机械设计课程设计报告斗式提升机传动装置的设计.pdf

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1、目录目录一、传动方案拟定一、传动方案拟定3 3二、电动机选择二、电动机选择4 4三、计算总传动比及分配各级的伟动比三、计算总传动比及分配各级的伟动比6 6四、运动参数及动力参数计算四、运动参数及动力参数计算7.7.五、皮带轮传动的设计五、皮带轮传动的设计8 8六齿轮设计六齿轮设计一一高速级齿轮传动齿轮设计高速级齿轮传动齿轮设计1111二二 低速级齿轮传动齿轮设计低速级齿轮传动齿轮设计1616七、轴的设计七、轴的设计I I轴的设计轴的设计2121II II 轴的设计轴的设计2525IIIIII 轴的设计轴的设计3030八八键联接的校核计算键联接的校核计算3434九九 滚动轴承的校核计算滚动轴承的

2、校核计算3636十十 减速器箱体的设计减速器箱体的设计3737第二组：垂直斗式提升机传动装置第二组：垂直斗式提升机传动装置1.设计条件：1)机械功用:由料斗把散状提升到一定高度.散状物料包括:谷物,煤炭,水泥,砂石等；2)工作情况:单向工作,轻微振动;3)运动要求:滚筒转速误差不超过 7%;4)使用寿命:八年,每年 300 天,每天 16 小时；5)检修周期:半年小修,二年大修;6)生产厂型:中型机械制造厂；7)生产批量:中批生产。2.原始数据：滚筒圆周力 F=4000N；滚筒圆周速 V=1.3m/s；滚筒直径 D=350mm；一、传动方案拟定一、传动方案拟定为了估计传动装置的总的传动比范围，

3、以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速 nw,即：V=*D*nw/（60*1000）n 筒=60*1000*V/(*D)=71 r/min选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机 n=71r/min作为传动方案的原动机，因此传动装置的传动比约为i=1421,根据传动比值可初步拟定以二级传动为主的多种传动方案。根据所给的带式传动机构，可将减速器设计为二级展开式减速器。二、电动机选择二、电动机选择1、电动机类型的选择：根据工作条件和工作要求，先用一般用途的 Y（IP44）系列三相异步电动机，它为卧式封闭结构。2、电动机功率选择：（1）传动装置的

4、总功率：总=带3轴承2齿轮联轴器滚筒=0.960.9930.9720.990.96=0.833(2)电机所需的工作功率：P工作=PW/总=FV/（1000总）=40001.3/(10000.833)=6.243KW(3)电动机的额定功率 P工作根据工作功率可以查知 Ped=7.5W总=0.833P=6.24KW工(4)电动机的转速 n电动机计算滚筒工作转速：V=*D*nw/（60*1000）n 筒=60*1000*V/(*D)=71 r/min按手册 P7 表 1 推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动二级减速器 传动比范围Ia=36。取 V 带传动比I1=24，则总传动比理时范围为 Ia=18

5、96。故电动机转速的可选范围 为 nd=Ian71=127810224r/min符合这一范围的同步转速有 3000 和 1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有二种适用的电动机型号：因此有二种传动比方案如下表：筒V=71r/min=（1896）方案电动机型号额定电动机转速满质总带传传高速低速功同量动动比比7040.3858120.328级级II率步载1Y132S2-27.530294.53.033.33800002Y132M-47.515140040综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2 方案比较适合，则选n=1500r/min。4、确定电动机型

6、号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选用传动比的要求，可选用 Y132M-4 型号电动机。其 主 要 性 能：额 定 功 率：7.5KW，满 载 转 速1440r/min，最在转矩/额定转矩=2.3，质量 81kg。三、计算总传动比及分配各级的伟动比三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1441/71=20.2822、分配各级传动比1）据指导书，取带传动比为 2，低速级圆柱齿轮传动比i总=20.282为 3。2）i总=i带i齿轮低i齿轮高i齿轮高=i总/i齿轮低i带=20.282/(23)=3.38i齿轮高/i齿轮低=1.1261.1传动比分配合

7、适。n0=1440r/minnI=720r/minnII=213r/minnIII=71r/minP0=7.5KWPI=7.2KWPII=四、运动参数及动力参数计算四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）n0=n 电机=1440r/minnI=n0/i带=1440/2=720 r/minnII=nI/i齿轮高=720/3.38=213(r/min)nIII=nII/i齿轮低=213/3=71(r/min)2、计算各轴的功率（KW）P0=Ped=7.5KWPI=P0带=7.5 0.96=7.2KWPII=PI齿轮轴承=7.20.970.99=6.91416KWPIII=PII轴承

8、齿轮=6.914160.970.99=6.6397KW3、计算各轴扭矩（Nmm）T0=9.55103P0/n0=9.551037.5/1440=49.74NmTI=9.55103PI/nI=9.551037.2/720=95.5 NmTII=9.55103PII/nII=9.551036.91416/213=310 NmTIII=9.55103PIII/nIII=9.551036.6397/71=893.09 Nm项目电动机轴转速（r/min）功率（kw）转矩（Nm）传动比6.9142KWPIII=6.64KW低速轴21371低速轴T0=49.7NmTI=95.5N 高速轴72014407.5

9、49.747.295.56.913106.64893.09mTII=310N m23.383TIII=893Nm五、皮带轮传动的设计五、皮带轮传动的设计已知：普通 V 带传动，电动机功率 P=7.5KW，转速N0=1440r/min，传动比为 i=2，每天工作 16 小时1.确定计算功率 PCA查表 8-7 可知工作情况系数 KA=1.3PCA=KAP=1.37.5=9.75KW2.选择普通 V 带截型根据 PCA和 N0由图 8-10 可知应选取 A 型带3确定带轮基准直径，并验算带速1）初选小带轮的基准直径，由表 8-6 和 8-8，取小带轮的基准直径 dd1=125mm2）验算带速V=（

10、dd1N0）/（601000）=9.42m/s因为 5m/sV1200（适用）5.确定带的根数1)计算单根 V 带的额定功率根据课本表（8-4a）P0=1.92KW根据课本表（8-4b）P1=0.17KW根据课本表（8-5）K=0.96根据课本表（8-2）KL=0.99由课本 P83 式（5-12）得Z=PCA/P=PCA/(P1+P1)KKL=9.75/(1.92+0.17)0.960.99=4.665所以取 5 根 V 带。6计算单根 V 带的初拉力的最小值a0=500mmLd=1600mma=502mm由课本表 8-3 查得 q=0.1kg/m，单根 V 带的最小初拉力：(F0)min=

11、500PCA（2.5/K-1）/(ZV K)+qV2P0=1.92KW=5009.75(2.5/0.96-1)/(59.420.96)+0.1P1=0.17KW9.422N=163.13N7计算压轴力作用在轴承的最小压力 FpK=0.96KL=0.99Fp=2ZF0sin1/2=25163.13sin166.248/2=1619.57NZ=5(F0)min=163.13N六齿轮设计六齿轮设计(一一)高速级齿轮传动齿轮设计高速级齿轮传动齿轮设计已已知知：输入功率 PIII=7.2KW,小齿轮的转速 n1=720r/min，传动比为 I=3.38，工作寿命 8 年，每天工作16 小时，每年 300

12、 天，传动输送机轻微振动，单向工作。1选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数1）按拟定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2）因为滚筒为一般工作器，速度不高，选用法级精度（GB 10095-88）。3)材料选择，由表 10-1 选择小齿轮材料为 40 Cr(调质)，硬度为 275HBS，大齿轮选用45 钢（调质），硬度为240HBS 二者材料相差为 30HBS。Fp=1619.57N4）选用小齿轮齿数为 Z1=25，则 大齿轮的齿数为Z2=3.3825=84.5，取 Z2=85。5）选用螺旋角：初选螺旋角为=1502按齿面接触疲劳强度设计由 d1t确定有关参数如下：1)传动比 i=3.38实 际 传

13、 动 比 I0=85/25=3.4,传 动 比 误 差：(i-i0)/I=(3.4-3.38)/3.38=0.59%=54mm2)计算圆周速度V=（ddtN0）/（601000）=2.04m/s3)计算齿宽系数 b b 以及模数 mntb=dd1t=154=54mmmnt=(d1t*cos150)/Z1=2.09h=2.25mnt=4.69mmb/h=11.5=517MPa4）计算纵向重合度=0.318*d*Z1*tan=0.318*tan150251=2.135)计算载荷系数 K=528.5MPaV=2.04m/s使用系数KA=1.25,根据 V=2.04m/s,7 级精度，KV=1.09由

14、表 10-4 查得 KHKF=1.32由表 10-3 查得 KH=KH=1.1K=KAKVKHKH=1.25*1.09*1.419*1.1=2.136)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由d1=d1t（K/Kt）1/3得d1=54（2.13/1.4）1/3=62.11mm7)计算模数 mnmn=d1*cos/z1=2.4b=54mm=1.419 由表 10-13 查得mnt=2.09h=4.69mmb/h=11.5=2.13KA=1.25KV=1.09KH=1.419KF=1.32KH=1.1KH=1.1d1=62.11m3.按齿根弯曲强度设计mn=(1)确定参数1）计算载荷系数K=KA

15、KVKFKF=1.25*1.09*1.1*1.32=1.982)根据纵向重合度数 Y=0.883)计算当量齿数，由图 10-28 查得螺旋角影响系mmn=2.4K=1.98Y=0.88ZV1=Z1/(cos)3=27.74ZV2=Z2/(cos)3=94.324)齿形系数 YFa和应力修正系数 YSa根据齿数 Z1=25,Z2=85 由表 6-9 相得YFa1=2.56YSa1=1.607YFa2=2.19YSa2=1.785)由图 10-20c 查知小齿轮弯曲疲劳强度FE1=520MPa,大齿轮的弯曲强度极限FE2=480MPa由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.88，KFN

16、2=0.91 ZV1=27.746)计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数 S=1.5F1=KFN1FE1/S=0.88*520/1.5=293.33F2=KFN2FE2/S=0.91*480/1.5=291.28)计算大小齿轮的 YFaYSa/F并加以比较YFa1YSa1/F=2.56*1.607/293.33=0.0014025YFaYSa/F=2.19*1.78/291.2=0.013387小齿轮的数值大（2）设计计算ZV2=94.32YFa1=2.56YSa1=1.607YFa2=2.19YSa2=1.78FE1=520MPaFE2=480MPamn对于比较计算结果，由齿面接触疲劳强

17、度计算的法面S=1.5F1=293.33F2=291.2Z1=30Z2=101a=136mm模数 mn，取 mn=2mm 已满足要求，但是为了同时满足接触疲劳强度，需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=62.1mm 来计算应有的齿数，于是Z1=d1 cos150/mn=62.1*cos150/2=29.99,取Z1=30Z2=i*Z1=3.4*30=102,为了与小齿互质，取 Z2=1014几何尺寸计算（1）计算中心距a=(Z1+Z2)*mn/(2*cos)=(30+101)*2/(2*cos150)=135.62mm将其圆整为 a=136mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arcco

18、s(Z1+Z2)*mn/(2*a)=arccos(30+101)*2/(2*136)=15.5850由于改变不多，故参数等不必修正。（3）计算大小齿轮分度圆直径d1=Z1*mn/cos=30*2/cos150=62.12mmd2=Z2*mn/cos=101*2/cos 150=209.12mm(4)计算齿轮宽度B=dd1=1*62.12=62.12mm经圆整后，取 B1=70mm,B2=65mm二低速级齿轮传动齿轮设计二低速级齿轮传动齿轮设计=15.5850已已知知：输 入功率PII=6.91KW,小齿轮 的转 速 n1=213r/min，传动比为 I=3.38，工作寿命 8 年，每天工作d1

19、=62.12m16 小时，每年 300 天，传动输送机轻微振动，单向工作。m1选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数1）按拟定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。d2=209.mm2）因为滚筒为一般工作器，速度不高，选用法级精度（GB10095-88）。B1=70mm3)材料选择，由表10-1 选择小齿轮材料为 40 Cr(调质)，B2=65mm硬度为 275HBS，大齿轮选用45 钢（调质），硬度为240HBS 二者材料相差为 30HBS。4）选用小齿轮齿数为 Z1=24，则大齿轮的齿数为Z2=324=72。2按齿面接触疲劳强度设计由 d1t 2.32确定有关参数如下：1)传动比 i=32)由课本

20、表 10-7 取d=0.83)选取载荷系数 Kt=1.34)由 表10-6查 知 材 料 的 弹 性 影 响 系 数ZE=189.8MPa1/25)由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=580MPa 和大齿轮的接触疲劳强度极限=500MPa6)计算两齿的循环次数N3=60*n2*j*Lh=602131(163008)=5.53108N4=N3/3=2.31106由图 10-19 取疲劳寿命系数 KHN3=0.95，KHN3=0.987）计算接触疲劳许用应力d=0.8Kt=1.3=取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，由式（10-12）580MPa可知：33=KHN3*/

21、S=0.95580=551MPa/S=0.98*500=490MPa=500MPaN3=5.53108N4=2.31106=KHN4*1+=(2)/2=(540+517)/2MPa=528.5MPa(2)计算1）试计算小齿轮分度圆直径 d1t,由上述公式可得d3t=107.945mm2)计算圆周速度V=（d3tN0）/（601000）=1.2m/s3)计算齿宽系数 b b 以及模数 mntb=dd1t=0.8107.94=86.35mmmt=d3t/Z1=107.94/24=4.4975h=2.25mt=10.119mmb/h=8.5344)计算载荷系数 K使用系数 KA=1.25,根据 V=

22、1.2m/s,7 级精度，KV=1.06由表 10-4 查得 KH=1.301 由表 10-13 查得 KF=1.26V=1.2m/s由表 10-3 查得 KH=KH=1K=KAKVKHKH=1.25*1.06*1.301*1=1.7245)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由d3=d3t（K/Kt）1/3得d1=107.945（1.724/1.3）1/3=118.59mm6)计算模数 mnmt=d3/z3=4.943.按齿根弯曲强度设计mt=(1)确定参数1）计算载荷系数K=KAKVKFKF=1.25*1.06*1*1.26=1.672)齿形系数 YFa和应力修正系数 YSab=86.

23、35mmmt=4.4975h=10.119mmb/h=8.534K=1.724根据齿数 Z3=24,Z4=72 由表 6-9 相得YFa3=2.65YSa3=1.58YFa4=2.236YSa4=1.7343)由图 10-20c 查知小齿轮弯曲疲劳强度FE3=450MPa,大齿轮的弯曲强度极限FE4=410MPad1=118.59mmmt=4.94由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN3=0.93，KFN4=0.974)计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数 S=1.4F3=KFN1FE1/S=0.93*450/1.5=298.93MPaF4=KFN2FE2/S=0.97*410/1.

24、5=284.07 MPa5)计算大小齿轮的 YFaYSa/F并加以比较YFa3YSa3/F3=2.65*1.58/298.73=0.01401YFa4YSa4/F4=2.236*1.754/284.07=0.01381（2）设计计算m=3.157=3.157K=1.67YFa3=2.65YFa4=2.236YSa3=1.58YSa4=1.734FE4对于比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m，取 mn=4mm 已满足要求，但是为了同时满足接触疲劳强度，需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=118.59mm 来计算应有的齿数，于是Z3=d3/m=118.59/4=30Z4=i*Z3=

25、904几何尺寸计算=410MPaKFN3=0.93KFN4=0.97F3=298.9MPa（1）计算中心距a=(Z3+Z4)*m/2=(30+90)*4/2=240mm（2）计算大小齿轮分度圆直径d3=Z3*m=30*4=120mmd4=Z4*m=90*4=360mm(3)计算齿轮宽度B=dd3=0.8*120=100mm经圆整后，取 B4=96mm,B3=100mm5大带轮结构设计如下图所示：F 4=284MPaZ3=30Z4=90a=240mmd3=120mmd4=360mmB4=96mmB3=100mm七、轴的设计七、轴的设计I I 轴的设计轴的设计已知：PI=7.2KW，nII=720

26、r/min,TI=95.5 Nm,B=70mm1.求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮直径为 d=62.12mm,Ft=2*TI/d=2*95.5*1000/62.12mm=3074.69NFr=Fttan=3074.69*tan200=1158.57N2.初选轴的最小直径先按式 d=A。，选轴为 45 钢，调质处理。根据表Ft=3074.7NFr=1158.6N15-3，取 A。=125，于是得（dmin）=125*=26.93mm因为中间轴上开有键槽，所以应增大 7%，所以dmin=（dmin）（1+7%）=28.32mm轴上的最小直径显然出现在轴承上。3轴的结构设计（2）根据轴向定位要求确

27、定轴的各段长度和直径1）初步选用滚动轴承，因轴承中同时受径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据dmin=28.32mm,由轴承产品中初步选取 0 基本游隙组，标准精度等级的角接触轴承 7207AC 轴承，其尺寸是 dDB=3572117,所以 dI-II=35mm即 dI-II=d-=35mm2）I-II 段左端要有一轴肩，故取 dII-III=32mm，右端用轴承档圈定位，搂轴端直径取档圈直径D=35mm，由于皮带与轴的配合长度为 56mm，为了保证轴端档圈只压在皮带轮上而不压在轴上，故取 LI-II=54mm。3）II-III 段的轴头部分 LII-III=50mmII

28、I-段部分 LIII-=35mm-段部分 L-=41mm-段部分 L-=41mm4）取两齿轮齿面距箱体内壁 a1=15mm,两齿面距离为dmin=28.3mma2=15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁S，取S=8mm,倒角 R=2mm5）轴上零件的周向定位齿轮与轴之间用平键连接。齿轮与轴之间的键选取 bh=8mm7mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为 40mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。6）确定轴上圆角和倒角的尺寸a1=15mma2=15mm参照表 15-2，取轴端倒角为

29、2450，各轴肩处圆角半S=8mm径依表查得。4 4求轴上载荷求轴上载荷载荷载荷支反力支反力 F F（N N）水平面水平面Fax=1634Fbx=3175.2Fp=1734.5弯矩弯矩 MM（Nmm）总弯矩总弯矩（Nmm）垂直面垂直面Fay=866.43Fby=-144.65MH1=95589.05MH2=154370.5M1=108195.9MV1=50686.16MV1=-25097.07M2=98828.98扭矩扭矩TII=95500 Nmm5.5.按弯扭合成应力校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的截面（即最危险截面）的强度，按式 15-5

30、 能上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力：ca=38.4MPa首选材料为 40Cr，调质，由表 15-1 查-1=70MPa因此ca=A。，选轴为 45 钢，调质处理。根据表Ft2=2965NFr2=1117NFa2=795NFt1=5167NFr1=1881N15-3，取 A。=118，于是得（dmin）=118*=37.6mm因为中间轴上开有两面个键槽，所以应增大 7%，所以dmin=（dmin）（1+7%）=40.232轴上的最小直径显然出现在轴承上。3轴的结构设计（2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径1）初步选用滚动轴承，因轴承中同时

31、受径向力和轴向力 dmin=40mm的伯用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据dI-II=40.232mm,由轴承产品中初步选取 0 基本游隙组，标准精度等级的角接触轴承 9309AC 轴承，其尺寸是 dDB=458518,所以 dI-II=45mm即 dI-II=d-=45mm2)II-III 段的轴头部分 LII-III=50mmIII-段轴头部分 LIII-=54mm-段轴肩部分 L-=64mm-段部分 L-=54mm3）取两齿轮齿面距箱体内壁 a1=15mm,两齿面距离为a2=15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁S，取S=10mm,倒角 R=2mm，B2=65mm.B1=100m

32、m,L=2*R+B1+B2+2*a1+a2+2*S+2B=2*2+65+100+2*15+15+2*10+2*19=272mm4）轴上零件的周向定位齿轮与轴之间用平键连接。斜齿轮与轴之间的键选取 bh=16mm10mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为 50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；直齿轮与轴之间的键选取 bh=14mm9mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为 82mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的，此处L=272mm选轴的直径尺寸公差为 m6。5）确定轴上圆角和

33、倒角的尺寸参照表 15-2，取轴端倒角为 2450，各轴肩处圆角半径依表查得。4 4求轴上载荷求轴上载荷载荷载荷支反力支反力 F F（N N）弯矩弯矩 MM（Nmm）总弯矩总弯矩（Nmm）扭矩扭矩TII=310000 Nmm水平面水平面FNH1=4211.25FNH2=3920.65MNH1=-355859MNH2=262683.2M1=-364332.8167垂直面垂直面FNV1=942.11FNV2=178.11MNV1=-78120.25MNV1=11933.48M2=262954.125.5.按弯扭合成应力校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承客观存在最大弯

34、矩的截面（即最危险截面）的强度，按式 15-5 能上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力：ca=32.725MPa首选材料为 45 钢，调质，由表 15-1 查-1=60MPa因此ca=A。，选轴为 45 钢，调质处理。根据表Ft=4961.8N15-3，取 A。=112，于是得（dmin）=112*=50.835mm因为中间轴上开有键槽，所以应增大 7%，所以dmin=（dmin）（1+7%）=52.36mm3轴上的最小直径显然出现在安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选 Fr=1805 N取联轴器型号。联轴器的

35、计算转矩Tca=KAT3,查表14-1可知考虑到转矩变化很小，故取 KA=1.7，则Tca=1.7*893.69=1518.353Nm按照计算转矩 Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB5014-85，选用 HLS 弹性柱销联轴器，其公称转矩 为 2000N m，故 取 dI-II=55mm,半 联 轴 器 长 度 dmin=L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=107mm4轴的结构设计52.36mmKA=1.7Tca=1518.353Nm（2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II 段右端制出一轴肩，故取II-III 段 dII

36、-III=62mm，左端用轴端档圈定位，按轴端直径取档圈直径 D=65nn，半联轴器与轴配合的毂孔 L1=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，帮 I-II 段的长度 L 略短一些，现取 LI-II=140mm。2）初步选用滚动轴承，因轴承中只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 dII-III=62mmm,由轴承产品中初步选取 0 基本游隙组，标准精度等级的深沟球轴承 6013,轴承，其尺寸是 dDB=6514018,所以 dIII-=65mm,LIII-=35mm。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，同手岫上查得6013 开支轴承的定位轴肩高度 h=

37、6mm，因此取 d-=77mm。3）取安装齿轮处的轴段VI-VII的直径dVI-VII=70mm，L1=107mmLI-II=140mm齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 96mm，为了方便套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段略短于轮毂宽度，故取LVI-VII=92mm。齿轮的左端采用轴肩 定位，轴肩高度 h0.07d,故取h=6mm，则轴环的 dV-VI=89mm。轴环宽度 b1.4h，取 LV-VI=12mm。4）取齿轮齿面距箱体内壁 a1=17mm,两齿面距离为a2=15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁S，取S=8mm,倒角 R=2mm。5 5）轴上零件的周向定位）

38、轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴之间的周向定位均用平键连接。齿轮与轴之间的键选取 bh=20mm12mm,键槽用a1=17mm键槽铣刀来加工，长为 90mm，同时为了保证齿轮与轴配a2=15mm合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；S=8mm同样，半联轴器与轴的连接键选取 bh=16mm10mm,R=2mm键槽用键槽铣刀来加工，长为 100mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。5）确定轴上圆角和倒角的尺寸参照表 15-2，取轴端倒角为 2450，各轴肩处圆角

39、半径依表查得。4 4求轴上载荷求轴上载荷载荷载荷支反力支反力 F F（N N）弯矩弯矩 MM（Nm）总弯矩总弯矩（Nm）扭矩扭矩TII=893130Nmm水平面水平面FNH1=1714.61FNH2=3247.22MH=290.63MNH2=262683.2M1=309.28垂直面垂直面FNV1=624.07FNV2=1181.89MV1=105.78MV2=105.78M2=309.285.5.按弯扭合成应力校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的截面（即最危险截面）的强度，按式 15-5 能上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力

40、，取=0.6，轴的计算应力：ca=18.37MPa首选材料为 45 钢，调质，由表 15-1 查-1=60MPa因此ca-1，故安全。ca=八键联接的校核计算八键联接的校核计算1输入轴I 轴键的较核18.37MPa由于键、轴、轮毂的材料分别是钢、合金、铸铁，由表6-2 查得许用挤压应力 p=50-60MPa，取其平均值 p=55MPa,键的工作长度 L=40mm，键与轮毂、键槽接触高度 K=0.5h=0.5*7=3.5mm，由式（6-1）得p=2T*103/(kld)=2*75.5*103/(3.5*40*28)=48.7MPa=p故键满足强度要求。2中间轴上键II 轴键的校核由于键 1、轴、

41、轮毂的材料分别是钢，由表 6-2 查得许用 挤 压 应 力 p=100-120MPa，取 其 平 均 值 p=p=110MPa,键的工作长度 L=50mm，键 1 与轮毂、键槽 48.7MPa接触高度 K1=0.5h=0.5*10=5mm，由式（6-1）得p=2T*103/(kld)=2*309.8*103/(5*50*50)=49.57MPa=p故键 1 满足强度要求。键 2 的工作长度 L=82mm，键 2 与轮毂、键槽接触高度 K1=0.5h=0.5*9=4.5mm，由式（6-1）得p=2T*103/(kld)=2*309.8*103/(4.5*82*54)p=49.57MPa=31.1

42、MPa=p故键 2 满足强度要求。3.输出轴III 轴键的校核由于键 1、轴、轮毂的材料分别是钢，由表 6-2 查得许 K1=4.5mm用 挤 压 应 力 p=100-120MPa，取 其 平 均 值 p=110MPa,键的工作长度 L=90mm，键 1 与轮毂、键槽p=31.1MPa接触高度 K1=0.5h=0.5*12=6mm，由式（6-1）得p=2T*103/(kld)=2*89.13*103/(6*90*55)=47.26MPa=p故键 1 满足强度要求。键 2 的工作长度 L=100mm，键 2 与轮毂、键槽接触高度 K1=0.5h=0.5*10=5mm，由式（6-1）得p=2T*1

43、03/(kld)=2*893.13*103/(4.5*82*54)=65MPa=p故键 2 满足强度要求。p=47.26MPa九滚动轴承的校核计算九滚动轴承的校核计算1、计算输入轴上的轴承校核由式（13-6）得 C=1.192*7.457=8.890.68当量动载荷Pr=0.41*FR+0.87*FA=0.710.68由式（13-6）得C=p=65MPaC=8.89=1.15*4.97=5.72Cr此轴承合格3.计算中间轴 III 轴轴承的校核由 于 轴 向 力 几 乎 为 零，因 此，径 向 当 量 动 载 茶Pr=Fr=1.6KN由式（13-6）得C=C=5.72Pr=Fr=1.6KNC=

44、6.23MP=1.806*3.45=6.23MPa=da2/2+(3050)+,其中 da2为大齿轮及圆径，为箱底面到箱座油池底面的距离，再根据浸油深度，修订箱座高度。2箱体要有足够的刚度（1）箱体的厚度：箱体应有合理的厚度，轴承座箱体底座等处承受的载茶较大，壁厚座厚些。（2）轴承座螺栓凸台的设计：为提高轴承座的刚度，轴承座两的联接螺栓应尽量靠近，需加轴承座旁设置螺栓凸台。（3）设置加强肋板:为了提高轴承座附近箱体的刚度，在平壁式箱体上可适当设置加强肋板。3.箱体外轮廓的设计箱盖顶部外轮廓常以圆弧和直线组成。大齿轮所在一侧的箱盖外表面圆弧半径，R=da2/2+轮齿顶圆直径，为箱盖厚度。+*da2为大齿高速轴一侧箱盖外廓，圆弧半径根据结构由作图决定。若取 RR，画出箱盖圆弧，则螺栓凸台将位于箱盖圆弧外侧。4.箱体凸缘尺寸轴承座外端面应向外凸出 510mm，以便切削加工。箱体内壁到轴承座孔外端面的距离 L1（轴承座孔长度）为：L1=+l1+l2+(5-10)mm箱体凸缘联接螺栓应合理布置，螺栓间距不宜过大，一般不大于 150200mm。5.导油沟的形式和尺寸当利用箱体传动件溅起来的油润滑轴承时，通常在箱座的凸缘面上开设导油沟。导油沟可以铸造，也可以铣制而成。