机械设计课程设计(带式输送机传动装置的设计).

1、机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书指导老师：罗玉军院 系：机械工程学院 班 级：姓 名：学 号：2012年5月18日66目录第一部分设计任务书3第二部分传动装置的总体设计3第三部分传动装置的运动和动力参数计算5第四部分传动零件的设计计算6第五部分 轴的设计计算 18第六部分 减速器的附件 32第七部分主要尺寸及数据36第八部分润滑油及润滑方式的选择37第九部分密封及密封的选择38总结39参考文献39第一部分设计任务书设计题目：带式输送机传动装置的设计。1. 已知条件（1）机器功用 由输送带传送机器的零、部件；（2）工作情况 单向运输，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境温度不超过35

2、C；（3） 运动要求 输送带运动速度误差不超过5%;滚筒传动效率为0.96；（4）使用寿命 8年，每年350天，每天16小时；（5）动力来源 电力拖动，三相交流，电压 380/220V;（6）检修周期 半年小修，二年中修，四年大修；（7）生产规模 中型机械厂，批量生产。2. 设计数据：详见下表输送带工作拉力F/kN3.2输送带速度v/m s0.5卷筒直径D /mm350电机同步转速1000r/mi n:3.要求:（1）完成传动装置的计算。（2）完成各零件的设计、选择计算。（3）认真计算和制图，保证计算正确第二部分 传动装置的总体设计、传动方案1、设计要求：卷筒直径D=350mm,牵引力F=32

3、00N,运输带速度V=0.5m/s,连续单向运转，载荷平衡，空载启动，使用年限8年，每年使用350天，每天16小时，运输带的速度误差允许_5%。2、减速器采用二级圆柱齿轮减速器总体布局如图所示1-电机2-传送带3-减速器4-联轴器5-轮6-传送带7-轴承（六个）in、电动机的选择1、电动机类型的选择：丫系列三相异步电动机（工作要求：连续工作机器）。2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：（查指导书表1-7）32口 联宀承宀带八轮宀滚筒=0.99汉0.993汇0.96汇0.972 0.96 =0.833卷筒所需要的有效效率旦=空3=5舷1000 1000所需电动机功率：P1 6P.1.921

4、 KWn 0.833滚筒轴转速： n 二 60V = -6005 =27.30r / min兀D 兀汉0.35（2）确定电动机的型号根据指导书12 1表中丫型电动机数据选择：因为在设计任务书中必须选择同步转速为1000r/min的电动机，1.9212.2所以选择丫112M 6型电动机电动机型号额定功率Ped/kW电动机转速/(r/min)总传动比同步转速满载转速Y112M 62.21000 :94034.44三、计算总传动比及分配各传动比940 总传动比：i=34.44 ；27.30ii ( 1.3 1.5) i 2分配传动装置的传动比由指导书P5及P196可知i带=3.00=2.91i1=1

5、.35 i2=3.94第三部分传动装置的运动和动力参数计算1、各轴的转速n (r/min )高速轴一的转速=n m=940r/mi n中间轴二的转速n2 = m /h = 940/5.31 =177.024r / min?低速轴三的转速n3 二 n2 / i2 二 177.024/ 3.94 二 44.930r / min?滚筒轴四的转速=珏=44.930r / mi n?2、各轴的输入功率P(kW)高速轴一的输入功率R=P,带=2.2 0.96=2.112KW中间轴二的输入功率F2=r承轮=2.112 0.99 0.97=2.028KW低速轴三的输入功率R = F2承 轮=2.028 0.9

6、9 0.97=1.948KW滚筒轴四的输入功率P4二F3联 承=1.948 0.99 0.99 = 1.909KW3、各轴的输入转矩T （高速轴一的输入转矩 中间轴二的输入转矩 低速轴三的输入转矩 滚筒轴四的输入转矩-mTi=9550P/n 1=21.46 N.mT2=9550P/n 2=109.41 N.mT3=9550P/n 3=414.05 N.mT4=9550P/n 4=405.76 N.m传动参数的数据表电机轴轴1轴2轴3滚动轴4功率P/kW2.22.1122.0281.948 :1.909转矩T/( N m)22.3521.46109.41414.05405.76转速n/(r/mi

7、 n)940940177.02444.93044.930传动比i3.03.942.911.0效率n0.960.970.970.99第四部分 传动零件的设计计算、带的设计与计算1、确定计算功率R，选取V带型号:查表得KA =1.3FL =KaP =1.3 2.2=2.86KWn-i =940r/mi n由图811可选 A型（机械设计第八版）2、确定带轮的基准直径dd1 dd2验证带速v由表86和88 取小带轮的基准直径dd1 =118mmdd2 = i dd1=3* dd1 =354mm根据表8 8，取整 dd2 =355mm7idd1 n1v 一60 1000二 112 9405.80m /

8、s60 100055.80U - 1 Z H Z E（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=9550弓0.98 10=21.03 10N.m3）由表10-7选取齿宽系数d二14）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：小齿轮的接触疲劳强度极限匚円吋=600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限二Hlim2=550MPa ；6) 由式10-13计算应力循环次数N60n1jL60 940 1 (2 8 300 8)=2.16576 109hN2 側/ =2.16576 109 ： 3.94=5.5 1

9、08h7）由图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn1二0.93 Khn2二0.988）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1,得：K HN C H lim 1 KHN 2- H lim 22SMPa =548.5MPa= 0.93 江 600 +0.98 江 550= 2 19）由图10-30选取区域系数Zh =2.4310) 由图 10-26 查得=0.765：2=0.885 贝；：. = ； ；訂=1.65（2 ）计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入数值:2KtT1U1fZ|_|ZEd1tg% uCT；26 2103 103 彳94 1243 18981 1.65mm =

10、32.68mm3.94548.52)计算圆周速度v二 d1tni二 32.68 9403)v =60 1000计算齿宽b60000m s = 1.61 ms=1 32.68mm = 32.68mm4)计算齿宽与齿高比b/h模数mntd1t cos :32.68 cos14mm 二 1.38mmz123齿高h =2.25mnt =2.25 1.38mm = 3.105mmb/h =32.68 “3.105 =10.525）计算纵向重合度=0.318样占n ： =0.318 1 23 tan 14 =1.836）计算载荷系数根据v=1.61m/s，7级精度，由图10-8 （机设书）查得动载系数Kv

11、=1.08由表10-2查得使用系数Ka胡因斜齿轮，假设 KAFt /b : 100N / mm由表 10-3 查得 KHa =KFa =14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=10.53,2 =1.417查图 10-13 得 K =1.325,故载荷系数K 二 KAKVKH ：.KH 1=1 1.08 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Ik|2.14dr寸亍迓8旬荷mm=37.79mm8）计算模数mmn =4 cos ：37.79 cos14 小mm 二 1.59mm233、按齿根弯曲

12、强度设计由式（10-17）得弯曲强度的设计公式为mn -YFa Ysa（1）确定公式内各计算数值1）计算载荷系数K 二 KaKvKf-KF ： =1 1.08 1.4 1.3252）根据纵向重合度2=1.83，从图10-28查得螺旋角影响系数2:=0.883）计算当量齿数cos3 ：23品4宀20Zv2乙3cos122cos314133.674）查取齿形系数由表 10-5 查得YFy1 =2.616丫F：2= 2.1535）查取应力较正系数由表 10-5 查得Ys;1 =1.591Ys：2 =1.8176）由图10-20C查得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

13、限丘2= 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tF 1 = Kfn Kfn2 彰 =O.91 380 “pa = 247MPa S1.4。1 = 86 汉 500 “pa =307 14MPa1 S1.49）计算大、小齿轮的彳冷 并加以比较F “丫Fa1YSa1匕f12.616 1.591307.14= 0.01355丫Fa2丫Sa2-F 22.153 1.817247= 0.01584大齿轮的数值大。2KT1Y-：cosmT_%爲（2）设计计算：-YFaYsatF

14、 131.031030.88 cos214=20.01584 mm = 1.09mmV仆23 X1.65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1.09mm并就近圆整为标准值m 1.25mm,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d 37.79mm，来计算应有的齿数，于是有：dos：37.79 cos14小齿轮齿数 z 129.33 取= 30mn1.25大齿轮齿数 -u -3

15、.94 30 = 119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(乙 Z2)m12cos :_ (30 119) 1.252X cos14Cmm =96.04mm将中心距圆整为97mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角2a(30119)依=15.112 96.04(3)(4)因1 =（8，20 ）值改变不多,故：、K Zh等不必修正计算大、小齿轮的分度圆直径did2计算齿轮宽度Zig2awZiZ22 96.04 30“c,mm = 39.84mm30 119z2m12az22 96.04 119mm 二

16、 153.34mmZi - Z230 119=1 38.84mm = 39.84mm取 B =45mm ，B2 =40mm（5）验算2T；2 2.103 104L I ” t 一 4 一 38.84N =1082.90NKaRb1 1082.9038.84N / mm 二 27.88N / mm ： 100N / mm，合适4.2.2低速级减速齿轮设计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，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

17、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 =Z3*i2 =23 2.91=675 ）初选螺旋角2 -142、按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-21 ）进行试算，即u - 1uZ E（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt =162）计算小齿轮传递的转矩T2 =9550豆0.98 10=107.22 10N.mn3）由表10-7选取齿宽系数d二14）由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa5）由图10-21d按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳强度极限二Hlim3 =600MPa ；大齿轮的接触疲

18、劳强度极限二円讪4 =550MPa ；6）由式10-13计算应力循环次数N3 二 N2 = 4.0786 1 08hN4 二 N3/i2 =4.0786 108 “2.9仁1.40 108h7）由图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn3二0.93 Khn4二0.958）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1,得：K HN H lim 3 K HN H lim 42S0.93 6000.95 5502 MPa =540.25MPa9）由图10-30选取区域系数 Zh =2.4310）由图 10-26 查得-3-0.765=0.87 贝则：=；=；屮=1635 （2）计算 1）试算小齿

19、轮分度圆直径d3t，代入数值:d3t - 32K“2z-2U 1 ZhZe1 1.635岂空107.叱乙込U24叱892mm=57.71mm2.91540.252)计算圆周速度V爲 d3t n260 1000二 57.71177.024,m / s = 0.54 m / s600003)计算尺宽bb = :d * d3t = 1 57.71 = 57.71mm4)计算尺宽与齿高比b/h模数mntd3tcos：57.71 cos14一mm = 2.44mmZ323齿高 h =2.25mnt=2.25 2.44mm = 5.48mm5）计算纵向重合度；0.318 dz3tan ： =0.318 1

20、 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K1.02由表10-2查得使用系数KA =1斜齿轮，假设KAFt/b ：100N/mm由表 10-3 查得 KHa = 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K. = 1.423由 b/h=10.53，=1.423查图 10-13 得 = 1.335，故载荷系数K = KAKVKK =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（10-10a）得d3 二 d3t 1K =57.71 汇 J.fmm

21、=62.33mm8）计算模数md3 cos B62.33汉 cosl4“mnmm = 2.63mmZ3233、按齿根弯曲强度设计由式（10-17）得弯曲强度的设计公式为3 FmnKT2Y：cos2_.YFaYsa dZ凳a升（1）确定公式内的各计算数值1）计算载荷系数K 二 KaKvKf 一 Kf，1 1.02 1.4 1.335 = 1.912）根据纵向重合度=1.83，从图10-28查得螺旋角影响系数 Y =0.883）计算当量齿数Z 一 乙 _232518 Z Z4 - 91 99 62Zv3cos3 ： _cos314Z”cos3 厂 cos31499.624）查取齿形系数由表 10-

22、5 查得Yf= 2.616Yf- 2.1905）查取应力较正系数由表 10-5 查得Ys：.3 =1.591Ys：.4 =1.7856）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 任3 = 500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限任4 = 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FKFN3- FE3S0.91 5001.4MPa =325MPa屛=Kfn4fe4 = 0.92 x 380 “pa =249 71MPa4 S1.49) 计算大、小齿轮的at罕并加以比较F ,

23、丫Fa3丫Sa32.616 1.591325= 0.014368丫Faf I2.190 1.785249.71= 0.0156550.015655 mm = 1.83 mm小齿轮齿数d3 cos g 62.33 cos14 mn2-30.24取z3 -31大齿轮的数值大(2)设计计算:2KT2Y：COS 1.91107.221030.88 cos2 14 ：YFaYsalc F 1大齿轮齿数-uz -2.91 31 =91取z4 =91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a2mm 二 127.70

24、mm(Z3 乙血2 _ (3191) 22cos ：2 cos14将中心距圆整为128mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(Z3 Z4)m22a(31123)22 127.70= 14.41d3Z3m2cos :d4Z3m)2cos :2az4Z3 z2 127.70 9131 91mm 二 190.50mm因1 =(820)值改变不多，故：、KZh等不必修正 计算大、小齿轮的分度圆直径2az32 127.70 31 心mm = 64.01mm z3 - z431 91(4) 计算齿轮宽度b 二 dd3 =1 64.01mm = 64.01mm 取 B_j = 70mm , B2

25、 = 65mm(5) 验算2T22 107.22 10364.01N =3350.10N1 3350.1064.01A03 P，选用40Cr调质钢，查机设书P370 表 15-3，得 A0 =106N / mm = 52.34 N / mm : 100 N / mm，合适第五部分轴的设计计算高速轴的设计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:32.112d -10613.88mm940在第一部分中已经选用的电机 丫112M 6,D=2

26、8。d。= (0.8 1) 28 = 22.4 28 = 25 mm因为此段上要开键槽，故要扩大3%来增加强 则do =25 1.03 = 26 mm Lo =62mm1）、d32mm 考虑到轴承盖得装卸问题 L|=50mm2） 、因齿轮为斜齿轮则轴承受径向力和轴向力作用，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 =35mmx62mmx15mm，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 d40mm，L 96.5mm4 ）、由于第五段上轴的直径和此段上齿轮的直径相差不大，故采

27、取直接在轴上加工齿轮的加工制造方式 d42mmL45mm5）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 d5 =35mm L5 =3 4. m m3、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 的零件图，选轴的直径尺寸公差 m64、（ 5）、求轴上的载荷2 21.03 10339.84小齿轮分度圆直径d1二39.84mmN -1082.90NFr1Ft tan 20：cos B1082.90 tan20cos15.11N = 408.27NFa1 =Ftta n： =1082.90 tan

28、 15.11； N = 292.39NF NH 1Ft1l 31 2 T 31082.904412644N = 280.28 NF NH 2N = 802.62 NFt112 _ 1082.90126121312644M h 1 = Fnh2 = 280.28 126N * mm = 35.32N * mMH2 =FNh2I3 -1082.90 44N *mm = 35.32N *mFaQ2292.39 39.842N *mm = 5.69N *mF NV1F3Ma1213408.27 44 5.69 103126 + 44N “51.15NFNV2Fr2 - M a12133408.27 1

29、26-5.69 10126 + 44N -257.12NMV1 = FnV112 =151.15 126N mm = 19.05N *mMV2 = FNv213 = 257.12 44N *mm=11.31N *mM1 二.Mv12 Mh12 二 19.05235.322N m=43.78N *mM2 =Mv22 M H22 = -11.312 35.322 N *37.09N *mT1 -21.03N m载荷水平面H垂直面V支持力FFnh1 =280.28NFNH2 =802.62NFnv1 =151.15NFnv2 =257.12N弯矩MM H = 35.32N *mMV1 =19.05N

30、 mMV2 =11.31N m总弯矩M1 = 43.78N mM2 =37.09N m扭矩T =21.03N 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, 故取a =0.6,轴的计算应力0.1 38.843M E： 43.782(0.6 眄 103MP7.58MPa其中 W =上0.1d332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 06a ”：1,故安全。（7）、精确校核轴的疲劳强度1 ）、判断危险截面

31、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 353mm3 =4287.5mm3抗扭截面系数WT =0.2d3 =0.2 353mm3 -8575mm3截面左侧的弯矩M为：126.9 2512620M = M1N = 43.78N = 36.83N *m126.9126截面上的扭矩T为：T二T, =21.03N3截面上的弯曲应力：0=M 36.83 10 MPa=8.59MPaW4287.5截面上的扭转应力：t - =21.03 10 MPa = 2.45MPaWt8

32、575轴的材料为40Cr钢，调质处理，由机设书 P362表15-1查得：O =735MPao=355MPaJ=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查取因= 0.025D 二284 =1.23经插入后得：d 40d 40a 广 2.23. ：i ： - 2.02又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为q厂0.78 q =0.80k。二 1 q/a。-1)=1 078 (2.23-1) =196k 厂 1 q T aT-1)=1 0.80 (2.02-1) =1.82由附图3-2的尺寸系数0.77由附图3-3的扭转尺寸系数086轴未经表面强化处理，即轴按磨

33、削加工，由附图3-4得表面质量似=仪=095 q =1，贝U按式3-12及3-14b得综合系数为:色丄一 1(T196 丄一仁 2600.77095丄亠遊.丄1Bt0.86 095= 2.17合金钢的特性系数:厂0.20.3 取二0.201 0.15 取 =0.1则可计算安全系数ScaSTTlKtTSoS T35526 4.30 02 0= 31.751552.17 1.85 -2 0.1 1.85“ 2=73.82_31.75_73.82_31.752 73.822= 29.17 S =1.5故可知其安全中速轴的设计1、选择轴的材料该轴选取45钢，调质处理。2、初步计算轴的最小直径d -11

34、02028 mm = 24.80mm177.024根据表15-3，取A。=110，于是根据公式d 4 P有选定 dmin = 40mm第一段轴的长度L0 =36mm3、轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案:.&1fu 寸1(I*1厂.11 onJA（2）各轴的直径和长度1）根据dmin =40mm，选用角接触球轴承7208AC尺寸d汉D汉B = 40汉80如8 得d1 =d5 =40mmmm为了使齿轮3便于安装，故取d2 = 42mm， L2 = 68mm2）第二段和第四段是装齿轮的，为了便于安装，L2和L4都要比齿轮三和齿轮二的齿宽略小所以d4 =42mm,L4

35、 = 38mm，由指导书得L u = 8mm， 3）第五段轴和第二段轴直径相同d5 =d2 =40mm， = 39mm（3）轴上零件的轴向定位轴上轴承轴向定位采用凸缘式端盖与挡油环定位，齿轮采用挡油环与轴肩定位；选轴的直径尺寸公差 m6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参照表15-2，取轴端倒角1.6 45，各轴肩出圆角半径为1mm（5）求轴上的载荷1 ）求轴上的力已知 F2 =2.028KW,n2 =177.024r, min,T2 =109.41N mFt22T22109.4110153.34-1056.28lFt2 tan 20Fr2cos目1056.28 tan 20cos15.11；N =

36、 398.23 NFa2 =Ft2tan=1056.28 tan 15.11 N = 285.20 Nt32T3d32109.413418.53103 n64.01-3418.53 Nr3Ft3ta n 20cos役3418.53 tan20cos14.41N =1284.71NFa3 =Ft3tan 一：2 =3418.53 tan 14.41 c N =878.37 N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7208AC型角接触球轴承，由指导书查得 a=23mm 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两齿轮中

37、心截面受弯矩较大，分别计算两截面处的力与矩：FNH 2Ft2(l1 丨2 ) Ft3hll 12 131056.28 (49 70) 3418.53 4945 + 70 + 39N= 1928.98NFNH3Ft213Ft3(1213 )111213105628 39 8*53 (39 65) “ = 2610.02N45 65 39M H 2 = FNH 213 =1928.98 39N *mm = 75.23N * mMH3 二 FNH312610.02 45N *mm = 117.45N *mM a2Fa2D2285.20 196.472N = 29.54N *mM a3Fa3D2878

38、.37 64.012N 二 28.11 N *mF NV 2Fr2(11“2) F1 - M a2 - M a3h I2 丨3398.23 (45 70)1284.71 45-29540 -2811045 +65 + 39N =302.35NF NV 3Fr3(l2J) F3 Ma2 M a3h +12 +131284.71 (70 39) 398.23 39 29540 28110 “N =1402.73N 4570 39MV2 =FnV2I3 =302.35 39N -11.79N *mMV3 二卩冷=1402.73 45N =63.12N *mMmax =gMH32 Mv32=；117.

39、452 63.122N m=133.34N mT =109.41 N载荷水平面H垂直面V支持力FFnh2 928.98NFnH3 =2610.02NFnV2 =302.35NFnv3=1402.73N弯矩MM h 2 = 75.23N *mMH3 =117.45NMv2 =11.79N *m M V3 = 63.12N *m总弯矩Mmax =133.34N *m扭矩T =109.41 N *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，根据机设书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，故取a =0.6,轴的计算

40、应力ca,M2 (aT)2W,133.342(0.6 109.41)20.1x423103MPa =20.06MPa其中W =卫：0.1d332前面已选定轴的材料为45钢（调质），查机设书 P362表15-1，得：lc J -60MP,，因此 知”：8】，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两齿轮中间轴肩处截面3和4因轴肩尺寸变化，引起应力集中，又截面 3受弯矩等大于截面4,故 可只校核截面3左面：2）、截面左侧抗弯截面系数 W=0.1d3 = 0.1 423mm3 = 7408.8mm3抗扭截面系数 W =0.2d 0.2 4

41、23 mm3 = 14817.6mm3截面左侧的弯矩M为：54405040M =M1Nm =159.01N *m =21.94N m5450截面上的扭矩T为：T=109.41NmM2194乂103截面上的弯曲应力：见二.MPa =2.96MPaW7408.8截面上的扭转应力：币二工二109.71 10 MPa二7.37MPaW14817.6轴的材料为40Cr钢，调质处理，由机设书 P362表15-1查得：g =735MPag =355MPaJ =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a = 2.14a因d冷24d=4?=1-19经插入后得:-二

42、1.89T又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为 q a二078 q =0.80则：ka1 q 小1 0.78 (214 小低 k T = 1+q ( aT -1) = 1 + 080 x (1.89 -1) = 1.71由附图3-2的尺寸系数076由附图3-3的扭转尺寸系数 厂085轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量a = Bt = 0.95轴未经表面强化处理，即q =1，贝U按式3-12及3-14b得综合系数为:aKt =-t1.891丄一仁Ba丄一1 =0.85 0.950.76 0.952541711 一仁2.06合金钢的特性系数= 0.2 0.3取唇丁 -0.2二 01 0.15取=

43、0.1则可计算安全系数Sa K aaa 3552.54 4.94 0.2 0 一28.29St= kt-t a t155T 一 2.06 9.54 “ 2 0.1 9.54“ 2 一 15.04SSt28.29 5.04小廿宀人Sea ：t 2 2- =13.28S =15 故可知其安全vSStV28.29 +15.04三低速轴的设计1、选择轴的材料该轴同样选取45钢，调质处理。2、初步计算轴的最小直径根据表15-3，取A。=112,于是根据公式d A , P有d _1121.948 mm = 37.98mm49.930选定 dmin =50mm初选联轴器HL4,初定轴的最小直径dmin =5

44、0mm3、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案:CJO4._、9i.rjinIO0S37 pl （2）各轴的直径和长度1）联轴器采用轴肩定位d6 =50mm，半联轴器长度为L=112mm ,半联轴 器与轴的配合的毂孔长度为 84mm，为了保证半联轴器轴向的可靠定位，故取L6 = 82mm因轴承受径向力和轴向力作用大，转速较小，载荷大，故选用角接触球轴承7012AC d x D 汉 B =60mmd00mmx 20mm，故 d_! = d4 = 60mm,为了便于齿轮安装d2 =64mm，为了使齿轮有较好的轴向定位，取 d 70mm， d 58mm 轴承B =22m

45、 m,为了便于安装，L20mm，其他长度由轴1和轴2的计算方法求得 J = 42mm, L2 二 63mm,L3 二 72mm L5 二 50mm（3）轴上零件的轴向定位轴承采用凸缘式端盖和挡油环来定位，齿轮轴向定位则采用轴肩与挡油环定位，选轴的直径尺寸公差 m6（4）确定轴向圆角和倒角尺寸参照表，去轴端倒角2.0 45，各轴肩处圆角半径为1mm叽(5) 求轴上的载荷1 )求轴上的力已知 P3 = 1.948KW, n3 = 44.930r. min, T3 =414.05N mFt 42T3d32414.0510190.50N 二 4346.98Fr 4Ft4ta n20：cos色4346.

46、98 tan20：cos14.41N =1631.10NFa4 二 Ft4tan 2 =4346.98 tan 14.41 N J116.92NFFt4l24346.98103F NH 4h + l243 +103N =3066.71 NF NH 5Ft4h _ 3260.3643l11243103N = 1280.27M H4 = FNH4h = 3066.71 43N mm=131.72N *mM H 5 二 FNH 5l2 -1280.27 103N mm = 131.72N * mMa4FaeD21116.92 190.502N mm = 106.39N *mFFr4l2 M a4N -1879.41N1631.10 103 106.39 10343+103FNV5l1 l21631.10 43-106.39 10343+103N = -248.31NM V4 二 Fnv 4h = 1879.4143 N mm = 80.8 N * mMV5 = FNv5l2 = -248.31103 N mm = - 25.58 N mM4 Mv42 M H42 = . 80.82131.122 N m=154.02N