带式输送机传动系统设计(5)

1、湖南工业大学课 程 设 计资 料 袋 机械工程 学院（系、部） 学年 第 一 学期 课程名称 机械设计 指导教师 职称 学生姓名 专业班级 班级 学号 题 目 带式输送机传动系统设计（5） 成 绩 起止日期 年 月 日 年 月 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 2009-2010学年第一学期 机械工程 学院 机械工程及其自动化 专业 1104 班级 课程名称： 机 械 设 计 课 程 设 计 设计题目： 带式运输机传动系统设计 （5） 完成期限： 自 年 月 日 至 2 年 月 日 内容及

2、任务一、 设计的主要技术参数：（c号题）运输带牵引力（F/KN）：6.850输送速度 V(m/s)：0.7带轮节圆直径D：340(mm)：工作条件:在常温下连续工作,单向运转；空载启动，工作载荷有轻微冲击；输送带工作速度v的允许误差为5%；二班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修期为23年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220v。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12.12-12.14传动系统总体设计12.15-12.26传动零件的设计计算；12.17-12.22减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书12.23交图纸并答辩主要参考资料【1】 机械设计（第八版） 濮良贵、纪名刚主编，高等教育出版社【2】 机械设计课程设计 杨光，席伟光等主编，高等教育出版社【3】 机械原理，朱理主编，高等教育出版社，2003。【4】 互换性与测量技术 徐学林主编，湖南大学出版社【5】 机械设计手册 成大先主编，化学工业出版社【6】 工程制图 王巍主编，高等教育出版【7】 材料力学 第四版，刘鸿文主

4、编，高等教育出版社指导老师（签字）： 2013 年 12 月 27 日系（教研室）主任（签字）： 2013 年 12 月 27 日机 械 设 计 设计说明书带 式 运 输 机 传 动 系 统 设 计（5）起止日期： 2013 年 12 月 12 日 至 2013 年 10 月 23 日学生姓名班级学号成绩指导教师(签字) 机械工程学院（部） 2013年12月27日目 录1 设计任务书12 传动方案的拟定23 原动机的选择34 确定总传动比及分配各级传动比55 传动装置运动和运动参数的计算66 传动件的设计及计算87 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361

5、0 润滑方式、润滑剂以及密封方式的选择3811 减速器箱体及附件的设计4012 设计小结4413 参考文献4514 附图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动力与传动系统；2联轴器；3带式输送机1.2 课程设计的原始数据已知条件：输送带工作拉力：F=6850N；输送带工作速度：v=0.7m/s；输送机卷筒直径： D=340mm；使用寿命：8年，2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：输送带工作速度的允许误差为5%；工作情况：连续单向运转，空载启动，载荷有轻微冲击；制造情况：

6、中批量生产。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封闭式圆柱减速器1-大圆柱齿轮 2-小圆柱齿轮 3-联轴器 4-电动机 5-高速轴6-小圆柱齿轮7-大圆柱齿轮 8-运输带 9-滚筒 10-低速轴上图为闭式的两级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，高速级为小圆柱齿轮传动，低速级为大圆柱齿轮传动。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型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，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

7、功率式中：工作机效率，根据文献【1】中第141页中表2（按平带查得） 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， 一对滚动轴承效率， 、闭式圆柱齿轮传动效率， 故： 因载荷有轻微冲击，电动机的功率稍大于即可，根据设计资料【2】中表12-1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转速轴工作的转速： 根据设计资料【1】中表3-2（按两级圆柱齿轮减速器查得），两级圆柱齿轮减速器一般传动比范围为840，则总传动比合理范围为=840，故电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速的只有1500r/mi

8、n，再由3.2中的电动机的额定功率，可根据设计资料【2】中表12-1查得，可选取Y132M-4型号的电动机，其数据列于表3.1中。表3.1电动机数据电动机型号额定功率/KW满载转速/(r/min)堵载转矩/额定转速最大转矩/额定转速电流/A堵载电流/额定电流Y132M-47.514402.22.015.47.0Y160M-67.59702.02.017.06.54 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 电动机Y132M-4 ： 电动机Y160M-6：式中：总传动比 电动机的满载转速（r/min） 4.2 分配传动比根据文献【2】中表2-1查得，单级传动中，圆柱齿轮的传动比的适用

9、范围。所以圆柱齿轮减速器的传动比的分配如下：高速级圆柱齿轮传动比：电动机Y160M-4：电动机Y160M-6： 由于 电动机Y160M-4电机在分配传动比时高速级圆柱齿轮传动比太大。因此选择 电动机Y160M-6。此时 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、轴。5.1 各轴的转速 5.2各轴输入功率 KW5.3 各轴输入转矩 将5.1、5.2、5.3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/（Nm）转速n/（r/min）传动比i效率高速轴轴6.3262.22970 5.

10、60.9604中间轴轴6.07334.67173.214.40.9604低速轴轴5.831416.739.3 6传动件的设计及计算6.1高速级直齿圆柱齿轮的设计计算6.1.1材料，热处理方法，齿数，精度选择 （1）小圆柱齿轮1选用40Cr号钢，8级精度，热处理为调质HBS1=260大圆柱齿轮2选用45号钢，8级精度，热处理为调质HBS2=230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，另外两齿轮啮合应先保证接触疲劳强度，再校核弯曲强度。 （2）初选齿数 6.1.2 确定材料许用接触应力 （1）确定接触疲劳极限由图7-18（a）查得 （2） 确定寿命

11、系数 小齿轮循环系数 由表7-19查得 （3）确定尺寸系数，由图7-20得 （4）确定安全系数，由表7-8取 （5）计算许用接触应力根据文献【1】中7-22式， 计算取 6.1.3 根据设计准则。按齿面接触疲劳强度设计根据式7-11计算齿面接触强度，公式为 （1）试选载荷系数（2）确定齿宽系数 ，由表7-6选取齿宽系数（3）确定材料弹性影响系数 ，由表7-5查得（4）确定节点区域系数 , 由图7-14得=2.5（5）确定重合度系数 ， 由式7-9计算重合度为 由式7-8计算重合度系数（6） 计算小齿轮(mm) 6.1.4确定实际载荷系数k与修正所计算的分度圆直径（1） 确定使用系数，按电动机驱

12、动，载荷平稳，查表7-2取=1（2） 确定动载荷系数， 计算圆周速度故前面取8精度合理，由齿轮的速度与精度查图7-2取（3） 确定齿间载荷分配系数 齿宽初定单位载荷100n/mm由表7-3查得=1.2（4） 确定齿向载荷分布系数由表7-4得（5） 计算载荷系数（6） 根据实际载荷系数按式7-12修正所算的分度圆直径为 （7）计算模数 取m为36.1.5 齿根弯曲疲劳强度计算弯曲强度按式7-17计算，其公式为 确定上式中的各计算数值如下（1） 确定弯曲应力极限值。由图7-21（a）取，（2） 确定弯曲疲劳寿命系数，由图7-22查得（3） 确定弯曲疲劳安全系数，由表7-8查得（4） 确定尺寸细数，

13、由图7-23得（5） 按式7-22计算弯曲许用应力为 （6） 确定计算载荷K 初步确定齿高h=2.25m=2.253.15=7.08，b/h=6.5查图7-12得计算载荷为（7） 确定齿形系数由图7-16得 （8） 确定应力校正系数，由图7-17查得，（9） 计算搭小齿轮的数值 大齿轮的数值较大，应该八大齿轮的数据代入公式计算（10） 计算重合度系数，按式7-18计算得 (11) 把上数值代入计算，得mm由于齿轮的模数主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的3.51按照国标圆整为m=3，再按接触强度计算出的分度圆直径，协调相关参数与尺寸为 6.1.6 齿轮其他主要参数计算分度圆直径 中心距 6.2

14、 低速级直齿圆柱齿轮的设计计算6.2.1材料，热处理方法，齿数，精度选择 （1）小圆柱齿轮3选用40Cr号钢，8级精度，热处理为调质HBS1=260大圆柱齿轮4选用45号钢，8级精度，热处理为调质HBS2=230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，另外两齿轮啮合应先保证接触疲劳强度，再校核弯曲强度。 （2）初选齿数 6.2.2 确定材料许用接触应力 （1）确定接触疲劳极限由图7-18（a）查得 （2） 确定寿命系数 小齿轮循环系数 由表7-19查得 （3）确定尺寸系数，由图7-20得 （4）确定安全系数，由表7-8取 （5）计算许用接触应力根

15、据文献【1】中7-22式， 计算取 6.2.3 根据设计准则。按齿面接触疲劳强度设计根据式7-11计算齿面接触强度，公式为 （1）试选载荷系数（2）确定齿宽系数 ，由表7-6选取齿宽系数（3）确定材料弹性影响系数 ，由表7-5查得（4）确定节点区域系数 , 由图7-14得=2.5（5）确定重合度系数 ， 由式7-9计算重合度为 由式7-8计算重合度系数 （7） 计算小齿轮 6.2.4确定实际载荷系数k与修正所计算的分度圆直径(1)确定使用系数，按电动机驱动，载荷平稳，查表7-2取=1(2)确定动载荷系数， 计算圆周速度故前面取8精度合理，由齿轮的速度与精度查图7-2取 (3)确定齿间载荷分配系

16、数 齿宽初定 单位载荷100n/mm由表7-3查得=1.2 (4)确定齿向载荷分布系数由表7-4得 (5)计算载荷系数 (6)根据实际载荷系数按式7-12修正所算的分度圆直径为 (7)计算模数 6.2.5 齿根弯曲疲劳强度计算弯曲强度按式7-17计算，其公式为 确定上式中的各计算数值如下(1)确定弯曲应力极限值。由图7-21（a）取，(2)确定弯曲疲劳寿命系数，由图7-22查得(3)确定弯曲疲劳安全系数，由表7-8查得 （4）确定尺寸细数，由图7-23得 （5）按式7-22计算弯曲许用应力为 （6）确定计算载荷K 初步确定齿高h=2.25m=2.254.8=10.8，b/h=6.6查图7-12

17、得计算载荷为 （7）确定齿形系数由图7-16得 （8）确定应力校正系数，由图7-17查得， （9）计算搭小齿轮的数值 大齿轮的数值较大，应该把大齿轮的数据代入公式计算 （10）计算重合度系数，按式7-18计算得 （11）把上数值代入计算，得 mm由于齿轮的模数主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的3.2按照国标圆整为m=4，再按接触强度计算出的分度圆直径，协调相关参数与尺寸为 6.2.6 齿轮其他主要参数计算分度圆直径 中心距 = 7 轴的设计及计算7.1 低速轴的设计7.1.1 轴的受力分析由上述6.2中低速级齿轮设计可求得大直齿轮的啮合力：大直齿轮的分度圆直径：大直齿轮的圆周力：大直齿轮的径

18、向力：7.1.2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。7.1.3轴的最小直径根据文献【1】中12-2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12-3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11-1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

19、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16-4查得，选用HL5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 HL5型弹性柱销联轴器结构形式图表7.1HL5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LL1LHL52000250050,551421071422205.43056,60,6365,70,71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。取轴承端盖的总宽度为

20、。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（参考图7.1），故取。， 表7.3 低速轴的参数值轴的参数参数符号轴的截面（mm）轴段长度10550248097242轴段直径60647078908076轴肩高度234652-7.1.4 轴的结构设计7.1.4.1 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7-37.1.4.2 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

21、一些，现取。初步选择滚动轴承。因滚动轴承只受径向力的作用，根据文献【1】中表11-1可选6型深沟球轴承轴承。根据文献【2】中表15-4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、标准精度级的深沟球轴承6214，其基本尺寸资料如下表7.2所示 表7.2 6214型深沟球轴承轴承参数数值mm标准图d70D125B24基本额定负荷/kNCr46.8Cor37.5极限转速/（r/min)脂润滑4800油润滑6000由上表7.2可知该轴承的尺寸为，故。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，则轴段-的直径齿轮采用轴肩进行轴向定位，则齿轮的左端应有一

22、轴环，轴肩的高度： 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。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（参考图7.1），故取。， 表7.3 低速轴的参数值轴的参数参数符号轴的截面（mm）轴段长度10550347097242轴段直径60647078908070轴肩高度234655- 7.1.4.3 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

23、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k6。 7.1.4.4 确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献【1】中表11-2查得取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图7.37.1.5 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）。在确定轴承的支点位置时，应从深沟球轴承值入手。对于6214型深沟球轴承，由上表7.2中可知。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 低速轴的受力分析从轴的结构图以及弯矩和扭矩图

24、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。表7.4 低速轴上的载荷分布载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T7.1.6 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。7.1.7 精确校核轴的疲劳强度 7.1.7.1

25、 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

26、校核截左右两侧即可。 7.1.7.2 分析截左侧根据文献【1】中表11-4按圆形截面查得，抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面左侧弯矩： 截面上的扭矩： 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，。由过盈配合可查得， 查得尺寸系数 按车削加工，查得表面质量系数为又根据机械设计手册查得应力折算系数取，于是，计算安全系数值，根据文献【1】中12-6式和12-8式查得，故可知该低速轴安全。7.1.7.3分析截面右侧根据文献【1】中表15-4按圆形截面查得，抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面左侧弯矩： 截面上的扭矩： 截面上的弯曲应力： 截

27、面上的扭转切应力： 根据文献【1】中的附表3-8用插值法可求得，查得尺寸系数 按车削加工，查得表面质量系数为 所以轴在截面右侧的安全系数为 故该轴在截面右侧的强度也足够。低速轴的设计计算完成。7. 2高速轴的设计 7.2.1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：小圆柱齿轮的大端分度圆直径：7.2.2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。7.2.3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 高速轴的功率（KW），可知： 高速轴的转速（r/min），可知：因此： 输出轴的最小直径应该

28、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16-4查得，选用HL1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。7.2.4 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，7.2.4.2 根

29、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、标准精度级的单列深沟球轴承6206，其基本尺寸资料如下表7.5所示表7

30、.2 6206型深沟球轴承轴承参数数值mm标准图d30D62B16基本额定负荷/kNCr15.0Cor10.0极限转速/（r/min)脂润滑9500油润滑13000由上表可知该轴承的尺寸为，故；为了加上封油环因此去、取，此时便确定了处的轴肩高度。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。有上表7.5可知6206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。 由齿轮计算中得低速级齿轮的齿宽是51mm，固取，则，。齿轮右端采用轴环进行定位，轴环长度，取，。表7.6高速轴的参数值参数名称参数符号轴的截面（m

31、m）轴段长度3650269254940轴段直径22263036423630轴肩高度 223 3337.2.4.3 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；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。7.2.4.4 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7.5。

32、7.3 中间轴的设计 7.3.1轴上齿轮分度圆直径 小圆柱齿轮的分度圆直径：大圆柱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。 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12-3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 .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7.6所示，图7.6 中间轴的结构与装配 7.3.4.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度输出轴的最

33、小直径显然是安装滚动轴承处轴的直径和。因滚动轴承只受径向力的作用，根据文献【2】中表15-4可选6型深沟球轴承。根据文献【2】中表15-4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、标准精度级的单列深沟球轴承6208，其基本尺寸资料如表7.5所示。由表可知该轴承的尺寸为，故。表7.5 6208型深沟球轴承轴承参数数值mm标准图d40D80B18基本额定负荷/kNCr22.8Cor15.8极限转速/（r/min)脂润滑8000油润滑100000故两深沟球轴承采用轴套定位以。两轴套的外径为，两轴承距箱体内壁的距离均为。取大圆柱齿轮距箱体内壁的距离，右端小齿轮距离与之相同。与齿轮配

34、合的轴-段和也应小于其轮毂，并取其轮毂的长度。故： 取。取非定位轴肩，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。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4245217842轴段直径4048544840轴肩高度4343 7.3.4.3 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

35、；同样，按查得小齿轮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 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，按查得小齿轮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。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

36、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直齿轮的啮合力：分度圆直径：圆周力：径向力：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6214型的深沟球轴承，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。由上表7.4可得：8.3轴承的当量动载荷计算根据文献【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8.4轴承寿

37、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，齿轮转速n=40r/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4-1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，

38、，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， ，故该键安全。9.4低速轴上键的校核对于已知于是得， ，故该键安全。由已知：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柱直齿轮的圆周速度：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

39、轮润滑剂的选择根据文献【2】中表20-3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：mm2/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20-4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

40、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。 表1 11-1 铸铁减速器箱体结构尺寸 mm 名称符号箱体的尺寸关系箱体的尺寸取值箱座壁厚0.025a+1812考虑到铸造工艺，所有壁厚都不应小于8箱盖壁厚10.02a+1810箱座、箱盖、箱座底凸缘厚度b、 b1、 b2b 1.5；b11.51；b22.518，15，30地脚螺栓直径df0.036a+1230地脚螺栓数目nn66轴承旁联接螺栓直径d10.75 df22箱盖与箱座联接螺栓直径d2（0.50.6）df16联接螺栓d2的间距l150-20086轴承盖螺钉直径d3（0.40.5）df12视孔盖螺钉直径d4（0

41、.30.4）df10定位销直径d（0.70.8）d212 df 、d1、 d2至外箱壁距离c1见文献【2】中表6-124df 、d2至凸缘边缘距离c2见文献【2】中表6-120轴承旁凸台半径R1c220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100外箱壁至轴承座端面距离l1c1 +c2+（510）50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212箱座肋厚mm0.8510轴承端盖外径D2 凸缘式：D2D+(55.5) d3； D为轴承座孔直径185，140，122轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以M d1 和M d3互不干涉为准，一般取SD2185，140，1221

42、1.2减速器附件的设计 11.2.1窥视孔及视孔盖视孔用于检查传动件工作情况，还可用来注入润滑油。其尺寸如下图11-2.1所示。 图11-2.1 11.2.2通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内油温升高、内压增大，从而引起减速器润滑油的渗漏。该减速器采用M161.5的通气塞，综上述及根据文献【2】表4-3、表4-4中设计的视孔、视孔盖及通气器如下图11-2.2所示。 图11-2 .2 通气塞 11.2.3放油孔及螺塞为了将污油排放干净，应在油池最低位置处设置放油孔，放油孔应避免与其它机件相靠近，以便于放油，根据文献【2】表4-7中选取M181.5的外六角螺塞，其结构如下

43、图11-3所示。图11-3 放油螺塞 11.2.4油标油标用来指示油面高度，应设置在便于检查和油面较稳定之处。根据文献【2】表4-12中，该减速箱上选用了M12的油标尺，其结构如上图11-4所示。 图11-4 油标 11.2.5起吊装置为便于拆缷和搬运减速器，应在箱体上设置起吊装置。根据文献【2】表19-3，该减速器选用了M16的吊环螺钉起吊箱盖，选用吊钩起吊箱座，其结构如下图11-5和图11-6所示。 图11-5 吊环螺钉 图11-6 吊钩 11.2.6启盖螺钉为防止润滑油从箱体剖分面处外漏，常在箱盖和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封胶，在拆缷时会因粘接较紧而不易分开，故该减速器采用了M30的启盖螺钉，其结构如下图11-7所示。 图11-7 启盖螺栓 图11-8定位销 11.2.7定位销定位销用于保证轴承座孔的镗孔精度，并保证减速器每次装拆后轴承座的上下两半孔始终保持加工时的位置精度。根据文献【2】表12-12选取圆锥销,其型号为A1060 GB117-2000，其结构如上图11-8所示。 11.2.8轴