机械毕业设计510带式输送机传动装置毕业设计

刖言TOC\o"1-5"\h\z1前言 (2)1带式输送机的结构总体方案设计\o"CurrentDocument"1带式输送机的整体设计方案论述 (3)\o"CurrentDocument"2带式输送机的执行机构与传动机构方案初步设计 (4)\o"CurrentDocument"3带式输送机的电机选择 (6)2带式输送机传动运动和动力参数分析1计算总传动比及分配各级传动比 (7)2传动装置的运动与动力参数分析及计算 (7)3带式输送机中传动零件的设计计算与校核1主要传动零件的设计计算与校核1-1齿轮的设计 (9)3-1-2轴的设计 (17)3-1-3轴承的选用与寿命分析 (27)3-2支撑、连接类等零件设计及选择3-2-1联轴器的选用与校核 (28)3-2-2键的选用与校核 (29)4各配合尺寸处的公差与配合及润滑方式和密封方式的选^择 (30)\o"CurrentDocument"5减速器的附件及箱体设计 (30)6绘制减速器装配图及主要零件图6-1减速器装配图1张(A3) (31)6-2中间轴上齿轮工作图1张(A4) (31)6-3输出轴工作图1张(A4) (31)\o"CurrentDocument"7心得体会、收获、意见与建议- (31)\o"CurrentDocument"8参考文献 (32)前言机械工业的生产水平是一个国家现代化建设水平的主要标志之一。这是因为工业、农业、国防和科学技术的现代化程度，都会通过机械工业的发展反映出来。人们所以要广泛应用机器，是由于机器既能承担人力所不能或不便进行的工作，又能被人工生产改进产品质量，特别是能够大大提高劳动生产率和发送劳动条件。同时，不论是集中进行大量生产还是迅速完成多种品种、小批量生产，都只有使用机器才能便于实现产品的标准化、系列化、和通用化，尤其是便于实现高度的机械化、电气化和自动化。因此，机械工业肩负着为国民经济各个部门提供技术装备和促进技术改造的重要任务，在现代化建设的进程中起着主导和决定的作用。所以通过大量设计制造和广泛使用各种各样先进的机器，就能够大大加强促进国民经济发展的力度，加速我国的社会主义现代化建设。我们这次的课程设计任务是设计带式输送机装置。这个装置我们其实不陌生，平常生活中也经常看到。而我们设计的目的就是通过这次的课程设计能够使得我们所学到的东西能够得到更好的应用同时也让我们体会到更多的机械感性认识。对于带式输送机，它的应用非常的广，如工厂的产品输送，矿山的矿料的运输，钢铁生产的运输等都用到了带式输送机。而带式输送机的设计过程也正好基本上把我们平常所学的东西包含在里面了，对我们的知识进行了一次强有力的加强作用。比如其中就有我们最为常见的机械减速器的设计，带传动的设计等。所以要想使得我们学生更好的在机械行业里发挥作用为我们祖国的未来而尽一份力，我们必须学好理论知识的同时也要搞好实践性的设计课程。从多方面的把我们转化为社会的工作人员。所以这次的课程设计是非常有必要的，而设计带式输送机也是我们最佳的选择。1带式输送机的结构总体设计1带式输送机的整体设计方案论述一、 带式输送机的工作及生产要求分析带式输送机的输送带工作拉力F=4.2kN；输送带工作速度u=1.9m/s；滚动直径D=450mm；滚筒效率q.=0.96；整机工作情况为：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；工作环境为：室内，灰尘较大，环境最高温度35oC；寿命要求为使用折旧期8年；动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。所以整机工作情况为：低速，小功率，载荷平稳，工作环境不恶劣，长期工作不经常启动、关闭，无其他特殊要求。二、 带式输送机的整体设计思路我们知道现代的机器通常由原动机构、传动机构、执行机构三部分组成。此外，为保证机器正常运转还需要一些辅助机构如操纵装置或控制系统。对与机器的方案设计我们应该满足其基本的工作和其他特殊要求外还应尽可能的实现优化设计即：1）机械系统尽可能简单；2）尽量缩小机构尺寸；3）机构应具有交好的动力特性；4）机械系统应具有良好的人机性能；5）机械系统尽可能的节能、环保及低成本。本次设计的机械系统为一带式输送机，由它的基本工作要求我们可以知道原动机可以用足够功率和转速的交流电动机即可满足要求；传动机构采用常用的闭式减速器即可；执行机构则为滚筒带动输送带工作。其示意图（1-1）如下所示：一*动一*动I动}原机电机采用上述的传动原理基本上满足工作要求，而且结构简单、清晰、可靠；生产加工容易；成本底；传递平稳可靠；传递效率高可以节约能源；工作安全、噪音小；易于检查和维修其中所用的传动机构是我们最为常用的减速器，从而大大的降低了设计的成本及缩短了设计周期。1-2带式输送机的执行机构与传动机构方案初步设计一、带式输送机的执行机构方案初步设计由于工作要求中已经说明，工作形式为带输送，所以我们就将执行机构设计为滚筒带动输送带工作的形式。运动靠滚筒与带的摩擦来维持，而滚筒则由原动机驱动。其原理图如图（1-2）所示：图（1-2）因为此执行机构为扰性机构且长时间低速运转，要求平稳传动，切功率和扭矩不是很大，所以必须要求其具有足够的疲劳强度和过载保护功能，滚筒用空心的轮辐式圆柱体滚筒，输送带用橡胶面煤矿用织物整芯输送带（PVG）680s型。二、带式输送机的传动机构方案初步设计由工作要求可知，带的速度比较低所以我们采用二级减速器来实现传动。在室内工作时灰尘多所以应该采用闭式的减速器，而其寿命为8年比较长，传动速度比不是很高，传动要求平稳，结构要求紧凑，所以我们在工作要求不高的情况下尽可能的降低成本选择二级的圆柱直齿轮传动卧式减速器。其机构图如图（1-3）所示：1）初选主要传动元件我们采用四个圆柱直齿轮（Z1、Z2、Z3、Z4,其中Z1为高速级，Z2、Z3为中间级，Z4为低速级）传动为闭式二级减速器的传动件，减速器的三根传动轴（普通的直轴高速级I轴、中间级II轴、低速级III轴）平行布置属于展开的卧式，虽然机构尺寸相对稍大，但是其结构更加简单，生产加工容易，成本相当低，维修和查错更加容易。2） 初选减速器的各轴承其每一根轴上的一对轴承我们使用普通的深沟球滚动轴承即可满足工作要求（主要承受径向力同时也可承受部分轴向力）而且其价格与其他类轴承比最低。3） 初选输入与输出轴与外接轴的联结元件输出轴（低速轴111）与外接轴（滚筒轴W）的联接，高速级的轴1与电机的轴V联结我们用滑块联轴器即可，其机构简单，尺寸紧凑，适用于中小功率、较高速度的无剧烈冲击的轴的联结。4） 初选减速器的箱体我们使用的为普通的二级减速器，其工作要求不高，尺寸较大，结构复杂所以使用铸造箱体即可满足要求。1-3带式输送机的电机选择一、 确定电机的类型和结构型式工作中提供的电源为三相交流电压380/220V，所以选择交流电机；工作温度不高，环境灰尘较多，连续单向运转周期长，无变速要求，工作载荷稳定，所以应该选择Y型（鼠笼式）的全封闭自扇冷式。二、 电机的容量（额定功率）确定有工作要求可以知道，此电机连续单向运转周期长，工作载荷稳定，所以只要选择电机的额定功率稍大于工作要求的功率即可。由带式输送机的整体设计要求图（1-1）与图（1-3）我们可以反算出所需电机的功率P0：已知：负载F1=4.2KN；带速V「1.9m/s；滚筒效率门0=0.98则有：P=F•V/1000nP=4.2x1.9=7.98（KW）1滚筒轴w的功率％=P1n0因为滚筒轴由两个轴承支撑同时与减速器的低速级相连，所以我们可以求得：低速级轴ill的功率：Pm=%/n广七因为低速级轴由两个轴承支撑而且由中间级轴的齿轮传动所以我们可以求得：中间级轴II的功率：p=Pm代因为中间级轴由两个轴承支撑而且由高速级轴的齿轮传动所以我们可以求得：高速级的轴I的功率：［=pmz因为高速级的轴有两个轴承支撑而且与电机轴由的连接由滑块联轴器联接所以有：电机轴v的功率：p=七mLnG电机直接驱动电机轴所以有： 'G所需电机功率：p=PynP=P.门•门2•门2•门40 1 0LZG（带输送的工作负载功率为P1;滚筒轴的功率为Pw；低速级轴的功率为Pm；中间级轴的功率为Ph；高速级轴的功率为P］；电机输出轴的功率为Pv；滚筒的工作效率为n°；滑块联轴器的效率为门l；'滚动轴承的效率为门G「齿轮的效率为不。） GZ查相关资料可知：滑块联轴器（钢性联轴器效率为1.0，在这里我们也取和滑块联轴器一样的效率）的效率为nL为0.99；滚动轴承（一对）的效率为nG为0.99；齿轮的效率nZ为0.98。所以可算得： GP0=9.58（KW）所以电机的额定功率Ped略大于P0则根据相关资料查得可去电机额定功率

为Ped=11（KW）。三、电机转速的确定由带的速度V1=1.9m/s可以知道：〃滚=（V]/兀xD滚）x60经计算可得n滚=80.68（r/min）根据齿轮传动的一般推荐传动比i为3~6可知二级齿轮减速器的总传动i总比为9~36，所以电机的满载速度nm范围为726.12〜2904.48（r/min）满足这一速度要求的同步转速的Y型（鼠笼式）的全封闭自扇冷式电机有750（r/min）、1000（r/min）、1500（r/min）。综合考虑其额定功率为11（KW）以及为使得电机的价格合适，尺寸不至于太大，我们可以选择Y160L-6型Y系列三相异步电机其参数如下所示：型号Y160L-6；额定功率Ped11（KW）；满载转速nm=970（r/min）；额定转矩Td=2.0X105Nmm。2带式输送机传动运动和动力参数分析1计算总传动比及分配各级传动比一、 计算总传动比比Z1£=njn=970:80.68=12.02二、 分配各级传动比为使各级传动件尺寸协调，结构匀称合理，避免干涉碰撞。在二级减速器中，两级的大齿轮直径应该尽量相近。结合推荐的齿轮各级传动比：〈=（1.3〜1.5）七i£ =•i2n i；=4 i2=3.005~32-2传动装置的运动与动力参数分析及计算一、各轴的转速计算电机轴V高速级的轴I中间级轴II一、各轴的转速计算电机轴V高速级的轴I中间级轴II低速级轴III滚筒轴Wn^=n=97O/min%=n^=n=970(r/min)nnnmni,j=970+4=242.5(r/minn =242.5+3=80.68(r/minnw=n广80.68G/min)、各轴的输入功率的计算电机轴VP=PV 0=9.58(KW)高速级的轴IP=P•门=9.58x0.99=9.48(KW)L中间级轴IIP=P・气•门z=9.48x0.99x0.98=9.01(KW)低速级轴III"in=P•nG•nz=9.48x0.99x0.98=8.56(KW)滚筒轴WP=Pm•nG•nL=9.48x0.99x0.99=8.39(KW)三、各轴的输入转矩的计算电机轴V:T=T0=9550X103XPjn=9550x103x9.58:970=9.43x10(N-mm)高速级的轴I：T=T•门l=9.43x0.99x104=9.33x10(N-mm)中间级轴II：孔=T•门G•门z•L=9.33x0.99x0.98x4x104=3.55x105(N-mm)低速级轴III：Tm=孔•门G•门z•i2=3.55x0.99x0.98x3x105=1.01x106(N-mm)滚筒轴W：气=T^•门l•门G=1.01x0.99x0.99x106=9.9x105(N-mm)各轴的运动参数如下表1-1所示：项目电机轴V高速级轴I中间级轴II低速级轴III滚筒轴W转速(r/min)970970242.580.6880.68功率（kW）9.589.489.018.568.39转矩（N•m）94.3093.30355.001010.00990.00传动比:i「4； i2=3 传动效率：nL为0.99；nG为0.99；nz为0.98表1-13带式输送机中传动零件的设计计算与校核1主要传动零件的设计计算与校核3-1-1齿轮的设计一、高速级齿轮的设计1、 选择高速级圆柱齿轮的材料、精度等级和齿数、精度等级：查相关齿轮设计资料及结合工作要求(传动平稳，中等速度单向连续运转，寿命为8年(两班制，一年当300天算)，传动比«=4)可以知道，通用减速器齿轮推荐精度为6-8级而具有一定速度要求的齿轮传动推荐用7级以上，所以我们初选7级精度(GB10095—1988)。、材料：小齿轮用40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料选45钢(调质)硬度为240HBS，两者硬度差为40HBS(在推荐的硬度差范围内)。、齿数：闭式齿轮推荐小齿轮齿数为20-40，为减小尺寸的同时提高传动平稳性，初选小齿轮齿数Z=24则大齿轮齿数Z=ixZ=4x24=96。1 2 1 12、 按齿面接触强度设计因为高速级的输入载荷大于低速级的载荷，所以使用高速级的数据进行试算，即：峭2.32J竺q3]23①d日加H时.确定公式内的各计算数值试选载荷系数K=1.3由表10—6查得材料的弹性影响系数Ze=189.8(MP：)由表10—7选取齿宽系数4d=1 丘小齿轮输入扭矩T[=9.33X104(Nmm)由图10—21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限c =Hlim1600(MPa)；大齿轮的解除疲劳强度极限c响2=550(MPa)；由式10—13计算应力循环次数N=60xnxjxL=60x970x1x(2x8x300x8)=2.234x109N=N/i=5.587x108由图10—19查得接触疲劳寿命系数Khn1=0.92；=1.04计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%,安全系数S=1,得：Ijj]="HN1—Hliml=0.92X600MPa=552(MPa)L]="HN2—Hlim2=1.04X550MPa=572(MPa)2)・.・ In]=Mintb],[b]}=552(MPa)2)计算试算小齿轮分度圆直径d1tdtN2.32jKTa[I]1t'中旦加]J=2.32：1.3x9.33x=2.32：1.3x9.33x104x兰x[性[24I552J=60.716(mm)(2)计算圆周速度v=3.08(m/s)_ndn_nx60.716x970V=60x1‘=3.08(m/s)计算齿宽bb=4d=1X60.716=60.716(mm)计算齿宽与齿高之比b/h模数：m=4=6°.”6=2.53(mm)tz241齿高：h=2.25m=2.25X2.53mm=5.69(mm)齿高之比 b/h=60.716：5.69=10.67计算载荷系数K查表10-2，可取使用系数KA=1根据v=3.08(m/s),7级精度，由图10—8查得动载系数"=1.12；直齿轮的K=K=1；Ha Fa由表10-4插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，K=1.423。HP由b/h=10.67,K=1.423,查图10—13得K=1.35；Hp Fp故载荷系数：K=KKKK=1x1.12x1x1.432=1.59按实际的载荷系数校上所得的分度圆直径，得：d1=d13K/K=60.716x顼1.59/1.3=64.9(mm)(7(7)计算模数mm=亏-64.9+24=2.7(mm)Z1按齿根弯曲强度设计模数—2KTYY模数m^■ 1.Fa砰te乙2 —T1d1 F确定公式内各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500(MPa)；大齿FE1轮的弯曲疲劳强度极限=380(MP)；FE2由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.86,KFN2=0.89；计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得：I]=Kn^=0.86x500=307.1(MPaf1S 1.40.89x380 =241.6(MPa)1.4计算载荷系数K；K=KAK=KAKVKF.七查取齿型系数；由表10-5查得YFa1=1x1.12x1x1.35=1.377=2.65；Yf2=2.18查取应力校正系数；YSa：=1.79并加以比较。由表10-5YSa：=1.79并加以比较。Sa1YY计算大、小齿轮的FaSYY2.65x1.58(Fa1ja1= =0.0136FT307.14F12.18x1.79=0.0162241.6

KV|KKKKI『@了=Max<F^1Jal,[a2Ja2[=0.0162F F1 F2)(8)设计计算1x242"x\g9.33X104x0.0162=1.933(mm)1x242对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m略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d有关，可取由弯曲强度算得的模数1.933(mm),就近圆整为标准值m=2.0(mm)，按接触疲劳强度算得分度圆直径：d1=64.9(mm)。(9)算出小齿轮齿数：Z1=di=64.9+2.0牝32(10)算出大齿轮齿数： Z2=32x4总1284、几何尺寸计算计算分度圆直径小齿轮：d1=Z1xm=32x2.0=64(mm)大齿轮：d2=Z2xm=128x2.0=256(mm)计算中心距64+64+2562=160(mm)计算齿轮宽度b=ed=1X64=64(mm)取B2=65(mm)，B「70(mm)。、低速级齿轮的设计1、选择低速级圆柱齿轮的材料、精度等级和齿数、精度等级：查相关齿轮设计资料及结合工作要求(传动平稳，中等速度单向连续运转，寿命为8年(两班制，一年当300天算)，传动比i2=3)可以知道，通用减速器齿轮推荐精度为6-8级而具有一定速度要求的齿轮传动推荐用7级以上，所以我们初选7级精度(GB10095—1988)。、材料：小齿轮用40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料选45钢(调质)硬度为240HBS,两者硬度差为40HBS(在推荐的硬度差范围内)。、齿数：闭式齿轮推荐小齿轮齿数为20-40,为减小尺寸的同时提高传动平稳性，初选小齿轮齿数Z3=24则大齿轮齿数Z「七乂彳=3x24=72。2、按齿面接触强度设计因为低速级的输入载荷大于输出的载荷，所以使用输入的数据进行试算，即：D3》2.32J1约.些]lT

3t [l中旦"[b]).确定公式内的各计算数值试选载荷系数K=1.3由表10—6查得材料的弹性影响系数Ze=189.8(MP2)由表10—7选取齿宽系数4d=1 丘小齿轮输入扭矩丁口=35.5X104(Nmm)由图10—21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限b =Hlim1600(MPa)；大齿轮的解除疲劳强度极限b响2=550(MPa)；由式10—13计算应力循环次数N=60xn^xjxL=60x242.5x1x2x8x300x8=5.59x108N=N/i=1.68x108由图10—19查得接触疲劳寿命系数Khni=1.04；Khn2=1.1计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得：b]="HN1~Hlim1=1.04X600MPa=624(MPa)lb]="HN2_Hlim2=1.1X550MPa=605(MPa)・.・tr]=Minfb],[b]}=605(MPa)计算(1)试算小齿轮分度圆直径d3t*2.32带•些Ydccc1.3X35.5X1045 189.8)2=2.323 x—x =89.1(mm)3 1 4I605)计算圆周速度v(m/s)v="d/口=空奖竺(m/s)60x1000 60x1000计算齿宽bb=4d=1X89.1=89.1(mm)计算齿宽与齿高之比b/h模数： m=勺-=89」=3.71(mm)tz243齿高：h=2.25m=2.25X3.71mm=8.35(mm)齿高之比b/h=89.1+8.35=10.67计算载荷系数K查表10-2，可取使用系数KA=1根据v=1.313(m/s),7级精度，由图10—8查得动载系数％=1.08；直齿轮的K=K=1；Ha Fa由表10-4插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，K=1.423。HP由b/h=10.67,K=1.423,查图10—13得K=1.35；Hp Fp故载荷系数：K=KKKK=1X1.08X1X1.423=1.54按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得：d3=d罚二K/K=89.1x*1.54/1.3=94.2(mm)计算模数mm=z3=94・2+24=3.93(mm)13.按齿根弯曲强度设计1)模数mN■2KT^•^fo^sa-\F/2 laFI2)确定公式内各计算数值

由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限ff1=500(MPa)；大FE1齿轮的弯曲疲劳强度极限 =380(MPa)；FE2由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.88,KFN2=0.9；计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得：卜］=Kfn?FE1=0.88*500=314.29(MPa)f1S 1.4Li]= ~FE2F2S0.9x380 〜s’”、Li]= ~FE2F2S =244.2(MPa)1.4计算载荷系数K；K=KKKK=1X1.07X1X1.35=1.452查取齿型萦数；由表10-5查得Y=2.65；Y=2.24查取应力校正系数；由表10-5查得Ys1=1.58；Ys2=1.75计算大、小齿轮的¥^^并加以比较。F=0.0133YY2.65x1.58=0.0133—Fa1_Sa1= FT314.29F1YFa2YSa2=心'一”=0.0160LJ244.2F2YY|YYYYI『a]a=MaX<L^1Ja1，[a2Ja2>=0.0160F F1 F2 )设计计算NN32x32x1.452x35.5x1041x242x0.0160=2.98(mm)对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m略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d有关，可取由弯曲强度算得的模数2.98(mm)，就近圆整为标准值m=3.0(mm),按接触疲劳强度算得分度圆直径：d=94.2(mm)。3算出小齿轮齿数：Z3=J=94.2+3.0R31算出大齿轮齿数： 罕31x3.934、几何尺寸计算1)计算分度圆直径小齿轮：d3=Z3xm=31x3.0=93(mm)大齿轮：d4=Z4xm=93x3.0=279(mm)计算中心距dI=竺±竺=18(mm)2 23)3)计算齿轮宽度b=4d=1X93=93(mm)取B4=95(mm),B3=100(mm)。三、齿轮的结构设计对于小齿轮，我们计算完轴的强度校核后才能设计其与轴是否为一体的而对与大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。其所有齿轮的参数如下表1-2所示：\参数齿轮\分度圆d齿顶圆da齿根圆df模数m齿数Z压力角a齿宽B中心距aZ16468592.03220070160Z22562602512.012820065Z3939985.53.031200100186Z4279285271.53.09320095表1-23-1-2轴的设计与校核一、高速级轴I的设计与校核1、初步拟定高速级轴I上零件的装配方案轴上载荷：I轴输入功率P1=9.48(KW)；转速n1=970(r/min)；转矩'=9.33X104(N•mm)。材料选择：考虑载荷和工作要求及尺寸的紧凑和严格的钢度要求因素，选择40Cr其许用弯曲疲劳强度为L]=355(MPa)。-1初步确定轴的最小直径TOC\o"1-5"\h\zP… 一dimin=A。」— (查表15-3,A0取110)' 1\o"CurrentDocument":P .'9.48 / 、・・d[.二A。[—1=110x3~970=23.52(mm)1取d.=25(mm)初选轴上零件的装配尺寸并确定轴上零件的装配方案如下图1-4：图1-4I-II、IV-V段轴用于安装轴承6307和轴套(用于固定轴承)，故取直径为35(mm),长度取为2X21+2X10=62(mm)。II-III段为小齿轮，直径取为69(mm),长度为70(mm)。III-IV段为自由段考虑到中间轴上的Z3齿轮的宽度为100(mm)所以直径取为40mm,长度取为110(mm)。v-w段为端盖布置及预留装配端考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度所以外径取30mm,长度取为45(mm)。H-W段用于与联轴器配合，直径为25mm,长度取为50mm,考虑到联轴器需要44(mm)及预留6(mm)。所以总长及各段直径如下：长度：L=LL11+L1L111+Lm_IV+Ljv_v+Lv-vi+lvi-vh=31+70+110+31+45+50=337(mm)各段直径：L3LIV-V为直径35(mm)LIIIII 为直径69(mm)LIII-IV 为直径40(mm)Lv_V| 为直径30(mm)LV|_vV 为直径25(mm)2、校核高速级轴I的强度计算对于这一级的传动轴我们利用扭弯合成强度条件来校核，强度理论为第三强度理论。其结构可以简化为下图1-5所示：图1-51)受力分析及扭弯合成计算齿轮受力可以分解为经向力Fr和圆周力Ft其大小和反向计算如下:F=T1*2d=93.3x103x2,64=2.92(KN)/ 1F=F•tan200=1.06(KN)

求d点的弯矩以便画扭弯图:xy平面内的弯矩：Mxy=—r df adaf1.06X103求d点的弯矩以便画扭弯图:xy平面内的弯矩：Mxy=—r df adaf1.06X103X55.5X165.5…“ =4.4x104221(N-mm)xz平面内的弯矩:Mxz=".^^匕Laf2.92x103x55.5x165.5 =12.14x104221(N-mm)2）弯矩、扭矩图如1-6图所示:图1-62+M2.4X104)+(2.14X104 12.9X104(Nmm)T=9.33X104 (Nmm)13）第三强度理论校核:

bcaiffbcaI一"wI、经分析最容易破坏的是b、c、d点，所以对这三点分别进行校核。a）校核齿轮中点d（直径为69（mm）考虑到切齿轮的削弱用45（mm）来计算）的强度：（MPa）b_JM2+(aT/_J1292+(1X933（MPa）dW 兀•d3 •32』因为40Cr的许用弯曲疲劳强度、启55（MPa）所以d点安全。b）校核》点（直径为40（mm））的强度：M=\；M2+M2二=13.59X104（Nmm）..■■M2+（gT）2 *135.92+（1x933*b= 1—= TOC\o"1-5"\h\zcW 兀・d3C 32C因为c点的直径、弯矩都大与b点，所以将b点的直径db=35（mm）代如上式如果满足强度要求则知道c、b两点都满足强度要求。经计算得：、；M2+(aT* *135.92+(1x93.3* , 、冗•d332°b= 1—= =39.2 (MPa冗•d332°C W TT•z73 -1b所以设计的高速级轴1大大的满足强度要求，不需钢度校核了，设计合理不用修改了（且直接在轴上切齿轮）。二、中间级轴II的设计与校核1、初步拟定中间高速级轴II上零件的装配方案1）轴上载荷：11轴输入功率P]=9.01（KW）；转速nn=242.5（r/min）；转矩T]=35.5X104（N•mm）。2） 材料选择：考虑载荷和工作要求及尺寸的紧凑和严格的钢度要求因素，选择40Cr其许用弯曲疲劳强度为In]=355（MPa）。-13） 初步确定轴的最小直径Dimin=AOJ土 （查表15-3，A0取110）*"u

P:9.01 , 、・.d[.二人。寸~^=11032425=36.7(mm)n .取d.=40(mm)4)初选轴上零件的装配尺寸并确定轴上零件的装配方案如下图1-7：齿轮踣轴承端盖4>40图1-74)初选轴上零件的装配尺寸并确定轴上零件的装配方案如下图1-7：齿轮踣轴承端盖4>40I-II、V-W段轴用于安装轴承6308和轴套(用于固定轴承)，故取直径为40(mm),长度取为2X23+2X12.5=71(mm)。II-III段为大齿轮22，直径取为45mm,长度为65(mm)。III-IV段为定位轴肩，为使得齿轮Z2与齿轮Z1对中所以外径取为50(mm),长度取为10(mm)。IV-V段为安装齿轮Z3，其宽度为100(mm),所以直径取45mm,长度取为100(mm)。所以总长及各段直径如下：长度：L=L[_ii+Lii_iii+Lm_IV+Ljv_v+Lv-^=35.5+65+10+100+35.5=246(mm)各段直径：Li_ii>Lv-vi为直径40(mm)Lii-iii、Liv-v为直径45(mm)Liii-iv 为直径50(mm)2、校核中间级轴II的强度计算对于这一级的传动轴我们利用扭弯合成强度条件来校核，强度理论为第三强度理论。其结构可以简化为下图1-8所示：1)受力分析及扭弯合成计算齿轮受力可以分解为经向力Fr和圆周力Ft其大小和反向计算如下:F]=TX2d=355x103x2256=2.77(KN)F]=F]•tan200=1.00(KN)F=IX2d=355x103x293=7.2(KN)F2=F2•tan200=2.62(KN)求各点的弯矩画扭弯图:xy平面内的弯矩：Mc=12.25X104(Nmm)；Mf=1.27X104(Nmm)xz平面内的弯矩：Mc=46.17X104(Nmm)；Mf=30.6X104(Nmm)2)弯矩、扭矩图如2)弯矩、扭矩图如1-9图所示:T=35.5X104(Nmm)1第三强度理论校核:17cica(aTV17cica(aTV、 1-UwJ忙叽....经分析最容易破坏的是c点，a)校核齿轮中点c(直径为45(径为40(mm)来算)的强度：F+g』］-1所以对这点进行校核。mm)因为为转角点，所以我们取直》 .(4772+(1x355》 .(4772+(1x355》dwc=94.6(MPa)冗•d3 G—32因为40Cr的许用弯曲疲劳强度贝1=355(MPa)所以c点安全。_1所以设计的中间级轴II满足强度要求，不需钢度校核了，设计合理不用修改了。

三、低速级轴III的设计与校核1、初步拟定高速级轴III上零件的装配方案轴上载荷：I轴输入功率P1=8.56(KW)；转速n1=80.68(r/min)；转矩T「101X104(N•mm)。材料选择：考虑载荷和工作要求及尺寸的紧凑和严格的钢度要求因素，选择40Cr其许用弯曲疲劳强度为L]=355(MPa)。-1初步确定轴的最小直径D=Ao'髦（查表15-3,A0取100）3min\nim、P ‘856・.d[.=A。i—m=100x31 =52.1(mm)■"m *取d=55(mm)初选轴上零件的装配尺寸并确定轴上零件的装配方案如下图1-10：a)I-II、Va)I-II、V-H段轴用于安装轴承6212和轴套(用于固定轴承)，故取直径为60(mm),长度取为2X22+2X15=74(mm)。II-III段为齿轮24,直径取为65(mm),长度为95(mm)。III-IV段为轴肩用来定位，所以外径取为70mm,长度取为12(mm)。IV-V段为自由端考虑到与中间轴上齿轮的对中配合，所以外径取65mm,长度取为63(mm)。H-W段用于端盖布置及预留装配端考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度，直径为57mm,长度取为50mm。^-W段用于与滚筒联结，通过联轴器，所以直径取为55(mm),长度取为110(mm)(考虑预留空间)。所以总长及各段直径如下：长度：L=Lj-ii+Lii-iii+Liii-jv+1呼“+Lv-^+Lvi-vii+Lvii-训］=37+95+12+63+37+50+110=404(mm)各段直径：Lj-j］、Lv-V|为直径60(mm)LiiIII 为直径65(mm)L］II-IV 为直径70(mm)Lv-V 为直径65(mm)Lv-v|| 为直径57(mm)WMI 为直径55(mm)2、校核低速级轴I的强度计算对于这一级的传动轴我们利用扭弯合成强度条件来校核，强度理论

齿轮受力可以分解为经向力Fr和圆周力Ft其大小和反向计算如下:F=TiX2d=1°1齿轮受力可以分解为经向力Fr和圆周力Ft其大小和反向计算如下:F=TiX2d=1°1赤103x2279=7.24（KN）F=F•tan20°=2.64（KN）求c点的弯矩以便画扭弯图：xy平面内的弯矩：Mxy=2.64x103x148.5x73.5 =12.98x104222（N-mm）agxz平面内的弯矩:MXZ= cg acL7.24x103x些x73.5=35.6x104222（N-mm）ag2）弯矩、扭矩图如1-12图所示:2.98x104）+（5.6x104））=37.9x104（Nmm）Mmax=T=101X104 （Nmm）13）第三强度理论校核：

bca<bbca-1经分析最容易破坏的是c点，所以对这点进行校核。a）校核齿轮中点c（直径为65（mm））的强度：因为c点的直径、弯矩都大考虑到整个危险截面最小直径为60（mm）所以我们将直径60（mm）代入下式来算：（MPa）b」M"虹/_J3792+Gx皿0)2=泗（MPa）c W 兀•d3d c—32因为40Cr的许用弯曲疲劳强度t]=355（MPa）-1所以c点安全。因为设计的高速级轴1大大的满足强度要求，不需钢度校核了，设计合理不用修改了。3-1-3轴承的选用与寿命分析一、轴承的选用结合工作要求及经过受力分析，得知轴上无轴向力或很小，而且传动比较平稳所以传动装置中三根轴用轴承分别为：高速级轴I：G6307（深沟球轴承）中间级轴II：G6308（深沟球轴承）低速级轴III：G6212（深沟球轴承）二、轴承的寿命分析与校核按90%的的可靠度来校核寿命：L=h1）校核高速级的轴承G6307：查机械手册得C=33.2(KN)；P=fpXXXFr=1.1X1X2.1=2.28(KN)（注：轴承载荷取最大的一边进行计算）；气二970（r/min）；£=3。）所以有：Lh106(CY 60n"PJ106(33200)3 60x970"2280J=53x103而轴承实际工作寿命设计为：L=38.4X103,所以轴承满足寿命要求。2）校核中间级的轴承G6308：查机械手册得C=40.8（KN）；P=fpXXXFr=1.1X1X5.06=5.5（KN）（注：轴承载荷取最大的一边进行计算）；气二242.5（r/min）；£=3。）长E心r1。6(C¥ 106 (40800)3所以有：L= = =40.6X103h60n"P) 60X242.5"5500)而轴承实际工作寿命设计为：L=38.4X103，所以轴承满足寿命要求。校核高速级的轴承G6212：查机械手册得C=47.8(KN)；P=fpXXXFr=1.1X1X5.3=5.83(KN)(注：轴承载荷取最大的一边进行计算)；气二242.5(r/min)；e=3。)商、I若r106(c¥ 106 (47800)3所以有：L===110X103h60n"P) 60X80.68"5830)而轴承实际工作寿命设计为：L=38.4X103，所以轴承满足寿命要求。3-2支撑、连接类等零件设计及选择3-2-1联轴器的选用与校核带式输送机中一共用到了两个联轴器，根据其轴上的扭矩可以得知:电机与输入轴1的联轴器：其输入轴的转矩为所以选择滑块式联轴器WH4型(公称砖矩：160(Nm)；许用转速为5700(r/min)；轴孔直径为25(mm)；轴孔长为J1型44(mm))，所以公称转矩160(Nm)>93.3(Nm)。输出轴III与滚筒轴W的联轴器：其输入轴的转矩为所以选择滑块式联轴器WH8型(公称砖矩：1800(Nm)；许用转速为5700(r/min)；轴孔直径为55(mm)；轴孔长为J1型84(mm))，所以公称转矩160(Nm)>1010(Nm)。所选联轴器的参数如下表1-3：型号公称转矩/(Nmm)许用转速/(r/min)轴孔直径d(mm)轴孔长度L(mm)大端直径D(mm)小端直径D1(mm)WH4160570025448050WH8180024005584190120表1-33-2-2键的选用与校核1)圆头平键的校核公式b二口x103兀虹i>2T,10]pKidpKdb」p查表6-2得知：[Zp]=100(MPa)输入轴1上键的选择：根据表6-1选择普通平键8X7；轴上转矩为Ti=93.3(Nm)。代如上式经计算可得：L=l+dN29.4(mm)根据推荐值我们取L=32(mm)。中间级轴II上键的选择：根据表6-1选择普通平键14X9；轴上转矩为T「355(Nm)。代如上式经计算可得：L=l+dN49.06(mm)根据推荐值我们取L=50(mm)。输出轴III上齿轮配合键的选择：根据表6-1选择普通平键18X11；轴上转矩为Tm=1010(Nm)。代如上式经计算可得：LN74.5(mm)根据推荐值我们取L=80。输出轴III上联轴器配合键的选择：根据表6-1选择普通平键16X10；轴上转矩为Tm=1010(Nm)。代如上式经计算可得：LN89.5(mm)根据推荐值我们取L=90(mm)。所有的键选择如下表1-4：代号直径(mm)工作长度(mm)工作高度(mm)高速级轴I8X7X3225243.5中间级轴II14X9X50(两根)45364.5低速级轴I18X11X8065625.516X10X9055745表1-44各配合尺寸处的公差与配合及润滑方式和密封方式的选择一、 公差配合选择传动齿轮的公差配合考虑到齿轮用键来传动所以选择通用零对零配合生k6好便于装拆；滚动轴承的公差配合考虑到轴承无轴向载荷，便于安装选择外圈配合为间隙配合5级公差配合；内经选用5级公差配合；轴承端盖与机座的配合选用H7/h6；轴套与轴采用H7/r6；其它配合可查相关型号的公差及装配图标注所示。二、 润滑方式和密封方式的选择齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为57.5r/min，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，且可以给轴承很好的轴向固定和封闭作用，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封其主要用于速度少于15m/s的轴的轴承密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B30-47-7