机械设计课设-最终设计一链板式输送机传动装置

1、设计题目：设计一链板式输送机传动装置一、传动简图的拟定 3二、电动机的选择 3三、传动比的分配 5四、传动零件的设计计算 7五、轴的设计及校核计算 19六、轴承的选择和计算 35七、键连接的校核计算 38八、减速箱的设计 40九、减速器的润滑及密封选择 43十、减速器的附件选择及说明 43十一、设计总结 46十二、参考书目 47课程设计题目：设计链板式运输机传动装置（简图如下）1 E11II原始数据:输送链的牵引力F/kN8运输机链速V/（m/s）0.37传送链链轮的节圆直径d/mm351工作条件：连续单向转动，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送

2、机工作轴转速允许 误差为去。链板式输送机的传动效率为 0.95。一、传动简图的拟定设计一链板式输送机传动装置工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动， 使用期10年(每年300个工作日)，小批量生 产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为土 5%链板式输送机的传动效率为0.95 < 第四组原始数据：输送链的牵引力 F =8kN ;输送链的速度v=0.37m/s ;输送链链轮 节圆直径D = 351mm。二、电动机类型和结构型式的选择1、电动机类型的选择：根据用途选择丫系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电 动机。2、功率的确定：工作机所需功率巳:Pw - FwVw /( 1000 W )

3、因为F =8kN ；0.37m/s ；0. 95，把数据带入式子中，所以Pw=3.1158kWPw =8000 0.37/(1000 0.95) ： 3.1158kW传动装置的总效率n联轴器效率 联=0.99,滚动球轴承效率 轴=0.99,锥齿轮效率 锥=0.97,圆柱齿轮效率 圆(8级精度)=0.97,滚子链效率链=0.96。二联轴器 锥 圆柱 球轴承 滚子链= 0.99 0.97 0.97 0.993 0.96二 0.8677所需电动机的功率Pd :Pd =FW/= 3.1158 /0.8677 =3.72kW电动机额定功率Fm:按Pm Fd选取电动机型号。故选Pm二4kW的电动机电动机工

4、作功率Pm=4KW3、电动机转速的确定：计算工作机轴工作转速：nw =60 1000v/(二d)=60 1000 0.37/(二 351)=20.14r / min按推荐的传动比范围，取锥齿轮、圆柱齿轮和链传动的一级减速器传动比范围分别为 23、35和25,贝U总传动比范围为i=1275。故电动机转速的可选范围为n =inw =(12 _75) 20.14 = 241.68-1510.5r/min转速nm =960r/mi n符合这一范围的同步转速有 750、1000和1500r/mi n。4、电动机型号的确定由上可见，电动机同步转速可选 750、1000和1500r/min,额定功率为4kW

5、。因在 本课程设计中，1000r/min 1500r/min的电动机最常用，因此查表14-5(P166)选择电动机 型号为Y132M1-6。电动机的主要参数见下表型号额定功率/kW满载转速nm (r/min)堵转转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y132M1-649602.02.2三、传动比的分配选 择Y132M1-6三相异 步电动 机计算总传动比及分配各级的传动比1、 总传动比：i 二rm/riw =960/20.14 = 47.72、分配各级传动比：设减速器的传动比为i减，高速级锥齿轮传动比为ii,低速级圆柱齿轮传动比为i 2 链传动传动比为i链。按表推荐的传动比范围，取锥齿轮、圆柱齿轮和链传动

6、的一级减速器传动比范围分别为23、35和25。经验公式i 1 : 0. 25i减。为使大锥齿轮不至于过大，ii空3。故i i = i减i链，取i链=4，则有卜咸=i /i链T1925锥齿轮啮合的传动比：i0.25i减二2.98，故i, =3。圆柱齿轮啮合的传动比：i2=i减/ ii=4.0111，i 2 = 4。链传动的传动比：i链=¥淤色_/_3、各轴的转速r (r/min ) 电机轴的转速nd : nd =nm=960r/min 高速轴的转速n,: n, = nd二960r / min 中速轴的转速n2: n2二山厲=960/3 =320r/min各级传动比：3i 2 = 4i3

7、 =3.975 低速轴的转速 傀:n3 = n2/i2 =320/4 = 80r/min 工作轴的转速 阳：帀=门3和链=80/3.975 = 20.13r/min4、各轴的输入功率P (kW 电机轴的输入功率Fd： Fd = 4kW 咼速轴的输入功率 R : Pt = Fd耳联轴器=4 x 0. 99 = 3. 96kW 中速轴的输入功率P2：F2 = Rm锥齿轮耳球轴承=3.96汉0.97汉0.99 =3.803kW 低速轴的输入功率P3:F3 = F2 圆柱齿轮球轴承=3.803 0.97 0.99 =3.65kW 工作轴的转速R :P4二P3滚子链球轴承 =3.689X 0.96 x

8、0.99 = 3.47kW5、各轴的输入扭矩t(n- m 电机轴的输入功率 1； : Td =9550邑 =9550汇上 = 39.8N *mnd960 高速轴的输入转矩Ti：=9550 Pl二9550 3.96 =39.4Nmni960 中速轴的输入转矩 T2： T2 =9550 B =9550 3.803 =113.40N *mn2320 低速轴的输入转矩 T3： T3 =9550 P3 =9550 3.650 =435.7N *mn380 工作轴的输入转矩 T4： T4 =9550=9550汇旦47 =1646.2Nmn420.14t；、T1、T2、T3、T4依次为电动机轴，高速轴，低速

9、轴，链轮轴和工作机轴的输各轴转速：n 1 =960r/minn 2 =320r/minn3 =80r/minn4 =20.13r/min各轴功率：R = 3. 96kWP 3.803 kWP3 = 3.65 kWP4 =3 .47 kW参数轴名电动机轴轴I轴H轴山工作机轴各轴扭入转矩。功率P/kW43.963.8033.653.47转矩T/nm39.839.4113.4435.71646.2转速r/min9609603208020.13传动比1343.975效率0.990.96030.96030.9504TdTi_39 .8 N .m:39.4N .m= 113 .40 N _ 435.7 N

10、 .-1646 .2 N6、验证带速:dn460 1000-：351 20.1360 1000=0.3699m/ s误差为 °.37二°.3699 100% =_0.0012% ： _5%，合适0.37四、传动零件的设计计算1. 圆锥齿轮的设计计算已知输入功率R = 3. 96kW，齿数比为3,小齿轮的转速为960r/min，由电动机驱 动，使用期为10年（每年工作300天），两班制，输送机连续单向运转，工作时有轻 微震动，空载启动。（1）选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数1）选用闭式直齿圆锥齿轮传动，按齿形制 GB/T12369 -1990齿形角=20：'，顶隙

11、系数d =0.2，齿顶高系数h； =1，螺旋角P m=14°，轴夹角艺=90，不变位，齿高用 等顶隙收缩齿。2） 该减速器为通用减速器，速度不高故选用8级精度。锥重数z1Z2齿轮要参=22-663） 因传递功率不大转速不高，由表选择小齿轮材料为45Gr（调质），硬度为250HBS， 大齿轮为45钢（调质），硬度为200HBS，二者材料硬度差为50HBS4）选小齿轮齿数 乙=22，大齿轮z2 = h乙=3 22 = 66（2）按齿面接触疲劳强度进行设计计算由设计公式进行计算，即d J'ZeZh Y4KT1"认玩】丿蛀-。舵2对标准锥齿轮传动，节点区域系数 ZH =2.

12、51）小齿轮转矩= 39400 N « mm2）试取载荷系数Kt = 1.63）由表7-5选取齿宽系数 0.314）由表7-6（P139）查得材料弹性影响系数Ze = 189. 8MP£大齿5） 由图7-18按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限和血=600MPa , 轮的接触疲劳极限ch Hm2 =570MPa6）计算应力循环次数M 二 60njL h 二 6096012830010二 2. 7648109N2 =NJu =2.7648/3 =9.216 1087）由图7-19查得接触疲劳寿命系数ZHN1 =0.93 ZhN2 =0.95 允许一定点蚀,8）计算接触疲劳

13、许用应力取安全系数Sh =1L'h 1 二Zhn门计/Sh =0.93 600 =558MPaLh 2 = ZHN2；iim2 /Sh = 0.95 570 = 541.5MPa9）试算小齿轮分度圆直径代入"h 1中的较小值得d1t 兰2.923 "KtT1 2 = 70.863mm 丿仏-0.5札2u10）计算圆周速度v锥齿轮平均分度圆直径 dm1 =d1t 1 -0.51 1=70.863 （1-0.5 0.3）-60.23mm9v =(二 d m1 n j) /( 601000 )=(二 60 . 23960 ) /( 601000 )=3. 027 m /

14、s11) 计算载荷系数根据工作载荷状态(轻微冲击)和原动机类型(电动机),，查表10-2得Ka二1.25根据v=3.027m/s,8级精度，锥齿轮第一级精度，按照9级精度，由图7-7查得动载SI -541.5MPa系数Kv =1.1由表7-3查得齿间载荷分配系数K=K=1由大齿轮两端支承，小齿轮悬臂布置，查图取得齿向载荷分布系数 由 Kh 一： -1.875则接触强度载荷系数K =KaKvKh 一3 =1.25 1.1 1 1.875 = 2.57812) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1 二d1t3 K/Kt= 70.863 3 2.578/1.6 = 83.07mmm = d1 /

15、 z, = 83.07 / 22 二 3.77 mm取标准值m =3.75mm13) 计算齿轮的相关参数dmz =3.75 22 = 82.5mmd2 =mzj2 =3.75 66 = 247.5mm计算锥二 arctan 1/ u =18 43'2 =90=71 57'=310计算锥距 RRl-82"!3! =13°.4mm计算平均分度圆直径d1 = 82.5md2 =247.5mr =18 43、2 =71 5757计算平均模数B2 = 35mmBi = 40mm计算当量齿数14）确定并圆整齿宽b 二 dR = 0.3 130.4 = 39.12mm圆整

16、取 B2 =35mm, B1 = 40mm15）结构选择。小齿轮齿顶圆直径v 160m m,选用实心结构。 大齿轮齿顶圆直径160m m,选用腹板式结构。高速级锥齿轮的主要设计参数小锥齿轮大锥齿轮小锥齿轮大锥齿轮齿数z2266锥距R130.4mm齿宽b39.12mm39.12mm模数m3.75mm锥角18.43 °71.57 °平均模数3.1875mm分度圆直径82.5mm247.5mm当量齿数23.23213.01平均分度圆 直径70.125mm210.375mm结构实心腹板式(3) 按核齿根弯曲疲劳强度设计1）确定弯曲强度载荷系数 K 二 KaKvK.Kf，1.25 1

17、.1 1 1.875 = 2.5782) 计算当量齿数乙<1 =乙 / cos y 二 23.2 乙2 =z2/cos、2 =21303）查表7-4得YFa1 = 2.69 , Ysa1 = 1.575, YFa2 = 2.06， YSa2 = 1.974) 计算弯曲疲劳许用应力由图7-17查得弯曲疲劳寿命系数YFn 1 =0.82， YFn 2 =0.85取安全系数Sf = 1.4由图7-18c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限；FN1 =550MPa；FN2 =510MPa按脉动循环变应力确定许用弯曲应力°F 1 Yfn1；fn1/Sf =0.82 550/1.4 =322.1MP

18、a>-F 2 二YFN2二FN2/SF =0.85 510/1.4 =309.6MPa5）计算大小齿轮的YFa1YSa1/JF1并加以比较fcrF ,“ _ 269 1.570.01315322.1Yfa2Ysa22.06 1.97309.6= 0.01310小齿轮的数值大= 3.74KTYFaYsaI ：d(1 -0.5 d)2Zi2.、u21取标准值m=3.75,与接触疲劳强度设计相同对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于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

19、积）有关,可取由弯曲强度算得的模数 3.7就近圆整为标准值m=3.75 mm。按接触强度所得的分度圆直径1=82.5 mm,算出小齿轮齿数大齿轮齿数'-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。6）大锥齿轮结构设计因为锥齿轮齿顶圆直径大于160mm而又小于500mm故选用腹板式结构为宜有 关尺寸按推荐的结构尺寸设计Do T73.2mm，c=（ 3-4） m=15mmD3 =1.6D4 =56mm故 D4 =35mmD：'：D0 D3 /2 =114.6mm,D2 =10.25-0.35 D0 - D3 =40mmI 二

20、 11.2 D4 =422. 斜齿圆柱齿轮的设计计算已知输入功率P2二3. 803kW，齿数比为4,小齿轮的转速为320r/min，由电动机 驱动，使用期为10年（每年工作300天），两班制，输送机连续单向运转，工作时有 轻微震动，空载启动。（1）选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数1）选用闭式斜齿圆柱齿轮传动。2）该减速器为通用减速器，速度不高，故选用 8级精度。3） 因传递功率不大转速不高，由表 7-1选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为250HBS,大齿轮为45钢（调质），硬度为200HBS,二者材料硬度差为50HBS4）选小齿轮齿数z1 =24，大齿轮z2 = 424 = 965）

21、选取螺旋角。初选螺旋角一：=14（2）按齿面接触疲劳强度进行设计计算由设计公式进行计算，即3 2KT2 u 士 1（z z V厶H厶E % % u1片I H丿dit一1）小齿轮转矩 T2 =113400N2）试取载荷系数Kt =1.63）由图7-12选取区域系数Zh = 2. 43314）由表7-6查得材料弹性影响系数Ze =189. 8MPa5）由表7-5选取齿宽系数'd =16） 由图 7-15 查得：1 二 0. 79， ；：.2 二 0. 89， 则；:.=；：.1 ；：2 = 1.68大齿7）由图7-18按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；Hlim1 =600MPa，轮

22、的接触疲劳极限6诚=550MPa8）计算应力循环次数M =60n2jLh =60 320 12 8 300 10=1.6128 109NN1/u =1.6128 109/4 =4.032 1089）由图7-19查得接触疲劳寿命系数Yhn1 =0.96Yhn2 =0.9810）计算接触疲劳许用应力kH 1 = KHNiim 1 / S = 0. 96 汉 600 = 576MPatH 2 二 KHN2Gim 2 / S = 0. 98550 二 539MPar iBh 1 + Bh 2576 + 539则&H= = 537. 5MPa2 211）试算小齿轮分度圆直径!F、22KT2 u&

23、#177;ZhZe :“，d1t 王3 *-r I 58.41mm壯 u占丿12）计算圆周速度vv =（闵汕2）/（60 汉 1000）=5 乂58.41x320）/（60x1000）=0.98m/s13）计算齿宽b及模数m.tb=©dd1t =1 汉58.41= 58.41mmd1tcosP 58.41 =<cos14°“mnt = 1= 2.36mmz124人=2.25口玳=2.25汉2.36 = 5.31|口b/h =58.41/5.31 =1114）计算纵向重合度邛=0. 318%z1 tan B = 0. 318 x 1 汇 24 x tan 14°

24、; = 1.90315）计算载荷系数K齿轮工作时有轻微振动，查表 7-2得Ka = 1.25由图7-7查得动载系数Kv = 1.05由表7-3查得齿间载荷分配系数Kh口 =心口 = 1. 2由表7-8得轴承系数KHp = 1 . 42则接触强度载荷系数K = KaKvKh>K = 1.25X1.05 沃 1.2 沃 1.42 = 2. 236516）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径斜齿轮 重要参 数：4 =26Z? = 109m = 2.5di =%3 K/Kt= 58.41 3 2.2365/1.6 = 65.31mmm 二 a cos ： / z, =65.31 cos14 /

25、24 = 2.64mm（3）按齿根弯曲疲劳强度设计1）确定弯曲强度载荷系数K = KAKvKf . K = 1.251. 051. 21.35 = 2.12632） 根据纵向重合度 =1.903，从图7-14查得螺旋角影响系数“二0.883）计算当量齿数zv1=z1/COS3 工 24 / COS3 14” 二 26. 272zv2z2/cos- - 96 / cos' 14= 105. 0894）查表7-4得YFa1 = 2.592 ,Ysw = 1.596, YFa2 = 2.176，Ysa2 = 1.7945）计算弯曲疲劳许用应力由图7-17查得弯曲疲劳寿命系数YFn1 =0.8

26、9，YFn2=0.9取安全系数Sf =1.4由图7-16c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限fn1 500MPa-，FN2 380MPa按脉动循环变应力确定许用弯曲应力tf 1 = Kfn1fn1 / Sf = 0 9 汽 500 / 1.4 = 317. 9MPaF 2 = Kfn2二FN2 / Sf = 0. 99380 / 1. 4 二 244. 3MPa6）计算大小齿轮的YF#Sa/匚F】并加以比较YFa1YSa1口】12. 5921.596317. 9二 0. 01301=17.08d1 =68mm d2 =272mmBt =73mmB2 =68mm0. 01598YFa2Ysa2 = 2.

27、 1761.794 ；f2 一 252. 429小齿轮的数值大7）模数mtmnt _32KTiY：GGS YFaYsar=2.38mm对比计算结果，取mnt = 2.5mm，已满足齿根弯曲疲劳强度。但是为了同时满足齿面接触疲劳强度，需按接触强度算得的分度圆直径g =65.31mm，来计算应有的齿数Zidi cos：65.31 cos1425.3 mn2.5故取 4 =26，贝U z2 =26 4 =1048）计算中心距(乙 Z2)mn2 cos :(26 104) 25.167.48mm2 cos14将中心距圆整为a =170mm9）按圆整后的中心距修正螺旋角:arccos(Z1 Z2)mn

28、arccos2a(26+104)x2.5=arccos17.082X17010)计算大、小齿轮的分度圆直径d1=叭cos :26 2.5cos17.08= 68mmd2=z?mncos :104 2.5cos17.08=272mm11）计算齿轮宽度b =討=1 68 二 68mm链轮的 重要参 数：乙=19Z2 二 76p =31.75m取 B1 =73mm ；禺=68mm12）计算齿顶高ha、齿根高hf、齿全高h、顶隙c :ha = h*mn =1 2.5mm = 2.5mmhf = (h； c*)mn = (1 0.25) 2.5mm = 3.125mmh=ha hf =2.5 3.125

29、 = 5.625mmc 二 cmn=0.25 2.5mm = 0.625mm13) 计算齿顶圆直径da1、d；2、齿根圆直径d f 1> df 2 da1 = dj 2h； = (68 2 2)mm = 73mmda2 二 d2 2ha = (272 2 2)m m = 276mmdf1-2hf =(68-2 3.125)mm = 61.75mmdf2=d2-2hf =(272-2 3.125)mm = 262.625mm14) 齿轮旋向：小圆柱斜齿轮左旋，大圆柱斜齿轮右旋。(4) 大齿轮结构设计齿轮结构选择。小齿轮齿顶圆直径v 160m m,选用实心结构。 大齿轮齿顶圆直径160m m

30、,选用腹板式结构。中间级斜齿圆柱齿轮的主要设计参数小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮齿数z2496中心距a170mm齿宽B73mm68mm当量模数 叫2.5mm修正后螺旋角14.853°结构实心腹板式分度圆直径疋mm：mm当量齿数19.779.3齿顶圆直径73mm276mm齿根圆直径61.75mm262.625mm3链传动的设计计算已知输入功率R =3.65kW，传动比为3.975,小链轮的转速为80r/min，由电动机 驱动，使用期为10年（每年工作300天），两班制，输送机连续单向运转，工作时有 轻微震动，空载启动。1）选择链轮齿数取小链轮齿数乙=19大链轮的齿数 Z2 =i3 乙=3.9

31、75 19 = 75.525、76 2）确定计算功率由表6-7,轻微冲击，工况系数二=i.o。由表6-5，齿数19,假定工作点落在图6-12某曲线的左侧，则主动链轮齿数系数d1 -192.89mmd2 =768.3mm取单排链，则Kp =1Kl =1.06Po3.651 1 1.06二 3.44KW则计算功率为3）选择链条型号和节距根据Pea = 3.44kW和主动链轮转速n3 =80r/min，由表6-1得链条型号为20A,得节距 p = 31.75mm。4）计算链节数和中心距初选中心距a0 =(30 -50)p = (30-50) 31.75 = 952.5-1587.5mm取中心距为10

32、00mm相应的链长节数为L 2 aoLp0 2 p 2i 1000 丄 19+76=2 亠31.752+ 4上6+心2-可丫卫<2兀丿a。:125.26 mm丄 7619 辛 31.75I 2兀丿1000故取链长节数LP “26节由 Lp=Z1 J26二19 =仁877，查得 f =0.24333 z2 -z176 -19则链传动的最大中心距为a 二 f1P2Lp -(乙 Z2)= 0.24333 31.75 2 126 -(19 76) 1212.9mm5）计算链速v,确定润滑方式Zip60 100019 80 31.7560 1000:0.804m/ s又因为链号20A,查图6-12

33、得润滑方式为：滴油润滑6）计算压轴力Fp 有效圆周力：Fe =1000P/v =1000 3.65/0.804 =4539.8N链轮水平布置时的压轴力系数Kfp =1.15则 Fp :. KFpFe =1.15 4539.8 : 5220.8N7）计算链轮主要几何尺寸d1 =p三= 192.90m m.180. 180sinsinZ119p31.75d2768.3mm.180. 180sin sin 一Z2768）链轮材料的选择与处理根据系统的工作情况来看，链轮的工作状况采取两班制，工作时有轻微振动。每年300个工作日，齿数不多，根据表 6-4得链轮材料选用40号钢，淬火、回火，处理后的硬度为

34、40 50HRC9）大链轮结构设计：大链轮齿顶圆直径da2max :查表得 p=31.75 d1=19.05da2max =d 1.25p -小1二 p/sin（180/z2） 1.25p -d1-31.75/sin（180/76） 1.25 31.75 -19.05= 788.93mm小链轮结构设计：小链轮齿顶圆直径da1max :da1max - d ' 125 P -di=P/sin(180/z,) 1.25P -dj= 31.75/sin(180/19) 1.25 31.75 -19.05=213.5mm齿全宽bf2:bf2 二 Pt bf1= 35.76 0.93 b1=35

35、.76 0.93 18.9=53.337 mm轮毂宽度：L =(1.52)d,取 L =60mm低速级链轮的主要设计参数小齿轮大齿轮齿数z1976号 链20A (节距 31.75mm排数1链节数126最大中心距1212.9mm五、轴的设计及校核计算1初算轴径。1. 选择材料选择45刚，调质处理。取C =1152. 按照扭转强度条件初步估算轴径。电机轴轴I轴U轴川滚筒轴W功率P/kw43.963.803p.653.47转速 n/(r/mi n)9609603208020I P13 96轴:淞吒刊词盂"84轴"：3,1153026.24轴'"第09考虑到轴上键

36、槽的影响，对于 d< 100mm的轴，直径放大5%。 dt = 18.44 X 1.05 = 19.36mmd2 = 26.24 X 1*03 = 27.6mmd3 = 41.09 X 1.0S = 43. lmm2选择联轴器和轴承。选择高速输入轴联轴器1.类型选择选择弹性柱销联轴器，适用于连接两同轴线的传动轴系，并具有补偿两 轴相对位移和一般减振性能。工作温度-2070C。2. 载荷计算P96公称转矩.由表查得心-：梟，由计算得到计算转矩Tca = 39,4Xl+5 = 59aN-mm3. 型号选择 根据转矩，轴最小直径19.36mm选择型号。取LT4弹性套柱销联轴器，其额定转矩63N

37、 m，半联轴器的孔径d! =24mm故取di2 = 24mm 轴孔长度L=52mm，联轴器的轴配长度 L1 =38mm。选择轴承类型 考虑到有轴向、径向载荷，选择角接触球轴承，尺寸系列02。0级公差，0组游隙。.。脂润滑。3:绘制基本结构装配底图如图为主要内箱的装配底图，基于此图进行后边的轴系设计查手册表5-1，表5-2，表5-3。箱座壁厚与箱盖壁厚.3lllCi,地脚螺栓直径山；订讥一 -d; 1 2tTHTI上-1-：H：H箱盖与箱座连接螺栓直径。根据螺栓标准取8mm。对应螺栓的扳手空间，至外 箱壁距离斫二13mm d °切=11mmD_did3 二 35md5 =35md6h

38、= 36mm12 = 45mm13 = 21mm14 = 70mm15 = 19mm16 二 60mm后边设计时要保证小锥齿轮在箱体中心。输入轴的设计计算1 .已知：R = 3. 96KW，m = 960r / min 二 39. 4N m2.选择材料并按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS,二650Mpa,根据课本P235 (10-2)式，并查表10-2，取 A = 115。 dmin =115：3. 96/ 960 = 18. 44mm考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽，将直径增大5% ,则d=18.44X(1+5%)mm=19.36mm3. 初步选择联轴器要使轴径d12与

39、联轴器轴孔相适应故选择连轴器型号，查得K = 1.5，Tc = KA Tj = 1.5 39. 4 - 59. 7N * m。查机械设计课程设计P298,取LT4弹性套柱销联轴器，其额定转矩 63N m,半 联轴器的孔径dj = 24mm故取d12 = 24mm轴孔长度L=52mm,联轴器的轴配长度L1 =38mm。4. 轴的结构设计(1)拟定轴的装配方案如下图:(2)轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位CD为了定位半联轴器，1-2轴右端有一轴肩，取d2-3=30mm L=50mm 选滚动轴承：因轴承同时承受有径向力和轴向力且受力不大，故选用系列角接触球 轴承。参考d2-3=30mm。选取标

40、准精度约为03,尺寸系列7307AC。尺寸：d D B =35 80 21故d3-4= d5-6=35mm,而 S=21mm。此两对轴承均系采用轴肩定位，查表， 7307AC轴 承轴肩定位高度h=9mm因此取 d4-5=44mm。取 Lb =(2.53)d =91mm 则 |=70mm 取安装齿轮处的直径d6-7=30mm，使套筒可靠的压在轴承上，故|56<B=21mm,I56=l9mm。轴承端盖厚度为e=9.6mm,套杯厚度s仁8mm，由于装拆及添加润滑油的要求，轴承端盖与外端面与半联轴器右端面的距离l=27mm,故l23=27+9.6+8=45mm。. 圆锥齿轮的轮毂宽度lh= (1

41、.21.5) ds=48,取L=46mm ,挡油环宽度取12mm,故 167=6 0mm。 轴上零件的周向定位半联轴器与轴、齿轮与轴采用平键连接，即过盈配合。由设计手册，并考虑便于加工， 取半联轴器与齿轮处的键剖面尺寸 b h =8 7,键长L=B- (510) =32mm,锥齿轮与轴 的键剖面尺寸b h =8 7，键长L=36mm配合均用H7/K6，滚动轴承采用轴肩及套筒定位。轴承内圈与轴的配合采用基孔制， 轴尺寸公差为K6 轴圆角：2 45°(2)输入轴I校核。受力分析画受力分析图。LIL2L3 L4L5L6已知 T仁39.4N m, d诅=70J25mm _d_d®

42、= 18-43°(1)计算锥齿轮部分受力 圆周力， 径向力，轴向力计算轴承处作用力水平面内Z方向上力平衡:垂直面内力平衡:竖直面内对右边轴承处力矩平衡:水平面内对右边轴承处力矩平衡:得:Fnh1 = 558.9NFnhz = 16B214N Fm = lW.ZN亦=557.2N(2)画弯矩图根据上述简图及求出的轴上各作用力，分别按水平面和竖直面计算各力产生的弯矩，并按结果分别作出水平面上的弯矩图和垂直面上的弯矩图V(并作出M图及扭矩图画水平方向和竖直方向弯矩图：转矩图：T=39.4N m(3).校核轴的强度。已知轴的弯矩及扭矩后，可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核计算。按第强度理论

43、，考虑弯曲应力和扭转应力循环特性不同的影响，引入折合系数_ V从弯扭图中可以看出，危险截面为右边轴承处，其轴径为/_,带入计算应力公式，则轴的弯扭合成强度条件为W 为轴的抗弯截面系数，二1【1：，查表15-1可得其值为(A)/(A)/(A)/(A)/()AD查表 6-1，键宽 b=8mm，高 h=7mm，t=h/2=3.5mm。代入。代入公式h = 40l2=40,29I4 =71l39d30d2 = 35d3 =40d4 =35d5 =30a=14.39MPa:ill )3中间轴的设计1. 已知：R = 3.8028KW,m =320r/min J = 113.4N2. 选择材料并按扭矩初算

44、轴径选用 45#调质，硬度 217255HBS,二650Mpa根据课本P235( 10-2)式，并查表10-2,取Ao = 115 dmin =11成3.8028/320 = 26.24mm，考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽，将直径增大 5%,贝U d=26.24X (1+5%)mm=27.6mm 取 d=28mm3. 轴的结构设计图(2)轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位 初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力，故选用单列角接触球轴承，参照工作要求并根据d12 二d56 28mm。取 7306AC 型，尺寸 d D T 二 30mm 72mm 19mm故di2= d56=30

45、mm，此两对轴承均系采用套筒定位，查表18-4,轴定位轴肩高度h=3.5mm, 因此取套筒直径为37mm。长18,总长39采用凸缘式闷盖。 取安装齿轮处的直径：d23=d45=35mm，锥齿轮右端与左轴承之间采用套筒定位， 已知 锥齿轮轮毂长lh=( 1.21.5)ds,取lh=42mm为了使套筒可靠的压紧端面，故取l23 =40mm, 齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d取h=2.5mm则此处轴环的直径d34=40mm. 已知圆锥斜齿轮的齿宽为b1=73mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮端面，此处轴长 Mvlh，取 l45 =71mm。 以箱体大圆锥齿轮中心线为对称轴，取l1

46、2 =40mm，I34 = 29mm，l56 = 39mm。轴上零件的周向定位：大锥齿轮与轴、小圆柱斜齿轮与轴采用平键连接，即过盈配合。由设计手册，并考虑便于加工，取大锥齿轮与轴、小圆柱斜齿轮与轴处的键剖面尺寸b h = 10 8mm,齿轮键长L=B-( 510)=63mm。配合均用H7/K6，滚动轴承采用轴肩及套筒定位。轴 承内圈与轴的配合采用基孔制，轴尺寸公差为 K6。轴圆角：2 45度轴U强度校核。(1)计算受力。画受力分析图。由轴I小锥齿轮受力分析，得到大锥齿轮上受力情况。圆周力径向力-:飞 j i二；x :汕；X 点 J.-3C 二：:：.C /轴向力_ 1 匚 '1 ? .

47、 n 7 r- . 3 ' 7小圆柱齿轮受力情况如下：2Tt 2 X 113.4"-=3335.3N 1圆周力68Ra tanoL 33353 X tan 20°R2 = = 1256jV径向力'；：；：-'轴向力 二 _ ' c- ；(：J水平面内Z方向上力平衡:竖直面内力平衡：水平面内对轴与小圆柱齿轮连接处力矩平衡:竖直面内对轴与小圆柱齿轮连接处力矩平衡:Fnh1 = 942.7NFNH2 = 2590.4NFW1 =135.ON（2） 画弯矩图。根据上述简图及求出的轴上各作用力，分别按水平面和竖直面计算各力产生的弯矩，并按结果分别作出水

48、平面上的弯矩'L图和垂直面上的弯矩图h = 5812 = 5913 =3914 = 5915 = 6516 = 49.5di =40d2 =45d3 二 50d4 =58d5 = 56d6 二 50V(并作出M图及扭矩图XY平面转矩图(3)已知轴的弯矩及扭矩后，可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核计 算。按第三强度理论，考虑弯曲应力和扭转应力循环特性不同的影响，引入折合系数，计算应力。从弯扭图中可以看出，M危险截面为小圆柱齿轮安装处，其轴径为*川山1，将弯曲应力Y，扭T转切应力，带入计算应力公式，则轴的弯扭合成强度条件为W为轴的抗弯截面系数，皿，查表15-1可得其值为其中d为轴承处直径

49、，b为键槽宽度，t为键槽深。查表 6-1，键宽 b=8mm，高 h=7mm，t=h/2=3.5mm。代入。代入公式aca=JYE)2+4YYZ=2s-136Mpa输出轴设计（皿轴）已知：输出轴功率为 P3=3.65kw，转速为n3=80r/min,转矩为T N646.2Nm,大圆柱齿轮的分度圆直径为d -280mm，齿轮宽度B=70mm。1. 选择轴的材料选取轴的材料为45钢（调质），取民=100。2. 按扭矩初算联轴器处的最小直径则：dmin二人Pl = 35.7mm,考虑到输出轴与链轮相连有一个键槽，与圆柱斜齿轮相连有一个键槽，轴径应当增大5% 7%。，将直径增大5%，则d=35.7X（1

50、+5%）mm=37.485mm,取轴端最细处直径为 d 40mm3. 轴的结构设计(1)拟定轴的装配方案如下图:弓(2)轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位 按零件的安装顺序，从最小轴径处开始设计： 轮轮毂与轴段：该轴段安装链轮轮毂，此轴段设计与链轮轮毂同步设计。该处轴径取d1 = 40mm轴的长度略小于轮毂孔的宽度，取 J =58mm 封圈与轴段:在确定轴段的轴径时，应当考虑链轮的轴向定位以及密封圈的尺寸。链轮用轴肩定位，轴肩高度h = (0. 07 0. 10)d = (0. 07 1)40 = 2. 8 4mm。轴段的轴径为d2 = di - 2h = 40(5. 6 一 -8)mm= 45. 6 一 -48mm,最终由密封圈确定，该处轴的 圆周速度小于3m/s，可选用毡圈密封，查表16-9选毡圈40JB/ZQ4606 1986 ,则d 45mm轴承端盖外缘到链轮距离为lb K(3.5-4)d3 =35-40mm，取h=36mm。(d3 =10mm) 轴承与轴段的设计：轴段及轴段6上安装轴承，其轴径应满足轴承内径系列。有径向力存在，采用角接 触球轴承，由轴段到轴段需要有安装轴肩，轴肩高度为h = 1 一 3mm,取h =2. 5mm 则轴段及轴段 6的轴径为d3二50mm 查表15-1选取角接触球轴承7310ACG日T292 - 1994。轴承内径为d