带式输送机传动装置设计作业.

1、目录任务书 2成绩评定表 5摘要 6第一部分 传动装置的总体设计 7第二部分 传动零件的设计计算 9第三部分 轴的设计 18第四部分 润滑油及润滑方式的选择 36第五部分 密封及密封的选择 36第六部分 主要尺寸及数据 36总结 38参考文献 38题目4带式输送机传动装置设计机械设计课程设计说明书夢交 枝 花 学 院 本 科 学 生 课 程 设 计 任 务 书1、课程设计的目的本课程设计为学生提供了一个既动手又动脑，自学，查资料，独立实践的机会。将本学期课本上的理论知识和实际有机的结合起来，锻炼学生实际分析问题和解决问题的能力，提高学生综合运用所学知识的能力，装配图、零件图的设计绘图能力。机械

2、设计课程设计说明书2、课程设计的内容和要求 传动装置简图：1) 、己知条件(1) 机器功用由输送带运送物料(2) 工作情况 电动机连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，环境温度 不超过40度。(3) 运转要求 输送带运动速度误差不超过土 5%。 使用寿命10年，每年300天，两班制。(5) 检修周期一年小修，三年大修。(6) 生产厂型中小型机械制造厂。2) 设计原始数据见下表运输带速度v/(m/s)0.75运输带工作拉力F/KN3.4卷筒直径D/mm3003) 要求：(1) 完成传动装置的设计计算。(2) 完成各类零件的设计、选择计算。(3) 认真计算和制图，保证计算正确和图纸质量。(

3、4) 按预定计划循序完成任务。(5) 按学校规定格式书写说明书，交电子和纸质文档3、主要参考文献1 所学相关课程的教材2 机械设计课程设计3 机械设计手册4 电动机手册机械设计课程设计说明书4、课程设计工作进度计划（1）准备阶段（1天）（2）设计计算阶段（3天）（3）减速器的装配图一张（4天）（4）绘零件图三张（3天）（5）编写设计说明书（3天）（6）答辩或考察阶段。（1天）指导教师（签字）日期年月日教研室意见：年月日学生（签字）接受任务时间：年月日注：任务书由指导教师填写-3 -机械设计课程设计说明书课程设计（论文）指导教师成绩评定表题目名称评分项目分 值得 分评价内涵工 作 表 现20%0

4、1学习态度6遵守各坝纪律，丄作刻苦努力，具有艮好的科学 工作态度。02科学实践、调研7通过实验、试验、查阅文献、深人生产实践等渠 道获取与课程设计有关的材料。03课题工作量7按期圆满完成规定的任务，工作量饱满。能 力 水 平35%04综合运用知识的能力10能运用所学知识和技能去发现与解決实际问题， 能正确处理实验数据，能对课题进行理论分析， 得岀有价值的结论。05应用文献的能力5能独立查阅相关文献和从事其他调研；能提出并 较好地论述课题的实施方案；有收集、加工各种 信息及获取新知识的能力。06设计（实验）能力，方案 的设计能力5能正确设计实验方案，独立进行装置安装、调试、 操作等实验工作，数据

5、正确、可靠；研究思路清 晰、完整。07计算及计算机应用能力5具有较强的数据运算与处理能力；能运用计算机 进行资料搜集、加工、处理和辅助设计等。08对计算或实验结果的分析 能力（综合分析能力、技 术经济分析能力）10具有较强的数据收集、分析、处理、综合的能力。成果质量45%09插图（或图纸）质量、篇 幅、设计（论文）规范化 程度5符合本专业相关规范或规定要求；规范化符合本 文件第五条要求。10设计说明书（论文）质量30综述简练完整，有见解；立论正确，论述充分， 结论严谨合理；实验正确，分析处理科学。11创新10对前人工作有改进或突破，或有独特见解。成绩指 导 教 师 评 语指导教师签名：年 月曰

6、机械设计课程设计说明书摘 要机械设计课程设计是在完成机械设计课程学习后，一次重要的实践性教学环节。是高等工科院校大多数专业学生第一次较全面的设计能力 训练，也是对机械设计课程的全面复习和实践。其目的是培养理论联系 实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关选修课程的理论，结合 生产实际分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械 设计方面的知识。本次设计的题目是带式运输机的减速传动装置设计。根据题目要求和机械设计的特点作者做了以下几个方面的工作：决定传动装置的总体设计方案，选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数，传动 零件以及轴的设计计算，轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校

7、验计算， 机体结构及其附件的设计和参数的确定，绘制装配图及 零件图，编写计算说明书。关键词：减速器带式运输机机械设计疲劳强度-5 -结果确定传动方案： 减速器的类型为 二级展开式斜齿 圆柱齿轮减速器机械设计课程设计说明书计算及说明第一部分传动装置的总体设计一、 传动方案1、 设计要求：卷筒直径 D=300mm牵引力F=3400N线速度V=0.75m/s,连续 单向运转，载荷平衡，空载启动，使用年限10年，批量生产，两班制工作， 运输带的速度误差允许土 5%2、电动机直接由联轴器与减速器连接，减速器由联轴器与卷筒连接3、减速器采用二级圆柱齿轮减速器4、方案简图如下：-13 -a =0.833P

8、=3.06KWP,二 2.55KW二、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,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：（1、 2、 3、 4分别是联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的传动效率）分别取 1 =0.99、2=0.98、3=0.97、4=0.96n = 0.99 2 x 0.98 3 汉 0.97 2 x 0 .96 = 0 .833所以PdF V1000- na34000.7510000.833二 3.06 KWF V100034 .0.751000二 2.55 KW3、确定电动机的转速卷筒轴的工作转速为60

9、* 1000 Vn *D6010000.75n 300=47 .77 r min按指导书表一，查二级圆柱齿轮减速器的传动比 i = 8 40，故电动机转速的可 选范围 nd -i2*n =(840)*47.77 =(382.161910.8)r min，符合这一范围的同步 转速有 750、1000、1500r/min.根据容量和转速，由指导书 P145取电动机型号：丫132M1-6三、确定传动装置的总传动比和分配传动比n=47.77r/m in电动机型号Y132M1-6机械设计课程设计说明书 = 960r / mi nn2 = 180.79r/minn3 二 47.77r / minP = 3

10、.03KWP2 =2.88KWR = 2.74KWP4 =2.66KWTd 二 30.44N m电动机型号为 Y132M1-6 nm =960rminnm9601、 总传动比 ia =20.10n47.772、分配传动装置传动比由公式 i i1 * i2 i1 =（1.31.4）i2 求得 h=5.31、i2 = 3.79四、计算传动装置的运动和动力参数1、计算各轴转速轴 1 厲=960 r min轴 2n2 =出=960n= 180.79r/min11 5.31轴 3n3 =匹=180.79r,-min= 47.77r/min12 3.79 2、计算各轴输入功率轴 1 R =pd* 1 =3

11、.06 0.99KW =3.03KW轴 2P2 二 R* 2 * 3 =3.03 0.98 0.97KW = 2.88KW轴 3P3 = P2 * 2 * 3 =2.88 0.98 0.97KW = 2.74KW卷筒轴P4 二 P3* 2 * 1 =2.74 0.98 0.99KW = 2.66KW3、计算各轴输入转矩机械设计课程设计说明书电动机输出转矩Td =9550汉也=9550汇 逹“m = 30.44Nmnm9601-3轴的输入转矩轴 1二Td* ! =30.44 0.99N m=30.14N m轴 2T2 二T2* 3*ii =30.14 0.98 0.97 5.31N m = 15

12、9.01N m轴 3T3 二T2* 2* 3 *i2 =159.01 0.98 0.97 3.79N m = 547.18N m卷筒轴输入转矩T4 =T3* 2 * 1 = 547.18 0.98 0.99N m = 530.87N m1-3轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98X = 30.14N mT2 二 159.01N mT3 二 547.18N mT4 二 530.87N m运动和动力参数计算结果整理与下效率P(KW)转矩T (N m)转速n(r/min )传动 比i效 率n输入输出输入输出电机轴3.0630.449601.00.99轴13.032.9930.1429.

13、549605.310.95轴22.882.82159.01155.83180.793.790.95轴32.742.69547.18536.2447.771.00.97卷筒轴2.662.61530.87520.2547.77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，由有机设书表10-8知，选用7级精度（GB10095-883）材料选择：有机设书表10-1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40HBS4）选小齿轮齿

14、数为Z1 =23，大齿轮齿数Z2 =Z1*i =23 5.31 =1225 ）初选螺旋角B =142、按齿面接触强度设计选用斜齿圆柱齿轮传动由设计计算公式（10-21 ）进行试算，即机械设计课程设计说明书22KE u 1 （ Zh Ze 叭名a U i 4 h】（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt =1.62）计算小齿轮传递的转矩=30.14 0.98 103 = 29.54 1ONmm3）由表10-7选取齿宽系数d -114）由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa 25）由图10-21d按齿面硬度查得：大齿轮的接触疲劳强度极限-h lm 2二550MPa ；6

15、）由式10-13计算应力循环次数N1=60mjLh =60 960 1 (2 8 300 10)=2.7648 109hN2二弘 h =2.7648 109 ： 5.31 =4.982 108h7）由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1 = 0.93Khn2 = 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 - H _ K hn C H lim 1 K HN H lim 2H 一 2 一2SN 2.7648 109hN2 二 4.982 108h t J = 548.5MPa0.93 6000.98 550 MPa =548.5MPa9）由图10-30选取区域系

16、数Zh =2.4310)由图 10-26 查得 v =0.765=0.885 贝（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入数值:f 、|2K6 u1ZhZe比 uLX I丿d1t -32 1.6 30.14 105.3115.311 1.652I mm = 38.5mm548.52.43 189.84t 二 38.5mmv = 1.93m s小齿轮的接触疲劳强度极限-H lim 600MPa ；机械设计课程设计说明书2)计算圆周速度vv =60 1000二 385 960 ms=1.93ms 600003)计算尺宽bb = d d1t =1 38.5mm 二 38.5mm4)计算尺宽与齿高

17、比b/h模数mntd1t cos ：38.5 cos14 “-mm = 1.62mmZi23b = 38.5mmmnt = 1.62mmh = 3.645mmb/h =10.56齿高h =2.25mnt =2.25 1.62mm = 3.645mmb/h =38.5“3.645 =10.565）计算纵向重合度 厂=0.318Jan- =0.318 1 23 tan 14 =1.836）计算载荷系数根据v =1.93m/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 KaR/b ： 100N/mm由表 10-3 查得 KHa =

18、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K. =1.417由 b/h=10.53,Kh ： =1.417查图 10-13 得 K-1.325,故载荷系数K =KaKvKh：.Khe=11.08 1.4 1.417 =2.147）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a ）得d1K=38.5 31 1tv 1.62.14 mm 二 42.35mmK = 2.144 = 42.35mmmn = 1.79mm8）计算模数md1 cos :mn =42.35 cos14Z123mm 二 1.79mmK =23、按齿根弯曲强度设计由式（10-17）得弯曲

19、强度的设计公式为（1）确定公式内各计算数值机械设计课程设计说明书1）计算载荷系数K = K aKvKKf 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-： =0.883）计算当量齿数乙23Zv1 3325.20cos 0 cos 144）查取齿形系数由表10-5查得Yf15）查取应力较正系数由表10-5查得YS叮6）由图10-20c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Zv2乙12213367cos3 :cos314= 2.616Yf. 2.153= 1.591Ys： 2 =1.817fe1 二 500MPafe2 =

20、 380MPa7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1 =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KFN1- FE1S0.86 X500 MPa =307 14MPa1.4K FN 2- FE2S= 0.91=380 MPa=247MPa1.4tF = 307.14MPab F = 247MPa9）计算大、小齿轮的丫 丫丫：丫并加以比较丫Fa1YSa1严16 1= 0.01355307.14丫Fa2丫Sa2啤22153 1.817 =0.01584247-# -g 二 1.21mmm 1.25mm大齿轮的数值大。（2）设计计算

21、：2 2 29.54 103 0.88 cos2141 汉 232 汉1.65Z| = 33 z2 二 175小齿轮齿数d1 cos :mn42.35 cos141.25-32.86取乙=33大齿轮齿数z2 二 uz1 二 5.31 33 = 175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a1(乙 Z2)m12cos :(33_175)_1.252 COS14mm = 134.02mm将中心距圆整为135mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角= arccos(Z1Z2)m12a= (33 g 1.25=

22、15.632 135C = 135mm-=15.634 = 42.84mmd2 二 227.16mm机械设计课程设计说明书0.01584mm = 1.21mm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1.21mm并就近圆整为标准值m1 = 1.25mm,但为了同dj =42.35mm，来计算时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径 应有的齿数，于是有:-19 -d1乙口 _ 2az1 cos

23、 ： z1 z2d2Z2g2az2乙Z22 135 17533 175mm 二 227.16mm因一：=(8；20)值改变不多，故K - Zh等不必修正(3) 计算大、小齿轮的分度圆直径2 135 33mm= 42.84mm33 175选用斜齿圆柱齿轮传动(4) 计算齿轮宽度b 二 dd1 =1 42.84mm = 42.84mm取 B1 = 50mm ， B2 = 45mm(5) 验算机械设计课程设计说明书匚2T12 2.954 104F td142.84N =1379.1NK AFt J*1379,1 “ / mm =32.19N / mm jooN / mm，合适 b 42.84二、低速

24、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，有机设书表10-8知，选用7级精度（GB10095-883） 材料选择：由机设书表10-1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 40HBS4）选小齿轮齿数为Z3 =23，大齿轮齿数Z4二Z3U = 23 79 = 875 ）初选螺旋角B =142、按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-21 ）进行试算，即/2KtT2 u 1Zh Ze 叽曲uH】丿2d 3t - 3（1）确定公式内的各计算数值1）试选

25、载荷系数Kt =162） 计 算传 递 的 转T2 =159.01 0.98 1 03 N mm =155.83 103 N mm3）由表10-7选取齿宽系数d -14）由表10-6查得材料的弹性影响系数5）由图10-21d按齿面硬度查得：Ze =189.8MPa 2小齿轮的接触疲劳强度极限 二Hlim3 =600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限 H lim 4=550MPa ；N3 二 4.982 108M =1.315 108ht J - 540.25MPa6）由式10-13计算应力循环次数N3 =N2 =4.982 108hN4 = N3/i2 = 4.982 1 08 “3.79 =

26、 1.315 108h机械设计课程设计说明书7）由图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn 3二0.93Khn4 = 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:KHN3；Hlim3 K HN H lim 4d3t 二 65.49mm0.93 6000.95 5502MPa =540.25MPa9）由图10-30选取区域系数 ZH -2.43v = 0.62m/s2S10）由图 10-26 查得；.3 =0.765 =0.87 贝U：；厂 v =1.635b = 65.49mm（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d3t，代入数值：i2KtT2h = 6.21mm2忌1 1.

27、6352 1.6 155.83 1033.79 1XX3.79空3竺Tmm = 65.49mm、540.25 丿2)计算圆周速度v叱 3t n?v 二60 100065.4180.79m/0. 62m/s600003)计算尺宽bb 二 d *d3t =1 65.49 = 65.49mm4)计算尺宽与齿高比b/h模数mntd3t cos :65.49 cos14 mm = 2.76mmZ323K =2.03d3 二 70.73mm由表10-2查得使用系数KA -15斜齿轮，假设KAFt/b ：100N/mm齿高 h =2.25mnt = 2.25 2.76mm = 6.21mmb/h =65.4

28、96.21 =10.555）计算纵向重合度； 0.318 dz3tan，0.318 1 23 tan 14 =1.836）计算载荷系数根据v=0.62m/s , 7级精度，由图10-8 （机设书）查得动载系数 K 1.02机械设计课程设计说明书由表 10-3 查得 KHa 二 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KH =1.423由 b/h=10.55，Kh =1.423查图 10-13 得 心：=1.335，故载荷系数K 二 KAKVKH 一 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（10-10

29、a）得2.03 mm = 70.73mmd3= d3tm = 2.98mm8）计算模数md3cosP 70.73汉 cos14 “mn -=mm 二 2.98mm233、按齿根弯曲强度设计由式（10-17）得弯曲强度的设计公式为2KT2YPOS23mnYFaYsa（1）确定公式内的各计算数值1）计算载荷系数K 二 KaKvKf：Kf 1 1.02 1.4 1.335 =1.912）根据纵向重合度；: 83，从图10-28查得螺旋角影响系数 Y =0.883）计算当量齿数Zv3总cos一 =25.18 cos314Z v4乙cos3 :co?1严244）查取齿形系数由表10-5查得Yf-3= 2

30、.616丫巳4二 2.1905）查取应力较正系数由表10-5查得Ys：.3=1.591丫S：4二 1.785t F 13 二 325MPa=249.71MPa6）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3= 500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE4= 380MPa7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn3 =0.91 Kfn4 =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-21 -机械设计课程设计说明书K FN 3二 FE3S0.91 5001.4MPa = 325MPa0.92 x 380 MPa _ 249 7MPa1.49)计算大、小

31、齿轮的K FN 4 二 FE4S并加以比较丫Fa 3YSa3丫Fa4丫 Sa42.616 1.591325= 0.014368l；F 42.190 1.785249.71= 0.015655大齿轮的数值大(2)设计计算：2KT2Y20S2 1 YFaYSaM2dZ3 匚3203,2 1.91 155.83 103 0.88 cos214 1732 x 1.6350.015655mm 二 2.07mm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

32、的乘积)有关,可取由弯曲强度算得的模数 2.07mm并就近圆整为标准值m 2.5mm,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 70.73mm，来计算应有齿数，于是有:小齿轮齿数Z3 d3 cos Bmn70.73 cos142527.4取 Z3 = 27大齿轮齿数 z4 =uz3 =3.79 27 =102.33取 z4 =102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(Z3 Z4)m22 cos :(27102)25mm = 166.24mm2 cos14将中心距圆整

33、为166mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角mt = 2.5mmZ3 =27Z4 二 102 a2 二 166mm一 13.74d3 二 69.49mmd4 = 262.51mm-23 -亠arccos(Z3 Z4)m2 =(27 102) 25 “3.742a2 166E = 75mmB2 = 70mm机械设计课程设计说明书-27 -因1 =(8,20)值改变不多，故：、KZh等不必修正 计算大、小齿轮的分度圆直径d3Z3m22az32 166 27m 69.49mm27 102cos :Z3Z4d42az4cos ：z3 z42 166 102mm = 262.51mm27 102(4)

34、计算齿轮宽度b= dd3 =1 69.49mm = 69.49mm取 Bj = 75mm , B2 二 70mm(5) 验算d32 佛 83 1 03 N=4406.33N70.73dmin=30mmJFt =仆4406.33 N/mm = 62.30N / mm 100N / mm，合适 b70.73第三部分轴的设计一高速轴的设计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，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径 d，计算公式:Fd 一民3：，选用40Cr调质钢，查机设书P370表15-3，得

35、A =106 nd E106X”303 =15.55mm 960在第一部分中已经选用的电机 丫132M1-6,D=38查指导书P128,选用联轴器HL3 故 dmin =30mm。3、轴的结构设计L| = 58mm(1)拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案:机械设计课程设计说明书Lf68冷13,1106弟55 一1 2 3 4（2）、各轴的直径和长度1 ）、联轴器采用轴肩定位d30mm，半联轴器长度L = 82mm ,半联轴器与 轴配合的毂孔长度L, =60mm,为了保证轴肩对半联轴器的可靠定位，故选择L1 = 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

36、作用，高速级转速较高，载荷 一般，故选用角接触球轴承 7007AC d x D x B = 35mm x 62mmx 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d4 =40mm， L4 = 106mm选用角接触球轴承7007ACd3 二 35mmL3 二 14mmd4 二 40mmL4 二 106mmd2 = 32mmL2 = 50mmd6 二 35mmL5 二 32mm公差m6倒角1.6 454 ）、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：d

37、2 = 32mm， L2 =50mm， d6 =35mm， L5 = 32mmFt产 1379.08N（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，d 30mm, L 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 H7，滚动轴承与轴的周向定位采用过度配合保证，选轴的直径尺寸公差m6k6（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Fn =521 .23NFa1 二 385.82N的零件图（5）、求轴上的载荷小齿轮分度圆直径 d1 = 42.84mmN =13

38、79.08N2T1 = 2 29.54 103d142.84Fr1Ft tan20cos B1379.08 tan 20cos15.63N =521.23N机械设计课程设计说明书Fa1 =Fttan ： =1379.08 tan 15.63 N =385.82N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 P122页查得a=20.1mm因此，作为简支梁的轴的支承跨距为12 +13 = 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

39、矩较大，计算该截面出的力与矩：2101，=145,1!；=!& 斗141,4FselIkrrtTrnrlT ITM-MirYrrtTfTlT TfFNH1 = 310.67NFNH2 二 1068.41NMh1 二 39.42NMH2 = 39.42NMa = 8.26N mFt1l3I2 I3F廿12l2 l3机械设计课程设计说明书1379.08 36.9126.9 36.9N =310.67N1379.08 126.9126.9 36.9N =1068.41NMH1 =FNH1I2 =310.67 126.9N mm = 39.42NM h - Fnh 213 -1068.41 36.9N

40、 * mm = 39.42N * mF NV1FNV 2FaeDFr1I3385.82 42.842N mm = 8.26N *ml2 l3Fr1| - M al2 l3521.23 36.9 8.26 103126.9+36.9N =167.85N521.23 126.9 -8.26 103126.9+36.9N =353.38NMV1 =FNV1l2 -167.85 126.9N *mm = 21.3N *mM V2 - FNV2l3 =353.38 36.9N *mm = 13.04N mM1 = MV12 M H12 = 21.32 39.422 N m 二 44.81N mM2 二，

41、Mv22 Mh22 二 13.042 39.422 N m =41.52N *m载荷水平面H垂直面V支持力FFNH1 =310.67NFNH2 =1068.41NFNV1 =167.85NFnV2 = 353.38N弯矩MM H =39.42N *mMV1 = 21.3N mMV2 = 13.04N m总弯矩Mi =44.81N m M 2 =41.52N m扭矩T =29.54N mT = = 29.54N 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,FNV1 =

42、167.85NFnv2 二 353.38NMv1 =21.3N * mM V2 = 13.04N mM 44.81N * mM2 =41.52N *mT =29.54N 4 m% = 6.87MPa-35 -机械设计课程设计说明书故取a =0.6,轴的计算应力,Mi2 CT)2.44.812(0.6 29.54)2Mpa = 6.87MPa0.1 42.843nd 3其中W :0.1d32前面以选定轴的材料为 40Cr钢（调质），查机设书P362表15-1，得:J-70MPa，因此务：:：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

43、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 403mm3 = 6400mm3抗扭截面系数 叫=0.2d3 =0.2 403mm3 = 12800mm3截面左侧的弯矩M为：M =M1 x 126.9 -25 N m =44.81 x126.9_25n *m = 35.98N m126.9126.9截面上的扭矩T为:T 订二 29.54N * m截面上的弯曲应力:b 二3M 35.98 10 .MPa = 5 62MPa6400截面上的扭转应力:3T 29.54 10：wtMPa = 2.31MPa12800轴的材料

44、为40Cr钢,调质处理，由机设书 P362表15-1查得:OB =735MPaCTj = 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r1因-=0025D2.841.23经插入后得：d 40d40a = 2.23:=2.02又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为q。二 0.78 q = 0.80丽 k严 1 +q （ a。-1） =1 十0.78汉（2.23-1） =1.96则：a = 1 +q“T T）=1 +080乂（2.02-1） = 182由附图3-2的尺寸系数0.77由附图3-3的扭转尺寸系数厂086轴按磨削加工，由附图3-4得

45、表面质量似=仪=095轴未经表面强化处理，即 ,=1，则按式3-12及3-14b得综合系数为：机械设计课程设计说明书合金钢的特性系数则可计算安全系数SaKaa aSt丄一 11 -1Sca196 1 -1 =2.600.770951821 亠 2170860.95Sca 二 29.17L = 48000h二 0.20.3= 0.1 015355取二 0.2取=0.1T帀2.6 4.30 0.2 0= 31.75Fr1 = 56097NFr2 = 1125.33N155KtT _：tT217 1.85-2 0.1 1.85：2一73.82Fa1 _ 764.28Fr1 一 560.97= 1.3

46、6765.221125.33= 0.68由表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数为:Lh 二 48356 48000轴承 1X1 =0.41Y1 =0.87轴承2 X2 =1Y2 =0b h 10 8 50SaSt31.75x73.82斗 r 亦廿宀人Scaa T29.17 .S =1.5 , 故可知其安全JSa+SrJ31.75 +73.82（8）、轴承寿命的校核1）已知轴承的预计寿命 L=2 X 8X 300X 10=48000h由所选轴承系列7007AC查指导书P122表知额定动载荷C=19.0KN2）求两轴承受到的径向载荷Fr1 = ；FNV12 - FNH12 = J67.85231

47、0.672 =560.97N/2pi22, FNV2 +Fnh2 =353.38 +1068.41 =1125.33N3）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 = 0.68Fr，则有:Fd1 =0.68Fr1 =0.68 560.97N =381.46NFd2 =0.68Fr2 =0.68 112533N =765.22N于是轴向力为：Fa1 =Fae Fd1 =385.82 381.46N =764.28NFa2 = Fd2 = 765.22N4）当量动载荷P因轴承运转中有轻微冲击载荷，故按表13-6取fp =1.2，贝U：机械设计课程设计说明书R

48、= fpCXjF +丫斤 =1.2x(0.41x560.97+0.87x764.28)N =1073.91NP2 二 fp(X2Fr2 %Fa2)=1.2 (1 1125.33 0 765.22)N =1350.40N5)验算轴承寿命因R EF2，所以按轴承2的受力大小来验算，则:106 c_ 10660n J 60x96019000、.I h = 48356h48000hJ350.40 丿所以所选轴承寿命符合要求，确定角接触球轴承7007AC（9）、键的校核联轴器与轴：1）选用键的系列 b h I =10 8 50 T =29.54N2）键、轴和联轴器的材料都是钢，由表 6-2查得许用挤压应

49、力 丨-100 -120MPa，取J-100MPa，键的工作长度 L=I-b = 40mm，键的接触高度k =0.5h =4mm，由式6-1得:32T 103kLd32 29.54 1034 40 30MPa =12.31MPa : 110MPa，所以合适% =15.16MPa:110MPadmin 二 40mm选定 dmin =40mm寸 ii页 p1o ia iiCM 寸II p.L：53L .L 二s771-47.139.5123456选用角接触球轴承7208AC4 = d5 = 40mmd2 二 42mmL2 = 72mmL4 二 42mmL3 二 9.5mmL| = 34mmL5 二 39.5mm中速轴的