链板式运输机传动装置设计方案

1、比畢大舉机械基础综合课程设计说明书设计题目：链板式运输机传动装置设计学院:机械工程学院专业年级：机械11级姓 名班级学号:指导教师:二OO二年九月十四日目录一、课程设计任务书 1二、传动方案的拟定与分析 2三、电动机的选择 3四、计算总传动比及分配各级传动比 4五、动力学参数计算 5六、传动零件的设计计算 6七、轴的设计计算 9八、滚动轴承的选择及校核计算 12九、键连接的选择及校核计算 14十、 联轴器的选择及校核计算 15十一、减速器的润滑与密封 16十二、箱体及附件的结构设计 17设计小结 18参考文献 19一、课程设计任务书设计一用于链板式运输机传动装置，其为圆锥-圆柱斜齿齿轮减速器。

2、链条有 效拉力F=11000N,链速V=0.35m/s,链节距为38.1mm,小链轮齿数21。每日两班链轮链板式运输机传动示意图二、传动方案的拟定与分析2、选择电动机F=11kNV=0.35m/s 对于小链轮Z=21P=3.85kw2.1电动机容量链轮的输出功率PFv 11000 0.35由 F1000一 ,知 PW3.85kwV10001000P w电动机输出功率Pd= 取1二0.96链轮 2二0.96开齿轮 3二0.99联轴器 4二0.98滚动轴承5=0.96圆锥齿轮6二0.97圆柱斜齿轮林二松小2（口3（*14 卜5%=0.808故 p2=4.76KWn 总=0.8080.808电动机额

3、定功率由此可知选取型号为Y132S-4,功率为5.5KW,n=1440r/min.3、计算传动装置的运动和动力参数Pd=4.76kw3.1对于链轮输出功率与转速V = ZnwP可知60 1000卄60 10叭26.25汕ZP3.2传动装置的总传动比nnw=144026.254.8573.3分配各级传动比选择圆锥齿轮h =3,圆柱斜齿齿轮i2=4.6，链轮传动比i3=4，3.4各轴转速共6根轴，各轴序号如简图1440 r min电动机的型号为 Y132S-4Ped=5.5kwnm=1440r/min。n2 = ni = 1440 r min皿/冷邛彳=480窃 加=% = 48%6 =104.3

4、4 加n5 = n4 = 104.34 r minn6 = n5j 3 = 26 rmin3.5各轴输入功率：P1 = 5.5kwp2 = p13 =5.445kwP3 = P2 ：:“5 ：:“4 = 5.16kwP4 = P3 ：“6 ： i4 = 4.95kwi=54.857 i 1=3 i 2=4.6 i 3=4n1=1440r/m in n2=1440r/m in n3=480r/mi n n4=104.34 r/mi n n5=104.34 r/mi n n6=26r/minP5 = P4 3 4 = 4.84kwP6 = P5 1 4 二 4.59kw3.6各轴输入转距:T1 =

5、9550 沢%1= 9550 x5.%40 = 36.48 N mT2 =9550 汉 P2=36.11N mT3 =9550= 102.66N mP1=5.5kw P2=5.445kwP3=5.16kwP4=4.95kwPs=4.84kwP6=4.59kwT4=9550 P4n4 =453.06N mT5 =9550=442.99 N mT1T2T3T4TsT6T6=9550 P6n6=1685.94N m4传动件的设计计算4.1圆锥直齿齿轮设计4.1. 1.选定齿轮的精度等级、材料及齿数1 ）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度2 ）材料选择由机械设计（第八版）表10-

6、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40HBS3 ）选小齿轮齿数为 乙=25,大齿轮齿数Z 25 3 = 754.1.2.按齿面接触疲劳强度设计d1t - 2.9232KtT1%(1-0.5九(1).确定公式内各计算数值乙=25Z2=75排数为1Ka=1.1Kz=1.22Pca=4.84KW1）.试选载荷系数kt =1.82）.小齿轮传递转距595.5 10 P2 -3.611 104N mmkt = 1.8T13）.由机械设计（第八版）表10-7选取齿宽系数 =0.33.由机械设计（第八版）表10-6查得材

7、料的弹性影响系数1/2Ze =189.8MPa5）.由机械设计（第八版）图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限二Hlim1 = 600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限-Hnm550MPa6）.计算应力循环次数N6On 2jLH= 60144012 8 30010 = 4.1472109u=1.341m/s润滑为油盘飞 溅小齿轮材料为 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40HBSN25.0458 1094= 1.0368 1097).由机械设计(第八版)图10-19查得接触疲劳寿命系数K hni =0.8,Khn2 =

8、 0.928).计算接触疲劳许用应力取失效率为1%安全系数S=1，故K HN 1 Iim1S=480MPa t HK HNlim 2二 506MPa(2).计算1).试算小齿轮分度圆直径dt1,匚 h nm1 =600Mpa 二 h lim2=550Mpa9N=4.1472 X 102=1.0368 X 109Khn1=0.8Khn2=0.92二 h 1=480Mpa 二 h 2=506Mpad1t _2.9238 3" 10：*0.33(1 0.5x0.33 ) x4 I 480 丿= 65.02mm2).计算圆周速度二 dt1 n160 1000二 65.02 144060 10

9、00二 4.902 m s3).计算载荷系数d1t=65.02mmV=4.092m/s根据V=4.902m/s, 7级精度，由图10-8查得动载荷系数 匕=1.15直齿轮 Kh：.=Kf：=1,由表10-2查得使用系数 心=1.5根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查表得Kh he =1.25，贝U Kh2=Kf2=1.5 KHhe=1.5 1.25 = 1.875kv =1.154).按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径dm1=53.396mmKa =1.5Kz=1.08K H - = 1接触强度载荷系数 K二KaKvKh：.Kh=3.235).计算模数mn心加1.25mndm1 _ 5

10、3.396 乙二25=3.136mm取整为3mm6） 计算齿轮相关系数di = mZ| = 3 25 = 75 d = mz2 =3 75 = 225= arccosuu2 1=arccos = l4l0'J16+1Kh： =1.5心：= 1.5d1=79.01 mm mi=3.136 m 取 m=3 md1=75 d2=225M1410、2 ： 7550'R=118.5 mB?=70 mB1=65 m、.2 =90； - r = 75 50'R =du 1 =118.5mm1 27） 圆整并确定齿宽b 二 rR =0.33 118.5 =39.105圆整取 q =45

11、mm,b2 =40mm4.2圆柱斜齿轮设计4.2. 1.选定齿轮的精度等级、材料及齿数1 ）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度2 ）材料选择由表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 40HBS3 ）选小齿轮齿数为Z1 =23,大齿轮齿数Z2 = 23 4.6 =106,4 ）选取螺旋角。初选螺旋角1 =14o4.2.2. 按齿面接触疲劳强度设计f-220人 u +1 ZhZe 坟 u H（1）.公式内各计算值1）.试选 K = 1.62）.由机械设计（第八版）图10-30选取区域系数ZH=

12、2.4333).由机械设计(第八版)图10-26查得咕=0.74,电2 =0.87 ,对于圆柱斜齿贝U呂口 =呂农+紀2 = 1.614).小齿轮传递转距轮选取95.5灯05巳5T3 3 1.0266 x105N mmn3乙=23Z2=1065).由机械设计(第八版)表10-7选取齿宽系数為=1P = 14。6).由机械设计(第八版)表10-6查得材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa1/2Kt=1.67).由机械设计(第八版)图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度Zh=2.433极限灯Hiim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限iHim2 =550MPa妝=0.748).应力循环次

13、数备2 = 0.87Nt =6On 3jL H =60 X480 x1 汇(2 X8X365 x10 )=1.68 乂109备=1.611.68 "09 8N2 =3.65"084.6Ta忆=19).由机械设计(第八版)图10-19查得接触疲劳寿命系数Ze=189.8MPc!/2Khn1 =0.95,Khn2 =0.98° Hiim1 600MPa10).计算接触疲劳许用应力取失效率为1%安全系数S=1，故aHiim550MPar 1 KHN1 X ° lim1m丘h 1 -570MPa1SgN=1.68 X 102=3.65 X 108J 1Khn&#

14、176;lim2Ih 2 -539MPa2SKhn=0.95Khn2=0.9811).许用接触应力按接触疲劳许1Qh _3 554.5MPa2用应力S=1(2).计算 h 1=570MPah 2=539MPa1).试算小齿轮分度圆直径dit二h=554.5MPd it2 1.6 1.3874 1051 1.6315.84.822.433 189.8564.3=60.4mm2).计算圆周速度二 d1tn260 1000二 60.4 36060 1000二 1.14m s3).计算齿宽b及模数"Imb 二 dd1t =1 60.4 = 60.4mm"ntd1tcos：Z155.

15、64 cos1423=2.35mmh =2.25mnt =2.25 2.35 = 5.28mm55.645.28= 10.534).计算纵向重合度一；-：二 0.318 dz1tan ：二 1.8245).计算载荷系数K由机械设计(第八版)表10-2查得使用系数Ka =1.5根据v=2.96m/s , 7级精度，由机械设计(第八版)图10-8 查得动载荷系数Kv =1.02,由表10-4查得 心，1.309,由图10-13查得 =1.32 ,由表 10-3 查得 Kh：.二Kf：. =1.1故载荷系数 K 二KaKvKh：Kh1 =2.336).按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径dit =

16、60.4 mm V=1.14m/s b=60.4 mmt=2.35 mh=5.28 mb/h=10.53J =1.824Ka=1.5Kv=1.02S =1.309Kf ： =1.32K=2.337).计算模数mnmndas：63.07 cos14z厂-23=2.66mm取整为3mm8)几何尺寸计算(1).计算中心距Zi Z2 mn2cos :(23十106 乙3 = 199.42mm2 cos14将中心距圆整为200mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角询ccosZ1 Z2 mn =arccos 231063 皿38'2a2況200因B值改变不多，故:,K ,Zh等值不必修正(3) .计

17、算大、小齿轮的分度圆直径a = Z1mn = 71.1mm cosPZ2mn-d2327.7mmcosP(4) .计算齿轮宽度b = 0=1 71.1 二 71.1mm圆整后取 B2 =71mm, B 76mm4.2.3.按齿根弯曲强度设计d1=63.07mm m=2.66mm按弯曲强度计 算a=200mm' =14。38'd1=71.1 mmd2=327.7 m b=71.1mmB1=71mmB2=76mmK=2.35Y 二 0.858ZV123COS3 :一3=25.17cos 14ZV2106cos3 ： _ cos314 二4 ).查取齿形系数和应力校正系数由机械设计(

18、第八版)表10-5 查得Yf：1=2.69, Yf：2 =2.18,1= 1.575, .795 ) 由机械设计(第八版)图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳 强度极限匚fe1 =440MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限 匚fe2 =425MPaZv1=25.17Zv2=116.04Yf31=2.69Yf32=2.18Ysa1=1.575Ysa2=1.79fe1 二 440MPa(1) .确定计算参数1).计算载荷系数K = KaKvKf 一 KF ,1.5 1.08 1.1 1.32 =2.352 ).根据纵向重合度厂=1.824，从图10-28查得螺旋角影响系数Y" 0.8583 )

19、.计算当量齿数二 f巴=425MPaKfn1=0.89Kfn2=0.936 ) 由机械设计(第八版)图10-18取弯曲疲劳寿命系数K fn 1 = 0.89, K fn 2 = 0.937 ).计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得8) .计算大、小齿轮的绪并加以比较Yf ：1YS：12.69 1.575279.71= 0.0151469丫F：2丫S：2 = 2.18 1.79l：-F 】2一 282.32-0.01382大齿轮的数值大。(2).设计计算S=1.4二F 1=279.7MPaCF 2=282.32MPa! -1.849mmmn3 2一2.351.0266一1050.

20、858一COS214 q1x232 X1.610.01382 = 1.849mm圆整mn =3故Zi =d1cos:mn71.1 cosl43-23.01取 z1 = 23，贝U z2 = uz<i = 4.6 23 = 1064.3开式齿轮选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数1）按传动方案，选用开式直齿圆柱齿轮传动2）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用 7级精 度3） 材料选择 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）选小齿轮齿数为 乙=21,大齿轮齿数Z2 =2

21、1 4=84按齿面接触疲劳强度设计、2ZeKE u±1< u（1）.确定公式内各计算数值1）.试选载荷系数kt =1.32）.小齿轮传递转距£ 二 95.5 10 卩4一 *43 1 05 N mmru3）.由机械设计（第八版）表10-7选取齿宽系数1取 mn=3乙=23.01乙=106对于开式齿轮选取乙=21Z2=84K=1.34) .由机械设计(第八版)表10-6查得材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa1/25) .由机械设计(第八版)图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度 极限Hiim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限THlim2 =550MPa6

22、) .计算应力循环次数N=6On 4jL H =60 x 104.34 灯汉(2 x 8 x 365 x10 )= 3.656 x 1083.656 x1087N2 0.914X10747) .由机械设计(第八版)图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn1 =0.96, Khn2 =0.998) .计算接触疲劳许用应力取失效率为1%,安全系数S=1，故显1=515"1 =°.96x600=576MPaH 1S1tH 2 = Khn2 汉 °lim2 =0.99汉 550 = 544.5MPaS(2)计算1) .试算小齿轮分度圆直径dt1,代入k h】中较小的值1.3

23、 汇 4.43"04 5 山89.8 丫nod1t 色2.323 =102.98mm14 1544.5 丿2) .计算圆周速度兀 d1t n4兀"02.98X04.34 门 c /V = 0.56m s6010006010003) .计算齿宽bb=验牡=1 江 102.98 = 102.98mm4).计算齿宽与齿高之比T1=443N.m忆=11/2ZE=189.8MPa引血=600MPaa Hlim2 =550MPa8N=3.656 X 102=0.914 X 107Khn1=0.96Khn2=0.99S=1叭1=576MPah2=544.5MP adt 白 102.98

24、mm丄卄町d1t 102.98小模数mt - 4.9mmz,21齿高h =2.25mt =2.25 汉 4.9= 11.03mmb 102.98 c -9.34h 11.035）.计算载荷系数K由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数Ka =1根据v=0.56m/s, 7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载荷系数 Kv =1.01 ,由机械设计（第八版）表10-4查得心呂=1.323,由机械设计（第八版）图10-13查得KfR=1.28,由表10-3 查得 K p = K Ha = 1故载荷系数K =心心心小非=仆1.01如如.323=1.3366）.按实际的载荷系数校正所算得的分

25、度圆直径I K1 336dd1t 4=102.98$= 103.92mmy Kt 1.37）.计算模数m4103.92口m= 4.915mmz121取整m为5434几何尺寸计算（1）.计算分度圆直径d1 =mz<i =426 = 104mmd2 =mz2 =4汉104 = 416mmV=0.56m/sb=102.98 mmm=4.9 mh=11.03 mb/h=9.34Kv=1.01KhR= 1.323KFp=1.28KK1.1K=1.336d1=103.92 mm=4.015mm圆整m=5(2) .计算中心距d1 d22104 4162=260mm(3).计算齿轮宽度b = dd<

26、;i =1 104 = 104mm圆整后取B1 =110 mm, B2 = 105mmd1=104 mm d2=416 m a=260 m b=104B1=110 mB2=105 m5、轴的设计计算5.1输入轴设计、求输入轴上的功率P1、转速n2和转矩T2P2 =5.445kw, n2 =1440r/min,T2 =36.11N m、求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的分度圆直径为P1=5.445kw n1=1440r/m inT1dm=62.6 mdm1 =d1(0.5 Rmz1(0.5 0.33) = 3 25 (1 -0.33 0.5)=62.625 而2T2 2 36.11 103

27、Ft =2 ="153 Ndm1 62.625Fr 二 Ft tan： cos、" =1153 tan 20cos14.10 = 407NF .=Fttan ： sin=1153 tan 20 sin 14.10 =102NFt=1153N5.1.3. 初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45钢(调质),根据机Fr=407NFa=102N械设计(第八版)表 15-3，取 A°=112，得 dmh1 =代3： 5.445 = 17.9mm ,1440输入轴的最小直径为安装联轴器的直径 d12，为了使所选的轴直径d12与 联轴器的孔径相适应，故需同

28、时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tea = KaT2，查机械设计(第八版)表14-1，由于 转矩变化很小，故取KaT.3，贝yAo=112 Tea =KaT2 =1.3x36110 = 46943N mmdmin =17.9 mm查机械设计课程设计选LT3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为125000 N mm，半联轴器的孔径d 20mm，故取d=20mm，半联轴器长度I = 52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 38mm5.1.4. 轴的结构设计(1).拟定轴上零件的装配方案如下(2).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1 ).为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故

29、取2-3段的直径d2： =27mm2) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单 列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 d2 =27mm，由机械设计课程设计手册初步选取0基本游隙组，标准精度级的角接触球轴承7206C,其 尺寸为 d D B =30mm 62mm 16mm ， d3* = d5（ = 30mm,而 l3=16mm。这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设 计查得7206C型轴承的定位轴肩高度h =2.5mm，因此取d4§ = 35mm3）取安装齿轮处的轴段6-7的直径d6” =25mm ;为使套筒可靠地压 紧轴承，5-6段应略短于轴承宽度，故取l

30、5=15mm。4）轴承端盖的总宽度为20mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添 加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离1 =30mm，故取l2=50mm5） 锥齿轮轮毂长度为64.9mm,为使套筒端面可靠地压紧齿轮取l6 二=70mm6）由于 Lb : 2La，故取 |心=117mm（3）.轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d6-7由表6-1查得平键截面<8mm<7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 50mm同时为保证齿轮H7与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 k6 ；滚动轴承 与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。=

31、 20mm d2J3 = 27mm d3/ =30mm d4J =37mm d5_ =30mm d6” = 25mmI2： = 50mml3/ = 16mml4=1168mmlH = 1516mml6 厂 70mm（4）.确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 455.2中间轴设计、求输入轴上的功率P3、转速n3和转矩T3P3 = 5.16kw, n3 = 480r / min, T3 =102.66N m5.2.2. 求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆直径为d1 =mz( =3x23 = 69mm而3L2T32 汉 102.66S0Ft 1 = 2975.65 Ndmi69tan Jta

32、n 20Fr1Ft12975.65 汉-1116.2Ncos Pcos14=Ft1 tan 0 =2975.65xtan 14°= 741.91 N已知圆锥齿轮的平均分度圆直径为dm2 =d2(1 -0.5%) =mz2(1 -0.5><0.33) =187.87mm而l2T32"02.66心03 “cccczFt2 = 1092.88Ndm2187.87Fr2 = Ft2tan。cos§2 =97.58N Fc = Ft2 tansin§2 =385.62N5.2.3. 初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr (

33、调质)，根据机械设计(第15 23八版)表15-3，取A。=108，得dmin =人召 =23.94mm，2轴的最小直 480径显然是安装滚动轴承的直径d1和d5(5.2.4. 轴的结构设计(1).拟定轴上零件的装配方案如下d1=69mmFt1=2975.65NFr1=1116.2NFa1=741.91Ndm=187.87mmFt2=1092.88NFr2=97.58NFa2=385.62N熊齿轮斜齿轮根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据二d523.94mm，由机械设计课程设计初步选取0基本游隙组

34、，标准精度级的角接触球轴承7207，其尺寸为 d D B =35mm 72mm 17mm，=d5（ =35mm,这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计查得7208型轴承的定位轴肩高度h=2.5因此取套筒直径40mm2）取安装齿轮处的轴段d2： =d4“ =40mm ;锥齿轮左端与左轴承之 间采用套筒定位，已知锥齿轮毂长L=55mm为了使套筒端面可靠地压紧 端面，此轴段应略短于轮毂长，故取J； = 50mm，齿轮的右端面采用轴 间定位，轴间高度h 0.07 d，故取h = 4mm，则轴环处的直径为 d3/二 48mm。3）已知圆柱斜齿轮齿宽Bi =76mm，为使套筒端面可靠地压紧端面

35、，此 轴应略短于轮毂长，故取l4 =72mm。4）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取丨心 =56mm， l3-4 =10.mm，15上=53mm。di-2=35mm d2-3 =40mm d3-4 =48mm d4-5 =40mm ds-6=35mmLi-2=56mmL2-3=50m（3）.轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位米用平键连接，按 d2由表6-1查得平键截面 bxh =12mmx8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 22mm同时为保证齿轮 与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7 ；圆柱齿轮me的周向定位采用平键连接，按d4S由表6-1查得平键截面 b><h

36、=12mm><8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 56mm同时为保证齿轮H与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 7;滚动轴承me与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。(4).确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 "5°5.2.5.求轴上的载何L3-4=10mmL4-5=72mmLs-6=53mm载荷水平面H垂直面V支反力FFNhi "814.67NFnv1 =747.7NFnh2 =2253.86NFnv 2 = 466.08N弯矩MM Hi =127.93N mmMH2 =179.18N mmMv1 =52.712

37、N mmM V2 = 37.05N mmM V3 = 16.48N mmM V4 =11.45N mm总弯矩Mmax = Jm H12 +M V22 =182.97N mm扭矩TT =102.66 N m5.3输出轴设计531、求输入轴上的功率P4、转速n4和转矩T4、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆直径为d2 =mz2 =3"06 = 318mm而2T42 x 435.06 如03Ft =4 = 2736 Nd2318Fnh1 =1814.67NFnv1 = 747.7 NFnh 2 =2253.86 NFnV2 = 466.08 NM H1 =127.93 N mmM h

38、2 =179.18N mmM V1 =52.712 N mmMv2 =37.05N mmMv3=16.48N mmM V4 =11.45N mmd2 = 318mmFt = 2736NFr =1026NF徒=682.16Ntang=Ft=1026Ncos PFq = Ft tan 0 = 682.16 N圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图所示Ad=112dmin=40.6mm533. 初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr钢（调质），根据机4 95械设计（第八版）表 15-3，取 Ao =112，得 dmin = Ao3.= 40.6mm，V 104.34

39、输出轴的最小直径为安装联轴器的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取连轴器型号。联轴器的计算转矩Tea二KaT，查表14-1，由于转矩变化很小，故取Ka 胡.3，贝U Tea 二 KaT4 =1.3 453060 = 588978N mm查机械设计课程设计选 LT6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2500000 N *mm，半联轴器的孔径d 42mm，故取d 42mm，半联轴器长度L -112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 84mm534. 轴的结构设计（1）.拟定轴上零件的装配方案如下3* s M<卜 H- -B - -d1 = 42mm d2=55m

40、m d3 =60mm d4=70mm d5_ =76mm d6v =67mm d7_ -60mmh = 112mm l2=50 mm I3丄二 21mm 1心=74.5mmI5=8mm16 = 67 mm17 a = 64mm（2）.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）.为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径d2：=55mm ,左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径D =56mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度84mm，丄=112mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 d2 =55mm，由机械设计

41、课程 设计初步选取0基本游隙组，标准精度级的角接触球轴承7217C,其尺 寸为 d D B =60mm 110mm 22mm ，d34 二 d7$ = 60mm, 而13丄二21mm。3）左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计手册查得7217C型轴承的定位轴肩高度h =5mm ,因此取d4 . =70mm，齿轮 右端和右轴承之间采用套筒定位，已知斜齿轮齿宽为76mm为了使套筒 端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度故取 l6_ =67mm,d6J =67mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 h > 0.07d，故取h =5mm，则轴环处的直径为d5=74mm。轴环宽度 b

42、 >1.4h，故取 15上=8mm4）轴承端盖的总宽度为20mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添 加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距I = 30mm ,故取I2 -3 = 50mm5）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴， 则取J=74.5mm, b=64mm。（3）.轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位采用平键连接，按 d6_由机械设计（第 八版）表6-1查得平键截面bxh = 20mm如2m m,键槽用键槽铣刀加工， 长为56mm同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂H与轴的配合为；同样半联轴器与轴连接，选用平键14mM 9mM 70mm,m6半联轴器与轴

43、的配合为 肛；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保m6证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（4）.确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2江45°5.3.5. 求轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力FFnh 1 =1035 NFnv1 = 388 NFnh2 =1701NF nv 2 = 638 N弯矩MM H =136N mM v = 51N m总弯矩M = Jm H2 +M V12 =145N m扭矩TT4 = 453.06 N mFnh i = 1035 NFnvi = 388 NFnh2 "701NFNV2 = 638 NMH =136N mM V = 51N m6.按弯

44、扭合成应力校核轴的强度；ca =6.7MPa根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力,取=0.6，轴的计算应力caM22(:T2)2W= 6.7MPa前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1 查得L=60MPa,二ca；，故安全。5.3.6. 精确校核轴的疲劳强度精确校核轴的疲劳强度（1）.判断危险截面截面7右侧受应力最大（2）.截面7右侧州=43200mm3抗弯截面系数333W =0.1d =0.1 60 = 21600mm抗扭截面系数M = 145N *mmWt = 0.2d = 43200mm3截面7右侧弯矩M为M = 145 N mm截面7上的

45、扭矩T,为T4 二 453.06 N mm截面上的弯曲应力T4 =453.06N；b = 6.7MPaT = 10.5MPaM _145000W 21600= 6.7MPa截面上的扭转切应力T4 453060Wt 一 43200= 10.5MPa2.00:=1.32q；，0.82q =0.85k；T.82 k 1 .27v 二 0.73；二 0.86十- =0.92轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计（第八版）表15-1查得二b =640MPaF 一1 =275MPa一1 =155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数：b及按机械设计（第八版）附表3-2查取。因2.0 二 0.033

46、，D = 65 =1.08，经插值后查得d 60d 60:b =2.00, t =1.32又由机械设计（第八版）附图3-1可得轴的材料敏感系数为q；0.82, q. = 0.85故有效应力集中系数为k；=1 q；匚b _1） =10.82（2_1） =1.82k =1 q （ T -1） =1 0.85 （1.32-1） =1.27由机械设计（第八版）附图3-2查得尺寸系数；：.一 =0.73，由机械设计（第八版）附图3-3查得扭转尺寸系数；.=0.86轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为K 厂 2.58K =1.56轴未经表面强化处理,即：q =1，则综合系数为k._1一-1 =2.5

47、8%k 1K1 =1.56l 二 0.1 J = 0.05又取碳钢的特性系数厂=0.1,=0.05计算安全系数Sa值S厂 17.20S =13.1Sca =10.37275K ；_亠m2.58 6.20.1 0= 17.201551.51 148 0.05 14.82= 13.1s；：sS2= 10.37 S =1.5故可知安全。6、滚动轴承的选择及计算e =0.31；=10/3 C=23000N Y=1.716.1输入轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计课程设计初步选取0基本游隙组，标准精度级的圆锥滚子轴承；7206C，其尺寸为d D B =30mm 62mm 16mm ,e=0.31

48、,=10/3,C=23000N,Y=1.71载荷水平面H垂直面V支反力FFnh 1 = 670 NFnv1 =516 NFnh1 = 670 NFnh2 "823NFnV2 = 923 NFr1 =516N, Fr2 =923NFdi=516=152N2Y 2 汇1.71F d2Fr2 _9232Y " 2 1.71=271NF.严 102N , fp =1.5F. Fd1 F： =152 102 =254NF：.2 二 Fd2 =271NF: 1 一 254Fm 516=0.49 eF nv - 516 NFnh2 = 1823NFnV2 = 923NFd1 =152NFd2 =271NR =102NJ 二 254 NF：2 = 271NF,2 _271Fr2923= 0.29 : eP1 = fp(o.4Fr1 +YF“ = 1.5 (0.4汉516 + 1.7仆254)=957.3 故巳=F2 =923N106f 卒Cl10660n JPr ,60 =<144010(23000 帀I<957.3 丿= 0.79 106h . 5.84 104h ,故合格6.2中间轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计课程设计初步选取0基本游隙组，标准精度级的角接触球轴承 7207C，其尺寸为d D B