设计带式运输机的传动装置-机械设计课程设计

西南大学育才学院机械设计课程设计说明书题目：设计带式运输机的传动装置专业：2021级机械设计制造及其自动化

目录TOC\o"1-3"\f\u前言 3设计任务书 4设计内容 51.传动方案的分析和拟定 51.1设计数据 51.2传动方案比拟与分析 51.3传动方案拟定 61.4传动方案简图 62.各主要部件的比拟与选择 72.1原动机类型比拟 72.2传动装置的比拟 72.3各主要部件的选择 83.电动机的选择 93.1电动机功率的选择 93.2电动机的转速选择 103.3电动机确实定 104.总传动比计算和分配各级传动比 114.1传动装置的总传动比 114.2分配各级传动比 115.传动装置的运动和动力参数计算 125.1各轴转速的计算〔r/min〕 125.2各轴功率的计算〔KW〕 125.3各轴扭矩的计算〔N·mm〕 126齿轮传动的设计计算 136.1高级齿轮传动的设计计算 136.2低速级齿轮传动的设计计算 186.3齿轮结构设计和零件图 227、验算传动系统速度误差 228.轴的设计计算 238.1高速轴的设计计算 238.2低速轴的设计计算 278.3中间轴的设计计算 349.轴承的选择和校核 429.1滚动轴承的选择 429.2高速轴上轴承的校核 429.3中间轴上轴承校核 439.4输出轴上轴承校核 4410.联轴器的选择 4510.1高速轴与电动机之间的联轴器 4510.2输出轴与工作机之间的联轴器 4511.键联接的选择和校核 4611.1键的选择 4611.2键的校核 4612.箱体结构的设计 4712.1箱体结构的主要数据 4713.紧固件的选择 4813.1紧固件的选择 4813.2紧固件的零件图 4814.其他附件的设计 4914.1.窥视孔及窥视孔盖 4914.2.通气器 4914.3.放油孔及放油螺塞 4914.4.油面指示器 4914.5.吊耳和吊钩 4914.6定位销 4914.7起盖螺钉 4915.润滑及密封装置的选择 5015.1箱体内齿轮的润滑 5015.2滚动轴承的润滑 5115.3箱座与箱盖凸缘接合面的密封 5115.4观察孔与油孔等结合面的密封 5116.减速器的装配 5116.1绘制减速器的装配图和零件图 5116.2减速器的实物图 5117.其他相关技术说明 52设计总结 53致谢词 54参考文献 55附图 56前言机械设计课程设计是在完成机械设计课程学习后，一次重要的实践性教学环节。是高等工科院校大多数专业学生第一次较全面的设计能力训练，也是对机械设计课程的全面复习和实践。其目的是培养理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论，结合生产实际分析和解决工程实际问题的能力，稳固、加深和扩展有关机械设计方面的知识。据具体任务，完成了输送系统的减速器设计。设计内容包括传动系统总体方案确实定，传动系统的设计，重要零件的设计计算，以及箱体的结构设计和一些辅助零件的设计，使自己对机械设计课程内容有了更深刻的认识。初步掌握了机械设计的一般过程，训练了绘图能力以及应用AutoCAD的能力机械设计综合课程设计是对我们一个学年内学习状况的考察，也是锻炼同学自主创新、设计及思考的一项课题。本次机械设计课程设计的主题为“二级齿轮减速器〞，在设计过程中涉及到了很多在过去的一年中我们所学到的知识，例如齿轮、轴和与它们相关的知识。这次是我们第一次接触实际进行设计，相信无论对于我们知识的强化还是创新能力、思考能力都是一次锻炼和挑战。综合运用机械设计根底、机械制造根底的知识和绘图技能，完成传动装置的测绘与分析，通过这一过程全面了解一个机械产品所涉及的结构、强度、制造、装配以及表达等方面的知识，培养综合分析、实际解决工程问题的能力。设计任务书姓名岑宜康专业班级2021级机械设计制造及其自动化一班Ⅰ设计题目：设计带式运输机的传动装置Ⅱ原始数据：数据编号12345运输带工作拉力F/N11001150120012501300运输带工作速度v/(m/s)1.51.601.701.501.55卷筒直径D/mm250260270240250Ⅲ工作条件：连续单向运转。载荷平稳。空载起动。试用期8年。小批量生产。两班制工作。运输带速度允许误差为±5%。Ⅳ设计工作量：减速器装配图一张。〔1号或0号图纸〕。零件工作图2张〔按1:1比例绘制〕。设计说明书一份。指导教师签名：年月日设计内容1.传动方案的分析和拟定1.1设计数据第1组数据：运送带工作拉力F/N1100。运输带工作速度v/(m/s)1.50。卷筒直径D/mm250。1.2传动方案比拟与分析名称运动简图推荐传动比缺点及其应用转开式i=8~40应用广泛、结构简单，高速级常用斜齿。齿轮相对轴承不对称，齿向载荷分布不均，故要求高速级小齿轮远离输入端，轴应有较大刚性分流式i=8~40高速级常用斜齿，一侧左旋，一侧右旋。齿轮对称布置，齿向载荷分布均匀，两轴承受载均匀。结构复杂，常用于大功率变载荷场合同轴式i=8~40箱体长度较小，但轴向尺寸较大。输入输出轴同轴线，布置较合理。中间轴较长，刚性差，齿向载荷分布不均，且高速级齿轮承载能力难于充分利用圆锥齿轮i=8~40应用场合与单级圆锥齿轮减速器相同。锥齿轮在高速级，可减小锥齿轮尺寸，防止加工困难；小锥齿轮轴常悬臂布置，在高速级可减小其受力1.3传动方案拟定题目要求设计带式输送机传动装置，根据给出的数据和工作条件，采用二级展开式圆柱齿轮减速器，高速级为斜齿，低速级为直齿为了提高高速轴的刚度，应是齿轮远离输入端，为了便于浸油润滑，轴需水平排放。该方案的优缺点：优点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。缺点：减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、本钱低传动效率高。1.4传动方案简图第一组数据二级直圆柱齿轮减速器。高速级为斜齿，低速级为直齿。2.各主要部件的比拟与选择2.1原动机类型比拟类型功率驱动效率调速性能结构尺寸对环境影响其他电动机较大高好较大小与被驱动的工作机机械连接简单，其种类型号较多，并有各自运行特点。可以满足不同类型的机械工作要求。但是必须具备相应的电源。液压马达大较高好小较大必须有高压油的供给系统，液压系统的装配和制造精度较高，否那么影响机械工作。气动马达小较低好较小小空气作为工作介质，容易获得。气动马达动作迅速，反响灵敏，维护简单，本钱低。但是其稳定性较差，气动系统噪音大，只适合小型或轻型工作机械。内燃机很大低差大大功率范围宽，操作简单，启动迅速，便于移动。多用于大型机械，主要缺点是于汽油或柴油为燃料，结构复杂，对环境一定影响。2.2传动装置的比拟带传动大小不同的两个带轮，轮轴线在同一直线上，皮带连接两轮，主动带轮带动从动带轮运动。摩擦传动：当主动轮转动时，由于带和带轮间的摩擦力，便拖动从动轮一起转动，并传递动力〔平带和Ｖ带传动〕。啮合传动：当主动轮转动时，由于带和带轮间的啮合，便拖动从动轮一起转动，并传递动力〔同步带传动〕。优点：运转平稳、噪声小并有吸振、缓冲作用；具有过载保护作用；结构简单，制造，安装及维护均较方便。缺点：效率低〔一般平带传动0.96；V带传动0.95〕；外形尺寸大，带的寿命较短；不宜用于易燃易爆场合；不能保证准确的传动比。链传动链传动由主动链轮、从动链轮和绕在两轮上的一条闭合链条所组成靠链条与链轮齿之间的啮合来传递运动和动力。优点：链传动结构紧凑；作用在轴上的载荷小；承载能力较大；效率较高〔一般可达96％~97％〕；能保持准确的平均传动比等优点；缺点：链传动对安装精度要求较高；工作时有振动和冲击；瞬时速度不均匀等现象。齿轮传动两个相啮合的齿轮。利用轮齿间的相互啮合传递运动和动力。优点：齿轮传动具有传递速度和功率的范围广；传动比稳定，传动效率高；工作可靠，使用寿命长；结构紧凑等优点。适用于平行轴、相交轴和交错轴之间的传动。缺点：有些齿轮制作复杂，本钱高；但同时也受到环境因素的限制，不适合远距离的传动。液压传动由油或者其他液体，和不同大小容器，及其他局部连接组成。利用也在不同容积的容器中流动，而改变其运动速度。优点：减速效果好，噪音低，平安无污染。结构相对简单，制作方便。缺点：不适合运动速度较大的场合，同时受到应用范围的限制。并且不能准确的改变速度的对应值。2.3各主要部件的选择部件因素选择动力源电动机齿轮斜齿传动平稳高速级做成斜齿，低速级做成直齿轴承此减速器轴承所受轴向力不大球轴承联轴器结构简单，耐久性好弹性联轴器紧固件平安可靠，拆装方便螺纹连接原动机的类型：电动机斜、直齿轮球轴承弹性联轴器螺纹连接3.电动机的选择3.1电动机功率的选择根据机械设备的负载性质选择电功类型一般调速要求不高的生产机械应优先选用交流电动机，长期稳定工作的设备，一般选用笼型三相异步电动机。起动，制动较频繁及起动转矩要求较大的生产机械设备选用绕线转子异步电动机。要求调速范围大，调速平滑位置控制准确，功率较大的机械设备多项选择用他励直流电动机。根据电动机的工作环境选择电动机类型电动机的工作环境不同，应选择不同的防护型式。开启电动机在定子两侧与端盖上有较大通风口，散热条件好，价格廉价，但水气、尘埃等杂物容易进入，因此只在清洁、枯燥的环境下使用。因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y〔IP44〕系列的电动机。3.1.3选择电动机功率Ped设：工作机〔卷筒〕所需功率PW，卷筒效率ηw，电机至卷筒轴Ⅲ的传动总效率ηa〔减速器效率〕，电机需要的功率Pd。工作机所需Pw＝电机需要的功率Pd其中：联轴器的效率=0.99轴承的效率=0.99齿轮传动的效率=0.98卷筒轴的效率=0.96查表，取电动机得额定功率Ped=2.2KW3.2电动机的转速选择滚筒的转速为：==r/min查表二级齿轮机构传动比范围为8~40，带传动比范围为2.0~4.0，所以电动机的转速可选择范围相应为：n==114.65×(8~40)=(917.2~4586)r/min电动机同步转速符合这一范围的有：电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)质量/KgY112M-62.29402.02.045Y100L1-42.214302.22.334Y90L-22.228402.22.325为了降低电动机重量和价格，查表可选取同步转速为1500r/min的Y系列电动机。型号为Y100L1-4；其满载转速为=1430r/min.3.3电动机确实定根据电动机类型、功率和转速，由?机械设计课程设计手册?表12-1选定电动机型号为Y100L1-4。其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)质量/KgY100L1-42.214302.22.334所选电动机的主要处型和安装尺寸如下所示：中心高H外型尺寸L(Al/2+AD)HD底角安装栓孔直径A×Bk轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD100380×280.5×245160×1401224×608×604.总传动比计算和分配各级传动比4.1传动装置的总传动比由电动机的转速=1430r/min，滚筒的转速=114.65r/min.所以：总传动比：==12.484.2分配各级传动比初步确定传动比，各级传动比与总传动比的关系为：(分别为高速级齿轮传动比，低速级齿轮传动比)由公式，所以得到=4.18而=12.48/4.18=2.99至此，初步确定i=12.48=4.18=2.99封闭式Y〔IP44〕系列的电动机电动机的额定功率：Ped=2.2KW电动机的型号：Y90L-2满载转速为=1430r/min总传动比:i=12.48各级传动比：=4.18=2.995.传动装置的运动和动力参数计算5.1各轴转速的计算〔r/min〕轴1：轴2：轴3：卷筒轴5.2各轴功率的计算〔KW〕轴1轴2轴3卷筒轴5.3各轴扭矩的计算〔N·mm〕电动机轴轴1轴2=3\*ROMAN轴3卷筒轴绘制表格如下：轴名参数轴1轴2轴3卷筒轴转速r/min1430342.11114.65114.65输入功率P/kw1.881.821.771.67输入转矩T/N·m1255550805147435139105传动比i3.732.6616齿轮传动的设计计算6.1高级齿轮传动的设计计算1.选择精度等级、材料及齿数。按照拟定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。速度不高，应选用7级精度〔GB/10095-2001〕材料选择:小齿轮40Gr调质处理HBS=280大齿轮45钢调质处理HBS=240选择小齿轮齿数=24,大齿轮齿数=24×4.18=100.32.取=101选取螺旋角。初选螺旋角β=14º2.按齿面接触强度设计按式〔10-24〕试算：即⑴.确定公式内的各计算数值试选=1.6计算小齿轮传递的转矩由表10-7选取齿宽系数=1查表10-6差得材料的弹性影响系数=189.8由图10-30选取区域系数=2.433由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限MPa由式10-13计算应力循环次数=60×1430×1×〔2×8×300×8〕=3.2947×由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.90=0.95由图10-26查得=0.78；=0.87，那么=1.65计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，平安系数S=1。由式〔10-12〕得=0.9×600=540MPa=0.95×550=522.5MPa=MPa⑵.计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得==28.356mm计算圆周速度。计算齿宽b及模数。b==1×28.356mm=28.356mm=h=2.25=2.25×1.15=2.588mmb/h=28.356/2.588=10.96计算纵向重合度计算载荷系数K。使用系数=1，根据v=2.12m/s，7级精度，由图查得动载系数=1.10;由表10-4查得的值与直齿齿轮相等，故=1.309由图10-13查得=1.220由表10-3查得=1.2。故载荷系数=1×1.10×1.2×1.220=1.61按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式〔10-10a〕得28.356×mm=28.420mm计算模数mm3.按齿根弯曲强度设计由式〔10-17〕⑴.确定计算参数由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa;大齿轮的弯曲强度极限MPa.由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85=0.88计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳平安系数S=1.4，由式〔10-12〕得计算载荷系数=1×1.10×1.4×1.220=1.879根据纵向重合度=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数=0.88计算当量齿数。查取齿形系数由表10-5查得=2.594=2.178查应力校正系数。由表10-5查得=1.596=1.798计算大小齿轮的并加于比拟。大齿轮的数值大。⑵.设计计算==0.178mm比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=1.0，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径=28.420来计算应有的齿数。于是由27.567取=28，那么=.i=4.18×28=117.04取=1184.几何尺寸计算计算中心矩mm按圆整后的中心距修正螺旋角14º1＇7＇＇因β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=28.866mm121.650mm计算齿轮宽度=1×28.866=28.866mm圆整后取得=30mm;=35mm计算齿顶高=1×1=1mm计算齿根高=1+0.25=1.25mm计算全齿高=2.25mm计算齿顶圆直径=28+2×1=30mm=118+2×1=120mm计算齿根圆直径=28-2-0.5=25.5mm=118-2-0.5=115.5mm计算齿厚和齿槽宽s、e=1.57mm计算齿距=3.14mm计算顶隙=0.25mm6.2低速级齿轮传动的设计计算1.选择精度等级、材及齿数。按照拟定的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。速度不高，应选用7级精度〔GB/10095-2001〕材料选择:小齿轮45钢调质处理HBS=280大齿轮45钢调质处理HBS=240选择小齿轮齿数=24,大齿轮齿数=24×2.99=71.76.取=722.按齿面接触强度设计按式〔10-24〕试算：即⑴.确定公式内的各计算数值试选=1.3计算小齿轮传递的转矩由表10-7选取齿宽系数=1查表10-6差得材料的弹性影响系数=189.8由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限MPa由式10-13计算应力循环次数=60×1430×1×〔2×8×300×8〕=3.2947×由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.90=0.95计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，平安系数S=1。由式〔10-12〕得=0.9×600=540MPa=0.95×550=522.5MPa⑵.计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。由计算公式得==52.564mm计算圆周速度。m/s计算齿宽b及模数。b==1×52.564=52.564mm=mmh=2.25=2.25×2.19=4.928mmb/h=52.564/40928=10.67计算载荷系数K。根据v=3.934m/s，7级精度，由图查得动载系数=1.16.直齿轮，=1由表10-2查得=1由表10-4用插值法得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置=1.418。由b/h=10.67，=1.418查图10-13得=1.30故载荷系数=1×1.16×1×1.418=1.645按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式〔10-10a〕得52.564×=56.769mm计算模数3.按齿根弯曲强度设计由式〔10-17〕⑴.确定计算参数由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa;大齿轮的弯曲强度极限MPa.由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85=0.88计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳平安系数S=1.4，由式〔10-12〕得计算载荷系数=1×1.16×1×1.3=1.508查取齿形系数由表10-5查得=2.65=2.182查应力校正系数。由表10-5查得=1.58=1.789计算大小齿轮的并加于比拟。大齿轮的数值大。⑵.设计计算=mm比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径=56.769mm来计算应有的齿数。于是由取=29，那么=29×2.99=86.71取=874.几何尺寸计算计算中心矩mm计算大、小齿轮的分度圆直径mmmm计算齿轮宽度=1×58=58mm圆整后取得=60mm=65mm计算齿顶高=1×2=2mm计算齿根高=1.25×2=2.5mm计算全齿高=2.25×2=5mm计算齿顶圆直径=(29+2)×2=62mm=(87+2)×2=178mm计算齿根圆直径=(29-2-0.5)×2=53mm=(87-2-0.5)×2=169mm计算齿厚和齿槽宽s、e=3.14mm计算齿距=6.28mm计算顶隙=0.5mm6.3齿轮结构设计和零件图高速齿轮结构的设计及其零件图小齿轮：因为齿轮的顶圆直径为30mm.故做成齿轮轴。见图纸。大齿轮：因为出论的顶圆直径为120mm,故做成实心结构。见附图。低速齿轮结构的设计及其零件图小齿轮：因为齿轮的顶圆直径为62mm.故做成实心结构。见附图。大齿轮：因为出论的顶圆直径为178mm,故做成腹板式结构。见附图。7、验算传动系统速度误差因为输送带速实际VW在求解过程中与理论V发生了变化，故应验算系统误差。来判断传动系统的速度是否符合要求。由前面计算出的实际带速理论带速根据公式可知：由条件〔运输带速度允许误差为±5%〕得到：＜5%所以传动系统的速度满足条件。斜齿圆柱齿轮、7级精度。40Cr\45钢调质处理HBS=280/240=1.6K=1.879=28=118α=75.25814º1＇7＇＇28.866mm121.65mm=30mm;=35mm1mm1.25mm2.25mm30mm120mm=25.5mm115.5mm=1.57mm=3.14mm直齿圆柱齿轮、7级精度。45钢调质处理BHS=280/240=1.3m/s1.645=29=87mm58mm174mm=60mm;=65mm2mm2.5mm5mm62mm178mm=25.5mm115.5mm=3.14mm=6.28mm齿轮轴实心式实心式腹板式实际带速理论带速满足条件8.轴的设计计算8.1高速轴的设计计算选择轴的材料普通用途，中小功率减速器定用45钢，调质处理求轴上的功率、转速、转矩。转速：功率：转矩：求作用在齿轮的力标准斜齿轮。因齿轮的分度圆直径=28.866mm初步确定轴的最小轴径由表11-2查得=112，按式〔11-2〕得d≥·=110×=12.32mm轴上开一键槽将轴径增大5%。d×1.05=12.32×1.05=12.94mm，故取键5×5×25GB1096-2003。滚动轴承：7003CGB/T292-1994输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1.为了使所选的轴直径d1与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号：联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,那么，N·mm查?机械设计手册?，选用GY1型凸缘联轴器，其公称转矩为25000N·ｍｍ,联轴器的孔径d=14mm，故取半联轴器长度L1＝32ｍｍ，半联轴器与轴配合的毂孔长L=32mm。轴初步设计根据轴上零件的位置，齿轮、套筒、右轴承、轴承差和联轴器由右端装配，左轴承从左端装配，轴上零件要做到定位准确，固定可端。因为是斜齿轮，采用角接触球轴承。轴承盖使用嵌入式。齿轮通常采用油浴润滑。轴承采用飞溅润滑。轴的结构设计拟定轴的结构轴径确定d1=14mmd2=17mm〔符合轴承内径，便于轴承装拆〕轴承型号7003C型角接触球轴承。D3=23mmd4=35mm〔因与小齿轮一体)。D5=23mm(根据轴承内圈高度h1确定)。d6=d2=17mm〔两轴承型号相同〕。轴段长度确定L1=55mm(因为轴外端连接联轴器B=27mmL比B短2-3mm)L2=25mmL3=70mmL4=35mm(因为齿轮和轴为一体)L5=18mmL6=10mm两轴承间的跨距〔认为支点在轴承宽度的中点〕L==L4+L5+L6+2×L3/2=154mm确定轴上的圆角和倒角轴端倒角1×450各轴肩处的圆角半径如上图.轴上的载荷计算首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距L==L4+L5+L6+2×L3/2=154mm根据轴的计算，简单作出轴的弯矩图和扭矩图。计算支承反力：在水平面上：在垂直面上：由；故总支承反力：2)计算弯矩在水平面上：27628.575N·mm在垂直面上：合成弯矩图：3)计算转矩并作转矩图绘制表格如下：载荷A端B端总支反力总弯矩最大弯矩扭矩轴的载荷分布图：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〔即齿轮轴的齿轮中心〕的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由?机械设计?表11.2查得因此，故平安。因为齿轮轴弯扭应力校核平安，故不必进行精确疲劳校核。8.2低速轴的设计计算选择轴的材料普通用途，中小功率减速器定用45钢，调质处理求轴上的功率、转速、转矩。转速：功率：转矩：求作用在齿轮的力标准直齿轮因齿轮的分度圆直径所以求的齿轮上的力如下：=174mm初步确定轴的最小轴径由表11-2查得=112，按式〔11-2〕得d≥·=120×=29.76mm轴上开一键槽将轴径增大5%。d×1.05=29.76×1.05=31.25mm，故取键1：12×8×63GB1096-2003键2：16×10×45GB1096-2003滚动轴承：6009GB/T276-1994输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1.为了使所选的轴直径d1与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号：联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,那么，N·mm查?机械设计手册?，选用GY4型弹凸缘联轴器，其公称转矩为224000N·ｍｍ,联轴器的孔径d=35mm，故取半联轴器长度L1＝82ｍｍ，半联轴器与轴配合的毂孔长L=82mm。轴初步设计。根据轴上零件的位置，大齿轮、套筒、右轴承、轴承差由右端装配；小齿轮，左轴承从左端装配，轴上零件要做到定位准确，固定可端。因为是直齿轮，采用角深沟球轴承。轴承盖使用嵌入式。齿轮通常采用油浴润滑。轴承采用飞溅润滑。轴的结构设计拟定轴的结构如下列图：轴径确定d1=40mmd2=45mmd3=54mm〔符合轴承内径，便于轴承装拆〕轴承型号6009型深沟球轴承。d4=68mmd5=58mm〔装置大齿轮)。d6=54mm(根据轴承内圈高度h1确定)。d7=d2=45mm〔两轴承型号相同〕。轴段长度确定L1=110mm(因为轴外端连接联轴器B=82mmL比B短2-3mm)L2=20mm〔滚动轴承的标准长度〕L3=47mmL4=12mmL5=58mm(安装大直齿齿轮)L6=36mm两轴承间的跨距〔认为支点在轴承宽度的中点〕L=L2+L3+L4+L5++2×L1/2=160mm确定轴上的圆角和倒角轴端倒角2×450各轴肩处的圆角半径如上图.轴上的载荷计算首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。1〕计算支承反力：在水平面上：=0在水平面上：由；故总支承反力：2)计算弯矩在水平面上：在Z平面上：合成弯矩：3)计算转矩并作转矩图载荷A端B端总支反力总弯矩最大总弯矩扭矩轴的载荷分布图如下：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。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由?机械设计?表11.2查得因此，故平安。精确校核轴的疲劳强度(1)判断危险截面截面A，Ⅱ,Ⅲ,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，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,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Ⅳ和Ⅴ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C上的应力最大。截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上最然应力最大，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〕，而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面Ⅵ显然更不必校核。由?机械设计?第三章附录可知，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Ⅳ左右两侧即可。(2).截面Ⅳ左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面Ⅳ左侧的弯矩为截面Ⅳ上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力平均应力，应力幅，轴的材料为45钢，调质处理，由?机械设计?表11.2得，，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按?机械设计?附表1.6查取。因，，经差值后可查得，又由?机械设计?图2.7可得轴的材料的敏性系数为，故有效应力集中系数为由?机械设计?图2.9的尺寸系数；由图2.9的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由?机械设计?图2.12得外表质量系数为轴未经外表强化处理，即，那么综合系数为查机械设计手册得碳钢的特性系数，取，取于是，计算平安系数值，那么故可知其平安。(3).截面Ⅳ右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面Ⅳ右侧的弯矩为截面Ⅳ上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力平均应力，应力幅，过盈配合处的，由附表1.4用插值法求出，并取，于是得，轴按磨削加工，由?机械设计?图2.12得外表质量系数为故得综合系数为所以轴在截面Ⅳ右侧的平安系数为故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的。8.3中间轴的设计计算选择轴的材料普通用途，中小功率减速器定用45钢，调质处理求轴上的功率、转速、转矩。转速：功率：转矩：求作用在齿轮的力高速大齿轮〔斜齿〕：因齿轮的分度圆直径=121.65mm低速小齿轮〔直齿〕：因齿轮的分度圆直径=58mm初步确定轴的最小轴径由表11-2查得=112，按式〔11-2〕得d≥·=120×=20.95mm轴上开键槽将轴径增大5%。d×1.05=20.95×1.05=22.0mm，故取键1：8×7×22GB1096-2003键2：8×7×45GB1096-2003滚动轴承：7005CGB/T292-1994轴初步设计。根据轴上零件的位置，斜齿轮、套筒、右轴承从右端装配；直齿轮，左轴承从左端装配，轴上零件要做到定位准确，固定可端。因为有斜齿轮，采用角接触球轴承。轴承盖使用嵌入式。齿轮通常采用油浴润滑。轴承采用脂润滑。轴的结构设计拟定轴的结构轴径确定d1=25mmd2=30mm〔符合轴承内径，便于轴承装拆〕轴承型号7005C型角接触球轴承。d3=36mm〔直齿轮安装部位〕d4=45mmd5=36mm〔斜齿轮安装部位)d6=30mm(根据轴承内圈高度h1确定)。d7=d1=25mm〔两轴承型号相同〕。轴段长度确定L1=12mm〔轴承的标准长度〕L2=18mmL3=63mm〔安装直齿小齿轮，比B小2mm〕L4=20mmL5=28mm(安装斜齿大齿轮，比B小2mm)L6=18mmL7=12mm〔轴承的标准长度〕两轴承间的跨距〔认为支点在轴承宽度的中点〕确定轴上的圆角和倒角轴端倒角2×450各轴肩处的圆角半径如上图轴上的载荷计算首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。1〕计算支承反力：在水平面上：在垂直面上：由；故总支承反力：2)计算弯矩在水平面上：在垂直面上：合成弯矩图：3)计算转矩绘制表格如下：载荷12总支反力弯矩最大弯矩扭矩4〕确定危险截面根据弯矩图可知，中间轴的危险截面为大齿轮中心处，相关数据如下：载荷水平面H垂直面V弯矩扭矩截面直径36mm最大弯矩5〕根据数据，绘制转矩图转矩图如下：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。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由?机械设计?表11.2查得因此，故平安。精确校核轴的疲劳强度(1).判断危险截面截面A，Ⅱ,Ⅲ,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，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,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Ⅳ和Ⅴ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C上的应力最大。截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅳ的相近，(2).截面Ⅳ左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面Ⅳ左侧的弯矩为截面Ⅳ上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力平均应力，应力幅，轴的材料为45钢，调质处理，由?机械设计?表11.2得，，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按?机械设计?附表1.6查取。因，，经差值后可查得，又由?机械设计?图2.7可得轴的材料的敏性系数为，故有效应力集中系数为由?机械设计?图2.9的尺寸系数；由图2.9的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由?机械设计?图2.12得外表质量系数为轴未经外表强化处理，即，那么综合系数为查机械设计手册得碳钢的特性系数，取，取于是，计算平安系数值，那么故可知其平安。(3).截面Ⅳ右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面Ⅳ右侧的弯矩为截面Ⅳ上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力平均应力，应力幅，过盈配合处的，由附表1.4用插值法求出，并取，于是得，轴按磨削加工，由?机械设计?图2.12得外表质量系数为故得综合系数为所以轴在截面Ⅳ右侧的平安系数为故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的。45钢调质处理=28.866mmd≥12.32mmN·mmd1=14mmd2=17mmd3=23mmd4=35mmd5=23mmd6=d2=17mmL1=55mmL2=25mmL3=70mmL4=35mmL5=18mmL6=10mm612.87N平安45钢调质处理=174mmd≥29.76mmN·mmd1=40mmd2=45mmd3=54mmd4=68mmd5=54mmd6=d2=45mmL1=110mmL2=20mmL3=47mmL4=12mmL5=58mmL6=36mm582.54N平安45钢调质处理=121mm=58mmd≥29.76mmd1=25mmd2=30mmd3=36mmd4=45mmd5=36mmd6=30mmd7=d1=25mmL1=12mmL2=18mmL3=63mmL4=20mmL5=28mmL6=18mmL7=12mm1247.88N平安9.轴承的选择和校核9.1滚动轴承的选择根据轴的设计计算，初步选择滚动轴承，如下表：轴承代号轴承类型根本尺寸根本额定负载dDB动载荷静载荷高速轴7003C角接触球轴承1735106.603.85中间轴7005C角接触球轴承25471211.57.45低速轴6009深沟球轴承45751621.014.8以上所选轴承，需进行校核。9.2高速轴上轴承的校核⒈求两轴承受到的径向载荷⒉求两轴承受到的轴向载荷故有：⒊求轴承担量动载荷对轴承1：由?机械设计?表13-5分别查处径向载荷系数和轴向载荷系数对轴承1：由于为一般载荷，所以载荷系数为。那么有⒋验证轴承寿命＞故所选轴承满足寿命要求。9.3中间轴上轴承校核⒈求两轴承受到的径向载荷⒉求两轴承受到的轴向载荷故有：⒊求轴承担量动载荷由?机械设计?表13-5分别查处径向载荷系数和轴向载荷系数对轴承1：由于为一般载荷，所以载荷系数为。那么有⒋验证轴承寿命＞故所选轴承满足寿命要求。9.4输出轴上轴承校核求两轴承受到的径向载荷求两轴承受到的轴向载荷=0由?机械设计?表13-5分别查处径向载荷系数和轴向载荷系数对轴承一：对轴承二：由于为一般载荷，所以载荷系数为。那么有验证轴承寿命故所选轴承满足寿命要求。7003C7005C600910.联轴器的选择10.1高速轴与电动机之间的联轴器电动机输出轴与减速器高速轴之间联轴器的设计计算相联时电动机输出轴与减速器高速轴相联时，由于转速较高.传递转矩较高，所以选择GYS1凸缘联轴器。其结构简单，工作可靠，维护简便，适用于两轴对中精度较好的轴传动。但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径〔直径为24mm〕限制，所以选用GYS1凸缘联轴器GB/T5843-2003其主要参数如下：材料HT200公称转矩：轴孔直径：轴孔长：半联轴器厚：10.2输出轴与工作机之间的联轴器输出轴与工作机之间联轴器的设计计算由于输出轴的转速较低，传递的转矩较大，又因减速器与工作机不在同一机床上，要求有较大的轴线偏移补偿，且此题中载荷平稳，没有冲击。因此常选用承载能力较好的凸缘联轴器。所以选用GY4凸缘联轴器GB/T5843-2003其主要参数如下：材料HT200公称转矩：轴孔直径：轴孔长：半联轴器厚：GYS1凸缘联轴器GY4凸缘联轴器11.键联接的选择和校核11.1键的选择选普通平键，材料为钢。所选的结果见下表：减速器轴上的键〔GB1096-2003〕代号型号键宽b×键高h×键长L轴直径d(mm)工作长度L〔mm〕工作高度k〔mm〕转矩T〔N·mm〕输入轴1C型5×5×251422.52.512555中间轴2A型10×8×2236144.050805.33A型10×8×4536354.050805.3输出轴4A型16×10×4058295.01474355C型12×8×6340574.014743511.2键的校核普通平键连接传递转矩时，对于常用的材料而言，其最主要的实效形式是被压溃。由普通平键连接的强度条件可得：键1：键2：键3：键4：键5：一由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆平安。键C5×5×25键10×8×22键10×8×45键16×10×40键C12×8×6312.箱体结构的设计12.1箱体结构的主要数据名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度14箱座凸缘厚度13箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M16地脚螺钉数目6轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径M10轴承端盖螺钉直径10视孔盖螺钉直径6定位销直径6，，至外机壁距离查机械设计课程设计指导书表221816，至凸缘边缘距离查机械设计课程设计指导书表201614外机壁至轴承座端面距离=++〔8~12〕504238轴承旁凸台半径R1C21816凸台高度h低速级轴承座外径确定35大齿轮顶圆与内机壁距离>1.215齿轮端面与内机壁距离>15机盖，机座肋厚8轴承端盖外径+〔8~10〕45〔1轴〕57〔2轴〕85〔3轴〕轴承旁联结螺栓距离45〔1轴〕57〔2轴〕85〔3轴〕88141320M166M12M1010662218162016145042381816351515845〔1轴〕57〔2轴〕85〔3轴〕45〔1轴〕57〔2轴〕85〔3轴〕13.紧固件的选择13.1紧固件的选择类型紧固件数目地脚螺钉螺钉GB/T70.1-2000M14×506轴承旁螺栓螺栓GB/T27-1988M12×11208机箱与机盖连接的螺栓螺栓GB/T27-1988M10×552吊环螺钉螺钉GB/T825M201(GB/T27-1988)13.2紧固件的零件图轴承旁螺栓：机箱与机盖连接的螺栓：14.其他附件的设计14.1.窥视孔及窥视孔盖由于受集体内壁间距的限制，窥视孔的大小选择为长90mm，宽60mm。盖板尺寸选择为长120mm，宽90mm。盖板周围分布6个M6×16的全螺纹螺栓。由于要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来，因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不大，应选用石棉橡胶纸材质的纸封油圈即可。考虑盖板的铸造加工工艺性，应选择带有凸台的铸铁盖板。14.2.通气器为防止由于机体密封而引起的机体内气压增大，导致润滑油从缝隙及密封处向外渗漏，使密封失灵。故在窥视孔盖凸台上加安通气装置。由于减速器工作在情节的室内环境中，应选用结构简单的通气螺塞即可，其规格为M22×15。14.3.放油孔及放油螺塞为了能在换油时将油池中的污油排出，清理油池，应在机座底部油池最低处开设放油孔。为了能到达迅速放油地效果，选择放油螺塞规格为M20×15。考虑到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈选用材质为工业用革的皮封油圈。14.4.油面指示器为了能随时监测油池中的油面高度，以确定齿轮是否处于正常的润滑状态，故需设置油面指示器。在本减速器中选用杆式油标尺，放置于机座侧壁，油标尺型号选择为M12。14.5.吊耳和吊钩为了方便装拆与搬运，在机盖上设置吊耳，在机座上设置吊钩。吊耳用于翻开机盖，而吊钩用于搬运整个减速器。考虑到起吊用的钢丝直径，吊耳和吊钩的直径都取20mm。14.6定位销本减速器机体为剖分式，为了保证轴承座孔的加工和装配精度，在机盖和机座用螺栓联接后，在镗孔之前，在机盖与机座的连接凸缘上应装配定位销。定位销采用圆锥销，安置在机体纵向两侧的联接凸缘得结合面上，呈非对称布置。圆锥销型号选用GB117-20006×35。14.7起盖螺钉在机盖与机座联接凸缘的结合面上，为了提高密封性能，常涂有水玻璃或密封胶。因此联接结合较紧，不易分开。为了便于拆下机盖，在机盖地凸缘上设置一个起盖螺栓。取其规格为M10×22。其中螺纹长度为16mm，在端部有一个6mm长的圆柱。15.润滑及密封装置的选择15.1箱体内齿轮的润滑圆柱齿轮减速器的轴I、轴II、轴III的转速分别为：4个齿轮的分度圆直径分别为：=28.866mm121.650mmmmmm由得那么4个齿轮的分度圆速度分别为由?机械设计?表10-12查得低速齿轮传动所需润滑油运动粘度为高速齿轮传动所需润滑油运动粘度为由?机械设计课程设计手册?表7-1查得闭式齿轮传动润滑油运动粘度的值。查得润滑油的牌号为：L-CKC100GB5903-1995采用的润滑方式为：浸油润滑15.2滚动轴承的润滑由于三对轴承的速度均较高，故采用飞溅润滑。15.3箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。15.4观察孔与油孔等结合面的密封在观察孔或螺塞与机体间加石棉橡胶纸、垫片进行密封轴承孔采用毡圈进行密封。闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部轴的外伸端与透盖的间隙，由于，应选用半粗羊毛毡加以密封轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部16.减速器的装配16.1绘制减速器的装配图和零件图装配图见图纸。16.2减速器的实物图17.其他相关技术说明〔1〕装配前所有零部件用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗，机体内不允许有任何杂物存在。内壁涂上不被机油浸蚀的防锈涂料。〔2〕滚动轴承装配后，用手转动时应轻快灵活。轴承的轴向游隙如需要在装配时调整，应调至规定数值〔如调整轴承间隙：φd1为0.05～0.1mm，φd2为0.08～0.15mm〕。〔3〕啮合侧隙用铅丝检验不小于0.16mm，铅丝不得大于最小侧隙的4倍。〔4〕用涂色法检验斑点，按齿高接触斑点不小于40％，按齿长接触斑点不小于50％，必要时可用研磨或刮研以改善接触情况。〔5〕箱盖及箱座接合面严禁使用垫片及其它任何填料，必要时允许涂密封胶或水玻璃。各接触面运转过程中不允许有漏油和渗油现象出现。〔6〕减速器装配后，选择适宜的机油〔如HJ－50〕，加至所要求的油面高度，到达规定的油量。〔7〕空载跑合试验：在额定转速下正、反运转1～2小时，要求运转平稳，响声均匀〔如噪音小于70dB〕，联接不松动，不漏油不渗油等；负载跑合试验：在额定转速及额定功率下运转至油温稳定为止。油池温升不得超过35℃，轴承温升不得超过40℃。〔8〕跑合试验合格后，更换润滑剂，用煤油擦洗零件，用汽油洗净轴承再进行装