带式输送机传动装置设计.pdf

1 *大学 机械设计 设计题目：带式输送机传动装置 班级：*学号：*设计者：*指导老师：*2 2010 年 5 月 目录 一 设计任务书 3 二 传动方案分析 4 三 电动机的选择计算以及联轴器的选择 5 四 确定总传动比和分配各级传动比 6 五 传动装置的运动和动力参数 7 六 传动零件的设计计算 8 七 轴、键、轴承、的设计计算 20 八 减速机机体的设计 36 九 润滑与密封 38 十 减速器附件的设计 38 十一 设计总结 40 十二 参考文献 40 3 *大学工程学院 机械设计课程设计任务书 专业：*班级：*姓名：*设计题目：带式输送机传动装置 设计参数：传动方案 输送带的牵引力 F，（KN）输 送 带 的 速 度v,(m/s)提升机鼓轮的直径D，（mm）4 （3）齿轮传动 12 0.4 360 设计要求：1）输送机运转方向不变，工作载荷稳定 2）输送带鼓轮的传动效率取为 0.97 3）工作寿命为 8 年，每年 300 个工作日，每日工作 16 小时 设计内容：1）装配图 1 张 2）零件图 3 张 3）设计说明书一份 指导老师：*日期：2010-5 1、传动方案分析 传动方案：电机带传动两级圆柱齿轮（斜齿或直齿）减速器工作机 给定条件：由电动机驱动，运输带工作拉力为 12KN，运输带速度为 0.4m/s，5 提升机鼓轮直径为 360mm 要求：工作寿命为 8 年，每年 300 个工作日，每日工作 16 小时 减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器 方案分析：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。总体传动简图：辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等。2、电动机的选择计算 2.1电动机的选择计算 按工作条件和要求选用一般用途的 Y 系列三相异步电动机，卧式封闭。6 2.2电动机容量计算 电动机所需的工作效率为：dwdPP dP 电动机功率;wP-工作机所需功率;工作机所需要功率为：wFvP1000 传动装置的总效率为：42d1234 按表 2-3 确定各部分效率：V 带传动效率96.01，滚动轴承传动效率99.02，闭式齿轮传动效率96.03,联轴器效率40.99，传动滚筒效率97.05，则减速器传动的总效率：82.097.099.096.099.096.0245423421 所需电动机功率为：Pd=Pw=4.80.82=5.85kW 选择的电动机的额定功率edP要略大于 Pd，由 Y 系列三相异步电动机技术数据,选择电动机额定edp为 7.5KW。2.3确定电动机转速 工作机转速：nw=60 1000vD=21.22r/min 其中：V-输送带的速度（m/s）D-提升机鼓轮的直径（mm）7 电动机转速的可调范围：wdnin，其中：21*iii，取 V 带传动比：521i，二级圆柱齿轮减速器传动比：4082i，总传动比的合理范围：20016i，故电动机转速的可调范围：nd=inw=339.52 4244r/min。根据dP、dn，查阅相关手册得到符合这一范围的同步转速有 750 r/min，1000 r/min，1500 r/min 和 3000r/min，由于 750 r/min 型电动机的尺寸过大，重量较重，且价格高，故不可取，而 3000r/min 价格高，转速高,也不可取。所以在 1000 r/min 与 1500 r/min 两种同步转速中选取，见下表：方案 电动机型号 额定功率（KW）同步转速 n（r/min）满载转速 n（r/min）1 Y132M-4 7.5 1500 1440 综合考虑总传动比，结构尺寸及成本，选择 Y132-4 型封闭式三相异步电动机。其相关尺寸如下表：3确定传动装置的总传动比和分配各级传动比 总传动比ai为：i=nmnw=144021.22=67.86 中心高H 外形尺寸 HDADACL)21(底角安 装尺寸 A B 地脚螺 栓孔直 径 K 轴 伸 尺 寸 D E 键公称 尺 寸 F h 132 515 345 315 216 178 12 3880 10132 8 取带传动比为i带=2.8，则圆柱直齿轮高级速传动比和低级速传动比的乘积为i1i2=67.862.8=24.24。因为i1=（1.3 1.5）i2，取i1=1.3i2，经计算得i1=5.62，i2=4.31 4.计算传动装置的运动及动力参数 计算各轴转速：轴：n1=nmn带=14402.8=514.29r/min 轴：n2=n1i1=514.295.62=91.51r/min 轴：n3=n2i2=91.513.46=21.23r/min 轴：n4=n3=21.23r/min 计算各轴的输入功率：轴：P1=Pd01=7.5 0.97=7.2kW 轴：P2=P112=7.2 0.99 0.96=6.84kW 轴：P3=P223=6.84 0.96 0.99=6.50kW 轴：P4=P334=6.50 0.99 0.99=6.37kW 计算各轴的输出转矩：电动机所需的实际转矩即为电动机的输出转矩：Td=9550pdnm=49.74N m 轴：T1=Tdi带1=49.74 2.8 0.96=133.70N m 轴:T2=T1i112=133.70 5.62 0.99 0.96 =714.12N m 9 轴：T3=T2i223=714.12 4.31 0.96 0.99 =2925.20N m 轴：T4=T334=2925.20 0.99 0.99=2866.99N m 5.将运动和运动参数计算结果进行整理并列成表：轴名 功率 P/KW 转矩 T/N m 转速 n r/min 传动比 i 输入 输出 输入 输出 电机轴 7.5 49.74 960 2.8 轴 7.2 133.70 514.29 轴 6.84 714.12 91.51 4.50 轴 6.50 2925.20 21.23 3.46 轴 6.37 2866.99 21.23 1 三、传动零件的计算 1.带传动的设计计算 1.1确定计算功率caP 由表 8-7（P156,机械设计第八版 高等教育出版社）查得工作情况系数AK=1.3，故 caP=AKdP=7.5KW1.3=9.75kW 1.2选择 V 带的带型 根据caP=9.75kW和小带轮转速nm=1440r/min查表可知，选用 A 型 V 带。10 1.3确定带轮基准直径并验算带速 v:（1）初选小带轮直径1dd，小带轮直径mindd=75mm,根据基准直径系列初选，初选dd1=118mm，（2）验算带速 v:v=dd1nm60 100=8.89m/s 因为 5m/sv(F0)min 1.8计算压轴力Fp 压轴力的最小值为（Fp）min=2z（F0）minsin12=2 6 228.41 sin164.22N=2714.90N 由以上计算可得带的选择如下：带类型 长度 根数 传动中心距 带轮基准直径 普通 V 带 A 型 2240mm 6 根 860.5mm 118mm（主）335mm（从）12 2各齿轮的设计计算 21 高速级减速齿轮设计 1 选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数 1）按已知图示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）输送机转速不太快，选用 7 级精度（GB1009588）。3）材料按表 10-1 选取，因传递功率不大，大小齿轮均选用软齿面。小齿轮：40Cr，调质处理，硬度 241 286HBS，取 280HBS。大齿轮：45 钢，调质处理，硬度 217 255HBS，取 240HBS。4）选小齿轮数241z，大齿轮齿数z2=i1z1=5.62 24=134.88取 135 2按齿面接触强度设计 由设计计算公式 3211)(132.2HEdtZuuKTd 进行试算。(1)确定公式内的各计算数值 试选载荷系数Kt=1.3。计算小齿轮传递的转矩。T1=95.5 105P1n1=95.5 1057.2514.29N m =13.37 104N m 由表 10-7 选取齿宽系数1d。由表 10-6 查得材料的弹性影响系218.189aEMPZ。由图 10-21d 按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳强度极限aHMP6001lim 大齿轮的接触疲劳强度极限aHMP5502lim 由式 10-13 计算应力循环次数 13 N1=60n1jLh=60 514.29 1 (16 300 8)=11.85 108 N2=N1i1=11.85 1085.62=2.11 108 由图 10-19 取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95 KHN2=1.07。计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式 10-12 得 1lim110.95 600570HNHaaKMPMPS 2lim221.07 550588.5HNHaaKMPMPS（2）计算 1)试算小齿轮分度圆直径 213112.23EtdHKTZudu 24311.3 13.37 105.62 1 189.82.2363.1415.62570tdmmmm 2）计算圆周速度。1163.14 514.291.7060 100060 1000td nmmss 3）计算齿轮宽b。11 63.1463.14dtbdmmmm 4）计算齿宽与齿高之比bh。14 模数 1163.142.6324ttdmmmmmz 齿高 2.252.25 2.635.92thmmmmm 63.1410.675.92bh 5）计算载荷系数。根据1.70ms，7 级精度，由书 108 图表得动载荷系数1.07vK；对直齿轮1HFKK；由载荷状态均匀平稳查表得使用系数1AK；从课本表 10-4 中的软齿面齿轮栏查得的小齿轮相对支承非对称布置、7 级精度时1.421HK；由10.67bh，1.42HK，由图 1013 得1.35FK；故载荷系数 1 1.07 1 1.421 1.520AvFHKK K KK 6）tK和K的数值相差较大，所以按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由公式得 33111.52063.1466.52mm1.3ttKddK 7）计算模数m：1166.522.7724dmmmmmz 3、按齿根弯曲强度设计 由弯曲强度的设计公式为 13212FaSadFY YKTmz(1)确定公式内的各计算数值 15 1）根据查表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FEaMP；大齿轮的弯曲强度 极限2380FEaMP；2）由图 1018 取弯曲疲劳寿命系数10.89FNK，20.96FNK；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数1.4,FSS由F公式得 1112220.89 500317.8571.40.96 380260.5711.4FNFEFaaFNFEFaaKMPMPSKMPMPS 4）计算载荷系数K。1 1.07 1 1.421 1.520AvFFKK K KK 5）查取齿形系数。由书表 105 并用差值法得:12.65FaY，22.152FaY。查取应力校正系数。由书表 105 并用差值法得:11.58SaY，21.802SaY。6）计算大、小齿轮的FaSaFY Y，并加以比较。1112222.65 1.580.01317317.8572.152 1.8020.01488260.571FaSaFFaSaFYYYY 显然大齿轮的数值大。（2）设计计算 4322 1.520 13.37 100.014882.191 24mmmmm 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计算 16 的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲所决定的承载能力，而齿面 接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与直径的乘积）有 关，可取由弯曲强度算得的模数 2.19mm并就近圆整为标准值（第一系列）2.5mmm，按接触强度算得的分度圆直径166.52dmm，算出小齿轮齿数：1166.52272.5dzm 大齿轮齿数 25.62 27152z 4、几何尺寸计算(1)计算分度圆直径 112227 2.567.5152 2.5380dzmmmmmdz mmmmm(2)计算中心距 1267.5 380223.7522ddammmm(3)计算齿轮宽度 11 67.567.5dbdmmmm 取268Bmm，173Bmm。5、齿轮结构设计及绘制齿轮零件图（1）齿轮结构的设计计算 由于 *11(2)(30 2 1)3.099160adzh mmmmmmm *22(2)(1072 1)3.0327500adzh mmmmmmm 所以小齿轮做成实心结构齿轮，大齿轮做成腹板式结构齿轮。22 低速级减速齿轮设计 1选定低速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数 17 1）按已知图示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）输送机转速不太快，选用 7 级精度（GB1009588）。3）材料按表 10-1 选取，因传递功率不大，大小齿轮均选用软齿面。小齿轮：40Cr，调质处理，硬度 241 286HBS，取 280HBS。大齿轮：45 钢，调质处理，硬度 217 255HBS，取 240HBS。4）选小齿轮数301z，大齿轮齿数z2=i1z1=4.31 30=129.3取 130 2按齿面接触强度设计 由设计计算公式 3211)(132.2HEdtZuuKTd 进行试算。(1)确定公式内的各计算数值 试选载荷系数Kt=1.3。计算小齿轮传递的转矩。T2=95.5 105P2n2=95.5 1056.8491.51N m =71.38 104N m 由表 10-7 选取齿宽系数1d。由表 10-6 查得材料的弹性影响系218.189aEMPZ。由图 10-21d 按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳强度极限aHMP6001lim 大齿轮的接触疲劳强度极限aHMP5502lim 由式 10-13 计算应力循环次数 N1=60n1jLh=60 91.51 1(16 300 8)=2.11 108 N2=N1i1=2.11 1084.32=4.88 107 18 由图 10-19 取接触疲劳寿命系数KHN1=1.07 KHN2=1.12。计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式 10-12 得 1lim111.07 600642HNHaaKMPMPS 2lim221.12 550616HNHaaKMPMPS （2）计算 1)试算小齿轮分度圆直径，代入H中较小值。223112.23EtdHKTZudu 24311.3 71.38 104.31 1 189.82.23106.3714.31616tdmmmm 2）计算圆周速度。11106.37 91.510.5160 100060 1000td nmmss 3）计算齿轮宽b。11 157.49106.37dtbdmmmm 4）计算齿宽与齿高之比bh。模数 11106.373.5530ttdmmmmmz 齿高 2.252.25 3.559.05thmmmmm 19 106.3711.759.05bh 5）计算载荷系数。根据0.51ms，7 级精度，由书 108 图表得动载荷系数1.05vK；对直齿轮1HFKK；由载荷状态均匀平稳查表得使用系数1AK；从课本表 10-4 中的软齿面齿轮栏查得的小齿轮相对支承非对称布置、7 级精度时1.429HK；由11.75bh，1.429HK，由图 1013 得1.39FK；故载荷系数 1 1.05 1 1.429 1.500AvFHKK K KK 6）tK和K的数值相差较大，所以按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由公式得 33111.500106.37111.57mm1.3ttKddK 7）计算模数m：11111.573.71930dmmmmmz 3、按齿根弯曲强度设计 由弯曲强度的设计公式为 23212FaSadFY YKTmz(1)确定公式内的各计算数值 1）根据查表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FEaMP；大齿轮的弯曲强度 极限2380FEaMP；20 2）由图 1018 取弯曲疲劳寿命系数10.96FNK，21.05FNK；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数1.4,FSS由F公式得 1112220.96 500342.861.41.05 3802851.4FNFEFaaFNFEFaaKMPMPSKMPMPS 4）计算载荷系数K。1 1.06 1 1.39 1.473AvFFKK K KK 5）查取齿形系数。由书表 105 并用差值法得:12.52FaY，22.156FaY。查取应力校正系数。由书表 105 并用差值法得:11.625SaY，21.806SaY。6）计算大、小齿轮的FaSaFY Y，并加以比较。1112222.52 1.6250.01194342.862.156 1.8060.01366285FaSaFFaSaFYYYY 显然大齿轮的数值大。（2）设计计算 4322 1.473 71.38 100.013663.171 30mmmmm 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计算 的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲所决定的承载能力，而齿面 接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与直径的乘积）有 21 关，可取由弯曲强度算得的模数 3.19mm并就近圆整为标准值3.5mmm，按接触强度算得的分度圆直径1166.02dmm，算出小齿轮齿数：11111.57323.5dzm 大齿轮齿数 24.31 32137z 4、几何尺寸计算(1)计算分度圆直径 112232 3.5112137 3.5479.5dzmmmmmdz mmmmm (2)计算中心距 12112479.5295.7522ddammmm(3)计算齿轮宽度 11 112112dbdmmmm 取2112Bmm，1117Bmm。5、齿轮结构设计及绘制齿轮零件图（1）齿轮结构的设计计算 由于 *11(2)(322 1)3.5119160adzh mmmmmmm *22(2)(1372 1)3.5486.5500adzh mmmmmmm 所以小齿轮做成实心结构齿轮，大齿轮做成腹板式结构齿轮。四、轴、键、轴承的设计计算 布置图如下（此图主要表现轴的形状，齿轮、键、键槽等和一些交线没有画出）22 1.输入轴的设计计算 1.轴上的功率1P、转速1n和转矩1T。由电动机的选择可知：m1n1440n=514.29r/mini2.8带 P1=Pd01=7.5 0.96=7.2kW T1=Tdi带1=49.74 2.8 0.96=133.70N m 2、求作用在齿轮上的力。轴（高速级）的小齿轮的直径167.5dmm，有 圆周力:1122 133700396167.5tdTN mmFNdmm 径向力：tan2570tan201442rtFFNN 23 在安装从动带轮处作用在轴上压轴力：1min0min164.2()2()sin2 6 228.41 sin2714.9022pFz FNN 据经验值，取001.3()minFF：min1.3()1.3 2714.903529PPFFNN 3.初步确定轴的最小直径 按教材机械设计式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料 为 45 钢，调质处理。根据表 15-3 取0115A，于是得：133min017.211527.71514.29pdAmmmmn 由于轴上必须开由两各键槽，所以最小直径按 13%增大：min(27.71 27.71 13%)31dmmmm 这是安装 V 带轮处的轴的直径，为使其与 V 带轮相适合，取d1 2=31mm 4.轴的结构设计计算 （1）拟定轴上零件的装配方案 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 24 1）为了满足 V带轮的轴向定位要求，1-2 轴段右端需制出一轴肩h=d（0.07 0.1），取h=0.08d，故2-3 段的直径2 3d=312 0.08 31=36mm，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=40。带轮与轴配合的毂孔长度(z-1 e+2f=152 9=93mmLB ）（6-1），为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在轴的端面上。故 1-2 段的长度应比轴配合的毂孔长度L=93mm略短，现取1 2l=90mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据2 3d=36mm，由机械设计手册选型号为 61908，得尺寸为d=406212DBmmmmmm。故3 47 840ddmm，而 3-4 轴段的长度可取为3 412lmm，右端应用轴肩定位，取4 5402 0.08 4046dmm。3）6-7 轴段装齿轮，为齿轮安装方便，该段值应略大于 7-8 轴段的直径，可取6 7d=43mm，齿轮右端用套筒固定，为使套筒端面紧凑在齿轮做断面上 6-7 轴段的长度应比齿轮毂长略短，已知齿宽173mmB，故选取 6-7轴段的长度为6 770lmm。齿轮左端用轴肩固定，由此可确定 5-6 轴段的直径，取5 6432 0.08 4350dmm，而5 61.41.4 0.08 434.816lhmm，取5 66lmm。4）轴承端盖的总宽度为 20mm（由减速机器轴承端盖的结构而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂的要求，取端盖的外端面与 V 带轮右端面的距离 l=30mm，故取2 3203050lmmmm。5）取齿轮距箱体内避之距离 a=16mm，同时考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，s=8mm。故在轴的右端取7 816 773 168 127039lBasBlmmmm 。25 6）取中间轴上大齿轮和小齿轮之间的距离 c=15mm，已知中间轴上大齿轮轮毂长273Bmm，中间轴上小齿轮轮毂长1117Bmm，则 24 515 6758 16 117 153437.5 614722Bls aBclmm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的轴向定位，轴上的圆角和倒角尺寸 齿轮、V 带轮与轴的周向定位均采取平键联接，查表 6-1，得 齿轮：键尺寸参数 b*h=12mm*8mm,L=50mm，t=4mm；V 带轮：键尺寸参数 b*h=10mm*8mm,L=50mm，t=4mm。参考教材表 15-2，轴段左端倒角1 45，右端倒角取1.2 45。各轴肩处的圆角半径为 R=1.2mm。（4）轴的受力分析，取齿轮齿宽中间点为力的作用点 1）根据轴向所受的支反力，作出弯矩图；利用轴所传递的扭矩，作出扭矩图。26 (注：轴的受力图、弯矩图和扭矩图是为了直观说明问题的关键所在。故只示意表示。)2）计算支反力 水平支反力：1120,()0AtRXMF LFLL有 1123961 194291119570396129111050tBXAXtBXF LFNLLFFFN 垂直面支反力：1120,()0ArBZMF LFLL有 27 1121442 1941060195701442 1060382rBZAZrBXF LFNLLFFFN 计算轴 O 处弯矩 水平面弯矩：1204OXAXMFLN 垂直面弯矩：174OZAZMFLN 合成弯矩：22217OOXOZMMMN 计算转矩：1133.70TTN m （5）校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，O 剖面处弯矩最大，还有键槽引起的应力集中，故 O 处剖面左侧为危险截面，该处轴的抗弯截面系数为 3334378063232dWmm 按弯矩合成应力校核轴的强度，对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数0.6，则 221()29.6OcaMTMPaW 前面已选定轴的材料为 45 刚，调制处理，由表 15-1 查得160MPa，因1ca，故安全。（6）校核键的连接强度 1）V 带轮的键：3121053.9pTMPakld 查表 6-2 得 100 120pMPa，pp。故强度足够，键校核安全 2）齿轮的键：3121040.9pTMPakld 28 查表 6-2 得 100 120pMPa，pp。故强度足够，键校核安全 （7）校核轴承的寿命 1）校核轴承 A 和计算寿命 径向载荷22974ArAXAZFFFN,查表 13-6，按载荷系数得1.0 1.2pf，取1.1pf，当量动载荷107113700AAArrPf FNCN,校核安全。该轴承寿命为：63110()6783260rAhACLhnP 2）校核轴承 B 和计算寿命 径向载荷223102BrBXBZFFFN,查表13-6，按载荷系数得1.0 1.2pf，取1.1pf，当量动载荷341213700BBBrrPf FNCN,校核安全。该轴承寿命为：63110()209860rAhBCLhnP。2中间轴的设计计算 1.中间轴上的功率、转速和转矩 由前面算得，功率26.84PkW，转速291.51/minnr，转矩2714.12TN m 2.作用在齿轮上的力 1）小齿轮 分度圆直径：1112dmm 作用在齿轮上的圆周力：23122 714.1212752112 10tTFNd 作用在齿轮上的径向力：tan12752 tan204641rtFFN 2）大齿轮 分度圆直径：1380dmm 29 作用在齿轮上的圆周力：23122 714.123759380 10tTFNd 作用在齿轮上的径向力：tan3759 tan201368rtFFN 3初步确定中间轴的最小直径 由于减速器的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，故选取轴的材料为 45 刚，调制处理。根据表 15-3，查得0126 103A,取0115A，于是得：233min026.8411548.4491.51pdAmmmmn 由于轴上必须开由两各键槽，所以最小直径按 13%增大：min(48.44 48.44 13%)55dmmmm 4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据与之相配合的轴的直径的最小直径为 55mm，有机械设计手册选型号61911，得尺寸d=558013DBmmmmmm。故1 27 81 27 855,13ddmmllmm。左右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，可取30 2 36 7552 0.08 5564ddmmmm，安装大小齿轮的轴段也为轴肩定位，故可取3 45 6642 0.08 6474ddmmmm。2）大齿轮的右端与右轴承、小齿轮的左端与左轴承都常用套筒定位。大、小齿轮的轮毂宽度分别为2168,117BmmB,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度约为 23mm,故取3 45 6115,65lmmlmm。大齿轮的左端与小齿轮的右端采用轴环定位，轴肩高度 h0.070.1d，则轴环处的直径4 5742 0.08 7486dmmmm。由前面主动轴的计算可知轴环宽度，即两齿轮间隙4 515lmm。由前面主动轴的计算，可以得到2 36 739,40lmmlmm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位、轴上的圆角和倒角尺寸 齿轮与轴的周向定位均采用平键联接，查表 6-1，得 小齿轮：键尺寸参数 b*h=20mm*12mm，L=80mm；大齿轮：键尺寸参数 b*h=20mm*12mm，L=63mm。参考教材表 15-2，轴段倒角取2 45，各轴肩处的圆角半径为 R=2.0mm（4）轴的受力分析，取齿轮齿宽中间点为力的作用点 1）根据轴所受的支反力，作出弯矩图；利用轴所传递的扭矩，作出扭矩图：31 （注：轴的受力图、弯矩图和扭矩图是为了直观说明问题的关键所在，故只示意表示。）2）计算支反力 水平支反力：0AM 1852CXFN ,37597141AXtCXFFFNN 垂直面支反力：0AM 2657CZFN ,13683352AZrczFFNFN 32 计算弯矩 水平面弯矩：736,146OXBXMN m MN m 垂直面弯矩：345,210OZBZMN m MN m 合成弯矩：22813OOXOZMMMN m 22256BBXBZMMMN m 转矩：2714.12TTN m （5）校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，O 剖面处弯矩最大，还有键槽引起的应力集中，故 O 剖面处为危险截面，该处轴的抗弯截面系数为：33374397833232dWmm 按弯矩合成应力校核轴的强度，对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数0.6，则 222()23.1OcaMTMPaW 前面已选定轴的材料为 45 刚，调制处理，由表 15-1 查得1 60MPa，因1ca，故安全。（6）校核键的连接强度 1）V 带轮的键：3221053.6pTMPakld 查表 6-2 得 100 120pMPa，pp。故强度足够，键校核安全。2）齿轮的键：3221080pTMPakld 查表 6-2 得 100 120pMPa，pp。故强度足够，键校核安全。33 （7）校核轴承的寿命 1）校核轴承 A 和计算寿命 径向载荷227889ArAXAZFFFN,查表 13-6，按载荷系数得1.0 1.2pf，取1.1pf，当量动载荷867816600AAArrPf FNCN,校核安全。该轴承寿命为：63210()127560rAhACLhnP 2）校核轴承 B 和计算寿命 径向载荷223239BrCXCZFFFN,查表 13-6，按载荷系数得1.0 1.2pf，取1.1pf，当量动载荷356316600AAArrPf FNCN,校核安全。该轴承寿命为：63110()1841960rAhBCLhnP。3从动轴的设计计算 1.求输出轴上的功率、转速和转矩 由前面算得，功率 36.5PkW，转速321.23/minnr，转矩32925.20TN m。2.求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径2479.5dmm 作用在齿轮上的圆周力：332222925.2012201479.5 10tTFNd 作用在齿轮上的径向力：tan12201 tan204441rtFFN 3.初步确定从动轴的最小直径，同时选择联轴器。由于减速器的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，故选取轴的材料为45 刚，调制处理。根据表 15-3，查得0126 103A,取0115A，于是得：333min036.5011577.5121.23pdAmmmmn 34 由于轴上必须开由两各键槽，所以最小直径按 13%增大：min(77.51 77.51 13%)88dmmmm 直径安装联轴器，为使所选的轴直径7 8d与联轴器的孔径相适应，故同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩3caATK T，查表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取1.3AK，于是：31.3 2925.203803caATK TN m。按照计算转矩caT应小于连轴器公称转矩的条件，查手册，选用 HL5 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 HL7,其公称转矩为 6300 N m.半联轴器的孔径190dmm，故取7 890dmm，半联轴器长度 L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度1107Lmm。4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，7-8 轴段左端需制出一轴肩，故 6-7段的直径6 7(90 2 0.08 90)104dmmmm，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=110mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 7-8 段的长度应比半联轴器与轴配合的毂孔长度35 1107Lmm略短一些，现取7 8104lmm。2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据6 7104dmm，由机械设计手册选型号为：61822，得其尺寸为11014016dDBmmmmmm 。故5 61 2110ddmm，而 5-6 轴段长度可取为5 616lmm，左端应用轴肩定位，取4 5(110 2 0.08 110)128dmmmm。3）1-2 轴段右端用轴肩定位，为了便于 2-3 轴段齿轮的安装，该段直径应略大于 1-2 轴段的直径，可取2 3116dmm。齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面靠紧在齿轮左端面上，2-3 轴段的长度应比齿轮毂长度略短，已知齿宽2112Bmm，故取 2-3 轴段的长度为2 3110lmm。4)齿 轮 右 端 用 轴 肩 定 位，由 此 可 确 定3-4轴 段 的 直 径，取3 4(116 2 0.08 116)134dmmmm，而3 41.41.4 0.08 11612.99lhmm，取3 414lmm。在轴的左端，由前面的计算可得1 242lmm。同样可由前面的计算得出4 5146lmm。5）轴承端盖的总宽度为 20mm（有减速器机轴承端盖的结构设计的、而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离30lmm，故取6 7(20 30)50lmmmm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的轴向定位，轴上的圆角和倒角尺寸 齿轮、V 带轮与轴的周向定位均采取平键联接，查表 6-1，得 齿轮：键尺寸参数 b*h=32mm*18mm,L=80mm；联轴器：键尺寸参数 b*h=25mm*14mm,L=80mm。（平头平键）参考教材表 15-2，轴段倒角取2 45，各轴肩处的圆角半径为 R=2.0mm。36 （4）轴的受力分析，取齿轮宽中间点为力的作用点 1）根据轴所受的支反力，作出弯矩图；利用轴所传递的扭矩，作出扭矩图：（注：轴的受力图、弯矩图和扭矩图是为了直观说明问题的关键所在，故只示意表示。）2）计算支反力 水平支反力：1120,()0AtBXMF LFLL有 37 11212201 933591932231220135918610tBXAXtBXF LFNLLFFFN 垂直面支反力：1120,()0ArBZMF LFLL有 112r4441 931307932234441 13073134rBZAZBXF LFNLLFFFN 计算轴 O 处弯矩：水平面弯矩：1801mOXAXMFLN 垂直面弯矩：1291OZAZMFLN m 合成弯矩：22852OOXOZMMMN m 计算转矩：32925.20TTN m（5）校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，O 剖面处弯矩最大，还有键槽引起的应力集中，故 O 处剖面左侧为危险截面，该处轴的抗弯截面系数为 3331161532413232dWmm 按弯矩合成应力校核轴的强度，对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数0.6，则 223()12.7OcaMTMPaW 前面已选定轴的材料为 45 刚，调制处理，由表 15-1 查得160MPa，因1ca，故安全。38 （6）校核键的连接强度 1）联轴器的键：33210116pTMPakld 查表 6-2 得 100 120pMPa，pp。故强度足够，键校核安全 2）齿轮的键：31210117pTMPakld 查表 6-2 得 100 120pMPa，pp。故强度足够，键校核安全（7）校核轴承的寿命 1）校核轴承 A 和计算寿命 径向载荷229163ArAXAZFFFN,查表 13-6，按载荷系数得1.0 1.2pf，取1.1pf，当量动载荷1007928000AAArrPf FNCN,校核安全。该轴承寿命为：63310()1683160rAhACLhnP 2）校核轴承 B 和计算寿命 径向载荷223821BrBXBZFFFN,查表 13-6，按载荷系数得1.0 1.2pf，取1.1pf，当量动载荷420328000BBBrrPf FNCN,校核安全。该轴承寿命为：63310()23211060rAhBCLhnP。五、减速机机体的设计计算 通常用HT200 灰铸铁铸造