机械设计课程设计-链式运输机传动系统设计F=2.55V=1.7D=300.doc

机械设计课程设计设计题目：链式输送机传动装置的设计内装：1. 设计计算说明书一份2. 减速器装配图一张（A1）3. 轴零件图一张（A2）4. 齿轮零件图一张（A2） 材控 系 08-4 班级设计者： 指导老师： 完成日期： 2010年12月18日 成绩：_河南理工大学课 程 设 计 任 务 书设计题目链式输送机传动装置的设计学生姓名魏明炜所在院系材料学院专业、年级、班材控08-4班设计要求：输送机连续工作，单向运转，载荷较平稳，两班制工作，使用期限10年，小批量生产。允许输送带速度误差为。输送带拉力F= 2.55kN；输送带速度V=1.7m/s ；滚筒直径D=300mm 。学生应完成的工作： 1编写设计计算说明书一份。2减速器部件装配图一张(A0或A1)；3绘制轴和齿轮零件图各一张。参考文献阅读： 1.机械设计课程设计指导书2.机械设计图册3.机械设计手册4.机械设计工作计划：1. 设计准备工作 2. 总体设计及传动件的设计计算3. 装配草图及装配图的绘制4. 零件图的绘制5. 编写设计说明书任务下达日期： 2010 年 12月 15 日 任务完成日期： 2010 年 12月 25 日指导教师（签名）： 学生（签名）：魏明炜带式输送机传动装置的设计摘 要：齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在空间的任意轴之间传递运动和动力，目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声，高可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠，传动效率高（一般可以达到94%以上，精度较高的圆柱齿轮副可以达到99%），传递功率范围广（可以从仪表中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动）速度范围广（齿轮的圆周速度可以从0.1m/s到200m/s或更高，转速可以从1r/min到20000r/min或更高），结构紧凑，维护方便等优点。因此，它在各种机械设备和仪器仪表中被广泛使用。本文设计的就是一种典型的一级圆柱直齿轮减速器的传动装置。其中小齿轮材料为40Cr（调质），硬度约为240HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度约为215HBS，齿轮精度等级为8级。轴、轴承、键均选用钢质材料。关键词：减速器、齿轮、轴、轴承、键、联轴器目 录机械设计课程设计计算说明书1. 一、课 程 设 计 任 务 书1 二、摘要和关键词22.一、传动方案拟定3各部件选择、设计计算、校核二、电动机选择3三、计算总传动比及分配各级的传动比4四、运动参数及动力参数计算6五、传动零件的设计计算7六、轴的设计计算10七、滚动轴承的选择及校核计算12八、键联接的选择及校核计算13九、箱体设计14机械设计课程设计设计题目：带式输送机传动装置的设计内装：1. 设计计算说明书一份2. 减速器装配图一张（A）3. 轴零件图一张（A）4. 齿轮零件图一张（A） 系班级设计者： 指导老师： 完成日期： 成绩：_计算过程及计算说明一、 传动方案拟定（1） 工作条件：运输链连续单项运转，工作时有轻微震动，有粉尘，空载启动，运输链工作速度允许误差为5%，每年按300个工作日计算，使用期限为10年，大修期为3年，两班制工作（每班按8h计算），在专门工厂小批量生产（2） 原始数据：滚筒圆周力F=2.55kN；带速V=0.8m/s；滚筒直径D=125mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择： 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：总=带3轴承齿轮联轴器滚筒=0.960.9830.970.990.96=0.83(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/（1000总）=25500.8/（10000.83）=2.46KW由附录九选取电动机额定功率P=3KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/D=6010000.8/125=122.3r/min按表3-1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=36。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=Ian筒n筒=（624）122.3=733.82935.2r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：由机械设计手册查得。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。4、确定电动机型号对应有三种适合的电动机型号可供选择，如下表传动比方案电动机型号额定功率/kw电动机转速/（r）电动机重量/N参考价格/元传 动 装 置 的 传 动比同步转 速满 载转 速总传动 比V带传动齿 轮1Y132M-837507107610005.813.452.372Y132S-63100096066350-5007.852.72.913Y100L2-43150014303527011.693.463.38综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量、价格和传动比，方案2比较合适。因此选定电动机的型号为Y132S-6。所选电动机主要性能和外观尺寸如下表电动机（型号Y132S-6）的主要性能额定功率/kw同步转速满载转速电动机总重/N启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩410009607302.02.0电动机（型号Y132S-6）的主要外形尺寸和安装尺寸 mm中心高H外形尺寸底脚安装尺寸A B地脚螺栓孔直径K轴外伸尺寸D E132475347.53152161401238 80三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/122.3=7.852、分配各级传动比（1） 据指导书P7表1，取齿轮i带=2.7（V带传动比I1=24合理）（2） i总=i齿轮i带i齿轮=i总/i带=7.85/2.7=2.91四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI =nm/i带=960/2.7=355.56(r/min)nII= nI /i齿轮=355.56/2.91=122.18(r/min)nIII= nII=122.18(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=P工作带=2.460.96=2.36KWPII=PI轴承齿轮=2.360.980.97=2.24KWPIII=PII轴承联轴器=2.240.970.99=2.18KW3、 计算各轴扭矩（Nmm）T工作=95502.46/960=24.47TI= T工作带i带=24.472.70.96=63.43NmTII= TIi齿轮轴承齿轮=63.432.910.980.97=175.47NmTIII=TII轴承联轴器=175.470.970.99=170.24Nm五、传动零件的设计计算1.确定计算功率PC由课本表9-7得：kA=1.2PC=KAP=1.23=3.6KW2.选择V带的带型根据PC、n1由课本图9-12得：选用A型3. 确定带轮的基准直径dd并验算带速v。1）初选小带轮的基准直径dd1由课本表9-8，取小带轮的基准直径dd1=100mm。2）验算带速v。按计算式验算带的速度v=dd1n1/（601000）=1001000/（601000）=5.23m/s在5-25m/s范围内，带速合适。3）计算大齿轮的基准直径。计算大带轮的基准直径dd2dd2=i带dd1=2.7100=270mm由课本表9-8，圆整为dd2=280mm4.确定带长和中心矩1）根据课本式（9-18），初定中心距a0=500mm2）由课本式（8-22）计算带所需的基准长度Ld02a0+(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1) 2/（4a0）=2500+3.14（100+280）/2+（280-100）2/（4500）1612.8mm由课本表9-2选带的基准长度Ld=1640mm计算实际中心距a。A=- B=a=A+=513.6mm取a=515mm5.验算小带轮上的包角11=1800-（dd2-dd1）/a57.30=1800-（280-100）/51557.30=159.9701200（适用）6. 确定带的根数z1）计算单根V带的额定功率pr。由dd1=100mm和n1=1000r/min根据课本表9-3得P0=0.97KW根据n1=960r/min，i带=2.7和A型带，查课本表（9-4）得P0=0.11KW根据课本表9-5得Ka=0.95根据课本表9-6得KL=0.992)计算V带的根数z。z=3.5 圆整为4根7.计算单根V带的初压力的最小值(F0)min(F0)min =500（2.5- Ka）PCa /zvKa +qV2=500（2.5-0.95）3.6/（0.9545.24）+0.15.242N=142.9N8.计算压轴力Fp压轴力的最小值为（Fp）min=2z（F0）min sin（1/2）=24142.9sin（159.97/2）=1125.8N2、齿轮传动的设计计算1选定齿轮材料及精度等级及齿数1）机器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。2）材料选择。选择小齿轮45钢调质和大齿轮材料为45钢正火3）选小齿轮齿数 z1=24，大齿轮齿数z2=242.91=69.84，取70。2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式d11/3(1)确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数Kt=1.32） 计算小齿轮传递的转矩T1=9.55106P1/n1=95.51062.36/355.56=634000Nmm3)选取齿宽系数d=14)查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/25)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 1=520MPa；打齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 2=340MPa；6）计算应力循环次数NLNL1=60n1jLh=60355.561(1630010)=1.02109NL2=NL1/i=1.02109/2.91=3.52108 7）取接触疲劳寿命系数KHN1=1.0 KHN2=1.08）计算解除疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1.0H1= KHN1Hlim1/S=1.0520/1.0Mpa=520MpaH2= KHN2Hlim2/S=1.0340/1.0Mpa=340Mpa(2)计算1）试算小齿轮分度圆直径dd1，代入H较小的值dd11/3=73.89mm2)计算圆周速度v。v=dd1n1/（601000）=3.1473.89355.56/（601000）=1.37m/s3）计算齿宽b。b=dd1=173.89mm=73.89mm4） 计算齿宽与齿高之比b/h。模数：m=d1/Z1=73.89/24=3.08mm齿高：h=2.25m=2.253.08=6.93mmb/h=10.665） 计算载荷系数。根据v=1.37m/s，7级精度，查得动载荷系数Kv=1.03；直齿轮，KHa=KFa=1：查得KA=1.25用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，KH=1.318由b/h=10.66，KH=1.318查课本表得KF=1.04：故载荷系数K=KAKVKHaKF=1.251.151.041.0=1.506)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由课本式（10-10a）d1= d1t(K/Kt) 1/3=73.89 (1.5/1.3) 1/3=77.50mm7)计算模数m：m=dd1/z1=77.50/24=3.23mm3.按齿根弯曲强度设计由课本得弯曲强度的设计公式 m 1/3（1） 确定公式内的各计算数值1）由课本查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=380MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=320MPa2）由课本取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.92 KFN2=0.943)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本得F1= KFN1FE1/S=0.92380/1.4=249.71MPaF2= KFN2FE2/S=0.94320/1.4=214.86MPa4)计算载荷系数K K=KAKVKFaKF=1.251.1511.04=1.4955)取齿形系数。由课本查得 YFa1=2.65 YFa2=2.24 6） 查取应力校正系数由课本表查得 YSa1=1.58 YSa2=1.757） 计算大、小齿轮的YFa YSa/FYFa1 YSa1/F1=2.651.58/249.71=0.01677YFa2 YSa2/F2=2.241.75/214.81=0.01824大齿轮的数值大。8)设计计算 m21.4956340000.01824 /(1242) 1/3 =3.92mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数m的大小重腰取决于弯曲强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数3.92并就近圆整为标准值m=4mm，按接触强度的的分度圆直径d1=77.50，算出小齿轮的齿数z1=d1/m=77.50/4=19.4=20大齿轮的齿数z2=2.9120=58这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 d1= z1m=204=80mm d2= z1m=584=232mm（2）计算中心距 a=（d1+ d2）/2=232/2=156mm（3）计算齿轮宽度 b=d d1=180=80mm取B2=80mm ，B1=85mm2、轴的结构设计（1）、轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮右端由轴肩定位，左端用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒定位，采用过渡配合固定，结构方案如下图。高速轴的结构方案图：2）、确定轴各段直径和长度按从左到右，顺序排列各个轴直径段的序号，以此为段、段段：V型皮带轮安装段该段安装v型皮带轮，在各轴段中直径最小。考虑结构尺寸等因素,取直径为：d1=22mm。（大于按扭矩计算之轴颈） 可计算带轮宽度B：Bmin =（z-1）e+2fmin =（4-1）15 + 29= 63mm，选取B=64mm考虑到轴端挡圈的安装，此段轴长度取L1=63mm轴与带轮由平键连接，轴上A型平键键槽：宽b=6mm，深t=3.5mm。轴头倒角C=1.045，长L=60mm.段：润滑密封段带轮安装处的轴肩单边高为: h=（0.07-0.1）22=1.54-2.2,倒角径向单边值：c=1.0mm因而与其靠近的润滑密封段直径为：d2=d1+2h=22+2(1.54-2.2)=26mm该段轴位置处于安装带毛毡圈密封的轴承盖中，因d2为26mm并非是毡圈密封轴径的标准尺寸，因而可参考毛毡圈密封标准尺寸d2=25mm来设计。毛毡圈宽度定可为b=7mm，轴承盖的密封处宽度为B=12mm，轴承盖内端顶轴承外环的凸台宽度为t=10mm。从皮带轮端面到轴承盖的空间=9.5mm安装轴承的轴头伸出轴承1mm。考虑到螺钉头及预留空间长度j=15mm，所以该段轴长度为：L2=B+t+-1+j=12+10+9.5-1+15=45.5mm段：滚动轴承安装段初选6207型深沟球轴承，其内径为d3=35mm 装轴承的轴颈倒角为145，轴承宽度为b=17mm，外径为D=72mm。额定动负荷：25500 N考虑齿轮在箱体内的润滑散热空间需要，齿轮端面和箱体内壁的距离为：W=10mm，轴承端面和毛面的箱体内壁也应有一定距离：Y=8mm。考虑该段轴的长度应略大于轴承宽度，故该段轴长度为：L3= b轴承+1=17+1=18mm，段：齿轮左端轴承台阶段该段直径d4=41mm，单边轴肩取h=(d4-d3)/2=(41-35)/2=3mm,其原因是因直齿轮无轴向力作用,使用深沟轴承,轴承内部轴向力很小,因而轴肩使用值取得略小于推荐值3.5mm，该长度受齿轮中心到轴承中心跨度的影响，因跨度值现定为70mm。故有:L4=50-轴承宽/2齿宽/2 = 50-17/2-85/2=19mm齿轮所在段该段长为齿轮宽度，因齿轮与轴为一体，故该段轴的直径有齿轮外圆、分度圆和齿根圆，齿根圆的直径不能小于d4和d6。齿顶圆直径d5=82mm，现齿根圆直径De=73mm故Ded4（d6）。段：齿轮右端轴承台肩段该段直径d4=41mm，单边轴肩取h=(d4-d3)/2=(41-35)/2=3mm,其原因是因直齿轮无轴向力作用,使用深沟轴承,轴承内部轴向力很小,因而轴肩使用值取得略小于推荐值3.5mm。该长度受齿轮中心到轴承中心跨度的影响，因跨度值现定为70mm,故有:L4=50-轴承宽/2齿宽/2 = 70-17/2-85/2=19mm段：右轴承安装段初选6207型深沟球轴承，其内径为d3=35mm, 装轴承的轴颈倒角为145，轴承宽度为：b=17mm，外径为：D=72mm。额定动负荷：25500 N考虑齿轮在箱体内的润滑散热空间需要，齿轮端面和箱体内壁的距离为：W=10mm，轴承端面和毛面的箱体内壁也应有一定距离：Y=8mm。考虑该段轴的长度应略大于轴承宽度，故该段轴长度为：L7= b轴承+1=17+1=18mm设计结构尺寸时应注意以下细节：、处于轴承孔中的轴长度比轴承宽度大1，这样可以避免轴端部倒角减少其与轴承内孔的接触长度。、处于带轮孔中的轴长度比带轮宽度小1，这样便于用轴端挡圈使带轮轴向定位和夹紧。、处于齿轮安装孔中的轴长度比齿轮宽度小1，其目的是使左边套筒能紧紧顶住齿轮左端面，使齿轮轴向定位和固定。具体结构见下页的高速轴的结构示意图：高速轴的各段结构尺寸表（单位：mm） 段号轴颈段名轴颈直径代号轴颈直径尺寸轴颈长度代号轴颈长度尺寸相关零件配合部位配合部位结构尺寸带轮安装段d122L163带轮宽度64润滑密封段d226L245.5密封宽度12左轴承安装段d335L318轴承宽B17左轴承右肩段d441L419齿轮宽度段d582L585齿轮宽度85右轴承左肩段d641L619右轴承安装段d735L718轴承宽B17 在结构示意图中两支承点取轴承宽度的中点值，皮带轮对轴的施力点取带轮宽度的中点值，齿轮对轴的施力点取齿轮宽度的中点值。为了计算方便，支承点间，或施力点到支承点的距离应尽量取整数。本方案中两支承点距离LAB=140mm，齿轮中心距两支承距离LCA=LCB=70mm,皮带轮中心距B支承LDB=86.5mm具体情况见下页高速轴受力示意图：高速轴受力示意图：高速轴受力及弯矩合成情况见下图：(3)、轴受力情况计算已知小齿轮分度圆直径d1=80mm已知轴II上的扭矩T2=63387.3Nmm圆周力：Ft根据课本P168（11-1）式得：圆周力:Ft=2T2/d1=263387.3/80=1625.3N求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得：径向力:Fr=Fttan=2304tan20=591.6N因为该轴上两轴承与齿轮对称安装，所以：LA=LB=70mmA、轴受力示意图（如上页图a）B、绘制轴受力简图（如上页图b）轴承作为支承点其上作用的支反力可分解为水平和垂直两部分：其中A、齿轮受力作用在支承点上的支反力为：水平支反力:FAy齿 = FtLBC/ LAB =1625.370/140=813N； FBy齿 = Ft- FAy=813N；以上情况是由齿轮上圆周力作用于两个支承点产生的水平支反力。垂直支反力为：FAz齿 = Fr LBC/ LAB =591.670/140=296N；FBZ齿 = Fr- FAZ=838.59-419.30=296N；B、皮带拉力在支点产生的支反力为：FAY带=FDLBD/ LAB =1125.886/140=691.6NFBY带= FD + FA带=1125.8+691.6=1817.4N(4)、绘制垂直面内轴受齿轮力弯矩图（如上页图c）由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在水平面弯矩为MC1=FAz齿L/2=296140/2=20720N.mm=20.72N.m（5）、绘制水平面内轴受齿轮力弯矩图（如上页图d）截面C在垂直面弯矩亦对称，为:Mc2=FAy齿L/2=813140/2=56910N.m=56.91N.m(6)、绘制轴受齿轮力的合成弯矩图（如上页图e）MC合1=(MC12+MC22)1/2=(20.72+56.91)1/2=60.56Nm（7）、绘制FD皮带拉力产生弯矩图(如图f)MB3=FDLBD=1125.886=96818.8Nmm=96.82NmMC3= MB3/2=96.82/2=48.41Nm（8）、绘制合成弯矩图（如上页图g）因皮带拉力方向不定，可按皮带拉力产生弯矩与齿轮力产生的合成弯矩处于同一平面的极限情况处理，因而有：MC合2=MC3+MC合1=48.41+60.56=108.97NmMB合2 = MB3+0=96.82Nm（9）、绘制扭矩图（如上上页图h）转矩：T=9550（P2/n2）103 =95502.36/38363.39=63.39Nm（10)、绘制当量弯矩图（如上上页图i）由图中可知C、B截面的当量弯矩最大，故应计算该截面当量弯矩：转矩产生的扭剪力可按脉动循环变化处理，按P246取=0.6，按P246式（14-5）截面C、B处的当量弯矩：Mec=MC合22+(T)21/2=108.972+(0.663.39)21/2=115.42NmMeB=MB合2+(T)21/2=96.822+(0.663.39)21/2=104.02Nm(11)、校核危险截面C、B处的强度从合成后的当量弯矩图中可知B截面弯矩最大，是危险截面，因此应校核该截面强度。由P241表14-1求得轴材料及强度：45调质B =640MPa，由P246表14-3查得：-1b=60MPa 由P246式（14-5）可知：eB=MeB/0.1d33=104.02103/（0.1353）=24.26MPa -1b而：ec=Mec/0.1d33=115.42103/（0.143.75）=2.09MPa -1b更不存在问题。经验算：轴的强度足够。（注：d3=35mm为左轴承安装处轴直径）但值得注意的是距离B支点左9mm的35、41轴径变化处，由于应力集中才是危险截面。但由于eB-C的应力远小于-1b所以也无重大问题可言。B、输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）B=640MPa根据课本P245页式（14-2）、表（14-2）及注解的内容取c=113dc(P3/n3)1/3=113(2.248/112.18)1/3=29.80mm取d=32mm（最小轴颈尺寸）低速度轴各部结构尺寸表轴颈段号轴颈段名轴颈直径代号轴颈直径尺寸轴颈长度代号轴颈长度尺寸相关零件配合部位配合部位结构尺寸联轴器安装段d132L180联轴宽度82右轴承密封段d240L265密封宽度12右轴承轴肩段d346L315轴承宽B18齿轮右轴肩段d452L46定位套筒套筒左端D左外46L左外16套筒内径40套筒右端D右外52L右外5齿轮安装段d546L579齿轮宽度80左轴承安装段d640L641轴承宽B18注：表中轴承段号在结构示意图中由右向左排列。2、轴的结构设计（1）轴的零件定位，固定和装配单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左端面用轴肩定位，右端面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。详细情况见上页低速度轴的结构的示意图（2）确定轴的各段直径和长度初选6208型深沟球轴承，其内径为40mm，外径为80mm，宽度为18mm。额定动负荷,Cr29100N。由于结构设计需要，高、低速度轴的支承距离相同。具体尺寸及布置参照高速轴，本页为低速度轴结构示意图：低速度轴的支承、受力位置尺寸见下图：低速轴结构示意图：（3）、支承受力及合成当量弯矩及强度校核大齿轮分度圆直径 d2=228mm大齿轮上转矩 T3=175470Nm圆周力Ft： Ft=2T3/d2=2175470103/228=1539.2N求径向力Fr根据课本P168（11-1a）式得Fr=Fttan=1539.2tan20=560.2N两轴承相对于中间安装的齿轮对称，并且与高速度一样，跨距相等。LA=LB=70mm具体计算如下：A、求解支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ水平方向的支反力:FAY=FBY= Ft/2=1539.2/2=769.6N垂直方向的支反力:FAZ=FBZ= Fr/2=560.2/2=280.1NB、由于两边对称，截面C的弯矩也对称在水平面内弯矩为MC1=FAY L/2=769.6140/2=53872Nmm=53.87NmC、截面C在垂直面内弯矩为MC2=FAZ L/2=280.1140/2=19607.5N.mm=19.61Nm D、计算合成弯矩MC合=（MC12+MC22）1/2=（53.872+19.612）1/2=57.33Nm转矩：T=9.55（P3/n3）103 =9.552.24/122.18103=175.5NmE、计算当量弯矩：根据课本P235得=0.6Mec =MC2+(T)21/2=57.332+(0.6175.5)21/2=106.85NmF、校核危险截面C的强度由P241表14-1查出：轴的材料及热处理为：45#调质B =640MPa，由P246表14-3查出：-1b=60MPa安装齿轮的轴径d5=46mm,考虑键槽影响5%,实际d5=4695%=43.70mm由P246式（14-5） e= Mec /（0.1d3）=106.85103/(0.143.703) = 12.80Mpa因e -1b此轴强度足够低速度轴的受力及弯矩合成如下图：七、滚动轴承的选择及校核计算根据条件，轴承寿命不少于14400小时考虑本减速器为直齿轮传动，不受轴向载荷因此选用深沟球轴承。国家标准深沟球轴承参数表型号内径外径宽度动负荷静负荷极限转速（油）极限转速（脂）6026d30D62B1619500N11300N11000rpm13000rpm6027d35D72B1725700N15300N9500rpm11000rpm6028d40D80B1829100N17800N8500rpm10000rpm1、计算输入轴承（1）、选择轴承因减速器采用直齿圆柱齿轮传动，无轴向载荷，故选择深沟球轴承。型号为6207型，内径为d3=35mm, 装轴承的轴颈倒角为145，轴承宽度为：b=17mm，外径为：D=72mm。基本额定动负荷：25500 N。这些参数与前面轴的结构设计基本相符。(2)、求两支承轴承的当量载荷A、齿轮受力作用在支承点上的支反力：水平支反力: 的轴承FAy齿 = FtLBC/ LAB =230450/100=813N； FBy齿 = Ft- FAy=813N；以上情况是由齿轮上圆周力作用于两个支承点产生的水平支反力。垂直支反力：FAz齿 = Fr LBC/ LAB =296N；FBZ齿 = Fr- FAZ=296N；B、皮带拉力在支点产生的支反力：FA带=FDLBD/ LAB =691.6NFB带= FD + FA带=1817.4NC、轴承径向总支反力及当量载荷：FRA=(FAY齿2+FAZ齿2)1/2+ FA带= (8132+2162)1/2+691.6=1246.1NFRB =(FBY齿2+FBZ齿2)1/2+ FB带=(8132+2962)1/2+1817.4=2371.9N因Fa=0，当量载荷P=2371.9N(3)、计算轴承寿命由P279表16-9、16-8得fp=1.2轻微冲击， ft=1工作温度低于100C，=3-滚动轴承根据课本P279（16-3）寿命计算公式计算：高速轴轴承寿命计算：=3=1.2=1C=25500NP=2371.9Nn=355.6=10063814400结论：选择正确2、计算输出轴承(1)、选择轴承转速n=122.18r/min试选6208型深沟球轴承，其内径为40mm，外径为80mm，宽度为18mm。额定动负荷,Cr29100N。（2）、求两支承轴承的当量载荷FRA=(FAY2+FAZ2)1/2=(280.12+769.6)1/2=1049.7NFRB = FRA=1049.7N因Fa=0 当量载荷：P=1049.7N(3)、计算轴承寿命fp=1.2轻微冲击， ft=1工作温度低于100C，=3-滚动轴承根据课本P279（16-3）寿命计算公式低速轴轴承寿命计算=3=1.2=1C=25500NP=1049.7Nn=76.4=5021988.82885614400结论：选择正确八、键联接的选择及校核计算（1）减速器用键一览表（单位：mm）轴颈颈长键宽键高键长键型号输入轴d22L63B6H6L60键C660GB1096-79输出轴d32L80b10h8L70键C1075GB1096-79d46L79b14h9L70键1470GB1096-79（2）、键的材料及许用应力根据课本P158表（10-10）得：键用精拔钢，轻微冲击时p=100120 Mpa 选取p=110 Mpa （3）、各轴受的扭矩TI=63430NmmTII=175470NmmTIII=170240Nmm(4)、键强度校核计算1、大带轮与减速器输入轴的键联接 轴径d1=22mm,L1=60mm （有效长度l=56mm）T2=48020Nmm h=6mm得：p=4T2/dhl=463430/（22656）=34.32MpaR(110Mpa)结论：联接可靠。2、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=46mm L2=70mm （有效长度l=65mm）T=175470Nmm h=9mm得：p=4T/dhl=4170240/(45935)=26.08Mpap(110Mpa)结论：联接可靠。3、输出轴与联轴器采用平键联接轴径d2=32mm L2=70mm （有效长度l=65mm）T=175470Nmm h=8mm根据课本P158（10-26）式得：p=4T/dhl=4175470/(35860)=35.17Mpap(110Mpa)结论：联接可靠。九、联轴器的选择及校核计算（1）、选择联轴器输出轴轴颈：d=32mm。选取联轴器类型：弹性套柱销联轴器选取型号：LT6额定扭矩：Tn=250Nm许用转速：np=3800r/min 适用于有冲击振动有粉尘的场合。 （2）、工作要求承载扭矩：T=175.47Nm（TIII=175470Nmm）工况系数：KA=1.25（3）、校核计算根据课本P291（17-1）：Tc=KAT=1.25175.47=219.3NmTn(250Nm)n=122.18r/minnp(3800r/min)结论：所选LT6联轴器符合要求九、箱体设计名称符号尺寸（mm）机座壁厚10机盖壁厚110机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b112 机座底凸缘厚度b220地脚螺钉直径df18地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d114机盖与机座联接螺栓直径d210联轴器螺栓d2的间距 l 150轴承端盖螺钉直径d38窥视孔盖螺钉直径d46定位销直径d8df，d1, d2至外机壁距离C124,20,16df， d2至凸缘边缘距离C222,14轴承旁凸台半径R122凸台高度h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l1 60大齿轮顶圆与内机壁距离110齿轮端面与内机壁距离2 10机盖、机座肋厚m1 ,m8， 8轴承端盖外径D2120， 112轴承端盖凸缘厚度t 8轴承旁联接螺栓距离s尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2 总=0.83P工作=5.12KWn滚筒=108.2r/min电动机型号Y132S-6i总=8.87据手册得i齿轮=2.91i带=2.7nI =355.56r/minnII=122.18r/minnIII=122.18r/minPI=2.36KWPII=2.24KWPIII=2.18KWTI=63.43NmTII=175.47Nm TIII=170.24NmV=5.23m/sdd2=270mm取标准值dd2=280mmLd=1612.8mma=515mmZ=4F0=142.9N（F