带式输送机的传动装置机械设计课程设计说明.doc

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1、机械设计课程设计 计算说明书 设计题目：带式输送机的传动装置 机械设计及其自动化专业 2013 年七月十一号 西北工业大学 2 一题目3 二运动参数计算 .4 电动机选择 4 传动比选择 5 传动参数的计算 6 （1）各轴的转速 n(r/min)的确定 .6 （2）各轴的输入功率（KW）6 （3）各轴的输入扭矩（Nm）6 （4）根据以上的数据整理得下表：7 三、传动零件设计 .7 高速级齿轮传动计算 7 .选定齿轮的类型、材料及齿数，精度等级 7 .按齿面接触强度设计 8 .按齿根弯曲强度设计 9 .几何尺寸计算 .11 .低速级齿轮传动计算 11 .选定齿轮的类型、材料及齿数，精度等级 .1

2、1 .按齿面接触强度设计 .12 .按齿根弯曲强度设计 .13 .几何尺寸计算 .15 四、链传动计算 15 五、联轴器的选择 16 六、轴的设计 17 估算最小直径 .17 初选轴承： .18 轴的设计 .18 .高速轴一的设计： .18 （1）高速轴一的结构设计： .18 3 （2）高速轴一的校核 19 （3）高速轴一的轴承寿命校核： 22 （4）高速轴一上的键的设计与校核: .22 .中间轴二的设计： 23 （1）中间轴二的结构设计： 23 （2） 中间轴二的强度校核 .24 （3）中间轴二的轴承寿命校核： 27 （4）中间轴二上的键的设计与校核: .27 .低速轴的三设计： 28 （1

3、）低速轴三的结构设计： 28 （2） 低速轴三的强度校核 .29 （3）低速轴三的轴承寿命校核： 31 （4）低速轴三上的键的设计与校核: .31 七减速箱的设计 32 八、减速器的附件选择及说明 34 4 一一 题目题目 （1）设计一个带式输送机传动用的二级圆柱齿轮展开式减速器。其工作条 件为：连续单向运转，工作室有轻微的震动，使用期为十年（每年三百个工作 日） ，小批量生产，两班制，输送机工作轴转速允许的误差为5%。带式输送 机的传动效率为 0.96. （2）传动简图如下图所示： 图一.带式输送机简图 1 为电动机，2 为联轴器，为减速器，4 为高速级齿轮传动，5 为低速级 齿轮传动，6

4、为链传动，7 为输送机滚筒 辅助件有:观察孔盖，油标和油尺，放油孔和螺塞，通气器，吊耳和吊钩， 定位销，启盖螺钉，轴承套，密封圈等。 （3）已知条件 题号 输送带的牵引力 F/（KN） 输送到的速度 V/(m/s) 输送带的滚筒的直 径 D/(mm) 4B 2.21.3390 连续单向运转，工作室有轻微的震动； 使用期为十年（每年 300 个工作日） ，小批量生产，两班制； 输送机工作轴转速允许的误差为5%； 带式输送机的传动效率为 0.96； 5 二运动参数计算二运动参数计算 电动机选择电动机选择 带式输送机的效率为，= 0.96 ， 由已知条件得到 5 5 工作机所需功率：= 2.9792

5、KW 5 1000 w F V P 高速级齿轮组和低速级齿轮组的效率为和，链传动的效率为，联轴 1 2 3 器的效率为，轴承效率为 4 6 我们取高速级和低速级的齿轮的精度为 IT=7，查表可得：= 0.98 1 2 刚性套柱销联轴器的效率为：= 0.99 4 选择滚子链传动，其效率为：= 0.96 3 选用深沟球轴承轴承，其效率为：= 0.99 6 传动装置的总效率 =0.8768 3 12346a 电动机所需功率：=3.397KW w m a P P 根据电动机所需的功率来选择电动机，电动机的参数如下: m P 工作功率= 4KW，满载转速= 1440r/min m P m n 型号为 Y

6、112M-4 的三相异步电动机 轴伸出端直径= 28mm 长度 E=60mm m D 键槽截面尺寸 FGD=82428 传动比选择传动比选择 通过已知的数据可知：（为滚筒的转速） 4 n 滚筒的转速： 4 63.66 / min v nr d 6 总的传动比： 4 1440 22.62 63.66 m n i n 取链传动的传动比为： =2.5 3 i 由传动比分配公式：。对于二级圆柱齿轮减速器，表示高1.31.4 n ii n i 速级的传动比， 表示减速器的传动比。i 高速级的传动比为：取 1 1.31.43.42 3.56ii 1 3.5i 低速级的传动比为：=2.5 2 i 设计的传动

7、比为 = *=2.5*1.5*3.5=21.875 n i 1 i 2 i 3 i 工作轴的转速允许误差为3.2%5% n ii i 传动参数的计算传动参数的计算 （1）各轴的转速）各轴的转速 n(r/min)的确定的确定 高速轴的转速： 1 0 1440 1440min 1 m n nr i 中间轴的转速： 2 1 1440 411.43min 1 3.5 m o n nr i i 低速轴的转速： 2 3 20 1 2 1440 164.57 / min 3 3.5 2.5 m nn nr ii ii 滚筒轴的的转速： 2 4 20 1 2 3 1440 65.83 / min 3 3.5

8、2.5 2.5 m nn nr ii ii i （2）各轴的输入功率（）各轴的输入功率（KW） 高速轴的输入功率： 14 4 0.993.96 m PPKW 中间轴的输入功率： 21 16 3.96 0.98 0.993.86PPKW 低速轴的输入功率： 3226 3.86 0.98 0.993.74PPKW 7 滚筒轴的的输入功率： 323 3.74 0.963.59PPKW （3 3）各轴的输入扭矩（）各轴的输入扭矩（Nm） 高速轴的输入扭矩： 1 1 1 3.96 9550955026.263 1440 P TN m n 中间轴的输入扭矩： 2 2 2 3.86 9550955089.5

9、9 411.43 P TN m n 低速轴的输入扭矩： 3 3 3 3.74 95509550217.03 164.57 P TN m n 滚筒轴的输入扭矩： 4 3 4 3.59 95509550524.39 65.38 P TN m n （4）根据以上的数据整理得下表：）根据以上的数据整理得下表： 两级圆柱减速器 轴号电动机 轴轴轴 滚筒轴 转速 n(r/min) =1440 m nn1=1440n2=411.43n3=164.57n4=65.83 功率 P(kw)P=4P1=3.96P2=3.86P3=3.74P4=3.49 转矩 T(Nm) 26.53T1=26.263T2=89.59

10、T3=217.03T4=524.39 两轴联接联轴器齿轮齿轮链轮 传动比 ii01=1i12=3.5i23=2.5i34=2.5 传动 效率 01=0.9912=0.9823=0.9834=0.96 8 三、传动零件设计三、传动零件设计 高速级齿轮传动计算高速级齿轮传动计算 .选定齿轮的类型、材料及齿数，选定齿轮的类型、材料及齿数，精度等级精度等级 （1)确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮。 （2)材料选择。由表 101 选择小齿轮材料为 40r（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢(调质)，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 （3)运输机为一般工作机器，

11、速度不高，故选用 7 级精度(GB1009588) （4)选小齿轮齿数119，大齿轮齿数 Z2i1*Z13.519=66.5,取 Z2=67. .按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计 按式（1021）试算，即3 2 1 ) ( 12 H EH d tt t ZZ u uTk d 1).确定公式内的各计算数值 (1)试选1.3 t K (2)计算小齿轮传递的转矩 1 26.263TN m (3)由表 107 选取齿宽系数1d (4)由表 106 查得材料的弹性影响系数 2/1 8 . 189 MPaZE (5)由图 1021按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大齿轮的接触疲劳强度极限MPa

12、 H 600 1lim lim2 550 H MPa (6)由式 1013 计算应力循环次数 9 1 6060 1440 1 (2 8 300 10)4.1472 10 h NnjL 99 2 4.1472 10 /3.51.1849 10N 9 (7)由图 1019 查得接触疲劳强度寿命系数 1 0.90, HN K95 . 0 2 HN K (8)计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，由式 1012 得 MPaMPa S K HHN H 5406009 . 0 1lim1 1 MPaMPa S K HHN H 5 . 52255095. 0 2lim2 2 2)

13、计算 (1)试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值。 t d1 H 2 3 1 2 1.3 262634.5189.8 2.3240.01 13.5522.5 t dmm (2)计算圆周速度 11 40.01 1440 3.01/ 60 100060 1000 t d n vm s (3)计算齿宽 b 1 1 40.0140.01 dt bdmm (4)计算齿宽与齿高之比 模数 1 1 40.01 2.105 19 t t d m z 齿高 mmh2.252.25 2.1054.73 t m 40.01 8.46 4.73 b h (5)计算载荷系数 查表 102 可查得使用系数为=1.25 A

14、 k 根据，7 级精度，由图 108 查得动载荷系数=1.073.01/vm s v k 1 HF kK 由表 104 用插值法可查得 7 级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时， ，由和可得；故载荷系数1.417 H k 1.417 H k 8.46 b h 1.35 F k 1.25 1.07 1 1.4171.895 AVHH kkKKK 10 (6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 1010a 得 3 3 11 /40.01 1.895/1.345.36 tt ddKKmm (7)计算模数 n m 1 1 45.36 2.38 19 n d mmm Z .按齿根弯曲强度设计按齿

15、根弯曲强度设计 由式 105 得弯曲强度的设计公式为 3 2 1 1 2 F SF d n YY Z KT m 1)确定公式内的计算数值 (1)由图 1020c 查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 500 1 大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 380 2 (2)由图 1018 查得弯曲疲劳寿命系数 ， 1 0.85 FN K 2 0.88 FN K (3)计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1.4，由式 1012 得 11 1 0.85 500 303.57 1.4 FNFE F K MPaMPa S 22 2 0.88 380 238.86 1.4 FNFE

16、 F K MPaMPa S (4)计算载荷系数 1.25 1.07 1 1.351.8056 AVFF KK K KK (5)查取齿形系数 由表 105 查得， 1 2.85 Fa Y 2 2.26 Fa Y (6)取应力校正系数 由表 105 查得 1 1.54 Sa Y 2 1.74 Sa Y 11 (7)计算大小齿轮的，并比较 F SaFaY Y 11 1 22 2 2.85 1.54 0.01445 303.54 2.26 1.74 0.01646 238.86 FaSa F FaSa F YY YY 大齿轮的数据大 2)设计计算 3 2 2 1.8056 26263 0.016291

17、.623 1 19 mmm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳 强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数 1.623，并就近圆整为标准值 2。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度 圆直径来计算应有的齿数。于是有， 1 45.36dmm 11/ 45.36/ 222.68Zdm 取 1 23Z 大齿轮齿数 取。 221 3.5 2380.5Zi Z 2 81Z .几何尺寸计算几何尺寸计算 (1)计算分度圆直径 11 22 23 246 81 2162 dZ mmm dZ mmm (2)计算中心距 12 ()/ 2(46 162)/ 2104addmm

18、将中心距圆整后取。149amm (3)计算齿宽 1 1 4646 d bdmm 取 2 46Bmm 1 52Bmm 12 .低速级齿轮传动计算低速级齿轮传动计算 .选定齿轮的类型、材料及齿数，精度等级选定齿轮的类型、材料及齿数，精度等级 （1)确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮。 （2)材料选择。由表 101 选择小齿轮材料为 40r（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢(调质)，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 （3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度(GB1009588) （4)选小齿轮齿数136，大齿轮齿数2212.536=90。

19、.按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计 按式（1021）试算，即3 2 1 ) ( 12 H EH d tt t ZZ u uTk d 1)确定公式内的各计算数值 (1)试选1.3 t K (2)计算小齿轮传递的转矩 1 26.263TN m (3)由表 107 选取齿宽系数1d (4)由表 106 查得材料的弹性影响系数 2/1 8 . 189 MPaZE (5)由图 1021按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 600 1lim lim2 550 H MPa (6)由式 1013 计算应力循环次数 9 1 6060 1440 1 (2 8 300 1

20、0)4.1472 10 h NnjL 99 2 4.1472 10 /3.51.1849 10N (7)由图 1019 查得接触疲劳强度寿命系数 1 0.90, HN K95 . 0 2 HN K 13 (8)计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，由式 1012 得 MPaMPa S K HHN H 5406009 . 0 1lim1 1 MPaMPa S K HHN H 5 . 52255095. 0 2lim2 2 2)计算 (1)试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值。 t d1 H 2 3 1 2 1.3 262634.5189.8 2.3240.01 13.

21、5522.5 t dmm (2)计算圆周速度 11 40.01 1440 3.01/ 60 100060 1000 t d n vm s (3)计算齿宽 b 1 1 40.0140.01 dt bdmm (4)计算齿宽与齿高之比 模数 1 1 40.01 2.105 19 t t d m z 齿高 mmh2.252.25 2.1054.73 t m 40.01 8.46 4.73 b h (5)计算载荷系数 查表 102 可查得使用系数为=1.25 A k 根据，7 级精度，由图 108 查得动载荷系数=1.073.01/vm s v k 1 HF kK 由表 104 用插值法可查得 7 级精

22、度、小齿轮相对支撑非对称布置时， ，由和可得；故载荷系数1.417 H k 1.417 H k 8.46 b h 1.35 F k 1.25 1.07 1 1.4171.895 AVHH kkKKK (6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 1010a 得 14 3 3 11 /40.01 1.895/1.345.36 tt ddKKmm (7)计算模数 n m 1 1 45.36 2.38 19 n d mmm Z .按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 由式 105 得弯曲强度的设计公式为 3 2 1 1 2 F SF d n YY Z KT m 1)确定公式内的计算数值 (1)

23、由图 1020c 查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 500 1 大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 380 2 (2)由图 1018 查得弯曲疲劳寿命系数 ， 1 0.85 FN K 2 0.88 FN K (3)计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1.4，由式 1012 得 11 1 0.85 500 303.57 1.4 FNFE F K MPaMPa S 22 2 0.88 380 238.86 1.4 FNFE F K MPaMPa S (4)计算载荷系数 1.25 1.07 1 1.351.8056 AVFF KK K KK (5)查取齿形系数 由表

24、 105 查得， 1 2.85 Fa Y 2 2.26 Fa Y (6)取应力校正系数 由表 105 查得 1 1.54 Sa Y 2 1.74 Sa Y 15 (7)计算大小齿轮的，并比较 F SaFaY Y 11 1 22 2 2.85 1.54 0.01445 303.54 2.26 1.74 0.01646 238.86 FaSa F FaSa F YY YY 大齿轮的数据大 2)设计计算 3 2 2 1.8056 26263 0.016291.623 1 19 mmm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳 强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数 1.623，

25、并就近圆整为标准值 2。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度 圆直径来计算应有的齿数。于是有， 1 45.36dmm 11/ 45.36/ 222.68Zdm 取 1 23Z 大齿轮齿数 取。 221 3.5 2380.5Zi Z 2 81Z .几何尺寸计算几何尺寸计算 1)计算分度圆直径 11 22 23 246 81 2162 dZ mmm dZ mmm 2)计算中心距 12 ()/ 2(46 162)/ 2104addmm 将中心距圆整后取。149amm 4)计算齿宽 1 1 4646 d bdmm 取 2 46Bmm 1 52Bmm 16 四、链传动计算四、链传动计算

26、 选择材料 40,50.ZG310570.热处理回火热处理硬度 4050HRC 无剧烈振动及 冲击的链轮 (1)选择链轮齿数 取小链轮齿数=18 取大链轮齿数=2.5*18=45 1 Z 21 Zi Z (2)确定计算功率 查表 9-6 得=1, 查图 9-13 得=1.34,kp=1(单排链),则计算功率的 A K Z K 1.1 1.34 3.74 5.01 1 AZ ca P kKP pkw K (3)选择链条型号和节距 根据=5.01KW, =164.57r/min 可选 16A 在查表 链条节距为 P=25.4mm ca P 3 n (4)计算链节数和中心矩 初选中心矩=(3050)

27、P=(3050)*25.4,取=850mm 0 a 0 a 链节数=102.2 取=100。查表中心矩计算 2 01212 0 2() 22 po azzzzp L pa p L 系数=0.248585 1 f 最大中心矩=846mm 112 2( +) p af pLzz (5)计算链速 V,确定润滑方式 =1.32m/s 1 1 60 1000 n z p v 由 V=1.79m/s 和链号 16A 查图 9-14 可知应采用油池润滑. (6)计算压轴力 p F 轴材料为 40Cr,调质处理 有效圆周力: =2833N1000 e p F v 链轮水平布置时的压轴力系数=1.15,则压轴力

28、为 FP K =1.15*2833=3528N PFPe FKF 17 (7)链轮的结构设计 小直径的链轮一般做成整体式；中等尺寸的链轮多做成孔板式，为便于 搬运、装卡和减重，在辐板上开孔；大直径的链轮可做成组合式，常可将齿 圈用螺栓连接或焊接在轮毂上，此时齿圈与轮芯可用不同材料制造。 根据轴的尺寸可确定链轮轴孔 d=40mm，轮毂长度 L=80mm，可与减 速器的相关尺寸协调。 (8)链轮的分度圆直径 小链轮用 15#钢，z=18.分度圆直径为 1 25.5 146 180180 sin()sin() 18 p dmm z 大链轮用 45#钢，z=45.分度圆直径为 1 25.5 364 1

29、80180 sin()sin() 45 p dmm z 五、联轴器的选择五、联轴器的选择 选定联轴器的类型: 选轴的材料为 45 钢，调质处理。由上文我们取：。 min 20dmm 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选 1 2 d 的轴直径 与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。 1 2 d 联轴器的计算转矩 Tca=KAT1,查表 14-1,考虑到转矩的变化很小,故取 KA=1.3,则 1 1.3 26.26330.24 caA TK TN 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 ，选用 LT4（J 型）弹性柱销联轴器型弹性柱销联轴

30、器，其公称转矩 为 63N。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长 1 20dmm 1 20dmm 度 L52的半联轴器。 与轴配合的毂孔长度。 1 40mmL 18 六、轴的设计六、轴的设计 估算最小直径估算最小直径 （1）高速轴的最小轴径的确定 选取高速轴的材料为 40Cr，热处理为调质。 =3040MPa 由表 15-3 确定=100mm 0 A (按一个键槽,轴颈增大 7%) 1 3 3 1min0 1 3.96 =100*=14.01 n1440 p d A 11min (1 7%)14.99ddmm 考虑到弹性套柱销联轴器的规格, 11min (1 7%)14.99ddmm 取最小轴径为

31、： 2min 20dmm （2）中间轴的最小轴径的确定 选取轴的材料为 40Cr，热处理为调质。 =3040MPa =100mm 2 A (考虑到一个键槽,轴颈增大 7%) 2 3 3 2min2 2 3.86 10021.13 n411.43 p dmm A 22min (1 7%)23.54ddmm 取最小轴径为： 2min 24dmm （3）低速轴的最小轴径的确定 选取轴的材料为 40Cr，热处理为调质。 =3040MPa =100mm 3 A (考虑到一个键槽,轴颈增大 7%) 3 3 3 3min3 3 3.74 10028.48 n164.57 p dmm A 33min (1 7

32、%)30.47ddmm 19 取最小轴径为：=31mm 3min d 初选轴承：初选轴承： 1 轴高速轴选轴承为 6205（2 系列）深沟球轴承 2 轴中间轴选轴承为 6207（2 系列）深沟球轴承 3 轴低速轴选轴承为 6208（2 系列）深沟球轴承 各轴承参数见下表： 基本尺寸/mm基本额定负荷/kN轴承代号（深沟 球轴承）dDB动载荷 Cr静载荷 Cor 6205（2 系列） 25521514.07.88 6207（2 系列） 35721725.515.2 6208（2 系列） 40801829.518.0 轴的设计轴的设计 .高速轴一的设计：高速轴一的设计： 我们选择轴的材料为 40C

33、r。其许用弯曲应力为。热处理 1 70MPa 为调质处理。 （1）高速轴一的结构设计：）高速轴一的结构设计： 20 图二.高速轴的结构简图 1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（从左向右）： a.由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受 到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为 20mm。 b.考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达 2.5mm，所以该段直 径选为 25。 c.该段轴要安装轴承，我们采用两段不同的配合要求的轴 25mm 来使轴承 便于安装，不必增大轴的轴径，则轴承选用 6205（2 系列）深沟球轴承，即该 段直径定为 25mm。 d.下一段轴，考

34、虑到轴肩要有 2.5mm 的圆角，经标准化，定为 30mm。 e.下段轴为齿轮轴，所以该段直径选为齿轮的齿顶圆直径 48mm。 f.下一段轴安装轴承，直径为 30mm。 g.下一段轴要安装轴承，直径定为 25mm。 2).各段长度的确定： 各段长度的确定从左到右分述如下： a.该段轴连接联轴器，我们选择 LT4（J 型）弹性柱销联轴器，半联轴器与 轴配合的毂孔长度为 40mm，该段长度定为 40mm。 b.下一段要安装轴承，其工作要求长度为 B=16mm，考虑轴承盖零件的拆 装，我们取 Lb=32；同时该段还要装轴承盖和垫片，两者的高度我们取 12；轴 安装在轴孔中，考虑到轴孔的长度要求和轴的

35、安装。我们取该段轴的长度为 101mm c.下一段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离、轴承与箱体内壁距离（采用脂 润滑） ，还有二级齿轮的宽度，定该段长度为 94mm。 d.下一段考虑齿轮的宽度，根据齿轮校核，选定该段 52mm。 e.下一段轴安装轴承，以及考虑到轴承的润滑，我们取该段的长度为 37mm。 （2）高速轴一的校核）高速轴一的校核 输入轴上的功率 11 3.96,n1440 / minPkwr转速 转矩 1 26.263TN m 求作用在齿轮上的力和弯矩： 21 4 1 1 22 3.611 10 1250.6 49.45 tan1460.5 tan20455.19 t rt T FN

36、d FFN 圆周力为，径向力为。 t F r F 下图是受力简图： 下面计算力、。 1t F 2t F 2r F 1r F L1=139 L2=56 L3=195（具体尺寸见图 f） 求垂直面的支反力：（受力简图如 b 图所示） 2 1 12 56 455.19130.7 195 r r l F FN ll 21 455.19 130.7322.5 rrr FFFN 求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：（弯矩简图如图 d 所示） 3 2 2 322.5 56 1018.1 . arr MF lN m 3 1 1 130.7 139 1018.1 . arr MF lN m 求水平面的支承力：（受力简

37、图如 a 图所示） 22 2 1 12 56 1250.6359.14 195 tt l FFN ll 21 1250.6359.14891.45 ttt FFFN 求并绘制水平面弯矩图：（弯矩简图如图 c 所示） 3 1 1 359.14 139 1049.9 att MF lN m A 3 2 2 891.45 56 1049.9 att MF lN m A 弯矩图如图 e 所示。 求合成弯矩图： 考虑最不利的情况，把和的最大值直接相加。 ar M at M 2222 18.249.952.3 aarat MMMN mA 按照轴的弯扭合成强度条件校核轴的强度： 从图可见，有齿轮处截面最危险

38、，其当量弯矩为：（取折合系数）0.6 22 () a e MMT 则计算得到的轴的计算应力： 23 222 222 1 33 52.30.6 26.263 5.1470 0.10.1 0.046 ca MTMT MpaMpa Wd （3）高速轴一的轴承寿命校核：）高速轴一的轴承寿命校核： 轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的 6 10 () 60 t h P Cf Lh n Pf 作用（我们取受力最大的轴的） ，我们可以知道轴一上受力最大的轴承所受到的 力为： 。 2222 max22 322.5891.45900.9 rrt FFFN 工作机要求工作在轻微载荷下，可以查得其=1

39、.1 p f 故 max 1.1 900.9991 pr pfFN 根据 1 轴高速轴选轴承为 6205（2 系列）深沟球轴承可以查得其 Cr=14KN。 则 因此所该轴承符合要求 66 3 101014 ()()6.7 6060 14400.991 h Cr L nP 年 因此在生产过程中需要每隔 6.7 年换一次高速轴一的轴承。 （4）高速轴一上的键的设计与校核）高速轴一上的键的设计与校核: 根据，装键处的轮毂的长度为 L=40mm，查表可 11 20,26.263dmm TN mA 以得到轴段上采用键=, 1 db h l 6 6 32 采用 A 型普通键: 3 1 24 26.263

40、10 33.655 0.5 6 (326) 20 T MpapMpa kLd 故选用的键符合要求。 24 .中间轴二的设计：中间轴二的设计： 我们选择轴的材料为 40Cr。其许用弯曲应力为。热处理为调 1 70MPa 质处理。 （1）中间轴二的结构设计：）中间轴二的结构设计： 图三.中间轴的结构简图 1）.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（从左向右）： a.由于我们在上面中间轴的最小轴径我们取并且我们在此轴的 2min 24dmm 两端装轴承，轴承的内径最小为 20，并且为 5 的倍数，考虑到中间轴的受力较 大，并且受力较复杂，所以我们取此段轴的直径为 35mm。此时的轴和轴承有 较大

41、的载荷余量和寿命余量。 b.下一段轴肩为非定位轴肩，我们取轴肩的高度为 1.5mm（单侧） ，故此段 轴的直径为 38mm。 c.下一段轴要安装轴齿轮，考虑到有配合关系的轴的直径要满足标准系列， 并且上一段的轴肩是非定位轴肩，我们取直径的增量为 1mm（单侧） 。故我们 此段的直径取 40mm。 d.下段轴为定位轴肩，在这里我们取轴肩的高度为 4mm(单侧)，所以该段 直径为 48mm。 e.下一段我们安装直径为 40 的齿轮，此时我们取该段轴的直径为 40mm。 f.下一段轴肩为非定位轴肩，我们取轴肩的高度为 1mm（单侧） ，故此段轴 的直径为 38mm。 g.考虑到中间轴的受力较大，并且

42、受力较复杂，并且安装轴承的要求，此 时的轴和轴承有较大的载荷余量和寿命余量。所以我们取此段轴的直径为 35mm。 25 2)各段长度的确定： a.各段长度的确定从左到右分述如下： b.该段轴连接 6208（2 系列）轴承和甩油环，轴承的宽度为 18mm，而且 甩油环的宽度为 13mm，并且轴套的长度为 12，还要使得定位稳定可靠，所以 我们取此段的长度为 345mm。 c.下一段要安装齿轮，其工作要求长度为 B=74mm，考虑到此段的定位要求， 。我们取该段轴的长度为 72mm d.下一段综合考虑齿轮与轴的定位的稳定以及可靠，我们取轴肩的高度为 4mm，该段轴的长度为 10mm。 e.下一段段

43、考虑齿轮的安装和齿轮的定位，故取此段的长度为 59mm。 f.下一段轴连接 6208（2 系列）轴承和甩油环，轴承的宽度为 19mm，而且 甩油环的宽度为 19mm，定距环的长度为 20 以及轴承盖的长度，还考虑到轴承 端盖上的螺钉的容易拆卸，并且还要使得定位稳定可靠，所以我们取此段的长 度为 68mm。 （2） 中间轴二的强度校核中间轴二的强度校核 （1）输入轴上的功率 11 3.74,n164.57 / minPkwr转速 转矩 1 217.03TN m （2）求作用在齿轮上的力 4 1 1 22 89.59 10 2434 74 tan2434tan20885.9 m nm T FN d

44、 FFN 1250.6 455.19 t r FN FN 圆周力为、，径向力为、。 t F m F r F n F 下图是受力简图： 26 下面计算力、。 1t F 2t F 2r F 1r F L1=70 L2=70.5 L3=56.5（具具体位置见图 f） 求垂直面的支反力：（受力简图如 b 图所示） 332 1 4 () 746.6 rn r l FF ll FN l 21 455.19885.9746.6594.4 rrnr FFFFN 求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：（弯矩简图如图 d 所示） 3 1 1 746.6 70 1052.2. arr MF lN m 13 2 3 594.

45、4 56.5 1042.44. arr MF lN m 求水平面的支承力：（受力简图如 a 图所示） 332 1 4 () 2051.4 tm t l FF ll FN l 21 2434 1250.62051.41633 tmtt FFFFN 求并绘制水平面弯矩图：（弯矩简图如图 c 所示） 3 1 1 2054.1 70 10143.6. att MF lN m 13 2 3 1633 56.5 1092.13 . att MF lN m 弯矩图如图 e 所示。 27 求合成弯矩图： 考虑最不利的情况，把和的最大值直接相加。 ar M at M 2222 52.2143.6152.9 aarat MMMN mA 按照轴的弯扭合成强度条件校核轴的强度： 又由于最危险截面在安装齿轮处，通过一个12 8 40b h l 从图可见，有齿轮处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）0.6