二级减速器课程设计

1、课题名称：带式输送机传动装置设计学 院：专业班级：学 号：学 生指导老师：。机械设计基础课程设计评阅书题目带式输送机传动装置设计学生姓名学号指导教师评语及成绩指导教师签名：年 月 日答辩评语及成绩答辩教师签名：年 月 日教研室意见总成绩：室主任签名：年 月日机械设计课程设计说明书摘要本次课程设计是设计一个二级减速器， 根据设计要求确定传动方案，通过 比较所给的四种方案，选择c方案，做为设计方案。设计过程根据所给输出机的 驱动卷筒的圆周力、带速、卷筒直径和传动效率。确定所选电动机的功率，再确 定电动机的转速范围，进而选出所需要的最佳电动机。计算总传动比并分配各级 传动比，计算各轴的转速、转矩和各

2、轴的输入功率。对传动件的设计，先设计齿 轮，从高速机齿轮设计开始，根据功率要求、转速、传动比，及其其他要求，按 齿轮的设计步骤设计，最后确定齿轮的齿数，模数，螺旋角等一系列参数。本次 课程设计我采用的是直齿轮，直齿轮的优点是，（1）效率高，在常用的机械传 动中，以齿轮传动的效率为最高；（2）结构紧凑，在同样的使用条件的下，齿 轮传动所需的空间尺寸一般较小；（3）工作可靠、寿命长，设计制造正确合理、 使用维护良好的齿轮传动，工作十分可靠，寿命可长达一、二十年，这也是其它 机械传动所不能比拟的；（4）传动比稳定，传动比稳定往往是传动性能的基本 要求。之后设计齿轮的结构，按机械设计所讲的那样设计，按

3、同样的方法对 低速级进行设计，接下来对箱体进行大体设计，设计轴的过程中将完成对箱体的总体设计，设计轴主要确定轴的各段轴径及其， 在此设计过程中完 成了对一些附加件的设计包括对轴承的初选， 主要是根据轴的轴向及周向定位要 求来选定，然后对轴进行强度校核， 主要针对危险截面。这个过程包括一般强度 校核和精密校核。并对轴承进行寿命计算，对键进行校核。设计过程中主要依据课程设计，对一 4些标准件和其他的一些部件进行选择 查取，依据数学公式和经验进行对数据的具体确定。关键字：减速器 齿轮 轴 轴承 键 箱体I摘 要I1 设计任务 12 传动系统方案的拟定23 电动机选择 23.1 选择电动机的类型2.3

4、.2 计算传动装置的运动和动力参数 5.4 齿轮的设计64.1 高速级齿轮传动的设计计算 7.4.2 低速级齿轮传动的设计计算1.15 轴的拟定 165.1 联轴器的设计及选择1.6.5.2 初选滚动轴承的类型及轴的支承形式 1.75.3 轴承盖的结构1.7.5.4 滚动轴承的润滑与密封1.7.5.5 确定齿轮位置和箱体内壁线1.76 轴与滚动轴承的设计、校核计算 186.1 低速轴的设计1.8.6.2 输出轴的校核1.9.7 键的设计计算及校核 2171.选择键联接的类型和尺寸 2.1.8箱体结构的设计 22结 论 25致 谢 26参考文献 27机械设计基础课程设计说明书1设计任务课程设计的

5、目的该课程设计是继机械设计课程后的一个重要实践环节，其主要目的是：1、综合运用机械设计课程和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固和拓展所学的知识通过设计实践，逐步树立正确的设计思想， 增强创新意识和竞争意识，熟悉掌握 机械设计的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力。通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，进行 全面的机械设计基本技能的能力的训练。课程设计要求1 .两级减速器装配图一张（A0）2 .零件工作图两张（A3）3 .设计说明书一份课程设计的数据课程设计的题目是：带式输送机减速系统设计工作条件：运输机连续单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起

6、动，两班制 工作，使用期限10年，输送带速度容许误差为土 5%卷筒直径D=270mm带速=1.85m/s,带式输送机驱动卷筒的圆周力（牵引力）F=2.9KN仅供参考目 录 内容以课本为主！这的别采用！错误的！ ！ ！ ！ ！ ！ 千万别用！-1 -机械设计课程设计说明书2传动系统方案的拟定2.1组成机器通常原动机、传动装置、工作机等三部分组成。传动装置位于原动机和工 作机之间，用来传递运动和动力，并可以改变转速，转矩的大小或改变运动形式, 以适应工作机功能要求。4 .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，要求轴有较大的刚度, 2.3确定传动方案综合比较带式输送机的四种传动方案

7、，下图的传动方案工作可靠、传动效率高、 维护方便、环境适应性好。2.4.选择二级圆柱直齿轮减速器（展开式）图2-1传动装置总体设计简图初步确定传动系统总体方案如：传动装置总体设计图所示-34 -3电动机选择3.1 选择电动机的类型电动机选择包括选择类型、结构形式、容量（功率）和转速，并确定型号。电动机类型和结构形式选择工业上一般用三相交流电源，无特殊要求一般应选三相交流异步电动机。最常用的电动机是Y系列笼型三相异步交流电动机。其效率高、工作可靠、 结构简 单、维护方便、价格低，使用与不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的 场合。由于启动性能较好，页适用于某些要求较高的启动转矩的机械。常用的

8、是封闭式Y （IP44）系列。2.选择电动机容量选择电动机容量就是合理确定电动机的额定功率。电动机容量主要由发热条件而定。电动机发热与工作情况有关。对于载荷不变或变化不大，且在常温下长 期连续运转的电动机，只要其所需输出功率不超过其额定功率， 工作时就不会过 热，可不进行发热计算。这类电动机按下述步骤确定：1 ）工作机所需功率 Pw工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算确定。已知输送带速度（m/s）与卷筒直径D （mm）,则卷筒轴转速nW为:nw=1000 60v r/min=1000 60 1.953.14 280133r/min(3-1)已知带式输送机驱动卷筒的圆周力（牵引力）F

9、（N剂输送带速（m/s）,则卷筒轴所需功率为:Pw =黑kW=3000 1.951000kW=5.85kW(3-2)2）电动机的输出功率P电动机至工作机主动轴之间的总效率，即:23223212 3 4 = 0.990.980.970.96 =0.85(3-3)式中，正1、 2、 3、 4为电动机至卷筒之间的各传动机构和轴承的效率，由表2-4查的其数值为：弹性联轴器1=0.99、滚动轴承2 =0.98、圆柱齿轮传动 3=0.97、卷筒滑动轴承4=0.96。1 )电动机的输出功率Pd为： p5 85 _pd =-pw kW=585 kW 6.88kW(3-4)0.852 )确定电动机额定功率Ped

10、根据计算出的功率 兄可选定电动机的额定功率Ped。应使Ped等于或稍大于R。故，按表20-1选取电动机额定功率Ped =6.88 kW3 .电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由表2-2查的两级圆柱齿轮(展开式)传动比范围i =860，则电动机的转速可选范围为：nd?=nw i =1197-4788r/min(3-5)可见同步转速为 1000r/min、1500r/min、3000r/min 的电动机均符合。选定的型号为Y132M-44 电动机的 技术数据和 外形、 安 装尺寸AC AB图3-1电动机外形电动机型号HABCDEFX GDGKABADACHDAABBH

11、ALY132M1322161788938 81010X 833122802101353156023818515表3.1电动机型号由表20-1、表20-2查出Y132M-4型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸, 并列上表对于二级圆柱齿轮减速器，为使两级的大齿轮有相近的浸油深度，高速级传动比级传动比i2可按下列方法分配：ii总传动比为：n mi总 nw取i23.1 ,则低速级传动比为：i 2= 3.493.2计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速n(r/min)传动装置的各轴转速为：1.11.5 i214401440 10.83133i1和低速(3-6)(3-7)(3-8)n1 1440 r

12、 / mi n(3-13)'n2 n i11440413r / mi nn3n2i23.12.各轴输入功率P(kW)各轴输入功率分别为:P)Fed =6.88kw(3- 14)(3-15)(3-16)(3-17)P Ped 1=6.88 X 0.99 kW=6.81kWPiiPi 2 3=6.81 X 0.98 X 0.97 kW =6.54kW(3-18)PIIPII2 3=6.54 X0.98 X0.97 kW =6.28kW3.各轴输入转矩T( N m)各轴的输入转矩分别为：Ti9550 , p1 45163.54N.mmn19550 pT2 151370.54N.mmn2T39

13、550 p3450593.54N.mm%(3-19)(3-20)(3-21 )(3-22)表3.3方案对比表项目电动机高速轴I中间轴H低速轴m转速(r/min )14401440413133功率(kW6.81r6.8116.546.28转矩(N mm)45627151370.54446087.6传动比10.833.493.1效率0.8330.96060.96034齿轮的设计本次课程设计我采用的是直齿硬齿面圆柱齿轮，齿轮的优点是：（1）效率高，在常用的机械传动中，以齿轮传动的效率为最高；（2）结构紧凑，在同样的使用条件的下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小；（3）工作可靠、寿命长，设 计制造正确合

14、理、使用维护良好的齿轮传动，工作十分可靠，寿命可长达一、二 十年，这也是其它机械传动所不能比拟的；（4）传动比稳定，传动比稳定往往 是传动性能的基本要求。设计齿轮的要求是：（1）高的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度；（2）齿面由 较高硬度、耐磨性；（3）轮齿芯部要有足够的强度和韧度。故齿轮的设计按下 述步骤：4.1 高速级齿轮传动的设计计算1 .选齿轮类型、材料、精度等级及齿数。（1）选择齿轮类型；考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都 选用硬齿面渐开线直齿轮。（2）选择齿轮材料及热处理；高速级小齿轮选用 40Cr钢调质淬火处理，小齿 轮齿硬度为240HBs大齿轮选用45钢调质淬火，齿面硬

15、度为190HBs（3）选择齿轮精度等级；按 GB/T10095- 1998,选择7级。（4）选择齿轮齿数；取小齿轮齿数 4=25,大齿轮齿数z2 z, i1=872 .按齿面接触强度设计计算；32K1 u 1,ZhZe 2d1t J （-）（4-1 ）,du h（1）确定公式内各参数的值:1）试选载荷系数Kt =1.3。2）计算小齿轮传递的转矩。Ti95.5 105 6.81144045163.54N.mm（4-2）3）由课本P205表10-7选取吃宽系数d 1。14）由课本P201表10-6选取弹性影响系数Ze=189.8MP¥ 。5）由课本P209图10-21按齿面硬度查得小齿轮

16、的接触疲劳强度极限Hiim1 1000MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限Hiim2 1000MPa。6）由课本P206公式10-13计算应力值环数N1=60nlj L =60 X 1440X1 X (2X8X300X 10) h=1.244X 109h(4-3)N 2 = N/U1.17 109(4-4)7)查课本P207图10-19查得接触疲劳寿命系数：K 1=0.90 K 2=0.95 8)计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S = 1,应用P205公式(10-12)得：H 1= KHN1 Hlim1 =0.90 X1000Pa=540MPa(4-5)SH 2 = KHN2 H

17、lim2 =0.95 X 1000=523MPa(4-6)S(2)设计计算1)试算小齿轮的分度圆直径d1由计算公式得：(4-7)2）计算圆周速度vq 1.3 4.924 104 c4.5,189.8 0.871 2.5、23? 一 () mm46.789mmd1tn1 v 60 10003)计算齿宽bo44.284 144060 1000m/s= 3.5m/s(4-8)13.5523(4-9)b= d d1t =1 x 46.789mm=46.789mm5）计算载荷系数。根据v 3.337 m/s,7级精度，由课本 年4图10-8查得动载荷系数Kv=1.12;Fti =2T"d 1t

18、=2 45163.54/44.284=2.105103;KFt1/b=1.25 2.105 Xl03/44.282=56.236N/mm100查表10-3得齿间载荷分配系数Kh =1.2由课本P93表10-2查得使用系数Ka =1.25;由课本年6表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时,Kh =1.420o由b=8, Kh =1.507查课本 年8图10-13得Kf =1.45;故载荷系数 hK KaKvKh Kf 1.25 1.13 1.2 1.420 2.4066)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径,3 K3 2.406d1=d 1t I =44.284 x J=49

19、.438 mm- Kt1.3(4-13)(4-14)7）计算模数md1 49.438m = -2.393mmZi25(4-15)3.按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式2KT1 (YFaYSa)dZl f(4-16)确定公式内各计算数值1）由图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限Flm 500MPa ;大齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim 380MPa ；2）由课本比6图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfni 0.85, Kfn2 。85;3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲安全系数S=1.4,由式KNm得S1 KN1 FE1 0.85 500 303.57MPaS1.4(4-17)2KN2

20、 FE2S0.85 3801.4238.86MPa(4-17)5)查取齿形系数。查课本由P2oo表10-5得Yfh1 = 2.65;Yfh2 = 2.236)查取应力校正系数。查课本由Bo。表10-5得Ysa1 = 1.58;Ysa2=1.767)计算大、小齿轮的YfFq,、-二并加以比较ff1303.57(4-18)Yf 2 Fsa2F22.23 1.76238.860.0164Yf 1 Fsa12.65 1.58-0.0138(4-20)大齿轮的数值大。所以选用大齿轮。设计计算2 1.3 4.924 10000 0.685224mm 2.145mm(4-19)对比计算结果，由齿面接触疲劳强

21、度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力， 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, 可取由弯曲强的算得的模数 m =2.145并就近圆整为标准值m=2.5,按接触强度算得的分度圆直径d1=49.438mm算出小齿轮齿数乙久理825m 2大齿轮的齿数Z 23.492587这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲 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d1 = z1m 25 2.5 62.5 mm(4-20)d2=z2m 87 2.5

22、217.5 mm(4-21)d1 d262.5 2117.5(2)计算中心距a 140mm22(4-25)(3)计算齿轮宽度 bdd1 1 62.5mm 62.5mm (4-26)圆整后取B2 65 mm B1 70 mm1 .2低速级齿轮传动的设计计算2 .选齿轮类型、材料、精度等级及齿数。(1)选择齿轮类型；考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线直齿轮。(2)选择齿轮材料及热处理；高速级小齿轮选用40Cr调质淬火，小齿轮齿面硬度为280HBSo大齿轮选用45钢调质淬火，齿面硬度为240HBS(3)选择齿轮精度等级；按 GB/T10095- 1998,选择7级。(4

23、)选择齿轮齿数；z1=24 z2=24M.1=773 .按齿面接触强度设计计算；(4-27)2KtT2u 1 (ZhZ(1)确定公式内各参数的值1)试选载荷系数Kt =1.32)计算小齿轮传递的转矩。T2 15.137104N ?mm(4-28)3)由课本P205表10-7选取吃宽系数d 1。14)由课本P201表10-6选取弹性影响系数 ZE=189.8MPa2 。5)由课本P209图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2 550MPa。6)由课本P206公式10-13计算应力值环数N3=60nlj L =60 x300

24、.63 x 1 x (2X8X300X 10) h=8.66 x 108h(4-29)Z2、3.69=) 乙8N 4=- -h 2.35 107h (3.69 为齿数比，即u 3.69(4-30)7）查课本P.图10-19查得接触疲劳寿命系数：K 3=0.90 K 4 =0.958）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=1,应用P205公式(10-12)得:K(4-31)(4-32)H 3=Khn3 Hlm3 =0.90 X600MPa=54MPaS=0.95 X 550=523MPaKHN4 H lim 4H 4qS(2)设计计算1)试算小齿轮的分度圆直径d1t,由计算公式得：

25、3 d3t 2.32 KtT2 ?u1 ( ZE )2 70.579mm d u ' h，(4-33)2)计算圆周速度v0v d1n =1.53m/s(4-34)60 10003)计算齿宽bob= d d3t=1X70.579mm=70.579mm(4-35)5）计算载荷系数。根据v 1.06m/s, 7级精度，由课本 年4图10-8查得动载荷系数Kv=1.06;&a=1.2由课本P93表10-2查得使用系数Ka=1.25;由课本年6表10-4用插值法查得6级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时,KH =1.421 。故载荷系数KKAKVKH KH 1.25 1.02 1 1.42

26、1 2.26(4-39)6 )按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径3 3 K226d3=d3t J=53.24X =84.857mm(4-40)Kt，1.37)计算模数mm=*Z384竺7 3.535mm243 .按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式m确定公式内各计算数值1）由课本图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限Fliml500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim2 380Mpa ；2）由课本图10-22取弯曲疲劳寿命系数KFN1 0.85,KFN 20.88 ;3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲安全系数S=1.4,由式KNm得 SKN3 FE33 S0.85 500 3

27、03.57MPa1.4(4-43)Kn 4 FE 440.85 380238.86MPa1.4(4-44)(4-45)5）查取齿形系数。查课本由P200表10-5得Yfh3 = 2.65;Yf,4 = 2.236）查取应力校正系数。查课本由表10-18得Sa4=1.58；4 = 1.767）计算大、小齿轮的YfFS,、上并加以比较FYF FSa3F 3 Sa 3F 3嘿詈0.0138(4-46)Yf 4FSa4F42.23 1.76303.570.0164(4-47)大齿轮的数值大。所以选用大齿轮。设计计算3 2 1.85 16.442 10000m Jmm 2.62mm18 18(4-48)

28、对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力， 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, 可取由弯曲强的算得的模数 m=2.62并就近圆整为标准值m=3,按接触强度算得的分度圆直径di =84.857mm算出小齿轮齿数d384.875 -z3 - 27m 3大齿轮的齿数Z4 3.1 27 85取 Z4 85。(4-49)这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，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d3 z3m

29、27 3 81 =81 mm(4-50)d4 z4m 106 3 261 mm(4-51)/ c、li+t t、o匚ds d4 261 81(2) 计力-事心也g a 168mm22(4-52)(3)计算齿轮宽度b dd3 1 81mm 81mm(4-53)圆整后取B4 90 mm 、B3 85 mm表4.1方案对比表齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4齿数z25872785齿范B (mm70659085中心距a(mm)140168模数m (mrm2.52.533压力角20202020齿顶图系数ha1111顶隙系数c0.250.250.250.25分度圆直径d62.5217.581255变位系数x0000

30、齿顶局ha2.52.533齿根高hf3.1253.1253.753.75齿顶圆直径da67.5222.587261齿根圆直径hf56.25211.273.5247.55轴的拟定5.1联轴器的设计及选择1 .类型选择.联轴器的类型根据工作要求选定。联接电动机与减速器高速轴的联轴器，由于轴的转速较高，一般应选用具有缓冲、吸振作用的弹性联轴器，例如弹性套柱销联轴器，弹性柱销联轴器。减速器低速轴与工作机联接用的联轴器，由于轴的转速较低，传递的转矩较大，又因为减速器轴与工作机轴之间往往有较大的轴线 偏移，因此常选用刚性可移式联轴器。2 .联轴器的设计计算(1)高速轴的联轴器的选择已知？ =6.81kw

31、nz=1440r/min J =45163.54N mm选取轴的材料为 40Cr, 调质处理；查课本P370表15-3,取A0=112,所以得高速轴的最小直径处算为：dmin A 序 112 lmm 18.8mm(5-1)0 N1. 1440联轴器的计算转矩查课本P351表14 1,选取Ka 1.5,所以转矩为：Tca Ka1.3 49.18N m 58.71N m(5-2)按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计P62表17 2, 选取LX3型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为12502 m=半联轴器的孔径dI 38mm ,长度L 80mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度 LI 82

32、mm ,联轴器 与电动机配合的半联轴器选择孔径为d 30mm,所以高速轴的最小直径选为30mm o(2)低速轴的联轴器的选择已知 Pm =49.1860kw nm =81.47r/min Tm =491860 - mm 选取轴的材料为 45钢，调质处理；查课本P370表15-3,取a=112,所以得高速轴的最小直径处 算为：P.， 4 91dmin A 3，-112 Jmm 41.7mm(5-3)0 '. N3, 81.47联轴器的计算转矩查课本 1表14 1,选取KA 1.5,所以转矩为：Tca KaTw 1.5 491860 N m 585.77N ?m(5-4)按照计算转矩小于联

33、轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计P62表17 2, 选取TL8型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为1250N- ml半联轴器的孔径dI 45mm ,长度 L 112mm5.2 初选滚动轴承的类型及轴的支承形式按照对轴系轴向位置的不同限定方法，轴的支承结构可分为三种基本型式， 即双支点各单向固定，常用两个安装的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，两个轴承 各限制轴载一个方向的轴向移动。深沟球轴承也可用于双支点各单向固定的支 撑，主要用于无轴向力的支撑；一支点双向固定，另一端支点游动，用于跨距较 大且工作温度较高的轴，其热伸长量大；两端游动支承，对于一对人字齿轮本身的相互轴向限位作用，它们的轴承内外圈的

34、轴向紧固应设计成只保证其中一根轴 向相对机座由过顶的轴向位置，而另一根轴上的两个轴承都必须是游动的以防止 卡死或人字齿的两侧受力不均匀。普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，常采用两端固定支承。因为采用直 齿圆柱齿轮，轴承仅承受径向力的作用，故选用深沟球轴承，轴承内圈在轴上可 用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。在设计时应注意留有 适当的轴向间隙，以补充工作时轴的热伸长量。对于可调间隙的角接触球轴承， 则可利用调整垫片或螺纹件来调整轴承游隙， 以保证轴系的游动和轴承的正常运 转。5.3 轴承盖的结构轴承盖的作用是固定轴承、承受轴向载荷。密封轴承座孔、调整轴系位置和 轴承间隙等。采

35、用凸缘式轴承盖。5.4 滚动轴承的润滑与密封根据课本P332表13 10适用于脂润滑和油润滑的dn值界限(表值104),因 为采用深沟球轴承，所以本次设计轴承采用脂润滑，为了防止轴承中的润滑脂被 箱内齿轮啮合时挤出的油冲刷、稀释而流失，所以在轴承内侧设置毡圈。在减速器的输入轴与输出轴的外伸端，应在轴承盖的轴孔内设置密封件。5.5 确定齿轮位置和箱体内壁线箱座壁厚 8mm；1 10mm；2 16mm； 3 5mm；4 10mm；5 10mm; 6 45mm；7 20mm； Li 50 mm °6轴与滚动轴承的设计、校核计算6.1低速轴的设计1 .已知 Pii6.85kvy nm 81.

36、47r/min , Tm 4,918 105N ?mm ;选取轴的材料为45钢，调质处理；轴的最小直径是联轴器的孔径，所以低速轴的最小直径确定为 45mm2 .求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为而da 234mm aFt2Tiida一 一 一一52 4.918 10 N2613677.35N(6-1)Fr Ft tan3677.95 tan20 1338.32N(6-2)3 .轴的结构设计（1）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要求的轴向定位要求，I - R轴段左端需要制出一轴 肩，由半联轴器的孔径可知dI II 45mm ,故取H - in的直径dn

37、皿50mm ;右端用 轴端挡圈定位，由轴径取挡圈的直径为D 56mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度 为84mm ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故I - II的长度应比 略短一些，现取1 110mm 02 ）初步选择滚动轴承。因轴承仅承受径向力作用，故选用深沟球轴承。参照 工作要求并根据dn皿50mm,由轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组、标准 精度级的深沟球轴承 6211,其尺寸为 d D B 50mm 100mm 21mm ,故dw 1V d皿皿55mm ；由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定A皿45.5mm左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6211型轴

38、承定位轴肩 高度 h 0.07d,取h 5mm,因此 dVI VII 60mm 03）取安装齿轮处的轴段dVII VI55mm ;齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取1Vl皿83mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高h 6mm,取dv75mm.轴环宽度 b 1.4h,取 b 8mm,即 1V1V 83mm。4）轴承端盖的总宽度为30mm由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。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 端面间的距离1 20mm ,故取1口皿62mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离 a=16mm,两

39、圆柱齿轮间的距离 4 15mm。考 虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s 15mm; 已知滚动轴承宽度B=21mm,高速齿轮轮毂长 L=55mm,考虑到各个部分，取11111V43.5mm , 1V IV 43.5mm ；至此，已初步确定了轴的各端直径和长度. 传动轴总体设计结构图：虾T雄到6.2输出轴的校核1.求作用在齿轮上的力已知输出轴大齿轮的分度圆直径为 da=262mmFt4 4927.35N Fr4 1793.4N2.从轴的载荷分析图可以判断 危险截面在B处，现将计算出的截面B处的M、 Mv、 Mh的值列于下表表6-1对照表载荷水平向H垂直向V支反力F(N

40、)FNH1=1866.4 FNH2 =3060.9Fnv1 =679.3 Fnv2 =1114.1弯矩M(N mm)Mh =191306Mv 69628.25总弯矩M Jm： M； J1913062 69628.252 203.58?m扭矩 T(N - mm )576.5156.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据：10.52MPa(6-4)此轴合理安全_ ,Mi2 (右)2 _ 203.582 (0.6 576.5)2ca 一=2W.0.1 692前已选轴材料为45钢，调质处理。查课本 P362 表 15-1 得1 =60MPa- ca< 1 输出轴的载荷分析图：7键的设计计算及校核1

41、.选择键联接的类型和尺寸股8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。查课本Pi06表6-1取：中间轴：12 8 70低速轴：18 11 702 .校核键联接的强度查课本表Po6表6-2得p=100 120MPaa其平土O, p=110MPa 键工作长度中间轴：l2L2b26218mm42mm低速轴：LL,b43,518mm24.5mm333(7-1)(7-2)键与轮毂键槽的接触高度中间轴：k2=0.5h2=4mm2五 103k212d2低速轴：K3=0.5h 3=5.5mm2 164.870 103 nmMPa4 42 5055.93MPa

42、 p p(7-3)2T3 103K313d32 491.8 1035.5 43.5 60MPa94.9MPa p(7-4)两者都合适8箱体结构的设计1、减速器的箱体采用铸造（HT150制成，采用剖分式结构2、机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度3、考虑到机体内零件的润滑，密封散热。选择脂润滑为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精 创，其表面粗糙度数值为6.3。4、机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8mm圆角半径为R=S机体外型简单，拔模方便.5、对附件设计A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间， 以

43、便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板， 机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机 械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 M8的螺钉紧 周。B油塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放 油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块， 由机械加工成螺塞 头部的支承面，并加封油圈加以密封。C油标油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低， 以防油进入油尺座孔而溢出。D通气孔由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部 的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。E起盖螺钉起盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结

44、凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。F位销为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方 向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G吊钩在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。减速器机体结构尺寸如下：表8-1名称符号计算公式结果箱座壁厚0.025a 3 88箱盖壁厚1i 0.02a 3 88箱盖凸缘厚度bibii.5 ii2箱座凸缘厚度bb i.5i2箱座底凸缘厚度b2b22.520地脚螺钉直径dfdf 0.036a i2M20地脚螺钉数目n查手册4轴承旁联接螺栓直径didi 0.75dfMi6机盖与机座联接螺栓直径d2d2= (0.5 0.6) d

45、fMi2轴承端盖螺钉直径d3查手册视孔盖螺钉直径d4d4= (0.3 0.4) dfM8定位销直径dd = (0.7 0.8) d26d f , di, d2至外机壁距离Ci查机械课程设计指导书表4分别为24,20,i8d f , d2至凸缘边缘距离C2查机械课程设计指导书表4分别为22, i8外机壁至轴承座端面距离lili=Ci+C2+ (5 i0)50大齿轮顶圆与内机壁距离1i>i.2i0齿轮端面与内机壁跑离22 >i6机盖，机座肋厚m, mh 0.85 i,m 0.85mi 6.8m 6.8轴承端盖外径D2D2D + (55.5) d3102( 1)1122( n)140 (m)轴承旁联结螺栓跑离SS D2112 ( I ) 92 ( H ) 140 (m)这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱直齿轮减速器的课程设计，是我们 真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，是对我们综合分析和解决问题的能力的一次提升。 通过三个星期的设计实践，我认识到了自身的 很多不足，通过弥补