机械设计课程设计说明书-参考格式.doc

东 莞 理 工 学 院机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式输送机传动装置的设计与计算学生姓名： 学 号：系 别： 机械工程学院专业班级： 指导教师： 起止日期： 年 月 日至 年 月 日56机械设计课程设计任务书一 设计题目(一) 带式输送机传动装置的设计与计算二、传动布置方案带式输送机的传动装置如下图所示,为一级带传动,两级斜齿圆柱齿轮传动。FVD三、传动装置工作条件已知带式输送机驱动滚筒的圆周力(牵引力) F 、带速V、卷筒直径D，输送机在常温下连续单向工作, 载荷较平稳, 工作寿命8年，每年300个工作日，每日工作8小时。四、原始数据学 号123456789101112F(kN)2.52.82.131.92.32.52.722.82.22.1V(m/s)1.451.451.71.951.71.451.71.71.451.951.951.45D(mm)340280320380300380300300280380320320学 号131415161718192021222324F(kN)32.32.72.432.52.12.22.32.82.62V(m/s)1.71.71.451.451.71.451.451.451.71.71.951.7D(mm)340340320300280380380360380300340380学 号252627282930313233343536F(kN)2.91.922.921.92.22.32.52.92.22.4V(m/s)1.451.451.71.71.951.951.71.951.951.951.71.7D(mm)320360320380300300300360300320380300学 号373839404142434445464748F(kN)2.72.42.32.72.32.52.42.72.22.02.22.4V(m/s)1.951.951.951.951.451.451.71.951.71.451.71.7D(mm)360320300280340280320380300380300300学 号495051525354555657585960F(kN)2.351.852.752.252.852.652.352.552.752.152.12.65V(m/s)1.81.71.41.91.41.31.61.51.31.651.351.45D(mm)350340300320300290300360270310260280五、设计要求1.按比例绘制斜齿圆柱齿轮减速器装配图一张（A0或A1）2.按比例绘制零件图两张3.编写设计计算书一份说明：要求在设计计算中加强计算机应用，至少采用计算机辅助绘图完成一张图纸。学生按表中学号对应数据进行设计。目 录1.传动装置总体设计11.1 选择电动机11.2 传动装置的传动比 11.3 传动装置的运动和动力参数计算 22. 普通V带传动设计 43. 减速器内部传动设计 63.1 高速级渐开线标准斜齿圆柱齿轮传动设计 63.2 低速级渐开线标准斜齿圆柱齿轮传动设计103.3 整机传动比相对误差校核174. 减速器箱体结构尺寸计算 185. 轴的设计205.1初步确定减速器零件的相对位置 205.2 I轴（输入轴）的设计205.3 II轴（中间轴）的设计285.4 III轴（输出轴）的设计346. 滚动轴承的选择与计算417. 键连接的选择与强度校核 468. 联轴器的选择 479. 减速器附件的选择4910. 润滑与密封50设计小结51参考文献521. 传动装置总体设计1.1电动机的选择1) 电动机类型和结构形式的选择按工作条件和运动动力参数，选用一般用途的Y系列三相交流异步电动机。2) 电动机容量的确定为了计算电动机的输出功率Pd,先要确定从电动机到工作机之间的总效率，即传动装置的总效率，设为滚筒的传动效率，查表12-41得：， （选用弹性联轴器），（滚动轴承），（8级精度圆柱齿轮传动），可计算传动装置的总效率：工作机所需输入功率kW则所需电动机的输出功率3) 电动机转速的选择滚筒（工作机）的转速r/min根据表2-21，V带传动的常用传动比范围为2-4，圆柱齿轮为3-5；所以电动机转速的可选范围：综上考虑，选取电机同步转速为3000r/min。4) 电动机选择参数查表21-11，选用Y132S1-2型三相异步交流电动机，由表21-31得具体参数如下：(1) 额定功率：5.5kW (2)满载转速nm：2920r/min(3)外形尺寸：475mm280mm315mm(4)电动机中心高：132mm (5)轴伸尺寸：80mm (6)轴伸直径：38mm1.2传动装置的传动比总传动比为：各级传动比的分配取带传动比，则由总传动比得减速器传动比式中，为减速器高速级齿轮传动比，为减速器低速级齿轮传动比由两级展开式圆柱齿轮减速器传动比分配原则： 计算取，1.3传动装置的运动和动力参数计算1）各轴的转速电动机轴满载转速I轴转速：轴转速：轴转速：轴转速：2）各轴的输入功率I轴输入功率：上式中，为电动机至I轴间的传动效率，故，II轴输入功率： 上式中，为I轴至II轴间的传动效率，故，III轴输入功率： 上式中，为II轴至III轴间的传动效率，故，轴输入功率： 上式中，为III轴至IV轴间的传动效率，故，3）各轴的输入转矩I轴输入转矩：；II轴输入转矩：III轴输入转矩：IV轴输入转矩：；各轴的运动和动力参数如表1-1所示。表1-1 各轴的运动参数和动力参数轴参数电动机轴I轴（高速轴）II轴（中间轴）III轴（低速轴）IV轴（滚筒轴）转速(r/min)29201460359.783124.149124.149输入功率(KW)4.7314.544.364.194.11输入转矩(Nmm)29696115731322310316156传动比14.0582.8981效率0.960.960.960.982.普通V带传动设计（1）确定计算功率根据工作条件，由表8-82查得工作情况系数，故计算功率（2）选择V带的带型根据、小带轮转速，图8-112选用普通V带的带型为A型带。（3）确定带轮的基准直径，并验算带速由8-92初选小带轮的基准直径 验算带速：故带速合适 计算从动轮的基准直径根据表8-92圆整为160mm。（4）确定V带的中心距和基准长度根据式8-202，初定中心距必须满足，初定中心距。计算带所需的基准长度： 由表8-22选带的基准长度，实际中心距（5）验算小带轮上的包角故包角合适。（6）确定带的根数计算单根V带的额定功率 查表8-42得，查表8-62，选取包角修正系数，由表8-2得，于是计算V带的根数因此，选取V带根数4根（7）计算单根V带的初拉力由表8-32得A型带的单位长度质量，所以（8）计算带传动的压轴力 综上所述，选用A型普通V带4根，带基准长度1100mm。带轮基准直径，中心距控制在。小带轮包角，单根V带初拉力，压轴力。3.减速器内部传动设计3.1 高速级渐开线标准斜齿圆柱齿轮传动设计3.1.1选定齿轮类型、材料及齿数1）确定齿轮类型：两齿轮均为标准斜齿圆柱齿轮，8级精度2）材料选择： 齿轮材料选用闭式软齿面。小齿轮材料为45钢,调质处理，硬度取值为240HBS；大齿轮材料为45钢,调质处理，硬度取值为230HBS。3） 选小齿轮齿数23，故大齿轮齿数4）选取螺旋角：初选螺旋角=3.1.2按齿面接触强度设计1）确定公式中的各计算值 试选载荷系数 计算小齿轮传递的力矩查表10-72，选取齿宽系数由表10-52查得材料的弹性影响系数由图10-20选取区域系数由公式10-212计算接触疲劳强度用重合度系数由公式10-232可得螺旋角系数由图10-25d2按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。 计算应力循环次数 由图10-232取接触疲劳寿命系数计算接触疲劳许用应力：取失效概率为，安全系数2）计算小齿轮分度圆直径3）调整小齿轮分度圆直径计算圆周速度计算齿宽查图10-82得动载系数查表10-32，8级精度斜齿轮计算载荷系数由表10-22查得使用系数由表10-42用插值法查得 故载荷系数按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径3.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计 1）确定公式中的各计算值 试选载荷系数由式10-182计算弯曲疲劳强度的重合度系数由式10-192可得弯曲疲劳强度的螺旋角系数计算：当量齿数由图10-172查得齿形系数 由图10-182查得应力校正系数 由图10-24c2查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。 由图10-222查取弯曲疲劳寿命。 取弯曲疲劳安全系数因为小齿轮的大于大齿轮，所以取小齿轮的值为的值2） 试算齿轮模数3） 调整齿轮模数动载系数计算根据圆周速度8级精度，查图10-82得动载系数计算齿宽计算齿宽与齿高之比，并根据表10-42用插值法查得，查图10-13得计算载荷系数：由式10-132可按实际载荷系数算得的齿轮模数圆整为标准值m=2mm,按接触疲劳强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数 ，取则大齿轮齿数，取与互为质数。3.1.4几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为110mm。按圆整后的中心距修正螺旋角计算小、大齿轮分度圆直径3.2低速级渐开线标准斜齿圆柱齿轮传动设计3.2.1选定齿轮类型、材料及齿数1）确定齿轮类型：两齿轮均为标准斜齿圆柱齿轮，8级精度2）材料选择： 齿轮材料选用闭式软齿面。小齿轮材料为45,调质处理，硬度取值为240HBS；大齿轮材料为45钢,调质处理，硬度取值为230HBS。4） 选小齿轮齿数，故大齿轮齿数4）选取螺旋角：初选螺旋角=3.2.2按齿面接触强度设计1）确定公式中的各计算值 试选载荷系数 计算小齿轮传递的力矩查表10-72，选取齿宽系数由表10-52查得材料的弹性影响系数由图10-202选取区域系数由公式10-212计算接触疲劳强度用重合度系数由公式10-232可得螺旋角系数由图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限MPa。 计算应力循环次数 由图10-232取接触疲劳寿命系数计算接触疲劳许用应力：取失效概率为，安全系数取和中较小者作为该齿轮副的许用接触疲劳应力2）计算小齿轮分度圆直径3）调整小齿轮分度圆直径计算圆周速度计算齿宽查图10-82得动载系数查表10-32，8级精度斜齿轮计算载荷系数由表10-2查得使用系数由表10-4用插值法查得 故载荷系数按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径3.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计 1）确定公式中的各计算值 试选载荷系数由式10-182计算弯曲疲劳强度的重合度系数由式10-192可得弯曲疲劳强度的螺旋角系数计算：当量齿数由图10-172查得齿形系数 ,由图10-182查得应力校正系数 , 由图10-24c2查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa。 由图10-222查取弯曲疲劳寿命, 取弯曲疲劳安全系数MPaMPa因为小齿轮的大于大齿轮，所以取小齿轮的值为的值4） 试算齿轮模数5） 调整齿轮模数 计算根据圆周速度m/s8级精度，查图10-82得动载系数计算齿宽mm计算齿宽与齿高之比，并根据表10-42用插值法查得，查图10-132得计算载荷系数：由式10-132可按实际载荷系数算得的齿轮模数圆整为标准值m=2mm,按接触疲劳强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数 ，取则大齿轮齿数，取与互为质数。3.2.4几何尺寸计算计算中心距mm将中心距圆整为135mm。按圆整后的中心距修正螺旋角计算小、大齿轮分度圆直径计算齿轮宽度mm取mm, mm3.2.5主要设计结论、，齿宽mm ，mm, 小齿轮选用45钢(调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按8级精度设计。表3-1 高速级和低速级齿轮传动参数和主要几何尺寸名称符号单位公式高速级低速级小齿轮1大齿轮2小齿轮3大齿轮4法面模数mm2222法面压力角度20202020法面齿顶高系数1.01.01.01.0法面顶隙系数0.250.250.250.25螺旋角度134121341215.64215.642旋向左旋右旋右旋左旋齿数z21863397齿顶高mm2222齿根高mm2.52.52.52.5分度圆直径dmm43.268177.26668.538201.461齿顶圆直径mm47.268181.26672.538205.461齿根圆直径mm38.268172.26663.538196.461齿宽Bmm49447469中心距mm1101353.3 整机传动比相对误差校核1）计算总传动比i， 带传动滑动率取1%2）计算整机传动比相对误差：故符合工程要求 4. 减速器箱体结构尺寸计算现参考图4-1和表4-11，确定减速器箱体结构尺寸如下表所示。表4-1 减速器箱体结构尺寸名称符号单位尺寸关系结果箱体壁厚mm8箱盖壁厚mm8箱座凸缘厚度mm12箱盖凸缘厚度mm12箱底座凸缘厚度mm20箱座加强肋厚mm7箱盖加强肋厚mm7地脚螺钉直径mm20地脚螺钉数目4轴承旁连接螺栓直径mm16箱盖、箱座连接螺栓直径mm10轴承盖螺钉直径*mm8轴承盖螺钉数目*4观察孔盖螺钉直径mm8、至箱外壁距离；、至凸缘边缘距离，mm螺栓直径M10M16M20162226142024轴承旁凸台半径mm20箱体外壁至轴承座端面距离mm（58）47大齿轮齿顶圆与内箱壁距离mm12小齿轮端面与内箱壁距离mm10两级大齿轮间的距离mm12轴承内端面至箱内壁距离mm根据轴承润滑方式确定25.轴的设计5.1初步确定减速器零件的相对位置在进行I、II、III轴的具体设计之前，考虑到减速器中三根轴中有部分尺寸参数相关关联，以及各齿轮的相对位置要求，在设计时需要综合考虑，因此首先确定减速器零件（如齿轮、轴承、轴承盖等）的相对位置，如图5-1所示。箱体轴承座孔端面图5-1 减速器箱体内壁、齿轮、轴承、轴的相对位置I轴II轴III轴齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4箱体内壁线箱体内壁线箱体轴承座孔端面齿轮4齿顶圆箱体内壁线图5-1中，为：上式中，、分别为齿轮1、2、3、4的宽度。箱体内壁至轴承座孔与轴承端盖连接端面间距离：（mm）上式中，、为表4-1中给出的轴承座旁连接螺栓mm对应的扳手空间。5.2轴（输入轴）的设计1）选材 选择轴的材料为45钢（调质）2）I轴的结构设计由于齿轮较小，故做成齿轮轴，拟定I轴的轴上零件装配方案如图5-2所示。图5-2 I轴轴上零件装配方案于是，可知I轴由7个轴段组成，现将各轴段直径和长度及相关连接、轴承的确定，简介如下：（1）第一轴段直径和长度、按扭转强度条件初估最小轴径，由式15-22初估第一段轴的直径如下：由于I轴上第一个轴段上安装了一个大带轮，会受到压轴力的作用，因此该轴段既受转矩又受弯矩，查表15-32可取=120mm 由于该轴段与大带轮拟采用普通平键连接，需开设一个键槽，故将轴径放大7%mm再考虑到该轴段的刚度要求等，取第一个轴段直径为：mm其上安装的大带轮轮毂宽度取，则可取该轴段长度（2）大带轮和轴的键连接选择选择C型普通平键连接。根据轴径mm，查表6-12可知，键的截面尺寸bh=87mm， 取键长，故选择的键标记为：键,键连接的强度计算过程及结果将在后面集中给出。（3）第二轴段直径第一、二轴段间轴肩为定位轴肩，查表15-22，取大带轮与轴相配孔的倒角尺寸:C=1mm, 则该定位轴肩高度h可取: h=3C=3mm, 于是可确定第二轴段直径：（4）第三轴段和第七轴段直径、第二、三轴段间轴肩为非定位轴肩，再考虑到第三段轴安装的是滚动轴承，故取第三轴段直径mm，同一根轴上尽量采用同型号、同尺寸的轴承，故第七轴段直径mm（4）I轴上滚动轴承的选择考虑到该轴轴承既受径向力、又受轴向力，且转速较高等因素，选择角接触球轴承，初步选定滚动轴承7207AC，查表15-22，可得轴承7207AC的相关尺寸：内径d外径D宽度B=357217(mm)内圈相关安装尺寸mm轴承支反力作用点的位置尺寸mm该轴轴承的基本额定寿命等计算将在后面给出。滚动轴承润滑方式的选择：三根轴上的轴承均采用相同的润滑方式，由减速器中高速级齿轮节圆圆周速度确定。m/s于是，滚动轴承可选择油润滑，且为油雾润滑（油雾由齿轮传动形成）。滚动轴承内端面与箱体内壁间距离mm（三根轴上三对轴承的内端面位置均相同）, 如图5-2所示。此外，由于斜齿轮1轮齿上所受轴向力指向轴的非伸出端，即指向右侧轴承，为保护右端轴承，在齿轮1和右端轴承间设置了一个挡油盘。（5）第三轴段的长度可取轴承宽度B，即：mm（6）第七轴段的长度的确定应考虑轴承宽度、挡油盘的安装尺寸及倒角尺寸，取挡油盘为2mm薄板冲压结构，倒角取245，可取mm（7）第四轴段和第六轴段直径、第四轴段和第六轴段直径可取轴承内圈的安装尺寸mm（8）第四轴段和第六轴段长度、mm由图5-2可知，mm式中，为小齿轮1的宽度，（9）第五轴段直径和长度、该轴为齿轮轴，该轴段即为齿轮，直径与小齿轮1的齿顶圆直径相等，长度与小齿轮1宽度相同，于是，可得：mm, mm（10）第二轴段的长度该段轴长度应考虑轴承端盖上的螺钉的装拆空间要求。轴承端盖上螺钉, 可结合图5-17和表14-81来选择：螺栓GB/T 5781 M825，轴承端盖凸缘厚度取10mm,调整垫圈厚度取2mm,轴承座孔加工凸台高度取5mm，预留轴承端盖外端面和大带轮端面间距离35mm, 于是，确定第二段轴长度：mm 上式中，B为箱体内壁至轴承座孔与轴承端盖连接端面间距离，B=55mm该轴各轴段直径和长度值，如表5-1所示。表5-1 I轴各轴段直径和长度轴段1234567直径(mm)2834354247.2684235长度(mm)528317934910213）I轴的弯扭合成强度计算（1）建立I轴的计算简图，如图5-3所示。各计算点之间距离计算如下：上式中，为大带轮轮毂宽度，为第二轴段长度，为轴承支反力作用中心位置尺寸。上式中，为轴承宽度，为第四轴段长度，为小齿轮1的齿宽（2）计算小齿轮轮齿的作用力圆周力N径向力N轴向力N（3）H面载荷分析建立力系的平衡条件：求解上述方程，可得：NN可计算出C截面的弯矩 Nmm于是可绘制H面的弯矩图，如图5-3所示。（4）V面载荷分析集中力偶Nmm建立力系的平衡条件：求解上述方程，可得：NN可计算出：C左截面的弯矩 NmmC右截面的弯矩 Nmm于是可绘制V面的弯矩图，如图5-3所示。（5）在带传动压轴力作用下I轴的载荷分析N（方向未定）建立力系的平衡条件：求解上述方程，可得：NN可计算出弯矩： Nmm Nmm于是可绘制在带传动压轴力作用下I轴的弯矩图，如图5-3所示。（6）合成弯矩计算由于带传动压轴力方向未定，计算合成弯矩时，假设作用下轴的弯矩方向与H面弯矩及V面弯矩的合力矩方向相同。可计算如下截面的合成弯矩：B截面的合成弯矩： NmmC截面左侧的合成弯矩： Nmm Nmm可绘制合成弯矩图，如图5-3所示。（7）转矩计算取折合系数，则可计算： Nmm可绘制转矩图，如图5-3所示。（8）计算弯矩的计算可计算如下截面的计算弯矩： Nmm Nmm Nmm可绘制计算弯矩图，如图5-3所示。（9）弯扭合成强度计算根据计算弯矩图可知，B截面计算弯矩最大，即为危险截面。可对B截面作弯扭合成强度校核。该轴材料为45钢调质，查表15-12，可知其许用应力 MPa MPa MPa故该轴弯扭合成强度满足要求。图5-3 I轴载荷分析图A B C D 5.3 轴（中间轴）的设计1）选材 选择轴的材料为45钢（调质）2）II轴的结构设计拟定II轴的轴上零件装配方案如图5-4所示。图5-4 II轴轴上零件装配方案于是，可知II轴由5个轴段组成，现将各轴段直径和长度及相关连接、轴承的确定，简介如下：（1）第一轴段和第五轴段的直径、按扭转强度条件初估最小轴径，由式15-22初估第一段轴的直径如下：因该轴段只受弯矩，查表15-32可取=115mm该轴段安装的是滚动轴承，I轴上安装轴承处轴径为35mm, 此处直径应大于或等于I轴安装轴承处的轴径，取35mm,即：。同一根轴上尽量采用同型号、同尺寸的轴承，故，mm。（2）II轴上滚动轴承的选择考虑到该轴轴承既受径向力、又受轴向力，且转速较高等因素，选择角接触球轴承，初步选定滚动轴承7207AC，查表15-22，可得轴承7207AC的相关尺寸：内径d外径D宽度B=357217(mm)内圈相关安装尺寸mm轴承支反力作用点的位置尺寸mm该轴轴承的基本额定寿命等计算将在后面给出。滚动轴承润滑方式的选择：与I轴相同。（3）第二轴段和第四轴段直径和长度：、及、第一、二轴段间轴肩为非定位轴肩，取第二轴段直径mm，第四、五轴段间轴肩为非定位轴肩，取第四轴段直径mm，第二轴段上安装的是低速级小齿轮3，根据其齿宽mm, 可取第二轴段长度mm。；第四轴段上安装的是高速级大齿轮2，根据其齿宽mm, 可取第四轴段长度mm。第二轴段与低速级小齿轮3通过普通平键连接。第四轴段与高速级大齿轮2通过普通平键连接。（4）低速级小齿轮3和轴的键连接选择选择A型普通平键连接。根据轴径mm，查表6-12可知，键的截面尺寸bh=108mm， 取键长，故选择的键标记为：键,键连接的强度计算过程及结果将在后面集中给出。（5）高速级大齿轮2和轴的键连接选择选择A型普通平键连接。根据轴径mm，查表6-12可知，键的截面尺寸bh=108mm， 取键长，故选择的键标记为：键,键连接的强度计算过程及结果将在后面集中给出。（6）第一轴段和第五轴段长度：、可取第一轴段长度mm可取第五轴段长度mm上两式中，B为轴承宽度，为小齿轮1的齿宽，为大齿轮2的齿宽。轴两端倒角取245（7）第三轴段直径和长度：、第三轴段直径：第二、三轴段间轴肩为定位轴肩，查表15-22，取小齿轮3和大齿轮2与轴相配孔的倒角尺寸: C=1.5mm, 则该定位轴肩高度h可取: h=2C=3mm, 于是可确定第三轴段直径：第三轴段长度mm上两式中， 为小齿轮3的齿宽，为大齿轮4的齿宽。为两级传动大齿轮端面间距，取=12mm。该轴各轴段直径和长度值，如表5-2所示。表5-2 II轴各轴段直径和长度轴段12345直径(mm)3536423635长度(mm)33729.54235.53）II轴的弯扭合成强度校核（1）建立II轴的计算简图，如图5-5所示。各计算点之间距离计算如下：上式中，B为轴承宽度，为小齿轮3的齿宽， 为轴承支反力作用中心位置尺寸。上式中，、为小齿轮3、大齿轮2的齿宽，为第三轴段长度（2）计算大齿轮2和小齿轮3轮齿的作用力大齿轮2轮齿的作用力：圆周力N径向力N轴向力N小齿轮3轮齿的作用力圆周力N径向力N轴向力N（3）H面载荷分析建立力系的平衡条件：求解上述方程，可得：NN可计算出B、C截面的弯矩： Nmm Nmm于是可绘制H面的弯矩图，如图5-5所示。（4）V面载荷分析集中力偶Nmm集中力偶Nmm建立力系的平衡条件：求解上述方程，可得：NN可计算出：B左截面的弯矩 NmmB右截面的弯矩 NmmC右截面的弯矩 NmmC左截面的弯矩 Nmm于是可绘制V面的弯矩图，如图5-5所示。（5）合成弯矩计算可计算如下截面的合成弯矩：B截面左侧的合成弯矩： Nmm NmmC截面左侧的合成弯矩： NmmNmm可绘制合成弯矩图，如图5-5所示。（6）转矩计算取折合系数，则可计算： Nmm可绘制转矩图，如图5-5所示。（7）计算弯矩的计算可计算如下截面的计算弯矩： Nmm Nmm Nmm Nmm可绘制计算弯矩图，如图5-5所示。（8）弯扭合成强度计算根据计算弯矩图可知，B截面计算弯矩最大，即为危险截面。可对B截面作弯扭合成强度校核。该轴材料为45钢调质，查表15-12，可知其许用应力 MPa MPa MPa故该轴弯扭合成强度满足要求。图5-5 II轴载荷分析图A B C D 5.4 轴（输出轴）的设计1）选材 选择轴的材料为45钢（调质）2）III轴的结构设计拟定III轴的轴上零件装配方案如图5-6所示。图5-6 III轴轴上零件装配方案于是，可知I轴由7个轴段组成，现将各轴段直径和长度及相关连接、轴承的确定，简介如下：（1）第一轴段直径和长度、按扭转强度条件初估最小轴径，由式15-22初估第一段轴的直径如下：由于I轴上第一个轴段上安装了一个联轴器，该轴段只受转矩，查表15-32可取=110mm 由于该轴段与联轴器拟采用普通平键连接，需开设一个键槽，故将轴径放大7%mm联轴器的选择说明如下：选择弹性套柱销联轴器。根据轴的计算转矩及转速，查联轴器标准，表18-21。查表14-12，取根据，查表18-21，选择LT7 弹性套柱销联轴器，由表可见，可选轴孔直径为40、42、45、48mm等，另一半联轴器安装在滚筒轴上，滚筒轴最小直径可与III轴最小直径相同，综合最小轴径和联轴器轴孔直径的标准数据，可选与联轴器相配轴径为40mm, 选择的弹性套柱销联轴器标准标记为：第一轴段长度mm, 式中，为联轴器轮毂长度：（2）联轴器和轴的键连接选择选择C型普通平键连接。根据轴径mm，查表6-12可知，键的截面尺寸bh=128mm， 取键长，故选择的键标记为：键,键连接的强度计算过程及结果将在后面集中给出。（3）第二轴段直径第一、二轴段间轴肩为定位轴肩，查表15-22，取大带轮与轴相配孔的倒角尺寸:C=1.5mm, 则该定位轴肩高度h可取: h=3C=4.5mm, 于是可确定第二轴段直径：（4）第三轴段和第七轴段直径、第二、三轴段间轴肩为非定位轴肩，再考虑到第三段轴安装的是滚动轴承，故取第三轴段直径mm，同一根轴上尽量采用同型号、同尺寸的轴承，故第七轴段直径mm（4）III轴上滚动轴承的选择考虑到该轴轴承既受径向力、又受轴向力，且转速较高等因素，选择角接触球轴承，初步选定滚动轴承7210AC，查表15-22，可得轴承7210AC的相关尺寸：内径d外径D宽度B=509020(mm)内圈相关安装尺寸mm轴承支反力作用点的位置尺寸mm该轴轴承的基本额定寿命等计算将在后面给出。滚动轴承润滑方式与I轴相同。（5）第三轴段的长度可取轴承宽度B，即：mm（6）第七轴段的长度的确定应考虑轴承宽度、轴承位置、齿轮端面与箱内壁间距及倒角尺寸等，可取上式中，B为轴承宽度，、分别为小齿轮3和大齿轮4的齿宽。（7）第四轴段直径第四轴段直径可取轴承内圈的安装尺寸mm（8）第六轴段直径和长度、第七、六轴段间轴肩为非定位轴肩，可取第六轴段直径mm第六轴段长度可根据大齿轮4齿宽来确定，该轴段上安装的是低速级大齿轮4，采用普通平键连接。可取mm（9）低速级大齿轮4和轴的键连接选择选择A型普通平键连接。根据轴径mm，查表6-12可知，键的截面尺寸bh=1610mm， 取键长，故选择的键标记为：键,键连接的强度计算过程及结果将在后面集中给出。（10）第五轴段直径和长度、第五、六轴段间轴肩为定位轴肩，查表15-22，取大齿轮与轴相配孔的倒角尺寸:C=2mm, 则该定位轴肩高度h可取: h=3C=6mm, 于是可确定第二轴段直径： mm, 可取：mm（11）第二轴段的长度该段轴长度应考虑轴承端盖上的螺钉的装拆空间要求。轴承端盖上螺钉, 可结合图5-17和表14-81来选择：螺栓GB/T 5781 M825，轴承端盖凸缘厚度取10mm,调整垫圈厚度取2mm,轴承座孔加工凸台高度取5mm。预留轴承端盖外端面和联轴器端面间距离5mm, 于是，确定第二段轴长度：mm上式中，B为箱内壁至轴承座孔与轴承端盖接合面间的距离。（12）第四轴段长度根据图5-1及图5-4，可知：mm上式中，为两侧箱内壁间距该轴各轴段直径和长度值，如表5-3所示。表5-3 III轴各轴段直径和长度轴段1234567直径(mm)40495057645250长度(mm)82502060.5106738.53）III轴的弯扭合成强度校核（1）建立III轴的计算简图，如图5-7所示。各计算点之间距离计算如下：上式中，B为轴承宽度，、为小齿轮3、大齿轮4的齿宽， 为轴承支反力作用中心位置尺寸。上式中， 、为第四、五轴段长度上式中， 为第二轴段长度，为联轴器与轴相配轴孔长度（2）计算大齿轮4轮齿的作用力大齿轮4轮齿的作用力圆周力N径向力N轴向力N（3）H面载荷分析建立力系的平衡条件：求解上述方程，可得：NN可计算出B截面的弯矩： Nmm于是可绘制H面的弯矩图，如图5-7所示。（4）V面载荷分析集中力偶Nmm建立力系的平衡条件：求解上述方程，可得：NN可计算出：B左截面的弯矩 NmmB右截面的弯矩 Nmm于是可绘制V面的弯矩图，如图5-7所示。（5）合成弯矩计算可计算如下截面的合成弯矩：B截面左侧的合成弯矩： Nmm Nmm可绘制合成弯矩图，如图5-7所示。（6）转矩计算取折合系数，则可计算： Nmm可绘制转矩图，如图5-7所示。（7）计算弯矩的计算可计算如下截面的计算弯矩： Nmm Nmm Nmm可绘制计算弯矩图，如图5-7所示。（8）弯扭合成强度计算根据计算弯矩图可知，B截面计算弯矩最大，即为危险截面。可对B截面作弯扭合成强度校核。该轴材料为45钢调质，查表15-12，可知其许用应力 MPa MPa MPa故该轴弯扭合成强度满足要求。图5-7 III轴载荷分析图A B C D 6.滚动轴承的选择与计算6.1 I轴（高速轴）上的轴承的基本额定寿命计算如前所述，I轴上选用两个角接触球轴承7207AC（正装），查表15-21, 可得该轴承的部分参数，如表6-1所示。参照图5-3，并建立起该轴承装置的计算简图如图6-1所示。表6-1 角接触球轴承7206AC的部分参数轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷 C (kN)7207AC35721729轴承D 轴承B 图6-1 I轴轴承装置计算简图 1）计算轴承B、轴承D的径向支承反力、根据5.2中的计算结果，、可计算如下：NN2）计算轴承B、轴承D的派生轴向力、3）计算轴承B、轴承D的轴向力、 轴承D被“压紧”、轴承B被“放松” 故 ， 4）计算轴承B、轴承D的当量动载荷、当量动载荷计算式：已知载荷较平稳，查表13-62，取载荷系数,查表13-5，确定径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y2:，XB=1，YB=0 ，XD=0.41，YD=0.87 5）计算I轴轴承的基本额定寿命考虑到机器工作温度不高，取温度系数，因 , 可知，轴承D的寿命较短，计算轴承D的寿命： 根据 又 球轴承， 可得：该带式输送机传动装置要求工作8年，每年工作300个工作日，每日工作8小时，一年要求工作2400h。由上述寿命计算结果可知，轴承D的寿命较短，能工作约9.1年。因此，I轴轴承采用7207AC，寿命能满足机器的工作寿命要求。6.2 II轴（中间轴）上的轴承寿命计算如前所述，II轴上选用两个角接触球轴承7207AC（正装），查表15-21, 可得该轴承的部分参数，如表6-1所示。参照图5-5，并建立起该轴承装置的计算简图如图6-2所示。轴承D 轴承A 图6-2 II轴轴承装置计算简图 1）计算轴承A、轴承D的径向支承反力、根据5.3中的计算结果，、可计算如下：NN2）计算轴承A、轴承D的派生轴向力、3）计算轴承A、轴承D的轴向力、 轴承D被“压紧”、轴承A被“放松” 故 ， 4）计算轴承A、轴承D的当量动载荷、当量动载荷计算式：已知载荷较平稳，查表13-62，取载荷系数,查表13-5，确定径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y2:，XA=1，YA=0 ，XD=0.41，YD=0.87 5）计算I轴轴承的基本额定寿命考虑到机器工作温度不高，取温度系数，因 , 可知，轴承D的寿命较短，计算轴承D的寿命： 根据 又 球轴承， 可得：该带式输送机传动装置要求工作8年，每年工作300个工作日，每日工作8小时，一年要求工作2400h。由上述寿命计算结果可知，轴承D的寿命较短，能工作约13.16年。因此，I轴轴承采用7207AC，寿命能满足机器的工作寿命要求。6.3 III轴（低速轴）上的轴承的基本额定寿命计算如前所述，III轴上选用两个角接触球轴承7210AC（正装），查表15-21, 可得该轴承的部分参数，如表6-2所示。参照图5-3，并建立起该轴承装置的计算简图如图6-3所示。表6-2 角接触球轴承7210AC的部分参数轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷 C (kN)7210AC59902040.8轴承C 轴承A 图6-3 III轴轴承装置计算简图 1）计算轴承A、轴承C的径向支承反力、根据5.4中的计算结果，、可计算如下：NN2）计算轴承A、轴承C的派生轴向力、3）计算轴承A、轴承C的轴向力、 轴承C被“压紧”、轴承A被“放松” 故 ， 4）计算轴承A、轴承C的当量动载荷、当量动载荷计算式：已知载荷较平稳，查表13-62，取载荷系数,查表13-5，确定径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y2:，XA=1，YA=0 ，XC=0.41，YC=0.87 5）计算I轴轴承的基本额定寿命考虑到机器工作温度不高，取温度系数，因 , 可知，轴承A的寿命较短，计算轴承A的寿命： 根据 又 球轴承， 可得：该带式输送机传动装置要求工作8年，每年工作300个工作日，每