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1、武汉工程大学机械设计课程设计说明书课题名称：带是运输机传动装置的设计专业班级：材控01学生学号：1003100109学生姓名：何能学生成绩：指导老师：秦襄培课题工作时间:2012.12.242013.1.11武汉工程大学教务处1 .设计目的22 .设计方案33 .电机选择54 .装置运动动力参数计算75 .带传动设计96 .齿轮设计187 .轴类零件设计288 .轴承的寿命计算319 .键连接的校核3210 .润滑及密封类型选择3311 .减速器附件设计3312 .心得体会3413 .参考文献351.设计目的机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。课程设计则是机械设计课程的实践性教
2、学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是：(1)通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与实际知识去分析和解决机械设计问题的能力。(2)学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。(3)通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件工作能力，确定尺寸和掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺，使用和维护要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件，机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。(4)学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算，绘图,查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。2.设计方
3、案及要求据所给题目：设计一带式输送机的传动装置（两级展开式圆柱直齿轮减速器）方案图如下：1 一输送带2电动机3-V带传动4一减速器5联轴器已知条件：1 .输送机由电动机驱动。电机转动，经传动装置带动输送带移动。按整机布置，要求电机轴与工作机鼓轮轴平行，要求有过载保护。2 .使用寿命为5年，大修期3年。3 .工作条件：每日两班制工作，工作时连续单向运转。在和平稳。4 .允许输送带速度偏差为5%05 .工作机效率为0.95.6 .按小批生产规模设计。7 .输送带的输出转矩T=410N , m,输送带速度v=0.8m/s,鼓轮直径D=340mm。设计内容：1 .设计传动方案；2 .设计减速器部件装配
4、图（A1）；3 .绘制轴、齿轮零件图各一张（高速级从动轮、中间轴）；4 .编写设计计算说明书一份（约7000字）。3 .电机选择3.1 电动机类型和结构型式选择按工作要求和工作条件选用Y系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。3.2 选择电动机的容量工作机有效功率P“=L,根据任务书所给数据T=410N - m,9550n=60xl000v o 则有：p.=i93。7JD从电动机到工作机输送带之间的总效率为式中彷，%，名,74,小分别为V带传动效率，滚动轴承效率，圆柱齿轮传动效率，弹性联轴器效率，工作机滑动轴承效率。据机械设计手册知7=0.96,%=0.99,%=0.97,勿=0.99,%=0.
5、96,则有：么=0.96 x 0.993 x 0.972 x 0.99 x 0.96=0.83所以电动机所需的工作功率为:P,/=2.33KW n工取 P.=3KW3.3 确定电动机的转速按推荐的两级展开式圆柱齿轮减速器传动比I齿=860和带的传动比I带=24,则系统的传动比范围应为：Ix=I齿(860)*(24)=16-240工作机卷筒的转速为=44.96r/min60xl000v 60x1000 x 0.8n -一tiD -3.14x340所以电动机转速的可选范围为n /=1 l x n=(16240) x 44.96 r/min =(720-10800) r/min符合这一范围的同步转速
6、有750r/min,1000r/min,1500r/min和3000r/min四种，由于本次课程设计要求的电机同步转速是1500r/mino查询机械设计手册(软件版)【常有电动机】-【三相异步电动机】-【三相异步电动机的选型】-【丫系列(IP44)三相异步电动机技术条件】-【电动机的机座号与转速对应关系】确定电机的型号为Y100L-4.其满载转速为1420r/min,额定功率为3KWo4 .装置运动动力参数计算4.1 传动装置总传动比和分配各级传动比1）传动装置总传动比1工=%=坨=31.5844.962）分配到各级传动比因为L=i带行齿已知带传动比的合理范围为24。故取V带的传动比h=2.5
7、则I齿=2=12.632分配减速器传动比，参考机械设计指导 Z01书分配齿轮传动比得高速级传动比心=4.05,低速级传动比为.12.632_123=3.124.054.2 传动装置的运动和动力参数计算电动机轴:转速：no=142Or/min输入功率：Po=Pj =2.33KW输出转矩：To=9.55x 106x=9.55x 106 x no1420=15.67 N mI轴（高速轴）*上、击1420.”c ,.技速:ni =r/min =568r/mini 带2.5输入功率：p I =p o x 如=Po X 牛=2.33 X 0.96=2.24KW 输入转矩T=9.55x10 x =9.55x
8、6 x 22Q =37.66N - m m568H轴（中间轴）转速：U2=140.25r/min in 4.05输入功率：P2=Pl X7/I2= Px 772x73=2.15KW输入转矩：T2=9.55x10 x色=9.55、I。“ x 2-5=46.4ON m 2140.25in轴(低速轴)转速：113=)= IM=，=44.95r/min1233.12输入功率：P=P2X23=22X 2*3=2.06K W输入转矩：T=9.55x1(华正=9.55 x MV x=436.66 N m444.95卷筒轴：转速：n卷=113=44.96r/min输入功率：P卷=P3 X34= P3xT72X
9、4=2.02KW输入转矩：T卷=9.55 xlOi =9.55x1()6x2121=429.07 N m444.96各轴运动和动力参数表轴号功率(KW)转矩（N , m）转速(4n )电机轴2.3315.6714201轴2.2437.665682轴2.15146.40140.253轴2.06436.6644.95卷同轴2.02429.0744.96图4-15 .带传动设计5.1 确定计算功率P。由表查得工作情况系数Ka=1.2。故有：P=K xp=i.ix233=2.796KW5.2 选择V带带型据P。和n知选用Z带。5.3 确定带轮的基准直径d，“并验算带速(1)初选小带轮的基准直径d/查表
10、取小带轮直径d=90mm。(2)验算带速v,有：_7rxddixn0_3.14x90x 1420V -60x100()-60x1000=6.69m/s因为6.69m/s在5m/s30m/s之间，故带速合适。(3)计算大带轮基准直径m2dd2=琢 x ddl =2.5 x90=225mm取 dd2=224mm5.4 确定V带的中心距a和基准长度L”(1)由式初定中心距a()=400mm(2)计算带所需的基准长度Ldo 2ao +(90a5.6计算带的根数z(1)计算单根V带的额定功率P，由 ddl = 90mm 和0 = 1420 r/min 查表得P=0.3564KW据n=1420/n, i=
11、2.5和Z型带，查表得AP(=0.03KW查表得 K=0.946,于是:pr=(po+Ap()xK/. xK=(0.3564+0.03) x 0.946x1.1 =0.402KW(2)计算V带根数zZ4=端=6.96故取7根。5.7计算单根V带的初拉力最小值(F。)min查表得Z型带的单位长质量q=0.03kg/m。所以= 500x(2.5 0.946)x2.796+ 0.06x6.692(Fo) min =500 X(2-5-K)匕+ qvKaxzxv0.946x7x6.69=50.8N应使实际拉力F。大于(F。)min5.8计算压轴力F。压轴力的最小值为：a(Fp ) min=2xzx (
12、F) min X sin 2=2x7x50.8x0.99=699.3N6.齿轮设计6.1高速级齿轮设计1 .选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用7级精度；3）材料的选择。选择小齿轮材料为40Cr （调质）硬度为280HBS,大齿轮的材料为45钢（调质）硬度为240HBS,两者硬度差为40HBS；4）选小齿轮齿数为Z.=22,大齿轮齿数Z2可由Z2=%x4得Z2=89.1,取89；2 .按齿面接触疲劳强度设计按公式：._ IK T、+1 Z-2du 2.32x3（）V h 11（1）确定公式中各数值1）试选 K，=1
13、.3。2）查表选取齿宽系数次=1。3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：T=0.3716x105NWWo4）查表知材料的弹性影响系数Z=189.8MPa?5）由图按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限%M=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为Hm2=550MPa。6）由表取接触疲劳寿命系数Kni=0.92；KN2=o.96。7)计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=l,有为= Khnqm =092x 600=552MPa S%2= Khnoe =o 96x56o=528MPa S(2)计算确定小齿轮分度圆直径d”,代入严打中较小的值1)计算小齿轮的分度圆直径d”，由计算公
14、式可得：JJ1.3xO.3716xlO55.05 z189.8x2. nod.2.32x3xx(=45.98mmV 14.055282)计算圆周速度。v=u =血160x10003.14x45.98x56860x1000= 1.37m/s3）计算齿宽bb=/ x%=1 x45.98=45.98mm4）计算模数与齿高模数z =4598_2.09%哥22齿|W=2.25m/=2.25 x 2.09=4.70mm5）计算齿宽与齿高之比2hb 45.98 n=9.7oh 4.706）计算载荷系数K。已知使用系数Ka=1,据v=1.37m/s ,7级精度。由表得KyL06, K即=1.418。由表查得K
15、=1.35,由图10-3查得 KHa =K=1故载荷系数：K=K1XK XKW xK即=1 x 1.06x1x1.418=1,5037）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径:8）计算模数mm” = M“ = 幺 =Z48.26223 .按齿根弯曲疲劳强度设计按公式:mn 3（1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=K 八 KK / K =1 x 1.06 x 1 x 1.35=1.4312）查取齿形系数由表10-5查得丫所=2.72,丫3=2.2023）查取应力校正系数由表10-5查得丫川=1.57, Y=|.7794）由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极=500MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限OE
16、2=380MPa5）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfm =0.91,52=0.936）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则有：ctfi = K皿 bm =0.91-00-325Mpa02 =K fnP FE2s0.93x3801.4=252.43MPaYfJsu7）计算大、小齿轮的,并加以比较%|匕1_2.72x1.57034325_+2.202x1.779252.43=0.01552经比较大齿轮的数值大（2）设计计算m/2xl.431x0.3716xl05V 1x22.x0.01552 = 1.505mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计
17、算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，二齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.505并就近圆整为标准值m=2mm,按接触疲劳强度算得的分度圆直径d,=48.26mm,算出小齿轮齿数2尸4=竺至=24.13取 m 2Z,=24,大齿轮齿数 Z2=Z, i=24*4.05=97.2Z2=97,这样设计的齿轮既满足了齿面接触疲劳强度又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4 .几何尺寸计算(1)计算分度圆直径4= mzx =2 x 24=48 mmd2= mz2=2 x 97=194mm(2)
18、计算中心距(Z|+Z,而(24+97)x2a=-:=mm22=121 mm(3)计算齿轮宽度b=%d=1 x 48=48/n/nB=53mm, B =48mm5.大小齿轮各参数见下表高速级齿轮相关参数（单位mm）表名称符号计算公式及说明模数m2压力角aa =20齿顶高儿ha = fl； Xm =2齿根高hf*/=(4+c*)m=2.5全齿高h二(2 x h：+ c )m=4.5分度圆直径&4=m Z i=48d、di =194齿顶圆直径a =(4+2h：) m=52a 24,2=(z2+2h；)m=i98齿根圆直径d ,1二(Z1-2；-2c*)m=43=(z2-2A*-2c*)m=189基圆
19、直径d=4 cos a =45.11=d2 cosa =182.30中心距a=1X11=12126.2低速级齿轮设计1 .选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用7级精度；3）材料的选择。选择小齿轮材料为40Cr （调质）硬度为280HBS,大齿轮的材料为45钢（调质）硬度为240HBS,两者硬度差为40HBS；4）选小齿轮齿数为Zi=25,大齿轮齿数Z?可由Z2=，23xZi得 Z2=78,取 Z?=78；2 .按齿面接触疲劳强度设计按公式：d”22.32x3旦.但（马-IV *（1）确定公式中各数值1）试选 K，=
20、1.3。2）查表选取齿宽系数次=1。3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：4=1.4504x10、N”即。4）由表查的材料的弹性影响系数Z=189.8MPa?5）由图按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 bmg=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为nm2=550MPa。6）由图取接触疲劳寿命系数Km=0.96；Khn2= i.o。7)计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=l,有CTi =-=0.96600=576MPa2bmim2=L0x550=550MPa(2)计算确定小齿轮分度圆直径d”,代入严打中较小的值1)计算小齿轮的分度圆直径d”，由计算公式可得：小,c ”,
21、/1.3x1.4504x1054.12.189.8.2 Q1d 22.32 x 3xx ()=71.81 mmV 13.12550血 i,i60x10002)计算圆周速度。=0.53m/s3.14x71.81x140.2560x10003）计算齿宽bb=xJ=1.02, K即=1.424。由图查得K，=1.36,由图查得K“a=K 郎=1故载荷系数：K=KxK xKa=1 x 1.02 x 1 x 1.424=1.4527）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径: di=dlf -3-=71.81 x =74.51 mmK,V 1.38）计算模数mmn =吆卫=2.9804mmZ,253 .按
22、齿根弯曲疲劳强度设计按公式：（1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=KaK KfK= lxl.02xlxl.36=1.38722）查取齿形系数由表查得丫如=2.62, Y=2.2243）查取应力校正系数由表查得 Ysi=1.59, YSa2=1.7664）由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极bFE=5（X）MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限bFE2=380MPa5）由图取弯曲疲劳寿命系数K=0.93, K2=0.956）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则有：CTf=型皿=。93二500=332.14MpaSL4叼2=川2%2=095x380=257.86MPaS1.47)计算大、小齿
23、轮的铮并加以比较5%=2.62x1.59=001254o-f,232.14%2%2=2.224x1.766=。1523257.86经比较大齿轮的数值大。(2)设计计算mx 0.01523 =2.14mm12xl.3872x 1.4504x105V lx252对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，二齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.14并就近圆整为标准值m=2.5mm,按接触疲劳强度算得的分度圆直径d.4.51mm,算出小齿轮齿数
24、4吟=箸=29.8。4取 Z,=30,大齿轮齿数Z2=Z,i=30*3.12=93.6取Z2=94。这样设计的齿轮既满足了齿面接触疲劳强度又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4 .儿何尺寸计算(1)计算分度圆直径4= mZi =2.5 x 30=15mmd= mz2=2.5 x 94=2352m(2)计算中心距(Z,+ZJn/(30+94)x2.5a =-=155mm22(3)计算齿轮宽度b =由4=1 x75=75mmBi=80mm, B2=75mm5.大小齿轮各参数见下表低速级齿轮相关参数表（单位mm）名称符号计算公式及说明模数m2.5压力角aa =20齿顶高%儿二储 xi
25、n =2.5齿根高hf号=（；+c*）m=3.125全齿高h%=（24+，*）m=5.625分度圆直径4J-=mZ=75d24=mG =235齿顶圆直径dal4=（ Z|+24）m=80心=（Z2+2/）m=240齿根圆直径/I=（Z2%-2c）m=68.75d/2=（Q -2h“-2c 仙=228.75基圆直径%4 cos a =70.48db22 cos a =220.837.轴类零件设计7.11轴的设计计算1 .求轴上的功率，转速和转矩由前面算得 p=5.76KW, m=440r/min, T =1.3X1O5N2 .求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为di=70mm而 F=
26、-=2x130000=3625N470F，=F Jana =3625 x tan 20=139N压轴力F=1696N3 .初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据表15-3,取Ao=UO,于是得：dmin=A3/=110)=26mm% V 440因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=20.33mm,又此段轴与大带轮装配,综合考虑两者要求取dmin=32mm,查P62。表14-16知带轮宽B=78mm故此段轴长取76mm。4 .轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-1(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)
27、I-II段是与带轮连接的其d，-=32mm,1，-=76mm。2) 段用于安装轴承端盖，轴承端盖的e=9.6mm (由减速器及轴的结构设计而定)。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I II段右端的距离为38mm。故取1-，=58mm,因其右端面需制出一轴肩故取d-，=35mm。3)初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求并据d /=35mm ,由轴承目录里初选6208号其尺寸为(xz)xfi=40mmx80mmx 18mm 故 d5=40mm。又右边采用轴肩定位取dw-v=52mm 所以1v-v=39mm, dv-vi =58mm, lv-vi = i2mm4
28、)取安装齿轮段轴径为d*-w=46mm,齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为75mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取lv-vn=71mmo齿轮右边V1I-VII1段为轴套定位，且继续选用6208轴承，则此处d，lM1ll=40mm。取lw-w=46mm(3)轴上零件的周向定位齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按山-由5P53表4-1查得平键截面bx力=10x8,键槽用键槽铳刀加工长为70mm。同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为竺，同样齿轮与轴的连接用平键14x9x63,齿轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配
29、合实现的，此处选轴的直 n6径尺寸公差为m6o(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2取轴端倒角为2x45。.其他轴肩处圆觉角见图。5 .求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图7-2现将计算出的各个截面的M”,和M的值如下：FW1402N Fn“2=1613N F=276 IN FV2=864NM，“=86924N，mmMH2=103457N-mmM，=171182N.mmMl = Vo.872+1.72 x105-2.0x105N-wwM 2=M m =103457N, mmTi=1.3x15N,W2,?16 .按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，
30、从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面。则根据式15-5及上面的数据，取。=0.6轴的计算应力：(T =:,印72.02+(0.6xl.3)2xl05=r=23./Mr0.1x463前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由2表15-1查得已1=60Mp,4。匕-，故安全。7 .2 II轴的设计计算1 .求轴上的功率，转速和转矩由前面的计算得 P=5.76KW, m=440, T =1.3x105N m2 .求作用在齿轮上的力已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为=327.5mm d3=108mm而 f”=旦=2xL3x。=767N d2327.5F”=F“ tana =767xt
31、an 20=279N同理可解得：F,2=组=2x5.6x 1()5=10498N, f,2=F“ tana =1730N J41083 .初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据表15-3,取Ao=llO,于是得：dmin = A03性*=10. J 55_=43.0mmn2V92.1因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故dmm=45.2mm,又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作条件可选6210其尺寸为： dxOxB=50x90x20故d/-/=50mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取24mm 所以1
32、/-=48mm4 .轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-4(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) II-III段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为70mm,为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取-/=64mm, d-，=56mm。2) III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得 l/-w =15mm, d/-/v=68mmo3) IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为113mm可取/v-v =109mm, d/v-v =56mm4) V-VI段为轴承同样选用深沟球轴承6210,左端用套筒与齿轮定位
33、，取套筒长度为24mm则V-VI =48mm dv-v,=50mm(3)轴上零件的周向定位两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按由5P53表4-1查得平 bx%xL =16xl0x63,按 d2得平键截面 bx/lxL=16xl0x110其与轴的配合均为空。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，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表15-2取轴端倒角为2x450.个轴肩处圆觉角见图。5 .求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-4o现将计算出的各个截面的M,和M的值如下：Fw=719NFn“2=2822N F=4107N F2=7158NMi=
34、49611NwwM “I =253980N - mmM*=-283383N.mmMv2=_644220N.mmMi = V2.82+0.52 x 105=284000N-mmM 2= J6.4，+(2.5尸 x 10s =690000N- mmT2=5.6xlON.mm图7-46 .按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B和VI的右侧是轴的危险截面，对该轴进行详细校核，对于截面B则根据式15-5及上面的数据，取。=0.6,轴的计算应力忖+(皿)276.92+(0.6x5.6)2 xlO0.1x5635-=50.6MP前面选用
35、轴的材料为45钢，调制处理，由表15-1查得产”=60Mp,对于VI的右侧IV = 0.1xJ3 = 0.1x563 = 1 7561mm3W, = 0.2 x563 = 35123mm3M 690000 ob =39.3MPW 17561T 560000 Tr = = 16.Wt 35123由表 15-1 查得o=640MP“ o- = 215MPa r-i = 155MP由表3-8查得幺=2.64 = 2.11EaSr由2附图3-4查得% =外=0.92由中尹-1和J3-2得碳钢的特性系数，取的= 0.1, O = 0.05故综合系数为_ _k(r 11Kr =11 = 2.64 H1 =
36、 2.73/3a0.92Kr = - + -1 = 2.11 + -1 = 2.20Er 花0.92275= 2.56故VI右侧的安全系数为Ka(ya +(paS= 1.5故该轴在截面VI的右侧的强度也是足够的。综上所述该轴安全。7.3 HI轴的设计计算1 .求轴上的功率，转速和转矩由前面算得 P，=5.28KW, rp=28.6r/min, T3=1.76xl6N2 .求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d,=352mm而二2T32x1.76x106而户=-=10081N4352F。=F Jana =10081 x tan 20=3669N3 .初步确定轴的最小直径现初步估算轴的
37、最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据表15-3,取A(=110,于是得:d min = A 0出,in 15.280。3=110x3=62.8mm丫3V28.6同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩T，=K/3查表14-1取Ka =1.3.贝小=1.3x 1.76x106=2288000按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查5P的表8-7可选用LX4型弹性柱销联轴器。其公称转矩为2500000N-mm。半联轴器孔径d=63mm,故取d，-=63mm半联轴器长度L=142mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度b =132mmo4 .轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图
38、7-5图7-5（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为满足半联轴器的轴向定位，i-n右端需制出一轴肩故n-ni段的直径d-/=65mm；左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径D=65mm。半联轴器与轴配合的毂孔长为132mm,为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上,故I-II段长度应比L-略短一些,现取=132mm.2）段是固定轴承的轴承端盖e=12mmo据d-=65mm和方便拆装可取l-，=95mm。3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求 d mw =70mm ,由轴承目录里初选6214号其尺寸为 dxDxB=70mmx 125mmx24mm, lw/-/v=24mm
39、 由于右边是轴肩定位， dlv-v=82mm, iiv-v=98mm, dv-vl =88mmmm,1 v-vi = i2mmo 4）取安装齿轮段轴径为dvi-vn=80mm,已知齿轮宽为108mm取1vlz1=04mm。齿轮右边VII-VIII段为轴套定位，轴肩高h=6mm则此处d vn-in =70mm o 取1皿-n=48mm(3)轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按山-由5P53表4-1查得平键截面bx力=18x11键槽用键槽铳刀加工长为125mm。选择半联轴器与轴之间的配合为力，同样齿轮与轴的连接用平键22x14 k6齿轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向
40、定位是用过渡配合实现的，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表15-2取轴端倒角为2x45.个轴肩处圆觉角见图。5 .求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-6o现将计算出各个截面处的M”，和M的值如下：F n川=12049N F=2465N F柏=3309N F=6772NM=-211990N.MM=582384N.mmMi =，2.r+5.8? xlO5=620000N mw,Ti=1.76x106N-图7-66 .按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面，则根
41、据式15-5及上面的数据，取。=0.6,轴的计算应力6,西+（双）2W我灸十（0.6/76210：=24.0MP0.1x80前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由表15-1查得b_“=60Mp,%,%,故安全。8.轴承的寿命计算8.1 I轴上的轴承6208寿命计算预期寿命：4=8x350x16=44800/7已知 P =2761N,=440 min,C =29500 N=310629500 360x440 2761=47000h 44800h故I轴上的轴承6208在有效期限内安全。8.2 II轴上轴承6210的寿命计算 预期寿命：4=8x350x16 = 44800/7 已知P = 7158/V,n = 93.6min,C = 35000 ,10635000 360x93.6 7158)20820h44800h故II轴上轴承6210须在四年大修时进行更换。8.3 m轴上轴承6214的寿命计算预期寿命:Lh =8x350x16 = 44800已知 p = 6772M n = 28.6 min, C = 6080010660800 360x28.6 6772=