带式输送机传动系统设计_机械设计课程设计

1、目录一、传动方案的拟定及说明 .二、电动机的选择 .三、计算传动装置的运动和动力参数 .四、传动件的设计计算 .五、轴的设计计算 .六、滚动轴承的选择及计算 .七、键联接的选择及校核计算 .八、 高速轴的疲劳强度校核 九 、 铸 件 减 速 器 机 体 结 构 尺 寸 计 算 表 及 附 件 的 选 择 十、润滑与密圭寸方式的选择、润滑剂的选择 .传动方案拟定及说明1、各种传动方案的比较方案（a）方案（b）方案（c）方案（ d）方案（a）采用二级圆柱齿轮减速器齿轮传动具有承载能力大、效率高、允许速度高、尺寸紧凑、寿命长等特点，因 此在传动系统中一般应首先采用齿轮传动。 由于斜齿圆柱齿轮传动的承

2、载能力和 平稳性比直齿圆柱齿轮传动好， 故在高速级或要求传动平稳的场合， 常采用斜齿 圆柱齿轮传动。此减速器具有二级圆柱齿轮，因此结构尺寸小，传动效率高，适 用于较差环境下长期工作。方案（b）采用V带传动和一级闭式齿轮传动带传动具有传动平稳、 吸振等特点， 且能起过载保护作用。 但由于它是靠摩擦力 来工作的，在传递同样功率的条件下，当带速较低时，传动结构尺寸较大。在设 计时，为了减小带传动的结构尺寸，常将其布置在高速级。总的来说，这种方案 外廓尺寸较大，有减振和过载保护作用， V带传动不适合恶劣的工作环境。方案（c）采用一级闭式齿轮传动和一级开式齿轮传动开式齿轮传动，由于润滑条件较差和工作环境

3、恶劣，磨损快，寿命短，故应将其 布置在低速级。此方案成本较低，但使用寿命短，也不适用于较差的工作环境。方案（d）采用一级蜗杆减速器 蜗杆传动具有传动比大、结构紧凑、工作平稳等优点，但其传动效率低，尤其在低速时，其效率更低，且蜗轮尺寸大，成本高。因此，它通常用于中小功率、间 歇工作或要求自锁的场合。为了提高传动效率、减小蜗轮结构尺寸，通常将其布 置在高速级。此方案结构紧凑，但传动效率低，长期连续工作不经济。2、传动方案的选定初步拟定采用方案（a）即二级圆柱斜齿轮传动2.1根据设计任务书可知，本课程设计输送带工作速度不高，输送机的工作环境 为常温下连续工作，单向运转，工作载荷有轻微冲击，总体尺寸较

4、小。所以选用 圆柱斜齿轮传动即可满足性能和功能要求。2.2验算该传动装置的总传动比。设输送机滚筒的转速为nwnw60 1000V60 10006102min300一般常选用同步转速Vd=1500r min的电动机作为原动机则装置的总传动比i = Vd nw =14.7由于单级普通圆柱齿轮传动的常用传动比是35,因此二级圆柱斜齿轮传动的 总传动比围是925。上述所算得的总传动比符合要求，所以该方案可行。传动 方案拟定为二级圆柱斜齿轮传动，方案图如下:54传动方案.电动机的选择带式运输机的工作条件为常温下连续的单向运转， 空载启动，载荷有轻微的冲击，工作电压为380220 V,按一般情况选择丫型三

5、相交流异步电动机。丫系 列的电动机具有高效、节能、性能好、振动小、噪音低、寿命长、可靠性高、维 护方便、启动转矩大等优点。1、估算传动件的总效率为n设:联轴器效率0.99一对滚动轴承的效率0.99闭式圆柱齿轮传动效率（选用 8精度）为0.97输送机滚筒效率0.96根据传动方案给各个轴编号如下图:由图可知总共有4对滚动轴承，2个联轴器，2对齿轮啮合，一个滚筒 则422bead0.9940.9720.992 0.960.852、卷筒轴的输出功率FWPWFv 3250 1.61000 10005.2kW3、电动机输出功率巳FdPwPw 5.2Pd6.12kW0.85由机械设计课程设计表12-1可知，

6、满足Fe巳条件的电动机额定功率应该 取 Pe 7.5kW。4、电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选围。由任务书中推荐减速装置传动比围i 925，则电动机转速可选围为2nd nW i 102 (9 - 25)9182550r/min同一功率的异步电动机有同步转速 3000 r/min ,1500 r/min ,1000 r/min ,750 r/mi n等。电动机的同步转速愈高，磁极对数愈小，外廓尺寸愈小，价格愈低。当工作机转速高时选用高速电动机比较经济。若工作机转速低时也选用高速电动机，则此时的传动比会增大，导致传动系统机构复杂，造价较高。而 本次所设计的机械工作机的工作

7、速速为1.6 m/s速度不是很大，综合考虑选用1500r/mi n 的电动机。5、电机型号的确定综上所述选用丫90L-4型号的电动机。电动机中心高 H=90mm轴伸出用于装联轴器轴段的直径和长度分别为 D=28mr和E=60mm主要性能如下表：2-1电机型号额定功率满载转速起运转矩最大转矩外伸轴径Y132M-47.5kW1440r/mi n2.2N m2.3N m38mm电动机的重要数据如下表：2-2安装ABCDEFGHK尺寸216178893880103313212三.计算传动装置的传动和动力参数1、计算总传动比和传动比分配Nm 1440机械的总传动比i =14.12Nw 102为了便于两级

8、圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同、齿面硬度HBS 350、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速 级传动比为ii2= 1.4 i = 1.4 14.12=4.45低速级传动比为ii 23 =:i1214.12=3.174.45所以传动系统各级传动比分别为io1 1 ； i12 4.45； i233.17 ； i34 1传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下所示:按传动方案依次将轴编号为0轴、1轴、2轴、3轴、4轴。0轴（电动机轴）：n0 nm 1440(r/mi n)Po Pe 7.5(kW)T。9550旦 n。95507.549.74( N m)1轴（减速

9、器高速轴）轴1与电动机轴之间通过联轴器连接i011，010.99n1 匹 1440 1440(r/mi n)i 011P 巳 017.5 0.99 7.425(kW)Ti9500p1 9500 7425n1144048.98(N m)2轴（减速器中间轴）：轴2与轴1之间通过一对滚动轴承和一对齿轮连接i124.4512 bc 0.9603ni121440445323.60(r/mi n)P2 P1 127.425 0.9603 7.13(kW)9550Pl 9550n2323.60210.42(N m)3轴（减速器低速轴）：轴3与轴2之间同样通过一对滚动轴承和一对齿轮连接i233.1723 be

10、 0.9603ni23323.603.17102.08(r/mi n)R £ 237.13 0.9603 6.847(kW)636.08(N m)9550旦 95506j847n3102.084轴（输送机滚筒轴）：轴4与轴3之间通过一对滚动轴承和一个联轴器连接i34134b a 0.9801n4 空 102.08 102.08(r/mi n)i341巳 F3 346.847 0.9801 6.71(kW)627.75( N m)P6 7195509550n4102.08将上述计算结果列于表3-1中以查用传动件的设计计算1、高速级齿轮传动的设计容1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

11、1.按机械设计中图10-23选用斜齿圆柱齿轮传动。轴号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速 n/(r/mi n60102.08102.08功率P/kW7.57.4257.136.8476.71转矩T/(N m)49.7448.98210.42636.08627.75传动比i14.453.1712.运输机为一般工作机器，速度不高，按机械设计中表 10-8选用8级精度(GB 10095-88)。3.材料选择。由机械设计中表10-1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

12、4.选小齿轮齿数乙24 ,大齿轮齿数 z ii2乙 4.45 24106.8，取z 107表3-1传动系统的运动和动力参数5.选取螺旋角。初选螺旋角14 。1.2按齿面接触强度设计公式由设计计算公式进行试算，即d1t 32KtT1（u_1）（ZHZE）21.21确定公式各计算数值1.试选 Kt =1.62. 计算小齿轮传递的转矩595.5 10 P955 1057425 n mm 4.924 10°N mm14403. 由机械设计图10-30选取区域系数Zh 2.4334.由机械设计图10-26查得0.768 ,0.856则i 21.6245. 由机械设计表10-7选取齿宽系数

13、69; d=116. 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数ZE 189.8MPa7. 由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 600MP大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 2550MP8.计算应力循环次数N1N260nJLh 60 144093.318 104.457.4561 21088 300 83.318 1099 .由机械设计图 10-19取接触疲劳寿命系数K hn1 0.90 ;K HN 20.9210计算接触疲劳许用应力取失效率为1%安全系数S=1K HN 1lim 1K HN 2lim 20.90 600MPa 540MPa0.92 550M

14、Pa 506MPa所以许用接触应力540506 MPa 523MPa21.22计算1试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得d1t3 2KJ；(u1)(ZhZeh将1.21计算的数值代入上式右边可得d1t 45.25mm2. 计算圆周速度dm60 10004525 1440m/s60 10003.41m/s3.计算齿宽b及模数mntb dd1t 1 45.25mm45.25mmd1t cos 45.25 cos14mntmm 1.83mm乙24h 2.25mnt 2.25 1.83mm 4.12mmb/h 45空 10.984.124 计算纵向重合度0.318 dZ tan0.318 1 24 ta

15、n14 1.9035. 计算载荷系数由机械设计中表10-2查得使用系数Ka 1.25 ;根据v=3.41m/s , 8级精度，由机械设计中图10-8查得动载荷Kv 1.18 ;由机械设计表10-4查得按齿面接触疲劳强度计算时所用的载荷分布系数Kh 1.45由机械设计图10-13查得按齿根弯曲疲劳强度计算时所用的载荷分布系数Kf1.42由机械设计表10-3查得按齿面接触疲劳强度计算时所用的齿间载荷分配系数Kh1.4由机械设计表10-3查得按齿根弯曲疲劳强度计算时所用的齿间载荷分配系数Kf1.4故载荷系数K KaKvKh Kh 1.25 1.18 1.4 1.45 2.996. 按实际的载荷系数校

16、正所算得的分度圆直径，由机械设计公式0-10a ）得d1 d1t 3 1 弦7. 计算模数mnd1 cosmn 乙1.3按齿根弯曲强度设计由机械设计公式（10-17）45.25 3Y 1.62.99mm 55.736mm55.736 cos14mm 2.25mm24mn2KT1Y cos21.31确定计算参数1. 计算载荷系数K KaKvKf Kf1.25 1.18 1.4 1.42 2.9322.根据纵向重合度1.903，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系Y 0.883. 计算当量齿数Zv2乙3COS326.27cos 14Z23COS107cos314117.134. 查取齿形系数 由

17、机械设计表10-5查得YFa1 2.592 ； YFa2 2.1665. 查取应力校正系数由表机械设计10-5查得Ysa1 1.596 ； Ysa2 1.8046. 计算弯曲疲劳许用应力由机械设计图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1 500MPa ；大齿轮的弯疲劳曲强度极限FE2 380MPa由机械设计10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1 0.85，Kfn2 0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计公式（10-12）得K FN1FE1°MPa 303.57MPaK FN2FE 2YFa 1YSa12.592 1.596 0.01363F 1303.570.88 3

18、80 MPa 238.86MPa1.4Y Y6.计算大、小齿轮的 且旦 并加以比较FYFa2Ysa22.166 1.804F 2238.86大齿轮的数值大0.016361.32设计计算422 2.932 4.924 100.88 (cos14 )0.01636, 一mm 1.61mm1 241.624对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn 2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时 满足解除疲劳强度，需按解除疲劳强度算得的分度圆直径 d155.736mm来计算应有的齿数。于是由乙55.736cos1427.04mn2取乙27，则Z2i12

19、乙4.45 27 1201.4几何尺寸计算1.41计算中心距（Z z2）mn27120 2a12 nmm 151.50mm2cos2cos14将中心距圆整为152mm1.42按圆整后的中心距修正螺旋角乙 Z2 mn(27 120) 2 一arcco- arccos14.7372a2 152因为 值变化不是太大，故其他参数不必修正。d1/mncosd2Z2mncos27 2COS14.737120 2COS14.7371.44计算齿轮宽度1.43计算大、小齿轮的分度圆直径55.8mm248.16mmbdd1 1 55.8 55.8mm为了保证一对齿轮安装以后能够沿全齿宽啮合，一般要求小齿轮的齿宽

20、要比大齿轮的齿宽大5-10mm所以圆整后取：B1 61mm ； B2 56mm1.45结构设计两齿轮的齿顶圆直径分别为：da1 d1 2mn 59.8mmda2 d2 2mn 252.16mm两齿轮的齿根圆直径分别为：df1 d12.5mn 50.8mmdf2 d22.5mn 243.16mm因为小齿轮的齿根圆直径为50.8mm齿轮的齿根到键槽的距离较短，故小齿轮选用齿轮和轴为一体的结构；大齿轮的齿顶圆直径160 da2 252.16 500，为了减轻齿轮重量把大齿轮做成腹板式结构。2、低速级齿轮传动的设计容1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 按机械设计中图 10-23 选用斜齿圆

21、柱齿轮传动。2. 运输机为一般工作机器，速度不高，按机械设计中表 10-8 选用 8 级精度（GB 10095-88）。3. 材料选择。由机械设计中表10-1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 40HBS4.选小齿轮齿数乙24 ,大齿轮齿数z2i23乙 3.17 24 76.08，取z2765. 选取螺旋角。初选螺旋角14 。1.2按齿面接触强度设计公式由设计计算公式进行试算，即d1t 32KJ1（u_1）（ZhZe）21.21确定公式各计算数值1.试选 Kt =1.62.计算小齿轮传递的转矩3.4.95.5 1

22、05P机械设计机械设计和 105713n mm323.6图10-30选取区域系数Zh图 10-26 查得 10.768 ,2.104 105 N mm2.43320.881.6485.机械设计表10-7选取齿宽系数© d=16.1机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数ZE 189.8MPa7.机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 600MP大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 2550MP8.计算应力循环次数N160n1jLh 60 323.6 12 8 300 87.456 108N27.456 1083?172.352 1089 .由机械设计图 1

23、0-19取接触疲劳寿命系数Khni 0.92 ;Khn2 0.9610计算接触疲劳许用应力取失效率为1%安全系数S=1K HN 1lim 1K HN 2lim 20.92 600MPa 552MPa0.96 550MPa 528MPa所以许用接触应力552528 MPa 540MPa21.22计算1 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得d1t 32KtT1（u_1）（ZHZE）2将1.21计算的数值代入上式右边可得d1t 73.25mm2.计算圆周速度de60 100073.25 323.660 1000m/s 1.24m/s3. 计算齿宽b及模数口玳b dd1t 1 73.25mm 73.25

24、mmd1t cos 73.25 cos14mnt mm 2.96mm乙24h 2.25mnt 2.25 2.96mm6.66 mmb/h 73色 11.006.664 计算纵向重合度0.318 dz tan0.318 1 24 tan14 1.9035.计算载荷系数 由机械设计中表10-2查得使用系数Ka 1.25 ;根据v=1.24m/s，8级精度，由机械设计中图10-8查得动载荷Kv 1.08 ； 由机械设计表10-4查得按齿面接触疲劳强度计算时所用的载荷分布系数Kh 1.46由机械设计图10-13查得按齿根弯曲疲劳强度计算时所用的载荷分布系数Kf 1.43由机械设计表10-3查得按齿面接

25、触疲劳强度计算时所用的齿间载荷分配系数Kh1.4由机械设计表10-3查得按齿根弯曲疲劳强度计算时所用的齿间载荷分配系数Kf1.4故载荷系数K KaKvKh Kh 1.25 1.08 1.4 1.46 3.0246. 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由机械设计公式（10-10a ）得:k（3 024d1d1t373.25 3 mm 90.565mm1：心1.67.计算模数mnd1 cosmn-Z13.66mm90.565 cos14mm241.3按齿根弯曲强度设计由机械设计公式（10-17）2KT1Y cos2 YFaYsa mn 32d乙F1.31确定计算参数1.计算载荷系数KKaKv

26、Kf Kf1.25 1.08 1.4 1.43 2.1362.根据纵向重合度1.903，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系Y 0.883.计算当量齿数乙3 cos24cos31426.27Z2Zv23cos76cos31483.204.查取齿形系数由机械设计表10-5查得YFa! 2.592 ； YFa22.2145. 查取应力校正系数由表机械设计10-5查得Ysai 1.596 ； Ysa2 1.8026. 计算弯曲疲劳许用应力由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1 500MPa ；大齿轮的弯疲劳曲强度极限FE2 380MPa由机械设计10-18取弯曲疲劳寿命系数Kf

27、n1 0.88，Kfn2 0.90取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计公式（10-12）得K FN1FE10.88 500MPa 314.29MPa1.4K FN2FE 20.90 380 MPa 244.29MPa1.4Y Y6.计算大、小齿轮的并加以比较FYFa 1YSa12.592 1.5960.01316F 1314.29丫Fa 2Ysa22.214 1.8020.01633F 2244.29大齿轮的数值大1.32设计计算mn2 2.1362104 105 2088 (cos14)20.01633mm1 241.6482.34mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大

28、于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn 2.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时 满足解除疲劳强度，需按解除疲劳强度算得的分度圆直径 d155.736mm来计算应有的齿数。于是由d1 cos90.565cos14厂厂乙35.15mn2.5取乙 35，则 z i23乙 3.17 35 1111.4几何尺寸计算a (乙 Z2)mn2cos1.41计算中心距188.09mm35 1112.5mm2 cos14将中心距圆整为188mm1.42按圆整后的中心距修正螺旋角z1 z, mn(35 111) 2.5 一 “arccos- - arccos13.892a2 188因为 值变化不是太大，故其

29、他参数不必修正。1.43计算大、小齿轮的分度圆直径z1mn35 2.5d190.136mmcoscos13.89z2mn1112.5d2285.86mmcoscos13.891.44计算齿轮宽度b dd11 90.136 90.136mm为了保证一对齿轮安装以后能够沿全齿宽啮合，一般要求小齿轮的齿宽要比大齿轮的齿宽大5-10mm所以圆整后取：B1 95mm ； B2 90mm1.45结构设计两齿轮的齿顶圆直径分别为：da1 d1 2mn 95.136mmda2 d2 2mn 290.86mm两齿轮的齿根圆直径分别为：df1 d12.5mn 83.886mmdf2 d22.5mn 279.61m

30、m因为小齿轮的齿顶圆直径da1 95.136mm160mm，做成锻造实体齿轮；而大齿轮的齿顶圆直径160 da2 290.86500，为了减轻齿轮重量可把齿轮做成腹板式结构。表4-1两对齿轮的尺寸数据单位：mm齿轮号分度圆直 径齿顶圆直 径齿根圆直 径齿宽中心距螺旋角齿轮155.859.850.86115214.737 °齿轮2r 248.16252.16 :243.1656齿轮390.13695.13683.8869518813.89 °齿轮4285.86290.86279.6190法面压力角20°注：齿轮1、2分别为高速级小齿轮、大齿轮，3、4分别为低速机小齿

31、轮、大齿轮3. 输入轴（轴1）的设计3.1求出输出轴上的功率，转速和转矩由表3-1已知：P 7.425kWn11440r/minT148.98N m 48980N mm3.2求作用在高速齿轮上的力由表4-1可得高速级小齿轮的分度圆直径d155.8mm齿轮所受力的大小如下:T1248980切向力Ft2 1N 1756Nd155.8径向力FrF tan n1756ta n20KlN661Ncoscos14.737轴向力FaFt tan1756tan 14.737 N462N3.3初步确定轴的最小直径因为轴1为齿轮轴，按设计原则轴的材料取与高速级小齿轮一样：40Cr,处理。硬度为280HBS根据机械

32、设计中表15-3，因高速轴的转矩较小 A取较大值，取Ao 于是得(P7 425dmin A 3 1106 3 mm 18.31mmn11440输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，由于轴上开有一个键槽，大5%所以修正 dmin， dmin 15% mm 19.23mm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型号。经调质106，采用弹性柱销联轴器，因为其加工制造容易，装拆方便，成本低，并能缓冲减振，适合用于中小型减速器的输入输出轴 联轴器的计算转矩 Tea KaT ,查表14-1，考虑到运输机的转矩变化小，取Ka 1.5，则：Tea KaT173430N mm按照计算转矩

33、Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T 5014-2003，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000N mm。选取半联轴器的孔径为30mm半联轴器长度L=82mm半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1 60 mm。又因为Y132M-4型电动机的电机轴径为38mm 0.8D dmin 1.2D因此选取最小轴径为30mm3.4轴的结构设计3.41拟定轴上零件的装配方案，如下图:KL. Icl2 |ld3|d4d5 |agd7ABCDEF GA段轴装半联轴器与电动机轴相连C段装装轴承和挡油盘E段为齿轮轴的齿轮部分G段装轴承和挡油盘，和C段一样3.42 根据轴向定位的要求确定轴的各段

34、直径和长度因轴承同时承受径向力和轴向力，故采用角接触球轴承。参照工作要求，并根据轴C段直径初选轴承：7208AC 基本尺寸d=40mm D=80mm B=18mm安装尺寸 da min 47mm ， Damax 73mm， rasmax 1mm首先确定各段直径A段：d1=30mryi 右侧轴肩 h=3mmB段：d2=36mm右侧轴肩h=2mmC段：d3=40mm与角接触球轴承7208AC配合，取轴承径，右侧轴肩 3.5mmD段：d4=47mmE段：d5=55.8mm将高速级小齿轮设计为齿轮轴F段：d6=47mm,右侧轴肩 h=3.5mmG段：d7=40mm,与角接触球轴承7207AC配合，取轴

35、承径第二、确定各段轴的长度A段：Li=58mm取半联轴器与轴配合的毂孔长度 60mm各短一点B段：L2=50mm考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取 50mmC段：L3=23mm,与轴承（角接触球轴承7207AC配合，加上挡油盘宽度5mmL3=B+5=18+5=23mmD段：L4=111mm考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体壁宽度减去箱体已定长度后圆整得L4=111mmE段：L5 61mm，齿轮的齿宽B, 61mmF段：L6 8mmG段：L7=23mm,与轴承（角接触球轴承7207AC配合，加上挡油盘长度与C段相同轴总长L=334mm两轴承间距离（不包括轴承长度）S=190mm3.43轴上零件的周向

36、定位半联轴器与轴的周向定位采用平键。由表 6-1查得平键b h 10mm 8mm长度 I 取 45mmH 7半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的k6此处选轴的直径尺寸公差为m63.44参照表15-2，取轴端倒角为1.6 45，各轴肩圆角半径均为1.6mm3.5求轴上的载荷根据轴的结构设计，和各部分轴段的尺寸，做出轴的计算简图和受力弯矩图如下:从轴的结构和弯矩、扭矩图中可以看出截面 E是轴的危险截面。现将计算出的截面E处的Mh、Mv及M的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 469N，Fnh2 1287NFnv1 177N，Fnv2 484N弯矩MM H 7

37、0141.5N mmMV1 26462 N mmM V2 13572 N mm总弯矩M174967 N mm，M 271442N mm扭矩TT 48980N mm3.6按弯扭合成应力校核轴的强度 只校核危险截面E,根据公式15-5，及上表中的数据，以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力ca.74967220.6 489800.1 55.83MPa4.6MPa前面已选定轴的材料为40Cr,由表15-1查得70MPa因此ca1 ,故该轴是安全的4. 中间轴（轴 2）的设计4.1 求出中间轴上的功率，转速和转矩由表 3-1 已知：P2 7.13kWn2 323.6r /m

38、inT2 210.42N m 210420N mm4.2 求作用在低速齿轮上的力由表 4-1 可得低速级小齿轮的分度圆直径d1 90.136mm齿轮所受力的大小如下：T22210420切向力Ft2 2-N 4669Nd290.136径向力FrF tan n4669tan 20N 1751Ncoscos13.89轴向力FaFt tan4669tan 13.89 N 1155N由此可知中间轴受两组齿轮力一组来自高速级齿轮啮合Fti 1756NFM 661NFa1 462N一组来自低速级齿轮啮合Ft2 4669NFr2 1751NFa2 1155N4.3初步确定轴的最小直径轴2采用45冈经调质处理。

39、硬度为240HBS102 ,根据机械设计中表15-3 ,因中间轴的转矩较小 A取中间值，取于是得 A 叵/ 7.13dm. Ao3 102 3 mm 28.6mm:n2323.6中间轴的最小直径是与轴承配合处的直径 选取与输入轴1相同的轴承，即7208AC基本尺寸 d=40mm D=80mmB=18mm安装尺寸 damin 47mm , Damax73mm, Sx1mm所以选取中间轴的最小直径为40mm4.4轴的结构设计4.41拟定轴上零件的装配方案，如下图:AB4.42根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 因为A、E处分别与轴承配合，所选轴承与高速轴相同。 轴承：7208AC 基本尺寸

40、d=40mm D=80mm B=18mm 安装尺寸 damin 47mm，Da max 73mm，as max 佃口 因此取A右侧、E左侧的轴肩为4mm首先确定各段直径A段：di=40mm右侧轴肩h=4mm与角接触球轴承7208AC配合，取轴承径B段：d2=48mm右侧轴肩h=6mmC段：d3=60mmD段：d4=48mm左侧轴肩h=6mmE段：d5=40mm左侧轴肩h=4mm第二、确定各段轴的长度A段：L1=33mn,挡油盘宽度为13mmB段：L2=93mm取齿轮3的宽度减去2mmC段：L3=10.5mmD段：L4=54mm取齿轮2的宽度减去2mmE段：L535.5mm，挡油盘的宽度为15.

41、5mm轴总长L=226mm两轴承间距离（不包括轴承长度）S=190mm4.43轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键。由表 6-1查得平键b h 14mm 9mm，安装在B截面上的键取长度L=70mm安装在D截面上的键取长度L=45mm同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中心，故选择齿轮轮H 7毂与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，n6此处选轴的直径尺寸公差为m64.44参照表15-2，取轴端倒角为1.6 45，各轴肩圆角半径均为1.6mm4.5求轴上的载荷 根据轴的结构设计，和各部分轴段的尺寸，做出轴的计算简图和受力弯矩图如下:根据弯矩、扭矩图，现将现将计算出的截面

42、 B和截面D的Mh、Mv及M的值分 别记录于下表，以比较 B D两面的受力情况载荷水平面H垂直面V支反力Fnh i2666 N ， fnh 2247NFnvi 999N，Fnv2 91NFB面D面B面D面弯矩MMH1 324496.5Mh2 92190Mv1121695M V333145Mv269641M V424180B面D面总弯矩M1346565M 397967M 2331884M495308扭矩TT 210420由上表结合弯矩、扭矩图，显而易见,B面试轴的危险截面。注：上表中未注明单位，均为 N mm4.6按弯扭合成应力校核轴的强度只校核危险截面B,根据公式15-5， 及上表中的数据，以

43、及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力caMi2T 2W,34656520.1 4830.6 210420 MPa 33.4MPa前面已选定轴的材料为45钢，由表15-1查得60MPa因此ca1 ,故该轴是安全的97，97J 6.847102.08mm39.4mm5. 输出轴（轴3）的设计5.1求出输出轴上的功率，转速和转矩由表3-1已知：P36.847kWn3102.08r/minT3636.08N m 636080N mm5.2求作用在低速齿轮上的力前面已算出Ft 4669 NFr 1751NFa 1155N5.3初步确定轴的最小直径轴3采用45刚，经调质处理。硬度为240HBS根据机械设计中表15-3，因低速轴的转矩较大 A取较小值，取A0输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，由于轴上开有一个键槽, 大5%所以修正 dm/ d