带式输送机传动装置的设计与计算机械设计课程设计.docx

东 莞 理 工 学 院机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式输送机传动装置的设计与计算学生姓名： 陆 学 号： 201341101124系 别： 机械工程学院专业班级：2013机械设计制造及其自动化1班 指导教师：钟守炎起止日期：2016年6月13日至2016年7月1日 东 莞 理 工 学 院机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式输送机传动装置的设计与计算学生姓名： 陆 学 号： 201341101124系 别： 机械工程学院专业班级：2013机械设计制造及其自动化1班 指导教师：钟守炎起止日期：2016年6月13日至2016年7月1日机械设计课程设计任务书一 设计题目(一) 带式输送机传动装置的设计与计算二、传动布置方案带式输送机的传动装置如下图所示,为一级带传动,两级斜齿圆柱齿轮传动。三、传动装置工作条件已知带式输送机驱动滚筒的圆周力(牵引力) F 、带速V、卷筒直径D，输送机在常温下连续单向工作, 载荷较平稳, 工作寿命8年，每年300个工作日，每日工作8小时。四、原始数据学 号123456789101112F(kN)2.52.82.131.92.32.52.722.82.22.1V(m/s)1.451.451.71.951.71.451.71.71.451.951.951.45D(mm)340280320380300380300300280380320320学 号131415161718192021222324F(kN)32.32.72.432.52.12.22.32.82.62V(m/s)1.71.71.451.451.71.451.451.451.71.71.951.7D(mm)340340320300280380380360380300340380学 号252627282930313233343536F(kN)2.91.922.921.92.22.32.52.92.22.4V(m/s)1.451.451.71.71.951.951.71.951.951.951.71.7D(mm)320360320380300300300360300320380300学 号373839404142434445464748F(kN)2.72.42.32.72.32.52.42.72.22.02.22.4V(m/s)1.951.951.951.951.451.451.71.951.71.451.71.7D(mm)360320300280340280320380300380300300学 号495051525354555657585960F(kN)2.351.852.752.252.852.652.352.552.752.152.12.65V(m/s)1.81.71.41.91.41.31.61.51.31.651.351.45D(mm)350340300320300290300360270310260280五、设计要求1.按比例绘制斜齿圆柱齿轮减速器装配图一张（A0或A1）2.按比例绘制零件图两张3.编写设计计算书一份说明：要求在设计计算中加强计算机应用，至少采用计算机辅助绘图完成一张图纸。学生按表中学号对应数据进行设计。目 录1.传动装置总体设计1.1 选择电动机1.2 传动装置的传动比1.3 传动装置的运动和动力参数计算2. 普通V带传动设计3. 减速器内部传动设计3.1 高速级渐开线标准斜齿圆柱齿轮传动设计3.2 低速级渐开线标准斜齿圆柱齿轮传动设计4. 减速器箱体结构尺寸计算5. 轴的设计5.1 I轴（输入轴）的设计5.2 II轴（中间轴）的设计5.3 III轴（输出轴）的设计6. 滚动轴承的选择与计算7. 键连接的选择与强度校核8. 联轴器的选择9. 减速器附件的选择10. 润滑与密封设计小结参考文献设计计算及说明结果1. 传动装置总体设计本设计中设计任务书已经给出了传动方案，在本传动设计方案中，电动机通过一级带传动输入到两级斜齿圆柱齿轮，然后低速级通过联轴器输入到卷筒中，如右图所示。辅助件有：观察孔盖，油标和油尺，放油螺塞，通气孔，吊环螺钉，吊耳和吊钩，定位销，启盖螺钉，轴承套，密封圈等。分析本方案的优缺点如下：该方案采用带传动能满足常温连续单向工作，载荷较平稳的工作要求，但宽度尺寸较大，即尺寸不够紧凑，不适宜在狭小的空间中连续作业；采用带传动也不适应繁重的工作要求和恶劣的工作环境。表一：选用的原始数据如下：运输带工作拉力F2 kN运输带工作速度V1.7 m/s卷筒直径D380 mm使用年限8 年设计计算及说明结果1.1电动机的选择1.1.1电动机类型和结构形式的选择按工作条件和运动动力参数，选用一般用途的Y系列三相交流异步电动机，为卧式闭环结构，电源电压为380V。1.1.2电动机容量的确定为了计算电动机的输出功率Pd,先要确定从电动机到工作机之间的总效率，即传动装置的总效率，设为滚筒的传动效率，查陆玉主编【机械设计课程设计】表12-8（备注：以下所有引用表均引自书），得：；则：工作机所需输入功率 kW 则所需电动机的输出功率 1.1.3电动机转速的选择 滚筒（工作机）的转速 r/min根据表2-1，V带传动的常用传动比范围为2-4，圆柱齿轮为3-5；根据表2-2，两级展开式圆柱齿轮减速器的传动比范围为8-40；综合考虑下确定总传动比的合理范围为i=16-100,所以电动机转速的可选范围：同等功率情况下，电机的转速越高，电机的极数越小，体积就会越小，从而成本越低，但是相应的减速器就需要更大的传动比，这又使得减速器的成本增加，根据额定功率Ped=Pd=4.078kW，以及满足工作机转速的情况下，选取电机同步转速为3000r/min。Y系列三相交流异步电动机r/min同步转速：3000r/min设计计算及说明结果1.1.4电动机选择参数查表19-1，选用Y132S1-2型三相异步交流电动机，由表19-3得具体参数如下：(1) 额定功率：5.5kW (2)满载转速nm：2920r/min(3)外形尺寸：475mm*280mm*315mm(4)电动机中心高：132mm (5)轴伸尺寸：80mm (6)轴伸直径：38mm1.2传动装置的传动比1.2.1总传动比的确定由电动机满载转速nm=2920 r/min及工作机转速nw=85.44 r/min，可得传动装置的总传动比为：1.2.2各级传动比的分配取带传动比，则由总传动比得减速箱传动比由两级展开式圆柱齿轮减速器传动比分配原则：系数取1.35时，联立解得，1.3传动装置的运动和动力参数计算 1.3.1计算传动效率 1.3.2计算各轴的转速 1.3.3计算各轴的功率1.3.4计算各轴的转矩验证转速：经验算，转速在误差范围内，满足设计要求。表2 运动和动力参数轴号功率P/kW转矩T/N.m转速n/r.min-1传动比效率电动机轴4.07813.33729202.50.954.270.963.200.9610.95I轴3.87431.6751168轴3.719129.84273.54轴3.570398.8585.48轴3.499391.0385.48Y132S1-2型三相异步交流电动机满载转速nm：2920r/minr/minN.m设计计算及说明结果2.普通V带传动设计（1）确定计算功率本设计的工作条件为：轻度冲击，8小时工作制，带式输送机，载荷较平稳等条件，由高教版机械设计第九版（注：V带设计中所有表下同）表8-8查得工作情况系数，故 计算功率 （2）选择V带的带型 根据、小带轮转速，由157页图8-11选用普通V带的带型为A型带。（3）确定带轮的基准直径，并验算带速 由表8-7知A型V带最小基准直径，而且电动机中心高132mm,由8-9初选小带轮即取主动轮的基准直径 验算带速： 故带速合适 计算从动轮的基准直径 根据表8-9圆整为250。（4）确定V带的中心距和基准长度根据式8-20，初定中心距必须满足，即满足，初定中心距。计算带所需的基准长度： 由表8-2选带的基准长度，A型V带设计计算及说明结果 实际中心距 所以中心距的变化范围为。（5）验算小带轮上的包角 故包角合适。（6）确定带的根数 计算单根V带的额定功率 由，查表8-4得 查表8-6，选取包角修正系数，由表8-2得，于是 计算V带的根数 因此，选取V带根数3根（7）计算单根V带的初拉力 由表8-3得A型带的单位长度质量，所以 小带轮包角V带的根数=3设计计算及说明结果 （8）计算带传动的压轴力 综上所述，选用A型普通V带3根，带基准长度1250mm。带轮基准直径 ， ，中心距控制在。小带轮包角，单根V带初拉力，压轴力。表三：V带设计参数带型根数基准长度包角初拉力压轴力A型V带3根1250mm154.8度125.72N736.21N带轮基准直径100mm中心距控制范围250mm设计计算及说明结果3.减速器内部传动设计3.1 高速级渐开线标准斜齿圆柱齿轮传动设计3.1.1选定齿轮类型、材料及齿数1）确定齿轮类型：两齿轮均为标准圆柱斜齿轮，8级精度2）材料选择： 齿轮材料选用闭式软齿面。小齿轮材料为40Cr,调质处理，硬度范围为241286HBS,取值为280HBS；大齿轮材料为45钢,调质处理，硬度范围取为217255HBS，取值为240HBS。二者材料硬度差为40HBS。3） 选小齿轮齿数，故大齿轮齿数4）选取螺旋角：初选螺旋角=3.1.2按齿面接触强度设计1）确定公式中的各计算值 试选载荷系数 计算小齿轮传递的力矩 小齿轮作不对称布置，查表10-7，选取齿宽系数由表10-5查得材料的弹性影响系数（均采用锻钢制造）由图10-20选取区域系数由公式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数标准圆柱斜齿轮8级精度闭式软齿面小齿轮材料为40Cr280HBS大齿轮材料为45钢240HBS设计计算及说明结果由公式10-23可得螺旋角系数由图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。 计算应力循环次数 由图10-23取接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为，安全系数取和中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力2）计算小齿轮分度圆直径3）调整小齿轮分度圆直径计算圆周速度 计算齿宽设计计算及说明结果根据，8级精度，查图10-8得动载系数由表10-2查得使用系数齿轮的圆周力，查表10-3，8级精度斜齿轮计算载荷系数由表10-4用插值法查得 故载荷系数按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径 3.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计 1）确定公式中的各计算值 试选载荷系数 由式10-18计算弯曲疲劳强度的重合度系数由式10-19可得弯曲疲劳强度的螺旋角系数计算：当量齿数设计计算及说明结果 由图10-17查得齿形系数 由图10-18查得应力校正系数 由图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。 由图10-22查取弯曲疲劳寿命。 取弯曲疲劳安全系数 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取大齿轮的值为的值2） 试算齿轮模数3） 调整齿轮模数计算根据圆周速度8级精度，查图10-8得动载系数设计计算及说明结果 计算齿宽计算齿宽与齿高之比，并根据表10-4用插值法查得，查图10-13得 计算载荷系数： 由式10-13可按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数并就近圆整为标准值m=1.5,按接触疲劳强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数 ，取则大齿轮齿数，取与互为质数。这样，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度。设计计算及说明结果3.1.4几何尺寸计算计算中心距 考虑模数由1.2mm增大圆整至1.5mm，为此将中心距减小圆整为105mm。满足。按圆整后的中心距修正螺旋角计算小、大齿轮分度圆直径计算齿轮宽度考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽和节省材料，一般将小齿轮略为加宽5-10mm，而使大齿轮齿宽等于设计齿宽，因此：取3.1.5齿面接触疲劳强度校核1）确定公式中的各计算值 由，查图10-20选取区域系数由公式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数 由公式10-23可得螺旋角系数 根据圆周速度 ，8级精度，查图10-8得动载系数由查表10-4用插值法得 故载荷系数由式10-22，得满足齿面接触疲劳强度3.1.6齿根弯曲疲劳强度校核1）确定公式中的各计算值 由式10-18计算弯曲疲劳强度的重合度系数 由式10-19可得弯曲疲劳强度的螺旋角系数当量齿数 由图10-17查得齿形系数 由图10-18查得应力校正系数 3.1.5中已知，并根据齿宽与齿高之比，查图10-13得 计算载荷系数：根据式10-17，得到 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。3.1.6主要设计结论、，齿宽小齿轮选用40Cr(调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按8级精度设计。 设计计算及说明结果3.2低速级渐开线标准斜齿圆柱齿轮传动设计3.2.1选定齿轮类型、材料及齿数1） 确定齿轮类型、材料均与高速级相同2） 选小齿轮齿数，故大齿轮齿数3）选取螺旋角：初选螺旋角=3.2.2按齿面接触强度设计1）确定公式中的各计算值 试选载荷系数 计算小齿轮传递的力矩 小齿轮作不对称布置，查表10-7，选取齿宽系数由表10-5查得材料的弹性影响系数（均采用锻钢制造）由图10-20选取区域系数由公式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数 由公式10-23可得螺旋角系数由图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。 计算应力循环次数 由图10-23取接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为，安全系数取和中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力2）试算小齿轮分度圆直径3）调整小齿轮分度圆直径根据圆周速度 8级精度，查图10-8得动载系数 查表10-3，8级精度斜齿轮；根据齿宽，由表10-4用插值法查得由表10-2查得使用系数 故载荷系数 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径 3.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计 1）确定公式中的各计算值 试选载荷系数 由式10-18计算弯曲疲劳强度的重合度系数由式10-19可得弯曲疲劳强度的螺旋角系数计算：当量齿数 由图10-17查得齿形系数 图10-18查得应力校正系数 由图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。 由图10-22查取弯曲疲劳寿命。 取弯曲疲劳安全系数 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取大齿轮的值为的值2）试算齿轮模数3）调整齿轮模数 计算根据圆周速度8级精度，查图10-8得动载系数 计算齿宽计算齿宽与齿高之比 并根据表10-4用插值法查得，查图10-13得 计算载荷系数： 由式10-13可按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数并就近圆整为标准值m=2.0,按接触疲劳强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数 ，取则大齿轮齿数，取与互为质数。这样，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度。3.2.4几何尺寸计算计算中心距 考虑模数由1.973mm增大圆整至2mm，为此将中心距减小圆整为130mm。满足。且该中心距大于高速级大齿轮半径40-50之间，能避免与轴相撞；按圆整后的中心距修正螺旋角计算小、大齿轮分度圆直径计算齿轮宽度考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽和节省材料，一般将小齿轮略为加宽5-10mm，而使大齿轮齿宽等于设计齿宽，因此：取3.2.5齿面接触疲劳强度校核1）确定公式中的各计算值 由，查图10-20选取区域系数由公式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数 由公式10-23可得螺旋角系数 根据圆周速度 ，8级精度，查图10-8得动载系数由查表10-4用插值法得 故载荷系数由式10-22，得满足齿面接触疲劳强度3.2.6齿根弯曲疲劳强度校核1）确定公式中的各计算值 由式10-18计算弯曲疲劳强度的重合度系数 由式10-19可得弯曲疲劳强度的螺旋角系数当量齿数 由图10-17查得齿形系数 由图10-18查得应力校正系数 3.2.5中已知，并根据齿宽与齿高之比，查图10-13得 计算载荷系数：根据式10-17，得到 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。3.2.7低速级齿轮系主要设计结论、，齿宽小齿轮选用40Cr(调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按8级精度设计。3.3两级减速器内部传动数据参数3.3.1高速级齿轮其它结构参数 （1）计算齿顶高、齿根高和全齿高 （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径3.3.2低速级齿轮其它结构参数 （1）计算齿顶高、齿根高和全齿高 （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径3.3.3齿轮参数和几何尺寸总结表四、减速器高低速级齿轮设计数据几何参数符号高速级齿轮低速级齿轮小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮法面模数mn1.5mm2mm法面压力角n2020螺旋角齿数z261113097齿顶高ha1.5mm2mm齿根高hf1.875mm2.5mm分度圆直径d39mm166.5mm60mm194mm齿顶圆直径da42mm169.5mm64mm198mm齿根圆直径df35.25mm162.75mm55mm189mm齿宽b46mm40mm68mm62mm中心距a105mm130mm齿顶高系数ha*ha*=1.0顶隙系数c*c*=0.25变位系数xx1=x2=0材料小齿轮选用40Cr(调质），大齿轮选用45钢（调质）。精度选择8级精度。第4章 减速器箱体结构尺寸设计 为了保证足够的箱体刚度，取齿轮设计中的较大中心距计算：箱座壁厚：箱盖壁厚:箱座凸缘厚度：箱盖凸缘厚度：箱座底凸缘厚度：地脚螺栓直径：地脚螺栓数目：轴承旁联接螺栓直径：箱盖与箱座联接螺栓直径：联接螺栓d2的间距：轴承端盖螺钉直径：视孔盖螺钉直径：定位销直径：箱盖、箱座肋厚： 轴承旁凸台半径：外箱壁至轴承座端面距离：大齿轮顶圆与內机壁距离：齿轮端面与内机壁距离：轴承端盖外径：轴承旁联接螺栓距离：设计计算及说明结果5. 轴的设计5.1输入轴（I轴）的设计5.1.1求作用于齿轮上的力 5.1.2初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。取,于是得由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5% 输入轴的最小直径显然是安装带传动大带轮处的直径，由于带轮非标准件，按优先数系选取标准直径为20mm。5.1.3轴的结构设计a.轴的结构分析：由于高速级齿轮1（小齿轮）的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸。初步拟定装配方案如下图所示：b.根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度：（1） 最小轴径处安装大带轮，根据带轮结构设计，带轮宽度 为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在轴的端面上，轴段1的长度应比L略短一些，； （2）轴段2需制出定位轴肩，轴肩高h=(23)R,查表15-2选取R=1.0mm,则取h=2mm,因此直径； （3）轴承距内壁距离， （4）凸台宽度轴段2伸出长度轴承端盖厚度：调整垫圈厚度s=2mm；根据上述结构设计 综上计算，列表如下轴 段1234567直径d20mm24mm25mm31mm42mm31mm25mm长度L38mm82mm15mm89.5mm46mm15mm15mm5.1.4按弯扭合成强度计算轴上载荷轴所受的载荷是从轴上零件传来的，将轴上的分布载荷简化为集中力进行计算，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩从传动件轮毂中点算起。把轴当做置于铰链支座上的梁，则根据所选取的7205AC型向心轴承，从表15-4中查得以齿轮中点界，则因此，作为简支梁的轴的支撑跨距，伸出段在水平面内高速轴上外传动件大带轮轴承A处水平支承力轴承B处水平支承力在垂直面内轴承A处垂直支承力轴承B处垂直支承力轴承A的总支承反力为：轴承B的总支承反力为： 2)弯矩计算： 分析得在水平面内截面A、截面B、截面C左侧和截面D上弯矩为0截面C右侧在水平面上的弯矩 在垂直面内截面A和截面D所受弯矩为0截面B在垂直面上弯矩：截面C左侧在垂直面上弯矩：截面C右侧在垂直面上弯矩：综上，合成弯矩如下：截面A和截面D弯矩为0，截面B合成弯矩截面C左侧合成弯矩截面C右侧合成弯矩根据以上计算以及分析作出计算简图、弯矩图以及扭矩图如下：5.1.5校核轴的强度从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出C截面是轴的危险截面，根据轴单向旋转，扭转切应力按脉动循环变应力处理，取。其抗弯截面系数为其抗扭截面系数按第三强度理论计算最大应力为查表15-1得45钢，调质处理，则轴的许用弯曲应力-1=60MPa，-1，所以强度满足要求，故安全。5.2中间轴的设计5.2.1求作用于齿轮上的力 5.2.2初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。取,于是得由于中间轴上要开2个键槽，故将轴径增大10% 中间轴的最小直径显然是安装轴承处的直径，根据最小轴径选取轴承类型为角接触球轴承7207AC，参数则。5.2.3轴的结构设计a.轴的结构分析：由于高速级小齿轮的尺寸较大，低速级小齿轮键槽底到齿根圆的距离因此设计成分离齿轮，即低速级小齿轮安装在中间轴上，中间轴设计成阶梯轴，显然轴承只能从两端分别装入和拆卸故高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承和齿轮只能从轴的两端分别装入和拆卸。齿轮与轴承采用轴套定位，初步拟定装配方案如下图所示：b.根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度： （1）轴段2需制出非定位轴肩，轴肩高h=1-2mm,则取；轴段3需制出定位轴肩，轴肩高h=(23)R,查表15-2选取R=1.6mm,则取h=3.5mm,因此直径； （2） 综上计算，列表如下轴 段12345直径d35mm38mm45mm38mm35mm长度L32mm65mm7mm37mm35mm5.2.4按弯扭合成强度计算轴上载荷轴所受的载荷是从轴上零件传来的，将轴上的分布载荷简化为集中力进行计算，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩从传动件轮毂中点算起。把轴当做置于铰链支座上的梁，则根据所选取的7207AC型向心轴承，从表15-4中查得以齿轮中点界，则因此，作为简支梁的轴的支撑跨距作图分析如下（a）作轴的空间受力分析。（b）根据下列计算分析作垂直受力图、弯矩图。 （c）作水平受力图、弯矩图。 （d）作合成弯矩图 （e） 作扭矩图 5.2.5校核轴的强度从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出B、C截面是轴的危险截面，根据轴单向旋转，扭转切应力按脉动循环变应力处理，取。BC截面轴径相同，则抗弯截面系数同为按第三强度理论计算最大应力为查表15-1得45钢，调质处理，则轴的许用弯曲应力-1=60MPa，-1，所以强度满足要求，故安全。5.3输出轴（轴）的设计5.3.1求作用于齿轮上的力 5.3.2初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。取,于是得由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5% 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处直径，故需同时选取联轴器的型号。 考虑到转矩变化小，故取，则联轴器的计算转矩：。查表课程设计手册表17-1，选用TL8弹性联轴器，其公称转矩为.半联轴器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度，轴段1长度。5.1.3轴的结构设计 低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，型号1470mm(GB/T 1096-2003)；定位轴肩高度为3.5mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。初步拟定装配方案如下图所示：b.根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度（1）1段左端需制出定位轴肩，h=(23)R,查表15-2选取R=1.6mm,则取h=3.5mm,因此直径d2=52mm；右端用轴端挡圈定位。（2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，根据工作要求初步选取0组游隙，0级公差的角接触球轴承7211AC，查课程设计书表15-4得其尺寸为: 最左端滚动轴承采用轴套进行轴向定位，则6-7为非定位轴肩，h取1-2mm,。 （3）轴段5需制出定位轴肩，轴肩高h=(23)R,查表15-2选取R=2.0mm,则取h=6mm,因此直径； （4）取齿轮距箱体内壁之距离考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离s=3mm,；轴段2伸出长度轴承端盖厚度：调整垫圈厚度s1=2mm；根据上述结构设计表5.3输出轴各轴段直径和长度轴 段1234567直径(mm)45525564655855长度(mm)825921501559395.1.4按弯扭合成强度计算轴上载荷轴所受的载荷是从轴上零件传来的，将轴上的分布载荷简化为集中力进行计算，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩从传动件轮毂中点算起。把轴当做置于铰链支座上的梁，则根据所选取的7211AC型向心轴承，从表15-4中查得以齿轮中点界，则因此，作为简支梁的轴的支撑跨距，伸出段在垂直面内 轴承A处垂直支承力轴承B处垂直支承力在水平面内轴承A处水平支承力 轴承B处水平支承力轴承A的总支承反力为：轴承B的总支承反力为： 2)弯矩计算： 分析得在垂直面内截面A、截面B、和截面D上弯矩为0截面C右侧在垂直面上的弯矩截面C左侧在垂直面上弯矩： 在水平面内截面A、截面B和截面D所受弯矩为0截面C在水平面上弯矩：综上，合成弯矩如下：截面A、截面B和截面D弯矩为0截面C左侧合成弯矩截面C右侧合成弯矩根据以上计算以及分析作出计算简图、弯矩图以及扭矩图如下：5.3.5校核输出轴的强度从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出C截面是轴的危险截面，根据轴单向旋转，扭转切应力按脉动循环变应力处理，取。其抗弯截面系数为按第三强度理论计算最大应力为查表15-1得45钢，调质处理，则轴的许用弯曲应力-1=60MPa，-1，所以强度满足要求，故安全。-1=60MPa，-1强度满足。设计计算及说明结果第6章 滚动轴承的选择与计算6.1高速轴上的轴承校核轴承型号内径d外径D宽度B基本额定动载荷7205AC25mm52mm15mm15.8kN（1）求两轴承受到的径向载荷、轴向力、 轴承采用正装，具体参数见上表，轴承受力分析如下：在输入轴的设计中，我们已经计算出了轴承A和B的支反力 ， 查表13-5知7205AC的， 由计算可知轴承B被“压紧”，轴承A被“放松”。 （2）求轴承当量动载荷和 按表13-6，取，则 （3）确定轴承寿命 因为，所以按轴承B的受力大小验算 所选轴承寿命满足预期使用寿命 6.2中速轴上的轴承校核轴承型号内径d外径D宽度B基本额定动载荷7207AC35mm72mm17mm29kN（1）求两轴承受到的径向载荷、轴向力、 轴承采用正装，具体参数见上表，轴承受力分析如下：根据中间轴的设计中，计算轴承A和B的支反力 查表13-5知7207AC的， 由计算可知轴承B被“压紧”，轴承A被“放松”。 （2）求轴承当量动载荷和 按表13-6，取，则 （3）确定轴承寿命 因为，所以按轴承B的受力大小验算 满足轴承预期使用寿命。6.3低速轴上的轴承校核轴承型号内径d外径D宽度B基本额定动载荷7211AC55mm100mm21mm50.5kN（1）求两轴承受到的径向载荷、轴向力、轴承采用正装，具体参数见上表，轴承受力分析如上图所示在输入轴的设计中，我们已经计算出了轴承A和B的支反力 ， 查表13-5知7205AC的， 由计算可知轴承B被“压紧”，轴承A被“放松”。 （2）求轴承当量动载荷和 按表13-6，取，则 （3）确定轴承寿命 因为，所以按轴承B的受力大小验算 故所选轴承满足寿命要求。第7章 键连接的选择与校核7.1高速轴与大带轮键连接校核选用普通A型键，查课程设计指导书表14-24，根据，选取键的工作长度，大带轮材料为铸铁，由课本表6-2查得键的许用挤压应力，键连接工作面的挤压应力所选键满足强度要求。7.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核选用普通A型键，查课程设计指导书表14-24，根据，选取键的工作长度，低速级小齿轮材料为40Cr，由课本表6-2查得键的许用挤压应力，键连接工作面的挤压应力所选键满足强度要求。7.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核选用普通A型键，查课程设计指导书表14-24，根据，选取键的工作长度，高速级大齿轮材料为45钢，由课本表6-2查得键的许用挤压应力，键连接工作面的挤压应力所选键满足强度要求。7.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核选用普通A型键，查课程设计指导书表14-24，根据，选取键的工作长度，低速级大齿轮材料为45钢，由课本表6-2查得键的许用挤压应力，键连接工作面的挤压应力所选键满足强度要求。7.5低速轴与联轴器键连接校核选用普通A型键，查课程设计指导书表14-24，根据，选取键的工作长度，联轴器材料为45钢，由课本表6-2查得键的许用挤压应力，键连接工作面的挤压应力所选键满足强度要求。第8章 联轴器的选择8.1计算载荷 在低速级轴的设计中计算得8.2选择联轴器型号 查课程设计手册表17-1，选用TL8弹性联轴器（GB/T432-2002)，其公称转矩为.半联轴器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度许用转速3000r/min工作转速85.48r/min,满足使用要求。第9章 减速器附件的选择1.油标选用d为M20的油尺的用来指示箱内油面的高度，具体结构尺寸参考上图，采用螺纹联接，以H9/h8配合装入。另外有两道刻痕用以指示最高和最低油面，图中未显示。2. 放油孔和螺塞放油孔选用M201.5型，其中Do=30mm,L=28mm,l=15mm,a=4mm,D=25.4mm,S=22mm,d1=22mm,H=2mm.3.起盖螺钉 由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。其直径等于凸缘联接螺栓直径，为M10，长度大于凸缘厚度，顶杆端部要做成圆形或半圆形，以免损伤螺纹。4. 窥视孔和视孔盖窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油孔，可向减速器箱体内注入润滑油。故安装在中间和输入轴之间，其大小和具体位置见于装配图。5.定位销采用 销GB/T117-2000 835mm，对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。6. 启盖螺钉 选用螺栓GB/T5781 M1030；由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。7.通气器 选用M161.5型，其中D1=19.6mm,L=23mm,l=12mm,a=2mm,D=22mm,S=17mm详细结构参数详见课程设计指导书48页以及装配图。8.起吊装置 详细结构参数以及设计方案详见课程设计指导书52页，设计结果见装配图。第10章 润滑和密封10.1减速器的密封 为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间