带式输送机的减速器

1、东海科学技术学院课程设计成果说明书题 目：带式输送机的减速器院 系：工程系学生姓名：专 业：机械制造及其自动化班 级：15机械1班指导教师：郝鸿雁起止日期：201712.12-2018.1.3东海科学技术学院教学科研部浙江海洋大学东海科学技术学院课程设计成绩考核表 2017 2018 学年 第 一 学期系（院、部） 工程系 班级 15机械一班 专业 机械设计制造及自动化 学生姓名(学 号) 课程设计名 称机械设计题 目带式输送机的减速器指导教师评语指导教师签名： 年 月 日答辩评语及成绩评定答辩小组教师签名： 年 月 日目录设计任务书51.1设计题目51.2设计步骤5二 传动装置总体设计方案5

2、2.1传动方案52.2该方案的优缺点5三 选择电动机63.1电动机类型的选择63.2确定传动装置的效率63.3选择电动机容量63.4确定传动装置的总传动比和分配传动比7四 计算传动装置运动学和动力学参数84.1电动机输出参数84.2高速轴的参数84.3低速轴的参数84.4工作机的参数8五 普通V带设计计算95.1.确定计算功率Pca95.2.选择V带的带型95.3.确定带轮的基准直径d并验算带速v95.4.确定V带的中心距a和基准长Ld度105.5.验算小带轮的包角a105.6.计算带的根数z105.7.计算单根V带的初拉力F0105.8.计算压轴力Fp115.9.带轮结构设计115.10.主

3、要设计结论12六 开式圆柱齿轮传动设计计算126.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数126.2按齿根弯曲疲劳强度设计136.3确定传动尺寸156.4校核齿面接触疲劳强度156.5计算齿轮传动其它几何尺寸176.6齿轮参数和几何尺寸总结17七 减速器齿轮传动设计计算187.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数187.2按齿面接触疲劳强度设计187.3确定传动尺寸217.4校核齿根弯曲疲劳强度217.5计算齿轮传动其它几何尺寸24八 轴的设计258.1高速轴设计计算258.2低速轴设计计算30九 滚动轴承寿命校核379.1高速轴上的轴承校核379.2低速轴上的轴承校核38十 键联接设计计算391

4、0.1高速轴与大带轮键连接校核3910.2低速轴与大齿轮键连接校核3910.3低速轴与开式圆柱齿轮键连接校核40十一 减速器的密封与润滑4011.1减速器的密封4011.2齿轮的润滑4011.3轴承的润滑40十二 减速器附件4112.1油面指示器4112.2通气器4112.3放油塞4112.4窥视孔盖4112.5定位销42十三 减速器箱体主要结构尺寸4242设 计 及 说 明结 果设计任务书1.1设计题目一级斜齿圆柱减速器，运输带拉力F=5500N，运输带速度v=0.7m/s，卷筒直径D=480mm，每天工作小时数：10小时，工作年限（寿命）：6年，每年工作天数：240天，配备有三相交流电源，

5、电压380/220V。1.2设计步骤 1.传动装置总体设计方案 2.电动机的选择 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 4.计算传动装置的运动和动力参数 5.普通V带设计计算 6.开式圆柱齿轮传动设计计算 7.减速器内部传动设计计算 8.传动轴的设计 9.滚动轴承校核 10.键联接设计 11.联轴器设计 12.润滑密封设计13.箱体结构设计二 传动装置总体设计方案2.1传动方案 传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，后置外传动为开式圆柱齿轮传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。2.2该方案的优缺点由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大

6、，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度设 计 及 说 明结 果高，大幅降低了成本。一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机开式齿轮传动优点：1.圆周速度和功率范围广;2.效率较高；3.传动比稳定；4.寿命长；5.工作可靠性高；缺点：1.要求较高的制造和安装精度，成本较高；2.不适宜远距离两轴之间传动。三 选择电动机3.1电动机类型的选择 按照工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。3.2确定传动装置的效率查表得： 滚动轴承的效率：2=0.

7、99 V带的效率：v=0.96 闭式圆柱齿轮的效率：3=0.97 开式圆柱齿轮的效率：o=0.96 工作机的效率：w=0.97 3.3选择电动机容量工作机所需功率为：Pw=FV1000=55000.71000=3.85kW电动机所需最小名义功率: P0=Pwa=3.850.841=4.578kW 电动机所需额定功率: Pd=1.44.578=6.41kW 工作转速：nw=601000VD=6010000.7480=27.87rpm经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：24，开式圆柱齿轮传动比范围为：25，一级圆柱齿轮传动比范围为：35，因此理论传动比范围为：12100。可选择的电动机

8、转速范围为nd=ianw=(12100)27.87=334-2787r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y160M-6的三相异步电动机，额定功设 计 及 说 明结 果率Pen=7.5kW，满载转速为nm=970r/min，同步转速为nt=1000r/min。方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y160L-87.57507202Y160M-67.510009703Y132M-47.5150014404Y132S2-27.530002900电机主要外形尺寸中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HLHDABKDE

9、FG16060538525421014.54211012373.4确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比的计算由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：ia=nmnw=97027.87=34.804（2）分配传动装置传动比取普通V带的传动比：iv=2取开式圆柱齿轮传动比：ic=5减速器传动比为：i1=iaivic=3.48设 计 及 说 明结 果四 计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数P0=6.41kWn0=nm=970rpmT0=9550000P0n0=95500006.41970=63108.76Nmm4.2高速轴的参数P=P0

10、v=6.410.96=6.15kWn=n0i0=9702=485rpmT=9550000Pn=95500006.15485=121097.94Nmm4.3低速轴的参数P=P23=6.150.990.97=5.91kWn=ni1=4853.48=139.37rpmT=9550000Pn=95500005.91139.37=404968.79Nmm4.4工作机的参数P=Po22w=5.910.960.990.990.97=5.39kW设 计 及 说 明结 果n=ni2=139.375=27.87rpmT=9550000Pn=95500005.3927.87=1846950.13Nmm各轴转速、功率

11、和转矩列于下表：轴名称转速n/(r/min)功率P/kW转矩T/(Nmm)电机轴9706.4163108.76高速轴4856.15121097.94低速轴139.375.91404968.79工作机27.875.391846950.13五 普通V带设计计算5.1.确定计算功率Pca 由表8-8查得工作情况系数KA=1.1，故 Pca=KAP=1.16.41=7.051kW5.2.选择V带的带型 根据Pca、n1由图8-11选用B型。5.3.确定带轮的基准直径d并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径dd1。由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径dd1=125mm。 2）验算带速v。按式（8-1

12、3）验算带的速度v=dd1n601000=125970601000=6.35ms-1因为5m/sv30m/s，故带速合适。 3）计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径 dd2=idd1=2125=250mm 根据表8-9，取标准值为dd2=250mm。设 计 及 说 明结 果5.4.确定V带的中心距a和基准长Ld度根据式（8-20），初定中心距a0=560mm。由式（8-22）计算带所需的基准长度Ld0=2a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2560+2125+250+250-125245601716mm 由表选带的基准长度Ld=1760mm。按式（8-2

13、3）计算实际中心距a。aa0+Ld-Ld02=560+1760-17162582mm 按式（8-24）,中心距的变化范围为556-635mm。5.5.验算小带轮的包角a1180-dd2-dd157.3a180-250-12557.3582=167.691205.6.计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率Pr。由dd1=125mm和n1=970r/min,查表8-4得P0=1.66kW。根据n1=970r/min，i=2和B型带，查表8-5得P0=0.306kW。查表8-6得K=0.971，表8-2得KL=0.94，于是 Pr=P0+P0KKL=1.66+0.3060.9710.94=1.79

14、4kW 2）计算带的根数zz=PcaPr=7.0511.7943.93 取4根。5.7.计算单根V带的初拉力F0 由表8-3得B型带的单位长度质量q=0.17kg/m，所以F0=5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.9717.0510.97146.35+0.176.352=225.42N设 计 及 说 明结 果5.8.计算压轴力FpFp=2zF0sin12=24225.42sin167.692=1792.96N5.9.带轮结构设计 1）小带轮的结构设计 小带轮的轴孔直径d=42mm 因为小带轮dd1=125 小带轮结构选择为实心式。 因此小带轮尺寸如下：d1=2.0d=2.0

15、42=84mmda=dd+2ha=125+23.5=132mmB=z-1e+2f=4-119+211.5=80mmL=2.0dB（带轮为实心式，因此轮缘宽度应大于等于带轮宽度）L=84mm图5-1 带轮结构示意图2）大带轮的结构设计 大带轮的轴孔直径d=28mm 因为大带轮dd2=250mm 因此大带轮结构选择为孔板式。 因此大带轮尺寸如下：设 计 及 说 明结 果d1=2.0d=2.028=56mmda=dd+2ha=250+23.5=257mmB=z-1e+2f=4-119+211.5=80mmC=0.25B=0.2580=20mmL=2.0d=2.028=56mm图5-2 带轮结构示意图

16、5.10.主要设计结论 选用B型普通V带4根，基准长度1760mm。带轮基准直径dd1=125mm，dd2=250mm，中心距控制在a=556635mm。单根带初拉力F0=225.42N。带型BV带中心距582mm小带轮基准直径125mm包角167.69大带轮基准直径250mm带长1760mm带的根数4初拉力225.42N带速6.35m/s压轴力1792.96N六 开式圆柱齿轮传动设计计算6.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为=20。 (2)参考表10-6选用8级精度。设 计 及 说 明结 果 (3)材料选择 由表10-1选择小齿轮20Cr（

17、渗碳淬火），齿面硬度为5862HRC，大齿轮20Cr（渗碳淬火），齿面硬度为5862HRC (4)选小齿轮齿数z1=25，则大齿轮齿数z2=z1i=255=126。6.2按齿根弯曲疲劳强度设计1)由式（10-7）试算模数，即mt32KFtTYdz12YFaYSaF 1)确定公式中的各参数值。 试选KFt=1.3 由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数YY=0.25+0.75=0.25+0.751.744=0.68 计算YFaYSa/F 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.62，YFa2=2.084 由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.59，YSa2=1.928 由图10-24

18、c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=620MPa、Flim2=620MPa 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.919，KFN2=0.97 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=0.9196201.25=455.82MPaF2=KFN2Flim2S=0.976201.25=481.12MPa设 计 及 说 明结 果YFa1YSa1F1=0.00914YFa2YSa2F2=0.00835两者取较大值，所以YFaYSaF=0.009142)试算齿轮模数mt32KFtTYdz12YFaYSaF=321.3404968.790.

19、680.82520.00914=2.357mm (2)调整齿轮模数 1)计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度d1=mtz1=2.35725=58.925mmv=d1n601000=58.925139.37601000=0.43 齿宽bb=dd1=0.858.925=47.14mm 齿高h及齿宽比b/hh=2han*+cn*mnt=5.303mmbh=47.145.303=8.889 2)计算实际载荷系数KF 根据v=0.43m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.059.查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.2 由表10-4用插值法查得KH=2.058，结合b/h=8.889查

20、图10-13，得KF=1.169。 则载荷系数为设 计 及 说 明结 果 KF=KAKVKFKF=1.251.0591.21.169=1.857 3)由式（10-13），按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mt3KFKFt=2.35731.8571.3=2.654mm 取m=3.5mm4)计算分度圆直径d1=mz1=3.525=87.5mm6.3确定传动尺寸(1)计算中心距a=z1+z2m2=264.25mm，圆整为264mm (2)计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1m=253.5=87.5mmd2=z2m=1263.5=441mm (3)计算齿宽b=dd1=70mm 取B1=75mm B2=7

21、0mm6.4校核齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度条件为H=2KHTdd13u+1uZHZEZ 1)KH、T、d和d1同前 由图查取区域系数ZH=2.49 查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa 由式计算接触疲劳强度用重合度系数Z设 计 及 说 明结 果a1=arccosz1cosz1+2han*=arccos25cos2025+21=29.531a2=arccosz2cosz2+2han*=arccos126cos20126+21=22.33=z1tana1-tan+z2tana2-tan2=25tan29.531-tan20+126tan22.33-tan202=1.744Z=4-3

22、=4-1.7443=0.867计算接触疲劳许用应力H 由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：Hlim1=1100Mpa，Hlim2=1100Mpa 计算应力循环次数NL1=60njLh=60139.371102406=1.204108NL2=NL1u=1.2041085=2.408107 由图查取接触疲劳系数：KHN1=1.147，KHN2=1.277 取失效概率为1%，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力H1=KHN1Hlim1S=1.14711001=1261.7MPaH2=KHN2Hlim2S=1.27711001=1404.7MPaH=2KHTdd13u+1uZHZEZ=978.8

23、6MPa100Nmm 查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.4 由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承对称布置时，得齿向载荷分布系数KH=1.343设 计 及 说 明结 果 由此，得到实际载荷系数 KH=KAKVKHKH=1.251.0291.41.343=2.418 3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=42.79732.4181.3=52.632mm 4)确定模数mn=d1cosz1=52.632cos1331=1.654mm，取mn=2mm。7.3确定传动尺寸(1)计算中心距a=z1+z2mn2cos=142.66mm，圆整为14

24、3mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2mn2a=13.5906 =133526 (3)计算小、大齿轮的分度圆直径d1=mnz1cos=231cos13.5906=63.786mmd2=mnz2cos=2108cos13.5906=222.222mm (4)计算齿宽 b=dd1=63.79mm 取B1=70mm B2=65mm7.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为设 计 及 说 明结 果F=2KTYFaYSaYYcos2dm3z12F 1)T、mn和d1同前 齿宽b=b2=65齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为：小齿轮当量齿数：Zv1=z1cos3=31

25、cos313.5906=33.757 大齿轮当量齿数：Zv2=z2cos3=108cos313.5906=117.605由图10-17查得齿形系数YFa1=2.506，YFa2=2.148 由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.63，YSa2=1.822 试选载荷系数KFt=1.3 由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yt=arctantanncos=arctantan20cos13.5906=20.529b=arctantancost=arctantan13.5906cos20.529=12.757v=cos2b=1.688cos212.757=1.775Y=0.25+

26、0.75v=0.673设 计 及 说 明结 果=dz1tan=131tan13.5906=2.386 由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY=1-120=1-2.38613.5906120=0.732)圆周速度v=d1n601000=63.786485601000=1.62ms-1 3)宽高比b/hh=2ha*+c*m=21+0.252=4.5mmbh=704.5=15.556根据v=1.62m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.044 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.2 由表10-4用插值法查得KH=1.352，结合b/h=70/4.5=15.556查

27、图10-13，得KF=1.067。 则载荷系数为 KF=KAKVKFKF=1.251.0441.21.067=1.671 由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由图10-22查取弯曲疲劳系数KFN1=0.915，KFN2=0.919 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=0.9155001.25=366MPa设 计 及 说 明结 果F2=KFN2Flim2S=0.9193801.25=279.38MPa 齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KTYFa1YSa1YYcos2dm3z12=21

28、.671121097.942.5061.630.6730.753cos213.5906123312=102.953 MPa F1F2=2KTYFa2YSa2YYcos2dm3z12=21.671121097.942.1481.8220.6730.753cos213.5906123312=98.64 MPa F2 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。4)齿轮的圆周速度v=d1n601000=63.786485601000=1.62ms 选用8级精度是合适的7.5计算齿轮传动其它几何尺寸 （1）计算齿顶高、齿根高和全齿高 ha=mhan*=2mm hf=mhan*

29、+cn*=2.5mm h=ha+hf=m2han*+cn*=4.5mm （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2ha=67.79mm da2=d2+2ha=226.22mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径设 计 及 说 明结 果 df1=d1-2hf=58.79mm df2=d2-2hf=217.22mm 注：han*=1.0，cn*=0.257.6齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn22法面压力角n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角左133526右133526齿数z31108齿顶高ha22齿根高hf2.52.

30、5分度圆直径d63.786222.222齿顶圆直径da67.79226.22齿根圆直径df58.79217.22齿宽B7065中心距a143143八 轴的设计8.1高速轴设计计算(1)已经确定的运动学和动力学参数设 计 及 说 明结 果转速n=485r/min；功率P=6.15kW；轴所传递的转矩T=121097.94Nmm(2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用40Cr（调质），齿面硬度241286HBS，许用弯曲应力为=70MPa(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。dA03Pn=11236.15485=26.12mm 由于最小

31、轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.0526.12=27.43mm 查表可知标准轴孔直径为28mm故取dmin=28 (4)确定各轴段的直径和长度。图8-1 高速轴示意图1)高速轴和大带轮配合，查表选取标准轴径d12=28mm，l12长度略小于大带轮轮毂长度L，取l12=54mm。选用普通平键，A型键，bh = 87mm(GB/T 1096-2003)，键长L=40mm。2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有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d23 = 33 mm，由轴承产品目录中选择角接触轴承7207AC，其尺寸为dDB = 357217mm，故d

32、34 = d78 = 35 mm，取挡油环的宽度为12，则l34 = l78 = 17+12= 29 mm。轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得7207AC型轴承的定位轴肩高度h = 2.5 mm，因此，取d45 = d67 = 40 mm。3)由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56 = 70 mm，d56 = 67.79 mm4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与带轮端面有一定距离K=27，螺钉C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，则l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-=

33、 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 27 - 17 -10 = 65 mm设 计 及 说 明结 果5)取小齿轮距箱体内壁之距离1 =10 mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 = 10 mm，挡油环宽度s1=12mm，则l45=l67=+1-s1=10+10-12= 8 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径2833354067.794035长度546529870829(5)轴的受力分析小齿轮所受的圆周力（d1为小齿轮的分度圆直径）Ft1=2Td1=2121097.9463.786=3797.007N 小齿轮所受的径向

34、力Fr1=Ft1tancos=3797.007tan20cos13.5906=1421.809N 小齿轮所受的轴向力Fa1=Ft1tan=3797.007tan13.5906=918N第一段轴中点到轴承压力中心距离l1=113mm，轴承压力中心到齿轮支点距离l2=51mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l3=51mm 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关带传动压轴力（属于径向力）Q=1792.96N在水平面内高速

35、轴上外传动件压轴力（属于径向力）Q=1792.96N轴承A处水平支承力：RAH=Fr1l2-Ql1-Fa1d12l2+l3=1421.80951-1792.96113-91863.786251+51= -988N轴承B处水平支承力：RBH=Q+Fr1-RAH=1792.96+1421.809-988=4203N在垂直面内轴承A处垂直支承力：RAV=Ft1l2l2+l3=3797.0075151+51= 1899N轴承B处垂直支承力：设 计 及 说 明结 果RBV=Ft1l3l2+l3=3797.0075151+51= 1899N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=-9882+189

36、92=2140.64N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=42032+18992=4612.09N绘制水平面弯矩图截面A在水平面上弯矩：MAH=0Nmm截面B在水平面上弯矩：MBH=Ql1=1792.96113=202604Nmm截面C左侧在水平面上弯矩：MCH左=RBHl2-Fa1d12=420351-91863.7862=243631Nmm 截面C右侧在水平面上弯矩：MCH右=RAHl3=-98851=-50388Nmm 截面D在水平面上的弯矩：MDH=0Nmm 绘制垂直面弯矩图 截面A在垂直面上弯矩：MAV=0Nmm 截面B在垂直面上弯矩：MBV=0Nmm 截面C在垂直面上弯

37、矩：设 计 及 说 明结 果MCH左=RBHl2-Fa1d12=420351-91863.7862=243631Nmm 截面C右侧在水平面上弯矩：MCH右=RAHl3=-98851=-50388Nmm 截面D在水平面上的弯矩：MDH=0Nmm 绘制垂直面弯矩图 截面A在垂直面上弯矩：MAV=0Nmm 截面B在垂直面上弯矩：MBV=0Nmm 截面C在垂直面上弯矩：MCV=RAVl3=189951=96849Nmm 截面D在垂直面上弯矩：MDV=0Nmm 绘制合成弯矩图 截面A处合成弯矩：MA=0Nmm截面B处合成弯矩：MB=202604Nmm截面C左侧合成弯矩：设 计 及 说 明结 果(6)校核

38、轴的强度因C弯矩大，且作用有转矩，故C为危险剖面 其抗弯截面系数为W=d332=40332=6280mm3 抗扭截面系数为WT=d316=12560mm3 最大弯曲应力为=MW=43.32MPa 剪切应力为=TWT=9.64MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为ca=2+42=44.84MPa 查表得40Cr(调质)处理，抗拉强度极限B=750MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=70MPa，ca-1b，所以强度满足要求。8.2低速轴设计计算(1)已经确定的运动学和动力学参数 转速n=139.37r/min；功率P=5.91kW

39、；轴所传递的转矩T=404968.79Nmm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45（调质），齿面硬度217255HBS，许用弯曲应力为=60MPa (3)按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。dA03Pn=11235.91139.37=39.06mm 由于最小轴段直径安装开式圆柱齿轮，其截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%设 计 及 说 明结 果dmin=1+0.0739.06=41.79mm 查表可知标准轴孔直径为42mm故取dmin=42(4)确定各轴段的长度和直径。图8-3 低速轴示意图1)查表选取标准轴径d1=42mm

40、，取L1=112mm。选用普通平键，A型，bh = 128mm(GB T 1096-2003)，键长L=100mm。2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有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d23 = 47 mm，由轴承产品目录中选择角接触轴承7210AC，其尺寸为dDB = 509020mm，故d34 = d67 = 50 mm。3)取安装齿轮处的轴段的直径d45 = 53 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B = 65 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 63 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高

41、度h = (23)R，由轴径d45 = 53 mm故取h = 5 mm，则轴环处的直径d56 = 63 mm。轴环宽度b1.4h，取l56 = 7 mm。4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与开式圆柱齿轮端面有一定距离K=27，螺钉C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，则l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 27 - 20 -10 = 62 mm 5)取大齿轮距箱体内壁之距离2 = 12.5 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 = 10 mm，已知滚动轴承的宽度B = 20 mm，则l34= B+2+2=20+10+12.5+2= 44.5 mml67= B+2-l56=20+10+12.5-7 = 35.5 mm设 计 及 说 明结 果 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段123456直径424750536350长度1126244.563735.5 (5)轴的受力分析 大齿轮所受的圆周力（d2为大齿轮的分度圆直径）Ft2=2Td