带式输送机二级直齿圆柱齿轮减速器范文

1、机械设计机械设计课程设计课程设计 说说 明明 书书 题题 目目 名名 称：称： 带式输送机二级直齿圆柱齿轮减速器带式输送机二级直齿圆柱齿轮减速器 学学 院：院： 机电工程学院机电工程学院 专专 业：业： 机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化 学学 生生 姓姓 名：名： 王培芹王培芹 班班 级：级： 20112011 级本科三班级本科三班 学号学号 指指 导导 教教 师：师： 杜希元杜希元 评评 定定 成成 绩：绩： 目目 录录 设计任务书：.3 一一 电动机的选择及运动参数的计算电动机的选择及运动参数的计算.4 11 电动机的选择.4 12 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比.5

2、13 计算传动装置的运动和动力参数.5 二二 直直齿圆柱齿轮的设计齿圆柱齿轮的设计.7 2. 1 高速级齿轮设计.7 2. 2 低速级齿轮设计.10 三三 轴的设计各轴轴径计算轴的设计各轴轴径计算.14 3. 1 高速轴 I I 的设计.15 32 中间轴 IIII 的设计.18 32 低速轴 IIIIII 的设计及计算.20 四四 滚动轴承的滚动轴承的选择及选择及计算计算.29 4. 1 低速轴 IIIIII 上轴承的计算.29 五五 键联接的选择及计算键联接的选择及计算.30 51 低速轴 IIIIII 上键和联轴器的设计计算.30 52 中间轴 II 上键的设计计算.31 53 高速轴

3、I 上键和联轴器的设计计算.33 六六 减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选择减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选择.33 6. 1 齿轮的润滑方式及润滑剂的选择.33 6. 2 滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择.34 6. 3 密封方式的选择.35 七七 减速器箱体及附件的设计减速器箱体及附件的设计.35 7. 1 箱体设计.35 72 减速器附件设计.37 八八 减速器技术要求减速器技术要求.39 结束语结束语.39 参考文献参考文献.41 机械课程设计任务书及传动方案的拟订机械课程设计任务书及传动方案的拟订 一、设计任务书一、设计任务书 设计题目设计题目: :二级展开式直齿圆柱齿轮减速器

4、二级展开式直齿圆柱齿轮减速器 工作条件及生产条件: 胶带输送机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载起动，室内 工作，有粉尘；使用期限 10 年，大修期 3 年。该机动力来源为三相交流电，在中等规 模机械厂小批生产。输送带速度允许误差为5%。 减速器设计基础数据 输送带工作拉力F（N） 2500 输送带速度 v(m/s) 1 卷筒直径 D(mm) 300 二、传动方案的分析与拟定二、传动方案的分析与拟定 图图 1-11-1 带式输送机传动方案带式输送机传动方案 带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经连轴器将动 力传至输送机滚筒,带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿

5、轮减速器，其 结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级 都采用直齿圆柱齿轮传动。 设计内容 计算与说明 结果 1 11 1 电动电动 机的选择机的选择 一一 电动机的选择及运动参数的计算电动机的选择及运动参数的计算 1.11.1 电动机的选择电动机的选择 （1）选择电动机类型 按已知工作要求和条件选用 Y 系列一般用途的全 封闭自扇冷鼠三相异步电动机。 （2）确定电动机功率 工作装置所需功率按1式（2-2）计算 w P kw vF P w ww w 1000 式中，,，工作装置的效率本例NFw2600smvw/6 . 1 考虑胶带卷筒及其轴承的效率。代入上式得

6、：94 . 0 w kw vF P w ww w 66 . 2 94 . 0 1000 12600 1000 电动机的输入功率按1式（2-1）计算 0 P kw P P w 0 式中，为电动机轴至卷筒轴的转动装置总效率。 由1式（2-4），；由表（2-4），取滚动轴 232 crg 承效率，8 级精度齿轮传动（稀油润滑）效率995 . 0 r ，滑块联轴器效率，则97 . 0 g 98 . 0 c 89 . 0 98. 097 . 0 995 . 0 223 故kw P P w 99. 2 89 . 0 66 . 2 0 因载荷平稳，电动机额定功率只需略大于即可， m P 0 P 按表 8-1

7、69 中 Y 系列中电动机技术数据，选电动机的额 定功率为 4.0kw. m P （3）确定电动机转速 kwPw66 . 2 89 . 0 kwP99 . 2 0 1.21.2 计算传计算传 动装置的总动装置的总 传动比和分传动比和分 配各级传动配各级传动 比比 1.31.3 计算传计算传 动装置的运动装置的运 动和动力参动和动力参 数数 卷筒轴作为工作轴，其转速为： min/66.63 300 1106106 44 r D v n w w 按表（2-1）推荐的各传动机构传动比范围：单极 圆柱齿轮传动比范围，则总传动比范围应为 53 g i ，可见电动机转速的可选范围为：2595533 i m

8、in/ 5 . 159196.57266.63)259(rnin w 符合这一范围的同步转速有 750r/min，1000r/min 和 1500r/min 三种，为减少电动机的重量和价格，由表 8-184 选常用的同步转速为 1000r/min 的 Y 系列电动机 Y132M1-6，其满载转速。电动机的安装min/960rnw 结构型式以及其中心高、外形尺寸。轴伸尺寸等均可由 表 8-186、表 8-187 中查到 1.21.2 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比计算传动装置的总传动比和分配各级传动比 （1）传动装置总传动比 08.15 66.63 960 w m n n i （2）分配

9、传动装置各级传动比 由式（2-5），取， sf iii5 . 4 f i35. 3 s i 1.31.3 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数 （1）各轴的转速由式（2-6） I轴min/960 1 rn II轴min/ 3 . 213 5 . 4 960 1 1 2 r i n n III轴min/68.63 35. 3 3 .213 2 2 3 r i n n 工作轴min/68.63 3 rnnw （2）各轴输入功率由式（2-7）： I轴kwPP c 93 . 2 98 . 0 99 . 2 01 min/ 66.63 r nw min/ 5 . 1591 96.57

10、2 r n 08.15i 5 . 4 f i 35. 3 s i min/ 960 1 r n min/ 3 .213 2 r n min/ 68.63 3 r n min/ 68.63 r nw II轴 kwPP gr 83 . 2 97 . 0 995 . 0 93 . 2 12 III轴kwPP gr 73 . 2 97 . 0 995 . 0 83 . 2 23 工作轴kwPP gr 73. 297. 0995 . 0 83 . 2 23 （3）各轴输入转矩由式（2-8）： I轴mn n P T15.29 960 93 . 2 95509550 1 1 1 II轴mn n P T71.

11、126 3 . 213 83 . 2 95509550 2 2 2 III轴mn n P T41.409 68.63 73. 2 95509550 3 3 3 工作轴mn n P T w w w 92.398 68.63 66 . 2 95509550 电动机轴输出转矩mn n P T m 74.29 960 99 . 2 95509550 0 0 将以上算的的运动和动力参数列表如下： 轴名 参数 电动机 轴 I 轴 II 轴 III 轴工作轴 转速 n(r/min) 960960213.363.6863.68 功率 P(kW) 2.992.932.832.732.66 转矩 T(Nm) 29

12、.7429.15126.71409.41398.92 传动比 i 14.53.351 效率0.9750.9650.9650.98 二、二、 直齿圆柱齿轮减速器的设计直齿圆柱齿轮减速器的设计 kwP93 . 2 1 kwP83 . 2 2 kwP73 . 2 3 kwP73 . 2 3 mn T 15.29 1 mn T 71.126 2 mn T 41.409 3 mn Tw 92.398 mn T 74.29 0 2.12.1 高速级高速级 齿轮的设计齿轮的设计 2.12.1 高速级齿轮的设计高速级齿轮的设计 2.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用直齿圆柱齿轮传动 2）选用

13、 8 级精度 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 4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为24 1 z 。108245 . 4 2 z 2.1.2 按齿面接触强度设计 按设计计算公式（109a）进行试算，即 2.32 t d1 3 2 1 1 H E d Z u uKT （1）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 Kt1.3 计算小齿轮传递的转矩。 mmNmmN n 4 5 1 1 5 1 10915 . 2 960 93 . 2 1095.5P1095.5 T

14、由表 107 选取尺宽系数 d1 由表 106 查得材料的弹性影响系数 2 1 a8 .189 MPZE 由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强 度极限MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限600 1lim H MPa；550 2lim H 由式 1013 计算应力循环次数 60n1jLh（）2.76 1 N 9 10 8 9 2 10144. 6 5 . 4 10765 . 2 N 由图 1019 查得接触疲劳寿命系数:0.93； 1HN K 1.04 2HN K 24 1 z 108 2 z mmN 4 1 10 915. 2T =2.76 1 N 9 10 8 2 10 144 .

15、 6 N 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 MPaMPa S NKH H 55860093 . 0 1lim1 MPaMPa S NKH H 57255004 . 1 2lim2 （2）计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入中较小的值。 H t d1 3 2 1 1 32 . 2 H E d t Z u uTK =40.598mm 3 2 4 558 8 .189 5 . 4 15 . 4 1 10915 . 2 3 . 1 32 . 2 计算圆周速度 V V=2.04m/s 100060 11 nd t 100060 960598.40 计算齿宽

16、 b b=d=140.598mm=40.598mm t d1 计算齿宽与齿高之比 h b 模数 =1.692mm t m 1 1 z d t 24 40.598 齿高 =2.251.692mm=3.807mm t 2.25mh b/h=40.598/3.744=10.843 计算载荷系数。 根据 v=2.04m/s,8 级精度，由图 108 查得动载系数 =1.13； v K 直齿轮=1 FH KK 由表 10-2 查得使用系数 KA=1 由表 104 查得 8 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时, =1.450 H K MPa H 558 MPa H 572 V=2.04m/s B=40.59

17、8mm B/h=10.843 由 b/h=10.843，=1.450.查图 1013 查得 H K F K =1.40；故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.1311.450=1.639 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式 （1010a）得 =mm=43.858mm 1 d 3 1 / tt KKd 3 3 . 1/639 . 1 598.40 计算模数 m m=mm=1.83mm 1 1 z d 24 43.858 2.1.3 按齿根弯曲强度设计 由式(105)得弯曲强度的设计公式为 m 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT （1）确定公式内的各计算数值 由图 10

18、-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强度=380MPa 1FE 2FE 由 10-18 取弯曲寿命系数=0.87 1FN K =0.91 2FN K 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 见表（10-12）得 =（）/S=310.7Mpa 11 FE 11FEFN K 4 . 1 50087 . 0 = （）/S=247Mpa 22 FE 22FEFN K 4 . 1 38091 . 0 计算载荷系数 K K=KAKVKFKF=11.1311.40=1.582 查取应力校正系数 由表 105 查得 =1.58；=1.80 1Sa Y 2S

19、a Y 查取齿形系数 由表 105 查得 =2.1765. 2 1Fa Y 2Fa Y 计算大、小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y K=1.639 =43.858mm 1 d M=1.83mm =310.7 11 FE Mpa =247Mp 22 FE a K=1.582 2.22.2 低速级低速级 齿轮的设计齿轮的设计 =0.01348 1 11 F SaFaY Y 71.310 58 . 1 65 . 2 =0.01581 2 22 F SaFa YY 247 80 . 1 17 . 2 大齿轮的数值大。 (2)设计计算 m=1.36mm 3 2 4 01581.0 241 10915

20、.2582.12 对结果进行处理取 m=1.5mm 小齿轮齿数 =/m=43.858/1.530 1 Z 1 d 大齿轮齿数 =4.5 30=135 2 Z 11Z i 2.1.4 几何尺寸计算 (1)计算中心距 a=(+)/2=(45+202.5)/2=123.75mm， 1 d 2 d (2)计算大、小齿轮的分度圆直径 =m=30 1.5=45mm =m=135 1.5 1 d 1 Z 2 d 2 Z =202.5mm (3)计算齿轮宽度 b=d=45mm 1 d =50mm，=45mm 1 B 2 B 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm 2.1.5 小结 由此设计有 模数分

21、度圆直径齿宽齿数 小齿轮 1.5455030 大齿轮 1.5202.545135 2.22.2 低速级齿轮的设计低速级齿轮的设计 2.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用直齿圆柱齿轮传动 2）选用 8 级精度 3）材料选择，由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质） 1 11 F SaFaY Y =0.01348 2 22 F SaFa YY =0.01581 m=1.5mm =30 1 Z =135 2 Z A=123.75mm =45mm 1 d =202.5mm 2 d =50mm 1 B =45mm 2 B ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质）

22、，硬度 为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS 4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为24 1 z ，取4 .802435 . 3 2 z81 2 z 2.2.2 按齿面接触强度设计 按设计计算公式（109a）进行试算，即 2.32 t d1 3 2 1 1 H E d Z u uKT （1）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 Kt1.3 计算小齿轮传递的转矩。 mmNmmN n 5 5 1 2 5 1 10267 . 1 3 .213 83 . 2 1095.5P1095.5 T 由表 107 选取尺宽系数 d1 由表 106 查得材料的弹性影响系数 2 1 a8 .189 MPZE 由

23、图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强 度极限MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限600 1lim H MPa；550 2lim H 由式 1013 计算应力循环次数 60n1jLh60 213.3 1 （）6.143 1 N 8 10 8 8 2 10843. 1 35. 3 10143. 6 N 由图 1019 查得接触疲劳寿命系数:1.04； 1HN K 1.11 2HN K 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 24 1 z 81 2 z mmN 5 1 10 267 . 1 T =6.143 1 N 8 10 8 2 10 843 . 1

24、 N MPaMPa S NKH H 62460004 . 1 1lim1 MPaMPa S NKH H 5 . 61055011 . 1 2lim2 （2）计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入中较小的值。 H t d1 3 2 2 1 32 . 2 H E d t Z u uTK =63.672m 3 2 5 5 . 610 8 .189 35. 3 135 . 3 1 10267. 13 . 1 32 . 2 m 计算圆周速度 V V=0.71m/s 100060 11 nd t 100060 3 . 21363.672 计算齿宽 b b=d=163.672mm=63.672mm t d

25、1 计算齿宽与齿高之比 h b 模数 =2.653mm t m 1 1 z d t 24 63.672 齿高 =2.252.653mm=5.969mm t 2.25mh b/h=63.672/5.969=10.67 计算载荷系数。 根据 v=0.71m/s,8 级精度，由图 108 查得动载系数 =1.05； v K 直齿轮=1 FH KK 由表 10-2 查得使用系数 KA=1 由表 104 查得 8 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时, =1.459 H K 由 b/h=10.67，=1.459.查图 1013 查得 H K F K =1.42；故载荷系数 MPa H 624 MPa H 5

26、 . 610 V=0.71m/s B=63.672mm b/h=10.67 K=1.532 K=KAKVKHKH=11.0511.459=1.532 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式 （1010a）得 =mm=67.25mm 1 d 3 1 / tt KKd 3 3 . 1/532 . 1 672.63 计算模数 m m=mm=2.802mm 1 1 z d 24 67.25 2.2.3 按齿根弯曲强度设计 由式(105)得弯曲强度的设计公式为 m 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT （1）确定公式内的各计算数值 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =

27、500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强度=380MPa 1FE 2FE 由 10-18 取弯曲寿命系数=0.91 1FN K =0.95 2FN K 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 见表（10-12）得 =（）/S=325Mpa 11 FE 11FEFN K 4 . 1 50091 . 0 = （） 22 FE 22FEFN K /S=257.86Mpa 4 . 1 38095. 0 计算载荷系数 K K=KAKVKFKF=11.0511.42=1.491 查取应力校正系数 由表 105 查得 =1.58；=1.77 1Sa Y 2Sa Y 查取齿形系数 由表 105 查得

28、 =2.2265 . 2 1Fa Y 2Fa Y 计算大、小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y =0.01288 1 11 F SaFaY Y 325 58 . 1 65 . 2 =67.25mm 1 d M=2.802mm =325Mp 11 FE a =257.8 22 FE 6Mpa K=1.491 =0.0 1 11 F SaFaY Y 1288 =0.0 2 22 F SaFa YY 1524 =0.01524 2 22 F SaFa YY 86.257 77. 122 . 2 大齿轮的数值大。 (2)设计计算 m=2.12mm 3 2 5 01524.0 241 10267.14

29、91.12 对结果进行处理取 m=2.5mm 小齿轮齿数 =/m=67.25/2.527 1 Z 1 d 大齿轮齿数 =3.35 27=90.45，取=91 2 Z 11Z i 2 Z 2.2.4 几何尺寸计算 (1)计算中心距 a=(+)/2=(67.5+227.5)/2=147.5mm， 1 d 2 d (2)计算大、小齿轮的分度圆直径 =m=27 2.5=67.5mm =m=91 2.5 1 d 1 Z 2 d 2 Z =227.5mm (3)计算齿轮宽度 b=d=67.5mm 1 d =73.5mm，=67.5mm 1 B 2 B 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm 2.

30、2.5 小结 实际传动比为：37. 3 27 91 1 i 误差为： %5%59 . 0 37 . 3 35 . 3 37 . 3 由此设计有 模数分度圆直径齿宽齿数 小齿轮 2.567.57327 大齿轮 2.5227.567.591 =27 1 Z =91 2 Z a=147.5mm =67.5mm 1 d =227.5mm 2 d =73.5mm 1 B 2 B =67.5mm 37 . 3 1 i 3.13.1 高速高速 轴轴的设计的设计 三三 轴的设计各轴轴径计算轴的设计各轴轴径计算 3.13.1 高速轴高速轴的设计的设计 1.总结以上的数据。 功率转矩转速齿轮分度 圆直径 压力角

31、2.93Kw 29.15 Nm 960r/min45mm 20 2.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: 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。 3.联轴器的型号的选取 查表114-1,取=1.3 则； 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/T5014-2003，选用 LX3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩 1250(Nm)。半联轴器的孔径 d1=30(mm) ，故取 d1-

32、 2=30(mm)。半联轴器长度 L=82mm，半联轴器与轴配合的毂 =16.25mm =37895N.mm d1-2=30(mm) L=82mm L1=60mm 孔长度 L1=60mm。 4. 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 : 轴向定位要求 1-2 轴段右端要求制出一轴肩，取 ， 且 : 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，又根据，选 6007。 查手册可知=35（mm），B=14（m

33、m)，3-4 段安装轴 承，左端用轴端挡圈定位，右端用轴肩定位，按轴端直径 取挡圈直径 D=38（mm）。3-4 段的直径 ，。因为 7-8 段轴也要安装一个相同轴承，)(14 43 mmL 故=35（mm），=21(mm) 。与 7-8 段轴相配合的 轴承其左端需要轴肩来轴向定位。 : 6-7 段轴没有什么与之相配合的零件，但是其右端要 有一个轴肩以使轴承能左端轴向定位，=37（mm）； 又因为根据减减速器的整体方案，此段轴设计时长度应该 长一些，故取=110（mm）。 : 4-5 段轴没有什么与之相配合的零件，但是其左端要 =35（mm） B=14（mm) )(14 43 mmL =35（

34、mm） =21(mm) =37（mm ） =110（mm ） =37（mm ） d=45(mm) 有一个轴肩以使轴承能右端轴向定位，=37（mm）， 由于 5-6 段轴的直径较大，所以做成连轴齿，分度圆 d=45(mm) 已知齿轮的轮毂的宽度为 50（mm），所以 =50（mm）。 ：轴承端盖的总宽度为 30mm（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 20mm。至此已初步确定轴得长 度。所以=50(mm) （3）：轴上零件得周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按 =30（mm）， b*h=8*7 ，

35、L=46（mm）。同时为了保 证齿轮与轴配合得有良好得对中性，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，各轴肩处的圆角为 1.6。 =50（mm） =50(mm) =30（mm） L=46（mm） 3.23.2 中中 间轴间轴的设的设 计计 3.23.2 中间轴中间轴的设计的设计 1. 总结以上的数据。 功率转矩转速齿轮分度圆直 径 压力角 2.83 Kw 126.71N m 213.3r/m in 202.5mm 20 2. 初步确定轴的直径 先

36、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: 3. 选轴承 初步选择滚动轴承。选 6307 深沟球轴承；通过查手册可知 6007 深沟球轴承 d=35(mm) ，B=14（mm） ，所以 =26.5(mm) L=215(mm) 。 4. 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 由高速轴的设计知 ，轴的总长度为： L= （此为高速轴在箱体中的轴长） 1-2 段轴我们取为 ， 。 与 1-2 段轴相配合的深沟球轴承，左端用轴端挡圈进行轴向 定位，右端采用套筒进行轴向定位。

37、：2-3 段轴要与齿轮配合，故要有一个轴肩，这里我们取 h=5(mm) ，所以 ； 又由于大齿轮齿宽 B=45(mm) ，根据与齿轮相配合部分的轴 段长度一般应比轮毂长度短 2 ，所以取 ； ：为了实现齿轮的右端的轴向定位，应将 3-4 段轴的直 径比 2-3 段稍微大一些，h0.07d 这里取其直径为 ；由于 3-4 段轴主要是起轴肩的作用，没有 与之相配合的零件，且根据设计方案，这里取 。 ：4-5 段轴要与小齿轮相配合，且为能利用 3-4 段轴的轴 肩，所以此段轴的直径要比 4-5 段轴要小一些，这里我们取 h=5(mm) 3.33.3 低速轴低速轴 的设计的设计 ；由于小齿轮的齿宽为

38、B=73（mm），根 据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短 2 ，所以取 ：5-6 段轴与之相配合的零件是轴承，所以其直径和长度 与轴最右端的轴承一样，故 ， 。 （3）：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 ， 由手册查得平键的截面 b*h=14*9(mm)见2表 4-1,L=61（mm）； 按 ，由手册查得平键的截面 b*h=14*9(mm)见 2表 4-1,L=33（mm）。 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。 （4）：确定轴的的倒角

39、和圆角 参考1表 15-2，取轴端倒角为 1.2*45，各轴肩处的圆角为 1.6。 L=61（mm） L=33（mm） 3.33.3 低速轴低速轴的设计的设计 1. 总结以上的数据。 功率转矩转速齿轮分度圆直 径 压力角 2.73K w 409.41N m 63.68r/mi n 227.5mm 20 2 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: 此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径 d7-8为了 使所选的轴的直径 d7-8与联轴器的孔径相适应，固需同时选 取联轴器的型号。 3 . 联轴器的

40、型号的选取 查表114-1,取=1.3 则； 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/T5014-2003（见表28-2），选用 LX3 型弹性柱销联轴器， 其公称转矩为 1250(Nm)。半联轴器的孔径 d1=42(mm) ，固 取 d7-8=42(mm)。 =39.2(mm) =(N.m) d7-8=42(mm) L=215(mm) 4. 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 由高速轴的设计知 ，轴的总长度为： ：L=215(mm)（此为高速轴在箱体中的轴长） 7-8 段轴由于与联轴器相连，且已经选定联轴器

41、，其公称转 矩为 1250(Nm)。半联轴器的孔径 d1=42(mm) ，故取 d7- 8=42 (mm)。半联轴器长度 L=112mm，半联轴器与轴配合的 毂孔长度 L1=84mm。7-8 段轴的长度我们取为 ： 6-7 段轴相对于 7-8 段轴要做一个轴肩，这里我们取 ， ，同时取 D=54（mm）。 5-6 段轴要与滚动轴承相配合，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，故选用深沟球轴； 通过查手册可知 6210 深沟球轴承 d=50(mm) ，B=20（mm） ，所以

42、，)(25.48 65 mmL 。6210 深沟球轴承的右端用轴承端盖)(50 65 mmd 进行轴向定位，左端用套筒进行轴向定位。 2-3 段轴没有什么零件与之相配合，且根据整体设计方 )(25.48 65 mmL )(50 65 mmd )(53 32 mmd )(25.73 32 mmL )(63 43 mmd )(8 43 mmL 案，此段轴的轴长要长一些，且还要对 6210 深沟球轴 承的右端进行轴向定位，所以直径取为，)(53 32 mmd 。)(25.73 32 mmL : 齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度取（轴直径的 0.070.1 倍），这里取轴肩高度 h=5(mm)，所以

43、；轴的宽度去 b=1.4h,取轴的宽度为)(63 43 mmd 。)(8 43 mmL : 4-5 段轴要与齿轮相配合，由前面设计可知齿轮的齿宽 为 B=67.5（mm），根据与齿轮相配合部分的轴段长度一 般应比轮毂长度短 2 ，所以取 4-5 段轴的直径为 ； （3）：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 ， 由手册查得平键的截面 b*h=16*10(mm)见2表 4- 1,L=55.5（mm）；按 ，由手册查得平键的截 面 b*h=12*8(mm)见2表 4-1,L=72（mm）。 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

44、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 径为 1.6。 5.求轴上的载荷 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。对于 6210 深沟 球轴承，通过查取手册我们可知作为简支梁的轴的支撑跨距 为 195mm。L1=125mm,L2=70mm 根据轴的计算简图作出轴 的弯矩图和扭矩图。计算出： =0 所以： 故： = = 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

45、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 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-1，故安全。 7.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消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最 小直径是按扭矩强度较为宽裕确定的，所以截面 A，II，III，B 均为无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 IV 和

46、 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 上虽然应力较大，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 和 VII 显然更不必校核。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 左右两端即可。 3 12500mmW 3 25000mmW mmNM.19.93913 mmNT.409410 3 MPa5 . 7 MPa T 38.16 （2） 截面

47、 IV 左侧 抗弯截面系数 3333 12500501 . 01 . 0mmmmdW 扭截面系数 3333 25000502 . 02 . 0mmmmdW 截面 IV 左侧的弯矩 M 为 mmNmmNM.19.93913. 70 25.38 27.171867 截面 IV 上的的扭矩为 3 T mmNT.409410 3 截面上的弯曲应力 MPaMPa W M 5 . 7 12500 19.93913 截面上的扭转切应力 MPaMPa W T T T 38.16 25000 409410 3 轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查得,MPa B 640 ,.MPa275 1 MPa

48、155 1 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表 3-2 查取。因,经插值法后可查032 . 0 50 6 . 1 d r 1 . 1 50 55 d D 得,0 . 2 33 . 1 又由附图 3-1 可得轴的材料的敏感系数为,82 . 0 q85 . 0 r q 故有效应力集中系数按式为 82. 1) 10 . 2(82. 01) 1(1 qk 28. 1) 133. 1 (85. 01) 1(1 rrr qk 由附图 3-2 的尺寸系数；由附图 3-3 的扭转尺寸系数72 . 0 0 . 2 33 . 1 82 . 1 k 28. 1 r k 61. 2 K 61 . 1 r

49、K 。84 . 0 轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为92. 0 轴为经表面强化处理，即，则按式（3-12）及式（3-1 q 12a）得综合系数为 61 . 2 1 92 . 0 1 72 . 0 82 . 1 1 1 k K 61 . 1 1 92 . 0 1 84 . 0 28. 1 1 1 rr r r k K 又由3-1 及3-2 得碳钢的特性系数 ，取2 . 01 . 0 1 . 0 ，取1 . 005 . 0 r 05 . 0 r 于是，计算安全系数值，按式（15-6）（15-8）则得 ca S 05.14 01 . 05 . 761 . 2 275 1 ma K S

50、4 .11 2 38.16 05 . 0 2 38.16 61 . 1 155 1 ma K S 8.85S=1.5 22 r ca SS SS S 故可知其安全。 （3）截面 IV 右侧 抗弯截面系数 W 按表 15-4 中的公式计算。 3333 5 . 16637551 . 01 . 0mmmmdW 抗扭截面系数 3333 33275552 . 02 . 0mmmmdWr 05.14 S 4 .11 S 5 . 1 ca S 3 5 . 16637 mmW 3 33275mmWr mmNM.19.93913 MPa64. 5 b mmNT.409410 3 MPa T 3 . 12 16

51、. 3 k 4.14.1 低速轴低速轴 上的轴承上的轴承 计算计算 弯矩 M 及弯曲应力为 mmNmmNM.19.93913. 70 25.38 27.171867 MPa W M 64 . 5 5 . 16637 19.93913 b 扭矩及扭矩切应力为 3 T mmNT.409410 3 MPaMPa W T T T 3 . 12 33275 409410 3 过盈配合处的，由附表 3-8 用插值法求出，并取 k ，于是得 kk 8 . 0 16. 3 k 53 . 2 16 . 3 8 . 0 k 轴按磨削加工，由表 3-4 得表面质量系数为 92 . 0 故得综合系数为 25. 31

52、92. 0 1 16. 31 1 k K 62 . 2 1 92 . 0 1 53 . 2 1 1 rr r r k K 所以轴在截面右侧的安全系数为 15 01 . 064. 525. 3 275 1 ma K S 44 . 9 2 3 . 12 05. 0 2 3 .12 62 . 2 155 1 ma K S 53 . 2 k 25 . 3 K 62 . 2 r K 15 S 44 . 9 S 1.5 ca S 5.15.1 低速轴低速轴 上键和联上键和联 轴器的设计轴器的设计 计算计算 7.99S=1.5 22 r ca SS SS S 故该轴截面右侧的强度也是足够的，本题因无大的瞬间

53、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，轴 的设计计算即可结束。 四滚动轴承的选择及计算四滚动轴承的选择及计算 4.14.1 低速轴低速轴上的轴承计算上的轴承计算 在前面计算轴时采用 6210 号深沟球轴承，其主要参数如下： 基本额定静载荷： 基本额定动载荷： ) FNH2=2307.19(N) FNV2=839.74(N) 由上可知右端轴承所受的载荷远大于左端轴承，所以只需对 右端轴承进行校核，如果左端轴承满足要求，左端轴承必满足 要求。 （1）：求比值 轴承所受径向力 (2)按照1表 13-5，X=1，Y=0,按照1表 13-6， ，取。则2 . 10 . 1 P f1

54、. 1 P f FNH2=2307.19(N) FNV2=839.74(N) 5.25.2 中间轴中间轴 上键的设上键的设 计计算计计算 P=1.1 （3）：验算轴承的寿命 按要求轴承的最短寿命为 Lh=2*8*300*10=48000（工作时 间） 根据1式（13-5） （对于球轴承取） 所以所选的轴承满足要求。 五键连接的选择和计算五键连接的选择和计算 5.15.1 低速轴低速轴上键和联轴器的设计计算上键和联轴器的设计计算 1. 对连接齿轮与轴的键的计算 （1）：选择键连接的类型和尺寸 一般 7 级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连 接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A）型

55、。 根据 d=55（mm）从表 6-1 中查的键的截面尺寸为：宽度 b=16（mm），高度=10(mm)，由轮毂宽度并参考键的长度系列， 取键长 L=55.5（mm）（比轮毂宽度小些） （2）：校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压用力 =100 ，取中间值，=110MPa 。键的工作长度 l=L-b=55.5-16=39.5（mm），键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5 。由式（6-1）可得： =110MPa 所选的键满足强度要求。 2. 对联轴器及其键的计算 b*h=12*8 d1=42 L=72 所以 l=L-b=72-12=60 k=0.5h=4

56、 81.232 ,齿轮采用油润滑。 12，齿轮采用浸油润滑。 即将齿轮浸于减速器油池内，当齿轮转动时，将润滑油带 到啮合处，同时也将油甩直箱壁上用以散热。 （2）：齿轮润滑剂的选择 查表表 7-1，齿轮润滑油选用中负荷工业齿轮油 （GB59031995），运动粘度为：90110（单位为： ）。smm / 2 6.2 滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择 （1）：轴承润滑方式的选择 高速轴深沟球轴承速度： 中间轴深沟球轴承速度： 低速轴深沟球轴承速度： 因为都低于脂润滑速度，所以它们都选择脂 = = = 润滑。 （2）：滚动轴承润滑剂的选择 查表（13-10），选择合

57、适的润滑脂。 6.3 密封方式的选择密封方式的选择 滚动轴承密封选择 滚动轴承采用毡圈密封。 箱体密封选择： 箱体剖分面上应该用水玻璃密封或者密封胶密封。 七七. . 减速器箱体及附件的设计减速器箱体及附件的设计 7.17.1 箱体设计箱体设计： 低速级中心距：a=147.5（mm） 箱座壁厚：=0.025a+2.5=6.18（mm） 取为 8（mm） 箱盖壁厚：=0.025a+2.5=6.18（mm） 取为 8（mm） 1 箱座凸缘厚度：b=1.5=12（mm） 箱盖凸缘厚度：=1.5=12（mm） 1 b 1 箱座底凸缘厚度：p=2.5=20（mm） 箱座上的肋厚: m0.85=6.8（m

58、m），取 m=7（mm） 箱盖上的肋厚: 0.85=6.8(mm)，取=7(mm) 1 m 1 1 m 地脚螺栓直径: =0.04a+8=13.9,取 M16d 轴承旁连接螺栓直径: =0.75=12，取 M12 1 dd 7.27.2 减速器减速器 附件设计附件设计 上下箱连接螺栓直径: =（0.50.6）=(6.958.34)，取 2 dd M8 定位销孔直径：=（0.70.8）=（5.66.4），取 3 d 2 d =6（mm） 3 d 7.27.2 减速器附件设计：减速器附件设计： 名称规格 或参 数 作用 窥视 孔 视孔 盖 120 10 0 为检查传动零件的啮合情况，并 向箱内注入润滑油，应在箱体的适当 位置设置检查孔。图中检查孔设在上 箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位 处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定 在箱盖上。材料为 Q235 通气 器 通气 螺塞 M12 1 减速器工作时，箱体内温度升高， 气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀 空气能自由排出，以保持箱内外压力 平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸 密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体 顶部装设通气器。材料为 Q235 轴承 盖