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1、1/37机械设计课程设计机械设计课程设计设计题目：设计题目：胶带输送机卷筒传动装置（胶带输送机卷筒传动装置（f f）学院：机械工程学院学院：机械工程学院班级：机自班级：机自 08010801设计者设计者学号：学号：8 8指导教师指导教师日期：日期：20112011 年年 2 2 月月 2626 日日2/37设计一用于胶带输送机卷筒的传动装置。设计一用于胶带输送机卷筒的传动装置。原始条件和数据：胶带输送机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载起动，室工作，有粉尘；使用期限 10 年，大修期 3 年。该机动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批量生产。输送带速度允许误差为5%。输送带工作拉力：4KN
2、工作速度：1.44m/s卷筒直径 D（mm）：300mm方案如下图：3/37设计容计算与说明结果1）选择 电动 机类型2）电动 机容量3）确定 电动 机的 转速一一 选择电动机选择电动机按工作要求和工作条件，选用一般用途的 Y 系列全封闭式自扇冷鼠笼型三相异步电动机。(1)卷筒的输出功率P4000 1.446.1310001000 0.94FvPkw(2)电动机输出功率0P0PP传动装置的总效率321234式中1、2为从电动机至卷筒轴的各传动机构和轴承的效率。由机械设计课程设计表 2-4 查得：滚动轴承1=0.995；圆柱齿轮传动2=0.97；圆锥齿轮传动3=0.96；弹性联轴器4=0.99；
3、则320.9950.97 0.96 0.990.899故06.136.820.899PPkw(3)电动机额定功率mP因载荷平稳，电动机额定功率mP只需略大于0P即可，选取电动机额定功率7.5mPkw。60 100060 1000 1.4491.7/min300wvnrD由表 2-1 查得单级圆柱齿轮传动比围13 5i，圆锥齿轮传动比围22 3i，则电动机转速可选围为：1291.7(6 15)550.2 1375.5/mindnniir6.13Pkw0.89906.82Pkw91.7/minwnr4/37设计容计算与说明结果4）电动 机的 技术 数据 和外形,安 装尺寸1）传动 装置 总传 动比
4、2）分配 传动 装置 各级 传动比3）各轴 转速（轴号 见图一）4）各轴 输入 功率符合这一围的同步转速有 750r/min,由表 8184 选常用的同步转速为750r/min 的 Y 系列电动机 Y160L8，其满载转速为720/minmnr。电动机的安装结构形式以与其中心高、外形尺寸、轴伸尺寸等均可由表 8186、表 8187 中查到，并记录备用。二、计算传动装置的运动和动力参数二、计算传动装置的运动和动力参数7207.8591.7mnin对于圆锥圆柱齿轮减速器，高速级锥齿轮的传动比0.250.25 7.851.96fii则圆柱齿轮减速器传动比7.854.001.96gfiii121233
5、44720/min720/min720367.3/min1.96367.391.8/min4.0091.8/minmfgwnnrnnrnnrinnrinnr工作轴按电动机所需功率dP计算各轴输入功率，即102143212431354146.686.68 0.996.616.61 0.995 0.966.316.31 0.995 0.976.096.09 0.995 0.996.00wPPkwPPkwPPkwPPkwPPPkw 7.85i 1.96fi 1.96gi 1234720/min720/min367.3/min91.8/min91.8/minwnrnrnrnrnr5/37设计容计算与说
6、明结果圆 锥圆 锥直 齿直 齿轮 设轮 设计计1.1.选 定齿 轮精 度5）各轴转矩10112223334445556.689550955088.607206.619550955087.677206.3195509550164.06367.36.0995509550633.5491.86.00=95509550624.1891.8wPTTNmnPTNmnPTNmnPTNmnPTTNmn电动机轴输出转矩工作轴以上算出的运动和动力参数列表如下：参数轴名轴 1轴 2轴 3轴 4轴 5转速 n(r/min)720720367.391.891.8功率 P(kW)6.686.616.316.096.00转
7、矩T(Nm)88.6087.67164.06633.54624.181传动比i11.964.001效率0.990.9550.9650.985三、传动件的设计计算三、传动件的设计计算已知输入功率26.61Pkw，小齿轮转速 720r/min，齿数比 u=1.96，由电动机驱动，工作寿命 10 年，大修期 3 年，两班制，带式输送机载荷平稳，空载起动，不反转。1）选用 8 级精度(GB10095-88)2）材料选择 由 机械设计（第八版）表 10-1 选择小齿轮材料为40rC(调质)，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS。3）选小齿轮齿数125z，大齿轮齿数2
8、1.96 2549z.12346.686.616.316.096.00wPkwPkwPkwPkwPkw1234588.6087.67164.06633.54624.18wTNmTNmTNmTNmTTNm6/37设计容计算与说明结果等级、材 料与 齿数2 2.按齿 面接 触强 度设计(1).确 定公 式的 各计 算数值由设计计算公式进行试算，即113222.92()(1 0.5)ERRHZKTdu1）试选载荷系数试取 K=2.02）计算小齿轮的转矩5521295.5 1095.5 106.6187674.3720PTNmmn3）选齿宽系数13R4）由机械设计（第八版）图 10-21d 按齿面硬度
9、查得小齿轮的接触疲劳 强 度 极 限lim1600HMPa，大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限lim 2550HMPa5）由机械设计（第八版）表 10-6 查得材料的弹性影响系数12189.8EZMPa6）计算应力循环次数9129926060 720 1(2 8 300 10)2.0736 102.0736 101.0580 101.96hNn jLN 7)由 机 械 设 计（第 八 版）图 10-19 取 接 触 疲 劳 寿 命 系 数120.95,1.2HNHNKK8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得7/37设计容计算与说明结果（2）计算1lim11
10、2lim 220.95 6005701.2 550660HNHHHNHHKMPaSKMPaS1）试算小齿轮分度圆直径1td，代入H中较小的值11323222.92()(1 0.5)189.82.0 87674.322.92()102.200.333(1 0.5 0.333)1.96570EtRRHZKTdumm2）计算圆周速度 v12102.2 7203.85/60 100060 1000td nvm s3）计算载荷系数根据3.85/vm s，8 级精度，由机械设计（第八版）图 10-8 查得动载系数1.16vK 直齿轮1HFKK由机械设计（第八版）表 10-2 查得使用系数1.0AK 根据大
11、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1.25HbeK，则1.51.5 1.251.875HFHbeKKK接触强度载荷系数1.0 1.16 1 1.8752.1750AvHHKK K KK 4）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得112.175033102.2105.102.0ttKddmmK5）计算大端模数 m11105.104.20425dmmmz12570660HHMPaMPa1102.20tdmm3.85/vm s2.1750K 1105.10dmm4.204mmm8/37设计容计算与说明结果3 3按齿 根弯 曲强 度设计（1）确定计算参数（2）设计1）
12、确定弯曲强度载荷系数1.0 1.16 1 1.8752.1750AvFFKK K KK 2）由 机械设计（第八版）表 10-5 查得齿形系12.60FaY22.06FaY应力校正系数11.595saY21.97saY3）由机械设计（第八版）图 20-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FEMPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限2380FEMPa4）由 机 械 设 计（第 八 版）图 10-18 取 弯 曲 疲 劳 寿 命 系 数10.83FNK20.88FNK5）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数1.4S，得1112220.83 500296.41.40.88 380238.81.4FN
13、FEFFNFEFKMPaSKMPaS6）计算大、小齿轮的FaSaFY Y并加以比较1112.60 1.5950.01399296.4FaSaFYY2222.06 1.970.01640247.15FaSaFYY大齿轮的数值大。13213224(1 0.5)214 2.1375 1234960.016403.1350.333(1 0.5 0.333)253.081FaSaFRRY YKTmzumm对比计算结果，齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于按齿根弯曲疲2.1750K 12296.4238.8FFMPaMPa9/37设计容计算与说明结果计算（3）.几何尺寸计算圆 柱圆 柱斜 齿斜 齿轮 设轮
14、 设计计1 1.选定 齿劳强度计算的模数。取由弯曲疲劳强度算得的模数 3.135 并就近圆整为标准值 m=3.25，按接触强度算得的分度圆直径1101.08dmm，算出小齿轮齿数11101.831.32323.25dzm所以，大齿轮齿数223.08 3298.56,99zz取111222211222122113.25 32104104(1 0.5)86.67313.25 99321.75321.75(1 0.5)268.1253993.09323.09arccosarccos17.93213.0919072.06713.0911041622mmdmzmmdmmdmzmmdmmzuzuuuRd，
15、8.88mm圆整并确定齿宽0.333 180.5556.29RbRmm取156bmm256bmm1）运输机为一般工作机器，速度不高，选用 8 级精度(GB10095-88)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（调质），硬度为 280HBS；大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS。3）选小齿轮齿数124z，大齿轮齿数224.01 2496.23,97zz取4）选取螺旋角。初选螺旋角14由设计计算公式进行试算m=3.2513 2z299z 1212104321.7517.93272.067168.88dmmdmmRmm156bmm256bmm10/
16、37设计容计算与说明结果轮 精度 等级、材料 与齿数2 2.按齿 面接 触强 度设计(1)确 定公 式的 各计 算数值321321()tHEtdHKTuZ Zdu 1）试选载荷系数计算小齿轮的转矩5533395.5 1095.5 109.02359970.7239.3PTNmmn2）选齿宽系数1d3）由机械设计（第八版）图 10-30 选取区域系数2.433HZ 4）由机械设计（第八版）图 10-26 查得10.768，20.880，则120.7860.8801.6665）由机械设计（第八版）表 10-6 查得材料的弹性影响系数12189.8EZMPai.计算应力循环次数8138826060
17、239.3 1(2 8 300 10)6.892 106.892 101.719 104.01hNn jLN ii.由机械设计（第八版）图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HMPa，大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2550HMPaiii.由机械设计（第八版）图 10-19 取接触疲劳寿命系数120.93,0.97HNHNKK6）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得81826.892 101.719 10NN11/37设计容计算与说明结果（2）计算12lim11lim 220.93 6005580.97 550533.5HNHHHNHHK
18、MPaSKMPaS12558533.5545.7522HHHMPa1）试算小齿轮分度圆直径1td，由计算公式得32132321()2 1.6 359970.75.01 2.433 189.8()85.21 1.6664.01545.75tHEtdHKTuZ Zdumm 2）计算圆周速度 v1385.2 239.31.067/60 100060 1000td nvm s3）计算齿宽 b 与模数ntm1111 85.285.2cos85.2 cos143.44242.252.25 3.447.7485.211.017.74dttntntbdmmdmmmZhmmmbh 4）计算纵向重合度10.318
19、tan0.318 1 24 tan141.903dZ 5）计算载荷系数根据1.067/vm s，8 级精度，由机械设计（第八版）图 10-8 查得动载系数1.07vK 由机械设计（第八版）表 10-3 查得1.4HFKK，表 10-2 查得使用系数1.0AK，表10-4查得1.4965HK图10-13查得1.42FK12558533.5HHMPaMPa545.75HMPa185.2tdmm1.067/vm s85.23.447.7411.01ntbmmmmmhmmbh1.90312/37设计容计算与说明结果3 3.按齿 根弯 曲强 度设 计（1）确 定计 算参数接触强度载荷系数1.0 1.07
20、 1.4 1.49652.24AvHHKK K KK6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得112.243385.295.31.6ttKddmmK6）计算模数nm11cos95.3 cos143.8524ndmmmZ由设计公式进行试算213212cosFaSandFKTYY Ymz1）计算载荷系数。1.0 1.07 1.4 1.422.13AvFFKK K KK2）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0.88Y3）由机械设计（第八版）图 20-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FEMPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限2380FEMPa4）由图
21、 10-18 取弯曲疲劳寿命系数10.88FNK20.90FNK5）计算弯曲疲劳许用应力1112220.88 500314.31.40.90 380244.31.4FNFEFFNFEFKMPaSKMPaS6）计算当量齿数2.24K 195.3dmm3.85nmmm2.13K 12314.3244.3FFMPaMPa13/37设计容计算与说明结果（2）设 计计算4 4对比 结果，确定 法面 模数m与 齿数 z121332332426.27(cos)(cos14)97106.2(cos)(cos14)vvzzzz7）由表 10-5 查得齿形系数12.59FaY22.17FaY应力校正系数11.59
22、6saY21.79saY8）计算大、小齿轮的FaSaFY Y并加以比较1112.59 1.5960.01315314.3FaSaFYY2222.17 1.790.01590244.3FaSaFYY大齿轮的数值大。2322 2.13 359970.7 0.88cos140.015902.761 241.666nm对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取标准值3nmmm，已满足弯曲强度。为满足接触疲劳强度，取分度圆直径195.3dmm。11cos95.3 cos1430.83ndzm取1z=31，231 4.01124.31z，取2124z（1）计算中
23、心距12()(31 124)3239.62cos2 cos14nzz mamm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角12()(31 124)3arccosarccos13.98322 239.6nzz ma1226.27106.2vvzz3nmmm1z=312124z 14/37设计容计算与说明结果5 5.几何 尺寸 计算输 入输 入因值改变不多，故参数、HZ等不必修正。（2）计算大小齿轮的分度圆直径112231 395.84coscos13.983124 3383.36coscos13.983nnz mdmmz mdmm（4）计算齿轮宽度11 95.8495.84dbdmm 圆整后取296Bmm1
24、101Bmm（5）齿顶高*()3 13anannhm hxmm （6）齿根高*()3(1 0.25)3.75fnannnhm hcxmm（7）齿顶圆直径11298.842 3104.84aaddhmm 222383.362 3389.36aaddhmm （8）齿根圆直径11295.842 3.7588.34ffddhmm 222383.362 3.75375.86ffddhmm 四、轴的设计计算四、轴的设计计算29.44Pkw2730/minnr2123.49TNm高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为1111(10.5)(10.5)3.25 32(10.5)86.673mRtRddmZmm而1321
25、12123.49 1022849.786.67tancos2849.7tan20cos17.932986.8tansin2849.7tan20sin17.932319.3tmrtatTFNdFFNFFN 239.6amm13.9831295.84383.36dmmdmm1101Bmm296Bmm15/37设计容计算与说明结果轴 设轴 设计计1、功率2P、转 速2n和转 矩2T与齿 轮上 的力圆周力tF、径向力rF与轴向力aF的方向如图二所示图二先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢（调质），根据表 15-3，取0112A，得2330min29.4411226.29730PdAmmn，
26、输入轴的最小直径为安装联轴器的直径12d，为了使所选的轴直径12d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2caATK T，查表 14-1，由于转矩变化很小，故取1.3AK，则21.3 123.49160.537caATK TNmNm2849.7986.8319.3traFNFNFN16/37设计容计算与说明结果2初步 确定 轴的 最小 直径3.轴联轴器与轴之间周向定位采用键连接，对直径100dmm的轴，有一个键槽时，轴径增大5%7%，故min26.29(5%7%)27.6 28.13dmm根据电动机型号 Y180L-8，由表 8-187 与标准 GB/T5014-200
27、3，查得电动机轴径应取 48mm。故选 HL3 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为1250Nm。主动端：Y型轴孔，A 型键槽，半联轴器的孔径148,112dmm Lmm；从动端：Y型轴孔，A 型键槽，半联轴器的孔径240,112dmm Lmm。则由半联轴器确定110lmmI II拟定轴上零件的装配方案（见图三）图三为了满足半联轴器的轴向定位，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径47dmm-.1）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47dmm-，根据 GB/T 297-1994,160.537caTNm110lmmI II17/37设计容计算与
28、说明结果的 结构 设计（1）拟 定轴 上零 件的 装配 方案(2)根据 轴向 定位 的要 求确 定轴 的各 段直 径和 长度初 步 选 圆 锥 滚 子 轴 承30210，其 基 本 尺 寸 为509021.75dD Tmmmmmm，20amm，则50ddmm-，而取21.75lmm。这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，根据 GB/T 297-1994，30210 型轴承的安装尺寸min57admm，因此取57dmm-。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12.5,Ld d为轴颈直径，故取12.52.5 50125Ldmm，所以112521.75103.25lLTmm-。圆整，取
29、104lmm-。小锥齿轮的悬臂长度210.50.5 12562.5LLmm。右边轴承右端面采用轴套定位，取19lmm-。4）取安装齿轮处-轴段的直径40dmm-，齿轮轴孔深度取60lmm；为使套筒可靠地压紧轴承，轴承与锥齿轮间隔一轴套，取65lmm-。5）轴承端盖的总宽度为 25mm。根据轴承端盖的装拆与便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖外端面与半联轴器右端面间的距离10mm，故35lmm-圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d-由机械设计（第八版）表 6-1 查得平键截面128bhmmmm，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为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76H
30、n；半47dmm-50ddmm-21.75lmm 57dmm-104lmm-19lmm-40dmm-65lmm-40lmm-18/37设计容计算与说明结果（3）轴 上的 周向 定位4 4.求轴 上的 载荷联轴器与轴的连接，选用128100mmmmmm，半联轴器与轴的配合为76Hk。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 k6。（1）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 45轴上载荷大小如下表：根据上表中的数据与轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力2222213()206982.6(0.6 123490)17.60.1 50caMTMPaW前
31、已选定轴的材料为 45 钢（调质），由机械设计（第八版）表 15-1 查得1160,caMPa，故安全。载荷水平面 H垂直面 V支反力 F1513.8NHFN11855.6NVFN21500.6NHFN24705.3NVFN弯矩 M155233.5HMNmm213836.9HMNmm1199477VMNmm20VM总弯矩22155233.5199477206982.6MNmm22213836.9013836.9MNmm扭矩 T2123.49TNm19/37设计容计算与说明结果5 5、按弯 扭合 成应 力校 核轴 的强度中 间中 间轴 设轴 设计计1 1确定 中间 轴上 各齿 轮的 力与 方向1
32、、已知中间轴上的功率3P、转速3n和转矩3T39.02Pkw3239.3/minnr3359.97TNm2、求作用在齿轮上的力对圆柱斜齿轮111113122 359.9775120.09584tantan2075122818coscos13.983tan7512 tan14.0041871tnrtatTFNdFFNFFN 对圆锥直齿轮2222849.7319.3986.8ttrarFFNFFaNFFN圆周力1tF、2tF，径向力1rF、2rF与轴向力1aF、2aF的方向如下图所示17.6caMPa1ca，安全。111751228181871traFNFNFN2222849.7319.3968.
33、8traFNFNFN20/37设计容计算与说明结果2 2初步 确定 轴的 最小 直径3 3.轴的 结构 设计先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据 机械 设 计（第 八 版）表15-3，取0112A，得333039.02min11237.55239.3PdAmmn，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径d-和d-。轴上零件的装配方案（见下图）1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据37.55ddmm-，根据 GB/T297-1994，初 选 圆 锥 滚 子 轴 承30308，其 尺 寸 为409025.25dD Tmm
34、mmmm，40ddmm-。这对轴承均采用套筒进行轴向定位，根据 GB/T297-1994，30208 型轴承的安装尺寸min47admm，因此取套筒与轴承端面相接处外径为47mm。安装小圆柱斜齿轮的宽度1101Bmm，为使其右端能用轴套定位，轴段98lmm-，取轴径50dmm-，则小圆柱齿轮的孔径为 50mm，经min37.55dmm21/37设计容计算与说明结果（1）拟 定轴 上零 件的 装配 方案（2）根 据轴 向定 位的 要求 确定 轴的 各段 直径 和长度（3）轴 上的 周验算其齿根圆与键槽底部的距离2.5nem，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43dm
35、m-，则轮毂宽度(1.0 1.2)43(1.0 1.2)4343 51.6lmm，取48lmm，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45lmm-。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度0.07hd，故取5hmm，则取轴环处的直径为60dmm-，轴环宽度1.4bh，12lmm-3）箱 体 一 小 圆 锥 齿 轮 中 心 线 为 对 称 轴，则 取46.25,46.25lmm lmm-圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按43dmm-由 机械设计（第八版）表 6-1 查得平键截面128bhmmmm，键槽用键槽铣刀加工，长为 45mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与
36、轴的配合为76Hm；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按43dmm-由机械设计（第八版）表6-1 查得平键截面128bhmmmm，键槽用键槽铣刀加工，长为 90mm，同时为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76Hm；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 m6。确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 4540ddmm-43dmm-60dmm-50dmm-40ddmm-46.25lmm-45lmm-12lmm-98lmm-46.25lmm-22/37设计容计算与说明结果向 定位（4）轴 上圆 角和 倒角4 4求轴 上的 载荷求轴上的载荷，各值列如下表
37、：载荷水平面 H垂直面 V支反力 RFNH1=306.9N,FNH2=-2805.6NFNV1=4911N,FNV2=5450.7N弯矩 MMH1=16454NmmMH2=-117683NmmMH3=-208316NmmMH4=-297974NmmMV1=234500NmmMV2=404714Nmm总弯矩22116454234500235076.5MNmm222117683234500262372.9MNmm223208316404714455180MNmm224297974404714502575MNmm扭矩 TT3=359970Nmm根据上表中的数据与轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应
38、力，取0.6，轴的计算应力2222213()502575(0.6 359970)43.760.1 50caMTMPaW前已选定轴的材料为45钢（调质），1160,caMPa，故安43.76caMPa1ca安全。23/37设计容计算与说明结果5 5、按弯 扭合 成应 力校 核轴 的强度输 出输 出轴 设轴 设计计1 1确定 中间 轴上 各齿 轮的 力与 方向全。已知输出轴上的功率4P、转速4n和转矩4T48.71Pkw477.6/minnr41394.91TNm作用在齿轮上的力111333751228181871ttrraaFFNFFNFFN圆周力tF、径向力rF与轴向力aF的方向如下图所示先初
39、步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢（调质），根据机333751228181871traFNFNFN24/37设计容计算与说明结果2 2、初步 确定 轴的 最小 直径3 3、轴的 结构 设计械设计（第八版）表 15-3，取0112A，得3min08.7154.0377.6dAmm，输出轴的最小直径为安装联轴器的直径12d，为了使所选的轴直径12d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2caATK T，查机械设计（第八版）表 14-1，由于转矩变化很小，故取1.3AK，则21.3 13949101813383caATK TNmm根 据 GB/T5014-2003，
40、选 HL4 型 弹 性 柱 销联 轴 器，其 公 称 转 矩为2500Nm，取半联轴器的孔径155dmm，故取1255dmm，选 Y型半联轴器，长度112Lmm。轴上零件的装配方案（见下图）：1）为了满足半联轴器的轴向定位，1-2 轴段右端需制出一轴肩，故取2-3 段的直径2365dmm，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 1-2 段的长 度应比1L略短些，现取12110lmm。1255dmm25/37设计容计算与说明结果（1）拟 定轴 上零 件的 装配 方案（2）根 据轴 向定 位的 要求 确定 轴的 各段 直径 和长度2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向
41、力，可选用角接触球轴承，参照工作要求并根据2365dmm，根据 GB/T 292-1994，初选角接触球轴承7214C，其尺寸为7012524dDBmmmmmm，347870ddmm，而3424lmm。轴承右端采用轴肩进行轴向定位，查得 7214C 型轴承的定位轴肩轴径min79admm，因此取4580dmm；齿轮右端和右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为 96mm，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6793lmm。取6 780dmm，齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度0.07hd，故取 h=6，则轴环处的直径为5692dmm。轴环宽度1.4bh，取569lmm。
42、3）轴承端盖的总宽度为 20mm，根据轴承端盖的装拆与便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离10lmm，故取2352lmm；为保证圆柱斜齿轮能正对啮合，取轴段7846lmm4）根据中间轴长度与箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，得4571.5,lmm（3）（3）轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接。对齿轮的定位，按67d由机械设计（第八版）表 6-1 查得平键截面2214bhmmmm，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的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为76Hn；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键1610100mmmmmm，
43、半联轴器与轴的配合为76Hk，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 m6。2365dmm347870ddmm4580dmm5692dmm6 780dmm12110lmm2352lmm3424lmm4571.5lmm569lmm6793lmm7846lmm26/37设计容计算与说明结果4 4、求轴 上的 载荷5 5、按弯 扭合 成应 力（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 45.轴上载荷各值列如下表：根据上表中的数据与轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力222223()488997(0.6 1394910)18.90.1 80caMT
44、MPaW轴的材料为 45 钢（调质），查得1160,caMPa，故安全。（1）判断危险截面15 段间截面,只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩与过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以这些截面无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 6 和 7 过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，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 3 的应力集中的影响和截面4 的相近，但截面 4 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 7 左右两侧即可。（2）截面7左侧抗弯截面系数载荷水
45、平面 H垂直面 V支反力 F32739NHFN 32461NVFN479NHFN 45051NVFN弯矩 M363739HMNmm/5106HMNmm326821VMNmm总弯矩2212223637393268214889975106326821326860MNmmMNmm扭矩 T41394.91TNm18.9caMPa1ca安全。27/37设计容计算与说明结果校 核轴 的强度6 6.精确 校核 轴的 疲劳 强度3330.10.1 8051200Wdmm抗扭截面系数3330.20.2 80102400TWdmm截面右侧弯矩 M 为62.74548899713804262.7MNmm截面上的扭矩
46、2T为21394910TNmm截面上的弯曲应力1380422.751200bMMPaW截面上的扭转切应力2139491013.62102400TTTMPaW轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查得11640,275,155BMPaMPaMPa。过盈配合处的k，由机械设计（第八版）附表 3-8 用插值法求出，并取0.8kk，于是得3.16k0.8 3.162.53k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1q，则综合系数为1113.1613.250.921112.5312.620.92kKkK 碳钢的特性系数351200Wmm31
47、02400TWmm138042MNmm2.7bMPa13.62TMPa3.252.62KK28/37设计容计算与说明结果0.1 0.20.10.05 0.10.05，取，取计算安全系数caS值22112227531.343.25 2.70.1 01558.4213.6213.622.620.052231.34 8.428.131.531.348.42amamcaSKSKS SSSSS 故可知安全。（2）截面7右侧抗弯截面系数3330.10.1 7034300Wdmm抗扭截面系数3330.20.2 7068600TWdmm截面右侧弯矩 M 为62.74548899713804262.7MNmm截
48、面上的扭矩2T为21394910TNmm截面上的弯曲应力1380424.0234300bMMPaW截面上的扭转切应力2139491020.368600TTTMPaW轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查得11640,275,155BMPaMPaMPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数与按机械设计（第八版）附表 3-2 查取。因2.00.02870rd，801.1470Dd，经插值后查0.10.058.131.5caSS安全334300Wmm368600TWmm138042MNmm21394910TNmm4.02bMPa20.3TMPa29/37设计容计算与说明结果得2.01,
49、1.48又由机械设计（第八版）附图 3-2 可得轴的材料敏感系数为0.82,0.85qq故有效应力集中系数为1(1)10.82(2.01 1)1.831(1)10.85(1.48 1)1.41kqkq 由机械设计（第八版）附图 3-2 的尺寸系数0.67，扭转尺寸系数0.81。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1q，则综合系数为11.831112.840.670.9211.411111.850.810.92kKkK 碳钢的特性系数0.1 0.20.10.05 0.10.05，取，取计算安全系数caS值2.011.480.820.85q
50、q0.922.841.85KK0.10.0530/37设计容计算与说明结果22112227524.12.84 4.020.1 01558.0420.320.31.850.052224.1 8.047.621.524.18.04amamcaSKSKS SSSSS 故可知安全。五、校核轴承寿命五、校核轴承寿命单列圆锥滚子轴承 30210，查表 8-159，得00.42,1.4,73.2,92.0reYCKN CKN122222112222221855.6513.81925.41500.64705.34938.8NVNHNVNHFrFFNFrFFN则部轴向力11221925.4687.622 1.4