高材091 倪江鹏 09404300105

1、 机械设计课程设计说明书 设计题目 带式运输机传动系统设计 学 院 包装与材料工程学院 专 业 高分子材料与工程 姓 名 倪江鹏 班 级 高材091班 学 号 09404300105 指导老师 江 湘 颜 最终评定成绩 课程设计任务书20102011学年第 2 学期 包装与材料工程 学院 高分子材料与工程 专业 091 班课程名称： 机械设计基础 设计题目： 带式运输机传动系统的设计 完成期限：自 2011 年 7 月 1 日至 2011 年 7 月 8 日共 1 周内容及任务设计任务：设计带式输送机的传动系统。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及V带传动。1、原始数据带的圆周力F/N带速v

2、（m/s）滚筒直径D/mm25001.54002、工作条件常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷平衡；两班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，中批量生产；输送带速度允许误差为±5%,三相交流电源的电压为380/220V。3、工作量要求（1）完成设计计算说明书一份。（2）完成A0装配图1张。（3）课程设计结束后组织答辩。进度安排起止日期工作内容2010.7.13编写设计计算说明书2010.7.47绘制装配图主要参考资料1 金清肃.机械设计基础.武汉：华中科技大学出版社，20082 王洪等.机械设计课程设计.北京：北京交通大学出版社，20103 成大先.机械设计手册.北京

3、：化学工业出版社，2010指导教师（签字）： 江湘颜 2011年 6 月 26 日系主任（签字）： 2011年 6 月 26 日目 录一、拟定传动方案3二、选择电动机5三、计算传动装置总传动比及分配各级传动7四、确定传动装置的运动及动力参数五、V带的设计六，齿轮传动的设计七、轴的设计与计算八、联轴器的选择与计算九、键的设计十、滚动轴承的选择与寿命校核十一、减速器箱体的设计十二、减速器附件的选择一、 拟定传动方案1.设计的原始数据如表1-1所示：带的圆周力F/N带速v（m/s）滚筒直径D/mm25001.5400 表1-12.工作条件：常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷较平稳；两班制（

4、每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修2中批量生产；输送带速度允许误差为±5%,三相交流电源的电压为380/220V。 方案 方案 方案 图1-1根据已知条件，初步拟定的传动方案如图1-1所示。方案：采用二级圆柱齿轮减速器，该方案结构尺寸小，传动效率高，适合于较差环境下长期工作；方案：采用V带传动和一级闭式齿轮传动，该方案外廓尺寸较大，V带的缓冲吸振能力好，并且有过载保护作用，但是V带不适合恶劣的工作环境；方案：采用一级蜗杆减速器，该方案结构紧凑，但是传动效率低，连续工作成本高。以上三种方案基本上都能满足带式运输机的要求，通过分析和比较多种传动方案，最终确定的带式输送机传动系

5、统简图如图1-1所示。V带传递功率大，传动能力强，结构紧凑，用途广泛；圆柱齿轮机构寿命长，加工方法简单，使用范围广。带式输送机由电动机驱动，电动机1通过V带传动2将动力传入单级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4，将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。1-电动机；2-V带传动；3单级圆柱齿轮减速器；4联轴器；5滚筒；6输送带 图1-1 二、电动机的选择 计算内容和说明计算结果1.电动机的类型按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三相交流异步电动机，它为卧式封闭结构，电源的电压为380V.2.电动机容量的选择首先，根据原始数据，工作机所需要的有效功率为 Pw=3.75Kw根据参考资料2表3-

6、3可知：一对滚动轴承传动效率，=0.99;：输送机滚筒效率 =0.96; ：闭式圆柱齿轮传动效率（设齿轮精度为8级），=0.97；：V带传动效率，=0.95； ：联轴器效率，=0.99。于是有： 12 =d =0.95； 23 =a×c =0.99×0.97=0.9603; 34 =a×e =0.99×0.99=0.9801; 45 =a×b =0.99×0.96=0.9504;故传动系统的总效率为=12×23×34×45 =0.95×0.9603×0.9801×0.9504

7、=0.8498工作时，电动机所需的功率为 Pd = = kW =4.41kW根据参考资料表212-1可知，满足PePd 条件的Y系列三相交流异步电动机额定功率Pe 应取值为5.5kW. 3电动机转速及型号的确定 根据设计的原始数据，可得输送机滚筒的工作转速nw 为 nw =71.66(r/min) 初选同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机，查参考资料2表12-1可知，对应于额定功率Pe 为5.5kW的电动机型号分别为Y132S-4型和Y132M2-6型。从参考资料2上可知，Y132M2-6型和Y132S-4型电动机相关技术数据以及计算得的传动比如表2-2所示：方案号电动机型

8、号额定功率 /kW同步转速 /(r/min)满载转速 /(r/min)总传动比 i外伸轴径D/mm轴外伸长度E/mm方案Y132S-45.51500144020.103880方案Y132M2-65.5100096013.403880 表2-2 方案的比较根据指导老师建议的合理传动比范围，可设普通V带的传动比为24,单级圆柱齿轮的的传动比为35，故传动系统的总传动比的合理范围是620.通过对上述两种电动机的比较可知，方案的转速大，但是传动比也较大，两种电动机外形、重量相差不大，综合考虑，方案较合理，故选择电动机Y132M2-6。Y132M2-6型电动机的技术参数如表2-3所示：电动机型号额定功率

9、/kW同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传动比i电流/AY132M2-65.5100096013.4012.6 表2-3Y132M2-6电动机的外形尺寸数据如表2-4所示：型号级数ABCDEFGHKABACADHDBBLY132M2-66216178893880103313212280270210315238515 表2-4 Pw=3.75Kw Pd=4.41Kw 三 、传动装置总传动比的计算和分配传动装置总传动比根据选择的电动机的满载转速nm和输送机滚筒的工作转速nw,可得带式输送机传动系统的总传动比为 i =nm /nw =13.402.分配各级传动比由参考资料2表3-4，

10、可取V带传动比i带 =4，闭式圆柱齿轮的传动比范围为35，根据传动系统可知，圆柱齿轮的传动比i齿轮= i/ i带=3.35，计算所得的齿轮的传动比为3.35，在指导老师的建议的传动比35范围之内，所以认为是合理的。传动比分配如表3-1所示电动机满载转速/(r/min)总传动比iV带传动比i带圆柱齿轮传动比i齿轮滚筒的转速nw96013.4043.3571.66 表3-1i=13.40四 、确定传动装置的运动及动力参数传动系统中各轴的转速、功率和转矩的计算如下所示：电动机轴： n0 =nm =960(r/min) P0=Pd=4.41（kW） T0=9550×P0 / n0 =9550

11、×=43.87（N·m） 减速器高速轴： n1 = nm /i带 =240(r/min) P1 = P0×d =4.41×0.95=4.1895(kW) T1 =9550×P1 / n1 =9550×=166.71(N·m)减速器低速轴： n2 = n1 /i齿轮 =71.64r/min) P2 = P1×23 =4.1895×0.9603=4.0232(kW) T2 =9550×P2 / n2 =9550×=536.31(N·m)滚筒轴： n3 = n2 =71.64（r/

12、min） P3 = P2×34 =4.0232×0.9801=3.9431(kW) T3 =9550×P3 / n3 =9550×=525.63(N·m) 将上述所计算的结果列于表4-1中以供查用： 轴名参数电动机轴减速器高速轴减速器低速轴卷筒轴转速n/(r/min)96024071.6471.64功率P/kw4.414.18954.02323.9431转矩T/N·m43.87166.71536.31525.63传动比i 34.47 1效率 0.95 0.9603 0.9801注：对电动机轴所填的数据为输出功率和输出转矩，对其他各轴所

13、填的数据为输入功率和输入转矩。 表4-1Po=4.41KwTo=43.87N.m 五，V带的设计在V带传动设计时，已知条件为：V带传动用途和工作条件，载荷性质，传递的功率P，带轮的转速（n1、n2）及对传动外廓尺寸的要求等。设计计算的主要内容为：确定V带的型号、基准长度和根数，确定带传动的中心距，带轮基准直径及结构尺寸，计算带的预紧力F0及对轴的压力等。1.设计步骤和设计参数的选择a.确定计算功率Pc. 计算功率Pc 是根据传递的功率P，并且考虑到载荷性质和每天工作时间等因素的影响而确定的。即 Pc =KAP。根据参考资料1表10-7，可取KA =1.2，并且可知P=5.5kW.所以， Pc

14、=KAP=1.2×5.5=6.6kWb.选择V带型号 根据计算功率Pc =6.6kW和小带轮的转速n1=nm =960(r/min)，由参考资料1图10-8，选定普通B型V带。c.确定大、小带轮基准直径，并验算带速（1）初选小带轮基准直径dd1 小带轮基准直径越小，V带的弯曲应力越大，会降低带的使用寿命；反之，若小带轮基准直径过大，则带传动的整体外廓尺寸增大，使结构不紧凑，故设计时小带轮基准直径dd1 应根据所给的推荐值，并参考参考资料1表10-8中的基准直径系列来选取，并使dd1dmin,故可取 dd1 =125mm.（2）验算带速v. 根据参考资料1式（10-14），可得 v=

15、dd1 n1/60×1000=6.28(m/s) 可知所得带速在525m/s的范围内，带速合适。带速过大时，则离心力大，降低带的使用寿命；若带速过小，传递功率不变时，则所需的V带的根数增多。（3）计算并确定大带轮基准直径dd2 dd2 = dd1×i带=125×3=375（mm）由参考资料1查表10-8，取dd2 =375mm.d.确定中心距和带长，并验算小带轮包角1 由于中心距未给定，可以先根据需要初定中心距a0.中心距过大，则传动结构尺寸大，且V带易颤动；中心距过小，小带轮包角1 减小，降低传动能力，且带的绕转次数增多，降低带的使用寿命。因此中心距按式 0.7

16、(dd1+ dd2) a0.2(dd1+ dd2) 进行初选。 即 350mma01000mm初选中心距a0 =650mm.由式 L0 =2×a0+×(dd1+ dd2)+( dd2- dd1)2/(4 a0)=2×650+×(125+375)+(375-125)2/(4×850)2109mm由参考资料表10-2，取Ld=2240mm.由参考资料式10-17,得，实际中心距a为 aa0 +(Ld- L0)/2=650+716(mm)为了便于带的安装与张紧，中心距a应留有调整的余量，中心距的变动范围为 amin =a-0.015Ld amax =

17、a+0.03Ld经计算，中心距的变动范围是693.64mm783.2mm.验证小带轮上的包角a1 ，由式（10-18）得 a1 =1800-（dd2- dd1）/a×57.30 =1800-×57.30=1800-20.00=160.001200(符合小带轮包角a1 的要求)e.确定V带根数Z 根据参考资料1，查表10-4，由线性插值法可得P0=1.64+×(960-950)=1.65kW查表10-5，由线性插值法可得P0 =0.25+×（960-800）=0.294kW查表10-6，由线性插值法可得Ka=0.95查表10-2，可得KL=1.00,由式（

18、10-19）得，V带根数Z为 Z=且 P0=( P0 +P0) Ka KL =(1.65+0.294) ×0.95×1.00=1.8468所以可得 Z=3.57根取整数，取Z=4根。在36范围内，满足条件。f.计算单根V带的预紧力F0 在V带传动中，若预紧力F0过小，则产生的摩擦力小，易出现打滑；反之，预紧力F0 过大，则降低带的使用寿命，增大对轴的压力。单根V带的预紧力计算公式为 F0= (-1)+qv2查表10-1的q=0.17kg/m,由上式计算可得 F0=×（-1）+0.17×6.282=221.04Ng.计算V带对轴的压力Q由参考资料1式（10

19、-21）得V带对轴的压力Q为 Q=2ZF0sin=2×4×221.04×sin=1741.46NV带传动的相关数据如表5-1所示：计算功率Pc (kW)传动比i带型顶宽b(mm)节宽bp(mm)高度h(mm)楔角带长Ld （mm）6.63B1714114002240小带轮基准直径（mm）大带轮基准直径（mm）中心距a(mm)根数Z小带轮包角1带速V（m/s）预紧力F0(N)对轴的压力Q（N）1253757164160.0o6.28221.04 1741.46Pc=6.6Kwn1=960r/mindd1 =125mm.V=6.28m/sdd2 = 375mm中心距a

20、0 =650mm.Ld=2240mm.实际中心距a=716mmZ=4 六、齿轮传动的设计1.选择齿轮材料、热处理方法 本次设计的是单级圆柱齿轮减速器的齿轮传动，该减速器由电动机驱动，工作载荷较平稳，单向转动。根据以上工作条件，减速器一般采用闭式软齿面传动。根据参考资料1表12-1得 齿轮 材料 热处理HBS 小齿轮 45钢 调质处理 250大齿轮 45钢 正火处理 200两个齿轮的齿面硬度差为50HBS，符合软齿面传动的设计要求。 1. 确定材料许用接触应力根据上述数据可知，HBS1=250，HBS2=200.查表12-6，两实验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别是Hlim1 =480+0.93&

21、#215;(HBS1-135)=480+0.93×(250-135)=586.95MPaHlim2 =480+0.93×(HBS2-135)=480+0.93×(200-135)=540.45MPa查表12-7，接触疲劳强度的最小安全系数SHlim=1.00,则两齿轮材料的许用接触应力分别为H1= Hlim1/SHlim= = 586.95MPa H2= Hlim2/SHlim= =540.45MPa 2. 根据设计准则，按齿面接触疲劳强度进行计设计由参考资料1上式（12-6） d1其中，小齿轮的转矩T1=9.55×106×=166.71

22、15;105 N·mm；查表12-3，取载荷系数K=1.1；查表12-4，取弹性系数ZE=189.8;取齿宽系数d=1; H以较小值H2=540.45MPa代入；根据求得的圆柱齿轮的传动比i齿轮 =3.35，满足推荐值35之间，所以 d1 =97.03mm3. 几何尺寸计算齿数：由于采用闭式软齿面传动，小齿轮齿数推荐值为z1 =2040,故可取z1 =25,则大齿轮齿数z2 = z1×i齿轮 =25×3.35=93.05取z2 =94；故实际传动比为i=z2/z1=3.8,在最小传动比误差（不超过5%）范围内，故所取齿数合理。模数：m= d1 / z1 =97.0

23、3/25=3.88.由资料表5-1，将m转换为标准模数,取m=4mm.中心距：a= ( z1+ z2)=×(25+94)=238mm齿宽：b2 =d d1 =1×97.03=97.03mm,取整后为b2 =98mm b1= b2+ (510)mm,取b1=108mm4. 校核齿根弯曲疲劳强度由校核公式 F=2KT1 /bd1m×YF×YS 查参考资料1表12-5，两齿轮的齿形系数YF和应力校正系数YS分别为（由线性插值法求出）z1 =25时， YF1 =2.65 YS1=1.58z2 =94时， YF2 =2.18- ×(108-100)=2.

24、1736 YS2 =1.79+×(108-100)=1.7964查参考资料1表12-6，两齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为Flim1 =190+0.2(HBS1 -135)=190+0.2×(250-135)=213MPaFlim12 =190+0.2(HBS2 -135)=190+0.2×(200-135)=203MPa查参考资料1表12-7，弯曲疲劳强度的最小安全因数系数为SFlim =1.0两齿轮材料的许用弯曲疲劳应力分别为 F1= Flim1/SFlim=213/1.0=213MPa F2= Flim2 / SFlim =203/1.0=203MPa将上述

25、参数分别代入校核公式，可得两齿轮的齿根弯曲疲劳应力分别为F1=2KT1 /bd1m×YF1×YS1 =×105×2.65×1.58=93.95MPa<F1=213MPaF2= 2KT1 /bd1m×YF2×YS2 = ×105×2.1736×1.7964=87.62MPa<F2=203MPa所以，两齿轮齿根弯曲疲劳强度均满足要求。5. 齿轮其他尺寸计算分度圆直径： d1=m z1 =4×25mm=100mm d2=m z2 =4×94mm=376mm齿顶圆直径：

26、da1 =d1+2ha=100+2×3=106mm da2 = d2+2ha=376+2×3=382mm齿根圆直径： df1 = d1 -2 hf =72-2×3.75=92.5mm df2 = d2 -2 hf =324-2×3.75=368.5mm中心距： a=238mm齿宽： b1=108mm b2 =98mm6. 选择齿轮精度等级齿轮圆周速度：v1=1.356m/s查表12-2，选齿轮精度，第公差组为9级，由此可知齿轮的精度为9级。将计算所得的齿轮参数列于表5-2中以备查用：齿轮压力角模数中心距(mm)齿数比齿数分度圆直径(mm)齿根圆直径(mm

27、)齿顶圆直径(mm)齿宽(mm)大齿轮20o 4 2383.894 376368.5 382 64小齿轮2510092.5106 708轮齿的受力分析一对外啮合标准直齿轮传动如图5-1所示，在工作中一般齿轮传动采用润滑油进行润滑，故两啮合轮齿间的摩擦力很小，可以忽略不计。轮齿间相互作用的法向力Fn沿着啮合线方向并垂直于齿面。为了便于分析，通常将Fn分解为两个相互垂直的分力，即圆周力Ft和径向力Fr. 图5-1根据公式以及前面的计算结果可得： 圆周力 Ft1=Fr2=2T1/d1=×105=2712N 径向力 Fr1=Fr2=Ft1tan=2511.1×tan20o=987.

28、09N 法向力 Fn1=Fn2=Ft1/cos=2885.11N在上式中，T1小齿轮传递的名义传递，N·mm,其大小为T1=166.71N·mm, d1小齿轮的分度圆直径，100mm; 啮合角，=20o。 d1=97.03mmZ1=25Z2=84i=3.8m=4mm 七、轴的设计与计算1.选取轴的材料和热处理方法，并确定轴材料的许用应力。 根据已知条件可知，该轴做普通用途，中小功率，选用45钢正火处理。查参考资料1表16-1和表16-5，可得b =600MPa,b-1=55MPa.2.估算轴的最小直径。 根据公式 dA计算轴的最小直径。根据参考资料1表16-2，取A=110

29、，主动轴：根据上述公式可得d1A=28.53mm 考虑到轴段表面上有一个键槽，应增大5%，即28.53×1.05=30.06mm,查参考资料1表16-3，d1取标准直径31.5mm.从动轴：根据上述公式可得d2A=110×=42.1mm 考虑到轴上还有一个键槽，应增大5%,即42.1×1.05=44.205mm,查表16-3，d2取标准直径45mm.3主动轴的结构设计及强度校核a.确定轴上零件的布置方案和固定方式b.确定轴的各段直径主动轴的零件草图如图7-1所示： 1滚动轴承 2轴 3齿轮 5滚动轴承 6轴承端盖 7轴端挡圈 8箱体 9带轮 10键 图7-1段：V

30、带与外伸轴通过一个键联接，直径取d1=31.5mm。 段：按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，带轮左侧采用轴肩定位，轴肩的高度h=(0.070.1)d1,取通过轴承盖轴段的直径为d2=d1+2h=31.5+2×0.08×31.5=37.14(mm).并且由于此处安装毡圈，故取标准直径d2=40 (mm).段：该段装有滚动轴承，根据初选用的深沟球轴承，型号为6209，查参考资料2表15-4可知d=45mm,因为与滚动轴承相配合的轴段的直径必须符合滚动轴承的内径标准，故取d3=45mm.段：该段为滚动轴承的轴肩定位，根据参考资料2表15-4可知，所选轴承的安装尺寸为52mm,故d4

31、=52mm.段：该段装有齿轮，并且齿轮与键联接，故轴径还要增加5%，即有d5=52×1.05=54.06mm,参考标准直径，取d5=54mm.段:该段与段一样，都是滚动轴承的定位轴肩，故与段的直径相等，即d6=d4=52mm.段：该段装有滚动轴承，与段的直径相等，即取d7=d3=45mm.c.确定轴的各段长度段：该段带轮通过键与外伸轴联接，已知V带轮的轮毂宽度为B=82mm,则该处轴段的长度应比V带轮的轮毂宽度小13mm,即可取L1=80mm.段：根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为，则取该段的长度段：与滚动轴承相配合的轴段

32、，其长度一般等于轴承宽度，由参考资料2表15-4查得B=19mm,即可取L3=19mm.段：定位轴肩，取长度L4=24mm段：已知小齿轮的轮毂宽度为108mm,且轴的长度应比齿轮轮毂宽度小13mm,即可取L5=106mm.段：定位轴肩，取长度L6=22mm段：该段装有滚动轴承，与段长度相等，即L7=L3=19mm.4.从动轴的设计计算及强度校核 1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6轴承端盖 7键 8箱体 9轴端挡圈 10半联轴器a.确定轴上零件的布置方案和固定方式从动轴的零件草图如图7-2所示，在减速器结构中，将齿轮布置在轴的中部，对称于两端的轴承，齿轮右侧用轴肩定位，联接以平键作过渡配合

33、固定，两轴承分别以轴肩和套筒轴向定位，与轴之间采用过渡配合固定。为了便于轴承上零件的安装与拆卸，常将轴做成阶梯形。b.确定轴的各段直径段：该段联轴器与轴通过键联接，则轴径应增加5%,根据计算可得d1=48.15mm,又根据选择的联轴器为HL4型，Y型轴孔，查参考资料2表16-4可得，半联轴器的轴孔直径为d1=50mm,因为与联轴器相配合的轴段，轴段直径应与联轴器的轴孔直径一致，即取d1=50mm.段：联轴器的轴肩定位，于是有d2=d1+2h=50+2×0.08×50=54mm,由于该段处安装毡圈，故取标准直径d2=54mm.段：该段装有滚动轴承，根据选用的6212型深沟球轴

34、承，查参考资料2表15-4可得其基本尺寸d=60mm,D=110mm,B=22mm,根据轴段直径与轴承内径相等的原则，则取d3=60mm.段：该段装有齿轮，齿轮与键联接，故轴径要增加5%，则该段轴的直径为d4=60×1.05=63.5mm,查标准直径数据，取d4=64mm.段: 齿轮的轴环定位，故d5=64+2×64×0.0873.5mm.段：根据轴承安装直径，查参考资料2表15-4取d6=62mm.段：该段装有滚动轴承，与段直径相等，即取d7=d3=60mm.c.确定轴的各段长度段：已知所选联轴器的轴孔长度为B1=84mm,L1的长度应比B1短13mm,故取L1

35、=83mm.：根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为32，故取该段长为L2=51mm段：已知所选轴承宽度为B2=22mm,于是有L3=22mm+(1015mm)+(510mm)+(13mm)=50mm.段：已知齿轮的轮毂宽度B3为98mm,L4应比B3短13mm,故取L4=97mm.段：轴环定位，轴环宽度为b1.4h,取b=1.5×0.08×678mm,故取L5=8mm.段：L6=(1015)+(510)-8=12mm.段：该段为轴承的安装处，已知所选轴承宽度为B2=22mm,故取L7=22mm.d.从动齿轮的受力计算。 分度

36、圆直径d=mz=4×94mm=376mm转矩 T=9.55×106 ×=9.55×106 ×=536690（N·mm）圆周力Ft=2T/d= =3313N径向力Fr=Fttan=3762×tan200=1369N轴向力Fa=0由上述的各轴长度尺寸得，两支座间距离L=150mm水平面的支反力：水平面的弯矩：垂直面的支反力：垂直面的弯矩：（5）、合成弯矩的计算 把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来，其大小为因为轴是单向转动，所以取0.6截面当量弯矩（6）、校核轴的强度，考虑到键槽，所以dD=39.88105%=41.87d1

37、=50mm由此可知截面在安全范围之内，符合要求。 A=110d1=30mmd2=45mmd1=31.5mmd2=40mmd3=45mm.d4=52mm.d5=54mm.d6=52mmd7=45mmL1=80mm.L2=52mmL3=19mm.L4=24mmL5=106mmL6=22mmL7=19mmd1=45mmd2=54mm.d3=60mm.d4=64mm.d5=73.5mm.d6=62mm.d7=60mm.L1=83mm.L2=51mmL3=50mm.L4=97mm.L5=8mmL6=12mm.L7=22mm.L=150mm 八、联轴器的选择与计算根据输送机的工作条件可知，联轴器连接的两轴

38、成对中性，扭矩不是很大，轴的工作转速不大，而且工作载荷较平稳，故可选用弹性柱销联轴器。弹性柱销联轴器应用广泛，装拆方便。计算理论转矩T T=9550×P2/n2=9550×=536.69(N·m)计算许用转矩Tc 计算公式为Tc=KT 查参考资料1表17-1,，可取工作情况系数K=1.5，于是有Tc=1.5×536.69=805.035(N·m)查参考资料2表16-4，HL4型联轴器的基本参数如表8-1所示：轴孔型号公称转矩/(N·m)许用转速/(r/mm) Y型 1250 4000轴孔直径/(mm) 轴孔长度/(mm)毂孔长度/(m

39、m) 50 112 84计算所得的转矩和转速均没有超过联轴器的公称转矩和许用转速，故该联轴器是合理的。T=536.69N.mK=1.5 九、键的设计1.主动轴上键的设计计算.外伸轴处选择键的类型主动轴外身伸端键联接的是V带轮，在轴的中部安装，属于静联接，可选用A型（圆头）普通平键。计算键的尺寸根据上述计算可得外伸轴的直径为28mm,轮毂宽度为82mm,查参考资料1表13-10，取b=8mm,h=7mm,根据键长L比轮毂宽度小510mm的原则，并参考键的长度取L=70mm,标记为：键8×70 GB/T 1095-2003强度计算由参考资料1表13-11查得p=7080MPa，键的工作长

40、度为l=L-b=62mm,主动轴传递的扭矩为T=125.03N·m,则 p=×103MPa=41.2MPap由此可知，此平键联接满足强度要求。. 小齿轮处选择键的类型 该键与齿轮联接，齿轮传动要求齿轮与轴对中性好，以避免啮合不良，并且键安装在轴的中部，故可选择A型（圆头）普通平键。计算键的尺寸 根据轴径计算得此处的轴径为50mm，齿轮的轮毂为108mm.查参考资料1表13-10得b=16mm,h=10mm,L=80mm.标记为：键16×80 GB/T 1095-2003强度计算根据参考资料1表13-11，查得p=125150MPa,键的工作长度为l=L-b=63m

41、m-16mm=47mm，主动轴传递的扭矩为T=125.03N·m,于是 p=×103MPa=21.3MPap故该键联接满足强度要求。2.从动轴上键的设计计算.外伸轴处 选择键的类型该键与联轴器联接，且安装在键的中部，故可以选择A型（圆头）普通平键。 计算键的尺寸根据轴径计算的此处的轴径为50mm，查参考资料表13-10得b=14mm,h=9mm,根据选择的联轴器的轴孔长度并且参考键的长度，取L=70mm.标记为 键14×70GB/T 1095-2003. 计算键的强度 查参考资料1表13-11，因为该键与联轴器联接，故取p=125150MPa，键的工作长度为l=L

42、-b=80mm-14mm=66mm，从动轴传递的扭矩为T=536.69N·m.于是 p=×103MPa=80.3MPap故该键满足强度条件。.大齿轮处 选择键的类型 该键与从动齿轮联接，且键安装在轴的中间，故可以选择圆头（A型）普通平键。 计算键的尺寸根据上述计算的结果可知，该段轴径为98mm,查参考资料1表13-10得b=20mm,h=12mm,并且根据计算所得的轮毂宽度和键的长度，取键长L=80mm,标记为 键20×80 GB/T 1095-2003. 计算键的强度查参考资料1表13-11，取p=125150MPa，键长为l=L-b=56mm-20mm=36m

43、m, T=536.69N·m.于是有 p=×103MPa=74.2MPap 故该键满足强度要求。 十 滚动轴承的选择与寿命校核1.主动轴的轴承设计计算由于主动轴的轴承主要承受径向载荷，无轴向载荷，并且考虑到上述轴径及长度的计算，初步选择深沟球轴承。根据已知工作条件，轴承的预期寿命为16×365×8=46720小时计算当量动载荷 根据轴承的受力分析可知，径向载荷FR=987.09N和轴向载荷FA=0,查参考资料1表14-5，取径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0。于是，有当量动载荷P=XFR+YFA=987.09N。根据上述计算所得的轴径和长度，查参考资

44、料2表15-4，选取型号为6209（2个）的深沟球轴承。其Cr=22800N,C0r=15800N.校核轴承寿命 根据公式 计算轴承的寿命.在上式中，查参考资料1表14-7、表14-8得ft=1,fp=1.1, =3,n=240r/min,于是得L10h= =229773h46720h.故轴承寿命满足要求，故选用6209型深沟球轴承。2.从动轴的轴承设计计算由于从动轴轴承主要受径向载荷，受部分轴向载荷，可以忽略不计。根据上述计算所得的轴承直径和长度，可以初步选深沟球轴承。根据已知条件，计算轴承的预计寿命 16×365×8=46720小时计算当量动载荷 根据轴承的受力分析可知，轴承所受的径向力为FR=987.09N和轴向力为FA=0，查参考资料1 表14-5，取径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0,故当量动载荷为P=XFR+YFA=987.09N。并且根据上述计算所得的轴径和轴长，可以选择6212型深沟球轴承。查参考资料2表15-4，可得Cr=36800N,C0r=27800N.校核轴承寿命根据公式 计算轴承的寿命在上式中，查参考资料1表14-7、表14-8得ft=1,fp=1.1, =3,n=71.64r/mi