带式运输机传动装置设计机械设计课程设计.doc

带式运输机传动装置设计机械设计课程设计第一节 机械设计课程设计概述一、课程设计的目的机械设计课程是一门专业基础课，目的在于培养学生机械设计能力。课程设计是机械设计课程最后一个重要的实践性教学环节，也是机电类专业学生第一次较为全面的机械设计训练，其目的：（1）通过课程设计培养学生综合运用机械设计课程及其它先修课程的理论知识，解决工程实际问题的能力，并通过实际设计训练，使理论知识得以巩固和提高。（2）通过课程设计的实践使学生掌握一般机械设计的基本方法和程序，培养独立设计能力。（3）进行机械设计工作基本技能的训练，包括训练、计算、绘图能力、计算机辅助设计能力，熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准、规范等）。二、课程设计的内容和任务1、课程设计的内容本课程设计选择齿轮减速器为设计课题，设计的主要内容包括以下几方面：（1）拟定、分析传动装置的运动和动力参数；（2）选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；（3）进行传动件的设计计算，校核轴、轴承、联轴器、键等；（4）绘制减速器装配图及典型零件图，用AutoCAD绘制；（5）编写设计计算说明书。2、课程设计的任务本课程设计要求在2周时间内完成以下的任务：（1）绘制减速器装配图1张（A1图纸）；（2）零件工作图2张（轴、齿轮，A3图纸）；（3）设计计算说明书1份.三、课程设计的步骤课程设计是一次较全面较系统的机械设计训练，因此应遵循机械设计过程的一般规律，大体上按以下步骤进行：（1）设计准备 认真研究设计任务书，明确设计要求和条件，认真阅读减速器参考图，拆装减速器，熟悉设计对象。（2）传动装置的总体设计 根据设计要求拟定传动总体布置方案，选择原动机，计算传动装置的运动和动力参数。（3）传动件设计计算 设计装配图前，先计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。一般先计算外传动件、后计算内传动件。（4）装配图设计 计算和选择支承零件，绘制装配草图，完成装配工作图。（5）零件工作图设计 零件工作图应包括制造和检验零件所需的全部内容。（6）编写设计说明书 设计说明书包括所有的计算并附简图，并写出设计总结。机械设计基础课程设计时间分配如表1-1。表1-1 课程设计步骤次序设计内容时间分配（天）1设计准备和拟定设计方案0.53设计计算34装配图的设计和绘制45零件图的设计和绘制26整理设计说明书0.5四、设计任务书设计题目 设计带式运输机传动装置原始数据见表1-2。运输带工作拉力F=_N运输带工作速度V=_m/s卷筒直径D=_mm每日工作时间T=24h传动工作年限a=5年卷筒(工作机)效率96%工作条件 转动不逆转，载荷平稳，起动载荷为名义载荷的1.25倍，运输带速度允许误差为+5%表1-2 原始数据参数题号123运输带工作拉力F/（N）190021002000运输带工作速度V/（m/s）1.61.61.8卷筒直径D/(mm)400400450第二节 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、确定总传动比和分配各级传动比以及计算传动装置的运动和动力参数。一、拟定传动方案机器通常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。传动装置将原动机的动力和运动传递给工作机，合理拟定传动方案是保证传动装置设计质量的基础。课程设计中，学生应根据设计任务书，拟定传动方案，分析传动方案的优缺点。现考虑有以下几种传动方案如图2-1： a) b) I c) d)图2-1 带式运输机传动方案比较传动方案应满足工作机的性能要求，适应工作条件，工作可靠，而且要求结构简单，尺寸紧凑，成本低，传动效率高，操作维护方便。设计时可同时考虑几个方案，通过分析比较最后选择其中较合理的一种。下面为图1中a、b、c、d几种方案的比较。 a方案 宽度和长度尺寸较大，带传动不适应繁重的工作条件和恶劣的环境。但若用于链式或板式运输机，有过载保护作用； b方案 结构紧凑，若在大功率和长期运转条件下使用，则由于蜗杆传动效率低，功率损耗大，很不经济；c方案 宽度尺寸小,适于在恶劣环境下长期连续工作.但圆锥齿轮加工比圆柱齿轮困难；d方案 与b方案相比较,宽度尺寸较大，输入轴线与工作机位置是水平位置。宜在恶劣环境下长期工作。故选择方案a，采用V带传动（i=24）和一级圆柱齿轮减速器(i=35)传动。传动方案简图如图2：1V带传动；2电动机；3圆柱传动减速器；4联轴器；5输送带；6滚筒图2-2带式运输机传动装置二、选择原动机电动机电动机为标准化、系列化产品，设计中应根据工作机的工作情况和运动、动力参数，根据选择的传动方案，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。1、选择电动机类型和结构型式电动机有交、直流之分，一般工厂都采用三相交流电，因而选用交流电动机。交流电动机分异步、同步电动机，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多，目前应用较广的Y系列自扇冷式笼型三相异步电动机，结构简单、起动性能好，工作可靠、价格低廉、维护方便，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、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：若所选电动机的功率小于工作要求，则不能保证工作机正常工作；若功率过大，则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，造成浪费。本课程设计的题目为长期连续运转、载荷平稳的机械，确定电动机功率的原则是： Ped kPd Pd= Pw/Pw=FV/1000w=Tn/9550w Ped电动机的额定功率 Pd电动机的输出功率Pw工作机的输入功率电动机至工作机间的总效率=123n123n分别为传动装置中各传动副（齿轮、蜗杆、带或链、轴承、联轴器）的效率，设计时可参考表2-1选取。F工作机的工作阻力 V工作机卷筒的线速度T工作机的阻力矩 nw 工作机卷筒的转速w工作机的效率表2-1 机械传动和轴承效率的概略值类型 效率开式闭式圆柱齿轮传动0.940.960.960.99V带传动0.940.97滚动轴承（每对）0.980.995弹性联轴器0.990.995计算传动装置的总效率时需注意以下几点：（1）若表中所列为效率值的范围时，一般可取中间值（2）同类型的几对传动副、轴承或联轴器，均应单独计入总效率（3）轴承效率均指一对轴承的效率3、确定电动机的转速同一类型、相同额定功率的电动机低速的级数多，外部尺寸及重量较大，价格较高，但可使传动装置的总传动比及尺寸减少；高速电动机则与其相反，设计时应综合考虑各方面因素，选取适当的电动机转速。三相异步电动机常用的同步转速有3000r/min ,1500r/min, 1000r/min, 750r/min,常选用1500r/min或1000r/min的电动机。常用传动机构的性能及适用范围见表2-2。表2-2 常用机构的性能及适用范围 传动机构选用指标平带传动V带传动链传动圆柱齿轮传动功率（常用值）/kw小（20）中（100）中（100）大（最大达50000）单级传动比常用值24242535最大值5768传动效率查表2-1许用的线速度252530406级精度18外廓尺寸大大大小传动精度低低中等高工作平稳性好好较差一般自锁性能无无无无过载保护作用有有无无使用寿命短短中等长缓冲吸振能力好好中等长要求制造及安装精度低低中等高要求润滑条件不需不需中等高环境适应性不能接触酸、碱、油、爆炸性气体好一般设计时可由工作机的转速要求和传动结构的合理传动比范围，推算出电动机转速的可选范围，即nd=(i1i2i3in) nWnd电动机可选转速范围i1,i2in各级传动机构的合理传动比范围由选定的电动机类型、结构、容量和转速查手册，查出电动机型号，并记录其型号、额定功率、满载转速、中心高、轴伸尺寸、键联接尺寸等。设计传动装置时，一般按电动机的实际输出功率Pd计算，转速则取满载转速nW。例2.1 如前图a所示带式运输机的传动方案。已知卷筒直径D=500mm，运输带的有效拉力F=1500N,运输带速度 v=2m/s,卷筒效率为0.96，长期连续工作。试选择合适的电动机解：（1）选择电动机类型按已知的工作要求和条件，选用Y形全封闭笼型三相异步电动机。（2）选择电动机的功率工作机时所需电动机输出功率为：pd=p w/p w=Fv/（1000w ） 所以 pd= Fv/（1000w）电动机至工作机间的总效率（包括工作机效率）为w=122345w12345w分别为带传动、齿轮传动的轴承，齿轮传动、联轴器、卷筒轴的轴承及卷筒的效率。取1=0.96 2=0.99 3=0.97 4=0.97 5=0.98 w=0.96所以w=122345w=0.960.9920.970.990.980.96=0.83所以pd= Fv/（1000w）=15002/（10000.83）KW=3.61KW（3）确定电动机转速卷筒轴的工作转速为：nw =601000V/（pD）=6010002/（3.14500）r/min=76.4r/min按推荐的合理传动比范围取V带传动的传动比i1 =24,单级齿轮传动比i2=35则合理总传动比的范围为：i=620，故电动机转速的可选范围为nd= i nw =(620) 76.4r/min=4581528 r/min符合这一范围的同步转速有750 r/min，1000 r/min，1500 r/min。再根据计算出的容量查有关手册选择电动机型号，本设计中可参考表*，然后将选择结果列于下表。方案电动机型号额定功率电动机转速（r/min）传动装置的的传动比Ped/kw同步转速满载转速总传动比带齿轮1Y160M1847507209.4233.142Y132M164100096012.573.1443Y112M441500144018.853.55.385综合考虑选Y132M16电动机，查手册求出其它尺寸(中心高、外型尺寸、安装尺寸、轴伸尺寸、键联接尺寸等)。三、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配由选定电动机的满载转速nm和工作机主动轴的转速nw 可得传动装置的总传动比i=nm/nw 对于多级传动i= i1 i2 in 计算出总传动比后，应合理地分配各级传动比，限制传动件的圆周速度以减少动载荷 ，分配各级传动比时应注意以下几点：（1）各级传动的传动比应在推荐的范围之内选取。（2）应使传动装置结构尺寸较小，重量较轻。（3）应使各传动件的尺寸协调，结构匀称合理，避免相互干涉碰撞。一般应使带的传动比小于齿轮传动的传动比。四、计算传动装置的运动和动力参数为进行传动件的设计计算，应首先推算出各轴的转速、功率和转矩，一般按由电动机至工作机之间运动传递的路线推算各轴的运动和动力参数。（1）各轴的转速（r/min）： n1 = nm/i0n2= n1/ i1= nm/i0i1n3= n2/i2=nm/ i0i1i2 式中的nm为电动机的满载速度 n1 、n2、 n3分别为1、2、3轴的转速 i0电动机至1轴的传动比 i11轴至2轴的传动比i22轴至3轴的传动比(2) 各轴的输入功率：p1=pd01p2=p112=pd0112 p3=p2011223pd为电动机的输出功率，p1 、p2 、p3分别为 1 、2、 3轴的输入功率，01、12、23分别为电动机轴与1轴，1轴与2轴，2轴与3轴间的传动效率。(3)各轴转矩：T1=Td i001 T2=T1 i112 T3=T2 i223T1、T2、T3分别为1、 2、 3 轴的输入转矩Td为电动机轴的输出转矩 Td=9550pd/nm例2.2 同例2.1的已知条件和计算结果，计算传动装置各轴的运动和动力参数。解：（1）各轴的转速： n1 = nm/i0=960/3.14r/min=305.73r/minn2= n1/ i1=305.73/4r/min=76.4 r/minnw=76.4 r/min（2）各轴的输入功率：p1=pd01=3.60.96kw=3.456 kwp2=p112= p123=3.4560.990.97 kw =3.32 kwp3=p224=3.320.990.97 kw=3.19 kw（3）各轴的输入转矩：Td=9550pd/nm =95503.6/960Nm=35.91 NmT1=Td i001 = Td i01 =35.913.140.96 Nm=108.25 Nm T2=T1 i112 = T1 i123= 10840.990.97 Nm=415.82 Nm T3=T2 24=415.820.990.97 Nm=399.31 Nm将运动和动力参数的计算结果列于下表。 轴 名参 数电动机轴1轴2轴卷筒轴转速n(r/min)960305.7376.476.4输入功率P(kw)3.63.4563.323.19输入转矩T (Nm)35.91108.25415.82399.31传动比i3.1441效率0.960.960.96第三节 传动零件的设计计算一、减速箱外传动零件带传动设计 （1）带传动设计的主要内容 选择合理的传动参数；确定带的型号、长度、根数、传动中心距、安装要求、对轴的作用力及带的材料、结构和尺寸等。（2）设计依据 传动的用途及工作情况；对外廓尺寸及传动位置的要求；原动机种类和所需的传动功率；主动轮和从动轮的转速等。（3）注意问题 带传动中各有关尺寸的协调，如小带轮直径选定后要检查它与电动机中心高是否协调；大带轮直径选定后，要检查与箱体尺寸是否协调。小带轮孔径要与所选电动机轴径一致；大带轮的孔径应注意与带轮直径尺寸相协调，以保证其装配稳定性；同时还应注意此孔径就是减速器小齿轮轴外伸段的最小轴径。例3-1 设计带式输送机传动系统中的普通V带传动。原动机为Y132M1-6型电动机，电动机额定功率Ped=4KW,满载转速nm=960r/min,小带轮安装在电机轴上，带的传动比i=3.14,一天工作时间t=24h,5年寿命。解：（1） 选择V带型号查表，得工作情况系数KA=1.4,求得所需传递功率Pc=KAPc=1.44=5.6KW由小带轮转速n1及功率功率Pc选择小带轮型号为A型。（2）确定带轮直径dd1=112mm,dd2=idd1=355mm（3） 核算带轮速度v=dd1nm/6000=5。63m/s5m/sv25m/s，v符合要求。（4）初步确定中心距0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2),则326.9mma0120（7） 确定带的确良根数Z查表单根V带传递功率P0=1.16KW,查表传递功率增量P0=kbn1(1-1/ki)=0.119,包角修正系数k=0.93,长度修正系数kl=1.03,ZPc/(P0+P0) kkl=4.57(根)Z=5根。（8）确定单根V带的拉力F0F0=500Pc(2.5/k-1)/Zv+qv2=171.09N（9）对轴的压力FQFQ=2ZF0Sin1/2=1677.7N（10）结果是5根AGB1154489V带，中心距a=600mm,带的基准直径dd1=112mm,dd2=355mm，对轴的压力FQ=1677.7N，带轮的宽度B=(Z1)e+2f=78(mm).二、减速器内传动零件一级圆柱齿轮传动设计圆柱齿轮设计计算及结构设计的方法、步骤均可依教材的有关内容进行，其注意事项如下：（1）齿轮材料的选择要注意毛坯制造方法：选择材料前应先估计大齿轮的直径，如果大齿轮直径较大，应选用铸造毛坯，材料一般可选铸钢或铸铁；如果小齿轮的齿根圆直径与轴径接近，可制成齿轮轴，选用的材料应兼顾轴的要求，同一减速器的各小齿轮（或大齿轮）的材料应尽可能一致，以减少材料的牌号，降低加工的工艺要求。（2）计算齿轮的啮合几何尺寸时应精确到小数点后23位，角度应精确到秒，而中心距、宽度和结构尺寸应尽量圆整为整数。（3）参数的合理选择，通常取Z1=2040，在保证齿根弯曲强度的前提下，Z1可取大些；传递动力的齿轮，其模数应大于1.52mm。例3.2 设计一台单级直齿圆柱齿轮减速器，已知传递的功率P=3.4656KW,电动机驱动，小齿轮转速n1=305.73r/min,传动比 i=4，单向运转，载荷平稳，使用寿命5年，三班制工作。解：（1）选择齿轮材料及精度等级：小齿轮选用45号钢调质，硬度为220250HBS，大齿轮选用45号钢正火，硬度为170210HBS，因为是普通减速器由教材表10.21选8级精度，要求齿面粗糙度Ra3.26.3um（2）按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢质齿轮，可求出d1值，确定有关参数与系数。1）转矩T1=9550p/n1=95503.4656/305.73=108.25Nm2）载荷系数k 查表10-2取k=1.13）齿数Z1和齿宽系d 小齿轮的齿数Z1取为27，则大齿轮齿数Z=i.Z1=108，Z1、Z2互质，取Z2=107。因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表10-7选取d=14) 许用接触应力【H】由相关图表查得Hlim1=560Mpa,Hlim2=530Mpa,SH=1N1=60njln=60305.73(552120)=0.57109N2=N1/i=0.57109/4=0.14109查相关图表得ZN1=1.06,ZN2=1.10【H】1= Zn1Hlim1/SH=1.06560/1 Mpa =593.6Mpa【H】2= Zn2Hlim2/SH=1.1530/1 Mpa =583Mpad176.43（KT（U+1）/(du【H】2)）1/3=76.43(1.1108.251035/(14(593.6)2)1/3) mm=57.35mmm= d1/z1=57.35/27 mm=2.12mm取m=2.5mm d1=mz1=2.527=67.5mm d2=mz2=2.5107mm=267.5mmb=dd1=167.5mm=67.5mm,经圆整后取b2=70mm,b1=b2+5mm=75mm, a=m(z1+z2)/2=2.5(27+107)/2mm=167.5mm.三、轴径初选（1）初选轴径 轴的结构设计要在初步估算出一段轴径的基础上进行。轴径可按扭转强度初算，计算式为：dc(P/n)1/3式中P轴所传递的功率(Kw)n-轴的转速(r/min)c-由轴的许用切应力所确定的系数（查表见教材）初估的轴径为轴上受扭段的最小直径，此处如有键槽，还要考虑键槽对轴强度削弱的影响。有一个键槽时，直径增大3%5%并圆整，若外伸轴用联轴器与电动机轴相联，则应综合考虑电动机轴径及联轴器孔径尺寸，对初算轴径尺寸适当调整。（2）联轴器选择 一般传动装置中有两个联轴器，一个联接电动机轴与减速器高速轴的联轴器，另一个是联接减速器低速轴与工作机的联轴器。对中、小型减速器的输入轴、输出轴均可采用弹性柱销联轴器，它加工制造容易，装拆方便、成本低，能缓冲减震。本方案联轴器联接低速轴与工作机，选弹性柱销联轴器。第四节 部件的设计与装配图的绘制减速器的基本结构是由轴系部件、箱体及附件三大部分组成。这里介绍一下轴系部件设计的方法与步骤：一、轴系部件的设计轴系部件包括传动件、轴和轴承组合。1、轴承类型的选择减速器中常用的轴承是滚动轴承，滚动轴承类型可参照如下原则进行选择：（1）考虑轴承所承受载荷的方向和大小。原则上，当轴承仅承受纯径向载荷时，一般选用深沟球轴承；当轴承既承受径向载荷又承受轴向载荷时，一般选用角接触球轴承或圆锥滚子轴承：但如果轴向载荷不大时，应选用深沟球轴承。（2）转速较高，旋转精度要求较高，而载荷较小时和般选用球轴承。（3）载荷较大且有冲击振动时，宜选用滚子轴承（相同外形尺寸下，滚子轴承一般比球轴承承载能力大，但当轴承内径d20mm时，这种优点不显著，由于球轴承价格低廉，应选球轴承）。（4）轴的刚度较差、支承间距较大，轴承孔同轴度较差或多点支承时，一般选用自动调心轴承；而不能自动调心的滚子轴承仅能用在轴的刚度较大、支承间距不大、轴承孔同轴度能严格保证的场合。（5）同一轴上各支承应尽可能选用同类型号的轴承。本方案建议采用一对深沟球轴承62*2、传动件齿轮结构设计本课程设计采用圆柱齿轮作为内传动件，齿轮的结构设计与齿轮的几何尺寸、毛坯材料、加工方法、使用要求和经济性等因素有关，进行结构设计时必须综合考虑。对于钢制齿轮，当齿轮直径很小，齿根圆到键槽底部的距离K2m时，常将齿轮和轴做成一体，若K2m时，无论从材料或工艺上考虑，都应将齿轮和轴分开制造。圆柱齿轮的结构尺寸及结构型式可参考表选取。进行齿轮结构设计时，还要进行齿轮和轴的联接设计。通常采用单键联接，但当齿轮转速较高时，应采用花键或双键联接。3、轴的结构设计及轴、轴承、键的强度校核传动件装在轴上以实现回转运动和传递功率，减速器普遍采用阶梯轴，传动件和轴以平键联接。（1）轴的结构设计减速器中的轴是既受弯矩又受扭矩的转轴，较精确的设计方法是按弯矩合成强度来计算各段轴径，一般先初步估算定出轴径，然后按轴上零件的位置，考虑装配、加工等因素，设计出阶梯轴各段直径和长度，确定跨度后，进一步进行强度验算。轴的结构设计应在初估轴径和初选滚动轴承型号后进行。为使轴上零件定位可靠、装拆方便并考虑工艺性因素，通常将轴设计成由两端向中央逐渐增大的阶梯形：其径向尺寸，由轴上零件的受力、定位、固定等要求确定；其轴向尺寸则由轴上零件的位置、配合长度及支承结构等因素决定。（2）轴的强度校核 通常可选定12个危险截面，按弯扭合成的受力状态对轴进行强度校核，如强度不够可修改轴的尺寸。例4.1 已知传递的功率P=3.32kw，从动轮的转速n=76.4r/min,直齿圆柱齿轮分度圆直径d2=250mm,传递的转矩T=415.82Nm（1）选择轴的材料确定许用应力由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，材料无特殊要求，故选用45#钢调质处理，由表15-1查得强度极限B=650Mpa，再由表15-1得许用弯曲应力【-1b】=60Mpa（2）按扭矩强度估算直径根据表15-3得c=118107，又由式（15-2）得dc(p/n)1/3=(107118)(3.32/76.4)1/3=37.641.5mm考虑到轴的最小直径处要求安装联轴器，会有键槽存在，故将计算直径加3%5%取38.7341.5mm,由设计手册取标准直径d1=42mm（3）设计轴的结构并绘制草图由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧轴的外伸端安装半联轴器。1）、确定轴上零件的位置和固定方式，要确定轴的结构形状，必须确定轴上零件的装拆顺序和固定方式，确定齿轮从右端装入，齿轮的左端用轴肩（或轴环）定位，右端用套筒固定，这样齿轮在轴上的轴向位置完全被确定，齿轮的周向固定采用平键联接，轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向固定采用过盈配合。2）、确定各轴段的直径，如图所示，轴段a（外伸端）直径最小，d1=42mm,考虑到要对安装在轴段a上的联轴器进行定位，轴段b上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段c、f 上安装轴承，轴段c、f必须满足轴承的内径的标准，故取轴段c、f的直径分别为d3=55mm d6=55mm,用相同的方法确定轴段b、d、e的直径d2=50mm d4 =60mm d5=68mm,选用6211轴承。3）、确定各轴段的长度，齿轮的轮毂宽为72mm，为保证齿轮固定可靠，轴段d的长度应略短于齿轮轮毂宽，取L4=70mm。为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距取该间距为13mm。为保证轴承安装在轴承座孔中（轴承宽度为21mm）并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm。所以轴段e的长度L5=18mm, 轴段f的长度L6=20mm。轴段c由轴承安装的对称性知，L3=40mm,轴段b的长度L2=66mm,轴段 a的长度由联轴器的长度确定得L1=83mm(由轴颈d1=42mm知联轴器和轴配合部分的长度为84mm),在轴段a 、d 上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约510mm,键槽的宽度按轴段直径查手册得到，a处选用平键12870，d处选用平键181160。4）、选定轴的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸。（4）按弯扭合成强度校核轴径： Ft2=2T2/d2=2415.82/250N=3326.56NFr2=Ft2 tg=3326.56tg200N=1210.77N如图在水平面内：FHA=FHB= Ft2/2=3326.56/2N=1663.28NII截面处的弯矩为：MHI=MHC=1663.28128/2 Nm=106.45NmIIII截面处的弯矩为：MHII=1663.2828 Nm=46.57Nm在垂直面内：FVA=FVB=Fr2/2=1210.77/2N=605.39NII截面处的弯矩为MVI=MVC=605.39128/2 Nm=38.74NmIIII截面处的弯矩为MVII=605.3928 Nm=16.95NmII截面：MI=(MVI2+MHI2)1/2=(106.452+38.742)1/2 Nm=113.28NmIIII截面：MII=(MHII2+MVII2)1/2=(16.572+16.952)1/2 Nm=49.56NmT=9550 p/n=95503.32/76.4 Nm=415NmII截面：M e I=(MI2+(t)2)1/2=(113.282+(0.6415)2)1/2 Nm=273.56NmIIII截面： M e III=(MII2+(t)2)1/2=(49.562+(0.6415)2)1/2 Nm=253.88NmI-I截面：e I=Me I/w=273.56/(0.1603) Mpa =12.66Mpa-1bII-II截面:e II=Me II/w=253.88/(0.1553) Mpa =15.26Mpa5+1+C1+C2+(510)+m+e,取L2=85mm,3=73mm.L4=17mm,L5=16mm。（4）轴的强度校核同低速轴。（5）键的选取，带轮处：bhl=8770,齿轮处：bhl=12870。由于齿轮直径较小，齿根圆到键槽底部的距离7.325mm2.5，采用齿轮轴。结构如图所示。（3）轴承、键的强度校核轴承寿命一般按减速器的使用年限选定。对初选的轴承型号，应根据负荷情况确定其寿命，如不合要求，一般可更换轴承系列或类型，但不轻易改变轴承内孔尺寸。具体计算方法见教材。例4.3 本减速器中根据具体情况采用一对深球沟轴承且选择轴承号为6211，校核所选轴承P=f p (XFr+YFa),X=1,Y=0,Fr1=(FHa2+FVA2)=(1663.282+605.392)1/2=1770.02N;Fr2=(FHB2+FVB2)=(1663.282+605.392)1/2=1770.02N;P=1.21(1663.282+605.392)1/2N=2124.03NL10h=106/(60n)(ftC/P)=106/(6076.4)(143200/2124.03)3h=1835374.5hLh=552245h=31200h所以本轴承完全能满足要求。采用平键联接，键槽的宽度和深度根据轴颈确定（见教材）,键长根据毂长确定。平键联接主要校核挤压与剪切强度。计算中许用挤压应力应选取轴、键、轮毂三者中最弱的。例4.4 校核联轴器HL3查表得HL3联轴器Tm=630Nm 【n】=5000r/min Tc=KT=1.5415=622.5NmTm n=74.6r/min【n】HL3联轴器能满足要求。例4.5 校核平键12870181160jy=4T/dhl=4415/(42870) Mpa =70.6Mpa【jy】jy=4T/dhl=4415/(601160) Mpa =41.9Mpa【jy】4、滚动轴承的组合设计为保证轴承正常工作，除正确确定轴承型号外，还要正确设计轴承组合结构，包括轴系的固定、轴承的润滑和密封等。（1）轴系部件的轴向固定圆柱齿轮减速器轴承支点跨距较小，齿轮传动效率高、温升小，因此轴热膨胀伸长量很小，所以轴系常采用两端固定方式：内圈轴向固定采用轴肩或套筒，外圈在箱体轴承座孔中，常用轴承盖作轴向固定。轴承盖与轴承外端面间，装有调整垫片，用以补偿轴系零件的轴间制造误差、调整轴承游隙和少量调整齿轮的轴间位置。（2）轴承的润滑与密封1）润滑 采用脂润滑时，为防止箱内润滑油进入轴承，通常在箱体轴承座内端面一侧装设封油盘，封油盘结构见图4-6。采用油润滑时，要在上箱盖分箱面处制出坡口，在箱座分箱面上制出油沟，在轴承盖上制出缺口和环形通路。输出沟结构见图4-1。图4-1 封油盘的结构图4-1 输油沟结构2）密封：内密封采用封油盘和挡油盘；外密封如采用接触式可用毡圈或橡胶圈密封，如采用非接触式可用油沟密封或迷宫密封。结构见图4-。（3）轴承盖的结构和尺寸轴承盖结构形式分凸缘式和嵌入式两种，前者调整轴承间隙方便，密封性好；后者不用螺钉联接，结构简单，但座孔加工麻烦。具体结构尺寸见表4-2。二、绘制装配图 减速器装配图是用来表达减速器的工作原理及各零件间装配关系的图样，也是制造、装配减速器和拆绘减速器零件图的依据。必须认真绘制且用足够的视图和剖面将减速器结构表达清楚。1、装配图设计前的准备工作（1）绘制装配图之前，应将传动装置的总体设计、传动件及轴的设计计算所得的尺寸、数据进行归纳、汇总并确定减速器箱体的结构方案。（2）绘图前，选好比例尺，布置好视图位置，对于准备工作中没有计算的一些具体尺寸，可边绘图边计算交叉进行。装配图视图布置形式 技术特性 技术要求 明细表标题栏图4-2 视图布置参考图（图中A、B、C见表）2、装配图设计的第一阶段这一阶段的主要内容如下：（1）确定减速器箱体内壁及箱体内各主要零件之间的相关位置。1）内壁位置的确定如图4-2所示，在主视图中根据前面计算内容定出各齿轮中心线位置，画分度圆，在俯视图中定出各齿轮的对称中心线，画出齿轮的轮廓。注意高速级齿轮和低速级轴不能相碰，否则应重新分配传动比，小齿轮宽度应略大于大齿轮宽度510，以免因安装误差影响齿轮接触宽度。1大齿轮齿顶圆和机体内壁之间的距离。2小齿轮端面和机体内壁之间的距离。d机体内壁的宽度，应圆整。d1机盖壁厚。a机盖顶面与水面的倾角。应注意a不能太大，否则会与高速轴上的齿轮运动干涉并影响视孔盖上通气塞的安装；a也不能太小，否则会使机体结构增大。a大小应根据具体结构而定。2）轴承及轴承座位置的确定B内壁与轴承座端面的距离，取决于壁厚d、轴承旁联接螺栓d1及其所需的扳手空间C1、C2的尺寸。因此B=d+C1+C2+(58)mm，(58)mm为区分加工面与毛坯面所留出的尺寸即轴承座端面凸出箱体外表面的距离,其目的是为了便于进行轴承座端面的加工。两轴承座端面间的距离应进行圆整。3轴承内侧与机体内壁之间的距离。如果轴承用箱体内润滑油润滑，3值见表，如轴承采用油脂润滑,则需要装挡油环，3值见表。 图4-3 传动件、轴承座端面及箱壁位置(2)初步计算轴径按纯扭转受力状态初步估算轴径，计算时应降低许用扭转剪应力确定轴端最小直径dmin,具体计算方法参见教材。若轴上开有键槽，计算出的轴径应增大5%，并尽量圆整为标准值。若轴与联轴器联接，则轴径与联轴器孔径一致。绘制出减速器各零、部件的相互位置之后，尚须进行轴的结构设计；轴的支点距离和力的作用点的确定；轴、键、轴承的强度校核，如前所述。(3)轴的结构设计轴结构设计的主要内容是确定轴的径向尺寸、轴向尺寸以及键槽的尺寸、位置等。1)确定轴的径向尺寸确定轴的径向尺寸时，应考虑轴上零件的定位和固定、加工工艺和装拆等的要求。一般常把轴设计成中部大两端小的阶梯状结构，其径向尺寸的变化应考虑以下因素，如图4-4。定位轴肩的尺寸 直径d3和d4、d6和d7的变化处，轴肩高度h应比零件孔的倒角C或圆角半径r大23mm,轴肩的圆角半径r应小于零件孔的倒角C或圆角半径r。装滚动轴承的定位轴肩尺寸应查轴承标准中的有关安装尺寸。非定位轴肩的尺寸 图中的d4和d5、d5和d6的直径变化处，其直径变化量较小，一般可取为0.53mm。有配合处的轴径 为便于装配及减小应力集中，有配合的轴段直径变化处常做成引导锥，如图所示。轴径尺寸 初选滚动轴承的类型及尺寸,则与之相配合的轴颈尺寸即被确定下来,同一轴上要尽量选择同一型号的轴承。加工工艺要求 当轴段需要磨削时，应在相应轴段落上留出砂轮越程槽；当轴段需切毛巾制螺纹时，应留出螺纹退刀槽。与轴上零件相配合的轴段直径应尽量取标准直径系列值。图4-4 轴的结构设计、处局部放大图见图4-5图4-5 轴肩高度和圆角半径2)确定轴的轴向尺寸阶梯轴各段轴向尺寸，由轴上直接安装的零件（如齿轮、轴承等）和相关零件（如箱体的轴承座孔、轴承盖等）的轴向位置和尺寸确定。确定轴向尺寸时应注意以下几点：保证传动件在轴上固定可靠 为使传动件在轴上的固定可靠应使轮毂的宽度大于与之配合轴段的长度，以使其他零件顶住轮毂，而不是顶在轴肩上。一般取轮毂宽度与轴段长度之差=12mm。当制造有误差时，这种结构不能保证零件的轴向固定及定位。 当周向联接用平键时，键应较配合长度稍短，并应布置在偏向传动件装入一侧以便于装配。轴承的位置应适当 轴承的内侧至箱体壁应留有一定的间距，其大小取决于轴承的润滑方式。采用脂润滑时，所留间距较大，以便放挡油环，防止润滑油溅入而带走润滑脂，如图4-6a所示；若采用油润滑 ，一般所留间距为03mm即可，如图4-6b所示。挡油环结构如图4-7。a 脂润滑轴承 b 油润滑轴承图4-6 轴承在箱体中的位置 图4-7 挡油环3)校核轴、轴承和键轴上力的作用点及支点跨距可从装配草图上确定。传动件力作用线的位置可取在轮缘宽度中部，滚动轴承支承反力作用点可近似认为在轴承宽度的中部。力的作用点及支点跨距确定后，便可求出轴所受的弯矩和扭矩。选定12个危险截面，按弯扭合成的受力状态对轴进行强度计算校核，如果强度不够则需要修改轴的尺寸。对滚动轴承应进行寿命计算。轴承寿命可按减速器的使用寿命或检修期计算，如不满足使用寿命要求，则需改变轴承的型号后再进行计算。3、装配图设计的第二阶段这一阶段的主要内容是轴上传动零件及轴的支承零件的结构设计，即齿轮的结构设计、轴承端盖的结构、轴承的润滑和密封设计。（1）传动件的结构设计传动零件的结构与所选材料、毛坯尺寸及制造方法有关。齿轮结构的尺寸可参考教材或机械设计手册，如表4-1所示。表4-1 圆柱齿轮的结构型式和结构尺寸序号结构型式结构尺寸2(钢铁)2.5（铸铁）2 da200mm锻造齿轮D1=1.6dL=(1.21.5)db=2.5(不小于810mm)n=0.5D2=0.5(D0+D1)d1=1220mm(da较小时可不钻孔)D0=da-10da00mm锻造齿轮D1=1.6dL=(1.21.5)db=（2.5）(不小于810mm)n=0.5D2=0.5(D0+D1)d1=1220mm(da较小时可不钻孔)C=(0.20.3)b模锻C=0.3b自由锻造da500mm平辐板铸造齿轮D1=1.8d（铸铁）D1=1.6d（铸钢）L=(1.21.5)db=2.54(不小于810mm)n=0.5D2=0.5(D0+D1)d1=0.25(D0-D1)C=0.2b（但不小于10mm）r0.5C5da4001000mm b200mm铸造齿轮D1=1.8d（铸铁）D1=1.6d（铸钢）L=(1.21.5)db=(2.54)(不小于810mm)n=0.5C=0.2b（但不小于10mm）S=b/6(但不小于10mm)r0.5C;e=0.8;H=0.8d;H1=0.8H2)轴承端盖的结构设计轴承端盖是用来固定轴承的位置、调整轴承间隙并承受轴向力的，轴承端盖的结构形式有凸缘式和嵌入式两种，如表4-2所示：表4-2 轴承盖的结构及尺寸螺钉联接外装式轴承盖d0=d3+1mmD0=D+2.5d3D2=D0+2.5d3e=1.2d3e1e由结构决定D4=D-(1015)mmD1,b1由密封尺寸确定b=510,h=(0.81)b嵌入式轴承端盖e2=58mmS=1015mm由结构决定D3=D+e2，装有形圈的，按形圈外径取d1,b1,a由密封尺寸确定沟槽尺寸(GB3452.3-88)mm O形圈截面直径d2d3偏差值2.653.62.070-0.053.554.82.740-0.065.37.14.190-0.07凸缘式轴承端盖的密封性能好，调整轴承间隙方便，