带式运输机传动装置设计课程设计报告书

1、湖北文理学院理工学院机械与汽车工程系机械设计课程设计说明书设计题目：带式运输机传动装置专业班级：机械1312姓 名：学 号: 指导老师：成绩评定等级评阅签字评阅日期湖北文理学院理工学院机械与汽车工程系2016年1月目录第一章课程设计任务书 11.1主要内容11.2任务11.3进度安排11.4 设计数据 . 21.5 传动方案 . 21.6 已知条件 2第二章 电动机的选择 32.1 电动机容量的选择 32.2 电动机转速的选择 32.3 电动机型号的确定 4第三章 传动装置运动及动力参数计算 . 3.1 分配传动比 3.1.1 总传动比 3.1.2 分配传动装置各级传动比 3.2 各轴转速、输

2、入功率、输入转矩 转速的计算 第四章 传动装置设计 44 4 4 5. 64.1 高速齿轮的计算 64.1.1 选精度等级、材料及齿数 64.1.2 按齿面接触强度设计 64.1.3 确定公式内的各计算数值 74.1.4 按齿根弯曲强度设计 84.1.5 几何尺寸计算 104.2 低速齿的轮计算 . 114.2.1 选精度等级、材料及齿数 114.2.2 按齿面接触强度设计 114.2.3 确定公式内的各计算数值 114.2.4 计算 124.2.5 确定计算参数 134.2.6 设计计算 144.2.7 几何尺寸计算 15第五章 轴的设计 165.1 低速轴 3 的设计 165.1.1 总结

3、以上的数据。 165.1.2 求作用在齿轮上的力 165.1.3 初步确定轴的直径 165.1.4 联轴器的型号的选取 175.1.5 轴的结构设计 175.2 中间轴 2 的设计 235.2.1 总结以上的数据。 235.2.2 求作用在齿轮上的力 235.2.3 初步确定轴的直径 235.2.4 选轴承 245.3 第一轴 1 的设计 265.3.1 总结以上的数据。 265.3.2 求作用在齿轮上的力 265.3.3 初步确定轴的直径 265.3.4 联轴器的型号的选取 265.3.5 联轴器的型号的选取 275.3.6. 轴的结构设计 272830第六章滚动轴承的计算 第七章连接的选择

4、和计算第八章润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 31第九章箱体及其附件的结构设计. 31第十章 总结 33参考文献 34第一章课程设计任务书班级：机械1312姓名： 学号： 指导老师：雷 芳 日期：2016年1月班级：机械1312姓名：_学号：_0指导老师：雷 芳 日期：2016年1月设计题目：带式运输机传动装置的设计设计时长：二周1.1主要内容1. 掌握减速器齿轮、轴、轴承、箱体、键等所有零件的设计计算;2. 会用机械设计手册查取数据和标准件的型号。1.2任务1、 按照设计数据（编号） 旦和传动方案（编号）A0,高速级选用圆柱直齿轮，低速 级选用圆柱直齿轮设计减速器装置。2、绘制传动装置装

5、配图一张（A0/A1）；3、绘制传动装置中轴、齿轮零件图各一张（A3）；4、编制设计说明书一份。（字数在8000字左右）1.3进度安排时间内容安排第1天布置任务，总体设计第2 天运动分析、计算传动比、计算功率第3 天齿轮的设计计算第4 天轴的结构设计计算第5 天轴的计算，箱体的设计第6-8 天绘制装配图、零件图第9-10天编制设计说明书、答辩1.4设计数据数据编号A0运输带工作拉力F(N)4800运输带速度(m/s)1.25卷筒直径D(mm)5001.5传动方案a二级展开式1.6已知条件1、第四部分的设计数据；2、工作条件：两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘(运输带、卷筒及 支撑

6、包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已在 F中考虑)，环境最高温度40 C;3、使用折旧期：8年 检修间隔期：4年一次大修，两年一次中修，半年一次小修4、动力来源：电力，三相交流，380/220V;5、运输带速度允许误差：土 5%6、生产条件：中等规模制造厂，可加工 78精度的齿轮及蜗轮，小批量生产。第二章电动机的选择因为动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V;所以选用常用的封闭式系列的 交流电动机2.1电动机容量的选择1）工作机所需功率Pw由题中条件 查询工作情况系数KA查得K A=1.3设计方案的总效率no二ni* n2*n3* n4* m* mnn本设计中的n联一一联轴器的传动效率（2个

7、），n轴一一轴承的传动效率（4对），n齿一一齿轮的传动效率（2对），本次设计中有8级传动效率 其中n联=0.99（两对联轴器的效率取相等）n轴承123=0.99 （123为减速器的3对轴承）n轴承4=0.98 （4为卷筒的一对轴承）n齿=0.95 （两对齿轮的效率取相等）n总=n联*3轴承123*2齿* n联* n轴承4=0.8412）电动机的输出功率Pw=k*FV =5.9592KW1000轴承4Pd= Pw/ 总，总=0.841Pd= 5.9592/0.84 仁3.464KW2.2电动机转速的选择由v=1.25m/s 求卷筒转速nV =如=1.25 n w=79.614r/m in60*

8、1000nd=( i1 ' ? i2 'in ') nw有该传动方案知，在该系统中只有减速器中存在二级传动比i1,i2，其他 传 动比都等于1。由1表13-2知圆柱齿轮传动比范围为35所以 nd =(i1*i2) nw=32，52* nw所以nd的范围是(859.88，2547.65)r/min，初选为同步转速为1430r/min的电动机2.3 .电动机型号的确定由表12-12查出电动机型号为Y100L2-4,其额定功率为3kW满载转速1430r/min。基本符合题目所需的要求。电动机型额定功满载转速堵转额定最大额定质量号率/KWr/mi n转矩转矩转矩转矩/KgY10

9、0L-4,3.014302.22.338第三章传动装置运动及动力参数计算3.1分配传动比总传动比nm1430i am17 . 96nw79 . 614分配传动装置各级传动比由于减速箱是展开式布置，所以i 1=( 1.3-1.5 ) i2因为 i = 17.96，取 i = 18,估测选取 i 1=5.2 i 2=4.9速度偏差为0.3%,所以可行3.2各轴转速、输入功率、输入转矩转速的计算电动机转轴速度n o=143Or/mi n高速 I ni= 2m=1430r/min中间轴 II 门2二巴=283.92r/mini 0ii低速轴 IIIn3=空=95.4r/min 卷筒 n4=93.1r/

10、min。i2各轴功率电动机额定功率 Po=Fd* oi =3Kw （n01=1）高速 I F i=F0*n12二P0*n联 n轴承 二 3*0.99*0.99= 2.9403 Kw（n12 =门联门轴承=0.99*0.99=0.98）中间轴 II P 2=P1 23 =P1*n 门齿门轴承=2.9403*0.95*0.99=2.7653 Kw（n23=门齿 n轴承=0.95*0.99=0.94）低速轴 III P 3=P2* n34=P?* 门齿门轴承=2.7653*0.95*0.99=2.600 Kw（n34=门齿 n轴承=0.95*0.99=0.94）卷筒 P 4二巳* n45=R* n联

11、 n轴承=2.600*0.98*0.99=2.523 Kw（n45=n联 n轴承=0.98*0.99=0.96 ）各轴转矩电动机转轴T0=2.2 N ?m高速 | T 1= 9550* P = 9550*2.9403=19.634 Nn11430中间轴 II T 2= 9550* P = 9550*2.7645=88.615 Nn1297.930低速轴 III T 3= 9550* P3 = 9550*2.5748 =264.118 Nn393.1卷筒 T 4= 9550* P4 = 9550 * 2- 4980 =256.239 Nn493. 1其中 Td=9550巴(n*m)项目电动机轴高

12、速轴1中间轴II低速轴III卷筒转速（r/min 9293.193.1功率（kW32.793292.6282.42042.4204转矩（n m2.219.65488.6177264.1175256.2395传动比114.83.21效率10.980.940.940.96第四章传动装置设计4.1高速齿轮的计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数2.9403KW1430r/mi n4.819.643N - m1.34.1.1 选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；选择小齿轮材料为40C（调质），硬度为280HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS二者材料

13、硬度差为40HBS2）精度等级选用7级精度；3）试选小齿轮齿数z1 = 20,大齿轮齿数z2 = 96的；4.1.2 按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按dt >2.32* *KtT© d确定公式内的各计算数值1)(1) 试选 Kt = 1.3(2) 由1表10- 7选取尺宽系数© d= 1(3) 由1表10- 6查得材料的弹性影响系数 ZE= 189.8Mpa(4) 由1图10- 21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极a Him1 =600MPa大齿轮的解除疲劳强度极限a Him2 = 550MPa(5) 由1式1

14、0- 13计算应力循环次数Ni = 60n 1jLh = 60x 1430X 1X(2X 8X365X 8)= 4X 10e9N2= Ni/4.8 = 8.35 x 10e8此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时(6) 由1图10- 19查得接触疲劳寿命系数 KHN= 0.90 ; KHIN = 0.95(7) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S= 1,由式(10- 12)得 a H 1 = 0.90 x 600MPa= 540MPaa h2= 0.98 X 550MP= 522.5MPa2)计算(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t2.322=37.0

15、433 |2d1t > 2.321.3 19.6543 10 4.8 1 189.8益If © d U aH(2) 计算圆周速度V= n ditn2= n 37.043 =2 773960 1000 60 1000(3) 计算齿宽b及模数mnf=dJ1 = 37.043 =1.852Z120b/ h=34.043/4.1678=8.89b=© dd1t=1 x 37.043mm=37.043mmh=2.25mnt=2.25 x 1.852mm=4.1678mm(4) 计算载荷系数K 由1表102已知载荷平稳，所以取 KA=1根据v=2.7739m/s,7级精度，由1图

16、10 8查得动载系数Kv=1.14 ;由1表104查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时 Khb的计算公式和直齿轮的相同，所以： K hb=1.12+0.18(1+0.6 x© d 2) © d 2+0.23 x 10 3b2 2= 1.12+0.18(1+0.6*1)*1 +0.23*10e-3*37.043=1.41652由 b/h =8.89 , Khb=1.41652查1表 1013 查得 Kfb = 1.33由1表10 3查得KHa =KHx =1.1。故载荷系数K=KaK/KHa KhB =1X 1.14 x 1.1 x 1.41652=1.7763(5) 按实

17、际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由1式(10- 10a)得3 3 .d 1= d1t _ K/Kt =37. 043,1.7763 / 1. 3 mm=41.10968mm(6) 计算模数 m m 虫=41.10968 mm=2.055z1204.1.4 按齿根弯曲强度设计由1式(10 5)1)确定计算参数由1图io-2Oc查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限a Fi=500Mpa大齿轮得弯曲疲劳极限强度 a F2=380MPa由110-18 查得弯曲寿命系数 KFni=0.85 K fnfO.88计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4 见1表10-12得a F1= ( Kfn1* a F1)/S

18、= 0- 85 * 500 =303.57Mpa1.4a F2=(KFN2* a F2) /S= 0.88*380 =238.86Mpa1.4(1) 计算载荷系数K二KKKFaKB =1X 1.12 X 1.2 X 1.33=1.7875(2) 查取应力校正系数由表 10- 5 查得 Ysa 1 = 1.55; Ysa2=1.79(3) 计算大、小齿轮的并YFaYSa加以比较 aF=0.014297Y Fa1YSa1 =2.74 1.569 a f 1339.29Y Fa2YSa2 =aF 22.172 1.798266=0.016341大齿轮的数值大。2)设计计算m> 2.23* 3

19、2 仃鸽芽43*1叫.016341 =1.4212对结果进行处理取m=2Zi=dl/m=41.1097/2 21 大齿轮齿数，Z2=u* Z1=4.8*2仁1004.1.5 几何尺寸计算1) 计算中心距d1=z1m=21*2=42d2=z1m=100*2 =200a=(d1+d2)/2=(200+42)/2=121 , a 圆整后取 121mm2) 计算大、小齿轮的分度圆直径d1 zm =42mm d2Z2m=200mm3) 计算齿轮宽度b= dd1, b=42mmB1=47mm B2=42mm备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm4) 验算Ft=2T1/d 1=2*19.6543*1

20、0e3/42=935.919 Nk Ft1 * 9359. 19022.58100 m/sb42结果合适5) 由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2424721大齿轮2200421006)结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm而又小于500mm故以选用腹板式为宜。 其他有关尺寸参看大齿轮零件图。4.2低速齿的轮计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数2.7654KW297.92r/mi n3.288.6177N m1.34.2.1选精度等级、材料及齿数1) 材料及热处理；选择小齿轮材料为40C(调质)，硬度为280HBS大齿轮材料为45钢(调 质)，硬度为240HBS二

21、者材料硬度差为40HBS2) 精度等级选用7级精度；3) 试选小齿轮齿数z1 = 24,大齿轮齿数z2= 77的；4.2.2 按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算32KJ u 1 Zedt2 32* ©d u h4.2.3 确定公式内的各计算数值(1) 试选 Kt = 1.3(2) 由1表10- 7选取尺宽系数© d= 1(3) 由1表10- 6查得材料的弹性影响系数 ZE= 189.8Mpa(4) 由1图10- 21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限。Hlim1=600MPa大齿轮的解除疲劳强度极限° Hlim2

22、 = 550MPa(5) 由1式10- 13计算应力循环次数N1 = 60n 1jLh = 60x297.92 x 1 X(2X 8X 365X 8)= 8.351 x 10e8N2 = N1/3.2 = 2.61 x 10e8此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时(6) 由1图10- 19查得接触疲劳寿命系数 KHN牡0.90 ; KHN2= 0.95计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S= 1,由式(10-得(T H1 = 0.90 x 600MP丰 540MPa(T H2 = 0.95 x 550MP丰 522.5MPa3KE u 1Ze2u%32

23、1.3 88.61771033.2 1189.8V13.2522.5(7) 试算小齿轮分度圆直径d1td1t >2.32*=62.9349计算1）计算圆周速度n djtn2n 62.9349* 297.92V= 60 1000 =60 1000=0.9810 m/s2）计算齿宽b及模数mb=© dd1t=1 x 62.9349mm=62.9349mm%62.9349m=z1 =20=3.1467h=2.25mnt=2.25 x 3.1467mm=7.08mm b/h=62.9349/7.08 =8.89计算载荷系数K 由1表10 2已知载荷平稳，所以KV=1.14由1表10 4

24、查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时的KHB计算公式和直齿轮的相同，固KHB=1.12+0.18(1+0.6 X © d 2 )© d 2 +0.23 x 103 b= 1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*27.122=1.414由 b/h=8.92 , KHB=1.414查1表 1013 查得 KFB =1.33由1表10 3查得KHa =KHa =1.1。故载荷系数K=KAKVKH KHB =1 X 1.14 X 1.1 X 1.414=1.77314) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由1式(10 10a)得3 3d1=K /心

25、=62.9349 、1.7731/1.3 mm=69.78mmd169.785) 计算模数 m mZ1 = 20 mmr 3.48906) 按齿根弯曲强度设计。由1式(10 5)3 2KT1m>©dz1*4.2.5 确定计算参数由1图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限(T F1=500Mpa大齿轮得弯曲疲劳极限强度。F2=380MPa由110-18 查得弯曲寿命系数 KFN1=0.85KFN2=0.88计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4 见1表10-12得0.85* 500(T F1=(KFN1怙 F1) /S=1.4=303.57Mpa0.88* 380(T F2

26、=(KFN2*° F2) /S=238.86Mpa1) 计算载荷系数K=KAKVKF KFp =1X 1.12 X 1.2 X 1.33=1.78752) 查取应力校正系数有1表 10-5 查得 YFa 1= 2.8; YFa2=2.18由1表 10 5 查得 Ysa1=1.55; Ysa2=1.79K=1.7875YFa1YSa1% 1 =0.014297YFa 2Ysa26 2 =0.016341所以大齿轮的数值大。设计计算3 2KT1 丫FaYsa 3 2 1.7875 88.6177* 10e3cc“c一丄 2. 20.016341m= °dZ1* 二1 20=3.

27、4485对结果进行处理取m=3.5 ,（见机械原理表5-4，根据优先使用第一序列，此 处选用第一序列）小齿轮齿数 Z仁d1/m=69.9349/3.5 19.9814 20大齿轮齿数 Z2=u* Z1=3.2*20=64计算中心距d1=z1m=20*3.5=70,d2=z2m=64*3.5=224a=(d1+d2)/2=(70+224)/2=147 , a 圆整后取 147mm, di 乙mi=70.00mm计算齿轮宽度计算大、小齿轮的分度圆直径b=© dd1 b=70mm B仁75mm ， B2=70mm备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm验算Ft=2T2/d2=2*88

28、.6177*10e3/70=2531.934 Nk Ftb1* 2531.9347036.17100N/mm结果合适由此设计有模数分度圆直径压力角齿宽小齿轮3.57020°75大齿轮3.522420°70第五章轴的设计5.1 低速轴3的设计Ft2T3d22*264.118*102242358.17N总结以上的数据功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.6264.118N m93.1r/min224mm20°Kw求作用在齿轮上的力Fr=Ft*tan=2358.17*tan20 ° =858.30N初步确定轴的直径45号钢先按式115-2初步估算轴的最小直径。选

29、取轴的材料为根据表115-3选取A0=112于是有dmin Ao*3 P3 112*3 上6 34.02mm,n393.1此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d1-2为了使所选的轴的直径d1-2与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。联轴器的型号的选取查表114-1,取 Ka=1.5 则;Tea二Ka*T3=1.5*264.118=396.177N m按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003 （见表28-2 ）,选用GY5型凸缘联轴器，其公称转矩为 400N -半联轴器的孔径 d仁35mm固取d1-2=35mm轴的结构设计1 ）拟定轴上零

30、件的装配方案TI2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3 段的直径d2-3=42mm左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=45半 联轴器与轴配合的毂孔长度 L仁82mm ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取1-2断的长度应比L1略短一些，现取L1-2=80mmb初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量=8'-16' > 大量生产价格最低，固选用深沟球轴承又根据 d2-

31、3=42mm 选 61909 号右端采用轴肩定位查2又根据d2-3=42mm和上表取d3-4二d7-8=45轴肩与轴环的高度（图中a）建议取为轴直径的0.070.1倍所以在 d7-8=45mm l6-7=12c取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=50mm齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为 70，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此 轴段应略短于轮毂宽度，固取 l4-5=67mm, 齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取 （轴直径的 0.070.1 倍）这里去轴肩高度h=4mm所以d5-6=54mm轴的宽度去b>=1.4h,取轴的宽度为 L5-6=6mm.d轴承端盖的总宽度

32、为15mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定） 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的 , 距离为25mm固取L2-3=40mme取齿轮与箱体的内壁的距离为 a=12mm小齿轮与大齿轮的间距为c=15mm 考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁 , 有一段距离s,取s=8mm已知滚动轴承的宽度T=7mm小齿轮的轮毂长 L=50mm则 L3-4 =T+s+a+（70-67）=30mmL6-7=L+c+a+s-L5-6=50+15+12+8-6=79mm至此已初步确定轴得长度3）轴上零件得周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按 d4-5

33、=50mm 由 手册查得平键的截面 b*h=16*10 （mm） 见2 表 4-1,L=56mm同理按d1-2=35mm. b*h=10*8丄=70。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选 H7/n6。半联轴器与轴得配 合选H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的 尺寸公差为m64）确定轴的的倒角和圆角参考1表15-2，取轴端倒角为1.2*45 °各轴肩处的圆角半径见上图5）求轴上的载荷（见下图）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册 中查出a值参照1图15-23。对与61809,由于它的对中性好所

34、以它的支点 在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为182mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图计算齿轮 Ft=2T1/d仁2*264.1175/224*103=2358.19 NFr= Ft tana = Ft tan 20° =858.31 N通过计算有 FNH1=758NFNH2=1600.2MH=FNH2*58.5=93.61 N M 同理有 FNV1=330.267N FNV2=697.23NMV=40.788N MM总Mh2 Mv293.612 40.7882 102.11/7N M载荷水平面H垂直面V支反FNH1=758NFNV1=330.267N力FNH2

35、=1600.2FNV2=697.23N弯矩MH= 93.61 N?mMV=40.788 N?m总弯M总= 102.11 N ?m矩扭矩T3=264.117 N?m6）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度） 根据1式15-5及表115-4中的取值，且 0.6 （式中的弯曲应力 为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取0.3 ;当扭转切应力为脉动循环变应力时取 0.6 ）计算轴的应力（轴上载荷示意图）caM2( T3)2W102.112 (0.6 264.117)230.1 50 mm15.08Mpa前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材

36、料性能表查得-1=60MPa因此。ca（T -1，故安全 7）精确校核轴的疲劳强度判断危险截面截面A, II ,皿,B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, I ,皿,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 V和V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V的应力集中的影响和截面V的相近，但截面不V受扭矩作用，同时轴径也 较大，故不必作强度校核。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

37、最大，故截面 C也 不必校核。截面V和V显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的 小，因而该轴只需校核截面IV左右两侧即可。截面IV左侧抗弯截面系数0.1d 30.145 39112 .5mm抗扭截面系数WT0.2d30.245 318225 mm截面IV左侧的弯矩MM M±35102.11 585 3541.02N mL258.5截面IV上的扭矩T3为T3=264.117 N?m截面上的弯曲应力M 41.02N M3W 9112.5mm4.5MPa截面上的扭转切应力TaWt264.117 N ? m18225 mm轴的材料为45号钢，调质处理，由1表15-1查得b 640MP

38、a1 275MPa 1 155MPar 1.6d45经插值后可查得21.32截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按1附表3-2查取。因D 500.0361.11d 45又由1附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q 0.82 q 0.78故有效应力集中系数按1式（附3-4）为k1q （1）10.82 （2 1）1.82k1q （1）10.82 （1.321） 1.26由1附图3-2得尺寸系数°76 ；由1附图3-3得扭转尺寸系数°86。轴按磨削加工，由1附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即q 1，则按1式（3-12 ）及（3-12a）得综合系数值为1.820.7

39、60.922.48于是，计算安全系数% 值，按1式（15-6）（ 15-8）则得2752.48 4.50.1 0ca1551.26 喧 0.05 空216.3224.64 16.2(24.64)216.32213.606S 1.5故该轴在截面V右侧的强度也是足够的本题因无大的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。至此，轴 的设计计算结束。5.2中间轴2的设计Ft2T22*88.615* 103d2200886.15N总结以上的数据功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.76588.615N m93.1r/min200mm20°Kw求作用在齿轮上的力Fr =Ft*tan=

40、2358.17*tan20 ° =322.53N 初步确定轴的直径先按式115-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表1 15-3 选取A0=112于是有dmin112* 32.765Y 297 .9223.53mmSeaS 1 .5选轴承初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。 在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量 <=8'-16'>，大量生产价格最低固选用深沟球轴承在本次设计中尽可能统一型号,所以选择6005号轴承5.轴的结构设计A拟定轴上零件的装配方案B根据轴向定位的要

41、求确定轴的各段直径和长度由低速轴的设计知，轴的总长度为L=7+79+6+67+30=189mm由于轴承选定所以轴的最小直径为 25mm所以左端L1-2=12mm 直径为D1-2=25mm左端轴承采用轴肩定位由2查得6005号轴承的轴肩高度为2.5mm所以 D2-3=30mm ,同理右端轴承的直径为D1-2=25mm定位轴肩为2.5mm在右端大齿轮在里减速箱内壁为 a=12mm因为大齿轮的宽度为42mm且采用轴肩定位所以左端到轴肩的长度为 L=39+12+8+12=72mm又因为在两齿轮啮合时，小齿轮的齿宽比大齿轮多5mm所以取L=72+2.5=74.5mm同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为

42、12mm由于第三轴的设计时距离也为12mn所以在该去取距离为11mm取大齿轮的轮毂直径为30mm所以齿轮的定位轴肩长度高度为 3mm 至此二轴的外形尺寸全部确定。C轴上零件得周向定位齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=30mm由手册查得平键的截面 b*h=10*8(mm)见2表 4-1,L=36mm同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处 选轴的尺寸公差为m6D确定轴的的倒角和圆角参考1表15-2，取轴端倒角为1.2*45 °各轴肩处的圆角半径见上图39 一975止1三5.3第一轴1的

43、设计总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.94Kw19.634N m1430r/mi n42mm20°求作用在齿轮上的力Ft2T1d22*19.634*10342934.95NFr=Ft*tan=2358.17*tan20 ° =340.29N初步确定轴的直径先按式115-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢115-3 选取A0=112于是有根据表dminAo112*32：14.24mm联轴器的型号的选取查表114-1,取 Ka=1.5 则;Tea二Ka*T3=1.5*19.634=29.451N mTea二Ka*T3=1.5*19.634=29.4

44、51N m按照计算转矩Tea应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003 （见表28-2 ）,选用GY2型凸缘联轴器，其公称转矩为 63N - m。半联轴器的孔径 d仁16mm固取d1-2=16mm5.3.5 联轴器的型号的选取查表114-1, 取 Ka=1.5 则；Tea二Ka*T3=1.5*19.634=29.451N m按照计算转矩Tea应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003（见表28-2 ），选用GY2型凸缘联轴器，其公称转矩为63 N-m 半联轴器的孔径 d1=16mm .固取 d1-2=16mm 见下表5.3.6. 轴的结构设计A 拟定轴上

45、零件的装配方案B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a 为了满足半联轴器的轴向定位要求 1-2 轴段右端要求制出一轴肩； 固取 2-3 段的直径d2-3=18mm左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=2Q半 联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=42mm ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取 1-2 断的长 度应比 L1 略短一些，现取 L1-2=40mmb 初步选择滚动轴承。 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。 在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量=8'-16'大量生产价格最低固选用深沟球轴承

46、，又根据d2-3=18mm所以选6004号轴承。右端采用轴肩定位查2又根据d2-3=18mm和上表取d3-4=20mmc取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=25mmd轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为25mm固取L2-3=40mm, c=15mm考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离s,取s=8mm已知滚动轴承的宽度T=12mmb齿轮的轮毂长L=50mm则L3-4 =12mm至此已初步确定轴得长度 有因为两轴承距离为189,含齿轮宽度所以各轴段都已经确定，各轴的倒

47、角、圆角查表1 表15-2取 1.0mm第六章滚动轴承的计算根据要求对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核，在前面进行轴的计 算时所选轴3上的两滚动轴承型号均为61809,其基本额定动载荷5 4650 N，基本额定静载荷C0r 4320N。现对它们进行校核。由前面求得 的两个轴承所受的载荷分别为FNH1=758NFNV1=330.267NFNH2=1600.2FNV2=697.23N由上可知轴承2所受的载荷远大于轴承2,所以只需对轴承2进行校核，如果 轴承2满足要求，轴承1必满足要求。1）求比值轴承所受径向力&1600.22 697.232 N 1745.5N所受的轴向力Fa 0NF

48、a a 0它们的比值为FrFae根据1表13-5，深沟球轴承的最小e值为0.19，故此时Fr2）计算当量动载荷P,根据1式（13-8a） P fp（XFr YFa）按照1表 13-5，X=1, Y=0,按照1表 13-6，fp 1.01.2取fp 1。则P 1.1 (1 1745.5 0)N 1920N3)验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为Lh'2 8 365 8h 46720h（工作时间），根据1式（13-5）10 6( c)60 n 皿 P106093.1r/m in(12800192053042 h 46720 h3h(3对于球轴承取3）所以所选的轴承61909满足要求。第七章

49、连接的选择和计算按要求对低速轴3上的两个键进行选择及校核1)对连接齿轮4与轴3的键的计算(1)选择键联接的类型和尺寸一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端， 故可选用圆头普通平键(A型)。根据d=52mn从1表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=16mm高度h=10mm由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长 L=63mm(2) 校核键联接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由1表6-2查得许用挤压应力p 100120MPa ，取平均值，p 110MPa。键的工作长度l=L-b=63mm-16mm=47mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5 x 10=5mm 根据1

50、式( 6-1)可得32T 10kld32 26644 105 47 52MPa 436MPap110MPa所以所选的键满足强度要求键的标记为：键 16X 10X 63 GB/T 1069-1979 2)对连接联轴器与轴3的键的计算(1) 选择键联接的类型和尺寸类似以上键的选择，也可用 A型普通平键连接。根据d=35mm从1表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度 b=10mm高度h=8mm由半联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=70mm(2) 校核键联接的强度键、轴和联轴器的材料也都是钢，由1表6-2查得许用挤压应力p 100120MPa，取其平均值p IIOMPa。键的工作长度l=L-b=70mm-10mm=60mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5 x 8=4mm 根据1 式( 6-1)可得2T 103kld2 266.44 1034 60 35MPa63.4MPa p110MPa所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键10X8X 70 GB/T 1069-1979。第八章润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大，所以齿轮传动可采用浸油润滑，查