带式运输机的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器(DOC毕设论文).doc

机 械 设 计 基 础 课 程 设 计目 录1 设计任务12 传动方案分析23 原动件的选择与传动比的分配24 各轴动力与运动参数的计算65 传动零件的计算.71 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1.2 课程设计的原始数据已知条件：运输带工作拉力F（N）2180运输带速度v(m/s)1.07卷筒直径D（mm）300带式运输机的展开式双级圆柱齿轮减速器。用于码头运型砂，单班制，工作时有轻微振动，使用寿命为10年（其中带轴寿命为三年以上）每年工作日300天，单班制，每班8小时设计任务。1.3 课程设计的工作条件 设计要求：误差要求：运输带速度允许误差为带速度的5%；工作情况：连续单向运转，载荷平稳；制造情况：小批量生产。2 传动方案的拟定带式运输机的传动方案如下图所示1传动方案的设计如图所示电动机轴为轴一、减速器齿轮轴一次为轴二、三、四、卷扬筒轴为轴合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。 本传动装置传动比不大，采用二级传动，带传动平稳、吸振且能起过载保护作用，故在高速级布置带传动。在带传动与带式运输机之间布置一台双级直齿圆柱齿轮减速器，3原动件的选择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选择电动机的容量运输带输入转速为： 传送设备所需的功率：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 电动机的输出功率 传动系数总效率：其中：1为弹性联轴器效率，2为齿轮（8级精度）传动效率3为滚动轴承的效率具体数值如下表:弹性联轴器效率0.99齿轮（8级精度）传动效率0.97滚动轴承的效率0.98常见机械效率见参考资料2附表1 电动机所需功率为：查参考资料机械设计课程设计表(8-53)满足功率条件的电动机有以下几种。电动机型号额定功率（KW）额定转速（r/min）满载转速额定转矩Y100L-23300028802.2Y100L2-43150014202.2Y132S-6310009602.0Y132S-837507102.0其中Y100L-2额定转速为3000，比较大因此用于皮带轮传动；Y132S-8额定转速为750，比较小因此用于涡轮蜗杆传动当选择Y100L2-4时总传动比当选择Y32S-6时总传动比为：齿轮传动比是3到5；两级减速选择第二套方案比较合理。初步确定原动机为同步转速：1000r/min。型号为Y132S-6，额定功率为p0=3kw，满载转速为n0=960r/min，额定转矩为2.0Nmm，最大转矩为2.0 Nmm。4 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，由原始数据以及初步确定的原动机的转速可确定总传动比：式中：总传动比 电动机的满载转速（r/min）4.2 分配传动比则双级斜齿圆柱齿轮减速器高速级的传动比为：低速级传动比为：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。5.1 各轴的转速轴0 与电动机相连因而转速与电动机转速相等轴 通过联轴器与周一相连转速与轴0相等即 轴： 轴： 轴：通过联轴器与轴四相连接5.2各轴输入功率的计算轴一与轴0之间有联轴器 5.3各轴的转矩各轴运动及动力参数表、轴号转速n/min功率P/kw扭矩T/N.m09602.7427.269602.7126.962402.58109.8568.152.45343.268.152.32325.01表5.3-16传动件的设计及计算选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数两级齿轮传动比分别为：； 。1）、按图中所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2）、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）.3）、材料选择。由表10-1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。要求齿面粗糙度Ra3.26.3m。二者均为软齿面4）、初选则法面面压力角度，螺旋角 ；选小齿轮1齿数：，大齿轮1齿数：，取整为103取小齿轮2齿数：。大齿轮2齿数：取整为796.1 第一对齿轮传动的设计计算 6.1.1按齿面接触强度计算齿轮减速箱是壁式的因此最容易导致的破坏是齿面接触疲劳破坏按齿面接触强度设计进行计算，即：2、确定公式内的各计算数值1确定公式内各个计算数值1 试选载荷系数。2 小齿轮传递的扭矩3 由机械设计书图1030所示选取区域系数（仅仅和螺旋角有关）4 由图10-26查得（215页）， 5 由教材表107选取齿宽系数。（205页）6 由教材表106查得材料的弹性影响系数。（201页。仅与材料有关）7 由教材图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限（仅仅与硬度材料有关）；大齿轮的接触疲劳强度极限。8 由教材公式1013计算应力循环次数 9 由教材图1019取接触疲劳寿命系数;。取失效概率为1%，对于解除疲劳强度计算，破坏为点蚀不会引起较大的后果。所以安全系数，由教材公式（1012）得： 3、计算1、试算小齿轮分度圆直径，（T运算是单位是N。mm）2计算圆周速度 3）、计算齿宽b及模数法面模数：齿高： 4 计算纵向重合度 。 5 计算载荷系数K该机构是电动机驱动的带式运输机所以由教材表10-2知使用系数;根据，7级精度，由教材图108查得动载系数；由教材表104查得7级精度、由于小齿轮相对支承非对称布置，由插值法可求的；由查教材图1013得 由插值法可求得 由教材表10-3查得故载荷系数：。6 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材式（1010a）得： 7 计算法面模数 6.1.2. 按齿根弯曲强度设计由教材式（105）得弯曲强度的设计公式为 1 确定公式内的各计算数值1由教材图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；( 仅与材料有关)2 由教材图1018取弯曲疲劳寿命系数 ,;3计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数,由教材公式（1012）得4 计算载荷系数5 根据纵向重合度从教材图10-28查的螺旋角影响系数6 计算当量齿数。7 查取齿形系数和应力校正系数由教材表105由插值法查得 ， ，（差值法）9 计算大、小齿轮的并加以比较 ！大齿轮的数值大2 设计计算 对比计算结果，由齿轮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，由于齿轮法面模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即端面模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的法面模数=1.43mm并就近圆整为标准值=2 mm，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数： 取18大齿轮齿数：，取。3几何尺寸计算计算中心距 将中心距圆整为98 mm按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多故参数、等不必修正计算大小齿轮分度圆直径 、计算齿轮宽度 圆整后取B2=40mm，B1=45mm6.2 第二对齿轮传动的设计计算 6.2.1按齿面接触强度计算齿轮减速箱是壁式的因此最容易导致的破坏是齿面接触疲劳破坏按齿面接触强度设计进行计算，即：1确定公式内的各计算数值1确定公式内各个计算数值1 试选载荷系数。2 小齿轮传递的扭矩3 由机械设计书图1030所示选取区域系数4 由图10-26查得， 5 由教材表107选取齿宽系数。6 由教材表106查得材料的弹性影响系数。7 由教材表1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。8 由教材公式1013计算应力循环次数 9 由教材图1019取接触疲劳寿命系数;。10 计算接触疲劳许用应力由教材图10-21d按齿面硬度查的小齿轮接触疲劳强度极限大齿轮接触疲劳强度极限取失效概率为1%，对于解除疲劳强度计算，破坏为点蚀不会引起较大的后果。所以安全系数，由教材公式（1012）得： 2计算1、试算小齿轮分度圆直径，2计算圆周速度 3）、计算齿宽b及模数模数：齿高： 4 计算纵向重合度 。 5 计算载荷系数K该机构是电动机驱动的带式运输机所以由教材表10-2知使用系数;根据，7级精度，由教材图108查得动载系数；由教材表104查得7级精度、由于小齿轮相对支承非对称布置，由插值法可求的；由查教材图1013得 由教材表10-3查得故载荷系数：。6 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材式（1010a）得： 7 计算法面模数 6.2.2. 按齿根弯曲强度设计由教材式（105）得弯曲强度的设计公式为 1 确定公式内的各计算数值1由教材图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；2 由教材图1018取弯曲疲劳寿命系数 ,;3计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数,由教材式（1012）得4 计算载荷系数5 根据纵向重合度从教材图10-28查的螺旋角影响系数6 计算当量齿数。7 查取齿形系数和应力校正系数由教材表105由插值法查得 ， ，9 计算大、小齿轮的并加以比较 ！大齿轮的数值大2 设计计算 对比计算结果，由齿轮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，由于齿轮法面模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即端面模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的法面模数=2.38mm并就近圆整为标准值=2 mm，按接触强度算得的分度圆直径，算出 应有的齿数。小齿轮齿数：取大齿轮齿数：，取。3几何尺寸计算计算中心距 将中心距圆整为128 mm按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多故参数、等不必修正计算大小齿轮分度圆直径 、计算齿轮宽度 圆整后取B2=60mm，B1=65mm6.3斜齿圆柱齿轮的结构设计1由高速级齿轮设计数据（表6.3-1）名称符号计算公式小齿轮大齿轮螺旋角= 141248”传动比i1i1=4.28齿数ZZ1=18Z2=77基圆螺旋角法面模数端面模数法面压力角端面压力角法面齿距端面齿距法面基圆齿距法面齿顶高系数法面顶隙系数分度圆直径基圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径标准中心距齿宽结构形式齿轮轴一般式2低速齿轮的结构设计（表6.3-2）名称符号计算公式小齿轮大齿轮螺旋角= 142148传动比i1i1=3.29齿数Zz1=29z2=95基圆螺旋角法面模数端面模数法面压力角端面压力角法面齿距端面齿距法面基圆齿距法面齿顶高系数法面顶隙系数分度圆直径基圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径标准中心距齿宽结构形式一般腹板式7 轴的设计及计算7.1 轴的布局设计绘制轴的布局简图如下图7.1所示图7.1 轴的布置简图 考虑到低速轴的受力大于高速轴，应先对低速轴进行结构设计和强度校核，其他的轴则只需要进行结构设计，没必要进行强度校核。7.2 低速轴的设计7.2.1 轴的受力分析低速级齿轮设计可求得大斜齿轮的啮合力：由表格6。3-2查得：大斜齿轮的分度圆直径： mm由表5.3-1查的轴的输入扭矩大斜齿轮的圆周力：大斜齿轮的径向力：大斜齿轮的轴向力：7.2.2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。7.2.3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 低速轴的输入功率（KW），由表5.3-1可知： 低速轴的转速（r/min），由表5.1可知：因此： mm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14-1按转矩变化小查得， 低速轴的转矩（），由表5.1可知： N.m因此： N.m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14-4查得，选用LX3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 LX2型弹性柱销联轴器结构形式图表7.1LX3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mmDmmD1mm转动惯量Kg.m2质量kgY型J、J1、Z型LL1LLX2560630020，22，24523852120550.009525，2862446230，32，35826082LX31250475030,32,35,381600.026840,42,45,4811284112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，图7.3 低速轴的结构与装配7.2.4.2 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、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其基本尺寸资料如下表7.2所示表7.2 30307型圆锥滚子轴承参数数值mm标准图d35D80T22.75C18a16.75B21由上表7.2可知该轴承的尺寸为，故；由于圆锥滚子轴承采用脂润滑，得用封油环进行轴向定位和挡油，取右端封油环的长度，故圆整后，。 由于圆锥滚子轴承采用脂润滑，得用封油环进行轴向定位和挡油。有上表7.2可知30307型轴承的定位轴肩高度，因此，与滚子轴承接触的封油环两端的外径。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对封油环进行定位，则轴段-的直径齿轮采用轴肩进行轴向定位，则齿轮的右端应有一轴环，轴肩的高度：考虑到轴环的右端为非定位轴肩，故取，则，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。 根据轴的总体布置简图7.1可知，大圆柱齿轮左端面距箱体左内壁之间距离，大圆锥齿轮右端面距箱体右内壁之间的距离，锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离（参考图7.1）。考虑到箱体的铸造误差以及轴承的整体布置，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取。已知滚动轴承宽度,根据文献【1】图10-39（b）中可初取大圆锥齿轮轮毂长，则表7.3 低速轴的参数值至此，经过步骤已初步确定了轴的各段直径和长度，如上图7.4所示，并归纳为下表7.3所示，轴的参数参数符号轴的截面（mm）轴段长度4246444653033轴段直径28323538444035轴肩高度21.51.5322.57.2.4.3 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，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。7.2.4.4 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7.3。7.2.5 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，应从圆锥滚子轴承值入手。对于30307型圆锥滚子轴承，由上表7.2中可知。因此，作为简支梁的轴的支承跨距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 低速轴的受力分析表7.4 低速轴上的载荷分布 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图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。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T7.2.6 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。7.2.7 精确校核轴的疲劳强度7.2.7.1 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，截面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面的相近，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，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。7.2.7.2 分析截面左侧根据文献【1】中表15-4按圆形截面查得，抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面左侧的弯矩： 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，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及根据文献【1】中附表3-2查的。因，经差值后可查得，根据文献【1】中附图3-1可得轴的材料的敏性系数，根据文献【1】中附3-4式查得有效应力集中系数，根据文献【1】中附图3-2和附图3-3查得尺寸系数： 扭转尺寸系数： 轴按磨削加工，根据文献【1】中附图3-4查得表面质量系数，轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数，根据文献【1】中3-12式及3-14b式可得综合系数，又根据文献【1】中P25和P26查得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，根据文献【1】中15-6式和15-8式查得，式中：， 故可知该低速轴安全。7.2.7.3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： 截面左侧的弯矩： 截面上的扭矩： 截面上的弯曲应力： 截面上的扭转切应力： 根据文献【1】中的附表3-8用插值法可求得，并取轴按磨削加工，根据文献【1】中附图3-4查得表面质量系数，轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数，根据文献【1】中3-12式及3-14b式可得综合系数，又根据文献【1】中P25和P26查得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，根据文献【1】中15-6式和15-8式查得，式中：， 故可知该低速轴的截面右侧的强度也是足够的。由于该减速器没有大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，低速轴的设计计算即告结束。7.3 高速轴的设计7.3.1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：小圆锥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15-3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： 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14-4查得，选用LX1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。7.3.4 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7.3所示，图7.5 高速轴的结构与装配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、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30304，其基本尺寸资料如下表7.5所示表7.5 30304型圆锥滚子轴承参数数值mm标准图d20D52T16.25C13a11.1B15由上表可知该轴承的尺寸为，故；而为了使滚子轴承被封油环和端盖可靠夹紧，与之配合的轴的长度要略小于轴承的宽度，因此去，此时便确定了处的轴肩高度。为了加工的方便性，取与小圆锥齿轮配合的轴-段的直径与与-处相同，即，则轴肩。两滚动轴承均采用轴肩进行轴向定位。有上表7.5可知30304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。取圆锥齿轮距箱体内壁之距离，考虑到轴承采用脂润滑，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度, 根据上图7.5可取，又因为，取。进而可以确定轴-段的长度。故取。表7.6 低速轴的参数值至此，经过步骤基本确定了轴的各段直径和长度，如上图7.5所示，并归纳为下表7.6所示，参数名称参数符号轴的截面（mm）轴段长度283715801547轴段直径161920272016轴肩高度1.50.53.53.527.3.4.3 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；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。7.3.4.4 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。7.4 中间轴的设计7.4.1轴端齿轮的分度圆直径由上述6.2中高速级齿轮设计可知：小圆柱齿轮的分度圆直径：大圆锥齿轮的大端分度圆直径：7.4.2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。7.4.3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），由表5.1可知： 高速轴的转速（r/min），由表5.1可知：因此： 7.4.4 轴的结构设计7.4.4.1 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 高速轴的结构与装配7.4.4.2 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小直径显然是安装滚动轴承处轴的直径和。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、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30304，其基本尺寸资料如上表7.5所示。由表可知该轴承的尺寸为，故。因轴承采用脂润滑，故两圆锥滚子轴承应采用封油环定位以及防止油飞溅到轴承里面。两封油环的外径为，两轴承距箱体内壁的距离均为。取小圆柱齿轮距箱体内壁的距离，大圆锥齿轮距箱体内壁的距离为。为了使封油环可靠地夹紧圆柱齿轮和圆锥齿轮，与圆柱齿轮配合的轴-段应小于其齿宽，与圆锥齿轮配合的轴-段也应小于其轮毂，并取其轮毂的长度。故： ， 取， 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，故取至此，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355242629轴段直径2023272320轴肩高度1.5221.57.4.4.3 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按查得圆柱齿轮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，故与圆柱齿轮配合的轴的直径尺寸公差为；查得圆锥齿轮与轴连接的平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为，与圆锥齿轮配合的轴的直径尺寸公差也为。7.4.4.4 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7.6。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斜齿轮的啮合力：分度圆直径：圆周力：径向力：轴向力：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30307型的圆锥滚子轴承，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。由上表7.4可得：8.3轴承的轴向载荷计算根据文献【1】中表13-1查得30307型圆锥滚子轴承的基本额定动载荷，基本额定静载荷，判断系数和轴向动载荷系数。故两轴承的派生轴向力为：因为 故轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松。则 轴承的轴向派生力为 ， 。8.4轴承的当量动载荷计算根据文献【1】中表13-6按轻微冲击查得载荷系数，又因为，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8.5轴承寿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=127r/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6-1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， ，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键已知：于是得， ，故该键安全。对于键已知：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锥齿轮的圆周速度：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齿轮润滑剂的选择根据文献【2】中表17-1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17-2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。11-1 铸铁减速器箱体结构尺寸表1 mm 名称符号箱体的尺寸关系箱体的尺寸取值箱座壁厚考0.01（d1+d2）+188虑到铸造工艺，所有壁厚都不应小于8箱盖壁厚10.0085（d1+d2）+188箱座、箱盖、箱座底凸缘厚度b、 b1、 b2b 1.5；b11.51；b22.512、12、20地脚螺栓直径df0.015（d1+d2）+11212地脚螺栓数目nn66轴承旁联接螺栓直径d10.75 df10箱盖与箱座联接螺栓直径d2（0.50.6）df8联接螺栓d2的间距l8015086轴承盖螺钉直径d3（0.40.5）df6视孔盖螺钉直径d4（0.30.4）df6定位销直径d（0.70.8）d25df 、d1、 d2至外箱壁距离c1见文献【2】中表4-218df 、d2至凸缘边缘距离c2见文献【2】中表4-216轴承旁凸台半径R1c216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68外箱壁至轴承座端面距离l1c1 +c2+（510）40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28箱座肋厚mm0.857轴承端盖外径D2 凸缘式：D2D+(55.5) d3； D为轴承座孔直径82、110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SD282、11011.2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所示。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所示。 图11-2 视孔盖图11-1 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，其结构如下图11-3所示。图11-4 油标图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。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4-13和表4-14，该减速器选用了M8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11-6 吊钩图11-5 吊环螺钉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M8的启盖螺钉，其结构如下图11-7所示。 图11-8定位销图11-7 启盖螺栓 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轴承盖轴承盖用于对轴系零件进行轴向固定和承受轴向载荷，同时起密封作用。该减速器采用凸缘式的轴承盖。12 设计小结 这次关于带式运输机的两级圆锥圆柱减速器的课程设计可以说是我们步入大学以来真正意义上的一次机械设计。通过两个星期的设计实践，既让我们加深了对机械设计概念的理解，又让我们把理论联系了实际，不仅提高了我们机械设计认识以及自身设计方面的综合素质，还为以后我们走向社会、走向工作岗位打下了坚实的基础。机械设计并不是一朝一夕就能完成好的，需要我们查阅大量的资料，比如机械设计手册、课程设计指导书等等。在整个设计过程中，我们必须得从整体出发，考虑到各个零件之间的联系才能使我们设计的减速器能正确的安装与使用。我设计的是两级圆锥圆柱齿轮减速器，虽然不算是一个很大的机器，要真正的设计好它，还得有相关方面一定的知识储备，毕竟机械设计是机械工业的基础，是一门综合性很强的课程，它涵盖了我们所学过的机械原理、机械设计、机械设计课程设计、理论力学、材料力学、工程制图、工程材料、互换性与测量技术等一系列课程。设计任务要求我们要有近万字的说明书、装配图和零件图，对于我们刚刚涉入设计实践的同学来说无疑是一项浩大的工程，为了如质如量的完成好这次设计，特别是在最后的几天了，过的是真正的美国时间。几乎每天晚上搞到了凌晨四点左右。在画装配图的时候，刚开始不知道怎么动手，经过一段时间的统筹与规划，终于有了点头绪，便踏上了画图的旅程。画图用的是学机械必备的AutoCAD软件，因此画图的能力也就不容忽视，但是尽管有画图能力是不行的，还得有机械制图的基础知识。画装配图时，我们不可能一蹴而就，必须得有耐心去查阅大量的机械设计方面的资料，要不厌其烦的反反复复修改。我在设计过程中，其实修改就占了整个设计过程中的五分之三的时间，最终才得到了最后的成果。但有点遗憾的是我设计的圆柱齿轮的模数m=1.5，而一般来说模数m2，到了设计快结束的时候我才意识到这个问题，那时改可以说是不可能的事了，所以到最后还是采用了原来的值。总之，经过本次设计，对于培养我们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的理论、提高我们画图的能力、巩固加深我们对机械设计方面的知识方面有着重要的作用。另一方面，设计中还存在不少的错误和缺点，需要我们继续努力学习，掌握更多有关机械设计方面的知识。在设计过程中，得到了指导老师刘扬老师的细心帮助和