二级减速器的带式输送机传动装置设计

1、目录第1章概述31.1毕业设计的目的31.2设计的内容和任务 3设计的内容3设计的任务41.3设计的步骤4第2章传动装置的总体设计52.1拟定传动方案5选择原动机一一电动机7选择电动机类型和结构型式7确定电动机的功率 8确定电动机的转速 9传动装置总传动比确实定与各级传动比的分配11计算总传动比11合理分配各级传动比 11算传动装置的运动和动力参数122.4.1 0 轴电机轴输入功率、转速、转矩122.4.2 I轴高速轴输入功率、转速、转矩132.4.3 H轴中间轴输入功率、转速、转矩132.4.4 川轴低速轴输入功率、转速、转矩132.4.5 "轴滚筒轴输入功率、转速、转矩13第3

2、章传动零件的设计计算153.1减速箱外传动零件带传动设计15带传动设计要求：153.1.2 V 带传动设计计算16减速器内传动零件一一高速级齿轮设计19选择齿轮类型、精度等级、材料与齿数19按齿面接触强度设计20按齿根弯曲强度计算 22 、高速级齿轮几何尺寸计算 243.3减速器内传动零件一一低速级齿轮设计24选择齿轮类型、精度等级、材料与齿数24按齿面接触强度设计 25 按齿根弯曲强度计算 27、低速级齿轮几何尺寸计算293.4轴的设计输入轴的设计30确定轴的材料与初步确定轴的最小直径30初步设计输入轴的结构303按弯曲合成应力校核轴的强度32轴的设计-输出轴的设计36初步确定轴的最小直径3

3、6初步设计输出轴的结构37轴的设计一-中速轴的设计42第4章部件的选择与设计43轴承的选择43输入轴轴承43输出轴轴承43中间轴轴承4445输入轴输出轴键连接的选择与强度计算轴承端盖的设计与选择47类型474.4滚动轴承的润滑和密封 48联轴器的选择48、联轴器类型的选择 48、联轴器的型号选择 49其它结构设计49通气器的设计49吊环螺钉、吊耳与吊钩50启盖螺钉50定位销51油标51放油孔与螺塞52箱体52第5章结论54参考文献56致谢56第1章概述1.1毕业设计的目的毕业设计目的在于培养机械设计能力。毕业设计是完成机械制造与自动化 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

4、践性教学环 节，其目的为：1. 通过毕业设计培养综合运用所学全部专业与专业根底课程的理论知识， 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. 通过毕业设计的实践，掌握一般机械设计的根本方法和程序，培养独立 设计能力。3. 进展机械设计工作根本技能的训练，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X等1.2设计的内容和任务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进展传动件的设计计算，校核轴、轴承、联轴器、

5、键等;4绘制减速器装配图与典型零件图；5编写设计计算说明书。设计的任务1减速器装配图1X0号图纸2输入轴输出轴零件图各1X3齿轮零件图1X4减速器箱体零件图1X5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展：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

6、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与计算传动装置的运动和动力参数。2.1拟定传动方案机器通常由原动机、传动装置和工作机三局部组成。传动装置将原动机 的动力和运动传递给工作机，合理拟定传动方案是保证传动装置设计质量的 根底。课程设计中，学生应根据设计任务书，拟定传动方案，分析传动方案 的优缺点。现考虑有以下几种传动方案如如下图所示：a)b

7、)=rmJlbc)d)图2-1带式运输机传动方案比拟传动方案应满足工作机的性能要求，适应工作条件，工作可靠，而且要求结构简单，尺寸紧凑，本钱低，传动效率高，操作维护方便。设计时可同时考虑几个方案，通过分析比拟最后选择其中较合理的一种。 下面为图1中a、b、c、d几种方案的比拟。a方案宽度和长度尺寸较大，带传动不适应繁重的工作条件和恶劣的环境。但假如用于链式或板式运输机，有过载保护作用；b方案 结构紧凑，假如在大功率和长期运转条件下使用， 如此由于蜗杆传 动效率低，功率损耗大，很不经济；c方案 宽度尺寸小，适于在恶劣环境下长期连续工作但圆锥齿轮加工比 圆柱齿轮困难；d方案 与b方案相比拟，宽度尺

8、寸较大，输入轴线与工作机位置是水平位 置。宜在恶劣环境下长期工作。根据传动要求，应当选择方案d,同时加上V型带传动。即采用V带传动和二级圆柱齿轮减速器传动。图2-21 V带传动；2电动机；3圆柱传动减速器；4联轴器；5输送带;6滚筒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。选择电动机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

9、较300广的丫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。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：假如所选电动机的功率小于工作要求，如此不能保证工作机正常工作；假如功率过大， 如此电动机不能满载运行，功率因素和效率较低，从而增加电能消耗，造成浪 费。1. 带式输送机所需的功率P由1中公式2-3 丨得：PW FV/1000 15000 0.5/1000 7.5kW设计题目给定：输送带拉力 F N=15000N输送

10、带速度V(m/s)=0.5 m/s2. 计算电动机的输出功率R根据文献1机械零件设计指导关阳等编某某科学技术出版表22确定个局部效率如下：弹性联轴器：1 0.99两个滚动轴承每对：20.99共四对，三对减速器轴承，一对滚筒轴承圆柱齿轮传动:0.98精度7级传动滚筒效率：4 0.96V带传动效率：带0.95得电动机至工作机间的总效率：42421? 2 ? 3 ?带 0.99 0.990.980.95 0.868输送机效率：w 2? 40.99 0.960.95电动机的输出功率：PdFV1000 w15000 0.51000 0.95 0.8689.1KW确定电动机的转速同一类型、一样额定功率的电

11、动机低速的级数多，外部尺寸与重量较大， 价格较高，但可使传动装置的总传动比与尺寸减少；高速电动机如此与其相反， 设计时应综合考虑各方面因素，选取适当的电动机转速。三相异步电动机常用的同步转速有 3000r/min，1500r/min，1000r/min， 750r/min，常选用 1500r/ min 或 1000r /min 的电动机。1.计算滚筒的转速nw由公式nw罟严计算滚筒转速:工作机的转速:nw1000 60VD1000 60 0.550019.1r /min设计题目给定：滚筒直径 D=500mm输送带速度V(m/s)=0.5 m/s2.确定电动机的转速nd由参考文献2机械设计中表1

12、8 1可知两级圆柱齿轮减速器推荐传动比X围为i 860，由参考文献1 V带传动比X围为i 2 4，所以总传动比合理X围为i总16 240，故电动机转速的可选 X围是：nd(16 240) 19.1r / min 305.6 4584r / min符合这一 X 围的同步转速有 750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min由参考文献1中表h1 1查得：万案电动机型号额定功率KV电动机转速n/(r/mi n)参考价格(元)参考重量kg同步转速满载转速1Y160M1-21130002930540882Y160M-41115001460504993Y160L-611100

13、09706601424Y180L-8117507301138151表h1 1中，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，价格以与总传动比，即选定4号方案，电动机型号为 Y180L-8。其主要参数如下：表2-1电动机相关参数型号额定功 率满载转速计算输出功 率轴伸长中心高轴颈键槽宽Y180L-811kw730 r/min110mm180mm48mm14mm表2-2带式输送机相关参数皮带速度皮带拉力1滚筒直径工作条件每天时间设计寿命转速功率0. 5m/s15000N500mmP平稳连续16小时10年由选定电动机的满载转速rm和工作机主动轴的转速nw可得传动装置的总传 动比i rjrw对于多级传动i

14、ii i?in计算出总传动比后，应合理地分配各级传动比，限制传动件的圆周速度以减少动载荷。计算总传动比由电动机的满载转速nm 730r/min和工作机主动轴的转速nw 19.1r/min可得：总传动比inm / nw73019.138.22合理分配各级传动比由参考文献1中表23,取带传动比i带3，i 38.22，如此两级减速器传动比38.22312.74由于减速箱是展开布置，所以i1(1.31.5儿，取高速级传动比i1 1.35i2，2由 i减 ii?i21.352 得低速级传动比为i2 1.3512.74:1.353.07,从而高速级传动比为h1.35i21.35 3.074.14表2-3传

15、动比分配总传动比电机满载转速电机-高速 轴高速轴-中间轴中间轴-低速轴滚筒转速i 33.22730r/miniv=3i12i23 =3.0719.1 r/min为进展传动件的设计计算，应首先推算出各轴的转速、功率和转矩，一般按由电动机至工作机之间运动传递的路线推算各轴的运动和动力参数。2.4.1 0 轴电机轴输入功率、转速、转矩Pd 9.1kWnm 730r/min9 1Td 9550Fd /nm 9550119.05N ?m730I轴高速轴输入功率、转速、转矩R Pd 01Pd ?带 9.1 0.95 8.645KWn1 nm/i 带 243.3r/minT, Td i带 01 119.05

16、 3 0.95 339.29N ?mU轴中间轴输入功率、转速、转矩R,R 12RI238.645 0.99 0.98 8.39KWn26和1 nm/i° h243.34.1458.77r/minTII TI i112339.29 4.14 0.99 0.981362.802N ?min轴低速轴输入功率、转速、转矩RiiRi 23 Rii23 8.39 0.99 0.98 8.14KW58.7719.1r / min3.07T川 Th i223 1362.802 3.07 0.99 0.98 4059.12N ?mW轴滚筒轴输入功率、转速、转矩RvRii128.14 0.99 0.99

17、7.98KW19.1r/minTTiii124059.12 0.99 0.993978.34N ?m各项指标误差均介于+0.5%-0.5%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名功率P (/kw)转矩T N/ m转速 n (r/mi n)传动比i效率电机轴7303I轴n轴川轴1滚筒轴注：各轴输出都是依据该轴输入乘以该轴承效率得出，一对滚动球轴承效 率取0.99.第3章传动零件的设计计算3.1减速箱外传动零件带传动设计带传动设计要求：1. 带传动设计的主要内容 选择合理的传动参数；确定带的型号、长度、 根数、传动中心距、安装要求、对轴的作用力与带的材料、结构和尺寸等。2.

18、 设计依据 传动的用途与工作情况；对外廓尺寸与传动位置的要求；原 动机种类和所需的传动功率；主动轮和从动轮的转速等。3. 注意问题带传动中各有关尺寸的协调，如小带轮直径选定后要检查它 与电动机中心高是否协调；大带轮直径选定后，要检查与箱体尺寸是否协调。 小带轮孔径要与所选电动机轴径一致；大带轮的孔径应注意与带轮直径尺寸相 协调，以保证其装配稳定性；同时还应注意此孔径就是减速器小齿轮轴外伸段的最小轴径。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Ka 1.1由2中公式 8-21 : PeaKaR比KAFd 1.1 9.1 10.01kW2、选择V带的带型根据 PCa 10.01

19、kW 与 nm 730r/min,由2中图 8-11 选用 B 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dd1由2中表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1 150mm 验算带速v按2中公式8-13验算带的速度dd1 nv60 10003.14 150 730，5.73m /s60 1000因为5m /sv 25 m / s ,故带速话宜。 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dd2dd2 idd1 3 150 450mm由2中表 8-8 取dd2 450mm4、确定V带的中心距ao和基准长度Ld根据2中公式 8-20, 0.7 ddid

20、d2a。 2 ddi dd2初定中心距a0500mm 由2中公式8-22计算所需的基准长度dd2dd1Ld02a0dd1 dd 224a。2450 1502 5001504501987 mm500由2中表8-2选带的基准长度Ld2000mm24 计算实际中心距a由2中公式8-23计算a a0 j 5002000 19872510mm5、验算小带轮上的包角1根据2中公式8-25计算:1180 dd2 dd1a180450150146.29905106、计算带的根数z计算单根V带的额定功率Pr由 dd1 150mm 和 nm 730r/min,查2中表 8-4a 得 P01.93kw根据 nm 7

21、30r/min、n 970r/min、i3和B型带查2中表8-4b得P00.23kw查2中表 8-5 得 K 0.914，查2中表 8-2 得 Kl 0.98 ,于是由2中公式8-26 :FC zPrKaPPcP) K KlPrF0P0 K Kl (1.93 0.23) 0.914 0.98 1.935kW计算V带的根数z巳zPr10.011.9355.1737、计算单根V带的初拉力的最小值F0 min根据2中公式8-27 :(F°)min500 2.5kK 巴qv2K zv5002.5 0.91410.010.914 6 5.730.18 5.732257.209N其中q由2中表8

22、-3得B型带q 0.18kg/m应使带的实际初拉力F。F。&计算压轴力压轴力的最小值由1中公式8-28 得:Fpmin2z Fomin Si n-22 6 257.209 si n 146.292 22953.92N9、带轮结构设计查2中表8-10得大、小带轮总宽度：B 5 19 2 11.5 118mmV型带传动相关数据见表3-0V表3-0 V型带传动相关数据计算功率Pc kw传动比i带速V (m带型根数单根初拉 力N压轴力N3B6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15045051020001180高速级齿轮设计选择齿轮类型、精度

23、等级、材料与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. 试选择小齿轮齿数乙25大齿轮齿数Z2 h?Z1 4.14 25 103.5取 z2 104 齿数比 U| i1 4.14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kt 1.3 小齿轮转矩 Ti 9.55 106 P 9.55 106 8645

24、3.393 105N mmn243.31 由文献2中表10-6查得材料弹性影响系数zE 189.8MPa' 齿宽系数：由文献2中表10 7知齿宽系数d 1 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：H lim 1600MPa Hiim1 550MPa 计算应力循环次数N160n1 j Lh 60 243.3 12 8 300 107.007 10887.007 108N2 N1 /u11.693 104.14 由文献2中图10-19取接触疲劳寿命系数KHN10.90 KHn2 0.95 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10-12H 1-Kh

25、ni0.90 600 540MPaSH 2厶竺Hjim20.95 550522.5MPaS2计算由式d1t 2.32 ?32Zeh 试算小齿轮分度圆直径d1tdlt 2.32?32KtTi ? Ui1 ? Zed ' Ui 2.3233 彳3931054141V2189.84.14522.596.633mm计算圆周速度vv601000空竺竺1.23m/s60 1000计算齿宽bd d1t1 96.633 96.633mm 计算齿宽与齿高比模数mtd1t96.633253.865齿高 h 2.25mt 2.25 3.8658.69696竺 11.118.696计算载荷系数据 v 1.23

26、m/ s 7级精度。由图10-8查动载荷系数Kv 1.04直齿轮Kh Kf 1由文献2中表10-2查得使用系数Ka 1由文献2中表10-4用插入法查得7级精度、小齿轮相对非对称布置时22331.43Kh 1.12 0.18(1 0.6 d ) d 0.23 10 3 b 1.12 0.18 1.6 0.23 10 3 96.633K由11.11 Kh 1.43 在文献2中查图 10-13 得 Kf 1.35 h故载荷系数 KKaKvKh Kh 1 1.04 1 1.43 1.49 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k(1 49a d1t3 96.633 Kt10

27、1.128mm计算模数mm色乙101.1284.05II25按齿根弯曲强度计算由文献【1】中式10-5弯曲强度设计公式一J.2KT1 YFaYsam 3J 丁,d Z1F1.确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FE1 500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限fe2 380MPa 由文献2中图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1 0.85 Kfn2 0.88 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数S 1.4由2中式10-12KfN 1 FE10.85 5001.4303.57MPaKfN2 FE2S0.88 3801.4238.86MPa 计算载荷系数KK KaKv

28、Kf Kf 1 查取齿形系数由2中表10-5查得 查取应力校正系数1.04 1 1.35 1.404YFa1 2.62YFa22.177由2中表 10-5 查得Ysa11.59 Ysa21.793计算大小齿轮的YFa1 YSa12.62 1.590.013723F 1303.57YFa2 YSa22.177 1.7930.016342F 2238.86大齿轮的数值大2. 设计计算2KYFaYsamd乙22 1.404 3.393 105I1 2520.0163422.92mm比照计算结果，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mm 3，按齿面接触疲劳强度算

29、得的分度圆直径d1101.128mm，算出小齿轮的齿数d1101.128z134m 3大齿轮的齿数z24.14 34 140.76 取z2141实际传动比：.141i4.1534传动比误差：4154 14i100%0.002%5% 允许4.14、高速级齿轮几何尺寸计算分度圆直径 d1 z, m 34 3 102mm d2 z2 m 141 3 423mm中心距a102423262.5mm2齿轮宽度b dd1 102mm取 B1 102mm B2 97mm圆周力：Ft12T12 339.29137829.22 Nd1102 10 3径向力：FMFt1 tan2013571.6 tan202849

30、.6N表3-1咼速级齿轮设计几何尺寸与参数齿轮压力 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齿宽小齿轮20°326331102108102大齿轮141423429973.3减速器内传动零件低速级齿轮设计选择齿轮类型、精度等级、材料与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选择小齿轮齿数大齿轮 45 调质 硬度240HBSZ 26 大齿轮齿数 Z4 i2Z379.8280按齿面接触强度设计d3t2.32 ?3 KT3u21U2Ze试选载荷系数kt 1.3mm小齿轮传递的扭矩T395.5 10巳9

31、5.5 108.391.36 106Nn258.771由2中表10-6查得材料弹性影响系数Ze 189.8MPa由2中表10-7选取齿宽系数d 1由2中图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限h lim 3 600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 4 550MPa 由2中式10-13计算应力循环次数N3 60n2 j Lh 60 58.77 1 2 8 300 10 1.693 108N4N3U21.693 1083.075.515 107 由2中图10-19取接触疲劳寿命系数Khn3 0.94 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1

32、0-12Khn 3 lim 3S0.94 600 564MPaKhn 4 lim 40.98 550 539MPa计算小齿轮分度圆直径d3t，代入H 2f3 KT3 U2192Zed3t dU2H 41'1.3 1.361063.071189.822.32 3 13.07539153.68mm计算圆周速度vd3t匕15368 5877 0.473m/s601000601000计算宽度bbdd3t 1153.68153.68mmb 计算齿宽与齿高比n模数mmtd 3t153.685.91mmZ326齿高h2.25mt2.255.9113.3mm153.6813.311.55 计算载荷系数

33、据v °.473m/s 7级精度。由2中图10-8查动载荷系数Kv 1.01;直齿轮Kh Kf 1。由2中表10-2查得使用系数KA 1。由2中表10-4用插入法查得7级精度、小齿轮相对非对称布置时2 23Kh1.12 0.18(1 0.6 d ) d 0.23 10 b31.12 0.18 1.6 0.23 10153.68 1443K由11.55 Kh1.443 查2中图 10-13 得 Kf 1.4h故载荷系数K 心心心 Kh 1 1.01 1 1.4431.46 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d3d3t153.68163.9 1.039159.

34、74mm 计算模数m m 虫 159.746.14mmZ326按齿根弯曲强度计算由2中式10-5弯曲强度设计公式m 3 2； YFaYsa1. 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 fe3 500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限fe2 380MPa 由2中图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN30.95 Kfn40.98 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数S 1.4由2中式10-12K FN 3 FE 330.95 5001.4339.29MPaKFN 4 FE 440.98 380266MPa计算载荷系数查取齿形系数由2中表10-5查得查取应力校正系数由2

35、中表10-5查得1.4KaKvKf KfYFa32.6YFa41.01 1 1.41.4142.22YSa31 .595 Ysa41.77计算大小齿轮的上丛YFa3 Ysa32.615950.012223339.29YFa4 YSa4270.014772266大齿轮的数值大2KT YFaYSad乙2F2KT YFaYsadZi2F3 2 1.414 1.36 106 丫Fie20.0147724.38mm根据2中表10 1就近圆整为标准值m 5mm计算小齿轮齿数Z3d3159.74 “332m5计算大齿轮齿数Z43.07 3298实际传动比：i983.0632传动比误差：i 3.073.06

36、100%0.003%5% 允许3.07、低速级齿轮几何尺寸计算分度圆直径d3Z3 m 32 5 160mm d4乙 m 98 5490mm中心距32d3 d42160 4902325m m齿轮宽度bdd31 160 160mm B3160mm b4155mm表3-2低速级齿轮设计几何尺寸与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齿宽小齿轮20°532532160170160大齿轮984905001553.4轴的设计一一输入轴的设计确定轴的材料与初步确定轴的最小直径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

37、数，计算作用在输入轴的齿轮上的力:输入轴的功率R 8.645KW输入轴的转速n 243.3r / mi n输入轴的转矩T 339.29N m圆周力：Ft!2T12 339.29137829.22 Ndi10210 3径向力：Fr1Ft1 tan2013571.6 tan202849.6N3、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153，取A112dmin A 誓8.645112 3 36.82mm 243.3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轴最小直径为dmin 36.82mm，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dA

38、 40mm ,为了与外连接件以轴肩定位，故取B段直径 为 dB 50mm。 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， 应当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dB 50mm，由轴承产品目录中初步选取 0根本游隙组、标准精度级的深沟 球轴承6311参考文献3，其尺寸为d D B 55 100 21，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：dD 64mm、dE dF 71mm。 lc Ih 39mm,根据箱座壁厚，取12且齿轮的右端面与箱内壁的距离2

39、1，如此取212m m,根据4中图5.3，而挡油板内测与箱体内壁取 3mm故Ig 12 3 9mm。根据参考文献1表3-1知中间轴的两齿轮间的距离1 10 15，估取 1 10mm，且中间轴的小齿轮端面与箱体内壁距离为2 12mm，因 比 160mm， B2 97mm， B1 l F 102mm97102故 lD 121601012 12 102 3 3 9167.5mm。2 2 设计轴承端盖的总宽度为45mm由减速器与轴承端盖的结构设计而定，根据轴承端盖的拆装与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Ib 75mm。根据根据带轮宽度可确定lA 118

40、mmII二一 朋门图3-1输入轴结构简图按弯曲合成应力校核轴的强度1.轴的受力简图Fp=2953.92N图3-2输入轴的受力简图1计算支座反力mA 0(256 88.5)Rbh 256Fr1 144.5Fp 0256Fr1 144.5Fp256 88.5256 284961445 2953923356.57NFx0 F r1 F pRBHRah0RahRbhFpF r13356.57 2953.92 2849.63460.89NRav已 256344.57829.22 256344.55817.94N344.52计算H面与V面的弯矩，并作弯矩图DA段: Mh(x) Fpx 295392x(0

41、x 144.5)当x 0时，在D处Mhd 0当 x 144.5 时，在 A 处 Mha 3460.89 144.5500098.61N ?mmBC段: Mh(x)Rbhx 3356.57x (0 x 88.5)当x 0时，在B处Mhb 0当 x 88.5时，在 C处皿吃 3356.57 88.5 297056.45N ?mmV面M VD M VA M VB 0MvcRavx5817.94 2561192336.2N ?mm3计算合成弯矩并作图Md Mb 0 M a 500098.61N ?mmmmMc , Mhc2 Mvc2. 297056.612( 1192336.2)21228783.24

42、N4计算T并作图Ti 0.3 339.29 1000 101789N?mm5校核轴的强度按弯矩合成强度条件，校核危险点即 C截面圆周外表处应力。扭转切应力为静应力，取a °3，由2中表15-1查得，轴弯曲疲劳极限! 335MPaca2 2_Mc Ti_W_1228783242_0.3_33929020.1 102312MPa1 335MPa结论：强度足够E=2953.92NFAB XFPRHC I fbh:B x用MC图3 3轴的载荷分析图输出轴的设计初步确定轴的最小直径dminA11238.14,19.1484.23mm1、确定轴的材料输出轴材料选定为45号钢，锻件，调质。2求作用

43、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与参数，计算作用 在输出轴的齿轮上的力:输出轴的功率Pm 8.14KW输出轴的转速n3 19.14/min输出轴的转矩Tm 4059.12N mFt42Tmd42 4059.12490 10 316567.83NFr4 Ft4 tan2016567.83 tan20 6030.197N3 .初步确定轴的最小直径dmin38.1419.1484.23mm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Tea KaTi查表14-1，考虑

44、到转矩变化很小故取Ka 1.3，如此：Tea Kat川 1.3 4059.12N?m 5276.856N ?m2 初选联轴器按照计算Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T5014-85,选用型 号为HL7的Y型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 6300N?m。半联轴器的孔径 dg 85mm,故取dg 85mm半联轴器长度L 172mm。3根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度 . - -r叽IT J丄图3-4输出轴结构简图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dg 95，由于g段轴长与半联轴器的轴毂长一样，为了使联轴器以轴肩定位，故取f段直径为d

45、f 115mm。 初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，应当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df 115m，由轴承产 品目录中初步选取 0根本游隙组、标准精度级的深沟球轴承61924参考文献3，其尺寸为d D B 120 165 22 ,根据需要在挡油板的一端制出一轴肩， 故 dd 127mm。 由于轴承长度为22mm挡油板总宽为18mn故I。40mm，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，如此令轴端面在大齿轮空内，距离取 3mm综上累加得出la 54.5mm，lb 152mm。

46、根据高速轴的尺寸和低速轴的局 部尺寸可以算出ld 108mm 设计轴承端盖的总宽度为44mm由减速器与轴承端盖的结构设计而定： 根据轴承端盖的拆装与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l f 74mm。5 按弯曲合成应力校核轴的强度1绘制空间受力图 2作水平面H和垂直面V内的受力图，并计算支座反力mB0 Rah耳 118345.56030.197 118345.52059.52 NRbhF r4RAH6030.1972059.523970.677NFt4 118345.516567.83 118345.55658.48NRavFt4 Rav 165

47、67.83 5658.48 10909.35N3计算H面与V面内的弯矩，并作弯矩图H面M ha M hb 0M HC118Rah118 2059.52243023.36NV面M VA M VB 0MVC 118Rav 118 5658.48 667700.64N ?mm4计算合成弯矩并作图M a M b 0MC .、mHc mVc. ( 243023.36)2 667700.642710552.25N5计算T并作图T皿 0.6 4059.12 1000 2435472N ?mm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，校核危险点即 C截面圆周外表处应力。扭转切应力为静应力，取a

48、 0.3，由2中表15-1查得，轴弯曲疲劳极限! 335MPacaTiii 2_710552252_0.3_4059.12 20.1 12431033.73MPa335MPa所以，强度是足够的XFt4rbvMHb图33轴的载荷分析图中速轴的设计1中速轴的功率 R 9.84KW中速轴的转速 n258.77/mi n中速轴的转矩 Tn1716.63N m2、初步确定轴的最小径 F中I 9 84dminAo 3112 3 61.73mmn258.77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6414的深沟球轴承，其尺寸为d D B 70 110 2°。根据 前两个轴的尺寸，不难得出中速轴