某车间零件传送设备的传动装置设计课案

1、南 湖 学 院课程设计报告书题 目：某车间零件传送设备传送装置设计系 部: 专 业：班 级：姓 名：学 号：南湖学院课程设计南湖学院课程设计任务书设计题目：某车间零件传送设备的传动装置设计系 部: 专 业: 学生姓名： 序 号: 学 号:起迄日期：年月日至年月曰指导教师:#南湖学院课程设计目录第1章概述 11.1课程设计的目的 31.2设计的内容和任务 31.2.1设计的内容 31.2.2 设计的任务 31.3设计的步骤 3第2章传动装置的总体设计 42.1拟定传动方案 42.2选择原动机一一电动机 42.2.1选择电动机类型和结构型式 52.2.2确定电动机的功率 52.2.3确定电动机的转

2、速 52.3传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 62.3.1计算总传动比 62.3.2 合理分配各级传动比 62.4算传动装置的运动和动力参数 62.4.1 各轴转速计算 72.4.2 各轴输入功率计算 72.4.3 各轴扭矩计算 7第3章传动零件的设计计算 73.1减速箱外传动零件带传动设计 73.1.1 V 带传动设计计算 73.2减速器内传动零件一一高速级齿轮设计 93.2.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 93.2.2 按齿面接触强度设计 103.2.3 按齿根弯曲强度计算 113.2.4、高速级齿轮几何尺寸计算 123.3减速器内传动零件一一低速级齿轮设计 133.3.1选

3、择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 133.3.2按齿面接触强度设计13333按齿根弯曲强度计算 15334、低速级齿轮几何尺寸计算 163.4 轴的设计输入轴的设计 163.4.1确定轴的材料及初步确定轴的最小直径 163.4.2初步设计输入轴的结构 173.4.3按弯曲合成应力校核轴的强度 183.5轴的设计输出轴的设计 203.5.1初步确定轴的最小直径 203.5.2初步设计输出轴的结构 213.6轴的设计一一中速轴的设计 25第4章部件的选择与设计 254.1轴承的选择 254.1.1输入轴轴承254.1.2输出轴轴承264.1.3 中间轴轴承 264.2输入轴输出轴键连接的选择及强度

4、计算 264.3轴承端盖的设计与选择 284.3.1类型284.4滚动轴承的润滑和密封 294.5联轴器的选择 294.5.1、联轴器类型的选择 294.5.2、联轴器的型号选择 294.6其它结构设计 294.6.1通气器的设计 294.6.2吊环螺钉、吊耳及吊钩 304.6.3 启盖螺钉304.6.4定位销304.6.5油标304.6.6放油孔及螺塞 314.7箱体 31第5章参考文献及心得体会 3 3第1章概述1.1课程设计的目的课程设计目的在于培养机械设计能力。课程设计是完成机械设计专业全部 课程学习的最后一次较为全面的、重要的、必不可少的实践性教学环节，其目 的为：1. 通过课程设计

5、培养综合运用所学全部专业及专业基础课程的理论知识， 解决工程实际问题的能力，并通过实际设计训练，使理论知识得以巩固和提高。2. 通过课程设计的实践，掌握一般机械设计的基本方法和程序，培养独立 设计能力。3. 进行机械设计工作基本技能的训练，包括训练、计算、绘图能力、计算机辅助设计能力，熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准、规范等）。1.2设计的内容和任务1.2.1设计的内容本设计的题目为二级直齿圆柱齿轮减速器，设计的主要内容包括以下几方 面：（1）拟定、分析传动装置的运动和动力参数；（2）选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；（3）进行传动件的设计计算，校核轴、轴承、联轴器、键等；（4）绘

6、制减速器装配图及典型零件图；（5）编写设计计算说明书。1.2.2设计的任务（1）减速器装配图1张（0号图纸）（2）输入轴零件图1张（3）齿轮零件图1张（4）设计说明书1份1.3设计的步骤遵循机械设计过程的一般规律，大体上按以下步骤进行：1. 设计准备 认真研究设计任务书，明确设计要求和条件，认真阅读减速器参 考图，拆装减速器，熟悉设计对象。2. 传动装置的总体设计 根据设计要求拟定传动总体布置方案，选择原动机， 计算传动装置的运动和动力参数。3南湖学院课程设计3传动件设计计算 设计装配图前，先计算各级传动件的参数确定其尺寸，并 选好联轴器的类型和规格。一般先计算外传动件、后计算内传动件。4.

7、装配图绘制 计算和选择支承零件，绘制装配草图，完成装配工作图。5. 零件工作图绘制 零件工作图应包括制造和检验零件所需的全部内容。6. 编写设计说明书 设计说明书包括所有的计算并附简图，并写出设计总结。第2章 传动装置的总体设计传动装置的总体设计，主要包括拟定传动方案、选择原动机、确定总传 动比和分配各级传动比以及计算传动装置的运动和动力参数。2.1拟定传动方案带传动传动平稳、吸振且能起过载保护作用，故在高速级布置一级带传动。 在带传动与运输带之间布置一台二级圆柱齿轮减速器，轴端连接选择弹性柱销1减速器2 联轴器3 滚筒4 运输带5 电动机6 带传动2.2选择原动机一一电动机电动机为标准化、系

8、列化产品，设计中应根据工作机的工作情况和运动、 动力参数，根据选择的传动方案，合理选择电动机的类型、结构型式、容量和 转速，提出具体的电动机型号。2.2.1选择电动机类型和结构型式电动机有交、直流之分，一般工厂都采用三相交流电，因而选用交流电动机。交流电动机分异步、同步电动机，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多，目前应用较300广的丫系列自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V,其结构简单、起动性能好，工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场 合，如运输机、机床、农机、风机、轻工机械等。2.2.2确定电动机的功率电动机功

9、率选择直接影响到电动机工作性能和经济性能的好坏：若所选电 动机的功率小于工作要求，则不能保证工作机正常工作；若功率过大，则电动 机不能满载运行，功率因素和效率较低，从而增加电能消耗，造成浪费。1. 带式输送机所需的功率Pw由1中公式（2-3）得：Pw =FV/1000=4250 0.95/1000kW =4.0375kW2. 计算电动机的输出功率Pd根据文献1（机械设计课程设计杨光等编高等教育出版社出版）表4-4确定部分效率如下：弹性联轴器： 0.99 （两个）滚动轴承（每对）：2二0.99 （五对）圆柱齿轮传动：3 =0.98 （精度7级）传动滚筒效率：4 =0.96V带传动效率：5 =0.

10、95传动系数总效率：5252二！ 2 3* 4 5 = 0.99 0.995 0.982 0.96 0.95 = 0.825电动机的输出功率：Pd = Pw= 4.0375 / 0.825 kW = 4 .9 kW2.2.3确定电动机的转速根据动力源和工作条件，电动机的类型选用丫系列三相异步电动机。电动机的转速选择常用的两种同步转速：1500r/min和1000r /min，以便选择。1. 计算滚筒的转速nw由公式nw=60 1000V.（：D）计算输送带滚筒的转速：入=60 1000V （二 D） =60 1000 0.95320）r min =56.7r min2. 确定电动机的转速nd由

11、参考文献2（机械设计）中表18 1可知两级圆柱齿轮减速器推荐传动比 范围为i =860，由参考文献1 V带传动比范围为i = 2 4，所以总传动比合理范围为i总=16 240，故电动机转速的可选范围是：nd =(16240) 56.7r/min = 907.2 13608r/min符合这一范围的同步转速有 1000r/min、1500r/min、3000r/min由参考文献1中表8-53查得:万案电动机型号额定功率(kW电动机转速n/(r/mi n)同步转速满载转速1Y132S-45.5150014402Y132M2-65.51000960表8-53中，方案1转速高，电动机价格低，总传动比虽然

12、大些，但完全可 以通过带传动和两级齿轮传动实现，所以选择方案1。其主要参数如下：表2-1电动机相关参数型号额定功率满载转速外伸轴径外伸轴长度中心高/kW/( r/mi n)/mm/mm/mmY132S-45.5144038801322.3传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配2.3.1计算总传动比由电动机的满载转速n1440r/min和工作机主动轴的转速佩=56.7r/min 可得总传动比i =nm/nw = 1440 56.7 = 25.42.3.2合理分配各级传动比取带传动传动比h =3，则两级减速器传动比=i h =25.4 3=8.47则双级直齿圆柱齿轮减速器高速级传动比为i2 =

13、J.3i j二3.32，低速级传动比为iij i8.47 3.32 =2.552.4算传动装置的运动和动力参数2.4.1各轴的转速计算n = nm /h = 480r /minn = n -/i 2 =144.58r/minn|V =nH| n -/i3 = 56.7r/min242各轴输入功率计算R =Pd 5 =4.9 0.95KW =4.66KWP“h2 “3 = 4.66x0.99x0.98KW = 4.52KWP川=P“ m2 e3 = 4.52x0.99 X0.98KW =4.39KWRv =Rii 卩 Ji? =4.39x0.99x0.99 KW =4.3KW2.4.3各轴输入扭

14、矩计算TI =9550R. n92.71NTh = 9550 PII n” = 298.56 N * mTh =9550P|J门川=739.41N mTiv = 9550 Pv . nIv = 724.25N *m各项指标误差均介于+5%- -5%之间。各轴运动和动力参数见表 4:表2-4各轴运动和动力参数轴号功率P (kw)转矩T ( N *m )转速 n (r/min)I轴4.6692.71480n轴4.52298.56144.58iii轴4.39739.4156.7滚筒轴（IV轴）4.3724.2556.7第3章传动零件的设计计算3.1减速箱外传动零件带传动设计3.1.1 V 带传动设计

15、计算1、确定计算功率由2中表8-7查得工作情况系数KA =1.1由2中公式 8-21 :Pea mKaR -1.1 4.9=5.39kW2、选择V带的带型根据 Pea =5.39kW 及 nm =1440r/min ,由2中图 8-11 选用 A型3、 确定带轮的基准直径dd并验算带速v 初选小带轮的基准直径dd1由2中表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1 =90mm 验算带速V按2中公式8-13验算带的速度vdin6.78m/s 因为 5m/s : y 25m/ s,故带速合适。60 1000 计算大带轮的基准直径。根据2中公式8-15a计算大带轮的基准直径dd2 =iddi =3

16、90= 270mm由2中表 8-8 取 dd2 = 280mm4、确定V带的中心距a。和基准长度Ld 根据2中公式 8-20，0.7 ddi - dd2 a 乞 2 ddi dd2 , 初定中心距a0 = 500mm 由2中公式8-22计算所需的基准长度= 2a二.2 ddi dd2dd2 - ddi4a31=2 5002902802280 - 904 500=1599mm47由2中表8-2选带的基准长度Ld = 1600mm二 a0Ld Ld02 计算实际中心距a 由2中公式8-23计算1600 1599= 500500 mm25、验算小带轮上的包角：1 根据2中公式8-25计算:57 35

17、7 3180 - dd2 -dd1180 - 280 -90158.2 -90a500&计算带的根数z 计算单根V带的额定功率pr由 dd1 =90mm和 nm =1440r/min ,查2中表 8-4a 得 F0 =1.064KW 根据 nm =1440r/min i = 3和 A型带查2中表 8-4b 得：F0 =0.17KW 查2中表8-5得K.广0.94，查2中表8-2得 心=0.99, 于是由2中公式8-26 :P 二 P0P0 K-Kl =(1.064 0.17) 0.94 0.99KW =1.15KW 计算V带的根数zp. 5.3 4.69取 5 根P 1.157、计算单根V带的

18、初拉力的最小值Fo min根据2中公式8-27 :（F0）min =500竺 K FCaqv2 -500 -2.5 0.94 5.39 0.1 6.782 =136.53NK-.zv0.94 5 6.78其中q由2中表8-3得A型带q = 0.1kg/m应使带的实际初拉力F0F min。8、计算压轴力压轴力的最小值由1中公式8-28得：a158 2 *（Fp min =2z（F。:min sin 才=2 x 5 x 136.53 x sin= 1340.67N9、带轮结构设计查2中表8-10得大、小带轮总宽度：B =4 15 2 9 =78mmV型带传动相关数据见表3-0。表3-0 V型带传动

19、相关数据计算功率P （ kw）传动比i带速V (m/s)带型根数单根初拉力（N）压轴力（N）5.3936.78A5136.531340.67小带轮直径（mm）大带轮直径（mm）中心距（mm）基准长度（mm）带轮宽度（mm）小带轮包角902705001600780158.23.2减速器内传动零件一一高速级齿轮设计3.2.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数按照已经选定的传动方案，高速级齿轮选择如下：1. 齿轮类型选用直齿圆柱齿轮传动2. 齿轮精度等级 带式输送机为一般机器速度不高，按照2中表10-8，选择7 级精度（GB10095-883. 材料 由2中表10-1选择：两者材料硬度差为40HBS

20、小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS大齿轮 45 钢调质 硬度240HBS4.试选择小齿轮齿数乙=25 大齿轮齿数Z2=i2*Z| =3.32 25 =833.2.2按齿面接触强度设计1. 确定公式内各计算数值 试选载荷系数kt =1.3小齿轮转矩久“55诗刃55“几舞“”仆-mm1 由文献2中表10-6查得材料弹性影响系数Ze =189.8MPa空 齿宽系数：由文献2中表10 7知齿宽系数-d =1 由文献2中图10-21d按齿面硬度查得齿轮接触疲劳强度极限:-H lim1 - 6MPa二H iim1 = 550MPa 计算应力循环次数N1 =60口 j Lh =60 480 12 8

21、300 8 =1.106 109N - N1 /u11.106 1093.32= 3.331 108 由文献2中图10-19取接触疲劳寿命系数 心站=0.90 Khn2二0.95 计算接触疲劳许应力取失效概率为1%安全系数S=1 由文献2中式10-12八 90 600 =540MPa叽“巾95 550 =522卵羽试算小齿轮分度圆直径d1tU1Z、2189.8 !i1522.5 丿二 63.694mm计算圆周速度v二泊牡n60 1000二 63.694 48060 1000=1.6m/s 计算齿宽 bb = d d1t 二 1 63.694 二 63.694mm 计算齿宽与齿高比-h模数 g

22、=虫=63型=2.548 齿高 2.25叫=2.25 2.548 = 5.733 乙 2563.6945.733= 11.11 计算载荷系数据v=1.6m/s 7级精度。由图10-8查动载荷系数K1.08直齿轮广心厂1由文献2中表10-2查得使用系数Ka =1由文献2中表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时K =1.423K由 =11.11 心0 = 1423 在文献2中查图10-13 得 心0 = 1.35h故载荷系数 K = KaKvKh-K =1 1.08 1 1.423=1.537 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由文献 2中式10-10a得f k-1 53

23、7d1 =d1t 363.694 367.351mmKt- 1.3 计算模数 m m =虫 =67.351 = 2.69mmZ1253.2.3按齿根弯曲强度计算由文献【1】中式10-5弯曲强度设计公式m_3 2KT2 YFaYsa心2乩】1. 确定公式内各计算数值 由文献2中图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 匚FE广500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 lE2 = 380MPa 由文献2中图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1 =0.85 Kfn2 =0.88 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4由2中式10-12K FN1二 FE1S0.85 500303.57MPaK

24、 FN 2 二 FE 2S0.88 3801.4= 238.86MPa1.4 计算载荷系数 K 二 KaKvKf- Kf 1 1.08 1 1.35 = 1.458 查取齿形系数由2中表10-5查得：YFa1 =2.62 , YFa2 =2.214 查取应力校正系数由2中表10-5查得：YSa1 =1.59，YSa2 =1.773计算大小齿轮的上占F FYFa1 Ysa1 _ 2.62 1.59JF 一 303.57YFa2 YSa22.214 1.773238.86-0.01643大齿轮的数值大2.设计计算342 1.458 9.271 101 2520.01643 =1.92mm对比计算结

25、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，可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数1.92并根据GB1357-87就近圆整为标准值m = 2，按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d1二67.351mm，算出小齿轮的齿数乙二虫二67空 34大齿轮的齿数3.32 34 =112.88 取z2=113m 23.2.4、高速级齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 d_!=召 m = 34 2 - 68mm d2 二 z2 m = 113 2 = 226mm 中

26、心距 a = 68 226 =147mm2 齿轮宽度 b = dd 68mm 取 = 73mm B2 = 68mm2T)2 92.71圆周力：Fti-可=2726.76Ndi680径向力：Fr1 =Ft1 tan20 =2726.76 tan20 =992.46N表3-1高速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆直径齿宽小齿轮2021473.32346873大齿轮113226683.3减速器内传动零件低速级齿轮设计3.3.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动 传动速度不高，选择7级精度（GB10095-88材料选择小齿轮 40Cr调质大齿轮 45调质选

27、择小齿轮齿数z3 =26硬度280HBS硬度240HBS大齿轮齿数 乙二i3Z3 =66.3 ： 673.3.2按齿面接触强度设计1. 确定公式内各计算数值试选载荷系数kt =1.355小齿轮传递的扭矩 t3 =95.5 10 冃=95.5 10 452 =2.9856 105N mm n2144.581由2中表10-6查得材料弹性影响系数zE =189.8MPa?由2中表10-7选取齿宽系数 1由2中图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 二H lim 3 =600MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限 二H lim 4 =550MPa 由2中式10-13计算应力循环次数N483.33

28、1 102.55N3 =60n2 j Lh =60 144.58 1 2 8 300 8 =3.331 108 = 1.306 108 由2中图10-19取接触疲劳寿命系数Khn3二0.94 Khn4二0.98 计算接触疲劳许应力取失效概率为1%安全系数S=1由2中式10-12K HN 3 lim 3= 0.94 600 =564MPa!胡=“98 55=539MPa2. 计算 计算小齿轮分度圆直径d3t，代入A H 2d3t-2.32 3KT3du2 -1* U2Ze；2= 2.32 351.3 2.9856 102.55 1x .x2.55189.8 2.539=94.23mm计算圆周速度

29、兀 d3t -n2v 二60 1000二 94.23 144.5860 1000= 0.713m/s计算宽度b计算齿宽与齿高比b 二 d d3t =1 94.23 = 94.23mm模数d 3t mt=94.233.62mmZ326齿高h =2.25叫= 2.25 3.62=8.15mmb少23 =11.56h8.15b h计算载荷系数据v =0.713m/s 7级精度。由2中图10-8查动载荷系数K1.02 ；直齿轮KH = Kf：.二1。由2中表10-2查得使用系数KA - 1 0由2中表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时KK=1.43 由-=11.56K =1.43

30、 查2中图 10-13 得 K1 46d3 二 d3t 339.2994.23 397.95mmKt, 1.3 计算模数 m m = $ 二9795 = 3.77mmZ3263.3.3按齿根弯曲强度计算由2中式10-5弯曲强度设计公式2KT YFaYsadZ； !十 11. 确定公式内各计算数值 由2中图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 匚FE3 = 500MPa ；大齿轮 的弯曲疲劳强度极限二FE2 = 380MPa 由2中图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFn3 =0.95，KFn4 =0.98 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由2中式10-12KfN3；- FE3S

31、0.95 5001.4=339.29MPaKFN4- FE4S0.98 3801.4二 266MPa计算载荷系数K查取齿形系数K 二 KAKVKF-.KF ： =1 1.02 1 1.4 =1.428由2中表 10-5 查得：YFa3 =2.6，YFa4 =2.252查取应力校正系数由2中表 10-5 查得：Ysa3 = 1.595, Ysa4 = 1.764计算大小齿轮的YFa Ysa2.6 1.595= 0.01222Y/252oi493-F 42662.设计计算3 ：2YFaYsabF 12KT YFaYsa.VZ；啤 13 2 1.428 2.9856 105V1X2620.01493

32、 = 5.21mm根据2中表10 1就近圆整为标准值m =6mm计算小齿轮齿数Z3 =色二97兰 17m 6计算大齿轮齿数 乙-2.55 17 ： 443.3.4、低速级齿轮几何尺寸计算分度圆直径= Z3 m =17 6 = 102mmd4 二 Z4 m = 44 6 = 264mm中心距a2d3 d421022642183mm 齿轮宽度 b = dd3 =1 102 =102mm B3 = 107mm B4 = 102mm表3-2低速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径齿宽小齿轮20 61832.5517102147.5170107大齿轮442

33、64477.55001023.4轴的设计一一输入轴的设计3.4.1确定轴的材料及初步确定轴的最小直径1、确定轴的材料输入轴材料选定为40Cr,锻件，调质。2、求作用在齿轮上的力根据输入轴运动和动力参数，计算作用在输入轴的齿轮上的力： R =4.66KW 山=480r/ minT = 92.71N m圆周力：Ft1 二生 2 92.71 =2726.76Nd1680径向力：Fn 二片 tan20 =2726.76 tan20 992.46N3、初步确定轴的最小径，选取轴的材料为45号钢，调制处理，根据2中表15-3 ,百（4.66取 A =112dmin 二 Ao 3112 323.89mmn-

34、 4803.4.2初步设计输入轴的结构根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度 已知轴最小直径为dmin = 23.89mm，由于是高速轴，显然最小直径处将装大带 轮，故应取标准系列值dA =25mm，为了与外连接件以轴肩定位，故取 B段直径 为 dB =35mm。 初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定）。参照工作要求并根据 dB =35m m,由轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6208 （参考文献1表8-32），其尺寸为d汉D汉B = 40mm= 80mm汉18mm，为 防止箱内润滑油

35、飞溅到轴承内使润滑脂稀释或变质，在轴承向着箱体内壁一侧 安装挡油板，根据需要应分别在两个挡油板的一端制出一轴肩，故：dD =45mm dE =dF = 60mm。 由于轴承长度为21mm根据4中图5.3挡油板总宽度为18m m故 Ic=Ih =39mm,根据箱座壁厚，取12且齿轮的右端面与箱内壁的距离 厶2 一， 则取A2 =12mm，根据4中图5.3，而挡油板内测与箱体内壁取 3mm故 lG=12-3=9mm。根据参考文献1表3-1知中间轴的两齿轮间的距离1 =10 15，估取 1 =10mm，且中间轴的小齿轮端面与箱体内壁距离为匚2 = 12mm，因 B = 107mm， B2 = 68m

36、m， Bi = lF = 73mm故lD=1210710687312 -12 - 73 - 3 - 3-9 =111.5mm 设计轴承端盖的总宽度为45m（由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据 轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为30mm故lB =75mm。根据根据带轮宽度可确定Ia =118mm图3-1输入轴结构简图3.4.3按弯曲合成应力校核轴的强度1. 轴的受力简图AC$j 、一_.D；/*51=2726.76NBFri=992.46NE=1340.67N图3-2输入轴的受力简图(1) 计算支座反力H面x mA =0(256 88.5

37、)Rbh -256Fr1 -144.5Fp 二 0药肝” +144.聊=256 沢992.46 +144.5340.67 =1299 84N25688.5344.5 Fx = 0 F r1 -Fp - Rbh - Rah 二 0Rah 二 Rbh Fp -Fr1 =1299.84 1340.67-992.46 = 1648.05NFt1 256344.52726.76 256344.5= 2026.27 N(2) 计算H面及V面的弯矩，并作弯矩图 H面DA段：MH (x) = FpX =1340.67x (0 _x_144Q当x = 0时，在D处MHD =0当 x =144.5 时，在 A处

38、M ha =1648.05 144.5 = 238143.23N mmBC段:M H(x) =RBHx =1299.84x (0 _ x _ 88.5)当x = 0时，在B处MHB =0当 x =88.5时，在 C处 Mhc =1299.84 88.5 = 115035.84N mm V面M VD = M VA = M VB = 0MVc =-RAVx = -202627 256 = -518725.12N mm(3) 计算合成弯矩并作图M D = M B =0 MA = 238143.23N *mmMC = Jmhc2 MVC2 =：；115035.842 (-518725.12)2 -53

39、1327.58N mm(4) 计算:T并作图:Ti =0.3 92.71 1000 =27813N mm(5) 校核轴的强度按弯矩合成强度条件，校核危险点即C截面圆周表面处应力。扭转切应力为静应力，取=0.3，由2中表15-1查得，轴弯曲疲劳极限 二丄335MPacaMe2：Ti 2W531327.5820.3 92.7120.1 x 733= 13.66MPa 乞打结论：强度足够DFri=992.46NCFt1=2726.76N_J隔曰JB X&V5RBhFiCBAMaT图3-3轴的载荷分析图3.5轴的设计一一输出轴的设计3.5.1初步确定轴的最小直径1、确定轴的材料输出轴材料选定为45号钢

40、，锻件，调质。2 求作用在齿轮上的力根据输出轴运动和动力参数、低速级齿轮设计几何尺寸及参数，计算作用在输出轴的齿轮上的力：Pm =4.39KW niii =56.7r/minTm -739.41N m2T 2 x 739 41Ft4也3 =5601.6N Fr4 二 Ft4 tan20 =5601.6 tan20 = 2038.82Nd4264 103 .初步确定轴的最小直径= 112=47.74mm3.5.2初步设计输出轴的结构1.输出轴最小直径显然是安装联轴器处的直径dg ,为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tca二KaT1查表14-1 ,考

41、虑到转矩变化很小故取Ka =1.3 ,则：Tea =KaT 亍 1.3 汉 739.41N m = 961.233N *m2 初选联轴器按照计算Tea应小于联轴器公称转矩的条件，由1中表8-36选用型号为LX3的 丫型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250Nm。半联轴器的孔径dg =48mm,故 取dg =48mm半联轴器长度L = 112mm。3根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度4. 轴的结构设计(1) 根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度 根据已确定的dg =48，由于g段轴长与半联轴器的轴毂长相同，为了使联轴 器以轴肩定位，故取f段直径为df =55mm。 初选滚动轴承。因该

42、传动方案没有轴向力，故选用深沟球轴承（采用深沟球 轴承的双支点各单向固定）。参照工作要求并根据df =55m，由轴承产品目录中 初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6212（参考文献1表8-32）， 其尺寸为d D B =60mm 110mm 22mm，根据需要在挡油板的一端制出一轴 肩，故 dd =67mm。 由于轴承长度为22mm挡油板总宽为18mm故l 40mm，根据两齿轮中心定位，且中速轴上的小齿轮端面与箱体内壁为12mm而挡油板内测与箱体内壁取3mm另外为了使大齿轮更好的固定，则令轴端面在大齿轮空内，距离取3mm综上累加得出l54.5mm，l152mm。根据高速轴的尺寸和低速

43、轴的部分尺 寸可以算出ld 108mm 设计轴承端盖的总宽度为44m（由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据 轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件 的右端面间的距离为30mm故If = 74mm。5 按弯曲合成应力校核轴的强度（1）绘制空间受力图（2）作水平面H和垂直面V内的受力图，并计算支座反力 Fb =0 RahF4 118345.52038.82 118345.5= 696.33NRbh =F4 -Rah =2038.82 -696.33 =1342.49NRav 二Ft4 118345.55601.6 118345.5F913.14NRbv = Ft4

44、 - Rav = 5601.6 -191314 = 3688.46N(3) 计算H面及V面内的弯矩，并作弯矩图 H 面M HA = M HB =0MHc =118RAH =T18 696.33 = 82166.94N * mm V 面 M VA = M VB = 0MVc -118Rav -118 1913.14 =225750.52N mm(4) 计算合成弯矩并作图MC = .、mHc MVc = . (-82166.94)2225750.522 = 240238.85N mm(5)计算:T并作图:T川-0.6 739.41 1000=443646N mm图3-5输出轴的受力简图(6) 校核

45、轴的强度按弯矩合成强度条件，校核危险点即C截面圆周表面处应力。扭转切应力为脉动循环变应力，取:=0.6，由2中表15-1查得，轴弯曲疲劳极限4- 335MPacaMe2： Tiii 2240238.8520.6 739.41 20.1 x 643MPa =9.16MPa 注1所以，强度是足够的aT1yFt4MHb图3-6轴的载荷分析图3.6轴的设计一一中速轴的设计1 中速轴Pi =4.52KW nii =144.58/minT, =298.56N m2、初步确定轴的最小径dmin =民，3；立 =112歸 4.52 mm = 35.28mmV 144.58因为中间轴最小径与滚动轴承配合，故同时

46、选取滚动轴承，根据轴的最小径初步选取型号为6208的深沟球轴承，其尺寸d D B=40mm 80mm 18mm。根 据前两个轴的尺寸，不难得出中速轴的尺寸，故其各部分计算省略。Ftn2Td2 298.56102 10-5854.12NFrII 二 FtII tan20 =5854.12 tan20 2130.72N图3-7中速轴结构简图第4章部件的选择与设计4.1轴承的选择轴系部件包括传动件、轴和轴承组合。4.1.1输入轴轴承1.轴承类型的选择由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向 载荷P =992.46N ；轴 承转速n480r/min ；轴承的预 期

47、寿命-=8 2 300 8=38400h2. 轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值:106C = P 3 60胆=992.46 3 6二4806 38400 =lO.26kN按照1 表8-32选择C二22.8kN的6208轴承4.1.2输出轴轴承1.轴承类型的选择由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。 轴承承受的径向载荷P =2038.82N ;轴承承受的转速 n3=56.7r/min轴承的预期寿命 Lh =8 2 300 8 =38400h2. 轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值：= 2038.82 360 56.7 38400106= 10.35kN

48、按照1表8-32选择C = 36.8kN的6212轴承4.1.3中间轴轴承1. 轴承类型的选择由于中间轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。 轴承承受的径向载荷P =2130.72N ;轴承承受的转速 n2 =144.58r/min轴承的预期寿命Lh =8 2 300 8 =38400h2. 轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值：=2130.72打6044.58咒 38400106= 14.77kN按照1表8-32选择C = 22.8kN的6208轴承.4.2输入轴输出轴键连接的选择及强度计算1、输入轴键连接由于输入轴上齿轮1的尺寸较小，采用齿轮轴结构，故只为其轴端选择

49、键。输 入轴轴端选择A型普通平键。其尺寸依据轴颈d =25mm，由2中表6-1选择 b h =8 7。键长根据皮带轮宽度B=78选取键的长度系列取键长L=70.校核键连接的强度键和联轴器的材料都是钢，由2中表6-2查得许用压应力!-J=100120MPa取平均值t pl - 110MPa。键的工作长度丨二Lb=70 8= 62mm，键与轮毂键槽的接触高度K =0.5h =0.5 7 = 3.5mm 由2中式6-1得2 T 103K l d2 92.71 1033.5 62 25= 34.17MPa ： tp 1，强度足够键 b L=8 70 GB/T 1096-20032、输出轴键连接输出轴与

50、齿轮4的键连接 选择键连接的类型与尺寸一般8级以上的精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在 轴端，故选用圆头普通平键（A型）。据d=64m m,由2中表6-1查得键的剖 面尺寸为b=18m m，高度h=11mm。由轮毂宽度B=110mm及键的长度系列取 键长 L = 100mm。 校核键连接的强度键、齿轮和轮毂的材料都是钢，由2中表6-2查得许用压应力 tJ-100120M Pa取平均值 Jpl-110MPa ， 键的工作长度 丨二L-b=100 -18 =82mm，键与轮毂键槽的接触高度 K = 0.5h = 0.5 11 = 5.5mm由2中式6-1得二p322 T川 10 _ 2 739.41 103Kid - 5.5 82 64=