带式输送机二级直齿圆柱齿轮减速器范文

1、机械设计机械设计课程设计课程设计说说 明明 书书题题 目目 名名 称：称： 带式输送机二级直齿圆柱齿轮减速器带式输送机二级直齿圆柱齿轮减速器 学学 院：院：机电工程学院机电工程学院 专专 业：业：机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化 学学 生生 姓姓 名：名： 王培芹王培芹 班班 级：级：20112011 级本科三班级本科三班 学号学号 11011117841101111784 - 1 -指指 导导 教教 师：师： 杜希元杜希元 评评 定定 成成 绩：绩： 目目 录录设计任务书：.3一一 电动机的选择及运动参数的计算电动机的选择及运动参数的计算.411 电动机的选择.412 计算传动装

2、置的总传动比和分配各级传动比.513 计算传动装置的运动和动力参数.5二二 直直齿圆柱齿轮的设计齿圆柱齿轮的设计.72. 1 高速级齿轮设计.72. 2 低速级齿轮设计.10三三 轴的设计各轴轴径计算轴的设计各轴轴径计算.143. 1 高速轴 I I 的设计.1532 中间轴 IIII 的设计.1832 低速轴 IIIIII 的设计及计算.20四四 滚动轴承的滚动轴承的选择及选择及计算计算.29- 2 -4. 1 低速轴 IIIIII 上轴承的计算.29五五 键联接的选择及计算键联接的选择及计算.3051 低速轴 IIIIII 上键和联轴器的设计计算.3052 中间轴 II 上键的设计计算.3

3、153 高速轴 I 上键和联轴器的设计计算.33六六 减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选择减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选择.336. 1 齿轮的润滑方式及润滑剂的选择.336. 2 滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择.346. 3 密封方式的选择.35七七 减速器箱体及附件的设计减速器箱体及附件的设计.357. 1 箱体设计.3572 减速器附件设计.37八八 减速器技术要求减速器技术要求.39结束语结束语.39参考文献参考文献.41 - 3 - 机械课程设计任务书及传动方案的拟订机械课程设计任务书及传动方案的拟订一、设计任务书一、设计任务书设计题目设计题目: :二级展开式直齿圆柱齿轮减

4、速器二级展开式直齿圆柱齿轮减速器工作条件及生产条件: 胶带输送机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载起动，室内工作，有粉尘；使用期限 10 年，大修期 3 年。该机动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批生产。输送带速度允许误差为5%。减速器设计基础数据输送带工作拉力F（N） 2500输送带速度v(m/s) 1卷筒直径 D(mm) 300二、传动方案的分析与拟定二、传动方案的分析与拟定- 4 -图图 1-11-1 带式输送机传动方案带式输送机传动方案带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经连轴器将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，

5、其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。5 设计内容 计算与说明 结果1 11 1 电动电动机的选择机的选择 一一 电动机的选择及运动参数的计算电动机的选择及运动参数的计算1.11.1 电动机的选择电动机的选择（1）选择电动机类型按已知工作要求和条件选用 Y 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠三相异步电动机。（2）确定电动机功率 工作装置所需功率按1式（2-2）计算wP kwvFPwwww1000式中，,，工作装置的效率本例NFw2600smvw/6 . 1考虑胶带卷筒及其轴承的效率。代入上式得：94. 0w kwvFPwwww66. 29

6、4. 01000126001000电动机的输入功率按1式（2-1）计算0P kwPPw0式中，为电动机轴至卷筒轴的转动装置总效率。由1式（2-4） ，；由表（2-4） ，取滚动轴承232crg效率，8 级精度齿轮传动（稀油润滑）效率995. 0r，滑块联轴器效率，则97. 0g98. 0c89. 098. 097. 0995. 0223故kwPPw99. 289. 066. 20因载荷平稳，电动机额定功率只需略大于即可，mP0P按表 8-169 中 Y 系列中电动机技术数据，选电动机的额定功率为 4.0kw.mP（3）确定电动机转速kwPw66. 289. 0kwP99. 2061.21.2

7、计算传计算传动装置的总动装置的总传动比和分传动比和分配各级传动配各级传动比比1.31.3 计算传计算传动装置的运动装置的运动和动力参动和动力参数数卷筒轴作为工作轴，其转速为：min/66.63300110610644rDvnww按表（2-1）推荐的各传动机构传动比范围：单极圆柱齿轮传动比范围，则总传动比范围应为53gi，可见电动机转速的可选范围为：2595533 imin/5 .159196.57266.63)259(rninw 符合这一范围的同步转速有 750r/min，1000r/min和 1500r/min 三种，为减少电动机的重量和价格，由表8-184 选常用的同步转速为 1000r/

8、min 的 Y 系列电动机Y132M1-6，其满载转速。电动机的安装min/960rnw结构型式以及其中心高、外形尺寸。轴伸尺寸等均可由表 8-186、表 8-187 中查到1.21.2 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比计算传动装置的总传动比和分配各级传动比（1）传动装置总传动比08.1566.63960wmnni（2）分配传动装置各级传动比由式（2-5） ，取，sfiii5 . 4fi35. 3si1.31.3 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴的转速由式（2-6）I轴min/9601rn II轴min/3 .2135 . 4960112rinnIII轴

9、min/68.6335. 33 .213223rinn工作轴min/68.633rnnw（2）各轴输入功率由式（2-7）：I轴kwPPc93. 298. 099. 201min/66.63rnwmin/5 .159196.572rn 08.15i5 . 4fi35. 3simin/9601rn min/3 .2132rn min/68.633rn min/68.63rnw7II轴kwPPgr83. 297. 0995. 093. 212III轴kwPPgr73. 297. 0995. 083. 223工作轴kwPPgr73. 297. 0995. 083. 223（3）各轴输入转矩由式（2-8

10、）：I轴mnnPT15.2996093. 295509550111II轴mnnPT71.1263 .21383. 295509550222III轴mnnPT41.40968.6373. 295509550333工作轴mnnPTwww92.39868.6366. 295509550电动机轴输出转矩mnnPTm74.2996099. 29550955000将以上算的的运动和动力参数列表如下： 轴名参数 电动机轴 I 轴 II 轴 III 轴工作轴转速n(r/min)960960213.363.6863.68功率P(kW)2.992.932.832.732.66转矩T(Nm)29.7429.1512

11、6.71409.41398.92传动比i14.53.351效率0.9750.9650.9650.98 二、二、 直齿圆柱齿轮减速器的设计直齿圆柱齿轮减速器的设计 kwP93. 21kwP83. 22kwP73. 23kwP73. 23mnT15.291mnT71.1262mnT41.4093mnTw92.398mnT74.29082.12.1 高速级高速级齿轮的设计齿轮的设计2.12.1 高速级齿轮的设计高速级齿轮的设计2.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）选用 8 级精度3）材料选择，由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS

12、，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为240HBS，二者材料硬度差为 40HBS4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为241z。108245 . 42z2.1.2 按齿面接触强度设计按设计计算公式（109a）进行试算，即 2.32td1 3211HEdZuuKT（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数 Kt1.3计算小齿轮传递的转矩。 mmNmmNn45115110915. 296093. 21095.5P1095.5T由表 107 选取尺宽系数 d1由表 106 查得材料的弹性影响系数21a8 .189 MPZE由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa；大齿轮的解除疲劳强

13、度极限6001limHMPa；5502limH 由式 1013 计算应力循环次数60n1jLh60 960 1 （2 8 300 10）1N 2.7691089210144. 65 . 410765. 2N由图 1019 查得接触疲劳寿命系数:0.93；1HNK241z1082zmmN 4110915. 2T=2.761N9108210144. 6N91.042HNK计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1，安全系数 S1，由式（1012）得 MPaMPaSNKHH55860093. 01lim1 MPaMPaSNKHH57255004. 12lim2（2）计算试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入中

14、较小的值。Htd1 321132. 2HEdtZuuTK=40.598mm3245588 .1895 . 415 . 4110915. 23 . 132. 2计算圆周速度 V V=2.04m/s10006011ndt100060960598.40计算齿宽 b b=d=140.598mm=40.598mmtd1计算齿宽与齿高之比hb模数 =1.692mmtm11zdt2440.598齿高 =2.251.692mm=3.807mmt2.25mh b/h=40.598/3.744=10.843计算载荷系数。根据 v=2.04m/s,8 级精度，由图 108 查得动载系数=1.13；vK直齿轮=1FH

15、KK由表 10-2 查得使用系数 KA=1由表 104 查得 8 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时,MPaH558MPaH572V=2.04m/sB=40.598mmB/h=10.84310 =1.450HK由 b/h=10.843，=1.450.查图 1013 查得 HKFK=1.40；故载荷系数K=KAKVKHKH=11.1311.450=1.639按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 =mm=43.858mm1d31/ttKKd33 . 1/639. 1598.40计算模数 m m=mm=1.83mm11zd2443.8582.1.3 按齿根弯曲强度设计由式(105

16、)得弯曲强度的设计公式为 m 32112FSaFadYYzKT（1）确定公式内的各计算数值由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强度=380MPa1FE2FE由 10-18 取弯曲寿命系数=0.87 1FNK=0.912FNK计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 见表（10-12）得=（）/S=310.7Mpa11FE11FEFNK4 . 150087. 0= （）/S=247Mpa22FE22FEFNK4 . 138091. 0计算载荷系数 KK=KAKVKFKF=11.1311.40=1.582查取应力校正系数由表 105 查得

17、=1.58；=1.801SaY2SaY查取齿形系数 由表 105 查得 =2.1765. 21FaY2FaY计算大、小齿轮的并加以比较 FSaFaYYK=1.639=43.858mm1dM=1.83mm=310.711FEMpa=247Mp22FEaK=1.582112.22.2 低速级低速级齿轮的设计齿轮的设计=0.01348 111FSaFaYY71.31058. 165. 2=0.01581 222FSaFaYY24780. 117. 2大齿轮的数值大。(2)设计计算m=1.36mm32401581.024110915.2582.12对结果进行处理取 m=1.5mm小齿轮齿数 =/m=4

18、3.858/1.5301Z1d大齿轮齿数 =4.5 30=1352Z11Zi2.1.4 几何尺寸计算(1)计算中心距a=(+)/2=(45+202.5)/2=123.75mm，1d2d(2)计算大、小齿轮的分度圆直径=m=30 1.5=45mm =m=135 1.5 1d1Z2d2Z=202.5mm(3)计算齿轮宽度 b=d=45mm1d=50mm，=45mm 1B2B备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm2.1.5 小结由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮1.5455030大齿轮1.5202.5451352.22.2 低速级齿轮的设计低速级齿轮的设计2.2.1 选定齿轮类型、精度

19、等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）选用 8 级精度3）材料选择，由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质） 111FSaFaYY=0.01348 222FSaFaYY=0.01581m=1.5mm=301Z=1352ZA=123.75mm=45mm1d=202.5mm2d=50mm1B=45mm 2B12，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为240HBS，二者材料硬度差为 40HBS4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为241z，取4 .802435. 32z812z2.2.2 按齿面接触强度设计按设计计算公式（109a）进行试算，即 2.32td1 32

20、11HEdZuuKT（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数 Kt1.3计算小齿轮传递的转矩。 mmNmmNn55125110267. 13 .21383. 21095.5P1095.5T由表 107 选取尺宽系数 d1由表 106 查得材料的弹性影响系数21a8 .189 MPZE由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限6001limHMPa；5502limH 由式 1013 计算应力循环次数60n1jLh60 213.3 1 （2 8 300 10）1N 6.14381088210843. 135. 310143. 6N 由图 1019 查得

21、接触疲劳寿命系数:1.04；1HNK1.112HNK 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1，安全系数 S1，由式（1012）得 241z 812zmmN 5110267. 1T=6.1431N8108210843. 1N13MPaMPaSNKHH62460004. 11lim1 MPaMPaSNKHH5 .61055011. 12lim2（2）计算试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入中较小的值。Htd1 322132. 2HEdtZuuTK=63.672m3255 .6108 .18935. 3135. 3110267. 13 . 132. 2m计算圆周速度 VV=0.71m/s10006011

22、ndt1000603 .21363.672计算齿宽 bb=d=163.672mm=63.672mmtd1计算齿宽与齿高之比hb模数 =2.653mmtm11zdt2463.672齿高 =2.252.653mm=5.969mmt2.25mh b/h=63.672/5.969=10.67计算载荷系数。根据 v=0.71m/s,8 级精度，由图 108 查得动载系数=1.05；vK直齿轮=1FHKK由表 10-2 查得使用系数 KA=1由表 104 查得 8 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时, =1.459HK由 b/h=10.67，=1.459.查图 1013 查得 HKFK=1.42；故载荷系数

23、MPaH624MPaH5 .610V=0.71m/sB=63.672mmb/h=10.67K=1.53214K=KAKVKHKH=11.0511.459=1.532按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 =mm=67.25mm1d31/ttKKd33 . 1/532. 1672.63计算模数 m m=mm=2.802mm11zd24 按齿根弯曲强度设计由式(105)得弯曲强度的设计公式为 m 32112FSaFadYYzKT（1）确定公式内的各计算数值由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强度=380MPa1

24、FE2FE由 10-18 取弯曲寿命系数=0.91 1FNK=0.952FNK计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 见表（10-12）得=（）/S=325Mpa11FE11FEFNK4 . 150091. 0= （）22FE22FEFNK/S=257.86Mpa4 . 138095. 0计算载荷系数 KK=KAKVKFKF=11.0511.42=1.491查取应力校正系数由表 105 查得 =1.58；=1.771SaY2SaY查取齿形系数 由表 105 查得 =2.2265. 21FaY2FaY计算大、小齿轮的并加以比较 FSaFaYY=0.01288 111FSaFaYY32

25、558. 165. 2=67.25mm1dM=2.802mm=325Mp11FEa=257.822FE6MpaK=1.491=0.0 111FSaFaYY1288=0.0 222FSaFaYY152415=0.01524 222FSaFaYY86.25777. 122. 2大齿轮的数值大。(2)设计计算m=2.12mm32501524.024110267.1491.12对结果进行处理取 m=2.5mm小齿轮齿数 =/m=67.25/2.5271Z1d大齿轮齿数 =3.35 27=90.45，取=912Z11Zi2Z2.2.4 几何尺寸计算(1)计算中心距a=(+)/2=(67.5+227.5)

26、/2=147.5mm，1d2d(2)计算大、小齿轮的分度圆直径=m=27 2.5=67.5mm =m=91 2.5 1d1Z2d2Z=227.5mm(3)计算齿轮宽度 b=d=67.5mm1d=73.5mm，=67.5mm 1B2B备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm2.2.5 小结实际传动比为：37. 327911i误差为： %5%59. 037. 335. 337. 3由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2.567.57327大齿轮2.5227.567.591=271Z=912Za=147.5mm=67.5mm1d=227.5mm2d=73.5mm1B2B=67.5mm 37

27、. 31i163.13.1 高速高速轴轴的设计的设计 三三 轴的设计各轴轴径计算轴的设计各轴轴径计算3.13.1 高速轴高速轴的设计的设计1.总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.93Kw29.15 Nm960r/min45mm202.初步确定轴的直径先按式115-2 初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45号钢。根据表115-3 选取 A0=112。于是有: 此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径 d1-2为了使所选的轴的直径 d1-2与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。3.联轴器的型号的选取查表114-1,取=1.3 则；按照计算转矩 Tca 应小于联轴器

28、的公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003，选用 LX3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩1250(Nm)。半联轴器的孔径 d1=30(mm) ，故取 d1-2=30(mm)。半联轴器长度 L=82mm，半联轴器与轴配合的毂=16.25mm=37895N.mmd1-2=30(mm)L=82mmL1=60mm17孔长度 L1=60mm。4. 轴的结构设计(1): 拟定轴上零件的装配方案(2): 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度: 轴向定位要求 1-2 轴段右端要求制出一轴肩，取 ， 且: 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少，在高速转时也可承受纯的轴向力，

29、工作中容许的内外圈轴线偏斜量（8-16）大量生产价格最低，固选用深沟球轴，又根据，选 6007。查手册可知=35（mm） ，B=14（mm)，3-4 段安装轴承，左端用轴端挡圈定位，右端用轴肩定位，按轴端直径取挡圈直径 D=38（mm） 。3-4 段的直径 ，。因为 7-8 段轴也要安装一个相同轴承，)(1443mmL故=35（mm） ，=21(mm) 。与 7-8 段轴相配合的轴承其左端需要轴肩来轴向定位。: 6-7 段轴没有什么与之相配合的零件，但是其右端要有一个轴肩以使轴承能左端轴向定位，=37（mm） ；又因为根据减减速器的整体方案，此段轴设计时长度应该长一些，故取=110（mm） 。

30、: 4-5 段轴没有什么与之相配合的零件，但是其左端要=35（mm）B=14（mm) )(1443mmL=35（mm）=21(mm)=37（mm） =110（mm）=37（mm）d=45(mm)18有一个轴肩以使轴承能右端轴向定位，=37（mm） ，由于 5-6 段轴的直径较大，所以做成连轴齿，分度圆d=45(mm) 已知齿轮的轮毂的宽度为 50（mm） ，所以=50（mm） 。：轴承端盖的总宽度为 30mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为 20mm。至此已初步确定轴得长度。所以=50(mm)（3）：轴上零件得周向定

31、位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按 =30（mm） ， b*h=8*7 ，L=46（mm） 。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，半联轴器与轴得配合选H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 m6。 （4）：确定轴的的倒角和圆角 参考1表 15-2，取轴端倒角为 1.2*45，各轴肩处的圆角为1.6。 =50（mm）=50(mm)=30（mm） L=46（mm）193.23.2 中中间轴间轴的设的设计计3.23.2 中间轴中间轴的设计的设计1. 总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.83 Kw126.71Nm213.3r

32、/min202.5mm202. 初步确定轴的直径先按式115-2 初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45号钢。根据表115-3 选取 A0=112。于是有: 3. 选轴承初步选择滚动轴承。选 6307 深沟球轴承；通过查手册可知6007 深沟球轴承 d=35(mm) ，B=14（mm） ，所以=26.5(mm)L=215(mm)20 。4. 轴的结构设计（1）：拟定轴上零件的装配方案 （2）：根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度由高速轴的设计知 ，轴的总长度为： L=（此为高速轴在箱体中的轴长）1-2 段轴我们取为 ， 。与 1-2 段轴相配合的深沟球轴承，左端用轴端挡圈进行轴向定位，

33、右端采用套筒进行轴向定位。：2-3 段轴要与齿轮配合，故要有一个轴肩，这里我们取h=5(mm) ，所以 ； 又由于大齿轮齿宽 B=45(mm) ，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短 2 ，所以取 ；：为了实现齿轮的右端的轴向定位，应将 3-4 段轴的直径比 2-3 段稍微大一些，h0.07d 这里取其直径为 ；由于 3-4 段轴主要是起轴肩的作用，没有与之相配合的零件，且根据设计方案，这里取 。：4-5 段轴要与小齿轮相配合，且为能利用 3-4 段轴的轴肩，所以此段轴的直径要比 4-5 段轴要小一些，这里我们取h=5(mm)213.33.3 低速轴低速轴的设计的设计 ；由于小齿轮

34、的齿宽为 B=73（mm） ，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短 2 ，所以取：5-6 段轴与之相配合的零件是轴承，所以其直径和长度与轴最右端的轴承一样，故 ， 。（3）：轴上零件得周向定位齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按 ，由手册查得平键的截面 b*h=14*9(mm)见2表 4-1,L=61（mm） ；按 ，由手册查得平键的截面 b*h=14*9(mm)见2表 4-1,L=33（mm） 。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选 H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 m6。（4）：确定轴的的倒角和圆角参

35、考1表 15-2，取轴端倒角为 1.2*45，各轴肩处的圆角为1.6。L=61（mm）L=33（mm）22 3.33.3 低速轴低速轴的设计的设计1. 总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.73Kw409.41Nm63.68r/min227.5mm202 初步确定轴的直径先按式115-2 初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45 号钢。根据表115-3 选取 A0=112。于是有: 此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径 d7-8为了使所选的轴的直径 d7-8与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。3 . 联轴器的型号的选取查表114-1,取=1.3 则；按照计算

36、转矩 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003（见表28-2） ，选用 LX3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 1250(Nm)。半联轴器的孔径 d1=42(mm) ，固取 d7-8=42(mm)。=39.2(mm)=532233(N.m)d7-8=42(mm)L=215(mm)234. 轴的结构设计（1）：拟定轴上零件的装配方案（2）：根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度由高速轴的设计知 ，轴的总长度为： ：L=215(mm)（此为高速轴在箱体中的轴长） 7-8 段轴由于与联轴器相连，且已经选定联轴器，其公称转矩为 1250(Nm)。半联轴器的孔径 d1=4

37、2(mm) ，故取 d7-8=42 (mm)。半联轴器长度 L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=84mm。7-8 段轴的长度我们取为： 6-7 段轴相对于 7-8 段轴要做一个轴肩，这里我们取 ， ，同时取 D=54（mm） 。 5-6 段轴要与滚动轴承相配合，考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少，在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量（8-16）大量生产价格最低，故选用深沟球轴；通过查手册可知 6210 深沟球轴承 d=50(mm) ，B=20（mm） ，所以，)(25.4865mmL 。6210 深沟球轴承的右端用轴承端盖)(5

38、065mmd进行轴向定位，左端用套筒进行轴向定位。 2-3 段轴没有什么零件与之相配合，且根据整体设计方)(25.4865mmL)(5065mmd)(5332mmd)(25.7332mmL)(6343mmd)(843mmL24案，此段轴的轴长要长一些，且还要对 6210 深沟球轴承的右端进行轴向定位，所以直径取为，)(5332mmd。)(25.7332mmL : 齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度取（轴直径的0.070.1 倍） ，这里取轴肩高度 h=5(mm)，所以；轴的宽度去 b=1.4h,取轴的宽度为)(6343mmd。)(843mmL: 4-5 段轴要与齿轮相配合，由前面设计可知齿轮的齿

39、宽为 B=67.5（mm） ， ，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短 2 ，所以取 4-5 段轴的直径为 ；（3）：轴上零件得周向定位齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按 ，由手册查得平键的截面 b*h=16*10(mm)见2表 4-1,L=55.5（mm） ；按 ，由手册查得平键的截面 b*h=12*8(mm)见2表 4-1,L=72（mm） 。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选 H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 m6。（4）：确定轴的的倒角和圆角参考1表 15-2，取轴端倒角为 1.2*45，各轴

40、肩处的圆角半径为 1.6。255.求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出 a 值参照1图 15-23。对于 6210 深沟球轴承，通过查取手册我们可知作为简支梁的轴的支撑跨距为 195mm。L1=125mm,L2=70mm 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。计算出： =0所以： 故： =26 =6.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面 C 的强度）根据1式 15-5 及表115-4 中的取值，且0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力

41、时取0.6） ：计算轴的应力 前已选定轴的材料为 45 号钢，由轴常用材料性能表查得-1=60MPa 因此-1，故安全。 277.精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面 截面 A，II，III，B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭矩强度较为宽裕确定的，所以截面 A，II，III，B均为无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 IV 和 V 处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面 C 上的应力最大。截面 V 的应力集中的影响和截面 IV 的相近，但截面 V 不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校

42、核。截面 C 上虽然应力较大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端） ，而且这里轴的直径最大，故截面 C 也不必校核。截面 VI 和 VII 显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面 IV 左右两端即可。（2） 截面 IV 左侧312500mmW 325000mmW mmNM.19.93913mmNT.4094103MPa5 . 7MPaT38.1628抗弯截面系数 333312500501 . 01 . 0mmmmdW 扭截面系数 333325000502 . 02 . 0mmmmdW截面 IV 左侧的弯矩 M 为 mmNmmNM.19.9391

43、3.7025.3827.171867截面 IV 上的的扭矩为 3T mmNT.4094103截面上的弯曲应力 MPaMPaWM5 . 71250019.93913截面上的扭转切应力 MPaMPaWTTT38.16250004094103轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查得,MPaB640,.MPa2751MPa1551截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2 查取。因,经插值法后可查032. 0506 . 1dr1 . 15055dD得,0 . 233. 1又由附图 3-1 可得轴的材料的敏感系数为,82. 0q85. 0rq故有效应力集中系数按式为82. 1) 1

44、0 . 2(82. 01) 1(1qk28. 1) 133. 1 (85. 01) 1(1rrrqk由附图 3-2 的尺寸系数；由附图 3-3 的扭转尺寸系数72. 0。84. 00 . 233. 182. 1k28. 1rk61. 2K61. 1rK29轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为92. 0轴为经表面强化处理，即，则按式（3-12）及式（3-1q12a）得综合系数为61. 2192. 0172. 082. 111kK61. 1192. 0184. 028. 111rrrrkK又由3-1 及3-2 得碳钢的特性系数，取2 . 01 . 01 . 0，取1 . 005. 0r0

45、5. 0r于是，计算安全系数值，按式（15-6）（15-8）则得caS05.1401 . 05 . 761. 22751maKS4 .11238.1605. 0238.1661. 11551maKS8.85S=1.522rcaSSSSS故可知其安全。 （3）截面 IV 右侧抗弯截面系数 W 按表 15-4 中的公式计算。 33335 .16637551 . 01 . 0mmmmdW 抗扭截面系数 333333275552 . 02 . 0mmmmdWr弯矩 M 及弯曲应力为05.14S4 .11S5 . 1caS35 .16637 mmW 333275mmWrmmNM.19.93913MPa6

46、4. 5bmmNT.4094103MPaT3 .1216. 3k304.14.1 低速轴低速轴上的轴承上的轴承计算计算 mmNmmNM.19.93913.7025.3827.171867 MPaWM64. 55 .1663719.93913b扭矩及扭矩切应力为3T mmNT.4094103 MPaMPaWTTT3 .12332754094103过盈配合处的，由附表 3-8 用插值法求出，并取k，于是得kk8 . 0 16. 3k53. 216. 38 . 0k轴按磨削加工，由表 3-4 得表面质量系数为92. 0故得综合系数为 25. 3192. 0116. 311kK62. 2192. 01

47、53. 211rrrrkK所以轴在截面右侧的安全系数为1501 . 064. 525. 32751maKS44. 923 .1205. 023 .1262. 21551maKS7.99S=1.522rcaSSSSS53. 2k25. 3K62. 2rK15S44. 9S1.5caS315.15.1 低速轴低速轴上键和联上键和联轴器的设计轴器的设计计算计算故该轴截面右侧的强度也是足够的，本题因无大的瞬间过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴的设计计算即可结束。 四滚动轴承的选择及计算四滚动轴承的选择及计算 4.14.1 低速轴低速轴上的轴承计算上的轴承计算在前面计算轴时采用

48、6210 号深沟球轴承，其主要参数如下：基本额定静载荷： 基本额定动载荷： ) FNH2=2307.19(N) FNV2=839.74(N)由上可知右端轴承所受的载荷远大于左端轴承，所以只需对右端轴承进行校核，如果左端轴承满足要求，左端轴承必满足要求。（1）：求比值轴承所受径向力 (2)按照1表 13-5，X=1，Y=0,按照1表 13-6，取。则2 . 10 . 1Pf1 . 1PfP=1.1（3）：验算轴承的寿命FNH2=2307.19(N)FNV2=839.74(N)325.25.2 中间轴中间轴上键的设上键的设计计算计计算按要求轴承的最短寿命为 Lh=2*8*300*10=48000（

49、工作时间）根据1式（13-5） （对于球轴承取） 所以所选的轴承满足要求。 五键连接的选择和计算五键连接的选择和计算 5.15.1 低速轴低速轴上键和联轴器的设计计算上键和联轴器的设计计算1. 对连接齿轮与轴的键的计算（1）：选择键连接的类型和尺寸一般 7 级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A）型。根据 d=55（mm）从表 6-1 中查的键的截面尺寸为：宽度b=16（mm） ，高度=10(mm)，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长 L=55.5（mm） （比轮毂宽度小些）（2）：校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得

50、许用挤压用力=100 ，取中间值，=110MPa 。键的工作长度l=L-b=55.5-16=39.5（mm） ，键与轮毂键槽的接触高度33k=0.5h=0.5 。由式（6-1）可得： =110MPa所选的键满足强度要求。 2. 对联轴器及其键的计算b*h=12*8 d1=42 L=72所以 l=L-b=72-12=60 k=0.5h=481.232 ,齿轮采用油润滑。 12，齿轮采用浸油润滑。即将齿轮浸于减速器油池内，当齿轮转动时，将润滑油带到啮合处，同时也将油甩直箱壁上用以散热。（2）：齿轮润滑剂的选择查表表 7-1，齿轮润滑油选用中负荷工业齿轮油（GB59031995） ，运动粘度为：90

51、110（单位为：） 。smm /26.2 滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择（1）：轴承润滑方式的选择高速轴深沟球轴承速度： 中间轴深沟球轴承速度：低速轴深沟球轴承速度：因为都低于脂润滑速度，所以它们都选择脂润滑。=37（2）：滚动轴承润滑剂的选择查表（13-10） ，选择合适的润滑脂。6.3 密封方式的选择密封方式的选择 滚动轴承密封选择滚动轴承采用毡圈密封。箱体密封选择： 箱体剖分面上应该用水玻璃密封或者密封胶密封。 七七. . 减速器箱体及附件的设计减速器箱体及附件的设计7.17.1 箱体设计箱体设计：低速级中心距：a=147.5（mm）箱座壁厚：=0.02

52、5a+2.5=6.18（mm） 取为 8（mm）箱盖壁厚：=0.025a+2.5=6.18（mm） 取为 8（mm）1箱座凸缘厚度：b=1.5=12（mm）箱盖凸缘厚度：=1.5=12（mm）1b1箱座底凸缘厚度：p=2.5=20（mm）箱座上的肋厚: m0.85=6.8（mm） ，取 m=7（mm）箱盖上的肋厚: 0.85=6.8(mm)，取=7(mm)1m11m地脚螺栓直径: =0.04a+8=13.9,取 M16d轴承旁连接螺栓直径: =0.75=12，取 M121dd上下箱连接螺栓直径: =（0.50.6）=(6.958.34)，取2ddM8387.27.2 减速器减速器附件设计附件设

53、计定位销孔直径：=（0.70.8）=（5.66.4） ，取3d2d=6（mm）3d7.27.2 减速器附件设计：减速器附件设计：名称规格或参数作用窥视孔视孔盖120100为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。材料为 Q235通气器通气螺塞M121减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。材料为 Q235轴承盖凸缘式轴承盖六角螺栓（M12）固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。图中采用的是凸缘式轴承