带式输送机传动装置设计(自己做的)概要

1、韶关学院课程设计说明书（论文）课程设计题目： 带式输送机传动装置设计学生姓名：*号：*院 系：物理与机电工程学院 专 业：机械制造及其自动化 班 级： *指导教师姓名及职称：起止时间： 2015 年 12 月 2016 年 1 月教务处制）韶关学院课程设计任务书学生姓名指导教师姓名及职称专业班级设计地点设计题目带式输送机传动装置设计带运输机工作原理：带式运输机传动示意如下图所示。已知条件：1滚筒效率n g=0.95（包括滚筒与轴承的效率损失 ）；2. 工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；3. 使用折旧期：4年一次大修，每年 280个工作日，寿命 8年;4. 工作环境：室内，灰尘较大，环

2、境最高温度35 C;5. 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产；6. 运输带速度允许误差：土 5%7. 动力：电力，三相交流，电压380/220V学号信工楼I JL 电网ET设计内容和要求：1）从机器功能要求出发，拟定机械系统方案，进行机构运动和动力分析。2） 合理选择电动机，按机器的工作状况分析和计算作用在零件上的载荷，合理地选择零件材 料、热处理方法，正确计算零件工作能力和确定零件 主要参数及尺寸。3） 考虑制造工艺、安装、调整、使用、维修、经济和安全等问题，设计机械零部件。4）图面符合制图标准，尺寸公差、形位公差及表面粗糙度标注正确，技术要求完整合理。5）基本参数：输送带工作拉

3、力 F= 5 KN输送带工作速度 u = 2 m/s滚筒直径 D= 400 mm工作任务及工作量要求:1）按给定条件设计减速器装置；2）完成减速器装配图 1张（A0或A1图纸）；2） 低速轴、低速齿轮零件工作图各1张；3）编写设计计算说明书 1份。内容包括：机械系统方案拟定，机构运动和动力分析，电动机 选择，传动装置运动动力学参数计算，传动零件设计，轴承寿命计算，低速轴、低速齿轮_的强度校核，联轴器的选择、设计总结、参考文献等内容。进度安排： 设计准备（1天）；2传动装置的总体设计（1天）；3传动件的设计计算（3天）；4.装配图设计（4天）；5.零件工作图设计（2天）；6.编写设计说明书（3天

4、）；7.总结答辩（1 天） 主要参考文献1 龚桂义.机械设计课程设计指导书M.第二版 北京:高等教育出版社,20012 龚桂义.机械设计课程设计图册M.第三版 北京:高等教育出版社，19893 濮良贵.机械设计M.第九版北京:高等教育出版社,20134 吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册M.第三版北京:高等教育出版社 20065 成大先.机械设计手册M.第五版，一、二、三、四册北京:机械工业出版社,2008院系（或教研室）审核意见：审核人签名及系公章：年 月 日任务下达人任务接受人（签字）年 月日（签字）年 月日一、选择电动机二、确定传动装置的总传动比和分配传动比三、计算传动装置的运动和动力

5、参数 四、传动零件的设计计算五、轴的计算六、键的选择和校核七、轴承的的选择与寿命校核八、联轴器的选择九、减速器的结构 十、 润滑方法、润滑油牌号 十一、 密封与密封的选择 附录：零件图、装配图计算及说明、选择电动机（1）选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相笼式式异步电动机，封闭式结构，电压380V , Y型。（2）选择电动机的容量PFv电动机所需功率计算工式为：（1）Pd= W KW， （ 2） Pw=Kwna1000cFvPd =Kw1000 a所以由电动机至卷筒的传动总功率为：a - 12 4 3" 4式中：2 :滚动轴承传动效率（4对），选用初步选用圆锥滚子轴承，取1 =

6、 0.98n:齿轮传动效率（2对），选用斜齿圆柱齿轮，取3 = 0.983 :电动机一高速轴传动效率，选用弹性联轴器（2对），取1 = 0.994 :滚筒及其轴承的传动效率，4 = 0.95则可得到总传动效率422n = 0.98 4 汉 0.98 2 汉 0.97 汉 0.95 = 0 .82又因为：V =2m/scF * V5000 汇 2所以：Pd12 .26 KW1000 * na1000 x 0.82确定电动机的转速卷筒轴工作转速为60 * 1000 V60 X1000 X 2门n = 95 .54 r. minn *Dn X 400二级圆柱齿轮减速器传动比i = 840则电动机的转

7、速的可选范围为nd = i2*n = （840）*95.54 = （ 764-3822）r. min符合这一范围的同步转速有 ：1000r/min、1500r/min、3000r/min查Y系列（IP44）电动机的技术数据表格，选定电动机为Y160M 4技术参数如下：表1电动机型号额定功率KW满载转速（r/mi n）堵转转矩最大转矩质量kg额定转矩额定转矩Y160L 41114602.22.3144低转速电动机的技术相对较多，外观尺寸较大，价格较高，综合考虑，选用Y132L-4搭配减速器使用更合理、确定传动装置的总传动比和分配传动比由电动机的的型号 Y160L-4 ，满载转速nm =1460r

8、/min总传动比nm _ 1460n95.54= 15.28滚筒的速度范围：n,= （ 1 _0.05）n = （1-0.05）95.54= 90.76100.31 r/min按i1 =（ 1.31.5）i2分配传动比 定为取 i1 =1.4i2i1 = 4.6i2 = 3.3三、计算传动装置的运动和动力参数为了进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩。如将传动装置各轴由高速 至低速依次为I轴、II轴、III轴，以及工作轴i。、h,为相邻两轴间的传动比;01、12,为相邻两轴间的传动效率;PiPii为各轴的输入功率（Kw）;Ti、Tii为各轴的输入转矩（N m）;n|、n|1 ,为各轴的

9、转速（r/min）;各轴的转速I轴nm 1460ni1460 r/mini°1II轴nI1460nil317 r/mini14.6III轴nm =匹 =317 =96.18 r/mini23.3卷筒轴niv = a” =96.18 r/min各轴输入功率I轴R 二臥 0广印尸12. 20 O.£912.W8II轴P也 2 =P兀 »3 12. 0 8 x0. 9 8 0. 9=8K1w6 0III轴PIII 23=11.60 0.98 0.98W4Kw工作轴PIV =P“ 小34=11.14汇0.98汉0.99=10.811可各轴输出功率I轴P' = R

10、1 =1 2. 0 8 0.=9 81KW 8 4II轴P'i= P* 1 1. 60 0. 981 KW3 7III轴R：严 P 州 111.140. 981 KW2工作轴Pv =PIV J4= 10.81995 = 10.27Kw各轴输入转矩12 20电动机轴输出转矩为：Td =955079.80N *m1460I轴TI =Td *i 0产79. 80 10=9 9N8*r0 1II轴TITi 12 78. 014. 6 0. 9 8 0.=98N44m64III轴T 丨尸 T 十习 23 344. 64 3. 3 0. 9 8 09 8 1N)9m. 2 7卷筒轴Tv =Th %

11、 =1092.27沃 0.98 0.99 = 1070.42N m各轴输出转矩I轴TI =7 8. 010.4 87b6.* 415II轴Ti'i二Tii1 £44. 64 0. 983 3N7. 75III轴1T11 二 T |山 2 £ 092. 270.981 0N0.*42卷筒轴Ti1V = Tiv 5 =1059.72 0.98 =1038.53N运动和动力参数计算结果整理于下表: 表2效率P(KW)转矩T (N *m)转速n(r/mi n )传动 比i效 率 n输入输出输入输出电机轴1579.8014601.00.98轴112.0811.8478.017

12、6.4514604.60.96轴211.6011.37344.64337.75317.393.30.96轴311.1410.921092.271070.4296.181.00.99卷筒轴10.8110.271059.721038.5396.18四、传动零件的设计计算第一对齿轮（高速齿轮）1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选用斜齿圆柱齿轮出传动（2）精度等级选 7级精度（GB10095-88）（3） 材料选择：小齿轮材料为 40Cr （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 40HBS（4）选小齿轮齿数为Zl =24，大齿轮齿数 Z

13、2 =iZ4.6 24=111其中i=u （齿数比）（5）螺旋角：-=14o2、按齿面接触强度设计 公式如下：dit（1 ）确定公式内的各值计算1)、试选 Kt =1.32)、选取区域系数 Zh = 2.4333)、由"标准圆柱齿轮传动的端面重合度a图”可查得= 0.866：2 = 0.913:-=V+ I2 = 2.0234)、计算小齿轮传递的转矩512.084T1 =95.5 107.902 10 N mm14605)、由“圆柱齿的齿宽系数-d表”（表10-7）选取齿宽系数-d =1.06)1、由“弹性影响系数 Ze ”（表10-6）查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa&

14、#176;7)、按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限cHlim1=600 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限二 Hlim2 =550 MPa8)、由式N=60Lh计算应力循环次数。9N1=60 1440 1(2 8 280 8) =3-1 1093 1 疋108N2= 6.788 104.69）、由“接触疲劳寿命系数 Khn图”（图10-19）查得接触疲劳寿命系数Khn1=0.93,Khn 2=0.8810）、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 cys!<h 2 二 Kw 讪2 =0$8550=521 MPa|；_h 1 二 hn T，h 1血=0.93 600

15、=558 MPa采用较小值丨=521 MPa（2）计算1）、试算小齿轮分度圆直径d1t,2汉1.3疋 7.902 灯 044.6 +1“ 2.433如89.8、2d1t = 3（） mm = 45.97mm,1 2.0234.65212）、计算圆周速度、，兀 d1t n1V=3.5 m/s60 1000 60 10003）、计算齿宽b及模数口玳b = . dd1t =145.97=45.97 mmd1t cos ：45.97 cos14og=1.86 mmZ124h=2.25 m =2.251.86=4.185mm¥5.98h 4.1854） 、计算纵向重合度厂；: = 0.318

16、"dZa=0.318 1 24 tan 14 = 1.905）、计算载荷系数 K已知使用系数 KA =1。根v=3.5 m/s ,7级精度，由“动载系数Kv图”KK查得动载荷系数Kv=1.13。由“接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数h用插入法查得7级精度的小齿轮相对支承非对称布置时Kh ： =1.418故载荷系数“弯曲强度计算的齿向载荷分布系数“齿间载荷分配系数 Kh 5 Kf：表”K为:Kf -图”（图 10-13）查得 Kf（表 10-3）查得 Kh 二心：（图 10-8）（表 10-4）=1.4K - KaKvKh（xKh P=1 X 1.13 汉 1.2 汉 1.42=1.

17、936）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径Kt F.9卩催= 52.44mma "牡7）、计算模数3按齿根弯曲强度设计士吐严4如4亠2 mm24mn32KTY-：cos YFaYsal；F 1（1）确定计算参数1）、计算载荷系数K K a Kv K f - K f -A vFp=i 工.is疋 i.2"35 =仁832）、根据纵向重合度 邛=1. 905从图10-28查得螺旋角影响系数 丫卩=0.783）、计算当量齿数ZV2乙24cos : cos3140=26.27Z2COS3 ：_ 120-cos3140-121.514）、查取齿形系数，由“齿形YFa及应力校正系

18、数丫Sa表”（表10- 5）查得论=2.62 , YFa2=2.155）、查取应力校正系数得：Ysa1.60 , Ysa2=1.826）、由“调质处理 二FE图”（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限二 FE2 =380MPa7）、由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.85, Kfn2=0.938）、计算弯曲疲劳许用应力取疲劳安全系数 S=1.4,由式（10-12）得：I1= Kfn1 花1°.85500=303.57 MPa1s1.4'-F 2K FN 2 J FE 20.93 3801.4=238.86M

19、Pa9）、计算大、小齿轮的YFaYsa' F "，并加以比较YFa1YSa12.62 1.60303.57= 0.0138MPaYFa2YSa22.15 1.82238.86= 0.0164MPa大齿轮的数值大(2) 设计计算23 7.9。2 104。雪 cos2/ 0.6。1 0.0164=站1 242对比计算结果；由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn=2.0 mm。已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1 =52.44mm来计算应有的齿数。于是有:乙-虫込A44如40訂5.44取Z1 =

20、26mn乙=i 乙=4.6 26=119.6 取 Z2=1194几何尺寸计算(1)计算中心距a =m'26119)0249.67 mm2cos :2 cos1402a因一值改变不多，所以参数K :、 ZH等不必修正(3)计算大小齿轮的分度圆直径d1乙mncos :26 20 = 53.44 mmcos13.31d2119 20 二 244.57 mmcos ：cos13.310乙min(4)计算齿轮宽度b = 一 ddi =1 53.44 = 53.44圆整后取 B2 =53mm, B1=58mm第二对齿轮(低速齿轮)将中心距圆整为：149mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角R(Z1

21、+Z2)mn(26+119)汉 2 一-arccos - 一二 arccos13.312 汉 1491选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选用斜齿圆柱轮传动；（2）精度等级选 7级精度（GB10095-88）（3） 材料选择 小齿轮材料为40Cr （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 40HBS（4）选小齿轮齿数为Z! =24，大齿轮齿数Z2二h Z3.3 24 = 79。（5）选取螺旋角。初选螺旋角：=14°2、按齿面接触强度设计 公式如下：dit2KtT .u _1（ZhZe）2一 d ； u H 1（1 ）确定公

22、式内的各值计算1）、试选 Kt =1.3 2）、由图10-30选项取区域系数 Zh =2.433。3） 、由图 10-26 查 7=0.78, ；.：2=0.87 则 :=甘+ ；.2=1.654）、计算小齿轮传递的转矩5 11.60 5=95.5 1053.495 105N *mm317.395）、由表10-7选取齿宽系数.一 d=116） 、由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze =189.8 MR27） 、由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限HHm1 =600 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限-Hlim2 =550 MPa。8）、由式（10-30） N=60 nLh计算应

23、力循环系数。N1=60 317.39 1（ 2 8 280 8） =6.83 108 .8= 2.07 1086.83"0 N2 =3.39） 、由图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn1=0.95, Khn2=0.98。10）、计算接触褡许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得：I<H 1卄佃=0.95 600=570 MPas|；_h “ Khnl Hum? pa 550=539 MPas所以 l<H 1=土 心=570 539 =554.5 MPa2 2计算1）、试算小齿轮分度圆直径2 1-3 站9 105.3-3 1（2-433 1898）2

24、 =79.37mm .1 1.643.3554.52）、计算圆周速度=1.32 m/s二 d1t m3.14 79.37 317.3960 1000 = 60 10003）、计算齿宽b及模数mntb = . dd1t =181.34=79.37 mmd1tcos081.34 xcos14°mnt 一 =3.21mmZ125h=2.25 mnt =2.25 3.21=7.22mmb 79.37=10.99h 7.224）、计算纵向重合度 = 0.31 dZ1 tan ： = 0.318 1 24 tan 14°=1.9055）、计算载荷系数 K已知使用系数Ka =1。根v=1

25、.32 m/s ,7级精度，由图10-8查得动载荷系数 Kv=1.06。由表 10-4 查得 Kh >1.426由图 10-13 查得 Kf ：=1.38由表10-3查得Kh.厅=Kf：=1.2 ，所以载荷系数K = KaKvKh ,：Kh =11.06 1.2 1.417=1.8146）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径曲在=79处僧=88.69谕7）、计算模数minmn*cos ：88.69 cos140= 3.59 mm乙243按齿根弯曲强度设计2KTY (COSJ2 YFaYsal；F 12- dZ1（1）确定计算参数1）、计算载荷系数K = KAKvKf Kf -=11.

26、06 1.2 1.38 =1.7552）、根据纵向重合度P=1. 90 5从图10-28查得螺旋角影响系数 Yp=0.783）、计算当量齿数乙cos3 :ZV23COS79COL6.484）、查取齿开系数由表10-5查得YFa1= 2.65, YFa2=2.215）、查取应力校正系数得:丫sa1 二1*61， 丫sa2 二1"746）、由图10-20C，查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限飞1 =500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2 = 380MPa7）、由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1 =0.95,KFn2 =0.988）、计算弯曲疲劳许用应力取疲劳安全系数S=1.4：屛

27、=Kfn1 “FE1SK FN 2 FE 20.95 500339.291.40.98 汇 380 MP266 aMPa1.49）、计算大、小齿轮的YFa %，并加以比较YFa1Ya14 連3 0.01257339.292Ya2l；F 122.21 1.74266= 0.01446大齿轮的数值大(2)设计计算mn3 2 1.3 3.49 105 0.78 cos214° 0.609 勺仆2520.01446=2.17mm对比计算结果；由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn =2.5 mm。已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲

28、劳强度算得的分度圆直径d1 =82.76 mm来计算应有的齿数。于是有:d1cos :82.76 cos140mn2.5= 32.12 取Z1 =33Z2 = i Z1 =3.3 33 = 108.9 ：1094几何尺寸计算(1)计算中心距(ZZ2)mn2cos :(33 109) 2.52 cos14°= 182.93 mm将中心距圆整为：183mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角R(乙 +Z2)mn(33+109)x2.5 “c"-=arccos - = arccos13.962a2汉183因一值改变不多，所以参数；.：、K > ZH等不必修正(3) 计算大小齿轮

29、的分度圆直径乙 m-33 2.5d10 = 85.01 mmcosP cos13.96d2二 280.79mmZ2m- _ 109 2.5cos ：cos13.960(4) 计算齿轮宽度b = 一 ddi = 1 85.01 = 85.01mm.圆整后取 B2 =85mm, B1=90mm乙Z2mnd1d2PB1B2aI-II 轴261192.053.44244.5713.31°585314911-111轴331092.585.01280.7913.96°9085183传动齿轮的参数汇总表3齿数Z:个法向模数，分度圆直径d，中心距a： mm五、轴的计算高速轴的设计1）.已知

30、输入轴上的功率P、转速n和转矩T高速轴：R =12.08kW ；n1 =1460r / min ；=78.01NLm材料：选用45号钢调质处理。取L丨-35Mpa C=108。2）确定轴的最小直径dm. -112 3 12.08 = 21.44mm，因此根据联轴器选择（后面将有计算），:1460取dr = 30mm选用LX3联轴器。半联径d仁30mm故取d“2=30mm半联轴器长度L=82mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度 L=60mm轴配合的毂孔长度L = 56mm3）结构设计拟定轴上零件的装配方案 采用图1所示的装配方案图1J zrxl1 24) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1

31、) 为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，贝U第二段轴径d2卫=35mm。查手册，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取d2j3=35mm。(2) 设计轴段d3 _4，为使轴承装拆方便，查手册，采用轴肩膀给轴承定位。选轴承30307,根据轴承孔径，所以d3“d73=40mm,长度略比轴承宽度短，取为 L3/ =L7_8 =25mm.(3 )齿轮分度圆直径为53.44mm，齿轮宽度为60mm,因此d5_g = 53.44mm, L5_6 = 55mm(4)轴承由轴肩膀定位， 取 d4=d6= =45mm, Le立二 27.5mm，L =110.5。中速轴的设计：材料：选用45号钢调质处理。取I)

32、- 35Mpa C=110o图2厂. r - - - i -_ _ 一 r-1 f .ib9丄 Ir1 -1 - 一 -一 -654 321dmdcj =37.24，最小轴径段安装轴承，在此选择 30307轴承，因此,diq =d5.6 =40mmd2二装配低速级小齿轮，且d2d1 -2取d2 -3二48，轴长比齿宽略短取L3-2=86d“段主要是定位高速级大齿轮，所以取d2=48mm，轴长比齿宽略短取L4-5=50mm。d34段轴肩定位齿轮，所以取d3/ =12mm， J= 50mm, L5( = 55。低速轴的设计1轴的计算轴的输入功率为P3 =11.14Kw，轴的转速为n3 =96.18

33、r/min , 轴的输入转矩为T3 = 1092.27 N *mm2、求作用在齿轮上的力由前面齿轮计算所得：低速大齿轮的分度圆直径d2 = 280.79mm，则:2T32X092.27 "03F t _ J _280.79=7779.98Ntan： n F t COS :=7779.98tan 20cos13.960=2917.86NFa 二 Fttan =7779.98 tan 13.96 =1934.00N3、初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据“轴常用几种材料的!-t 1及A值表”（表15-3）可查得 人=112,于是有:P1114dm

34、.二代"3 -110 J。-53.62mm,n3- 96.18Ka表”（表14-1 ）可输出轴的最小直径轴段安装半联轴器，需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tea = Ka丁3由传动平稳，查“工作情况系数查得KA= 1.5Tca =1.5 109.227 104N mm=1638405N *mm按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件查标准 GB/T 5272 2002，选用GY7型TU 凸缘连轴器，半联轴器的孔径 di = 60mm，故取dp =60mm。半联轴器长度 L=142mm， 半联轴器与轴的配合长度 L1 =105mm。4、轴的结构设计图3(1)根据轴向定位的要求确定

35、轴的各段直径和长度a为了满足轴向定位要求，1-11轴段要制出一轴肩，故取 II-III段的直径dHi =64mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=68mm。为使轴端挡圈能够有效工作，取L|_Li=105mm。b. 初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 du=64mm,初步选取03尺寸系列，0基本游 隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30313，其尺寸为 d D T6 5 m ml 4 0 m m 3, 6故dmv 和 dVII 乂川均取 65mm， l| JV =36mm右端滚动轴承采用轴肩进行定位。由30313的安装高度可知，

36、则 da = d|V V =70mm。c. 轴段V|-V|l安装齿轮，取直径dV|M=70mm；齿轮的右端面与右轴承之间 采用套筒定位。由大齿轮齿宽 B2 = 85mm，取lV| _V| =82mm。齿轮的左端面由轴肩 定位，轴肩高度h= (2-3) R，R=2，取h = 6mm，则轴环直径dva/| =84mm，轴环宽度 b 一 1.4h，取 lV _VI = 11mm。d. 初定端盖总长为20mm，联轴器右端面与端盖左端面的距离为I = 30mm，可初步确定丨| J =50mm。e. 取齿轮断面距离箱体内壁距离 a = 16mm，|轴上的大齿轮与|轴上的大 齿轮端面间应保持一定的距离 c,

37、取c = 20mm。由于铸造误差，轴承内端面与机 箱内壁应保持一段距离s,取s = 8mm，有30313轴承的尺寸参数可知，轴承宽度 T = 36mm, II轴上的大齿轮轮毂长度 L = 50mm。则轴的基本尺寸可初步确定：丨/| mi 二 63mm机箱内壁宽度圆整后lV|亠|调整为63mmliv 亠二 L c a s TV “ =83mm（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接。齿轮与轴的连接选用A型平键,按dviyi段，根据“普通平键和普通楔键的主要尺寸表”（表6-1 ）可得，b h I =20mm 12mm 80mm，键槽用指装铣刀加工，为了齿轮与轴有良好的对中性，

38、齿轮轮毂与轴的配合采用H7 ;半联轴器与轴的连接选用C型平键，n6H 7b h I =18mm 11 mm 100mm，配合选用。滚动轴承与轴的周向定位由过k6渡配合保证，选轴的尺寸公差为 m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考“零件倒角C与圆角半径R的推荐值表”，倒角选用2 45 圆角有画图和校核时确定。5、求轴上的载荷在确轴承的支点位置时，从手册中查得30313型圆锥滚子轴承 a=29mm.由图可知作为支梁的轴的支承跨距：L2 L142 72 =214mm。所得轴的弯矩图和扭矩图如下所示：(1)计算支反力图4Fnv =Fa =1933.99N= 217.52N *mFaD1933.99 2

39、80.79 102 2FLL2 ' L37779.98 142142 72= 5162.42NFnH 27779.98 72142 72= 2617.56N(2 )计算弯矩MFNV2Fnv 1 -F3291786 72 =98i.7inl2 3142 72恥一叽2917.86 0.142 217.52 =919.70nl213(0.1420.072) 10 Mh二 FNhi *l2 =2617.56 0.142 = 371.694N mMvi 二 Fnvi “2 =981.71 0.142 = 139.446N *mMv2 二Ma Mv1 =217.5 139.446 = 78.074

40、N m(3) 计算总弯矩Mr = mH MV1 =农399.1252 150.972396.99N *mM ；：mH - M；2 ="'399.1252 134.452 =379.81N(4) 计算扭矩TT =T3 -1092.27N m二d3323.14 70332=33674 mm3表4何载水平面H垂直面V支反力Fnh1 =5162.42NFnv1 =981.71NFNH2 =2617.56NFNV2 =919.70N弯矩Mh =317.694N *mmM v1 =139.446N mmMv2 = 78.074N mm总弯矩M ! = 396.99N mmM 2 = 37

41、9.81N *mm扭矩TT=1092.27N m5、按弯矩合成应力校核轴的强度校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，取=0.6，则:= 19.5MPaM：（汀3）3. 396.992 （0.6 10922顽W 一33674根据选定材料为45钢，调质处理，d I - 60MPa，厂c.-：匕j 1,所以安全。六、键的选择和校核1、I轴（1）键联接的类型和尺寸选择由于精度等级为7级，故采用平键联接。根据联轴器的要求，选用C型平键。当轴（与联轴器连接）的直径d=32mm。根据此直径从“普通平键和普通楔键的主要尺寸表”（表6-1）中查得键的截面尺寸为：键宽b h=10 8.由轮毂宽度并

42、参考键的长度系列，取键长L=56mm 。（2）键联接强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力cp =100120MPa取其平均值,卜p =110MPa。键的工作长度 丨二L-b= 56-10 = 46mm，键与轮毂键槽的接触高度=4mm。32T 10kid32 78.01 104 46 32= 26.50MPa 卜 =110MPa可见联接的挤压强度满足要求。2、II轴（小齿轮）（1）键联接的类型和尺寸选择由于精度等级为7级，故采用平键联接。采用 A型平键。连接直接d = 48mm。根据此直径 从“普通平键和普通楔键的主要尺寸表”（表6-1）中查得键的截面尺寸为： L_b_

43、h=14 9.由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长 L=80mm。（2）键联接强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力bp 1 = 100 120MPa取其平均值,卜、=110MPa。键的工作长度l = L -b =80 -14 =66mm，键与轮毂键槽的接触高度二 4.5mm。cp2T 103kid2 344.64 1034.5 66 48= 48.35MPa £p =110MPa可见小齿轮联接的挤压强度满足要求。大齿轮的连接键选用 键宽b X键高h = 14 X9 , A型,长度为1=45，同样满足联接的挤压强度满足要求3、III 轴(1)键联接的类型和尺寸

44、选择由于精度等级为7级，故采用平键联接。根据联轴器的要求，选用C型平键。当轴(与联轴器连接)的直径d=44mm。根据此直径从“普通平键和普通楔键的主要尺寸表”(表6-1)取键中查得键的截面尺寸为： 键宽b键高h=20 12.由轮毂宽度并参考键的长度系列,长 L=100。(2)键联接强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力 tip 1 = 100 120MPa取其平均值,卜p =110MPa。键的工作长度 丨二L-b =100-20 = 80mm，键与轮毂键槽的接触高度12二 6mm。32T 10kld32 1092.27 106 80 60= 101.14MPa 卜 p

45、=110MPa可见联接的挤压强度满足要求。齿轮连接键选用L_ bL_h=20 12 ， A 型，L =80，工作长度l 二 L b =80 -20 =60mm，k二12 =6mm2 22T 103kld2 1092.27 1036父60沁74= 86.69MPa 卜1 =110MPa可见联接的挤压强度满足要求。键的主要参数如下表5作用类型主要参数键1I轴联轴器C型bx hx L =10汉8父50键2II轴小齿轮A型bx hx L =14汉9汉80键3II轴大齿轮A型bx hx L =149汉 45键4III轴齿轮A型bxh=< L = 20汉12汉80键5III轴联轴器C型bx hx L

46、 =18汉1仔100七、轴承的的选择与寿命校核第川轴的轴承计算Fte=7779.98NFre =2917.816Fae=1933.99N轴承预期计算寿命：Lh =2 x 8X 280 X 8=35840h，轴的转速为n =96.18r/min(1 )选择轴承型号为 30313。(2)求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2将轴系部件受到空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。由力分析可知F r1v =2917.86 142-1933.99 1 280.792214二 667.35NFr2v 二 Fre Fr1v =2917.86667.35 = 2250.51NF r1H142142Fte777

47、9.98 決=5162.42N142 66142 66F r2H = Fte F r1H =7779.98-5162.42 = 2617.59NFr产Jf： +F：h = J(667.35)十 5162.42= 52°5?38NFr2=JF；v + F；h=J2250.5 1 + 2617.56 =3452.°2NFr1v、Fr2v、F1H、F2H分别为左右轴承的水平面方向径向载荷和铅垂面方向径向载荷；fr1、Fr2分别为左右轴承的径向载荷。(3)求两轴承的计算轴向力 Lh二Fa1和Fa2对于30313型轴承，按表13-7，轴承派生轴向力Fd =F/2Y ,e=0.35,

48、c =195000, Y =1.7。则：FM1Fd1 = 爼 5205.35 =1530.99N2Y 2 1.7Fr2 1Fd2空3452.02 = 1015.30 N2Y 2x1.7按式13-11得F “ = F +Fd2 =1933.99 + 1015.30=2949.19N1aed 2Fa2 二 Fd2=1015.30N(4)求当量载荷R、R严緩心e60 96.18 9183.95= 2809157.17h >> Lh 二 108000hF r2 3452由表13-5分别查表或插入值得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承 1 X1 =0.4,Y =1.7对轴承2 X2 =1%

49、=0因轴承运转中载荷变动较小，按表13-6， fp =1.21.8取fp =1。5故左右轴承当量动载荷为：p1 = fp(0.4F r1 1.7Fa1)=1.5(0.4 5205.3 1.7 2449.19) = 10643.66NP2 = fp(1F r2 °F a2)=1.5(1 3452.02 0 1166.095178.03N因为p1p2，所以按左边轴承的受力大小验算：10/3故所选轴承可满足寿命要求。其余两轴的轴承寿命计算同理可得，满足寿命要求。八、联轴器的选择电动机与高速轴之间的联轴器选择1类型选择为了隔离振荡和冲击，选择弹性柱销联轴器2、载荷计算由前面计算得轴的输入转矩

50、为T= 79.80Nm，根据“工作状况系数表”（表 14-1），选取工作情况系数 Ka.3于是计算转矩得Tea =KaT -1.3 7.801 101014.13N3、型号选择按满足Tea乞T，被联接轴的转速不应超过所选联轴器允许的最高转速nmax，即n乞» ，协调轴孔的直径等校核的要求选择联轴器选取型号为：LX3型此型号联轴器的一些参数如下列：公称转矩1250N mm，许用转速为 4700r/min ，轴孔直径d = 42 （主动端） 轴孔类型为 Y型，其长度为112mm , D = 160mm质量为8Kg，转动惯量为 0.026Kg 讥低速轴与滚筒轴之间的联轴器选择1类型选择滚筒的转速与III轴相同，n = 96.18r/min，可选用刚性联轴器2、载荷计算由前面计算得轴的输入转矩为T = 1092.34N *m ,根据“工作状况系