链板式运输机传动装置方案设计书

1、设计任务书1设计题目：链板式运输机传动装置2、系统简图：1 电动机；2、4联轴器；3圆锥-圆柱斜齿轮减速器;5开式齿轮传动；6输送链的小链轮3、原始数据及工作要求组别链条有效 拉力F(N)链条速度V(m/s)链节距P(mm)小链轮齿数Zi开寿命(年)1100000.338.101736102100000.3550.801936103120000.463.502136104110000.3538.102136105110000.450.80193-6106120000.4550.80213610每日两班制工作，传动不逆转，有中等冲击，链速允许误差为5%4、设计工作量：设计说明书一份减速器装配图1

2、张减速器零件图1 3张开始日期：2010年1月4日 完成日期：2010年1月15日1、设计要求12、选择电动机 13、计算传动装置的运动和动力参数 14、传动件的设计计算 24.1 圆锥直齿齿轮设计 24.2圆柱斜齿轮设计 64.3开式齿轮 115、轴的设计计算 155.1输入轴设计155.2中间轴设计 215.3输出轴设计 29&滚动轴承的选择及计算 366.1输入轴滚动轴承计算 366.2中间轴滚动轴承计算 376.3输出轴滚动轴承计算 387、键联接的选择及校核计算 397.1输入轴键计算 397.2中间轴键计算 397.3输出轴键计算 408联轴器的选择 409、润滑与密封 4

3、110、设计小结 42参考文献 43附录：A 3输出轴零件图一张A 3斜齿圆柱齿轮零件图一张A1减速器装配图一张1、设计要求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。链条有 效拉力F=11000N链速V=0.4m/s,链节距为50.80mm每日两班制，寿命10年, 传动不逆转，有中等冲击，链速允许误差为 _5% 矚慫润厲钐瘗睞枥庑赖。2、选择电动机2.1电动机类型和结构形式;2.2电动机容量链轮的输出功率P由 F=1000V,知RwFv100011000 0.41000二 4.4kwP d=FW / nn 2=0.96 (开齿轮)n 3=0.99 (联轴器),n 4=0.

4、988电动机输出功率取 n 1=0.96 （链轮）,（滚动轴承）,n 5=0.96 （圆锥齿轮）；n 6=0.97 （圆柱齿轮）聞創沟燴鐺險爱氇谴净。n = n 1 n 2 ( n 3) 2 ( n 4) 4n 5 n 6=0.80故 Pd=4.4/0.80=5.5KW;2.23电动机额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3.1对于链轮输出功率与转速ZnwP60 1000 ,V= w 可知 n w =24.87r/min60 1000ZP3.2传动装置的总传动比l=n/n w =1440/24.87=57.903.3

5、分配各级传动比选择链轮传动比I 3=3,圆锥齿轮I 1=4,圆柱斜齿齿轮I 2=4.83.4各轴转速共6根轴，各轴序号如简图n1=1440 r / minn 2=ni =1440n3 = n 2 / i 1=1440 /4= 360r / minn4= n 3 / i 2 =360/4.8=75r/mi nn 5=n4 =75 r / min门6= n 5/ i 3=25r/min3.5各轴输入功率：P1=5. 5KWP2=PX n 3=5.5 X 0.99=5.445kwP3=F2 X n 5=5.445kw X 0.96=5.23kwP4= 5.23 X 0.998 X 0.97=5.01

6、kwP5=F4 x n 4X n 3=5.01 X 0.998 X 0.99=4. 90kwP6= P5X n 4X0.97=4.70kw3.6各轴输入转距：T1=9550X P1/m=9550X 5.5/1440=36.48N mT2= 9550 X P2/n 2=36.11 N mT3=9550X P3/n 3=138.74N mT4=9550X P4/n 4=637.94 N mTs=9550X P5/n 5=440.37 X 4X 0.98 X 0.95=1639.94 NT6=9550X P6/n 6=1795.44. 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

7、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10-1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 40HBS残骛楼諍锩瀨濟溆塹籟。3 ）选小齿轮齿数为 乙=25,大齿轮齿数Z2 =25 4=1004.1.2. 按齿面接触疲劳强度设计d1tKE2r 1-0.5 r u（1）.确定公式内各计算数值1）.试选载荷系数 =1.82）.小齿轮传递转距95.5 1O5F2门24=3.6 10 N mm3）.由机械设计（第八版）表10-7选取齿宽系数'R

8、 =0.334 ）.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 二Hlim1 = 600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限 fm2 =550MPa6）.计算应力循环次数N1N2=60n2jLH =60 1440 12 8 300 10 = 5.0458 10995.0458 10991.26 10947）. 由机械设计（第八版）图10-19查得接触疲劳寿命系数K HN1 =°.8,KhN2 = °.928）.计算接触疲劳许用应力取失效率为1%安全系数S=1，故(2).计

9、算1).试算小齿轮分度圆直径dt1,41.8 3.611 10d12.922,*0.33(1 0.5汉 0.33)汉4 i 506 丿=85.85mm2).计算圆周速度兀d1tn1n 汉85.85 0440V 二60 100060 1000二 6.47 m s3).计算载荷系数根据v =6.47m/s , 7级精度，由图10-8查得动载荷系数kv =1.15直齿轮 K. =K.=1,由表10-2查得使用系数Ka =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，则K H = K f = 1.5 K H he =1.5 1.25 = 1.875接触强度载荷系数 K =K

10、aKvKh：KhE = 3.234) .按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d13 23洛853 1.8 皿025) .计算模数mnmnd11030225二 4.1mm取整为4mm6) 计算齿轮相关系数di =mz =4 汇 25 = 100d2 = m22 = 4 100 = 400u二 arccosJu2 +1二 arccos =14 10'J9 +1、.2 =90 - “ =75 50'R = d1.u212=206.16mm7）圆整并确定齿宽b = rR 二 0.33 206.16 二 68.03mm圆整取 b2 70mm,b1 65mm4.1.3. 校核齿根弯曲疲劳

11、强度1)确定弯曲强度载荷系数K 二KaKvKKf： =3.232)计算当量齿数ZV1cosdZ -旦ZV2cos。?二需=25.77叫 408.160.2453).查取齿形系数和应力校正系数由表 10-5 查得 丫巳.1 =2.612, 丫巳.2 =2.06Ys：.1 =1.595, Y2-1.974)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二FE1 =500MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限 二FE2 = 380MPa5）由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1 = 0.85, K fn2 = 0.886）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4

12、，得>"f 1K FN 1 二 FE1S0.85 5001.4= 303.57MPa'-f 2FN2“E2 0.88 380 =238.86MPa1.47）.校核弯曲强度F2根据弯曲强度公式2KT1Ys,f：.12.2b1m (1 -0.5©r )乙2KT1YS.2YF.2dm2 1 -0.5 r 2Z12KTYs：Yf：22乞1进行校核bm2(1-0.5©r )Z2 3.23 3.611 104 2.6 1.5952 270 42 1 -0.5 0.33252 3.23 3.611 104 2.26 1.972 265 42 1 -0.5 0.33

13、100满足弯曲强度，所以参数合适。4.2圆柱斜齿轮设计4.2. 1. 选定齿轮的精度等级、材料及齿数=49.55MPa t F= 13.06MPam 1F1 ）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 40HBS严锕极額閉 镇桧猪訣锥。3 ）选小齿轮齿数为 乙=23,大齿轮齿数Z2 =23 4.8 = 110.4,取Z 1004）选取螺旋角。初选螺旋角1 =14°4.2.2.按齿面接触疲劳强度设计2Kt.u+1 'ZhZe

14、°认* u宀（1）.公式内各计算值1）.试选 Kt =1.62）.由机械设计（第八版）图10-30选取区域系数Zh=2.4333) . 由机械设计(第八版)图10-26查得y =0.78, ； 一.2 =0.86，则:二；1； 2 =1.644) .小齿轮传递转距95.5 "05F25T32 = 1.3874 105N mm5) .由机械设计(第八版)表10-7选取齿宽系数；=16) .由机械设计(第八版)表10-6查得材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa1/27) .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Jim讦600MPa；大齿轮的接触疲劳

15、强度极限 Sm2 =550MPa8) .应力循环次数N1 =60n2jLH =60 320 12 8 365 10 =1.26 109= 3.15 1089) .由机械设计(第八版)图10-19查得接触疲劳寿命系数K hn1 =0.95,Khn2 = 0.9810) .计算接触疲劳许用应力取失效率为1%安全系数S=1，故HN1lim1二 570MPaK HN 2 lim 2S= 558.2MPa11) .许用接触应力h1 #h2564.3MPa(2) .计算1) .试算小齿轮分度圆直径dtid1t -352 1.6 1.3874 101 1.6315.82.433"89.8X4.82

16、 = 60.4mm564.32) .计算圆周速度: d1t n260 1000二 60.4 36060 1000=1.14 m s3) .计算齿宽b及模数mntb = dd1t =1 60.4 = 60.4mmmntdcos：Z160.4 cos1423二 2.22mm60.45.74h = 2.25mnt = 2.25 2.55 = 5.74mm= 10.54) .计算纵向重合度 一；-：=0.318 dz1tan- =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=1.14m/s，7级精度，由机械设计(第八版)图10-8查得动载荷系数KV =

17、1.02,由表10-4查得 心：=1.423,由图10-13查得K =1.34,由表10-3查得二Kf-. =1.1彈贸摄尔霁毙攬砖卤庑。故载荷系数K 二 KaKvKh：K=2.542.54 = 70.64mm1.66) .按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d =d1t37) .计算模数mnmndjcos：Zi70.64 cos1423=2.97mm8 )几何尺寸计算Zi Z2 mn2cos :(1).计算中心距23 110< 205.67mm2 cos14将中心距圆整为158mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos乙 Z2 mn2a=arccos23 11032 205.

18、67= 13 59'因B值改变不多，故：，KjZh等值不必修正(3) .计算大、小齿轮的分度圆直径d1ZEcos：d2z?mncos：(4) .计算齿轮宽度b 二 dd1 二 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22KTY : cosmn-Ya(1).确定计算参数1).计算载荷系数K 二KaKvKf：Kf'1.5 1.1 1.04 1.34 = 2.542 ).根据纵向重合度匚=1.093，从图10-28查得螺旋角影响系数Y1 =0.883 ).计算当量齿数ZV123coscos314= 25.17ZV211

19、0= 120.38coscos4 ).查取齿形系数和应力校正系数由机械设计(第八版)表 10-5 查得Yf&=2.5 9 谄彤=2.2 18=1.5 9 0苗1.7 75 ) 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“E1 =440MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限；FE2 =425MPa6 ) 由机械设计(第八版)图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.89,KFn2 = 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KFN1；- FE1S0.87 5001.4= 310.71MPaK FN 2 二 FE 2S0.89 3801.4-

20、241.57MPa8 ) 计算大'小齿轮的晋并加以比较YF：1Ys：1.'-F 12592 停6 "01331310.71-F 2归“01632241.57大齿轮的数值大。(2).设计计算)152 2 2.30 1.545 105 0.88 cos214I1 汉 242 汉 1.640.01632 二 2.17mm圆整mn = 3故Z!dos：71.1 co44二 22.989mn取 Zi = 23，则 Z2= 4.8 23=1104.3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

21、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40HBS謀荞抟 箧飆鐸怼类蒋薔。4）选小齿轮齿数为 乙=21,大齿轮齿数 乙=21 3 = 36按齿面接触疲劳强度设计2e K J u 二 1H 1d 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95.5"05巳5T|-二 6.37 10 N mm门43）.由机械设计（第八版）表10-7选取齿宽系数冷=14）.由机械设计（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数ZE =189. MPa

22、1/25）.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-Hlim600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限 fm2 =550MPa6）.计算应力循环次数N1 =60nLH =60 75 12 8 365 10 = 2.63 108N282.63 103= 8.7 1077) .由机械设计(第八版)图10-19查得接触疲劳寿命系数K hni - 0.96,K HN2 =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-HK HN 1 Iim10.96 6001= 576MPaK HN 2- lim 2如 贬=0.99 5 5 05 4 盘MPa(2).计算1

23、) .试算小齿轮分度圆直径dt1,代入Ah 1中较小的值d1t -2.323：1.36.37 疋104 4 “89.8 Y3 <544.5 丿= 115.83mm2) 计算圆周速度二 d 1tn460 1000竺3“.455m,60 10003) 计算齿宽bb = ；d1t=1 115.83 = 115.83mm模数mtd1tZ1空堂5.51mm21齿高=2.25mt= 2.25 5.51 = 12.41mm=9.3412.415) .计算载荷系数由机械设计(第八版)表10-2查得使用系数KA 1根据v=0.455m/s, 7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动 载荷系数Kv =

24、1.01,由机械设计（第八版）表10-4查得K=1.323,由机 械设计（第八版）图10-13查得 心-：=1.28,由表10-3查得K = K = 1厦礴恳 蹒骈時盡继價骚。故载荷系数K =KAKvKHGtKHp=1" .0灼切.3 23.3366）.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d“ =d1t3 上=115.833 1336 =116.89mm1 1t Kt, 1.37）.计算模数md1m -Z1116.8921=5.57mm433按齿根弯曲强度设计2 K T YFaYsadZ12（1）.确定公式内的个各算数值1）.由机械设计（第八版）图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强

25、度极限二FE1 =500MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限二FE2 =380MPa2）.由机械设计（第八版）图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1 =0.96,Kfn2 =0.983）.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,故fcKfn1 二 FE1S0.96 5001.4= 342.86MPaFKFN2 FE2S380 0.981.4= 266MPa4）.计算载荷系数KK 二KaKvKf 一 Kf： =1 1 .0 11 1 . 281 . 29 35) .查取齿形系数和应力校正系数由机械设计(第八版)表 10-5 查得Yf-1 =2.76, Yf，2 =2.21,Ys：.1 =

26、1.56,1.7756) .计算大、小齿轮的YFaYsa并加以比较升276 佃"01014342.86连冬空1空理0.0147512一 266大齿轮的数值大。(2) .设计计算2 1.293 3.648 1051 2120.01475 二 3.16mm圆整mn-4，可满足齿根弯曲疲劳强度，为满足齿面接触疲劳强度取d! = 116.89mmd1吗=293则 z2 二 uzi =3 29 =87434几何尺寸计算(1).计算分度圆直径dj =mzj =4 29 = 116mm d2 二 mz2 = 4 87 二 348mm(2).计算中心距二 232mmd1 d2116 - 348a =

27、2(3).计算齿轮宽度b 二=1 116= 116mm圆整后取B2 =12 0 m,1 2 5 m m5轴的设计计算5.1输入轴设计、求输入轴上的功率P1、转速门2和转矩T2P2 =5.445kw， n2 =1440r/minJ =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dm1 =dj(1-0.5 r)二 m乙(1 一0.5 0.33) = 3 23 (1 0.33 0.5)=57.615 而3Ft= 1253N2T12 36.11 10dm1 57.615<5OFr 二 Ft tan： cos、" =1253 tan 20cos20.48 =

28、93NF：.二 Fttan-isin =1253 tan 20sin 20.48 = 446 N圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图所示5.13 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），根据机械设计5 445（第八版）表15-3，取A°=112，得dmin =17.9mm，输入轴的最小V 1440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， 故需同时选取联轴器型号。 茕桢广鳓鯡选块网羈泪。联轴器的计算转矩Tea二KaT,，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变 化很小，故取Ka胡.3，则Tea hKaT,

29、=1.3 36110 = 46943N mm查机械设计课程设计选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000n *mm，半联轴器的孔径di = 20mm，故取du = 20mm，半联轴器长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 38 mm鹅娅尽損鹤惨歷茏鴛賴。5.14轴的结构设计(1).拟定轴上零件的装配方案如下L1_丄丄11ZLJ、血75(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； =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

30、据d2； =27mm，由机械设计课程设计手册初步 选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承303006，其尺寸为d D T = 30mm 72mm 20.75mm， d3 = d5 = 30mm,而l3 = 21mm。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30310型轴承的定位3）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15卫=19mm。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I2 一3 = 50mm5）锥

31、齿轮轮毂宽度为64.9mm为使套筒端面可靠地压紧齿轮取l6=70mm6）由于 Lb：、2La，故取 J=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<7m m，键槽用键槽铣刀加工，长为 50mm同时为保证齿轮与轴配H7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。預頌圣鉉儐歲龈讶骅籴。（4）.确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 455）.求轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力FFNHi = 520NFnv1 = 320NFnh2 =1584NFnv2 =

32、108.28N弯矩MM h =68140N *mmMv =13740N *mm总弯矩M = Jmh2 +Mv2 = 68270N mm6).按弯扭合成应力校核轴的强度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，取的计算应力A（T）2 = 26.53MPa前已选定轴的材料为45钢(调质)，由表15-1查得° -hSOMPagvb】，故安全。5.1.5.精确校核轴的疲劳强度(1).判断危险截面截面5右侧受应力最大(2).截面5右侧抗弯截面系数W =0.1d3 =0.1 30 2700 mm3抗扭截面系数WT 二 0.2d3 二 5400mm3截面5右侧弯矩M为M = 68

33、270N * mm截面5上的扭矩T1为T2 = 36110N *mm截面上的弯曲应力682705400=25.29MPa截面上的扭转切应力TiWT361105400-6.69MPa轴的材料为 45钢，调质处理。由机械设计（第八版）表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力c640Mpa 一1 =275叩-1 =155MPa 。集中系数ab及“按机械设计（第八版）附表3-2查取。因>007，3730= 1.23，经插值后查得渗釤呛俨匀谔鱉调硯錦。:-b =1.92, t =1.60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

34、系数为k；=1 q；b -1) =1.75 k 1 q ( t -1) =1.51由机械设计（第八版）附图3-2查得尺寸系数二二0.72，由机械设计（第 八版）附图3-3查得扭转尺寸系数；二0.85轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 :二 0.92轴未经表面强化处理，即，则综合系数为L-2.57kr 1K1 =1.83J P,又取碳钢的特性系数I 二 O.二 0.05计算安全系数Sca值275jm 2.547 5.29 0.1 01551.51 询 0.05 6B92S-SS2 S2= 4.19 S = 1.5：4.23-78.8故可知安全。5.2中间轴设计、求输入轴上的功率P2、转速

35、n2和转矩T2P2 =5.23kw,n2 =360r/min,T2 =138.74N *m、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆直径为d1 = mzi =3 23 二 69mm2T1d m132 138.74 1069= 4021NFn =Ft1tann -4021 "" 20、=1508.79 NcosPcos14F- Ft1 tan 1 =4021 tan 14 =1002.55N已知圆锥齿轮的平均分度圆直径为dm2 七(1 -0.5 R) =mz2 (1 - 0.5 汇 0.33) = 275.55mm而Ft22T2dm22 138.74 103275.55=10

36、07NFr2 =Ft2tan： cos 2 =74NF-.2 = Ft2 tan ： sin 358.81 N圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图所示523.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40 cr （调质），根据机械设计（第八版）表 15-3，取 Ao =108，得 dmin2轴的最小直径显然是安装滚动轴承的直径d2和d5£铙誅卧泻噦圣骋贶頂廡。5.2.4. 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）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

37、二d“ 26mm，由机械设计课程设计初 d D T =30mm 70mm 20.75mm , d1J =d5_6 = 30mm,这对轴承均采用轴肩进步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为行轴向定位，由机械设计课程设计查得30306型轴承的定位轴肩高度h =3.5mm，因此取套筒直径37mm擁締凤袜备訊顎轮烂蔷。2) 取安装齿轮处的轴段d2； =d4, =35mm；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12： = 50mm，齿轮的右端面米用轴间定位，轴间高度 h 0.07d，故取h

38、=4mm，则轴环处的直径为 d343mm。贓熱俣阃歲匱阊邺镓騷。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，此轴应略 短于轮毂长，故取l45=72mm。4) 箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取1心=56mm，l3-4 =10.mm，l5-6 = 53mm。(3) .轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采 用平键连接，按d2由表6-1查得平键截面b h =10mm 8mm，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 ;圆柱齿轮的周向定位采m6用平键连接，按d4A由表6-1查得平键截面b h=10mm 8mm，键槽用

39、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H毂与轴的配合为 J;滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选m6轴的尺寸公差为 m6。坛搏乡囂忏蒌鍥铃氈淚。(4) .确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 45525.求轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力FFnhi =1402NFnv1 = 270NFnh2 =1974NFnV2 = 1084N弯矩MM hi =120N mmM H2 = 420N mmM V1 = 24.48N *mmM V2 =62.25N mmM V3 = 153N mmM V4 = 89.1N mm总弯矩r22Mmax=$MHi

40、 +M V2 =122.47Nmm扭矩TT =138.74N526.按弯扭合成应力校核轴的强度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，取二=0.6，轴的计算应力camaxE)= 38.64MPa前已选定轴的材料为 40cr （调质），由机械设计（第八版）表15-1查得4 J=70MPa，匚ca ”： -4，故安全。，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5右侧受应力最大（2）.截面5右侧抗弯截面系数333W=0.1d =0.1 30 = 2700mm抗扭截面系数33WT 二 0.2d 二 5400mm截面5右侧弯矩M为M = 98582 N *mm

41、截面5上的扭矩T3为T3 =138740N * mm截面上的弯曲应力M 95852W 5400= 18.26MPa截面上的扭转切应力T2 _ 13874WT 一 2700= 5.14MPa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 =735Paf.=35制Pa, .1_-2O0MPa.。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数:b及按附表3-2查取。因匚二旦=0.067，- = 35 = 1.67，经插值 d 30d 30后查得蜡變黲癟報伥铉锚鈰赘。:b = 2.00, t = 1.32又由附图3-1可得轴的材料敏感系数为q；- 0.82, q .二 0.85故有效应力

42、集中系数为k.； =1 q；tb1)=1 0.82 (1.9 _1) =1.74心=1 q.( T _1) =1 0.85 (1.46_1)=1.39由附图3-2查得尺寸系数，=0.71，由附图3-3查得扭转尺寸系数；=0.87轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为七二'=0.92轴未经表面强化处理,，则综合系数为丄一仁2.53scr ®cr-1 =1.70又取碳钢的特性系数= 0.1,=0.05计算安全系数Sca值S；八355K；= ： Jm 2.53 18.26 0.1 0 7.68200S72 S；2 "77 S "5S-14.

43、31” 八 +半工5 145 14k m 5.390.05 '2 2故可知安全。(3) .截面5左侧抗弯截面系数333W =0.1d= 0.1 35 = 4287.5mm3 抗扭截面系数WT 二 0.2d3 二 8575mm3截面5左侧弯矩M为M = 98582 N *mm截面5上的扭矩T3为截面上的弯曲应力T3 = 138740N * mmM 二津十26MPaW 136740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 =735MPas i =355MPa, = 200MPa.。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数：b及按附表3-2查取。因匚二空=0.067，

44、D =35 =1.67，经插值 d 30d 30后查得買鯛鴯譖昙膚遙闫撷凄。b = 2.00, . t =1.32又由附图3-1可得轴的材料敏感系数为q ；丁 = 0.82, q . = 0.85故有效应力集中系数为k；- =1 q；_(tb _1) =1 0.82 (1.9 _1) =1.74k 1 q ( T -1) =1 0.85 (1.46-1) = 1.39由机械设计(第八版)附图3-2查得尺寸系数二二0.71，由机械设计(第八版)附图3-3查得扭转尺寸系数；二0.87轴按磨削加工，由机械设计(第八版)附图3-4得表面质量系数为2 二 I =0.92轴未经表面强化处理，即 =1，则综

45、合系数为丄十2.2k 1K = 一 _ 1 = 1.8J P,又取碳钢的特性系数I 二 O.二 0.05计算安全系数Sca值Sc355jm 2.218.260.10 ".842001 8 16.17 005 16.67 =13.371.80.05二 7.37 S = 1.5故可知安全。5.3输出轴设计、 求输入轴上的功率P"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 = 3 110 二 330mm2T4d22 64127 103 二 3886N222tanFr 二 Ft ta=1458.1N cosPF. = Ft tan ： = 9

46、68N圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图所示533.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），根据机械设计（第 八版）表15-3，取A。=112，得dmin =民3；501 = 46mm，输出轴的最小直径为V 74.6安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径血与联轴器的孔径相适应，故需同 时选取连轴器型号。綾镝鯛駕櫬鹕踪韦辚糴。联轴器的计算转矩Tea二KaT3，查表14-1，由于转矩变化很小，故取 心".3，Tea =KAT3 =1.3 641270 =833651N * mm查机械设计课程设计选HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为125000

47、0n *mm，半联轴器的孔径4 =48mm ,故取= 48mm，半联轴器长度L =112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 84mm驅踬髏彦浃绥譎饴憂锦。5.3.4. 轴的结构设计(1) .拟定轴上零件的装配方案如下-葩 巧 一 盟5e074,5867 £4(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 o = 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L84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故取1-2段的长度应比L,略短些

48、，现取1 =82mm。猫虿驢绘 燈鮒诛髅貺庑。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 d23 =55mm，由机械设计课程设计初步选取 0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30312，其尺寸为 d D T = 60mm 130mm 33.5mm， d3 = d7_ = 60mm,而 l3* = 33.5mm。锹籁饗 迳琐筆襖鸥娅薔。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30311 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，已知锥齿轮齿宽为 85mm为了使套筒端面

49、可靠地压紧齿轮，此 轴段应略短于轮毂宽度故取16” =67mm,d6” =67mm。齿轮的左端采用轴肩定 位，轴肩高度h 0.07d，故取h =5mm，贝峙由环处的直径为d5上二74mm。轴环 宽度b _1.4h，故取l5£ =8mm構氽頑黉碩饨荠龈话骛。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l二30mm ,故取12 -3二50mm5）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取 1“ =74.5mm,l7=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 d6一由机械设计（第八版）表6-

50、1查得平键截面b h20mm 12mm，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，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7 ；7m6Hy同样半联轴器与轴连接，选用平键14mm< 9mm< 70mm半联轴器与轴的配合为;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。輒峄陽檉簖疖網儂號泶。（4）.确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 45535.求轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力FFnhi =1408NFnv1 = 794NFnh2 =2162NFnv2 =1874N弯矩MMH =212.63N *mMv1 = 28.74N mMv2 = 108.64N m总弯矩i22MlQMh +MVi =214.46Nm/- 22M2=FMh +MV2 =239.7Nm扭矩T=641.27N m6.按弯扭合成应力校核轴的强度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:=°6，轴的计算应力M22 CT?)2W= 27.25MPa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536，精确校核轴的疲劳强