带式运输机机械传动装置设计

电子科技大学成都学院电子工程系课程设计题目名称带式运输机机械传动装置设计学生姓名祝韬学号1340840601专业机械设计制造及其自动化指导教师李世蓉2015年12月制机械设计基础课程设计任书姓名：祝韬专业：机械设计制造及其自动化班级：机械六班学号：1340840601设计题目：设计带式运输机的机械传动装置运动简图：原始数据已知条件运输带牵引力F/N运输带线速度v/()驱动滚筒直径D/mm数据19002.4320工作条件及要求：使用期5年，双班制工作，单项传动。载荷有轻微冲击。运送煤、盐、沙等松散物品。运输带线速度允许误差为±5%。在中等规模机械厂小批量生产。设计工作量：减速器装配图1张（图幅A0）。轴类零件工作图1张（比例1:1）。齿轮零件工作图1张（比例1:1）。设计计算说明书1份。指导教师：李世蓉教研室主任（组长）：李世蓉目录第一章绪论3第二章传动装置总体设计方案4第三章电动机的选择63.1电动机的选择63.2确定传动装置的总传动比和分配传动比7第四章计算传动装置的运动和动力参数8第五章V带的设计105.1V带的设计与计算105.2带轮的结构设计11第六章齿轮传动的设计146.1选精度等级，材料及齿数146.2计算应力循环次数156.3几何尺寸计算166.4校核齿根弯曲疲劳强度166.5主要设计结论186.6齿轮参数总结和计算18第七章传动轴和传动轴承及联轴器的设计197.1输入轴的设计197.2输出轴的设计22第八章键联接的选择及校核计算278.1输入轴键选择与校核278.2输出轴键选择与校核27第九章轴承的选择及校核计算289.1输入轴的轴承计算与校核289.2输出轴的轴承计算与校核28第十章联轴器的选择30第十一章减速器的润滑和密封3111.1减速器的润滑3111.2减速器的密封31第十二章减速器附件及箱体主要结构尺寸32心得34参考文献34第一章绪论本说明书主要是根据设计任务书的要求，进行一级圆柱齿轮减速器的设计。内容主要包括：（1）研究设计任务书，明确设计任务和要求，制订设计计划。（2）传动装置的总体设计，包括设计简图的绘制、动力装置的计算及选择、传动比的分配、各传动轴的转速、功率和转矩的计算等。（3）传动装置的主体设计，包括齿轮传动的主要参数的设计计算。（4）装配草图的设计和绘制，包括主要零件的强度计算、结构设计、强度校核、寿命计算等。（5）装配图的绘制。（6）零件工作图的设计和绘制。（7）设计成果检查及设计总结。在设计过程中运用了《机械原理》、《机械设计基础》、《机械制图》、《工程力学》、《材料力学》、《公差与互换性》等多门课程知识，因此是一个非常重要的综合性实践环节，也是一次全面的、规范的实践训练。通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面：（1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。（3）培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理方面的能力。第二章：传动装置总体设计方案2.1初始数据：设计一级直齿圆柱齿轮减速器，初始数据：运输带牵引力F=1900N。运输带线速度V=2.4m/s。驱动滚筒直径D=320mm。，2.2传动方案的分析和拟定：机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单（一）级直齿圆柱齿轮减速器。带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。方案一：二级展开式圆柱齿轮减速器。优缺点：传动效率高，适用功率和速度范围广，使用寿命长，如果作为减速器结构较复杂，横向尺寸较大，中间轴较长，刚度差，中间轴润滑较困难。方案二：链—单级圆柱齿轮减速器。优缺点：传动比一般小于5，传动功率可达数万瓦，效率较高，工艺简单，精度易于保证，一般工厂均能制造，应用广泛，但链传动部均匀有冲击，根据要求此方案舍去。方案三：带——单级圆柱齿轮减速器。优缺点：传动比一般小于10，传递功率大，效率高，工艺简单，精度易于保证，一般工厂均能制造，应用广泛。根据题目要求及上述分析，采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。2.3传动简图：2.4计算传动装置效率：a=0.96×0.983×0.98×0.99×0.96=0.841为V带的效率,2为轴承的效率,3为齿轮啮合传动的效率,4为联轴器的效率,5为工作装置的效率。第三章：电动机选择内容结论3.1电动机选择：已知速度V=2.4m/s则：工作机的功率：P=FV/1000=1900×1.4÷1000=4.56kw电动机所需功率：=4.56÷0.84=5.43kw卷筒的转速：nw=60×1000V/π=60000×2.4÷（π×320）=143.2r/s经查（各种传动比的传动比表Ⅱ.6）表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~3，一级圆柱直齿轮减速器传动比i2=4~6，则总传动比合理范围为Ia=4~18，电动机转速的可选范围为：nd=ia×n=(4×18)×143.2=572.8~2577.6r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132S-4的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速=1440r/min。电动机主要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132mm475×315216×14012mm38×8010×33电动机主要参数：电动机型号额定功率/kw满载转速/r.堵转转矩最大转矩质量/kg额定转矩额定转矩Y132S-45.514402.22.368以上数据查表机械设计课程设计指导书表‖.186和II.189.3.2确定传动装置的总传动比和分配传动比3.2.1总传动比：由电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:ia=nm/n=1440÷143.2=10.063.2.2分配传动比：Ia=i0×i式中、i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取=2.3，则减速器传动比为:i=Ia/=10.06÷2.3=4.37P=4.56kw=5.43kwnw143.2r/s=1440r/minIa=10.06i=4.37第四章：计算传动装置的运动和动力参数内容结论4.1各轴转速：输入轴：nI=nm/i0=1440/2.3=626.09r/min输出轴：nII=nI/i=626.09/4.37=143.27r/min电机轴：nm=1440r/min卷筒轴：nⅢ=nII=143.27r/min4.2各轴输入功率：输入轴：PI=Pd×=5.43×0.96=5.21kw输出轴：PII=PI×=5.21×0.98×0.98=5.01kw工作机轴：PIII=PII×=4.7×0.98×0.99=4.86kw4.3各轴输出功率：输入轴：PI'=PI×=5.21×0.98=5.11kw输出轴：PII'=PII×=5.01×0.98=4.91kw工作机轴：PIII'=PIII×=4.86×0.98=4.76kw4.4各轴输入转矩：Td=eq9550×\f(p\s(,d),n\s(,m))=9550×5.43÷1440=36.01Nm所以：输入轴：TI=Td×i0×=36.01×2.3×0.96=79.51Nm输出轴：TII=TI×i××=79.51×4.37×0.98×0.98=333.71Nm工作机轴：TIII=TII××=333.71×0.98×0.99=323.77Nm输出转矩为：输入轴：TI'=TI×=79.51×0.98=77.92Nm输出轴：TII'=TII×=333.71×0.98=327.04Nm工作机轴：TIII'=TIII×=323.77×0.98=317.29NmNI=626.09r/minnII=143.27r/minnm=1440r/minnⅢ=143.27r/minpⅠ=5.21kwPII=5.01kwPIII=4.86kwPI'=5.11kwPII'=4.91kwPIII'=4.76kwTd=36.01NmTI=79.51NmTII=333.71NmTIII=323.77NmTI'=77.92NmTII'=327.04NmTIII'=317.29Nm运动和动力参数结果整理如下表：轴名功率P（kw）转矩T(Nm)转速nr/min传动比i效率η输入输出输入输出电动机轴5.4336.0114402.30.96Ⅰ轴5.215.1179.5177.92626.094.370.96Ⅱ轴5.014.91333.71327.04143.2710.96卷筒轴4.864.76323.77317.29143.27第五章：V带的设计内容结论5.1V带的设计与计算：5.1.1确定计算功率Pca：查（机械设计第九版表8-8）得工作情况系数KA=1.2，Pca=KAPd=1.2×5.43kW=6.516kW5.1.2选择V带的带型根据Pca、nm由图选用A型（查机械设计第九版图8-11）。5.1.3确定带轮的基准直径dd并验算带速v1）初选小带轮的基准直径dd1。查（机械设计第九版表8-9）表，取小带轮的基准直径dd1=125mm。2）验算带速v:v=πdd1因为5m/s<v<30m/s，故带速合适。3）计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径:dd2=i0dd1=2.3×125=287.5mm根据（机械设计第九版表8-9），取标准值为dd2=315mm5.1.4确定V带的中心距a和基准长度Ld1）根据课本公式，初定中心距a0=600mm。2）由课本公式计算带所需的基准长度:Ld0≈eq2a\s(,0)+\f(π,2)(d\s(,d1)+d\s(,d2))+\f((d\s(,d2)-d\s(,d1))\s(2),4a\s(,0))=2×600+≈1906mm查（机械设计第九版表8-2）表选带的基准长度Ld=1940mm。3）按课本公式计算实际中心距a0：a≈a0+(Ld-Ld0)/2=600+(1940-1906)/2mm≈617mm按课本公式，中心距变化范围为587.9~675.2mm。5.1.5验算小带轮上的包角：≈180°-(dd2-dd1)×57.3°/a=180°-（315-125)×57.3°/617≈162°>120°5.1.6计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率Pr：由dd1=125mm和nm=1440r/min，查（机械设计表8-4）表得单根V带传送功率P0=1.9096kW。根据nm=1440r/min，i0=2.3和A型带，查（机械设计第九版表8-5（机械设计第九版表8-9））表得P0=0.17kW。查（机械设计第九版表8-6）表得K=0.954，查表8-2得KL=1.02，于是Pr=(P0+P0)KKL=(1.9096+0.17)×0.954×1.02kW=2.02kW2）计算V带的根数z：z=Pca/Pr=6.516/2.02=3.23所以V带根数取4根。5.1.7计算单根V带的初拉力F0：查（机械设计第九版表8-3）表得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以：F0=eq500\f((2.5-K\s(,α))P\s(,ca),K\s(,α)zv)+qv\s(2)=500=149N5.1.8计算压轴力FP：FP=2zF0sin(1/2)=2×149×sin(162/2)=1177N5.2带轮结构设计5.2.1小带轮的结构设计1）小带轮的结构图：2）小带轮主要尺寸计算：代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d电动机轴直径DD=38mm38mm分度圆直径dd1125mmdadd1+2ha125+2×2.75130.5mmd1(1.8~2)d(1.8~2)×3872.2mmB(z-1)×e+2×f(4-1)×15+2×963mmL(1.5~2)d(1.5~2)×3868.4mm5.2.2大带轮的结构设计1）大带轮的结构图2）大带轮主要尺寸计算：代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d输入轴最小直径D=25mm25mm分度圆直径dd1315mmdadd1+2ha315+2×2.75320.5mmd1(1.8~2)d(1.8~2)×2547.5mmB(z-1)×e+2×f(4-1)×15+2×963mmL(1.5~2)d(1.5~2)×2545mmh12903p290346.34mmh20.8h10.8*46.3437.07mmf10.2h10.2*46.349.27mmb10.4h10.4*46.3418.50mmb20.8b10.8*18.5014.8mmf20.2h20.2*37.077.41mmPca=6.52kW选用A型V带dd1=125mm带速合适dd2=315mmLd=1940mma0≈617mm≈162°P0=1.9096kWP0=0.17kWK=0.954KL=1.02Pr=2.02kwz=4q=0.105kg/mF0=149NFP=1177N第六章：齿轮传动的设计内容结论6.1选精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为45刚（调质），齿面硬度250HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为220HBS。（2）一般工作机器，选用7级精度。（3）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=24×4.37=104.88，取z2=105。（4）压力角=20°。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,1),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))1）确定公式中的各参数值。①试选载荷系数KHt=1.4。②计算小齿轮传递的转矩T1=79470N/m③选取（机械设计第九版表10-7）齿宽系数φd=1。④查（机械设计第九版图10-20）图取区域系数ZH=2.5。⑤查（机械设计第九版表10-5）表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。端面压力角：a1=arccos[z1cos/(z1+2ha*=arccos[24×cos20°/(24+2×1)]=29.841°a2=arccos[z2cos/(z2+2ha*=arccos[105×cos20°/(105+2×1)]=22.761°端面重合度：=[z1(tana1-tan)+z2(tana2-tan)]/2π=[24×(tan29.841°-tan20°)+105×(tan22.761°-tan20°)]/2π=1.73重合度系数：Zeq\r(\f(4-e\s(,a),3))eq\r(\f(4-1.73,3))⑦计算接触疲劳许用应力[H]查（机械设计第九版图10-25d）得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa、Hlim2=570MPa。6.2计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1=60nkth=60×626.09×1×5×300×2×8=9.02×108大齿轮应力循环次数：N2=60nkth=N1/u=9.02×108/4.37=2.06×108查（机械设计第九版图10-23）取接触疲劳寿命系数:KHN1=0.99、KHN2=0.96。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:[H]1=eq\f(K\s(,HN1)σ\s(,Hlim1),S)=eq\f(0.99×600,1)=594MPa[H]2=eq\f(K\s(,HN2)σ\s(,Hlim2),S)=eq\f(0.96×570,1)=547.2MPa取[H]1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[H]=[H]2=547.2MPa2）试算小齿轮分度圆直径eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,1),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))=eq\r(3,\f(2×1.4×79.47×1000,1)×\f(4.27+1,4.37)×\b(\f(2.5×189.8×0.871,547))\s(\s(\s(2))))=58.99mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度：v=eq\f(πd\s(,1t)n\s(,1),60×1000)=eq\f(π×58.99×626.09,60×1000)=1.93m/s②齿宽bb=eqφ\s(,d)d\s(,1t)=eq1×58.99=58.99mm2）计算实际载荷系数KH①查（机械设计第九版表10-2）表得使用系数KA=1.25。②根据v=1.93m/s、7级精度，查（机械设计第九版图10-8）图查得动载系数KV=1.05。③齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2×1000×79.5/58.99=2695NKAFt1/b=1.25×2695/58.99=57.11N/mm<100N/mm查（机械设计第九版表10-3）表得齿间载荷分配系数KH=1.2。④查（机械设计第九版表10-4）表用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，KH=1.31。由此，得到实际载荷系数KH=KAKVKHKH=1.25×1.05×1.2×1.31=2.063）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1=eqd\s(,1t)\r(3,\f(K\s(,H),K\s(,Ht)))=58.99×eq\r(3,\f(2.06,1.4))=67.13mm及相应的齿轮模数mn=d1/z1=67.13/24=2.8mm取模数为2mm。6.3几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=24×2d2=z2m=149×2=298（2）计算中心距a=(d1+d2)/2=(68+298)/2=183mm（3）计算齿轮宽度b=φdd1=1×68=68mm取b2=68、b1=75。6.4校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件F=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))≤[F]1）确定公式中各参数值①计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y0.25+0.75/=0.67②由齿数，查（机械设计第九版图10-17）图得齿形系数和（机械设计第九版图10-18）图得应力修正系数YFa1=2.15YFa2=2.05YSa1=1.82YSa2=1.95③计算实际载荷系数KF查（机械设计第九版表10-3）表得齿间载荷分配系数KF=1.0根据KH=1.31，结合b/h=10.67查（机械设计第九版图10-13）图得KF则载荷系数为KF=KAKvKFKF=1.25×1.05×1.0×1.28=2.19④计算齿根弯曲疲劳许用应力[F]查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Flim1=420MPa、Flim2=410MPa。查（机械设计第九版图10-22）图取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90、KFN2=0.92取安全系数S=1.4，得[F]1=eq\f(K\s(,FN1)σ\s(,Flim1),S)=eq\f(0.90×420,1.4)=270MPa[F]2=eq\f(K\s(,FN2)σ\s(,Flim2),S)=eq\f(0.92×410,1.4)=269.43MPa2）齿根弯曲疲劳强度校核F1=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))=eq\f(2×1000×2.19×79.5×2.15×1.82×0.67,1×2\s(\s(3))×34\s(\s(2)))=98.7MPa≤[F]1F2=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))=eq\f(2×1000×2.19×79.5×2.05×1.95×0.67,1×2\s(\s(3))×34\s(\s(2)))=100.85MPa≤[F]2齿根弯曲疲劳强度满足要求。6.5主要设计结论齿数z1=34、z2=149，模数m=2mm，压力角=20°，中心距a=185mm，齿宽b1=68mm、b2=75mm。6.齿轮参数总结和计算代号名称计算公式高速级小齿轮低速级大齿轮模数m2mm2mm齿数z34149齿宽b75mm68mm分度圆直径d68mm298mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高ham×ha2mm2mm齿根高hfm×(ha+c)4.5mm4.5mm全齿高hha+hf6.5mm6.5mm齿顶圆直径dad+2×ha72mm302mm齿根圆直径dfd-2×hf59mm289mmZ1=24Z2=105小齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度250HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为220HBS。（2）一般工作机器，选用7级精度。φd=1ZH=2.5ZE=189.8MPa1/2=1.73Hlim1=600MPaHlim2=570MPa[H]=[H]2=547.2MPaV=1.93m/sb=58.99mmKa=1.25Kv=1.05KH=1.2KH=1.31KH=2.06m=2mmd1=68mmd2=298mma=185mmKF=2.19齿数z1=34、z2=149，模数m=2mm，压力角=20°，中心距a=185mm，齿宽b1=75mm、b2=68mm。第七章：传动轴和传动轴承及联轴器设计内容结论7.1输入轴的设计1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1=5.11Kwn1=626.09r/minT1=77.9Nm7.1.2求作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径为:d1=68mm则:Ft=eq\f(2T\s(,1),d\s(,1))=eq\f(2×77.9×1000,68)=22900NFr=Ft×tan=22900×tan20°=833.49N7.1.3初步确定轴的最小直径:先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（减速器设计实例精解表15-3）表，取A0=110，得：dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,1),n\s(,1)))=110×eq\r(3,\f(5.11,626.09))=22.15mm输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大7%，故选取:d12=25mm7.1.4轴的结构设计图7.1.5根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足大带轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23=31mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=34mm。大带轮宽度B=63mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取L12=52mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23=30mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207，其尺寸为d×D×T=35×72×17mm，故d34=d56=35mm，取挡油环的宽度为25，则L34=L56=17+25=42mm。3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以L45=B=75mm，d45=d1=68mm4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离，取L23=58mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。7.1.6轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）:根据6207深沟球轴承查手册得T=17mm带轮中点距左支点距离L1=48/2+50+17/2=82.5mm齿宽中点距左支点距离L2=65/2+32+9-17/2=65mm齿宽中点距右支点距离L3=65/2+9+32-17/2=65mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1=eq\f(FtL3,L2+L3)=eq\f(2700.7×65,65+65)=1350.4NFNH2=eq\f(FtL2,L2+L3)=eq\f(2700.7×65,65+65)=1350.4N垂直面支反力（见图d）：FNV1=eq\f(FrL3-Fp(L1+L2+L3),L2+L3)=eq\f(982.4×65-1207.63×(82.5+65+65),65+65)=-1482.8NFNV2=eq\f(FrL2+FpL1,L2+L3)=eq\f(982.4×65+1207.63×82.5,65+65)=1257.6N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH=FNH1L2=1350.4×65Nmm=87776Nmm截面A处的垂直弯矩：MV0=FpL1=1207.63×82.5Nmm=99629Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1=FNV1L2=-1482.8×65Nmm=-96382NmmMV2=FNV2L3=1257.6×65Nmm=81744Nmm分别作水平面弯矩图（c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M1=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V1))=130361NmmM2=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V2))=119945Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。，由（机械设计第九版公式14-4）取=0.6，则有：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT1)\s(2)),W)=eq\f(\r(130361\s(2)+\b(0.6×81.02×1000)\s(2)),0.1×60\s(3))MPa=6.4MPa≤[]=60MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：7.2输出轴的设计7.2.1求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2=4.7KWn2=143.28r/minT2=312.77Nm7.2.2求作用在齿轮上的力已知大齿轮的分度圆直径为:d2=240mm则:Ft=eq\f(2T\s(,2),d\s(,2))=eq\f(2×312.77×1000,240)=2606.4NFr=Ft×tan=2606.4×tan20°=948.1N7.2.3初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，查（减速器设计实例精解表9-8）表，取:A0=112，于是得dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,2),n\s(,2)))=112×eq\r(3,\f(4.7,143.28))=35.9mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT2，查（机械设计表14-1）表，考虑转矩变化小，故取KA=1.5，则:Tca=KAT2=1.5×312.77=469.2Nm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T4323-2002或手册，选用LT7型联轴器。半联轴器的孔径为40mm故取d12=40mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。7.2.4轴的结构设计图7.2.5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轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23=47mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L略短一些，现取L12=80mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23=47mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6210，其尺寸为d×D×T=50mm×90mm×20mm，故d34=d67=50mm。右端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6210型轴承的定位轴肩高度h=4mm，因此，取d56=60mm。3）取安装齿轮处的轴段IV-V段的直径d45=52mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B=68mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L45=56mm。4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离，取L23=50mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。7.2.6轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）:根据6210深沟球轴承查手册得T=20mm齿宽中点距左支点距离L2=60/2-2+48.5+58-20/2=124.5mm齿宽中点距右支点距离L3=60/2+11.5+35-20/2=66.5mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1=eq\f(FtL3,L2+L3)=eq\f(2606.4×66.5,124.5+66.5)=907.5NFNH2=eq\f(FtL2,L2+L3)=eq\f(2606.4×124.5,124.5+66.5)=1698.9N垂直面支反力（见图d）：FNV1=eq\f(FrL3,L2+L3)=eq\f(948.1×66.5,124.5+66.5)=330.1NFNV2=eq\f(FrL2,L2+L3)=eq\f(948.1×124.5,124.5+66.5)=618N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH=FNH1L2=907.5×124.5Nmm=112984Nmm截面C处的垂直弯矩：MV=FNV1L2=330.1×124.5Nmm=41097Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V))=120226Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取=0.6，则有：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT3)\s(2)),W)=eq\f(\r(120226\s(2)+\b(0.6×312.77×1000)\s(2)),0.1×55\s(3))MPa=13.4MPa≤[]=60MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：Ft=22900NFr=833.49Ndmin=22.15mm:d12=25mmd23=30mm挡圈直径D=34mm大带轮宽度B=68mmL12=52mm选择深沟球轴承6207d34=d56=35mm挡油环的宽度为25L34=L56=42mmL45=75mmd1=68mmL1=82.5mmL2=65mmL3=65mmFNH1=1350.4NFNH2=1350.4NFNV1=-1482.8NFNV2=1257.6NMH=87776NmmMV0=99629NmmM1=130361NmmM2=119945Nmmca=6.4MPaFt=2606.4NFr=948.1N轴的材料为45钢，调质处理dmin=35.9mmTca=469.2Nmd12=40mm轴配合的毂孔长度为84mm轴端直径取挡圈直径D=50mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mmd12=42mmL12=80mmd23=47mmL23=50mmd34=d67=50mmL34=42mmL67=39mmd45=52mmL45=66mmd56=60mmL56=6mmFNH1=907.5NFNH2=1698.9NFNV1=330.1NFNV2=618NMH=112984NmmMV=41097NmmM=120226Nmmca=13.4MPa第八章：键连接的选择及校核计算内容结论8.1输入轴键选择与校核校核大带轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：b×h×L=8mm×7mm×40mm，接触长度:L’=40-8=32mm校核：键的材料用铸钢，查表6-2取许用压力[σP]=50~60MPa，σp=4T/dnl=4*79.51*1000/(25*7*32)=56.8MPa因为σp<[σP]，故键是安全的，合格。8.2输出轴键选择与校核1）输出轴与大齿轮处键该处选用普通平键尺寸为：b×h×L=16mm×10mm×63mm，接触长度:L'=63-16=47mm，校核：键的材料用铸钢，查表6-2取许用压力[σP]=50~60MPa，σp=4T/dnl=4*333.71*1000/(52*10*47)=54.6MPa因为σp<[σP]，故键是安全的，合格。2）输出轴与联轴器处键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=12mm×8mm×70mm，接触长度:L'=70-12=58mm校核：键的材料用铸钢，查表6-2取许用压力[σP]=100~120MPa，σp=4T/dnl=4*323.77*1000/(42*8*58)=66.46MPa因为σp<[σP]，故键是安全的，合格。平键尺寸为：b×h×L=8mm×7mm×40mmL'=32mm普通平键尺寸为：b×h×l=16mm×10mm×63mmL'=47mm普通平键尺寸为：b×h×l=12mm×8mm×70mmL'=58mm第九章：轴承的选择及校核计算内容结论根据条件，轴承预计寿命：Lh=5×2×8×300=24000h9.1输入轴的轴承计算与校核1）初步计算当量动载荷P:因该轴承即受轴向力也受径向力，查（机械设计第九版表13-5）得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×833.49+0=833.49N2）求轴承应有的基本额定载荷值C=Peq\r(ε,\f(60n\s(,1),10\s(\s(6)))L\s(,h))=833.49×eq\r(3,\f(60×626.09,10\s(\s(6)))×24000)=8051.93N3）选择轴承型号:查（机械设计第九版表11-5），选择:6207轴承，Cr=25.5KN，由课本式11-3有：Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n\s(,1))\b(\f(C,P))\s(\s(10/3))=eq\f(10\s(\s(6)),60×626.09)\b(\f(25.5×1000,833.49))\s(\s(3))=7.62×105≥Lh所以轴承预期寿命足够。9.2输出轴的轴承计算与校核1)初步计算当量动载荷P:因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×798.77+0=798.77N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=Peq\r(ε,\f(60n\s(,1),10\s(\s(6)))L\s(,h))=798.77×eq\r(3,\f(60×143.27,10\s(\s(6)))×24000)=4719.84N3）选择轴承型号:查（机械设计第九版表11-5）表，选择:6210轴承，Cr=35KN，由（机械设计第九版公式11-3）得Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n\s(,1))\b(\f(C,P))\s(\s(10/3))=eq\f(10\s(\s(6)),60×143.27)\b(\f(35×1000,798.77))\s(\s(3))=9.79×106≥Lh所以轴承预期寿命足够。Lh=24000hP=833.49NC=8051.93N6207轴承，Cr=25.5KN轴承预期寿命足够P=798.77NC=4719.84N6210轴承，Cr=35KN轴承预期寿命足够第十章：联轴器的选择内容结论10.1载荷计算公称转矩：T=T2=317Nm查（机械设计第九版表14-1）KA=1.5，故得计算转矩为：Tca=KAT2=1.5×317=476Nm10.2型号选择选用LT7型弹性套柱销联轴器，联轴器许用转矩为T=500Nm，许用最大转速为n=3600r/min，轴孔直径为42mm，轴孔长度为84mm。Tca=476Nm≤T=500Nmn2=143.27r/min≤n=3600r/min联轴器满足要求，故合用。Tca=476NmLT7型联轴器，联轴器许用转矩为T=500Nm，许用最大转速为n=3600r/min，轴孔直径为42mm，轴孔长度为84mm第十一章：减速器的润滑和密封内容结论11.1减速器的润滑1）齿轮的润滑通用的闭式齿轮传动，其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。由于大齿轮的圆周速度v≤12m/s，将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。这样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高，但一般亦不应小于10mm。为了避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30mm，取齿顶距箱体内底面距离为30mm。由于大齿轮全齿高h=6.5mm≤10mm，取浸油深度为10mm，则油的深度H为H=30+10=40mm根据齿轮圆周速度查（机械设计第九版表10-8）表选用中负荷工业齿轮油（GB5903-2011），牌号为150润滑油，粘度荐用值为118cSt。2）轴承的润滑轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外，也有使用固体润滑剂润滑的。选用哪一类润滑方式，可以根据低速大齿