带式输送机传动装置课程设计.docx

目录第一部分设计任务书1第二部分传动方案分析2第三部分电动机的选择计算3第四部分传动装置运动和动力参数的选择计算4第五部分传动零件的设计及计算5一、齿轮设计计算51、1轴和2轴啮合齿轮设计计算52、2轴和3轴啮合齿轮设计计算10二、链轮的设计计算13第六部分减速器轴及轴承装置、联轴器、键的设计计算16一、1轴及轴上联轴器、轴承、键的设计计算16二、2轴及轴上轴承、键的设计计算20三、3轴及轴上轴承、键的设计计算24第七部分润滑和密封方式的选择、润滑油和牌号的确定27第八部分箱体及附件的结构设计和选择27第九部分设计小结3030第十部分参考资料第一部分、设计任务书设计题目：带式输送机传动方案：电机一两极圆柱齿轮（直齿或斜齿）减速器f链传动f工作机设计参数:输送带的牵引力F,（KN）输送带的速度V,（ms）提升机鼓轮的直径D,（mm）70.35300设计要求：1）输送机运转方向不变，工作载荷稳定2）输送带鼓轮的传动效率取为0.973）工作寿命为8年，每年300个工作日。每工作日16小时设计内容：1）装配图1张2）零件图3张3）设计说明书一份指导老师：夏红梅第二部分、传动方案分析题目：带式输送机传动装置.传动方案：电机f两极圆柱齿轮(直齿或斜齿)减速器f链传动f工作机设计参数：传动方案输送带的牵引力F,(KN)输送带的速度V,(ns)提升机鼓轮直径D,(mm)两级齿轮减速+链传动70.35300设计要求：1) .输送机运转方向不变，工作载荷稳定。2) .输送带鼓轮的传动效率取为0.97o3) .工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16小时。4) 带式输送机提升物料：谷物、型沙、碎矿石、煤等等。特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。由于高速级直接接电动机输出轴，所以高速级宜用圆柱斜齿轮，低速级用圆柱直齿轮。装置分布如图：1、输送带鼓轮2、链传动3、减速器4、联轴器5、电动机辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔，吊环螺钉，吊耳和吊钩,定位销，启盖螺钉,轴承套,密封圈等。各主要部件选择:动力源齿轮链传动联轴器轴承电动机圆柱直齿轮和斜齿轮单排滚子链弹性联轴器滚子轴承第三部分电动机的选择计算按照工作要求和条件选用一般用途的Y系列三相异步电动机。(1) 电动机容量工作机所需功率PW按以下公式计算Pw=FJwIoOo小根据已知条件,将输送带的阻力Fw=7000N、输送带速度Vw=O.35ms,带式输送机的效率卬=0.97代入上式得Kw=2.53KwC7000×0.35Pw=1000×0.97电动机的输出功率Po按以下公式计算Po=生KW式中一从滚筒到电动机之间的总的传动功率，其值按展以成承联搅油/计算查表两对齿轮传动的效率齿都取0.98；每对(共四对)滚动轴承的效率%由承都取0.99,联轴器效率(弹性联轴器)联取0.99,减速器的搅油效率搅油取0.96,链传动效率取0.96.所以总效率为="力&承联搅油钵=0.982X0.994X0.99X0.96X0.96=0.84所以电动机的输出功率为Po=&=KW=3.OlKw0.84查表，取电动机的额定功率为PmFkw(2) 电动机的转速滚筒转速为rmin=22.28rmin60K60×0.35×1000nw=Dr300查表推荐各种机构传动比范围，取单级圆柱齿轮的传动比为12=3u5;z23=3u5,链传动比九二2口3.5,则总传动比范围为i=23彳4=(3x3x25×5×3.5)=1887.5所以电动机的转速可选择范围相应为'=，=（18口87.5）×22.28rmin=401.04U1949.5rmin电动机同步转速符合这一范围的有750rmin,1000rmin,1500rmin三种。为降低电动机重量和价格，查表可选取同步转速为1500rmin的Y系列电动机，型号为YU2M4；其满载转速为fl,=1440r/Inin.第四部分传动装置运动和动力参数的选择计算1、传动装置的总传动比及各级传动比（1） 传动装置的总传动比nw144022.28=64.63（2） 分配各级传动比1）初步确定传动比，各级传动比与总传动比的关系为Z=,12,23z34i646?初选链传动比九=3.2则，减=Z12Z23=:=20.20L3.2可取心二(L2LJ1.4)Z23,即Zst=Z12Z23=(1.2u1.4)当，得L=3.804.10,取%=4.05_ 20.20工 4.05=5.00至此，初步确定i2=5.00,Z23=4.05,Z34=3.22、计算传动装置运动参数和动力参数1） 0轴（电动机轴）的输出功率，转速和转矩Po=3.OlKwn,nm=1440rminOmp3OlTo=9550-=（9550×）N.m=19.96N.mnm1440m2）1轴（高速轴）的输入功率、转速和输入转矩。从。轴到1轴，只经过联轴器传动，所以z7o=P=Po%=3.01X0.99Kw=2.98Kw=O=1440rminpO98T.=9550X'=9550XN.m=19.76N.m%14403） 2轴（中间轴）的输入功率、转速和输入转矩。从1轴到2轴，经过一对轴承，一对齿轮啮合传动，所以P2=闻2=P刃齿轴承=2.98×0.99×0.98kw=2.89kw%=3=1"°r/min=288rmin彳252897；=955OX二Nm=95.87Nm2 2884）3轴（低速轴）的输入功率、转速和输入转矩。从2轴到3轴，经过一对轴承，一对齿轮啮合传动，所以Py=p223=死"齿"釉承=2.89X0.99X0.98KV=2.8OhV%=288/mg=71.11rminz234.05OQQ7；=9550XN.m=376.70Mm3 71.115）4轴（鼓轮轴）的输入功率、转速和输入转矩。从3轴到4轴，经过一对轴承，一对链传动，还要考虑搅油效率，所以p4=P3%4=必轴燧搅油=2.80×0.99×0.96×0.96vv=2.56Zw=2=ZLU=22.22i343.2255T.=9550×N,m=OONjn422.22第五部分传动零件的设计及计算一、齿轮设计计算1、2轴啮合齿轮设计计算1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数D按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮。2） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。3） 材料选择。查表选择小齿轮材料为40Cr（调质）,硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS,两者材料硬度差为40HBS。4） 选择小齿轮齿数为Z1=24,大齿轮齿数Z2=5×24=120o5） 选取螺旋角。初选螺旋角£二14°。按公式心偿手I耸M（1） 确定公式内的各计算数值1）试选（=1.6。2）计算小齿轮传递的转矩。p298工=95.5X10'X'=95.5X10'X=1.976×104N.mn114403）查看区域系数Z”图选取ZH=2.433.4）查看标准圆柱齿轮传动的端面重合度4,查得%=0.76,a2=0.84,则=+%2=L60。5）查看表格选取齿宽系数弧二L6）查表得到材料的弹性影响系数Z£=189.8M&"7）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限bmim=600Upa;大齿轮的接触疲劳强度极限6hm2=550Mpao8)计算应力循环次数Nl=0)HJLh=60×1440×l×(16×300×8)=3.318×109l,318×100603x1092Z125.09)取接触疲劳寿命系数K"N=0.92,KHN2=1.0310)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=I,则El=K=I/ml=092X600MPa=552MPaSll2=一的限=.03X550MPa=566.5MPaSn"*"/2552+566.5qocat/pll=ii=MPa=559.25MpQ（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径4,，由计算公式得2×1.6x1.976×1042.433x189.812559.25-Jmm= 31 .S6mn1）计算圆周速度。v=d60×10007x31.86x144060x1000m/s - 2 AOm / s2）计算齿宽b及模数町b=A = 1×31.86wh = 31.86ZWWd,. cos 31.86×cos 140.m,t = - =mm = 1.29mmnt Z124h = 2.25% = 2.25 X1.29mm = 2.90mmz?/? = 3L86 = 10992.903）计算纵向重合度际 =0.318 4 Ztan = 0.318xlx24XtanI4° = 1.904）计算载荷系数k.已知使用系数=l,根据v=2. 40ms, 7级精度，查表得到动载系数K, 二L 08；K”= 1.410。查图得K7* = 1.35；查表得K. =K&= 1.2。故载荷系数K= Ka KvKt1a K” = 1X1.08 X1.2 X1.410 = 1.835）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式6）计算模数见,=31.86×=33.32mmV 1.6,明=娄皿=33.32x8SI4。频=35频z124l×1.60由式mn 3,2KTcos2p/乂（1）确定计算参数1)计算载荷系数。K=KKVKFaKM=IXl.08X1.2X1.35=1.752)根据纵向重合度分=1.59,查图得螺旋角影响系数Yfi=O.88.3)计算当量齿数。ZylZl24cos3 cos314°26.27Z2120cos3/7cos314°131.364)查取齿形系数。查表得丫凡尸2.5919YFa2=2.1549285)查取应力校正系数。查表得%】 =159635ys02=l.8150726）查图的小齿轮的弯曲疲劳强度极限b阳=500IPa;大齿轮的窍曲疲劳强度极限aFE2=380MPa;7）查图取方曲疲劳寿命系数KFNI=0.86Kfn2=0.90；8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=L4,由式bj= KFNlbFEl0.86×500MPa= 307.14MPab".= KFN2GFE2 =1.40.90×380Un d,nMPa = 244.29MPa1.49）计算大、小齿轮的琴鼻并加以比较。Ld0.01347QlL2.5919x1.596351=307.14%Js22J54928l815072一00i60上1244.29大齿轮的数值大。(2)设计计算、2×1.75×19.76×103×0.88cos2140nnrnnQQQn?/；X0.01o0nm=0.998WVl×242×1.60对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取见1:1.25mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度算得的分度圆直径4=33.32mm,算出小齿轮齿数应有的齿数。于是由d,cos33.32×cos14°CUC,z1=-j-=二25.86,mn1.25取Zl:26,则z2二心4=5x26=130。4、 几何尺寸计算(1) 计算中心距(z.+z2)mn(26+130)×1.25口a=山JL=1Jmm=100.48“2cos/72×cosl40将中心距圆整为IOlmmo(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角C(z,+z.)mt(26+130)×L25,“=arccos=arccos=1507402a2×101因夕改变比较大，所以要修正参数4、ZwOa=+2=0.79+0.82=1.61ZH=2.435(3) 计算大、小齿轮的分度圆直径4=3也=2625=33.67cos/?cosl50740z2mn130×1.251,od,=T=168.33cos0cos15740(4) 计算齿轮宽度b=为4=1×33.61mm=33.67mm圆整后取B2=35mmB1=40mm2、3轴齿轮设计计算1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1） 按照传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。3） 材料选择。查表IOT选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS,两者材料硬度差为40HBS。4） 选择小齿轮齿数为Z2.=24,大齿轮齿数Z3=4.05X24=97.2,Z3=98.>2、按齿面接触强度设计用以下设计计算公式计算"232后产鬲（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数（=1.3。2）计算小齿轮传递的转矩。95.5XIO5.95.5×105×2.89.QSg小JVT.=-=Nm=9.583×10NmI2nr2883）由表10-7选取齿宽系数为二L4）由表10-6查得材料的弹性影响系数Zg=189.8M7%"5）由图10-2Id按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限b".2=600Mpa;大齿轮的接触疲劳强度极限b"iim3=550Mpao6）由式10-13计算应力循环次数N2.=SnrjLh=60×288×l×（16×300×8）=6.635×108=6.635x1。16384x10,L4.057）由图IOT9取接触疲劳寿命系数=1.03,Khn3=L12.7.,VZ,jvj8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=L由式（10-12）得Kol1=HNTg=Lo3X600MPa=61SMPafi5=如5=1.12x550MPa=516MPaS(2)计算D试算小齿轮分度圆直径4,，代入分中较小的值。JKz.Zzr丫1.3×9.583×1045.05f189.8?2'、椁uEDV14.05I516J2)计算圆周速度V。1="%，%=”64.024x288血-0965而S60×100060x10003）计算齿宽b0b-J2.=l×64.024mm4）计算齿宽与齿高之比2。h模数dr,丝空-67领24齿高h=2.25/?,=2.25X2.61mm=6.0mmb_ 64.024 厂 6.010.675）计算载荷系数根据v=0.965ms,7级精度，由图10-8查得动载系数Kr=Lo8；直齿轮,KHa=KFa=I:由表1°一2查得使用系数KA=1；由表IOH用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，K”=1.423。h64024由C=&*-=10.67,K=L423查图10T3得KFp=L35；故载荷系数h6.0K=KAKYKHaKH=l×1.08×l×1.423=1.53686）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（IO-IOa）得dr=drt=64.024X=61.69mmV 1.37）计算模数m0m=-=6769mm=2.S2mmz2.24由式(10-5)得弯曲强度的设计公式为2KTYFJFodzrIr(1)确定公式内的各计算数值1)由图10-2OC查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fM=500'a；ff3=380MPa；2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KM2=090,XTfzv3-O.95；3)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=L4,由式(10-12)得J2安虹:喑”32L43MzK碎3FG=695x38°MPa=257.86MPaS1.44）计算载荷系数K。K=KAKKFaKM=IXI.08X1X1.35=1.4585）查取齿形系数K。由表10-5查得Yfo2.=2.65rf3=2.18046）查取应力校正系数。由表10-5查得K,.=1.58K,=1.7898M2m*j7)计算大、小齿轮的男*并加以比较。lFl2.65x1.58321.43=0.013026=0.015134-2.1804x1,7898r3257.86大齿轮的数值大。J2X 1.458x9.583x1（）4V 1×242(2)设计计算×0.015134w=1.9436%对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取%=2.5mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度算得的分度圆直径4:67.69mm,算出小齿轮齿数应有的齿数28467.69=tn2.5大齿轮齿数Z3=4.05x28=113.4,¾z3=114o这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑,避免浪费。4、几何尺寸计算(1)计算分度圆直径dt=zvn=28×2.5min-IOmm&=z3m=114X2.5mm=2S5mm(2)计算中心距70÷285.a=mm=177.jmm22(3)计算齿轮宽度b=dd=1×70mm=70mmMXB3=70mm,B=75mm.二、链轮的设计计算1、选择链轮齿数初步选定小链轮齿数Zd=19已知传动比i=3.2则大链轮齿数Z4=ixz3=3.2x19=612、确定计算功率由表96查得K八=1.0,由图9-13查得K二二1.2,单排链，则Pca=KaKzP=l×.2×2.78=3.34KW3、根据匕=334kw及%=71.11rmin查图911,可选20A-L查表9-1,链条节距为p=31.75加？。4、计算链节数和中心距初选中心距a0=(3050)x31.75=952.51587.5mm,取。O=IOoomm,则相应的链节数为Lof+zr÷z4pC IOOO 19 + 61=2×+%31.75261-19Yx3L75= 10441IOOO取链节数。=104查表9-7得到中心距计算系数工=0.24467,则链传动的最大中心距a=于2Lpz3*+Z4）=0.24476×31.75×2×104-（19+60）/?/?=995mm5、计算链速V,确定润滑方式Z”3,60×100019×71.11×31.7560x1000mls = 0.715rn / s由v=0.715ms和链号20-A-I,查图9-14可知应采用滴油润滑。6、计算压轴力Fp有效圆周力为：E,=IO。"=10OOXZaN=3888N至V0.715链轮水平布置时的压轴力系数Kf7,=1.15,则压轴力为(KE,=1.15x3888N447IN7、链轮的设计1）齿形：按3RGB1244-85规定制造2）分度圆直径：小轮直径=192.90相?大轮直径d='/=616.76mm.180SiJ雪s,n-I61J3）齿顶圆直径小链轮4,nm=d+125p4=192.90+1.25×31.75-19.05=213.54根加，4min=d+(l-l6z)p-4=202.93mm大链轮d“max=637.4Omrnmin=628.63mm4)由4=4Imm(用下面轴3的数据)<50mm得K=3.2.轮毂厚度力=K+J+0.0Id=3.2+史+0.01X192.90=11.96加加66根据/=3.3，nin=2.6得，I=38mm5）齿根圆直径小链轮d/=J-=192.90-19.05=173.85大链轮d/=597.71加26）齿宽比=0.954=095×18.9=17.955mm7）倒角宽bu=0.1p=3.175wz8）倒角半径qp=31.75mm,取32mm9）倒角深h=0.5p=15.875/w/w10）齿侧凸缘圆角半径ra0.04p1.5mm11）链轮孔dk4ma=957加，查表1可知4max=95制，综合考虑3轴的直径41mm于是取dk=42mm链轮的基本参数和主要尺寸名称符号计算公式结果分度圆直径dd=jr/80°、sm（Z）小链轮：21=192.90大链轮：<2=616.76mm齿顶圆直径%in=d+P（l考）-44a=d+1.25p-4小链轮：lmin=213.54公"=202.937加大链轮：dgmin=637.4Omm<2max=628.63WI齿根圆直径d/df=J-J1小链轮:4,=173.85nm大链轮：d.?=597.7Imm齿高也min=05（p-4）max=0.625p-0.5J1÷乙小链轮：2mi=6.35azlmax=IL66大链轮：Afl22min=6.35mm成2ma=l074mm确定的最大轴凸缘直径41go。dsi=pcot1.042-0.76小链轮：zl=158.12大链轮：=583.80?加12）链轮的材料由于轮胚小，功率小，故采用40钢，淬火，回火，齿面硬度4050HRC12）链轮结构由于d”>1602,所以采用空心结构。3、链传动的布置和张紧1）、布置中心线水平，紧边在上布置2）、张紧因为功率小，尺寸小，所以不用张紧装置第六部分减速器轴及轴承装置、联轴器、键的设计计算一、1轴及轴上联轴器、轴承、键的设计计算1、已知P=2.98Kw,n1=1440rmin,7；=19.76N.m2、求作用在齿轮上的力富速级的小齿轮的分度圆直径为4=33.67mm而圆周力打27；2×19.76×103N_33.67N=1197.58N径向力Fir=Futanatan20ok,C=1197.58×N=451.04Ncoscos15.117°轴向力Fxa=Zjan夕=1197.58xtanl5.il7°=320.735N3、初步确定轴1的最小直径先按下式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据表153,取4=112,2.98112×3=V144012.50/w/?,这是轴的最小直径.因轴与联轴器通过一个键联接，所以轴径要增大5%7%,取为14mm；它应是安装联轴器处的轴直径，至此可以选择联轴器型号。联轴器的计算转矩心=K八7；,查表14-1,取KA=I.5,所以,=T7=1.5×19.76×10=29640wn,查标准GB/T5014-2003选用HLl型弹性柱销齿式联轴器，它的公称转矩T=160Nm,许用转速7100rmin,选孔径14mm,半联轴器长度L=32mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度Ll=27m°4、轴1的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案选用下图的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段的直径和长度1）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴OA段右端需制出一轴肩，故AB段的直径I”=16mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=18mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度Ll=27mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故OA段比Ll略短一些，取A=25mu2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据"八8=16吨，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30304,其尺寸为dxDxT=20tnn×52mm×16.25nn,故dBC=dFG=20mm；而/叱=16.25mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。30304型轴承的定位轴肩的直径d0>=27相机O3）安装齿轮处的轴DE段直径应稍大于27mm,若取为30Inn,而此处装的齿轮分度圆直径才33.67un,故宜用齿轮轴。因为做成齿轮轴后，轮齿的材料与轴的材料相同，故结合前面得齿轮设计，重新校核之：齿轮的当量齿数为Z1=一三=/6.=28.89,查课本表105,得%,=2.535,cos3Z7cos315o740L=I.619,2KTiYraYsa2×1.75×19760×2.535×1.619olCA/fDr1“八。/一,=1T:=；=215MPa<,=307.14MPa,仍安fz21×1.253×262f全，可设计成齿轮轴。4）轴承端盖的总宽度取为20nm,根据轴承端盖的装拆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的距离/=30M机，故8=50加。5）取齿轮距箱体内壁之距离=16机机，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8机机，已知滚动轴承宽度7=16.25m,齿轮的宽度为=片=40机？，箱体内壁宽为4"=178.5加，则IEF=。+s=16+8=24mm，B-B40-35/°=+s+8,.+c12=16÷8+75+20-=116.5wc=222至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按表61查得平键截面bx力=5mmx56mrnm,键槽用键槽铳刀加工，长L为20mm,键的材料选用钢。半联轴器与轴配合为迫。滚动轴承与轴的k6周向定位由过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考课本表152,取轴端倒角为0.8x45。，各轴肩处的圆角半径见高速轴零件图。5求轴上的载荷首先根据轴的结构做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取。值。对于30304型圆锥滚子轴承，查得a=3mm,因此，作为简支粱的轴的支承跨距L=3.25×2÷119+4O+16+8=189.5根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图相关力计算如下:1)已算得作用在齿轮上的力用二1197.58N,6r=451.04N,6,二320.735N。轴力Fa产生MDMhiVl曲ya/Fad320.735×33.76t-AyAKJ的对轴的弯矩M=L=5414Nmm222)轴承1对轴的作用力。Fwi=Fa+=45产4725+5,4=，w,(L2+L3)(139.75+47.25)/m=6,Z(L2+4)=1197.58x47.25÷(139.75+47.25)N=302.6N°%="=320.735N3)轴承2对轴的作用力。=Z2(L2+Z3)=1197.58×139.75189.5=883.1767VFnvz=304.()6NFxrL2-M451.04x139.75-5414(I2+L3)189.5从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出齿轮DE段截面是轴的危险截面。现将该截面的载荷情况列于下表:DE段的载荷情况载荷水平面H垂直面V支反力F6=1197.58N"=320.735N451.04N弯矩MMH=42288.35N丽/Wvi=19976.07VnMv2=14559.072Vw总弯矩M1=42288.352+19976.072=46769.INmmM2=42288.352+14559.072=44724.39N5扭矩TT=Tl=I9760Nmm6按弯扭合成应力校核轴的强度只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度。根据上表中的数据，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-= 12.54MPaO.l×33.763_-Jmi2+(«T)2_46769.12+(0.6×19760)前面选定轴的材料为45号钢，调质处理，由表151查得uJ=60MRz°rr,<.1,因此安全。7键的强度校核普通平键连接，连接键校核：=2xl9760=15.2SMPa,因为键的材料为钢，而且载荷稳Pkid2.5×15×14定，p<p(120-150),所以安全。二、2轴及轴上轴承、键的设计计算1轴2的功率尸2,转速2和转矩前面已经计算出鸟=2.89KW,n2=288rmin,T2=95.87Nw2作用在齿轮2上的力低速级的小齿轮1的分度圆直径为4=70丁同田.L27；2×95.87×103.而圆周力弓=-=2739.14/V470径向力Kr二心tan=2739.14×tan20o=996.977V齿轮2与轴1的齿轮啮合，因此齿轮2上的作用力与轴1的作用力是一对作用力和反作用力，因此1197.58/V=320.735/V对轴 的 弯 矩.yf居.d2320.735×168.33Zi,ZM*,=-=26994.66Nmm223初步确定轴2的最小直径先按下式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表153,取A=U2,得这是轴的最小直径,因轴与齿轮通过个键联接，所以与小齿轮联接处的最小轴径要增大5%7%,而与大齿轮联接处的最小轴径要增大3%。则取d=30/Wm它应该是与轴承配合处的直径。4轴2的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案选用下图的装配方案。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段的直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴2装有两个齿轮（反向安装以减小对轴承的轴向力），通过前面的计算可知，它受到大齿轮施加的轴向力入“=320.735m机，轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据选定最小直径4而=30如，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306,其尺寸为df>T=30tm×12nn×20.75/hw,dOA=dDE=30w?。两端的轴承都采用套筒定位。又知左端齿轮轮毂的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度，故取/.=72机7,同理，右端装齿轮的段取为Icd=32mm.30306型轴承的定位轴肩高度h=3mm,因此取dcp=36mm。2）取齿轮距箱体内壁之距离=16机机，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8"zm,已知滚动轴承宽度T=20.75mm,3）两齿轮间隔取为/耻=20制至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6o两齿轮与轴的周向定位由平键保证，因为左右齿轮的配合轴的直径一样，根据轴的直径为36rn,但因轴段长度不同，查标准后，初选左端的键为b×h×L=Omm×Smm×50fn,右端的键为b×h×L=Otwn×Stwn×25mm,键的材料都选钢。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2x45。，各轴肩处的圆角半径参考课本表152。5求轴上的载荷首先根据轴的结构做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取。值。对于30306型圆锥滚子轴承，查得=16"g,因此，作为简支粱的轴的支承跨距可知。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。相关力的计算如下：1)轴承1对轴的作用力。_FllL2+Li)-F2tLy_2739.14×(75+48.75)-1197.58×48.75_FNHL-(Li+L2+4)-66.25÷75+48.751476.77NFir.(L2L3F2rL3-M2aNVLLM+%_996.97×(75+48.75)+451.04×48.75-26994.6666.26+75+48.75二623N2)轴承2对轴的作用力。_-F2lLl+Fll(Ll+L2)_-1197.58×(75+66.25)÷2739.14×66.25_FMlj、=64.79/Vnh2L,+L2+Z366.25+75+48.75S+%+Ja+&),vv2-L1+L2+L3_996.97×66.25+26994.66+451.04x(66.25+75)190二825N求得图中MI=41364.29N,T=T2=26994.66Vmm从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出AB段截面是轴的危险截面。现将该段的最大载荷情况列于下表：表7轴2危险截面载荷情况载荷水平面垂直面支反力F6=2739.14Nr=996.977V弯矩M