自动送料装置传动系统设计

1、目录1 绪论 52 拟定传动方案 63 电机的选用 73.1 类型的选择 83.2 功率的确定 83.3 转速的确定 94 分配传动比 1.2.4.1 传动装置的总传动比 1.2.4.2 分配各级传动比 1.2.5 确定运动和动力参数 1.3.5.1 确定各轴的转速 1.3.5.2 确定各轴的功率 1.3.5.3 确定各轴的转矩 1.3.6 传动零部件设计 1.4.6.1 V 带传动设计 1.4.6.2 一级减速器的设计 2.0.6.2.1 圆柱齿轮的设计 2.0.6.2.2 传动轴的设计 2.5.6.2.3 滚动轴承的选择 3.6.6.2.4 密封装置的选择 3.7.6.2.5 端盖的选择

2、3.7.6.2.6 键的选择 3.8.6.2.7 箱体的设计 4.1.6.3 联轴器的设计 4.4.7 输送装置的设计 4.5.7.1 运输带的设计 4.5.7.2 滚筒的设计 4.9.7.2.1 传动滚筒的选择 4.9.7.2.2 改向滚筒的选择 5.0.7.3 托辊的设计 5.0.7.4 机架的设计 5.1.8 结论 5.2.致谢 5.3.参考文献 5.4.附：零件图与装配图1 绪论近年来，我国的工业水平发展得越来越快，机器的自动化更是普遍。目前， 使用自动化的带式输送机的工厂多得数不胜数， 正因为它的输送能力大、 能耗低、 结构简单、维护方便这些特点深受广大企业的青睐。本文是经过不断查阅

3、资料后 确定的题，然后结合自己在学校所学到的专业知识并通过在图书馆找到的相关手 册资料进行的设计，目的是使自己设计的自动送料机具有实用价值。2 拟定传动方案本设计设计的是“自动送料机” ，也称为“自动带式运输机” ，其由原动机、 传动装置与工作机三部分组成。由于运动简图能明确地表示这三部分之间的运动 和动力传递关系， 且为传动装置、 输送装置中各零、 部件的设计提供了重要依据， 故“自动送料机”的传动方案由运动简图图 1 表示：|图1传动简图1、滚筒轴承2、圆柱齿轮3、V带传动4、电动机5、带轮6、一级减速器7、联轴器8、传动滚筒9、运输带30cm 长、15cm3电机的选用经查阅相关资料，本设

4、计的“自动送料机”所送的物料为宽、10cm高的铝制棒料。故有关原始数据与工作条件如下：1、原始数据:输送带工作拉力 F：7KN ；输送带速度 V：1M/S ；卷筒直径 D：500mm ；2、工作条件：（1 ）工作情况：两班制工作（每班按 8h 计算），连续单向运转，载荷变化 不大，空载起动；输送带速度允许误差土5%；滚筒（效9率。（2 ）工作环境：室内，环境温度 26 ?C左右。（ 3 ）使用期限：折旧期 8 年， 4 年一次大修。（ 4 ）制造条件与批量：普通中、小制造厂，小批量。3、根据以上工作条件所选传动零件与其机械传动的效率值如下：8级精度的一般圆柱齿轮（油润滑）n齿=0.97 , V

5、带传动n带=0.96，滚动轴承（球轴承）n承=0.99 （一对），弹性联轴器n联=0.99 ,（以上数据在机械 设计课程设计的 P10 表 23 查得）。3.1 类型的选择根据已知的工作条件，所选的电机的类型为 Y系列（2923 ）笼型三相异步电 动机。3.2 功率的确定电动机功率的确定主要根据工作机的功率来确定：Pd= Pw/ n总（1）Pw=FV/1000 nw（2）则 Pd=FV/1000 n总其中n总=n带 n承n齿 n联筒n （m为轴承对数）本设计中， m=3 ， 且：Pd 电动机工作功率(KW) , Pw 工作机的功率(KW);F工作机的阻力(N ),V 工作机的线速度(m/s )

6、;n总一电动机到工作机的传动装置总效率；nw 工作机的效率(即滚筒的效率)；因此，可以求得：(1) n 总=n 带 n 承齿 n 筒=0.96 0099 0.97 0.99 0.96=0.86(2) Pw=FV/1000 w= ( 7000 1)( 1000 0.96=7)29 (KW)(3) Pd二Pw/ n总=7.29/0.86=8.48( KW)所以，计算得电动机的工作功率Pd为8.48KW o3.3转速的确定 因为电机转速范围的确定可由工作机的转速要求和传动机构的合理传动比 范围来确定，即 ：nd二(i1 *2 in) hw( 3)式中： n d 为电机的可选转速范围；il in为各级

7、传动比的合理范围；n w 为工作机的转速；又因为工作机(即卷筒轴(的工作转速为：nw二(60 1000v ) /且CDv=1m/s,D=500mm所以可求得 nw二(60 1000 / 1 0.14 50=47.77(r/min )又根据机械设计基础课程设计 教材 P5 的表 21 推荐的合理传动比范围，初选V带传动比i1=2 4,齿轮传动比i2=3 5 o所以 i 总=i i = (2 4) - 3 5) =6 20。因为i总二n d/n w,所以电动机转速的可选范围为：n d=i总 w= ( 6 20 ) - 47.77=286.62 954(m/s)。由于本设计中，工作机是长期运转、载荷

8、不变的，所以选择电动机功率的原则是其额定功率 Ped应稍大于其工作功率 Pd，且符合这一范围电动机的同步转速范围为:750r/min 。所以，经查机械零件设计手册P824表19 8，选择电动机的型号为：Y180 8。所以电机主要性能和外观尺寸见表1和表2 :表1 电动机(型号Y180M-8)的主要性能额定功同步转速满载转速电动机总启动转矩/最大转矩/额定率n/nm/量/N额定转矩转矩Ped /kW（r/min ）（r/min ）1175072721501.82.0表2 电动机(型号Y180M-8)的主要外形尺寸和安装尺寸中心高H(mm )外形尺寸L - AC/2+AD ）- H（mm ）地脚安

9、装尺寸 A- (mm )地脚螺栓孔直径K( mm )轴伸出端直径D/(mm )/轴伸出端长度(mm )180595 535 44279 2411555/11054 分配传动比4.1 传动装置的总传动比由电动机的满载转速nw和工作机的转速nw,可计算出传动装置的总传动比为：i 总 =n m /n w4)i 总=i i -2 in5)因为由以上内容可知： nm=727r/min, n w=47.77r/min所以：i 总二n m/n w=727/47.77=15.22即传动装置总传动比 i 总为 15.224.2 分配各级传动比由式i总=i i ,取V带传动比ii=3.5,则齿轮的传动比为:i2=

10、i 总/i 1=15.22/3.5=4.35所以，分配的传动比 V 带为 3.5, 齿轮为 4.355 确定运动和动力参数5.1 确定各轴的转速由 i12=n 1/n 2,n2=n 1/i 12 可计算得：I 轴(输入轴)：ni=n m/i 1=727/3.5=207.71(r/min )n轴(输出轴)：n2=n i/i 2=207.71/4.35=47.75(r/min )滚筒轴： nw=n 2=47.75( r/min )5.2 确定各轴的功率由Pi/P 2= n(6) 可计算得：(注：式中 Pm 为电动机额定功率)I 轴：Pi/Pm二 n 带J则 Pi=P m 带=11 0.96=10.

11、56 kwXn轴：P2/P1 = n 齿，n泵，贝UP2=P 1n齿=P mn带，n齿，n泵=11 0.96 0.97 0.99=kW.14(滚筒轴：Pw/P2= n 联承,贝9 Pw=P2 联 n=10.14 0.99 0.99=9k94)(5.3 确定各轴的转矩T=9550 P/n(7)可计算得：电动机轴：To=955Om/n m=9550 11/727=144.50 n/m ()I 轴:Ti =9550-iP w=9550 10.56/207.71=485.52 n/m )(n轴：T2=9550 Tn 2=9550 10.74/47.75=2028 n/m (滚筒轴：Yw=9550 遊/

12、n w=9550 9.94/47.75=1988 n/m )现将以上算得的运动参数和动力参数列表如下：表3各轴的动力参数参数电动机轴I轴n轴滚筒轴转速n/(r/min )727207.7147.7547.75功率P/kw1110.5610.149.94转矩T/(n m)144.50485.5220281988传动比i3.54.351效率n0.960.960.986传动零部件设计6.1 V带传动设计V带传动，根据之前该设计是由电动机驱动带式输送机系统中的高速级普通 的已知条件与设计出的结果有以下已知条件：所需传递的额定功率Ped =11kw ，带的传动比 i1=3.5 。电机满载转速nw=727

13、r/min, 两班制工作(每班 8h 计算)，载荷变化不大。设计如下：( 1)确定计算功率 PcPc 可按公式( 8 )求得：Pc=Ka P(8)式中：P需要传递的名义功率(即额定功率)(KW);Ka 工作情况系数。Ka 经查机械零件设计手册 P603 表 14 8 后取： Ka=1.1因为 p=p ed =11kw所以 Pc=1.1 11=12.1 kw( 2)选择带的型号因为小带轮转速即为电机满载转速，即n小带=727r/min.又根据计算功率：Pc=12.1kw ， 由机械手册 P62 图 14-2 选带型则所选 V 带型号为： B 型。( 3)确定带轮基准直径1) 自定小带轮基准直径

14、dd1 并符合机械设计基础 P226 表 164 的基准 直径系列要求，取 dd1=125mm.2) 验算带速 v: v= (ndd1 n1) / ( 60 1000= )(ndd1 n 带)/ ( 60 1000=)(3.14 125 /7(760 1000=4.76 (m/s )因为带速太小说明所选 dd1 太小，这将使所需圆周力过大，从而使所需带根 数过多，一般不应小于 5m/s ，若速度过大，则会因离心力过大而降低带和带轮 间的正应力，从而降低摩擦力和传动的工作能力，同时离心力过大又降低了带的 疲劳强度，所以通常 5m/s < v < 25m/s 。所以，由于取 dd1 =

15、125mm, 则 v<5m/s, 故重选。经同样方法验算后，取d d1=180mm ， v=6.85m/s 。3）计算大带轮基准直径。由公式i=d 2/d 1（ 9）可得:dd2=i 带 d =3.5 180=630 m（）同上参考表 16 4，取 dd2=630mm 。（4 ）确定中心距 a 和胶带长度 Ld1 ）初步确定中心距 a0:因为中心距小虽能使传动紧凑，但带长太小，单位时间内胶带绕过带轮次数增多，即带的应力循环次数增加，将降低带的寿命。中心距又减小包角a 1，降低摩擦力和传动能力。 中心距过大除有相反的利弊外， 高速时还易引起带的颤动， 故一般按式（ 10 ）初步定中心距 a

16、0 ：0.7 （dd1+dd2 ） <ao< 2 dd1+dd2 ）（10）则 0.7 （180+630 ） <ao < 2 180+630 ）即567mm <a0 < 1620mm初取 a0=800mm.2）初选a0后，根据式（11 ）初选带的长度Ld0:Ldo =2a0+ n (ddi+dd2) /2+(d d2-d di) 2/ (4ao)( 11 )则 Ldo =2 800+3.14 180+630 ) /2+ (630-180 ) 2/ ( 4 800 ) =1600+1271.7+63.281=2934.98( mm )由简明机械零件设计实用手册

17、 P294 表11-2 查得，选取和 Ld0 相近的标 准带基准长度： Ld =2800mm 。( 5 )计算出实际中心距由a=a 0+ (Ld-Ld0)/2(12) 可得 a=800+ ( 2934.98-2800 )/2=867.49( mm )因为考虑到安装调整和带松弛后张紧的需要，应给中心距留出一定的调整余量，中心距的变动范围为： -0.015L d+0.03L d贝9a-0.015L d < a < a+0.03dL即 867.49- 0.015 2800 < a < 867.49=0.03 2800所以 a=825.49 951.49 。(6 )验算小带轮包

18、角 a1可按式( 13)计算：a1=180?-57.3? d®2-dd1 ) /a > 120?(13 )若小于此值，应增大中心距。因为：a 1=180?-57.3?630-180 ) /867.49所以：a 1=150.28?> 120?所以初选的中心距是符合要求的。（ 7 ）确定带根数 z带传动设计准则是： 单根 V 带传递的计算功率小于或等于单根 V 带的许可额 定功率。z >Pc/P'0=Pc/ （ P1+ AR） KaKL（14） 式中：Pc计算功率（kw ）;P1 当包角等于 180? 时、确定带长、工作平稳的单根普通 V 带的额定功率（ kw

19、），可根据 V 带的型号查表；APi 当包角不等于180?时，单根普通V带额定功率的增量（kw ），可根据 V 带的型号查表；Ka包角系数，可查表；Kl长度系数，可查表。因为已知 Pc=12.1kw ，且由查机械零件设计手册表并通过“插值法” 求得：Pi=2.6kw,APi=0.23kw且同样查机械手册 P604 表 14 9 和表 14 11 分别得到 ;Ka=0.92,KL=i.05所以按公式可得：z > 12.1/ 2.6+0.23 ） 0.92 1.05=2.73则取 z=3 。即确定带根数为 3。（ 8 ）计算预拉力 F0 预拉力越大，带对轮面的正应力和摩擦力也越大，不易打滑，

20、即传递载荷的 能力越大；但太大会增大带的拉应力，从而降低其使用寿命，同时作用在轴上的 载荷也大，故单根带的预拉力按式（15 ）计算：Fo=5OO Pc/vz ） 2.5/K a-1 ） +qv 2 （15）式中：Fo 初拉力（N ）; V带速（m/s ）;Z 带根数；Pc 计算功率（kw ）;Ka包角系数；q 带每米长的质量（kg/m ）。因为已知：Pc=12.1kw ，V=6.85m/s ，z=3 ，Ka=O.92q经查机械手册P604表14 10 ,得q=0.17 kg/m所以得：Fo=5OO （ 12.1/6.852.5/0.92-1 ） +0.17 6.85得： F0=514.35（N

21、 ）（9）带传动作用在轴上的压力 FQ （为了设计安装带轮的轴和轴承） 可按式（ 16）计算：Fq q 2zFsin （a1/2 ）（16）贝y Fq q 2 3 514.35 sin （ 150.28?/2）q 3086.1 sin75.14根据以上设计结果,有关 V 带参数列表如下：表 4 V 带参数功率 Pc (kw ) :12.1预拉力 Fo (N) :514.35带型号:B轴上压力 FQ (N ) :3086.1 sin75.14?中心距 a (mm ) :867.49小带轮包角 a1:150.28?胶带长度Ld (mm ) :2800大带轮基准直径（mm ） :180带根数z:3小

22、带轮基准直径（mm ） :6306.2 级减速器的设计621圆柱齿轮的设计由以上设计结果作为已知条件，则已知：传递功率P=10.56kw。传动比i=4.35。主动轮（小齿轮）转速 ni=207.71r/min 。本设计中，齿轮传动为闭式传动，且由于传递的功率不大，转速不高，对结 构无特殊要求，故采用软齿面的闭式齿轮传动，按齿面接触疲劳强度设计，再校 核弯曲疲劳强度。（1 ）选择材料，确定许用应力。按软齿面定义，查机械零件设计手册P264表10 17,小齿轮选用45钢，调制，硬度为260HBS ;大齿轮选用45钢，正火，硬度为210HBS （为减 小胶合的可能性，并使配对的大小齿轮寿命相当，通常

23、小齿轮齿面硬度比大齿轮 的高出30 50HBS），由机械设计基础查得。所确定许用应力包括接触疲劳许用应力畀和弯曲疲劳许用应力亦:3h= SHlim /S H（ 17 ）式中：SHlim 试验齿轮的接触疲劳极限（Mpa ），与材料与硬度有关；（可查图 得）Sh 齿面接触疲劳安全系数，可查表。洞二 SFIim/SF式中：5Flim 试验齿轮的弯曲疲劳极限（ Mpa ），对于双侧工作的齿轮传动，齿根承受对称循环弯曲应力，应将查得图中数据乘以 0.7 ；Sf齿轮弯曲疲劳强度安全因数，可查表由机械设计基础 P179 图 13 35 查得：SHiim 主=595Mpa , SHiim 从=550MpaSF

24、iim 主=200Mpa ,SFiim 从=2185Mpa由机械设计基础表查得：SH=1.0 ， SF=1.3(H主=SHiim /Sh=595/1.0=595(H从=5Hlim /Sh =550/1.0=5505主=$Fiim/Sf=200/1.3=153.855从二 5Fiim /Sf=185/1.3=142.312)按齿面接触强度设计：按设计公式a a所以由公式可计算得：Mpa )Mpa )(Mpa )(Mpa )(i+1 ) ( 335/ h5) 2 KTi/ d) 1/319)计算中心距。式中：5h 齿面最大接触应力（Mpa ）a 齿轮中心距 （ mm ）k载荷因数Ti 小齿轮传递的

25、转矩（ mmN，b 齿宽 （ mm ）i 大轮与小轮的齿数比“±”分别标表内啮合和外啮合a 齿宽系数（a = b/a ）1 ）因为一对齿轮啮合，两齿轮面接触应力相等， 但两轮的许用接触应力讯 不同，故计算时带入两轮中的较小值。所以 &=550Mpa。2）计算小齿轮转矩按公式Ti =9.55 610 Pi/n 1）（ 20 ）计算。式中：Ti 小齿轮转矩（mm ）;P1 齿轮传递的功率（ kw）； n1 小齿轮转速（ r/min ）。因为： Pi=10.56kwni=207.71r/mi n所以： Ti = 9.55 61010.56/207.71 ） （ N mm ）故小齿轮

26、转矩得：Ti =4.86 510 Nmm ）3） 对一般减速器，取齿宽系数a =0.4，又由i=4.35 0因为齿宽选 8 级精度且载荷运动平稳。故由机械设计基础 P183 表 139 查得：选 K=1.1 0将以上数据代入设计公式( 19 )：ao>(4.35+1 ) (335/550 ) 2 ( 1.1 4.870:4 1 0 4.351/3)259.17则初得中心距 a0=259.17mm 。( 3 )确定基本参数，计算主要尺寸。1 )选择齿数。对闭式软齿面传动，通常 z1=40 20,故取 z 主=20 。因为 Z2=i -1z=4.35所以 z 从=4.35 20=872 )确

27、定模数。由计算公式：a=m (Z1+Z2) /2可得：m=2a 0/z 主 +z 从=(2 259.17/ (20+87 ) =4.84(mm )由机械设计基础 P160 表 13 1 查得标准模数，取 m=5mm3 )确定实际中心距。按公式( 21 )算得：a=m (z 主 +z 从)/2=5- 20+87 ) /2=267.5(mm )4 )计算齿宽由公式：Oa=b/a21)22)算得从动轮(大齿轮)的齿宽贝y b 从二 a a=0.4 267.5=10mm )(为保证接触齿宽，圆柱齿轮的小齿轮齿宽比大齿轮齿宽b2略大,bi=b 2+( 3 5) mm故取 b 主 =ii0mm 。( 4)

28、校核齿根弯曲疲劳强度。按公式张二(2KTi Yfs) / (bm 2z)(23 )来校核式中：胖一齿根最大弯曲应力。Y FS复合齿形因数，反映轮齿的形状对抗能力的影响，同时考虑齿根部 应力集中的影响。贝ye 主二(2KTiYfsi) / (b 从 m2z 主)，“从二(2KTiYfs2) / (b 从 m2z从)按 z主=20，z从=87由机械设计基础 P185表13 10查得：YFsi=4.38,YFs2=3.88.代入上式得：3 f 主二(2 1.145864.3810)( 107 5-20=87.53(Mpa )< FJ 主=153.85MpaSf从二(2 1.145863.881

29、0)( 107巧87=17.83(Mpa )< S 从=142.31Mpa所以是安全的。根据以上数据可得两齿轮的相关基本参数，列表如下：表5齿轮的基本参数参数齿轮（主）齿轮（从）中心距a/模数m （mm ）267.5/5传动比i4.35齿距P （ mm）P=m n15.7齿厚S（ mm）S=m n /27.85槽宽e（ mm）e=m n /27.85齿顶咼ha （mm）ha=h a m5齿根高hf (mm )ha=h a+c=(ha+c ) m6.25全齿高h （mm ）ha=h a+h f= (2h a +c ') m11.25分度圆直径d（mm ）d=mz100435齿顶圆直

30、径da（mm ）da=d+2h a=m (z+2h a)110445齿根圆直径df（mm ）df=d-2h f=m (z-2h a)2c )87.5422.5齿宽 bi,b2 (mm )110107注释：齿顶高系数ha =1，顶隙系数C=0.25，压力角a =20?622传动轴的设计1、高速轴的设计计算。根据以上设计结果，已知高速轴(I轴)传递功率P=10.56kw ，转速n =207.71r/mi n 。(1) 因为轴的传递功率不大，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调制处 理。(2) 按扭转强度并结合轴的设计计算公式：d >Ao (P/n ) 1/3(24 )估算轴的最小直径。据所选

31、材料由机械设计基础P268表20 3查得：取 Ao=126.又已知 P=10.56，n=207.71。代入公式(24)推得： d > 126 1(.56/207.71) 1/3 =46.42( mm ).因为最小段轴径可增大 3% 5%，所以当d增大3%后，d=47.81mm 。经圆整后取d=48mm 。(3) 轴的结构设计并附结构草图。由于设计的是单级减速器，将齿轮布置在箱体内部，轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端与大带轮相连。草图如图2 :图2 高速轴<1>确定轴上零件的位置和固定方式：齿轮从轴的右端装入，其左端用轴肩(或轴环)定位，右端用套筒定位。齿轮的周向固定采用平键

32、连接。轴承对称安 装于齿轮的两侧，轴向采用轴肩定位，外端盖安装于左轴承上，内端盖于右端轴 承，且内含密封圈。<2> 确定各轴段的直径 d (从右端开始设计) 。1) d1=d+2h 1：d1 段与密封圈内径相配合，且 h1 为定位轴肩高度， h1= (0.07 0.1 ) d.因为 h1= (0.07 0.1 ) d= (0.07 0.1 )48=3.36 4.8 (mm )贝卩 di=48+2 (3.36 4.8 ) =54.72 57.6 (mm )由于与密封圈配合，经查机械设计基础课程设计 P96 表 12 1 后，选择密封圈为毡圈，贝取 d1=55mm2) d2=d 1 +

33、 ( 1 3)： d 2段与轴承内孔相配合，无定位、装配要求等。贝 d2=55+(13)=56 58(mm ).由于与轴承内孔相配合，且因结构无特殊要求，同上查课程设计 P85 表11 1 后，选择深沟球轴承，贝取 d2=60mm ，即选择的轴承代号为 6212 。3) d3=d 2+ (1 3): d3段仅为装配方便。贝 d3=60+ (13)=61 63(mm ).取 d 3=63mm.4) d4=d 3+2h 2： 该段为齿轮定位段， h2 为齿轮定位轴肩高度，h2= ( 0.07 0.1 ) d3.因为 h2= (0.070.1)d3= (0.070.1)62=4.34 6.2(mm

34、).所以 d4=62+2(4.346.2)=70.68 74.4(mm )取 d 4=72mm.5) d5 为轴承内圈的安装高度 所以同上查 课程设计 P85 表 11 1 后，轴承 6212 的安装高度为 69mm. 所以 d 5 =69mm.6) d7=d 2,则 d 7=60mm.(4) 确定各轴段的长度L。(从左端幵始设计)。<1> Ld7=B 轴承： Ld7 段由课程设计 P85 表 111 查取后，轴承 6212 的 B=22mm 。则 B=22mm.<2> 因为轴环宽度 b= (11.5) h，h 为轴肩，一般取 1.4h。又因为 d 7=60mm ，d5

35、=69mm 所以 h57=(d5-d 7) /2=4.5mm 。所以 Ld5 =1.4h 57 =6.3 (mm )<3> 因 h43=h 2=2.94 4.2mm ，所以 Ld4 =1.4h 2 =4.116 5.85mm 。 所以取 Ld4 =5.5mm 。<4> 因为 Ld3 段与传动零件齿轮相配合， 为保证其定位可靠， 该段应比与之 相配合的轮毂宽度 bi 小( =1 ) mm ,即 Ld3=b 1- (1 3) (mm ) ,bi=110mm.则 Ld3=110- ( 13)=109 107(mm )，取 Ld3=108mm 。 注：设计到此先设计低速轴部分再

36、返回来继续，因为以下的设计会用到低速轴的 相关数据。<5> L d2 = 2+ 3+B+2 (经查课程设计 P44 图 6 2 减速器装配草图后 定)2箱体内壁距小齿轮端面的距离( mm )。3轴承内端面主箱体内壁的距离，与轴承的润滑方式有关(mm )。B低速轴上轴承 6220的宽度(mm )。2齿轮宽度比 Ld3 段长的部分。经低速轴设计后已知， 2=9mm,B=34mm,A3=10mm则 Ld2 =9+10+34+2=55(mm ).<6> Ld1=e+m+L 1同低速轴， Ld1 段经查课程设计 P44 图62 装配草图后确定。式中e、m、Li的含义同低速轴的一样

37、，Li 一般取15 20 ( mm )。高速轴的轴承端盖同样选择凸缘式。取 e=i.2d 3， d3 为端盖连接螺钉直径。同低速轴 d3=8.652 i0.8i5 ( mm )又由轴承6212的外径经查课程设计P101表12 11后，取d3=10mm <则 e=1.2 10=mm.因为一般取 m= (0.100.15)D.D 为低速轴轴承座孔直径。经查课程设 计 P85 表 11 1 后，得 D=180mm。贝y m= (0.1 0.15 ) 80=18 27 ( mm ).又需要满足 m>e ，则取 m=15mm 。同低速轴，取 L1=15mm 。则 Ld1 =e+m+L 1=1

38、2+27+15=54( mm )。<7> L d=L- (13)(mm ) .该式中，L为带轮孔长度，即带轮宽。经查机械零件设计手册 P620 表 1416 知：L= ( z-1 ) e+2f.式中z轮槽数(即带根数)；e 槽间距;F第一槽对称面至端面的最小距离。已知 z=3 ，经查表 1416 的： e=19mm,f=11.5, 代入上式： L=61mm.则 Ld= (3 1 )19+2 -11.5 3) =58 60 (mm )，取 Ld=59mm 。2 、低速轴的设计计算。根据以上设计结果，已知低速轴(n轴)传递功率Pn=10.14kw，转速n n=47.75r/m in 。

39、( 1 )同高速轴一样，对材料无特殊要求，也选 45 钢并经调质处理。( 2)按钮转强度并结合轴的设计计算公式(24)估算轴的最小直径。同前，据所选材料由机械设计基础 P268 表 203 查得：取 A0=126, 又已知 P=10.14kw ， n=47.75r/min。代入公式推得：d > 126).14/47.75 ) 1/3 ( mm ).d 增大 3% 后得:d > 77.38mm. 因为该段与联轴器相配，故先确定联轴器的类型与型号。根据联轴器的工作特点，所选类型为弹性柱销联轴器，其型号的选择需根据 轴的直径。计算钻具和转速确定。计算转矩由下式确定 :Tc二KaT(25

40、)式中T名义转矩，即稳定状态下联轴器传递转矩(。 N m)KA 工作情况系数，可查表。又因为Tc< T,为联轴器的许用转矩，且 T名=T轴=2028N m。故经查机械设计基础 P304 表221 后，得 KA=1.5贝y Tc=1.5 2028=3042N m,为满是T。经查课程设计 P107 表134 后， T=T P=6300N所以选择的联轴器型号为 LX6 , Y型轴孔。故确定，最小直径 d=80mm 。(3)设计轴的结构并附结构草图，低速轴的大致结构同高速轴类似，但该 轴的外伸端同联轴器相连。草图如图3 :图3低速轴<1>确定轴上零件的位置和固定方式：同高速轴类似。&

41、lt;2>确定各轴段的直径d :(从右端幵始设计)。1) di=d+2h i：di段与密封圈内径相配合，hi为定位轴肩高度，hi = (0.07 0.i)d.因为 hi= (0.07 0.i ) d，所以 hi= ( 0.07 0.i )80=5.6 8 mm )所以 di=80+2 5.6 8) =9i.2 96 ( mm )同高速轴，经查课程设计P96表i2 i后，选择密封圈为毡圈，则取 di=95mm。2) d2=d i+ (i 3) :d2段与轴承内孔相配合。则 d 2=95+(i 3) =96 98 ( mm ).同前，由于与轴承内孔相配合，且结构无特殊要求，经查课程设计 P8

42、5 表 11 1 后，选择深沟球轴承，其轴承代号为6220 ，则取 d 2 =100mm 。3) d3=d 2+(13):d3 段仅为装配方便d3=100+( 1 3) =101 103 (mm )，取 d3=103mm.4) d4=d3+2h 2:d4 段为齿轮定位段， h2 为齿轮定位轴肩高度，h2=(0.070.1)d3.所以 h2=(0.070.1)102=7.14 10.2(mm ).则 d 4=102+2 7.14 10.2 ) =116.28 122.4 (mm ).取 d 4=120mm.5) d5 为轴承内圈安装高度，所以同前查课程设计P85表11 1后，轴承6220的安装高

43、度da=112mm,则 d 5=112mm.6) d7=d 2=100mm.所以 d7 段为 100mm.(4)确定各轴段的长度L (从左端幵始设计)。<1> Ld7=B 轴承， Ld7 段由课程设计 P85 查表 11 1 后，轴承 6220 的B=34mm 。则 Ld7 =34mm 。<2> 因为同高速轴一样， 轴环宽度 b=(11.5)h,h 为轴肩， 一般取 1.4h。又因为 d7=100mm,d 5=112mm, 所以 h57=(d5-d7)/2= (112-100 )/2=6mm)贝卩 Ld5=1.4h 57 = 1.4 6=8.4m().<3>

44、 因为 h43=h 2=4.34 6.2mm,所以 Ld4=1.4h 2=6.08 8.68 (mm ). 取 Ld4 =7mm.<4> Ld3=b 2- ( 1 3 ) :同高速轴，因为 d 3段与齿轮箱配合，为保证其定位 可靠，该段应比与之相合的轮毂宽度b2小(4 =1 ) mm,又b2=107mm.则 Ld3=107-( 1 3)=104 106 ( mm).取 Ld3=105mm.<5> Ld2= A2+ A3+B+2+(b1-b2) /2,Ld2 段经查课程设计 P44 图 6 2减速器装配草图后确定。A2箱体内壁距小齿轮端面的距离(mm )。A3轴承内端面主

45、箱体的距离，与轴承的润滑方式有关( mm )。B轴承6212的宽度(mm )。2齿轮宽度比 Ld3 段长的部分( mm )。(b1-b2) /2高速轴齿轮比低速轴齿轮长的部分( mm )。因为考虑铸造和安装精度，一般取A2> 3。3为 箱座壁厚，且3 =0.025a+1并 8，即要求=0.025a+1> 8，已知267.5mm。所以 3 =0.025a+1=7.69，故取=8nm。因为 A2> 3，所以取 A2=9mm 。因为A3与轴承的润滑方式有关，而润滑方式取决于轴颈圆周速度V颈，若V颈大于2m/s，则采用油润滑；若小于 2m/s，则采用脂润滑，可按下式求V颈。V 颈二(

46、n dn) ( 60 1000( )/s )(26 )式中，d 轴承内径；n轴转速。已知轴承 6220d=100mm,n=47.75r/min.所以 V 颈二(3.14 100 47.7(560) 1000=0.25 (m/s ) <2m/s.故低速轴采用脂润滑，则43=10 15mm。取A3=10mm 。且 b 1-b 2=110 107=3mm， B=34mm.将以上结果代回 Ld2=A2+A3+B+2+(b1-b 2) /2 中，则 Ld2=9+10+34+2+3/2=56.5mm.<6> L d1 =e+m+L 1,Ld1 段经查课程设计 P44 图 6 2 装配草图

47、后确定。 式中 e 端盖凸缘厚度(mm );m 端盖定位止口的宽度( mm )；L1 轴上零件与端盖间的距离，一般取L1=15 20mm.因为所选密封圈为毡圈，所以选择凸缘式轴承端盖。一般取e=1.2d 3,d3为端盖连接螺钉直径。经查课程设计P26表4 1后，得d3=( 0.4 0.5)df,df为地脚螺钉直 径。又 df=0.036a+12, 且 a=267.5mm。所以 df=0.036 267.5+12=21.63 mm X。贝9 d3= (0.4 0.5 ) 21.63=8.652 10.15 (mm )又由轴承 6220 的外径经查课程设计 P101 表1211 后，取 d3=12

48、mm.贝9 e=1.2d 3=1.2 12=14.4 mm()0因为一般取 m=(0.100.15)D,D 为轴承座孔直径。 经查课程设计 P85 表 11 1 后，得 D=180mm 。贝9 m= (0.1 0.15 ) 180=18 2 ( mm )。又因为 m>e, 则取 m=23mm又 Li 一般为 15 20mm,则取 Li =15mm 。贝V Ldi 二e+m+L 1=14.4+23+15=52.4(mm )。<7> L d=L- (1 3) (mm ).式中，L为联轴器轴孔长度，经查课程设计P107表13 4后得：L=142mm则 Ld=142-( 1 3)=1

49、39 141mm,取 Ld=140mm 。根据已设计得到的结果，列出轴的相关参数表如下：表6两传动轴的基本参数(mm)高速轴低速轴直径长度直径长度d段485980140d1段55549552.4d2段605510056.5d3段63108103105d4段725.51207d5段696.31128.4d7段602210034总长290.8398.3经查机械设计基础P265表20 2可知高、低速轴各段的圆角 R或倒角C,其大小如附零件图所示623滚动轴承的选择1、高速轴的轴承选择：根据已设计的高速轴，已选择轴承类型为深沟球轴承，代号为6212，采用油润滑，其相关参数如下表：表 7轴承 6212 的相关参数(mm)轴基本尺寸/mm安装尺寸基本额定动载基本额定极限原承/mm荷-LA -H、.冃静载荷转速轴代r/mi n承口.、曲棚号aDBra mida mDa mCr/KNCor/KN油润626011221.56910147.832.87002121202、低速轴的轴承选择：根据以设计的低速轴，已选择轴承类型为深沟球轴承，代号为6220，采用脂润滑，其相关参数如下表：表 8轴承 6220 的相关参数(mm)轴基本尺寸/mm安装尺寸基本额基本额疋极限转原承/mm疋动载-hA -H、.冃静载荷速轴代荷r/mi n承1