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圄碌计1传动方案的分析论证机械工.程学院院（系）41.1 传动装置的组成农业机械化及自.动化.专业412动装置吆010413普定传动方案41耨技痛方案的分析42 .电动机的选择年月.日42.1 选择电动机的类型宁.夏大学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75.4 确定中心距和V

2、带长度75.6 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106.4 校核齿根弯曲疲劳强度126.5 计算齿轮传动其他几何尺寸137 .低速级直齿圆柱齿轮的设计计算147.1 选择齿轮的材料147.2 确定齿轮许用应力147.3 计算小齿轮分度圆直径157.4 验算接触应力157.5 验算弯曲应力167.6 计算齿轮传动的其他尺寸167.7 齿轮作用力的计算178 中间轴的设计计算178.1 已知条件178.2 选择轴的材料

3、188.3 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3010.4 结构设计3010.5 键连接3210.6 轴的受力分析3210.7 校核轴的强度3410.8

4、 校核键连接的强度3410.9 校核轴承寿命3511 润滑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=2kN；2运输带工作速度v=1.1m/s；3滚筒直径D=300mm；4.滚筒效率6=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

5、作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35；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。,D设计计算及说明.11-X1 .传动方案的分析论证机器通常是由原动机、传动产置和工作机三吾5成。其中传动装置是将原动机的运动和动£传鼐出制养扁上置。_._._._1._dl它通常具备减速（或增速）、改变运动形赈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

6、分布不均匀，要求轴有较大的刚度。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。若要同时满结果F=2000NPw=2200KW总=0.96P0=0.8246Ped =3000KWnw=70r/minnm =1420r/min =20.28 r/mini 带=2.46i=8.23i 高二3.35=2.49r =2.55kwp2 =2.45kw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

7、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=1.1m/s,故输送带所需功率为Pw=Fv=2.2KW1000由【2】表1-7查得滚筒效率滚=0.96，轴承效

8、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总轴承4带齿轮2联滚=0.8246电动机总的传递效率为p0Pw=2.66kw总p3=2.35kwPw=2.31kwT0 =17.89 N mT1=42.19 N mT2 =133.77 N mT3=319.51 N mT4 =314.07 N m选择A型普通V带D1 =100mmD2 =250mm带速符合要求a0=350mmLd =1250mma=342.08mm1=155.5 > 120合格z=4F0=103.97NQ=813.3N45钢小齿轮调质处理大齿

9、轮正火处查2表12-1,选取电动机的额定功率为Ped=3KW2.3 确定电动机的转速由已知，滚筒的直径为D=300mm工作速度为v=1.1m/s,所以输送带带轮的工作转速为nw=100060v=70r/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G=i带*i内=16160电动机的转速范围为n0=i*nw=112011200r/min查2表12-1,符合这一转速的范围的电动机同步转速有1500r/min,3000r/min三种，初选1500r/min,满载转速nm=1420r/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nm1

10、420i总r/min=20.28r/minnw703.2 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=3.3低速级传动比为iM=823=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8级精度乙二23Z2=75.9h1=541 MPh2=471.45MPaHmin =472 MPad1t 41.03mmK=1.52a1 =100mmd1t 44.66mmmn=2d1 =46.46mmd2=116.68mmb2=50mmbi=60mm满足齿根弯曲疲劳强度mt =

11、2.02015ha =2hf =2.5mmh=4.5mmc=0.5I轴(高速轴)n1n°1420r/min577.23r/mini带2.46II轴（中间轴）n2.n157723r/minI74.9ir/mini高3.3in轴（低速轴）n2174.91,.一n3r/min70.24r/mini低2.49IV轴（滚筒轴）nwn370.24r/min4.2 各轴的功率da1 =50.46da2=157.53dfi=41.46df2=152.5345钢I轴（高速轴）口=带*po=0.96*2.66kw=2.55kwn轴（中间轴）p2=轴承*齿轮*p1=0.99*0.97*2.55kw=2.4

12、5kw田轴（低速轴）p3=齿轮*轴承*p2=0.45*0.99*0.97kw=2.35kwIV轴（滚筒轴）Pw=P4=联*轴承*P3=0.99*0.99*2.35kw=2.31kw4.3 各轴的转矩电动机轴T0=9550*P0=9550*2.66nm=17.89Nmn01420I轴（高速轴）T1=9550*p1=9550*2.55Nm=42.19Nmn1577023n轴（中间轴）T2=9550*鱼=9550*2空Nm=133.77Nmn2174.91田轴（低速轴）T3=9550*p3=9550*2.35Nm=319.51Nm%70.24小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度Z4=107m=2接触

13、强度足够弯曲强度足够ha=2mmhf =2.5mmh=4.5mmc=0.5mmda3 =90.644mmda =219.21mma4df3 =81.644mmdf4 =201.211mmFt2=1816.2NFr2 =667.7N轴号输入功率P/kW转速 n/（r/min）转矢g T/N ?m传动比i电动机轴2.66142017.89i 带=2.46I轴（高速轴）2.55577.2342.19口轴（中间轴）2.45174.91133.77i 高=3.3W轴（低速轴）2.3570.24319.51IV轴（滚筒轴）2.3170.24314.07i 低=2,9表一传动装置各轴主要参数计算结果IV轴（

14、滚筒轴）t4=9550*pw=9550*2.31Nm=314.07Nmnw70.245.减速器的外传动件的设计5.1选才iV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=1.1,则pd=KA*p0=1.1*2.66kw=2.93kw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=250mm5.3验算带的速度An。1001420100=7.4

15、5m/s<25m/s6010006010005.4确定中心距和V带长度根据0.7(D1+D2)mm=245mna<<2(D1+D2)mm=700mm为了使结构紧凑，取偏低值a0=350mmV带基准长度为,2L=2a+(D1+D2)+(1)-24a(250100)2=2X350+-(100+250)+(250100)=1265.85mm24350由1表7-3选V带基准长度Ld=1250mm则实际中心距为a=a0+L_L=(350+12501265.85)mm=342.08mm22Fa2=258.5NFt3=308.80N45钢，调质处理d1=40mmd5=40mmd2=d4=4

16、2mmL2=92mmL4=48mmd3=50mm轴强度足够键强度足够轴承寿命足够45钢，调制处理dmin=21mmd1=25mmL1=40mmd2=30mmd3=35mmL3=32mmd7=35mmL7=32mm齿轮轴ds=d门L5=60mmd4 d6=38mmL6=7mmL4=118mm =8mmL=50mmL2=72.5mm l1=109.2mm l2 153.3mm l3 83.3mmQ=813.3NRx =940NR2X =-794.4NR1z 639.43NR2z=1176.77NR1=1136.8NR2 = 1419.8N -66173.52N -69404.77N -88812.

17、36N -98024.62N 120107.6N*mm 118269.9N*mm 88812.36N*mm5.5 验算小带轮包角1 180-D2D1X57.3=180-14657.3a342.08=155.5>1205.6 确定V带根数查【1】表7-9K=0.95,由表7-3得，Kl=1.11,由表7-10得，p0=0.17,由表7-8,得p0=0.63z=293=3.47(P0P0)KKi(0.630.17)0.951.11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pd/2.5K、2F0=500-()+mvzv带K=500X2

18、.93(2.50.95)+0.1X7.452=103.97N47.450.951.8 计算作用在轴上的压力Q=2zF0sin-=2X4X103.7Xsin77.9=813.3N1.9 带轮结构设计小带轮采用实心质，由【1】表7-4,e=150.3,m=9,取f=10.在【2】表12-5查得D0=28mm轮毂宽：L<轮=(1.52.0)d0=4256mm初选L带轮=50mm轮缘宽：B>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

19、般机械，故大、小齿轮均选用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HBWi=236,HBW2=190HBW/HBWHBW2=46HBW在3050HB之间。选用8级精度6.2 初步计算传动的主要尺寸45钢，调质处理因为平均硬度小于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)。(1)小齿轮传递的转矩为T1=42190N*mm(2)初选k'=1.2，由【3】表8-18得d=1.1(3)由【3】表8-19得弹性系数Ze=189.8初选B=12o,由3】图9-2查得查得节点系数Zh=1.72o齿轮的传动比为u=3.3，初选乙=23,则Z2=u*

20、乙=3.3*23=75.9,取整数76,则端面重合度为=1.88-3.2*()cosB=1.66轴向重合度为乙Z2=0.318*d*Z1*tan=1.71(6)由3图8-3查得重合度系数Z=0.775由3图11-2查得螺旋角系数Z=0.99(8)许用接触应力可用下式计算cU =35.44mmd1 > 46.09 46.98d1=42mmL1=82mm/ d2=50mmd3=55mmL3 =21mmd6=55mmd5=58mmL5=84mmd4=68mmL4=91.5mmL2=47mmL6=50mmI1 =63mmI2=128mm13=116.5轴的强度满足要求键连接强度足够轴承寿命足够7

21、 *ZN H limhSH计算Hlim1=2HBW+69=2*236+69=541MPaHlim2=2HBW+69=2*190+69=449MPa大小齿轮的应力循环次数为N1=60*n1*aLh=60*577023*2*8*365*8=1.618*109hN11.618*1098UN2=3 2 1.2 42190 (3.3 1) (189.8 2.46 0.775 0.99)21.13.3472=41.03mm6.3确定传动尺寸计算载荷系数 查得使用系数Ka =1.0d1t* *n 141.03* *577.23v= 1t 1 = =1.24m/s60*100060*1000由3图8-6查得

22、齿间载荷分配系数大=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#进行修正，因k与k有较大的差异，故需对由计算出=4.903*108hu3.3由【3】图8-5查得寿命系数ZN1=1.0,ZN2=1.05取安全系数SH=1.0则小齿轮的许用接触应力为H1=2皿=541MPaSh大齿轮的许用接触应力为H2=ZNHlim2=471.45MPaSh故Hmin=472MPa初算小齿轮的分度圆d1t得的k进行修正d1=d1t*3k=41.03*3152=44.

23、39mm确定模数mn=d1*cos=1.89取整mn=2Zl中心距a产乙Z2=2376=101.21mm圆整a1=100mm2cos2cos12螺旋角为B=arcosmn(z1_z2)=8.1o2al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=2.48端面重合度系数=1.88-3.2,(1)cosp=1.68ZiZ2轴向重合度为=0.318dZitan=1.37o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=0.992=3,2*1.52*42190*(3.31)189.8*2.48*0.774*0.99221.13.3472

24、=44.66mmd * *nv= d1tn 160*1000精确计算圆周速度为44.6*577.23=1.35m/s60*1000由图8-6查得动载荷系数 Kv=1.09k=K*K*Kv*Ka=1.0*1.08*1.21*1.2=1.58"*旧=*3/1J=45.24mmd1 *cos mn =1.95,取标准值mn=2z1d1=mnz1=223mm=46.46mmcoscos8.1d2=mnz1=276mm=ii6.68mmcoscos8.1b=d*d1=1.1*46.46=50.11mm,取整b2=50mmb1=b2+(510)mm取b1=60mm6.4 校核齿根弯曲疲劳强度齿根

25、的疲劳强度条件其中k=1.52,I=42190N?mmmn=2,d1=46.46mm,b=50mm齿形系数Yf和应力修正系数Ys,当量齿数为乙尸一二3=23.70coscos12Zv2=3=3=78.32coscos12由3图8-8查得Yf=2.68,Ys=2.25由3图8-9查得ys=1.57,Ys=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fYN-2Sf由3表8-11查得弯曲疲劳极限应力为Flm1=1.8HBS=425MPaFlim2=1.8HBS=342MPa由3图8-11查得寿命系数Yni=Yn2=1由3表8-20查得安全系数S

26、f=1.6Y.*F1YN1Flm1=265.6MPaSfYF2N2Flm2=213.8MPaSf=2*1.58*42190*2.68*1.57*0.72*0.9350*2*45.24=83.03MPaF1<F1,则*F1YS,YF2YS1YF 1二83.03*2.25*1.762.68*1.57=78.14MPaF26.5 计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数mt=n=2=2.02015coscos8.1齿顶高ha=h；mn=1*2=2齿根高hf=(ha*c)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d

27、a1=d12ha46.462*250.46齿根圆直径df1d12hf(46.462*2.5)mm41.46mmdf2d22hf(157.532*2.5)mm152.53mm7 .低速级直齿圆柱齿轮的设计计算7.1 选择齿轮的材料同前小齿轮调质，236HBW大齿轮正火，190HBW7.2 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Hlim1223669541MPaHiim2219069449MPa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NhNh=60n2t=60X174

28、.91X2X8X365X8=4.9X108循环基数Nhl由1图8-41查得当HBS为300时，Nh0 2.5 107 因 Nh Nh0Khl449H2=MPa449MPa1.0许用弯曲应力由1式8-46知F上皿kFckFlSf由1表 8-11 知 Flimb1F lim b21.8HBS424.81.8HBS342取Sf2单向传动取kFc1同NfvNf0,所以kFc1fi得F 2424.8MPa212.4MPa2342MPa171MPa27.3 根据接触强度，求小齿轮分度圆直径由1式 8-38 d1kd 3FvKbu 1d h2u初步计算kd 84而 d 1 （表 8-9） k 1.18bd1

29、86.64取b486mmd4215.21mmb3b2(510)mm取4=95mm选MZ343Z4uZ1=43X2.49=107.7取107m d186.644z1432.01mm 取 m=27.4 验算接触应力由18-37知hZhZeZ2T1kkv(u1)ddUM ZH =1.76Z =1 Ze=271 2 N mm2齿轮圆周速度v d1n140.216 174.9160 100060 10000.368由图8-39查得（=1.15 （8级精度齿轮）H =1.76 X271 X 1 X2 133770 118 1.15 3.49y (40.216)3 1=421.8922.49VH接触强度足够

30、7.5 验算弯曲应力由1表 8-43 知 f=Yf2T2 K Kvd2 dm由1图8-44查得Z1=43YF1=3.76Z2=107Yf2=3.75F1-1=2Z0N/mm2=65.21MP*3.76F22=270MP=72MPYf23.75故应验算小齿轮的弯曲应力F=2T2Kv=3.76x213377021.181.15=4647MPd1dm86.6412F1<F2弯曲强度足够7.6计算齿轮传动的其他尺寸齿顶高ha=ham=1x2=2mm齿根高hf=hacm=(1+0.25)2=2.5mm全齿高h=ha+hf=2+2.5mm=4.5mm顶隙c=cm=0.25X2=0.5mm齿顶圆直径d

31、a3=d3+2ha=86.644+4mm=90.644mmda4=d+2ha=215.21+4mm=219.21mm齿根圆直径df3=d42hf=86.644-2X2.5=81.644mmdf4=d4-2hf=215.211-2X2.5=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T1=42190X1mm转速n1=577.23r/min螺旋角=8.6小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径d1=46.46mm齿轮1的作用力2T1242190圆周力Ft=1=N=1816.2N2 d146.46径向力为Fr2Ft1也玉1=1816.2X-tan20-N=667

32、.7Ncoscos8.1轴向力Fa2Ft1tan=1816.2Xtan8.1=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=133770Nmm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Ft2T22133770=308.80N3 d386.64径向力Fr3Ft2tanxn3088.0tan201123.94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P

33、2=2.45kW,转速n2174.91r/min,齿轮2分度圆直径d2=153.53mn齿轮宽度b2=50mm4=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=110,则dminPC11032.45mm26.52mm,n2174.918.4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dm.处开始设计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

34、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Da=73mm对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3=9mm故d1=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di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

35、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的轮毂略短，故取L2=92mmL4=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i=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bib26050Bx2i3b3-_2(210109

36、5)mm180mm22齿轮2的右端面与箱体内壁的距离2=i+(bi-b2)/2=10+(60-50)/2=15mm,则轴段的长度为L3310mm轴段及轴段的长度该减速器齿轮的圆周速度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二12mm中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段的长度为轴段的长度为轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=9mm则由3图11-6可得轴的支点及受力点间的距离为8.5 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12X90GB/T10961990和键12X45GB/

37、T109619908.6 轴的受力分析(1)画轴的受力简图轴的受力简图如图所示(2)计算轴承支承反力在水平面上为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轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为(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b-b剖面为在垂直平面上为合成弯矩，a-a剖面左侧b-b剖面左侧为b-b剖面右侧为(4)画转矢！图，T2133770Nmm8.7 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

38、其强度极限B650N/mm2,并由表10-3中查出与其对应1b60N/mm2,取 =0.58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d242mm,故强度足够。8.8 校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力为取键、轴及齿轮的材料都为钢，由3表8-33查得=125150MPap,强度足够p'pp'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11-9查的深沟球轴承6208轴承得Cr=29500N,cor=18000N,Fa2=521.00N,Fr2=890.2N。Fr3=1123.74N,Fa3=0N因为径向力方向相反，则选最大

39、的径向力计算寿命。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.则当量动载荷31679161.886h29500由1公式16670C=166701133.7L10h二=,一/nP174.91L10h<L10h',故轴承寿命足够9.高速轴的设计与计算9.1 已知条件高速轴传递的功率p1=2.55kw,转速n1=577.23r/min，小齿轮分度圆直径d1=32.33mm,齿轮宽度b=60mm9.2 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3表8-26选用常用的材料45钢，调制处理9.3 初算最小轴径查3表9-8得C=106135,考

40、虑轴端既承受转矩，又承受弯矩，故取中间值C=120,则dm,=C3R=120*32.55=19.68mmn1577.23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d1>19.68mm+19.68*(0.030.05)mm=20.2720.66取dmin=21mm9.4 结构设计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

41、，轴承的寿命可能满足不了减速器预期寿命的要求，初定轴段的轴径d1=25mm,带轮轮毂的宽度为(1.52.0)d1=(1.52.0)*25mm=33mm42mm带轮结构L带轮=37.550mmr|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=29.231m限最终由密封圈确定。该处轴的圆周素的小于3m/s,可选用毡圈油封，查3表8-27选毡圈35JB/Z

42、Q46061997,则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+B1=17+15

43、=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L=3.3mm,由于dfi与d4较为接近，故该轴设计成齿轮轴，则有d5=dfi,L5=bi=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d4d6=48mm齿轮右端面距箱体内壁距离为i,则轴段的长度L6iBi=(12+10-15)mm=7mm由段的长度为L4Bx1nB1=(180+12-10-60-15)mm=1

44、07mm(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LGc2(58)mm,由3表4-1可知，下箱座壁厚=0.025a2+3mm=(0.025*150+3)mm=6.75<8mm,取=8mm,a1a2=(100+150)=250mm<400mmX轴承旁连接螺栓为M16,则G=24mm,c2=20mm箱体轴承座宽度L=8+20+16+(58)】mm=4952mmL=50;可取箱体凸缘连接螺栓为M12,地脚螺栓为d=M2Q则有轴承端盖连接螺钉为0.4d=0.4*20mm=8mm3表8-30得轴承端盖凸缘厚度取为Bd=10mm取端盖与

45、轴承座间的调整垫片厚度为t=2mm端盖连接螺钉查3表8-29采用螺钉GB/T5781M8*25;为方便不拆卸带轮的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘端面距轴承端盖表面距离K=28mm带轮采用腹板式，螺钉的拆装空间足够。L2LBdktB带轮B则26542(50+10+28+2+-12-17)mm=72.5mm2(8)轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=17mm则由3图11-9可得轴的支点及受力点间的距离为9.5 键连接带轮与轴段间采用A型普通平键连接，查3表8-31得其型号为键8*36B/T109619909.6 轴的受力分析(3)画轴的受力简图轴的受力简图如

46、图所示(4)计算轴承支承反力在水平面上为R2XQR1HFr1813.3940667.7N=-794.4N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轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为(3)画弯矩图弯矩图如图所示在水平面上，a-a剖面右侧_'_.MaxR2xl3794.4*83.3N*mm66173.52N*mma-a剖面左侧d25一一MaxMaxFa11=-66173.52N*mm-258.5*N*mm22=-69404.77N*mmb-b剖面为在垂直平面上为合成弯矩，a-a剖面左侧a-a剖面右侧为b-b剖面为(4)画转矩图转矩图如图所示，T142190N*mm1.7 校核

47、轴的强度b-b剖面弯矩大，且作用有转矩，其轴颈较小，故b-b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1表10-1查出其强度极限b650N/mm2,并由1表10-3中查出与其对应的1b60N/mm2,取=0.58根据b-b剖面的当量弯矩求直径在结构设计中该处的直径da35mm,故强度足够。1.8 校核键连接的强度带轮处键连接的挤压应力为取键、轴及带轮的材料都为钢，由表8-33查得=125150MPap强度足够pp1.9 校核轴承寿命(1)计算轴承轴向力由3表11-9查7207c轴承得C=3050NC0=20000M由表9-1

48、0查得7207c轴承内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为S1=0.4W=0.4X1136.8N=454.72NS2=0.4r2=0.4X1419.8N=567.92N外部轴向力A=469.2N,各轴向力分别为Fa1=S2+A=826.42NFa2=S2=567.92N(2)计算当量动载荷由Fa"Co=826.42/20000=0.041,查3表11-9得e=0.42,因Fa1/R=826.42/1316.8=0.73>e，故X=0.44,Y=1.36,则轴承1的当量动载荷为P=XR1+YFa1=0.44X1136.8N+1.36X826.472N=1624N由Fa

49、2/C0=567.92/20000=0.028,查3表11-9得e=0.40,因FaJR2=826.42/1419.8=0.58>e,故X=0.44,Y=1.40,则轴承2的当量动载荷为=XR2+YFa2=0.44X1419.8N+1.4X567.92N=1419.8N(3)校核轴承寿命因Pi>P2,故只需要校核轴承1的寿命，P=Po轴承在100c以下工作，查表8-34得fT=1,0查表8-35得载荷系数fp=1.5轴承1的寿命为=56671.8hLh>Lh,故轴承寿命足够10 .低速轴的设计与计算10.1 已知条件低速轴传递的功率P3=2.35kW,转速n370.24r/m

50、in,齿轮4分度元圆直径d4=215.21mm,齿轮宽度b4=86mm10.2 选择轴的材料因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故查3表8-26选用常用的材料45钢，调质处理。10.3 初算轴径查3表9-8得C=106135,考虑轴端只承受转矩，故取小值C=110则dmin31-C1103/mm35.44mm.n340.15轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%轴端最细处直径d1>35.44+35.44X(0.030.05)mm=36.5037.2110.4 结构设计轴的结构构想如图所示(1) 轴承部件的结构设计该减速器发热小，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺

51、序，从最小轴径处开始设计(2) 联轴器及轴段轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行为了补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离震动，选用弹性柱销联轴器。查3表8-37,取Ka=1.5,则计算转距Tc=KAT3=1.5X319510NI-mm=479265Nmm由3表8-38查得GB/T5014-2003中的LX3型联轴器符合要求：公称转矩为1250N-mm许用转速4750r/min,轴孔范围为3048mm。考虑d>46.98mm,取联轴器毂孔直径为42mm轴孔长度84mmJ型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX342X84GB/T5014-2003,相应的轴段的直径d1=42mm

52、其长度略小于毂孔宽度，取L1=82mm(3) 密封圈与轴段在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承密封圈的尺寸。联轴器用周肩定位，轴肩高度h=(0.070.1)d1=(0.070.1)X42mm=2.944.2mm轴段的轴径d2=d1+2Xh=47.8850.4mm,最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s,可选用毡圈油封，查3表8-27,选毡圈50JB/ZQ4606-1997,贝Ud2=50mm(4) 轴承与轴段及轴段的设计轴段和上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。考虑齿轮无轴向力存在，选用深沟球轴承。现暂取轴承为6211G由3表11-9得轴承内径d=55mrm外径D=100mm宽度B=21mm内圈定位轴肩直径da=64mm外圈定位直径Da=91mm?由的力作用点与外圈大端面的距离a3=27.5mmMd3=55mrmML3=B=21mm通常一根轴上的两个