1、8.1已知条件178.2选择轴的材料188.3初算轴径188.4结构设计188.5键连接208.6轴的受力分析208.7校核轴的强度228.8校核键连接的强度228.9校核轴承寿命229.高速轴的设计与计算239.1已知条件239.2选择轴的材料239.3初算最小轴径239.4结构设计249.5键连接269.6轴的受力分析269.7校核轴的强度289.8校核键连接的强度299.9校核轴承寿命2910.低速轴的设计与计算3010.1已知条件3010.2选择轴的材料3010.3初算轴径3010.4结构设计3010.5键连接3210.6轴的受力分析3210.7校核轴的强度3410.8校核键连接的强度
2、3410.9校核轴承寿命3511 润滑油与减速器附件的设计选择3511.1润滑油的选择3511.2油面指示装置3511.3视孔盖3611.4通气器3611.5放油孔及螺塞3611.6起吊装置3611.7起盖螺钉3611.8定位销3612箱体结构设计3713设计小结3814参考文献38附：装配图与零件图设计任务带式运输机传动装置的设计。已知条件：1运输带工作拉力F = 2 kN；2运输带工作速度v = 1.1 m/s；3滚筒直径D = 300 mm；4滚筒效率j=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；5工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6使用折旧期：8年；7工作环境：室内，灰尘较大，环
3、境最高温度35；8动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；9检修间隔期：4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修；10制造条件与生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。图1动力及传动装置DvF设计计算及说明结果1.传动方案的分析论证机器通常是由原动机、传动装置和工作机三部分组成。其中传动装置是将原动机的运动和动力传递给工作机的中间装置。它通常具备减速（或增速）、改变运动形式或运动方向以及将动力和运动进行传递与分配的作用。1.1传动装置的组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。1.2传动装置的特点：齿轮相对于轴承的位置不对称，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。1.3 确定传动方
4、案：合理的传动方案首先应满足工作机的性能要求，还要与工作条件相适应。同时，还要求工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、使用维护方便、工艺性和经济性好。若要同时满足上述各方面要求是比较困难的。因此，要分清主次，首先满足重要要求，同时要分析比较多种传动方案，选择其中既能保证重点，又能兼顾其他要求的合理传动方案作为最终确定的传动方案。初步确定传动系统总体方案为二级展开式圆柱齿轮减速器，设计图如下：图一：传动系统总体方案设计图1.4 传动方案的分析：结构简单，采用带传动与齿轮传动组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，成本低，使用维护方便。2.电动
5、机的选择2.1选择电动机的类型根据用途选用Y（IP44）系列一般用途的全封闭式自冷式三相异步电动机2.2选择电动机的功率由已知条件可知，传送带所需的拉力F=2KN，传输带工作速度 v=1.1 m/s，故输送带所需功率为 =2.2KW由【2】表1-7查得滚筒效率 =0.96，轴承效率 =0.99，联轴器效率 =0.99，带传动的效率 =0.96，齿轮传递效率 =0.97。电动机至工作机之间传动装置的总效率为=0.8246电动机总的传递效率为 =2.66kw查2表12-1，选取电动机的额定功率为 =3KW2.3确定电动机的转速由已知，滚筒的直径为 D=300mm，工作速度为 v=1.1 m/s，所
6、以输送带带轮的工作转速为 =70V带传动比 =24，二级减速器常用的传动比为 =840总传动比的范围 =*=16160电动机的转速范围为 =*=112011200 查2表12-1，符合这一转速的范围的电动机同步转速有 1500，3000三种，初选 1500，满载转速=1420型号Y100L2-4的电动机。3.传动比的计算及分配3.1总的传动比=20.283.2分配传动比根据带传动比范围，取V带传动比为 =2.46，则减速器的传动比为 i=8.23高速级传动比为 =3.273.39。取=3.3低速级传动比为 =2.494.传动装置运动及动力参数计算4.1各轴的转速轴（高速轴） 轴（中间轴） 轴（
7、低速轴） 轴（滚筒轴）4.2各轴的功率轴（高速轴）=*=0.96*2.66kw =2.55kw轴（中间轴）=*=0.99*0.97*2.55kw=2.45kw轴（低速轴）=*=0.45*0.99*0.97kw=2.35kw轴（滚筒轴）=*=0.99*0.99*2.35kw=2.31kw4.3各轴的转矩电动机轴 =9550*=9550*=17.89轴（高速轴）=9550*=9550*=42.19轴（中间轴）=9550*=9550*=133.77轴（低速轴）=9550*=9550*=319.51轴（滚筒轴）=9550*=9550*=314.07表一 传动装置各轴主要参数计算结果轴号输入功率P/kW
8、转速n/（r/min）转矩T/N m传动比i电动机轴2.66142017.89=2.46=3.3=2.49轴（高速轴）2.55577.2342.19轴（中间轴）2.45174.91133.77轴（低速轴）2.3570.24319.512.31314.075.减速器的外传动件的设计5.1选择V带型号 考虑到在和变动较小，查【1】表7-5得工作情况系数 =1.1，则=*=1.1*2.66kw=2.93kw根据=1420r/min，=2.93kw，由【1】图7-17选择A型普通V带。5.2确定带轮基准直径由【1】图7-17可知，A型普通V带推荐小带轮直径=80100，选小带轮=100mm，则大带轮直
9、径为=*=2.46*100mm=246mm，由【1】表7-7，取=250mm。5.3验算带的速度=7.45m/s25m/s5.4确定中心距和V带长度根据0.7（+）mm=245mm 5.6确定V带根数查【1】表7-9 =0.95,由表7-3得，=1.11，由表7-10得，=0.17，由表7-8，得=0.63z= = =3.47取整z=45.7计算初拉力由【1】表7-11查得V带单位长度质量m=0.1kg/m,则单根V带张紧力=500（）+0.1=103.97N5.8计算作用在轴上的压力Q=2zsin =24103.7sin =813.3N5.9带轮结构设计小带轮采用实心质，由【1】表7-4，e
10、=150.3，=9，取f=10.在【2】表12-5查得=28mm轮毂宽：=（1.52.0）=4256mm，初选 =50mm轮缘宽：=（z-1）*e+2f=65mm大带轮采用孔板式结构，轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行。6.高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算6.1 选择材料、热处理方式和公差等级考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由【3】表8-17的齿面平均=236, =190HBW，HBW-=46HBW，在3050HBW之间。选用8级精度6.2 初步计算传动的主要尺寸因为平均硬度小于350HBW，则齿轮为软面闭式传动，故按齿轮接触
11、强度进行设计（外啮合）。（1） 小齿轮传递的转矩为 =42190N*mm（2） 初选 =1.2，由【3】表8-18得 =1.1（3） 由【3】表8-19得弹性系数 =189.8（4） 初选 =12，由【3】图9-2查得 查得节点系数 =1.72。（5） 齿轮的传动比为 u=3.3，初选 =23，则=u*=3.3*23=75.9，取整数76,则端面重合度为=1.88-3.2*（）cos=1.66 轴向重合度为 =0.318*=1.71 （6） 由3图8-3查得 重合度系数 =0.775（7） 由3图11-2查得 螺旋角系数=0.99（8） 许用接触应力可用下式计算计算=2HBW+69=2*236
12、+69=541MPa =2HBW+69=2*190+69=449 MPa大小齿轮的应力循环次数为=60* *a =60*577023*2*8*365*8=1.618*h= =4.903*h由【3】图 8-5 查得 寿命系数 =1.0，=1.05取安全系数 =1.0则小齿轮的许用接触应力为 =541 MPa大齿轮的许用接触应力为 =471.45 MPa故=472 MPa初算小齿轮的分度圆得 = =41.03mm6.3 确定传动尺寸计算载荷系数 查得使用系数 =1.0v= = =1.24m/s由3图 8-6 查得 齿间载荷分配系数 =1.05由3图 8-7 查得 齿向载荷分配系数 =1.21由3表
13、 8-22 查得 齿间载荷分配系数 =1.2载荷系数 k=*=1.*1.05*1.21*1.2=1.52对进行修正，因与k有较大的差异，故需对由计算出的进行修正=*=41.03*=44.39mm确定模数 =1.89 取整 =2中心距 =101.21mm 圆整 =100mm螺旋角为 =arcos=8.1因值与初选值相差较大，故对与有关的参数进行修正，由【3】图9-2查得，=2.48端面重合度系数 =1.88-3.2,（）cos=1.68轴向重合度为 =0.318=1.37 由【3】图8-3查得 重合度系数 =0.774由【3】图11-2查得 螺旋角系数=0.992 = =44.66mm精确计算圆
14、周速度为v= =1.35m/s由图8-6 查得 动载荷系数 =1.09k=*=1.0*1.08*1.21*1.2=1.58=*=*=45.24mm=1.95,取标准值 =2=mm=46.46mm=mm=116.68mmb=*=1.1*46.46=50.11mm，取整 =50mm=+（510）mm 取=60mm6.4 校核齿根弯曲疲劳强度齿根的疲劳强度条件其中 k=1.52，=42190Nmm，=2，=46.46mm，b= 50mm齿形系数 和应力修正系数，当量齿数为=23.70=78.32由3图 8-8 查得 =2.68，=2.25由3图8-9查得 =1.57，=1.76由3图 8-10 查得
15、 重合度系数 =0.72由3图11-3查得 螺旋角系数 =0.93许用弯曲应力 由3表 8-11 查得 弯曲疲劳极限应力为=1.8HBS=425MPa=1.8HBS=342 MPa由3图 8-11查得 寿命系数 = =1由3表 8-20 查得 安全系数 =1.6 =265.6MPa=213.8MPa =83.03 MPa,则 = =78.14 MPa 6.5计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数 = = =2.02015齿顶高 = =1*2=2齿根高 =（ ）=（1+0.25）*2=2.5mm全齿高 h=+=2+2.5=4.5mm顶隙 c=0.285*2=0.5 齿顶圆直径= 齿根圆直径 7.低速级
16、直齿圆柱齿轮的设计计算7.1选择齿轮的材料同前小齿轮调质 ，236HBW 大齿轮正火 ，190HBW7.2确定齿轮许用应力 许用接触应力：由1表8-39 知 由1表8-10查得 故应按接触极限应力较低的计算，只需求出大齿轮对于正火的齿轮 =1.0由于载荷稳定，故按1表8-41，求轮齿应力循环次数=60=60174.91283658=4.9循环基数由1图8-41查得当HBS为300时，因 =1许用弯曲应力由1式8-46 知 由1表8-11知取 单向传动取 同,所以得7.3根据接触强度，求小齿轮分度圆直径由1式8-38 初步计算 （表8-9） 取mm mm 取=95mm选定 =432.49=107
17、.7 取107 取m=27.4验算接触应力由18-37知 取=1.76 =1 =271齿轮圆周速度由图8-39查得=1.15（8级精度齿轮）=1.762711 =421.892 接触强度足够7.5验算弯曲应力由1表8-43知 =由1图8-44查得 =43 =3.76 =107 =3.75 =N/=65.21MP =MP=72MP故应验算小齿轮的弯曲应力=3.76=4647MP弯曲强度足够7.6计算齿轮传动的其他尺寸齿顶高 =m=12=2mm齿根高 =（1+0.25）2=2.5mm全齿高 h=+=2+2.5mm=4.5mm顶隙 =m=0.252=0.5mm齿顶圆直径 =+2=86.644+4mm
18、=90.644mm =+=215.21+4mm=219.21mm齿根圆直径=2=86.644-22.5=81.644mm =215.21122.5=201.211mm7.7齿轮作用力的计算高速级齿轮传动的作用力已知高速轴传递的转矩=421901mm 转速=577.23r/min螺旋角 =8.6 小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径 =46.46mm齿轮1的作用力圆周力 =N=1816.2N径向力为 =1816.2N=667.7N轴向力 =1816.2=258.5N齿轮2的作用力从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等，作用力方向相反。低速级齿轮传动的作用力已知条件低速轴传递的转矩=1
19、33770Nmm转速=174.91r/min小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径为=86.64齿轮3的作用力 圆周力 =308.80N径向力 齿轮4的作用力从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用力方向相反。8中间轴的设计计算8.1已知条件中间轴传递的功率=2.45kW，转速，齿轮2分度圆直径=153.53mm，齿轮宽度=50mm，=95mm8.2选择轴的材料 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选常用的材料45钢，调质处理8.3初算轴径3查表9-8得C=106135，考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，故取小值C=110，则 8.4结构设计轴的结构
20、构想如图轴承部件的结构设计 轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，按轴上零件的安装顺序，从处开始设计轴承的选择与轴段及轴段的设计 该段轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行，选择深沟球轴承。轴段、上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内经系列。暂取轴承为6208，经过验算，轴承6208的寿命符合减速器的预期寿命要求。由3表11-9得轴承内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm，定位轴肩直径=47mm，外径定位直径=73mm，对轴的力作用点与外圈大端面的距离=9mm，故=40mm 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则=40mm轴段和轴段的设计 轴段上安装齿轮3，轴段
21、上安装齿轮2，为便于齿轮的安装，和应分别略大于和，可初定=42mm齿轮2轮毂宽度范围为（1.21.5）=50.463mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度=50mm相等，左端采用轴肩定位，右端次用套筒固定。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=95mm相等，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，轴段和轴段的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取=92mm，=48mm轴段 该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.070.1）=2.944.2mm，取其高度为h=4mm，故=50mm 齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取为
22、=10mm，齿轮2与齿轮3的距离初定为=10mm，则箱体内壁之间的距离为齿轮2的右端面与箱体内壁的距离=+（-）/2=10+（60-50）/2=15mm，则轴段的长度为轴段及轴段的长度 该减速器齿轮的圆周速度2m/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，轴承内端面距箱体内壁的距离取为=12mm，中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段的长度为轴段的长度为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=9mm，则由3图11-6可得轴的支点及受力点间的距离为8.5键连接齿轮与轴间采用A型普通平键连接，查3表8-31得键的型号分别为键1290GB/T 10961
23、990和键1245GB/T 109619908.6轴的受力分析（1） 画轴的受力简图 轴的受力简图如图所示（2） 计算轴承支承反力 在水平面上为式中的负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为（3）画弯矩图 弯矩图如图11-10c、d、e所示在水平面上，a-a剖面右侧b-b剖面为合成弯矩，a-a剖面左侧b-b剖面左侧为 b-b剖面右侧为（4）画转矩图，8.7校核轴的强度a-a剖面弯矩大，且作用有转矩，其轴颈较小，故a-a剖面为危险截面求当量弯矩：一般认为低速轴传递的转矩是按脉动循环变化的。现选用轴的材料为45钢，并经过调制处理。由教材表10-1查出其强
24、度极限，并由表10-3中查出与其对应的，取=0.58根据a-a剖面的当量弯矩求直径在结构设计中该处的直径，故强度足够。8.8校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力为取键、轴及齿轮的材料都为钢，由3表8-33查得=125150MPa，强度足够齿轮3处的键长于齿轮2处的键，故其强度也足够8.9校核轴承寿命计算轴承的轴向力 由3表11-9 查的深沟球轴承6208轴承得 =29500N，=18000N，=521.00N，=890.2 N。=1123.74N，=0N因为径向力方向相反，则选最大的径向力计算寿命。利用插值法，计算径向动载荷系数X=0.56，轴向动载荷系数Y=1.22.则当量动载荷由1公式 ,故轴承寿命足够9.高速轴的设计与计算9.1已知条件高速轴传递的功率=2.55kw，转速=577.23r/min，小齿轮分度圆直径=32.33mm,齿轮宽度=60mm9.2选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由3表8-26选用常用的材料45钢，调制处理9.3初算最小轴径查3表9-8得C=106135，考虑轴端既承受转矩，又承受弯矩，故取中间值C=120，则 =C=120*=19.68mm 轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径为 19.68mm+19.68*（0.030.0
