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1、机械设计课程设计说明书设计题目带式运输机传动系统设计学院机械工程学院专业机械设计姓名班级学号指导老师最终评定成绩1设计任务12传动方案分析 23原动件的选择与传动比的分配 21.1 原动件的选择1.2 传动比的分配4. 传动系统的运动和动力参数计算4.1 各轴的转速4.2 各轴的输入功率4.3 各轴的转矩5. V 带传动的设计5.1 确定计算功率5.2 选才？V带型号5.3 确定带轮基准直径，并验算带速v5.4 确定带长V和中心距a5.5 验算小带轮上的包角15.6 确定V带根数Z5.7 计算单根V带的初拉力F05.8 计算V带对轴的压力Q6. 标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算6.1 第一对齿轮
2、传动的强度计算6.2 第二对齿轮传动的强度计算7. 轴的计算7.1 高速轴的设计与计算7.2 中间轴的设计与计算7.3 低速轴的设计与计算8. 减速器润滑及密封设计8.1 齿轮的润滑8.2 滚动轴承的润滑8.3 减速器的密封9. 箱体及其附件结构设计9.1 箱体的构设计9.2 附件的构设计10 设计总351 .设计任务设计任务如图1.1所示，为用于带式运输机上的两级圆柱斜齿轮减速器。工作 条件：带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载启动，工作载荷有轻微 冲击；输送带工作速度v的允许误差为 5%;二班制（每班工作8h）,要求减 速器设计寿命为8年，大修期为23年，中批量生产；三相交流电源的电
3、压为 380/220V。已知数据：带的圆周力F (N) : 4500 (N)带速 v (m/s): 0.48 ( m/s)滚筒直径 D (mrm: 350 (mrm1电动机 2.V带传动3齿轮传动4联轴器5.滚筒6.传送带图1.1带式输送机传动系统示意图2 . 传动方案分析合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。本传动装置传动比不大，采用 v 带传动和圆柱斜齿轮二级减速
4、器传动，带传动平稳、吸振且能起过载保护作用，故在高速级布置一级带传动。在带传动与带式运输机之间布置一台二级斜齿圆柱齿轮减速器，轴端连接选择弹性柱销联轴器。3原动件的选择与传动比的分配3.1原动件的选择(1)电动机类型的选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三相交流异步电动机，它为卧式封闭结构，电源电压为 380V。(2)电动机容量的选择根据已知条件，工作机所需要的有效功率为：Fv 4500 0.48P=2.16(kW)10001000设：t 1-V 型带传动效率取0.95取 0.97取 0.99取 0.96圆柱齿轮传动效率取0.99 滚动轴承的效率联轴器的效率运输机滚筒传动效率估算传动
5、比总效率为:4=0.95*0.99*0.97*0.99*0.97*0.99*0.99*0.99*0.96=0.8160电动机所需功率为 Pd= Pw/ =2.16/0.8160=2.65 kw依据表12-12选取电动机额定功率应取Pe=3kw(3)电动机转速的选择根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速 nw=60000v. D =60000*0.48/3.14*350=26.21KW初选同步转速为1500 (r/min)和1000 (r/min)的电动机，由表12-1可知，对应于额定功率为Pe=3的电动机的型号分别为Y100L2-4和Y132S-6。现将Y100L2-4和Y132S-6型电动机
6、的有关技术数据及相应算得的总传动比列于表1。方电动机型额定同步转速/满载转速/总转外伸轴轴外伸案号功率(r/min)(r/min)动比i径长 度号/ kwD/mmE/mm一Y100L2-43.01500142054.182860二Y132S-63.0100096036.633880通过对上述两种方案进行比较可以看出：方案一选用的电动机转速高、质量轻、价格低，总传动比为54.18,这对三级减速传动而言不算大，故选用方案一较为合理。初步确定原动机的型号为 Y132S-4,额定功率为Pe=3.0kw,满载转速为 n0=1440转每分钟，由表1可知电动机中心高H=112mm,轴伸出部分用于装联 轴器轴
7、段的直径和长度分别为 D=28mm和E=60mm。3.2传动比的分配由原始数据以及初步确定的原动机的转速可确定总传动比：i=nm/nw=1420/26.21=54.18带传动的传动比：ii=3齿轮传动的总传动比：i = 57.55/3=18.06为了便于两级圆柱斜齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同、齿面硬度HBS三350、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比为ii2= , 1.3i =4.845低速级传动比i34= i ii2=3.7314 . 各轴动力与运动参数的计算将各轴从高速级到低速级依次编号为I轴、II轴、田轴。4.1 各轴的转速n I =no/
8、I1=1440/3=473.33r/minn H =n I /I2=480/4.994=97.69r/minnm=n2/i3=20.163r/min4.2 各轴的输入功率P0 =2.16kwP = P0* 4 i=(5.5 x 0.95) kw =2.5175 kwP2= p I *(4 2* 4 3)= (5.225 义 0.97 义 0.99) kw =2.492 kwF3= pH *0.99*0.97=2.393kw4.3 各轴的转矩T1=9.55 X 106*p/n=9.55 X 106 X 2.5175+473.33= 5.704 104NJ- mmT2 =9.55 X 106*p/
9、n=9.55 X 106 X2.492 + 97.69= 2.44 105N- mm666T3=9.55 X 106*p/n=9.55*10 *2.393/20.163= 1.13 106 N- mm5 .V带的设计设计带式输送机传动系统中第一级用的普通V带传动。电动机的功率P=2.2KW,普通异步电动机驱动，主动带轮转速n1=1430r/min ,传动传动比i=3 ,每天工作8h,两班制。(1)确定计算功率PC查表得KA=1.2FC = Ka* P=1.2x3=3.6 KW(2)选择V带型号FC =3.6KWni=1420/min 查表知选 A 型 V 带(3)确定小带轮直径，并验算带速 V
10、 1.初选小带轮直径查表知，小带轮直径基准直径的推荐值为80700mm查表取d1 =90mm2 .验算带速V 查表知，带速： ddinivd1- =6.6882m/s60*1000V值在525m/s内，带速合适3 .计算大带轮直径 dd2 i * dd1 =270mm(4)确定带长Ld和中心距a1 .查表可知：0.7(dd1 dd2) a0 2 ( dd 1 dd2)252 = a0 三 720mm初取中心距a0=500mm2 .查表计算带所需要的基准长度-d2d1- =1581.4mm4%L0 2a0(dd1 dd2)2查表取L0=1600mm3 .由公式计算实际中心距a a0 = 509.
11、1mm2(5).验算小带轮上的包角1Ld L01 180dd2 dd1 *57.3 =159.75120a(6).确定V带根数Z1 .计算单根V带的许用功率P0经查表，由插值法可得：P0=0.93 + (1.15-1.07 ) +(1660-1450 ) X ( 1420-1200 ) =1.0532经查表，由插值法可得：Vp0 =0.15 + ( 0.17-0.15 ) + (1450 1200 ) X ( 1420-1200 )=0.1676经查表，由插值法可得：K =0.93 + (0.95 0.93 ) +(160 155 ) X ( 159.75 155 ) =0.987查表知，Kl
12、=0.99P0=( P0+Vp0)K Kl=1.1928803042 .计算V带的根数V带的根数：Z= =3.3/1.192880304=2.766引取整，Z=3(7)计算单根 V带的初拉力F0查表得Z型带的单位长度质量q=0.1(kg/m),得单根V带的初拉力为：500PC 2.52Fo C(1) qv =500*3.3/(3*6.6882)*(2.5/0.987-1)+0.1*0.68822Zv K= 131N(8)计算V带对轴的压力 QQ 2ZFsin1 =2*3*131*sin159.75/2=N 26. 标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算6.1 第一对齿轮的设计带式输送机在常温下连续工作
13、，单向运转，空载启动，工作时载荷有轻微冲击；输送带工作速度v 的允许误差为5%；二班制（每班工作8 小时），要求减速器设计寿命为8 年，大修期为23 年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V,电动机的额定功率为2.5175KW高速齿轮，传动比为4.845,转速为 473.33r/min1 . 选择齿轮材料、热处理方法，精度，等级及齿数（ 1）选择齿轮材料与热处理。根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。查表7-1取小齿轮材料为40Cr钢，调至处理，硬度HBS1=260大 齿轮材料为45钢，调至处理，硬度HBS2=230两齿轮齿面硬度差为30HBs符 合软齿轮传动的设计要
14、求。（ 2）选择齿轮的精度。此减速器为一般工作机，速度不高，参阅表7-7，初定为 8 级精度。（ 3）初选齿数。取齿数Z1=24， Z2= u*24=24*4.845=1172 . 确定材料的许用应力（1）确定接触疲劳极限 Hiim ,由图7-18 （a）差M俄得Hlim1 =720MpaHlim2=580Mpa（ 2）确定寿命系数ZN小齿轮循环次数 N1 60nljLh =60*473.33*1*（2*8*300*8） 勺 1.09*10大齿轮循环次数N2 = N /4.845=2250081981由图 7-19 查得ZN1 =ZN2 =1（ 3）确定尺寸系数ZX , 由图7-20 取 ZX
15、1=ZX2 =1（ 4）确定安全系数SH ，由表 7-8 取 SH =1.05。(5)计算许用接触应力H ，按式(7-20)计算，得H1 =ZnZx H lim 2SH-686MpaH2 =Zn Zx H lim 2SH-552Mpa3 .根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计齿面接触强度按式(7-25)计算，其式为di 3 2KTi d 3 u 1 u 3 Z Z ZeZhh 2确定上式中的各计算数值如下。确定螺旋角b=15 ,并试选载荷系数Kt =1.3.(2)计算小齿轮传递的转矩i=9.55 1 06 1ni =9.55*1000000*2.5175/473.33=50794N.MM (3
16、)确定齿宽系数d,由表7-6选取齿宽系数d=1.2m/s 确定材料弹性影响系数ZE,由表7-5查得Ze =189.8 MPa12(5)确定节点区域系数ZH,由图7-14得Ze =2.43(6)确定重合度系数Z ,由式(7-27)可得端面重合度为=1.88 3.2 1 z1 1 z2 cos =1.581轴面重合度=dZ1;tan =1.63因1,由式(7-26)得重合度系数Z =0.795确定螺旋角系数Z =二法=0.98试算所需小齿轮直径d1t 3 2KT1 d u 1 uZZeZhZh 2 =43.864 .确定实际载荷系数K与修正系数所计算的分度圆直径(1)确定使用系数KA,按电动机驱动
17、，载荷平稳，查表 7-2取KA=1(2)确定动载系数KV计算圆周速度vmd1t.60 1000=1.08m/s故前面取8级精度合理，由齿轮的速度与精度查图7-8得Kv=1.11确定齿间载荷分配系数Ka .齿宽初定 b d d1t =35.088mm计算单位宽度载荷值为 FtK4b 2 T1Kbd1 =71.48N/mmc 100N/mm查表7-3取 =1.4 确定齿向载荷分布系数Kh ,由表7-4得Kh =1.15+0.18 d2+3.1* 10 4b 0.108 d2 =1.32(5)计算载荷系数 K=KaKvK Kh =1*1.4*1.1*1.32=2.0328按实际载荷系数修正所算的分度
18、圆直径，由式(7-12)得d = dt3 K Kt =54.85计算模数 m=d“Z1=54.85/24=2.286.齿跟弯曲疲劳强度计算(1)由式(7-18)得弯曲强度的设计公式为mn 3 2KT1 COS2Y 丫dz12 YFaYSa-F-确定上式中的各计算数值如下(1)由图 7-21 (a)取 Fiim1=300MPa f im 2 =220MPa(2)由图7-22查得弯曲疲劳寿命系数Yn1 Yn2 1(3)由表7-8查得弯曲疲劳安全系数Sf=1.25(4)由表7-23得尺寸系数Yx=1(5)由式(7-22)得许用应力F1 f imYsTYNYx Sf =480MPaF2F lim 2Y
19、stynyx sf =325MPa(6)确定计算载荷K初步确定齿高 h=2.25m=2.25*2.286=5.14b/h=0.8*54.845/5.14=8.54查图 7-12 得 KF =1.23计算载荷 K=KaKvK Kf =1*1.12*1.1*1.23=1.52(7)确定齿形系数YFa当量齿数为 zv124 cos3 =26.6 zv2 119. cos3=129.82由图 7-16 查得 YFa1=2.6YFa2 =2.22(8)由图7-17查得应力校正系数 Ysa1=1.59, YSa2=1.76(9)计算大小齿轮的YFaYSa/ F值YFa1Ysa1F1 =2.6*1.59/4
20、80=0.0086YFa2YSa2 F2 =2.22*1.76/352=0.0112大齿轮的数值大(10)求重合度系数Ye端面压力角 t arctan tan n cos =arctan(tan20/cos15)=20.647基圆螺旋角的余弦值为cos b cos cos n cos t =cos15cos20/cos20.647=0.97当量齿轮端面重合度，由式(7-30)得an= a cos2 b=1.581/0.97 2=1.680按式(7-30)计算 Y =0.25+0.75/ e an=0.25+0.75/1.680=0.696(11)由图7-25得螺旋角影响系数Y =0.86(12
21、)将上式各值代入公式计算得：mn 3 2KT 1cos2 Y Y dz12 Y Y F2 =1.62mm由于齿轮的模数Mn的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算的 6.29按国际圆 整为Mn=2,并根据接触强度计算出的分度圆直径 d1 =50.54 ,协调相关参数与尺 寸为zi d1 cos , m =50.54*cos15/2=24.41Z2 d 2 cosm =uz1 =4.845*24.41=118.26这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提下，取较多的齿数，做到结构紧凑，减少浪费，且重合度增加，传动平稳6.齿轮几何尺寸里计算 中心距 az1 z2 mn/2cos =(25+119)
22、*2/(2*cos15)=149.07mm把中心距圆整成150mm修正螺旋角arccos z1 z2 mn 2a =16.260螺旋角变化不大，所以相关参数不必修正分度圆直径d1 Z1mncos =25*2/cos16.260=52.08d 2 z2mn cos =119*2/cos16.260=247.92(4)确定齿宽。b= di=0.8*52.08=41.67mm取 di =42mmb1=50mm6.2第二对齿轮的设计带式输送机在常温下连续工作，单向运转，空载启动，工作时载荷有轻微 冲击；输送带工作速度v的允许误差为 5%二班制(每班工作8小时)，要 求减速器设计寿命为8年，大修期为23
23、年，中批量生产；三相交流电源的电 压为380/220V,电动机的额定功率为2.5175KW高速齿轮，传动比为4.845 , 转速为 473.33r/min1 .选择齿轮材料、热处理方法，精度，等级及齿数(1)选择齿轮材料与热处理。根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软 齿面传动。查表7-1取小齿轮材料为40Cr钢，调至处理，硬度HBS1=260大 齿轮材料为45钢，调至处理，硬度HBS2=230两齿轮齿面硬度差为30HBs符 合软齿轮传动的设计要求。(2)选择齿轮的精度。此减速器为一般工作机，速度不高，参阅表 7-7,初定 为8级精度。(3)初选齿数。取齿数 乙=24, Z2 = u*24
24、=24*3.73=902 .确定材料的许用应力(1)确定接触疲劳极限Hiim ,由图7-18 (a)差M俄得H“m1=720Mpa H“m2=580Mpa(2)确定寿命系数ZN小齿轮循环次数 N1 60nljLh =60*97.69*1*(2*8*300*8) =22507776大齿轮循环次数N2 = N1/3.73=6034256由图 7-19 查得 ZN1 ZN2=1(3)确定尺寸系数Zx ,由图7-20取Zx产Zx2 =1(4)确定安全系数SH由表7-8 Sh =1.05 o(5)计算许用接触应力6 H,按式(7-20)计算，得H1= ZnZx Hlim2 _686Mpa Sh H2 =
25、ZNZX Hm2 =552MpaSH3 .根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计齿面接触强度按式(7-25)计算，其式为di 3 2KTi d 3 u 1 u 3 Z Z ZeZhh 2确定上式中的各计算数值如下。(1)确定螺旋角b=15 ,并试选载荷系数Kt=1.3.(2)计算小齿轮传递的转矩1=9.55 1 06 1加=9.55*1000000*2.4176/97.69=236340N.MM 确定齿宽系数小d,由表7-6选取齿宽系数d=0.8(4)确定材料弹性影响系数 ZE,由表7-5查得Ze=189.8MP夕(5)确定节点区域系数ZH,由图7-14得Ze =2.43(6)确定重合度系数Z
26、由式(7-27)可得端面重合度为=1.88 3.2 1 z1 1, z2 cos =1.626轴面重合度=dZ1；tan =1.63因1,由式(7-26)得重合度系数 Z =W a =(1/1.626)=0.784确定螺旋角系数Z =Jcos =0.98试算所需小齿轮直径d1t 3 2Kd u 1 uZZeZhZh 2 =73.784 .确定实际载荷系数K与修正系数所计算的分度圆直径(1)确定使用系数KA,按电动机驱动，载荷平稳，查表 7-2取KA=1(2)确定动载系数KV计算圆周速度vmd1t. 60 1000 =0.377m/s故前面取8级精度合理，由齿轮的速度与精度查图7-8得(=1.1
27、1确定齿间载荷分配系数Ka .齿宽初定 b d d1t=59.024mm计算单位宽度载荷值为 FtK“b 2 T1K“bd1 =88.98N/mrrK 100N/mm(d1 取 85MM查表7-3取 =1.4 确定齿向载荷分布系数Kh ,由表7-4得Kh =1.15+0.18 d2+3.1*10 4b 0.108 d2=1.15+0.18*0.8 2+3.1*0.0001*36.8+0.108*0.8*0.8*0.8*0.8=1.32(5)计算载荷系数 K=KaKvK Kh =1*1.4*1.1*1.32=2.0328按实际载荷系数修正所算的分度圆直径，由式(7-12)得d1 = d1t3 K
28、 Kt =91.69 ， 计算模数 m=d1/z1=91.69/24=3.82.齿跟弯曲疲劳强度计算(1)由式(7-18)得弯曲强度的设计公式为mn 3 2KT1 COS2Y 丫dZ12 YFaYSa-F-确定上式中的各计算数值如下(1)由图 7-21 (a)取 Fiim1=300MPa f im 2 =220MPa(2)由图7-22查得弯曲疲劳寿命系数Yn1 Yn2 1(3)由表7-8查得弯曲疲劳安全系数Sf=1.25(4)由表7-23得尺寸系数Yx=1(5)由式(7-22)得许用应力F1 FimYsTYNYx Sf =480MPaF2F lim 2YSTYNYX Sf =325MPa (6
29、)确定计算载荷K初步确定齿高 h=2.25m=2.25*3.82=8.595b/h=0.8*50.54/4.7475=8.53查图 7-22 得 Kf =1.23计算载荷 K=KaKvK Kf =1*1.12*1.1*1.23=1.52(7)确定齿形系数YFa当量齿数为 Zv1 24 cos3 =26.6Zv2 119 cos3 =99.94由图 7-16 查得 YFa1=2.6YFa2 =2.22(8)由图7-17查得应力校正系数Ysa1=1.59Ysa2=1.76(9)计算大小齿轮的YFaYsa/ F值YFa1Ysa1F1 =2.6*1.59/480=0.0086YFa2YSa2F2 =2
30、.22*1.76/352=0.0112大齿轮的数值大(10)求重合度系数Ye端面压力角 t arctan tan n cos =arctan(tan20/cos15)=20.647基圆螺旋角的余弦值为cos b cos cos n cos t =cos15cos20/cos20.647=0.97当量齿轮端面重合度，由式(7-30)得an= a cos2 b=1.626/0.97 2=1.728按式(7-30)计算 Y =0.25+0.75/ e an=0.25+0.75/1.728=0.684(11)由图7-25得螺旋角影响系数Y =0.87(12)将上式各值代入公式计算得：mn 3 2KTi
31、cos2 Y Y dZ12 YFaYSa F =2.13mm由于齿轮的模数Mn的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算的 6.29按国际圆 整为Mn=2.5，并根据接触强度计算出的分度圆直径 d1=91.69,协调相关参数与 尺寸为zi d1 cos . m =91.69*cos15/3=29.52Z2 d2cos . m= uzi =3.73*29.52=109.951这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提下，取较多的齿数，做到结构紧凑，减少浪费，且重合度增加，传动平稳6.齿轮几何尺寸里计算 中心距 azi Z2 mn/2cos =(30+110)*2/(2*cos15)=180.83mm
32、把中心距圆整成181mm修正螺旋角arccos zi Z2 mn. 2a =15.571螺旋角变化不大，所以相关参数不必修正分度圆直径d1 Z1mn. cos =30*2/cos15.571=91.70d 2 Z2mn cos =110*2/cos15.571=342.93(4)确定齿宽。b= d1 =0.8*63=73.6mm取 b2= d=74mm D=80mm7,轴的计算7.1 合理选择轴的材料和热处理方法，确定许用应力。轴的材料选最常用的45调制钢。许用弯曲应力为1807.2 轴的结构设计齿轮上的力Ft 2T dFr Ft tan a n cosFa Ft tan7.1 高速轴的设计与
33、计算1 .初步确定轴的最小直径按弯扭强度计算：最小直径：dmin C3 P n =97X 3 2.517 473.33 18.825mm式中：C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献1表12-3中查得C值,40Cr为10697考虑扭矩大于弯矩，取小值 C=97。p轴传递的功率(单位 kvy。n轴的转速。应当注意，对于直径d 100mm的轴，并且有一个键槽，故轴径需增大 5%7%。所以最终轴的最小直径为 20mm2 .拟定轴上零件的装配方案按轴向定位要求确定轴的各段直径(1)考虑到连接带轮，取带轮处的轴径 d1 20mm(2) 取轴承处的直径为d2 25mm (初选轴承为7205AC)(3) 齿
34、轮安装轴段的直径d3 30mm(4)需要有定位轴肩的轴身d5 25mm(5)轴承 d6 52mm按轴向定位要求确定轴的各段长度I II至此已经设计出轴的长度和各段直径45号钢，查表可得:2T3 .轴上键校核设计连接为动连接，载荷轻微振动，且键材料均选用p 100120MPa,取 p 110MPa。需满足：p 而 p其中由轴的直径30mm可取键的尺寸bxh=10x8mm 则：p 4Tdhl 21.24Mpap p故此平键满足强度要求。4,轴的强度校核(1)轴传递转矩T=9.549*1000000*P/n=9.549*1000000*2.2175/473.33=50788N*MM(2)齿轮上的圆周
35、力：Ft=2T/d=2*5.788/50.08=2028N齿轮上的径向力l Ft*tg nFr cos2028rg20 764 cos15(4)齿轮上的轴向力Fx Ft *tg 2028* tg15 543(5)轴承支反力V带作用在轴上的力：Q=774.06N在ZY平面Ft * f 2028*90Raz 1414N.mme f 39 90Rbz=Ft-Raz=2028-1414=614N在XY平面Q* g Fr* f Fx*d 774.06*93.5 764*90 543*520839 90Rax 2 2 984NRbx =Q-Fr+Rax=774.06-764+984=994N 5.弯扭矩Z
36、Y面:XY面dFx* -2Mzy=Raz*e=1414*39=55146N.MM52.08543* 14139N.mm2Mmax=Q*g=774.06*93.5=72375N轴的受力简图、弯扭矩图、弯扭矩合成图以及转矩图如下:确定危险截面I - I截面所受弯矩和转矩较大，且有与轴承过盈配合而产生的应力集中及圆角 所产生的应力集中H - II截面弯矩虽然较大，但与I - I截面相比，没有I - I大，所以危险截面为I - I面田-田截面弯矩虽然较小，但是截面积也较小，又有键槽产生的应力集中，有可 能是危险截面校核I - I截面MI =72375N.MM弯曲应力maxMi72375W 3一 *25
37、32min max 47.2MPa应力幅和平均应力 m47.2MPaa max m 0 扭转剪应力TmaxWt47.2MPa5078816.6MPa*25316min 0 (视为脉动循环)扭转剪应力幅a及平均扭转剪应力 ma=1/2( a - m)=8.3MPam=1/2( a+ m)=8.3MPa校核安全系数：I - I截面有两个应力集中源，即轴与轴承过盈配合引起的应力集中及过渡圆角 引起的应力集中，取其中较大值。由过渡圆角引起的应力集中，根据轴径直径35,轴肩直径40,表面粗糙度Ra三1.25um,圆角直径r=2mm由图12-20.附表12-3,附表12-4,附表12-5查 得 K 1.9
38、2、K 1.46、0.84、r 0.78、1* 2 0.925*10.925预期应力循环次数N=60nt=60*120*20000=1.44* 108 107故去寿命系数 Kn 1 , KnK1.92KN1*0.925*0.84K1.46Kn1*0.925*0.78由过盈引起的应力集中：根据轴 35K6 ,但轴承为特殊的基孔制，实际配合性质为过盈配合，按 旦二查附表12-2、附表12-4得以 3.36, 2.42, s60.925。于是2.472.02KKn3.632.42Kn1*0.9252.62由过盈联接引起的应力集中较大按此值计算，由附表12-6查得材料对盈利循环不对称性的敏感系数0.0
39、5 ,02753.63*39.501.92疲劳强度系数1 ka KnKKN1402.62*7.30m7.321.92*7.32_一 1.922 7.322FS1 0.68Fr1 0.68FR1FS2 0.68Fr2 0.68FR2Fs2 A (776 543) NFa1 FS2 a 1319NFa2 Fs2 766N 比较两轴承的受力，因(2)计算当量动载荷 由 Fa1/C。1319/83801.86按材质的不均匀，取许用系数S=1.51.8 , SS,所以1-1截面是安全的 由于工作比较平稳，不需作静强度校核5校核高速轴轴承寿命由表 12.3 查得 7207c轴承的 Cr 22500N,C0
40、 16500N(1)计算轴承的轴向力由高速轴计算得Raz 1414N,Rax 984N , % 614N, Rbx 994N ,将力合成,Fr1 2 代x2 Rz21722N , Fr2 2 JRbx2 Rbz21126N由高速轴设计齿轮上的轴向力为 Fx=543N轴承I、II内部轴向力分别为0.68Fr1 1171N766N1319NFr1 Fr2及Fa1 Fa2 ,故只需校核轴承I o0.157,由表 10.13 查得 e 0.68。因为 Fa1/Fr1 1319/1722 0.766e,所以 X 0.41,Y 0.87。当量动载荷为Pr XFri YFai (0.41 1722 0.87
41、 1319)N1853.55N(3)校核轴承寿命轴承在100 C以下工作，由表10.10查得fT 1。中等冲击，由表 10.11查得fp 1.2。轴承I的寿命为106 fTCr 31061 12200Lh 60n fpPr60 473.33 1 1853已知减速器使用8年两班，23年大修, Lh 2 1 250 8 2h 8000h10049h则预期寿命为LhLh,故轴承寿命充裕。7.2中间轴(即轴n )的设计计算1选择轴的材料选用45号钢，热处理方式为调质，能获得良好的综合机械性能。2初算轴径min2.956112333.38. 92C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献1表9.4中查得C
42、值,45号钢的值为11297考虑扭矩大于弯矩，取小值 C=11Q圆整为40mmP2-一轴II传递白功率(单位 kVVon轴II的转速。轴上有两个键槽，增大5%32.97* (1+5% =34.62MM 由表6-2取轴的标准值35.5MM各类数据如下图所示3轴承部件的结构设计按轴向定位要求确定轴的各段直径(1) 取轴承处的直径为d=35mm选轴承为7208AC)(2) 齿轮安装的直径& =48mm(3) 考虑轴环的定位取轴环直径 的 =38m 考虑到齿轮3的安装直径=3 =38mm(5) 考虑齿轮3的轴肩定位& =35mm按轴向定位要求确定轴的各段长度(1)考虑到轴承宽度，取L=27mm(2)考
43、虑到与小齿轮配合，取=4 =40mm(3)轴环宽度取L3=10mm(5)考虑轴肩到轴承宽度，取 k=35mm 至此已经设计出轴的长度和各段直径(4)考虑到与大齿轮配合，取L斗二56mm_ 27 一 40 .10 .56 1r . 35 4.轴上键校核设计连接为动连接，载荷轻微振动，且键材料均选用45号钢，查表可得:2Tp 100120MPa,取 p 110MPa。需满足： p 而 p其中由轴的直径34mm可取键的尺寸bXh=14X9mm则大齿轮：p 4T dhl 30.4Mpa p p则小齿轮： p 4T dhl 58Mpa p p故此平键满足强度要求。7.3输出轴(即轴m)的设计计算1选择轴的材料考虑使用45号钢的时候轴可能会比较粗，结构复杂，而且第三根轴传递力 矩较大，故选用40Cr,热处理方式为调质，能获得良好的综合机械性能。 2初算轴径按弯扭强度计算：%I1峰黄篙53.07考由表6-2取轴的标准值55MM轴承选7211AC 宽27MM直径100MM虑到轴上键槽适当增加轴直径，dmin 53.07 1,05 55mm 0式中：C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献 1表9,4中查得C值, 45号钢的值为11297考虑扭矩大于弯矩，取小值 C=11Q圆整为63mmP2-一轴II传递白功率(单位 kvy。n轴II的转速。3轴承部件的结构设计(1)轴承部件的结构形式为方便轴承