带式运输机传动装置的课程设计.pdf

.机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书设计题目 带式运输机传动装置的设计 机械工程学院 院（系）农业机械化及自动化 专业年级 2010 设计者 指导教师 年 月 日宁宁 夏夏 大大 学学1目录目录1 传动方案的分析论证.41.1 传动装置的组成.41.2 传动装置的特点.41.3 确定传动方案.41.4 传动方案的分析.42.电动机的选择.42.1 选择电动机的类型.42.2 选择电动机的功率.42.3 确定电动机的转速.53.传动比的计算及分配.53.1 总传动比.53.2 分配传动比.54.传动装置运动及动力参数计算.64.1 各轴的转速.64.2 各轴的功率.64.3 各轴的转矩.65.减速器的外传动件的设计.75.1 选择 V 带型号.75.2 确定带轮基准直径.75.3 验算带的速度.75.4 确定中心距和 V 带长度.75.5 验算小带轮包角 .85.6 确定 V 带根数.85.7 计算初拉力.85.8 计算作用在轴上的压力.85.9 带轮结构设计.86.高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算.96.1 选择材料、热处理方式和公差等级.96.2 初步计算传动的主要尺寸.96.3 确定传动尺寸.106.4 校核齿根弯曲疲劳强度.126.5 计算齿轮传动其他几何尺寸.137.低速级直齿圆柱齿轮的设计计算.147.1 选择齿轮的材料.147.2 确定齿轮许用应力.147.3 计算小齿轮分度圆直径.157.4 验算接触应力.157.5 验算弯曲应力.167.6 计算齿轮传动的其他尺寸.167.7 齿轮作用力的计算.178 中间轴的设计计算.178.1 已知条件.1728.2 选择轴的材料.188.3 初算轴径.188.4 结构设计.188.5 键连接.208.6 轴的受力分析.208.7 校核轴的强度.228.8 校核键连接的强度.228.9 校核轴承寿命.229.高速轴的设计与计算.239.1 已知条件.239.2 选择轴的材料.239.3 初算最小轴径.239.4 结构设计.249.5 键连接.269.6 轴的受力分析.269.7 校核轴的强度.289.8 校核键连接的强度.299.9 校核轴承寿命.2910.低速轴的设计与计算.3010.1 已知条件.3010.2 选择轴的材料.3010.3 初算轴径.3010.4 结构设计.3010.5 键连接.3210.6 轴的受力分析.3210.7 校核轴的强度.3410.8 校核键连接的强度.3410.9 校核轴承寿命.3511 润滑油与减速器附件的设计选择.3511.1 润滑油的选择.3511.2 油面指示装置.3511.3 视孔盖.3611.4 通气器.3611.5 放油孔及螺塞.3611.6 起吊装置.3611.7 起盖螺钉.3611.8 定位销.3612 箱体结构设计.3713 设计小结.3814 参考文献.38附：装配图与零件图3设计任务设计任务带式运输机传动装置的设计。已知条件：1运输带工作拉力 F=2 kN；2运输带工作速度 v=1.1 m/s；3滚筒直径 D=300 mm；4滚筒效率j=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；5工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6使用折旧期：8 年；7工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度 35；8动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V；9检修间隔期：4 年一次大修，2 年一次中修，半年一次小修；10制造条件与生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。图 1动力及传动装置DvF4设计计算及说明结果1.传动方案的分析论证传动方案的分析论证机器通常是由原动机、传动装置和工作机三部分组成。其中传动装置是将原动机的运动和动力传递给工作机的中间装置。它通常具备减速（或增速）、改变运动形式或运动方向以及将动力和运动进行传递与分配的作用。1.1 传动装置的组成：传动装置的组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。1.2 传动装置的特点：传动装置的特点：齿轮相对于轴承的位置不对称，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。1.3 确定传动方案：确定传动方案：合理的传动方案首先应满足工作机的性能要求，还要与工作条件相适应。同时，还要求工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、使用维护方便、工艺性和经济性好。若要同时满足上述各方面要求是比较困难的。因此，要分清主次，首先满足重要要求，同时要分析比较多种传动方案，选择其中既能保证重点，又能兼顾其他要求的合理传动方案作为最终确定的传动方案。初步确定传动系统总体方案为二级展开式圆柱齿轮减速器，设计图如下：23541IIIIIIIVPdPw图一：传动系统总体方案设计图1.4 传动方案的分析传动方案的分析：结构简单，采用带传动与齿轮传动组合，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，成本低，使用维护方便。2.电动机的选择电动机的选择2.1 选择电动机的类型选择电动机的类型根据用途选用 Y（IP44）系列一般用途的全封闭式自冷式三相异步电动机2.2 选择电动机的功率选择电动机的功率由已知条件可知，传送带所需的拉力 F=2KN，传输带工作速度 v=1.1 m/s，故F=2000N5输送带所需功率为=2.2KWwP1000Fv由【2】表 1-7 查得滚筒效率=0.96，轴承效率=0.99，联轴器效滚轴承率=0.99，带传动的效率=0.96，齿轮传递效率 =0.97。联带齿轮电动机至工作机之间传动装置的总效率为=0.824642 总带联轴承齿轮滚电动机总的传递效率为=2.66kw0Pwp总查2表 12-1，选取电动机的额定功率为=3KWedp2.3 确定电动机的转速确定电动机的转速由已知，滚筒的直径为 D=300mm，工作速度为 v=1.1 m/s，所以输送带带轮的工作转速为=70wn1000*60*vDr/minV 带传动比=24，二级减速器常用的传动比为=840i带i内总传动比的范围=*=16160i总i带i内电动机的转速范围为=*=112011200 0ni总wnr/min查2表 12-1，符合这一转速的范围的电动机同步转速有 1500，3000三种，初选 1500，满载转速=1420r/minr/minr/minmn型号 Y100L2-4 的电动机。r/min3.传动比的计算及分配传动比的计算及分配3.1 总的传动比总的传动比=20.28i总mwnn142070r/minr/min3.2 分配传动比分配传动比根据带传动比范围，取 V 带传动比为=2.46，则i带减速器的传动比为 i=8.23ii总带=2200KWwP=0.96总=0.82460P=3000KWedP=70wnr/min=1420mnr/min=20.28i总r/min=2.46i带i=8.23=3.3i高6高速级传动比为=3.273.39。取=3.3i高(1.31.4)*ii高低速级传动比为=2.49i低ii高8.233.34.传动装置运动及动力参数计算传动装置运动及动力参数计算4.1 各轴的转速各轴的转速轴（高速轴）011420/min577.23/min2.46nnrri带轴（中间轴）12577.23/min174.91/min3.3nnrri高轴（低速轴）23174.91/min70.24/min2.49nnrri低轴（滚筒轴）370.24/minwnnr4.2 各轴的功率各轴的功率轴（高速轴）=*=0.96*2.66kw=2.55kw1p带0p轴（中间轴）=*=0.99*0.97*2.55kw=2.45kw2p轴承齿轮1p轴（低速轴）=*=0.45*0.99*0.97kw=2.35kw3p齿轮轴承2p轴（滚筒轴）=*=0.99*0.99*2.35kw=2.31kwwp4p联轴承3p4.3 各轴的转矩各轴的转矩电动机轴 =9550*=9550*=17.890T00Pn2.661420N mN m轴（高速轴）=9550*=9550*=42.191T11pn2.55577023N mN m轴（中间轴）=9550*=9550*=133.772T22pn2.45174.91N mN m=2.49i低1577.23/minnr2174.91/minnr370.24/minnr70.24/minwnr=2.55kw1p=2.45kw2p=2.35kw3p=2.31kwwp=17.890TN m=42.191TN m=133.772TN m7轴（低速轴）=9550*=9550*=319.513T33pn2.3570.24N mN m轴（滚筒轴）=9550*=9550*=314.074Twwpn2.3170.24N mN m表一表一 传动装置各轴主要参数计算结果传动装置各轴主要参数计算结果轴号输入功率 P/kW转速 n/(r/min)转矩 T/N m传动比 i电动机轴2.66142017.89轴（高速轴）2.55577.2342.19轴（中间轴）2.45174.91133.77轴（低速轴）2.3570.24319.51轴（滚筒轴）2.3170.24314.07=2.46i带=3.3i高=2.49i低5.减速器的外传动件的设计减速器的外传动件的设计5.1 选择选择 V 带型号带型号 考虑到在和变动较小，查【1】表 7-5 得工作情况系数=1.1，则AK=*=1.1*2.66kw=2.93kwdpAK0p根据=1420r/min，=2.93kw，由【1】图 7-17 选择 A 型普通 V 带。nmdp5.2 确定带轮基准直径确定带轮基准直径由【1】图 7-17 可知，A 型普通 V 带推荐小带轮直径=80100，选小1D带轮=100mm，则大带轮直径为1D=*=2.46*100mm=246mm，由【1】表 7-7，取=250mm。2Di带1D2D5.3 验算带的速度验算带的速度=7.45m/s25m/sv带10n60 1000D100 142060 10005.4 确定中心距和确定中心距和 V 带长度带长度根据 0.7（+）mm=245mm 155.51205.6 确定确定 V 带根数带根数查【1】表 7-9=0.95,由表 7-3 得，=1.11，由表 7-10 得，KlK=0.17，由表 7-8，得=0.630p0pz=3.4700()dlpppKK2.93(0.630.17)0.95 1.11取整 z=45.7 计算初拉力计算初拉力由【1】表 7-11 查得 V 带单位长度质量 m=0.1kg/m,则单根 V 带张紧力=0F22.5500mvdpKzvK带（）+=500（）+0.1=103.97N2.934 7.452.50.950.9527.455.8 计算作用在轴上的压力计算作用在轴上的压力Q=2zsin=24103.7sin=813.3N0F277.9=350mm0a=1250mmdLa=342.08mm=1155.5120合格z=4=103.97N0FQ=813.3N95.9 带轮结构设计带轮结构设计小带轮采用实心质，由【1】表 7-4，e=150.3，=9，取 f=10.在minf【2】表 12-5 查得=28mm0D轮毂宽：=（1.52.0）=4256mm，初选=50mmL带轮0DL带轮轮缘宽：=(z-1)*e+2f=65mmB带轮大带轮采用孔板式结构，轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行。6.高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算6.1 选择材料、热处理方式和公差等级选择材料、热处理方式和公差等级考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用 45 钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由【3】表 8-17 的齿面平均=236,1HBW=190HBW，HBW-=46HBW，在 3050HBW 之间。选用 8 级2HBW2HBW精度6.2 初步计算传动的主要尺寸初步计算传动的主要尺寸因为平均硬度小于 350HBW，则齿轮为软面闭式传动，故按齿轮接触强度进行设计（外啮合）。213121 EHdHZ Z Z ZkT udu(1)小齿轮传递的转矩为=42190N*mm1T(2)初选=1.2，由【3】表 8-18 得=1.1kd(3)由【3】表 8-19 得弹性系数=189.8EZ(4)初选=12，由【3】图 9-2 查得 查得节点系数=1.72。HZ(5)齿轮的传动比为 u=3.3，初选=23，则=u*=3.3*23=75.9，取整1Z2Z1Z45 钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8 级精度=231Z=75.92Z10数 76,则端面重合度为=1.88-3.2*()cos=1.66 轴向重合度1211ZZ为=0.318*=1.71 d1Ztan(6)由3图 8-3 查得 重合度系数=0.775Z(7)由3图 11-2 查得 螺旋角系数=0.99Z(8)许用接触应力可用下式计算=Hlim*NHHZS计算=2HBW+69=2*236+69=541MPalim1H =2HBW+69=2*190+69=449 MPalim2H大小齿轮的应力循环次数为=60*a=60*577023*2*8*365*8=1.618*h1N1nhL910=4.903*h2N1Nu91.618*103.3810由【3】图 8-5 查得 寿命系数=1.0，=1.051NZ2NZ取安全系数=1.0HS则小齿轮的许用接触应力为 =541 MPa1 Hlim1*NHHZS大齿轮的许用接触应力为 =471.45 MPa2 Hlim2*NHHZS故=472 MPamin H初算小齿轮的分度圆得1td213121 EHtdHZ Z Z ZkT udu =232 1.2 42190(3.3 1)189.8 2.46 0.775 0.99()1.13.3472 =41.03mm=541 MP1 H=471.45 MPa2 H=472 MPamin H41.03mm1td 116.3 确定传动尺寸确定传动尺寸计算载荷系数 查得使用系数=1.0AKv=1.24m/s11*n60*1000td41.03*577.2360*1000由3图 8-6 查得 齿间载荷分配系数=1.05vK由3图 8-7 查得 齿向载荷分配系数=1.21K由3表 8-22 查得 齿间载荷分配系数=1.2K载荷系数 k=*=1.*1.05*1.21*1.2=1.52KKvKAK对进行修正，因与 k 有较大的差异，故需对由计算出的进行修正1tdkk=*=41.03*=44.39mm1d1td3kk31.521.2确定模数=1.89 取整=2nm11*cosdznm中心距 =101.21mm 圆整=100mm1a122coszz23762cos121a螺旋角为=arcos=8.1121*()2nmzza因 值与初选值相差较大，故对与 有关的参数进行修正，由【3】图9-2 查得，=2.48HZ端面重合度系数=1.88-3.2,()cos=1.681211ZZ轴向重合度为=0.318=1.37 d1Ztan由【3】图 8-3 查得 重合度系数=0.774Z由【3】图 11-2 查得 螺旋角系数=0.992Z213121*EHtdHZ Z Z ZkTuduK=1.52=100mm1a 44.66mm1td 12 =232*1.52*42190(3.3 1)189.8*2.48*0.774*0.992*()1.13.3472 =44.66mm精确计算圆周速度为v=1.35m/s11*n60*1000td44.6*577.2360*1000由图 8-6 查得 动载荷系数=1.09vKk=*=1.0*1.08*1.21*1.2=1.58KKvKAK=*=*=45.24mm1d1td3kk31.581.2=1.95,取标准值=2nm11*cosdznm=mm=46.46mm1d1*cosnmz2*23cos8.1=mm=116.68mm2d1*cosnmz2*76cos8.1b=*=1.1*46.46=50.11mm，取整=50mmd1d2b=+（510）mm 取=60mm1b2b1b6.4 校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度齿根的疲劳强度条件12*FFSBFnk TY Y Y Yb md其中 k=1.52，=42190Nmm，=2，=46.46mm，b=50mm1Tnm1d齿形系数 和应力修正系数，当量齿数为FYSY=23.701vZ13cosz323cos12=78.322vZ23cosz376cos12=2nm=46.46mm1d=116.68mm2d=50mm2b=60mm1b13由3图 8-8 查得=2.68，=2.25FYSY由3图 8-9 查得=1.57，=1.761SY2SY由3图 8-10 查得 重合度系数=0.72Y由3图 11-3 查得 螺旋角系数=0.93Y许用弯曲应力 lim*NFFFYS由3表 8-11 查得 弯曲疲劳极限应力为=1.8HBS=425MPalim1F=1.8HBS=342 MPalim2F由3图 8-11 查得 寿命系数=11NY2NY由3表 8-20 查得 安全系数=1.6FS=265.6MPa1lim11*NFFFYS=213.8MPa2lim22*NFFFYS111112*FFSnk TY Y Y Yb md=2*1.58*42190*2.68*1.57*0.72*0.9350*2*45.24 =83.03 MPa,则 1F1 F=2F22111*SFFSFY YY Y=83.03*2.25*1.762.68*1.57=78.14 MPa 2 F6.5 计算齿轮传动其他几何尺寸计算齿轮传动其他几何尺寸满足齿根弯曲疲劳强度14端面模数 =2.02015tmcosnm2cos8.1齿顶高 =1*2=2ah*ahnm齿根高 =（）=（1+0.25）*2=2.5mmfh*ahcnm全齿高 h=+=2+2.5=4.5mmahfh顶隙 c=0.285*2=0.5 *nc m齿顶圆直径=1ad1246.462*250.46adh 222153.532*2157.53aaddh齿根圆直径 11222(46.462*2.5)41.462(157.532*2.5)152.53ffffddhmmmmddhmmmm7.低速级直齿圆柱齿轮的设计计算低速级直齿圆柱齿轮的设计计算7.1 选择齿轮的材料选择齿轮的材料同前小齿轮调质，236HBW 大齿轮正火，190HBW7.2 确定齿轮许用应力确定齿轮许用应力 许用接触应力：由1表 8-39 知=HlimHbHLHKS由1表 8-10 查得 lim1lim22 236695412 19069449HHMPaMPa故应按接触极限应力较低的计算，只需求出大齿轮2H对于正火的齿轮 =1.0H由于载荷稳定，故按1表 8-41，求轮齿应力循环次数HN=60=60174.91283658=4.9HN2n t810循环基数由1图 8-41 查得当 HBS 为 300 时，因HLN702.5 10HN=2.02015tm=2ah=2.5mmfhh=4.5mmc=0.5=50.461ad=157.532ad=41.461fd=152.532fd45 钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8 级精度15 =10HHNN06HHLHNKN=2H4494491.0MPaMPa许用弯曲应力由1式 8-46 知 limFbFFcFlFk kS由1表 8-11 知lim 1lim 21.8424.81.8342FbFbHBSHBS取 单向传动取 同,所以2FS 1Fck0FVFNN1Fck得12424.8212.423421712FFMPaMPaMPaMPa7.3 根据接触强度，求小齿轮分度圆直径根据接触强度，求小齿轮分度圆直径由1式 8-38 3121VBddHF kudku 初步计算（表 8-9）3284mindNk 1d1.18k33213377 1.18 3.498486.6441 4492.49dmm 取mm mm186.64bd486b 4215.21d 取=95mm32(5 10)bbmm3b选定=432.49=107.7 取 107343Z 41ZuZ 取 m=21186.6442.0143dmmmz 12()1502maZZmm7.4 验算接触应力验算接触应力 2H449MPa1212.4FMPa2171FMPa1.18k343Z=1074Zm=2150amm16由18-37 知 1312(1)vHHEdTk k uZ Z Zdu取=1.76=1=271HZZEZ22Nmm齿轮圆周速度1 140.216 174.910.36860 100060 1000d nV由图 8-39 查得=1.15（8 级精度齿轮）vk=1.762711=421.892 H32 133770 118 1.153.49(40.216)12.49H接触强度足够7.57.5 验算弯曲应力验算弯曲应力由1表 8-43 知 =FFY2212vdT K Kdm由1图 8-44 查得=43 =3.76 =107 =3.751Z1FY2Z2FY =N/=65.21MP111FFY2703.762mm =MP=72MP222FFY2703.75故应验算小齿轮的弯曲应力=3.76=4647MP1F2212VFdT K KYdm22 133770 1.18 1.1586.641 2 弯曲强度足够1F2F7.6 计算齿轮传动的其他尺寸计算齿轮传动的其他尺寸齿顶高 =m=12=2mmahah齿根高 =（1+0.25）2=2.5mmfhahcm全齿高 h=+=2+2.5mm=4.5mmahfh顶隙=m=0.252=0.5mmcc接触强度足够弯曲强度足够=2mmah=2.5mmfhh=4.5mm=0.5mmc17齿顶圆直径 =+2=86.644+4mm=90.644mm3ad3dah =+=215.21+4mm=219.21mm4ad4d2ah齿根圆直径=2=86.644-22.5=81.644mm3fd4dfh =215.21122.5=201.211mm4fd4d2fh7.7 齿轮作用力的计算齿轮作用力的计算高速级齿轮传动的作用力已知高速轴传递的转矩=421901mm 转速=577.23r/min1T1n螺旋角=8.6 小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径=46.46mm1d齿轮 1 的作用力圆周力 =N=1816.2N2tF112Td2 4219046.46径向力为=1816.2N=667.7N21tancosnrtxFFtan20cos8.1轴向力=1816.2=258.5N21tanatFFtan8.1齿轮 2 的作用力从动齿轮 2 各个力与主动齿轮 1 上相应的力大小相等，作用力方向相反。低速级齿轮传动的作用力已知条件低速轴传递的转矩=133770Nmm 转速=174.91r/min 小齿2T2n轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径为=86.643d齿轮 3 的作用力 圆周力 =308.80N32322 13377086.64tTFd径向力 32tan3088.0 tan201123.94rtnFFx齿轮 4 的作用力从动齿轮 4 各个力与主动齿轮 3 上相应的力大小相等，作用力方向相反。=90.644mm3ad=219.21mm4ad=81.644mm3fd=201.211mm4fd=1816.2N2tF=667.7N2rF=258.5N2aF=308.80N3tF 3rF 1123.94188 中间轴的设计计算中间轴的设计计算8.1 已知条件已知条件中间轴传递的功率=2.45kW，转速，齿轮 2 分度圆2P2174.91/minnr直径=153.53mm，齿轮宽度=50mm，=95mm2d2b3b8.2 选择轴的材料选择轴的材料 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表 8-26 选常用的材料 45 钢，调质处理8.3 初算轴径初算轴径3查表 9-8 得 C=106135，考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，故取小值 C=110，则 23min22.45311026.52174.91PdCmmmmn8.4 结构设计结构设计轴的结构构想如图轴承部件的结构设计 轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，按轴上零件的安装顺序，从处开始设计mind45 钢，调质处理mind26.52mm19轴承的选择与轴段及轴段的设计 该段轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行，选择深沟球轴承。轴段、上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内经系列。暂取轴承为 6208，经过验算，轴承 6208 的寿命符合减速器的预期寿命要求。由3表 11-9 得轴承内径 d=40mm，外径 D=80mm，宽度 B=18mm，定位轴肩直径=47mm，外径定位直径=73mm，对轴的力作用点与外圈adaD大端面的距离=9mm，故=40mm3a1d 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则=40mm5d轴段和轴段的设计 轴段上安装齿轮 3，轴段上安装齿轮 2，为便于齿轮的安装，和2d应分别略大于和，可初定=42mm4d1d5d2d4d齿轮 2 轮毂宽度范围为（1.21.5）=50.463mm，取其轮毂宽度与齿2d轮宽度=50mm 相等，左端采用轴肩定位，右端次用套筒固定。由于齿轮2b3 的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度=95mm 相等，其3b右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段和轴段的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取=92mm，=48mm2L4L轴段 该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.070.1）=2.944.2mm，取其高度为 h=4mm，故=50mm2d3d 齿轮 3 左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取为=10mm，齿轮 2 与齿轮 3 的距离初定为=10mm，则箱体内壁之间13的距离为1213360502(2 10 1095)18022XbbBbmmmm 齿轮 2 的右端面与箱体内壁的距离=+（-）/2=10+（60-50）/2=15mm，则轴段的长度为211b2b3310Lmm 轴段及轴段的长度 该减速器齿轮的圆周速度 2m/s，故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为=12mm，中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段的长度为=40mm1d=40mm5d=42mm2d4d=92mm2L=48mm4L=50mm3dXB 180mm310Lmm20113(18 12 103)43LBmmmmmm 轴段的长度为522(18 12 152)47LBmmmmmm 轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离=9mm，则由3图 11-63a可得轴的支点及受力点间的距离为3113953(4393)78.522blLammmmmm 23235095(10)82.522bblLmmmm2353502(4792)6122blLammmmmm 8.5 键连接键连接齿轮与轴间采用 A 型普通平键连接，查3表 8-31 得键的型号分别为键1290GB/T 10961990 和键 1245GB/T 109619908.6 轴的受力分析轴的受力分析1L 43mm5L 47mm1l 78.5mm2l 82.5mm3l 61mm21(1)画轴的受力简图 轴的受力简图如图所示(2)计算轴承支承反力 在水平面上为22 332321123()2667.7 61 1123.94(82.561)258.5 2178.582.561567.5rraXdF lFllFRlllN 2213667.7(567.5)1123.94110.56XrHrRFRFN 式中的负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为3232 31123()3088(82.561)1816.2 612495.1278.582.561ttzFllF lRNNlll2321(3088 1816.22495.12)2409.08zttzRFFRNN轴承 1 的总支承反力为222222111576.52495.122558.84xzRRRNN轴承 2 的总支承反力为2222222110.562409.082411.62xzRRRNN（3）画弯矩图 弯矩图如图 11-10c、d、e 所示在水平面上，a-a 剖面右侧 11567.50 78.544548.75axxMR lN mmN mm b-b 剖面为23110.56 616744.16bxxMR lN mmN mm222426744.16258.51315.662bxbxadMMFN mmN mm在垂直平面上为 112495.12 78.5195866.92azzMR lN mmN mm232409.08 61146953.88bzzMR lN mmN mm合成弯矩，a-a 剖面左侧222244548.75195866.92200869.21aaxazMMMN mmN mmb-b 剖面左侧为 22221315.6616953.88146959.77bbxbzMMMN mmN mm b-b 剖面右侧为22226744.16146953.88147108.55bbxbzMMMN mmN mm（4）画转矩图，2133770TN mm8.7 校核轴的强度校核轴的强度a-a 剖面弯矩大，且作用有转矩，其轴颈较小，故 a-a 剖面为危险截面求当量弯矩：一般认为低速轴传递的转矩是按脉动循环变化的。现选用轴的材料为 45 钢，并经过调制处理。由教材表 10-1 查出其强度极限，并由表 10-3 中查出与其对应的，2650/BN mm2160/bN mm23取=0.582222200869.21(0.58 133770)215332.58vaaMMTN mmN mm根据 a-a 剖面的当量弯矩求直径3321215332.5832.990.10.1 60vabMdmmmm在结构设计中该处的直径，故强度足够。242dmm8.8 校核键连接的强度校核键连接的强度齿轮 2 处键连接的挤压应力为2444 13377048.2642 8(45 12)pTMPaMPad hl 取键、轴及齿轮的材料都为钢，由3表 8-33 查得=125150MPa，p，强度足够 pp齿轮 3 处的键长于齿轮 2 处的键，故其强度也足够8.9 校核轴承寿命校核轴承寿命计算轴承的轴向力 由3表 11-9 查的深沟球轴承 6208 轴承得=29500N，=18000N，=521.00N，=890.2 N。=1123.74N，rCorC2aFr2Fr3F=0N 因为径向力方向相反，则选最大的径向力计算寿命。a3F258.50.0143618000aorFCr258.50.231123.94aFF利用插值法，计算径向动载荷系数 X=0.56，轴向动载荷系数 Y=1.22.则当量动载荷r0.56*111123.94258.5*1.221133.7aPXFYFN由1公式=10h16670nCLP316670295001679161.886h174.91 1133.7轴强度足够键强度足够轴承寿命足够2419.68mm+19.68*(0.030.05)mm=20.2720.661d取=21mmmind9.4 结构设计结构设计45 钢，调制处理=21mmmind25轴的结构构想如图所示（1）轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小、轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从轴的最细处开始设计（2）轴段 轴段上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮毂轴空设计同步进行。根据第三步初算的结果，考虑到如该段轴径取得太小，轴承的寿命可能满足不了减速器预期寿命的要求，初定轴段的轴径=25mm,带轮轮毂的宽度为1d（1.52.0）=（1.52.0）*25mm=33mm42mm,结合带轮结构1d=37.550mm，取带轮轮毂的宽度=42mm,轴段的长度略小于毂孔L带轮L带轮宽度，取=40mm1L（3）密封圈与轴段 在确定轴段的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。带轮用轴肩定位，轴肩高度 h=(0.070.1)=(0.070.1)*25mm=1.752.5mm。轴1d段的轴径=+2*（2.13）mm=29.231mm,其最终由密封圈确定。该处2d1d轴的圆周素的小于 3m/s,可选用毡圈油封，查3表 8-27 选毡圈 35 JB/ZQ46061997，则=30mm2d（4）轴承与轴段及轴段 考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。现暂取轴承 7207，由表 11-9 得轴承内径 d=35mm,=25mm1d=40mm1L=30mm2d26外径 D=72mm,宽度 B=17mm，内圈定位轴肩直径=42mm,外圈定位内径ad=65mm,在轴上力作用点与外圈大端面的距离=15.7mm,故取轴段的直aD3a径=35mm。轴承采用脂润滑，需要用档油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。3d为补偿箱体的铸造误差和安装档油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取，档油环的档油凸缘内侧面凸出箱体内壁 12mm,档油环轴孔宽度初定为=15mm,则=B+=17+15=32mm1B3L1B 通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号，则=35mm,7d=B+=17+15=32mm7L1B(5)齿轮的轴段 该段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，应略大于，可初定5d3d=42mm，则由表 8-31 知该处键的截面尺寸为 b*h=12*8mm,轮毂键槽深度5d为=3.3mm,由于与较为接近，故该轴设计成齿轮轴，则有=，1t1fd4d5d1fd=60mm5L1b(6)轴段和轴段的设计 该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，则=48mm,齿轮46dd右端面距箱体内壁距离为，则轴段的长度=（12+10-1611LB 15）mm=7mm。轴段的长度为=(180+12-10-60-4111xLBbB 15)mm=107mm(7)轴段的长度 该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为，由3表 4-1 可知，下12(5 8)Lccmm箱座壁厚=0.025+3mm=(0.025*150+3)mm=6.758mm,取=8mm,2a=(100+150)=250mme,故 X=0.44，Y=1.40，则轴承 2 的当量动载荷1aF2R为=X+Y=0.441419.8N+1.4567.92N=1419.8N2R2aF(3)校核轴承寿命 因,故只需要校核轴承 1 的寿命，P=。1P2P1P轴承在 100以下工作，查表 8-34 得=1,。查表 8-35 得载荷系数Tf=1.5Pf 轴承 1 的寿命为33661110101 305006060 577.23 1.5 1624ThPf CLhnf P =56671.8h，故轴承寿命足够hLhL10.低速轴的设计与计算低速轴的设计与计算10.1 已知条件已知条件低速轴传递的功率=2.35kW，转速，齿轮4分度元圆3P370.24/minnr直径=215.21mm，齿轮宽度=86mm4d4b10.2 选择轴的材料选择轴的材料因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故查3表 8-26 选用常用的材料 45 钢，调质处理。10.3 初算轴径初算轴径查3表 9-8 得 C=106135，考虑轴端只承受转矩，故取小值 C=110 则 3min3.02311035.44340.153PdCmmmmn轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大 3%5%，轴端最细处直径35.44+35.44(0.030.05)mm=36.5037.211d45 钢，调质处理=35.44mmmind46.0946.981d3210.4 结构设计结构设计轴的结构构想如图所示（1）轴承部件的结构设计 该减速器发热小，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最小轴径处开始设计（2）联轴器及轴段 轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行为了补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离震动，选用弹性柱销联轴器。查3表