机械设计计算书1

机械设计课程设计计算说明书

一、 传动方案拟定································2 二、 电动机的选择································2 三、 计算总传动比及分配各级的传动比··············4 四、 运动参数及动力参数的计算····················5 五、 传动零件的设计计算··························6 六、 轴的设计计算·······························19 七、 滚动轴承的选择及校核计算···················33 八、 键连接的选择及计算··························36

设计题目：带式运输机传动装置设计 设计者： 学号：

指导老师：刘晓航 二零一一年六月

计算过程及计算说明 一、 传动方案拟定 第七组：设计带式运输机传动装置设计 （1） 工作条件 1）工作情况：两班制工作（每班按8小时 计算），连续单向运转，载荷变化不大，空F=4kN 载启动；输送带速度容许误差±5%。 V=2m/s 2）工作环境：室内，灰尘较大，环境温度D=450mm 30℃左右。 3）使用期限：折旧期8年，4年一次大修。 4）制造条件及批量：普通中、小制造厂, 小批量。 二、电动机的选择 1、由工作条件可以知道，空载启动，即转 动惯量和启动力矩较小，即可选用应用最 广的Y系列三相交流异步电动机，而且有 结构简单，价格低廉，维修方便等优点。 2、电动机功率的选择： （1）传动装置的总效率： 由表2-2查的，弹性联轴器η1=0.99，闭 式齿轮传动（8级精度）η2=0.97，滚动轴 承η3=0.98，滚筒η4=0.96 η总=η12η22η33η4 =0.992×0.972×0.983×0.96 =0.8332 （2）电动机所需的工作效率： P=FV/η总 =4kN×2m/s/0.8332 =9.602kw n滚筒 =84.93r/min η总=0.8332 P工作=9.602kw 由表16-1查得，选取额定功率为11KW 的电动机较为合适。而功率为11KW电动机 有常用的两个型号，Y160M-4和Y160L-4 两种，转速分别为1500r/min和1000r/min 两种。 3、确定电动机的转速： 计算滚筒工作转速： n筒=60×V/πd =60×2/3.14×0.45 =84.93r/min 型号 总传动比 Y160M-4 17.31 Y160L-4 11.42 对于Y160M-4： I高速级=√1.3i=4.74 I低速级=17.31/4.74=3.65 对于Y160L-4： I高速级=√1.3i=3.851 I低速级=11.42/3.85=2.974 两种型号的电机都合适，选取第二种方案 4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需要的 额定功率及同步转速，选定电动机的型号 为Y160L-4。 电机型号: 主要参数：额定功率11kw，满载转速Y160L-4 970r/m，中心高度160mm，轴外伸长度 110mm，轴外伸轴径42mm。 三、 1、总传动比的分配： i总=n电动/n筒=970/84.93=11.42 i总=11.42 2、分配各级传动比 I高速级=√1.3i=3.85 I低速级=11.42/3.85=2.97 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速 n1=nm=970r/min n2=n1/i1=970/3.851=251.88r/min n3=n2/i2=251.88/2.964=84.98r/min n4=n3=84.98r/min 2、计算各轴的功率 P1=Paη1=9.602×0.99=9.506kw I高速级=3.85 I低速级=2.97 n1=970r/min n2=251.88r/min n3=84.98r/min n4=84.98r/min P1=9.506kw P2=P1η2η3=9.506×0.97×0.98=9.128kw P2=9.128kw P3=P2η2η3=9.128×0.97×0.98=8.677kw P3=8.677kw P4=P3η3η1=8.677×0.98×0.99=8.418kw P4=8.418kw 3、计算各轴的扭矩 T1=9550P1/n1=9550×9.506/970=93.59N·m T1=93.59N·m T2=9550P2/n2=9550×9.128/251.88 =346.09 N·m T3=9550P3/n3=9550×8.677/84.98 =975.12 N·m T4=9550P4/n4=9550×8418/84.98 =946.01N·m T2=346.09 N·m T3=975.12 N·m T4=946.01N·m

五、传动零件的计算及设计 对于高速级： 1、选定齿轮的类型，精度等级，材料及齿 数 1）按照所选的传动方案，选用直齿圆柱齿 轮 2）运输机为一般工作机器，速度不高，选 取7级精度（GB10095-88） 3）材料选择。表10-1选择小齿轮材料为 40Gr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材 料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者 材料硬度相差40HBS。 4）选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮的齿数Z1=24 Z2=24×3.851=92.424，取92。 5)选取β=14° 2、按齿轮的接触强度设计 由公式计算： d1t≥{KT1(u±1)Ze2ZE/Φdεαu[σ]2}1/3 （1） 确定公式中的各计算数值 1） 试选载荷系数Kt=1.6 2） 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 3） 小齿轮的传递转矩T1=93590N·mm Z2=92 β=14 4） 由表10-7选取齿宽系数Φd =1 5） 由表10-6查的材料的弹性影响系数 ZE=√189.8MPa 6） 由图10-21d按齿面硬度查的小齿轮 的接触疲劳强度极限σHlim=600MPa;σHlim=600MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限 σHlim=550MPa 7） 计算应力循环次数 σHlim=550MPa N1=60n1jLh=60×970×1×2×8×360N1=2.682×109 ×8=2.682×109 N2=2.682×109/3.851=6.964×108 N2=6.964×108 8） 数由图10-19取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.90，KHN2=0.94 9） 计算接触疲劳许用应力。 取失效率为1%，安全系数为s=1 [σH]1=σ Hlim KHN1/S=0.90×[σH]1=540MPa [σH]2 =522.5MPa [σH] =531 MPa 600=540MPa [σH]2=σHlim KHN2/S =0.95×550=522.5MPa [σH]= [σH]1 [σH]2/2=531.25MPa （2）计算 1)计算小齿轮的分度圆的直径 d1t≥{2KT1(u±1)Ze2ZE/Φdεαu[σ]2}1/3 ={2×1.6×93590×(1+3.851)× 2.4332×189.82/1×1.65×3.851d1t=53.86mm ×531.252}1/3 =53.86mm 2)计算圆周速度v V=πd1tn1/60×1000 =π×53.86×970/60×1000 =2.73m/s 3)计算齿宽 b=Φd d1t=53.86mm 4）计算齿宽与齿高之比 模数m1= d1tcosβ/Z1 =53.86×cos14°/24=2.18mm 齿高h=2.25 m1=2.25×2.18=5.24mm b/h=53.86/5.24=10.28 5)计算载荷系数 V==2.73m/s b=53.86mm m1=2.18mm h=5.24mm b/h=10.28 根据速度v=2.73m/s，7级精度，由图10-8 查的动载系数Kv=1.11 直齿轮KHα=KFα=1.4 由表10-2查的KA=1由表10-4根据8级精 度，插补计算得KHβ=1.43 由表10-13查的KFβ=1.35 故载荷系数： K=2.21 K=KAKvKHαKHβ=1×1.11×1.4×1.438=2.21 6）按实际的载荷系数校正算的分度圆直径 d1 =59.98mm d1= d1t{K/ KT}1/3 =53.86×{2.21/1.6}1/3 =59.98mm 7)计算模数 m=2.42 m= d1cosβ/Z1=59.98× cos14° /24=2.42 3、按照齿根弯曲强度计算 M ≥{2KT1YYβcos2βYFaYSa/ΦdZ12[σF] εα }1/3 （1） 确定公式内各计算数值 由图10-20c查得，小齿轮弯曲疲劳 强度极限σ FE1=500MPa，大齿轮弯曲 疲劳强度极限σ FE2=380MPa 2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.9，KFN2=0.95 3)计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 [σF]1= KFN1σ FE1/S=0.9 [σF]1=321.3MPa ×σ F]2=257.MPa 500/1.4=321.43MPa [σ F]2= KFN2σ FE2/S=0.95× 380=257.86MPa 4)计算载荷系数 K=KAKv KFαKFβ=1×1.11×1.4×1.35=2.10 5)纵向重合度 查齿形系数εα系=1.903，从图10-28查得 螺旋角影响系数Yβ=0.88 Zv1=Z1/cos3β=24/cos314°=26.27 Zv2= Z2 cos3β=92/ cos314°=107.71 6)由表10-5查的YFa1=2.592 YFa2=2.211 7)查取应力校正系数 由表10-5查的YSa1=1.596 YSa2=1.774 8)计算大小齿轮的YFaYSa/[σ F]并加以比 较。 YFa1YSa1/[σF]1 =2.592×1.596/321.43=0.01287 YFa2 YSa2/[σ F]2 =2.211×1.774/257.86=0.01521 大齿轮的数值较大 （2） 设计计算 m=1.78 m=[2×2.10×93590×0.01521×0.88

×cos214/1×242×1.65 =1.989 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，而齿面接触m=2mm 疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直d1=59.98 径有关，可取弯曲强度算得的模数1.989， 并取就近整圆为标准值m=2mm，按接触强Z1=29 度算得的分度元直径d1=59.98.算出小齿 轮齿数： Z1= d1cosβ/m=59.98 cos14°/24=29.1 Z1取29 Z2=υ×Z1=3.85×35=111.65 Z2取112 Z2=112 这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接 触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度， 并做到了结构紧凑，避免浪费。 4、几何尺寸计算 (1)计算中心距 a=( Z1+ Z2)m/2 cosβ =(29+112)/2 cos14° a=145mm =145.32mm 将中心距圆整后为145mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 cosβ=( Z1+ Z2)m/2a β=13°29′21″ （1）计算分度圆的直径 β =13°29′21″ d1=59.6mm d2230.4mm d1=Z1m/ cosβ=31×2/ 13°29′21″ =59.6mm d2=Z2m/ cosβ=112×2/ 13°29′21″ =230.4mm (3)计算齿宽 b=Φdd1=1×59.6=59.6mm 取B2=60mm，B1=65mm 对于低速级： B2=60mm B1=65mm 1、选定齿轮的类型，精度等级，材料及齿 数 1）按照所选的传动方案，选用直齿圆柱齿 轮 2）运输机为一般工作机器，速度不高，选 取7级精度（GB10095-88） 3）材料选择。表10-1选择小齿轮材料为 40Gr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材Z1=24 料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者Z2=71 材料硬度相差40HBS。 4）选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮的齿数 Z2=24×2.964=71.136，取71。 5)选取β=14° 2、按齿轮的接触强度设计 由公式计算： d1t≥{KT1(u±1)Ze2ZE/Φdεαu[σ]2}1/3 (1)确定公式中的各计算数值 1)试选载荷系数Kt=1.6 2)由图10-30选取区域系数ZH=2.433 3)小齿轮的传递转矩T1=93590N·mm 4)由表10-7选取齿宽系数Φd =1 5)由表10-6查的材料的弹性影响系数ZE= √189.8MPa 6)由图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的 接触疲劳强度极限σHlim=600MPa;大齿轮的 接触疲劳强度极限 σHlim=550MPa 7)计算应力循环次数 N1=6.69×108 N2=2.35×108 N1=60n1jLh=60×251.88×1×2×8× 360×8=6.69×108 N2=2.682×109/2.964=2.35×108 8)数由图10-19取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.90，KHN2=0.95 9)计算接触疲劳许用应力。 取失效率为1%，安全系数为s=1 [σH]1=σ Hlim KHN1/S=0.90× Hlim KHN2/S=0.95× 600=540MPa [σH]2=σ550=522.5MPa [σH]= [σH]1[σH]2/2=531.25MPa （2）计算 1)计算小齿轮的分度圆的直径 d1t≥{2KT1(u±1)Ze2ZE/Φdεαu[σ]2}1/3 ={2×1.6×346100×(1+2.964)×d1t≥88.77mm 2.4332×189.82/1×1.65×2.964 ×531.25}1/3 =88.77mm 2)计算圆周速度v V=πd1tn1/60×1000 =π×88.77×251.88/60×1000 =1.17m/s V=1.17m/s b=88.77mm 3)计算齿宽 b=Φd d1t=88.77mm 4）计算齿宽与齿高之比 模数m1= d1tcosβ/Z1 =88.77×cos14°/24=3.59mm 齿高h=2.25 m1=2.25×3.59=8.07mm b/h=88.77/8.07=11 5)计算载荷系数 根据速度v=1.17m/s，7级精度，由图10-8 查的动载系数Kv=0.8 直齿轮KHα=KFα=1.4 由表10-2查的KA=1由表10-4根据8级精 度，插补计算得KHβ=1.42 由表10-13查的KFβ=1.35 故载荷系数： d1=88.77mm K=KAKvKHαKHβ=1×0.8×1.4×1.438=1.6016 6）按实际的载荷系数校正算的分度圆直径 d1= d1t{K/ KT}1/3 =88.77×{1.6016/1.6}1/3 =88.77mm 7)计算模数 m= d1cosβ/Z1=88.77× cos14°

/24=3.59 3、按照齿根弯曲强度计算 M ≥{2KT1YYβcos2βYFaYSa/ΦdZ12[σF] εα }1/3 （3） 确定公式内各计算数值 由图10-20c查得，小齿轮弯曲疲劳 强度极限σ FE1=500MPa，大齿轮弯曲 疲劳强度极限σ FE2=380MPa 2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.9，KFN2=0.95 3)计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 [σF]1= KFN1σ FE1/S=0.9 × FE2/S=0.95× 500/1.4=321.43MPa [σ F]2= KFN2σ380=257.86MPa 4)计算载荷系数 K=KAKv KFαKFβ=1×0.8×1.4×1.35=1.512 5)纵向重合度 查齿形系数εα系=1.903，从图10-28查得 螺旋角影响系数Yβ=0.88 Zv1=Z1/cos3β=24/cos314°=26.27 Zv2= Z2 cos3β=92/ cos314°=107.71 6)由表10-5查的YFa1=2.592 YFa2=2.211 7)查取应力校正系数 由表10-5查的YSa1=1.596 YSa2=1.774 8)计算大小齿轮的YFaYSa/[σ F]并加以比 较。 YFa1YSa1/[σF]1 =2.592×1.596/321.43=0.01287 YFa2 YSa2/[σ F]2 =2.211×1.774/257.86=0.01521 大齿轮的数值较大 （4） 设计计算 M=2.45 m=[2×1.512×93590×0.01521×0.88 ×cos214/1×242×1.65]1/3 =2.45 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m=2.5 弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触 疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直Z1=36 径有关，可取弯曲强度算得的模数2.45, 并取就近整圆为标准值m=2.5mm，按接触 强度算得的分度元直径d1=88.77.算出小Z2=107 齿轮齿数： Z1= d1cosβ/m=88.77× cos14° /2.5=35.54 Z1取36 Z2=υ×Z1=2.964×35=106.7 Z2取107 这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接 触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，a=184 并做到了结构紧凑，避免浪费。 4、几何尺寸计算 (1)计算中心距 a=( Z1+ Z2)m/2 cosβ =(36+107)×2.5/2 cos14°=184.22mm 将中心距圆整后为184mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 cosβ=( Z1+ Z2)m/2a β=13°43′11″ （3）计算分度圆的直径 d1=Z1m/ cosβ =36×2.5/cos 13°43′11″ =92.64mm β =13°43′11″ d1=92.64mm d2=275.36mm d2=Z2m/ cosβ =107×2.5/ cos 13°43′11″ =275.36mm (4)计算齿宽 b=Φdd1=1×59.6=92.64mm 取B2=95mm，B1=100mm 传动精度校核： i=112/29×107/36=11.48 (84.93-970/11.48)/84.93=0.51%<5% 故合格 六、轴的设计计算 对轴Ⅰ： 1、求轴Ⅰ的功率P1、转速n1、转矩T1 P1=9.506Kw n1=970r/m T1=93590N·mm 2、求作用在齿轮上的力 轴上的齿轮的分度圆直径d1=59.6mm Ft=2T1/d1=2×93590/59.6=3141N Fr=Fttanα/cosβ b=92.64mm B2=95mm B1=100mm Ft=3141N Fr=1176N Fa=753N =3141×tan20°/cos13°29′21″ =1176N Fa=Fttanβ =3141×tan13°29′21″ =753N 3、初步确定轴的最小直径 取系数A0=112，于是得 dmin=112 3√9.506/970=23.97mm 该轴有一个键槽,最小直径增大5% dmin=23.97×(1+5%)=25.17mm dmin=25.17mm 电机的轴外伸轴径为42mm,最小轴径应在 0.8D～1.2D之间,即33.6mm～50.4mm之间 较为合适,考虑成本及加工,选取dmin=34. 轴I的最小轴径在安装联轴器处轴的直径 d12与联轴器的孔径相适应,故需要同时选 取联轴器的型号。 联轴器的计算转矩: Tca=KAT3=1.3×93590=121667N·mm Tca=121667N·mm 计算所得Tca应小于联轴器的公称转矩的 条件,查手册,选取LT5弹性套柱销,其公LT5 称转矩为125000N·mm。半联轴器的孔径 d1=35mm,故取d12=35mm,半轴联轴器长度d12=35mm

L=82mm,半轴联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=60mm。 4、轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的配套方案 图纸在装配图上 L1=60mm （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直 径和长度。 1）为满足半轴联轴器的定位要求，1-2轴 段右端需要指出一轴肩,故取轴2-3段得 直径d23=42mm。轴承端盖的总宽度为20mm。d23=42mm 根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润 滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器 右端面间的距离l=30mm，取l23=50mm。 2）初步选择滚动轴承。 l23=50mm 轴上有径向载荷，同时也有小的轴向载 荷，选取角接触球轴承。根据d2=42mm。， 在轴承产品目录中初步选取深沟球轴承 7209AC，其尺寸为d×D×B=45mm×85mm×7209AC 19mm。同时查的6209型轴承的定位轴肩高 度为h=3.5。所以d34=d56=45mm。 d45=52mm 3）由轴承处确定d45=52mm。安装齿轮处，d34=d56=45mm 取齿轮距箱体内壁之间的距离a=16mm，轴 承应距箱体内壁s=8mm。该减速箱内还有 两根轴，综合考虑，l45=225mm。 (3)键的选取 l45=225mm 轴I只有一个键，选择用平键，根据轴径 及所在轴的长度，选取尺寸为b×h×l=10 ×8×28。 5、求轴上的载荷。 、 支反力：F FH1=850N FH2=2291N FNV1=226N FNV2=950N 弯矩M: MH=15130N·mm MV1=40228N·mm MV2=62700N·mm 总弯矩： M1=40256N·mm M2=64500N·mm 扭矩T: T=93590N·mm 6、按弯扭合成应力校核轴的强度。 FH1=850N FH2=2291N FNV1=226N FNV2=950N MH=15130N·mm MV1=40228N·mm MV2=62700N·mm M1=40256N·mm M2=64500N·mm T=93590N·mm 轴I的危险截面只有最大弯矩和扭矩的截 面，即截面c。根据上表数据，及轴单向 旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 α=0.6，计算轴的应力 σca={√M12+（αT）}/W=3.96MPa σca=3.96MPa 轴I的材料为45钢，调质处理，由表15-1 查得[α]=60MPa。因此安全。 对于轴II： 1、求轴ⅠI的功率P2、转速n2、转矩T2 P2=9.128kw n2=251.88r/min T2=346.09 N?m 2、求作用在齿轮上的力 轴上的齿轮的分度圆直径d2=92.64mm Ft=2T2/d2=2×346090/92.64=7472N Fr=Fttanα/cosβ =7472×tan20°/cos13°43′11″ =2800N Fa=Fttanβ Ft=7472N Fr=2800N =3141×tan13°29′21″ =1824N 3、初步确定轴的最小直径 取系数A0=112，于是得 dmin=112 3√9.128/251.88=37.06mm 该轴有一个键槽,最小直径增大5% dmin=37.06×(1+5%)=38.9mm 4、轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的配套方案 图纸在装配图上 Fa=1824N dmin=38.9mm （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直 径和长度。 2）初步选择滚动轴承。 轴上有径向载荷，同时也有小的轴向载 荷，选取角接触球轴承。根据d1=39mm。， 在轴承产品目录中初步选取角接触球轴承 7208AC，其尺寸为d×D×B=40mm×80mm×7208AC 18mm。d12=40mm，l12=18mm d12=40mm，3）同时查的7208Ac型轴承的定位轴肩高l12=18mm 度为h=3.5。所以d23=47mm。 d23=47mm 4）安装齿轮处，取齿轮距箱体内壁之间的 距离a=16mm，轴承应距箱体内壁s=8mm。

该减速箱内还有两根轴，综合考虑， l23=124mm。 l23=124mm 5）齿轮的左边取轴肩定位，，轴肩高度 h>0.07d，故取L34=14.5mm h=4mm，d34=55mm d34=55mm L34=14.5mm 6）安装齿轮处，取d45=50mm，l45=60-2=58mm d45=50mm 7）轴56处，d56=45mm，l56=44.5mm (3)键的选取 l45=58mm d56=45mm 轴I只有一个键，选择用平键，根据轴径l56=44.5mm 及所在轴的长度，选取尺寸为b×h× l=16mm×10mm×56mm。 5、求轴上的载荷。 支反力：F FH1=4740N FH2=5484N FNV1=2014N FNV2=1816N 弯矩M: MH1=305.73N·m MH2=456.807N·m MV1=129.9N·m MV2=152.34N·m MV3=951.60 MV4=150.73 总弯矩： M1=332N·m FH1=4740N FH2=5484N FNV1=2014N FNV2=1816N MH1=305.73N·m MH2=456.807N·m MV1=129.9N·m MV2=152.34N·m MV3=951.60 MV4=150.73 M1=332N·m M2=342N·m M3=1056N·m M4=481N·m 扭矩T: T=346N·m 6、按弯扭合成应力校核轴的强度。 M2=342N·m M3=1056N·m M4=481N·m T=346N·m 轴I的危险截面只有最大弯矩和扭矩的截 面，即截面c。根据上表数据，及轴单向 旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 α=0.6，计算轴的应力 σca1={√M3+（αT）}/W1=13.28MPa σca2={√M2+（αT）}/W2=0.33MPa σca1=13.28MPa σca2=0.33MPa 轴I的材料为45钢，调质处理，由表15-1 查得[α]=60MPa。因此安全。 对于轴III： 1、求轴III的功率P3、转速n3、转矩T3 P3= 8.677kw N3= 84.98r/min T3= 975.12 N?m 2、求作用在齿轮上的力 轴上的齿轮的分度圆直径d1=275.36mm Ft=2T3/d3=2×975120/275.36=7083N Fr=Fttanα/cosβ =7083×tan20°/cos13°43′11″ =2654N Fa=Fttanβ =7083×tan13°43′11″ =1729N 3、初步确定轴的最小直径 取系数A0=112，于是得 dmin=112 3√8.677/84.98=52.35mm 该轴有一个键槽,最小直径增大5% dmin=52.35×(1+5%)=54.96mm Ft=7083N Fr=2654N Fa=1729N dmin=54.96mm 轴I的最小轴径在安装联轴器处轴的直径 d12与联轴器的孔径相适应,故需要同时选 取联轴器的型号。 联轴器的计算转矩: Tca=KAT3=1.3×975.120=1268N·m Tca=1268N·m 计算所得Tca应小于联轴器的公称转矩的 条件,查手册,选取HL4弹性套柱销,其公HL4 称转矩为2000N·m。半联轴器的孔径 d1=56mm,故取d12=56mm,半轴联轴器长度d12=56mm L=112mm,半轴联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=84mm。 4、轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的配套方案 图纸在装配图上 L1=84mm （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直 径和长度。 1）为满足半轴联轴器的定位要求，1-2轴 段右端需要指出一轴肩,故取轴2-3段得 直径d23=62mm。轴承端盖的总宽度为20mm。d23=62mm 根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润 滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器 右端面间的距离l=30mm，取l23=50mm。 2）初步选择滚动轴承。 l23=50mm 轴上有径向载荷，同时也有小的轴向载 荷，选取角接触球轴承。根据d23=62。，在 轴承产品目录中初步选取深沟球轴承 7213AC，其尺寸为d×D×B=65mm×120mm ×23mm。同时查的6209型轴承的定位轴肩 高度为h=4.5。所以d34=d78=65mm。 3）取轴45段，d45=74mm，l45=86.5mm d34=d78=65mm d45=74mm 齿轮右端需要轴肩定位，轴肩为d56=84mm l45=86.5mm

L56=17mm 4）安装齿轮处，d67=72mm，l67=93mm d56=84mm L56=17mm 5）齿轮左边用套筒定位，d78=65mm，d67=72mm l78=43.5mm (3)键的选取 l67=93mm d78=65mm 轴I有2个键，选择用平键，在联轴器处，l78=43.5mm 根据轴径及所在轴的长度，选取尺寸为b ×h×l=16×10×80 5、求轴上的载荷。 支反力：F FH1=1786N FH2=868N FNV1=5758N FNV2=1325N 弯矩M: MH=140N·m MV1=452N·m MV2=214N·m 总弯矩： M1=473N·m M2=256N·mm 扭矩T: T=975.12N·m FH1=1786N FH2=868N FNV1=5758N FNV2=1325N MH=140N·m MV1=452N·m MV2=214N·m M1=473N·m M2=256N·mm T=975.12N·m 6、按弯扭合成应力校核轴的强度。 轴I的危险截面只有最大弯矩和扭矩的截 面，即截面c。根据上表数据，及轴单向 旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 α=0.6，计算轴的应力 σca={√M12+（αT）}/W=0.36MPa σca=0.36MPa 轴I的材料为45钢，调质处理，由表15-1 查得[α]=60MPa。因此安全。 七、滚动轴承的选择及校核计算 1、计算输入轴承 （1）已经n1=970r/min，初选轴承为 7209AC,两轴的受力： Fr1=√FH12+FV12=880N Fr2=√FH22+FV22=2479N 轴承内部轴向力： Fs1=0.68Fr1=598N Fs2=0.68Fr2=1686N (2)按设计图，轴承2为压紧端 Fa1={Fs1 Fs2-Fa}=933N Fa2={Fs2, Fs1+Fa}=1686N (3)求系数x、y 查表得e=0.68 Fr1=880N Fr2=2479N Fs1=598N Fs2=1686N Fa1=933N Fa2=1686N Fa1/FR1>0.68 X=0.41 Y=0.87 Fa2/FR2=0.68 X=1 Y=0 （4）计算当量动载荷P1、P2 查表13-6得 Fp=1.1 P1=fp(x1FR1+y1FA1)=1290N P2=fp(x2FR2+y2FA2)=2727N （5）轴承寿命计算 角接触轴承取ε=3 查手册得，7209AC型的Cr=40800N Lh=57544h>46080h 预期寿命足够 2、计算中间轴 P1=1290N P2=2727N （1）已经n=251.88r/min，初选轴承为 7208AC,两轴的受力： Fr1=√FH12+FV12=5150N Fr2=√FH22+FV22=5776N 轴承内部轴向力： Fs1=0.68Fr1=3502N Fs2=0.68Fr2=3928N Fr1=5150N Fr2=5776N Fs1=3502N Fs2=3928N (2)按设计图，轴承2为压紧端 Fa=976N Fa1={Fs1 Fs2-Fa}=3502N Fa2={Fs2, Fs1+Fa}=4478N (3)求系数x、y 查表得e=0.68 Fa1/FR1>0.68 X=0.41 Y=0.87 Fa2/FR2=0.68 X=0.41 Y=0.87 （4）计算当量动载荷P1、P2 查表13-6得 Fp=1.1 P1=fp(x1FR1+y1FA1)=5674N P2=fp(x2FR2+y2FA2)=5786N （5）轴承寿命计算 角接触轴承取ε=3 查手册得，7209AC型的Cr=40800N Lh=170240>46080h 3、输出轴承的寿命计算 Fa=976N Fa1=3502N Fa2=4478N P1=5674N P2=5786N （1）已经n=84.98r/min，初选轴承为 72013AC,两轴的受力：

Fr1=√FH12+FV12=6029N Fr2=√FH22+FV22=1584N 轴承内部轴向力： Fs1=0.68Fr1=4100N Fs2=0.68Fr2=1077N (2)按设计图，轴承2为压紧端 Fa=1729N Fa1={Fs1 Fs2+Fa}=4100N Fa2={Fs2 Fs1-Fa}=2371N (3)求系数x、y 查表得e=0.68 Fa1/FR1>0.68 X=0.41 Y=0.87 Fa2/FR2>0.68 X=0.41 Y=0.87 （4）计算当量动载荷P1、P2 查表13-6得 Fp=1.1 P1=fp(x1FR1+y1FA1)=4987N P2=fp(x2FR2+y2FA2)=2262N （5）轴承寿命计算 角接触轴承取ε=3 Fr1=6029N Fr2=1584N Fs1=4100N Fs2=1077N Fa=1729N Fa1=4100N Fa2=2371N P1=4987N P2=2262N 查手册得，7209AC型的Cr=40800N Lh=465027>46080h 九、 键的校核 1、轴径d1=35mm，L1=60mm得： A型平键，10×8，l=L1-b=50mm T1=93.59N·m h=8mm σp= 4T1/dhl=4×93590/35×8×σp=26.27MPa 50=26.27MPa>110MPa 2、轴径d2=47mm，L1=58mm得： A型平键，14×9，l=58-14=44mm T1=346.09N·m h=9mm σp= 4T2/dhl=4×346090/47×9×σp=74.38MPa 44=74.38MPa>110MPa 3、轴径d3=70mm，L1=93mm得： A型平键，20×12，l=93-20=73mm T1=975.12N·m h=12mm σp= 4T2/dhl=4×975120/70×12×σp=6.36MPa 73=6.36MPa>110MPa

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