带式输送机传动系统

1、带式输送机传动系统设计一.设计任务书二.传动装置总体设计三.电动机的选择四.轴承强度的校核五.齿轮的设计及校核六.轴的设计七.润滑油及润滑方式的选择八.密封及密封的选择九.箱体的设置十.设计总结十一。参考文献设计任务书本次设计的题目是带式运输机的减速传动装置设计。根据题目要求和机械设计的特点作者做了以下几个方面的工作：决定传动装置的总体设计方案，选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数，传动零件以及轴的设计计算，轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校验计算，机体结构及其附件的设计和参数的确定，绘制装配图及零件图，编写计算说明书。关键词：减速器带式运输机机械设计疲劳强度原始数据：设输送带最大有

2、效拉力为F(N),输送带工作速度为v(m/s),输送机滚筒直径为D(mm,其具体数据见表分组号12345678910F/N500550600650700750800850900950v/(m/s)2.521.71.62.521.81.62.52D/mm300300280280300300280280300300工作条件带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷有轻微冲击；输送带工作速度v的允许误差为±5%二班制(每班工作8h),要求减速器设计寿命为8年，大修期为2-3年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。传动装置总体设计1、设计要求：卷筒直径D=280m

3、m牵引力F=800N,线速度V=1.8m/s,连续单向运转，载荷平衡，空载启动，使用年限10年，批量生产，两班制工作，运输带的速度误差允许土5%2、电动机直接由联轴器与减速器连接，减速器由联轴器与卷筒连接3、减速器采用二级圆柱齿轮减速器4、方案简图如下：-1-/31三.电动机的选择1、选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V,Y型2、选择电动机的容量由电动机至运输带的传动总效率为：1、2、3、4分别是联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的传动效率）分别取1=0.99、2=0.98、3=0.97、4=0.960.9920.9830.9720.960.833所以P

4、dFV10008001.810000.8331.73KWFV10008001.810001.44KW3、确定电动机的转速：卷筒轴的工作转速为n60*100060九*D1000冗3001*114.65rmin-2-/31按指导书表一，查二级圆柱齿轮减速器的传动比i840,故电动机转速的可选范围ndi2*n(8-40)*159.24(917.24586)rmi符合这一范围的同步转速有750、1000、1500r/min.根据容量和转速，由指导书P145取电动机型号：Y132M1-64、确定传动装置的总传动比和分配传动比电动机型号为Y132M1-6nm960rmin1、总传动比ianm9602、n分

5、配传动装置传动比114658.37由公式iai1*i2(1.31.4)i2求得i13.3、i22.54四.轴承强度的校核计算各轴转速960rminn2n1i1960rmin3.3290.91rmin2、n2i2290.912.54rmin114.53rmi计算各轴输入功率Pi11.730.99KW卷筒轴min1.71KWP2P3P2*1.710.980.97KW1.63KW1.630.980.97KW1.55KWP41.550.980.99KW1.5KW3、计算各轴输入转矩电动机输出转矩9550Pdnm1.73.9550N?m17.21N?m9601-3轴的输入转矩Td*17.210.99N?

6、m17.04N?mT2T1*3*i117.040.980.973.3N?m53.45N?mT3T2*3*i253.450.980.972.54N?m129.06N?m卷筒轴输入转矩-3-/31TTJJ1129.060.980.99N?m125.21N?m43211-3轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98运动和动力参数计算结果整理与下效率P(KW)转矩T(N?m)转速n(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电机轴1.6617.349601.00.99轴11.711.6817.0416.7603.30.95轴21.631.653.4552.38290.912.540.95轴31

7、.551.52129.06126.48114.531.00.97卷筒轴1.51.47125.21122.71114.53五.齿轮的设计及校核一、高速级减速齿轮设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用斜齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，由有机设书表10-8知，选用7级精度（GB10095-883）材料选择：有机设书表10-1选择小齿轮材料为40Cr钢（调质），硬度为280HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBs二者材料硬度差为40HBS4）选小齿轮齿数为Zi23,大齿轮齿数Z2ZJi235.311225）初选螺旋角B=142、按齿面接触强度设计由设计计算公式

8、（10-21）进行试算，即d1t32Ktu2ZhZe（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt1.62）计算小齿轮传递的转矩一33Ti17.040.981016.710N?mm3）由表10-7选取齿宽系数d14）由表10-6查得材料的弹性影响系数12Ze189.8MPa2由图10-21d按齿面硬度查得:-4-/31小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa；6）由式10-13计算应力循环次数N160n1jLh6096019.(2830010)2.764810h98N2N1i12.7648103.39.12410h7）由图10-19查得接

9、触疲劳寿命系数Khn10.93Khn20.988）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1,得:H1H2KHN1Hlim1KHN2Hlim22S0.936000.98550MPa548.5MPa9）由图10-30选取区域系数ZH2.4310)由图10-26查得10.76520.885贝U:21.65（2）计算1)试算小齿轮分度圆直径d1t,代入数值:d1t3*2KtT1u1ZhZe11.655.31548.52)计算圆周速度vd1tRv60100038.5960ms600001.93ms3)计算尺宽bd1t138.5mm38.5mm4)计算尺宽与齿高比b/h模数mntdtcos38.

10、5cos14彳”mm1.62mm23齿高h2.25mnt2.251.62mm3.645mmb/h38.53.64510.565）计算纵向重合度0.318dz1tan0.318123tan141.83-5-/316）计算载荷系数根据v1.93m/s,7级精度，由图10-8（机设书）查得动载系数Kv1.08由表10-2查得使用系数Ka1因斜齿轮，假设KAFt/b100N/mm0由表10-3查得KHaKFa1.4由表10-4插值查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置式KH1.417由b/h=10.53,KH1.417查图10-13得Kf1.325，故载荷系数KKaKvKhKH11.081.41.41

11、72.147）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得K214d1d1t338.53,mm42.35mm;Kt；1.68）计算模数mmnd1cosZi42.35cos14mm231.79mm3、按齿根弯曲强度设计由式（10-17）得弯曲强度的设计公式为2KT"cos2?YFaYSa2dZif(1)确定公式内各计算数值1)计算载荷系数KKaKvKfKf11.081.41.32522）根据纵向重合度1.83,从图10-28查得螺旋角影响系数Y0.883）计算当量齿数Zv1乙3cos23cos1425.20Zv2Z23cos122cos314133.674）查取齿形系

12、数由表10-5查得YF12.616YF22.1535）查取应力较正系数由表10-5查得YS11.591YS21.8176）由图10-20c查得-6-/31小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfni0.86Kfn20.918）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,(10-12)得9）计算大、小齿轮的KFN1FE1SKFN2FE2SYFaYSa0.86500MPa1.40.91380MPa1.4F并加以比较307.14MPa247MPaYFa1YSa12.6161.5910.01355307.14YF

13、a2Ysa22.1531.8170.01584247大齿轮的数值大。（2）设计计算:mn232KT1Ycos22dZ1?YFaYSaF1.21mm并就近圆Zi小齿轮齿数d1cos42.35cos14mn1.2532.86取Zi33大齿轮齿数Z2uZi5.3133175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-7-/31做到结构紧凑，避免浪费。4、几何尺寸计算(1)计算中心距ai(ziZ2)mi2cos(33175)1.25mm134.02mm2cos14将中心距圆整为135mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角(Z1Z2)m1(33175)1.25arccos

14、12115.632a2135因(820)值改变不多，故、K、Zh等不必修正(3)计算大、小齿轮的分度圆直径z1ml2az1213533d1mm42.84mmcosz1z233175,z2m1d2cos2az2乙z22135175mm33175227.16mm(4)计算齿轮宽度bdd1142.84mm42.84mm取B150mmB245mm(5)验算Ft2T1d1422.95410、N1379.1N42.84KaR113791N/mm32.19N/mm100N/mm42.84,合适、低速级减速齿轮设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1)选用斜齿圆柱齿轮传动2)运输机为一般工作机器，速度不高

15、，有机设书表10-8知，选用7级精度(GB10095-88)3)材料选择：由机设书表10-1选择小齿轮材料为40Cr钢(调质)，硬度为280HBS大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBs二者材料硬度差为40HBS4)选小齿轮齿数为Z323,大齿轮齿数Z4Z3*i22379875)初选螺旋角B=14-8-/312、按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-21）进行试算，即3t32KtT2u1duZhZe（1）确定公式内的各计算数值_3_3_T2159.010,9810N?mm155,8310N?mm1）试选载荷系数Kt1.62）计算小齿轮传递的转矩3）由表10-7选取齿宽系数14）由表10

16、-6查得材料的弹性影响系数Ze189.8MPa25）由图10-21d按齿面硬度查得:小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim3600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim4550MPa.6）由式10-13计算应力循环次数N3N24.982108hN4N3/i24.9821083.791.315108h7）由图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn30.93KHN40.958）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1,得:H12H2KHN3Hlim3KHN4Hlim42S0.936000.95550储MPa540.25MPa219）由图10-30选取区域系数Zh2.4310）由图10-26查得

17、30,7654087则:41.635（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d3t,代入数值:1232KJ2u1ZhZed3t?dUh-9-/312L6155.83103.7912.433189.8mm65.49mm3.79540.2511.6352)计算圆周速度vd%n2v60100065.49180.79,-，m/s0.62m/s600003)计算尺宽bbd*d&165.4965.49mm4)计算尺宽与齿高比b/h模数mntd3tcos65.49cos14mm2.76mmZ323齿高h2.25mnt2.252.76mm6.21mmb/h65.496.2110.555）计算纵向重合度0.3

18、18dZ3tan0.318123tan141.836）计算载荷系数根据v0.62m/s,7级精度，由图10-8（机设书）查得动载系数Kv1.02由表10-2查得使用系数KA15斜齿轮，假设KAF"b100N/mm由表10-3查得"KFa1.4由表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置式Kh1.423由b/h=10.55,Kh1.423查图10-13得大1.335,故载荷系数KKaKvKhKh11.021.41.4232.037）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,10-10a)得d3d3t，K3.一,Kt2.0365.493mm1.670.73mm8）计算模数m

19、d3cosmn70.73cos14mm2.98mmZ3233、按齿根弯曲强度设计-10-/31由式（10-17）得弯曲强度的设计公式为mn32KT2Ycos22dZ3?YFaYsaF（1）确定公式内的各计算数值1）计算载荷系数KKaKvKfKf11.021.41.3351.912）根据纵向重合度1.83从图10-28查得螺旋角影响系数丫0.883）计算当量齿数ZZ323Zv333coscos1425.18Zv4Z4cos387395.24cos144）查取齿形系数由表10-5查得Yf32.616Yf42.1905）查取应力较正系数由表10-5查得Ys31.591YS41.7856）由图10-2

20、0C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE4380MPa7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn30.91Kfn40.928）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）得KFN3FE3S0.91500MPa325MPa1.4KFN4FE4S0.92380MPa249.71MPa1.4YFaYsa9）计算大、小齿轮的并加以比较YFa3Ysa32.6161.5913250.014368YFa4Ysa42.1901.785249.710.015655大齿轮的数值大-11-/31(2)设计计算:2KT2Ycos2YFaYsam-dz2?F

21、321.91155.831030.88cos21430.015655mm2.07mm,12321.635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计算的模数，由于齿轮模数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2.07mm并就近圆整为标准值m225mm,但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径d370.73mm,来计算应有齿数，于是有:d3cosp70.73cos14，Z327.4小齿轮齿数mn2.5取Z327大齿轮齿数Z4UZ33.7927102.

22、33取Z4102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、几何尺寸计算(1)计算中心距a2(Z3Z4M22cos(27102)2.5mm2cos14166.24mm将中心距圆整为166mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角(Z3Z4)m2(27102)2.5arccos13.742a2166因(820)值改变不多，故、K、ZH等不必修正(3)计算大、小齿轮的分度圆直径z3m22az3216627d3mm69.49mmcosz3z427102,z4m2d4cos2az4Z3Z42166102mm27102262.51mm(4)计算齿轮宽

23、度-12-/31bdd3169.49mm69.49mm取B75mmB270mm(5)验算Ft2T22155.83103Nd370.734406.33N4406.3370.73N/mm62.30N/mm100N/mm,合适六.轴的结构设计6.1 减速器低速轴的设计6.1.1 计算输出轴上的功率P,转速叫,转矩B1.84KWnm78.68r/minT223.85N?m6.1.2 计算作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为d4220.0mmFt2乜22238502459.9d4182FrFttan2459.9tan20o895.3N6.1.3 初步确定轴的最小直径根据文献【1】中式先按式1

24、52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153取Ao112,于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径由;为了使所选的轴与联轴器吻合，故需同时选取联轴器的型号-13-/31联轴器的计算转矩qKaT皿,根据文献【1】查表141,考虑到转矩变化小，选取Ka1.5TeaKaTw1.5223850335775Nmm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，所以根据文献【2】中表144LX弹性柱销联轴器GB50142003,选取LX2型弹性柱销联轴器。其公称转矩为Tn560N?m,半联轴器的孔径ch32mm，故取d-32mm，半联轴器长度L84mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L

25、160mm。6.1.4 轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求，1-口轴段右端需要制出一轴肩，故取n-田的直径服-皿38mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D38mm。半联轴器与轴配合的轮毂孔长度L160mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故i-n的长度应比略短一些，现取1口58mm。2）初步选择滚动轴承.参照工作要求并根据金川38mm，根据文献【2】中表13-2初步选取深沟球轴承6000型，轴承代号为6208，其尺寸为dDT40mm80mm18mm,dm-ivd-皿40mm"1V18mm左端滚动轴承采

26、用轴肩进行轴向定位。由文献【2】查得轴承定位轴肩高度h4mm,因此取df48mm。3）取安装齿轮处的轴段5V的直径dw-v42mm，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮毂的宽度为60mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取-58mmo齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高h>0.07d,故取h4mm,则轴环处的直径dv-VI50mm。轴环宽度b1.4h,取卜-VI8mm。4）轴承端盖的总宽度为20mm（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l30mm，故取皿50mmo5）取齿轮距箱

27、体内壁之距离a16mm,两圆柱齿轮间的距离e20mm.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s8mm,已知滚动轴承宽度T18mm,齿轮2轮毂长B2=40mmSh-14-/3111V一vB2sac2.52.5lv巾40816204880mm标-皿Tas2.5(72.570)181682246mmo至此，已初步确定了轴的各端直径和长度。传动轴总体设计结构图：6.1.5 轴上的载荷计算首先根据结构图作出轴的计算简图，确定顶轴承的支点位置。根据文献【2】，对于6000型的深沟球轴承，由于受力均衡，因此轴承的中间处做为简支梁的轴的支承跨距。然后根据轴的计算简图做出轴的弯矩

28、图和扭矩图。L2L312666192mmL366FNH13Ft2459.9845.6NL2L3192FNH2一&Ft1262459.91614.3NL2L3192-15-/31FNV1FNV2MhMvM1L3L2LFrL3L2L2FNH1FNV166192895.3307.8NF166192L2845.6L2307.8V12Mh2由此可知M1载荷支反力总弯矩895.3587.5N126106545.6N?mm12638777.7N?mm.38777.72106545.62113382.9N?mmM2水平面HFNH1FNH2MhM1M2845.6N1614.3N106545.6N?mm、

29、Mv12Mh2113382.9N?mm、MV12Mh2113382.9N?mm-16-/31垂直面VFNV1FNV2Mv1MV2307.8N587.5N38777.7N?mm38777.7N?mm扭矩T%223850.0N?mmJ_LL低速轴的载荷分析图：FrFJA_u_Dh<nh2_17/Fnv1'IL1L2L3FtII,111；Fnh2MhI.MkMhFrLnv1iFnv2Mv1Mv2WlE岫帆7Mv-M1M2，X洲IkIkMiLTL1rT从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出C截面是轴的危险截面，需要对其进行弯扭合成-17-/31应力强度校核。6.1.6 按弯曲扭转合成应力校

30、核轴的强度进行校核时，通常只校核该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面即危险的截面C工1ca及上表中的数据以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故取的强度。根据0.6,则轴ca12Tm113382.920.6333850230.142MPa23.7MPa前已选轴材料为45钢，调质处理。查文献【11表15-1得1=60MPa,ca1,因的计算应力此该轴合理安全。6.1.7 精确校核轴的疲劳强度.6.17.1判断危险截面截面A,n,田，b只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过度配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来

31、看，截面IV和即处过盈配合引起的应力集中最严重从受载来看，截面C上的应力最大。截面VI的应力集中的影响和截面W的相近，且截面VI也受扭矩作用，同时轴径也较小，故需要进行强度校核。截面C上虽然应力最大，但是应力集中不大，故C截面也需要做强度校核，而截面W和V显然不必要做强度校核。由文献【1】可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而，该轴需校核截面VI两侧的强度。由于截面C处的轴径不是最大的，因此也要校核C截面左端面的强度。6.1,7.2截面即右侧强度校核抗弯截面系数W0.1dv巾30,150312500mm3-18-/31333抗扭截面系数W0.2dv-VI0.25025000mmsL2T

32、/2M1截面VI的右侧的弯矩M1.212630113382.986387N?mm126截面VI上的扭矩丁皿为Tm223850N?mm截面上的弯曲应力863876.91MPa12500截面上的扭转应力TmW2238508.954MPa25000轴的材料为45钢，调质处理由文献【11中表15-1查得:b640MPa1275MPa1155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文献【1】中附表3-2查取。501.1942r1.6D0.038Qd42d经插值后可查得1.662.09又根据文献【1】中附表3-1可得轴的材料的轴性系数为1.871.55由文献【1】中附图3-2的尺寸系数0.68;由

33、附图3-3的扭转尺寸系数0.84o轴按磨削加工，由文献【11中附图3-4得表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理，即,则按文献【1】中式(3-12)及式(3-12a)得综合系数为Kk111.870.7210.9212.68KJKKJI根据文献【K中可得碳钢的特性系数0.10.2,取0.10.。5叫取0.05q0.80q0.83故有效应力集中系数，根据文献【11中附表3-4可知k1q(1)10.80(2.091)k1q(1)10.83(1.661)-19-/31于是，计算安全系数Sca值，按文献【1】中式15-6和15-8可知2752.686.910.1014.501551.938.954/2

34、0.058.95417.4914.5017.49-；S2s2J4.5217.49211.16>1.5抗弯截面系数抗扭截面系数M1L2T/212630一113382.986387N?mm截面VI的右侧的弯矩ML2126截面VI上的扭矩丁皿为Tm223850N?mm截面上的弯曲应力8638711.7MPa7408.8截面上的扭转应力过盈配合处的Tm22385015.1MPa14817.6,由文献【1】中附表3-8用插值法求出，并取kk0.81,于是可知故可知它是安全的。6.1.7.3截面W左侧强度校核0.1d30.14237408.8mm3_3_3_30.2dvi-皿0.242314817.

35、6mm3k3.16k0.83.162.53按磨削加工，由文献【11得表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理，即q1,则按文献【1】中式(3-12)及式(3-12a)得综合系数为k11K一一13.1613.250.92k11K12.5312.620.92-20-/31所以轴在截面VI左侧的安全系数为2757.232m3.2511.70.107.689155m2.6215.1/20.0515.1/2Seaca7.2327.689；S2S2<7.23227.68925.268>1.5由此可知其安全。6.1.7.4截面C左侧强度校核抗弯截面系数330”-/0.142337408.8mm抗

36、扭截面系数330.26-皿30.2423314817.6mm截面W的右侧的弯矩MMM1113382.9N?mm截面VI上的扭矩丁皿为Tm223850N?mm截面上的弯曲应力113382.97408.815.3MPa截面上的扭转应力TmW22385014817.615.1MPa过盈配合处的,由文献【1】中附表3-8用插值法求出，并取kk0.8-,于是可知k3.1k0.83.12.48按磨削加工，由文献【11得表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理,则按文献【1】中式(3-12)及式(3-12a)得综合系数为k1K一一13.1110.923.187k1K12.48110.922.567-21-/

37、31所以轴在截面C左侧的安全系数为2755.64m3.18715.300.101557.842.56715.1/20.0515.1/25.647.844.56J5.6427.842>1.5由此可知其安全故可知该轴在截面VI左右两侧的强度以及C截面的强度均满足要求。由于在工作过程中无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。6.1.8绘制轴的结构图轴的工作图6.3减速器高速轴的设计6.3.1计算输出轴上的功率R,转速5,转矩"-22-/31TTTfR1.9998KWnz940r/minTi20.32N?m7.3.2计算作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径

38、为d144mm2Tl220.32103d1401016NFrFttan1016tan20o369.79N6.3.3 初步确定轴的最小直径根据文献【1】中式先按式152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153取A。112,于是得dm112度144mm-23-/31输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径由;为了使所选的轴与联轴器吻合，故需同时选取联轴器的型号联轴器的计算转矩TcaKa",根据文献【1】查表141,考虑到转矩变化小，选取Ka1.5TcaKaT1.520.3210330480Nmm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，所以根据文献【2】中表143

39、LT弹性联轴器GB43232002选取LT4型弹性联轴器。其公称转矩为Tn63.0N?m,半联轴器的孔径品20mm,故取>20mm,半联轴器长度L36mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L138.0mm06.3.4 轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求，即-皿轴段左端需要制出一轴肩，故取W-叩的直径九F24mm;右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D32mm。半联轴器与轴配合的轮毂孔长度L38.0mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故W-1的长度应略短一些，现取M-皿362）初步选择滚动轴承.参照工作要求并根据翁-

40、皿24mm，根据文献【2】中表13-2初选取深沟球轴承6000型，轴承代号为6006,其尺寸为dDT25mm47mm12mm,di-ndlv-vi25mm卜网12mm右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由文献【2】查得轴承定位轴肩高度h2.5mm,因此取Sv30mm。则轴环处的直径可取心打32mm。轴环宽度b1.4h,取八10mm。4）轴承端盖的总宽度为20mm（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l30mm,故取1VlM50mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离a16,两圆柱齿轮间的距离c20mm.考虑到箱体的铸造

41、误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s8mm，已知滚动轴承宽度T13mm，齿轮2轮毂长B344mm，则：-24-/31li441054mml3128161026mm至此，已初步确定了轴的各端直径和长度。7.3.5减速器高速轴的结构简图7.3减速器中间轴的设计7.3.1 计算输出轴上的功率巳,转速,转矩R1.92KWnn232r/minTn79.02N?m7.3.2 计算作用在齿轮上的力中间轴上有两个齿轮，即大齿轮2和小齿轮3-25-/31对于大齿轮2有d2162mmFt22Tn279.0210397556Nd2.162Fr2Ft2tan975.56tan20。355.07N对

42、于小齿轮3有da62mm2k空."2549,03Nda62Fr3Ft3tan2549.03tan20o927.77N7.3.3 初步确定轴的最小直径根据文献【1】中式先按式152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153取A。112,于是得dmin入3也112J：22.65mm,nn232由于中间轴不需要联轴器，故可知该最小直径用来安装轴承。根据计算得出的最小直径，为了安全，并从经济方面考虑，取dl-n30mm,同理可知dv-川30mmo7.3.4 轴的结构设计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.参照工作要求并根据dl-n30mm，根

43、据文献【2】中表13-2初选取深沟球轴承6000型，轴承代号为6006,其尺寸为dDT30mm55mm15mm,di-ndvvi30mmo因此取d34mm。2）由安装大齿轮2的%-皿34mm，左齿轮与左轴承之间采用套筒定位。已知大齿轮2毂的宽度为40mm,小齿轮3毂的宽度为64mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取片-皿38mm,Iw-v62mmo大齿轮1的右端以及小齿轮的左端均采用轴肩定位，轴肩-26-/31高h>0.07d,故取h3mm,则轴环处的直径d40mm。从方便加工方面考虑，可知lf20mmo3）两圆柱齿轮间的距离c20mm。考虑到箱体的铸造误差，在

44、确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s8mm,根据前面的计算li-n43mmIv-VI10681539mmo至此，已初步确定了轴的各端直径和长度。7.3.5 减速器中间轴的结构简图七.润滑油及润滑方式的选择传动件的润滑：对于此二级斜齿圆柱齿轮减速器，由传动零件设计部分可知传动件的圆周速度远远小于12m/s,所以采用浸油润滑，为此箱体内需有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时沉渣泛起，齿顶到油池底面的距离不小于3050mmb匕减速器为40mm选用标准号为SH0357-92的普通工业齿轮油润滑，装至高速级大齿轮齿根圆以上、低速级大齿轮三分之一半径R以下。-27-/31轴承的润滑:由前面传动件设计部分知道齿轮圆周速度小于2m/