机械设计课程设计说明书带式运输机传动装置设计

机械设计课程设计说明书-带式 运输机传动装置设计【优秀】（文档可以直接使用，也可根据实际需要修订后使用 ，可编辑推荐下载）机械设计课程设计说明书题目：带式运输机传动装置设计学院：机电工程班级：A09 机械 2姓名：学号：指导老师：设计于 2021 年 1 月目录目录 3第一章 设计任务 51.1 设计题目 51.2 原始数据 51.3 工作条件 51.4 设计内容 51.5 设计任务 5第二章传动方案拟定与说明 5第三章电动机的选择 63.1 选择电动机类型 63.2 选择电动机的容量 6第四章传动装置的运动和动力参数选择和计算 84.1 传动装置的总传动比及其分配 84.2 传动装置的运动和动力参数的计算 81 .各轴转速 8第五章 圆柱齿轮的设计计算 101.1 齿轮材料、热处理、精度及齿数 101.2 按齿面接触强度设计 101.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 12第六章 圆锥齿轮的设计计算 146.1 齿轮材料、热处理、精度及齿数 146.2 按齿面接触强度设计 146.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 16第七章 轴的设计计算及校核 187.1 高速轴I 18求轴上的功率P转速n 和转矩T 18求作用在齿轮上的力 18初步确定轴的最小直径 19轴的结构设计 197.2 中间轴n 21求轴上的功率P转速n 和转矩T 21求作用在齿轮上的力 22初步确定轴的最小直径 23轴的结构设计 23精确校核轴的疲劳强度 257.3 低速轴 III 27求轴上的功率PIII 转速 n III 和转矩TIII 27求作用在齿轮上的力 27初步确定轴的最小直径 28轴的结构设计 29精确校核轴的疲劳强度 31第八章 滚动轴承的选择及计算 338.1 高速轴I 33求两轴承受到的径向载荷Fr1 和 Fr2 34求两轴承的计算轴向力Fa1 和 Fa2 34轴承当量动载荷P1 和 P2 34验算轴承寿命 348.2 中间轴n 35求两轴承受到的径向载荷Fr3和Fr4 35求两轴承受的计算轴向力Fa3 和 Fa4 35求轴承当量动载荷 旦和R 35验算轴承寿命 368.3 彳氐速轴出36求两轴承受到的径向载荷Fr5和Fr6 36求两轴承受的计算轴向力Fa5 和 Fa6 36求轴承当量动载荷 R和R 37验算轴承寿命 37第九章键联接的选择与校核 379.1 根据轴的直径选择键 379.2 校核键的承载能力 389.3 选用键的型号 39第十章联轴器的选择 3910.1 高速轴用联轴器的设计计算 3910.2 低速轴用联轴器的设计计算 40第十一章箱体设计 4011.1 减速器附件的选择 4011.2 减速器机体结构尺寸的计算 40第十二章润滑与密封 4211.3 齿轮的润滑 4211.4 滚动轴承的润滑 4311.5 密封方法的选取 43第十三章设计小结 43参考资料 43第一章 设计任务1.1 设计题目设计带式输送机传动系统。采用两级圆锥圆柱齿轮减速器。1.2 原始数据输送带有效拉力F= 2000 N输送带工作速度v=1.9m/s （允许误差5% ）输送机滚筒直径d=320mm减速器设计寿命为 5 年。1.3 工作条件两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳；三相交流电源，电压为 380/220 伏。1.4 设计内容1、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；2、传动件的设计；3、轴的设计；4、轴承及其组合部件设计；5、键联接和联轴器的选择与校核；6、润滑设计；7、箱体、机架及附件的设计；8、装配图和零件图的设计与绘制；9、设计计算说明书的编写。1.5 设计任务1、减速器总装配图一张2、齿轮、轴零件图各一张3、设计说明书一份第二章 传动方案拟定与说明由题目所知传动机构类型为： 设计带式输送机传动系统。 采用两级圆锥圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小， 两大齿轮浸油深度可以大致相同。传动装置参考方案：图2-1传动装置图带式输送机由电动机驱动。电动机1通过联轴器2将动力传入两级圆锥一圆柱齿轮减速器3,再通过联轴器4将动力传至输送机滚筒 5,带动输送带6工作。第三章电动机的选择3.1 选择电动机类型因为本传动的工作状况是：两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳；三相交流 电源，电压为380/220伏。所以选用常用的封闭式 Y系列的电动机。3.2 选择电动机的容量1 .电动机所需工作效率PdPWFv一 KW 而 PW KWa10002 .电动机至主轴的传动总效率式中：1为联轴器的传动效率，取 1=0.99 （齿轮联轴器）2为轴承的传动效率，取2=0.98 （滚动轴承）3为圆锥齿轮的传动效率，取3=0.96 （7级精度）4为圆柱齿轮的传动效率，取4 =0.96 (7级精度)5为卷筒的传动效率，取 5=0.96则 a 0.992 0.984 0.96 0.96 0.96 0.82 a所以Pdwa 1000 a2000 1.91000 0.824.63KW3.确定电动机的转速卷筒轴工作转速为n60 1000vD60 1000 1.9 113.46 r/min320二级圆锥一一圆柱齿轮减速器传动比1025 113.46 1134.6 2836.5 r/mini 10 25 ,则总传动比合理范围为ia 10、25,故电电动机主要外形和安装尺寸列于下表:型号额 士 7E功 率 kW满载时起动电流 额定电流起动转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩转速r/min电流（380V 时） A效率%功率 因数Y2-132S-45.5144011.885.00.837.02.32.3动机转速的可选范围为 nd ia?n根据容量和转速，由机械手册上查得：选定电动机型号Y2-132S-4其主要性能如下中心高H外形尺寸L (AC/2+AD) HD底角安装尺寸A B地脚螺栓 孔直径K轴伸尺寸D E装键部位尺寸F GD132470 340 315216 1401238 8010 8第四章传动装置的运动和动力参数选择和计算4.1传动装置的总传动比及其分配1 .计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速n可确定传动装置应有的总传动比为:nmn1440113.46=12.692 .分配传动装置传动比减速器传动比i=ia ai1 i2式中ii2分别为圆锥和圆柱齿轮的传动比。取圆锥齿轮传动比为 i1 =0.22 i =2.79 ,则 i2ia,坐9 2.55。2.79图4-1轴装配示意图4.2传动装置的运动和动力参数的计算1 .各轴转速I 轴 n nm =1440 r. minn 轴 nII = n_ 516.13 r min ii出轴 n IIInJL = 516.13 113.43 r mini24.55IV 轴（卷筒轴）nIv nIII 113.43 r/min2 .各轴输入功率I 轴 PPd 1 4.63 0.99 4.58KWID轴PIIP 2 3 4.58 0.98 0.96 4.31KWPIIIPII 4 2 4.31 0.96 0.98 4.06KWIV轴（卷筒轴）PIvPIII12 4.06 0.99 0.98 3.94KWI - IV轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.983 .各轴输入转矩电动机输出转矩Td 9550且 9550 竺3 30.71N m nm1440I 轴TITd130.710.99 30.40N mn 轴TIITIi12330.40 2.79 0.980.96 79.79N m出轴TIII TII i2 4 2 79.79 4.55 0.96 0.98 341.56N mIV 轴（卷筒轴）TIV TIII 12 341.56 0.99 0.98 331.38N mI - IV轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名功率p kW转矩TN ?m转速nr/ min传动比 i效率输入输出输入输出电动机轴4.6330.7114401.000.99I轴4.584.4930.4029.791440n轴4.314.2379.7978.19516.132.790.94出轴4.063.98341.56334.73113.434.550.94IV轴（卷筒轴）3.943.86331.38324.75113.431.000.97第五章圆柱齿轮的设计计算5.1齿轮材料、热处理、精度及齿数1 .输送机速度不大，精度等级选用7级精度；2 .材料及热处理：45号钢（调质），硬度为选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为240HBS ,二者材料硬度差为 40HBS。3.试选小齿轮齿数z120,大齿轮齿数z2z1 i2 20 4.5591 ,取 z291。5.2按齿面接触强度设计按式教材（1021）试算，即2ZhZe（1）确定公式内各计算数值1.试选 Kt 1.32.由图10-30,选取区域系数 Zh2.4333.由图 10-26,查得 1 0.78,2 0.87,则1.654 .循环次数:Ni60nJLh 60 516.131 (5300 82)8.92 108Ni8N21 1.96 10u5 .查教材图1019曲线1得KHN11.05K HN 21.156.选取齿宽系数d1.07.计算纵向重合度0.318 d乙tan0.318 1 20 tan14 1.598.确定弹性影响系数:根据教材表106查得 ZE 189.8vMPa9.计算接触疲劳许用应力查教材图1020 (d)得Himi 700MPa, Him2 6O0MPa取失效概率为1%,安全系数SH 1.0,由式(10-21)得K HN1 H lim 1SH1.05 7001.0735MPaH1(2)计算H 2H21.计算小齿轮分度圆直径K HN2 H lim 2SH1.15 6001.0690MPa735 690712.5MPadt,由公式得,2 1.3 79790 4.55 1 2.433 189.8d1t31.65 14.55712.563.84mm2.验算载荷系数：齿轮的使用系数：载荷状况以均匀平稳为依据查教材表102 得KA 1.0齿轮的圆周速度：v齿宽与齿高比bb/hd1t n13.14 63.84 516.131.72m/ s 60 100060 1000dd1t 1.0 63.84 63.84mmbb2.25mt2.25d1t/z1由教材图108查得：KV 1.05对于软齿面齿轮，假设 KA Ft/b 100N m , A t63.849.162.25 63.84/20由表103得KH KF 1.2由教材表104查得Kh1.427,由教材图1013查得Kf 1.35接触强度载荷系数K KA KV KHKH1.0 1.05 1.417 1.2 1.793.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得d1 d1t 3 K/Kt 63.84 3 1.79/1.3 71.02mmd1 cos71.02 cos14 八“20模数 mi 3.45mm5.3按齿根弯曲疲劳强度设计由式（10-17）得3mn（1）确定计算参数1.确定弯曲疲劳强度系数：K KA KV KF KF 1.0 1.05 1.2 1.35 1.7022KTY cos2d z2KaKaF2 .根据纵向重合度1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数 Y 0.883 .计算当量齿数:Zizv13cos203/二cos 14,21.89, Zv2Z23 cos913/ 二cos 14-99.624 .齿形系数查教材表105得YFa12.715”Sa1 1.565 ;YFa22.182,YSa2 1.7855 .确定许用应力：由教材图1018查得KFN1 1.0,KFN2 0.9取安全系数SF1.4由教材图10-20 (c)得FN1 600MPa, FN2 420MPa按脉动循环变应力确定许用弯曲应力，即F1F2KFN1 FN1SFK FN 2 FN2SF1 600 429MPa1.40.9 420 270MPa1.46 .计算大小齿轮的YEaYSa并加以比较FYEa1YSa12.715 1.5654290.00990； a22.182 1.7850.01443270大齿轮的数值大，故选用大齿轮的数值。(2)计算mn3 -22 1.70 79790 0.88 (cos14 )1 202 1.650.01443 1.7mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn 3.45大于齿根弯曲强度计算的法面模数mn 1.70,故取mn 3满足弯曲强度。为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d171.02mm来计算应用的齿数。于是有：Z|d1 cos71.02 cos14 寸22.97,取 Z1=23mn则Z2u z14.55 23104.5,取 z2 105(3)齿轮的几何尺寸计算1.计算中心距a(ZiZ2) mn2cos(23 105) 3 197.9 mm2 cos14(Z1 Z2)mn arccos2aarccos因值改变不多，故参数,K，Zh等不必修正。将中心距圆整为 198mm2.按圆整后的中心距修正螺旋角(23 105) 314.142 1982.计算大小齿轮的分度圆直径d1Z1 mn23 3coscos14.14；71.16mmd2Z2 mn105 3coscos14.14216.56mm3.计算齿轮宽度b d di 1 71.16 71.16mm圆整后取B2 72mm, B 79mm4.结构设计图(略)第六章圆锥齿轮的设计计算6.1齿轮材料、热处理、精度及齿数1 .精度等级选用8级精度；2 .材料及热处理：选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为 45号钢（调质），硬度为240HBS,二者材料硬度差为 40HBS。3 .试选小齿轮齿数乙 20,大齿轮齿数Z2 Z1 i1 20 2.79 55.8,取4 566.2按齿面接触强度设计按式教材（1026）试算，即d1t2.92 3 (ZE)2R(1KOT5R)2U（1）确定各计算数值1 .试选 Kt 1.32 .小齿轮传递的转矩 T130.40N m13 .选取齿宽系数 R 34 .确定弹性影响系数：根据教材表106查得Ze 189.84MPa5 .确定区域载荷系数：标准直齿圆锥齿轮传动Zh 2.56 .确定接触许用应力：循环次数： _ _9N1 60nl jLh 60 1440 1 (5 300 8 2) 2.49 109N2一 一 一 92.49 102.798.92 108查教材图10-19曲线1得KHN10.9, KhN2 1查教材图1020 (d)得Him1 700MPaHlim2 600MPa取失效概率为1%,安全系数SH1.0 ,由式(10-21)得K HN 1 Hlim1H1QSH0.9 700 630MPa1.0h2 KHN2Hlim21-600 600MPaSH1.0H1H22630 6002615MPa(2)计算1 .计算小齿轮分度圆直径d1t,由公式得d 1t 2.92 3 (1.3 30400189.8 2_)_ 2 . 一615 1/3(1 0.5 1/3)2 2.7949.45mm2 .验算载荷系数:齿轮的使用系数:载荷状况以均匀平稳为依据查教材表102 得 KA1.0齿轮的圆周速度:dm/1v 60 10003.14 49.45 144060 10003.73m/s由教材108查得：KV1.15齿间载荷分配系数KH KF 1根据大齿轮两端支承，小齿轮作悬臂布置，查教材表109得轴承系数KH be 1.25则齿向载荷分布系数KH KF 1.5KHbe 1.5 1.25 1.88接触强度载荷系数K Ka Kv Kh Kh 1.0 1.1 1.01.88 2.063.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得d1% 3K/K； 49.45 3 2.06/1.357.65mm6.3按齿根弯曲疲劳强度设计由式10-24试算4KT1m 3 广 r(1 0.5 r)2Zi2、.uYFaYsa(1)确定计算参数1.确定弯曲疲劳强度系数:Ka KvKhKh1.0 1.1 1.0 1.88 2.062 .计算当量齿20Zv1cos 1cos19.7221.25Zv2Z256165.96cos 2cos70.283 .齿形系数查教材表105得YFa12.715,YSa11.565 ;YFa22.182,YSa21.7854 .确定许用应力：由教材图1018查得KfN1 1.0,Kfn2 0.9取安全系数Sf1.4由教材图10-20 (c)得fni 600MPa,fn2 420MPa按脉动循环变应力确定许用弯曲应力，即F1F2 K FN1 fniSFK FN 2 FN 2SF# 429Mpa0.9 420 270MPa5 .计算大小齿轮的YEaYSa并加以比较F0.01443YEalYSal2.715 1.565YEa2Y3a2 2.182 1.785 0.00990; F 1429F 2270大齿轮的数值大，故选用大齿轮的数值。(2)计算取标准值m=3mm ;4 2.06 30400 m 3 .0.014432.36mm , 1/ 3(1 0.5 1/ 3)2202,2.792 11.计算齿轮的几何尺寸：d1 m z1 3 20 60mmd2Ru d12.79 6060167.4,2.792 12125.74 mmu arccosu2 1b R 1/3 125.74 41.91mm圆整取 B2 42 mm, B1 47mmarccos-2-79- 19.72.2.792 12 9019019.7270.282.校核弯曲强度:201%1(1F1 bm2(1 0.5 R)2z12 2.06 30400 2.715 1.565T2247 32 (1 0.5 1/3)2 2090.5MPa F1201%F2bm2(1 0.5 r)2 Z22 2.06 30400 2.182 1.78 _2_242 32 (1 0.5 0.3)2 5633.09MPa F2满足弯曲强度。以上所选参数适合。3.结构设计图（略）第七章轴的设计计算及校核7.1高速轴IP转速n和转矩T已知 P 4.58KW ,n 1440r/min,T 30.40N?m因已知高速轴上小齿轮的分度圆直径为d1 60mm而 Ft2Tl 2 30400 1013.3Nd160FrFttancos 11013.3 tan20cos19.72347.2NFaFttansin 11013.3 tan20sin19.72124.4N圆周力径向力及轴向力的方向如图7-1-1所示图7-1-1轴上弯矩示意图先按教材式（152）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢（调制）。根据教材表153,取A0 112,于是得dminA0 3j_ 112 J .16.5mmn.1440高速轴轴的最小直径显然是联轴器处轴的直径d （图2）。为了使所选的轴直径 d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca Ka Ti ,查表141,考虑到转矩变化很小，故取Ka=1.3,则：Tca Ka 7 1.3 30710 39923N mm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选LX1型弹性柱销联轴器,其公称转矩为250000N mm。半联轴器的孔径d1 18mm,故取d =18mm,半联轴器长度L 42mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1 30mm o1 .拟定轴上零件的装配方案如图7-1-22 .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要求，I-n轴右端需制出一轴肩，故取n -m轴段直径dn皿=1.1 d =19.8mm,取d皿=20mm ;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取D=23mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1 30mm ,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I -n段的长度应比L1略短一些，现取l28mm(2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 dn皿=20mm,由机械设计手册中初步30000型单列圆锥滚子轴承 32006,其尺寸为 d D T 30mm 55mm 17mm ,故 d4 1V dV VI 30mm。而( 、- ,一IVVI 17mm,为了保证机座只压在轴承上而不压在轴的端面上，右端滚动轴承右端米用轴肩进行轴向定位。由机械设计手册上查得 32006型轴承的定位轴肩高度 h 3mm,因此，取dIV V 36mm；齿轮的左端采用轴端挡圈定位。(3)轴承端盖的总宽度为20mm o根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l1 30mm,故取lII III 50mm。(4)取安装齿轮处的轴段VI-VII的直径dvi皿=24mm,齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，左端用轴端挡圈定位。齿轮距箱体内壁的距离a 14mm,设壁厚s 8mm。已知齿轮轮毂的宽度为 47mm,则lVI VII 14 47 (17 14) 8 72mm。齿轮右端需用轴端挡圈定位，故取lVI VII 68mm。(5)取两轴承之间的距离为 60mm,故lIV V 60mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3 .轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用圆头平键连接。按 dVI VII由教材表6-1查得平键截面b h 6mm 6mm ,键槽用键槽铳刀加工，长为 18mm,同时为了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电；同样，半联轴器与轴的的连接，选用n6H 7平键为6mm 6mm 18mm,半联轴器与轴的配合为 H2。滚动轴承与轴的周向定位是由k6过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6o4 .确定轴上圆角和倒角尺寸参考教材表152,取轴端倒脚为1 45：,各轴肩处的圆角半径为 1mm (见零件图)。.5 .求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图（图1）.在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。又于32006型圆锥滚子轴承，由手册中查得 a 13mm。因此，作为简支梁的轴的支 承跨距L L2 （2T 2a） 60mm （2 17 2 13） 68mm。根据轴的计算简图做出轴的 弯矩图和扭矩图（图 2）。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面n 一m是轴的危险截面。现将计算出的截面caM12 ( T1)2WSC0400)253.3MPan一出处的mh、MV&M的值列于下表。载荷水平囿H垂直向V支反力FFnhi1013.3N,Fnh2 2026.6nFNv1 292.3N,FNV2 639.5N弯矩MMh 137808.8N mmMV1 37414N mm,MV2 9593N mm总弯矩M1 V1378082 374142 142797N mmM2 V1378082 95932 138141N mm扭矩TT 30400N mm6.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据教材式（155）及以上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 0.6,轴的计算应力前已选定轴的材料为45号钢（调质），由教材表 151查得 1 60MPa。因此ca6 .2中间轴nP转速n和转矩T已知 PI4.31KW ,nH 516.13r/min, TII79.79N m已知圆锥齿轮的分度圆直径为d2 167.4mmFt2 Fti 1013.3N , Fr2Fa1 124.4N , Fa2 Fr1 347.2N 。已知圆柱齿轮的分度圆直径为do 71.16mm； 3Ft322 79790d371.162242.6NFr3Fn3816.2NFt3 tan2242.6 tan20Ft3 2242.6t- 2386.5Ncos cos20圆周力，径向力及轴向力的方向如图7-2-1所示。r图7-2-1轴上弯矩示意图先按教材式（152）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢（调制），根据教材表153,取A0 112,于是得dmin A 3：2112 3： 4.31 23mmn. 516.13中间轴的最小直径显然是轴承处直径di n,dv vi （图4）。为了使所选的轴直径 didv VI与轴承的孔径相适应，故需同时选取轴承型号。选取型号为32006单列圆锥滚子轴承， 其尺寸为d D T 30mm 55mm 17mm。所以 di=dv胃=30mm且轴承的一端用轴端挡圈挡住，另一端也用挡圈。1拟定轴上零件的装配方案：选用图 7-2-2的装配方案图7-2-2轴上零件装配图2根据轴向定位的要求确定轴各段的直径和长度（1）取安装圆锥齿轮处的轴段nni的直径dn皿 36mm；圆锥齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知圆锥齿轮轮毂的长度l 42mm。为了使套筒端面可靠地压紧大齿轮， 此轴段应略短于轮毂长度，故取ln皿=40mm。齿轮右端采用轴肩定位， 轴肩高度h 0.07d ,故取h 3mm ,则轴环出一w处的直径 dm 1V 42mm。取l皿1V 45mm。（2） v为非定位轴肩，则取 d1V v 36mm,由于小直齿轮的齿宽B 79mm,所以除去轴向紧固空隙，11V v77mm。(3)确定两端轴承处的轴段长度取两端轴承处的挡圈的长度为a 15mm。左端 h T a (1 1n m) 17mm 15mm (42mm 40mm) 34mm右端 1v vi T a (B 1v vi) 17mm 15mm (79mm 77mm) 34mm3轴上零件的周向定位齿轮轴的周向定位采用圆头平键联接。锥齿dw36mm由手册选用平键为b h 10mm 8mm,键槽用键槽铳刀加工，长为 32mm,同时为了保证齿轮与轴的配合 有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。同理可得圆柱齿轮处平键尺寸为b h L 10mm 8mm 63mm。4确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角为1 45 ,各轴肩处的圆角半径为 1mm (见零件图)。5 .求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于 32006型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=13mm ,得 L1=33mm, L2=78mm,L3=37mm。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面IV V是轴的危险截面。现将计算出的截面W V处的 Mh、MV及M的值列于下表。载荷水平囿H垂直向V支反力FFnh3 1347.9N,Fnh4 1908NFnv376.7N,Fnv4 1017.3N弯矩MMH3 44480.7N mmM H4 115076.7 N mmMV3 2531N mm,MV4 37640N mm总弯矩M4、115076.72 25312 115104.5N mmM3 &15076.72 376402121076N mm扭矩TT 79790N mm6 .按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面IVV)的强度。根据教材式(155)及以上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取ca0.6 ,轴的计算应力M42 ( Tu )21210762 (0.6 79790)20.1 36327.9MPa前已选定轴的材料为45号钢（调质），由教材表 151查得1 60MPa 。因此ca1 .判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面II,III,IV和V处过盈配合引起的应力集中比较严重，其中截面IV,V最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面 V的应力集中的影响和截面IV相近。但截面V不受扭矩作用，故不必做强度校核。 截面C虽然应力集 中最大 ，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），故截面C也不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合最小，因此该轴只需校核截面 IV左右两侧即可。2 .截面IV左侧3 33抗弯截面系数 W 0.1d0.1 427408.8mm抗扭截面系数 WT 0.2d3 0.2 423 14817.6mm3截面 IV 左侧的弯矩 M 121076 61 38.5 N m 44659.2 N m61截面IV上扭矩TII 79790N mm，、一M 446592截面上的弯曲应力b MMPa 6.03MPaW 7408.8截面上的扭车t切应力T n 79790 MPa 5.38MPaWT 14817.6轴的材料为45号钢(调质)，由表15-1查得B 640MPa, 1 275MPa, 1 155MPa及 按附表3-2查取。0.72,q0.78,截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数r1D42因0.028 ,1.45d36d36又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q故有效应力集中系数按式（附表3-4）为K 1 q (1) 1 0.72 (2.05 1) 1.756K 1 q( 1) 1 0.78 (1.45 1) 1.351由附图3-2的尺寸系数0.76；由附图3-3的扭转尺寸系数0.87,轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为0.92。轴未经表面强化处理,则按式（3-12)及式（3-12a）得综合系数为又由教材 31 1.7560.760.922.401.3510.871 0.921.643- 2得碳钢的特性系数0.10.2,取 =0.10.050.1,取 =0.05于是计算安全系数SCa值按式(15-6) (15-8)得27519.00m 2.40 6.03 0.1 0155m 1.64 5.38/2 0.05 5.38/234.10SCaS SS2 S219.00 34.10-16.6 S 1.5，故可知其安全。192 34.123.截面IV右侧抗弯截面系数W3330.1d0.1 364665.6mm抗扭截面系数WT3330.2d0.2 436 9331.2mm截面IV右侧的弯矩截面上的弯曲应力61 38.5M 121076 N m 44659.2 N m61M 44659.2 0b MPa 9.57MPaW4665.6截面IV上扭矩TII79790Nmm截面上的扭转切应力TTWt79790 MPa 8.55MPa9331.2过盈配合处的K K K 曲附表3-8用插值法求出并取 0.8，于是有KK二3.16,0.83.16 2.53轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量系数为0.92,故得综合系数3.160.923.25所以轴在截面IV右侧的安全系数为2752.530.922.623.25 9.57 0.1 08.841552.62 8.55/2 0.0513.588.55/2SCaS SS2 s28.84 13.58,=7.41一 8.842 13.582S 1.5,故可知该轴在截面IV右侧的强度也是足够的。因吴过大的瞬间过载及严重的应力循环对称性，故可略去静强度校核。至此, 4.绘制轴的工作图，见轴零件图。该轴的设计计算结束。7.3低速轴III品转速nIII和转矩TIII已知 PII4.06KW ,nIII113.43r/min , TIII341.56N m已知圆柱齿轮的分度圆直径为d4 216.56mm。Ft4 Ft32242.6N , F.4Fr3 816.2N ,Fn4 Fn3 2386.5N。圆周力，径向力及轴向力的方向如图7-3-1所示。Fi1F “F- KU&图7-3-1轴上弯矩示意图先按教材式（152）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢（调制）。根据教材表153,取A0 112,于是得,八 PW八 CQ 4.06dm.A031003 .c36.9mm:n113.43低速轴的最小直径显然是联轴器处轴的直径di （图6）。为了使所选的轴直径 diu与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca Ka Tm ,查表141,考虑到转矩变化很小，故取 Ka=1.3,则:Tca KA Tm 1.3 341560 444028N mm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选 LAK6型鞍形块弹性 联轴器，其公称转矩为 630000 N mm。半联轴器的孔径为4247 ,取42mm,故取dI II 42mm,半联轴器长度 L 112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1 84mm。图7-3-2轴上零件装配图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要求，i n轴段右端需制出一轴肩，故取n-ill段的直径dII III 48mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=52mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L, 84mm,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I -n段的长度应比 L1略短一些，现取II 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的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 dII III 48mm,由机械设计手册中初步选取 32021型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为 d D T 50mm 80mm 20mm ,故 dy11ra d4 1V 50mm。(3)取安装齿轮处的轴段的直径dv胃56mm；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 72mm,为了使套筒端面可靠地压紧大齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取1V VI 70mm。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d1V V 66mm。（4）轴承端盖的总宽度为 20mmo根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面间的距离1 30mm,故取1II III 50mm。（5）由于跟中间轴II轴在同一水平面上并有一对齿轮啮合，所以取 1III IV 35mm,1Iv、 90mmJvI VII 35mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3 .轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用单圆头平键连接。按d- 56mm由教材表6-1查得平键截面b h 16mm 11mm ,键槽用键槽铳刀加工，长为56mm,同时为了保证齿H 7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 ;同样，半联轴器与轴的n6H 7的连接，选用平键为b h L 12mm 8mm 63mm ,半联轴器与轴的配合为 二。滚动 k6轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4 .确定轴上圆角和倒角尺寸参考教材表152,取轴端倒脚为2 45 ,各轴肩处的圆角半径为 2mm （见零件图）。.5 .求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图（图5）.在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。又于32021型圆锥滚子轴承，由手册中查得 a 18mm。因此，作为简支梁的轴的支 承跨距L 320 2 18 194mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图5）。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面V VI是轴的危险截面。现将计算出的截面VVI处的Mh、MV及M的值列于下表。载荷水平囿H垂直向V支反力FFNH 5601N , Fnh 61641NFnv51109N,Fnv6 1926N弯矩MMH5 170674N mmMV5 157478N mm,MV6 100152N mm总弯矩M 5 J1706742 1574782 232226 N mmM 6 V1706742 100152 2197889N mm6.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 VVI）的强度。根据教材式（155）及以上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6 ,轴的计算应力,M52 （Tiii）2caW前已选定轴的材料为ca 1 ,故安全。2322262 (0.6 34156c)20.1 56317.6MPa45号钢（调质），由教材表 151查得 1 60MPa o因此扭矩TTIII 341560N mm1 .判断危险截面截面V-VI为危险截面，但几面 VI不受扭矩作用，故只需校核截面v左右两侧即可。2 .截面V左侧抗弯截面系数 W 0.1d3 0.1 663 28749.6mm3抗扭截面系数 W 0.2d 3 0.2 663 57499.2mm3截面V左侧的弯矩M 232226 80 35 130627 N mm80截面V上的扭矩 T为TIII 341560N mm截面上的弯曲应力b M 1306274.54MPaW 28749.6截面上的扭车t切应力T TL 3415605 94MPaWT57499.2轴的材料为45号钢（调质）。由教材表 151 查得 B 640MPa, 1 275MPa, 1 155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按教材附表32查取。一 r2D 64 , _因 0.036, 1. 143 ,经插值后可查信 d56d56q 0.81,q0.842.05,1.58。又由教材附图31可得轴的材料的敏性系数为k 1 q (1) 1 0.81 (2.05 1) 1.851k 1 q (1) 1 0.84 (1.58 1) 1.487由教材附图32可得轴的尺寸系数0.68 ;由教材附图33可得轴的扭转尺寸系数0.83轴按磨削加工，由教材附图34得表面质量系数0.92轴未经表面强化处理，即 q 1,则按式(312)及式(312a)得综合系数为1” 0.6811 2.81 0.92, 1.48710.8311 1.88 0.92又由教材 31 3 2得碳钢的特性系数0.10.2,取 0.10.05 0.1,取 0.05于是，计算安全系数 Sca值，按教材式(15 6) (158)则得1275K a m 2.81 4.54 0.1 021.561555.945.941.88 0.05 27.04S S,S2 S221.56_27.04_-21.562 27.04216.86S 1.5故可知其安全。3 .截面V右侧 抗弯截面系数 W 0.1d3 0.1 563 17561.6mm3抗扭截面系数 WT 0.2d3 0.2 563 35123.2mm3截面V左侧的弯矩 M 232226 80 35 130627 N mm 80截面上的弯曲应力 b M 1306277.44MPaW 17561.6截面V上的扭矩TIII341560N mm截面上的扭转切应力TiiiTwt包竺处9 72MPa 35123.2.一k 过盈配合处的,由教材附表38用插值法求出,0.8,于是有kk3.16,一k 0.80.83.16 2.53轴按磨削加工，由教材附图34得表面质量系数0.92故得综合系数为3.163.25于是，计算安全系数Sca 值:2750.922.530.922.623.25 7.44 1 011.371559.722.62 29.720.05 211.94Sca11.37 11.94,11.372 11.9428.23 S 1.5故该轴在截面IV右侧的强度也是足够的。4 .绘制轴的工作图，见轴零件图。第八章滚动轴承的选择及计算8.1 高速轴I查机械设计手册可知圆锥滚子轴承32006的基本额定动载荷 C 46800N，基本额定静载荷 C0 35800N 。Fr1 和 Fr2Fr1FNH12 FNV12.1013.32 292.32 1055N2222Fr2Fnh2Fnv22026.6639.52125NFa1 和 Fa2对于30000型圆锥滚子轴承，轴承的派生轴向力为FdFr/2Y,由手册查得32006型圆锥滚子轴承Y=1.4, e=0.43。则：Fd1 Fr1 -055- 376.79N , Fd2F22125758.93N 。2Y 2 1.42Y 2 1.4