带式输送机传动装置_机械设计课程设计.pdf

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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：目目 录录一一 机械设计任务书机械设计任务书.3 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.3二二 传动方案拟定传动方案拟定.5 5三三 电动机地选择电动机地选择.5 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.6四四 运动、动力学参数计算运动、动力学参数计算.7 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

2、计算各轴输入转矩.84.6 验证带速.8五五 传动零件地设计计算传动零件地设计计算.8 85.1 圆锥直齿轮地设计计算.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.12六六 轴地设计计算轴地设计计算.1 14 46.1 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.

3、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.206.2 中间轴轴 II地设计计算.206.2.1确定中间轴上各齿轮地力.206.2.2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.27七七 轴承地选择与计算轴承地选择与计算.2

4、 29 97.1 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.26八八 键连接地选择及校核计算键连接地选择及校核计算.2 27 78.1 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.28九九 联轴器地选择联轴器地选择.2 28 8十十 减速器箱体结构尺寸减速器箱体结构尺寸.2 28 8十一十一

5、减速器附件地选择减速器附件地选择.3 35 5十二十二 齿轮地密封与润滑齿轮地密封与润滑.3 35 5十三十三 设计小结设计小结.3 35 5主要参考文献主要参考文献.3 36 6（重庆交通大学）机机 械械 设设 计计 任任 务务 书书设计题目 带式输送机传动装置设计者学号一一（一）、设计题目：设计带式输送机传动装置（一）、设计题目：设计带式输送机传动装置1-电动机；2-联轴器；3-减速器；4-滚筒；5-输送带（二）、原始数据：（二）、原始数据：图 1.1 传动装置方案输送带拉力输送带速度滚筒直径折旧期F/kN滚筒效率V/(m/s)2.0D/mm450（年）8jj0.964表 1.1 传动原始

6、数据（三）、已知条件及设计内容要求：（三）、已知条件及设计内容要求：1、输送带工作速度 v允许输送带速度误差为+5%，滚筒效率jj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：一般机械厂制造，小批量生产.（四）、设计工作量：（四）、设计工作量：1、减速器装配图 1 张（A0纸）；2、轴和齿轮地零件工作图2张；3、设计说明书一份.计算过程及计算说明结果及注释二二 传动方案拟定传动方案拟定

7、运动简图如下：F=4000N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.V=2.0m/s三三 电动机地选择电动机地选择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.D=450mmPW=8.0kW2 2、选择电动机地容量：、选择电动机地容量：工作机所需功率：Fv40002.08kW10001000从电动机到工作机输送带间地总效率：PW=1223345式中，1、2、3、4、5 分

8、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=0.9920.9830.970.970.96=0.833电动机地输出功率：=0.833PdPW8 9.6kW0.833Pd=9.6kWnw=85r/min3 3、确定电动机转速：、确定电动机转速：按表 9.1 推荐地传动比合理范围，圆锥-圆柱齿轮减速器传动比i=1025,而工作机卷筒轴地转速为601000v601000285r/minD450故电动机转速地可选范围为nd=inw=（

9、1025）85=8502125r/minnw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.nd=8502125r/min4 4、确定电动机型号、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.2.0hA BH LA BA1313251638734265电动机型号Y160L-6电动机型号Y160L-6额定功率/kW11满载转速启动转矩nm

10、(r/min)额定转矩9702.0最大转矩额定转矩 mm表 3.1 电动机主要性能参数型 H A BCD EFG K bb号GDY 1160L-662525104112821752b210104044805555表 3.2 电动机安装参数四四 运动、动力学参数计算运动、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：i10.25i=2.85，则圆柱齿轮啮合地传动比：i2=i/i1=11.41/2.85=4.00i=11.41i1=2.85i2=4.003 3、计算各轴转速（、计算各轴转速（r/minr/min

11、）I轴 nI=nm=970II轴 nII=nI/i1=970/2.85340.4III轴 nIII=nII/i2=340.4/4.00=85.1滚筒轴 nw=nIII=85.1nI=970r/minnII=340.4r/minnIII=85.1r/minnw=85.1r/min4 4、计算各轴地输入功率（、计算各轴地输入功率（kWkW）I轴 PI=Pd1=9.60.99=9.5II轴 PII=PI23=9.50.980.97=9.03III轴 PIII=PII24=9.030.980.97=8.58滚筒轴 PIV=P21=8.580.980.99=8.32PI=9.5kWPII=9.03kWP

12、III=8.58kWPIV=8.32 kW5 5、计算各轴输入转矩（、计算各轴输入转矩（NNmm）电动机地输出转矩 Td为Pd9.6Td 9550 9550 94.52nm970故 I轴 TI=Td 1=94.520.99=93.57II轴 TII=TI 2 3 i1=93.570.980.972.85=253.50III轴 TIII=TII2 4 i2=253.500.980.974.0=963.91滚筒轴 TW=TIII2 1=935.19将上述结果汇总于下表，以备查用.参数 轴名Td=94.52 NmTI=93.57NmTII=253.50NmTIII=963.91NmTW=935.19

13、 Nm电机轴轴轴轴滚筒轴转速 r/min功率 P/kW转矩/n*m传动比效率9709.694.5210.999709.593.572.850.95340.49.03253.5085.18.58963.914.000.9585.18.32935.1910.996 6、验证带速、验证带速表 4.1 各轴主要参数V 误差D601000n45060100085.1 2.0051m/sV=2.0051m/s2.00512.0 0.255%5%，适合！2.0圆锥直齿轮设计五五 传动零件地设计计算传动零件地设计计算1 1、圆锥直齿轮地设计计算、圆锥直齿轮地设计计算已知输入功率 P1=P=9.5kW,小齿轮转

14、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 1）选定齿轮精度等级，材料和确定许用应力）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N1=2.719109N2=9.54108 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（调质），硬度为

15、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=uz1=2.8525=71.25，取z2=71.（2 2）按接触疲劳强度进行设计计算）按接触疲劳强度进行设计计算由设计公式进行计算，即3ZEKT1d12.92(10.5)2uRFR（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2ZE189.8MPa2.2）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 lim1 600MPa，大齿轮 地 接触 疲 劳强 度极限H lim 2 550MPa.3）计算应力循环次数小齿轮:N1=60n2

16、jLh=609701(283658)=2.7191091N12.719109=9.54108大齿轮：N2u2.854)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H1=564MPaH2=522.5MPaH1KHN1H lim1 0.94600MPa 564MPaSH2KHN2H lim 2 0.95550MPa 522.5MPaS6)试选Kv1.2，查得Ka1.0,K1,K1.51.25 1.875所以，K KaKKvK1.01.211.875 2.25K=2.251；38）计算小齿轮

17、地转矩95.51059.5mmT193570N970 (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7）选齿宽系数R3T1=93570Nmmd1t2.92ZEKT1(10.5)2uRFR22d1t101.59mm2.2593570189.8 2.923101.59mm 2522.50.33310.50.3332.852）计算圆周速度 vd1tn101.59970v 5.16m/s6010006010003）计算载荷系数由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数KA1.0。根据 v=5.16m/s，7 级精度，由机械设计（第八版）图 10-8 查得动载系数 KV=1.15。直齿轮

18、KH KF1。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v=5.16m/sKHbe1.25，则KH KF1.5KHbe1.51.251.875.接触强度载荷系数:K KAKvKHKH1.01.1511.875 2.15634）按实际地载荷系数校正所得地分度圆直径：K2.1563d1 d1t 3101.593100.16mmKt2.255）计算大端模数 m：d1100.16m 4.006mmz125（3 3）按齿根弯曲疲劳强度设计）按齿根弯曲疲劳强度设计3K=2.1563d1=100.16mmR(10.5R)2z12u21F（1）确定公式内地各计算值6)由机械设计（第

19、八版）图 10-20c 查得小齿轮地弯曲疲劳强度极限FE1 500MPa，大齿轮地弯曲疲劳强度极限FE2 380MPa.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公式：m4KT1YFaYSam=4.006mm取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，则，F1KFN1FE10.91500MPa 325MPaSKFN2FE2F2S4)确定弯曲强度载荷系数:K KAKvKFKF1.01.1511.875 2.15635）计算节圆锥角：1F1=325MPa1 arctan19.335。；2=90-19.335=70.665uF2=24

20、9.71MP6）计算当量齿数：az125Zv1 26cos1cos19.335z271K=2.1563ZV 2 214cos2cos70.6651=19.3357）由 机 械 设 计（第 八 版）表10-5 查 得 齿 形 系 数：2=70.665YFa1=2.60,YFa2=2.06。应力校正系数：YSa1=1.595,YSa2=1.97.YFaYSa8）计算大小齿轮地,并加以比较.Zv1=26FYFa1YSa11.40.92380MPa 249.71MPa1.4F1F2大齿轮地数值大.(2)设计计算：3YFa2YSa22.601.595 0.01276。3252.061.97 0.0162

21、5249.71Zv2=214YFa1YSa1m4KT1R(10.5R)z2221u 1F2YFaYSaF1YFa2YSa2 0.01276 =42.15639.3571043112210.5 25 2.85 133 =3.11mm0.01625mmF2 0.01625m3.11mm对比计算结果，齿面接触疲劳强度计算地模数m 大于按齿根弯曲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d

22、1=100.16mm，算出小齿轮齿数d1100.16 28.62 29m3.5大齿轮齿数 z2=uz1=2.8529=82.65,取 z2=83.z1=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d1mz13.529101.5mm,d2mz23.583290.5mm1dm1d110.5R101.5(10.5)84.58mm31dm2d210.5R290.5(10.5)242.08mm3z283u=2.86z129u2.861 arccos arccos19.27222u 12.86 1z1=29z2=83d1=101.

23、5mmd2=290.5mmdm1=84.58mmdm2=242.08mmu=2.861=19.2722=70.7282 901 9019.272 70.728u212.8621R d1101.5153.76mm22圆整并确定齿宽 b=RR=1/3153.76=51.25mm取 b1=b2=51mm.R=153.76mm2 2、圆柱斜齿轮地设计计算、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.b=51.25mmb1=b2=51mm

24、（1 1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数）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=uz1=4.0024=96.5）选取螺旋角.初选螺旋角14（2 2）按齿面接触强度进行设计计算）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：2KtT3u 1 ZHZ

25、E2d1t3()duH（1）确定公式内地各计算数值1）试选 Kt=1.6.2）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，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选 z1=24z2=9614=1.645ZE189.8MPa.5）计算小齿轮传递地转矩：1295.5105P95.51059.03T3 2.533105N 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

26、查得小齿轮地接触疲 劳 强度 极 限H lim1 600MPa，大齿轮 地 接触 疲 劳强 度极限H lim 2 550MPa.8）计算应力循环次数：小齿轮:N3=60nIIjLh=60340.41（283658）=9.542108ZE=189.8MPaT3=2.533105NN39.5421088 2.38610大齿轮:N4mmiII4.009)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.d=110）计算接触疲劳许用应力：取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得H1KHN1lim1 0.95600MPa 570MP

27、aSKHN2lim 2H2 0.96550MPa 528MPaN3=9.542108SH1 H2570528MPa 549MPaN4=2.386108故许用接触应力H=22KHN1=0.95 (2)计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得KHN2=0.962KtT3u 1 ZHZE2d1t3()duH21.62.5331041 2.433189.8 75.81mm11.64545492）计算圆周速度 v.d1tn75.81340.4v m/s 1.35m/s6010006010003）计算齿宽 b 及模数 mnt.b=dd1t=175.81mm=75.81mmd1tcos75.81co

28、s14mnt=mm 3.06mmz324h=2.25mnt=2.253.06mm=6.89mmb/h=75.81/6.89=11.0010)计算纵向重合度.=0.318dz1tan=0.318124tan14=1.9035）计算载荷系数.=3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=KAKVKHKH=11.061.21.426=1.81396）按实际地载荷系数校正所算

29、得地分度圆直径，得52H1=570MPaH2=528MPaH=549MPad1t75.81mmv=1.35m/sb=75.81mmmnt=3.06mmh=6.89mmb/h=11.00d1 d1t3K1.8139 75.813mm 79.05mmKt1.6=1.9037）计算模数 mnt.d1cos79.05cos14mntmm 3.1959mmz124（3 3）按齿根弯曲强度进行设计）按齿根弯曲强度进行设计由设计公式进行试算K=1.813922KTYYFaYSa1cosmn3dz12Fd1t=79.05mm（1）确定计算参数1）计算载荷系数.K=KAKVKFKF=1.01.061.11.37

30、=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Y 0.88.3）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FE1 500MPa，大齿轮地弯曲疲劳强度极限FE2 380MPa.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：mnt=3.1959mmK=1.5974F1KFN1FE10.92500MPa 328.57MPaSF2KFN2FE2S6）计算当量齿数：z124zv1 26.2733(cos14)cosz296zv2105.09cos3(cos14)37）由表

31、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.Y Y8）计算大、小齿轮地FaSa并加以比较.FYFa1YSa11.40.94380MPa 255.14MPa1.4Y 0.88KFN1=0.92KFN2=0.94F1 328.57MPaF2 255.14MPazv1 26.272.5921.596 0.01259F1328.57YFa2YSa22.1761.795 0.01531F2255.14大齿轮地数值大.（2）设计计算22KTYYFaYSa1cosmn3dz12Fzv2105.092=321.81392.5351

32、0 0.88cos 140.01531mm 2.31mm12421.645YFa1YSa15对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算地法面模数 mn 大于由齿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d1=79.05mm来计算应有地齿数.于是由F1YFa2YSa2 0.01259d1cos79.05cos14 30.68mn2.5取 z1=31,则 z2=uz1=4.0031=124.（4 4）几何尺寸计算）几何尺寸计算z1 z2mn311242.5mm 199.68mm1）计算中心距a 2cos2cos14z

33、1F2 0.01531将中心距圆整为 200mm.2）按圆整后地中心距修正螺旋角mn2.31mm arccosz1 z2mn arccos311242.514.362a2200z1=31z2=124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z1mn312.5mm 80.00mmcoscos14.36z2mn1242.5d2mm 320.00mmcoscos14.364)计算齿轮宽度b=dd1=180.00mm=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

34、)=2.5(1+0.25)=3.125mm7)齿顶圆直径 da1=d1+2ha=80.00+22.5=85.00mm da2=d2+2ha=320.00+22.5=325.00mm8)齿根圆直径 df1=d1-2hf=80.00-23.125=73.75mmd1 df2=d2-2hf=320.00-23.125=313.75mma=199.68mm200mm14.36d1 80.00mm六六 轴地设计计算轴地设计计算1 1、输入轴轴、输入轴轴 I I 地设计计算地设计计算已知：PI=9.5kW,nI=970r/min,TI=93.57 Nmd2320.00mm（1 1）求作用在齿轮上地力）求作

35、用在齿轮上地力高速级小圆锥齿轮地分度圆直径为b=80.00mm ha=2.5mm hf=3.125mm da1=85.00mmda2=325.00mmdf1=73.75mmdf2=313.75mm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.32TI293.5710圆周力FtN 2212.6Ndm184.581dm1 d110.5R101.5(10.5)84.58mm3径向力 Fr=Fttancos1=2212.6tan20cos19.272=760.2N轴向力 Fa=Fttansin1=2212.6tan20sin19.272=265.8N(2)(2)初步

36、确定轴地最小直径并选择联轴器初步确定轴地最小直径并选择联轴器先按式 15-2 初步估算轴地最小直径.选取轴地材料为45 钢（调质），根据表15-3，取A0112，得Ft 2212.6NFr=760.2Ndmin A03PI9.51123 23.96mm，输入轴地最小直径为安装nI970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=1.3 93.57Nm=121.64Nm联轴器与轴之间周向定位采用键连接，对直径 d100mm 地

37、轴，有一个键槽时，轴径增大3%4%，故dmin=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/T 4323-2002），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：d2=40mm,Y型轴孔 L1=112mm，A 型键槽.Fa=265.8Ndmin 23.96mm（3 3）轴地结构设计）轴地结构设计（1）拟定轴上零件地装配方案（

38、如图所示）Tca=121.64Nm图 6.1 输入轴轴 I(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，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段地直径d 49mm.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 III 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d 49mm，根据 GB/T 297-1994,初步选圆锥滚子轴承30210，其基本尺寸dDT 50mm

39、90mm21.75mm，a 20mm，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/T 297-1994，30210 型轴承地安装尺寸damin57mm，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L1 2.5d,d为轴颈直径，故取L1 2.5d 2.550 125mm，所以l-L1T 12521.75 103.25mm.圆整，取l-104mm.小锥齿轮地悬臂长度L2 0.5L1 0.5125 62.5mm.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

40、dII III 49mml 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.d d-50mm（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bh 12mm8mm，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，l 21.75mmH7；半联轴器与轴地连接，选用平键为n6H78mm7mm100mm，半联轴器与轴地配合为.滚动轴承与轴地周

41、向k6定位是由过渡配合来保证地，此处选轴地直径尺寸公差为k6.（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 4）求轴上地载荷）求轴上地载荷首先根据轴地结构图做出轴地计算简图.故选择齿轮轮毂与轴地配合为d-57mml-104mml-19mmd-40mml-65mml-35mm轴上载荷大小如下表：图 6.2 输入轴轴 I弯矩图载荷水平面 HFNH1=1440.8N垂直面 VFNV1=390.4NFNV2=1150.6N支反力 FFNH2=3653.4NMH1=-154886Nmm弯矩 MMH2=-4NmmMV1=-41968NmmMV2=11246NmmM

42、1 1548862419682160471.1N mm总弯矩M24 11246 11246N mm扭矩 T(5)(5)按弯扭合成应力校核轴地强度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22TI=93570NmmM12(T)2160471.12(0.693570)2ca13.6MPa3W0.150前已选定轴地材料为 45表 钢（调质），由机械设计（第八版表 15-1 查6.1 输入轴轴 I载荷及弯矩值得 160MPa,ca 1，故安全.2 2、中间轴轴、中间轴轴 II II 地设计计算地设计计算已知：PI

43、I=9.03kW,nII=340.4r/min,TII=253.50 Nm（1 1）确定中间轴上各齿轮地力）确定中间轴上各齿轮地力2T12253.50Ft1 6337.5Nd10.08Ft1tann6337.5tan20Fr1 2381.1N圆柱斜齿轮coscos14.36Fa1 Ft1tan 6337.5tan14.36 1622.5N Ft2=Ft=2212.6N圆锥直齿轮 Fr2=Fa=265.8N Fa2=Fr=760.2N(2)(2)初步确定轴地最小直径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，调质处理.根据 机 械 设 计（第 八 版）表15-3，取A011

44、2，得PII9.03dmin A031123 33.40mm，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 3）轴地结构设计）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 IIca13.6MPa(2)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，其尺 寸dDT 40mm90mm25.25mm,a=23mm,d-d-40mm.这对轴承均采用套筒进行轴向定位

45、，根据 GB/T297-1994，30308 型轴承地安装尺寸damin 47mm，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e 2.5mn，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 (1.01.2)43(1.01.2)43 43 51.6mm，取Ft1 6337.5NFr1 2381.1NFa11622.5NFt2=2212.6NFr2=265.8NFa2=760.2N

46、l 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b 1.4h，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bh 12mm8mm，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dmin 33.40mmH7选择齿轮轮毂与轴地配合为；圆柱齿轮地周

47、向定位采用平键连m6接，按dV V 50mm由机械设计（第八版）表 6-1 查得平键截面bh 14mm9mm，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H7；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m6尺寸公差为 m6.(4)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 4）求轴上地载荷）求轴上地载荷首先根据轴地结构图做出轴地计算简图.d-d-40mmd-43mmd-60mmlI II 46.25mmlV VI 46.25mml-45mm载荷图 6.4 中间轴轴 II弯矩图l-12mmlIV-V=8

48、2mm垂直面 VFNV1=1151NFNV2=1495.9NMV1=68864.3Nmm弯矩 MMH1=-41647.7NmmMH2=-220300NmmMV2=-23150.3NmmMV3=31218.7NmmMV4=96118.7NmmM1求轴上地载荷，各值列如下表：水平面 HFNH1=-696.1N支反力 FFNH2=-3428.8N41677.7268864.3280478.7N mm总弯矩M2M3M441647.7223150.32 47649.4N mm220300296118.72 240355.8N mm220300231218.72 222501N mm扭矩 TTII=253

49、.50Nm（5 5）按弯扭合成应力校核轴地强度）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ca 22.76MPaM32(T)2240355.82(0.6253500)2ca 22.76MPa3W0.150前已选定轴地材料为45钢（调质），160MPa,ca 1，故安全合格.3 3、输出轴轴、输出轴轴地设计计算地设计计算已 知：输 出 轴 功 率 为 PIII=8.58kW，转 速 为 nIII=85.1r/min,转 矩TIII=963.91Nm,大圆柱齿轮地直径为 320 mm，齿宽为 80mm.（1 1）确定输出轴上作用在

50、齿轮上地力）确定输出轴上作用在齿轮上地力Ft3 Ft1 6337.5N圆柱斜齿轮（大）Fr3 Fr1 2381.1NFa3 Fa11622.5N（2 2）初步确定轴地最小直径）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A0112，得dmin A03PIII8.581123 52.13mm，输出轴地最小直径为安装nIII85.1表 6.2 中间轴轴 II载荷及弯矩值联轴器地直径 d1-2，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