带式输送机传动装置课程设计

 带式输送机传动装置课程设计 1、传动装置简图； 2．课程设计任务： 已知二级减速器，运输机工作转矩T/（N.m ）为 620N. m，运输带工作速度0.9m/s,卷阳筒直径:360mm. 工作条件：连续单向运转，工作时有轻微震动，使用期 限为8年，中等批量生产，两班制工作，运输速度允许 误差±5％。 二、电动机的选择 1、按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压 380V,Y型。 2、计算功率 2VT0.9 Pw=Fv/1000===3.1 Kw 360D 系统的传动效率1 总效率 机构 V带传动 齿轮传动 滚动轴承联轴器 卷筒传动 η=0.82 （一对） 效率 0.90 0.98 0.98 0.99 0.96 一、设计题目之宇文皓月创作 符号 所以： 1 2 3 4 5 5122 335 ＝0.920.980.980.980.980.980.980.99＝0.82 其中齿轮为8级精度等级油润滑 所以Pd=Pw/η＝3.8 kw 确定转速 圏筒工作转速nw＝Y132S—4电动机 P=5.5KW N=1440(r.min-1) 601000v6010000.9==47.77转 D3.14360二级减速器的传动比为7.150（调质） 所以电动机的转速范围 339.42390 通过比较，选择型号为 Y132S-4其主要参数如下： 电动机额 定功率P 5.5kw 总的转动比:i=电动机满 电动机伸 电动机伸出 载转速nm 出端直径 端装置长度 1440(r.min-1) 38mm 80mm 三、传动比的分配及转动校核 n11440 ==30.1 n447.8选择带轮传动比i1=3，一级齿轮传动比i2= 3.7,二级齿轮传动比i3=2.9 7、由于电动带式运输机属通用机械，故应以电动机的额定功率Pe作为设计功率，用以计算传动装置中各轴的功率。 0轴（电动机）输入功率：P0Pe=5.5kw 1轴（高速轴）输入功率：P1P01=5.50.92=5.06kw 2轴（中间轴）的输入功率：P22P01·=4.86kw 3轴（低速轴）的输入功率：2322P3P0123=5.50.920.980.98=4.62kw 3=5.50.920.980.98×4轴（滚筒轴）的输入功率: 23320.980.98 =5.50.92P4P0.99×0124530.96=4.484kw 8、各轴输入转矩的计算： 0轴（电动机）的输入转矩： T095•5105P055.53=95•510=36.4710 N·mm 1440n0P55.0631=95•510=100.6710 N·mm 480n1P254.863=95•510=357.6610 N·mm 129.73n2P354.623=95•510=986.3810 N·mm 44.73n31轴（高速轴）的输入转矩： T195•51052轴（中间轴）的输入转矩： T295•51053轴（低速轴）的输入转矩： T395•51054轴（滚筒轴）的输入转矩: T4 95•5105轴编号 I II III IV V P454.4843=95.510=957.3510 N·mm 44.73n4转速/(r/min) 1440 480 129.73 44.73 44.73 转矩/(N.mm) 3.647×10 1.0067×10 3.5766×10 9.8638×10 9.5735×10 55554名称 电动机转轴 高速轴 中间轴 低速轴 卷筒轴 功率/KW 5.5 5.06 4.86 4.62 4.484 四、三角带的传动设计 确定计算功功率Pca 1． 由[课]表8-6 查得工作情况系数KA=1.2，故 Pca=KAPe=1.25.5 =6.6 kw 2.选取窄V带类型 根据Pca no 由[课]图8-9 确定选用SPZ型。 3．确定带轮基准直径 由[2]表8-3和表8-7取主动轮基准直径 dd1=80 mm 根据[2]式（8-15）， 从动轮基准直径 dd2。 从动轮基准直径 按[2]式（8-13）验算带的速度 dd2＝250 mm dd1no801440V===6.29 m/s <25 m/s 带的速度合适 6010060100 4．确定窄V带的基准长度和传动中心距 根据 0.7（dd1+dd2）120 =180+ 主动轮上的包角合适 6．计算窄V带的根数Z a533.73mm 包角 Pca (PoPo)KKL由 n0=1440 r/min dd1=80 mm i=3 查[课]表8-5c 和[课]表8-5d得 Z= P0=0.22kw 0=1.60 kw P查[课]表8-8得 K=0.95 KL =0.99 ，则 Z=1＝161.7 V带的根数 Z＝4 6.6=3.856 (1.600.22)0.950.99取 Z=4 根。 7．计算预紧力F0 F0=500Pca2.5(1)qv2 VEK6.62.5(1)0.0656.292=550.3N 6.2940.95查[课]表8-4得 q=0.065 Kg/m, 故 F0=500 8．计算作用在轴上的压轴力Fp Fp=2ZF0sin12 =24550.3sin =4346.38 N 9.带轮结构设计略。 161.7 2五、齿轮传动的设计 ㈠高速级齿轮传动的设计 选择齿轮精度为7级，小齿轮资料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮资料为45钢（调质），硬度为 240HBS,两者资料硬度差为 40HBS. 减速器采取圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为=14° 初选小齿轮齿数为2。那么大齿轮齿数为81。 3、由于减速器采取闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。 设计公式：d1t≥32KTU1ZHZE2.() dUH确定公式中各参数，选Kt=1.6,ZH=2.433, ,=0.765, ,=0.945. 12 =0.765+0.945 =1.710 由表查得齿宽系数d＝1.0。 查表得：资料弹性影响系数ZE=189.8MPa 再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限Hlim1＝590MPa，大齿轮得接12 由计算公式：N=60nijLh算出循环次数： N1＝60×480×1×（2×8×8×300） 9＝2.76×10 N N2=1=4.38×108 i 再由N1,N2查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.94,KHN2 =1.05. 计算接触疲劳许用应力，取平安系数S=1,失效概率1％。 KHN1Hlim1=0.94×590=554.6Mpa H1 S KHN2Hlim2 =1.05×560=588Mpa H2 S H1H2554.6588 =571.3MPa H22 4、计算小齿轮分度圆直径d1t,由计算公式得： 2KTU1ZHZE2 d1t3.() dUH 2 21.63d1t  11.71 d1t≥53.87mm d2d1i=199.32mm dn3.14 计算小齿轮圆周速度：v＝=1.35m/s 601000601000 计算齿宽b及模数m. b=d1td153.87mm 触疲劳强度极限：Hlim2＝560MPa. mntd1tcoscos142.376 22d1＝53.87mm d2=199.32mm 模数 M＝2.376 齿宽 B＝53.87 齿高:h=2.25mnt=2.25×2.376=5.346mm b53.87=10.08 h5.346计算纵向重合度：0.318dZ1tan ＝0.318×1×22×tan14° ＝1.744 计算载荷系数K 已知使用系数KA=1 已知V＝1.35m/s7级齿轮精度，由表查得动载荷系数KV=1.05 由表查得：KH的计算公式： KH1.120.18(10.6d2)d20.23103b ＝1.12＋0.18（1＋0.6）＋0.23×1053.87 ＝1.42 3再由表查的：KF =1.33, KHKF =1.2 公式：KKAKVKHKH =1×1.2×1.05×1.42 =1.789 再按实际载荷系数校正所算得分度院圆直径： d1d1t3K1.789=55.91mm 53.873Kt1.6d1coscos14计算模数：mn==2.466mm Z1225、再按齿根弯曲强度设计： 设计公式： 2KTYcos2YFYS mn3.dZ12F确定计算参数： 计算载荷系数： KKAKVKFKF =1×1.05×1.2×1.33 =1.676 根据纵向重合度：＝1.744，从表查得螺旋角影响系数Y=0.88 Z122 =24.82 cos3cos314Z281 Zv2=86.87 33coscos14由[课]表10－5查取齿形系数YF1=2.63, YF =2.206 计算当量齿数：Zv1查取应力校正系数YS1=1.588， YS2=1.777 再由表查得小齿轮弯曲疲劳强度极限：FE1＝500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限FE2＝380MPa 再由表查得弯曲疲劳系数：KFN1 =0.85,KFN2 =0.9 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳平安系数：S=1.35 KFN1FE10.85500==314.8Mpa S1.35K0.9380 F2FN2FE2==253.3MPa S1.35YY计算大，小齿轮的FS，并加以比较： F F1YFYS=0.01327 314.8F1YFYS=0.0155 253.3F2大齿轮的数值大，选用大齿轮 YFYS=0.0155 F 设计计算： 2KTYcos2YFYS mn3 .2dZ1F522100.88cos14 mn30.0155  mn 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿面接触强度计算的法面模数，取尺度模数m=2mm，既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径d1=53.87mm来计算齿数： d1coscos14 Z1==26.1 m2取z1＝26 则Z2iZ1=97 6、几何尺寸计算： 计算中心距： a(Z1Z2)m(2697)2126.76mm 2cos2cos14将中心距圆整为：127 mm 按圆整后中心距修正螺旋角： (Z1Z2)m(2697)arccos14.4 2a2127因的值改变不大，故参数,ZH等不必修正。 arccos计算大小齿轮分度圆直径： 齿数 z1＝26 z2＝97 中心距 a=127 mm 螺旋角 Z1m2=53.69mm coscos14.4Zm2d22=200.3mm coscos14.4d1计算齿轮宽度： bdd1=1×53.69=53.69mm 取B2=54mm,B1=60mm 8、高速级齿轮传动的几何尺寸 名称 计算公式 法面模数 面压力角 螺旋角 分度圆直径 mn αn β d1 结果/mm 2 20o 14.4o 53.69 =14.4 分度圆直径 d1=53.69mm d2=200.3mm 齿宽 b=53.69mm B1=60mm d2 齿顶圆直径 da1=d1+2ha*mn=53.69+2×1×2 da2=d2+2ha*mn=200.3+2×2 df1=d1－2hf*mn=53.69－2×1.25×2 df2=d2－2hf*mn=200.3－2×2×1.25 中心距 a=mn(Z1+Z2)/（2cosβ） =2×(22+81)/（2cos14.4o） b2=b b1=b2+(5～10)mm 3、齿轮的结构设计 小齿轮由于直径较小，采取齿轮轴结构。 大齿轮采取腹板式结构。 200.3 57.69 B2=54mm, 齿根圆直径 齿宽 代号 轮毂处直径D1 轮毂轴向长L 倒角尺寸n 齿根圆处厚度σ0 腹板最大直径D0 板孔分布圆直径D2 板孔直径d1 腹板厚C 结构尺寸计算公式 D1=1.6d=1.6×45 L=(1.2～1.5)d≥B n=0.5mn σ0=(2.5～4) mn D0=df2－2σ0 D2=0.5(D0+D1) d1=0.25(D0－D1) C=0.3b2 204.3 48.69 195.3 127 54 60 结果/mm 72 54 1 8 216 144 35 18 （二）、低速齿轮机构设计 1、已知n3＝129.73r/min 2、选择齿轮精度为7级，小齿轮资料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大 齿轮资料为45钢（调质），硬度为 240HBS,两者资料硬度差为 40HBS. 减速器采取圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为=14° 初选小齿轮齿数为28。那么大齿轮齿数为81。 3、由于减速器采取闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。 2KTU1ZHZE2.() 设计公式：d3t≥3 dUH 确定公式中各参数，选Kt=1.6,ZH=2.433,=0.768, ,==0.945 12 =0.789+0.945 =1.713 选齿宽系数d＝1.0。 1 查表得：资料弹性影响系数ZE=189.8MPa2 再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限Hlim1＝590MPa，大齿轮得接 触疲劳强度极限：Hlim2＝560MPa. 由计算公式：N=60nijLh算出循环次数： N3＝60×129.73×1×（2×8×8×300） 9＝2.99×10 NN43=1×109 i 再由N1,N2查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.90,KHN2 =0.95. 计算接触疲劳许用应力，取平安系数S=1,失效概率1％。 KH1HN1Hlim1=0.90×590=531Mpa SKH2HN2Hlim2=0.95×560=532Mpa SH1H2531532=531.5MPa H224、计算小齿轮分度圆直径d3t,由计算公式得： d3t32KTU1ZHZE2.() dUH2 21.6d3t3 11.713d3t=87.86mm b=87.86mm m=3.04 h=6.85 d3t≥87.86mm 计算小齿轮圆周速度：v＝dn3.14=0.596m/s 601000601000计算齿宽b及模数m. b=d3td187.86mm mntd1tcoscos143.04mm 28齿高:h=2.25mnt=2.25×3.04=6.85mm b87.86=12.83 h6.85计算纵向重合度：0.318dZ1tan ＝0.318×1×28×tan14° ＝2.22 计算载荷系数K 已知使用系数KA=1 已知V＝0.596m/s，7级齿轮精度，由表查得动载荷系数KV=1.03 由表查得：KH的计算公式： KH1.120.18(10.6d2)d20.23103b ＝1.15＋0.18（1＋0.6）＋0.23×1087.86 ＝1.428 再由[课]表10－3查的：KF =1.33, KHKF =1.2 公式：KKAKVKHKH =1×1.03×1.428×1.2 =1.765 再按实际载荷系数校正所算得分度圆直径： 3d3d3t3K1.765=90.78mm 87.863Kt1.6d3coscos14计算模数：mn==3.146mm Z3285、再按齿根弯曲强度设计： 设计公式： 2KTYcos2YFYS mn3.2dZ1F确定计算参数： 计算载荷系数： KKAKVKFKF =1×1.03×1.2×1.33 =1.644 根据纵向重合度：＝2.22，从[课]图10－28查得螺旋角影响系数Y=0.88 Z128 =31.59 33coscos14Z281 Zv4=91.38 cos3cos314再由[课]表10－5查取齿形系数YF1=2.505, YF =2.20 计算当量齿数：Zv3查取应力校正系数YS1=1.63， YS2=1.781 计算大，小齿轮的YFYSF1YFYS，并加以比较： F2.5051.63=0.00769 531YFYS2.21.781=0.00737 532F2小齿轮的数值大，选用小齿轮 设计计算： YFYS=0.00737 F2KTYcos2YFYS mn3 .2dZ1F21050.880cos214 mn0.00769  mnmm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿面接触强度计算的法面模数，取尺度模数m=2mm，既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径d3=90.78mm来计算齿数： 3d3coscos14 Z3==44.04 m2取Z3＝44 得Z4iZ3＝127 6、几何尺寸计算： 计算中心距： Z3＝44 Z4=127 中心距 a(Z3Z4)m(44127)177.3mm 2cos2cos14将中心距圆整为：177mm 按圆整后中心距修正螺旋角： a=177.3mm 螺旋角 (Z3Z4)m(44127)arccos13.7 2a2因的值改变不大，故参数,ZH等不必修正。 arccos计算大小齿轮分度圆直径： =13.7 分度圆直径 d3=90.56mm Z3m=90.56mm coscos13.7Zmd44=263.44mm coscos13.7d3计算齿轮宽度： bdd3=1×90.56=90.56mm 取B2=90mm,B1=95mm d4=263.44 mm B2=90mm, B1=95mm 结果/mm 2 20o 13.7o 90.56 263.44 94.56 267.44 85.56 258.44 177 90 95 7、低数级齿轮传动的几何尺寸 名称 计算公式 mn 面 基数 面压力角 αn 螺旋角 β 分度圆直径 d3 d4 齿顶圆直径 da1=d1+2ha*mn=90.56+2×1×2 da2=d2+2ha*mn=263.44+2×1×2 齿根圆直径 df1=d1－2hf*mn=90.56－2×1.25×2 df2=d2－2hf*mn=263.44－2×1.25×2 中心距 齿宽 a=mn(Z1+Z2)/2cosβ b2=b b1=b2+(5～10)mm 六、轴的设计 （一）、高速轴的设计 1、轴的资料与齿轮1的资料相同为40Cr调质。 2、按切应力估算轴径 由表15—3查得，取A0=106 40Cr调质 轴承选 轴伸出段直径 1/3d1≥A0(p1/n1)1/3=106×(5.06/480)=23.2mm 取d1=32mm 3、轴的结构设计 1)、划分轴段 轴伸段d1；过密封圆处轴段d2；轴颈d3,d7；轴承装置定位轴段d4,d6;齿轮轴段。 2)、确定各轴段的直径 由于轴伸直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性，其它阶梯轴段直径应尽可能从较小值增加，因此，取 d2=34mm，选择滚动轴承30207，轴颈直径d3=d7=35mm。 齿轮段尺寸。 分度圆直径d=53.69 da=57.69 df=48.69 3)、定各轴段的轴向长度。 由中间轴的设计知 轴长L＝253.5+L伸出 伸出端的长度由带轮厚度确定L伸出＝（1.5－2）d,取L伸出＝64mm 选取d2轴向长度为20 Ld2＝（20其余长度根据中间轴各段长度确定 30） 30207 4、按许用弯曲应力校核轴。 (1)、轴上力的作用点及支点跨距的确定。 AC=57mm CD=170mm AB=227mm (2)、绘轴的受力图。 ( 3)、计算轴上的作用力： 3Ft1=2T1/d1=2×100.67×10/54=3728.5N o Fr1=Ft1×tanαn/cosβ1=3728.5×tan20/cos14.4=1401N o Fα1=Ft1×tanβ1=3728.5×tan14.4=957N (4)、计算支反力 绕支点B的力矩和ΣMBZ=0，得 RAZ=[Fr1×170+Fa1×d1/2]227 =(1401×70+957×27) 227 =1163N 同理：ΣMAZ=0 ,得 RBZ=[Fr1×57-Fa1×d3/2] 227 =(1401×57-975×27) 227 =238N 校核：ΣZ=RAZ－Fr1+RBZ =238+1163-1401=0 计算无误 同样，由绕支点B的力矩和ΣMBy=0，得 RAY=3728.5×170/227=2792 由ΣMAy=0，得 RBY=3728.5×5/227=936N 校核：ΣZ=RAY+ RBY －Ft1=936+2792--3728=0 计算无误 (5)、转矩，绘弯矩图 垂直平面内的弯矩图。 Fa1A（Fr1CRbzBb)Raz C处弯矩：MCZ左= RAZ×57=66291Nmm MCZ右= RBZ×170=40460Nmm MCY=RAY×57=2792×57=159144Nmm (6)、合成弯矩 MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(662912+404602)1/2=77663Nmm MC右 =(M2CZ右+M2CY)1/2=(404602+1591442)1/2=164207Nmm (7)、转矩及转矩图。 T2=100670Nmm (8)、计算当量弯矩 应力按正系数α=[δ-1b]/[δ0b]=55/95=0.58 αT2=0.58×100670=58389Nmm ′C处：MC左=MC左=159144 ′221/2221/2 MC右=[MC右+(αT2)]=(164207+159144)=174279Nmm (9)、校核轴径。 ′1/31/3 C剖面：dC= (MC右/0.1[δ-1b])=(174279/0.1×55)=31mm＜43mm 强度足够。 (10)、轴的细部结构设计 由表6—1查出键槽尺寸：b×h=14×9(t=5.5，r=0.3)； 由表6—2查出键长：L=45； 45钢调质 选滚动轴承 30208 Fa1A（CBRbzb)RazA(c)RbyCBRby(d) （二）、中间轴的设计 1、选择轴的资料。 因中间轴是齿轮轴，应与齿轮3的资料一致，故资料为45钢调质。 由表15—1查得： 硬度217～255HBS [δ0b]=95MPa [δ-1b]=55MPa 抗拉强度极限：δβ=640MPa 屈服强度极限：δs=355MPa 弯曲疲劳极限：b-1=275MPa 剪切疲劳极限：τ-1=155MPa 许用弯曲应力：[b-1]=60MPa 2、轴的初步估算 根据表15—3，取A0=112 d≥A03p24.86=1123=37.46mm n2129.73考虑该处轴径应当大于高速级轴颈处直径，取 D1=dmin=40mm 3、轴的结构设计 （1）、各轴段直径的确定。 初选滚动轴承，代号为30208 .轴颈直径d1=d5=dmin=40mm. 齿轮2处轴头直径d2=45mm 齿轮2定位轴角厚度。 hmin=(0.07～0.1)d，取hmin=5mm该处直径d2=54mm 齿轮3的直径：d3=90.54mm,da3=94.54mm,df3=85.56mm 由轴承表5—11查出轴承的装置尺寸d4=49mm (2)、各轴段轴向长度的确定。 轴承宽度B=19.75mm ,两齿轮端面间的距离△4=10mm 其余的如图 4、按许用弯曲应力校核轴。 (1)、轴上力的作用点及支点跨距的确定。 AC=57mm CD=88mm CB=72mm AD=217mm (2)、绘轴的受力图。 ( 3)、计算轴上的作用力： 3齿轮2：Ft2=2T2/d2=2×357.66×10/200.3=3571.2N o Fr2=Ft2×tanαn/cosβ2=3571.2×tan20/cos14.4=1342N o Fα2=Ft2×tanβ2=3571×tan14.4=917N 3齿轮3：Ft3=2T3/d3=2×357.66×10/90.56=7899N o Fr3=Ft3×tann/cosβ3=7899×tan20/cos13.7=2959N o Fα3=Ft3×tanβ3=7899×tan13.7=1926N (4)、计算支反力 绕支点B的力矩和ΣMBZ=0，得 RAZ=[Fr2(88+72)+Fa2×d2/2+Fa3×d3/2－Fr3×72]217 =(1342×160+917×100.15+1926×45.26-72×2959) 217 =833N 同理：ΣMAZ=0 ,得 RBZ=[Fr3(57+88)+Fa3×d3/2+Fa2×d2/2－Fr2×57] 217 =(2959×165+917×100.15+1926×45.26-1342×57) 217 =2450N 校核：ΣZ=RAZ+Fr3－Fr2－RBZ =833+2959-1342-2450=0 计算无误 同样，由绕支点B的力矩和ΣMBy=0，得 RAY=(3571×160+7899×72)/217=5449N 由ΣMAy=0，得 RBY=（3571×57+7899×145）/217=6021 校核：ΣZ=RAY+ RBY －Ft3－Ft2=5449+6021-3571-7899=0 计算无误 (5)、转矩，绘弯矩图 垂直平面内的弯矩图。 Fa2A（Fr2BFr3CFa3Db)RazMcz右Mcz左 C处弯矩：MCZ左=RAZ×57=833×57=43316Nmm MCZ右=RAZ×57－Fa2d2/2 =833×57－917×100.15=-48522Nmm D处弯矩：MDZ左=RBZ×72+Fa3×d3/2 =2450×72+1926×45.26=263609Nmm MDZ右=RBZ×72=176400 水平面弯矩图。 右MdzMdz Rbz 左A(c)Ft2BFt3CMcyMdy MCY=RAY×57=5449×57=283348Nmm MDY=RBy×72=6021×72433512Nmm (6)、合成弯矩 处：MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(433162+2833482)1/2=286640Nmm MC右 =(M2CZ右+M2CY)1/2=(485222+2833482)1/2=287473Nmm D处： MD左=(M2DZ左+M2DY)1/2=(2636092+4335122)1/2=507368Nmm MD右 =(M2+M2DY)1/2=(1764002+4335122)1/2=468027Nmm (7)、转矩及转矩图。 T2=533660Nmm (8)、计算当量弯矩 应力按正系数α=[δ-1b]/[δ0b]=55/95=0.58 αT2=0.58×533660=309523Nmm ′C处：MC左=MC左=286640 ′221/2221/2 MC右=[MC右+(αT2)]=(287473+309523)=422428Nmm D处： ′221/2221/2MD左=[MD左+(αT2)]=(507368+309523)=588346Nmm ′2 MD右=MD右=468027Nmm (9)、校核轴径。 ′1/31/3 C剖面：dC= (MC右/0.1[δ-1b])=(422428/0.1×55)=42.5mm＜45mm 强度足够。 ′1/31/3 D剖面：dD= (MD右/0.1[δ-1b])=(588346/0.1×55) =46.7mm＜85.56mm(齿根圆直径) 强度足够。 (10)、轴的细部结构设计 由表6—1查出键槽尺寸：b×h=14×9(t=5.5，r=0.3)； 由表6—2查出键长：L=45； MczMcz右左Mdz左Mdz DRb3右A(c)Ft2BFt3CMcyMdy45钢调质 选择滚动轴承 30211 MdMd McMc (d) TaT e) (11)中间轴的精确校核： 对照轴的晚矩图和结构图，从强度和应力集中分析Ⅰ，Ⅱ，G都是危险段 面，但是由于Ⅰ，Ⅱ还受到扭矩作用，再由II断面的弯矩要大于I处，所以现 在就对II处进行校核。 轴的资料为45钢，调质处理，由手册查得： 。 δ=640MPa,δ355MPabs 由手册查得： δτ-1=275MPa,-1155MPa δ=450MPa,τ288MPa00 2δ-1-δ02х275450Ψ0.23 σδ0450 2Ψ-1-Ψ02х180288 Ψ0.25 r Ψ0288 Ⅰ剖面的平安系数： 抗弯断面系数： 左（右左右抗扭断面系数： πd3bt(dt)3.14х47316хх6(476)23WI8470.87mm 322d322х47 WτI πdbt(dt)3.14х4716хх6(476)18658.5mm3162d162х47332MB左3.72х105弯曲应力幅：δ43.92MPa aWI8470.87弯曲平均应力 δm0 T3.5766х105扭转切应力幅：τ10MPa a2W2х18658.5τI平均切应力：τmaτa10MPa 键槽所引起的有效应力集中系数 Kδ1,Kτ1.5 再由手册查得，概况状态系数β=0.92，尺寸系数εεr0.83. δ=0.80,Kδ11.36 βε0.92х0.8δ剪切配合零件的综合影响系数(Kδ)D2.52，取(Kδ)D2.52进行计算： Kτ1.51.96 βε0.92х0.83τ剪切配合零件的综合影响系数(Kτ)D0.40.6(Kδ)D1.91，取(Kτ)D1.91进行计算， х10>10，所以取寿命系数KN1 由齿轮计算循环次数4.3887KNδ11х2753.05 (Kδ)DδaΨδ2.52х35.740δmKNτ1х1801 SτⅠ16.67 (Kδ)DτΨτ1.91х50.25х5aτm SδⅠ综合平安系数： SCSδⅠSτⅠS+S2δI2τI3.04>[S]1.5 所以具有足够的强度。 （三）、低速轴的设计 1、轴的资料与齿轮4的资料相同为45钢调质。 2、按切应力计算轴径。 由表15—3查得，取A0=112 轴伸出段直径 1/3d1≥A0(p3/n3)1/3=112×(4.62/44.73)=52.5mm 考虑与卷筒轴半联轴器相匹配的孔径尺度尺寸的选用，取d1=50mm,则轴孔长度L1=84mm 3、轴的结构设计 1)、划分轴段d1;过密封圆处轴段d2;轴颈d3,d8;轴承装置定位轴段d4；轴身d5,d7；轴头d6。 2)、确定各轴段直径。 取d2=52mm 选择滚动轴承30211，轴颈直径d3=d8=55mm.，轴承宽22.75 4、按许用弯曲应力校核轴。 (1)、轴上力的作用点及支点跨距的确定。 AC=67mm CB=141mm AB=208mm (2)、绘轴的受力图。 ( 3)、计算轴上的作用力： Ft4=2T4/d4=2×986380/263.44=7488N o Fr4=Ft4×tanαn/cosβ4=7488.5×tan20/cos13.7=2805N o Fα4=Ft4×tanβ4=7488×tan13.7=684N (4)、计算支反力 绕支点B的力矩和ΣMBZ=0，得 RAZ=[Fr4×141+Fa4×d4/2]208 =2335N 同理：ΣMAZ=0 ,得 RBZ=[Fr4×67-Fa4×d4/2] 208 =470N 校核：ΣZ=RAZ－Fr1+RBZ =4708+2335-2805=0 计算无误 同样，由绕支点B的力矩和ΣMBy=0，得 RAY=7488×141/2208=5076 由ΣMAy=0，得 RBY=7488×67/208=2412N 校核：ΣZ=RAY+ RBY －Ft1=2412+5076--7488=0 计算无误 (5)、转矩，绘弯矩图 垂直平面内的弯矩图。 Fa1A（Fr1CRbzBb)Raz C处弯矩：MCZ左= RAZ×67=156445Nmm MCZ右= RBZ×141=340374Nmm MCY=RAY×67=340092Nmm (6)、合成弯矩 MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(1564652+3403742)1/2=374614Nmm MC右 =(M2CZ右+M2CY)1/2=(3403742+340072)1/2=481162Nmm (7)、转矩及转矩图。 T2=986380Nmm (8)、计算当量弯矩 应力按正系数α=[δ-1b]/[δ0b]=55/95=0.58 αT2=0.58×986380=572100Nmm ′C处：MC左=MC左=374614 ′221/2221/2 MC右=[MC右+(αT2)]=(572100+376414)=684826Nmm (9)、校核轴径。 ′1/31/3 C剖面：dC= (MC右/0.1[δ-1b])=(684826/0.1×55)=50mm＜62mm 强度足够。 (10)、轴的细部结构设计 由表6—1查出键槽尺寸：b×h=18×11 由表6—2查出键长：L=70； Fa1A（CBRbzb)RazA(c)RbyCBRby(d) 七、滚动轴承的校核计算 （一）中间滚动轴承的校核计算 选用的轴承型号为30208由表9－16查得Cr=59.8 kN,C0r=42.8kN e=0.37 1、作用在轴承上的负荷。 1)、径向负荷 A处轴承FRⅠ=(R2AZ+R2AY)1/2=(8332+54492)1/2=5512N B处轴承FRⅡ=(R2BZ+R2BY)1/2=(24502+60212)1/2=6500N 2)、轴向负荷 3)、轴承受力简图。 S1Fr1FaS2FrII 外部轴向力FA=Fa3－Fa2=1926—917=1009N 从最晦气受力情况考虑FA指向B处轴承，如上图所示。 轴承内作轴向力SⅠ=еFrⅠ=0.37×5512=2039N SⅡ=0.4×FrⅡ=0.37×6500=2405N 因FA+SⅠ=1009+2039=3048＞2405=SⅡ 轴承Ⅱ被压紧，为紧端，故 FaⅠ=SⅠ=2039N FaⅡ=FA+SⅠ=3048N 2、计算当量功负荷。 Ⅰ轴承，FaⅠ/Cor=2039/42800=0.04764 查[课]表13-5，е=0.42 FaⅠ/FrⅠ=2039/5512=0.37＜е,X1=1 Y1=0 动载荷系数fp=1.1 当量动载荷prⅠ=fp(X1FrⅠ+Y1FaⅠ)=1.1×5512=6063N Ⅱ轴承：FaⅡ/Cor=3048/42800=0.071 е=0.44 FaⅡ/FrⅡ=3048/6500=0.47＞е=0.44，X2=0.44，Y2=1.26 当量功载荷 PrⅡ=fa(X2FrⅡ+Y2FaⅡ)=1.1×(0.44×6500+1.26×3048) =7371N 3、验算轴承寿命 因PrⅠ＜PrⅡ,故只需验算Ⅱ轴承。 轴承预期寿命与整机寿命相同，为：8×300×16=38400h 轴承实际寿命 εLh10=16670/n2(Cr/PrⅡ)=16670/129.73(59800/7371)3 =128554h＞38400 具有足够使用寿命。 4、轴承静负荷计算 经计算，满足要求；计算过程略。 经校核，高、低轴的轴承均满足要求 八、平键联接的选用和计算 1、中间轴与齿轮Ⅰ的键联接运用及计算。 由前面轴的设计已知本处轴径为：d2=45 由表6—1选择键14×9×50 键的接触长度 L=d2－b=50－14=36,接触度h′=h/2=9/2=4.5mm 由《机械设计》表6—2查出键静联接的挤压作用应力[δp]=120MPa 3δp=2T2/d2lh′=(2×357.66×10)/(45×36×4.5)=98MPa＜[δP] 键联接强度足够 2、低速轴与齿轮4的键联接选用及计算。 由前面轴的设计已知本处轴径为：d4=62 由表6—1选择键18×11×70 键的接触长度 L=d2－b=70－18=52,接触度h′=h/2=11/2=5.5mm 由《机械设计》表6—2查出键静联接的挤压作用应力[δp]=120MPa 3δp=2T2/d2lh′=(2×986.38×10)/(62×52×5.5)=111MPa＜[δP] 键联接强度足够 九．联轴器的选择计算 由于低速级的转矩较大，故选用弹性柱销联轴器，型号为HL5 计算转矩：Tca＝KT3=1.5986380=1479.6Nm 转速 n=44.73 d=50 所以由表可知：强度和转速均满足要求 十、箱体及其附件的设计选择 1、零部件 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数量 轴承旁联结螺栓直径 盖与座联接螺栓直径 联接螺栓d2的间距 轴承端盖螺钉直径 检查孔盖螺钉直径 定位销直径 3、油标尺的尺寸设计 如图 由表7—21，选取为M12d 的。 D=20 b=6 h=28 d2=12 a=10 D1=16 d1=4 符号 件速器的尺寸关系 δ δ1 b1 b df n d1 d2 L d3 d4 d 18 8 30 13 M20 6 M6 M14 125~200 M8 M8 8 参考文献： 1、没有注明的为《机械设计课程设计》书。 2、《机械设计》教材。 3、《机械原理》教材。

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