带式运输机传动装置的设计.doc

目录
1传动方案的分析论证 5
1.1传动装置的组成 5
1.2传动装置的特点 5
1.3 确定传动方案 5
1.4 传动方案的分析 5
2.电动机的选择 5
2.1选择电动机的类型 5
2.2选择电动机的功率 5
2.3确定电动机的转速 6
3.传动比的计算及分配 6
3.1总传动比 6
3.2分配传动比 6
4.传动装置运动及动力参数计算 7
4.1各轴的转速 7
4.2各轴的功率 7
4.3各轴的转矩 7
5.减速器的外传动件的设计 8
5.1选择V带型号 8
5.2确定带轮基准直径 8
5.3验算带的速度 8
5.4确定中心距和V带长度 8
5.5验算小带轮包角 9
5.6确定V带根数 9
5.7计算初拉力 9
5.8计算作用在轴上的压力 9
5.9带轮结构设计 9
6.高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 10
6.1 选择材料、热处理方式和公差等级 10
6.2 初步计算传动的主要尺寸 10
6.3 确定传动尺寸 11
6.4 校核齿根弯曲疲劳强度 13
6.5计算齿轮传动其他几何尺寸 14
7.低速级直齿圆柱齿轮的设计计算 15
7.1选择齿轮的材料 15
7.2确定齿轮许用应力 15
7.3计算小齿轮分度圆直径 16
7.4验算接触应力 16
7.5验算弯曲应力 17
7.6计算齿轮传动的其他尺寸 17
7.7齿轮作用力的计算 18
8中间轴的设计计算 18
8.1已知条件 18
8.2选择轴的材料 19
8.3初算轴径 19
8.4结构设计 19
8.5键连接 21
8.6轴的受力分析 21
8.7校核轴的强度 23
8.8校核键连接的强度 23
8.9校核轴承寿命 23
9.高速轴的设计与计算 24
9.1已知条件 24
9.2选择轴的材料 24
9.3初算最小轴径 24
9.4结构设计 25
9.5键连接 27
9.6轴的受力分析 27
9.7校核轴的强度 29
9.8校核键连接的强度 30
9.9校核轴承寿命 30
10.低速轴的设计与计算 31
10.1已知条件 31
10.2选择轴的材料 31
10.3初算轴径 31
10.4结构设计 31
10.5键连接 33
10.6轴的受力分析 33
10.7校核轴的强度 35
10.8校核键连接的强度 35
10.9校核轴承寿命 36
11 润滑油与减速器附件的设计选择 36
11.1润滑油的选择 36
11.2油面指示装置 36
11.3视孔盖 37
11.4通气器 37
11.5放油孔及螺塞 37
11.6起吊装置 37
11.7起盖螺钉 37
11.8定位销 37
12箱体结构设计 38
13设计小结 39
14参考文献 39
附：装配图与零件图

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；[7000N]
2．运输带工作速度v = 1.1 m/s；[0.55m/s]
3．滚筒直径D = 300 mm；[450mm]
4．滚筒效率ηj=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；[4、单向连续运转，空载启动，工作有时有轻微振动；两班制工作，每班工作8小时，运输带速度的允许误差为+-5%。]
6．使用折旧期：8年；[5、使用期限：8年。]
7．工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35℃；[6、检修周期：每年300个作用日，大修期为3年。]
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，。[7、生产批量:中批量生产]

图1
动力及传动装置

D
v
F

设计计算及说明
结果
1.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：
传动装置由电机、减速器、工作机组成。
1.2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：
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：

图一：传动系统总体方案设计图
1.4 传动方案的分析：
结构简单，采用Ｖ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
2.1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
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
输送带所需功率为 ==2.2KW
由【2】表1-7查得滚筒效率 =0.96，轴承效率 =0.99，联轴器效率 =0.99，带传动的效率 =0.96，齿轮传递效率 =0.97。
电动机至工作机之间传动装置的总效率为
=0.8246
电动机总的传递效率为 =2.66kw
查[2]表12-1，选取电动机的额定功率为 =3KW
2.3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 ==70
V带传动比 =2~4，二级减速器常用的传动比为 =8~40
总传动比的范围 =*=16~160
电动机的转速范围为 =*=1120~11200
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=1420型号Y100L2-4的电动机。
3.传动比的计算及分配
3.1总的传动比
===20.28
3.2分配传动比
根据带传动比范围，取V带传动比为 =2.46，则
减速器的传动比为 i==8.23
高速级传动比为 ==3.27~3.39。取=3.3
低速级传动比为 ===2.49
4.传动装置运动及动力参数计算
4.1各轴的转速
Ⅰ轴（高速轴）
Ⅱ轴（中间轴）
Ⅲ轴（低速轴）
Ⅳ轴（滚筒轴）
4.2各轴的功率
Ⅰ轴（高速轴）=*=0.96*2.66kw =2.55kw
Ⅱ轴（中间轴）=**=0.99*0.97*2.55kw=2.45kw
Ⅲ轴（低速轴）=**=0.45*0.99*0.97kw=2.35kw
Ⅳ轴（滚筒轴）==**=0.99*0.99*2.35kw=2.31kw
4.3各轴的转矩
电动机轴 =9550*=9550*=17.89
Ⅰ轴（高速轴）=9550*=9550*=42.19
Ⅱ轴（中间轴）=9550*=9550*=133.77
Ⅲ轴（低速轴）=9550*=9550*=319.51
Ⅳ轴（滚筒轴）=9550*=9550*=314.07
表一 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
2.66
1420
17.89

=2.46
=3.3
=2.49
Ⅰ轴（高速轴）
2.55
577.23
42.19
Ⅱ轴（中间轴）
2.45
174.91
133.77
Ⅲ轴（低速轴）
2.35
70.24
319.51
Ⅳ轴（滚筒轴）
2.31
70.24
314.07

5.减速器的外传动件的设计
5.1选择V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
=*=1.1*2.66kw=2.93kw
根据=1420r/min，=2.93kw，由【1】图7-17选择A型普通V带。
5.2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=80~100，选小带轮=100mm，则大带轮直径为
=*=2.46*100mm=246mm，由【1】表7-7，取=250mm。
5.3验算带的速度
===7.45m/s<25m/s
5.4确定中心距和V带长度
根据0.7（+）mm=245mm<<2(+)mm=700mm
为了使结构紧凑，取偏低值=350mm
V带基准长度为，
L=2a+（+）+
=2×350+（100+250）+=1265.85mm
由[1]表7-3选V带基准长度=1250mm,则实际中心距为
a=+=（350+）mm=342.08mm
5.5验算小带轮包角
-× = -
= >
5.6确定V带根数
查【1】表7-9 =0.95,由表7-3得，=1.11，由表7-10得，=0.17，由表7-8，得=0.63
z= = =3.47
取整z=4
5.7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
=
=500×（）+0.1×=103.97N
5.8计算作用在轴上的压力
Q=2zsin =2×4×103.7×sin =813.3N
5.9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【2】表12-5查得=28mm
轮毂宽：=（1.5~2.0）=42~56mm，初选 =50mm
轮缘宽：=(z-1)*e+2f=65mm
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
6.1 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, =190HBW，HBW-=46HBW，在30~50HBW之间。选用8级精度
6.2 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）。

(1) 小齿轮传递的转矩为 =42190N*mm
(2) 初选 =1.2，由【3】表8-18得 =1.1
(3) 由【3】表8-19得弹性系数 =189.8
(4) 初选 β=12º，由【3】图9-2查得 查得节点系数 =1.72。
(5) 齿轮的传动比为 u=3.3，初选 =23，则=u*=3.3*23=75.9，取整数76,则端面重合度为=[1.88-3.2*()]cosβ=1.66 轴向重合度为 =0.318***=1.71
(6) 由[3]图8-3查得 重合度系数 =0.775
(7) 由[3]图11-2查得 螺旋角系数=0.99
(8) 许用接触应力可用下式计算
=
计算=2HBW+69=2*236+69=541MPa
=2HBW+69=2*190+69=449 MPa
大小齿轮的应力循环次数为
=60* *a =60*577023*2*8*365*8=1.618*h
= ==4.903*h
由【3】图 8-5 查得 寿命系数 =1.0，=1.05
取安全系数 =1.0
则小齿轮的许用接触应力为 ==541 MPa
大齿轮的许用接触应力为 ==471.45 MPa
故=472 MPa
初算小齿轮的分度圆得

=
=41.03mm
6.3 确定传动尺寸
计算载荷系数 查得使用系数 =1.0
v= = =1.24m/s
由[3]图 8-6 查得 齿间载荷分配系数 =1.05
由[3]图 8-7 查得 齿向载荷分配系数 =1.21
由[3]表 8-22 查得 齿间载荷分配系数 =1.2
载荷系数 k=***=1.*1.05*1.21*1.2=1.52
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
=*=41.03*=44.39mm
确定模数 ==1.89 取整 =2
中心距 ===101.21mm 圆整 =100mm
螺旋角为 β=arcos=8.1º
因β值与初选值相差较大，故对与β有关的参数进行修正，由【3】图9-2查得，=2.48
端面重合度系数 =[1.88-3.2,()]cosβ=1.68
轴向重合度为 =0.318=1.37 º
由【3】图8-3查得 重合度系数 =0.774
由【3】图11-2查得 螺旋角系数=0.992

=
=44.66mm
精确计算圆周速度为
v== =1.35m/s
由图8-6 查得 动载荷系数 =1.09
k=***=1.0*1.08*1.21*1.2=1.58
=*=*=45.24mm
==1.95,取标准值 =2
==mm=46.46mm
==mm=116.68mm
b=*=1.1*46.46=50.11mm，取整 =50mm
=+（5~10）mm 取=60mm
6.4 校核齿根弯曲疲劳强度
齿根的疲劳强度条件

其中 k=1.52，=42190N•mm，=2，=46.46mm，b= 50mm
齿形系数 和应力修正系数，当量齿数为
===23.70
===78.32
由[3]图 8-8 查得 =2.68，=2.25
由[3]图8-9查得 =1.57，=1.76
由[3]图 8-10 查得 重合度系数 =0.72
由[3]图11-3查得 螺旋角系数 =0.93
许用弯曲应力
由[3]表 8-11 查得 弯曲疲劳极限应力为
=1.8HBS=425MPa
=1.8HBS=342 MPa
由[3]图 8-11查得 寿命系数 = =1
由[3]表 8-20 查得 安全系数 =1.6
=265.6MPa
=213.8MPa

=
=83.03 MPa
<,则
=
=
=78.14 MPa
6.5计算齿轮传动其他几何尺寸
端面模数 = = =2.02015
齿顶高 = =1*2=2
齿根高 =（ ）=（1+0.25）*2=2.5mm
全齿高 h=+=2+2.5=4.5mm
顶隙 c==0.285*2=0.5
齿顶圆直径=

齿根圆直径
7.低速级直齿圆柱齿轮的设计计算
7.1选择齿轮的材料
同前小齿轮调质 ，236HBW 大齿轮正火 ，190HBW
7.2确定齿轮许用应力
①许用接触应力：
由[1]表8-39 知
=
由[1]表8-10查得
故应按接触极限应力较低的计算，只需求出大齿轮
对于正火的齿轮 =1.0
由于载荷稳定，故按[1]表8-41，求轮齿应力循环次数
=60=60×174.91×2×8×365×8=4.9×
循环基数由[1]图8-41查得当HBS为300时，因 =1
=
②许用弯曲应力
由[1]式8-46 知
由[1]表8-11知
取 单向传动取 同,所以
得
7.3根据接触强度，求小齿轮分度圆直径
由[1]式8-38
初步计算 （表8-9）

取mm mm
取=95mm
选定 =43×2.49=107.7 取107
取m=2

7.4验算接触应力
由[1]8-37知
取=1.76 =1 =271
齿轮圆周速度
由图8-39查得=1.15（8级精度齿轮）
=1.76×271×1× =421.892＜[] 接触强度足够
7.5验算弯曲应力
由[1]表8-43知 =
由[1]图8-44查得 =43 =3.76 =107 =3.75
=N/=65.21MP
=MP=72MP
故应验算小齿轮的弯曲应力
==3.76×=4647MP
＜弯曲强度足够
7.6计算齿轮传动的其他尺寸
齿顶高 =m=1×2=2mm
齿根高 ==（1+0.25）2=2.5mm
全齿高 h=+=2+2.5mm=4.5mm
顶隙 =m=0.25×2=0.5mm
齿顶圆直径 =+2=86.644+4mm=90.644mm
=+=215.21+4mm=219.21mm
齿根圆直径=－2=86.644-2×2.5=81.644mm
=－=215.211－2×2.5=201.211mm
7.7齿轮作用力的计算
⑴高速级齿轮传动的作用力
已知高速轴传递的转矩=42190×1mm 转速=577.23r/min
螺旋角 =8.6 小齿轮左旋，大齿轮右旋，
小齿轮分度圆直径 =46.46mm
①齿轮1的作用力
圆周力 ==N=1816.2N
径向力为 =1816.2×N=667.7N
轴向力 =1816.2×=258.5N
②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。
⑵低速级齿轮传动的作用力
已知条件低速轴传递的转矩=133770N·mm转速=174.91r/min小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径为=86.64
①齿轮3的作用力
圆周力 =308.80N
径向力
②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。
8中间轴的设计计算
8.1已知条件
中间轴传递的功率=2.45kW，转速，齿轮2分度圆直径=153.53mm，齿轮宽度=50mm，=95mm
8.2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
[3]查表9-8得C=106~135，考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，故取小值C=110，则
8.4结构设计

轴的结构构想如图
⑴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
⑵轴承的选择与轴段①及轴段⑤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①、⑤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大端面的距离=9mm，故=40mm
通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则=40mm
⑶轴段②和轴段④的设计
轴段②上安装齿轮3，轴段④上安装齿轮2，为便于齿轮的安装，和应分别略大于和，可初定==42mm
齿轮2轮毂宽度范围为（1.2~1.5）=50.4~63mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度=50mm相等，左端采用轴肩定位，右端次用套筒固定。由于齿轮3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②和轴段④的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取=92mm，=48mm
⑷轴段③
该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.07~0.1）=2.94~4.2mm，取其高度为h=4mm，故=50mm
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，则箱体内壁之间的距离为
齿轮2的右端面与箱体内壁的距离
=+（-）/2=[10+（60-50）/2]=15mm，则轴段③的长度为
⑸轴段①及轴段⑤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①的长度为

轴段⑤的长度为

⑹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11-6可得轴的支点及受力点间的距离为

8.5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12×90GB/T 1096—1990和键12×45GB/T 1096—1990
8.6轴的受力分析

(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

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

轴承1的总支承反力为

轴承2的总支承反力为

（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

b-b剖面为

在垂直平面上为

合成弯矩，a-a剖面左侧

b-b剖面左侧为

b-b剖面右侧为

（4）画转矩图，
8.7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，取=0.58

根据a-a剖面的当量弯矩求直径

在结构设计中该处的直径，故强度足够。
8.8校核键连接的强度
齿轮2处键连接的挤压应力为

取键、轴及齿轮的材料都为钢，由[3]表8-33查得=125~150MPa，，强度足够
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
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，=0N因为径向力方向相反，则选最大的径向力计算寿命。

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

由[1]公式
=
<,故轴承寿命足够
9.高速轴的设计与计算
9.1已知条件
高速轴传递的功率=2.55kw，转速=577.23r/min，小齿轮分度圆直径=32.33mm,齿轮宽度=60mm
9.2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[3]表8-26选用常用的材料45钢，调制处理
9.3初算最小轴径
查[3]表9-8得C=106~135，考虑轴端既承受转矩，又承受弯矩，故取中间值C=120，则
=C=120*=19.68mm
轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%~5%，轴端最细处直径为
>19.68mm+19.68*(0.03~0.05) mm=20.27~20.66
取=21mm
9.4结构设计

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①
轴段①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①的轴径=25mm,带轮轮毂的宽度为（1.5~2.0）=（1.5~2.0）*25mm=33mm~42mm,结合带轮结构=37.5~50mm，取带轮轮毂的宽度=42mm,轴段①的长度略小于毂孔宽度，取=40mm
（3）密封圈与轴段②
在确定轴段②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=(0.07~0.1) =(0.07~0.1)*25mm=1.75~2.5mm。轴段②的轴径=+2*（2.1~3）mm=29.2~31mm,其最终由密封圈确定。该处轴的圆周素的小于3m/s,可选用毡圈油封，查[3]表8-27选毡圈35 JB/ZQ4606——1997，则=30mm
（4）轴承与轴段③及轴段⑦
考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段③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,外径D=72mm,宽度B=17mm，内圈定位轴肩直径=42mm,外圈定位内径=65mm,在轴上力作用点与外圈大端面的距离=15.7mm,故取轴段③的直径=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。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1~2mm,档油环轴孔宽度初定为=15mm,则=B+=17+15=32mm
通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号，则=35mm, =B+=17+15=32mm
(5)齿轮的轴段⑤
该段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，应略大于，可初定=42mm，则由表8-31知该处键的截面尺寸为b*h=12*8mm,轮毂键槽深度为=3.3mm,由于与较为接近，故该轴设计成齿轮轴，则有=，==60mm
(6)轴段④和轴段⑥的设计
该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，则=48mm,齿轮右端面距箱体内壁距离为，则轴段⑥的长度=（12+10-15）mm=7mm。轴段④的长度为=(180+12-10-60-15)mm=107mm
(7)轴段②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，下箱座壁厚=0.025+3mm=(0.025*150+3)mm=6.75<8mm,取=8mm, =(100+150)=250mm<400mm,取轴承旁连接螺栓为M16，则=24mm, =20mm，箱体轴承座宽度L=【8+20+16+（5~8）】mm=49~52mm,取L=50；可取箱体凸缘连接螺栓为M12，地脚螺栓为=M20，则有轴承端盖连接螺钉为0.4=0.4*20mm=8mm,由[3]表8-30得轴承端盖凸缘厚度取为=10mm;取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为=2mm；端盖连接螺钉查[3]表8-29采用螺钉GB/T5781M8*25;为方便不拆卸带轮的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘端面距轴承端盖表面距离K=28mm,带轮采用腹板式，螺钉的拆装空间足够。
则
（8）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=17mm，则由[3]图11-9可得轴的支点及受力点间的距离为

9.5键连接
带轮与轴段①间采用A型普通平键连接，查[3]表8-31得其型号为键8*36B/T 1096——1990
9.6轴的受力分析

(3) 画轴的受力简图 轴的受力简图如图所示
(4) 计算轴承支承反力
在水平面上为

N=-794.4N
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

轴承1的总支承反力为

轴承2的总支承反力为

（3）画弯矩图 弯矩图如图所示
在水平面上，a-a剖面右侧
N*mm
a-a剖面左侧
=-66173.52N*mm-258.5*N*mm
=-69404.77 N*mm
b-b剖面为

在垂直平面上为

合成弯矩，a-a剖面左侧

a-a剖面右侧为

b-b剖面为

（4）画转矩图 转矩图如图所示，
9.7校核轴的强度
b-b剖面弯矩大，且作用有转矩，其轴颈较小，故b-b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[1]表10-1查出其强度极限，并由[1]表10-3中查出与其对应的，取=0.58

根据b-b剖面的当量弯矩求直径

在结构设计中该处的直径，故强度足够。
9.8校核键连接的强度
带轮处键连接的挤压应力为

取键、轴及带轮的材料都为钢，由表8-33查得=125~150MPa，，强度足够
9.9校核轴承寿命
（1）计算轴承轴向力 由[3]表11-9查7207C轴承得C=3050N，=20000N。由表9-10查得7207C轴承内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为
=0.4=0.4×1136.8N=454.72N
=0.4=0.4×1419.8N=567.92N
外部轴向力A=469.2N，各轴向力分别为
=+A=826.42N
==567.92N
(2)计算当量动载荷 由/=826.42/20000=0.041,查[3]表11-9得e=0.42，因/=826.42/1316.8=0.73＞e,故X=0.44，Y=1.36，则轴承1的当量动载荷为
=X+Y=0.44×1136.8N+1.36×826.472N=1624N
由/=567.92/20000=0.028，查[3]表11-9得e=0.40，因/=826.42/1419.8=0.58>e,故X=0.44，Y=1.40，则轴承2的当量动载荷为 =X+Y=0.44×1419.8N+1.4×567.92N=1419.8N
(3)校核轴承寿命 因＞,故只需要校核轴承1的寿命，P=。
轴承在100℃以下工作，查表8-34得=1,。查表8-35得载荷系数=1.5
轴承1的寿命为

=56671.8h
＞，故轴承寿命足够

10.低速轴的设计与计算
10.1已知条件
低速轴传递的功率=2.35kW，转速，齿轮4分度元圆直径=215.21mm，齿轮宽度=86mm
10.2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
查[3]表9-8得C=106~135，考虑轴端只承受转矩，故取小值C=110则
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×(0.03~0.05)mm=36.50~37.21
10.4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① 轴段①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8-37，取=1.5，则计算转距
==1.5×319510N·mm=479265 N·mm
由[3]表8-38查得GB/T 5014-2003中的LX3型联轴器符合要求：公称转矩为1250N·mm，许用转速4750r/min，轴孔范围为30~48mm 。考虑d＞46.98mm，取联轴器毂孔直径为42mm，轴孔长度84mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX3 42×84 GB/T 5014-2003,相应的轴段①的直径=42mm，其长度略小于毂孔宽度，取 =82mm
（3） 密封圈与轴段② 在确定轴段②的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承密封圈的尺寸。联轴器用周肩定位，轴肩高度h=（0.07~0.1）=（0.07~0.1）×42mm=2.94~4.2mm。轴段②的轴径=+2×h=47.88～50.4mm，最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s,可选用毡圈油封，查[3]表8-27，选毡圈50JB/ZQ4606-1997,则=50mm
（4） 轴承与轴段③及轴段⑥的设计 轴段③和⑥上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。考虑齿轮无轴向力存在，选用深沟球轴承。现暂取轴承为6211C,由[3]表11-9得轴承内径d=55mm，外径D=100mm，宽度B=21mm，内圈定位轴肩直径=64mm，外圈定位直径=91mm,对轴的力作用点与外圈大端面的距离=27.5mm，故=55mm。故==21mm
通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，故=55mm
（5） 齿轮与轴段⑤ 该段上安装齿轮4，为了便于齿轮的安装，应略大于，可初定=58mm，齿轮4轮毂的宽度范围为（1.2～1.5），=69.6～87mm，小于齿轮宽度=86mm，取其轮毂宽度等于齿轮宽度，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段⑤的长度应比轮毂略短，故取=84mm。
（6） 轴段④ 该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度为h=（0.07～0.01）=4.06～5.8mm，取h=5mm，则=68mm，齿轮左端面距箱体内壁距离为=+(－)/2=10mm+(95-86)/2mm=14.5mm,则该轴段④的长度=－－+=（80－14.5－86+12）mm=91.5mm
（7） 轴段②与轴段⑥的长度 轴段②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。轴承端盖连接螺栓GB/T 5781 M8×25,其安装圆周大于联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为=10mm。则有
=+++—－=（58+2+10+10－21－12）mm=47mm
则轴段⑥的长度=+++2mm=21mm+12mm+14.5mm+ 2mm=49.5mm圆整取=50mm
(8)轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离=27.5mm，则由图11-12可得轴的支点及受力点的距离为
=++－=49.5mm+84mm－mm－27.5mm=63mm
=++—=36mm+76.5mm+mm—27.5mm=128mm
=++=27.5mm+47mm+42mm=116.5mm
9.5键连接
联轴器与轴段①及齿轮4与轴段⑤间均采用A型普通平键连接，查[3]表8-31得键的型号分别为键12×70GB/T 1096—1990和键18×70GB/T 1096—1990
9.6轴的受力分析

⑴画轴的受力简图
⑵计算支承反力
在水平面上为

在垂直平面上为

轴承1的总支承反力为

轴承2的总支承反力为

⑶画弯矩图
在水平面上，a-a剖面的弯矩为

在垂直面上，a-a剖面的弯矩为

a-a剖面上的合成弯矩为

⑷画转矩图

10.7校核轴的强度
a-a剖面为危险截面
求当量弯矩：一般可认为高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，取=0.58

根据a-a剖面的当量弯矩求直径

在结构设计中该处的直径，故强度足够。
10.8校核键连接的强度
联轴器处键连接的挤压应力为

齿轮4处键连接的挤压应力为

取键、轴及齿轮的材料都为钢，由[3]表8-33查得=125~150MPa，，强度足够
10.9校核轴承寿命
计算轴承的轴向力 由表11-9 查的6211轴承得 =43200N
=29200N， =2202.26N。因为只有径向力没有轴向力，则当量动载荷P=2202.26N