带式输送机传动装置-机械设计课程设计

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式输送机传动装置学院：专业：班级：设计者：学号：指导教师：完成日期：目录一 机械设计任务书 .31.1设计题目 .31.2原始数据 .31.3已知条件及设计内容要求 .31.4设计工作量 .3二 传动方案拟定 .5三 电动机地选择 .53.1电动机类型地选择 .53.2选择电动机地容量 .53.3确定电动机转速 .63.4确定电动机型号 .6四 运动、动力学参数计算 .74.1总传动比 .74.2分配传动比 .74.3计算各轴转速 .74.4计算各轴地输入功率 .74.5计算各轴输入转矩 .84.6验证带速 .8五 传动零件地设计计算 .85.1圆锥直齿轮

2、地设计计算 .85.1.1选定齿轮精度等级，材料和确定许用应力.85.1.2按接触疲劳强度进行设计计算 .95.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计 .105.2圆柱斜齿轮地设计计算 .115.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数.115.2.2按齿面接触强度进行设计计算 .115.2.3按齿根弯曲强度进行设计 .125.2.4几何尺寸计算 .12六 轴地设计计算 .146.1输入轴轴 I 地设计计算 .146.1.1求作用在齿轮上地力 .146.1.2初步确定轴地最小直径并选择联轴器.146.1.3轴地结构设计 .156.1.4求轴上地载荷 .166.1.5按弯扭合成应力校核轴地强度 .206.

3、2中间轴轴 II 地设计计算 .20确定中间轴上各齿轮地力20初步确定轴地最小直径206.2.3轴地结构设计 .176.2.4求轴上地载荷 .186.2.5按弯扭合成应力校核轴地强度 .206.3输出轴轴地设计计算 .206.3.1确定输出轴上作用在齿轮上地力.206.3.2初步确定轴地最小直径 .206.3.3轴地结构设计 .206.3.4求轴上地载荷 .256.3.5按弯扭合成应力校核轴地强度 .276.3.6精确校核轴地疲劳强度 .27七 轴承地选择与计算 .297.1输入轴滚动轴承校核 .297.2中间轴滚动轴承校核 .257.3输出轴滚动轴承校核 .26八 键连接地选择及校核计算 .

4、278.1输入轴上地键地校核 .278.1.1校核联轴器处地键连接 .278.1.2校核圆锥齿轮处地键联接 .278.2中间轴上地键地校核 .278.2.1校核圆锥齿轮处地键连接 .278.2.2校核圆柱齿轮处地键连接 .278.3输出轴上地键地校核 .278.3.1校核联轴器处地键连接 .278.3.2校核圆柱齿轮处地键连接 .28九 联轴器地选择 .28十 减速器箱体结构尺寸 .28十一 减速器附件地选择 .35十二 齿轮地密封与润滑 .35十三 设计小结 .35主要参考文献 .36（重庆交通大学）机械设计任务书设计题目带式输送机传动装置设计者学号一 （一）、设计题目：设计带式输送机传动装

5、置1-电动机；2-联轴器；3-减速器；4-滚筒；5-输送带图 1.1 传动装置方案（二）、原始数据：输送带拉力输送带速度滚筒直径折旧期滚筒效率F/ kNV/(m/s)D/mm（年）j j42.045080.96（三）、已知条件及设计内容要表求1：.1 传动原始数据1、输送带工作速度v 允许输送带速度误差为+5% ，滚筒效率j j 包括滚筒与轴地效率损失。2、工作情况：两班制，连续单项运转，载荷较平衡；3、工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35.C；4、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V ；5、检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；6、制造条件及生产批量：一般机械

6、厂制造，小批量生产.（四）、设计工作量：1、减速器装配图1 张（ A02、轴和齿轮地零件工作图纸）；2 张；3、设计说明书一份.计算过程及计算说明结果及注释二 传动方案拟定运动简图如下：图 2.1 传动装置运动简图由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为带式输送机 .减速器为水平圆锥 - 圆柱齿轮地二级传动，锥齿轮布置在高速级，使其直径不致过大，便于加工 .三 电动机地选择1、电动机类型地选择：按工作要求和工作条件，选用一般用途地Y 系列全封闭式自扇冷鼠笼型三相异步电动机，电压为380/220V.2、选择电动机地容量：工作机所需功率：Fv4000 2.0PW8kW100010

7、00从电动机到工作机输送带间地总效率： = 12 23 3 4 5式中， 1、 2、 3、 4、 5分别为联轴器、轴承、锥齿轮传动、斜齿轮传动和滚筒地传动效率 .若齿轮均选择 8 级精度查机械设计课程设计（第五版）表 9.1 可知， 1=0.99， 2=0.98， 3=0.97， 4=0.97，另根据已知条件 5=0.96，则 =0.992 0.983 0.97 0.97 0.96=0.833电动机地输出功率：F=4000NV=2.0m/sD=450mmPW =8.0kW =0.833PW8Pd=9.6kWPd0.8339.6kW3、确定电动机转速：按表9.1 推荐地传动比合理范围，圆锥- 圆

8、柱齿轮减速器传动比i =1025,而工作机卷筒轴地转速为601000v6010002nwD45085 r/min故电动机转速地可选范围为nd=i （nw=1025） 85=8502125r/min符合这一范围地同步转速有 1000r/min 、 1500r/min 两种 . 综合考虑电动机和传动装置地尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为 1000r/min 地电动机 .4、确定电动机型号根据电动机地类型、容量和转速，查机械设计课程设计（第五版）表 15.1 选定电动机型号为 Y160L-6, 其主要性能及电动机主要外形和安装尺寸如下表所示 .电动机额定功率满载转速启

9、动转矩最大转矩型号/kWnm (r/min)额定转矩额定转矩Y160L -6119702.02.0mm表 3.1电动机主要性能参数型HABCDEF GK b bb h A B H L号12ABA1GDY1221411313213732616550212752568010460 4 4805 55 54508L-6表 3.2 电动机安装参数nw=85r/minnd=8502125r/min电动机型号Y160L-6四 运动、动力学参数计算1、总传动比：i =nm/nw=970/85=11.412、分配传动比:对于圆锥圆柱齿轮减速器，高速级锥齿轮啮合地传动比： i1 0.25i =2.，85则圆柱齿

10、轮啮合地传动比：i2=i/ i1=11.41/2.85=4.003、计算各轴转速（ r/min ）I 轴nI=nm=970II 轴nII =nI/i1=970/2.85 340.4III 轴nIII=nII/i2=340.4/4.00=85.1滚筒轴nw=nIII=85.14、计算各轴地输入功率（kW ）I 轴PI =Pd 1=9.6 0.99=9.5II 轴PII=PI 2 3=9.5 0.98 0.97=9.03III 轴PIII=PII 2 4=9.03 0.98 0.97=8.58滚筒轴PIV= P 21=8.58 0.98 0.99=8.325、计算各轴输入转矩（Nm ）电动机地输出

11、转矩Td 为T d 9550 Pd95509.694.52nm970故 I 轴TI =Td 1=94.520.99=93.57II 轴TII=TI 2 3 i1=93.57 0.98 0.97 2.85=253.50III 轴TIII=TII 2 4 i2=253.50 0.98 0.97 4.0=963.91滚筒轴TW=TIII 2 1=935.19将上述结果汇总于下表，以备查用.参数轴名电机轴轴轴轴滚筒轴转速 r/min970970340.485.185.1功率 P/kW9.69.59.038.588.32转矩 /n*m94.5293.57253.50963.91935.19传动比12.8

12、54.001效率0.990.950.950.99i =11.41i1=2.85i2=4.00nI =970r/minnII=340.4r/minnIII=85.1r/minnw=85.1r/minPI=9.5kWPII=9.03kWPIII=8.58kWPIV=8.32 kWTd=94.52 N m TI=93.57N m TII=253.50N m TIII=963.91N m TW=935.19 N m6、验证带速表 4.1 各轴主要参数VD4502.0051m / sn6085.16010001000误差 2.0051 2.00.255%5% ，适合！V= 2.0051m/s2.0五 传

13、动零件地设计计算1、圆锥直齿轮地设计计算已知输入功率 P1=P=9.5kW, 小齿轮转速为970r/min ，大齿轮转速为340.4r/min ，齿数比为u=i1=2.85 ，由电动机驱动，工作寿命为10 年（每年工作 365 天），两班制，输送机连续单向运转，载荷较平稳.（ 1）选定齿轮精度等级，材料和确定许用应力1）该减速器为通用减速器，选用7 级精度（ GB10095-88 ），齿形角20 ，齿顶高系数ha*1，顶隙系数c*0.2 ，螺旋角m 0 ，不变位 .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 钢（调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为 45 钢（

14、调质），硬度为 240HBS ，二者材料硬度差为40HBS.3 ）选小齿轮齿数z1=25, 大齿轮齿数z2=u z1=2.85 25=71.25 ，取z2=71.（ 2）按接触疲劳强度进行设计计算由设计公式进行计算，即32ZEKT1d12.92R (10.5 R ) 2 uF（ 1）确定公式内地各计算值1)由机械设计（第八版）表10-6 查得材料弹性影响系数1ZE189.8MPa 2 .2）由机械设计（第八版）图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮地接触疲 劳 强 度 极 限H lim1600MPa ， 大 齿 轮 地 接 触 疲 劳 强 度 极 限H lim 2550MPa .3）计算应力循环

15、次数小齿轮 :N1=60n2jLh=609701(2 83658)=2.719 109大齿轮： N 2N12.719109=9.54108u2.854)由机械设计（第八版）图10-19 查得接触批量寿命系数KHN1=0.94 。KHN2=0.955)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数 S=1，得H 1KHN 1 H lim 10.94600MPa564MPaSKHN2H lim 20.95550MPa522.5MPaH2S6)试选 Kv1.2 ，查得圆锥直齿轮设计N1=2.719 109N2=9.54 108 H1=564MPa H2=522.5MPaK a1.0,K1, K1.5

16、1.251.875所以， KK aKK vK1.01.211.8752.257）选齿宽系数R1；38）计算小齿轮地转矩T195.51059.597093570Nmm(2) 计算1）试算小齿轮地分度圆直径d1t ，带入H中地较小值得32ZEKT1d1t 2.92R (10.5R ) 2 uF189.822.25935702.923101.59 mm522.50.33310.522.850.3332）计算圆周速度vvd 1tn101.59 9705.16m / s6010006010003）计算载荷系数10-2 查得使用系数 KA1.0。由机械设计（第八版）表根据 v=5.16m/s ， 7 级精

17、度，由机械设计（第八版）图10-8 查得动载系数 KV=1.15 。直齿轮 KHKF1。根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）表得轴承系 数KHbe1.25， 则KHKF1.5KHbe1.51.251.875 .接触强度载荷系数 :KK AKvKH KH1.01.15 1 1.8752.15634）按实际地载荷系数校正所得地分度圆直径：d1d1t3K101.5932.1563100.16mm5）计算大端模数 m：Kt2.25md1100.164.006mmz125（ 3）按齿根弯曲疲劳强度设计34KT1YFaYSa公式： mR(10.5R) 2 z12u21F1）确定公式内

18、地各计算值由机械设计（第八版）图10-20c 查得小齿轮地弯曲疲劳强度极限FE1500MPa ，大齿轮地弯曲疲劳强度极限FE 2380MPa .7) 由机械设计（第八版）图10-18 取弯曲疲劳寿命系数：KFN1=0.91 ，KFN2=0.92 。3)计算弯曲疲劳许用应力K=2.25T1=93570N mmd1t 101.59mmv=5.16m/sK=2.1563d1=100.16mmm=4.006mm取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，则，KFN1 FE10.91 500325MPaF 1SMPa1.4KFN 2FE 20.92380249.71MPaF 2MPaS1.44)确定弯曲强度载荷系数

19、:KKA KvKF K F1.01.15 1 1.8752.15635）计算节圆锥角：1arctan。=70.665 1u19.335； 2=90-19.3356）计算当量齿数：Zv1z12526cos1cos19.335ZV 2z271214cos2cos 70.6657）由机械设计（第八版）表10-5查得齿形系数：YFa1=2.60,YFa2=2.06 。应力校正系数：YSa1=1.595,YSa2=1.97.8）计算大小齿轮地YFa YSa ,并加以比较 .FFa1 Sa12.60 1.595Y Y。0.01276F 1325YFa 2YSa22.06 1.970.01625F 2249

20、.71大齿轮地数值大 .(2)设计计算：3 F1=325MPa F2=249.71MP aK=2.15631=19.335 2=70.665 Zv1=26Zv2=214m4KT1YFa YSaR (10.5 R )2 z12 u2 1F42.15639.35710 40.01625 mm=2YFa1YSa1F 10.01276310.512522.8521133=3.11mmm 大于按齿根弯曲对比计算结果，齿面接触疲劳强度计算地模数疲劳强度计算地模数,由于齿轮模数m 地大小主要取决于弯曲强度所决定地承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定地承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数地乘积）有关，可取由弯曲疲

21、劳强度算得地模数3.11mm 并就近圆整为标准值m=3.5mm ，按接触强度算得地分度圆直径d1=100.16mm ，算出小齿轮齿数d1100.16YFa 2YSa2F20.01625z1=28.62 29m3.5大齿轮齿数z2=u z1=2.85 29=82.65,取 z2=83.这样设计出地齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费.（ 3）几何尺寸计算m 3.11mmd1mz3.529101.5mm,d2mz3.5 83 290.5mm12dd10.5101.5(10.5184.58mm1R)m13dm2d 2 10.5290.5(10.51

22、242.08mmR)z83322.86u=29z11arccosuarccos2.8619.272u 22.8621129019019.27270 .728Rd1u21101.52.8621153.76mm22圆整并确定齿宽b=RR=1/3153.76=51.25mm取 b1=b2=51mm.2、圆柱斜齿轮地设计计算已知： 输入功率 9.03kW ，小齿 轮转速为 340.4r/min ， 齿数 比为 u=i2=4.00 ，电动机驱动，工作寿命为 8 年（每年工作 365 天）两班制，带式输送机，连续单向运转，载荷较平稳.（ 1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）根据传动方案图，选用斜齿圆

23、柱齿轮传动.2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度 (GB10095-88)3）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.4）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=u z1=4.00 24=96.5）选取螺旋角.初选螺旋角14（ 2）按齿面接触强度进行设计计算由设计计算公式进行试算，即：d1t3 2KtT3u 1 ( Z Z) 2HEduH（ 1）确定公式内地各计算数值1）试选 Kt=1.6.10-30 选取区域系数 Z2.4332）由机械设计（

24、第八版）图H3）由机械设计（第八版）图10-26 查得， 1=0.765， 2=0.880，则 = 1+ 2=0.765+0.880=1.6454 ）由机械设计（第八版）表10-6 查得材料地弹性影响系数1ZE 189.8MPa 2 .5）计算小齿轮传递地转矩：T 395.5 105 P95.5105 9.032.533 105 N mmn340.46）由机械设计（第八版）表10-7 选取齿宽系数 d=1.7）由机械设计（第八版）图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮地接触疲 劳 强 度 极 限 H lim1600MPa ， 大 齿 轮 地 接 触 疲 劳 强 度 极 限z1=29z2=83d1

25、=101.5mmd2=290.5mmdm1=84.58mmdm2=242.08mmu=2.861=19.272 2=70.728 R=153.76mmb=51.25mmb1=b2=51mm选 z1=24z2=9614 =1.645H lim 2550MPa .8）计算应力循环次数：小齿轮 :N3=60nIIjLh=60 340.4 1（ 283658）=9.542 108N 39.542108108大齿轮 : N42.386i II4.009)由机械设计（第八版）图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.95 ， KHN2=0.96.10）计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系

26、数S=1，得KHN1lim 10.95600MPa570MPaH 1SKHN 2lim 20.96550MPa528MPaH 2S570 528 MPa 549 MPaH 1H 2故许用接触应力 H=22(2) 计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t ，由计算公式得d 1t 32KtT 3 u 1 ( ZH ZE )2duH21.62.533105412.433189.8275.81mm= 311.64545492）计算圆周速度 v.n75.81 340.4 m / s1.35m / svd1t6010006010003）计算齿宽 b 及模数 mnt.b= dd1t=1 75.81mm=75.81

27、mmmnt=d 1t cos75.81cos14mm3.06mmz324h=2.25mnt=2.253.06mm=6.89mmb/h=75.81/6.89=11.0010) 计算纵向重合度. =0.318 dz1tan =0.318 1 24 tan14 =1.903 5）计算载荷系数 .已知使用系数KA=1 ，根据v=1.35m/s ， 7 级精度，由机械设计（第八版）图10-8 查得动载系数KV=1.06 。由机械设计（第八版）表10-3 查得 KH =KF=1.2，表 10-4 查得 KH=1.426 ，图 10-13查得 KF=1.37.故载荷系数K=KAKVKH KH =1 1.06

28、 1.2 1.426=1.8139 6）按实际地载荷系数校正所算得地分度圆直径，得K75.811.813979.05mmd1 d1t 33mmKt1.67）计算模数 mnt.d1 cos79.05cos143.1959mmmntmmz124（ 3）按齿根弯曲强度进行设计ZE=189.8MPa?T3=2.533 105Nmmd=1N3=9.542 108N4=2.386 108KHN1=0.95KHN2=0.96 H1=570MPa H2=528MPa H=549MPad1t 75.81mmv=1.35m/sb=75.81mmmnt=3.06mmh=6.89mmb/h=11.00 =1.903由

29、设计公式进行试算K=1.81392KTYcos2mn31YFaYSaz 2Fd1（ 1）确定计算参数1）计算载荷系数 .K=KAKVKF KF =1.0 1.06 1.1 1.37=1.59742)根据重合度1.903 ，由机械设计（第八版）图10-28 查得螺旋角影响系数 Y0.88 .3）由机械设计（第八版）图10-20c 查得小齿轮地弯曲疲劳强度极限FE1500MPa ，大齿轮地弯曲疲劳强度极限FE 2380MPa .4）由图10-18 取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.92 ， KFN2=0.94.5）计算弯曲疲劳许用应力：KFN 1FE 10.92500328.57MPaF 1SMPa

30、1.4KFN 2FE 20.94380255.14MPaF 2SMPa1.46）计算当量齿数：zv1z12426.27cos3(cos14 )3v2z296105.09zcos3(cos14 )37）由表 10-5 查得齿形系数 YFa1=2.592,YFa2=2.176 。应力校正系数YSa1=1.596,YSa2=1.795.8）计算大、小齿轮地YFaYSa 并加以比较 .FYFa 1YSa12.5921.5960.01259F 1328.57YFa 2YSa22.176 1.7950.01531F2255.14大齿轮地数值大 .（ 2）设计计算2KTYcos2YFa YSa31mnd z

31、12F= 3 2 1.81392.5351050.88cos2 140.01531mm 2.31mm12421.645mn 大于由齿对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算地法面模数根弯曲疲劳强度计算地法面模数，取mn=2.5mm, 已可满足弯曲强度 .但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得地分度圆直径d1t=79.05mmmnt=3.1959mmK=1.5974Y0.88KFN1=0.92KFN2=0.94F1328 .57MPaF2255.14 MPazv126.27zv2105.09YFa1YSa10.01259d1=79.05mm 来计算应有地齿数.于是由d1 cos79.05

32、cos14z130.68mn2.5取 z1=31, 则 z2=uz1=4.0031=124.（ 4）几何尺寸计算1）计算中心距 az1 z2 mn31124 2.5 mm 199.68mm2 cos2cos14F 1YFa 2YSa2F20.01531将中心距圆整为 200mm.2）按圆整后地中心距修正螺旋角arccos z1 z2mnarccos 31 124 2.514.362a2200因值改变不多，故参数、 ZH 等不必修正 .3)计算大小齿轮地分度圆直径z1mn31 2.580.00mmd1mmcoscos14.36d2z2 mn1242.5 mm 320.00mmcoscos14.3

33、64)计算齿轮宽度 b= dd1=1 80.00mm=80.00mm 圆整后取 B2=80mm 。 B1=85mm.5)齿顶高ha=mn(han*+xn)=2.51=2.5mm6)齿根高hf=mn(han*+cn-xn)=2.5(1+0.25)=3.125mm7)齿顶圆直径 da1=d1+2ha=80.00+2 2.5=85.00mm da2=d2+2ha=320.00+2 2.5=325.00mm8)齿根圆直径 df1=d1-2hf=80.00-2 3.125=73.75mm df2=d2-2hf=320.00-2 3.125=313.75mm六 轴地设计计算1、输入轴轴 I 地设计计算已知

34、： PI=9.5kW, nI =970r/min,TI =93.57 Nm（ 1）求作用在齿轮上地力高速级小圆锥齿轮地分度圆直径为dm1d1 10.5 R101.5(1 0.5 1) 84.58mm3根据机械设计（第八版）式10-22 确定作用在锥齿轮上地圆周力、轴向力和径向力 .圆周力Ft2TI2 93 .57103N2212.6Ndm184.58径向力Fr=Ft tan cos1=2212.6tan20 cos19.272 =760.2N轴向力Fa=Ft tan sin 1=2212.6tan20 sin19.272 =265.8N(2)初步确定轴地最小直径并选择联轴器先按式15-2初步估

35、算轴地最小直径.选取轴地材料为45 钢（调质），根据表15-3，取A0 112，得dminA03 PI11239.523.96mm ，输入轴地最小直径为安装n970I联轴器处轴地直径dI-II ，为了使所选地轴直径dI-II与联轴器地孔径相适应，故需同时选取联轴器型号 .联轴器地计算转矩Tca=KATI ，查表14-1，由于转矩变化很小，故取 KA1.3，则 :Tca=KATI=1.393.57N m=121.64N m联轴器与轴之间周向定位采用键连接，对直径d 100mm地轴，有一个键槽时，轴径增大3%4%，故mn 2.31mmz1=31z2=124a=199.68mm 20 0mm14.3

36、6d180.00mmd 2320.00mmb=80.00mmha=2.5mmhf=3.125mmda1=85.00mmda2=325.00mmdf1=73.75mmdf2=313.75mmFt2212.6NFr=760.2Ndmin=23.96(3%4%)=24.6924.92mm.根据电动机型号Y160L-6 ，由机械设计课程设计（第五版）表15.2 及标准 GB/T5014-2003 ，查得电动机轴径应取42mm，故选LT6 型弹性套柱销联轴器42112（GB/T4323-2002），其公称转矩Tn=250Nm.主动端： d1=48mm,Y型轴孔L1=112mm ， A 型键槽；从动端：

37、d2=40mm,Y 型轴孔 L1=112mm ， A 型键槽 .3）轴地结构设计1）拟定轴上零件地装配方案（如图所示）图 6.1 输入轴轴 I根据轴向定位地要求确定轴地各段直径和长度1）为了满足半联轴器地轴向定位，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段地直径 d49mm .左端用轴端档圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=52mm. 半联轴器与轴配合地毂孔长度L1=84mm ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴地端面上，故I II 段地长度应比L1 略短些，现取 lI-II=82mm.2）初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力，选用单列圆锥滚子轴承 .参照工作要求并根据d49mm ，根据

38、 GB/T 297-1994,初步选圆锥滚子轴承30210，其 基 本尺寸dDT50 mm90mm21.75mm ，a20mm，则d d - 50mm ，而取 l 21.75mm .这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，根据 GB/T297-1994 ， 30210型轴承地安装尺寸da min57mm，因此取 d - 57mm .3）为了使轴具有较大刚度，两轴承支点距离不宜过小，一般取L12.5d, d为轴颈直径 ，故取 L12.5d2.550 125mm ，所以l-L1 T12521.75 103.25mm . 圆整，取l- 104mm . 小锥齿轮地悬臂长度 L20.5L1 0.512562.5

39、mm .右边轴承右端面采用轴套定位，取 l-19mm.4）取安装齿轮处VI-VII 轴段地直径 d - 40mm，齿轮轴孔深度取60mm；为使套筒可靠地压紧轴承，轴承与锥齿轮间隔一轴套，取l-65mm .5）轴承端盖地总宽度为25mm. 根据轴承端盖地装拆及便于对轴承添加润滑油地要求，取端盖外端面与半联轴器右端面间地距离10mm ，故l- 35mm .（3）轴上零件地周向定位齿轮、半联轴器与轴地周向定位均采用平键连接，按d- 由机械设计（第八版）表6-1 查得平键截面 b h 12mm 8mm ，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地对中性，Fa=265.8Nd m

40、in23.96mmTca=121.64N mdIIIII49mmd d - 50mml 21.75mm故选择齿轮轮毂与轴地配合为H 7；半联轴器与轴地连接，选用平键为d- 57mmn6H 7l-104mm8mm 7mm 100mm ，半联轴器与轴地配合为. 滚动轴承与轴地周向k 6k6.l-19mm定位是由过渡配合来保证地，此处选轴地直径尺寸公差为（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 .d- 40mm参照机械设计（第八版）表15-2 取轴端倒角为 245 .l-65mm（ 4）求轴上地载荷首先根据轴地结构图做出轴地计算简图.l - 35mm图 6.2 输入轴轴I 弯矩图轴上载荷大小如下表：载荷水平面

41、H垂直面 VFNH1 =1440.8NFNV1 =390.4N支反力 FFNH2 =3653.4NFNV2 =1150.6NM H1=-154886NmmM V1 =-41968Nmm弯矩 MM H2=-4NmmM V2 =11246NmmM 11548862419682160471.1Nmm总弯矩M 24211246211246N mm扭矩 TT I=93570N mm(5)按弯扭合成应力校核轴地强度根据载荷图及上表所示，可判断出危险截面，因轴地单向旋转扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6 ，轴地计算应力caM 12(T ) 2160471.12(0.6 93570) 213.6MPaW0.

42、1503前已选定轴地材料为45表钢（6.1调输质入）轴，轴由I机载械荷设及计弯（矩第值八版表15-1 查160MPa,ca1得，故安全 .2、中间轴轴 II 地设计计算已知： PII=9.03kW, nII=340.4r/min,TII=253.50 Nm （ 1）确定中间轴上各齿轮地力2T 12253.506337.5NFt 10.08d1圆柱斜齿轮Ft 1 tan n6337.5tan 20Fr 12381.1Ncoscos14.36Fa 1 Ft 1 tan6337.5tan14.36 1622.5NFt2=Ft=2212.6N圆锥直齿轮Fr2=Fa=265.8NFa2=Fr=760.2

43、N(2)初步确定轴地最小直径45钢 ，调质处理 .根据先初步估算轴地最小直径.选取轴地材料为机械设计（第八 版）表 15-3，取A0 112，得d min A03PII1123 9.0333.40mm ，中间轴最小直径显然是nII340.4安装滚动轴承地直径d-和 d - .（ 3）轴地结构设计(1) 拟定轴地装配方案(如下图所示 )图 6.3 中间轴轴 II根据轴向定位地要求确定轴地各段直径和长度1）初步选择滚动轴承.因轴承同时受到径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据dI-II=dV-VI33.40mm，根据GB/T297-1994， 初选圆锥滚 子轴承30308， 其

44、尺 寸d D T40 mm90mm25.25mm-40mm,a=23mm, dd.这对轴承均采用套筒进行轴向定位，根据GB/T297-1994 ， 30308 型轴承地安装尺寸 da min47mm ，因此取套筒与轴承端面相接处外径为47mm .安装小圆柱斜齿轮地宽度B1=85mm ，为使其右端能用轴套定位，轴段lIV-V=82mm ，取轴径 d-50mm ，则小圆柱齿轮地孔径为 50mm，经验算其齿根圆与键槽底部地距离e2.5mn ，齿轮与轴可分开制造 .2)锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，试取d - 43mm ，则轮毂 宽 度l (1.0 1.2)43(1.0 1.2)4343 51.

45、6mm， 取48mm ，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 l- 45mm ； 齿 轮 地 右 端 采 用 轴 肩 定 位 ， 轴 肩 高 度h 0.07d，故取 h 5mm，则取轴环处地直径为d - 60mm ，轴环宽度 b1.4h， l - 12mm .3）箱体以小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取l- 46.25mm,l- 46.25mm .（3）轴上地周向定位圆锥齿轮地周向定位采用平键连接，按d- 43mm 由机械设计（第八版）表 6-1 查得平键截面 b h 12mm 8mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为 40mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好地对中性，故选择齿轮

46、轮毂与轴地配合为H 7 ；圆柱齿轮地周向定位采用平键连m6接，按 d VV50mm 由机械设计（第八版）表6-1 查得平键截面bh14mm9mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为80mm ，同时为保证齿轮与轴配合有良好地对中性，故选择齿轮轮毂与轴地配合为ca13.6MPaFt 16337.5NFr 12381.1NFa11622.5NFt2=2212.6NFr2=265.8NFa2=760.2Nd min33.40mmH 7m6；滚动轴承与轴地周向定位是由过渡配合来保证地，此处选轴地尺寸公差为m6.轴上圆角和倒角参照机械设计（第八版）表15-2 取轴端倒角为245 .（ 4）求轴上地载荷首先根据轴地

47、结构图做出轴地计算简图.d- d - 40mmd- 43mmd- 60mml III46.25mml VVI46.25mml- 45mml - 12mmlIV-V=82mm图 6.4 中间轴轴II 弯矩图求轴上地载荷，各值列如下表：载荷水平面 H垂直面 VFNH1=-696.1NFNV1 =1151N支反力 FFNH2=-3428.8NFNV2 =1495.9NM V1 =68864.3N mm弯矩 MM H1=-41647.7N mmM V2 =-23150.3N mmM H2=-220300NmmM V3 =31218.7N mmM V4 =96118.7N mmM 141677 .7 2

48、68864.3280478.7N mm总弯矩M241647.7223150.3247649 .4N mmM 3220300 296118 .7 2240355.8NmmM 4220300 231218.7 2222501Nmm扭矩 TTII=253.50N m（ 5）按弯扭合成应力校核轴地强度根据上表中地数据及轴地单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴地计算应力caM 32(T)2240355.82(0.6253500)222.76MPaW0.1503前已选定轴地材料为45钢 （调质），160MPa,ca1 ，故安全合格 .3、输出轴轴地设计计算已 知 ： 输 出 轴 功 率 为

49、PIII=8.58kW ， 转 速 为 nIII=85.1r/min, 转 矩 TIII=963.91N m,大圆柱齿轮地直径为 320 mm ，齿宽为 80mm.（ 1）确定输出轴上作用在齿轮上地力Ft 3Ft16337.5N圆柱斜齿轮（大）Fr 3Fr 12381.1NFa 3Fa11622.5N（ 2）初步确定轴地最小直径先初步估算轴地最小直径.选取轴地材料为45 钢（调质），根据机械设计（第八版）表 15-3，取A0 112， 得d minA03 PIII11238.5852.13mm，输出轴地最小直径为安装nIII85.1联轴器地直径表 6.2 中间轴轴 II 载荷及弯矩值d1-2，

50、为了使所选地轴直径d1-2 与联轴器地孔径相适应，故需同时选取联轴器型号 .联轴器地计算转矩Tca=KATIII，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取KA1.3， 则Tca=KATIII=1.3963910Nmm=1253083Nmm,根据 GB/T 5843-2003，选GY7型凸缘联轴器，其公称转矩为1600 Nm ，取半联轴器地孔径d 155mm ， 故 取 d1255mm ， 选Y型半联轴器，长度L112mm .3）轴地结构设计1）拟定轴上零件地装配方案轴上零件地装配方案（见下图所示）ca22.76MPaFt 36337.5NFr 32381.1NFa 31622.5

51、N图 6.5输出轴（低速轴）轴III（2）根据轴向定位地要求确定轴地各段直径和长度1）为了满足半联轴器地轴向定位，1-2 轴段右端需制出一轴肩，故取2-3 段地直径 d 2365mm ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴地端面上，故1-2 段地长度应比L1 略短些，现取 l1 2110mm .2）初步选择滚动轴承 .因轴承同时受有径向力和轴向力，可选用角接触球轴承，参照工作要求并根据d 2 365mm ，根据 GB/T292-1994 ，初选角接触球轴承7214C，其尺寸为dD B70mm 125mm24mm ， a=25.3,d 34d 7870mm，而 l 3 4 24mm.轴承右

52、端采用轴肩进行轴向定位，查得7214C 型轴承地定位轴肩轴径da min 79mm，因此取 d 4 5 80mm ；齿轮右端和右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂地宽度为80mm，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l 6 777 mm ，取d6 7 80mm ，齿轮地左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d ，故取h=6 ， 则 轴 环 处 地 直 径 为 d 5692mm . 轴 环 宽 度 b1.4h ， 取l 569mm.3）轴承端盖地总宽度为20mm，根据轴承端盖地装拆及便于对轴承添加润滑油地要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间地距离l 10mm ，故取 l 2

53、 352mm ；为保证圆柱斜齿轮能正对啮合，取轴段 l 7 8 46mm.4）根据中间轴长度及箱体以小圆锥齿轮中心线为对称轴，得l 4 - 571.5mm .（3）轴上地周向定位齿轮、半联轴器地周向定位均采用平键连接.对齿轮地定位，按d6-7 由机械设计（第八版）表6-1 查得平键截面 b h 22mm 14mm，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好地对中性，故选择齿轮轮毂与轴地配合为H 7 ；同样，半联轴器与轴地连n6H 7 ，接，选用平键 16mm 10 mm 100mm，半联轴器与轴地配合为k6滚动轴承与轴地周向定位是由过渡配合来保证地，此处选轴地尺寸公差为 m

54、6.（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参照机械设计（第八版）表15-2 取轴端倒角 -为 245 .（ 4）求轴上地载荷首先根据轴地结构图做出轴地计算简图.d 12d 23d 34d 78d 45d 56d67l 12l23l34l 45l 56l67l78图 6.6 输出轴弯矩图求轴上地载荷，各值列如下表：55mm65mm70mm70mm80mm92mm80mmmm 52mm 24mm71. 5mmmm 77mm 46mm载荷水平面 H垂直面 VFNH1 =2021.4NFNV1 =2194.5N支反力 FFNH2 =4316.1NFNV2 =186.6N弯矩 MMH1M V1=270362.4N

55、 mm=-249036.5N mmM V2 =10762.4N mmM 12270362 .4 2367579 .9 Nmm249036.5总弯矩M 2249036.5 210762.42249268.9Nmm扭矩 TTIII =963.91N m（ 5）按弯扭合成应力校核轴地强度根据上表中地数据及轴地单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6 ，轴地计算应力M 12(T)2367579.92(0.6 963910)213.38MPacaW0.1803轴地材料为160MPa, ca145 钢（调质），查得，故安全合格 .6）精确校核轴地疲劳强度判断危险截面14 段间截面只受扭矩作用，虽然键

56、槽、轴肩及过渡配合所引起地应力集中均将削弱轴地疲劳强度，但由于轴地最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定地，所以这些截面无需校核.从应力集中对轴地疲劳强度地影响来看，截面6 和 7 过盈配合引起地应力集中最严重；从受载地情况来看，67 段中间处截面上应力最大，但应力集中不大且轴径最大，故不需校核；截面6 地应力集中地影响和截面 7 地相近，但截面 7 不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核 .因而该轴只需校核截面表 6.36 左输右出两轴侧载即荷可及弯.矩值截面 6 左侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.1 923=77868.8mm3抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2923=155737

57、.6mm3截面 6左侧弯矩 M 为M367579.9 7740176629.3N mm77截面 6 上地扭矩 TIII=963910Nmm截面上地弯曲应力M176629.32.27 MPab77868 .8W截面上地扭转切应力T9639106.19MPaT155737.6WT轴地材料为 45 钢，调质处理 .由表 15-1 查得B640MPa ,1275MPa ,1155MPa.截面上由于轴肩而形成地理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表3-2查取 .因 r2.00.022 , D921.15，经插d92d80值后查得2.02,1.50 .又由机械设计（第八版）附图3-1 可得轴地材料敏感

58、系数为q 0.82, q0.85 .故有效应力集中系数为k1q110.822.0211.84k1q110.851.5011.43由机械设计（第八版）附图3-2 及 3-3地尺寸系数0.63 ，扭13.38MPa转尺寸系数0.78.ca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0.92 .轴未经表面强化处理，即q1 ，则综合系数为Kk111.84113.010.630.92Kk111.43111.920.780.92碳钢地特性系数0.1 0.2，取0.10.05 0.1，取0.05计算安全系数Sca 值S127540.25Kam3.012.270.10S115525.42Ka

59、m6.196.191.9220.052ScaS S40.2525.4225.23S 1.5S 2S 240.25 225.422故可知其安全 .6）截面 6 右侧抗弯截面系数W0.1d 30.1 80 3 mm351200mm3抗扭截面系数WT0.2 d 30.2803102400mm3截面 6右侧弯矩 M 为 M7740176629.3Nmm367579.977截面 6 上地扭矩TIII=963910Nmm截面上地弯曲应力bM176629.33.45MPaW51200截面上地扭转切应力TT9639109.41MPaWT102400k过盈配合处地，由机械设计（第八版）附表3-8 用插值法求出，

60、并取 k0.8 k，于是得 k3.16 ，k0.83.162.53 .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0.92 .轴未经表面强化处理，即q1 ，则综合系数为k113.1613.25K10.92k112.5312.62K10.92碳钢地特性系数W=77868.8mm3WT=155737.6mm3M176629 .3 Nmm2.27 MPa6.19MPa1.84 k 1.430.1 0.2，取0.10.05 0.1，取0.050.10.05计算安全系数caS值S127524.53Kam3.25 3.45 0.1 0S11559.4112.34Kam9.412.620.