皮带输送机传动装置设计教学文案

1、皮带输送机传动装置设计也占纣歧北堂成都学院Uni循谢ty or Electron肥 Science and Technology of机械设计课程设计计算说明书 称B:系名号师 名黑姓教 程 熊约生 导 课题和笔学学指机械工程基础课程设计皮带输送机传动装置设计电子科技大学成都学院2011级机械设计制造及其自动化5班周犹彪1140840501李世蓉目录 TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark8 o Current Document 摘要2 HYPERLINK l bookmark10 o Current Document 第一章 设计题目及主要技术说明 3一、设计题

2、目3 HYPERLINK l bookmark14 o Current Document 二、主要技术说明内容： 3 HYPERLINK l bookmark16 o Current Document 第二章结构设计5 HYPERLINK l bookmark18 o Current Document 传动方案拟定5 HYPERLINK l bookmark20 o Current Document 电动机选择5确定传动装置的总传动比和分配级传动比： 8传动装置的运动和动力设计： 8 HYPERLINK l bookmark28 o Current Document 、斜齿轮传动的设计： 12

3、箱体结构设计17输入轴的设计 18输出轴的设计 25 HYPERLINK l bookmark34 o Current Document 设计总结35摘要减速器原理减速器是指原动机与工作机之间独立封闭式传动装置。止匕外，减 速器也是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将马达的问转数减速到 所要的回转数，并得到较大转矩的机构。降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比 例按电机输出乘减速比，但要注意不能超出减速器额定扭矩。减速器的作用减速器的作用就是减速增矩，这个功能完全靠齿轮与齿轮之间 的啮合完成，比较容易理解。减速器的种类很多，按照传动类型可分为齿轮减速器、蜗杆减速器和行星减 速器以及它们互相组合

4、起来的减速器；按照传动的级数可分为单级和多级减速器 按照齿轮形状可分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器和圆锥一圆柱齿轮减速 器；按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同轴式减速器。齿轮减速器应用范围广泛，例如，内平动齿轮传动与定轴齿轮传动和行星 齿轮传动相比具有许多优点，能够适用于机械、冶金、矿山、建筑、轻工、国 防等众多领域的大功率、大传动比场合，能够完全取代这些领域中的圆柱齿轮 传动和蜗轮蜗杆传动，因此，内平动齿轮减速器有广泛的应用前景。第一章 设计题目及主要技术说明一、设计题目：皮带输送机传动装置设计图挈3、主要技术说明内容：、设计单级斜齿圆柱齿轮减速器2、工作条件：使用年限5年，工作

5、为两班工作制，单向传动;载荷有轻微振动；卷筒转速允许误差为 5%原始数据：输送带拉力F=3400N卷筒直径D=300mm卷筒转速n=60r/min。3、要求完成工作：减速器装配图1张（原幅A2）;轴类零件工作图1张（比例1:1 ）;齿轮零件工作图1张（比例1:1）;设计计算说明书1份；圆柱传动轮的 主要性能参考 至机械设计指 导书 P99-P100 页 主要参数： 一级圆柱齿轮 传动齿轮， 斜齿传递效 率：7级精度一 般齿轮传动 0.98单级传动传动 比一般范围为 45; V带传动 比一般范围 13。总的传动比范 围 415计算及说明结果第二章结构设计2.1传动方案拟定1、设计单级斜齿圆柱齿轮

6、减速器2、工作条件：单向转动，轻微振动，连续工作，两班制，使用期限5年，卷筒转速允许误差为 5%。3、原始数据：输送带拉力 F=3400N卷筒直径D=300mm卷筒转速 n=60r/min 。方案拟定：采用一级斜齿圆柱齿轮传动（传动比 45）,承载能力和速度 范围大、传动比恒定、轮廓尺寸小、工作可靠、效率高、寿命长。同 时由于弹性联轴器传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应本次设计转 矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。2.2电动机选择电动机类型和结构的选择：选才 Y系列电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机，具结构简单，工作可靠，价格低廉，维护 方便，适用于

7、不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2.2.2电动机容量选择:电动机所需工作功率为:式(1) : P d= pw/ri 总(kw)由式(2) : Pw= Fv/1000(KW)因止匕Pd=FV/1000 Tl 总(KW)由电动机至运输带的传动总效率为:电动机计算公 式及传动效率 引自机械设计 指导书99页电动机技术数 据引至设计指导书P263式中： ， 分别为V带传动，滚子轴承，斜齿轮 TOC o 1-5 h z 1 2 3 4 5传动，联轴器和卷筒的效率。取 0.96,0.98,0.98,0.99,0.9612345“总=0.84155PW=3.20KwPd =3.80KwWJ:

8、M 0.96* 0.983*0.98*0.99*0.96 0.84155忌工作基座的功率PW=Tn/9550=3.20Kw所以：电机所需的工作功率：Pd = PW/4总=3.25/0.84155=3.80 (kw)n电=i总*n=60* (415) =(240900)r/min2.2.3确定电动机转速i 总=415基座转速n=60r/minn 电=i 总* n=60* (415)=(240900) r/min则符合这一范围的同步转速有：750r/min , 8级基座号极数ABCDEFGHKABACADHDBBL142214113113323266510212765325870040800055

9、500M力杀型号额定功率电动机转速(r/min)堵转转矩最大转矩传动装置传动比同步转速港减转速总传动比减速器Y160M1-847507202.02.0124.8根据容量和转速，由相关手册查出适用的电动机型号：(如下表)电动机技术数据引至设计指导书P263此选定电动机型号为Y112M-4,其主要性能: 电动机主要外形和安装尺寸：电动机的安装及外形尺寸引至指导书P2652.3确定传动装置的总传动比和分配级传动比：由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n可得传动装置总传动为i总中办=720/60=12V带传动比初分配i 1=2.5i 2=i 总/i 1=4.8(式中iii 2分别为V带传动和斜

10、齿圆柱齿轮传动的传动比)、2.4传动装置的运动和动力设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为I轴，II轴， 以及ii, i2为相邻两轴间的传动比01, 12,为相邻两轴的传动效率R, R, Piii为各轴的输入功率(KVV%, Tn , Tiii为各轴的输入转矩(N-mmni,nn, niii为各轴的输入转速(r/min )可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数2.4.1运动参数及动力数的计算(1)计算各轴的转数：I轴：ni = n mnm为发动机涡载转速=720r/minII 轴：nn= n： / i1 =720/2.5=288 r/min轴：n= nn/i 2=288

11、/4.8=60 r/min轴：niv nm 60r/minV带传动比i 1=2.5斜齿圆柱齿轮传动比i 2=4.8由指导书P99 得到：4 1=0.964 2=0.984 3=0.984 4=0.990.965I轴转数：nz =720r/minII轴转数：nii =288 r/minIII轴转数：nm =60 r/minIV轴的转数：n1V 60r /min(2)计算各轴的输入功率：I 轴：Pi Pd 3.80kwU 轴：Pii Pd* i 3.80* 0.96 3.65kwIII 轴：Piii Pii* 2 *3 65* 0 982 * 0.98 3.44kw23IV 轴：piV pIII

12、彳 3.44*0.99*0.96 3.27kw(3)计算各轴的输入转矩：电动机输出电动机轴输入转矩为：Td=9550- Pd/nm=9550X 3.80/720=50.40 N - mI 轴：Ti =Td 50.40N.m一，P.3 65II 轴：Tii 9550d 9550*365 121.03N.m nII288一P.3 44III 轴：Tiii 9550， 9550 547.53N.m niii60皿户由Piv3.27KlIV 轴：TIV 9550 4 9550 520.48 N.mTniv60综合以上数据，得表如下：pI 3.80kwpII 3.65kwpIII 3.44kwpIV 3

13、.27 kwTI 50.40N.mTII 121.03N.mTIII 547.53N.mTIV 520.48N.m参数轴号电动机轴I高速轴II低速轴III卷筒轴IV功率P/kw7202886060转速n/ r * min 13.803.653.443.27转矩T/N*m50.40121.03547.53520.48传动比i2.54.81效率0.960.9410.952.5 V带传动设计(1)确定V带的型号kA=1.2 P c=KAP=1.2X4=4.8KW根据 Pc=4.8KW n0=720r/min,选择 A型 V带(表 11.15)取d1 140mm o大轮的基准直径：d2 i0 d1 (

14、1) 2.5 140 0.98 343mmM d2 355mm (表 11.3)。为带传动的弹性滑动0.01 0.02 验算带速：Vd1 34 140 720 5.28m/s 25m/s 带60 100060000速合适。(3)确定V带基准长度Ld和中心距a0 ：根据：0.7 d d2) a。2 d d2)可得a0应在346.5 990mm之可，初选中心距 20 =800mm巾尺.2,2. x (d2 d1)L0 2a0 2(d1 d2)424a022 800 -(140 355) (355 1 40)2391.6mm24 800取 Ld 2500mm (表 11.4)0计算实际中心距：Ld

15、L0 ccc 2500 2391.6 港，ca 工 J1800854.2 mm。a022(4)验算小带轮包角：180 d2 d1 57.3 180 1084 57.3 172.73 120 合适。a854.2(5)求V带根数Z:kA 1.2 pc 4.8kwd1 140mmd 2 355mmV=5.28m/sa0 800mmLd 2500 mma=854.2mmPc(PoP)K KL今 n1 720r/min,d1 140mm，得:P0 1.36kw传动比:i d2355d1(1) 140(1 0.02)2.59172.73p0 0.09kw由1 168.20查表得 K0.98,查表得：KL

16、1.03,由此可得:PC483.28(PoPJKKl(1.36 0.09)0.98 1.03取Z=4根。(6)求作用在带轮轴上的压力FQ :查表得 q=0.10kg/m,故得单根V带的初拉力:Z=4根500ZC 2,5 小 2FoP(，/ 1)qvzv K v1Fq 2zF0sin 250048 /252(1) 0.10 62a 179N 4*528 0.985,28作用在轴上压力:172.732 4 179 sin 1429 N。2(7)确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图小带轮基准直径d1=140mn用实心式结构。大带轮基准直径d2=355mm采用腹板式结构。Fq 1429 N小带轮实心式结

17、构大带轮腹板式结构8级精度小齿轮：40号钢，260HB大齿轮：45号钢，240HBd 1.0齿宽系数机械设计P222Hlim 710M PaHiim 580MPa 引用机械设计P226引用机械设计P227d1=70mmb=70mmV=1.06m/sZ1=27Z2=130mt斜齿轮传动的设计：斜齿圆柱齿轮传动选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。按图所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，运输机为一般工作机器，速度不高，故选8级精度小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为40号钢调质，其硬度为HBCr=241286取260HB大齿应比小齿轮硬度低，选 用45号钢调质，齿面硬度为2292

18、86HB平均硬度240HB齿面接触疲劳强度的计算 (1)初步计算3 65,转矩 T 9.55*106* 12.10*104 N.mmT 1288齿宽系数d 1.0 (表12.13)估计 15 Ad=82 (表 12.16)初步计算许用接触应力H10.9 Hlim1 0.96*710 639MpaH2 0.9 Hlim2 0.96* 580 522Mpa初步计算小齿轮分度圆直径Ti * u 1d1 Ad* 3! 68.86mm mm! d* u* h取 d1 70mm初步齿宽 b=d1* d=1*70=70mm(2)校核计算,.一 一一、.*d1*n1圆周速度 V V=1.06m/s6m/s60

19、*1000齿数z,模数m,螺旋角取 4 =27,大齿轮齿数 Z2 =i 1 Z1=4.8*27=130d1 70d1 - 2.59259z127取 mn 2.5 （表 12.3）arccosmn 15和估计接近 m精度等级由表12.6 选8级精度确定各参数值使用系数k =1.35 （表12.9）齿间载荷分配系数kv=1.15 （图12.9）圆周系数Ft= 2L=3457N d1Fa* Ft =66.67N/mm 100N/mm b._ 11-ca= 1.88 - 3.2 cos =1.68=15z1z2bsindZ11*27-dLtan tan15 2.3冗mn冗3.14r1.68 2.3 3

20、.98at arctantan an 20acoscos b cos cosan / cosat 0.97.一_ _ _ 2由此可得：k Kf/cos b 1.8齿向载荷系数Kh :2Kh =A+B C*10-3*b=1.2d1载荷系数K:k kAkVkH kH3.36弹性系数ZE :Ze =189.8 J,Mpamn 2.5k =1.35 引用 机械设计P215 kv=1.15 引 用机械设计P216Ft=3457Na =1.682.33.98at 20cos b 0.97kH 1.8Kh =1.2K=3.36Ze =189.8节点区域系数Zh ：Zh=2.42由图 12.16重合度系数Z

21、:SHmin=1.01 由式 12.31 ,因 1,取 1,故螺旋角系数Z cos cos15 0.98许用接触应力 h_ Hlim1 ZniH1 - SHlim710*1.18798M pa1.05_H lim2 Z N2H2-SHmin-580*1.25690Mpa1.05.MpaZh =2.42z 0.77Z 0.98H1 =798Mpah2 =690Mpa接触应力校核-7, * 7 * 7 *H -ZE ZH z2KTi u 1:bd2u596Mpa h2 690MPa计算结果表明齿轮接触疲劳强度适宜，齿轮尺寸无需调整(3)确定传动主要尺寸:中心距a：d1 i 1 a 270* (4.

22、8 1)2203mm实际分度圆d2a 2*203d尸70mmi 15.8d2 = id1 4.8* 70 336mm齿宽b:主动轮：b1dd1 10 70 10 80mm从动轮：b2 70mmH =596Maa=203mmd1 =70mmd2 =336mmb1 =80mmb2 =70mm齿根弯曲疲劳强度验算:齿形系数YFaZv1Zv2乙3 cosZ23 cos29.96144.25YFa1YFa22.45 .一（由图 12.21 ）2.18YFaYFa2.452.18应力修正系数YSaYsa11.63Ysa2 1.82（由图 12.22 ）重合度Y :Ysa1Ysa21.631.82v 1.8

23、8-11、r3.2（ ） cosZv1Z/21.69 （式 12.18）Y =0.25 0.750.69Y =0.69螺旋角系数YYmin 1 0.250.75（当1时，按1计算）（式12.36）Y 11200.875 Ymin（式 12.35）Y 0.875齿间载荷分配系数KFa :由表12.10）KFa=1.75引用机械设计P228Kf =1.36引用机械设计3.87 Y前已得 kF 1.75 1p故kF 1.75齿间载荷分布系数Kf （由图12.14）b 70 12.4, Kf =1.36 h 2.5* 2.25载荷系数K:K=Ka* Kv* KFa* Kf =3.69许用应力F ：=曰

24、miYNiYx =456MpaF1SFminF2 =-FHm2YN2YX =349MpaSFmin验算f ：F1=2KTLYFalYSaY =2547Mpa fi bd1mF2= F1 YFa2YSa2 =253Mpa C*3 P2 =25.65mm ,n2考虑有键槽，将直径增大5%则d=25.65* (1+5% =26.93mm所以，选d=30mm5.46二107K 即=960d=30mm(3)确定轴各段直径和长度 (1从I轴右起第一段，V带与轴通过键联接，d1 30mm,查机械手册得l1 65mm右起第二段直径，轴肩高 a= (0.07-0.1 ) d1,d130mml165mmd2 d1

25、 2a 35mm,d235mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取1275mm端盖的外端面与轴承的左端面间的距离为 65mm则取第二段的长度12 75mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用 6008型轴承，其尺寸为dXDX B=40X 68X 15,那么该段的直径为d3 40mm长度，考虑1.轴承宽度B=15mm2.轴承润滑，选用套筒10mm 综上，长度取13 =25mm右起第四段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的宽度为80mm则此段的长度为I4 78mm,由于要留出一点间隙便于安装，所以d442mm右起第五段，为轴环定位段。考虑

26、轴肩，d548mm,1.4a 4mm右起第六段，为滚动轴承和套筒的位置，所以 d6 40mm,21mm(4)计算齿轮受力斜齿轮螺旋角15齿轮直径 小齿 d1 mz_ 2.5 27 69.88mm cos cos15mnz22.5* 130大齿 d2 n 2336.46mmcos cos15Pd3 40mm13 25mmd442mmI4 78mmd5 48mm15 4mmd6 40mm16 21mm15d1 69.88mmd2 336.46mmT1 121030N.mmFt=3463.94N小齿轮受力：转矩 T1 9.55*10 - 121030N.mm n圆周力Ft2T1 3463.94Nd1

27、Fr=1305.25NFa 928.16 N径向力Fr=Ft tan /cos =1305.25N轴向力FaFt tan 928.16N(5)计算支承反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置,建立力学模型。平面的支反力:115*1429 21*928.16 56.5*1305.25Fri 97416N 1Fr2 370828N_ _ _ _ _FR1 FR2 173197NR1974.16NR2垂直面的支反力:(6)画轴弯矩图水平面弯矩图垂直面弯矩图合成弯矩图:113228*1429 56.5*1305.25 21*928.163708.28N113Fri Fr2见下图见下图F

28、t1731.97N见下图合成弯矩MMxy m(7)画轴转矩图轴受转矩 T T1 121030N.mm转矩图见下图(8)许用应力许用应力值 用插值法由表16.30b =110Mpa-1b =65Mpa应力校正系数：a=一-1b-=0.590b(9)画当量弯矩图:当量转矩：T =0.59*121030=71517.73N*mm当量弯矩在小齿轮截面处：M iii = . M 2 T 2 =133117N*mm轴承处：M I = M22_ _2 T =179223N*mmT1 =121030N.mma=0.59T=14797.2N* mmM iii =133117N* mM ii =179223N*

29、mdf1 =63.75mm(10)校核轴径:齿根圆直径:df1 =d1 -2 ha cmn=63.75mmdm 2875mm6375nm轴径d川M iii 28.75mm 63.75mmdu 356mm6375nm0.1*-1b3(11)判断危险截面并验算强度初步分析，III,V,VI三个截面有较大的应力和应力集中。1对V截面进行校核:轴材料为45号钢调质，650MPa, s 360MPa因为0.55 0.70 ,所以S=1.4-1.8 Bi1b 286MPa, 1 195MPa所以，0b 486MPa, 0 312MPa等效系数：2_0b 0.18,j_0 0.2500截面V上的应力 M,

30、c M 1429*32.5 4644.25N.mmi 1.72MPaWm1.72MPa, 22.4MPaWTm - 11.2MPa 2应力集中系数r 2mm,D/d 1.11,r/d 0.067, B 650MPa从附表1查出，K 1.75,K1.350.92（Ra 3.2un b 650MPa）（附录表 5）0.88,0.81（附录表 6）安全系数弯曲安全系数SkN 68.92k m扭转安全系数S , kN 1 8.45 k m一、.一一S S复合安全系数 S , 8.39,S=8.391.5Svs2 S2根据校核，V截面足够安全。2对VI截面进行校核：轴材料为45号钢调质，650MPa,

31、s 360MPa因为- 0.55 0.70 ,所以S=1.4-1.8 B1b 286MPa1 195MPa0b 486MPa0 312MPa0.180.25M 4644.25N.mmm 1.72MPa22.4MPam 11.2MPaS 68.92S 8.45S=8.391.5S1b 286MPa1 195MPa0b 486MPa0 312MPa0.180.251化 286MPa, i 195MPa所以，0b 486MPa, 0 312MPa等效系数：j_迫0.18,上0 0.2500截面VI上的应力MM 1429*32.5 15367.5N.mm, 24MPaWm24MPa, 9.46MPaW

32、Tm - 4.73MPa 2应力集中系数r 2mmiD/d 1.05,r/d 0.05, b 650MPa从附表1查出，K 1.77, K 1.270.92（Ra 3.2um, B 650MPa）（附录表 5）0.84,0.78（附录表 6）安全系数弯曲安全系数S kN 1b 4.8k m扭转安全系数S一一20.42k m.S S复合安全系数 S 14.67,S=4.671.5SVs2 s2根据校核，VI截面足够安全。3对田截面进行校核（运用第三强度理论）：弯曲正应力：M假号33.08MPaW0.1*423,T121030扭转切应力：T3 8.17MPaWp0.2*423M 15367.5N.

33、mm m 24MPa9.46MPa m 4.73MPaS 4.8S 20.42S=4.671.5S33.08MPa8.17MPamax 369MPa max2 4 2 36.9MPa因为 max 36.9MPa 110MPa所以，经过校核，截面田的安全足够。2.8.2输出轴的设计(1)确定轴上零件的定位和固定方式(如图)1, 5滚动轴承2 一轴环 3 齿轮 4 一套筒6 一密封盖 7一键8 一轴承端盖9 一轴端挡圈10 一联轴器按扭转强度估算轴的直径选用45#H质，硬度217286HBs轴的输入功率为P3=3.44 KW转速为 n3 =60 r/mind=45mm根据机械设计课本P314,并查

34、表16-2,取c=110,Po 一 一d C* 3, =42.4mm:n2d1 45mmL 110 mm 1d253mm12 67 mm考虑有键槽，将直径增大5%则d=42.4* (1+5% =44.5mm=107*副，=19.1mm960所以，选d=45mm(3)确定轴各段直径和长度d3 55mm13 33mm(1从I轴右起第一段，联轴器与轴通过键联接，d145mm ,查机械手册得11 110mm右起第二段直径，轴肩高 a= (0.07-0.1 ) di, d2 d1 2a 53mm,d457mm68mmd5 65mm6mmd6 55mm27mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和

35、箱体的厚度，取 端盖的外端面与轴承的左端面间的距离为65mm则取第二段的长度12 67mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用 6011型轴承，其尺寸为dXDX B=55X 90 X 18,那么该段的直径为d3 55mm长度，考虑1.轴承宽度B=18mm2.轴承润滑，选用套筒15mm综上，长度取13=33mm15d2 336.46mmT2 547530N .mmFt=3254.65NFr=1226.38N右起第四段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的宽度为70mm则此段的长度为I4 68mm,由于要留出一点间隙便于安装，所以d457mm右起第五段，为轴环定位

36、段。考虑轴肩，d565mm,15 1.4a 6mm右起第六段，为滚动轴承和套筒的位置，所以 d6 55mm,l6 27mm(4)计算齿轮受力斜齿轮螺旋角15齿轮直径大齿 d2 mz2- 2.5 130 336.46mmcos cos15P大齿轮受力：转矩 T2 9.55*106 - 547530N.mm n圆周力 Ft2T2 3254.65Nd2径向力 Fr=Ft tan /cos =1226.38N轴向力 Fa Ft tan872.08N(5)计算支承反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置,建立力学模型。平面的支反力:872.08* 1226.38*58Fr3 2398.9

37、3N1161226.38* 58 872.08*Fr4 2- 520.86N116，F. .Fr3 Fr4 1627.325N垂直面的支反力：2(6)画轴弯矩图水平面弯矩图见下图垂直面弯矩图见下图合成弯矩图： 见下图 合成弯矩M M； M2z(7)画轴转矩图轴受转矩 T T2 547530N.mm转矩图见下图Fa 872.08 NFr3 39893M Fr4 52Q86N Fr3 Fr4 1627325NT2=547530N.mma=0.59T=323042.7N*mm _ _ _M iii =337465.29N*mM ii =323042.7N*mdf1 =329.75mm(8)许用应力许

38、用应力值用插值法由表16.3 0b =110Mpa_1b =65Mpa应力校正系数：a=1b-=0.590b(9)回当量弯矩图：当量转矩： T =0.59*547530323042.7N*mm当量弯矩在大齿轮截面处：Miii=Jm2 T =337465.29N*mm轴承处：M I = Jm 2 T 2 =323042.7N*mm(10)校核轴径：齿根圆直径：df1=d1-2ha c mn =329.75mm1.轴径 d III 3 37.3mm 329.75mm10.1*-1bM II dII 3 36.8mm 329.75mm10.1*-1bdIII37.3mm329.75mm dII36.

39、8mm329.75mm1b 286MPa1 195MPa0b 486MPa0 312MPa0.180.25M 0N.mmm 0MPa18.39MPa(11)判断危险截面并验算强度初步分析，m ,v,vi三个截面有较大的应力和应力集中 1对V截面进行校核：轴材料为45号钢调质，650MPa, s 360MPa因为 0.55 0.70 ,所以S=1.4-1.8B1b 286MPa, 1 195MPa所以，0b 486MPa, 0 312MPa等效系数： 2 1b 0b 0.18,2 10 0.2500m 9.195MPaS 10.4 1.5S截面V上的应力M 0Nmm,0MPam0MPa, 18.

40、39MPaWtm - 9.195MPa 2应力集中系数r 2mm,D/d 1.18,r/d 0.044, B 650MPa从附表1查出，K 1.75, K 1.250.92（Ra 3.2un B 650MPa）（附录表 5）0.81,0.76（附录表 6）安全系数扭转女全系数S kN= 10.41.5S k m根据校核，V截面足够安全。2对VI截面进行校核：轴材料为45号钢调质，650MPa, s 360MPa因为一 0.55 0.70 ,所以S=1.4-1.8 B所以化 286MPa, 1 195MPa0b 486MPa, 0 312MPa等效系数：j也0.18,空一0 0.2500截面VI

41、上的应力M 1429* 32.5 0N.mm,0MPam0MPa, 16.45MPaWtm 8.225MPa 2应力集中系数r 2mm,D/d 1.04,r/d 0.038, B 650MPa从附表1查出，K 1.77,K1.270.92（Ra 3.2un B 650MPa）（附录表 5）0.81,0.76（附录表 6）1b 286MPa1 195MPa0b 486MPao 312MPa0.180.25M 0N.mmm 0MPa16.45MPam 8.225MPaS 17 1.5S1.63MPa14.78MPamax 296MPa安全系数扭转女全系数SkN 171.5Sk m根据校核，VI截面

42、足够安全。3对田截面进行校核（运用第三强度理论）：川. 丁.上M520.86* 58弯曲正应力：- 3- 1.63MPaW 0.1*57如修5T 547530.扭转切应力： r 14.78MPaWp 0.2*57max J 2 4 229.6MPa因为 max 29.6MPa 110MPa所以，经过校核，截面in的安全足够。2.9键的强度校核A型平键8 7p 623MPa p pp p JA型平键12 8p 3275MPa pA型平键16 10p 9606MPa pA型平键14 9公称直径b h/mm键长/mm键强度/ MPap / MPa p30mm8 745mm62.3Mpa125-150

43、Mpa42mm12 856mm32.75Mpa57mm16 1056mm96.06Mpa45mm14 990mm71.15Mpa2.9.1输入轴的键强度校核计算输入轴与带轮处的键联接：轴径d1 =30mmL1 65mm,查手册得：选用 A型平键键 8 7 GB/1096-2003键校核，l=45mmT1 121.03N.m, l 37mm得 p 9 62.3MPa p 125 150MPa ,故键合适。 p dhlp输入轴与齿轮处的键联接：轴径d2=42mmL2 78mm,查手册得：选用A型平键键 12 8 GB/1096-2003键校核，l=56mmTi 121.03N.m,l 44mm4T

44、一_一 一得 p 32.75MPa p 125 150MPa ,故键合适。p dhlp2.9.2输出轴的键强度校核计算 输出轴与齿轮处的联接：轴径d3=57mmL3 68mm,查手册得：选用 A型平键键 16 10 GB/1096-2003键校核，l =56mmT1 547.53N.m,l 40mm4T一得 p 96.06MPa p 125 150MPa ,故键合适。 dhl输出轴与联轴器处的联接：轴径d4=45mm,L4 110mm，查手册得：选用 A型平键键 14 9 GB/1096-2003键校核，l =90mmT1 547.53N.m,l 76mm4T得 P 一r 71.15MPa P

45、 125 150MPa ,故键合适。p dhlp2.10联轴器的选择选用弹性套柱销联轴器(GB/T-2002)d 110 3iP3- 42.4mm防342.4 (1 5%) 44.5 45mm所以，轴孔直径为45mm选用LT7, Y型，L=110mm2.11滚动轴承设计根据条件，轴承预计寿命p 71.15MPa p弹性套柱销联轴器（LT7, Y 型）Lh24000h深沟球轴承6008Cr=17000NLh=5X 300 X 16=24000 小时.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P=fd*Fr=1305N,轻微冲击，fd=1.2,引用机械设计P375(2)求轴承应有的径向基本额定载荷值，寿命系数，球轴承 二3,引用机械设计P375 CP 二Lh16670(3)选择轴承型号查课程设计指导书表II-4.1 ,选择深沟球轴承6008, Cr=17000N由