计计算.7 5 轴的设计计算轴的设计计算.14 6 低速轴的强度校核低速轴的强度校核.16 7 滚动轴承的选择及其寿命验算滚动轴承的选择及其寿命验算.20 8 键联接的选择和验算

2、键联接的选择和验算.21 9 联轴器的选择联轴器的选择.22 10 减速器的润滑及密封形式选择减速器的润滑及密封形式选择.22 11 参考文献参考文献.22 1 设计任务书设计任务书 1.11.1 设计题目设计题目 ： 设计胶带输送机的传动装置 1.21.2 工作条件：工作条件： 工作年限工作班制工作环境载荷性质生产批量 82 清洁平稳小批 1.31.3 技术数据：技术数据： 题号滚筒圆周 力 F(N) 带速 v(m/s) 滚筒直径 D(mm) 滚筒长度 L(mm) ZL-3130000.26450800 2 电动机的选择计算电动机的选择计算 2.12.1 选择电动机系列选择电动机系列 根据工

3、作要求及工作条件应选用三相异步电动机，封闭式 结构，电压 380 伏，Y 系列。 2.2 传动装置的有效功率传动装置的有效功率 传动装置总效率 7243 开齿轮链轮轴承 皮带轮 根据表 4.2-9 确定各部分的效率: 开式齿轮的啮合效率 95 . 0 开齿轮 滚动轴承的效率 99 . 0 轴承 皮带轮的效率 95 . 0 批代轮 链轮的传动效率 96 . 0 链轮 则传动装置的总效率 7243 开齿轮链轮轴承 皮带轮 7243 95 . 0 96 . 0 99 . 0 95 . 0 530 . 0 530 . 0 2.32.3 确定电动机的转速确定电动机的转速 滚筒轴转速 min/0 .11

4、45. 0 26 . 0 6060 r D v nW 所需的电动机的功率 3.38 4.21 0.802 W r P PkW 查表 4.12-1，可选 Y 系列三相异步电动机 Y132M26 型 ，额定功率 5.5kW, 同步转速 1000r/min,满载转速 960 r/min。同时，查表 4.12-2 得电动机中心高 H=132mm，外伸 轴段 DE=38mm80mm。 3 传动装置的运动及动力参数计算传动装置的运动及动力参数计算 3.13.1 分配传动比分配传动比 3.1.13.1.1 总传动比总传动比 27.87 0 . 11 960 0 W n n i 3.1.23.1.2 各级传动

5、比的粗略分配各级传动比的粗略分配 查表 4.2-9 取 6 开 i 减速器的传动比 545.14 6 27.87 开 减 i i i 减速器箱内高速级齿轮传动比 431 . 4 545.1435 . 1 35 . 1 1 减 ii431 . 4 1 i 减速器箱内低速级齿轮传动比 283 . 3 431 . 4 545.14 1 2 i i i 减 283 . 3 2 i 3.23.2 各轴功率、转速和转矩的计算各轴功率、转速和转矩的计算 3.2.13.2.1 0 0 轴（电动机轴）轴（电动机轴） 0 4.21 r PPkW 0 4.21PkW min/960 0 rn min/960 0 r

6、n 3 0 0 0 4.21 10 9.559.5541.88 960 P TN m n 0 41.88TN m 3.2.23.2.2 轴（减速器高速轴）轴（减速器高速轴） 1001 4.210.9934.18PPkW 1 4.18PkW min/960 01 0 1 r i n n min/960 1 rn 3 1 1 1 4.18 10 9.559.5541.58 960 P TN m n 1 41.58TN m 3.2.33.2.3 轴（减速器中间轴）轴（减速器中间轴） 21 4.180.970.994.01PPkW 轴承闭齿轮2 4.01PkW min/ 7 . 216 431 . 4

7、 960 12 1 2 r i n nmin/ 7 . 216 2 rn 3 2 2 2 4.01 10 9.559.55176.72 216.7 P TN m n 2 176.72TN m 3.2.43.2.4 轴（减速器低速轴）轴（减速器低速轴） 32 4.01 0.97 0.993.85PPkW 闭齿轮轴承3 3.85PkW min/66 283 . 3 7 . 216 23 2 3 r i n nmin/66 3 rn 3 3 3 3 3.85 10 9.559.55557.08 66 P TN m n 3 557.08TN m 3.2.53.2.5 轴（传动轴）轴（传动轴） 43 3

8、.85 0.99 0.9933.78PPkW 轴承联轴4 3.78PkW min/66 1 66 34 3 4 r i n nmin/66 4 rn 3 4 4 4 3.78 10 9.559.55546.95 66 P TN m n 4 546.95TN m 3.2.63.2.6 轴（卷筒轴）轴（卷筒轴） 54 3.78 0.99 0.953.56PPkW 轴承开齿轮5 3.56PkW min/11 6 66 4 5 r i n n 开 min/11 5 rn 3 5 5 5 3.56 10 9.559.553090.73 . 11 P TN m n 5 3090.73TN m 各轴运动及动

9、力参数见下表各轴运动及动力参数见下表 表 1 各轴运动及动力参数表 轴序号 功 率 P(kW) 转 速 n(r/min) 转 矩 T(N.m) 传动形式传动比效率 04.2196041.88 弹性联轴器 10.99 4.1896041.58 闭式齿轮 4.4310.96 4.01216.7176.72 闭式齿轮 3.2830.96 3.8566.0557.08 刚性联轴器 1.00.98 3.7866.0546.95 3.5611.03090.73 开式齿轮 6.00.94 3.33.3 开式齿轮的设计开式齿轮的设计 3.3.13.3.1 选择材料选择材料 小齿轮:QT500-3，调质处理，齿

10、面硬度 230-270HBS； 大齿轮:QT500-7，正火处理，齿面硬度 180-200HBS。 3.3.23.3.2 根据齿根弯曲疲劳强度确定模数根据齿根弯曲疲劳强度确定模数 初取小齿轮齿数 20 5 Z 则大齿轮齿数120620 56 开 iZZ 查图 5-18 得， 2 5lim /210mmN F 2 6lim /205mmN F 取4 . 1 min F S 计算应力循环次数 8 45 1052064 . 1 )283008(0 . 1666060 h jLnN 7 8 5 6 1096 . 3 6 1052064 . 1 开 i N N 查图 5-19 得，0 . 1 65 NN

11、 YY 又，取0 . 1 65 XX YY0 . 2 ST Y 由得 XN F STF F YY S Y min lim 2 5 /3000 . 10 . 1 4 . 1 0 . 2210 mmN F 2 6 /2710 . 10 . 1 4 . 1 0 . 2190 mmN F 查图 5-14 得 20 . 2 , 8 . 2 65 FaFa YY 查图 5-15 得 81 . 1 ,55 . 1 65 SaSa YY 则 0206667 . 0 7 . 0300 55 . 1 8 . 2 5 55 F SaFa YY 02095789 . 0 7 . 0271 81 . 1 20 . 2

12、6 66 F SaFa YY 取 02095789 . 0 , max 6 66 5 55 F SaFa F SaFa F SaFa YYYYYY 取2 . 0, 1 . 1 attY K 则 mm YY Y Zu KT m F SaFa a 59 . 4 20) 16(2 . 0 02095789 . 0 5889201 . 14 ) 1( 4 3 2 3 2 5 4 所以取 m=5mm 3.3.33.3.3 齿轮齿轮 5 5、6 6 的主要参数的主要参数 Z =20, Z =120, u=6, m=5mm 56 mmmZd100205 55 mmmZd6001205 66 mmmhdd a

13、a 11050 . 121002 * 55 mmmhdd aa 61050 . 126002 * 66 mmmchddf 5 . 87525 . 0 0 . 12100)(2 * 55 mmmchddf 5 . 587525 . 0 0 . 12600)(2 * 66 mm dd a350 2 600100 2 65 mmab a 703502 . 0 6 取mmbb788706 65 967.9320cos . 55 ddb 816.56320cos . 66 ddb 则小齿轮转速为35 . 0 1060 6610014 . 3 1060 33 45 nd v ，由图（5-4a）得07 .

14、0 100 2035 . 0 100 5 vz ，由表（5-3）取0 . 1 v k185 . 1 A k 由图 5-7a 按 b/d5=70/100=0.7，考虑齿轮悬臂布置 ，20 . 1 k 由图 5-4 得 2 . 1 k 计算载荷系数 678 . 1 2 . 118 . 1 0 . 1185 . 1 k kkkk vA . 5 5 5 3215.31 110 969.93 arccosarccos a b d d . 6 6 6 4387.22 610 816.563 arccosarccos a b d d 175 . 1 )204387.22(120)203215.31(20 2

15、 1 )()( 2 1 . 6655 tgtgtgtg tgtgztgtgz aa 687. 0 715. 1 75 . 0 25 . 0 75 . 0 25. 0 Y 15 . 1 687 . 0 678 . 1 kY 与相近 ，无须修正。1 . 1 ttY k 4 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 4.14.1 减速器高速级齿轮的设计计算减速器高速级齿轮的设计计算 4.1.14.1.1 材料选择材料选择 小齿轮:40cr 锻钢，调质处理，齿面硬度 250-280HBS （表 5-1） ； 大齿轮:45#锻钢，正火处理，齿面硬度 180-202HBS（表 5-1） 。 计算应力循环次数

16、9 11 1021184 . 2 )283008(19606060 h jLnN 8 9 1 1 2 10992.64 431 . 4 1021184 . 2 i N N 查图 5-17， （允许一定点蚀）03 . 1 , 0 . 1 21 NN ZZ 由式 5-29，0 . 1 21 XX ZZ 取92 . 0 , 0 . 1, 0 . 1 lim LVRWH ZZS 由图 5-16b，得, 2 1lim /690mmN H 2 2lim /535mmN H 由 5-28 式计算许用接触应力 2 11 min 1lim 1 / 8 . 63492 . 0 0 . 10 . 10 . 1 0

17、. 1 690 mmN ZZZZ S LVRWXN H H H 2 22 min 2lim 2 / 0 . 50792 . 0 0 . 10 . 103 . 1 0 . 1 536 mmNZZZZ S LVRWXN H H H 因，故取 12HH 2 2 / 0 . 507mmN HH 4.1.24.1.2 按齿面接触强度确定中心距按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩mmNT 44670 1 初定螺旋角 , 。 13987 . 0 13coscos Z 初取，由表 5-5 得0 . 1 2 ttZ K 2 / 8 . 189mmNZE 减速传动，;取431 . 4 iu4 . 0 a 端面压力角

18、 4829.20)13cos/20()cos/(tgarctgtgarctg nt 基圆螺旋角 b=12.2035。 2035.12)4829.20cos13()cos(tgarctgtgarctg tb 44 . 2 4829.20sin4829.20cos co2 sincos cos2 2035.12s tt b H Z 由式（5-39）计算中心距 a mm ZZZZ u KT ua H EH a t 9 .117 0 .507 987 . 0 8 . 18944 . 2 431 . 4 4 . 02 446700 . 1 ) 1431. 4( 2 ) 1( 3 2 3 2 1 取中心距

19、 a=125mm。 a=125mm 估算模数 mn=(0.0070.02)a=0.8752.5mm, 取标准模数 mn=2mm。 mn=2mm 小齿轮齿数： 43.22 1431 . 4 2 13cos1252 1 cos2 1 um a z n 大齿轮齿数： z2=uz1=39.9943.22431 . 4 取 z1=22，z2=100 z1=22，z2=100 实际传动比545 . 4 22 100 1 2 z z i实 传动比误差 ，%5%6 . 2%100 431 . 4 545 . 4 431 . 4 %100 理 实理 i ii i 在允许范围内。 修正螺旋角 413412 578

20、1.12 1252 )10022(2 arccos 2 )( arccos 12 zzmn 5781.12 与初选 =130相近,ZHZ可不修正. 齿轮分度圆直径 mmzmd n 082.455781.12cos/222cos/ 11 mmzmd n 918.2045781.12cos/1002cos/ 22 圆周速度sm nd v/26 . 2 1060 960082.45 1060 33 11 由表 5-6,取齿轮精度为 8 级. 4.1.34.1.3 验算齿面接触疲劳强度验算齿面接触疲劳强度 按电机驱动,稍有波动,由表 5-2,取 KA=1.185 由图 5-4b，按 8 级精度和， s

21、m vz /497 . 0 100/2226 . 2 100/ 1 取 Kv=1.035。齿宽。mmab a 501254 . 0 由图 5-7a，按 b/d1=50/45.082=1.11,考虑轴的刚度较大和 齿轮相对轴承为非对称布置，得。16 . 1 K 查表 5-4，得2 . 1 K 载荷系数708 . 1 2 . 110 . 1 035 . 1 185 . 1 K KKKK vA 计算重合度 , 齿顶圆直径 mmmhdd naa 082.4920 . 12082.452 * 11 mmmhdd naa 918.20820 . 12918.2042 * 22 端面压力角 4515.20)

22、5781.12cos/20()cos/(tgarctgtgarctg nt 齿轮基圆直径 mmdd tb 240.424515.20cos082.45cos 11 mmdd tb 002.1924515.20cos918.204cos 22 端面齿顶压力角 6159.30 082.49 240.42 arccosarccos 1 1 1 a b at d d 2152.23 918.208 002.192 arccosarccos 2 2 2 a b at d d 691 . 1 )4515.203152.23(100)4515.206159.30(22 2 1 )()( 2 1 2211 t

23、gtgtgtg tgtgztgtgz tattat 734 . 1 2 5781.12sin50 sin n m b 由式（5-43）得 769 . 0 691 . 1 11 Z 由式（5-42）得988 . 0 5781.12coscos Z 由式（5-41）得 8083.11 )4515.20cos5781.12()cos( tgarctgtgarctg tb 445 . 2 4515.20sin4515.20cos 8083.11cos2 sincos cos2 tt b H Z 由式 5-39,计算齿面接触应力 22 2 2 1 1 / 0 . 507/ 2 . 477 545 . 4

24、 1545 . 4 082.4550 44670708. 12 988. 0769 . 0 8 . 189445 . 2 12 mmNmmN u u bd KT ZZZZ H EHH 故安全。 4.1.44.1.4 验算齿根弯曲疲劳强度验算齿根弯曲疲劳强度 按 Z1=22，Z2=100, 由图 5-18b，得， 2 1lim /290mmN F 2 2lim /202mmN F 由图 5-19，得 Y=1.0，Y=1.0 1N2N 由式 5-32，m =2mm5mm,故 Y=Y=1.0。 n1X2X 取 Y=2.0，S=1.4 STminF 由式 5-31 计算许用弯曲应力 2 11 min

25、1lim 1 /4140 . 10 . 1 4 . 1 2290 mmNYY S Y XN F STF F 2 22 min 2lim 2 /2890 . 10 . 1 4 . 1 202 mmNYY S Y XN F STF F 56.1075781.12cos/100cos/ 66.235781.12cos/22cos/ .33 22 .33 11 ZZ ZZ V V 由图 5-14 得 Y=2.70，Y=2.20 1Fa2Fa Y=1.58，Y=1.82 1Sa2Sa 由式（5-47）计算 Y，因，取0 . 1734 . 1 0 . 1 895 . 0 120 5781.12 11 12

26、0 1 Y 由式（5-48）得 675 . 0 691 . 1 8083.11cos75 . 0 25 . 0 cos75 . 0 25 . 0 22 b Y 由式（5-44）得 故安全。 2 1 2 11 1 1 1 /414/ 2 . 87 895. 0675 . 0 58 . 1 70 . 2 2082.4550 44670708. 122 mmNmmN YYYY mbd KT F saFa n F 也安全。 22 11 22 12 /289/ 9 . 80 58 . 1 70 . 2 82 . 1 20 . 2 2 . 87 mmNmmN YY YY SaF SaFa FF 4.1.5

27、4.1.5 齿轮主要几何参数齿轮主要几何参数 z1=22, z2=100, u=4.545, mn=2 mm, 0=, 413412 mt=mn/cos=2/cos12.57810=2.049mm, d1=45.082mm, d2=204.918 mm, da1=49.082mm, da2=208.918 mm df1=40.082mm, df2=199.918 mm, a=125mm mm, b1=b2+(510)=58mm 50 2 bb 4.24.2 减速器低速级齿轮的设计计算减速器低速级齿轮的设计计算 4.2.14.2.1 材料的选择：材料的选择： 小齿轮:40cr 锻钢，调质处理，齿

28、面硬度 250-280HBS； 大齿轮:45#锻钢，正火处理，齿面硬度 180-210HBS。 计算应力循环次数 8 13 10992 . 4 )283008(1 7 . 2166060 h jLnN 8 8 23 3 4 1052 . 1 283 . 3 10992 . 4 i N N 查图 5-17，Z=1.05 Z=1.12（允许一定点蚀） ， 3N4N 由式 5-29，Z 3X =Z 4X =1.0 ，取 S minH =1.0 Z =1.0 w Z=0.92 LVR 按齿面硬度 250HBS，180HBS 计算， 由图 5-16b，得 2 3lim /690mmN H 2 4lim

29、/535mmN H 由式 5-28 计算许用接触应力 2 33 min 3lim 3 / 5 . 66692. 00 . 105 . 1 0 . 1 690 mmNZZZ S LVRXN H H H 2 44 min 4lim 4 / 3 . 551 92 . 0 0 . 10 . 112. 1 0 . 1 535 mmN ZZZZ S LVRWXN H H H 因，故取。 34HH 2 4 / 3 . 551mmN HH 4.2.24.2.2 按齿面接触强度确定中心距按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩 T =189940Nmm 3 初定螺旋角 =13,987 . 0 13coscos Z 初

30、取，由表 5-5 得0 . 1 2 ttZ K 2 / 8 . 189mmNZE 减速传动，;283 . 3 23 iu 取。4 . 0 a 由式（5-41）计算 ZH 端面压力角 000 4829.20)13cos/20arctan(tan)cos/arctan(tan nt 基圆螺旋角 000 2035.12)4829.20cos13arctan(tan)cosarctan(tan tb 44 . 2 4829.20sin4829.20cos 2035.12cos2 sincos cos2 o tt b H Z 由式（5-39）计算中心距 a mm ZZZ u KT ua H EH a t

31、 5 . 157 3 . 551 987 . 0 8 . 18944 . 2 283 . 3 4 . 02 1899400 . 1 ) 1283 . 3 ( 2 ) 1( 3 2 3 2 3 取中心距 a=160 mm。 a=160 mm 估算模数 mn=(0.0070.02)a=1.12-3.2mm 取标准模数 mn=3mm。 mn=3mm 小齿轮齿数 27.24 1283 . 3 3 13cos1602 1 cos2 . 3 um a z n 大齿轮齿数。 6 . 7927.24283 . 3 34 uzz 取 Z =24，Z =80。 Z =24，Z =80 3434 实际传动比 333

32、 . 3 24 80 3 4 z z i实 传动比误差 ，%5%5 . 1%100 283 . 3 333 . 3 283 . 3 %100 理 实理 i ii i 在允许范围内。 修正螺旋角 . 0 34 1950128386.12 1602 )8024(3 arccos 2 )( arccos zzmn 与初选 =130相近,Z、Z 可不修正. H 齿轮分度圆直径 mmzmd n 846.738386.12cos/243cos/ 33 mmzmd n 154.2468386.12cos/802cos/ 44 圆周速度sm nd v/84 . 0 106 7 . 216846.73 1060

33、 33 33 圆周速度sm nd v/942 . 0 1060 234859.76 1060 33 23 由表 5-6,取齿轮精度为 8 级. 4.2.34.2.3 验算齿面接触疲劳强度验算齿面接触疲劳强度 按电机驱动,载荷平稳,由表 5-3,取 K=1.25 A 由图 5-4b， 按 8 级精度和，smvz/20 . 0 100/2484 . 0 100/ 1 得 K =1.02。 v 齿宽。mmab a 641604 . 0 由图 5-7a，按 b/d1=64/73.846=0.867, 考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得 K=1.08。 由表 5-4，得 K =1.2 载荷系

34、数652 . 1 2 . 108 . 1 02 . 1 25 . 1 K KKKK vA 计算重合度： 齿顶圆直径 mmmhdd naa 846.7930 . 12846.732 * 33 mmmhdd naa 154.25230 . 12154.2462 * 44 端面压力角 4707.20)8386.12cos/20()cos/(tgarctgtgarctg nt 齿轮基圆直径 mmdd tb 183.694707.20cos846.73cos 33 mdd tb 610.2304707.20cos154.246cos 44 端面齿顶压力角 9507.29 846.79 183.69 ar

35、ccosarccos 3 3 3 a b at d d 8567.23 154.252 610.230 arccosarccos 4 4 4 a b at d d 654 . 1 )4707.208567.23(80)4707.209507.29(24 2 1 )()( 2 1 4433 tgtgtgtg tgtgztgtgz tattat 51 . 1 3 8386.12sin64 sin n m b 由式 5-43 计算777. 0 654. 1 11 Z 由式 5-42 计算987 . 0 8386.12coscos Z 由式 5-41 就算 H Z 0523.12)4707.20cos

36、8386.12()cos(tgarctgtgarctg tb 443 . 2 4707.20sin4707.20cos 0523.12cos2 sincos cos2 tt b H Z 由式 5-39,计算齿面接触应力 22 2 2 3 3 / 1 . 546/6 .544 283. 3 1283 . 3 846.7364 189940652 . 1 2 987. 0777 . 0 8 . 189443. 2 12 mmNmmN u u bd KT ZZZZ H EHH 故安全。 4.2.44.2.4 验算齿根弯曲疲劳强度验算齿根弯曲疲劳强度 按 Z1=24，Z2=80, 由图 5-18b,得

37、 2 4lim 2 3lim /202,/290mmNmmN FF 由图 5-19，得 Y=1.0，Y=1.0 3N4N 由式 5-32，m =3mm5mm,故 Y=Y=1.0 n3X4X 取 Y=2.0，S=1.4 STminF 由式 5-31 计算许用弯曲应力 2 33 min 3lim 3 /4140 . 10 . 1 4 . 1 0 . 2290 mmNYY S Y XN F STF F 2 44 min 4lim 4 /2890 . 10 . 1 4 . 1 0 . 2202 mmNYY S Y XN F STF F 31.868386.12cos/80cos/ ,89.258386

38、.12cos/24cos/ 033 44 033 33 ZZ ZZ V V 由图 5-14 得23 . 2 ,70 . 2 43 FaFa YY 由图 5-15 得78 . 1 ,60 . 1 43 SaSa YY 由式 5-47 得计算，因为，取 Y0 . 151 . 1 0 . 1 b 893 . 0 120 8386.12 0 . 11 120 1 Y 由式 5-48 计算 684 . 0 654 . 1 0523.12cos75 . 0 25 . 0 cos75 . 0 25 . 0 2 2 b Y 由式 5-44 计算尺跟弯曲应力 2 3 2 33 3 3 3 /414/ 8 . 1

39、16 893 . 0 684 . 0 60. 170 . 2 3846.7364 189940652 . 1 22 mmNmmN YYYY mbd KT F saFa n F 故安全。 2 4 2 33 44 34 /289/ 3 . 107 60 . 1 70 . 2 78 . 1 23 . 2 8 . 116 mmNmmN YY YY F SaF SaFa FF 也安全。 4.2.64.2.6 低速级齿轮主要参数低速级齿轮主要参数 Z =24,Z =80,u=3.333，,m=3mm， 34 195012. 077 . 3 8386.12cos/3cos/ 0 mmt mmd846.73

40、3 mmd154.246 4 mmda846.79 3 mmda154.252 4 mmmchdd naf 346.66325 . 0 12846.732 * 33 mmmchdd naf 654.238325 . 0 12154.2462 * 44 mmdda160154.246846.73 2 1 2 1 43 取mmbb64 3 mmbb70862105 43 5 轴的设计计算轴的设计计算 5.15.1 高速轴的设计高速轴的设计 5.1.15.1.1 初步估定减速器高速轴外伸段轴径初步估定减速器高速轴外伸段轴径 根据所选电机查表 4-12-2 选电机轴径,38mmd 电机 轴伸长mmE8

41、0 则mmdd38 4 . 30380 . 18 . 00 . 18 . 0 电机 取 d=32mm。 d=32mm 5.1.25.1.2 选择联轴器，确定高速轴外伸段轴径选择联轴器，确定高速轴外伸段轴径 根据传动装置的工作条件选用 HL 型弹性柱销联轴器 （国标 GB5014-1985） ， 计算转矩mNKTTc 1 . 82 7 . 545 . 1 式中 T联轴器所传递的名义转矩 mN n P T 7 . 54 960 105 . 5 55 . 9 55 . 9 3 K工作情况系数，由表 11-1 中查得 5 . 1, 5 . 125 . 1 KK取 查 HL 联轴器（表 4.7-1） ，

42、公称转矩mNTmNT cn 1 . 82630 许用转速min/960min/5000 1 rnrn 轴孔直径mmdmmd38,30 maxmin 若取减速器高速轴外伸段轴径 d=30mm,可选联轴器轴孔 mmmdmmdd30,38 21 电机 所以 HL3 联轴器能满足要求。 联结电机的轴伸长 E=80mm, 联接减速器高速轴外伸段的轴伸长 L=82mm。 5.25.2 中间轴的设计中间轴的设计 轴的材料为选择 45 号钢, 调质处理，传递功率，kWP31 . 4 转速。由表 8-2，查得min/ 7 . 216 rn 130 0 A ，mm n P Ad2 .43 7 . 216 31 .

43、 4 110 33 0 由于轴上有一个键槽，则96.45 5 . 44) 1%5%3( 2 . 43d 取45mm 45mm 5.35.3 低速轴的设计计算低速轴的设计计算 ,因轴端处需开一个键mm n P Ad70.43 66 14 . 4 110 33 0 槽，轴径加大,mmd88.45%)51 (70.43 取48。 48 因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。 mNT05.599 3 mNKTTc 6 . 89805.5995 . 1 3 查表 4.7-1 选联轴器 HL4， 公称直径mNTmNT cn 6 . 8981800 许用转速min/66min/4000 1 rnrn 减速器

44、低速轴外伸段mmLmmd112,48 1 从动端mmLmmd112,48 2 6 低速轴的强度校核低速轴的强度校核 作用在齿轮上的圆周力 Ft=5170.9N N d T Ft9 .5170 140.233 60277022 4 3 径向力 Fr=1928.7N NtgtgFF tr 7 . 19284552.20 9 . 5170 轴向力 NtgtgFF ta 6 . 11586289.12 9 . 5170 6.16.1 绘制轴的受力简图，求支座反力绘制轴的受力简图，求支座反力 6.1.16.1.1 垂直面支反力垂直面支反力 0 B M 0)( 221 LFLLR tAy RAY=1647

45、.306N N LL LF R t Ay 306.1647219.5144 57121 57 21 2 , RBY=3496.913N 0YNRFR AytBy 913.3496306.1647219.5144 6.1.26.1.2水平面支反力水平面支反力 得，0 B M 0 2 )( 221 LF d FLLR raAz RAX=-211.067N N LL d FLF R ar Az 067.211 2 21 2 ， RBX=2083.407N 0ZNRFR AzrBz 407.2083 6.2 作弯矩图作弯矩图 6.2.16.2.1 垂直面弯矩垂直面弯矩 M MY Y图图 C 点 ， M

46、CY=199000Nmm mmNLRM AyCy 5 1 1099 . 1 121306.1647 6.2.26.2.2 水平面弯矩水平面弯矩 M MZ Z图图 C 点右 MCX =1187000N.mm mmNLRM BzCz 5 2 1087.1157407.2083 C 点左, MCX=-25500N.mm mmNLRM AzCz 4 1 1055 . 2 121067.211 6.2.36.2.3 合成弯矩图合成弯矩图 C 点右, MC=201000N.mm mmNMM CZCyC 52 1001 . 2 C 点左, MC=232000N.mm mmNMMM CzCyC 52 1032

47、 . 2 6.3 作转矩作转矩 T 图图 mmN d FT t 5 1033 . 6 2 6.46.4 作计算弯矩作计算弯矩 M Mca ca图 图 该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑， 取 =0.6 C 点左边 McaC=429700N.mm mmN TMM CCcaC 5 252522 10297 . 4 )1033 . 6 6 . 0()1001. 2()( C 点右边 McaC=232000N.mm mmN TMM CCcaC 5 22522 1032 . 2 )06 . 0()1032 . 2 ()( D 点 McaD=379800N.mm mmNTTMM oDcaD

48、 522 10798 . 3 6.5 校核轴的强度校核轴的强度 由以上分析可见，C 点弯矩值最大，而 D 点轴径最小，所以该 轴危险断面是 C 点和 D 点所在剖面。 查表 8-1 得查表 8-3 得。 2 /650mmN B 2 1 /60mmN b C 点轴径 mm M d b caC C 5 . 41 601 . 0 10297 . 4 1 . 0 3 5 3 1 因为有一个键槽。该值小于原 dc=43.57mmS 27 . 4 31.1421 . 0 31.14 76 . 0 92 . 0 625 . 1 155 1 ma k SS 取，所以 2-2 剖面安全。 8 . 15 . 1S

49、 SS 6.6.26.6.2 校核校核、剖面的疲劳强度剖面的疲劳强度 剖面因配合(H7/k6)引起的应力集中系数由附表 1-1， 查得， 97 . 1 k51 . 1 k 剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表 1-2： 8 5 . 1 6476 r dD 023 . 0 64 5 . 1 d r 所以， 。157 . 2 k915 . 1 k 剖面因键槽引起的应力集中系数由附表 1-1， 查得，。825 . 1 k625 . 1 k 故应按过渡圆角引起的应力集中系数校核剖面。 剖面承受的弯矩和转矩分别为： mmN B L L M M c 5 5 1 1 10478 . 1 2/64121 1

50、21 1001 . 2 2 mmNT 5 1033 . 6 剖面产生正应力及其应力幅、平均应力为 =5.64N/mm2 2 3 5 max /64 . 5 641 . 0 10478 . 1 mmN W M max ， =5.64N/mm2 2 max /64 . 5 mmN a 0 m a 剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为 0 m =12.073N/mm2 2 3 5 max /073.12 642 . 0 1033 . 6 mmN W T T max =6.04N/mm2 2 max /04. 6 2 mmN ma ma 由附表 1-4,查得,表面质量系数由附表 1-5，78 .

51、0 74 . 0 得,92 . 0 92 . 0 ,表面质量系数同上，剖面的安全系数按34 . 0 21 . 0 配合引起的应力集中系数计算， 8 .15 064. 5 78 . 0 92. 0 157 . 2 268 1 ma k S 49 . 8 04 . 6 21. 004 . 6 74 . 0 92. 0 915. 1 155 1 ma k S 48 . 7 49 . 8 8 . 15 49 . 8 8 .15 2222 SS SS S ,所以 8-8 剖面安全。 S=7.48S 8 . 15 . 1 SS 其它剖面与上述剖面相比，危险性小，不予校核。 7 滚动轴承的选择及其寿命验算滚动轴承的选择及其寿命验算 低速轴轴承选择一对 30212 圆锥磙子轴承。 低速轴轴承校核