带式运输机传动装置设计单级圆柱齿轮减速器设计

1、课程设计带式运输机传动装置设计一一单级圆柱齿轮减速器设计课程设计任务书机械工程 学院（系、部）机械设计与制造 专业 班级课程名称：机械设计设计题目：带式运输机传动装置设计一一单级圆柱齿轮减速器设计完成期限：内容及任务带的圆周力F/ （N）700带速 v/ (m/s)2.5滚筒直径D/ （mm300、设计的主要技术参数、传动方案进度安排三、设计任务1 .按照给定的设计数据和传动方案设计减速器装置；2 .完成减速器装配图1张（A0或A1）;3 .零件工作图3张；4 .编写设计计算说明书1份。起止日期工作内容2007.12.302008.1.2传动装置总体设计2008.1.3 2008.1.5传动零

2、件的设计计算2008.1.1 2008.1.10装配图及零件图设计2008.1.10 2008.1.12编写设计说明书和准备答辩单级圆柱齿轮减速器主要参考资料1金清肃.机械设计课程设计M.武汉：华中科技大学出版社，2007.102濮良贵，纪名刚.机械设计（第八版）M.北京：高等教育出版社，2006.53骆素君，等.机械设计课程设计简明手册.第一版M.北京：化学工业出版社， 20064徐学林，等.互换性与测量技术基础.第一版M.长沙：湖南大学出版社，2006 5郑文纬，吴克坚.机械原理M.北京：高等教育出版社，2006.12指导教师（签字）：年月日系（教研室）主任（签字）：年 月日机械设计设计说

3、明书带式运输机传动装置设计单级圆柱齿轮减速器设计任务书起止日期：_学 生 姓 名班级学号成绩指导教师（签字）机械工程学院机械设计课程设计带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器的设计传动装置简图：带式运输机的传动装置如图1hl图1带式运输机的传动装置原始数据如表1表1 带式输送机传动装置原始数据题号5带的圆周力F/N700带速2.5滚筒直径D/mm300三、工作条件三班制，使用年限10年，每年按365天计算，连续单向，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的前四、传动方案如图2图2传动方案五、设计任务设计计算说明书一份，零件图3张，装配图1张。主要结果计算与说明一、设计方案分析I选择电动机的

4、类型和结构1选择电动机的类型因为装置的载荷平稳，单向连续长期工作，因此可选用Y型闭式笼型三项异步电动机，电压为380V。该电机工作可靠，维护容易，价格低 廉，、配调速装置，可提高起动性能。2确定电动机功率(1)根据带式运输机工作类型，选取工作机效率为nw =0.96工作机所需功率 PW = -FV- =1.823kw1000”W 1000 M 0.96(2)查机参考文献1表10-2可以确定各部分效率：联轴器效率："联=0.98;滚动轴承传动效率：,滚=0.99;闭式直齿圆柱齿轮传动效率：查参考文献2表16-2,选取齿轮精度等级为8级，传动效率,齿不低 于0.97 (包括轴承不低于0.

5、965)故取“齿=0.97;滚筒传动效率：般选取筒=0.99;V带传动效率：查参考文献2表3确定选用普通V带传动，一选取“带=0.96;由上数据可得传动装置总效率：nn。3“n”总二联滚 .齿筒.带=0.98X 0.993 X 0.97X 0.99X 0.96 =0.8766(3)电动机所需功率：_pw 1.823kw Pd = n =2.08kwda 0.8766(4)确定电动机的额定功率 Pcd :因为载荷平稳，连续运转，电动机额定功率Pcd略大于Pd"w =0.96PW=1.823kw"联=0.98”滚=0.99"齿=0.97"筒=0.99&quo

6、t;带=0.96"总=0.8766Pd =2.08kw计算与说明主要结果pcd =2.2kw查参考文献1表19-1, Y系列三相异步电动机的技术参数，选电动机额定功率为pcd =2.2kw。3确定电动机转速(1)滚筒轴工作转速nngj =159r/mini 总=620nt动=(9543180) r/min60 1000v 60 1000 2.5 .n =r/min=159r/min 二 D 3.14 300(2)传动比齿轮查参考文献1表2-2,给定的传动比范围，i直齿4, i斜齿60可以确定圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围是i直齿=35或i斜齿=57。但查参考文献2表18-1,推荐传

7、动比i 810,选用速 度较低失望直齿圆柱齿轮，故可选i齿=i直齿=35。带V带传动比范围是24;总传动比范围i总=6200(3)电动机转速范围nfe动=(620) x 159r/min= (9543180) r/min查参考文献1表19-1,符合这一范围的同步转速有：1000 r/min ； 1500 r/min ； 3000 r/min 。4初定方案根据容量和转速，查参考文献1表19-1,初步确定3种方案如表2表23种初选方案比较力杀电动机 型号额定 功率 /kwwife 转速 /(r/ min)堵转转矩最大转矩参考价格1元额定转矩额定转矩6极IY112M-62.29402.02.2454

8、极RY100L1-42.214302.22.3322极 mY90L-22.228402.32.2255确定电动机型号因为对于额定功率相同的类型电动机，选用转速较高，则极对数少， 尺寸和重量小，价格也低，但传动装置传动比大，从而使传动装置结 构尺寸增大，成本提高；选用低速电动机则正好相反。因此，综合考 虑高、低速的优缺点，米用方案H,即选定电动机型号为：Y100L1-4, 其主要性能是：额定功率：2.2kw涡裁转速：1430r/min。n传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配1总传动比i总=动 / 制=n满载 / n筒=1430/159=8.9946< 8.994 <20,合适。2

9、分配各级传动比(1)根据参考文献1表2-2,选取齿轮传动比为：i齿=4,单级直齿 圆柱齿轮减速器i =35,合理。(2)因为i总工齿X i带，所以=i总/ i齿=8.994/4=2.25。一、各轴的转速、功率和转速1各轴的转速可以根据电动机满载转速和各相邻轴间传动 比进行计算。电动机轴：n电动=ng载=1430 r/minI 轴: n = n电动 / i带=(1430/2.25 ) r/min =635.56 r/minII 轴：n jj = n j / i齿=(635.56/4) r/min=158.89 r/min田轴：门皿=n jj =158.89 r/min验算带速：v工作带=筒兀”口

10、/60M1000 = 2.495误差：Av =(2.5 -2.495)/2.5100% =0.2%-5%& Av 0 5% ,合适。2计算各轴的功率电动机轴：pd = pw/£ =1.823/0.8766kw = 2.08kwI 轴：pi=pd炉带=2.08x0.96kw=1.9968kwII 轴：pu= pJ滚 J1 齿=1.9968x0.99M0.97=1.918kw田轴：pm= p)F 联 b1 齿=1.918M0.98x0.97=1.823kw力杀n电动机型号Y100L1-4i 总=8.994i齿=4 i 带=2.25n =158.89 r/minQi =158.89

11、 r/minnii =158.89 r/minpd = 2.08kw p1.9968kw p） = 1.918kw p）I = 1.823kw计算与说明主要结果3计算各轴的输入转矩电动机轴：Td =13.891N1mT -30.00NLmT =115.28NmT =106.586N1mTd =9550pd/时动=9550 2.08/1430NLm = 13.891N_mI轴：T =9550p /n =9550 1.9968/635.56NL_m =30.00N_mII轴：T . = 9550p ./ n - = 9550 1.918/158.89 N m = 115.28N m田轴:T =95

12、50p /n =9550 1.823/158.89Nm -106.586NLm4将以上结果记入表3表3运动和动力参数I轴II轴III轴转速(r/min)635.56158.89158.89输入功率P(kw)1.9968r 1.9181.823输入扭矩T (Nm)30.00115.28106.586传动比(i)41效率(月)0.960.95三：传动零件设计计算咏赞沛解完整谈评源文件，联系Q： 1415736481获取pca - 2.704kwA型V带da =100mmv小带轮=7.45m/sdH =224mmkA =1.3(1)选择普通V带因为每天24 h >16 h,且选用带式输送机，所

13、以查参考文献2表8-11, 选取工彳乍系数 kA =1.3 所以 pca =kAUPd =1.3乂2.08 = 2.704kw。(2)选择V带类型根据pca , n1,查参考文献2图8-11,选用A型V带(3)确定带轮基准直径dd ,并验算带速初选小带轮基准直径ddd1查参考文献2表8-6和表8-8,取小带轮直径dd=100mm验算带速v带v小带轮1dd2%/60父1000 = 7.45m/s ,查参考文献2表8-9知道v带 范围是6.510,故带速合适。;=0.4%计算大带轮基准直径dd2 =i带dd = 2.25m 100mm = 225 ,查参考文献2表8-8,圆整为 dd2 =224m

14、m验算弹性功率；s=(v小带轮一v大带轮)/v小带轮=0.4%,很小，满足要求。验算转速误差i 带实=dd2/dd1(1 6)=224/100(1 0.004) = 2.25从动轮实际转速n2 = R /i带实635.56 r/mina0 =500mm转速误差出 二(635.56-635.56)635.56=0%,对于带式输送装置，转速误差在土 5%围内，故合适。(4)初选中心距根据 0.7(d1dd2)Ma。M2(d1dd2)Ld -1600mma : 541.816mmamin -517.816mmamax = 589.816mm二 1 166.886得 0.7(100+224)2 W 2

15、(100+ 224),初定 a0=500mm(5)初选基准长度Ld由公式计算带所需基准长度2Ld ： 2% =二/2&i dd2) (dd2 -da )2/4a0 = 1516.368mm查参考文献2表8-2的带的基准长度Ld =1600mm(6)计算实际中心距aa ： % (Ld -L0)/2 = 500 (1600-1516.368)/2 = 541.816mm由于 amin =a-0.015Ld =541.816-0.015 1600 = 517.816mmamax -a 0.03Ld =541.816 0.03 1600-589.816mm所以实际中心距的变化范围是 517.8

16、16mm589.816mm.(7)验算小带轮包角«1 180 -(dd2-dd1)57.3 /a =166.886 >120 ,合适。k：. = 0.968kL = 0.99pr = 1.409kwz=2根(8)计算单根V带额定功率Pr由dd1 =100mm,R =1430r/min查参考文献2表8-4a得普通V带的基 本额定功率 p0=1.30kw；根据 n1 =1430r/min ;i带=2.25?口 ASW ,查参考文献2表8- 4b得即=0.17kw；查参考文献2表8-5得包角修正系数 Q = 0.968 ；查参考文献2表8-2得长度系数1 = 0.99所以：Pr =(

17、p0 P0)LkjK =1.409kw(9)计算V带根数zz= pca/pr =2.704/1.409 =1.919,圆整取 2 根。(10)计算轴上压力确定单根V带的出拉力的最小值(FJmin计算与说明主要结果(F0)min =148.626N(FpKn =590.615N查参考文献2表8-3得A型带单位长度质量 q=0.1kg/m,所以有： (F0)min=500(2.5-kPca/k：zv qv2 =148.626N应使实际初拉力F0 _ (F0)min计算轴上压力压轴力最小值:(Fp)min =2z(F°)sin :1 =590.615NP2(11)计算结果查参考文献3,选用

18、2根A-1600GB/T11544-1997V带2齿轮传动的设计计算(内传动)(1)选择齿轮类型，材料及精度等级根据传动方案及设计要求可初选为直齿圆柱齿轮根据参考文献3表6-19因为载荷小，且要求 帼周速度M5mLs，所以 可以选用8级精度。查参考文献1表10-1选小齿轮材料为40C(调质)，齿面硬度为241286HBS,取 270HBS。大齿轮选用45钢(调质)，齿面硬度为217 255HBS,取230HBs 根据参考文献2P192的要求，大，小齿轮均属软齿面，二者硬度差为 30 50HBS,(此处相 40HBS)。Ra < 3.2L 6.3mZi =25Z2 =100齿面粗糙度查参考

19、文献4表5-6,得Ra 43.2匚6.32m确定齿数取小齿轮齿数为4=25,传动比为i齿=4,则大齿轮齿数为Z2 = i#L =425 = 100(2)按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式参考文献2进行试算，3d1t - 2.32R1(u.1)Ze2Kt=1.24.1=3.0 10 Nmmd =111ZE=189.8MPa21确定公式内各计算数值试选载荷系数Kt=1.2计算小齿轮传递转矩工=95.5105 Pt/ni =95.5黑 105 M 1.9968/635.56NLmm = 3.0xi04Nmm查参考文献2表10-7选取齿宽系数匕=11查参考文献2表10-6的材料弹性影响系数ZE=18

20、9.8MPa2查参考文献2图10-21d,按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限二川仙=57CMPa同理，小齿轮接触疲劳强度极限；Fim2 =53CMPa查参考文献2计算应力循环次数小齿轮：N1 =60nljLh =60 635.56 1 (3 8 365 10)=3.341 109大齿轮：N2 = N1/i齿=3.341/4=0.835 父109二 Hlim1 = 57(MPa二 Hlim2=53CMPa一9N1 =3.341 X 1099N 2 =0.835X 109 kHN1 = 0.95kHN 1= 0.95;kHN2 =1.15kHN 2= 1.15计算接触疲劳许用应力齿轮和一般工业齿

21、轮按一般可靠度要求，选安全系数 为1%。查参考文献2得S=1,失效概率安全系数S=1失效概率为1%Ohi = KhFfimi/S =0.95 570/1 =541.5MPa二H2 = KHFFlim2/S =1.15 530/1 =609.5MPa二 hi = 541.5MPa二 H2 =609.5MPa2计算试算小齿轮分度圆直径d1t ,代入Oh 中较小的值Ohi查参考文献2图10-19,选取接触疲劳系数d1t - 40.468mc”3 1.2 3 1 04 (4 1) (u-1)189.8= 2.32mm = 40.468mm1 4 541.3注：齿数比u与传动比i相等 计算圆周速度vv

22、= 1.346m/sv =nd1tn1/60M1000=1.346m/sW5m/s, 满足第(1)中喝周速度W5ms“的要求。 计算齿宽bb = 40.468mmb = dH =1 40.468mm = 40.468mm计算齿宽与齿高之比b/h模数 mt= d1t / z = 40.468/ 25 = 1.619mm齿顶高 ha=mt=1.619mm齿根高 hf=1.25mt=1.25X 1.619=2.024mm齿全高 h=ha+hf=2.25mt=3.643mm齿宽与齿高之比 b/h=40.468/3.643=11.108计算载荷系数根据v =1.346m/s, 8级精度，查参考文献2图1

23、0-8得动载系数Kv=1.09;查参考文献2表10-3得直齿轮齿间载荷分配系数 Khq = Kfq = 1查参考文献2表10-2得使用系数Ka=1；查参考文献2表10-4,用插值法查8级精度小齿轮相对支承对称不知，接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数Kh p = 1.343;查参考文献2图10-13,根据b/h=11.108, KhP = 1.343得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数Kf ； =1.295载荷系数 K= KaKv KhgKhP = 1X 1.09 X 1X 1.343=1.464按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，查参考文献2得3 d1 = d1tK3 1.464一 40.46

24、8= 43.241mmKt 12b/h=11.108Kv=1.09KH ： = KF ： =1Ka =1Kh : =1.343K一 =1.295K=1.464d1 = 43.241mm计算模数m = d1 / 4 = 43.241/25mm = 1.73mm按齿根弯曲强度设计查参考文献2得弯曲强度的设计公式为:32KT1YFaYSam 一乙2 ”d d z1F确定公式内的各计算值查参考文献2图10-20C得小齿轮弯曲疲劳强度极限 仃fei = 480MPa ;大齿轮弯曲疲劳强度极限oFE2 = 360MPa。查参考文献2图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1 =0.9; KFN2 = 0.95

25、计算弯曲疲劳许用应力按一般可靠度选取弯曲疲劳安全系数S=1.3查参考文献2得：1Kfn2二FE2/S =0.95 360/1.3MPa -263.077MPa计算载荷系数KK= KAKvKFGtKFp =1 X1.09 X 1 X 1.295=1.412查参考文献2表10-5，取齿型系数YFa1 =2.62; YFa2 =2.18;应力校正系二 FE1 =480MPa二 FE2 =360MPaKfni =0.9Kfn2 = 0.95S=1.3kF|= 263.077MPaK=1.412数 YSa1 =1.59,YSa1 =1.79.计算与说明主要结果设计计算3 2KTYFaYsa 3 m -2

26、 I =1 %乙 l<F 1m 一 1.262mmm=1.5mm4 =29 z2 =116d1=43.5mmd2=174mm. a=108.75mm.B1=48.5mmB2 = 43.5mm计算大，小齿轮的YFaRa/bF 并加以比较 YFai Ysai/ 卜 1=2.62 X 1.59/332.308=0.01254;YFa2YSa2/L-F 2=2.18X 1.79/263.077=0.01483. 大齿轮数值大，取大值。42 1.412 3 1020.24569 =1.262mm1 25分析对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲 劳强度的是的模数，由于齿轮模

27、数 m的大小主要取决于弯曲强度所决 定的承载能力，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 1.262并就 近圆整为标准值m=1.5mm,按接触疲劳强度算得的分度原直径 d1=43.241mm,算出小齿轮的齿数：4=a/m =43.241/1.5 =28.83 定 29;小齿轮的齿数：z2=4><29 = 116。这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯 曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。(4)几何尺寸计算计算分度圆直径：d1=z1m=29 义 1.5=43.5mm;d2=z2m=116 义 1.5=

28、174mm.计算中心距：a=d1+d2/2=43.5+174/2mm=108.75mm.计算齿轮宽度：b= d1d1=1X43.5=43.5mm;为补偿齿轮轴向未知误差，应该使小齿轮宽度大于大齿轮宽度，一般b1=b+(510)mm,所以止匕处 B2 = 43.5mm;B1=48.5mm。四轴的设计计算I输入轴(高速轴I )的设计计算齿轮机构参数如表4表4齿轮机构参数z1m(mm )Of*ha291.5201B1=48.51求输入轴上的功率P,转速n和转矩Ti 前面已经求得：R =P =1.9968kw; n1 =n =635.56r/min ;工=T =30.00NLm2求作用在小齿轮上的力因

29、为分度圆直径d1=43.5mm,圆周力 Ft=2T1/d1=2 30000/43.5N=1379.497N;径向力 Fr=Ft , tana =1379.497xtan20 =502.096N沿啮合线作用在齿面上的法向载荷Fn=Ft/cos =1379.497/ cos20 =1467.55N3按扭矩初步确定轴的最小直径按参考文献2初步估算轴的最小直径，根据小齿轮的材料要求，齿轮 轴也选用与小齿轮一样的材料，即40Cr (调质)，硬度为241268HBS。根据参考文献2表15-3取A0=110,得：d1=43.5mmFt=1379.497NFr=502.096NFn=1467.55N40Cr

30、(调质)241268HBsA0=110dmin = A3：P -io 31.97716.111mm635.56输入轴最小直径是安装大带轮的，轴上需开键槽，故需将直径增大5%, 即 dmin=16.916mm本设计有完整设计源文件，联系51415736481获取4轴的结构设计(1)轴的零件定位，固定和装配固定单级减速器中可以将齿轮安装在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿 轮左面用轴肩定位，右面用套筒定位；左轴承用用轴肩和轴承端盖固 定，右轴承用套筒和右轴承端盖固定。皮带轮在右端，用轴肩和轴端 挡圈固定。dmin=16.916mm周向定位键槽用键槽铳刀加工，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，大

31、带轮与轴的配合为Hlo滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合。k6安装轴呈阶梯状，左轴承和左轴承端盖依次从左面装入；齿轮，齿轮套筒,主要结果计算与说明右轴承，右轴承端盖和皮带轮依次从右面装入。(2)确定轴各段直径和长度轴段I因为dmin =16.916mm所以暂取d24mm.轴段H轴肩I-II为定位轴肩，查参考文献2,定位轴肩高度h 目广(0.070.1) dj则 dfdfZh/ (1.141.2) dp (27.3628.8) mm,暂取 d28mm 轴段出查参考文献1表13-2,选取滚动轴承6206,其内径为30mm, df30mm,合适。因为轴肩II-III, III - W为非定位轴肩，轴

32、肩高度 可以任意取，现取hnj=hw_1V =1mm,则d1V=32mm。轴段IV暂定小齿轮内径d小齿=d 1V =32mm;齿根圆直径 df =m(z2.5) =1.5(292.5) = 39.75mm确定键的型号尺寸，查参考文献1表12-1,选取普通平键A型，其中 t1=3.3mm,则查参考文献2图10-360知齿根圆到键槽底部品目离 e为： e=df/2( d小齿 /2+t1)=39.75/2-(32/2+3.3)=0.575mm<2m=3mm,可见偏差较 大，故应将齿轮和轴做成一体，即齿轮轴。5采用齿轮轴重新设计轴的结构(1)轴的零件定位，固定和装配单级减速器中仍将齿轮安爽下在箱

33、体中央，相对两轴承对称分布。左、右轴承都用轴肩和轴承端盖固定，大带轮装在右端，用轴肩和轴 端挡圈固定，周向定位米用键和过渡配合。轴呈阶梯状，左轴承和左 轴承端盖一次从左面装入；右轴承、右轴承端盖和大带轮依次从右面 装入。轴的结构与装配如图3暂取 dj=24mm暂取d28mm暂取 d jjj=30mm暂取 d 1V =32mmd 小齿=d 1V =32mmdf = 39.75mm.t1=3.3mme=0.575mm<2m计算与说明主要结果图3轴的结构与装配图计算与说明主要结果(2)重新确定各轴段直径和长度<1>确定轴段I和轴段II的直径d 和d)j考虑到dj需由右轴承端盖中的密

34、封圈确定，故现确定密封圈尺寸，定出djj,再由d(1.141.2) d得出d查参考文献3知道，为了保 证密封性，防止漏油，便于与箱体装配，故选用内嵌式端盖，右端盖 采用透盖，左端盖采用闷盖，右端盖中间孔用油毛毡作为密封装置，查参考文献1表17-5得油毛毡密封尺寸主要数据选取如表 5表5油毛毡密封尺寸轴径毡圈槽dDdibiDodob253924738266d =25mmd =21mm故取 d jj =25mm ,贝 根据 d 皿=(1.141.2 ) d 得出 dj =21mm> dmin=16.916mm,合适。根据d21mm确定轴端挡圈的设计查参考文献3表7-6,选取A型轴端单孔挡圈(

35、GB/T891-1986)，其数 据如表6表6轴端单孔挡圈数据轴径公称直径螺钉紧固轴端挡圈dg <DHLdd1CD1螺钉(GB/ T891)1000 个质 量 /kwA型圆柱销(GB/T119)22,取 d0 =213047.55.52.10.511M5X1220.8A2X 10<2>确定轴段I的长度L 确定轴伸长度：查参考文献3表7-3知道di = 21mm的轴对应的长轴伸 L长二50mm,短 轴伸L短=36mm,极限偏差为j6。因为L键<L<L轮，故还需要综合考虑 院,同时确定L键。确定大带轮宽度B及轮毂宽度L:因为大带轮基准直径 dd =224mmi>

36、 2.5 d =2.5 x 21=52.5mm,又 dd < 300mm,故做成腹板式。查参考文献2图8-14知道带轮宽度轮毂宽度 1轮二(1.5 L2) d(1.5M212 M21)mm = (31.5_ 42)mm ,轮 毂外径 d1 =(1.8L2)d=(1.8M21 _2M21)mm=(37.8_ 42)mm , d1 =40mm。查参考文献3表8-10选取带轮槽间距e=15mm;第一槽对称面至端面 距离 f=13>9mm 则带轮宽度 B=(z-1)e+2f=(2-1) 乂 15+2X 13=41mm因为 B>1.5d31.5mm故不必令L=B,考虑至U L轮>

37、B,故取L轮=42mm,则应 选取LL短=36mm。L 长=50mmL 短=36mmL键 < L< 4腹板式d1 = 40mmB=41mmL 轮=42mmLL 短=36mm带轮槽截面尺寸如表7基准宽度 bd基准线上槽ha基准线下槽深hf槽间距 e=15 ±0.3第一槽对 称向全端 面距离fmin =913mm3mm9mm15mm取 f=13带轮宽B= (z-1) e+2f外径da=d+2ha轮槽角<P极限偏差41mm230mm38±0. 5表7带轮槽截面尺寸槽型A轴键键槽公称 直径d公称 尺寸 bx h宽度深度公称尺寸b轴t公称尺寸毂t1公称尺寸216X

38、663.52.8表12-11中键的长度系列，选取因为L键<L =36mm则查参考文献1确定键：查参考文献1表12-11选取轴段I上的键为普通平键 A型表8键的数据如下表L 键=32mmL 键=32mm键的外型图和键槽的安装图如图R=b/2hd-t图4键的外型图和键槽的安装轴段R的长度L.因为 L -= Bk lB（B盖：右轴承端盖的宽度；lB :大带轮轮毂到右轴承端盖的距离） 轴承端盖的主要数据要根据装配图确定。故暂时取L =61mmL = B盖 =61mm.因为轴承端盖的部分数据需要根据与之相配合的轴承，故先选择轴承, 查参考文献1表13-2,选取滚动轴承6406,其图如图5图5滚动轴

39、承6406的外形滚动轴承6406部分数据如表9:表9滚动轴承6406的数据轴承 代号基本尺寸安装尺寸6406dDBrsmindaminDamaxras max3090231.539811.5基本额定动载 核基本额定静载 荷极限转速Cr/KNCo/KN脂润滑47.524.58000轴段出L in =B=23mm d)=d滚内=30mmh h =2.5mmd1V = 35mmLm与dM根据滚动轴承确定，即 Ljjj=B=23mm, dm=d滚内=30mm.轴段IV轴肩m-W为定位轴肩，查参考文献2,定位轴肩高度力依=(0.070.1) d)H=(0.070.1) x 30mm=(2.卜3)mm,取

40、 hjj讨=2.5mm, WJdiY = d)i+2he = (30+2X2.5) =35mm,暂取 d1V = 35mm.轴段IV的长度L暂取 L1V = 18.5mm齿轮段宽度由前面计算得齿轮宽度B1=48.5mm确定轴段V根据对称性，轴段V与轴段VI尺寸一样，即 Ly = L1V =18.5mm； dv = div =35mm确定轴段VI根据对称性，轴段VI与轴段田尺寸一样，即 Ly j= L jh =23mm； dv（=d =30mm选取左轴承端盖左轴承端盖的部分尺寸与右轴承端盖一样，但左轴承端盖采用内嵌式闷盖。左右轴承端盖的具体尺寸待以后查参考文献3,并结合箱体共同确定。轴的总长度1

41、总=LI+ L + LJ）j+ Bl+ LIV + Lv + Lv I=36+61+23+18.5+48.5+18.5+23=228.5mm6求轴上的载荷L1V = 18.5mmB 1 =48.5mmLv = 18.5mm dv = d1V = 35mmLv -= = 23mm dv = 30mmL总=228.5mm轴的载荷分析图如图6Frr 77 ;£r NHL-.M1MJJF kv?工叫. j.也 rF- NV：fTI 1 1 11Ifv1 I'T-i-v,.F iw占Ft1Fr!FM UH .L rrT7TF i-pMe-rrrTT 11Mi.A, Xd-4,、JHIl

42、l1mU 1T/图6轴的载荷分析图(1)受力分析，并绘制受力分析图前面已经算出带轮作用在轴上的压轴力 F =1867.6N p高速轴的齿轮直径为d1= 43.5mm 扭矩T1 = 30000N|_mm则作用于齿轮上的圆周力：Ft =1379.497N径向力：Fr =502.096NFp =1867.6N p工=30000NLmmFt =1379.497NFr -502.096N_ F r l AB NV1 ;l AC502.096 54.25108.5= 251.048NFn =1467.55NFnv1 =251.048NFNV2 =251.048NFnh1 =197.12NFnh2 =177

43、3NMbv =13619.354mmMcv =0NmmMbh =10693.76N|_mmMch = 53450.66NJmmMB=17315.9N_mn1Mc =53450.061T1=30000mmW 926.1mm3La =60.9MPaI - 70MPa仃ca安全法向力：Fn "467.55N求垂直面的支承反力Fnv2 -Fnvi -251.048N求水平面的支撑反力LFt Ibc -Fp lcD 1379.497 54.25 -590.615 90.5Fnhi 二 一 一197.12NlAC108.5Fnh2 =Ft Fp -Fnhi =1379.497 590.615-1

44、97.12 = 1773N外力F作用方向与带的布置有关，在未有具体确定前，按最不利的情 况考虑。(2)求垂直弯矩，绘垂弯矩图MBV =FNV101AB =251.048 54.25 =13619.354NimmMCV =0Nmm(3)求水平弯矩，绘水平弯矩图M Fnhi匕b =197.12 54.25 =10693.76N mm BH NH 1 tABMch =FPh =590.615 90.5 = 53450.66N_mm(4)求合成弯矩MB = MBV2MBH2 = 13619.3542 10693.762 = 17315.98NmmMC =Mch =53450.66N1_mm(5 )求扭

45、矩，绘扭矩图轴传递的转矩T1=30000mm7按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常之校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。根据查参考文献2以及前面第5步中的数据，又轴单向旋 转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取 a =0.6,齿轮轴取最小直接 d=21mm,查参考文献2表15-4计算的抗弯截面系数W0.1d 3= 0.1 x213mm = 926.1mm3,则轴的计算应力为：%a =，mC (二工)2/W = J53450.662 (0.6 30000)2 /926.1 =60.9MPa根据选定轴材料为40Cr,调质处理，查参考文献2表15-1得 feJ1=70MPa ,可

46、见仃ca<b=,故安全。8精确校核轴的疲劳强度判断危险截面截面A、C、D只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力 集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直接选取较宽裕，故截 面A、G D均无需校核，截面B虽然应力较大，但由于是齿轮轴，相 当于轴的直径最大，故截面 B也不必校核。因此，此齿轮轴较简单， 无其他危险截面。9轴承的选择与校核(1)根据前面设计，选取左右轴承都为深沟球轴承 6406,查本设计任 务书表8得：基本额定动载荷Cr=47.5N,查参考文献2表13-6得轻微 冲击时的载荷系数fp的范围是1.01.2,取fp=1.1。(2)轴上受力分析前面已经求得以下数据：轴上传

47、递的扭矩：T1 =30000NLmm齿轮圆周力：Ft =1379.497N齿轮径向力：Fr =502.096N轴上的垂直支撑反力：Fnv2 =Fnvi =251.048N轴上的水平支撑反力：FNH1 =197.12N ； FnH2 =1773N计算合力：Fr1 = JFnh； +Fnv； =,197.122 +251.0482 =319.19NFr2 =旧22+Fnv22 =d7732 +251.0482 =1790.68N(3)计算当量动载荷求比值轴承1:因为选用的直齿齿轮轴不受轴向力，所以 Fa1= Fa2=0故比值 Fa/Fr =0,则查参考文献2表13-5得深沟球轴承的最小半段系数 e

48、值为 0.22,可见比值：Fa/Fr <e计算当量动载荷P查参考文献2表13-5得：径向动载荷系数X=1;轴向动载荷系数Y=0, 根据参考文献2 P = fp(X|_Fr +YFa)得P = fp(XLFr1 +YLFa1)=1.1X 1X319.19+0 =351.11N;P2 = fp(XLFr2 +YLFa2)=1.1 乂 1 乂 1790.68+0 =1969.75N.为确保安全，选用较大的 巳进行校核。fp=1.1Fr1 = 319.19NFr2 =1790.68NFa/Fr=0 < eP =351.11N;P2 =1969.75N计算与说明主要结果由条件知道工作时间为1

49、0年，且每天三班制工作，则大概总的各种时间为Lh1 =3父8父365父10 = 87600上根据参考文献2,求轴承应该有的基本额定动载荷值：C =p 1/60 = 1969.75m 360 635.56 87600106=29445.24N计算与说明主要结果则按照参考文献1表13-2,较充裕地选择C=47500的深沟球轴承6406。验算轴承6406轴承的寿命，根据参考文献2得106/C、.106/ 47500、3()()60n1 P260 635.56 1969.75=367594.59h可见Lh>Lh1,所以轴承6406合格Lh = 367594.59h1Lh1 =87600hLh &

50、gt;Lh1,合格10键的选择和校核(1)根据前面分析，选用圆头 A型普通平键，根据其所在轴段的直径 d21mm,查参考文献1表12-11选用键6X 32GB1096-2003，其中 bXh=6X6o(2)键连接的强度校核k = 2.4mml = 26mm根据工作件查参考文献2表6-2的强度校核公式，按轻微冲击设计选 取静连接时需用挤压应力 Lp】=100120MPa ,对于键6X32 GB1096-2003 有：键与轮毂的接触高度：k=0.4h=0.4 6 = 2.4mm键的工作长度：l = L -b =32 -6 =26mm二 P =45.788MPa%<异】,安全键的挤压应力：二P =2两轮/dlk=(2 30000)/(21 26 2.4)MPa =45.788MPa可见< kP ,故安全。至此，高速轴的设计与校核结束。ii输出轴(低速轴n)的设计计算 齿轮机构参数如表10表10齿轮机构参数z2m(mm)a*ha1161.5201B2=43.5P2 =1.918kwn2 = 158.89 / min1求输出轴上的功率P2,转速电和转矩T2 前面已经求得：T2 =115.28NmP2 =P =1.918kw; n2 -n -