械机课程设计带式运输机传动装置.doc

河北联合大学轻工学院
QINGGONG COLLEGE, HEBEI UNITED UNIVERSITY

机械设计课程设计课程设计
计算说明书

设计题目 带式运输机传动装置

目录

一、设计任务书………………................................................................4
二、减速器总体方案设计…………………………………………….....5
2.1传动方案的拟定.………………….......…..…………..……….........5
2.2电动机的选择……………………….……………….……................5
（1）电动机类型的选择………………….……………………….………....5
（2）电动机功率的选择…………………………….……….………………5（3）电动机转速的选择…………………..…….……..……….……………5
（4）确定电动机型号……………………………………………….………5
2.3传动比的分配……………………………..………………..………..6
2.4运动参数及动力参数计算…………………………………………..6
三、V带传动的设计………………………………………………………8
3.1确定设计计算功率Pd………………………………………………..8
3.2选择带的型号………………………………………………………...8
3.3确定带轮基准直径dd1、dd2…………………………………………....8
（1）选择小带轮的基准直径dd1……………………………………………..8
（2）验算带速………………………………………………………………8
（3）计算大带轮基准直径dd2……………………………………………….8
（4）确定中心矩a及带的基准长度Ld0………………………………………9
（5）验算小带轮包角a1…………………………………………………..9 （6）确定V带的根数………………………………………………………9
（7）确定带的初拉力F0……………………………………………………10
（10）计算带的轴压力FQ………………………………………………….10
四、齿轮的设计计算及结构说明……………………………………....10
4.1选择齿轮材料…………………………………...………………......10
4.2计算齿面接触疲劳强度…………………………...………………..10
4.3确定齿轮的主要参数和计算几何尺寸………………...………......11
4.4校核齿根弯曲疲劳强度………………………………………….....12
4.5计算齿轮的圆周速度及确定精度等级………………………….....12
五、轴的设计计算及校…………………………………………………13
5.1输入轴的设计计算与校核……………………………………….....13
（1）根据工作要求选择材料……………………………………………….13
（2）按扭矩初算轴的最小直径……………………………………………..13
（3）轴的结构设计………………………………………………………..13
（4）轴的强度校核………………………………………………………...15
5.2输出轴的设计计算与校核……………………………………….....19
(1) 根据工作要求选择材料………………………………………………19
（2）按扭矩粗算的最小直径………………………………………………19
（3）轴的结构设计……………………………………………………….. 20
（4）轴的强度校核………………………………………………………..21
六、滚动轴承的校核……………………………………………………26
6.1 输入轴滚动轴承寿命校核………………………………………..26
6.2输出轴滚动轴承寿命校核……………………………………......27
七、键的选择与校核…………………………………………………..28
7.1输入轴键的选择与校核………………………………………….....28
7.2输出轴键的选择与校核………………………………………….....28
7.3联轴器的选择……………………………………………………....29
八、减速器润滑、密封及附件的选择确定…………………………………..29
8.1润滑的选择确定…………………………………………………….29
8.2密封形式…………………………………………………………....29
8.3减速器附件的选择确定…………………………………………....30
九、箱体主要结构尺寸的计算及装配图……………………………..30
9.1箱体主要结构尺寸计算…………………………………………....30
设计小结………………………………………………………………..32
参考文献………………………………………………………………..33

一、设计任务书

设计用于带式运输机传动装置

原始数据：

运输带工作拉力F（N）
1400
运输带工作速度 v（m/s）
1.55
卷筒直径D/mm
250

工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用期限8年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为±5%。

设计计算和说明
计算结果
二、减速器总体方案设计
2.1设计方案分析

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1级传动，带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其它形式大，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，以降低传动的转矩，减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的传动效率高，适用的功率与速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。

所给定方案结构尺寸大，传动效率较高，成本低，连续工作性好，在所要求的工作条件下满足要求。

2.2电动机的选择
（1）电动机类型的选择

根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机。

（2）电动机功率的选择

工作机所需要的有效功率为：
Pw=Fv/1000=(1400×1.55)/1000=2.17 KW

为了计算电动机所需功率Pd，需确定传动装置总效率η总。
要求总效率，必须先确定各传动环节的效率。由教材查得：ηV带=0.96，η轴承=0.98，η齿轮=0.97，
联轴器=0.99，η滚筒=0.96；则传动装置的总效率为：
η总=ηV带×η轴承2×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.85

电动机所需功率为：Pd= Pw/η总=2.17/0.85=2.55KW
对于载荷比较稳定，长期连续运行的机械，只要所选电动机的额定功率Ped等于或稍大于电动机所需的工作功率Pd，电动机就能正常工作。由《机械设计基础课程设计》第193页表19-1选取电动机的额定功率为3KW。

（3）电动机转速的选择

工作机转速：nw=（60×1000×v）/（π×D）=（60×1000×1.55）/（3.14×250）=118.47r/min
（4）确定电动机型号

由《机械设计课程设计》第7页知，V带传动的传动比常用范围为iv带=2~4，单级圆柱齿轮传动的传动比常用范围为i齿轮=3~5，则总传动比范围为i总=6~20。故电动机转速的可选范围为：
n电机=i总×nw=（6~20）×118.47=710.82~2369.4r/min

符合这一范围的同步转速有1000 r/min、1500 r/min。

现将3种电动机的有关数据列于下表进行比较：

方案
电机型号
额定功率/KW
同步转速/（r/min）
满载转速/ （r/min）
堵转转矩/
转矩额定
最大转矩
/
额定转矩
1
Y132S-6
3
1000
960
2.0
2.0
2
Y100L2-4
3
1500
1430
2.2
2.2
注：总传动比=满载转速/工作机转速

可以发现以上两种电动机都符合要求,都可选取, 若工作环境对传动装置的外廓尺寸要求不大,则可选取方案2若工作环境希望传动装置越小越好,则选方案1;这里,我们选取方案1,即选定电动机型号为Y132S-6。

根据电动机功率与同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。
其主要性能：额定功率 3KW，满载转速960 r/min。

2.3传动比的分配

i总=n满/nw=960/118.47=8.10
V带传动的传动比常用范围为iv带=2~4，这里取iV带=2
则i齿轮= i总/iV带=8.10/2=4.05
(单级圆柱齿轮传动的传动比常用范围为i齿轮=3~5)

2.4运动参数及动力参数计算

电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，减速器低速轴为2轴，滚筒轴为3轴。相邻两轴间的传动比表示为i01、i12、i23；相临两轴间的传动效率为η01、η12、η23；；各轴的输入功率为P0、P1、P2、P3；各轴的转速为n0、n1、n2、n3；各轴的输入转矩为T0、T1、T2、T3。
在设计计算传动装置时，通常用电动机所需的工作功率Pd进行计算，而不用电动机的额定功率Ped。只有当有些通用设备为留有储备能力以备发展，或为适应不同工作的需要，要求传动装置具有较大的通用性和适应性时，才按额定功率Ped来设计传动装置。

传动装置的输入转速可按电动机额定功率时的转速,即满载转速nm计算，这一转速与实际工作时的转速相差不大。

0轴（电机轴）
P0=Pd=2.55KW
n0=nm=960 r/min
T0=9550×（P0/ n0）=9550×（2.55/ 960）=25.36N·m

1轴（高速轴）
P1=P0×η01=2.55×ηV带=2.55×0.96=2.45KW
n1=n0/i01带=960/2=480 r/min
T1=9550×（P1/ n1）=9550×（2.45/ 480）=48.70N·m

2轴（低速轴）
P2=P1×η12=2.45×(η轴承×η齿轮)=2.45×(0.98×0.97)=2.33KW
n2= n1/i12齿轮=480/4.05=118.52 r/min
T2=9550×（P2/ n2）=9550×（2.33/ 118.52）=187.18N·m

3轴（滚筒轴）
P3=P2×η23=2.33×(η轴承×η联轴器)=2.33×(0.98×0.99)=2.26KW
n3= n2=118.52r/min
T3=9550×（P3/ n3）=9550×（2.26/ 118.52）=182.10N·m
运动与动力参数的计算结果汇总如下表：

轴名
功率P/KW
转矩T（N·m）
转速n/（r/min）
传动比i
效率
η
输入
输出
输入
输出
电机轴
1轴
2轴
滚筒轴

2.45
2.33
2.26
2.55

48.70
187.18
182.10
25.36
960
480
118.52
118.52
2
4.05
1
0.96
0.95
0.97
三、V带传动的设计

3.1确定设计计算功率Pd

由工作条件，载荷平稳，2班制工作，采用交流电动机，参考《机械设计基础》第93页，表7-5得：KA=1.2

设计计算功率Pd=KAP=1.2×2.55=3.06KW
(其中KA 为工作情况系数，P为所需传递功率)

3.2选择带的型号

根据设计计算功率Pd和小带轮的转速n0，由《机械设计基础》第94页，图7-12查得：带的型号为A型。

3.3确定带轮基准直径dd1、dd2

（1）选择小带轮的基准直径dd1

由《机械设计基础》第95页，表7-6查得：A型带的小带轮最小直径为75，在结构允许的前提下尽可能选大一些，以减少弯曲应力，提高带的寿命，所以放大一档，由表7-6初选小带轮直径dd1=125mm。

（2）验算带速

v=（π×dd1×n0）/（60×1000）=（3.14×125×960）/ （60×1000）=6.28 m/s
带速v在5~25 m/s 之间，符合要求。

（3）计算大带轮基准直径dd2

dd2=（n0/n1）×dd1=（960/480）×125=250mm
由《机械设计基础》第88页，表7-4带的基准直径系列取整得：
dd2=250mm

（4）确定中心矩a及带的基准长度Ld0

初定中心矩a0
由于设计要求中未对中心距提出明确要求，先按下式初选中心距a0：
0.7（dd1+dd2）≤ a0 ≤ 2（dd1+dd2）
262.5≤ a0 ≤ 750
暂时取 a0=600mm

初算带的基准长度Ld0
初选中心距a0后，按下式初算带的基准长度：
Ld0≈2a0+（π/2）（dd1+dd2）+ （dd1+dd2）2/（4×a0）= 2×600+（3.14/2）×（125+250）+（125+250）2/（4×600）=1847.34mm

确定带的基准长度Ld
由《机械设计基础》第87页，表7-2将带的基准长度取整至相近的标准基准长度：Ld=1800mm

确定中心距
确定带的基准长度Ld后，按下式计算实际中心距a
a≈a0+（Ld-Ld0）/2=600+（1800-1847.34）/2=576mm
考虑到安装、调整和松弛后张紧的需要，实际中心距允许有一定的调整范围，其大小为：
amin=a-0.015Ld=576-0.015×1800=549mm
amax=a+0.03Ld=576+0.03×1800=630mm

（5）验算小带轮包角a1

aa1=180°-57.3°×（dd2-dd1）/a=180°-57.3°×（250-125）/576=167.65°> 120°
a1在允许的范围内，满足要求。

（6）确定V带的根数

由《机械设计基础》第95页，表7-6，查得
V带基本额定功率P0=1.37KW
由《机械设计基础》第96页，表7-7，查得
V带基本额定功率增量ΔP0=0.10KW
由《机械设计基础》第97页，表7-8，查得
包角修正系数Ka=0.97
由《机械设计基础》第87页，表7-2，查得
KL=1.01
按下式计算V带的根数：
Z≥Pd/[P0]=Pd/（（P0+ΔP0）K×KL）=3.06/（（1.37+0.10）×0.97×1.01）=2.12
将Z取整为整数：Z=2

（7）确定带的初拉力F0

由《机械设计基础》第87页，表7-1，查得
V带单位长度质量q=0.10kg/m
按下式计算单根V带的初拉力：
F0=500×（Pd/zv）×（2.5/K a -1）+qv2=500×（3.06/（2×6.28））×（2.5/0.97-1）+ 0.10×6.282=193.54N

（8）计算带的轴压力FQ

FQ≈2zF0sin（a 1/2）=2×2×193.54N×sin（167.65/2）=766.42N

V带传动的主要参数见下表：

名称
结果
名称
结果
名称
结果
带型
A
传动比
i=2
根数
Z=2
带轮基准直径
dd1=125mm
dd2=250mm
基准长度
Ld=1800mm
预紧力
F0=193.54N
中心距
a=576
mm
压轴力
FQ=766.42N

四、齿轮的设计计算及结构说明

4.1选择齿轮材料

该齿轮传动无特殊要求，减速器是闭式传动，可以采用齿面硬度≤350HBW的软齿面齿轮，根据《机械设计基础》第127页表8-3，选小齿轮材料40Cr，调质处理，齿面硬度250HBW；选大齿轮材料45钢，正火处理，齿面硬度180HBW。

4.2计算齿面接触疲劳强度

由机械设计基础第127页表8-3
σHlim1=250×1.4+350=700MPa
σHlim2=180×0.87+380=536.6MPa

计算大小齿轮齿面许用接触应力：
[σH1]= σHlim1/SH =700/1=700 MPa
[σH2]= σHlim2/SH =540/1=536.6 MPa

4.3确定齿轮的主要参数和计算几何尺寸

小齿轮转矩：T1=48700N·mm；齿宽系数：由《机械设计基础》第131页表8-6取Ψd=1；载荷系数：软齿面，工作平稳，取k=1.2；节点区域系数：准值直齿圆柱齿轮，ZH=2.5；弹性系数：由械设计基础第131页表8-5查得ZE=189.8 MPa
；齿数比u=i=4.05

计算齿轮小轮直径：

取小齿轮z1=25，则大齿轮z2=z1i=25×4.05=101.25，取z2=101；
传动比误差：
Δi=｜i-i’｜/i=｜4.05-101/25｜/4.05=｜4.05-4.04｜/4.05=2.5%<5%，合格。i为理论传动比，i’为实际传动比。
确定齿轮模数
m= d1/z1=48.26 / 25=1.93
由《机械设计基础》第118页 表8-1，取m=2
确定中心距
a=m(z1 + z2)/2=2(25+101)/2=126mm

计算齿轮的几何参数：
分度圆直径
d1=mz1=2×25=50mm
d2=mz2=2×101=202mm
齿顶圆直径
da1=m（z1+2ha*）=2×（25+2×1）=54mm
da2= m（z2+2ha*）=2×（101+2×1）=206mm
齿根圆直径
df1=m（z1-2ha*-2c*）=2×（25-（2×1）-2×0.25）=45mm
df2= m（z2-2ha*-2c*）=2×（101-（2×1）-2×0.25）=197mm
齿宽
b=Ψd×d1=1×50=50mm 取b1=55mm、b2=50mm。
齿轮的结构设计
小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下：
齿距 P = 2×3.14=6.28(mm)
轴孔直径 d=Ф=42mm
轮毂直径 =1.6d=1.6×42=67mm
轮毂长度 L=b2=50mm
轮缘厚度 δ0 = (3～4)m = 6～8(mm) 取δ0 =8
轮缘内径 =da2-2h-2δ0=206-2×4.5-2×8=181mm
取D2=180mm
腹板厚度 c=0.3=0.3×50=15
取c=18(mm)
腹板中心孔直径
=0.5(+)=0.5(67+180)=118(mm)
腹板孔直径=0.25（-）=0.25（181-67）
=28.5(mm) 取=28(mm)
齿轮倒角n=0.5m=0.5×2=1

4.4校核齿根弯曲疲劳强度

由《机械设计基础》第127页图8-3取
σFlim1=0.8×250+380=580MPa，σFlim2=0.7×180+275=401MPa；
SF=1.4
按下式计算齿轮轮齿许用弯曲应力：
[σF1]= σFlim1/SF =580/1.4=414.29 MPa
[σF2]= σFlim2/SF =401/1.4=286.43 MPa

由《机械基设计础》第129页8-4取标准齿轮的复合齿形系数：
YFS1=4.21
YFS2=3.96

σF1=（2×K×T1×YFS1）/（b×m×d1）=（2×1.4×48700×4.21）/（50×2×50）=98.42 MPa<[σF1]
σF2=σF1×（YFS2/ YFS1）=×（3.96/ 4.21）=92.58 MPa<[σF2]

经验算，齿根弯曲疲劳强度满足要求，故合格。

4.5计算齿轮的圆周速度及确定精度等级

v=（π×d1×n1）/（60×1000）=（3.14×50×480）/（60×1000）=1.26m/s

由《机械设计基础》第132页表8-7，根据圆周速度v=1.26m/s，取该齿轮传动为8级精度。

五、轴的设计计算及校核

5.1输入轴的设计计算与校核
（1）根据工作要求选择材料

由《机械设计基础》第173 页表11-1选用45调质钢，硬度217~255HBW，抗拉强度极限σb=640MPa。

（2）按扭矩初算轴的最小直径

d≥C3√（P/n）=1103√（2.45/480）=19.55mm

由《机械设计基础》第179页表11-2 取C=110
其中：P= P1=2.45KW
n=n1=480 r/min

考虑有键槽，将直径增大4%，则
d=19.55×(1+4%)=20.33mm
输入轴最小直径处安装大带轮， 将20.33化为整数，所以选：d=22mm。

（3）轴的结构设计

a）轴的结构分析
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布。由于小齿轮尺寸很小，所以和轴一起做成齿轮轴。由于是直齿轮传动，传动过程中只受径向作用力，不会有轴向力，由《机械设计基础》第187页表12-1续 选用深沟球轴承。

根据上述需要初定轴的结构应是阶梯轴，阶梯轴的各轴段为：① 安装大带轮；轴段②为轴段①提供轴肩对带轮定位和安装密封圈。轴段③用于安装轴承；轴段④是轴环，对轴承进行轴向定位；轴段⑤是小齿轮；轴段⑥是轴环，对轴承进行轴向定位；轴段⑦用于安装轴承。如下图所示：

a） 确定轴各段直径和长度
①段：轴段①的直径为最小，已确定为d1=22mm。若将d1=22mm定为带轮轮毂孔径，则带轮的大致宽度为：
L=（1.5~2）d1=（1.5~2）×22=33~44mm
那么轴段①的长度L1=40mm.

②段：根据h=（0.07~0.1）d1的计算方法，（h为轴肩单侧高度）
h=（0.07~0.1）×22=1.54~2.2mm，考虑到装带轮放大一点，
取轴段②的直径为d2=27mm
考虑到轴承端盖的厚度与拆卸紧固螺钉的空间，取L2=45mm。

③、⑦段：根据《机械设计基础》第187页表12-1续 选用深沟球轴承。
由于本设计载荷很小而且平稳，参照轴径要求按照经验初步选择型号6206，其内径为d3=30mm（d7=30mm）
轴承的宽度为16mm，考虑到大齿轮圆周速度小于2m/s，所以可以采用脂润滑，挡油环的厚度为6~9，则取轴段③、⑦的长度为L3=L7=16+8=24mm。
④、⑥段：是轴环，考虑到轴承的定位与装拆，取d4=36mm （d6=36mm）
长度为L4= L6≈0。7（d4-d3）=0.7×（36-30）=4.2mm ，考虑到要保证箱体内表面与齿轮端面之间的距离，取L4= L6=10mm

⑤段：用于齿轮轴部分，根据小齿轮定尺寸，
Z1=25，m=2，d1=50mm，da1=54mm，df1=45mm
小齿轮的齿宽为：b1=55mm，则轴段⑤的长度为：L5=55mm。

则输入轴的基本尺寸如图：

b） 确定两轴承之间的支承跨距l1（两支反力作用点距离）
由《机械设计课程设计》第131页表15-3查出代号为6206的深沟球轴承的外形尺寸，D=62mm，B=16mm。将轴承装到轴上，并取支承点为轴承宽度的中点，即可求l1。

l1=107mm

（4）轴的强度校核

a） 绘制并计算轴上的作用力
由于是直齿圆柱齿轮，齿轮所受法向力可以分解为两个相互垂直的分力，即圆周力Ft和径向力Fr。此外，皮带轮传递进来扭矩T与轴压力FQ。

Ft=2T/d=（2×48700）/50=1948N
Fr= Fttanα=1948×tan20°=701.28N
其中:T为高速轴的输入转矩
d为小齿轮的分度圆直径
α为分度圆压力角

以下求解FAY、FAZ、FBY、FBZ。
由于空间平衡的力系，在任意平面上的投影力系也平衡，所以分别作出XY平面与XZ平面上的受力简图，利用平面一般力系的平衡方程，即可解出FAY、FAZ、FBY、FBZ。

XY面受力图：

列方程求解：
∑MB（F）=0
FAY×107+Fr×53.5-FQ×180=0
FAY×107+701.28×53.5-766.42×180=0
FAY=938.66N
∑FY=0
FQ- FAY- FBY-Fr=0
FBY= FQ- FAY-Fr=766.42-938.66-701.28= -873.52N
XZ面受力图：

列方程求解：
∑MB（F）=0
-FAZ×107-Ft×53.5=0
-FAZ×107-1948×53.5=0
FAZ = -974N
∑FZ=0
FAZ + F t+ FBZ = 0
-974+1948+ FBZ = 0
FBZ=974-1948= -974N

b） 作出XY面弯矩图与XZ面弯矩图

XY面弯矩图MXY：

XZ面弯矩图MXZ：

c ）作出合成弯矩图 M=√MXY2+MXZ2

d ）作出扭矩图

e ）作出当量弯矩图M’=√M2+（αT）2 ，并判断危险截面
因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，修正系数α=0.6

Ⅱ
Ⅰ

由当量弯矩图可看到，小齿轮的中间位置承受弯矩最大，设定为Ⅰ号危险截面，①号轴段与②号轴段的连接处也承受了较大的扭矩，而且此处也是轴的最细段，设定为Ⅱ号危险截面. Ⅱ号危险截面处的弯矩保守取(29220+63119.42)/2=46169.71N.mm.

f ) 对危险截面强度校核

由《机械设计基础》第173页表11-1选[σ-1W]=60Mpa

Ⅰ号危险截面:
d1==23.30mm
Ⅱ号危险截面:
d2==9.16mm
故该轴强度满足要求，合格。

5.2输出轴的设计计算与校核
(1) 根据工作要求选择材料

根据轴的使用要求，且考虑轴的制造成本，选择45钢，正火处理。

（2）按扭矩粗算轴的最小直径

d≥C 3√（P/n）=1103√（2.33/118.52）=29.69mm

由《机械设计基础》第179页表11-2 取C=110
其中：P= P2=2.33KW
n=n2=118.52 r/min
考虑有键槽，将直径增大4%，则
d=29.69×(1+4%)=30.88mm

输出轴最小直径处安装联轴器， 故轴径应取标准值，即安装联轴器的轴头直径d=32mm。

（3）轴的结构设计

a ）轴的结构分析
考虑轴的装拆顺序，是轴从齿轮的左侧安装，轴向可以用轴环和套筒固定齿轮。因此，初定轴的结构应是阶梯轴。由于是直齿轮传动，传动过程中只受径向作用力，不会有轴向力，由《机械设计基础》第187表12-1续 选用深沟球轴承。

根据上述需要初定轴的结构应是阶梯轴，阶梯轴的各轴段为：① 安装联轴器；轴段②为轴段①提供轴肩对联轴器定位和安装密封圈。轴段③用于安装轴承与套筒；轴段④用于安装齿轮；轴段⑤是轴环，对齿轮定位；轴段⑥用于安装轴承。如下图所示：

b ）确定各段直径和长度

① 段：轴段①的直径为最小，已确定为d1=32mm。查244页 附录表 联轴器轴孔直径为32mm，LT6 J1型联轴器的长度为60mm，那么轴段①的长度缩短2mm，取L1=58mm。

② 段：根据h=（0.07~0.1）d1的计算方法，（h为轴肩单侧高度）
h=（0.07~0.1）×32=2.24~3.2mm，考虑到装联轴器放大一点，取轴段②的直径为d2=37mm。联轴器端面至轴承端盖端面的距离为20mm，考虑到轴承端盖的厚度，取L2=20+33=53mm。

③ 段：由《机械设计基础》第187页表12-1续 选用深沟球轴承。由于本设计载荷很小而且平稳，参照轴径要求按照经验初步选择型号6008，由《机械设计课程设计》第131页表15-3查出代号为6008的深沟球轴承内径为d3=40mm,轴承的宽度为15mm，考虑到大齿轮圆周速度小于2m/s，所以可以采用脂润滑，挡油环的厚度为6~9，则取轴段③的长度为L3=15+8+12=35mm。其中8为挡油环厚度，12为套筒厚度。套筒厚度按照将要将大小轴承与齿轮水平对正来取。

④ 段：是安装齿轮的轴段，一般将③段的轴径放大1-2mm，这里取d4=42mm，长度为齿轮宽度减去2mm，L4= 50-2=48mm。

⑤ 段：是轴环，考虑到对齿轮与轴承的定位与装拆，取d5=46mm， 长度为L5≈0。7（d5-d4）=0.7×（46-42）=2.8mm ，考虑到要保证箱体内表面与齿轮端面之间的距离，并保证轴承与小齿轮轴的轴承安装得平行，取L5=10mm。

⑥ 段：为安装轴承的轴径，d6=40m，采用脂润滑，挡油环的厚度为6~9，则取轴段的长度为L6=15+8=23mm。其中8为挡油环厚度。

则输出轴的基本尺寸如图：

c ）确定两轴承之间的支承跨距l1（两支反力作用点距离）
由《机械设计课程设计》第131页表15-3查出代号为6008的深沟球轴承的外形尺寸，D=68mm，B=15mm。将轴承装到轴上，并取支承点为轴承宽度的中点，即可求l1。

l1=102mm

（4）轴的强度校核

a ）绘制并计算轴上的作用力
由于是直齿圆柱齿轮，齿轮所受法向力可以分解为两个相互垂直的分力，即圆周力Ft和径向力Fr。此外，还有滚筒的负载扭矩。

Ft=2T/d=（2×187180）/200=1871.8N
Fr= Fttanα=1871.8N×tan20°=673.85N
其中:T为低速轴的输入转矩
d为大齿轮的分度圆直径
α为分度圆压力角

以下求解FAY、FAZ、FBY、FBZ。
由于空间平衡的力系，在任意平面上的投影力系也平衡，所以分别作出XY平面与XZ平面上的受力简图，利用平面一般力系的平衡方程，即可解出FAY、FAZ、FBY、FBZ。

XY面受力图：

由于FAY与FBY对称布置，所以FAY=FBY
列方程求解：
∑FY=0
Fr+FAY+FBY = 0
FAY =FBY= - Fr /2 = - 336.92N

XZ面受力图：

由于FAZ与FBZ对称布置，所以FAZ=FBZ
列方程求解：
∑FZ=0
Ft+FAZ+FBZ = 0
FAZ =FBZ= - Ft /2 = -935.9N

b )作出XY面弯矩图与XZ面弯矩图

XY面弯矩图MXY：

XZ面弯矩图MXZ：

c ）作出合成弯矩图 M=√MXY2+MXZ2

d ）作出扭矩图

e ）作出当量弯矩图M’=√M2+（αT）2 ，并判断危险截面
因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，修正系数α=0.6

Ⅱ
Ⅰ

由当量弯矩图可看到，安装大齿轮的轴段的中间位置承受弯矩最大，设定为Ⅰ号危险截面，①号轴段为最细轴段，也承受了较大的扭矩，设定为Ⅱ号危险截面 ) ，以下对危险截面进行强度校核。

f ) 对危险截面强度校核

由《机械设计基础》第173页表11-1选[σ-1W]=55Mpa

Ⅰ号危险截面:
d1==28.19mm
Ⅱ号危险截面:
d2==27.33mm
故该轴强度满足要求，合格。

六. 滚动轴承的校核
6.1输入轴滚动轴承寿命校核

FAY=938.66N FAZ = -974N
FA=√938.662+9742
=1352.68N

FBY=-873.52N FBZ=-974N
FB=√873.522+9742 =1308.32N

由于FA>FB，所以只需校核A处轴承。

由于没有轴向力，所以当量动载荷P==1352.68N

由于常温下工作，由《机械设计基础》第191页表12-6，查得温度系数ft=1；由于 载荷较平稳，由《机械设计基础》第192页表12-7，查得载荷系数fp=1.1。

所用轴承为深沟球轴承，代号6206，由《机械设计课程设计》第131页表15-3查出，基本额定动载荷Cr=19.5KN=19500N。

轴承的转速就是输入轴的转速，n = 480r/min

轴承的预期寿命为 8（年）× 300 （天）× 16 （小时）= 38400 h。

将以上数据带入轴承寿命公式:

Lh=106×[（ft×Cr）/（fp×P）]3/（60×n）= 106×[（1×19500）/（1.1×1352.68）]3/（60×480）=78237.61h > 38400 h

轴承具有足够寿命。

6.2输出轴滚动轴承寿命校核

FAY = - 336.92N FAZ =-935.9N

FA= FB=√336.922+935.92 =994.70N

由于FA= FB且没有轴向力，所以当量动载荷P=FA=994.70N

由于常温下工作，由《机械设计基础》第191页表12-6，查得温度系数ft=1；由于 载荷较平稳，由《机械设计基础》第192页表12-7，查得载荷系数fp=1.1。

所用轴承为深沟球轴承，代号6008,由《机械设计课程设计》第131页表15-3查得，Cr=17.0KN=17000N

轴承的转速就是输出轴的转速，n = 118.52/min

轴承的预期寿命为 8（年）× 300 （天）× 16 （小时）= 38400 h。

将以上数据带入轴承寿命公式:

Lh=106×[（ft×Cr）/（fp×P）]3/（60×n）= 106×[（1×17000）/（1.1×994.70）]3/（60×118.52）=527411h > 38400 h

轴承具有足够寿命。

七. 键的选择与校核 联轴器的选择

7.1输入轴键的选择与校核

输入轴上在最细端装皮带轮处使用平键连接，最细端轴的直径为d=22mm。由《机械设计基础》第78页表6-11，选择b×h×L = 6×6×32的键。键的轴向工作长度l = L-b=26mm。

由《机械设计基础》第78页表6-12，查得键的许用挤压应力为[σp]=100Mpa。

输入轴的输入扭矩为 T1=48700N·mm

将以上数据代入键的挤压应力计算公式

σp=