垂直斗式提升机传动装置设计

1、垂直斗式提升机传动装置设计目录一、传动方案拟定3二、电动机选择4三、计算总传动比及分配各级的伟动比6四、运动参数及动力参数计算7.五、皮带轮传动的设计8六齿轮设计一高速级齿轮传动齿轮设计11二低速级齿轮传动齿轮设计16七、轴的设计I 轴的设计21II 轴的设计25III 轴的设计30八键联接的校核计算34九滚动轴承的校核计算36十减速器箱体的设计37第二组：垂直斗式提升机传动装置1. 设计条件：1) 机械功用:由料斗把散状提升到一定高度.散状物料包括:谷物,煤炭,水泥,砂石等；2) 工作情况:单向工作,轻微振动;3) 运动要求:滚筒转速误差不超过 7%;4) 使用寿命:八年,每年 300 天,

2、每天 16 小时；5) 检修周期:半年小修,二年大修;6) 生产厂型:中型机械制造厂；7) 生产批量:中批生产。2. 原始数据：滚筒圆周力F=4000N；滚筒圆周速 V=1.3m/s；滚筒直径D=350mm；一、传动方案拟定为了估计传动装置的总的传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw,即：V= *D*nw/（60*1000）n 筒=60*1000*V/( *D)=71 r/min选用同步转速为 1000r/min 或 1500r/min 的电动机作为 n=71r/min传动方案的原动机，因此传动装置的传动比约为 i=1421,根据传动比值可初步

3、拟定以二级传动为主的多种传动方案。根据所给的带式传动机构，可将减速器设计为二级展开式减速器。二、电动机选择1、电动机类型的选择：根据工作条件和工作要求，先用一般用途的 Y（IP44） 系列三相异步电动机，它为卧式封闭结构。2、电动机功率选择：（1） 传动装置的总功率：=× 3× 2××总带轴承齿轮联轴器滚筒=0.96×0.993×0.972×0.99×0.96=0.833(2) 电机所需的工作功率： PP/工作=W总=FV/（1000总）=4000×1.3/(1000×0.833)=6.243K

4、W(3) 电动机的额定功率P工作根据工作功率可以查知Ped=7.5W=0.833总P=6.24KW工(4) 电动机的转速n电动机计算滚筒工作转速：V= *D*nw/（60*1000）n 筒=60*1000*V/( *D)=71 r/min按手册 P7 表 1 推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围 I =36。取V 带传动比 I =24，a1则总传动比理时范围为 I =1896。故电动机转速的可选范a围为n =I ×n=（1896）×71=127810224r/minda筒符合这一范围的同步转速有 3000 和 1500r/min。根据容量和转速，由有关手

5、册查出有二种适用的电动机型号：因此有二种传动比方案如下表：V=71 r/min方案电动机型号额定功率电动机转速同满步载质量总传动比带传动比高速级I低速级I1Y132S2-27.530297040.34.53.000008532Y132M-47.515148120.33.330040288综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第 2 方案比较适合，则选n=1500r/min 。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选用传动比的要求，可选用 Y132M-4 型号电动机。其主要性能：额定功率：7.5KW，满载转速 1440r/min，最

6、在转矩/额定转矩=2.3，质量 81kg。三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i=n/n=1441/71=20.282总电动筒2、分配各级传动比i=20.282总1） 据指导书，取带传动比为 2，低速级圆柱齿轮传动比为 3。2） i 总= i 带×i 齿轮低×i 齿轮高i=i/i×i=20.282/(2×3)=3.38齿轮高总齿轮低带ii=1.126>1.1齿轮高/齿轮低传动比分配合适。四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min） nn 电机=1440r/min0=n = n /i=1440/2=720 r/minI 0带n

7、 =n / i=720/3.38=213(r/min)II I齿轮高n=n /i=213/3=71(r/min)III II齿轮低2、 计算各轴的功率（KW）PP=7.5KW0=edP = P ×=7.5 0.96=7.2KWI 0带P =P ××II I齿轮轴承=7.2×0.97×0.99=6.91416KWP=P ××III II轴承齿轮=6.91416×0.97×0.99=6.6397KW3、 计算各轴扭矩（N·mm）T =9.55×103P /n =9.55×103&

8、#215;7.5/1440000=49.74N·mT =9.55×103P /n =9.55×103×7.2/720I IIn =01440r/minn =720 r/minIn =213r/minIIn=71r/minIIIP=7.5KW0P =7.2KWIP =II6.9142KWP=6.64KWIII=95.5 N·mT =9.55×103P /nII IIII=9.55×103×6.91416/213=310 N·mT=9.55×103P/n=9.55×103×6.6

9、397/71III IIIIII=893.09 N·m电动高速低速轴低速轴机轴1440轴720213717.57.26.916.6449.7495.5310893.09项目转速（r/min） 功率（kw）T =49.7N·m0T =95.5N·mIT =310N·mIIT=893N·mIII转矩（N·m） 传动比23.383五、皮带轮传动的设计已知：普通 V带传动，电动机功率P=7.5KW，转速N =1440r/min，传动比为i=2，每天工作 16 小时01. 确定计算功率 PP=CA查表 8-7 可知工作情况系数K =1.3ACA

10、9.75KWP=K P=1.3×7.5=9.75KWCAA2. 选择普通 V 带截型根据P和N由图 8-10 可知应选取A 型带CA03. 确定带轮基准直径，并验算带速d=125mmd11） 初选小带轮的基准直径，由表 8-6 和 8-8，取小带轮的基准直径d=125mmd12） 验算带速V=9.42m/sV=（×dd1×N ）/（60×1000）=9.42m/s0因为 5m/s<V<30m/s,帮带速合适。3） 计算大带轮的基准直径dd2d=i·d=2×125=250mmd2d14. 确定V 带的中心距a 和基准长度Ld

11、1) 据式 0.7(d+d)a 2(d+d),初定中心距为 a =d1d20d1d20500mm2) 计算带的基准长度Ldd=250mmd2a = 500mm0L =2a+1.57(d+d)+(d-d)/4aL =1600mmd0d1d2d2d10d=2×500+1.57(125+250)+(250-125)2/4×500=1596.86mm根据课本表（8-2）取L =1600mmd根据课本式（8-23）得：a =502mmaa+L -L /2=500+(1600-1596.86)/2=502mm0d03) 验算小带轮包角1=1800-(dd2-dd1)/a×57

12、.30=1800-(250-125)/502×57.30=166.248>1200（适用）5. 确定带的根数1) 计算单根V 带的额定功率根据课本表（8-4a）P =1.92KW0根据课本表（8-4b）P =0.17KW1根据课本表（8-5）K =0.96根据课本表（8-2）K =0.99L由课本P83 式（5-12）得P =1.92KW0P =0.17KW1K =0.96K =0.99LZ=P/P=P / (P +P )K K CACA11L=9.75/(1.92+0.17)×0.96×0.99=4.665所以取 5 根 V 带。Z =56. 计算单根V

13、带的初拉力的最小值由课本表 8-3 查得q=0.1kg/m，单根V 带的最小初拉力： (F )=0 min(F )=500P（2.5/K -1）/(ZV K )+qV20minCA163.13N=500×9.75×(2.5/0.96-1)/(5×9.42×0.96)+0.1×9.422N=163.13N7. 计算压轴力作用在轴承的最小压力FpF =2ZF sin/2=2×5×163.13sin166.248/2p01=1619.57NF =1619.57Np六齿轮设计(一)高速级齿轮传动齿轮设计已知 ： 输入功率 P=7.2

14、KW, 小齿轮的转速 n1III=720r/min，传动比为 I=3.38，工作寿命 8 年，每天工作 16 小时，每年 300 天，传动输送机轻微振动，单向工作。1选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数1） 按拟定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2） 因为滚筒为一般工作器，速度不高，选用法级精度（GB 10095-88）。3)材料选择，由表 10-1 选择小齿轮材料为 40 C (调质)，r硬度为 275HBS，大齿轮选用 45 钢（调质），硬度为 240HBS二者材料相差为 30HBS。Z =251Z=8524）选用小齿轮齿数为Z1=25，则大齿轮的齿数为Z2=3.38=150×2

15、5=84.5，取 Z2 =85。5）选用螺旋角：初选螺旋角为=1502. 按齿面接触疲劳强度设计由 d1t确定有关参数如下：1)传动比 i=3.38实 际 传 动 比I =85/25=3.4,传 动 比 误 差 ：0(i-i/I=(3.4-3.38)/3.38=0.59%<2.5% 可用.0)齿数比：u=i =3.402) 由课本表 10-7 取 =1d3) 选取载荷系数 Kt=1.44)由图 10-30 选取区域系数为 Z=2.425Hu=i =3.40Kt=1.4Z=2.425H=0.79=0.885 ） 由 图10-26 ， 可 知=0.79,=0.88, 所 以=1.67=+=0

16、.79+0.88=1.676) 由表 10-6 查知材料的弹性影响系数 Z=189.8MPa1/2EZ =189.8EMPa1/27) 由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极=限=600MPa和大齿轮的接触疲劳强度极限600MPa=550MPa8) 计算两齿的循环次数N1 =60* n1* j* Lh=60×720×1×(16×300×8)=1.66×109= 550MPa N1=1.66×109N2 =4.91N2 = N1/3.4=4.91×108由图 10-19 取疲劳寿命系数K=0.90，K

17、=0.94HN1HN29） 计算接触疲劳许用应力×108K=0.90HN1K=0.94HN2取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，由式（10-12）可=540知：=K1 HN1*= K2 HN2*=(/S=0.96×600=540MPa/S=0.94*550=517MPa)/21+2MPa=5172MPa=(540+517)/2MPa=528.5MPa(2) 计算1）试计算小齿轮分度圆直径d,由上述公式可得1td>=54mm1t2) 计算圆周速度V=（×d×N ）/（60×1000）=2.04m/sdt0=528.5MPaV=2.04m

18、/sb=54mm3) 计算齿宽系数 b 以及模数 mntb=×d=1×54=54mmd1tm=2.09nth=4.69mmm=(dcos150)/ Znt1t*1=2.09b/h=11.5h=2.25×mnt=4.69mmb/h=11.54）计算纵向重合度=0.318 * Z*tand1=0.318*tan150×25×1=2.13=2.135) 计算载荷系数KK =1.25AK =1.09V使用系数 K =1.25 ,根据V=2.04m/s,7 级精度，K =1.09K =1.419AVH由表 10-4 查得K=1.419 由表 10-13

19、查得K=1.32HFK =1.32F由表 10-3 查得K=K=1.1K = 1.1HHHK=K K KK=1.25*1.09*1.419*1.1=2.13AVHH6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由K =1.1Hd =62.11mm1d =d1 1t（K/K ）1/3 得td =54×（2.13/1.4）1/3=62.11mm1m =2.4n7) 计算模数mnm = dn1*cos/ z1=2.43. 按齿根弯曲强度设计m>=n(1) 确定参数1）计算载荷系数K= K K KK=1.25*1.09*1.1*1.32=1.98K=1.98 Y=0.88AVFF2)

20、根据纵向重合度Y=0.88，由图 10-28 查得螺旋角影响系数Z=27.74V13) 计算当量齿数Z=94.32V2Z=Z /(cos)3=27.74V11Y=2.56Z=Z /(cos)3=94.32Fa1V22YSa1=1.6074) 齿形系数 YFa和应力修正系数YSa根据齿数 Z =25,Z =85 由表 6-9 相得12Y=2.56Y=1.607Fa1Sa1Y=2.19Y=1.78Fa2Sa25) 由图 10-20c 查知小齿轮弯曲疲劳强度=520MPa,大齿轮的弯曲强度极限=480MPaFE1FE2由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数K=0.88，K=0.91FN1FN26) 计

21、算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数S=1.5Y=2.19Fa2Y=1.78Sa2=520MPa=480MPa S=1.5F 1FE1FE2 = KF 1FN1KF 2=FN2/S=0.88*520/1.5=293.33FE1/S=0.91*480/1.5=291.2FE2=293.33 =291.2F 28) 计算大小齿轮的YY/并加以比较FaSaFYY/=2.56*1.607/293.33=0.0014025Fa1Sa1FYY/=2.19*1.78/291.2=0.013387FaSaF小齿轮的数值大（2） 设计计算m >n对于比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn，

22、取mn=2mm 已满足要求，但是为了同时满足接触疲劳强度，需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径Z =301d =62.1mm 来计算应有的齿数，于是1Z =1012Z =d × cos150/m =62.1*cos150/2=29.99,取Z=3011n1Z =i*Z =3.4*30=102,为了与小齿互质，取Z =1012124. 几何尺寸计算（1）计算中心距a=(Z1+Z )* m2 n/(2*cos)=(30+101)*2/(2*cos150)=135.62mm将其圆整为a=136mm(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角a=136mm= 15.5850=arccos(Z1+Z

23、)* m2 n/(2*a)=arccos(30+101)*2/(2*136)= 15.5850由于改变不多，故参数等不必修正。（3）计算大小齿轮分度圆直径d =62.12mm1d=209.mm2d =Zm /cos=30*2/cos150=62.12mm11*nd= Z * m /cos=101*2/cos 150 =209.12mmB1=70mm22n(4)计算齿轮宽度B= ×d=1*62.12=62.12mmd1经圆整后，取B1=70mm,B2=65mm二低速级齿轮传动齿轮设计已知 ： 输入功率 P=6.91KW,小齿轮的转速 n1II=213r/min，传动比为 I=3.38，

24、工作寿命 8 年，每天工作 16小时，每年 300 天，传动输送机轻微振动，单向工作。B2=65mm1. 选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数1） 按拟定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2） 因为滚筒为一般工作器，速度不高，选用法级精度（GB10095-88）。3)材料选择，由表 10-1 选择小齿轮材料为 40C (调质)，r硬度为 275HBS，大齿轮选用 45 钢（调质），硬度为 240HBS二者材料相差为 30HBS。4）选用小齿轮齿数为 Z =24，则大齿轮的齿数为1Z =3×24=72。22. 按齿面接触疲劳强度设计由 d 2.321t确定有关参数如下：1)传动比 i=3

25、2)由课本表 10-7 取=0.8d3) 选取载荷系数 Kt=1.34) 由表 10-6 查知材料的弹性影响系数 Z=189.8MPa1/2E=0.8dKt=1.3=5) 由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极580MPa限=580MPa和 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限=500MPa6) 计算两齿的循环次数N3 =60* n2* j* Lh500MPa N3=5.53×108=60×213×1×(16×300×8)=5.53×108N4= N3/3=2.31×106由图 10-19

26、 取疲劳寿命系数K=0.95，K=0.98HN3HN37）计算接触疲劳许用应力N4=2.31×106取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，由式（10-12）可知：=K3HN3*= K3HN4*=(1+/S=0.95×580=551MPa/S=0.98*500=490MPa)/22=(540+517)/2MPa=528.5MPa(2)计算1）试计算小齿轮分度圆直径d,由上述公式可得1td>=107.945mm3t2) 计算圆周速度V=（×d×N ）/（60×1000）=1.2m/s3t03) 计算齿宽系数 b 以及模数 mntb= 

27、15;d=0.8×107.94=86.35mmd1tm =d/ Z =107.94/24=4.4975t3t1h=2.25×m =10.119mmtV=1.2m/sb=86.35mm m =4.4975th=10.119mm b/h=8.534b/h=8.5344) 计算载荷系数K使用系数K =1.25 ,根据V=1.2m/s,7 级精度，K=1.06AV由表 10-4 查得 K=1.301 由表 10-13 查得K=1.26HFK=1.724由表 10-3 查得 KH=K=1HK=K K KK=1.25*1.06*1.301*1=1.724AVHH5) 按实际的载荷系数校

28、正所算得的分度圆直径，由d =118.591d =d3 3t（K/K ）1/3 得mmtd =107.945×（1.724/1.3）1/3=118.59mm16) 计算模数mnm = d / z=4.94t333. 按齿根弯曲强度设计m >=tm =4.94t(1)确定参数1）计算载荷系数K= K K KK=1.25*1.06*1*1.26=1.67AVFFK=1.672) 齿形系数 YFa和应力修正系数YSaYFa3=2.65根据齿数 Z=24,Z=72 由表 6-9 相得YFa33=2.65Y4Sa3=1.58YFa4YSa3=2.236=1.58YFa4=2.236YSa

29、4=1.734YSa4=1.7343) 由图 10-20c 查知小齿轮弯曲疲劳强度FE4FE3=450MPa,大齿轮的弯曲强度极限FE4=410MPa=410MPa由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数KFN34) 计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数S=1.4=0.93，KFN4=0.97KFN3KFN4=0.93=0.97 = KF 3FN1KF 4=FN2/S=0.93*450/1.5=298.93MPaFE1/S=0.97*410/1.5=284.07 MPaFE2 =298.9F 3MPa5) 计算大小齿轮的YY/并加以比较FaSaF284F 4=YY/Fa3Sa3YY/Fa4S

30、a4=2.65*1.58/298.73=0.01401F3=2.236*1.754/284.07=0.01381F4MPa（2）设计计算m>=3.157对于比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m，取 m =4mm已满足要求，但是为了同时满足接触疲劳n强度， 需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径Z =303d =118.59mm 来计算应有的齿数，于是3Z =904Z =d3/m=118.59/4=303Z =i*Z =90434. 几何尺寸计算（1） 计算中心距a=240mmd =120mm3a=(Z3+Z )*m /2=(30+90)*4/2=240mm4d=360mm4（2）

31、 计算大小齿轮分度圆直径d =Zm=30*4 =120mm33*44d= Z * m=90*4 =360mmB4=96mmB3=100mm(3)计算齿轮宽度B= d×d3=0.8*120=100mm经圆整后，取B4=96mm,B3=100mm5. 大带轮结构设计如下图所示：七、轴的设计I 轴的设计已知：P =7.2KW，n =720r/min, T=95.5 N·m,IIIIB=70mm1. 求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮直径为d =62.12mm,F =2* T /dF =3074.7NttI=2*95.5*1000/62.12mmF =1158.6Nr=3074.6

32、9NFr=Ft×tan=3074.69*tan200=1158.57N2. 初选轴的最小直径先按式 d>=A。，选轴为 45 钢，调质处理。根据表15-3，取A。=125，于是得（dmin）=125*=26.93mmd=28.3min因为中间轴上开有键槽，所以应增大 7%，所以mmd=（d）（1+7%）=28.32mmminmin轴上的最小直径显然出现在轴承上。3. 轴的结构设计（2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径1）初步选用滚动轴承，因轴承中同时受径向力和轴向力的作用， 故选用角接触轴承。参照工作要求并根据dmin=28.32mm,由轴承产品中初步选取 0基本游隙组，

33、标准精度等级的角接触轴承 7207AC轴承，其尺寸是 d×D×B=35×72×117, 所以dI-II=35mm即dI-II=d-=35mm2）I-II 段左端要有一轴肩，故取 dII-III=32mm，右端用轴承档圈定位，搂轴端直径取档圈直径 D=35mm，由于皮带与轴的配合长度为 56mm，为了保证轴端档圈只压在皮带轮上而不压在轴上，故取LI-II=54mm。3）II-III 段的轴头部分LII-III=50mmIII-段部分 LIII-=35mm -段部分 L-=41mm -段部分 L-=41mma =15mm1a=15mm24）取两齿轮齿面距箱体

34、内壁 a =15mm,两齿面距离为 aS=8mm12=15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁S，取S=8mm,倒 角 R=2mm 5）轴上零件的周向定位 齿轮与轴之间用平键连接。齿轮与轴之间的键选取b×h=8mm×7mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为 40mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6；轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。6）确定轴上圆角和倒角的尺寸参照表 15-2，取轴端倒角为 2×450，各轴肩处圆角半径依表查得。4. 求轴上载荷载荷支反力 F（N）弯矩 M（N·m

35、m） 总弯矩（N·mm）水平面F=1634axF=3175.2bxF =1734.5pM=95589.05H1M=154370.5H2M=108195.91垂直面F=866.43ayF=-144.65byM=50686.16V1M=-25097.07V1M=98828.982扭矩T=95500 N·mmII5. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的 截面（即最危险截面）的强度，按式15-5 能上表中的数据，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=38 .4caMPa=38.4MPa首选材料为 40C

36、r，调质，由表 15-1 查 -1=70MPa因此 ca< -1，故安全。II 轴的设计已知：PII=6.91KW，n=213r/min, TIII=310 N·m,B=65mm, B=100mm斜直1. 求作用在齿轮上的力1）已知高速级大齿轮直径为d=209.12mm,2F=2* F /dt2I2=2*310*1000/209.13N=2965NF=F×tan/cos=2965*tan200/cos=1117Nr2t2F=F×tan=2965*tan150=795Na2t22)低速级小齿轮直径d =120mm1F=2T /d =2*310*1000/120

37、=5167Nt1II1F=F×tan=5167*tan200=1881Nr1t12. 初选轴的最小直径先按式 d>=A。，选轴为 45 钢，调质处理。根据表F=2965Nt2F=1117Nr2F=795Na2F=5167Nt1F=1881Nr115-3，取A。=118，于是得（dmin）=118*=37.6mmd=40mmmin因为中间轴上开有两面个键槽，所以应增大 7%，所以d=（d）（1+7%）=40.232minmin轴上的最小直径显然出现在轴承上。3. 轴的结构设计（2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径1）初步选用滚动轴承，因轴承中同时受径向力和轴向力的伯用， 故

38、选用角接触轴承。参照工作要求并根据d=40.232mm,由轴承产品中初步选取 0 基本游隙组，标准I-II精度等级的角接触轴承 9309AC轴承，其尺寸是 d×D×B=45×85×18,所以d=45mmI-II即d=d =45mmI-II-2)II-III 段的轴头部分LII-III=50mm III-段轴头部分LIII-=54mm -段轴肩部分L-=64mm -段部分 L-=54mm3） 取两齿轮齿面距箱体内壁 a =15mm,两齿面距离为 a12=15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁 S，取 S=10mm,倒角R=2mm，B2=65mm.B1=1

39、00mm,L=2*R+B1+B2+2* a1+a +2*S+2B2L=272mm=2*2+65+100+2*15+15+2*10+2*19=272mm4） 轴上零件的周向定位 齿轮与轴之间用平键连接。斜齿轮与轴之间的键选取b×h=16mm×10mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为 50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6；直齿轮与轴之间的键选取b×h=14mm×9mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为 82mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6。轴承与轴之间的配合用过渡配

40、合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。5） 确定轴上圆角和倒角的尺寸参照表 15-2，取轴端倒角为 2×450，各轴肩处圆角半径依表查得。4. 求轴上载荷载荷支反力 F（N）弯矩 M（N·mm） 总弯矩（N·mm）水平面F=4211.25NH1F=3920.65NH2M=-355859NH1M=262683.2NH2M=-364332.81671垂直面F=942.11NV1F=178.11NV2M=-78120.25NV1M=11933.48NV1M=262954.122扭矩T=310000 N·mmII5. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通

41、常只校核轴上承客观存在最大弯矩的 截面（即最危险截面）的强度，按式15-5 能上表中的数据，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=ca32.725MPa=32.725MPa首选材料为 45 钢，调质，由表 15-1 查 -1=60MPa因此 ca< -1，故安全。III 轴的设计已知：PIII=6.639KW，nIII=71r/min, TI=893.13N·m,B=96mm3. 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮直径为d =360mm, F =2* T /dF =4961.8 NttI=2*893.13*1000/360mm=4961

42、.83NF =1805 NrF =F ×tan=4961.83*tan200=1805.96Nrt4. 初选轴的最小直径先按式 d>=A。，选轴为 45 钢，调质处理。根据表15-3，取A。=112，于是得（dmin）=112*=50.835mmd=min因为中间轴上开有键槽，所以应增大 7%，所以d=（d）（1+7%）=52.36mmminmin3. 轴上的最小直径显然出现在安装联轴器处轴的直径，52.36mm为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选K =1.7取联轴器型号。联轴器的计算转矩 T=K T,查表 14-1 可知考虑到转AT=1518.353caN&#

43、183;mcaA3矩变化很小，故取K =1.7，则ATca=1.7*893.69=1518.353N·m按照计算转矩 T应小于联轴器公称转矩的条件，查ca标准 GB5014-85，选用 HLS 弹性柱销联轴器，其公称转矩为 2000N·m，故取 d=55mm,半联轴器长度 L=142mm，I-II半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm 4轴的结构设计（2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II 段右端制出一轴肩，故取II-III 段dII-III=62mm，左端用轴端档圈定位，按轴端直径取档圈直径 D=65nn，半联轴器与轴配

44、合的毂孔 L1=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，帮 I-II 段的长度 L 略短一些， 现 取 LI-II=140mm 。 2）初步选用滚动轴承，因轴承中只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 dII-III=62mmm, 由轴承产品中初步选取 0 基本游隙组，标准精度等级的深沟球轴承 6013,轴承，其尺寸是 d×D×B=65×140×18, 所以dIII-=65mm,L1=107mmLI-II=140mmLIII-=35mm。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，同手岫上查得6013开支轴承的定位轴肩高度h

45、=6mm，因此取 d-=77mm。3） 取安装齿轮处的轴段VI-VII 的直径dVI-VII=70mm， 齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 96mm，为了方便套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段略短于轮毂宽度，故取 LVI-VII=92mm。齿轮的a =17mm1左端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=6mm，则 a=15mm2轴环的dV-VI=89mm。轴环宽度b>1.4h，取LV-VI=12mm。 S=8mm4） 取齿轮齿面距箱体内壁a =17mm,两齿面距离为R=2mm1a=15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁 S，取 S=8mm,2倒角R=2mm。5） 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴之间的周向定位均用平键连接。齿轮与轴之间的键选取b×h=20mm×12mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为 90mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6；同样， 半联轴器与轴的连接