机械设计课程设计带式输送机传动装置（全套图纸）.doc

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1、全套图纸，联系153893706课程设计资料班 级 机自二班 学 号 14051900328 姓 名 指导教师 材 料 目 录序号名称数量1课程设计任务书12课程设计报告书13课程设计其它资料1456湖南理工学院 机械设计课程设计任务书设计题目： 带式输送机传动装置 系 部： 机械与电气工程系 专 业： 机械设计与制造及其自动化 学生姓名: 学 号: 14051900328 起迄日期: 2007年12月17日2007年01月06日 指导教师: 教研室主任： 机械设计基础课程设计任务1课程设计的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等）：一、机械设计基础课程设计的内容机械设计基础课程设计是

2、本门课程的一个重要实践性环节，是高等学校工科有关专业学生的一次全面的设计设计训练。本次设计的对象为普通减速器，具体内容是：1、 设计方案论述。2、 选择电动机。3、 减速器外部传动零件设计（含联轴器选择）。4、 减速器设计。 设计减速器传动零件，并验算是否满足工作要求； 对各轴进行结构设计，按弯扭合成强度条件验算各轴的强度； 根据工作载荷情况，选择各对轴承，计算输出轴上轴承的寿命； 选择各键，验算输出轴上键连接的强度； 选择各配合尺寸处的公差与配合； 决定润滑方式，选择润滑剂；5、 绘制减速器的装配图和部分零件工作图。 减速器装配图一张（A0或A1）； 轴及轴上齿轮的零件图各一张（A3或A4）

3、；6、 编写设计说明书（将1-4项整理成文，数字6000-8000）。二、原始数据及已知条件1、输送带工作拉力 F= 4.2 kN；2、输送带工作速度 = 1.9 m/s；3、滚动直径 D=450mm；4、滚筒效率 j=0.96；5、工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6、使用折旧期8年；7、工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35oC；8、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；9、检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；10、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 机械设计基础课程设计任务书2对课程设计成果的要求包括图表、实物等硬件要求：1、说明书

4、要认真，准确，条理清晰；2、按word排版，公式编辑器编辑公式；3、参考文献要注明出去；4、图纸按标准作图，数据处理准确，图面整洁。3主要参考文献：1 濮良贵，纪名刚.机械设计.第八版 . 北京：高等教育出版社，20052 吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册. 北京：高等教育出版社，20063 张展，姚振甫.实用机械传动设计手册.北京：科学出版社，1999 4 常明.画法几何及机械制图.武昌：华中科技大学出版社，20045 甘永立.几何量公差与检测.上海：上海科学技术出版社，20054课程设计工作进度计划：序号起 迄 日 期工 作 内 容11217-1219设计前准备工作（明确任务，查阅查料

5、、手册，观察）21220-1225确定传动方案、选择电动机、传动零件设计计算31226-1227轴的设计计算41228-1229轴承、键、联轴器及润滑剂的选择51230-0103装配图设计及复核计算60104-0105零件工作图设计70106整理设计说明书、准备答辩指导教师王清日期： 2007年 01 月 06 日湖南理工学院课程设计报告书 题 目： 带式输送机传动装置 系 部： 机械与电气工程系 专 业： 机械设计与制造及其自动化 班 级： 机自二班 姓 名： 学 号： 1 2007年 12 月 17 日目 录前言1 前言（2） 1 带式输送机的结构总体方案设计1-1 带式输送机的整体设计方

6、案论述 （3）1-2 带式输送机的执行机构与传动机构方案初步设计 （4）1-3 带式输送机的电机选择 （6）2 带式输送机传动运动和动力参数分析2-1 计算总传动比及分配各级传动比 （7）2-2 传动装置的运动与动力参数分析及计算 （7）3 带式输送机中传动零件的设计计算与校核3-1主要传动零件的设计计算与校核3-1-1 齿轮的设计 （9）3-1-2 轴的设计 （17）3-1-3 轴承的选用与寿命分析 （27）3-2 支撑、连接类等零件设计及选择3-2-1 联轴器的选用与校核 （28）3-2-2 键的选用与校核 （29）4 各配合尺寸处的公差与配合及润滑方式和密封方式的选择 （30）5 减速器

7、的附件及箱体设计 （30）6 绘制减速器装配图及主要零件图6-1减速器装配图1张（A3） （31）6-2中间轴上齿轮工作图1张（A4） （31）6-3输出轴工作图1张（A4） （31）7 心得体会、收获、意见与建议（31）8 参考文献 （32）前言机械工业的生产水平是一个国家现代化建设水平的主要标志之一。这是因为工业、农业、国防和科学技术的现代化程度，都会通过机械工业的发展反映出来。人们所以要广泛应用机器，是由于机器既能承担人力所不能或不便进行的工作，又能被人工生产改进产品质量，特别是能够大大提高劳动生产率和发送劳动条件。同时，不论是集中进行大量生产还是迅速完成多种品种、小批量生产，都只有使用

8、机器才能便于实现产品的标准化、系列化、和通用化，尤其是便于实现高度的机械化、电气化和自动化。因此，机械工业肩负着为国民经济各个部门提供技术装备和促进技术改造的重要任务，在现代化建设的进程中起着主导和决定的作用。所以通过大量设计制造和广泛使用各种各样先进的机器，就能够大大加强促进国民经济发展的力度，加速我国的社会主义现代化建设。我们这次的课程设计任务是设计带式输送机装置。这个装置我们其实不陌生，平常生活中也经常看到。而我们设计的目的就是通过这次的课程设计能够使得我们所学到的东西能够得到更好的应用同时也让我们体会到更多的机械感性认识。对于带式输送机，它的应用非常的广，如工厂的产品输送，矿山的矿料的

9、运输，钢铁生产的运输等都用到了带式输送机。而带式输送机的设计过程也正好基本上把我们平常所学的东西包含在里面了，对我们的知识进行了一次强有力的加强作用。比如其中就有我们最为常见的机械减速器的设计，带传动的设计等。所以要想使得我们学生更好的在机械行业里发挥作用为我们祖国的未来而尽一份力，我们必须学好理论知识的同时也要搞好实践性的设计课程。从多方面的把我们转化为社会的工作人员。所以这次的课程设计是非常有必要的，而设计带式输送机也是我们最佳的选择。1 带式输送机的结构总体设计1-1 带式输送机的整体设计方案论述 一、带式输送机的工作及生产要求分析带式输送机的输送带工作拉力 F= 4.2 kN；输送带工

10、作速度 =1.9m/s；滚动直径 D= 450mm；滚筒效率 j=0.96；整机工作情况为：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；工作环境为：室内，灰尘较大，环境最高温度35oC；寿命要求为使用折旧期8年；动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。所以整机工作情况为：低速，小功率，载荷平稳，工作环境不恶劣，长期工作不经常启动、关闭，无其他特殊要求。二、带式输送机的整体设计思路我们知道现代的机器通常由原动机构、传动机构、执行机构三部分组成。此外，为保证机器正常运转还需要一些辅助机构如操纵装置或

11、控制系统。对与机器的方案设计我们应该满足其基本的工作和其他特殊要求外还应尽可能的实现优化设计即：1）机械系统尽可能简单；2）尽量缩小机构尺寸；3）机构应具有交好的动力特性；4）机械系统应具有良好的人机性能；5）机械系统尽可能的节能、环保及低成本。本次设计的机械系统为一带式输送机，由它的基本工作要求我们可以知道原动机可以用足够功率和转速的交流电动机即可满足要求；传动机构采用常用的闭式减速器即可；执行机构则为滚筒带动输送带工作。其示意图（1-1）如下所示：图（1-1）采用上述的传动原理基本上满足工作要求，而且结构简单、清晰、可靠；生产加工容易；成本底；传递平稳可靠；传递效率高可以节约能源；工作安全

12、、噪音小；易于检查和维修其中所用的传动机构是我们最为常用的减速器，从而大大的降低了设计的成本及缩短了设计周期。1-2 带式输送机的执行机构与传动机构方案初步设计一、带式输送机的执行机构方案初步设计 由于工作要求中已经说明，工作形式为带输送，所以我们就将执行机构设计为滚筒带动输送带工作的形式。运动靠滚筒与带的摩擦来维持，而滚筒则由原动机驱动。其原理图如图（1-2）所示： 图（1-2）因为此执行机构为扰性机构且长时间低速运转，要求平稳传动，切功率和扭矩不是很大，所以必须要求其具有足够的疲劳强度和过载保护功能，滚筒用空心的轮辐式圆柱体滚筒，输送带用橡胶面煤矿用织物整芯输送带(PVG)680s型。二、

13、带式输送机的传动机构方案初步设计由工作要求可知，带的速度比较低所以我们采用二级减速器来实现传动。在室内工作时灰尘多所以应该采用闭式的减速器，而其寿命为8年比较长，传动速度比不是很高，传动要求平稳，结构要求紧凑，所以我们在工作要求不高的情况下尽可能的降低成本选择二级的圆柱直齿轮传动卧式减速器。其机构图如图（1-3）所示： 图（1-3）1）初选主要传动元件我们采用四个圆柱直齿轮（Z1、Z2、Z3、Z4，其中Z1为高速级，Z2、Z3为中间级，Z4为低速级）传动为闭式二级减速器的传动件，减速器的三根传动轴（普通的直轴高速级轴、中间级轴、低速级轴）平行布置属于展开的卧式，虽然机构尺寸相对稍大，但是其结构

14、更加简单，生产加工容易，成本相当低，维修和查错更加容易。2）初选减速器的各轴承其每一根轴上的一对轴承我们使用普通的深沟球滚动轴承即可满足工作要求（主要承受径向力同时也可承受部分轴向力）而且其价格与其他类轴承比最低。3）初选输入与输出轴与外接轴的联结元件输出轴（低速轴）与外接轴（滚筒轴）的联接，高速级的轴与电机的轴联结我们用滑块联轴器即可，其机构简单，尺寸紧凑，适用于中小功率、较高速度的无剧烈冲击的轴的联结。4）初选减速器的箱体 我们使用的为普通的二级减速器，其工作要求不高，尺寸较大，结构复杂所以使用铸造箱体即可满足要求。1-3 带式输送机的电机选择一、确定电机的类型和结构型式 工作中提供的电源

15、为三相交流电压380/220V，所以选择交流电机；工作温度不高，环境灰尘较多，连续单向运转周期长，无变速要求，工作载荷稳定，所以应该选择Y型（鼠笼式）的全封闭自扇冷式。二、电机的容量（额定功率）确定有工作要求可以知道，此电机连续单向运转周期长，工作载荷稳定，所以只要选择电机的额定功率稍大于工作要求的功率即可。由带式输送机的整体设计要求图（1-1）与图（1-3）我们可以反算出所需电机的功率P0：已知：负载F1=4.2KN；带速V1=1.9m/s；滚筒效率=0.98则有： 滚筒轴的功率因为滚筒轴由两个轴承支撑同时与减速器的低速级相连，所以我们可以求得： 低速级轴的功率：因为低速级轴由两个轴承支撑而

16、且由中间级轴的齿轮传动所以我们可以求得： 中间级轴的功率：因为中间级轴由两个轴承支撑而且由高速级轴的齿轮传动所以我们可以求得： 高速级的轴的功率：因为高速级的轴有两个轴承支撑而且与电机轴的连接由滑块联轴器联接所以有：电机轴的功率：电机直接驱动电机轴所以有： 所需电机功率： （带输送的工作负载功率为P1；滚筒轴的功率为P；低速级轴的功率为P；中间级轴的功率为P；高速级轴的功率为P；电机输出轴的功率为P；滚筒的工作效率为；滑块联轴器的效率为；滚动轴承的效率为；齿轮的效率为。）查相关资料可知：滑块联轴器（钢性联轴器效率为1.0，在这里我们也取和滑块联轴器一样的效率）的效率为为0.99；滚动轴承（一对

17、）的效率为为0.99；齿轮的效率为0.98。所以可算得： P0=9.58（KW）所以电机的额定功率Ped略大于P0 则根据相关资料查得可去电机额定功率为Ped=11（KW）。三、电机转速的确定由带的速度V1=1.9m/s可以知道：经计算可得n滚=80.68 （r/min）根据齿轮传动的一般推荐传动比i为36可知二级齿轮减速器的总传动i总比为936，所以电机的满载速度nm范围为726.122904.48（r/min）满足这一速度要求的同步转速的Y型（鼠笼式）的全封闭自扇冷式电机有750（r/min）、1000（r/min）、1500（r/min）。综合考虑其额定功率为11（KW）以及为使得电机的

18、价格合适，尺寸不至于太大，我们可以选择Y160L-6型Y系列三相异步电机其参数如下所示：型号Y160L-6 ；额定功率Ped11（KW）；满载转速nm=970（r/min）； 额定转矩Td=2.0105Nmm。2 带式输送机传动运动和动力参数分析2-1 计算总传动比及分配各级传动比一、计算总传动比 = 二、分配各级传动比 为使各级传动件尺寸协调，结构匀称合理，避免干涉碰撞。在二级减速器中，两级的大齿轮直径应该尽量相近。结合推荐的齿轮各级传动比： 2-2 传动装置的运动与动力参数分析及计算一、各轴的转速计算电机轴 高速级的轴 中间级轴 低速级轴 滚筒轴 二、各轴的输入功率的计算电机轴 高速级的轴

19、 中间级轴 低速级轴 滚筒轴 三、各轴的输入转矩的计算电机轴 ： 高速级的轴： 中间级轴： 低速级轴： 滚筒轴： 各轴的运动参数如下表1-1所示：项 目电机轴高速级轴I中间级轴II低速级轴III滚筒轴 转速（r/min）970970242.580.6880.68功率（kW）9.589.489.018.568.39 转矩（Nm）94.3093.30355.001010.00990.00传动比: i1=4 ； i2=3 传动效率：为0.99 ； 为0.99 ； 为0.98 表1-13 带式输送机中传动零件的设计计算与校核3-1主要传动零件的设计计算与校核3-1-1 齿轮的设计一 、高速级齿轮的设计

20、1、选择高速级圆柱齿轮的材料、精度等级和齿数1）、精度等级：查相关齿轮设计资料及结合工作要求（传动平稳，中等速度单向连续运转，寿命为8年（两班制，一年当300天算），传动比i1=4）可以知道，通用减速器齿轮推荐精度为6-8级而具有一定速度要求的齿轮传动推荐用7级以上，所以我们初选7级精度（GB100951988）。2）、材料：小齿轮用40Cr（调质），硬度为280 HBS，大齿轮材料选 45 钢（调质）硬度为240 HBS，两者硬度差为40 HBS （在推荐的硬度差范围内）。3）、齿数：闭式齿轮推荐小齿轮齿数为20-40，为减小尺寸的同时提高传动平稳性，初选小齿轮齿数Z1=24则大齿轮齿数Z2

21、= 。2、按齿面接触强度设计因为高速级的输入载荷大于低速级的载荷，所以使用高速级的数据进行试算，即： d1t1） .确定公式内的各计算数值（1） 试选载荷系数1.3（2） 由表106查得材料的弹性影响系数189.8 （MP）（3） 由表107选取齿宽系数1（4） 小齿轮输入扭矩=9.33104 （Nmm）（5） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限600（MPa）；大齿轮的解除疲劳强度极限550（MPa）；（6） 由式1013计算应力循环次数 （7） 由图1019查得接触疲劳寿命系数0.92 ；1.04（8） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，得： 0.926

22、00MPa552 （MPa） 1.04550MPa572（MPa） Min=552 （MPa）2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径d1td1t=2.32 = 60.716（mm）（2） 计算圆周速度vv= 3.08（m/s）（3） 计算齿宽b b=160.716=60.716（mm）（4） 计算齿宽与齿高之比b/h 模数： =2.53 （mm） 齿高： h=2.25=2.252.53mm=5.69（mm） 齿高之比 b/h=60.7165.69=10.67（5） 计算载荷系数K 查表10-2，可取使用系数=1根据v= 3.08（m/s）,7级精度，由图108查得动载系数=1.12；直齿轮的=

23、1；由表10-4插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，=1.423。由b/h=10.67，=1.423，查图1013得=1.35；故载荷系数：K= =1.59（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得： d1=64.9（mm）（7） 计算模数 =2.7 （mm）3按齿根弯曲强度设计 模数 1) 确定公式内各计算数值（1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500（MPa）；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380（MPa）；（2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.86，KFN2=0.89；（3）计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得：

24、 （4）计算载荷系数K；K= =1.377（5）查取齿型系数 ； 由表105查得=2.65；=2.18（6） 查取应力校正系数；由表105查得=1.58；=1.79（7） 计算大、小齿轮的并加以比较。 =0.0136=0.0162 （8） 设计计算 =1.933（mm）对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m略大于由 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 曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径d有关，可取由弯曲强度算得的模数1.933（mm），就近圆整为标准值m2.0（mm），按接触疲劳强度算得分度圆直径：d1=64.9（mm）。

25、（9）算出小齿轮齿数：（10）算出大齿轮齿数： 4、几何尺寸计算1）计算分度圆直径小齿轮： 64（mm）大齿轮：（mm）2） 计算中心距3） 计算齿轮宽度 b=164=64（mm）取 B2=65（mm），B1=70（mm）。二 、低速级齿轮的设计 1、选择低速级圆柱齿轮的材料、精度等级和齿数1）、精度等级：查相关齿轮设计资料及结合工作要求（传动平稳，中等速度单向连续运转，寿命为8年（两班制，一年当300天算），传动比i2=3）可以知道，通用减速器齿轮推荐精度为6-8级而具有一定速度要求的齿轮传动推荐用7级以上，所以我们初选7级精度（GB100951988）。2）、材料：小齿轮用40Cr（调质）

26、，硬度为280 HBS，大齿轮材料选 45 钢（调质）硬度为240 HBS，两者硬度差为40 HBS （在推荐的硬度差范围内）。3）、齿数：闭式齿轮推荐小齿轮齿数为20-40，为减小尺寸的同时提高传动平稳性，初选小齿轮齿数Z3=24则大齿轮齿数Z4= 。2、按齿面接触强度设计因为低速级的输入载荷大于输出的载荷，所以使用输入的数据进行试算，即： D3t1）.确定公式内的各计算数值（1） 试选载荷系数1.3（2） 由表106查得材料的弹性影响系数189.8 （MP）（3） 由表107选取齿宽系数1（4） 小齿轮输入扭矩=35.5104 （Nmm）（5） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳

27、强度极限600（MPa）；大齿轮的解除疲劳强度极限550（MPa）；（6） 由式1013计算应力循环次数 （7） 由图1019查得接触疲劳寿命系数1.04 ；1.1（8） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，得：1.04600MPa624 （MPa） 1.1550MPa605（MPa） Min=605 （MPa） 2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径d3td3t=2.32 = 89.1（mm）（2）计算圆周速度vv= 1.313（m/s）（3）计算齿宽b b=189.1=89.1（mm）（4）计算齿宽与齿高之比b/h 模数： =3.71 （mm） 齿高： h=2.25=2.253

28、.71mm=8.35（mm） 齿高之比 b/h=89.18.35=10.67（5）计算载荷系数K 查表10-2，可取使用系数=1根据v= 1.313（m/s）,7级精度，由图108查得动载系数=1.08；直齿轮的=1；由表10-4插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，=1.423。由b/h=10.67，=1.423，查图1013得=1.35；故载荷系数：K= =11.0811.423=1.54（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得： d3=94.2（mm）（7）计算模数 =3.93（mm）3按齿根弯曲强度设计 1） 模数 2） 确定公式内各计算数值（1）由图10-20c查得小

29、齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500（MPa）；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380（MPa）；（2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88，KFN2=0.9；（3）计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得： （4）计算载荷系数K；K= =11.0711.35=1.452（5）查取齿型系数 ； 由表105查得=2.65；=2.24（6）查取应力校正系数；由表105查得=1.58；=1.75（7）计算大、小齿轮的并加以比较。 =0.0133=0.0160 （8）设计计算 =2.98（mm）对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m略大于由齿 根弯曲疲劳强度计算的模

30、数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯 曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径d有关，可取由弯曲强度算得的模数2.98（mm），就近圆整为标准值m3.0（mm），按接触疲劳强度算得分度圆直径：d3=94.2（mm）。算出小齿轮齿数：算出大齿轮齿数： 4、几何尺寸计算1）计算分度圆直径小齿轮：93（mm）大齿轮：（mm）2） 计算中心距3） 计算齿轮宽度 b=193=93（mm）取 B4=95（mm），B3=100（mm）。三、齿轮的结构设计对于小齿轮，我们计算完轴的强度校核后才能设计其与轴是否为一体的而对与大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500m

31、m，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。其所有齿轮的参数如下表1-2所示： 参数齿轮分度圆 d齿顶圆da齿根圆df模数m齿数 Z压力角 齿宽 B中心距 aZ1 6468592.03220070160Z22562602512.012820065Z3939985.53.031200100186Z4279285271.53.09320095 表1-23-1-2 轴的设计与校核 一、高速级轴的设计与校核 1、初步拟定高速级轴上零件的装配方案1）轴上载荷：I轴输入功率=9.48（KW）；转速=970（r/min）；转矩=9.33104 （）。2）材料选择：考虑载荷和工作要求及尺寸的紧凑和严

32、格的钢度要求因素，选择40Cr其许用弯曲疲劳强度为=355 （MPa）。3）初步确定轴的最小直径dmin= （查表15-3，A0取110）dmin=23.52（mm ） 取dmin =25（mm）4）初选轴上零件的装配尺寸并确定轴上零件的装配方案如下图1-4： 图1-4a）I-II、IV-V段轴用于安装轴承6307和轴套（用于固定轴承），故取直径为35（mm），长度取为221+210=62（mm）。b）II-III段为小齿轮，直径取为69（mm），长度为70（mm）。c）III-IV段为自由段考虑到中间轴上的Z3齿轮的宽度为100（mm）所以直径取为40mm，长度取为110（mm）。d）-段为

33、端盖布置及预留装配端考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度所以外径取30mm，长度取为45（mm）。e）-段用于与联轴器配合，直径为25mm，长度取为50mm，考虑到联轴器需要44（mm）及预留6（mm）。 所以总长及各段直径如下：长度：L= LI-II +LII-III+ LIII-IV+ LIV-V+ L-+ L- =31+70+110+31+45+50=337（mm） 各段直径：LI-II、LIV-V为直径35（mm） LII-III 为直径69（mm）LIII-IV 为直径40（mm）L- 为直径30（mm） L- 为直径25（mm）2、校核高速级轴的强度计算 对于这一级的传动轴我们

34、利用扭弯合成强度条件来校核，强度理论为第三强度理论。其结构可以简化为下图1-5所示： 图1-51） 受力分析及扭弯合成计算 齿轮受力可以分解为经向力Fr 和圆周力Ft其大小和反向计算如下：求d点的弯矩以便画扭弯图：xy平面内的弯矩 ： Mxy= xz平面内的弯矩 ： Mxz= 2）弯矩、扭矩图如1-6图所示： 图1-6 T1=9.33104 （Nmm）3）第三强度理论校核： 经分析最容易破坏的是b、c、d点，所以对这三点分别进行校核。a）校核齿轮中点d（直径为69（mm）考虑到切齿轮的削弱用45（mm）来计算）的强度：因为40Cr的许用弯曲疲劳强度=355 （MPa）所以d点安全。b）校核c点

35、（直径为40（mm）的强度：因为c点的直径、弯矩都大与b 点，所以将b点的直径db=35（mm）代如上式如果满足强度要求则知道c、b两点都满足强度要求。经计算得：所以设计的高速级轴1大大的满足强度要求，不需钢度校核了，设计合理不用修改了（且直接在轴上切齿轮）。二、中间级轴的设计与校核 1、初步拟定中间高速级轴上零件的装配方案1）轴上载荷：轴输入功率=9.01（KW）；转速=242.5（r/min）；转矩=35.5104 （）。2）材料选择：考虑载荷和工作要求及尺寸的紧凑和严格的钢度要求因素，选择40Cr其许用弯曲疲劳强度为=355 （MPa）。3）初步确定轴的最小直径Dmin= （查表15-3

36、，A0取110）dmin=36.7（mm ） 取dmin =40 （mm）4）初选轴上零件的装配尺寸并确定轴上零件的装配方案如下图1-7：图1-7a）I-II、-段轴用于安装轴承6308和轴套（用于固定轴承），故取直径为40（mm），长度取为223+212.5=71（mm）。b）II-III段为大齿轮Z2，直径取为45mm，长度为65（mm）。c）III-IV段为定位轴肩，为使得齿轮Z2与齿轮Z1对中所以外径取为50（mm），长度取为10（mm）。d）IV-V段为安装齿轮Z3，其宽度为100（mm），所以直径取45mm，长度取为100（mm）。 所以总长及各段直径如下：长度：L= LI-II

37、+LII-III+ LIII-IV+ LIV-V+ L- =35.5+65+10+100+35.5=246（mm） 各段直径：LI-II、L-为直径40（mm） LII-III 、LIV-V为直径45（mm）LIII-IV 为直径50（mm）2、校核中间级轴的强度计算 对于这一级的传动轴我们利用扭弯合成强度条件来校核，强度理论为第三强度理论。其结构可以简化为下图1-8所示： 图1-81） 受力分析及扭弯合成计算 齿轮受力可以分解为经向力Fr 和圆周力Ft其大小和反向计算如下：求各点的弯矩画扭弯图：xy平面内的弯矩：M c=12.25 104（Nmm）；Mf=1.27 104（Nmm）xz平面内的弯矩：M c=46.17 104（Nmm）；Mf=30.6 104（