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带式运输机的传动装置设计【F=2200，V=1.7，D=280】【3张CAD图纸+说明书】

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关键词：: 带式运输机传动装置设计 cad图纸说明书带式运输机的传动装置设计

资源描述：

带式运输机的传动装置设计【F=2200,V=1.7,D=280】

22页 9500字数+说明书+3张CAD图纸【详情如下】

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带式运输机的传动装置设计说明书【F=2200,V=1.7,D=280】.doc

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一、设计任务书…………………………..………………………..…(2)

二、动力机的选择…………………………..……………………..…(4)

三、计算传动装置的运动和动力参数…………………………....…(5)

四、传动件设计计算（齿轮）………………………………………(6)

五、轴的设计………. ………. ………. ……….. .. .. ..……(12)

六、滚动轴承的计算………………………………………..…..…..(20)

七、连结的选择和计算……………………………….……….……(21)

八、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择…………………..(22)

九、箱体及其附件的结构设计…………………………….….…..(22)

十、设计总结…..…………………………………………………….(23)

十一、参考资料.…………………….…………………………….…(23)

一设计题目：带式运输机的传动装置的设计题号4

1工作情况：已知条件

1)工作条件：单班制；

2)工作年限；8年；

3)小批量；

4)动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；

5)运输带速度容许误差：±5%；

2原始数据

参数1

运输带工作拉力F/KN2200

运输带工作速度v/(m/s)1.7

卷筒直径D/mm280

注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑。

二动力机选择

因为动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；所以选用常用的封闭式系列的 ——交流电动机。

1．电动机容量的选择

1）工作机所需功率Pw 由题中条件查询工作情况系数KA

（见[1]表8-6），查得K A=1.3

设计方案的总效率 n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6…

本设计中的

——联轴器的传动效率（2个），——轴承的传动效率（4对）， ——齿轮的传动效率（2对），本次设计中有8级传动效率其中=0.99（两对联轴器的效率取相等） =0.99（123为减速器的3对轴承） =0.98（4为卷筒的一对轴承） =0.95（两对齿轮的效率取相等）

==0.841

2）电动机的输出功率

Pw=kA*=3.74KW

Pd＝Pw/，=0.84110

Pd＝4.7KW

2．电动机转速的选择

由v=1.7m/s 求卷筒转速nw

V ==1.7 →nw=116r/min

nd＝（i1’·i2’…in’）nw

有该传动方案知，在该系统中只有减速器中存在二

起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸缘下面设有吊耳，它们就组成了起吊装置。

（6）起盖螺钉

为便于起盖，在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。

（7）定位销

在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度。

十.设计总结

通过设计，该展开式二级圆柱齿轮减速器具有以下特点及优点：

1）能满足所需的传动比

齿轮传动能实现稳定的传动比，该减速器为满足设计要求而设计了1∶10.96的总传动比。

2）选用的齿轮满足强度刚度要求

由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够满足强

度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。

3）轴具有足够的强度及刚度

由于二级展开式齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称，当其产生弯扭变形

时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高，通过了对轴长时间的精心设计，设计的轴具有较大的刚度，保证传动的稳定性。

4）箱体设计的得体

设计减速器的具有较大尺寸的底面积及箱体轮毂，可以增加抗弯扭的惯性，有利于提高箱体的整体刚性。

5）加工工艺性能好

设计时考虑到要尽量减少工件与刀具的调整次数，以提高加工的精度和生产率。

此外，所设计的减速器还具有形状均匀、美观，使用寿命长等优点，可以完全满足设计的要求。

（6）由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。

十一.参考资料

[1]《机械设计》（第七版）—濮良贵，纪名刚主编

北京：高等教育出版社，2006。

[2]《机械设计课程设计手册》（第3版）—吴宗泽，罗盛国主编

北京：高等教育出版社，2006。

[3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版；

[4]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版；

[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编

[6]《机械制图（第四版）》，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版；

[7]《互换性与技术测量（第四版）》，中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2001年1月第四版。

内容简介：: 目录一、设计任务书.(2)二、动力机的选择.(4)三、计算传动装置的运动和动力参数.(5)四、传动件设计计算（齿轮）(6)五、轴的设计. . . . . . .(12)六、滚动轴承的计算.(20)七、连结的选择和计算.(21)八、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择.(22)九、箱体及其附件的结构设计.(22)十、设计总结.(23)十一、参考资料.(23)一设计题目：带式运输机的传动装置的设计题号41工作情况：已知条件1) 工作条件：单班制；2) 工作年限；8年；3) 小批量；4) 动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；5) 运输带速度容许误差：5%；2原始数据题号参数1运输带工作拉力F/KN2200运输带工作速度v/(m/s)1.7卷筒直径D/mm280注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑。24二动力机选择因为动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；所以选用常用的封闭式系列的交流电动机。1 电动机容量的选择1）工作机所需功率Pw 由题中条件查询工作情况系数KA（见1表8-6），查得K A=1.3设计方案的总效率 n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6本设计中的联轴器的传动效率（2个），轴承的传动效率（4对），齿轮的传动效率（2对），本次设计中有8级传动效率其中=0.99（两对联轴器的效率取相等） =0.99（123为减速器的3对轴承） =0.98（4为卷筒的一对轴承） =0.95（两对齿轮的效率取相等）=0.8412）电动机的输出功率Pw=kA*=3.74KWPdPw/，=0.84110Pd4.7KW2 电动机转速的选择由v=1.7m/s 求卷筒转速nwV =1.7 nw=116r/minnd（i1i2in）nw有该传动方案知，在该系统中只有减速器中存在二级传动比i1,i2，其他传动比都等于1。由1表13-2知圆柱齿轮传动比范围为35。所以 nd =(i1*i2) nw=32，52* nw 所以nd的范围是（859.88，2388.75）r/min，初选为同步转速为1430r/min的电动机3电动机型号的确定由表12-12查出电动机型号为Y100L2-4,其额定功率为3kW，满载转速1430r/min。基本符合题目所需的要求。=0.8411Pw=2.1889k KWPd2.60228 KWnw=95.496 r/min电机Y100L2-4电动机型号额定功率/KW满载转速r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量/KgY100L2-4,3.014302.22.338三计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1 计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：nm/nw nw95.496 nm=1430r/min i14.9742 合理分配各级传动比由于减速箱是展开式布置，所以i1（1.3-1.5）i2。因为i14.974，取i15，估测选取 i1=4.8 i2=3.2速度偏差为0.5%，所以可行。3 各轴转速、输入功率、输入转矩转速的计算电动机转轴速度 n0=1430r/min 高速I n1=1430r/min 中间轴II n2=297.92r/min 低速轴III n3= =93.1r/min 卷筒 n4=93.1r/min。各轴功率电动机额定功率 P0=Pd*=3Kw (n01=1) 高速I P1=P0*n12=P0* = 3*0.99*0.99= 2.9403 Kw (n12 = =0.99*0.99=0.98) 中间轴II P2=P1=P1*n齿*n轴承=2.9403*0.95*0.99=2.7653 Kw (n23=0.95*0.99=0.94) 低速轴III P3=P2*n34=P2*=2.7653*0.95*0.99=2.600 Kw (n34= =0.95*0.99=0.94) 卷筒 P4=P3*n45=P3*=2.600*0.98*0.99=2.523 Kw（n45=0.98*0.99=0.96）传动比15i1=4.8 i2=3.2各轴速度n0=1430r/minn1=1430r/minn2=297.92r/minn3=93.1r/minn4=93.1r/min各轴功率P0 =3KwP1= 2.9403P2=2.7653 Kw P3=2.600 Kw P4=2.523 Kw各轴转矩电动机转轴 T0=2.2 N高速I T1= =19.634 N 中间轴II T2= =88.615 N 低速轴III T3= =264.118 N 卷筒 T4=256.239 N其中Td= (n*m)项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III卷筒转速（r/min）14301430297.9293.193.1功率（kW）32.793292.6282.42042.4204转矩（Nm）2.219.65488.6177264.1175256.2395传动比114.83.21效率10.980.940.940.96四传动件设计计算（齿轮）A 高速齿轮的计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数2.9403KW1430r/min4.819.643Nm1.31 选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2）精度等级选用7级精度；3）试选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z296的；2 按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按式（1021）试算，即 dt2.32*各轴转矩T1=19.634 N T2=88.615 NT3=264.118 N T4=256.239 N7级精度；z120 z2963 确定公式内的各计算数值1）（1）试选Kt1.3（2）由1表107选取尺宽系数d1（3）由1表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa（4）由1图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；（5）由1式1013计算应力循环次数N160n1jLh6014301（283658）410e9 N2N1/4.88.3510e8此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时（6）由1图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.90；KHN20.95（7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 H10.90600MPa540MPa H20.98550MPa522.5MPa2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径d1td1t=37.043（2）计算圆周速度v=2.7739（3）计算齿宽b及模数mb=dd1t=137.043mm=37.043mmm=1.852h=2.25mnt=2.251.852mm=4.1678mmb/h=34.043/4.1678=8.89（4）计算载荷系数K 由1表102 已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=2.7739m/s,7级精度，由1图108查得动载系数KV=1.14；由1表104查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KHB的计算公式和直齿轮的相同，Kt1.3d1N1410e9N28.3510e8KHN10.90KHN20.95S1H1540MPaH2522.5MPad1t =37.043v =2.7739b=37.043mmm=1.852h=4.1678mmb/h=8.89KA=1固： KHB=1.12+0.18(1+0.6d)d+0.2310b =1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*37.043=1.41652由b/h=8.89，KHB=1.41652查1表1013查得KFB =1.33由1表103查得KH=KH=1.1。故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.141.11.41652=1.7763（5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由1式（1010a）得 d1=mm=41.10968mm（6）计算模数m m=mm=2.0554 按齿根弯曲强度设计由1式(105) m1）确定计算参数由1图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 F1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度F2=380MPa由110-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.88计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4 见1表10-12得F1=（KFN1*F1）/S=303.57MpaF2= （KFN2*F2）/S=238.86Mpa（1）计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.121.21.33=1.7875（2）查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.79（3）计算大、小齿轮的并加以比较=0.014297=0.016341 大齿轮的数值大。KHB=1.41652KFB =1.33KH=KH=1.1K=1.7763d1=41.10968mmm=2.055F1=500MpaF2=380MPaKFN1=0.85 KFN2=0.88S=1.4F1= 303.57MpaF2 =238.86MpaK=1.7875Ysa1=1.55Ysa2=1.79=0.014297=0.0163412）设计计算m=1.4212对结果进行处理取m=2Z1=d1/m=41.1097/221 大齿轮齿数，Z2=u* Z1=4.8*21=1005 几何尺寸计算1）计算中心距d1=z1m=21*2=42 d2=z1m=100*2 =200a=(d1+d2)/2=(200+42)/2=121，a圆整后取121mm2）计算大、小齿轮的分度圆直径d1=42mm，d2=200mm3）计算齿轮宽度 b=dd1， b=42mmB1=47mm，B2=42mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm4）验算Ft=2T1/d1=2*19.6543*10e3/42=935.919 Nm/s 结果合适5）由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2424721大齿轮2200421006）结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。B 低速齿的轮计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数2.7654KW297.92r/min3.288.6177Nm1.31选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2）精度等级选用7级精度；3）试选小齿轮齿数z124，大齿轮齿数z277的；2按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（1021）试算，即 m=2Z1=21Z2=100d1=42d2=200a=121B1=47mmB2=42mm Ft=1048.18 N7级z124z277dt2.32*3. 确定公式内的各计算数值（1）试选Kt1.3（2）由1表107选取尺宽系数d1（3）由1表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa（4）由1图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；（5）由1式1013计算应力循环次数N160n1jLh60297.921（283658）8.35110e8 N2N1/3.22.6110e8此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时（6）由1图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.90；KHN20.95（7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 H10.90600MPa540MPa H20.95550MPa522.5MPa4. 计算（8）试算小齿轮分度圆直径d1td1t=62.93491) 计算圆周速度v=0.9810 m/s2) 计算齿宽b及模数mb=dd1t=162.9349mm=62.9349mmm=3.1467h=2.25mnt=2.253.1467mm=7.08mmb/h=62.9349/7.08 =8.893) 计算载荷系数K 由1表102 已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=0.4230 m/s,7级精度，由1图108查得动载系数KV=1.14；Kt1.3d1ZE189.8Mpa=600MPaHlim2550MPa；N18.35110e8N22.6110e8KHN10.90KHN20.95H1540MPad1t=62.9349v=0.9810 m/sb=62.9349mmm=3.1467KA=1KV=1.14由1表104查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时的KHB计算公式和直齿轮的相同，固KHB=1.12+0.18(1+0.6d)d+0.2310b =1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*27.122=1.414由b/h=8.92，KHB=1.414查1表1013查得KFB =1.33由1表103查得KH=KH=1.1。故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.141.11.414=1.77314) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由1式（1010a）得 d1=mm=69.78mm5) 计算模数m m =mm3.48906) 按齿根弯曲强度设计。由1式(105) m5 确定计算参数由1图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 F1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度F2=380MPa由110-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.88计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4 见1表10-12得F1= （KFN1*F1）/S=303.57MpaF2= （KFN2*F2）/S=238.86Mpa1）计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.121.21.33=1.78752）查取应力校正系数有1表10-5查得YFa1=2.8; YFa2=2.18由1表105查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.793）计算大、小齿轮的并加以比较=0.014297=0.016341 KHB=1.414K=1.7731d1=69.78mmm=3.4890= 303.57Mpa=238.86MpaK=1.7875=0.014297=0.016341 所以大齿轮的数值大。6 设计计算m=3.4485对结果进行处理取m=3.5 ，（见机械原理表5-4，根据优先使用第一序列，此处选用第一序列）小齿轮齿数 Z1=d1/m=69.9349/3.519.981420大齿轮齿数 Z2=u* Z1=3.2*20=647 几何尺寸计算1）计算中心距d1=z1m=20*3.5=70 ， d2=z2m=64*3.5=224a=(d1+d2)/2=(70+224)/2=147， a圆整后取147mm ，d1=70.00mm2）计算齿轮宽度3）计算大、小齿轮的分度圆直径b=dd1 b=70mm B1=75mm，B2=70mm备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm7）验算Ft=2T2/d2=2*88.6177*10e3/70=2531.934 NN/mm。结果合适8）由此设计有模数分度圆直径压力角齿宽小齿轮3.5702075大齿轮3.52242070五轴的设计（在本次设计中由于要减轻设计负担，在计算上只校核一根低速轴的强度）A 低速轴3的设计1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.6 Kw264.118Nm93.1r/min224mm202求作用在齿轮上的力Fr=Ft*tan=2358.17*tan20=858.30N3 初步确定轴的直径m=3.5Z1=20Z2=64a=147mmd1=70.00mmd2=224mmB1=75mmB2=70mm=36.17N/mm先按式115-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A0=112。于是有此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d1-2为了使所选的轴的直径d1-2与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。4 联轴器的型号的选取查表114-1,取Ka=1.5则；Tca=Ka*T3=1.5*264.118=396.177Nm按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003（见表28-2），选用GY5 型凸缘联轴器，其公称转矩为400 Nm。半联轴器的孔径d1=35mm .固取d1-2=35mm。见下表5. 轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a 为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=42mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=45。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1= 82mm ,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，固取1-2断的长度应比L1略短一些，现取L1-2=80mmb 初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量=8-16大量生产价格最低，固选用深沟球轴承又根据d2-3=42mm 选 61909号右端采用轴肩定位查2 又根据d2-3=42mm和上表取d3-4=d7-8=45轴肩与轴环的高度（图中a）建议取为轴直径的0.070.1倍所以在d7-8=45mm l6-7=12c 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=50mm齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为70，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取l4-5=67mm,齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取（轴直径的0.070.1倍）这里2358.17NGY5 凸缘联轴器61909号轴承去轴肩高度h=4mm.所以d5-6=54mm.轴的宽度去b=1.4h,取轴的宽度为L5-6=6mm.d 轴承端盖的总宽度为15mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为25mm。固取L2-3=40mm e 取齿轮与箱体的内壁的距离为a=12mm 小齿轮与大齿轮的间距为c=15mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承的宽度T=7mm小齿轮的轮毂长L=50mm则 L3-4 =T+s+a+(70-67)=30mm L6-7=L+c+a+s-L5-6=50+15+12+8-6=79mm至此已初步确定轴得长度3) 轴上零件得周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=50mm 由手册查得平键的截面 b*h=16*10 (mm)见2表4-1,L=56mm同理按 d1-2=35mm. b*h=10*8 ,L=70。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。半联轴器与轴得配合选H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。4) 确定轴的的倒角和圆角参考1表15-2，取轴端倒角为1.2*45各轴肩处的圆角半径见上图5) 求轴上的载荷（见下图）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照1图15-23。对与61809，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为182mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图计算齿轮Ft=2T1/d1=2*264.1175/224*103=2358.19 N Fr= Ft tana = Ft tan20=858.31 N通过计算有FNH1=758N FNH2=1600.2MH=FNH2*58.5=93.61 NM 同理有FNV1=330.267N FNV2=697.23NMV=40.788NM NM载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=758N FNH2=1600.2FNV1=330.267N FNV2=697.23N弯矩MH= 93.61 NMV=40.788 N总弯矩M总=102.11 N扭矩T3=264.117 N6）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度）根据1式15-5及表115-4中的取值，且0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取0.6）1）计算轴的应力 FNH1=758N FNH2=1600.2MH= 93.61 N=102.11 N（轴上载荷示意图）前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得-1=60MPa因此ca-1，故安全。7）精确校核轴的疲劳强度1) 判断危险截面截面A,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面和V显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。2) 截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数=15.08MpaW=9112.5mm3Wr=188225 mm3截面左侧的弯矩截面上的扭矩为T3=264.117 N截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45号钢，调质处理，由1表15-1查得，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按1附表3-2查取。因，经插值后可查得，又由1附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数按1式（附3-4）为由1附图3-2得尺寸系数；由1附图3-3得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由1附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按1式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为M=4.5 MPa=14.5 MPa，于是，计算安全系数值，按1式（15-6）（15-8）则得故该轴在截面右侧的强度也是足够的。本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴的设计计算结束。B中间轴 2 的设计1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.765 Kw88.615Nm93.1r/min200mm202求作用在齿轮上的力Fr =Ft*tan=2358.17*tan20=322.53N3 初步确定轴的直径先按式115-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A0=112。于是有4选轴承初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低固选用深沟球轴承在本次设计中尽可能统一型号,所以选择 6005号轴承=13.606=886.15NFr=322.53N=23.53mm6005号轴承5. 轴的结构设计A 拟定轴上零件的装配方案B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度由低速轴的设计知，轴的总长度为L=7+79+6+67+30=189mm由于轴承选定所以轴的最小直径为25mm所以左端L1-2=12mm 直径为D1-2=25mm左端轴承采用轴肩定位由2查得 6005号轴承的轴肩高度为2.5mm所以D2-3=30mm ,同理右端轴承的直径为D1-2=25mm，定位轴肩为2.5mm在右端大齿轮在里减速箱内壁为a=12mm，因为大齿轮的宽度为42mm,且采用轴肩定位所以左端到轴肩的长度为L=39+12+8+12=72mm8mm为轴承里减速器内壁的厚度又因为在两齿轮啮合时，小齿轮的齿宽比大齿轮多5mm,所以取L=72+2.5=74.5mm同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为12mm由于第三轴的设计时距离也为12mm所以在该去取距离为11mm取大齿轮的轮毂直径为30mm，所以齿轮的定位轴肩长度高度为3mm至此二轴的外形尺寸全部确定。C 轴上零件得周向定位齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=30mm 由手册查得平键的截面 b*h=10*8(mm)见2表4-1,L=36mm同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。D 确定轴的的倒角和圆角参考1表15-2，取轴端倒角为1.2*45各轴肩处的圆角半径见上图C第一轴 1 的设计1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.94Kw19.634Nm1430r/min42mm20L=189mmD1-2=25mmL1-2=12mmD2-3=30mm2求作用在齿轮上的力Fr=Ft*tan=2358.17*tan20=340.29N3 初步确定轴的直径先按式115-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A0=112。于是有4 联轴器的型号的选取查表114-1,取Ka=1.5则；Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451NmTca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451Nm按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003（见表28-2），选用GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为63Nm。半联轴器的孔径d1=16mm .固取d1-2=16mm4 联轴器的型号的选取查表114-1,取Ka=1.5则；Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451Nm按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003（见表28-2），选用GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为63 Nm。半联轴器的孔径d1=16mm .固取d1-2=16mm 见下表5. 轴的结构设计A 拟定轴上零件的装配方案B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a 为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=18mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=20。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=42mm ,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，固取1-2断的长度应比L1略短一些，现取L1-2=40mmb 初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量=8-16，大量生产价格最低固选用深沟球轴承,又根据d2-3=18mm,所以选6004号轴承。右端采用轴肩定位查2 又根据d2-3=18mm和上表取d3-4=20mmc 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=25mm d 轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为25mm。固取L2-3=40mm ，c=15mm，考虑到箱体的制=934.95NFr =340.29NGY2 凸缘联轴器Ka=1.5Tca=29.451Nmd1=16mm造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离s,取s=8mm已知滚动轴承的宽度T=12mm小齿轮的轮毂长L=50mm，则L3-4 =12mm 至此已初步确定轴得长度有因为两轴承距离为189，含齿轮宽度所以各轴段都已经确定，各轴的倒角、圆角查表1 表15-2取1.0mm六滚动轴承的计算根据要求对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核，在前面进行轴的计算时所选轴3上的两滚动轴承型号均为61809，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。现对它们进行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为FNH1=758N FNV1=330.267NFNH2=1600.2 FNV2=697.23N 由上可知轴承2所受的载荷远大于轴承2，所以只需对轴承2进行校核，如果轴承2满足要求，轴承1必满足要求。1）求比值轴承所受径向力所受的轴向力它们的比值为根据1表13-5，深沟球轴承的最小e值为0.19，故此时。2）计算当量动载荷P，根据1式（13-8a）按照1表13-5，X=1，Y=0,按照1表13-6，取。则3）验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为（工作时间）,根据1式（13-5）（对于球轴承取3）所以所选的轴承61909满足要求。七连接的选择和计算按要求对低速轴3上的两个键进行选择及校核。1）对连接齿轮4与轴3的键的计算（1）选择键联接的类型和尺寸一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（A型）。根据d=52mm从1表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=16mm，高度h=10mm。由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=63mm。（2）校核键联接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由1表6-2查得许用挤压应力，取平均值，。键的工作长度l=L-b=63mm-16mm=47mm。，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.510=5mm。根据1式（6-1）可得所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键161063 GB/T 1069-1979。2）对连接联轴器与轴3的键的计算（1）选择键联接的类型和尺寸类似以上键的选择，也可用A型普通平键连接。根据d=35mm从1表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=10mm，高度h=8mm。由半联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=70mm。（2）校核键联接的强度键、轴和联轴器的材料也都是钢，由1表6-2查得许用挤压应力，取其平均值，。键的工作长度l=L-b=70mm-10mm=60mm。，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58=4mm。根据1式（6-1）可得所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键10870 GB/T 1069-1979。圆头普通平键（A型）=43.6Mpa键161063=63.4Mpa八润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大，所以齿轮传动可采用浸油润滑，查2表7-1，选用全损耗系统用油（GB/T 433-1989），代号为L-AN32。由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查2表7-2，选用钙基润滑脂（GB/T 491-1987），代号为L-XAMHA1。为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。九箱体及其附件的结构设计1）减速器箱体的结构设计箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计：1.确定箱体的尺寸与形状箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确定合理的箱体壁厚。根据经验公式：（T为低速轴转矩，Nm）可取。

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