带式运输机传动装置的设计机械设计基础课程设计说明书

1、. . . . 1 / 32 设计题目：带式运输机传动装置的设计学院：专业：班级：设 计 者：学号：指导教师：2014年 1 月 3 日. . . . 2 / 32 课程设计任务书2013 2014 学年第 1 学期学院：专业班级：课程名称：机械设计基础设计题目：带式运输机传动装置的设计完成期限： 自 2013 年 12 月 30 日至 2014 年 1 月 3 日共 1 周容与任务一、传动装置简图二、原始数据带的圆周力 f/n 带速 v（m/s）滚筒直径 d/mm 850 1.6 280 三、工作条件三班制，使用年限10 年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输带速度允许误差为 5%。三

2、、设计任务1、设计计算说明书一份，容包括：传动方案的分析与拟定、原动机的选择、传动比与分配、传动装置的运动与动力参数计算、v 带传动设计、齿轮传动设计、轴的设计、轴承的选择和校核、键连接的选择和校核、联轴器的选择、箱体的结构设计、减速器附件的选择、润滑和密封、课程设计总结和参考文献。2、 a1装配图 1 进度安排起止日期工作容2013.12.30 2014.01.01 编写设计计算说明书2014.01.02 2014.01.03 绘制装配图主要参考资料1 王继焕 . 机械设计基础（第二版）. ：华中科技大学，2011.3 2 金清肃 . 机械设计基础课程设计（第二版）. ：华中科技大学，201

3、1.4 指 导 教 师 （签字）：年月日系 （ 教 研 室 ） 主 任 （ 签字） ：年月日. . . . 3 / 32 目录一、拟定传动方案4 二、选择电动机5 三、传动装置总传动比与其分配7 四、传动装置的运动参数与动力学计算8 五、v带传动设计9 六、齿轮传动设计11 七、轴的设计13 八、轴承的选择和校核21 九、链连接的选择和校核23 十、联轴器的选择25 十一、箱体的结构设计26 十二、减速器附件的选择28 十三、润滑和密封31 十四、课程设计总结32 十五、参考文献32 . . . . 4 / 32 一、拟定传动方案结 果1. 传动装置简图（设计带式运输机中的单级圆柱齿轮减速器）

4、 1、v带传动 2、运输带 3、单级圆柱齿轮减速器 4、联轴器 5、电动机 6、卷筒1、 工作条件：三班制, 使用年限10 年 , 连续单向运转 , 载荷平稳 , 小批量生产 , 运输带速度允许误差为 5% 。2、 原始数据：滚筒圆周力f=850n ；带速 v=1.6m/s ；滚筒直径d=280mm 。3、传动方案的分析：机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要, 是机器的重要组成部分。本设计中原动机为电动机 , 工作机为皮带输送机。传动方案采用了一级传动, 为单级直齿圆柱齿轮减速器。齿轮传动的传动效率高, 适用的功率

5、和速度围广, 使用寿命较长 , 是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。传动方案首先要满足工作机的要求, 如传递的功率和转速。此外, 还应该满足结构简单、尺寸紧凑、成本低、传动效率高、工作可靠、环境适应和操作维护方便等要求。但是要同时满足所有要不可能的, 所以 , 应当根据具体的设计任务统筹兼顾,有侧重的满足工作机的主要要求 。若是多级传动, 应对多级传动中各传动机构进行合理的布置。而我选择的是一级圆柱齿轮减速器 , 所以就不详述了。f=850n v=1.6m/s d=280mm图 11 传动方案简图12 3 4 5 6 . . . . 5 / 32 二、选择电动机结

6、 果1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和条件, 可以选用 y 系列三相异步电动机(380v) 。因为 y系列电动机具有高效、节能、噪音小、振动小、运行安全可靠的特点, 安装尺寸和功率等级符合国际标准。电动机的外壳结构形式可选择防护式。2、电动机容量的选择：(1) 传动装置的总效率：总=带轴承2齿轮联轴器=0.97 0.99 0.99 0.9 80.99 =0.92 其中 , 查2(表 10-2) 机械传动和摩擦副的效率概略值, 确定各部分的效率：联轴器效率为0.99, 滚动轴承传动效率为0.99( 一对 ), 齿轮传动效率为0.98 。(2) 电机所需的工作功率：pd=fv/(

7、1000总机) =8501. 60/( 1000 0.92 0.86 ) =1.71kw 其中 , 三相异步电动机的工作效率可取0.86 。因载荷平稳 , 电动机额定功率pcd 略大于 pd即可, 由2 第十九章表19-1 所示 y系列三相异步电动机的技术参数, 选择电动机的额定功率pcd 为 2.2 kw 。3、电动机转速的选择：滚筒轴的工作转速：nw=601000v/d=6010001. 6/( 280) =109.13r/min 根据 2(表 2-1), 取 v带传动比iv=2 4, 单级圆柱齿轮传动比围ic=3 5, 则合理总传动比i的围为 i=6 20, 故电动机转速的可选围为: n

8、d=i nw=(620) 109.13=654.5 2082.6r/min符合这一围的同步转速有750 r/min 、1000r/min和 1500r/min 。由于 750 r/min无特殊要求 ,不常用 , 因此仅将1000r/min 、1500r/min同步转速两种方案进行比较y系列三相异步电动机总=0.92 pd=1.71kw nw=109.13r/min . . . . 6 / 32 由2 表 19-1 查出有二种适用的电动机型号, 查得电动机数据与计算出的总传动比列于表2-1中：方案电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比1 y100l1-4 2.2kw 1500 r/min 1

9、430 r/min 13.10 2 y112m-6 2.2kw 1000 r/min 940 r/min 8.61 表 2-1 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, 比较两种方案可知：方案 2因电动机转速低, 传动装置尺寸较大, 价格较高。方案1 适中。故选择电动机型号y100l1-4。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型, 所需的额定功率与同步转速, 选定电动机型号为y100l1-4。其主要性能：额定功率：2.2kw,满载转速1430r/min,额定转矩 2.2 。电动机型号：y100l1-4 . . . . 7 / 32 三、传动装置总传动比与其分配结

10、 果我们知道 , 合理的分配各级传动比, 是传动装置总体设计中的一个重要问题, 它将直接影响传动装置的外廓尺寸、重量与润滑条件。所以分配传动比要注意以下几点：(1) 各级传动比一般应在常用的围, 不得超过最大值。单级传动比的常用值和最大值可查2中表 2-1。(2) 各级传动零件应做到尺寸协调, 结构均匀 ,避免传动零件之间发生相互干涉或安装不便。(3) 应尽量使传动装置获得较小的外廓尺寸和较小的重量。计算总传动比与分配各级的传动比1、总传动比： i总=n电动/n筒=1430/109.13=13.10 2、分配各级传动比(1) 取 i带=4(v 带常用传动比iv=2 4) (2) i总=i齿i

11、带i齿=i总/i带=13.10/4=3.275。i总=13.10 i带=4 i齿=3.275 . . . . 8 / 32 四、传动装置的运动与动力参数计算结 果1、计算各轴转速(r/min) v带高速轴 =满载转速nm=1430(r/min) 减速器高速轴n1=nm/i带=1430/4=357.5(r/min) 减速器低速轴n2=n1/i齿=357.5/3.275=109.10(r/min) 传动滚筒轴n3=n2=109.10(r/min) 2、计算各轴的功率(kw) 电动机实际输出功率pd=1.71 减速器高速轴p1=pd 带=1.71 0.9 7=1.66kw 减速器低速轴p2=p1轴承

12、2齿轮=1.66 0.99 0.99 0.9 8=1.59kw 3、 计算各轴转矩电动机输出转矩td=9.55pd/nm=9550 1.71/1430=11.36n ? m 减速器高速轴t1=9.55p1/n1=9550 1.66/357.5=44.344n? m 减速器低速轴 t2 =9.55p2/n2=95501.59/109.10=138.45n? m n1=357.5 (r/min) n2=109.10(r/min) n3=109.10(r/min) p1=1.66kw p2=1.59kw td=11.36n? m t1=44.344n? m t2=138.45n? m . . . .

13、 9 / 32 五、 v带传动设计结 果设计时应注意检查带轮尺寸与传动装置外廓尺寸的相互关系。带轮结构形式主要由带轮直径大小决定。带传动的主要失效形式是打滑和带的破坏。因此,带传动的设计准则为：在保证不打滑的条件下, 使带具有一定的疲劳强度和寿命。1、确定设计功率根据传递的功率pc、载荷性质、原动机种类和工作情况等确定设计功率： p=ka pc 其中 p为设计功率 ,ka 工作情况系数 ,pc 为所需传递的额定功率。由1 中(表 9-7) 可知ka=1.2,pc=pd=1.71 kw ，p=1.2 1.71 kw=2.05 kw 2、 选择带型查2 中( 表 18-5) 得：选用a型普通 v带

14、3、 确定带轮基准直径国标中规定了普通v带带轮的最小基准直径和带轮的直径系列( 见1 中表 9-3) 。其他条件不变时 , 带轮基准直径越小, 带传动越紧凑 , 但带的弯曲应力也越大, 使带轮的疲劳强度减弱, 传动效率下降。因此, 选择小带轮基准直径时, 应使得 dd1dmin, 并取标准直径。取 dd1=100mm dmin=75mm 一般情况下 , 可以忽略滑动率的影响, 通过 1 中（ p122表达式 9-21）计算出大带基准直径dd2， dd2=nm/n1dd1 =1430/357.5100=400mm 。4、验算带速由1 课本 p122表达式 9-22 得带速 v：v=dd1nm /

15、60 1000= 1001430/601000=7. 49m/s 在 525m/s 围, 带速合适。5、 确定带长和中心距初定中心距：0.7(dd1+dd2)a0=500mm2(dd1dd2) 带长： ld=2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2500+3.14( 100+400)/2+(400-100) (400-100)/(4 500)=1830mm p=2.05 kw 选用 a型普通 v带dd1=100mm dd2=400mm v=7.49m/s . . . . 10 / 32 根据 1 中( 表 9-2) 选取相近的ld=1800mm 确定中心距aa0+(ld

16、-ld0)/2=500+(1800-1830)/2=485mm 考虑安装、 调整、和补偿紧的需要, 中心距应有一定的变化围：amin=a-0.015ld,amax=a+0.03ld 。所以中心距的变化围是458mma120( 适用 ) 7、确定带的根数(1) 计算单根v带传递的额定功率. 据 dd1=100 和 n1=1430, 查1 中( 表 9-4) 得： p0=1.32kw 。(2) 根据 nm=1430 r/min,传动比 i 带=4,ld=1800mm和 1=144.6 , 查1 中 p119(表 9-5) 和p120(表 9-6) 得 p0=0.17 kw, k=0.9 2,kl=

17、0.99 。计算 p0=(p0+p0) k kl=1.357 kw。(3) 计算带的根数z= p/p0=1.49 所以 ,v 带取 2 根。8、确定单根带的初拉力由1 中 p112(表 9-1) 查得 a型带的单位长度质量q=0.11kg/m, 由1 中公式 (9-30) 计算单根 v带的初拉力：f0=500p(2.5- k )/( k zv)+qv2f0=5002.05 1.58/(0.927. 492)+0.11 7.49 7.49 =123.7n 9、计算轴上压力作用在轴承的压力fq fq=2 zf0sin( 1/2)=2 2 123.7sin(156.40/2)=484.4n 。ld=

18、1800mm a=485mm 1=144.6 p0=1.32kw p0=1.357 kw p=2.05kw z=2 f0=123.7n fq=484.4n . . . . 11 / 32 六、齿轮传动设计结 果1、齿轮传动失效形式 (1) 齿轮折断 (2) 齿面点蚀 (3) 齿面磨损 (4) 齿面胶合 (5) 塑性变形2、设计准则在设计齿轮传动时, 应按照可能出现的主要失效形式,。 悬着相应的强度计算方法, 确定齿轮主要参数和尺寸, 然后再进行其他方面的强度校核, 以保证在规定的试用期间不发生任何形式的失效。3、选择齿轮材料与热处理所设计齿轮传动属于闭式传动,而且带式输送机的工作载荷比较平稳,

19、 对减速器的外廓尺寸没有限制 , 为了便于加工 , 采用软齿面齿轮传动。小齿轮选用45 钢, 调质处理 , 齿面平均硬度为240hbs ；大齿轮选用45 钢, 正火调质处理, 齿面平均硬度为190hbs 。4、参数选择确定有关参数如下：(1). 传动比 i齿轮= 3.275,由于采用软齿面闭式传动, 故齿数取 ,z1=20, 所以：z 2 = i齿轮z1=3.275 20=65.5 ，取 z 2 =66 。(2). 查资料 1(p147表 11-2), 取电动机载荷系数k=1.2。(3). 由于是单级齿轮传动, 且两支承相对齿轮为对称布置, 两轮均为软齿面, 查资料 1(p151表 11-5)

20、, 取齿宽系数d=1.0 。5、确定许用应力小齿轮的齿面平均硬度为240hbs.许用应力可根据表：查1(p145表 11-1), 通过线性插值来计算 , h 1=513+(240-217)/(255-217)(545-513) mpa =532mpa f 1=301+(240-217)/(255-217)(315-301) mpa=309mpa 大齿轮的齿面平均硬度为190hbs,查参考资料： 1(p145表 11-1), 通过线性插值来计算, h2=491mpa f2=291 mpa 6、计算小齿轮的转距：t1=44344n? mm 7、按齿面接触疲劳强度计算小齿轮选用45钢 ,调质处理大齿

21、轮选用45钢 ,正火调质处理z1=20 z2 =66 k=1.2 d=1.0 h1=532mpa f1=309mpa h2=491mpa f2=291mpa t1=44344n? mm . . . . 12 / 32 由1(p148表 11-3), 知ez=189.8, 取较小的许用接触应力 h2代入：d1=2.32kt/d(u+1)/u(ez/ h2)21/3 =51(mm) 式中： d 1小齿轮的分度圆直径,t 1小齿轮的转矩,u 齿数比 ,u= z2/ z1d齿宽系数 , h2许用接触应力。齿轮的模数为：m=d 1/z151/20mm=2.55mm 取标准模数m=2.5mm 。8、计算齿

22、轮的主要几何尺寸分度圆直径 :d 1= m z1=2.5 20mm=50mm ，d2= m z2=2.5 66mm=165mm 齿顶圆直径 :da1=( z1+2h*a)m=(20+2 1) 2.5mm =55mm da2=( z2+2h*a)m=(66+2 1) 2.5mm=170mm 中心距： a=(d 1+d 2)/2=(50+165)/2mm=107.5mm 齿宽 :b= bd 1=50 mm 故取 b2=50mm,b1=b2+(510)mm, 取 b1=60mm 。9、按齿根弯曲疲劳强度校核确定有关系数如下：(1) 、齿形系数fay查1(p149表 11-4),1fay=2.65,2

23、fay=2.236 (2) 、应力修正系数say查1(p149表 11-4),1say=1.58,2say=1.754 代入：f1=2kt1/(bm2z1)yfa1 ysa2=21.2 44344/(50 2.52 20)2.65 1.58 mpa =71.3mpa f1=309mpa f2=f1yfa2ysa2/ yfa1 ysa1=71.3 2.236 1.754/(2.65 1.58) mpa =66.8mpa f2=291 mpa 齿根弯曲强度校核合格。10、计算齿轮的圆周速度v齿轮：v齿轮=d1n1/(60 1000)=0.94m/ ez=189.8 m=2.5mm d 1=50mm

24、 d2=165mm da1=55mm da2=170mm a=107.5mm b2=50mm b1=60mm f1=71.3mpa f2=66.8mpa v齿轮=0.94m/s . . . . 13 / 32 七、轴的设计结 果（一）输出轴的设计计算1、轴的设计要求在进行轴的设计时, 为了保证其具有足够的工作能力, 必须根据使用条件对轴进行强度计算；对于有刚度要求的轴, 还要进行刚度计算；对于高速运转的轴, 要进行震动稳定性的计算。但对于一般的机械设备中的轴, 因转速不高 , 只要保证强度或刚度要求就行了。另外 , 还要根据装配、加工等具体要求, 合理的进行轴的结构设计。2、轴的材料的选择由于

25、工作时轴上的应力多为交变应力, 所以轴的失效一般为疲劳断裂, 因此轴的材料首先应有足够的疲劳强度；对应力集中敏感性低；还应满足刚度、耐磨性、耐腐蚀性的要求了, 并具有良好的加工性。轴的常用材料主要有碳钢、合金钢、球墨铸铁、和高强度铸铁。因此 , 轴的材料选择为45 钢, 调质处理。查1(p224表 15-1) 可知：强度极限b=650mpa, 屈服极限s=360mpa ,许用弯应力 =60 mpa, 硬度 217255 hbs。3、按扭转强度估算轴的最小直径轴径 d的设计计算公式为da(p2/n2) 1/3查1(p230表 15-3), 取 a=115, 代入上面公式 , 得: d 28mm

26、考虑键槽影响以与联轴器孔径系列标准, 将直径增大5%,则d=28(1+5%)mm=2 9.4mm 取 d=30mm 合适。因此 , 可取最细的轴径d1=30mm 。4、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, 齿轮左面由轴肩定位, 右面用套筒轴向固定, 联接以平键作过渡配合固定, 两轴承分别以轴肩和大筒定位, 则采用过渡配合固定。(2) 确定轴各段直径绘制轴的计算简图45 钢调质处理b=650mpas=360mpa =60 mpa p2=1.59kw n2=109.10 (r/min) a=115 d=30mm d1=30mm

27、. . . . 14 / 32 图 7.1 输出轴的结构图查2(p42),定位轴肩： 当直径变化时为了固定轴上零件或承受轴向力时,其轴肩高度要大些,如图 7.1 中的 d1与 d2,d4与 d5,d6与 d7的轴肩 . 查1(p226表 15-2), 可知 , 为保证零件与定位面靠紧 , 轴上的过度圆角半径r 应小于轴上的零件圆角半径r和倒角 c。一般取定位轴肩高度a=(0.07 0.1)d,轴环宽度 b1.4a 。所以 ,d2= d1+2(0.07 0.1)d1=33.8 36mm 取： d2=34mm 查2(p42),有配合或安装标准件的直径：轴上有轴、孔配合要求的直径, 如图 7.1 所

28、示的安装齿轮和联轴器处的直径d4、d1,一般应取标准值( 见查 2 表 10-7 表 14-1) 。另外 , 安装轴承与密封元件处的轴径d2、d7和 d3, 应与轴承与密封元件孔径的标准尺寸一致( 查2 表 13-2 和表 17-5) 。查2(p43),非定位轴肩：轴径变化仅为装拆方便时, 相邻直径要小些,一般为 (13)mm,如图7-1 中的 d2与 d3,d3与 d4,d5与 d6处的直径变化。因此 , 由初算并考虑键影响与联轴器孔径方位等,d1=30mm,考虑前面所述决定径向尺寸的各种因素 , 其他各段直径可确定为：求 d3：齿轮和左端轴承从左侧装入, 考虑装拆方便以与零件固定的要求,

29、装轴处 d3应大于 d2, 所以 ,d3=d2+(13)=35mm 37mm ，取 d3=35mm 。求 d4：为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于 d3，所以 ,d4= d3+(1 3)=38mm 40mm d4处安装齿轮一般取标准值,查2(p97表 10-7). 可知取 d4=40mm 。求 d5：考虑在d4与 d5处用轴肩实现轴向定位，d2=34mm d3=36mm d4=40mm . . . . 15 / 32 所以， d5=d4+2(0.07 0.1)d4=45.6mm 48mm ，取 d5=46mm 。求 d7： 满足齿轮定位的同时, 还应满足右侧轴承的安装要求, 根据选定轴承

30、型号确定. 右端轴承型号与左端轴承一样, 取 d7=35mm 求 d6：d6与 d7用轴肩实现轴向定位, 齿轮在左端用轴环定位, 轴环直径d6, 所以， d6=d7+2(0.07 0.1)d7=39.9mm 42mm ，取 d6=42mm 。(3) 选择轴承型号由于 d7和 d3两处都安装轴承, 且 d7=35mm, 初选深沟球轴承, 查2(p130表 13-2), 可知 ,轴承代号可为 6007, 轴承宽度 b=14mm, 安装尺寸为damin=41mm 。所以 d6 =41mm 。(4) 确定轴各段的长度如图 7.1 中 d4、d1、d7处的长度由齿轮、联轴器的轮毂宽度与轴承宽度确定。轮毂

31、宽度l0与孔径有关, 查 2(p43).知, 一般情况下 , 轮毂宽度l0=(1.2 1.6)d,最大宽度lmax(1.8 2)d, 轮毂过紧则轴向尺寸不紧凑, 装拆不便 , 而且键连接不能过长, 键长一般不大于(1.6 1.8)d,以免压力沿键长分布不均匀现象严重. 轴上零件靠套筒或轴端挡圈轴向固定时, 轴段长度 l 应较轮毂宽l0短(2 3)mm,以保证轴上零件定位可靠. 因此可以得到l1=(1.8 2)d-2=(1.82)30-3=51mm 57mm 取 l1=52mm l4=(1.2 1.6)d4-3=(1.2 1.6) 40-3=45mm 61mm 取 l4=48mm 因为轴端倒角4

32、5 度, 所以，l7=b+2=16mm 。考虑齿轮端面和箱体壁, 轴承端面和箱体壁的距离取为2mm( 采用脂润滑 ), 取套筒长l套筒=16mm ；所以， l3= b+l套筒+2=16+16+2=34mm 。齿轮位于轴的中间, 即 l5+ l6=l套筒, 所以可得l5=6mm,l6=10mm 。在图 7.1 中, l2与箱体轴承座孔的长度、轴承的宽度与伸出轴承盖外部分的长度. 轴承座孔与轴承的轴向位置和宽度在前面已确定。此次设计的为凸缘式轴承盖, 查2(表 4-15),伸出端盖外部分的长度lb与伸出端安装的零件有关, 与端盖固定螺钉的装拆有关, 查2(p44)。可取 b(3.5 4) d3 螺

33、钉, 此处 d3为轴承端盖固定螺钉直径, 轴上零件不影响螺钉等的拆卸, 查2(p44),这时可取lb=(0.15 0.25) d3螺钉。由装拆弹性套销距离b 确定 (b 值可由联轴器标准查出 ). 轴承盖轴段长应根据轴承盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定。查2(p21),可知地脚螺栓直径：df=0.036a+12=0.036 107.5+12=15.87mm d5=46mm d7=35mm d6=42mm l1=52mm l4=48mmb=14mm l7=16mm l3=34mm l5=6mm l6=10mm df=15.87mm . . . . 16 / 32 轴承盖螺钉直径：

34、d3螺钉=(0.4 0.5) df=6.348mm 7.935mm ， 取 d3 螺钉=7mm 所以 lb=(0.15 0.25)d3 螺钉=1.05 1.75mm.取 lb=1.5mm 。查2(p37表 4-15). 可知： e=(1 1.2)d3螺钉=7mm 8.4mm 取 e=8mm, 同时取 m=16.5mm 。则l2 =e+m+lb=8+16.5+1.5=26mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距：l=l3+l4+l5+l6=60+34+6+10=110mm 5、求作用在轴上的外力和支反力根据轴系机构图绘制轴的计算简图, 如图 7.2(a)(b)(c)(d)(e) 图 7.2 轴的强

35、度计算轴上所受的外力有：作用在齿轮上的两个分力,圆周力tf和径向力rf, 方向如图所示；作用在齿轮和半联轴器之间轴段上的扭矩为t。(1) 、求转矩： t2 =9.55p2/n2=95501.59/109.10=138.45n? m d3螺钉=7mm lb=1.5mm e=8mm m=16.5mm l2 =26mm l=110mm t2=138.45n? m . . . . 17 / 32 (2) 、求分度圆直径：已知: d2=165mm (3) 、求圆周力： ft=2t2/d2=1678.2 n (4) 、求径向力： fr=ft tan =1678.2 tan200 n=610.8n 将作用在

36、轴上的力向水平面和垂直面分解, 然后按水平和垂直面分别计算. 1 . 垂直面的支反力( 见图 7.2(b) rav=rbv=fr/2=610.8/2=305.4n 2 . 水平面上的支反力( 见图 7.2(c) rah=rbh=ft/2=1678.2/2=839.1n 6、作弯矩图(1). 作垂直弯矩图 ( 见图 7.2(b) 垂直面上截面的d处的弯矩mdv=-rav( l3+l4+l5)/2=-305.4 110/2n? mm=-16797n ? mm (2). 作水平面弯矩图( 见图 7.2(c) mdh=rah( l3+l4+l5)/2=839.1110/2n? mm=46150.5n

37、? mm (3). 作合成弯矩图 ( 见图 7.2(d) 把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来, 其大小为 : md=(mdv2+mdh2)1/2=(167972+46150.52)1/2n? mm =49112.2n? mm 4). 作扭矩图 ( 见图 7.2(e) 扭矩只作用在齿轮和半联轴器中间平面之间的一段轴上，t=t2=138.45n? m 。6. 校核轴的强度轴在 d 处截面处的弯矩和扭矩最大, 故为轴的危险截面, 轴单向转动 , 扭矩可认为按脉动循环变化 , 故取折合系数0.6。轴的材料为45 钢 , 调质处理 , 查 1(p224表15-1),得 =60mpa。d2=165m

38、m ft=1678.2 n fr=610.8n rav=305.4n rah=839.1n mdv=-16797 n ? mm mdh=46150.5n? mm md=49112.2n? mm t=138450 nmm 0.6 =60mpa . . . . 18 / 32 22()dcamtw223()0.1dmtd49112.22+(0.6 138450)21/2/(0.1 403)mpa =15.1mpa=60mpa 由此可知 , 轴的强度满足要求。（二）输入轴的设计1、选择轴的材料与输出轴选材一样, 选择 45 钢 , 调质处理。2. 齿轮上作用力的计算(1) 转矩已知： t1=9.55

39、p1/n1=9550 1.66/357.5=44344 nmm(2) 分度圆直径已知：d 1=50mm (3) 求圆周力： ft=2t1/d1=1773.8 n (4) 求径向力： fr=ft tan =1773.8 tan200 n=645.6n 3. 按扭转强度估算轴的最小直径轴径 d的设计计算公式为：da(p1/n1) 1/3查1(p230表 15-3), 取 a=115, 代入上面公式 , 有 ：d=19.2mm 查1(p230),上式求出的直径为轴的最小直径, 即外伸轴段直径, 需要圆整为标准直径, 与标准件相配是应与标准件相一致。当轴上开有键槽时, 轴径还应增大5% 7%(一个键槽

40、 ) 或 10% 15%(两个键槽 ), 因为外伸轴段上有一个键槽。所以, 取 d1=19.2(1+5%)=20.16mm 查2(p139表 14-1), 可知：取最细的轴径 d1=20mm 4、轴的结构设计(1) 确定轴上零件的位置和固定方法单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央, 轴承对称布置在齿轮两边. 轴外伸端安装联轴ca=15.1mpa 45 钢调质处理p1=1.66kw n1=357.5(r/min) ft=1773.8 n fr=645.6n d1=20mm . . . . 19 / 32 器, 齿轮靠油环和套筒实现. 轴向定位和固定, 靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴承靠套

41、筒实现轴向定位, 靠过盈配合实现周向固定 , 轴通过两端轴承盖实现轴向定位,联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位. (2) 确定轴的径向尺寸查2(p42),定位轴肩： 当直径变化时为了固定轴上零件或承受轴向力时, 其轴肩高度要大些 , 如图7.3中的1 与2 ,4 与5 ,6 与7 处的轴肩. 查 1(p226表 15-2),定位轴肩高度a=(0.07 0.1)d,轴环宽度 b1.4a. 查2(p42),有配合或安装标准件的直径：轴上有轴、孔配合要求的直径, 如图 7.3 所示的安装齿轮处的直径4 , 一般应取标准值( 见查 2p97表 10-7). 另外 , 安装轴承与密封元

42、件处的轴径3 、7 和2 , 应与轴承与密封元件孔径的标准尺寸一致( 见查 2 表 13-2 和表 17-5).查2(p43),非定位轴肩：轴径变化仅为装拆方便时, 相邻直径要小些, 一般为1 3mm. 如图 7.3 中2 与3 、3 与4 、5 与6 的轴径变化 . 由以上可知：d1=20mm ，d2=d1+2(0.07 0.1)d1=22.8mm 26mm ，取 d2=24mm 。d3=d2+(1 3)=25mm 27mm ，取 d3=25mm 。d4=d3+(1 3)=26mm 28mm ，取 d4=28mm 。d5=d4+2(0.07 0.1)d4=31.92mm 33.6mm ，取

43、d5=32mm 。d7=d3=25mm 。d6=d7+2(0.07 0.1)d7=28.5mm 30mm ，取 d6=30mm 。3) 选择轴承型号由于7和3 两处都安装轴承, 初选深沟球轴承, 查2(p130表 13-2), 可知 , 轴承代号为6005,轴承宽度b=12mm, 安装尺寸为damin=30mm 所以可知d6=30mm 。(4) 确定轴的轴向尺寸由轴上安装零件确定的轴段长度, 如图 7.3 中1 、4 、7 处由带轮轴、 齿轮的轮毂宽度与轴承宽度确定. 查2(p43)知, 一般情况下 , 轮毂宽度l=(1.2 1.6)d,最大宽度lmax(1.8 2)d, 轮毂过紧则轴向尺寸不

44、紧凑, 装拆不便 , 而且键连接不能过长, 键长一般不大于(1.6 1.8)d,以免压力沿键长分布不均匀现象严重. 轴上零件靠套筒或轴端挡圈轴向固定时, 轴段长度l应较轮毂宽l 短(23)mm,以保证轴上零件定位可靠. d1=20mm d2=24mm d3=25mm d4=28mm d5=32mm d7=25mm d6=30mm b=12mm. . . . 20 / 32 所以 ,l1=(1.8 2)d-3=(1.8 2) 20-3=33mm 37mm , 取 l1=36mm 。l4=(1.2 1.6)d4-2=(1.2 1.6) 28-2=31.6mm42.8mm ，取 l4=42mm 。因

45、为轴端倒角45 度, 所以 l7=b+2=14mm. 考虑齿轮端面和箱体壁, 轴承端面和箱体壁的距离取为2mm( 采用脂润滑), 取套筒长l套筒=16mm ；所以l3=12+16+2=30mm 齿轮位于轴的中间, 即 l5+ l6= l套筒, 所以可得 l5=6mm,l6=10mm 。查2(p21),可知：地脚螺栓直径、轴承盖螺钉直径与输出轴的一样： df=15.87mm ,d3螺钉=7mm 。所以 lb=(0.15 0.25) ，d3螺钉=1.05 1.75mm.取 lb=1.5mm 。查2(p37 表 4-15). 可知： e=(1 1.2)d3 螺钉=7mm 8.4mm ，取 e=8mm

46、, 同时取 m=16.5mm 。所以 ,l2 =e+m+lb=8+16.5+1.5=26mm。l1=36mm l4=42mm l7=14mm l3=30mm l5=6mm l6=10mm lb=1.5mm e=8mmm=16.5mml2 =26mm . . . . 21 / 32 八、轴承的选择与校核结 果1、滚动轴承的类型选择选用轴承时 , 首先是选择轴承类型, 正确选择轴承类型时应考虑一下主要因素：(1) 、轴承的载荷、(2) 、轴承的转速(3) 、轴承的调心性能(4) 、轴承的经济性当我们进行选择时应综合考虑。2、计算输出轴承(1) 、输出轴承类型选择由已知条件, 查2(p131表 13

47、-2),因其直径与输出轴第3 段直径相等故其直径取d3=30mm, 可选 6007 型深沟球轴承 , 其径 d 为 35mm, 外径 d=62mm, 宽度 b为 14mm , 基本额定动载荷 cr=16.2kn 由已知条件知道工作时间为10 年, 且每天三班制工作, 则大概总的各种时间为( 轴承预计寿命) ： lh=3651024h=87600h (2) 、计算当量动截荷考虑到最不利的情况, 单个轴承所受的径向力为fr1=fr/2= 610.8/2 n=305.4 n 向心轴承只承受径向载荷时,p=fr1=305.4 n 。(3) 、校核轴承寿命轴承计算寿命公式为：l10h=106/(60n)

48、 (ftc/p)查1(p185表 13-4), ft=1, =3已知： n=n2=109.1r/min，所以， l10h=106/(60 109.1) (1 25500/305.4)3h=88936938.9hlh由于 l10h lh满足要求 , 预期寿命足够 , 故选用 6007 型深沟球轴承 . 3、计算输入轴承滚动轴承的失效形式主要有：疲劳点蚀、 塑性变形以与润滑不良, 疲劳点蚀和塑性变形是最主要的失效形式, 因此 , 要针对这两种主要失效形式进行必要的计算。(1) 、输入轴承类型选择6007 型深沟球轴承lh=87600h fr1=305.4 n p=305.4 n ft=1, =3l

49、10h=88936938.9h 6007 型深沟球轴承. . . . 22 / 32 查2(p131表 13-2), 因其直径与输入轴第3段直径相等 , 故其直径取d3=25mm, 可选用 6005 型深沟球轴承 , 其径 d 为 25mm, 外径 d为 47mm, 宽度 b为 12mm. 基本额定动载荷cr=10.0kn 。由已知条件知道工作时间为10 年 , 且每天三班制工作, 则总的各种时间为( 轴承预计寿命) lh=3651024h=87600h (2) 、计算当量动截荷考虑到最不利的情况, 单个轴承所受的径向力为：fr1=fr/2=645.6/2 n=322.8 n 向心轴承只承受径

50、向载荷时：p=fr1=322.8 n (3) 、校核轴承寿命轴承计算寿命公式为l10h=106/(60n) (ftc/p)查1(p185表 13-4), ft=1 对于球轴承的寿命指数：=3已知： n=n2=357.5r/min 所以， l10h=106/(60 357.5) (1 25500/322.8)3h=23869440hlh由于 l10h lh满足要求 , 预期寿命足够 , 故选用 6005 型深沟球轴承 . 6005 型深沟球轴承l10h=88936938.9h fr1=322.8 n p=322.8 n ft=1 =3l10h=23869440h 预期寿命足够选用 6005 型深

51、沟球轴承九、键连接的选择和校核结 果. . . . 23 / 32 在输出轴与输入轴的1,4 段都需要键连接选用 a型的普通平键1、根据轴径的尺寸, 查 2( 表 12-11) 表 9.1 平键轴键键槽公称直径 d 公称尺寸bh宽度 b 深度半径 r 公称尺寸b 极限偏差轴 t 毂1t轴 h9 毂 d10 轴 n9 毂js9 公称尺寸公称尺寸min max 12 17 555 +0.030 0 +0.078 +0.030 0 -0.030 0.015 3.0 2.3 0.16 0.25 17 22 666 +0.030 0 +0.078 +0.030 0 -0.0300.0153.5 2.8

52、0.16 0.25 22 30 878 +0.036 0 +0.098 +0.040 0 -0.036 0.018 4.0 3.3 0.16 0.25 a. 输出轴1、轴 1 段 d1=30mm, 轴 4 段 d4=40mm 查2(p119表 12-11),可知： d1=30mm在 2230mm之间 , 则 b=8mm,h=7mm. 静连接时 , 一般键长 l 可比轮毂宽度小510mm.则 l=b2-(5 10)=40mm 45mm,取 l=40mm 。2、强度校核工作表面的挤压应力, 查 1 （p171）静连接公式可知：p1=4t2/h(l-b)d1= 4 138450/(7 3730)=7

53、1.3mpa p4=4t2/h(l-b)d4=4 138450/(7 3740)=53.5mpa 查1(p142表 12-7), 可知 , 轮毂材料为45 钢, 且载荷平稳时, 许用挤压应力 p=120150mpa 。p1 p, p4 p, 故连接能满足挤压强度要求。选用 a型普通平键b=8mm h=7mm b2=50mm l=40mm p1=71.3mpa p4=53.5mpa . . . . 24 / 32 b. 输入轴1、轴 1 段 d1=20mm, 轴 4 段 d4=28mm 查2(p119表 12-11),可知： d1=20mm在 1722mm之间 , 则 b=6mm,h=6mm.

54、静连接时 , 一般键长 l 可比轮毂宽度小510mm.则 l=b1-(5 10)=50mm 55mm 。取 l=50mm 则工作表面的挤压应力为p1=4t1/h(l-b)d1= 4 44344/(6 4820)=30.8mpa p4=4t1/h(l-b)d4= 4 44344/(6 4828)=22mpa 查1(p142表 12-7), 可知 , 轮毂材料为45 钢, 且载荷平稳时, 许用挤压应力 p=120 150mpa.p1 p, p4 p, 故连接能满足挤压强度要求. 键的外型图和键槽的安装图：图 9.1 平键b1=60mm l=50mm d1=20mm p1=30.8mpa p4=22

55、mpa . . . . 25 / 32 十、联轴器的选择结 果1、类型选择根据对各种相对位移有无补偿能力以与是否有过载安全保护作用, 联轴器可分为刚性联轴器( 无位移补偿能力) 、挠性联轴器 (有位移补偿能力) 和安全联轴器( 有过载保护作用) 。综合考虑各种因素选择刚性联轴器。2、型号选择(1) 计算名义扭矩t t=9550p2/n2=95501.59/109.10=138.45 n? m (2). 确定计算扭矩tcatca=kt 由电动机的工作特性可知, 查1(p217表 12-1), 取 k=1.9. 则tca=1.9 138.45n? m=263.1n? m (3). 选择联轴器的型号

56、查2(p141表 14-2), 可知tca=263.1n? mt =400 n ? m n2n =8000 r/min 故选择型号为gy5的联轴器。t=138.45n? m tca=263.1n? m 选择型号为gy5的联轴器. . . . 26 / 32 十一、箱体的结构设计结 果表 11.1 铸铁减速器箱体结尺寸( 单位 mm) 名称符号尺寸箱座壁厚8 箱盖壁厚18 箱座b 12 箱盖b112 箱座底凸缘厚度b220 地脚螺栓直径df16 地脚螺栓数目n 4 轴承旁连接螺栓直径d112 箱盖与箱座连接螺栓直径d28 连接螺栓d2的间距l160 轴承盖螺钉直径d36 视孔盖螺钉直径d46 定

57、位销直径d 6 df、d 1、d2至外箱壁距离c118 df、 d2至凸缘边缘距离c 214 . . . . 27 / 32 轴承旁凸台半径r 114 外箱壁至轴承座端面距离1l40 大齿轮顶圆与箱体距离112 齿轮端面与箱体壁距离210 箱盖m 17 箱座肋厚m 7 凸台高度h 40 . . . . 28 / 32 十二、减速器附件的选择结 果1. 窥视孔与视孔盖为了方便检查传动件的啮合情况、润滑状态、 接触斑点和尺侧间隙, 并为了向箱体注入润滑油 , 应在传动件啮合区上方设置窥视孔。视孔盖用螺钉紧固在窥视孔上, 其下垫有密封圈,以防润滑油漏出或污物进入箱体。( 如图 12.1) aha0a

58、1b1bb01-2md4图 12.1 视孔盖取 a的宽度为100mm. a 1=a+5d4=100+56=130mm a0=0.5(a+a1)=0.5 (100+130)=115mm b=b1-5d4=200-5 6=170mm b0=0.5(b+b1)=0.5 (170+200)=185mm h=2mm 2. 通气器由已知选m18 1.5 外型安装图a 1=130mm a0=115mm b=170mm b0=185mm . . . . 29 / 32 dcbdahd2refkd1d4h1d3图 12.2 通气罩表 12.1( 单位 mm) d2d3d4ddhabc1hr1dskef18 1.

59、5m8 3 16 40 40 12 7 16 18 40 25.4 22 6 2 2 3. 游标尺选 m12型安装图为d2d1had3图 12.3 油标尺. . . . 30 / 32 表 12.2( 单位 mm) d1d2d3dhabcd1dm12 4 12 6 28 10 6 4 20 16 4. 放油孔与螺塞放油孔应设在油池的最低处, 平时用螺塞堵住, 采用圆柱螺塞时, 箱座上装置处应设凸台,并加封油垫片. 放油孔不能高于油池底面, 以免排不干净 . 5. 启盖螺钉起盖螺钉设置在箱盖连接凸缘上, 其螺纹有效长度应大于箱盖凸缘的厚度. 6. 定位销图 12-4 定位销定位销的直径d=6mm. 其长度应大于箱体上下凸缘的总厚度. 见上图7. 起吊装