1、.設計要求31.1傳動裝置簡圖31.2原始數據31.3工作條件4.傳動系統的總體設計42.1電動機的選擇42.1.1選擇電動機類型42.1.2選擇電動機容量42.1.3確定電動機轉速52.2傳動裝置運動和動力參數的計算52.2.1計算總傳動比及分配傳動比52.2.2計算傳動裝置各軸的運動和運動參數62.2.2.1 各軸軸轉速62.2.2.3各軸的輸入轉矩6三V帶及帶輪結構設計74.1 一級斜齒輪大小齒輪的設計84.1.1選精度等級，材料及齒數84.1.2按齒面接觸強度設計94.1.3按齒根彎曲強度設計104.1.3.1 確定參數104.1.3.2 設計計算114.1.4幾何中心距計算124.1

2、.5齒輪受力分析12五軸的計算135.1齒輪軸的設計135.1.1基本參數135.1.2初步確定軸的最小直徑145.1.3軸的結構設計145.1.5按彎扭合成應力校核軸的強度仃5.1.6精確校核軸的疲勞強度 仃5.2低速軸的設計185.2.1材料選擇及熱處理185.2.2初定軸的最小直徑185.2.3軸的結構設計195.2.4軸的受力分析215.2.5精確校核軸的疲勞強度2326六軸承、潤滑密封和聯軸器等的選擇及校驗計算6.1軸承的確定及校核266.1.1對初選高速及軸承 7306C校核266.1.2對初選低速軸承7211AC進行校核286.2鍵的校核306.2.1齒輪軸上的鍵連接的類型和尺寸

3、306.2.2大齒輪軸上的鍵306.4潤滑密封31八.設計小結33九、參考文獻33一.設計要求1.1傳動裝置簡圖帶式運輸機的傳動裝置如圖所示動力及傳動裝置1.2原始數據帶式運輸機傳動裝置的原始數據:帶的圓周力F/N帶速V(m/s)滾筒直徑D/mm2400N24001.3工作條件三班制，使用十年，連續單向運載，載荷平穩，小批量生產，運輸鏈速度允 許誤差為鏈速度的土 5%.傳動方案如下圖所示二.傳動系統的總體設計2.1電動機的選擇2.1.1選擇電動機類型按工作要求選用丫型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓為 380V2.1.2選擇電動機容量電動機所需工作功率為pd = Pwa又PwFV1000

4、 w根據帶式運輸機工作機的類型，可取工作機效率w = 0.96傳動裝置的總效率查課本表10-2機械傳動和摩擦副的效率概略值，確定各部分效率為：聯軸器效率i二°.99 ,滾動軸承傳動效率（一對）2二0.99，齒輪轉動效率3二0.99，V帶的傳動效率4 =0.96 ；代人得：a =o.992 0.993 0.99 0.96 = 0.893為工作機效率，W =0.96FV所需電動機功率為Pd = 1000 W a2400 漢 21000 0.96 0.893= 5.60KW電動機額定功率約大于，由課本第 的技術參數，選電動機額定功率=7.519章表19-1所示丫系列三相異步電動機2.1.3

5、確定電動機轉速卷筒軸工作轉速為n60 1000D60 1000 2二 400r. min=95.5 r m inV帶傳動的傳動比為24單級圓柱齒輪減速一般傳動比范圍為 36則總傳動比合理范圍為i=624故電動機轉速可選范圍 n did' - n=(624) 95.5r mi n = 573 2292r.min，符合這一范圍的同步轉速有 750r/min、960r/min、1440r/min，750r/min不常用,故選擇1440r/min的電動機。其相關數據如下:萬案電動機型號額定功率Pcd/KW電動機轉速/ r/min堵載轉矩最大轉矩:同步轉速滿載轉速額定轉矩額定轉矩1Y132M-4

6、7.5150014402.22.3方案優點：結構簡單、帶傳動易加工、成本低，可吸震緩沖，應用較廣泛 缺點：外部尺寸大，帶的壽命短，需經常更換。2.2傳動裝置運動和動力參數的計算2.2.1計算總傳動比及分配傳動比根據電動機滿載轉速及工作機轉速 n,可得傳動裝置所要求的總傳動比為分配各級傳動比為了使V帶傳動外輪廓尺寸不過大，保證各級傳動尺寸協調，結構均勻合理, 取V帶傳動比i1 =3，貝u單級斜齒輪減速器的傳動比i? =5222計算傳動裝置各軸的運動和運動參數222.1各軸軸轉速nm =1440r min軸n = nm = 1440r min軸n二"二 480 r min軸nm =2 =

7、96r.mi n152.2.2.2各軸的輸入功率電動機軸輸出功率R =5.6KW軸p,pd 01 =5.6 0.99 0.99KW = 5.449KW軸p_,卩一伐=5.449 0.96 0.99KW =5.179KW車由P川=簽23 =5.179 匯 0.99 漢 0.99漢 0.99KW=5.025KW2.2.2.3各軸的輸入轉矩P5 6x10 992軸=9550 p i09550 . = 36.40N m1nm1440軸T二二T - h * =36.40 3 0.96 0.99 = 103.8N *m軸T川=T- i2 23 =103.8 5 0.993 =503.5N *m將上述結果列

8、入表中運動和動力參數軸號功率轉矩轉速傳動比P/(N m)T/(N m)n /(r / m in)電動機5.614401I軸5.44936.4014401II軸5.179103.84803III軸5.025503.5965三V帶及帶輪結構設計1確定計算功率帶式運輸機傳動系統中第一級用普通v帶傳動。已知電動機額定功率P =7.5KW ,轉速門=i440r. min，傳動比 h = 3。由表8-7查得工作情況系數 Ka =1.3，故 忠=KA卩=1.3 7.5 = 9.75KW 2選擇V帶的帶型根據=9.75KW n -1440r min，由圖 8-11 選用 A型，3計算大帶輪的基準直徑并驗算帶速

9、 V初選小帶輪的基準直徑，由表 8-6和8-8，取小帶輪的基準直徑=90mm驗算帶速 V ， 按式 （8-13 ） 驗算帶的速度6 nj60 1000?.訃90 144060 1000m s = 6.78m s因5m s V乞30m s 故帶速合適。根據式（8-15a），計算大帶輪的基準直徑dd2 =hdd1 =3漢90mm = 270mm。 根據表8-8，圓周為dd2 = 280mm。4確定V帶的中心距和基準長度1）根據式（8-20），初定中心距a0 = 500mm。0.7 (90 270) < a0 乞 2 (90 270)252 乞 a。乞 7202）由式（8-22）計算帶所需的基

10、準長度31LdO = 2a0 ' (dd1dd2)2.(dd2 - dd1)4a°ji-2 500 2(90 270)(270-90)24 500mm = 1581.526mm由表8-2選帶的基準長度Ld = 1600mm3）按式（8-23 ）計算實際中心距a * 止業5001600 一158526 = 509mm中心短范圍為2443 515mm5驗算小帶輪上的包角-1_：* =180- (dd2 - dd1 )a-=180° -(280 -90)57 二 158.6° _ 90°5096計算帶的根數(1 )計算單根V帶的額定功率。由 dd1 =

11、 90mm 和 n =1440r min , n =1 4 4r0m i n h =3和 A型帶，查表 Ka 二 0.945 , 表 8-2 得 Kl 二 0.99，于是查表 8-4a 得P。= 1.06KW ,根據8-4b 得.R =0.17KW，查表 8-5 得Pr =(P0P0) Ka Kl =(1.06 0.17) 0.945 0.99 =1.15KW2)計算V帶的根數：P9 75Z=異1.15心8，取 9 根。7計算單根V帶的初始拉力的最小值(F0)min由表8-3得A型帶的單位長度質量q OYkg/m，所以(F0)min =500(2.5 一Ka) Pca qV2 =500 (2.

12、5 -0.945)9.75 0.1 6.782 = 136.06N Ka Z V0.945 9 6.78應使帶的實際初拉力F0 .(F0)min8計算壓軸力壓軸力的最小值為 (Fp )min -2Z (F0 ) minsim 一 一 2320.75N2四斜齒齒輪設計4.1 一級斜齒輪大小齒輪的設計已知輸入功率P2 = P = 5.179，小齒輪轉速為n2 = n-= 480rmin，齒數比 丄二衛二=5，由電動機驅動，工作壽命年限十年，載荷平穩，小批量生產，運輸 鏈速度允許誤差為鏈速度的-5%。4.1.1選精度等級，材料及齒數(1) 選用斜齒圓柱齒輪，由機械設計表 10 1選擇大小齒輪材料均為

13、 40Cr(調質)，并經調質及表面淬火，齒面硬度為4855HRC。（2）表面淬火，輪齒變形不大，運輸機為一般工作機器，速度不高，故精度 等級選用七級精度（3）選小齒齒數 乙=20,大齒輪齒數Z2 =20 5 =100。（4）選取螺旋角，初選螺旋角2 -144.1.2按齒面接觸強度設計（1）確定公式內各計算數值dh3 孤兀 u -1（ZhZe）2d；aU二 H1）試選 kt =1.62） 由機械設計圖10 30選取區域系數Zh =2.4333）由機械設計圖10 26查得 如=0.72，；a2 =0.85則乜=應，如=1.574）計算小齒輪傳遞的轉矩T2 =9550衛 1.038 1 05 N m

14、m5） 由機械設計表10 7選取齒寬系數'd =0.816） 由機械設計表10 6查得材料的彈性影響系數ZE =188MPa27）由機械設計圖10 21e按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限“1 =1100MPa,大齒輪的接觸疲勞強度極限 Sm2 =1100MPa8）計算應力循環次數（設機器每年工作 300天）9N1 =60rhjLh =60 480 1 （3 8 300 10）=2.0736 10kHN2 = 0.94ON2 =山=4.1472 1089）由機械設計圖1019取接觸疲勞壽命系數kHN110）計算接觸許用應力取失效概率為1%安全系數S=1mkHN1 SHlim1“9

15、1100MP-990MPa；H2 =也=0.94 1100MPa 1034MPaS=1012MPa2（2）計算1）試計算小齒輪分度圓直徑d1t52 1.6 1.038 100.8 ".5722.433"88 'I1012 丿二 40.17mm2）計算圓周速度:d1t n260 1000nt乙2020h = 2.25mnt= 2.25 1.95mm = 4.38mm60 10003）計算齒寬b及模數b = dd1t =0.8 40.17mm = 32.136mmb 32.136=7.34h 4.384）計算縱向重合度；7-0.318 dZ1 tanl： =0.318

16、0.8 20 tan 14=1.2695）計算載荷系數使用系數kA =1根據v= 1.009m/s , 7極精度由機械設計圖108查得 動載系數kV =1.05,由機械設計表104查得kj： =1.287，由機械設計 圖10 13查得k< =1.26,由機械設計表10 3查得3-.二ky = 1.2。故載荷 系數k = kAkvkH :k =1 1.05 1.2 1.297 =1.634226）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑J =40.17"7）計算模數m4.1.3按齒根彎曲強度設計4.1.3.1確定參數> pWcos根據縱向重合度一 =1.903從機械設計圖10

17、28查得螺旋角影響系數 豊 YYSZ n討2；,P1）計算載荷系數kAkVkF.k =1 1.05 1.2 1.26 = 1.5876Y =0.88。3）計算當量齒數2021.89cos : cos 14ZV23 一- 1000109.47cos : cos 144）查取齒形系數由機械設計表10 5查得丫尸一1 =2.8,Yf一.2 =2.18。5）查取應力校正系數由機械設計表10 5查得YS1 =1.55,YS一2 =1.790。6）由機械設計圖10 20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE1 =620M Pa大齒輪的彎曲疲勞強度極限Tfe2 =620MPa。7） 由機械設計圖1018取彎曲

18、疲勞系數kFN1 =0.85，kFN2 =0.88。8）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞系數S=1.4=1kFNFE1O.MPa =376.43MPa1.4kFNFN2 °.8L_62°MPa =389.7MPa1.49）計算大小齒輪的待并加以比較YF ：1YS ：16】12.8 1.55376.43= 0.011529YF：2YS：2二 F 22.18 1.790389.7= 0.010013大齒輪的數值大4.1.3.2 設計計算mn0.011529 = 1.84mm2 1.5876 1.038 105 0.88 cos214V1201.57對比計算結果，由齒面接觸強度計算

19、的法面模數大于由齒根彎曲強度計算的 法面模數。取mn =2.0mm以可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度， 需按接觸疲勞強度算的分度圓直徑d 40.454m m來計算應有的齒數。于是由乙二嚴54 如4 =19.63 mn取乙=20,則乙=20 5 =100。4.1.4幾何中心距計算(20 100) 2=123.67 mm2 cos14124。(1)計算中心距-(Z1 Z2)mn a -2 cos P將中心距圓整為(2) 按圓整后的中心距修整螺旋角= 14.59R(Z1 +Z2)mn(20 +100)漢 2-arccosarccos 2a2如24(3) 計算大小齒輪的分度圓直徑Z1mn 2

20、0 x 2d1- tmm = 41.33mmcos P cos14.59 °Z2 匯 mn100 匯 2d22 nmm = 206.66mmcos P cos14.59°(4) 計算齒輪寬度b 二 dd3 =0.8 41.33mm = 33.064mm圓整后取 B2 = 34, B<| = 39。4.1.5齒輪受力分析尸七1rrlQFaln2 nl2T小輪圓周力已-5023Ndi小齒輪徑向力Fn二電tajn -1889.1N cos P小齒輪軸向力 Fai 二 Ftitan ： =1307.5N2T大齒輪圓周力 甩二一 =4872.7Nd2大齒輪徑向力 斤2 = Ft

21、2 tann -1832.6Ncos P大齒輪軸向力 Fa2 二 Ft2 tan 1 =1268.3N五軸的計算5.1齒輪軸的設計二 480 min，5.1.1基本參數電動機通過 V帶傳遞到軸的功率P“ =5.179KW,轉速mTn -1.038 1 05 N mm，d帶280mm，an =20°，匕=14.59°。5.1.2初步確定軸的最小直徑先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調制處理。根II據 15-3，取 Aq =115，于是得 dmin =代3；巴=115漢 3： 5.179KW = 25.4mmY n,i 480r min則 dmin 二

22、26.416mm 27.178mm 5.1.3軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案本題的裝配方案如下:L32）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（右一一左）3）由于在這段上所連接的是大帶輪，根據它的扭轉強度已經計算得到此處的最小直徑，這個直徑下滿足大帶輪所傳遞的扭矩的強度，故d“ = dmin = 26mm。此處軸短長度由大帶輪的輪懿的寬度所決定，由機械設計圖 8-14（d）查得Ln =（1.52）d1 =4256mm取L =52，為了使帶輪上的擋板壓緊帶輪而不 是壓到軸，所以軸段長度小于其輪懿值，取 Ln =50mm。4）初選滾動軸承一般運輸機傳遞載荷不是很大，由斜齒產生的軸向力不是

23、很大，再根據這段 軸的尺寸，可選擇角接觸軸承7306C。查機械設計課程設計表 13-3得d3 =d7 =28mm，要求的定位軸高是4.5mm。故要求在此處的定位套筒的直徑是 39mm，因此取 d2 =27mma由圖形分析，令L7 =19mm。箱體壁與齒輪的距離LL16mm，Ls -18mm。軸承端蓋的壁厚一般為10mm左右。因此，整個軸承蓋的長度是 30mm它與右端大帶輪的距離至少要留一個螺栓的長度 25mm再考慮軸承端蓋 的調整范圍，可以確定L10 =60mm。b 考慮到，取 d5 =41.33 4 = 45.33mm, L4 =40mm。c 處的寬度大于 1.4h，取 L5 = L? =

24、28mm, de = d4 = 35mm，貝U L9 = 21mm d同樣，也就確定了 L = 21mm。至此，已初步了軸的各段直徑和長度e軸上零件的周向定位大帶輪與軸的周向定位采用平鍵鏈接。按該截面直徑查機械設計表 6-1 查得平鍵截面b h丨=8 7 40,鍵槽用鍵銑刀加工，保證大帶輪與軸的配合為 H%6，同樣。滾動軸承與軸周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑 尺寸公差為k6。f確定軸上圓周角和倒角尺寸參考表15-2確定軸兩端的倒角均為2X45°，各處圓角半徑都為0.5mm。5.1.4軸的受力分析(1)根據結構圖畫出軸的受力簡圖£610F$2Fvl52Fv252

25、(2)受力計算1) 由前面的計算可得Ft1 = 5023N Fr1 =1889.1N Fa1 =1307.5N2) 計算支反力 在水平面內進行計算1 5023FH1=FH2Ft1N = 2511.5N2 2M H 二 FH1 52 = 130598N mm在垂直面內進行計算FM.5Fa1.d12 =684.75N2 Fa”：104= 1024.4NMVi =62628.8N mmMV2 =35607N mm3）畫出彎矩圖和扭矩圖彎矩圖：單位Nmm626389<tTITf4556狎07TTTTtt/L3C>、_-59!X>3%/144$彳139/,5¥526、5V.1

26、03SOO74）由彎扭圖上看，截面B是危險面。現將計算出的截面B處的的值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1 =Fnh2 =25115NFV1 =1204.4NFV2 =684.75N彎矩MM H =130598N mmMv1 =62628.8N mmM V2 = 35607N mm總彎矩M1 = JM n2 +Mv'=144838.5N m mI12亠2M2=A/MnM V 2=135265N.mm扭矩TT2 =103800N mm5.1.5按彎扭合成應力校核軸的強度只對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面進行校核，由于軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取二=0.6，軸的計算應

27、力xMi +（o（T）2二ca -16.9MPaW根據前面選定軸的材料為45鋼，調質處理，由課程設計表查得-丄=60MPa，因此二ca -，故安全。5.1.6精確校核軸的疲勞強度1）判斷危險面雖然鍵槽對軸有削弱，但軸的最小直徑是按扭轉強度確定的，因此這個截面不是危險面。只有在截面C處有較大的應力集中，因此必須對其進行精確校核。2）截面C右側抗彎截面系數 w=0.1d =0.1 393 =5931.9mm3抗扭截面系數 w =0.2d3 =11863.8mm3截面 C右側的彎矩 M 二 M1 L9 L5 -9.5 =65835.7N mmL9 + L5 * L4 - 9.5截面C上的扭矩T= 1

28、03800N.mm截面上的彎曲應力=11.1MPaW截面上的扭轉切應力=8.75MPawT由表15-1查得：二 4 =275MPa，-廠 155MPa截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數 及按附表3-2查取。因 匚二空=0.051，D-45空=1.16，用插值法可得一一 = 2.09，:=1.66d 39d 39'又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數為q；- = 0.82， q =0.85故有效應力集中系數按式（附表 3-4 ）為k 十 1 q上 T =1.8939k =1 q ：-1 =1.561由附圖3-2的尺寸系數，=0.77；由附圖3-3的扭轉尺寸系數；=0.87。軸按磨削加

29、工，由附圖3-4得表面質量系數為二 0.92CT T軸未經表面強化處理，即 川=1，按式3-12及式3-12a得綜合系數為:K,邑丄十邏38丄亠2.550.770.921.5610.87-1 = 1.880.92又由3-1及3-2節得碳鋼的特性系數-0.1 0.2，取即學-0.1，0.05W，".05于是，計算安全系數值，按15-6到15-8式得:k Imk am2752.55 11.1 0.1 01551.888.7520.05= 9.728.752= 18.36Sea 二S：S8.6 _S =1.5s 2故其安全3）截面C左側，由于該軸是齒輪軸，沒有因過盈配合而造成的應力集中，因

30、此不用校核。4）由上面的計算，說明該軸的強度是足夠的。5.2低速軸的設計5.2.1材料選擇及熱處理由于減速器傳遞的功率不大，可以和高速級軸的材料一致。并做調質處理5.2.2初定軸的最小直徑1）按扭轉強度條件，可得軸的直徑計算式由機械設計表15-3查得代=103126 ,取Ao =112,于是得 dmin = AoJ =112><3：5.025KW =4i£mm由于該軸有一個鍵槽，故軸的"| 96 r min直徑應加大57%，故d min =41.91 5 7% i； = 43.995mm44.833mm2）聯軸器的選擇輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑，

31、故需同時選取聯軸器型 號。聯軸器的計算轉矩Tea二KAT3,查表14-1，考慮到轉矩變化很小，故稱KA =1.3,則Tea 二 KaT3 =1.3 5.035 105N.mm = 654550N.mm按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準 GB/T5014-2003或手冊，選用HL4型彈性柱銷聯軸器。綜合考慮取dmin =45mm。型號公稱轉矩許用轉矩（鋼）軸孔直徑軸孔長度GYH4900N.m6800 N.m45mm84mm其公稱轉矩為900000N.mm半聯軸器的孔徑d 45mm，故半聯軸器長度L =84mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度 L84mm5.2.3軸的結構設計（1）擬定結構

32、方案如下圖（2）根據軸各定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）從左端開始。為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，軸段右端需制出一軸肩，故取d49mm,由于前面已經對聯軸器進行了選擇，故 d 45mm。半聯 軸器與軸配合的轂孔長度為84mm為了保證軸端擋圈中壓在半聯軸器上而不壓 在軸的端面上，則就比84略短一點，現取L, =82mm2）初步選擇滾動軸承。根據d2 =49mm，初步選擇角接觸球軸承，由于該 軸上軸力相對較大，故選擇 AC系列的軸承，查表選取7211AC其尺寸為d D B = 55mm 100mm 21mm，其定位軸肩為3.5mm 故定位套筒的直徑為 62mm 因此，d3 =d6 =55mm

33、。3）取安裝齒輪處的軸段的直徑d 60mm，為了使套筒更加壓緊齒輪，此 軸段應略小于輪轂的寬度，故取 L 32mm，齒輪的右端采用軸，定位，軸肩的 高度5mm則軸環處的直徑d5 =70mm，取軸環寬度為8mm4）軸承端蓋的總寬度為30mm根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面的距離15mm故取L2=50mm。5）取齒輪與箱體之間的距離為16mm滾動軸承到箱體的距離為10mm則L3 = 54mm， L6 =23mm, L5 =29mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑及長度。6）軸上零件的周向定位齒輪、半聯軸器的周向定位均采用平鍵連接。 半聯軸器與軸的連接，

34、按直徑 由機械設計課程設計表 12-11查得平鍵選用b h L =14mm 9mm 70mm， 配合為 生。齒輪與軸的連接，按查得查表12-11得，選用平鍵為k6h 7 亠、18mm 11mm 28mm，配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來r6保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 k6。7) 確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設計課程設計表15-2，取軸端倒角為2 450 , C、D E處的圓 角半徑r =2mm，A、B處的圓角半徑r = 1.6mm。5.2.4軸的受力分析(1 )根據結構畫出軸的受力簡圖（2）進行受力分析1）由前面的計算可知Ft2 =4872.7N Fr2 =1832.63N

35、 Fa2 =1268.32N2）支反力垂直面內Fr2.38.4 - Fa2. dFhn 2Ft2 = 2436.37N M H = 38.4FHN1 = 38.4FHn2 = 93556.608N.mm3）畫出彎矩圖和扭矩圖Fv2 = -790.1 N76.8d2 Fr 2.38.4 Fa2.：FV12 = 2622.8 N76.8MV1 =100714.25N mmMV2 - -30339.84N.mm水平面內1Fhn1Ft2 = 2436.37 N200715.5253556.608137464.45035004）由彎扭圖上看，截面C-D是危險面。現將計算出的截面C-D處的的值列于 F表載

36、荷水平面垂直面支持反力FHN1 =2436.37NFV1 =2622.8NFhn2 =2436.37NFv2 = -790.1N彎曲M H = 93556.608N mmM V1 =100715.52N mmM V2 =-30339.84N mm總彎曲i12.2Mi = *Mh十 Mvi= 137464.4N mm/ 22M2=>/Mh + MV2 =98353.2N mm扭矩T3 = 503500N mm5）按彎扭合成應力校核軸的強度只對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面進行校核，由于軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取:=0.6，軸的計算力caMi2 (T3)2W=46.6MPa15

37、-1 查根據前面選定軸的材料為45鋼，調質處理，由機械設計表-=60MPa，因此匚ca < V- J，故安全。5.2.5精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險面在C-D這個截面上雖然受到的彎矩較大，但由于這個截面的直徑很大，其抗 彎能力是很強的。A、B截面只受扭矩作用，雖然鍵槽對軸有削弱，但軸的最小 直徑是按扭轉強度較為寬裕的情況下確定的。D E截面的軸徑都很大，也不必校核。由于鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只需校核C截面的左右兩側。（2）截面C左側抗彎截面系數 w=0.1d33 = 0.1 553 = 16637.5mm3抗扭截面系數 wt =0.2d33 = 33275mm3

38、截面C左側的彎矩M為（作處彎矩的近似計算）L3 -10M =M1379584.7N mmL4 +L3 -10截面C上的扭矩T =5.035 105N mm截面上的彎曲應力 二廠-79584.7 MPa二4.78MPaW 16637.5截面上的扭轉切應力.T =丄=15.13MPawT軸的材料為45鋼，調制處理。由表15-1查得二b =640MPa，二 4 =275MPa， -155MPa截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數，及按附表3-2查取。因- 20 =0.051， D = 45.33 二 1.16，用插值法可得2.09，1.66d 39d 39'-又由附圖3-1可得軸的材料的敏

39、感系數為q 一 =0.82 , q =0.85故有效應力集中系數，按機械設計附表 3-4為k十1 q：廠1 J.82k =1 q 1 =1.27由附圖3-2的尺寸系數；廠=0.77；由附圖3-2的尺寸系數；.巾87軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為-二 0.92軸未經表面強化處理，即按式得綜合系數為1.8211-2.800.670.92q0.82-仁 1.620.92又由：3-1及二3 - 2得碳鋼的特性系數二=0.1 0.2 取二= 0.1=0.05 0.1 取=0.05于是，計算安全系數值，按式得2752.8 4.78 0.1 0二 20.551551.62 15.130.0515

40、.13212.27Sea ： S；S=10.53 _ S =1.5,S 2故其安全。（3）截面C右側抗彎截面系數 W =0.1 603 =21600mm3抗扭截面系數 W = 43200mm3截面C左側的彎矩M為L6 -10 8= 78020.3N mm8 L6 -10截面C上的扭矩T =503500N mm截面上的彎曲應力M _ 78020.3W 一 21600= 3.61MPa截面上的扭轉切應力-T =11.66MPa WT過盈配合處的 L，由機械設計附表 3-8,用插值法求出，并取 匕二0.8空，于%叫kk是有2.26，貝U1.828k軸按磨削加工，由附圖 3-4得表面質量系數為爲7廣0

41、.92故得綜合系數為K 乞丄 _1 二 2.2611 二 2.35備也0.92所以軸在截面C右側的安全系數為2752.35 3.61 0.1 0 一32.42Ja：.m15513.71.89 叱 0.05 色2 2Sea ：/2 =12.6 -S =1.50 S因此，在截面C右側的強度也是足夠的 至此，高速級、低速級兩根軸的設計已經完成了。六軸承、潤滑密封和聯軸器等的選擇及校驗計算6.1軸承的確定及校核6.1.1對初選高速及軸承7306C校核(1)受力分析FdltlF r2由前面表格數據可以計算Fr1 = JFnh12 Fv12 = ；2511.52 1204.42 N二 2785.4NFr2

42、 二 Fnh22 Fv22 二 2511.52 684.752 N=2603.2N(2)求兩軸承的計算軸向力和由表13-7得軸承派生軸向力Fd =eFr，其中，e為表13-15中的判斷系數， 其值由 艮的大小來確定，查機械設計課程設計表13-3得Co =19800，但現 在軸承軸向力未知，故先初選e=0.4，因此可估算Fd1 = 0.4Fr1 =1114.16NFd2 =0.4F2 =1041.28N由于Fd1Fd2Fac所以 Fa1 =Fd2 Fac =1041.28N1307.5N = 2348.78NFa2 二 Fd2 =1041.28NFa12348.78C。 一 19800-0.11

43、86Fa2C?1041.2819800= 0.0526由表13-5進行插值計算，得e, = 0.47 , e2二0.425。再計算Fd1 =eFr1 =1309.138NFd2 =e2Fr2 =1106.36 NFa1 = Fd2 Fac =2413.86NFa2=Fd2 =1106.36NFa1C02413.86 =0.1219119800Fa2c。110636= 0.0558819800計算確定e( = 0.4712 , e = 0.428。再計算Fd1 =eFr1 =0.4712 2785.4N =1312.48048NFd2 =e,Fr2 =0.428 2603.2N =1114.16

44、96NFa1 = Fd2 Fac =2421.6696NFa2 =Fd2 =1114.1696Na1C02412.669619800-0.1223Fa2Co1114.169619800= 0.05627再次計算C0值相差不大。1114.1696N因此確定 e =0.4712 , e 0.428 , Fa 2421.6696N , Fa2(3) 求軸承當量動載荷和Fa1Fr12421.66962785.4=0.869 - e1Fdl=U.H-/2O = D2Fr226032由表13-5分別進行表示或插值計算得徑向載荷系數和軸向載荷系數為對軸承 1：X, =0.44，半=1.307對軸承2:X2

45、=1,筆=0因軸承運載中有輕微沖擊，由機械設計表 13-4查得，選取fp =1.2R 二 fP XjF" ¥Fa1 =1.2 0.44 2785.4 1.307 2421.6696 = 3254.25NP2 二 fp X2Fr2 £Fa2 =3123.84N(4) 驗算軸承壽命因為P >P2,所以按軸承1的受力大小驗算106 C 聾 106264500 3'Lh ()()3 =72512.12h Lh -72000h60n P 60漢480 325425故滿足要求。6.1.2對初選低速軸承7211AC進行校核1受力分析由前面的數據可以計算FV12 =

46、 .2436.372 2622.82 N-3579.8NFr2 = 'Fnh22 Fv22 =飛2436.372 790.12N-2561.3NFac =Fa2 =1268.32N2計算兩軸的軸向力查表 13-3 得 Co =38500, C = 50500對于70000 AC型軸承，它的派生軸向力 Fd =0.68Fr,則Fdi =0.68Fr1 =2434.264NFd2 =0.68Fr2 =1741.7N由于 Fd1Fd2 - Fac所以 Fa1 =Fd2 Fac =1741.7N 1268.32N = 3010.02NFa2 = Fd2 =1741.7N £30空0.

47、0782C0385000.0452C038500由表13-5進行插值計算，得e =0.68, e2 =0.68。3計算軸承的單量載荷旦 300.8419Fr13579.8嘔=1741.7=0.68 弋Fr22561.3由表13-5分別進行表示或插值計算得徑向載荷系數和軸向載荷系數為對軸承 1： X1 =0.41，Y =0.87對軸承 2: X2=1,Y2 -0因軸承運載中有輕微沖擊，由機械設計表 13-4查得，選取f = 1.1pR =fp(X1Fr1 +YFa1 )=1.1 江(0.41匯3579.8+0.87X3010.02 )=4495.1NP2 =fp X2Fr2 Y2FaU2817.

48、43N4計算軸承壽命因為P =P2,所以按軸承1的受力大小驗算106 C 10650500 3Lh ()()=246169.1h . Lh = 72000h60n R 60x96 4495.1故滿足要求。6.2鍵的校核6.2.1齒輪軸上的鍵連接的類型和尺寸1選擇鍵連接的類型和尺寸一般8級以上精度的齒輪有定心精度的要求， 應選用平鍵連接。由于在這根 軸的鍵是在軸端，而軸端的直徑又很小 d=26mm所以選用單圓頭鍵（C型）。由 軸的設計里已確定的鍵尺寸為 8mm 7mm 40mm2校核鍵連接的強度鍵、軸的材料都是鋼，而帶輪的材料為鑄鐵，由機械設計表6-2查得擠壓應力L J = 50 60MRa，鍵

49、工作長度I = L =40mm，鍵與帶輪鍵槽的接觸高度k = 0.5 8=4計算擠壓強度2THkid52 1.038 104 40 26=49MRa :： !故該鍵滿足。鍵的標記為：鍵C8 40GB/T 1096-2003齒輪軸上的鍵 6.2.2大齒輪軸上的鍵1 齒輪處：b h I = 18mm 11mm 28mm聯軸器：b h I = 14mm 9mm 70mm2校核鍵、軸、齒輪和聯軸器的材料都是鋼，由機械設計表 6-2查得擠壓應力 t 尸100120MPa1）齒輪處k =0.5 11 =5.5擠壓強度2Tmkid2 5.035 1055.5 30 60= 101MPa :匸故該鍵滿足要求。

50、鍵的標記為：鍵 C18 30 GB/T 1093-20032）聯軸器k 0.5 9 =4.5擠壓強度2iikid52 5.035 104.5 70 45故該鍵滿足要求。鍵的標記為：鍵 C14 70GB/T 1096-20036.3聯軸器的校核參數確定由前面的設計已知選擇 GYH6固定式聯軸器，由課程設計表 14-3查得，其 公稱轉矩Tn二900N m1載荷計算由前面可知T =5.035 105N m由機械設計表14-1查得KA =1.5，故得計算轉矩為Tca 二 Ka T =1.5 5.05 105 N mm = 755.25N m ： Tn該聯軸器合格。標記為：GYH6S定式聯軸器45 X 84 GB/T 5843-20036.4潤滑密封1.齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度二dn60 10003.14 206.66 96