2013-06-29带式运输机传动装置的设计资料

1、天津职业技术师范大学课程设计任务书机械工程学院 班 学生 学号课程设计课题：带式运输机传动装置的设计一、 课程设计工作日自 2013 年_6_月24_日至2013年_7月_5_ 日二、同组学生：三、课程设计任务要求（包括课题来源、类型、目的和意义、基本要求、完成时 间、主要参考资料等）：（一）目的和意义：机械设计课程设计是本课程重要的实践教学环节，其基本目的是：1、训练综合运用机械设计课程和有关先修课程的理论及生产实际知识解决 实际机械设计问题的能力，培养正确设计思想，巩固所学知识；2、学习机械设计的一般方法，了解和掌握机械零件、传动装置的设计方法和步 骤，培养机械设计能力和独立解决工程实际问

2、题的能力；3、学会运用设计资料及进行经验估算，培养机械设计的基本技能。（二）具体数据见附页。（三）基本要求：1、装配草图；2 、零件工作图（一张以上）；3、设计说明书；4、装配图。（四）参考资料：教材、课程设计指导书、手册、图册等。题目3-1 :带式运输机传动装置的设计已知条件:1. 运输工作拉力：F= 7 kN;2. 运输带工作速度：V 1.1 m/s;3. 滚筒直径：D= 400 mm;4. 滚筒效率：n = 0.96 ;5. 工作情况两班制，连续单向运动，载荷较平稳；6. 工作环境室内，灰尘较大，环境最高温度35C左右;7 .使用折旧期8年，4年一次大修；8. 制造条件及生产批量，一般机

3、械厂制造，小批量生产。1-电动机3-圆锥-圆柱齿轮减速器 亍皮带詁由衬图_1、电动机的选择（1）电动机类型的选择根据一般带式输送机选用的电动机选择选用丫系列封闭式三相异步电动机, 电压380V。（2）电动机功率的确定查机械传动效率表（附一）得:名称数量效率代号圆柱齿轮传动10.97n 1圆锥齿轮传动10.94-0.97n 2弹性联轴器20.99-0.995n 3滑动轴承10.97n 4滚动轴承30.98n 5卷筒10.96n 6传动的装置的总效率:122334式中:oi 二 3 =0.99512 = 2 5 二 0.97 0.98 二 0.950623 二 j 5 二 0.97 0.98 =0

4、.950634 = 3 5 = 0.995 0.98 =0.97514w 6 =0.97 0.96 =0.9312计算得:=0.81641472工作机所需最大功率:FwVw 70001.1PwwwkW=7.7kW1000 1000式中Fw -工作机的载荷（N）；vw -工作机的线速度（m s）;需要电机输出的功率:Pw 7.7PgwkW = 9.43kWg 0.816电动机额定功率：巳=(1.11.3) Pg -9.43 (1.11.3) -10.3712.26kW室温35C ,电动机最大功率可加成+5%,可选取电动机额定功率 Pd =11.0kW.电动机的转速滚筒的转速：60F000V60X

5、000X1.1匚-nw52.52min兀D兀疋400推算电动机转速可选范围，由 机械设计与实训表2-1查得 直齿圆锥一圆柱齿轮减速器推荐传动比为8T5,则电动机转速可选范围为：nm =(815) 52.52 = 420.16 787.8r min选同步转速为750r/min，即nm =730r/min4)电动机的技术数据和外形，安装尺寸电动机型号额定功率(kw)电动机转速(r/mi n)电动机质量(kg)同步、卄 +、，满载Y180L-811. 0750730轴伸出端直径(mm)轴伸出端安装长度(mm)中心高度(mm)外形尺寸长汉宽汉高(mm)48也01848 七.002110200710 x

6、 462.5430传动比的分配(1)传动系统的总传动比i = rim730 =13.90nw 52.52式中：nm 电动机的满载转速，r/min ；nw 滚筒的转速，r/min。(2)分配传动比二级传动中，总传动比i =i01i12i23 i34，式中i01 =i34 =1； i12,i23分别为圆锥-圆柱齿轮减速器中一级和二级传动机构的传动比。按圆锥-圆柱齿轮减速器推荐咼速级传动比i 12 = 0.25 i01 = 0.25 i ，且ii2 w 3；再根据附表可得ioi T；i12 = 3.25,i23 =4.277;i34 - 1 .衰1二级圆S-Htt齿轮减理器的権动比iu1111hF冲

7、LEL血仙133.020204.144.B372.0T；h4.3G|21増小5 01S2.20山4 42224.3b0612-39乩越$.544.11234.40b.ifi10監祐30nW244.5Bi.2i111 23用2I 1813 ai5:264.67|6.3&垃；一._. -z.i24.1154.73264.B5三、传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下:0轴（电动机轴）：n0 二 nm 二 730r minF0 =Pr =9.43kWT0 = 9550p0 =9550 9.4 = 123.36N m n07301轴（减速器高速轴）：n-i-730 r mi

8、ni01 1R =Pn 0i =9.43x0.995 = 9.3828kWTT0i01 01 =123.36 1 0.995 = 122.74N m2轴（减速器中速轴）：n1730n2-224.62 r mini123.25F2 二 R 12 =9.3828 0.9506 = 8.9193kWT2 =T1i12 12 =122.74 3.25 0.9506 = 379.21N m3轴（减速器低速轴）：些=224.62 =522r mini234.277F3 = P2 23 =8.9193 0.9506 = 8.4787kWT3 =T2i23 23 = 379.21 4.277 0.9506 =

9、 1541.76N m4轴（输送机滚筒轴）：n 4 二匹 二 52.52 二 52.52 r m ini341F4 =P3 34 =8.4787 0.9751 = 8.2676kWT4 二T3i34 34 =1541.76 1 0.9751 = 1503.37N m将上述计算结果和传动比及传动效率汇总如下表传动系统的运动和动力参数计算轴号电动机二级圆锥圆柱齿轮减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速 n (r/min)730730224.6252.5252.52功率P (kW)9.439.38288.91938.47878.2676转矩T (N .m)123.36122.74379.211541.

10、761503.37两轴连接件、传动件弹性联轴器圆锥齿轮圆柱齿轮弹性联轴器传动比i13.254.2771传动效率n0.9950.95060.95060.9751注：对电动机轴所填的为输岀功率和输岀转矩，对其他各轴所填的为输入功率和输入转矩四、传动零件的设计计算（主要参考文献7第五章第七节）（一）直齿圆锥齿轮传动设计已知输入功率 R = 9.3828kW，小齿轮转速730r/min，齿数比u=3.25，由电动机驱动，使用期限8年，两班制工作，单向运转，运输机工作平稳，大修期为4年。1、选定齿轮类型、精度等级、材料（1）直齿锥齿轮加工多采用刨齿，故不宜采用硬齿面，因此，小齿轮材料可选为40Cr （调

11、质），硬度取280HBS大齿轮材料取 45钢（调质），硬度取240HBS 者材料硬度相差 40HBS（2）初估圆周速度 vm岂3 m. S，由表5.6，选取8级精度。2、参数选择（1）试选小齿轮齿数 z1 =23,则大齿轮齿数z2 =3.25乙=74.75。 z2取75.实际传动比 i2 二 z2/z, =75/23 =3.26：i 二厲 宀2）门2 =（3.25-3.26）/3.25 - -0.33%r 二 0.3。dm = R u 1/3 3.26-0.60172 - R2-0.33、确定载荷系数(1) 齿轮使用系数，查7表5.12,原动机为电动机，平稳传动的带运输，得Ka = 1(2)

12、动载系数，依据精确等级(下降一级，即低一级的精度)和圆周速度v查7图15.12 得 Kv =1.10(3) 齿向载荷分布系数根据 =0.7233查7图5.15得K =1.22(4) 载荷系数 K =KAKvK：.K-： =1 1.10 1 1.22=1.3424、求扭矩根据表(？)知小齿轮传递的转矩T, =1.2274 105N mm5、求总的工作时间th =8 365 2 8h =46720h6、按齿面接触强度设计(1)应力循环次数：叫=60q jth =60 730 1 46720 = 2.046 109N2N192.046 103.26=6.276 108(2)取接触疲劳寿命系数，由7图

13、5.26 得:Zn1 =0.9, Zn2 =0.95(3)接触疲劳极限，由图75.25b得：1.小齿轮的接触疲劳强度极限；汁血=600Mpa 2.大齿轮的接触疲劳极限匚Hlim2 =550Mpa(4)安全系数，参照 表5.17 (认为失效概率为0.01 )求得:(5)许用接触应力-h匸H】1Zn Hlim1 =0.9 600 = 540MPaShZ N 2- H lim 2二 0.95 550 二 522.5MPaSh(6)弹性影响系数:ZE =189.8 MPa节点区域系数:ZH - 25(8)计算小锥齿轮大端分度圆直径di -34KT,ZeZH、22r(1-0.5r)2u j(9)验算圆周

14、速度54 1.342 1.2274 10(189.8 2.5)2522.5=3 0.3(1 0.5次 0.3)2 X3.26=91.61mmdm1 =410.5 r) =91.61 (10.5 0.3)mm = 77.87mm二d皿口60 1000二 77.87 73060 1000= 2.976ms (与初估值相近)7、确定传动尺寸(1) 确定大端模数 m m 二 d-K =91.61/23mm = 3.9830mm 由【7】表5.18，取m=4m。(2) 确定大端分度圆直径：d1 = mzi = 4 23mm 二 92mmd2 = mz2 = 4 75mm = 300mm(3) 确定锥距：

15、R 二 m. z2 z； /2 = 4 . 232 752 /2 = 156.9mm(4) 确定齿宽：b = rR = 0.3 156.9 = 47.07mm,X bi = b? = 50mm&校核齿根弯曲疲劳强度（1）确定齿根弯曲疲劳寿命系数Yn根据 2,2和图 5.28 确定：Yni 二Yn2 =0.95（2）安全系数根据表 5.17（ SmiSHmin ）查得： SF min 1 = SF min 2 = 1.25（3）弯曲疲劳极限根据图5.27b查得：二尸吋= 300MPa，二尸吩= 220MPa（4）尺寸系数查图 5.29 得：YX1 =Yx2 -1（5）求许用弯曲应力rJh =2；

16、Flim1YN1YX1/SFmin1 =2 300 0.95 1/1.25MPa = 456MPa6】2 =26讪2兀2 丫x2/SFmin2 =2 220 0.95 1/1.25MP 334MPa（6）当量齿数cos、1 =u、u2 1 =3.26、3.262 1 -0.9560cos 2 -1 d 1 =1. .3.262 1 -0.2932zv1 =乙 cos j =23 0.9560 = 24.05zv2 二 z2 cos、2 二 75 0.2932 二 255.80（7）齿形系数查图 5.23，求得 YFa1 二 2.76，YFa2 二 2.14（8）应力修正系数根据 Zv1、 Zv

17、2， 查图 5.24 得 Ysa1=1.59，Ysa2=1.88(9) 校核齿根弯曲疲劳强度C4KT1YYF12 232aNsa1%(1 。.厶曾心冷3.2 +154 1.342 1.2274 102.76 1.59-MPa223彳20.3 (1 0.5 0.3)234 L 3.261= 119.04MPaYFa2YSa22.14 x 1.88 一 c；F2 - ；F1 一 一 =119.04MPaYFa1YSa12.76 1.59-109.13MPa可知二fi :二F1 , - F2 :二F2，满足弯曲强度，参数合理。直齿圆锥齿轮传动齿轮基本参数名称符号小锥齿轮大锥齿轮分锥角18.05 72

18、.95 齿顶咼ha4mm齿根高hf4.8mm分度圆直径d92mm300mm齿根圆直径df82.82mm297.19mm齿顶圆直径da99.65mmm302.35m锥距R156.9mm顶锥角S a19.8 74.7 根锥角S f16.3 71.2 顶隙c1mm齿根角0 f1.75 分度圆齿厚s5.5mm当量齿数Z24256齿宽B5555（二）直齿圆柱齿轮 传动设计已知输入功率P2 =8.9193kW ,小齿轮转速 224.62r/min ，齿数比u=4.277，由电动机驱动，使用期限8年，两班制工作，单向运转，运输机工作平稳，大修期为4年。1、选定齿轮类型、精度等级、材料（1）所设计减速器为闭式

19、传动，宜采用软齿面，因此，小齿轮材料可选为 40Cr （调质），硬度取280HBS大齿轮材料取 45钢（调质），硬度取240HBS二者材料硬度相差40HBS（2）初估圆周速度 Vm 1m S，由表5.6，选取9级精度。2、参数选择(1) 试选小齿轮齿数 z, =19,则大齿轮齿数z2 =4.277 z, =81.263。取z2 =81.实际传动比 i3 二 z2/zj =81/19 =4.263.為=(i3 i3)/i； =(4.277 4.263)/4.277 = 0.323%实际总传动比 i =i2 i3 =3.26 4.263 = 13.897i =(i-i)/i =(13.9-13.8

20、97)/13.9 =0.018%(2) 齿宽系数；，由表5.14，相对轴承非对称布置的齿轮我们取冷=0.63、确定载荷系数(1) 齿轮使用系数， 查7表5.12,原动机为电动机，平稳传动的带运输，得Ka=1(2) 动载系数，依据精确等级和圆周速度v查7图15.12得Kv =1.08(3) 齿向载荷分布系数根据冷=0.6查7图5.15得K = 1.04(4) 齿间载荷分配系数：；二；：.=1.88-3.2(1/乙 1/Z2)= 1.883.2(1/19 1/81)= 1.672查图 5.17，取 K 一. =1.28(5) 载荷系数 K 二KaKvK-K1 1.08 1.04 1.28 = 1.

21、444、求扭矩根据表(？)知小齿轮传递的转矩T 3.7921 105N mm5、求总的工作时间及应力循环次数 =8 365 2 8h =46720hN60n. jt60 224.62 1 46720=6.2965 108N2N16.2965 1084.2638= 1.477 106、按齿根弯曲疲劳强度设计(1) 确定齿根弯曲疲劳寿命系数Yn根据 Ni,N2和图 5.28 确定：Yni =Yn2 =0.95(2) 安全系数根据表 5.17 ( Smi SH min )查得:Sf min 1 = Sf min 2 = 1 25(3) 弯曲疲劳极限根据图 5.27b 查得：匚Fiim1= 300MP

22、a，二Fiim2 = 220MPa(4) 尺寸系数查图 5.29 得：YX1 =Yx2 =1(5) 求许用弯曲应力；十二Fh =2；Flim1YN1YX1/SFmin1 =2 300 0.95 1/1.25MPa = 456MPa二f2 =2；Flim2YN2丫X2/SFmin2 =2 220 0.95 1/1.25MPa = 334MPa(6) 齿形系数根据 Z1、Z2，查图 5.23，求得 YFa1 二 3.03，YFa2 二 2.26(7) 应力修正系数根据 Z1、Z2，查图 5.24 得伦厂1.55，Ysa1.77(8) 重合度系数0 750 75Y =0.25 汇=0.25 -01-

23、5 -0.6987备1.672(9) 比较两个齿轮的YFaYsa/jYFa1Yja1 /f3.03 1.55/456=1.03 10YFa2Ysa2 /二f2 =2.26 1.77/334 =1.20 10(10) 根据齿根弯曲疲劳强度确定模数 m。即m-m/E 心；Vdzf升注丫FaYsa /-，F 取大者计算3 2 1.44 379210V0.6灯921.20 10-2 0.6987mm3.464mm取标准模数m=4mm?!人程冋田、击弄応d小1jtx4x19x 224.62.验算圆周速度v 口0.8938m s60灯00060000修正模数，按v=0.8938m/s查图5.12，取Kv

24、=1.07m =m3：0 =3.464 狀；107 = 3.4532mm. Kv1.08取标准值m=4mm(11) 修正载荷系数 K 二 KK；/Kv =1.44 1.07/1.08 = 1.4277、确定传动尺寸(1) 计算中心距a = m(z1 z2)/4 (19 81)/2 = 200mm(2) 初定齿轮的传动主要尺寸d1 = mzi = 4 19 二 76mmd2 二 mz2 =4 81 =324mmb = d d1 = 0.6 76 = 45.6mm取 0 = 55mm , b2 = 50mm&验算齿面接触疲劳强度(1/取接触疲劳寿命系数，由7图5.26得：Z N1 =0.9, Zn

25、2 = 0.95(2)接触疲劳极限，由图75.25b得：3.小齿轮的接触疲劳强度极限 匚Hlim1 =600Mpa4.大齿轮的接触疲劳极限匚Hiim2 = 550Mpa(3)安全系数，参照 表5.17 (认为失效概率为0.01 )求得:SH =1.0(4)许用接触应力-h6iZni二 H lim 1Sh= 0.9 600 = 540MPa二h2 =Zn2J Hlim2 =0.95 550=522.5MPa Sh1(5) 弹性影响系数：由表 5.13 Ze=189.8 MPa2(6) 节点区域系数：由图5.20得ZH =2.5(7) 重合度系数：Z ；二.(4)/3 二，(4匚1.672)/3

26、二 0.88(8) 计算齿面接触应力：= ZhZeZ爲1 Uu1= 2.5 189.8 0.882 1.427 379210 4.263 150 汉 7624.263= 898.14MPa可知匚H 二H ，故不满足接触疲劳强度。9、第二次重新设计设计准则：接触疲劳强度(1)由于接触疲劳强度较弱，故按照接触疲劳强度设计参数,所需小齿轮直径初算:u 1 (ZeZH ZE )2 u ( h)=32 144 379210 4263 1 严 1898 0.88)24.2630.6552.5=112.798mm(2)初步确定齿轮参数mdj/zj =112.79/19=5.93 a = m(z_j z2)/

27、2 = 6 (19 81)/2 = 300mm根据接触疲劳强度设计，导致中心距过大，因此需选择强度较高的材料重新设计。10、第三次重新设计大小齿轮均采用20CrMnTi钢渗碳淬火，硬度5662HRC。根据前面的计 算结果，考虑减速器合理布局中心距选用 200mm较适合。取模数m=4,后面只 要校核弯曲疲劳强度和接触强度就可以了。(1) 重新计算齿轮几何参数：仍然取 乙=19, Z2=81.所以有：dj = mzi = 4 19 = 76mm d2 = mz2 = 4 81 = 324mm b =上勺=0.6 76 = 45.6mm取 d = 55mm， b2 = 50mm(2) 确定各种系数，

28、由于第三次设计的齿轮几何参数与第一次得参数完 全相同，因此所有系数完全相同，具体是：K 二匸427，YN1 = YN2 二 0.95，丫X1 二 丫X2 - 1 ， SF min 1 = SF min 2 - 1 25，YFa1 =3.03，Yf92 =2.26，“55，Ysa2=1.77，丫 ；= 0.6987，ZN1 = 0.9,ZN2 = 0.95 ， Z . = . (4 -；一.)/3 = _ (4 -1.672)/3 = 0.88 ，1ZH =2.5，ZE =189.8 MPa2，SH =1.0(3)许用弯曲应力；十，许用接触应力二h，由图5.27、5.25可得： F lim 1

29、= F lim 2-470MPa；Hlim1 - ；Hlim2 二 1500 MPa二Fh =2；Flim1YN1YX1/SFmin1 =2 470 0.95 1/1.25MPa = 669.3MPa二 F2= 2 F lim 2YN2YX2 / SF min 2=2 470 0.95 1/1.25MPa = 669.3MPa；Hi 二弘 1=0.9 1500 = 1350MPa SH几2Hlim2 -0.95 1500=1425MPaSh即：二 H=1350MPa(4)分别校核弯曲和接触强度：2KT1Y Y YFa 1 T Sa1 -bdm2 1.427 37921050 76 43.03

30、1.55 0.6987= 233.64MPa-F2经冷2沧2 丫bdm50 76 42 皿7 3792102.66 1.77 0.6987= 234.22MPa6 HZE bd122KT1 U 1= 2.5 189.8 0.882 1.427 379210 4.263 1X 45汇 7624.263= 898.14MPa阵1 Wf1可得二 F2 ：；F2-H 订二 H因此第三次设计的齿轮满足弯曲强度和接触强度的要求。5、联轴器的选择高速级根据Tca=KAT=1.5 122.47 =184.11Nm，电动机直径D=48mm选择LZ4型联轴器低速级 根据 Tca 二 KaT =1.5 1541.7

31、6 = 2312.64 N m，选择 LZ5 型联轴器6、轴的设计计算轴采用材料45钢，进行调质处理。则许用应力确定的系数103乞Aq乞126，取高速轴Aoi =126，中间轴A02 = 120，低速轴A()3 =112。按扭转强度初定该轴的最小直径dmin，即：dminA/ P 。当轴段截面处有一个键槽，就将计数值加大5%7%， 当两个键槽时将数值增大到10%15%。3 p3( 高速轴：d1min - A011 =126.= 26.23mm，因高速轴安装联轴器W 730有一键槽，则：d1min二10.0720.946 = 22.41mm。对于连接电动机和减速器高速轴的联轴器，为了减少启动转矩

32、，其联轴器应具有较小的转动惯量和良好 的减震性能，故采用LX型弹性柱销联轴器(GB/T5014 2003)。a） 根据 d 轴=（0.81.2）d 电机，所以 d1min = 38.4mm。取 d1min = 40mm中间轴：d2min= 1203 8.9193:379.21=34.38mm考虑该处轴径尺寸应大于高速级轴颈处直径，取d2min =45mm。低速轴:d 3min-Ao312订豐=60.84讪考虑该处有一联轴器有一个键槽，则：d3min0.07 39.356mm = 61.27mm，取整：d3min =65mm。高速轴轴系的结构如图上图所示。J 5D寸021)轴承部件的结构设计 器

33、发热小，轴不长，故 计。匸1 s1101245i注48为方便轴承部件的装拆， 减速器的机体采用剖分式结构，该减速轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设轴段o上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所联接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。由表查得 GB/T5014-2003中的LX3型联轴器符合要求：公称转矩为1250N- mm许用转速4700r/min，轴孔范围为 3048mm考虑到di33.6mm取联轴器孔直径为 35mm轴孔长度 L联=82mm Y型轴孔，A型键，联轴器从动端代号 LX3 33*82GB/T5014 2003，相应的轴

34、段01 H 7的直径d1=40mm其长度略小于孔宽度，取L1=80mm半联轴器与轴的配合为 。k6(3) 轴承与轴段O3和O的设计在确定轴段O3的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。 若联轴器采用轴肩定位， 其值最终由密封圈确定该处轴的圆周速度均小于3m/s,可选用毡圈油封，查表初选毡圈。考虑该轴为悬臂梁，且有轴向力的作用，选用圆锥滚子轴承，初选轴承 33010 ,由表得轴承内径 d=50mm外径 D=90mm宽度B=20mm内圈定位直径 da=58mm轴上力作用点与外圈大端面的距离故ds=50mm联轴器定位轴套顶到轴承内圈端面，则该处轴段长度应略短于轴承内圈宽度，取Ls=24mm该

35、减速器锥齿轮的圆周速度大于2m/s,故轴承采用油润滑，由齿轮将油甩到导油沟内流入轴承座中。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d5=50mm其右侧为齿轮1的定位轴套，为保证套筒能够顶到轴承内圈右端面，该处轴段长度应比轴承内圈宽度略短，故取L5=24mm轴的配合为公差为 k6。(4) 由箱体结构，轴承端，装配关系，取端盖外端面与联轴面间距根据大带轮的轴间定位要求以及密封圈标准，取d2 =45mm(5) 齿轮与轴段的设计，轴段上安装齿轮，小锥齿轮处的轴段采用悬臂结构，H 7=63mm选用普通平键14945mm,小锥齿轮与轴的配合为-n6(6) 因为d4为轴环段，应大于ds ,所以取d4 =60m

36、m又因为装配关系箱体结构确定L4 =110mm(2)联轴器与轴段O iL=30,故去 L2 =45mm又d6 =40mm L6列表轴段dL140mm80mm245mm40mm350mm24mm460mm110mm550mm24mm640mm63mm1）中间轴直径长度确定斗0丄 74刊_5 91_ 40L 58,4 丄845一 4久9迫（1）轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减 速器发热小，轴不长，故 轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始 设计（2）轴段O及轴段O的设计该轴段上安装轴承，此段设计应与轴承的选择设计同步进行。考虑到齿轮上作用较

37、大的轴向力和圆周力，选用圆锥滚子轴承。 轴段O及轴段G上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。根据dmin=45mm取轴承30209,由表得轴承内径 d=45mm,夕卜径 D=85mm, 宽度 B=19mm, 故 di=45mm,L5 =i （b2 -L2）=40mm。轴的配合为公差为 m6。齿轮轴段O与轴段O的设计轴段C2上安装齿轮3,轴段O上安装齿轮2。为于齿轮的安装，d2和d4应略大于di和d5,选d 2=50mm d5 =60mm由于齿轮的直径比较小，采用 齿轮轴，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定，齿轮2轮廓的宽度范围为（1.21.5 ）d4=7290mm取其轮毂宽

38、度I4 =74mm，其左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段O长度应比齿轮2的轮毂略短，故L2 =55mm选用普通平H 7键14 9 45mm大锥齿轮与轴的配合为。n6轴段O的设计该段位中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.070.1）d 2=3.5 5mm 所以可得 d3 =57mm L3 = Bx - L4 2b3 =20mm。轴段dL145mm42mm250mm53mm357mm20mm474mm74mm545mm40mm(1)轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故 轴承采用两端固定方式。

39、按轴上零件的安装顺序，从最 细处开始设计。(2)由表查得 GB/T5014-2003中的LX5型联轴器符合要求：公称转矩为 2000N mm许用 转速3550r/min，轴孔范围为 50-75mm取联轴器孔直径为 65mm轴孔长度L联=107mm J1 型轴孔，A型键5，相应的轴段01的直径di=65mm其长度略小于孔宽度，取 Li=82mm,半H 7联轴器与轴的配合为 二7。k6(3) 密封圈与轴段O 2的设计在确定轴段02的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。若联轴器采用轴肩定位，轴肩高度h= (0.070.1 ) di= (0.070.1 )*65mm=4.556.5mm。轴段

40、O 的轴径 d2=d1+2* (4.556.5 ) mm其值最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度均小于3m/s ,可选用毡圈油封，取d2=70mmL2 =L =t Bd K - B 匚=40mm。(4 )轴承与轴段O 3和轴段07的设计考虑齿轮油轴向力存在，但此处轴径较大，选用角接触球轴承。轴段O 3上安装轴承，其直径应既便于安装，又符合轴承内径系列。现取轴承为7215BECBJ由表得轴承内径 d=75mm外径D=30mm宽度B=25mm所以取d3 =75mm由于该减速器锥齿轮的圆周速度大于2m/s，轴承采用油润滑，无需放挡油环，取L3=42mm为补偿箱体的铸造误差，取轴承靠近箱体内壁的端面与箱

41、体内壁距离 -5mm。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d7=75mm轴段O的长度为L7 = B +也+也4 +(b4 L6)=44mm轴的配合为公差为 m6。(5)齿轮与轴段O6的设计轴段O上安装齿轮4,为便于齿轮的安装，d6应略大于d7, d 6=80mm ,其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段06长度应比齿轮4的轮毂略短，取 L6=68mm轴段O和轴段O的设计轴段O为齿轮提供轴向定位作用，定位轴肩的高度为h=（0.07 0.1）d 6=5.6 8mm 取 h=7mm贝V ds=82mm L5=1.4h=9.8mm,取 Ls=20mm 轴段的直径可取

42、轴承内圈定位直径，即d4=78mm,则轴段的长度H 7L4 = Bx +也一也4 -b4 - L5 =20mm大斜齿轮与轴的配合为 。n6轴段dL165mm82mm270mm40mm375mm42mm478mm55mm582mm20mm680mm68mm775mm44mm3 ）轴的校核4）高速轴（一）轴的力学模型建立MNkIllilbml“HIMu2TiFa1 状 d miM a1 a1 m1 =13099N *mm（二）计算轴上的作用力小锥齿轮1:圆周力2 122740Ft1 Jd-OShR92 1 -0.5 0.3 -3139径向力-5OFr1 =Ft1tan：si=983.08 tan2

43、0 sin20.556 = 335.0N轴向力AooFac1 = Ft1tan：cos=983.08 tan20 cos20.556 =1092.3N（三）计算支反力1. 计算垂直面支反力（H平面）如图由绕支点1的力矩和Mi =0贝V：FNh2 124- F t1 172 = 0Fnh2 =4354.1N贝V FnH1 = 1215.1N。2. 计算水平面支反力（V平面）与上步骤相似，计算得：FNV1 =422.4N ，FnV2 =1514.7N（四）绘扭矩和弯矩图1. 垂直面内弯矩图如上图。弯矩 MH1 =FNH1 124 = 1506724N.mm2. 绘水平面弯矩图，如图所示M v.弯矩

44、：Mnv1 =187736N.mm3. 合成弯矩图如图最大弯矩值:M1 = .150672.421877362 = 240721N.mm4. 转矩图TT =T2 = 122740 N .mm5. 弯扭合成强度校核进行校核时，根据选定轴的材料45钢调质处理。由所引起的教材151查得轴的许用应力 L 4 l = 60MPaJm 2 十（aT） r i应用第三强度理论J由轴为单向旋转取- =0.6WW0.1d3 =0.1 50 12500mm3k Jm 12 +（ aT ） 2 J2407212 +（ 0.6 122740 ）2- ca 1W112500-20.13M Pa 二=60M Pa故强度足

45、够。5）中间轴（一）轴的力学模型建立4P0FmV3u/115IBllW（二）计算轴上的作用力大锥齿轮2:圆周力Ft2 = Ft1 =径向力Fr2 二 Faci轴向力Fac2 二 Fri斜小圆齿3：2Tid mi2Ti2 1227403139Ndi 1-0.5：$921 -0.5 0.3-Ft1tan： cos “ =983.08 tan20 cos20.556 = 1092.3N二 Ft1tan： sin=983.08 tan20 sin20.556 = 335.0N圆周力厂 2T22 汉 3.7921 切05 “cmF t3N = 9979.21Nd376径向力tan：a tan20 KFr

46、3 = F t39979.21N =3632.14Ncos戸cos0轴向力Fac3 =Ft3tan0 =9979.21 x t a0 _N = 0NM aFac3 匹=0N 4mm2Ma2 二 Fa2 dm2 =139268.25N2（三）计算支反力1. 计算垂直面支反力（H平面）如图由绕支点A的力矩和3MAv贝V：Fr3 58.4 Fr2 142.9 - FNH4 191.8 =0FNH 49979.21 58.43139 142.9191.8N = 5377.15 N同理则 Fnh3 = 7741N 。2.计算水平面支反力（V平面）与上步骤相似，计算得:Fnv3=2247.7N，Fnv4

47、292.11N（四）绘扭矩和弯矩图6. 垂直面内弯矩图如上图。弯矩 MH1 =FnH3 58.4 = 452074N.mm弯矩 M H2 二 Fnh 4 48.9 二 262942N.mm7. 绘水平面弯矩图，如图所示M v.弯矩： M NV3 =131265.68N.mm弯矩： M V2 二 FNV448.9 = T4284.2N.mm8. 合成弯矩图如图最大弯矩值 :M1 = 45207421312652 = 470106 N.mm最大弯矩值：M2 二 2629422-14284.2 2 = 263329.7N.mm9.转矩图TT =T2 = 379210N .mm10.弯扭合成强度校核进

48、行校核时，根据选定轴的材料45钢调质处理。由所引起的教材151查得轴的许用应力Ll = 60MPa应用第三强度理论二二MYT）空1由轴为单向旋转Wca 332-詈=15009-5mm3W3 = 0.1d33 = 0.1 683 = 4 3 8 96rnm3M 12( : T)W3=11 .8975 MPa -_ 、4701062( 0.6379210)2-43897 .6d I - 60 MPaJa4_ , M 22 ( : T)2 _W2=23 .1859 MPa -匕 263329.72( 0.6379210 )215009 .5J = 60 MPa故强度足够。6）低速轴（一）轴的力学模型

49、建立（二）计算轴上的作用力 斜大圆齿4:圆周力2T22 汇 3.7921 汉 105Ft4 二 Ft32N= 9979.21Nd376径向力ta natan20Fr4 二 Fr3 二 Ft39979.21N =3632.14NcosPcos0轴向力Fac4 = Fa c 3= 0M a3 = ON *mm（三）计算支反力1. 计算垂直面支反力（H平面）如图由绕支点5的力矩和1M5 =0贝y：-Ft4 56 Fnh 6 187 = 0FNH 6 = 2988.4N同理贝V Fnh5 = 6997.7N。2. 计算水平面支反力（V平面）与上步骤相似，计算得：FNV5 =1087.7N , Fbh

50、=2544.62N（四）绘扭矩和弯矩图1. 垂直面内弯矩图如上图。弯矩 MH5 =-FNH5 56 =-391871.2N.mm2. 绘水平面弯矩图，如图所示M v.弯矩： MNV5 - -60911.2N.mm弯矩： M NV6 二-FnV6 131 二333345.2N.mm11. 合成弯矩图如图最大弯矩值:M5 曲918712- 60911 2 =396576 N.mm最大弯矩值：M6 二 3918712-333345. 2 = 514472 N.mm12. 转矩图TT =T3 =1541760N.mm13.弯扭合成强度校核进行校核时，根据选定轴的材料45钢调质处理。由所引起的教材151查得轴的许用应力匚j I