机械设计课程设计_带式运输机

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目 带式运输机传动装置目录课程设计任务书设计要求三 设计步骤21. 传动装置总体设计方案32. 电动机的选择43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比54. 计算传动装置的运动和动力参数65. 设计V带和带轮76. 齿轮的设计97. 滚动轴承和传动轴的设计148. 键联接设计289箱体结构的设计2910. 润滑密封设计3111. 联轴器设计32四 设计小结32五 参考资料32111课程设计任务书课程设计题目：设计带式运输机传动装置(简图如下)1V带传动2 运输带3 一级圆柱齿轮减速器4 联轴器5 电动机6 卷筒原始数据:题号4567891011250026002

2、8003300400450048005000运送带工作拉力F/N运输带工作速度v/(m/s)1.11.11.41.21.61.81.251.5卷筒直径D/mm400220350350400400500500工作条件：连续单向运转，载荷平稳，使用期限8年，小批量生产，两班制工作，运 输带速度允许误差为±5%二.设计要求1减速器装配图一张。2绘制轴、齿轮零件图各一张。3.设计说明书一份。二.设计步骤1.传动装置总体设计方案本组设计数据：第一组数据：运送带工作拉力F/N 5000 。运输带工作速度v/(m/s)1.5。卷筒直径D/mm500。1)减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。传动F =

3、 1200Nv = 1.7 m sD 二 270mm3）方案简图如上图4）该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动 能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这 种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分一级圆 柱齿轮减速，这是一级减速器中应用最广泛的一种。原动机部分为丫系列三相交流 异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可 靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2、电动机的选择1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用 丫系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式

4、结构，电 压 380V。2）选择电动机的容量工作机的有效功率为P = Fvw从电动机到工作机传送带间的总效率为由机械设计课程设计指导书表9.1可知:1 : V带传动效率0.962 :滚动轴承效率0.99 （球轴承）3 :齿轮传动效率0.97（ 7级精度一般齿轮传动）4 :联轴器传动效率0.99 （弹性联轴器）5 :卷筒传动效率0.96所以电动机所需工作功率为3）确定电动机转速按表9.2推荐的传动比合理范围，一级圆柱齿轮减速器传动比i；，430 而工作机卷筒轴的转速为所以电动机转速的可选范围为厲=i； nw =（4 30） 120r min = （480 3600） r min符合这一范围 的同

5、步转速有 750 r. min、1000 r min、1500 r min和3000 r min四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动 装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500 r min 的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计指导书表14.1选定电动2、电动机的选择1 )选择电动机的类型2 )选择电动机的容量电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/mi n)启动转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y100L2-4314202.22.2机型号为Y100L2-4。其主要性能如下表：电动机的主要安装尺寸和外形如下表：中心高外型尺寸L X ( AC/2+AD )X

6、HD底脚安装尺寸AXB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D XE装键部位尺寸F XGD100380 X 350 X245160 X1401228 X608 X73.计算传动装置的总传动比i并分配传动比(1)总传动比卜为(2).分配传动比i' 二 i iPW = 2.04kw、=0.86Pd = 2.37 kw考虑润滑条件等因素，初定i 二 3.2i 374. 计算传动装置的运动和动力参数3)确定电动机转速I轴n = nm = 1420 r minII轴n = n = 443.75r min iIII轴nii广 11120mini卷筒轴nw 二 n 二 120r min1).各轴的转速2).各轴的

7、输入功率nw = 120 r mI轴P = Pd 二 2.37kwII轴P = P 1 厂 2.25kwiii轴Pl l lP 32 二 2.16kw卷筒轴Pe = P 厂 2.12kw3) 各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩Td为lTd = 9.55 10 6Pd= 1.59 10 4 N mmn m4I 轴 T =Td=1.5910 N mm选定电动机型号 Y100L2-4Il轴 T T 1 2i = 4.84 104N mmIll 轴 T = T 3 2i = 1.72 105 N mm5卷筒轴 T卷二4 2=1.69 10 N mm将上述计算结果汇总与下表，以备查用轴名功率P/kw转矩

8、 T/(N mm)转速 n/(r/mi n)传动比i效率口I轴2.371.59I0414203.20.95II轴2.254.84。044443.70.96III轴2.161.72 心0512010.98卷筒轴2.121.69 汇 1051205. 设计V带和带轮电动机输出功率Pd = 2.37kw，转速=nm二1420r min，带传动传动比i=3.2，每天工作16小时。1) .确定计算功率Pca由机械设计表8-7查得工作情况系数KA =1.2，故Pca二KAPd = 2.84kw2) .选择V带类型根据Pca，m，由机械设计图8-11可知，选用A型带3) .确定带轮的基准直径dd1并验算带速

9、(1) .初选小带轮基准直径d di由机械设计表8-6和8-8 ,选取小带轮基准直径dd厂100mm ,而ddi2:H-100 mm，其中H为电动机机轴高度，满足安装要求(2) .验算带速Vddi ni60 1000二 7.43m s3、计算传动 装置的 总传动 比和分 配传动 比(1)i 二 11 .83i -二 3.2i =3.7因为5m s ”： v ： 30ms，故带速合适。(3) .计算大带轮的基准直径dd2 二 i dd1 = 320mmdd2 根据 机械设计表8-8，选取dd2二315mm，则传动比丨315，dq从动轮转速“2 = = 450.8 min i I4) .确定V带的

10、中心距a和基准长度Ld(1) .由式 0.7(dd1 dd2)乞 a。乞 2(dd1dd?)得290.5 乞 a° 乞 830，取 a° 二 700mm(2) .计算带所需的基准长度Ld兀(dd -dd )2Ld0=2ac(dq dd2)21- 2068mm24a°由机械设计表8-2选取V带基准长度Ld = 2000 mm总传动(3).计算实际中心距aLd - Ld0二 666mmn =1420 r min配传动n =443.75r minamax =a 0.03Ld = 726mmamin 二 a - 0.015Ld 二 636mm4.计算传动装 置的运 动和动

11、 力参数1 )各 轴的转 速5) .验算小带轮上的包角:1o匕5 7.3十 180 -(djddJ161.590a6) .计算带的根数Z(1) 计算单根V带的额定功率Pr由 dg = 100mm和 n 1420r min，查机械设计表 8-4a 得 P。=1.31kw根据=1420r min , i 3.2和a型带，查机械设计表8-4b得P0 -0.17kw查机械设计表8-5得K ：广0.95，查表8-2得K L = 1.03，于是P = (PdPd) K Kl 二 1.448kw(2) 计算V带的根数ZPcaPr2.8441.4481.96n =12Cr minnw =120r minP=2

12、.37kwP = 2.25kwP - 2.16kwPt 二 2.12kw取2根。7).计算单根V带的初拉力的最小值(Fo)min由 机械设计表8-3得A型带的单位长度质量q = 0.1kg. m ,所以(Fo)min =500(2.5/K：)Pca qv2 =162NGzv应使带的实际初拉力F。- (Fo)min。8).计算压轴力Fp压轴力的最小值为轴的输入功率轴的输入转矩.° 1(Fp)min = 2z(Fo)min S"/ = 640N9).带轮的结构设计小带轮采用实心式，大带轮为腹板式，由单根带宽为13mm，取带轮宽为35mm。6.齿轮的设计1)选定齿轮类型、精度等级

13、、材料及齿数(1)按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。(2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。(3)材料选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为45钢(调质)，硬度为280HBS,大齿轮为45钢(正火)，硬度为(4)选小齿轮齿数乙=24，则大齿轮齿数Z22)初步设计齿轮主要尺寸(1)设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，(2)按齿面接触疲劳强度设计，即KT1 u1, Ze )2d U (J1确定公式内的各计算数值I .试选载荷系数Kt二1.3 on .计算小齿轮传递的转矩=95.5"0 Pn = 4.84X 104nin.由IV.由V.由

14、240HBS，二者材料硬度差为40HBS。再按齿根弯曲疲劳强度校核。mm机械设计表10-7选取齿宽系数门d = 1。机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数Ze二188MPa 2。机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限5.设计V带和 H lim 1 - 600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限 j lim 2 - 550MPa。W.计算应力循环次数M=60 n2jLh "56"09N2 =二=4.2仆108iII皿由 机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数 心叫-0.97 ； Khn2 -1.25。Vffl .计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全

15、系数S=1K HN ° ljm 1 叭】1 =1=0.97 疋600MPa =582MPaSK hn 2° lim 2Bh 2 = HN2 lim2 = 1.25X550MPa =687.5MPaS2>.计算I.试算小齿轮分度圆直径d1t，代入<th中较小的值。d12.32jKT U (-Z)2 = 47.05mm Nd u gn .计算圆周速度v。v= “汕2 = 1.09ms60X000川.计算齿宽b。b = d 汉 d1t = 47.05mmbw.计算齿宽与齿咼之比 匚hd1t模数mt =1.96mmz1巳=2.84kw选用A型带dg = 100 mm带轮

16、齿高 h =2.25口七=4.4lmm1) .确定计算 功率Pca2) .选择V带 类型3) .确定带轮 的基准 直径 ddi并 验算带 速47.054.41= 10.67V 计算载荷系数根据v=1.09ms , 7级精度，由 机械设计图10-8查得动载系数Kv =1.11 ； 直齿轮,K hK f1 ；由 机械设计表10-2查得使用系数Ka =1 ；由 机械设计表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑对称分布时,心：-1.310 ；b由 h =10.67 ,=1.310 查 机械设计图 10-13 得 =1.27故载荷系数K = K a Kv K h K h 1 = 1.454W .按

17、实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径(Kdt =d1t348.84mm KtVD .计算模数dtm 二 2.04mmz(3).按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式 m33严有(Yf)WdZ1升1>.确定公式内的各计算数值I .由 机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 二fe1 = 500MPa ;大齿轮的弯曲强度极限Je2 =380MPa ；v = 7.43 m sdd = 320 mm2选取d d 315mm2a0 二 700mm4) .确 定V带 的中心 距a和 基准长 度Ld5) .验算小带 轮上的 包角 aiU.由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfni =

18、0.87 , Kfn2=0.90 ;川.计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ,有dh - J1%1 311MPaSK FN 2 FE 2 升2 244.3MPaSIV .计算载荷系数k ；K *心心小叩=1.41V. 查取齿形系数；由 机械设计表10-5查得YFa1 = 2.65 ； YFa2 = 2.20W.查取应力校正系数；由 机械设计表10-5查得Ysa1 = 1.58 ； Ysa2 = 1.78YFaYsa%.计算大、小齿轮的口 并加以比较；YFaSa1 =oq135Jh仔3 2丫32. = 0.016作2大齿轮的数值较大。W .设计计算.【2KT1 ° YF

19、aYsa、m 二 32 () - 1.56mmVdZi f对比计算结果，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Ld = 2000mma= 666mmamax = 726mmamin = 636mm6).计算带的根数z7).计算单根V带的 初拉力 的最小 值(F0 ) min8).计算压轴计算的模数，由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可 取由弯曲强度算得的模数1.56并就近圆整为标准值 m = 2mm，按接触强度算得的分 度圆直径，算出小齿轮齿数d.召=& 25m大齿轮齿数，

20、取z2 =93。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强 度，并做到结构紧凑，避免浪费。(4).几个尺寸计算1>.计算分度圆直径d厂 z.m 二 50mmd2 二 z2m = 186mm2>.计算中心距d. d2a 二二 118mm23>.计算齿轮宽度b =:dd 50mm取 B2 = 50mm，= 55mm。(5).结构设计及绘制齿轮零件图首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于500mm，故以选 用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按 机械设计图10-39荐用的结构尺寸设计，并绘力Fp制大齿轮零件图如下=1.448k=162 N9

21、）.带轮的结构设计6. 齿轮的设 计1）选定齿轮类型、精度等 级、材 料及齿 数2）初步设计齿轮主要尺寸其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行 安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。LItnt/.t7.滚动轴承和传动轴的设计（一）轴的设计I 输出轴上的功率P：、转速n.和转矩T由上可知 P | j 2.16kw, n| 120r min,门 1.72 105 N mmu.求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径d2 = mz2 = 2 93 = 186mm 而Ft 二 2T = 1849.5Nd2tan。Fr 二 Ft673.1Nc

22、osP（Fp）min =640N选用直齿圆柱齿轮传动7级精度小齿轮材料45钢（调质）大齿轮材料45钢（正火）z厂24F厂0川.初步确定轴的最小直径材料为45钢，正火处理。根据机械设计表15-3 ,取A。= 110 ,于是dmiAoJ1 28.8mm ,由于键槽的影响，故 dmin = 1.03dmin = 29.7mmX n IB输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d-。为了使所选的轴直径d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tea二KaT-，查 机械设计表14-1，取Ka =1.5，贝Tea = K aT = 258000 N mm按照计算转矩Tea应小于联轴

23、器公称转矩的条件，查手册，选用HL2型弹性柱销联轴 器，其公称转矩为 345000 N mm。半联轴器的孔径 d 30mm，故取 d - = 30mm，半联轴器长度L = 82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L = 60mm“一一列 w 一'闇 » 一 “黑*un-*0*fIDnIV1IvnM轴的结构设计(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) .为了满足办联轴器的轴向定位要求，1 - U段右端需制出一轴肩，故取U -川段的直径dn =36mm ；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度L 60mm，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，故I

24、-U段的长度应比Lj略短一些，现取=58mm2) .初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。按照工作要求并根据=36mm ,查手册选取单列角接触球轴承7008AC ,其尺寸 为40mm x 68mm汉15mm , 故d皿=d刑=40mm ； 而l =29mm。3) .取安装齿轮处的轴端IV- V的直径d2 = 42mm ；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为 50mm ,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴 端应略短于轮毂宽度，故取lV=47mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h=3mm，则轴环处的直径d = 48mm。轴

25、环宽度 1.4h，取lV=9mm。4) .轴承端盖的总宽度为35mm (由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 I =18mm，故 1口=53mm。5) .取齿轮距箱体内壁的距离a=11mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承 位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取s = 10mm，已知滚动轴承宽度T=15mm，大d卄=47.05mm齿轮轮毂长度L =50mm，贝Ul 皿卫=T +s+a+ (50 一47) =(15 + 10 + 11 +3)mm = 39mm至此，已初步确定了轴的各段和长度。v = 1.09

26、 m s(2).轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按dv_v由 机械设计表6-1查得平键截面b><h 12mmx8mm ,键槽用键槽铣刀加工，长为43mm ,同时为了保证 齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为 H7 ；同样，半联轴器n6H 7与轴的连接，选用平键为8mmx 7mmx52mm，半联轴器与轴的配合为 。滚动轴 k6承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。(3).确定轴上圆角和倒角尺寸参考 机械设计表15-2，取轴端圆角2x45 '0V.求轴上的载何首先根据轴的结构图做出轴的计算简图 。在

27、确定轴承的支点位置时，应从手册中 查取a值。对于7008AC型角接触球轴承，由手册中查得a=15mm。因此。作为简支 梁的轴的支撑跨距L? +L3 = 46mm + 46mm = 92mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩 图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的M h、M v及M的值列于下表。b = 47.05mm-=10.67 h载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 =925N,Fnh2 =925NFnv1 = 337 N,Fnv 2 = 337 N弯矩MM H = 15480 N mmMV1=42540N mm, M V2 =42540N

28、 mm,总弯矩M_j =45270N mm ， M2 = 45270N mm扭矩TT =172000N mmW 按弯扭合成应力校核轴的强度K= 1.41进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取- =0.6，轴的计算应力I 9oM(FMpa前已选定轴的材料为45钢，正火处理，由 机械设计表15-1查得二J = 55MPa因此二ca 4-4，故安全。VD .精确校核轴的疲劳强度（1）.判断危险截面截面A, n ,m,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

29、最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,n,川,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w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 W的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上 最然应力最大，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7.滚动轴承和传动 轴的设 计（一）轴的设计这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面切显然更不必校核。由机械设计第 三章附录可知，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W左右两侧即可。.截面W左侧抗弯截面系数W =

30、0.1d = 0.1 403 = 6400mm3抗扭截面系数WT =0.2d3 = 0.1 403 = 12800 mm3截面W左侧的弯矩M为4623M = M 122635 N mm46截面W上的扭矩T为T =172000 N mm截面上的弯曲应力% = M = 3.54MPaW截面上的扭转切应力"=13.44MPaWT2mm轴的材料为 45钢，正火处理,由机械设计表15-1得二b二590MPa , 一 =255MPa , .= 140MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数一及 按 机械设计附表3-2查W = 25z2 = 93取。因二=20 =0.05，2 = 42 =1

31、.05，经差值后可查得d 40d 40:上=1.72，:=1.24又由 机械设计附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q；：二 0.80， q = 0.85故有效应力集中系数为k；1 q；,-1） = 1.576© =1 q （： T） 7204由 机械设计附图3-2的尺寸系数务= 0.77 ；由附图3-3的扭转尺寸系数 =0.86 50mm轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为d2 二 186mmPa = PT = 0.93轴未经表面强化处理，即：q =1，则综合系数为查手册得碳钢的特性系数k 1K1=1.48I = 0.1 0.2，取 I =0.1 沉厂0.05 0.1，取-=

32、0.05a 二 118mmB2 = 50mmB1 = 55mm于是，计算安全系数Sca值，则-°-33.82StJ16.62” K占a +护占ms ss o宀14 92 * S1 5Js； + s；故可知其安全。.截面w右侧抗弯截面系数W =o.1d3 =0.1 汉 423 = 7408.8mm3抗扭截面系数州 =0.2d3 =0.1汉423 =14817.6mm3截面W右侧的弯矩M为4623M =M存=22635 N mm46截面W上的扭矩T为T =172000 N mm截面上的弯曲应力% =M = 3.06MPaW截面上的扭转切应力右=丄=11.61MPaWrkkk过盈配合处的

33、s,由附表3-8用插值法求出，并取- 0.8 °,于是得怙ST%也=2.30 ,也=1.84%S轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为咕咕°.93故得综合系数为ki-1 = 2.38a 8 Pacrk1K=+'1=1.92T S 6所以轴在截面W右侧的安全系数为=工=35.015+叭St = 12.24Wa+忡mS SSea =口 1 = =11 .55 A S = 1.5 Js； + s；故该轴在截面W右侧的强度也是足够的。毗.绘制轴的工作图，如下：Ft =1849.5 N-aMiI；lEL：1 KUILriTL iizliijl1= 'I*JuJJ1

34、r1-!ifunLJEXJUEUdF二 673 1NFa =0d min = 28.8mm匚）齿轮轴的设计I 输出轴上的功率P、转速n-和转矩T -由上可知 P=2.25kw , n广444r/min , 口厂 4.84兀 104N mmU.求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径=2 25 = 50mm而Ft = 1936 Nditan。Fr 二 Ft704.6NcosPFa =0川.初步确定轴的最小直径材料为45钢，正火处理。根据 机械设计表15-3 ,取A°=115 ,于是Vi vn皿ndmin =Ao3Wl = 19.75mm ,由于键槽的影响,故dm = 1.03dm

35、, = 20.3mm输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径d】，取d】=22mm ,根据带轮结构 和尺寸，取I】=35mm。W.齿轮轴的结构设计(1) .根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度d二 36mm1) .为了满足带轮的轴向定位要求，】-U段右端需制出一轴肩，故取U -川段的直径dg = 26mm ;2) .初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。按照工作要求并根据二26mm，查手册选取单列角接触球轴承7006AC，l】4 = 58mm其尺寸为d D B =35mm 62mm 14mm ，故d皿申二d 町=30mm ；而 I = 28mm。选取单列角

36、3) .由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端IV- V的直径dv = 54mm，l 二55mm。 轴肩高度h 0.07d，故取h =3mm，则轴环处的直径dv = d 町=36mm。轴环宽 度b -1.4h，取l即=丨=6mm。4) .轴承端盖的总宽度为35mm (由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 I =15mm ,故 1口=50mm。5) .取齿轮距箱体内壁的距离 a = 8.5mm ,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴 承位置时，应距箱体内壁一段距离s ,取s = 10.5mm ,已知滚动轴承宽度 T -1

37、3mm ,贝UI 皿=T s a l 即=(13 10.5 8.5 - 6)mm 二 26mm至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2) .轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按di由 机械设计表6-1查得平键截面 b h =6mm 6mm ,键槽用键槽铣刀加工，长为27mm。滚动轴承与轴的周向定位是 由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(3) .确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2 ,取轴端圆角2 45。V.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于7008AC型角接触球轴承，由手册中查得a = 13m

38、m。因此。作为简支 梁的轴的支撑跨距L2 L46.5mm 46.5mm =93mm。根据轴的计算简图做出轴的 弯矩图和扭矩图。接触球轴承7008ACd皿=40mm d =40mml可=29mmd 7 = 42 mml 心=47 mmd v=48mml v=9mmlnj = 53mm从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的M H、M V及M的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力FF nh 1 = 484 N , F nh 2 = 484 NFNV1 =176N,FNV2 =176N弯矩MM H = 21540 N mmMV1 =7840N，mm, M V

39、2 = 7840N mm,总弯矩M1 =22900N mm ，M 2 = 2290N mm扭矩TT = 48400 N mmW 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取:=0.6，轴 的计算应力2 2M（T）“Pa前已选定轴的材料为45钢，正火处理，由 机械设计表15-1查得匚 = 55MPa因此二ca 4-4，故安全。（三）滚动轴承的校核轴承的预计寿命L'h =10 8 2 365 = 58400hI计算输入轴承（1）.已知n = 444 r min，两轴承的径向反

40、力二Fr 484 N由选定的角接触球轴承7006AC，轴承内部的轴向力Fs =0.63FrFSi = FS2 = °.63Fr = 304.9N因为 Fsi +Fa =Fs2 ,所以 Fa =0故 FA1 = Fsi = 304.9 N , FA2 = FS2 = 304.9 N(3) . FaJFri =0.63 , Fa2，Fr2 =0.63,查手册可得 e = 0.68由于 Fai/Fri we,故 Xi =1M =0;Fa2/Fr2 ve,故 X2 =1，丫2 =0(4) .计算当量载荷Pi、P2由机械设计表i3-6，取f p = i.5，贝UPi = fp(XiFr +Yi

41、Fa)=726NP2 = fp(X2Fr +Y2Fa)=726N(5) .轴承寿命计算由于P = P2 ,取P = 726N ,角接触球轴承，取乞=3 , ft = i 查手册得7006AC型角接触球轴承的 G =i4.5 ,则i06 ftC 名Lh =(亠)299474h> Lh60n P故满足预期寿命。n.计算输出轴承(i).已知 n jn=i20r/min ,两轴承的径向反力 Fri = Fr? =924.75N由选定的角接触球轴承7006AC ,轴承内部的轴向力Fs=0.63FrFsi = FS2 = 0.63Fr = 582,6N.因为 Fsi +Fa =Fs2 ,所以 Fa

42、=0故 F ai = Fsi = 582.6 N , F人2 = F$2 = 582.6 N(3) . Fai/Fp =0.63 , Fa2/Fr2=0.63 ,查手册可得 e = 0.68由于 fai /FRi c e,故 Xi = 1，Yi = 0 ;fA2/FR2 ce,故 X2 =1，丫2 =0(4) .计算当量载荷Pi、P2由机械设计表13-6 ,取f p =1.5 ,贝UPi = fp(X“Fr 片Fa) =1387.13NP2 = f p(X2Fr +Y2FA) =1387.13N(5) .轴承寿命计算由于P = P2 ,取P = 726N ,角接触球轴承，取名=3 , ft =

43、 1查手册得7006AC型角接触球轴承的 G =14.5 ,则106 f cLh =(亠严= 356916h A Lh60n P故满足预期寿命。8.键联接设计I .带轮与输入轴间键的选择及校核轴径d=22mm ,轮毂长度35mm,查手册，选A型平键，其尺寸为b=6mm , h=6mm , L = 27mm(GB/T 1095-2003)现校核其强度：1 = L - b = 21mm ,T = 48.4N mm, k = 一2S=2T"03/kld =69.84MPa查手册得Qp=110MPa ,因为 p<p,故键符合强度要求。n .输出轴与齿轮间键的选择及校核轴径d = 42

44、mm ,轮毂长度L二47mm ,查手册，选A型平键，其尺寸为b = 12mm , h = 8mm , L =43mm(GB/T 1095-2003)现校核其强度：I 二 Lb =31mm,T =172N mm , k 二 h2二 p = 2T 10机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶 到油池底面的距离H大于40mm 为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面 粗糙度为6.3 - kid =66.05MPa查手册得二p=110

45、MPa，因为二p <cp，故键符合强度要求。川输出轴与联轴器间键的选择及校核轴径d =30mm，轮毂长度L = 58mm，查手册，选A型平键，其尺寸为b = 8mm， h = 7mm， L = 52mm (GB/T 1095-2003)现校核其强度：I = Lb =44mm,T =169N mm， k=»2；p = 2T 103 kid 二 73.16MPa9.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造(HT200)制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， 大端盖分机体采用H7配合.is63. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8mm ,圆角半径为R=5。机体外型简单,拔模方便.（二

46、）齿轮轴的 4. 对附件设计设计 A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于 能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支 承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固B油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔 改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装 一圆锥定位销，以提高定位精度.F吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚cr =0.025a + 3 3 88箱盖壁厚66 = 0.02a + 3 兰88箱盖凸缘厚度bid =1.512箱座凸缘厚度bb = 1.5u12箱座底凸缘厚b2b2 =2.5b20度地脚螺钉直径dfdf =0.036a +12M18地脚螺钉数目n查手册4轴承旁联接螺didj =0.75dfM14栓直