带式输送机用二级圆柱齿轮减速器的

1、毕业设计题目：带式输送机用二级圆柱齿轮减速器的设计学院：机械工程学院专业：机械设计制造及其自动化一设计任务书二系统传动方案的总体设计2. 1带式输送机传动系统方案简图2.2选择电动机2. 3计算该传动系统的总的传动比以及分配传动比2.4传动装置的参数计算三齿轮设计3.1高速级齿轮设计3.2低速级齿轮设计四各轴设计方案4.1高速轴（一轴）的设计及轴上键和轴承的设计4.2中间轴（二轴）的设计及轴上键和轴承的设计4. 3低速轴（三轴）的设计及轴上键和轴承的设计五齿轮和轴承的润滑六箱体的结构设计七设计总结八参考文献第一章带式输送机的简介带式输送机是一种摩擦驱动以连续方式运输物料的机械。主要由机架、输送

2、 带、托车昆、滚筒、紧装置、传动装置等组成。它可以将物料在一定的输送线上， 从最初的供料点到最终的卸料点间形成一种物料的输送流程。它既可以进行碎散 物料的输送，也可以进行成件物品的输送。除进行纯粹的物料输送外，还可以与 各工业企业生产流程中的工艺过程的要求相配合，形成有节奏的流水作业运胶带 输送机又称皮带输送机，输送带根据摩擦传动原理而运动，适用于输送堆积密度 小于1.67/吨/立方米，易于掏取的粉状、粒状、小块状的低磨琢性物料及袋装物 料，如煤、碎石、砂、水泥、化肥、粮食等。胶带输送机可在环境温度-20°C至 +40°C围使用，被送物料温度小于60°C。其机长及

3、装配形式可根据用户要求确定， 传动可用电滚筒，也可用带驱动架的驱动装置。带式输送机主要由两个端点滚筒及紧套其上的闭合输送带组成。带动输送带 转动的滚筒称为驱动滚筒（传动滚筒）；另一个仅在于改变输送带运动方向的滚 筒称为改向滚筒。驱动滚筒由电动机通过减速器驱动，输送带依龛驱动滚筒与输 送带之间的摩擦力拖动。驱动滚筒一般都装在卸料端，以增大牵引力，有利于拖 动。物料由喂料端喂入，落在转动的输送带上，依靠输送带摩擦带动运送到卸料第二章系统传动方案的总体设计2. 1带式输送机传动系统方案简图如下图所示图2.1总共三级减速，电动机转速高采用传动比大的带传动。第二级，第三级都 采用直齿圆柱齿轮传动。2.

4、2选择电动机(1) 电动机类型和结构设计本减速器通常在常温下工作，单向运转，故选用Y系列三相异步电动机，电 源电压380V。(2) 电动机功率工作机所需的有效功率为： Pw=3000xl. 5/1000KW=4. 5KW弹性联轴器传动效率为：久=0.99;滚子轴承传动效率：弘=0.99 (三对齿轮 轴承和一对卷筒轴轴承)；齿轮副效率：“3 = 0.96 ；齿轮联轴器效率：久=0.99 ; 卷筒效率4 = 0.97带入得则传动装置的总效率为=0. 992x0. 962x0. 993x0. 97=0. 869电动机所需功率为Pd=Pw/=5. 25KW电动机的额定功率£应大于电动机的所需

5、功率匕，即Pc>Pd ，选用的电动 机的额定功率为5. 5KW °(3) 确定电动机的转速卷筒轴的转速为nw = -2il222_lL=6o. 50r/min3.14xd因联轴器传动传送比为,=1 ；二级圆柱齿轮减速器传动比为i； = 840 ，则 总传动比合理围是心=840,电动机可选转速围是nd = ianw = (8 40) x 60.5r / nmi = 484 2420 r /niui根据电动机所需功率和转速，可选电动机的型号为：Y132S-4与Y132M2-6。由于Y132S-4的转速较高，价格低，外形尺寸小，并且总传比也不是很大，故采用该类型的电动机/该电动机的参

6、数数据如下表：表2.1电动机型号额定功率同步转速满载转速/KW(r/min)(r/min)Y132S-45. 50155014402. 3计算该传动系统的总的传动比以及分配传动比例n 1440(1) 确定传动系统的总传动比/ = -L = = 17.15n. 84.26(2) 分配传动比由于联轴器的传动比为1，那么两极齿轮的传动比为17. 15(3) 分配各级传动比由浸油润滑条件it =(1.11. 5)，取高速轴传动比人=1.3/；，而j =仏所以G = J1.3：,取il-=i/i/l (其中、i分别为高速级和低速级的传动比)。高速级齿轮传动比为i, =4. 721，低速级齿轮传动比为in

7、 =3. 632 °2.4、传动装置的参数计算(1) 各轴输入功率Po = Pe(l = 5.50KWP, =Po/h = 5.21KWPu = Pg, = 5.21x0.99 x 0.96 = 5.02KWPn/ = 5.02x0.99x0.97 = 4.82KWPw = P胡=4.82x0.99x0.97 = 4.58KW(2) 各轴转速= nm = 1440r/niHinn = no /io = 1440/4.721/7 mill = 305厂 / mill nm = nn /in = 3054-3.62r = 84/mui n/v = n/n = 84/7 mill(3) 各

8、轴转矩71 = 9950垃=9550x 土出 Nm = 36.487V m0no1440ps 21T. = 9550 丄=9550x 二一N m = 34.65N m®14407； =9550- = 9550x N /n = 157.12/7 /n-n2305p4 oyT. = 9550=9550x Nm = 547.87?/ m心84p4 coT = 9550=9550x= 520.70N m1 叽84将上述结果列于下表（表1）表2.2各轴参数汇总表轴号转速输入功率转矩传动比(r/min)(KW)(N m )电动机轴14405. 5036.481.01轴14405.2134. 65

9、4.62轴3055. 02157.123.73轴844.82547. 871.0工作机轴844.58520.70第三章齿轮设计3. 1、高速级齿轮设计1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选择精度等级运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。2）选取齿轮材料、热处理方法及齿面硬度因传递功率小，转速低，则选用软齿面齿轮传动。齿轮选用易于制造且价格低廉 的材料*选小齿轮材料为45Cr （调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为争火后的 45钢，硬度为190HBS。二者材料硬度差为50HBS。3）选齿数 z产20，w = I =4. 7 » z2=t/z1=4. 7x20=9

10、44）选取螺旗角：初选螺旋角0 = 14°。2 根据齿面接触疲劳强度设计 由式（6-13）2KlTlu,±l（ZHZEX0/6/ w/ （El 丿确定公式的各计算数值1）试选K=1.62）小齿轮的传动转矩T, =34.65"加3）选取齿宽系数给 由图6-17，选齿宽系数仏=4）弹性系数Z&-由表6-5，查取弹性系数Z£. =189. 90VmpT5）节点、区域系数由图6-19，Zh=2.435 （a=20°）6）接触疲劳强度极限、6圖查得讪=685.2HPa ，6応2 =386. OMPa7）计算接触应力循环次数M、N2 = 6074

11、= 60xl440xlx（2x8x300xl0） = 4.1471xl09N 4 1472M 4 =聾厶10一 8.825x10' h 4.78）接触疲劳强度寿命系数乙和、ZjV2取接触疲劳强度寿命系数Z.vl=0.90 ' ZjV2 = 1.019）接触疲劳强度安全系数& 取失效概率为1%，接触疲劳强度最小安全系数Sf= 1. 010）计算许用接触应力6J、9眈El = K 叫心=09 x 6S5.2MPa = 616.5MPacrH2 = K=1.01x386.0MPa= 389.86MM取较小者g =389.86 Mpa 11）计算小齿轮分度圆直径2x1.6x34

12、.650x10001x1.644.7 + 14.72.435xl89.8Y nun503.18 丿=4103?712）计算圆周速度60x1000'x41.03x144060x1000m / s = 3.09m/ s13）确定载荷系数K 由表6-4查得使用系数Ka=1.0，按v/100 = 3. 09X20/100 = 0.618 m /s,由图6-11，查取动载系数Kv = . 160，斜齿轮传动， 齿间载荷分配系数Ka =1.11 »齿向载荷分布系数Kg =1. 418 *那么载荷系数K/ =昭=1.0x1.160x1.11x1.418 =1.814）修正小齿轮分度圆直径按

13、实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径"=""= 4103x= 42.67mm讣、丄咎+就比/cos/? 42.67xcosl4°15 ）计舁模数口mfj/ = =mm = 203并石203 按齿根弯曲强度设计2(7；与cos”沧匕0 J1）确定计算参数计算载荷系数K, =KaK“KfqK柯=l0xl160xl39xl.l = l77 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限o加=585MPa ；大齿轮的 弯曲疲劳强度极限% = 311 MPa。 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S = 1.4，由式10-12得：04曾-罟咖皿7.9。咖心尹件皿2

14、22T计算大小齿轮的,并加以比较Y Y 2 724x1 6492.17X1.792MlKT= 417.9=0-01074= 0.01256大齿轮的数值大°(2)设计计算比 J2K/7出 co£0 Y几 KT2x 1.77x 34.65x 1000x0.88x cos? 14° 八 c =,0012»7 加V1X20-X1.64=1.250mm对比此结果由齿面接触疲劳强度计算的法面模数与由齿跟弯曲疲劳强度计 算的法面模数相差不大、取标准值=20"、取分度圆的直径/ =42.67”<cos£= 42.67x00314° =

15、199Q% 2.0取召=20 / 则 Z2= i, = 20x 4.7 = 944 x几何尺寸计算1) 计算中心距忆 +乙)(20 + 94)-2a.= = mm = 117.49 mm2cos0 2cosl4°将中心距圆整为118mm °2）按圆整后的中心距修正螺旋角Q = arccosi = arccos2 = 14.96因0值改变不多，故参数"K队Zh等不必修正3)计算大小齿轮的分度圆直径j Zjn.20x2仆“=r ffim = 41.40/h/wcos0/ cosl4.96, W 94x21O/1心="=r mm = 194.60“cos0/c

16、osl4.964)计算齿轮宽度也=1x41.40 加 7 = 41.40m/w圆整后取伙=42/77/77 ；= 50/77/775)结构设计小齿轮因直径较小用实心式，大齿轮因齿顶圆直径大于160"又小于 500/7777?'选用腹板式结构3.2低速级齿轮设计1 选择齿轮热处理、齿面硬度、材料、精度等级及齿数 1）选择精度等级 因运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度2）齿轮材料、热处理方法及齿面硬度的选择因传递转速不高，功率不大，选用软齿面齿轮传动。在同一减速器各级小齿 轮（或大齿轮）的材料在没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工 艺要求。故查表壳选择小

17、齿轮材料为45Cr后经调质处理、硬度为240HBS，大齿 轮材料为45钢经正火处理，硬度为190HBS。3）选取齿数石、z2 Zj=24 » m = /=3. 6 » z2 = w=3. 6x24=86. 4 取z,=87，在误 差允许围。2、按齿面接触疲劳强度设计2K易 un ± 1w/IE 丿1）确定公式的各计算数值 取齿宽系数您=1.0 查得小齿轮的接触疲劳强度极限O-/7LUH3；大齿轮的接触疲劳强度极限=386 MHz 查表2知小齿轮传递的转矩7； =157.12N加1 由表10-6查得材料的弹性影响系数Z£ = 189.8A/P«h

18、由式10-13计算应力循环次数N、= 607=60x305x1x（2x8x300x10） = 8.784x10s 匕=8.784価=2440的J 3.6 计算接触疲劳许用应力（取失效率为1%，安全系数5 = 1 ）1 = KrZhz = L°2x68、MPa= 55&94MPg' 以s1.25I = KhnQhz = 1.08x386mp= 333 52MPdL bs1.25SH = 446.2MPa2）计算试计算小齿轮分度圆半径血=74.750/W/7 计算圆周速度1，_ 加 3“_360x1000龙 x7475x305,，=777/5 = 1.190/H/560x

19、1000 计算齿宽久及模数叫”/ °bjh、=74.756.80= 10.99仏=0/3f = 74.750并% 3/：89.184xcos0沖= 3.02 呦24/?3 = 225口 = 225x 3.027加=6.80并 计算纵向重合度 =0.31 翅心 tan0 = O.318xlx24xtanl4° =1.903 计算载荷系数匕 根据冬=1.190加/3, 7级精度，由图10-8查得动载荷系数K叨= 1.12 ； 查表10-2查得使用系数心=1.0 ；由表10-3查得齿间载荷分配系数KHa = KFa=lA0 ；由表10-4的差值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称

20、布置时 K”阳=1.42 ；由=10.09 KHpu = 1.41 查图 10-13 得心阳=1.35。故载荷系数K = Ka KvUKHa KHpn =1.0x1.05x1.10x1.42 = 1.98 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数叫d. cos/7tri "二74.75xcosl4° 小小“=3.240/77777243按齿根弯曲强度设计由式10-17得弯曲强度设计式:1）确定计算参数 计算载荷系数 Kn = KAKvnKFaKw = 1.0x 1.12x 1.10x 1.42 = 1.65 查取齿形系数 查表10-5的YFa. = 2.591 ；=

21、2.205 由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限o加= 584MPd ；大齿轮的 弯曲疲劳强度极限% = 310 MPa 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn. = 1 ； KFN4 = 1。 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数5 = 1.4，由式10-12得：b 丄=3% = 1.°八8° MPa = 468MPdS1.25 I = KfnQfea = 1Qx31QMP67= 24&8MPd S1.25 查取应力校正系数由表10-5查得3 = 1.597 ；耳门=1775 计算大小齿轮的卡齐并加以比较冷乙3 2.591x1.597 “00884468

22、k-L2-205X1-770.01576248.8卩=aiccos(Z +乙)叫2d=aiccos(31 + 112)2x184= 13.72°大齿轮的数值大 2）设计计算2心几仆。£0 .必0叽面T3）计算大小齿轮的分度圆直径。,Q% 31x2.5a. = =mm = 79.11mmcos0 cosl3.72° d严込=122x2.5 呦=28&23呦cos0 cosl3.72°4）计算齿轮宽度® =如厶=1 x 80 加加=SO nun 圆整后取乞=SO nun ； B3 = 87 nun5）结构设计小齿轮因直径较小用实心式'

23、;大齿轮因圆齿顶圆直径大于160"而又小于500/77/7?，故以选用腹板式结构为宜。把各齿轮的主要参数列于下表表3.1齿轮参数汇总表级数齿轮编号分度圆直径d/mni齿宽B/mm齿根圆直径dt （nun）齿顶圆直径心（讪）齿数Z模数m螺族角“中心距a/mm精度等级I级小齿41.45036.445.4252.014.96°1187级传动轮1大齿194.642189.619& 6114轮2II级小齿808773. 7585312.513.72°1847级传动轮3大齿28880281.75293108轮4第四章各轴设计方案4.1高速轴（一轴）的设计1、查表1得：

24、该轴上的输出功率为匕=5.02KW，转矩为=157.12N加，转速为 nn = 305r/mill °2、作用在齿轮上的力高速级齿轮的分度圆直径 = 51.44m/;/作用于高速级齿轮上的圆周力为厂27；2x34.65x1000一/;.= =N = 1673 .90NZ1%41.4轴向力为Fai = Fa tanPj = 1673 .9xtan 14.96 = 447.30N径向力为3选取材料轴的材料主要采用碳素钢或合金钢。碳素钢比合金钢低廉，对应力集中的敏感性较小，所以应用较为广泛。对该轴无特殊要求5因而选用调质处理的45 钢，由表 101 知=650MPa、b_Jb =59MPa

25、 qqJb =98MPa、0+丄=216MPa。4确定轴的最小直径根据表15-3查取4。=112 ，于是:= 112X31440则应设计成齿轮轴、对于直径d 900讪的轴、由于安装联轴器处有一个键槽，为了使轴承便于安装/有一个键槽时轴径增加5 %7 %， dd_ >(1+7%)x17.2 = 18.4。然后将轴径圆整，取血 =20加。联轴器的计算转矩Tca = KATk,查表14-1、取 Ka = 1.50，那么 Ta = KJ =1.50x34.65N m = 51.975N m5轴的结构设计拟定轴上零件的装配草图方案（见下图4.1）图4.16、依据轴向定位要求，确定轴的各段长度和直径

26、A段：安装半联轴器，则应使该段直径与半联轴器的孔径相同，应为22mm，长 度比毂孔长度稍短，长度为35mm。B段：为了满足半联轴器的轴向定位要求，A段右端需制出一轴肩，取B段直 径为26mm，长度为50mm。C段：为了平衡轴向力，安装圆锥滚子轴承30206，其尺寸为 dxDxT = 30/77/77x 62mmx 17.25? a心14”则该轴段直径为30，长度与轴承宽 度相同，为17. 25mm °D段：为了满足轴承轴向定位的要求*取其直径比30nim要大，为36mm *长度 待定E段：安装齿轮，由于齿轮的直径较小，该段设计成齿轮轴。则该轴段直径为 45.4/77/77 »

27、; 长度 507加。G段：直径30mm，长度待定。F段：取轴肩高度为3/ww，则直径为36mm *取长度为6mm。齿轮右端到箱体壁的距离为10?7，轴承距箱体壁的距离3伽，那么G段长度17.25 + 3 + (10-6) = 24.25加加对照中间轴得到D段长度106mm 表4. 1如下：轴段ABCDEFG直径2226303645.443630长度355017.2510650624. 25表4. 1(5)求轴上的载荷图4.2如上图 4. 2，L2 = 115.25/h/h 、厶=41.257加=F上=1070x115.25 = "A 厶 +厶 115.25 + 41.25匸 _ Fr

28、lL. + 0.5 _ 402.6 x 41.25 + 0.5 x 280.9x 41.4 _ 1 2115.25 + 41.25nvi 丄 qn= Frl-Fwl = 259.3NMh = FnhL = 282.0x115.25 = 32500.502V mmMVi =耳当丄=143.3x115.25 = 16515.3QN mmMV2 = F、,厶=259.3x41.25 = 10696. ION=JM： += J32500.5,+ 16515.3 = 36456N mm(6)按照弯扭合成应力校核轴的强度校核时通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变

29、应力，取a = 06 、则施+ (亦=(364564(0.6x22150尸=4W0.1x45.4之前已经选定轴材料为45钢，调质处理，由表15-1查得aJ = 60MPa。% vj，因此满足强度条件°4.2高速轴轴承的选择和计算(1)轴承的选择高速轴选用30205型圆锥滚子轴承，其参数表4. 3所示.型号基本尺寸基本额定 动载荷计算系数d (nmi)D(mm)T (mm)a (mm)CRkN)eFx YxY30205252516. 251332.20.37100.41.6表4. 3(2)计算使用寿命1) 计算径向载荷Ff J% + F為=7282.0+ 143.32 = 316.30

30、/VFr2 = J总 2 +唸=J78&0' +259.3 = 829.60N2) 计算派生轴向力= 31630 = 98 8/vrfl 2Y 2x1.6鼻=竺聖= 2592on2Y 2x1.63) 计算轴向力巧1 V你+你2，则轴承1被压紧，轴承2被放松。因此你=巧 +巧2 = 280.9+259.20 = 540.10"，Fa2 = Fd2 = 259.20AT4) 计算当量动载荷根据工况，选择力,=1.2F 540 1=_ =1.7>e，取X = 0.4，r = 1.6Frl 3163则轴承1处的当量动载荷片=几住巧 +吒)=1.2x(0.4x316.30

31、+1.6x540.10) = 1188.7NF 259 2- = ±±± = 0.32<e，取 X = 1，K = 0F, 829.6 则轴承2处的当量动载荷P2 = fp(XFr + YFa) = 1.2 x (1 x 829.60 + 0 x 259.20) = 995.507V5）检验轴承寿命因为P>p所以按轴承1的受力大小验算io6 CinLh =顾（戸，滚子轴承"訂则轴承的使用寿命船（牆）畀环册M4。”所选则的轴承满足寿命要求。4.3高速轴的镇联接联轴器与轴段A选用键5X25GB1096-79联接键的高度为h = 5mmk = 0.

32、5/? = 25”I = L-b-25-10 = YSmm d = 16mm2x22.15x10002.5x15x16= 7381MPa v£键的强度满足使用要求。4.4中间轴（二轴）的设计1、查表1得：二轴上的输出功率为P=5.02KW，转速为nz/ =305r/niii， 转矩为T =157.12N 加。2作用在齿轮上的力中间轴上小齿轮的圆周力：如= 2x157.12x1000 392"d,80轴向力：F/3 =好3 tan0 = 3928 x tan 14.96° = 1049.60径向力：翥“928 翳Z479.80N中间轴上大齿轮圆周力：2T/= 2x1

33、157.12x1000 = 1614 8()-d2194.6轴向力：F爲=Fi2 tanp = 1614.80 x tan 14.96° = 431.47径向力：F爲- F tana,f - 1614.80 tail2° ° N-608.40N cos0cos 14.96轴的材料选45号钢/经调质处理。4确定轴的最小直径 1)根据表15-3查取Ao=112 >则：轴的最小直径安装在轴承处，为了使轴承方便安装，且对直径为d <100/77/；7的 轴，有两个键槽时轴径应当增加10 %15%，之后对轴径圆整，故取dj_n >(1 + 7%)x28.5

34、 = 30.59/w?，将轴径圆整，取dmm = 31 mm °2)根据轴向定位要求确定轴各段长度和直径A ' F 段：选圆锥滚子轴承 30207 » 尺寸dxDxT = 35mmx72nvnx 13.25mm »a « 15/77/n 则该轴段直径为35mm 长度待定B段：轴肩高度为/?> 0.07x35 = 2.45劲，取h = 3mm /则该段直径为41mm， 取长度为5mm °C段：由于齿轮的直径很小，该段设计成齿轮轴/径和小齿轮的齿顶圆直径相 同、取为85mm、长度与轮毂宽度相同，为87n)m °E段：安装大齿

35、轮、选其直径为42mn)、长度比轮毂稍短、长为40仞°D段:取轴肩高度3mm »则该段直径是48mm »取长为取高速轴上齿轮右端和齿轮3左端到箱体壁的距离为10“，则齿轮2右端到R -B50-42箱体壁的距离为10+ =10+= 14/77/77。取轴承距离箱体壁的距离为2 23并，贝q:A 段长度 1 &25 + 3 + (10-5) = 26.25mmF 段长度 1 &25 + 3 + 14+(42-40) = 37.25mm如表4.4 :轴段ABCDEF直径354185484235长度26. 2558784037. 25表4. 45求轴上的载

36、荷2一nTf Mv nlflTITFTTMH33hl VBrnnTTTmTTTr 川 1仃“ 1 2图4.3厶= 51.25” L2 = 64mm，厶=41.25?F42156.5好2（A +厶!） 一刁3厶厶+厶+厶F_ 你厶-®(厶 + 厶)_ 1026.2x41.25-3353.5x(41.25 + 64) _ 血仁®NH11026.2(1.25 + 64)-3血"必=_342 156.5巴厶+ ( +厶)+川3-"厶+厶386.2x41.25 + 1261.2x(41.25 + 64) + 27059.9 - 27290.22156.5= 948

37、.5238&.2x(51.25 +64) + 1201.2x51.25+27290.22 - 27059.9156.5=698.92VM” =為匸=1984.8x51.25 = 1017212VMH2 = FNH2L = 342.5x41.25 = 14128.17V /n/wMVi = FwL = 948.5 x 51.25 = 48610.62V mmMV2 = £呦厶=698.9x41.25 = 28829.6N 加= Jm：3 + M；3 = J10172F+ 48610.6, = 112739.3?/ mm(6)按弯扭合成应力对轴的强度进行校核校核时只对校核轴上承受

38、最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核。因为轴单向徙 转扭转切应力为脉动循环变应力，取a = 0.6，则=4.28MP。_ J112739.3+(0.6x103960)2W _0.1x67 根据之前已选定轴的材料为45钢，调质处理由表15-1查得b_J = 60MRz。血'因此满足强度条件°4.5.中间轴轴承的选择计算要考虑减速器的寿命，轴承的使用年限为10年(每年工作日300 天，两班制)则轴承的预期寿命是L；. =10x300 x2x8/? = 4.8xio5/z(1)选择轴承因轴承同时受径向力和轴向力作用，因此选单列圆锥滚子轴承，依据工作要求 6u_m = 32nun 从轴

39、承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的单列圆锥滚子轴承30207 (GB/T 297-1944)，其主要尺寸如下表：型号基本尺寸基本额定动载荷计算系数DQrun)T (mm)a(mm)C)e收£F*XYXY3020735721& 251554.20.37100.41.6表4. 5(2)计算轴承的使用寿命1) 径向力Fri = 丁总+唸=J2127.7,+1121.85, = 2445.2/VJ = J 用心 +圧2 = J140.5'+966.3 = 976.5N2) 派生轴向力&J厂® =2445 2：- 764.13/V2x1.6=976,

40、5 - 305.20?/几2Y2x13) 轴向力耳】V你+巧2，因此轴承1被压紧'轴承2被放松°所以'Fd = Fa + F/2 = 618.1+ 305.20 = 923 3川,尸心=F/2 = 305.2O7V4) 当量动载荷选择fp = L2923 3=24452= 0.3825, -1.6则轴承1处的当量动载荷是P严 fp(XFrl + YFal) = 1.2x (0.4x 2445 .2 +1.6x 923.3) = 2946.407V5 噥“6<£，取H轴承2处的当量动载荷P2 = fp(XFr2 + KF</2) = 1.2x(1x

41、976.5 +Ox 305.2) = 1171.SON5) 验算轴承寿命因为人>4，因此按轴承1的受力大小进行验算io6 Cin顾申，滚子轴承“齐则轴承的使用寿命是4 =总拙总y' = 8.98 X 10讪 < 厶=4.80 X10/i因此该轴承满足寿命要求。4.6中间柚的键联接普通平键强度校核公式& =丄？：卩°° < %kla其中，T ：传递的转矩；k :键和轮毂键槽接触高度，k = 0.5/? 、/?为键的高度；I :键的工作长度；圆头平键l = L-b，L为键的长度、b为键的宽度d :轴的直径；勺,:许用挤压应力，钢在轻微冲击时的&

42、#163;, = 100120MPd大齿轮与轴段1)间选用键12x36(51096-79联接、高度h=8mm / k=0. 5h=4mni/ =厶一 b = 36 -12 = 24劝 d=42nim27x1000 _kid2x157.12x10004x24x42=77.93 < 8P键强度满足使用要求。4.7低速轴（三轴）的设计1渣表1得：该轴上的输出功率为心= 4.82KW，转矩为厲=547.87027， 转速为 Hin = 84r/niii。2、作用在齿轮上的力因为低速级轴上的大齿轮4与中间轴上的小齿轮3相互啮合，所以两齿轮受力 为作用力和反作用力的关系，大齿轮4所受的力为：中间轴上

43、小齿轮所受圆周力：2 x 547.87x1000288N = 3804 70N轴向力：= Ft. tan p = 3804 70乂如11372。= 92890径向力：尸=F= 3804 .70 tan2Q .N = 1425 5Nr3 /3 COS0COS13.723 x选取轴的材料仍选轴的材料为45号钢/经调质处理° 4初步确定轴的最小直径。根据表15-3查取4。=112 /贝U ：因为此段轴有键连接/则dmin、（1 + 7%） X 432 = 46.2mm轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d_w，初步选定联轴器型号，联轴 器转矩Tca = KaTII，查表14-1，由于转矩变

44、化小，则取心=1.51，则：Ty/ = K八7； = 1.51 x 547870 N mm = 821805 N mm根据计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-85，选用HL3 型弹性柱销联轴器，公称转矩是1250N加7。半联轴器长度是112/W7?，孔径是 42nnn，与轴配合的毂孔长度是84/?。依据计算转矩7；。应小于联轴器的公称转矩的条件，选用HL4弹性柱销联轴 器，其公称转矩为12.5x106“训，为了使所选轴直径dT与联轴器孔径相配 合，对直径d <100加7的轴，有两个键槽时轴径增加10%15%，将轴径圆整， 取= 5577 o，长度L = 112mm

45、 »半联轴器与轴的配合的毂孔长度为 厶=84 o1）拟定轴上零件的装配方案装配方案如下图图4.42）依据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径A段：安装半联轴器，该段直径与半联轴器的孔径相同，均为48伽，长度比毂孔长度略短，长度为8277B段：为了满足半联轴器的轴向定位要求，A段左端需要制出一个轴肩，因此取B段直径为54mm »长度为50m °C段：安装圆锥滚子轴承轴承型号为30212，轴承尺寸为 dxDxT = 60”xllOmmx23.75/wh » a q23，则该轴段直径为 60mm，长度与轴 承宽度相同，为23. 75 mm °1)段：为

46、了满足轴承轴向定位要求，直径应比60大，取其直径为70mm，长度 待定。G段：因安装与C段相同的轴承，直径也为60mm，长度待定。F段：安装齿轮，考虑比G段直径略大，取该段直径为68mm，长度比轮毂s 稍短，为78mm。E段：考虑比F段直径*取轴肩高度为6mm »则E段直径为80mm »长度取为 12mm °R _ R0-7 _ OQ齿轮左端到箱体壁的距离为10+ 厂 丄= 10+ 一 = 13.5W7/H 、轴承距离箱 2 2体壁的距离为3mm »则G 段长度为 23. 75+13. 5+3+(80-78)=42. 25mm对照中间轴，可得1)段长度为

47、47. 5mm列表如下：轴段ABCDEFG直径48546070806860长度825023. 7547.5127842. 25表4. 6(5)求轴上载荷受力情形如下图所示图4.5厶=4&75mmL2 = 102.75/77/?陥厶+厶一 3225.1x102.75一2187.31“48.75 + 102.75= 1037.83N3225.1x48.75F丄-05臨心厶+厶""48.75 + 102.751213x102.75-0.5x839.5x248 =_135 60/v48 + 102.75 = -1 = 1348.67VMr =近明厶=218731x4875

48、= 106630.90N 加加Mvl = FnviLl = 135.6x48.75 = 661Q.5QN mmMV2 = FNV2L2 = 1348.6x102.75 = 138568.607V /nn?M, = V10663002 + 1385680r = 174846.8N mm(6)按弯扭合成应力校核轴的强度校核时通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。轴单向旋转，扭转切应力是脉动循环变应力，取cr = 0.6，则=37 MPaJm；+(q7；)2 _ J174846.82+(0.6x399910)2W _0.1x60根据之前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得cr_J = 60

49、MPa °(Jca 7、故满足强度条件。4.8低速轴轴承的选择和计算(1)轴承的选择低速轴选用30211型圆锥滚子轴承，其参数如下表所示.型号基本尺寸基本额定 动载荷计算系数d (mm)D(mm)T (mm)a (mm)CQN)eAXYXY302115510022. 752286.50.4100.41.48表4.7(2)计算使用寿命1)计算两轴承径向载荷Ff +略=(2187.3,+ 135.& = 2191.5NFi2 = J唸 + 用” =J1037.83+ 1348.6 =1701.7N2)计算轴上两派生向力F 21915 尸=仝£ = 740.40N&quo

50、t;2Y 2x1.48匸 J 1764.8 onAZF= = 574.90N"2Y 2x1.483）计算轴向力Fd2 <Fa + Fdl，则轴承2被压紧，而轴承1被放松。所以你厂化+ 6 = 641.4 +740.4 = 1381.8N 4）计算轴承当量动载荷根据工况，选择力,=1.2F 740 4亠=0.341"，取X=1，Y = 0Frl 2191.5轴承1处的当量动载荷片=厶（A7； + 巧 J = 1.2 x （1 x 2191.5 + 0 x 740.4） = 2629.8NB8L8 =0815> ,取X = 04，y = 1.48 J 1701.7轴

51、承2处的当量动载荷p2 = fp（XFr + ?；） = 1.2 x （0.4 x 1701.7 +1.48 x 1381.8） = 3270.96Af5) 验算轴承寿命因为£，所以按当量动载荷较大的轴承2的受力大小验算io6 cin厶滚子轴承£ = = °则轴承的使用寿命 60/?2 P23Lh = 10<5 ( 8心°° 靠=1.9xl07/?> 14400/?；，60x48 3270.96则所选轴承满足寿命要求。4.9低速柚上键的选择(1 )联轴器与轴段A间选用型号为12 x 80GB1096-79的縫联接，高度为力=Snvnk = 0.5/? = 4nim/ = L-b = 80-12 = 68mm d - 42mm2x399.91x10004x68x42= 7004MPa V0则键的强度满足使用要求。(2)齿轮与轴段E间选用型号为18X56GM096-79的键联接，高度为h = lmmk = 0.5/? = 5.5/77/7?/ = L-Z? = 56-18 = 38/ww d = 60twn2x399.91x10005.5x38x60= 6383MPa则键的强度满足使用要求。第五章润滑及密封类型选择7. 1润滑方式齿轮采用飞溅润滑，