带式输送机传动系统设计汇总

HUNANUNIVERSITYOFTECHNOLOGY机械设计课程设计说明书设计题目带式运输机传动系统设计学院机械工程学院专业机械设计姓名班级学号指导老师最终评定成绩TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"1设计任务1\o"CurrentDocument"2传动方案分析2\o"CurrentDocument"3原动件的选择与传动比的分配23.1原动件的选择3.2传动比的分配4传动系统的运动和动力参数计算4.1各轴的转速4.2各轴的输入功率4.3各轴的转矩5V带传动的设计5.1确定计算功率5.2选择V带型号5.3确定带轮基准直径，并验算带速v5.4确定带长V和中心、距a5.5验算小带轮上的包角15.6确定V带根数Z5.7计算单根V带的初拉力F05.8计算V带对轴的压力Q标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算6.1第一对齿轮传动的强度计算6.2第二对齿轮传动的强度计算轴的计算7.1高速轴的设计与计算7.2中间轴的设计与计算7.3低速轴的设计与计算减速器润滑及密封设计8.1齿轮的润滑8.2滚动轴承的润滑8.3减速器的密封箱体及其附件结构设计9.1箱体的结构设计9.2附件的结构设计设计总结1.设计任务设计任务如图1.1所示，为用于带式运输机上的两级圆柱斜齿轮减速器。工作条件：带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载启动，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。已知数据：带的圆周力F（N）：4500（N）带速v（m/s）：0.48（m/s）滚筒直径D（mm）：350（mm）1电动机2.V带传动3齿轮传动4联轴器5.滚筒6.传送带图1.1带式输送机传动系统示意图2.传动方案分析合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。本传动装置传动比不大，采用v带传动和圆柱斜齿轮二级减速器传动，带传动平稳、吸振且能起过载保护作用，故在高速级布置一级带传动。在带传动与带式运输机之间布置一台二级斜齿圆柱齿轮减速器，轴端连接选择弹性柱销联轴器。3原动件的选择与传动比的分配3.1原动件的选择电动机类型的选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三相交流异步电动机，为卧式封闭结构，电源电压为380V。电动机容量的选择根据已知条件，工作机所需要的有效功率为：P=一1000=2.16QW)1000设：n1--V型带传动效率取0.95n---2—圆柱齿轮传动效率取0.99n---3一滚动轴承的效率取0.97n---4—联轴器的效率取0.99n----运输机滚筒传动效率取0.965估算传动比总效率为:n=0.95*0.99*0.97*0.99*0.97*0.99*0.99*0.99*0.96=0.8160电动机所需功率为Pd=Pw/=2.16/0.8160=2.65kw依据表12-1⑵选取电动机额定功率应取Pe=3kw电动机转速的选择根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速nw=6000Oy.•兀D=60000*0.48/3.14*350=26.21KW初选同步转速为1500(r/min)和1000(r/min)的电动机，由表12-1可知，对应于额定功率为Pe=3的电动机的型号分别为Y100L2-4和Y132S-6。现将Y100L2-4和Y132S-6型电动机的有关技术数据及相应算得的总传动比列于表1。方案号电动机型号额定功率/kw同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总转动比i外伸轴径D/mm轴外伸长度E/mm一Y100L2-43.01500142054.182860二Y132S-63.0100096036.633880通过对上述两种方案进行比较可以看出：方案一选用的电动机转速高、质量轻、价格低，总传动比为54.18，这对三级减速传动而言不算大，故选用方案一较为合理。初步确定原动机的型号为Y132S-4，额定功率为Pe=3.0kw，满载转速为n0=1440转每分钟，由表1可知电动机中心高H=112mm，轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为D=28mm和E=60mm。3.2传动比的分配由原始数据以及初步确定的原动机的转速可确定总传动比：i=nm/nw=1420/26,2l=54.18带传动的传动比：i]=3齿轮传动的总传动比：i£=57.553=18.06为了便于两级圆柱斜齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同、齿面硬度HBSM350、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比为i12=「1.31Z=4.845低速级传动比i34=i£\i12=3.731各轴动力与运动参数的计算将各轴从高速级到低速级依次编号为I轴、II轴、III轴。4.1各轴的转速nI=no/I1=1440/3=473.33r/minnI=nI/I2=480/4.994=97.69r/minnIII=n2/i3=20.163r/min4.2各轴的输入功率P=2.16kw0P=P0*n1=(5.5X0.95)kw=2.5175kwiP=pI*(n2*n3)=(5.225X0.97X0.99)kw=2.492kwP=pll*0.99*0.97=2.393kw4.33各轴的转矩T=9.55X106*p/n=9.55X106X2.5175：473.33=5.704x104N-mmT=9.55X106*p/n=9.55X106X2.492：97.69=2.44x105N-mmT=9.55X106*p/n=9.55*106*2.393/20.163=1.13x106N-mm3V带的设计设计带式输送机传动系统中第一级用的普通V带传动。电动机的功率P=2.2KW,普通异步电动机驱动，主动带轮转速n1=1430r/min，传动传动比i=3，每天工作8h,两班制。确定计算功率PC查表得K^=1.2P=七*P=1.2x3=3.6KW选择V带型号P=3.6KW匕=1420/min查表知选A型V带确定小带轮直径，并验算带速V初选小带轮直径查表知，小带轮直径基准直径的推荐值为80〜100mm查表取d=90mm1验算带速V查表知，带速:兀dn

60*10()0=6.6882m/sV值在5~25m/s内，带速合适计算大带轮直径dd2=i*d11=270mm(4)确定带长L和中心距ad1.查表可知：0.7(d+d)<a0<2(d+d)d1d2‘——d1d2252<a。<720mm初取中心距a0=500mm2.查表计算带所需要的基准长度,c兀(d+d)(d-d)2L=2a+d1c+—d2d1—=1581.4mm0查表取L0=1600mm3.由公式计算实际中心距aa^a+~兀dn

60*10()0=6.6882m/s02(5).验算小带轮上的包角a1a=180。—d2—d1*57.3°ei59.75°\i20°1a(6).确定V带根数Z计算单根V带的许用功率[。]经查表，由插值法可得：P=0.93+(1.15-1.07)^(1660-1450)X(1420-1200)=1.0532经查表，由插值法可得：△P0=0.15+(0.17-0.15):(1450—1200)X(1420-1200)=0.1676经查表，由插值法可得：K^=0.93+(0.95—0.93)：(160°—155°)X(159.75°—155°)=0.987查表知，K/0.99[P]=(P+△p)KK=1.192880304000al计算V带的根数V带的根数：Z=P]=3.3/1.192880304=2.7660取整，Z=3计算单根V带的初拉力F0查表得Z型带的单位长度质量q=0.1(kg/m),得单根V带的初拉力为：F=500P^(25—1)+qv2=500*3.3/(3*6.6882)*(2.5/0.987-1)+0.1*0.6882"0ZvKa^131N计算V带对轴的压力QQ=2ZF0sin号=2*3*131*sin159.75/2=N标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算6.1第一对齿轮的设计带式输送机在常温下连续工作，单向运转，空载启动，工作时载荷有轻微冲击；输送带工作速度v的允许误差为±5%；二班制（每班工作8小时），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，电动机的额定功率为2.5175KW，高速齿轮，传动比为4.845，转速为473.33r/min选择齿轮材料、热处理方法，精度，等级及齿数（1）选择齿轮材料与热处理。根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。查表7-1取小齿轮材料为40Cr钢，调至处理，硬度HBS1=260；大齿轮材料为45钢，调至处理，硬度HBS2=230；两齿轮齿面硬度差为30HBS，符合软齿轮传动的设计要求。（2）选择齿轮的精度。此减速器为一般工作机，速度不高，参阅表7-7,初定为8级精度。（3）初选齿数。取齿数Z1=24，Z2=u*24=24*4.845=117确定材料的许用应力（1）确定接触疲劳极限。hiim，由图7-18（a）差MQ线得qhi_1=720Mpaqhi_2=580Mpa（2）确定寿命系数ZN小齿轮循环次数N1=60n1L=60*473.33*1*（2*8*300*8）^1.09*1010大齿轮循环次数N2=N/4.845=225008198由图7-19查得Zn「Zn2=1（3）确定尺寸系数气，由图7-20取气1=Zx2=1（4）确定安全系数S/由表7-8取S广1.05。(5)计算许用接触应力2H]，按式(7-20)计算，得[c]=//乂气iim2^686MpaH1SH[c]=—hiim2^552MpaH2sH3.根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计齿面接触强度按式(7-25)计算，其式为d1如/2W^乂X&¥&CHB确定上式中的各计算数值如下。确定螺旋角b=15°，并试选载荷系数K广1.3.计算小齿轮传递的转矩T「9.55x106P/气=9.55*1000000*2.5175/473.33=50794N.MM确定齿宽系数pd，由表7-6选取齿宽系数pd=1.2m/s确定材料弹性影响系数ZE，由表7-5查得ZE=189.8MPa12确定节点区域系数ZH，由图7-14得ZE=2.43确定重合度系数条，由式(7-27)可得端面重合度为ea=1.88-3.2(1般1+1..'z2)]cosp=1.581轴面重合度印二兀)xtanP=1.63因>1，由式(7-26)得重合度系数Z广.五=0.795确定螺旋角系数Zp=、；COSp=0.98试算所需小齿轮直径d1t>(2KT1pd)x(u±1u)x(ZgZ£ZHZ^CH])2=43.864.确定实际载荷系数K与修正系数所计算的分度圆直径⑴确定使用系数KA，按电动机驱动，载荷平稳，查表7-2取KA=1确定动载系数KV计算圆周速度v=m"J60x1000=1.08m/s故前面取8级精度合理，由齿轮的速度与精度查图7-8得K广1.11确定齿间载荷分配系数Ka.齿宽初定b=%d1t=35.088mm计算单位宽度载荷值为FKJb=2T]K]bd1=71.48N/mm<100N/mm查表7-3取Ka=1.4（4）确定齿向载荷分布系数K邳，由表7-4得K邮=1.15+0.18中d2+3.1*10-4b+0.108中/=1.32（5）计算载荷系数K=KAKvKaK邮=1*1.4*1.1*1.32=2.0328按实际载荷系数修正所算的分度圆直径，由式（7-12）得d1=d1t^KK=54.85（7）计算模数m=d]..•q=54.85/24=2.286.齿跟弯曲疲劳强度计算⑴由式（7-18）得弯曲强度的设计公式为mZ*2Kicos2"&..%i2虹七k»确定上式中的各计算数值如下（1）由图7-21（a）取qFlim1=300MPaqflim2=220MPa（2）由图7-22查得弯曲疲劳寿命系数Yn1=YN2=1（3）由表7-8查得弯曲疲劳安全系数SF=1.25（4）由表7-23得尺寸系数丫乂=1（5）由式（7-22）得许用应力QF1]=Qflim1YSrYNY^/SF=480MPaQF2]=Qflim2YSTYN&'SF=325MPa（6）确定计算载荷K初步确定齿高h=2.25m=2.25*2.286=5.14b/h=0.8*54.845/5.14=8.54查图7-12得K邓=1.23计算载荷K=KAKvKaK邓=1*1.12*1.1*1.23=1.52（7）确定齿形系数yFa当量齿数为zv1=24/cos3&=26.6zv2=119/cos3&=129.82由图7-16查得Ya1=2.6YFa2=2.22（8）由图7-17查得应力校正系数妇=1.59,七2=1.76（9）计算大小齿轮的Yg/Iq」值Ya1%a1/"F]]=2.6*1.59/480=0.0086

YFa2YSa2j蛆『=2.22*1.76/352=0.0112大齿轮的数值大求重合度系数Ye端面压力角叫=arctan(tanaycosP)=arctan(tan20/cos15)=20.647基圆螺旋角的余弦值为cosPb=cosPcosaJcos以广cos15cos20/cos20.647=0.97当量齿轮端面重合度，由式(7-30)得ea广与/cos2Pb=1.581/0.972=1.680按式(7-30)计算Y=0.25+0.75/ean=0.25+0.75/1.680=0.696由图7-25得螺旋角影响系数Yp=0.86将上式各值代入公式计算得：端面压力角叫=arctan(tanaycosP)=arctan(tan20/cos15)=20.647mZ3‘2"】cos，叫七..％12YpYk2》二L62mm由于齿轮的模数Mn的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算的6.29按国际圆整为Mn=2,并根据接触强度计算出的分度圆直径d1=50.54，协调相关参数与尺寸为z1=d1cosP:m=50.54*cos15/2=24.41z2=d2cosp/m=气=4.845*24.41=118.26这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提下，取较多的齿数，做到结构紧凑，减少浪费，且重合度增加，传动平稳6.齿轮几何尺寸里计算中心距a=%+z22cosp=(25+119)*2/(2*cos15)=149.07mm把中心距圆整成150mm修正螺旋角p=arccos(z1+z2)m^/2a=16.260螺旋角变化不大，所以相关参数不必修正分度圆直径d1=z1mn/cosp=25*2/cos16.260=52.08d2=z2mJcosp=119*2/cos16.260=247.92确定齿宽。

b=里d]=0.8*52.08=41.67mm取中d1=42mmb=50mm6.2第二对齿轮的设计带式输送机在常温下连续工作，单向运转，空载启动，工作时载荷有轻微冲击；输送带工作速度v的允许误差为±5%；二班制（每班工作8小时），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，电动机的额定功率为2.5175KW，高速齿轮，传动比为4.845，转速为473.33r/min选择齿轮材料、热处理方法，精度，等级及齿数（1）选择齿轮材料与热处理。根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。查表7-1取小齿轮材料为40Cr钢，调至处理，硬度HBS1=260；大齿轮材料为45钢，调至处理，硬度HBS2=230；两齿轮齿面硬度差为30HBS，符合软齿轮传动的设计要求。（2）选择齿轮的精度。此减速器为一般工作机，速度不高，参阅表7-7,初定为8级精度。（3）初选齿数。取齿数Z1=24，Z2=u*24=24*3.73=90确定材料的许用应力（1）确定接触疲劳极限。hiim，由图7-18（a）差MQ线得qhi_1=720Mpaqhi_2=580Mpa确定寿命系数ZN小齿轮循环次数N=60〃jL=60*97.69*1*(2*8*300*8)^225077761大齿轮循环次数N2=N/3.73=6034256由图7-19查得2归ZN2==1（3）确定尺寸系数Zx，由图7-20取Zx1=Z^2=1（4）确定安全系数SH，由表大齿轮循环次数N2=N/3.73=6034256由图7-19查得2归ZN2==1（5）计算许用接触应力[3H]，按式（7-20）计算，得[q]=—hiim2^686MpaH「SH[c]=ZN"Xc^552Mpa丑2SH3.根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计齿面接触强度按式(7-25)计算，其式为d1如/2KT^x%itzifex&¥&kB确定上式中的各计算数值如下。确定螺旋角b=15°，并试选载荷系数Kt=1.3.计算小齿轮传递的转矩L=9.55x106P/匕=9.55*1000000*2.4176/97.69=236340N.MM确定齿宽系数6d,由表7-6选取齿宽系数中d=0.8确定材料弹性影响系数ZE,由表7-5查得ZE=189.8MPa%确定节点区域系数ZH，由图7-14得ZE=2.43确定重合度系数Ze由式(7-27)可得端面重合度为七二1.88-3.2(1z1+1z2)]cosp=1.626轴面重合度印二。寿兀人tanp=1.63因>1，由式(7-26)得重合度系数Z=v瓦="(1/1.626)=0.784(7)确定螺旋角系数Zp="0Sp=0.98试算所需小齿轮直径d1t>3(2KT]....%)x妇土1.u)x(ZZZZpCHB=73.784.确定实际载荷系数K与修正系数所计算的分度圆直径⑴确定使用系数KA，按电动机驱动，载荷平稳，查表7-2取KA=1(2)确定动载系数KV计算圆周速度v=兀"J60x1000=0.377m/s故前面取8级精度合理，由齿轮的速度与精度查图7-8得K「1.11确定齿间载荷分配系数Ka.齿宽初定b=%d1t=59.024mm计算单位宽度载荷值为FKAb=2TKA/bd]=88.98N/mmV100N/mm(d1取85MM)查表7-3取匕=1.4确定齿向载荷分布系数K邳，由表7-4得K邮=1.15+0.18中d2+3.1*10-4b+0.108中『=1.15+0.18*0.82+3.1*0.0001*36.8+0.108*0.8*0.8*0.8*0.8=1.32计算载荷系数K=KAKvKaKh^=1*1.4*1.1*1.32=2.0328按实际载荷系数修正所算的分度圆直径，由式(7-12)得d1=d1t3KK二91.69计算模数m=d1/z1=91.69/24=3.82.齿跟弯曲疲劳强度计算⑴由式(7-18)得弯曲强度的设计公式为m◎KTicos2叫匕％i2虹七蛆»确定上式中的各计算数值如下由图7-21(a)取qFlim1=300MPaqflim2=220MPa由图7-22查得弯曲疲劳寿命系数Yn1=YN2=1由表7-8查得弯曲疲劳安全系数SF=1.25由表7-23得尺寸系数丫乂=1由式(7-22)得许用应力QF1]=Qflim1YSTYN*SF=480MPaQF2]=Qf1皿2丫/与.§=325眄确定计算载荷K初步确定齿高h=2.25m=2.25*3.82=8.595b/h=0.8*50.54/4.7475=8.53查图7-22得K=1.23FP计算载荷K=KAKvKaKFp=1*1.12*1.1*1.23=1.52确定齿形系数YFa当量齿数为zv1=24,/cos3p=26.6zv2=119/cos3p=99.94由图7-16查得Ya1=2.6YFa2=2.22由图7-17查得应力校正系数七]=1.59七2=1.76计算大小齿轮的YFaYSa*」值YFa1YSa/Iqf]]=2.6*1.59/480=0.0086

YFa2YSa2j蛆『=2.22*1.76/352=0.0112大齿轮的数值大求重合度系数Ye端面压力角叫=arctan(tanaycosP)=arctan(tan20/cos15)=20.647基圆螺旋角的余弦值为cosPb=cosPcosaJcos以广cos15cos20/cos20.647=0.97当量齿轮端面重合度，由式(7-30)得匕广弓/cos2Pb=1.626/0.972=1.728按式(7-30)计算Y=0.25+0.75/ean=0.25+0.75/1.728=0.684由图7-25得螺旋角影响系数Yp=0.87将上式各值代入公式计算得：端面压力角叫=arctan(tanaycosP)=arctan(tan20/cos15)=20.647m2%'2KTicos2叫匕岫2虹七k»=2.13哑由于齿轮的模数Mn的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算的6.29按国际圆整为Mn=2.5,并根据接触强度计算出的分度圆直径d1=91.69，协调相关参数与尺寸为z1=d1cosP:m=91.69*cos15/3=29.52z2=d2cosPm二气=3.73*29.52=109.951这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提下，取较多的齿数，做到结构紧凑，减少浪费，且重合度增加，传动平稳6.齿轮几何尺寸里计算中心距a=G+z22cosp=(30+110)*2/(2*cos15)=180.83mm把中心距圆整成181mm修正螺旋角p=arccos(zi+z2>)mj2a=15.571螺旋角变化不大，所以相关参数不必修正分度圆直径d1=z1mjcosp=30*2/cos15.571=91.70d2=z2mJcosp=110*2/cos15.571=342.93确定齿宽。b=里d1=0.8*63=73.6mm取b=里d1=74mmb=80mm

7,轴的计算7.1合理选择轴的材料和热处理方法，确定许用应力。轴的材料选最常用的45调制钢。许用弯曲应力为1807.2轴的结构设计齿轮上的力F=2TdtF=Ftana/cosp"1高速轴的设计与计算初步确定轴的最小直径按弯扭强度计算：最小直径:d=C3Pn=97X32.517'473.33=18.825mm式中:C——由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献［1］表12-3中查得C值，40Cr为106~97考虑扭矩大于弯矩，取小值C=97。P——轴传递的功率(单位kW)。n——轴的转速。应当注意，对于直径d<100mm的轴，并且有一个键槽，故轴径需增大5%〜7%。所以最终轴的最小直径为20mm拟定轴上零件的装配方案按轴向定位要求确定轴的各段直径考虑到连接带轮，取带轮处的轴径d=20mm1取轴承处的直径为d=25mm(初选轴承为7205AC)齿轮安装轴段的直径d=30mm3需要有定位轴肩的轴身d=25mm5轴承d=52mm按轴向定位要求确定轴的各段长度W0.e—391■f-90r™————Innr40W0.e—391■f-90r™————Innr40至此已经设计出轴的长度和各段直径。轴上键校核设计连接为动连接，载荷轻微振动，且键材料均选用45号钢，查表可得:2T/匚1lbp」=100〜120MPa，取Lap1=110MPa。需满足：bp=顽日气1其中由轴的直径30mm，可取键的尺寸bXh=10X8mmo则：b=4T：dhl=21.24Mpa^故此平键满足强度要求。4,轴的强度校核轴传递转矩T=9.549*1000000*P/n=9.549*1000000*2.2175/473.33=50788N*MM齿轮上的圆周力：Ft=2T/d=2*5.788/50.08=2028N齿轮上的径向力cos15Fr=F*象伽=2028*圾20=764cosp(4)齿轮上的轴向力Fx=Ft*tgp=2028*tg15=543(5)轴承支反力V带作用在轴上的力:Q=774.06N在ZY平面Raz=口=2028*90=1414N.mme+f39+90Rbz=Ft-Raz=2028-1414=614N在XY平面Q*g+Fr*f-Fx*d774.06*93.5+764*90-543*520839+90Rax=2=2—=984nR=Q-Fr+Rax=774.06-764+984=994Nbx5.弯扭矩ZY面:cos1539+90Mzy二Raz*e=1414*39=55146N.MMXY面Fx*—=543*14139N.mm22Mmax二Q*g=774.06*93.5=72375N轴的受力简图、弯扭矩图、弯扭矩合成图以及转矩图如下:

确定危险截面I截面所受弯矩和转矩较大，且有与轴承过盈配合而产生的应力集中及圆角所产生的应力集中II截面弯矩虽然较大，但与I-I截面相比，没有I-I大，所以危险截面为IT面III截面弯矩虽然较小，但是截面积也较小，又有键槽产生的应力集中，有可能是危险截面校核I-I截面

MI=72375N.MM弯曲应力M72375bmax=I==47.2MPaW兀W*25332bmin=-cmax=—47.2MPa应力幅和平均应力bmba=bmax=47.2MPabm=0扭转剪应力T50788tmax=——==16.6MPaWt兀*，*25316tmin=0(视为脉动循环)扭转剪应力幅ta及平均扭转剪应力tmta=1/2(ta-tm)=8.3MPatm=1/2(ta+tm)=8.3MPa校核安全系数：I-I截面有两个应力集中源，即轴与轴承过盈配合引起的应力集中及过渡圆角引起的应力集中，取其中较大值。由过渡圆角引起的应力集中，根据轴径直径©35，轴肩直径^40，表面粗糙度RaM1.25um，圆角直径r=2mm，由图12-20.附表12-3，附表12-4，附表12-5查得Kb=1.92、Kt=1.46、sb=0.84、s=0.78、p=pl*p2=0.925*1=0.925预期应力循环次数N=6Ont=6O*12O*2OOOO=1.44*108>107故去寿命系数K，K=1。于是:Nb=1NTK1.92=2.47=2.02b—=Kps1*0.925*0.84=2.47=2.02NbK1.46T—Kps1*0.925*0.78NT由过盈引起的应力集中：根据轴©35K6，但轴承为特殊的基孔制，实际配合性质为过盈配合，按四查附表12-2、附表12-4得竺-3.36，统-2.42，s6ssbTp—0.925。于是Ke—=3.63K阮NeeK2.42今g1==2.62K际1*0.925Nt由过盈联接引起的应力集中较大按此值计算，由附表12-6查得材料对盈利循环不对称性的敏感系数we=0.05，w广0。疲劳强度系数Se=rw七+KemNee275=1.923.63*39.5+0140t广臣"+wt2-62*7-3+0=.KatmNtlSSt1.92*7.321S=—e—=—-=1.86(S2+S2<1.922+7.322按材质的不均匀，取许用系数[S]=1.5〜1.8，[S]>[S],所以1-1截面是安全的。由于工作比较平稳，不需作静强度校核5校核高速轴轴承寿命由表12.3查得7207C轴承的Cr=22500N,C0=16500N。（1）计算轴承的轴向力由高速轴计算得R=1414N,R=984N，R=614N,R=994N，将力合成，F=2（R2+R2=1722N，F=2（R2+R2=1126Nr1axazr2bxbz由高速轴设计齿轮上的轴向力为Fx=543N轴承I、II内部轴向力分别为FS1=0.68Fr1=0.68Fr1=0.68F=1171NFS2=0.68Fr2=0.68Fr2=766NFS2+A=(776+543)N=1319NFa1=FS2+A=1319NFa2=FS2=766N比较两轴承的受力，因Fr1>Fr2及Fa1>Fa2，（2）计算当量动载荷故只需校核轴承I。由Fa1/C0=1319/8380=0.157，由表10.13查得e=0.68。因为F1/F=1319/1722=0.766>e，所以X=0.41,Y=0.87。a1r1当量动载荷为Pr=XFrl+YFal=(0.41x1722+0.87x1319)N=1853.55N校核轴承寿命轴承在100。。以下工作，由表10.10查得fT=1。中等冲击，由表10.11查得f=1.2。Jp轴承I的寿命为106(1x12200\=(fC)60MfpPJ已知减速器使用8年两班，2~3年大修，则预期寿命为Lh=106(1x12200\=(fC)60MfpPJ已知减速器使用8年两班，2~3年大修，则预期寿命为Lh=2x1x250x8x2h=8000hLh>Lh，故轴承寿命充裕。60x473.33(1x1853；3=10049龙选用45号钢，热处理方式为调质，能获得良好的综合机械性能。2初算轴径,八：P2^956min=C°3n1%92—33.381C——由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献［1］表9.4中查得C值，45号钢的值为112~97考虑扭矩大于弯矩，取小值C=110。圆整为40mmP2——轴II传递的功率(单位kW)。n——轴II的转速。轴上有两个键槽，增大5%32.97*(1+5%)=34.62MM由表6-2取轴的标准值35.5MM各类数据如下图所示3轴承部件的结构设计按轴向定位要求确定轴的各段直径

（1）取轴承处的直径为d=35mm（初选轴承为7208AC）（2）齿轮安装的直径斗=48mm（3）考虑轴环的定位取轴环直径志=38m（4）考虑到齿轮3的安装直径亡=38mm（5）考虑齿轮3的轴肩定位L=35mm按轴向定位要求确定轴的各段长度（1）考虑到轴承宽度，取L=27mm。（2）考虑到与小齿轮配合，取上=40mm（3）轴环宽度取L3=10mm（4）考虑到与大齿轮配合，取L；=56mm（5）考虑轴肩到轴承宽度，取Lm=35mm，（5）考虑轴肩到轴承宽度，取Lm=35mm，轴上键校核设计连接为动连接，载荷轻微振动，且键材料均选用45号钢，查表可得:卜「=100〜120MPa，取卜p]=110MPa。需满足:2Tpdkl[b]p其中由轴的直径34mm，可取键的尺寸bXh=14X9mmo则大齿轮：b=卜「=100〜120MPa，取卜p]=110MPa。需满足:2Tpdkl[b]p7.3输出轴(即轴III)的设计计算1选择轴的材料考虑使用45号钢的时候轴可能会比较粗，结构复杂，而且第三根轴传递力矩较大，故选用40Cr,热处理方式为调质，能获得良好的综合机械性能。2初算轴径按弯扭强度计算：,/:P2.393min—Ao¥7—吐：2疝示对071考由表6-2取轴的标准值55MM轴承选7211AC宽27MM，直径100MM虑到轴上键槽适当增加轴直径，d.—53.07x1.05=55mm。式中：C——由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献［1］表9.4中查得C值，45号钢的值为112〜97考虑扭矩大于弯矩，取小值C=110。圆整为63mmP2——轴II传递的功率(单位kW)。n——轴II的转速。3轴承部件的结构设计轴承部件的结构形式为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构形式。因传递功率小，齿轮减速器效率高，发热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：中间轴的草图1所示，图6-7输出轴示意图2.拟定轴上零件的装配方案按轴向定位要求确定轴的各段直径考虑轴承配合取轴径d=60mm(初选轴承为7215AC)1考虑齿轮配合段轴径取d2=48mm轴环处的直径为d；；=78mm考虑轴身的直径血=68mm考虑轴承配合直径&=60mm按轴向定位要求确定轴的各段长度考虑到轴承伸出连接联轴器的距离，取L=45mm,考虑到轴与齿轮配合，取上=48mm，轴环宽度取10mm考虑到装配要求轴身L4=34mm至此已经设计出轴的长度和各段直径。4,轴上键的校核连接为动连接，载荷轻微振动，且键材料均选用45号钢，查表可得:2丁/匚1梧p」=100〜120必。，取|qp」=110MPa。需满足：。p—而-Lcp1其中由轴的直径65mm，可取键的尺寸bXh=20X12mm。则大齿轮：b=4T/dhl=91.8MpaYg一故此平键满足强度要求。减速器润滑及密封设计8.1齿轮的润滑由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，计算它们的速度：v-ndn/60000=1.26m/s，v-ndn/60000-0.24m]s，由上述齿轮设计的陈述，闭式二级圆柱斜齿轮减速器，其高速级大齿轮的齿顶圆上的线速度小于2m/s，所以齿轮传动可采用周期性手工加油或加脂进行润滑。8.2滚动轴承的润滑由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。8.3减速器的密封密封件是减速器中应用最广的零部件之一，为防止减速器内的润滑剂泄出，防止灰尘、切削微粒及其他杂物和水分侵入，减速器中的轴承等其他传动部件、减速器箱体等都必须进行必要的密封，以保持良好的润滑条件和工作环境，使减速器达到预期的寿命。一、轴伸出端的密封轴承的密封装置，一般分为非接触式和接触式两类，由于粗羊毛毡圈适用的圆周速度W3m/s，所以轴承伸出端选粗羊毛毡圈。二、箱体结合面密封箱盖与箱座的密封常用在箱盖与箱座的接合面上涂上密封胶和水玻璃的方法实现，为了提高接合面的密封性，可在箱座接合面上开油沟，使渗入接合面之间的润滑油重新流回箱体内部。为了保证箱体座孔与轴承的配合，接合面上严禁加垫片密封。三、轴承靠近箱体内外侧的密封轴承靠近箱体内外侧的密封作用可分为封油环和挡油环两种。挡油环用于脂润滑轴承的密封，作用是使轴承室与箱体内部隔开，防止箱内的稀油飞溅到轴承腔内，是润滑脂变稀而流失。甩油环用于润油润滑的轴承，甩油环与轴承座孔之间留有不大的间隙，其作用是防止过多的油杂质等冲刷轴承，但同时又要保证有一定的油量仍能进入轴承腔内进行润滑。第九节箱体及其附件结构设计9.1箱体的结构设计箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计。9.1.1确定箱体的尺寸与形状箱体的尺寸直接影响它的刚度，首先确定合理的箱体壁厚。为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。9.1.2合理设计肋板在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。9.1.3合理选择材料因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。9.2附件的结构设计9.2.1检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。9.2.2放油螺塞放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。9.2.3油标油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。9.2.4通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤网可减少灰尘进入。9.2.5起吊装置起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸缘下面设有吊耳，它们就组成了起吊装置。9.2.6起盖螺钉为便于起盖，在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。9.2.7定位销在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度。由⑵表8-1设计减速器的具体结构尺寸见下页表格。表8-1减速器各尺寸一览表减速器铸造箱体的结构尺寸名称公式数值(mm)箱座壁厚5=0.025a+3N88箱盖壁厚51=0.02a+3N88箱体凸缘厚度箱座b=1.5612箱盖b1=1.56112箱座底b2=2.5520加强肋厚箱座mF