广州大学机械设计_齿轮减速器(3300)

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目:带式运输机传动装置土木工程学院建筑环境与设备工程班设计者：学号指导老师：年月日广州大学目录设计任务书4一、选择电动机5二、传动装置的总传动比及分配各级传动比5三、传动零件的设计计算8四、校检实际转速9五、轴的计算14六、滚动轴承的选择和计算13七、连接的选择和计算14八、联轴器的选择15九、润滑方式、滑润油牌号及密封装置的选择15十、箱体尺寸的设计15十一、参考资料17设计任务书1、带式运输机工作原理带式运输机传动示意图如下图所示。2、已知条件1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35；2）使用折旧期：8年；3）检修间

2、隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；5）运输带速度允许误差：±5%；6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3、设计数据运输带工作拉力：F=3300N；运输带工作速度：V=1.2m/s；卷筒直径：D=350mm。注：运输带与卷筒直接按机卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑。4、传动方案带单级直齿圆柱齿轮减速器，传动方案简图如图1-2所示。5、设计内容1）按照给定的数据和传动方案设计减速器装置；2）完成减速器装配图一张（A1）；3）零件工作图两张；编写设计计算说明书1份。一、选择电动机电动机是常用的原动机，是已经系

3、列化的标准产品，具有结构简单、工作可靠、控制简便和维护容易等优点。在接卸设计课程设计中，主要根据需电动机的输出功率，工作条件及经济性要求，从产品目录中选择其类型和结构形式、容量（功率）和转速、确定具体型号。（1） 选择电动机的类型：按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。（2） 选择电动机的容量：工作机所需的功率： Pw = F*V/1000=3300x1.2 / 1000=3.96（kW）由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机的效率）为= 1*2*2*3*4*5查机械设计制图第220页附表，机械传动及摩擦副的效率概略表得各部分效率为：齿轮传动效率1 = 0.9

4、6；滚动轴承传动效率（一对）2= 0.99、；闭式圆柱齿轮传动效率3=0.99；弹性联轴器传动效率4=0.99；卷筒轴的轴承及卷筒的传动效率5=0.96.= 0.96×0.99×0.99×0.99×0.99×0.96 =0.885所以： Pd = Pw/= 3.96 / 0.885 kW =4.47 kW根据Pm选取电动机的额定功率Pw，因为载荷较平稳，由查表选得Y系列电动机的额定功率 Pd = 5.5 kW（3） 确定电动机的转速：运输机卷筒轴的工作转速为：nw = 60×1000V/D = 60×1000×1.

5、2/(3.14×350) =65.5r/min按推荐传动比范围，取V带传动传动比i1 = 2 4，单级直齿圆柱齿轮传动比i2 = 3 5，则合理总传动比的范围为: i = 6 20故电动机的转速范围为：nd = i*nw = (620)×65.5 r/min = 393 1310 r/min 符合这一范围的同步转速有750 r/min 、1000 r/min，再根据计算出的容量，挑选出电机做比较选择，技术数据如下表-1：虽然1000 r/min的电动机比750 r/min的电动机有较小外轮廓尺寸和较小的尺寸和重量，但考虑到传动比的大小及接下来的传动比的分配以及减速箱的尺寸问

6、题，且该工作机为室内使用，最终选择750 r/min的型号为Y160M1-8的电动机作为本设计方案的原动机。所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如表-2和表-3所示。表-1，待选电动机参数：电动机型号同步转速（r/min）额定功率(KW)满载转速(r/min)堵转转矩最大转矩质量(kg)总传动比额定转矩额定转矩Y160M2-8750，8极5.57202.02.011910.99Y132M2-61000，6极5.59602.02.08414.656表-2安装尺寸（mm）：中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底脚安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径 K轴伸尺寸D

7、5;E装键部位尺寸 F×G132515×(270/2+210)×315216×1781238×8010×45二、传动装置的总传动比及分配各级传动比电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。（1） 计算总传动比：由前面计算的输送机卷轴筒的转速为nw=65.5 r/min总传动比i = nm/nw = 720 / 65.5=10.99（2） 分配各级传动比：按推荐传动比范围， V带传动传动比i1 = 2 4，单级圆柱齿轮传动比i2 = 3 5，为使传动装置外廊尺寸尽可能紧凑，满足i1<i2 ,按

8、推荐i21.3i1可取i1 =3.0 ，则齿轮传动比：i2 = i / i1= 10.99/ 3.0 = 3.66（3） 计算传动装置的运动参数和动力参数：电动机轴：P0=Pd=4.47kwn0=nm=720 r/minT0=9550*P0/n0=9550x4.47 / 720=59.29N·m主动轴：P1=P0*1=4.47x0.96=4.29kwn1=n0/i1=720 / 3. 0=240r/minT1=9550*P1/n1=9550x4.29 / 240=170.71N·m从动轴：P2=P1*2*3=3.04x0.99x0.99=4.206kwn2=n1/i2=24

9、0/3.66=65.57r/minT2=9550*P2/n2=9550x4.206 / 65.57=612.59N·m滚筒轴：P3=P2*4*5=4.29x0.99x0.99=4.122kwn3=n2=65.57r/minT3=9550*P3/n3=9550x4.122 /65.57=600.9N·m将计算的运动参数和动力参数列表参 数轴 名电动机轴主动轴从动轴滚筒轴功 率(kw)4.474.1184.1643.957转 速(r/min)72024065.5765.57转 矩(N·m)59.29170.71612.59600.9传 动 比 i3.03.66效 率

10、0.960.990.970.990.96三、传动零件的设计计算1、V带传动设计计算及说明结果1）确定计算功率：考虑到载荷性质和运转时间长短等因素影响，按轻型输送机，载荷变动微小，每天工作小时数为1016h，查机械设计基础表8-4，取工作系数ka=1.2,则计算功率 Pd=Ka*P0=1.2x4.47=5.364 kw2）选定带型：根据计算功率Pd和小带轮转速n1，由机械设计基础表8-9初选定带的型号，在A和B系列V带中，初步根据小带轮直径需求，择优选定型号为B系列；3）确定带轮的基准直径d1和d2：根据V带截型参考机械设计基础表8-5选取小带轮基准直径，要求d1dmin，并取为标准值。利用计算

11、机系统进行模拟，初取d1=140mm； 验算带的速度v。根据v=d1*n1 / 60x1000 =3.14x140x720 /(60x1000)=5.275(m/s)因为v=5.275(m/s) 5,20 m/s 符合实际的需要。确定大带轮的基准直径d2。根据d2= i1*d1=3.0x140=420（mm），再按照标准相近圆整为标准值，查机械设计基础表8-5得d2= 425（mm）。验算传动比i带=d2/ d1=425/140=3.036i%= (i带i1)/i1 =(3.2143.2)/3.2=0.45% < 5% 符合要求4）确定中心距a和带的基准长度Ld。初定中心距为0.7(d1

12、+d2)< a0 <2(d1+d2),则：395.5< a0 <1130通过计算机模拟，取定a0 =500 mm根据带传动的几何关系，按下式计算所需的基准长度Ld为：Ld2 a0+（d1+d2）/ 2+（d1-d2）2 / 4 a0 =2x500 +3.14x(425+140) / 2 + (425-140) 2 / (4x500) = 1982.1mm根据Ld 查机械设计基础表8-6选取与之接近的V带基准长度Ld，选取Ld=1800mm根据Ld计算实际中心距为aa0 +（Ld - Ld）/ 2 = 500+(1800-1928.1) / 2 =435.95 mm圆整至

13、a=450 mm为便于安装和调整中心距，需留出一定的中心距调整余量。中心距的变动范围为：amin= a - 0.015 Ld = 450 - 0.015 x 2000 = 420mmamax= a + 0.03 Ld = 450+ 0.03 x 2000 = 510mm5)验算小带轮的包角11180°-（d2-d1）x57.5°/ a =180°- (425-140)x57.5°/ 435.95=142.54°>120°6）确定带的根数Z根据包角1140.39°，带长Ld=1800mm，以及传动比为i1 =3. 0，小

14、带轮转速n1=720r/min；分别查机械设计基础表8-3，表8-6，表8-7得到：包角系数Ka=0.91； 长度系数KL=0.95； 单根V带的基本额定功率P0=1.64kw； P0=0.22kw；计算带的根数：Z=Pd/( P0+P0) KaKL=5.364 /(2.08+0.3)x0.91 x 0.95 = 2.61 因此取 Z=37）确定带的初拉力F0初拉力的大小是保证带传动正常工作的重要因素，保证传动正常工作单饿单根V带合适的初拉力为：查机械设计基础表8-1得，B截型V带的单位长度质量为q=0.17kg/m,则：F0 =500 Pd（2.5/Ka 1）/Zv + qv2 =500 x

15、 5.364 x (2.5 / 0.91 -1) / (3x5.278) + 0.17 x 5.2782 =300.69N8)计算带作用在轴上的力Q压轴力Q=2Z F0sin（1/2）=2x3x300.69x sin(142.54 / 2)=1708.59N9)选定带轮结构由带轮基准直径d1=140mm；d2= 420mm>300mm，以及电动机轴直径为D=42.018mm为依据，确定小带轮为实心式结构，大带轮为轮辐式结构。名称代号及计算公式小带轮大带轮轮宽B=(z-1)e+2f63±3外径da=dd+2ha140425注：B型带e=19±0.4； f=12.5

16、77;1； ha=3.5.Pd=5.364 kw选定B系列V带初取d1=140mm选定d1=140mmd2= 425mmi带 =3.036符合要求a0 = 500 mmLd 1982.1mmLd=1800mma450mmamin=420mmamax=510mm1142.5°满足要求带的根数Z=3带的初拉力F0 =300.69N压轴力Q=1708.59N小带轮为实心式结构，大带轮为轮辐式结构2、齿轮传动的设计与计算计算及说明结果1)选择齿轮材料和确定许用应力齿轮材料查机械设计课程设计手册第二章材料的参数，于表2-7 优质碳素结构钢中，选择45号钢材料，再参考机械设计基础表9-4齿轮常用

17、材料及许用应力，为使大小齿轮的寿命相近，选择：小齿轮选用45钢，调质，HBS1=240；大齿轮选用45钢，正火，HBS2=200；HBS1-HBS2=240-200=40 合适许用应力根据大小齿轮的HBS,查机械设计基础表9-4得：小齿轮许用接触应力h1 =380+0.7HBS1=380+0.7x240=548 MPa许用弯曲应力F1=140+0.2HBS1=140+0.2x240=160 MPa大齿轮许用接触应力h2 =380+0.7HBS2=380+0.7x200=520 MPa许用弯曲应力F2=140+0.2HBS2=140+0.2x200=180 MPa2）设计齿轮参数对于HBS<

18、;350的闭式软齿面齿轮传动，可以先按齿面接触疲劳强度进行设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度。 在本例中，钢制齿轮的弹性模量E=2.06x105 MPa； 压力角=20°； 工作系数K=1.31.6，因为齿轮对称布置，所以取K=1.3；对于闭式软齿面传动，齿轮对称靠近轴承，齿宽系数d=0.81.4，选择d=0.95。按照设计公式可得：mm对于闭式软齿面齿轮传动，在满足弯曲强度的条件下，应去较多的齿数Z1和较小的模数，这样可以增大重合数，提高传动的平稳度，还可以节省制造费用，一般Z1=2040。在本例中选取：小齿轮的齿数Z1=40；大齿轮齿数Z2=i2*Z2= 3.66x 40 =146.

19、4；为使齿轮磨损均匀，应使两轮齿数互为质数，因此Z2=145验算传动比i%= |Z2/ Z1i2|/i2 =|145 / 40-3.66| / 3.66=0.096% 满足条件主要尺寸计算齿轮模数m= d1/ Z1=76.32 / 40=1.908 取标准值m=2中心距a2=m(Z1+ Z2) / 2=2x(40+145) / 2=185m大齿轮齿宽b1=d*m* Z1=0.95x2x40=76mm, 圆整取b2=75mm为了便装配，齿宽一般取小齿轮比大齿轮宽510mm，考虑到数据的圆整，因此：小齿轮齿宽b1= b2+5=75 +5 = 80 mm3)验算齿根弯曲疲劳强度由之前的数据得：小齿轮

20、许用弯曲屈服应力F1=160MPa；大齿轮许用弯曲屈服应力F2= 180 MPa； 载荷系数K=1.3；又由Z1=40；Z2=145查机械设计基础表9-8得到正常齿制标准外齿合齿轮的齿形系数为：YF1=2.40； YF2=2.18应用公式得：F1=2KT1YF/b2Z1m2=2x1.3x170710x2.40 / (75x40x22)=88.77MPa < F1=160MPa F2=F1* YF2/ YF1=88.77x2.18 / 2.40 = 80.63MPa<F2= 180 MPa齿根弯曲疲劳强度足够。4）齿轮的精度等级根据V=dn/(60x1000)=3.14x80x240

21、/(60x1000)=1.005m/s参考机械设计基础表9-5各类机器所用齿轮传动的精度等级范围，及表9-6直齿圆柱齿轮精度等级与圆周速度的关系，HBS<350，选择齿轮精度为等级9。5)将齿轮的主要尺寸和几何参数汇总成下表：名称代号及公式小齿轮大齿轮齿数Z40145分度圆直径d=mz80290齿顶高ha=ha*m2齿根高hf=(ha*+c*)m2.5全齿高h=(2ha*+c*)m4.5齿顶圆直径da=(z+2ha*)m84294齿根圆直径df=(z-2ha*-2c*)m75285基圆直径db=d cos 75136齿距p=m6.28齿厚s=p/23.14齿槽宽e=p/23.14中心距a

22、=(d1+d2)/2185传动比i=z2 / z13.625注：对正常齿ha*=1.0；c*=0.25；压力角=20°.6)齿轮的结构设计因为小齿轮的齿顶圆直径da1=84 mm < 160mm，因此暂定采用实心式结构。因为大齿轮的齿顶圆直径da2=294mm< 500mm，为减轻重量，节约材料和便于搬运和装拆，采用腹板式结构。HBS1=240HBS2=200h1=548 MPaF1=160MPah2=520 MPaF2= 180 MPaK=1.3d=0.95d176.32mmZ1=40Z2=145m=2a2=185mmb2=75mmb1=80mmF1< F1F2&

23、lt; F2齿根弯曲疲劳强度足够齿轮精度为等级9四、校检实际转速各级传动零件的参数确定后，应计算执行装置的实际转速，并验算实际转速与设计要求的转速偏差是构在许用范围。本例带式输送机起传动滚筒轴的实际转速为nw=nd/i带 x i齿= 720/(3.04x3.63) = 65.2r/min实际转速与设计要求的转速偏差n%=|nw-nw|/nwx100% = |65.2 -65.57|/ 65.57 x100%=0.23 % < 5%因此该传动装置可用。五、轴的计算主动轴的计算和设计计算及说明结果1）选择轴的材料从经济性以及对之前的小齿轮所选的材料考虑，参考机械设计课程设计手册第二章材料的参

24、数，选择45号刚为高速轴材料，调质处理，HBS=220，查机械设计基础表13-1得到许用弯曲应力-1=60MPa并由之前的计算结果有：P1= 4.29kw; n1=240r/min; T1=170710N·mm;2）按转矩估算轴的最小直径查机械设计基础表13-2轴常用材料的许用切应力T及A值，对轴上弯矩较小，的载荷较平稳，无轴向载荷，轴只做单向运转，A取较小值，反之A取大值。对于45钢有A 103,126.按公式考虑到轴的相应截面处开有键槽，应将直径加大3%，：d1(1+3%)x32.94=33.93mm轴端直径查标准取标准得：d1=34mm 3）轴的结构设计根据轴系结构分析要点，结

25、合后述尺寸确定，考虑到圆柱齿轮传动，选用深沟球轴承，采用凸缘式轴承盖，依靠普通平键联接实现周向固定，利用轴肩结构实现轴与轴承的轴向固定。考虑到小齿轮分度圆直径与轴的直径差距不大的情况，采用齿轮轴的结构方案，如图2-2示。轴与其它零部件相配合的具体情况见后装配。轴的结构草图设计图如图5-1所示，轴的结构设计主要有三项内容：各轴段径向尺寸的确定；各轴段轴向长度的确定；其它尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）的确定。各轴段径向尺寸的确定如草图所示，从轴段=34开始，逐段选取相邻轴段的直径。起定位固定作用，考虑V带大轮的内孔倒角，定位轴肩高度取h=2，故= +2h34+2×2=38 mm,取

26、=38mm ，该尺寸应满足密封件的直径系列要求。与轴承内径相配合，考虑安装方便，结合轴的标准直径系列并符合轴承内径系列，取=42 mm，初选定轴承代号为6207。d4即为小齿轮部分，取d4=50mm将作为轴环定位，取=55 mm。d6=d3=42mm; 轴向尺寸的确定从L1段开始，L1段与V带的大轮配合，由之前的计算的大带轮的轮缘宽为B=63±3mm，考虑大带轮的轴向固定要求，L1 应略小于大带轮的宽度23mm，取L1=60mm。L2段，该段上要安装密封部件，为方便在不拆下带轮的情况下打开箱盖，大带轮内侧端面至轴承盖连接螺钉头顶面的距离一般为3=1520mm，本例取3=15mm，轴承

27、内端面距离箱体内壁的距离一般为4=1015mm，本例取4=10mm，分别查询轴承盖厚度，螺钉头厚度，轴承厚度，按L2L+垫片厚度+轴承盖厚度+螺钉头厚度+3-4-轴承厚度，再取圆整值。估算箱体轴承孔长度部分L=55mm，调整垫片厚度为2mm，则估算可得L255+2+9.6+5.2+15-10-17=59.8mm 圆整为L2=60mmL3安装轴承段，取L3=40mmL4因采用齿轮轴结构，L4即为小齿轮的齿宽L4=85mmL5因采用轴环定位，取L5=8mm根据对称性，有L6= 44mm两轴承中心距L=156mm其他尺寸大带轮与轴的周向固定采用A型普通平键，查机械设计课程设计手册第53页关于键连接，

28、由d1=34mm，L1=60mm选GB/T 1096键A 8 x 7 x 504)按弯曲和扭转复合强度对轴进行强度计算齿轮的受力计算由T1=170.71N·m=170710N·mm圆周力Ft=2 T1/d1=2x170710/ 80=4267.75N径向力Fr=Ft tan =4267.75 x tan20°=1553.33N因为选用的是直齿齿轮，因此不存在轴向力。根据之前的计算该轴还将受到V带大轮所带来的压力Fq= Q=1708.59N。根据之前的计算，得到大带轮和相近轴承的中心距为L=L1/2+L2+B(轴承宽)/2=60 / 2+ 60 + 17 / 2 =

29、 98.5mm求水平面支反力和弯矩支反力：FB1=FQ(L+L)+ FrL/2 / L=1151.79x(98.5+137)+1174.08 x 137/ 2 / 137 =2566.94 NFA1=Fq+Fr-FB1 = 1151.79+1174.08 2566.94= - 241.07N弯矩：Mc1= FA1L/2=241.07x137/2 =16513.30N·mmMB1= Fq L=1151.79x98.5 =113451.32 N·mm求竖直面支反力和弯矩支反力：FA2=FB2=Ft / 2=3225.75 / 2=1612.875N弯矩：Mc2= FA2L/2=

30、1612.875x137 / 2=110481.94 N·mm合成弯矩：MB合= MB1=113451.32 N·mm由之前的计算得到该轴的扭矩为T1=129030N·mm计算当量弯矩由于扭矩不变，应力校正系数0.3，根据当量弯矩公式校检轴的强度由当量弯矩图知道，B轴承处的直径较小，弯矩最大，该剖面存在危险，应该进行校核验算，根据轴的材料可得许用弯曲应力-1=60MPa，代入公式：因为实际的d2=33.5mm>27.01mm,因此该轴满足强度要求-1=60MPad133.93mmd1=34mmd2=38mmd3=42mm初选轴承6207d4=50mmd5=5

31、5mmd6 =42mmL1=60mm3=15mm4=10mmL2=60mmL3=40mmL4=85mmL5=8mmL6= 44mmL=156mmGB/T 1096键A 8x7x50Ft=4267.75NFr =1553.33NFq= 1708.59NL= 98.5mmFB1=2566.94 NFA1= -241.07NMc1=16513.30N·mmMB1=113451.32N·mmFA2=FB2=1612.875NMc2=110481.94 N·mmMB合=111723.63N·mmMC合=111709.21 N·mm0.3MeB=11823

32、9.40N·mmMec=118225.78 N·mmMec2=111709.21 N·mmd2=33.5mm>27.01mm该轴满足强度要求从动轴的计算和设计计算及说明结果1）选择轴的材料基于和高速轴处相同的考虑，选择45号钢为低速轴材料，调质处理，HBS=220，查机械设计基础表13-1得到许用弯曲应力-1=60MPa并由之前的计算结果有：P2= 4.206kw； n2= 65.57r/min ； T2=612590N·mm；2）按转矩估算轴的最小直径查机械设计基础表13-2轴常用材料的许用切应力T及A值，对轴上弯矩较小，的载荷较平稳，无轴向载荷

33、，轴只做单向运转，A取较小值，反之A取大值。对于45钢有A 103,126.按公式考虑到轴的相应截面处开有键槽，应将直径加大3%，：d1(1+3%)x（41.2350.43）=42.4751.94 mm因为轴端要安装联轴器，各轴端直径查联轴器标准取标准得：d1=45mm 3）轴的结构设计根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，考虑到圆柱齿轮传动，选用深沟球轴承，采用凸缘式轴承盖，依靠普通平键联接实现周向固定，利用轴肩结构实现轴与轴承的轴向固定。如上图示。轴与其它零部件相配合的具体情况见后装配。轴的结构草图设计图如图所示，轴的结构设计主要有三项内容：各轴段径向尺寸的确定；各轴段轴向长度的确定；其

34、它尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）的确定。 轴段径向尺寸的确定如草图所示，从轴段=45开始，逐段选取相邻轴段的直径。起定位固定作用，定位轴肩高度取h=2.5，故= +2h45+2×2.5=50 mm,按轴的标准直径系列取=50.0mm ，该尺寸应满足密封件的直径系列要求。与轴承内径相配合，考虑安装方便，结合轴的标准直径系列并符合轴承内径系列，取=55 mm，初选定轴承代号为6011。d4与大齿轮配合，由于大齿轮为腹板式结构，考虑到齿轮装拆的方便，将d4应比d3略大，并按标准直径选取， d4=60mm。d5采用轴环定位取轴肩高2.5mm做定位面，选取最小过渡圆角半径，r=1.5mm

35、，取d5=65mm根据对称性，安装轴承的位置上d6=d3=55mm; 轴向尺寸的确定从L1段开始，L1段与联轴器配合，根据该轴的转矩和转速，初步选取型号为HL4的尼龙柱销联轴器，轴孔长度为84mm，L1 应略小于其轴孔长度23mm，取L1=70mm。L2段，根据箱体箱盖的加工和安装的要求，取箱体轴承长度为46mm，轴承端盖和箱体之间有调整垫片，取其厚度为2mm，轴承端盖厚底取10mm，端盖和联轴器之间有一定的间歇，取12mm，综合考虑，取L2=35mmL3安装轴承段，齿轮两侧对称安装一对轴承，选择6011宽度为18mm，左轴承用轴套定位，根据轴承对安装尺寸的要求，轴承定位直径62mm，轴承采用

36、脂润滑，为使轴承和箱体内润滑油隔绝，应设置担油环（兼做定位套筒），为此取轴承面至箱体内壁的距离为10mm，齿轮两端面至箱体内壁的距离取10mm，故担油环的总宽度为20mm。L318+20=38mm，综合考虑L3和L4段的关系，取L3=54mm。L4该长度应小于大齿轮轮殻宽度，取L4=75mm。L5 为轴环定位作用，取L5=8mm；L6段，为了使齿轮箱对壳题对称布置，基于和轴段3同样的考虑，并考虑轴端的倒角大小，取L6=40mm两轴承中心距L=L3+L4+L5 +L6-20（轴承厚度）-1（倒角）=54+75+8+40-20-1=156mm其他尺寸联轴器与轴的周向固定采用A型普通平键，查机械设计

37、课程设计手册第53页关于键连接，由d1=45mm，L1=70mm选GB/T 1096键A 14x9x100由d4=60mm，L4=75mm选GB/T 1096键A 16x10x634)按弯曲和扭转复合强度对轴进行强度计算齿轮的受力计算由T2=620451N·mm得圆周力Ft=2 T2/d1=2x620451 / 290=4278.97N径向力Fr=Ft tan =4278.97 x tan20°=1557.42N因为选用的是直齿齿轮，因此不存在轴向力。求水平面支反力和弯矩支反力：由于轴承是对称安装，所以FB1=FA1=Fr/2 = 778.71N弯矩：Mc1= FA1L/2

38、=778.71x156 /2 =60739.4N·mm求竖直面支反力和弯矩支反力：FA2=FB2=Ft / 2=4278.97 / 2=2139.49N弯矩：Mc2= FA2L/2=2139.49x156 / 2=166880.22N·mm合成弯矩：由之前的计算得到该轴的扭矩为T2=620451N·mm 计算当量弯矩由于扭矩不变，应力校正系数0.3，根据当量弯矩公式校检轴的强度由当量弯矩图知道，B轴承处的直径较小，弯矩最大，该剖面存在危险，应该进行校核验算，根据轴的材料可得许用弯曲应力-1=60MPa，代入公式：因为实际的d4=60mm>35mm,因此该轴满

39、足强度要求 d142.4751.94 mmd1=45mm=45.0mm=50.0mm=55 mm，初选定轴承6011d4=60mmd5=65mmd6=55mmHL4尼龙柱销联轴器L1=70mmL2=35mmL3=54mmL4=75mmL5=8mmL6=40mmL=156mmGB/T 1096键A 14x9x100GB/T 1096键A 18x11x63Ft=4278.97NFr=1557.42NFB1=FA1= 778.71NMc1=60739.4N·mmFA2=FB2=2139.49NMc2=166880.22N·mmMC合=177590.21N·mmMec=2

40、57263.74 N·mmd4=60mm>35mm,满足强度要求六、滚动轴承的选择和计算计算及说明结果1） 高速轴上的轴承为满足对称要求，该轴上的一对轴承选用同一型号，由于轴上使用的是直齿齿轮传动，轴承载荷仅受径向力，轴承载荷较小，选用球轴承，对高速轴，根据轴径初选型号为6208的轴承，查标准表得：基本额定动载荷C=29500N。对于只承受径向载荷Fr的轴承，当量动载荷为B处轴承：PB 已知该轴的转速为n1=240r/min，根据该轴承的工作环境，取温度系数ft和载荷系数fp为：ft = 1.0；fp=1.5，对于球轴承，寿命指数=3，代入寿命计算公式：Lh=16667(ft

41、C/ fp P) /n=16667x(1x29500/1.5x4541.64)3 / 2405638.98h 按照每天两班制的工作时间，每年工作360天，折旧期8年计算折旧小时数为：L=16x360x8=46080h < Lh=5638.98h 该轴承满足寿命要求A处轴承：由于FA1= -241.07N <FB1=2566.94 N 且FA2=FB2 =1612.875N，可得到PA<PB,因此A处轴承的寿命将大于B处轴承的寿命，满足寿命要求。2）低速轴上的轴承基于和高速轴上轴承选择同样的考虑，根据轴径初选型号为6411的轴承，查标准表得：基本额定动载荷C=100000N。对

42、于只承受径向载荷Fr的轴承，当量动载荷为根据之前的计算结果：FB1=FA1= 778.71N；FA2=FB2=2139.49N则轴承的当量载荷大约为已知该轴的转速为n2=65.57r/min，根据该轴承的工作环境，取温度系数ft和载荷系数fp为：ft = 1.0；fp=1.5，对于球轴承，寿命指数=3，代入寿命计算公式：Lh=16667(ft C/ fp P) /n=16667x(1x100000/1.5x2276.8)3 / 65.57638122.16h 按照每天两班制的工作时间，每年工作360天，折旧期8年计算折旧小时数为：L=16x360x8=46080h < Lh=638122

43、.16h 该轴承满足寿命要求初选型号为6208的轴承C=29500NLh5638.98hL< Lh B处轴承满足寿命要求A处轴承满足寿命要求C=100000NP=2276.8NL<Lh=638122.16h 该轴承满足寿命要求七、连接的选择和计算计算及说明结果1） 选择键的类型，材料和确定键的尺寸选择键的材料为钢，查机械设计基础表7-8得，按静载荷连接选取：键的许用挤压应力为p=120150MPa。在之前的设计过程中，根据轴直径和轴长，保证稳定性，初选键列出如下表GB/T 1096：序键的位置型号（b x h x L）传递的转矩所在的轴径mm高速轴带轮平键键A 8x7x501290

44、30N·mm28低速轴联轴器平键键A 14x9x100530450N·mm45低速轴齿轮平键键A 18x11x63602）对静连接校检挤压强度对于A型键p=2T/dkl=4T/dh(L-b)，分别代入公式校检：p=4T/dh(L-b)=4x129030 / 28x7x(50-8)=62.70MPa<p 符合强度要求p=4T/dh(L-b)=4x530450 / 45x9x(100-14) =60.92MPa<p 符合强度要求p=4T/dh(L-b)=4x530450 / 60 x 11x(63-18) =71.44MPa<p 符合强度要求3)由计算结果确定

45、，可以对应使用以上三个型号的平键。p=62.70MPa<p符合强度要求p=60.92MPa<p符合强度要求p=71.44MPa<p符合强度要求八、联轴器的选择计算及说明结果在低速轴和卷筒轴的连接中，将要使用联轴器进行连接，由于工作条件为连续单向工作，载荷较平稳，且工作最高温度为35.根据该轴工作时的名义转矩T2=606.47N·m，转速n2=65.57r/min,取工作系数K=1.1时，轴的计算转矩为T=kT2=667.12 N·m查机械设计课程设计手册表8-5弹性套柱销联轴器（GB/T 4323-2002摘录）,选用型号为LT8联轴器Y 45 x100T

46、=667.12 N·mLT8联轴器Y 45 x100GB/T 4323-2002九、润滑方式、滑润油牌号及密封装置的选择计算及说明结果在本设计中，有需要使用润滑的部分为两对轴承和一对齿轮。对相应位置的轴承参数汇集如下：转速n内径dnd (mm·r/min)滑润方式高速轴轴承240r/min42mm10080 <2x105脂滑润低速轴轴承65.57r/min55mm3606.35 <2x105脂滑润由于工作环境有粉尘，环境最高温度为35，为了保证有较好的耐热性能，选用锂基滑润脂，查机械设计课程设计手册表7-2，参考起主要用途，确定选用通用锂基滑润脂，代号ZL-2（GB 7324-1994）。对于齿轮传动