1、貴州師范大學機械設計課程設計計算說明書2012 2013學年第一學期學 院：機械與電氣工程學院專業：機械設計制造與自動化學生姓名：學 號：1014設計題目：鏈式運輸機傳動系統設計指導教師：鄧 靜、陸 蘊香2013年元月九日機械設計課程設計任務書一、設計目的：1、通過機械設計課程設計，綜合運用機械設計課程設計和其他有關 選修課程的理論和實際知識，使所學知識進一步鞏固、深化和發展。2、讓學生了解機械設計的基本過程、一般方法和設計思路，能夠初步根據要求進行傳動裝置的方案設計和主要傳動零件的設計，并繪制總裝配圖和主要零件工作圖。3、培養學生樹立正確的設計思想和分析問題、解決問題的能力。4、培養學生機械

2、設計的基本技能，如：計算、繪圖、查閱設計資料 與手冊，熟悉設計標準和規范等。5、為今后的畢業設計和工作打下良好的基礎。二、設計題目：鏈式運輸機傳動系統設計三、設計內容：1、已知條件1）鏈式運輸機傳動系統示意圖：（運動簡圖）2）工作條件：運輸機工作時有輕微沖擊，單向運轉，兩班制工作，使用年限5年，每年250天，允許運輸帶速度誤差為 巧。2、設計內容：完成傳動系統的結構設計，繪制傳動系統的裝配圖和主要零件工作圖，編寫設計說明書。設計計算說明書設計題目：鏈式運輸機傳動系統設計原始數據：曳引鏈拉力F(N)=10500N;曳引鏈速度V=0.35m/s;曳引鏈鏈輪齒數Z=8 ；曳引鏈鏈節距P=80mm。工

3、作條件：運輸機工作時有輕微沖擊，單向運轉，兩班制工作，使用年限5年，每年250天，允許運輸帶速度誤差為 去計算與說明主要結果、電動機的選擇與運動參數的計算(一)電動機的選擇1、求工作機的所需功率 pw：pw=Fv廠w L1000口w式中 F=10500N； V=10.35m/s； / 軸 J 聯軸由手冊查得：口軸承=0.98;H咖=0.99，聯軸n聯軸=0.98漢0.99 =0.97W軸承聯軸Fv10500N 7.35m sPw =3.79KWPw=3.79KWPW 1000口1000997w2、求電動機所需功率pd:PPWa查手冊得：彈性聯軸器效率耳=0.99；1 丿滾動軸承效率耳2 =0.

4、99；圓柱齒輪傳動效率n =0.97；3»圓錐齒輪 傳動效率口 4-0.97;鏈傳動效率n =0.96;553n =n n n n na123453= 0.99 x0.99 9.97 x0.97 x0.96 =0.867卅Pw 3.79KW故 Pd = L = 4.73KW廠d 口0.867a3、選擇電動機查手冊得選電動機額定功率Ped=5.5KW>Pd=4.37KW查資料：選取電動機的型號 Y132S-4則電動機額定功率 ped = 5.5KW電動機主要參數如下：型號：Y132S -4電流11.6A效率85.5%功率因數0.84軸的直徑D =42；010；伸出軸長度E=110

5、（二）總傳動比計算及傳動比分配.1 .總傳動比計算：曳引鏈的轉速nw :v p'sm, Z=8, P=80j d =80/sm22.5 = 209V = Hwn= 6000 V = .6000切.35 = 32 r/minV 601000Jid3.14X2091,1111w、，亠n 1440“總傳動比G _ 32 一45nw2.傳動比的分配由id i1 |2 i3（ i1錐齒輪，j2圓柱齒輪j3鏈） =0.867 aPd=4.37 KWY132S-4Ped = 5.5KW杳相關資料：ji=2.5, j2=4.5” G =為=4ii i2（三）傳動裝置運動參數的計算1各軸功率的確定電動機

6、軸：R=Rd=55kw高速軸的輸入功率：p廣pedn 2 = 5.5 299 =5.45kw II 軸:pn = pl 4=5.45x0.97 =5.3kw山軸：p廣戸* 4" 3 “ 2 =0-970970.995.3KW4.92<wIV 車由：pv=p川 n 2 n 3 n 5 =4.920.90.90.94.54kw2. 各軸的轉速計算| 軸：ni =no =1440r/minni 1440_ /II 軸:nII0匚=576r/minii 25III 軸：門川=皿=576 =i28r/mini 24.54 QOIV 軸：nIVi343. 各軸輸入轉矩計算p5 45Ti =

7、9550=9550匯=36.11N m1 InI1440T“ -9550臥-9550漢 5.3 -87.9N m1n576丁川=9550= 955= 367N m1nIII128TIV-9550-9550 匯 4.54-1354.9N mniV32各軸功率、轉速、轉矩列于下表：i 1 =2.5i 2 = 4.5 i3=4p = 5.45 kw p * = 5.3 kw p = 4.92 kwp iiipIV = 4.54kwm = 1440r/minm = 576r/m inn 川=128r/minn IV = 32r/ mi n=36.11N mT * =87.9 N mT “I =367

8、N mTIV =1354.9 N m軸名功率（kw）轉速（r/min）轉矩（N -m）I軸5.45144036.1II軸5.357687.9III軸4.92128367IV軸4.54321354.9、圓柱齒輪結構設計1選擇材料：小齒輪選用400r調質處理，HBSR41-286，1大齒輪選用45鋼調質處理，HBS 2 = 217 - 255 .計算時取HBS 260，HBS 2 二 230備注：腳標1代表小齒輪，2代表大齒輪2按齒面接觸疲勞強度初步設計由式（9-23）d1_766 3 k（U J令【H】U（1）小齒輪傳遞的轉矩TII =87.9N m（2）齒寬系數二d，查手冊，軟齒面非對稱布置取

9、u=4.5：d=°8（3）齒輪比u 對減速運動u=i=4.5（4）載荷系數K:初選k=2 （直齒輪，非對稱布置）（5）確定許用接觸應力' H "由式（9-29）| _ HlimSHZna解除疲勞極限應力匚Hlim，由圖9-34c查得Hlimi=710 MPa,-Hlim 2=580MPab. 安全系數SH由表9-11查得，取SH=1c. 壽命系數Zn由式9-30計算應力循環次數N=60a nt 式中a = 1 ni=576r/min， t = 5乂 205x8x2 =20000h8N1 =60 1 576 20000 =6.98NN1/610 九53 1084.5I

10、 Hlim1SH ZN1710MPa724M PaHlim 2H2SH ZN2 _580MPa 1J650MPatH J - 724MPa Lh21 - 650Mpa查圖9-35得zNl =1.02，ZN2 =1.12（均按曲線1查得）（6）計算小齒輪分度圓直徑d1:d766 3K(u 1)= 766 3：2 87.9(45 T)2 mm=66mm0.8 6502 4.5d 72mmd2 二 324mma = 198mmb= 58mm（7）初步確定主要參數A. 選取齒數:去 Z36,ZuZ4.5 36=162B. .計算模數：m =直=西=1.83,取標準模數m=2mm.z136C. 計算分度

11、圓直徑= mzj = 2mm 36 = 72mm 66mm(合適) d2 = mz2 = 2mm 162 = 324mm11D.計算中心距：a= (d1 d2)(72 324) = 198mm.22E.計算齒寬:b- ；d B =0.8 72mm = 57.6mm圓整取 b=58mm.3、經驗算：齒面接觸疲勞強度、齒根彎曲疲勞強度均合適。4、確定齒輪的主要參數及幾何尺寸。Z廠 36, Z2 = 162,m = 2mm缶=mz = 2mm 36 = 72mmd2 二 mz2 =2mm 162 = 324mmdai 二 di 2m = 72mm 2 2mm = 76mmda2 二 d2 2m 二

12、324mm 2 2mm 328mmdfi =di-2.5m =76-2.5 2mm=71mmdf2 =d2-2.5m=324-2.5 2mm=319mmb2 =58mmb 二 b2 (5 T0) =58 (5 - 10)mm二 63-68mm取bi 二 65mm1中心距:a(d1 d2) = 198m m2齒距：p = m = 3.14 2m m= 6.28m m 齒厚：s = P2= 6.282 =3.14mm 槽寬：e= P2 = 6.28 £ = 3.14m m 齒頂高： ha = h；m = 2m m 齒根高：hf = (h； c*)m = 2.5m m 全齒高：h = ha

13、 hf = 4.5m m5. 確定齒輪制造精度。6. 按機械設計手冊推薦確定其齒厚偏差，小齒輪為GJ,在其零件工作圖上標記為：8GJGB/T10095-1988，大齒輪厚偏差為 HK，在其零件工作圖上標記為：8HK GB/T10095-1988.三、鏈傳動設計1、選定鏈輪齒數-Z1, Z初步假設鏈速v=o.63m/s,由表8-8查得小鏈輪齒數乙-17,取z19Zi Z4 19=76,取 Z2=762、根據實用功率曲線，選鏈條型號初定中心距a°二40p,鏈節數Lp為"2筲兮2 ；容）22 40p19 76 p40p 2漢3.1476-19)2 = 129.56mm取Lp=13

14、0節，由于中心距可調，可不算實際中心 距。估計鏈條鏈板可能產生疲勞破壞，由表8-6查甘1.0，由表8-7查得kp =1.0（初取單排鏈），由圖8 -16查得k2 i.15,由表8-5 查得 kA = 1.2P0 kzkLkpPkAkzkLkp4.92kw 1.21.0 1.15 1.0=5.13kwZ1 "9Z2 = 76a。二 40 pLP = 130mmp0 二 5.13kw該鏈條在實驗條件下所需傳遞的功率由圖8-1,按p°=5.13kw，n0=128r/min，選取鏈條型號為 16A, P=25.4mm且po與6交點在曲線頂點左側， 確定鏈板疲勞破壞，估 計正確。3、

15、校核鏈速 v=ZiniP.J9 128 25.4 m/s=1.03m/s 600006000與原假設v =0.63m/s范圍符合4、計算鏈長和中心距鏈長L :L=LpP/1000 J3。25.4mm 3.302m1000中心距:-47aLZZ2p 2丿(Lp-寧心窖）2125.4mm4_13076219(12276+19 276-19 2)- (2域 3.14)=968mm中心距調整量 a_2p=2X 25.4=50.8mm5、計算作用在軸上的壓軸力工作拉力:1000 pF 二1000 4.92kwV1.03m/s=4776.7 N作用在軸上的壓軸力Fq T.25F =1.25 4776.7N

16、 =5970.9 ： 5971N計算結果：鏈條型號16A-1 X130GB/T1243-1997四、直齒錐齒輪設計1、材料選用：大小輪均采用20Cr滲碳，淬火，齒 面硬度58-63HRC齒面粗糙度 RZ廣RZ2 = 3.2um , 采用100號中極圧齒輪潤滑油2、初步設計V=0.63m/sL=3.302mm a=968mmF=4776.7NFq 5971N估算時的齒輪許用接觸應力5"82Nmm2z21z 2 = 53廠 21.614772 二 86.385me = 2.5de廠 52.5mmde2 = 132.5mmRe 二 71.26mmb=22 U”HP設計公式d'e1-

17、19513 KT2載荷系數k=1.5齒數比將25估算時的安全系數s'H=1.1估算結果 d 'K19513" 1.5漢36.1 2mm=48.648mm de 也5爼1823、幾何計算齒數：取乙=21，z2 二 UZ = 2.5 21 = 52.5 : 53分錐角：6 _!=arctan 彳= 21.61477°，2 = arcta門乙=68.385°,Z2Z1大端模數：me =瑩=482：48 =2.3166mm，取 me = 2.5 Z121大端分度圓直徑：d& =z me =21*2.5=52.5mm，齒寬系數取尬r =0.3:：J

18、RR0.3 71.26 =21.378, 取 b=22 口兒實際齒寬系數 =-= 22 = 0.30872R Re 71.26中點模數me = me（1-0.5G R）2.1141mmdm廣de（1°.5 R）44.3961mm 中點分度圓直徑dgd J1 0.5 R）二 112.0473mmm2切向變位系數：xt=0，Xt2 = 0高變位系數：x0，x0頂隙：c =Cme = 0.2漢 2.5 = 0.5（GB12369 1990齒制 & = 0.2） 大端齒頂高 ha2 = d +x1）me =（1+0.2-0 漢2.5 = 2.5mm大齒端根高me 二 2.1141mm

19、dm1 = 44.3961mm dm2 = 112.0473mrhf1（1 c 一x/ me = （1 +0.2-0）疋 2.5 = 3mm hf （1 c _x2）me（1 0.2-0） 2.5 = 3mm全齒高：h（2 c）me（2 0.2） 2.5 = 5.5mmhf廠 3mm hf2 二 3mm h = 5.5mm二 f廠 2.41二 f2 二 2.41hf 13=arcta narcta n 1Re71.262.41hf 23=arcta narcta n 2Re71.26 2.41齒頂角：a1f2=2.410，a,22.410（采用等頂隙收縮齒）頂錐角:-a1 = '； 1

20、 寸 a1-a2 = ： 2 二 a2 根錐角：A 口 二1 _丁 “、.f 2 =2寸 f 20 0= 21.614772.41 =24.024770 0 0=68.3852.41 =70.7950 0 0= 21.61477 -2.41 =19.204770 0 0=68.385 -2.41 =65.975a1 = 24.02477 a廠 70.795f廠 19.240477* =65.9750大齒端圓端直徑：dae=de1+2ha1CO筑 10= 52.5+2x2.5漢cos? 61477 mm=57.148mmdae, =de2 2ha2COS 20=132.5 + 2匯2.5xcos

21、68 385 mm = 134.3418mm安裝距：A = 120.179mm, a2 = 105mm 冠頂距:八de2 .Ak廣丁- ha1si1(13；.5 _2.5 sin 21.61477°)mm=65.329mmAk2=y-ha2sin2=(n 68.385°)mm 二 23.9258mm大端分度圓弧齒厚:ns廠 me(22xtan3 14o= 2.5 ( tan?。)mm = 4.835mmSmme-s (3.14 2.5-4.835) mm =3.015mm大端分度圓弦齒厚:_2-(1S 1 )S1 _sZ2)6d2巳- (=4.835 1 4.8352 12

22、護52.5丿=4.828mmdae1 = 57.148mmdae2 = 134.3418mmA1 = 120.179mmA = 105mmA = 65.329mm 人2 = 23.925mmS = 4.835mmS2 = 3.015mm3 = 4.828mmS2 = 3.0147mm- ()=3.015 漢 1-23.015=3.0147 mm大端分度圓弦齒高:132.5丿)12二 2.5h ha2當量齒數:S2 cos4de14.8352 cos21.614774 52.5S? COS 國 24de23.0152 cos68.3854 132.5二 2.6035mm2.506mmZi21co

23、s 1Z2COS 2=22.588; cos21.6147753廿 143.8778cos68.385當量齒輪分度圓直徑: Ju2+1 一“一 寸2.52+1 g 二 dm1 44.3961u2.5cL 二 u2dv1 二 2.52 47.816 二 298.85mm二 47.816mm當量齒輪頂圓直徑：dva1= dv1 2h廠(47.816 2 2.5) = 52.816mm dva廠 dv2 2ha = (298.85 2 2.5) = 303.85mm當量齒輪根圓直徑：g = 2.6035mmh2 二 2.506m mS 二 22.588zv2 = 143.8778dv1 = 47.8

24、16mmdv2 二 298.85mmdva1 =52.816mmdva2 二 303.85mmdvb1 = 44.932mmdvb2 二 280.827midvb1 = dv1cos。= (47.816x cos20 )mm 二 44.932mmdvb2 = dv2 co = 298.85漢 cos20280.827mmav = 173.33mm當量齒輪傳動中心距：1 1av 二那宀 +dv2)=3漢(47.816+ 298.85)mm = 173.33mm當量齒輪基圓齒輪：Pvb =兀 mm cos。=(3.14漢 2.114仆 cos20 )mm= 6.2379mm嚙合線長度：gva =

25、2(斗 dva1 dvb1 十寸 dva2 dvb2 ) av sinvt= 1(j52.8162 -44.9322 + J303.852 -280.8272)-173.33sin20： =12.607mm端面重合度：g12.607c sv=二mm = 2.02mmvaPvb6.2379齒中部接觸線長度：hm二21.9989mm4、經校核齒面接觸疲勞強度與齒根抗彎疲勞校核均符合要求。5、結構和工作圖：小齒輪結構齒輪軸，大齒輪為鍛 造孔板式。五、聯軸器的選擇初選彈性柱銷聯軸器(見圖1)Pvb = 6.2379mmgva = 12.607mmja = 2.02mmlbm = 21.9989mml圖

26、1彈性柱銷聯軸器利用非金屬材料制成的柱銷置于兩 半聯軸器凸緣上的孔中，以實現兩半聯軸器的連接， 由于柱銷與柱銷孔為間隙配合，且柱銷富有彈性， 因而獲得補償兩軸相對位移和緩沖的性能，柱銷的 一端成鼓形。柱銷的材料目前主要用 MC尼龍6制成，其抗拉強 度54MPa,抗彎強度70MPa抗壓強度60MPa, 抗剪強度52MPa。彈性柱銷聯軸器的結構簡單，制造容易，裝拆更換 方便。不需潤滑，幷有較好的耐磨性。但尼龍易吸 潮變形，尺寸穩定性較差，導熱率低，使用時應注 意環境的影響。適用于對工作可靠性要求不高的傳 動軸系。查相關資料得，Y132S 4電動機的相關參數；電動機旋轉軸升出長度 L=110mm，旋

27、轉軸的直徑書.018 D - 42 0-002。根據電動機的參數選擇聯軸器的型號為 LH3，軸長 度J1型。查相關資料LH3型凸緣式聯軸器的基本參數和主 要尺寸：公稱轉矩Tn "30N *m許用轉速 Np =6800r/min軸孔直徑d廠42mm ； d2二20mm 軸孔長度（j1型）L = 112mm L廠84mm; D = 160mm I = 72mm;轉動小量 0.6kg m2;綜上所述：LH3型凸緣式聯軸器的機械性能滿足該運輸機系統傳遞的工作要求。即可正確選用LH3（ j1型軸孔）型凸緣式聯軸器。六、六、軸的結構設計（一）選擇軸的材料：軸的材料選用45號鋼，；調質處理，查相關

28、資料得：b = 590MPa,s = 295MPa,二一廠 255MPa, _廠 140MPa.（二）初步確定軸端直徑最小直徑在連接聯軸器處：d _c3 P n，查表 13-2，c=118-107,則d - （118 -107）3,5.451440 二 18.39 - 16.675mm因裝聯軸器處有一鍵槽，故軸徑增大 5%,42mmd> 1.05X （18.39 16.675）mmdmin=19.309 17.508mm因所選的聯軸器為LH3型，內孔直徑D=42mm.即軸的最小段直徑取標準值 d=42mmm.（三）軸的結構設在初估軸徑幷合理安排軸上零件（聯軸器、軸承1、2）軸向位置的基礎

29、上，按軸的結構設計要點，解決 好軸和軸上零件的軸向位置固定；軸上零件與軸的 周向連接；軸結構便于制造；軸上零件便于裝拆； 避免減少應力集中等。I軸的結構設計（如圖2）圖2該軸為錐齒輪軸，軸和錐齒齒輪為整體式。軸的左 端 通過聯軸器與電動機軸連接。右端為直齒錐 齒齒輪，中間軸頸 處裝有兩個30210型圓錐滾子 軸承，兩軸承間用套筒作軸向固定。軸的徑向尺寸和軸向尺寸計算：軸頭，裝聯軸器處。由于選用LH3型聯軸器的內 徑為42mm,所以取軸的直徑d1=42mmo經初步估算 軸的最細直徑 垢=20mm o d1=42mm>dmi 20mm , 所以符合軸的扭矩強度。根據LH3型聯軸器(Ji型 軸

30、孔)，軸孔的長度L=84mm，即取軸的長度L1=84mmo軸肩：聯軸器的軸向固定處。直徑變化 510mm, 幷考慮密圭寸件的尺寸，取d2=48mm。軸向尺寸L2 二H+e+m=(20+10+20)mm=50mm。H:聯軸器端面與軸承蓋間的距離；為避免干涉，取H=20mm;e：軸承蓋厚度，取 e=10mm;m：軸承蓋止推套筒長度，取 m=20mm.軸頸：裝有兩軸承。初選軸承為圓錐滾子軸承 30210型，應符合軸承內徑系列，d3 = d2+ (12)mm,取d3=50mm。查手冊，30210型軸承寬度 T=21.75mm。兩軸承的間距 a=20mm,取 T=22mm。 L3 = 2T + a =

31、64mm。 軸肩：軸承的軸向固定處。直徑變化 510mm, 取d4 =58mm。軸肩的寬度取L4 =10mm。 軸身：d5 = d3-(1 2)mm= 48mm。L5 = 20mm 圓錐齒輪：d6 dae1 - 57.148mm , L6-29mmd 42mmL 84mmd2 = 48mmL2 = 50mmd3 = 50mmL3 = 64mmd4 = 58mmL4 二 10mmd5 = 48mmL5 = 20mmd6 = 57.148mmL6 = 29mmL = 277mmb h I =12 8 72軸的總長度 L 二 L, L2 L3L5277mm鍵的選用：軸的左端安裝聯軸器；選用 C型鏈因

32、軸的直徑d 42mm, L = 84mm,查手冊可選用鍵 b h 1= 12 8 72I 二 0.85L 二 0.85 84 二 71.4 72材料選用45號鋼。鍵的校核：1鍵長I =72mm,鍵的工作長度=L - ？ b = 72-6 = 66mm鍵與輪轂接觸高度k = h =4mm2200CT2000 36.1N m 廠一；p6.5M pap d|0k 42 66 4pa查表4-1得【p】100M pa因匚p【匚p】，故所選鍵滿足要求II軸的結構設計（如下圖3）軸的徑向尺寸和軸向尺寸計算：軸徑安裝軸承處：I軸中選用30210型圓錐滾子軸承，同一減速器系統機構中，為了降低設計難度和加工難度，

33、盡量選用同一軸承。即軸徑d1 =軸承內徑D=50mm.軸徑長度 l1=T+ +a+2mm=（22+5+15+2）mm=44mm.T軸承的近似寬度；a齒輪至殼體內壁的距離，取 a=15mm; 軸承至殼體內壁的距離，取 =5mm 安裝圓錐齒輪處：為便于齒輪裝拆，取標準值 d 53m m,軸的徑向長度l?由齒輪寬b確定，L2 = b- 2=60-2二 58mm。軸環直徑：d d? 2h;h二（23）c查手冊5 = 2mm,取h = 3c = 3 2 = 6mm。d3 =d2 2h =53 2 6 = 65mm。軸環寬度：L3 = 1.4h = 1.4 6 = 8.4mm，取整 L = 10mm。 直

34、齒圓柱齒輪：基本尺寸有前面齒輪設計可知。 安裝軸承處，同。d5 = = 50mm, L5 = L1 = 44mm.軸的總長度 L = J L廠 L3 L4 L5 二 219mm。 鍵的選用：軸安裝錐齒輪處選用 A型鏈。因軸的直徑 d2 二 42mm，L = 58mm，查手冊可選用鍵b h l -16 10 50I 二 0.85L 二 0.85 58 二 49.3 50d廠 50mm L廠 44mmd2 二 53mmL2 = 58mmd3 二 65mmL3 二 10mmd5 二 44mmL5 二 44mmbMiXl=16X10X50材料選用45號鋼。鍵的校核：（b刈xl=16 X10X50）鍵的

35、工作長度L° = I - b = 50 -16二34mm 鍵與輪轂接觸高度k = A?二5mm、由式4-1得_ 2000T 'p 二 dl°k由表4 - 1得；2000 87.9N m53 34 5= 19.51MPap，故所選鍵滿足要求III軸的結構設計（如下圖4）圖4在初估軸徑幷合理安排軸上零件（齒輪、鏈輪、滾 動軸承等）軸向位置的基礎上，按軸的結構設計要 點，解決好軸和軸上零件的軸向位置固定；軸上零 件與軸的周向連接；軸結構便于制造；軸上零件便 于裝拆；避免減少應力集中等。軸的徑向尺寸和軸向尺寸的計算：安裝鏈輪處直徑；初算取標準直徑d42mm軸向尺寸根據鏈輪輪

36、轂寬度確定，應比輪轂寬度短12mm,鏈輪輪轂寬度為（1.52） d1（1.52）x42mm=6384mm,取鏈輪輪轂寬度為 63mm,d 42mmJ = (63 - 2) = 61mm。L 61mm鏈輪軸向固定軸肩：直徑變化 510mm,幷考慮密封件的尺寸，取d2 = 48mm。d2 = 48mmL2 = H +e+m = 20mm+ 10mm+ 20mm二 50mmL2 = 50mmH:鏈輪端面與軸承蓋間的距離，為避免干涉，取H=20mm。e:軸承蓋厚度，取 e=10mm; m：軸承蓋止推套筒長度，取m=20mm。裝軸承處直徑：應符合軸承內徑系列，d? =50mm。(選用30210圓錐滾子軸

37、承)。徑向尺寸：d7 = 50mmL7 = (T + 心+口 + 2)mm= 44mm。查手冊，L7= 44mm30210軸承寬度T=21.75mm,計算時近似T=22mm。a：齒輪至殼體內壁的距離，取 a=15mm;:軸承至殼體內壁的距離，取 =5mmd3 = 50mm裝左端軸承處直徑：冋 軸上兩軸承型號相冋，L7 = 22mmd3 = d7 = 50mm ； L7 = T = 22mm。裝齒輪處直徑：為便于齒輪裝拆，取標準值d6 = 53mmd6 =53mm ,由齒輪寬度b確定，b=58mmL6 = 56mmLs = 58- 2 = 56mm。軸環直 徑d5 =d4+2h；h = (23)

38、G，由手冊 查得q = 2mm,取h = 3c)= 3沃 2 = 6mmd5 = 65mmd5= d4 + 2h= 53+ 2© 65mmL5 = 10mmL5 由軸環寬度 b 1.4h x 6=8.4mn,取-hOmm軸承軸向固定軸肩直徑：查軸承 30210安裝尺寸d4 = 58mmD = 58mm, d4 = D = 58mm，徑 向長度 L4 = 87mmL4 = 219-44-22-10- 56= 87mm。軸的總長度：L 二 Li L2 L3 L4 L5 L6 L7二 61 50 22 87 10 56 44 二 330mm.該軸上、兩處分別安裝鏈輪和直齒圓柱齒輪； 需要鍵

39、連接。鍵的選用：裝鏈輪處選用C型鍵，由d 42mm，J = 62mm查手冊取 I b h (53 12 8)mm 的鍵。I 二 0.85L = 62 0.85 二 53mm。裝齒輪處：A型鍵，由d 53mm，l 56mm；查手冊取l h b = (48 16 10)mm的鍵；l = 0.85L6 = 0.85 56 = 47.6 48mm。鍵的材料選用45號鋼。鍵的校核:1.校核鍵(l b 53 12 8):鍵的工作長度：l° = l - b2 = 53-6二47mm 鍵與輪轂接觸高度：k h4mmo由式(4 1)2000Tdl°k92.96MPa2000 367N m(4

40、2 47 4)mm查表4 1得丨p丄10OMPa。因二P ”： L P丨，故所選 鍵滿足要求。2.校核鍵(I b h = 48 16 10):鍵的工作長度：I。= I - b2 二 48-16 二 32mm 鍵與輪轂接觸高度：k h5mm。由式（4 1）2000Tdl°k2000 367N m(53 32 5)mm86.56MPa查表4 1得丨p丄100MPa。因二pp丨，故所選鍵滿足要求七、軸的強度校核計算1.軸的受力分析求軸上扭矩P4 92T = 9550 二 9550 N m 二 365.2N m128求齒輪上的作用力l 2000T2000 365.2Ft 二324N = 2254.05NF=Fttan； =2254.05 tan20 = 820.4N2.III軸低速軸的強度校核繪制軸空間受力圖TCBD亠【!nF -,Fr.134.593.5ARCHRAHFr1廠RCVFtRAVMHBMVBMeDMeCMeBMBI作水平面H和垂直面V內的受力圖，并計算支座 力。H面Rah = RCH = ?=篤407 N = 410.204NRCV =Ft1 N = 225