带式运输机传动装置的课程设计

1、机械设计课程设计说明书设计题目带式运输机传动装置的设计机械工程学院院（系）农业机械化及自动化专业年级2010设计者指导教师 年月日宁夏大学目录1传动方案的分析论证 41.1传动装置的组成 41.2传动装置的特点 41.3确定传动方案41.4传动方案的分析 42.电动机的选择 42.1选择电动机的类型 42.2选择电动机的功率 42.3确定电动机的转速 53传动比的计算及分配 53.1总传动比53.2分配传动比54. 传动装置运动及动力参数计算 64.1各轴的转速64.2各轴的功率64.3各轴的转矩65. 减速器的外传动件的设计 75.1选择V带型号75.2确定带轮基准直径 75.3验算带的速度

2、75.5验算小带轮包角 85.6确定V带根数85.7计算初拉力85.8计算作用在轴上的压力 85.9带轮结构设计86. 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 96.1选择材料、热处理方式和公差等级 96.2初步计算传动的主要尺寸 96.3确定传动尺寸 1.06.4校核齿根弯曲疲劳强度 .126.5计算齿轮传动其他几何尺寸 1.37. 低速级直齿圆柱齿轮的设计计算 147.1选择齿轮的材料 1.47.2确定齿轮许用应力 .147.3计算小齿轮分度圆直径 1.57.4验算接触应力157.5验算弯曲应力 1.67.6计算齿轮传动的其他尺寸 1.67.7齿轮作用力的计算 178中间轴的设计计算 1.78.1已

3、知条件178.3初算轴径188.4结构设计188.5键连接208.6轴的受力分析208.7校核轴的强度 228.8校核键连接的强度 228.9校核轴承寿命229. 高速轴的设计与计算 239.1已知条件239.2选择轴的材料239.3初算最小轴径239.4结构设计249.5键连接269.6轴的受力分析269.7校核轴的强度289.8校核键连接的强度 299.9校核轴承寿命2910. 低速轴的设计与计算 3010.1已知条件3010.2选择轴的材料3010.3初算轴径3010.5键连接3210.6轴的受力分析3210.7校核轴的强度3410.8校核键连接的强度3410.9校核轴承寿命3511润滑

4、油与减速器附件的设计选择 3511.1润滑油的选择3511.2油面指示装置 3511.3视孔盖3611.4通气器 3611.5放油孔及螺塞 3611.6起吊装置3611.7起盖螺钉 3611.8定位销3612箱体结构设计3713设计小结3814参考文献38附：装配图与零件图设计任务带式运输机传动装置的设计。已知条件：1 .运输带工作拉力 F = 2 kN ;2 .运输带工作速度 v = 1.1 m/s ;3 .滚筒直径 D = 300 mm ;4 .滚筒效率n=0.96 （包括滚筒与轴承的效率损失）；5 .工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6 .使用折旧期：8年；7 .工作环境：室内

5、，灰尘较大，环境最高温度35 C;8 .动力来源：电力，三相交流，电压380/220V ;9 .检修间隔期：4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修;10 .制造条件与生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。4 F厂v脅X1动力及传动装置设计计算及说明结果1.传动方案的分析论证机器通常是由原动机、传动装置和工作机三部分组成。其中传动装置是将原动机的运动和动力传递给工作机的中间装置。它通常具备减速（或增速）改变运动形式或运动方向以及将动力和运动进行传递与分配的作用。1.1传动装置的组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。1.2传动装置的特点：齿轮相对于轴承的位置不对称，故沿轴向载荷分布不均匀，要

6、求轴有较大的刚度。1.3确定传动方案：合理的传动方案首先应满足工作机的性能要求，还要与工作条件相适应。同时，还要求工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、使用维护方便、工艺性和经济性好。若要同时满足上述各方面要求是比较困难的。因此，要分清主次，首先满足重要要求，同时要分析比较多种传动方案，选择其中既能保证重点，又能兼顾其他要求的合理传动方案作为最终确定的传动方案初步确定传动系统总体方案为 二级展开式圆柱齿轮减速器，设计图如下:图一：传动系统总体方案设计图1.4传动方案的分析结构简单，采用V带传动与齿轮传动组合，即可满足传动比要求，同时由 于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要

7、求，成本低， 使用维护方便。2. 电动机的选择2.1选择电动机的类型根据用途选用 Y (IP44 )系列一般用途的全封闭式自冷式三相异步电动机2.2选择电动机的功率由已知条件可知，传送带所需的拉力F=2KN，传输带工作速度v=1.1 m/s，故输送带所需功率为Pw= -F二=2.2KW1000由【2】表1-7查得滚筒效率滚=0.96，轴承效率轴承=0.99，联轴器效率 联=0.99，带传动的效率 带=0.96，齿轮传递效率齿轮=0.97。电动机至工作机之间传动装置的总效率为4轴承 带2齿轮 联滚=°.8246Pw电动机总的传递效率为P。=2.66kwF=2000N总查2表12-1，选

8、取电动机的额定功率为Ped=3KW2.3确定电动机的转速P, =2200KW由已知，滚筒的直径为 D=300mm ，工作速度为 v=1.1 m/s ，所以1000*60*v输送带带轮的工作转速为nw=70 r / minDV带传动比i带=24，二级减速器常用的传动比为i内=840总传动比的范围i总=i带* i内 =16160总=0.96F0 =0.8246Rd =3000KW电动机的转速范围为n0=、*n W=112O112OOr / min查2表12-1 ,符合这一转速的范围的电动机同步转速有1500 r/min ,3000 r/min 三种，初选 1500 r/min，满载转速 nm=i4

9、20 r/min 型号Y100L2-4 的电动机。3. 传动比的计算及分配3.1总的传动比i总=nm = 1420 r/min=20.28 r/min nw70nw=70 r/minnm=1420 r/min3.2分配传动比根据带传动比范围，取V带传动比为i带=2.46，则i总减速器的传动比为i= =8.23i带高速级传动比为i高=J（1.31.4）*i =3.273.39 。取i高=3.3i 8 23低速级传动比为i低=2.49i 高 3.34. 传动装置运动及动力参数计算4.1各轴的转速I轴（高速轴）n° n1.|带1420,.r / min 2.46577.23r/minn轴（

10、中间轴）n2577.23r / min174.91r / mini高3.3川轴（低速轴）n2174.91 ,.门3 r / mini 低 2.4970.24r /min"轴（滚筒轴）nw n370.24r / mini总=20.28 r/min4.2各轴的功率n轴（中间轴）P2 =*轴承齿轮 * p1 =0.99*0.97*2.55kw=2.45kw川轴（低速轴）P3 =*齿轮轴承 * p2 =0.45*0.99*0.97kw=2.35kw"轴（滚筒轴）pw =:p4 =联 * 轴承 * p3=0.99*0.99*2.35kw=2.31kwI轴（高速轴）Pi =带 * Po

11、 4.3各轴的转矩电动机轴T°=9550*F0=9550* n266 N m=17.89 N1420mI轴（高速轴）T1 =9550*p1 =9550*255 Nm=42.19Nm577023n轴（中间轴）T2=9550*卫2 =9550*2.45 Nm=133.77Nm174.91川轴（低速轴）T3=9550*p=9550*2.35 Nm=319.51Nmn370.24"轴（滚筒轴）pw2.31T4=9550*w =9550*Nm=314.07Nmnw70.24表一传动装置各轴主要参数计算结果轴号输入功率P/kW转速 n/(r/min)转矩T/N ?m电动机轴2.6614

12、2017.89i轴（高速轴）2.55577.2342.19n轴（中间轴）2.45174.91133.77山轴（低速轴）2.3570.24319.51w轴（滚筒轴）2.3170.24314.07传动比ii带=246i 高=3.3i 低 =249i 带=2.46 i=8.23i 高=3.3i 低 =2.49n1577.23r / minn2174.91r / minn370.24r / minnw 70.24r /minp =2.55kwp2 =2.45kwP3 =2.35kwpw =2.31kw5. 减速器的外传动件的设计5.1选择V带型号考虑到在和变动较小，查【1】表7-5得工作情况系数KA=

13、1.1，则Pd = KA * p0根据nm=1420r/min, Pd =2.93kw，由【1】图7-17选择A型普通V带。5.2确定带轮基准直径由【1】图7-17可知，A型普通V带推荐小带轮直径 D1 =80100 ，选小 带轮D1=100mm ，则大带轮直径为D2 = i 带 * D1 =2.46*100mm=246mm，由【1】表7-7，取D2 =250mm。Dgv带=60 1000100 1420=7.45m/s<25m/s60 10005.3验算带的速度5.4确定中心距和 V带长度根据 0.7 ( D1 + D2) mm=245mm< a0<2( D1 + D2)m

14、m=700mm为了使结构紧凑，取偏低值a°=350mmV带基准长度为，2 (D2 D1)L=2a+ ( D1+ D2)+ 一24aT0 =17.89 N mT|=42.19 N mT2 =133.77 N mT3=319.51 N m=2 X350+ (100+250 )2+ (250 100)2=1265.85mm4 350T4 =314.07 N由1表7-3选V带基准长度Ld =1250mm,则实际中心距为Ld l1250 1265.85a= a0+ -= ( 350+) mm=342.08mm2 25.5验算小带轮包角D2 D11180 -21 x 57.3a180 -1463

15、42.0857.3=155.5 > 1205.6确定V带根数查【1 】表 7-9 K =0.95,由表 7-3 得，K,=1.11，由表 7-10 得，p0 =0.17 ,由表 7-8，得 p° =0.63z=Pd(P0P0) K Kl2.93(0.63 0.17) 0.95 1.11=3.47选择A型普通F0= 500 P(25) +mv2z v带K=500 x2.934 7.452.5 0.95()0.95+0.1 x7.452=103.97N取整z=45.7计算初拉力由【1】表7-11查得V带单位长度质量 m=0.1kg/m,则单根V带张紧力5.8计算作用在轴上的压力Q=

16、2z F0sin 一 =2 X4 X103.7 Xsin 77.9 =813.3N25.9带轮结构设计小带轮采用实心质，由【1】表7-4 , e=150.3 , fmin =9，取f=10.在【2】D1 =100mmD2 =250mm表 12-5 查得 D0=28mm轮毂宽：L带轮=(1.52.0 ) D0=4256mm ，初选 L带轮=50mm轮缘宽：B 带轮=(z-1)*e+2f=65mm大带轮采用孔板式结构，轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设带速符合要求计同步进行。6. 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算6.1选择材料、热处理方式和公差等级考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用

17、45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由【3】表8-17的齿面平均HBWj =236,HBW2=190HBW ，HBW- HBW2 =46HBW，在 3050HBW 之间。选用 8 级精度a0 =350mm6.2初步计算传动的主要尺寸因为平均硬度小于 350HBW，则齿轮为软面闭式传动，故按齿轮接触强度 进行设计(外啮合)。3 2kT1 u 1 ZeZhZ Z 2d1忙(1)小齿轮传递的转矩为T|=42190N*mm初选k'=1.2，由【3】表8-18得 d=1.1初选3=12 o，由【3】图9-2查得 查得节点系数Zh =1.72 。齿轮的传动比为u=3.3 ,初选 乙=23，则

18、Z2=u* 乙=3.3*23=75.9，取(8)整数76,则端面重合度为合度为1=1.88-3.2*( 一 乙=0.318* d*Z1 *tan由3图8-3查得 重合度系数Z由3图11-2查得 螺旋角系数Z许用接触应力可用下式计算hZn * H limSH=1.71=0.775=0.99)cos 3=1.66轴向重Z2Ld =1250mma=342.08mm1 =155.5>120合格计算H lim1 =2HBW+69=2*236+69=541MPaH |im2=2HBW+69=2*190+69=449 MPa大小齿轮的应力循环次数为N1 =60* n 1 *a Lh =60*57702

19、3*2*8*365*8=1.618*109hN2 =N19618*10=4.903* 108 h3.3由【3】图8-5查得寿命系数Z N1 =1.0 ， Z n 2 =1.05取安全系数SH= 1.0则小齿轮的许用接触应力为7 *N H lim1H1= =541 MPaSh大齿轮的许用接触应力为Z *H2= zNHJjm =471.45 MPaShz=4 由【3】表8-19得弹性系数 ZE =189.8故Hmin=472 MPa初算小齿轮的分度圆dit得dit32k£ ud1 ZeZhZ zh2 1.2 42190(3.3 1),189.8 2.46 0.775 0.99)21.13

20、.3(472=41.03mmF0 =103.97N6.3确定传动尺寸计算载荷系数 查得使用系数 Ka=1.0v= d1t* *n1= 41.03* *577.23 =1.24m/s60*100060*1000由3图8-6查得齿间载荷分配系数Kv=1.05由3图8-7查得齿向载荷分配系数K =1.21由3表8-22查得齿间载荷分配系数K =1.2载荷系数k=K *K * Kv* KA=1.*1.05*1.21*1.2=1.52对d1t进行修正，因k'与k有较大的差异，故需对由计算出的k'进行修正Q=813.3N确定模数 mn = d1 COS一 =1.89 取整 mn =2Z1圆

21、整 a1=100mm中心距 a1= Z1= 2376 =101.21mm2cos 2cos12螺旋角为3=arcos代（乙即=8.1 o2a1因B值与初选值相差较大，故对与B有关的参数进行修正，由【3】图9-2查得，ZH =2.481 1端面重合度系数=1.88-3.2,( )cos 3=1.68Z1Z2轴向重合度为=0.318 d乙tan =1.37 o由【3】图8-3查得重合度系数 Z =0.774由【3】图11-2查得螺旋角系数Z =0.992d1tZeZhZ zh3 2*1.52*42190V(3.3 1)*(3.3189.8*2.48*0.774*0.992472)2=44.66mm

22、精确计算圆周速度为d1t* *n 144.6*577.23v= = =1.35m/s60*1000 60*1000由图8-6查得 动载荷系数Kv=1.0945钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度* KA =1.0*1.08*1.21*1.2=1.58358 =45.24mmV 1.2mn=d1*cos=1.95,取标准值 mn=2Z1,mn * Z12*23d1 = = mm=46.46mmcos cos8.1mm=116.68mmd2=mn*Z1= 2*76cos cos8.1b= d* d1 ，取整 b2=50mmb|=b2+ ( 510 ) mm 取 b| =60mm6.4校核齿根弯曲

23、疲劳强度齿根的疲劳强度条件2* k*Tb* mn* d1* YfYsYbYz123Zv1 =3 =COS3 =23.70 cos12 3Z =勺Zv2 =3 'COS76=3 =78.32cos12齿形系数 Yf和应力修正系数 Ys，当量齿数为乙=23乙=75.9其中 k=1.52 , T=42190N ?mm , mn =2 , d1 =46.46mm , b= 50mm由3图 8-8 查得 Y =2.68，Ys=2.25由3图 8-9 查得 Ys1=1.57，Ys2=1.76由3图8-10查得 重合度系数 Y =0.72由3图11-3查得 螺旋角系数 Y =0.93许用弯曲应力v

24、*YnF limFSf由3表 8-11查得弯曲疲劳极限应力为Flim1 =1.8HBS=425MPaFiim2=1.8HBS=342 MPa由3图8-11查得 寿命系数 Yn1= Yn2=1由3表8-20查得 安全系数Sf =1.6V *F1-N1皿=265.6MPaSfY *f2 _=213.8MPaSfF12* k*T1b* mn *d1*YfiYsiYY50*2*45.24=83.03 MPaF1<F1,则F2 =YS2YF2Ys1Yf1=78.14 MPa F26.5计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数mt =cos2=2.02015cos8.1齿顶高ha =*hamn =1*2=2

25、齿根高hf =(hac)mn= ( 1+0.25)*2=2.5mm全齿高h= ha + hf =2+2.5=4.5mm顶隙c= c mn =0.285*2=0.5齿顶圆直径da1 = d12ha46.46 2*250.46齿根圆直径da2d22ha153.53 2*2157.53df 1d12hf(46.46 2*2.5) mm 41.46mmdf 2d22hf(157.53 2*2.5) mm 152.53mmH1=541 MPh2 =471.45MPaH min =472 MPa同前小齿轮调质 ，236HBW大齿轮正火 ，190HBWd1t 41.03mm7. 低速级直齿圆柱齿轮的设计计算

26、7.1选择齿轮的材料7.2确定齿轮许用应力许用接触应力：由1表8-39 知H lim bSHKhl由1表8-10查得Hlim1223669541MPaH Iim2219069449MPa故应按接触极限应力较低的计算，只需求出大齿轮h2对于正火的齿轮H =1.0由于载荷稳定，故按1表8-41，求轮齿应力循环次数Nh8Nh =60 n2t =60 X174.91 X2 X8 X365 X8=4.9 X10循环基数Nhl由1图8-41查得当HBS为300时，Nho 2.5 107因Nh Nh0 Khl 6 Nh0 =1V Nh449h2=MPa 449MPa1.0由1式 8-46知fF limSfk

27、FckFIFlim b11.8HBS424.8由1表 8-11知HBSFlim b21.8342许用弯曲应力K=1.52fi得F 2取SF2单向传动取kFc1同Nfv Nfo所以kFc 1424.8MPa 212.4MPa2342MPa 171MPa27.3根据接触强度，求小齿轮分度圆直径由1式 8-38Fv kBu 1did h2d384初步计算kd 84in2 d 13 13377 1.18 3.491 4492 2.49d186.64 取 b486 mm(表 8-9)k 1.1886.644 mmd4215.21 mma1 =100mmb3 b2(5 10) mm 取 b3=95mm选定

28、 Z3 43 Z4uZ1 =43 X2.49=107.7取 107m d1睑644 2.01mm 取 m=2Z 43a (Z1 Z2)150mm27.4验算接触应力由18-37 知ZhZeZ2T1k kv(u_1)d； dU取 Zh =1.76 Z =1ZE =271齿轮圆周速度Vd1n160 100040.216 174.9160 10000.368由图8-39查得kv=1.15 （8级精度齿轮）H =1.76 X271 X12 133770 118 1.15 3.49(40.216)3 12.49 =421'92 *接触强度足够7.5验算弯曲应力由1表8-43知f = Yf2T2K

29、 Kv2d1 dmd1t 44.66mm由1图8-44查得 Z1=43Yf1=3.76Z2=107Yf2 =3.75F1 12702=N/ mm =65.21MPYf13.761F 2 = 270 MP=72MPYf23.75故应验算小齿轮的弯曲应力F1 = Yf2T2K Kv2d1 dm=3.76 x2 133770 1.18 1.152=4647MP86.641 2F1 VF弯曲强度足够1 27.6计算齿轮传动的其他尺寸齿顶高ha = ha m=1 x2=2mm齿根高 hf = h, C m= (1+0.25 ) 2=2.5mm全齿高 h= ha + hf =2+2.5mm=4.5mm顶隙

30、 C= c m=0.25 X2=0.5mmmn =2齿顶圆直径da3 = d3 +2 ha =86.644+4mm=90.644mmda4 = d4+ 2ha =215.21+4mm=219.21mm齿根圆直径 df3 = d4 2 hf =86.644-2 X2.5=81.644mmd1 =46.46mmd2 =116.68mmb2 =50mmb =60mmdf4 = d4 2hf =215.211 2 X2.5=201.211mm7.7齿轮作用力的计算高速级齿轮传动的作用力已知高速轴传递的转矩 £=42190 X1mm 转速n =577.23r/min螺旋角 =8.6小齿轮左旋，

31、大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径d1 =46.46mm 齿轮1的作用力厂如亠 l2T12 42190圆周力 Ft = = N=1816.2Nd146.46tanxntan20径向力为 Fr2Ft1n =1816.2 XN=667.7Ncoscos8.1轴向力 Fa2Ft1 tan =1816.2 xtan8.1 =258.5N 齿轮2的作用力从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等，作用力方向相反。低速级齿轮传动的作用力已知条件低速轴传递的转矩T2=133770N mm 转速n2 =174.91r/min小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径为d3 =86.64齿轮3的作用力圆周力2T22

32、 133770 =308.80Nd386.64径向力Fr3 Ft2 tan 3088.0 tan20 1123.94齿轮4的作用力从动齿轮4各个力与主动齿轮 3上相应的力大小相等， 作用力方向相反。8中间轴的设计计算8.1已知条件中间轴传递的功率 P2=2.45kW，转速n2 174.91r /min，齿轮2分度圆 直径 d2=153.53mm ，齿轮宽度 b2=50mm ， b3=95mm8.2选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选常用的材料45钢，调质处理8.3初算轴径3查表9-8得C=106135 ，考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，故取小值 C

33、=110，则 dmin3P2C 110 寸 2.45 mm 26.52mmVn，V 174.918.4结构设计轴的结构构想如图轴承部件的结构设计轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，按轴上零件的安装顺序，从dmin处开始设计满足齿根弯曲疲劳强度轴承的选择与轴段及轴段的设计该段轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行，选择深沟球轴承。轴段、上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内经系列。暂取轴承为 6208，经过验算，轴承 6208的寿命符合减速器的预期寿命要求。由3表11-9得轴承内径d=40mm ，外径D=80mm ，宽度B=18mm ，定位轴肩直径da=47mm，外径定位直径

34、 Da=73mm ，对轴的力作用点与外圈大端面的距离 a3 =9mm，故d! =40mm通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d5=40mm轴段和轴段的设计轴段上安装齿轮 3，轴段上安装齿轮 2，为便于齿轮的安装，d2和d4应分别略大于d1和d5，可初定d2= d4=42mm齿轮2轮毂宽度范围为(1.21.5 ) d2=50.463mm ，取其轮毂宽度与齿轮宽度b2=50mm相等，左端采用轴肩定位，右端次用套筒固定。由于齿轮3的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度b3 =95mm 相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮 端面，轴段和轴段的长度应比相应齿轮

35、的轮毂略短，故取L2=92mm ，L4 =48mm轴段该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为(0.070.1 )d2 =2.944.2mm ，取其高度为 h=4mm，故 d3 =50mm齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取为1 =10mm ，齿轮2与齿轮3的距离初定为 3=10mm ，则箱体内壁之间的距离为 Bx 2 13 b3b2 (2 10 10 95 60 50)mm 180mm2 2齿轮2的右端面与箱体内壁的距离2=1 +( b1- b2)/2=10+(60-50)/2=15mm ，则轴段的长度为L33 10mm轴段及轴段的长度该减速器齿轮的圆周速

36、度2m/s，故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为=12mm ，中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段的长度为L1 B1 3mm (18 12 10 3)mm 43mmmt =2.02015ha =2hf =2.5mmh=4.5mmc=0.5da1 =50.46da2 =157.53d f 1 =41.46df 2=152.5345钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度轴段的长度为L5 B2 2mm (18 12 15 2)mm 47mm轴上力作用点的间距a3=9mm ，则由3图 11-6轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离可得轴的支点

37、及受力点间的距离为951 L12a33mm(43923)mm78.5mmb2b350952L32(102)mm82.5mm3L5b2a32mm(4750 c 92)mm61mm228.5键连接齿轮与轴间采用A型普通平键连接，查3表8-31得键的型号分别为键12 X90GB/T 1096 1990 和键 12 X45GB/T 1096 1990h 2 449MPa8.6轴的受力分析(1) 画轴的受力简图轴的受力简图如图所示F1212.4MPaF2 171MPa(2) 计算轴承支承反力在水平面上为F r2l3R1XFr3(l213)Fa?l1 l2 l3k 1.18Z343667.7 61 112

38、3.94 (82.5 61) 258.5 2178.5 82.5 61567.5NR2XFr2Rh Fr3 667.7 ( 567.5) 1123.94 110.56 N式中的负号表示与图中所画力的方向相反 在垂直平面上为RzFt3(l2b) Ft2l3l1 l2 l33088(82.561) 1816.278.5826F61n2495.12 NR2z Ft3 Ft2 Rz (3088 1816.2 2495.12) N 2409.08NZ4=107m=2轴承1的总支承反力为a 150mmR1RZ、576.52 2495.122” 2558.84N轴承2的总支承反力为R2, R； R；z110

39、.562 2409.082N 2411.62N(3)画弯矩图弯矩图如图11-10c、d、e所示 在水平面上，a-a剖面右侧M axR1xl1567.50 78.5N mm 44548.75N mmb-b剖面为M 'bxR2xl 3110.56 61N mm6744.16 N mmMbx M'bxFa26744.16258.5 N mm21315.66N mm在垂直平面上为M azR1zl12495.12 78.5 N mm195866.92 N mmM bz R2zl32409.08 61N mm 146953.88 N mm合成弯矩，a-a剖面左侧接触强度足够Ma 、M； M

40、；z44548.75" 195866.92 mm200869.21N mmb-b剖面左侧为MbMbz X315.662 16953.88" N mm146959.77N mmb-b剖面右侧为Mb M '2x M bZ ,6744.16? 146953.882N mm 147108.55N mm(4)画转矩图，T2133770N mm8.7校核轴的强度a-a剖面弯矩大，且作用有转矩，其轴颈较小，故a-a剖面为危险截面求当量弯矩：一般认为低速轴传递的转矩是按脉动循环变化的。现选用轴的材料为45钢，并经过调制处理。由教材表10-1查出其强度极限2 2b 650N /mm

41、，并由表10-3中查出与其对应的 1b 60N /mm，取=0.58Mva M： T 2，200869.212(0.58 133770)2 N mm215332.58N mm根据a-a剖面的当量弯矩求直径在结构设计中该处的直径 215332.58mm32.99mmd2 42mm，故强度足够。8.8校核键连接的强度弯曲强度足够齿轮2处键连接的挤压应力为48.26MPa4T24 133770 MPad4hl 42 8 (45 12)取键、轴及齿轮的材料都为钢，由3表8-33查得 p=125150MPa，强度足够齿轮3处的键长于齿轮2处的键，故其强度也足够8.9校核轴承寿命计算轴承的轴向力 由3表1

42、1-9 查的深沟球轴承6208 轴承得Cr =29500N， Cor =18000N，Fa2 =521.00N ，=890.2 N。Fr3=1123.74N，Fa3=0N因为径向力方向相反，则选最大的径向力计算寿命。FaCor258.5180000.01436Fr258.51123.940.23利用插值法，计算径向动载荷系数 X=0.56，轴向动载荷系数 Y=1.22.贝U当量动载荷P XFr YFa由1公式16670 Cn P16670 29500174.91 1133.71679161.886hL10h < L10h'，故轴承寿命足够9.高速轴的设计与计算9.1已知条件高速轴

43、传递的功率 P1=2.55kw，转速r)1=577.23r/min，小齿轮分度圆直径 d1 =32.33mm,齿轮宽度 b =60mmha =2mmhf =2.5mmh=4.5mmc=0.5mmda3 =90.644mmda4 =219.21mmd f3 =81.644mmd f4 =201.211mmFt2 =1816.2N9.2选择轴的材料Fr2 =667.7N因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由3表8-26选Fa2 =258.5N用常用的材料45钢，调制处理9.3初算最小轴径查3表9-8得C=106135 ，考虑轴端既承受转矩，又承受弯矩，故取中dmin =C间值C=12

44、0，则2.55=19.68mm577.23轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径为d! >19.68mm+19.68*(0.030.05) mm=20.2720.66取 dmin =21mm9.4结构设计Ft3=308.80NFr3 1123.94轴的结构构想如图所示（1）轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小、轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从轴的最细处开始设计（2）轴段轴段上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮毂轴空设计同步进行。根据第三步初算的结果，考虑到如该段轴径取得太小，轴承的寿命可能满足不了减

45、速器预期寿命的要求，初定轴段的轴径di=25mm,带轮轮毂的宽度为（1.52.0 ） d1 = （ 1.52.0 ） *25mm=33mm42mm, 结合带轮结构45，调质处理L带轮=37.550mm ，取带轮轮毂的宽度 L带轮=42mm,轴段的长度略小于毂孔宽度，取L1 =40mm（3 ）密封圈与轴段d min26.52mm在确定轴段的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。带轮用 轴 肩 定 位， 轴 肩 高 度 h=（0.070.1）d1 =（0.070.1）*25mm=1.752.5mm。轴段的轴径 d2= d1 +2* （2.13）mm=29.231mm,其最终由密封圈确定。该处

46、轴的圆周素的小于3m/s,可选用毡圈油封， 查3表8-27 选毡圈35 JB/ZQ4606 1997，贝U d2=30mm（4 ）轴承与轴段及轴段考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。 现暂取轴承7207 ,由表11-9得轴承内径d=35mm, 外径 D=72mm,宽度B=17mm ，内圈定位轴肩直径 da=42mm,外圈定位内径Da=65mm,在轴上力作用点与外圈大端面的距离a3=15.7mm,故取轴段的直径d3=35mm 。轴承采用脂润滑，需要用档油环阻止箱体内润滑油溅 入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装档油环，轴承靠近箱体内壁的端面 距箱体内

47、壁距离取,档油环的档油凸缘内侧面凸出箱体内壁12mm,档油环轴孔宽度初定为 B1 =15mm,则 L3=B+ B =17+15=32mm通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号，则d7=35mm,L7 =B+ B1=17+15=32mm(5) 齿轮的轴段该段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d5应略大于d3，可初定 d5=42mm ，则由表8-31知该处键的截面尺寸为 b*h=12*8mm, 轮毂键槽深 度为t1 =3.3mm,由于df1与dq较为接近，故该轴设计成齿轮轴，则有d5= df1， L5 = 0 =60mm(6) 轴段和轴段的设计该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，则d4 d6 =48

48、mm,齿轮右端面距箱体内壁距离为1，则轴段的长度 L61 E =(12+10-15)mm=7mm 。轴段的长度为L4Bx1 bB1 =(180+12-10-60-15)mm=107mm(7) 轴段的长度该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为 Lc1 c2 (5 8)mm，由3表4-1可知，下箱座壁厚 =0.025 a2 +3mm=(0.025*150+3)mm=6.75<8mm,取=8mm,a1 a2 =(100+150)=250mm<400mm,取轴承旁连接螺栓为M16 ,则 c =24mm,c2=20mm ,箱体轴承座宽度 L=【8+20+16+(58 )】mm=4952mm, 取L=50 ;可取箱体凸缘连接螺栓为M12，地脚螺栓为d =M20，