带式运输机传动装置的设计(终极版)广东石油化工学院

1、机械设计课程设计计算说明书带式运输的传动装置设计班级：机电10-2班设计者：林素亮指导教师：周瑞强2013年1月1号广东石油化工学院目录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 8

2、5.2 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

3、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181.1 已知条件181.2 选择轴白材料191.3 初算轴径191.4 结构设计191.5 键连接211.6 轴的受力分析211.7 校核轴的强度231.8 校核键连接的强度231.9 校核轴承寿命239 .高速轴的设计与计算 249.1 已知条件249.2 选择轴白材料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31

4、10.2 选择轴白材料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3512箱体结本勾设计3613设计小结3714参考文献37设计任务带式运输机传动装置的设计。已知条件：10.10 .运输带工作拉力 f = 7000n10.11 工作速度 v = 0.55m/s10.12 径d = 450mm8小时，运4、单向连续运转，空载启动，工作有时有轻微振动；两班制工作，每班工作 输带速度的允许误差为5%。5、使用期限：8年。6、检修周期：每年 300个作用日，大修期为 3年。7

5、、生产批量：中批量生产iv11结果设计计算及说明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。

6、若要同时满足上述各方面要求是 比较困难的。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:1.4 传动方案的分析展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置。因而沿齿向载荷不均, 要求轴有较大刚度。结构简单，采用v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f=7000nv=0.55 m/s2.1 选择电动机的类型根据用途选用 丫系列。自扇冷

7、笼型三相异步电动机（机型为y132m2-6 )pw=3.85kw“总=0.816p0=4.72kwped =5.5kwnw=23.3r/minnm =960 r/min3=41.2 r/min2.2 选择电动机的功率由已知条件可知，传送带所需的拉力f=7kn，传输带工作速度v=0.55 m/s,故输送带所需功率为pw= _fv_=3.85kw1000由表2-3查得滚筒效率n § =0.95,轴承效率 n 4=0.99,联轴器效率n 2=099,带传动的效率 n 3=0.96,齿轮传递效率 n 1 =0.97。电动机至工作机之间传动装置的总效率为 24、，二二0.816总 12345电

8、动机总的传递功率为p0 = pw = 3.85 kw =4.72kw10.816心、查表14-1,选取电动机的额定功率为ped=5.5kw2.3 确定电动机的转速由已知条件，滚筒的直径为d=450mm,工作速度为 v=0.55m/s ,所以,1000*60* v输送带带轮的工作转速为nw= 1000 60 v =23.3 r / min 二 d查表2-1: v带传动比i带=24,查表2-2:二级减速器常用的传动比为i内=840总传动比的范围i = i带*啕=16160电动机的转速范围为n0=i总* nw=372.83728 r/min查表 14-1,可见同步转速有 3000 r/min , 1

9、000 r/min , 1500 r/min , 750r/min的电动机都符合要求， 初选同步转速 1000 r/min ,满载转 速960 r/ min型号 y132m2-6的电动机。3 .传动比的计算及分配3.1 传动装置总的传动比i = nm-= 960- r/min =41.2 r/mini带=3i=14.71心 nw 23.3根据带传动比范围，取v带传动比为i带=2.8,则减速器的传动比为i= 士 =14.71 i带高速级传动比为1高=j（1.31.4）*i =4.374.54。取 *=4.5i 14 71低速级传动比为i低=l =3.3i 高 4.5由表2-1及表2-2可知，传动

10、比合理。i高二43i 低=3.34 .传动装置运动及动力参数计算4.1 各轴的转速n1 = 343r minln2 = 76.2r minn3 =23.1r mini轴（高速轴）n轴（中间轴）in轴（低速轴）w轴（卷筒轴）n1in34.2各轴的功率nm_ 960一 2.8作二343i 高 4.5二343 r min=76.2r min= n2 = 762 = 23.1 r.min i 低 3.3m m=23.1 r minn4-23.1 r minpi =4.53kwp2=4.35kw减速器高速轴为i轴，中速轴为n轴，低速轴为出轴，卷筒轴为w 轴4.3各轴的转矩p3=4.18kwi 轴（高速轴

11、）p1 =- p0 =4.72 0.96 =4.53kwp = 4.10kwn轴（中间轴）p2= 1 4p1=0.97 0.99 4.53 = 4.35kw出轴（低速轴）p3 -； p2=0.97 0.99 4.35=4.18kwiv轴（卷筒轴）p4 =2 4p3 = 0." 0." 4.18=4.10kwto =46.76 n m电动机轴t0=9550*p0八八*=9550* no4.72960nm =46.76 n mi轴（高速轴）t1 =9550*p1=9550*n)14.53343nm=126.13 n mn轴（中间轴）t2 =9550*p2=9550*n)24.3

12、576.2nm =545.18 n min轴（低速轴）t3=9550*p3y3 =9550*n34.1823.1nm=1728.1 n miv轴（滚筒轴）t4 =9550*pw一=9550* nw4.1023.1nm =1695.02 n mt1=126.13 n mt2 =545.18 n mt3=1728.1 n mt4=1695.02n m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4.7296046.76i 带=2.8i 高=4.5i 低=3.3i轴（高速轴）4.53343126.13口轴（中间轴）4.3576.2545.

13、18w轴（低速轴）4.1823.11728.1iv轴（滚筒轴）4.1023.11695.025 .减速器的外传动件零件的设计选才i a型普通v带表2-10机械设计5.1 选择v带型号由表2-10查得工作情况系数ka =1.1 ,则pc=ka* p0 =1.1*5.5kw=6.05kwpc=6.05kw根据n=960r/min , p =6.05kw ,确定选择 a型普通v带。5.2 确定带轮基准直径d1 =140mmd2 =390mm由表2-4查得，小带轮直径 d1齐5现取d1=140mm,8=01r960什 rd2 = n d1 （1-名）= x 140=391.8mm ,取 d2=390m

14、m。年3435.3 验算带的速度二 dm。二 140 960带速符合要求v带=7.04m/s60 100060 1000在525m/s范围内，带速合适。5.4 确定中心距和 v带长度根据 0.7 ( d1 + d2 ) mm=371mm< a0<2( d1 + d2 )mm=1060mm为了使结构紧凑，取偏低值a0=450mma0=450mmv带基准长度为,nl=2a+ ( d1 + d2)2(d2-d1)2+ 4a=2x 450+ (140+390)2+ (1=1767.22mm4 450由表2-2选v带基准长度ld =1800mm,则实际中心距为a=a0+j= (450+ 18

15、0i7.22) mm=466.39mm 0225.5验算小带轮包角% 定 180td2二d1 x 57.3口= 180°250x57.3°a466.39=149、120，合适5.6确定v带根数查表2-9查得 ku=0.92，由表2-2得，k|=1.01 ,由表2-7查得,绅0=0.11,由表 2-5,得 p0=1.626.05z=(p。+dmakl(1.62+0.11)"92"01取整z=4根=3.76 根ld =1800mm a=466.39mm：1 = 149120合格z=4根5.7 计算初拉力由表2-1查得q=0.1kg/m,则单根v带张紧力f0=

16、500 pc(2.5-1) qv2zv 带ka500 m 6.05 / 2.5 .x . .2=(-1)+0.1 m 7 ad. =189.45n4x7.04 0.927.045.8 计算作用在轴上的压力压轴力为 f q =2z f0 sin ?=2x4x 189.45x sin 1|°=1460.47n5.9 带轮结构设计查表14-3, y132m2-6型电动机的轴直径为 ds=38mm小带轮采用实心质，由表 2-3得e=15±0.3, fmin=9,现取f=10轮毂宽：l= (1.52.0) ds =5776 现取 l=70mm轮彖如：b=(z-1)*e+2f=65mm

17、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.减速器内传动零件的设计一.高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算6.1 确定齿轮材料、热处理方式、精度等级和齿数因传动尺寸无严格限制、又带式运输是一般的机械。因此，小齿轮采用 40。调质，齿面硬度为(241286) hbw,取 260hbw ;大齿轮米用 45调质，齿面硬度为(197255) hbw ,取 230hbw ;精度8级取 z1 =26； z2= r =1176.2 确定许用应力« 4.19-3 得。hlm1 = 710mpa；仃 hm = 580mpa4.21-3 得仃 flim1=600mpa ;仃

18、 flim2 = 450mpa查表 4-10,取仃 hmin'；仃 j . =1.25；n = 4.5 f min一z1n =60m343 m8 m300 m16 =7.9m108hf0=163.22nfq=1460.47n小齿轮40 gr调质硬度260hbw大齿轮45钢调质硬度=230hbwz1 = 26z2=117冲=器=1.755父1dh查图 4.20 得 7 =1.027 k. =1.06z niz n2查图 4.22 得 yn =0.897 yn =0.909查图 4.23 得 yxi=yx2=1仃 hlim1710m 1.02仃 h1=_himlz=658.5mpah1 q

19、乙h11 1sh min1 . 1。h2=仃 hlim2zi_i = 580m 1.06 =561.5mpah2 shminzh21.1仃产土里叫 丫 二吧父 0.891m 1 = 473.76mpaf1 sfminyn1yx11.25仃 尸_丫 y =m0.909x1=327.2mpaf2sfminyn2yx2 1.256.3齿面接触疲劳强度计算初步计算小齿轮直径1不±1)d 1 - ad 父 3r21dh查表4-8,倩计p生15。取a = 90查表4-7齿宽系数5=1ddc90/3!"3=70.9mmd11561.524.5取 d180mm 则齿宽 b=dd1=80mm

20、=出=80 = 3.08mtz 26取 mn =3a a arccos mn - arccos-13.09mt2.33按齿面接触疲劳强度设计zm =1.02z n1zz =1.06z n 2yz =0.897i ni丫冲;0.909yxryx2 = 1a h =658.5mpa仃 h2 ng"mpa仃 f=473.76mpa仃 f =327.2mpat=126130n mmd132k"坦巨hz包因工作机有中等冲击，查表4-4得 ka = 1.35设计齿轮精度为8级，¥nd 二一二 80 343 60 1000 60 1000=1.44 m. s查图 4.9取 ky

21、=1.07齿轮对称布置,二1 b查图 4.12 取 kp=1.05kaftbka2tid1 b1.35 2 126130 72 =59.1280计算齿面接触应力查图 4.14, z h =2.44查表 4-6, ze = 189.8vmpaj.88.3.2小ziz2 jcos=1.88-3.2 +<26 117力cos13.09bsin := 0.318 d z tan - =0.318 1 26 tan13.09 = 1.92 mn取；1z；4一4-614 6 1 -1. -0.7731.68z = cos13.09 =0.987d1 一32kt1 ±1 zezhz fzpd

22、1 = 80mm中=1b=80mmmn占3p =13.09*ka = 1.35kv，.07：1.68kl05ka。4k =2.12zh =2型ze = 189.84诉as =1.68 a- 1-d2 2.12 126130 5.51 4.589.8 0.77 0.987 2.44561.5d1t : 44.66mmz = 0.987=63.56什 ccd180 取 d =80mt = z =26 =3.07取 mn = 3mmdia = arccosmn z1d1_ arccos3 26 - 12 84aiccos4.ot80mb =3mm' =12.84z z cos263二 28.

23、05cos12.84b = 80mmz2z'.2 -3cos117- cog12.84= 126.23查表4.18得,yfa1 =2.59 yfa2 =2.16z1 : 28.05查表4.16得,ysa1 t615ysa2 =1.81saisa 2z2= 126.23b=!'d1=80mm b2=80b1 = b25 10 m = 86mm6.4 核校齿轮弯曲疲劳强度yfa1 =259一.一075因君=1.56得 y/0.25 + = o.731 ayfa2=2.16ysa1 =1.615ysa2=1.81y ：min =1一0.25； ：=0.75py 1=1一 -20 =

24、0.893 0.75，取 y：= 0.8532kt1i i就ydynb"丫 产 0.731丫 - 0.853二 f1=72.65 m473.76mpa二 f22k、小b .yfa2ysa2yy =二 f1bd1mnyfa1ysa2sa1= 67.9 w327.2mpa大小轮齿弯曲疲劳强度满足要求6.5 确定齿轮主要尺寸d1 =80mmd2 = 360mmd1 十 d 2a = dd = 220mm 26.6齿轮其他尺寸端面模数mt =上v= 3.076cos p凶顶同ha= ha mn =1*3=3齿根同hf= ( ha +c ) mn = (1+0.25) *3=3.75mm全齿高

25、h= ha+ hf =3+3.75=6.75mm*顶隙c=c mn =0.25*3=0.75齿顶圆直径 da1 = d1+2ha = 80 + 6=86da2=d2ha = 360+6=366hrlthf =802m 3.75 = 72.5齿根圆直径ddhdf2 =d2-2hf =360-23.75 = 352.57.低速级直齿圆柱齿轮的设计计算7.1 确定齿轮材料、热处理方式、精度等级和齿数跟高速级齿轮的选材一样。小齿轮米用 40cr调质，取260hbw;大齿轮米用45调质，齿面硬度为230hbw ;精度8级取 z1=30； z2=zi =997.2 确定许用应力查图 4.19-3 得仃 h

26、lim1 = 710mpa；仃 hlim2 = 580mpad1 = 80mmd2 = 360mma = 220mmm= 3.076ha = 3hf=3.75h=6.75c=0.75d86da2 = 366df1=72.5df2 = 352.5小齿轮40 gr调质硬度260hbw大齿轮45钢调 质查图 4.21-3 得仃 flim1=600mpa;仃 flim2 = 450mpa查表 4-10 ,取仃 h mi。=1.1 ；=1.25；f min硬度=230hbwn1 一 _8.二60 76.2 8 300 16 =1.76 10 hhlim1=710mpn2= n1 =0.533 108h2

27、h lim 2= 580mpa查图4.22 得 zn=1.0657、，=1.957z n2flim1=600mp查图4.23 得 yni= 0.909 yn =0.911flim2 =450mp查图4.23 得 yxi=v = 1y x2h1h2f1h h h lim 1=shmin=:-h lim 2sh minf '- f lim 1=zu =687.4mpah h 1zu =1031.87mpah h 2f2sfmin f f f lim 2 =sf minyn1yx1=436.32mpayn2yx2=32796mpa7.3齿面接触疲劳强度计算 初步计算小齿轮直径d1-adt2

28、（-i）查表4-8 , b ad =85 齿宽系数中d = 1d1 -8554518032687.43.3 1 =97.37mm 3.3取 d1=100mm 则齿宽 b=v/dd1=60mm按齿面接触疲劳强度设计51 zezhzazph1查表 4-4 得 ka =1.35zn1=1.065zn2= 1.957yn1=0.909yn2=0.911yx1= yx2=1二 h =687.4mpa二 h 2 =1031.87mpa二 f =436.32mpa二 f =327.96mpaad=85l=1设 计 齿 轮 精 度 为d1 =100mmnd 二 v =二 100 76.260 100060 1

29、0000.399 m sb=100mm查图 4.9 取 kv=1.023齿轮对称布1 b = 1 ；查图 4.12 取 kp=1.05ka = 1.35kaftbka2t2 ,1.35 2 545180d1100= 147.2kt.023100查表4-5得ka =1.1k wkvkbka：1.60计算齿面接触应力kf，1.05ka =1.1查图 4.14, zh =2.5查表 4-6, ze = 189.8-mpak =1.60=1.88-3.2( 十)cos 1 =1.741zh =2.5d132kt2 ±1 zezhz.zp,dze= 189.84rmpa2 1.6 545180

30、 4.31 3.32189.8 2.5 87687.4a = 1.741z"87z1z24 -；a =0.873=94mmd1 94m = =3.13 取 m=4z 30则 d1 = mz = 4 30 = 120mmb2 =" dd =120mm b =125mm7.4核校齿轮弯曲疲劳强度查表 4.18 得，丫面=2.5375yfa2 = 2.2查表 4.16得，丫 =1.63丫3=1.8sa 1sa2一一0 75因 sa =1.741 得 y =0.25 + 075=0.681-a2kt2bdmymy三二 f1 =85.31 £436.23mpaf22kbdm

31、nyfa2ysa2y 产fa2ysa2f1yfa1ysa1大小轮齿弯曲疲劳强度满足要求7.5确定齿轮主要尺寸d1 = 120mmd2 = 396mmd1d 2a = d1 d2 = 258mm2m=4d1 = 120mmb2 = 120mmyfa1 = 2.5375yfa2 = 2.2ysa1 = 163= 217.01mpa 七327.96席晋2 = 1.87.6计算齿轮传动的其他尺寸齿顶(wjha = ha*m= 1 x 4=4mm齿根高hf = (ha* +c* )m = (1+0.25) 4=5mm全齿局 h= ha+ hf =4+5mm=9mm顶隙 c=c m=0.25x 4=1mm

32、齿顶圆直径 da = d3 +2 ha =120+8mm=128mm a?3 ada4 = d4 + 2ha =395+8mm=403mm齿根圆直径 df3 =d4 2 hf =120-10=110mm仃 f1 = 85.31 m 436.23a = 258mmha =4mmhf =5mmh=9mmdf4=d4 2hf =395 10=385mm7.7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t1=126130n，mm转速n1 =343r/min螺旋角 =12.84小齿轮左旋，大齿轮右旋,小齿轮直径 d1 =80mmc =1mmd =128mm a3da =403mm a 4d

33、f =110mm1 3df =385mm 4齿轮1的作用力圆周力f-2tl 2 1261301 = n=3153.25nd180fr1tan二 ft1cos =3153.25tan 20一 ： 1177.12ncos12.84轴向力 fa1 = ft1tan p =3153.25 x tan12.84 口 =718.72n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t2 =545180n - mm转速n2 =76.2r/min小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径为d3 =120mm齿轮3的作用力ft1 = 3

34、153.25nfr1=1177.12nfa1 = 718.72n圆周力f t32t 2 _ 2 545180d3120= 9086.3n =308.80n径向力f3 = ft3tana= 9086.3 tan20 =3307.14n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 p2=4.35kw,转速n2 = 76.2r/min，齿轮2分度圆直径 d2=360mm , d3 = 120mm 齿轮宽度 b2=80mm , b3=125mm8.2 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

35、表8-26选常用白材料45钢，调质处理8.3 初算轴径查表 6-3 得 c=103126,现取 c=110,p 4 35dmin =c31103= 42.35mmn 、76.28.4 结构设计一dmin = 42.35mma3 11 12 13 as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式。然后，按轴上零件的安装顺序，从dmin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6209,由表11-1得，轴承内径d=45mrm 外径d=85m

36、m宽度 b=19mm定位轴肩直径 da=52mm,外径定位直径da =78mm ,对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3=9.5mm通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d5=45mm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， d2和d4应分别略大于di和d5,可初定d2 = d4=50mm齿轮2轮毂宽度范围为（1.21 d2 =57.675mm,取其轮毂宽度与齿轮宽度b2=70mm相等，左端采用轴肩定位，右端次用套筒固定。由表11-1（课程设计）d=45mm 宽度b=19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 b3=125mm相等，其右端采

37、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 l2 =123mm , l4=68mm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） d2=3.55mm ,取其高度为 h=4mm ,故 d3=58mm取 l3 =8mm轴段及轴段的长度轴承内端面距箱体内壁的距离取为a=12mmb3 =125mml2 =123mml4 =68mml3 = 8mmb = 220mm齿轮2与箱体内壁的距离取为 a2 =13mm齿轮3与箱体的内壁的距离取为1 =10mm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l1 = b

38、 -“2 = 37mm轴段的长度为l5 = b ：=：=2 2 = 46mm轴上力作用点的间距1 .b311 = l1- a3 - 2 = 88mm212 =l3 b2 2 b3 = 108.5mml1 = 37mm.b2l3 = l5 ' a3 -2 = 68.5mm 28.5键连接l5 = 46mm齿轮与轴间采用 a型普通平键连接，查表得键的型号分别为键14x 100gb/t 1096 2003 和键 14x 60gb/t 1096 20038.6 轴的受力分析r1x =(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fr2 *3 1213 -fa2d2l

39、i i2 i322 =-2085.32 nr2x =fr2 -r1h -fr3 =1177.12-3307.14 - -44.7nx xr1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r = ft2（l2 +l3 ）+ftil3 = 3118.14n li i2 i3r2z =rt3 rt2 -r1z =9121.4n轴承1的总支承反力为r1 =、r2x r12z = 3751.18n轴承2的总支承反力为r2 = . r；x r；z =9121.5n（3）画弯矩图在水平面上，a-a剖面右侧max =r1xl1 = 2085.32 80 -166825.6n mmb-b剖面为 'm

40、 bx =r2xl2 =-3061.95n mm.,- d2mbx =mbx fa22 = -21029.95n mm2在垂直平面上为m az =r1zl1 =249451.2n mmmbz = r2zl3 =624815.9n mm合成弯矩，a-a剖面左侧maijmax maz =300094.46n mm aax azb-b剖面左侧为mb = mbx m az =6244823.4n mmb-b剖面右侧为mb = mbx m 2z =625169.72（4）画转矩图，t2 =545180n mm8.7 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

41、：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。由表 6-4中查出与其对应的卜人 = 60mpa,取 a =0.6mvb=，m；+(at) =4.44x105 n mm根据a-a剖面的当量弯矩求直径d2=310.m1=41.98mm在结构设计中t处的直径 d4 = 50mm ,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4t2op =2 =105.35mpap d4m查表 6-7 得 tp l125150mpa , crp < a p ,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表1

42、1-1查的深沟球轴承 6209轴承得cr =31500n , c0r =20500n , fa2 =718.72n ,fr2 =1177.12 n 。f13=3307.14n, fa3=0n因为径向力方向相反，则选最大的径向力计算寿命。fa2-a2- =0.035corfa2-= 0.217fr3利用插值法，计算径向动载荷系数x=1 ,轴向动载荷系数 y=0.查表 7.10 fd =1.2 pp = fp xfr yfa =3968568查表7-8该轴承的预期寿命l'10h =12000i0； ；。-127731h l10h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

43、的功率p1 =4.53kw ,转速n1=343.3r/min，小齿轮分度圆直径d1=80mm,齿轮宽度 匕=86mm9.2 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 初算最小轴径查表6-3得c=103126,考虑轴端既承受转矩，又承受弯矩，故取 中间值c=110,则dmin =c 31 =26mm n轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%,所以取 dmin =38mm9.4 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

44、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d1=30mm,带轮轮毂的宽度为(1.52.0) d1 =4560mm,取带轮轮毂的宽度 好轮=60mm,轴段的长度略小于毂孔宽度，取 l1=58mm(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定及密封圈的尺寸。带轮用轴肩定位，轴肩高度h=(0.070.1) d1 =2.453.5mm。轴段的de d轴径d2=d1+2* (2.453.5) mm=34

45、.937mm,其最终由密封圈确定。该处轴的圆周素的小于 3m/s,查表7-13用毡圈油封，查表13-5选毡圈35一 defz/t92010 1991,则 d2=35mm (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7208c,由表11-9得轴承内径d=35mm,外径d=80mm,宽度b=18mm，内圈定位轴肩直径 da=47mm, 外圈定位内径da =73mm,在轴上力作用点与外圈大端面的距离 a3 =17mm,故取轴段的直径 d3=40mm。l3 =33mm通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号，则d7=40mm,l7 7

46、 =29mm键选用 14x 70gb/t1908-2003 (5)齿轮的轴段该段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d5应略大于d3,可初定d5- l5 5 =48mm ,5 =84mm(6)轴段该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，则d4 =48mm,轴段的长度为l 4=116mm(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l =5 + g + c2 +(58)mm,由表4-1 可知，下箱座壁厚 6 =(0.0250.03) a2 +3mm=9.4510.74>8mm,取 =10mm, a1 +a2 =478<4600mm,取轴

47、承旁连接螺栓为 m16 ,则 c1 =22mm, 7 =20mm ,箱体轴承座宽度l=110+18+16+ (58)】mm=4952mm，取l=50 ;可取箱体凸缘连接螺栓为m12 ,地脚螺栓为d <p=m20 ,得轴承端盖凸缘厚度取为bd =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 l2 =63.5(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a

48、3=17mm,则由3图11-9可得轴的支点及受力点间的距离为l1 = 110.5mml2 118mml3 = 58mm9.5轴的受力分析 画轴的受力简图轴的受力简图如图所示计算轴承支承反力在水平面上为q(l1 l2rxl2 l3813.3*(109.2153.3 83.3)-667.7*83.3 -258.5*25153.3 83.3二940nr2x二q-rh -fr1 =813.3-940-667.7n=-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r1z_ft1l312131816.2*83.3171.5 60.5n =639.43nr2z =ft1 -rz =1816

49、.2-639.43 = 1176.77n轴承1的总支承反力为r1 二 ,-r12x r1z = ：；9402 639.432 n =1136.8n轴承2的总支承反力为r2 = *r；x r2z =794.42 1176.772n = 1419.8 n(3)画弯矩图弯矩图如图所示在水平面上，a-a剖面右侧 'm ax = r2xl3 = -794.4*83.3 n * mm = -66173.52 n*mma-a剖面左侧di25max=maxfai=-66173.52n*mm-258.5* n*mm22=-69404.77 n*mmb-b剖面为mbx = q| = -813.3*109.2n *mm = -88812.36n * mm在垂直平面上为maz =-rzl2 = -639.43*153.5n*mm = -98024.62n * mmm bz = on * mm合成弯矩，a-a剖面左侧ma = jm ax m；z,淤9404.772 (-98024.62) 2n mm = 120107.6n mma-a剖面右侧为ma = m ； m 2z = (-66173.52)2 (-98024.