带式输送机(原稿)teddy

1、机 械 设 计设计说明书带 式 运 输 机 传 动 系 统 设 计起止日期： 2013 年 12 月 1 日 至 2013 年 12 月 31日 姓名 班级机设 学号 成绩指导教师(签字)机械工程学院（部）20 年12月19日目录1设计任务11.1设计任务11.2传动系统参考方案（见图1-1）11.3原始数据11.4工作条件12.选择电动机12.1电动机类型和结构型式12.2电动机容量12.3电动机的转速13 计算传动装置总传动比和分配各级传动比13.1传动装置总传动比13.2分配各级传动比14计算传动装置的运动和动力参数14.1各轴转速14.2各轴输入功率14.3各轴转矩15传动零件的设计计

2、算15.1普通V带传动的设计15.1.1 原始数据和设计内容15.1.2 设计步骤和设计参数的选择15.2高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算15.2.1 选择齿轮材料、热处理方法、精度等级及齿数15.2.2 确定材料许用接触应力15.2.3 根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计15.2.4确定实际载荷系数与修正计算分度圆直径15.2.5 齿根弯曲疲劳强度计算15.3 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算15.3.1 选择齿轮材料、热处理方法、精度等级及齿数15.3.2 确定材料许用接触应力15.3.3 根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计15.3.4确定实际载荷系数与修正计算分度圆直径15.3.5 齿根弯曲

3、疲劳强度计算15.3.6 齿轮几何尺寸计算16.轴的设计计算16.1高速轴轴设计16.2中间轴轴设计16.3低速轴轴的设计计算17. 键连接的选择及计算17.1 高速轴键计算17.2 中间轴键计算17.3低速轴键计算18 轴承的寿命校核18.1低速轴齿轮的载荷计算18.2轴承的径向载荷计算18.3轴承的轴向载荷计算18.4轴承的当量动载荷计算18.5轴承寿命的计算及校核19. 联轴器的选择110 润滑方式，润滑剂、密封方式的选择以及箱体的主要结构110.1齿轮的滑方式及润滑剂的选择110.1.1齿轮润滑方式的选择110.1.2齿轮润滑剂的选择110.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择110.2

4、.1滚动轴承润滑方式的选择110.2.2滚动轴承润滑剂的选择110.3密封方式的选择110.3.1滚动轴承的密封选择110.3.2箱体的密封选择110.4箱体结构的设计111.设计小结112.参考文献11设计任务1.1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V带传动及两级圆柱齿轮减速器。1.2传动系统参考方案（见图1-1）带式输送机由电动机驱动。电动机1通过V带传动2将动力传入两级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4，将动力传至输送机滚筒5，带式输送机6工作。 图 1-1 带式输送机传动系统简图1电动机；2V带传动； 3圆柱直齿轮减速器；4联轴器；滚筒；6输送带1.3原始数据 设输送带

5、最大有效拉力为F（N)，输送带的工作速度为v（m/s），输送机滚筒直径为D（mm），其具体数据见表1-1。 表1-1设计的原始数据运输带工作拉力运输带工作速度卷筒直径65000.42400 1.4工作条件带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载启动，工作载荷有轻微冲击；输送带工作速度v的允许误差范围为±5%；二班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修期为23年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。2.选择电动机设计计算及说明结果2.1电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2.2电动机容量

6、(1)工作机的输出功率(2)电动机输出功率设：V带传动效率，=0.95； 滚动轴承效率，=0.98； 圆柱齿轮传动效率（设齿轮精度为8级），=0.97； 联轴器效率，=0.99； 运输机滚筒效率，=0.96 图见 221 （以上数据均由机械设计课程设计P18表3-3查得，以下简称其为课程设计）图211传动装置的总效率 故 (3)电动机额定功率由课程设计表12-1可知，满足条件的Y系列三相交流异步电动机额定功率 应取为4kW2.3电动机的转速计算驱动滚筒的转速 经查表3-2（课程设计P16）、表3-4（课程设计P19）按推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i840，带传动的传动比i=2

7、4，则总传动比合理范围为i16160，电动机转速的可选范围为ni×n（16160）×20.06320.963209.6r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，初选同步转速为1500r/min和1000r/m的电动机，由表12-1（课程设计P100）对于额定功率为4kW的电动机型号分别为Y112M-4型和Y132M1-6型。现将Y112M-4型和Y132M1-6型电动机的有关技术数据及相应算得的传动比列于表2-3-1中。 方案号电动机型号额定功率/kW同步转速/（r/min）满载转速/（r/min）总传动比i1Y112M-44.0150

8、0144071.782Y132M1-64.0100096047.86表2-3-1方案的比较 通过对上述两种方案比较可以看出：尽管方案1选用的电动机转速高、质量轻、价格低，但其总传动比为71.78，这对两级减速传动及带传动而言比较大，故选方案2较为合理。 Y132M1-6型三相异步电动机的额定功率，满载转速。由表12-2（课程设计P102）查得电动机中心高H=132mm，轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为D=38mm和E=80mm。=0.95=0.98=0.97=0.99=0.963 计算传动装置总传动比和分配各级传动比设计计算及说明结果3.1传动装置总传动比 3.2分配各级传动比按表

9、3-4（课程设计P19）查取V带传动传动比为3.4，（考虑V带设计中小带轮的速度，故不取中间3，而取3.4）。由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比为 为了便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同、齿面硬度、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比为 低速级传动比为 传动系统各传动比分别为；4计算传动装置的运动和动力参数设计计算及说明结果4.1各轴转速 4.2各轴输入功率按电动机所需功率计算各轴输入功率，即 4.3各轴转矩表4-1 动力参数计算结果轴号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0轴轴轴轴zhououzhou轴功率P/kW（3.53.333.173.

10、012.92转矩T/(N.m)34.82112.63458.901432.981390.13转速n/(r/min)960282.3565.9720.0620.06传动比i3.44.283.291注：对电动机0所填的数据为输出功率和输出转矩，对其他各轴所填的数据为输入功率和输入转矩5传动零件的设计计算设计计算及说明结果5.1普通V带传动的设计5.1普通V带传动的设计5.1.1 原始数据和设计内容1.原始数据所设计带式输送机传动系统中第一级用普通V带传动。已知电动机输出功率3.5kW，主动带轮转速960r/min，传动比，普通异步电动机驱动，工作寿命8年（设每年工作300天），二班制（每班工作8小

11、时），工作载荷有轻微冲击。设计内容主要设计内容为确定V带的型号、基准长度、根数，确定带传动的中心距、带轮基准直径及结构尺寸，计算带的预紧力及对轴的压力等。5.1.2 设计步骤和设计参数的选择1.确定计算功率由机械设计P101表5-7查得式中：P所需传递的额定功率（电动机的额定功率），kW； 工作情况系数2.选择V带型号根据计算功率和小带轮的转速，由图5-11（机械设计P101）选取A型V带。确定带轮基准直径，并验算带速v。初选小带轮直径由图5-11（机械设计P101）可知，小带轮基准直径的推荐值为80100mm。由表5-8和表5-9（机械设计P102），则取验算带速v因为v值在525m/s，带

12、速合适。计算大带轮直径根据表5-9（机械设计P102），取确定带长和中心距a初定中心距初取中心距计算带所需的基准长度由表5-2（机械设计P91），取计算实际中心距验算小带轮包角6.确定V带根数（1）计算单根V带的许用功率查表5-4（机械设计P97），由线性插值法可得查表5-5（机械设计P98），由线性插值法可得查表5-6（机械设计P100），由线性插值法可得查表5-2（机械设计P91），可得（2）计算V带的根数取整数，故Z=5根7.计算单根V带的初拉力查表5-1（机械设计P100）得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，8.计算V带对轴的压力Q为9V带轮的结构设计小带轮基准直径采用实心式结构

13、。大带轮基准直径，采用椭圆轮辐式结构。因v<25m/s，材料采用铸铁，型号为HT150。V带轮的技术要求铸造、焊接的带轮轮槽工作面不应有砂眼、气孔，轮辐及轮毂不应有缩孔和较大的凹陷。带轮外缘棱角要倒圆和倒钝。轮毂孔公差夺取H7或H8，毂长上偏差为IT14，下偏差为0。转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之要做动平衡。其他条件参照GB/T13575.1-1992中规定。5.2高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算原始数据所设计带式输送机传动系统中第二级用高速级斜齿圆柱齿轮传动。已知轴输入功率3.33kW，小齿轮转速282.35r/min，传动比，普通异步电动机驱动，工作寿命8年（设每年工作300天）

14、，二班制（每班工作8小时）5.2.1 选择齿轮材料、热处理方法、精度等级及齿数1.选择齿轮材料与热处理。根据机械设计（P136）中表7-1查得，小斜齿圆柱齿轮a选用45Cr钢，热处理为调质，<350；大斜齿圆柱齿轮b选用45号钢，热处理为调质，=230<350。二者材料硬度差为30HBS，符合软齿面传动要求2.选择齿轮的精度。此减速机为一般工作机，速度不高，参阅表7-7（机械设计P149），初定为8级精度3.初选齿数取小齿轮齿数：，大齿轮齿数：5.2.2 确定材料许用接触应力1.确定接触疲劳极限，由图7-18（a）（机械设计P150）查MQ线得2.确定寿命系数小齿轮循环次数大齿轮的

15、循环次数由图7-19（机械设计P151）查的3.确定尺寸系数，由图7-20（机械设计P152）取4.确定安全系数，由表7-8（机械设计P151）取得=1.055.计算许用接触应力，按公式（7-20）【1】（公式出处同为机设设计，以下不再赘述）计算，得5.2.3 根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计齿面接触强度按式（7-25）【1】计算，其公式为确定上式中的各计算数值如下轴面重合度因，由式（7-26）得重合度系数确定螺旋系数计算所需最小齿轮直径 由上式得5.2.4确定实际载荷系数与修正计算分度圆直径1.确定使用系数(查表7-2机械设计P137)2.确定动载系数 计算圆周速度故前面取8级精度合理，

16、由齿轮的速度和精度查图7-7(机械设计P138)5.2.5 齿根弯曲疲劳强度计算由式（7-28）【1】得弯曲强度的设计公式为确定上式中的各计算数值如下1.由图7-21（a）（机械设计P153）取2由图7-22（机械设计P154）查得弯曲疲劳寿命系数3.由表7-8（机械设计P151）查的弯曲疲劳安全系数4.由图7-23（机械设计P154）差得尺寸系数5.由式（7-22）得许用弯曲应力6.确定计算载荷K初步确定齿高h=2.25m=2.252.93=6.59，b/h=0.864.5/6.59=7.83查图7-11（机械设计P140）得7.确定齿形系数当量齿数为由图7-16（机械设计P147）查的8.

17、由图7-17（机械设计P147）得应力校正系数9.计算大小齿轮的值大齿轮的数值大。10.求重合度系数。端面压力角 基圆螺旋角的余弦值为 当量齿轮端面重合度，由式（7-30）得按式（7-30）计算11.由图7-25（机械设计P160）得螺旋角影响系数将上述各值代入公式计算，得由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的1.84按国际圆整为=2。并根据接触强度计算出得分度圆直径64.5mm，协调相关参数和尺寸为这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提下，取较多的齿数，做到结构紧凑，减少浪费，且重合度增加，传动平稳。5.2.6 齿轮几何尺寸计算（1）中心距 把中心距圆整成169mm。

18、2.修正螺旋螺旋角变化不大，所以相关参数不必修正。3.分度圆直径 4.确定齿 表5-2-1高速级斜齿圆柱齿轮端面的基本尺寸名称小齿轮大齿轮模数m2齿数z31132齿形角螺旋角15.295°齿顶高系数1顶隙系数0.25分度圆直径d62264齿顶圆直径66268齿根圆直径57259齿高h4.5中心距a1695.3 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算原始数据所设计带式输送机传动系统中第三级用低速级斜齿圆柱齿轮传动。已知轴输入功率3.17kW，小齿轮转速65.97r/min，传动比，普通异步电动机驱动，工作寿命8年（设每年工作300天），二班制（每班工作8小时）5.3.1 选择齿轮材料、热处理方法

19、、精度等级及齿数1.选择齿轮材料与热处理。根据表7-1查得，小斜齿圆柱齿轮a选用45Cr钢，热处理为调质，<350；大斜齿圆柱齿轮b选用45号钢，热处理为调质，=230<350。二者材料硬度差为30HBS，符合软齿面传动要求2.选择齿轮的精度。此减速机为一般工作机，速度不高，参阅表7-7，初定为8级精度3.初选齿数取小齿轮齿数：=24，大齿轮齿数：5.3.2 确定材料许用接触应力1.确定接触疲劳极限，由图7-18（机械设计P150）查MQ线得（2）确定寿命系数小齿轮循环次数大齿轮的循环次数由图7-19（机械设计P151）查的3.确定尺寸系数，由图7-20（机械设计P152）取4.确

20、定安全系数，由表7-8（机械设计P151）取得=1.055.计算许用接触应力，按公式（7-20）【1】（公式出处同为机设设计，以下不再赘述）计算，得5.3.3 根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计齿面接触强度按式（7-25）【1】计算，其公式为确定上式中的各计算数值如下轴面重合度因，由式（7-26）得重合度系数确定螺旋系数计算所需最小齿轮直径 由上式得5.3.4确定实际载荷系数与修正计算分度圆直径1.确定使用系数(查表7-2机械设计P137)2.确定动载系数 计算圆周速度故前面取8级精度合理，由齿轮的速度和精度查图7-7(机械设计P138)5.3.5 齿根弯曲疲劳强度计算由式（7-28）【1】

21、得弯曲强度的设计公式为确定上式中的各计算数值如下1.由图7-21（a）（机械设计P153）取2由图7-22（机械设计P154）查得弯曲疲劳寿命系数3.由表7-8（机械设计P151）查的弯曲疲劳安全系数4.由图7-23（机械设计P154）差得尺寸系数5.由式（7-22）得许用弯曲应力6.确定计算载荷K初步确定齿高h=2.25m=2.255.09=11.45，b/h=0.8122.1/11.45=8.53查图7-11（机械设计P140）得7.确定齿形系数当量齿数为由图7-16（机械设计P147）查的8.由图7-17（机械设计P147）得应力校正系数9.计算大小齿轮的值大齿轮的数值大。10.求重合度

22、系数。端面压力角 基圆螺旋角的余弦值为 当量齿轮端面重合度，由式（7-30）得按式（7-30）计算11.由图7-25（机械设计P160）得螺旋角影响系数将上述各值代入公式计算，得由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的2.78按国际圆整为=3。并根据接触强度计算出得分度圆直径122.1mm，协调相关参数和尺寸为这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提下，取较多的齿数，做到结构紧凑，减少浪费，且重合度增加，传动平稳。5.3.6 齿轮几何尺寸计算 1.中心距 把中心距圆整成260mm。2.修正螺旋角螺旋角变化不大，所以相关参数不必修正。3.分度圆直径 4.确定齿表5-3-1低速

23、级斜齿圆柱齿轮端面的基本尺寸名称小齿轮大齿轮模数m3齿数z39128齿形角螺旋角15.215°齿顶高系数1顶隙系数0.25分度圆直径d117384齿顶圆直径123390齿根圆直径109.5376.5齿高h6.75中心距a260Z=5=230=2306.轴的设计计算设计计算及说明结果为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为6.1高速轴轴设计1.按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为: 轴为外伸轴，初

24、算轴径作为最小直径，应取较小的A值；轴为非外伸轴，初算轴径作为最大直径，应取较大的A值；查表12-1（机械设计P288），取。2.初算轴的最小直径因为轴上有键槽，故最小直径加大6%，=22.76mm，又因为高速轴为输入轴，最小直径应该为安装大带轮的轴孔直径。为了使所选的轴直径与大带轮的孔径适应，故需要同时确定大带轮的轴孔直径。即轴的最小直径为安装大带轮处的轴孔直径，选，带轮的宽度为L=32mm，带轮与轴配合的毂孔长度L1=30mm。3.装配方案高速轴轴上零件的装配方案如图6-1-1所示：图6-1-1高速轴零件的装配方案图首先确定各段直径A段：=32mm 即大带轮的轴孔直径得出，由最小直径确定。

25、B段：=35mm，根据油封标准，选择毡圈孔径为35mm的C段：=40mm，与圆锥滚子轴承30208配合，取轴承内径D段：=44mm， 设计非定位轴肩取轴肩高度h=2mm（后续轴肩为h=3mm，=54mm）F段：=48mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度h=2mmE段：=44mm， 由齿轮的轴孔直径决定G段， =40mm, 与圆锥滚子轴承30208配合，取轴承内径第二、确定各段轴的长度A段：=30mm,应该比大带轮轴孔长度L1=32mm略短B段：=54mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取54mmC段：=29mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30207）配合,加上挡油盘长度=B +3+2=17+9+2=2

26、9mmD段：L4=110mm，根据实际情况酌情增减（考虑到齿轮的定位问题，特在其后与E段相接部分做成一个轴肩高为3mm，宽度为8mm，详情见零件图）E段：，齿轮的齿宽，应该比齿轮的宽度=50mm略短F段：，=2-2=10-2=8mmG段：=29mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30207）配合,加上挡油盘长度轴总长L=318mm，两轴承间距离（不包括轴承长度）S=234mm4、求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从课程设计P132中查表15-3得圆锥滚子的B=17，计算可得和为29mm。作为简支梁的轴的支撑跨距，即两轴承间距离234mm。根据轴的计算简图做出轴的

27、弯矩图和扭矩图如下图6-1-2轴的计算简图、弯矩图、扭矩图水平方向由平衡方程求得支座约束力（支座反力）为同理可求垂直方向由平衡方程求得支座约束力（支座反力）为同理可求表6-1高速轴载荷计算结果载荷水平面H垂直面V支座反力F,弯矩M总弯矩扭矩T5.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即C截面）的强度。因为单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取，根据式（12-5）【1】及表12-5中的数值，轴的计算应力前已选定轴的材料为40Cr，调制处理，由表12-1(机械设计P281)查得，因此，故安全。6精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面。截面A,B，C处只受扭矩

28、作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的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，B，C处均无须校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面E和F处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面E的应力集中的影响和截面C的相近，但截面E不受扭矩作用，同时轴颈也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键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也不必校核。截面C和E显然更不必校核。由机械设计手册可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需要校核截面G左右两侧即可。（

29、2）截面G右侧，抗弯截面系数抗扭截面系数截面G左侧的弯矩M为截面G上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为40Cr，调制处理。由表12-1(机械设计P281)查得，截面上由于轴肩而形成的有效应力集中系数及，有机械手册查取。因， ，查得，；查得尺寸系数；扭转尺寸系数。按轴车削加工，查得表面质量系数为，轴未经表面强化处理，即，则按式2-19【1】得综合影响系数为又由机械手册查得应力折算系数，于是，计算安全系数值，按式（12-6） 式（12-8）【1】则得故可知其安全。（3）截面G右侧抗弯截面系数W按表12-4【1】中的公式计算抗扭截面系数为弯矩M及弯曲应力为扭矩及扭转切应力为过盈配合

30、处由手册查得，；轴按车削加工，查得表面质量系数为；尺寸系数；扭转尺寸系数。故得综合系数，所以轴在截面IV右侧的安全系数为故该轴在截面G左侧的强度也是足够的。因所设计减速器不存在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。6.2中间轴轴设计1）、按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表12-1（机械设计P288），依然取。2）初算轴的最小直径因为轴上有键槽，故最小直径加大6%，=40mm。根据减速器的结构，轴的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选圆锥滚子轴承30208，故取=40mm.轴的轴上零件设计装配图如下：首先，确定各段的直径A段:=40mm,与

31、轴承（圆锥滚子轴承30208）配合F段：=40mm，与轴承（圆锥滚子轴承30208）配合E段：=48mm，非定位轴肩，取轴肩高度h=4mmB段：=58mm, 非定位轴肩，与齿轮配合C段：=60mm, 齿轮轴上齿轮的轴孔直径D段：=58mm, 定位轴肩，取轴肩高度为6mm然后确定各段距离：A段： =30mm, 考虑轴承（圆锥滚子轴承30208）宽度与挡油盘的长度B段：=4mm,根据轴齿轮端面到内壁的距离及其厚度C段：=110mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽B3E段：=48mm, 根据高速级大齿轮齿宽B2=50mm减去2mm（为了安装固定）F段：=37.5mm，考虑了轴承和挡油环长度与箱体内壁到齿轮齿

32、面的距离D段：=4.5mm,由轴得出的两轴承间距离（不包括轴承长度）S=234mm减去已知长度可得出轴总长L2=234mm，6.3低速轴轴的设计计算输入功率P=3.01KW,转速n =20.06r/min，转矩轴的材料选用40Cr（调质），可由表12-1（机械设计P288）查得=110所以轴的直径: =58.45mm。因为轴上有两个键槽，故最小直径加大12%，=65.47mm。又因为低速轴为输出轴，最小直径应该为安装联轴器的直径dA。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径适应，故需要同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tca=KaT3，查表19-3，考虑到转矩变化不大，取KA=1.3，则：Tca=

33、KaT3=1.3×=1862874。按照计算转矩应该小于联轴器的公称转矩的条件，由表16-4(机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为HL5，轴孔的直径=70mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=144mm。轴轴上零件设计装配图如下：首先，确定各轴段直径A段: =75mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30215）配合内径为15×5=75mmE段: =75mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30215）配合B段: =85mm,按照齿轮的安装尺寸确定C段: =92mm,定位轴肩，取轴肩高h=6mmD段: =88mm, 非定位轴肩，轴肩高h=6.5mmF段: =75mm,非定位轴肩,轴肩高h取2.

34、5mmG段: =70mm, 联轴器的孔径然后、确定各段轴的长度A段: =40mm,由轴承长度，3，2，挡油盘尺寸确定B段: =98mm，齿轮齿宽B4=100mm减去2mm，便于安装C段: =10mm, 轴环宽度，取圆整值E段: =35mm, 由轴承长度，3，2，挡油盘尺寸确定D段: =51mm,由两轴承间距234mm减去其他已确定长度数据F段: =65mm, 考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到G段: =142mm,为保证轴端挡圈只压半联轴器上而不压在轴的端面上，故此段长度应略短于该轴器孔长度。轴总长L2=441mm。4、求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从

35、课程设计P132中查表15-3得圆锥滚子的B=25，计算可得和为40mm和35mm。作为简支梁的轴的支撑跨距，即两轴承间距离234mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下图6-3低速轴计算简图水平方向由平衡方程求得支座约束力（支座反力）为同理可求垂直方向由平衡方程求得支座约束力（支座反力）为同理可求表6-2低速轴载荷计算结果载荷水平面H垂直面V支座反力F,弯矩M总弯矩扭矩T5.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即C截面）的强度。因为单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取，根据式（12-5）【1】及表12-5中的数值，轴的计算应力前已选定轴的材

36、料为45钢，调制处理，由表12-1(机械设计P281)查得，因此，故安全。6精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面。截面A,B，C处只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的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，B，C处均无须校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面E和F处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面E的应力集中的影响和截面C的相近，但截面E不受扭矩作用，同时轴颈也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，

37、故截面C也不必校核。截面C和E显然更不必校核。由机械设计手册可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需要校核截面G左右两侧即可（2）截面G右侧，抗弯截面系数抗扭截面系数截面G左侧的弯矩M为截面G上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调制处理。由表12-1(机械设计P281)查得 ，截面上由于轴肩而形成的有效应力集中系数及，有机械手册查取。因， ，查得，；查得尺寸系数；扭转尺寸系数。按轴车削加工，查得表面质量系数为，轴未经表面强化处理，即，则按式2-19【1】得综合影响系数为又由机械手册查得应力折算系数，于是，计算安全系数值，按式（12-6） 式（12-8）【1

38、】则得故可知其安全。（3）截面G右侧抗弯截面系数W按表12-4【1】中的公式计算抗扭截面系数为弯矩M及弯曲应力为扭矩及扭转切应力为过盈配合处由手册查得，；轴按车削加工，查得表面质量系数为；尺寸系数；扭转尺寸系数。故得综合系数，所以轴在截面IV右侧的安全系数为故该轴在截面G左侧的强度也是足够的。因所设计减速器不存在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=22.76mm=32mm=35mm=40mm=44mm=48mm=50mm=40mm=30mm=54mm=29mmL4=110mm=29mmL=318mmS=234mm=40mm=40mm=40mm=48mm=58mm=60mm=5

39、8mm=30mm=4mm=110mm=48mm=37.5mm=4.5mmL2=234mm=65.47mm=75mm=75mm=85mm=92mm=88mm=75mm=70mm=40mm=98mm=10mm=35mm=51mm=65mm=142mm7. 键连接的选择及计算设计计算及说明结果7.1 高速轴键计算校核大带轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：b×h×L = 10mm×8mm×56mm，（查机械设计P77表4-1）接触长度:l = 56-10 = 46 mm，则键联接强度校核为:（由机械设计P78表4-2查得）故此平键连接满足强度要求。7.2 中

40、间轴键计算校核高速大齿轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：b×h×L = 14mm×9mm×45mm，（查机械设计P77表4-1）接触长度:l= 45-14 = 29mm，则键联接强度校核为:（由机械设计P78表4-2查得）故此平键连接不满足强度要求，此处应采用双键连接。7.3低速轴键计算1.校核低速大齿轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：b×h×L = 22mm×14mm×90mm，（查机械设计P77表4-1）接触长度:l= 90-22 = 68mm，则键联接强度校核为:（由机械设计P78表4-2查得）故此平

41、键连接满足强度要求2.校核联轴器处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：b×h×L = 20mm×12mm×140mm，（查机械设计P77表4-1）接触长度:l= 140-20 = 120mm，则键联接强度校核为:（由机械设计P78表4-2查得）故此平键连接满足强度要求8 轴承的寿命校核设计计算及说明结果因为轴承的寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力也就越大，因而在发生点蚀破坏前经受的应力变化次数也就越少，亦即轴承的寿命越短。而低速轴的轴承所承受的载荷最大，故只需校核该轴的轴承的寿命。8.1低速轴齿轮的载荷计算由上述6.2中低速级齿轮设计

42、可求得大斜齿轮的啮合力：大齿轮的分度圆直径：=400mm 大齿轮的圆周力： 大齿轮的径向力： 大齿轮的轴向力： 8.2轴承的径向载荷计算低速轴上的滚动轴承采用正装。两个轴承型号均为30215型的圆锥滚子轴承，其基本额定动载荷，基本额定静载荷（课程设计P132表15-3）。由上表6-2可得：8.3轴承的轴向载荷计算根据表15-3（课程设计P132）查得30215型圆锥滚子轴承的基本额定动载荷，基本额定静载荷，判断系数e=0.44和轴向动载荷系数Y=1.4。故两轴承的派生轴向力为：因为 故轴右移，右端轴承压紧，左端轴承放松。则 轴承的轴向派生力为 8.4轴承的当量动载荷计算根据表10-8（机械设计

43、P252）按轻微冲击查得载荷系数，又因为， 根据表10-5（机械设计P249）查得两个轴承的径向动载荷系数，和轴向动载荷系数，。所以根据文献【1】中表13-8a查得两轴承的当量动载荷为8.5轴承寿命的计算及校核根据表10-6（机械设计P251）按24小时连续工作的机械查得该滚动轴承的预期寿命，取，齿轮转速n=20.06r/min 。并取。故根据10-10式可算出轴承基本额定寿命为故轴承绝对安全。=400mme=0.4Y=1.49. 联轴器的选择设计计算及说明结果第6部分已经有论述 选联轴器型号为HL5，轴孔的直径=70mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=144mm。=70mmL1=144mm10 润滑方式，润滑剂、密封方式的选择以及箱体的主要结构设计计算及说明结果10.1齿轮的滑方式及润滑剂的选择10.1.1齿轮润滑方式的选择高速轴小圆柱斜齿轮的圆周速度：中间轴大圆柱斜齿轮和小圆柱斜齿轮的圆周速度：低速轴大圆柱斜齿轮的圆周速度：取，一般来说当齿轮的圆周速度时，宜采用油润滑；当时，应采用浸油润滑。故此减速器齿轮的润滑应将齿轮浸于油池中，当齿轮传动时，既将润滑油带到润滑处，同时也将油直接甩到箱体壁上利于散热。10.1.2齿轮润滑剂的选择根据表20-3中（课程设