高材091 倪江鵬 09404300105

1、 機械設(shè)計課程設(shè)計說明書 設(shè)計題目 帶式運輸機傳動系統(tǒng)設(shè)計 學(xué) 院 包裝與材料工程學(xué)院 專 業(yè) 高分子材料與工程 姓 名 倪江鵬 班 級 高材091班 學(xué) 號 09404300105 指導(dǎo)老師 江 湘 顏 最終評定成績 課程設(shè)計任務(wù)書20102011學(xué)年第 2 學(xué)期 包裝與材料工程 學(xué)院 高分子材料與工程 專業(yè) 091 班課程名稱： 機械設(shè)計基礎(chǔ) 設(shè)計題目： 帶式運輸機傳動系統(tǒng)的設(shè)計 完成期限：自 2011 年 7 月 1 日至 2011 年 7 月 8 日共 1 周內(nèi)容及任務(wù)設(shè)計任務(wù)：設(shè)計帶式輸送機的傳動系統(tǒng)。要求傳動系統(tǒng)中含有單級圓柱齒輪減速器及V帶傳動。1、原始數(shù)據(jù)帶的圓周力F/N帶速v

2、（m/s）滾筒直徑D/mm25001.54002、工作條件常溫下連續(xù)工作、單向運轉(zhuǎn)；空載起動，工作載荷平衡；兩班制（每班工作8h），要求減速器設(shè)計壽命為8年，中批量生產(chǎn)；輸送帶速度允許誤差為±5%,三相交流電源的電壓為380/220V。3、工作量要求（1）完成設(shè)計計算說明書一份。（2）完成A0裝配圖1張。（3）課程設(shè)計結(jié)束后組織答辯。進度安排起止日期工作內(nèi)容2010.7.13編寫設(shè)計計算說明書2010.7.47繪制裝配圖主要參考資料1 金清肅.機械設(shè)計基礎(chǔ).武漢：華中科技大學(xué)出版社，20082 王洪等.機械設(shè)計課程設(shè)計.北京：北京交通大學(xué)出版社，20103 成大先.機械設(shè)計手冊.北京

3、：化學(xué)工業(yè)出版社，2010指導(dǎo)教師（簽字）： 江湘顏 2011年 6 月 26 日系主任（簽字）： 2011年 6 月 26 日目 錄一、擬定傳動方案3二、選擇電動機5三、計算傳動裝置總傳動比及分配各級傳動7四、確定傳動裝置的運動及動力參數(shù)五、V帶的設(shè)計六，齒輪傳動的設(shè)計七、軸的設(shè)計與計算八、聯(lián)軸器的選擇與計算九、鍵的設(shè)計十、滾動軸承的選擇與壽命校核十一、減速器箱體的設(shè)計十二、減速器附件的選擇一、 擬定傳動方案1.設(shè)計的原始數(shù)據(jù)如表1-1所示：帶的圓周力F/N帶速v（m/s）滾筒直徑D/mm25001.5400 表1-12.工作條件：常溫下連續(xù)工作、單向運轉(zhuǎn)；空載起動，工作載荷較平穩(wěn)；兩班制（

4、每班工作8h），要求減速器設(shè)計壽命為8年，大修2中批量生產(chǎn)；輸送帶速度允許誤差為±5%,三相交流電源的電壓為380/220V。 方案 方案 方案 圖1-1根據(jù)已知條件，初步擬定的傳動方案如圖1-1所示。方案：采用二級圓柱齒輪減速器，該方案結(jié)構(gòu)尺寸小，傳動效率高，適合于較差環(huán)境下長期工作；方案：采用V帶傳動和一級閉式齒輪傳動，該方案外廓尺寸較大，V帶的緩沖吸振能力好，并且有過載保護作用，但是V帶不適合惡劣的工作環(huán)境；方案：采用一級蝸桿減速器，該方案結(jié)構(gòu)緊湊，但是傳動效率低，連續(xù)工作成本高。以上三種方案基本上都能滿足帶式運輸機的要求，通過分析和比較多種傳動方案，最終確定的帶式輸送機傳動系

5、統(tǒng)簡圖如圖1-1所示。V帶傳遞功率大，傳動能力強，結(jié)構(gòu)緊湊，用途廣泛；圓柱齒輪機構(gòu)壽命長，加工方法簡單，使用范圍廣。帶式輸送機由電動機驅(qū)動，電動機1通過V帶傳動2將動力傳入單級圓柱齒輪減速器3，再通過聯(lián)軸器4，將動力傳至輸送機滾筒5，帶動輸送帶6工作。1-電動機；2-V帶傳動；3單級圓柱齒輪減速器；4聯(lián)軸器；5滾筒；6輸送帶 圖1-1 二、電動機的選擇 計算內(nèi)容和說明計算結(jié)果1.電動機的類型按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y系列三相交流異步電動機，它為臥式封閉結(jié)構(gòu)，電源的電壓為380V.2.電動機容量的選擇首先，根據(jù)原始數(shù)據(jù)，工作機所需要的有效功率為 Pw=3.75Kw根據(jù)參考資料2表3-

6、3可知：一對滾動軸承傳動效率，=0.99;：輸送機滾筒效率 =0.96; ：閉式圓柱齒輪傳動效率（設(shè)齒輪精度為8級），=0.97；：V帶傳動效率，=0.95； ：聯(lián)軸器效率，=0.99。于是有： 12 =d =0.95； 23 =a×c =0.99×0.97=0.9603; 34 =a×e =0.99×0.99=0.9801; 45 =a×b =0.99×0.96=0.9504;故傳動系統(tǒng)的總效率為=12×23×34×45 =0.95×0.9603×0.9801×0.9504

7、=0.8498工作時，電動機所需的功率為 Pd = = kW =4.41kW根據(jù)參考資料表212-1可知，滿足PePd 條件的Y系列三相交流異步電動機額定功率Pe 應(yīng)取值為5.5kW. 3電動機轉(zhuǎn)速及型號的確定 根據(jù)設(shè)計的原始數(shù)據(jù)，可得輸送機滾筒的工作轉(zhuǎn)速nw 為 nw =71.66(r/min) 初選同步轉(zhuǎn)速為1500r/min和1000r/min的電動機，查參考資料2表12-1可知，對應(yīng)于額定功率Pe 為5.5kW的電動機型號分別為Y132S-4型和Y132M2-6型。從參考資料2上可知，Y132M2-6型和Y132S-4型電動機相關(guān)技術(shù)數(shù)據(jù)以及計算得的傳動比如表2-2所示：方案號電動機型

8、號額定功率 /kW同步轉(zhuǎn)速 /(r/min)滿載轉(zhuǎn)速 /(r/min)總傳動比 i外伸軸徑D/mm軸外伸長度E/mm方案Y132S-45.51500144020.103880方案Y132M2-65.5100096013.403880 表2-2 方案的比較根據(jù)指導(dǎo)老師建議的合理傳動比范圍，可設(shè)普通V帶的傳動比為24,單級圓柱齒輪的的傳動比為35，故傳動系統(tǒng)的總傳動比的合理范圍是620.通過對上述兩種電動機的比較可知，方案的轉(zhuǎn)速大，但是傳動比也較大，兩種電動機外形、重量相差不大，綜合考慮，方案較合理，故選擇電動機Y132M2-6。Y132M2-6型電動機的技術(shù)參數(shù)如表2-3所示：電動機型號額定功率

9、/kW同步轉(zhuǎn)速/(r/min)滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)總傳動比i電流/AY132M2-65.5100096013.4012.6 表2-3Y132M2-6電動機的外形尺寸數(shù)據(jù)如表2-4所示：型號級數(shù)ABCDEFGHKABACADHDBBLY132M2-66216178893880103313212280270210315238515 表2-4 Pw=3.75Kw Pd=4.41Kw 三 、傳動裝置總傳動比的計算和分配傳動裝置總傳動比根據(jù)選擇的電動機的滿載轉(zhuǎn)速nm和輸送機滾筒的工作轉(zhuǎn)速nw,可得帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比為 i =nm /nw =13.402.分配各級傳動比由參考資料2表3-4，

10、可取V帶傳動比i帶 =4，閉式圓柱齒輪的傳動比范圍為35，根據(jù)傳動系統(tǒng)可知，圓柱齒輪的傳動比i齒輪= i/ i帶=3.35，計算所得的齒輪的傳動比為3.35，在指導(dǎo)老師的建議的傳動比35范圍之內(nèi)，所以認為是合理的。傳動比分配如表3-1所示電動機滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)總傳動比iV帶傳動比i帶圓柱齒輪傳動比i齒輪滾筒的轉(zhuǎn)速nw96013.4043.3571.66 表3-1i=13.40四 、確定傳動裝置的運動及動力參數(shù)傳動系統(tǒng)中各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩的計算如下所示：電動機軸： n0 =nm =960(r/min) P0=Pd=4.41（kW） T0=9550×P0 / n0 =9550

11、×=43.87（N·m） 減速器高速軸： n1 = nm /i帶 =240(r/min) P1 = P0×d =4.41×0.95=4.1895(kW) T1 =9550×P1 / n1 =9550×=166.71(N·m)減速器低速軸： n2 = n1 /i齒輪 =71.64r/min) P2 = P1×23 =4.1895×0.9603=4.0232(kW) T2 =9550×P2 / n2 =9550×=536.31(N·m)滾筒軸： n3 = n2 =71.64（r/

12、min） P3 = P2×34 =4.0232×0.9801=3.9431(kW) T3 =9550×P3 / n3 =9550×=525.63(N·m) 將上述所計算的結(jié)果列于表4-1中以供查用： 軸名參數(shù)電動機軸減速器高速軸減速器低速軸卷筒軸轉(zhuǎn)速n/(r/min)96024071.6471.64功率P/kw4.414.18954.02323.9431轉(zhuǎn)矩T/N·m43.87166.71536.31525.63傳動比i 34.47 1效率 0.95 0.9603 0.9801注：對電動機軸所填的數(shù)據(jù)為輸出功率和輸出轉(zhuǎn)矩，對其他各軸所

13、填的數(shù)據(jù)為輸入功率和輸入轉(zhuǎn)矩。 表4-1Po=4.41KwTo=43.87N.m 五，V帶的設(shè)計在V帶傳動設(shè)計時，已知條件為：V帶傳動用途和工作條件，載荷性質(zhì)，傳遞的功率P，帶輪的轉(zhuǎn)速（n1、n2）及對傳動外廓尺寸的要求等。設(shè)計計算的主要內(nèi)容為：確定V帶的型號、基準長度和根數(shù)，確定帶傳動的中心距，帶輪基準直徑及結(jié)構(gòu)尺寸，計算帶的預(yù)緊力F0及對軸的壓力等。1.設(shè)計步驟和設(shè)計參數(shù)的選擇a.確定計算功率Pc. 計算功率Pc 是根據(jù)傳遞的功率P，并且考慮到載荷性質(zhì)和每天工作時間等因素的影響而確定的。即 Pc =KAP。根據(jù)參考資料1表10-7，可取KA =1.2，并且可知P=5.5kW.所以， Pc

14、=KAP=1.2×5.5=6.6kWb.選擇V帶型號 根據(jù)計算功率Pc =6.6kW和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1=nm =960(r/min)，由參考資料1圖10-8，選定普通B型V帶。c.確定大、小帶輪基準直徑，并驗算帶速（1）初選小帶輪基準直徑dd1 小帶輪基準直徑越小，V帶的彎曲應(yīng)力越大，會降低帶的使用壽命；反之，若小帶輪基準直徑過大，則帶傳動的整體外廓尺寸增大，使結(jié)構(gòu)不緊湊，故設(shè)計時小帶輪基準直徑dd1 應(yīng)根據(jù)所給的推薦值，并參考參考資料1表10-8中的基準直徑系列來選取，并使dd1dmin,故可取 dd1 =125mm.（2）驗算帶速v. 根據(jù)參考資料1式（10-14），可得 v=

15、dd1 n1/60×1000=6.28(m/s) 可知所得帶速在525m/s的范圍內(nèi)，帶速合適。帶速過大時，則離心力大，降低帶的使用壽命；若帶速過小，傳遞功率不變時，則所需的V帶的根數(shù)增多。（3）計算并確定大帶輪基準直徑dd2 dd2 = dd1×i帶=125×3=375（mm）由參考資料1查表10-8，取dd2 =375mm.d.確定中心距和帶長，并驗算小帶輪包角1 由于中心距未給定，可以先根據(jù)需要初定中心距a0.中心距過大，則傳動結(jié)構(gòu)尺寸大，且V帶易顫動；中心距過小，小帶輪包角1 減小，降低傳動能力，且?guī)У睦@轉(zhuǎn)次數(shù)增多，降低帶的使用壽命。因此中心距按式 0.7

16、(dd1+ dd2) a0.2(dd1+ dd2) 進行初選。 即 350mma01000mm初選中心距a0 =650mm.由式 L0 =2×a0+×(dd1+ dd2)+( dd2- dd1)2/(4 a0)=2×650+×(125+375)+(375-125)2/(4×850)2109mm由參考資料表10-2，取Ld=2240mm.由參考資料式10-17,得，實際中心距a為 aa0 +(Ld- L0)/2=650+716(mm)為了便于帶的安裝與張緊，中心距a應(yīng)留有調(diào)整的余量，中心距的變動范圍為 amin =a-0.015Ld amax =

17、a+0.03Ld經(jīng)計算，中心距的變動范圍是693.64mm783.2mm.驗證小帶輪上的包角a1 ，由式（10-18）得 a1 =1800-（dd2- dd1）/a×57.30 =1800-×57.30=1800-20.00=160.001200(符合小帶輪包角a1 的要求)e.確定V帶根數(shù)Z 根據(jù)參考資料1，查表10-4，由線性插值法可得P0=1.64+×(960-950)=1.65kW查表10-5，由線性插值法可得P0 =0.25+×（960-800）=0.294kW查表10-6，由線性插值法可得Ka=0.95查表10-2，可得KL=1.00,由式（

18、10-19）得，V帶根數(shù)Z為 Z=且 P0=( P0 +P0) Ka KL =(1.65+0.294) ×0.95×1.00=1.8468所以可得 Z=3.57根取整數(shù)，取Z=4根。在36范圍內(nèi)，滿足條件。f.計算單根V帶的預(yù)緊力F0 在V帶傳動中，若預(yù)緊力F0過小，則產(chǎn)生的摩擦力小，易出現(xiàn)打滑；反之，預(yù)緊力F0 過大，則降低帶的使用壽命，增大對軸的壓力。單根V帶的預(yù)緊力計算公式為 F0= (-1)+qv2查表10-1的q=0.17kg/m,由上式計算可得 F0=×（-1）+0.17×6.282=221.04Ng.計算V帶對軸的壓力Q由參考資料1式（10

19、-21）得V帶對軸的壓力Q為 Q=2ZF0sin=2×4×221.04×sin=1741.46NV帶傳動的相關(guān)數(shù)據(jù)如表5-1所示：計算功率Pc (kW)傳動比i帶型頂寬b(mm)節(jié)寬bp(mm)高度h(mm)楔角帶長Ld （mm）6.63B1714114002240小帶輪基準直徑（mm）大帶輪基準直徑（mm）中心距a(mm)根數(shù)Z小帶輪包角1帶速V（m/s）預(yù)緊力F0(N)對軸的壓力Q（N）1253757164160.0o6.28221.04 1741.46Pc=6.6Kwn1=960r/mindd1 =125mm.V=6.28m/sdd2 = 375mm中心距a

20、0 =650mm.Ld=2240mm.實際中心距a=716mmZ=4 六、齒輪傳動的設(shè)計1.選擇齒輪材料、熱處理方法 本次設(shè)計的是單級圓柱齒輪減速器的齒輪傳動，該減速器由電動機驅(qū)動，工作載荷較平穩(wěn)，單向轉(zhuǎn)動。根據(jù)以上工作條件，減速器一般采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?。根?jù)參考資料1表12-1得 齒輪 材料 熱處理HBS 小齒輪 45鋼 調(diào)質(zhì)處理 250大齒輪 45鋼 正火處理 200兩個齒輪的齒面硬度差為50HBS，符合軟齒面?zhèn)鲃拥脑O(shè)計要求。 1. 確定材料許用接觸應(yīng)力根據(jù)上述數(shù)據(jù)可知，HBS1=250，HBS2=200.查表12-6，兩實驗齒輪材料的接觸疲勞極限應(yīng)力分別是Hlim1 =480+0.93&

21、#215;(HBS1-135)=480+0.93×(250-135)=586.95MPaHlim2 =480+0.93×(HBS2-135)=480+0.93×(200-135)=540.45MPa查表12-7，接觸疲勞強度的最小安全系數(shù)SHlim=1.00,則兩齒輪材料的許用接觸應(yīng)力分別為H1= Hlim1/SHlim= = 586.95MPa H2= Hlim2/SHlim= =540.45MPa 2. 根據(jù)設(shè)計準則，按齒面接觸疲勞強度進行計設(shè)計由參考資料1上式（12-6） d1其中，小齒輪的轉(zhuǎn)矩T1=9.55×106×=166.71

22、15;105 N·mm；查表12-3，取載荷系數(shù)K=1.1；查表12-4，取彈性系數(shù)ZE=189.8;取齒寬系數(shù)d=1; H以較小值H2=540.45MPa代入；根據(jù)求得的圓柱齒輪的傳動比i齒輪 =3.35，滿足推薦值35之間，所以 d1 =97.03mm3. 幾何尺寸計算齒數(shù)：由于采用閉式軟齒面?zhèn)鲃樱↓X輪齒數(shù)推薦值為z1 =2040,故可取z1 =25,則大齒輪齒數(shù)z2 = z1×i齒輪 =25×3.35=93.05取z2 =94；故實際傳動比為i=z2/z1=3.8,在最小傳動比誤差（不超過5%）范圍內(nèi)，故所取齒數(shù)合理。模數(shù)：m= d1 / z1 =97.0

23、3/25=3.88.由資料表5-1，將m轉(zhuǎn)換為標準模數(shù),取m=4mm.中心距：a= ( z1+ z2)=×(25+94)=238mm齒寬：b2 =d d1 =1×97.03=97.03mm,取整后為b2 =98mm b1= b2+ (510)mm,取b1=108mm4. 校核齒根彎曲疲勞強度由校核公式 F=2KT1 /bd1m×YF×YS 查參考資料1表12-5，兩齒輪的齒形系數(shù)YF和應(yīng)力校正系數(shù)YS分別為（由線性插值法求出）z1 =25時， YF1 =2.65 YS1=1.58z2 =94時， YF2 =2.18- ×(108-100)=2.

24、1736 YS2 =1.79+×(108-100)=1.7964查參考資料1表12-6，兩齒輪材料的彎曲疲勞極限應(yīng)力分別為Flim1 =190+0.2(HBS1 -135)=190+0.2×(250-135)=213MPaFlim12 =190+0.2(HBS2 -135)=190+0.2×(200-135)=203MPa查參考資料1表12-7，彎曲疲勞強度的最小安全因數(shù)系數(shù)為SFlim =1.0兩齒輪材料的許用彎曲疲勞應(yīng)力分別為 F1= Flim1/SFlim=213/1.0=213MPa F2= Flim2 / SFlim =203/1.0=203MPa將上述

25、參數(shù)分別代入校核公式，可得兩齒輪的齒根彎曲疲勞應(yīng)力分別為F1=2KT1 /bd1m×YF1×YS1 =×105×2.65×1.58=93.95MPa<F1=213MPaF2= 2KT1 /bd1m×YF2×YS2 = ×105×2.1736×1.7964=87.62MPa<F2=203MPa所以，兩齒輪齒根彎曲疲勞強度均滿足要求。5. 齒輪其他尺寸計算分度圓直徑： d1=m z1 =4×25mm=100mm d2=m z2 =4×94mm=376mm齒頂圓直徑：

26、da1 =d1+2ha=100+2×3=106mm da2 = d2+2ha=376+2×3=382mm齒根圓直徑： df1 = d1 -2 hf =72-2×3.75=92.5mm df2 = d2 -2 hf =324-2×3.75=368.5mm中心距： a=238mm齒寬： b1=108mm b2 =98mm6. 選擇齒輪精度等級齒輪圓周速度：v1=1.356m/s查表12-2，選齒輪精度，第公差組為9級，由此可知齒輪的精度為9級。將計算所得的齒輪參數(shù)列于表5-2中以備查用：齒輪壓力角模數(shù)中心距(mm)齒數(shù)比齒數(shù)分度圓直徑(mm)齒根圓直徑(mm

27、)齒頂圓直徑(mm)齒寬(mm)大齒輪20o 4 2383.894 376368.5 382 64小齒輪2510092.5106 708輪齒的受力分析一對外嚙合標準直齒輪傳動如圖5-1所示，在工作中一般齒輪傳動采用潤滑油進行潤滑，故兩嚙合輪齒間的摩擦力很小，可以忽略不計。輪齒間相互作用的法向力Fn沿著嚙合線方向并垂直于齒面。為了便于分析，通常將Fn分解為兩個相互垂直的分力，即圓周力Ft和徑向力Fr. 圖5-1根據(jù)公式以及前面的計算結(jié)果可得： 圓周力 Ft1=Fr2=2T1/d1=×105=2712N 徑向力 Fr1=Fr2=Ft1tan=2511.1×tan20o=987.

28、09N 法向力 Fn1=Fn2=Ft1/cos=2885.11N在上式中，T1小齒輪傳遞的名義傳遞，N·mm,其大小為T1=166.71N·mm, d1小齒輪的分度圓直徑，100mm; 嚙合角，=20o。 d1=97.03mmZ1=25Z2=84i=3.8m=4mm 七、軸的設(shè)計與計算1.選取軸的材料和熱處理方法，并確定軸材料的許用應(yīng)力。 根據(jù)已知條件可知，該軸做普通用途，中小功率，選用45鋼正火處理。查參考資料1表16-1和表16-5，可得b =600MPa,b-1=55MPa.2.估算軸的最小直徑。 根據(jù)公式 dA計算軸的最小直徑。根據(jù)參考資料1表16-2，取A=110

29、，主動軸：根據(jù)上述公式可得d1A=28.53mm 考慮到軸段表面上有一個鍵槽，應(yīng)增大5%，即28.53×1.05=30.06mm,查參考資料1表16-3，d1取標準直徑31.5mm.從動軸：根據(jù)上述公式可得d2A=110×=42.1mm 考慮到軸上還有一個鍵槽，應(yīng)增大5%,即42.1×1.05=44.205mm,查表16-3，d2取標準直徑45mm.3主動軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及強度校核a.確定軸上零件的布置方案和固定方式b.確定軸的各段直徑主動軸的零件草圖如圖7-1所示： 1滾動軸承 2軸 3齒輪 5滾動軸承 6軸承端蓋 7軸端擋圈 8箱體 9帶輪 10鍵 圖7-1段：V

30、帶與外伸軸通過一個鍵聯(lián)接，直徑取d1=31.5mm。 段：按工藝和強度要求把軸制成階梯形，帶輪左側(cè)采用軸肩定位，軸肩的高度h=(0.070.1)d1,取通過軸承蓋軸段的直徑為d2=d1+2h=31.5+2×0.08×31.5=37.14(mm).并且由于此處安裝氈圈，故取標準直徑d2=40 (mm).段：該段裝有滾動軸承，根據(jù)初選用的深溝球軸承，型號為6209，查參考資料2表15-4可知d=45mm,因為與滾動軸承相配合的軸段的直徑必須符合滾動軸承的內(nèi)徑標準，故取d3=45mm.段：該段為滾動軸承的軸肩定位，根據(jù)參考資料2表15-4可知，所選軸承的安裝尺寸為52mm,故d4

31、=52mm.段：該段裝有齒輪，并且齒輪與鍵聯(lián)接，故軸徑還要增加5%，即有d5=52×1.05=54.06mm,參考標準直徑，取d5=54mm.段:該段與段一樣，都是滾動軸承的定位軸肩，故與段的直徑相等，即d6=d4=52mm.段：該段裝有滾動軸承，與段的直徑相等，即取d7=d3=45mm.c.確定軸的各段長度段：該段帶輪通過鍵與外伸軸聯(lián)接，已知V帶輪的輪轂寬度為B=82mm,則該處軸段的長度應(yīng)比V帶輪的輪轂寬度小13mm,即可取L1=80mm.段：根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為，則取該段的長度段：與滾動軸承相配合的軸段

32、，其長度一般等于軸承寬度，由參考資料2表15-4查得B=19mm,即可取L3=19mm.段：定位軸肩，取長度L4=24mm段：已知小齒輪的輪轂寬度為108mm,且軸的長度應(yīng)比齒輪輪轂寬度小13mm,即可取L5=106mm.段：定位軸肩，取長度L6=22mm段：該段裝有滾動軸承，與段長度相等，即L7=L3=19mm.4.從動軸的設(shè)計計算及強度校核 1，5滾動軸承 2軸 3齒輪 4套筒 6軸承端蓋 7鍵 8箱體 9軸端擋圈 10半聯(lián)軸器a.確定軸上零件的布置方案和固定方式從動軸的零件草圖如圖7-2所示，在減速器結(jié)構(gòu)中，將齒輪布置在軸的中部，對稱于兩端的軸承，齒輪右側(cè)用軸肩定位，聯(lián)接以平鍵作過渡配合

33、固定，兩軸承分別以軸肩和套筒軸向定位，與軸之間采用過渡配合固定。為了便于軸承上零件的安裝與拆卸，常將軸做成階梯形。b.確定軸的各段直徑段：該段聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸徑應(yīng)增加5%,根據(jù)計算可得d1=48.15mm,又根據(jù)選擇的聯(lián)軸器為HL4型，Y型軸孔，查參考資料2表16-4可得，半聯(lián)軸器的軸孔直徑為d1=50mm,因為與聯(lián)軸器相配合的軸段，軸段直徑應(yīng)與聯(lián)軸器的軸孔直徑一致，即取d1=50mm.段：聯(lián)軸器的軸肩定位，于是有d2=d1+2h=50+2×0.08×50=54mm,由于該段處安裝氈圈，故取標準直徑d2=54mm.段：該段裝有滾動軸承，根據(jù)選用的6212型深溝球軸

34、承，查參考資料2表15-4可得其基本尺寸d=60mm,D=110mm,B=22mm,根據(jù)軸段直徑與軸承內(nèi)徑相等的原則，則取d3=60mm.段：該段裝有齒輪，齒輪與鍵聯(lián)接，故軸徑要增加5%，則該段軸的直徑為d4=60×1.05=63.5mm,查標準直徑數(shù)據(jù)，取d4=64mm.段: 齒輪的軸環(huán)定位，故d5=64+2×64×0.0873.5mm.段：根據(jù)軸承安裝直徑，查參考資料2表15-4取d6=62mm.段：該段裝有滾動軸承，與段直徑相等，即取d7=d3=60mm.c.確定軸的各段長度段：已知所選聯(lián)軸器的軸孔長度為B1=84mm,L1的長度應(yīng)比B1短13mm,故取L1

35、=83mm.：根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為32，故取該段長為L2=51mm段：已知所選軸承寬度為B2=22mm,于是有L3=22mm+(1015mm)+(510mm)+(13mm)=50mm.段：已知齒輪的輪轂寬度B3為98mm,L4應(yīng)比B3短13mm,故取L4=97mm.段：軸環(huán)定位，軸環(huán)寬度為b1.4h,取b=1.5×0.08×678mm,故取L5=8mm.段：L6=(1015)+(510)-8=12mm.段：該段為軸承的安裝處，已知所選軸承寬度為B2=22mm,故取L7=22mm.d.從動齒輪的受力計算。 分度

36、圓直徑d=mz=4×94mm=376mm轉(zhuǎn)矩 T=9.55×106 ×=9.55×106 ×=536690（N·mm）圓周力Ft=2T/d= =3313N徑向力Fr=Fttan=3762×tan200=1369N軸向力Fa=0由上述的各軸長度尺寸得，兩支座間距離L=150mm水平面的支反力：水平面的彎矩：垂直面的支反力：垂直面的彎矩：（5）、合成彎矩的計算 把水平面和垂直面上的彎矩按矢量和合成起來，其大小為因為軸是單向轉(zhuǎn)動，所以取0.6截面當(dāng)量彎矩（6）、校核軸的強度，考慮到鍵槽，所以dD=39.88105%=41.87d1

37、=50mm由此可知截面在安全范圍之內(nèi)，符合要求。 A=110d1=30mmd2=45mmd1=31.5mmd2=40mmd3=45mm.d4=52mm.d5=54mm.d6=52mmd7=45mmL1=80mm.L2=52mmL3=19mm.L4=24mmL5=106mmL6=22mmL7=19mmd1=45mmd2=54mm.d3=60mm.d4=64mm.d5=73.5mm.d6=62mm.d7=60mm.L1=83mm.L2=51mmL3=50mm.L4=97mm.L5=8mmL6=12mm.L7=22mm.L=150mm 八、聯(lián)軸器的選擇與計算根據(jù)輸送機的工作條件可知，聯(lián)軸器連接的兩軸

38、成對中性，扭矩不是很大，軸的工作轉(zhuǎn)速不大，而且工作載荷較平穩(wěn)，故可選用彈性柱銷聯(lián)軸器。彈性柱銷聯(lián)軸器應(yīng)用廣泛，裝拆方便。計算理論轉(zhuǎn)矩T T=9550×P2/n2=9550×=536.69(N·m)計算許用轉(zhuǎn)矩Tc 計算公式為Tc=KT 查參考資料1表17-1,，可取工作情況系數(shù)K=1.5，于是有Tc=1.5×536.69=805.035(N·m)查參考資料2表16-4，HL4型聯(lián)軸器的基本參數(shù)如表8-1所示：軸孔型號公稱轉(zhuǎn)矩/(N·m)許用轉(zhuǎn)速/(r/mm) Y型 1250 4000軸孔直徑/(mm) 軸孔長度/(mm)轂孔長度/(m

39、m) 50 112 84計算所得的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速均沒有超過聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩和許用轉(zhuǎn)速，故該聯(lián)軸器是合理的。T=536.69N.mK=1.5 九、鍵的設(shè)計1.主動軸上鍵的設(shè)計計算.外伸軸處選擇鍵的類型主動軸外身伸端鍵聯(lián)接的是V帶輪，在軸的中部安裝，屬于靜聯(lián)接，可選用A型（圓頭）普通平鍵。計算鍵的尺寸根據(jù)上述計算可得外伸軸的直徑為28mm,輪轂寬度為82mm,查參考資料1表13-10，取b=8mm,h=7mm,根據(jù)鍵長L比輪轂寬度小510mm的原則，并參考鍵的長度取L=70mm,標記為：鍵8×70 GB/T 1095-2003強度計算由參考資料1表13-11查得p=7080MPa，鍵的工作長

40、度為l=L-b=62mm,主動軸傳遞的扭矩為T=125.03N·m,則 p=×103MPa=41.2MPap由此可知，此平鍵聯(lián)接滿足強度要求。. 小齒輪處選擇鍵的類型 該鍵與齒輪聯(lián)接，齒輪傳動要求齒輪與軸對中性好，以避免嚙合不良，并且鍵安裝在軸的中部，故可選擇A型（圓頭）普通平鍵。計算鍵的尺寸 根據(jù)軸徑計算得此處的軸徑為50mm，齒輪的輪轂為108mm.查參考資料1表13-10得b=16mm,h=10mm,L=80mm.標記為：鍵16×80 GB/T 1095-2003強度計算根據(jù)參考資料1表13-11，查得p=125150MPa,鍵的工作長度為l=L-b=63m

41、m-16mm=47mm，主動軸傳遞的扭矩為T=125.03N·m,于是 p=×103MPa=21.3MPap故該鍵聯(lián)接滿足強度要求。2.從動軸上鍵的設(shè)計計算.外伸軸處 選擇鍵的類型該鍵與聯(lián)軸器聯(lián)接，且安裝在鍵的中部，故可以選擇A型（圓頭）普通平鍵。 計算鍵的尺寸根據(jù)軸徑計算的此處的軸徑為50mm，查參考資料表13-10得b=14mm,h=9mm,根據(jù)選擇的聯(lián)軸器的軸孔長度并且參考鍵的長度，取L=70mm.標記為 鍵14×70GB/T 1095-2003. 計算鍵的強度 查參考資料1表13-11，因為該鍵與聯(lián)軸器聯(lián)接，故取p=125150MPa，鍵的工作長度為l=L

42、-b=80mm-14mm=66mm，從動軸傳遞的扭矩為T=536.69N·m.于是 p=×103MPa=80.3MPap故該鍵滿足強度條件。.大齒輪處 選擇鍵的類型 該鍵與從動齒輪聯(lián)接，且鍵安裝在軸的中間，故可以選擇圓頭（A型）普通平鍵。 計算鍵的尺寸根據(jù)上述計算的結(jié)果可知，該段軸徑為98mm,查參考資料1表13-10得b=20mm,h=12mm,并且根據(jù)計算所得的輪轂寬度和鍵的長度，取鍵長L=80mm,標記為 鍵20×80 GB/T 1095-2003. 計算鍵的強度查參考資料1表13-11，取p=125150MPa，鍵長為l=L-b=56mm-20mm=36m

43、m, T=536.69N·m.于是有 p=×103MPa=74.2MPap 故該鍵滿足強度要求。 十 滾動軸承的選擇與壽命校核1.主動軸的軸承設(shè)計計算由于主動軸的軸承主要承受徑向載荷，無軸向載荷，并且考慮到上述軸徑及長度的計算，初步選擇深溝球軸承。根據(jù)已知工作條件，軸承的預(yù)期壽命為16×365×8=46720小時計算當(dāng)量動載荷 根據(jù)軸承的受力分析可知，徑向載荷FR=987.09N和軸向載荷FA=0,查參考資料1表14-5，取徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0。于是，有當(dāng)量動載荷P=XFR+YFA=987.09N。根據(jù)上述計算所得的軸徑和長度，查參考資

44、料2表15-4，選取型號為6209（2個）的深溝球軸承。其Cr=22800N,C0r=15800N.校核軸承壽命 根據(jù)公式 計算軸承的壽命.在上式中，查參考資料1表14-7、表14-8得ft=1,fp=1.1, =3,n=240r/min,于是得L10h= =229773h46720h.故軸承壽命滿足要求，故選用6209型深溝球軸承。2.從動軸的軸承設(shè)計計算由于從動軸軸承主要受徑向載荷，受部分軸向載荷，可以忽略不計。根據(jù)上述計算所得的軸承直徑和長度，可以初步選深溝球軸承。根據(jù)已知條件，計算軸承的預(yù)計壽命 16×365×8=46720小時計算當(dāng)量動載荷 根據(jù)軸承的受力分析可知，軸承所受的徑向力為FR=987.09N和軸向力為FA=0，查參考資料1 表14-5，取徑向載荷系數(shù)X=1，軸向載荷系數(shù)Y=0,故當(dāng)量動載荷為P=XFR+YFA=987.09N。并且根據(jù)上述計算所得的軸徑和軸長，可以選擇6212型深溝球軸承。查參考資料2表15-4，可得Cr=36800N,C0r=27800N.校核軸承壽命根據(jù)公式 計算軸承的壽命在上式中，查參考資料1表14-7、表14-8得ft=1,fp=1.1, =3,n=71.64r/mi