机械设计方案课程设计方案说明书带式输送机传送装置

1、目录一. 题目及整体分析 .2 2二. 各主要部件选择 .3 3三. 电动机的选择 .3 3四. 分配传动比 .4 4五. 传动系统的运动和动力参数计算 .5 5六. 设计高速级齿轮 .7 7七. 设计低速级齿轮 .1111八. 链传动的设计 .1616九. 减速器轴及轴承装置、键的设计 .1818十. .润滑与密封 .3131十-一. .箱体的设计 .3232十二. .设计小结 .3535参考文献 .3636一.题目及总体分析题目：设计一个带式输送机的传动装置给定条件：传动简图如图1-1所示，设计参数列于表1-1。工作条件：连续单向运转，工作 时有轻微振动，使用期为10年1.2输送带滚筒的直

2、径D/mm390表1-1带式输送机的设计参数特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级 齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲 变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做 成直齿。整体布置如下：图1-1带式输送机传动简图图示：1为电动机，2为联轴器，3为减速器，4为高速级齿轮传动，5为低速 级齿轮传动，6为链传动，7为输送机滚筒。辅助件有：观察孔盖，油标和油尺，放油孔和螺塞，通气器，吊耳和吊钩， 定位销，启盖螺钉，轴承套，密封圈等。二.各主要部件选择部件因素选择动

3、力源电动机齿轮斜齿传动平稳，承载能力大，传动效率 高直齿轮不产生轴向力，但传动平稳性差一些高速级做成斜齿，低 速级做成直齿轴承此减速器轴承所受轴向力不大滚动球轴承联轴器结构简单，耐久性好弹性联轴器链传动工作可靠，传动效率咼单排滚子链三.电动机的选择目的过程分析结论类型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 异步电动机功率工作机所需有效功率为 Pw= FX v= 2600NX 1.2m/s=3.12KW圆柱齿轮传动（7级精度效率（两对 为n仟0.98 2 滚动轴承传动效率（四对为耳2= 0.99 4 弹性联轴器传动效率n 3= 0.99带式输送机的传动效率为n 4= 0.96

4、链传动的效率n 5= 0.96 电动机输出有效功率为p _（行3）Pw_（行心“6002-（40774 48187）KW电动机输出 功率为Pd =(4.07744.8187)KW厂d241 1年.O 104 丿 rvv叫如2 小3 如4 如50.982 汇0.994 X0.99X 0.96汉 0.96型号按Pm Pd选电动机型号查得型号Y132S-4封闭式三相异步电动机参数如下额定功率p=5.5 kW满载转速1440 r/mi n同步转速1500 r/mi n选用型号Y132S-4 封 闭式三相异 步电动机四.分配传动比目 的过程分析结论传动系统的总传动比：=匹其中i是传动系统的总传动比，多级

5、串联nwh =2.28i2 =10.73传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；nm是电动机的满载转ih =3.8速vr/min )； nw为工作机输入轴的转速r/min )。计算如下 n 1440r / min n 60v _ 60 1.2 58 79 r / minh =2.82nd 3.14 汉 0.39nm 1440 =-=24.49nw58.79取2.28i24.49i2 =10.73 i2 =h hii 2.28分ih = J(1.31.4)i2 = J(1.31.4) 0.73=3.733.88配取 ih =3.8,则 h =2.82传 动i :总传动比，i1 :链传动比，il

6、:低速级齿轮传动比，ih :高速级齿比轮传动比五.传动系统的运动和动力参数计算目过程分析结论的传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到输送机滚筒轴分别为I轴、U轴、川轴、W轴； 对应于各轴的转速分别为n1, n2,n3,n4;对应各轴的输入功率分别为 R,B,P3,RI ;对应各轴的输入转矩分别为 久兀忑兀；相邻两轴间 的传动比分别为咕花彳乱。；相邻两轴间的传动效率分别为ni2 , n23, n34 0各轴转速n(r/min，输入功率 P(KW，输入转矩T(N? m1J0.982=0.993亠994=0.965弐.96高速轴I的转速，输入功率，输入转矩口 = nm，R = Pmn3，Ti =

7、 9550P 5中间轴U的转速，输入功率，输入转矩论=n 1 /ih, F2 = P1 1 2,T2 = 9550F2 /n2低速轴川的转速，输入功率，输入转矩rt =巳 /ii, F3 = F2W2,T3 =9550P /g滚筒轴W的转速，输入功率，输入转矩r n3/ii，F4 = P3 2 5，T4 =9550F /n4圆柱齿轮传动（7级精度效率为n 1 = 0.98滚动轴承传动效率为n 2= 0.99弹性联轴器传动效率n 3= 0.99 带式输送机的传动效率为n 4 = 0.96链传动的效率n 5= 0.96ii =2.28 :链传动比，ii =2.82 :低速级齿轮传动比，h =3.8

8、 :高 速级齿轮传动比系统的运动电动机两级圆柱减速器工作机轴号I轴U轴川轴w轴1转速n(r/mi nnm=i440n i=i440n2=378.95n 3=i34.38n 4=58.94功率P(kwP=5.5Pi=5.445P2=5.28P3=5.i3P4=4.87转矩T(N- mTi=36.i iT2=i33.06T3=364.57T4=692.i9两轴联 接联轴器齿轮齿轮链轮传动比ii0i=iii2=3.8i23=2.82i34=2传动效率nn 0i=0.99ni2=0.97n23=0.97n 34=0.95n4407mir ni 二1440min n2 =378.95min n3 丄 3

9、4.38； min n4 98.94 p=5.5KW pi U5.445KW p2 =5.28KW p3=5.i3KW P4 =4.87KWTi =36.iiN 4mT2 T33.06N 4m T3 =364.25N .m T4 M92.i9N .m 心/二3.8i23 -2.82i34 -20i 二0.99i2 二0.9723 d0.9734 zd0.95六.设计高速级齿轮1选精度等级、材料及齿数，齿型1确定齿轮类型.两齿轮均为标准圆柱直齿轮2材料选择。小齿轮材料为 406调质)，硬度为380HBS大齿 轮材料为45钢调质)，硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBS3运输机为一般工作机器

10、，速度不高，故选用7级精度4选小齿轮齿数 乙= 24,大齿轮齿数Z2 Zi = 3.8X 24=91.2,取 Z2 =91。2.按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式10 9a进行试算，即|k E U +1 Z E 2 d1t _2.323 t 1( E )2、 d U H 1确定公式各计算数值(1试选载荷系数Kt =1.3(2计算小齿轮传递的转矩T； =95.5 105P1/m=3.6 105N mm(3由表10 7选取齿宽系数d -1(4由表10 6查得材料的弹性影响系数 ZE =198.8MPa1/2(5由图10 21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Jiim1 =600MPa大齿

11、轮的接触疲劳强度极限 Jlim2 =550MPa(6由式1013计算应力循环次数N1 =60nJLh =60 1440 1 (2 8 300 10) = 4.15 109乙=24 Z2=91Kt 0.3T1 -3.6 104N 4mm:rd 11ZE -198.8MPa 2吋=600 MPai. ；H lim 2 二550MPaN1 二 4.15 105高速级齿(2计算圆周速度v八如 j 48.16144060 1000(3计算齿宽bb -：dd1t =1 48.16 = 48.16mm(4计算齿宽与齿高之比b/ h模数 mnt =d1t-=48.16=2.01mmZ124齿高 h = 2.2

12、5mnt =2.25 2.01 = 4.52mmb/ h 48.16/24 =10.65(5计算载荷系数K根据v=3.63m/s , 7级精度，由图10 8查得动载荷系 数 KV =1.13假设 KAFt /b ：100N/mm，由表 10 3 查得KH ：二心 1由表10 2查得使用系数K A冷.25由表10 4查得60 1000 =3.63m/Sv = 3.63 m sb = 48.16mmm nt = 2.01 mmh = 4.52mmK= 10.65 hKv1.13KH KF 1KA = 1.25N2=1.09 109KHN 1_0.90KHN2 . .0.95S=1匕H1 I _54

13、0MPa匕H2 卜522.5MPad1t - 2.323N19N21.09 109ih(7由图10 19曲线1查得接触疲劳强度寿命系数KHN1 =0.90, KHN2 =0.95(8计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1，由式10 12得JH1 = KHNHlim1=0.9x600MPa =540MPaS；H2 =KHN2 Hlim2=0.95 550MPa =522.5MPaS2计算(1试算小齿轮分度圆直径d1t，代入二H 中的较小值1.3 3.6 104 4.8(198.8)2= 48.16mm3.8 522.510- 10aK =1.418KF ,1.335d 1 =

14、 55.62mmm =2.322KT1 YYS：FMPa =277.71MPaK=1.418由图 10- 13查得 KF =1.335故载荷K =KAKVKH 一 3 =1.25 1.13 1 1.418 = 2.003(6按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 得4 =d1t3，K/Kt =48.16：2.003/1.3 = 55.62mm(7计算模数mm = dj Z1 =55.62/24 = 2.323按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度的设计公式为mn -32EdZ：1确定公式内的计算数值(1由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限bFE1= 480MPa大齿轮的弯曲疲劳

15、强度极限二FE 2工410 MPa(2由图10- 18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1 =0.81, KFN2 =.85(3计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1.4,由式10-12得KFNC FE1 0.81 4801.40.85 410MPa =248.93MPa1.4-FE1 二 480MPa-FE2 = 410MPaKFN 1 二 0.81KFN 2 = 0.85 bF1.l-277.71MPaI；F2 -248.9时PaK = 1.603KFN2；- FE2 冋2戶一一(4计算载荷系数K =KAKVKK =1.25 1.13 1 1.135 = 1.603(5查取齿形系数

16、由表 10-5 查得 YFa1 =2.65,(6取应力校正系数由表 10-5 查得 YSai = 1.58 YYFa2.19= 1.77(7计算大小齿轮的丫穿YFa 1 = 2.65YFa 2 二 2.19Ysa1 = 1.58Ysa2 = 1.772.65 1.58277.71= 0.01508,并比较2 1.603 36 100.01557 = 1.46mmm = 2.0mmZ1 二 28Z2=106YFa2YSa22.19 1.77Fa2 Sa20.01557；F2248.93大齿轮的数据大2设计计算1汇242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

17、，可取有弯曲强度算得的模数 2.33,并就近圆整为标准值m= 2.0mm。但为了同时满足接触 疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 76.40mm来计算应有的齿数。于是有 乙=4/m =55.62/2.0 = 27.81，取乙=28大齿轮齿数 乙 *乙=3.82 28=106.4 取乙=106alFd1 = 56.0mmd 2 二 212.0mmdf1 二 51.5mmdf 2 = 207.5mm4.几何尺寸计算1计算分度圆直径d 乙 m=28 2.0 = 56.0mmd2 二Z2m=106 2.0 =212.0mm2计算齿根圆直径d f1 m(乙- 2.25) = 2.0 (31 -

18、 2.25) = 51.5mmd f2 二 m(Z2 - 2.25) = 2.0 (88 - 2.25) = 207.5mm3计算中心距a =(di d2)/2 =(56.0 212.0)/2 =134.0mm 将中心距圆整后取a、134mm。4计算齿宽 b 二 da =1 56.0 = 56.0mm取 B2 =56mmBr =61mm5 5 验算：T2 3600056.0=1285.71 Na = 134mmB1 二 61mmB2 = 56mmKARb1 1285.715622.96 N / mm： 100 N / mm合适d1t七设计低速级齿轮1.选精度等级、材料及齿数，齿型1确定齿轮类型

19、.两齿轮均为标准圆柱直齿轮2材料选择。小齿轮材料为 406调质），硬度为380HBS大齿轮材料为45钢调质），硬度为 240HBS二者材料硬度差为 40HBS 3运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度4选小齿轮齿数Z1 = 24，大齿轮齿数Z2 = il 乙=2.82 X24=67.68,取 Z2=68。22按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式10 9a进行试算，即（亦 u +1 _ZE_2_2.323, 一 （E ）、d u S1确定公式各计算数值Z1 = 24Z2 = 68Kt = 1.3T1=1.33061(fNmm（1试选载荷系数Kt -1.3（2计算小齿轮传递的转矩壬=95

20、.5 105F2 /n2 =95.5 105 5.28/378.95= 1.3306 105N mm低速级齿(3)由表10 7选取齿宽系数d -1(4由表106查得材料的弹性影响系数 ZE =198.8MPa1/2 (5由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 叭|汁1 =600MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限c H lim2 550MPa(6由式1013计算应力循环次数N60n1jL60 378.95 1 (2 8 300 10)=1.0914 109 N2 =1.0914 109/2.82 =0.387 109(7由图10- 19曲线1查得接触疲劳强度寿命系数KHN1 =1.0

21、0 , KHN2=1.06(8计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1，由式10- 12得二 H 1 =KHN1；- H lim1S= 1.00 600MPa =600MPaH2KHNHlim2 =1.06 550MPa =583MPaS2)计算(1试算小齿轮分度圆直径d1t，代入匚H】中的较小值1.3 13.306 104 3.82/189.8、2 ()2 = 67.69mm12.82 583d 二 11ZE = 198.8MPa 2 H lim 1 三 600MPac H iim 2 = 550MPaN1 =1.0914 109N 0.387 109KHN1 二 1.00

22、KHN2 = 1.06 l；H1l - 600MPaI；H2.I - 583MPad1t -2.323(2计算圆周速度二 d1t n2v 二-60 1000=課泊 67.69 378.95 60000=1.34m/ s(3计算齿宽 b：dd1t=1 67.69 = 67.69mm(4计算齿宽与齿高之比b/ h模数 mnt = d = 67.69 = 2.82mmZ124齿高 h=2.25mnt =2.25 2.82 = 6.35mmb/h =67.69/6.35=10.67d1t 二 67.69mm = 1.34%b = 67.69mmmnt 二 2.82mm h = 6.35mm bh=1.

23、67Kv 二 1.05KH：二 1KF 一 1KA = 1.25KH，1.424KF 2=1.37K 二 1.869d 1 = 76.40mmm =3.18mn(5计算载荷系数K根据v = 1.34m/s , 7级精度，由图10 8查得动载何系数 KV =1.05假设 KAFt/b ：100N/mm，由表 10 3查得KH心：.=1由表10 2查得使用系数KA =1.25由表10 4查得KH 一： =1.424由图 10 13查得 KFp=1.37故载荷系数K = KAKVKH .K =1.25 1.05 1 1.424 = 1.869(6按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10 10

24、a得g = d1t 3 K / Kt 二 67.6931.869/1.3 二 76.40mm(7计算模数mm =d1 / Z1 = 76.40 / 24 = 3.13.按齿根弯曲强度设计由式10 5得弯曲强度的设计公式为(1由图10 20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限TFE1 =500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限二FE2 =380MPa (2由图10 18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1 =0.88, KFN2 =0.95-FE1 = 500MPa-FE2 = 380MPaKFN1 = 0.88KFN2 二 0.951确定公式内的计算数值丫Fa1 = 2.65YFa2 二 2.24Ysa1 =1

25、.58Ysa2 =1.75m = 2.33mm2 1798 13.306 104 0.0152 = 2.33mmV242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，可取有弯曲强度算得的模数 2.33,并就近圆整为标准值m= 2.5mm。但为了同时满足接触 疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 76.40mm来计算应有的齿数。于是有 乙=/m =76.40/2.5 = 30.56，取m = 2.5Zi = 31Z2=88K =KAKVKF-KF 汁 1.25 1.05 1 1.37 = 1.798(5查取齿形系数由表 10 5 查得 Ypa1 =2.6

26、5, YFa2 =2.24(6取应力校正系数由表 10 5 查得 YSa1 = 1.58 YSa2 = 1.75(7计算大小齿轮的YFaYSa，并比较SYFa1YSa1 J65 伽.01332th 314.29YFa2YSa22.24 1.75Fa2 Sa20.0152；F2257.86大齿轮的数据大2设计计算Z1 =31大齿轮齿数 Z2 =i2乙=2.82 31 =87.42 取Z2 =88(3计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1.4,由式1012得KFN1；FE1 0.88 500 - F1 MPa =314.29MPaS1.4KFN 2 二 FE2 g = S(4计算载

27、荷系数=0.95_380 抽卩玄=257.86MPa1.4Ic Fd - 314.29MPK =1.7894几何尺寸计算1计算分度圆直径di 二Zim =31 2.5=77.5mmd2=Z2m=88 2.5= 220mm2计算齿根圆直径d f1 m(乙- 2.25) = 2.5 (31 - 2.25) = 71.875mm df2 二 m(Z2-2.25) =2.5 (88 - 2.25) = 214.375mm3计算中心距a = d2) /2 二(77.5 220) /2 = 148.75mm将中心距圆整后取a、149mm。4计算齿宽b = dd1 =1 77.5 = 77.5mm取 B2

28、=80mm B! = 85mmd1 二 77.5mm d 2 = 220mmdf1 二 71.875mm df 2 = 214.75mma = 149mmB1 = 85mmB2 二 80mm5.验算Ft =2T1d12 13306077.5= 3433.81NKARb合适1 3433.8177.5=44.31 N / mm ： 100 N / mm低速级齿轮设计八. .链传动的设计1.选择链轮齿数和材料取小齿轮齿数=19 , 大齿轮的齿数为Zi Z“ =2.28 19=43材料选择40钢，热处理：淬火、回火。2.确定计算功率由表9- 6查得KA =1.0，由图9- 13查得 =1.35，单排链

29、， 则计算功率为：pca KAKZP3 =1.0 1.35 5.13 = 6.926kW。3.选择链条型号和节距根据 PCa =6.926kW 及 n =134.38r/min 查图 9 11,可选20A-1。查表9 1,链条节距为p=31.75mm。4.计算链节数和中心距初选中心距0)= (30 50)p = (30 50) 31.75 = 952.51587.5mm。取0)= 1000mm。相应得链长节数为Lp。=20 Z1 Z2 .(乙一乙)2 P ,.94.11，取链长节数 Lp =92 P 22 兀a0节。查表9 7得到中心距计算系数 仏=0.24821，贝U链传动的最大中心中心距为

30、： a - f1P I2LP -(Z1 Z2 1008.73mm。5.计算链速v，确定润滑方式r1Z1P 134.38 19 31.75v = 1.35m / s60 1000 60 1000由v=1.35m/s和链号20A- 1,查图9 14可知应采用油池润滑 或油盘飞溅润滑。6.计算压轴力P5 13有效圆周力为：FP =1000 -1000 - 3800 Nv1.35链轮水平布置时的压轴力系数 KFp =1.15,，则压轴力为FP : KFpFe =1.15 3800 ： 4370N。ZT9Z2 = 43KA = 1.0Kz=1.35Pca 二 6.926KWr=134.38rmirp =

31、 31.75mma0 = 1000mmLP = 95“1.35%KF 1.15KP = 4370N7.链轮的结构设计小直径的链轮一般做成整体式；中等尺寸的链轮多做成孔 板式，为便于搬运、装卡和减重，在辐板上开孔；大直径的链 轮可做成组合式，常可将齿圈用螺栓连接或焊接在轮毂上，此 时齿圈与轮芯可用不同材料制造。根据轴川的尺寸可确定链轮轴孔d=45mm ,轮毂长度L=80m m,可与减速器的相关尺寸协调。名 称符 号计算公式结果分度圆直径dd _Pd 01800sin（才）小链轮：dz1 = 192.9mm 大链轮：dz2= 435.0 mm齿 顶 圆 直 径dadamin +p（1- Z ）-小

32、1damax +1.25 卩-小1小链轮：daz1min = 202.9mmdaz1max =213.5mm大链轮：daz2min = 446.5mmdaz2max =455.6mm齿 根 圆 直 径dfdf =d _d1小链轮：dfz1 =173.85mm 大链轮：dfz2 = 415.95mm齿 高hahamin =0.5（ Pd1）hamax 0.625P0.54 +号小链轮：haz1min = 6.35mmhz1max= 11.66mm大链轮：hgz2mi6.35mmhaz2max =10.91mm最 大 轴 凸 缘 直 径dg1800dg=pcot Z T.04h2-0.76小链轮：

33、dgz1 =158.12mm 大链轮：dgz2 = 401.65mm节距p=31.75mm ,滚子直径d1 =19.05mm ,小链轮齿数乙=19 ,大链轮齿数 乙=43，内链板高度0= 30.18mm8.链轮的基本参数和主要尺寸d = 45mmL = 80mmdzi 二 129.9mmdz2 = 435.0mmdazi min = 202.9mmdazi max = 213.5mmdaz2 min = 446.5mmdaz2 max 二 455.6mmdfzi = 173.85mmdfz2 = 415.95mmhaz1 min 二 6.35mmhaz1 max = 11.66mmhaz2 m

34、in 二 6.35mmhaz2 max 二 10.91mmdgz1 = 158.12mmdgz2 二 401.65mmp = 31.75mmd 19.05mmZ1 =19Z2 = 43h2 二 30.81mm1.1轴 28 12=602LJ=8I.5(5参考表15-2,取轴端为仆45和各轴肩处的圆角半 径。13鬼百图9-1输入轴的结构布置简图14朗ed = 25D = 52B = 15Cr = 14.0mm 6 二 7.88KN da = 31mmDa = 46mm d3 = d5 二 25mm13= |5 二 30mm d 4 = 35mm14二 163mmL1 二 81.5mmL2 二 1

35、51.5mmL3 二 53.5mm减速器轴及轴承装置5.受力分析、弯距的计算1计算支承反力 在水平面上FAXFt L3 = 336.56N FBX 二 Ft - FAX =953.08NL2 + L3在垂直面上、 MB =0,FAz = F丄3 -112.50NBAZ L2 L3故 FBZ =Fr FAZ =469.39 112.50 = 356.89N总支承反力FA 二、,FAX * FA； =354.86N F .冠FZ =1008.92N2计算弯矩并作弯矩图(1水平面弯矩图M AX = FAX L2 = 336.56 151.5 = 50988.84N mmM BX 二 MAX =509

36、88.84N mm(2垂直面弯矩图MAZ 二 FAZ L2 =112.50 151.5 =17043.75N mmMBZ = FBZ L3 =356.89 53.5 = 19093.62N mm(3合成弯矩图MA 二 MAx MAZ =53761.99 N mmMB = ：MBX M；Z = 54446.56 N mm3计算转矩并作转矩图T 订=36.11N mFAX 二 336.56NFBX =953.08NFAZ=112.50NFBZ =356.89NFA = 354.86NFB = 1008.92NMh50988.84mmMBx=50988.84mmMhZ=17043.75mmMBz=1

37、9093.6NJmmMA = 53761.99NLmmMB =54446.56 N|_mmT =36.11NLJm6.作受力、弯矩和扭矩图K/l ATAC图9 2轴I受力、弯矩和扭矩图d 二 18mm7.选用键校核键连接：联轴器：选单圆头平键A型）轴的直径 d=18mm,选b h = 6 6mmL 二 25mmb h =6mm 6mm， L = 25mm联 轴 器：由P = 70.4MPaCFP4Ti =4 36.11Qhl 18 6 (25 -6) 10= 70.4MPa查表6-2，得二p =100120MPa ；p十 卩，键校核安全8.按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，C处

38、左侧承受最大弯矩和扭矩，并 且有较多的应力集中，故c截面为危险截面。根据式15- 5, 并取-0.6，轴的计算应力MA =53761.99N mm，T=36110N mm，W ： 0.1d3 = 0.1 253 = 1562.5mm3二ca rMA2 CTJ2/W =37.10MPa由表15- 1查得；- =60MPa，匚ca十-,故安全 =0.6MA = 53761.99NLmmT =36110NLmm3W = 1562.5mm二ca 二 37.10MPa匕 -1丨-60MPa减速器轴Fti2T2d22 13.306 104212.0-1255.28N巳=5.2KW n=378.95/ ./

39、 minT2=13.3061dNmm低速小齿轮:4匸2T2 2 03.306 0Ft 2 :d177.5=3433.8 NFt 1255.28 NFr1 =456.89NFt2 =3433.8NFr2 = 1249.8NAo = 112d min = 26.95mmd mm 二 35mm减速器轴d D B=35 72 17 da = 42mmDa = 65mmCr 二 25.5KN6 =15.2KNd1 = d5 二 35mmI1 =丨5 二 43mm2.n轴 中间轴)及其轴承装置、键的设计1中间轴上的功率P2 =5.28kw,转速n2 =378.95r/min转矩 T2 =13.306 10

40、4N mm2.求作用在齿轮上的力 高速大齿轮：Fr1 =Ft1tanan =1255.28 tan20 =456.89NFr2 =Ft2tan an = 3433.8 tan 20、= 1249.8N3初定轴的最小直径 选轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3,取A、-=112，于是由式15-2初步估算轴的最小 直径dmin =A3 P2/n2 -1123 5.28/378.926.95mm中间轴上有两个键槽，最小轴径应增大10%15%，取增大12%得dmin = 30.19mm，圆整的dmin 35mm。这是安装轴承处轴的 最小直径d14.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1初选

41、型号6207的深沟球轴承 参数如下d D B =35 72 17，d 42mm，D 65mm，基本额定动载荷G =25.5KN 基本额定静载荷C/15.2KN，故 dd35mm。轴段1和5的长度相同，故取l l 43mm。(2轴段2上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装，d2应略大与d1,可取d40mm。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2的长度J应比齿轮毂长略短，若毂长 与齿d2 = 40mm b1 = 56mm12二 54mm d4 = 46mm13二 10mmd4 二 40mmb = 130mmI5 二 83mmL1 = 48.5mmL2 二 81.5mmL3

42、 = 70mm宽相同,已知齿宽b| =56mm，取l 54mm。大齿轮右端用轴肩固 定,由此可确定轴段3的直径，轴肩高度h =0.070.1d ,取 d4 =46mm ， l3 =10mm。(3轴段4上安装低速级小齿轮，为便于齿轮的安装，d4应略大与 d5 ,可取d4 =40mm。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4的长度|4应比齿轮毂长略短， 若毂长与齿宽相同,已知齿宽b = 130mm ,取| 83mm。 取齿轮齿宽中间为力作用点，则可得J = 48.5mm,81.5mm， L3 = 70mm3)参考表15-2,取轴端为1.6 450，各轴肩处的圆角半径见图9

43、3。图93中间轴的结构布置简图5.轴的受力分析、弯距的计算 1计算支承反力：在水平面上 FAX = Ft1 L3 Ft2 (L2 L3) =3040.45NL1+L2+L3FBX =Ft1 Ft2 - FAX =1648.63NFAX 二 3040.45NFBX =1648.63N减速器轴及轴承装置键的L1=K. 5L3=70减速器轴及轴承装在垂直面上：Fr丄3 + Fr2 % ( L? + L3) MB =0, FAZr2 231106.64NLi + L2 + L3故 FBZ 二 Fr1 亠 Fr2 - FAZ = 600.05N总支承反力：FA 二.F； FAZ =3235.58NFB

44、二;FBX FBZ 754.43N2计算弯矩 在水平面上：M1BX 二 FBX L3 =1648.63 70=115404.1N mmM2Ax 二 FAX L 3040.45 48.5=147461.83N mmM1X =M1BX =115404.1N mmM 2X - M 2AX = 147461.83N mm在垂直面上：M1 BZ = FBZ ； L3 = 42003.5N mmM 1BZ 二 FBZ L3 二 42003.5N mmM 2AZ = FAZ L1 =1106.64 48.5 = 53672.04N mmM1 M1BZ = 42003.5N mmM 2Z = M 2AZ =

45、53672.04N mm故M1 二.M 12X M1Z =122810.42N mmM2 = .M；X M；Z =156925.71 N mm3计算转矩并作转矩图T 二 T2 = 133060N mmFAZ = 1106.64NFBZ 二 600.05 NFA = 3235.58NFB=1754.43NM 1BX = 115404.1 N LmmM 2AX = 147461.83 N|_mmM 1x = 115404.1 N_mmM 2x = 147461.83 NLmmM 1BZ=42003.5N.mm=42003.5N.mm|_mmM1BZM2AZ =53672.04NM1Z = 4200

46、3.5NimmM 2Z = 53672.04NM1=122810.42N|_mmmmM2 =156925.71NT =133060NLmmmmd = 40mm b h = 12 8B = 85mmL 二 70mmk = 0.5h = 4mm l = 58mm匚 P = 28.68MPa d 二 40mmb h = 12 8B 二 50mmL = 40mmk = 0.5h = 4mml = 28mm；p = 59.40MPa减速器轴6.作受力、弯矩和扭矩图A2IE图94轴U受力、弯矩和扭矩图7.选用校核键1低速级小齿轮的键 由表6 1选用圆头平键A型），小齿轮轴端直径d=40mm,b h=12

47、8，小齿轮齿宽 B=85mm, L = 70mm。 k = 0.5h 二 4mm l 二 L -b 二 58mm由式 6 1, bp = 28.68MPa p kdl查表 6 2，得；p =100120MPa 二 p 卞 p，键校核安 全2高速级大齿轮的键 由表6 1选用圆头平键A型），大齿轮轴端直径d=40mm, b h =12 8，大齿轮齿宽 B=50mm, L = 40mm。 k 二 0.5h 二 4mm l 二 L 一 b 二 28mm 由式I，甘kd29.40MPa查表6-2,得匚p =100120MPa ；p ,- p，键校核安全 8.按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图

48、知，2处当量弯矩最大，并且有较多的 应力 集中，为危险 截面，M2 56925.71N mm，T =133060N mm根据式15- 5,并取一 -0.6，.3ndW 322bt(d -t)2d=5505.6mm3M 2 = 156925.71 NT =133060 NLmm:-二 0.6W = 5505.6mm3mm-2a = 31.98MPalc - 60MPa= 3314.3N减速器轴及轴承P3=5.13KWn 134.38 r ./ minT 364.57 N|_mFt -3314.3NFr =1206.3Nd mm = 37.71mmd mm 二 45mmd1 = dk 二 45mm

49、I1 二 75.7mmI1 = 80mmGa 二.M 2(： T2)2 /W =31.98MPa由表15 1查得二=60MPa，二2a讥，校核安全3.皿轴 输出轴)及其轴承装置、键的设计1输入功率 P, = 5.130KW 转速 n3 二 134.38r / min 转矩 T3 =364.57N m2.第三轴上齿轮受力l2T3 2 364570Ftd2220Fr 二 Fttanan =3314.3 tan20=1206.3N3.初定轴的直径轴的材料同上。由式15 2,初步估算轴的最小直径dmiA3F3/n3 =1123、5.125/134.38 =37.71mm输出轴上有两个键槽，最小轴径应增

50、大10%15%，圆整的dmin =45mm。这是安装链轮处轴的最小直径 dk，取di =dk =45mm，查机械 手册可得到安装在链轮孔的轴的长度：dh =4x(4+0.014 +9.5mm) =75.7mm，为保证链轮与箱体的 6距离，取h =80mm。4.轴的结构设计1拟定轴的结构和尺寸 见图95)2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度d 2 = 54mml2 二 50mmdxDxB=6011022 ca =69mmDa=101nmC=47.KNGr=32.KN d3=d6=60mm b=3Cmml6=45mmd5 = 62mmb = 80mm|5 = 78.5mmd4= 70mm|4

51、 = 68.5mmL1 = 63mmL2 = 110mmL3= 55.5mm减速器轴及轴(1为满足链轮的轴向定位要求，1轴段右端需制一轴肩，轴肩高度h =(0.070.1)d =3.15 4.5mm,故取2段的 直径 d2 =54mml2 =50mm。(2轴段3和轴段6用来安装轴承，根据d2=54mm,初选型 号 6212 的深沟球轴承，参数基本： d D B =60 110 22， da =69mm， Da =101mm 基本 额定动载荷Cr = 47.8KN 基本额定静载荷C；r =32.8KN。 由此可以确定：d3 = d6 = 60mm ，取 l3 = 30mm， l6 =45mm。(

52、3轴段5上安装低速级大齿轮，为便于齿轮的安装，d5应略 大与d6 ,可取d62mm。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，若毂长与 齿宽相同，已知齿宽b=80mm，取 15= 78.5mm。大齿轮左端用轴肩固定，由此可确定轴段4的 直径，取 d4 = 70mm , l4 = 68.5mm。(4取齿轮齿宽中间为力作用点，则可得J =63mm,L2 =110mm， L3 = 55.5mm(5参考表15 2,取轴端为2.0 450，各轴肩处的圆角半径 见图95。图95轴川的结构布置简图二 M DX - 0 FBXt 3 =1147.3NL3 L2

53、FBX =1147.3NFDX = R - FBX =2167NFDX 二 2167N、MDZ=0, FBZFrL3 Fp(L1 L2 L3)L2 L3-7051N故 FDZ 二 Fr Fp FBZ 1474.7NFBZ 二 7051NFDZ 二-1474.7NMcx=146272NtmmMCZ = 99542.3 NLmmMBZ = 441370 NLmmMe = 152039.6 NLmmMB = 441370 NLmmT = 364570 NLmm减速器轴及轴承装置键的5.轴的受力分析、弯距的计算(1计算支承反力在水平面上在垂直面上(2计算弯矩1水平面弯矩在 C 处，MCX 二 FDXL

54、3 =2167 67.5 = 146272.5N mm2垂直面弯矩在 C 处，MCZ =FDZL3 =1474.7 67.5 = 99542.3N mm 在 B 处，M BZ - -FpJ - -4370 101 =441370N mm(3合成弯矩图在C处MC = .MCX MCZ =話146272.5241477.52 =152039.6N mm在 B 处，MB 二，.MBX2 = 441370N mm(4计算转矩，并作转矩图T =屯=364570N mm (CD 段d 二 62mmb h = 18 11L 二 70mmk = 0.5h = 5.5mm丨二 52mmT3=364570NLmm

55、二 p = 41.1MPad 二 45mmb h = 14 9L 二 70mmk = 0.5h = 4.5mmp = 64.3MPa6.作受力、弯矩和扭矩图FpFt FrIFDZABC图96轴川受力、弯矩和扭矩图7.选用校核键1低速级大齿轮的键由表6- 1选用圆头平键A型）d=62mm,b h =18 11 L = 70mmk = 0.5h = 5.5mm ,丨二52mm , T3 = 364570N mm。由式 6- 1,二D 二互=41.1MPa p kdl查表6 2，得二p =100120MPa二p十p，键校核安 全2高速级链轮的键由表6 1选用圆头平键A型）d=45mm, b h =1

56、4 9 , L = 70mmk =0.5h = 4.5mm ,丨=L -b =56mm由式 6 1 ,竹=红=64.3MPakdl查表 6 2，得二 p =100120MPa p ：c p,键校核安全减速器轴8.按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，B处当量弯矩最大，并且有较多的 应力集中，为危险截面根据式 15 5 ,并取：=0.6 , MB =441370N mm ,T3 二 364570N mmd=62mm32 2d320849.1 mm二ca *M2 C T3)2 /W =23.63MPa由表15 1查得=60MPa，匚Ca卞，校核安全a =0.6MB =441370NL

57、mmiT3 = 364570NLmm d = 62mm3W = 20849.1mm3C ca = 23.63MPab=60MPa减速器轴及轴承装置键的设计十. .润滑与密封1润滑方式的选择减速器传动零件的轴承都需要良好的润滑，其目的是为减少摩 擦、磨损，提高效率，防锈，冷却和散热。1因为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度 v =：12m s，所以采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑， 传动件回转时，粘在其上的润滑油被带到啮合区进行润滑。同 时，传动零件将油池中的油甩到箱壁上，可以使润滑油加速散 热。箱体内应有足够的润滑油，以保证润滑及散热的需要。为避 免大齿轮回转时将油池底部的沉

58、积物搅起，大齿轮齿顶圆到油池 底面的距离应大于3050mm。2计算所需油量VoV。=(350 700cm3) 5.28kW 2 =3696 7392cm3。对于一级 减速器每传递1kW的功率需油量约为350700cm3(润滑油的 粘度高时取大值 。对于多级减速器，应按传动的级数成比例 的增加油量。轴U的输入功率为 5.28kW。3验算油池中的油量V是否大于传递功率所需油量V。油池中油量 V 二b l h =163.5 480 66 =5179680mm3 ： 5180cm3，符合要 求。4轴承采用脂润滑，需要定期检查和补充润滑脂。脂润滑易于 密封，结构简单，维护方便。为防止箱内润滑油进入轴承室

59、而使 润滑脂稀释流出，同时也防止轴承室中的润滑脂流入箱体内而造 成油脂混合，通常在箱体轴承座箱内一侧装设甩油环。润滑脂的 充填量为轴承室的1/21/3，每隔半年左右补充或更换一次。 2.密圭寸方式的选择由于I ,11 ,111轴与轴承接触处的线速度v 10m s，所以采用 毡圈密封。毡圈密封结构简单，但磨损快，密封效果差，主要用 于脂润滑和接触面速度不超过5m/s的场合。3.润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械设计手册可选用全损耗系 统用油，L AN68(GB 443 1989;润滑脂选7407号齿轮润滑脂(SY 40361984。卜一.箱体的设计1.箱体的刚度减速器箱体一般采用剖分

60、式结构，分箱面处的凸缘结构和轴 承座结构对箱体的刚度有很大的影响。箱体底座凸缘的结构会影 响箱体的支撑刚度。1轴承座壁厚和加强肋的确定为了保证轴承座的刚度，轴承座孔应有一定的壁厚。设计轴 承座孔采用凸缘式轴承盖，根据安装轴承盖螺钉的需要确定轴承 座厚度以满足刚度的要求。为了提高轴承座的刚度，还应设置加强肋，一般中、小型减 速器加外肋板。2轴承旁螺栓位置和凸台高度的确定为了增强轴承座的连接刚度，轴承座孔两侧的连接螺栓应尽 量靠近，为此需在轴承座两侧做出凸台。两螺栓孔在不与轴承座 孔以及轴承盖螺钉孔相干涉的前提下，应尽量靠近。凸台高度h应以保证足够的螺母扳手空间为原则，具体高度 由绘图确定。为了制