带式运输机传动装置的设计机械设计基础课程设计说明书1

1、景德镇陶瓷学院机械设计基础课程设计设计题目： 带式运输机传动装置的设计 课程设计任务书课程名称： 机械设计基础 设计题目： 带式运输机传动装置的设计 完成期限：自 2013 年 12 月 30 日至 2014 年 1 月 3 日共 1 周内容及任务一、传动装置简图二、原始数据带的圆周力f/n带速v（m/s）滚筒直径d/mm8501.6280三、工作条件三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输带速度允许误差为5%。三、设计任务1、设计计算说明书一份，内容包括：传动方案的分析与拟定、原动机的选择、传动比及分配、传动装置的运动及动力参数计算、v带传动设计、齿轮传动设计、轴的设

2、计、轴承的选择和校核、键连接的选择和校核、联轴器的选择、箱体的结构设计、减速器附件的选择、润滑和密封、课程设计总结和参考文献。2、a1装配图1张进度安排起止日期工作内容2013.12.302014.01.01编写设计计算说明书2014.01.022014.01.03绘制装配图主要参考资料1 王继焕.机械设计基础（第二版）.武汉：华中科技大学出版社，2011.32 金清肃.机械设计基础课程设计（第二版）.武汉：华中科技大学出版社，2011.4指导教师（签字）： 年 月 日系（教研室）主任（签字）： 年 月 日目 录一、拟定传动方案4二、选择电动机5三、传动装置总传动比及其分配7四、传动装置的运动

3、参数及动力学计算8五、v带传动设计9六、齿轮传动设计11七、轴的设计13八、轴承的选择和校核21九、链连接的选择和校核23十、联轴器的选择25十一、箱体的结构设计26十二、减速器附件的选择28十三、润滑和密封31十四、课程设计总结32十五、参考文献32一、拟定传动方案结 果1. 传动装置简图（设计带式运输机中的单级圆柱齿轮减速器）4 2 1、v带传动63 2、运输带 3、单级圆柱齿轮减速器1 4、联轴器 5、电动机5 6、卷筒图11 传动方案简图 1、 工作条件：三班制,使用年限10年,连续单向运转,载荷平稳,小批量生产,运输带速度允许误差为5%。2、 原始数据：滚筒圆周力f=850n；带速v

4、=1.6m/s；滚筒直径d=280mm。3、传动方案的分析：机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要,是机器的重要组成部分。本设计中原动机为电动机,工作机为皮带输送机。传动方案采用了一级传动,为单级直齿圆柱齿轮减速器。齿轮传动的传动效率高,适用的功率和速度范围广,使用寿命较长,是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。传动方案首先要满足工作机的要求,如传递的功率和转速。此外,还应该满足结构简单、尺寸紧凑、成本低、传动效率高、工作可靠、环境适应和操作维护方便等要求。但是要同时满足所有要求是不可能的

5、,所以,应当根据具体的设计任务统筹兼顾,有侧重的满足工作机的主要要求。若是多级传动,应对多级传动中各传动机构进行合理的布置。而我选择的是一级圆柱齿轮减速器,所以就不详述了。f=850nv=1.6m/sd=280mm二、选择电动机结 果1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和条件,可以选用 y系列三相异步电动机(380v)。因为y系列电动机具有高效、节能、噪音小、振动小、运行安全可靠的特点,安装尺寸和功率等级符合国际标准。 电动机的外壳结构形式可选择防护式。2、电动机容量的选择：(1)传动装置的总效率：总=带轴承2齿轮联轴器=0.970.990.990.980.99=0.92其中,查【

6、2】(表10-2)机械传动和摩擦副的效率概略值,确定各部分的效率：联轴器效率为0.99,滚动轴承传动效率为0.99(一对),齿轮传动效率为0.98。(2)电机所需的工作功率：pd=fv/(1000总机)=8501.60/(10000.920.86 )=1.71kw其中,三相异步电动机的工作效率可取0.86。因载荷平稳,电动机额定功率pcd略大于pd即可,由【2】第十九章表19-1所示y系列三相异步电动机的技术参数,选择电动机的额定功率pcd为2.2 kw。3、电动机转速的选择：滚筒轴的工作转速：nw=601000v/d=6010001.6/(280)=109.13r/min根据【2】(表2-1

7、),取v带传动比iv=24,单级圆柱齿轮传动比范围ic=35,则合理总传动比i的范围为i=620,故电动机转速的可选范围为:nd=inw=(620)109.13=654.52082.6r/min符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000r/min和1500r/min。由于750 r/min无特殊要求,不常用,因此仅将1000r/min、1500r/min同步转速两种方案进行比较由【2】表19-1查出有二种适用的电动机型号,查得电动机数据及计算出的总传动比列于表2-1中：方案电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比1y100l1-42.2kw1500 r/min1430 r/min1

8、3.102y112m-62.2kw1000 r/min940 r/min8.61表2-1综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,比较两种方案可知：方案2因电动机转速低,传动装置尺寸较大,价格较高。方案1适中。故选择电动机型号y100l1-4。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为y100l1-4。其主要性能：额定功率：2.2kw,满载转速1430r/min,额定转矩2.2。y系列三相异步电动机总=0.92pd=1.71kw nw=109.13r/min电动机型号：y100l1-4三、传动装置总传动比及其分配结 果我们知道

9、,合理的分配各级传动比,是传动装置总体设计中的一个重要问题,它将直接影响传动装置的外廓尺寸、重量及润滑条件。所以分配传动比要注意以下几点：(1)各级传动比一般应在常用的范围内,不得超过最大值。单级传动比的常用值和最大值可查【2】中表2-1。(2)各级传动零件应做到尺寸协调,结构均匀,避免传动零件之间发生相互干涉或安装不便。(3)应尽量使传动装置获得较小的外廓尺寸和较小的重量。计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1430/109.13=13.102、分配各级传动比(1) 取i带=4(v带常用传动比iv=24)(2) i总=i齿i 带i齿=i总/i带=13.10/4=3

10、.275。i总=13.10i带=4i齿=3.275四、传动装置的运动及动力参数计算结 果1、计算各轴转速(r/min)v带高速轴=满载转速nm=1430(r/min)减速器高速轴n1=nm/i 带=1430/4=357.5(r/min)减速器低速轴n2=n1/i齿=357.5/3.275=109.10(r/min)传动滚筒轴n3=n2=109.10(r/min) 2、计算各轴的功率(kw)电动机实际输出功率pd=1.71减速器高速轴p1=pd带=1.710.97=1.66kw减速器低速轴p2=p1轴承2齿轮=1.660.990.990.98=1.59kw3、 计算各轴转矩电动机输出转矩td=9

11、.55pd/nm=95501.71/1430=11.36nm减速器高速轴t1=9.55p1/n1 =95501.66/357.5=44.344nm减速器低速轴 t2 =9.55p2/n2=95501.59/109.10=138.45nmn1=357.5 (r/min) n2=109.10(r/min)n3=109.10(r/min)p1=1.66kwp2=1.59kwtd=11.36nmt1=44.344nmt2=138.45nm五、v带传动设计结 果设计时应注意检查带轮尺寸与传动装置外廓尺寸的相互关系。带轮结构形式主要由带轮直径大小决定。带传动的主要失效形式是打滑和带的破坏。因此,带传动的设

12、计准则为：在保证不打滑的条件下,使带具有一定的疲劳强度和寿命。1、确定设计功率 根据传递的功率pc、载荷性质、原动机种类和工作情况等确定设计功率 ： p=kapc其中p为设计功率,ka工作情况系数,pc为所需传递的额定功率。由【1】中(表9-7)可知ka=1.2,pc=pd=1.71 kw，p=1.21.71 kw=2.05 kw2、 选择带型查【2】中(表18-5)得：选用a型普通v带3、 确定带轮基准直径国标中规定了普通v带带轮的最小基准直径和带轮的直径系列(见【1】中表9-3)。其他条件不变时,带轮基准直径越小,带传动越紧凑,但带内的弯曲应力也越大,使带轮的疲劳强度减弱,传动效率下降。因

13、此,选择小带轮基准直径时,应使得dd1dmin,并取标准直径。 取dd1=100mm dmin=75mm一般情况下,可以忽略滑动率的影响,通过【1】中（p122表达式9-21）计算出大带基准直径dd2 ， dd2=nm/n1dd1 =1430/357.5100=400mm。4、验算带速由【1】课本p122表达式9-22得带速v：v=dd1nm/601000=1001430/601000=7.49m/s在525m/s范围内,带速合适。5、 确定带长和中心距初定中心距：0.7(dd1+dd2)a0=500mm2(dd1dd2)带长：ld=2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1) 2/4a

14、0=2500+3.14(100+400)/2+(400-100)(400-100)/(4500)=1830mm根据【1】中(表9-2)选取相近的ld=1800mm确定中心距aa0+(ld-ld0)/2=500+(1800-1830)/2=485mm考虑安装、调整、和补偿紧张的需要,中心距应有一定的变化范围：amin=a-0.015ld,amax=a+0.03ld。所以中心距的变化范围是458mma120(适用)7、确定带的根数(1)计算单根v带传递的额定功率.据dd1=100和n1=1430,查【1】中(表9-4)得：p0=1.32kw。(2)根据nm=1430 r/min,传动比i带=4,l

15、d=1800mm和1=144.6,查【1】中p119(表9-5)和p120(表9-6)得p0=0.17 kw,k=0.92,kl=0.99。计算【p0】=(p0+p0)kkl=1.357 kw。(3)计算带的根数z= p/【p0】=1.49所以,v带取2根。8、确定单根带的初拉力由【1】中p112(表9-1)查得a型带的单位长度质量q=0.11kg/m,由【1】中公式(9-30)计算单根v带的初拉力：f0=500p(2.5- k)/(kzv)+qv2f0=5002.051.58/(0.927.492)+0.117.497.49=123.7n9、计算轴上压力作用在轴承的压力fqfq=2zf0si

16、n(1/2)=22123.7sin(156.40/2)=484.4n。p=2.05 kw选用a型普通v带 dd1=100mmdd2=400mmv=7.49m/sld=1800mma=485mm1=144.6p0=1.32kw【p0】=1.357 kwp=2.05kwz=2f0=123.7nfq=484.4n六、齿轮传动设计结 果1、齿轮传动失效形式 (1)齿轮折断 (2)齿面点蚀 (3)齿面磨损 (4)齿面胶合 (5)塑性变形2、设计准则在设计齿轮传动时,应按照可能出现的主要失效形式,。悬着相应的强度计算方法,确定齿轮主要参数和尺寸,然后再进行其他方面的强度校核,以保证在规定的试用期间内不发生

17、任何形式的失效。3、选择齿轮材料与热处理 所设计齿轮传动属于闭式传动,而且带式输送机的工作载荷比较平稳,对减速器的外廓尺寸没有限制,为了便于加工,采用软齿面齿轮传动。小齿轮选用45钢,调质处理,齿面平均硬度为240hbs；大齿轮选用45钢,正火调质处理,齿面平均硬度为190hbs。4、参数选择确定有关参数如下：(1).传动比i齿轮= 3.275,由于采用软齿面闭式传动,故齿数取,z1=20,所以：z 2 = i齿轮z1=3.27520=65.5，取z 2 =66。(2).查资料【1】(p147表11-2),取电动机载荷系数k=1.2。(3).由于是单级齿轮传动,且两支承相对齿轮为对称布置,两轮

18、均为软齿面,查资料【1】(p151表11-5),取齿宽系数=1.0。5、确定许用应力 小齿轮的齿面平均硬度为240hbs.许用应力可根据表：查【1】(p145表11-1),通过线性插值来计算,h 1=513+(240-217)/(255-217)(545-513) mpa =532mpaf 1=301+(240-217)/(255-217)(315-301) mpa =309mpa 大齿轮的齿面平均硬度为190hbs,查参考资料：【1】(p145表11-1),通过线性插值来计算, h 2=491mpa f 2=291 mpa6、计算小齿轮的转距 ：t1=44344nmm7、按齿面接触疲劳强度计

19、算由【1】(p148表11-3),知=189.8,取较小的许用接触应力h 2代入：d1=2.32kt/(u+1)/u(/h 2)21/3 =51(mm) 式中：d 1小齿轮的分度圆直径,t 1小齿轮的转矩,u齿数比,u= z 2/ z1 齿宽系数,h 2许用接触应力。齿轮的模数为 ：m=d 1/z151/20mm=2.55mm取标准模数m=2.5mm。8、计算齿轮的主要几何尺寸分度圆直径:d 1 = m z1 =2.520mm=50mm ，d 2 = m z 2 =2.566mm=165mm齿顶圆直径:d a1=( z1+ 2h *a)m=(20+21)2.5mm =55mmd a2=( z2

20、+ 2h *a)m =(66+21)2.5mm=170mm中心距：a=(d 1+d 2)/2=(50+165)/2mm=107.5mm齿宽:b=bd 1=50 mm 故取b2=50mm,b1=b2+(510)mm,取b1=60mm。9、按齿根弯曲疲劳强度校核确定有关系数如下：(1)、齿形系数 查【1】(p149表11-4), =2.65,=2.236(2)、应力修正系数 查【1】(p149表11-4), =1.58,=1.754 代入：f1 =2kt1/(bm2z1)yfa1 ysa2=21.244344/(502.5220)2.651.58 mpa =71.3mpa f1 =309mpaf2

21、=f1yfa2ysa2/ yfa1 ysa1=71.32.2361.754/(2.651.58) mpa=66.8mpaf 2=291 mpa齿根弯曲强度校核合格。10、计算齿轮的圆周速度v齿轮 ：v齿轮=d1n1/(601000)=0.94m/小齿轮选用45钢,调质处理大齿轮选用45钢,正火调质处理z1=20z 2 =66k=1.2=1.0h1=532mpaf1=309mpah2=491mpaf2=291mpat1=44344nmm=189.8m=2.5mmd 1 =50mmd 2 =165mmd a1=55mmd a2=170mma=107.5mmb2=50mmb1=60mmf1 =71.

22、3mpaf2=66.8mpav齿轮=0.94m/s七、轴的设计结 果（一）输出轴的设计计算1、轴的设计要求 在进行轴的设计时,为了保证其具有足够的工作能力,必须根据使用条件对轴进行强度计算；对于有刚度要求的轴,还要进行刚度计算；对于高速运转的轴,要进行震动稳定性的计算。但对于一般的机械设备中的轴,因转速不高,只要保证强度或刚度要求就行了。另外,还要根据装配、加工等具体要求,合理的进行轴的结构设计。2、轴的材料的选择 由于工作时轴上的应力多为交变应力,所以轴的失效一般为疲劳断裂,因此轴的材料首先应有足够的疲劳强度；对应力集中敏感性低；还应满足刚度、耐磨性、耐腐蚀性的要求了,并具有良好的加工性。轴

23、的常用材料主要有碳钢、合金钢、球墨铸铁、和高强度铸铁。因此,轴的材料选择为45钢,调质处理。查【1】(p224表15-1)可知：强度极限b=650mpa,屈服极限s=360mpa,许用弯应力=60 mpa,硬度217255 hbs。3、按扭转强度估算轴的最小直径轴径d的设计计算公式为da(p2/n2) 1/3查【1】(p230表15-3),取a=115,代入上面公式,得: d28mm考虑键槽影响以及联轴器孔径系列标准,将直径增大5%,则d=28(1+5%)mm=29.4mm取d=30mm合适。因此,可取最细的轴径d1=30mm。4、轴的结构设计(1) 轴上零件的定位,固定和装配 单级减速器中可

24、将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过渡配合固定。(2) 确定轴各段直径绘制轴的计算简图图7.1 输出轴的结构图查【2】(p42),定位轴肩：当直径变化时为了固定轴上零件或承受轴向力时,其轴肩高度要大些,如图7.1中的d1与d2,d4与d5, d6与d7的轴肩. 查【1】(p226表15-2),可知,为保证零件与定位面靠紧,轴上的过度圆角半径r应小于轴上的零件圆角半径r和倒角c。一般取定位轴肩高度a=(0.070.1)d,轴环宽度b1.4a。所以,d2= d1+2(0.070.1)d1=3

25、3.836mm 取：d2=34mm查【2】(p42),有配合或安装标准件的直径：轴上有轴、孔配合要求的直径,如图7.1所示的安装齿轮和联轴器处的直径d4、d1,一般应取标准值(见查【2】表10-7表14-1)。另外,安装轴承及密封元件处的轴径d2、d7和d3 ,应与轴承及密封元件孔径的标准尺寸一致(查【2】表13-2和表17-5)。查【2】(p43),非定位轴肩：轴径变化仅为装拆方便时,相邻直径要小些,一般为(13)mm,如图7-1中的d2与d3,d3与d4,d5与d6处的直径变化。 因此,由初算并考虑键影响及联轴器孔径方位等,d1=30mm,考虑前面所述决定径向尺寸的各种因素,其他各段直径可

26、确定为：求d3： 齿轮和左端轴承从左侧装入,考虑装拆方便以及零件固定的要求,装轴处d3应大于d2,所以,d3=d2+(13)=35mm37mm ，取d3=35mm。求d4：为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，所以,d4= d3+(13)=38mm40mmd4处安装齿轮一般取标准值,查【2】(p97表10-7).可知取d4=40mm。求d5：考虑在d4与d5处用轴肩实现轴向定位，所以，d5=d4+2(0.070.1)d4=45.6mm48mm ，取d5=46mm。求d7：满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d7=35mm求

27、d6：d6与d7用轴肩实现轴向定位,齿轮在左端用轴环定位,轴环直径d6,所以，d6=d7+2(0.070.1)d7=39.9mm42mm，取d6=42mm。(3)选择轴承型号由于d7和d3两处都安装轴承,且d7=35mm,初选深沟球轴承,查【2】(p130表13-2),可知,轴承代号可为6007,轴承宽度b=14mm,安装尺寸为damin=41mm。所以d6 =41mm。(4)确定轴各段的长度如图7.1中d4、d1、d7处的长度由齿轮、联轴器的轮毂宽度及轴承宽度确定。轮毂宽度l0与孔径有关,查【2】(p43).知,一般情况下,轮毂宽度l0=(1.21.6)d,最大宽度lmax(1.82)d,轮

28、毂过紧则轴向尺寸不紧凑,装拆不便,而且键连接不能过长,键长一般不大于(1.61.8)d,以免压力沿键长分布不均匀现象严重.轴上零件靠套筒或轴端挡圈轴向固定时,轴段长度l应较轮毂宽l0短(23)mm,以保证轴上零件定位可靠.因此可以得到l1=(1.82)d-2=(1.82)30-3=51mm57mm取 l1=52mml4=(1.21.6)d4-3=(1.21.6)40-3=45mm61mm取 l4=48mm因为轴端倒角45度,所以 ，l7=b+2=16mm。考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁的距离取为2mm(采用脂润滑),取套筒长l套筒 =16mm；所以 ， l3= b+l套筒+2=16

29、+16+2=34mm。齿轮位于轴的中间,即l5+ l6=l套筒,所以可得l5=6mm,l6=10mm。在图7.1中,l2与箱体轴承座孔的长度、轴承的宽度及伸出轴承盖外部分的长度.轴承座孔及轴承的轴向位置和宽度在前面已确定。此次设计的为凸缘式轴承盖,查【2】(表4-15),伸出端盖外部分的长度lb与伸出端安装的零件有关,与端盖固定螺钉的装拆有关,查【2】(p44)。可取b(3.54) d3螺钉,此处d3为轴承端盖固定螺钉直径,轴上零件不影响螺钉等的拆卸,查【2】(p44),这时可取lb=(0.150.25) d3螺钉。由装拆弹性套销距离b确定(b值可由联轴器标准查出).轴承盖轴段长应根据轴承盖的

30、宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定。查【2】(p21),可知地脚螺栓直径：df=0.036a+12=0.036107.5+12=15.87mm轴承盖螺钉直径：d3螺钉=(0.40.5) df =6.348mm7.935mm ， 取 d3螺钉=7mm所以lb=(0.150.25) d3螺钉=1.051.75mm.取lb=1.5mm。查【2】(p37表4-15).可知：e=(11.2)d3螺钉=7mm8.4mm取e=8mm,同时取m=16.5mm。则 l2 =e+m+lb=8+16.5+1.5=26mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距：l=l3+l4+l5+l6=60+34+6+10=

31、110mm5、求作用在轴上的外力和支反力根据轴系机构图绘制轴的计算简图,如图7.2(a)(b)(c)(d)(e)图7.2 轴的强度计算轴上所受的外力有：作用在齿轮上的两个分力,圆周力和径向力,方向如图所示；作用在齿轮和半联轴器之间轴段上的扭矩为t。(1)、求转矩：t2 =9.55p2/n2=95501.59/109.10=138.45nm(2)、求分度圆直径：已知: d 2=165mm(3)、求圆周力：ft=2t2/d2=1678.2 n(4)、求径向力：fr=fttan=1678.2tan200 n=610.8n将作用在轴上的力向水平面和垂直面分解,然后按水平和垂直面分别计算.垂直面的支反力

32、(见图7.2(b)rav=rbv=fr/2=610.8/2=305.4n.水平面上的支反力(见图7.2(c)rah=rbh=ft/2=1678.2/2=839.1n6、作弯矩图(1).作垂直弯矩图(见图7.2(b)垂直面上截面的d处的弯矩mdv=-rav(l3+l4+l5)/2=-305.4110/2nmm=-16797nmm(2).作水平面弯矩图(见图7.2(c)mdh=rah(l3+l4+l5)/2=839.1110/2nmm=46150.5nmm(3).作合成弯矩图(见图7.2(d)把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来,其大小为:md=(mdv2+mdh2)1/2=(167972+4

33、6150.52)1/2nmm =49112.2nmm4).作扭矩图(见图7.2(e) 扭矩只作用在齿轮和半联轴器中间平面之间的一段轴上，t=t2=138.45nm。6.校核轴的强度 轴在d处截面处的弯矩和扭矩最大,故为轴的危险截面,轴单向转动,扭矩可认为按脉动循环变化,故取折合系数。轴的材料为45钢,调质处理,查【1】(p224表15-1),得=60mpa。49112.22+(0.6138450)21/2/(0.1403)mpa =15.1mpa=60mpa由此可知,轴的强度满足要求。（二）输入轴的设计1、选择轴的材料 与输出轴选材一样,选择45钢,调质处理。2.齿轮上作用力的计算(1)转矩已

34、知：t1=9.55p1/n1=95501.66/357.5=44344 nmm(2)分度圆直径已知：d 1=50mm(3)求圆周力：ft=2t1/d1=1773.8 n(4)求径向力：fr=fttan=1773.8tan200 n=645.6n3.按扭转强度估算轴的最小直径轴径d的设计计算公式为：da(p1/n1) 1/3查【1】(p230表15-3),取a=115,代入上面公式,有 ：d=19.2mm查【1】(p230),上式求出的直径为轴的最小直径,即外伸轴段直径,需要圆整为标准直径,与标准件相配是应与标准件相一致。当轴上开有键槽时,轴径还应增大5%7%(一个键槽)或10%15%(两个键槽

35、),因为外伸轴段上有一个键槽。所以,取d1=19.2(1+5%)=20.16mm查【2】(p139表14-1),可知：取最细的轴径 d1=20mm4、轴的结构设计(1)确定轴上零件的位置和固定方法单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置在齿轮两边.轴外伸端安装联轴器,齿轮靠油环和套筒实现.轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定 ,轴通过两端轴承盖实现轴向定位,联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位.(2)确定轴的径向尺寸查【2】(p42),定位轴肩：当直径变化时为了固定轴上零件或承受轴向力时,其轴肩高度要大些,

36、如图7.3中的与,与,与处的轴肩. 查【1】(p226表15-2),定位轴肩高度a=(0.070.1)d,轴环宽度b1.4a.查【2】(p42),有配合或安装标准件的直径：轴上有轴、孔配合要求的直径,如图7.3所示的安装齿轮处的直径,一般应取标准值(见查【2】p97表10-7).另外,安装轴承及密封元件处的轴径、和 ,应与轴承及密封元件孔径的标准尺寸一致(见查【2】表13-2和表17-5).查【2】(p43),非定位轴肩：轴径变化仅为装拆方便时,相邻直径要小些,一般为13mm.如图7.3中与、与、与的轴径变化.由以上可知 ：d1=20mm，d2=d1+2(0.070.1)d1=22.8mm26

37、mm ， 取d2=24mm。d3=d2+(13)=25mm27mm ， 取d3=25mm。d4=d3+(13)=26mm28mm ， 取d4=28mm。d5=d4+2(0.070.1)d4=31.92mm33.6mm ， 取 d5=32mm。d7=d3=25mm 。d6=d7+2(0.070.1)d7=28.5mm30mm ， 取d6=30mm。3)选择轴承型号由于和两处都安装轴承,初选深沟球轴承,查【2】(p130表13-2),可知,轴承代号为6005,轴承宽度b=12mm,安装尺寸为damin=30mm所以可知d6=30mm。(4)确定轴的轴向尺寸由轴上安装零件确定的轴段长度,如图7.3中

38、、处由带轮轴、齿轮的轮毂宽度及轴承宽度确定.查【2】(p43)知,一般情况下,轮毂宽度l=(1.21.6)d,最大宽度lmax(1.82)d,轮毂过紧则轴向尺寸不紧凑,装拆不便,而且键连接不能过长,键长一般不大于(1.61.8)d,以免压力沿键长分布不均匀现象严重.轴上零件靠套筒或轴端挡圈轴向固定时,轴段长度应较轮毂宽l短(23)mm,以保证轴上零件定位可靠.所以,l1=(1.82)d-3=(1.82)20-3=33mm37mm , 取 l1=36mm。l4=(1.21.6)d4-2=(1.21.6)28-2=31.6mm42.8mm，取 l4=42mm。因为轴端倒角45度,所以l7=b+2=

39、14mm.考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁的距离取为2mm(采用脂润滑),取套筒长l套筒=16mm；所以l3=12+16+2=30mm齿轮位于轴的中间,即l5+ l6= l套筒,所以可得l5=6mm,l6=10mm。查【2】(p21),可知：地脚螺栓直径、轴承盖螺钉直径与输出轴的相同： df=15.87mm ,d3螺钉=7mm 。 所以lb=(0.150.25) ，d3螺钉=1.051.75mm.取lb=1.5mm。查【2】(p37 表4-15).可知：e=(11.2)d3螺钉=7mm8.4mm，取e=8mm,同时取m=16.5mm。所以 ,l2 =e+m+lb=8+16.5+1.5

40、=26mm。45钢调质处理b=650mpas=360mpa=60 mpap2=1.59kwn2=109.10(r/min)a=115d=30mmd1=30mmd2=34mm d3=36mm d4=40mmd5=46mmd7=35mmd6=42mml1=52mml4=48mmb=14mml7=16mml3=34mml5=6mml6=10mmdf=15.87mmd3螺钉=7mmlb=1.5mme=8mmm=16.5mml2 =26mml=110mmt2=138.45nm d 2=165mmft=1678.2 nfr=610.8nrav=305.4nrah=839.1nmdv=-16797 nmmm

41、dh=46150.5nmmmd=49112.2nmmt=138450 nmm=60mpaca=15.1mpa45钢调质处理p1=1.66kwn1=357.5(r/min)ft=1773.8 nfr=645.6nd1=20mmd1=20mmd2= 24mmd3=25mmd4=28mmd5=32mmd7=25mmd6=30mmb=12mml1=36mm l4=42mml7=14mml3=30mml5=6mml6=10mmlb=1.5mme=8mmm=16.5mml2 =26mm八、轴承的选择与校核结 果1、滚动轴承的类型选择选用轴承时,首先是选择轴承类型,正确选择轴承类型时应考虑一下主要因素：(1

42、)、轴承的载荷、(2)、轴承的转速(3)、轴承的调心性能(4)、轴承的经济性当我们进行选择时应综合考虑。2、计算输出轴承(1)、输出轴承类型选择由已知条件,查【2】(p131表13-2),因其直径与输出轴第3段直径相等故其直径取d3=30mm,可选6007型深沟球轴承,其内径d为35mm,外径d=62mm,宽度b为14mm ,基本额定动载荷cr=16.2kn由已知条件知道工作时间为10年,且每天三班制工作,则大概总的各种时间为(轴承预计寿命)： lh=3651024h=87600h(2)、计算当量动截荷考虑到最不利的情况,单个轴承所受的径向力为fr1=fr/2= 610.8/2 n =305.

43、4 n向心轴承只承受径向载荷时,p=fr1=305.4 n。(3)、校核轴承寿命轴承计算寿命公式为：l10h= 106/(60n)(ftc/p) 查【1】(p185表13-4), ft=1,=3已知：n=n2=109.1r/min，所以 ， l10h=106/(60109.1)(125500/305.4)3h=88936938.9hlh由于l10h lh满足要求,预期寿命足够,故选用6007型深沟球轴承.3、计算输入轴承滚动轴承的失效形式主要有：疲劳点蚀、塑性变形以及润滑不良,疲劳点蚀和塑性变形是最主要的失效形式,因此,要针对这两种主要失效形式进行必要的计算。(1)、输入轴承类型选择查【2】(

44、p131表13-2),因其直径与输入轴第3段直径相等,故其直径取d3=25mm,可选用6005型深沟球轴承,其内径d为25mm,外径d为47mm,宽度b为12mm. 基本额定动载荷cr=10.0kn。由已知条件知道工作时间为10年,且每天三班制工作,则总的各种时间为(轴承预计寿命) lh=3651024h=87600h(2)、计算当量动截荷考虑到最不利的情况,单个轴承所受的径向力为：fr1=fr/2=645.6/2 n =322.8 n向心轴承只承受径向载荷时 ：p=fr1=322.8 n(3)、校核轴承寿命轴承计算寿命公式为l10h= 106/(60n)(ftc/p) 查【1】(p185表1

45、3-4), ft=1对于球轴承的寿命指数：=3已知：n=n2=357.5r/min所以 ， l10h=106/(60357.5)(125500/322.8)3h=23869440hlh由于l10h lh满足要求,预期寿命足够,故选用6005型深沟球轴承.6007型深沟球轴承lh=87600hfr1=305.4 np=305.4 nft=1,=3l10h=88936938.9h 6007型深沟球轴承6005型深沟球轴承l10h=88936938.9hfr1=322.8 np=322.8 nft=1=3l10h=23869440h预期寿命足够选用6005型深沟球轴承九、键连接的选择和校核结 果在输

46、出轴与输入轴的1,4段都需要键连接选用a型的普通平键1、根据轴径的尺寸,查【2】(表12-11)表9.1 平键轴键键槽公称直径d公称尺寸宽度b深度半径r公称尺寸b极限偏差轴t毂轴h9毂d10轴n9毂js9 公称尺寸公称尺寸minmax12175+0.0300+0.078+0.0300-0.0300.0153.02.30.160.2517226+0.0300+0.078+0.0300-0.0300.0153.52.80.160.2522308+0.0360+0.098+0.0400-0.0360.0184.03.30.160.25a.输出轴1、轴1段d1=30mm,轴4段d4=40mm查【2】(p119表12-11),可知：d1=30mm在2230mm之间,则b=8mm,h=7mm.静连接时,一般键长l可比轮毂宽度小510mm.则l=b2-(510)=40mm45mm,取l=40mm。2、强度校核工作表面的挤压应力,查【1】（p171）静连接公式可知：p1=4t2/h(l-b)d1= 4138450/(73730)=71.3mpap4