易景星 二级圆锥-圆锥齿轮减速器说明书(格式) 3.

1、湖南工业大学课 程 设 计资 料 袋 机械工程 学院（系、部） 2013-2014 学年第 一 学期 课程名称 机械设计 指导教师 邱显焱 职称 教授 学生姓名 易景星 专业班级 机械设计制造及其自动化 班级 1103 学号11405700330题 目 带式运输机传动系统设计 成 绩 起止日期 2013 年 12 月 21 日 2014年 1 月 1 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12课程设计说明书13课程设计图纸张4装配图15零件图26 课程设计任务书20092010学年第一学期 机械工程 学院（系、部） 机械设计制造及其自动化 专业 1102 班级课程名称

2、： 机械设计 设计题目： 带式运输机传动系统设计 完成期限：自 2013 年 12 月 21 日至 2014 年 1 月 1 日共 2 周内容及任务一、设计的主要技术参数：运输带牵引力F=2800 N；输送速度 n=55 m/s；滚筒直径D=360 mm。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±5%。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；（2） 零件工作图23张；（

3、3） 设计说明书1份（60008000字）。进度安排起止日期工作内容2013.12.21-2013.12.22传动系统总体设计2013.12.23-2013.12.25传动零件的设计计算2013.12.25-2013.12.31减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书2010.01.01交图纸并答辩主要参考资料1.机械设计银金光，刘扬主编 清华大学出版社）2.机械设计课程设计（银金光，刘扬主编 北京交通大学出版社）指导教师（签字）： 年 月 日系（教研室）主任（签字）： 年 月 日 机 械 设 计设计说明书带 式 运 输 机 传 动 系 统 设 计（10）起止日期： 2013 年 12 月

4、21 日 至 2014 年 01 月 01 日学生姓名易景星班级机械设计1102班学号11405700330成绩指导教师(签字)机械工程学院（部）2014年01月01日目 录1 设计任务书12 传动方案的拟定13 原动机的选择24 确定总传动比及分配各级传动比35 传动装置运动和运动参数的计算46 传动件的设计及计算57 轴的设计及计算178 轴承的寿命计算及校核359 键联接强度的计算及校核3610 润滑方式、润滑剂以及密封方式的选择3711 减速器箱体及附件的设计3912 设计小结4213 参考文献4214 附图0第45页 共53页1 设计任务书1.1 课程设计的设计内容设计带式运输机的传

5、动机构，其传动转动装置图如下图-1所示。图1.1带式运输机的传动装置1.2 课程设计的原始数据已知条件：运输带的工作拉力：F=2800N；运输带的工作速度：n=55m/s；卷筒直径：D=360mm；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：连续单向运转，载荷平稳；制造情况：小批量生产。2 传动方案的拟定带式运输机的传动方案如下图所示图2.2封闭式圆锥圆柱减速器1-高速轴 2-小圆锥齿轮 3-小圆柱齿轮 4-大圆柱齿轮 5-低速轴 6-联轴器 7-滚筒 8-运输带 9-中间轴

6、10-大圆锥齿轮 11-电动机 12-联轴器上图为闭式的两级圆锥圆柱齿轮减速器传动，其结构简单，尺寸较小，结构紧凑，传动较平稳，但是齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级为圆锥齿轮传动，低速级为斜齿圆柱齿轮传动。3原动机的选择3.1 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系列三相交流异步电动机，电压为380V。3.2选择电动机的容量3.2.1工作机所需的有效功率式中：工作机所需的有效功率（KW） 带的圆周力（N）3.2.2 电动机的输出功率 传动装置总效率，其中，根据文献【2】中表10-2（按一般齿轮传动查得） 传动装置总效率联轴器效率（齿式）， 闭式圆柱齿轮

7、传动效率=0.97 闭式圆锥齿轮传动效率， 一对滚动轴承的效率，故： 因载荷平稳，电动机的功率稍大于即可，根据文献【2】中表19-1所示Y系列三相异步电动机的技术参数，可选择电动机的额定功率。 .3.3确定电动机的转速卷筒轴工作的转速，查表12-1（按两级圆锥-圆柱齿轮减速器查得），对应额定功率P为4kw的电动机型号分别为Y112MI-4型和Y132MI-6通过上述两种方案可以看出：方案一选用的电动机转速高，质量轻，价格低。传动比为47.12，这对二级减速器不算大，故选方案1较为合理表3.1电动机数据电动机型号额定功率/KW满载转速/(r/min)总传动比i外伸轴径D/min轴外伸长度E/mm

8、同步转速r、minY112MI-44.0144047012286015004 确定总传动比及分配各级传动比4.1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）4.2 分配传动比查表3-4，单级传动中，圆锥齿轮的传动比适用范围，圆柱齿轮的传动比的适用范围。所以圆锥圆柱齿轮减速器的传动比的分配如下：高速级圆锥齿轮传动比 ： 低速级圆柱齿轮传动比 ： 5 传动装置运动和动力参数的计算减速器传动装置中各轴由高速轴到低速轴依次编号为电动机0轴、轴、轴。5.1 各轴的转速5.2各轴输入功率式中：电动机0轴与轴间的传动效率， 轴与轴间的传动效率，5.3 各轴输入转矩将5.1、5.2、5.

9、3节中的结果列成表格。如下表5.1所示：表5.1 运动和动力参数轴号功率P/KW转矩T/（N·m）转速n/（r/min）传动比i高速轴0轴3.4122.39144206.545中间轴轴3.242140.732204低速轴轴3.1133540.58556传动件的设计及计算6.1高速级直齿圆锥齿轮的设计计算6.1.1 材料的选择查表7-1得，小圆锥齿轮1选用40Cr号钢，8级精度，热处理为调质HBS1=260<350；大圆锥齿轮2选用45号钢，8级精度，热处理为调质HBS2=230<350。由此可知两齿轮为闭式的软齿面啮合，且二者材料硬度差为30HBS，可以有效地防止胶合破坏

10、，另外两齿轮啮合应先保证接触疲劳强度，再校核弯曲强度。 选择齿数 取Z1=25，Z2=6.545X25=163.6256.1.2 按接触疲劳强度设计根据文献【1】中10-12式，式中：许用接触疲劳强度(MPa) 接触疲劳强度安全系数，（按失效概率为1%计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故可取）齿轮的疲劳极限（MPa）查表得按齿面硬度查得锥齿轮的接触疲劳强度极限，（一般选取中间偏下值，MQ上选值），2. 确定寿命系数Zn，由已知条件取ZN1=ZN2=13. 确定尺寸系数ZX,右图7-20得Zx1=Zx2=14. 确定安全系数SH,由表7-8取SH=1.

11、05将上述各式代入许用应力计算公式，6.1.3计算圆锥齿轮大端面的分度圆直径按式7-35得，小圆锥齿轮大端面的分度圆直径需满足，式中：小圆锥齿轮大端面的分度圆直径（mm） 弹性影响系数（），表7-5按锻钢查得 由图7-14确定节点区域系数Zh=2.5 试选载荷系数kt=1.5 齿宽系数=0.3 修正小圆锥圆周速度，因此时的已经很接近5m/s，动载荷系数与根据所查的值相差不大，故可不再重算。6.1.4 确定实际载荷系数K5修正所计算的分度圆 1.确定使用系数ka，按电动机驱动，载荷平稳，查表7-2去ka=1 2.确定动载荷系数kv 计算平均圆周速度 8级精度足够 查表7-8得kv=1.17 3.

12、确定齿间载荷分配系数k 锥距 尺宽初定b=R=57.8mm 圆周力计算Ft=2000T1/dm1=893N 单位载荷计算Ft/b=15.4N/m 由表7-11查得k=1.2 4.去顶齿向载荷分布系数kh 由表7-12取kh=7.1，有效工作齿宽be>0.856,计算得kh=1.65 5.计算载荷系数k=kakvkhb=1x1.17x1.2x1.65=2.32 6.按实际载荷系数修正所算的分度圆直径，由7-12计算得 7.计算模数 6.1.6 计算弯曲疲劳极限按式7-22式，式中：许用弯曲疲劳强度（Mpa） 1=2=1，弯曲寿命系数 齿轮的弯曲疲劳极限（Mpa） 弯曲疲劳强度安全系数，（对

13、于弯曲疲劳强度一旦发生断齿，就会引起严重的事故，故计算时取 ）式7-38 按齿面硬度查得锥齿轮的弯曲疲劳强度极限，（一般选取中间偏下值，MQ上选值，并以脉动循环变应力计算），将上述各式代入许用应力计算公式，6.1.7 确定齿形系数YFa1，YFa2 计算分度圆锥角2=arctanu=arctan6.545=81.31度 1=90-81.31=8.69度 计算当量齿数Zv1=Z1/cos8.69=25.51 Zv2=Z2/cos81.31=1083.6查图7-16得YFa1=2.65，YF2=2.07 8.确定 应力校正系数，根据Zv1.Zv2,由图7-17查得Ysa1=1.58，Ysa2=1.

14、95 9.计算大小齿轮的YFaYSa/F的值 YFa1YSa1/F1=0.0087,YFa2YSa2/F2=0.0147 大齿轮数值大 10. 将以上数值带人公式计算得 由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的11.896按表7-9圆整为1.5.再根据接触疲劳强度计算出来的分度圆直径d1=68.2mm Z1=98.2/1.5=45.6，取46 Z2=uz1=6.545x46=301.07，取302锥齿轮分度圆直径为d1=mZ1=1.5X46=69mm d2=mZ2=1.5X302=453这样设计出来的齿轮能够在保证满足弯曲强度的前提下取较多的齿数，做到结构紧凑。减少浪费，且重

15、合度增加，传动平稳。6.2低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算6.2.1 材料的选择根据文献【1】中表10-1查得，小圆柱齿轮1选用40Gr钢，热处理为调质，HBS3=260<350；大圆柱齿轮2选用45号钢，热处理为调质，HBS4=230<350。因为此两圆柱齿轮的转速不高，且二者材料硬度差为30HBS，也可以有效地防止胶合破坏，另外两齿轮啮合应先保证接触疲劳强度，再校核弯曲强度。小齿轮齿数：初选z3=24大齿轮齿数：初选z4=z1×i1=24×4=966.2.2按接触疲劳强度设计6.2.2.1计算接触疲劳强度根据文献【1】中10-12式，按失效概率为1%计算，由于点

16、蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故可取。根据文献【1】中图10-21d按齿面硬度查得圆柱齿轮的接触疲劳强度极限，（一般选取中间偏下值，MQ上选值），根据文献【1】中10-13式，齿轮的转速：，） 齿轮的应力循环次数：根据文献【1】中图10-19查得接触疲劳寿命系数，将上述各式代入许用应力计算公式， 6.2.2.2 确定小斜齿圆柱齿轮的分度圆直径式中：载荷系数，试选弹性影响系数（），查得 区域系数，查得 小圆柱斜齿轮的转矩（N·mm），由表2可知 两圆柱斜齿轮的齿数比， 许用接触疲劳应力（MPa）， 齿宽系数，根据文献【1】中表10-7按非对称布置查得

17、 圆柱齿轮的端面重合度，计算得故小齿轮的分度直径，6.2.2.3计算小齿轮的圆周速度6.2.2.4计算小齿轮的齿宽齿宽： ，6.2.2.6计算载荷系数式中：使用系数，根据文献【1】中按轻微冲击查得 动载荷系数，根据文献【1】中按精度等级8级，速度V3=0.7909m/s查得 齿间接触疲劳载荷分配系数，根据文献【1】中查得 齿向接触疲劳载荷分布系数，根据文献【1】中查得 接触疲劳载荷系数6.2.2.7按实际载荷系数校正分度圆直径根据文献【1】中10-10a式，6.2.3按齿根弯曲强度设计根据文献【1】中10-17式，6.2.3.1计算两齿轮齿根的弯曲疲劳强度根据文献【1】中10-12式，弯曲疲劳

18、强度安全系数，（对于弯曲疲劳强度一旦发生断齿，就会引起严重的事故，故计算时取 ）由图7-21按齿面硬度查得齿轮的弯曲疲劳强度极限，（一般选取中间偏下值，MQ上选值，并以脉动循环变应力计算），由6.2.2.1已经算出齿轮的工作应力循环次数：， 根据文献【1】中图10-18查得接触疲劳寿命系数，将上述各式代入许用应力计算公式，6.2.3.2计算载荷系数 齿高： 齿宽与齿高之比：查图7-12得式中：使用系数， 动载荷系数， 齿间载荷分配系数， 齿向载荷分布系，查图7-12取 接触疲劳载荷系数6.2.3.3齿形系数和应力校正系数齿形系数，根据文献【1】中表10-5按当量齿数查得，应力校正系数，根据文献

19、【1】中表10-5按当量齿数查得，计算重合度系数，按式7-18计算得6.2.3.6计算大、小齿轮的参数并加以比较 故小齿轮的数值大，按小齿轮计算。6.2.3.7设计计算对此计算可知，由齿面接触疲劳强度计算的模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数mn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承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算得得模数2.5mm并就近圆整为标准值mn=3mm，按接触强度算的的分度圆直径d3=47.64mm来计算应有的齿数。这样设计，即满足了齿面接触疲劳强度，有满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑避免浪费。于是有

20、：圆整后，取，则。6.2.4几何尺寸计算6.2.4.1计算大、小齿轮的分度圆直径6.2.4.2齿顶圆直径 6.2.4.3齿根圆直径 6.2.4.4计算中心距 6.2.4.5计算齿轮宽度圆整后取,。6.3齿轮的结构设计6.3.1直齿圆锥齿轮的结构设计由高速级齿轮设计数据，根据文献【3】表6.12可对直齿圆锥齿轮的结构设计如下表6.1所示表6.1直齿圆锥齿轮的结构设计尺寸名称符号计算公式小齿轮大齿轮分度圆锥角齿数传动比分度圆直径当量齿数结构形式一般式腹板式6.3.2斜齿圆柱齿轮的结构设计由低速级齿轮设计数据，根据文献【3】表6.7可对直齿圆锥齿轮的结构设计如下表6.2所示表6.2斜齿圆柱齿轮的结构

21、设计尺寸名称符号计算公式小齿轮大齿轮传动比齿数模数齿距分度圆直径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7 轴的设计及计算7.1 轴的布局设计绘制轴的布局简图如下图7.1所示图7.1 轴的布置简图 考虑到低速轴的受力大于高速轴，应先对低速轴进行结构设计和强度校核，其他的轴则只需要进行结构设计，没必要进行强度校核。7.2 低速轴的设计7.2.1 轴的受力分析由上述6.2中低速级齿轮设计可求得大斜齿轮的啮合力：大斜齿轮的分度圆直径：大斜齿轮的圆周力：大斜齿轮的径向力：大斜齿轮的轴向力：7.2.2轴的材料的选择由于低速轴转速不高，但受力较大，故选取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理

22、。7.2.3轴的最小直径根据文献【1】中15-2式可初步估算轴的最小直径，式中：最小直径系数，根据文献【1】中表15-3按45钢查得 低速轴的功率（KW），由表5.1可知： 低速轴的转速（r/min），由表5.1可知：因此： 输出轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据文献【1】中14-1式查得，式中：联轴器的计算转矩（） 工作情况系数，根据文献【1】中表14-1按转矩变化小查得， 低速轴的转矩（），由表5.1可知：因此： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003或根据文献【2】中表14-4查得，选用LX2

23、型弹性柱销联轴器，其具体结构及基本参数如图7.2以及表7.1所示，图7.2 HL4型弹性柱销联轴器结构形式图表7.1HL4型弹性柱销联轴器基本参数及主要尺寸型号公称转矩TnN.m许用转速n（ r/min）轴孔直径（d1、d2、dZ）轴孔长度mmDmm转动惯量Kg.m2质量kgY型J、J1、Z型LL1LHL41250280040.42.45.112841121953.422由上表可知，选取半联轴器孔径，故取，半联轴器的长度，与轴配合的毂孔长度。7.2.4 轴的结构设计7.2.4.1 拟定轴上零件的装配方案 低速轴的装配方案如下图7.3所示，图7.3 低速轴的结构与装配7.2.4.2 根据轴向定位

24、的要求确定轴的各段直径和长度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定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔的长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故-段的长度应比稍短一些，现取。初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，根据文献【1】中表13-1可选3型圆锥滚子轴承。根据文献【2】中表13-1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30307，其基本尺寸资料如下表7.2所示表7.2 30312型圆锥滚子轴承参数数值mm标准图d60D130T33.5C26a2

25、6.5B31由上表7.2可知该轴承的尺寸为，故；由于圆锥滚子轴承采用脂润滑，得用封油环进行轴向定位和挡油，取右端封油环的长度，故圆整后，。 由于圆锥滚子轴承采用脂润滑，得用封油环进行轴向定位和挡油。有上表7.2可知30307型轴承的定位轴肩高度取轴处非定位轴肩轴肩的高度，则与齿轮配合的轴段-的直径轴处定位轴肩的高度故取对封油环进行定位，则轴段-的直径齿轮采用轴肩进行轴向定位，则齿轮的右端应有一轴环，轴肩的高度：考虑到轴环的右端为非定位轴肩，故取，则，轴环的宽度应满足取。轮毂的宽度，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。 取轴承端盖的总宽度为。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承

26、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（参考图7.1），故取。 根据轴的总体布置简图7.1可知，大圆柱齿轮左端面距箱体内壁之间距离，锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离（参考图7.1）。考虑到箱体的铸造误差以及轴承的整体布置，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取。已知滚动轴承宽度,根据文献【1】图10-39（b）中可初取大圆锥齿轮轮毂长，则表7.3 低速轴的参数值至此，经过步骤已初步确定了轴的各段直径和长度，如上图7.4所示，并归纳为下表7.3所示，轴的参数参数符号轴的截面（mm）轴段长度825065100129236轴段直径62623670827765轴肩高度6666667

27、.2.4.3 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圆头普通平键连接。根据文献【1】中表6-1按查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，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，按查得联轴器与轴连接的平键截面键槽用键槽铣刀加工，长为，半联轴器与轴配合为；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m6。7.2.4.4 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7.3。7.2.5 求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图7.4）做出轴的设计简图（7.1图）。在确定轴

28、承的支点位置时，应从圆锥滚子轴承值入手。对于30307型圆锥滚子轴承，由上表7.2中可知。因此，作为简支梁的轴的支承跨距根据轴的设计简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下图7.4所示。图7.4 低速轴的受力分析表7.4 低速轴上的载荷分布 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、以及的值列于下表。载荷水平面H支反力F弯矩M扭矩T7.2.6 按弯扭校核轴的疲劳强度 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15-5式查得，式中：C截面的计算应力（MPa）折合系数，该低速轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故根据文

29、献【1】中P373应取折合系数 抗弯截面系数（mm3），根据文献【1】中表15-4按圆形截面查得 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，根据文献15-1查得。因此，故安全。7.2.7 精确校核轴的疲劳强度7.2.7.1 判断危险截面 截面A，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A，B均无需校核。 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，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C

30、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。根据文献【1】中附表3-4和附表3-8可知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。7.2.7.2 分析截面IV左侧根据文献【1】中表15-4按圆形截面查得，抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面IV左侧的弯矩： 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，经差值后可查得，根据文献【1】

31、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。7.2.7.3分析截面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： 抗扭截面系数： 截面IV左侧的弯矩： 截面IV上的扭矩： 截面上的弯曲应力： 截面上的扭转切应力： 轴按磨削

32、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。7.3 高速轴的设计7.3.1轴端齿轮的分度圆直径由上述6.1中高速级齿轮设计可知：小圆锥齿轮的大端分度圆直径：7.3.2轴的材料的选择 取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。

33、7.3.3轴的最小直径 根据文献【1】中15-2式可初步估算轴的最小直径，式中：最小直径系数，根据文献【1】中表15-3按45钢查得 高速轴的功率（KW），由表5.1可知： 高速轴的转速（r/min），由表5.1可知：因此： 输出轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据文献【1】中14-1式查得，式中：联轴器的计算转矩（） 工作情况系数，根据文献【1】中表14-1按转矩变化小查得， 低速轴的转矩（），由表5.1可知：因此： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003或根据文献【2】中表14-4查得，选用LX1

34、型弹性柱销联轴器，其具体结构及基本参数如上表7.1所示。由上表可知，选取半联轴器孔径，故取，半联轴器的长度，与轴配合的毂孔长度。7.3.4 轴的结构设计7.3.4.1 拟定轴上零件的装配方案 低速轴的装配方案如下图7.3所示，图7.5 高速轴的结构与装配7.3.4.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度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-段的直径式中：轴处轴肩的高度（），根据文献【1】中P364中查得定位轴肩的高度，故取左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔的长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故-段的长度应比稍短一

35、些，现取。 初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，根据文献【1】中表13-1可选3型圆锥滚子轴承。根据文献【2】中表13-1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30304，其基本尺寸资料如下表7.5所示表7.5 30304型圆锥滚子轴承参数数值mm标准图d20D52T16.25C13a11.1B15由上表可知该轴承的尺寸为，故；而为了使滚子轴承被封油环和端盖可靠夹紧，与之配合的轴的长度要略小于轴承的宽度，因此去，此时便确定了处的轴肩高度。为了加工的方便性，取与小圆锥齿轮配合的轴-段的直径与与-处相同，即，则轴肩。两滚动轴承

36、均采用轴肩进行轴向定位。有上表7.5可知30304型轴承的定位轴肩高度，因此，。 取轴承端盖的总宽度为。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。取圆锥齿轮距箱体内壁之距离，考虑到轴承采用脂润滑，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度, 根据上图7.5可取，又因为，取。进而可以确定轴-段的长度。故取。表7.6 低速轴的参数值至此，经过步骤基本确定了轴的各段直径和长度，如上图7.5所示，并归纳为下表7.6所示，参数名称参数符号轴的截面（mm）轴段长度283715801547轴段直径161920272016轴肩高度1.5

37、0.53.53.527.3.4.3 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圆头普通平键连接。根据文献【1】中表6-1按查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，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，按查得联轴器与轴连接的平键截面键槽用键槽铣刀加工，长为；滚动轴承和联轴器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均为k6。7.3.4.4 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7.5。7.4 中间轴的设计7.4.1轴端齿轮的分度圆直径由上述6.2中高速级齿轮设计

38、可知：小圆柱齿轮的分度圆直径：大圆锥齿轮的大端分度圆直径：7.4.2轴的材料的选择 取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。7.4.3轴的最小直径 根据文献【1】中15-2式可初步估算轴的最小直径，式中：最小直径系数，根据文献【1】中表15-3按45钢查得 高速轴的功率（KW），由表5.1可知： 高速轴的转速（r/min），由表5.1可知：因此： 7.4.4 轴的结构设计7.4.4.1 拟定轴上零件的装配方案 低速轴的装配方案如下图7.6所示，图7.6 高速轴的结构与装配7.4.4.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度输出轴的最小直径显然是安装滚动轴承处轴的直径和。因滚动轴承同时受径

39、向力和轴向力的作用，根据文献【1】中表13-1可选3型圆锥滚子轴承。根据文献【2】中表13-1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30304，其基本尺寸资料如上表7.5所示。由表可知该轴承的尺寸为，故。因轴承采用脂润滑，故两圆锥滚子轴承应采用封油环定位以及防止油飞溅到轴承里面。两封油环的外径为，两轴承距箱体内壁的距离均为。取小圆柱齿轮距箱体内壁的距离，大圆锥齿轮距箱体内壁的距离为。为了使封油环可靠地夹紧圆柱齿轮和圆锥齿轮，与圆柱齿轮配合的轴-段应小于其齿宽，与圆锥齿轮配合的轴-段也应小于其轮毂，并取其轮毂的长度。故： ， 取， 取取非定位轴

40、肩，则。应两齿轮都采用轴肩定位，故其中间应有一轴环，其轴肩高度取，则轴环的宽度，故取至此，经过步骤基本确定了轴的各段直径和长度，如上图7.6所示，并归纳为下表7.7所示，表7.7 中间轴的参数值参数名称参数符号轴的截面（mm）轴段长度3510645829轴段直径2023272320轴肩高度1.5221.57.4.4.3 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圆头普通平键连接。根据文献【1】中表6-1按查得圆柱齿轮与轴连接的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故与圆柱齿轮配合的轴的直径尺寸公差为；查得圆锥齿轮与轴连接的平键截面 ，键槽用键槽

41、铣刀加工，长为，与圆锥齿轮配合的轴的直径尺寸公差也为。7.4.4.4 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7.6。8 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的应力变化次数也就越少，亦即轴承的寿命越短。而低速轴的轴承所承受的载荷最大，故只需校核该轴的轴承的寿命。8.1低速轴齿轮的载荷计算由上述6.2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：8.2轴承的径向载荷计算低速轴上的滚动轴承采用正装，其受力简图如下图8.1所示。两个轴承型号均为30307型的圆

42、锥滚子轴承，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。由上表7.4可得：8.3轴承的轴向载荷计算根据文献【1】中表13-1查得30307型圆锥滚子轴承的基本额定动载荷，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，左端轴承压紧，右端轴承放松。则 轴承的轴向派生力为 ， 。8.4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【1】中表13-5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8.5轴承寿命的计算及校核根据文献【1】中表13-3按24小时连续工作的机械查得该滚动轴承的预期寿命，取

43、，齿轮转速n=55r/min 。并取。故根据文献【1】中13-5式可算出轴承基本额定寿命为故轴承绝对安全。9键联接强度校核计算9.1普通平键的强度条件根据文献【1】表6-1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。9.2高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。9.3中间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

44、， ，故该键安全。9.4低速轴上键的校核对于键已知：于是得， ，故该键安全10 润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择10.1齿轮的滑方式及润滑剂的选择10.1.1齿轮润滑方式的选择高速轴小圆锥齿轮的圆周速度：中间轴大圆锥齿轮和小圆柱齿轮的圆周速度：低速轴大圆柱齿轮的圆周速度：取，一般来说当齿轮的圆周速度时，宜采用油润滑；当时，应采用浸油润滑。故此减速器齿轮的润滑应将齿轮浸于油池中，当齿轮传动时，既将润滑油带到润滑处，同时也将油直接甩到箱体壁上利于散热。10.1.2齿轮润滑剂的选择根据文献【2】中表17-1中查得，齿轮润滑油可选用全损耗系统用油，代号是：，运动粘度为：61.274.8（单位为：mm

45、2/s）。10.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择10.2.1滚动轴承润滑方式的选择高速轴轴承: 中间轴轴承：低速轴轴承：故三对轴承均应采用脂润滑。10.2.2滚动轴承润滑剂的选择根据文献【2】表17-2中查得，滚动轴承润滑可选用滚珠轴承脂。10.3密封方式的选择10.3.1滚动轴承的密封选择滚动轴承与箱体外界用毡圈密封，与箱体内用封油环防止减速器内的油液飞溅到轴承内。10.3.2箱体的密封选择箱体部分面上应用水玻璃或密封胶密封。11 减速器箱体及附件的设计11.1减速器箱体的设计减速箱应采用铸铁铸造而成，其结构尺寸如下表所示。11-1 铸铁减速器箱体结构尺寸表1 mm 名称符号箱体的尺寸关系

46、箱体的尺寸取值箱座壁厚考0.01（d1+d2）+188虑到铸造工艺，所有壁厚都不应小于8箱盖壁厚10.0085（d1+d2）+188箱座、箱盖、箱座底凸缘厚度b、 b1、 b2b 1.5；b11.51；b22.512、12、20地脚螺栓直径df0.015（d1+d2）+11212地脚螺栓数目nn66轴承旁联接螺栓直径d10.75 df10箱盖与箱座联接螺栓直径d2（0.50.6）df8联接螺栓d2的间距l8015086轴承盖螺钉直径d3（0.40.5）df6视孔盖螺钉直径d4（0.30.4）df6定位销直径d（0.70.8）d25df 、d1、 d2至外箱壁距离c1见文献【2】中表4-218df 、d2至凸缘边缘距离c2见文献【2】中表4-216轴承旁凸台半径R1c216凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准68外箱壁至轴承座端面距离l1c1 +c2+（510）40大齿轮顶圆与箱体内壁距离11.215齿轮端面与箱体内壁距离28箱座肋厚mm0.857轴承端盖外径D2 凸缘式：D2D+(55.5) d3； D为轴承座孔直径82、110轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以M