毕业论文(设计)带式输送机传动装置设计.doc

单位代码 10642 密 级 公 开 学 号 201114019031 学士学位论文论文题目 带式输送机传动装置设计论文作者： 余 凯 翔指导教师： 赵华君（教授）学科专业： 机械工程及自动化提交论文日期： 2014 年 11 月 28 日 论文答辩日期： 2014 年 12 月 3 日 学位授予单位：重庆文理学院中 国 重 庆2014 年 11 月目录摘 要IAbstractII1.引言12.带式输送机传动装置系统方案22.1 传动装置设计要求22.2 工作条件22.3 传动系统总体设计22.4 带式输送机传动装置传动简图23.电动机及运动参数的设计23.1 电动机选择23.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比33.3 计算传动装置的运动和动力参数33.4 设计V带和带轮54.齿轮传动设计64.1 高速级齿轮传动设计64.2 低速级齿轮传动设计115.轴的设计145.1 输入轴（1轴）及其轴承装置、键的设计145.2 中间轴（2轴）及其轴承装置、键的设计195.3 输出轴（3轴）及其轴承装置、键的设计246.减速器箱体结构设计296.1 减速器的润滑与密封296.2 箱体设计297.结语32参 考 文 献33致 谢 语342015届机械工程及自动化专业毕业论文（设计）中文摘要摘 要带式输送机是胶带兼作牵引机构和承载机构的一种运输设备，它在地面和井下运输具有广泛的运用。目前长距离、大运量、高运速的带式输送机已成为发展的主要方向。国内与国外先进产品相比，输送机机型较小，运送速度较低，可靠性差，且运输成本高。因此，研究出一种适合我国国情的带式输送机，对提高我国经济效益，降低经济成本具有重要的意义。本次论以带式输送机传动装置为研究对象，介绍了我国带式输送机研究现状和发展趋势。由于本论文以研究传动装置为主，所以论文设计重点为减速器设计，完成减速器装配、工艺设计、配件选型。本次的设计具体内容主要包括：前期资料收集、带式输送机传动整体方案设计、驱动装置选型、支撑装置设计、主要零件的工艺设计、绘制装配图及零件图、撰写开题报告、撰写毕业设计说明书等。通过论文编写过程掌握机械设计的一般流程、设计方法、设计理念，并与实际生产相结合，培养分析和解决一般工程问题的技能，使我们具备对简单机械的设计和制造的能力。关键词：带式输送机 传动装置 减速器 工艺装配 AbstractBelt conveyor is a tape and traction mechanism and bearing mechanism of a transportation equipment, it has extensive use in the ground and underground transport. Currently long distance, large capacity, high speed of belt conveyor has become the main direction of development, its core is development conveyor dynamic analysis and monitoring technology, to improve the performance and reliability of the belt conveyor. The conveyor machine are smaller than domestic and foreign advanced products, delivery speed is low, poor reliability, and high transport costs. Therefore, developed a belt conveyor is suitable for Chinas national conditions, to improve the economic benefit in our country, reduce the economic cost is of great importance. This paper design topic is “the design of the belt conveyor transmission device”. Structure and complete the belt conveyor in transmission device assembly drawing design, gear reducer and the main components of the process, tooling design. The design of specific content mainly includes: belt conveyor transmission overall design, Main transmission mechanism design, The main parts design, Complete the main parts of the process equipment, the dissertation written report, Writing the graduation design specifications, etc. Control of the machine the general design procedures, methods, design rules, technical measures and combining with the production practice, training analysis and solving the general engineering problem of capacity, with the mechanical transmission device, simple mechanical design and manufacturing. Key word: Belt conveyor , Transmission device, Gear reducer, Assembly processI2015届机械工程及自动化专业毕业论文（设计）1.引言带式输送机是我国目前必不可缺的机电设备，凭借其输送距离长、运输量大、连续输送，且运行可靠，易于实现自动化和集中化控制等优点，已在地面和井下运输方面占据了举足轻重的地位。因此，研究出一种适合我国国情的带式输送机传动装置，对提高我国经济效益，降低成本具有重要的意义。本论文以带式输送机为研究对象，针对其传动装置进行设计，主要包括驱动装置、传动装置、支承装置3个方面，由于传动装置的核心是减速器，故以减速器设计为重点，分别对减速器的传动轴、齿轮、轴承、箱体等进行具体的阐述。该论文以前期资料收集、可行性分析、理论数据计算、图纸绘制、撰写任务说明书5个步骤作为研究技术路线来实施，结合实际情况和可行性方案来设计传动装置，以达到优化带式输送机的目的。同时通过课程设计这种方法对我们进行一次较全面的考察，使我们综合的利用机械设计基础课程理论和生产实际知识进行机械设计训练，从而使这些知识得到更深层次的巩固和扩张，进一步学习和掌握机械传动和机械构造的基本方法和步骤，培养我们分析问题和解决问题的能力，同时也有利于提高我们在方案制定、查阅资料、进行可行性分析、理论计算以及计算机绘图方面的技能。2.带式输送机传动装置系统方案2.1 传动装置设计要求根据同类型带式输送机，结合实际情况，设计要求如下：(一) 运输带工作拉力：F=2500N(二) 运输带工作速度：v=1.3m/s(三) 卷筒直径：300mm(四) 卷筒效率为：0.962.2 工作条件运输机连续单向运转、工作时有轻微振动、载荷不大，减速器小批量生产，使用期限8年（300天/年，两班制工作，运输容许速度误差为5%，三相交流电压，电压为380/220V）。2.3 传动系统总体设计传动系统主要包括：驱动装置、传动装置、支承装置3部分，涉及到电动机选择、确定传动装置总传动比、传动装置运动参数、V带选择、齿轮设计、传动轴设计、轴承及键的选择、润滑与密封处理、箱体设计等方面。由于本课题为传动装置设计，故主要为二级减速器图纸的绘制，考虑到加工及制造的有效性，故不采用三维图纸，而使用CAD二维图纸，设计图纸包括：高速级齿轮、低速级齿轮、输入轴、中间轴、输出轴、整体装配图。2.4 带式输送机传动装置传动简图图2-1 带式输送机传动简图3.电动机及运动参数的设计3.1 电动机选择3.1.1 确定电动机容量经查表(2-2)1得：V带传动效率：=0.96 滚动轴承传动效率（一对）：=0.99 闭式齿轮传动效率：=0.97 联轴器效率：=0.96 卷筒效率：=0.96总效率为=0.80（3.1）工作机所需功率为=3.25KW（3.2）电动机所需功率为=4.06KW（3.3）因载荷不大，电动机额定功率略大于，经查表(2-4)2,由Y系列电动机技术数据，选择为5.5KW。3.1.2 确定电动机转速通常V带传动的传动比常用范围为=24，二级圆柱齿轮减速器为=840，则总传动比范围为=16160，故=（16160）滚筒轴转速为=82.80r/min（3.4）同步转速为=（16160）82.80=132413248r/min（3.5）符合这一范围的同步转速有1500r/min、3000r/min。现以同步转速1500r/min、3000r/min这两种方案比较。方案一：重量价格适中、总传动比低，制造方便，故可取；方案二：重量轻、价格便宜，但是总传动比大，传动装置外轮廓尺寸大，制造成本高，故不可取。经查表(2-4)2，选型号为Y132S-4型电动机。Y132S-4型电动机主要参数：=5.5KW，=1440r/min，=1500r/min。3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比3.2.1 总传动比=17.39（4.1）3.2.2 分配传动装置传动比查表(2-13)1得V带传动比4，为使得传动装置总体尺寸不至过大，应控制带传动的传动比，初取V带传动比=2.5，则齿轮减速器总传动比为=6.956。由式(2.3)1得高速级齿轮传动比：=33.2，取3.2；低速级齿轮传动比：=2.17。3.3 计算传动装置的运动和动力参数3.3.1 各轴转速,由式(2.7) 1得电动机转速为=1440r/min（5.1）轴转速为=576r/min（5.2）轴转速为=180r/min（5.3）轴转速为=82.94r/min（5.4）滚筒轴转速为=82.80r/min（5.5）3.3.2 各轴传动效率,由式(2.8) 1得=0.96（5.6）=0.990.97=0.96（5.7）=0.990.97=0.96（5.8）=0.960.992=0.94（5.9）3.3.3 各轴功率,由式(2.9) 1得电动机轴功率为=4.06KW（5.10）轴功率为=3.89KW（5.11）轴功率为=3.73KW（5.12）轴功率为=3.58KW（5.13）滚筒轴功率为=3.37KW（5.14）3.3.4 各轴转矩,由式(2.10) 1得电动机轴转矩为=9550=26.93 NM（5.15）轴转矩为=9550=64.49NM（5.16）轴转矩为=9550=197.89NM（5.17）轴转矩为=9550=412.21NM（5.18）滚筒轴转矩为=9550=388.69NM（5.19）3.3.5 数据统计表1 传动装置动力参数轴名功率P/KW转矩T/NM转速r/min电动机轴4.0626.931440轴3.8964.49576轴3.73197.89180轴3.58412.2182.94滚筒轴3.37388.6982.803.4 设计V带和带轮3.4.1 确定计算功率查表(3-7)3得=1.2=1.25.5=6.6KW（6.1）3.4.2 选择V带型号根据=6.6KW，=1440r/min，由图(3.11)3确定选用A型。3.4.3 选取带轮基准直径由表(3-8)3得,初选小带轮基准直径=90mm，由式(3.20)3得大带轮基准直径=225m（6.2）由表(3-8)3取直径值=224mm。=1440=578.57r/min（6.3）其误差小于5%，故允许。3.4.4 验算带速vV=6.78m/s（6.4）在525m/s范围内，带速合适。3.4.5 确定中心距和基准长度由式(3.22)3初步计算中心距0.7（）2（）（6.5）故219.8628。初选=1.5（）=471mm（6.6）由式(3.23)3得=2（）=1444.51mm（6.7）由表(3-3)3选用基准长度=1400mm。由式(3.24)3得=493.25mm（6.8）3.4.6 验算小带轮包角由式(3.26)3得=（6.9）3.4.7 确定V带根数Zi=2.49（6.10）=90mm，=1440r/min。由表(3-4)3查得=1.07KW由表(3-5)3查得=0.17KW由表(3-6)3查得=0.969由表(3-3)3查得=0.96由式(3.27)3得Z=5.72（6.11）故选Z=6。3.4.8 求压轴力由表(3-2)3得q=0.10kg/m，由式(3.28)3得单根V带的初拉力=500+q=132.73N（6.12）由式(3.29)3得压轴力=22sin=1315.05N（6.13）4.齿轮传动设计4.1 高速级齿轮传动设计由题意要求实现结构紧凑、传动平稳、承载能力大的目的，且由于考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮选择硬齿面渐开线斜齿轮。4.1.1 齿轮材料高速级小齿轮选用45号钢6调质处理，齿面硬度为280HBS；高速级大齿轮选用45号钢6正火处理，齿面硬度为210HBS。热处理后还需进行齿轮表面渗碳处理，以提高其表面强硬度、耐磨性，增加其使用寿命，具体方法是渗碳后感应加热淬火低温回火, 淬火温度840，渗碳处理后齿面硬度可达380HBS64.1.2 齿轮齿数初选小齿轮齿数=252；大齿轮齿数=253.2=802，则实际齿数比u=/=3.24.1.3 初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触疲劳强度公式进行设计(7.1)确定式中各参数（1） 试选载荷系数：=1.6（2） 齿宽系数：=0.6（3） 初选螺旋角：=（4） 端面重合度：由图(4.17)3可知,=0.78，=0.82，=0.78+0.82=1.6（5） 节点区域系数：由=，=，查图(4.15)3可知，=2.425（6） 接触疲劳强度极限，见表(4-1)3：=620MPa，=400MPa（7） 接触疲劳寿命系数：应力循环次数=60j=605761（283005）=8.294(7.2)=2.592(7.3)因为，故=,=1.010，=1.079（8） 安全系数取=1=626.2MPa(7.4)=431.6MPa(7.5)许用接触应力=528.9MPa(7.6)（9） 弹性影响系数：由表(4-9)3得=189.8MPa（10） 小齿轮传递的转矩：=64490Nmm（11） 由齿面接触疲劳强度设计计算小齿轮分度圆直径为=59.77mm(7.7)（12）计算圆周速度vv=1.8m/s(7.8)（13） 重新计算载荷系数 =(7.9)=1，根据v=1.8m/s，7级精度，由图(4.7)3得=1.07。见表(4-6)3得：=1.2=1.12，=0.18，=0.6，=0.6，=2.310b=0.659.77=35.86mm(7.10)由式(4.8)3得=1.206(7.11)=11.071.21.206=1.549(7.12)（14） 按实际载荷系数校正所算得分度圆直径=59.12mm(7.13)4.1.4 齿根弯曲疲劳强度设计(7.14)(1) 小齿轮转矩：=64490Nmm(2) 小齿轮圆周转速v=1.78m/s(7.15)(3) 重新计算载荷系数，见表(4-6)3得=11.071.21.2=1.54(7.16)(4) 当量齿数=25/=27.74(7.17) =80/=88.77(7.18)(5) 齿形系数见表(4-10)3得：=2.678，=2.18(6) 应力校正系数见表(4-10)3得：=1.576，=1.79(7) 纵向重合度=0.318tan=1.278（7.19）螺旋角影响系数见图(4.18)3得：=0.8658(8) 弯曲疲劳应力许用值=（7.20）其中弯曲疲劳寿命系数,见表(4-3)3得=0.894（7.21）=0.915（7.22）安全系数取1.25弯曲疲劳强度极限，见表(4-1)3得：小齿轮=480MPa，大齿轮=340MPa则=240.3MPa（7.23） =174.2MPa（7.24）那么对=0.017MPa（7.25） =0.022MPa（7.26）因为，所以用计算齿轮法向模数（9） 由式(4.27)3得 =1.8mm（7.27）取=2（10） 取分度圆直径：=59.12mm（11） 重新调整齿数=28.5（7.28）圆整后取=29。则=u=92.8，=93，经验算，传动比小于5%，故合理。4.1.5 几何尺寸计算(1) 中心距a=126.3mm（7.29）圆整后取a=126mm。(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos=14.48=1424（7.30）(3) 小齿轮分度圆直径=59.9mm（7.31）大齿轮分度圆直径=192.10mm（7.32）(4) 齿宽b= b=35.94mm（7.33）取大齿轮齿宽=40mm，小齿轮齿宽=45mm4.1.6 数据统计表2 高速级齿轮参数模数2小齿轮齿数29大齿轮齿数93小齿轮分度圆直径59.9mm大齿轮分度圆直径192.10mm小齿轮齿宽45mm大齿轮齿宽40mm螺旋角14.484.1.7 齿轮结构草图如下图4-1 高速级大齿轮4.2 低速级齿轮传动设计4.2.1 齿轮材料高速级小齿轮选用45号钢3调质处理，齿面硬度为280HBS；高速级大齿轮选用45号钢3正火处理，齿面硬度为210HBS。热处理后还需进行齿轮表面渗碳处理，以提高其表面强硬度、耐磨性，增加其使用寿命，具体方法是渗碳后感应加热淬火低温回火, 淬火温度840，渗碳处理后齿面硬度可达380HBS64.2.2 齿轮次数初选小齿轮齿数=302；大齿轮齿数=302.17=65.1，取整数=662，则实际齿数比u=/=2.24.2.3 初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触疲劳强度公式进行设计（8.1）确定式中各参数（1） 试选载荷系数：=1.6（2） 齿宽系数：=0.6（3） 初选螺旋角：=（4） 端面重合度：由图(4.17)可知,=0.83，=0.81，=0.83+0.81=1.64（5） 节点区域系数：由=，=，查图(4.15)3，=2.45（6） 接触疲劳强度极限：见表(4-1)3,=620MPa，=400MPa（7） 接触疲劳寿命系数：应力循环次数=60j=601801（283005）=2.5（8.2）=1.1（8.3）因为，故=,=1.080，=1.134（8） 安全系数取=1=669.6MPa（8.4）=453.6MPa（8.5）许用接触应力=561.6MPa（8.6）（9） 弹性影响系数：由表(4.9)3得=189.8MPa（10） 小齿轮传递的转矩：=197890Nmm（11） 由齿面接触疲劳强度设计计算小齿轮分度圆直径为=84.66mm（8.7）（12） 计算圆周速度vv=0.79m/s（8.8）（13） 重新计算载荷系数 =（8.9）=1，根据v=0.79m/s，7级精度，由图(4.7)3得=1.04见表(4-6)3得：=1.2=1.12，=0.18，=0.6，=0.6，=2.310b=0.684.66=50.79mm（8.10）由式(4.8)3得=1.21（8.11）=11.041.21.21=1.510（8.12）（14） 按实际载荷系数校正所算得分度圆直径=83.04mm（8.13）4.2.4 齿根弯曲疲劳强度设计（8.14）（1） 小齿轮转矩：=197890Nmm（2） 小齿轮圆周转速v=0.78m/s（8.15）（3） 重新计算载荷系数, 见表(4-6)3得=11.041.21.23=1.535（8.16）（4） 当量齿数=30/=32.05（8.17） =66/=70.52（8.18）（5） 齿形系数见表(4-10)3得：=2.50，=2.23（6） 应力校正系数见表(4-10)3 得：=1.63，=1.76（7） 纵向重合度=0.318tan=1.217（8.19）螺旋角影响系数见图(4.18)3得：=0.8658（8） 弯曲疲劳应力许用值=（8.20）其中弯曲疲劳寿命系数,见表(4-3)得=0.915（8.21）=0.930（8.22）安全系数取1.4弯曲疲劳强度极限，见表(4.1)3得：小齿轮=480MPa，大齿轮=340MPa则=219.6MPa（8.23） =158.1MPa（8.24）那么对=0.018MPa（8.25） =0.024MPa（8.26）因为，所以用计算齿轮法向模数（9）由式(4.27)3得 =2.38mm(8.27)取=3（10） 取分度圆直径为=83.04mm（11） 重新调整齿数=27.07(8.28)圆整后取=28。则=u=61.6，=62，经验算，传动比小于5%，故合理。4.2.5 几何尺寸计算（1） 中心距a=138.01mm(8.29)圆整后取a=139mm。（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos=13.78=134648(8.30)（3） 小齿轮分度圆直径=86.49mm(8.31) 大齿轮分度圆直径=191.51mm(8.32)（4） 齿宽b= b=51.89mm(8.33)取大齿轮齿宽=55mm，小齿轮齿宽=60mm4.2.6 数据统计表3 低速级齿轮参数模数3小齿轮齿数28大齿轮齿数62小齿轮分度圆直径86.49mm大齿轮分度圆直径191.51mm小齿轮齿宽60mm大齿轮齿宽55mm螺旋角13.784.2.7 齿轮结构草图如下图4-2 低速级大齿轮5.轴的设计5.1 输入轴（1轴）及其轴承装置、键的设计5.1.1 轴的材料轴选用45号钢6调质处理，其许用应力值为=60MPa。5.1.2 轴的参数输入轴上的功率：=3.89KW转速：=576r/min转矩：=64.49Nm高速级小齿轮分度圆直径：=59.9mm螺旋角：=14.485.1.3 求作用在齿轮上的力圆周力=2153.25N(9.1)径向力=809.43N(9.2)轴向力=556.07N(9.3)5.1.4 初定轴的最小直径选轴的材料为45号钢6调质处理，由表(7.2)3查得，取A=110。轴的最小直径,由式(7.3)3可见=20.79mm(9.4)5.1.5 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件装配方案（见下图）图5-1 输入轴1. 为满足轴最小直径的要求，轴段1直径= 30mm，由于轴段1要与V带轮连接，连接方式采用键连接，故轴段1要有足够长，=60mm；轴段2的设计是为了满足定位的要求，轴肩的高度为h=0.070.1d，故轴段2直径=35mm，长度为=45mm。2. 初步选择滚动轴承。由于轴主要受径向载荷，故使用深沟球轴承，参照工作要求根据=35mm，初选型号6208轴承4，其尺寸为,基本额定动载荷=19.5KN，基本额定静载荷=18.0KN，=47mm，=73mm，故=40mm，轴段长度与轴承宽度相同，为了安装方便需留有一定间隙=22mm，轴段8为最后一段，故安装不需要间隙=18mm。3. 要使齿轮左端面与箱体内壁间留有足够的间隙，同时还要满足减速器尺寸不宜过大的要求，故=120mm，为减小应力集中并考虑左轴承的拆卸=47mm。4. 轴段5上安装齿轮，为了便于安装，应略大于，可取=50mm。齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮左端面上，即靠紧，轴段5的长度应比齿轮毂长略短，已知齿宽=45mm，故取=43mm，齿轮右端用轴肩来固定，由此可以确定轴段6的直径=55mm，轴肩高度为h=0.070.1d，取=17mm。5. 为减小应力集中，并考虑右轴承的拆卸，轴段7的直径由轴承的定位轴肩直径确定，即=47mm，=38mm。6. 取轴的轴承和齿轮齿宽中段为力的作用点，做轴的受力分析（如下图）图5-2 轴的受力分析图(a)水平面内受力图：(b)垂直面内受力图：(c)水平面内弯矩图：(d)垂直面内弯矩图：(e)合成弯矩图：(f)扭矩图：(g)当量弯矩图：图5-3 减速器示意图及轴的载荷分析（2） 水平面内受力分析，见图6(a)=773.54N(9.5)=1379.70N(9.6)=117964.85Nmm(9.7)（3） 垂直面内受力分析,见图6(b)M=085.5+d/2-238=0(9.8)=360.76N +-=0(9.9)=448.67N左弯矩,见图6(d)=152.5=55015.90Nmm(9.10)右弯矩,见图6(d)=85.5=38361.28Nmm(9.11)（4） 左边合成弯矩,见图6(e)=130163.19Nmm(9.12) 右边合成弯矩, 见图6(e)=124045.53Nmm(9.13)（5） 扭矩,见图6(f)：T=64490Nmm（6） 当量弯矩,见图6(g)=135792.78Nmm(9.14)（7） 危险截面抗弯截面系数=0.1=0.150=12500mm(9.15)（8） 校核计算=10.86MPa(9.16)45号钢的许用应力为=60MPa6，故合理。5.1.6 选用键校核（1） V带的键连接选用普通平键(A型)4 bh=87 L=40mm由式(12.6)4得=34.12Mpa(9.17) 查表得6 ，键校核安全。（2） 齿轮的键连接选用普通平键(A型)4 bh=149 L=36mm由式(12.6)4得=19.76Mpa(9.18)查表得6 ，键校核安全。5.1.7 校核轴承和计算寿命=853.53N(9.19)=1450.82N(9.20)=556.07N（1） 校核左轴承查表(10-8)4得6208轴承：=/=556.07/(1810)=0.0308（9.21）故e取0.26/=556.07/853.53=0.65e（9.22）X=0.56 Y=1.71查表(10-12)4得1.2，故A轴承的当量动载荷为=1714.63N（9.23）查表(10-8)4得6208轴承：=29.5KN，所以，左轴承校核安全。该轴承的寿命为1.0，=147360.49h（9.24）（2） 校核右轴承=1740.98N（9.25）右轴承校核安全。该轴承的寿命为=450452.27h（9.26）5.2 中间轴（2轴）及其轴承装置、键的设计5.2.1 轴的材料轴选用45号钢6调质处理，其许用应力值为=60MPa。5.2.2 轴的参数中间轴上的功率：=3.73KW转速：=180r/min转矩：=197.89Nm高速级大齿轮分度圆直径：=192.10mm低速级小齿轮分度圆直径：=86.49mm高速级齿轮螺旋角：=14.48低速级齿轮螺旋角：=13.785.2.3 求作用在齿轮上的力（1） 高速级大齿轮圆周力=2060.28N（10.1）径向力=774.48N（10.2）轴向力=532.05N（10.3）（2） 低速级小齿轮圆周力=4576.02N（10.4）径向力=1714.89N（10.5）轴向力=1122.28N（10.6）5.2.4 初定轴的最小直径选轴的材料为45号钢6调质处理，由表(7.2)3查得，取A=112。轴的最小直径, 由式(7.3)3得=30.76mm（10.7）5.2.5 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件装配方案（见下图）图5-4 中间轴1. 初步选择滚动轴承。由于轴主要受径向载荷，故使用深沟球轴承，根据计算所得轴的最小直径=32.29mm，初选型号6208轴承4，其尺寸为,基本额定动载荷=19.5KN，基本额定静载荷=18.0KN，=47mm，=73mm，故=40mm，要使得轴段1和轴段7长度与轴承宽度相同， 取=18mm。 2. 为了方便轴承的固定，故在一端需设计轴肩，由此可以确定轴段2和轴段6的直径=47mm，轴肩高度为h=0.070.1d，取=38mm，=55.5mm。3. 轴段3上安装低速级小齿轮，为了便于齿轮安装，应该略大于，取=50mm，齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮左端面上，即靠紧，轴段3的长度应比齿轮毂长略短，已知小齿宽=60mm，故取=58mm，小齿轮右端用轴肩来固定，由此可以确定轴段4的直径=56mm，轴肩高度为h=0.070.1d，取=28.5mm。4. 轴段5上安装高速级大齿轮，为了便于安装，应略大于，取=50mm。齿轮右端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮右端面上，即靠紧，轴段5的长度应比齿轮毂长略短，已知大齿轮齿宽=40mm，故取=38mm。 5. 取轴的轴承和齿轮齿宽中段为力的作用点，做轴的受力分析（如下图）图5-5 轴的受力分析图(a)水平面内受力图：(b)垂直面内受力图：(c)水平面内弯矩图：(d)垂直面内弯矩图：(e)合成弯矩图：(f)扭矩图：(g)当量弯矩图：图5-6 减速器示意图及轴的载荷分析（2） 水平面内受力分析,见图9(a)=3831.34N（10.8）=2804.96N（10.9）=291181.84Nmm（10.10）=234214.16Nmm（10.11）（3） 垂直面内受力分析,见图9(b)=1462.08 Nmm（10.12）=1027.29N（10.13）=111118.08Nmm（10.14）=85778.71Nmm（10.15）（4） 合成弯矩,见图9(e)=311663.42Nmm（10.16）=249427.86Nmm（10.17）（5） 扭矩,见图9(f):T=197890Nmm（6） 当量弯矩,见图9(g)=333514.39Nmm（10.18）=276246.30Nmm（10.19）（7） 危险截面抗弯截面系数=0.1=0.150=12500mm（10.20）（8） 校核计算=26.68MPa（10.21）45号钢的许用应力为=60MPa6，故合理。=22.90MPa（10.22） ，故合理。5.2.6 选用键校核（1） 低速级小齿轮的键连接选用普通平键(A型)4 bh=149 L=25mm由式(12.6)4得=97.72Mpa （10.23）查表得6 ，键校核安全。（2） 高速级大齿轮选用普通平键(A型)4 bh=149 L=30mm由式(12.6)4得=76.48Mpa（10.24）查表得6 ，键校核安全。5.2.7 校核轴承和计算寿命=4100.83N（10.25）=2987.16N（10.26）=1122.28N=532.05N（1） 校核左轴承查表(10-8)4得6208轴承：=/=1122.28/(18.010)=0.062（10.27）故e取0.26/=1122.28/4100.83=0.27e（10.28）X=0.56 Y=1查表(10-12)4得1.2，故A轴承的当量动载荷为=4102.49N（10.29）查表(10-8)4得6208轴承：=18.0KN，所以，左轴承校核安全。该轴承的寿命：1.0=7820.79h（10.30）（2） 校核右轴承=3584.59（10.31）右轴承校核安全。该轴承的寿命为=11723.98h（10.32）5.3 输出轴（3轴）及其轴承装置、键的设计5.3.1 轴的材料轴选用45号钢6调质处理，其许用应力值为=60MPa。5.3.2 轴的参数输入轴上的功率：=3.58KW转速：=82.94r/min转矩：=412.21Nm齿轮螺旋角：=13.78低速级大齿轮分度圆直径：=191.51mm5.3.3 求作用在齿轮上的力圆周力=4304.84N（11.1）径向力=1613.26N（11.2）轴向力=1566.83N（11.3）5.3.4 初定轴的最小直径选轴的材料为45号钢6调质处理，由表(7-2)3查得，取A=110。轴的最小直径, 由式(7.3)3得=38.58mm（11.4）5.3.5 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件装配方案（见下图）图5-7 输出轴1. 为满足轴最小直径的要求，并且由于轴段1要与联轴器连接，使用普通平键，联轴器选用LT6型弹性联轴器，其公称转矩为250Nm，其孔的直径为40mm，故轴段1直径= 40mm，因为轴的配合长度为60mm，故取=80mm。2. 轴段2和轴段7用来安装轴承，同时为了满足定位的要求，轴肩的高度为h=0.070.1d， =45mm，由于轴主要受径向载荷，初选滚动轴承型号为6209深沟球轴承4，其尺寸为,=52mm，=78mm，基本额定动载荷=,31.5KN，基本额定静载荷=20.5KN，取=19mm。3. 为减小应力集中，并考虑左右轴承的拆卸方便，轴段3和轴段6的直径应该根据6209轴承的来确定，故=52。为满足低速级大齿轮的定位要求，取=40mm。4. 轴段5上安装低速级大齿轮，为了便于安装和拆卸，应略大于，可取=56mm，由于齿轮齿宽=55mm，故取=53mm。5. 大齿轮右端面用轴肩来固定，由此可确定轴段4的直径，取=62mm，=65mm。为了使齿轮左端面与箱体内壁间留有足够的间距，取=60mm。6. 取轴的轴承和齿轮齿宽中段为力的作用点，做轴的受力分析（如下图）图5-8 轴的受力分析图(a)水平面内受力图：(b)垂直面内受力图：(c)水平面内弯矩图：(d)垂直面内弯矩图：(e)合成弯矩图：(f)扭矩图：(g)当量弯矩图：图5-9 减速器示意图及轴的载荷分析（2） 水平面内受力分析，见图12(a)=2924.38N（11.5）=1380.45N（11.6）=222252.88Nmm（11.7）=222252.45Nmm（11.8）=222252.88Nmm（3） 垂直面内受力分析, 见图12(b)M=0161-d/2-237=0（11.9）=462.88N +-=0（11.10）=1150.38N左弯矩, 见图12(d)=76=462.8876=35178.88Nmm（11.11）右弯矩, 见图12(d)=161=1150.38161=185211.18Nmm（11.12）（4） 左边合成弯矩, 见图12(e)=225019.76Nmm（11.13） 右边合成弯矩, 见图12(e)=289308.69Nmm（11.14）（5） 扭矩, 见图12(f):T=412210Nmm（6） 当量弯矩, 见图12(g)=380617.48Nmm（11.15）（7） 危险截面抗弯截面系数=0.1=0.156=175616mm（11.16）（8） 校核=21MPa（11.17）45号钢的许用应力为=60MPa6，故合理。5.3.6 选用键校核（1） 低速级大齿轮的键连接选用普通平键(A型)4 bh=1610 L=38mm由式(12.6)4得=98.14Mpa （11.18）查表得6 ，键校核安全。（2） 联轴器的键连接选用普通平键(A型)4 bh=128 L=50mm由式(12.6)4得=117.10Mpa（11.19）查表得6 ，键校核安全。5.3.7 校核轴承和计算寿命=1784.25N（11.20）=4307.47N（11.21）=1566.83N（1）校核左轴承查表(10-8)4得6209轴承：=/=1566.83/(20.510)=0.0764（11.22）故e取0.26/=1566.83/1784.25=0.87e（11.23）X=0.56 Y=1查表(10-12)4得1.2，故A轴承的当量动载荷为=2566.01N（11.24）查表(10-8)4得6209轴承：=31.5KN，所以，左轴承校核安全。该轴承的寿命1.0，=371741.75h（11.25）（2）校核右轴承=5168.96N（11.26）