带式输送机传动装置说明书

1、没 计 机 械 制 造 工 艺 学课程设计说明书设计题目 设计“带式输送机传动装置” 班 级：机制131 学 生：徐仕阳 指导老师：梁春光 绵阳职业技术学院年 月一、传动方案的拟定 根据带式输送机传动装置如图所示： （1）工作条件：使用年限10年，两班制工作，连续单向运转，载荷较平稳，允许输送带速度误差为-+0.5%； （2）原始数据：输送带工作拉力F/kN4.8输送带工作速度V/（m/s）1.7滚筒直径D/mm450滚筒效率hw0.96二、电动机的选择 1、电动机类型选择：Y系列三相异步电动机 2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：PW=FWvw1000hw=4800×1.7

2、1000×0.96Kw=8.5Kw （2）查机械设计基础课程设计表2-1“机械传动和摩擦副的效率略值”，取带传动效率h带=0.96，轴承效率h轴承=0.99，直齿圆柱齿轮传动效率h齿轮=0.97，联轴器效率h联轴器=0.99，得电动机所需工作效率为：Pd=PWh=PWh带h轴承2h齿轮h联=8.50.96×0.992×0.97×0.99KW9.41KW 根据Pd选取电动机的额定功率P0=（11.2）Pd=9.4111.29Kw由机械设计基础课程设计附表9-1可选定额定功率为P0=11Kw （3）确定电动机转速： 由vw=nD60×1000，得输

3、送带滚筒的转速为：nw=vw×60×1000D=1.7×60×1000×450r/min=72.15r/min各传动的传动比范围由机械设计基础课程设计表2-2可知，分别为i带=24, i齿=36，总传动比范围为i总=24×36=624，那么电动 机的转速范围为：n0=nwi总=72.15×624r/min=432.91731.6r/min符合这一要求的电动机同步转速有750r/min,1000r/min,1500r/min等多种。从成本及结构尺寸考虑，选用n=1500r/min的电动机进行计算。 （4）确定电动机型号 根据以

4、上选用的电动机类型所，需功率及同步转速，选定电动机型号为Y160M-4 其主要性能： 额定功率：11Kw 额定转矩：2.2 满载转速 ：1460r/min 质量：123Kg三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比：i总=nmnw=146072.1520.24 2、分配各级传动比： 为使带传动的尺寸不至过大，满足齿轮传动比大于带传动的传动比，可取带传动的的传动比i带=3，则齿轮的传动比i齿轮=i总i带=20.243=6.75 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min） n0=n电机=1460（r/min） n1=n0i带=14603=486.67（r/min） n2=n1

5、i齿轮=486.676.75=72.10（r/min） nw=n2=72.10（r/min） 2、计算各轴功率（Kw） P0=P工作=9.41Kw P1=P0×h带=9.41×0.96=9.03Kw P2=P1×n轴承×n齿轮=9.03×0.99×0.97=8.67Kw PW=P2×n轴承×n联=8.67×0.99×0.99=8.50Kw 3、计算各轴扭矩（N/m） T0=9550×p0n0=61.55（N/m） T1=9550×p1n1=177.20（N/m） T2=955

6、0×p2n2=1148.38（N/m） Tw=9550×pwnw=1125.87（N/m）五、传动零件的设计计算 一、减速器的外传动只有带传动，故只需对带传动进行设计，带传动的设计计算 （1）确定设计功率 由表，查机械设计基础表5.17得工作系数KA=1.1，则Pd=KAP0=1.1×9.41Kw=10.35Kw （2）选择带型 根据n0=1460r/min，Pd=10.35Kw，由机械设计基础图5.11可选择A带V型。 （3）确定带轮基准直径 由机械设计基础表5.3和图5.11，采用最小带轮基准直径，可选小带轮直径dd1=140mm。则大带轮直径为d2=i带&#

7、215;dd1=3×140=420mm （4）验算带的速度 V带=dd1n060×1000=×140×146060×1000m/s=10.70m/s 在525m/s范围内，带速合适。 （5）确定中心距和V带长度 根据0.7（dd1+dd2）<a0< 2（dd1+dd2），初步确定中心距，即0.7（140+420）=392mm<a0<2（140+420）=1120mm。为使结构紧凑，应选偏低值a0=500mm。 V带计算基准长度为Ld2a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2×500+2140+420+

8、420-14024×300=1944mm 由机械设计基础表5.5，选V带基准长度Ld=2000mm，则实际中心距为 a=a0+Ld-Ld2=500mm+2000-19442mm=528mm （6）计算小轮包角 a1=180°-dd2-dd1a×57.3°=180°-420-140528×57.3°=149.61°式中，57.3°为弧度转换为角度的常数。 （7）计算V带根数 V带的根数可用下式计算z=Pd（P0+P0）KAKL 查机械设计基础表5.10取单根V带所能传递的功率P0=2.87Kw，功率增量为P

9、0=Kbn01-1Ki 查机械设计基础表5.14得Kb=1.0275×10-3，由机械设计基础表5.16查得Ki=1.1373 则P0=1.0275×10-3×1460×（1-11.1373）Kw=0.18Kw 由机械设计基础表5.13，查得Ka=0.91，由机械设计基础表5.5，得KL=1.03，则带的根数为 z=Pd（P0+P0）KaKL=10.352.87+0.18×0.91×10.3=3.62 取4根 （8）计算初拉力 由机械设计基础表5.8，查得V带质量m=0.10kg/m,那么初拉力为 F0=500PdzV带2.5-KaK

10、a+mV带2=500×10.354×10.70×2.5-0.910.91N+0.10×10.702N=222.7N （9）计算作用在轴上的拉力 Q=2zF0sina2=2×4×222.7×sin149.61°2=1719.31N （10）带轮结构的计算 小带轮结构 采用实心式，由机械设计基础课程设计附表9-4，查得Y160M-4轴径D0=42mm,由机械设计基础表5.6，查得e=150.3mm，fmin=9mm，取f=10mm, 则轮毂宽：L1=（1.52）D0=（1.52）×42mm=6384mm取L1

11、=70mm轮缘宽：B=z-1e+2f=4-1×15mm+2×10mm=65mm 大带轮结构 采用孔板式结构，轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的设计同步进行。二、减速器采用圆锥圆柱齿轮传动，其传动设计计算如下：1、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 （1）选择材料、热处理方式和公差等级 考虑到带式传输机为一般机械，故大小齿轮材料都选用45钢。为制造方便选用软齿面，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，选用8级精度。 由表8.17得小齿轮齿面硬度为229286HBW,取硬度值250HBW进行计算。大齿轮齿面硬度为169217HBW，取硬度值200HBW进行计算。（2）初步计算传动的主要尺

12、寸 因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计，则有d13KT1+1d3.52ZEH2 1）小齿轮的传动转矩为T1=17720N.mm2）试选载荷系数Kt=1.23）由8-3表8.18，取齿宽系数R=1.04）由8-3表8.19，查得弹性系数ZE=189.8MPa5）对于标准直齿轮，节点区域系数ZH=2.56）齿数比u=i=6.757）确定齿轮齿数。初选小齿轮齿数Z1=25,则Z2=uZ1=6.75×25=168.75,取Z2=169螺旋角为 =cos-1m（z1+z2)2a=4×(25+87)2×112=2°因值与初选值相差较大，故对与有关的参

13、数进行修正 端面重合度为=1.88-3.21Z1+1Z2cos=1.88-3.2125+187cos2°=1.61轴向重合度为=0.318RZ1tan2=0.28由表8-3查得重合度系数Z=0.925初算小齿轮的分度圆直径d1，有d132KtT1Ru+1uZEZHZzH2=32×1.2×177201×6.75+16.75×189.8×2.5×0.9253992=39.05mm8）许用接触应力H=ZNHlimSH由图8-4 a e接触疲劳极限应力为Hlim1=580MPa, Hlim2=390Mpa小齿轮与大齿轮的循环应力次数

14、为N1=60n1aLh=60×486.87×1.0×2×8×250×10=1.168×109N2=N1i1=1.168×1096.75=1.73×108由图8-5查得寿命系数ZN1=1.0，ZN2=1.05，由表8-20取安全系数SH=1.0则H1=ZN1Hlim1SH=1.0×5801MPa=580MPaH2=ZN2Hlim2SH=1.05×3901MPa=409.5MPa取H=410MPa（3）计算传动尺寸 1）计算载荷系数 由表8-21查得使用系数KA=1.0，因v=d1tn16

15、0×1000=×40×486.8760×1000m/s=1.02m/s 由图8-6查得动载荷系数KV=1.1，由图8-7查得齿向载荷分配系数KB=1.06，由表8-22查得齿间载荷分配系数Ka=1.1，则载荷系数K=KVKAKBKa=1.1×1.0×1.06×1.1=1.282）对d1t进行修正 因K与Kt有较大的差距，故须对Kt计算出的d1t进行修正，即d1d1t3kk1=39×31.281.2mm=41mm3）确定模数mm=d1z1=4125=1.64mm 由表8-23查得，m=2mm4）计算传动尺寸 中心距为

16、a1=m(z1+z2)2=2×(25+169)2mm=194mm 分度圆直径为d1=mz1=2×25mm=50mmd2=mz2=2×169mm=338mmb=dd1=1×50mm=50mm 取b1=50mm b1=b2+510mm=50mm+（510）mm 取b2=60mm（4）校核齿根弯曲疲劳强度F=2KT1bmd1YFYSYeF K、T1、m和d1同前 齿宽b=b2=60mm 齿形系数YF和应力修正系数YS由图8-8查得YF1=2.53,YF2=2.22;由图8-9查得YS1=1.62，YS2=1.81 由图8-10查得重合度系数Ye=0.69 许用

17、弯曲应力F=YNFlimSF 由图8-4查得弯曲疲劳极限应力为 Flim1=220MPa,Flim2=160MPa 由图8-11查得寿命系数YN1=YN2=1，由表8-20查得安全系数SF=1.25，故F1=YN1Flim1SF=1×2201.25MPa=176MPaF2=YN2Flim2SF=1×1601.25MPa=128MPaF=2KT1bmnd1YF1YS1Ye=2×1.28×1772020×2×50×2.53×1.62×0.69MPa=64.14MPa<F1F2=F1YF2YS2YF1YS

18、1=64.14×2.22×1.812.53×1.62MPa=62.88MPa<F2（5）计算齿轮传动的其他几何尺寸 端面模数 m1=mcos=2cos2=2 齿顶高 ha=ha*m=1×2mm=2mm 齿根高 hf=ha*+c*m=（1+0.25）×2mm=2.5mm 全齿高 h=hm+hf=2mm+2.5=4.5mm 顶隙 c=c*mn=0.25×2mm=0.5mm 齿顶圆直径为da1=d1+2ha=50mm+2×2mm=54mmda2=d2+2ha=338mm+2×2mm=342mm 齿根圆直径为 df1

19、=d1-2hf=50mm-2×2.5mm=45mmdf2=d2-2hf=338mm-2×2.5mm=334mm2、高速级锥齿轮传动的设计计算（1）选择材料、热处理方式和公差等级 考虑到带式传输机为一般机械，故大小齿轮材料都选用45钢。为制造方便选用软齿面，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，选用8级精度。 由表8-17得小齿轮齿面硬度为217255HBW,取硬度值250HBW进行计算。大齿轮齿面硬度为162217HBW，取硬度值200HBW进行计算。（2）初步计算传动的主要尺寸 因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计，则有d134KT1(ZEZHH)20.85R(1

20、-0.5R)21）小齿轮的传动转矩为T1=114838N.mm2）试选载荷系数Kt=1.33）由8-3表8.18，取齿宽系数R=0.34）由8-3表8.19，查得弹性系数ZE=189.8MPa5）对于标准直齿轮，节点区域系数ZH=2.56）齿数比u=i=6.757）许用接触应力H=ZNHlimSH由图8-4 a e接触疲劳极限应力为Hlim1=580MPa, Hlim2=390Mpa小齿轮与大齿轮的循环应力次数为N1=60n1aLh=60×486.87×1.0×2×8×250×10=1.168×109N2=N1i=1.168

21、×1096.75=1.73×108由图8-5查得寿命系数ZN1=1.0，ZN2=1.05，由表8-20取安全系数SH=1.0则H1=ZN1Hlim1SH=1.0×5801MPa=580MPaH2=ZN2Hlim2SH=1.05×3901MPa=409.5MPa取H=309.5MPa初算小齿轮的分度圆直径d1t，有d1t34KT1ZEZHH20.85R1-0.5R2=d134×1.3×114838×189.8×2.5409.520.85×0.3×6.75×1-0.5×0.32=

22、86.47mm（3）计算载荷系数 1）由表8-21查得使用系数KA=1.0，因v=d1tn160×1000=×86.47×486.8760×1000m/s=2.2m/s 由图8-6降低1级精度，查得动载荷系数KV=1.23，由图8-7查得齿向载荷分配系数KB=1.06，由表8-22查得齿间载荷分配系数Ka=1.1，则载荷系数K=KVKAKBKa=1.23×1.0×1.06×1.1=1.4342）对d1t进行修正 因K与Kt有较大的差距，故须对Kt计算出的d1t进行修正，即d1d1t3kk1=86.47×31.434

23、1.3mm=89.34mm3）确定齿数 选齿数Z1=20，Z2=Z1=6.75×20=1354）确定模数mm=d1z1=86.4720=4.32mm 由表8-23查得，m=5mm5）大端分度圆直径为d1=mZ1=5*20mm=100mm>84.97 d2=mZ2=5*135mm=675mm 6）锥齿距为R=d12u2+1=10026.752+1=347mm7）齿宽为 b=RR=0.3×347=104.1mm 取b=105mm（4）校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为F=KFt0.85bm(1-0.5R)YFYSF1）K、b、m和R同前2）圆周力为Ft=2T1d1

24、(1-0.5R)=2×11483850×(1-0.5×0.3)=5404N3）齿形系数YF和应力修正系数YScos1=uu2+1=6.756.752+1=0.989cos2=1u2+1=16.752+1=0.146即当量齿数为ZV1=Z1cos1=200.989=20.22ZV1=Z2cos2=1350.146=924.65由图8-8查得YF1=2.66,YF2=2.20;由图8-9查得YS1=1.62，YS2=1.903）许用弯曲应力F=YNFlimSF 由图8-4查得弯曲疲劳极限应力为 Flim1=220MPa,Flim2=160MPa 由图8-11查得寿命系

25、数YN1=YN2=1，由表8-20查得安全系数SF=1.25，故F1=YN1Flim1SF=1×2201.25MPa=176MPaF2=YN2Flim2SF=1×1601.25MPa=128MPaF=KFt0.85bm(1-0.5R)YFYS=1.4×54040.85×105×5×(1-0.5×0.3)×2.66×1.62=85.94MPa<F1F2=F1YF2YS2YF1YS1=85.94×2.2×1.92.66×1.62MPa=83.36MPa<F25，计算锥

26、齿轮传动其他几何尺寸ha=m=5mmhf=1.2m=1.2×5=6mmC=0.2m=0.2×5mm=1mm 1=cos-1uu2+1=cos-16.756.752+1=8.50°2=cos-11u2+1=cos-116.752+1=87.43°da1=d1+2mcos1=100+2×5×0.989=109.89da2=d2+2mcos2=675+2×5×0.149=676.49df1=d1-2.4mcos1=100-2.4×5×0.989=88.132df2=d2-2.4mcos2=675-2.

27、4×5×0.149=673.652六、 齿轮上作用力的计算齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核、键的选择和验算及轴承的选择和校核提供数据1、 高速齿轮传动的作用力（1）已知条件 高速轴传递的转矩T1=114838N/mm，转速n1=486.67r/min，小齿轮大端分度圆直径d1=100mm，=0.989，=0.148， °（2）锥齿轮1的作用力 圆周力为N其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心轴向力为其方向沿轴向从小锥齿轮的小端指向大端法向力为 2、 低速级齿轮传动的作用力（1）已知条件 中间轴传递的转矩T2=11772

28、0Nmm，转速n2=72.10r/min，低速级斜齿圆柱齿轮的螺旋角。为使斜齿圆柱齿轮3的轴向力与锥齿轮2的轴向力互相抵消一部分，低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径为 d3=39.05mm（2） 齿轮3的作用力 圆周力为其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为 其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心轴向力为 其方向可用右手法则来确定，即用右手握住轮3的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力的方向法向力为（3） 齿轮4的作用力 从动齿轮4的各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用方向相反七、 轴的设计计算轴的设计和计算、轴上齿轮轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选

29、择和校核、键的选择和验算与轴联接的半联轴器的选择同步进行。1、 高速轴的设计与计算（1）、已知条件 高速轴传递的功率p1=9.03kw,转矩T1=114838mm，转速n1=486.67r/min，小齿轮大端分度圆直径d1=100mm，齿宽中点处分度圆直径dm1=（1-0.5）d1=mm，齿轮宽度b=85mm（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选用常用的材料45钢，调质处理（3）、初算轴径查表9-8得C=106135，取中间值C=118，则轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径 d1>31.24+31.24*（0.030

30、.05）mm=32.1732.802mm（4） 、结构设计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，从最细处开始设计2）、联轴器与轴段 轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所联接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表8-37，取载荷系数KA=1.5，计算转矩为 Tc=KAT1=1.5*114838Nmm=172257N·mm 由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX1型联轴器符合要求：公称转矩为250N·mm，许用转

31、速8500r/min，轴孔范围为2436mm。考虑到d1>32.17mm，取联轴器孔直径为32mm，轴孔长度L联=52mm，Y型轴孔，A型键，联轴器从动端代号为LX1 22*52GB/T50142003，相应的轴段 的直径d1=22mm。其长度略小于孔宽度，取L1=50mm3）、轴承与轴段和的设计 在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。 若联轴器采用轴肩定位，轴肩高度h=（0.070.1）d1=（0.070.1）*30mm=2.13mm。轴段的轴径d2=d1+2*(2.13）mm=34.138mm，其值最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度均小于3m/s，可选用毡圈油封，

32、查表8-27初选毡圈35JB/ZQ46061997，则d2=35mm，轴承段直径为40mm，经过计算，这样选取的轴径过大，且轴承寿命过长，故此处改用轴套定位，轴套内径为28mm，外径既要满足密封要求，又要满足轴承的定位标准，考虑该轴为悬臂梁，且有轴向力的作用，选用圆锥滚子轴承，初选轴承30207，由表9-9得轴承内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm，T=18.25mm，内圈定位直径da=42mm，外径定位Da=65mm，轴上力作用点与外圈大端面的距离a3=15.3mm，故d2=35mm，联轴器定位轴套顶到轴承内圈端面，则该处轴段长度应略短于轴承内圈宽度，取L2=16mm。该减速

33、器锥齿轮的圆周速度大于2m/s，故轴承采用油润滑，由齿轮将油甩到导油沟内流入轴承座中。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d4=35mm，其右侧为齿轮1的定位轴套，为保证套筒能够顶到轴承内圈右端面，该处轴段长度应比轴承内圈宽度略短，故取L4=16mm4）、轴段的设计 该轴段为轴承提供定位作用，故取该段直径为轴承定位轴肩直径，即d3=42mm，该处长度与轴的悬臂梁长度有关，故先确定其悬臂梁长度5）、齿轮与轴段的设计 轴段上安装齿轮，小锥齿轮所处的轴段采用悬臂结构，d5应小于d4，可初定d5=32mm小锥齿轮齿宽中点分度圆与大端处径向端面的距离M由齿轮的结构确定，由于齿轮直径比较小，采用实心式，

34、由图上量得M=32.9mm，锥齿轮大端侧径向端面与轴承套杯端面距离取为，轴承外圈宽边侧距内壁距离，即轴承套杯凸肩厚C=8mm，齿轮大端侧径向端面与轮毂右端面的距离按齿轮结构需要取为56mm，齿轮左侧用轴套定位，右侧采用轴端挡圈固定，为使挡圈能够压紧齿轮端面，取轴与齿轮配合段比齿轮毂孔略短，差值为0.75mm，则L5=56+C+T-L4-0.75=（56+10+8+18.25-16-0.75）mm=75.5mm6）、轴段与轴段的长度 轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承端盖等零件有关。由表4-1可知，下箱座壁厚=0.025a+3mm=0.025*184+3mm=7.6mm，取壁厚，R+a=7

35、0.374+184=254.374mm<600mm，取轴承旁联接螺栓为M20，箱体凸缘连接螺栓为M16，地脚螺栓为，则有轴承端盖连接螺钉为，取其值为M10，由表8-30可取轴承端盖凸缘厚度为Bd=12mm；取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为；告诉轴承端盖连接螺钉，查表8-29取螺栓GB/T5781 M1035；其安装基准圆直径远大于联轴器轮毂外径，此处螺钉的拆装空间足够，取联轴器毂孔端面距轴承端盖表面距离K=10mm，为便于结构尺寸取整，轴承端盖凸缘安装面与轴承左端面的距离取为l4=25.5mm，取轴段端面与联轴左端面的距离为1.75mm则有L1=L联+K+Bd+l4+T-L2-1.75m

36、m=（62+10+12+25.5+18.25-16-1.75）mm=110mm 轴段段的长度与该轴的悬臂长度l3有关。小齿轮的受力作用点与右端轴承对轴的力作用点间的距离为 =M+1+C+a3=(32.9+10+8+15.3)mm=66.2mm则两轴承对轴的力作用点间的距离为 =(22.5）l3=(22.5)*66.2mm=132.4165.5mm =l2+2a3-2T=（132.4165.5）+2*15.36-2*18.25mm=126159.1mm取L3=130mm，则有=l3+2T-2a3=130+2*18.25-2*15.3mm=135.9mm在其取值范围内，合格7）、轴段 力作用点与左

37、轴承对轴力作用点的间距由图12-4可得=L1+L2-T+a3-31+1.75=110+16-18.25+15.3-31+1.75mm=93.8mm5.键连接带轮与轴段 间采用A型普通平键连接，查表8-31取其型号为键856 GB/T10961990，齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，型号为键1063 GB/T109619906.轴的受力分析（1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图5所示（2）计算支承反力 在水平面上为R2H=Fr1+R1H=510.3+218.3N=728.6N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c、d、e所示在水平面上，a-a剖面为

38、 MaH=-R1Hl2=-218.3*135.9Nmm=-29667Nmmb-b剖面左侧为在垂直平面上为合成弯矩a-a剖面为 b-b剖面左侧为（4）画转矩图 转矩图如图11-10f所示，T1=50670Nmm7.校核轴的强度因a-a剖面弯矩大，同时作用有转矩，a-a剖面为危险面其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 弯曲应力为：扭剪应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数则当量应力为 由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限，则由表8-32查得轴的许用弯曲应力强度满足要求8.校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为 齿轮处键连接的挤压应力为取键、轴

39、及带轮的材料都为钢，由表8-33查得，强度足够2、 中间轴的设计与计算1. 已知条件高速轴传递的功率p2=9.03kw,转速n2=486.67r/min，锥齿轮大端分度圆直径d2=238mm，齿宽中点处分度圆直径dm2=（1-0.5）d2=202.3mm，d3=70.531mm,齿轮宽度b3=85mm2. 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选用常用的材料45钢，调质处理3. 初算轴径查表9-8得C=106135，取中间值C=110，则轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径d1>27.05+27.05*（0.030.05）mm=

40、27.8628.40mm4.结构设计轴的结构构想如图11-6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，从最细处开始设计(2) 轴段及轴段的设计 该轴段上安装轴承，此段设计应与轴承的选择设计同步进行。考虑到齿轮上作用较大的轴向力和圆周力，选用圆锥滚子轴承。轴段及轴段上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。根据dmin=27.05mm，暂取轴承30206，由表9-9得轴承内径d=30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm，内圈定位直径da=36mm，外径定位Da=53m

41、m，轴上力作用点与外圈大端面的距离a3=13.8mm，故d1=30mm 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d5=30mm（3） 齿轮轴段与轴段的设计 轴段上安装齿轮3，轴段上安装齿轮2。为便于齿轮的安装，d2和d4应略大于d1和d5，此时安装齿轮3处的轴径可选为33mm，经过验算，其强度不满足要求，可初定d2=d4=32mm由于齿轮的直径比较小，采用实心式，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定，齿轮2轮廓的宽度范围为（1.21.5）d4=38.448mm，取其轮毂宽度，其左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段长度应比齿轮2的轮毂略短，b3=85mm，故取L2

42、=83mm，L4=40mm（4） 轴段的设计 该段位中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.070.1)d2=2.243.2mm，取其高度h=3mm，故d3=38mm齿轮3左端面与箱体内壁距离和齿轮2的轮毂右端面与箱体内壁的距离军取为，且使箱体两内侧壁关于高速轴轴线对称，量得起宽度为Bx=193.92mm，取Bx=194mm，则轴段的长度为=194-40-2*10-85mm=49mm此时锥齿轮没有处在正确安装位置，在装配时可以调节两端盖下的调整垫片使其处与正确的安装位置（5） 轴段及轴段的长度 由于轴承采用油润滑，故轴承内端面距箱体内壁距离取为，则轴段的长度为轴段的长度为（6） 轴上

43、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a3=13.8mm，则由图11-6可得轴的支点与受力点间的距离为由装配图知5、键连接齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，查表8-31取其型号为键12100 GB/T10961990，齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，型号为键12 GB/T109619906、轴的受力分析 （1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图11-7b所示 （2）计算支承反力 在水平面上为 R2H=Fr3-R1H-Fr2=731.6-586.2-111.7N=33.7N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（4） 画弯矩图 弯矩图如图c、d、e所示在水平面上，

44、a-a剖面为 MaH=-R1Hl2=-586.2*54.55=-31977.2Nmma-a剖面右侧为b-b剖面右侧为在垂直平面上为a-a剖面左侧为a-a剖面右侧为b-b剖面左侧为b-b剖面右侧为（4）画转矩图 转矩图如图11-7f所示，T2=50250Nmm7.校核轴的强度 虽然a-a剖面左侧弯矩大，但a-a剖面右侧除作用有弯矩外还作用有转矩，其轴颈较小，故a-a剖面两侧均可能为危险面，故分别计算a-a剖面的抗弯截面系数其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 a-a剖面左侧弯曲应力为 a-a剖面右侧弯曲应力为 扭剪应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系

45、数则当量应力为 故a-a剖面右侧为安全截面由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限，则由表8-32查得轴的许用弯曲应力强度满足要求8.校核键连接的强度 齿轮2处键连接的挤压应力为 取键、轴及带轮的材料都为钢，由表8-33查得，强度足够齿轮3处的键长于齿轮2处的键，故其强度也足够三、低速轴的设计计算 1.已知条件低速轴传递的功率p3=8.67kw,转矩T3=117720Nmm，转速n3=57.97r/min，齿轮4分度圆直径d4=50mm，齿轮宽度b4=78mm2.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选用常用的材料45钢，调质处理3.初算轴径 查表9-8

46、得C=106135，取中间值C=106，则轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径 d1>41.54+41.54*（0.030.05）mm=42.7943.62mm4. 结构设计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，从最细处开始设计2）、联轴器与轴段 轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所联接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表8-37，取载荷系数KA=1.5，计算转矩为 Tc=KAT1=1.5*574940Nmm

47、=862410N·mm 由表8-38查得GB/T5014-2003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3048mm。取联轴器孔直径为45mm，轴孔长度L联=112mm，J型轴孔，A型键，联轴器从动端代号为LX3 45*112GB/T50142003，相应的轴段 的直径d1=45mm。其长度略小于孔宽度，取L1=110mm3）、密封圈与轴段的设计 在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。 若联轴器采用轴肩定位，轴肩高度h=（0.070.1）d1=（0.070.1）*45mm=3.154.5mm。轴段的

48、轴径d2=d1+2*（3.154.5）mm=51.354mm，其值最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度均小于3m/s，可选用毡圈油封，查表8-27初选毡圈55JB/ZQ46061997，则d2=55mm4）、轴承与轴段和轴段的设计 考虑齿轮油轴向力存在，但此处轴径较大，选用角接触球轴承。轴段上安装轴承，其直径应既便于安装，又符合轴承内径系列。现暂取轴承为7008C 由表11-9得轴承内径d=40mm，外径D=68mm，宽度B=15mm，内圈定位直径da=50mm，外径定位Da=65mm，轴上力作用点与外圈大端面的距离a3=15.7mm，故d3=40mm。由于该减速器锥齿轮的圆周速度大于2m/s，

49、轴承采用油润滑，无需放挡油环，取L3=15mm。为补偿箱体的铸造误差，取轴承靠近箱体内壁的端面与箱体内壁距离。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d7=40mm5）、齿轮与轴段的设计 轴段上安装齿轮4，为便于齿轮的安装，d6应略大于d7，可初定d6=42mm,齿轮4轮廓的宽度范围为（1.21.5）d6=50.463mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度b4=60mm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，轴段长度应比齿轮4的轮毂略短，取L6=58mm6）、轴段和轴段的设计 轴段为齿轮提供轴向定位作用，定位轴肩的高度为h=（0.070.1)d6=2.944.2mm，取h

50、=4mm,则d5=50mm，L5=1.4h=5.6mm，取L5=8mm 轴段的直径可取轴承内圈定位直径，即d4=50mm，齿轮左端面与箱体内壁距离为则轴段的长度=194+5-13.5-95-8mm=82.5mm7）、轴段与轴段的长度 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，轴承旁连接螺栓为M20，则c1=28mm，c2=24mm，箱体轴承宽度L=10+28+24+（58）mm=6770mm，取L=70mm；轴承端盖连接螺钉查表8-29选螺栓，其安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺钉的拆装空间干涉，故取联轴器轮毂端面与轴承端盖面的距离为K=10mm。则有=70+2+12+10-24-5mm=65mm轴段的长度为=24+5+12.5+(78-58）mm=61.5mm8）、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a3=25.3mm，则由图12-10可得轴支点及受力点间的距离为5.键连接联轴器与轴段及齿轮4由轴段间采用A型普通平键连接，查表