1、机械设计课程设计设计题目：链式输送机传动装置的设计内装：1. 设计计算说明书一份2. 减速器装配图一张（A1）3. 轴零件图一张（A2）4. 齿轮零件图一张（A2）材控 系 08-4 班级设计者： 魏明炜 指导老师： 张晓辉 完成日期： 2010 年 12 月 18 日 成绩：_河南理工大学课 程 设 计 任 务 书设计题目 链式输送机传动装置的设计学生姓名 魏明炜 所在院系 材料学院 专业、年级、 班 材控 08-4 班设计要求：输送机连续工作，单向运转，载荷较平稳，两班制工作，使用期限 10 年，小批量生产。允许输送带速度误差为。输送带拉力 F= 2.55kN；输送带速度 V=1.7m/s
2、 ；滚筒直径 D=300mm 。学生应完成的工作：1编写设计计算说明书一份。2减速器部件装配图一张(A0 或 A1)；3绘制轴和齿轮零件图各一张。参考文献阅读：1.机械设计课程设计指导书2.机械设计图册3.机械设计手册4.机械设计工作计划：1. 设计准备工作 2. 总体设计及传动件的设计计算3. 装配草图及装配图的绘制4. 零件图的绘制5. 编写设计说明书任务下达日期： 2010 年 12 月 15 日 任务完成日期： 2010 年 12 月 25 日指导教师（签名）： 学生（签名）：魏明炜带式输送机传动装置的设计摘 要：齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在空间的任
3、意轴之间传递运动和动力，目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声，高可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠，传动效率高（一般可以达到 94%以上，精度较高的圆柱齿轮副可以达到99%） ，传递功率范围广（可以从仪表中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动）速度范围广（齿轮的圆周速度可以从 0.1m/s 到 200m/s 或更高，转速可以从 1r/min 到 20000r/min 或更高） ，结构紧凑，维护方便等优点。因此，它在各种机械设备和仪器仪表中被广泛使用。本文设计的就是一种典型的一级圆柱直齿轮减速器的传动装置。其中小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度约为
4、240HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度约为 215HBS，齿轮精度等级为 8 级。轴、轴承、键均选用钢质材料。关键词：减速器、齿轮、轴、轴承、键、联轴器目 录机械设计课程设计计算说明书1.一、课 程 设 计 任 务 书1二、摘要和关键词22.一、传动方案拟定3各部件选择、设计计算、校核二、电动机选择3三、计算总传动比及分配各级的传动比4四、运动参数及动力参数计算6五、传动零件的设计计算7六、轴的设计计算10七、滚动轴承的选择及校核计算12八、键联接的选择及校核计算13九、箱体设计14机械设计课程设计设计题目：带式输送机传动装置的设计内装：1. 设计计算说明书一份2. 减速器装配图
5、一张（A）3. 轴零件图一张（A）4. 齿轮零件图一张（A）系班级设计者： 指导老师： 完成日期： 成绩：_计算过程及计算说明一、 传动方案拟定（1） 工作条件：运输链连续单项运转，工作时有轻微震动，有粉尘，空载启动，运输链工作速度允许误差为5%，每年按 300 个工作日计算，使用期限为 10 年，大修期为 3 年，两班制工作（每班按 8h 计算） ，在专门工厂小批量生产（2） 原始数据：滚筒圆周力 F=2.55kN；带速 V=0.8m/s；滚筒直径 D=125mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y 系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率： 总 = 带 3 轴承
6、齿轮 联轴器 滚筒=0.960.9830.970.990.96=0.83(2)电机所需的工作功率：P 工作 =FV/（1000 总 ）=25500.8/（10000.83）=2.46KW由附录九选取电动机额定功率 P=3KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速： 总 =0.83P 工作 =5.12KWn 滚筒=108.2r/minn 筒 =601000V/D=6010000.8/125=122.3r/min按表 3-1 推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围 Ia=36。取 V 带传动比 I1=24，则总传动比理时范围为 Ia=624。故电动机转速的可选范围为 nd=Ian
7、筒n 筒 =（624）122.3=733.82935.2r/min符合这一范围的同步转速有 750、1000、和 1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：由机械设计手册查得。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第 2 方案比较适合，则选 n=1000r/min 。4、确定电动机型号对应有三种适合的电动机型号可供选择，如下表电动机转速/（r 1min）传 动 装 置 的 传 动比传动比方案电动机型号额定功率/kw同步转 速满 载转 速电动机重量/N参考价格/元总传动 比V 带传动齿 轮1 Y132M-83
8、750 710 76 1000 5.81 3.45 2.372 Y132S-63 1000 960 66 350-5007.85 2.7 2.913 Y100L2-43 1500 1430 35 270 11.69 3.46 3.38综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量、价格和传动比，方案 2比较合适。因此选定电动机的型号为 Y132S-6。所选电动机主要性能和外观尺寸如下表电动机（型号 Y132S-6）的主要性能额定功率/kwedP同步转速 -1n/rmi（ ） 满载转速 1/()inrA电动机总重/N启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩4 1000 960 730 2.0 2.0电动机（型号
9、Y132S-6）的主电动机型号Y132S-6要外形尺寸和安装尺寸 mm中心高 H 外形尺寸 /2)LACD（ 底脚安装尺寸 A B地脚螺栓孔直径 K轴外伸尺寸D E132 475 347.5315216 140 12 38 80三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i 总 =n 电动 /n 筒 =960/122.3=7.852、分配各级传动比（1） 据指导书 P7 表 1，取齿轮 i 带 =2.7（V 带传动比 I1=24 合理）（2） i 总 =i 齿轮 i 带i 齿轮 =i 总 /i 带 =7.85/2.7=2.91四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI =
10、nm/i 带 =960/2.7=355.56(r/min)nII= nI /i 齿轮 =355.56/2.91=122.18(r/min)nIII= nII=122.18(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=P 工作 带 =2.460.96=2.36KWPII=PI 轴承 齿轮 =2.360.980.97=2.24KWPIII=PII 轴承 联轴器 =2.240.970.99=2.18KW3、 计算各轴扭矩（Nmm）T 工作 =95502.46/960=24.47TI= T 工作 带 i 带 =24.472.70.96=63.43NmTII= TIi 齿轮 轴承 齿轮=63.432.
11、910.980.97=175.47NmTIII=TII 轴承 联轴器=175.470.970.99=170.24Nm五、传动零件的设计计算1.确定计算功率 PC由课本表 9-7 得：k A=1.2i 总 =8.87据手册得i 齿轮 =2.91i 带 =2.7nI =355.56r/minnII=122.18r/minnIII=122.18r/minPI=2.36KWPII=2.24KWPIII=2.18KWTI=63.43NmTII=175.47Nm TIII=170.24NmV=5.23m/sPC=KAP=1.23=3.6KW2.选择 V 带的带型根据 PC、n 1由课本图 9-12 得：选
12、用 A 型3. 确定带轮的基准直径 dd并验算带速 v。1）初选小带轮的基准直径 dd1由课本表 9-8，取小带轮的基准直径dd1=100mm。2）验算带速 v。按计算式验算带的速度v=d d1n1/（601000）=1001000/（601000）=5.23m/s在 5-25m/s 范围内，带速合适。3）计算大齿轮的基准直径。计算大带轮的基准直径 dd2dd2=i 带 dd1=2.7100=270mm由课本表 9-8，圆整为 dd2=280mm4.确定带长和中心矩1）根据课本式（9-18） ，初定中心距 a0=500mm2）由课本式（8-22）计算带所需的基准长度Ld02a 0+(d d1+
13、dd2) /2+(dd2-dd1) 2/（4a 0）=2500+3.14（100+280）/2+（280-100） 2/（4500）1612.8mm由课本表 9-2 选带的基准长度 Ld=1640mm计算实际中心距 a。A= - B=4Ld12()8d28()a=A+ =513.6mmAB取 a=515mm5.验算小带轮上的包角 1 1=1800-（d d2-dd1）/a57.3 0=1800-（280-100）/51557.3 0=159.9701200（适用）6. 确定带的根数 z1）计算单根 V 带的额定功率 pr。由 dd1=100mm 和 n1=1000r/min 根据课本表 9-3
14、 得P0=0.97KW根据 n1=960r/min，i 带 =2.7 和 A 型带，查课本表（9-4）得P 0=0.11KW根据课本表 9-5 得 Ka=0.95根据课本表 9-6 得 KL=0.992)计算 V 带的根数 z。z =3.5 圆整为 4 根dP7.计算单根 V 带的初压力的最小值(F 0)min(F0)min =500（2.5- K a）P Ca /zvKa +qV2=500（2.5-0.95）3.6/（0.9545.24）+0.15.24 2Ndd2=270mm取标准值dd2=280mmLd=1612.8mma=515mmZ=4F0=142.9N（F p） min =1125
15、.8N=142.9N8.计算压轴力 Fp压轴力的最小值为（F p） min=2z（F 0） min sin（ 1/2）=24142.9sin（159.97/2）=1125.8N2、齿轮传动的设计计算1 选定齿轮材料及精度等级及齿数1）机器为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB 10095-88） 。2）材料选择。选择小齿轮 45 钢调质和大齿轮材料为 45 钢正火3）选小齿轮齿数 z 1=24，大齿轮齿数 z2=242.91=69.84，取 70。2 按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式d1 1/31220u4d()KZTHEA(1)确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 Kt=1
16、.32）计算小齿轮传递的转矩T1=9.55106P1/n1=95.51062.36/355.56=634000Nmm3)选取齿宽系数 d=14)查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa1/25)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim 1=520MPa；打齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim 2=340MPa；6）计算应力循环次数 NLNL1=60n1jLh=60355.561(1630010)=1.02109NL2=NL1/i=1.02109/2.91=3.521087）取接触疲劳寿命系数 KHN1=1.0 KHN2=1.08）计算解除疲劳许用应力。取失效概率为 1%，安全系数 S
17、=1.0 H1= KHN1 Hlim1/S=1.0520/1.0Mpa=520Mpa H2= KHN2 Hlim2/S=1.0340/1.0Mpa=340Mpa(2)计算1）试算小齿轮分度圆直径 dd1，代入 H较小的值dd1 1/31220u4d()KZTEHA=73.89mm2)计算圆周速度 v。v=d d1n1/（601000）=3.1473.89355.56/（601000）i 齿 =2.91Z1=24Z2=70T1=634000Nmm HlimZ1=520Mpa HlimZ2=340MpaNL1=1.02109NL2=3.52108KHN1=1.0KHN2=1.0 H1=520Mpa
18、 H2=340Mpad1=73.89mmm=2.5mm=1.37m/s3）计算齿宽 b。b= dd1=173.89mm=73.89mm4）计算齿宽与齿高之比 b/h。模数：m=d 1/Z1=73.89/24=3.08mm齿高：h=2.25m=2.253.08=6.93mmb/h=10.665）计算载荷系数。根据 v=1.37m/s，7 级精度，查得动载荷系数 Kv=1.03；直齿轮，K Ha=KFa=1：查得 KA=1.25用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承对称布置时，K H =1.318由 b/h=10.66，K H =1.318 查课本表得 KF =1.04：故载荷系数K=KAKVK
19、HaKF =1.251.151.041.0=1.506)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由课本式（10-10a）d1= d1t(K/Kt) 1/3=73.89 (1.5/1.3) 1/3=77.50mm7)计算模数 m：m=d d1/z1=77.50/24=3.23mm3.按齿根弯曲强度设计由课本得弯曲强度的设计公式m 1/3a12k4dzSFYTA（1） 确定公式内的各计算数值1）由课本查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=380MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2=320MPa2）由课本取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.92 KFN2=0.943)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲
20、劳安全系数 S=1.4，由课本得 F1= KFN1 FE1/S=0.92380/1.4=249.71MPa F2= KFN2 FE2/S=0.94320/1.4=214.86MPa4)计算载荷系数 KK=KAKVKFaKF =1.251.1511.04=1.4955)取齿形系数。由课本查得 Y Fa1=2.65 YFa2=2.24 6）查取应力校正系数由课本表查得 Y Sa1=1.58 YSa2=1.757）计算大、小齿轮的 YFa YSa/ FYFa1 YSa1/ F1=2.651.58/249.71=0.01677YFa2 YSa2/ F2=2.241.75/214.81=0.01824大
21、齿轮的数值大。8)设计计算m21.4956340000.01824 /(124 2) 1/3=3.92mmYFa1=2.65YSa1=1.58YFa2=2.24YSa2=1.75m3.92mmd1=80mmd2=232mma=156mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数 m 的大小重腰取决于弯曲强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 3.92 并就近圆整为标准值 m=4mm，按接触强度的的分度圆直径 d1=77.50，算出小齿轮的齿数 z1=d1/m=77.50/4=19.
22、4=20大齿轮的齿数 z2=2.9120=58这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，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 d 1= z1m=204=80mmd2= z1m=584=232mm（2）计算中心距 a=（d 1+ d2）/2=232/2=156mm（3）计算齿轮宽度 b= d d1=180=80mm 取 B2=80mm ，B 1=85mm2、轴的结构设计（1） 、轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮右端由轴肩定位，左端用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒定位，采用过渡配合
23、固定，结构方案如下图。高速轴的结构方案图：2） 、确定轴各段直径和长度按从左到右，顺序排列各个轴直径段的序号，以此为段、段段：V 型皮带轮安装段该段安装 v 型皮带轮，在各轴段中直径最小。考虑结构尺寸等因素,取直径为：d1=22mm 。 （大于按扭矩计算之轴颈）可计算带轮宽度 B：Bmin =（z-1 ）e+2fmin =（4-1）15 + 29= 63mm，选取 B=64mmB2=80mmB1=85mm初算轴径d20.90mmV 型带轮安装段d1=22mmL1=63mm润滑密封段d2=26mm考虑到轴端挡圈的安装，此段轴长度取 L1=63mm轴与带轮由平键连接，轴上 A 型平键键槽：宽 b=
24、6mm，深 t=3.5mm。轴头倒角 C=1.045，长 L=60mm.段：润滑密封段带轮安装处的轴肩单边高为: h=（0.07-0.1）22=1.54-2.2,倒角径向单边值：c=1.0mm因而与其靠近的润滑密封段直径为：d2=d1+2h=22+2(1.54-2.2)=26mm该段轴位置处于安装带毛毡圈密封的轴承盖中，因 d2 为 26mm 并非是毡圈密封轴径的标准尺寸，因而可参考毛毡圈密封标准尺寸 d2=25mm来设计。毛毡圈宽度定可为 b=7mm，轴承盖的密封处宽度为B=12mm，轴承盖内端顶轴承外环的凸台宽度为 t=10mm。从皮带轮端面到轴承盖的空间 =9.5mm 安装轴承的轴头伸出
25、轴承 1mm。考虑到螺钉头及预留空间长度 j=15mm，所以该段轴长度为：L2=B+t+-1+j=12+10+9.5-1+15=45.5mm段：滚动轴承安装段初选 6207 型深沟球轴承，其内径为 d3=35mm 装轴承的轴颈倒角为145，轴承宽度为 b=17mm，外径为 D=72mm。额定动负荷：25500 N考虑齿轮在箱体内的润滑散热空间需要，齿轮端面和箱体内壁的距离为：W=10mm，轴承端面和毛面的箱体内壁也应有一定距离：Y=8mm 。考虑该段轴的长度应略大于轴承宽度，故该段轴长度为：L3= b 轴承+1=17+1=18mm，段：齿轮左端轴承台阶段该段直径 d4=41mm，单边轴肩取 h
26、=(d4-d3)/2=(41-35)/2=3mm,其原因是因直齿轮无轴向力作用,使用深沟轴承,轴承内部轴向力很小,因而轴肩使用值取得略小于推荐值 3.5mm，该长度受齿轮中心到轴承中心跨度的影响，因跨度值现定为 70mm。故有:L4=50-轴承宽/2齿宽/2 = 50-17/2-85/2=19mm齿轮所在段该段长为齿轮宽度，因齿轮与轴为一体，故该段轴的直径有齿轮外圆、分度圆和齿根圆，齿根圆的直径不能小于 d4 和 d6。齿顶圆直径d5=82mm，现齿根圆直径 De=73mm故 Ded4（ d6） 。段：齿轮右端轴承台肩段该段直径 d4=41mm，单边轴肩取 h=(d4-d3)/2=(41-35
27、)/2=3mm,其原因是因直齿轮无轴向力作用,使用深沟轴承,轴承内部轴向力很小,因而轴肩使用值取得略小于推荐值 3.5mm。该长度受齿轮中心到轴承中心跨度的影响，因跨度值现定为 70mm,故有:L4=50-轴承宽/2齿宽/2 = 70-17/2-85/2=19mm段：右轴承安装段初选 6207 型深沟球轴承，其内径为 d3=35mm, 装轴承的轴颈倒角为145，轴承宽度为：b=17mm，外径为：D=72mm。额定动负荷：25500 N考虑齿轮在箱体内的润滑散热空间需要，齿轮端面和箱体内壁的距离为：W=10mm，轴承端面和毛面的箱体内壁也应有一定距离：Y=8mm 。L2=45.5mm轴承：620
28、7滚动轴承安装段d3=35mmL3=18mm齿轮左轴承台阶段d4=41mmL4=19mm齿轮所在段d5=82mmL5=85mm齿轮右轴承台阶段d5=41mmL5=19mm右轴承安装段d7 =35mmL7=18mmV 型 A 带轮安装段d1=22mm L1=63mm润滑密封段d2=26mm L2=45.5mm左轴承安装段d3=35mm L3=18mm左轴承右轴肩考虑该段轴的长度应略大于轴承宽度，故该段轴长度为：L7= b 轴承+1=17+1=18mm设计结构尺寸时应注意以下细节：、处于轴承孔中的轴长度比轴承宽度大 1，这样可以避免轴端部倒角减少其与轴承内孔的接触长度。、处于带轮孔中的轴长度比带轮
29、宽度小 1，这样便于用轴端挡圈使带轮轴向定位和夹紧。、处于齿轮安装孔中的轴长度比齿轮宽度小 1，其目的是使左边套筒能紧紧顶住齿轮左端面，使齿轮轴向定位和固定。具体结构见下页的高速轴的结构示意图：高速轴的各段结构尺寸表（单位：mm） 段号轴颈段名轴颈直径代号轴颈直径尺寸轴颈长度代号轴颈长度尺寸相关零件配合部位配合部位结构尺寸 带轮安装段 d1 22 L1 63 带轮宽度64 润滑密封段 d2 26 L2 45.5 密封宽度12 左轴承安装段d3 35 L3 18 轴承宽B17 左轴承右肩段d4 41 L4 19 齿轮宽度段 d5 82 L5 85 齿轮宽 85段d4=41mmL4=19mm齿轮宽
30、度段d5=82mm L5=85mm右轴承左轴肩段d6=41mm L6=19mm右轴承安装段d7=35 mm L7=18 mm两支承点距离LAB=100mm齿轮中心距支承距离LCA=LCB=50mm带轮中线距 B点距离在结构示意图中两支承点取轴承宽度的中点值，皮带轮对轴的施力点取带轮宽度的中点值，齿轮对轴的施力点取齿轮宽度的中点值。为了计算方便，支承点间，或施力点到支承点的距离应尽量取整数。本方案中两支承点距离 LAB=140mm，齿轮中心距两支承距离 LCA=LCB=70mm,皮带轮中心距 B 支承 LDB=86.5mm具体情况见下页高速轴受力示意图：高速轴受力示意图：高速轴受力及弯矩合成情况
31、见下图：度 右轴承左肩段d6 41 L6 19 右轴承安装段d7 35 L7 18 轴承宽B17LDB=85mm(3)、轴受力情况计算已知小齿轮分度圆直径 d1=80mm已知轴 II 上的扭矩 T2=63387.3Nmm圆周力：Ft根据课本 P168（11-1 ）式得：圆周力:Ft=2T2/d1=263387.3/80=1625.3N求径向力 Fr根据课本 P127（6-35 ）式得：径向力:Fr=Fttan=2304tan20=591.6N因为该轴上两轴承与齿轮对称安装，所以：LA=LB=70mmA、轴受力示意图（如上页图 a）B、绘制轴受力简图（如上页图 b）轴承作为支承点其上作用的支反力
32、可分解为水平和垂直两部分：其中A、齿轮受力作用在支承点上的支反力为：水平支反力:FAy 齿 = FtLBC/ LAB =1625.370/140=813N； FBy 齿 = Ft- FAy=813N；以上情况是由齿轮上圆周力作用于两个支承点产生的水平支反力。垂直支反力为：FAz 齿 = Fr LBC/ LAB =591.670/140=296N；FBZ 齿 = Fr- FAZ=838.59-419.30=296N；B、皮带拉力在支点产生的支反力为：齿轮圆周力Ft =1625.3N齿轮径向力Fr=591.6N水平支反力FAy 齿 =FBy齿=813N垂直支反力FAz 齿=FBz 齿=296N皮带
33、力支反力FA 带=691.6NFB 带=1817.4N垂直面弯矩MC1=20.72Nm水平面弯矩 Mc2=56.91N.m合成弯矩MC 合1=60.56Nm皮带拉力弯矩MB3=96.82Nm MC3=48.41Nm合成弯矩MC 合 2 = 108.97NmMB 合2=96.82NmFAY 带=FDLBD/ LAB =1125.886/140=691.6NFBY 带= FD + FA 带=1125.8+691.6=1817.4N(4)、绘制垂直面内轴受齿轮力弯矩图（如上页图 c）由两边对称，知截面 C 的弯矩也对称。截面 C 在水平面弯矩为MC1=FAz 齿 L/2=296140/2=20720
34、N.mm=20.72N.m（5） 、绘制水平面内轴受齿轮力弯矩图（如上页图 d）截面 C 在垂直面弯矩亦对称，为:Mc2=FAy 齿 L/2=813140/2=56910N.m=56.91N.m(6)、绘制轴受齿轮力的合成弯矩图（如上页图 e）MC 合 1=(MC12+MC22)1/2=(20.72+56.91)1/2=60.56Nm（7） 、绘制 FD 皮带拉力产生弯矩图(如图 f)MB3=FDLBD=1125.886=96818.8Nmm=96.82NmMC3= MB3/2=96.82/2=48.41Nm（8） 、绘制合成弯矩图（如上页图 g）因皮带拉力方向不定，可按皮带拉力产生弯矩与齿轮
35、力产生的合成弯矩处于同一平面的极限情况处理，因而有：MC 合 2=MC3+MC 合 1=48.41+60.56=108.97Nm MB 合 2 = MB3+0=96.82Nm（9） 、绘制扭矩图（如上上页图 h）转矩：T=9550 （P2/n2）103 =95502.36/38363.39=63.39Nm（10)、绘制当量弯矩图（如上上页图 i）由图中可知 C、B 截面的当量弯矩最大，故应计算该截面当量弯矩：转矩产生的扭剪力可按脉动循环变化处理，按 P246 取 =0.6，按 P246 式（ 14-5）截面 C、B 处的当量弯矩：Mec=MC 合 22+(T)21/2=108.972+(0.6
36、63.39)21/2=115.42NmMeB=MB 合 2+(T)21/2=96.822+(0.663.39)21/2=104.02Nm(11)、校核危险截面 C、B 处的强度从合成后的当量弯矩图中可知 B 截面弯矩最大，是危险截面，因此应校核该截面强度。由 P241 表 14-1 求得轴材料及强度： 45 调质 B =640MPa，由 P246 表 14-3 查得：-1b=60MPa 由 P246 式（14-5 ）可知：eB=MeB/0.1d33=104.02103/（0.1353 ）=24.26MPa -1b 而：ec=Mec/0.1d33=115.42103/（0.143.75）=2.0
37、9MPa -1b 更不存在问题。经验算：轴的强度足够。 （注：d3=35mm 为左轴承安装处轴直径）但值得注意的是距离 B 支点左 9mm 的 35、41 轴径变化处，由于应力集中才是危险截面。但由于 eB-C 的应力远小于-1b 所以也无重大问题可言。B、输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用 45#调质钢，硬度（217255HBS）B=640MPa根据课本 P245 页式（14-2） 、表（14-2）及注解的内容取 c=113dc(P3/n3)1/3=113(2.248/112.18)1/3=29.80mm 取 d=32mm（最小轴颈尺寸）扭矩T=63.39Nm当量弯矩Mec =115.4
38、2NmMeB=104.02Nm危险截面 C、B强度校核-1b = 60MPaeB = 24.26MPaec =2.09MPaeB -1beC -1b输出轴初取轴径d=32mm联轴器安装段d1=32mm L1=80mm右轴承、密封段d2=40mm L2=65mm右轴承轴肩段d3=46mm L3=15mm齿轮右轴肩段d4=52mm L4=6mm齿轮安装段d5=46mm L5=79mm低速度轴各部结构尺寸表注：表中轴承段号在结构示意图中由右向左排列。2、轴的结构设计（1）轴的零件定位，固定和装配单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左端面用轴肩定位，右端面用套筒轴向定位，周
39、向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。详细情况见上页低速度轴的结构的示意图（2）确定轴的各段直径和长度初选 6208 型深沟球轴承，其内径为 40mm，外径为 80mm，宽度为18mm。额定动负荷, Cr 29100 N 。由于结构设计需要，高、低速度轴的支承距离相同。具体尺寸及布置参照高速轴，本页为低速度轴结构示意图：低速度轴的支承、受力位置尺寸见下图：轴颈段号轴颈段名轴颈直径代号轴颈直径尺寸轴颈长度代号轴颈长度尺寸相关零件配合部位配合部位结构尺寸 联轴器安装段 d1 32
40、L1 80 联轴宽度 82 右轴承密封段 d2 40 L2 65 密封宽度 12 右轴承轴肩段 d3 46 L3 15 轴承宽 B 18 齿轮右轴肩段 d4 52 L4 6 套筒左端 D 左外 46 L 左外 16定位套筒 套筒右端 D 右外 52 L 右外 5套筒内径40 齿轮安装段 d5 46 L5 79 齿轮宽度 80 左轴承安装段 d6 40 L6 41 轴承宽 B 18左轴承安装段d6=40mm L6=41mm轴承 6208低速轴结构示意图：（3） 、支承受力及合成当量弯矩及强度校核大齿轮分度圆直径 d2=228mm大齿轮上转矩 T3=175470Nm圆周力 Ft： Ft=2T3/d
41、2=2175470103/228=1539.2N求径向力 Fr 根据课本 P168（11-1a）式得Fr=Fttan=1539.2tan20=560.2N两轴承相对于中间安装的齿轮对称，并且与高速度一样，跨距相等。LA=LB=70mm具体计算如下：大齿轮圆周力Ft=1539.2N大齿轮径向力Fr=560.2N支反力FAY=FBY=769.6NFAZ=FBZ=280.1N 水平面内弯矩MC1=53.87Nm垂直面内弯矩MC2=19.61Nm合成弯矩MC 合 =57.33Nm转矩T=175.5N.m当量弯矩Mec =106.85Nm许用弯曲应力-1b=60MPaA、求解支反力 FAY、FBY 、F
42、AZ、FBZ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、由于两边对称，截面 C 的弯矩也对称在水平面内弯矩为MC1=FAY L/2=769.6140/2=53872Nmm=53.87NmC、截面 C 在垂直面内弯矩为MC2=FAZ L/2=280.1140/2=19607.5N.mm=19.61Nm D、计算合成弯矩MC 合=（MC1 2+MC22）1/2= （53.87 2+19.612）1/2=57.33Nm转矩：T=9.55 （P3/n3）103 =9.552.24/122.18
43、103=175.5NmE、计算当量弯矩：根据课本 P235 得 =0.6Mec =MC2+(T)21/2=57.332+(0.6175.5)21/2=106.85NmF、校核危险截面 C 的强度由 P241 表 14-1 查出：轴的材料及热处理为：45#调质 B =640MPa，由 P246 表 14-3 查出：-1b=60MPa安装齿轮的轴径 d5=46mm,考虑键槽影响 5%,实际 d5=4695%=43.70mm由 P246 式（ 14-5） e= Mec /（0.1d3）=106.8510 3/(0.143.703) = 12.80Mpa因 e -1b此轴强度足够低速度轴的受力及弯矩合
44、成如下图：计算应力e =12.80Mpae -1b强度足够 轴承预计寿命14400h输入轴所选轴承深沟球轴承：七、滚动轴承的选择及校核计算根据条件，轴承寿命不少于 14400 小时考虑本减速器为直齿轮传动，不受轴向载荷因此选用深沟球轴承。国家标准深沟球轴承参数表型号 内径 外径 宽度 动负荷 静负荷 极限转速（油）极限转速（脂）6026 d30 D62 B16 19500N 11300N 11000rpm 13000rpm6027 d35 D72 B17 25700N 15300N 9500rpm 11000rpm6028 d40 D80 B18 29100N 17800N 8500rpm 1
45、0000rpm1、计算输入轴承（1） 、选择轴承因减速器采用直齿圆柱齿轮传动，无轴向载荷，故选择深沟球轴承。型号为 6207 型，内径为 d3=35mm, 装轴承的轴颈倒角为 145，轴承宽度为：b=17mm ，外径为：D=72mm。基本额定动负荷：25500 N。这些参数与前面轴的结构设计基本相符。(2)、求两支承轴承的当量载荷A、齿轮受力作用在支承点上的支反力：6207当量载荷P=2371.9N计算轴承寿命C=100638h（小时）预期寿命足够输出轴所选轴承水平支反力: 的轴承FAy 齿 = FtLBC/ LAB =230450/100=813N； FBy 齿 = Ft- FAy=813N
46、；以上情况是由齿轮上圆周力作用于两个支承点产生的水平支反力。垂直支反力：FAz 齿 = Fr LBC/ LAB =296N；FBZ 齿 = Fr- FAZ=296N；B、皮带拉力在支点产生的支反力：FA 带=FDLBD/ LAB =691.6NFB 带= FD + FA 带=1817.4NC、轴承径向总支反力及当量载荷：FRA=(FAY 齿 2+FAZ 齿 2)1/2+ FA 带= (813 2+2162)1/2+691.6=1246.1NFRB =(FBY 齿 2+FBZ 齿 2)1/2+ FB 带=(813 2+2962)1/2+1817.4=2371.9N因 Fa=0，当量载荷 P=23
47、71.9N(3)、计算轴承寿命由 P279 表 16-9、16-8 得fp=1.2轻微冲击， ft=1工作温度低于 100C， =3-滚动轴承根据课本 P279（16-3 ）寿命计算公式计算：高速轴轴承寿命计算： 601nCfpPt=3=1.2Pf=1tC=25500NP=2371.9Nn=355.6=10063814400601nCfpPt结论：选择正确2、计算输出轴承(1)、选择轴承转速 n=122.18r/min试选 6208 型深沟球轴承，其内径为 40mm，外径为 80mm，宽度为 18mm。额定动负荷,Cr 29100 N 。（2） 、求两支承轴承的当量载荷FRA=(FAY2+FAZ2)1/2=(280.12+769.6)1/2=1049.7N深沟球轴承：6208输出轴当量载荷P=1049.7N计算轴承寿命C=5021988h预期寿命足够 键的许用应力p=110
