机械设计-课程设计之带式输送机讲解

1、机械设计课程设计 计算说明书 设计题目 带 式 输 送 机 传 动 装 置 学院： 班级： 学号： 学生： 指导老师： 2013 年 12 月 目录 一. 题目及总体分析 3 二. 各主要部件选择 4 三. 电动机的选择 4 四. 分配传动比 5 五. 传动系统的运动和动力参数计算 6 六. 设计高速级齿轮 7 1. 选精度等级、材料及齿数，齿型 7 2. 按齿面接触强度设计 8 3. 按齿根弯曲强度设计 10 4. 几何尺寸计算 12 5. 验算 12 七. 设计低速级齿轮 13 1. 选精度等级、材料及齿数，齿型 13 2. 按齿面接触疲劳强度设计 13 3. 按齿根弯曲强度设计 13 4

2、. 几何尺寸计算 14 5. 验算 16 八. 链传动的设计 17 九. 减速器轴及轴承装置、键的设计 19 1. 轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计 19 2. 轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计 23 3. 轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计 28 十. 润滑与密封 32 十一 . 箱体的设计 32 十二 . 设计小结 35 十三 . 参考文献 35 一. 题目及总体分析 题目：设计一个带式输送机的传动装置 给定条件：传动简图如图 1-1所示，设计参数列于表 1-1。工作条件：连续单向运转， ，工作 时有轻微振动，使用期为 10年(每年 300 个工作日)，小批量生产，两班制工作，输送机工

3、作轴 转速允许误差为 5% 。带式输送机的传动效率为 0.96 减速器类型选择：选用展开式 两级圆柱齿轮减速器 。 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。高速级一般做成斜齿，低速 级可做成直齿。 整体布置如下： 图 1-1 带式输送机传动简图 图示：1 为电动机， 2 为联轴器，为减速器， 4 为高速级齿轮传动， 5为低速级 齿轮传动， 6为链传动， 7为输送机滚筒。 辅助件有 :观察孔盖，油标和油尺，放油

4、孔和螺塞，通气器，吊耳和吊钩， 定位销，启盖螺钉，轴承套，密封圈等。 输送带的牵引力 F/KN 2.7 输送带的速度 v/(m/s) 1.1 输送带滚筒的直径 D/mm 400 表 1-1 带式输送机的设计参数 二. 各主要部件选择 部件 因素 选择 动力源 电动机 齿轮 斜齿传动平稳，承载能力大，传动效率高 直齿轮不产生轴向力， 但传动平稳性差一 些 高速级做成斜齿，低速 级做成直齿 轴承 此减速器轴承所受轴向力不大 滚动球轴承 联轴器 结构简单，耐久性好 弹性联轴器 链传动 工作可靠，传动效率高 单排滚子链 三. 电动机的选择 目的 过程分析 结论 类型 根据一般带式输送机选用的电动机选择

5、 选用 Y 系 列封闭式 三相异步 电动机 功率 工作机所需有效功率为 PwFV2700N1.1m/s=2970W 圆柱齿轮传动 （7 级精度 ）效率（两对）为 1 0.98 2 滚动轴承传动效率 （四对 ）为20.99 4 弹性联轴器传动效率 30.99 带式输送机的传动效率为 4 0.96 链传动的效率 50.96 电动机输出有效功率为 Pw2970 1000 Pd w 2 4 3.53KW d 1 2 3 4 5 0.982 0.994 0.99 0.96 0.96 电动机输 出功率为 Pd （3.88 4.586）KW 型号 按 Pm Pd 选电动机型号 查得型号 Y112M-4 封闭

6、式三相异步电动机参数如下 额定功率 p=4 kW 满载转速 1440 r/min 同步转速 1500 r/min 选用型号 Y112M-4 封闭式三 相异步电 动机 四. 分配传动比 目的 论 结 中 其 m n 5 3 1 w 载 2 3 h ） in m r/ 。 ） in m r/ nm 下 如 算 计 0 6 d 分 5 2 5 w n 取 配传 动比 5 i 2 5 3 1 2 h 3 1 ( 2 ) 1 3 (1 h 取 则 2 3 比 动 传 总 比 动 传 链 1 高 h 比 动 传 五. 传动系统的运动和动力参数计算 目的 论 结 传动系统的运动和动力参数计算 。 对 别为

7、轴间 ,n3 m) 轴 分 两 ,12 ? 率 邻 n1 N 、 功 相 ( 入；为 轴4 输 ,T 别 矩 、 的 T,3 分 转 轴 轴 2 率 入 轴 各 T,1 效率 输 3 in 送 别 各 2 输 分 应 2 r/ 1( 机 转 ；对 为 速 4 动 的 P4 别 电 轴 P,3 分 轴转 从 各 ,P2 比 各轴 ： 于 ,P 动 设 应 P1 传 传动系统的运动和动力参数计算 高速轴的转速，输入功率，输入转矩 n1 nm,P1 Pm 3 =3.96Kw, T1 9549P1 / n1=26.3N m 中间轴的转速，输入功率，输入转矩 n2 n1 / ih =450r / min

8、, P2 P1 1 2 =3.84Kw, T2 9549P2 / n2=81.5N m 低速轴的转速，输入功率，输入转矩 n3 n2 / il =183.7r / min, P3 P2 1 2 =3.73Kw, T3 9549P3 / n3 =193.9N m 滚筒轴的转速，输入功率，输入转矩 n4 n3 / i1=52.5r / min, P4 P3 2 5 =3.44Kw, T4 9549P4 / n4 =625.2N m 圆柱齿轮传动 （7 级精度 ）效率为 10.98 滚动轴承传动效率为 2 0.99 弹性联轴器传动效率 3 0.99 带式输送机的传动效率为 40.96 链传动的效率

9、5 0.96 1 3.5 ：链传动比， il 2.45：低速级齿轮传动比， i 3.2 ：高速级齿轮传动比 六. 设计高速级齿轮 1. 选精度等级、材料及齿数，齿型 1）确定齿轮类型：两齿轮均为标准圆柱斜齿轮。 2）材料选择：由表 101（ 机械设计 第九版 P191）选择小齿轮材料为 40r （调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材 料硬度差为 40HBS。 3）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（GB 1009588） 4）闭式齿轮的小齿齿数 1 20，40 , 选小齿轮齿数 1 24，大齿轮齿数 2 1 13.224=76

10、.8, 取 Z2=77。 5）选取螺旋角。初选螺旋角14 ，左旋，压力角 =20 2. 按齿面接触强度设计 (1) 按式( 1021)试算小齿轮分度圆直径，即 d1t 3 2kHtTt u 1(ZHZEZ Z )2 d u H 1) 确定公式内的各计算数值 试选 Kt 1.3 由图 1020，选取区域系数 ZH 2.433 由表 10-5查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8MPa1/2 。 由式( 10-20)计算接触疲劳强度用重合系数 Z 。 t=arctan( tan n / cos ) arctan( tan20 / cos14 ) 20.562 at1 arccosZ1cos t

11、/(Z1 2han* cos ) arccosZ1cos 20.562 /(Z1 2 1 cos14 ) 29.974 at2 arccosZ 2 cos t/(Z2 2han* cos ) arccosZ1cos20.562 /(Z2 2 1 cos14 ) =24.038 =Z 1(tan at1-tan t) Z 2 (tan at2-tan t)/ 2 1.639 = dZ1tan / 1 z1 tan(10 )/ 1.905 4 4 1.639 1.905 Z =( 1- )+ =(1-1.905 )+0.671 3 3 1.639 由式( 10-23)可得螺旋角系数 Z 。 Z =

12、 coscos14。=0.985 计算接触疲劳许用应力 H 。 由图 10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别是 H lim1 600 MPa , H lim 2 550MPa. 由式（ 10-15）计算应力循环次数： 9 N1 60n1 jLh 60 1440 1 （2 8 300 10） 4.147 109 99 N2 N1/ u 4.147 109 /(77/24) 1.293 109 由图 10-23 知接触疲劳寿命系数 KHN1 0.90，KHN2 0.95 取失效系数为 1%、安全系数 S=1，由式( 10-14)得 H 1 H 2 KHN1 H lim1 0.90 60

13、0 540MPa KHN2 H lim2 0.95 550 523MPa 取 H1和 H 2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 H = H 2=523MPa 2） 试算小齿轮分度圆直径 2kHt T 1 u 1 du （ZHZEZ Z ）2 H 2 1.3 2.63 104 1 77 / 24）+1 （77 / 24） 2.433 189.8 0.671 0.985 2 ）（mm） 523 =37.4mm (2)调整小齿轮分度圆直径 1)计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度 v。 v= d1tn137.4 1440 2.82m/ s 60 1000 60 1000 齿宽 b b d

14、d1t 1 37.4 37.4 mm 2) 计算实际载荷系数 KH . 由表 10-2查的使用系数 KA 1.00 。 根据 v=2.82m/s、7 级精度，由图 10-8 查得动载系数 Kv=1.1 齿轮的圆周力 Ft1 2T1/ d1t 2 2.63 104/ 37.4 1.41 103N, KAFt1/b 1 1.41 103 / 37.4 37.7N / mm100N / mm,查表 10-3得齿间载荷分配系 数 KH 1.4 由表 10-4用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称时， KH 1.517 则载荷系数为 KH KAKVKH KH 1 1.1 1.4 1.517 2.

15、34 3）由式（ 10-12），可按实际载荷系数算得的分度圆直径 KH d1 d1t3 KHt =37.4 3 21.334=45.49mm 及相应的齿轮模数 mn d1cos /z1 45.49 cos14 / 24 1.84 mm 3. 按齿根弯曲强度设计 由式 1020 mn 3 2KFtT1Y cos2YF YS dZ12 F 1）确定计算参数 试选载荷系数 KFt 1.3 。 由式（ 10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合系数 Y b arctan（tan cos t） 13.140 v/cos2 b 1.728 Y 0.25 0.75/ v 0.684 由式（ 10-19），可得

16、计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 Y Y 1 0.778 120 计算 YFaYS F 由当量齿数 Zv1 Z1cos326.27,Zv2 Z2 cos3 84.29， 查图 10-17，得齿型系数 YFa1 2.62,YFa2 2.22 。 由图 10-18 查得应力修正系数 Ysa1 1.6,Ysa2 1.78。 由图 10-24c 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别是 F lim1 500 MPa , F lim 2 380MPa . 由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1 1.58, K FN 2 0.88。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（ 10-14）得 10 F

17、1 KFN1 F lim 1 0.85 500 F2 303.57MPa 1.4 KFN2 F lim 2 0.88 380 238.86MPa 1.4 YFa1YSa1 2.62 1.6 0.0138 F1 303.57 F2 YFa2YSa2 2.22 1.77 0.0165 238.86 因为大齿轮的 YFaYFSa大于小齿轮，所以取 YFaYFSa 0.0165 2) 试算齿轮模数 m 3 2KFtT1Y cos2YF YS ndZ12 F 3 2 1.3 2.63 104 0.684 0.778cos2 14 1 242 0.994mm 2）调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据

18、准备。 圆周速度 v d1 mnt /cos 0.995 24 / cos14 24.74mm d1n1 60 100 1.86m / s 齿宽 b b dd1 1 24.74 24.74mm 齿高 h 及宽高比 b/h h (2 han* cn* )mnt (2 1 0.25) 0.994 2.34 mm b/h 24.74 / 2.34 10.57 2) 计算实际载荷系数 KF 。 根据 v 1.86m / s ， 7级精度，由图 10-8查得动载系数 Kv 1.07 。 由 4 Ft1 2T1/ d1 2 2.63 104 / 24.74 2126N , KAFt1/b 1 2126 /

19、 24.74 86.86N /mm100N / mm 查表 10-3 得齿间载荷分配系数 KFa 1.4。 由表 10-4用插值法查得 KH 1.417,结合b / h 10.57查图 10-13，的 KF 1.34 11则载荷系数 KF KAKvK F KF 1 1.07 1.4 1.34 2.007 由式（ 10-13）可得按实际载荷系数算的的齿轮模数 mn mnt 3 K 0.994 3 2.007 1.16mm KFt1.3 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn 大于由齿根弯曲 疲劳强度计算的法面模数 .取 mn1.5mm， 为了同时满足接触疲劳强度，需 按疲劳强度算得

20、的分度圆直径 d1=45.49mm 来计算小齿轮的齿数，即 Z1 d1cos /mn 45.49 cos14 /1.5 29.43 。 取 Z1=30，则 z2 uz1 3.2 30 96 4. 几何尺寸计算 (1) 计算中心距 (z1 z2)mn (30 96) 1.5 a 97.42mm 2cos 2cos14 考虑到模数减小了，中心距取 98mm。 (2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 arccos(z1 z2)mn 15.369 2a 3) 计算小、大齿轮的分度圆直径 z1mn d146.58mm cos z2mn d 2149mm cos 4) 计算齿轮宽度 b dd1 46.67mm

21、 取 b1=47mm、 b2=52mm。 5. 验算 Ft 2T1 d1 2 2.63 104 46.67 1127.1N KAFt 1 1127.1 46.67 24.2N /mm 100N /mm 12 合适 七. 设计低速级齿轮 1. 选精度等级、材料及齿数，齿型 （ 1）按图 10-26 所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角为20。 （2）带式传送机为一般工作机器，参考表 10-6，选用 7 级精度。 （ 3）材料选择。由表 10-1 ，选择小齿轮材料为 40Cr（调质），齿面硬度 280HBS， 大齿轮材料为 45 钢（调质），齿面硬度 240HBS。 （4）选小齿轮齿数 Z

22、3=24，大齿轮齿数 Z4= Z3 , 取 Z4=59 2. 按齿面接触疲劳强度设计 （1）由式（ 10-11）试求小齿轮分度圆直径，即 1）确定公式中的各参数值 试选 KHt=1.3 。 计算小齿轮传递的转矩。 T3=9.55 106P/n3=81.5N/m 由表 10-7 选齿宽系数 d=1 由图 10-20 查的区域系数 ZH=2.28 由表 10-5 查的材料弹性影响系数 ZE=189.8MPa12 由式（ 10-9 ）计算接触疲劳强度用重合系数 Z。 a1 arccos z3 cos / z3 2ha*29.841 a4 arccos z4cosa/ z4 2ha* 24.653 z

23、3 tan a1 tan tan a2 tan / 2 1.965 计算接触疲劳许用应力 H。 由图 10-25d 查的小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 Hlim=600MPa Hlim4 =550MPa。 由式（ 10-15）计算应力循环次数： N 3=60n3jL h=1.276 109 N 4=N3/u=0.52 109 13由图 10-23 查取接触疲劳寿命系数 KHN3=0.90 、KHN4=0.95 。 取失效概率为 1%、安全系数 S=1，由式（ 10-14 ）得 KHN 3 H lim 3 H 3 540MPa S H4 KHN4 H lim 4 S 523MPa 取 H3和

24、 H4 中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 H= H 4=523MPa 2）试算小齿轮分度圆直径 d3t3 2KHtT 3 u 1 ZHZEZ 51.764mm 2）调整小齿轮分度圆直径 圆周速度 v。 1.22m / s d 3tn3 v 60 1000 齿宽 b b dd3t 51.764mm 2） 计算实际载荷系数 KH 。 由表 10-2 查得使用系数 KA=1。 根据 v=1.22m/s 、7级精度，由图 10-8 查得动载系数 KV=1.12。 齿轮的圆周力。 3 F t3=2T3/d3t=3.149103N K AFt3 /b=60.814N/mm100N/m,查表 10

25、-3 得齿间载 荷分配系数 KF 1.0 。 由表 10-4 用差值法查得 KH 1.417 ，结合 b/h=10.67 查图 10-13 ，得 KF 1.34 。 则载荷系数为 KF KAKVKF KF 1.353 3）由公式（ 10-13 ），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 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疲劳强度所决定的载荷能力， 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力， 仅和齿轮直径有关， 可取由弯曲疲劳强 度算得的模数 1.512mm并就近圆整标准值 m=2m，m按接触疲劳强度算得的分度圆 直 径

26、d3=58.847mm 算得小齿 轮齿 数 z3=d3/m=39.2 取 z3=39, 则大 齿轮 齿数 z4=uz3=97,z 3 和 z4 互质 。 这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，并做到了结构紧凑， 避免浪 费。 4. 几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 d3 z3m 58.5mm d 4 z4m 145.5mm （2）计算中心距 a （d3 d4）/ 2 102mm, a 105mm （3）计算齿轮宽度 b dd 3 58.5 mm 考虑不避免的安装误差， 为了保证设计齿宽 b和节省材料， 一般将小齿轮稍微加 宽（510）mm，即取 b3=b+（510）mm=58.5+（

27、510）=63.5 68.5mm取b3 66mm ， 而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即 b4 b 58.5mm 。 16 5.验算 F1 Ft d KAFt b 合适 1 3433.81 77.5 44.31N /mm 100N /mm 2T1 2 133060 3433.81N 77.5 八. 链传动的设计 1选择链轮齿数和材料 取小齿轮齿数 Z1 21，大齿轮的齿数为 Z2 i Z1 3.5 21 73.5 74 材料选择 40 钢，热处理：淬火、回火。 2确定计算功率 由表 96查得 KA 1.0，由图 913查得Kz 1.22，单排链，则计算功率为： Pca KAKZP3 1.0 1.

28、22 3.73 4.55kW 。 3选择链条型号和节距 根据Pca 4.55kW及n n3 183.7r / min查图 911，可选 16A-1。查表 91， 链条节距为 p 25.4mm 。 4计算链节数和中心距 初选中心距 a0 (30 50)p (30 50) 25.4 762 1270mm 。 取a0 1000mm。相应得链长节数为 LP0 2aP0 Z12Z2 (Z22 Z1)2aP0 127.6， 1258mm。 取链长节数 LP 128节。查表 97 得到中心距计算系数 f1 0.24421，则链传 动的最大中心中心距为： a f1P 2LP (Z1 Z2 ) 5计算链速 v，

29、确定润滑方式 vn1Z1P1.633m / s 60 1000 由 v 1.633m / s和链号 16A1，查图 9 14可知应采用油滴润滑。 6计算压轴力 P 有效圆周力为： FP 1000 2284.1N 17 链 轮 水 平 布 置 时 的 压 轴 力 系 数 KFp 1.15, ， 则 压 轴 力 为 FP KF pF 1e . 1 5 2 2 8 4 . 1 。N 7链轮的结构设计 小直径的链轮一般做成整体式；中等尺寸的链轮多做成孔板式，为便于 搬运、装卡和减重，在辐板上开孔；大直径的链轮可做成组合式，常可将齿 圈用螺栓连接或焊接在轮毂上，此时齿圈与轮芯可用不同材料制造。 8链轮的

30、基本参数和主要尺寸 名 称 符 号 计算公式 结果 分度圆直径 d dp d0 1800 sin( Z ) 小链轮： dz1 170.4mm 大链轮： dz2598.5mm 齿 顶 圆 直 径 da damin d p(1 1Z.6) d1 damax d 1.25p d1 小链轮： daz1min 202.9mm daz1max 213.5mm 大链轮： daz2min 395.9mm daz2max 405.1mm 齿 根 圆 直 径 df d f d d1 小链轮： dfz1 173.85mm 大链轮： dfz2 365.45mm 齿 高 ha hamin 0.5(p d1) hamax

31、 0.625 p 0.5d1 0.8p amax 1 Z 小链轮： haz1min 6.35mm haz1max 11.66mm 大链轮： haz2min 6.35mm haz2max 10.99mm 确 定 的 最 大 轴 凸 缘 直 径 dg 1800 dg pcot1.04h2 0.76 小链轮： dgz1 158.12mm 大链轮： dgz2 351.02mm 节距 p=31.75mm，滚子直径 d1 =19.05mm，小链轮齿数 Z1 19，大链轮 18 齿数 Z2 38，内链板高度 h2 30.18mm 九. 减速器轴及轴承装置、键的设计 1.轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计 .

32、输入轴上的功率 P1 3.96kw,转速 n1 1440r / min 转矩 T1 2.63 104 N mm .求作用在齿轮上的力 4 Ft 2T1 2 2.6 3 4101127N.8 t anan FrFt tcaonasn t d146 . 67 1127.8tan 20 42N5.7 cos15.37 Fa Fttan 11 27 .8 tan 15 .37N 3 10 .1 圆周力 Ft ，径向力 Fr ，轴向力 Fa .初定轴的最小直径 选轴的材料为 45钢，调质处理。根据表 153，取 A 112（以下轴 均取此值），于是由式 152 初步估算轴的最小直径 dmin A 3 P

33、1 /n1 1123 3.96/1440 15.69mm 。 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d1 2 ，为了使所选的 轴直径 d1 2 与联轴器的孔径相适应 ,故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩 Tca=KAT1,查表 14-1,考虑到转矩的变化很小 ,故取 KA=1.3,则 Tca KAT1 1.3 2.63 104 34190N mm 按照计算转矩 Tca 应小于联轴器公称转矩的条件，由（ GB/T 5843-2003） （机械设计课程设计 P167）选用 GY2 型联轴器，其公称 转矩为 63000N。半联轴器的孔径 d1 18mm，故取 d1 18mm，半 联轴器

34、长度 L 42的半联轴器。 与轴配合的毂孔长度 L1 30mm 。 . 轴的结构设计 19 1) 拟定轴上零件的装配方案(见图 9-1 ) 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (1) 为满足半联轴器的轴向定位要求， 1 轴段右端需制一轴肩，轴肩高 度 h (0.07 0.1)d 1.098 1.569mm , 故取段的直径 d2 20mm l2 60mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=30mm.，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 l1的长度应该比 L1略 短一点，现取 l1 28mm。 (2) 初步选择滚动轴承。 参照工作 要求并根据 d2 20mm

35、，初选型号 6205 深沟球轴承，其尺寸为 d D B 25 52 15 ，基本额定动载荷 Cr 14.0KN ， 基 本 额 定 静 载 荷 C r 7.88KN ， da 31mm ， Da 46mm，故 d3 d5 25mm,轴段 3 和 5 的长度取相同 , l3 30mm， l5 30mm。 (3) 轴段 4 做成齿轮轴。轴段 4 的直径应根据 6205 的深沟球轴承的定位轴 肩直径 da 确定，取 d4 35mm,l4 157mm。其余尺寸如图 91 (4) 取齿轮齿宽中间为力作用点，则可得L1 81.5mm , L2 148.5mm， L3 53.5mm 。 (5)参考表 152

36、，取轴端为 1 450 和各轴肩处的圆角半径。 图 9-1 输入轴的结构布置简图 5.受力分析、弯距的计算 1)计算支承反力 在水平面上 Ft L3 FAXt 3 386.82 NFBX Ft FAX107 3. 6N8 L2 L3 20 FAY Fa 362.2N 在垂直面上 FrL3 Fa 1 2 M B 0,FAZ2 189.4N L2 L3 故 FBZ Fr FAZ 547.7 189.4 358.3N 总支承反力 FAFA2X FA2Y FA2Z386.82 362.22 189.42 562.74N FBF2B X F2B Z 10 73 .27 35 28. 3 1 1N31 .

37、9 2)计算弯矩并作弯矩图 (1) 水平面弯矩图 MA X F A X 2L 38 6. 8 2 148. 5 5 7N4 4m2.m8 MB X M A X 57 4 4 2.N8 mm (2) 垂直面弯矩图 MA ZF A Z 2L 1 89. 4 1 48. 528 1N2 5m.m9 MB ZFB Z 3L 3 58. 3 53. 5 1 91N69m. m1 (3) 合成弯矩图 M AM2A X M2A Z 57 44 2.2 82 81 225 . 96N3 9m5 8m.9 M BM2B X M2B Z 5 74 42 .2 819 126 9. 16N05m56m.8 3) 计

38、算转矩并作转矩图 T 1T 3 6 . 1N1 m 21 6. 作受力、弯矩和扭矩图 由 FAa /FAr 0.841 e，在表 135取 X0.56。相对轴向载荷为 CFa0 376828.02 0.046，在表中介于 0.0400.070之间，对应的 e值为 0.24 0.27 之间，对应 Y 值为 1.81.6，于是，用插值法求得 Y 1.6 (1.8 1.6) (0.07 0.046) 1.76 ，故 X 0.56,Y 1.76 。 0.07 0.04 由表 136取 fp 1.2 则，A 轴承的当量动载荷 PA f p ( XFAr YFAa) 1054.4N Cr 14000.00

39、N ，校核安全 该轴承寿命该轴承寿命 LAh 6100n6 (CPr )3106 Ah 60n1 PA ( 14000 )3 27092.8h 60 1440 1054.4 (2)校核轴承 B 和计算寿命 径向载荷 FBrFB2Z FB2X358.32 1073.72 1131.9 N 当量动载荷 PB fpFBr 1.2 1131.9 1358.3N Cr 14000N ，校核安全 该轴承寿命该轴承寿命 LBh106 (Cr )3106(14000)3 12673.1h Bh 60n1 PB60 1440 1358.3 查表 13-3得预期计算寿命 Lh 12000 LBh ，故安全。 2.

40、轴(中间轴)及其轴承装置、键的设计 1.中间轴上的功率 P2 5.28kw,转速n2 378.95r /min 转矩T2 13.306 104 N mm 2.求作用在齿轮上的力 高速大齿轮 : 2T2 2 13.306 104 1411.4N 188.55 Fr1 Fa1 低速小齿轮 : d2 tanantan20 Ft1n 1411.4 529.3N t1 coscos13.93 Ft1 tan1411.4 tan13.93 350.1N 23 4 2T2 2 13.306 104 Ft22 3433.8N t2 d177.5 Fr2 Ft2 tanan 3433.8 tan20 1249.

41、8 N 3. 初定轴的最小直径 选轴的材料为 45 钢，调质处理。 根据表 153，取 A 112 ，于是由式 152 初步估算轴的最小直径 dmin A 3 P2 /n2 1123 5.28 / 378.95 26.95mm 中间 轴上 有两 个 键槽 ，最 小轴径 应增 大 10%15% ，取 增大 12%得 dmin 30.19mm，圆整的 dmin 35mm 。这是安装轴承处轴的最小直径 d1 4. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (1) 初选型号 6207 的深沟球轴承 参数如下 d D B 35 72 17，da 42mm，Da 65mm，基本额定动载荷 Cr 25.5K

42、N 基本额定静载荷 Cr 15.2KN ，故d1 d5 35mm。轴段 1和 5的长度相同, 故取 l1 l5 43mm。 (2) 轴段 2 上安装高速级大齿轮 , 为便于齿轮的安装 , d2 应略大与 d1 , 可取 d2 40mm。齿轮左端用套筒固定 , 为使套筒端面顶在齿轮左端面上 , 即靠紧, 轴段2的长度l2应比齿轮毂长略短 ,若毂长与齿宽相同 ,已知齿宽 b1 50mm， 取 l2 48mm 。大齿轮右端用轴肩固定 , 由此可确定轴段 3 的直径 , 轴肩高度 h 0.07 0.1d, 取 d4 46mm ， l3 10mm。 (3) 轴段 4 上安装低速级小齿轮 ,为便于齿轮的安

43、装 , d4应略大与 d5, 可取 d4 40mm。齿轮右端用套筒固定 , 为使套筒端面顶在齿轮右端面上 , 即靠紧, 轴段 4的长度l4应比齿轮毂长略短 ,若毂长与齿宽相同 ,已知齿宽 b 85mm， 取 l5 83mm 。 取齿轮齿宽中间为力作用点 ,则可得 L1 52.5mm, L2 77.5mm， L3 70mm (4) 参考表 152，取轴端为 1.5 450 ，各轴肩处的圆角半径见图 93。 24 图 9 3 中间轴的结构布置简图 5. 轴的受力分析、弯距的计算 1）计算支承反力： 在水平面上 Ft1 L 3 Ft 2 (L 2 L ) L1 L 2 L 3 3 3026.4 N

44、FA Y F1a 35 0. 1N FBXFt1 Ft 2 FAX 1818.8N Fr2 (L2 L3) 1272.0N 在垂直面上： Fr1L3 Fa1 M B0,FAZL1 L2 L3 故 FBZ Fr1 Fr2 FAZ 507.1N 总支承反力： FAFA2X FA2Y FA2Z3026.42 350.12 1272.02 3301.5N FB FB2X FB2Z1818.82 507.12 1888.2 N 2)计算弯矩 在水平面上： M1BX FBX L3 1818.8 70 127316N mm M 2AX FAX L1 3026.4 52.5 158886N mm M1X M1

45、BX 127316N mm M 2X M 2AX 158886N mm 在垂直面上： M1BZFBZ L3 35497N mm 68502.7N mm M 1BZ FBZ L3 Fa1 M 2AZFAZ L1 1272.0 52.5 66780N mm 25 M1z M1BZ 35497N mm M 1z M 1BZ 68502.7N mm M 2Z M 2AZ 66780N mm 故 M1M12X M 12Z1273162 35497 2 132171.9 N mm M 1M12X M 12Z127316 2 68502.72 144575.2 N mm M2M 22X M 2Z2 15 8

46、8826 667280 1 7N2 3m4m9 . 4 3）计算转矩并作转矩图 T T2 133060N mm 6. 作受力、弯矩和扭矩图 图 9 4 轴受力、弯矩和扭矩图 7. 选用校核键 1）低速级小齿轮的键 26 由表 61选用圆头平键( A 型)，小齿轮轴端直径 d=40mm,b h 12 8， 小齿轮齿宽 B=85mm， L 70mm 。 k 0.5h 4mm l L b 58mm 由式 6 1， p 2T2 28.68MPa p kdl 查表 62，得 p 100 120MPa p p ，键校核安全 2)高速级大齿轮的键 由表 61选用圆头平键(A 型)，大齿轮轴端直径 d=40m

47、m，b h 12 8， 大齿轮齿宽 B=50mm， L 40mm 。 k 0.5h 4mm l L b 28mm 由式 6， p 2T2 59.40MPa p kdl 查表 62，得 p 100 120MPap p ，键校核安全 8. 按弯扭合成应力校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知， 2 处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为 危险截面， M 2 172349.4N mm，T 133060N mm 根据式 155，并取0.6 ，Wd bt(d t) 5505.6mm3 32 2d 2a M 2 ( T2)2 /W 34.5MPa 由表查得 1 60MPa ， 2a 1 ，校核安全。 9.

48、 校核轴承和计算寿命 1) 校核轴承 A 和计算寿命 径向载荷 FArFA2X FA2Z 3282.8N 轴向载荷 FAa FAY 350.1N FA a/ F A r0 . 1 0,查e7表 13-5得X=1,Y=0,按表 13-6, f p 1.01.2,取 fp 1.1,故 PA fp(XFAr YFAa) 3611.1N 因为 PA Cr 25500N ，校核安全。 66 106 Cr 310625500 3 该轴承寿命 LAh( r )3()3 15487.1h Ah 60n2 PA60 378.95 3611.1 2)校核轴承 B 和计算寿命 径向载荷 FBrFB2X FB2Z 1

49、888.2 N 27 当量动载荷 PB f pFBr 2077.0N Cr 25500，校核安全 该轴承寿命 LBh 10 (Cr )3 81391h 60n2 PB 查表 13-3得预期计算寿命 Lh 12000 LBh ，故安全。 3.轴(输出轴)及其轴承装置、键的设计 1. 输入功率 P3 3.73KW 转速 n3 183.7r / min 转矩 T3 193.9N m 2. 第三轴上齿轮受力 2T3 2 193.9 1000 Ft3 2665.3N d2 145.5 Fr Ft tanan 2665.3 tan 20 970.1 N 3. 初定轴的直径 轴的材料同上。由式 152，初步

50、估算轴的最小直径 dmin A 3 P3 /n3 1123 3.73/183.7 30.6mm 输出轴上有两个键槽，最小轴径应增大 10%15%，圆整的 dmin 35mm 。 这是安装链轮处轴的最小直径 dk ，取 d1 dk 35mm ，查机械手册可得到安 装在链轮孔的轴的长度： l1 4 (dk 0.01dz1 9.5mm) 75.7mm，为保证链 轮与箱体的距离，取 6 l1 80mm。 4. 轴的结构设计 1) 拟定轴的结构和尺寸(见图 95) 2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (1) 为满足链轮的轴向定位要求， 1 轴段右端需制一轴肩，轴肩高度 h (0.07 0.1)

51、d 3.15 4.5mm , 故 取 段 的 直 径 d2 54mm l2 50mm。 (2)轴段 3 和轴段 6 用来安装轴承，根据 d2 54mm，初选型号 6212 的深沟 28球轴承，参数基本： d D B 60 110 22，da 69mm ，Da 101mm 基 本额定动载荷 Cr 47.8KN 基本额定静载荷 C r 32.8KN 。由此可以确 定： d3 d6 60mm ，取 l3 30mm， l6 45mm。 (3) 轴段 5 上安装低速级大齿轮 ,为便于齿轮的安装 , d5应略大与 d6,可取 d5 62mm。齿轮右端用套筒固定 , 为使套筒端面顶在齿轮右端面上 , 即靠

52、紧,轴段 5 的长度 l5应比齿轮毂长略短 , 若毂长与齿宽相同 ,已知齿宽 b 80mm ，取 l5 78.5mm。大齿轮左端用轴肩固定 , 由此可确定轴段 4 的 直径,取 d4 70mm, l4 68.5mm 。 (4) 取 齿 轮 齿 宽 中 间 为 力 作 用 点 ,则 可得 L1 63mm , L2 110mm ， L3 55.5mm (1)计算支承反力 在水平面上 M DX 0 FBX LF3t LL32 1147.3N FDXFt FBX2167N 在垂直面上 M DZ0,FBZ Fr L3 Fp(L1 L2 L3) 7051N 29 故 FDZ Fr Fp FBZ1474.7

53、N (2)计算弯矩 1)水平面弯矩 在 C 处， M CX FDX L3 2167 67.5 146272.5N mm 2)垂直面弯矩 在 C 处， M CZ FDZ L3 1474.7 67.5 99542.3N mm 在 B 处 ， M BZFpL14370 101 441370N mm (3) 合成弯矩图 在 C处 MCM C2X MC2Z146272.52 41477.52 152039.6 N mm 在 B 处， M B M BX2 441370N mm (4) 计算转矩，并作转矩图 T T3 364570N mm (CD 段 ) 图 9 6 轴受力、弯矩和扭矩图 7. 选用校核键

54、1）低速级大齿轮的键 由表 61 选用圆头平键（ A 型） d=62mm， b h 18 11 L 70mm 30 k 0.5h 5.5mm ， l L b 52mm， T3 364570N mm。 由式 6 1， p 2T3 41.1MPa kdl 查表 62，得 p 100 120MPa p p ，键校核安全 2)高速级链轮的键 由表 61选用圆头平键( A 型) d=45mm， b h 14 9，L 70mm k 0.5h 4.5mm ， l L b 56mm 由式 61， p 2T3 64.3MPa kdl 查表 62，得 p 100 120MPa p p ，键校核安全 8. 按弯扭合

55、成应力校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知， B 处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为 危险截面 根据式 15 5 ，并取0.6 ， MB 441370N mm ， T3 364570N mm， d=62mm， 3 d W 32 2 bt(d t)2 2d 20849.1mm Ca M 2 ( T3)2 /W 23.63MPa 由表 151查得 1 60MPa ， Ca 1，校核安全 9. 校核轴承和计算寿命 1) 校核轴承 D 和计算寿命 径向载荷 FDrFD2X FD2Z 2621.2N 当量动载荷 PD f pFAr 2621.2N 因为 PD Cr 47800N ，校核安全 该轴承

56、寿命该轴承寿命 LDh 10 (Cr )3 752137.6h Dh 60n3 PD 2)校核轴承 B 和计算寿命 径向载荷 FBrFB2X FB2Z 7143.7 N 当量动载荷 PB fpFBr 7143.7N Cr 47800N ，校核安全 该轴承寿命该轴承寿命 106 (Cr )3 60n3 PB 37155.9h 31 十.润滑与密封 1. 润滑方式的选择 减速器传动零件的轴承都需要良好的润滑，其目的是为减少摩擦、磨损，提 高效率，防锈，冷却和散热。 1)因为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度v 12m s ，所以 采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑， 传动件回转时，

57、 粘在其上的润滑 油被带到啮合区进行润滑。同时，传动零件将油池中的油甩到箱壁上，可以使润 滑油加速散热。 箱体内应有足够的润滑油， 以保证润滑及散热的需要。 为避免大齿轮回转时 将油池底部的沉积物搅起，大齿轮齿顶圆到油池底面的距离应大于3050mm。 2)计算所需油量 V0 V0 (350 700cm3) 5.28kW 2 3696 7392cm3 。对于一级减速器每传 递 1kW 的功率需油量约为 350700cm3(润滑油的粘度高时取大值 )。对于多 级减速器， 应按传动的级数成比例的增加油量。 轴的输入功率为 5.28kW。 3)验算油池中的油量 V 是否大于传递功率所需油量 V0 油池

58、中油量 V b l h 163.5 480 66 5179680mm3 5180cm3 ，符合 要求。 4) 轴承采用脂润滑， 需要定期检查和补充润滑脂。 脂润滑易于密封， 结构简单， 维护方便。 为防止箱内润滑油进入轴承室而使润滑脂稀释流出， 同时也防止轴承 室中的润滑脂流入箱体内而造成油脂混合， 通常在箱体轴承座箱内一侧装设甩油 环。润滑脂的充填量为轴承室的 1/21/3，每隔半年左右补充或更换一次。 2. 密封方式的选择 由于 I，II，III 轴与轴承接触处的线速度 v 10m s ，所以采用毡圈密封。毡 圈密封结构简单，但磨损快， 密封效果差， 主要用于脂润滑和接触面速度不超过 5m

59、/s 的场合。 3. 润滑油的选择 因为该减速器属于一般减速器， 查机械设计手册可选用全损耗系统用油， L AN68(GB 4431989)；润滑脂选 7407号齿轮润滑脂 (SY 40361984)。 十一 .箱体的设计 1. 箱体的刚度 减速器箱体一般采用剖分式结构， 分箱面处的凸缘结构和轴承座结构对箱体 32 的刚度有很大的影响。箱体底座凸缘的结构会影响箱体的支撑刚度。 1) 轴承座壁厚和加强肋的确定 为了保证轴承座的刚度， 轴承座孔应有一定的壁厚。 设计轴承座孔采用凸缘 式轴承盖，根据安装轴承盖螺钉的需要确定轴承座厚度以满足刚度的要求。 为了提高轴承座的刚度，还应设置加强肋，一般中、小

60、型减速器加外肋板。 2) 轴承旁螺栓位置和凸台高度的确定 为了增强轴承座的连接刚度， 轴承座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近， 为此需 在轴承座两侧做出凸台。 两螺栓孔在不与轴承座孔以及轴承盖螺钉孔相干涉的前 提下，应尽量靠近。 凸台高度 h 应以保证足够的螺母扳手空间为原则， 具体高度由绘图确定。 为 了制造和装拆的方便，全部凸台高度应一致，采用相同尺寸的螺栓。 3) 凸缘尺寸的确定 为了保证箱盖与箱座的连接刚度，箱盖与箱座分箱面凸缘的厚度一般取为 1.5 倍的箱体壁厚。为了保证箱体的支撑刚度，箱座底板凸缘厚度一般取 2.5 倍 的箱座壁厚。底板宽度 B 应超过内壁位置，一般取 B c1 c2 2