螺旋输送机课程设计

1、zHUNAN UNIVERSITV OF TECHNOLOGY机械设计基础A课程设计说明书题目名称：螺旋输送机传动传动系统设计学院（部）：机械工程学院专业：机械设计制造及其自动化学生姓名：朱勇班级：1205学号：12405701114指导教师姓名：江湘颜评定成绩：1设计任务书12电动机的选择与运动参数的计算 32.1电动机的选择32.2传动比的分配32.3传动装置的运动参数43各齿轮的设计及计算 53.1、 圆柱斜齿轮的减速设计 53.2、 圆锥齿轮的减速设计104轴的设计计算144.1、 输入（高速）轴的设计144.2、 输出（低速）轴的设计 205轴承的选择及计算265.1、 输入轴的轴承

2、设计计算 265.2、 输出轴的轴承设计计算266联轴器的选择277润滑与密封278其它附件的选择279设计小结2910参考文献30、设计任务书传动系统图:65螺旋输送机传动系统简图1-电动机；2-联轴器；3-单级圆柱齿轮减速器；4-联轴器；5-开式圆锥齿轮传动；6-螺旋输送机原始数据：输送机工作主轴功率P =3.5KW输送机工作轴转速n=120r/min工作条件：螺旋输送机连续运行、单向转动，启动载荷为名义载荷的1.25倍；工作时有中等冲击；螺旋输送机主轴转速n的允许误差5% ;二班制（每班8小时），要求减速器设计寿命为8年，大修期为2-3年，中批量生产；三相交流 电源的电压为380/220

3、V。、电动机的选择与运动参数的计算2 1电动机的选择2.1.1 确定电动机的额定功率确定传动的总效率总；其总二12 2 3 44中1、2、3、4分别为联轴器、一对锥齿轮、一对圆柱齿轮、球轴承的效率。查表可得：= 0.99=0.95=0.97= 0.981234? ?2340.990.950.97 0.98 =0.7518总、工作时，电动机的输出功率为：P 3 5?d4.655 KWd 总 0.7518总、由表12-1可知，满PePd条件的丫系列三相异步电动机额定功率 Pe应取为 5.5KW2.1.2、电动机型号的选择由机械设计课程设计表 3-2可知：单级圆柱斜齿轮的传动比为 3-5 ;开式圆锥

4、齿轮的传动比为 2-4 ;则总传动 比的范围为6-20。所以电动机的转速范围为 600-2000r/min 。初步选择同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机，由表12-1可知， 对应于额定功率Pe为5.5KW的电动机型号分别为丫132S-4型和丫132M2-6型，再根据表12-2中型号比较， 选择Y132S-4型较为合理。Y132S-4型三相异步 电动机的额定功率Pe =5.5KW,满载转速 nm=1440r/min，同步转速为1500r/min，电动机中心高为132mm轴伸出部分 用于装联轴器的直径和长度分别为 D=38mr和E=80mm2.2传动比的分配2.2.1 、总传

5、动比计算由题目给定参数可知输送机工作轴转速 n -120r min，nm1440r / min120222、传动比的分配根据机械设计课程设计表 3-2可知：单级圆柱齿轮减速器的传动比 i 般为3-5，单级圆锥齿轮减速器，用于输入轴与输出轴垂直相交的传动时，其传动比一般为2-4，因此，取单级圆柱齿轮传动比i4，则单级开式圆锥齿轮 传动的传动比ii2:ii2. 3传动装置的运动参(1) 各齿轮功率的计算对于圆柱斜齿齿轮传动：高速轴的输入功率：Pr = Pd 1 =4.655 0.99 = 4.6084 KW低速轴的输入功率：p2 = pi 4 二 4.6084 0.97 0.98 二 4.3807

6、KW对于圆锥齿轮传动:高速轴的输入功率：p3=P21 厂 4.38070.99 0.98 = 4.2502KW低速轴的输入功率：P4 = P? 2口 4 = 4.2502 汇 0.95 汉 0.98 = 3.9569 KW(2) 各轴转速的计算对于圆柱齿轮传动：高速轴转速：=门满=1440r min低速轴转速：m 骨 4 =385对于圆锥齿轮传动:咼速轴转速：门3 = n? = 380 r min低速轴转速：n - d - 3 - 127r mini23(3) 各轴输入转矩的计算对于圆柱齿轮传动：高速轴输入转矩:T 广 9550 R= 9550 4.6084 -30.5626N *mni144

7、0低速轴输入转矩：T2 =9550 P2 =9550 4.3807 = 110.0939N m1 2n2380对于圆锥齿轮传动:高速轴输入转矩：T3 =9550 P3 =95504.2502 = 106.8142N m1n3380低速轴输入转矩：T厂9550 =9550育七宓环轴名功率KW转速r/min转矩N *m圆柱齿轮传动高速轴14.6084144030.5626低速轴24.3807380110.0939圆锥齿轮传动高速轴3 14.2502380 n106.8142 :低速轴43.9569127297.5464三、各齿轮的设计及计算3.1、圆柱斜齿轮减速设计3.1.1 、工况分析直齿圆柱斜

8、齿齿轮传动采用软齿面闭式传动，小齿轮用45调质，齿面硬度250HBS大齿轮用45常化210HBS初选传动精度为8级，其主要失效形式为点 蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多一些，初选齿数Z广23，乙二亦广23 4 = 92 ； 压力角为- -20 初选螺旋角为2 -15。3.1.2 、设计原则1 、设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度计算。2、按齿根弯曲疲劳强度设计。3.1.3 、设计计算（1）确定材料许用接触应力由机械设计图 7-18（ a ） 查 MQ线得H lim1二 720MPa,；二H lim2(2) 确定寿命系数Z N。小齿轮循环次数： N6OnJLh=60 1440

9、1 2 8 365 8 = 7.6 1088大齿轮循环次数：N2二二76 10 1.9 108ii 4由机械设计图7-19查得ZN1=1，Zn2=1(3) 确定尺寸系数Zx，由图7-20查得zx二Zx2 =1(4) 确定安全系数SH，由表7-8取SH =1.05(5) 计算许用接触应力t H 1H1根据式(7-22 )得LZnZx二H lim 11 1 720 ： 686MPa1.05L h LZNZX= Hlim2 J 1580，552MPa一 H2Sh1.05(6) 按齿面接触接触强度设计d12Ku -1中 udZeZeZhZH确定上式中的各计算数值如下:初定螺旋角：=15 ;试选载荷系数

10、Kt =1.3 ；小齿轮传递的转矩：由前面求得 =3.056 104N *mm；确定齿宽系数：由教材表7-6选取齿宽系数=0.8 ；d确定材料弹性影响系数Ze，由表7-5查得材料弹性影响系数Ze =189.8MPa2 ；确定节点区域系数Zh，由图7-14得Zh=2.5 ；确定重合度系数Z ；，由教材(7-27)计算端面重合度为JI12 八轴面重合度:-tan ：二JIJIJIcos 1.648239212tan 二=1.57121 二 0.7795 1，由式(7-26 )计算重合度系数ZfZr仁48(7) 确定螺旋角系数 z ： = . cos ： =、cos2 - 0.98(8) 计算所需小

11、齿轮直径d112KT1 u 十1ZNeZhZ,申ud1 打丿d1t：2.5汇3.05610450.77189.2. 0.98 f114cos15 /端面压力角:= 20.647基圆螺旋角的余弦值为：cos : b = cos : cos： n cos： t = cos15 cos20 . cos20.647 = 0.97当量齿轮端面重合度，由式(7-30 )得- aan 一2 :cos 戸 b叫 1.750.972按式 7-30 计算 丫 二 0.25 075 二 0.25 075 二 0.679 丫亠1.75an(11) 由图7-25得螺旋角影响系数丫 一 0.87 ；(12) 将上述各值代

12、入公式计算，得mn32KTiCOS2 Y Y 作丫：dZ：S逊厂F242 Q2 仍 3.56 10 COS 1587 .679 0.011 =1.071 232由于齿轮的模数 mn的大小主要取决于弯曲强度，所以计算出来的1.1按国标圆整为1.07。并根据接触强度计算出的分度圆直径 d 40mm,则deos：40 cos 15Z厂m1.07皿11取 Z1 故 Z2 = 1483.1.5、齿轮的几何尺寸计算(1)中心距：ZZ2m 37 148 1.07 =io25mm2cosP2xcos15把中心距圆整成103mm(2)修正螺旋角：一 arccosZ Zzmarccos 37148 佃 “6.07

13、2a2如03螺旋角变化不大，所以相关参数不必修改;(3)分度圆直径：d1 - Z m- 41.2mmcos ：cos 16.07乙“48，似帥口cos -cos16.07(4)确疋齿宽：b2 = ddr =0.8汉41.2 叱33mm ， b = 42mm3.2、直齿圆锥齿轮减速设计3.2.1、工况分析根据工作条件，减速器可采用开式软齿面传动，查表7-1取小齿轮材料为40Cr钢，调制处理，硬度 HSB, =260;大齿轮材料为45钢，调制处理，硬度HBS2 -230;两齿轮齿面硬度差为30HBS，符合软齿面传动的设计要求。3.2.2 、设计计算(1) 选齿数：取 Z1 =20, Z2 = i2

14、Z =3x20=60 ;(2) 确定材料许用接触应力：确定接触疲劳极限c Hlim ，由图7-18(a)查 MQ线得-Hlim720MPa Hlim580MPa ；确定寿命系数zN,由已知条件，取Zn=Zn2=1 ；确定尺寸系数Zx ,由图7-20查得Zx =Zx =1；确定安全系数SH ,由表7-8取SH =1.05;计算许用接触应力！H ：根据式(7-20 )得幕=乙管通=普”686沁L H LZnZx二讪2 J 1580 552MPaH2Sh1.05（3）根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计按式（7-35）计算接触强度，其公式为：di_ 3确定上式中的各计算数值如下:试选载荷系数Kt=1

15、.5 ；选取齿宽系数:=0.3 ；R由表7-5得材料的弹性影响系数 Ze =189.8MPa12；由图7-14确定节点区域系数Zh =2.5 ；试算所需小齿轮直径d1t :4KT3-3护(10.52RR2d1 -34汽1.5 汉 1.07 汉 105 2.5 汉 189.8、j2 I 90.02mm0.3(10.5x 0.3)552 丿（4）确定实际载荷系数K与修正所计算的分度圆：确定使用系数确定使用系数 Ka：按电动机驱动，载荷平稳，查表 7-2取Ka=1 ；确定动载系数kv :计算平均圆周速度：=兀汇 90.02（1 0.5汉 0.338052m/s60000由齿轮的速度与精度查教材图7-

16、7查得dmg 二 Pt1 -05 r n360 1000 60 1000故前面取的8级精度合理，Kv =1.17 .7确定齿间载荷分配系数k:二 142.3mm； 2锥距：R = d1t U齿宽初定：bRR=0.3 142.3=42.69mm；圆周力计算：200叽=2000 107=2797Ndm190.021 -0.5 0.3单位宽度载荷计算 Ft = 2797 = 65.52N / mm ： 100N / mm ； b 42.69查表7-11得K1.2 ；确定齿向载荷分布系数kh?由表7-12取Kh e =1.1，有效工作齿宽be 0.85b，按式7-36计算得:KH =1.5KHe =1

17、.5 1.1=1.65计算载荷系数：K =Ka Kv K. Khe=1 1.17 1.2 1.65 = 2.317 ；按实际载荷系数修正所算的分度圆直径，由式7-12计算得农J2.317d3 = d1t 390.02 3104.06mm3: Kt 1.5试算模数：mH104.。6 z1203.2.3、齿根弯曲强度计算（1）按式（7-38）计算弯曲强度，其公式为：、I4KT3SaYsam 3 斡R（1-0.5珥伎321 I aF 确定上式各计算的数值：由图7-21（a）确定弯曲极限应力值，取二Flim1 =300MPa,；F讪2二220MPa ；由已知条件取弯曲疲劳寿命系数 YN3 =YN4 =

18、1 ；由教材P151表7-8查得弯曲疲劳安全系数SF =1.25 ；由教材P154图7-23得尺寸系数Yx =1;按教材P152式7-22得许用弯曲应力：OF3YstYnM 怖3彳021 = 480MpaSf1.251YstYnM 亦4 = 220 2 1 1 = 352MPaSF1.25确定齿形系数诈81、YFa2 :计算分度圆锥角6 = arcta nu = arcta n3 = 71.565 g = 90 -；2 =90 -71.565 =18.435计算当里齿数：二ZJcosg =21.08Zv2 =Z2.cos；2 -189.74由教材 P147 图 7-16 得 YFa! =2.7

19、8,YFa2 =2.13确定应力校正系数，根据Zv1、Zv2由教材 P147 图 7-17 得 YSa1 =1.56,Ysa2 =1.89込空蓉 0.01144352计算大小齿轮的 卜邛数值:= 2.781.56 : 0.00904,480tF J 480t F4 1把以上数值代入公式得:4KT3m - 3严r(1-0.5r fZ3 Pu2 +1 IYFaYsa-F:3.45由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的3.45国标圆 整为m = 3.5，再按接触强度计算出的分度圆直径 d3二104.06mm协调相关参数尺寸为:Z3二 104.06 =29.73；取整数 Z3 =3

20、Z4m 3.5二 j2Z3 =3 30 =90；=105mm=315mm* = m Zq锥齿轮分度圆直径为：d33d4 = m Z4四、轴的设计计算4.1、输入轴的设计4.1.1 求作用在齿轮上的力：根据输入轴运动和动力参数，计算作用在输入轴的齿轮上的力，已知:输入轴的转速：n0=144Or/min ，输入轴的功率：P0 = 4.655Kw,输入轴的转矩：T0 = 30.87N m高速级小齿轮分度圆直径：di =42mm圆周力：Ft1 =药 1470Ndi径 向力：Fr1 = Ft1 tan20535.04N4.1.2 初步确定轴的最小直径：根据教材P288式12-2初步估算轴的最小直径，选取

21、轴的材料为45钢,调质处理。根据P288表12-3，取A=115，于是得：P04.655dmin = A;7.004mm”n0V 1440轴上需开一键槽，因此轴径应增大5%至 7%即dmin =17.004 (1 5%)17.8542mm输入轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径d1，为使所选取的 轴的直径与联轴器的直径相匹配，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩G二KaT。，查P273表11-1，选取Ka =1.3，则G =1.3 30870 = 40131N mm按照计算转矩G应小于联轴器的公称转矩的条件，并考虑到工作条件有中等冲击，所以选取弹性柱销联轴器，查课程设计P144表16-4， 选取

22、HL3型弹性柱销联轴器，公称转矩为630 Nm。半联轴器的孔径 4 =30mm,故取dj/=30mm,半 联轴器的长度L=82mm 半联轴器与轴 配合的毂孔长度Lj =60mm。4.1.3轴的结构设计：1）拟定轴上零件的装配方案，选用装配方案如下图所示：IDIWV VVI2）根据轴向定位的要求确定轴的各段轴径和长度：a. 考虑半联轴器的轴向定位要求，2-3轴段的左端需要一个定位轴肩，取d2 j3 36mm ;联轴器左端用轴端挡圈固定，为保证轴端挡圈只压在半联轴器 上而不压在轴的断面上，所以应取1-2段的长度比联轴器毂孔长Li=60mm, 略短一点，取=58mm。b. 初步选择滚动轴承。因为轴上

23、安装的齿轮为直齿轮，只需考虑径向力和圆周力，故选用单列深沟球轴承。参考工作要求并根据d2, =36mm，由轴承产品 目录（设计书P134表15-4 ），初步选定深沟球轴承6208，其尺寸为dx DX B=40mm 80mrX 18mm 故 d 3 _4 = d 7 二=40 mm，而 L7 = 18mm。c. 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4=45mm ；齿轮的左端与左轴之间采用套 筒定位。前面已求得齿轮1宽50mm为使套筒端面可靠地压紧齿轮， 此轴段 应略短于齿轮宽度，故取L4_5 =46m m；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h=5mm则轴环处的直径d5_6=50mm。

24、轴环高度b1.4h。 取 L5 =10mm， d6# =44mm。轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴 承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离I =30mm ,故取12；二 50mm 。d. 取齿轮距箱体内壁之间的距离 a=16mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动 轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取s=8mm已知齿轮轮毂L=60mm 轴承宽度B=18mr则：l3= B S a （50 - 46） = 46mm ；l6 7 = L c a s -15=74mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度3）轴上零件的周向定

25、位：齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按d4由课程设计指导书 P127表14-10得平键截面bx h=14mrH 9mm键槽长度为36mm同时为了保证齿 轮与轴配合具有良好的对中性， 选择齿轮与轴的配合为 空;同样，半联轴器与n6轴的联接，选用平键为10mX 8mrX 36mm半联轴器与轴的配合为-H-7。滚动轴k6承与轴的周向定位是借国度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.4）确定轴上圆角和倒角尺寸：参考教材P283表12-2，取轴端倒角为2 45，各轴肩处圆角半径取 R24.1.4求轴上载荷：1）计算轴的支反力：垂直面：F2V 二 F1V 二 2 二 535.04 2 =

26、 267.52N水平面：F1H 二 F2厂号二上70 = 735N2 22）求F力在支点产生的反力：d30.870.015= 2058NF1F2058 88126：1437.33NF2F =F F1F =2058 1437.33 =3495.33N 3）绘制垂直面的弯矩图：Fiv L 267.52 0.126由于 Fiv 二 F?v 所以 M av 二 M av16.85N2 24）绘制水平面的弯矩图：由于 F1H =F2H 所以 MaH 二 MaH =空2丄=46.305N5）求F力产生的弯矩图：M2F =F K =2058 88=181.104N ma-a 截面F力产生的弯矩为：MaF =

27、 F1F L 2 =1437.33 63 = 90.551N m6）绘制合成弯矩图：22M a 二 M aF M av M aH 139.83 N m 二 M a7）求轴传递的转矩：T =Ft d2/2 =1470 21 =30.87N m8）求危险截面的当量转矩：MeMa2 C T）2扭切应力为脉动循环变应力，取折合系数:=0.6 ；Me = ；Ma2 - C T）2 ： 141.05N m9）轴的计算应力:ca141.050.1 453二 0.0155Mpa前面已选定轴的材料为45钢，调质处理，由教材P281表12-1查得 t/-180Mpa，因此二ca匚，所以轴是安全的。输入轴弯矩图4.

28、1.5精确校核轴的疲劳强度：1) 判断危险截面：截面A、U、M、B处只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的 应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地 确定的，所以截面A、U、M、B处均无须校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看， 截面W和V处过盈配合引起的应力 集中最为严重；从受载情况来看，截面C上的应力最大，截面V的应力集中的影 响和截面W的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校 核。截面C上虽然应力较大，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中 均在两端)，而且这里轴的直径最大，故截面 C也不需要校核。截面切和也显 然不比校核

29、。有机械设计手册可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小， 因而 该轴只需要校核W左右两侧即可。2) 截面W左侧：抗弯截面系数： W =0.1d =0.1 40 6400mm3抗扭截面系数： Wt =0.2d3 =0.2 403 = 12800mm3GQ O o截面W左侧的弯矩M为：M =139.85 - =77683N mm63截面W上的扭矩：T1 = 30562 N mm截面W上的弯曲应力：；b77683 =22.85MpaW 6400截上的扭切应力：T二卫二30562 = 2.39MpaWt12800轴材料为45钢，调质处理。由教材 P281表12-1得：；b =650Mpa；265Mpa

30、 ；=155Mpa截面上由于轴肩而形成的有效应力集中系数K；-及K，由机械设计手册查取。因 r/d=1.6/40=0.04(D-d) /r= (45-40) /1.6=3.125经插值后查得Kc 1.91 K 1.46查得尺寸系数= 0.69 ,扭转尺寸系数；.=0.83,轴按车削加工，查得表面质量系数为七二1 =0.92，轴未经表面强化处理，即 =1,则综合系数为：1.91K _ 3.009 乞0.69域0.92K l 1.46(K )d1.912；0.83 0.92又由机械设计手册查得应力折算系数.二二0.1.二0.05 计算安全系数Sca值，265(KJd6 亠Jm3.009 0.017

31、 0.1 o=51854j.j(K)D a/2 一 m1551.912 1.885 0.05 1.885= 10.5S S.5180.54_10.5_、5180.542 10.52故可知其安全3）截面W右侧抗弯截面系数：W=0.1d3 =0.1 453 =9112.5mm3抗扭截面系数： W =0.2d3 =0.2 45 18225mm3弯矩M及弯曲应力为：63-28M77683M =139.8577683N mm，匚b8.52Mpa63W9112.5扭矩T1及扭转切应力为:30562T48260N mm，WT 匠.677Mpa(K-)d3.230.293 0.9211.98(K)d一 K 2

32、.6屮0.3677.92:7.7过盈配合处查手册得K匚=3.23 K =2.6,轴按车削加工，查得表面质量系 数为二1 =0.92，尺寸系数= 0.293 ；扭转尺寸系数 0.367，故得综合影 响系数为所以轴在截面W右侧的安全系数为265Sc(Km11.98 0.019 0.1 0-1164.22J(K .)d t/2 亠.b1557.7 2.648/2 0.05 2.648/ 215.106SQjS 可.S-2 S 21164.22_15.106_.1164.222 - 15.1062= 15.105 S =1.5故该轴在截面W右侧的强度也是足够的，所以设计的轴是合理的4.2输出（低速）轴

33、的设计4.2.1确定轴的材料:输出轴的材料选为45号钢，调质422 求作用在齿轮上的力：根据输出轴运动和低速级设计几何参数，计算作用在输出轴的齿轮上的力， 已知：输入轴的转速：吐二380r/min，输入轴的功率：P2 = 4.3807Kw,输入轴的转矩：T2 =110.0939N m低速级小齿轮分度圆直径：d3 = 105mm2T圆周力：Ft 二一22097Nd3径向力：Fr = Ft tan= cos： 740.57N轴向力：Fa = Ft tan： 522.84N4.2.3确定轴的最小直径：根据教材P288式12-2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P288表12-

34、3，取A=115，于是得：fPT4.3807dmin =A3 =1153!= 26mmn2. 380轴上需开一键槽，因此轴径应增大5%至 7%即dmin =26 (1 5%) = 27.3mm输出轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径dy，为使所选取的 轴的直径d2与联轴器的直径相匹配，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩G=KaT2，查P273表11-1，选取Ka=1.3，则Tca =1.3 110093 = 143120.9N mm按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，并考虑到工作 条件有中等冲击，所以选取弹性柱销联轴器，查课程设计P144表 16-4，选取HL6型弹性柱销联轴器，公

35、称转矩为31 50 N m。半联轴 器的孔径d1 =60mm，故取=60mm，半联轴器的长度L=142mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L 107mm424轴的结构设计:1）拟定轴上零件的装配方案，选用装配方案如下DVll V1D2）根据轴向定位的要求确定轴的各段轴径和长度：a. 考虑半联轴器的轴向定位要求，2-3轴段的左端需要一个定位轴肩，取 d2： =65mm联轴器左端用轴端挡圈固定，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上 而不压在轴的断面上，所以应取1-2段的长度比联轴器毂孔长L, “07mm, 略短一点，取L,q = 105mm。b. 初步选择滚动轴承。因为轴上安装的齿轮为直齿轮，只需考虑径向力

36、和圆周力，故选用单列深沟球轴承。参考工作要求并根据d2, =65mm,由轴承产品 目录（设计书P132表15-3 ），初步选定深沟球轴承30314,其尺寸为dx DXT=70mX 150mrX 38mm 故 d3 =d7_ =70mm，而 L7_g=38mm。右端滚动 轴承采用轴肩进行轴向定位。由指导书 P132表15-3查得d6=82mmc. 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4=75mm ；齿轮的左端与左轴之间采用套 筒定位。前面已求得齿轮宽88.5mm为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段 应略短于齿轮宽度，故取L4=85mm；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h0.07d，故取h=8.4mm

37、则轴环处的直径d5=103mm。轴环高度b兰1.4h。取 L5（ =12mm。轴承端盖的总宽度为20m（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端 盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求， 取端盖的外端面与半联轴器右端面间 的距离，I = 30mm,故取 l2；=50mm。d. 取齿轮距箱体内壁之间的距离 a=16mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动 轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取s=8mm已知齿轮轮毂L=58mm 轴承宽度T=38mr则：l3 4 =T S a （58 -56） = 64mml6 7 = L c a S-I5=62mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度3）轴上零

38、件的周向定位：齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按d4由课程设计指导书P127表14-10得平键截面bx h=22mrH 14mm键槽长度为80mm同时为了保证齿轮与轴配合具有良好的对中性， 选择齿轮与轴的配合为 空;同样，半联轴器n6与轴的联接，选用平键为18mnX 11mnX 90mm半联轴器与轴的配合为 也。滚k6动轴承与轴的周向定位是借国度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6.4）确定轴上圆角和倒角尺寸：参考教材P283表12-2，取轴端倒角为2 45，各轴肩处圆角半径取 R24.2.5 求轴上载荷：1）计算轴的支反力：垂直面：FrL2Fa d3740.57 乂 88

39、.23522.84江52.5F1V r 2 a 3214.73N2L2176.46F2V 二 Fr-F1V =740.57 -214.73 =525.84N水平面：Ft2097F1H 二 F2H1048.5N2 22）求F力在支点产生的反力：= 1048.5NT2110093F _d3105F K 1048.5 174F1f1033.88NL 176.463)绘制垂直面的弯矩图：MavF -18.946N2F2v L =46.395N24)绘制水平面的弯矩图：由于 Fih 二 F2H 所以 MaH 二 MaH也丄二 92.509N25)求F力产生的弯矩图:F2F 二 F - F1f =1033

40、88 1048.5 二 2082.38NM2F 二 F K -1048.5 174 =182.439N ma-a 截面F力产生的弯矩为:M aF = F1f L 2 =1033.88 88.23 = 91.219N m6) 绘制合成弯矩图：M a = M aF. M av2 M aH2 =185.648N mMa 二 M aF . M MaH2 ： 194.710N m7) 求轴传递的转矩：T 二 Ft d3/2 =2097 52.5 = 110.092N m8) 求危险截面的当量转矩：Me = Ma2(: T)2扭切应力为脉动循环变应力，取折合系数：=0.6Me = M a2（： T）2 =

41、 197.049N m9）轴的计算应力:1970490.1 753= 4.67Mpa前面已选定轴的材料为45钢，调质处理，由教材P231表12-1查得t A )-180Mpa，因此；ca ： J,所以轴是安全的五轴承的选择及计算根据条件，按每年工作 300天计算,轴承预计寿命Lh=2X 8X 300X 8=384000 小时。5.1. 输入轴的轴承设计计算：1）初步计算当量动载荷p :因该轴承在此工作条件下只受到 Fr径向力作用，所以Pr =Fr = 535.04N2）求轴承应有的径向基本额定载荷值：查教材表 10-7、表 10-8，可得 ft =1, fp =1.2,； =3CrP P里儿)二 1.2 535.04ft1060：9575.96N3）选择轴承型号：查指导书 P134表 15-