1、機械設計課程設計計算說明書設計題目：帶式輸送機傳動裝置機械設計制造及其自動化專業2班設計者：李建成指導老師：馮銀蘭2015年7月4日星期六太原理工大學陽泉學院目 錄一、設計任務說明2二、傳動簡圖的擬定2三、電動機的選擇2四、傳動比的分配3五、傳動參數的計算3六、減速器傳動零件設計計算41. 高速級直齒錐齒輪傳動的設計計算42. 中間級斜齒圓柱齒輪傳動設計計算83. 低速級鏈傳動的設計計算11七、初算軸徑13八、選擇聯軸器和軸承13九、繪制基本結構裝配底圖14十、軸系零件設計校核15十一、軸承壽命校核24十二、鍵選擇及強度校核28十三、箱體結構及附件設計30十四、潤滑和密封設計33十五、設計心得

2、體會33十六、參考書目34一、設計任務說明1.設計任務設計鏈板式輸送機的傳動裝置。2.原始數據題號5-C輸送鏈的牽引力F/kN7輸送鏈的速度 v/(m/s)0.4輸送鏈鏈輪的節圓直徑d/mm3833.工作條件 連續單向運轉，工作時有輕微振動，使用期10年（每年300個工作日），小批量生產，兩班制工作，輸送機工作軸轉速允許誤差正負5%。二、傳動簡圖的擬定三、電動機的選擇1. 類型和結構形式的選擇選擇Y系列電動機。具有結構簡單，價格低廉，維護方便，可直接接于三相交流電網中等顯著特點。2. 功率的確定Pw=Fwvw1000w=7000×0.41000×0.95=2.947kW電動

3、機至工作機的總效率(串聯時)。彈性聯軸器效率1=0.99，球軸承效率2=0.99，8級精度錐齒輪3=0.96，8級精度圓柱齒輪4=0.97，滾子鏈傳動效率5=0.96。=124345=0.99×0.994×0.96×0.97×0.96=0.850所需電動機的功率Pd(kW)。Pd=Pw=2.9470.850=3.467電動機額定功率Pm。按照PmPd來選取電動機型號。3. 轉速的確定根據Y系列常用轉速，選擇同步轉速1000r/min的電動機。Y系列三相異步電動機，型號為Y132M16。機座帶底腳，端蓋無凸緣。 型號額定功率（kW）滿載轉速（r/min）同

4、步轉速（r/min）Y132M1-649601000四、傳動比的分配電動機滿載轉速nm=960r/min，工作機的轉速nw=60×1000vd=60×1000×0.4×383=19.946r/mini=nmnw=96019.946=48.13一般圓錐圓柱齒輪減速器，高速級錐齒輪傳動比i1可按下式分配i1=0.25i=1212明顯過大，根據一般錐齒輪傳動比的限制，取i1=3，再取圓柱齒輪傳動比i2=4，取鏈傳動傳動比i3=ii1×i2=4.01。五、傳動參數的計算1. 各軸轉速n（r/min）高速軸轉速 n=nm，中間軸轉速 n=n/i1，低速軸

5、轉速 n=nm/(i1×i2)，滾筒軸轉速 n=nm/(i1×i2×i3)2. 各軸的輸入功率P(kw)=124345高速軸輸入功率 P=Pm1中間軸輸入功率 P=P23低速軸輸入功率 P=P24滾筒軸輸入功率 P=P253. 各軸的輸入轉矩T（N·m）高速軸輸入轉矩 T=9550P/n中間軸輸入轉矩 T=9550P/n低速軸輸入轉矩 T=9550P/n滾筒軸輸入轉矩 T=9550P/n根據以上計算數據列出下表,供以后設計計算使用。電機軸軸軸軸滾筒軸功率P/kw3.4673.4323.2613.1322.977轉矩T/(N·m)34.14197

6、.320373.8831421.518轉速n/(r/min)9609603208020傳動比i1344效率0.990.95040.96030.9504六、減速器傳動零件設計計算1. 高速級錐齒輪的設計計算(1) 選擇材料，精度，齒數：小齒輪選擇40Cr,鍛鋼,調質處理,硬度250-260HBS，大齒輪選擇45鋼，鍛鋼,硬度200-210HBS。8級精度。選小齒輪齒數20，大齒輪齒數60。(2) 按齒面接觸疲勞強度計算：d13(ZEZHH)24KHtT1R(1-0.5R)2u分別確定公式內各個計算數值：參數依據結果載荷系數Kt試選1.6小齒輪轉矩T1前期計算34141N·mm彈性影響系

7、數ZE鍛鋼配對189.8MPa1/2齒寬系數R通常取1/31/3齒數比u大小齒輪齒數3接觸疲勞強度極限Hlim1中等質量,硬度250HBS700MPa接觸疲勞強度極限Hlim2中等質量,200HBS550MPa應力循環次數N1N1=60n1jLh2.765×109應力循環次數N2N2=N1/u9.22×108接觸疲勞壽命系數KHN1和KHN2N1N2，允許一定點蝕,調質剛KHN1=0.92KHN2=1.01許用接觸應力H1H1=KHN1lim1S失效概率1%，S=1644Mpa許用接觸應力H2H2=KHN2lim2S失效概率1%，S=1555.5MPa參數確定完畢，將較小的

8、H代入公式中，d13(ZEZHH)24KHtT1R(1-0.5R)2u=61.147mm錐齒輪平均分度圓直徑dm=d(1-0.5R)=50.955mm。計算圓周速度v，錐齒輪圓周速度需按照平均分度圓直徑計算。v=dmn160×1000=×50.955×96060000=2.561m/s計算實際載荷系數：載荷系數K=KAKvKKKA:根據工作載荷狀態(輕微沖擊)和原動機類型(電動機)，KA=1.25；Kv:根據v=2.561m/s,8級精度，錐齒輪第一級精度，按照9級精度，查得動載系數Kv=1.15；K: K=1；K:根據KH=KF=1.5KHbe 。由表10-9，

9、KHbe=1.25。KH=KF=1.5KHbe=1.875。K=KAKvKK=1.25×1.15×1.875=2.695。校正分度圓直徑：d1=d1t3KKt=61.147×32.6951.6=72.754計算模數：m1=d1z1=3.6377(3) 按齒根彎曲疲勞強度計算：m3kFtT1R(1-0.5R)2z12u2+1YFaYSaF確定公式中參數：參數依據結果載荷系數KK=KAKvKK2.695小齒輪轉矩T1前期計算34141N·mm齒寬系數R通常取1/31/3齒數比u大小齒輪齒數3彎曲疲勞強度極限FE1中等質量,硬度250HBS580MPa彎曲疲勞

10、強度極限FE2中等質量,200HBS420MPa應力循環次數N1N1=60n1jLh2.765×109應力循環次數N2N2=N1/u9.22×108彎曲疲勞壽命系數KFN1和KFN2,N1 N2，調質鋼KFN1=0.82KFN2=0.9許用彎曲應力F1F1=KFN1FE1SS=1.5317MPa許用彎曲應力F2F2=KFN2FE2SS=1.5252MPa齒形系數YFa12.80應力校正系數YSa11.55齒形系數YFa22.28應力校正系數YSa21.73系數已經確定。對比大小齒輪YFaYSaF。YFa1YSa1F1=0.0137YFa2YSa2F2=0.0157大齒輪數值

11、較大。將大齒輪數值代入公式：m3kFtT1R(1-0.5R)2z12u2+1YFaYSaF=2.702對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即模數與齒數的乘積)有關，可取由彎曲強度算得的模數2.702就近圓整為標準值m=3 mm。按接觸強度所得的分度圓直徑d1=72.754mm，算出小齒輪齒數： z1=d1m=72.7543=24.25125大齒輪齒數：z2=3×25=75這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強

12、度，并做到結構緊湊，避免浪費。(4) 幾何尺寸計算： 計算分度圓直徑 d1=z1m=25×3=75d2=z2m=75×3=225計算錐角 u=z2z1=cot1=tan2得1=18.43° 2=71.57°計算錐距 R=d122+d222=118.59計算齒寬 b=R·R=39.5計算平均分度圓直徑 dm1=d11-0.5R=62.5 dm2=d21-0.5R=187.5計算平均模數 mm=m1-0.5R=2.5計算當量齒數 zv1=z1cos1=26.35zv2=z2cos2=237.23(5) 結構選擇：小齒輪齒頂圓直徑160mm，選用實心

13、結構。大齒輪齒頂圓直徑160mm，選用腹板式結構。高速級錐齒輪的主要設計參數：小錐齒輪大錐齒輪小錐齒輪大錐齒輪齒數z2575錐距R118.59mm齒寬b39.5mm39.5mm模數m3mm錐角18.43°71.57°平均模數2.5mm分度圓直徑75mm225mm當量齒數26.35237.23平均分度圓直徑62.5mm187.5mm結構實心腹板式2 中間級圓柱齒輪的設計(1) 選精度等級，材料及齒：材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為250HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為200HBS。仍選用8級精度。該級齒輪傳動比為4，選擇小齒輪齒數z1=

14、18，大齒輪齒數z2=72，初選螺旋角=14°(2) 按齒面接觸強度計算設計：按式（10-11）試算，即d1t32ktT1du±1u(ZZEZZHH)2分別確定公式內各個計算數值：參數依據結果載荷系數Kt試選1.6小齒輪轉矩T1前期計算97320N·mm區域系數ZH=14°.2.433彈性影響系數ZE鍛鋼配對189.8MPa1/2齒寬系數d1重合度=14°,1=0.73 2=0.891.62齒數比u大小齒輪齒數3接觸疲勞強度極限Hlim1中等質量,硬度250HBS700MPa接觸疲勞強度極限Hlim2中等質量,200HBS550MPa應力循環次

15、數N1N1=60n1jLh9.216×108應力循環次數N2N2=N1/u3.072×108接觸疲勞壽命系數KHN1和KHN2N1N2 允許一定點蝕,調質剛KHN1=1.02KHN2=1.06許用接觸應力H1H1=KHN1lim1S失效概率1%，S=1714Mpa許用接觸應力H2H2=KHN2lim2S失效概率1%，S=1583MPa重合度系數Z0.491將較小的值代入公式計算：d1t32ktT1du±1u(ZZEZZHH)2=32×1.6×973201×1.62313(2.433×189.8583)2=54.38計算圓周速

16、度： v=d1tn160×1000=×54.38×32060000=0.91m/s計算齒寬：b=d·d1t=1×54.38=54.38mm計算齒寬與齒高比：bh=b2.25mt=b2.25d1tZ1=54.38/(2.25×54.3818)=8計算實際載荷系數：載荷系數K=KAKvKKKA:根據工作載荷狀態(輕微沖擊)和原動機類型(電動機)，KA=1.25；Kv:根據v=0.91m/s，8級精度，由圖10-8，錐齒輪第一級精度，按照9級精度，查得動載系數Kv=1.1；K:由表10-3， KH=KF=1.2；K:由表10-4，非對稱分布

17、，KH=1.454；由表10-13， KF=1.37。接觸疲勞載荷系數：K=KAKvKK=1.25×1.1×1.2×1.454=2.399。彎曲疲勞載荷系數：K=KAKvKK=1.25×1.11×1.2×1.37=2.26。校正分度圓直徑：d1=d1t3KKt=54.38×32.3991.6=62.242計算當量模數：mn=d1cos14°z1=3.355(3) 按齒根彎曲強度計算設計：mn32kFtT1YYcos2dz12YFaYSaF確定參數：參數依據結果彎曲疲勞載荷系數KK=KAKvKK2.26小齒輪轉矩T1

18、前期計算97320N·mm齒寬系數d一般1齒數比u大小齒輪齒數4重合度=14°,1=0.73 2=0.891.62彎曲疲勞強度極限FE1中等質量,硬度250HBS580MPa彎曲疲勞強度極限FE2中等質量,200HBS420MPa應力循環次數N1N1=60n1jLh9.216×108應力循環次數N2N2=N1/u3.072×108彎曲疲勞壽命系數KFN1和KFN2N1N2，調質剛KFN1=0.9KFN2=0.95許用彎曲應力F1F1=KFN1FE1SS=1.5348MPa許用彎曲應力F2F2=KFN2FE2SS=1.5266MPa螺旋角影響系數Y0.88

19、當量齒數zv1zv1=z1cos319.70當量齒數zv2zv2=z2cos378.81齒形系數YFa1當量齒數2.80應力校正系數YSa1當量齒數1.55齒形系數YFa2當量齒數2.22應力校正系數YSa2當量齒數1.77重合度系數Y0.683系數已經確定。對比大小齒輪YFaYSaF。YFa1YSa1F1=0.0125YFa2YSa2F2=0.0148大齒輪數值大。將較大數值代入公式中計算：mn32kFtT1YYcos2dz12YFaYSaF=2.174對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的發面模數mn大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，由于齒輪模數mn的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能

20、力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即模數與齒數的乘積)有關，可取由彎曲強度算得的法面模數2.174就近圓整為標準值2.5mm。按接觸強度所得的分度圓直徑d1=62.242 mm，算出小齒輪齒數 z1=d1cosmn=62.242cos142.5=24.1524大齒輪齒數 z2=4×24=96這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。(4) 尺寸計算：計算中心距a：a=(z1+z2)mn2cos=154.59mm圓整為155mm修正螺旋角：=arccos(z1+z2)mn2a=14°35'3

21、3改變不多，其他不需要修正。 計算分度圓直徑：d1=z1mncos=24×2.5cos14°35'33=58.06d2=z2mncos=96×2.5/cos14°35'33=248.0計算齒輪寬度：b=d·d1=58.06圓整后取B2=60mm，B1=65mm(5) 齒輪結構選擇：小齒輪齒頂圓直徑160mm，選用實心結構。大齒輪齒頂圓直徑160mm，選用腹板式結構。中間級斜齒圓柱齒輪的主要設計參數：小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪齒數z2496中心距a155mm齒寬B65mm60mm當量模數mn2.5mm修正后螺旋角14°35

22、'33結構實心腹板式分度圓直徑58.06mm248.00mm當量齒數19.7078.81齒頂圓直徑67.17mm253.17mm齒根圓直徑56.19mm242mm3 低速級鏈傳動設計計算需要傳遞的功率為3.132kW，主動鏈輪轉速n1=80r/min。（1） 選擇鏈輪齒數：取小鏈輪齒數z1=18，大鏈輪齒數z2=i·z1=4×18=72。（2） 確定計算功率：由表9-6，輕微沖擊，工況系數KA=1.0。由圖9-13，齒數18，主動鏈輪齒數系數KZ=1.45。取單排鏈。則計算功率為：Pca=KAKZP=1.0×1.45×3.132=4.5414kW

23、（3） 選擇鏈條型號和節距：根據Pca=4.5414kW和n1=80r/min。查圖9-11，可選擇20A。查表9-1，鏈條節距為p=31.75mm。（4） 計算鏈節距和中心距：初選中心距a0=3050p=3050×31.75=952.51587.5mm取a0=1000mm，相應的鏈長節數為Lp0=2a0p+z1+z22+(z2-z12)2pa0=110.34取鏈長節數Lp為110節。查表9-7得到中心距計算系數f1=0.24087，則鏈傳動的最大中心距為a=f1p2Lp-z1+z2=0.24087×31.75×2×110-90=994.19mm（5）

24、計算鏈速v，確定潤滑方式：v=n1z1p60×1000=90×18×31.7560000=0.762m/s查圖9-14，選擇滴油潤滑。（6） 計算壓軸力Fp：有效圓周力為Fe=1000Pv=1000×3.1320.762=4110.24N鏈輪水平布置，壓軸力系數，KFp=1.15。壓軸力為 FpKFpFe=4726.776N。低速級鏈輪的主要設計參數小齒輪大齒輪齒數z1872鏈號20A（節距31.75mm）排數1鏈節數104最大中心距994.19mm七、初算軸徑1. 選擇材料選擇45剛，調質處理。許用扭轉切應力T=35Mpa。2. 按照扭轉強度條件初步估

25、算軸徑電機軸軸軸軸滾筒軸功率P/kw3.4673.4323.2613.1322.977轉速n/(r/min)9609603208020軸:d39550000P0.2Tn=16.959mm軸:d39550000P0.2Tn=24.046mm軸:d39550000P0.2Tn=37.66mm考慮到軸上鍵槽的影響，對于d100mm的軸，直徑放大5%。d1=16.959×1.05=17.807mmd2=24.046×1.05=25.248mmd3=37.66×1.05=39.543mm八、選擇聯軸器和軸承1. 選擇高速輸入軸聯軸器(1)類型選擇：選擇彈性柱銷聯軸器，適用于

26、連接兩同軸線的傳動軸系，并具有補償兩軸相對位移和一般減振性能。工作溫度-2070。(2)載荷計算：公稱轉矩T=9550000Pn=9550000×3.467960=34489.427N·mm，由表14-1查得KA=1.5，由Tca=KAT計算得到計算轉矩：Tca=34489.427×1.5=51734.14N·mm (3)型號選擇：根據轉矩，軸最小直徑17.807mm。選擇型號。查彈性柱銷聯軸器GB/T-5014-2003，LX1聯軸器可以滿足要求。主要參數如下：型號公稱轉矩許用轉速轉動慣量質量LX1250N·m8500r/min0.002kg

27、·m22kg輸出端軸孔長度輸出端軸徑52mm18mm2. 選擇軸承類型考慮到有軸向、徑向載荷，選擇角接觸球軸承，尺寸系列02，0級公差，0組游隙，=25°，脂潤滑。九、繪制基本結構裝配底圖如圖為主要內箱的裝配底圖，基于此圖進行后邊的軸系設計。查手冊表5-1，表5-2，表5-3。箱座壁厚與箱蓋壁厚=1=8mm。地腳螺栓直徑df=0.018dm1+dm2+12mm。取df=12mm。箱蓋與箱座連接螺栓直徑d2=0.50.6df=67.2。根據螺栓標準取8mm。對應螺栓的扳手空間，至外箱壁距離c1=13mm，至凸緣邊緣直徑c2=11mm。1=2=8mm，4=4.88mm，取4=6

28、mm。58mm，初取8mm。后邊設計時要保證小錐齒輪在箱體中心。十、軸系零件設計校核1. 輸入軸設計選擇材料45鋼，調制處理，硬度HBS250。設計基本結構并且確定尺寸：軸最小直徑17.807，取d1=18mm。查聯軸器參數L1=52，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上，而不壓在軸的端面上，L1取略短一些，L1=50。聯軸器右端需一個軸肩，故取d2=25mm。確定d3為軸承配合，需要5的倍數，取d3=30mm。查角接觸球軸承（GB/T 292-1994），取7206AC，內徑30mm，外徑D=62mm，寬度B=16mm，安裝尺寸da=36mm，也就是d436mm，取d4=38mm。d5=d3=3

29、0mm。有一個軸肩，取d6=24mm。采用軸端擋圈加雙螺釘固定錐齒輪的右端，查手冊34頁確定L4，L6。兩軸承距離為LB，與錐齒輪靠近的軸承與錐齒輪分度圓處距離為LC。如下圖：一般取LB=2LC，或LB=2.53d，d為安裝軸承處的直徑。我們取LB=2.5d=75mm。取Lc=38mm。L4=LB-2B2=59mm查機械設計圖10-39，錐齒輪結構，錐齒輪與軸配合部分長度L=（1-1.2）d，此處d=d6=24mm。取L=30mm。套杯伸出厚度為6mm，則L6約為30+6=36mm。取L6=36mm。L2長度為套杯凸緣厚度，軸承蓋厚度，加上一段距離。查手冊圖6-29，根據套杯內徑62mm，凸緣

30、厚度取S=(0.080.1)D，取S=6mm。根據圖6-27凸緣式軸承蓋，軸承外徑62mm，螺釘直徑6mm，凸緣厚度e=1.2×螺釘直徑=7.2mm,，圓整為8mm，L28+6=14mm取L2=30mm。套杯凸緣厚度，伸出后邊伸出長度，壁厚均為6mm。固定軸承蓋和套杯的螺釘為4個，對稱螺釘中心距為D0=D+2S2+2.5D3=62+4.5×6mm=89mm。套杯凸緣處直徑D2=D0+3d3=89+3×6=107mm。套杯總長103mm。L3與軸承配合。取L3=B=16mm。為了使甩油環與軸肩不接觸，直接頂到軸承內圈，L5比B稍小一些。取L5=13mm。2. 輸入軸

31、校核受力分析畫受力分析圖。已知T1=34.141N·m，dm1=62.5mm，小錐齒輪的錐角1=18.43°。(1) 計算錐齒輪部分受力：圓周力Ft=2T1dm1=1092.5N，徑向力Fr=Fttancos1=377.24N，軸向力Fa=Fttansin1=125.71N，計算軸承處作用力。水平面內Z方向上力平衡：FNH1-FNH2+Ft=0垂直面內力平衡：FNV1-FNV2+Fr=0豎直面內對右邊軸承處力矩平衡：73.5FNV1+62.52Fa-38Fr=0水平面內對右邊軸承處力矩平衡：73.5FNH1-38Ft=0得：FNH1=564.83N，FNH2=1657.33

32、N，FNV1=141.59N ，FNV2=518.83(2) 畫彎矩圖：根據上述簡圖及求出的軸上各作用力，分別按水平面和豎直面計算各力產生的彎矩，并按結果分別作出水平面上的彎矩MH圖和垂直面上的彎矩圖MV圖；然后按式M=MH2+MV 2并作出M圖及扭矩圖。畫水平方向和豎直方向彎矩圖：由圖可知，最大合成彎矩在右邊軸承處。最大彎矩為可以看出最大計算應力處，M=MH2+MV 2=（564.83×73.5)2+（141.59×73.5）2=42799.5Nmm轉矩圖：T=34.141N·m(3)校核軸的強度：已知軸的彎矩及扭矩后，可針對某些危險截面做彎扭合成強度校核計算。

33、按第三強度理論，考慮彎曲應力和扭轉應力循環特性不同的影響，引入折合系數=0.6，計算應力ca=2+4（）2。從彎扭圖中可以看出，危險截面為右邊軸承處，其軸徑為d6=24mm，將彎曲應力=MW，扭轉切應力=T2W，帶入計算應力公式，則軸的彎扭合成強度條件為 ca=（MW）2+4（T2W）2-1W為軸的抗彎截面系數，mm3，查表15-1可得其值為W=d332-bt(d-t)22d，其中d為軸承處直徑，b為鍵槽寬度，t為鍵槽深。查表6-1，鍵寬b=8mm，高h=7mm，t=h/2=3.5mm。代入，W=d332-bt(d-t)22d=×30332-8×3.5(30-3.5)22&

34、#215;30=2323.002mm3代入公式：ca=（MW）2+4（T2W）2=20.043MPa查表15-1-1，45鋼，調質，-1=60Mpa。強度足夠。3. 軸設計選擇材料45鋼，調制處理，硬度HBS250。軸最小直徑為25.248mm，與軸承配合取d1=d3=30mm。一個軸肩，取d2=38mm。此軸各長度與箱體結構有關，根據繪制的減速器裝配底圖，分析確定軸上各段長度。如圖，取大錐齒輪輪轂45mm，分度圓距離輪轂靠近內側邊緣21mm，取輪轂內側邊緣距離小圓柱齒輪a1=7mm。則距離大齒輪邊緣為7+5/2=9.5，可以保證安全距離。圖中a2=37.5-21-a1=9.5。則L=65-9

35、.5+6=61.5mm。另外一側a3=L-37.5+(45-21)=0。即輪轂貼在甩油環上。由此分析確定軸上各長度。L1為輪轂長度加上軸伸入箱壁長度。伸入箱壁長度為壁厚B減去軸承蓋腿長m，取m=5mm。L1=45+B-m=45+32-5=72mm。L2=a1=7mm。L3為小圓柱齒輪寬加上4，加上伸入箱壁長度。L3=65+6+32-5=98mm。4. 軸強度校核（1） 計算受力。畫受力分析圖：由軸小錐齒輪受力分析，得到大錐齒輪上受力情況。圓周力Ft1=2T1dm1=1092.5N徑向力Fr1=125.71N軸向力Fa1=377.24N小圓柱齒輪受力情況如下：圓周力Ft2=2T2d1=2

36、5;9732058.06=3352.4N徑向力Fr2=Ft2tanncos=3352.4×tan20°cos14°35'33=1260.8N軸向力Fa2=Ft2tan=3352.4×tan14°35'33=872.8N水平面內Z方向上力平衡：FNH1-FNH2+Ft1-Ft2=0豎直面內力平衡：FNV1+FNV2+Fr1-Fr2=0水平面內對軸與小圓柱齒輪連接處力矩平衡：43+60.5FNH1-5.7.5FNH2-112.5Fa1+60.5Ft1=0豎直面內對軸與小圓柱齒輪連接處力矩平衡：43+60.5FNV1+60.5

37、5;Fr1-57.5FNV2=0得：FNH1=819N，FNH2=1440.9N，FNV1=358.15N， FNV2=776.94N。（2） 畫彎矩圖：根據上述簡圖及求出的軸上各作用力，分別按水平面和豎直面計算各力產生的彎矩，并按結果分別作出水平面上的彎矩MH圖和垂直面上的彎矩圖MV圖；然后按式M=MH2+MV 2并作出M圖及扭矩圖：M=MH2+MV 2=842112+446742=95327N·mm=95.327N·m轉矩圖：（3） 已知軸的彎矩及扭矩后，可針對某些危險截面做彎扭合成強度校核計算。按第三強度理論，考慮彎曲應力和扭轉應力循環特性不同的影響，引入折合系數=0

38、.6，計算應力ca=2+4（）2。從彎扭圖中可以看出，危險截面為小圓柱齒輪安裝處，其軸徑為d=30mm，將彎曲應力=MW，扭轉切應力=T2W，帶入計算應力公式，則軸的彎扭合成強度條件為： ca=（MW）2+4（T2W）2-1W為軸的抗彎截面系數，mm3，查表15-1可得其值為d332-bt(d-t)22d，其中d為軸承處直徑，b為鍵槽寬度，t為鍵槽深。查表6-1，鍵寬b=8mm，高h=7mm，t=h/2=3.5mm。代入：d332-bt(d-t)22d=×30332-8×3.5(30-3.5)22×30=2323.002mm3代入公式：ca=（MW）2+4（T2W

39、）2=25.136MPa查表15-1-1，45鋼，調質，-1=60Mpa。強度足夠。5. 軸設計選擇材料45鋼，調制處理，硬度HBS250。初步設計結構如下：軸最小直徑39.5mm，取d1=40mm。有一個軸肩定位小鏈輪，d2=45mm。與軸承配合，取d3=50mm。定位軸肩，取d4=58mm，d5=53mm。同樣軸承配合,d6=d3=50mm。根據已經選擇的鏈節號，計算鏈輪齒寬bf1=19.95mm，考慮到鏈板寬度、鏈輪結構和鏈輪在軸端的固定，輪轂長度比鏈輪齒寬大一些，取L1=25mm。L2應該比軸承蓋腿長加上軸承蓋凸緣厚度長一些。腿長m=5mm，查得凸緣厚度e=9.6mm，取L2=25mm

40、。L3約為箱體壁厚減去腿長，取L3=27mm。L5應該比大圓柱齒輪齒寬小一些，取L5=57mm。大齒輪距離內壁安全距離為6mm，通過結構決定L4=123-6-60=57mm。最終繪制裝配圖時發現圓柱齒輪嚙合不好，修正為L4=53mm，L3=30mm，軸的裝配位置整體向聯軸器方向移動。改變甩油環的長度。軸上受力不變。L6=6+(60-57)+L3=36mm。6. 軸強度校核（1） 計算受力。畫受力分析圖：由軸小圓柱齒輪受力分析，得到大圓柱齒輪上受力情況如下：圓周力Ft2=3352.4N，徑向力Fr2=1260.8N，軸向力Fa=872.8N。鏈輪處受力情況根據前邊滾子鏈傳動計算，有效圓周力Fe=

41、1000Pv=1000×3.1320.762=4110.24N。壓軸力為 FpKFpFe=4726.776N。即Ft1=4110.24N，Fr1=4726.776N。水平面內Z方向上力平衡：FNH1+FNH2+Ft1-Ft2=0豎直面內力平衡：Fr1+Fr2-FNV1-FNV2=0水平面內對軸與大圓柱齒輪連接處力矩平衡：455+106Ft1+106FNH1-55FNH2=0豎直面內對軸與大圓柱齒輪連接處力矩平衡：455+106Fr1-106FNV1+2482Fa+55FNV2=0得：FNH1=-4126.6N，FNH2=3368.8N，FNV1=7165.5N， FNV2=-1177

42、.9N。（2） 畫彎矩圖：根據上述簡圖及求出的軸上各作用力，分別按水平面和豎直面計算各力產生的彎矩，并按結果分別作出水平面上的彎矩MH圖和垂直面上的彎矩圖MV圖；然后按式M=MH2+MV 2并作出M圖及扭矩圖。M=MH2+MV 2=187.022+215.072=285.01N·m根據以前計算此處T=373.883N·m。（3） 計算校核：已知軸的彎矩及扭矩后，可針對某些危險截面做彎扭合成強度校核計算。按第三強度理論，考慮彎曲應力和扭轉應力循環特性不同的影響，引入折合系數=0.6，計算應力ca=2+4（）2。從彎扭圖中可以看出，危險截面為左邊軸承安裝處，其軸徑為d=50mm

43、，將彎曲應力=MW，扭轉切應力=T2W，帶入計算應力公式，則軸的彎扭合成強度條件為： ca=（MW）2+4（T2W）2-1W為軸的抗彎截面系數，mm3，查表15-1可得其值為d332-bt(d-t)22d，其中d為軸承處直徑，b為鍵槽寬度，t為鍵槽深。查表6-1，鍵寬b=14mm，高h=9mm，t=h/2=4.5mm。代入：W=d332-bt(d-t)22d=×50332-14×4.5(50-4.5)22×50=10967.59mm3代入公式：ca=（MW）2+4（T2W）2=25.987MPa查表15-1-1，45鋼，調質，-1=60Mpa。強度足夠。十一、軸承

44、壽命校核預取軸承代號及重要參數如下：軸承代號及軸內徑d/mm外徑D/mm寬B/mm基本額定動負荷Cr/KN額定靜負荷Cor/KN7206AC（I軸）30621622.014.27206AC(II軸）30621622.014.27210AC(III軸)50902040.830.51 高速軸上軸承的校核 畫受力分析圖。由軸的計算可知：Fr1 =1736.6N，Fr2 =582.3N，Fa=125.71N。計算派生軸向力：7206AC，e=0.68。Fd2=0.68×Fr2=359.96NFd1=0.68×Fr1=1180.89N計算軸承軸向力：軸承2被壓緊，Fa2=Fd1+Fa

45、=1180.89+125.71=1306.6N軸承1被放松，Fa1=Fd1=1180.89N計算當量動載荷：Fa1Fr1=0.68=e，Fa2Fr2=2.24e查表13-5，X1=1，Y1=0，X2=0.41，Y2=0.87，輕微沖擊，fp=1.1。P1=1.1×(X1×Fr1+Y1×Fa1)=1910.26NP2= 1.1×(X2×Fr2+Y2×Fa2)=1513.04N計算壽命：Lh=10660nCPmm=10660×960(220001910.26)3=26519.7h10年，每年300天，每天16小時為48000h，

46、壽命不足。改選圓錐滾子軸承30206，額定動載荷43200N。計算系數e=0.37，Y=1.6。計算派生軸向力：Fd2=Fr2/(2Y)=181.97NFd1=Fr1/(2Y)=542.69N計算軸承軸向力：軸承2被壓緊，Fa2=Fd1+Fa=542.69+125.71=668.4N軸承1被放松，Fa1=Fd1=542.69N計算當量動載荷：Fa1Fr1=0.3125e，Fa2Fr2=1.15e查圓錐滾子軸承(GB/T 297-1994)，徑向當量動負荷，當Fa/Fre時，Pr=Fr，即Pr1=Fr1=1736.6N當Fa/Fre時，Pr=0.4Fr+YFa，即Pr2=0.4Fr2+1.6Fa

47、2=1302.36將較大數值代入壽命公式：Lh=10660nCPmm=10660×960(432001736.6)3=267257h符合壽命要求。2 中間軸上軸承的校核畫受力分析：由軸的計算可知：Fr1 =893.89N，Fr2 =1636.23N，Fa1=377.24N。Fa2=872.8N計算派生軸向力：7206AC，e=0.68。Fd1=0.68×Fr1=607.85NFd2=0.68×Fr2=1112.63N計算軸承軸向力：軸承2被壓緊，Fa22=Fd1+Fa2-Fa1=1103.41N軸承1被放松，Fa11=Fd1=607.85N計算當量動載荷：Fa1F

48、r1=0.68=e，Fa2Fr2=0.67e查表13-5，X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0，輕微沖擊，fp=1.1。P1=1.1×(X1×Fr1+Y1×Fa11)=983.28NP2= 1.1×(X2×Fr2+Y2×Fa22)=1799.85N計算壽命：Lh=10660nCPmm=10660×320(220001799.85)3=95116h10年， 每年300天，每天16小時為48000h，壽命滿足要求。3 低速軸上軸承的校核畫受力分析圖：由軸的計算可知：Fr1 =3568.79N，Fr2 =8268.8N，Fa=8

49、72.8N。計算派生軸向力：7206AC，e=0.68。Fd2=0.68×Fr2=5622.78NFd1=0.68×Fr1=2426.78N計算軸承軸向力：軸承2被壓緊，Fa2=Fd1+Fa=2426.78+872.8=3299.58N軸承1被放松，Fa1=Fd1=2426.78N計算當量動載荷：Fa1Fr1=0.68=e，Fa2Fr2=0.399e查表13-5，X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0，輕微沖擊，fp=1.1。P1=1.1×(X1×Fr1+Y1×Fa1)=3925.67NP2= 1.1×(X2×Fr2+Y2&

50、#215;Fa2)=9095.68N計算壽命：Lh=10660nCPmm=10660×80(408009095.68)3=18803h10年，每年300天，每天16小時為48000h，壽命不足。改選圓錐滾子軸承30210，額定動載荷43200N。代入計算：Lh=10660nCPmm=10660×960(432001910.26)3=200794h不符合壽命要求。改選圓錐滾子軸承30210，額定動載荷73200N。計算系數e=0.42，Y=1.4。計算派生軸向力：Fd2=Fr2/(2Y)=2953.14NFd1=Fr1/(2Y)=1274.57N計算軸承軸向力：軸承2被壓緊，

51、Fa2=Fd1+Fa=1274.57+872.8=2147.37N軸承1被放松，Fa1=Fd1=1274.57N計算當量動載荷：Fa1Fr1=0.357e，Fa2Fr2=0.26e查圓錐滾子軸承(GB/T 297-1994)，徑向當量動負荷，當Fa/Fre時，Pr=Fr，即Pr1=Fr1=1736.6N，Pr2=Fr2=8268.8N將較大數值代入壽命公式：Lh=10660nCPmm=10660×80(732008268.8)3=144532h大于48000h。符合壽命要求。最終選擇軸承情況如下：軸承代號及軸內徑d/mm外徑D/mm寬B/mm基本額定動負荷Cr/KN額定靜負荷Cor/

52、KN3206（I軸）30621643.250.57206AC(II軸）30621622.014.23210(III軸)50902073.292.0十二、鍵選擇和鍵強度校核查表6-2，鋼，輕微沖擊，許用擠壓強度為p=120MPa。1. 高速軸上鍵的校核與聯軸器相連的鍵校核選擇普通A型平鍵，6×6，L=45mm。T=34.141N·m，b=6mm，h=6mm，L=45mm，k=0.5h=3mm，鍵的有效長度l=L-b=39mm。根據鍵的靜強度校核公式：p=2T×103kld=28.1Mpap符合強度條件。與小錐齒輪相連的鍵校核選擇普通A型平鍵，8×7，L=3

53、2。T=34.141N·m，b=8mm，h=7mm，L=32mm，k=0.5h=3.5mm，鍵的有效長度l=L-b=24mm。根據鍵的靜強度校核公式：p=2T×103kld=25.4Mpap符合強度條件。2. 中間軸上鍵的校核與大錐齒輪相連的鍵校核選擇普通A型平鍵，8×7，L=40mm。T=97.320N·m，b=8mm，h=7mm，L=40mm，k=0.5h=3.5mm，鍵的有效長度l=L-b=32mm。根據鍵的靜強度校核公式：p=2T×103kld=46.24Mpap符合強度條件。與小圓柱齒輪相連的鍵校核選擇普通A型平鍵，8×7，L=56mm。T=97.320N·m，b=8mm，h=7mm，L=56mm，k=0.5h=3.5mm，鍵的有效長度l=L-b=48mm。根據鍵的靜強度校核公式：p=2T×103kld=33.1Mpap符合強度條件。3. 低速軸上鍵的校核與鏈輪相連的鍵校核選擇普通A型平鍵，12×8，L=20mm。T=373.88N·m，b=12mm，h=8mm，L=20mm，k=0.5h=4mm，鍵的有效長度l=L-b=8mm。根據鍵的靜強度校核公式：p=2T×103kld=584.19Mpap不符合強度條件。改用兩個普通B型（平頭）平鍵，12