二级斜齿轮减速器课程设计正本 (1)

二级斜齿轮减速器课程设计正本 (1) 机械设计课程设计设计说明书 2011/5/22 设计课题：二级斜齿圆柱齿轮减速器院系：机电工程系专业：模具设计与制造班级：Z090358 组：第五组指导教师：张旦闻目录 4一、机械设计课程设计任务书 5二、传动装置总体设计 51.电动机的选择 5（1）选择电动机的类型和结构形式 5（2）选择电动机容量 5（3）选择电动机的转速 62．计算总传动比并分配各级传动比 6（1）总传动比 7（2）分配各级传动比 73. 计算传动装置的运动和动力参数 7（1）...

机械设计课程设计设计说明书 2011/5/22 设计课题：二级斜齿圆柱齿轮减速器院系：机电工程系专业：模具设计与制造班级：Z090358 组：第五组指导教师：张旦闻目录 4一、机械设计课程设计任务书 5二、传动装置总体设计 51.电动机的选择 5（1）选择电动机的类型和结构形式 5（2）选择电动机容量 5（3）选择电动机的转速 62．计算总传动比并分配各级传动比 6（1）总传动比 7（2）分配各级传动比 73. 计算传动装置的运动和动力参数 7（1）各轴的转速 7（2）各轴的功率 8（3）各轴的转矩 8三、V带传动设计 13四、齿轮传动设计 131.高速级齿轮传动设计 182.低速级齿轮传动设计 23五、轴的设计҉ 231.中间轴的设计与计算 312.高速轴的设计与计算 383.低速轴的设计与计算 45六、参考文献一、机械设计课程设计任务书题目设计用于带式运输机上两级斜齿轮减速器第五组指导老师：张旦闻设计参数运输带工作拉力:F(N)=3200N 运输带工作速度:V(m/s)=1.1m/s 卷筒直径:D(mm)=300mm 工作条件连续单向运转，载荷有轻微振动，室外工作，有粉尘；运输带速度允许误差土5％；两班制工作，3年大修，使用期10年。 (卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑) 。加工条件生产20台，中等规模机械厂，可加工 7—8级齿轮设计工作量 1．减速器装配图1张(AO或A1)； 2．零件图1—3张；3．设计说明书1份二、传动装置总体设计 1.电动机的选择（1）选择电动机的类型和结构形式根据工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷笼型三相异步电动机。（2）选择电动机容量工作机所需功率： Pw = =kW=3.71Kw 式中，带式输送机的效率（由查参考文献1中表1—7可得）。电动机输出功率P0为： P0= 其中为电动机至滚筒主轴传动装置的总效率，包括V带传动、两对斜齿轮传动、两对滚动轴承及联轴器等效率，值计算如下： = EMBED Equation.3 EMBED Equation.3 经查参考文献2中表10—1知V带传动效率 =0.96，一对斜齿轮传动效率 =0.97，一对滚动轴承传动效率 =0.99，联轴器效率 =0.99，因此 =0.96 0.972 0.994 0.99=0.86 所以 P0 = = kW=4.31kW 根据P0选取电动机的额定功率Pm ，使Pm =（1~1.3）P0 =4.31~5.60kW，查表得电动机的额定功率Pm =5.5kW （3）选择电动机的转速先计算工作机主轴转速，也就是滚筒的转速 = = r/min=70.06r/min 根据参考文献1中表1—8确定传动比范围，取V带传动比i1=2~4，二级圆柱齿轮传动比ig=8~40，总传动比i的范围为 i=（2×8）~（4×40）=16~160 电动机的转速范围应为 nm=inw =（16~160）×70.06r/min=1120.96~11209.6r/min 符合这一范围的电动机的同步转速有1500r/min，3000r/min两种，由标准查出两种适用的电动机型号，因此有两种传动比方案，如表1—1所列。表1—1 传动比方案对照方案电动机型号额定功率 Pm /kW 电动机转速/r·min-1 电动机质量/kg 传动装置的传动比同步满载总传动比 V带传动减速器 1 Y132S—4 5.5 1500 1440 68 20.55 2 11.25 2 Y132S1—2 5.5 3000 2900 64 41.39 3 13.80 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构和各级传动比，方案一比较合适，所以选定电动机的型号为Y132S—4。其主要性能和安装尺寸见表1—2和表1—3。表1—2 Y132S—4型电动机主要性能电动机型号额定功率/kW 同步转速/r·min-1 满载转速/r·min-1 额定转矩/N·m Y132S—4 5.5 1500 1440 2.2 表1—3 Y132S—4型电动机外形尺寸 /mm 中心高度H 长宽高 L×( 安装尺寸 A×B 轴伸尺寸 D×E 平键尺寸 F×G 132 475×445×315 216×140 38×80 10×33 2．计算总传动比并分配各级传动比（1）总传动比 i= = r/min=20.55 （2）分配各级传动比 i=i1 i2 i3 为使带传动的尺寸不致过大，满足V带传动比小于齿轮传动比，即i11200 经计算，小带轮包角取值合理 =165.720 12. 计算单根V带基本额定功率P1 根据d1=125mm和nm=1440r/min，经查参考文献3中表7—4，取得A型V带的P1=1.93kW P1=1.93kW 13. 额定功率的增量根据nm=1440r/min和i=2，经查参考文献3中表7—6，取得A型V带的 =0.17kW =0.17kW 14. 计算V带根数Z 根据 =165.720 ，查参考文献3中表7—5得包角系数 =0.956 ，根据Ld=1600mm，经查参考文献3中表7—3得长度系数 Z= = =3.6 取Z=4根 Z=4根标记： A—1600×4 计算项目计算及说明计算结果 15. 计算单根V带的初拉力F0 F0= = =315.34N 经查参考文献3中表7—2知，每米长度质量q=0.10kg/m F0=315.34N 16. 确定带对轴的压力FQ FQ=2ZF0sin =2×4×315.34sin =2502.54N FQ=2502.54N 17. 带轮结构工作图带轮结构工作图，见图2—1 四、齿轮传动设计 1.高速级齿轮传动设计已知传递功率 kW，小齿轮转速 r/min，，由电动机驱动，双班制工作，使用寿命10年。计算结果及步骤如下：计算项目计算和说明（1）选择材料及热处理精度等级齿数实际传动比齿数比误差初选螺旋角查参考文献3中表8—7，小齿轮选用45钢，调质，HBS1=217~255，取HBS1=230，大齿轮选用45钢，正火，HBS2=162~217，取HBS2=190。由表8—8知，HBS1－HBS2=40，合适。选8级精度（GB10095—88）。选小齿轮齿数，大齿轮齿数，圆整取实际传动比为：齿数比误差为：在允许误差范围内（工程上允许±5%的变化范围）。初选螺旋角 (2)按齿面接触疲劳强度设计 ①确定计算参数小齿轮传递转矩齿轮材料弹性系数齿宽系数齿数比u 节点区域系数端面重合度螺旋角系数轴向重合度重合度系数初选载荷系数接触应力循环次数接触疲劳强度寿命系数最小安全系数SHmin 接触疲劳极限 Hlim 许用接触应力[ ]H 试计算小齿轮分度圆直径dt1 计算圆周速度v 使用系数KA 动载系数KV 齿间载荷分配系数齿向载荷分配系数确定载荷系数修正小齿轮分度圆直径d1 ②确定齿轮参数及主要尺寸法面模数中心距确定螺旋角分度圆直径、确定齿宽、（3）校核弯曲疲劳强度斜齿轮当量齿数齿形系数YFa1、YFa2 应力修正系数YSa1、YSa2 重合度系数螺旋角系数弯曲疲劳强度极限，弯曲应力循环次数NF 弯曲疲劳强度寿命系数YN 弯曲疲劳强度安全系数SFmin 计算许用弯曲应力校核齿面弯曲疲劳强度 (4)计算齿轮传动的其他几何尺寸端面模数端面压力角基圆直径齿顶圆直径da 齿根圆直径齿顶高ha 齿根高hf 全齿高端面齿厚端面齿距端面基圆齿距查参考文献5中式8—18知设计公式：由式得： N·mm =7.00×104N·mm 查参考文献3中表8—13得：查参考文献3中表8—14，取 u=3.68 由参考文献5中图8—19得： 2.425 = 1.659 EMBED Equation.3 =1.2 由参考文献5中式（8—2）得： /u=2.0736×109/3.68=5.63×108 由参考文献5中图8—8得：ZN1=1，ZN2=1 由参考文献3中表8—10 SHmin=1 由参考文献3中表8—9得接触接触疲劳极限 Hlim1=350+HBS1=(350+230)MPa=580MPa Hlim2=200+HBS2=(200+190)MPa=390MPa 由参考文献5中式8—3得： [ ]H1= MPa = 580MPa [ ]H2= MPa = 390MPa 由于[ ]H2<[ ]H1，所以应取较小值[ ]H2代入计算 = mm m/s 查参考文献5中表8—5得：KA=1 根据vz1/100=2.098×25/100=0.5245m/s，查参考文献5中图8—10得：KV=1.05 由参考文献5中图8—11得： =1.42 由参考文献5中图8—13得： =1 由参考文献5中式8—10得： mm mm 根据参考文献3中表8—1，取标准值mn=2.5mm mm 圆整为ɑ=150mm = mm mm mm 圆整后取 =65mm， =70mm 由参考文献5中式8—19知校核公式为：由，，，可得 26.97 99.26 查参考文献5中表8—7，YFa1=2.57，YFa2=2.18 查参考文献5中表8—7，YSa1=1.60，YSa2=1.79 查参考文献5中图8—20得：由参考文献3中表8—9得： =320+0.45HBS1=(320+0.45×230)MPa=423.5MPa =184+0.74HBS2=(184+0.74×190)MPa=324.6MPa 由参考文献5中式（8—2）得： /u=2.0736×109/3.68=5.63×108 由参考文献5中图8—9得：YN1=1，YN2=1 由参考文献3中表8—10 ，SFmin=1 MPa MPa =51.88MPa＜ =49.23MPa＜由得： mm mm da1= =69.10mm da2= =240.90mm mm mm ha1=ha2=h*anmn=1×2.5=2.5mm hf1==hf2=(h*an+c*n)mn=4.5mm mm mm mm mm 2.低速级齿轮传动设计已知传递功率 kW，小齿轮转速 r/min，，由电动机驱动，双班制工作，使用寿命10年。计算结果及步骤如下：计算项目计算和说明 (1) 选择材料及热处理精度等级齿数实际传动比齿数比误差初选螺旋角查参考文献3中表8—7，小齿轮选用45钢，调质，HBS1=217~255，取HBS1=230，大齿轮选用45钢，正火，HBS2=162~217，取HBS2=190。由表8—8知，HBS1－HBS2=40，合适。选8级精度（GB10095—88）。选小齿轮齿数，大齿轮齿数，圆整取实际传动比为：齿数比误差为：在允许误差范围内（工程上允许±5%的变化范围）。初选螺旋角 (2)按齿面接触疲劳强度设计 ①确定计算参数小齿轮传递转矩齿轮材料弹性系数齿宽系数齿数比节点区域系数端面重合度螺旋角系数轴向重合度重合度系数初选载荷系数接触应力循环次数接触疲劳强度寿命系数最小安全系数SHmin 接触疲劳极限 Hlim 许用接触应力[ ]H 试计算小齿轮分度圆直径d’t1 计算圆周速度使用系数动载系数齿间载荷分配系数齿向载荷分配系数确定载荷系数修正小齿轮分度圆直径d’1 ②确定齿轮参数及主要尺寸法面模数中心距确定螺旋角分度圆直径、确定齿宽、（3）校核弯曲疲劳强度斜齿轮当量齿数齿形系数YFa3、YFa4 应力修正系数YSa3、YSa4 重合度系数螺旋角系数弯曲疲劳强度极限，弯曲应力循环次数NF 弯曲疲劳强度寿命系数YN 弯曲疲劳强度安全系数SFmin 计算许用弯曲应力校核齿面弯曲疲劳强度 (4)计算齿轮传动的其他几何尺寸端面模数端面压力角基圆直径齿顶圆直径da 齿根圆直径齿顶高ha 齿根高hf 全齿高端面齿厚端面齿距端面基圆齿距查参考文献5中式8—18知设计公式：由式得： N·mm=24.54×104N·mm 查参考文献3中表8—13得：查参考文献3中表8—14，取 =2.81 由参考文献5中图8—19得： 2.425 = 1.66 EMBED Equation.3 =1.2 由参考文献5中式（8—2）得： / =5.68×108/2.81=2.007×108 由参考文献5中图8—8得：ZN3=1，ZN4=1 由参考文献3中表8—10 SHmin=1 由参考文献3中表8—9得接触接触疲劳极限 Hlim3=350+HBS1=(350+230)MPa=580MPa Hlim4=200+HBS2=(200+190)MPa=390MPa 由参考文献5中式8—3得： [ ]H3= MPa = 580MPa [ ]H4= MPa = 390MPa 由于[ ]H4<[ ]H3，所以应取较小值[ ]H4代入计算 = m m/s 查参考文献5中表8—5得：K’A=1 根据v z3/100=0.895×27/100=0.24m/s，查参考文献5中图8—10得： =1.02 由参考文献5中图8—11得： =1.46 由参考文献5中图8—13得： =1 由参考文献5中式8—10得： mm mm 根据参考文献3中表8—1，取标准值m’n=3mm mm 圆整为ɑ’=160mm = mm mm mm 圆整后取 =85mm， =90mm 由参考文献5中式8—19知校核公式为：由，，，可得 30 84.44 查参考文献5中表8—7，YFa3=2.52，YFa4=2.21 查参考文献5中表8—7，YSa3=1.625，YSa4=1.775 查参考文献5中图8—20得：由参考文献3中表8—9得： =320+0.45HBS1=(320+0.45×230)MPa=423.5MPa =184+0.74HBS2=(184+0.74×190)MPa=324.6MPa 由参考文献5中式（8—2）得： /u’=5.68×108/2.81=2.007×108 由参考文献5中图8—9得：YN1=1，YN2=1 由参考文献3中表8—10 ，SFmin=1 MPa MPa =85.25MPa＜ =81.66MPa＜由得： mm mm da3= =89.89mm da4= =242.12mm mm mm ha3=ha4=h*anm’n=1×3=3mm hf3==hf4=(h*an+c*n)m’n=5.4mm mm mm mm mm 五、轴的设计҉ 轴的设计计算与轴上齿轮轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择和验算、与轴连接的半联轴器的选择选择和进行。因箱体内壁宽度主要由中间轴的结构尺寸确定，故先对中间轴进行设计，然后对高速轴和低速轴进行设计。 1.中间轴的设计与计算已知中间轴的传递功率P2=5.07kW，转速n2=197.26r/min，小齿轮分度圆直径 mm，齿轮宽度 mm。计算结果及步骤如下：计算项目计算及说明计算结果 1.选择轴的材料由于减速器功率不大，又无特殊要求，故选择轴的材料为45钢并作正火处理。查参考文献3中表10—1知， MPa， MPa 45钢，正火处理 2.计算轴的载荷中间轴所传递的T2=245460N·mm 轴上斜齿圆柱齿轮的圆周力Ft、轴向力Fa、径向力Fr为： N EMBED Equation.3 N N N N N N 3.初算最小轴径由参考文献3中表10—3取A=107~118(因轴上受较大弯矩)，于是得：计算项目计算及说明计算结果 3.初算最小轴径 mm 取 mm mm 4.结构设计轴的结构构想如图3—1（a）所示（1）轴承部件的结构设计轴不长，故轴承采用两段固定方式。然后，按轴上零件的安装顺序，从处开始设计（2）轴承的选择与轴段①及轴段⑤的设计该段轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。周段①、⑤上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。暂取轴承为7007C，经过验算，轴承7007C的寿命不满足减速器的预期寿命要求，则改变直径系列，取7310C进行设计计算，由参考文献6中表9—9知轴承内径d=50mm，外径D=110mm，宽度B=27mm，定位轴肩直径D1=60mm，外径定位直径D2=100mm，对轴的力作用点与外圈大端面的距a3=22mm，故d1=50mm。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d5=50mm （3）轴段②和轴段④的设计轴段②上安装齿轮3，轴段④上安装齿轮2，为了便于齿轮的安装，d2和d4应分别大于和，可初定d2=d4=52mm。齿轮2轮毂宽度范围 mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度b2=65mm相等，左端采用轴肩定位，右端采用套筒定位固定。由于齿轮3的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度 mm相等，右端采用轴肩定位，左端采用套筒定位固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段②和轴段④的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取L2=87mm，L4=62mm。（4）轴段③ 该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为 mm，取其高度为h=5mm，故d3=62mm。齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面与箱体内壁距离均取为 mm，齿轮2与齿轮3的距离初定为 mm，则箱体内壁之间的距离为： d1=d5=50mm d2=d4=52mm L2=87mm L4=62mm 计算项目计算及说明计算结果 4.结构设计 mm 取 mm，则箱体内壁距离为 mm。齿轮2的右端面与箱体内壁的距离 mm，则轴段③的长度为（5）轴段①及轴段⑤的长度该减速器齿轮的圆周速度小于3m/s，故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距离箱体内壁的距离取为，中间轴上两个齿轮的固定均有挡油环完成，则轴段①的长度为： mm 轴段⑤的长度为： mm （6）轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离 mm，则由图11-6可得轴的支点及受力点间的距离为： mm mm mm Bx=188mm L3=10.5mm L1=52mm L5=53.5mm l1=72mm l1=88mm l3=62mm 5.键连接齿轮与轴间采用A型普通平键连接，查参考文献2中表10—34得轴段②和轴段④上采用的键的型号分别为键14×80GB/T1096—2003，键14×56GB/T1096—2003 计算项目计算及说明计算结果（6）轴的受力分析（1画轴的受力简图，轴的受力简图如图3—1（b）（2）计算轴承支承反力在水平面上为： N N 式中负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为 N N 轴承1的总支承反力为 N 轴承2的总支承反力为 N (3)画弯矩图弯矩图如图3—1（c）、（d）、（e）所示在水平面上，a-a剖面左侧为 N·mm a-a剖面图右侧为： N·mm R1H=﹣1823.08N R2H=394.12N R1V=4535.21N R2V=3397.79N R1=4887.92N R2=3420.57N 计算项目计算及说明计算结果（6）轴的受力分析 b-b剖面图右侧为： N·mm N·mm 在垂直平面上为 N·mm N·mm 合成弯矩，在a-a剖面左侧为： N·mm a-a剖面右侧为： N·mm b-b剖面左侧为： N·mm b-b剖面右侧为： N·mm (4)画弯矩图转矩如图3—1（f）所示， T2=245460N·mm Ma=351930.12N·mm =332978.45N·mm Mb=213005.9N·mm =212075.42N·mm T2=245460N·mm 7.校核轴的强度虽然a-a剖面左侧弯矩大，但a-a剖面右侧除作用有弯矩外还作用有转矩，故a-a剖面两侧均有可能为危险剖面，故分别计算a-a剖面的抗弯矩截面系数为 mm3 抗扭截面系数为：计算项目计算及说明计算结果 7.校核轴的强度 mm3 a-a剖面左侧弯曲应力为： MPa a-a剖面右侧弯曲应力为： MPa 扭剪应力为： MPa 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为： MPa ，故a-a剖面右侧为危险截面已知 MPa，查参考文献5中表15—6知轴的许用弯曲应力 MPa，，强度满足要求轴的强度满足要求 8.校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力为 MPa 取键、轴及齿轮的材料都为钢，由参考文献3中表10—6查得：强度足够齿轮3处得键长于齿轮2处得键，故强度也足够键连接强度足够 9．校核轴承寿命（1）计算轴承的轴向力由参考文献2中表10—39查7310C轴承得， N。由参考文献3中表11—10得7310C轴承内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为：计算项目计算及说明计算结果 9．校核轴承寿命外部轴向力： N，各轴向力方向如图3—2所示则两轴承的轴向力分别为因，，故只需校核轴承1的寿命（2）计算轴承1的当量动载荷由Fa1/C0r=2439.06/47200=0.052，,由参考文献3中表11—6知，因，故，，则当量动载荷为： N （3）校核轴承寿命轴承在120℃以下工作，查参考文献3中表11—7得。对于减速器，查参考文献3中表11—8得载荷系数轴承1的寿命为：已知该减速器三年大修，即： h 由Lh>L’h知轴承寿命足够轴承寿命足够 2.高速轴的设计与计算已知高速轴的传递功率P1=5.28kW，转速n1=720r/min，小齿轮分度圆直径d1=64.10mm，齿轮宽度b1=70mm。计算结果及步骤如下：计算项目计算及说明计算结果 1. 选择轴的材料由于减速器功率不大，又无特殊要求，故选择轴的材料为45钢并作正火处理。查参考文献3中表10—1知， MPa， MPa MPa 2.计算轴的载荷中间轴所传递的T1=70030N·mm 轴上斜齿圆柱齿轮的圆周力Ft、轴向力Fa、径向力Fr为： N Ft1=2185.02N Fa1=497.97N Fr1=815.67N 3.初算最小轴径由参考文献3中表10—3取A=118~107（因轴上受较大弯矩）于是得： mm 取 mm 由于安装大带轮处有键，故轴需加大4%~5%，则 mm 取d=25mm 轴的构想图如图3—3(a)所示（1）轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从轴的最细处开始设计。（2）轴段① 轴段①上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮彀轴孔设计同步。根据第二步计算结果，考虑到该段轴径 mm 计算项目计算及说明计算结果 4.轴的结构设计取得太小，轴承的寿命可能满足不了减速器预期寿命的要求，初定轴段①的直径d1=30mm，带轮轮彀的宽度为（1.5~2.0）d1=45~60mm，取带轮轮彀的宽度L带轮=50mm，轴段①的长度应略小于彀孔的宽度，取L1=48mm (3)密封圈与轴段② 在确定轴段②的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。用轴肩定位，轴肩高度h=(0.07~0.1)d1=(0.07~0.1) ×30=2.1~3mm。轴段②的轴径d2=d1+2×(2.1~3)=34.2~36mm，其最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈油封，查参考文献1中表9—20选毡圈35 JB/ZQ 4606—1986，则d2=35mm （4）轴承与轴段③及轴段⑦ 考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承，其直径应符合轴承内径系列。先暂取轴承为7408AC，由参考文献6中表9—9得轴承内径 mm，外径 mm，宽度 mm，内圈定位轴肩直径 mm，外圈定位内径 mm，在轴上力作用点与外圈大端面的距离 mm，故取轴段③的直径 mm。轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取，挡油环的挡油凸缘内测面凸出箱体内壁1~2mm，挡油环轴孔宽度初定为B1=15mm，则L3=B+B1=(27+15)mm=42mm 通常一根轴上的两个轴承应取相同相同的型号，则d7=40mm，L7=B+B1=(27+15)mm=42mm （5）齿轮与轴段⑤ 该段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，应略大于，可初定 mm，则由参考文献2中表10—34知该处键的截面尺寸为b×h=12mm×8mm，轮彀键槽深度为t1=3.3mm，则该处齿轮上齿根圆与彀孔键槽顶部的距离为 mm，因为 mm，故该轴设计成齿轮轴，则有， mm (6)轴段④和轴段⑥的设计该轴段直径可略大于轴承定位轴肩的直径，则 mm，齿轮右端面距箱体内壁距离为，轴段⑥的长度 = d1=30mm L1=48mm d2=35mm mm L3=42mm d7=40mm L7=42mm mm d4=d6=48mm L6=7mm 计算项目计算及说明计算结果 4.轴的结构设计 7mm。轴段④的长度为＋ mm （7）轴段②的长度该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度有关及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为：，由参考文献1中表15—1知，下箱座壁厚： =7mm <8mm，取 mm。由参考文献1中表15—1知： mm，取地脚螺栓为M16。 mm，则取轴承旁螺栓直径为M12，查参考文献1中表15—2知c1=18mm，c2=16mm，则箱体轴承座宽度L=8+18+16+(5~8)=47~50mm，L=48mm.。 mm，则取机盖与机座连接螺栓直径为M10。 mm，则取轴承端盖直径为M8。t=(1~1.2)d3=10~12mm，则取轴承端盖凸缘厚度t=11mm，取轴承端盖与轴承座间的调整垫片厚度为 mm。为方便在不拆卸带轮的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺栓，取带轮凸缘端面距轴承端面表面距离K=28mm，带轮采用腹板式，螺栓的装拆空间足够。则 mm (8)轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=31.8mm，则由图3—3(a)所示可得轴的支点及受力点间的距离为 mm mm L4=105mm mm L=48mm L2=56.5mm l1=113.3mm l2=160.2mm l3=52.2mm 计算项目计算及说明计算结果 5.键连接带轮与轴段①间采用A型普通平键连接，查参考文献2中表10—34的其型号为键8×45GB/1096—2003 6.轴受力分析（1）画轴的受力简图轴的受力简图如图3—3(b)所示（2）计算轴支承反力在水平面上为式中负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为 N N 轴承1的总支承反力为 N 轴承2的总支承反力为 (3)画弯矩图弯矩图如图3—3(b)、(c)、(e)所示在水平面上，a-a剖面右侧为 N·mm a-a剖面左侧为 b-b剖面为 N·mm R1H=3573.6N R2H=-1886.73N R1V=537N R2V=1648.02N R1=3613.72N R2=2504.87N 计算项目计算及说明计算结果 6.轴受力分析在垂直面上为合成弯矩，在a-a剖面左侧为 a-a剖面右侧为 b-b剖面为（4）画转矩图转矩图如图3—3（f）所示 N·mm N·mm 7.校核轴的强度因b-b剖面弯矩大，且有转矩，其轴径较小，故b-b剖面为危险剖面。其抗弯截面系数为抗扭截面系数为剖面的弯曲应力为扭剪应力为，按弯扭合成强度进行计算校核，对于单向转动的轴承，转矩按脉动循环处理，故折合系数，则当量应力为计算项目计算及说明计算结果 7.校核轴的强度，故a-a剖面右侧为危险截面已知 MPa，查参考文献5中表15—6知轴的许用弯曲应力 MPa，，强度满足要求轴的强度满足要求 8.校核键连接的强度带轮处键连接的挤压应力为键、轴及带轮的材料都为钢，查参考文献3中表10—6得，强度足够键连接的强度足够 9.校核轴承的寿命（1）计算轴承的轴向力由参考文献6中9—9查得7408AC的Cr=61700N，，且根据轴承内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为外部轴向力A=497.97，各轴向力方向如图3—4所示，则则两轴承的轴向力分别为 (2)计算当量动载荷查参考文献3中表11—6得70000AC型轴承的判别系数为e=0.68，因，故X=1，Y=0，则轴承1的当量动载荷为查参考文献3中表11—6得70000AC型轴承的判别系数为e=0.68，因，故X=1，计算项目计算及说明计算结果 9.校核轴承的寿命 Y=0，则轴承2的当量动载荷为（3）校核轴承寿命因，故只需校核轴承1的寿命，。轴承在以下工作，查参考文献3中表11—7得，查参考文献3中表11—8得载荷系数轴承1的寿命为，故故轴承寿命足够轴承的寿命足够 3.低速轴的设计与计算已知低速轴的传递功率P3=4.87kW，转速n3=70.2r/min，齿轮4分度圆直径 mm，齿轮宽度 mm。计算结果及步骤如下：计算项目计算及说明计算结果 1.选择轴的材料因传递功率不大，并对质量及结构无特殊要求，查参考文献3中表10—1知， MPa， MPa 2.初算轴径由参考文献3中表10—3取A=118~107（因轴上受较大弯矩）于是得： mm 取 mm 轴与联轴器连接，有一个键槽，故轴径需加大4%~5%，则 mm dmin=45mm 计算项目计算及说明计算结果 3.计算轴的载荷低速轴所传递的T3=662510N·mm 轴上斜齿圆柱齿轮的圆周力Ft、轴向力Fa、径向力Fr为： N EMBED Equation.3 T3=662510N·mm =5611.64N =1510.56N =2114.36N 4.结构设计轴的结构构想如图3—3（a）所示（1）轴承部件的结构设计，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式，按轴上零件的安装顺序，从最小轴径处设计（2）联轴器及轴段① 轴段①安装联轴器，此段设计与联轴器的选择同步进行，为补偿联轴器所连接的两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查参考文献3中表14—1取载荷系数，则计算转矩：由参考文献2中表10—48查得LX3型联轴器符合要求，公称转矩1250000N·mm许用转速4700r/min,轴孔范围为30~48mm. 考虑，取联轴器的毂孔直径为48mm，轴孔长度84mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为: LX3 48×84GB/T5014-2003，相应的轴端①的直径 mm，取长度略小于毂空宽度取 mm。 (3)密封圈与轴段② 在确定轴段②的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承盖密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高度 =2.36~4.8 mm。.轴段②的轴径 mm。最终由密封圈确定，该处轴的圆周速度小于3m/s,可选用毡圈油封。查参考文献1中表9—20，选毡圈55JB/ZQ4606—1986，则 mm mm 计算项目计算及说明计算结果 4.结构设计 d2=55mm (4)轴承与轴段③和轴段⑥的设计轴段③和轴段⑥上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列，考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。先暂取轴承为7212C，由参考文献2中表10—39得轴承内径 mm，外径 mm，宽度 mm，内圈定位轴肩直径 mm，外圈定位内径 mm，轴上定位端面圆角半径最大为在轴上力作用点与外圈大端面的距离 mm，故取轴段③的直径 mm。轴承采用脂润滑，需要用挡油环，挡油环宽度初定为B1，故L3=B+B1=22+15=37mm 通常同一根轴上的两个轴承取相同的型号，故d6=60mm (5)齿轮与轴段⑤ 该段上安装齿轮4，为便于齿轮的安装，d5应略大于d6，可初定d5=62mm，齿轮4轮彀的宽度范围为（1.2~1.5）d5=74.4~93mm，齿轮宽度 mm，取其轮彀宽度等于齿轮宽度，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段⑤的长度应比轮彀略短，故取L5=83mm (6)轴段④ 该段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度为h=(0.07~0.1)d5=4.34~6.2mm，取h=5mm，则d4=72mm，齿轮左端面距箱体内壁距离为 mm，则轴段④的长度 =87.5mm (7)轴段②与轴段⑥的长度轴段②的长度除与轴上零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承端盖连接螺栓为M8×25，其安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺栓的拆装空间干涉，故联轴器轮毂端面的距离为K2=10mm。则有 =37mm 则轴段⑥的长度： mm （8）轴上力作用点的间距轴承反力的作用点与轴承外 d2=55mm mm mm d6=60mm d5=62mm L5=83mm d4=72mm L4=87.5mm L2=37mm L6=48.5mm 计算项目计算及说明计算结果 4.结构设计圈大端面的距离a3=22.4mm，则由图3—5（a）所示可得轴的支点及受力点间的距离为 mm mm l1=66.6mm l2=144.6mm l3=98.4mm 5.键连接联轴器与轴段①及齿轮4与轴段⑤间均采用A型普通平键连接，查参考文献2中表10—34得键的型号分别为键14×80 GB/T 1096-2003 和键18(80 GB/T 1096-2003 6.轴的受力分析（1）画轴的受力分析图，轴受力简图如图3—5(b)所示（2）计算支撑反力在水平面上在垂直面上 N 轴承1的总支撑反力为：轴承2总支撑反力为：（3）画弯矩图：如图3—5(b)、（c）、(d)、(e)所示在水平面上，a-a剖面右侧为 a-a剖面左侧为 R1H=603.22N R2H=1511.14N R1=3889.13N R2=2482.5N 计算项目计算及说明计算结果 6.轴的受力分析在垂直面上，a-a剖面为合成转矩，a-a剖面左侧为 a-a剖面右侧为 (4)画转矩图，转矩图如图3—3(f)所示 Ma=259015.78N·mm 336485.03N·mm 7.校核轴的强度因a-a剖面右侧弯矩大，且有转矩，其轴径较小，故a-a截面为危险剖面，其抗弯截面系数为抗扭截面系数为弯曲应力为扭剪应力为，按弯扭合成强度进行计算校核，对于单向转动的轴承，转矩按脉动循环处理，故折合系数，则当量应力为，故a-a剖面右侧为危险截面计算项目计算及说明计算结果 7.校核轴的强度已知 MPa，查参考文献5中表15—6知轴的许用弯曲应力 MPa，，强度满足要求轴的强度满足要求 8.校核键连接强度联轴器处键的挤压应力为齿轮4处连接的挤压应力取键、轴、齿轮及联轴器的材料都为钢，查参考文献3中表10—6查得，强度足够。键连接强度足够 9.校核轴承寿命 ⑴.计算轴承的轴向力由参考文献2中表10-39查7212C轴承得Cr=61000N，C0r=48500N，根据轴承内部轴向计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为外部轴向力 N各轴力方向如3—6所示，则两轴承的轴向力分别为因，，故只需校核轴承1的寿命 (2)计算当量动载荷由Fa1/C0r=2503.56/48500=0.052，,由参考文献3中表11—6知，因，故，，则当量动载荷为： N （3）校核轴承寿命计算项目计算及说明计算结果 9.校核轴承寿命轴承在120℃以下工作，查参考文献3中表11—7得。对于减速器，查参考文献3中表11—8得载荷系数轴承1的寿命为：由知轴承寿命足够轴承寿命足够六、参考文献 1.骆素君、朱诗顺主编《机械课程设计简明手册》，化学工业出版社，2006年8月第一版。 2.张建中、何晓玲主编《机械设计课程设计》，高等教育出版社，2009年3月第一版。 3.赵冬梅主编《机械设计基础》，西安电子科技大学出版社，2010年1月第二版。 4.王旭、王积森主编《机械设计课程设计》，机械工业出版社，2006年5月第一版。 5.徐锦康、周国民、刘极峰主编《机械设计》，机械工业出版社，2007年7月第一版。 6.杨黎明、杨志勤主编《机械设计简明手册》，国防工业出版社，2009年8月第二次印刷。带式输送机减速器结构简图 1-Ⅰ轴、2-Ⅱ轴、3-Ⅲ轴、4-卷筒轴带式输送机减速器结构简图 1-Ⅰ轴、2-Ⅱ轴、3-Ⅲ轴、4-卷筒轴 � 图2—1 � PAGE 1 _1363109124.unknown _1363181898.unknown _1365077999.unknown _1367244378.unknown _1367245697.unknown _1367246702.unknown _1367247013.unknown _1367247125.unknown _1367247540.unknown _1367247596.unknown _1367511006.unknown _1367247585.unknown _1367247152.unknown _1367247062.unknown _1367246881.unknown _1367246974.unknown _1367246740.unknown _1367246165.unknown _1367246436.unknown _1367246521.unknown _1367246317.unknown _1367246027.unknown _1367246104.unknown _1367245935.unknown _1367245023.unknown _1367245355.unknown _1367245462.unknown _1367245515.unknown _1367245376.unknown _1367245263.unknown _1367245318.unknown _1367245161.unknown _1367244751.unknown _1367244844.unknown _1367244985.unknown _1367244816.unknown _1367244688.unknown 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