带式运输机传动装置设计-课程设计.doc

机械设计机械设计 课程设计说明书课程设计说明书 设计题目设计题目： 带式运输机传动装置带式运输机传动装置 专业班级专业班级： 机机 械械 13121312 姓姓 名名： 学学 号号： 指导老师指导老师： 成绩评定成绩评定 等等 级级 评阅签字评阅签字 评阅日期评阅日期 湖北文理学院理工学院机械与汽车工程系湖北文理学院理工学院机械与汽车工程系 20162016 年年 1 1 月月 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 目录目录 第一章第一章 课程设计任务书课程设计任务书1 1.1 主要内容.1 1.2 任务.1 1.3 进度安排1 1.4 设计数据2 1.5 传动方案2 1.6 已知条件.2 第二章第二章 电动机的选择电动机的选择.3 2.1 电动机容量的选择.3 2.2电动机转速的选择3 2.3电动机型号的确定4 第三章第三章 传动装置运动及动力参数计算传动装置运动及动力参数计算.4 3.1 分配传动比.4 3.1.1 总传动比4 3.1.2 分配传动装置各级传动比.4 3.2 各轴转速、输入功率、输入转矩 转速的计算.5 第四章第四章 传动装置设计传动装置设计.6 4.1 高速齿轮的计算.6 4.1.1选精度等级、材料及齿数6 4.1.2 按齿面接触强度设计.6 4.1.3 确定公式内的各计算数值.7 4.1.4按齿根弯曲强度设计8 4.1.5 几何尺寸计算10 4.2 低速齿的轮计算11 4.2.1 选精度等级、材料及齿数.11 4.2.2按齿面接触强度设计.11 4.2.3 确定公式内的各计算数值.11 4.2.4计算.12 4.2.5 确定计算参数.13 4.2.6 设计计算14 4.2.7 几何尺寸计算.15 第五章第五章 轴的设计轴的设计.16 5.1 低速轴 3 的设计16 5.1.1总结以上的数据。16 5.1.2求作用在齿轮上的力16 5.1.3 初步确定轴的直径.16 5.1.4 联轴器的型号的选取.17 5.1.5 轴的结构设计17 5.2 中间轴 2 的设计 .23 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 5.2.1总结以上的数据。23 5.2.2求作用在齿轮上的力23 5.2.3 初步确定轴的直径.23 5.2.4选轴承.24 5.3 第一轴 1 的设计 .26 5.3.1总结以上的数据。26 5.3.2求作用在齿轮上的力26 5.3.3 初步确定轴的直径.26 5.3.4 联轴器的型号的选取.26 5.3.5 联轴器的型号的选取.27 5.3.6. 轴的结构设计.27 第六章滚动轴承的计算第六章滚动轴承的计算 .28 第七章连接的选择和计算第七章连接的选择和计算30 第八章润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择第八章润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 31 第九章箱体及其附件的结构设计第九章箱体及其附件的结构设计 31 第十章第十章 总结总结34 参考文献参考文献35 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 第一章第一章 课程设计任务书课程设计任务书 班级：机械 1312 姓名： 学号： 指导老师：雷 芳 日期： 2016 年 1 月 班级：机械 1312 姓名： 学号： 0 指导老师：雷 芳 日期：2016 年 1 月 设计题目：带式运输机传动装置的设计 设计时长：二周 1.1 主要内容主要内容 1.掌握减速器齿轮、轴、轴承、箱体、键等所有零件的设计计算； 2.会用机械设计手册查取数据和标准件的型号。 1.2 任务任务 1、按照设计数据（编号） a 和传动方案（编号）A0，高速级选用圆柱直齿轮，低速 级选用圆柱直齿轮设计减速器装置。 2、绘制传动装置装配图一张（A0/A1） ； 3、绘制传动装置中轴、齿轮零件图各一张(A3)； 4、编制设计说明书一份。 （字数在 8000 字左右） 1.3 进度安排进度安排 时 间内 容 安 排 第 1 天布置任务，总体设计 第 2 天运动分析、计算传动比、计算功率 第 3 天齿轮的设计计算 第 4 天轴的结构设计计算 第 5 天轴的计算，箱体的设计 第 6-8 天绘制装配图、零件图 第 9-10 天编制设计说明书、答辩 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 1.4 设计数据设计数据 数 据 编 号 A0 运输带工作拉力 F(N) 4800 运输带速度（m/s） 1.25 卷筒直径 D(mm) 500 1.5 传动方案传动方案 a 二级展开式 1.6 已知条件已知条件 1、第四部分的设计数据； 2、工作条件：两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带、卷筒及 支撑包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已在 F 中考虑） ，环境最高温度 40 C； 3、使用折旧期：8 年 检修间隔期：4 年一次大修，两年一次中修，半年一次小修; 4、动力来源：电力，三相交流，380/220V; 5、运输带速度允许误差：5%； 6、生产条件：中等规模制造厂，可加工 78 精度的齿轮及蜗轮，小批量生产。 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 第二章第二章 电动机的选择电动机的选择 因为动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V；所以选用常用的封闭式 系列的 交流电动机。 2.1 电动机容量的选择电动机容量的选择 1）工作机所需功率 Pw 由题中条件 查询工作情况系数 KA，查得 K A=1.3 设计方案的总效率 n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6nn 本设计中的 联联轴器的传动效率（2 个） ，轴 轴承的传动效率 （4 对） ， 齿 齿轮的传动效率（2 对） ，本次设计中有 8 级传动效率 其中 联 =0.99（两对联轴器的效率取相等） 轴承123=0.99（123 为减速器的 3 对 轴承） 轴承4=0.98（4 为卷筒的一对轴承） 齿=0.95（两对齿轮的效 率取相等） 总=联* 3 轴承 123* 齿*联*轴承4=0.841 2 2）电动机的输出功率 Pw=kA* =5.9592KW 4轴承 1000 FV PdPw/ ， =0.841 总 总 Pd5.9592/0.841=3.464KW 2.2电动机转速的选择电动机转速的选择 由 v=1.25m/s 求卷筒转速 n 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 V = =1.25 nw=79.614r/min 1000*60 w dn nd（i1i2in ）nw 有该传动方案知，在该系统中只有减速器中存在二级传动比 i1,i2，其他 传 动比都等于 1。由1表 13-2 知圆柱齿轮传动比范围为 35。 所以 nd =(i1*i2) nw=32，52* nw 所以nd 的范围是（859.88，2547.65）r/min，初选为同步转速为 1430r/min 的电动机 2.3电动机型号的确定电动机型号的确定 由表 12-12查出电动机型号为 Y100L2-4,其额定功率为 3kW，满载转速 1430r/min。基本符合题目所需的要求。 电动机型 号 额定功 率/KW 满载转速 r/min 堵转 转矩 额定 转矩 最大 转矩 额定 转矩 质量 /Kg Y100L2- 4, 3.014302.22.338 第三章第三章 传动装置运动及动力参数计算传动装置运动及动力参数计算 3.1 分配传动比分配传动比 3.1.1 总传动比总传动比 96.17 614.79 1430 w m a n n i 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 3.1.2 分配传动装置各级传动比分配传动装置各级传动比 由于减速箱是展开式布置，所以 i1（1.3-1.5）i2。 因为 i17.96，取 i18，估测选取 i1=5.2 i2=4.9 速度偏差为 0.3%，所以可行 3.2 各轴转速、输入功率、输入转矩各轴转速、输入功率、输入转矩 转速的计算转速的计算 电动机转轴速度 n0=1430r/min 高速 I n1= =1430r/min 中间轴 II n2= =283.92r/min 0 i nm 1 1 i n 低速轴 III n3= =95.4r/min 卷筒 n4=93.1r/min。 2 2 i n 各轴功率 电动机额定功率 P0=Pd* =3Kw (n01=1) 01 高速 I P1=P0*n12=P0* = 3*0.99*0.99= 2.9403 Kw 轴承联n n (n12 = =0.99*0.99=0.98) 轴承联n n 中间轴 II P2=P1 =P1*n=2.9403*0.95*0.99=2.7653 Kw 23 轴承齿n n (n23= =0.95*0.99=0.94) 轴承齿n n 低速轴 III P3=P2*n34=P2* =2.7653*0.95*0.99=2.600 Kw 轴承齿n n (n34= =0.95*0.99=0.94) 轴承齿n n 卷筒 P4=P3*n45=P3* =2.600*0.98*0.99=2.523 Kw 轴承联n n （n45= =0.98*0.99=0.96） 轴承联n n 各轴转矩 电动机转轴 T0=2.2 N m 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 高速 I T1= = =19.634 N 1 1 *9550 n P 1430 9403 . 2 *9550 中间轴 II T2= = =88.615 N 1 2 *9550 n P 930.297 7645 . 2 *9550 低速轴 III T3= = =264.118 N 3 3 *9550 n P 1 . 93 5748 . 2 *9550 卷筒 T4= = =256.239 N 4 4*9550 n P 1.93 4980.2*9550 其中 Td= (n*m) d d n P 9550 项 目电动机轴高速轴 I中间轴 II低速轴 III卷筒 转速（r/min9293.193.1 功率（kW）32.793292.6282.42042.4204 转矩（Nm）2.219.65488.6177264.1175256.2395 传动比114.83.21 效率10.980.940.940.96 第四章第四章 传动装置设计传动装置设计 4.1 高速齿轮的计算高速齿轮的计算 输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数 2.9403KW1430r/min4.8 19.643Nm 1.3 4.1.1选精度等级、材料及齿数选精度等级、材料及齿数 1）材料及热处理； 选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调 质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 2）精度等级选用 7 级精度； 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 3）试选小齿轮齿数 z120，大齿轮齿数 z296 的； 4.1.2 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按 式（1021）试算，即 dt2.32* 3 2 1 H E d t Z u uTK 4.1.3 确定公式内的各计算数值确定公式内的各计算数值 1） （1） 试选 Kt1.3 （2） 由1表 107 选取尺宽系数 d1 （3） 由1表 106 查得材料的弹性影响系数 ZE189.8Mpa （4） 由1图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极 Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限 Hlim2550MPa； （5） 由1式 1013 计算应力循环次数 N160n1jLh6014301（283658）410e9 N2N1/4.88.3510e8 此式中 j 为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln 为齿轮的工作寿命，单位小时 （6） 由1图 1019 查得接触疲劳寿命系数 KHN10.90；KHN20.95 （7） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S1，由式（1012）得 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 H10.90600MPa540MPa H20.98550MPa522.5MPa 2）计算 （1） 试算小齿轮分度圆直径 d1t d1t = =37.043 3 2 1 1 *32 . 2 H E d t Z u uTK 3 2 3 5 . 522 8 . 189 8 . 4 18 . 4 1 106543.193 . 1 *32 . 2 （2） 计算圆周速度 v= = =2.7739 100060 21 nd t 100060 043.37 （3） 计算齿宽 b 及模数 m b=dd1t=137.043mm=37.043mm m= =1.852 1 1 z d t 20 043.37 h=2.25mnt=2.251.852mm=4.1678mm b/h=34.043/4.1678=8.89 （4） 计算载荷系数 K 由1表 102 已知载荷平稳，所以取 KA=1 根据 v=2.7739m/s,7 级精度，由1图 108 查得动载系数 KV=1.14；由1 表 104 查得 7 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时 KHB的计算公式和直齿 轮的相同，所以： KHB=1.12+0.18(1+0.6d )d +0.2310 b 223 =1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*37.043=1.41652 由b/h=8.89，KHB=1.41652 查1表 1013 查得 KFB =1.33 由1表 103 查得 KH=KH=1.1。故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.141.11.41652=1.7763 （5） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由1式（1010a）得 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 d1= = mm=41.10968mm 3 1 / tt KKd 3 3.1/7763.1043.37 （6） 计算模数m m = mm=2.055 1 1 z d 20 10968.41 。 4.1.4按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 由1式(105) m 3 2 1 2 cos2 F SaFa d YY z K 1）确定计算参数 由1图 10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 F1=500Mpa；大齿轮得弯 曲疲劳极限强度F2=380MPa 由110-18 查得弯曲寿命系数 KFN1=0.85 KFN2=0.88 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数 S=1.4 见1表 10-12 得 F1=（KFN1*F1）/S= =303.57Mpa 4.1 500*85.0 F2= （KFN2*F2）/S= =238.86Mpa 4 . 1 380*88 . 0 （1） 计算载荷系数 K=KAKVKFKF=11.121.21.33=1.7875 （2） 查取应力校正系数 由表 105 查得 Ysa1=1.55；Ysa2=1.79 （3） 计算大、小齿轮的并 加以比较 F SaFaY Y = =0.014297 1 11 F SaFaY Y 29.339 569 . 1 74 . 2 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 = =0.016341 2 22 F SaFaY Y 266 798 . 1 172 . 2 大齿轮的数值大。 2）设计计算 m =1.4212 3 2 016341. 0 201 310*6543.197875 . 1 2 *23 . 2 e 对结果进行处理取m=2 Z1=d1/m=41.1097/221 大齿轮齿数，Z2=u* Z1=4.8*21=100 4.1.5 几何尺寸计算几何尺寸计算 1）计算中心距 d1=z1m=21*2=42 d2=z1m=100*2 =200 a=(d1+d2)/2=(200+42)/2=121，a圆整后取 121mm 2）计算大、小齿轮的分度圆直径 d1 =42mm，d2 =200mmmz1mz2 3）计算齿轮宽度 b=dd1， b=42mm B1=47mm，B2=42mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm 4）验算 Ft=2T1/d1=2*19.6543*10e3/42=935.919 N m/s 10058.22 42 190.9359*1 A b Ftk 结果合适 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 5）由此设计有 模数分度圆直径齿宽齿数 小齿轮2424721 大齿轮220042100 6） 结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式为宜。 其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 4.2 低速齿的轮计算低速齿的轮计算 输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数 2.7654KW297.92r/min3.288.6177Nm1.3 4.2.1 选精度等级、材料及齿数选精度等级、材料及齿数 1）材料及热处理； 选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢 （调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 2）精度等级选用 7 级精度； 3）试选小齿轮齿数 z124，大齿轮齿数 z277 的； 4.2.2按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 dt2.32* 3 2 1 H E d t Z u uTK 4.2.3 确定公式内的各计算数值确定公式内的各计算数值 （1） 试选 Kt1.3 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 （2） 由1表 107 选取尺宽系数 d1 （3） 由1表 106 查得材料的弹性影响系数 ZE189.8Mpa （4） 由1图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限 Hlim2550MPa； （5） 由1式 1013 计算应力循环次数 N160n1jLh60297.921（283658）8.35110e8 N2N1/3.22.6110e8 此式中 j 为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln 为齿轮的工作寿命，单位小时 （6） 由1图 1019 查得接触疲劳寿命系数 KHN10.90；KHN20.95 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S1，由式（1012）得 H10.90600MPa540MPa H20.95550MPa522.5MPa （7） 试算小齿轮分度圆直径 d1t d1t 3 2 1 1 *32 . 2 H E d t Z u uTK = 3 2 3 5 .522 8 . 189 2 . 3 12 . 3 1 106177.883 . 1 *32 . 2 =62.9349 4.2.4 计算计算 1) 计算圆周速度 v= 100060 21 nd t = 100060 92.297*9349.62 =0.9810 m/s 2) 计算齿宽 b 及模数 m 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 b=dd1t=162.9349mm=62.9349mm m= 1 1 z d t = 20 9349.62 =3.1467 h=2.25mnt=2.253.1467mm=7.08mm b/h=62.9349/7.08 =8.89 计算载荷系数 K 由1表 102 已知载荷平稳，所以 KV=1.14 由1表 104 查得 7 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时的 KHB 计 算公式和直齿轮的相同，固 KHB=1.12+0.18(1+0.6d 2 )d 2 +0.2310 3 b =1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*27.122=1.414 由 b/h=8.92，KHB=1.414 查1表 1013 查得 KFB =1.33 由1表 103 查得 KH=KH=1.1。故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.141.11.414=1.7731 4) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由1式（1010a）得 d1= 3 1 / tt KKd = 3 3 . 1/7731 . 1 9349.62 mm=69.78mm 5) 计算模数 m m 1 1 z d = 20 78.69 mm3.4890 6) 按齿根弯曲强度设计。由1式(105) m 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT 4.2.5 确定计算参数确定计算参数 由1图 10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 F1=500Mpa；大齿轮 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 得弯曲疲劳极限强度 F2=380MPa 由110-18 查得弯曲寿命系数 KFN1=0.85 KFN2=0.88 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数 S=1.4 见1表 10-12 得 F1= （KFN1*F1）/S= 4 . 1 500*85 . 0 =303.57Mpa F2= （KFN2*F2）/S= 4 . 1 380*88 . 0 =238.86Mpa 1）计算载荷系数 K=KAKVKFKF=11.121.21.33=1.7875 2）查取应力校正系数 有1表 10-5 查得 YFa1=2.8; YFa2=2.18 由1表 105 查得 Ysa1=1.55；Ysa2=1.79 K=1.7875 1 11 F SaFaY Y =0.014297 2 22 F SaFa YY =0.016341 所以 大齿轮的数值大。 4.2.6 设计计算设计计算 m= 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT = 3 2 016341. 0 201 310*6177.887875 . 1 2 e =3.4485 对结果进行处理取 m=3.5 ， （见机械原理表 5-4，根据优先使用第一序列， 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 此处选用第一序列） 小齿轮齿数 Z1=d1/m=69.9349/3.519.981420 大齿轮齿数 Z2=u* Z1=3.2*20=64 4.2.7 几何尺寸计算几何尺寸计算 计算中心距 d1=z1m=20*3.5=70 ， d2=z2m=64*3.5=224 a=(d1+d2)/2=(70+224)/2=147， a 圆整后取 147mm ，d1 11m Z =70.00mm 计算齿轮宽度 计算大、小齿轮的分度圆直径 b=dd1 b=70mm B1=75mm，B2=70mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm 验算 Ft=2T2/d2=2*88.6177*10e3/70=2531.934 N 10017.36 70 934.2531*1 A b Ftk N/mm。结果合适 由此设计有 模数分度圆直径压力角齿宽 小齿轮3.570 20 75 大齿轮3.5224 20 70 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 第五章第五章 轴的设计轴的设计 5.1 低速轴低速轴 3 的设计的设计 5.1.1 总结以上的数据。总结以上的数据。 功率转矩转速齿轮分 度圆直 径 压力 角 2.6 Kw 264.118N m 93.1r/min224mm 20 5.1.2 求作用在齿轮上的力求作用在齿轮上的力 N d T Ft17.2358 224 10*118.264*22 3 2 3 Fr=Ft*tan=2358.17*tan20=858.30N 5.1.3 初步确定轴的直径初步确定轴的直径 先按式115-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 号钢。 根据表115-3 选取 A0=112。于是有 mm n P Ad02.34 1 . 93 6 . 2 *112* 3 3 3 3 0min 此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径 d1-2 为了使所选的轴的直 径 d1-2 与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 5.1.4 联轴器的型号的选取联轴器的型号的选取 查表114-1,取 Ka=1.5 则；Tca=Ka*T3=1.5*264.118=396.177Nm 按照计算转矩 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5843-2003（见表28-2） ，选用 GY5 型凸缘联轴器，其公称转矩为 400 Nm。半联轴器的孔径 d1=35mm .固取 d1-2=35mm。 5.1.5 轴的结构设计轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a 为了满足半联轴器的轴向定位要求 1-2 轴段右端要求制出一轴肩；固取 2- 3 段的直径 d2-3=42mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=45。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1= 82mm , 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取 1-2 断的长 度应比 L1 略短一些，现取 L1-2=80mm b 初步选择滚动轴承。 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。 在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量=8- 16大量生产价格最低，固选用深沟球轴承 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 又根据 d2-3=42mm 选 61909 号 右端采用轴肩定位 查2 又根据 d2-3=42mm 和上表取 d3-4=d7-8=45 轴肩与轴环的高度（图中 a）建议取为轴直径的 0.070.1 倍 所以在 d7-8=45mm l6-7=12 c 取安装齿轮处的轴段 4-5 的直径 d4-5=50mm 齿轮的左端与左轴承之间采 用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为 70，为了使套筒能可靠的压紧齿轮， 此轴段应略短于轮毂宽度，固取 l4-5=67mm ,齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取 （轴直径的 0.070.1 倍）这里 去轴肩高度 h=4mm.所以 d5-6=54mm.轴的宽度去 b=1.4h,取轴的宽度为 L5- 6=6mm. d 轴承端盖的总宽度为 15mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定） 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的, 距离为 25mm。固取 L2-3=40mm e 取齿轮与箱体的内壁的距离为 a=12mm 小齿轮与大齿轮的间距为 c=15mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁, 有一段距离 s,取 s=8mm,已知滚动轴承的宽度 T=7mm 小齿轮的轮毂长 L=50mm 则 L3-4 =T+s+a+(70-67)=30mm L6-7=L+c+a+s-L5-6=50+15+12+8-6=79mm 至此已初步确定轴得长度 3) 轴上零件得周向定位 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按 d4-5=50mm 由 手册 查得平键的截面 b*h=16*10 (mm)见2表 4-1,L=56mm 同理按 d1-2=35mm. b*h=10*8 ,L=70。同时为了保证齿轮与轴配合 得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选 H7/n6。半联轴器与轴得 配合选 H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选 轴的尺寸公差为 m6。 4) 确定轴的的倒角和圆角 参考1表 15-2，取轴端倒角为 1.2*45各轴肩处的圆角半径见上图 5) 求轴上的载荷（见下图） 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册 中查出 a 值参照1图 15-23。对与 61809，由于它的对中性好所以它的支点 在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为 182mm。根据轴的计 算简图作出轴的弯矩图和扭矩图 计算齿轮 Ft=2T1/d1=2*264.1175/224*103=2358.19 N Fr= Ft tana = Ft tan20=858.31 N 通过计算有 FNH1=758N FNH2=1600.2 MH=FNH2*58.5=93.61 NM 同理有 FNV1=330.267N FNV2=697.23N MV=40.788NM NM 22 VH MMM总11.102788.4061.93 22 载荷水平面 H垂直面 V 支反 力 FNH1=758N FNH2=1600.2 FNV1=330.267N FNV2=697.23N 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 弯矩MH= 93.61 N m MV=40.788 N m 总弯 矩 M 总=102.11 N m 扭矩T3=264.117 N m 6） 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面 C 的强 度） 根据1式 15-5 及表115-4 中的取值，且0.6（式中的弯曲应力为 脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取0.3；当扭转切应力为脉动 循环变应力时取0.6） 计算轴的应力 （轴上载荷示意图） Mpa mmW TM ca 08.15 501 . 0 )117.2646 . 0(11.102)( 3 222 3 2 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 前已选定轴的材料为 45 号钢，由轴常用材料性能表查得-1=60MPa 因此 ca，大量生产价格最低固选用深沟球轴承 在本次设计中尽可能统一型号, 所以选择 6005 号轴承 5. 轴的结构设计 A 拟定轴上零件的装配方案 B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 由低速轴的设计知 ，轴的总长度为 L=7+79+6+67+30=189mm 由于轴承选定所以轴的最小直径为 25mm 所以左端 L1-2=12mm 直径为 D1-2=25mm 左端轴承采用轴肩定位由2查得 6005 号轴承的轴肩高度为 2.5mm 所以 D2-3=30mm , 同理右端轴承的直径为 D1-2=25mm，定位轴肩为 2.5mm 在右端大齿轮在里减速箱内壁为 a=12mm，因为大齿轮的宽度为 42mm,且采 用轴肩定位所以左端到轴肩的长度为 L=39+12+8+12=72mm 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 8mm 为轴承里减速器内壁的厚度 又因为在两齿轮啮合时，小齿轮的齿宽比大齿轮多 5mm,所以取 L=72+2.5=74.5mm 同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为 12mm 由于第三轴的设计时距离 也为 12mm 所以在该去取距离为 11mm 取大齿轮的轮毂直径为 30mm，所以齿轮的定位轴肩长度高度为 3mm 至此二轴的外形尺寸全部确定。 C 轴上零件得周向定位 齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按 d4-5=30mm 由 手册查得平键的 截面 b*h=10*8(mm)见2表 4-1,L=36mm 同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与 轴得配合选 H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此 处选轴的尺寸公差为 m6。 D 确定轴的的倒角和圆角 参考1表 15-2，取轴端倒角为 1.2*45各轴肩处的圆角半径见上图 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 5.3 第一轴第一轴 1 的设计的设计 5.3.1 总结以上的数据。总结以上的数据。 功率转矩转速齿轮分 度圆直 径 压力 角 2.94Kw 19.634Nm 1430r/min42mm 20 5.3.2 求作用在齿轮上的力求作用在齿轮上的力 N d T Ft95.934 42 10*634.19*212 3 2 Fr=Ft*tan=2358.17*tan20=340.29N 5.3.3 初步确定轴的直径初步确定轴的直径 先按式115-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 号钢。根据表1 15-3 选取 A0=112。于是有 mm n P Ad24.14 1430 94 . 2 *112* 3 3 2 1 0min 5.3.4 联轴器的型号的选取联轴器的型号的选取 查表114-1,取 Ka=1.5 则； Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451Nm Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451Nm 按照计算转矩 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 GB/T5843-2003（见表28-2） ，选用 GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为 63 Nm。半联轴器的孔径 d1=16mm .固取 d1-2=16mm 5.3.5 联轴器的型号的选取联轴器的型号的选取 查表114-1,取 Ka=1.5 则； Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451Nm 按照计算转矩 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5843-2003（见表28-2） ，选用 GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为 63 Nm。半联轴器的孔径 d1=16mm .固取 d1-2=16mm 见下表 5.3.6. 轴的结构设计轴的结构设计 A 拟定轴上零件的装配方案 B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a 为了满足半联轴器的轴向定位要求 1-2 轴段右端要求制出一轴肩；固取 2- 3 段的直径 d2-3=18mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=20。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=42mm , 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取 1-2 断的长 度应比 L1 略短一些，现取 L1-2=40mm b 初步选择滚动轴承。 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。 在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量=8- 16 ，大量生产价格最低固选用深沟球轴承,又根据 d2-3=18mm,所以选 6004 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 号轴承。右端采用轴肩定位 查2 又根据 d2-3=18mm 和上表取 d3- 4=20mm c 取安装齿轮处的轴段 4-5 的直径 d4-5=25mm d 轴承端盖的总宽度为 15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定） 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的 距离为 25mm。固取 L2-3=40mm ，c=15mm，考虑到箱体的制造误差，在确 定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离 s,取 s=8mm 已知滚动轴承的宽度 T=12mm 小齿轮的轮毂长 L=50mm，则 L3-4 =12mm 至此已初步确定轴得长度 有因为两轴承距离为 189，含齿轮宽 度所以各轴段都已经确定，各轴的倒角、圆角查表1 表 15-2 取 1.0mm 第六章滚动轴承的计算第六章滚动轴承的计算 根据要求对所选的在低速轴 3 上的两滚动轴承进行校核 ，在前面进行轴的 计算时所选轴 3 上的两滚动轴承型号均为 61809，其基本额定动载荷 ，基本额定静载荷。现对它们进行校核。由前面求得 NCr4650NC r 4320 0 的两个轴承所受的载荷分别为 FNH1=758N FNV1=330.267N 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 FNH2=1600.2 FNV2=697.23N 由上可知轴承 2 所受的载荷远大于轴承 2，所以只需对轴承 2 进行校核，如 果轴承 2 满足要求，轴承 1 必满足要求。 1）求比值 轴承所受径向力 NNFr 5 . 174523.6972 .1600 22 所受的轴向力 NFa0 它们的比值为 0 r a F F 根据1表 13-5，深沟球轴承的最小 e 值为 0.19，故此时。 e F F r a 2）计算当量动载荷 P，根据1式（13-8a） )( arP YFXFfP 按照1表 13-5，X=1，Y=0,按照1表 13-6， 2 . 10 . 1 P f 取。则 1 . 1 P f NNP19200 5 . 174511 . 1）（ 3）验算轴承的寿命 按要求轴承的最短寿命为 hhLh46720836582 （工作时间）,根据1式（13-5） hh h P C n L r h 4672053042 1920 12800 93.1r/min60 10 60 10 3 66 ）（）（ （ 3 对于球轴 承取 3） 所以所选的轴承 61909 满足要求。 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 第七章连接的选择和计算第七章连接的选择和计算 按要求对低速轴 3 上的两个键进行选择及校核。 1）对连接齿轮 4 与轴 3 的键的计算 （1）选择键联接的类型和尺寸 一般 8 以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端， 故可选用圆头普通平键（A 型） 。 根据 d=52mm 从1表 6-1 中查得键的截面尺寸为：宽度 b=16mm，高度 h=10mm。由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长 L=63mm。 （2）校核键联接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由1表 6-2 查得许用挤压应力 MPa p 120100 ，取平均值， MPa p 110 。键的工作长度 l=L-b=63mm- 16mm=47mm。 ，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.510=5mm。根据1式（6-1）可得 MPaMPaMPa kld T pp 110 6 . 43 52475 1044.2662102 33 所以所选的键满足强度要求。 键的标记为：键 161063 GB/T 1069-1979。 2）对连接联轴器与轴 3 的键的计算 （1）选择键联接的类型和尺寸 类似以上键的选择，也可用 A 型普通平键连接。 根据 d=35mm 从1表 6-1 中查得键的截面尺寸为：宽度 b=10mm，高度 h=8mm。由半联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长 L=70mm。 （2）校核键联接的强度 湖北文理学院理工学院 机械设计课程设计说明书 键、轴和联轴器的材料也都是钢，由1表 6-2 查得许用挤压应力 MPa p 120100 ，取其平均值， MPa p 110 。键的工作长度 l=L-b=70mm- 10mm=60mm。 ，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.58=4mm。根据1式（6-1）可得 MPaMPaMPa kld T pp 110 4 . 63 35604 1044.2662102 33 所以所选的键满足强度 要求。 键的标记为：键 10870 GB/T 1069-1979。 第八章润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择第八章润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大， 所以齿轮传动可采用浸油润滑，查2表 7-1，选用全损耗系统用油 （GB/T 433-1989） ，代号为 L-AN32。