1202130217李闯闯物流园区固定式带式输送机的传动装置设计

1、郑州工业应用技术学院本科生毕业设计说明书题 目：物流园区固定式带式输送机的传动装置设计 指导教师： 杨丽娜 职称： 教授 学生姓名： 李闯闯 学号： 1202130217 专 业： 机械设计制造及其自动化 院 （系）： 机电工程学院 答辩日期： 2016年6月4日 2016年6月4日摘要带式输送机是连续运输机的一种，连续运输机是固定式或运移式起重运输机中主要类型之一，其运输特点是装载物料流，是从装载点到卸料点之间连续物料流的整体运动来完成物料的输送。在工业、农业、交通等各方面中,连续运输机是生产过程中组成有节奏的流水作业运输线不可缺少的重要组成部分。其中带输送机是连续运输机中是使用最广泛的,带

2、式输送机运行可靠，输送量大，输送距离长，构造简单，并能高速的运行，应用很广泛。本文采用带式输送机，采用常规的带式输送机的设计，其步骤为：先对带式输送机作了简单的说明，以及分析传动方案的选择以及确定它的运动形式，然后介绍其工作原理并进行输送机的传动装置进行设计以及进行说明。关键词：带式输送机 二级减速器 齿轮传动 AbstractBelt conveyor is a continuous conveyor continuous conveyor is fixed or transport type lifting one of the main types of transport, the t

3、ransport is characterized by type loading material flow, the overall movement between the loading points to unloading continuous material flow to complete the delivery of materials. In industry, agriculture, transportation and other enterprises. The continuous conveyor is an indispensable part of th

4、e production process consists of the rhythmic flow transport line. Which is the continuous conveyor belt conveyor is the most widely used belt conveyor, reliable operation, large conveying capacity, long transmission distance, simple structure, and can operate at high speed, it is widely used. This

5、paper uses the belt conveyor. The conventional design of the belt conveyor, comprising the steps of: first on belt conveyor was discussed, and the analysis of the transmission scheme selection and determine the movement form of it, and then introduce Its working principle and carries on the design a

6、s well as carries on the explanation to the transmission device of the conveyor. Keywords: belt conveyer two stage reducer gear drive目录综述11.1带式输送机的发展11.2输送机的工作原理12带式输送机的设计与参数计算22.1设计的任务2方案的设计2各轴的转速4轴功率的计算4轴转矩42.2电动机的容量计算与选择52.3分配传动比62.4齿轮的设计计算6高速轴齿轮啮合的设计计算6低速轴齿轮啮合的设计计算102.5轴的尺寸设计与强度检验14初步确定轴的最小

7、直径14轴承的选择14轴的校核142.6键链接的选择及校验计算20键的选择20键的校验202.7滚筒的计算校验213.联轴器的选择223.1低速轴与电动机之间的联轴器的选择223.2输出轴与工作机之间的联轴器224箱体及减速器附件的说明234.1减速器附件234.2润滑和密封244.3性能的综合分析24结语24致谢25参考文献26综述1.1带式输送机的发展带式输送机是连续运输机的种类的一种，连续运输机是固定式或运移式的起重运输机中的主要一种，其运输特点是形成装载点和卸料点之间的连续的物料流，靠连续物料流的运动来完成物料从装载点到卸料点之间的物料输送。在工业、农业、交通等各方面中，带式输送机是生

8、产过程中组成有节奏的流水线作业不可缺少的作业重要组成部分。带式输送机的运输能力和运输距离是所有的其他设备无法相比的，设计各国都在不断地努力发展和完善运输机的技术。努力重点在于提高带速，从而提高带速的输送能力来提高效率；提高各个部件的可靠性，也是运输带的可靠性，往往一个部件的损坏就会影响到整个输送机以及整个运输系统的停顿，也可以减少维护的工作，增加输送带的寿命，进而节约成本。1.2输送机的工作原理带式输送机是依靠滚筒与输送带之间的摩擦而使输送带的运转，是将挠性体与圆柱体之间的摩擦理论为基础的如图所示的带式输送机，输送机在滚筒的围包角为驱动滚筒与输送带之间当量的摩擦系数，所以才使得输送带与货物一起

9、做 相对于滚筒的运动。 图1.2-1 输送机的工作原理2带式输送机的设计与参数计算带式输送机的设计是通过包含初步的设计，主要是通过理论上的分析和计算选择出满足生产要求的书输送机的部件，确定合理的运动参数，以及对确定部件参数进行强度校验，并完成输送机路的总装图的设计。本次设计的是带式输送机的传动装置的，设计机械系统运动、运动的动力参数计算；电动机的选择以及传动的形式；传动系统中的齿轮传动的设计与参数的计算；减速器的装配草图，轴系结构的设计以及轴承的安装以及有关的轴系图的绘画。计算齿轮间的啮合的运动的设计，一步步的设计带式输送机，最终完成带式输送机的传动装置以及装配形式设计出来。2.1设计的任务1

10、.固定式带式输送机在固定地点作业，主要用于物流园货物的运输、搬运装卸、流通加工等。输送距离：30m50m。1）分析当前固定式带式输送机的现状及发展趋势，提出本论文的研究目的和意义。2）针对固定式带式输送机的用途和工作原理，对其主要部件传动部分提出设计要求。3）研究并分析固定式带式输送机的结构组成，根据不同的工作环境、工作对象设计所需输送机的传动方式。4）对固定式带式输送机的主要部件进行选型设计、强度计算、性能分析。2设计的参数1）输送带的拉力F=4000N2）输送带的速度V=0.57m/s3)卷筒的直径D=300mm4）输送带的速度允许误差±5%5）工作条件，；连续单项运转，平稳，无

11、过载，空载启动，二班制，每天工作八小时。6）使用期限10年，每年工作300天。2.1.1方案的设计 方案一：图2.1-1 涡轮传动该方案的优缺点：结构凑，但是蜗杆的传动效率低，功率损失大，长期连续运转很不经济。方案二：图2.1-2 V带传送输送机该方案的外传动为V带传动，但是由于V带容易打滑，由于带式输送机的速度不是很大，所以，用v带输送，传动比过大，使得带轮的尺寸过大。方案三：图2.1-3二级减速器的齿轮传动该方案采用的是二级减速器，通过二对齿轮组相互啮合的形式，齿轮的传动效率高，寿命长，传动比稳定，长期工作比较经济，所以采用了该方案。2.1.2各轴的转速I轴：n1=720r/min轴：n2

12、=n1/i1=720/4.7=153.19r/min轴：n3=n2/i2=153.19/3.2=47.8 r/minn卷：n卷=47.8 r/min2.1.3轴功率的计算P1=Px联x轴=3.84x0.97x0.98=3.65kwP2=P1x齿x轴=3.65x0.98x0.97=3.47kwP3=P2x齿x轴=3.47x0.98x0.97=3.29kwP卷=P3x联x轴x卷=3.39x0.97x0.97x0.96=3.13kw2.1.4轴转矩T1=9550P1/n1=9550x3.6548.41N/mT2=9550P2/n2=9550x3.47153.19=316.32N/mT3=9550P3

13、/n3=9550x3.2947.8 =657.31 N/mT卷=9550xP卷/n卷=9550x3.1347.8=625.34 N/m表2.1-1运动和动力参数计算结果参数轴名电动机轴I轴轴轴卷筒轴转速n/r·min-1720720153.1947.847.8功率P/KW5.53.653.473.293.13转矩T/N·m50.9348.41216.32657.31625.34传动比i14.73.21效率0.950.950.950.902.2电动机的容量计算与选择选择电动机类型和结构形式。按工作条件和要求，选用一般用途的Y系列三相异步电动机，为卧式封闭结构。根据所要求的任务

14、和要求可以计算得到工作机所需的功率为Pw= FV1000式中F=4000N,V=0.75m/s,=2齿2联4轴卷齿=0.97一对齿轮的传动效率；轴=0.98联轴器的传动效率；卷=0.96卷筒的传动效率；联=0.97联轴器的传动效率；得到=0.78进而得到Pw=4000x0.75/(1000x0.78)=3.84KW由 nw=60x1000V/D （2.1）nw=0.75x60x1000/300=47.8r/min按推荐的二级减速器的总传动比为840,所以电动机的转速是382.41912r/min根据这一情况，得出 750r/min 、1000r/min、1500 r/min 都有符合的 。综合

15、考虑，使用750r/min的电机使传动装置的总传动比减小，使传动装置的体积、重量减小，也符合设计的输送带的功率要求，所以就选择Y160M2-8型号的电机。表2.2 -1选定的电动机的型号以及参数电动机型号额定功率/KW满载转速/r/minY160M2-85.57202.3分配传动比 分配总传动比，就是各级传动比如何取值，是设计的重要问题。传动比分配的合理，可以使得传动装置得到较小的外轮廓的尺寸和较轻的重量，以降低成本和使得机构更紧凑；也可以让传动装置获得较低的圆周速度来减小运动载荷或降低传动精度的等级；还可以更方便的润滑。在二级减速器的设计分配过程中，要考虑到大的齿轮的齿牙不至于碰到轴和让各级

16、的大齿轮的浸油深度合理（低速级的齿轮浸有稍微深，高速齿轮能浸到油）所以，二级展开式圆柱式齿轮减速器的传动比关系是i1=（1.31.5）i2 （2.2）式中i1、i2是高速机和低速级的传动比。I总=nw/nmI=47.8/720 i=15.09设定i1=1.4i2可得i1=4.7 、i2=3.2。2.4齿轮的设计计算2.4.1高速轴齿轮啮合的设计计算（1）.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数1）根据设计的方案，选用的是直齿圆柱式齿轮传动，压力角为20º。2）带式输送机为一般 的工作机器，选用为7级精度。3）材料的选择。选择的小齿轮的材料为40Cr（调质），硬面强度为280HBS，大齿

17、轮的材料为15钢（调质），硬面强度为240HBS。4）选小齿轮的齿数Z1=24，大齿轮齿数为Z2=i1Z1=24=4.7x24=112.8，取Z2=113。（2）按齿面接触疲劳轻度设计。（1）计算小齿轮的分度圆直径，即Z1d1t （2.3）1）确定公式中的各参数值。试选=1.3。计算小齿轮传递中的转矩。T1=9.55x106P/n1=4.841x104N/mm。由参考机械设计第九版的书得d=1、区域系数ZH=2.5、材料的弹性影响系数Z=189.8MPa1/2。计算接触疲劳情趣的重合度系数Z。a1=arccosZ1cos/（Z1+2h*）=arcos24xcos20º/(24+2)=

18、19.841ºa2= arccosZ2cos/（Z2+2h*）=arcos113cos20º/113+2=22.579º=Z1tana1-tan）+Z2(tana2- tan)/2=24tan19.481-tan20）+113(tan22.579- tan20)/2=1.733Z=(4- )/3 将参数代入的Z=0.869 计算接触疲劳强度的许用应力H。查的数据小齿轮和大齿轮的接触应力疲劳极限分别是小=600MPa和大=550MPa。计算应力循环次数得N1=60njLh=60x720x1x2x8x300x15=4.147x109N2=N1/i=4.147x109x

19、113/24=8.807x108由机械手册查取接触疲劳寿命系数K HN1=0.90、K HN2=0.95取失效概率为1%、安全系数S=1由 H= K HNS ( 2.4 )得H1=540MPa、H2=523MPa取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H= H2=523MPa.计算小齿轮的分度圆直径由3.1式代入参数的得d1t45.605mm（3）.调整分度圆的直径1）计算实际载荷系数前的数据的查找圆周速度V。V= d1tn1/(60 x1000) = x45.605x720/60000=1.71m/s小齿轮宽b。b=dd1t=1x45.605=45.605mm2）计算实际的载

20、荷系数KH。由机械手册查得使用系数KA=1根据V=1.71m/s、7级精度，查得动载系数KV=1.06齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2x4.841x104/45.605=2.123x103NKAFt1/b=2.123x103/45.605N/mm=46.55 N/mm<100 N/mm查资料查得齿间的分配系数KH=1.2用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH=1.421由此，得到实际载荷系数 KH=KAKVHFKF (2.5)得 KH=1x1.06x1.2x1.421=1.813）由公式 d1=d1t3KHKHt （2.6）得d1=50.924mm

21、以及相应的模数 m=d1/Z1 (2.7)（4）.齿根弯曲疲劳强度设计 mt32kFtT1Y*(YFaYsa）dZ12F (2.8)1)确定公式中的参数数值试选kFt=1.3由计算弯曲疲劳度用重合度系数 Y=0.25+0.75 （2.9）得到Y=0.25+0.75/1.733=0.682计算(YFaYsa)/ F从机械手册查得齿形系数YFa1=2.65、YFa2=2.23，应力修正系数Ysa1=1.58、Ysa2=1.76。小齿轮和大齿轮的齿根疲劳极限分别是小=500MPa，大=380MPa。它们的弯曲疲劳系数KFN1=0.85、KFN2=0.88。取弯曲疲劳安全系数S=1.4 F=KFNS

22、(2.10)由公式（2.10）得F1=0.85x500/1.4=303.57MPa F2=0.88x380/1.4=238.86MPa将参数代入上述的公式中得(YFaYsa)/ F1=2.65x1.58/303.57=0.0138(YFaYsa)/ F2=2.23x1.76/238.86=0.0164因为大齿轮的(YFaYsa)/ F较小，所以取(YFaYsa)/ F=0.01642）.计算模数mt32kFtT1Y(YFaYsa)dZ12 F将数据代入（2.8）中得到mt 32*1.3*4.841*104*0.682*0.01641*24*24 =1.347调整齿轮的模数以及计算实际载荷系数前

23、的数据准备。圆周速度V。 d1=m1z1 (2.11)将数据代入（2.11）的 d1=1.347x24=32.32mmV= d1n1/(60x1000) =x32.32x720/60000 =1.21m/s齿宽b=dd1=1x32.32=32.32mm宽高之比b/hh=（2ha*+c*) mt=(2x1+0.25)x1.347=3.03mmb/h=32.32/3.03=10.673)计算实际载荷系数KF根据V=1.21m/s，7级精度，查机械手册得动载系数KV=1.05 Ft1=2T1/d1=2.481x104/32.32=2.995x103N，KAFt1/b=1x2.995x103/32.3

24、2=92.68N/mm<100 N/mm所以得到的齿间载荷系数KF=1.2用插值法查得HH=1.412集合b/h=10.67得KF=1.35。则动载系数为KF=KAKVKFKF=1x1.06x1.35x1.2=1.71由公式 m=mt3KFKFt （2.12）将数据代入（2.12）得m=1.347x31.711.3=1.47mm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计算的模数，由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲疲劳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，仅与齿面的直径有关，可取由弯曲疲劳强度算的模数1.47，由于模数是标准的。可以取m=1.5mm

25、接触疲劳强度算的分度圆直径d1=50.924mm，算出小齿轮的齿数为Z1=d1/m=33.94。取Z1=34，则大齿轮的齿数为Z2=i1Z1=159.8取159，Z1和Z2互为质数。4）几何尺寸的计算分度圆的直径d1=Z1m=34x1.5=51mmd2=Z2m=159x1.5=138.5mm计算中心距a=(d1+d2)/2=144.75mm计算齿轮宽度b=dd1=1x51=51mm考虑安装不可避免的安装误差，为了保证设计齿轮宽b和节省材料，一般将小齿轮略微加宽（510）mm即b1=56mm而使大齿轮的齿宽等于设计的齿宽即b2=51mm2.4.2低速轴齿轮啮合的设计计算（1）.选定齿轮的类型、精

26、度等级、材料及齿数1）根据设计的方案，选用的是直齿圆柱齿轮传动，压力角为20º。2）带式输送机为一般 的工作机器，选用为7级精度。3）材料的选择。选择的小齿轮的材料为40Cr（调质），硬面强度为280HBS，大齿轮的材料为15钢（调质），硬面强度为240HBS。4）选小齿轮的齿数Z1=21，大齿轮齿数为Z2=i2Z1=3.2x21=67.2，取Z2=68。（2）按齿面接触疲劳轻度设计（1）计算小齿轮的分度圆直径，即Z1 1）确定公式（2.3）中的各参数值。试选=1.3。计算小齿轮传递中的转矩。T1=9.55x106P/n2=9.55x1063.47=2.163x105N/mm。由参考

27、机械设计第九版的课本得d=1、区域系数ZH=2.5、材料的弹性影响系数Z=189.8MPa1/2。计算接触疲劳情趣的重合度系数Z。a1=arccosZ1cos/（Z1+2h*）=arcos21xcos20º/(21+2)=30.909ºa2= arccosZ2cos/（Z2+2h*）=arcos68cos20º/68+2=24.098º=Z1tana1-tan）+Z2(tana2- tan)/2=21tan30.909-tan20）+68(tan24.098- tan20)/2=1.686Z=(4- )/3 将参数代入的Z=0.878计算接触疲劳强度的许

28、用应力H。查的数据小齿轮和大齿轮的接触应力疲劳极限分别是小=600MPa和大=550MPa。计算应力循环次数得N1=60njLh=60x153.19x1x2x8x300x15=6.617x109N2=N1/i=6.617x109x68/21=8.807x108由机械手册查取接触疲劳寿命系数K HN1=0.90、K HN2=0.95取失效概率为1%、安全系数S=1由公式( 2.4 )得H1=540MPa、H2=523MPa取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H= H2=523MPa.计算小齿轮的分度圆直径由公式（3.1）式代入参数的得d1t77.58mm（3）.调整分度圆的直

29、径1）计算实际载荷系数前的数据的查找圆周速度V。V= d1t n1(60x1000)= x77.58x720/60000=0.622m/s小齿轮宽b。b=dd1t=1x77.58=77.58mm2）计算实际的载荷系数KH。由机械手册查得使用系数KA=1根据V=0.622m/s、7级精度，查得动载系数KV=1.02齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2x2.163x105/77.58=5.576x103NKAFt1/b=5.576x103/77.58N/mm=78.87 N/mm<100 N/mm查资料查得齿间的分配系数KH=1.2用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载

30、荷分布系数KH=1.425因此，由(2.5)得到实际载荷系数 KH=1x1.02x1.2x1.425=1.743）由公式直径计算公式（2.6）得d1=85.49mm以及相应的模数m=d1/Z1=85.49/21=4.07（4）.齿根弯曲疲劳强度设计1)确定公式中的参数数值试选kFt=1.3由计算弯曲疲劳度用重合度系数由公式（3-7）得到Y=0.25+0.75/1.686=0.694计算(YFaYsa)/ F从机械手册查得齿形系数YFa1=2.65、YFa2=2.23，应力修正系数Ysa1=1.58、Ysa2=1.76。小齿轮和大齿轮的齿根疲劳极限分别是小=500MPa，大=380MPa。它们的

31、弯曲疲劳系数KFN1=0.85、KFN2=0.88。取弯曲疲劳安全系数S=1.4 由公式（3.8）得 F1=0.85x500/1.4=303.57MPaF2=0.88x380/1.4=238.86MPa将参数代入上述的公式中得(YFaYsa)/ F1=2.65x1.58/303.57=0.0138(YFaYsa)/ F2=2.23x1.76/238.86=0.0164因为大齿轮的(YFaYsa)/ F较小，所以取(YFaYsa)/ F=0.01642）.计算模数mt32kFtT1Y(YFaYsa)dZ12 F将数据代入式（2.8）中得到 mt32*1.3*4.841*104*0.682*0.0

32、1641*24*24 =2.439调整齿轮的模数以及计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度V。 d1=m1z1 将数据代入式（2.11）的 d1=2.439x21=51.219mmV= d1n1/(60x1000) =x51.219x153.19/60000 =0.41m/s齿宽b=dd1=1x51.219=51.219mm宽高之比b/hh=（2ha*+c*) mt=(2x1+0.25)x2.439=5.48mmb/h=51.219/5.48=9.34mm3)计算实际载荷系数KF根据V=0.41m/s，7级精度，查机械手册得动载系数KV=1.01 Ft1=2T1/d1=2x2.163xx105

33、/51.219=8.466x103N，KAFt1/b=1x8.466x103/51.219=164.90N/mm>100 N/mm所以查机械手册得到的齿间载荷系数KF=1.0用插值法查得HH=1.419集合b/h=9.34得KF=1.08。则动载系数为KF=KAKVKFKF=1x1.01x1.08x1=1.09由公式 m=mt3KFKFt 将数据代入式（2.12）得m=1.347x31.091.3=2.30mm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计算的模数，由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲疲劳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，仅与齿面的

34、直径有关，可取弯曲疲劳强度算的模数m=2.3，由于模数是标准的，可以取m=2.5mm接触疲劳强度算的分度圆直径d1=85.49mm，算出小齿轮的齿数为Z1=d1/m=34取Z1=34，则大齿轮的齿数为Z2=i2Z1=108.8取109，Z1和Z2互为质数。4）几何尺寸的计算分度圆的直径d1=Z1m=34x2.5=85mmd2=Z2m=109x2.5=272.5mm计算中心距a=(d1+d2)/2=178.75mm计算齿轮宽度b=dd1=1x85=85mm考虑安装不可避免的安装误差，为了保证设计齿轮宽b和节省材料，一般将小齿轮略微加宽（510）mm即b1=92mm而使大齿轮的齿宽等于设计的齿宽即

35、b2=85mm2.5轴的尺寸设计与强度检验2.5.1初步确定轴的最小直径（1）选取轴的材料为45钢正火处理，初步估算轴的最小直径。轴径的初步估算可按扭转强度法进行估算，即d=C3pn (2.13)公式中 P轴的传递功率（KW） n轴的转速（r/min） C轴的许用扭切应力所决定的系数，若轴的材料为45钢，通常取C=107118.当弯矩较大时候，C取大值。在多级的齿轮减速其中，高速轴的转矩较小，C取较大值；低速轴的转矩较大，C取较小值，中间轴取中间值。初步算出的轴径d一般作为输入、输出轴的外伸端的最小直径；对中间轴可做最小直径，即轴承处的轴径。高速轴：d =C3pn =118x33.65720

36、=20.27mm中间轴：d =C3pn =112x33.47156.19 =31.5mm低速轴：d =C3pn =107x33.2947.8 =43.85mm卷同轴：d =C3pn =107x33.1347.8 =43.12mm2.5.2轴承的选择（1）根据二级减速器的轴受力情况，所以选择代号为6系列的轴承，这种轴承成本低，主要承受径向载荷，也可以同时承受小的轴向载荷。当量摩擦系数小。在告诉且有轻量化的要求场合，可以用来承受单向或者双向的轴向载荷。很据初步算的的轴的伸出端的直径可得，高速轴的安装轴承选择是代号为6005的轴承。中间轴的安装轴承选择是代号为6007的轴承，低速轴安装是的代号为60

37、09的轴承，卷筒的安装轴承选择是代号为6009的轴承。2.5.3轴的校核（1）高速轴的校核1.作用在齿轮上的力Ft1=2Td =2x48413/51=1198NFr1=Ft1tan/cos=1898xtan20/cos3.36=692NFa=Fr1cos=692xcos3.36=40.639N2.轴的受力分析图2.5-1轴的的作用力如图4-1所示，其中，L1=39，L2=141，L=L1+L2.根据受力分析，得RAy =Fr1L2/L=692x141/180=542NRBy=Fr1L1/L=692x39/180=149NMCy=RAyxL1=1146N.mmRAx=Ft1x L2/L=1198

38、x141/180=1486NRBx=Ft1x L1/L=1198x39/180=411NMCx=RAxxL1=1486x39=57954 N.mm3.求支反力，作轴的合成弯矩图、转矩图。RA=2RAx2+RAy2=1158NRB=2RBx2+RBy2=8437NMC=2MCx2+MCy2=61691N.mmT=48410Nmm高速轴的弯矩图·图2.5-2高速轴的转矩图图2.5-34.按弯扭合成应力校验轴的强度进行校验的时候，通常只校验轴上承受最大的弯矩和扭矩的截面（就是危险截面C）的强度，因为这个设计是单向回转轴，所以，扭转应力视为脉动循环应力，折算系数=0.6ca=2M12+(T1

39、)2W (2.14)将计算的数据代入公式(2.14)的ca=14.42MPa,已经选定的轴的材料为45钢，查机械手册的45钢正火处理的-1=55MPa,所以，ca<-1即高速轴满足强度要求，设计合格。（2）中间轴的校核1、中间齿轮的受力作用点可以看作在一点上，那就是齿轮的宽度中心的轴上，二端的轴承可以看作是一个铰链支座，所以可以画出中间轴的受力示意图：图2.5-42.计算轴上的作用力。齿轮2：Ft2=Ft1=1898N Fr2=Fr1=692N齿轮3：Ft3=2T3d3=2x216332/41=10552N Fr3=Ft3tan=3840N由May=0得 Fr2L1+RByL-Fr3(L

40、1+L2)=0RBy=(Fr3L1+L2-Fr2L1)/L=2977N由Mby=0得RAyxL+Fr2(L2+L3)- Fr3L3 =0RAy=(Fr3L3-Fr2(L2+L3)/L=378N由Max=0，得RBxL -Ft2xL1-Ft3(L1+L2)=0RBx=(Ft3L1+L2+Ft2xL1)/L=8878N由Mbx=0，得RAxxL -Ft2(L2+L3)- Ft3xL3RAx=(Ft2(L2+L3)+ Ft3xL3)/L =3571N3.总支反力为RA=RAx2+RAy2=9569NRB=RBx2+RBy2=3000NC处的垂直面的弯矩为MCy=-RAy*L1 =-23058NmmD

41、处的垂直面的弯矩为MDy=- RBy*L3=-119080NmmC处的水平面的弯矩为MCx=-RAx*L1=217831NmmD处的水平面的弯矩为MDx=- RBx*L3=355120Nmm合成的弯矩为:MC=MCx2+MCy2=219047NmmMD=MDx2+MDy2=374533Nmm4.图以及转矩图如下：中间轴的弯矩图图2.5-5中间轴的转矩图图2.5-65.弯扭合成校验、进行校验的时候，通常只校验轴上承受最大的弯矩和转矩的截面（即截面D）的强度，去折算系数为=0.6所以ca=2M12+(T2)2W=36.94MPaW=1.0d3抗扭截面系数ca=36.94MPa<55MPa，即

42、 ca=14.42MPa,已经选定的轴的材料为45钢，查机械手册的45钢正火处理的-1=55MPa,所以，ca<-1即中间轴满足强度要求，设计合格。（3）低速轴的校验1.低速轴的受力示意图：图2.5-72.计算支反力Ft4=Ft3=10552NFr4=Fr3=3840N垂直面：RAy=Fr4L2L =2578NRBy=Fr4L1L =1276NMAy=MBy=0MCy=RAy*L1=149528Nmm水平面：RAx=Ft4L2L =1728NRBx=Ft4L1L =849NMAx=MBx=0MCx=RAxxL1=99992Nmm3.低速轴的总弯矩：RA=RAx2+RAy2=3103NRB

43、=RBx2+RBy2=1532NMC=MCx2+MCy2=179877NmmT=T3=653711N/mm低速轴的弯矩图图2.5-8低速轴的转矩图2.5-94.弯扭合成校验、进行校验的时候，通常只校验轴上承受最大的弯矩和转矩的截面（即截面D）的强度，去折算系数为=0.6所以ca=2M12+(T3)2W=30.82MPa<55MPaca=36.94MPa<55MPa，即 ca=14.42MPa,已经选定的轴的材料为45钢，查机械手册的45钢正火处理的-1=55MPa,所以，ca<-1即低速轴满足强度要求，设计合格。2.6键链接的选择及校验计算2.6.1键的选择根据设计的需要，选

44、择圆头普通平键，材料为刚，所选的键的结果如下表表2.6-1 连接键的选择代号 键宽b键高h键长L直径d（mm）工作长度l (mm)工作高度k（mm）转矩T(N.m)高速轴18x7x4023323.548.41210x8x5038404中间轴312x8x4041284216.32412x8x8041684输出轴516x10x7052545657.31612x8x56414842.6.2键的校验载荷在键上的工作面上均匀分布的，所以，普通键的链接强度校核条件为 P=2000T/kldP (2.15)由（4-1）公式可得，键1：P1=2000x48.41/（3.5x32x23）=37.58MPa键2：

45、P2=2000x48.41/（4x40x38）=15.92MPa键3：P3=2000x216.32/（4x28x41）=94.21MPa键4：P4=2000x216.32/（4x68x41）=38.79MPa键5：P5=2000x657.31/（5x54x52）=93.63MPa键6：P6=2000x657.31/（4x41x48）=83.49MPa由于采用静联接，有轻微的冲击现象，所以，许用挤压应力为P=110MPa，上述设计的联接键符合要求。2.7滚筒的计算校验滚筒的实际速度V=720*34159*34109*3.14*30060*1000=0.753m/s速度误差=（0.753-0.75

46、）0.75x100%=0.4<5%故该二级减速器设计的符合要求。3.联轴器的选择联轴器是机械传动中运动部件连接的常用的部件，它主要用于轴和轴（或者连接其他的回转体零件），以传递运动和转矩，有时候也可以作为运动体的安全装置，根据不懂的工作特性和工作的环境要求，可以分为以刚性联轴器、挠性联轴器。现在的联轴器绝不多数已经标准化或规格化，一般的机械设计者可以选择已经标准化的合适联轴器的选择。3.1低速轴与电动机之间的联轴器的选择电动机的输出轴与减速器高速轴之间的联轴器的设计算，电动机输出轴与减速器的高速轴相联时，由于转速较高，为了较小启动载荷缓和冲击，应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器，以

47、免震动影响减速器内的传动件的正常的工作。联轴器的型号按计算转矩、轴的转速和轴径来选择，要求所选联轴器的许用应力的许用转矩应大于计算转矩，许用转速应大于传动轴的工作转速，联轴器段与电动机相连，其孔径受电动机外伸端轴径（直径为38mm）限制，所以选用TLJ1J138X6032X50GB4323-84这种联轴器工作时是通过主动轴上的键、半联轴器，弹性柱销、另一半联轴器以及键而传动到从动轴上去的。为了防止脱落，在半联轴器的外侧，用螺钉固定有挡板。其主要参数如下：公称转矩Tn=250Nm轴孔的直径d1=23mm，d2=45mm轴孔的长度L=60mm,L1=50mm半联轴器厚b=38mm3.2输出轴与工作

48、机之间的联轴器1.输出轴与卷筒之间的联接联轴器的设计计算，由于输出轴的转速较低，传动转矩较大，减速器与工作机之间不在一个支架上，而且要求工作载荷平稳，且冲击小，因此，选择承载能力较高的刚性联轴器，所以选择用弹性注销联轴器，TLD10J145x84GB4323-86其主要参数如下：材料为HT200公称转矩为720Nm,轴孔直径d1=41mm,d2=45m，轴孔的长度L=60mm,L1=50mm，半联轴器厚b=38mm。4箱体及减速器附件的说明减速器的箱壳是安装轴系组件和所有附件的基座，因此，箱体要具有足够的强度、刚性和良好的工艺性。所以设计的箱体采用的是HT200灰铸铁铸造而成的，这样可以铸造出

49、美观的外观，还容易切削。为了保证箱壳有足够的刚度，所以，在轴承凸台下做出刚性加固筋。当轴承采用油润滑时候，箱壳的内壁应铸造出较大的倒角，箱壳接触面上开有油槽，一边把运转时候飞溅在箱盖上的内表面的油流进轴承的内部，达到油的充分利用。当轴承采用脂润滑的时，有时也在结合面上开出油槽，以防止润滑油从结合面流出箱外。箱体的底部应铸造出凹入部分，以减少加工面，并使支撑凸缘与地面更好的接触。4.1减速器附件1）视孔和视孔盖箱盖上一般开有视孔，以便观察齿轮的啮合、润滑、以及齿轮的损坏情况，并用来加注齿轮的润滑油。为了防止落入污物和油滴飞溅出去，视孔的必须用视孔盖、垫片和螺钉封死。视孔和视孔盖的尺寸和位置由查机

50、械手册得到。2）游标采用油池润滑传动件的二级减速器，不论是在加油还是在工作的过程中，均可观察减速器箱内的润滑油的高度，以保证齿轮的正常的润滑，为此，需要方便观察油面的高低，油面稳定的地方安装一个游标。3）油塞采用油池润滑的方式，应在箱体的底部开放有油孔，以便排污和清洗减速器。放油孔平时用油塞和封油圈严密封死。油塞用细牙螺纹，材料为235刚。封油圈可以采用石棉橡胶纸或者耐油橡胶制成。4）吊钩、吊耳和吊环螺钉为了方便减速器的搬运，常在箱体上铸造吊钩、吊耳或在箱体上的盖上安装吊环螺钉，吊起整个减速器时候，一般使用箱体上的吊耳。对于其重量不大的减速器，可以吊起箱体上的吊钩，吊耳，吊环，很据减速器的重量来来设计的，所以。此次设计的二级减速器选择的是吊耳，吊起箱盖的是吊钩。5）定位销为了加工时候准确镗出减速器上的轴承座孔，安装时保证箱盖与箱体之间的相互位置，再分箱面凸缘两端的装置的圆锥销，以便定位。圆锥销不应该对称，直径可以设计为凸缘连接栓