链式传动系统设计

1、目录一设计任务4二电动机的选择计算42.1选择电动机系歹y 42.2传动滚筒所需有效功率42.3传动装置的总效率42.4所需电动机的输出功率 42.5计算传动滚筒轴的转速 52.6选择电动机52.7选择电动机的型号5三传动装置的运动和动力参数计算错误!未定义书签3.1总传动比i 错误!未定义书签3.2各级传动比的分配63.3各轴功率、转速转矩的计算6四链传动计算74.1链传动的设计计算74.2选择链齿数乙Z274.3计算额定功率Po74.4计算链节数Lp，初定中心距 ao=4OP84.5初定中心距a84.6确定实际中心距a 84.7选取链节距p84.8验算链速8五 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计

2、计算 85.1选择齿轮材料和热处理，确定许用应力 85.2按齿面接触强度计算中心距 a95.3匹配参数 105.4验算齿根弯曲疲劳强度 125.5齿轮主要几何参数 13六 低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 146.1选择齿轮材料和热处理，确定许用应力 146.2按齿面接触强度计算中心距a 146.3匹配参数 156.4验算齿根弯曲疲劳强度 186.5齿轮主要几何参数 19七轴的设计计算 197.1轴直径计算 197.2轴的强度校核 20八减速器高速轴滚动轴承的选择及其寿命计算 238.1选择轴承类型及初定型号238.2计算轴承的受力 248.3计算当量动载荷 248.4计算轴承寿命 24九键联

3、接的选择和验算 24十设计体会 26参考文献 26、设计任务1 .设计的技术数据：运输带的工作拉力：F=6800N运输带的工作速度：V=0.65m/s运输带的滚筒直径：D=320mm运输带的宽度 ：B=300mm2 .工作情况及要求：用于机械加工车间运输工作，2班制连续工作，载荷有轻度冲击，使用5年，小批 量生产。在中等规模制造厂制造。动力来源：电力三相交流 380/220V。速度 允差5%。二、电动机的选择计算2.1选择电动机系列根据工作要求及条件，选择三相异步电动机，封闭式结构，电压380V , 丫系列。2.2传动滚筒所需有效功率滚筒所需的有效功率：Pi=F XV=6800 X0.65=4

4、.42KW2.3传动装置的总效率传动装置的总效率:24? ? ? ?总 联'齿'承'链'卷筒查机械设计课程设计表17-9得式中:滚筒效率：联轴器效率:滚筒=0.96联=0.99链传动效率:链=0.93球轴承：承=0.99斜齿轮啮合效率：斜=0.98传动总效率：24总 0.99 0.980.990.93 0.960.81542.4所需电动机的输出功率所需电动机功率：p总=p/总=4.42/0.8154=5.42kw2.5计算传动滚筒轴的转速6000ni=D =2.6选择电动机=6000 3芽=38,8 漪查机械设计课程设计表27-1,可选丫系列三相异步电动机丫13

5、2S-4,额定功率 P0=5.5KW，同步转速 1500 r/min;或选丫系列三相异步电动机丫132M2-6,额定功率额定功率P0 =5.5KW,同步转速1000 r/min.均满足P0 > Pr 。表2-1电动机数据及传动比万案号电机型号额定功率/kW同步转速r/min满载转速r/min总传动比1Y132S 45.51500144037.6962Y132M265.5100096025.565比较两种方案可见，方案2选用的电动机虽然质量和价格较低，但传动比过低 为使传动装置紧凑，决定选用方案1。2.7选择电动机的型号表2-2电动机型号为Y132S-4.查表得其主要性能如下电动机额定功率

6、Po/ KW5.5电动机轴伸长度E/mm80电动机满载转速no/(r/mi n)1440电动机中心高H/mm132电动机轴伸直径D/mm38堵转转矩/额定转矩T/N.m2. 2三、传动装置的运动及动力参数的选择和计算3.1总传动比i总传动比:i总=n。/ ni =1440/38.8=37.1133.2各级传动比的分配传动比为2 4，取 i链 2.6则减速的传动比：i减i /i链=37.113/2.6=14.27对减速器传动比进行分配时，即要照顾两级传动浸油深度相近，又要注意 大齿轮不能碰着低速轴，试取：i11.3i 减=1.3 14.27 =4.3低速轴的传动比：i2= i减/i1= 14.2

7、7/4.3=3.33.3各轴功率、转速转矩的计算0轴：即电机轴Po= P 电=5.42KWno=144O r/mi nTo=955O xPo/n o=955O X5.42/1440=36N mI轴：即减速器高速轴P1= F0 联 5.42 X0.99=5.37 KWni= no =1440 r/minTi=9550 xPi/n 1=9550 X5.37/1440=35.61N mII轴：即减速器中间轴P2= P i 齿？承=5.37 X0.99 X0.98=5.21 kw n2= n 1/ i1 =1440/4.3=334.9 r/minT2=9550 XP2/n 2=9550 X5.21/3

8、34.9=148.57N min轴：即减速器的低速轴P3= P2 齿？承=5.21 X0.99 X0.98=5.05 kw n3= n 2/i2=334.9/3.3=101.5 r/minT3=9550 XP3/n 3=9550 X5.05/101.5=475.15N mW轴：即传动滚筒轴P4= P 3 承？链=5.05 X0.99 0.93=4.65 kw n4= n3 /i 链=101.5/2.6=39r/minT4=9550 XP4/n 4=9550 X4.65/39=1138.65N m将上述计算结果汇于下页表3-1 :表3-1 各轴运动及动力参数轴序号功率P/ KW转速n/(r/mi

9、 n)转矩T/N.m传动形式传动比i效率n0轴5.42144036连轴器1.00. 99I轴5.37144035.61齿轮传动4.30. 98U轴5.21334.9148.57齿轮传动3.30. 98川轴5.05101.5475.15链传动2.60. 93W轴4.65391138.65四、链传动的设计计算4.1链传动的设计计算已知条件：P= 5.05kW , ni=101.5r/min , i=2.6 。4.2选择链齿数Zi Z2估计链速vv3m/s，考虑传动比，i=2.6，并尽量减小动载荷取zi=21。则:Z2=izi=2.6 X21= 54.6，取：Z2=55 ,4.3计算额定功率R采用单

10、排链，分别查机械设计表 4-14,图4-39，表4-15得:Ka=1.5 , Kz=0.9 , Kp=1，贝U:Po *KzP/K p=1.5 X0.9 X5.05/1.0=6.8175KW4.4计算链节数Lp，初定中心距a°=40P初选中心距a0=40p，则:I 2a° z1 z2 pL P0-P 2a。2z2 z1 =118.73mm2取链长Lp=120节。4.5初定中心距a则中近距为：aa0+(Lp-Lp0)Xp/2=1290.16mm4.6确定实际中心距a考虑链条要有一定的安装垂度，实际中心距应比理论中心距小a，馆=(0.02 0.04) a=25.8 51.6mm

11、可取：a=12451260mm，并可调。4.7选取链节距p根据P0和n1查的连号为No 20A，节距p=31.75mm。4.8验算链速V=Z 1 n1P/60 X1000=21 X104.52 X31.75/60 X1000=1.13<15m/s链速适宜。4 计算压轴力1000pFt=5050/1.16=4469 Nv取压轴力系数Kq=1.2，则Qf = Kq XFt=1.2 X4469 =5362.8 N5. 确定润滑方式根据链号No 20A和链速，查得润滑方式为滴油润滑。6. 确定链轮结构小链轮采用整体式结构，大链轮采用孔板式结构。五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算：5.1选择齿轮材料

12、和热处理，确定许用应力原始数据：电动机的输出功率：5.37kW小齿轮转速：1440 r/mi n传动比：4.3单向传动，工作载荷有轻微冲击，每天工作16小时，每年工作300天，预期工作5年。1.选择齿轮材料精度等级齿轮减速器为一般机械，小齿轮材料选用45钢，调质处理，由机械设计表查得 小齿轮45调质，硬度217255HB，取硬度为235 255HB ;大齿轮材料选用45钢，正火处理，硬度162217HB，取190 217HB 齿轮精度等级为7级计算应力循环次数N(由教材式5 33)N1=60 n1 jLh=60 X1440 XI X(5 X300 X16)=2.07 X109N2= N1/ i

13、2=2.07 x109/4.3=4.82 X108查机械设计图5-17得Zni=1.0, Zn2=1.03取 ZW=1.0 , SHiim1=1.0 , ZLVR =1.0 , ZX =1.0由机械设计图5-16(b)得：Hiim1=580Mpa, Hlm2=545MPa由教材式(5-28)计算许用接触应力H lim1SH minZn1 ZxZwZ lvr=580 1.0 1.0 1.0 1.01.0=580MpaH lim 2SH minZn2ZxZwZlvr=550 1.0 1.0 1.0 1.031.0=561Mpa因为 H 1 > H 2，取 h = H 2 =561MPa5.2

14、按齿面接触强度计算中心距 a取 zx 1.0KTa (U1)3 2 严6 / H)由机械设计表 5 5查得：Ze =189.8 . MPa取 a 0.35T1= 9550 丛=35610 N mm初取：KtZ21.2 ,暂取： 12估取：t n 20 b 12由机械设计式541计算ZhZ 、cos 0.99Zh 2cos b / cos t sin t=：2 cos12cos20 sin20=2.47at (u1)；単(ZhZ ZeZ / h)22 aU=4.31.O 319OO2.47 189.8 O.99 21 3=113mm2 O.4 4.26561根据设计合理性取：a=115mm5.3

15、匹配参数一般取：mn(O.O1O.O2)a(O.O1O.O2)1151.15 2.3mm取标准模数：叶2mm总齿数：z2a cos一=112.48mn整取：z=113小齿轮齿数：Z1 =z /(u+1)=21.3整取：Z1 =21大齿轮齿数：Z2 =z -Z1 =92取：Z1=21Z2=92实际传动比：iZ2 92 z1 214.38传动比误差：ii理i实| i理|1OO% 1.9% V 5%故在范围内。修正螺旋角：cosmn (z1z2)/2a2(2192)/(2 115) 1O4214"1O 4214"与13相近，故Z、Zh可不修正d1mnzjcos42.743mmd2

16、 mnz2 / cos187.257mm验证圆周速度v= ndini/60 X1OOO= n>42.744 X1440/60 X1OOO=3.223 m/s故满足要求1.25计算齿轮的几何参数，由机械设计5-3按电动机驱动，轻度冲击 Ka vXzi/100=3.223 X21/100=0.67683 m/s按7级精度查机械设计取5-4(d)得：Kv 1.04齿宽：b a a 0.35 11540.25mm取整：b2=45 mm b1=50 mm按b/d 45/42.744 1.05 ,考虑到轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称位置查机械设计5-7a得：K 1.15按7级精度查机械设计5-4

17、得:K 1.1K KaKvK K1.251.04 1.15 1.11.6445齿顶圆直径:da1 d1 2ha m42.7431 246.743mmda2 d2 2ha187.25722191.257 mm端面压力角:tan arcta n(- cos-)arcta n( ta-20 o)20.325cos10.7039°齿轮基圆直径:db1 d1 cos t40.083mmdb2 d2 cos t175.599mm齿顶圆压力角:30.963d b1at1 arccos一da1at2 arccos 23.349da2zi tan atitan tz2 tan at2 tan t1.6

18、6bsi n1.33mn由机械设计5-43 得：Z 10.776由机械设计5-18得：Z cos 0.99基圆螺旋角:acr tan(tan cos t)10.051Zh=2 cos bcos t sin t2.459ZhZeZ z475MPa H 1 561MPa故齿面接触强度合格5.4验算齿根弯曲疲劳强度由机械设计式5-44-2KT2 y y yY < fF -"YFa 丫sa 丫bd2mnZv1 =:z1/ cos3=21/cos3 10.7039=22.14Zv2 =:Z2 / cos3=92/3cos 10.7039=96.97查机械设计图5-14得：$1=2.75,

19、 $2=2.25查机械设计图5-15得：Ysa1=1.575, Ysa2=1.8由机械设计式5-47计算Y :Y =1-=1-1 X 10.7039120 120=0.91由机械设计式5-48计算Y :Y =0.25+0.75cos2=0.25+20.75 cos 12.32.156=0.69由机械设计式5-31计算弯曲疲劳许用应力查机械设计图5-18b得:F lim 1220MPa,F lim 2210MPa查机械设计图5-19得：Yn1YN21.0取:丫X=1.0取:Yst2.0,SFmin1.4F11.4FYsLYn1Yx= 220 2.0 1 1 =314MpaSF minF1F li

20、m 2丫ST 丫 丫YN2YxSF min210 2.0 1 1 =300Mpa1.4YFa1 Ysa1 Ybd1mn2 1.6445 356102.75 1.575 0.69 0.91 =77.89MPa<45 42.743 2F 1=314Mpa 安全F2= F1 丫Fa2丫3a2 二 77.8977Fa1 Tsa11 82 25=72.89MPa< F 3 =300MPa2.75 1.575安全5.5齿轮主要几何参数Z1=21Z2=9242'14"mn=2mmd1=42.743mm d2=187.257 mmda1= d1 2h*mn=42.743+2 X

21、1 X 2=46.743 mmda2= d2 2h；mn =187.257+2 X 1 X 2=191.257 mmdf1= d1-2(ha* c*)叫=42.743-2 X(1+0.25) X2=37.743df2=d2-2(ha* c*) mn =187.257-2 X(1+0.25) X2=182.257a=115mm b1=50mmb2=45mm齿轮的结构设计： 小齿轮：由于小齿轮齿顶到键顶距离 x<5，因此齿轮和轴可制成一体的齿轮轴 对于大齿轮，da2<500m 因此，做成腹板结构。六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算6.1选择齿轮材料和热处理，确定许用应力由前面计算得知：U

22、轴传递的功率 P2=5.21kw，转速ni=334.9r/min转矩 Ti，齿数比 u=3.3，单向传动，工作载荷有轻微冲击，每天工作16小时，每年工作300天，预期工作5年1.选择齿轮材料，确定精度及许用应力小齿轮为45钢，调质处理，硬度为217 255HB大齿轮为45钢，正火处理，硬度为190 217HB齿轮精度为7级计算应力循环次数N (由机械设计式5 33)N1 =60 n1jLh=60 X334.9 X1 X(16 X30O X5)=4.82256 X108N2= N1/ i2=4.82256 X108 /3.3= 1.46 108查机械设计图5 17得：zn11.05, zn21.

23、13取：Zw=1.0, SH min =1.0, Z =1.0, Zx = 1.0LVR查机械设计图 5 16 得：h min1=580MPa, h min2=545MPa由式528H 1H2imlzN1zX zWzLVR= 580 1.05 1.0 1.0 1.0=609MPaSHmin1.0H2H lim 2545zn 2Zx Zw zlvr =SH min1.01.13 1.0 1.01.0=615.85MPa6.2按齿面接触强度计算中心距a >(u+1)3 KT2 ZhZeZ Z2 aUh2mmT2= 9550=148570N mm2初选 KtZt =1.2，暂取 12 , a

24、0.35由式 5 42 z 、cos 0.99由表 55 得 Ze=189.8 MPa由式5 41计算ZH估取 n 2012t =arctan(tann /cos ®=arctan(tan20 0/cos12 °)=20.4103 0b= arctan(tancos t)=arcta n(ta n12的S20.4103 °)=11.2665 0则Zh =2 cos b cos t sin2 cos11.2665c,cos20.4103 sin 20.4103 = .=3.16筑u+1)2ZhZeZ Z131485702 0.35 3.32.47 189.8 0.9

25、96092=152.748mm圆整取：=155mm6.3匹配参数般取：mn=(0.01 0.02) t = (0.01 0.02) X155=1.55 3.1 取标准值：mn=2mm两齿轮齿数和2=2155 cos12 =151.6mn2.0取：z =152z=z/(u+1)=1523.3 1=35.3取：乙=35Z2= z-z 仁 152-35=117修正螺旋角：实际传动比:传动比误差:11735100%1.3% V 5%=3.343故在范围内。B=arccos mn Z= arccos 25 35=11.2911 011 17'28"2a2 155与初选接近，Zh，Z不可

26、修正d1=m=2.0 35cos cos11.2911=71.382mm, mnz22.0 1172= cos COS11.2911=238.618mm圆周速度：V=-60 1000取齿轮精度为7级334.9 71.38260 1000=1.252m/s3 验算齿面接触疲劳强度I2KT u 1H=Zh ZeZ Z , 2< h bd1 u由机械设计表5-3查得：Ka=1.25Vz1/100=1.252 X35/100=0.4382 m/s按7级精度查机械设计图5-4得动载系数Kv=1.02齿宽 b= aa =0.4 X155=54.25mm取：b260 mm b155 mmb/d2=55

27、/71.382=0.771查机械设计图5-7齿轮相对于轴承非对称布置，两轮均为软齿面，得：K =1.11查机械设计表5-4得：K =1.1载荷系数 K = KA Kv K K =1.25 X1.02 X1.11 X1.1=1.558由机械设计式5-42 z cos cos11.2911 =0.99计算重合度a , 以计算z :da1= d1 +2 ham=71.382+2 X1.0 X2.0=75.782mmda2 = d2 +2 ham =238.618+2 X1.0X2.0=242.618mmarctan(tann /cos B)= arctan(tan20 0/cos11.2911 &#

28、176;)=20.363 0db1= d1 cos t =71.382 Xcos11.2911 0=66.921mm66.92175.782=27.985 0223.706242.618=22.772 0db2= d2cos t =238.618 Xcos11.2911 0=223.706mmd d1at1 =arccos = arccosda1dd2at2 =arccos = arccosda2z (ta nat1 -ta nt)+Z2(ta nat2-tant)ltan 20.363 =1.798bsi n55 sin 11.2911=1.714mn2.0=35 X tan 27.985

29、tan 20.363+117 X tan 22.7722由机械设计式5-43计算ZZ11.7980.746Z cos 0.99b= arctan(tancos t)=10.602 02 cos bZh 1 cosat sinat2cos14.3841COS20.6847 sin 20.6847 =2.421由机械设计式5-38计算齿面接触应力 hZh Ze Z Z2KT2 u 1bd；=2.45 X 189.8 X 0.746 X 0.99uH =609 Mpa 安全2558 148570 竺J =503MPa<55 71.38223.36.4验算齿根弯曲疲劳强度由机械设计式5-44得:

30、zv1 = z1/ cos3zv2= z2 / cos3=2KT1 Y Y YFFa sa 1bd1mn3=35/ cos 11.29113=117/ cos 11.2911=37.114=124.065查机械设计5-14 得：YFa1=2.47, YFa2=2.22查机械设计5-15 得：Ysa1=1.67, Ysa2=1.76机械设计5-47计算丫Y =1-=1-1 11.2911 =0.9120 120机械设计式5-48计算YY =0.25+075cos2 b =0.25+°75 cos21°.602 =0.6531.798机械设计式5-31计算弯曲疲劳许用应力查机械

31、设计图5-18b 得:F lim 1220MPa,f lim 2 210MPa查机械设计图5-19 得:YN1YN21.0取：Yx=1.0取:Yst2.0, SFmin1.4F11.4皿Yn1Yx= 220 2.° j°=314MpaSF minF1F lim 2丫STS 百2仏=SF min210 2 1.0 1.0=300Mpa1.42KT1 YFa1 Ysa1 Ybd1mn2 1.558 14857055 71.382 2.02.471.67 0.653 0.9=143MPa<F 1 =314Mpa安全F2= F1 待= 143丫 Fa1 Ysa12.22倍=1

32、35MPa<f 3=300MPa2.47 1.67安全6.5齿轮主要几何参数Z1=35Z2=117B11 17'28mn=2.0mmd1=71.382mm d2=238.618mmda1= d1 2h*mn=71.382+2 X 1 X 2.0=75.782mmda2= d2 2h；mn =238.618+2 x 1 x 2.0=242.618mmdf1= d1-2(ha* c*)叫=71.382-2 X(1+0.25 ) X2.0=66.382 mmdf2=d2-2(ha* c*) mn =238.618-2 x(1+0.25 ) X2.0=233.618mma=155mm取

33、b1 =60mm, b2 =55mm齿轮结构设计计算:(1)小齿轮 da1<200mm,制成实心结构的齿轮。(2 )大齿轮，da2<500m，做成腹板结构。七、轴的设计计算7.1轴直径计算选择轴的材料轴的材料为45号钢，调质处理 按扭矩初步估算轴端直径初步确定高速轴外伸段直径，高速轴外伸段上安装联轴器，其轴径可按下式求得：di A。3 Pl ni查机械设计表（8-2 ）得：Ao=11O 160，取：Ao=115考虑轴端有一个键槽，在计算时应该增加 3%5%d111535.37 =17.83mm1440考虑轴端有一个键槽，并与联轴器相连，将直径加工取标准值取：di=30mm初选滚动轴

34、承因该轴上装有斜齿轮，需要调整轴向位置，考虑装拆调整方便起见，选用深沟球轴承。根据轴端尺寸，联轴器的定位方式和轴承的大概安装位置，初选单列深沟球轴承6207.7.2轴的强度校核a.轴上通过前一段加工为与轴承间隙配合，固定轴承的部分加工为与轴承过盈配合 轴承按标准取6207内径为35mm该轴为齿轮轴，联轴器的轴向用键定位。b .布置轴上零件，设计轴的结构根据安装和定位的需要，初定各轴段直径和长度，各跨度尺寸，作轴的简图如图7-1 :对轴进行分析，作当量弯矩图。计算齿轮所受的各个分力，绘制空间受力简图圆周力：Fti= 2Ti/ dmi=2 >35610/42.743=1670N图7-1轴向力

35、：FaFt tan 1670 tan 10.70390 320n径向力：Fr Ft tan n/cos 1670 tan20o/cos10.7039o 620N齿轮的分度圆直径：d1 =42.743mm齿轮的齿根圆直径：df1=37.743mm将空间力系分解为H和V平面力系，分别求支反力并画弯矩图将空间力系分解为H和V平面力系，分别求支反力并画弯矩图M 2H 0 ,即：Fr X47.5-R 1H X162.5-F a X21.37=0R1h =(620 X47.5-320 X21.37)/162.5=139.15NM1H 0即：162.5R2H 115Fr 21.37 Fa 0R2h=480.

36、85Nm1H 0M2H 47.5 R2H 47.5 480.85 22840.375N mmM2H0 M 2H 21.37 Fa 22840.375 320 21.37 16001.975N mmMiv 0R2V X162.5-F t X115=0R2v= 1670 X115/162.5=1181.8 NM 2V 0R1V X162.5-F t X47.5=0R1V=488.154 NM 2v 115R1V115488.15456137.71N mm求轴的弯矩M，画弯矩图22 i22-M2. M 2h M；v 22840.375256137.71260606.31 N?mmM 20 M 2Ho

37、 M 2v .16001 .975 256137 .71258373 .84 N ?mm画轴的扭矩图T=35610 N ? mm求计算弯矩Mca，画计算弯矩图取根据 Mca M2( T)2 ,0.6Mcao . 00.6 35610 221366 N mmM ca1 21366 N mmMca2 ;M120.6 T 2_ 60606.3120.6 35610 264262.2 N mmmmMca2o 、M；(0.6 T)258373842(0.6 35610)262161.2 N绘制空间受力、弯矩、扭矩简图如图：FoFr校核轴的静强度根据图中轴的结构尺寸,根据机械设计查得I剖面的计算应力:II

38、剖面的计算应力:选择弯矩较大的I剖面和I剖面进行验算。caca1 =59 MPaM ca2W64262.210.041MPa0.1 403安全Mca1W芈 7.913MPa0.1 303安全强度校核由当量弯矩图看出，C点的当量弯矩最大。所以该轴的危险断点是C点。45钢（调质处理）得 b 650Mpa , b 1 60Mpadc $o.1 : 1 =22.04mm考虑键槽影响，有一个键槽，轴径加大5%de 22.04 (1 0.05) 23.142mm该值小于原设计该点轴的直径35mm，安全。校核轴的疲劳强度a 判断危险剖面分别选择剖面进行验算：川剖面所受扭矩大，轴肩圆角处有应力集中。W剖面除受

39、弯矩和扭矩外，附近还有过盈配合，键槽和轴肩圆角三个应力集中源。45钢调质的机械性能参数：B 637MPa ,1 268MPa , 1b.川剖面疲劳强度安全系数校核155MPa因轴单向转动，弯曲应力为对称循环应力，扭剪应力按脉动循环处理M1R2H 22.5480.85 22.510819.125N ?mmM2R2v 22.51181.8 22.526590.5N ?mm/ 2 2.M 1 M 228707.3N ?mmM28707.33 875MPamax0.0 UIVI i dW0.1 423minmax 3.875MPaamax3.875MPamT35610max32.403MPaWT0.2

40、 42min0ma1.2015MPa绝对尺寸影响系数和表面质量系数D d47423.3r1.5查得:r1 50.0357d42查得:K1.88，K1.570.84，0.78，0.95，S =K132.64Q -m1 M0并取1551.57Km0.25=54.461.2015 0.25 1.20150.78 0.95S S32.64 54.46“S = =28S2 S232.642 54.462取S=1.51.8S>S, 满足要求c. W剖面疲劳强度安全系数校核Dd 35303.33r1.5r1.5d300.88 ,0.81 ,p=0.95 ,并取T356106.6MPamaxWt0.23

41、03min0ma3.3MPa绝对尺寸影响系数和表面质量系数i0.05 查得 K 1.82， K 1.570.25，32.64S=k155=20.50.81 0.95 3.3 0.25 3.3S S32.64 20.5S2 S232.64220.52=17.4取S=1.51.8 S>S,满足要求八、滚动轴承的选择和寿命验算8.1选择轴承类型及初定型号由于转速高、有轴向力，故选用深沟球轴承 由机械设计课程设计查得6207型轴承:Cr （动）=19.8KNCr°（静）=13.5KN 轴承承受轻度载荷冲击 所以取f d =1.28.2计算轴承的受力由前面计算得知：RaH 139.15N

42、 N RbH 480.85NRav 488.154NRbv 1181.8N合成支反力：Ri= R：R：v = 488.152 139.152 =507.6NR2= RbH Rbv = 1181.82 480.852 =1275.88N8.3计算当量动载荷R= f d X R1=507.6 X 1.2=609.12NP2 = f d X R2 =1275.88 X 1.2=1531.056N8.4计算轴承寿命'P-i< P?计算轴承2的寿命L10h106 ftc60n P6310619800一25032.78 =5.215 年 60 1440 1531.056预期寿命:5.215年

43、5年，寿命足够在预期范围内，不用更换轴承即可达到要求。九、键联接的选择和验算联轴器装在高速轴轴端，需用键进行轴向定位和传递转矩。由前面设计计算得知：联轴器材料为45钢，轴的材料为45钢，联轴器与轴的配合直径为30mm，轮毂长为80mm,传递转矩T=35610 N mm1. 选择键联接的类型和尺寸。由于精度为7级，故选择最常用的圆头（A型）平键，因为它具有结构简单，对 中性好，装拆方便等优点。键的材料：45钢。键的截面尺寸由键所在轴段的直径 d由标准中选定，键的长度由轮毂的宽确定, 查表得：高速轴与联轴器连接的键:轴径=30mm ,由机械设计课程设计表20-1查得键剖面宽b=8mm 高h=7mm

44、 。选键长L=70mm中间轴上大齿轮联接的键轴径=37mm 初定：键剖面宽b=10mm 高h=8mm。选键长L=36mm中间轴上小齿轮联接的键轴径=37 mm，初定：键剖面宽 b=10mm 高h=8mm。选键长L=50mm低速轴上大齿轮联接的键轴径=52 mm，键剖面宽b=16mm 高h=10mm。选键长L=45mm低速轴上与链连接的键轴径=44 mm，键剖面宽b=12mm 高h=8mm。选键长L=56mm键联接的强度计算普通平键的主要失效形式是键，轴和轮毂三个零件中较弱零件的压溃。由于联轴器材料是钢，许用挤压应力由机械设计表 3-1查得 p =100120MPa取 p =110MPa机械设计式3-1 : P=4Ti/dhl <MPa中间轴上小齿轮联接的键低速轴上大齿轮联接的键高速轴与联轴器连接的键：P=4T1/dhL=4 X35610/30 X7 X70=9.69MPa<p安全中间轴上大齿轮