带式运输机上的传动装置机械设计课程设计大学论文.doc

机械设计减速器设计说明书 系 别： 专 业： 学生姓名： 学 号： 指导教师： 职 称：目 录第一部分 拟定传动方案.4第二部分电机动机的选择传动比的分配.5 2.1 电动机的选择.5 2.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比.6第三部运动和动力分析.第四部分 齿轮设计计算.13 4.1 高速级齿轮传动的设计计算.134.2 低速级齿轮传动的设计计算.第五部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计.25 5.1 输入轴的设计.25 5.2 中间轴的设计.305.3 输出轴的设计.35第六部分 齿轮的结构设计及键的计算.41 6.1输入轴齿轮的结构设计及键选择与校核.41 6.2 中间轴齿轮的结构设计及键选择与校核.41 6.3 输出轴齿轮的结构设计及键选择与校核.41第七部分 轴承的选择及校核计算.42 7.3 输出轴的轴承计算与校核.43设计小结.49参考文献.50第一部分 拟定传动方案1.1初始数据1.工作要求；设计一带式运输机上的传动装置，工作中有轻微振动，经常满载工作，空载启动，单向运转，单班制工作（每天8小时）运输带运输带容许误差为5%。减速器为小批量生产，使用年限为5年。2.工况数据：F=2000N D=300mm V=1m/s1.2. 传动方案特点1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有一定的刚度。3.确定传动方案：考虑到电机转速较高采用二级直齿圆柱齿轮减速器，。备选方案方案一：对场地空间有较大要求，操作较为便捷方案二：对场地要求较小，操作不便1.3方案分析方案一的场地空间有着较大要求，操作较为便捷。方案二对场地要求较小，但操作不便。由设计要求可知场地不收限制，故选择方案一。第二部分 电动机的选择及传动比的分配2.1电机的选择1.带轮的转速：2.工作机的功率3. 计算传动装置总效率电机功率：4. 电机的选择查电机类型适用Y型电机，同步转速为1000/min，满载转速为940r/min，功率为2.2kw的电机型号为Y112M-6.2.2传动比的分配1. 总传动比的计算:轴号功率P/KW转矩T/N·m转速传动比i效率电机轴 2.2 21.01 1000高速轴 2.16 20.65 1000 1 0.903中间轴 2.07 66.41 298.5 3.35 0.96低速轴 1.99 299 63.65 4.69 0.96工作轴 1.96 299 63.65 1 0.9832. 传动比的分配结合课程设计指导书推荐公式：，此处取1.4计算，可算得，符合齿轮单级传动比的规定。 第三部分 运动及动力分析经计算可得各轴的速度与受力： 第四部分 齿轮传动的设计4.1 高速级齿轮传动的设计计算1.齿面接触疲劳强度计算初选齿数：小齿轮数z1=19大齿数z2=19×3.35=63.65取64压力角a = 20°初选螺旋角=14°按齿面接触疲劳强度计算:试选载荷系数KHt =1.3计算小齿轮传递的转矩T1 =20.65N·m选取齿宽系数d = 1;由图查取区域系数ZH =2.433;传动比u=2.433切向压力角t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20°/cos140°)=20.562°aa1 = arccosz1cosa/(z1+2ha*) = arccos19×cos20.562°/(19+2×1×cos14°)=31.84°aa2 = arccosz2cosa/(z2+2ha*) = arccos64×cos20.562°/(64+2×1×cos14°)=24.668°端面重合度ea = z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)/2=1.60069切面重合度e=dZ1tan/=1.5079重合度系数Ze =0.732;Z=查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 1.03、KHN2 = 1.1小齿轮应力循环次数N1= 60nkth =60×1000×1×300×5×8=7.2×108大齿轮应力循环次数N2 =N1/u =7.2×108/3.35=2.149×108sH1 = =618MPa;sH2 = =605MPa取sH1和sH2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即sH = sH2 =605Mpa试算小齿轮分度圆直径= =59.55mm调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v = =3.118m/s;齿宽b = =59.55mm计算实际载荷系数KH由表查得使用系数KA =1.25;根据v=3.118m/s;7级精度由图查得动载系数KV =1.12齿轮的圆周力Ft1 = 2T1/d1t =693.53N；KAFt1/b =1.25×693.53/59.55=14.56查表得齿间载荷分配系数KHa =1.4；KHb =1.42KH = KAKVKHaKHb =1.25×1.12×1.4×1.42=2.783可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1 = =59.55×=76.749mm及相应的齿轮模数m = d1cos/z1 =3.919mm2.齿面弯曲疲劳应力校核按齿轮弯曲疲劳强度设计KFt=1.3；b=arctan(tancost)=13.14°v=/cos2b=1.688;Y=0.25+0.75/v=0.694Y=1-=0.824;Y=0.25+0.75/ea=0.07185由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1 =2.84 YFa2 =2.25YSa1 =1.55 YSa2 =1.76计算Zv1=z1/cos3=20.8同理Zv2=70.06查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPaKFN1=0.85;KFN2=0.88取安全系数S=1.4，得sF1 = = 303.57 MPasF2 = =238.86MPa=0.0145;=0.0166取=0.0166试算模数mt计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v = =1.204m/s;d1=m1z1=22.99mm齿宽b = =22.99mm宽高比h=(2ha*+c*)mt=2.7225;b/h=22.99/2.7225=8.44计算实际载荷系数KF根据v=1.204m/s 7级精度查表Kv=1.08由Ft1=2T1/d1=2×20.65/22.99=1.796×103NKAFt1/b=1.25×1.796×103/22.99=97.65N/mm100N/mm查表得KF=1.4由差值法KH=1.372结合b/h=8.44查表得KF=1.26；KF = KAKvKFaKFb =1.25×1.08×1.4×1.26=2.381按实际载荷算得齿轮模数m=取标准值m=2mm按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=76.749mm算得小齿轮齿数z1=d1cos/m=37.23取z1=37则z2=uz1=3.35×37.23=123.95取z2=124z1和z2互质新传动比i=z2/z1=3.3513.几何尺寸计算计算中心距a = (d1+d2)/2 =165.925mm中心距圆整为165mm修正后螺旋角=arccos大小齿轮分度圆半径d1=;d2=齿宽b=dd1=75.84mm取b2=76mm;b1=80mm调整后强度校核4.齿面接触疲劳强度校核Ft1=2T1/d1=516.25N;KAFt1/b=1.25×516.25/80=8.066<100查10-3表KH=1.39；KH=KAKVKHKH=2.76T1=20.65N·m;d=1;d1=75.84mm;u=3.351;ZH=2.45;ZE=189.8MPaZ=0.64;Z=0.99H=<H齿根弯曲疲劳校核KF=2.4;T1=20.65N·m;YFa1=2.81;YFa2=1.74;Ysa1=1.50Ysa2=2.22;Y=0.715;Y=0.82;=12.64°d=1;m=2mm;z1=37sF1 = =21.29MPa sF1sF2 = =11.26MPa sF2压力角=20°螺旋角=12.64°变位系数x1=x2=0;中心距a=165mm;齿宽b1=65mm;b2=60mm小齿轮选用40Cr(调制),大齿轮选用45钢(调制),7级精度5.齿轮参数总结和计算代号名称高速级小齿轮高速级大齿轮模数m2mm2mm齿数z37124齿宽b6560mm分度圆直径d74mm248mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高ha2mm2mm齿根高hf2.5mm2.5mm全齿高h4.5mm4.5mm齿顶圆直径da78mm252mm齿根圆直径df69mm243mm6.2 低速级齿轮传动的设计计算1. 初选数据斜齿圆柱齿轮传动,压力角=20°选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS初选小齿轮齿数z1=20大齿轮z2=93;u=4.65初选=14°2.齿面接触疲劳强度计算按齿面接触疲劳强度计算:试选载荷系数KHt =1.2;选取齿宽系数d = 1;由图查取区域系数ZH =2.433切向压力角t=arctan(tann/cos)=20.562°aa1 = arccosz1cosa/(z1+2ha*) =31.408°aa2 = arccosz2cosa/(z2+2ha*) =23.486°端面重合度ea = z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)/2=1.629切面重合度e=dZ1tan/=1.587;重合度系数Ze =0.714Z=0.985;T1=66.41×103N·mm查表得材料影响系数ZE=189.8Mpa查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 1.13、KHN2 = 1.18小齿轮应力循环次数N1= 60nkth =2.15×108大齿轮应力循环次数N2 =N1/u =4.6×107sH1 = =452MPa;sH2 = =432.68Mpa取sH1和sH2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即sH=432.68MPa试算小齿轮分度圆直径= 47.81mm调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v = =0.747m/s;齿宽b = =47.81mm计算实际载荷系数KH由表查得使用系数KA =1.25;根据v=0.747m/s;7级精度由图查得动载系数KV =1.03齿轮的圆周力Ft1 = 2T1/d1t =2.79×103;KAFt1/b =72.94<100N·m查表得齿间载荷分配系数KHa =1.4；KHb =1.511KH = KAKVKHaKHb =2.724可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1 = =62.83mm及相应的齿轮模数m = d1cos/z1 =3.05mm3. 按齿轮弯曲疲劳强度设计4. KFt=1.2；b=arctan(tancost)=13.14°v=/cos2b=1.718;Y=0.25+0.75/v=0.687Y=1-=0.815;Y=1-=0.815由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1 =2.75;YFa2 =2.157YSa1 =1.57;YSa2 =1.81计算Zv1=z1/cos3=21.89同理Zv2=101.81查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPaKFN1=0.83;KFN2=0.95取安全系数S=1.4，得sF1 = = 310MPasF2 = =240.67MPa=0.0139;=0.0162取=0.0139试算模数mt计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v = =0.46m/s;d1=m1z1=29.45mm齿宽b = =29.45mm宽高比h=(2ha*+c*)mt=3.125mm;b/h=9.16计算实际载荷系数KF根据v=0.46m/s;7级精度查表Kv=1.02由Ft1=2T1/d1=4.51×103;KAFt1/b=183.769N/mm>100N/mm查表得KF=1.2;查表得KH=1.51结合b/h=9.16由差值法KH=1.4KF = KAKvKFaKFb =2.056按实际载荷算得齿轮模数m=取标准值m=2mm按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=62.83mm算得小齿轮齿数z1=d1cos/m=30.48取z1=31则z2=uz1=146;d2=292mm4.几何尺寸计算计算中心距a = (d1+d2)/2 =182.419mm取180mm修正后螺旋角=arccos大小齿轮分度圆半径d1=;d2=齿宽b=dd1=63.05mm取b2=60;b1=65调整后强度校核齿面接触疲劳强度校核KH=KAKVKHKH=2.587T1=6.41×103N·m;d1=65mm;u=4.709;ZH=2.46;ZE=189.8MPaZ=0.657;Z=0.992H=<H齿根弯曲疲劳校核KF=2.2;T1=66.41×103N·mm;YFa1=2.52;YFa2=2.157Ysa1=1.64;Ysa2=1.83;Y=0.689;Y=0.82sF1 = =137.64MPa sF1sF2 = =76MPa sF25.主要设计结论 齿数z3 = 31、z4 =143 ，模数m = 2mm，压力角a = 20°，中心距a = 187.5 mm，齿宽b3 = 60 mm、b4 = 65mm。6.齿轮参数总结和计算代号名称低速级小齿轮低速级大齿轮模数m2mm2mm齿数z31143齿宽b65mm60mm分度圆直径d62mm286mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高ha2mm2mm齿根高hf2.5mm 2.5mm全齿高h5mm5mm齿顶圆直径da66mm290mm齿根圆直径df58mm282mm第五部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计7.1 高速轴的设计1.轴上的功率P1、转速n1和转矩T1 P1 = 2.16KW n1 = 1000 r/min T1 = 21.01Nm2.求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为:d1 = 74mm 则: Fr = Ft×tana = 558.1×tan20° = 203.1 N 3.初步确定轴的最小直径:先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，取A0 = 112，得：mm4. 联轴器的选择由题设知减速器工作具有轻微振动，故选弹性联轴器补偿两轴相对位移，初步选定弹性柱销联轴器，由公称转矩和轴径选定HL2，公称转矩为315Nm，高速轴直径为20mm，电机轴直径28mm。5. 轴的设计图根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，由联轴器的选择确定输入轴ab段，轴径为20mm，长度为45mm。轴段bc由以下公式确定 联轴器的倒角取为2mm，考虑到密封垫圈的内径，所以取，透盖高66mm，考虑到螺栓的长度此处取。选择型号为7028AC的角接触球轴承，其内径为40mm，宽为18mm，由此确定轴段cd，轴环de段用以轴承的定位，故轴段gh由齿轮与端盖共同决定取，至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）计算出轴承支点的位置选择型号为7028AC的角接触球轴承由图知30tan25º=14mm两轴承之间的距离为L=190mm所以支点之间的距离为S=L-2T=190mm-28mm=164mm2） 计算轴的支反力：N 3） 计算轴的弯矩，并做弯矩图：C左截面在垂直面上的弯矩： C右截面在垂直面上的弯矩： 弯矩图如下： C点的合成弯矩为扭矩图如下：5按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：其中所以=0.49MP<60MP 故设计的轴有足够的强度7.2 中间轴的设计1.求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2 = 2.07KW n2 = 298.51r/min T2 = 299Nm2.求作用在齿轮上的力 已知高速级大齿轮的分度圆直径为：d2 =248 mm 则:Fr1 = Ft1×tana = 3490.5×tan20°= 1269.7 N 已知低速级小齿轮的分度圆直径为：d3 = 87 mm 则:Ft2 = = = 9709.2 NFr2 = Ft2×tana = 9709.2×tan20°= 3531.9 N3.初步确定轴的最小直径 先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，取：A0 = 107，得:dmin = A0× = 107× = 37.8 mm4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d56,因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据dmin = 37.8 mm由轴承产品目录中选取深沟球轴承6208，其尺寸为d×D×T = 40×80×18 mm，故d12 = d56 = 40 mm。 2）取安装大齿轮处的轴段V-VI的直径d45 = 45 mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度B = 56 mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 54 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d45 = 45 mm查表，得R = 1.6 mm，故取h = 4 mm，则轴环处的直径d34 = 53 mm。轴环宽度b1.4h，取l34 = 14.5 mm。 3）左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6208型轴承的定位轴肩高度h = 3.5 mm，因此，取d23 = 45 mm。 4）考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为B = 92 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l23 = 90 mm。 5）取齿轮距箱体内壁之距离 = 16 mm，高速小齿轮和低速小齿轮之间的距离c = 12 mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，已知滚动轴承宽度T = 18 mm，则l12 = T+s+2 = 18+16+8+2 = 44 mml56 = T2T+s+2.5+2 = 18+8+16+2.5+2 = 46.5 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6208深沟球轴承查手册得T = 18 mm 高速大齿轮齿宽中点距右支点距离L1 = (56 - 2)/2 + 46.5-18/2 mm = 64.5 mm 中间轴两齿轮齿宽中点距离L2 = (56/2+14.5+92/2)mm = 88.5 mm 低速小齿轮齿宽中点距左支点距离L3 = (92 - 2)/2+44-18/2)mm = 80 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 5857.9 NFNH2 = = = 7341.8 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = -294.5 NFNV2 = = = -1967.7 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面B、C处的水平弯矩：MH1 = FNH1L1 = 5857.9×64.5 Nmm = 377835 NmmMH2 = FNH2L3 = 7341.8×80 Nmm = 587344 Nmm截面B、C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L1 = -294.5×64.5 Nmm = -18995 NmmMV2 = FNV2L3 = -1967.7×80 Nmm = -157416 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面B、C处的合成弯矩：M1 = = 378312 NmmM2 = = 608073 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面B）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 50 MPas-1 = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：7.3 输出轴的设计1.求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3P3 = 4.76 KW n3 = 33.98 r/min T3 = 1338.42 Nm2.求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为:d4 = 288 mm 则:Ft = = = 9294.6 NFr = Ft×tana = 9294.6×tan20°= 3381.1 N3.初步确定轴的最小直径 先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，取:A0 = 112，于是得dmin = A0× = 112× = 58.2 mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca = KAT3，查表，考虑转矩变化很小，故取KA = 1.3，则:Tca = KAT3 = 1.3×1338.42 = 1739.9 Nm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 4323-2002或手册，选用LT10型联轴器。半联轴器的孔径为63 mm故取d12 = 63 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为107 mm。4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23 = 68 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 73 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 107 mm，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I-II段的长度应比L略短一些，现取l12 = 105 mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 68 mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6214，其尺寸为d×D×T = 70mm×125mm×24mm，故d34 = d78 = 70 mm，取挡油环的宽度为15，则l34 = 24+15 = 39 mm 左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6214型轴承的定位轴肩高度h = 4.5 mm，因此，取d45 = 79 mm。 3）取安装齿轮处的轴段VI-VII段的直径d67 = 75 mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知低速大齿轮轮毂的宽度为B = 87 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l67 = 85 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d67 = 75 mm查表，得R = 2 mm，故取h = 6 mm，则轴环处的直径d56 = 87 mm。轴环宽度b1.4h，取l56 = 12 mm。 4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离，取l23 = 50 mm。 5）取齿轮距箱体内壁之距离 = 16 mm，低速小齿轮和高速小齿轮之间的距离c = 12 mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，已知滚动轴承的宽度T = 24 mm高速大齿轮轮毂宽度B2 = 56 mm，则l45 = B2+c+5+2.5+s-l56-15 = 56+12+5+2.5+16+8-12-15 = 72.5 mml78 = T+s+2.5+2 = 24+8+16+2.5+2 = 52.5 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6214深沟球轴承查手册得T= 24 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (87/2+12+72.5+39-24/2)mm = 155 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (87/2-2+52.5-24/2)mm = 82 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 3215.9 NFNH2 = = = 6078.7 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 1169.8 NFNV2 = = = 2211.3 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 3215.9×155 Nmm = 498464 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV = FNV1L2 = 1169.8×155 Nmm = 181319 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M = = 530418 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 16.3 MPas-1 = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：第六部分 齿轮的结构设计和键的选择及校核6.1 齿轮1的结构设计与轴键选择 由机械设计教材知可以做成实心齿轮该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 12mm×8mm×56mm，接触长度:l' = 40-8 = 32 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×7×32×26×120/1000 = 174.7 NmTT1，故键满足强度要求。2. 齿轮2的结构设计与轴键选择 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 14mm×9mm×50mm，接触长度:l' = 50-14 = 36 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×9×36×45×120/1000 = 437.4 NmTT2，故键满足强度要求。2）中间轴与低速小齿轮处键 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 14mm×9mm×80mm，接触长度:l' = 80-14 = 66 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×9×66×45×120/1000 = 801.9 NmTT2，故键满足强度要求。8.3 输出轴键选择与校核1）输出轴与低速大齿轮处的键 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 20mm×12mm×80mm，接触长度:l' = 80-20 = 60 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×12×60×75×120/1000 = 1620 NmTT3，故键满足强度要求。2）输出轴与联轴器处键 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 18mm×11mm×100mm，接触长度:l' = 100-18 = 82 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×11×82×63×120/1000 = 1704.8 NmTT3，故键满足强度要求。第七部分 轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：Lh = 8×300 = 2400 h9.1 输入轴的轴承计算与校核1）初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×1335+0× = 1335 N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 1335× = 14872 N3）选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:6207轴承，Cr = 25.5 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 2.42×105Lh所以轴承预期寿命足够。9.2 中间轴的轴承计算与校核1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×3531.9+0× = 3531.9 N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 3531.9× = 24233 N3）选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:6208轴承，Cr = 29.5 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 8.66×104Lh所以轴承预期寿命足够。9.3 输出轴的轴承计算与校核查手册可知，角接处球轴承7028AC的基本额定动载荷C=35.2KN。已知Fa=0.39kN,Ft=2.1kN,Fr=0.78kN1） 受力分析，求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2.由受力分析可知：Fr2v=Ft1H=Ft2H=Fr1=Fr1=Fr2=2) 1）初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×3381.1+0× = 3381.1 N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:10-。C = P = 3381.1× = 15581 N3）选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:6214轴承，Cr = 60.8 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 2.85×106Lh所以轴承预期寿命足够。第十部分 联轴器的选择1.载荷计算公称转矩：