胶带输送机传动系统设计.doc

1、河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 1 页 共 40 页目录第一章 设计任务书2第二章 传动系统方案的总体设计4第三章 V 带传动的设计计算7第四章 高速级齿轮设计9第五章 低速级齿轮传动设计14第六章 各轴设计方案19第七章 轴的强度校核25第八章 滚动轴承选择和寿命计算39第九章 键连接选择和校核33第十章 联轴器的选择和计算35第十一章 润滑和密封形式的选择36第十二章 箱体及附件的结构设计和选择37总 结39参考资料39河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 2 页 共 40 页第一章 设计任务书一、设计题目：胶带输送机传动系统设计1、机器的功能要求胶带输送机是机械

2、厂流水作业线上运送物料常用设备之一，其主要功能是由输送带完成运送机器零、部件的工作。2、机器工作条件（1）载荷性质 单向运输，载荷较平稳；（2）工作环境 室内工作，有粉尘，环境温度不超过 35C；（3）运动要求 输送带运动速度误差不超过 5%；滚筒传动效率为 0.96；（4）使用寿命 8 年，每年 350 天，每天 16 小时；（5）动力来源 电力拖动，三相交流，电压 380/220V；（6）检修周期 半年小修，二年中修，四年大修；（7）生产条件 中型机械厂，小批量生产。3、工作装置技术数据（1）输送带工作拉力：F=10.8kN；（2）输送带工作速度：V=1.3m/s；（3）滚筒直径：D=40

3、0mm。二、设计任务1、设计工作内容（1）胶带输送机传动系统方案设计（包括方案构思、比选、决策） ；（2）选择电动机型号及规格；（3）传动装置的运动和动力参数计算；（4）减速器设计(包括传动零件、轴的设计计算，轴承、连接件、润滑和密封方式选择，机体结构及其附件的设计)；（5）V 带传动选型设计；（6）联轴器选型设计；河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 3 页 共 40 页（7）绘制减速器装配图和零件工作图；（8）编写设计说明书；（9）设计答辩。2、提交设计成品需要提交的设计成品：纸质版、电子版（以班级学号中文姓名作为文件名）各 1 份。内容包括：（1）减速器装配图一张；（2）零件图

4、 2 张 (完成的传动零件、轴和箱体的名称)；（3）设计计算说明书一份。三、设计中应注意事项1.计算和绘图应交替进行，并注意随时整理结果，列表保存。2.设计中要贯彻标准。 （标准件和标准尺寸）3.全面考虑问题：强度、结构、加工工艺等。4.设计应有创造性，多方案比较，择优选用。5.设计过程中注意培养独立工作能力。6.提交的设计成品应符合指导教师给出的格式要求。四、设计阶段1.计划阶段；2.方案设计；3.技术设计；4.设计文件汇总。五、完成时间要求在 2013 年 12 月 10 日之前完成全部设计任务。指导教师：姚贵英2013 年 9 月 2 日河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 4

5、 页 共 40 页第二章 传动系统方案的总体设计一、带式输送机传动系统方案如下图所示 043皮 带 轮12电 动 机 联 轴 器二、电动机的选择1电动机容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率 kWpvPw 04.1103.810设： 对 V 带效率。 =0.96带带对滚动轴承效率。 =0.99轴 轴为齿式联轴器的效率。 =0.99联 联为 7 级齿轮传动的效率。 =0.98齿 齿输送机滚筒效率。 =0.96筒 筒估算传动系统的总效率： 83.096.8.09096. 242242 筒齿轴联带 工作机所需的电动机攻率为： kWpwr .13.Y 系列三相异步电动机技术数据中应满足： ，

6、 因此综合应选电动rmp机额定功率 kwpm5.182、电动机的转速选择河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 5 页 共 40 页根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速 min07.62403.160 rDvnw 查表得 V 带传动比范围为 i12,4；二级圆柱齿轮减速器的传动比为i2 8,60 。总传动比的范围为16,240；则电动机的转速范围为993,14897。方案比较方案号 型号额定功率KW同步转速r/min满载转速r/min1 Y160L-2 18.5kW 3000 29302 Y180M-4 18.5kW 1500 1470由表中数据可知两个方案均可行，但方案 2 的

7、传动比较小，传动传动装置结构尺寸较小。因此可采用方案 2，选定电动机的型号为 Y180M-4。其主要参数如下表：方案号型号额定功率KW同步转速r/min满载转速r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩2 Y180M-4 18.5kW 1500 1470 2.0 2.2三、传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比：68.2307.614niwm 27.43.16823.1ii2 5.27.4i23河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 6 页 共 40 页15.27.414320 iiii ，四、传动系统的运动和动力学参数设计传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：0 轴电动机轴mi

8、n1470rnkwp9.160mNpT 7.47.9595001 轴减速器高速轴 min147001rinkwp 73.169.0.61 联 mNiT 9087101联2 轴减速器中间轴 min86.245.7312 rinkwp23.197.03.6122 mNiT 13.585833 轴减速器低速轴 min03.627.4823 rinkwp74.1591233 mNiT 5.23024584 轴工作机河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 7 页 共 40 页min/r03.62n34kw43.15980.7415p4 mNiT 2.7534电动机 减速器 工作机轴号0 轴 1

9、轴 2 轴 3 轴 4 轴转速 r/min 1470 1470 264.86 62.03 62.03功率 kw 16.9 16.73 16.23 15.74 15.43转矩 Nm 109.79 108.69 585.13 2423.55 2375.32联接、传动件 联轴器 齿轮 齿轮 联轴器传动比 1 5.55 4.27 1传动效率 0.99 0.97 0.97 0.9801第三章 V 带传动的设计计算1、确定功率 PCKA为工作情况系数，查课本表 8-7 可得 KA=1.2即 P C=KAPed=1.218.5=22.2kW2、选择 V 带的型号根据计算功率 PC=22.2kW，主动轮转速

10、n1=1470r/min，由课本图 8-11选择 B 型普通 V 带。3、确定带轮基准直径 dd1、d d2由课本表 8-8 和图 8-11 得 =125mmmin取 min140d大带轮的基准直径 dd 8.59714027.i12 由课本表选取标准值 dd2=600mm，河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 8 页 共 40 页则实际传动比 i、从动轮的实际转速分别为 min/r3429.17029.6012indi4、验算带速 v smnd /78.101064106v 带速在 525 的范围内。5、确定带的基准长度 Ld和实际中心距 a根据课本（8-20）式得 )(2)(7.

11、0 21021 dddd 得 1485180a初定中心距 ，由课本式(8-22)得：m0 maddaL 3.215104)6()014(2102 )()( 02122100 查课本表 8-2 可得：L d=3150mm由课本（8-23）式得实际中心距 a为 mad 96723.15301020 中心距 的变动范围为 9203150.967015.min dLa m63ax 6、检验小带轮包角 1河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 9 页 共 40 页由课本式（8-17）得 90153.57)(18012ad7、确定 V 带根数 Z由 dd1=140mm 和 n0=1470r/min

12、，查表得 P0=2.85kW。根据 n0=1470r/min，i=4.29 和 B 型带，查表得 P 0=0.47kW。查表得 K =0.925，K L=1.07。 7.60.1925.0).85.2()(z00 LCP取 z=7 根。8、求初拉力 F0 及带轮轴上的压力 FP查表得 B 型普通 V 带的每米长质量 q=0.18kg/m，根据课本式（8-27）得单根 V 带的初拉力为 NqvzKPFC 4.2718.10.78.10925.02)()5.2(02 由课本(8-28)式得作用在轴上的压力 FP 为 NFP 6.3942sin4.2712sinz10 9、设计结果选用 7 根 B

13、型 V 带，中心距 a=967mm，带轮直径dd1=140mm，d d2=600mm，轴上压力 FP=3694.6N。第四章 高速级齿轮设计已知条件为 16.73kW，小齿轮转速=1470r/min，传动比 5.55，由电动机驱动，工作寿命 8 年，两班制，载荷平稳，连续单向运转。一、选定齿轮类型、精度等级、材料以及齿数1、按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 10 页 共 40 页2、减速器运输机为一般工作机器，工作速度不是太高，所以选用7级精度（GB10095-88）3、选用材料，由表 10-1 可选择小齿轮的材料为 40Gr（调质） ，硬度为28

14、0HBS，大齿轮的材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者的材料硬度相差 40HBS。4、选小齿轮齿数为z 1=20，大齿轮z 2=5.5520=111。二、按齿面接触强度设计1、确定各计算数值（1）试选载荷系数K t=1.3。（2）计算小齿轮传递的转矩。 mNnPT 55151 109.14703.6.90.9（3）由课本表10-7选取齿宽系数 d=1。（4）由课本表10-6查得材料的弹性影响系数 。21a8.19MPZE（5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2=550MPa。（6）由课本式10

15、-13计算应力循环次数 9h11 105.38350214706jn0 ）（LN892 2.5.8（7）由图10-19取接触疲劳寿命系数K HN1=0.90；K HN2=0.95。（8）计算接触疲劳许用应力。取失误概率1%，安全系数S=1，由课本式（10-12）得河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 11 页 共 40 页 a5.2509.046.1lim11li1 MPSKHN 2、计算（1）试算小齿轮分度圆直径 mZTKHE073.65.52819.6109.3.2. u12.d 253 2d1tt1 （2）计算圆周速度v。 s/01.5106473.106ndt （3）计算齿宽

16、b。 m73.573.5dt1（4）计算齿宽与齿高之比 。hb模数 25.3207.65zdm1tt 齿高 m.7.2ht9.83.765b（5）计算载荷系数根据v=5.01m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数K v=1.14；直齿轮，K H =KF =1；河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 12 页 共 40 页由课本表10-2查得使用系数K A=1；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH =1.422。由b/h=8.9，K H =1.422查图10-13的K F =1.45；故载荷系数K=KAKvKH KH =11.14 1 1.422=1.6

17、21（6）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由课本式(10-10a)得 m04.73.16207.65d3tt1 K（7）计算模数m。 m5.3204.7zd1三、按齿根弯曲强度设计由课本式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 3a21dzmFSYKT1、确定公式内的各计算数值（1）由课本图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限 FE1=380MPa；（2）由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数K FN1=0.85，K FN2=0.88;（3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式（10-12）得 a86.234.18057

18、502211 MPSKFENFFEF 河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 13 页 共 40 页（4）计算载荷系数 K。K=KAKvKF KF =11.14 1 1.45=1.653（5）查取齿形系数。由课本表10-5查得 Y Fa1=2.80；Y Fa2=2.17。（6）查取应力校正系数由课本表10-5查得 Y Sa1=1.55；Y Sa2=1.80。（7）计算大、小齿轮的 并加以比较。FS a大齿轮的数值大。01635.86.23174.5.0822a1a FSFSY2、设计计算 m38.20165.2019.5.m3 5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

19、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受能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.38并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径d 1=70.04mm，算出小齿轮齿数大齿轮齿数285.047mz1 15.5z2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、几何尺寸计算河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 14 页 共 40 页（1）计算分度圆直径d1=z1m=282.5=70mm d2=z2m=1552.5=3

20、88mm（2）计算中心距m26438702da1 （3）计算齿轮宽度b= dd1=170=70mm，取B 2=70 B1=75mm。5、齿轮的圆周速度v s/m39.510647106n查表可知，选7级精度是合适的。第五章 低速级齿轮传动设计已知条件为输入功率 16.23kW，小齿轮转速=264.86r/min，传动比4.27 由电动机驱动，工作寿命 8 年，两班制，载荷平稳，连续单向运转。一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1、传动方案为直齿圆柱齿轮传动。2、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB10095-88）.3、材料选择。由教材机械设计第八版，表10-1可选择小齿

21、轮的材料为40Gr （调质） ，硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质） ，硬度为240HBS，二者的材料硬度相差40HBS。4、选小齿轮齿数为z 1=25，大齿轮齿数为z 2=254.27=107。二、按齿面接触强度设计河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 15 页 共 40 页1、确定各计算数值（1）试选载荷系数K t=1.3.（2）计算小齿轮传递的转矩。 mNnPT 55252 108.86.2423.10.910.9（3）由课本表10-7选取齿宽系数 d=1。（4）由课本表10-6查得材料的弹性影响系数 。21a8.19MPZE（5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿

22、轮的接触疲劳强度极限 Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2=550MPa。（6）由课本式10-13计算应力循环次数 8h21 102.783502186.2460jn0 ）（LN882 37.31.7（7）由图10-19取接触疲劳寿命系数K HN1=0.90；K HN2=0.95。（8）计算接触疲劳许用应力。取失误概率1%，安全系数S=1，由课本式（10-12）得 a5.2509.46.1lim11li1 MPSKHN 2、计算（1）试算小齿轮分度圆直径河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 16 页 共 40 页mZTKHE64.15.528194.7108

23、5.3.2. u12.d 253 2d2tt1 （2）计算圆周速度v。 s/6.11068.64.106nd2t （3）计算齿宽b。 m4.54.5dt1（4）计算齿宽与齿高之比 。hb模数 m63.425/68.254.1zdmtt 齿高 .103.2ht1.4.106b（5）计算载荷系数根据v=1.6m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数K v=1.08；直齿轮，K H =KF =1；由课本表10-2查得使用系数K A=1；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH =1.435。由b/h=11.1，K H =1.435查图10-13的K F =1.45；故载荷

24、系数K=KAKvKH KH =11.08 1 1.435=1.55（6）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由课本式(10-10a)河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 17 页 共 40 页得 m623.13.564.1d3tt1 K（7）计算模数m。 m9.42563.1zd三、按齿根弯曲强度设计由课本式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 3a21dzmFSYKT1、确定公式内的各计算数值（1）由课本图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限 FE1=380MPa；（2）由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数K FN1=0.88，K

25、FN2=0.90;（3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式（10-12）得 a29.4.13809.14.502211 MPSKFENFFEF （4）计算载荷系数 K。K=KAKvKF KF =11.08 1 1.45=1.566（5）查取齿形系数。由课本表10-5查得 Y Fa1=2.62；Y Fa2=2.18。（6）查取应力校正系数河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 18 页 共 40 页由课本表10-5查得 Y Sa1=1.59；Y Sa2=1.79。（7）计算大、小齿轮的 并加以比较。FS a大齿轮的数值大。01597.29.47183235962

26、2a1a FSFSY2、设计计算 m03.201597.25109m3 5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受能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.03并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径d 1=122.623mm，算出小齿轮齿数大齿轮齿数495.2631mz1 209427.z2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。四、几何尺寸计算（1）计算分度

27、圆直径d1=z1m=492.5=122.5mm d2=z2m=2092.5=522.5mm（2）计算中心距m5.322.5.12da1 河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 19 页 共 40 页（3）计算齿轮宽度b= dd1=1122.5=122.5mm，取B 2=122 B1=127mm。五、齿轮的圆周速度v s/m7.110686.45.2106n2 查表可知，选7级精度是合适的。第六章 各轴设计方案一、高速轴的结构设计1、求1轴上的功率P1=16.73kW，转速 n1=1470r/min，转矩T 1=108.69Nm。2、计算作用在齿轮上的力转矩： 16105.9nPT圆周力

28、： NdFt 4.3105079.821径向力： Ntr 27.1302tan.an3、初步估算轴的直径选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为217-255HBS查表取A 0=112，于是得为轴的最小直径。m2.514703.62npd3310min 4、轴的结构设计（1）确定轴的结构方案该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位，如图：河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 20 页 共 40 页1 2 3 4 5 6 7轴段 1 主要用于安装联轴器，其直径应于联轴器的孔径相配合，因此要先选择联轴器。联轴器的计算转矩为 ，考虑到转矩变化很1TKTAca小，根据工作情况选取

29、，则：3.1AK。mNTKAca 469.1083.1根据工作要求选用弹性套柱销联轴器，查手册选用LT6型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为250Nm。半联轴器的孔径d 1=32mm，半联轴器长度L=82mm。与轴配合的轮毂孔长度为L 1=60mm。（2）确定各轴段的直径和长度轴段1：为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段1直径为d 1=32mm。为证定位要求，半联轴器右端用需制出一轴肩，轴段1的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短 mm，轴段1总长为 。32 mL57轴段 2：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为：d 2=35mm。对于轴承端盖的宽度有取轴承端盖的宽度为，取端

30、盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取 L=50mm。轴段3:为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为6307深沟球轴承。宽度 。所以轴段1直径应为轴承内圈直径 ；为mB2 md402保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。轴段 4：取齿轮距箱体内壁的距离 a=16mm，考虑到箱体的铸造误差，在河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 21 页 共 40 页确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一定距离 s,取 s=8mm，已知滚动轴承宽度为 21mm，L=21+8+16+（70-66）=49mm，取其长度为 49mm。轴段5：齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h=5mm，则轴环处的直

31、径d 5=32mm。轴环宽度 ，取L 5=21mm。h4.1b轴段 6：取这段的直径 d4=40mm，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 70mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取 L4=66mm。轴段7：为支撑轴颈，用来安装轴承。直径为32mm，长度为82mm 。二、中间轴的结构设计1、求 2 轴上的功率 WPk23.162转速 min/r84n转矩 N.52T2、计算作用在齿轮上的力： 转矩： 262105.9nPT圆周力： NdFt 1.306138.52径向力： Ntr 8.0972tan.0an3、初步估算轴的直径：选取 45 号钢作为轴的

32、材料，调质处理。硬度为 217-255HBS查表取 A0=112 根据公式计算轴的最小直径，并加大 3%以考md 2.486.2313min 虑键槽的影响。河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 22 页 共 40 页4、确定轴的结构设计（1）轴结构如图所示。1 2 3 4 5（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度该轴（中间轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位。轴段 1：为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为 6309 深沟球轴承。宽度 。所以轴段直径应为轴承内圈直径 ；mB25 md451为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。轴段 2：为安装齿轮部分 ，齿轮的左端与轴承之间采

33、用挡md42油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为 51mm,为了使挡油盘的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度 。mL482轴段 3:齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 ，故取 h=6，则0.7dh轴环处直径 d3=52mm。轴环宽度 ，取 L3=12mm。4.1b轴段 4：为安装齿轮部分 ，齿轮的右端与轴承之间采用挡md524油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为 80mm,为了使挡油盘的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L 4=76mm。轴段5：为支撑轴颈，用来安装轴承。所以轴段直径应为轴承内圈直径 ；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位，长度md45河北工程大学 科信学院 机械产品

34、设计任务书 第 23 页 共 40 页。mL45三、低速轴的结构设计1、求轴上的功率 WPk74.153转速 min/r062n转矩 N.3T2、计算作用在齿轮上的力转矩： 363105.9nPT圆周力： NdFt 7.926105.2.433 径向力： tr .380tan7.96an3、初步估算轴的直径选取 45 号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为 217-255HBS 查表取 A0=112根据公式 计算轴的最小直径，并加md 91.7003.6274153min 大 3%以考虑键槽的影响。4、轴的结构设计（1）确定轴的结构方案：该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位，如图河北工

35、程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 24 页 共 40 页1 2 3 4 5 6 7选择联轴器。联轴器的计算转矩为 ，考虑到转矩变化很小，3TKTAca根据工作情况选取 ，则：.1AK。mNTKAca 62.350243.1根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为 LX5，与输出轴联接的半联轴器孔径 ，因此选取轴段 1 的直径为 。半联轴md501 md501器轮毂总长度 ， （J 型轴孔） ，与轴配合的轮毂孔长度为L2。L841（2）确定各轴段的直径和长度轴段 1:为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为 6310 深沟球轴承。宽度 。所以轴段 1 直径应为轴承内圈直径 ；为mB7 md

36、501保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。取挡油盘宽度为 30mm，则轴段 1的长度为 。L51轴段 2：为安装齿轮部分 ，齿轮的右端与轴承之间采用挡md54油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为 72mm，为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度 。mL694轴段 3：齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 h0.07d，故取 h=6mm，则轴环处直径 d3=62mm。轴环宽度 ，取 L3=12mm。h.1b轴段 4：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 25 页 共 40 页定为： 。长度为综合计算后得到的 。md52 m

37、L504轴段 5：为支撑轴颈，用来安装轴承。所以轴段 5 直径应为轴承内圈直径 ；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。其长度为0。mL5轴段 6：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为： 。轴承端盖的宽度为 20mm，取端盖的外端面与半联d48轴器右端面间的距离 L=30mm，故取 L6=50mm。轴段 7:为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段 7 直径为 。为md457保证定位要求，半联轴器左端用一套筒定位，轴段 7 的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短 mm，轴段 7 总长为 。32L82第七章 轴的强度校核一高速轴的校核根据轴的结构图作出轴的计算简图，根据计算简图作出

38、弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力。圆周力 NdTFt 4.310510769.821径向力 Ntr 27.1302tan.an在垂直面上： 0457,02NVrFFM解得： mv 37.941.在水平面上： 02457,01NHtt FFM河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 26 页 共 40 页解得： mNMH 2.540172.130危险截面在安装齿轮处 333 21502514.2 mdW mNMMVH 6942137274.6382MPaMPaWTca 001212 所以轴安全。弯矩图如下：二、中间轴的校核根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将

39、三维坐标转为平面，最后求合力。河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 27 页 共 40 页圆周力： NdTFt 4.1203175.06231 径向力： Ntr 43820tan.an1 作用在小齿轮上的力圆周力： NdTFt 3.29581072.63122 径向力： Ntr 7.1062tan.an2 在垂直面上 0613558,0 221 NVrr FFM解得： mV 8.046.H96771NMVH 5.09421211在水平面上 013520658,0211 tHt NHtNt FFMF解得： mv .747.342NH 8.16.9MVH 45.9222331.0ddWM

40、PaMPa MpaTca 6073.21 5.31.7980605941 2222 河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 28 页 共 40 页MPaMPa MpaWTca 609.3 5.31.079806415891 22222 所以轴安全。三、低速轴的校核根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力。圆周力： NdTFt 1.2851092.73213 径向力： tr 037tan.85an在垂直面上 2113,0 NVrFFM解得： mv 04.68.45在水平面上 021138,0NHtt FMF解得： mNH 8.7656.2危

41、险截面在安装齿轮处 331250mdW mNMVH 8.16004.6218.17650222河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 29 页 共 40 页MPaMPa MpaWTca 6019.24 1250429806.8.11 2232 所以轴安全。弯矩图如下：河北工程大学 科信学院 机械产品设计任务书 第 30 页 共 40 页第八章 滚动轴承选择和寿命计算一、高速轴上的轴承采用 6307 型深沟球轴承，主要承受径向载荷也可同时承受小的轴向载荷，大量生产，价格最低。内径 d=35mm 外径 D=80mm 宽度 B=21mm校核 1 轴轴承是否满足工作要求1、求轴承径向支反力 F

42、r1、F r2（1）垂直平面支反力F v1、F v2NV41.7NV85.162（2）水平面支反力F H1FH2H8.61 H.42（3）合成支反力F r1、F r2 NHVr 42.1082.146.47221211 FFVr .73.85.6222222、计算轴承的当量载荷P r1、P r2（1）查表13-5有X 1=1，Y 1=0，取f p=1.1 得 NNFFf rarPr 46.13242.10.)( 11 （2）查表13-5有X 2=1，Y 2=0，取f p=1.1 得NfrPr 54.022 21rrP因此轴承1危险。3、校核所选轴承（1）由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，对