热处理加热炉装料机传动装置设计

1、毕业设计热处理加热炉装料机传动装置学生姓名：指导老师：所系与专业班级学号二 前言3三设计任务书4四选择电动机5五计算总传动til分配各级传动比6六计算传动装置的运动和动力参数7七设计带传动8八设计高速轴齿轮传动12九设计低速轴齿轮传动15十设计中间轴18十一设计输入轴22十二设计输出轴26十三校核输入轴轴承使用寿命29十四选择离合器32十五选择键并校核34十六减速器箱体主要结构尺寸34十七润滑与密封35十八设计四杆机构36十九总结38二十参考文献39一、摘要机械行业的的发展，热处理伴随其中，占着极其重要的作用。对热处 理设备的设计有着较深的意义。热处理加热炉的装料机的传动性能对热处理的效果及效

2、率有较大的影 响。推拉料机是连续式炉的专用机械，推料机布置在加热炉的进料端，用 以将工件或料盘推入加热炉加热，拉料机布置在出料端的端部及侧面，用 以将加热完的工件及料盘拉出炉外，其动力源可以是电动机，气缸或液压 缸，在推拉料机上应有行程限位及超载保护装罝，以利于安全操作。其动力源为电动机的，推拉料的速度通过减速器来控制，气缸或液压 缸则通过改变俾动介质气体（液体）的流量来控制。关键词：减速器、连轴器、曲柄连杆结构、带传动a0滅速器较k gjao.dwgautocad 窗形 186 kbao总換田ao.dwgautocad 囝形 133 kba3中间箱零件囝.dwgautocad 囝形 48 k

3、b齿轮零件囝.dwgautocad s形 45 kb況明书.docmicrosoft word 文挡 858 kb二、前 言此次设计的课题为加热炉的送料装罝，通过对装料机所应达到预期动作（间隙推送） 的分析，采用电动机为动力源，通过带传动带动减速器，再通过连轴器带动曲柄 连杆机构，推动装料机实现预期要求。要特别说明的是在本设计中得到黄如林等有关设计指导老师的精心指导，在 此深表谢意。设计过程中选用了部分图书，资料上论述和图、表等资料，在此表 示衷心感谢！三、设计任务书1、设计任务设计热处理加热炉装料机传动装置2、主要技术条件热处理加热炉装料机通过传动装置使装料机推杆作往复移动，将物料送入 加热

4、炉内，电动机驱动，单向运转。所需电机功率为3kw,推杆行程为200mm, 推杆工作周期为3m，双班制工作，载荷平稳，室内工作，使用寿命10年，大修 周期3年，一般机械厂生产。生产批量为10万台。3、传动方案1、电动机2、v带传动3、减速器4、离合器 5、曲柄连杆机构四、选择电动机设计项0计算与说明结果四、电动机的 选择1.类型和 结构形 式的选 择三相交流异步电动机（即三相交流鼠笼式感应电 动机）的结构简单、价格低廉、维护方便，可直接接 于三相交流电网中，在工业上广泛应用，考虑诸多因 素初步选择y型电动机。2.功率的确 定1.电动机的工作情况。用于长期连续运转，载荷基本不变，此类电动机 的功率

5、按下述步骤确定：错误!未找到引用源。、由电动机至工作机构的总效率n。n总=n 1氺n2氺n3 nn初选：闭式圆柱齿轮的效率为0.97v带传动的效率为0.96连轴器的效率为0.98轴承的效率为0.99(对)11 总=0. 96 x 0. 994 x 0. 972 86. 77%(2)、电动机的额定功率pd.由题目已知电动机所需输出功率pw为3kw,则pd = pw/ il 总=3/0. 8677 =3. 5kw3.确定转 速。按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比 范围，推算出电机转速的可选范围。n=(il i2 i3)nw查文献错误!未找到引用源。表1-8选各传动机 构合理传动比范围。v带传

6、动<5;圆柱齿轮传动<8;y推杆工作周期为3s，根据初步拟订的传动方 案，即曲轴的转速为20r/min，则nw=20r/min 取各传动比适中 n=3x5x4x20=1200 r/min 根据选定电动机的类型、结构、功率和转速，参 考文献错误!未找到引用源。选y112m-4,其额定功率 为4kw,满载转速为1440 r/min,电动机的中心高度 为265mm,轴伸尺寸为60mm，键槽尺寸为8mm.所选电动 机的型号为： y112m-4五、计算中传动比和分配各级传动比六、计算传动装置的运动和动力参数七、设计带传动设计项sil算与说明结果五、计算总传 动比和分配 各级传动比1，传动装置

7、的总的传动比要求应为： i= nm/nw = 1440/20 = 72 多级传动中，总的传动比应为： i= il i2 i3 其中il, i2, i3各级传动比。2,合理选择和分配各级传动比：根据合理选择和分配各级传动比的原则初步拟订 各级传动比如下：v带俾动ii=3;高速轴齿轮传动i2=6;低速轴齿轮传动i3=4;传动装置的实际传动比要由选定的齿数或标准 带轮直径准确计算，因而与要求传动比可能奋误差。 一般允许工作机实际转速与要求转速的相对误差为 ± (3 5) %。六、计算传动 装置的运动设计计算传动件时，需要知道各轴的转速、转矩和动力参数.或功率，因此应将工作机上的转速、转矩或

8、功率推算到各轴上。1、各轴的转速nl = nm/il = 1440/3 = 480 r/min nil = ni/i2 = 480/6 = 80 r/min niii= nll/i3 = 80/4 = 20 r/min niv = nlll = 20 r/min2、各轴的功率p*= pdnol = 4 x 0.96= 3.84 kwpn= p i n 12 =3. 84x0. 97x0. 993. 69kwph,= pii n 23 =3. 69x0. 97x0. 993. 54kw设计项目计算与说明结果p,v= pin n 34 = 3. 54x 0. 993. 5 kw3、各轴转矩t i

9、=td iln 01=9550x(4/1440)x3x0.96 =76.4 n mtii=t i i2n 12=76. 4x6x0. 97x0. 99 =440. 2 n mtlii=tlii3n 23=76. 4x6x0. 97x0. 99 =1690. 9 n mtiv=tiiii4 n 34=1690. 9x1x0. 99 =1674 n m芥轴参数列表如下;转速(r/min)功率 (kw )转矩 (n m)i轴4803. 8476. 4n轴803. 69440. 2ill轴203. 541690. 9iv轴203. 501674七、设计带 传动已知：传动水平布置，驱动电机为y系列的三相

10、异 步电动机，额定功率为4kw,电机转速n0=1440 r/min, 从动轮转速nl=480 r/min,每天工作16小时。解：列表给出设计计算过程和结果（下列所查数 据均为文献2中的）设计项目计算与说明1、确定设计 功率pd1、由文献2表9-9奔得工作情况系数ka=1. 22、据式 9-17, pd =ka - p= 1.2x4 =4. 8 kwpd:4.8 kw2、选择v带 型号查表9-10 ,选a型v带a型设计项目计算与说明结果3、确定带1、由参考图9-9及表9-4,选取小带轮直径轮直径ddl=80mmddl, dcj22、验算带速no n ddln x80xl440vl=6.03kw6

11、0x100060x1000vi在5 25m/s 内， 合适3、从动轮直径dd2= i ddl=( nl /n2) ddl=(1440/480)x80=240 mm 查表 9-4，取 dd2=250mm4、传动比 i = dd2/ ddl = 250/830= 3. 1255、从动轮转速n2n2=nl/i= 1440/3.125=460. 8r/min460.8-4800/ zdd2=250mmi = 3. 125入丄u/o480n2二460. 8r/min 允许4、确定1、按式9-19初选中心距ao中心距a0.7(80+250) ao <2 (80+250)和带长ld231mm cio6

12、60mm取 a0=350mm2、按式9-20求带的计算基准长度ldold0=2a0+(ddl+dd2)+ (d2)24a0=2x350+(80+250) + (2°824x3501239 mmld0=1239 mm设计项目计算与说明结果3、查表9-2，取带的基准长度ld = 1250mm4、按式9-21计算实际中心距 a:a0+ (ld-l0)/2=350十(1250-1239)/2=356 mm按式9-22确定中心距调整范围amax =a+0. 03ld=356+0. 03x1250394 mmamin =a+0. 015ld=356+0. 0. 015x1250337 mma=3

13、56 mmamax=394 nimamin=337 mm5、验算小 带轮包角al由式9-23all80° - dd2-ddlx53. 7° >152. 6° >120°aal=152. 6 °>120°合适6、确定v 带根数z1、由表 9-5 查 ddl=80mm, nl=1200r/min 及 nl=1450r/rdn时，单根a型v带的额定功率分别为 0. 93kw和1. 07kw,用线性插值法求nl=1440r/min时 的额定功率值no, 1.07-0.93 v (1440-1200)=1.0644 _ *14

14、50-1200 x kw由表 9-6 查得1)1=0. 17 kw2、由表9-7查得包角修正系数ka=0. 954、由表9-8查得带长修正系数kl=0. 92pd4.8z=5根l(d|+a -彡tz tz1(1.0644+0.17)x0.95x0.92pdkakl4. 45设计项目计算与说明结果7、计算单 根v带的初 拉力f。由表9-1查得m=0. lkg/m 由式9-25pd2.5f 0 =500 -1 +mv"vzka4.82.5=500-1 +0. 1x8.4428. 44x50. 95100 nfo =100 n8、 计算 对轴的压力 f qf2 f。sin(al/2)=2x

15、5xl00xsin(152.6/2)972 nf q972 n9、带轮的 结构设计小带轮基准直径ddl= 8 0 mm,采用实心式结构， 大带轮基准直後dd2= 2 5 0 mm,采用孔板式结构。八、设计高速轴齿轮传动八、设计高 速轴齿轮传 动1、选择齿 轮的材料、热 处理方法及 精度等级2、按齿面接 触疲劳强度 设计、载荷数齿传的矩 数和宽数hd 系k小轮递转t1齿z齿系设计二级直齿關柱齿轮减速器的高速级齿轮传 动，己知：输入功率p1=3.84kw，nl=480r/min，传 动比i=6,输送机的原动机为电动机，工作平稳，单 向运转，两班制，每班8小时。预期使用寿命为1 0解：1、减速器是闭

16、式传动，无特殊要求，为制造方 便，采用软齿面钢制齿轮，查表6 1 ,并考虑hbs1二hbs2+3050的要求，小齿轮选用45钢，调质处理， 齿面硬度217255hbs,大齿轮采用45钢，正火处理, 齿面硬度162217hbs,计算时取hbs1=24ohbs,hbs2=200hbso2、该减速器为一般传动装置，转速不高，根据 表6-2,初选。8级精度由于是闭式软齿面齿轮传动，齿轮承载能力应由 齿而接触疲劳强度决定，由式6-11dl3 v2kt1 4)dzhze 2 (p ±1) ohu冇关参数的选取与转矩的确定 由于工作平稳,精度不高,且齿轮为不对称布置, 查表6-3取k=1.2。由前

17、面计算知 tl=76. 4 n m=76400n mm 取小齿轮齿数zl=21,则大齿轮齿数 z2=i 71=6x21=126 取 z2=127 实际传动比il2= z2/ 21=127/216. 05 误差ai= (il2-i) /i= (6.05-6) /6 0. 83%<2. 5%齿数比：u 二 i 12=6. 05 查表 6-6 ,取(l)d=lo ohlimznt ii=sh由图 6-8 (c)查得:ohliml=540 mpa ohlim2=500 mpa取sh=1,计算应力循环次数小齿轮:45钢调质hbs1=24ohbs大齿轮：45钢 正火hbs2=200hbs8级精度k=

18、1.2zl:2172=127适合 u =6. 05 4>d=l设计项目计算与说明结果、许用接 触应力0h、节点区 域系数zn 、弹性系 数zenl=60nljlh=60x480xlx(2x8x360x10)=1.66xl09n2= nl/u=2. 74 xlo8由图6-6查得znt1=1, znt2=1.02 (允许齿面有 一定量的点蚀)o540x1°1，hlimlzntl,. 540mpa1=sh1rn0hhlim2znt2=500xl.02= 510mpash1取小值代入故取oh=510 mpa标准齿轮a=20° ,则44zh_v sin2asin40。-2.5两

19、轮材料均为钢，查表6-5，ze=189. 8 将上述各参数代入公式得zhze( p 土dl3 v 2kt1 ()2 1)4)d o hu189. 8x2. 5(6. 05二2x1.2x76400()2 ±1)oh=510mpazh:2. 5ze:189. 8m = 315106.05=56. 98 mm模数 m= d/z 彡 56. 98/21=2. 7 mm 由表5-2 取m = 33、主要尺 寸计算(1)、分度 圆直径d、齿宽b 、中心 距adl=mz1=3x21=63 mmd2=mz2=3xl27=381 mmb =4>d d 1=1x63=63 mm取 bl=65mm,

20、 b2=60mma=l/2m(z1+z2)=1/2x3x(21+127)=222 mmd1=63 mmd2=381 mmb1=65mmb2=60mma=222 mm设计项目计算与说明结果4、校核齿由式6-13根弯曲疲劳 强度2kt1o f= 1 yyi yeaysa o e、齿形查表 6-5 得：yfal=2. 76;ysal=2. 14系数yfa与yfa2=l. 56;ysa2=1.83齿根应力修oflimynt正系数ysaof二sf、许用 弯曲应力 of查图 6-9 (c)得：ofliml=440 mpa o eliml=420 mpa查图 6-7 得：ynt1=1, ynt2=10 f

21、1=314.3mpaof 2=300 mpa取 sf=1.400 f flimlyntl =440x1=314.3mpai=sf1.4o f °lflim2ynt2=420x1= 300mpa2sf1.402kt1_fi:bnrzi'faasa2x1.2x76400.76x1.56=65x32x21=64.26 mpa <of 1o f2= o yfa2 ysa22. 14x1.83=64.26x 2.76x1.56弯曲强度足fiyfal ysal够=58. 45 mpa <of25、齿轮的 圆周速度nv= ridlnl = x63x480=1. 58m/s<

22、;5m/s取8级精度 合适60x100060x10006、齿轮结 构设计大齿轮采用孔板式结构，小齿轮采用实心结构。设计项目九、设计低 速轴齿轮传 动1、选择齿 轮的材料、热 处理方法及 精度等级2、按齿面 接触疲劳强 度设计、载荷数 齿传的矩 数和宽数>d 系k小轮递转t1齿z齿系九、设计低速轴齿轮传动计算与说明_设计二级直齿圆柱齿轮减速器的低速级齿轮传动，己知：输入功率pl=3. 69kw, nl=80r/min,传动 比i=4,输送机的原动机为电动机，工作平稳，单向 运转，两班制，每班8小时。预期使用寿命为1 0年。解：1、减速器是闭式传动，无特殊要求，为制造方 便，釆用软齿面钢制齿

23、轮，查表6 1，并考虑hbs1 =hbs2+3050的要求，小齿轮选用45钢，调质处理， 齿面硬度21725511bs，大齿轮采用45钢，正火处理, 齿面硬度162217hbs,计算时取hbs1=24ohbs,hbs2=200hbso2、该减速器为一般传动装置，转速不高，根据 表6-2,初选。8级精度由于是闭式软齿面齿轮传动，齿轮承载能力应由 齿而接触疲劳强度决定，由式6-11dl372kt1 4)dzhze 2(p±l)有关参数的选取与转矩的确定 由于工作平稳，精度不高，丑齿轮为不对称布置, 査表6-3取k=1.2。齿数比：u= il2=4 查表 6-6，取4)d=loohlimz

24、nth二sh由图6-8(c)查得：ohliml=540 mpa oh1im2=500 mpa由前面计算知 t 1=440. 2n m=440200n mm 取小齿轮齿数zl=25，则大齿轮齿数 z2=i zl=4x25=100 取 z2=100 实际传动比il2= z2/ 21=100/25=4取sn=i，计算应力循环次数结果小齿轮:45钢调质 hbs1=24ohbs 大齿轮：45钢正火hbs2=200hbs8级精度k=1.2zl=2572=100适合 u =4 (1) d=l设计项目计算与说明结果nl=60nljlh=60x80xlx(2x8x360x10)=2. 76x10sn2= nl/

25、u=6. 86 xlo7由图 6-6 查得 znt1=1. 15, znt2=1. 18(允许齿(4)、许用接面有一定量的点蚀)触应力oo540x1. 15hl ° hhlimlzntl =621mpa1=sh10二.q7n1t9500x1. 18。hlim2znr2 =590mpa-sh1取小值代入 故取oh=590 mpaoh=590、节点区标准齿轮a=20°，则44zh= v = v =2 5sin2asin40°两轮材料均为钢，查表6-5, ze=189.8 将上述各参数代入公式得域系数zh 、弹性系 数zempa zii=2. 5ze=189. 8zhz

26、e( p 士dl3 v 2kt1 ()21)(1) d o hm189. 8x2. 54. 04 土=72x1.2x440200()21)15904. 04=94. 82 mm模数d/z94. 82/23=4. 12 mm由表5-2取m = 4m = 43、主要尺 寸计算dl=mzl=4x25=92mmdl=100 mm、分度d2=mz2=4x100=400 mmd2=400 mm圆直径db =4>d d 1 = 1x92=92 mmbl=95mm(2)、齿宽bb2=90mm、中心取 bl=95mm, b2=90mma=250 mm距aa=l/2m(z1+z2)=1/2x4x(25+10

27、0)=250 mm设计项目计算与说明结果4、校核齿由式6-13根弯曲疲劳 强度?kt1of= bm>zi yfaysa o f、齿形杳表 6-5 得：yfa 1=2. 69;ysal=2. 18系数yfa与yfa2= 1.575; ysa2=l. 79齿根应力修oflimynt正系数ysaof =sf、许用 弯曲应力 of查图 6-9 (c)得:ofliml=440 mpa o fliml=420 mpa査图 6-7 得:ynt1=1, ynt2=1of1=314.3mpaoe 2=300取 sf=1.4p o pi oflimlyntl440x11=sf"- 314. 3mp

28、ao f oflim2ynt2120x1= 3f)nmpampasf1.402kt1_fl=wz1yfaysa2x1.2x440200=95x42x23x2-69xl575=128.03 mpa < f 1v2. 18x1.79o f2= o ysa2_fiyeal" * °2.69x1.575ysal弯曲强度足 够=117.92 mpa <of25、齿轮的 圆周速度nv= ndlnl = x92x80二0. 385m/s<5m/s取8级精度 合适60x100060x10006、齿轮结 构设计大齿轮采用孔板式结构，小齿轮采用实心结构。十、设计中间轴设计项0

29、设计计算与说明结果1、选择轴 的材料并确 定许用应力mpa2、确定轴 输入端的直 径 dmin1、按扭转强度估算出中间轴的输出端的直径2、由表 15-3 取 a=110，则;p3 69d=a3 v =1103 v =39. 45 mmn803、考虑有键梢，将直径增大5%，则; d = 39.45x（1+5%） =41. 42 mm 取扣45醐（考虑到轴承内径）dmin=45mm3、轴的结 构设计装。2、确定轴各段直径和长度i段轴的直径为45mm，初选深沟球轴承6309,其内径为45mm,宽度为25mm,取套筒长度为lonini, ll=25+10=35mmo十、设计中用于二级圆柱齿轮减速器，由

30、电动机驱动，间轴己知：屮间轴传递的功率为3. 69kw,转速为80r/min,输入轴上的转矩为440200n mm,小齿 轮的分度圆直径为381mm,轮毂宽度为60mm,设计减速器的中间轴_1、选用45钢正火处理选用452、由表15-1查得强度极限o b = 600 mpa3、由表15-1查得其许用应力为o-l=55lpa o -1=551、轴上零件的定位、固定和装配二级减速器中，齿轮的分度应力对称，相 对两轴承对称分布，大齿轮左边由小齿轮右边的套筒作轴向固定，大齿轮的右边及小齿轮的左边 通过轴环来固定，周向靠平键和过渡配合固定， 两轴承分别以左右两套筒定位，周向则采用过渡 配合或过盈配合，轴

31、做成阶梯型，从左右两端安dl=45mmll=35mmd2=50raraii段轴的直径为50mm,长度l2=95mm （依据齿l2=95rara 宽）设计项目设计计算与说明结果iii段轴的直径为60醐，长度l=1.4x5=7mm,iv段轴的直径为55mm，长度l=60mmv段轴的直径为45mm，长度l=35mm3、绘制轴的结构设计草图，如上图所示，4、由上述各段长度可算出轴承支承跨距 l=207nirnd3=60mml3=7mmd4=55mml4:60mmd5=45mml5=35minl=207mm4、按弯扭合 成强度校核 轴的强度1、绘制轴的受力简图(图a)2、绘制垂直面弯矩图(图b)轴承支反

32、力ftl 2t1 _ 2x440.2o二dl _ 0.3812310.8nfrl = ftl tana =841 nft2 2t12x440.2=d20. 1fr2 = ft2 tana =3024 nfrl(l2+ l3) + fr2 l3frav =jl>_841x0. 1545+3024x0. 070-0.207=1670.6nfrpv - frllh fr2 ( lh l2)_841x0. 0525+3024x0. 1370.207=2214.6 n计算弯矩 截面c右侧弯矩mcv= frbv(l2 + l3)- fr2 l2=2214. 6x0.1545-3024x0.0845=

33、87 n m 截面c左侧弯矩nf cv= fravl1 =1670. 6x0. 0525=87 n m 截面d右侧弯矩mdv=frbv l3 =2214.6x0. 07=156 n m 截面d左侧弯矩m' dv=frav( l1+ l2)- frl l2=1670.6x0. 137-841x0. 0845=156 n - m设计项目设计计算与说明结果3、绘制水平面弯矩图(图c)轴承支反力醐-ftl(l2+ l3) + ft213l_2310.8x0. 1545+8804x0. 070-0.207=4701.9 n_ttftlll+ ft2 ( l1+ l2)frbh =1_8804x0

34、. 137+2310. 8x0. 05250.207=6412.9 n计算弯矩 截面c右侧弯矩mch= frbh(l2 + l3)- ft2 l2=6412. 9x0. 1545-2310. 8x0. 0845=246. 9n m 截面c左侧弯矩mz ch= frahl1 =6412. 9x0. 0525=246. 9 n m 截面d右侧弯矩mdh=frbhl3 =6412.9x0. 07=448. 9 n m 截面1)左侧弯矩m' dh=frah( l1+ l2)- frl l2=6412. 9x0. 137-2310. 8x0. 0845=448. 9 n m4、绘制合成弯矩图(图

35、d)mc= m' c= 7 mcv+ mch2=7872+246. 92 =261 n mmd=d= 7 mdv2+ mdh2= 7 1562+4482=475 n m5、绘制转矩阁(阁e)6、绘制当量弯矩图(图f)转矩产生的扭转剪应力按脉动循环变化，取a=0. 6截面c处的当量弯矩mecmec= 7mcv2+ (at) 2=72612+ (0.6x440.2) 2 =371.5n-ni截面d处的当量弯矩mecmed= 7mdv2+ (at) 2= 74752+ (0.6x440.2) 2 =543. 6 n m设计项目设计计算与说明结果7、校核危险截面c、d的强度由式15-3omec

36、 371. 5xl03oo q yfrxoec=0. id430. ix553一zz.jvlpcimec =371.5<55 mpan momed 543. 6xl03med =543. 6ed=0. id230. lx503 mpan m<55 mpa强度足够图（匚）图（co图（eo图m轴的受力图和弯扭矩图i"一设计输入轴计目一、计入设项丨设输轴、择的料确许应1选轴材并定用力用于二级圆柱齿轮减速器，由电动机驱动，己知：输入轴传递的功率为3.84kw,转速为480r/min,输入 轴上的转矩为440200n - mm,小齿轮的分度閫直径为 63隱，轮毂宽度为65隱，设计减

37、速器的输入轴_1、选用45钢正火处理选用452、由表15-1查得强度极限o b = 600 mpa3、由表15-1查得其许用应力为o -1 =55 mpa o _1=55mpa2,定输端直.s确轴入的径dm1、按扭转强度估算出屮间轴的输出端的直径2、由表 15-3 取 a=110，则;p3 m料3 73、考虑有键槽，将直径增大5%,贝ij; d = 22x（l+5%）=23. 1 mm取d=25mm （考到轴承内径）dmin=25mm、的构t3 讨 轴结设1、轴上零件的定位、固定和装配二级减速器中，齿轮的分度应力对称，相对两轴 承对称分布，齿轮右边由轴肩定位，左边用套简作轴向 固定，周向靠平键

38、和过渡配合固定，两轴承分别以左右 两套筒定位，周向则采用过渡配合或过盈配合，带轮以 轴肩轴向定位，左边用轴端挡圈作轴向m定，轴做成阶 梯型，右轴承从右边装入，齿轮、套筒、左轴承和带轮 依次从左面装到轴上。g072、确定轴各段直径和长度i段轴的直径为25mm,长度ll=57mm （依据带轮的长 度）ii段轴的直径为35酬，（由机械设计手册查得轮毂孔 倒角c1 =2. 5mm,取轴肩高度h=2 cl=5mm,故d2 = d2+2h=35mm）亦符合垫圈密封标准轴径，初选深沟球轴承6307,其内径为35mm,宽度为dl=25mm l1=57mmd2=35mml2=88mm设计项a设计计算与说明结果2

39、1mm,考虑到齿轮端面和箱体内壁，轴承端面 与箱体壁应有一端距离，取套筒长度为10mm, 通常密封轴段长度应根据密封盖的宽度，并考 虑带轮和箱体外壁应有一段距离，为此取该段 长度为55mm,安装齿轮段长度为应比轮毂宽度 小2mm,故取该段长度为：l2二2+10+21+55=88mm。 iii段轴的直径为40mm,长度l=63mm,iv段轴的直径为45mm,长度l=10ramv段轴的直径为44nmi,长度l=101mmvi段轴的直径为3 5mm，长度l=21 nun3、绘制轴的结构设计草图，如上图所示，4、由上述各段长度可算出轴承支承跨距 l=207mm13 二 40mml3=63nund4=4

40、5mml4=10mmd5二44mml5=101mmd6=35mml5=21mml=207mm4、按弯扭合 成强度校核 轴的强度1、绘制轴的受力简图（图a）2、绘制垂直面弯矩图（图b）轴承支反力ftl 2t12x76.4>2425.4 n=dl0.063frl = ftl tana =882 nerav frl l2 _ 882x0.053=225.8=l0.207nfrbvfrlll882x0. 1545n nt=658. 3 n=l0.207计算弯矩 截面c右侧弯矩mcv= frbvl2 = 658. 3x0. 525= 34. 9n in 截面c左侧弯矩m' cv= frav

41、l1 =258. 8x0. 1545=34. 9 n m3、绘制水平面弯矩图（图c）轴承支反力frau ftll22425.4x0.0525xtt=615 n=l0.207erbhftlll2425.4x0.154=1804.4=l0.207n截面c右侧弯矩mch= frbhl2 = 1804. 4x0. 0525= 95n m 截面c右侧弯矩m' ch= frbhl1 = 615x0. 1545= 95n m4、绘制合成弯矩图（图d）mom' c= 7mcv+ mch2= 7 34. 92+952=101 n5、绘制转矩图（图e）6、绘制当量弯矩图（图f）转矩产生的扭转剪应力

42、按脉动循环变化，取a=0. 6截面c处的当量弯矩mec mec= vmcv2+ （at） 2=71012+ （0.6x76.4） 2 =110. 9n m7、校核危险截面c的强度由式15-3mec=110.90cc=mec _ 110. 9xl03 0. id33 _ 0. lx403=17. 3 mpa55 mpa图:b)n m 强度足够图:od十二、设计输出轴十二、设计 输出 轴1、选择 轴的材料用于二级圆柱齿轮减速器，由电动机驱动，已知: 轴传递的功率为3. 54kw,转速为20r/min,输入轴上 的转矩为1690. 9n m，齿轮的分度圆直径为372mm， 轮毂宽度为90mm，设计减

43、速器的输出轴_1、选用45钢正火处理2、由表15-1查得强度极限o b = 600 mpa选用45用应力2、确定 轴输入端 的直径 dmin并确定许 3、由表15-1查得其许用应力为o -1=55 mpa o _1=55mpa1、按扭转强度估算出屮间轴的输出端的直径2、由表 15-3 取 a=110，则;p3 54d=a3 v =110 'v 7=61. 8 mmn203、考虑有键槽，将直径增大5%,贝ij;d = 61. 8x（ 1+5%） =64. 8 mm取d=65mm （考虑到轴承内径）dmin=65mm3、轴的 1、轴上零件的定位、固定和装配 结构设计二级减速器中，齿轮的分度

44、应力对称，和对两轴承对称分布，齿轮左边由轴肩定位，右边用套筒作 轴向固定，周向靠平键和过渡配合固定，两轴承分别 以左右两套筒定位，周向则采用过渡配合或过盈配合, 联轴器以轴肩轴向定位，右边用轴端挡圈作轴向阀定， 轴做成阶梯型，左轴承从左边装入，齿轮、套筒、右 轴承和带轮依次从右面装到轴上。p07d1=65mm l1=107mmd2=75min l2=l15mm2、确定轴各段直径和讼度i段轴的直径为65mm，长度ll = 107mmii段轴的直径为75醐，（由机械设计手册查得轮毂孔倒角c1 =2. 5mm,取轴肩高度h=2 cl=5mm，故d2 =d2+2h=75mm）亦符合垫圈密封标准轴径，初

45、选深沟球轴承6315，其内径为75mm，宽度为设计项目设计计算与说明结果37mm,考虑到齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与 箱体内壁应有一端距离，取套筒长度为lomni，通 常密封轴段长度应根据密封盖的宽度，并考虑带 轮和箱体外壁应有一段距离，为此取该段长度为 56mm,安装齿轮段长度为应比轮毂宽度小2mm，故 取该段长度为：l2=2+10+37+56=115mmo111段轴的直後为80mm,长度l=88mm,iv段轴的直径为85nnn,长度l=10nnnv段轴的直径为80mm,长度l=60mmvi段轴的直径为75酬，长度l=37酬3、绘制轴的结构设计草图，如上图所示，4、由上述各段长度可算出轴承

46、支承跨距 l=207mmd3=80mml3=88mmd4=85mml4=10mmd5二80mml5=60mmd6=75mml5=37mml=207mm4、按弯扭合 成强度校核 轴的强度1、绘制轴的受力简图（图a）2、绘制垂直面弯矩图（图b）轴承支反力ftl 2t12x1690.9。，r't,8484.5 n=dl0.4frl = ftl tana =3077 nfrl l23077x0.0745_ _frav=t=1107.5nl0.207frlll3077x0. 1325 =1969.5frbv=l0.207n计算弯矩 截面c右侧弯矩mcv= frbvl2 = 1969. 5x0.

47、0745= 146. 7n m 截面c左侧弯矩m' cv= fravl1 =1107.5x0.1325=146.7 n m3、绘制水平面弯矩图（图c）轴承支反力frahftll28454.5x0.0745n=l=0.207，42.8nfrbhetlll8454.5x0.1325；= =5411. 7 nl0.207截面c右侧弯矩mch= frbhl2 = 5411. 7x0. 0745= 403. 2n m 截面c右侧弯矩m' ch= frahl1 = 3042. 5x0. 1325= 403. 2n mmec=1101.5 n m强度足够mec _ 1101. 5xl03 0

48、. id3 0. lx803=21. 5 mpa55 mpa4、绘制合成弯矩图（图d）mc= m' c= 7 mcv+ mch2= 7 146. 72+403. 22=429 n m5、绘制转矩图（图e）6、绘制当量弯矩阁（阁f）转矩产生的扭转剪应力按脉动循环变化，取a=0. 6截面c处的当量弯矩mec mec= 7mcv2+ （at） 2= v4292+ （0.6x1690.9） 2=1101. 5n m7、校核危险截面c的强度由式15-3十三、校核输入轴轴承使用寿命十四、选择离合器校轴用一,一入使+z输承命核轴寿已知：减速器输入轴的转速为480r/min，安装轴承 的轴颈处的直径为

49、35mm,轴的两端受径向载荷为882n, 圆周力为2425. 4n，齿轮分度圆直径为63mm,轴承预 期使用寿命为10年（57600h）,现初选两轴承型号为 6307 型。解：1、求两轴承的径向力fr1和fr2,将轴系部件受的空间力系分解为水平面（阁b） 和铅垂面（图c）两个平面力系，由受力分析知：r0o00£ipih r1h£.if r2hifr1v一£-1 fr?v52. 5ft(c)52. 5x2425. 4fr1iifr2hfr1v154. 5+52. 7 =ft- fr1h 52. 5fr2072425. 4-615=1810.4 n 52.5x882=615 n154. 5+52. 7 fr2v = ft- fr1v = fr1=7fr1h2+ fr1v2 fr2=7fr2ii2+ fr2v2=224 n因为轴承只承受径向载荷fr， 即：轴