帶式運輸機傳動裝置說明書 機械綜合設計

1、課 程 設 計機械綜合設計帶式運輸機傳動裝置說明書 指導教師 學院名稱工程學院專 業(yè) 名 稱機械設計制造及其自動化論文提交日期 年 月論文答辯日期年月答辯委員會主席 _評 閱 人 _目 錄1 設計任務書52 傳動方案的擬定53 電動機的選擇63.1 類型和結構形式的選擇63.2 功率的確定63.2.1 工作機所需功率63.2.2 電動機至工作機的總效率63.2.3 所需電動機的功率63.3 轉速的確定73.4 電動機的型號及參數(shù)74 傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算74.1 總傳動比的計算和各級傳動比的分配74.2 計算各軸的功率、轉速和轉矩85 v帶傳動85.1 確定計算功率95.2 選擇v帶的帶

2、型95.3 確定帶輪的基準直徑并驗算帶速95.3.1 初選小帶輪的基準直徑95.3.2 驗算帶速95.3.3 計算大帶輪的基準直徑95.4 確定v帶的中心距和基準長度105.4.1 初定中心距105.4.2 計算帶所需的基準長度105.4.3 計算實際中心距105.5 驗算小帶輪上的包角105.6 計算帶的根數(shù)105.6.1 計算單根v帶的額定功率105.6.2 計算v帶的根數(shù)115.7 計算單根v帶的初拉力的最小值115.8 計算壓軸力115.9 帶輪結構設計115.9.1 小帶輪結構115.9.2 大帶輪結構125.10 v帶傳動的張緊與防護125.10.1 v帶傳動的張緊125.10.2

3、 v帶傳動的防護126 齒輪傳動設計126.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)126.2 按齒面接觸強度設計136.3 按齒根彎曲強度設計156.4 幾何尺寸計算166.4.1 計算分度圓直徑166.4.2 計算中心距166.4.3 計算齒輪寬度166.5 齒輪上作用力的計算166.6 齒輪結構設計176.7 齒輪及齒輪副檢驗參數(shù)計算176.7.1 齒輪檢驗項目176.7.1 齒輪副檢驗項目186.8 齒輪幾何尺寸及檢驗參數(shù)表197 高速軸的設計與計算207.1 選擇軸的材料207.2 初步確定軸的最小直徑207.3 軸的結構設計207.3.1 軸承部件的結構設計207.3.2 軸段的設計

4、217.3.3 軸段軸徑設計217.3.4 軸段和的設計227.3.5 軸段的長度設計227.3.6 軸段和的設計237.3.7 軸段的設計237.3.8 箱體內壁距離237.3.9 力作用點間的距離237.3.10 軸的結構及尺寸圖247.4 鍵連接247.5 軸的受力分析247.5.1 畫軸的受力簡圖247.5.2 求支承反力247.5.3 計算彎矩257.5.4 畫彎矩圖257.5.5 畫轉矩和轉矩圖267.6 校核軸的強度277.6.1 判斷危險截面277.6.2 校核截面277.6.3 校核c截面277.7 校核鍵連接的強度287.8 校核軸承壽命297.8.1 計算當量動載荷297

5、.8.2 計算軸承壽命298 低速軸的設計與計算308.1 材料選擇308.2 初定軸徑308.3 結構設計308.3.1 軸承部件的結構設計308.3.2 軸段的設計318.3.3 軸段軸徑設計328.3.4 軸段和的軸徑設計328.3.5 軸段的設計328.3.6 軸段的長度設計328.3.7 軸段的設計338.3.8 軸段和的長度設計338.3.9 軸上力作用點間距離338.3.10 軸的結構及尺寸圖348.4 鍵連接348.5 受力分析348.5.1 畫軸的受力簡圖348.5.2 求支承反力358.5.3 計算彎矩368.6 校核軸強度368.7 校核鍵強度378.8 校核軸承壽命37

6、8.8.1 計算當量動載荷388.8.2 計算軸承壽命389 裝配草圖、箱體設計及潤滑方案399.1 裝配草圖399.2 減速器箱體的結構尺寸399.3 潤滑方案4110 裝配圖和零件圖4110.1 附件設計4110.1.1 檢查孔及檢查孔蓋4110.1.2 油面指示裝置4110.1.3 通氣孔4110.1.4 放油孔及螺塞4110.1.5 起吊裝置4210.1.6 起箱螺釘4210.1.7 定位銷4310.2 繪制裝配圖和零件圖4311 參考資料431 設計任務書題目：設計用于帶式運輸機的傳動裝置給定條件：數(shù)據(jù)編號運輸帶工作拉力 (n) 運送帶的工作速度 (m/s) 卷筒直徑d(mm) a7

7、33001.2350工作條件：一班制，連續(xù)單向運動，載荷平穩(wěn)，室內工作，有粉塵(運輸帶與卷筒及支承間、包括卷筒軸承的摩擦阻力影響已在f中考慮) 。使用期限：十年，大修期三年。生產批量：10臺。生產條件：中等規(guī)模機械廠，可加工78級精度齒輪和蝸輪。動力來源：電力，三相交流(220/380v) 運輸帶速度允許誤差：2 傳動方案的擬定減速器類型選擇：選用單級直齒圓柱齒輪減速器。整體布置如圖1：圖1 傳動方案的整體布置 注： 1-電動機,2-帶輪,3-齒輪傳動, 4-聯(lián)軸器，5-輸送帶卷筒i-輸入軸，ii-輸出軸，-卷筒軸.3 電動機的選擇3.1 類型和結構形式的選擇 由工作條件及動力來源，選擇y系列

8、的全封閉自扇冷式三相異步電動機。3.2 功率的確定3.2.1 工作機所需功率，式中為工作機的效率，帶式運輸機取。3.2.2 電動機至工作機的總效率查表確定各部分的效率：(參考文獻p13表3-1) v帶的傳功效率：0.96滾動軸承的傳動效率(2對) ：0.98閉式圓柱齒輪的傳動效率：0.97彈性柱銷聯(lián)軸器的傳動效率：0.99輸送帶卷筒的傳動效率：0.96電動機至工作機的總效率 3.2.3 所需電動機的功率 3.3 轉速的確定3.3.1 卷筒的轉速 3.3.2 所需電動機的轉速由于v帶的傳動比范圍為，單級圓柱齒輪減速器的傳動比范圍為，所以電動機至工作機的總傳動比，故所需電動機的轉速可選范圍為 3.

9、4 電動機的型號及參數(shù)電動機的轉速，符合這一范圍的同步轉速只有1500r/min。根據(jù)電動機的額定功率略大于所需功率的原則，選擇電動機的型號及參數(shù)如表1。表1 所選電動機的型號及參數(shù)電動機型號額定功率同步轉速滿載轉速5.5kw1500r/min1440r/miny132s-4額定電流效率功率因數(shù)2.311.6a0.8550.844 傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算4.1 總傳動比的計算和各級傳動比的分配總傳動比，式中為電動機滿載轉速，為工作機軸轉速。 取v帶傳動比為，則齒輪減速器的傳動比為。4.2 計算各軸的功率、轉速和轉矩(1) 電機軸(0軸) ： (2) 輸入軸(1軸) ： (3) 輸出軸(2軸

10、) ： (4) 卷筒軸(3軸) ： 表2 各軸的運動和動力參數(shù)軸名功率轉矩轉速輸入功率輸出功率輸入轉矩輸出轉矩電機軸4.8532.161440輸入軸4.664.5792.790.85480輸出軸4.434.34645.83632.9165.5卷筒軸4.34.21626.88614.3465.504軸運動和動力參數(shù)的計算結果加以匯總，如表2，其中13軸的輸出功率和輸出轉矩則分別為各軸的輸入功率和輸入轉矩乘以軸承傳動效率。5 v帶傳動5.1 確定計算功率，式中-工作情況系數(shù)，查表取值1.1(參考文獻p156表8-7) -電動機的額定功率5.2 選擇v帶的帶型根據(jù)由圖選用a型。(參考文獻p157圖8

11、-11) 5.3 確定帶輪的基準直徑并驗算帶速5.3.1 初選小帶輪的基準直徑 取小帶輪的基準直徑。(參考文獻p155表8-6、p157表8-8) 5.3.2 驗算帶速因為，故帶速合適。5.3.3 計算大帶輪的基準直徑根據(jù)v帶輪的基準直徑系列圓整為(參考文獻p157表8-8) 5.4 確定v帶的中心距和基準長度5.4.1 初定中心距一般初選帶傳動的中心距為， 即 ，此處初定中心距。5.4.2 計算帶所需的基準長度根據(jù)v帶的基準直徑系列圓整為(參考文獻p146表8-2) 5.4.3 計算實際中心距 5.5 驗算小帶輪上的包角 5.6 計算帶的根數(shù)5.6.1 計算單根v帶的額定功率由，查表得。根據(jù)

12、和a型帶，查表得。查表得包角修正系數(shù)帶長修正系數(shù)，于是(參考文獻p152表8-4a、p153表8-4b、p155表8-5、p146表8-2、p152式8-19) 5.6.2 計算v帶的根數(shù) ，取3根。5.7 計算單根v帶的初拉力的最小值查表得a型帶的單位長度質量(參考文獻p149表8-3) ，所以應使帶的實際初拉力。5.8 計算壓軸力帶正常張緊力取，新帶張緊力取。5.9 帶輪結構設計5.9.1 小帶輪結構小帶輪的基準直徑，采用腹板式。y132s電動機軸，查表得，取，則輪轂寬：取輪緣寬：小帶輪的外徑5.9.2 大帶輪結構大帶輪的基準直徑，采用輪輻式。輪緣寬可與小帶輪相同，輪轂寬可與軸的結構設計同

13、步進行。 大帶輪的外徑5.10 v帶傳動的張緊與防護5.10.1 v帶傳動的張緊采用滑道式定期張緊裝置，定期改變兩帶輪的中心距來調節(jié)帶的初拉力，使帶重新張緊。5.10.2 v帶傳動的防護為安全起見，帶傳動應置于鐵絲網(wǎng)或保護罩之內，使之不能外露。 6 齒輪傳動設計 已知輸入功率，小齒輪轉速，齒數(shù)比。6.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1) 按圖1所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。(2) 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(gb 10095-88)。(3) 材料選擇。選擇小齒輪材料為40cr(調質) ，硬度為280 hbs，大齒輪材料為45鋼(調質) ，硬度為240 hbs

14、，二者材料硬度差為40 hbs。(4) 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取。6.2 按齒面接觸強度設計由設計計算公式進行試算。(1) 確定公式內的各計算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)。2) 小齒輪傳遞的轉矩。3) 選取齒寬系數(shù)。4) 材料的彈性影響系數(shù)。5) 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限。6) 計算應力循環(huán)次數(shù) ，式中為小齒輪的轉速(單位為)；為齒輪每轉一圈時，同一齒面嚙合的次數(shù)；為小齒輪的工作壽命(單位為h)。 7) 按應力循環(huán)次數(shù)選取接觸疲勞壽命系數(shù)。8) 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)，得 (2) 計算1) 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 2

15、) 計算圓周速度 3) 計算齒寬 4) 計算齒寬與齒高之比模數(shù) 齒高 ，式中為齒頂高系數(shù)（=1），為頂隙系數(shù)（=0.25）。5) 計算載荷系數(shù)根據(jù)，7級精度，查得動載系數(shù)；直齒輪，；使用系數(shù)；用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，。由，查得；故載荷系數(shù) 6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 7) 計算模數(shù) 6.3 按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計計算公式為(1) 確定公式內的各計算數(shù)值1) 小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限；2) 彎曲疲勞壽命系數(shù)；3) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)，得 4) 計算載荷系數(shù) 5) 查取齒形系數(shù) 6) 查取應力校正系數(shù)

16、7) 計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。(2) 計算設計 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.874并就近圓整為標準值，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù)，取。 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。6.4 幾何尺寸計算6.4.1 計算分度圓直徑 6.4.2 計算中心距 6.4.3 計算齒輪寬度 取，。6.5

17、 齒輪上作用力的計算(1) 已知條件：高速軸傳遞的轉矩為，轉速為，小齒輪分度圓直徑為。(2) 小齒輪1的作用力圓周力為，其方向與力作用點圓周速度方向相反。徑向力為,其方向由力的作用點指向輪1的傳動中心。(3) 大齒輪2的作用力從動輪2各個力與主動輪1上相應的力大小相等，方向相反。6.6 齒輪結構設計大小齒輪分別與低速軸和高速軸配合，故其結構設計與軸的設計同步進行。6.7 齒輪及齒輪副檢驗參數(shù)計算6.7.1 齒輪檢驗項目(1) 單個齒距極限偏差，(2) 齒距累計總公差，(3) 齒廓總公差,(4) 公法線跨齒數(shù)對于標準直齒圓柱齒輪傳動，變位系數(shù)。又因為，故公法線跨齒數(shù) 取，。(5) 公法線平均長度

18、 計算得，(6) 公法線平均長度極限偏差齒輪副最小法向側隙 齒輪副加工和安裝所引起的側隙減少量 齒厚上偏差 齒厚公差 故公法線平均長度上偏差 公法線平均長度下偏差 6.7.1 齒輪副檢驗項目(1) 中心距極限偏差 (參考文獻p201 漸開線圓柱齒輪精度) (2) 接觸斑點 齒輪精度等級為it7，則接觸斑點占齒面高度百分比不小于40%，接觸斑點占齒寬的百分比不小于70%。6.8 齒輪幾何尺寸及檢驗參數(shù)表表3 齒輪幾何尺寸及檢驗參數(shù)（單位：mm）項目代號小齒輪大齒輪模數(shù)2壓力角齒數(shù)28205分度圓直徑56410齒頂高22齒根高2.52.5齒全高4.54.5齒頂圓直徑60414齒根圓直徑51405頂

19、隙0.5標準中心距及極限偏差傳動比7.328齒寬6862精度單個齒距極限偏差齒距累計總公差0.0370.064齒廓總公差0.0120.017公法線跨齒數(shù)423公法線平均長度及極限偏差7 高速軸的設計與計算已知高速軸傳遞的功率，轉速，小齒輪分度圓直徑為，齒輪寬度，轉矩。7.1 選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故選用常用的材料45鋼，調質處理。7.2 初步確定軸的最小直徑因為高速軸外伸段上安裝帶輪，所以軸徑可按下式求得，45鋼的值為103126，此處取，則 考慮到軸上有鍵槽，軸徑應增大，則 取。7.3 軸的結構設計7.3.1 軸承部件的結構設計軸的初步結構及構想如圖2

20、所示。為方便軸承部件的拆裝，減速器的機體采用剖分式結構。該減速器發(fā)熱小、軸不長，故軸承采用兩端固定方式。然后，可按軸上零件的安裝順序，從處開始設計。圖2 高速軸的初步結構及構想7.3.2 軸段的設計軸段上安裝帶輪，此段設計應與帶輪設計同步進行。由最小直徑可初定軸段的軸徑，帶輪輪轂的寬度為，取為，則軸段的長度略小于轂孔寬度，取。7.3.3 軸段軸徑設計考慮帶輪的軸向固定及密封圈尺寸，帶輪用軸肩定位，軸肩高度為。軸段的軸徑，該處軸的圓周速度，可選用氈圈油封。查表選取氈圈35 jb/zq 46061997，則。由于軸段的長度涉及的因素很多，稍后在確定。7.3.4 軸段和的設計軸段和安裝軸承，考慮齒輪

21、只受徑向力和圓周力，所以選用球軸承即可，其直徑應既便于軸承安裝，又應符合軸承內徑系列。現(xiàn)暫取軸承為6008，經過計算軸承壽命不夠，改選6208軸承，由軸承手冊查得軸承內徑，外徑，寬度，內圈定位軸肩直徑，外圈定位凸肩內徑，故。該減速器齒輪的圓周速度，故軸承采用脂潤滑，需要擋油環(huán)，取擋油環(huán)端面到內壁距離，為補償箱體的鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，靠近箱體內壁的軸承端面至箱體內壁的距離取，則。通常一根軸上的兩個軸承取相同型號，則，。7.3.5 軸段的長度設計軸段的長度除與軸上零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關。查表（減速器鑄造箱體結構尺寸）可知箱座壁厚由公式計算，則，取，箱蓋壁厚由公式計算，則，

22、取。由于中心距，可確定軸承旁連接螺栓直徑m12，相應的，箱體凸緣連接螺栓直徑m10，地腳螺栓直徑m16，軸承端蓋連接螺釘直徑m8，查表取螺栓gb/t 57812000 m825。查表（螺釘連接外裝式軸承蓋）計算軸承端蓋厚，取。軸承座寬度為 取，取端蓋與軸承座間的調整墊片厚度。為了在不拆卸帶輪的條件下，方便裝拆軸承端蓋連接螺栓，取帶輪凸緣端面至軸承端蓋表面的距離，大帶輪采用輪輻式，螺栓的拆裝足夠，則有 7.3.6 軸段和的設計該軸段間接為軸承定位，可取,齒輪兩端面與箱體內壁距離取為，則軸段和的長度為7.3.7 軸段的設計軸段上安裝齒輪，為便于安裝，應略大于，可初定，查表（普通平鍵）得該處鍵的截面

23、尺寸為，輪轂鍵槽深度為，該處齒輪輪轂鍵槽到齒根的距離為故高速軸應設計成齒輪軸，。7.3.8 箱體內壁距離箱體內壁之間的距離為 7.3.9 力作用點間的距離軸承力作用點距外圈距離，則 7.3.10 軸的結構及尺寸圖畫出軸的結構及相應尺寸，如圖3所示。圖3 高速軸結構及相應尺寸7.4 鍵連接 帶輪與軸段間采用普通平鍵連接，查得鍵的型號為 鍵850 gb/t 10961990。7.5 軸的受力分析7.5.1 畫軸的受力簡圖軸的受力簡圖如圖4(a)所示。7.5.2 求支承反力1) 在水平面上為式中負號表示與圖中所示力的方向相反，以下同。 2) 在垂直面上為 3) 軸承的支承反力 3) 軸承的支承反力

24、7.5.3 計算彎矩 在垂直面上為 合成彎矩，有 7.5.4 畫彎矩圖高速軸彎矩圖如圖4(b)(d)所示。7.5.5 畫轉矩和轉矩圖 轉矩圖如圖4(e)所示。圖4 高速軸受力分析7.6 校核軸的強度7.6.1 判斷危險截面 齒輪軸在處軸徑較小，在處彎矩最大，故截面和截面都有可能為危險截面。7.6.2 校核截面抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 最大彎曲應力為 扭剪應力為 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故折合系數(shù)，則當量應力為查得45鋼調制處理抗拉強度極限，用插值法查得軸的許用彎曲應力。，截面強度滿足要求。7.6.3 校核c截面抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 最

25、大彎曲應力為 扭剪應力為 當量應力為 由于，所以截面也強度滿足要求。故齒輪軸強度足夠。7.7 校核鍵連接的強度帶輪處鍵連接的擠壓應力為 取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，查表得平鍵許用擠壓應力，強度足夠。7.8 校核軸承壽命圖5 高速軸軸承的布置及受力7.8.1 計算當量動載荷查軸承手冊得6208軸承的基本額定動載荷，基本額定靜載荷，軸承受力圖如圖4所示。因軸承不受軸向力，軸承的當量動載荷分別為 7.8.2 計算軸承壽命因，故只需校核軸承，。軸承在以下工作，查表得溫度系數(shù)。對于減速器，查表得載荷系數(shù)。減速器預期壽命為 ，故軸承壽命夠用。8 低速軸的設計與計算已知低速軸傳遞的功率，轉速，齒輪2分度圓直

26、徑為，齒輪寬度，轉矩。8.1 材料選擇 因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故選用常用的材料45鋼，調質處理。8.2 初定軸徑取，低速軸外伸段的直徑可按下式求得： 考慮到軸與聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應增大，即圓整，取。8.3 結構設計8.3.1 軸承部件的結構設計軸的初步結構設計及構想如圖6所示，該減速器發(fā)熱小、軸不長，故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最細處開始設計。圖6 低速軸的初步結構及構想8.3.2 軸段的設計軸段上安裝聯(lián)軸器，此段設計應與聯(lián)軸器的選擇設計同步進行。為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表取載荷系數(shù)，則計算轉矩

27、查表（彈性柱銷聯(lián)軸器）可知gb/t 50142003中l(wèi)x3型聯(lián)軸器符合要求:公稱轉矩為，許用轉速為，軸孔范圍為。結合伸出段直徑，取聯(lián)軸器轂孔直徑為，軸孔長度，y型軸孔，a型鍵。聯(lián)軸器主動端代號為lx3 4882 gb/t 50142003,相應的軸段的直徑，其長度略小于轂孔寬度，取。8.3.3 軸段軸徑設計在確定軸段的軸徑時，應考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸兩個方面問題。聯(lián)軸器用軸肩定位，軸肩高度。軸段的軸徑，最終由密封圈決定。該處軸的圓周速度，可選用氈圈油封。查表選取氈圈55 jb/zq 46061997，則。8.3.4 軸段和的軸徑設計 軸段及軸段上安裝軸承，考慮齒輪沒有軸向力存在，

28、因此選用深溝球軸承。軸段和軸段直徑應既便于軸承安裝，又應符合軸承內徑系列?，F(xiàn)暫取軸承為6012，由軸承手冊查得軸承內徑，外徑，寬度，內圈定位軸肩直徑，外圈定位凸肩內徑，故選。通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則。8.3.5 軸段的設計 軸段上安裝齒輪，為了便于齒輪的安裝，必須略大于，可初定。大齒輪的齒頂圓直徑，采用輪輻式結構，其輪轂的寬度范圍為，即，取輪轂寬度為,其左端采用軸肩定位，右端采用套筒定位。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段長度應比輪轂略短，取。8.3.6 軸段的長度設計軸段的長度除與軸上零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關。軸承座寬度、軸承端蓋厚、軸承端蓋連接螺栓、軸承

29、靠近箱體內壁的端面距箱體內壁的距離、端蓋與軸承座間的調整墊片厚度均同高速軸，即，。為避免聯(lián)軸器輪轂外徑與端蓋螺栓的拆裝發(fā)生干涉，聯(lián)軸器輪轂端面與端蓋外端面的距離取，則有 8.3.7 軸段的設計該軸段為齒輪提供定位作用，定位軸肩的高度，取，則，齒輪輪轂端面距箱體內部距離為。取擋油環(huán)端面到內壁距離為，則軸段的長度。8.3.8 軸段和的長度設計軸段的長度軸段的長度8.3.9 軸上力作用點間距離軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離為，則由圖5可得軸的支點及受力點間的距離為 8.3.10 軸的結構及尺寸圖畫出軸的結構及相應尺寸，如圖7所示。圖7 低速軸結構及相應尺寸8.4 鍵連接 聯(lián)軸器與軸段及齒輪與

30、軸段間都采用a型普通平鍵連接，查表可得其型號分別為 鍵1463 gb/t 10961990和 鍵1863 gb/t 10961990。8.5 受力分析8.5.1 畫軸的受力簡圖軸的受力簡圖如圖8(a)所示。圖8 低速軸受力分析8.5.2 求支承反力1) 在水平面上為2) 在垂直面上為 3) 軸承、的總支承反力為 8.5.3 計算彎矩1) 彎矩圖如圖8(b)、(c)和(d)所示。2) 在水平面上，齒輪所在截面為 3) 在垂直平面上，齒輪所在截面為 4) 合成彎矩，齒輪所在截面為 5) 轉矩圖如圖8(e)所示，。8.6 校核軸強度因齒輪所在軸截面彎矩最大，同時截面還作用有轉矩，所以此截面為危險截面

31、。其抗彎截面系數(shù)為抗扭截面系數(shù)為彎曲應力為扭剪應力為按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故折合系數(shù)，則當量應力為查得45鋼調制處理抗拉強度極限，用插值法查得軸的許用彎曲應力。，強度滿足要求。8.7 校核鍵強度齒輪2處鍵連接的擠壓應力為 取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，查表得平鍵許用擠壓應力，強度足夠。聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應力為 故其強度也足夠。8.8 校核軸承壽命圖9 低速軸軸承的布置及受力8.8.1 計算當量動載荷查軸承手冊得6012軸承的基本額定動載荷，基本額定靜載荷，軸承受力圖如圖9所示。因軸承不受軸向力，有 8.8.2 計算軸承壽命軸承在以下工作，查表得溫度

32、系數(shù)，載荷系數(shù)。，故軸承壽命足夠。圖10 單級圓柱齒輪減速器俯視圖草圖9 裝配草圖、箱體設計及潤滑方案9.1 裝配草圖減速器俯視圖草圖如圖10所示。9.2 減速器箱體的結構尺寸減速器箱體的主要結構尺寸列于表4.表4 減速器箱體的主要結構尺寸名稱代號/計算公式尺寸/中心距233箱體壁厚8箱蓋壁厚8箱體剖分面處凸緣厚度12箱蓋剖分面處凸緣厚度12地腳螺栓底腳厚度20箱體上肋厚12箱蓋上肋厚12底腳螺栓直徑m16底腳螺栓通孔直徑20底腳螺栓沉頭座直徑35地腳凸緣尺寸（扳手空間）2725地腳螺栓數(shù)目4軸承旁連接螺栓直徑m12軸承旁連接螺栓通孔直徑13.5軸承旁連接螺栓沉頭座直徑26剖分面凸緣螺栓凸臺尺寸（扳手空間）2016上