机械设计课程设计--设计用于带式运输机的传动装置

1、目录一. 设计任务书2二. 传动装置总体设计2三. 电动机的选择3四. v带设计6五. 带轮的设计8六. 齿轮的设计及校核9七. 高速轴的设计校核14八. 低速轴的设计和校核 21九轴承强度的校核29十.键的选择和校核31十一 减速箱的润滑方式和密封种类的选择32十二.箱体的设置33十三.减速器附件的选择35十四设计总结37十五。参考文献38一.任务设计书题s a：设计用于带式运输机的传动装置.动力及传动装迓l原始数据:数据编号205206207208209210211212213214带工作拉力f(n)600620640660680700720740760780带速度v (m/s)1.51.

2、61.51.51.41.41.51.31.41.2卷筒直径d (mm)260330300280270290310270270240工作条件：一半制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘(运输带于 卷筒及支撑间包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已经在f中考虑)。使用年限：十年，大修期三年。生产批量：十台。生产条件：中等规模机械厂，可加工78级齿轮及蜗轮。动力来源：电力，三相交流(380/220)。运输带速度允许误差：±5%o设计工作量：1 减速器装配图一张(a3)2零件图(13)3 设计说明书一份个人设计数据：运输带的工作拉力t(n)660运输机带速v (m/s)1.5卷筒直径d (mm)

3、280已给方案三.选择电动机1. 传动装置的总效率:r|=r|lr|2r|2r|3r|4r|5式中：r|l为v带的传动效率，取耳1=099；n2)2为两对滚动轴承的效率，取r|2=o.99；2为一对圆柱齿轮的效率，取q3=0.97;1 4为弹性柱销联轴器的效率，取n4=0.96；帀为运输滚筒的效率，取q5=0.96。所以，传动装置的总效率耳=099*0.99*099*097*096*096=0867电动机所需要的功率p=fv/r|=660*l5/ (0.867x1000) =114kw2. 卷筒的转速计算nw=60* 1000v/兀 d=60* 1000* 1.5/3.14*280= 102.

4、3r/minv带传动的传动比范围为i v 2,4;机械设计第八版142页一级圆柱齿轮减速器的传动比为i2e3, 10 1；机械设计第八版413页总传动比的范围为6, 40；则电动机的转速范围为615,4092;3. 选择电动机的型号：根据工作条件，选择一般用途的y系列三相异步电动机，根据电动机所需的 功率，并考虑电动机转速越高，总传动比越大，减速器的尺寸也相应的增大， 所以选用y100l-6型电动机。额定功率1.5kw,满载转速940 (r/min),额定转 矩 2.0 (n/m)，最人转矩 2.0 (n/m)4. 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比总传动比ib=n/nw=940/102.

5、3=919式中：为电动机满载转速；几为工作机轴转速。取v带的传动比为il=3,则减速器的传动比i2=ib/3=3.1;5. 计算传动装置的运动和动力参数6. 计算各轴的转速。i 轴：n 1 =n/i 1 =940/3=71or/min;ii 轴:n2=nl/i2=104 r/min卷筒轴：n3=n2=104r/min7计算各轴的功率i 轴：pl=pxr|l=l.14x0.99=1.1286(kw);ii 轴 p2=p 1 xr|2n3=1.1286 x0.99 x 0.97= 1.084(kw);卷筒轴的输入功率：p3=p2xr|4xr|2= 1.084x0.96x0.99= 1.03(kw)

6、8.计算各轴的转矩电动机轴的输出转转矩：tl=9550xp/n=9550x 1.14/940=11.58nm i 轴的转矩：t2=tl*il*r)l*r|2=ll58*3*099*099=3404nmii轴的转矩：t3=t2xi2*r)2xr3=34.04 x3.1x0.99x0.97=101.3n-m第二部分传动零件的计算四.v型带零件设计1. 计算功率：pca = k 、xp = l.lx 14 = 1.25，ka工作情况系数，查表取值12机械设计第八版156页p电动机的额定功率2选择带型根据= 1.254, n二940,可知选择z型；机械设计第八版157页 由表8-6和表8-8取主动轮基

7、准直径d90mm则从动轮的直径为d =2 7(d2据表 8 8,取d = 280 mmb23. 验算带的速度兀 dd n 3.14 x 90 x 940. ”.p =4.427m/s60x100060x1000机械设计第八版157页4.427m/s (25m/sv带的速度合适4、确定普通v带的基准长度和传动中心矩根据°7（必+比2）久2（必+乙2），初步确定中心矩机械设计第八版152页a =400mmo5计算带所需的基准长度：t ,=2a +兀(d+d )/2 + (d -d )2/4。u0d <12<12 d02x400+34x (90+ 280) / 2+(280-9

8、0)2 /(4x 400) =1403.4mm机械设计第八版158页由表8 2选带的基准长度乙=1400mm6计算实际中心距aa = a +(厶l )/2 = 400+(1400-140$/2=402mm0(ldo 机械设计第八版158页验算小带轮上的包角ga 广 180°-(乙2一"57.3°/0 = 161°>1207确定带的根数zz=乙机械设计第八版158页由 « = 940r/min, d 小=90呦,心3查表 8-4a 和表 8-4b得亿=0.28, a =0.02查表8-5得：化=0.96,查表8_2得:比= 1.14,则z=

9、p«“(p严=1.254/(0.28+0.02)0.96 x 1.14=3.82取z=4根8 计算预紧力f° = 50 啥(护-1) +用机械设计第八版158页查表83得q=006 (kg/m)则 p = 500x l254 %(空-i)+ 0.06 x 4.4272 =55.64n 八)4.427 x 40.969 计算作用在轴上的压轴力机械设计第八版158比=2z 花 sin (q / 2) = 2 x 4 x 5 5.64x sin 80.5° =411.799n五带轮结构设计带轮的材料采用铸铁主动轮基准直径d =90,故采用腹板式（或实心式），从动轮基准直

10、径 dd =280 ,采用孔板式。d2六. 齿轮的设计传动比的分配（1）总传动比1940/102. 3=9. 19减速器的传动比为i减=9. 19/3=3. 06（2）运动和动力参数计算0轴（电动机轴的输出转转矩）：t1 二9550xp/n二9550x1. 14/940=11. 58n m1轴（高速轴既输入轴）t2二tl*il* h 1* h2=3. 83*4*0. 99*0. 99=34. 04 n m2轴（低速轴既输出轴）t3=t2x i2* n2x n 3=10. 87x6. 925x0. 99x0. 97=101. 3n m【邛为轴承的效率】根据以上数据，我们可以把它列成一个表格，更能

11、清楚的了解数据: 表2轴名功率p/kw转距t/n. m转速 n/ (r/min)传动比电动机轴（0 轴）1. 128611.589401轴1.08434.431332轴1.03101. 3102.23. 12 1输入轴斜齿轮的设计已知电动机额定功率p二1. 5kw,转速940r/min,各轴的转速如: 表3转动轴电机轴（0 轴）输入轴（1轴）输出轴（1轴）转速n940313102齿数比33. 1由电动机驱动，工作寿命年限为10年，二班制工作，转向不变单向运行，有轻微的振动, 启动载荷为名义载荷的k二1.3。1 选择齿轮的精度等级、材料、齿数1）精度的选择输送机为一般工作机器，转动速度不高，为普

12、通减速器，故选用7级精度（gb10095-88）, 要求齿面精糙度r < 3.2s3屮n2）材料的选择选择小齿轮材料为45钢（调质），其硬度为280hbs,大齿轮为45钢（止火），其硕度为 240hbs,二者材料硬度差为40hbso3）-确定齿轮齿数选小齿轮齿数z】 = 20,大齿轮齿数为z2=20x3 = 60,取z2 = 604）选取螺旋角。初选螺旋角0=14。【参照圆柱直齿轮來设计】2 确定设计准则由于该减速器为闭式齿轮传动，且两齿轮均为齿而硬度hbs小于350和软齿而，齿而点蚀 是主要的失效形式，应先按齿面接触疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸， 然后再按弯曲疲劳强度

13、校核齿根的弯曲强度按齿面接触强度设计（1）确定公式内的各个计算数值1）试选载荷系数k=l. 22）计算小齿轮的传递转矩t =95.5x100 in =95.5xlo5 xl.14/313 = 3.48xlo4a/mmi113）由机械设计表10-7选取齿宽系数仇=14）由机械设计表10-6查得材料得弹性影响系数ze=189 8mpa1/2l/25）由机械设计表10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限o hliml=600mpa; 大齿轮的接触疲劳强度。呱2=550 mpa6）由图10-30选取区域系数z=2. 4337）计算应力循环次数n1=60n1jlh=60*313*l* （2*8

14、*365*10） =1.96x10°n _ 1.96x10963x23.18）由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数心尸0.90,心2二0.959）计算疲劳许用应力取实效概率为1%,安全系数s = l,由公式可得：oh,= j=0. 90x600 mpa=540mparoj2.0.95x550 mpa=522.5 mpa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径2）计算圆周速度v= 46. 2mm=0. 757m/s_ 7zxd“ _ ;zx462x313 v 60100060x10003）计算齿宽bb= 0ddn = 1x46. 2=46. 2mm4）计算齿宽与齿高之比2h模数%二虫 c

15、m"二46. 2xcosl4° /20=2. 254zi齿高 h=2. 25 % = 4.8色二空二9. 625h 4.85）计算载荷系数k根据v=賞加46.2x313 =0. 757m/s, 8级精度，由机械设计图108查得动60x100060x1000载荷系数kv=l. 1 经表面硬化的斜齿轮，k妝二kg二1. 352;由表10-2查得使用系数开k、二1;由表104用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，k叩=1.417由-=9. 625, k叩=1.417,查图 10-13 得 k叩=1.46h故动载荷系数：k= ka kv klto k叩二 1*1. 1*

16、1. 352*1. 417二2. 1 6）按校正所算得得分度圆直径，由公式可得：7）计算模数in.m=462cos£=2203. 按齿根弯曲强度设计2ktcos(yfayj1 确定公式内的各计算值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。fe1=440mpa；大齿轮的弯曲强度极限。fe2=420mpa2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数k斫& 6,心2二0.923）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s = 1.4,由公式可得o f尸 hn fe 二0. 86x440 /l. 4mpa=270. 28 mpaso f2二 hn2 fe2 二92420 /l. 4mp

17、a=276mpas4）计算载荷系数kk= ka kv kg k叩=1*1. 1*1. 426*1.46=2. 15）根据纵向重合度印=1.903,从图10-28查得螺旋角影响系数y卩二0.886）计算当量齿数z _20cos?0 cos314°= 21.5z2 _60cos3/? cos314°=657）查取齿形系数由表 10-5 查得 yfal =2. 72, yfb2=2. 138）查取应力校正系数由 10-5 查得 ysal=l. 57 ysa2=l. 849）计算大、小齿轮的并加以比较= 22；o.287 =0-0158y点2 _62t4-0-0142大齿轮的数值大

18、（2）设计计算j237.86a-104j:0.88xcos2 14°叫科兀0.0142=0. 968mmv1x2 0-1.7d. cos/? 54.2cosl4° 一 z, = =54. 14叫1取刁1 = 55,贝0 z2=u zi = 3. 1x55=170. 5 4.几何尺寸计算(1)计算屮心距皿如5+lok 14 .湎对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的法面模数叫大于有齿根弯曲疲劳强度计算的法 面模数，取m=lmm,已满足弯曲强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径dt=55. 8mm来计算 应有的齿数。于是由a 二2cos0 2cosl4°将中心距圆整为

19、115mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角卩= arccos（®+g 加，arccos 55+ 17° =14. 13 2a2x115因卩值改变不多，故参数氐、岛、厶等不必修正。(3) 计算大、小齿轮的分度圆肓径d严込= 4j_=5623n】 cos/? co si 4.13° d尸竺=型二73.伽cos0 cosl4.13°(4) 计算齿轮宽度b二0ddi=lx56 23=56. 23mm圆整后取 b2=57inm； bi = 60mm5. 选择润滑方式闭式齿轮传动，齿轮的圆周速度vw12m/s,常将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑 (推荐使用中负荷

20、工业齿轮油，润滑油运动粘度y5ooc = 120/5,vl(x)0c = 23mm/.)七. 轴的设计与校核高速轴的计算。(1)选择轴的材料选取45钢，调制处理，参数如下：硬度为hbs = 220抗拉强度极限ab = 650mpa屈服强度极限as = 360mpa弯曲疲劳极限a-1 =270mpap yl1286(kw)；查表可机械设计第八版剪切疲劳极限t-l = 155mpa 许用弯应力o 1 =60mpa 二初步估算轴的最小直径 由前面的传动装置的参数可知 f313 r/min;取 4=115；o370 页表 15-3三.轴的机构设计(1)拟定轴上零件的装配方案如图(轴1),从左到右依次为

21、轴承、轴承端盖、小齿轮1、轴套、轴承、带轮。厶i带纶配合处iiiiiiiv vvi viiviii(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1轴的最小直径显然是安装带轮处的直径，取d 二18 mm,为了保证轴端 1i-n挡圈只压在带轮上而不压在端面上，故i段的长度应比带轮的宽度略短一些, 取带轮的宽度为50 mm,现取11=50。带轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度h = 0.07d厂0.1 取h =1.5mm,则 d z广21 mm。轴承端盖的总宽度为20 mm,根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取盖端的外端面与带轮的左端面间的距离1=30 mm,故取/ =50 mm. n2

22、初步选择滚动轴承。因为轴主要受径向力的作用，一般情况下不受轴向力的作用，故选用圆锥滚动轴承，由于轴d=21 mm,故轴承的型号为6205,其n-in尺寸为 d = 25mm , d = 52mm, b = 15 mm.所以 =d =24mm , l -9iii4viii-iv1ii-1v1 v«« = 15mm3取做成齿轮处的轴段v-vi的直径=27mm, /=60mmv-vivvi取齿轮距箱体内壁间距离a=10mm,考虑到箱体的铸造误差，4在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=4mm,贝il/v v =s+a=4mm+ 10mm= 14mmd =27 mmi

23、vv同理/ =s+a=14mm, d =27 mmvi-vnt-vn至此，已经初步确定了各轴段的长度和直径(3) 轴上零件的轴向定位齿轮，带轮和轴的轴向定位均采用平键链接(详细的选择见后面的键的选择过程)(4) 确定轴上的倒角和圆角尺寸参考课本表152,取轴端倒角为1x45°,各轴肩处的圆角半径 r二l2mmp.厂atjl 丿"f51冬jzks?b)ed>n> 1（四）计算过程1 根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图，对于6208深沟球滚轴承的a = 10mm ,简 支梁的轴的支承 跨 距：l 二l + l=i+/+ /+/vi-vii +-2a-23ilhlv

24、1v-vv-vi10+60+14+14+10-2 x7.5=88mml =50+50+7.5=107.5mm,1l2= 14+7.5+30=52.5 mm, l=30+14+5=52.5mm32 作用在齿轮上的力辺二 2x11580 =556.36n"d、 55tanzf =f =203.05nr 1 cos/?f =f, = 556.36n计算支反力水平方向的lm=0,所以几v2&-fq25 = 0尸呛88-尺.525 = 0, 垂直方向的ym=o,有几v2=331.92nf nh=33192nkw.-180.20nf/180.20nf88-尺525 = 0, 尸呦朋-尺.

25、525=0, 计算弯矩水平面的弯矩mch = f.v/72xl 广 331 «92x52.5 = 17425.8 tv -mm垂直面弯矩mcvi =乙= 18020x525 = 94605 n - mmmcv2 = fnv2xl = 18020x52.5 =9460.5 n mm合成弯矩mu = jm?ch + m ?cvi = 19828.25 n tivnmc2 = -m2ch +m2cv2 =19828.25 tv mm根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，可看出c为危险截面，现将计算出的截面c处的m”、mr及m的值列于下表:载荷水平面h垂直面v支反尸回= 331.92nf加

26、=180.20n力f_=331.92nfw2 = 180.20n弯矩m h =17425.8 n nunmvi = mv2 = 9460.5 n mm总弯mi =19828.25 n mmm2=19828.25nm77矩扭矩t=11580 n - mm3 按弯扭合成应力校核轴的硬度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的 强度。根据课本式15-5及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取a =0.6,轴的计算应力j加+ （at尸"w=719.82-+（0.6x11wx100q=3 】5qmpand31己由前面查得许用弯应力c1 =60mpa,因q<

27、;q-1,故安全。4 精确校核轴的疲劳强度截面a, ii, iii, b只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集 中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定 的，所以截面a, ii, iii, b均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和v和vi处的过盈配合引起的 应力集中最严重；从受载的情况看，截面c上的应力最大。截面vi的应力集中 的影响和截面v的相近，但截面vi不受扭距作用，同时轴径也较大，故可不必 作强度校核。截面c上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及槽引起的 应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面c不必校核。因而只需校核

28、 截面v的左侧即可，因为v的右侧是个轴环直径比较大，故可不必校核。2）截面v左侧抗弯截面系数：w=0.1 d3=0.1x3o3 = 2700mm3抗扭截面系数：wt=0.2d3=0.2x303 = 5400mm3截面v左侧的弯矩为m = 19828.25 x60 24.5_60= 11731.7截面v上的扭矩为厂=11580t, =348005400=6.44mpa截面上的弯曲应力m6”=z m345mpa截面上的扭转切应力轴的材料为45号钢，调质处理，由表可查得6=640 mpa, r戸155 mpa,i =275mpa过盈配合处的©/岛的值，由课本附表38用插入法求出，并取kt

29、iet =0.8 ka! sa=2.18则 kt/st =0.8x2.18 = 1.744轴按磨削加工，由课本附图34查得表面质量系数篦=q=092故得综合系数值为：k= 鱼 + -1 = 28 +丄-1=2.2675 »0.92£1 1匕=+1 = 1.744 +1 =1.8316 a0.92又由课本§3-1及§3-2得炭钢得特性系数=0.1 0.2 ,取 =0.1（pr =0.050.1 ,取 ©=005所以轴在截面v左侧的安全系数为<7-1275sa = ko + 0qw = 2.267x4.345 + 1.831x0.1 切出15

30、5sgstyls+s2r j21.85? +33.7?21.85x33.7=1833>s=16s =+ 0 t1.831x6.44/2 + 0.05x4.896/2 _33j（因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s=1.6）故该轴在截面v左侧的强度也是足够的。因无大的嶙时过载及严重的应力循 环不对称性，故可略去静强度校核。八. 低速轴的计算1轴的材料选取选取45钢，调制处理，参数如下:硬度为hbs = 220抗拉强度极限ab = 650mpa屈服强度极限as = 360mpa弯曲疲劳极限o-l= 270mpa剪切疲劳极限t-1 = 155mpa许用弯应力ol=60mpa2 初步估计轴的最

31、小直径口轴上的转速仏 功率p?由以上机械装置的运动和动力参数计算部分可知仏 =100.97 厂/min ； p2 = l .084hv 取 人。=115d - a 3 _ = 115x j 1= 11.92 mmmin -vnvi 0（197输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径di.为了使所选的轴的直径 £一与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩tca = kat2 ,查表141,考虑到转矩变化小，故取=1.5. 则t.（i = 7； = 1.5x115800 =173700 tv mm按照计算转矩7；“应小于联轴器公称转矩的 条件。查机械设计手册（软件

32、版）r2.0,选tl5型弹性套柱销连轴器，半联轴 器孔的直径乙=25m/?7,长度l=62mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度厶=44加加。 故取/_ =25mm3拟定轴的装配方案齿笙配合处轴用及辎、纶问问距轴用端羔轴水及箱、纶问间瓯七联轴器配合处1/r/ iii iiiivv vi4. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。（1）选取dq=25mm,心=4伽加。因iji轴右端需要制出一个定位轴肩，故取du_n/=30mm（2）初选滚子轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承, 参照工作要求，市轴知其工作要求并根据dii-111 = 30mm,选取单列圆锥滚子轴承30207型,由机

33、械设计手册傲件版）r2.0查得轴承参数：轴承直径：d=35mm ； 轴承宽度：b = 17mm, d=72mm所以，dn/_lv = dv_vl =35mm(3) 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取30207型轴承的定位轴肩高度h= 1.5mm,因此，取心 =38mm(4) 取做成齿轮处的轴段ivv的直径iv_v=44mm；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，齿轮的宽度为46mm,取 lv_v/ = 50mm(5) 轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端面间的距离1 =30mm,故取llv_v=50mm(6) 因为低速轴要和高速轴

34、相配合，其两个齿轮应该相重合，所以取 厶际=24mmzv-vi=24 mm(7) 轴上零件的周向定位。齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键联接(详细选择过程见后面的键选择)。(8) 确定轴上的圆角和倒角尺寸参考课本表15-2,取轴端倒角为1x45°,各轴肩处的圆角半径为r= 1.2mm参考课本表15 2,取轴端倒角为1x45°,各轴肩处的圆角半径为r= 1.2mm4 计算过程1 根据轴上的结构图作出轴的计算简图。确定轴承的支点位置大致在轴承宽度中间。故 厶=106nm厶=49mm厶=49mm因此作为简支梁的支点跨距计算支反力l2+l3=49m m+4 9m m=9作用在低速轴

35、上的f =攀二'd22x101.3x1000173= 1171.2npr = /7rtan20=426.39n水平面方向ymb = 0,fnh4 1（）6-斥 49=0 故 f刚4=54 ian工f =0, fnh3 =好一 fnha =117 2n一426.39n = 744.8 in垂直面方向xmb=0,心昇106巴49=0,故心° =197.12sf = 0, “ = fr - finv4 =426.39-197.1 = 22929n2）计算弯距水平面弯距mch = fnh4xl 二 541.4x49 =26528.63垂直面弯矩二只“ x 厶=22929x 49=11

36、235.21 n 呦mcv产ew/厶= 197.1x49 = 9657.9/vmm合成弯矩m ci = jm?ch +m*cv3 28809 n mtimc2 = jm2ch 4-a/2cv4 =28231.36 a-mm根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图。可看出c截面为最危险截面,现将计算出的截面c处的mg m及m的值列于下表3：载荷水平面h垂直面v支反力爲“=744.8 nfnh4=541.4n心3=229.29v亦=197.w弯距mmch =265286a-mmm.v3 =1 123521tv./77mmcv4 =9651.9n.mm总弯距mcl =28809v.mmmr2 =282

37、3136mmm扭距tt=101.3n-m5按弯扭合成应力校核轴的硬度强度。根据课本式15-5及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力, 取a=06,轴的计算应力(mc+at 尸jl 1.22 4-(0.6x101.2 )2 x 1000 “门=、 mpa=6.58 mpa0.1x443已由前面查得许用弯应力o-l=60mpa,因vo1,故安全。6 精确校核轴的疲劳强度1)判断危险截面截ffia, ii, iii, b只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集 中均将削弱轴的疲劳强度，但市于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定 的，所以截面a, ii, iii, b均无需校核。从应力

38、集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和iv和v处的过盈配合引起的 应力集中最严重；从受载的情况看，截面c上的应力最大。截面iv的应力集中的影响和截面v的相近，但截面v不受扭距作用，同时轴径也较大，故可不必作强度校核。截面c上虽然应力最大,但应力集中不大（过盈配合及槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面c不必校核。因而只需校核截 面iv的右侧即可，因为iv的左侧是个轴环直径比较大，故可不必校核。2）截面iv右侧抗弯截面系数：w=o.ld3=o.lx443 = 8518.4mm3抗扭截面系数：wt = 0.2d3=0.2x443= 17036.8mm3弯矩m及弯曲应力为:49-25

39、m = 28809.0x- = 14110.53 n-mm4914110.538518.4mpa 1 656mpa截面上的扭矩7；=1013v加截面上的扭转切力:101300 门 crt = =mpa =5.946mpa丫 wt 17036r过盈配合处的&/嘉的值，由课本附表38用插入法求出，并取 ©/巧=08©/岛，心/岛=2.20则 ktlst =0.8x2.20=1.76轴按磨削加工，由课本附图34查得表面质量系数篦=0=092故得综合系数值为:l1ik= 二 + 丄一1 = 2.20+-1=2.29鬲 p.0-92£ 1k = - h1 = 1.7

40、6 h = 1.856 a0.92乂由课本§3-1及§32得炭钢得特性系数=0.1 0.2 ,取 =0.1(pr =0.050.1 ,取 ©=005所以轴在截面vi的右侧的安全系数为cf-)255sa = k 点"6 = 2.29x1.454-0.1x1.831 叽= 22.3t-.140kg + 屮 tm 2x5.946/2 + 0.05x4.896/2乩=/ 诙=/ 73.1x223=21.33>s=1.6jss+s'r j73f +22.32（因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s= 1.6）故该轴在截面iv右侧的强度也是足够的。因无

41、大的瞬时过载及严重的应力循 环不对称性，故可略去静强度校核。九. 轴承强度的校核1高速轴上的轴承校核按照以上轴的结构设计，初步选用型号30207型的圆锥滚子轴承。1)轴承的径向载荷轴承 d f = f2nh-f2nv =v541.42+229.292= 587.9n车由承 b frl = vf2h + f2v = j744.8+197.12= 766.38n求两轴承的计算轴向力為和巧2对于30207型轴承，按表13-7,轴承派生轴向力fd =efr,其中e为判断系数, 其值由你/c（）的大小来确定，但现在轴承轴向力巧未知，故先初取=0.4,因此可估算巧门=0.4 你=0.4x5885n = 2

42、354nfd2 =0.4 耳=0.4x766382 = 306552则化严f犷234.5n、巧2=巧2 = 306552/v查机械设计手册（软件版）r2.0得30207型轴承的基本额定动载荷c = 54.2knc=63.5kn o按照表135注1）,对应的e值为0.37, y值为1.6。用线性插 值法求y值故x=04y=1.6求当量动载荷pp=xft + yfa=0a x587.9 + 1.6x 234.5nv09.7n4）验算轴承寿命，根据式（135）l,=l"/60n （c/py=1 op/（60x101.3）x（542006o9.7）,o/3/z=l6678820h已知轴承工作

43、寿命为l；=l 0x365x16=5 840（h因为lh>lh,故所选轴承满足工作寿命要求。2低速轴上的轴承的校核选用圆锥滚子轴承6003,查机械设计手册（软件版）r2.0得基本额定动载荷g=6kn,cq=325kn轴承的径向力计算：轴承 1 f = v f2 nh 3 + f2nv3 =7793nrl轴承 2 fr2 vfnh4 + f2av4 = 576.17n因为 f < frx ,以轴承1为校核对象r2八pr=f =7793n rll,=l(f/60n (c/pr=ll(f / (60x313.3)jx (54200779.3)33/?= 17896668h> 厶；=

44、58400h所选轴承合适。十.键的选择和校核1选择键的链接和类型一般7级以上精度的齿轮有定心精度要求。应选用平键联接。由于齿轮不在 轴端，故选用圆头普通平键（a型）根据d = 25mm,从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b = 8mm,键高h=7mm, 由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长l=25mm2 校核键连接的强度键、轴、轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力o=100120mpa, 取其平均值。b= 110mpa.键的丁作长度l = lb=258=17mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5x7=35mm由式(6-1)得，=2txltf = 2x11.58x1/ = &#

45、167; §7mpa< =】j 咖九 卩 d-kl 3.5x17x25故合适。键的类型为键7x25 gb/1096-19793 带轮上的键的选择带轮处键位于轴端，选择键 c8x32 gb/t1096-79,查表得公称尺寸 bxh=6x6长度 l=32mm,键材料用45钢，查课本得许用挤压应力j = 100120mpa,取勺=11 qmpa键的工作长度l = lb = 326 = 26mm故合适。k=0.5h = 0.5x6 = 3.0mm o2txlos 2x10.87x10 d k l 18x3.5x264 大齿轮上的键的选择选择 键12x45 gb/t109679,查表得公

46、称尺寸bxh=12x8长度 l=45mm,键材料用45钢，查课本得许用挤压应力勺=100120mpa,取勺=11 ompa键的工作长度l = lb=4512 = 33mmk=0.5h = 0.5x8=4mmo2txl"(to =-"dkl2x723x10'4x44x33=24.897mp。 gp= 11 ompa故合适。5联轴器上的键的选择键位于轴端，选单圆头平键（c型）b=8mm,h=7mm丄二40mm.工作长度 l=lb=408=32mm，k=0.5h=0.5x7=3.5mm2txl(fdki= 2x723x10?-3.5x40x32= 32.277mpact=

47、()mpa故合适。选择键 c40x8 gb/t1096-1979卜一.减速箱的润滑方式和密封种类的选择1 润滑方式的选择在减速器中，良好的润滑可以减少相对运动表面间的摩擦、磨损和发热，还可起到冷却、散热、防锈、冲洗金属磨粒和降低噪声的作用，从而保证减速器的正常工作及寿命。齿轮圆周速度：高速齿轮vi =7id 1 n 1/(60x1000)=3.14x25x313/(60x 1000)=0.409m/s<2m/s低速齿轮v2=7id2n2/(60x 1000)=3.14x44x 101.3/(60x 1000)=0.233m/s<2m/s由于v均小于2m/s,而且考虑到润滑脂承受的负

48、荷能力较大、粘附性较好、 不易流失。所以轴承采用脂润滑，齿轮靠机体油的飞溅润滑。2 润滑油的选择由于该减速器是一般齿轮减速器，故选用n200工业齿轮油，轴承选用zgn2润滑脂。3密封方式的选择输入轴和输出轴的外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨 损或腐蚀，要求设置密封装置。因用脂润滑，所以采用毛毡圈油封，即在轴承 盖上开出梯形槽，将毛毡按标准制成环形，放置在梯形槽中以与轴密合接触； 或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封，然后用另一个零件压在毡圈油封上，以调 整毛毡密封效果，它的结构简单。所以用毡圈油封。十二.箱体的设置名称计算公式结果机座壁厚55=0.025a+l>810mm机盖壁厚$8i=0.02a+l>88mm机座凸缘壁厚b=1.5815 mm机盖凸缘壁厚bi=1.58i12 mm机座底凸缘壁厚b2=2.5825mm地脚螺钉直径df=0.036a+12=1790420mm地脚螺钉数目a<250,n=44轴承旁联接螺栓直径d=0.75 df16 mm箱盖与箱座联接螺栓直径d2d2=（0.5 0.6） df12 mm联接螺栓d2间距l=150200160 mm轴承盖螺钉直径d3=（0.40.5） df10 mm窥视孔螺钉直径d4=（0.3 0.4） df8 mm定位销直径d=（0.70.8） d210 mm轴承旁