带式输送机传动装置课程设计报告书样本.doc

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一、 设计题目
带式输送机传动装置课程设计
1、 传动装置简图;

2．课程设计任务:
已知二级减速器, 运输机工作转矩T/( N.m ) 为620N. m, 运输带工作速度0.9m/s,卷阳筒直径:360mm.工作条件: 连续单向运转, 工作时有轻微震动, 使用期限为8年, 中等批量生产, 两班制工作, 运输速度允许误差±5％。

二、 电动机的选择
1、 按工作要求和条件, 选用三相笼型异步电动机, 封闭式结构, 电压380V,Y型。
2、 计算功率
=Fv/1000===3.1 Kw
系统的传动效率

机构
V带传动
齿轮传动
滚动轴承( 一对)
联轴器
卷筒传动
效率
0.90
0.98
0.98
0.99
0.96
符号

因此:

＝0.920.980.980.980.980.980.980.99＝0.82
其中齿轮为8级精度等级油润滑
因此Pd=Pw/η＝3.8 kw
确定转速
圏筒工作转速＝==47.77转
二级减速器的传动比为7.150( 调质)
因此电动机的转速范围 339.42390
经过比较, 选择型号为 Y132S-4其主要参数如下:
电动机额
定功率P
电动机满
载转速nm
电动机伸
出端直径
电动机伸出
端安装长度
5.5kw
1440(r.min-1)
38mm
80mm
三、 传动比的分配及转动校核
总的转动比:i= ==30.1
选择带轮传动比i1=3, 一级齿轮传动比i2= 3.7,二级齿轮传动比i3=2.9
7、 由于电动带式运输机属通用机械, 故应以电动机的额定功率作为设计功率, 用以计算传动装置中各轴的功率。
0轴( 电动机) 输入功率: =5.5kw
1轴( 高速轴) 输入功率: =5.50.92=5.06kw
2轴( 中间轴) 的输入功率: =5.50.920.980.98×=4.86kw
3轴( 低速轴) 的输入功率: =5.50.92=4.62kw
4轴( 滚筒轴) 的输入功率:
=5.50.920.99×0.96=4.484kw
8、 各轴输入转矩的计算:
0轴( 电动机) 的输入转矩:
==36.47 Nmm
1轴( 高速轴) 的输入转矩:
==100.67 Nmm
2轴( 中间轴) 的输入转矩:
==357.66 Nmm
3轴( 低速轴) 的输入转矩:
==986.38 Nmm
4轴( 滚筒轴) 的输入转矩:
==957.35 Nmm
轴编号
名称
转速/(r/min)
转矩/(N.mm)
功率/KW
I
电动机转轴
1440
3.647×
5.5
II
高速轴
480
1.0067×
5.06
III
中间轴
129.73
3.5766×
4.86
IV
低速轴
44.73
9.8638×
4.62
V
卷筒轴
44.73
9.5735×
4.484

四、 三角带的传动设计
确定计算功功率
1． 由[课]表8-6 查得工作情况系数=1.2, 故
=1.25.5 =6.6 kw
2.选取窄V带类型
根据 由[课]图8-9 确定选用SPZ型。
3．确定带轮基准直径
由[2]表8-3和表8-7取主动轮基准直径 =80 mm
根据[2]式( 8-15) , 从动轮基准直径 。
=380=240 mm
根据[2]表8-7 取=250 mm
按[2]式( 8-13) 验算带的速度
==6.29 m/s <25 m/s 带的速度合适
4．确定窄V带的基准长度和传动中心距
根据 0.7( +) <<2( +) , 初步确定中心距 =500 mm
根据[2] 式( 8-20) 计算带的基准长度
2+( +) +
=2500+( 250+80) +
=1532.55mm
由[2]表8-2选带的基准长度=1600 mm
按[2]式( 8-12) 计算实际中心距
+=400+=533.73 mm
5.演算主动轮上的包角
由[2]式( 8-6) 得
+
=+
=>
主动轮上的包角合适
6．计算窄V带的根数

由 =1440 r/min =80 mm =3 查[课]表8-5c 和[课]表8-5d得
=1.60 kw =0.22kw
查[课]表8-8得 =0.95 =0.99 , 则
==3.856
取 =4 根。
7．计算预紧力

查[课]表8-4得 =0.065 Kg/m, 故
=550.3N

8．计算作用在轴上的压轴力

=
=4346.38 N
9.带轮结构设计略。
五、 齿轮传动的设计
㈠高速级齿轮传动的设计
选择齿轮精度为7级, 小齿轮材料为40Cr( 调质) , 硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢( 调质) , 硬度为 240HBS,两者材料硬度差为 40HBS.
减速器采用圆柱斜齿轮传动, 螺旋角初选为=14°
初选小齿轮齿数为2。那么大齿轮齿数为81。
3、 由于减速器采用闭式传动, 因此按齿面接触疲劳强度进行设计。
设计公式: ≥
确定公式中各参数, 选Kt=1.6,ZH=2.433, ,=0.765, ,=0.945.

=0.765+0.945
=1.710
由表查得齿宽系数＝1.0。
查表得: 材料弹性影响系数ZE=189.8
再按齿面硬度查得: 小齿轮得接触疲劳强度极限＝590MPa, 大齿轮得接触疲劳强度极限: ＝560MPa.
由计算公式: N=算出循环次数:
＝60×480×1×( 2×8×8×300)
＝2.76×
==4.38×
再由N1,N2查得接触疲劳寿命系数=0.94, =1.05.
计算接触疲劳许用应力, 取安全系数S=1,失效概率1％。
=0.94×590=554.6Mpa
=1.05×560=588Mpa
=571.3MPa
4、 计算小齿轮分度圆直径,由计算公式得:

≥53.87mm
=199.32mm
计算小齿轮圆周速度: v＝=1.35m/s
计算齿宽b及模数m.
b=

齿高:h==2.25×2.376=5.346mm
=10.08
计算纵向重合度:
＝0.318×1×22×tan14°
＝1.744
计算载荷系数K
已知使用系数=1
已知V＝1.35m/s7级齿轮精度, 由表查得动载荷系数=1.05
由表查得: 的计算公式:

＝1.12＋0.18( 1＋0.6) ＋0.23×53.87
＝1.42
再由表查的: =1.33, =1.2
公式:
=1×1.2×1.05×1.42
=1.789
再按实际载荷系数校正所算得分度院圆直径:
=55.91mm
计算模数: ==2.466mm
5、 再按齿根弯曲强度设计:
设计公式:

确定计算参数:
计算载荷系数:

　=1×1.05×1.2×1.33
=1.676
根据纵向重合度: ＝1.744, 从表查得螺旋角影响系数=0.88
计算当量齿数: =24.82
=86.87
由[课]表10－5查取齿形系数=2.63, =2.206
查取应力校正系数=1.588, =1.777
再由表查得小齿轮弯曲疲劳强度极限: ＝500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限＝380MPa
再由表查得弯曲疲劳系数: =0.85, =0.9
计算弯曲疲劳许用应力, 取弯曲疲劳安全系数: S=1.35
==314.8Mpa
==253.3MPa
计算大, 小齿轮的, 并加以比较:
=0.01327
=0.0155
大齿轮的数值大, 选用大齿轮 =0.0155
设计计算:

对比计算结果, 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿面接触强度计算的法面模数, 取标准模数=2mm, 既满足弯曲强度, 但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径=53.87mm来计算齿数:
==26.1
取＝26
则=97
6、 几何尺寸计算:
计算中心距:

将中心距圆整为: 127 mm
按圆整后中心距修正螺旋角:

因的值改变不大, 故参数等不必修正。
计算大小齿轮分度圆直径:
=53.69mm
=200.3mm
计算齿轮宽度:
=1×53.69=53.69mm
取=54mm,=60mm
8、 高速级齿轮传动的几何尺寸
名称
计算公式
结果/mm
法面模数
mn
2
面压力角
αn
20o
螺旋角
β
14.4o
分度圆直径

d1
53.69
d2
200.3
齿顶圆直径

da1=d1+2ha*mn=53.69+2×1×2
57.69
da2=d2+2ha*mn=200.3+2×2
204.3
齿根圆直径
df1=d1－2hf*mn=53.69－2×1.25×2
48.69
df2=d2－2hf*mn=200.3－2×2×1.25
195.3

中心距

a=mn(Z1+Z2)/( 2cosβ)
127
=2×(22+81)/( 2cos14.4o)

齿宽
b2=b
54
b1=b2+(5～10)mm
60
3、 齿轮的结构设计
小齿轮由于直径较小, 采用齿轮轴结构。
大齿轮采用腹板式结构。
代号
结构尺寸计算公式
结果/mm
轮毂处直径D1
D1=1.6d=1.6×45
72
轮毂轴向长L
L=(1.2～1.5)d≥B
54
倒角尺寸n
n=0.5mn
1
齿根圆处厚度σ0
σ0=(2.5～4) mn
8
腹板最大直径D0
D0=df2－2σ0
216
板孔分布圆直径D2
D2=0.5(D0+D1)
144
板孔直径d1
d1=0.25(D0－D1)
35
腹板厚C
C=0.3b2
18

( 二) 、 低速齿轮机构设计
1、 已知＝129.73r/min
2、 选择齿轮精度为7级, 小齿轮材料为40Cr( 调质) , 硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢( 调质) , 硬度为 240HBS,两者材料硬度差为 40HBS.
减速器采用圆柱斜齿轮传动, 螺旋角初选为=14°
初选小齿轮齿数为28。那么大齿轮齿数为81。
3、 由于减速器采用闭式传动, 因此按齿面接触疲劳强度进行设计。
设计公式: ≥
确定公式中各参数, 选Kt=1.6,ZH=2.433,=0.768, ,==0.945

=0.789+0.945
=1.713
选齿宽系数＝1.0。
查表得: 材料弹性影响系数ZE=189.8
再按齿面硬度查得: 小齿轮得接触疲劳强度极限＝590MPa, 大齿轮得接触疲劳强度极限: ＝560MPa.
由计算公式: N=算出循环次数:
＝60×129.73×1×( 2×8×8×300)
＝2.99×
=1×
再由N1,N2查得接触疲劳寿命系数=0.90, =0.95.
计算接触疲劳许用应力, 取安全系数S=1,失效概率1％。
=0.90×590=531Mpa
=0.95×560=532Mpa
=531.5MPa
4、 计算小齿轮分度圆直径,由计算公式得:

≥87.86mm
计算小齿轮圆周速度: v＝=0.596m/s
计算齿宽b及模数m.
b=
mm
齿高:h==2.25×3.04=6.85mm
=12.83
计算纵向重合度:
＝0.318×1×28×tan14°
＝2.22
计算载荷系数K
已知使用系数=1
已知V＝0.596m/s, 7级齿轮精度, 由表查得动载荷系数=1.03
由表查得: 的计算公式:

＝1.15＋0.18( 1＋0.6) ＋0.23×87.86
＝1.428
再由[课]表10－3查的: =1.33, =1.2
公式:
=1×1.03×1.428×1.2
=1.765
再按实际载荷系数校正所算得分度圆直径:
=90.78mm
计算模数: ==3.146mm
5、 再按齿根弯曲强度设计:
设计公式:

确定计算参数:
计算载荷系数:

　=1×1.03×1.2×1.33
=1.644
根据纵向重合度: ＝2.22, 从[课]图10－28查得螺旋角影响系数=0.88
计算当量齿数: =31.59
=91.38
再由[课]表10－5查取齿形系数=2.505, =2.20
查取应力校正系数=1.63, =1.781
计算大, 小齿轮的, 并加以比较:
=0.00769
=0.00737
小齿轮的数值大, 选用小齿轮 =0.00737
设计计算:

mm
对比计算结果, 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿面接触强度计算的法面模数, 取标准模数=2mm, 既满足弯曲强度, 但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径=90.78mm来计算齿数:
==44.04
取＝44
得＝127
6、 几何尺寸计算:
计算中心距:

将中心距圆整为: 177mm
按圆整后中心距修正螺旋角:

因的值改变不大, 故参数等不必修正。
计算大小齿轮分度圆直径:
=90.56mm
=263.44mm
计算齿轮宽度:
=1×90.56=90.56mm
取=90mm,=95mm
7、 低数级齿轮传动的几何尺寸
名称
计算公式
结果/mm
面 基数
mn
2
面压力角
αn
20o
螺旋角
β
13.7o
分度圆直径
d3
90.56
d4
263.44
齿顶圆直径
da1=d1+2ha*mn=90.56+2×1×2
94.56
da2=d2+2ha*mn=263.44+2×1×2
267.44
齿根圆直径
df1=d1－2hf*mn=90.56－2×1.25×2
85.56
df2=d2－2hf*mn=263.44－2×1.25×2
258.44
中心距
a=mn(Z1+Z2)/2cosβ
177
齿宽
b2=b
90
b1=b2+(5～10)mm
95
六、 轴的设计
( 一) 、 高速轴的设计
1、 轴的材料与齿轮1的材料相同为40Cr调质。
2、 按切应力估算轴径
由表15—3查得, 取A0=106
轴伸出段直径
d1≥A0(p1/n1)1/3=106×(5.06/480)1/3=23.2mm
取d1=32mm
3、 轴的结构设计
1)、 划分轴段
轴伸段d1; 过密封圆处轴段d2; 轴颈d3,d7; 轴承安装定位轴段d4,d6;齿轮轴段。
2)、 确定各轴段的直径
由于轴伸直径比强度计算的值要大许多, 考虑轴的紧凑性, 其它阶梯轴段直径应尽可能从较小值增加, 因此, 取 d2=34mm, 选择滚动轴承30207, 轴颈直径d3=d7=35mm。
齿轮段尺寸。
分度圆直径d=53.69 da=57.69 df=48.69
3)、 定各轴段的轴向长度。
由中间轴的设计知 轴长L＝253.5+
伸出端的长度由带轮厚度确定＝( 1.5－2) d,取＝64mm
选取轴向长度为20 ＝( 2030)
其余长度根据中间轴各段长度确定

4、 按许用弯曲应力校核轴。
(1)、 轴上力的作用点及支点跨距的确定。
AC=57mm CD=170mm AB=227mm
(2)、 绘轴的受力图。
( 3)、 计算轴上的作用力:
Ft1=2T1/d1=2×100.67×103/54=3728.5N
Fr1=Ft1×tanαn/cosβ1=3728.5×tan20o/cos14.4=1401N
Fα1=Ft1×tanβ1=3728.5×tan14.4o=957N
(4)、 计算支反力
绕支点B的力矩和ΣMBZ=0, 得
RAZ=[Fr1×170+Fa1×d1/2]227
=(1401×70+957×27) 227
=1163N
同理: ΣMAZ=0 ,得
RBZ=[Fr1×57-Fa1×d3/2] 227
=(1401×57-975×27) 227
=238N
校核: ΣZ=RAZ－Fr1+RBZ =238+1163-1401=0
计算无误
同样, 由绕支点B的力矩和ΣMBy=0, 得
RAY=3728.5×170/227=2792
由ΣMAy=0, 得
RBY=3728.5×5/227=936N

校核: ΣZ=RAY+ RBY －Ft1=936+2792--3728=0
计算无误
(5)、 转矩, 绘弯矩图
垂直平面内的弯矩图。

C处弯矩: MCZ左= RAZ×57=66291Nmm
MCZ右= RBZ×170=40460Nmm

MCY=RAY×57=2792×57=159144Nmm
(6)、 合成弯矩
MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(662912+404602)1/2=77663Nmm
MC右 =(M2CZ右+M2CY)1/2=(404602+1591442)1/2=164207Nmm
(7)、 转矩及转矩图。
T2=100670Nmm
(8)、 计算当量弯矩
应力按正系数α=[δ-1b]/[δ0b]=55/95=0.58
αT2=0.58×100670=58389Nmm
C处: M′C左=MC左=159144
M′C右=[M2C右+(αT2)2]1/2=(1642072+1591442)1/2=174279Nmm
(9)、 校核轴径。
C剖面: dC= (M′C右/0.1[δ-1b])1/3=(174279/0.1×55)1/3
=31mm＜43mm
强度足够。
(10)、 轴的细部结构设计
由表6—1查出键槽尺寸: b×h=14×9(t=5.5, r=0.3);
由表6—2查出键长: L=45;

( 二) 、 中间轴的设计
1、 选择轴的材料。
因中间轴是齿轮轴, 应与齿轮3的材料一致, 故材料为45钢调质。
由表15—1查得:
硬度217～255HBS [δ0b]=95MPa [δ-1b]=55MPa
抗拉强度极限: δβ=640MPa
屈服强度极限: δs=355MPa
弯曲疲劳极限: b-1=275MPa
剪切疲劳极限: τ-1=155MPa
许用弯曲应力: [b-1]=60MPa
2、 轴的初步估算
根据表15—3, 取A0=112
d≥=112=37.46mm
考虑该处轴径应当大于高速级轴颈处直径, 取
D1=dmin=40mm
3、 轴的结构设计
( 1) 、 各轴段直径的确定。
初选滚动轴承, 代号为30208 .轴颈直径d1=d5=dmin=40mm.
齿轮2处轴头直径d2=45mm
齿轮2定位轴角厚度。
hmin=(0.07～0.1)d, 取hmin=5mm该处直径d2=54mm
齿轮3的直径: d3=90.54mm,da3=94.54mm,df3=85.56mm
由轴承表5—11查出轴承的安装尺寸d4=49mm
(2)、 各轴段轴向长度的确定。
轴承宽度B=19.75mm ,两齿轮端面间的距离△4=10mm
其余的如图

4、 按许用弯曲应力校核轴。
(1)、 轴上力的作用点及支点跨距的确定。
AC=57mm CD=88mm CB=72mm AD=217mm
(2)、 绘轴的受力图。
( 3)、 计算轴上的作用力:
齿轮2: Ft2=2T2/d2=2×357.66×103/200.3=3571.2N
Fr2=Ft2×tanαn/cosβ2=3571.2×tan20o/cos14.4=1342N
Fα2=Ft2×tanβ2=3571×tan14.4o=917N
齿轮3: Ft3=2T3/d3=2×357.66×103/90.56=7899N
Fr3=Ft3×tann/cosβ3=7899×tan20o/cos13.7=2959N
Fα3=Ft3×tanβ3=7899×tan13.7o=1926N
(4)、 计算支反力
绕支点B的力矩和ΣMBZ=0, 得
RAZ=[Fr2(88+72)+Fa2×d2/2+Fa3×d3/2－Fr3×72]217
=(1342×160+917×100.15+1926×45.26-72×2959) 217
=833N
同理: ΣMAZ=0 ,得
RBZ=[Fr3(57+88)+Fa3×d3/2+Fa2×d2/2－Fr2×57] 217
=(2959×165+917×100.15+1926×45.26-1342×57) 217
=2450N
校核: ΣZ=RAZ+Fr3－Fr2－RBZ =833+2959-1342-2450=0
计算无误
同样, 由绕支点B的力矩和ΣMBy=0, 得
RAY=(3571×160+7899×72)/217=5449N
由ΣMAy=0, 得
RBY=( 3571×57+7899×145) /217=6021
校核: ΣZ=RAY+ RBY －Ft3－Ft2=5449+6021-3571-7899=0
计算无误
(5)、 转矩, 绘弯矩图
垂直平面内的弯矩图。

C处弯矩: MCZ左=RAZ×57=833×57=43316Nmm
MCZ右=RAZ×57－Fa2d2/2
=833×57－917×100.15=-48522Nmm
D处弯矩: MDZ左=RBZ×72+Fa3×d3/2
=2450×72+1926×45.26=263609Nmm
MDZ右=RBZ×72=176400
水平面弯矩图。

MCY=RAY×57=5449×57=283348Nmm
MDY=RBy×72=6021×72433512Nmm
(6)、 合成弯矩
处: MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(433162+2833482)1/2=286640Nmm
MC右 =(M2CZ右+M2CY)1/2=(485222+2833482)1/2=287473Nmm
D处:
MD左=(M2DZ左+M2DY)1/2=(2636092+4335122)1/2=507368Nmm
MD右 =(M2+M2DY)1/2=(1764002+4335122)1/2=468027Nmm
(7)、 转矩及转矩图。
T2=533660Nmm
(8)、 计算当量弯矩
应力按正系数α=[δ-1b]/[δ0b]=55/95=0.58
αT2=0.58×533660=309523Nmm
C处: M′C左=MC左=286640
M′C右=[M2C右+(αT2)2]1/2=(2874732+3095232)1/2=422428Nmm
D处:
M′D左=[M2D左+(αT2)2]1/2=(5073682+3095232)1/2=588346Nmm
M′D右=M2D右=468027Nmm
(9)、 校核轴径。
C剖面: dC= (M′C右/0.1[δ-1b])1/3=(422428/0.1×55)1/3
=42.5mm＜45mm
强度足够。
D剖面: dD= (M′D右/0.1[δ-1b])1/3=(588346/0.1×55)1/3
=46.7mm＜85.56mm(齿根圆直径)
强度足够。
(10)、 轴的细部结构设计
由表6—1查出键槽尺寸: b×h=14×9(t=5.5, r=0.3);
由表6—2查出键长: L=45;
(11)中间轴的精确校核:
对照轴的晚矩图和结构图, 从强度和应力集中分析Ⅰ, Ⅱ, G都是危险段面, 可是由于Ⅰ, Ⅱ还受到扭矩作用, 再由II断面的弯矩要大于I处, 因此现在就对II处进行校核。
轴的材料为45钢, 调质处理, 由手册查得: 。
由手册查得:

Ⅰ剖面的安全系数:
抗弯断面系数:

抗扭断面系数:

弯曲应力幅:
弯曲平均应力
扭转切应力幅:
平均切应力:
键槽所引起的有效应力集中系数
再由手册查得, 表面状态系数β=0.92, 尺寸系数

剪切配合零件的综合影响系数, 取进行计算:

剪切配合零件的综合影响系数, 取进行计算,
由齿轮计算循环次数, 因此取寿命系数

综合安全系数:

因此具有足够的强度。

( 三) 、 低速轴的设计
1、 轴的材料与齿轮4的材料相同为45钢调质。
2、 按切应力计算轴径。
由表15—3查得, 取A0=112
轴伸出段直径
d1≥A0(p3/n3)1/3=112×(4.62/44.73)1/3=52.5mm
考虑与卷筒轴半联轴器相匹配的孔径标准尺寸的选用, 取d1=50mm,则轴孔长度L1=84mm
3、 轴的结构设计
1)、 划分轴段d1;过密封圆处轴段d2;轴颈d3,d8;轴承安装定位轴段d4; 轴身d5,d7; 轴头d6。
2)、 确定各轴段直径。
取d2=52mm
选择滚动轴承30211, 轴颈直径d3=d8=55mm., 轴承宽22.75
4、 按许用弯曲应力校核轴。
(1)、 轴上力的作用点及支点跨距的确定。
AC=67mm CB=141mm AB=208mm
(2)、 绘轴的受力图。
( 3)、 计算轴上的作用力:
Ft4=2T4/d4=2×986380/263.44=7488N
Fr4=Ft4×tanαn/cosβ4=7488.5×tan20o/cos13.7=2805N
Fα4=Ft4×tanβ4=7488×tan13.7o=684N
(4)、 计算支反力
绕支点B的力矩和ΣMBZ=0, 得
RAZ=[Fr4×141+Fa4×d4/2]208
=2335N
同理: ΣMAZ=0 ,得
RBZ=[Fr4×67-Fa4×d4/2] 208
=470N
校核: ΣZ=RAZ－Fr1+RBZ =4708+2335-2805=0
计算无误
同样, 由绕支点B的力矩和ΣMBy=0, 得
RAY=7488×141/2208=5076
由ΣMAy=0, 得
RBY=7488×67/208=2412N

校核: ΣZ=RAY+ RBY －Ft1=2412+5076--7488=0
计算无误
(5)、 转矩, 绘弯矩图
垂直平面内的弯矩图。

C处弯矩: MCZ左= RAZ×67=156445Nmm
MCZ右= RBZ×141=340374Nmm

MCY=RAY×67=340092Nmm
(6)、 合成弯矩
MC左=(M2CZ左+M2CY)1/2=(1564652+3403742)1/2=374614Nmm
MC右 =(M2CZ右+M2CY)1/2=(3403742+340072)1/2=481162Nmm
(7)、 转矩及转矩图。
T2=986380Nmm
(8)、 计算当量弯矩
应力按正系数α=[δ-1b]/[δ0b]=55/95=0.58
αT2=0.58×986380=572100Nmm
C处: M′C左=MC左=374614
M′C右=[M2C右+(αT2)2]1/2=(5721002+3764142)1/2=684826Nmm
(9)、 校核轴径。
C剖面: dC= (M′C右/0.1[δ-1b])1/3=(684826/0.1×55)1/3
=50mm＜62mm
强度足够。
(10)、 轴的细部结构设计
由表6—1查出键槽尺寸: b×h=18×11
由表6—2查出键长: L=70;

七、 滚动轴承的校核计算
( 一) 中间滚动轴承的校核计算
选用的轴承型号为30208由表9－16查得Cr=59.8 kN,=42.8kN
e=0.37
1、 作用在轴承上的负荷。
1)、 径向负荷
A处轴承FRⅠ=(R2AZ+R2AY)1/2=(8332+54492)1/2=5512N
B处轴承FRⅡ=(R2BZ+R2BY)1/2=(24502+60212)1/2=6500N
2)、 轴向负荷
3)、 轴承受力简图。

外部轴向力FA=Fa3－Fa2=1926—917=1009N
从最不利受力情况考虑FA指向B处轴承, 如上图所示。
轴承内作轴向力SⅠ=еFrⅠ=0.37×5512=2039N
SⅡ=0.4×FrⅡ=0.37×6500=2405N
因FA+SⅠ=1009+2039=3048＞2405=SⅡ
轴承Ⅱ被压紧, 为紧端, 故
FaⅠ=SⅠ=2039N FaⅡ=FA+SⅠ=3048N
2、 计算当量功负荷。
Ⅰ轴承, FaⅠ/Cor=2039/42800=0.04764 查[课]表13-5, е=0.42
FaⅠ/FrⅠ=2039/5512=0.37＜е,X1=1 Y1=0
动载荷系数fp=1.1
当量动载荷prⅠ=fp(X1FrⅠ+Y1FaⅠ)=1.1×5512=6063N
Ⅱ轴承: FaⅡ/Cor=3048/42800=0.071 е=0.44
FaⅡ/FrⅡ=3048/6500=0.47＞е=0.44, X2=0.44, Y2=1.26
当量功载荷
PrⅡ=fa(X2FrⅡ+Y2FaⅡ)=1.1×(0.44×6500+1.26×3048)
=7371N
3、 验算轴承寿命
因PrⅠ＜PrⅡ,故只需验算Ⅱ轴承。
轴承预期寿命与整机寿命相同, 为: 8×300×16=38400h
轴承实际寿命
Lh10=16670/n2(Cr/PrⅡ)ε=16670/129.73(59800/7371)3
=128554h＞38400
具有足够使用寿命。
4、 轴承静负荷计算
经计算, 满足要求; 计算过程略。
经校核, 高、 低轴的轴承均满足要求
八、 平键联接的选用和计算
1、 中间轴与齿轮Ⅰ的键联接运用及计算。
由前面轴的设计已知本处轴径为: d2=45
由表6—1选择键14×9×50
键的接触长度 L=d2－b=50－14=36,接触度h′=h/2=9/2=4.5mm
由《机械设计》表6—2查出键静联接的挤压作用应力[δp]=120MPa
δp=2T2/d2lh′=(2×357.66×103)/(45×36×4.5)=98MPa＜[δP]
键联接强度足够
2、 低速轴与齿轮4的键联接选用及计算。
由前面轴的设计已知本处轴径为: d4=62
由表6—1选择键18×11×70
键的接触长度 L=d2－b=70－18=52,接触度h′=h/2=11/2=5.5mm
由《机械设计》表6—2查出键静联接的挤压作用应力[δp]=120MPa
δp=2T2/d2lh′=(2×986.38×103)/(62×52×5.5)=111MPa＜[δP]
键联接强度足够
九．联轴器的选择计算
由于低速级的转矩较大, 故选用弹性柱销联轴器, 型号为HL5
计算转矩: ＝K=1.5986380=1479.6Nm
转速 n=44.73 d=50
因此由表可知: 强度和转速均满足要求
十、 箱体及其附件的设计选择
1、 零部件
名称
符号
件速器的尺寸关系
箱座壁厚
δ
18
箱盖壁厚
δ1
8
箱盖凸缘厚度
b1
30
箱座凸缘厚度
b
13
地脚螺钉直径
df
M20
地脚螺钉数量
n
6
轴承旁联结螺栓直径
d1
M6
盖与座联接螺栓直径
d2
M14
联接螺栓d2的间距
L
125~200
轴承端盖螺钉直径
d3
M8
检查孔盖螺钉直径
d4
M8
定位销直径
d
8

3、 油标尺的尺寸设计
如图
由表7—21, 选取为M12d 的。
D=20 b=6 h=28 d2=12
a=10 D1=16 d1=4
参考文献:
1、 没有注明的为《机械设计课程设计》书。
2、 《机械设计》教材。
3、 《机械原理》教材。

总效率
η=0.82

Y132S—4电动机
P=5.5KW
N=1440(r.min-1)

主动轮基准直径
=80 mm

从动轮基准直径
＝250 mm

实际中心距533.73mm

包角
＝

V带的根数
＝4

＝53.87mm

=199.32mm

模数
M＝2.