带式输送机传动装置课程设计.pdf

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1、一、设计题目带式输送机传动装置课程设计1、传动装置简图；2课程设计任务：已知二级减速器，运输机工作转矩 T/（）为 620N.m，运输带工作速度 s,卷阳筒直径:360mm.工作条件：连续单向运转，工作时有轻微震动，使用期限为 8 年，中等批量生产，两班制工作，运输速度允许误差5。二、电动机的选择1、按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压 380V,Y型。2、计算功率2VT0.9 Pw=Fv/1000=KwD360系统的传动效率 1机构效率符号所以：V 带传动齿轮传动滚动轴承联轴器（一对）卷筒传动总效率=1234551235 其中齿轮为 8 级精度等级油润滑所以 Pd=Pw

2、/kw确定转速23Y132S4电动机P=N=1440601000v6010000.9圏筒工作转速nw=转D3.14360二级减速器的传动比为（调质）所以电动机的转速范围通过比较，选择型号为 Y132S-4 其主要参数如下：电动机额电动机满电动机伸电动机伸出定功率 P载转速 nm出端直径端安装长度144038mm80mm三、传动比的分配及转动校核n11440总的转动比:i=n447.8选择带轮传动比 i1=3，一级齿轮传动比 i2=,二级齿轮传动比 i3=7、由于电动带式运输机属通用机械，故应以电动机的额定功率Pe作为设计功率，用以计算传动装置中各轴的功率。0 轴（电动机）输入功率：P0Pe=1

3、 轴（高速轴）输入功率：P1P01=轴（中间轴）的输入功率：23=轴（低速轴）的输入功率：P2P012223P3P0123=0.980.98轴（滚筒轴）的输入功率:P4P01233245=0.9820.983、各轴输入转矩的计算：0 轴（电动机）的输入转矩：T0955105P0355.5=95510=10Nmmn014401 轴（高速轴）的输入转矩：T1955105P355.061=95510=10Nmmn14802 轴（中间轴）的输入转矩：T2955105P2354.86=95510=10Nmmn2129.733 轴（低速轴）的输入转矩：T3955105P3354.62=95510=10Nm

4、mn344.734 轴（滚筒轴）的输入转矩:T4955105轴编号IIIIIIIVV名称P4354.484=95.510=10Nmmn444.73转速/(r/min)1440480转矩/1010101010555功率/KW电 动 机 转轴高速轴中间轴低速轴卷筒轴45四、三角带的传动设计确定计算功功率Pca1 由课表 8-6 查得工作情况系数KA=，故Pca=KAPe=kw2.选取窄 V 带类型根据Pcano由课图 8-9 确定选用 SPZ 型。3确定带轮基准直径由2表 8-3 和表 8-7 取主动轮基准直径dd1=80 mm根据2式（8-15），从动轮基准直径dd2。dd2=idd1=380=

5、240 mm根据2表 8-7取dd2=250 mm按2式（8-13）验算带的速度主动轮基准直径dd1=80 mm从 动 轮 基准直径V=dd1no80144060100=60100=m/s 25 m/s带的速度合适4确定窄 V 带的基准长度和传动中心距根据（dd1+dd2）a0120主动轮上的包角合适6计算窄 V 带的根数ZPcaZ=(PoPo)KKL由n0=1440 r/mindd1=80 mmi=3查课表 8-5c和课表 8-5d 得P0=kwP0=查课表 8-8 得K=KL=，则Z=包角1161.7V 带的根数Z46.6=(1.600.22)0.950.99取Z=4根。7计算预紧力F0P

6、ca2.5(1)qv2VEK查课表 8-4 得q=Kg/m,故6.62.52F0=500(1)0.0656.29=6.2940.95F0=500 8计算作用在轴上的压轴力FpFp=2ZF0sin12 =24550.3sin =N9.带轮结构设计略。161.72五、齿轮传动的设计高速级齿轮传动的设计选择齿轮精度为 7 级，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.减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为=14初选小齿轮齿数为 2。那么大齿轮齿数为 81。3、由于减速器采用闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度

7、进行设计。设计公式：d1t32KT U 1 ZHZE2.()dUH确定公式中各参数，选 Kt=,ZH=,=,=.=+=由表查得齿宽系数d。1查表得：材料弹性影响系数ZE=MPa2再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限H lim1590MPa，大齿轮得接触疲劳强度极限：H lim2560MPa.由计算公式：N=60nijLh算出循环次数：N1604801（288300）910NN2=1=108i再由 N1,N2 查得接触疲劳寿命系数KHN1=,KHN 2=.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1,失效概率 1。KH1HN1H lim1=590=SKH2HN2H lim2=560=588Mpa

8、SH1H2554.6588=H224、计算小齿轮分度圆直径d1t,由计算公式得：2KT U 1 ZHZE2d1t3.()dUH221.6d1t311.71d1td2 d1i=12计算小齿轮圆周速度：v计算齿宽 b 及模数 m.dn3.14=s601000601000d1b=d1td1 53.87mmd2=mntd1tcoscos14 2.37622齿高:h=2.25mnt=b53.87=h5.346计算纵向重合度：0.318dZ1tan122tan14计算载荷系数 K已知使用系数KA=1已知 Vs7 级齿轮精度，由表查得动载荷系数KV=由表查得：KH的计算公式：KH1.120.18(10.6d

9、2)d20.23103b（1）10再由表查的：KF=,KH KF=公式：K KAKVKHKH=1=再按实际载荷系数校正所算得分度院圆直径：3d1 d1t3K1.78953.873=Kt1.6d1coscos14计算模数：mn=Z1225、再按齿根弯曲强度设计：设计公式：模数M齿宽B2KTYcos2YFYSmn3.dZ12F确定计算参数：计算载荷系数：K KAKVKFKF=1 =根据纵向重合度：，从表查得螺旋角影响系数Y=计算当量齿数：Zv1Z122=cos3cos314Z281=33cos cos 14Zv2由课表 105 查取齿形系数YF1=,YF=查取应力校正系数YS1=，YS2=再由表查

10、得小齿轮弯曲疲劳强度极限：FE1500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限FE2380MPa再由表查得弯曲疲劳系数：KFN1=,KFN2=计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数：S=F1F2计算大，小齿轮的KFN1FE10.85500=S1.35K0.9380=FN2FE2=S1.35YFYS，并加以比较：FYFYS=314.8F1YFYS=253.3F2大齿轮的数值大，选用大齿轮YFYS=F设计计算：2KTYcos2YFYS.mn3dZ12F522 10 0.88cos 14mn30.0155mn对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿面接触强度计算的法面模数，取标准模数m=2

11、mm，既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径d1=来计算齿数：d1cos cos14Z1=2m取z126则Z2 iZ1=976、几何尺寸计算：计算中心距：齿数z126z297中心距a=127 mm螺旋角(Z Z2)m(2697)2a 1126.76mm2cos 2cos14将中心距圆整为：127 mm按圆整后中心距修正螺旋角：arccos(Z1Z2)m(2697)arccos14.42a2127因的值改变不大，故参数,ZH等不必修正。计算大小齿轮分度圆直径：d1Z1m 2=coscos14.4=14.4分度圆直径Z m 2d22=coscos14.4计算齿轮宽

12、度：d1=b dd1=1=取B2=54mm,B1=60mmd2=8、高速级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式法面模数面压力角螺旋角分度圆直径mnnd1d2齿顶圆直径da1=d1+2ha*mn=+212da2=d2+2ha*mn=+22齿根圆直径df1=d12hf*mn=22df2=d22hf*mn=22中心距齿宽a=mn(Z1+Z2)/（2cos）=2(22+81)/（）b2=bb1=b2+(510)mm3、齿轮的结构设计小齿轮由于直径较小，采用齿轮轴结构。大齿轮采用腹板式结构。结果/mm220o齿宽b=B1=60mmB2=54mm,代号轮毂处直径 D1轮毂轴向长 L倒角尺寸 n齿根圆处厚度0结构

13、尺寸计算公式D1=45L=dBn=0=4)mn1275460结果/mm725418腹板最大直径 D0板孔分布圆直径 D2板孔直径 d1腹板厚 CD0=df220D2=(D0+D1)d1=(D0D1)C=2161443518（二）、低速齿轮机构设计1、已知n3min2、选择齿轮精度为 7 级，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.减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为=14初选小齿轮齿数为 28。那么大齿轮齿数为81。3、由于减速器采用闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。设计公式：d3t32

14、KTU1 ZHZE2.()dUH确定公式中各参数，选 Kt=,ZH=,=,=12=+=选齿宽系数d。1查表得：材料弹性影响系数ZE=MPa2再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限H lim1590MPa，大齿轮得接触疲劳强度极限：H lim2560MPa.由计算公式：N=60nijLh算出循环次数：N3601（288300）910NN43=1109i再由 N1,N2 查得接触疲劳寿命系数KHN1=,KHN 2=.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1,失效概率 1。KH1HN1H lim1=590=531MpaSKH2HN2H lim2=560=532MpaSH1H2531532=H224

15、、计算小齿轮分度圆直径d3t,由计算公式得：2KT U 1 ZHZE2d3t3.()dUH221.6 d3t311.713d3tdn3.14计算小齿轮圆周速度：v=s601000601000计算齿宽 b 及模数 m.b=d3td1 87.86mmmntd1tcos cos14 3.04mm28齿高:h=2.25mnt=d3t=b=m=h=b87.86=h6.85计算纵向重合度：0.318dZ1tan128tan14计算载荷系数 K已知使用系数KA=1已知 Vs，7 级齿轮精度，由表查得动载荷系数KV=由表查得：KH的计算公式：KH1.120.18(10.6d2)d20.23103b（1）10再

16、由课表 103 查的：KF=,KH KF=公式：K KAKVKHKH=1=再按实际载荷系数校正所算得分度圆直径：3d3 d3t3K1.765=87.863Kt1.6d3coscos14计算模数：mn=Z3285、再按齿根弯曲强度设计：设计公式：2KTYcos2YFYSmn3.2dZ1F确定计算参数：计算载荷系数：K KAKVKFKF=1 =根据纵向重合度：，从课图 1028 查得螺旋角影响系数Y=计算当量齿数：Zv3Z128=cos3cos314Z281=33cos cos 14Zv4再由课表 105 查取齿形系数YF1=,YF=查取应力校正系数YS1=，YS2=计算大，小齿轮的YFYS，并加

17、以比较：FYFYS2.5051.63=531F1YFYS2.21.781=532F2小齿轮的数值大，选用小齿轮设计计算：YFYS=F2KTYcos2YFYS.mn3dZ12F522 10 0.880cos 14mn30.00769mnmm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿面接触强度计算的法面模数，取标准模数m=2mm，既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径d3=来计算齿数：d3cos cos14Z3=2m取Z344得Z4 iZ31276、几何尺寸计算：计算中心距：a(Z3 Z4)m(44127)177.3mm2cos2cos14将中心距

18、圆整为：177mm按圆整后中心距修正螺旋角：arccosZ344(Z3 Z4)m(44127)arccos13.72a2Z4=127中心距a=螺旋角因的值改变不大，故参数,ZH等不必修正。计算大小齿轮分度圆直径：d3Z3m=coscos13.7Z4m=coscos13.7d4计算齿轮宽度：=13.7分度圆直径b dd3=1=取B2=90mm,B1=95mm7、低数级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式d3=结果/mmd4=220o面基数 mn面压力角 n螺旋角mmB2=90mm,B1=95mm分度圆直径 d3d4齿顶圆直径 da1=d1+2ha*mn=+212da2=d2+2ha mn=+212齿根

19、圆直径 df1=d12hf*mn=22df2=d22hf*mn=22中心距齿宽a=mn(Z1+Z2)/2cosb2=bb1=b2+(510)mm*1779095六、轴的设计六、轴的设计（一）、高速轴的设计高速轴的设计1、轴的材料与齿轮 1 的材料相同为 40Cr调质。2、按切应力估算轴径由表 153 查得，取 A0=106轴伸出段直径1/31/3d1A0(p1/n1)=106480)=取 d1=32mm3、轴的结构设计1)、划分轴段轴伸段 d1；过密封圆处轴段d2；轴颈 d3,d7；轴承安装定位轴段d4,d6;齿轮轴段。2)、确定各轴段的直径由于轴伸直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性，

20、其它阶梯轴段直径应尽可能从较小值增加，因此，取 d2=34mm，选择滚动轴承 30207，轴颈直径 d3=d7=35mm。齿轮段尺寸。分度圆直径 d=da=df=3)、定各轴段的轴向长度。由中间轴的设计知 轴长 L+L伸出伸出端的长度由带轮厚度确定L伸出（2）d,取L伸出64mm选取d2轴向长度为 20Ld2（20其余长度根据中间轴各段长度确定30）40Cr调质轴承选302074、按许用弯曲应力校核轴。(1)、轴上力的作用点及支点跨距的确定。AC=57mm CD=170mm AB=227mm(2)、绘轴的受力图。(3)、计算轴上的作用力：3Ft1=2T1/d1=210/54=oFr1=Ft1t

21、ann/cos1=tan20/=1401NF1=Ft1tan1=957N(4)、计算支反力绕支点 B 的力矩和MBZ=0，得RAZ=Fr1170+Fa1d1/2227 =(140170+95727)227 =1163N同理：MAZ=0,得RBZ=Fr157-Fa1d3/2227=(140157-97527)227 =238N校核：Z=RAZFr1+RBZ=238+1163-1401=0计算无误同样，由绕支点 B 的力矩和MBy=0，得RAY=170/227=2792由MAy=0，得RBY=5/227=936N校核：Z=RAY+RBYFt1=936+2792-3728=0计算无误(5)、转矩，绘

22、弯矩图垂直平面内的弯矩图。Fa1A（Fr1CRbzBb)RazC 处弯矩：MCZ 左=RAZ57=66291NmmMCZ 右=RBZ170=40460NmmMCY=RAY57=279257=159144Nmm(6)、合成弯矩221/2221/2MC 左=(MCZ 左+MCY)=(66291+40460)=77663Nmm221/2221/2MC 右=(MCZ 右+MCY)=(40460+159144)=164207Nmm(7)、转矩及转矩图。T2=100670Nmm(8)、计算当量弯矩应力按正系数=-1b/0b=55/95=T2=100670=58389NmmC 处：MC 左=MC 左=159

23、144221/2221/2MC 右=MC 右+(T2)=(164207+159144)=174279Nmm(9)、校核轴径。1/31/3C 剖面：dC=(MC 右/-1b)=(174279/55)=31mm43mm强度足够。(10)、轴的细部结构设计由表 61 查出键槽尺寸：bh=149(t=，r=；由表 62 查出键长：L=45；Fa1A（CBRbzb)RazA(c)RbyCBRby(d)（二）（二）、中间轴的设计、中间轴的设计1、选择轴的材料。因中间轴是齿轮轴，应与齿轮3 的材料一致，故材料为 45 钢调质。由表 151 查得：硬度 217255HBS0b=95MPa-1b=55MPa抗拉

24、强度极限：=640MPa屈服强度极限：s=355MPa弯曲疲劳极限：b-1=275MPa剪切疲劳极限：-1=155MPa许用弯曲应力：b-1=60MPa2、轴的初步估算根据表 153，取 A0=11245 钢调质dA034.86p2=1123=129.73n2考虑该处轴径应当大于高速级轴颈处直径，取D1=dmin=40mm3、轴的结构设计（1）、各轴段直径的确定。初选滚动轴承，代号为 30208.轴颈直径 d1=d5=dmin=40mm.齿轮 2 处轴头直径 d2=45mm齿轮 2 定位轴角厚度。hmin=d，取 hmin=5mm 该处直径 d2=54mm齿轮 3 的直径：d3=,da3=,d

25、f3=由轴承表 511 查出轴承的安装尺寸 d4=49mm(2)、各轴段轴向长度的确定。轴承宽度 B=,两齿轮端面间的距离4=10mm其余的如图4、按许用弯曲应力校核轴。(1)、轴上力的作用点及支点跨距的确定。AC=57mm CD=88mm CB=72mm AD=217mm(2)、绘轴的受力图。选滚动轴承30208(3)、计算轴上的作用力：3齿轮 2：Ft2=2T2/d2=210/=oFr2=Ft2tann/cos2=tan20/=1342NF2=Ft2tan2=3571=917N3齿轮 3：Ft3=2T3/d3=210/=7899NoFr3=Ft3tann/cos3=7899tan20/=2

26、959N F3=Ft3tan3=7899=1926N(4)、计算支反力绕支点 B 的力矩和MBZ=0，得RAZ=Fr2(88+72)+Fa2d2/2+Fa3d3/2Fr372217 =(1342160+917+19262959)217 =833N同理：MAZ=0,得RBZ=Fr3(57+88)+Fa3d3/2+Fa2d2/2Fr257217=(2959165+917+192657)217 =2450N校核：Z=RAZ+Fr3Fr2RBZ=833+2959-1342-2450=0计算无误同样，由绕支点 B 的力矩和MBy=0，得RAY=(3571160+789972)/217=5449N由MAy

27、=0，得RBY=（357157+7899145）/217=6021校核：Z=RAY+RBYFt3Ft2=5449+602=0计算无误(5)、转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图。Fa2A（Fr2BFr3CFa3DRbzb)RazMcz右Mcz左左C 处弯矩：MCZ 左=RAZ57=83357=43316NmmMCZ 右=RAZ57Fa2d2/2=83357917=-48522NmmD 处弯矩：MDZ 左=RBZ72+Fa3d3/2=245072+1926=263609NmmMDZ 右=RBZ72=176400水平面弯矩图。A(c)Ft2BFt3Mcy右MdzMdzCMdyMCY=RAY57=544

28、957=283348NmmMDY=RBy72=6021Nmm(6)、合成弯矩处：MC 左=(MCZ 左+MCY)=(43316+283348)=286640Nmm221/2221/2MC 右=(MCZ 右+MCY)=(48522+283348)=287473NmmD 处：221/2221/2MD 左=(MDZ 左+MDY)=(263609+433512)=507368Nmm221/2221/2MD 右=(M+MDY)=(176400+433512)=468027Nmm(7)、转矩及转矩图。T2=533660Nmm(8)、计算当量弯矩应力按正系数=-1b/0b=55/95=T2=533660=3

29、09523NmmC 处：MC 左=MC 左=286640221/2221/2MC 右=MC 右+(T2)=(287473+309523)=422428NmmD 处：221/2221/2MD 左=MD 左+(T2)=(507368+309523)=588346Nmm2MD 右=MD 右=468027Nmm(9)、校核轴径。1/31/3C 剖面：dC=(MC 右/-1b)=(422428/55)=45mm强度足够。1/31/3D 剖面：dD=(MD 右/-1b)=(588346/55)=(齿根圆直径)强度足够。(10)、轴的细部结构设计由表 61 查出键槽尺寸：bh=149(t=，r=；由表 62

30、 查出键长：L=45；221/2221/2MdzMdzMczMczFt2Ft3BCAD(c)Rb3MdyMcyMdMdMcMc(d)TaTe)(11)中间轴的精确校核：对照轴的晚矩图和结构图，从强度和应力集中分析，G 都是危险段面，但是由于，还受到扭矩作用，再由II 断面的弯矩要大于 I 处，所以现在就对 II 处进行校核。=640MPa,355MPa轴的材料为 45 钢，调质处理，由手册查得：。bs由手册查得：=275MPa,155MPa-1-10=450MPa,0 288MPa2-1-02 275450 0.2304502-1-02 180288r 0.25右左左左（0右288左右右d3b

31、t(d t)3.14 47316 6(47 6)2WI8470.87mm3322d322 47抗扭断面系数：d3bt(d t)3.14 47316 6(47 6)2W18658.5mm3I162d162 47MB左3.72 105弯曲应力幅：43.92MPaaWI8470.87弯曲平均应力m 0T3.5766 105扭转切应力幅：10MPaa2W2 18658.5I 10MPa平均切应力：maa键槽所引起的有效应力集中系数K1,K1.5=0.80,0.83.再由手册查得，表面状态系数=，尺寸系数rK11.360.92 0.8剪切配合零件的综合影响系数(K)D 2.52，取(K)D 2.52进行

32、计算：K1.51.960.92 0.83剪 切 配 合 零 件 的 综 合 影 响 系 数(K)D 0.40.6(K)D1.91，取(K)D1.91进行计算，108107，所以取寿命系数KN1由齿轮计算循环次数4.38KN11 275 3.05S(K)Da2.52 35.740mKN1 180116.67S(K)D 1.9150.25 5a m剖面的安全系数：抗弯断面系数：综合安全系数：SCSSS+S2I2I3.04S1.5所以具有足够的强度。（三）（三）、低速轴的设计、低速轴的设计1、轴的材料与齿轮 4 的材料相同为 45 钢调质。2、按切应力计算轴径。由表 153 查得，取 A0=112轴

33、伸出段直径1/31/3d1A0(p3/n3)=112=考虑与卷筒轴半联轴器相匹配的孔径标准尺寸的选用，取 d1=50mm,则轴孔长度 L1=84mm3、轴的结构设计1)、划分轴段 d1;过密封圆处轴段 d2;轴颈 d3,d8;轴承安装定位轴段 d4；轴身d5,d7；轴头 d6。2)、确定各轴段直径。取 d2=52mm选择滚动轴承 30211，轴颈直径 d3=d8=55mm.，轴承宽4、按许用弯曲应力校核轴。(1)、轴上力的作用点及支点跨距的确定。AC=67mm CB=141mm AB=208mm(2)、绘轴的受力图。45 钢调质选择滚动轴承30211(3)、计算轴上的作用力：Ft4=2T4/d

34、4=2986380/=7488NoFr4=Ft4tann/cos4=tan20/=2805NF4=Ft4tan4=7488=684N(4)、计算支反力绕支点 B 的力矩和MBZ=0，得RAZ=Fr4141+Fa4d4/2208 =2335N同理：MAZ=0,得RBZ=Fr467-Fa4d4/2208 =470N校核：Z=RAZFr1+RBZ=4708+2335-2805=0计算无误同样，由绕支点 B 的力矩和MBy=0，得RAY=7488141/2208=5076由MAy=0，得RBY=748867/208=2412N校核：Z=RAY+RBYFt1=2412+5076-7488=0计算无误(5

35、)、转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图。Fa1A（Fr1CRbzBb)RazC 处弯矩：MCZ 左=RAZ67=156445NmmMCZ 右=RBZ141=340374NmmMCY=RAY67=340092Nmm(6)、合成弯矩221/2221/2MC 左=(MCZ 左+MCY)=(156465+340374)=374614Nmm221/221/2MC 右=(MCZ 右+MCY)=(340374+340072)=481162Nmm(7)、转矩及转矩图。T2=986380Nmm(8)、计算当量弯矩应力按正系数=-1b/0b=55/95=T2=986380=572100NmmC 处：MC 左=MC

36、左=374614221/2221/2MC 右=MC 右+(T2)=(572100+376414)=684826Nmm(9)、校核轴径。1/31/3C 剖面：dC=(MC 右/-1b)=(684826/55)=50mm62mm强度足够。(10)、轴的细部结构设计由表 61 查出键槽尺寸：bh=1811由表 62 查出键长：L=70；Fa1A（CBRbzb)RazA(c)RbyCBRby(d)七、滚动轴承的校核计算（一）中间滚动轴承的校核计算选用的轴承型号为 30208 由表 916 查得 Cr=kN,C0r=e=1、作用在轴承上的负荷。1)、径向负荷221/2221/2A 处轴承 FR=(RAZ

37、+RAY)=(833+5449)=5512N221/2221/2B 处轴承 FR=(RBZ+RBY)=(2450+6021)=6500N2)、轴向负荷3)、轴承受力简图。S1Fr1FaS2FrII外部轴向力 FA=Fa3Fa2=1926917=1009N从最不利受力情况考虑 FA指向 B 处轴承，如上图所示。轴承内作轴向力 S=Fr=5512=2039NS=Fr=6500=2405N因 FA+S=1009+2039=30482405=S轴承被压紧，为紧端，故Fa=S=2039NFa=FA+S=3048N2、计算当量功负荷。轴承，Fa/Cor=2039/42800=查课表 13-5，=Fa/Fr

38、=2039/5512=,X1=1Y1=0动载荷系数 fp=当量动载荷 pr=fp(X1Fr+Y1Fa)=5512=6063N轴承：Fa/Cor=3048/42800=Fa/Fr=3048/6500=，X2=，Y2=当量功载荷Pr=fa(X2Fr+Y2Fa)=6500+3048)=7371N3、验算轴承寿命因 PrPr,故只需验算轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为：830016=38400h轴承实际寿命3Lh10=16670/n2(Cr/Pr)=16670/(59800/7371)=128554h38400具有足够使用寿命。4、轴承静负荷计算经计算，满足要求；计算过程略。经校核，高、低轴的轴承

39、均满足要求八、平键联接的选用和计算八、平键联接的选用和计算1、中间轴与齿轮的键联接运用及计算。由前面轴的设计已知本处轴径为：d2=45由表 61 选择键 14950键的接触长度 L=d2b=5014=36,接触度 h=h/2=9/2=4.5mm由机械设计表 62 查出键静联接的挤压作用应力p=120MPa3p=2T2/d2lh=(210)/(4536=98MPaP键联接强度足够2、低速轴与齿轮 4 的键联接选用及计算。由前面轴的设计已知本处轴径为：d4=62由表 61 选择键 181170键的接触长度 L=d2b=7018=52,接触度 h=h/2=11/2=由机械设计表 62 查出键静联接的

40、挤压作用应力p=120MPa3p=2T2/d2lh=(210)/(6252=111MPaP键联接强度足够九联轴器的选择计算九联轴器的选择计算由于低速级的转矩较大，故选用弹性柱销联轴器，型号为HL5计算转矩：TcaKT3=转速 n=d=50所以由表可知：强度和转速均满足要求十、箱体及其附件的设计选择十、箱体及其附件的设计选择 1、零部件名称箱座壁厚箱盖壁厚箱盖凸缘厚度箱座凸缘厚度符号件速器的尺寸关系1b1b1883013地脚螺钉直径地脚螺钉数量dfnM206M6轴承 旁联结螺栓直d1径盖与 座联接螺栓直d2径联接螺栓 d2 的间距L轴承端盖螺钉直径检查孔盖螺钉直径定位销直径3、油标尺的尺寸设计如图由表 721，选取为 M12d 的。D=20 b=6 h=28 d2=12 a=10 D1=16 d1=4M14125200M8M88d3d4d参考文献：1、没有注明的为机械设计课程设计书。2、机械设计教材。3、机械原理教材。