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1、目录 第一部分 设计任务书1 第二部分 传动方案分析2 第三部分 电动机的选择计算3 第四部分 传动装置运动和动力参数的选择计算4 第五部分 传动零件的设计及计算5 一、齿轮设计计算5 1、1 轴和 2 轴啮合齿轮设计计算5 2、2 轴和 3 轴啮合齿轮设计计算10 二、链轮的设计计算13 第六部分 减速器轴及轴承装置、联轴器、键的设计计算16 一、1 轴及轴上联轴器、轴承、键的设计计算16 二、2 轴及轴上轴承、键的设计计算20 三、3 轴及轴上轴承、键的设计计算24 第七部分 润滑和密封方式的选择、润滑油和牌号的确定27 第八部分 箱体及附件的结构设计和选择27 第九部分 设计小结30 第
2、十部分 参考资料30第一部分、设计任务书 设计题目：带式输送机 传动方案：电机两极圆柱齿轮（直齿或斜齿）减速器链传动工作机 设计参数：输送带的牵引力 F，（KN）输送带的速度 v,(m/s)提升机鼓轮的直径 D，（mm）7 0.35 300 设计要求：1）输送机运转方向不变，工作载荷稳定 2）输送带鼓轮的传动效率取为0.97 3）工作寿命为 8 年，每年 300 个工作日。每工作日 16 小时 设计内容：1）装配图 1 张 2）零件图 3 张 3）设计说明书一份 指导老师：夏红梅 第二部分、传动方案分析 题目：带式输送机传动装置 传动方案：电机两极圆柱齿轮（直齿或斜齿）减速器链传动工作机 设计
3、参数：传动方案 输送带的牵引力 F，（KN）输送带的速度 V，（m/s）提升机鼓轮直径 D，（mm）两级齿轮减速+链传动 7 0.35 300 设计要求：1).输送机运转方向不变，工作载荷稳定。2).输送带鼓轮的传动效率取为 0.97。3).工作寿命为 8 年，每年 300 个工作日，每日工作 16 小时。4）带式输送机提升物料：谷物、型沙、碎矿石、煤等等。特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。由于高速级直接接
4、电动机输出轴，所以高速级宜用圆柱斜齿轮，低速级用圆柱直齿轮。装置分布如图：辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等。各主要部件选择：动力源 齿轮 链传动 联轴器 轴承 的设计计算第六部分减速器轴及轴承装置联轴器键的设计计算一轴及轴上联轴器轴承键的设计计算二轴及轴上轴承键件的结构设计和选择第九部分设计小结第十部分参考资料第一部分设计任务书设计题目带式输送机传动方案电机两极机运转方向不变工作载荷稳定输送带鼓轮的传动效率取为工作寿命为年每年个工作日每工作日小时设计内容装配图张第 三部 分 电 动机的选择计算 按照工作要求和条件选用一般
5、用途的Y系列三相异步电动机。(1)电动机容量 工作机所需功率 Pw按以下公式计算 Pw=1000wwwF V（kw）根据已知条件，将输送带的阻力 Fw=7000N、输送带速度 Vw=0.35m/s,带式输送机的效率w=0.97 代入上式得 Pw=7000 0.351000 0.97Kw=2.53Kw 电动机的输出功率 Po 按以下公式计算 Po=wpKw 式中 从滚筒到电动机之间的总的传动功率，其值按=24 齿联搅油链轴承计算 查表两对齿轮传动的效率齿都取 0.98；每对（共四对）滚动轴承的效率轴承都取 0.99，联轴器效率（弹性联轴器）联取 0.99，减速器的搅油效率搅油取 0.96，链传动
6、效率取 0.96.所以总效率为=24 齿联搅油链轴承=240.980.990.990.960.96=0.84 所以电动机的输出功率为 Po=wp=2.530.84Kw=3.01Kw 查表，取电动机的额定功率为 Pm=4kw(2)电动机的转速 滚筒转速为 wn=60wVD=60 0.35 1000300r/min=22.28r/min 查表推荐各种机构传动比范围，取单级圆柱齿轮的传动比为 12i=35；23i=35，链传动比34i=23.5，则总传动比范围为 12 23 34ii i i=(33 25 5 3.5)1887.5 所以电动机的转速可选择范围相应为 (1887.5)22.28nin
7、r/min=401.041949.5r/min 电动机 圆柱直齿轮和斜齿轮 单排滚子链 弹性联轴器 滚子轴承 的设计计算第六部分减速器轴及轴承装置联轴器键的设计计算一轴及轴上联轴器轴承键的设计计算二轴及轴上轴承键件的结构设计和选择第九部分设计小结第十部分参考资料第一部分设计任务书设计题目带式输送机传动方案电机两极机运转方向不变工作载荷稳定输送带鼓轮的传动效率取为工作寿命为年每年个工作日每工作日小时设计内容装配图张电动机同步转速符合这一范围的有 750r/min,1000r/min,1500r/min 三种。为降低电动机重量和价格，查表可选取同步转速为 1500r/min 的 Y系列电动机，型号
8、为 Y112M4；其满载转速为mn=1440r/min.第四部分 传动装置运动和动力参数的选择计算 1、传动装置的总传动比及各级传动比（1）传动装置的总传动比 mwnin=144022.28=64.63（2）分配各级传动比 1）初步确定传动比，各级传动比与总传动比的关系为 初选链传动比34i=3.2 则i减=12 23i i=34ii=64.633.2=20.20 可取12i=（1.21.4）23i，即 i减=12 23i i=（1.21.4）223i，得23i=3.804.10,取23i=4.05 则12i=23ii减=20.204.05=5.00 至此，初步确定12i=5.00，23i=4
9、.05，34i=3.2 2、计算传动装置运动参数和动力参数 1）0 轴（电动机轴）的输出功率，转速和转矩 Po=3.01Kw on=mn=1440r/min To=9550OmPn=(3.0195501440)N.m=19.96N.m 2)1轴（高速轴）的输入功率、转速和输入转矩。从 O轴到 1 轴，只经过联轴器传动，所以 1p=001p=3.010.99Kw=2.98Kw 10nn1440r/min 1112.98955095501440PTnN.m=19.76N.m 3)2 轴（中间轴）的输入功率、转速和输入转矩。从 1 轴到 2 轴，经过一对轴承，一对齿轮啮合传动，所以 211212.9
10、80.990.98ppp齿轴承kw=2.89kw 的设计计算第六部分减速器轴及轴承装置联轴器键的设计计算一轴及轴上联轴器轴承键的设计计算二轴及轴上轴承键件的结构设计和选择第九部分设计小结第十部分参考资料第一部分设计任务书设计题目带式输送机传动方案电机两极机运转方向不变工作载荷稳定输送带鼓轮的传动效率取为工作寿命为年每年个工作日每工作日小时设计内容装配图张4)3 轴（低速轴）的输入功率、转速和输入转矩。从 2 轴到 3 轴，经过一对轴承，一对齿轮啮合传动，所以 5）4 轴（鼓轮轴）的输入功率、转速和输入转矩。从 3 轴到 4 轴，经过一对轴承，一对链传动，还要考虑搅油效率，所以 第五部分 传动零
11、件的设计及计算 一、齿轮设计计算 1、2 轴啮合齿轮设计计算 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度。3）材料选择。查表选择小齿轮材料为 40Cr(调质)，硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，两者材料硬度差为 40HBS。4）选择小齿轮齿数为1Z=24，大齿轮齿数2Z=5 24120。5）选取螺旋角。初选螺旋角=014。2、按齿面接触强度设计 按公式 213121tHEtdHK TZ Zudu计算（1）确定公式内的各计算数值 1)试选tK=1.6。2)计算小齿轮传递的
12、转矩。3)查看区域系数HZ图选取HZ=2.433.4)查看标准圆柱齿轮传动的端面重合度，查得 1=0.76，2=0.84，则121.60。5）查看表格选取齿宽系数d=1.6）查表得到材料的弹性影响系数EZ=12189.8MPa。7）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1H=600Mpa;大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2H=550 Mpa。8）计算应力循环次数 9）取接触疲劳寿命系数1HNK=0.92，2HNK=1.03 10）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，则（2）计算 的设计计算第六部分减速器轴及轴承装置联轴器键的设计计算一轴及轴上联轴器轴承键的设计计算二轴
13、及轴上轴承键件的结构设计和选择第九部分设计小结第十部分参考资料第一部分设计任务书设计题目带式输送机传动方案电机两极机运转方向不变工作载荷稳定输送带鼓轮的传动效率取为工作寿命为年每年个工作日每工作日小时设计内容装配图张1)计算小齿轮分度圆直径1td，由计算公式得 2）计算圆周速度。3）计算齿宽 b 及模数ntm。b=11 31.8631.86dtdmmmm 4）计算纵向重合度 5）计算载荷系数 k.已知使用系数AK=1,根据 v=2.40m/s,7级精度，查表得到动载系数K=1.08；1.410HK。查图得1.35FK；查表得1.2HFKK。故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
14、，由式 7）计算模数nm 3、按齿根弯曲强度设计 由式 213212cosFaSandFKTYY Ymz (1)确定计算参数 1）计算载荷系数。2）根据纵向重合度=1.59，查图得螺旋角影响系数Y=0.88.3）计算当量齿数。4）查取齿形系数。查表得1FaY=2.5919 2FaY=2.154928 5)查取应力校正系数。查表得 1SaY=1.59635 2SaY=1.815072 6）查图的小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限2FE380MPa；7)查图取弯曲疲劳寿命系数1FNK=0.86 2FNK=0.90；的设计计算第六部分减速器轴及轴承装置联轴器键的设计
15、计算一轴及轴上联轴器轴承键的设计计算二轴及轴上轴承键件的结构设计和选择第九部分设计小结第十部分参考资料第一部分设计任务书设计题目带式输送机传动方案电机两极机运转方向不变工作载荷稳定输送带鼓轮的传动效率取为工作寿命为年每年个工作日每工作日小时设计内容装配图张 8）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 9）计算大、小齿轮的FaSaFY Y并加以比较。大齿轮的数值大。（2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取nm=1.25mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度算得的分度圆直径1d=33.3
16、2mm，算出小齿轮齿数应有的齿数。于是由 取1z=26，则212 15 26130zi z。4、几何尺寸计算（1）计算中心距 将中心距圆整为 101mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 因改变比较大，所以要修正参数a、HZ。HZ=2.435（3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度 圆整后取235Bmm140Bmm 2、3 轴齿轮设计计算 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）按照传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度。3）材料选择。查表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr(调质)，硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 钢（调
17、质），硬度为 240HBS，两者材料硬度差为 40HBS。4）选择小齿轮齿数为2Z=24，大齿轮齿数3Z=4.052497.2，取3Z=98。2、按齿面接触强度设计 用以下设计计算公式计算 (1)确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数1.3tK。2）计算小齿轮传递的转矩。3）由表 10-7 选取齿宽系数d=1.的设计计算第六部分减速器轴及轴承装置联轴器键的设计计算一轴及轴上联轴器轴承键的设计计算二轴及轴上轴承键件的结构设计和选择第九部分设计小结第十部分参考资料第一部分设计任务书设计题目带式输送机传动方案电机两极机运转方向不变工作载荷稳定输送带鼓轮的传动效率取为工作寿命为年每年个工作日每工作日
18、小时设计内容装配图张4）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数EZ=12189.8MPa。5）由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim2H=600Mpa;大齿轮的接触疲劳强度极限lim3H=550 Mpa。6）由式 10-13计算应力循环次数 7）由图 10-19取接触疲劳寿命系数2HNK=1.03，3HNK=1.12.8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（10-12）得 （2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径2 td，代入H中较小的值。224233211.3 9.583 105.05189.82.322.3264.02414.05516t
19、EtdHK TZudmmmmu 2)计算圆周速度 v。3）计算齿宽 b。b=2dtd=164.024mm 4)计算齿宽与齿高之比bh。模数 2264.0242.6724ttdmmmmmz 齿高 2.252.252.676.0thmmmmm 5)计算载荷系数 根据 v=0.965m/s，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数vK=1.08；直齿轮，1HFKK；由表 10-2 查得使用系数AK=1；由表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，HK=1.423。由64.02410.676.0bh，HK=1.423 查图 10-13 得FK=1.35；故载荷系数 6）按实际
20、的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 7）计算模数 m。m=2267.692.8224dmmmmz 3、按齿根弯曲强度的设计 的设计计算第六部分减速器轴及轴承装置联轴器键的设计计算一轴及轴上联轴器轴承键的设计计算二轴及轴上轴承键件的结构设计和选择第九部分设计小结第十部分参考资料第一部分设计任务书设计题目带式输送机传动方案电机两极机运转方向不变工作载荷稳定输送带鼓轮的传动效率取为工作寿命为年每年个工作日每工作日小时设计内容装配图张 由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 (1)确定公式内的各计算数值 1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限2FE=500MPa；3FE
21、=380 MPa；2）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数2FNK=0.90，3FNK=0.95；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（10-12）得 4）计算载荷系数 K。5）查取齿形系数 K。由表 10-5 查得2FaY=2.65 3FaY=2.1804 6）查取应力校正系数。由表 10-5查得 2SaY=1.58 3SaY=1.7898 7)计算大、小齿轮的FaSaFY Y并加以比较。大齿轮的数值大。（2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取nm=2.5mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳
22、强度，需按接触强度算得的分度圆直径1d=67.69mm，算出小齿轮齿数应有的齿数 大齿轮齿数34.0528113.4z，取3z=114。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4、几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 （3）计算齿轮宽度 取3B=70mm,2B=75mm.二、链轮的设计计算 1、选择链轮齿数 初 步 选 定 小 链 轮 齿 数319z 已 知 传 动 比i 3.2则 大 链 轮 齿 数433.2 1961ziz 2、确定计算功率 由表 9-6 查得1.0AK，由图 9-13 查得1.2zK，单排链，则
23、的设计计算第六部分减速器轴及轴承装置联轴器键的设计计算一轴及轴上联轴器轴承键的设计计算二轴及轴上轴承键件的结构设计和选择第九部分设计小结第十部分参考资料第一部分设计任务书设计题目带式输送机传动方案电机两极机运转方向不变工作载荷稳定输送带鼓轮的传动效率取为工作寿命为年每年个工作日每工作日小时设计内容装配图张3、根据caP=3.34kw 及3n=71.11r/min查图 9-11，可选 20A-1.查表 9-1，链条节距为31.75pmm。4、计算链节数和中心距 初选中心距 0a（3050）31.75952.5 1587.5mm，取0a1000mm，则相应的链节数为 取链节数104pL 查表 9-
24、7得到中心距计算系数10.24467f，则链传动的最大中 心距 14320.2447631.752 1041960995Paf pLzzmmmm 5、计算链速 v，确定润滑方式 由 v0.715m/s和链号 20-A-1，查图 9-14 可知应采用滴油润滑。6、计算压轴力 Fp 有效圆周力为：2.781000100038880.715epFNNv 链轮水平布置时的压轴力系数1.15FPK,则压轴力为 7、链轮的设计）齿形：按 3R GB1244-85 规定制造）分度圆直径：小轮直径 大轮直径331.75616.76180180sinsin61pdmmz 3）齿顶圆直径 小链轮max11.251
25、92.901.2531.7519.05213.54addpdmm，大链轮maxad637.40mm minad=628.63mm 4）由kd=41mm（用 下 面 轴3的 数 据）50mm 得K=3.2.轮 毂 厚 度410.013.20.01 192.9011.9666kdhKdmm 根据3.3lh，min2.6lh得，l=38mm 5）齿根圆直径 的设计计算第六部分减速器轴及轴承装置联轴器键的设计计算一轴及轴上联轴器轴承键的设计计算二轴及轴上轴承键件的结构设计和选择第九部分设计小结第十部分参考资料第一部分设计任务书设计题目带式输送机传动方案电机两极机运转方向不变工作载荷稳定输送带鼓轮的传动
26、效率取为工作寿命为年每年个工作日每工作日小时设计内容装配图张小链轮1192.9019.05173.85fdddmm 大链轮597.71fdmm 6）齿宽 7）倒角宽 8）倒角半径 31.75xrpmm，取 32mm 9）倒角深 10）齿侧凸缘圆角半径 11）链轮孔 max95kkddmm，查表 1 可知max95kdmm，综合考虑 3 轴的直径 41mm于是取kd=42mm 链轮的基本参数和主要尺寸 名称 符号 计算公式 结果 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿高 确定的最大轴凸缘直径 12)链轮的材料 由于轮胚小，功率小，故采用 40 钢，淬火，回火，齿面硬度 4050HRC 12)链轮
27、结构 由于160admm，所以采用空心结构。3、链传动的布置和张紧 1）、布置 中心线水平，紧边在上布置 2）、张紧 因为功率小，尺寸小，所以不用张紧装置 第六部分 减速器轴及轴承装置、联轴器、键的设计计算 一、1 轴及轴上联轴器、轴承、键的设计计算 1、已知1p=2.98Kw，1n 1440r/min，1T=19.76N.m 2、求作用在齿轮上的力 高速级的小齿轮的分度圆直径为133.67dmm 的设计计算第六部分减速器轴及轴承装置联轴器键的设计计算一轴及轴上联轴器轴承键的设计计算二轴及轴上轴承键件的结构设计和选择第九部分设计小结第十部分参考资料第一部分设计任务书设计题目带式输送机传动方案电
28、机两极机运转方向不变工作载荷稳定输送带鼓轮的传动效率取为工作寿命为年每年个工作日每工作日小时设计内容装配图张而圆周力311122 19.76 101197.5833.67tTFNNd 径向力11tantan201197.58451.04coscos15.117rtFFNN 轴向力011tan1197.58tan15.117320.735atFFN 3、初步确定轴 1 的最小直径 先按下式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 153，取1120A，得1331min012.9811212.501440PdAmmn，这是轴的最小直径.因轴与联轴器通过一个键联接，所以轴径要
29、增大5%7%，取为 14mm；它应是安装联轴器处的轴直径，至此可以选择联轴器型号。联 轴 器 的 计 算 转 矩1TKTAca，查 表14 1，取5.1AK，所 以311.51 9.7 61 02 9 6 4 0c aATKTNm m，查标准 GB/T5014 2003 选用 HL1型弹性柱销齿式联轴器，它的公称转矩mNT 160，许用转速 7100r/min，选孔径 14mm，半联轴器长度 L32mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L127mm。4、轴 1 的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案 选用下图的装配方案 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段的直径和长度 1）为满足半联轴器的轴向定位
30、要求，轴 OA段右端需制出一轴肩，故 AB段的直径ABd16mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D18mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=27mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 OA段比 L1略短一些，取OAl25mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据ABd16mm，初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥 滚 子 轴 承30304，其 尺 寸 为205216.25dD Tmmmmmm ,故20BCFGddmm；而BCl16.25mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。30304的设
31、计计算第六部分减速器轴及轴承装置联轴器键的设计计算一轴及轴上联轴器轴承键的设计计算二轴及轴上轴承键件的结构设计和选择第九部分设计小结第十部分参考资料第一部分设计任务书设计题目带式输送机传动方案电机两极机运转方向不变工作载荷稳定输送带鼓轮的传动效率取为工作寿命为年每年个工作日每工作日小时设计内容装配图张型轴承的定位轴肩的直径27CDdmm。3）安装齿轮处的轴 DE段直径应稍大于 27mm，若取为 30mm，而此处装的齿轮分度圆直径才33.67mm，故宜用齿轮轴。因为做成齿轮轴后，轮齿的材料与轴的材料相同，故结合前面得齿轮设计，重新校核之：齿轮的当量齿数为11332628.89coscos 15
32、740vZZ，查课本表 105，得2.535FaY，1.619SaY，13232122 1.75 197602.535 1.619215307.141 1.2526FaSFFdKTY Y aMPaMPam Z，仍安全，可设计成齿轮轴。4）轴承端盖的总宽度取为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离mml30，故mmlAB50。5）取齿轮距箱体内壁之距离mma16，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取mms8，已知滚动轴承宽度16.25Tmm，齿轮的宽度为140DEdBmm，箱体内壁宽为mmlin5.178
33、,则 mmsalEF24816，至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位 半 联 轴 器 与 轴 的 周 向 定 位 采 用 平 键 连 接。按 表 6 1 查 得 平 键 截 面55b hmmmm mm，键槽用键槽铣刀加工，长L 为 20mm，键的材料选用钢。半联轴器与轴配合为67kH。滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考课本表 152，取轴端倒角为0.845，各轴肩处的圆角半径见高速轴零件图。5 求轴上的载荷 首先根据轴的结构做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于 3030
34、4型圆锥滚子轴承，查得13mm，因此，作为简支粱的轴的支承跨距3.25211940168189.5Lmm 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图 的设计计算第六部分减速器轴及轴承装置联轴器键的设计计算一轴及轴上联轴器轴承键的设计计算二轴及轴上轴承键件的结构设计和选择第九部分设计小结第十部分参考资料第一部分设计任务书设计题目带式输送机传动方案电机两极机运转方向不变工作载荷稳定输送带鼓轮的传动效率取为工作寿命为年每年个工作日每工作日小时设计内容装配图张相关力计算如下：1）已算得作用在齿轮上的力11197.58tFN，1451.04rFN，1320.735aFN。轴力Fa产生的对轴的弯矩1320.
35、73533.76541422Fa dMN mm 2）轴承 1 对轴的作用力。13123451.0447.255414142.92139.7547.25rNVFLMFNLL，11323/1197.5847.25139.7547.25302.6NHtFF LLLNN。3）轴承 2 对轴的作用力。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出齿轮DE段截面是轴的危险截面。现将该截面的载荷情况列于下表：DE段的载荷情况 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 弯矩 M 总弯矩 扭矩 T 6 按弯扭合成应力校核轴的强度 只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动
36、循环变应力，取6.0，轴的计算应力 前面选定轴的材料为 45 号钢，调质处理，由表 151 查得 MPa601。1ca，因此安全。7 键的强度校核 普通平键连接，连接键校核：22 1976075.282.5 15 14pTMPakld，因为键的材料为钢，而且载荷稳定，(120 150)ppMPa ，所以安全。二、2 轴及轴上轴承、键的设计计算 1 轴 2 的功率2P，转速2n和转矩2 前面已经计算出22.89PKW，2288/minnr，295.87Tm 的设计计算第六部分减速器轴及轴承装置联轴器键的设计计算一轴及轴上联轴器轴承键的设计计算二轴及轴上轴承键件的结构设计和选择第九部分设计小结第十
37、部分参考资料第一部分设计任务书设计题目带式输送机传动方案电机两极机运转方向不变工作载荷稳定输送带鼓轮的传动效率取为工作寿命为年每年个工作日每工作日小时设计内容装配图张2 作用在齿轮 2 上的力 低速级的小齿轮 1 的分度圆直径为170dmm 而圆周力321122 95.87 102739.1470tTFNd 径向力11tan2739.14tan 20996.97rtFFN 齿轮 2 与轴 1 的齿轮啮合，因此齿轮 2 上的作用力与轴 1 的作用力是一对作用力和反作用力，因 此21197.58tFN,2320.735aFN。轴 力2aF对 轴 的 弯 矩222320.735 168.332699
38、4.6622aaFdMN mm 3 初步确定轴 2 的最小直径 先按下式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45 钢，调质处理。根据表 153，取1120A，得233min022.8911224.16288PdAmmn，这是轴的最小直径，因轴与齿轮通过一个键联接，所以与小齿轮联接处的最小轴径要增大 5%7%，而与大齿轮联接处的最小轴径要增大 3%。则取30dmm，它应该是与轴承配合处的直径。4 轴 2 的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案 选用下图的装配方案。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段的直径和长度 1）初步选择滚动轴承。因轴 2 装有两个齿轮（反向安装以减小对轴承的轴向力），通过前
39、面的计算可知，它受到大齿轮施加的轴向力2320.735aFmm，轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据选定最小直径min30dmm，初步选 取 0 基 本 游 隙 组，标 准 精 度 级 的 单 列 圆 锥 滚 子 轴 承 30306，其 尺 寸 为307220.75dD Tmmmmmm ,故mmddDEOA30。两端的轴承都采用套筒定位。又知左端齿轮轮毂的宽度为 75mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取72ABlmm，同理，右端装齿轮的段取为 32CDlmm。的设计计算第六部分减速器轴及轴承装置联轴器键的设计计算一轴及轴上联轴器
40、轴承键的设计计算二轴及轴上轴承键件的结构设计和选择第九部分设计小结第十部分参考资料第一部分设计任务书设计题目带式输送机传动方案电机两极机运转方向不变工作载荷稳定输送带鼓轮的传动效率取为工作寿命为年每年个工作日每工作日小时设计内容装配图张30306 型轴承的定位轴肩高度 h3mm，因此取mmdCD36。2）取齿轮距箱体内壁之距离mma16，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取mms8，已知滚动轴承宽度mmT75.20，3）两齿轮间隔取为mmlBC20 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位 滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证，此处选
41、轴的直径尺寸公差为m6。两齿轮与轴的周向定位由平键保证，因为左右齿轮的配合轴的直径一样，根据轴的直径为 36mm，但因轴段长度不同，查标准后，初选左端的键为mmmmmmLhb50810，右端的键为10825b hLmmmmmm ，键的材料都选钢。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 452，各轴肩处的圆角半径参考课本表 152。5 求轴上的载荷 首先根据轴的结构做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于 30306 型圆锥滚子轴承，查得16mm，因此，作为简支粱的轴的支承跨距可知。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。相关力的计算如下：1）轴承 1 对轴的作用力。
42、2）轴承 2 对轴的作用力。求得图中141364.29MN mm，226994.66TTN mm 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出 AB段截面是轴的危险截面。现将该段的最大载荷情况列于下表：表 7 轴 2 危险截面载荷情况 载荷 水平面 垂直面 支反力 F 弯矩 M 总弯矩 扭矩 的设计计算第六部分减速器轴及轴承装置联轴器键的设计计算一轴及轴上联轴器轴承键的设计计算二轴及轴上轴承键件的结构设计和选择第九部分设计小结第十部分参考资料第一部分设计任务书设计题目带式输送机传动方案电机两极机运转方向不变工作载荷稳定输送带鼓轮的传动效率取为工作寿命为年每年个工作日每工作日小时设计内容装配图张6 按
43、弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取6.0，轴的计算应力 前面选定轴的材料为 45 号钢，调质处理，由表 151 查得 MPa601。1ca 7 连接键的强度校核 普通平键连接，左端齿轮连接键校核：22 26994.669.374 40 36pTMPakld，因为键的材料为钢，而且载荷稳定，(120 150)ppMPa ，所以安全。右端齿轮连接键校核：22 26994.6624.994 15 36pTMPakld，也安全 三、轴 3 及轴上轴承、键的设计计算 1 轴 3 的功率3P，转
44、速3n和转矩3 前面已经计算出32.80PKW，377.11/minnr，3376.7Tm 2 齿轮与链轮的作用力 1）此轴上的齿轮的分度圆直径为285dmm 而圆周力3322 376.7 102643.51285TFtNd 径向力tan2643.51tan 20962.16FrFtN 2）轴右端的链轮对轴的作用力 前面已算得链传动的压轴力为4471PFN 3）轴的扭矩3376700TTN mm 3 初步确定轴 3 的最小直径 先按下式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 153，取1120A，得333min032.811238.1071.11PdAmmn，因轴与链
45、轮通过一个键联，故轴径要增大 5%-%7,取为 41mm.接它应该是与链轮配合处的直径。4 轴 3 的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案 选用下图的装配方案。的设计计算第六部分减速器轴及轴承装置联轴器键的设计计算一轴及轴上联轴器轴承键的设计计算二轴及轴上轴承键件的结构设计和选择第九部分设计小结第十部分参考资料第一部分设计任务书设计题目带式输送机传动方案电机两极机运转方向不变工作载荷稳定输送带鼓轮的传动效率取为工作寿命为年每年个工作日每工作日小时设计内容装配图张（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段的直径和长度 1）链轮配合的轴段的直径为41FGdmm，它的左端略大，取为44EFdmm。2）初步
46、选择滚动轴承。选用单列圆锥滚子轴承。如图，右端轴承段的右端已确定为44EFdmm，所以选定轴承段直径mmdDE50，初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单 列 圆 锥 滚 子 轴 承30210，其 尺 寸 为mmmmmmTDd75.219050,故mmddDEOA50。右端轴承用轴肩定位，根据轴承装配尺寸，轴的CD段直径为mmdCD57。左端的轴承采用套筒定位。因为齿轮齿宽为70mm，为了使套筒能压紧齿轮，取轴段AB 长度小于 70mm，故取为68ABdmm，这段轴直径略大于 50mm，取为 57mm。齿轮右端用轴肩定位，根据轴肩高度dh07.0，取 BC段为mmdBC65，其长度为mmlB
47、C30。3）根据齿轮与轴 2 上的齿轮啮合，左端距箱体内壁之距离为18.5amm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取mms8，已知滚动轴承宽度21.75Tmm，则 轴 段OA的 长 度21.758 18.52.550.75OAlmm，38lmm小链轮轮毂长度 FGl要小于 38mm，取 36mm，50EFlmm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位 滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。齿轮与轴的周向定位由平键保证，查标准后，初选的键为161045b hLmmmmmm ，右端的链轮用平键定位，键的
48、尺寸选为12825b hLmmmmmm 。键材料全选钢。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸（参考课本表152）取轴端倒角为 452，其它圆角根据配合与轴的直径选取。5 求轴上的载荷 首先根据轴的结构做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于型圆锥滚子轴承，查得17mm，因此，作为简支粱的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。相关力的计算如下：的设计计算第六部分减速器轴及轴承装置联轴器键的设计计算一轴及轴上联轴器轴承键的设计计算二轴及轴上轴承键件的结构设计和选择第九部分设计小结第十部分参考资料第一部分设计任务书设计题目带式输送机传动方案电机两极机运转方向不变工作载
49、荷稳定输送带鼓轮的传动效率取为工作寿命为年每年个工作日每工作日小时设计内容装配图张前面已经算出两齿轮上的作用力，现在求支反力。1）轴承 1 对轴的作用力。2）轴承 2 对轴的作用力。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出 DE段截面是轴的危险截面。现将改段的载荷列于下表：表 8 轴 3 危险截面载荷情况 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 弯矩 M 总弯矩 扭矩 T 6 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取6.0，轴的计算应力 前面选定轴的材料为 45 号钢，调质处理，由表 151 查得 MPa601。1ca，安全。7 连接键的强度
50、校核 普通平键连接，左端齿轮连接键校核：22 37670091.1555 29 57pTMPakld，因为键的材料为钢，而且载荷稳定，(120 150)ppMPa ，所以安全。右端链轮的连接键校核：22 376700353.3774 13 41pTMPakld，强度不够，因相差过大，故应用双键。双键的工作长度1.5 1319.5lmm，经校核仍不安全，改用12836b hLmmmmmm ，仍用双键，经检验安全。此时，安装链轮处的轴径要重新选择，轴径要增大10%-15%，取 42mm。因变动不大，以上的计算数据变动也不大。第七部分 润滑和密封方式的选择、润滑油和牌号的确定 1润滑方式的选择 因为