一级减速器课程设计

1、题目名称： 带式运输机传动装置的设计学生姓名： 张振红班级：2学号200925040218指导教师：赵曼评定成绩：课程设计任务书2009 2010 学年第 1 学期工程技术学院（系、部）机电一体化（普）09级2班课程名称：机械设计基础设计题目：带式运输机传动装置的设计完成期限：自10年12月24日至11年1月9日共2周内容及任务一、传动装置简图二、原始数据带的圆周力F/N卷筒速v（m/s）滚筒直径D/mm2100400三、工作条件三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输带速度允许误差为±5%。三、设计任务1、设计计算说明书一份，内容包括：传动方案的分析与拟定、

2、原动机的选择、传动比及分配、传动装置的运动及动力参数计算、V带传动设计、齿轮传动设计、轴的设计、轴承的选择和校核、键连接的选择和校核、联轴器的选择、箱体的结构设计、减速器附件的选择、润滑和密封、课程设计总结和参考文献。2、A1装配图1张进度安排起止日期工作内容编写设计计算说明书201绘制装配图主要参考资料（1）金清肃.机械设计基础.武汉：华中科技大学出版社，2008年9月（2）金清肃.机械设计基础课程设计.武汉：华中科技大学出版社，2007年10月（3）赵曼 上官同英 机械设计基础，郑州大学出版社，2009年7月。（4上官同英 互换性测量技术，郑州大学出版社，2008年9月。（5）陈立德机械设

3、计课程设计高等教育出版社，2010年五月。（6）孔凌嘉简明机械设计手册北京理工大学出版社，2008年二月。指导教师（签字）： 2010年 月 日系（教研室）主任（签字）： 2011年 月 日目 录一、拟定传动方案1二、选择电动机2三、传动装置总传动比及其分配3四、传动装置的运动及动力参数计算4五、V带传动设计6六、齿轮传动及精度设计9七、轴的设计18八、轴承的选择和校核21九、键连接的选择和校核22十、联轴器的选择24十一、箱体的结构设计25十二、减速器附件的选择27十三、润滑和密封33十四、课程设计总结和参考文献36一、拟定传动方案结果1、 设计目的 通过本课程的学习，将学过的基础知识进行综

4、合应用，熟悉和掌握机械设计的基本方法和一般程序，培养设计能力。2、 传动方案分析现代机械系统一般都包括原动机、传动装置和工作机三个基本部分。传动装置是把原动机的动力传递给工作机的中间装置，它是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作机的工作要求外，如所传递的工作效率和转速，还要求结构简单、尺寸紧凑、成本低廉、传动效率高、工作可靠、环境适应性好合操作维护方便。传动方案一般用运动简图表示，它直观地反映了工作机、传动装置和原动机三者间的运动和动力的传递关系。此次带式运输机传动装置的设计任务书中已经给出了传动方案，为带式闭式齿轮组合传动。原动机

5、为电动机，工作机为皮带运输机。传动方案采用了两级传动，第一级为V带传动，第二级为单级直齿圆柱齿轮减速器。如图1.1所示：选用带传动和闭式齿轮传动的组合方式有传动平稳、缓冲吸振、过载保护的优点。缺点是该方案的结构尺寸较大，带传动也不适合繁重的工作要求和恶劣的工作环境。V带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但是V带的槽面摩擦可以提供更大的摩擦力，也就可以传递更大的功率。而且，V带传动允许的传动比大，结构紧凑，还有过载保护，缓冲吸振的优点，故布置在传递的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长。本次设计采用的是单级直

6、齿圆柱齿轮传动。2、 传动系统的设计参数 原始数据：运输带的工作压力F=2100N，带速V=/s,卷筒直径d=400mm，（卷筒传递效率0.96） 工作条件：三班制，使用年限5年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产。 动力来源：电力，三相交流380/220伏二、选择电动机结 果1、选择电动机类型和结构形式按工作要求选择Y型全封闭式三相异步电动机，电压为380 V。Y系列电动机具有高效、节能、性能好、噪音低、振动小、寿命长、维护方便、启动转矩大、运行安全可靠等优点，安装尺寸和功率等符合国家标准（IEC），适合于无特殊要求的各种机械设备，如鼓风机、机床、运输机以及农业机械和食品机械。3、 选择电动

7、机容量根据带式运输机工作机的类型，可取工作机的效率w=0.96。电动机所需工作容量，查表得Pd=Pwa Pw=FV1000=2100×÷1000 KW传动装置的总效率为 a=1·22·3·4·5查表得各部分效率为（V带）2=0.99（一对深沟球轴承），3=0.96 （齿轮精度为9级）， 4=0.97（联轴器），5=0.98（卷筒轴的轴承）， 6=0.98（卷筒效率）a= 6××6×7×8×所需电动机功率为Pd= Pwa÷查【2】第19章表19-1所示Y系列三相异步电动机的技术

8、参数，选定电动机的额定功率Ped=4kw3、确定电动机转速卷筒轴工作转速为：n滚筒=60×1000· v(·D)=60×1000××400rmin总传动比：i总=n电动机n滚筒n电动机=i总 ·n滚筒i总 =i带·i齿轮普通V带 i带= 24 单级齿轮减速器i齿轮 =35i总 =(24)× (35) = 620 rminn电动机=(620)×4、确定电动机的型号根据以上计算，符合这一范围的同步转速有750rmin 1000r/min和1500 rmin。查下表数据及计算出的总传动比列于表2-1中

9、。根据表2-1，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1000r/min ，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132M16满载转速Nm=960r/min。表2.1 电动机数据及总传动比额定功率电动机转速传动比方案电动机型号Ped/KW同步异步总传动比带齿轮1Y160M-8475072032Y132M64100096043Y112M4 415001440Pw =a5PdPed=n滚筒=r/minn电动机=4581528r/min电动机的型号为Y132M-6n满=960r/min三、传动装置总传动比及其分配结 果1、总传动比根据电动机满载

10、转速n满电动机及工作机滚筒转速n滚筒，可得传动装置所要求的总传动比，查【2】P10 式(2-6) 得ia=nm/n所以i总=n满n滚筒 =960由传动方案知，传动装置的总传动比等于各级传动比的乘积，即ia=i1·i2·i3·i4查表得V带i1= 24 单级齿轮减速器i2 =35 取普通V带i1，i2=4i总=i1=i2=4四、传动装置的运动及动力参数计算结 果0 轴轴轴轴1、计算各轴转速(r/min)查【2】，由式(2-9)知n = nmi0式中，nm电动机的满载转速；i0电动机轴至轴的传动比。同理，n = ni1= nm( i0·i1) n = ni2

11、 = nm( i0·i1·i2)其余类推。所以：电动机满载 (0轴)： n0= nm = 960/min轴： n = nmi01 = 960/轴： n = ni12 = nm(i01·i12) =1400 / / 4轴： n = ni23 = nm(i01·i12·i23)=1400 / 3.14/ 4 / 1式中 i01电动机轴至轴的传动比(带传动) i12轴至轴的传动比(齿轮传动)i23轴至轴的传动比2、计算各轴的功率(KW)电动机的额定功率 Pd= KW轴功率： P= Pd01=Pd×1轴功率： P= p1×2

12、5;3卷筒轴功率： P3=P2×2×43、计算各轴转矩(N·m)查【2】，由式(2-15)知Td=9550×Pdnm其中：Pd电动机实际输出功率；nm电动机转速。所以 T= Td·i0·1=9550×(Pdnm) i0·1同理T= T·i1·12T= T·i2·23其余类推。所以：电动机轴的输出转矩 Td=9550×Pdnm=9550×(/960)轴转矩：T= Td·i01·01= Td·i01·4= Td×

13、;×轴转矩：T= T·i12·12= T·i12·3·2= T×4×6×9轴转矩：T= T·i23·23 = T·i23·2·4·= T×1××运动和动力参数，如表4-1所示：表4-1 运动和动力参数参数电动机轴I轴II轴卷筒轴转速n/(r/min)960输入功率P/kw输入转矩T/(N.m)传动比I41效率n0=960r/minn=n=n=PP=3.610 KWPTd=N·mT= N·mT=N&

14、#183;mT=N·m五、V带传动设计结 果1、确定设计功率根据传递的功率Pd、载荷性质、原动件种类和工作情况(三班制)等确定设计功率, 查【1】得P=KA·Pd由题意得工作情况系数KA Pd =KW 故P=KA·PdKW2、选择V带的带型根据P=KW、n=960r/min,由图8.10（课本）普通V带选型图，选用 A型。3、确定带轮的基准直径dd并验算带速1) 初选小带轮的基准直径 由图8.10（a）可知小带轮的直径的范围80-100之间，为了避免带的弯曲应力过大×100=314mm，查表8.4取dd2=314mm。实际传动比I=n1÷n2=

15、3.15，传动误差为（）÷×1005允许。即取小带轮的基准直径dd1= 100 mm。2) 验算带速 由式得V =dd1 n1(60××100×960(60×1000)=/s因此 5 m/s V 25 m/s，带速合适。3) 计算大带轮的基准直径 由式得，计算大带轮的基准直径dd2 = i1·dd1 =×100查表9-3，取为dd2= 315 mm。4、确定V带的中心距a和基准长度Ld4) 查【课本】 由式（8-21）0.7(dd1 + dd2)a02(dd1 + dd2) 初定中心距a0= 600 mm。5) 查

16、【课本】 由式（8-22）计算带所需的基准长度 Ld0=2a0+(dd1 + dd2)/2 +( dd1dd2)24a0 =2×600×(100+315)÷2+(315-100)2÷4÷600=查【课本】 由表（8-2）选带的基准长度Ld=2000 mm。6) 查【课本】按式(8-23)计算实际中心距 aa0+ (LdLd0)2=600+(2000)÷2=考虑安装、调整和补偿张紧的需要，中心距应有一定的变化范围，查【1】由式(8-24) 知 amin=a0.015 Ld=×2000654mmamax=a0.03 Ld=

17、15;2000744mm所以中心距的变化范围为 654mm 744 mm。1、 验算小带轮上的包角 a1 查【1】由式(9-28) 得 a1=1800(dd2dd1)a×0=1800(315100) ×0 a11200，所以包角合适。6、计算带的根数z1) 计算单根V带的额定功率由dd1= 100 mm和n1=980rmin, 查【课本】表 单根普通V带的基本额定功率P0,得P0= KW。根据n1= 960 rmin，i1= 和A型带，查【课本】表 单根普通V带的基本额定功率的增量P0，得P0= KW 。查【课本】表包角修正系数Ka得Ka3 ；查【课本】表普通V带长度系数K

18、L得KL3，于是 P0=(P0+P0)KaKL=(+)×3×32) 计算V带的根数查【1】由式(9-29) 得 zPP0=P(P0+P0)KaKL÷(+)×3×34.87V带取 5 根。7、计算单根V带的初拉力F0查【课本】表普通V带截面尺寸，查得A 型带的单位长度质量q= kg/m。查【课本】由式(8-27)得 F0=500×Ka)P(Kazv) qv2 =500×3)×÷3×5×5.03)0.1×5.0328、计算压轴力FQ查【课本】由式()得 FQ2z F0sin(1/

19、2) =2×5××sin(/2)9、带轮结构设计（略）PA型V带dd1= 100 mmV=/sdd2=315 mma0= 600 mmLd0mmLd=2000 mma带mmamin=654mmamax=744mma10P0=KWz5F0NFQ1649N 六、齿轮传动设计结果1、选择齿轮材料与热处理带式运输机的工作载荷比较平稳，对减速器的外轮廓尺寸没有限制，为了便于加工，采用软齿面齿轮传动。查【课本】表10.2，小齿轮选用45钢，调质处理，齿面平均硬度为240HBS；查【2】P15对于软齿面齿轮传动，小齿轮齿面硬度应比大齿轮齿面硬度高3050HBS。因此大齿轮选用4

20、5钢，正火处理，齿面平均硬度为190HBS。由于运输机式一般机器，速度不高，查【课本】表8-15，故选8级精度。2、 参数选择1) 对于软齿面闭式传动，传动尺寸主要取决于接触疲劳强度，弯曲疲劳强度则往往比较富裕，在传动尺寸不变并满足弯曲疲劳强度要求的前提下，齿数宜取多些(模数相应减少)。查【课本】闭式齿轮传动，齿数取2040。故取z1=25，z2=i12·z1=4×25=100.2) 根据工况查【课本】表10.3，取载荷系数K=1.1。3) 由于是单级齿轮传动，且两支承相对齿轮为对称布置，两齿轮为软齿面，查【课本】表10.5，取齿宽系数d=1。4) 采用单级减速传动，齿数比

21、 i12=4。3、 确定许用应力 选择齿数 Z1=25，=i=4，Z2=4×25=100，实际齿数比I,=Z2/Z1=4，误差4-44=0满足 由式【】H=Hlin·ZEhlim1=570Mpa，hlim2=520Mpa 1）计算应力循环系数，由式N=60nthk（一年按300天机算） N1=60nthk=60×306××5×300×24=727000000 N2=N1/u=7270000004=1820000003)Zn1=1.03, Zn2=1.12（允许有一点点蚀） 解除疲劳强度最小安全系数SH=14）计算许用接触应力

22、H1=hlim1·ZN1SH=570×1=587MpaH2=hlim2·ZN2SH=520×1=582.4Mpa 4、 计算小齿轮的名义转矩由四、传动装置的运动及动力参数计算知T=120 N·m5、 按齿面接触疲劳强度计算取较小的许用接触应力H2 代入【课本】接触疲劳强度的设计公式10-4中，式中：d1小齿轮的分度圆直径(mm)；T1小齿轮的转矩(N·mm)；齿数比，=z2z1；d齿宽系数，d=bd1,其中b为齿宽(mm)；ZE弹性影响系数，与配对齿轮材料有关；H许用接触应力。查【1】表11-3知弹性影响系数ZE=198.8。得小齿轮

23、的分度圆直径为×60mm齿轮的模数 m=d1z1=60÷6、 计算齿轮的主要几何尺寸d1=mz1×25)mm=d2=mz2×100)mm=250mmda1=(z1+2ha*)m=(25+2×1)×2.5mm=da2=(z2+2ha*)m=(100+2×1)×2.5mm=255mm 中心距 b=d×d1=1×62.5=查【2】P15根据d=b / d1,求齿宽b时，b是一对齿轮的工作宽度。为补偿齿轮轴向位置误差，应使小齿轮宽度大于大齿轮宽度，因此，若大齿轮宽度取b2，则小齿轮宽度取b1=b2+(5

24、10)mm,齿宽数值应圆整。故取b2=68mm，b1=b2+(510)mm，取b1=74mm。齿轮基本参数如表6-1.齿轮号12模数m齿数z25100分度圆直径d (mm)250齿顶圆直径da (mm)255齿宽b (mm)7468中心距a (mm)转速n/(r/min)圆周速度v(m/s)7、 按齿根弯曲疲劳强度校核确定有关参数如下1) 齿形系数YFa 查【课本】表10-6得 YFa1 =2.65，YFa2应力修正系数YSa 查【课本】表10-7 得 YSa1 =1.59 YSa2 2）由式【】F=Flim·YNSF 由图10.13 Flim1=430Mpa，Flim2=320Mp

25、a 由图10.14，得弯曲疲劳系数YN YN1=YN2=1即有上式得【】F1=307Mpa，【】F2=228Mpa带入【1】弯曲疲劳强度校核公式 10.5 中得 MPa =101.7 MPa F1=307 MPa查【1】P154式 得 =94.7 MPaF2 =228 MPa齿根弯曲强度校核合格。8、 结构设计（略）9齿轮的精度设计 确定齿轮的精度因上述齿轮的几何尺寸得通用减速器中的传动齿轮，由表8.14（由互换性课本查得，如下同理）可以大致得出，齿轮精度在69级之间，再根据小齿轮的圆周速度确定其精度等级：V=d1n1/60××× 确定检验项目及其允许值分度圆直径

26、：d1=m×Z1=62.5mm，查表8.10至8.12得：单个齿距极限偏差±fpt=±0.023mm，齿距累积总误差Fp=0.076mm,齿廓总偏差F=0.031mm，螺旋线总偏差F=0.039mm，径向跳动公差F=0.061mm，齿切向综合偏差fi/k=0.072mm。 确定齿轮副精度中心距极限偏差±f：±f=±½IT9=±0.050mm，则±0.050）mm，轴线平行度公差f和f；由式（8.3）得f=0.5（L/b1）·F=0.5（16070）·0.039=0.044mm，由式（8

27、.4）得f=2·f 确定侧隙和齿厚偏差。确定最小侧隙jbn min；查表8.18按插入法求得jbn min=0.13mm。确定齿厚上偏差Esns；由式（8.10）得Esns=jbn min2cos20°2cos20°=确定齿厚下偏差Esni； 计算公法线平均长度极限偏差； 通常用检查公法线平均长度极限偏差来替代检查齿厚极限偏差。由式(8.13)和式(8.14)得 公法线平均长度上偏差；Ebns=Esns cos×cos20°=公法线平均长度下偏差；Ebni=Esni cos20°×cos20°=参考机械设计基础课程

28、中有关公法线长度计算式得；跨齿数K=Z90.5=2590.5=3.28，取k=3查公式得公法线公称长度为；Wk=m××3×25= 确定齿坯精度 内孔尺寸公差；查表8.23得IT8，即45H7 查表8.23和8.21得内控圆柱度公差取0.04（l/b）F或0.1Fp两者中较小值，即取内孔圆柱度公差为×0.076=µm，端面Ra值为4µµµm。 画出齿轮零件图（如下图）低速级大齿轮如上图：小齿轮；45钢 调质 硬度240HBS大齿轮；45钢 正火 硬度190HBSz1=25z2=100d=14ZE=189Mpahlim

29、1=570Mpahlim2=520MpaN1=727000000×N2=182000000Zn1=1.03 Zn2=1.12 1S H=1H1=587MPaH2MPaT=120 N·md160mmd1=d2=250mmda1=da2=255mma=b1=74mmb2=68mmYFa1YFa1YSa1YSa2F1F1F2F2V=/s齿轮为8级精度大齿轮的值为（）内±fpt=± （±0.026）Fp= （0.100）F=（0.036）F=（0.041）F=（0.080）fi/k=（0.079）±f=±0.050mm（±

30、0.050）±0.050）mmf=（0.045）f=（0.090）jbn min=Esns=br=Tsn=Esni=Ebns=Ebni=k=3Wk=圆柱度公差为0.0033mm （0.00357）跳动公差 （0.030）七、轴的设计结果一、输出轴的设计计算1、选材轴的常用材料主要有碳钢、合金钢、球墨铸铁和高强度铸铁。这里我们选用的是最常用的45钢，正火处理。查【课本】表11-1知，毛坯直径 < 200mm，硬度为190240HBS，强度极限b为600MPa，屈服极限s为300MPa，许用弯曲应力为55MPa，许用扭转应力为3040MPa。2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减

31、速器低速轴为转轴，输出端与联轴器相连，从结构考虑，输出端轴径应最小。查【课本】式轴径d的计算公式为式中：P轴传递的功率(KW);n轴的转速(r/min);查【1】表15-3可得45钢C=118107。所以查【1】P230当轴上开有键槽时，轴径还应增大3%5%(一个键槽)或7%10%(两个键槽)。所以取d21=mm。取d21=40mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受转矩：T齿2=9.55×106P/n=9.55×106×÷=N·m齿轮作用力： 圆周力：Ft2=2T齿2/ d2=2×÷250=3606N径向力：Fr2=Ft2tan

32、200= tan200×3606=1312N 4、轴的结构设计1) 联轴器的选择见设计说明书P25。2) 确定轴上零件的位置和固定方式单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布。在齿轮右边，轴外伸端安装联轴器，齿轮靠轴环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒或轴间高度实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。3) 确定轴的径向尺寸查【设计手册用2表示如下】P67，定位轴肩：当直径变化时为了固定轴上零件或承受轴向力时，其轴肩高度要大些，如图7-1中的d1与d2，

33、d3与d4，d5与d6处的轴肩。查【课本】P225，定位轴肩高度h=(0.070.1)d，轴环宽度b1.4a。轴肩高度h、圆角半径R及轴上零件的倒角C1或圆角r要保证如下的关系：h>R>r或h>C1(见图7-1)。图7-1安装滚动轴承处的R和r可由轴承标准中查取。轴肩高度h应大于R外，还要小于轴承内圈厚度，以便拆卸轴承。查【2】P68有配合或安装标准件的直径：轴上有轴、孔配合要求的直径，如图7-2所示的安装齿轮和联轴器处的直径d3 、d1，一般应取标准值。另外，安装轴承及密封元件处的轴径d2、d3 和d8 ，应与轴承及密封元件孔径的标准尺寸一致(见表课本)。查【2】P67，非

34、定位轴肩：轴径变化仅为装拆方便时，相邻直径要小些，一般为13mm，如图7-1中的d2与d3，d6与d7 处的直径变化。这里轴径变化圆角r为自由表面过度圆角，r大些(见图7-1(c)。因此，由初算并考虑键影响及联轴器孔径方位等，取d1=40mm，考虑前面所述决定径向尺寸的各种因素，其他各段直径可确定为d2=45mm，d3=50mm，d4=55mm，d5=65mm，d6=50mm，4) 选择轴承型号根据所选定的轴承直径，初选深沟球轴承，代号为6210。查【2】表13-2知，轴承宽度B出20mm，安装尺寸D出=90mm。5) 确定轴的轴向尺寸² 由轴上安装零件确定的轴段长度如图7-1中l5

35、、l3、l8、l1由齿轮、联轴器的轮毂宽度及轴承宽度确定。查【2】知，一般情况下，轮毂宽度l=(1.21.6)d，最大宽度lmax(1.82)d，轮毂过紧则轴向尺寸不紧凑，装拆不便，而且键连接不能过长，键长一般不大于(1.61.8)d，以免压力沿键长分布不均匀现象严重。轴上零件靠套筒或轴端挡圈轴向固定时，轴段长度l应较轮毂宽l短23mm，以保证轴上零件定位可靠。因此取l1=2d=80mm，l3 =56mm，l5 =12mm，l6=41mm。² 由相关零件确定的轴段长度轴承盖轴段长应根据轴承盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，取l2=35 mm。² 根据画图确定

36、其他轴段长度考虑轴承端面和箱体内壁应有一定距离，取l4=71mm，其中套筒长为33mm。根据输出轴的结构(见图7-2)，把轴当作简支梁，支点取在轴承中点处，可得轴的跨距L=31+12+71+46=160mm。5、轴的强度计算1) 绘制轴的计算简图图7-2 输出轴的结构2) 求作用在轴上的外力和支反力轴上所受的外力有：作用在齿轮上的两个分力，圆周力和径向力，方向如图7-2所示；作用在齿轮和联轴器上的扭矩为T。将作用在周上的力向水平面和垂直面分解，然后按水平和垂直面分别计算。l 垂直面的支反力(见图7-4(a)查【1】P232 知 RAV2=RBV2=Fr2/2=1312÷2=656Nl

37、 水平面得支反力(见图7-4(b)查【1】P232 知 RAH2=RBH2=Ft2/2=3606÷2=1803N3) 做弯矩图l 做垂直弯矩图(见图7-4(a)垂直面上截面的D处的弯矩知MDV2=RAV2×80= -144240N·mml 做水平面弯矩图(见图7-4(b)水平面上截面D处的弯矩知MDH2 = RAH2×80=52480 N·mml 做合成弯矩图(见图7-4(c)把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来，查【1】P231知其大小为 N·mm4) 做扭矩图(见图7-4(d)扭矩只做用在齿轮和半联轴器中间平面之间的一段轴上。

38、根据说明书P25知：T齿2=79716 N·m 图7-3 (a) (b) (c)(d) 图7-45) 校核轴的强度轴在D处截面处的弯矩和扭矩最大，故为危险截面。轴单向转动，扭矩可认为按脉动循环变化，故取折合系数。轴的材料为45钢，正火处理，由上知许用弯曲应力为55MPa。查【课本】P231，对于直径为d的圆轴，弯曲应力=M/W,扭转切应力=T/WT=T/(2W)(WT为轴的抗转截面系数(mm3),圆轴的WT d3)，则轴的扭转合成强度条件为式中：M轴所受的弯矩(N·mm);T轴所受的扭矩(N·mm);W轴的抗弯截面系数(mm3)，圆轴的W=d3/323。 = MP

39、a=55 MPa所以轴的强度满足要求。二、输入轴的设计计算1、选材选轴的材料为45钢，调质处理。查【课本】表11-1知，毛坯直径100mm，硬度为217255HBS，强度极限b为6500MPa，屈服极限s为3600MPa，许用弯曲应力为60MPa，许用扭转应力为3040MPa。2、按扭转强度估算轴的最小直径因为齿轮的小端齿根到键槽底部的距离x=3（1.62）mm，所以须将齿轮和轴做成整体，即齿轮轴。即从结构考虑，输出端轴径应最小。查【1】式15-2轴径d的计算公式为式中：P轴传递的功率(KW);n轴的转速(r/min);查【1】表15-3可得45钢C=118107。所以查【1】P230当轴上开

40、有键槽时，轴径还应增大3%5%(一个键槽)或7%10%(两个键槽)。所以取d22=mm。取d22=30mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受转矩：T齿2=9.55×106P/n=9.55×106×÷306=N·m齿轮作用力： 圆周力：Ft1=2T齿1/ d1=2×÷=3792N径向力：Fr1=Ft1tan200= tan200×3792=1380N 4、轴的结构设计1) 绘制轴的计算简图图7-52) 确定轴上零件的位置和固定方式单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布。齿轮靠套筒和轴肩高度实现轴向定位和固

41、定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒或轴间高度实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位。3) 确定轴的径向尺寸查【2】P67，定位轴肩：当直径变化时为了固定轴上零件或承受轴向力时，其轴肩高度要大些，如图7-6中的d1与d2，d4与d5处的轴肩。查【1】P225，定位轴肩高度h=(0.070.1)d，轴环宽度b1.4a。轴肩高度h、圆角半径R及轴上零件的倒角C1或圆角r要保证如下的关系：h>R>r或h>C1(见图7-6)。图7-6安装滚动轴承处的R和r可由轴承标准中查取。轴肩高度h应大于R外，还要小于轴承内圈厚度 ，以便拆卸轴承。查【2】P

42、69有配合或安装标准件的直径：轴上有轴、孔配合要求的直径，如图7-6所示的安装齿轮处的直径d4，一般应取标准值。另外，安装轴承及密封元件处的轴径d3、和d2 ，应与轴承及密封元件孔径的标准尺寸一致。查【2】P43，非定位轴肩：轴径变化仅为装拆方便时，相邻直径要小些，一般为13mm，如图7-1中的d5与d6 处的直径变化。这里轴径变化圆角r为自由表面过度圆角，r可大些(见图7-6)。因此，由初算并考虑键影响及联轴器孔径方位等，取d1= 30mm，考虑前面所述决定径向尺寸的各种因素，其他各段直径可确定为d2=35mm，d3=40mm，d4=50mm，d5mm，d6=50mm，d7=40mm。零件毂

43、孔圆角半径和倒角的尺寸见下表7-1.轴直径d>1018>1830>3050>5080>80120>120180R及CC1表7-14) 选择轴承型号根据所选定的轴承直径，初选深沟球轴承，代号为6208。查（课程设计）表10-1知，轴承宽度B入18mm，安装尺寸D入=80mm。5) 确定轴的轴向尺寸² 由轴上安装零件确定的轴段长度如图7-1中l4、l1、l3、l7由齿轮、V带的轮毂宽度及轴承宽度， 并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而确定。查机械设计课本P205知，一般情况下，轮毂宽度l=(1.21.6)d，最大宽度lmax(1.82)d，轮毂过紧则轴

44、向尺寸不紧凑，装拆不便，而且键连接不能过长，键长一般不大于(1.61.8)d，以免压力沿键长分布不均匀现象严重。轴上零件靠套筒或轴端挡圈轴向固定时，轴段长度l应较轮毂宽B短23mm，以保证轴上零件定位可靠。因此取l4 =12mm，l1<B=80mm，l3=40mm，l6=12mm，l4=12mm，l5=74mm。² 由相关零件确定的轴段长度轴承盖轴段长应根据轴承盖的宽度，并考虑V带轮毂与箱体外壁应有一定的距离而定，取l2=60.0 mm。² 根据画图确定其他轴段长度类似的取l7=40.0mm。根据输出轴的结构(见图7-1)，把轴当作简支梁，支点取在轴承中点处，可得轴的

45、跨距L=9+22+12+74+12+22+9=160mm。45钢，正火处理。硬度为190240HBSb600MPab300MPa55MPa= 3040MPad21=40mmT齿2=NFt2=3606NFr2=1312Nd1=40mmd2=45mmd3=50mmd4=55mmd5=65mmd6=50mmB出14mmD出=62mml1 =80mml3 =56mml5 =12mml6=41mml2=35mml4=71mmL=160mmRAV2= 656NRBV2=656NRAH2=1803NRBH2=1803NMDV2=-144240N·mmMDH2=52480N·mmMD=N&

46、#183;mmca45钢，正火处理。硬度为217255HBSb600MPab300MPa55MPa= 3040MPad22=30mmT齿2=20965N·mFt1=3792NFr1=1380Nd1=30mmd2=35mmd3=40mmd4=50mmd5=mmd6=50mmd7=40mmB入18mmD入=80mml4 =12.0mml1=80.0mml3 =40.0mml7=40.0mml2=60.0 mml5=74.0mml6=12.0mmL=160.0mm八、轴承的选择和校核结果一、输出轴上的轴承1、轴承类型的选择查【2】P41，滚动轴承的选择与轴承承受载荷的大小、方向、性质及轴的

47、转速有关。普通圆柱齿轮减速器常选用深沟球轴承、角接触球轴承和圆锥滚子轴承。当载荷平稳或轴向力相对径向力较小时，常选用深沟球轴承；当径向力较大、载荷不平稳或载荷较大时，可选用角接触球轴承或圆锥滚子轴承。所以在此次设计中选用深沟球轴承。2、轴承型号的选择根据条件，轴承预计寿命：Lh=5×300×2436000h查【2】表10-1，轴承型号的选择根据轴的尺寸设计确定。而且一根轴上的两个支点宜采用同一型号的轴承，这样，轴承座孔可一次镗出，以保证加工精度。根据已知条件，因其直径为40mm，试选择轴承的型号为6210。查【2】表10-1得Cr=35000N，C0r=23200N。3、计

48、算当量动载荷轴承所受径向力因轴向力Ft2=0，所以由【1】表12-10查得X=1，Y=0。因工作载荷平稳，由【1】表，取fp=1.0，则当量动载荷为Pr2=fp×(X·Fr2+Y·Fa2×(1×)+0 N = N4、 校核轴承寿命由表12.9（课本）查得：Lh=50000-60000h轴承寿命为L5h=(106/60 n)(CP)=106÷(60×159.1)(35000÷)3h=1560000 h36000hL5h36000 h，满足要求，故选用6210型轴承。二、输入轴上的轴承1、轴承类型的选择根据说明书P17

49、 ，在此次设计中选用深沟球轴承。2、轴承型号的选择根据条件，轴承预计寿命：Lh=5×300×2436000h查【2】P41，轴承型号的选择根据轴的尺寸设计确定。而且一根轴上的两个支点宜采用同一型号的轴承，这样，轴承座孔可一次镗出，以保证加工精度。根据已知条件，因其直径为40mm，试选择轴承的型号为6208。查【2】表10-1得Cr=29500N，C0r=18000N。4、计算当量动载荷轴承所受径向力因轴向力Ft2=0，所以由表查得X=1，Y=0。因工作载荷平稳，由【1】表，取fp=1.0，则当量动载荷为Pr1=fp×(X·Fr1+Y·Ft1)=

50、×(1× N =N5、校核轴承寿命查课本P250，因为是深沟球轴承，所以寿命指数3.轴承寿命为L10h=(106/60 n)(CP)=106÷(60×306)(29500÷)3h=170000h36000 hL0h36000 h，满足要求，故选用6208型轴承。Lh=36000hCr=35000NC0r=23200NFr2NX=1Y=0fpPr2=N6210型轴承Cr=29500NC0r=18000NFr1=NX=1Y=0fpPr1= N6208型轴承九、键连接的选择和校核1、选择键的类型由条件，输出轴d1(=40mm)联轴器与轴连接处、d5(

51、=55mm)齿轮与轴连接处，输入轴d1(=30mm)V带与轴连接处、d4(=mm)齿轮轴与齿轮连接处，都选用A型平键连接。2、确定键的尺寸低速轴：d1段宽度为80mm，d5段宽度为71mm。查【2】表知，d3844mm时，键剖面尺寸为b=12mm，h=8mm，d5058mm时，键剖面尺寸为b=16mm，h=10mm，参考轴、齿轮轮毂的宽度及键长L的尺寸系列，取L1=70mm，L1=60mm(静连接时，一般键长可比轮毂宽度小510mm)。高速轴：d1段宽度为80mm，查【2】表知，d2230mm时，键剖面尺寸为b=8mm，h=7mm，参考齿轮轮毂、V带轮毂的宽度及键长L的尺寸系列，取L1=40m

52、m，(静连接时，一般键长可比轮毂宽度小510mm)。轴径D键键槽宽度b深度半径r公称直径d公称尺寸b×h公称尺寸b轴t毂t1公称尺寸公称尺寸最小最大>12175×55>22308×78>303810×810>445014×9143、强度校核低速轴：由【课本】式(13-12)知，平键连接的挤压强度条件为：工作表面得挤压应力为查【课本】表)可知，轮毂材料为钢，且有轻微冲击，键连接的许用挤压应力p=100120 MPa。p1p，p2p，故连接能满足挤压要求。高速轴：由【课本】式(13-12)知，平键连接的挤压强度条件为：工作表

53、面得挤压应力为查【课本】表)可知，轮毂材料为钢，且有轻微冲击，键连接的许用挤压应力p=100120 MPa。p1p，p4p，故连接能满足挤压要求。L1=70mmL5=60mmL1=40mmp1MPap5=MPap1MPap4MPa十、联轴器的选择1、类型的选择根据已知条件，选用LH型弹性柱销联轴器。由轴的设计可知：2、型号选择1) 定义名义扭矩T查【1】P216知：式中：P所选联轴器传递的最大功率(kW)； n轴的转速(r/min)。2) 确定计算扭矩查【1】P216知： Tca=KT式中：K联轴器工作情况系数，查【课本】表，根据联轴器工作情况，取。3) 选择联轴器型号很据轴端直径d1、转速n、计算扭矩等参数查【2】表14-4，可知TcaN·mT=1250N·mn=2800 rminT联轴器的许用最大扭矩(N·mm);n联轴器的许用最高转速(rmin).故选型号为LH4的弹性柱销联轴器。(N·m)Tca(N·m)n