1、 1XXX 大学机械设计课程设计计算说明书2012-2013 学年第一学期学院：机电工程学院 专业：机械设计制造及其自动化 学生姓名：XXX 学号：XXX课程设计题目：链式运输机传动系统设计指导教师： 2013 年 01 月 10 日目录1 设计任务12 传动方案分析和拟定13 原动件的选择与传动比的分配13.1 原动件的选择 13.2 计算总传动比和分配传动比 33.3 传动系统运动和动力参数的计算 34 传动零件的设计计算44.1 减速器外部传动零件的设计计算44.2 减速器内部传动零件的设计计算75 轴的设计计算17 5.1 减速器中间轴的设计计算175.2 减速器高速轴的设计计算235
2、.3 减速器低速轴的设计计算296 滚动轴承及键联接的校核计算346.1 滚动轴承的校核计算347 减速箱的润滑方式和密封种类的选择367.1 润滑方式的选择367.2 润滑油的选择367.3 密封方式的选择368 设计小结409 参考资料41-一设计任务设计链式运输机传动系统1. 工作条件运输机工作平稳，单向运转，两班制工作，使用年限 5 年，每年300 天，允许拽引链速度误差为 。%52. 原始数据（所选题号6）已知条件：拽引链拉力 F=11500N拽引链速度 V=0.38m/s拽引链链轮齿数 Z=8拽引链链节距 p=80mm2传动方案的分析和拟定本传动装置传动比不大，采用二级传动。在电动
3、机与链传动之间布置一台两级直齿圆柱齿轮减速器，轴端连接选择滑块联轴器。链式运输机传动系统示意图 vF三电动机的选择1)电动机类型的选择：电动机的类型根据动力源和工作条件，选用 Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。2)计算和选择电动机的容量a 求工作机的所需功率： kWFPw46.9.013850v式中 工作机构的效率（含卷筒及轴承的效率） 。由手册查得：，则96.098.0卷轴 承 （ 滚 子 轴 承 ） ， =0.98 0.96=0.94。卷轴 承 wb . 工作机所需要的有效功率为kWPw46.kWP98.45.06wd总电动机输出轴与减速器输入轴间联轴器的传动效率，取弹 联
4、；9.0弹 联一对滚动轴承的传动效率（3 对） ，取 （球轴轴 承 9.0轴 承承） ；一对闭式圆柱齿轮的传动啮合效率（2 对） ，当齿轮精度为 8啮级（不含轴承效率）稀油润滑时取 ；98.0啮链传动效率，取 =0.97。链 链则 传动系统的总效率 895.07.98.0.9.02323 链啮轴 承弹 联总 查手册 Y 系列三相异步电动机型号与技术数据表选取电动机的额定功率为 kWPkd8.45.edc .电动机转速的选择和型号的确定：根据电动机的有关知识可知：通常设计应优先考虑选择同步转速为1500r/min 或 1000r/min 的电动机。根据电动机所需功率和同步转速，查 Y 系列三相异
5、步电动机型号与技术数据表可知，电动机型号为 Y160M-4 或 Y160L-6。相据电动机的满载转速 和 拽引链转速 可算出总传动比 。现将此两种电mnwnwmnia动机的数据和总传动比列于下表中：方案号电动机型号额定功率kW同步转速r/min满载转速r/min总传动比堵转转矩额定转矩Nm最大转矩额定转矩 Nm1 Y132S-4 5.5 1500 1440 25.34 2.2 2.22 Y160L-6 5.5 1000 970 16.84 2.0 2.0kWPd98.4i=40.42-由上表可知，方案五中电动机转速高，价格低。故初选电动机型号为 Y132S-4。查表知，该电动机中心高 H=16
6、0mm，轴外伸轴径为 38mm，轴外伸长度为 80mm。3）.计算总传动比和各级传动系统的传动比1) 由选定的电动机满载转速 和拽引链转速 ，求出传动装置的总传mnwn动比 i 42.0i/625.3i/140rrnwm其中 =1440r/min；min/.80.1106n rZpVw2） 分配传动装置的传动比由 i= 可知，要分配齿轮的传动比，先确定链传动的传动比。由于链传链齿 i动的传动比 i=23.5m/s,初步选定 =3。链i=i/ =40.42/3=13.47。齿i链按两级大齿轮浸油深度相近，以使润滑简便的原则推荐高速级传动比 应1i大于低速级传动比 ，其 。2i214.3.i取 ,
7、则213.i.4齿12i齿4）.传动系统的运动和动力参数计算（1）各轴转速： min/14.072.38641in/4020 rinIrInIIIIm轴 ：轴 ：轴 ：电 动 机 轴 ：（2）各轴的输入功率：2.3,.41iikWPI kkWIIIed 12.59.028.584.0.95.0 啮轴 承卷 啮轴 承弹 联轴 ：轴 ：轴 ：电 动 机 轴 ： （3）各轴转矩 mNiTI mNnIIedI med 45.2398.03.2071571.694.34950210啮轴 承 啮轴 承弹 联轴 ：轴 ：轴 ：电 动 机 轴 ： 各传动轴的运动和动力参数轴号 转速min/r功率 kWP/转矩
8、mNT/传动比i效率 电动机轴1440 5.5 36.47I 1440 5.44 36.47II 342.86 5.28 105.07III 107.14 5.12 234.4514.23.20.990.960.96四传动零件的设计计算1.减速器外部传动零件的设计计算链传动的设计1 选定链轮齿数 21Z、初步假设链速 v0.63m/s，由表 8-8 查得小齿轮的齿数，取 =21，根据初步选定的链传动比 =3，所以17z1z 链i（120 合适） 。6322iZ2 根据实用功率曲线，选链条型号初定中心距 ， ；链节数 为pa40pL12.3216340402221ppzzLp-取 =124 节。
9、由于中心距可调，可不算实际中心距。pL估计，链条链板可能产生疲劳破坏，由表 86 查得 =1.11，由表zK87 查得 （初取单排链） ，由图 816 查得 =1.0，由0.1pKL表 85 查得 。.A该链条在实验条件下所需传递的功率 kwKPKPLZLZC 90.413.0.250 由图 814，按 =4.90kw， =107.14r/min,选取链条型号为03n16A，p=25.40mm，且与 的交点在曲线顶点左侧，确系链板疲劳破坏，估计正确。3 校核链速 smspnzv /95.0/)1064.25.7(1063 与原假设 v0.63m/s 范围合适。4 计算链长和中心距链长 L= P
10、Lp 1.3/4.25/。取 m1028,36.7 21638214)4(.5 )2( 2121 ZZLZaP中心距调整量 mp.50.a5 计算作用在轴上的轴压力工作拉力在轴上 F=1000P/v=1000*5.12/0.95=5390N作用在轴上的压轴力NFQ67385902.1.计算结果：链条型号 16A1124 GB/T 124319976 链轮结构设计A滚子链轮主要尺寸计算由于低速轴最小轴径为 35mm，所以小链轮的轮毂直径 ，滚mdk35子链链号为 16A，查表 81 得：节距 p=25.40mm，排距 。pt29.kWP90.4根据上述计算，链节数为 124， ,根据表 82；滚
11、子链主要尺寸21Z计算公式：分度圆直径 mzpd4.70128sin.50i齿顶圆直径 91.78.1526.4.52.1706.125/minaxdpzd 76.48.152.05.0 9.8.15.020.8.62./1min 1axdphdzhaa分 度 圆 齿 高齿根圆直径 /f 54.18.42.170d-f 齿侧凸缘（或排间槽）直径 /mm (h2 为内链板高度)gda. 67.142.0324.180cot.276.0.cot2 hzpgB. 滚子链链轮齿槽形状计算最大齿槽形状齿面圆弧半径 m/er 89.7)102(8.150.)18(0.2min zdre齿沟圆弧半径 ri/
12、 19.8.5069.8.150.069.5. 3311maxdri齿沟角（） 7.2z-2in 最小齿槽形状-齿面圆弧半径 m/er 83.4)21(8.52.0)(21.0max zdre齿沟圆弧半径 ri/1.5.1minr齿沟角（） 7.352904z-0in aC.滚子链链轮轴向齿形计算最大齿槽形状齿面圆弧半径 m/er 89.7)102(8.150.)18(0.2min zdre齿沟圆弧半径 ri/ 19.8.5069.8.150.069.5. 3311maxdri齿沟角（） 7.2z-2in 最小齿槽形状齿面圆弧半径 /er 83.4)21(8.52.0)(21.0max zdr
13、e齿沟圆弧半径 ri/1.5.1minr齿沟角（） 7.352904z-0in a2.减速器内部传动零件的设计计算齿轮设计本设计中的双级圆柱齿轮减速器是二级减速器中最简单的一种，由于工作载荷不大，故高速轴和低速轴均采用直齿圆柱齿轮，且设计中的减速器为一般用途减速器，故选用软齿面齿轮传动。已知输入功率 ，小齿轮的转速 ，寿命kWPI4.5min/140rnI为 5 年（每年工作 300 天） ，双班制。1.高速级直齿轮传动设计（1）选择材料。查表 9-5，小齿轮选用 40Cr 调质处理， ；大齿轮选28641HBS用 45 钢调质处理 ，计算时取 ，25172HBS0。 （二者材料硬度差 ，合2
14、30BS 321 适）（2）按齿面接触疲劳强度初步设计由式 32376uKTdHd小齿轮传递的转矩 。mN47.63齿宽系数 。查课本表 9-10 知，软齿面、非对称布置取 。d 8.0d齿数比 u：对减速运动 。2.1iu载荷系数 K：初选 （直齿轮、非对称布置） 。确定许用接触应力 H由式 NHZSlima.接触疲劳极限应力 由图 9-34c 查得，liH， （按图中 MQ 查值） 。MPaH7103limPa5804limb.安全系数 查表 9-11，取 。S1HSc.寿命系数 。由式（930） 计算应力循环次数，式中 NZntN6, , 1ain/40rn ht240830517.24
15、16t 8812 9.7.iN查图 9-35 得， ， （均按曲线 1 查得）01NZ32N故 MPaSH6.3lim14597.824li2 d1=52mm-计算小齿轮分度圆直径 1dmuKTdHd 52.4)1(.5978.03627)(76 23211 初步确定主要参数a.选取齿数。取 ,0121 zzb.计算法向模数 。 。选取标准模数mmd72.351。n2c.计算分度圆直径 。（合适） 。zd52.6301。mmn8922d.计算中心距 a。a=1/2( )=1/2(60+180)=120mm21de.轮齿宽度。 .bd4860.1（3）验算齿面接触强度由式(921) HdHEuK
16、TZ 1231弹性系数 。由表 9-9 查得， 。EZMPaE8.9节点区域系数 。由图 9-29 查得， 。H52HZ 重合度系数 。由 74.19032.81.21z故 8.74.Z载荷系数 K。 HvAKa.使用系数 。由表 9-6 查得 。25.1Ab.动载系数 。由vKsmnd/52.41064.3106查图 9-23， （初取 8 级精度） 。.vc.齿向载荷分布系数 。由表 9-7，按调质齿轮、8 级精度，非对称H布置，装配时不作检验调整，可得42.1 54106.0546.01831. 32232 bCdbBAKHd.齿间载荷分配系数 。HK先求 NFt 1260/7.30由
17、mbKtA /0/9.85412. 由前可知 ，所以7.0Z35.1/ZKHa故 8.248.251HvA验算齿面接触疲劳强度安 全MPaPaudTZHHE4.5973.49 0.31680728.02182331 (4)验算齿根弯曲疲劳强度由式 FSaFtFYbmK由前已知： 。mNt 2,54,12载荷系数 K。 。FvAa.使用系数 同前，即 。.-b.动载系数 同前，即 。vK18.vc.齿向载荷分布系数 。由图 9-25，当F 42.1HK时，查出67.1025.42.mhb .Fd.齿间载荷分配系数 。由FK，查表 98 知，知mNbFKtA /10/96.28541. ，又由YF
18、，得68.074.1/52.0/75.2.0。故47.1KF.3.418.FvAK齿形系数 。由 ，查图 932 得FaY0,321Z.52.1Fa，齿根应力修正系数 。由 ， ，查图 9-32，得 Sa1z278.63.21SaSaY，重合度系数 。由前可知： 。 87.0Y许用弯曲应力 。由式 FXNFSlima.弯曲疲劳极限应力 。lim由图 936c，查得 。MPaPaFF430602lim1li ，b.安全系数 。由表 9-11 取 。FS5.Sc.寿命系数 。由 ，查图 9-37，NY8291 167.78. N，得 06Y，d.尺寸系数 。由 ，查图 9-38， 。Xmn221X
19、Y则 MPaYSXNFF 3109.2514308.426.2lim21li1 验算齿根弯曲疲劳强度 MPaYbmKFSatSat3106.12 87.012.54.82. .611故弯曲疲劳强度足够。（5）确定齿轮的主要参数及几何尺寸 。mzn2,90,21分度圆直径 zmd86321齿顶圆直径 ma 142021齿根圆直径 dnf 75.85.621齿宽 mbmb62,64904121 取中心距 da0)18(（6）确定齿轮制造精度由 查表 9-13 确定齿轮第级公差组为 8 级精度。第、smv/52.4公差组与组同为 8 级。按机械设计手册推荐确定其齿厚偏差，小轮为 GJ，在其工作图上标
20、记为：8GJ GB/T 10095-1988，大齿轮齿厚偏差为 HK，在其工作图上标记为：8HK GB/T10095-1988。（7）确定齿轮的结构、尺寸并绘制零件工作图（见附录 1）2.低速级斜齿轮传动设计（1）选择材料查表 9-5，小齿轮选用 40Cr 调质处理， ；大齿轮选28641HBS用 45 钢调质处理 ，计算时取 ，25172HBS0-。 （二者材料硬度差 ，合230HBS 302621 HBS适）（2）按齿面接触疲劳强度初步设计由式 32376uKTdHd小齿轮传递的转矩 。mN07.153齿宽系数 。查课本表 9-10 知，软齿面、非对称布置取 。d 8.0d齿数比 u：对减
21、速运动 。.21iu载荷系数 K：初选 （直齿轮、非对称布置） 。确定许用接触应力 H由式 NHZSlimb.接触疲劳极限应力 由图 9-34c 查得，liH， （按图中 MQ 查值） 。MPaH7103limPa5804limb.安全系数 查表 9-11，取 。S1HSc.寿命系数 。由式（930） 计算应力循环次数，式中 NZntN6, , 1ain/14.8rn ht 2082503 160t8834 635iN查图 9-35 得， ， （均按曲线 1 查得）.1Z.4N故 MPaSNH703lim368.54li4计算小齿轮分度圆直径 1dmuKTdHd 7320776332初步确定主
22、要参数a.选取齿数。取 ， ，取 。83z6.8.34uz872zb.计算模数。 ，取标准值 2mm。mzd92.1387c.计算分度圆直径。 （合适） ；m736。mzd424d.计算中心距。 。da125)47(143e.计算齿宽。 ,元整取 b=61mm。b.608.（3）验算齿面接触疲劳强度由式 HdHEuKTZ203弹性系数 由表 9-9 查得， 。MPaE.19节点区域系数 由图 9-29 查得， 。H52HZ重合度系数 由 76.1832.812.3814 z则 6.074Z载荷系数 K HvAa.使用系数 。由表 9-6 查得A25.1Kb.动载系数 。由v smnd/94.1
23、06.8743063 查图 9-23 （初选 8 级精度） 。14.vKc.齿向载荷分布系数 。由表 9-7，按调质齿轮、8 级精度，非对称H布置，装配时不作检验调整，可得 43.160.761.018.23. 32323bCdbBAHd.齿间载荷分配系数 。由表 9-8HK-先求 NdTFt 251760.203mbKtA /.15. 由前可知 86.0Z则 35.122H故 75.2.4. vAK验算齿面接触疲劳强度 )(638547 23.114.07.52.28.19433安 全MPaPaudTZHHE （4）验算齿根弯曲疲劳强度由式 FSaFtFYbmK 前可知， ， ， 。Nt25
24、1mb62载荷系数 K。 。FvAa.使用系数 同前，即 。25.b.动载系数 同前，即 。v14vc.齿向载荷分布系数 。由图 9-25，当 ，FK4.1HK时， ，查出 。56.32.625.61mhb .Fd.齿间载荷分配系数 。由 ，查表F mNbtA/0/./9-8，知 ，又由YKF，得68.7.1/52.0/75.2.0。故4168.1F。93.4.1.FvAK齿形系数 。由 ， ，查图 9-32，得 ，FaY38z74 45.23FaY。2.4Fa齿根应力修正系数 。由 ， ，查图 9-33 得，S3z84， 。6.13SaY78.14Sa重合度系数 。同前， 。Y6.0许用弯曲
25、应力 。由式 。式中弯曲疲劳极限应力FXNFYSlim，由图 9-36c，查得： , (按 MQlimFMPa603li PaF430lim查值)；安全系数 ，由表 9-11 取 ；寿命系数 ，由FS25.1NY，查图 9-37，得 ；尺8483 16.2,106.5N9.,43NY寸系数 ，由 ，查图 9-38， 。XYm43X则MPaYSXNF 25.19063li3 XF31.44lim4 验算齿根弯曲疲劳强度MPaPaYbmKFStSat31016 68.0712.659.247 3.4433故弯曲疲劳强度足够。（5）确定齿轮的主要参数及几何尺寸 mz2,87,43分度圆直径 md12
26、64齿顶圆直径 ma 7820743-齿根圆直径 mmdf 16925.1745.2643 齿宽 b取b0610543 b3中心距 mda1257421243（6）确定齿轮制造精度由前计算知 查表 9-13，确定齿轮第公差组为 8 级精smv/9.度，第、公差组与第组同为 8 级。按机械设计手册推荐确定其齿厚偏差，小齿轮为 GJ，在其零件工作图上标记为：8GJ GB/T10095-1988，大齿轮齿厚偏差为 HK，其在零件工作图上标记为：8HK GB/T10095-1988。（7）确定齿轮的结构、尺寸并绘制零件工作图（见附录 1)五轴的设计计算由于中间传动轴上有大小两个齿轮，输入轴和输出轴轴长
27、的确定应以轴为参照，故应先设计轴。1.中间轴的设计已知： 。mNTrnkWPIII 07.15min,/86.342,28.5轴上齿轮： ，d10分 度 圆 直 径齿 轮，mb42b6973 33， 宽 度分 度 圆 直 径小 直 齿 轮齿 轮（1）选择轴的材料选用 45 钢，正火处理。估计轴的直径小于 100mm，由表 13-1 查得：。， ， MPaPasb140275601（2）按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径由式 ，查表 13-2 得 ，取3nCd1078403CPaT，（此轴为转轴，又是减速器的中间轴） 。则18mcP6.298.3453因最小直径在装齿轮处，此处有一键槽，故轴径应增
28、大 5%，即 d.06.2905.1取标准值 d（3）轴的结构设计确定各轴段的直径考虑轴上的两个齿轮分别由轴的两端装拆，此处装大齿轮和小齿轮处的轴头直径均取为 28mm，轴环和轴头直径过渡处的倒圆半径取1.5mm，与轴头配合的齿轮孔的倒角尺寸为 2mm，轴环和轴头半径差为倍的倒角尺寸，所以轴环直径取 38mm。两端装轴承处的轴颈应小32于 28mm，同时考虑滚动轴承内径的标准值，所以轴颈直径取为 25mm。初选轴承类型及型号因轴承受径向而不承受轴向载荷的作用，所以选用深沟球轴承。根据轴颈直径为 25mm，初选 6205 轴承，轴承采用飞溅润滑，轴上不设置挡油板。确定各段轴的长度齿轮和轴承间采用
29、套筒进行轴向定位。为保证套筒与齿轮端面靠紧而定位，装齿轮处的轴头长度应略小于齿轮轮毂宽度，所以装大齿轮和小齿轮处的轴头长度分别取为 52mm 和 67mm。取轴环宽度 ，mb8小齿轮端面到减速器内壁距离取为 13mm。轴承端面到减速器内壁的距离取为 5mm，所以右端套筒长度为 14mm，左端套筒长度为 14mm，由机械设计手册查得 6205 轴承的宽度为 17mm。轴端倒角尺寸取为 1mm，所以装左轴承的长度为 34mm，装右端轴承段轴的长度为 34，轴的全长为195mm。轴上零件的周向固定大齿轮及小齿轮处均采用 A 型普通平键联接，由手册查得截面尺寸 为 ，长度取为 45mm 和 60mm。
30、hbm78确定轴上倒圆半径及轴头与轴颈表面粗糙度轴颈和轴头过渡处的倒圆半径取为 1mm，轴头表面粗糙度，轴颈表面粗糙度由轴承标准查得 。Ra6.1 mRa8.0（4）轴的受力分析轴上扭矩 由前可知： NT07.15齿轮上的作用力 FdTntrt 4302ta180a87.202 NFdTntrt 1062ta630a75.03 确定跨距右端支反力作用点至大齿轮上力作用点间距离为 ml 5.492/1/73左端支反力作用点至小齿轮上力作用点间距离为l 7/6/3-两齿轮上力作用点间的距离为 ml 5.6985421作计算简图（见图 6-1b）求水平面内支反力 和 ，并作水平面弯矩 图（见图 6-
31、AHRBHM1c、d） NllFRrrAH 512.495.67.3010323 FrBHrBH 64123截面 3 的弯矩 mlRMA29187NH35.64 21B2的 弯 矩截 面图 6-1求垂直面内支反力 和 ，并作垂直面内弯矩 图（见图 6-AVRBvM1e、f） NllFRttAV 2071935.4985.4.62753213 RAVttB 2078截面 3 的弯矩 mlM4513截面 2 的弯矩 NBV931.32作合成弯矩 M 图（见图 6-1g）截面 3 的合成弯矩 mVH180622984433截面 2 的合成弯矩 N955316222左作扭矩 T 图（见图 6-1h）（
32、5）轴的疲劳强度安全系数校核计算确定危险截面：由图 6-1a 所示看出，轴上多个截面存在应力集中，但截面和截面所受载荷较小，可不考虑。截面和直径相同，应力集中情况相同，但截面所受载荷较截面小，故课排除，截面和直径相同，应力集中情况相同，但截面所受载荷较截面小，也可排除。所以只需对截面和进行安全系数校核。A. 截面的安全系数校核计算应力集中系数：名称 根据 数值有效应力集中系数 查表 13-9（A 型普通平键 ）MPab6054.1,76.K绝对尺寸系数 查表 13-10（轴径 ）md28890表面状态系数 查表 13-11（精车、表面粗糙度表面未强Ra6.1化处理） 3.,.21等效系数查表
33、13-13 得 ；2.0截面的抗弯、抗扭截面模量 由轴的直径 ，键槽宽TW, md8，键槽深 ，查表 13-14 得mb28mt4- 32323 9785416816 12 mdtbWT 截面上的应力：弯曲应力为对称循环变化，弯曲应力幅，平均应力 ；MPaMa 53.681203 0m扭转切应力为脉动循环变化，扭转切应力，扭转切应力幅与平均切应力相等，WT9.375；MPaTma 0.12.2安全系数：弯曲安全系数 93.15.689.037121 makS扭转安全系数 ,12.089.305411 makS综合安全系数 83.6.5.3222S取 ， ，合适。8.15SB. 截面的安全系数计
34、算应力集中系数有效应力集中系数：截面处有两种应力集中。轴直径变化过渡圆角的应力集中，由 ，按 ，mr236.128dD，查表 13-8 得 。由此可见过盈配07.28dr 5,7.K合引起的应力集中较大，应按其计算安全系数。绝对尺寸系数、表面状态系数及等效系数同前。截面上的应力：截面的弯矩为 ，故mNM20315，0,43.9280135 ma MPadTma 8.1657133安全系数：弯曲安全系数： 43.12.9803.5271 maKS扭转安全系数： 25.08.12.08.19.30241 maKS综合安全系数 4.5.4.222S取 ， ，合适。8.15S（6）校核键连接的强度两个
35、齿轮间轴上所受的扭矩相同，安装两齿轮处的轴头直径及键的截面尺寸也相同，大齿轮处键长较短，故应校核该处键联接的强度。键长 ，工作长度 ，键高mL45mbLl37845，接触高度h7hk.327挤压强度和剪切强度校核 MPadblTkTp 64.237280.15089由表 4-1 查得 ， ， ，PT90P，故合适。T2.输入轴的设计已知： 。mNTrnkWIII 47.36min/1404.5，轴上齿轮： 。， bd6261电动机轴径 。D38-（1）选择轴的材料选用 45 钢，调质处理，硬度 ，由表 13-1 查得：HBS2517。MPaPaMPaPasb 14003660 ，（2）按轴所承
36、受的扭矩初估轴的最小直径由式 ，查表 13-2 得3nCd8403CT，mP.1840.5133因最小直径在装联轴器处，此处有一键槽，故轴径应增大 5%，即 。d.9.805.1(3) 联轴器的选择为了隔离震动与冲击，选用弹性柱销齿式联轴器公称转矩 mNT.4731由表 161 选取载荷系数 k=1.3，则计算转矩KTc 型号选择由与电动机主轴直径为 38mm 长 80mm，通过机械设计手册查得 选LZ3 型弹性柱销齿式联轴器，标记为： 425803JAYLZ因为与该联轴器连接的传动轴直径为 25mm，大于前面最小直径19.3mm，所以该轴的最小直径取 25mm。（3）轴的结构设计确定各轴段的
37、直径考虑轴上有多处需设轴肩，齿轮由轴端装拆，安装联轴器处轴头直径取为 25mm，安装齿轮处轴头直径取为 32mm，轴环和轴头直径过渡处的倒圆半径取 2mm，与轴头配合的齿轮孔的倒角尺寸为 3mm，轴环和轴头半径差为 倍的倒角尺寸，所以轴环直径取 42mm。两端装轴承32处的轴颈应小于 30mm，同时考虑滚动轴承内径的标准值，所以轴颈直径取 40mm。初选轴承类型及型号因轴只承受径向而不承受轴向载荷的作用，所以选用深沟球轴承。根据轴颈直径为 30mm，初选 6206 轴承，轴承采用飞溅润滑，轴上不设置挡油板。确定各段轴的长度根据轴在减速箱内的布置，箱内部分等长，外伸部分取为 300，其中安装联轴
38、器部分取为 110mm，总长为 548mm。齿轮和轴承间采用套筒进行轴向定位。为保证套筒与齿轮端面靠紧而定位，装齿轮处的轴头长度应略小于齿轮轮毂宽度，所以装齿轮处的轴头长度应取为 60mm。取轴环宽度 8mm，齿轮端面到减速器内壁距离取为 24mm。轴承端面到减速器内壁的距离取为 5mm,所以左端套筒长度为 18mm，右端套筒长度为 20mm，由机械设计手册查得 6206 轴承的宽度为 16mm。轴端倒角尺寸取为 1mm，所以装左轴承段轴的长度为36mm，装右端轴承段轴的长度为mm，轴的全长为 548mm。轴上零件的周向固定齿轮和联轴器处均采用 A 型普通平键联接，由手册查得截面尺寸分别为 、
39、 ，长度取为mm 和mm。hbm786确定轴上倒圆半径及轴头与轴颈表面粗糙度轴颈和轴头过渡处的倒圆半径取为 2mm，轴头表面粗糙度，轴颈表面粗糙度由轴承标准查得 。Ra6.1 mRa8.0（5）轴的受力分析轴上扭矩 由前可知： NT47.3齿轮上的作用力 FdTntrt 402ta1a1660.201 确定跨距左端支反力作用点至小齿轮上力作用点间距离为 ml 54/682/1右端支反力作用点至小齿轮上力作用点间距离为l 129/0/1 作计算简图（见图 6-2b）求水平面内支反力 和 ，并作水平面弯矩 图（见图 6-AHRBHM2c、d） NlFRrAH28019541FAHrBH1254截面
40、的弯矩 mNlRM04802求垂直面内支反力 和 ，并作垂直面内弯矩 图（见图AVBvM6-2e、f）-NlFRtAV7691254921AVtB 34截面 2 的弯矩 mlRM267957912作合成弯矩 M 图（见图 6-2g）截面 2 的合成弯矩NVH 4002222左作扭矩 T 图（见图 6-2h）图 6-2（5）轴的疲劳强度安全系数校核计算确定危险截面：由图 6-2a 所示看出，轴上多个截面存在应力集中，但由图 6-2g 可以看出的合成弯矩最大，是最危险截面；截面出存在着应力集中。所以需对截面和进行安全系数校核。A. 截面的安全系数校核计算应力集中系数：名称 根据 数值有效应力集中系
41、数 查表 13-9（A 型普通平键 ）MPab65054.1,76.K绝对尺寸系数 查表 13-10（轴径 ）md32890表面状态系数 查表 13-11（精车、表面粗糙度表面未强Ra6.1化处理） 3.,.21等效系数查表 13-13 得 ；2.0截面的抗弯、抗扭截面模量 由轴的直径 ，键槽宽TW, md3，键槽深 ，查表 13-14 得mb8mt332323 615381616 902dtbWT 截面上的应力：弯曲应力为对称循环变化，弯曲应力幅，平均应力 ；MPaMa 6.152904右 0m扭转切应力为脉动循环变化，扭转切应力，扭转切应力幅与平均切应力相等，WT47.6153；MPaTm
42、a.2.安全系数：弯曲安全系数2.96.15.09371 makS扭转安全系数 74.210.89.035411makS-综合安全系数 6.82.5.92S取 ， ，合适。8.15SB. 截面的安全系数计算应力集中系数有效应力集中系数：截面处有两种应力集中。轴直径变化过渡圆角的应力集中，由 ，按 ，mr231.24dD，查表 13-8 得 。由此可见过盈06.32dr 5,7.K配合引起的应力集中较大，应按其计算安全系数。绝对尺寸系数、表面状态系数及等效系数同前。截面上的应力：截面的弯矩为 ，故mNM380，,5.10328ma PadMTma 6.2147633安全系数：弯曲安全系数： 8.
43、5109.30271 maKS扭转安全系数： 8.26.10.289.30141 maKS综合安全系数 4.7222S取 ， ，合适。8.15S（6）校核键连接的强度齿轮和联轴器间轴上所受的扭矩相同，安装齿轮处的轴头直径稍大，键的截面尺寸相同，但齿轮处键长较短，故应校核该处键联接的强度。键长 ，工作长度 ，键高mL45mbLl37845，接触高度mh7mhk5.327挤压强度和剪切强度校核 MPadblTkTp 54.93724.008.1.由表 4-1 查得 ， ， ，P1T0P，故合适。T3.输出轴的设计已知： 。mNTrnkWPIII 45.23min,/14.07,28.5轴上齿轮： 。bd64，（1）选择轴的材料选用 45 钢，正火处理，硬度 ，由表 13-1 查得：HBS25。MPaPaMPaPasb 140730601 ，（2）按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径由式 ，查表 13-2 得3nCd78403CT，mcP82.41.0753因最小直径在装联轴器处，此处有一键槽，故轴径应增大 5%，即 。d96.82.405.1取标准
