传动机械装置的总体设计方案.doc

传动机械装置的总体设计方案计 算 过 程计算结果2、传动装置的总体设计2.1 传动方案的拟定及说明由1知此传动机构类型为展开式二级圆柱齿轮减速器，故此传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两对齿轮的浸油深度可以大致相同，4只齿轮在轴上均为非对称布置，结构较复杂，轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度差，中间轴承润滑较困难。2.2 电动机的选择2.2.1 电动机类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是：载荷平稳，单向旋转，所以选用常用的封闭式Y系列三相交流异步电动机。2.2.2 电动机容量的选择 由于联=0.99，带=0.94，齿=0.97，滚=0.99，所以，本传动装置的总效率=带齿2滚3联2=0.84=0.842.2.2.1 工作机所需功率Pw 本课题在1.1.3 中已给定运输带的参数是：工作拉力F=2100N，工作速度 V=1.45m/s，卷筒直径D(mm)=320且w=0.96，于是，工作机所需的功率 Pw=FV/1000w=21001.45/（10000.96）=3.17kwPw=5.687 kw计 算 过 程计算结果2.2.2.2电动机的输出功率Pd = Pw /a=3.17/0.84Pd =3.77kw2.2.2.3工作机转速由转轮的线速度v= (m/s)可推出转轮的转速为：=将中的原始数据代入上式，可得工作机的转速为： = = 86.5(r/min)n= 86.5rpm2.2.2.4电机选型按照以上分析，根据课程设计书表17-1，在Y系列三相异步电动机中选择：电动机的型号为Y132M-4，转速为: n=1440 r/minn=14402.3计算传动装置的运动和动力参数2.3.1总传动比： = = 16.616.62.3.2各级传动比分配因本传动装置是由带高速齿轮低俗齿轮共三级串联组成，所以我们记这三级传动的传动比依次为:,，则可得总传动比根据课程设计书表2-3，参照设计书第10页其中，带传动的传动比 ，高速齿轮的传动比 于是，i=1.4 i=8.3 从中可以求得低速齿轮的传动比为i=2.44i=2.44 于是，高速齿轮的传动比为=1.42.44=3.4=3. 42.3.3各轴转速 由带传动的传动比i=2，得高速轴的转速n=720由高速齿轮传动比=3.4，得中速轴的转速=212=212由低速齿轮传动比=2.44，得低速轴转速n=86.9=86.92.3.4 各轴输入功率 根据设计书第11页的公式2-9,有： 高速轴的输入功率P= P=3.770.94=3.54P=3.54 kw中速轴的输入功率P= P=3.540.96=3.4P=3.4kw低速轴的输入功率P= P=3.40.96=3.26P=3.26kw 其中效率=0.94 =.=0.970.99=0.962.3.5 各轴输入转矩T（Nm） 根据设计书第11页公式2-10，有 高速轴的输入转矩T=9550=9550=46.95T=46.95中速轴的输入转矩T=9550=9550=153.16T=153.46低速轴的输入转矩T=9550=9550=358.26T=358.262.3.6 各轴的转向由图1可见，工作机，即带式输送机的运动速度v指向左边，即通过联轴器与减速器直接连接的低速轴的转向系统，是逆时针方向。按照外啮合齿轮的转向“彼此相反”的规律可推知：中速轴的转向为顺时针(s)方向；高速轴（与大带轮同轴）的转向是逆时针（n）方向；电机轴（与小带轮同轴）的转向是逆时针（s）方向。2.3.7 总体设计设计小结为了便于计算与查找，将以上分析、计算结果综合列入表1中。表1 传动装置的运动和运动参数轴号功率P/kw转矩T/(Nm)转速n/(r/min)转向传动比i效率电动机轴3.77251440s20.94高速轴3.5446.95720n中速轴3.4153.16212s3. 40.96低速轴3.26358.2686.9n2.440.96工作机轴3.1735086.5n10.963 V带传动设计计算3.1 确定计算动率与选择V带的型号 V带传动的计算功率为机械设计式（6.24）： Pca=KAPd由表6-16查得工作情况系数KA=1.1。代入上式可求得Pca。Pca=7.535根据Pca与nm，由图6.7确定选用：普通窄V带。 3.2 确定带轮基准直径 根据以上选A型普通型，查表6-3，得主动轮的最小基准直径为： ddImin=75，取dd1=80dd1=80则从动轮基准直径dd2=i带dd1=280=160dd2=160 查机械设计濮良贵版表8-11，所求得的主从动轮的基准直径均符合要求。 将有关参数代入式6.14，可以求出带的速度为：v=6.032 (m/s)因为，v=6.032 35m/s,所以，带的速度合适。3.3 确定V带的基准长度和传动中心距根据以上，可得dd1+dd2=80+160=240根据式（6.28） 0.7(dd1+dd2)a2(dd1+dd2)即中心距a0（168，480），初步确定中心距a0= 240。根据式（6.29）计算带的基准长度为：863.7 =863.7由表格6-1，查得基准长度 900 。按式（6.30）计算实际中心距为240+=258.2按式（8-31）计算主动轮上的包角：18057.3=162.24 ， 主动轮上的包角合适。从带轮的包角：18057.3=197.763.4 计算V带的根数Z由式（6.32）可知V带的根数为由表6-3和6-7运用插值法可得： 0.8kw， 由表6-14运用插值法可查得包角系数： 0.955由表6-15可查得长度系数： 0.87带入上式可得V带的根数=6.25我们取Z= 7根。Z= 7 根3.5 受力计算查表 6-4，得A型普通带的q=0.11 kg/m。 于是，按式（6.33），可计算出带的初拉力或预紧力为82.84=82.84按式（6.34）可得作用在小带轮轴或者电机轴上的压轴力为：2582.840.991=1153.15=1153.15按式（6.34）可得作用在大带轮轴或减速器高速轴上的压轴力为：25206.360.988=1145.84=2038.75又查表6-17及文2图72，得窄V带轮（GB/T13575.1-1992）宽为(7-1)15+29=108 (mm)B=108 (mm)3.6设计小结综合以上，得关于带传动的计算结果如表2所示。表2 带传动的计算结果带型带长（mm）中心距（mm）带速（m/s）带轮基准直径（mm）受力（N）普通A型900258.26.032小带轮大带轮预紧力压轴力8016082.841145.84计 算 过 程计算结果4 齿轮的设计计算4.1 高速级齿轮传动4.1.1 选精度等级、材料及齿轮的齿数按1、任务书的图1所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。根据文献2，工作机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。根据工作机的要求，确定啮合的齿面采用“软-软”组合。材料选择。查文献1表8-1选择齿轮的材料。小齿轮（直径估计为100-300）材料为40Cr（调质）,硬度270HBS，270大齿轮（直径估计为100-500）材料为45钢（调质），硬度230HBS，230二者材料硬度差HBS40HBS，符合要求。选小齿轮的齿数2417，且为偶数。24则大齿轮的齿数=3.42481.6，取8282实际从动轴（中速轴）转速=720=210.7(r/min)齿数比u3.4u3.2转速相对误差=0.65，合格。由文献1表10-9，按软齿面齿轮，非对称安装，取齿宽系数1.0。1.04.1.2 按齿面接触疲劳强度设计按式（10-30），初步计算小齿轮的分度圆直径为先确定公式内的各计算数值。对材料为“钢-钢”配对的直齿轮，查表10-10得常系数 76.6由表8-2、表8-3及图8.8和图8.11载荷系数 k=1.53,我们取得k=1.53由“2.3.5各轴转矩”得46.95Nm=0.047Nmm确定许用接触应力 。由图8.14（a）图，按齿面硬度HB=270 ， HB= 230查得小齿轮的接触疲劳强度极限：730M大齿轮的接触疲劳强度极限：580 M于是，齿轮的接触疲劳强度极限为 =0.90.9580=522( M)=522将这些参数代人式（10-30）中，可求得=76.60.7=53.5则模数m=2.23查文4的表5-2，按国家标准模数的第一系列，取得模数m=3.m=3小齿轮分度圆的直径 324=72大齿轮分度圆的直径 =382=246中心距 a = m33106/2=159a=159齿高h=2.25m=2.253=6.75h=6.75mm初定齿宽 b=d=172=72取大齿轮的齿宽b2=100mm，小齿轮的齿宽b1=105mmb1=105b2=1004.1.3按齿根弯曲疲劳强度条件校核由文献1式（8-10）得齿根弯曲疲劳强度校核公式为=YYY4.1.3.1载荷系数K按式（8.2），这里的载荷系数K= KKKK查表10-2，取使用系数K=1.25。K=1.25齿轮分度圆上的线速度v=（m/s）v=2.72根据v= 2.713 与7级精度，查图8-8得动载系数K=1.05。K=1.05按式（5-10）求得小齿轮分度圆上的圆周力为=1305.56F=1305.56于是，可求得=16.3250mm,键槽深10,按图10-27, 齿根与键槽底的距离 =因此,按课本第189页的建议,应把小齿轮与轴做成一个整体 齿轮轴大齿轮的齿顶圆直径: da2=m(z2+2)=3(82+2)=252。这一尺寸大于160mm,且小于500mm,故按课本第190页的建议齿轮以选腹板式结构为宜,具体的尺寸见装配图。4.2 低速级齿轮传动4.2.1 选精度等级、材料及齿轮的齿数与4.1.1类似，对于低速齿轮传动，我们选择：渐开线直齿圆柱标准齿轮传动；齿轮制造精度7级；啮合的齿面采用“软-软”组合；小齿轮材料为40Cr（调质），硬度=270HBS；HBS=270大齿轮材料为45钢（调质），硬度=230HBS；HBS=230小齿轮的齿数=24；=24大齿轮的齿数=2.4424=58.56，取=60；=60实际从动轴（低速轴）转速n=225=96.43(r/min)；齿数比u= /=2.5；u=2.5齿宽系数=1.0；=1.04.2.2 按齿面接触疲劳强度设计按式（10-30），初步计算小齿轮的分度圆直径为与4.1.2的情况类似，上式内的各计算数值分别为：常系数 =76.6；=76.6载荷系数取为k =1.6k =1.6 根据“2.3.5”得0.358Nmm 许用接触应力=522Mpa=522=76601.4331=109.77 则模数m=4.6 查问4表5-2,按国际模数的第一系列，取模数 m=5。于是：m=5小齿轮分度圆的直径 =m=524=120=120大齿轮分度圆的直径 =m=560=280=300 这个参数与高速级传动大齿轮分度圆的直径（=246） 比较接近，有利于安排同时润滑高、低速级齿轮传动时的浸油深度。 中心距 a =55542=200210 齿高 h =2.25m=2.255=11.25h =11.25 初定齿宽 b= =1120=120mm 取大齿轮的齿宽= 120mm ，小齿轮的齿宽=125mm=125mm=120mm4.2.3 按齿根弯曲疲劳强度条件校核 有式（8.10） 得齿轮齿根弯曲疲劳强度校核公式为4.2.3.1 载荷系数 K按式（8.2），这里的载荷系数 K=查表10-4 ，取使用系数 KA =1.25 .KA =1.25齿轮分度圆上的线速度 v=0.536（m/s）根据线速度 ，与齿轮的精度=7级，查图8.8得动载系数 KV=1.15 。KV=1.15按式（8.1）求得小齿轮分度圆上的圆周力为Ft=Ft=5967于是，可求得按表8-3查得齿间载荷分配系数 .3.3对精度7级调质齿轮的非对称支承，查表10-6得系数A,B,C再按公式计算，可得=1.4 . 又 。根据 =1.08 和 ，查图8-11，得弯曲疲劳强度计算时的齿载荷发布系数为 =1.24 。 于是载荷系数=1.24K =1.251.151.31.08=2.02K=2.024.2.3.2 其它系数根据小齿轮的齿数Z1=24，大齿轮的齿数Z2=60查图8.20，得齿形系数为：小齿轮YFa1 =2.66， 大齿轮YFa2 =2.28Y Fa2 =2.28查图8.21，得应力修正系数为；YSa1 =1.57小齿轮YSa1 =1.57，大齿轮Y Sa2 =1.73。YSa2 =1.73按课本第139页的公式（8.7）计算齿轮的端面重合度为=1.88-3.2（）=1.88-3.2（）=1.69于是，由式（8.12）得重合度系数Y =0.25+=0.25+ =0.6938Y=0.74.2.3.3 弯曲疲劳许用应力按式（8.13）得，弯曲疲劳许用应力为= 与4.1.3.3的情况类似,这里:疲劳极限 =320Mpa, =270Mpa应力修正系数为YST=2YST=2弯曲强度疲劳强度的安全系数SF=1.3SF=1.3齿轮“单向转动”，故 j=1；设备的总工作时间为 Lh =83008=19200（h）；Lh=19200齿轮转速n1 =720r/min ,n2=212r/min将这些参数代入第141页公式，可计算出应力循环次数为：小齿轮：N 1=60n1jLh=6021219200=2.44108大齿轮：N2=60n2jLh=6086.919200=1.0108据此，查图8.26得大小齿轮的弯曲强度计算寿命系数分别为：YN1=0.95小齿轮=0.95，大齿轮=0.98 。=0.98将上述参数代入式 (8.13 ) ， 得弯曲疲劳许用应力为小齿轮： = =467.7Mpa=467.7Mpa大齿轮： = = =407.1Mpa=407.1Mpa4.2.3.4 校核齿轮弯曲疲劳强度 比较大小齿轮的以下计算值； = = 0.008929 = = 0.009689小齿轮的对应值大,所以应当按照小齿轮校核齿轮的弯曲疲劳强度； = =1.572.660.7 =117.45(MPa) = 467.7 (MPa) 所以弯曲疲劳强度足够 。表4 低速齿轮传动的设计参数齿轮模数 m齿数 z分度圆直径 d齿宽 b中心距 a大齿轮5603001202104.2.4 结构设计 以大齿轮为例,因其齿轮顶圆直径为 ： = m(+2) =5(60+2) =310 (mm) 。这一尺寸,故齿轮的结构选腹板结构为宜，具体见大图4.3 箱内传动件的传动比较核计算（）在2.3.1总传动比中，我们设定的期望值 i=16.6实际值 = =17.4总相对传动比误差=100%=100%=4.8% 5% ，符合要求 两级传动中，两个大齿轮分度圆直径之差为 d-d=246 300 =-49 35 mm两中心距之差为 a-a=159 210 =-51mm (30 40mm)故设计符合要求表5 传动比（i）校核后各轴的主要参数轴号功率P/kw转矩T/(N)转速n/(r/min)传动比 i效率电动机轴3.7725144020.94高速轴3.5446.957203.40.96中速轴3.4153.162122.440.96低速轴3.26358.2686.910.98工作机轴3.1735086.3计 算 过 程计算结果 低速级大齿轮齿顶圆的半径= ，而减速箱内腔的净长 L=2+ 这里 ，我们取=10-15mm ，= 12 mm 。= 12 mm于是， 根据表3，4可得减速箱内腔净长 L=212 =24159210=587L=587 在图2的中速轴上，两齿轮中间的小方块表示轴上分隔二轮的轴环,其宽为20mm,记=20mm 类似，减速箱内左右轴承之间的距离: W=“左(3,4）”“（3,4)(1,2)”“(1,2)右” 其中，“左-(3,4)”与“（1,2)-右”的尺寸与各轴具体的细结构 （如轴承的定位、安装、润滑、密封）有关。但是毫无疑问，三轴在进行结构设计时，都必须保证使上述3段的长度都应当对应相等。 对BC段，这要求：CD= + + = + 20 + = 135 mmBC=135否则，将导致安装尺寸的错误，使齿轮对无法或者难以正确齿合。计 算 过 程计算结果5 轴系零件的设计计算这里所说的轴系零件，仅指减速箱内的轴，轴承，键三种零件。5.1 轴的材料这里所说的轴，包括高速（与带传动或者电机联接）轴，中速轴，与低速轴（与工作机或者链传动联接）三根。设计主要针对轴与轴的轴系零件进行。 根据题目给定的工作要求，对这三根轴都选用45钢材料，均调质处理。查表13-1，的其许用弯曲应力为 =60 Mpa=60 Mpa5.2 轴径的初算按公式（13.2），初算的轴径d =A。按已确定的材料45钢，查表13-2，得系数A=126-103。我们取A= 120A=120式中的功率P与转速n,按2.4中的表1取值。对高速轴有：d1A=20.4 mm由于轴上开有键槽，故轴径d120.4（1+5%）=21.42我们取：=22 mm=24对中速轴有:d=30.24由于轴上开有键槽，故轴径33(1+5%)=31.75 mm计 算 过 程计算结果我们取：=32 mm=32对低速轴III有：=40.17 mm由于轴上开有键槽，故轴径40.171.05=38.26mm我们取： =40mm=405.3 高速轴的设计5.3.1 高速轴的结构设计根据 1.1任务书（见图1），以及4.4（见图2）的要求，初步确定高速轴的结构及其上的基本尺寸如图3所示。在图3中，带轮为悬臂结构，而小齿轮1则在左右两轴承中做非对称布置。按轴上不同的直径，自左起将轴划分为I、II、VII，共7段。其中，第I段上套带传动中的大带轮。由3.5知，大带轮的毂宽为B=106mm。第V段为齿轮轴，由表3可以知道，该齿轮的齿宽为b=105，而该段轴的直径为齿轮的齿顶圆直径：d=m(z+2)=3(24+2)=326=78 mm表6 高速轴的各段的直径与长度(mm)轴段IIIIIIIVVVI直径384050547850长度104405614010456计 算 过 程计算结果5.3.2 高速轴的受力分析在对高速轴进行强度设计之前，先要分析计算作用于其上的外力由于在高速轴上，安装有带，齿轮与滚动轴承，因此，作用于其上的力，也由这三部分组成，其中，带与齿轮带来了外力，轴承（选择为深沟球类型）上有平衡外力的支座反（作用）力。5.3.2.1 带轮的压轴力由3.5知，作用于大带轮轴或减速器高速轴上的压轴力为：F带=1153.15 NF带=1153.15N5.3.2.2 齿轮在轴上的作用力由于仅使用了直齿轮，所以齿轮在轴上的作用力只有两个独立的分量，即：圆周力与径向力。（未用斜齿轮，故无轴向力）由表1可得高速齿轮传动中齿轮传递的转矩T=46950 Nmm由表3可得高速齿轮传动中小齿轮的分度圆直径d=72 mm按式（8.1），圆周力：F齿t=2T1/d1=246950(Nmm)/72(mm)=1304(N)F齿t=1304按式(8.1),径向力：F齿a=F齿ttan20=13040.364=474.656(N)F齿a=474.6565.3.2.3 轴承上的支座反例及弯矩根据以上所得带与齿轮对轴外力，分别绘制轴的水平与垂直方向的外力与轴承处的支座反力图，见图3(a)与图3(b)。计 算 过 程计算结果表6高速轴的各段的直径与长度(mm)轴段直径384050547850长度1044056140104 565.3.2.3.1 跨距计算带轮中心到左轴承中心之距AB=104左轴承中心岛齿轮1中心之距BC=212齿轮1中心到右轴承中心之距CD=72左、右轴承中心之距 BD=2845.3.2.3.2 垂直方向的支座反力与弯矩在垂直方向仅有一个外力，即作用在齿轮中心C点的径向力F齿a于是，左、右轴承中心B、垂直方向的支座反力分别为RBV= F齿aRBV=120.33RDV=F齿a-RDV=474.656-120.33 =354.33(N)RDV=354.33在齿轮中心C点处,垂直方向的弯矩是:MCV=RBVBC=120.33212=25509.96(Nmm),MCV=25509.965.3.2.3.3 水平方向的支座反力与弯矩在水平方向有两个外力，即分别作用在带轮中心A的压轴力F带,与齿轮中心C点的圆周力F。注意，此二力的方向！ 按课本第91页图6.4，作用在（大）带齿轮中心A的压轴力F，显然恒指向小带轮。关于作用在齿轮中心C点的圆周力F，按课本第91页的说明：“主动轮圆周力的方向与转动的方向相反”。见图3。 由2.4与2.5知，减速器高速轴的转动方向为：逆时针方向。 于是可得，高速轴圆周力F的方向与带齿轮中心A的压轴力F的方向相同，而为力求水平方向的支座反力所建立的平衡方程组应为F+ FRR=0AB F BCF+（BC+CD）R=0由此可得左、右轴承中心B、D处的水平方向的支座反力分别为：R=(BCFABF)/(BC+CD)=（21213041041153.15）/284=551.13R=551.13R= F +FR=1153.15+1304551.13=1906.02N）R=1906.02这样，在齿轮中心C点处，水平方向的弯矩是：M =RBC=1906.02212=404076.24(N.mm)M=404076.24在带齿轮中心A点处，水平方向的弯矩是：M= RAB=1906.02104=198226.08(N.mm)M=198226.085.3.2.3.6 两外力作用处的合成弯矩 根据以上计算，可以进一步得出轴上C、D两点处的合成弯矩。 齿轮中心C处的合成弯矩为M=M+M=25509.96+404076.24=404880.52（N.mm)）M=404880.52 带轮中心A处的合成弯距为=190602(Nmm)=5.2.1.2.6 两外力作用处的当量弯矩 进一步，计算轴上C、D两点处的当量弯矩。 按课本第249页的公式，当量弯矩 = 本课题任务书给定的条件是：“工作机单向转动”。因此这里轴上所受的变载荷属于“脉动循环”应力。按课本第302页的要求，应取折合系数a=0.6 a=0.6 又由2.3.5知，高速轴所承受的转矩为 T=46.95（Nm)=0.04710（Nmm)T=0.04710 于是，齿轮中心C处的当量弯矩为M= =405861.4 （Nmm）M=7404861.4 带轮中心A处的当量弯矩为M=192676.83 (Nmm)M=192676.83根据上述分析，绘制的弯矩图见图3。5.3.3 高速轴轴径的强度设计按式（13.4），轴的当量弯曲应力条件是：由于本课题的轴都是实心轴，按表13-9其抗弯截面系数 。见课本289页表13-1。故可由式（13.4）推出其轴径为： （14-3）按上式，可以求得C、A两处的轴径分别为：=41 mm41=32mm32由图2可见，高速轴结构设计的轴径，强度已经足够。5.3.4 高速轴滚动轴承的选择及寿命计算根据工作条件，初选两轴承均为深沟球类型。根据结构设计所得的而这种选择，必须要同时满足：轴承所承受的载荷，与需要的寿命这两方面的要求。5.3.4.1 高速轴滚动轴承的载荷分析据上分析，左、右轴承B、D垂直方向的支反力分别为：, 水平方向的支反力分别为：, 于是，左、右轴承中心B、D处的合成支反力就分别为：=由于两轴承选择相同的型号，因此在设计中应取径向载荷为，）=max(1909.8，655.2)=1909.8(N)=1909.8 关于两轴承的轴向 载荷，由于没有采用斜齿轮及其他可以直接引起轴向载荷的传动件，因此没有理论上的轴向力。但是。由于在实际加工制造与装配中不可避免的误差，以及工作载荷的不均衡、不稳定，零件在长期工作升温后的变形等原因，轴上实际上存在一定量的轴向载荷，我们取之个轴向载荷为：=0.11909.81=190.98（N）=190.98(N)5.3.4.2 高速轴滚动轴承的寿命计算与选择 根据题目给定的条件与前面分析与计算，高速轴上这对轴承的工作条件是：径向载荷为=1909.8N，轴向载荷为=190.98N,轴的转速为n=720,轴径为40mm,预期寿命为=19200h(见4.1.3.3）。根据设计书131页试从比较小的类型6210开始选择。由附录2中查出6210型轴承的参数是：基本额定载荷=27000N=27000N基本额定静载荷=19800N=19800N这样，就可计算出=0.00960.028 。计 算 过 程计算结果由设计书表11-1查出判断系数e=0.25。进一步，计算出比值=0.119200=,于是，6210满足要求。5.3.4键的选择及强度校核在高速轴上的小齿轮与轴共体，故仅需考虑带轮上的一个键。对A型普通平键，45钢。查表6-2许用挤压应力=110Mpa。由2.3.5知，该轴的转矩为T=46.95Nm=47Nmm。在安装带轮出的轴径为38mm,故查设计书表10-1得该处键的尺寸为bb=10 h=8由于带轮的轮毂长=60mm,所以由表6-1，取键长L=84104mm。对A型普通平键，其工作的长度l=L-b=104-12=92(mm)。将上述参数带入式（6-1）验算键的挤压强度=10.31110=所以该键满足强度要求。5.4 中速轴的设计 根据1.1任务书（见图1），以及4.4（见图2）的要求，对中速轴初步进行结构设计的结果如图5所示。 中速轴的结构特点是：安装有两个齿轮。 其中，一个大齿轮2与高速轴上的小齿轮1啮合，另外一个小齿轮3与低速轴上的大齿轮4啮合。显然，这两个安装在同一轴上的齿轮，不可能同时对称，只能是都安排在左、右两轴承中做非对称布置。 关于中速轴的强度设计，以及中速轴上的轴承、键的分析、设计、计算机均从略。关于中速轴及其零件的图样及其尺寸详见装配图。5.5 低速轴的设计5.5.1 低速轴的结构设计 根据1.1任务书（见图1），以及4.4见图2）的要求。初步确定了低速轴的结构及其上的基本尺寸如图3所示。 其中，在左右两轴承中非对称布置的大齿轮4传递了中速轴上小齿轮3的动力;而右端伸出的悬臂结构，将通过联轴机（TL6型），将整个减速器的运动与动力传递给工作机带式输送机。 按图2，核算图3、图5、图6中的轴向尺寸，得表7.轴左齿轮3.4齿3.4齿轮1.2齿轮1.2右高速轴56+140+=248=108中速轴58+123=181=10656+=118=132122+88=210低速轴56+=116从表7可见，对已完成结构设计的三根轴来说，其轴向尺寸满足图2的要求，没有矛盾5.5.2 低速轴的受力分析5.5.2.1 齿轮在轴上的作用力 由表1可得低速齿轮传动中齿轮传递的转矩 T=358260N.mm 由表4可得低速齿轮传动中小齿轮的分度圆直径：d=120mm 于是，按课本133页式（8.1），圆周力： =2358260/120=5971 按式（10-4）。径向力： = =5971x 0.364=2173.44（N）5.5.2.2 轴承上的支座反力及弯矩根据以上所得带与齿轮对轴的外力，分别绘制轴的水平与垂直方向的外力与轴承处的支座反力图，见图5（a）与图5（b）。5.5.2.2.1 跨距计算左轴承中心到齿轮中心之距 AB=+36+=10+36+60=106AB=106 齿轮中心到右轴承中心之距 BC=+12+110+36+=228（mm）BC=228 左，右轴承中心之距AC=AB+BC=106+228=334 (mm) AC=334 右轴承中心到工作机带轮中心之距 CD=+40+=10+40+30=80（mm） CD=80上式中毂宽82未除以2，是因为“半轴”连接，故恰为TL6型联轴器的毂宽82mm。5.5.2.2.2 垂直方向的支座反力与弯距 垂直方向的外力，为作用在齿轮中心B点的径向力 于是，在左.右轴承中心A.C处，垂直方向的支座反力分别为 =-=2173.44=1483.67 (N) =-=2173.44-1483.67=689.77（N） 在齿轮中心B点处，垂直方向的弯距是： =*AB=1483.67106=157269.02(N.mm)5.5.2.2.3 水平方向的支座反力与弯距 水平方向的外力，即齿轮中心B点的圆周力于是，在、左 右轴承中心A、C处，水平方向的支座反力分别为：=5971(228/334)=4076.01=5971-4076.01=1895这样，在齿轮中心B点处的合成弯矩为：=AB=4076.01106=432057.065.5.2.2.4 合成弯矩 于是，齿轮中心B点出的合成弯矩为：=459789.975.5.2.2.5 当量弯矩 与5.3.2.3.6中的类似，当量弯矩为 = 其中，应变量折合系数a=0.6a=0.6 又由2.3.5和表1知，低速轴所承受的转矩为 =358.26(Nm)=0.358(Nmm) 于是，齿轮中心B处的当量弯矩为= =50.75。根据上述分析，绘制的弯矩图见图3。5.5.3低速轴轴经的强度设计按式（13.4），轴的当量弯矩应力图条件是： =其轴径为: d (14-3) 按上式可以求得B处的轴径为： (mm)由图？可见，低速轴结构设计的轴径，已经满足了强度的要求。5.5.4 低速轴滚动轴承的选择及寿命计算根据工作条件，初选两轴承均为深沟球类型。根据结构设计所得的轴径50mm,查附录表2深沟球轴承(GB/T276-1994),轴承型号可以选择为:6010,6210,6310,6410等4种类型。抛弃了直径系列为“特轻”的6010以后，也有3种选择。而这种选择，必需要同时满足：轴承所承受的要求的载荷，与需要的寿命这两方面的要求。5.5.4.1 低速轴滚动轴承的载荷分析据上分析，左、右轴承中心A、C垂直方向的支反力分别为 ,.水平方向的支反力分别为：,.这样，左、右轴承中心A、C处的合成支反力就分别为： (N), (N)由于两轴承选择相同的型号，因此在设计中应取径向载荷为 (N)由于与计算高速轴相同的原因，取低速轴承的轴向栽荷为：=0.1=0.14337.64433.8(N)(N)5.5.4.2低速轴滚动轴承的寿命计算与选择根据题目给定的条件与前面分析与计算，低速轴上这对轴承的工作条件是：径向载荷为=4337.64N，轴向载荷为=433.8N，轴的转速为n=98.25r/min，轴径为45mm，预期寿命为=19200h(见4.1.3.3）。试从比较小的类型6210开始选择。由附录2中查出6206型轴承的参数是：基本额定载荷=27KN=27000NKN基本额定静载荷19.8KN19800N这样，可以计算出0.0210.025。由表155应用线性插值法，得判断系数e=0.21。进一步，计算出比值=0.1e=0.30，于是由附录2表11-1得载荷系数X=1,Y=0。X=1,Y=0根据工作机的特性，查表12-9取载荷系数=1.2。=1.2由式（12.9）计算当量载荷为 P=(X+Y)=1.2(1=5205.17(N)由（12.6）计算轴承的寿命为=26768即，于是，6210轴承可用.5.5.4低速轴键的选择及强度校核 在低速轴上，需要安装大齿轮与工作机的带轮，因此需要两个键。 这两个键，都选用A型普通平键，均采用45钢。查表6-2取其许用挤压力=110Mpa。 由2.3.5知，该轴的转距为T=46.95Nm=4710N。由于工作机带轮的毂宽未知，因此仅考虑齿轮安装处的键。 在安装齿轮处的轴径为50，故查表6-1得该处键的尺寸为 Bh=1610 齿轮的轮毂宽=120，由图？可见与其配合的轴段长度=116。 所以由表6-1，取