某车间零件传送设备的传动装置设计

1、湖南理工学院课程设计报告书题目：车间零件传送设备传送装置系部：机械工程学院专业：机械电子工程班级：11级机电二班姓名：杨帆学号：141107329102014年3月14日目录第1章概述21.1 课程设计的目的31.2 设计的内容和任务31.2.1 设计的内容31.2.2 设计的任务31.3 设计的步骤3第2章传动装置的总体设计42.1 拟定传动方案42.2 选择原动机电动机42.2.1 选择电动机类型和结构型式52.2.2 确定电动机的功率52.2.3 确定电动机的转速52.3 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配62.3.1 计算总传动比62.3.2 合理分配各级传动比62.4 算传动装

2、置的运动和动力参数62.4.1 各轴转速计算72.4.2 各轴输入功率计算72.4.3 各轴扭矩计算7第3章传动零件的设计计算73.1 减速箱外传动零件带传动设计73.1.1 V带传动设计计算73.2 减速器内传动零件高速级齿轮设计93.2.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数93.2.2 按齿面接触强度设计113.2.3 按齿根弯曲强度计算123.2.4 、高速级齿轮几何尺寸计算133.3 减速器内传动零件低速级齿轮设计143.3.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数143.3.2 按齿面接触强度设计143.3.3 按齿根弯曲强度计算163.3.4 、低速级齿轮几何尺寸计算173.4 轴

3、的设计输入轴的设计173.4.1 确定轴的材料及初步确定轴的最小直径173.4.2 初步设计输入轴的结构183.4.3按弯曲合成应力校核轴的强度183.5 轴的设计输出轴的设计213.5.1 初步确定轴的最小直径213.5.2 初步设计输出轴的结构223.6 轴的设计中速轴的设计26第4章部件的选择与设计264.1 轴承的选择264.1.1 输入轴轴承264.1.2 输出轴轴承274.1.3 中间轴轴承274.2 输入轴输出轴键连接的选择及强度计算274.3 轴承端盖的设计与选择294.3.1 类型294.4 滚动轴承的润滑和密封304.5 联轴器的选择304.5.1 、联轴器类型的选择304

4、.5.2 、联轴器的型号选择304.6 其它结构设计304.6.1 通气器的设计304.6.2 吊环螺钉、吊耳及吊钩304.6.3 启盖螺钉304.6.4 定位销304.6.5 油标304.6.6 放油孔及螺塞314.7 箱体31第5章结论333第1章概述1.1 课程设计的目的课程设计目的在于培养机械设计能力。课程设计是完成机械设计专业全部课程学习的最后一次较为全面的、重要的、必不可少的实践性教学环节，其目的为：1. 通过课程设计培养综合运用所学全部专业及专业基础课程的理论知识，解决工程实际问题的能力，并通过实际设计训练，使理论知识得以巩固和提高。2. 通过课程设计的实践，掌握一般机械设计的基

5、本方法和程序，培养独立设计能力。3. 进行机械设计工作基本技能的训练，包括训练、计算、绘图能力、计算机辅助设计能力，熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准、规范等）。1.2 设计的内容和任务1.2.1 设计的内容本设计的题目为二级直齿圆柱齿轮减速器，设计的主要内容包括以下几方面：（1）拟定、分析传动装置的运动和动力参数；（ 2）选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；（ 3）进行传动件的设计计算，校核轴、轴承、联轴器、键等；（ 4）绘制减速器装配图及典型零件图；（ 5）编写设计计算说明书。1.2.2 设计的任务（ 1）减速器装配图1张（0号图纸）（ 2）输入轴零件图1张（ 3）齿轮零件图1张（

6、 4）设计说明书1份1.3设计的步骤遵循机械设计过程的一般规律，大体上按以下步骤进行：1. 设计准备认真研究设计任务书，明确设计要求和条件，认真阅读减速器参考图，拆装减速器，熟悉设计对象。2. 传动装置的总体设计根据设计要求拟定传动总体布置方案，选择原动机，计算传动装置的运动和动力参数。3 .传动件设计计算设计装配图前，先计算各级传动件的参数确定其尺寸，并选好联轴器的类型和规格。一般先计算外传动件、后计算内传动件。4 .装配图绘制计算和选择支承零件，绘制装配草图，完成装配工作图。5 .零件工作图绘制零件工作图应包括制造和检验零件所需的全部内容。6 .编写设计说明书设计说明书包括所有的计算并附简

7、图，并写出设计总结。第2章传动装置的总体设计传动装置的总体设计，主要包括拟定传动方案、选择原动机、确定总传动比和分配各级传动比以及计算传动装置的运动和动力参数。2.1 拟定传动方案带传动传动平稳、吸振且能起过载保护作用，故在高速级布置一级带传动在带传动与运输带之间布置一台二级圆柱齿轮减速器，轴端连接选择弹性柱销联轴器。图2-2传动布置方案简图1减速器2联轴器3滚筒4运输带5电动机6带传动2.2 选择原动机一一电动机电动机为标准化、系列化产品，设计中应根据工作机的工作情况和运动、动力参数，根据选择的传动方案，合理选择电动机的类型、结构型式、容量和转速，提出具体的电动机型号。2.2.1 选择电动机

8、类型和结构型式电动机有交、直流之分，一般工厂都采用三相交流电，因而选用交流电动机。交流电动机分异步、同步电动机，异步电动机又分为笼型和绕线型两种,其中以普通笼型异步电动机应用最多，目前应用较300广的Y系列自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V,其结构简单、起动性能好，工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合，如运输机、机床、农机、风机、轻工机械等。2.2.2 确定电动机的功率电动机功率选择直接影响到电动机工作性能和经济性能的好坏：若所选电动机的功率小于工作要求，则不能保证工作机正常工作；若功率过大，则电动机不能满载运行，功率因素和效率较低，从而增

9、加电能消耗，造成浪费。1 .带式输送机所需的功率Pw由1中公式（2-3）得：PwFV/100042500.95/1000kW4.0375kW2 .计算电动机的输出功率Pd根据文献1（机械设计课程设计杨光等编高等教育出版社出版）表4-4确定部分效率如下：弹性联轴器：10.99（两个）滚动轴承（每对）：20.99（五对）圆柱齿轮传动：30.98（精度7级）传动滚筒效率：40.96V带传动效率：50.95传动系数总效率：52521?2?3?4?50.990.990.980.960.950.825电动机的输出功率：PdPw/4.03750.825kW4.9kW3 .2.3确定电动机的转速根据动力源和工

10、作条件，电动机的类型选用Y系列三相异步电动机。电动机的转速选择常用的两种同步转速：1500r/min和1000r/min,以便选择。1 .计算滚筒的转速nw由公式nw601000V/（D）计算输送带滚筒的转速：nw601000V（D）6010000.95（320）rmin56.7rmin2 .确定电动机的转速nd由参考文献2（机械设计）中表18-1可知两级圆柱齿轮减速器推荐传动比范围为i860,由参考文献1V带传动比范围为i24,所以总传动比合理范围为i总16240,故电动机转速的可选范围是：%(16240)56.7r/min907.213608r/min符合这一范围的同步转速有1000r/m

11、in、1500r/min、3000r/min由参考文献1中表8-53查得:力杀电动机型号额定功率(kW电动机转速n/(r/min)同步转速满载转速1Y132S-45.5150014402Y132M2-65.51000960表8-53中，方案1转速高，电动机价格低，总传动比虽然大些，但完全可以通过带传动和两级齿轮传动实现，所以选择方案1。其主要参数如下：表2-1电动机相关参数型号额定功率/kW满载转速/(r/min)外伸轴径/mm外伸轴长度/mm中心高/mmY132S-45.5144038801322.3 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配2.3.1 计算总传动比由电动机的满载转速nm14

12、40r/min和工作机主动轴的转速nw56.7r/min可得总传动比inm/nw1440/56.725.42.3.2 合理分配各级传动比取带传动传动比i13,则两级减速器传动比ij巾125.4/38.47则双级直齿圆柱齿轮减速器高速级传动比为i2，吊373.32,j低速级传动比为i3ij.i28.473.322.552.4 算传动装置的运动和动力参数2.4.1 各轴的转速计算nnm/i1480r/minnn/i2144.58r/minnIVnn/i356.7r/min2.4.2 各轴输入功率计算PIPd54.90.95KW4.66KWPiiP234.660.990.98KW4.52KWPIII

13、PII234.520.990.98KW4.39KWPIvPIIIi24.390.990.99KW4.3KW2.4.3 各轴输入扭矩计算TI9550PInI92.71N?mTII9550PIInII298.56N?mTIII9550PII/nIII739.41N?mTIV9550PV/nIV724.25N?m各项指标误差均介于+5%-5%之间。各轴运动和动力参数见表4:表2-4各轴运动和动力参数轴号功率P(kw)转矩T(N?m)转速n(r/min)I轴4.6692.71480n轴4.52298.56144.58III轴4.39739.4156.7滚筒轴（IV轴）4.3724.2556.7第3章传

14、动零件的设计计算3.1 减速箱外传动零件一一带传动设计3.1.1 V带传动设计计算1、确定计算功率由2中表8-7查得工作情况系数KA1.1由2中公式8-21:LLPd1.14.95.39kW2、选择V带的带型根据Pca5.39kW及nm1440r/min,由2中图8-11选用A型3、确定带轮的基准直径dd并验算带速v初选小带轮的基准直径dd190 mm由2中表8-6和表8-8,取小带轮的基准直径dd1验算带速v按2中公式8-13验算带的速度vdd1n6.78m/s因为5m/sv25m/s,故带速合适。601000计算大带轮的基准直径。根据2中公式8-15a计算大带轮的基准直径dd2idd139

15、0270mm由2中表8-8取dd2280mm4、确定V带的中心距a。和基准长度Ld根据2中公式8-20,0.7dd1dd2a02dd1dd2初定中心距a0500mm由2中公式8-22计算所需的基准长度Ld 02a02 dd1dd2dd2dd14a02 500 90 2802280 90 24 5001599mm由2中表8-2选带的基准长度计算实际中心距aa0Ld一区 5002由21600Ld 1600mm中公式8-23计算1599500mm5、验算小带轮上的包角2根据2中公式8-25计算:57.3180 dd2 dd1 a18028090573158.2905006、计算带的根数z计算单根V带

16、的额定功率Pr由dd190mm和nm1440r/min,查2中表8-4a得P01.064KW根据nm1440r/mini3和A型带查2中表8-4b得P00.17KW查2中表8-5得K0.94,查2中表8-2得Kl0.99,于是由2中公式8-26:prP0F0KKL(1.0640.17)0.940.99KW1.15KW计算V带的根数zPca5.394.69Pr1.157、计算单根V带的初拉力的最小值Fomin根据2中公式8-27:2.5 K PCa2(F0 )min500qvK zv2.50.945.3925000.16.78136.53N0.9456.78其中q由2中表8-3得A型带q0.1k

17、g/m应使带的实际初拉力FoFomin。8、计算压轴力压轴力的最小值由1中公式8-28得：158.2Fpmin2zFominsin25136.53sin1340.67N9、带轮结构设计查2中表8-10得大、小带轮总宽度：B4152978mmV型带传动相关数据见表3-0。表3-0V型带传动相关数据计算功率Pca(kw)传动比i带速V(m/s)根数单根初拉力(N)压轴力(N)5.3936.78A5136.531340.67小带轮直径(mm)大带轮直径(mm)中心距(mm)基准长度(mm带轮宽度(mm)小带轮包角902705001600780158.23.2减速器内传动零件一一高速级齿轮设计3.2.

18、1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数按照已经选定的传动方案，高速级齿轮选择如下：1 .齿轮类型选用直齿圆柱齿轮传动2 .齿轮精度等级带式输送机为一般机器速度不高，按照2中表10-8,选择7级精度(GB10095-883 .材料由2中表10-1选择：两者材料硬度差为40HBS小齿轮40Cr调质硬度280HBs大齿轮45钢调质硬度240HBs4 .试选择小齿轮齿数zi25大齿轮齿数Z2i2?Zi3.3225833.2.2按齿面接触强度设计1.确定公式内各计算数值试选载荷系数kt1.3小齿轮转矩T19.55106邑9.55106竺69.271104Nmm1nI4801由文献2中表10-6查得材料弹

19、性影响系数zE189.8MPa5齿宽系数：由文献2中表107知齿宽系数d1由文献2中图10-21d按齿面硬度查得齿轮接触疲劳强度极限:Hlm1 600MPaHlim1 550MPa计算应力循环次数_9Ni60nljLh6048012830081.106101.1061098N2N1/U13.331103.32由文献2中图10-19取接触疲劳寿命系数Khni0.90Khn20.95计算接触疲劳许应力取失效概率为1%安全系数S=1由文献2中式10-12Khni lim 1SKHN2 lim 2S0.90 600 540MPa0.95 550 522.5MPa2.计算由式d1t3 KT1 ?U11?

20、ZE:d ' Ui ' h试算小齿轮分度圆直径d1td1t 2.32?3 KtT1 ?u1 1? ZEidU1H 263.694mm计算圆周速度v v d1t n160 10002.32_41.3 9.271 10163.694 48060 10003.32 13.321.6m/s2189.8522.5计算齿宽bd d1t1 63.694 63.694mm计算齿宽与齿高比b h模数d1t 63.694mt t乙 252.548齿高 h 2.25mt 2.25 2.548 5.733b 63694 11.11h 5.733计算载荷系数据v 1.6m/s 7级精度直齿轮KH KF

21、1由图10-8查动载荷系数Kv 1.08由文献2中表10-2查得使用系数Ka 1由文献2中表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时Kh1.423,b由211.11Kh1.423在文献2中查图10-13得Kf1.35h故载荷系数KKaKvKhKh11.0811.4231.537按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由文献2中式10-10a得67.351mm,K31.537d1d1t363.6943.Kt'1.3计算模数mm-d167.3512.69mmZ1253.2.3按齿根弯曲强度计算由文献【1】中式10-5弯曲强度设计公式m 32KTi YFaYsadZ；F1.确

22、定公式内各计算数值由文献2中图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限fe2380MPa由文献2中图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn10.851a0.88计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数S1.4由2中式10-12KFN1 FE10.85 50014303.57MPaK FN 2 FE 2s0.88 38014238.86MPa计算载荷系数KKAKvKF KF1 1.08 1 1.35 1.458查取齿形系数由2中表 10-5 查得：YFa12.62, YFa2 2.214 查取应力校正系数由2中表10-5查得：YSa11.59, YSa2 1.7

23、73FYFa1 YSa12.62 1.59303.570.01372YFa2 YSa22.214 1.773238.860.01643大齿轮的数值大2.设计计算3 2 KTi YFaYsa dZ；F一_ _42 1.458 9.271 101 2520.016431.92mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积有关，可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数1.92并根据GB1357-87就近圆整为标准值m2,按齿面接触疲劳强度算得的分度圆

24、直径d167.351mm,算出小齿轮的齿数z,电67.35134大齿轮白齿数z23.3234112.88取z2113m23.2.4、高速级齿轮几何尺寸计算分度圆直径d1z1m34268mmd2z2m1132226mm中心距a68226147mm23）齿轮宽度bdd168mm取B173mmB268mm圆周力：Ft12T1292.71口681032726.76N径向力：Fr1Ft1tan20o2726.76tan20o992.46N表3-1高速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆直径小齿轮20°21473.32346873大齿轮113226683.3减速器内传动零

25、件一一低速级齿轮设计3.3.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动传动速度不高，选择7级精度(GB10095-88材料选择小齿轮40Cr调质硬度280HBS大齿轮45调质硬度240HBs选择小齿轮齿数Z326大齿轮齿数Z4i3Z366.3673.3.2 按齿面接触强度设计d3t2.32?3KT3?u21?ZE3t.dU2h1.确定公式内各计算数值试选载荷系数kt1.355mm小齿轮传递的扭矩T395.510)95.5104522.9856105Nn2144.581由2中表10-6查得材料弹性影响系数zE189.8MPa"由2中表10-7选取齿宽系数d1由2中图10

26、-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限hlim3600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim4550MPa由2中式10-13计算应力循环次数N360n2 j Lh 60 144.58 12 8 300 83.331 108N4N1 3.331 108 1.306 108U22.55由2中图10-19取接触疲劳寿命系数Khn30.94 KHN4 0.98计算接触疲劳许应力取失效概率为1%安全系数S=1由2中式10-12600564MPa550539MPa2.计算计算小齿轮分度圆直径代入H22d3t2.32?3KT3?U21ZeU22.323一一一一一一51.32.9856102.55121

27、89.8计算圆周速度计算宽度b2.5553994.23mmd3tn260100094.23144.580.713m/s601000dd3t194.2394.23mm计算齿宽与齿高比bh模数mt运9433.62mmZ326b94.23.一齿局h2.25mt2.253.628.15mm11.56h8.15计算载荷系数据v0.713m/s7级精度。由2中图10-8查动载荷系数Kv1.02；直齿轮KhKf1。由2中表10-2查得使用系数Ka1。由2中表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时,bKH1.43由b11.56Kh1.43查2中图10-13得Kf1.4h故载荷系数KKaKvK

28、hKh11.0211.431.46按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由2中式10-10a得K。1.46d3d3t3,94.23397.95mm31Kt：1.3计算模数mm-d397953.77mmZ3263.3.3按齿根弯曲强度计算由2中式10-5弯曲强度设计公式2KT YFaYSad乙21 .确定公式内各计算数值由2中图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa由2中图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn30.95,",0.98计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数S1.4,由2中式10-12KFN3 FE3S0.95

29、5001.4339.29MPaKFN4 FE4S0.98 3801.4266MPa计算载荷系数K查取齿形系数K KAKVKF KF 1 1.02 1 1.4 1.428由2中表 10-5 查得：YFa32.6, YFa42.252查取应力校正系数由2中表 10-5 查得：Ysa31.595, Ysa4 1.764计算大小齿轮的 Ya*YFa3 YSa32.6 1.595 0.01222339.29YFa4 YSa42.252 1.7642660.014932 .设计计算m3：画亘a一乙2F2KTYFaYsa321.4282.9856105m'FaSa30.014935.21mmdZ12

30、F.1262根据2中表101就近圆整为标准值m6mm计算小齿轮齿数Z3电97竺173 m6计算大齿轮齿数Z42.5517443.4.4、 低速级齿轮几何尺寸计算分度圆直径d3Z3m176102mmd4Z4m446264mmd3d4102264中心距a24183mm22齿轮宽度bdd31102102mmB3107mmB4102mm表3-2低速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径小齿轮20°61832.5517102147.5170107大齿轮44264477.55001023.4轴的设计一一输入轴的设计3.4.1确定轴的材料及初步确定轴的

31、最小直径1、确定轴的材料输入轴材料选定为40Cr,锻件，调质。2、求作用在齿轮上的力根据输入轴运动和动力参数，计算作用在输入轴的齿轮上的力：Pi4.66KWq480r/minT92.71Nm圆周力：Ft1红292.732726.76Nd168103径向力：Fr1Ft1tan20o2726.76tan20o992.46N3、初步确定轴的最小径，选取轴的材料为45号钢，调制处理，根据2中表15-3,取 Ao 1123.4.2初步设计输入轴的结构根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度已知轴最小直径为dmin23.89mm,由于是高速轴，显然最小直径处将装大带轮，故应取标准系列值dA25mm,为了

32、与外连接件以轴肩定位，故取B段直径为dB35mm。初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定）。参照工作要求并根据dB35mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6208（参考文献1表8-32）,其尺寸为dDB40mm80mm18mm,为防止箱内润滑油飞溅到轴承内使润滑脂稀释或变质，在轴承向着箱体内壁一侧安装挡油板，根据需要应分别在两个挡油板的一端制出一轴肩，故：dD45mmdEdF60mm。由于轴承长度为21mm根据4中图5.3挡油板总宽度为18mm故1c1h39mm,根据箱座壁厚，取12且齿轮

33、的右端面与箱内壁的距离21，则取212mm,根据4中图5.3,而挡油板内测与箱体内壁取3mm故1g1239mm。根据参考文献1表3-1知中间轴的两齿轮间的距离11015,估取110mm,且中间轴的小齿轮端面与箱体内壁距离为212mm,因B3107mm,B268mm,B1lF73mm“6873故lD1210710121273339111.5mm。22设计轴承端盖的总宽度为45mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为30mm故1b75mm。根据根据带轮宽度可确定1A118mm111.5731%7539m9工

34、叱939图3-1输入轴结构简图3.4,3按弯曲合成应力校核轴的强度1.轴的受力简图Fp=1340,67N图3-2输入轴的受力简图(1)计算支座反力H面mA0(25688.5)Rbh256Fn144.5Fp0Rbh256Fr1 144.5Fp256 88.5256 992.46 144.5 1340.67344.51299.84NRbhFr1 FpRbhRah0RahFpFM 1299.84 1340.67 992.46 1648.05NFt1 256RAV2726.76 256344.5344.52026.27N(2)计算H面及V面的弯矩，并作弯矩图H面DA段：MH(x)Fpx1340.67x

35、(0x144.5)当x0时，在D处Mhd0当x144.5时，在A处Mha1648.05144.5238143.23N?mmBC段：MH(x)RBHx1299.84x(0x88.5)当x0时，在B处Mhb0当x88.5时，在C处Mhc1299.8488.5115035.84N?mmV面MvdMvaMvb0MvcRavX2026.27256518725.12N?mm(3)计算合成弯矩并作图MdMb0MA238143.23N?mmMC.MHC2MVC2.115035.842(518725.12)2531327.58Nmm(4)计算T并作图Ti0.392.71100027813N?mm(5)校核轴的强

36、度按弯矩合成强度条件，校核危险点即C截面圆周表面处应力。扭转切应力为静应力，取0.3,由2中表15-1查得，轴弯曲疲劳极限1335MPacaMc2TiW531327.5820.3 92.7120.1 73313.66MPa结论：强度足够Fp=1340.67N口川川川口川num川hmi口_x图33轴的载荷分析图3.5轴的设计一一输出轴的设计3.5.1 初步确定轴的最小直径1、确止轴的材料输出轴材料选定为45号钢，锻件，调质。2 .求作用在齿轮上的力根据输出轴运动和动力参数、低速级齿轮设计几何尺寸及参数，计算作用在输出轴的齿轮上的力：Pw4.39KW/56.7r/minTm739.41NmFt42

37、Tiiid42 739.41264 10 35601.6N Fr4Ft4 tan 205601.6 tan20 2038.82N3 .初步确定轴的最小直径dminA0且1123；43947.74mmnIII1-56.73.5.2初步设计输出轴的结构1 .输出轴最小直径显然是安装联轴器处的直径dg,为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩TcaKaT1查表14-1,考虑到转矩变化很小故取Ka1.3,则：TcaKATIII1.3739.41N?m961.233N?m2 .初选联轴器按照计算Tca应小于联轴器公称转矩的条件，由1中表8-36选用型号为LX3的

38、Y型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N?m。半联轴器的孔径dg48mm,故取dg48mm半联轴器长度l112mm。3 .根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度一，._1_二_,:112,.4 .轴的结构设计(1)根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度根据已确定的dg48,由于g段轴长与半联轴器的轴毂长相同，为了使联轴器以轴肩定位，故取f段直彳空为df55mm。初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，故选用深沟球轴承(采用深沟球轴承的双支点各单向固定)。参照工作要求并根据df55m,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6212(参考文献1表8-32),其尺寸为d

39、DB60mm110mm22mm,根据需要在挡油板的一端制出一轴肩，故dd67mm。由于轴承长度为22mm挡油板总宽为18mm攵le40mm,根据两齿轮中心定位，且中速轴上的小齿轮端面与箱体内壁为12mm而挡油板内测与箱体内壁取3mm另外为了使大齿轮更好的固定，则令轴端面在大齿轮空内，距离取3mm综上累加得出la54.5mm,lb152mm。根据高速轴的尺寸和低速轴的部分尺寸可以算出108mm设计轴承端盖的总宽度为44mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为30mm故lf74mm05 .按弯曲合成应力校核

40、轴的强度(1)绘制空间受力图(2)作水平面H和垂直面 H面mB0 RAHV内的受力图，并计算支座反力F2038.82118696.33N345.5345.5RbhFr4 RAH2038.82 696.33 1342.49NV面Ft41185601.6118RAV疑1913.14N345.5345.5RBVFt4RAV5601.6 1913.14 3688.46N(3)计算H面及V面内的弯矩，并作弯矩图 H面MhaMhb0Mhc118RAH118696.3382166.94N?mm V面MvaMvb0MVC118RAV1181913.14225750.52N?mm(4)计算合成弯矩并作图MAMb

41、MC . M HC MVC.( 82166.94)2 225750.522 240238.85N ?mm(5)计算T并作图Tiii0.6 739.41 1000 443646N ?mmBF4A图3-5输出轴的受力简图(6)校核轴的强度 按弯矩合成强度条件, 动循环变应力，取校核危险点即C截面圆周表面处应力扭转切应力为脉0.6 ,由2中表15-1查得，轴弯曲疲劳极限 1 335MPaM c2I 2caW240238.8520.6 739.410.1 6432 MPa 9.16MPa1所以，强度是足够的图36轴的载荷分析图中速轴的设计3.6轴的设计1、中速轴PI4.52KWnII144.58/mi

42、n298.56Nm2、初步确定轴的最小径dminA03；且11234.52mm35.28mm,nII；144.58因为中间轴最小径与滚动轴承配合，故同时选取滚动轴承，根据轴的最小径初步选取型号为6208的深沟球轴承，其尺寸dDB40mm80mm18mm。根据前两个轴的尺寸，不难得出中速轴的尺寸，故其各部分计算省略。Ftii2Tii2 298.563102 105854.12NFriiFtii tan 20o 5854.12 tan20o 2130.72N图3-7中间轴结构简图第4章部件的选择与设计4.1 轴承的选择轴系部件包括传动件、轴和轴承组合。4.1.1 输入轴轴承1 .轴承类型的选择由于

43、输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷P992.46N;轴承转速nI480r/min；轴承的预期寿命Lh82300838400h2.轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值CP3"992.463?6010.26kN按照1表8-32选择C22.8kN的6208轴承4.1.2输出轴轴承1 .轴承类型的选择由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷P2038.82N;轴承承受的转速n356.7r/min轴承的预期寿命Lh82300838400h2.轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值60 n3Lh1 1

44、062038.823 60 56.7 3840010610.35kN按照1表8-32选择C36.8kN的6212轴承4.1.3中间轴轴承1 .轴承类型的选择由于中间轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷P2130.72N;轴承承受的转速n2144.58r/min轴承的预期寿命Lh82300838400h2 .轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值3 60n2Lh3.1062130.723 60 144.58 38400 ,10614.77kN按照1表8-32选择C22.8kN的6208轴承.3 .2输入轴输出轴键连接的选择及强度计算1、输入轴键连接由于输

45、入轴上齿轮1的尺寸较小，采用齿轮轴结构，故只为其轴端选择键。输入轴轴端选择A型普通平键。其尺寸依据轴颈d25mm,由2中表6-1选择bh87。键长根据皮带轮宽度B=78选取键的长度系列取键长L=70.校核键连接的强度键和联轴器的材料都是钢，由2中表6-2查得许用压应力100 120MPa取平均值p110MPa 。键的工作长度l L b 70 8 62mm,键与轮毂键槽的接触高度 K 0.5h 0.5 7 3.5mm由2中式6-1得2 T 103K l d2 92.71 1033.5 62 2534.17MPa键bL870GB/T1096-20032、输出轴键连接输出轴与齿轮4的键连接选择键连接

46、的类型与尺寸一般8级以上的精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。据d64mm,由2中表6-1查得键的剖面尺寸为b18mm,高度h11mm。由轮毂宽度B110mm及键的长度系列取键长L100mmo校核键连接的强度键、齿轮和轮毂的材料都是钢，由2中表6-2查得许用压应力p100120MPa取平均值p110MPa,键的工作长度lLb1001882mm,键与轮毂键槽的接触高度K0.5h0.5115.5mm33由2中式6-1得pIII2739.411051.23MPap,强度足够。pKld5.58264p键bL18100GB/T1096-2003输出轴端

47、与联轴器的键连接据输出轴传递的扭矩丁皿应小于联轴器公称转矩。由1中表8-36选用型号为LX3的Y型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N?m。半联轴器孔径d148mm0选择键连接的类型及尺寸据输出轴轴端直径d48mm,联轴器Y型轴孔d148mm,轴孔长度L112mm选取A型普通平键bhL149110校核键连接的强度键和联轴器的材料都是钢，由2中表6-2查得许用压应力p100120MPa取平均值p110MPa。键的工作长度llb1101496mm,键与轮毂键由2中式6-1得2Tiii103p K l d槽的接触高度K0.5h0.594.5mm2739411037391071.32MPap,强度足

48、够。4.59648p键bL14110GB/T1096-20034.3 轴承端盖的设计与选择4.3.1 类型根据箱体设计，选用凸缘式轴承端盖。各轴上的端盖:闷盖和透盖：参照4表4.8闷盖示意图透盖示意图表4-1三个轴的轴承盖D2DOD4Dd0螺钉孔数ne1mb1d1I11401259110016626.63415512n17014010311016627.636m124520515816516627.6331511724.4 滚动轴承的润滑和密封当浸油齿轮圆周速度v2m/s,轴承内径和转速乘积dn2105mmr/min时，宜采用脂润滑。为防止箱体内的油浸入轴承与润滑脂混合，防止润滑脂流失，应在箱体内侧装挡油环.根据3表h17-1知:轴承选用钠基润滑脂(GB492-77)4.5 联轴器的选择4.5.1 联轴器类型的选择为了隔离振动与冲击，选用弹性柱销联轴器。弹性柱销联轴器具有缓冲和吸震性，可频繁的起动和正反转，可以补偿两轴的相对位移4.5.2 联