机械传动装置总体设计方案(正式版)

1、一. 设计任务题目：设计一个用于带式运输机上的二级圆柱斜齿轮减速器 .给定数据及要求：已知带式运输机驱动卷筒的圆周力（牵引力）F=2500N带速v=1.5m/s，卷筒直径D=450mm三相交流电源，有粉尘，工作寿命 15年（设每 年工作300天）两班制，单向运转，载荷平稳，常温连续工作，齿轮精度为 7 级。二. 机械传动装置总体设计方案：一、拟定传动方案1. 减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。2. 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

2、抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象3. 具体传动方案如下：图示：传动方案为：电动机-皮带轮-高速齿轮-低速齿轮-联轴器-工作机。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。、选择电动机1. 选择电动机的类型按已知的工作要求和条件，选用 丫型（IP44）全封闭笼型三相异步电动机。2. 选择电动机的容量工作机要求的电动机输出功率为:PYF v其中P =1000 且F二 2500N，v - 1.5m/s， w 二 0.94F v则P =d 1000 7由电动机至传送带的传动总功率为：”-42w12345式中，1是带传动的效率，2是轴

3、承传动的效率，3是齿轮传动的效率，4是联轴器传动的效率，5是卷筒传递的效率。其大小分别为=0.96， n 2=0.98， n 3 = °97，口 4=°99，耳 5=°96。则 w = 4 ； 2 4 5 = 0.96 0.984 0.972 0.99 0.96=0.79 即厂 F v250 1.5 , “Pdkw = 4.7 kw1000,10000.79由机械设计课程设计附录九选取电动机额定功率p=5.5kw。3. 确定电动机的转速nw60 1000 v D卷筒轴工作转速为：60000 1.5 r/mn = 63.69r/min3.14 450由机械设计课程设

4、计表3-1推荐的常用传动比范围，初选 V带的传动比h =24，单级齿轮传动比i' =35，两级齿轮传动比i9 25，故电动机转速的可选范围为:ndin)nw =(18 100) 63.69r/min -(1146.42 6369)r/min由机械设计课程设计附录九可知，符合这一范围的同步转速有：1500r/min、3000r/min 。综合考虑，为使传动装置机构紧凑，选用同步转速1500r/min的电机，型号为Y132S1 -4所选电动机（Y132S1-4）的主要性能和外观尺寸见表如下：额定功率同步转速满载转速启动转矩最大转矩Ped /kWn/(r.min ')1n m/(r.

5、min )额定转矩额定转矩5.5150014402.2N m2.3N m电动机（型号丫132S1-4）的主要外形尺寸和安装尺寸中心高外型尺寸LX( AC/2+AD X HD底脚安装尺寸AX B地脚螺栓 孔直径K轴外伸尺寸DX E装键部位尺寸 FX GD132515X 345 X 315216 X1401238kX 58010 X 41三、分配传动比1440传动装置的总传动比为：i二皿22.6nw 63.66因总传动比i "带订齿i2齿，为使传动装置尺寸协调、结构匀称、不发生干涉现象,现选V带传动比：i带=3；则减速器的传动比为：i - i -22.6i 减7-53|带3按展开式布置考

6、虑两级齿轮润滑问题， 两级大齿轮应该有相近的浸油深度， 则两 级齿轮的高速级与低速级传动比的值取为1.4，取ii齿= 1.42齿，7.53325= 2.32电动机输出转矩Td = 9550Pd4 7J = 9550Nnm1440m = 31 .17 N m-i减i2 齿=:-i1齿四、计算运动和动力参数1. 各轴的功率计算I 轴Pi=Pd01=Pd = 4.7kw 0.96 二 4.51kwii 轴F2=口*2=P "2 S = 4.5*w 0.97 0.98= 4.2Skwiii 轴F3=p223=P2 2 3 = 4.29kw 0.97 0.98=4.08kwIV 轴P4二巳34

7、二P3 2 4 二 4.08kw 0.98 0.99 二 3.96kw2. 各轴的转速计算n1440I 轴的转速 6 mr / min = 480r/mini带3n 480 . . “Qc / II 轴的转速 H -r/min = 147.69r/min11 3.25III 轴的转速 n3 = 匹 =14769比和=63.66r/min12 2.32iv轴的转速n4 = n厂 63.66r/min3. 各轴的转矩计算P4 51I 轴的输入转矩= 9550 1 二 9550N，m = 89 .73 N mn1480P4 29II 轴的输入转矩 T2 二 95502 = 9550N m = 277

8、 .4 N mn2147 .69P4 08III 轴的输入转矩 T3 = 95493 = 9550N m = 612 .06 N mn363 .66运动和动力参数的计算结果轴名功率P/kw转矩T/N m传动比效率口转速 n /（r，min）电动机 轴5.531.1730.961440I轴4.5189.733.250.95480II轴4.29277.42.320.95147.69III轴4.08612.0610.9663.66IV轴3.96593.8263.66五. 传动零件的设计计算1. 带传动的设计.V带的基本参数 确定计算功率Pea :已知：Pd = 4.7kw ； n口 = 1440r/

9、min ；查机械设计表8-7得工况系数：K 1.2 ；则：Pea = KA P=1.2 4.7kw = 5.64kw 选取V带型号：根据Pea、门口查机械设计图8-11选用A型V带 确定大、小带轮的基准直径dd（1） 初选小带轮的基准直径：查机械设计表8-6和表8-8，取dd1 = 100mm ；（2）计算大带轮基准直径：dd2 二 i带 dd1 = 3 100 = 300mm ；由表8-8验算带速:，圆整取 dd2 二 315mm。兀dd1 nm3.14X005440一 ，v7.54m/s60 1000 60 1000因为5 m/s<v<30 m/s,故带的速度合适。确定V带的基

10、准长度和传动中心距30 :(1) 中心距:由 0.7(ddidd2)" ao2(dd1 dd2)初选中心距 a。=1.5(ddi dd2)= 1.5 (100 315) = 622.5mm取中心距 a0=625mm。(2) 基准长度Ld :Ld2ao I(dd1dd2)2(d d 2 _ d d1 )4a。二 26253.14+2(100315)(315 -100)24 625= 1920 mm查机械设计表8-2，对于A型带选用Ld = 2000mm(3) 实际中心距:Ld - Ld0= 6252000-19202=665mm 验算小带轮上的包角:由：1 =180 -(dd2 -dd

11、j573a57.3得：=180 -(315 -100)163 -90665小带轮上的包角合适。 计算V带的根数z :，巳aKaPz -Pr(RP°)KKl(1) nm =1440r/min， dd1 =100mm查机械设计表 8-4a 得：P0 =1.32kw ；(2) nm =1440r/min， i带=3查表 8-4b 得： R =0.17kw ；(3) 由r =163查机械设计表8-5得，包角修正系数K,. =0.955(4) 由 Ld =2000mm，查表 8-2 得：Kl =1.031.2 4.7综上数据,得 Z3.85(1.32+0.17)汉 0.955 汉 1.03取4

12、根合适。 计算单根V带的初拉力的最小值:根据带型A型，查机械设计表8-3得：q = 0.1kg/mF0 = 500> 25-1 +qv2zv i ©丿5 64( 2 5= 500 汉.1 +0. V 7.5424 沢 7.54 2.955丿=157N应使带的实际初拉力大于F0。 计算作用在轴上的最小压轴力Fp :«1Fp=2zF0sinp 2163 =2 4 157 sin2=1203NV带传动的主要参数整理并列表:带型带轮基准直径(mm)传动比基准长度(mm)Add1=100dd2 =31532000中心距(mm根数初拉力(N)压轴力(N)62541571203带轮

13、结构的设计 带轮的材料：采用铸铁带轮(常用材料HT2O0 带轮的结构形式：V带轮的结构形式与V带的基准直径有关，小带轮接电动机，dd1=100mm较大,所以采用孔板式结构带轮。带轮的结构如下所示：电它一'P它ir2. 齿轮的设计高速齿轮传动设计齿轮的类型依照传动方案，本设计选用二级展开式斜齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作机器，运转速度不高，查机械设计课程设计附表10-34， 选用7级精度。材料选择：由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质后表面淬火）， 硬度为280HBS,由机械设计图10-21d及图10-20c按齿面硬度查得接触疲 劳强度极限 匚H|jm =600MPa，弯

14、曲疲劳强度极限匚fe =500MPa ;大齿轮材料为45钢（调质后表面淬火），硬度为240HBS,大小齿轮硬度相差40HBS由机 械设计图10-21d及图10-20C按齿面硬度查得接触疲劳强度极限H lim= 550M Pa弯曲疲劳强度极限；fe = 380MPa o齿数：初选小齿轮齿数： 乙=24大齿轮齿数：Z2 = 24 3.25 = 78选取螺旋角：由8° <B <20° ,初选B =14°齿面接触强度设计d1tZhZLtH2KtT u - 1*da.取载荷Kt =1.61c. 选取弹性系数ZE =189.8 MPa 2 （锻钢-锻钢）。选取区域

15、系数ZH =2.433d.由图 10-26 查得；一1=0.78,；：.2=0.87，则；：.=；一.1+ ；：.2=1.65e. 计算应力循环次数N19N2严 109 =1.296 X 1093.25= 60n 1 jLh =60 X 480X 1X 2X 8 X 300 X 15=2.074 X 10f. 由图10-19取接触疲劳寿命系数 心附=0.88;心謂=0.92g.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!1 二 曲伽1 =0.88 600 = 528MPaH 1 SKN 2；- Iim2S-H= 0.92 550=506MPa许用接触应力为:=(B

16、h 1+ &H 1)/2= (528+506)/ 2=517 MPah.小齿轮上的转矩5480T1=995 10451 =9.35 1 04 N mm计算a.试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得dit - 32 1.6 9.35 104 325 曾8 2433)2=57.43.250.6517b.计算圆周速度-6=2.9m/sc.计算齿宽b及模数mnb 二 dd1t = 15 7=5r7m4mn d1t cosP-=2.32 mmh = 2.25mnt =2.25 2.32mm = 5.22mm 1.00h 5.22d. 计算纵向重合度；：=0.318 乙 tan 0.31812

17、4 ta n141.903e. 计算载荷系数K已知使用系数 Ka=1,根据v=2.9m/s,7级精度，由图10-8可得动载系数Kv=1.11,由表 10-4 查得心=1.42; K=1.35； K 卄=心：=1.4故载荷系数：K =KaKvKh：Kh，1 1.11 1.4 1.42=2.21f. 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得fKdd1t363.92mmg. 计算模数gd1 cosPmn-Z163.92 xcos14°5824 齿根弯曲强度设计由式10-17得2KTKCOS2：（丫尸 Ys.：3:"dZ21；a确定计算参数：a. 计算载荷系数K

18、 二 KaKvKf：.Kf，1 1.11 1.4 1.35 = 2.01b.根据纵向重合度；=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数 Y = 0.88c. 计算当量齿数乙24Zv1 “COS"二 cos右=26.27Zv23-385.38cos P cos 14d. 查取齿形系数由表 10-5，查得 Yf： 2.592 , Y巳 2 =2.21e. 查取应力校正系数由表 10-5，查得 Ysx 二 1.596 , Ys： 2 二 1.775f. 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.86，Kfn2=0.88g. 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

19、-12得'Kfn1；FE10.86 500f 3307.14 MPaS1.41 KFN2；fe2 0.88 380I 4 FN2 FE2238.86MPa4 S1.4e.计算大小齿轮的Yf：冬并加以比较2f匕 Ys 2592 竺6 “01363二 Fh303.57G2= 2.21 °.775大齿轮的数值大。238.86'设计计算2KT1Ycos2(YfYs.：)dZ21；a(f2 鮎 9.35 1040.88 cos2141 1.65 2420.01642 二 1.78mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根曲疲劳但为了同时满足解除强度计算的法

20、面模数，取 mn =2.0mm已可满足弯曲强度。疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=63.92来计算应有的齿数。于是由= d = 63.92 如4yamn取 Z1=31，则 Z2=UZ1=3.25X 31=100.75,圆整，取 Z2=101. 几何尺寸计算中心距(31101) 2 mm36.04mm2 cos14-(Z1 Z2)mn a =2 cos P圆整为136mm确定螺旋角交叫=arccos(31 101) 2 二 15 28'40"B(Z1 +二 arccos2a2y 136因B值改变不多，故参数& “、Kb、Zh等不必修正。确定大小齿轮的分度圆

21、直径：d131 2d2cos1cos15 28'40"Z2mn101 2Zimn二 63.9mm齿轮宽度:cos=208.25mm cos15 28'40"b 八 dd11 63.9 二 63.9mm圆整后取B2-65mm ； B 70mm。验算l2T1 2 93500吒气KaR b合适结构设计：二 2925.5N63.921 2925.5=45N / mm 100N / mm65低速齿轮传动设计 齿轮的类型依照传动方案，本设计选用二级展开式斜齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作机器，运转速度不高，查机械设计课程设计附表10-34， 选用7级精度。材料选择：由机

22、械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质后表面淬火）， 硬度为280HBS,由机械设计图10-21d及图10-20c按齿面硬度查得接触疲 劳强度极限 匚H|im =600MPa，弯曲疲劳强度极限二FESOOMPa ；大齿轮材 料为45钢（调质后表面淬火），硬度为240HBS,大小齿轮硬度相差40HBS由机 械设计图10-21d及图10-20c按齿面硬度查得接触疲劳强度极限口 Hlim =550M Pa弯曲疲劳强度极限fe =380MPa。齿数：初选小齿轮齿数：乙=24大齿轮齿数：Z2 =24 2.32 =55.68，圆整取 乙=56选取螺旋角：由8° <B <20&

23、#176; ,初选B =14° 齿面接触强度设计2KtT u ± 1 ZH Z、2 d1t - 3'C HE_ r ja. 取载荷Kt =1-6b. d =11C.选取弹性系数Ze =189.8 MPa。(锻钢-锻钢)。选取区域系数2.433d. 由图 10-26 查得 y=0.78, 2=0.84，则；一.=+ ,2=1.62e. 计算应力循环次数N =6 On 1 jLh =60 x 147.69 x 1 x 2 x 8X 300 x 15=6.38 x 108N286.38 102.328=2.75 x 10f.由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn1 =0.

24、92; Khn2 =0.96g.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I. 1 = Kkn lm1 =0.92 600 = 552MPaH 1 S!2 二 贬=0.96 550 = 528MPaHS许用接触应力为：kH Bh 1+ X )/ 2= (552+528)/ 2=540 MPah.小齿轮传递的转矩T1=599.5 104.29147.695= 2.89 10 N mm计算a.试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得d1t彳2 勺.6況 2.89 竺严& 2.433)2 = 84V 仆 1.622.32540b.计算圆周速度二 d1t n60 1

25、000二 84 147.6960 1000二 0.65m/ sc. 计算齿宽b及模数mntb = dd1t = 1 8 mm 二 8mmnt匚虫叱=84 cOS14：3.4mm24h = 2.25mnt =2.25 3.4mm = 7.64mmd. 计算纵向重合度；：=0. 3 18乙t an 0. 3 1 8 1 24 tan141.e. 计算载荷系数K已知使用系数 Ka=1,根据v=0.65m/s,7级精度,由图10-8 0=1.01,由表 10-4 查得 Kh-. = 1.428; K=1.35； K H_ =K=1。 故载荷系数：K =KaKvKh：.K =1 1.01 1 1.428

26、 =1.44.f. 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）903可得动载系数di = dit=841.441.680mmg.计算模数mnmnZi沁叫3.224 齿根弯曲强度设计由式10-17得32KT1Y：cos2 1mn J *dZ2a确定计算参数：b. 计算载荷系数（5）6K 二 KaKvKf 一Kf 一： =1 1.05 1.4 1.35 = 1.981903，从图Z1 24cos3 :3°cos 14Z256b.根据纵向重合度= 26.27c.计算当量齿数10-28查得螺旋角影响系数 Y? = 0.88z八 cos3_cos314 =60.25d. 查取齿

27、形系数由表 10-5，查得 Yf d = 2.575 ,菲 一2=2.275e. 查取应力校正系数由表 10-5，查得 Ys：.i = 1.596 , ys；2 =1.731f.由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.87 ,和2=0.9g. 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l>F 1 二K FN1；- FE1S0.87 5001.4= 310.71MPaI 2哥2十2=244.29MPa2c1.4e.计算大小齿轮的并加以比较WfYf :1 Ys：12.575 1.596310.71-0.01323YF02YS)(2二F 2彳275731 =0.0

28、1612244.29"1大齿轮的数值大。设计计算2KT1Y： cos2Sz2仁(YfYs：)fmn2 2.1 9.35 104 0.88 cos2141 汇 1.65 汉 2420.01642 = 1.78mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.0mm已可满足弯曲强度。但为了同时满足解除疲d1=80来计算应有的齿数。于是zg = g虫=38.8mn2圆整，取 Z1=39,则 z2=uz1=2.32X 39=90.48,圆整，取 z2=91. 几何尺寸计算中心距(Zi Z2)mn2cos :圆整为135mm确定螺旋角二

29、arccos(Zi Z2)mn2a*rccos(39 91) 2 =15.092灯45因B值改变不多，故参数&“、Kb、Zh等不必修正。 确定大小齿轮的分度圆直径：d1乙mncos -39 2cos15.09=80.78mmd2z2mn91 2cos：cos15.09=188.5mm大小齿轮的直径分别圆整为：d2 = 189和d1 =81 o齿轮宽度：b 二 dd1 = 1 81 二 81mm取 B2 =81mm ； B =86mm验算Ft2Td12 28900081二 7155NKAFt 1 7155J88N / mm 100N / mmb 81合适结构设计：3. 减速器传动轴及轴承

30、装置、键的设计与校核I轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计 轴的设计a.求输入轴上的功率p1、转速口和转矩T1R = 4.51 kw , n1 = 480 r / min,二 89 .73 N mb. 求作用在齿轮上的力齿轮圆周力：(3991) 2 mm=134.28mm2 cos14'2Tidi2TiZimncos 1 二 2 9.35 10000 COS15 28'40"二 2840.4 N63.9齿轮径向力:Fr = Ft tajn = 2840.4 tan20 960.82 N cos ：cos15 28'40"齿轮轴向力：Fa = Ft ta

31、nB = 3035.98汇 tan15°2T32"= 833.91Nc. 初定轴的最小直径选轴的材料为4 5钢，调质处理。根据表15 3，取 A =112（以下轴均取此值），由式1 5 -2初步估算轴的最小直径d m i n A 3 ! 01 1 322 3 . 6 3 n1 480根据最小直径，查机械设计课程设计附录表1-11，取直径d=25mm 轴的结构设计a.拟定轴上零件的装配方案（见下图） b.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度在G-H段安装带轮，由上面的dG_H =25mm.为了满足带轮的轴向定位要求 G-H轴段左端需制处一轴肩，轴肩高度h = 0.070.

32、1d ,故取F-G段的直径dF© = 30mm, lF七=50mm。带轮与轴配合的毂孔长度 Lc-Hr50mm由于要对轴进行轴向定位，所以要短一点，现取 Lg-h=48初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥 滚子轴承。参照工作要求及直径，初选 0组基本游隙组，型号32907轴承，其尺寸为 d D B =35 55 14，故 dB-c=dE-F=35,Le-f=14。轴承端盖的总宽度为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断面间的距离为30mm故取lF=50mm。为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸，轴段D-E的

33、直径应根据32907的单列圆 锥滚子轴承的定位轴肩直径da=35确定dD上=40mm。取轴承端面与箱体内壁间 留有足够间距，取s =5mm。由箱体内壁总长为183.5，则 lD 上=1 8 3 - 5 - 1 0 =7 0 n5m 1轴段C-D上安装齿轮，齿轮采取齿轮轴的形式，取lc_o =70mm,齿轮分度圆为 dC_D =64mm。齿轮左端用挡油环固定。齿轮左端面与箱体内壁的距离 L=10,内 壁与轴承的具体为S=5.故lBq=15mm。轴段A-B安装轴承，故dA_B = 35mm ,Ia_b = 14mm。c. 轴上零件的轴向定位齿轮，带轮与轴的轴向定位均采用平键连接。按dG_H =25

34、mm，由表6-1得bxh=8X 7,键槽用键槽铣刀加工，长为45,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，带轮与轴的配合为H 7n6d. 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为2 450，各轴肩处得圆角半径见图15-26. 求轴上的载荷，及其受力分析、弯距的计算a.计算支承反力在水平面上FaxFbx 二 Ft=2840.4N, ' A = 0,Fbx 202.5 二 Ft 57解得：Fax =2039N， Fbx =801N。在垂直面上834 Faz + Fbz =Fr=961, Fbz X 202.5-57 Fr+X 64=02解得：Faz=557N， Fbz=404Nb

35、.计算弯矩并作弯矩图水平面弯矩图Max = Fax L2039 57 =116223NLmmM BX 二 Max =116223Nl_mm垂直面弯矩图Maz=FAz L 5 5 757=317M9mmMBz二 Fbz L 虫0 41 45二 5 8 5N5 0m m合成弯矩图MA =、. M2Ax M2az= 1 1 62 2233 1 7491 2N0 4n9r0lMB = Jm2bx+ M2b zJ1 1 62 223+ 5 8 58£1 30 1n5O计算转矩并作转矩图T=T £9.7N m载荷水平面H垂直面V支持力fFax=2039N Ff801NFaz=557N;

36、Fbz=404N弯矩MM=116223Nmm;Mz=31749NmmMz=58580Nmm总弯矩Ma = Jmax2+Maz2 =120490N mmM2 = Jm bx2 +Mbz2 =130159N mm扭矩TT=89.73N m作受力、弯距和扭距图如下:选用键校核带轮和齿轮都用平键连接，尺寸为 b h = 8mm 7mm , L = 45mmPd,kl二2 89.7342.7MPa25 3.5 48 10查表得二 p =100120MPa二 p : - p，键校核安全。校核轴承和计算寿命已知条件：两轴承为圆锥滚子轴承，型号32907,其尺寸d D B = 35 55 14，基本额定动载荷

37、G二25.8KN 基本额定静载荷Cr二34.8KN，e=0.29，丫=2.1。IMaz II各径向和轴向力均已求出，因为减速器的工作寿命为24年，轴承的寿命取4年，预计35040小时。校核左端轴承A的寿命径向载荷 FAr' FAz 20392 5572 二 2114N轴向载荷 FAa 二 Fa =833.91 N由 FAa/FAr =0.39(=0.29，在表中查得 X= 0.4，丫=2.1由表13-6取fp =1.2则，轴承的当量动载荷Pa 二 fp（XFAr YFAa） =1.2 （0.4 2114 2.1 833.91） 3114N：C，校核安全。6 6该轴承寿命该轴承寿命LAh

38、 a（C9310（空00）3 =19740h60n/ Pa60x4803114远大于轴承的预计寿命35040,满足寿命要求。校核右端轴承B和计算寿命其只承受径向载荷，不承受轴向载荷。径向载荷FBr f ；匸厂逼二8012 4042 -897N当量动载荷 Pb 二 fpFBr =1.2 897 =1076.4N : C，校核安全6 6该轴承寿命该轴承寿命LBh匹（纟）31°（空00）3 = 47866h60n/ Pb60x4801076大于预计寿命35040，满足寿命要求。U轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计轴的设计初定轴的最小直径选轴的材料为4 5钢，调质处理。根据表15 3，取 A

39、，112。由式15 -3/ p1/ 4 29初步估算轴的最小直径dmin二A。3；2二112訂 二34.43Y rhV 147.67根据最小直径，查机械设计课程设计附录表1-11，取直径d=35mm轴的结构设计a.拟定轴上零件的装配方案本题的装配方案已在前面分析比较，现选用下图所示的装配方案b.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度在C-D段安装高速齿轮，所以为了满足轴的刚度要求，取dc-D=40。为了较好的 对齿轮进行轴向定位，需在左端安装一个套筒。轴的长度要比齿轮轮毂短12个mm由小齿轮B=65,取|C_D =63。为了满足齿轮的轴向定位要求，在 C-D段右 端需制出一轴肩，轴肩高度h二

40、0.07 Odd ,故取D-E段的直径dD_E二48mm。为 了使齿轮和轴较好的周向定位，需要用键连接在一起，由直径选用bX h=12X 8,键槽长度L=56.选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子 轴承。参照工作要求及直径，初选0组基本游隙组，型号32907轴承，其尺寸为 d D B = 35 55 14，故 dA-B=dH-j=35,LA-B= Lh-j =14 。I齿轮左端面与箱体内壁的距离 L=10, I轴小齿轮比大齿轮宽5mm所以此处 大齿轮要距离箱体内壁的距离为10+2.5+2=14.5.轴承断面与箱体内壁间留有足够间距，取 s=5mm，故 lB

41、63; =14.5 5=19.5,取 dBX 35mm。轴段E-G上安装第二对小齿轮，采用齿轮轴的形式。为了齿轮的轴向定位，右 端安装一个套筒，即Ie_g 86mm .由上面的计算得：取分度圆直径 dE上81mm， 取齿顶圆直径为86mm。齿轮右端面与箱体内壁的距离 L=10,轴承断面与箱体距 离为 S=5mnj则 Igh =15mm.d. 轴上零件的轴向定位齿轮，带轮与轴的轴向定位均采用平键连接。按dC_D =40mm，由表6-1得bXh=12X 8,键槽用键槽铣刀加工，长为 56,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的 对中性，带轮与轴的配合为空。n6e. 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，

42、取轴端倒角为2 450，各轴肩处得圆角半径见上图。川轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计轴的设计初定轴的最小直径选轴的材料为4 5钢，调质处理。根据表15 3，取 A =112。由式15-3初步估算轴的最小直径dmin= 112 寸 4.08= 44.82。V 63.66根据最小直径，查机械设计课程设计附录表 1-11，取直径dA = 50mm。 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dA.为了使所选的轴直径dA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=K，查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,则，4Tea 二 Ka=1.3 612060 10 =

43、 795678 N mm查机械设计手册,选用HL4型弹性柱销联轴器其公称转矩为 1250000N- mm。 半联轴器的孔径d1 50m m,故取dA_B 50mm半联轴器长度L= 112mm，半联 轴器与轴配合的毂孔长度L' -84mm ,故取LA-B=84mm.轴的结构设计a.拟定轴上零件的装配方案本题的装配方案已在前面分析比较，现选用下图所示的装配方案b.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度A-B段是要连联轴器的，所以要开键槽。根据直径选择bx h=14X 9,长度L=70. 为了使联轴器轴向固定，在右端 B-C段制出一个台肩，得dB=6

44、0mm，在B-C 段安装轴承端盖，取lB_c - 50mm o选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子 轴承。参照工作要求及直径，初选0组基本游隙组，型号32913轴承，其尺寸为 d D B =65 90 17 .C-D段安装轴承，由轴肩高度h =0.070.9故取 do-D =dH J =65mm,Lc_D=17mm.D-E段无零件，取dD_E =70mm.为了满足右端齿轮的轴向定位要求，在D-E段右端需制出一轴肩，轴肩高度h二0.07 0.8 ,故取E-F段的直径dE_p二80mm。F-G段安装齿轮，其轴要选用标准直径，取If上=79mm.为了使齿轮右端的套筒更

45、好的定位齿轮，轴的长度要比齿轮轮毂短12个mm由大齿轮B=81,取If$81一279.查标准轴的直径，取dF卫=71。为了使齿轮和轴较好的周向定位，需要用键连接在一起，由 F-G直径选用bX h=20X 12,键槽长度L=63.齿轮右端面与箱体内壁的距离 L=10，I轴小齿轮比大齿轮宽5mm所以此处大 齿轮要距离箱体内壁的距离为2.5+10=12.5。轴承断面与箱体内壁间留有足够间距，取 s =5mm，故 |G 上=12.5 2 5 =19.5 ,取 dH=65mm。轴上零件的轴向定位齿轮，带轮与轴的轴向定位均采用平键连接。按dF_H =71mm，由表6-1得bXh=20X 12,键槽用键槽铣

46、刀加工，长为 L=63.同时为了保证齿轮与轴配合有良好 的对中性，带轮与轴的配合为也。n6确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为2 450，各轴肩处得圆角半径见上图。4. 润滑与密封 润滑方式的选择因为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度v ：12ms，所以采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。考虑到高速级大齿轮可能浸不 到油，所以在大齿轮下安装一小油轮进行润滑。轴承利用大齿轮的转动把油 溅到箱壁的油槽里输送到轴承机型润滑。 密圭寸方式的选择由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度v：10ms，所以采用毛毡圈密封。 润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械设计手

47、册可选用工业齿轮油N200（SH0357-92。5.箱体结构尺寸机座壁厚SS =0.025a+310mm机盖壁厚S1S 1=0.02a+310mm机座凸缘壁厚b=1.5S 115mm机盖凸缘壁厚b1=1.5 S 115mm机座底凸缘壁厚b2=2.5 S25mm地脚螺钉直径df =0.036a+12=17.418mm地脚螺钉数目a<250,n=66轴承旁联接螺栓直径d1=0.75 df =13.514mm机盖与机座联接螺栓直径d2d2=（0.5 0.6） df10mm联接螺栓d2间距L=150200160mm轴承盖螺钉直径d3=（0.4 0.5） df8mm窥视孔螺钉直径d4=（0.3 0

48、.4） df7mm定位销直径d=（0.7 0.8） d28mm轴承旁凸台半径R20mm轴承盖螺钉分布圆直径D0= D+2.5d3（D为轴承孔直径）D01=75mmD02=75mm D03=100mm轴承座凸起部分端面直 径D2= Do+2.5d3D2i=79mmD22=79mm D23=i23mm大齿顶圆与相体内壁距离 1 i>1.2 Si2mm齿轮端面与箱体内壁距离厶2 2> Si0mm两齿轮端面距离 4=10i0 mmdf，di，d2至外机壁距离C1=1.2d+（5 8）Cif=28mm Ci仁 24mm C12=20mmdf，di，d2至凸台边缘距 离C2C2f=22mm C21=20mm C22=18mm机壳上部（下部）凸缘 宽度K= C1+ C2Kf=48mm K仁 38mm K2=33mm轴承端盖凸缘厚度tt=（11.2）d39机盖、机座肋厚mi=0.85S i，m=0.85S8.5轴承孔边缘到螺钉di中 心线距离e=（1 1.2）d113mm轴承座凸起部分宽度Li > C1f+ C2f+（3 5）52 mm吊环螺钉直径dq=0.8df13mm10设计总结本设计是根据设计任务的要求，