鏈式輸送機傳動裝置課程設計

設計題目:鏈式輸送機傳動裝置的設計=1內裝：1.設計計算說明書一份減速器裝配圖一張（A1）軸零件圖一張（A2）齒輪零件圖一張（A2）材控系08-4班級設計者:明煒指導老師：張曉輝完成日期：2010年12月18日成績： 河南理工大學

課程設計任務書設計題目鏈式輸送機傳動裝置的設計學生姓名魏明煒 所在院系 材料學院 專業(yè)、年級、班 材控08-4班設計要求：輸送機連續(xù)工作，單向運轉，載荷較平穩(wěn)，兩班制工作，使用期限10年，小批量生產。允許輸送帶速度誤差為±5%。輸送帶拉力F=2.55kN；輸送帶速度V=1.7m/s；滾筒直徑D=300mm。學生應完成的工作：編寫設計計算說明書一份。減速器部件裝配圖一張（A0或A1）；繪制軸和齒輪零件圖各一張。參考文獻閱讀：《機械設計》課程設計指導書《機械設計》圖冊《機械設計手冊》《機械設計》工作計劃：設計準備工作總體設計及傳動件的設計計算裝配草圖及裝配圖的繪制零件圖的繪制編寫設計說明書任務下達日期：2010年12月15日任務完成日期：2010年12月25日指導教師（簽名）： 學生（簽名）：魏明煒帶式輸送機傳動裝置的設計摘要：齒輪傳動是應用極為廣泛和特別重要的一種機械傳動形式，它可以用來在空間的任意軸之間傳遞運動和動力，目前齒輪傳動裝置正逐步向小型化，高速化，低噪聲，高可靠性和硬齒面技術方向發(fā)展，齒輪傳動具有傳動平穩(wěn)可靠，傳動效率高（一般可以達到94%以上，精度較高的圓柱齒輪副可以達到99%），傳遞功率范圍廣（可以從儀表中齒輪微小功率的傳動到大型動力機械幾萬千瓦功率的傳動）速度范圍廣（齒輪的圓周速度可以從0.1m/s到200m/s或更高，轉速可以從1r/min到20000r/min或更高），結構緊湊，維護方便等優(yōu)點。因此，它在各種機械設備和儀器儀表中被廣泛使用。本文設計的就是一種典型的一級圓柱直齒輪減速器的傳動裝置。其中小齒輪材料為40Cr（調質），硬度約為240HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度約為215HBS，齒輪精度等級為8級。軸、軸承、鍵均選用鋼質材料。關鍵詞：減速器、齒輪、軸、軸承、鍵、聯軸器機械設計課程設計計算說明書1.TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"一、 課程設計任務書 1二、 摘要和關鍵詞 22.一、 傳動方案擬定 3各部件選擇、設計計算、校核二、 電動機選擇 3三、 計算總傳動比及分配各級的傳動比 4四、 運動參數及動力參數計算 6五、 傳動零件的設計計算 7六、軸的設計計算 10七、 滾動軸承的選擇及校核計算 12八、 鍵聯接的選擇及校核計算 13九、 箱體設計 14設計題目：帶式輸送機傳動裝置的設計內裝：1.設計計算說明書一份減速器裝配圖一張（A）軸零件圖一張（A）齒輪零件圖一張（A）系班級設計者： 指導老師： 完成日期： 成績： 計算過程及計算說明

傳動方案擬定(1)(2)工作條件：運輸鏈連續(xù)單項運轉，工作時有輕微震動，有粉塵，空載啟動，運輸鏈工作速度允許誤差為±5%，每年按300個工作日計算，使用期限為10年，大修期為3年，兩班制工作(每班按8h計算)，在專門工廠小批量生產原始數據：滾筒圓周力F=2.55kN；帶速V=0.8m/s；滾筒直徑D=125mm。二、電動機選擇1、 電動機類型的選擇：Y系列三相異步電動機2、 電動機功率選擇：(1)傳動裝置的總功率：n=n帶Xn3軸承X峰輪Xn聯軸器X=0.96X0.983X0.97X0.99X0.96=0.83n總=0.83(2)電機所需的工作功率：P=FV/(1000^)工匕2550X0.8/總1000X0.83)=2.46KWP工作=5.12KWnn滾筒二108.2r/min由附錄九選取電動機額定功率P=3KW3、確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速：

n=60X1000V/nD筒=60X1000X0.8/^X125=122.3r/min按表3-1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I’=3~6。取V帶傳動比I'「2~4,則總傳動比理時范圍為I'「6~24。故電動機轉速的可選范圍為n'd=I'Xn筒n=(6~24)X122.3=733.8~2935.2r/min符筒合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：由《機械設計手冊》查得。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min。傳動比方案電動機型號額定傳動比方案電動機型號額定功率/kw電動機轉速/(r?min-i)電動機重量/N參考價格/元傳動裝置的傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比V帶傳動齒輪1Y132M-837507107610005.813.452.372Y132S-631000960663505007.852.72.913Y100L2-43150014303527011.693.463.384、確定電動機型號對應有三種適合的電動機型號可供選擇，如下表綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量、價格和傳動比，方案2比較合適。因此選定電動機的型號為Y132S-6。所選電動機主要性能和外觀尺寸如下表電動機型號Y132S-6要外形尺寸和安裝尺寸 mm電動機(型號Y132S-6)的主要性能要外形尺寸和安裝尺寸 mm額定功率P/kw ed 同步轉速n/(r?min-1滿載轉速n/(rmin-i)電動機總重/N啟動轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩41000m9607302.02.0電動機(型號Y132S-6)的主

中心高H外形尺寸L(AC/2+AD)xHD底腳安裝尺寸A中心高H外形尺寸L(AC/2+AD)xHD底腳安裝尺寸AxB地腳螺栓孔直徑K軸外伸尺寸DxE132475x347.5x315216x1401238x80i.=8.87據手冊得、輪二2.91i帶二2.7三、 計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i=n/n=960/122.3=7.852、分配各級傳動比' 電動筒據指導書P7表1,取齒輪i=2.7(V帶傳動比I’=2~4合理)卜尸齒輪X* /幣 1?.?i=i,/i=7.85/2.7=2.91四、 運動參齒輪及動力參數計算計算各軸轉速(r/min)氣二n/i帶=960/2.7=355.56(r/min)n=n/i=355.56/2.91=122.18(r/min)n=n=122.18(r/min)計算各礎的功率(KW)Pi=P工作1、2、P=PXnPlIjPjjXnX^=2.46X0.96=2.36KW帶Xn軸承xn軸承=2.36X0.98X0.97=2.24KW齒輪=2?24X0?97X0?99=2?18KW聯軸器nI=355.56r/minn=122.18r/minn=122.18r/minP=2.36KWIP=2.24KWpIIi=2.18KW3、T=9550X2.46/960=24.47T工作TXnXi=24.47X2.7X0.96=63.43N?mT：i=T*齒輪如軸承X峰輪二63.43X2.91X0.98X0.97=175.47N-mTiii=TiiXn軸承Xn聯軸器=175.47X0.97X0.99=170.24N-m五、傳動零件的設計計算五、確定計算功率P一?- ? C由課本表9-7得：匕=1.2P=KP=1.2X3=3.6KW選擇V帶的帶型根據P、n由課本圖9-12得：選用A型確定帶輪的基準直徑d并驗算帶速v。初選小帶輪的基準直彳/《由課本表9-8，取小帶輪的基準直徑d=100mm。驗算帶速v。按計算式驗算帶的速度v=ndxn/(60X1000)d1=nX100X1000/(60X1000)=5.23m/s在5-25m/s范圍內，帶速合適。計算大齒輪的基準直徑。計算大帶輪的基準直徑dd2T=63.43N-mIT=175.47N?mtHi=170.24N?T=63.43N-mIT=175.47N?mtHi=170.24N?mV=5.23m/sd=270mm成標準值dd2d=270mm成標準值dd2=280mm確定帶長和中心矩以根據課本式(9-18)，初定中心距a=500mm由課本式(8-22)計算帶所需的基準長度L^2a+n(d+d)/2+(d-d)2/(4a)d00 dld2 d2dl 0=2X500+3.14X(100+280)/2+(280-100)2/(4X500)^1612.8mm由課本表9-2選帶的基準長度Ld=1640mmL=1612.8mmda=515mm計算實際中心距L=1612.8mmda=515mmA二廣_兀_(d+d)b=(dd1~dd2)2E d8眨一8a=A+A2—B=513.6mm取a=515mm驗算小帶輪上的包角a1a「180。-q-dQ/aX57.3。=1800-(28&-1S0)/515X57.30二159.970>1200(適用)6.確定帶的根數z1)計算單根V帶的額定功率p；6.確定帶的根數z1)計算單根V帶的額定功率p；由dd「100mm和n=1000r/min根據課本表9-3得P=0d197KW1根據n=960r/min,i卅二2.7和A型帶，查課本表(9-4)得△P°=0.11KW根據課本表9-5得帶=0.95 0a根據課本表9-6得Kl=0.992)計算V帶的根數z。z＞戛=3.5圓整為4根[p]計算單根V帶的初壓力的最小值(F), 、 0min(F) =500(2.5-K)P/zvK+qV2=[566x(2.5-0.95)'X§：6/(6.95X4X5.24)+0.1X5.242]N=142.9N計算壓軸力F壓軸力的最小值為(F)=2z(F)sin(a/2)pmin 0min 1=2X4X142.9Xsin(159.97°/2)=1125.8N2、齒輪傳動的設計計算1選定齒輪材料及精度等級及齒數機器為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88)。材料選擇。選擇小齒輪45鋼調質和大齒輪材料為45鋼正火選小齒輪齒數z=24,大齒輪齒數z=24X2.91=69.84，取70。2按齒面接觸疲勞強度設計 2由設計計算公式Z=4F=142.9N0(F)=1125p8Ni=2.91Z=24minZ=70d1N[^liE（ZH^H8）\i/3 T：=634000N?mm（1）確定公式內的各計算數值1） 試選載荷系數K=1.3…- t■2） 計算小齒輪傳遞的轉矩T=9.55X106XP/n=95.5X106X2.136/355.56=634000N?mm3） 選取齒寬系數氣二14） 查得材料的彈性影響系數Z=189.8MPa1/2E 一 、.一5） 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限。以「520MPa；打齒輪的接觸疲勞強度極限。 =340MPa； H'"6）計算應力循環(huán)次數丫N=60njLh=60X355.56X1X（16X300X10）L1 =1.02X109N=N/i=1.02X109/2.91=3?52X108L27）取接觸疲勞壽命系數khn1=1.0khn「1.08）計算解除疲勞許用應力。 HN2取失效概率為1%，安全系數S=1.0［。"=K頓。史/S=1.0X520/1.0MpaH=520Mpallim1［。hL=^2%2/s=1.0X340/1.0MpaH2=340Mpallim2（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑舟，代入［氣］較小的值『略1*（普筍）2］1/3=73.89mm2）計算圓周速度v。v=ndd1n1/（60X1000）=3.14X73.89X355.56/（60X1000）=1.37m/s3）計算齒寬b。a=520MpaaH|imZ2=340MpaN=1.02X109n”=3.52X108a=520MpaaH|imZ2=340MpaN=1.02X109n”=3.52X108L2K=1.0◎.°[。h]1=520Mpa[。h]2=340Mpad=73.89mm1m=2.5mm4）計算齒寬與齒高之比b/h。模數：m=d]/Z]=73.89/24=3.08mm齒高：h=212^m=2.25X3.08=6.93mmb/h=10.665）計算載荷系數。根據v=1.37m/s,7級精度，查得動載荷系數K=1.03；直齒輪，K=K=1：查得K=1.25Fa一一A... .一-、 用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，Kh=1.318由b/h=10.66,匕=1.318查課本表得K^=1.04:故載荷系數K=KXKXKXKH"=1.25X1.15X1.04XF1.0=1.50

6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由課本式（10-10a）d1=d1t（K/Kt）1/3=73.89X（1.5/1.3）i/3=77.50mm7）計算模數m：m=dd1/z1=77.50/24=3.23mm3.按齒根彎曲強度設計由課本得彎曲強度的設計公式（1）確定公式內的各計算數值1） 由課本查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。FE1=380MPa；大齒輪的Y=2.65Fa1Y=1.58丫洶=2.24丫：：二Y=2.65Fa1Y=1.58丫洶=2.24丫：：二1.752） 由課本取彎曲疲勞壽命系數K=0.92K=0.943） 計算彎曲疲勞許用應力。 FN1 FN2取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由課本得［。fL=Km。fe/S=0.92X380/1.4=249.71MPa［。丁二KFN1。FE1/S=0.94X320/1.4=214.86MPa4） 計算載荷系I2KK=KXKXKXK=1.25X1.15X1X1.04=1.4955） 取齒形系數。"由課本查得Y1=2.65Yf2=2.246） 查取應力校^正系數Fa2mN3.92mm由課本表查得Y=1.58Y=1.75mN3.92mm7） 計算大、小齒輪的Y廣/［。］FaSa FY”Y/［^］=2.65X1.58/249.71=0.01677Y^2FYS2/：。f］2=2.24X1.75/214.81=0.018248） 設計計算m^［2X1.495X634000X0.01824/（1X242）］1/3=3.92mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數m的大小重腰取決于彎曲強度的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數3.92并就近圓整為標準值m=4mm，按接觸強度的的分度圓直徑d=77.50，算出小齒輪的齒數1Z=d/m=77.50/4=19.4=20大齒輪的齒數z=2.91X20=58d=80mm1d=80mm1d=232mm2a=156mmB=80mm2B=85mm1幾何尺寸計算（1） 計算分度圓直徑djZ1m=20X4=80mmd=zm=58X4=232mm（2） 計算中心距a=（dfdj/2=232/2=156mm（3） 計算齒輪寬度b=6d=1X80=80mm取B=80mm，B=85mm2、軸的結構設計 d1 2 1

（1）、軸上零件的定位，固定和裝配單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪右端由軸肩定位，左端用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和套筒定位，采用過渡配合固定，結構方案如下圖。高速軸的結構方案圖：高速軸結構方案圖2）、確定軸各段直徑和長度初算軸徑d>初算軸徑d>20.90mmV型帶輪安裝段d1=22mmL1=63mm段：V型皮帶輪安裝段該段安裝v型皮帶輪，在各軸段中直徑最小?？紤]結構尺寸等因素，取直徑為：d1=22mm。（大于按扭矩計算之軸頸）可計算帶輪寬度B：Bmin=（z-1）e+2fmin=（4-1）x15+2x9=63mm，選取B=64mm考慮到軸端擋圈的安裝，此段軸長度取L1=63mm軸與帶輪由平鍵連接，軸上A型平鍵鍵槽：寬b=6mm，深t=3.5mm。軸頭倒角C=1.0x45°，長L=60mm.段：潤滑密封段帶輪安裝處的軸肩單邊高為:h=（0.07-0.1）x22=1.54-2.2,倒角徑向單邊值:c=1.0mm潤滑密封段d2=26mmL2=45.5mm因而與其靠近的潤滑密封段直徑為：d2=d1+2h=22+2x（1.54-2.2）=26mm該段軸位置處于安裝帶毛氈圈密封的軸承蓋中，因d2為26mm并非是氈圈密封軸徑的標準尺寸，因而可參考毛氈圈密封標準尺寸d2=25mm來設計。毛氈圈寬度定可為b=7mm，軸承蓋的密封處寬度為B=12mm，軸承蓋內端頂軸承外環(huán)的凸臺寬度為t=10mm。從皮帶輪端面到軸承蓋的空間8=9.5mm安裝軸承的軸頭伸出軸承1mm?？紤]到螺釘頭及預留空間長度j=15mm潤滑密封段d2=26mmL2=45.5mmL2=B+t+8-1+j=12+10+9.5-1+15=45.5mm段：滾動軸承安裝段初選6207型深溝球軸承，其內徑為d3=35mm裝軸承的軸頸倒角為1x45,

軸承寬度為b=17mm，外徑為D=72mm。額定動負荷：25500N考慮齒輪在箱體內的潤滑散熱空間需要，齒輪端面和箱體內壁的距離為:W=10mm，軸承端面和毛面的箱體內壁也應有一定距離：Y=8mm?？紤]該段軸的長度應略大于軸承寬度，故該段軸長度為：L3=b軸承+1=17+1=18mm，段：齒輪左端軸承臺階段該段直徑d4=41mm，單邊軸肩取h=(d4-d3)/2=(41-35)/2=3mm，其原因是因直齒輪無軸向力作用，使用深溝軸承，軸承內部軸向力很小,因而軸肩使用值取得略小于推薦值3.5mm，該長度受齒輪中心到軸承中心跨度的影響，因跨度值現定為70mm。故有:L4=50-軸承寬/2-齒寬/2=50-17/2-85/2=19mm齒輪所在段該段長為齒輪寬度，因齒輪與軸為一體，故該段軸的直徑有齒輪外圓、分度圓和齒根圓，齒根圓的直徑不能小于d4和d6。齒頂圓直徑d5=82mm，現齒根圓直徑De=73mm故De>d4(d6)。段：齒輪右端軸承臺肩段該段直徑d4=41mm，單邊軸肩取h=(d4-d3)/2=(41-35)/2=3mm，其原因是因直齒輪無軸向力作用，使用深溝軸承，軸承內部軸向力很小,因而軸肩使用值取得略小于推薦值3.5mm。該長度受齒輪中心到軸承中心跨度的影響，因跨度值現定為70mm，故有:L4=50-軸承寬/2-齒寬/2=70-17/2-85/2=19mm段：右軸承安裝段初選6207型深溝球軸承，其內徑為d3=35mm,裝軸承的軸頸倒角為1x45，軸承寬度為：b=17mm，外徑為：D=72mm。額定動負荷：25500N考慮齒輪在箱體內的潤滑散熱空間需要，齒輪端面和箱體內壁的距離為:W=10mm，軸承端面和毛面的箱體內壁也應有一定距離：Y=8mm?？紤]該段軸的長度應略大于軸承寬度，故該段軸長度為：L7=b軸承+1=17+1=18mm設計結構尺寸時應注意以下細節(jié)：、處于軸承孔中的軸長度比軸承寬度大1，這樣可以避免軸端部倒角減少其與軸承內孔的接觸長度。、處于帶輪孔中的軸長度比帶輪寬度小1，這樣便于用軸端擋圈使帶輪軸向定位和夾緊。、處于齒輪安裝孔中的軸長度比齒輪寬度小1，其目的是使左邊套筒能緊緊頂住齒輪左端面，使齒輪軸向定位和固定。軸承：6207滾動軸承安裝段d3=35mm軸承：6207滾動軸承安裝段d3=35mmL3=18mm齒輪左軸承臺階段d4=41mmL4=19mm齒輪所在段d5=82mmL5=85mm齒輪右軸承臺階段d5=41mmL5=19mm右軸承安裝段d7=35mmL7=18mmV型A帶輪安裝段d1=22mmL1=63mm潤滑密封段d2=26mmL2=45.5mm左軸承安裝段d3=35mmL3=18mm左軸承右軸肩段d4=41mmL4=19mm齒輪寬度段d5=82mm平鍵軸承蓋禳動軸承毛也圈410卜斯派網FlL5=85mm右軸承左軸肩段d6=41mmL6=19mm右軸承安裝段d7=35mmL7=18mm段號軸頸段名軸頸直徑代號軸頸直徑尺寸軸頸長度代號軸頸長度尺寸相關零件配合部位配合部位結構尺寸①帶輪安裝段d122L163帶輪寬度64②潤滑密封段d226L245.5密封寬度12③左軸承安裝段d335L318軸承寬B17④左軸承右肩段d441L419⑤齒輪寬度段d582L585齒輪寬度85⑥右軸承左肩段d641L619⑦右軸承安裝段d735L718軸承寬B17高速軸的各段結構尺寸表（單位：mm）本方案中兩支承點距離LAB=140mm，齒輪中心距兩支承距離LCA=LCB=70mm,皮帶輪中心距B支承LDB=86.5mm具體情況見下頁高速軸受力示意圖：高速軸受力示意圖：在結構示意圖中兩支承點取軸承寬度的中點值，皮帶輪對軸的施力點取帶輪寬度的中點值，齒輪對軸的施力點取齒輪寬度的中點值。為了計算方便，支承點間，或施力點到支承點的距離應盡量取整數。兩支承點距離LAB=100mm齒輪中心距支承距離LCA=LCB=50mm帶輪中線距B點距離LDB=85mm?fh禹逸皺受為小京田帶捷作用*產生前奇矩圍?fh禹逸皺受為小京田帶捷作用*產生前奇矩圍垂HI3水半■重由與轉/揚3唇含疏之當聚尊建部1、L M(iS_忡路』11MC^￡M&3s1Mtc■mumi—1f高速軸受力及彎矩合成情況見下圖:、軸受力情況計算①已知小齒輪分度圓直徑d1=80mm

已知軸II上的扭矩T2=63387.3N?mm圓周力：Ft根據課本P168（11-1）式得：圓周力:Ft=2T2/d1=2x63387.3/80=1625.3N求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得：徑向力:Fr=Ft/tana=2304xtan20°=591.6N因為該軸上兩軸承與齒輪對稱安裝，所以：LA=LB=70mmA、軸受力示意圖（如上頁圖a）B、繪制軸受力簡圖（如上頁圖b）軸承作為支承點其上作用的支反力可分解為水平和垂直兩部分：其中A、 齒輪受力作用在支承點上的支反力為：水平支反力：FAy齒=Ft-LBC/LAB=1625.3x70/140=813N；FBy齒=Ft-FAy=813N；以上情況是由齒輪上圓周力作用于兩個支承點產生的水平支反力。垂直支反力為：FAz齒=Fr-LBC/LAB=591.6x70/140=296N；FBZ齒=Fr-FAZ=838.59-419.30=296N；B、 皮帶拉力在支點產生的支反力為：FAY帶=FD?LBD/LAB=1125.8x86/140=691.6NFBY帶=FD+FA帶=1125.8+691.6=1817.4N（4）、繪制垂直面內軸受齒輪力彎矩圖（如上頁圖c）由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在水平面彎矩為MC1=FAz齒L/2=296x140/2=20720N.mm=20.72N.m（5） 、繪制水平面內軸受齒輪力彎矩圖（如上頁圖d）截面C在垂直面彎矩亦對稱，為：Mc2=FAy齒L/2=813x140/2=56910N.m=56.91N.m（6） 、繪制軸受齒輪力的合成彎矩圖（如上頁圖e）MC合1=（MC12+MC22）1/2=（20.72+56.91）1/2=60.56N?m（7） 、繪制FD皮帶拉力產生彎矩圖（如圖f）MB3=FD?LBD=1125.8x86=96818.8Nmm=96.82NmMC3=MB3/2=96.82/2=48.41Nm（8） 、繪制合成彎矩圖（如上頁圖g）因皮帶拉力方向不定，可按皮帶拉力產生彎矩與齒輪力產生的合成彎矩處于同一平面的極限情況處理，因而有：MC合2=MC3+MC合1=48.41+60.56=108.97NmMB合2=MB3+0=96.82Nm（9） 、繪制扭矩圖（如上上頁圖h）轉矩：T=9550x（P2/n2）x103=9550x2.36/383x63.39=63.39N?m（10） 、繪制當量彎矩圖（如上上頁圖i）由圖中可知C、B截面的當量彎矩最大，故應計算該截面當量彎矩：轉矩產生的扭剪力可按脈動循環(huán)變化處理，按P246取a=0.6，按P246式（14-5）截面C、B處的當量彎矩：齒輪圓周力Ft=1625.3N齒輪徑向力Fr=591.6N水平支反力FAy齒=FBy齒=813N垂直支反力FAz?齒輪圓周力Ft=1625.3N齒輪徑向力Fr=591.6N水平支反力FAy齒=FBy齒=813N垂直支反力FAz?=FBz齒=296N皮帶力支反力FA帶=691.6NFB帶=1817.4N垂直面彎矩MC1=20.72N?m水平面彎矩Mc2=56.91N.m合成彎矩MC合1=60.56N?m皮帶拉力彎矩MB3=96.82NmMC3=48.41Nm合成彎矩MC合2=108.97NmMB合2=96.82Nm扭矩T=63.39N?mMeB=[MB合2+(aT)2]1/2=[96.822+(0.6x63.39)2]1/2=104.02N?m、校核危險截面C、B處的強度從合成后的當量彎矩圖中可知B截面彎矩最大，是危險截面，因此應校核該截面強度。由P241表14-1求得軸材料及強度：45調質oB=640MPa，由P246表14-3查得：[o-1]b=60MPa由P246式(14-5)可知：oeB=MeB/0.1d33=104.02x103/(0.1x353)=24.26MPa<[o-1]b而：oec=Mec/0.1d33=115.42x103/(0.1x43.75)=2.09MPa<[o-1]b更不存在問題。..?經驗算：軸的強度足夠。(注：d3=35mm為左軸承安裝處軸直徑)但值得注意的是距離B支點左9mm的叫5、中41軸徑變化處，由于應力集中才是危險截面。但由于oeB-C的應力遠小于[o-1]b所以也無重大問題可言。B、輸出軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調質鋼，硬度(217?255HBS)oB=640MPa根據課本P245頁式(14-2)、表(14-2)及注解的內容取c=113d>c(P3/n3)1/3=113x(2.248/112.18)1/3=29.80mm取d=32mm(最小軸頸尺寸)當量彎矩Mec=115.42N?mMeB=104.02N?當量彎矩Mec=115.42N?mMeB=104.02N?m危險截面C、B強度校核[o-1]b=60MPaoeB =24.26MPaoec=2.09MPaoeB<[o-1]boeC<[o-1]b軸頸段號軸頸段名軸頸直徑代號軸頸直徑尺寸軸頸長度代號軸頸長度尺寸相關零件配合部位配合部位結構尺寸①聯軸器安裝段d132L180聯軸寬度82②右軸承密封段d240L265密封寬度12③右軸承軸肩段d346L315軸承寬B18④齒輪右軸肩段d452L46定位套筒套筒左端D左外46L左外16套筒內徑40套筒右端D右外52L右外5⑤齒輪安裝段d546L579齒輪寬度80⑥左軸承安裝段d640L641軸承寬B18輸出軸初取軸徑d=32mm聯軸器安裝段d1=32mmL1=80mm右軸承、密封段d2=40mmL2=65mm右軸承軸肩段d3=46mmL3=15mm齒輪右軸肩段d4=52mmL4=6mm齒輪安裝段d5=46mmL5=79mm左軸承安裝段d6=40mmL6=41mm注：表中軸承段號在結構示意圖中由右向左排列。2、軸的結構設計軸的零件定位，固定和裝配

軸承6208軸承6208確定軸的各段直徑和長度初選6208型深溝球軸承，其內徑為40mm，外徑為80mm，寬度為18mm。額定動負荷,Cr29100N。由于結構設計需要，高、低速度軸的支承距離相同。具體尺寸及布置參照高速軸，本頁為低速度軸結構示意圖：低速度軸的支承、受力位置尺寸見下圖：(3)、支承受力及合成當量彎矩及強度校核低速軸結構示意圖:大齒輪分度圓直徑d2=228mm大齒輪上轉矩T3=175470N?m圓周力Ft：Ft=2T3/d2=2x175470X103/228=1539.2N求徑向力Fr根據課本P168(11-1a)式得Fr=Ft?tana=1539.2xtan20°=560.2N?.?兩軸承相對于中間安裝的齒輪對稱，并且與高速度一樣，跨距相等。???LA=LB=70mm具體計算如下：A、求解支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ大齒輪圓周力Ft=1539.2N大齒輪徑向力Fr=560.2N水平方向的支反力:FAY=FBY=Ft/2=1539.2/2=769.6N垂直方向的支反力:FAZ=FBZ=Fr/2=560.2/2=280.1NB、 由于兩邊對稱，截面C的彎矩也對稱在水平面內彎矩為MC1=FAYL/2=769.6x140/2=53872Nmm=53.87N?mC、 截面C在垂直面內彎矩為MC2=FAZL/2=280.1x140/2=19607.5N.mm=19.61N?m支反力FAY=FBY=769.6NFAZ=FBZ=280.1ND、 計算合成彎矩MC合=(MC12+MC22)1/2=(53.872+19.612)1/2=57.33N?m轉矩：T=9.55x(P3/n3)x103=9.55x2.24/122.18x103=175.5N?mE、 計算當量彎矩：根據課本P235得a=0.6Mec=[MC2+(aT)2]1/2=[57.332+(0.6x175.5)2]1/2=106.85N?mF、 校核危險截面C的強度由P241表14-1查出：軸的材料及熱處理為：45#調質oB=640MPa,由P246表14-3查出：[o-1]b=60MPa安裝齒輪的軸徑d5=46mm,考慮鍵槽影響5%,實際d5=46x95%=43.70mm由P246式(14-5)oe=Mec/(0.1d3)=106.85x103/(0.1x43.703)=12.80Mpa因oe<[o-1]b?.?此軸強度足夠水平面內彎矩MC1=53.87N?m垂直面內彎矩MC2=19.61N?m合成彎矩MC 合=57.33N?m轉 矩T=175.5N.m當量彎矩低速度軸的受力及彎矩合成如口下圖：Mec=106.85N?m許用彎曲應力[o-1]b=60MPa計算應力oe=12.80Mpaoe<[o-1]b強度足夠齒耗堂力分解示君圖水平垂直存矩

舍成圖轉矩圖轉矩茹宜及臺成

岑埴性垣圈軸承預計壽命14400h型號內徑軸承預計壽命14400h型號內徑外徑寬度動負荷靜負荷極限轉速(油)極限轉速(脂)6026d30D62B1619500N11300N11000rpm13000rpm6027d35D72B1725700N15300N9500rpm11000rpm6028d40D80B1829100N17800N8500rpm10000rpm七、滾動軸承的選擇及校核計算根據條件，軸承壽命不少于14400小時考慮本減速器為直齒輪傳動，不受軸向載荷因此選用深溝球軸承。國家標準深溝球軸承參數表輸入軸所選軸承深溝球軸承：62071、計算輸入軸承、選擇軸承因減速器采用直齒圓柱齒輪傳動，無軸向載荷，故選擇深溝球軸承。型號為6207型，內徑為d3=35mm,裝軸承的軸頸倒角為1x45°，軸承寬度為：b=17mm，外徑為：D=72mm。基本額定動負荷：25500N。這些參數與前面軸的結構設計基本相符。、求兩支承軸承的當量載荷A、齒輪受力作用在支承點上的支反力：

水平支反力：的軸承FAy齒=Ft-LBC/LAB=2304x50/100=813N；FBy齒=Ft-FAy=813N；以上情況是由齒輪上圓周力作用于兩個支承點產生的水平支反力。垂直支反力：FAz齒=Fr?LBC/LAB=296N；FBZ齒=Fr-FAZ=296N；B、 皮帶拉力在支點產生的支反力：FA帶=FD?LBD/LAB=691.6NFB帶=FD+FA帶=1817.4NC、 軸承徑向總支反力及當量載荷：當量載荷P=2371.9NFRA=(FAY齒2+FAZ齒2)1/2+FA帶=(8132+2162當量載荷P=2371.9NFRB=(FBY齒2+FBZ齒2)1/2+FB帶=(8132+2962)1/2+1817.4=2371.9N因Fa=0,當量載荷P=2371.9N、計算軸承壽命由P279表16-9、16-8得fp=1.2—輕微沖擊，ft=1—工作溫度低于100°C,￡=3---滾動軸承根據課本P279(16-3)壽命計算公式計算：高速軸軸承壽命計算：高速軸ftP8=3f=1.2f=1C=25500NP=2371.9「n=3556”)—=100638>14400ft結論：選擇正確C=10660n計算軸承壽命C=100638h(小時)預期壽命足夠輸出軸所選軸承深溝球軸承：輸出軸所選軸承深溝球軸承：6208輸出軸當量2、計算輸出軸承(1)、選擇軸承轉速nIII=122.18r/min試選6208型深溝球軸承，其內徑為40mm,外徑為80mm,寬度為18mm。額定動負荷,Cr29100N。(2)、求兩支承軸承的當量載荷FRA=(FAY2+FAZ2)1/2=(280.12+769.6)1/2=1049.7NFRB=FRA=1049.7N因Fa=0當量載荷：P=1049.7N

(3)、計算軸承壽命fp=1.2—輕微沖擊，ft=1—工作溫度低于100°C,￡-3---滾動軸承根據課本P279(16-3)壽命計算公式低速軸軸承壽命計算c=也W60nf〔P￡=3f=1.2f=1C=25500NP=1049.7Nn=76.4()C=10