机械设计课程设计热处理车间传送设备的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器

1、湖南工业大学 机 械 设 计 课 程 设 计资 料 袋 机械工程 学院（系、部） 2011 2012 学年第 一 学期课程名称 机械设计 指导教师 职称 教授 学生姓名 专业 机械工程及自动化 班级 机工091 学号 09405700435 题 目 热处理车间传送设备的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器 成 绩 起止日期 2011 年 12 月 20 日 2012 年 01 月 03 日目 录 清 单序号材 料 名 称资料数量备 注1课程设计任务书1张2课程设计说明书1本3装配草图1张4装配图1张5零件图2张课程设计任务书20112012学年第一学期 机械工程 学院（系、部） 机械工程及自动化 专业

2、 机工091 班级课程名称： 机械设计 设计题目： 热处理车间传送设备的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器 完成期限：自 2011 年 12月 20 日至 2012 年 01 月 03 日共 2 周内容及任务一、设计的主要技术参数：工作条件：用于传送清洗零件，双班制工作，工作时有轻微震动，使用年限10年（其中轴承寿命为三年）。二、设计任务：传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。三、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务：（1） 减速机装配图1张；零件工作图23张； （2） 设计说明书1份（60008000字）。进

3、度安排起止日期工作内容2011.12.20-2011.12.23传动系统总体设计2011.12.24-2011.12.26传动零件的设计计算2011.12.27-2012.01.02减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书2012.01.03交图纸并答辩主要参考资料【1】濮良贵,纪明刚. 机械设计.8版. 北京:高等教育出版社,2006.【2】杨光,席伟光,李波,陈晓岑.机械设计课程设计.2版.北京:高等教育出版社,2010【3】赵大兴.机械制图.2版.北京:高等教育出版社,2009【4】朱理.机械原理.2版.北京:高等教育出版社,2010【5】徐雪林.互换性与测量技术基

4、础.2版.长沙:湖南大学出版社,2010【6】刘鸿文.材料力学.5版.北京:高等教育出版社,2011【7】毛谦德,李振清.袖珍机械设计师手册.3版.北京:机械工业出版社,2007 指导教师（签字）： 年 月 日系（教研室）主任（签字）： 年 月 日 机 械 设 计设计说明书热处理车间传送设备的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器起止日期： 2011 年 12 月 20 日 至 2012 年 01 月 03 日学生姓名郝志彬班级机工091学号成绩指导教师(字)机械工程学院（部）2012年01月03日目录1 传动方案设计31.1 课程设计的设计内容31.2 课程设计的原始数据31.3 课程设计的工作条件3

5、2 电动机的选择32.1 选择电动机的类型32.2选择电动机的容量32.3确定电动机的转速33 确定总传动比及分配各级传动比33.1传动装置的总传动比33.2 分配传动比33.3 各轴的转速计算33.4 各轴输入功率计算33.5 各轴输入扭矩计算34 V带传动的设计计算34.1 电动机所需功率Pca和满载转速nm34.2 带轮基准直径dd1、dd2；34.3 验算带速34.4 中心距a和带的基准长度Ld34.5 小带轮包角1；34.6 带的根数Z;34.7单根v带初拉力34.8轴压力Fp;35斜齿轮传动的设计计算35.1 材料的选择、齿数的选择35.2高速斜齿轮强度计算35.3低速斜齿轮强度计

6、算35.4齿轮的结构设计36 轴系零件的设计计算36.1 高速轴的设计及计算36.2 低速轴的设计及计算36.3 中间轴的设计及计算37 轴承的寿命校核37.1 高速轴承的寿命校核37.2 低速轴承的寿命校核38键联接强度校核计算38.1普通平键的强度条件38.2高速轴上键的校核38.3低速轴上键的校核39 润滑方式、润滑剂以及密封方式的选择39.1齿轮的滑方式及润滑剂的选择39.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择39.3密封方式的选择310 减速器箱体及附件的设计310.1减速器箱体的设计310.2减速器附件的设计311设计总结312参考文献31 传动方案设计1.1 课程设计的设计内容带传动

7、平稳、吸震且能器过载保护作用，故在高速级布置一级带传动。在带传动和运输带之间布置一台二级斜齿轮减速器，轴端连接选择弹性柱销联轴器。设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图1-1所示。图1-1双级斜齿圆柱齿轮减速器1-电动机；2-传动带；3-减速器；4-联轴器；5-卷轴；6-运输带1.2 课程设计的原始数据已知条件：运输带的扭矩：T=370N·m；运输带的工作速度：v=0.75m/s；卷筒直径：D=330mm；使用寿命：10年，每年工作日300天，3班制，每班8小时。1.3 课程设计的工作条件 设计要求：误差要求：运输带速度允许误差为带速度的±5%；工作情况：连续单向

8、运转，载荷平稳；制造情况：小批量生产。2 电动机的选择2.1 选择电动机的类型按按照设计要求以及工作条件，选用一般Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。2.2选择电动机的容量工作机所需的有效功率由文献【6】中3.1式得式中：P工作机所需的有效功率（KW） T运输带所需扭矩（N·m） n运输带的转动速度 推出 2.2.2 电动机的输出功率卷筒轴工作的转速， 传动装置总效率，其中，根据文献【2】中查得 传动装置总效率v带效率， 滚动轴承（一对）效率， 齿轮传动效率， 弹性联轴器效率， 卷筒效率，故： 因载荷平稳，电动机的功率稍大于即可，根据文献【2】中表8-53所示Y系列

9、三相异步电动机的技术参数，可选择电动机的额定功率。 .2.3确定电动机的转速电动机的转速选择常用的；两种同步转速：1500r/min和1000r/min，以便比较。根据电动机所需功率和同步转速，查表8-53确定电动机的型号为Y100L2-4或Y132S-6。传动系统的总传动比为 式中 电动机的满载效率； 卷筒转动皮带结构输入转速。根据文献【2】中表8-53所示Y系列三相异步电动机的技术参数，将计算数据和查表数据填入表2-1表2-1电动机数据根据文献【2】中表4-1查的V带传动比i=2-4,表4-2查的二级展开式圆柱齿轮传动比i=7.1-50,则总传动比i=14.2-100,两类电动机都满足条件

10、，但是方案1转速高，电动机的价格低，而且传动比也比较合适，所以选用方案1。3 确定总传动比及分配各级传动比3.1传动装置的总传动比式中：总传动比 电动机的满载转速（r/min）3.2 分配传动比带传动的传动比取为=3,则减速器的总传动比为则双级斜齿圆柱齿轮减速器高速级的传动比为低速级传动比为3.3 各轴的转速计算3.4 各轴输入功率计算3.5 各轴输入扭矩计算 将结果列入表3-1中，以便查用。表3-1各轴运动和动力参数4 V带传动的设计计算4.1 电动机所需功率Pca和满载转速nm由文献【1】表8-7查得工作情况系数KA=1.4,故 Pca=KAP1=4.2kw， nm=1420r/min，传

11、动比i=3，每天工作16个小时 4.2 带轮基准直径dd1、dd2；由文献【1】中图8-11得基准直径dd1=80-100mm,且V带带型为A；得 dd2=idd1=240-300mm;取dd1=90mm，得dd2=270mm4.3 验算带速 验算得v在5-25m/s内，故带速合适。4.4 中心距a和带的基准长度Ld由文献【1】中式8-20得得；取 由文献【1】式8-22计算所需的基准长度由文献【1】表8-2选带的基准长度Ld=1600mm。按文献【1】式8-23计算实际中心距a。4.5 小带轮包角1；由文献【1】式8-7计算轮包角1为4.6 带的根数Z; 单根V带的额定功率Pr：由dd1=9

12、0mm和nm=1420r/min,查文献【1】中表8-4a得P0=1.05kw查文献【1】中表8-4b查的P0=0.17kw;查文献【1】中表8-5得K=0.95;查文献【1】中表8-2得KL=0.96;于是：带的根数ZV带的根数Z为：取4根4.7单根v带初拉力由文献【1】中表8-3得A型带的单位长度质量q=0.10kg/m,所以单根v带的初拉力的最小值（F0）min为：对于新安装的V带，初始拉力应为1.5（F0）min=N。4.8轴压力Fp;轴压力的最小值为5斜齿轮传动的设计计算5.1 材料的选择、齿数的选择传送设备为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 1009588）。材料的选择

13、 由参考文献【1】表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。齿数 高速级选小齿轮的齿数,大齿轮齿数 故取。 低速级选小齿轮的齿数，大齿轮齿数 故取。选取螺旋角 初选螺旋角。5.2高速斜齿轮强度计算按齿面接触强度计算 根据文献【1】中10-21式进行试算，即确定公式内的各计算数值1） 试选Kt=1.62） 由文献【1】图10-30选取区域系数。3） 由文献【1】图10-26查的，则4） 由文献【1】表10-7查得因大小齿面均为硬齿面，故宜选用稍小的齿宽系数，先取。5） 由文献【1】图10-21d查得

14、 。6） 计算小齿轮传递的转矩。 7） 由文献【1】表10-6查得材料弹性影响系数189.8 。8） 由文献【1】式10-13计算应力循环次数。 9）由文献【1】图10-19取接触疲劳寿命系数10）由文献【1】式10-12，计算接触疲劳许用应力（取失效概率1%，安全系数S=1） 计算1)试算小齿轮分度圆直径,由计算公式得 2)计算圆周速度。 3)计算齿宽b及模数。 4)计算纵向重合度。 5）计算载荷系数K。已知使用系数，根据，7级精度，由文献【1】图10-8查得动载系数；由文献【1】表10-4查得的值为1.289；由文献【1】图10-13查得=1.25；由文献【1】表10-3查得=1.2故载荷

15、系数： 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 7）计算模数。 按齿根弯曲强度设计 由文献【1】式（10-17） 确定计算系数1）计算载荷系数。 2）根据纵向重合度，由文献【1】图10-28查得螺旋角影响系数。 3）计算当量齿数。 4）查取齿形系数。 由文献【1】表10-5查得； 5）查取应力校正系数由文献【1】表10-5查得； 6）由文献【1】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限 =380Mpa； 7）由文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.88; 8）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4

16、，由式（10-12）9）计算大、小齿轮的并加以比较。 大齿轮的数值大（2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度触强度，需按接触疲劳强度算的的分度圆直径d1=48.68mm来算出应有的齿数。于是由 取，则。几何尺寸计算计算中心距 将中心距圆整为118按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数等不必修正。计算大小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 圆整后取；。5.3低速斜齿轮强度计算按齿面接触强度计算 根据文献【1】中10-21式进行试算，即确定公式内的各计算数值1） 试选Kt=1.62） 由

17、文献【1】图10-30选取区域系数。3） 由文献【1】图10-26查的，则4） 由文献【1】表10-7查得因大小齿面均为硬齿面，故宜选用稍小的齿宽系数，先取。5） 由文献【1】图10-21d查得 。6） 计算小齿轮传递的转矩。 7） 由文献【1】表10-6查得材料弹性影响系数189.8 。8） 由文献【1】式10-13计算应力循环次数。 9）由文献【1】图10-19取接触疲劳寿命系数10）由文献【1】式10-12，计算接触疲劳许用应力（取失效概率1%，安全系数S=1） 计算 1)试算小齿轮分度圆直径,由计算公式得 2)计算圆周速度。 3)计算齿宽b及模数。 4)计算纵向重合度。 5）计算载荷系

18、数K。已知使用系数，根据，7级精度，由文献【1】图10-8查得动载系数；由文献【1】表10-4查得的值为1.290；由文献【1】图10-13查得=1.25；由文献【1】表10-3查得=1.2故载荷系数： 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 7）计算模数。 按齿根弯曲强度设计 由文献【1】式（10-17） 确定计算系数1）计算载荷系数。 2）根据纵向重合度，由文献【1】图10-28查得螺旋角影响系数。 3）计算当量齿数。 4）查取齿形系数。 由文献【1】表10-5查得； 5）查取应力校正系数由文献【1】表10-5查得； 6）由文献【1】图10-20c查得小齿轮的弯

19、曲疲劳强度极限=500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限 =380Mpa； 7）由文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.88，=0.90; 8）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）9）计算大、小齿轮的并加以比较。 大齿轮的数值大设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度触强度，需按接触疲劳强度算的的分度圆直径d3=75.30mm来算出应有的齿数。于是由 取，则。几何尺寸计算计算中心距 将中心距圆整为151按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数等不必修正

20、。计算大小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 圆整后取；。5.4齿轮的结构设计由高速级齿轮设计数据，根据文献【4】表7.7可对高速斜齿圆柱齿轮的结构设计如下表5-1所示名称符号计算公式小齿轮大齿轮螺旋角传动比齿数基圆螺旋角法面模数端面模数法面压力角端面压力角法面齿距端面齿距法面基圆齿距法面齿顶高系数法面顶隙系数分度圆直径基圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径标准中心距齿宽结构形式一般式腹板式表5-1高速斜齿圆柱齿的结构设计尺寸由低速级齿轮设计数据，根据文献【4】表7.7可对低速斜齿圆柱齿的结构设计如下表5-2所示名称符号计算公式小齿轮大齿轮螺旋角传动比齿数基圆螺旋角法面模数端面模数法面压力角端面

21、压力角法面齿距端面齿距法面基圆齿距法面齿顶高系数法面顶隙系数分度圆直径基圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径标准中心距齿宽结构形式一般式腹板式表5-2低速斜齿圆柱齿的结构设计尺寸6 轴系零件的设计计算6.1 高速轴的设计及计算轴上的功率、转速和转矩的计算 由前面计算所得 求作用在齿轮上的力 因在前面的设计中得到高速级小齿轮的分度圆直径为 而 圆周力、径向力、轴向力的方向如（图6-3）所示。6.1.3 初步确定轴的最小直径根据文献【1】中的式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢，调制处理。有文献【1】中的表15-3，取，于是就有输入轴的最小直径应该安装V带轮处，为了使轴直径与V带

22、轮的孔径相适应，故需同时选取V带轮的型号。根据文献【8】中表15-14查得带轮的孔径：由文献【1】表8-10中可得 e=15±0.3mm、f=9mm（图6-2），所以由求带轮宽的公式B=（z-1）e+2f可得带轮的宽为： 图6-2轮槽截面6.1.4 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案由于在此轴上只有一个齿轮，左边需空出一长段给其他轴上的齿轮留下空间，故采用下图（图6-1）示装配方案图6-1高速轴的结构与装配根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度方案。1）满足带轮的轴向定位要求。-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径式中：轴处轴肩的高度（mm），根据文献1中P364中查得定位轴肩的高

23、度，故取。左端用轴端挡圈定位。V带轮与轴配合的毂孔的长度，为了保证轴端挡圈只压在V带轮上而不是压在轴的端面上，故-段的长度应比L稍短一些，现取。2）初选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，根据文献【7】中表12-24中参照工作要求并根据，由轴承产品目录中可初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承332/32， 其尺寸为故；而，11mm为挡油环的长度。 ，11mm为挡油环的长度。左右两个滚动轴承都采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得332/32型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，取3）根据，要想能顺利装入齿轮必须大于，取，根据文献【1】表6-1查的键高,齿轮开的键槽为，因

24、为略小于齿根圆直径，显然不能使用键，所以齿轮应该跟轴做成一体的齿轮轴。由前面齿轮设计知小齿轮的齿宽为，所以，齿轮两端需要开退刀槽，取规格为5×3mm。4）取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V带轮右端面间的距离30mm，故取5）取齿轮轮毂距箱体内壁之间的距离为18mm,齿轮2的轮毂与齿轮3的轮毂之间的距离为20mm,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取8mm，则。轴上零件的周向定位V带轮与轴的周向定位采用圆头普通平键连接。根据文献【1】中表6-1按查得V带轮与轴连接的平键截面键槽用键槽铣刀加工，长

25、为，V带轮与轴配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献【1】中表15-2查得，取左轴端倒角为，取右轴端倒角为各轴肩处的圆角半径见图6-1。6.1.5 求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图6-1）做出轴的设计简图（图6-3）。在确定轴承的支点位置时，应从圆锥滚子轴承值入手。对于332/32型圆锥滚子轴承，由文献【7】中表12-24中可知。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。计算轴水平面的弯矩 解得 计算轴垂直面的弯矩 解得 计算轴的总弯矩 计算轴的扭矩 由前面知由以上数据，根据轴的设计简图做出轴的弯矩图和扭矩图如图6-2所示。从轴

26、的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。现将计算出的截面处的、以及的值列于表（表6-2）。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩 扭矩T表6-1高速轴上的载荷分布图6-3轴的载荷分析图6.1.6 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据文献【1】中式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由文献【1】的表15-1查得。因此，所以次轴是安全的6.1.7 精确校核轴的疲劳强度判断危险截面截面A受扭矩和弯矩，但是弯矩不是很大，虽有键槽，但是由

27、于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，且选带轮孔径时再次略有扩大了轴的直径，所以A截面不需要校核。从应力集中对轴的疲劳强度影响来看，截面B和D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B上的应力也是最大的，但是IV截面的弯曲应力也比较大，也有过盈配合，而且还有轴肩对起疲劳强度的削弱、其左端的直径在此轴里也算是交小轴，所以可以看出IV截面是此轴最危险截面。其他齿轮因为与轴为一体的，且其直径也很大，虽然弯矩也比较大，可以不需校核。VII、VIII、IX、不受扭矩，显然不需要校核。所以只需校核IV截面两侧即可。6.1.7.2 分析截面IV左侧根据文献【1】中表15-4按圆形截面查得，

28、抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面IV左侧的弯矩M：截面IV上的扭矩： 截面上的弯曲应力： 截面上的扭转切应力： 轴的材料为45钢，调质处理。根据文献【1】中表15-1查得，。根据文献【1】中的附表3-8用插值法可求得，并取并取轴按磨削加工，根据文献【1】中附图3-4查得表面质量系数，轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数，根据文献【1】中3-12式及3-14b式可得综合系数又根据文献【1】中P25和P26查得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，根据文献【1】中15-6式和15-8式查得，故可知该低速轴安全截面IV右侧根据文献【1】中表15-4按圆形截面查得，抗弯截面系数： 抗扭

29、截面系数： 截面IV右侧的弯矩M：截面IV上的扭矩： 截面上的弯曲应力： 截面上的扭转切应力： 轴的材料为45钢，调质处理。根据文献【1】中表15-1查得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及根据文献【1】中附表3-2查的。因，经插值后可查得根据文献【1】中附图3-1可得轴的材料的敏性系数，根据文献【1】中附3-4式查得有效应力集中系数，根据文献【1】中附图3-2和附图3-3查得尺寸系数： 扭转尺寸系数： 轴按磨削加工，根据文献【1】中附图3-4查得表面质量系数，轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数，根据文献【1】中3-12式及3-14b式可得综合系数，又根据文献【1】中P25和P

30、26查得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，根据文献【1】中15-6式和15-8式查得，故可知该高速速轴的截面右侧的强度也是足够的。由于该减速器没有大的瞬时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，高速轴的设计计算即告结6.2 低速轴的设计及计算轴上的功率、转速和转矩的计算 由前面计算所得 求作用在齿轮上的力 因在前面的设计中得到低速级大齿轮的分度圆直径为 而 圆周力、径向力、轴向力的方向如（图6-2）所示。6.2.3 初步确定轴的最小直径根据文献【1】中的式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢，调制处理。有文献【1】中的表15-3，取，于是就有输出轴的最小

31、直径也就是安装联轴器处的直径与联轴器的孔径相适应，故须同时选取连轴器型号。联轴器的计算转矩则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，根据GB/T 5843-2003选用HX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径故取，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。6.2.4 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案由于在此轴上只有一个齿轮，左边需空出一长段给其他轴上的齿轮留下空间，故采用下图（图6-4）示装配方案。图6-4低速轴的结构与装配6.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度方案。 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径；左端用轴端挡圈

32、定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度,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-段的长度应比略短一些，现取L=82mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故可选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，又轴承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的圆锥滚子轴承33011，其尺寸为故，而。其中14.5mm为挡油环的长度。左端滚动轴承同样选用相同型号的圆锥滚子轴承，。采用轴套进行轴向定位。但也不能大于内圈的外径，为了便于拆装方便，得综合考虑。套筒长。因此。 3）取安装齿轮处的轴段-的直径；齿轮的左端采用套筒定位，设计中已经得出齿轮轮毂的宽度为65mm，为了

33、使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端因略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h（）可取一个合适的值h=6mm,则轴环处的直径。轴环宽度，取。 4）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构决定）。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，故取。5）取齿轮轮毂距箱体内壁之间的距离为18mm,齿轮2的轮毂与齿轮3的轮毂之间的距离为20mm,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取6mm，则轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按查得平键截，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为了

34、保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为14mm9mm70mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献【1】中表15-2查得，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图6-4。6.2.5 求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图6-4）做出轴的设计简图（图6-5）。在确定轴承的支点位置时，应从圆锥滚子轴承值入手。对于30311型圆锥滚子轴承，由文献【2】表7.2中可知。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。计算轴水平面的弯矩 解得 计算轴垂直面的弯矩 解得 计算轴的总弯矩

35、计算轴的扭矩 由前面知由以上数据，根据轴的设计简图做出轴的弯矩图和扭矩图如图6-2所示。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。现将计算出的截面处的、以及的值列于表（表6-2）。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T表6-2低速轴上的载荷分布6.2.6 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据文献【1】中式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由文献【1】的表15-1查得。因此，所以次轴是安全的图6-5轴的载荷分析图6.2.

36、7 精确校核轴的疲劳强度6.判断危险截面截面A，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削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以上述截面无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载荷的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，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)，而且轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面和显然更不必校核。因为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左右两侧即可。6.2.7.

37、2 分析截面左侧根据文献【1】中表15-4按圆形截面查得，抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面左侧的弯矩： 截面上的扭矩： 截面上的弯曲应力： 截面上的扭转切应力： 轴的材料为45钢，调质处理。根据文献【1】中表15-1查得，。根据文献【1】中的附表3-8用插值法可求得，并取并取轴按磨削加工，根据文献【1】中附图3-4查得表面质量系数，轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数，根据文献【1】中3-12式及3-14b式可得综合系数又根据文献【1】中P25和P26查得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，根据文献【1】中15-6式和15-8式查得，故可知该低速轴安全。分析截面右侧根据文献【

38、1】中表15-4按圆形截面查得，抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面左侧的弯矩： 截面上的扭矩： 截面上的弯曲应力： 截面上的扭转切应力： 轴的材料为45钢，调质处理。根据文献【1】中表15-1查得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及根据文献【1】中附表3-2查的。因，经差值后可查得，根据文献【1】中附图3-1可得轴的材料的敏性系数，根据文献【1】中附3-4式查得有效应力集中系数，根据文献【1】中附图3-2和附图3-3查得尺寸系数： 扭转尺寸系数： 轴按磨削加工，根据文献【1】中附图3-4查得表面质量系数，轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数，根据文献【1】中3-12式及3-14

39、b式可得综合系数，又根据文献【1】中P25和P26查得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，根据文献【1】中15-6式和15-8式查得，故可知该低速轴的截面右侧的强度也是足够的。由于该减速器没有大的瞬时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，低速轴的设计计算即告结束。6.3 中间轴的设计及计算轴上的功率、转速和转矩的计算 由前面计算所得 。6.3.2 初步确定轴的最小直径根据文献【1】中的式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢，调制处理。有文献【1】中的表15-3，取，于是就有6.3.3 轴的结构设计6.3.3.1拟定轴上零件的装配方案由于在此轴上有两个齿轮

40、，结合高速轴和低速轴，故采用下图（图6-6）示装配方案。图6-6中间轴的结构与装配6.3.3.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度方案。 1）初步选择滚动轴承。因轴承既承受径向力，也受轴向力，故可选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求最小直径，又轴承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的圆锥滚子轴承33007，其尺寸为故。右端滚动轴承同样选用相同型号的圆锥滚子轴承，。采用轴套进行轴向定位。但也不能大于内圈的外径，为了便于拆装方便，得综合考虑。套筒长左端取。右端取，结合高低速级结构，取2齿轮轮毂距箱体内壁之间的距离为20.5mm, 取3齿轮轮毂距箱体内壁之间的距离为15.5mm，考虑到箱体

41、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取8mm。并结合高低速轴确定的箱体宽度，因此。 上述式中多取的部分，采用套筒的长度来补偿。 3）取安装齿轮2处的轴段-的直径；齿轮的左端采用套筒定位，设计中已经得出齿轮轮毂的宽度为40mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端因略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h（）可取一个合适的值h=6mm,则轴环处的直径。轴环宽度，取。 4）取安装齿轮3处的轴段-的直径；齿轮的右端采用套筒定位，设计中已经得出齿轮轮毂的宽度为70mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端因略短于轮毂宽度，故取。6.3.3.3轴上零件的周向定位齿轮2与

42、轴的周向定位均采用平键连接。按查得平键截，键槽用键槽铣刀加工，长为25mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，齿轮3与轴的周向定位均采用平键连接。按查得平键截，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。6.3.3.4确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献【1】中表15-2查得，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图6-6。7 轴承的寿命校核因为轴承的寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力也就越大，因而在发生点蚀破坏前经受

43、的应力变化次数也就越少，亦即轴承的寿命越短。7.1 高速轴承的寿命校核7.1.1高速轴齿轮的载荷计算由上述6.1.2中高速级齿轮设计可求得小斜齿轮的啮合力：分度圆直径：圆周力：径向力：轴向力：7.1.2轴承的径向载荷计算低速轴上的滚动轴承采用正装。两个轴承型号均为332/32型的圆锥滚子轴承，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。计算出轴的支反力列于下表（表7-1）可得：载荷水平面H垂直面V支反力F表7-1高速轴支反力7.1.3轴承的轴向载荷计算根据文献【8】中表12-24查得332/32型圆锥滚子轴承的基本额定动载荷，基本额定静载荷。，判断系数和轴向动载荷系数。故两轴承的派生轴向力为：因为 故轴

44、左移，左端轴承压紧，右端轴承放松。则 轴承的轴向派生力为 ， 。7.1.4轴承的当量动载荷计算根据文献【1】中表13-6按轻微冲击查得载荷系数，又因为，根据文献【8】中表12-24查得两个轴承的径向动载荷系数和轴向动载荷系数。所以根据文献【1】中表13-8a查得两轴承的当量动载荷为7.1.5轴承寿命的计算及校核根据设计要求每年工作日300天，双班制，每班8小时，寿命为三年。可算得预期寿命为，取进行计算故轴承绝对安全。7.2 低速轴承的寿命校核 7.2.1 低速齿轮的载荷计算由上述中低速级齿轮设计可求得大斜齿轮的啮合力：分度圆直径：圆周力：径向力：轴向力： 7.2.2轴承的径向载荷计算低速轴上的

45、滚动轴承采用正装，两个轴承型号均为33011型的圆锥滚子轴承，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。计算出轴的支反力列于下表（表7-2）。载荷水平面H垂直面V支反力F 表7-2低速轴支反力 7.2.3轴承的轴向载荷计算根据文献【7】中表12-24查得33011型的圆锥滚子轴承，其基本额定动载荷，基本额定静载荷，判断系数和轴向动载荷系数。故两轴承的派生轴向力为：因为 故轴左移，左轴承压紧，右端轴承放松。则 轴承的轴向派生力为 ， 7.2.4轴承的当量动载荷计算根据文献【1】中表13-6按轻微冲击查得载荷系数，又因为，根据文献【7】中表12-24查得两个轴承的径向动载荷系数和轴向动载荷系数。所以根据文

46、献1中表13-8a查得两轴承的当量动载荷为 7.2.5轴承寿命的计算及校核根据设计要求每年工作日300天，双班制，每班8小时，寿命为三年。可算得预期寿命为,进行计算故轴承绝对安全。8键联接强度校核计算8.1普通平键的强度条件根据文献【1】中可知，式中：传递的转矩() 键与轮毂键槽的接触高度，此处为键的高度（） 键的工作长度（），圆头平键，为键的公称长度，为键的宽度（） 轴的直径（） 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力（），根据文献【1】中表中按材料为钢铁，载荷性质为轻微冲击查得。8.2高速轴上键的校核对于键，已知:于是得， ，故该键安全。8.3低速轴上键的校核对于键已知：于是得， ，故该键安全。对于键已知：于是得， ，故该键安全。9 润滑方式、润滑剂以及密封方式的选择9.1齿轮的滑方式及润滑剂的选择9.1.1齿轮润滑方式的选择高速轴小斜齿轮的圆周速度：中间轴大斜齿轮和小斜齿轮的圆周速度：低速轴大圆柱齿轮的圆周速度：取，通用的闭式齿轮传动，起润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。当齿轮的圆周速度v<12m/