机械设计课程设计带式运输机传动装置的设计

1、 目录1传动方案的分析论证51.1传动装置的组成51.2传动装置的特点51.3 确定传动方案51.4 传动方案的分析52.电动机的选择52.1选择电动机的类型52.2选择电动机的功率52.3确定电动机的转速63.传动比的计算及分配63.1总传动比63.2分配传动比64.传动装置运动及动力参数计算74.1各轴的转速74.2各轴的功率74.3各轴的转矩75.减速器的外传动件的设计85.1选择v带型号85.2确定带轮基准直径85.3验算带的速度85.4确定中心距和v带长度85.5验算小带轮包角 95.6确定v带根数95.7计算初拉力95.8计算作用在轴上的压力95.9带轮结构设计96.高速级斜齿圆柱

2、齿轮的设计计算 106.1 选择材料、热处理方式和公差等级106.2 初步计算传动的主要尺寸106.3 确定传动尺寸 116.4 校核齿根弯曲疲劳强度136.5计算齿轮传动其他几何尺寸147.低速级直齿圆柱齿轮的设计计算157.1选择齿轮的材料157.2确定齿轮许用应力157.3计算小齿轮分度圆直径167.4验算接触应力167.5验算弯曲应力 177.6计算齿轮传动的其他尺寸177.7齿轮作用力的计算188中间轴的设计计算188.1已知条件188.2选择轴的材料198.3初算轴径198.4结构设计198.5键连接218.6轴的受力分析218.7校核轴的强度238.8校核键连接的强度238.9校

3、核轴承寿命239.高速轴的设计与计算249.1已知条件249.2选择轴的材料249.3初算最小轴径249.4结构设计259.5键连接279.6轴的受力分析279.7校核轴的强度299.8校核键连接的强度309.9校核轴承寿命3010.低速轴的设计与计算3110.1已知条件3110.2选择轴的材料3110.3初算轴径3110.4结构设计3110.5键连接3310.6轴的受力分析3310.7校核轴的强度3510.8校核键连接的强度3510.9校核轴承寿命3611 润滑油与减速器附件的设计选择3611.1润滑油的选择3611.2油面指示装置3611.3视孔盖3711.4通气器3711.5放油孔及螺塞

4、3711.6起吊装置3711.7起盖螺钉3711.8定位销3712箱体结构设计3813设计小结3914参考文献39附：装配图与零件图设计任务带式运输机传动装置的设计。已知条件：1运输带工作拉力f = 2 kn；2运输带工作速度v = 1.1 m/s；3滚筒直径d = 300 mm；4滚筒效率j=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；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35；8动力来源：电力，三相交流，电压380/220v；9检修间隔期：4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修；10制造条件与生产批量：一般机械厂制造，小批量生

5、产。设计计算及说明结果1.传动方案的分析论证机器通常是由原动机、传动装置和工作机三部分组成。其中传动装置是将原动机的运动和动力传递给工作机的中间装置。它通常具备减速（或增速）、改变运动形式或运动方向以及将动力和运动进行传递与分配的作用。1.1传动装置的组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。1.2传动装置的特点：齿轮相对于轴承的位置不对称，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。1.3 确定传动方案：合理的传动方案首先应满足工作机的性能要求，还要与工作条件相适应。同时，还要求工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、使用维护方便、工艺性和经济性好。若要同时满足上述各方面要求是比较困难的。

6、因此，要分清主次，首先满足重要要求，同时要分析比较多种传动方案，选择其中既能保证重点，又能兼顾其他要求的合理传动方案作为最终确定的传动方案。初步确定传动系统总体方案为二级展开式圆柱齿轮减速器，设计图如下：23541iiiiiiivpdpw图一：传动系统总体方案设计图1.4 传动方案的分析：结构简单，采用带传动与齿轮传动组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，成本低，使用维护方便。2.电动机的选择2.1选择电动机的类型根据用途选用y（ip44）系列一般用途的全封闭式自冷式三相异步电动机2.2选择电动机的功率由已知条件可知，传送带所需的拉力f=2k

7、n，传输带工作速度 v=1.1 m/s，故输送带所需功率为 =2.2kw由【2】表1-7查得滚筒效率 =0.96，轴承效率 =0.99，联轴器效率 =0.99，带传动的效率 =0.96，齿轮传递效率 =0.97。电动机至工作机之间传动装置的总效率为=0.8246电动机总的传递效率为 =2.66kw查2表12-1，选取电动机的额定功率为 =3kw2.3确定电动机的转速由已知，滚筒的直径为 d=300mm，工作速度为 v=1.1 m/s，所以输送带带轮的工作转速为 =70v带传动比 =24，二级减速器常用的传动比为 =840总传动比的范围 =*=16160电动机的转速范围为 =*=11201120

8、0 查2表12-1，符合这一转速的范围的电动机同步转速有 1500，3000三种，初选 1500，满载转速=1420型号y100l2-4的电动机。3.传动比的计算及分配3.1总的传动比=20.283.2分配传动比根据带传动比范围，取v带传动比为 =2.46，则减速器的传动比为 i=8.23高速级传动比为 =3.273.39。取=3.3低速级传动比为 =2.494.传动装置运动及动力参数计算4.1各轴的转速轴（高速轴） 轴（中间轴） 轴（低速轴） 轴（滚筒轴）4.2各轴的功率轴（高速轴）=*=0.96*2.66kw =2.55kw轴（中间轴）=*=0.99*0.97*2.55kw=2.45kw轴

9、（低速轴）=*=0.45*0.99*0.97kw=2.35kw轴（滚筒轴）=*=0.99*0.99*2.35kw=2.31kw4.3各轴的转矩电动机轴 =9550*=9550*=17.89轴（高速轴）=9550*=9550*=42.19轴（中间轴）=9550*=9550*=133.77轴（低速轴）=9550*=9550*=319.51轴（滚筒轴）=9550*=9550*=314.07表一 传动装置各轴主要参数计算结果轴号输入功率p/kw转速n/(r/min)转矩t/n m传动比i电动机轴2.66142017.89=2.46=3.3=2.49轴（高速轴）2.55577.2342.19轴（中间轴）

10、2.45174.91133.77轴（低速轴）2.3570.24319.51轴（滚筒轴）2.3170.24314.075.减速器的外传动件的设计5.1选择v带型号 考虑到在和变动较小，查【1】表7-5得工作情况系数 =1.1，则=*=1.1*2.66kw=2.93kw根据=1420r/min，=2.93kw，由【1】图7-17选择a型普通v带。5.2确定带轮基准直径由【1】图7-17可知，a型普通v带推荐小带轮直径=80100，选小带轮=100mm，则大带轮直径为=*=2.46*100mm=246mm，由【1】表7-7，取=250mm。5.3验算带的速度=7.45m/s<25m/s5.4确

11、定中心距和v带长度根据0.7（+）mm=245mm<<2(+)mm=700mm为了使结构紧凑，取偏低值=350mmv带基准长度为，l=2a+（+）+=2×350+（100+250）+=1265.85mm由1表7-3选v带基准长度=1250mm,则实际中心距为a=+=（350+）mm=342.08mm5.5验算小带轮包角-× = - = > 5.6确定v带根数查【1】表7-9 =0.95,由表7-3得，=1.11，由表7-10得，=0.17，由表7-8，得=0.63z= = =3.47取整z=45.7计算初拉力由【1】表7-11查得v带单位长度质量m=0.1

12、kg/m,则单根v带张紧力=500×（）+0.1×=103.97n5.8计算作用在轴上的压力q=2zsin =2×4×103.7×sin =813.3n5.9带轮结构设计小带轮采用实心质，由【1】表7-4，e=150.3，=9，取f=10.在【2】表12-5查得=28mm轮毂宽：=（1.52.0）=4256mm，初选 =50mm轮缘宽：=(z-1)*e+2f=65mm大带轮采用孔板式结构，轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行。6.高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算6.1 选择材料、热处理方式和公差等级考虑到带式运输机为一般机械，故大、

13、小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由【3】表8-17的齿面平均=236, =190hbw，hbw-=46hbw，在3050hbw之间。选用8级精度6.2 初步计算传动的主要尺寸因为平均硬度小于350hbw，则齿轮为软面闭式传动，故按齿轮接触强度进行设计（外啮合）。(1) 小齿轮传递的转矩为 =42190n*mm(2) 初选 =1.2，由【3】表8-18得 =1.1(3) 由【3】表8-19得弹性系数 =189.8(4) 初选 =12º，由【3】图9-2查得 查得节点系数 =1.72。(5) 齿轮的传动比为 u=3.3，初选 =23，则=u*=3.3*23=75.9，

14、取整数76,则端面重合度为=1.88-3.2*()cos=1.66 轴向重合度为 =0.318*=1.71 (6) 由3图8-3查得 重合度系数 =0.775(7) 由3图11-2查得 螺旋角系数=0.99(8) 许用接触应力可用下式计算=计算=2hbw+69=2*236+69=541mpa =2hbw+69=2*190+69=449 mpa大小齿轮的应力循环次数为=60* *a =60*577023*2*8*365*8=1.618*h= =4.903*h由【3】图 8-5 查得 寿命系数 =1.0，=1.05取安全系数 =1.0则小齿轮的许用接触应力为 =541 mpa大齿轮的许用接触应力为

15、 =471.45 mpa故=472 mpa初算小齿轮的分度圆得 = =41.03mm6.3 确定传动尺寸计算载荷系数 查得使用系数 =1.0v= = =1.24m/s由3图 8-6 查得 齿间载荷分配系数 =1.05由3图 8-7 查得 齿向载荷分配系数 =1.21由3表 8-22 查得 齿间载荷分配系数 =1.2载荷系数 k=*=1.*1.05*1.21*1.2=1.52对进行修正，因与k有较大的差异，故需对由计算出的进行修正=*=41.03*=44.39mm确定模数 =1.89 取整 =2中心距 =101.21mm 圆整 =100mm螺旋角为 =arcos=8.1º因值与初选值相

16、差较大，故对与有关的参数进行修正，由【3】图9-2查得，=2.48端面重合度系数 =1.88-3.2,()cos=1.68轴向重合度为 =0.318=1.37 º由【3】图8-3查得 重合度系数 =0.774由【3】图11-2查得 螺旋角系数=0.992 = =44.66mm精确计算圆周速度为v= =1.35m/s由图8-6 查得 动载荷系数 =1.09k=*=1.0*1.08*1.21*1.2=1.58=*=*=45.24mm=1.95,取标准值 =2=mm=46.46mm=mm=116.68mmb=*=1.1*46.46=50.11mm，取整 =50mm=+（510）mm 取=6

17、0mm6.4 校核齿根弯曲疲劳强度齿根的疲劳强度条件其中 k=1.52，=42190nmm，=2，=46.46mm，b= 50mm齿形系数 和应力修正系数，当量齿数为=23.70=78.32由3图 8-8 查得 =2.68，=2.25由3图8-9查得 =1.57，=1.76由3图 8-10 查得 重合度系数 =0.72由3图11-3查得 螺旋角系数 =0.93许用弯曲应力 由3表 8-11 查得 弯曲疲劳极限应力为=1.8hbs=425mpa=1.8hbs=342 mpa由3图 8-11查得 寿命系数 = =1由3表 8-20 查得 安全系数 =1.6 =265.6mpa=213.8mpa=

18、=83.03 mpa<,则 = = =78.14 mpa 6.5计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数 = = =2.02015齿顶高 = =1*2=2齿根高 =（ ）=（1+0.25）*2=2.5mm全齿高 h=+=2+2.5=4.5mm顶隙 c=0.285*2=0.5 齿顶圆直径= 齿根圆直径 7.低速级直齿圆柱齿轮的设计计算7.1选择齿轮的材料同前小齿轮调质 ，236hbw 大齿轮正火 ，190hbw7.2确定齿轮许用应力 许用接触应力：由1表8-39 知 =由1表8-10查得 故应按接触极限应力较低的计算，只需求出大齿轮对于正火的齿轮 =1.0由于载荷稳定，故按1表8-41，求轮齿应力

19、循环次数=60=60×174.91×2×8×365×8=4.9×循环基数由1图8-41查得当hbs为300时，因 =1=许用弯曲应力由1式8-46 知 由1表8-11知取 单向传动取 同,所以得7.3根据接触强度，求小齿轮分度圆直径由1式8-38 初步计算 （表8-9） 取mm mm 取=95mm选定 =43×2.49=107.7 取107 取m=2 7.4验算接触应力由18-37知 取=1.76 =1 =271齿轮圆周速度由图8-39查得=1.15（8级精度齿轮）=1.76×271×1× =4

20、21.892 接触强度足够7.5验算弯曲应力由1表8-43知 =由1图8-44查得 =43 =3.76 =107 =3.75 =n/=65.21mp =mp=72mp故应验算小齿轮的弯曲应力=3.76×=4647mp弯曲强度足够7.6计算齿轮传动的其他尺寸齿顶高 =m=1×2=2mm齿根高 =（1+0.25）2=2.5mm全齿高 h=+=2+2.5mm=4.5mm顶隙 =m=0.25×2=0.5mm齿顶圆直径 =+2=86.644+4mm=90.644mm =+=215.21+4mm=219.21mm齿根圆直径=2=86.644-2×2.5=81.644

21、mm =215.2112×2.5=201.211mm7.7齿轮作用力的计算高速级齿轮传动的作用力已知高速轴传递的转矩=42190×1mm 转速=577.23r/min螺旋角 =8.6 小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径 =46.46mm齿轮1的作用力圆周力 =n=1816.2n径向力为 =1816.2×n=667.7n轴向力 =1816.2×=258.5n齿轮2的作用力从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等，作用力方向相反。低速级齿轮传动的作用力已知条件低速轴传递的转矩=133770n·mm转速=174.91r/min小齿轮右旋，

22、大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径为=86.64齿轮3的作用力 圆周力 =308.80n径向力 齿轮4的作用力从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用力方向相反。8中间轴的设计计算8.1已知条件中间轴传递的功率=2.45kw，转速，齿轮2分度圆直径=153.53mm，齿轮宽度=50mm，=95mm8.2选择轴的材料 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选常用的材料45钢，调质处理8.3初算轴径3查表9-8得c=106135，考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，故取小值c=110，则 8.4结构设计轴的结构构想如图轴承部件的结构设计 轴不长，故轴承采用两端固定方

23、式。然后，按轴上零件的安装顺序，从处开始设计轴承的选择与轴段及轴段的设计 该段轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行，选择深沟球轴承。轴段、上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内经系列。暂取轴承为6208，经过验算，轴承6208的寿命符合减速器的预期寿命要求。由3表11-9得轴承内径d=40mm，外径d=80mm，宽度b=18mm，定位轴肩直径=47mm，外径定位直径=73mm，对轴的力作用点与外圈大端面的距离=9mm，故=40mm 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则=40mm轴段和轴段的设计 轴段上安装齿轮3，轴段上安装齿轮2，为便于齿轮的安装，和应分别略大于和，可初定

24、=42mm齿轮2轮毂宽度范围为（1.21.5）=50.463mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度=50mm相等，左端采用轴肩定位，右端次用套筒固定。由于齿轮3的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度=95mm相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段和轴段的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取=92mm，=48mm轴段 该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.070.1）=2.944.2mm，取其高度为h=4mm，故=50mm 齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取为=10mm，齿轮2与齿轮3的距离初定为=10mm，则箱体

25、内壁之间的距离为齿轮2的右端面与箱体内壁的距离=+（-）/2=10+（60-50）/2=15mm，则轴段的长度为轴段及轴段的长度 该减速器齿轮的圆周速度2m/s，故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为=12mm，中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段的长度为轴段的长度为轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离=9mm，则由3图11-6可得轴的支点及受力点间的距离为8.5键连接齿轮与轴间采用a型普通平键连接，查3表8-31得键的型号分别为键12×90gb/t 10961990和键12×45gb/t 10

26、9619908.6轴的受力分析(1) 画轴的受力简图 轴的受力简图如图所示(2) 计算轴承支承反力 在水平面上为式中的负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为（3）画弯矩图 弯矩图如图11-10c、d、e所示在水平面上，a-a剖面右侧 b-b剖面为在垂直平面上为 合成弯矩，a-a剖面左侧b-b剖面左侧为 b-b剖面右侧为（4）画转矩图，8.7校核轴的强度a-a剖面弯矩大，且作用有转矩，其轴颈较小，故a-a剖面为危险截面求当量弯矩：一般认为低速轴传递的转矩是按脉动循环变化的。现选用轴的材料为45钢，并经过调制处理。由教材表10-1查出其强度极限，并由表

27、10-3中查出与其对应的，取=0.58根据a-a剖面的当量弯矩求直径在结构设计中该处的直径，故强度足够。8.8校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力为取键、轴及齿轮的材料都为钢，由3表8-33查得=125150mpa，强度足够齿轮3处的键长于齿轮2处的键，故其强度也足够8.9校核轴承寿命计算轴承的轴向力 由3表11-9 查的深沟球轴承6208轴承得 =29500n，=18000n，=521.00n，=890.2 n。=1123.74n，=0n因为径向力方向相反，则选最大的径向力计算寿命。利用插值法，计算径向动载荷系数x=0.56，轴向动载荷系数y=1.22.则当量动载荷由1公式 =<,

28、故轴承寿命足够9.高速轴的设计与计算9.1已知条件高速轴传递的功率=2.55kw，转速=577.23r/min，小齿轮分度圆直径=32.33mm,齿轮宽度=60mm9.2选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由3表8-26选用常用的材料45钢，调制处理9.3初算最小轴径查3表9-8得c=106135，考虑轴端既承受转矩，又承受弯矩，故取中间值c=120，则 =c=120*=19.68mm 轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径为 >19.68mm+19.68*(0.030.05) mm=20.2720.66取=21mm9.4结构设计轴的结构构

29、想如图所示（1）轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小、轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从轴的最细处开始设计（2）轴段 轴段上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮毂轴空设计同步进行。根据第三步初算的结果，考虑到如该段轴径取得太小，轴承的寿命可能满足不了减速器预期寿命的要求，初定轴段的轴径=25mm,带轮轮毂的宽度为（1.52.0）=（1.52.0）*25mm=33mm42mm,结合带轮结构=37.550mm，取带轮轮毂的宽度=42mm,轴段的长度略小于毂孔宽度，取=40mm（3）密封圈与轴段 在确定轴段的轴径时，应考虑带轮的轴向固

30、定及密封圈的尺寸。带轮用轴肩定位，轴肩高度h=(0.070.1) =(0.070.1)*25mm=1.752.5mm。轴段的轴径=+2*（2.13）mm=29.231mm,其最终由密封圈确定。该处轴的圆周素的小于3m/s,可选用毡圈油封，查3表8-27选毡圈35 jb/zq46061997，则=30mm（4）轴承与轴段及轴段 考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。现暂取轴承7207，由表11-9得轴承内径d=35mm,外径d=72mm,宽度b=17mm，内圈定位轴肩直径=42mm,外圈定位内径=65mm,在轴上力作用点与外圈大端面的距离=15.7mm

31、,故取轴段的直径=35mm。轴承采用脂润滑，需要用档油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装档油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取，档油环的档油凸缘内侧面凸出箱体内壁12mm,档油环轴孔宽度初定为=15mm,则=b+=17+15=32mm 通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号，则=35mm, =b+=17+15=32mm(5)齿轮的轴段 该段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，应略大于，可初定=42mm，则由表8-31知该处键的截面尺寸为b*h=12*8mm,轮毂键槽深度为=3.3mm,由于与较为接近，故该轴设计成齿轮轴，则有=，=60mm(6)轴段和轴段的设计 该轴段直径

32、可取略大于轴承定位轴肩的直径，则=48mm,齿轮右端面距箱体内壁距离为，则轴段的长度=（12+10-15）mm=7mm。轴段的长度为=(180+12-10-60-15)mm=107mm(7)轴段的长度 该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为，由3表4-1可知，下箱座壁厚=0.025+3mm=(0.025*150+3)mm=6.75<8mm,取=8mm, =(100+150)=250mm<400mm,取轴承旁连接螺栓为m16，则=24mm, =20mm，箱体轴承座宽度l=【8+20+16+（58）】mm=4952mm,取l=50；可取箱体

33、凸缘连接螺栓为m12，地脚螺栓为=m20，则有轴承端盖连接螺钉为0.4=0.4*20mm=8mm,由3表8-30得轴承端盖凸缘厚度取为=10mm;取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为=2mm；端盖连接螺钉查3表8-29采用螺钉gb/t5781m8*25;为方便不拆卸带轮的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘端面距轴承端盖表面距离k=28mm,带轮采用腹板式，螺钉的拆装空间足够。则（8）轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离=17mm，则由3图11-9可得轴的支点及受力点间的距离为9.5键连接带轮与轴段间采用a型普通平键连接，查3表8-31得其型号为键8*36b/t 10

34、9619909.6轴的受力分析(3) 画轴的受力简图 轴的受力简图如图所示(4) 计算轴承支承反力 在水平面上为n=-794.4n式中的负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为（3）画弯矩图 弯矩图如图所示在水平面上，a-a剖面右侧 n*mma-a剖面左侧 =-66173.52n*mm-258.5*n*mm=-69404.77 n*mmb-b剖面为在垂直平面上为 合成弯矩，a-a剖面左侧a-a剖面右侧为 b-b剖面为（4）画转矩图 转矩图如图所示，9.7校核轴的强度b-b剖面弯矩大，且作用有转矩，其轴颈较小，故b-b剖面为危险截面求当量弯矩：一般认为

35、低速轴传递的转矩是按脉动循环变化的。现选用轴的材料为45钢，并经过调制处理。由1表10-1查出其强度极限，并由1表10-3中查出与其对应的，取=0.58根据b-b剖面的当量弯矩求直径在结构设计中该处的直径，故强度足够。9.8校核键连接的强度带轮处键连接的挤压应力为取键、轴及带轮的材料都为钢，由表8-33查得=125150mpa，强度足够9.9校核轴承寿命（1）计算轴承轴向力 由3表11-9查7207c轴承得c=3050n，=20000n。由表9-10查得7207c轴承内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为 =0.4=0.4×1136.8n=454.72n =0.4=0.4

36、×1419.8n=567.92n外部轴向力a=469.2n，各轴向力分别为 =+a=826.42n =567.92n(2)计算当量动载荷 由/=826.42/20000=0.041,查3表11-9得e=0.42，因/=826.42/1316.8=0.73e,故x=0.44，y=1.36，则轴承1的当量动载荷为 =x+y=0.44×1136.8n+1.36×826.472n=1624n由/=567.92/20000=0.028，查3表11-9得e=0.40，因/=826.42/1419.8=0.58>e,故x=0.44，y=1.40，则轴承2的当量动载荷为 =

37、x+y=0.44×1419.8n+1.4×567.92n=1419.8n(3)校核轴承寿命 因,故只需要校核轴承1的寿命，p=。轴承在100以下工作，查表8-34得=1,。查表8-35得载荷系数=1.5 轴承1的寿命为 =56671.8h，故轴承寿命足够10.低速轴的设计与计算10.1已知条件低速轴传递的功率=2.35kw，转速，齿轮4分度元圆直径=215.21mm，齿轮宽度=86mm10.2选择轴的材料因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故查3表8-26选用常用的材料45钢，调质处理。10.3初算轴径查3表9-8得c=106135，考虑轴端只承受转矩，故取小值c

38、=110则 轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径35.44+35.44×(0.030.05)mm=36.5037.2110.4结构设计轴的结构构想如图所示（1） 轴承部件的结构设计 该减速器发热小，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最小轴径处开始设计（2） 联轴器及轴段 轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行为了补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离震动，选用弹性柱销联轴器。查3表8-37，取=1.5，则计算转距=1.5×319510n·mm=479265 n·mm由3表8-38查得gb/t 5014-2

39、003中的lx3型联轴器符合要求：公称转矩为1250n·mm，许用转速4750r/min，轴孔范围为3048mm 。考虑d46.98mm，取联轴器毂孔直径为42mm，轴孔长度84mm，j型轴孔，a型键，联轴器主动端代号为lx3 42×84 gb/t 5014-2003,相应的轴段的直径=42mm，其长度略小于毂孔宽度，取 =82mm（3） 密封圈与轴段 在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承密封圈的尺寸。联轴器用周肩定位，轴肩高度h=（0.070.1）=（0.070.1）×42mm=2.944.2mm。轴段的轴径=+2×h=47.8850.4m

40、m，最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s,可选用毡圈油封，查3表8-27，选毡圈50jb/zq4606-1997,则=50mm（4） 轴承与轴段及轴段的设计 轴段和上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。考虑齿轮无轴向力存在，选用深沟球轴承。现暂取轴承为6211c,由3表11-9得轴承内径d=55mm，外径d=100mm，宽度b=21mm，内圈定位轴肩直径=64mm，外圈定位直径=91mm,对轴的力作用点与外圈大端面的距离=27.5mm，故=55mm。故=21mm 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，故=55mm（5） 齿轮与轴段 该段上安装齿轮4，为了便于齿轮的安

41、装，应略大于，可初定=58mm，齿轮4轮毂的宽度范围为（1.21.5），=69.687mm，小于齿轮宽度=86mm，取其轮毂宽度等于齿轮宽度，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段的长度应比轮毂略短，故取=84mm。（6） 轴段 该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度为h=（0.070.01）=4.065.8mm，取h=5mm，则=68mm，齿轮左端面距箱体内壁距离为=+()/2=10mm+(95-86)/2mm=14.5mm,则该轴段的长度=+=（8014.586+12）mm=91.5mm（7） 轴段与轴段的长度 轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与

42、轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承端盖连接螺栓gb/t 5781 m8×25,其安装圆周大于联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为=10mm。则有=+=（58+2+10+102112）mm=47mm则轴段的长度=+2mm=21mm+12mm+14.5mm+ 2mm=49.5mm圆整取=50mm(8)轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离=27.5mm，则由图11-12可得轴的支点及受力点的距离为=+=49.5mm+84mmmm27.5mm=63mm=+=36mm+76.5mm+mm27.5mm=128mm=+=27.5mm+47mm+42mm=116.5mm9.5键

43、连接联轴器与轴段及齿轮4与轴段间均采用a型普通平键连接，查3表8-31得键的型号分别为键12×70gb/t 10961990和键18×70gb/t 109619909.6轴的受力分析画轴的受力简图 计算支承反力 在水平面上为在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为画弯矩图 在水平面上，a-a剖面的弯矩为在垂直面上，a-a剖面的弯矩为a-a剖面上的合成弯矩为画转矩图 10.7校核轴的强度a-a剖面为危险截面求当量弯矩：一般可认为高速轴传递的转矩是按脉动循环变化的。现选用轴的材料为45钢，并经过调制处理。由教材表10-1查出其强度极限，并由表10-3中查出与其对应

44、的，取=0.58根据a-a剖面的当量弯矩求直径在结构设计中该处的直径，故强度足够。10.8校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为齿轮4处键连接的挤压应力为取键、轴及齿轮的材料都为钢，由3表8-33查得=125150mpa，强度足够 10.9校核轴承寿命计算轴承的轴向力 由表11-9 查的6211轴承得 =43200n=29200n， =2202.26n。因为只有径向力没有轴向力，则当量动载荷p=2202.26n ，由1公式 =1792051h<,故轴承寿命足够11 润滑油与减速器附件的设计选择11.1润滑油的选择由于速度在12m/s左右，设计油沟，采用飞溅润滑，选用全损耗系统用油，减

45、速器常用的l-an3211.2油面指示装置选用油标尺m1611.3视孔盖选择视孔盖尺寸为110*116，位置在中间轴的上方。11.4通气器选用普通通气器m1011.5放油孔及螺塞选用螺塞m1611.6起吊装置上箱盖采用吊耳，箱座上采用吊钩。11.7起盖螺钉选用起盖螺钉m1211.8定位销选用定位销m10f=2000n=2200kw=0.96=0.8246=3000kw=70=1420=20.28=2.46i=8.23=3.3=2.49=2.55kw=2.45kw=2.35kw=2.31kw=17.89=42.19=133.77=319.51=314.07选择a型普通v带=100mm=250mm

46、带速符合要求=350mm=1250mma=342.08mm=> 合格z=4=103.97nq=813.3n45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度=23=75.9=541 mp=471.45 mpa=472 mpa41.03mm k=1.52=100mm 44.66mm=2=46.46mm=116.68mm=50mm=60mm满足齿根弯曲疲劳强度=2.02015=2=2.5mmh=4.5mmc=0.5=50.46=157.53=41.46=152.5345钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度 =107m=2接触强度足够弯曲强度足够=2mm=2.5mmh=4.5mm=0.5mm=90.644mm=219.21mm=81.644mm=201.211mm=1816.2n=667.7n=258.5n=308.80n45钢，调质处