带式运输机传动装置设计-毕业论文正稿

..毕业设计〔论文〔2011届题目带式输送机传动装置设计目录摘要第一章绪论…………31.1选题依据及意义……31.2研究内容……3第二章传动装置的总体设计………42.1传动方案分析……42.2电动机的选择……52.3传动比的分配……62.4传动装置的运动和动力参数计算………………6第三章传动件的设计计算…………83.1带传动设计……83.2齿轮传动设计…………………93.2.1高速级齿轮的传动设计…………123.2.2低速级齿轮的传动设计…………17第四章轴系零部件设计……………244.1轴的设计与校核………………244.2滚动轴承的选择及校核………264.3键的选择与校核………………294.4联轴器的选择…………………31第五章箱体的设计…………………32第六章润滑及密封的设计…………34第七章设计总结……35第八章装配图及零件图……………36参考文献……………38致谢…………………40..摘要在现代化的企业中,有大量的原料半成品和成品〔如,矿石、水泥等需要机械搬运,除了起重机械搬送一部分可以装箱或堆垛的大件物品外,大量的粒散料和小件物品的运输,是靠各种运输机来完成的,在很多工艺中运输机械是必不可少的生产机械。运输机械的形式有很多,通常根据有无扰性牵引件〔比如,链、绳、带等等分为；〔1具有扰性牵引件的运输机；如带式运输机、板式运输机、刮式运输机、提升机、空架锁道等。〔2无扰性牵引件的运输机；如螺旋运输机、滚柱运输机、气力运输机。以及其他装载机械等。带式运输机是用途最为广泛的一种运输机械,主要应用在水平方向或沿坡度不大的倾斜方向,连续的大批量的运送散状物料或单件物品。它具有生产效率高,运送距离长,工作平稳、结构简单、可以在任意位置上装载卸载、卸载自重小、工作可靠、操作简便、耗能少等重要优点；缺点是允许的倾角小〔一般小于30度,带条磨损较快等。其传动装置是其主要部分,它的设计和选型对带式运输机起着关键性的作用。因此我们必须严格按照设计规范对其进行设计。关键词：带式输送机；选型设计；主要部件AbstractInamodernenterprise,alargenumberofrawmaterialsbulkandfinishedproduct<e.g.,ore,cement,etc.>,inadditiontoneedmechanicalhandlinghoistingmachinerypartcanmovesentpackingorstackingthelargegoodsoutside,alargenumberofgrainbulkmaterialandsmallarticletransportation,isaccomplishedbyvarioustransporters,inmanyprocesstransportationmachineryisindispensableproductionmachinery.Therearemanyformsoftransportmachinerywithoutinterference,normallyaccordingtosexualtractionpieces<forexample,chain,ropetape,etc>isdividedinto;OfconveyorbeltisUSESthemostwidelyatransportationmachinery,mainlyusedinhorizontaldirectionoralongtheslopenotslopingdirection,continuousmasstransportdispersestheshapematerialorpiecegoods.Ithashighproductionefficiency,longdistancetransport,smooth,simplestructure,canbeinanypositiononloadunloading,unloadingself-respectsmall,reliableoperation,simpleoperation,lowenergy-consumingsuchimportantadvantages;Defectisallowedobliquitysmall<generallylessthan30degree>,takethewearfaster,etc.Itstransmissiondeviceisthemainpart,itsdesignandselectionofbeltconveyorplayakeyrole.Therefore,wemuststrictlyaccordingtothedesigncodeforitsdesign.Keywords:beltconveyor,Selectiondesign;Maincomponents第一章绪论1.1选题依据及意义随着制造业规模的扩大,生产批量的不断增长,生产线已经越来越广泛得应用于车间。输送机作为生产线的枢纽,其主要作用就是将工件从一个工序输送到下一个工序,它是由马达提供动力,通过变频器或变频器调节到所需速度进行工作。带式输送机是连续运行的运输设备,在冶金、采矿、动力、建材等重工业部门及交通运输部门中主要用来运送大量散装货物,如矿石、煤、砂等粉、块状和包装好的成件物品。带式输送机是煤矿最理想的高效连续运输设备,与其它运输设备相比,不仅具有长距离、大运量、连续输送等优点,而且运行可靠,易于实现自动化、集中化控制,特别是对高产高矿井,带式输送机已成为煤炭高效开采机电一体化技术与装备的关键设备。特别是近10年,长距离、大运量、高速度的带式输送机的出现,使其在矿山建设的井下巷道,矿井地表运输系统及露天采矿场、选矿厂中的应用又得到进一步推广。选择带式输送机传动装置这种通用机械的设计作为毕业设计的选题,能培养我们独立解决工程实际问题的能力,通过这次毕业设计师对所学基本理论和专业知识的一次综合运用,也使我们的设计、计算和绘图能力都等到了全面的训练。1.2研究内容传动装置时输送机的核心,研究其传动装置时关键所在。我选用了减速器作为输送机的传动装置,减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置,用来降低转速和增大转矩一满足各种工作机的需要。根据输送机的特点。工作载荷比较平稳。选用展开式齿轮减速器,展开式齿轮减速器,结构简单,但齿轮相对于轴承的位置不对称,因此要求较大的刚度。高速级齿轮布置在轴承转矩输入端,这样轴在转矩的作用下产生的弯曲变形可部分相互抵消,以减缓高速齿轮载荷分布不均匀现象,因此展开式齿轮减速器就是就是通用输送机所要设计的重点,其传动装置是其主要部分,它的设计和选型对带式运输机起着关键性的作用。因此我们必须严格按照设计规范对其进行设计。第二章传动装置的总体设计2.1传动方案分析设计任务书以给定带式运输机的的传动方案。机构运动简图如下：1、传动系统的作用：介于机械中原动机与工作机之间,主要将原动机的运动和动力传给工作机,在此起减速作用,并协调二者的转速和转矩。2、该方案的优缺点：该工作机有轻微振动,由于V带有缓冲吸振能力,采用V带传动能减小动带来的影响,并且该工作机属于小功率、载荷变化不大,可以采用V带这种简单的结构,而且价格便宜,标准化程度高,大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速,这是两级减速器中应用最广泛的一种,而且采用高速机使用斜齿圆柱齿轮,斜齿轮能承受较大的人载荷,而且效率高,但是考虑到斜齿轮难于制造所以低速级使用直齿圆柱齿轮。齿轮相对于轴承不对称,要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边,以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲,该传动方案满足工作机的性能要求,适应工作条件、工作可靠,此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2.2电动机的选择〔一选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机,全封闭自扇冷式结构,电压380V。〔二选择电动机的容量①工作机有效功率工作机的有效功率为,F=630N,v=1.6m/s。②各零件传动效率值从电动机到工作机输送带间的总功率为联轴器〔弹性,轴承,齿轮,滚筒故：③电动机的输出功率电动机所需工作功率为〔三确定电动机转速工作机卷筒轴的转速为二级圆柱齿轮减速器传动比合理范围,所以电动机的可选范围为。符合这一范围的同步转速有1000r/min和1500r/min两种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素,为使传动装置结构紧凑,决定选用同步转速为1500r/min的电动机。〔四选择电动机根据电动机类型、容量和转速,查得选定电动机型号为Y90L-4。其主要性能如下：电动机型号额定功率满载转速Y90L-41.514002.22.2电动机外形尺寸〔mm如下：中心高H外形尺寸L1×<b2/2+b1>×h底脚安装尺寸A×B底脚螺栓直径K轴伸尺寸D×E建联接部分尺寸F×GD90335×〔90/2+155×190140×1251024×508×72.3传动比的分配〔一总传动比为〔二分配传动比考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近,取,故2.4传动装置的运动和动力参数计算参数：指各轴的转速、功率p、转矩T先将各轴编号：O轴〔电动机、Ⅰ轴〔减速器高速轴、Ⅱ轴〔减速器低速轴、Ⅲ轴〔滚筒轴①各轴转速Ⅰ轴：②各轴功率<电动机所需的输出功率>Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴③各轴转矩计算结果列表轴名参数O轴〔电动机Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴〔滚筒转速<r/min>9703889090输入功率〔kw7.226.936.656.52输入转矩〔N.m71.08170.57705.64691.84传动比33.591效率0.960.960.98第三章传动件的设计计算3.1带传动设计1、选择V带型号：由表11-7查得KA=1.1,PC=KA·pd=1.1×4.46=4.906kw根据PC=4.906kw,nm=960r/min,由图11-8可选取普通B型的。2、确定带轮基准直径,并验算带速V：由图11-8可知,小带轮基准直径的推进值为112～140由表11-8,则取dd1=125mm由dd2=dd1·nm/n1=125×960/240=500mm由表11-8取dd2=500mm,实际传动比i为：i=dd2/dd1=500/125=4由<11-14>式得：v=兀dd1n0/60·1000=6.28m/sv值在5～25m/s范围内,带速合格。3、确定带长Ld和中心距a：由<11-15>式得：0.7〔dd1+dd2≤a0≤2〔dd1+dd2437.5mm≤a0≤1250mm初选中心距：a0=550mm由<11-16>式得：L0=2a0+兀〔dd1+dd2/2+〔dd2－dd12/4a0=2145.17mm由表11-2取Ld=2240mm由式〔11-17得实际中心距为：a≈a0+〔Ld－L0/2=597.415mm4、验算小带轮的包角a1,由式〔11-18得：a1=1800－57.30×〔dd2－dd1/a=144.040＞1200〔满足要求5、确定V带的根数z：查表11-4,由线性插值法可得：p=1.64+[〔1.93－1.64/<1200－950>]·〔960－950=1.65kw查表11-5,由线性插值法可得：△p=0.25+[〔0.3－0.25/<980－800>]·〔960－800=0.294kw查表11-6,由线性插值法可得：ka=0.89+[〔0.92－0.89/<150－140>]·〔144.04－140=0.902查表11-2,可得kL=1.00由式〔11-19得V带根数z为：z=pC/[〔p＋△pkakL]=4.906/[〔1.65＋0.2940.902·1.00]=2.8〔根取整数：故z=3〔根6、计算单根V带预紧力F0:查表11-1得q=0.17kg/m,由式〔11-20得单根V带的预紧力F0为：F0=500pC/zV[〔2.5/ka－1]＋qV2=500×4.906/[3×6.28<2.5/0.902－1>]＋0.17×6.282=237.15KN7、计算V带对轴的压力Q：由式〔11-21得V带对轴的压力Q为：Q=2zF0sin<a1/2>=2×3×237.15sin<144.04o/2>=1232.23N8、V带轮的结构设计,并绘制V带轮的零件工作图3.2齿轮传动设计对于齿轮传动的设计计算主要有以下工作：选择齿轮材料及精度等级、按齿面接触疲劳强度设计、转矩T1、载荷系数k、许用接触应力[σH]、校核齿根弯曲疲劳强度、齿形系数YFa和应力修正系数YSa、许用弯曲应力[σF]、计算齿轮传动的中心矩a。1、选择材料和热处理方法,并确定材料的许用接触应力根据工作条件,一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。查表5-6得小齿轮45钢调制处理齿面硬度HBS1=230大齿轮45钢正火处理齿面硬度HBS2=190两齿轮齿面硬度差为40HBS,符合软齿面传动的设计要求2、确定材料许用接触应力查表5-11得,两实验齿轮材料接触疲劳强度极限应力为：δhlim1=480+0.93<HBS1-135>=480+0.93<230-135>=568.4Mpaδhlim2=480+0.93<HBS2-135>=480+0.93<190-135>=531.2Mpa由表5-12按一般重要性考虑,取接触疲劳强度的最小安全系数：shlim1=1.0两齿轮材料的许用接触应力分别为[δH1]=δhlim1/shlim1=568.4Mpa[δH2]=δhlim2/shlim1=531.2Mpa3、根据设计准则,按齿面接触疲劳强度进行设计查表5-8,取载荷系数K=1.2；查表5-9,查取弹性系数ZE=189.8；取齿宽系数Ψd=1<闭式软齿面>；[δH]取其中较小值为531.2Mpa代入。故d1≥=76.34mm4、几何尺寸计算齿数由于采用闭式软齿面传动,小齿轮齿数的推荐值是20～40,取Z1=27,则Z2=81模数m=d1/Z1=2.83mm由表5-2,将m转换为标准模数,取m=3mm中心距a=m<Z1+Z2>/2=162mm齿宽b2=Ψdd1=1×76.34=76.34mm,取整b2=76mmb1=76+〔5~10mm,取b1=80mm5、校核齿根弯曲疲劳强度由校核公式〔5-35δF=YFYs查表5-10,两齿轮的齿形系数,应力校正系数分别是〔YF2,Ys2由线性插值求出Z1=27时YF1=2.57Ys1=1.60Z2=81时YF2=2.218Ys2=1.77查表5-11,两实验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为δflim1=190+0.2<HBS1-135>=209Mpaδflim2=190+0.2<HBS2-135>=201Mpa查表5-12,弯曲疲劳强度的最小安全系数为sFlim1=1.0两齿轮材料的许用弯曲疲劳应力分别为[δF1]=δhlim1/shlim1=209Mpa[δF2]=δhlim2/shlim2=201Mpa将上述参数分别代入校核公式〔5-35,可得两齿轮的齿根弯曲疲劳应力分别为δF1=YF1Ys＜[δF1]=209MpaδF2=YF2Ys2＜[δF2]=201Mpa所以两齿轮的齿根弯曲疲劳强度均足够。6、齿轮其他尺寸计算分度圆直径d1=mZ1=3×27=81mmd2=mZ2=3×81=243mm齿顶圆直径da1=d1+2ha=81+2×3=87mmda2=d2+2ha=243+2×3=249mm齿根圆直径df1=d1-2hf=81-2×1.25=77.25mmdf2=d2-2hf=243-2×1.25=239.25mm中心距a=m<Z1+Z2>/2=162mm齿宽b1=80mmb2=76mm7、选择齿轮精度等级齿轮圆周速度v1==1.36m/s查表5-7,选齿轮精度等级：第Ⅱ公差组为9级,由"齿轮传动公差"查得小齿轮9-9-8GJGB10095-88大齿轮9-9-8HKGB10095-883.2.1高速级齿轮的传动设计①材料及齿轮精度：考虑到齿轮所传递的功率不大,且该机构传动尺寸无严格限制,所以齿轮材料可选用中碳钢,调质处理。参照参考资料［１］中表6-2可得,小齿轮齿面硬度为230-240HBS,大齿轮齿面硬度为190-200HBS,且大小齿轮都采用斜齿圆柱齿轮闭式软齿面传动,选用8级精度。②选取齿轮齿数和螺旋角闭式软齿面齿轮传动,初选=24,则,取=95。验算：〔符合要求。初选。③按齿面接触疲劳强度设计对闭式软齿面齿轮传动,承载能力一般取决于齿面接触强度,故按接触强度计算,校核齿根弯曲疲劳强度。式中各参数为：〔1因为启动载荷为名义载荷的1.5倍,故初取齿轮载荷系数=1.５。〔2。〔3由参考文献[1]P133表6-6,因为所设计的减速器为不对称布置,故的取值范围应在0.6～1.2,为方便计算,选取齿宽系数。〔4由参考文献[1]P122表6-5查得弹性系数。〔5由参考文献[1]P124图6-14查得节点区域系数。〔6初取螺旋角。由参考文献[1]P122公式〔6-7可计算齿轮传动端面重合度：由参考文献[1]P127公式〔6-13取重合度系数,由式得,则由参考文献[1]P140图6-28查得螺旋角系数,由参考文献[1]P122图6-13查得重合度系数〔7。〔8齿数比。〔9根据设计要求：单班制工作,每班8小时,减速器使用寿命5年,每年按300天计小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为：,由参考文献[1]P125图6-15查得：,。由参考文献[1]P124公式〔6-11计算许用接触应力。式中：——接触疲劳极限,由参考文献[1]P126图6-16ｄ,按小齿轮齿面硬度230~240HBS,均值235HBS,在MQ和ML中间〔适当延长MQ和ML线查得；同理,由图6—16c查得,——安全系数,查得。——寿命系数,已由参考文献[1]P125图6-15查得：,；==又因为在选择许用接触的时候,应该选取其中较小的一个,即来进行齿轮的参数设计。将确定后的各项数值代入设计公式,求得：修正：由参考文献[1]P117表6-3查得使用系数；由参考文献[1]P118图6-7查得动载系数；由参考文献[1]P119图6-10查得齿向载荷分布系数〔减速器轴的刚度较大；由参考文献[1]P120表6-4查得齿间载荷分配系数,则：。由参考文献[1]P11３表6-1,选取第一系列标准模数,同时,传动需满足模数m≥1.5-2mm,取。齿轮主要几何尺寸：中心距：,圆整为91mm≤120mm,满足要求。修正螺旋角：小齿轮分度圆直径：大齿轮分度圆直径：,取,。④校核齿根弯曲疲劳强度式中各参数为：〔1因为启动载荷为名义载荷的1.5倍,故初取齿轮载荷系数=1.５。〔2。〔3齿宽b=36.71。〔4模数。〔5小齿轮分度圆直径：。〔6齿形系数和应力修正系数：齿轮当量齿数：,由参考文献[1]P128图6-19查得齿形系数,。由参考文献[1]P129图6-20查得应力修正系数,。〔7重合度系数由《机械原理》可得公式,由参考文献[1]P126公式<6-13>计算可得：<8>由参考文献[1]P140图6-28查得螺旋角系数之前算得,小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为：；由参考文献[1]P130图6-21查得弯曲强度寿命系数为：;由参考文献[1]P126图6-22c,按小齿轮齿面硬度230~240HBS均值235HBS,在ML线〔适当延长查得；同理,在图6-22b上,查得；取;再将确定出来的数值代入弯曲强度校核公式,可得所以,齿根弯曲疲劳强度足够。⑤齿轮精度设计根据设计要求,以低速级画装配图,所以以低速级为例。3.2.2低速级齿轮的传动设计①材料及齿轮精度：考虑到齿轮所传递的功率不大,且该机构传动尺寸无严格限制,所以齿轮材料可选用中碳钢,调质处理。参照参考资料［１］中表6-2可得,小齿轮齿面硬度为230-240HBS,大齿轮齿面硬度为190-200HBS,且大小齿轮都采用斜齿圆柱齿轮闭式软齿面传动。选用8级精度。②选取齿轮齿数和螺旋角闭式软齿面齿轮传动,初选=28,则,取=85。初选。验算：〔符合要求。③按齿面接触疲劳强度设计对闭式软齿面齿轮传动,承载能力一般取决于齿面接触强度,故按接触强度计算,校核齿根弯曲疲劳强度。式中各参数为：〔1因为启动载荷为名义载荷的1.5倍,故初取齿轮载荷系数=1.５。〔2。〔3由参考文献[1]P133表6-6,因为所设计的减速器为不对称布置,故的取值范围应在0.6～1.2,为方便计算,选取齿宽系数。〔4由参考文献[1]P122表6-5查得弹性系数。〔5由参考文献[1]P124图6-14查得节点区域系数。〔6初取螺旋角。由参考文献[1]P122公式〔6-7可计算齿轮传动端面重合度：由参考文献[1]P127公式〔6-13取重合度系数,由式得,则由参考文献[1]P140图6-28查得螺旋角系数,由参考文献[1]P122图6-13查得重合度系数〔7。〔8齿数比。〔9根据设计要求：单班制工作,每班8小时,减速器使用寿命5年,每年按300天计小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为：,由参考文献[1]P125图6-15查得：,。由参考文献[1]P124公式〔6-11计算许用接触应力。式中：——接触疲劳极限,由参考文献[1]P126图6-16ｄ,按小齿轮齿面硬度230~240HBS,均值235HBS,在MQ和ML中间〔适当延长MQ和ML线查得；同理,由图6—16c查得,——安全系数,查得。——寿命系数,已由参考文献[1]P125图6-15查得：,；==又因为在选择许用接触的时候,应该选取其中较小的一个,即来进行齿轮的参数设计。将确定后的各项数值代入设计公式,求得：修正：由参考文献[1]P117表6-3查得使用系数；由参考文献[1]P118图6-7查得动载系数；由参考文献[1]P119图6-10查得齿向载荷分布系数〔减速器轴的刚度较大；由参考文献[1]P120表6-4查得齿间载荷分配系数,则：。由参考文献[1]P11３表6-1,选取第一系列标准模数,同时,传动需满足模数m≥1.5-2mm,取。齿轮主要几何尺寸：中心距：,圆整为87mm≤140mm,满足要求。修正螺旋角：小齿轮分度圆直径：大齿轮分度圆直径：,取,。④校核齿根弯曲疲劳强度式中各参数为：〔1因为启动载荷为名义载荷的1.5倍,故初取齿轮载荷系数=1.５。〔2。〔3齿宽b=43.12。〔4模数。〔5小齿轮分度圆直径：。〔6齿形系数和应力修正系数：齿轮当量齿数：,由参考文献[1]P128图6-19查得齿形系数,。由参考文献[1]P129图6-20查得应力修正系数,。〔7重合度系数由《机械原理》可得公式,由参考文献[1]P126公式<6-13>计算可得：<8>由参考文献[1]P140图6-28查得螺旋角系数之前算得,小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为：；,由参考文献[1]P130图6-21查得弯曲强度寿命系数为：;由参考文献[1]P126图6-22c,按小齿轮齿面硬度230~240HBS均值235HBS,在ML线〔适当延长查得；同理,在图6-22b上,查得；取;再将确定出来的数值代入弯曲强度校核公式,可得所以,齿根弯曲疲劳强度足够。⑤齿轮精度设计〔大齿轮按选择的8级精度,查参考文献[2]齿轮公差表可得,,,,,齿厚偏差计算〔由参考文献[1]可知：分度圆弦齿高公称值：分度圆弦齿厚公称值：由参考文献[1]P151中式〔6-35可确定最小侧隙：齿后上偏差：,取负值,得。查齿轮公差表,齿轮径向跳动公差查标准公差数值表,IT9=查参考文献[1]P151表6-9,径向进刀公差：。齿厚公差：。齿厚下偏差：。各级齿轮的主要参数具体数值如下：高速级低速级齿数24952885中心距91107法面模数1.51.5螺旋角11°15′17″13°3′32″法面压力角20°20°端面压力角20.36°20.48°齿宽b43384742齿根高系数标准值11齿顶系数标准值0.250.25当量齿数25.44100.728.11101.61分度圆直径36.71145.2930.2991.95第四章轴系零部件设计4.1轴的设计与校核轴的设计<a从动轴的设计1、选取材料和热处理方法,并确定轴材料的许用应力：由于为普通用途,中小功率,选用45钢正火处理。查表15-1得σb=600Mpa,查表15-5得[σb]-1=55Mpa2、估算轴的最小直径：由表15-2查得A=110,根据公式〔15-1得:d1≥A=42.295mm考虑轴端有一键槽,将上述轴径增大5%,即42.295×1.05=44.40mm。该轴的外端安装联轴器,为了补偿轴的偏差,选用弹性柱销联轴器。查手册表选用柱销联轴器,其型号为为HL3,最小直径d1=45mm<b>主动轴的设计1、选取材料和热处理的方法,并确定轴材料的许用应力根据设计要求,普通用途,中小功率,单向运转,选用45钢正火处理。查表15-1得δb=600Mpa,查表15-5[δ]0=55Mpa.2、估算轴的最小直径由表[7]查取A=110,根据公式〔15-1得d1≥=26.2mm考虑轴端有一键槽,将上述轴径增大5%,即26.2×1.05=27.51mm。该轴的外端安装V带轮,为了补偿轴的偏差,选用腹板式带轮,最后取轴的最小直径为d1=30mm。3、轴的结构设计并绘制草图。1确定轴上零件的布置方案和固定方式2参考一般减速器机构3确定轴的各端直径外端直径d1=30mm按工艺和强度要求把轴制成阶梯形,取穿过轴承盖周段的轴径为d2=d1+2h=d1+2×0.07d1=34.2mm,由于该处安装垫圈,故取标准直径d2=36mm考虑到轴承的内孔标准。取d3=d7=45mm〔两轴承类型相同。初选深沟球轴承型号为6209。直径为d4的轴段为轴头,取d4=54mm轴环直径d5=50mm,根据轴承安装直径,查手册得d6=47mm。4、确定各轴的长度：L4=84mm〔轮毂宽度为B2=82mm。L4比B2长1~3mmL1=58mm〔HL3弹性注销联轴器J型轴孔长度为B1=60mmL1比B1短1~3mmL7=20mm〔轴承的宽度B3为19mm,加1mm的挡油环L5=8mm〔轴环宽度为b≥1.4h根据减速器结构设计的要求,初步确定Δ2=10~15mml2=5~10mmL6=△2+L2-L5=11mmL3=B3+L2+△2=42mmL2=55mm两轴承的跨距L=B3+2L2+2△2+B2=22+2×〔5~10+2×〔10~15+56=135mm轴的校核根据总合成弯矩图、扭矩图和轴的结构草图的判断a、b截面是否为为危险截面,下面分别进行校核：校核a截面da≥=23.96mm考虑键槽后,由于da=23.96×1.05=25.158mm<d1=32mm,故a截面安全。〔2校核b截面Meb=M合=107767N·mmdb≥=26.96mm考虑键槽后,由于db=26.96×1.05=28.3mm<d4=47.5mm,故b截面安全。因为危险截面a、b均安全,所以原结构设计方案符合要求。4.2滚动轴承的选择及校核<a>滚动轴承的选择1、输入轴承选用6209型深沟球轴承,其内径d为45mm,外径D为85mm,宽度B为19mm.Cr=24.5kN根据根据条件,轴承预计寿命16×365×8=48720小时〔1已知nⅡ=458.2r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N初先两轴承为6209型深沟球轴承根据手册P265〔11-12得轴承内部轴向力FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N

<2>因为；FS1+Fa=FS2

Fa=0故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1N

FA2=FS2=315.1N

<3>求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据手册P263表〔11-8得e=0.68FA1/FR1<e

x1=1

FA2/FR2<e

x2=1

y1=0

y2=0

<4>计算当量载荷P1、P2根据手册P263表〔11-9取fP=1.5根据手册P262〔11-6式得P1=fP<x1FR1+y1FA1>=1.5×<1×500.2+0>=750.3NP2=fp<x2FR1+y2FA2>=1.5×<1×500.2+0>=750.3N

<5>轴承寿命计算因为；P1=P2

故取P=750.3N所以；角接触球轴承ε=3根据手册得7206AC型的Cr=23000N由手册P264〔11-10c式得LH=16670/n<ftCr/P>ε=16670/458.2×<1×23000/750.3>3=1047500h>48720h所以预期寿命足够2、输出轴承选6213型深沟球轴承,其内径d为65mm,外径D=120mm,宽度B为23mmCr=44.0kN<1>已知nⅢ=76.4r/min

Fa=0

FR=FAZ=903.35N试选6213型深沟球轴承根据手册P265表〔11-12得FS=0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N

<2>计算轴向载荷FA1、FA2∵FS1+Fa=FS2

Fa=0∴任意用一端为压紧端,1为压紧端,2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N

<3>求系数x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根据手册P263表〔11-8得：e=0.68因为；FA1/FR1<e

所以；x1=1

y1=0因为；FA2/FR2<e

所以；x2=1

y2=0

<4>计算当量动载荷P1、P2根据表〔11-9取fP=1.5根据式〔11-6得P1=fP<x1FR1+y1FA1>=1.5×<1×903.35>=1355NP2=fP<x2FR2+y2FA2>=1.5×<1×903.35>=1355N

<5>计算轴承寿命LH因为；P1=P2

故P=1355

ε=3根据手册P71

7207AC型轴承Cr=30500N根据手册P264表〔11-10得：ft=1根据手册P264

〔11-10c式得Lh=16670/n<ftCr/P>ε=16670/76.4×<1×30500/1355>3

=2488378.6h>48720h所以；此轴承合格<b滚动轴承的校核1、中间轴上滚动轴承正装型号为6207深沟球轴承,查表得,,取A点总支反力B点总支反力2、外部轴向载荷3、派生轴向力,则A被压紧B被放松.当量动载荷据工况<工作平稳>,取载荷系数则算得当量动载荷如下:验算轴承寿命,则只用验算A轴承,预期寿命则轴承的寿命满足要求.4.3键的选择与校核标准键的选择包括键的选择,联轴器的选择,螺栓、螺母、螺钉的选择,销的选择、垫圈、垫片的选择。1、键的选择查表4-1〔机械设计基础课程设计键1：圆头普通平键〔A型b=8mmh=7mmL=28mm键2：圆头普通平键〔A型b=14mmh=9mmL=45mm键3：圆头普通平键〔A型b=14mmh=9mmL=63mm键4：圆头普通平键〔A型b=20mmh=12mmL=56mm键5：圆头普通平键〔A型b=16mmh=10mmL=40mm2、螺栓、螺母、螺钉的选择考虑到减速器的工作条件,后续想体的附件的结构,以及其他因素的影响选用螺栓GB5782–86,M6*25和GB5782–86,M10*35,GB5782–86,M10*25三种。选用螺母GB6170–86,M10和GB6170–86,M12两种。选用螺钉GB5782–86,M6*25和GB5782–86,M6*30两种。3、键的校核设定输入轴与联轴器之间的键为1,齿轮2与中间轴之间的键为键2,齿轮3与中间轴之间的键为键3,齿轮4与输出轴之间的键为键4,输出轴与链轮之间的键为键5。校核键的承载能力因为：键1受到的转距T1=34.12N·m键2受到的转距T2=97.78N·m键3受到的转距T2=97.78N·m键4受到的转距T4=357.58N·m键5受到的转距T5=357.58N·m键的材料为钢,轻微冲击,[]为100~120Mp,取[]=110Mp键的校核公式：〔k=0.5hl=L-bd为轴的直径所以：校核第一个键：≤[]校核第二个键：≤[]校核第三个键：≤[]校核第四个键：≤[]校核第五个键：≤[]4.4联轴器的选择查[1]表15-1得为了隔离振动和冲击,查[2]表13-6,选用弹性套柱销联轴器；载荷计算：公称转矩：T=594.40N*m选取工作情况系数为：所以转矩因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以选取LT9型弹性套柱销联轴器,其公称转矩为1000Nm,孔径长度为J型。第五章箱体的设计1减速器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：1.确定箱体的尺寸与形状箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确定合理的箱体壁厚。根据经验公式：〔T为低速轴转矩,N·m可取。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。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。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。2减速器附件的结构设计〔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