车间零件传送设备传送装置课程设计报告书

1、文档编码 : CY3G5D7P6D7 HX3J5Y2Q5O2 ZM5L6N6D7C3理 工 学 院课 程 设 计 报 告 书题目：车间零件传送设备传送装置系部：机械工程学院专 业：机械电子工程班 级： 11 级机电二班姓 名：帆学 号：2022 年 3 月 14 日目录. 第 1 章概述 2 1.1 课程设计的目的 3 1.2 设计的容和任务 3 1.2.1 设计的容 3 1.2.2 设计的任务 3 1.3 设计的步骤 3 第 2 章传动装置的总体设计 4 2.1 拟定传动方案 4 2.2 选择原动机电动机 4 2.2.1 选择电动机类型和结构型式 5 2.2.2 确定电动机的功率 5 2.2

2、.3 确定电动机的转速 5 2.3 传动装置总传动比的确定与各级传动比的支配 6 2.3.1 运算总传动比 6 2.3.2 合理支配各级传动比 6 2.4 算传动装置的运动和动力参数 6 2.4.1 各轴转速运算 7 2.4.2 各轴输入功率运算 7 2.4.3 各轴扭矩运算 7 第 3 章传动零件的设计运算 7 3.1 减速箱外传动零件带传动设计 7 3.1.1 V 带传动设计运算 7 3.2 减速器传动零件高速级齿轮设计 9 3.2.1 选择齿轮类型、精度等级、材料与齿数 9 3.2.2 按齿面接触强度设计 11 3.2.3 按齿根弯曲强度运算 12 3.2.4 、高速级齿轮几何尺寸运算

3、13 3.3 减速器传动零件低速级齿轮设计 14 3.3.1 选择齿轮类型、精度等级、材料与齿数 14 3.3.2 按齿面接触强度设计 14 3.3.3 按齿根弯曲强度运算 16 2 / 34 . 3.3.4 、低速级齿轮几何尺寸运算 17 3.4 轴的设计输入轴的设计 17 3.4.1 确定轴的材料与初步确定轴的最小直径 17 3.4.2 初步设计输入轴的结构 18 .4.3 按弯曲合成应力校核轴的强度 18 3.5 轴的设计输出轴的设计 21 3.5.1 初步确定轴的最小直径 21 3.5.2 初步设计输出轴的结构 22 3.6 轴的设计中速轴的设计 26 第 4 章部件的选择与设计 26

4、 4.1 轴承的选择 26 4.1.1 输入轴轴承 26 4.1.2 输出轴轴承 27 4.1.3 中间轴轴承 27 4.2 输入轴输出轴键连接的选择与强度运算 27 4.3 轴承端盖的设计与选择 29 4.3.1 类型 29 4.4 滚动轴承的润滑和密封 30 4.5 联轴器的选择 30 4.5.1 、联轴器类型的选择 30 4.5.2 、联轴器的型号选择 30 4.6 其它结构设计 30 4.6.1 通气器的设计 30 4.6.2 吊环螺钉、吊耳与吊钩 30 4.6.3 启盖螺钉 30 4.6.4 定位销 30 4.6.5 油标 30 4.6.6 放油孔与螺塞 31 4.7 箱体 31 第

5、 5 章结论 3333 / 34 . 第 1 章 概述1.1 课程设计的目的 课程设计目的在于培养机械设计才能；课程设计是完成机械设计专业全部课程学习的最终一次较为全面的、重要的、必不行少的实践性教学环节,其目 的为：1. 通过课程设计培养综合运用所学全部专业与专业基础课程的理论学问,解决工程实际问题的才能,并通过实际设计训练,使理论学问得以巩固和提高；2. 通过课程设计的实践,把握一般机械设计的基本方法和程序,培养独立 设计才能；3. 进行机械设计工作基本技能的训练,包括训练、运算、绘图才能、运算；机帮忙设计才能,熟识和运用设计资料（手册、图册、标准、规等）1.2 设计的容和任务 1.2.1

6、 设计的容 本设计的题目为二级直齿圆柱齿轮减速器,设计的主要容包括以下几方面：（1）拟定、分析传动装置的运动和动力参数；（2）选择电动机,运算传动装置的运动和动力参数；（3）进行传动件的设计运算,校核轴、轴承、联轴器、键等；（4）绘制减速器装配图与典型零件图；（5）编写设计运算说明书；1.2.2 设计的任务（1）减速器装配图 1（0 号图纸）（2）输入轴零件图 1 （3）齿轮零件图 1 （4）设计说明书 1 份 1.3 设计的步骤 遵循机械设计过程的一般规律,大体上按以下步骤进行：1. 设计预备 认真争论设计任务书,明确设计要求和条件,认真阅读减速器参 考图,拆装减速器,熟识设计对象；2. 传

7、动装置的总体设计依据设计要求拟定传动总体布置方案,选择原动机,运算传动装置的运动和动力参数；4 / 34 . 3. 传动件设计运算 设计装配图前,先运算各级传动件的参数确定其尺寸,并 选好联轴器的类型和规格；一般先运算外传动件、后运算传动件；4. 装配图绘制 运算和选择支承零件,绘制装配草图,完成装配工作图；5. 零件工作图绘制 零件工作图应包括制造和检验零件所需的全部容；6. 编写设计说明书 设计说明书包括全部的运算并附简图,并写出设计总结；第 2 章 传动装置的总体设计传动装置的总体设计,主要包括拟定传动方案、选择原动机、确定总传 动比和支配各级传动比以与运算传动装置的运动和动力参数；2.

8、1 拟定传动方案 带传动传动平稳、吸振且能起过载爱惜作用,故在高速级布置一级带传动；在 带传动与运输带之间布置一台二级圆柱齿轮减速器,轴端连接选择弹性柱销联 轴器；图 2-2 传动布置方案简图 1减速器 2 联轴器 3 滚筒 4 运输带 5 电动机 6 带传动 2.2 选择原动机电动机 电动机为标准化、系列化产品,设计中应依据工作机的工作情形和运动、动力参数,依据选择的传动方案,合理选择电动机的类型、结构型式、容量和 转速,提出具体的电动机型号；2.2.1 选择电动机类型和结构型式 电动机有交、直流之分,一般工厂都接受三相沟通电,因而选用沟通电动5 / 34 . 机；沟通电动机分异步、同步电动

9、机,异步电动机又分为笼型和绕线型两种,其中以一般笼型异步电动机应用最多,目前应用较300 广的 Y 系列自扇冷式笼型三相异步电动机,电压为 380V,其结构简洁、起动性能好,工作牢靠、价格低廉、爱惜便利,适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合,如运输机、机床、农机、风机、轻工机械等；2.2.2 确定电动机的功率电动机功率选择直接影响到电动机工作性能和经济性能的好坏：如所选电动机的功率小于工作要求,就不能保证工作机正常工作；如功率过大,就电动机不能满载运行,功率因素和效率较低,从而增加电能消耗,造成铺张；1. 带式输送机所需的功率 P w由1 中公式（ 2-3 ）得：Pw FV /

10、 1000 4250 .0 95 / 1000 kW 4 . 0375 kW2. 运算电动机的输出功率 P d依据文献 1 （机械设计课程设计光等编 高等训练出版）表 4-4 确定部分效率如下：弹性联轴器：1 .0 99（两个）滚动轴承（每对）：2 0 . 99（五对）圆柱齿轮传动：3 0 . 98（精度 7 级）传动滚筒效率：4 0 . 96V带传动效率：5 0 . 95传动系数总效率 : 1.25.2.4.5.0 99w50 . 9920 . 980 . 9600. 950 . 8254.9kW3P d电动机的输出功率：P4.0375.825kW2.2.3 确定电动机的转速依据动力源和工作

11、条件,电动机的类型选用Y 系列三相异步电动机；电动机的转速选择常用的两种同步转速：1500r / min 和 1000r / min,以便选择；1. 运算滚筒的转速 n w由公式 nw 60 1000 V D 运算输送带滚筒的转速：nw 60 1000 V D 60 1000 .0 95 320 r min 56 7. r min2. 确定电动机的转速 dn由参考文献 2 （机械设计）中表 181 可知两级圆柱齿轮减速器举荐传动比围为i860,由参考文献 1 V 带传动比围为i24,所以总传动比合理围6 / 34 . 为总i16240,故电动机转速的可选围是：nd 16240 56 . 7 r

12、/min907 2.13608 r/min符合这一围的同步转速有1000r/min 、1500r/min 、3000r/min 由参考文献 1 中表 8-53 查得：方案电动机型号额定功率电动机转速n/r/min 同步转速满载转速（ kW）1 Y132S-4 5.5 1500 1440 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 表 8-53 中,方案 1 转速高,电动机价格低,总传动比虽然大些,但完全可以通过带传动和两级齿轮传动实现,所以选择方案 1；其主要参数如下：表 2-1 电动机相关参数型号额定功率满载转速外伸轴径外伸轴长度中心高Y132S-4 /kW / r/min /mm /m

13、m /mm 5.5 1440 38 80 132 2.3 传动装置总传动比的确定与各级传动比的支配2.3.1 运算总传动比nw由 电 动 机 的 满 载 转 速nm1440r/min和 工 作 机 主 动 轴 的 转 速56 r/min可得总传动比in mn w144056 7.25 . 42.3.2 合理支配各级传动比取带传动传动比1i3,就两级减速器传动比i ji3ji1i325 . 438 . 47就双级直齿圆柱齿轮减速器高速级传动比为i21. 32,低速级传动比为i3iji28 . 473 . 32.2 552.4 算传动装置的运动和动力参数2.4.1 各轴的转速运算n n m / i

14、 1 480 r / minn n / i 2 144 . 58 r / minnIV n n / 3 56 . 7 r / min7 / 34 . 2.4.2 各轴输入功率运算P IP d5249.0 .95KW4 . 66KW4 . 52KWP IIP23.4 660 . 99.0 98 KWP IIIP II34 . 52.0 990 . 98 KW4 . 39 KWP IVP III124 .39.0990 . 99KW.43 KW2.4.3 各轴输入扭矩运算T I 9550 P I n I 92 . 71 N . mT II 9550 P II n II 298 . 56 N . m

15、T III 9550 P III n III 739 . 41 N . mT IV 9550 P IV n IV 724 . 25 N . m各项指标误差均介于 +5%-5%之间；各轴运动和动力参数见表 4：表 2-4 各轴运动和动力参数轴号功率 P kw 转矩 T（N .m）转速 n r/min I 轴4.66 480 92.71 轴4.52 298.56 144.58 III轴4.39 739.41 56.7 滚筒轴 IV 轴 4.3 724.25 56.7 第 3 章 传动零件的设计运算3.1 减速箱外传动零件带传动设计3.1.1 V 带传动设计运算1、确定运算功率由2 中表 8-7 查

16、得工作情形系数KA1 .15 . 39 kW由2 中公式 8-21 ：P caKAP d1.14. 92、选择 V 带的带型依据 Pca 5 . 39 kW 与 nm 1440r / min , 由2 中图 8-11 选用 A 型3、确定带轮的基准直径 d 并验算带速v初选小带轮的基准直径 d d 1由2 中表 8-6 和表 8-8 ,取小带轮的基准直径 d d 1 90 mm8 / 34 . 验算带速v 按2 中公式 8-13 验算带的速度v60d 1n6.78m/s由于5m/sv25m/s, 故带速合适；1000运算大带轮的基准直径；依据d d2idd1390270 mm2 中公式 8-1

17、5a 运算大带轮的基准直径由2 中表 8-8 取dd2280 mmL da 02d d1d d2, 4、确定 V 带的中心距a 和基准长度依据 2 中公式 8-20,.0 7d d1d d2初定中心距a 0500 mm由 2 中公式 8-22 运算所需的基准长度L d02 a 02dd1dd2dd2dd12904 a 025002902802809021599mm4500由2 中表 8-2 选带的基准长度Ld1600 mm运算实际中心距 a由2 中公式 8-23 运算aa0Ld2Ld0500160021599500mm5、验算小带轮上的包角1依据 2 中公式 8-25 运算：1180dd2dd

18、157.318028090573.158.2a5006、运算带的根数 z 运算单根 V 带的额定功率 rp由 dd 1 90 mm 和 nm 1440r / min , 查2 中表 8-4a 得 P 0 1 . 064 KW依据 nm 1440 r / min i 3 和 A 型带查 2 中表 8-4b 得 P 0 0 . 17 KW查2 中表 8-5 得 K 0 . 94,查2 中表 8-2 得 K L 0 . 99 , 于是由 2 中公式 8-26：PP 0P 0KKL1 . 0640 . 17 0 . 940 . 99KW1 . 15 KW运算 V 带的根数 z 9 / 34 . zP

19、c a.5394 . 69取 5 根P.1 157、运算单根 V 带的初拉力的最小值F 0min依据 2 中公式 8-27 ：F 0min5002 5.KKP caqv 250025.0.9465. 390 .16. 782136. 53Nzv0.945. 78其中 q 由2 中表 8-3 得 A 型带q0 1. kg/m应使带的实际初拉力F 0F 0min；8、运算压轴力压轴力的最小值由 1 中公式 8-28 得：F pmin2zF0minsin125136. 53sin158.21340.67N229、带轮结构设计查2 中表 8-10 得大、小带轮总宽度：B4152978mmV型带传动相关

20、数据见表3-0 ；表 3-0 V 型带传动相关数据计 算 功 率传动比带速带型根数单 根 初 拉 力（ N）压轴力P （kw）i V m/s （ N）5.39 3 6.78 A 5 136.53 1340.67 小带轮直径大带轮直中心距基准长度带轮宽度 mm 小带轮包角mm 径mm mm （mm）90 270 500 1600 78 158.203.2 减速器传动零件高速级齿轮设计3.2.1 选择齿轮类型、精度等级、材料与齿数依据已经选定的传动方案,高速级齿轮选择如下：1. 齿轮类型 选用直齿圆柱齿轮传动2. 齿轮精度等级 带式输送机为一般机器速度不高,依据 2 中表 10-8 ,选择7 级精

21、度（ GB10095-88）3. 材料 由2 中表 10-1 选择：两者材料硬度差为 40HBS 小齿轮 40Cr 调质 硬度 280HBS 10 / 34 . 大齿轮 45钢调质硬度 240HBS 4. 试选择小齿轮齿数1z25大齿轮齿数z 2i2. Z 13.3225833.2.2 按齿面接触强度设计1. 确定公式各运算数值试选载荷系数tk.91 3.6 10P.9556 104 . 66.9 271104Nmm小齿轮转矩T 155n I4801由文献 2 中表 10-6 查得材料弹性影响系数zEd189 MPa2齿宽系数：由文献 2 中表 107 知齿宽系数1由文献 2 中图 10-21

22、d 按齿面硬度查得齿轮接触疲乏强度极限：Hlim1600MPaHlim1550MPa运算应力循环次数N 160 n 1jL h6048012830081 . 1069 10KHN20 . 95N2N 1/u 11 . 1069 103 . 3318 10KHN10 . 90.3 32由文献 2 中图 10-19 取接触疲乏寿命系数运算接触疲乏许应力取失效概率为 1% 安全系数 S=1 由文献 2 中式 10-12 H1K HN1lim10. 90600540MPa9. 2711043.3211898.2SH2K HN2lim20 .95550522.5 MPaS运算由式d1 t2.32.3KT

23、1.u 1u 11.ZE2dH试算小齿轮分度圆直径d1 t22.3231 3.d 1t2 . 32.3KtT 1.u 11.ZEdu 1H21/s3. 32522.563.694mm63.69448016.m运算圆周速度 vv60d1 tn 1100060100011 / 34 . 运算齿宽 b bdd 1 t163 . 69463 . 694 mm运算齿宽与齿高比b h.2 548齿高h2 .25 m t2 . 252 . 5485 . 733模数m td 1t63 . 694Z 125b63.69411. 11h5. 733 运算载荷系数据v1 .6m/s 7 级精度；由图 10-8 查动

24、载荷系数Kv1 . 08KA1直齿轮KHKF1由文献 2 中表 10-2 查得使用系数由文献 2 中表 10-4 用插值法查得7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时KH1 . 423KF.1 35由b11.11KH.1 423在文献 2 中查图 10-13 得h故载荷系数 K K A K v K H K H 1 .1 08 1 1 . 423 1 . 537 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由文献d 1 d 1 t 3 K63 . 694 3 .1 53767 . 351 mmK t 1 . 3 运算模数 m m d 1 67 . 351 .2 69 mmZ 1 253.2.3 按齿根

25、弯曲强度运算2 中式 10-10a 得由文献 1 中式 10-5 弯曲强度设计公式m32KT 1Y FaY Sad2 Z 1F1. 确定公式各运算数值 由文献 2 中图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲乏强度极限 FE 1 500 MPa大齿轮的弯曲疲乏强度极限 FE 2 380 MPa 由文献 2 中图 10-18 取弯曲疲乏寿命系数 K FN 1 0 . 85 K FN 2 .0 88 运算弯曲疲乏许应力取弯曲疲乏安全系数 S 1 4. 由2 中式 10-12 12 / 34 . F1KFN1FE10. 85500303. 57MPaS14.F2KFN2FE20 .88.380238.86

26、MPa2.2214S14 运算载荷系数KKAKvKFKF1.1 0811 . 351 . 458 查取齿形系数由2 中表 10-5 查得：Y Fa12 . 62,Y Fa 查取应力校正系数由2 中表 10-5 查得：Y Sa 11. 59,Y Sa21 . 773运算大小齿轮的Y FaY SaFY Fa1Y Sa 12 .621. 590 .01372Y Fa2FY Sa 22 .214.1 . 7730 .01643F1303. 57223886大齿轮的数值大2. 设计运算m32 KT 12d Z 1Y FaY Sa321.4589.2711040. 016431 .92mm1252F对比运

27、算结果,由齿面接触疲乏强度运算的模数m 大于由齿根弯曲疲乏强度计算的模数,由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲强度所准备的承载才能,而齿面接触疲乏强度所准备的承载才能,仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积有关,可取由齿根弯曲疲乏强度运算的模数1.92 并依据 GB1357-87就近圆整为标准值m2,按齿面接触疲乏强度算得的分度圆直径d167. 351 mm,算出小齿轮的齿数z 1d167.35134大齿轮的齿数2z3.3234112.88取z2113m23.2.4 、高速级齿轮几何尺寸运算分度圆直径d1z 1m34268mmd2B 2z 2m1132226 mm 中心距a68226147mm取B

28、173 mm68mm268 mm 齿轮宽度bdd 113 / 34 . 圆周力：Ft12 T 1292 . 712726 . 76 Nd 168103径向力：F r1F t1tano 202726 .76tano 20992 . 46N表 3-1 高速级齿轮设计几何尺寸与参数齿轮压力模数中心齿数齿数分度圆齿宽角距比直径小齿轮202 147 3.32 34 68 73 大齿轮113 226 68 3.3 减速器传动零件低速级齿轮设计3.3.1 选择齿轮类型、精度等级、材料与齿数 选用直齿圆柱齿轮传动 传动速度不高,选择 材料选择7 级精度（ GB10095-88）小齿轮 40Cr 调质硬度 28

29、0HBS i3Z366 . 367大齿轮 45 调质硬度 240HBS 选择小齿轮齿数3z26大齿轮齿数z 43.3.2 按齿面接触强度设计d3t2. 32.3KT3.u21.ZE2du 2H1. 确定公式各运算数值试选载荷系数tk.1 395 . 55 10P 295 5.5 104 . 522 . 98565 10Nmm小齿轮传递的扭矩T 3n 2144 . 581由2 中表 10-6 查得材料弹性影响系数zE189 MPa2由2 中表 10-7 选取齿宽系数d1由2 中图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲乏强度极限Hlim34600 MPa大齿轮的接触疲乏强度极限Hlim550M

30、Pa14 / 34 . 由2 中式 10-13 运算应力循环次数N360 n 2jLh60144 . 58128300833 . 3318 104.098N4N3.3 3318 10.130610 8u 22 . 55HN0 . 94KHN 由2 中图 10-19 取接触疲乏寿命系数K 运算接触疲乏许应力 由2 中式 10-12 取失效概率为 1% 安全系数 S=1 H3K HN3lim30.94600564MPaSH4K HN4lim40 .98550539MPaS2. 运算 运算小齿轮分度圆直径d3 ,代入H2mm713m/sd3t2 .32.3KT3.u221.ZE42duH2 .323

31、1.32 .98561052.551189.8294. 2312. 55539 运算圆周速度v60d3tn294.23144. 580 .1000601000 运算宽度 b bdd3 t194 . 2394 . 23 mm 运算齿宽与齿高比b h模数m td3 t94 . 23.3 62 mmZ32611. 56齿高h2 .25 m t2 . 25.3 628 . 15 mmb94. 23h8 .15 运算载荷系数据v0 .713m/s 7级精度；由 2 中图 10-8 查动载荷系数Kv.1 02；直齿轮KHKF1；由2 中表 10-2 查得使用系数KA1；15 / 34 . 由2 中表 10

32、-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时KH1 . 43由bK11.56KHH.143查2 中图 10-13 得KF1 4.h故载荷系数KAKvKHK1.1 0211 . 431 . 46 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由d 3d3 t3K94 . 2331 . 461 3.97 .95 mmKt 运算模数 m md 397. 953 .77mmZ3263.3.3 按齿根弯曲强度运算2 中式 10-10a 得由2 中式 10-5 弯曲强度设计公式m32 KTY FaY Sad2 Z 1F1. 确定公式各运算数值 由2 中图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲乏强度极限

33、 FE 3 500 MPa；大齿轮的弯曲疲乏强度极限 FE 2 380 MPa 由2 中图 10-18 取弯曲疲乏寿命系数 K FN 3 0 . 95,K FN 4 0 . 98 运算弯曲疲乏许应力 取弯曲疲乏安全系数 S 1 4.,由 2 中式 10-12 F 3 K FN 3 FE 3 0 . 95 500339 . 29 MPaS 1 . 4K FN 4 FE 4 0 . 98 380F 4 266 MPaS 1 . 4 运算载荷系数 K K K A K V K F K F 1 1 . 02 1 1 . 4 .1 428 查取齿形系数 由2 中表 10-5 查得：Y Fa 3 .2 6,

34、Y Fa 4 2 . 252 查取应力校正系数 由 2 中表 10-5 查得：Y Sa 3 1 . 595,Y Sa 4 1 . 764运算大小齿轮的 Y FaY Sa Y Fa 3 Y Sa 3 2 . 6 1 . 5950 . 01222F F 3 339 . 2916 / 34 . Y Fa4FY Sa42.2521. 7640.0149342662. 设计运算m32KTY FaY Sa10560 .014935. 21mmdZ 12Fm2KTY FaY Sa321.4282. 9856dZ2 1F1262mmm依据 2 中表 101 就近圆整为标准值运算小齿轮齿数Z3d397. 951

35、7m6运算大齿轮齿数Z42.5517443.3.4 、低速级齿轮几何尺寸运算 分度圆直径dd 3dZ3m176102 mmd4Z4m446264mm 中心距a23411022264183mmB 4102mm2 齿轮宽度bdd102102 mmB 3107 mm3表 3-2 低速级齿轮设计几何尺寸与参数齿轮压力角模数中心齿数比齿数分度圆齿根圆齿顶圆齿宽距直径直径直径小齿轮206 183 2.55 17 102 147.5 170 107 大齿轮44 264 477.5 500 102 3.4 轴的设计输入轴的设计3.4.1 确定轴的材料与初步确定轴的最小直径1、确定轴的材料 输入轴材料选定为 4

36、0Cr,锻件,调质；2、求作用在齿轮上的力 依据输入轴运动和动力参数 , 运算作用在输入轴的齿轮上的力：PI 4 . 66 KW nI 480r / min T 92 . 71 N m圆周力：Ft 1 2 T 1 2 92 . 713 2726 . 76 Nd 1 68 10o o径向力：F r 1 F t 1 tan 20 2726 . 76 tan 20 992 . 46 N17 / 34 . 3、初步确定轴的最小径, 选取轴的材料为 45 号钢,调制处理,依据2 中表 15-3 ,取A 0112d minA 03P I11234 . 6623 . 89 mmn4803.4.2 初步设计输

37、入轴的结构依据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度已知轴最小直径为dmin23.89mm,由于是高速轴,明显最小直径处将装大带轮,故应取标准系列值d A25mm,为了与外连接件以轴肩定位,故取B段直径为d B35mm；初选滚动轴承；因该传动方案没有轴向力,高速轴转速较高,载荷不大,故选用深沟球轴承（接受深沟球轴承的双支点各单向固定）；参照工作要求并依据dB 35 mm,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 6208（参考文献 1 表 8-32）,其尺寸为 d D B 40 mm 80 mm 18 mm,为防止箱润滑油飞溅到轴承使润滑脂稀释或变质,在轴承向着箱体壁

38、一侧安装挡油板,依据需要应分别在两个挡油板的一端制出一轴肩,故：d D 45 mm d E d F 60 mm；由于轴承长度为 21mm,依据 4 中图 5.3 挡油板总宽度为 18mm故l C l H 39 mm,依据箱座壁厚,取 12 且齿轮的右端面与箱壁的距离 2 1,就 取 2 12 mm, 根 据 4 中 图 5.3 , 而 挡 油 板 测 与 箱 体 壁 取 3mm, 故lG 12 3 9 mm； 根 据 参 考 文 献 1 表 3-1 知 中 间 轴 的 两 齿 轮 间 的 距 离1 10 15, 估 取 1 10 mm, 且 中 间 轴 的 小 齿 轮 端 面 与 箱 体 壁

39、距 离 为2 12 mm,因 B 3 107 mm,B 2 68 mm,B 1 l F 73 mm故 lD 12 107 10 68 7312 12 73 3 3 9 111 . 5 mm；2 2设计轴承端盖的总宽度为 45mm（由减速器与轴承端盖的结构设计而定） ,依据轴承端盖的拆装与便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为 30mm,故 lB 75 mm；依据依据带轮宽度可确定 l A 118 mm18 / 34 . 111.5 73 A25 35 B40 C45 DEF60 H40 G图 3-1 输入轴结构简图 .4.3 按弯曲合成应力校核轴的强度 轴的受力

40、简图Fr1=992.46NTDnACFt1=2726.76NBFp=1340.67N图 3-2 输入轴的受力简图（）运算支座反力 H面m A01340.671299.84N25688 . 5 R BH256 F r1144 5.Fp0R BH256F r1144.5Fp256992. 46144.525688.5344.5F x0Fr1FpR BHR AH0461648 . 05NR AHR BHFpF r11299 .841340 . 67992 .V面R AVF t12562726.7652562026. 27N3445.344.19 / 34 . （）运算 H面与 V 面的弯矩,并作弯矩

41、图H面DA段：MHxFpx1340 . 67 x0 x144 . 5 N.mm当x0时,在 D处MHD01445.238143.23当x144.5时,在 A处M HA1648.05.BC段：MHxR BHx1299.84x 0 x88 5. 当x0时,在 B处MHB0mm88 .5115035 . 84N当x88.5时,在 C处M HC1299 .84V面MVDMVAxMVB027256518725 . 12N.mmMVCR AV2026 .（）运算合成弯矩并作图MDMB0M A238143.23N.mm518725.122531327.58NmmMCMHC2MVC2115035.842（）运

42、算T 并作图TI0 .392.71100027813N.mm（）校核轴的强度按弯矩合成强度条件,校核危险点即C 截面圆周表面处应力；扭转切应力为静应力,取C20.3,由 2 中表 15-1 查得,轴弯曲疲乏极限1335MPaMT I22531327 . 580 . 392 . 71213 . 66 MPacaW3 7310 1.结论：强度足够；20 / 34 . zTDxOVy+Fr1=992.46NnACBFp=1340.67NAFt1=2726.76NFr1BXCFpRAHRBH XBRAVC Ft1RBHMHAMHCAXCB-XMVCMCMA+TX图轴的载荷分析图X3.5 轴的设计输出轴

43、的设计3.5.1 初步确定轴的最小直径21 / 34 . 1、确定轴的材料 输出轴材料选定为 45 号钢,锻件,调质；2求作用在齿轮上的力 依据输出轴运动和动力参数、低速级齿轮设计几何尺寸与参数,运算作用在输出轴的齿轮上的力：P .4 39 KWn III4356 7.r/minT III739.41Nm82 NF t42 T III2739 . 415601 . 6NF r4F ttan205601 . 6tan202038 .d 4264103. 初步确定轴的最小直径dminA 0P III1123.43947 . 74 mmn III56 7.3.5.2 初步设计输出轴的结构输出轴最小直

44、径明显是安装联轴器处的直径d ,为了使所选的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；联轴器的运算转矩T caKA1T查 表14-1 , 考 虑 到 转 矩 变 化 很 小 故 取KA13., 就 ：T caKAT III.1 3739 .41 N.m961 . 233N.m初选联轴器依据运算 T 应小于联轴器公称转矩的条件,由1 中表 8-36 选用型号为 LX3的Y型弹性柱销联轴器,其公称转矩为 1250 N . m；半联轴器的孔径 dg 48 mm , 故取 d g 48 mm 半联轴器长度 L 112 mm；3依据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度112 60 64 7

45、5 67 60 55 abcdefg图 3-4 输出轴结构简图轴的结构设计（1）依据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度22 / 34 . 依据已确定的dg48,由于 g 段轴长与半联轴器的轴毂长一样,为了使联轴器以轴肩定位,故取f 段直径为d f55 mm；初选滚动轴承；因该传动方案没有轴向力,应选用深沟球轴承（接受深沟球轴承的双支点各单向固定） ；参照工作要求并依据d f55 m,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6212（参考文献 1 表 8-32）,其尺寸为 d D B 60 mm 110 mm 22 mm,依据需要在挡油板的一端制出一轴肩,故 dd 6

46、7 mm；由于轴承长度为 22mm,挡油板总宽为 18mm故 le 40 mm,依据两齿轮中心定位,且中速轴上的小齿轮端面与箱体壁为 12mm,而挡油板测与箱体壁取 3mm,另外为了使大齿轮更好的固定,就令轴端面在大齿轮空,距离取 3mm,综上累加得出 l a 54 5. mm,l b 152 mm；依据高速轴的尺寸和低速轴的部分尺寸可以算出 ld 108 mm设计轴承端盖的总宽度为44mm（由减速器与轴承端盖的结构设计而定） ,依据轴承端盖的拆装与便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为30mm,故l f74 mm；按弯曲合成应力校核轴的强度（1）绘制空间受力图

47、（2）作水平面 H和垂直面 V 的受力图,并运算支座反力H面Fr4m B0R AHFr41182038. 825118696. 33N345.5345.R BHR AH2038.82696. 331342. 49NV面R AVF t41185601.61181913.14NN3455.3455.R BVF t4R AV5601 . 61913 .143688 . 46（3）运算 H面与 V 面的弯矩,并作弯矩图H面MHAMHB03382166 . 94 N.mmMHC118 R AH118696 .V面MVAMVB0225750 . 52 N.mmMVC118 R AV1181913 . 14

48、（4）运算合成弯矩并作图MAMB023 / 34 . MCM2M282166.942225750.522240238.85N.mmHCVC（5）运算T 并作图443646 N.mmTIII0 . 6739 . 411000TAFt4CBn3DFr4图 3-5 输出轴的受力简图（6）校核轴的强度按弯矩合成强度条件,校核危险点即C 截面圆周表面处应力；扭转切应力为脉动循环变应力,取2.06,由2 中表 15-1 查得,轴弯曲疲乏极限1335MPaMC2T III2240238 . 850 6.739 . 412MPa9 . 16 MPacaW0 1.3 641所以,强度是足够的；24 / 34 .

49、 ZOyxTARAHFt4CBRBHn3DFr4Fr4Ft4RAV RBV-MBVMHB+MB + T图 6 轴的载荷分析图25 / 34 . 3.6 轴的设计中速轴的设计1、中速轴PII.452 KWn II144.58/minTII3298 . 56Nm35 . 28 mm2、初步确定轴的最小径d minA 03P II112.452mmn II144 . 58由于中间轴最小径与滚动轴承协作,故同时选取滚动轴承,依据轴的最小径初步选取型号为 6208 的深沟球轴承,其尺寸dDB40mm80mm18mm；根据前两个轴的尺寸,不难得出中速轴的尺寸,故其各部分运算省略；F tII2 T II22

50、98 . 565854 . 12 N2130 . 72N53 40 d102103F rIIF tIItano 205854 . 12tano 2040 63 63 107 68 图 3-7 中间轴结构简图第 4 章 部件的选择与设计4.1 轴承的选择轴系部件包括传动件、轴和轴承组合；4.1.1 输入轴轴承1. 轴承类型的选择由于输入轴承担的载荷为中等,且只受径向载荷,于是选择深沟球轴承；轴承承担的径向载荷P992. 46N；轴 承 转速nI480r/min；轴承的预期寿命26 / 34 . Lh82300838400 h2. 轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值CP360 n 1L h

51、992 . 463604803840010 . 26 kN6 106 10依据 1 表 8-32 选择C228.kN的 6208 轴承4.1.2 输出轴轴承1. 轴承类型的选择由于输入轴承担的载荷为中等,且只受径向载荷,于是选择深沟球轴承；轴承承担的径向载荷P2038. 82N；轴承承担的转速n 356 . 7 r/min轴承的预期寿命Lh82300838400 h2. 轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值CP360 n 3L h2038 . 8236056 7.3840010 . 35 kN6 106 10依据 1 表 8-32 选择C36.8kN的 6212 轴承4.1.3 中间轴轴

52、承1. 轴承类型的选择由于中间轴承担的载荷为中等,且只受径向载荷,于是选择深沟球轴承；轴承承担的径向载荷P2130. 72N; 轴承承担的转速n 2144 . 58 r/min轴承的预期寿命300838400 hLh822. 轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值CP360 n 2 L610h2130 .72360144 .583840014 . 77 kN6 10依据 1 表 8-32 选择C228.kN的 6208 轴承 . 4.2 输入轴输出轴键连接的选择与强度运算1、输入轴键连接由于输入轴上齿轮 1 的尺寸较小,接受齿轮轴结构,故只为其轴端选择键；输入轴轴端选择 A 型一般平键；其

53、尺寸依据轴颈 d 25 mm,由2 中表 6-1 选择b h 8 7；键长依据皮带轮宽度 B=78选取键的长度系列取键长 L=70. 校核键连接的强度27 / 34 . 键和联轴器的材料都是钢,由2 中表 6-2 查得许用压应力p100120 MPa取平均值p110 MPa；键的工作长度lLb70862mm,键与轮毂键由2 中式 6-1 得槽的接触高度K0 .5 h0.573.5mmp2Tl10 3292 . 7110 334 . 17MPap,强度足够；Kd3 . 56225键bL870 GB/T 1096-2022 2、输出轴键连接 输出轴与齿轮 4 的键连接选择键连接的类型与尺寸一般 8

54、 级以上的精度的齿轮有定心精度要求,应选用平键连接；由于齿轮不在轴端,应选用圆头一般平键（A 型）；据d64mm,由 2 中表 6-1 查得键的剖面尺寸为b18mm,高度h11 mm；由轮毂宽度B110mm与键的长度系列取键长L100mm； 校核键连接的强度键 、 齿 轮 和 轮 毂 的 材 料 都 是 钢 , 由 2 中 表 6-2 查 得 许 用 压 应 力p 100 120 MPa 取 平 均 值 p 110 MPa,键 的 工 作 长 度l L b 100 18 82 mm,键与轮毂键槽的接触高度 K 0 . 5 h 0 . 5 11 5 . 5 mm3 3由2 中式 6-1 得 p

55、2 T III 10 2 739 . 41 10 51 . 23 MPa p,强度足够；K l d 5 . 5 82 64键 b L 18 100 GB/T 1096-2022 输出轴端与联轴器的键连接据输出轴传递的扭矩T 应小于联轴器公称转矩；由m1 中表 8-36 选用型号为LX3的 Y 型弹性柱销联轴器, 其公称转矩为1250N .；半联轴器孔径d 148mm； 选择键连接的类型与尺寸据输出轴轴端直径d48mm,联轴器 Y 型轴孔d 148mm,轴孔长度L112mm选取 A 型一般平键bhL149110 校核键连接的强度键和联轴器的材料都是钢,由2 中表 6-2 查得许用压应力p1001

56、20 MPa取平均值p110 MPa；键的工作长度lLb1101496mm,键与轮毂键28 / 34 . 槽的接触高度K0 .5 h05.94.5mm；由2 中式 6-1 得2T III3 102739 . 4110 371 . 32 MPap,强度足够；pKld4 . 59648键bL14110 GB/T 1096-2022 4.3 轴承端盖的设计与选择4.3.1 类型 依据箱体设计,选用凸缘式轴承端盖；各轴上的端盖：闷盖和透盖：参照 4 表 4.8 闷盖示意图 透盖示意图DD表 4-1 三个轴的轴承盖e1 m b 1 d1 DD d0 螺 钉孔 数n 1 140 125 91 100 16 6 26.6 34 15 51 2 29 / 34 . 170 140 103 110 16 6 27.6 36 1 245 205 158 165 16 6 27.6 33 15 117 2 4.4 滚动轴承的润滑和密封当浸油齿轮圆周速度v2m/s, 轴承径和转速乘积dn210 5mmr/min时,宜接受脂润滑；为防止