课程设计说明书带式运输机传动装置的设计

1、谢由）考金亨印共普睨COLLEGEQFSCIENCEANDTFCHNOLOGVHNUT课程设计说明书课程名称：机械设计设计题目：带式运输机传动装置的设计专业：机械设计制造及其自动化班级:机械1002学生姓名:林鹏学号：1012110202指导教师：邱显/湖南工业大学科技学院教务部制2013年1月2日目录一、任务书3二、选择电动机4三、传动比分配4四、各参数计算5五、高速级齿轮传动设计6六、低速级齿轮传动设计10七、I轴（输入轴）的设计及其轴承寿命校核14八、II轴（中间轴）的设计及其轴承寿命校核20九、田轴（输出轴）的设计及其轴承寿命校核26十、箱体结构尺寸33十二、设计总结34十二、参考文献

2、35动力及传动装置二级展开式传动方案如下图:1 .带式动运输机工作原理带式动运输机传动示意图如右图所示：2 .已知条件(1)工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35c；(2)使用折旧期：8年；(3)检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；(4)动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V;(5)运输带速度允许误差：5%(6)制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批生产,3 .设计数据题号运输带工作拉力F(N)运输带工作速度v(m/s)卷筒直径D(mm1221001.12504 .传动方案5设计内容1)按照给定的原始数据和传动方案设计减速器

3、装置;2)完成减速器装配图一张(A0或A1);3)零件工作图1-3张；4)编写课程设计说明书1份。:、选择电动机查表1-5得各机构传动和摩擦副效率如下：圆柱齿轮传动（8级）1=0.97联轴器（弹性联轴器）2=0.994滚动轴承（千由承）3=0.99卷筒4=0.96工作机的总效率为Y总=11n4取=0.8617V21001.1工作机所需的功率丁=。"11与=.=2.69KW设电动机的输出功率为.各轴的功率为=i-v=2.69KWPI编刀2=2.69X0.994=2.67KWPii='】刀3Tp=2.67X0.99X0.97=2.56KWPill=P11刀3TH=2.56X0.9

4、9X0.97=2.46KWP"=iny1213=2.46X0.994X0.99=2.42KW由表12-1得电动机型号额定功率满载功率Y100L2-43KW1430r/min三、传动比分配又因为卷筒的转速即为m轴转速：11X60X100D二=匚=v/兀D=-=84r/min总传动比：i=-J'=1430/84=17查表1-6和14-2得1二=3.6二二5因为-=-i=1430r/min所以i=/I-x=./:1=1430/3.6=400r/min-T=二=11I二二=400/5=80r/min四、各参数的计算各轴的转矩为：Pd269Td=9550xnd=9550xLi=17.9

5、6NmPjZl671i=9550X=9550X=17.83NmPJ<58=9550X:=9550x1=61.12NmPffl2.4b1n=9550X.=9550X-=293.66N-mPV2.42L=9550X.=9550*=288.89N-m各参数的计算数值:电动机I轴n轴出轴IV轴功率（KW）2.692.672.562.462.42转速（r/min）143014304008080转矩（Nm）17.9617.8361.12293.66288.89效率0.9940.960.960.98传动比13.651五、高速级齿轮传动设计1 .选定齿轮类型为斜齿圆柱齿轮传动2 .选用8级精度（GB10

6、095-833 .材料热处理选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBs大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBs二者材料硬度差为40HBS4 .选小齿轮齿数Z1=25,大齿轮齿数Z23.6259005 .初选螺旋角片14°6 .按齿面接触强度设计：（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt1.6由图10-30选取区域系数ZH2.433由图10-26查得10.78；20.88则121.66计算小齿轮传递的转矩T117830Nmm由表10-7选取齿宽系数d1由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze189.8MPa1/2由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的

7、接触疲劳强度极限himi600MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限Hlm2550MPa计算应力循环次数NiN260nljLh 60 1430 1 2 8 300 8一 一 一 93.295 10Nii i-n3.295 1093.6一 一 一 99.152 10由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数KhN10.90KhN20.96计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1,得KHN1 lim11 SK HN 2 lim 20.90600MPa 540MPa0.96550MPa 528MPa540528534MPa(2)计算试算小齿轮分度圆直径d1t ,由计算公式得dit2 1.6

8、17830 4.62.433 189.81.663.653432.02mm计算圆周速度dni3.14 32.02 143060 1000600002.4m/s计算齿宽bb dd1t 1 32.02mm 32.02 mm计算齿宽与齿图之比- h模数：m ntd1t cos32.02 cos14251.24mmh齿高： b2.25mnt32.022.792.25 1.242.79mm11.48计算纵向重合度0.318 dZ tan 0.318 125 tan141.98由图10-13查得K F1 .14计算载荷系数K根据2.97m/s,8级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv1.14由表10-4查

9、得Kh1.16由表10-3查得Kh Kf 1 .4由表10-2查得使用系数KA 1.0KKaKvKh Kh 1 1.14 1.4 1.16 1.85按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径得: d1t3KKt3 18532.0233.61mm,1.6计算模数md1cos mn r 乙33.61 cos14 , “ 1.30mm257.按齿根弯曲疲劳强度设计3 2kT1Y COS2mnYFaYFa1)(1)(2)(3)dZ12确定公式内的各计算数值计算载荷系数KKaKvKf根据纵向重合计算当量齿数Zvi乌 cosZV2 cos3(4)(5)(6)Kf 11.98 ,25cos3141.14 1.4

10、 1.14 1.82从图10-28查得螺旋角影响系数Y 0.8827.3790-3 98.52 cos 14查取齿形系数由表 10-5 查得 YFa1 2.563,YFa2 2.183查取应力校正系数由表 10-5 查得 YSa11.604, YSa21.789计算弯曲疲劳许用应力由图10-20C查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa,由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数Kfni0.90,Kfn20.94取弯曲疲劳安全系数KFN1 FE1sK FN 2 FE2 SS=1.30.90 500130.94 38013369.23MPa274.

11、77MPa(7)计算大小齿轮的YaYSa并加以比较fYFaYsa1F 12.563 1.604369.230.01113YFa2YSa22.183 1.789274.770.01421大齿轮的数据大(8)设计计算20.903mm321.82178300.88cos14mn20.014211251.66对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数mn大小主要取决于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数0.903mm并就近圆整为标准值m=1mm,按接触疲劳强度算得的分度圆直径d

12、133.61mm算出小齿轮齿数。rd1cos33.61cos14”Z132.61mn1取Zi=33,大齿轮齿数：Z2333.6118.8取Z2=119这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。8.几何尺寸计算33 119 1 78.33mm(1)计算中心距2 cos14cZiZ2mna2cos将中心距圆整为a=79mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角乙Z2 n arccos2a33 119 1 arccos2 7914 2 T36”由B值改变不大故参数、K、Zh等不必修正(3)计算分度圆直径di乙mncos33 1 34.06mm cos

13、14 21 ,36d2Z?mncos119 1 122.84mm cos14 21/36(4)计算齿轮宽度b d d1134.06mm 34.06mm取B235mm,B140mm六、低速级齿轮传动设计1 .选定齿轮类型为直齿圆柱齿轮传动2 .选用8级精度（GB10095-833 .材料热处理选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBs大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBs二者材料硬度差为40HBS4 .选小齿轮齿数Z3=20,大齿轮齿数Z4in.rnZ35201005 .按齿面接触强度设计：2kT 1ZEdH（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt1.3计

14、算小齿轮传递的转矩T361120Nmm由表10-7选取齿宽系数d1由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze189.8MPa1/2由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hiim3600MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 4550MPa计算应力循环次数N1 60n2jLh 60 4008 300 89.216 108N2凹hi m9.216 1081.843108由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数Khn3 0.92 Khn4 0.980.92 600MPa 552MPa0.98 550MPa 539MPa试算小齿轮分度圆直径d3t,由计算公式得32d3t 2.32. kT

15、 1 ZE计算圆周速度2.323 1.3 61120 6:152189.853952.85mm计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1,得KHN3lim3SKHN4lim4s(2)计算d3tn23.1452.85400一,1.11m/s60100060000计算齿宽bbdd3t152.85mm52.85mm计算齿宽与齿高之比h模数：mt如52.85mm2.64mmZ320h2.25mt2.252.645.95mm齿高:52.855.958.88计算载荷系数K根据1.11m/s,8级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv1.09由于是直齿轮，KhKf1由表10-2查得使用系数KA

16、1.0由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时,Kh1.454由于b=8.88,Kh1.454查图10-13得仆1.40h故载荷系数：KKAKvKhKh11.0911.4541.585按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径得：3K31.585d3d3tl52.851mm56.46mm33tVKt11.3计算模数md3Z356.46202.823mm369.23MPa6按齿根弯曲疲劳强度设计由式 m3 2KT3 YFaYSa. dZ3 F得弯曲强度2)确定公式内的各计算数值(1)由图10-20C查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限fei500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE23

17、80MPa(2)由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数Kfni0.90,Kfn20.94计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.3KfN3FE3。905001.30.94 380 274.77MPa1.3K KaKvKf Kf1 1,09 11.40 1.526KFN4FE4F4s(4)计算载荷系数(5)查取齿形系数由表105查得YFa3 a2.80”42.18(6)查取应力校正系数由表10-5查得Ysa31.55，Ysa41.79YFa3Ysa3YFa4Ysa42 1.526 611201 20 20.01420 1.88mm计算大小齿轮的YFaYSa并加以比较F2.801.550.0

18、1175369.232.181.790.01420274.77大齿轮的数据大(7)设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m大小主要取决于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数1.88mm并就近圆整为标准值m=2mm,按接触疲劳强度算得的分度圆直径d356.46mm算出小齿轮齿数。d356.46Z329m2大齿轮齿数：Z4Z3inm295145这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。7几何尺寸计算(1)计算

19、分度圆直径58mmd3 Z3m 29d4 Z4m 145计算中心距a 2(3)计算齿轮宽度b d d3 1 58 58mmJjX B4 60mm,B3 65mm290mm58290 , 174mm七、I轴（输入轴）及其轴承寿命校核1 .求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径d二34.06mm2Tl2 17830d134.061047 NFr1tan nFt1n 1047costan20393N cos14 21 &6Fa1Ft1 tan1047tan14 21 ,36 268N2 .初定轴的最小直径与联轴器的选择选轴的材料为45,调质处理，根据表15-3,取入112dminA

20、0常112篇13.79mm输入轴最小直径为安装联轴器处的轴径dzno为了使所选直径ds与联轴器孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。查表14-1,考虑到转矩变化很小，故取KA1.3则TcaKAT11.31783023179Nmm查机械设计手册选用GB/T5014-2003中的LX1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250Nnr半联轴器的孔径d114mm,故取d114mm,半联轴器长度为L=32mm与轴配合的毂孔长度为L1=27mm3 .轴的结构设计1)装配方案如图轴1:2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1)为满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直

21、径dnrn21mm左端用轴用挡圈定位，轴用挡圈直径D=25mnT联轴器与轴配合的毂孔长度Li=27mm为了保证轴用挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II轴段长度比L1略小LI-II=25mm(2)初选型号7005c的角接触球轴承。由机械设计手册得dXDXB=25mmx47m佛12mm故dIII-1V=dVII-VIII=25mm而lmw储皿12mm轴承采用轴肩定位，由手册上查得7005c型轴承所需轴肩dadivVdVI皿30mm(3) 取安装齿轮处轴段V-VI的直径dv-vi30mm,因齿根圆直径dfd11.252mn34.061.252132.06mm。查手册表4-1得键槽深L3

22、.3mm,齿根圆到键槽底面的距离e曳3.3301.972m,所以做成22齿轮轴lvVI40mm。(4) 轴承端盖的总宽度为20mm根据轴承端盖的装拆便于对轴承润滑取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l20mm故取八一皿40mm。(5)取齿轮距箱体内壁距离为a=10,直齿轮与斜齿轮之间距离c=15mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，距箱体内壁一段距离s取s=4mm则:如图1圆柱齿轮减速器简图L 皿 a s 10 4 14mm11VvB3sac654101594mm至此，已初步确定了轴的各段长度3）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，按din14mm由手册表4-1得

23、平H7键b>hxB=5mr5m惮16mmi联轴器与轴的配合为。慑动轴承与轴的周向K6由过渡配合来保证，此处选直径公差为m64）确定圆角，倒角如图轴1所示：4.求轴上的载荷:对于7005c型角接触球轴承，由手册中查得a=11mm因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2L3=115mm+35mm=150mmg轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下图3所示F广1一rnrrrrnnnirf IriFnViH =2 3DFnH£&Fnv£rTfTrrnTlTnrTN7卜赳* i n irT 11 rrri'WfrAailS30图3输入轴的载荷分布图从轴的弯扭图可以看出

24、c截面是危险截面，图中各应力如下表:载荷水平向H垂直向V支反力FFnh=244NFnh2=803NFnv=61NFnv2=332N弯矩MM=28060Nmmmv1=7015NmmMv2=11620Nmm总弯矩J22MiJMhMvi28924N?mmM2VMh2Mv2230371N?mm扭矩TTi=17830Nmm5.抗弯扭合成应力校核轴的强度ca,M： ( Ti)2W289242 (0.6 17830)20.1 34.0638Mpa因为扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6,轴的应力计算:前已知选定轴的材料为45刚，调质处理，由表15-1查得(r-i=60Mpa.Ca<(T-l故轴安全

25、。因为该轴为齿轮轴，齿轮与轴不存在过渡配合所引起的应力集中，基余截面由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以其他截面也不需校核疲劳强度。6.轴承的寿命校核该轴使用的是7005C型角接触球轴承基本额定动载荷C=11500N,基本额定静载荷C°=7450N,规定左端为轴承1,右端为轴承2(1)求两轴承受到的径向载荷和Fr1.Fnh1Fnv12442612252NFr2Fnh2Fnv280323322869N(2)求两轴承的轴向力Fa1和Fa2对于7005c型，按表13-7,轴承派生轴向力，其中e为表13-5中的判断系数，其值由的大小来确定，但现轴承轴向力未知，故先取e=0.43。

26、Fd10.43Fr1108.36NFd20.43Fr2373.67N由于Fd2Fae373.67268641.67Fd1,所以轴承1压紧，轴承2放松，得:Fa1Fd2Fae641.67NFa2Fd2373.67NFa1641.67C074500.0861Fa2C0373.670.05027450由表13-5插值计算得e0.459e2 0.422则：Fd1e1Fr10.459252115.668NFd2e2Fr20.422869366.72NFaiFd2Fae366.72268634.72NFa2Fd2366.72N;FaiCo634.7274500.0852Fa2C366.7274500.04

27、92两次计算已值相差不大因此确定e 0.459； e2 0.422 ;C0FaiFd2Fae634.72N ; Fa2 Fd2 366.72N(3)求轴承当量动载荷P1和P2634.722522.519 ei366.728690.422 e2由表13-5分别进行查表或差值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为 则轴承 1:X1=0.44, Y1=1.232;轴承 2:X2=1 ,Y2=0因轴承运转中有轻微冲击载荷，按表13-6, fp=1.01.2,取fp=1.0则轴承当量动载荷：P fp X1Fr1 YFa11.0 (0.44 252 1.232 634.72) 893NF2fp X2Fr2 Y

28、2Fa21.0 1 869 0 366.72869N因为P1P2故只需对轴承1校核Lh106 c 310660n P 60n11500 3()3 24892h Lh，19200h893故轴承寿命足够。八、n轴（中间轴）及其轴承寿命校核1 .求作用在齿轮上的力大斜齿圆柱齿轮：d2=122.84mm2T2 d22 61120122.84995NFr2Ft伽口995tan20374Ncoscos142136Fa2Ft2tan995tan1421/3仅255N小直齿圆柱齿轮：d3=58mmFt32T2d32 61120582108NFr3Ft3tan2108tan20767N2 .初定轴的最小直径与联

29、轴器的选择选轴的材料为45,调质处理，根据表15-3,取A0112中间轴最小直径为安装轴承处的轴径dmo为了使所选直径din与轴承孔径相适应，故需同时选轴承型号。查手册表6-1选¥7005c角接触球轴承。由机械设计手册得DXdxB=25mm（47mm<12mm故di-ii=dv-vi=25mmo3 .轴的结构设计1）装配方案如图轴2:2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）取安装齿轮处轴段II-III、IV-V的直径didwv30mm;齿轮与轴承之间采用套筒定位。已知左端齿轮轮毂宽度为65mm右端齿轮轮毂宽度为35mm为使套筒端面可靠地压紧齿轮此处轴段应略短于轮毂宽度

30、，故取LII-III=62mmLivv32mm0齿轮的另一端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d故取h=4mnflUdm-Iv=38mm(2)由图1圆柱齿轮减速器简图可得:LuBsa312mm4mm10mm3mm29mml m ivl V-VIB1-B2,-/15mm2.5mm17.5mm2rB1-B2sB310mm4mm12mm2.5mm3mm31.5mm3）轴上零件的周向定位2齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按din25mm由手册表4-1得，小直齿圆柱齿轮的键为bXhXL=8mr7mme56mm大斜齿圆柱齿轮的键为bXhXL=8mmX7m忤28mmi时齿轮与轴的配合为Hz。角接触球轴

31、承与轴的周向由过渡配合n6来保证，此处选直径公差为ma4)确定圆角，倒角如图轴2所示：查表15-2,取轴端角为1.0X45Q轴n中间轴的结构简图4求轴上的载荷：对于7005C型角接触球轴承，由手册中查得=11mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2L3=67.5mm+35mm=102.5mm,根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下所示薰需17哂LrrrTTTfffll13111322-13图5中间轴的载荷分布图现将计算出的截面B,C处的的值列于下表载荷水平向H垂直向V支反力FFnh=1682NFnh2=1421NFnvi=342NFnv2=51N弯矩MMhi=84100N-mmMh5328

32、8NmmMvi=17100NmmMv2=1913NmmMv3=17575N-mm总弯矩Mi=85821NmmM2=53322NmmM=56111Mmm扭矩TT2=61120Nmm5 .抗弯扭合成应力校核轴的强度因为扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6,轴的应力计算:caMi2 ( 丁2)2858212 (0.6 61120)20.1 5836Mpa前已知选定轴的材料为45刚，调质处理，由表15-1查得(r-1=60Mpa.Ca<(T-1故轴安全。6 .精确校核轴的疲劳强度：(1)从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面n,m,w,v处过盈配合引起的应力集中最严重；截面B上应力最大，截

33、面n的应力集中的影响和截面出的相近，但截面n不受扭矩作用，故不必校核截面n。同理v也不需要校核，又因为出应力比W大，故W不必校核。截面B上虽然应力最大，但应力集中不大，故截面B也不用校核。而出截面左侧应力大于右侧应力，且左侧直径小于右侧直径，所以右侧截面不必校核，只需校核截面出的左侧即可。(2)校核田左侧：抗弯截面系数W0.1d30.13032700mm3抗扭截面系数WT0.2d30.23035400mm3截面田左侧弯矩M=69226Nmm截面田上的扭矩T2=61120N-mmM69226截面加上弯曲应力b25.64MpaW2700截面加上的扭转切应力丁工61亶11.32MpaWT5400轴的

34、材料为45钢，调质处理。有表15-1查得:b640Mpa,1275MPa,1155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系及按附表3-2查取。因匚10 0.033, D 38 1.27,经插值后可得 d 30 d 301.52,1.34又由附图3-1可得轴的材料敏感系数q 0.70,q0.87故有效应力集中系数为：k 1 q (1) 1 0.70 (1.52 1) 1.364k 1 q (1) 1 0.87 (1.34 1) 1.30由附图3-2的尺寸系数 0.85 ；由附图3-3查得扭转尺寸系数0.90轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数00.92。轴未经表面强化处理，即 q 1,则综

35、合系数 为: q1.3640.8510.921 1.741.301 10.90 0.921.53又由§3-1和§3-2得碳钢特性系数:0.10.2 取0.10.050.1 取0.05于是，计算安全系数Sca值1275S 1K a m 1.364 25.64 0.1 07.8611 321.3 1132 0.0527.86_20.29_- 7.862 20.29215511.32220.297.33S 1.5故可知轴安全。7 .轴承的寿命校核该轴使用的是7005c型角接触球轴承。查表可得7005c型角接触球轴承基本额定动载荷C=11500N。基本额定静载荷C0=7450N。令

36、左边轴承为轴承1,右边的为轴承2。(1)求两轴承受到的径向载荷和Fri,FnhiFnvi.1682234221716.42NFr2Fnh2-Fnv2-.142125121421.92N(2)求两轴承的轴向力Fa1和Fa2对于7005C型，按表13-7,轴承派生轴向力，其中e为表13-5中的判断系数，其值由员的大小来确定，但现轴承轴向力Fa未知，故先取e=0.4。因此可以估算C0Fd10.4Fr1686.57NFd20.4Fr2568.77N由于Fd1Fae686.57255Fd2568.77N,所以轴承1放松，轴承2压紧，得:Fd1686.57NFa2FaeFd1941.57N ;Fa1C06

37、86.5774500.0922Fa2C0941.5774500.1264由表13-5插值计算得e10.4616;e20.4738,再计算Fd1eFr10.46161716.42792.3NFd2ezFr20.47381421.92673.71NFa1Fd1792.3NFa2Fd1Fae1047.3NFaiCo792.374500.1063Fa2C01047.30.14067450两次计算底值相差不大因此确定eC0.4616;e20.4738;Fa1792.3N;Fa21047.3Na2(3)求轴承当量动载荷P1和P2Fa1Fr1792.31716.420.4616Fa2Fr210470.736

38、51421.92由表13-5分别进行查表或差值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为轴承1:X1=1,Y1=0;轴承2:X2=0.44,Y2=1.1811因轴承运转中有轻微冲击载荷，按表13-6,fp=1.01.2,取fp=1.0则轴承当量动载荷：PfDX1Fr1Y1Fa11.011716.420792.31716.42NIpill1alF2fpX2Fr2Y2Fa21.00.441421.921.18111047.31862.61N(4)验算轴承寿命因为PiP2故只需对轴承2校核106C3106115003Lh()39930hLh,9600h60nP604001862.61故所选轴承满足寿命要求。

39、九、田轴(输出轴)及其轴承寿命校核1 .输出轴上的功率P3=2.46KW转速n3=80r/min转矩T3=293660N-mm2 .求作用在齿轮上的力因低速级大直齿轮的分度圆直径：d4=290mm2T32 293660d42902025 NFr4 Ft4 tan2025tan20737NFn4Ft4cos2025 cos202155N3 .初定轴的最小直径与联轴器的选择选轴的材料为45,调质处理，根据表15-3,取A01123 Pq32.46dminA。3112“35.09mm,n3.80输出轴最小直径为安装联轴器处的轴径。为了使所选直径dw皿与联轴器孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。查表1

40、4-1,考虑到转矩变化很小，故取KA1.3则TcaKAT31.3293660Nmm381758Nmm查机械设计手册选用GB/T5014-2003中的LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000N-mm半联轴器的孔径d138mm,故轴最小直径d皿皿38mm,半联轴器长度为L=82mm与轴配合的毂孔长度为L1=60mm4 .轴的结构设计(1)装配方案如图轴出：(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为满足半联轴器的轴向定位要求，VII-VIII轴段左端需制出一轴肩，故取VI-叩段的直径d,皿45mm0右端用轴用挡圈定位，轴用挡圈直径D=47mm半联轴器与轴配合的毂孔长度，L1=60mm

41、为了保证轴用挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故VII-VIII轴段长度比L1略小l皿皿58mm0因轴承受有径向力而不受轴向力的作用，故初选型号为深沟球轴承。参照工作要求并根据dvi-w=45mm由轴承产品目录中选取深沟球轴承6010,其尺寸为dxDXB=50mm(80mrK16mm故dV-VI=d-II=50mm,而lyvi16mm。右端滚动轴承采用轴肩定位，由手册上查得6010型深沟球轴承的定位高度h=3mm因此取d1V v56mm取安装齿轮处轴段II-III的直径du皿53mm;齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位。已知左端齿轮轮毂宽度为60mm为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此处轴段应略

42、短于轮毂宽度，故取LII-III=,57mm齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d故取h=5mnflUdIII-Iv=63mm轴环宽度b呈1.4h,取L41V9mm。取轴承端盖的总宽度为20mm根据轴承端盖的便于装拆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左端面间的距离l20mm故取lvi-w40mm。由图1齿轮减速器简图可知li n1 iv v16mm 3mm 35.5mm9 40 62.5mmB3B4八_sB310mm4mm2.5mm2B1B2,r-csLw1VB1101542.52至此,以初步确定了轴的各段直径和长度（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的

43、周向定位匀采用平键连接,按du皿65mm由手册表4-1得平键b>hXL=16mrH10mm<45mm同时为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选取齿轮轮毂与轴的配合为业（手删表17-2）;同样半联轴器与轴n6的连接选取平键bMiXL=10mmc8mme50mm半联轴器与轴的配合为小。轴承与K6轴的周向由过渡配合来保证，此处选直径公差为m64）确定轴上圆角和倒角尺寸：查表15-2,取轴左端角为2.0X45Q右端倒角为1.2X45QO各轴肩处的圆角半径见如图轴出:5.求轴上的载荷：轴田的受力情况及弯矩图扭矩图如图3-2所示:,=73411A加图7输出轴的载荷分布图从轴的弯扭图可以看出

44、B截面是危险截面，图中各应力如下表:载荷水平向H垂直向V支反力FFnhi=1352NFnh673NFnv=492NFnv=245N弯矩MMh=73684NmmMv=26814N-mm总弯矩M=78411Nmm扭矩TT3=293660Nmm6 .抗弯扭合成应力校核轴的强度因为扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6,轴的应力计算:caM2 ( 丁3)2W784112 (0.6 293660)230.1 5313Mpa前已知选定轴的材料为45刚，调质处理，由表15-1查得(r-i=60Mpa.Ca<(T-l故轴安全。7 .精确校核轴的疲劳强度：(1)判断危险截面因为截面I,n,A不受扭矩作用

45、，所以不必校核。截面即，D,即，VI只受扭矩图，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面即,D,W,VI均无需校核。截面B处的集中应力为最大，所以截面出处应力大，又因出处的左端比右端截面应力集中大，所以只需校核截面田左侧即可。(2)校核田左侧：抗弯截面系数W0.1d30.153314887.7mm3抗扭截面系数WT0.2d30.253329775.4mm3截面田左侧弯矩M78411Nmm截面田上的扭矩T3=293660Nmm截面加上弯曲应力bM卫115.27MpaW14887.7截面田上的扭转切应力t13-293660

46、9.86MpaWt29775.4轴的材料为45钢，调质处理。有表15-1查得：b640Mpa,1 275MPa,1155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系及按附表3-2查取因二200.038,-631.189,经插值后可得d53d531.276,1.4907又由附图3-1可得轴的材料敏感系数q0.65,q0.92故有效应力集中系数为：k1q(1)10.65(1.2761)1.18k1q(1)10.92(1.49071)1.45由附图3-2的尺寸系数0.71；由附图3-3查得扭转尺寸系数0.82轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数00.92。轴未经表面强化处理，即q1,则综合系数为:

47、q1型 0.7110.921 1.75, 1.451 -0.8210.921 1.86又由§3-1和§3-2得碳钢特性系数:0.10.2 取0.050.1 取0.10.05于是，计算安全系数Sca值27529.821.75 5.27 0.1 01559861.86 0.05216.46 9.862S SS 2 S229.82_16.46_29.822 16.46214.41 S 1.5故可知轴安全8.轴承的寿命校核两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2Fr1. FNH1 Fnv1.13522 4922 1438.74NFr2. Fnh2 Fnv2' 6732 2452 716.21N因轴承运转中有轻微冲击载荷，按表13-6, fp=1.01.2,取fp=1.1因深沟球轴承没有受轴向力，所以 X=1,Y=0查滚动轴承样本可知深沟球轴承 6010的基本额定动载荷C=22000N 则轴承当量动载荷：PfDX1Fr1YFa11.111438.741582.6Nipiri1alF2fpX2Fr2Y2Fa21.1(1716.21)787.8N因为RP2所以按轴承1的受力大小来