机械设计课程设计：螺旋输送机传动装置

1、实用标准文案机械设计课程设计:螺旋输送机传动装置学校：华南农业大学学院：工程学院班级：制作小组：制作人：辅导老师：目录摘要1设计要求2 螺旋输送机传动简图2第一章：电动机的选择1.1 :选择电动机31.2 :选择电动机的功率1.3 :选择电动机的转速1.4 :确定传动装置总传动比及其分配41.5 :计算传动装置的运动和动力参数5第二章:普通 V 带的设计计算2.1 :确定计算功率FCa62.2 :选取普通V带的型号62.3 :确定带轮基准直径 D1和D262.4 :验算带速V6 -62.5 :确定V带基准长度Ld和中心距a072.6 :验算小带轮上的包角72.7 :确定V带的根数z82.8 :

2、确定带的初拉力F0v 82.9 :计算带传动的轴压力92.10 : V带轮的结构设计9 -第三章：单极齿轮传动设计3.1 :选择齿轮类型、材料、精度及参数 113.2 :按齿面接触疲劳强度设计113.3 :按齿根弯曲疲劳强度设计143.4 :几何尺寸计算17-3.5齿轮结构设计19第四章:轴的设计计算第一节:输入轴的设计4.1 :输入轴的设计99999999999999999991994.2:输入轴的受力分析999999999999999992924.3:判断危险截面和校核9999999999999999925第二节:输出轴的设计4.1 ':输出轴的设计9999999999999999

3、992954.2':输出轴的受力分析99999999999999999284.3':判断危险截面和校核999999999999999931第五章:轴承的计算与选择5.1 :轴承类型的选择9999999999999999993915.2:轴承代号的确定9999999999999999993925.3:轴承的校核99999999999999999999329第六章:平键的计算和选择6.1 :高速轴与 V带轮用键连接356.2 :低速轴与大齿轮用键连接366.3 :低速轴与联轴器用键连接36第七章:联轴器的计算和选择7.1 :类型的选择377.2 :载荷计算377.3 :型号的选择3

4、7第八章:减速器密封装置的选择8.1 :输入轴的密封选择388.2 :输出轴的密封选择38第九章:减速器的润滑设计9.1 :齿轮的润滑389.2 :轴承的润滑39 -第十章:减速箱结构尺寸的设计10.1 :箱体的结构尺寸38设计小结41参考文献 42精彩文档摘要 螺旋输送机是一种不具有挠性牵引构件的旋转类型的物料输送 机械，俗称绞龙，是矿产、饲料、粮油、建筑业中用途较广的一种输 送设备， 由钢材做成的， 用于输送温度较高的粉末或者固体颗粒等化 工、建材用产品。螺旋输送机的结构简单、横截面尺寸小、密封性好、工作可靠、 制造成本低，便于中间装料和卸料，输送方向可逆向，也可同时向相 反两个方向输送。

5、 如果从输送物料位移方向的角度划分， 螺旋输送机 分为水平式螺旋输送机和垂直式螺旋输送机两大类型， 主要用于对各 种粉状、颗粒状和小块状等松散物料的水平输送和垂直提升。其中， 螺旋输送机的传动装置是必不可少的重要部分， 本次小组设计的是水 平螺旋输送机，由电机带动， V 带传动，经减速器减速然后带动输送 机。螺旋输送机的广泛应用对于提高劳动生产率， 实现物料输送过程 的机械化和自动化，都具有重要的现实意义。关键字 ：螺旋输送机、减速器、物料输送设计要求：螺旋输送机题目：设计一个螺旋输送机传动装置，用普通 V带传动和圆柱齿轮传动组 成减速器。输送物料为粉状或碎粒物料，运送方向不变。工作时载荷基本

6、稳定，二班制，使用期限10年（每年工作日300天）, 大修期四年，小批量生产。工作量：一张A0装配图，零件图3-4张，不少于30页设计计算说 明书。原始数据：输送机主轴功率Pw （ KW）: 5.6输送机主轴转速n （r/min）: 100螺旋输送机传动简图:5 联轴1计算项目计算过程计算结果第一章：电动机的选择1.1:选择电Y系列异步电动机运行可靠、寿命长、使用维护方便、动机性能优良、体积小、重量轻、转动惯量小、用料省等优点，Y系列异完全符合工作要求和工作条件。步电动机故选用Y系列异步电动机。1.2 :选择电电动机所需的功率：动机的功率Pm式中:k安全系数，考虑过载或功耗波动等影响， 取1.

7、3 ；10.96Pw输送机主轴功率，数值为 5.6kW ；20.97传动装置的总传动效率230.99123440.981 2 3 4分别为V带传动，一对圆柱齿轮，一对滚动轴承，十字滑块联轴器的传动效率，查得10.96;20.97;3 0.99;4 0.98;0.89=0.96 0.970.9920.98 = 0.8944Pm8.14彳 c 5.6kWPm 1 3kW 8.14kW0.89441.3 :选择电根据输送机王轴转速 n及机械传动效率概率值和传动机的转速动比范围取得普通 V带传动比i1 24,单级圆柱齿轮减续1.3 :选择电动机的转速速器的传动比i236,可计算电动机转速合理转速范围为

8、Nm n ii i2 100r/min (24) (36)600 2400r/minNm6002400r / min综上所述，根据 ZB/TK 22007-1988JB/T 5274-1991 ，取型号为Y160M-4的电动机，其技术数据如下：电动机固定、卄 +、， 满载起动转最大转电动机电动机电动机电动机型号功率转速矩/额矩/额轴伸出伸出端中心高外形尺/kW定转矩定转矩端直径安装长度寸长/mm度/mm宽/mm高/mmY1601114602.22.242k6110160600M-4330385电动机的安装及有关尺寸底脚安装尺地脚螺栓孔轴承尺寸装键部位尺寸A B尺寸KD E寸F h254 210

9、154211012 81.4 :确定传动装置总传传动装置的总传动比：i 14.6动比及其分配n 满 1460 “一i 14.6n100取V带传动比ii 2.92,则单级圆柱齿轮减速器传动i 14.6比为i 25L 2.9211 2.9212 51.5 :计算传1.5.1 :计算各轴输入功率Pm8.14kW动装置的运电动机轴:Rm 8.14kWP7.81动和动力参轴I（减速器高速轴）P Pm 18.14 0.967.81kW1kW数n 由 车（减速器低速轴） Ri R 37.74kWPi7.74kW1.5.2 :计算各轴转速电动机轴：N 满 1460r/min轴1:N满1460-.N满1460r

10、/minNI 500r/minr / mini12.92Ni500轴II:r / minK1Ni500r/ minNII100Nii1100r/minIIi25r / min1.5.3 :计算各轴转矩电动机轴：Pm8.14kWTm9550亠9550-53.24Nmn满1460r/minTm53.24轴1:N mr7.81kWTI149.17Ti95509550149.171Nm1 INi500r / minN m轴II:Tii739.1r一一 一一1 II厂7.74kW7NmTii9550 119550739.17NmNii100r min第一章：普通 V带的设计计算2.1 :确定计算功率FC

11、a确定工作系数：由于载何变动小，空、轻载起动，每天 工作两班制，选取KA 1.2，故FCa KAF 1.2 8.14 9.77kWPCakW9.772.2 :选取普通V带的型根据Pca 9.77kW和n 1460r/min，确定选用A型V带。A型号2.3 :确定带取主动轮的基准直径D1125mm,D1125mm轮基准直径从动轮基准直径D2为：D1 和 D2D2 (1)D1i1 (1 0.01) 125 2.92 361.35mm为滑移率，一般取（1%2%）,此处取0.01。D2355按普通V带轮的基准直径系列，取 D2355mm，这样使从mm动轮n2增加。从动轮转速n2 :D1125n2(1)

12、1 n1(10.01)1460508.94r/minD2355转速的相对误差为：508.94 500 ,100% 8.1%500在允许误差范围内。2.4 :验算带带速V :速VD1 n1125 1460 厂“，V 9.56m / sV 9.5660 1000 60 1000m/s因为5 V 25m/s在允许范围内，所以带速合适。2.5 :确定V带的传动中心距为a0:带基准长度0.7(D1D2) a02(D1 D2)Ld和中心距0.7(125355) a02(125 355)a。500mmao得336 a0960初定中心距为500mm。计算相应带长：Ld0 2a0-(D1 D)(D2 D1)22

13、) ,24a°2 500 (125 355)(125 355)24 500Ld19401869mmmm选取带的基准长度Ld1940mm。传动的实际中心距a :a535.5LdLaa° d0 5001940 1869 lcll535.5mmmm0 22考虑安装调整和保持张紧力的需要,中心距的变动调整范围amin506.4mm为：amax593.7amina 0.015Ld535.50.015 1940 506.4mmmmamax a 0.03Ld535.5 0.03 1940593.7mm2.6 :验算小小齿轮包角：带轮上的包、57.311180 (D2D1)角a153.64

14、180(355125产.3120500包角合理。153.641202.7 :确定VV带的根数z带的根数zzPeaKaPPr(P°Po)KKl根据A型带，ni1450m/s, D1125mm，取单根V带的额定功率P01.92kW根据B型带，ni1450m/s, D1125mm,取单根V带的额定功率增量P。0.仃 kW根据包角1153.64，取包角修正系数K 0.93根据A型带,Ld1940，取普通 V带的带长修正系数Kl 1.02代入数据：z1.28.14(1.92 0.17) 0.931.02z 54.93选取z 5根。2.8 :确定带带的初拉力F0 :的初拉力FF。500 (25K

15、K )Pea2qvzv根据B型带,V带的单位长度的质量q 0.170kg/m代入数据：F。500(2.5 0.93)9.770.17 9.562F0188.07 N0.93 59.562.10 : V带轮带轮材料；选用灰铸铁HT150。的结构设计根据槽型为A :查得有关齿槽截面尺寸的数据，单位：mmbd11.0，hamin 2.75，hfmin 8.7，e 15 0.3，fmin9，dd与dd相对应的32343638118118188.07N2.9 :计算带传动的轴压力带传动的轴压力:1Fp 2zF0si n1p 2153.642 5 188.07 sin21831.16NFp 1831.16

16、N主动带轮的结构尺寸：单位：mmdd1 125da1 131确定尺寸如下：因为dd1 D1125mm 300mm，所以结构型式采用实心式，设计参数如下：da1 dd1 ha 125 2 3 131mm,式中 ha 3续：V带轮的结构设计d与电机输出轴配合，取定d1 42mm ,d11(1.8 2)d1，取 d11(1.8 2)d12 42 84mmL1 (1.5 2)d取 L1 1.7d1 1.7 84 142.8mmB1 2f (z 1)e 2 12 (5 1) 19 100mm且外根据直径d1，取C11.5mm从动带轮的结构尺寸：因为dd2D2355mm 300mm结构型式采用轮辐式，设计

17、参数如下：da2 dd2 2ha 355 2 3 361mm,式中 hg*1d2与减速器输入轴配合，取疋 d2 45mm，d12(1.8 2)d22 45 90mmL2(1.5 2)d2,取 L21.7d21.7 4576.5mmB 2f (z 1)e2 12(5 1) 19100mm取根据直径d2，取C21.5mmh 29031 P 290 J81446.03mm1”nzaV 508.94 4式中：P为传递的功率，kW ；n为带轮的转速，r / min ;za为轮辐数。0.8h|0.846.0336.82mmf10.2h10.246.039.21mmb0.4h|0.446.0318.41mm

18、b20.8b10.818.4114.73mmd142d1184L1142.8B 100C11.5dd2 355da2 361d245d1290L276.5B 100C21.5h146.03h236.82f19.21b118.41b214.73第三章：单极齿轮传动设计3.1 :选择齿根据工作条件、要求和上文的传递效率的设计轮类型、材（1 ）选择直齿轮传动直齿轮料、精度及（2）选取齿轮精度8级精度8级精度参数（3 ）取小齿轮材料为40Cr（调质）、硬度为280HBS;大齿40Cr轮材料为45钢、调质硬度为240HBS乙28（4）取小齿轮齿数 乙 28,大齿轮乙i2乙 5 28140Z21403.2

19、 :按齿面小齿轮分度圆直径设计公式：接触疲劳强d3卜5i2 1 Z2hZeZdit q d度设计i2H3.2.1确定计算参数1.齿轮按标准中心距安装，啮合角'=二节圆压力角=20 ;=202.试选接触疲劳强度计算的载何系数KHt 1.3;3.计算小齿轮传递的转矩：Kht 1.3T1 Ti 149.171N m 1.49210 N mm4.选取齿宽系数为d 1T1149.17Nm5.区域系数：1r1 2cos 'I 2cos20-d1Zh *2H cos2 202.49 cos sin 'sin206.查得材料的弹性影响系数Ze 189.8MPa"2Zh2.49

20、i14ze189.87接触疲劳强度用重合度系数Z由式Z 彳和3MPa1/2续3.2 :按齿面接触疲劳强度设计ala2乙 tan a1tan ' z2 tanarccosz1 cos / z1 2haarccos28 cos20 / 28 2arccosz2 cos / z2 2haarccos140 cos20 /140乙 tan a1tan ' z2 tana2a228 ta n28.712 tan20 1401.7634 1.7630.864tan 7 2 计算:28.7121 22.111tan ' / 2ta n 22.111 tan 208.计算接触疲劳许用应

21、力查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1 600MPa、Hlim2 550MPa计算应力循环次数:N160n1jLh 60 500 12 8 300 101.44 1099N2 N1144 102.88 108i2查表取接触疲劳寿命系数Khn10.93、Khn21.07取失效概率为1%，安全系数S1,由式K N lim彳得 S得K HN 1 Hlim1S0.93 600558MPaK HN 2 H lim 2 H 2 S1.07 550588.5MPaa1 a228.722.11.7630.864续3.2 :按齿面接触疲劳强度设计取H 1和H 2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许 用

22、应力，即：hh i 558MPa3.2.2试算小齿轮分度圆直径 2d'2KHtTi i2 1 ZhZeZdlt 彳 id'2H=62.935mm3.2.3调整小齿轮分度圆直径3.2.3.1计算实际载荷系数前的数据准备1、圆周速度Vditni62.935 500 . _ .v1.65m/ s60 1000 60 10002、齿宽bbddjt 1 62.935 62.935mm3.2.3.2、计算实际载荷系数系数Kh1、查得使用系数Ka 12、根据v 1.65m/s、8级精度查得动载系数Kv 1.083、齿轮的圆周力5Ft12T1 2 1.492 104.741 103Nd1t62

23、.935心片 1 4.741 103 ”N / mm 75.33N /mm 100N / mmb62.935查表得齿间载荷分配系数Kh 1.2HH558MPad1t 62.94 mmv 1.65m /sb 62.93 mmKa 1Kv 1.08Ft1 4741N续3.2 :按齿由文献，得8级精度、小齿轮相对支承对称布置时，Kh1.2面接触疲劳得齿间载荷分布系数 K h1.355，于是得到实际载荷系强度设计数：Kh1.756KhKaKvKh Kh1 1.08 1.2 1.355 1.7564、按实际载荷系数算得的分度圆直径1fd1 d1tJ62.935 召69.57mmg 1.3d1mm69.5

24、7及相应的齿轮模数m2.485d169.57m2.485mmZ28mm3.3 :按齿根根据下式计算模数：弯曲疲劳强|2如1丫YFaYsa度设计mt32d乙F3.3.1、确定公式中的各参数值1、试选心 1.3KFt1.32、计算弯曲疲劳强度用重合度系数 Y、,宀厂0.75厂0.75Y 0.250.250.6751.763Y0.6753、计算YfF（1）据文献，查得齿形系数 论 2.58,论22.18（2）据文献，查得应力修正系数 Ysa11.62,21.82（3）据文献，查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分续3.3 :按齿根弯曲疲劳强度设计别为 Fimi 500MPa、 Fiim2 380MP

25、a（4）据文献，查得弯曲疲劳寿命系数 Kfni 0.9、K fn 20.94（5）取弯曲疲劳安全系数S 1.4,得：5_呷0.9 500 321.43MPaS1.4f 2 Kfn2 Flim2 0.94 380255.14MPaS1.4YFai Ysa12.58 1.620.0130f 1321.43YFa 2Ysa2 2.18 1.82 竺0.0156f 2255.14因为大齿轮的Yf大于小齿轮，所以取FYFaYsa = YFa2Ysa2 0.0156fF 24、试算模数j2KFtTYYFaYsamt 3丫d乙F152 1.3 1.492 105 0.675 门一"叮20.0156

26、 1 2821.734mm3.3.2、调整齿轮模数1、计算实际载荷系数前的数据准备（1 ）圆周速度vd1 m 乙 1.734 28 48.552mmF 1321.43MPaF 2255.14MPaYraY sa =F0.0156mt1.734mm续3.3 :按齿根弯曲疲劳强度设计dn48.552 500 , “，v 1.27m/ s60 100060 1000(2)齿宽bbddi 1 48.552mm 48.552mm(3 )宽咼比一hh2ha c mt2 1 0.25 1.734mm 3.902mmb 48.55212.44h 3.9022、计算实际载荷系数Kf(1) 、根据v 1.27m/

27、s , 8级精度，查得动载系数Kv 1.06(2) 、计算齿间载荷分配系数KFaL2T1 2 1.492 105“ “3Ft1N 6.146 10 Nd148.5523KaFt1 1 6.146 10， N / mm 126.6N /mm 100N /mm b48.552由文献查得齿间载何分配系数 Kf 1.1(3) 、由文献查得Kh1.355、结合12.44，查文献，得Kf1.32h则载荷系数为：KfKaKvKf Kf 1 1.06 1.1 1.32 1.543、按实际载荷系数算得的齿轮模数d148.552mmv 1.27 m/sb 48.552 mm一 12.44 hKv 1.06Kf 1

28、.1Kf 1.32续3.3 :按齿根弯曲疲劳强度设计m mt'K 1.7341.835mm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 要取决于弯曲强度提供的承载能力，而齿面接触疲劳强度所 决定的的承载能力，仅于齿轮直径（即模数与齿轮的乘积） 有关，可取弯曲强度的模数 1.835mm 并就近圆整为标准值 m=2mm，按接触疲劳强度算的分度圆直径d=69.57mm.Kfm mm1.541.835d 69 57算出小齿轮齿数乙dl 695734.785m2取乙 35，则大齿轮齿数z2 i2乙 5 35 175这样设计出的齿轮传动，

29、既满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。乙35Z21753.4 :几何尺1、计算分度圆直径寸计算d1 乙m 35 2 70mmd170mmd2 z?m 175 2 350mmd23502、计算中心距mma d1 d270 350a210mm2 2a2103、计算齿轮宽度mmb dd1 1 70 70mmb70考虑不口避免的女装误差，为了保证设计齿宽和节省材mm续3.4 :几何尺寸计算料。般将小齿轮略微加宽，取bi 75mm，而大齿轮的齿宽 等于设计齿宽，即b2 b 70mmb270mm齿轮几何尺寸计算结果列于下表:名称代号计算公式小齿轮大齿轮中心距ad1 d

30、2a 2210传动比i2Z2 i 乙5模数m2SKf" YYFaYsamt32'd乙F压力角arccos(rb / r)2020齿数z35175分度圆直径dd zm70350齿顶圆直径dada m(z 2ha )144354齿根圆直径dfdf m(z 2ha 2c )135345齿宽bb dd27570齿距Pp m6.28法向齿距PbPbPcos5.90齿厚ss p/ 23.14齿槽宽ee p/ 23.14顶隙c*c c m0.5表中，ha为齿顶高系数（=1 ）; c为顶隙系数（=0.25 ）3.5齿轮结小齿轮齿顶圆直径dai <160mm ,采用实心式结构，决定把输实

31、心式构设计入轴设计为齿轮轴；大齿轮齿顶圆直径da2 <500mm ,米用腹板式结构；结构如下腹板式表；大齿轮腹板式结构参数:代号计算公式大齿轮（mm）da2da2 m(z 2ha2 )354D。D0 da2 10 14 m326D4由轴的强度及结构要求计算确定64D3D3 I.6D4102.4DiDD0D3D12214.2D2D20.25 0.35 D0 D367.08bb dd170CC 0.2 0.3 b21第四章：轴的设计计算第一节：输入轴的设计4.1 :输入轴的设计：4.1.1 :选取轴的材料和热处理方法：选取轴的材料为45钢，经过调质处理，硬度 HB 240。4.1.2 :初步

32、估算轴的直径：45钢续4.1 :输入轴的设计：dmin叫石根据选用材料为45钢，A0的范围为126 103，选取A0值为120，高速轴功率 P 7.81kW，n 500r/min，代入数据：dmin 120 辛荽 41.85.mmX 500考虑到轴的外伸端上开有键槽，将计算轴颈增大3%7%后， 取标准直径为45mm。4.1.3:输入轴的结构设计：输入轴系的主要零部件包括 对深沟球轴承，考虑到轴 的最小直径为45mm ,而差速器的输入齿轮分度圆为 70mm，设计输入轴为齿轮轴，且外为了便于轴上零件的装 卸，采用阶梯轴结构。(1 )外伸段：输入轴的外伸段与带轮的从动齿轮键连接，开有键槽， 根据键槽

33、的长度和带轮的轴孔的直径，选取直径为45mm,长为78mm。(2 )密封段：密封段与油封毡圈50 JB/ZQ4406 1997配合，选取密圭寸段长度为60mm，直径为50mm。(3 )齿轮段：此段加工出轴上齿轮，根据主动轮B 70mm,选取此段dmin41.85mm齿轮轴续4.1 :输入轴的设计：的长度为100mm，齿轮两端的轴颈为12.5mm，轴颈直径为63mm。（4）左右两端轴颈段：左右两端轴颈跟深沟球轴承 6309配合，采用过度配合 k6，实现径向定位，根据轴承 B 25mm,端轴颈直径为 60mm，长度左端为30mm和右端为28mm。（5 ）退刀槽：为保证加工到位，和保证装配时相邻零件

34、的端面靠紧，在齿轮段两端轴颈处加工退刀槽，选取槽宽为 5mm，槽深为2mm。（7）倒角：根据推介值（mm ）： d 3050，C 取 1.2或 1.6。d 5080，C取 2。此处选取d 3050，C取1.6，d 5080，C取2。输入轴的基本尺寸如下表:名称左端轴颈左退刀槽齿轮段右退刀槽右端轴颈密封段外伸段长度（mm）113012 51310014 515 2816 601778直径d155d251d363d451d555d650d745(mm )输入轴的结构图:ZQ.Q3&A-Ba血ASQO.OOi-5JA-BMM0 *Ei39.5.二£1 1J<三CM4.2 :输

35、入轴的受力分析：4.2.1 :画出受力简图：续4.2 :输入轴的受力分析：.L67S _ 丄曲. LVASI4.2.2 :计算支座反力:(1)作用于齿轮上的圆周力:Ft2Tid22 149.170.0654589.85N(2)作用于齿轮上的径向力:Fr Ft tan20°4589.85tan201491.33N(3)计算在水平面上的反力:F NV1 F NV2Fr21491332745.67N(4)计算在垂直面上的反力:F NH1FNH 2Ft24389.8522294.93N4.2.3 :计算弯矩:Ft 4589.85NFr 1491.33NFNV1FNV2745.67 NFNH

36、1FNH 22294.93N续4.2 :输入轴的受力分析：M V1F NV1L1745.67675503.33N mM V2F NV 2L2745.67675503.33N mMvM V1M V2(2)计算垂直面上的弯矩MH1FNH 1J :2294.9367.51549.08N mM H2FNH 2L22294.036751549.08N mMhM H1M H2(1 )计算水平面上的弯矩:(3 )计算合成弯矩：M1、MV12 M H12503.332 1549.082 1628.80N mM2 、MV22 MH22503.332 1549.082 1628.80N m(5)计算转矩:PT 9

37、550 1ni9550 7.81149.17N m500计算截面当量弯矩:aT21628.8020.6 149.17 21632.89N m取应力校正系数0.6。(6)绘制输入轴的载荷分析图:M V1 M V2503.33N mM 屮 M H 21549.08N mM 1 M 21628.80N m4.3 :判断危险截面和校核：4.3.1 :判断危险截面：如上计算所得：危险截面位于安装齿轮的位置。4.3.2 :按弯扭合成强度校核：根据轴是单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力为：Jm2( T)2caWJ16288002( 0.6 1 49170)20.1 65359.40

38、MPa式中：M轴所受的弯矩，N mm;T 轴所受的扭矩，N mm;W 抗弯截面系数，mm2，根据截面形状，取W 0.1d3 ；叮对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，MPa。前已选定轴的材料为45钢，调质处理，据此查表得1 60MPa。因此 ca 1，故安全。ca 59.4MPaca 1安全第二节：输出轴的设计4.1 '输出轴的设计：4.1.1 :选取轴的材料和热处理方法：选取轴的材料为45钢，经过调质处理，硬度 HB 240。4.1.2 :计初步估算轴的直径：45钢续4.1 ':输出轴的设计：dmin叫石根据选用材料为45钢，Aq的范围为126 103，选取A0值为110，低速轴

39、功率 P 7.74kW， n 100r / min，代入数据：17 74dmin 11046.88mmmin 100考虑到轴的外伸端上开有键槽，将计算轴颈加大3%7%后, 取标准直径为50mm。4.1.3:输出轴的结构设计：输出轴系的主要零部件包括对深沟球轴承，直齿圆柱齿轮 和联轴器等，为了便于轴上零件的装卸，采用阶梯轴结构。(1 )外伸段：设计外伸段与LT9型弹性柱销连轴器配合，以过盈配合 作径向定位，且外联轴器的一侧采用轴肩作轴向定位，选取 外伸段长为68mm，直径为 50mm。(2 )密封段：设计密封段与油封毡圈55 JB/ZQ4406 1997配合，选取密圭寸段直径长度为48mm，直径

40、为55mm °(3 )轴肩段：轴肩与轴承和从动齿轮作轴向定位，选取轴肩段长为30mm，直径为 72mm°dmin 46.88mm续4.1 ':输出轴的设计：（4）左右两端轴颈段：左右两端轴颈与6412深沟球轴承配合，轴承内圈与轴 承采用过度配合k6，实现径向定位，根据轴承B 35mm,端 轴颈直径为60mm，长度左端为35mm和右段为75mm。（5）齿轮配合段：此段开有键槽，采用圆头普通平键与减速器的从动配合，根据设计的直齿齿轮的齿宽为 70m m,为使装配紧实，设计 配合段长度为64mm，直径为68mm。（6 ）退刀槽：为保证加工到位，和保证装配时相邻零件的端面靠

41、紧，在轴肩和右端轴颈处加工退刀槽，选取槽宽为 3mm，槽深为2mm。（8）倒角：根据推介值（mm ） ： d 30 50，C取1.5或1.6。d 5080，C取 2。此处选取d 3050，C取1.6，d 50 80，C取2。输出轴的基本尺寸如下表:名称左端轴颈齿轮配合段轴肩段退刀槽右端轴颈密封段外伸段长度117512 68133014 31532164817 68(mm )直径(mm )d160d264d372d456d560d655d750输出轴的结构图:0037A-3MP4A4E殆0V()111 _?曽¥*068a4.2 '输出轴的受力分析：4.2.1 :画出受力简图：实

42、用标准文案153精彩文档续4.2':输出轴的受力分析：4.2.2 :计算支座反力:(1)作用于齿轮上的圆周力:Ft2Tii2 739"7 2309.91Nd20.064(2)作用于齿轮上的径向力:Fr Ft tan20°2309.9tan20840.74N(3)计算在水平面上的反力:F NV1尸丄2L840.74 81.5447.85NF NV 2FlL153840.74 715153392.89N计算在垂直面上的反力:F NH1单22309.91 81.51230.44NFNH 21532309.91 7151079.47NFt 2309.91NFr 840.74NF nv1 447 85NFnv2 39289NF nh 11230.44NFnh2 107947N实用标准文案423 :计算弯矩:MV1F NV1L144785715320.21NmM V2FNV2L23928981.5320.21NmMvM V1M V2(2)计算垂直面上的弯矩M H1F NH1L1123044715879.76NmM H 2FNH 2L2107947815879.77NmMhM H1M H2(1 )计算水平面上的弯矩:M V1 M V2320.21N m精