哈工大机械设计带式运输机传动装置课程设计二级齿轮减速器

1、课程设计说明书课程名称： 机械设计课程设计 设计题目： 带式运输机传动装置 院 系： 机电工程学院 班 级： 设 计 者： 学 号： 指导教师： 设计时间： 2015.1 哈尔滨工业大学机械设计目录一、设计数据及要求- 1 -二、传动装置的总体设计- 2 -2.1 电动机的选择- 2 -2.1.1 选择电动机类型- 2 -2.1.2 选择电动机容量- 2 -2.1.3 确定电动机转速- 2 -2.2 计算传动装置总传动比并分配传动比- 3 -2.3 计算传动装置各轴的运动及动力参数- 3 -2.3.1 各轴的转速- 3 -2.3.2 各轴的输入功率- 3 -2.3.3 各轴的输入转矩- 4 -

2、三、传动件设计- 4 -3.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动设计- 4 -3.1.1 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级- 4 -3.1.2初步计算传动主要尺寸- 4 -3.1.3确定传动尺寸- 6 -3.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度- 7 -3.1.5 齿轮传动其它几何尺寸- 7 -3.2 低速级齿轮尺寸设计- 8 -3.2.1 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级- 8 -3.2.2 初步计算传动主要尺寸- 8 -3.2.3 确定传动尺寸- 9 -3.2.4 校核齿根弯曲疲劳强度- 10 -3.2.5 齿轮其他几何尺寸计算- 11 -3.3输出轴齿轮的公法线长度及偏差- 11 -四、减速器装配草图

3、设计- 12 -4.1 草图准备- 12 -4.1.1 选定联轴器类型- 12 -4.1.2 确定滚动轴承类型- 12 -4.1.3 确定滚动轴承的润滑和密封方式- 12 -4.1.4 确定轴承端盖的结构形式- 13 -4.1.5 确定减速器机体的结构方案- 13 -4.2 草图第一阶段- 14 -4.2.1 间距确定- 14 -4.2.2 高速轴轴系部件设计- 14 -4.2.3 中间轴轴系部件设计- 15 -4.2.4 低速轴轴系部件设计- 16 -4.2.5 轴系部件校核计算- 17 -4.3 草图第二阶段- 21 -4.3.1 传动件的结构设计- 21 -4.3.2 轴承端盖的设计-

4、22 -4.3.3 挡油板的设计- 22 -4.3.4 套筒设计- 23 -4.4 草图第三阶段- 23 -4.4.1减速器机体的结构设计- 23 -4.4.2 减速器的附件设计- 23 -五、参考文献- 25 -哈尔滨工业大学机械设计课程设计带式运输机传动装置一、设计数据及要求 F=2200N; d=240mm; v=1.00ms; n= rmin; T= N·m; B= mm; z= ; p= mm;机器的年产量： 大批 ；机器的工作环境： 清洁 ；机器的载荷特性： 平稳 ；机器的最短工作年限： 4年3班 ；其他设计要求： 传动装置简图传动方案：图1工作机：图2二、传动装置的总体

5、设计2.1 电动机的选择2.1.1 选择电动机类型根据设计要求和工作条件选用Y系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380 V。2.1.2 选择电动机容量根据设计数据，工作机的有效功率为:从电动机到工作机输送带之间的总效率为：式中，、分别为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的传递效率。由表9.1取0.99、0.99、0.97、0.96，则所以电动机所需工作功率为2.1.3 确定电动机转速按参考文献2表2.1推荐的传动比合理范围840，二级圆柱齿轮减速器传动比，而工作机卷筒轴的转速为所以电动机转速的可选范围为 符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500

6、r/min和3000r/min四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量、及价格等因素，决定选用同步转速为1500 r/min的电动机。 根据电动机类型、容量和转速，查表15.1选定电动型号为Y100L2-4，其主要性能如下表：表1电动机型号额定功率/Kw满载转速/(r/min)启动额定转矩最大额定转矩Y100L2-4 3 1420 2.2 2.2电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如下表：表2型号HABCDEF*GDGKbb1b2AAHAL1Y100L 100160140632860 8*7241220518010540143802.2 计算传动装置总传动比并分配传动比总传动比为令得：2.3 计算

7、传动装置各轴的运动及动力参数2.3.1 各轴的转速1轴： 2轴：3轴：卷筒轴：2.3.2 各轴的输入功率1轴：2轴：3轴： 卷筒轴：2.3.3 各轴的输入转矩 由得：输入轴： 1轴： 2轴： 3轴： 卷筒轴： 将以上结果汇总到表，如下表3轴名参数电动机轴I轴II轴III轴滚筒轴转速n/（r/min）1420142028479.679.6功率P/(kW)2.562.532.432.342.29转矩T(Nmm)1.72×1041.72×1041.72×1041.72×1041.72×104传动比i153.571效率0.990.960.960.98三

8、、传动件设计3.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动设计3.1.1 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢，采用软齿面，由文献1表6.2得：小齿轮调制处理，齿面硬度为217255HBW，平均硬度为236HBW；为保证小齿轮比大齿轮具有更好的机械性能，大齿轮正火处理，齿面硬度为162217HBW，平均硬度为190HBW。大小齿轮齿面评价硬度差为46HBW，在3050HBW之间。选用8级精度。3.1.2初步计算传动主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。由式中各参数为：(1) 小齿轮传递的转矩。由前面设计可知， 。(2) 设计时，因v值未知

9、，不能确定，故可初选载荷系数Kt = 1.11.8，此处初取 Kt = 1.4。(3) 由表6.6取齿宽系数。(4) 由表8.5查得弹性系数。(5) 初选螺旋角由图8.14查得节点区域系数。(6) 齿数比。(7) 初选, 则 ，取。传动比误差<5%，符合设计要求。(8) 端面重合度=1.88 -3.21z1+1z2cos= 1.88 -3.2117+186×cos12°=1.62。轴面重合度=0.318dz1tan=0.318×1.2×17×tan12°=1.38由图6.16查得重合度系数Z=0.834由图8.24查得螺旋角系数

10、Z=0.99(9) 接触许用应力可由H= ZNHlimSH求得，由图6.29（e）、（a）得接触疲劳极限应力Hlim1=570MPa，Hlim2=390MPa。大小齿轮1、2的应力循环次数分别为N1=60n1aLh=60×1420×1.0×3×8×250×4=2.0448×109N2= N1i1= 4.0896×108由图6.30查得寿命系数ZN1=1.0，ZN2=1.05（允许有局部点蚀）；由表6.7，取安全系数SH=1.0。H1= ZN1HlimSH= 1.0×5701.0 =570.0MPaH2=

11、ZN2HlimSH= 1.05×3901.0 =410.0MPa故取H= H2= 410.0MPa计算小齿轮1的分度圆直径d1t， 得d1t32KtTdu+1uZEZHZZH2=32×1.4×1.70×1041.25+15189.8×2.46×0.834×0.994102 =34.78 mm3.1.3确定传动尺寸(1) 计算载荷系数K。由表6.3查得使用系数KA=1.0。齿轮线速度如下式v= d1tn160×1000=×34.78×142060000=2.59 m/s由图6.7查得动载荷系数KV

12、 = 1.12(设轴刚性大)；由图6.12查得齿向载荷分布系数K=1.21；由表6.4查得齿间载荷分布系数K=1.2，故K=KAKVKK=1.0×1.13×1.12×1.2=1.52(2) 对 d1t进行修正。因为K与Kt有较大差异，故需对按照Kt值设计出来的 d1t进行修正，即d1= d1t3KKt=36.8 mm(3) 确定模数mnmn= d1cosz1= 36.8×cos12° 17=2.12按表6.1，取mn=2(4) 计算传动尺寸。中心距a= mnz1+z22cos= 2×17+862×cos12°=10

13、5.3 mm圆整为a=106mm,则螺旋角=arccosmnz1+z22a=arccos2×17+862×106=13.66°因为值与初选值相差较大，故与有关的数值需修正，修正后的结果是=1.61，=1.58，Z=0.769， Z=0.985， d1=34.76。显然值改变后，d1的计算值变化很小，因此不再修正mn和a。故d1=mnz1cos=2×17cos13.66°=35 mmd2=mnz2cos=2×86cos13.66°=177 mmb=d×d1=1.2×35=42 mm圆整为b=45 mm。取b

14、2=b=45 mm，b1=50 mm。3.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度F= 2KTbmnd1YFYsYYF式中各参数：(1) K、T、mn同前。(2) 齿宽b = b2=45 mm。(3) 齿形系数YF与应力修正系数Ys。当量齿数zv1=z1cos3=17cos313.66°=18.52zv2=z2cos3=86cos313.66°=93.73查图6.20得齿形修正系数YF1=2.85，YF2=2.18。由图6.21查得应力修正系数Ys1=1.53，Ys2=1.78。(4) 查图8.21得重合度系数Y=0.72。(5) 查图8.26得螺旋角系数Y=0.87。(6) 许用弯曲

15、应力可由下式算得F= YNFlimSF查得弯曲疲劳极限应力Flim1=220 MPa，Flim2=170 MPa查得寿命系数YN1= YN2=1.0。查得安全系数SF=1.25，故F1= YN1Flim1SF= 1.0×220 1.25=176 MPaF2= YNFlim2SF= 1.0×170 1.25=136 MPa故F1= 2KTbmnd1YF1Ys1YY= 2×1.66×1.7×10442×2×35×2.85×1.53×0.72×0.87=52.44 MPa <F1F2=

16、 F1YF2Ys2YF1Ys1=52.44×2.18×1.782.85×1.53=4667MPa<F2 满足齿根弯曲疲劳强度要求。3.1.5 齿轮传动其它几何尺寸各齿轮的尺寸及参数计算详见下表。表4圆柱齿轮几何尺寸表序号项目代号计算公式计算结果1齿数齿轮1z1/17齿轮2z2/862法面模数(mm)mn/23端面模数(mm)mtmn/cos2.0584法面压力角（度)n/205端面压力角（度)tn/cos20.586齿顶高系数han*/17顶隙系数cn*/0.258标准中心距(mm)amnz1+z22cos105.9989实际中心距(mm)a'106

17、10螺旋角/13.66°11变位系数齿轮1x10齿轮2x2012齿顶高(mm)齿轮1ha1han*cos*mt2齿轮2ha2213齿根高(mm)齿轮1hf1han*+cn*cos*mt2.500齿轮2hf22.50014分度圆直径(mm)齿轮1d1mt*z35齿轮2d217715齿顶圆直径(mm)齿轮1da1da= d+2*ha39齿轮2da218116齿根圆直径(mm)齿轮1df1df= d-2*hf30齿轮2df217817重合度（mm）=1.88 -3.21z1+1z2cos=1.61=0.318*dz1tan=1.58=+3.193.2 低速级齿轮尺寸设计3.2.1 选择齿轮

18、材料、热处理方式和精度等级与高速级一样，低速级大、小齿轮均选用45#钢，采用软齿面，小齿轮调制处理，齿面硬度为21725HBW，平均硬度为236HBW；为保证小齿轮比大齿轮具有更好的机械性能，大齿轮正火处理，齿面硬度为162217HBW，平均硬度为190HBW。大小齿轮齿面评价硬度差为46HBW，在3050HBW之间。选用8级精度。3.2.2 初步计算传动主要尺寸因是闭式软齿面传动，按齿面接触疲劳强度进行设计。根据d332KT3du+1uZEZHZH2式中各参数为：(1) 小齿轮传递的转矩T2。T2=8.18×104N·mm(2) 设计时，因v值未知，Kv不能确定，故可初选

19、载荷系数Kt = 1.11.8，此处初取Kt = 1.3。(3) 由参考文献1表8.6取齿宽系数d=1.2。(4) 由参考文献1表8.5查得弹性系数ZE=189.8MPa。(5) 由参考文献1图8.14查得节点区域系数ZH=2.5。(6) 齿数比u= i2=3.57。(7) 初选z3=24, 则z4=uz3=3.57×24=85.68 ，取z4=88。传动比误差<5%，符合设计要求。=1.88 -3.21z3+1z4cos= 1.88 -3.2124+188×1.0=1.71。由图8.5查得重合度系数Z= 0.876(8) 接触许用应力可由H= ZNHlimSH算得，

20、由高速级齿轮设计可知Hlim3=570MPa，Hlim4=390MPa，SH=1.0。而N3=N2，故寿命系数ZN3=ZN2=1.05（允许有局部点蚀），N4= N3i2= 4.0896×1083.57=1.1455×108，由参考文献1图6.30查得寿命系数ZN4=1.14（允许有局部点蚀）；则H3= ZN3HlimSH= 1.05*5701.0 =598.5 MPaH4= ZN2HlimSH= 1.14*3901.0 =444.6MPa故取H= H4= 444.6MPa计算小齿轮3的分度圆直径d3t d3t32KtT2du+1uZEZHZH2=32×1.3&#

21、215;8.18×1041.2×3.57+13.57×189.8×2.5×0.876444.62 =59.199 mm3.2.3 确定传动尺寸(1) 计算载荷系数K。由参考文献1表8.3查得使用系数KA=1.0。齿轮线速度如下式v= d3tnII601000=×59.199×28460×1000=0.88 m/s由参考文献1图6.得动载荷系数KV = 1.03；由参考文献1图6.12载荷分布系数K=1.14参考文献1表6.4得齿间载荷分布系数K=1.2故K=KAKVKK=1.0×1.03×1.1

22、4×1.2=1.41(2) 因为K与Kt相差较大，故需按Kt值计算出的d3t进行修正，即d3=d3t3KKt=59.199×31.411.3=60.824mm(3) 确定模数mm= d3z3= 60.824 24=2.53 mm （按表6.1取m=2.5mm)(4) 计算传动尺寸。中心距a= 12mz3+z4= 12×2.5×24+88=140mma) 计算传动尺寸d3=mz3=2.5×24=60mmd4=mz4=2.5×88=220mmb= dd3=72取b3=80 mm，b4=75 mm 。3.2.4 校核齿根弯曲疲劳强度F= 2

23、KTbmdYFYsYF式中各参数：(1) K、T2、m同前。(2) 齿宽b = b4 =75mm。(3) 齿形系数YF与应力修正系数Ys。查参考文献1 图8.19得YF3=2.65，YF4=2.25查参考文献1 图8.20得Ys3=1.57，Ys4=1.77查参考文献1 图8.15得重合度系数Y=0.70。许用弯曲应力可由下式算得F= YNFlimSF查得弯曲疲劳极限应力Flim3=220 MPaFlim4=170 MPa由前面计算N3=N2=4.0896×108，N4=1.1455×108查参考文献1 图6.31得寿命系数YN3= YN4=1.0。查参考文献1 表6.7得

24、安全系数SF=1.25，故F3= YN3Flim3SF= 1.0×220 1.25=176 MPaF4= YNFlim4SF= 1.0×170 1.25=136 MPa故F3= 2KTIIbmd3YF3Ys3Y= 2×1.41×8.18×10475×2.5×60×2.65×1.57×0.70=59.72 MPa F4= F3YF4Ys4YF3Ys3=59.72×2.25×1.772.65×1.5753.55 MPa 容易看出F1<F3F2<F4设计满足齿

25、根弯曲疲劳强度要求。3.2.5 齿轮其他几何尺寸计算各齿轮的尺寸及参数计算详见下表。表5圆柱齿轮几何尺寸表序号项目代号计算公式计算结果1齿数齿轮1z3/24齿轮2z4/882模数(mm)m/2.54压力角（度)/206齿顶高系数ha*/17顶隙系数c*/0.258标准中心距(mm)amz3+z421409实际中心距(mm)a'/14011变位系数齿轮3x30齿轮4x4012齿顶高(mm)齿轮3ha3ha*×m2.5齿轮4ha42.5.13齿根高(mm)齿轮3hf3c*+ha*×m3.125齿轮4hf43.12514分度圆直径(mm)齿轮3d3m×z60齿轮

26、4d422015齿顶圆直径(mm)齿轮3da3da= d+2×ha65齿轮4da422516齿根圆直径(mm)齿轮3df3df= d-2*hf53.75齿轮4df4213.7517重合度（mm）=1.88 -3.21z1+1z2cos1.633.3输出轴齿轮的公法线长度及偏差中心距a=m2z1+z2=2.5224+88=140mm最小法向侧隙jbnmin=230.06+0.0005a+0.03m=230.06+0.0005×140+0.03×2.5 =0.137mmjbn=0.88×fpt12+fpt22+1.77+0.34Lb2×F2 =0.

27、88×0.0182+0.0182+1.77+0.34184.52752×0.0292=0.0616mm齿厚上偏差Esns=-jbnmin+jbn2cosn+ftann =-0.137+0.06162cos20°+0.0315tan20°=-0.1171br=1.26IT9=1.26×0.115=0.1449齿厚公差Tsn=Fr2+br2×2tann=0.0562+0.14492×2tan20°=0.113mm齿轮齿厚下偏差Esni=Esns-Tsn=-0.1171-0.113=-0.2301mm公法线长度上、下偏差

28、为Ebns =Esnscosn-0.72Frsinn =-0.1171cos20°-0.72×0.056sin20° =-0.124mmEbni =Esnicosn+0.72Frsinn =-0.2301cos20°+0.72×0.056sin20° =-0.202mm公法线长度查参考文献2表16.8得WK=2.5×29.2777mm=73.194mm四、减速器装配草图设计4.1 草图准备4.1.1 选定联轴器类型为了减小启动转矩，联轴器类型应具有较小的转动惯量和较好的减震性能，故采用弹性柱销联轴器。4.1.2 确定滚动轴承

29、类型高速级齿轮有一定的轴向力，但主要是径向力；低速级只有径向力，故采用深沟球轴承。4.1.3 确定滚动轴承的润滑和密封方式由前面计算可知高速级齿轮线速度v1= 2.59m/s，低速级齿轮线速度v2=0.88 m/s，根据最大齿轮（低速级大齿轮），选择油润滑，并在输入轴的输入端安装挡油板。考虑减速器工作环境清洁，轴颈圆周速度v<45 m/s，故采用唇形圈密封。4.1.4 确定轴承端盖的结构形式凸缘式轴承端盖调整轴承间隙比较方便，密封性能也好，故选用凸缘式轴承端盖，采用铸铁铸造成型。4.1.5 确定减速器机体的结构方案考虑工艺性能、材料消耗和制造成本，选用剖分式机体，铸铁材料铸造成型。结构示

30、例图如下图所示：图3与机体有关零件的结构尺寸见下表：表6铸铁减速器机体结构尺寸计算表名称符号尺寸关系尺寸大小基座壁厚0.025a+388mm机盖壁厚10.02a+388 mm机座凸缘厚度b1.512 mm机盖凸缘厚度b11.5112 mm机座底凸缘厚度p2.520 mm地脚螺钉直径df0.036a+12M16地脚螺钉数目nn=4/轴承旁连接螺栓直径d10.75dfM12机盖与机座连接螺栓直径d2(0.50.6) dfM10连接螺栓d2的间距l100150100轴承端盖螺栓直径d3(0.40.5) dfM8窥视孔盖螺栓直径d4(0.30.4) dfM6定位销直径d(0.70.8) d28 mmd

31、f、d1、d2至外壁距离c1/22、18、16 mmdf、d2至凸缘距离c2/20、14 mm轴承旁凸台半径R1c216 mm凸台高度H根据低速级轴承外径确定外机壁至轴承座端面距离l1c1+c2+(58)43 mm内机壁至轴承座端面距离l2+c1+c2+(58)51 mm大齿轮顶圆与内机壁距离1>1.210 mm齿轮端面与内机壁距离28 mm机盖、机座肋厚m1、mm10.851,m0.85m1=m=8 mm轴承端盖外径D2轴承座孔径+(55.5)d3视具体轴承而定轴承端盖凸缘厚度e(11.2)d310 mm轴承旁连接螺栓距离ssD2视具体轴承而定4.2 草图第一阶段4.2.1 间距确定(

32、1) 取中间轴上两齿轮轴向间距4=6mm。(2) 因采用油润滑，轴承外圈端面至机体内壁的距离要留出安放挡油板的空间，取3=5 mm；取挡油板宽度C=5 mm。(3) 取中间轴上齿轮2端面至机体内壁的距离5=10 mm4.2.2 高速轴轴系部件设计(1) 选择轴的材料因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用45钢并进行调制处理。(2) 初步轴径dmin，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径d1和长度L1对于转轴，按扭转强度初算轴径，考虑轴端弯矩比转矩小，取C= 100，则dmin1=C3P1n1=100×32.531420=12.12 mm考虑键槽影响，取dmin=13.54&#

33、215;1+5% mm=12.73 mm。(3) 确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式。(4) 联轴器及轴段前面计算的dmin即为轴段的直径，又考虑轴段上安装联轴器，因此轴段的设计与联轴器的设计同时进行。由前面设计可知，选用弹性柱销联轴器。查文献1表13.1取KA=1.5，计算转矩Tc1= KAT=1.5×1.7×104=2.55 ×104N·mm由参考文献2表13.1查询可得GB/T 5014-2003中的LH1型弹性柱销联轴器符合要求，其参数为：公称转矩160 N·m，许用转速为

34、7100 r/min。取与轴相连端轴径14 mm，轴孔长度27 mm，Y型轴孔，选用A型键. 相应的，轴段的直径d1=14mm，轴段长度应该比联轴器略短，故取其长度为l1=30 mm(5) 密封圈与轴段联轴器右端采用轴肩固定，取轴肩高度h=1 mm，则轴段的直径d2=16 mm。(6) 轴承与轴段及轴段由前面设计知，轴承类型为深沟球轴承，暂取轴承型号为6304，由文献2表12.1查得内径d=20 mm，外径D=52 mm，宽度B=15 mm，定位轴肩直径damin=27 mm。故轴段的直径d3=20 mm。轴段的直径应与轴段相同，即d7=20 mm。(7) 轴段由于齿轮齿根圆直径较小，若选择d

35、4=23mm， df1-d4-t1=30-23-3.3<2.5mn故轴与齿轮应做成齿轮轴，取过渡轴段d4=22 mm(8) 齿轮轴段取l5=50 mm。(9) 轴段在轴段和齿轮轴段间取过渡轴段段d6=22 mm(10) 机体与轴段的长度因采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=10 mm。由于所选联轴器不影响轴承端盖螺栓的拆卸，轴肩与轴承端盖之间的间隙取K=8 mm。在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖的相互位置与尺寸之后，即可确定各轴段的长度。取轴段的长度l3=l7=15 mm；轴段的长度l2=53mm；轴段的长度l6=13 mm；轴段的长度l4=97 mm。轴的各部分尺寸均确定。取联轴器轮毂中间位

36、置为力的作用点，可得跨距L1=75.5；L2=129.5mm；L3=45.5mm。完成的结构草图如下所示。图4(11) 键连接设计联轴器与轴之间采用A型普通平键连接，型号为：键 5×5×25 GB/T 10962003， t1=2.3 mm。4.2.3 中间轴轴系部件设计(1) 选择轴的材料因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用45钢并进行调制处理。(2) 初步轴径dmin，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径d1和长度L1对于转轴，按扭转强度初算轴径，考虑轴端弯矩比转矩小，取C= 100，则dmin2=C3P2n2=100×32.43284=20.45

37、mm(3) 确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式。(4) 轴承与轴段及轴段由前面设计知，轴承类型为角深沟球接触轴承，暂取轴承型号为6305，由文献2表12.2查得内径d=25 mm，外径D=62mm，宽度B=17 mm，定位轴肩直径damin=32 mm。故轴段的直径d1=25 mm。轴段的直径应与轴段相同，即d5=25 mm。(5) 齿轮3与轴段为了便于齿轮的安装，d2应略大于d1，取d2=27 mm，齿轮3左端用套筒固定，则轴段的长度应略小于齿轮3的宽度b3，取l2=78mm。(6) 轴段齿轮3右端用轴肩固定，取d3=32 mm

38、。l3=6 mm(7) 齿轮2与轴段齿轮2左端也用轴肩固定。可取d4=27 mm，齿轮2右端用套筒固定，则轴段的长度应略小于齿轮2的宽度b2，取l4=44 mm。(8) 轴段的长度l1=32 mml5=34 mm完成的结构草图如下所示。图5(9) 键连接设计齿轮2、齿轮3与轴之间采用A型普通平键连接，型号分别为：键 8×7×40GB/T 10962003， t1=3.3 mm；键 8×7×70 GB/T 10962003，t1=3.3 mm。4.2.4 低速轴轴系部件设计(1) 选择轴的材料因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用45钢并进行

39、调制处理。(2) 初步轴径dmin，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径d1和长度L1对于转轴，按扭转强度初算轴径，取C= 100，则dmin=C3P3n3=100×32.3479.6=30.86 mm考虑键槽影响，取dmin=30.86×1+5% mm=32.40mm。(3) 确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式。(4) 联轴器及轴段前面计算的dmin即为轴段的直径，又考虑轴段上安装联轴器，因此轴段的设计与联轴器的设计同时进行。由前面设计可知，选用金属滑块联轴器。查文献1表13.5取KA=1.5，计算转矩Tc3= K

40、AT3=1.5×2.81×105=4.215 ×105N·mm由参考文献2表13.1查询可得GB/T 5014-2003中公称转矩630 N·m的弹性柱销联轴器满足要求，其许用转速为5000 r/min，轴孔直径范围是30-48mm。取与轴相连端轴径35 mm，轴孔长度为L1=82 mm，Y型轴孔。相应的，轴段的直径d1=35mm，取其长度为l1=80 mm。(5) 密封圈与轴段联轴器右端采用轴肩固定，取轴段的直径d2=42 mm。(6) 轴承与轴段及轴段由前面设计知，轴承类型为深沟球轴承，暂取轴承型号为6209，由文献2表12.1查得内径d=

41、45 mm，外径D=100 mm，宽度B=25 mm，定位轴肩直径damin=54mm，。故轴段的直径d3=45 mm。轴段的直径应与轴段相同，即d7=45 mm。(7) 轴段为了便于齿轮的安装，d6应略大于d7，取d6=47 mm，齿轮3右端用挡油板固定，则轴段的长度应略小于齿轮4的宽度b6，取l6=73 mm。(8) 轴段齿轮4右端用轴肩固定，取d5=55mm。(9) 轴段取过渡轴段直径d4=47mm。(10) 机体与轴段的长度因采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=10 mm。由于所选联轴器不影响轴承端盖螺栓的拆卸，轴肩与轴承端盖之间的间隙取K=10 mm。在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖的相互

42、位置与尺寸之后，即可确定各轴段的长度。取轴段的长度l3=25 mm；轴段的长度l2=43 mm；轴段的长度l7=43 mm；取轴段的长度l5=8 mm；取轴段的长度l4=61mm轴的各部分尺寸均确定。取联轴器轮毂中间位置为力的作用点，可得跨距L1=95.5；L2=118 mm；L3=79.5 mm。完成的结构草图如下所示。图6(11) 键连接设计联轴器和齿轮4与轴之间采用A型普通平键连接，型号分别为：键 10×8×70 GB/T 10962003，t1=3.3 mm。键 14×9×70 GB/T 10962003， t1=3.8 mm。4.2.5 轴系部

43、件校核计算本设计已完成高、中、低速轴的轴系部件校核计算，均满足设计要求，此处只给出低速轴校核计算过程。(1) 轴的受力分析a. 画受力简图圆周力Ft=2T3d= 2×2.81×105220=2554.55 N 径向力Fr=Ft×tan=2554.55×tan20°=929.78 Nb. 计算支反力FH1=Fr×L3L2+L3=374.27NFH2=Fr-FH1=555.51 NFV1=Ft×L3L2+L3=1028.29 NFV2=Ft-FV1=1526.26 N轴承1的总的支反力为FR1=2FV12+FH12=2(1028

44、.29)2+(374.27)2=1094.28 N轴承2的总的支反力为FR2=2FV22+FH22=2(1526.26)2+(555.51)2=1624.21 Nc. 画弯矩图在水平面上,轴承1处，A-A面左侧MaH1=FH1L2=374.27N×118 mm=44163.86N·mmA-A面右侧MaH2=FH2L3= 555.51 N×79.5mm=44163.05 N·mm垂直面上，弯矩为MaV= FV1L2=1028.29 N×118mm=121338.22 N·mmMaV'=FV2L3=1526.26 N×7

45、9.5mm=121337.67N·mmA-A面左侧Ma= MaH12+MaV2=129125.56 N·mmA-A面右侧Ma'= MaH22+MaV'2=129124.77 N·mm图7d. 画转矩图T=281000N·mm(2) 校核轴的强度A-A剖面左侧弯矩大，有转矩，为危险截面。该截面抗弯模量为W=0.1d63-btd6-t22d6=0.1×473-14×5.547-5.522×47=8971.52 mm3该截面的抗扭截面模量为WT=0.2d63-btd6-t22d6=0.2×473-14&#

46、215;5.547-5.522×47=19353.82 mm3弯曲应力b= MW= 121338.22N·mm8971.52 mm3=13.52 MPaa=b=13.52 MPam=0扭剪应力T=TWT=281000N·m19353.82 mm3=14.52 MPa a=m=T2 =7.26MPa调质处理的45钢，由参考文献3可以查得b=650 MPa，-1=300 MPa，-1=155 MPa；材料等效系数=0.2，=0.1。键槽引起的应力集中系数可由参考文献1附表10.3得：K=1.825，K=1.625。查参考文献1附图10.1得=0.8，=0.76。查参考

47、文献1附图10.1与附表10.2得=0.92。由此，安全系数计算如下：S= -1Ka+m=3001.8250.92×0.8×13.52+0.2×0=8.95S=-1Ka+m=1551.6250.92×0.76×7.26+0.1×7.26=8.81S= SSS2+S2=6.28由参考文献1表10.5得许用安全系数S=1.31.5，显然S>S，故A-A截面安全。(3) 校核键连接的强度滚筒与轴连接处为平键连接，挤压应力p=4Tdhl式中：d键连接处的轴径，mm； T传递的转矩，N·mm； h键的高度，mm； l键连接长度，

48、mm；故p=4Tdhl=4×28100047×9×70= 37.96 MPa键、轴材料均为45钢，p= 120150MPa。p< p，故强度满足需要。(4) 校核轴承强度由参考文献2查得6209轴承的Cr=52900 N,C0=31800N。轴承工作环境无轴向力，轴承1的工作环境比轴承2工作环境恶劣，故只需校核轴承2。计算当量动载荷P=XFr其中，X为动载荷径向系数，Fr为轴承径向载荷。由参考文献1表10.13可知，X=1。则P=XFr= Fr= FR2=1624.21 N(5) 校核轴承寿命轴承在100下工作，fT=1。根据其载荷性质，取fP=1.1。轴承

49、寿命为Lh=10660×n3fTCrPfP3=10660×79.6×1×529001.1×1624.213=5.43×106 h已知减速器使用四年，三班工作制，则预期寿命为Lh'=8*3*250*4=24000 h轴承寿命很充裕。4.3 草图第二阶段4.3.1 传动件的结构设计(1) 齿轮2结构设计齿轮2 齿顶圆直径da2=181mm，为了减少质量和节约材料，采用腹板式结构。采用自由锻毛坯结构，如下图所示。图8图中各尺寸如下：dh=27 mmD11.6dh=1.6×27=43.2 mm取D1=43 mmD2da-10

50、m=181-10×2=161 mm， 为增强齿根部强度，取D2=163 mmc=0.20.3b=0.20.3×45=913.5 mm取c=12mmr=0.5c=0.5×12=6 mmD0=0.5D1+D2=0.5×43+161=102mmd00.25D2-D1=0.25×161-43=29.5 mmL=b=45mm(2) 齿轮3结构设计齿轮3 齿顶圆直径da3=65mm<200 mm，做成实心式结构。(3) 齿轮4结构设计齿轮4 齿顶圆直径da4=225mm，为了减少质量和节约材料，采用腹板式结构。考虑节约成本，采用自由锻毛坯结构，如前图

51、所示。图中各尺寸如下：dh=47mmD11.6dh=1.6×47=75.2 mm取D1=77 mmD2da-10m=225-10×2.5=200 mm， 取D2=200mmc=0.20.3b4=0.20.3×75=1522.5 mm取c=20 mmr=0.5c=0.5×20=10 mmD0=0.5D1+D2=0.5×77 +200=138.5 mmd00.25D2-D1=0.25×200-75.2=31.2mm取d0=6 mm4.3.2 轴承端盖的设计采用凸缘式轴承端盖，结构如下图所示：图9(1) 高速轴轴承端盖设计由前面设计可知，轴承外径D=52mm，d3=8mm，D2=D+55. 5d3=9296 mm，取D2=94 mmD0=0.5(D2+D)=0.5×94+52=73mm d1=16mm，b1=12mm(2) 中间轴轴承端盖设计由前面设计可知，轴承外径D=62 mm，d3=8 mm，D2=D+55. 5d3=102106 mm，取D2=104 mm。D0=0.5(D2+D)=0.5×104+62=83mm d1=25 mm，b2=12mm(3) 低速轴轴承端盖设计由前面设计可知，轴承外径D=100mm，d3=8 mm，D2=D+55. 5d3=140144 mm，取D