黄华锟 课程设计 计算说明书

1、 机械设计课程设计计算说明书 设计：黄华锟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（一级圆柱齿轮减速器）学校：广州大学学院：土木工程学院单位：建筑环境与设备工程101班设计者：黄华锟学号：1016300068指导老师：胡一丹时间：2012年12月26日目录一、原始数据和已知条件.3二、拟定传动方案3三、选择电动机.4四、V带传动的设计与计算6五、齿轮传动的设计与计算8六、轴的选择与计算10七、滚动轴承的选择和计算. 17八、键选择和计算.18九、联轴器的选择.19十、润滑油与润滑脂.19十一、铸铁减速器机体结构尺寸（一级齿轮减速器）20十二、参考资料22一、原始数据和已知条件1、

2、 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35 oC;2、 使用折旧期：8年；3、 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；5、允许误差为+5%-5%；6、制造条件及生产批量：一般小机械厂制造，小批量生产。7、设计数据如下：组数输送带拉力F（N）输送带速度v（m/s）滚筒直径D（mm）第二组33001.2350二、拟定传动方案带式运输机工作原理带式运输机传动示意图如下图所示。设计内容：1）按照给定的数据7和传动方案a设计减速器装置；2）完成减速器装配图一张（A0）；3）零件工作图两张；4）编写设

3、计计算说明书1份。三、选择电动机(1)选择电动机的类型按工作条件和要求，选用一般用途的Y系列三相异步电动机。(2) 选择电动机功率输送机所需功率Pw = Fv =3300N×1.2m/s=3960W=3.69kW电动机所需功率Pd = Pw /式中 由电动机至输送带的传动总效率 = 1 22 3 4 5 1 带传动传动效率 2 一对滚动轴承的效率 3 一对圆柱齿轮传动效率 4 联轴器效率5 传动卷筒的传动比所以 = 1 22 3 4 5=0.96×0.99×0.99×0.96×0.99×0.96=0.858 Pd =3.69/ 0.8

4、58 =4.615kW选取电动机的额定功率Ped =5.5kW由表12-1可知满足PedPd 条件下的Y系列三相交流电动机，其额定功率Ped 应取5.5kW.(3) 选择电动机的转速 传动卷筒转速n = (60 × 1000v) / (D) = (60 × 1000 × 1.2) / ( × 350) =65.48r/min按表13-2常用传动机构的性能及使用范围，选用 V带传动，其传动比i1 = 2 4。一级圆柱齿轮减速器传动比i2= 3 5，则总传动比合理范围为 i = i1× i2 =（ 2 4）（3 5）=6 20电动机转速可选范围 n

5、d = i× n =(6 20) ×65.48 = 392.88 1309.60 r/min根据表16-1可知符合这一范围的同步转速有750 r/min 、1000 r/min，根据计算出的容量，挑选出电机做比较选择，技术数据如下表-1：因为1000 r/min的电动机比750 r/min的电动机有较小外轮廓尺寸和较小的尺寸和重量，且工作机为室内使用，这样更节约空间和方便安装，最终选择1000r/min的型号为Y132M1-6电动机作为本设计方案的原动机。所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如表-2和表-3所示。表-1，待选电动机参数：电动机型号同步转速（r/min）额定功率

6、Ped(KW)满载转速(r/min)堵转转矩最大转矩质量(kg)额定转矩额定转矩Y160M1-8750，8极5.57202.02.0118Y132M1-61000，6极5.59602.02.073Y112M-41500,4极5.514402.22.343 选用Y132M1-6电动机。表-2电动机的外形尺寸（mm）：机座号极数ABCDEFGHKABACADHDBBL132M62161788938+0.01880103313212280270210315238515表-3电动机的安装尺寸（mm）：中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底脚安装尺寸A×B地脚螺栓孔

7、直径 K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸 F×G132515×（270/2+210）×315216×1781238.018×8010×33根据转速，经过比较，选用1000r/min。(4) 确定传动装置的总传动比及分配总传动比： i总 = nm / n =960 /65.48=14.66式中nm电动机的满载转速，r/min。 因为 i总= i1 i2 取带传动传动比 i1= 3.5，那么减速器的传动比 i2= i总/ i1 =14.66 / 3.5 =4.19(5) 计算传动装置的运动和动力参数a) 各轴的输入功率电动机轴（输出）

8、: Pd = 4.65kW主动轴 : P1 = Pd1=4.615×0.96 =4.430 kW从动轴 : P2= P123 = 4.430× 0.99 × 0.96=4.211kW卷筒 : P3= P224 =4.211 × 0.99 × 0.99 =4.127 kW各轴输出功率 主动轴 : P1 = P2=4.430×0.99=4.386kw从动轴 : P2= P2 3 =4.211×0.96=4.043kw卷筒 : P3= P3 5=4.127×0.96=3.9621kwb) 各轴的转速 电动机轴 : nm

9、=960 r/min 主动轴: n1 = nm / i1 =960 /3.5=2740286r/min 从动轴: n2 = n1 / i2=274.286/ 4.19 = 65.462r/min卷筒 : n3 = n2 = 65.462r/minC）各轴的输入转矩电动机轴(输出): Td = 9550 × Pd / nm = 9550 × 4.615 / 960= 45.910N.m主动轴: T1= 9550 × P1 / n1 = 9550 × 4.430 /274.286=154.242 N.m 从动轴: T2= 9550 × P2 / n

10、2= 9550 × 4.211 / 65.462= 614.181N.m 卷筒: T3= 9550 × P3 / n3 = 9550 × 4.127 /65.462=602.072 N.m 各轴的输出转矩主动轴: T1= 9550 × P1 / n1 =9550 × 4.386/274.286=152.710N.m从动轴: T2= 9550 × P2 / n2 =9550 × 4.043 /65.462=589.818N.m卷筒: T3= 9550 × P3/ n3 =9550 × 3.962 /65.4

11、62=578.000N.m把上述计算结果列于下表：轴名功率P (kW)转矩T (N.m)转速nr/min输入输出输入输出电动机轴4.61545.910960主动轴4.4304.368154.242152.710274.286从动轴4.2114.043614.181589.81865.462卷筒轴4.1273.962602.072578.00065.462四 V带传动的设计与计算（以下计算公式和有关数据皆引自机械设计基础清华大学出版社）(1) 确定V带截型工况系数,书本119页的表8-4 KA = 1.2 名义功率：P = 4.615 kW设计功率 Pd = KAP = 1.12X 4.615

12、= 5.538kWV带截型 根据设计功率Pd=4.615kW和小带轮的转速n0= 960 r/min，按图8-9确定为A型V带。(2) 确定带轮直径1. 小带轮直径 由图8-9 取dd1 = 100mm验算带速 V = dd1n0/ (60 X 1000) = x 100 x 960 / (60 X1000) =5.024m/s 在允许范围（525 m/s）内 2. 大带轮基准直径 dd2 = dd1n1 / n2 = dd1 i1 = 100X3.5 =350mm 由表8-5，书本120页，取dd2 =355mm3. 验算传动比 i= dd2/ dd1=355/100=3.55i%= (i带

13、i1)/i1 =(3.553.5)/3.5=1.4% < 5% 符合要求(3) 确定中心距及V带基长度初定中心距 由0.7 x ( dd1 + dd2)a0 2 X ( dd1 + dd2) 得318.5mma0910mm 取a0=500mm初定V带基准长度 Ld = 2a0 +( dd1+ dd2) / 2 + ( dd2 dd1 )2 / (4a0) 得Ld0 = 2 X 500 +(100+355) / 2 + (355-100) 2 / (4 X 500) =1746.86mm V带基准长度 由表8-6取Ld= 1800 mm传动中心距 a a0 + (Ld Ld0) / 2 =

14、 500 + (1800-1746.86)/2 =526.57 mm 小带轮包角 1 = 180o 57.5o X (dd2 dd1) / a= 180o 57.5o X (355-100) / 526.57 = 152.15o>120 o满足包角要求。(4) 确定V带根数单根V带的基本功率 由表8-3型号A 小带轮转速 n0=960r/min 单根V带额定功率 查表8-3 P0 =0.9576 kW 额定功率增量 查表8-3 P0 =0.1116 kW带长修正系数 由表8-6得 KL =1.01 包角修正系数 由表8-7得 Ka =0.926 确定V带根数 z = Pd / ( P0

15、+ P0) KaKL=5.538/ (0.9576+0.1116) X 0.926 X1.01 = 5.538所以， 取z = 6(5) 计算作用在轴上的载荷V带单位长度质量 由表8-1得 q= 0.10 kg/m初拉力 F0 = 500 X Pd (2.5 / Ka 1) / (zV) + qV2 = 500 X 5.538X (2.5 / 0.926 1) / (6X5.024) + 0.10 X5.0242 = 283.00N 作用在轴上的载荷 Q= 2F0zsin( / 2) = 2 X158.66X 6X sin(152.15o / 2) = 1846.8 N带轮结构：小带轮基准直径

16、dd1=100mm ，腹板式结构； 大带轮基准直径dd2=355mm ，轮辐式结构。V带轮轮宽：B=（z-1）e+2f=（6-1）X15+2X10=95mm五、齿轮传动的设计与计算 （以下计算公式和有关数据皆引自机械设计基础清华大学出版社）1） 选择材料确定许用应力采用软齿面传动，小齿轮选用45钢， 调质，齿面平均硬度240HBS；大齿轮选用45钢， 正火，齿面平均硬度200HBS。 闭式软齿面齿轮传动，故先按接触疲劳强度设计，再校核其弯曲疲劳强度。a) 许用接触应力运用H =0.7HBS + 380，得小齿轮许用接触应力H1 =0.7X240 + 380=548 MPa大齿轮许用弯曲应力H2

17、 =0.7X200 + 380=520 Mpab）运用F =0.2X HBS + 140，得小齿轮许用弯曲应力F1 =0.2X 240 + 140=188 MPa大齿轮许用弯曲应力F2 =0.2X200 + 140=180Mpa2） 齿面接触疲劳强度设计（1）选择齿数 z1 = 2040 取 z1 =31z2 =z1 i2=z1X( i总/i1) =31X( 14.66/3.55) = 128.01 取z2 =128 （2） 小齿轮转矩 T1 = 9.55X106X P1 / n1 =9.55X106 X4.430/274.286=154242.29N.mm其中P1为小齿轮传递的功率，n1为小

18、齿轮的转速。（3）选择齿宽系数d 由于齿轮为对称布置，且为软齿面，可取0.81.4所以取d=1（4）确定载荷系数k载荷系数k=1.31.6 由于齿轮为对称布置,所以取1.3（5）计算分度圆直径mm（6）确定齿轮模数 m = d1 / z1 =74.43 /31 = 2.4mm由表9-2取标准模数 m =2.5mm3） 齿根弯曲疲劳强度验算 (1) 齿形系数 由z1 =31 和z2 =128查表9-8得YF1 =2.50 ， YF2 =2.19(2)验算齿根弯曲应力分度圆直径 ： d = mz d1 = mz1 =2.5X31=77.5mm d2 = mz2 = 2.5X128=320mm 中心

19、距 ： a = 0.5 X (d1 + d2) = 0.5 X (77.5 +320) =198.75mm 齿宽 ： b = dd1 = 1 X 77.5 = 75mm 取大轮齿宽 b2 = b = 77.5mm ； 小轮齿宽 b1 = b + (5 10) =82.587.5 mm 取b1 =85 mm所以F1 = 2KT1YF1 / (bmd1) = 2 X 13 X 154242.29X 2.50/ (77.5X2.5X77.5) =66.77MPa < F1 = 188 MPa F2= F1YF2 / YF1 = 66.77X 2.19 / 2.50 =58.49Mpa<

20、F2= 180Mpa齿根弯曲强度足够(3) 齿轮精度等级根据 v=(d1 n1) / (60 X 1000)=（X77.5X274.286）/(60X1000)1.1m/s参考机械设计基础表9-5各类机器所用齿轮传动的精度等级范围，及表9-6直齿圆柱齿轮精度等级与圆周速度的关系，HBS<350，v<4 m/s选择齿轮精度为等级9。4） 计算齿轮的几何尺寸名称公式小齿轮大齿轮齿顶高系数ha*= 1顶隙C*= 0.25齿顶高ha = ha*m2.5mm齿根高hf =（ha* + c*)m3.125 mm齿高h = ha + hf5.625 mm分度圆直径d77.5mm320mm齿数z3

21、1128基圆直径db = dcos72.8mm300 mm齿顶圆直径da = d+2 ha82.5mm325 mm齿根圆直径df = d-2 hf71.25mm313.75mm齿距p =m7.85 mm齿厚s = p / 23.925 mm齿槽宽e = p / 23.925 mm传动比i= d2/d14.13模数m2.5压力角20º中心距a=（(d1 + d2）/2198.75mm传动比i=z2 / z14.135）验算输出轴的转速误差 在机械设计中，一般允许输出轴的实际转速n与设计值n有±（35）%的误差。由前面的设计可知，实际V带传动比i1=3.55,齿轮传动比i2=4

22、.13，故实际总传 动比i总= i1X i2=3.55X4.13=14.662输出轴的实际转速: n= 960 / i总=960/14.662=65.475r/min传动装置的转速误差: （n -n）/n =（65.462-65.475）/65.462X 100% = 0.019%满足设计要求。六 轴的选择与计算（以下计算公式和有关数据皆引自机械设计基础清华大学出版社）主动轴由之前的计算结果有：P1= 4.431kw; n1=274.286r/min; T1=154242N·mm;（1）选择轴的材料查机械设计基础表13-2轴常用材料的许用切应力T及A值，对轴上弯矩较小，的载荷较平稳，

23、无轴向载荷，轴只做单向运转，A取较小值，反之A取大值。对于45钢有A 103,126.减速器功率不大，无特殊要求，故选最常用的45钢并作调质处理，HBS=240查表13-1 ，得到材料牌号热处理抗拉强度许用弯曲应力弯曲疲劳极限45调质 b =640 Mpa -1 =60 Mpa-1=275 Mpa（2） 初步估算轴的最小直径当轴的支承距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的办法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径ddA 3(P / n)根据轴的材料应考虑弯矩的影响，查表13-2得A1 = 110X备注：1为主动轴，2为从动轴，下同主动轴： 考虑键槽的影响,（如果在轴的相应截面处开有键

24、槽，则应将该直径加大3% ）d1(1+3%)x26.038=26.82mm（3）取标准直径因主动轴初定直径为d1，.。均属有配合要求的轴，故查P17附表，取标准直径为d1=30 mm。（4）轴的结构设计根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，考虑到圆柱齿轮传动，选用深沟球轴承，采用凸缘式轴承盖，依靠普通平键联接实现周向固定，利用轴肩结构实现轴与轴承的轴向固定。考虑到小齿轮分度圆直径与轴的直径差距不大的情况，采用齿轮轴的结构方案，如图2-2示。轴与其它零部件相配合的具体情况见后装配。轴的结构设计主要有三项内容：各轴段径向尺寸的确定；各轴段轴向长度的确定；其它尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）的

25、确定。如草图所示，主动轴主动轴 各轴段径向尺寸的确定段L1：从轴段=30开始，逐段选取相邻轴段的直径。段L2：起定位固定作用，考虑V带大轮的内孔倒角，定位轴肩高度取h=2.5，故= +2h30+2×2.5=34mm,取=35mm ，该尺寸应满足密封件的直径系列要求。段L3：与轴承内径相配合，上套挡油环（兼做套筒），考虑安装方便，结合轴的标准直径系列并符合轴承内径系列，取=40 mm，初选定轴承代号为6208。段L4：即为小齿轮部分，按轴的标准直径系列和安装尺寸，取=45mm。段L5：d起定位作用，将作为分度圆的直径，即=50 mm。段L6：根据对称性d6=d3=40mm; 轴向尺寸的

26、确定轴段L1：d1= 30mm，查P113表8-2得轴向尺寸的确定L1段与V带的大轮配合，由之前的计算的大带轮的轮缘宽为B=95±3mm，考虑大带轮的轴向固定要求，L1 应略小于大带轮的宽度35mm，取L1=90mm。轴段L2：该段上要安装密封部件，为方便在不拆下带轮的情况下打开箱盖，大带轮内侧端面至轴承盖连接螺钉头顶面的距离一般为3=1520mm，本例取3=15mm，轴承内端面距离箱体内壁的距离一般为4=1015mm，本例取4=10mm，分别查询轴承盖厚度，螺钉头厚度，轴承厚度，按L2L+垫片厚度+轴承盖厚度+螺钉头厚度+3-4-轴承厚度，再取圆整值。估算箱体轴承孔长度部分L=55

27、mm，调整垫片厚度为2mm，则估算可得L255+2+9.6+5.2+15-10-17=58.8mm 调整为L2=60mm轴段L3：安装轴承段，齿轮两侧端面至箱体内壁的距离取15mm。轴承采取脂润滑，为使轴承和箱体内润滑油隔绝，应设有挡油环（兼做定位套筒），为此取轴承端面至箱体内壁的距离为15mm，故挡油环的总宽度为30mm，综合考虑，取L3=50mm轴段L4：L4因采用齿轮和轴结构，安装小齿轮L4应小于小齿轮宽度b1 =85mm，取L4 = 80mm轴段L5：L5因采用轴环定位，取L5=8mm轴段L6：根据对称性，有L6= L3=50mm；两轴承中心距L =L3+L4+L5 +L6-18（轴承

28、厚度）=50+80+8+50-18=170mm其他尺寸大带轮与轴的周向固定采用A型普通平键，查机械设计课程设计手册第53页关于键连接，由d1=30mm，L1=60mm选GB/T 1096键A 8 x 7 x 50 （b=8、h=7、L=50）由d4=40mm，L4=80mm，选GB/T 1096键A 14 x 9 x 63按弯曲和扭转复合强度对轴进行强度计算 轮的受力计算由T1=154.242N·m=154242N·mm圆周力Ft=2 T1/d1=2x154242/77.5=3980.439N径向力Fr=Ft tan =3753.006 x tan20°=1448

29、.761N因为选用的是直齿齿轮，因此不存在轴向力。根据之前的计算该轴还将受到V带大轮所带来的压力FQ= Q= 1846.8N。根据之前的计算，得到大带轮和相近轴承的中心距为L=L1/2+L2+B(轴承宽)/2=90 / 2+ 60 + 18/ 2 = 114mm求水平面支反力和弯矩支反力：FB1=FQ(L+L)+ FrL/2 / L=1846.8x(114+170)+1448.761x 170/ 2 / 170=3809.62NFA1=FQ+Fr-FB1 = 1846.8+1448.7613809.62=-514.059N弯矩：Mc1= FA1L/2=-514.059x170/2 =-4369

30、5.02N·mmMB1= FQL=1846.8x114 =210535.2N·mm 竖直面支反力和弯矩支反力：FA2=FB2=Ft / 2=3980.439/ 2=1990.22N弯矩：Mc2= FA2L/2=1990.22x170/ 2=169168.7 N·mm 成弯矩：MB合= MB1=210535.2N·mm=(-43695.022 +169168.72 )=174720.65 N·mm 之前的计算得到该轴的扭矩为T1=154242N·mm计算当量弯矩由于扭矩不变，应力校正系数0.3，根据当量弯矩公式 210535.22+（0

31、.3×154242）2=215560.26N·mm174720.652+（0.3×154242）2=180744.18N·mm校检轴的强度由当量弯矩图知道，B轴承处的直径较小，弯矩最大，该剖面存在危险，应该进行校核验算，根据轴的材料可得许用弯曲应力-1=60MPa，代入公式：d33Meb / (0.1 X -1) 3（215560.26/0.1×60）=33mm因为实际的d3=40mm>33mm,因此该轴满足强度要求轴的受力分析及弯矩图从动轴由之前的计算结果有：P2=4.211kw； n2=65.462r/min ； T2 =614181

32、N·mm （1）选择轴的材料查机械设计基础表13-2轴常用材料的许用切应力T及A值，对轴上弯矩较小，的载荷较平稳，无轴向载荷，轴只做单向运转，A取较小值，反之A取大值。对于45钢有A 103,126.减速器功率不大，无特殊要求，故选最常用的45钢并作正火处理，HBS=200查表13-1 ，得到材料牌号热处理抗拉强度许用弯曲应力弯曲疲劳极限45正火 b =590Mpa -1 =55Mpa -1=225Mpa（2）初步估算从动轴的最小直径查机械设计基础表13-2轴常用材料的许用切应力T及A值，对轴上弯矩较小，的载荷较平稳，无轴向载荷，轴只做单向运转，A取较小值，反之A取大值。对于45钢有

33、A 103,126.按公式因为轴端要安装联轴器，各轴端直径查联轴器标准取标准得：d1=45mm （3）取标准直径因从动轴的初定直径d2.。均属有配合要求的轴，故查P17附表，取标准直径为 d2 = 45mm。（4）轴的结构设计根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，考虑到圆柱齿轮传动，选用深沟球轴承，采用凸缘式轴承盖，依靠普通平键联接实现周向固定，利用轴肩结构实现轴与轴承的轴向固定。考虑到小齿轮分度圆直径与轴的直径差距不大的情况，采用齿轮轴的结构方案，如图2-2示。轴与其它零部件相配合的具体情况见后装配。轴的结构设计主要有三项内容：各轴段径向尺寸的确定；各轴段轴向长度的确定；其它尺寸（如键槽、

34、圆角、到角，退刀槽等）的确定。如草图所示，从动轴 轴段径向尺寸的确定段L1：从轴段=45开始，逐段选取相邻轴段的直径。段L2：起定位固定作用，考虑V带大轮的内孔倒角，定位轴肩高度取h=2.5，故= +2h45+2×2.5=50 mm,取=50mm ，该尺寸应满足密封件的直径系列要求。段L3：与轴承内径相配合，考虑安装方便，结合轴的标准直径系列并符合轴承内径系列，取=55mm，初选定轴承代号为6011。段L4：d4与大齿轮配合，由于大齿轮为腹板式结构，考虑到齿轮装拆的方便，将d4应比d3略大，并按标准直径选取， d4=60mm。段L5：d5采用轴环定位取轴肩高4mm做定位面，选取最小过

35、渡圆角半径，r=1.5mm，取d5=68mm段L6：根据对称性d6=d3=55mm; 轴向尺寸的确定轴段L1：从L1段开始，L1段与联轴器配合，根据该轴的转矩和转速，初步选取型号为GY6的凸缘联轴器， 查标准其J型的轴孔长度为84mm，L1 应略小于其轴孔长度23mm，取L1=82mm。轴段L2：L2段，该段上要安装密封部件，联轴器内侧端面至轴承盖连接螺钉头顶面的距离应满足联轴器的装拆要求3A-L/2=65-84/2=23mm，本例取3=20mm，轴承内端面距离箱体内壁的距离一般为4=1015mm，本例取4=10mm，分别查询轴承盖厚度，螺钉头厚度，轴承厚度，按L2L+垫片厚度+轴承盖厚度+螺

36、钉头厚度+3-4-轴承厚度，再取圆整值。估算箱体轴承孔长度部分L=45mm，调整垫片厚度为2mm，则估算可得L245+2+9.6+5.2+20-10-18=53.8mm 按标准系列圆整为L2=54mm轴段L3：安装轴承段，齿轮两侧对称安装一对轴承，选择6011宽度为18mm，左轴承用轴套定位，根据轴承对安装尺寸的要求，轴承定位直径62mm，轴承采用脂润滑，为使轴承和箱体内润滑油隔绝，应设置担油环（兼做定位套筒），为此取轴承面至箱体内壁的距离为15mm，齿轮两端面至箱体内壁的距离取15mm，故担油环的总宽度为30mm。L318+30=48mm，综合考虑L3和L4段的关系，取L3=50mm。轴段L

37、4：该长度应小于大齿轮轮殻宽度，取L4=76mm。轴段L5：为轴环定位作用，取L5=10mm；轴段L6：为了使齿轮箱对壳题对称布置，基于和轴段3同样的考虑，并考虑轴端的倒角大小，取L6=60mm两轴承中心距L=L3+L4+L5 +L6-18（轴承厚度）=50+76+10+60-18=178mm其他尺寸联轴器与轴的周向固定采用A型普通平键，查机械设计课程设计手册第53页关于键连接，由d1=45mm，L1=80mm选GB/T 1096键A 12x8x63由d4=60mm，L4=76mm选GB/T 1096键A 18x11x63按弯曲和扭转复合强度对轴进行强度计算 轮的受力计算由T2=614181N

38、·mm圆周力 Ft=2 T2/d2=2x614181/320=3838.6N径向力 Fr=Ft tan =3838.6 x tan20°=1397.1N因为选用的是直齿齿轮，因此不存在轴向力。求水平面支反力和弯矩支反力： 由于轴承是对称安装，所以FB1=FA1=Fr/2 =698.6N弯矩：Mc1= FA1L/2=698.6x178/2 =62175.4N·mm求竖直面支反力和弯矩支反力：FA2=FB2=Ft / 2=3838.6/ 2=1919.3N弯矩：Mc2= FA2L/2=1919.3x178 / 2=170817.7 N·mm合成弯矩：MC =

39、 由之前的计算得到该轴的扭矩为T2=614181N·mm 计算当量弯矩由于扭矩不变，应力校正系数0.3，根据当量弯矩公式 校检轴的强度由当量弯矩图知道，C轴承处的直径较小，弯矩最大，该剖面存在危险，应该进行校核验算，根据轴的材料可得许用弯曲应力-1=55MPa，代入公式：因为实际的d4=60mm>36.1mm,因此该轴满足强度要求轴的受力分析及弯矩图 七 滚动轴承的选择和计算 1） 主动轴上的轴承为满足对称要求，该轴上的一对轴承选用同一型号，由于轴上使用的是直齿齿轮传动，轴承载荷仅受径向力，轴承载荷较小，选用球轴承，对主动轴，根据轴径初选型号为6208的轴承，查标准表得：基本额

40、定动载荷Cr=25500N 2）从动轴上的轴承基于和高速轴上轴承选择同样的考虑，根据轴径初选型号为6011的轴承，查标准表得：基本额定动载荷Cr=30200N。滚动轴承的计算轴承为支座，R合轴承的动载荷，轴承不受轴向力 得P1 =3039.26N P2 = 1444.26N轴承的实际寿命Lh = 106 (ftCr / fpP) / 60n式中：C为轴承的基本动荷载： Cr1 = 25500N Cr2 = 30200kNft为温度系数： ft1 = 1.0 ft2 = 1.0fp为载荷系数：fp1 = 1.2 fp2 = 1.5球轴承： =3n为转速：n1 =274.286 r/min n2

41、= 65.462r/min将数据代入公式，得 Lh1 =20769.6 h Lh2 = 689716.13h题目要求四年一次大修，按照每天两班制的工作时间，每年工作300天，折旧期8年计算折旧小时数为Lh =16 ×300× 4=19200hLh1 Lh Lh2Lh所以，轴承寿命满足要求，选取的轴承可用，但可以选用一个更廉价的来替换。八、键选择和计算 （1） 选择键的类型、材料，确定键的尺寸已知齿轮材料为钢，为静联接、静荷载，由机械设计课程设计手册表2-7查的联接的许用挤压应力P = 120 150Mpa设计中所用的三个键都选A型普通平键，键的材料为45钢。由主动轴与带轮联

42、接处轴径d =40 mm，带轮轮毂长70 mm；由从动与联轴器联接处轴径d = 55 mm，联轴器长112mm；由从动轴与齿轮联接处轴径d = 60mm，齿轮轮毂长76 mm； 查附表7-7确定键的尺寸序键的位置型号（b x h x L）传递的转矩所在的轴径d mm主动轴带轮平键键A 8x7x85154242N·mm30主动轴齿轮平键键A 14x9x7545910N·mm45从动轴齿轮平键键A 18x11x70614181N·mm60从动轴联轴器平键键A 18x11x80602072N·mm45（2）对静连接校检挤压强度对于A型键p=2T/dkl=4T/

43、dh(L-b)，分别代入公式校检： p=4T/dh(L-b)=4x154242/ 30x7x(85-8)=38.16 MPa<p 符合强度要求 p=4T/dh(L-b)=4x45910 / 45x8x(75-14) =8.36MPa<p 符合强度要求p=4T/dh(L-b)=4x614181/ 60x 11x(70-18) =71.58MPa<p 符合强度要求p=4T/dh(L-b)=4x602072/ 45 x 11x(80-18) =78.47MPa<p 符合强度要求3)由计算结果确定，可以对应使用以上三个型号的平键。九 联轴器的选择在低速轴和卷筒轴的连接中，将要使

44、用联轴器进行连接，由于工作条件为连续单向工作，载荷较平稳，且工作最高温度为35.根据该轴工作时的名义转矩T2=613.783N·m，转速n2=65.520r/min,取工作系数K=1.1时，轴的计算转矩为T=kT2=1.1×613.783=675.161N·m查机械设计课程设计手册表8-2，选用GY6型凸缘联轴器GB/T 5843-2003。 十 润滑油与润滑脂（查设计手册P85、86）在本设计中，有需要使用润滑的部分为两对轴承和一对齿轮。对相应位置的轴承参数汇集如下：转速n内径dnd (mm·r/min)滑润方式主动轴轴承274.286r/min45m

45、m10971.44 <2x105脂滑润从动轴轴承65.462r/min60mm3600.4 <2x105脂滑润由于工作环境有粉尘，环境最高温度为35，为了保证有较好的耐热性能，选用锂基滑润脂，查机械设计课程设计手册表7-2，参考起主要用途，确定选用通用锂基滑润脂，代号ZL-2（GB 7324-1994）。对于齿轮传动部分，根据之前的计算数据可得齿轮分度圆上的圆周速度为：Vnd/60x1000=75x331.034× / 60000 1.30m/s,选用浸油润滑，浸油润滑适用于齿轮圆周速度V12m/s的减速器。为了减小齿轮的阻力和油的升温，齿轮浸入油中的深度以12个齿高为宜，但至少要有10mm。且齿轮的载荷较小，参考机械设计基础和机械设计课程设计手册表7-1，关于各类润滑油主要