链式运输机传动装置设计课程设计

1、湖南工业大学课程设计任务书20082009学年第1学期机械工程学院（系、部）机械设计制造及自动化专业062班级课程名称：机械设计课程设计设计题目:链式运输机传动装置设计完成期限：自2008年12月15日至2009年1月2日共2周内容及任务一、设计的主要技术参数运输链牵引力（F/N）:5000输送速度V/（m/s）:0.6链轮节圆直径D/（mm）:280工作条件：三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差土5%.二、设计任务传动系统的总体设计；传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计；设计计算说明书的编写。三、设计工作量（1

2、）减速机装配图1张；（2）零件工作图23张；（3）设计说明书1份（60008000字）。进起止日期工作内容度传动系统总体设计安传动零件的设计计算；排减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书交图纸并答辩主要参考资料1减速器选用手册，周明衡主编，化学工业出版社2机械零件设计手册，吴宗泽主编，机械工业出版社:3机械设计，濮良贵，纪名刚主编，高等教育出版社:4机械设计手册电子版指导教师（签字）：年月日系（教研室）主任（签字）：机械设计课程设计设计说明书链式运输机传动装置设计起止日期：2008年12月15日至2009_年1月2日学生姓名班级机设06-2学号06405100212成绩指导教师（签字）机械

3、工程学院（部）2009年1月2日一、设计要求（5）二、选择电动机的类型（6）三、V带的选择（7）四、传动装置运动和动参数的计算（9）五、齿轮的设计（10）六、轴的设计（18）七、轴承的校核（26）八、键的选择及校核（27）九、箱体结构的设计（28）十、润滑与密封（29）十、课程设计总结（30）十二、参考文献（30）链式运输机的传动装置设计任务书一设计要求一、传动装置简图链式运输机的传动装置如图（1）:动力及传动装置图（1）二、原始数据链式运输机的传动装置原始数据如下表题号运动链牵引力F/kN传输速度v（m/s）链轮节圆直径D/mm1050.6280工作条件三班制，使用年限10年，连续单向运转，

4、载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的±5%。传动方案：展开式两级圆柱齿轮减速器ill展开式两级圆柱齿轮减速器二选择电动机的类型。按工作要求选择Y型三相异步电动机，电压为380V。（一）选择电动机容量。电动机所需的工作功率为°=PwpdaFvPkWPw1000w根据链式运输机工作机的类型,可取工作机效率nw=0.97。32传动装置的总效率=a1234查第10章中表10-2机械传动和摩擦副的效率概略值，确定个部分效率为：联轴器效率n=0.99，滚动轴承传动效率（一对）听=0.99，闭式齿轮传动效率听=0.97,123V带传动效率月4=0.96代入得32=0.990

5、.990.97°.96=0.868所需电动机的功率为Fv50000.6DkW=3.56kWPd1000w10000.970.868a因载荷平稳，电动机额定功率pcd略大丁Pd即可，由第19章表19-1所示Y系列三相异步电动机的技术参数，选电动机的额定功率Pcd为4kW.（二）确定电动机转速.链轮轴工作转速为601000V6010000.6“，.n41r/min一,D二280两级圆柱齿轮减速器一般传动比范围为840,乂由丁V带的传动比推荐值为25,可取V带的传动比|0=2.5,则总传动比范围ja=20100,故电动机转速的可选范围为nd=ia,n=（20100）><41=8

6、204100r/min符合这一范围的同步转速有1000r/min,1500r/min,3000r/min,万案电动机型号额定功率kw同步转速满载转速总传动比1Y132M1-64100096023.412Y112M-441500144035.123Y112M-243000289070.48由丁是三班制，且使用年限达10年，对电动机的使用性能要求较高，同时电动机的成本也相应的高出很多的，故选电动机型号为Y132M1-6。三V带的选择(1) 确定计算功率Pca=PKa由丁要求是三班制，使用10年，并且载荷平稳，根据机械设计课本表8-7可以查得KA=1.2,而P=3.56kw，可得计算机功率pca=1

7、.2x3.33=4.27kw。(2) 选择V带带型根据计算可得计算功率是4.27kw，小带轮转速是电动机的转速960r/min,查课本图8-11可知道V带的带型是A型的。(3) 初选小带轮的基准直径并验算带速v由丁带速不宜过低或者过高，一般在v=525m/s,验证初选小带轮的基准直径是满足要求的。v=2：tnr/60000=5.03即5<v25根据带型参考表8-6和表8-8可以确定仅当小带轮的基准直径dd1=100mm可以满足要求。计算大带轮的基准直径dd2=i0dd1=2.5x100=250mm(4) 确定中心距a,并选择V带的基准长度Ld根据带传动总体尺寸的限条件或者要求的中心距，0

8、.7(dd1+dd2)v伽v2(dd1+dd2)，即可得到245Va0<700,现在初选a0=300mm,Ld0=2a0+兀(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)(dd2-dd1)/(4a0)1168mm,根据得到的数据和课本表8-2可以确定带的基准长度Ld=1120mm。计算实际中心距aaa°+1/2(Ld-Ldo)=276mm考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要，中心距的变化范围为260290mm。(5) 验算小带轮上的包角a1a18-57.<dddd1=148.85°>90°(6) .计算带的根数

9、z1)计算单根V带的额定功率Pro由dd1=100mnffin1=960r/min，查表8-4a得R=0.95kW根据n1=960r/min,i0=2.5和A型带，查表8-4b得po=0.11kw。查表8-5得ka=0.92，表8-2得kl=0.91,丁是Pr=(p0+Apo)kakl=(0.95+0.11)0.920.91kw=0.8874kw2) 计算v带的根数z。7Pca4.0aoq乙=4.39Pr0.91所以取5根。(7) .计算单根v带的初拉力的最小值(f°)min由表8-3的A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以(2.5-Ka)Pca2(Fo)min=500：qvK

10、azva=500(芸一。40.15.0320.9255.03=139.1N应使带的实际初拉力Fo>(Fo)min(8) .计算压轴力Fp压轴力的最小值为(Fp)min=2Z(F0)minSin(')2148.85=25139.1sin()2=1339.92N带型小带轮直径(mm中心距(mm根数小带轮包角(°)A100一2765了148.85(9) 总传动比的计算和各级传动比的分配由丁选放方案1,则ia=8=960/41=23.41an该方案为俩级同轴式圆柱齿轮减速器，选取传动比为i1=3.06i2=3.06四传动装置运动和动参数的计算1、各轴转速nm=960r/min,

11、n【=nm=384r/mine"iY"125.49',"。'nm"Jyy=41r/min=n2、各轴输入的功率电动机轴p=3.56kWPj=Pd42=3.560.960.99=3.38kWPLPd4232=3.380.960.990.970.99=3.25灿p皿=p2、3.12kW工作轴p=pmn1=3.09kW3、各轴的输入转矩Td=9550R=35.41N*mTi=Td听4i87.4N，mTu=i?3=252.30N，mT=Tni；3=748.87Nm工作轴T=Tmn1=741.38N，m珠上有下表轴号功率P/kw转矩T(N.m)转速

12、(r/min)电动机轴3.5635.41960I轴3.3887.4384II轴3.25252.29125.49m轴3.12748.8741工作轴3.09741.3841效率传动比i0.962.50.973.060.973.060.991五齿轮的设计题目要求：三班制，使用年限为10年，设计年使用日为350天连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的±5%。选取图中的两个大齿轮相等，两小齿轮也相等1选定论类型，精度等级，材料及齿数。a、齿轮选直齿圆柱齿轮。b、运输机一般为工作机器，速度不高，故选用精度为7级。c、材料选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为12Cr

13、2Ni4（渗碳后淬火），硬度为320HBS,大齿轮材料为20Cr2Ni4（渗碳后淬火）硬度为350HBS,二者材料硬度差为30HBS。d、选小齿轮数=20，则大齿轮齿数为Z2=3.0620=61.2取Z2=61。10-9a）进行计算，即1、按齿面接触强度设计，由机械设计设计计算公式（2dt芝2.32xJKT1*1(ZE)d,du化)1）、确定公式内的各计算数值a、试选载荷系数kt=1.3。b小齿轮传递的转矩T1=9550000X3.38/384=87400N，mmc、由机械设计表10-7选取齿宽系数=1dd、由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限620MPa,大齿轮的接

14、触疲劳强度极限Bf=620MPaHlim21e、由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=188Mp亍f、计算应力循环次数。9N1=6°n1jLh=603841(3835010)=1.9410N291.94103.068=6.3210g、由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数kHN1=°.98,KHN2=1.05h、计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=1,由卜hi=kHN1°lim1=0.98x620=607.6MPaS卜H2kHN2°lim2=1.05X620=651MPaS2)、计算a、试算小齿轮分度圆直径dt，代入【。H中较

15、小的值。d1tH.32X3=2.32X32kT.u1(Ze)udLH21.3874004.06,188、()mm=55.73mm3.0620；b、计算圆周速度vv="51二二55.73384=1.倒/'601000601000c、计算齿宽b.b=d，d1t=155.73=55.73mmd、计算齿宽与齿高比bh。dit55.73模数m2.79mmmtZi20齿高h=2.25m=2.252.79=6.27mm山b55.73ccc8.88h6.27e、计算的载荷系数根据v=1.12m/s,7级精度，由机械设计图10-8查得动载荷系数kv=0.92；直齿轮,kHa=kyT；由机械设计

16、表10-2,查得使用系数kA=1.00；由机械设计表10-4,用查值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时,k=1.420；由bh=8.88,图10-13,得kF&=1.35；故载荷系数K=kAkvkHc(k昨=1x0.92x1x1.42=1.3064f、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由d=d"j=55.82mmg、计算模数m。m=R=55.82=2.79mmZ1203) 、按齿根弯曲强度设计。弯曲强度的设计公式为m.户1(譬)a、确定公式内的各计算数值。(1) 、由机械设计图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限aFE1=500MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极

17、限aFE2=480MPa。(2) 、由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数kFN1=°.94,kFN2=0.92；(3) 、计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由机械设计式10-12得=k"FE1=°.94500=335.71MPaLF1S1.4kFN2。FE22S0.924801.4=315.43MPa(4) 、计算载荷系数KoK=kAkvkF：kF：=10.9211.35=1.242(5) 、查齿形系数。由机械设计表10-5,查得YFa1=2.80；丫、2=2.38(6) 、查取应力校正系数。由机械设计表10-5,查得YSa1=1.55;丫2

18、=1.73。(7) 、计算大、小齿轮的雄竺并加以比较=2.8。1.55=0.01293卜f1335.71YFa2YSa2=2.38X1.73=0.01305；大齿轮的数值大。卜f2g43b、设计计算'2124287400m_3«870.01293=1.91mm120对此计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大丁齿根疲劳强度计算的模数，由丁齿轮模数m的大小主要取决丁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1.91mm并就近圆整为标准值m=2.0mm,按接触强度算得的分度圆直径H1=55.8

19、2mm,算出小齿轮齿数力="=55.82/2.0由28,大齿轮齿数mZ2=3.06"886。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，乂满足了齿根弯曲疲劳强度,并作到结构紧凑，避免浪费。4) 、几何尺寸计算a、计算分度圆的直径d1=mZ1=282.0=56mmd2=mZ2=862.0=172mmb、计算中心距a=_=114mm2c、计算齿轮宽度b=dd56mm取B2=56mm,g1=61mmo5）、综上有下表小齿轮大凶轮齿数2886齿全高h4.54.5齿顶圆直径da60176分度圆直径d56172齿根圆直径da51167中心距a1146）、结构设计及绘制齿轮零件图。2

20、、第二级齿轮材料和前一级一样，e、齿轮选直齿圆柱齿轮。f、运输机一般为工作机器，速度不高，故选用精度为7级。g、材料选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为12Cr2Ni4（渗碳后淬火），硬度为320HBS,大齿轮材料为20Cr2Ni4（渗碳后淬火），硬度为350HBS,二者材料硬度差为30HBS。h、选小齿轮数乙=40，则大齿轮齿数为Z2=3.06乂40=122.4,取Z2=122。10-9a）进行计算，即3、按齿面接触强度设计，由机械设计设计计算公式（.2dt芝2.32X3i'KT1g(ZE)*uM)1）、确定公式内的各计算数值a、试选载荷系数kt=1.3。b齿轮的扭转力矩T=9

21、550000x3.25/125.49=252290Nmmc、由机械设计表10-7选取齿宽系数d、由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hliml=620MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限二响2=620MPa。1e、由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=188MPaz。f、计算应力循环次数。8N1=6°nJLh=6°125.491(3835010)=6.32108N2=6.3210=2.06108N23.0610g、由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数kHN1=0.93,KHN2=0.95。h、计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系

22、数S=1,由=咨：lim1=0.93x620=576.6MPa卜H2=kHN2'-响2=0.95x620=589MPaS2）、计算。a、试算小齿轮分度圆直径dt，代入【。H中较小的值。d1t，2.32x3件(/)dtdu'卜h7=2.32x31.3252290.4.06(J8L)2mm=83.28mm3.06576.6，b、计算圆周速度v。二6心1二83.28125.49vn=0.55m/s601000601000c、计算齿宽b.b=d*d1t=183.28=83.28mme、计算齿宽与齿高比模数d1t83.282.082mmmtZ140齿高h=2.25mt=2.252.082

23、=4.6845mme、b=83.28=17.777h4.6845计算的载荷系数根据v=0.55m/s,7级精度，由机械设计图10-8查得动载荷系数、=1.°3；直齿轮，k=k=1;由机械设计表10-2,查得使用系数kA=1.00；由机械设计表10-4,用查值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，八0=1.428;由好=17.777,查图10-13,得kTE；故载荷系数K=kAkvkHklx0.912*1*1.428302336f、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由d=d1tx=83.33mm.ktg、计算模数m。m=W=竺33=2.083mmZ1403)、按齿根弯曲强度

24、设计。弯曲强度的设计公式为m骂(当)d、确定公式内的各计算数值。(1) 、由机械设计图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限aFE1=500MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限uFE2=450MPa。(2) 、由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数11=0.88,入用=0.91；FN1FN2(3) 、计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由机械设计式10-12得=k"FE1=°.88500=314.28MPaLF1S1.4卜=序2二FE2如91450=292.5MPaLF2S1.4(4)、计算载荷系数KoK=kAkvkF：kFx0.912x1x1.33=1.2

25、13(5)、查齿形系数。由机械设计表10-5,查得丫时=2.40；丫吊2=2.1624。(6)、查取应力校正系数。由机械设计表10-5,查得YSa1=1.67;丫海=1.8079。(7)、计算大、小齿轮的YFaYSa并加以比较。fYFalYsal卜fi2.41.670.01275314.28YFa2YSa2=2.165W.8079=0.013381；大齿轮的数值大。卜FL2犯5b、设计计算212132522902522900.013381=1.723mm2140对此计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大丁齿根疲劳强度计算的模数,由丁齿轮模数m的大小主要取决丁弯曲强度所决定的承载能力，而齿

26、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1.723并就近圆整为标准值m=2mm,按接触强度算得的分度圆直径d=66.37mm,算出小齿轮齿数刀=由=83.33/2七41,大齿轮齿数zmZ2=3.0631525。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，乂满足了齿根弯曲疲劳强度,并作到结构紧凑，避免浪费。4)、几何尺寸计算a、计算分度圆的直径dmz241=82mmd2=mZ2=2125=250mme、计算中心距a=166mm2f、计算齿轮宽度b=©ddi=82mm取B2=82mm,B1=87mm。5）、综上有下表小齿轮大凶轮

27、齿数41125齿全高h4.54.5齿顶圆直径da86254分度圆直径d82250齿根圆直径da77245中心距a1666）、结构设计及绘制齿轮零件图。六轴的设计1、轴II设计计算对既传递转矩乂承受弯矩的重要轴，常采用阶梯轴，阶梯轴的设计包括结构和尺寸设计。滚动轴承类型的选择，与轴承受载荷的大小、方向性质及轴的转速有关。已知：电动机功率Pd=3.56KW，转速ni=960r/min,齿轮机构的参数列丁下表：级别ZiZ2m/mmanH*a齿克/mm局速级2886220°1Bi=61,B2=56低速级41125220°1Bi=87,B2=821.求输出轴上的功率P2,转速n2和转

28、矩T2由前一部分可知：P2=3.25KW;N2=125.49r/min；T2=252290N/mm2.求作用在齿轮上的力低速级小齿轮的分度圆的分度圆直径为d1=mt1乙=2.041=82mmFt1=；2=2富290=6153.41NFr1=Ft1tan：=6153.41tan20=2239.66NFn1圆周力-Ft1_6153.41_-6548.32Ncos：cos20Ft1,径向力Fr1的方向如图所示Fr1Fr2Ft1Ft2在由尊力函L1L2L3高速级大齿轮的分度圆的分度圆直径为d2F2Z2=286=172mmFt22T2d22252290172-2933.60NFr2=Ft2tan：=29

29、33.60tan20-1067.74NFn2Ft2_2933.60cos：cos20=3121.87N3初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3,取Ao=112,丁是得dmin=气J旦=112、rh3.25=33.14mm125.494、轴的结构设计(1)拟订轴上零件的装配方案如下图广J'、_,4卜cBEF,；L二（图1）大齿轮从右装入轴肩轴套键右轴承从右装入轴套轴承盖过盈小齿轮从左装入轴套轴肩键左轴承从左装入轴承盖轴套过盈（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1）、初步选择滚动轴承。普通圆柱齿轮减速器常选用深

30、沟球向心轴承。轴的结构应便丁轴的制造和轴系零件的装拆，并有利丁提高其疲劳强度。参照小齿轮直径di=82mm,由轴承产品目录中初步取0基本游隙、标准精度级的深沟球轴承6007,其尺寸为dDB=356214故，dAB=dFG=35mm,而Iab=lEF=47mm.右端滚动轴承采用轴套进行轴向定位。由手册上查得6007型轴承的定位轴肩高度h=3,因此取轴套直径41mm.2）取安装小齿轮处的轴段B-C的直径db-c=42mm，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为87mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略小丁轮毂宽度，故取lbc=84mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度hR

31、.07d,故取h=3则轴环处的直径dcd=48mm,轴环宽度b二1.4h,取lcd=12mm。3）取安装大齿轮处的轴段E-F的直径dE-F=44mm,齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为56mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略小丁轮毂宽度，故取lDE=53mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度住0.07d,故取h=6mm.则轴环处的直径dEF=56mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。5确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角为C2,各轴肩处的圆角半径轴零件工作图。6.求轴上的载荷由手册中查得a=14mm。因此，作为简支梁的首先，根据轴的结构图做出轴的

32、计算简图（见图a）。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a的值，对丁6007深沟球轴承，轴的支撑跨距应为轴的全长，即243mm。（见轴的受力分析图a）。b、c是轴的危险截面，现计算截面b、c处的根据轴的计算简图，作出轴的弯距和扭距图从轴的结构图以及弯距图中可以看出截面MH,MV及M的值列丁下表：垂直支反力f_Fr1（L2+L3）Fr2L3_2239.66X1271067.74X41_99036NLiL2L3243FNV2=Fr1-Fr2-FNV1=2239.66-1067.24-990.63=181.79N弯矩：M1aV=FNV1L1=990.360.116=114.88N，mM2av=Fn

33、v2L3=181.790.041=7.45339N.m据此作出竖直垂直面内的弯矩图见图（b）水平面支反力FNH1FAL2L3）R2L36153.411272933.6041=3710.94NL1L2L3243FNH2=Ft1Ft2-FNH1=6153.412933.60-3710.94=5376.07N弯矩：M1aH=FNH1L1=3710.940.114=423.047N.mM2aH=FNH2L3=5376.070.041=220.418N.m据此作出竖直垂直面内的弯矩图见图（b）合成弯矩小齿轮截面Ma/J、=M21aHM21aV=438.36N.m大齿轮截面M/大=Jm22aH*M22aV

34、=220.543N.m做扭矩图（b）载荷水平面H垂直面V支反力FFnhi=3710.94N,Fnh2=5376.07NFnvi=990.36N,Fnv2=-181.79N弯矩MM1aH=423.047N.mM2aH=220.418N.mM1av=102.97N.m,M2av=-1.04N.m总弯矩Ma小=438.36N.mMa大=220.543N.m扭矩TT2=252290N.mm轴I设计计算1. 求输入轴上的功率Pi,转速m和转矩TI由前一部分可知：Pi=3.38KW;Ni=384r/min;Ti=87400n/mm.求作用在齿轮上的力2高速级小齿轮的分度圆的分度圆直径为d1=mt1乙=2.

35、028=56mm2Ti=287400=3121.42NFr1=Ft1tan=3121.42tan20=1136.1Nd156Fn1cos:3121.42cos20=3321.74N圆周力Ft1,径向力Fr1的方向如图所示Fr1Ft1轴受力图-I=一卜L1L23初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3,取A0=112,丁是得dmin=A0P=112，3'323.12mmr384输入轴的最小直径显然是安装滚动轴承处的直径。为了使所选取滚动轴承的孔相适应，故需同时选取滚动轴承型号。普通圆柱齿轮减速器常选用深沟球向心轴承。由丁齿

36、轮直径d=56mm,由轴承产品目录中初步取0基本游隙、标准精度级的深沟球轴承6006,其尺寸为dDB=3055134、轴的结构设计(1)拟订轴上零件的装配方案如下图右轴承从右装入轴肩轴承盖过盈左轴从左装轴轴问过承入承盈盖（图1）(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1)、初步选择滚动轴承。普通圆柱齿轮减速器常选用深沟球向心轴承。轴的结构应便丁轴的制造和轴系零件的装拆，并有利丁提高其疲劳强度。参照小齿轮直径d36mm,由轴承产品目录中初步取0基本游隙、标准精度级的深沟球轴承6006,其尺寸为dDB=305513故，dAB=dEF=30mm,而lAB=lEF=13mm.右端滚动轴承采用轴

37、肩进行轴向定位。由手册上查得6006型轴承的定位轴肩高度h=3,因此取轴肩直径36mm.3）根据中间轴以及装配的要求，取lBC=126.5mm,根据左端的轴承的要求，dBC=36mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴m设计计算1 .求输出轴上的功率P，转速n和转矩Tm由前一部分可知：PT12KW;Nm=41r/min；Tm=748870n/mm2. 求作用在齿轮上的力低速级大齿轮的分度圆的分度圆直径为d1=mZ1=2.0125=250mmFt12T227488705990.96NFr1250d1=Ft1tan：=5990.96tan20=2180.53NFn1Ft15990.96=-6

38、375.44N圆周力cos上cos20Ft1，径向力Fr1的方向如图所示轴受力图Fr1Ft1L13, 初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3,取A0=112,丁是得dmin=A0J瓦=112xJ312=47.46mm输出轴的最小直径显然是安装滚动轴承处的直径。为了使所选取滚动轴承的孔相适应，故需同时选取滚动轴承型号。普通圆柱齿轮减速器常选用深沟球向心轴承。由丁齿轮直径di=250mm,由轴承产品目录中初步取0基本游隙、标准精度级的深沟球轴承6010,其尺寸为dDB=5080164、轴的结构设计(1)拟订轴上零件的装配方案如下图

39、齿轮从左装入轴套轴肩键右轴从右装轴轴承过承入肩盖盈左轴从左装轴轴套过承入承盈盖(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1) 、初步选择滚动轴承。普通圆柱齿轮减速器常选用深沟球向心轴承。轴的结构应便丁轴的制造和轴系零件的装拆，并有利丁提高其疲劳强度。参照大齿轮直径d1=250mm,由轴承产品目录中初步取0基本游隙、标准精度级的深沟球轴承6010,其尺寸为dDB=508016故，dFG=50mm,而lFG=16mm.右端滚动轴承采用轴套进行轴向定位。由手册上查得6010型轴承的定位轴肩高度h=3,因此取轴套直径56mm.2) 取安装齿轮处的轴段C-D的直径dc-d=60mm,齿轮的左端与左

40、轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为82mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略小丁轮毂宽度，故取lcd=79mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取h=5则轴环处的直径dde=70mm,轴环宽度b二1.4h,取lde=16mm。4) 根据中间轴的长度，以及装配的要求取lBC=53.5mm,因为此段要装轴承，所以dB-C=50mm。5) 根据左端要连接连轴器，取lAB=60mm,dA-B=48mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。七、轴承的校核1、高速圆柱齿轮轴轴承的校核已知：轴承直径d=30mm,转速为n=384r/min。轴承所承受径向载荷2 -87400x

41、tan20=4855.55N，要求使用寿命Lh=24x10x360=86400h,工作温36h度100C以下，根据工作条件决定选用一对6006深沟球轴承，试求轴承允许的最大径向载荷。解：对深沟球轴承，由式（13-6a）知径向基本额定载荷。fpp60nC、*由课程设计书第130页查得6006深沟球轴承基本动载荷Cr=13.2KW,查书表13-4温度系数ft=1,查表13-6载荷系数fp=1,对球轴承，匚=3,将以上有关数据带入上式，得：3 ;'1p60384,86400E30001'106所以p=1033.46N。故在规定条件下，6006轴承可承受的最大载荷为1033.46N,远

42、大丁轴承实际承受径向载荷874N,所以轴承合格。2、中间轴轴承的校核已知：轴承直径d=35mm,转速为n=125.49r/min。轴承所承受径向载荷Fr=14416.57N,要求使用寿命、=2U10x360=86400h，工作温度100P以下，根据工作条件决定选用一对6007深沟球轴承，试求轴承允许的最大径向载荷。解：对深沟球轴承，由式（13-6a）知径向基本额定载荷。Pfpp60nCr=ft时由课程设计书第130页查得6007深沟球轴承基本动载荷Cr=16.2KW,查书表13-4温度系数ft=1,查表13-6载荷系数fp=1,对球轴承，匚=3,将以上有关数据带入上式，得：1p3'60

43、125.4916200=J6x864001106所以p=1870.66N。故在规定条件下，6007轴承可承受的最大载荷为1870.66N,远大丁轴承实际承受径向载荷1916.39N,所以轴承合格。3、低速轴轴承的校核已知：轴承直径d=50mm,转速为n=41r/min。轴承所承受径向载荷Fr=2*748870xtan20'=2361.75N，要求使用寿命Lh=24x10x360=86400h,工作250温度100P以下，根据工作条件决定选用一对6010深沟球轴承，试求轴承允许的最大径向载荷。解：对深沟球轴承，由式（13-6a）知径向基本额定载荷。fpp60nCr6Lhrft106h由课

44、程设计书第130页查得6010深沟球轴承基本动载荷Cr=22.0KW,查书表13-4温度系数ft=1，查表13-6载荷系数fp=1，对球轴承，W=3,将以上有关数据带入上式，得：1p3604122000一p-864001-106所以p=3666.66N。故在规定条件下，6010轴承可承受的最大载荷为3488.98N,远大丁轴承实际承受径向载荷，所以轴承合格。八键的选择及校核一速级小齿轮轴的键联接的选择及计算（1）键联接的选择选用圆头（A型）普通平键，由低速小齿轮段的直径d=42mm，轮廓长度I=84mm,查表12-11选用健128GB/T1096-2003，其中bxh=12><8,

45、L=78。（2）键联接的强度校核静联接许用挤压应力值与高速圆锥齿轮轴的相同。k=0.5h=0.58=4.0mmI=Lb=7812=66mm-2T2252290小HF；-p=MPa=35.75MPapdIk42844故安全。二、高速级大齿轮轴的键联接的选择及计算键联接的选择选用圆头（A型）普通平键，由段的直径d=44mm,轮廓长I=53mm，查表12-11,选用键12x8GB/T1096-2003，其中bxh=12x8,L=47。(2)键联接的强度校核对丁键12x8GB/T1096-2003k=0.5h=0.58=4.0mmI=Lb=45-12=33mm攵=生252290MPa=86.87MPa"oppdIk44334.0p二、低速级大齿轮轴的键联接的选择及计算低速级大齿轮处的轴径为60,由此可选用18X11GB/T10962003型键对丁键18x11GB/T1096-2003,bxh=18x11,L=73k=0.5h=0.511=5.5mmI=Lb=7318=55mm2TdIk274887060555.5MPa=82.5MPa"L故此键安全。九箱体结构的设计箱座壁厚箱体的刚度设计(表4-1(2)1、箱座的壁厚取箱座的壁厚&为10mm.2、箱盖壁厚取壁厚4为10mm.3、箱体凸缘厚度箱座b=1.5、=1.510=1