带式运输机传动装置设计任务书

1、带式运输机传动装置设计任务书1、带式运输机工作原理带式运输机传动示意图如下图所示。L2、已知条件1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35C；2）使用折旧期：八年；3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V;5）运输带速度允许误差：±5%6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3、设计数据运输带工作拉力：F=2600N;运输带工作速度：V=1.1m/s;卷筒直径：D=220mm注：运输带与卷筒直接按机卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑。4、传动方案带一单级直齿圆柱齿轮减

2、速器，传动方案简图如图1-2所示。5、设计内容1）按照给定的数据和传动方案设计减速器装置；2）完成减速器装配图一张（A1）；3）零件工作图两张；4）编写设计计算说明书1份。一、选择电动机电动机是常用的原动机，是已经系列化的标准产品，具有结构简单、工作可靠、控制简便和维护容易等优点。在接卸设计课程设计中，主要根据需电动机的输出功率，工作条件及经济性要求，从产品目录中选择其类型和结构形式、容量（功率）和转速、确定具体型号。（ 1） 选择电动机的类型：按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。（ 2） 选择电动机的容量：工作机所需的功率：Pw=F*V/1000=2600x

3、1.1/1000=2.86（kW）由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机的效率）为Y=Y1*Y2*Y2*Y3*Y4*Y5机械传动及摩擦副的效率概略表得各部分效率为：齿轮传动效率41=0.96;滚动轴承传动效率（一对）42=0.99、；闭式圆柱齿轮传动效率33=0.97;弹性联轴器传动效率44=0.99;卷筒轴的轴承及卷筒的传动效率45=0.96.r=0.96x0.99x0.99x0.97x0.99x0.96=0.867所以：Pd=Pw/Y=2.86/0.867kW=3.30kW使Pm=(1si.3)Pd=3.304.29kW根据Pm选取电动机的额定功率Pw,因为载荷较平稳，由查表选得丫系列电

4、动机的额定功率Pd=4kWP%=(Pm-Pd)/Pm=(4.29-4)/4.29=6.7%可以选用该功率的电动机(3)确定电动机的转速：运输机卷筒轴的工作转速为：nw=60x1000V/兀D=60x1000X1.1/(3.14X220)=95.54r/min按推荐传动比范围，取V带传动传动比ii=2s4,单级直齿圆柱齿轮传动比i2=3s5,则合理总传动比的范围为：i=6s20故电动机的转速范围为：nd=i*nw=(620)x95.54r/min=573.24s1910.8r/min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min,1500r/min.再根据计算出的容量，挑选出电机做

5、比较选择，取1000r/min的电动机。所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如表-2和表-3所示。表-1,待选电动机参数：电动机型号同步转速(r/min)额定功率(KW)满载转速(r/min)堵转转矩最大转矩质量(kg)总传动比额定转矩额定转矩Y132M1-61000,6极49602.02.07318.27表-2外形尺寸(mm：机座号极数ABCDEFGHKABACADHDBBL132M62161788942+0.01880103313212280270210315238515表-3安装尺寸(mrm：中心高H外形尺寸LX(AC/2+AD)XHD底脚安装尺寸AXB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DXE装键部

6、位尺寸FXG132515*(270/2+210)*315216X1781242.018X8010*33二、传动装置的总传动比及分配各级传动比电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。1 计算总传动比：由前面计算的输送机卷轴筒的转速为nw=95.54r/min总传动比i=nm/nw=960/95.54=10.052 分配各级传动比：按推荐传动比范围，V带传动传动比ii=2s4,单级圆柱齿轮传动比i2=3s5,为使传动装置外廊尺寸尽可能紧凑，满足ii<i2,按推荐i21.3i1可取i1=2.60,则齿轮传动比：i2=i/i1=10.05/2.60=3.8

7、63 计算传动装置的运动参数和动力参数：各轴的输入功率电动机轴:P0=3.30kW主动轴:P1=Pd?1=3.30*0.96=3.17kW从动轴:P2=P1?2?3=3.17*0.99*0.97=3.04kW卷筒轴:P3=P2?2?4=3.04*0.99*0.99=2.98kW各轴输出功率主动轴:PJ=Pi*?2=3.17*0.99=3.14kw从动轴:P2=P2*?2=3.04*0.99=3.01kw卷筒轴:P3=P3*?5=2.98*0.95=2.86kw各轴的转速电动机轴:n。=960r/min主动轴:n1=n。/i1=960/2.60=369.23r/min从动轴:2=ni/i2=36

8、9.23/3.86=95.65r/min卷筒轴：n3=n2=95.65r/min各轴的输入转矩电动机轴(输出)：T0=9550*P0/n。=9550*3.30/960=32.83N.m主动轴：T1=9550*Pi/n1=9550*3.17/369.23=81.99N.m从动轴：T2=9550*P2/n击9550*3.04/95.65=303.52N.m卷筒轴：T3=9550*P3/n3=9550*2.98/95.65=297.53N.m各轴的输出转矩主动轴：T1=9550*PJ/n1=9550*3.14/369.23=81.21N.m从动轴：T2=9550*P2,/n2=9550*3.01/9

9、5.65=300.53N.m卷筒轴：T3=9550*P3,/n3=9550*2.86/95.65=285.55N.m把上述计算结果列于下表:轴名功率P(kW)转矩T(N.m)转速nr/min输入输出输入输出电动机轴3.3032.83960主动轴3.173.1481.9981.21369.23从动轴3.043.01303.52300.5395.65卷筒轴2.982.86297.53285.5595.65三、传动零件的设计计算1、V带传动设计计算及说明结果1）确定计算功率：考虑到载荷性质和运转时间长短等因素影响，按轻型输送机，载荷变动微小，每天工作小时数为1016h,查机械设计基础表8-4,取工作

10、系数kA=1.2,则计算功率Pd=Ka*m=1.2x3.17=3.96kw2)选定带型：根据计算功率Pd和小带轮转速n1,由机械设计基础表8-9初选定带的型号为A型、3)确定带轮的基准直径di和d2：根据V带截型参考机械设计基础表8-5选取小带轮基准直径，要求di>dmin,并取为标准值。初取di=100mm验算带的速度V。根据v=%d1*n1/60x1000=3.14*100*960/(60*1000)=5.024(m/s)因为v=5.024(m/s)85,20m/s符合实际白需要。265确定大带轮的基准直径d2。根据d2=i1*d1=2.6*100=260(mrm。查机械设计基础表8

11、-5,取d2=265(mm验算传动比i带=d2/d1=265/100=2.65i%=(i带-i1)/i1=(2.65-2.60)/2.6=1.9%<5%符合要求4)确定中心距a和带的基准长度Ld。初定中心距为0.7(d1+d2)<a0<2(d1+d2),贝U：255.56<a。<730取定a0=500mm根据带传动的几何关系，按下式计算所需的基准长度Ld，为：Ld'=2a0+Tt(d1+d2)/2+(d1+d2)2/4a0=2x500+3.14x(100+265)/2+(265-100)2/(4x500)=1586.7mm根据Ld，查机械设计基础表8-6选

12、取与之接近的V带基准长度Ld,选取Ld=1600mm根据Ld计算实际中心距为a=a0+(Ld-Ld')/2=500+(1600-1586.7)/2=506.65mmPd=3.96 kw选定A系列V带初取 d1=100mm选定 d1=100mmd2= 265mmi 带=2.65符合要求a0 = 500 mmLd'1586.7mmLd=1600mma= 510mm圆整至a=510mm为便于安装和调整中心距，需留出一定的中心距调整余量。中心距的变动范围为：amin=a-0.015Ld=510-0.015x1600=486mmamax=a+0.03Ld=510+0.03x1600=55

13、8mm5)验算小带轮的包角a1a产180°-(d2-d1)x57.5°/a=180°-(265-100)x57.5°/510=161.27>120°6)确定带的根数Z根据包角a1161.27°,带长Ld=1600mm以及传动比为i1=2.65,小带轮转速m=960r/min;分别查机械设计基础表8-3,表8-6,表8-7得到：包角系数Ka=0.95;长度系数Kl=0.99;单根V带的基本额定功率P0=0.95kw;P0=0.11kw;计算带的根数：Z=P/(Pg+APq)KaKL=3.96/(0.95+0.11)x0.99x0.

14、95=3.97因此取Z=47)确定带的初拉力Fq初拉力的大小是保证带传动正常工作的重要因素，保证传动正常工作单饿单根V带合适的初拉力为：查机械设计基础表8-1得，A截型V带的单位长度质重为q=0.10kg/m,则：Fq=500Pd(2.5/Ka-1)/Zv+qv2=500x3.96x(2.5/0.89-1)/(4x5.024)+0.10x5.0242=163.28N8)计算带作用在轴上的力Q压轴力Q=2ZFosin(a1/2)=2x4x163.28xsin(161.27/2)=1286.40N9)选定带轮结构由带轮基准直径d1=100mmd2=265mm以及电动机轴直径为D=42.018mm为

15、依据，确定小带轮为实心式结构，大带轮为轮辐式结构。amin=486mmamax=558mm“产161.2°满足要求带的根数Z=4带的初拉力Fq=163.28N压轴力Q=1286.40N小带轮为实心式结构，大带轮为轮辐式结构2、齿轮传动的设计与计算计算及说明结果由之前计算得到数据有低速级齿轮的动力参数有：Pi=3.17kw;ni=369.23r/min;Ti=81990N-mm;i2=3.861）选择齿轮材料和确定许用应力齿轮材料查机械设计课程设计手册第二章材料的参数，于表2-7优质碳素结构钢中，选择45号钢材料，再参考机械设计基础表9-4齿轮常用材料及许用应力，为使大小齿轮的寿命相近

16、，选择：小齿轮选用45钢，调质，HBS=240;大齿轮选用45钢，正火，HBS=200;HBS-HBSa=220-180=40合适许用应力根据大小齿轮的HBS查机械设计基础表9-4得：小齿轮许用接触应力bh1=380+0.7HBS1=380+0.7x240=548MPa许用弯曲应力dfi=140+0.2HBS1=140+0.2x200=188MPa大齿轮许用接触应力门2=380+0.7HBS2=380+0.7x180=520MPa许用弯曲应力df2=140+0.2HBS2=140+0.2x180=180MPa2）设计齿轮参数对于HBS<350的闭式软齿间齿轮传动，可以先按齿面接触疲劳强度

17、进行设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度。在本例中，钢制齿轮的弹性模量E=2.06x105MPa；压力角“=20°工作系数K=1.31.6,因为齿轮对称布置，所以取K-1.3;对于闭式软齿面传动，齿轮对称罪近轴承，齿宽系数d=0.81.4,选择d=1。按照设计公式可得：HBS=240HBS=200门1=548MPa(TF1=188MPadh2=520MPa(tf2=180MPaK=1.3巾d=1.0d1 60.43mmZ1=31Z2=120m=2a2=151mmb2=62mmb1 =68mm(T F1< (T F1(T F2< (T F2齿根弯曲疲劳强度足够3670KTii21

18、6701.3812103.861diE二二31碗1囱60.43mm对于闭式软齿面齿轮传动，在满足弯曲强度的条件下，应去较多的齿数Z1和较小的模数，这样可以增大重合数，提高传动的平稳度，还可以节省制造费用，一般Z1=2040。在本例中选取：小齿轮的齿数Z=31;大齿轮齿数Z2=i2*Z2=3.86x31=119.66;为使齿轮磨损均匀，应使两轮齿数互为质数，因此Z2=120验算传动比i%=|Z2/Z1-i2|/i2=|120/31-3.86|/3.86=0.28%满足条件主要尺寸计算齿轮模数m=dJZ1=60.43/31=1.95取标准值m=2中心距a2=m(Z+Z2)/2=2x(31+120)

19、/2=151m大齿轮齿宽b1=ipd*m*Z1=1x2x31=62mm,为了便装配，齿宽一般取小齿轮比大齿轮宽510mm因此：小齿轮齿宽b1=b2+5=62+6=68mm3)验算齿根弯曲疲劳强度由之前的数据得：小齿轮许用弯曲屈服应力bF1=188MPa；大齿轮许用弯曲屈服应力bF2=180MPa；载荷系数K=1.3;又由乙=31;Z2=120查机械设计基础表9-8得到正常齿制标准外齿合齿轮的齿形系数为：Yf1=2.5;Yf2=2.2应用公式得：dF1=2KT1YF/b2Z1m=2x1.3x81210x2.5/(62x62x2)=68.66MPa<F1=188MPabF2=bF1*YF2/

20、YF1=68.66x2.2/2.5=60.42MPa<F2=180MPa齿根弯曲疲劳强度足够。4)齿轮的精度等级根据V=ttdn/(60x1000)=3.14x62x369.23/(60x1000)=1.2m/s9-6直齿参考机械设计基础表9-5各类机器所用齿轮传动的精度等级范围，及表圆柱齿轮精度等级与圆周速度的关系，HBS<350选择齿轮精度为等级9。5)将齿轮的主要尺寸和几何参数汇总成下表：名称代号及公式小齿轮大齿轮齿数Z31120分度圆直径d=mz62240齿顶局ha=ha*m2齿根高hf=(ha*+c*)2.5全齿高h=(2ha*+c*)4.5齿顶圆直径da=(z+2ha*

21、)m66244齿根圆直径df=(z-2ha*-2c*)m57235基圆直径db=dcosa58.26225.53齿距p=兀m6.28齿厚s=p/23.14齿槽宽e=p/23.14中心距a=(d1+d2)/2151传动比i=z2/zi3.87注：对正常齿ha*=1.0;c*=0.25;压力角“=20°.6)齿轮的结构设计因为小齿轮的齿顶圆直径dai=62mm<160mm,因此暂定采用实心式结构。因为大齿轮的齿顶圆直径da2=244mm<500mm为减轻重量，节约材料和便于搬运和装拆，采用腹板式结构。四、校检实际转速各级传动零件的参数确定后，应计算执行装置的实际转速，并验算实

22、际转速与设计要求的转速偏差是构在许用范围。本例带式输送机起传动滚筒轴的实际转速为nw'=nd/i带xi齿=960/(2.65x3.87)=93.57r/min实际转速与设计要求的转速偏差n%=|nw-nw'|/nwx100%=|93.57-95.54|/95.54x100%=2.1%<5%因此该传动装置可用。五、轴的计算主动轴的计算和设计计算及说明结果1）选择轴的材料从经济性以及对之前的小齿轮所选的材料考虑，参考机械设计课程设计手册第二章材料的参数，选择45号刚为高速轴材料，调质处理，HBS=220查机械设计基础表13-1得到许用弯曲应力（r-i=60MPa并由之前的计算

23、结果有：P1'=3.14kw;n1=369.23r/min;T1'=81210NI-mm;2）按转矩估算轴的最小直径查机械设计基础表13-2轴常用材料的许用切应力°t及A值，对轴上弯矩较小，的载荷较平稳，无轴向载荷，轴只做单向运转，A取较小值，反之A取大值。对于45钢有A8103,126.-i'Pi33.14按公式d1A3|一（103126）3（21.0125.70）mmn13369.23轴端直径查标准取标准得：d1=25mm3）轴的结构设计根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，考虑到圆柱齿轮传动，选用深沟球轴承，采用凸缘式轴承盖，依靠普通平键联接实现周向固

24、定，利用轴肩结构实现轴与轴承的轴向固定。考虑到小齿轮分度圆直径与轴的直径差距不大的情况，采用齿轮轴的结构方案。轴与其它零部件相配合的具体情况见后装配。轴的结构草图设计图如下图所示，轴的结构设计主要后二项内容：各轴段径向尺寸的确定；各轴段轴向长度的确定；其它尺寸（如键槽、圆角、到角，退力槽等）的确定。各轴段径向尺寸的确定如草图所不，从轴段d1=25mni开始，逐段选取相邻轴段的直径。(r-1=60MPad1=25mmd2起定位固定作用，考虑V带大轮的内孔倒角，定位轴肩高度取h=2.5，故d2=d1+2h=30mm,取d2=30mm,该尺寸应满足密封件的直径系列要求。d3与轴承内径相配合，考虑安装

25、方便，结合轴的标准直径系列并符合轴承内径系列，取d3=35mm,初选定轴承代号为6007。d4起定位作用，上套挡油环，按轴的标准直径系列和安装尺寸，取d4=42mm,d5即为小齿轮部分，将d5作为分度圆的直径，即d5=62mm,根据对称性d6=d4=42mm;d7=d3=35mm轴向尺寸的确定从Li段开始，Li段与V带的大轮配合，由之前的计算的大带轮的轮缘宽为B=65土3mm取Li=65mmL2段，该段上要安装密封部件，方便在不拆下带轮的情况下打开箱盖，估算可得，L2=35mmL3安装轴承段，L3=30mmL4定位轴肩的长度为：L4=8mmL5因采用齿轮轴结构，L5即为小齿轮的齿宽L5=bi=

26、68mm根据对称性，有L6=L4=8mmL7=L3=30mm两轴承中心距L=2(L3+L4)+L5-17(轴承厚度)=135mmd2=30mmd3=35mm初选轴承6007d4=42mmd5=62mmd6 =42mmd7= 35mm其他尺寸大带轮与轴的周向固定采用A型普通平键，查机械设计课程设计手册第53页关于键连接，由di=25mmLi=65mrnGB/T1096键A8x7x504)按弯曲和扭转复合强度对轴进行强度计算齿轮的受力计算由T1'=81.21N-m=81210N-mm圆周力Ft=2T1'/d1=2x81210/62=2619.68N径向力F产Fttana=2619.

27、68xtan20°=953.48N因为选用的是直齿齿轮，因此不存在轴向力。根据之前的计算该轴还将受到V带大轮所带来的压力Fq=Q=1286.40N。根据之前的计算，得到大带轮和相近轴承的中心距为L'=Li/2+L2+B(轴承宽)/2=65/2+35+14/2=79.5mm求水平面支反力和弯矩支反力：Fbi=F(L'+L)+FrL/2/L=1286.40x(79.5+135)+953.48x135/2/135=2520.69NFA1=Fq+Fr-FB1=1286.40+953.48-2520.69=-280.81NM1=FaiL/2=280.81x135/2=18954

28、.45N-mmMB1=FqL'=1286.40*79.5=102268.8N-mm求竖直面支反力和弯矩支反力：Fa2=Fb2=R/2=2619.68/2=1309.84N弯矩：M2=Fa2L/2=1309.84x135/2=88414.2Nmm合成弯矩：MB合=Mbi=102268.8N-mmMC合，'MC12MC22心8954.45288414.2290423.13N?mm由之前的计算得到该轴的扭矩为T1'=81210NmmL1=65mmL2=35mmLs=30mmL4=8mmL5=62mmL6= 8mmL7=30mmL=135mmGB/T 1096键 A 8x7x5

29、0Ft=2619.68NFr =953.48N计算当量弯矩Fbi=2520.69由于扭矩不变，应力校正系数a=0.3,根据当量弯矩公式Meb,'MBzs.2(T)2v102268.82(0.381210)2105130.69N?mm22MecM拾(T).90423.132(0.3*81210)293650.63N?mm校检轴的强度由当量弯矩图知道，B轴承处的直径较小，弯矩最大，该剖面存在危险，应该进行校核验算，根据轴的材料可得许用弯曲应力b-1=60MPa,代入公式：,.MeB3105130.69d3330.11b,0.16025.97mm因为实际的d3=35mm>25.97mm

30、BI此该轴满足强度要求Fai=-280.81NMi=18954.45N-mmMBi=102268.8N-mmFa2=Fb2=1309.84NM2=88414.2N-mmMB合=102268.8N-mM合=90423.13N-mm&0.3Mb=10513O69NmmMec=93650.63Nmmd3=35mm>25.97mm该轴满足强度要求从动轴的计算和设计计算及说明结果1)选择轴的材料基于和主动轴处相同的考虑，选才145号钢为从动轴材料，调质处理，HBS=220查机械设计基础表13-1得到许用弯曲应力(r-i=60MPa并由之前的计算结果有：P2'=3.01kw;n2=9

31、5.65r/min;T2'=300530Nmm2)按转矩估算轴的最小直径查机械设计基础表13-2轴常用材料的许用切应力°t及A值，对轴上弯矩较小，的载荷较平稳，无轴向载荷，轴只做单向运转，A取较小值，反之A取大值。对于45钢有A8103,126.！P二3.01按公式d2A3(103126)3，(32.5239.78)mmnn2,95.65因为轴端要安装联轴器，各轴端直径查联轴器标准取标准得：d1=35mmdi=35mm3）轴的结构设计根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，考虑到圆柱齿轮传动，选用深沟球轴承，采用凸缘式轴承盖，依靠普通平键联接实现周向固定，利用轴肩结构实现轴与

32、轴承的轴向固定。如上图示。轴与其它零部件相配合的具体情况见后装配。轴的结构草图设计图如图所示，轴的结构设计主要有三项内容：各轴段径向尺寸的确定；各轴段轴向长度的确定；其它尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）的确定。轴段径向尺寸的确定如草图所示，从轴段d1=35mni开始，逐段选取相邻轴段的直径。d2起定位固定作用，定位轴肩高度取h=2.5,故d2=di+2h=40mm,该尺寸应满足密封件的直径系列要求。d3与轴承内径相配合，考虑安装方便，结合轴的标准直径系列并符合轴承内径系列，取d3=45mm,初选定轴承代号为6209。d4与大齿轮配合，由于大齿轮为腹板式结构，考虑到齿轮装拆的方便，将d4应比

33、d3略大，并按标准直径选取，d4=48mmd5采用轴环定位取轴肩高4mm做定位面，选取最小过渡圆角半径，r=1.5mm,取d5=55mm根据对称性，安装轴承的位置上d6=d3=45mm;d1 =35mm轴向尺寸的确定从Li段开始，Li段与联轴器配合，根据该轴的转矩和转速，初步选取型号为LX3弹性d2 =40mm柱销联轴器，查标准其Y型的轴孔长度为82mm取Li=70mmL2段，该段上要安装密封部件，联轴器内侧端面至轴承盖连接螺钉头顶面的距离应满按标准系列圆整为足联轴器的装拆要求，L3安装轴承段，齿轮两侧对称安装一对轴承，选择定位，根据轴承对安装尺寸的要求，轴承定位直径和箱体内润滑油隔绝，应设置

34、担油环（兼做定位套筒）取L3=48mmL4该长度应小于大齿轮轮皴宽度，取L4=60mmL5为轴环定位作用，取L5=8mmL6段，为了使齿轮箱对壳题对称布置，基于和轴段大小，取L6=35mm两轴承中心距L=L3+L4+L5+L6-18（轴承厚度）-1=132mmL2=35mm6209宽度为19mm左轴承用轴套62mm轴承采用脂润滑，为使轴承,综合考虑L3和L4段的关系，3同样的考虑，并考虑轴端的倒角（倒角）其他尺寸联轴器与轴的周向固定采用A型普通平键，查机械设计课程设计手册第53页关于键连接，由di=35mmLi=70mmGB/T1096键A10x8x50由d4=48mmL1=60mmGB/T1

35、096键A14x9x36d3 =45 mm,初选定轴承6209d4=48mmd5=55mmd6=45mmLX3弹性柱销联轴器L1=70mmL2=35mm4）按弯曲和扭转复合强度对轴进行强度计算齿轮的受力计算由T2'=3005302mm导圆周力Ft=2T27d1=2x300530/240=2504.42N径向力F尸Fttan&=2504.42xtan20°=911.53N因为选用的是直齿齿轮，因此不存在轴向力。求水平面支反力和弯矩支反力：由于轴承是对称安装，所以Fb1=Fa1=R/2=1252.21N弯矩：MC1=Fa1L/2=1252.21x132/2=82645.8

36、6N-mmL3=48mmL4=60mmL5=8mmL6=35mmL=132mmGB/T 1096键 A 10x8x50求竖直面支反力和弯矩支反力：Fa尸Fb尸Fr/2=911.53/2=455.77N弯矩：M2=FA2L/2=455.77x132/2=30080.82N-mm合成弯矩:MC合,；Mci2Mc22J82645.86230080.82287949.95N?mm由之前的计算得到该轴的扭矩为T2'=300530N-mm计算当量弯矩由于扭矩不变，应力校正系数“=0.3,根据当量弯矩公式V2222.Mec.MC合(T)v87949.95(0.3300530)200623.47N?m

37、m校检轴的强度由当量弯矩图知道，B轴承处的直径较小，弯矩最大，该剖面存在危险，应该进行校核验算，根据轴的材料可得许用弯曲应力b-1=60MPa,代入公式：d43-：0.111200623.47,0.16032.21mm因为实际的d4=48mm>32.21mm因此该轴满足强度要求GB/T1096键A14x9x36Ft=2504.42NFr=911.53NFbi=Fai=1252.21NM1=82645.86NmmFa2=Fb2=455.77NM2=30080.82N-mmMC合=87949.95NmmMc=200623.47Nmmd4=48mm>32.21mm,满足强度要求六、滚动轴

38、承的选择和计算计算及说明结果1)主动轴上的轴承为满足对称要求，该轴上的一对轴承选用同一型号，由于轴上使用的是直齿齿轮传动，轴承载荷仅受径向力，轴承载荷较小，选用球轴承，对主动轴，根据轴径初选型号为6007的轴承，查标准表得：基本额定动载荷C-16200NL对于只承受彳5向载荷Fr的轴承，当量动载荷为P(F12F22)/2故Pb=1393.90N已知该轴的转速为n1=369.23r/min，根据该轴承的工作环境，取温度系数ft和载荷系数fp为：ft=1.0；fp=1.5,对于球轴承，寿命指数e=3,代入寿命计算公式：Lh=16667(ftC/fpP)'/n=16667x(1x16200/

39、1.5x1393.90)3/369.23=81884.87h按照每天两班制的工作时间，每年工作360天，折旧期8年计算折旧小时数为：L=16x360x8=46080h<Lh=81884.87h该轴承满足寿命要求2)从动轴上的轴承基于和高速轴上轴承选择同样的考虑，根据轴径初选型号为6209的轴承，查标准表初选型号为6007的轴承C=16200NP=1393.90NL<Lh=81884.87h轴承满足寿命要求得：基本额定动载荷C=31500N对于只承受彳5向载荷Fr的轴承，当量动载荷为PJ(F12F22)/2则轴承的当量载荷大约为P=1332.57N已知该轴的转速为n2=95.65r/

40、min,根据该轴承的工作环境，取温度系数ft和载荷系数fp为：ft=1.0；fp=1.5,对于球轴承，寿命指数e=3,代入寿命计算公式：Lh=16667(ftC/fpP)7n=16667x(1x31500/1.2x1332.57)3/95.65=6819148.48h按照每天两班制的工作时间，每年工作360天，折旧期8年计算折旧小时数为：L=16x360x8=46080h<Lh=6819148.48h该轴承满足寿命要求初选型号为6209的轴承C=31500NP=1332.57NL<Lh=6819148.48h轴承满足寿命要求七、连接的选择和计算计算及说明结果1)选择键的类型，材料和

41、确定键的尺寸选择键的材料为钢，查机械设计基础表7-8得，按静载荷连接选取：键的许用挤压应力为(rp=120150MPa。在之前的设计过程中，根据轴直径和轴长，保证稳定性，初选键列出如下表GB/T1096:bp=39.46MPa<bp符合强度要求(rp=107.55MPa<bp符合强度要序键的位置型号(bxhxL)传递的转矩所在的轴径mm主动轴带轮平键键A8x7x5081210N-mm25从动轴联轴器平键键A10x8x50300530Nmm35从动轴齿轮平键键A14x9x36482)对静连接校检挤压强度对于A型键bp=2T/dkl=4T/dh(L-b),分别代入公式校检：dp=4T/

42、dh(L-b)=4x81210/28x7x(50-8)=39.46MPa<p符合强度要求dp=4T/dh(L-b)=4x300530/35x8x(50-10)=107.55MPa<bp符合强度要求dp=4T/dh(L-b)=4x300530/48*9*(36-14)=126.45MPa<打符合强度要求3)由计算结果确定，可以对应使用以上三个型号的平键。求bp=126.45MPa<bp符合强度要求八、联轴器的选择计算及说明结果在从动轴和卷筒轴的连接中，将要使用联轴器进行连接，由于工作条件为连续单向工T=300.58Nm作，载荷较平稳，且工作最高温度为35c.根据该轴工作时

43、的名义转矩T2=300.53N-m,转速n2=95.65r/min,取工作系数K=1.1时，轴的计算转矩为LX3弹性柱销联轴T=kT2=330.58N-m器查机械设计课程设计手册表8-7弹性柱销联轴器(GB/T4323-2002摘录)，选用Y35x70型号为LX3联轴器Y35x70GB/T4323-2002九、润滑方式、滑润油牌号及密封装置的选择结果滑润脂ZL-2计算及说明在本设计中，有需要使用润滑的部分为两对轴承和一对齿轮。对相应位置的轴承参数汇集如下：转速n内径dnd(mmr/min)滑润方式主动轴轴承369.23r/min35mm512923.05<2x10脂滑润从动轴轴承95.65r/min45mm54304.25<2x10脂滑润由于工作环境有粉尘，环境最高温度为35C,为了保证有较好的耐热性能，选用锂基滑润脂，查机械设计课程设计手册表7-2,参考起主要用途，确定选用通用锂基滑润脂，代号ZL-2(GB7324-1994)。对于齿轮传动部分，根据之前的计算数据可得齿轮分度圆上的圆周速度为：V=n%d/60x1000=3.14x95.65x240/60000=1.2m/s,V< 12m/s的减速器。为了减小齿轮的选用浸油润滑，浸油润滑适用于齿轮圆周速度阻力和油的升温，齿轮浸入油中的深度以1