螺旋输送机装置说明书

1、机械设计课程设计机械设计课程设计 计算说明书计算说明书题题 目目 螺旋输送机传动装置 指导教师指导教师 院院 系系 机械工程 班班 级级 机电 姓姓 名名 完成时间完成时间 2014.6. 20 I目目 录录绪绪 论论.1一、机械传动装置的总体设计一、机械传动装置的总体设计.2二、电动机的选择二、电动机的选择.22.1 选择电动机的类型和结构形式.32.2 选择电动机的功率.32.3 电动机转速选择.4三、计算总的传送比及分配各级的传动比三、计算总的传送比及分配各级的传动比.43.1 计算总传动比.43.2 分配传动装置各级传动比.4四、计算各轴的功率，转数及转矩四、计算各轴的功率，转数及转矩

2、.5五、五、V 带传动计算设计带传动计算设计.6六、齿轮的设计计算六、齿轮的设计计算.76.1 齿轮传动设计准则.76.2 直齿 1、2 齿轮的设计.86.3 直齿 3、4 齿轮的设计.13七、轴的设计计算七、轴的设计计算.177.1 滚动轴承的选择与校核计算.177.2 轴的校核.21八、键联接的选择及其校核计算八、键联接的选择及其校核计算.258.1 键的设计和计算.258.2 键的校核计算.25九、联轴器的选择九、联轴器的选择.26十、减速器箱体的设计十、减速器箱体的设计.26十一、润滑密封设计十一、润滑密封设计.28十二、减速器的维护与保养十二、减速器的维护与保养.29十三、课程设计心

3、得体会十三、课程设计心得体会.30参参 考考 文文 献献.331绪绪 论论螺旋输送机在输送形式上分为有轴螺旋输送机和无轴螺旋输送机两种，在外型上分为 U 型螺旋输送机和管式螺旋输送机。有轴螺旋输送机适用于无粘性的干粉物料和小颗粒物料.（例如：水泥、粉煤灰、石灰、粮等）而无轴螺旋输送机适合输送机由粘性的和易缠绕的物料。 （例如：污泥、生物质、垃圾等）螺旋输送机的工作原理是旋转的螺旋叶片将物料推移而进行螺旋输送机输送，使物料不与螺旋输送机叶片一起旋转的力是物料自身重量和螺旋输送机机壳对物料的摩擦阻力。螺旋输送机旋转轴上焊的螺旋叶片，叶片的面型根据输送物料的不同有实体面型、带式面型、叶片面型等型式。

4、螺旋输送机的螺旋轴在物料运动方向的终端。有止推轴承以随物料给螺旋的轴向反力，在机长较长时，应加中间吊挂轴承。螺旋机不适于输送易变质的、粘性大的、易结块的物料。在混凝土搅拌站中,螺旋输送机的作用得到了最大的体现.在课程设计中用到“三边设计法”加快设计速度，提高设计质量。在设计中，边画图，边设计，边修改。设计说明书的内容大致包括以下几个方面：（1）目录（2）设计任务书（3）电动机的选择（4）传动装置的运动机动力参数计算（5）传动零件的设计计算（6）轴的设计计算（7）滚动轴承的选择与寿命验算（8）键连接的选择和验算（9）联轴器的选择（10）设计小结（11）参考文献2设计及计算说明书设计及计算说明书一

5、、机械传动装置的总体设计一、机械传动装置的总体设计1）螺旋输送机传动装置简图图 1.1 螺旋输送机传动装置简图 图 1-2 螺旋输送机减速器实物图2）原始数据螺旋轴上的功率 P = 0.7kW螺旋筒轴上的转速 n=11.5 r/min结结 果果P = 0.7kWn=11.5 r/min33）工作条件与技术要求 输送机转速允许误差为5%；工作情况：三班制，单向连续运转，载荷较平稳；工作年限：10 年；工作环境：室外，灰尘较大，环境最高温度 35；动力来源：电力，三相交流，电压380V；检修间隔期：三年一大修，两年一中修，半年一小修；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，单件生产。4）设计任务量减速

6、器装配图一张（A0 或 A1）;零件工作图 2 张二、电动机的选择二、电动机的选择2.1 选择电动机的类型和结构形式选择电动机的类型和结构形式 生产单位一般用三相交流电源，如无特殊要求(如在较大范围内平稳地调速，经常起动和反转等)，通常都采用三相交流异步电动机。我国已制订统一标准的 Y 系列是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械，如金属切削机床、风机、输送机、搅拌机、农业机械和食品机械等。由于 Y 系列电动机还具有较好的起动性能，因此也适用于某些对起动转矩有较高要求的机械(如压缩机等)。在经常起动，制动和反转的场合，要求电动机转动惯量

7、小和过载能力大，此时宜选用起重及冶金用的YZ 型或 YZR 型三相异步电动机。 三相交流异步电动机根据其额定功率(指连续运转下电机发热不超过许可温升的最大功率，其数值标在电动机铭牌上)和满载转速(指负荷相当于额定功率时的电动机转速，当负荷减小时，电机实际转速略有升高，但不会超过同步转速磁场转速)的不同，具有系列型号。为适应不同的安装需要，同一类型的电动机结构又制成若干种安装形式。各型号电动机的技术数据(如额定功率、满载转速、堵转转矩与额定转矩之比、最大转矩与额定转矩之比等)、外形及安装尺寸可查阅产品目录或有关机械设计手册。按已知的工作要求和条件，选用 Y 型全封闭笼型三相异步电动机。2.2 选

8、择电动机的功率选择电动机的功率 工作机所需的功率为螺旋工作输出PFVP1000弹性联轴器的传动效率97. 0联轴器4滚动轴承的传动效率99. 0滚动轴承V 带的传动效率96. 0V带螺旋筒的传动效率96. 0螺旋筒电动机至运输带之间总效率 螺旋筒带滚动轴承齿轮联轴器总V32 = 96. 096. 099. 097. 099. 032 =833. 0 kw84. 0833. 07 . 0总工作输出电动机输入PP2.3 电动机电动机转速选择转速选择电动机额定电动机输入PP根据机械设计基础课程设计表 16-1，选择电动机型号为 Y90L-6,其额定功率为 1.1kw，满载转数为 910r/min 即

9、 kW1 . 1电动机额定P r/min910n电动机额定三、计算总的传送比及分配各级的传动比三、计算总的传送比及分配各级的传动比3.1 计算总传动比计算总传动比总传动比 1 .795 .11910iiinnv3.41.2工作机电动额定总i3.2 分配传动装置各级传动比分配传动装置各级传动比考虑两级齿轮润油问题，两级齿轮应有相近的浸油深度，所以833. 0总KW84. 0P电动机输入kW1 . 1电动机额定Pr/min910n电动机额定1 .79i总5高速级齿轮传动比与低速级齿轮传动比的比值取，即2 . 1i4 . 3i2 . 1=2 . 1i2 . 14 . 3i取9 . 3vi =/=;f

10、i1 .799 . 32 .20=； i 2 . 1f2 . 1i9 . 41 . 4/2 . 14 . 3iiif表表 3-1 由常用传动机构传动比使用范围由常用传动机构传动比使用范围齿轮传动常用值圆柱35V 带24单级传动比最大值85四、计算各轴的功率，转数及转矩四、计算各轴的功率，转数及转矩1） 已知条件kW1 . 1电动机额定P r/min910n电动机额定2）电动机轴的功率，转速及转矩PnTkw1 . 10电动机额定PPr/min910nn0电动机额定Nmm11544n1055. 90060PT3） 轴的功率，转速及转矩PnT kw056. 196. 01 . 10VPP r/min

11、3 .233/nn0Vi9 . 3i带V9 . 42 . 1i1 . 44 . 3ikW1 . 1电动机额定P910r/min电动机额定nKW1 . 10Pmin/910n0rmmNT115440W056. 1Kp min/3 .233nr6Nmm43227n1055. 96PT4） 轴的功率，转速及转矩PnT kw014. 199. 097. 0056. 12 . 1轴承PPmin/6 .479 . 43 .233inn2 . 1rmmNPT203439n1055. 965） 轴的功率，转速及转矩PnT KWPP973. 099. 097. 0014. 14 . 3轴承 min/6 .111

12、 . 46 .47inn4 . 3r mmNPT801047n1055. 96五、五、V 带传动计算设计带传动计算设计 已知电动机功率 1.1KW,转速，传动比选择min910rn ，每天三班制。9 . 3i1 确定计算功率caP查表 88 得工作情况系数,故2 . 1AKKWKWPKPAca32. 11 . 12 . 12 选择 V 带的型号根据、由图 811 选用 A 型。caPn3 确定带轮的基准直径并验算带速dd1) 初选小带轮的基准直径1dd查表 87 和表 89 取小带轮的基准直径。mmdd9512) 验算带速 带速基本满足要求故smnd/53. 41000609109510006

13、01带速合适。3）计算大带轮的基准直径 mmmmdidd5 .370959 . 312查表 89 取标准为.mmdd40024 确定 V 带的中心距和基准长度1）初选0ammNT 432271KWP014. 1min/6 .47 rnmmNT203439KWP9973. 0min/6 .11nrmmNT8010472 . 1AKKWCA32. 1Pmmdd951mmdd40027根据)(2)(7 . 021021ddddddadd 初取mma50002) 计算带所需基准长度tK mmaddddaLddddd4 .18107004)95400()40095(250024)()(222021221

14、00查表 82 得基准长度mmLd19403) 计算实际中心距1dmmLLaadd565)24 200dLaa015. 0mindLaa03. 0max中心距变化范围为 536mm-594mm5 验算小带轮上的包角 0000012011201454993 .57)95400(1803 .57)(180adddd6 计算带的根数Z1) 计算单根 V 带的额定功率rP 由和查表 84 得。mmdd951min910nrKWP77. 00根据和 A 型带查表 85 得min910rn 9 . 31iKWP11. 00查表 8-6、表 82 得于是02. 1,091LKKKW

15、KKPPPLr81. 002. 191. 0)11. 077. 0()(002) 计算 V 带的根数z 63. 181. 032. 1rcaPPz取 2 根。7 计算单根 V 带的初拉力0F查表 83 得 A 型带的单位长度质量，所以mq/kg105. 0NqvzvKPKFca4 .12953. 4105. 053. 4291. 032. 1)91. 05 . 2(500)5 . 2(5002208 计算压轴力pFmma5000mmLd19402z NF4 .12906 .493pF8 NzFFp6 .4932145sin4 .129222sin2109 主要设计结论选用 A 型普通带根，带基

16、准长度。带轮基准直径2mm1940,中心距控制在，单mmdd951mmdd4002mma594536根带初拉力。NF4 .1290六、齿轮的设计计算六、齿轮的设计计算6.1 齿轮传动设计准则齿轮传动设计准则齿轮传动是靠轮齿的啮合来传递运动和动力的，齿轮失效是齿轮常见的失效形式。由于传动装置有开式、闭式，齿面硬度有软齿面（硬度350HBS） 、硬齿面（硬度350HBS） ，齿轮转速有高与低，载荷有轻与重之分，所以实际应用中常会出现各种不同的失效形式。分析研究试销形式有助于建立齿轮设计的准则，提出防止和减轻失效的措施。设计齿轮传动时应根据齿轮传动的工作条件、失效情况等，合理地确定设计准则，以保证齿

17、轮传动有足够的承载能力。工作条件、齿轮的材料不同，轮齿的失效形式就不同，设计准则、设计方法也不同。对于闭式软齿面齿轮传动，齿面点蚀是主要的失效形式，应先按齿面接触疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲强度。闭式硬齿面齿轮传动常因齿根折断而失效，故通常先按齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的模数和其他尺寸，然后再按接触疲劳强度校核齿面的接触强度。9对于开式齿轮传动中的齿轮，齿面磨损为其主要失效形式，故通常按照齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的模数，考虑齿轮的模数，考虑磨损因素，再将模数增大10%20%，而无需校核接触强度。6.2 直齿直齿 1

18、、2 齿轮的设计齿轮的设计(一)根据已知条件选择材料 1，KWPP056. 1 2， min/3 .2331rnnmin/6 .472rnn 3，工作条件：使用寿命 10 年，三班制，单向连续运转，均匀平稳。（二）选择齿轮材料及精度等级。小齿轮选用 40Cr 钢调质 硬度 HB1=280HBS大齿轮选用 45 调质钢 硬度 HB1=240HBS 表表 6-1 常用机构的齿面粗糙度使用范围常用机构的齿面粗糙度使用范围原动机工作机械载荷特性电动机多缸内燃机单缸内燃机均匀加料的运输机和加料机、轻型卷扬机、发电机、机床辅助传动均匀、轻微冲击11.21.21.61.61.8不均匀加料的运输机和加料机、中

19、等冲击1.21.61.61.81.82.010精度等级：7 级 齿面粗超度 Ra1.21.6m(三)按齿轮接触疲劳强度设计 转矩 mmNTT432271mmNTT2034392（四）载荷系数和材料弹性影响系数tKEZ 由下表 4-1 试选载荷系数=1.2 tK表 4-1 载荷系数 K查机械设计表 10-5 得材料的弹性影响系数2/18 .189 MPaZE（五）齿宽系数d因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，查表 6-2 得，1d表表 6-2 齿宽系数齿宽系数齿 面 硬 度齿轮相对于轴承的位置软齿面（350HBS）硬齿面（350HBS）对称布置0.81.40.40.9不对称布置0.6

20、1.20.30.6悬臂布置0.30.40.20.25(六)许用接触疲劳许用应力H重型卷扬机、球磨机、机床主传动冲床、钻床、破碎机、挖掘机大的冲击1.61.81.92.12.22.42/18 .189 MPaZE1d911059. 1N11由机械设计图 10-21 查得， MPaH6001lim MPaH5502lim计算应力循环次数：911059. 1)836510(19106060hnjLN892 . 1121025. 377. 41059. 1iNN查课本机械设计图 10-23 得， ，90. 01HNK94. 02HNK 取失效概率为 1%，安全系数1HSMPaSKHHHNH540160

21、090. 01lim11 MPaSKHHHNH517155094. 02lim22取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 MPaHH5172（七）初选小齿轮齿数,则大齿轮齿数 Z2=254.9=122.5251Z 取大齿轮齿数为 123。1.试算小齿轮分度圆直径，代入其中取较小值； td1HmmZuuTKdHEdtt68.49)5178 .189(9 . 41) 19 . 4(432274 . 132. 2)() 1(32. 2323211mmdt68.4912.计算圆周速度 圆周速度 smndt/61. 01000060v113.查课本机械设计图 10-8 得动载系数=1.1VK 直齿轮

22、1FHKK 查课本表 10-2 得使用系数1AK 查课本表 10-4 得小齿轮相对于轴承非对称布置时，50. 1HK 查机械设计图 10-13 得=FK45. 1821025. 3NMPaH5401MPaH5172mmdt68.491m/s61. 0V 65. 1K 8 .521d2m 12 得，载荷系数 K=VK65. 1HHAKKK4.按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径(选=1.4)tK 48.524 . 165. 168.493311ttKKdd5 计算模数1 . 22548.52m21dd(八)按齿根弯曲疲劳强度校核设计由式： 311(22FSaFadFttYYZTKm确定有关系数与

23、参数1.试选，查机械设计图 10-24c 得，小齿轮弯曲疲3 . 1FtK劳强度极限；大齿轮弯曲疲劳强度极限MPaF5001limMPaF3802lim2.查机械设计图 10-22 得，弯曲疲劳寿命系数；85. 01FNK89. 02FNK3.计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得 MPaSKFFNF6 .3034 . 150085. 01lim11MPaSKFFNF2 .3384 . 138089. 02lim224.计算载荷系数 K 60. 145. 111 . 11FFVAKKKKK5.查齿形系数和应力校正系数 查机械设计图 10-17 得，62. 21FaY18. 2

24、2FaY，59.11saY79. 12saY6.计算齿轮的FSaFaYY 01425. 029.29259. 162. 2111FSaFaYY01461. 026779. 118. 2222FSaFaYY 大齿轮的数值较大（2）设计计算3 . 1FtK85. 01FNK89. 02FNKMPaF6 .3031MPa2 .3382F261Z1272Z13 由计算公式得：38. 101461. 0251432273 . 1232m对比计算结果，由于齿轮模数 m 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的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取由弯曲疲劳强度算得的 m=1.38，并取圆整

25、为标准值 m=2，前面计算得=52.48mm,得小齿轮的齿数1d26248.5211mdZ 则,大齿轮齿数127269 . 42z（九）几何尺寸计算齿顶高：mmmhhaa221*齿根高： mmmchhaf5 . 22)25. 01 ()(*全齿高：mmhhhfa5 . 45 . 22顶隙： mmmcc5 . 0225. 0*分度圆直径：mmmzd5226211 mmmzd254127222基圆直径： mm86.48940. 05220cos11ddb mm68.238940. 025420cosdd2b2齿顶圆直径： mmhddaa341232211 mmhdda根圆

26、直径：mmhddff475 . 2252211 mmhddff2495 . 22254222齿距： mmmp28. 6214. 3齿厚： mmmps57. 122齿槽宽：mmmpe14.1322标准中心距：mmdda153)25452(21)(2121齿宽： 考虑不可避免的误差，为了保证mmdb525211设计齿宽 b 和节省材料，一般将小齿轮略微加宽（510）mm即mmmmb62571mm52d1mmd2542mma153mmb601mmbb52214取，mmb601mmbb5226.3 直齿直齿 3、4 齿轮的设计齿轮的设计(一)根据已知条件选择材料 1，KWPP06. 1 2， min/

27、6 .473rnnmin/6 .114rnn 3，工作条件：使用寿命 10 年，三班制，单向连续运转，载荷较为平稳。（二） 齿轮材料及精度等级。小齿轮选用 40Cr（调质） 硬度 HB1=280HBS大齿轮选用 45 钢(调质) 硬度 HB1=240HBS 精度等级：7 级 齿面粗超度 Ra3.26.3m(三)按齿轮接触疲劳强度设计 转矩 ； mmNTT2034393mmNTT8010474（四）载荷系数和材料弹性影响系数tKEZ 选载荷系数=1.4, tK查机械设计表 10-6 得材料的弹性影响系数2/18 .189 MPZE(五)齿宽系数d因二级齿轮传动为非对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，

28、1d(六)许用接触应力H由机械设计图 10-21 查得， MPaH6003lim MPaH5504lim73103 . 8)836510(16 .476060hnjLN2/18 .189 MPZE1d73103 . 8N74102NMPaH5403MPaH517415774 . 33410024. 21 . 4103 . 8iNN查机械设计图 10-23 得， ，9 . 03HNK94. 04HNK安全系数1HSMPaSKHHHNH540160090. 03lim33 MPaSKHHHNH5171550*94. 04lim44（七）初选小齿轮齿数 Z3=25 则大齿轮齿数 Z4=25*4.1=

29、102.51.试算小齿轮分度圆的直径，代入其中取较小值；td3HmmZuuKTdHEdt2 .61)5178 .189(1 . 41) 11 . 4(2034394 . 132. 2)() 1(32. 23232332.计算圆周速度 vsmndVt/15. 0600006 .472 .61100060333.计算载荷系数 根据 v=0.15m/s，8 级精度，由课本机械设计图 10-8 查得动载荷系04. 1vK 圆柱直齿轮，1FHKK 查课本表 10-2 得使用系数1AK 查表课本 10-4 得小齿轮相对于轴承非对称布置时，42. 1HK 查机械设计图 10-13 得45. 1FK 得，载荷

30、系数 K=VK477. 1HHAKKK4.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径（取 1.4）3 .624 . 1477. 161d3333ttKKd492. 233Zdm（八）按齿根弯曲疲劳强度设计m/s15. 0V 04. 1vK477. 1K492. 2m90. 03FNK16 由式： 311(22FSaFadFttYYZTKm（1）确定有关系数与参数1.查机械设计图 10-20c 得，小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮弯曲疲劳强度极限MPaF5003limMPaF3804lim2.查机械设计图 10-18 得，弯曲疲劳寿命系数；90. 03FNK95. 04FNK3.计算弯曲疲劳许用应力

31、查表 4-6 得弯曲疲劳安全系数4 . 1FS MPaSKFFHNF4 .3214 . 15009 . 03lim33 MPaSKFFHNF86.2574 . 138095. 04lim444.计算载荷系数 K 508. 145. 1104. 11FFVAKKKKK5.查取齿形系数和应力校正系数 ,62. 23FaY18. 24FaY ,59. 13SaY79. 14SaY6.计算两齿轮的 并比较FFaFaYY01296. 04 .32159. 162. 2333FSaFaYY01513. 086.25779. 118. 2444FSaFaYY取大齿轮数据 (2)设计计算4 . 201513.

32、 0251203439407. 12m32 对比计算结果，由于齿轮模数 m 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的承载能力仅与齿轮直径有关，所以取由弯曲疲劳强度算得的 m=2.4，并取圆整为标准值 m=2.5，前面计算得,得小齿轮的齿数mmd3 .62395. 04FNKMPaF4 .3213MPaF86.257508. 1K5 . 2m253Z1024Z17 得 5 . 2253 .62dZ33m则大齿轮齿数1021 . 42525344iz齿顶高：mmmhhaa5 . 25 . 21*齿根高： mmmchhaf125. 35 . 2)25. 01 ()(*全齿高：m

33、mhhhfa625. 5125. 35 . 2顶隙： mmmcc625. 05 . 225. 0*分度圆直径：mmmzd5 .62255 . 233 mmmzd2551025 . 244基圆直径： mm7 .58940. 05 .6220cos33ddb mm239940. 025520cosdd4b4齿顶圆直径： mmhddaa5 .675 . 225 .62233 mmhddaa2305 . 22255244齿根圆直径：mmhddff75.48875. 125 .52233 mmhddff25.188875. 12192244齿距： mmmp85. 75 . 214. 3齿厚： mmmps

34、355. 222齿槽宽：mmmpe925. 322标准中心距：mmdda75.158)2555 .62(21)(2143齿轮宽度：mmdbd5 .625 .6213 一般小齿轮略宽（5-10）mm，即 mmb5 .725 .673圆整后取mmbmmb70,6334七、轴的设计计算七、轴的设计计算mm5 .62d3mmd255475.158ammb703mmb634126A01187.1 滚动轴承的选择与校核计算滚动轴承的选择与校核计算轴选 45 钢，调质30minnPAd由机械设计表 15-3 确定 高速轴 A01=126.中间轴 A02=120，低速轴 A03=112。当轴截面上开有键槽时，

35、应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。对于直径轴，有一个键槽时，轴径增大mm100d 5%7%，有两个键槽时，应增大 10%-15%。然后将轴径圆整为标准直径。高速轴：mm85.2030min1nPAd因轴最小直径处安装 V 带轮 取轴径初步选择安装22mmd 滚动轴承由表 12-9 选择轴承代号为 6006 d=30mm中间轴： mmnPAd26.3330min2因中间轴最小直径处安装滚动轴承，查表 12-9 取为标准值40mmdmin低速轴：mm03.4930min3nPAd由于安装轴承和弹性联轴器，显然安装联轴器处轴的直径最小为 50mm轴承查表后选择代号为 6011 的孔径 d=55m

36、m。根据机械基础P437推荐的轴承寿命最好与减速器寿命相同，取 10 年，一年按 300 天计算， T h=(3001083)=72000h（1）高速轴承的校核选用的轴承是 6006 深沟型球轴承。轴承的当量动负荷为)(ardYFXFfP 由机械基础P407表 186 查得，fd1.21.8，取 fd=1.2。因为 Fa1=0N，Fr1= 614.4N，则 rdFf P查机械基础P407表 185 得，X= 1，Y= 0 。 NP7376142 . 1120A02112A03mm30d 40mmdminmmd55T h=72000hCr= 13.2KN19查机械基础p406 表 18-3 得：

37、ft=1 ，查机械基础p405 得：深沟球轴承的寿命指数为3 ，Cr= 13.2KN；则 720009960073813200960601036）（所以预期寿命足够，轴承符合要求。（2）低速轴承的校核选用 6011 型深沟型球轴承。轴承的当量动负荷为)(ardYFXFfP由机械基础P407表 186 查得，fd1.21.8，取 fd=1.2。因为 Fa2=0N，Fr2=146N，则 dPf XFr 查机械基础P407表 185 得，X=1 ，Y=0 。NXP2 .1751462 . 1查机械基础p406 表 18-3 得：ft=1 ，查机械基础p405 得：深沟球轴承的寿命指数为3 ，Cr=3

38、0.2KN；则所选是轴承符合要7200063400000)2 .175322000(240601036X求。1）高速轴各轴直径d11:最小直径，mmdV22带轮d12:密封处轴段，定位高度 h=（0.07-0.1）d11 ,d21=d11+2h，所以d12=28mm,该处与密封圈标准（毡圈密封）取 d12=30mmd13：滚动轴承处轴段，d13=30mm，滚动轴承选 6006 其尺寸为 135530BDdd14：由装配关系选择此段轴径为 34mm，即 d14=34mm。:此段轴为齿轮轴，由于齿轮 1 的分度圆直径为 52。 15dd16：由于为滚动轴承端，此段轴径为 30mm，此段也为有挡油盘

39、轴径。各轴长度L11：由 V 带轮确定 L11=50mml12：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，L12=20mmL13：由滚动轴承，档油盘：l13=25mmL14：由各零件装配位置关系确定 L14=90mmFr2=146NmmdV22带轮d14=34mmL11=50mmL12=20mml13=25mmL14=90mml15=60mmL16=25mm20L15：由齿轮 1 的参数宽度为 60mm 确定，l15=60mmL16: 由滚动轴承和挡油盘及宽度确定：L16=25mm用同样的方法确定中间轴的各段轴径和长度。如下图所示2）低速轴各轴直径d31:滚动轴承段取 d31=55mm,滚动轴承选

40、 6011 其尺寸为 189055BDdd32:低速级大齿轮轴段，d23=60mm,d33：过度轴段轴肩 d33=66mmd34：由于各件装配配合过渡段轴径 d34=62mmd35：挡油盘和轴承轴段，根据定位要求以及密封圈的标准取d35=55mmd36根据密封圈配合要求，d36=50mm各轴长度L31：由滚动轴承挡油盘及装配关系确定 l31=32mmL32：由低速级大齿轮的毂孔宽度 b4=63 确定取 l32=63mmL33：大齿轮轴肩宽度 l33=5mmL34：由装配要求过渡段宽度 l34=68mmL35：由箱体结构，轴承和挡油盘装配关系等确定，l35=32mml31=32mml32=63m

41、ml33=5mml34=68mml35=32mml36=20mm21L36：根据密封圈和端盖取 l36=20mm7.2 轴的校核轴的校核高速轴的校核：由同轴分流式，每对啮合齿轮仅传递全部载荷的一半，输入轴、输出轴只承受扭矩，中间轴只受全部载荷的一半：高速轴受力图如图由于齿轮上所受的力大小相等，方向相反，故轴不受弯矩，只受转矩作用。=35MPT22由机械设计教材第 370 页表 15-3 得，取=35MP25 45TMPT由于轴上所受的扭矩相同，故轴直径最小的一段为危险截面故危险截面的直径 d=22mm由于只受扭矩作用，故按扭转强度计算。KW056. 196. 01 . 1V0带PP233.3r

42、/minn T=T/WT=43227/0.2d3=20.3MPa=T故符合强度要求中间轴KW014. 199. 097. 0056. 12 . 1轴承PPmin/6 .47inn2 . 1rmmNPT203439n1095503中间级大齿轮的分度圆直径mmmzd254127222小齿轮的分度圆直径：mmmzd5 .62255 . 233而作用在大齿轮上的圆周力 Ft2=T2/d2=203439/254=801N径向力：Fr2=Ft2tan a=801tan 20=291.5N而作用在小齿轮上的圆周力 Ft3=T2/d3=203439/62.5=3255N径向力：Fr3=Ft3tan a=325

43、5tan20=1185N求垂直面的支反力：Fr4=(Fr3(L1+L2)+Fr2L1)/(L1+L2+L3)=1125NMPa3 .20t23Fr1=Fr2+Fr3-Fr4=291.5+1185-1125=351.5N计算垂直弯矩：Mr=-Fr1L1=-351.530=-10545NmmMr=-Fr4L3=-112523=-25875Nmm求水平面的支承力Ft4=(Ft3(L1+L2)+Ft2L1)/(L1+L2+L3)=1804NFt1=Ft2+Ft3-Ft4=801+3255-1804=2252计算水平弯矩Mt=-Ft1L1=-225255=-123860N.mmMt=-Ft4L3=-18

44、0441=-41492N.mm求水平面的支承力总弯矩： 20706112321MrMrMr25167113332MrMrMrmmPTN203439n1095503其轴的力学模型及转矩、弯矩如图所示mmNMt123860Mt=-41492N.mmmmN 203438TmmTN20343924 a）力学模型图b）V 面力学模型图c）V 面弯矩图d）H 面力学模型图e）H 面弯矩图f）合成弯矩图g）转矩图mNMe62.26ca=25.0MPa25抗弯扭合成力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和最大转矩的截面（即危险截面 C）的强度。由轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6

45、，轴的当量力矩为：mNTMa62.26)(M22e轴的计算应力：ca=M/0.1df3=25.0MPa60MPa故符合强度要求低速级轴的校核:由同轴分流式，每对啮合齿轮仅传递全部载荷的一半，输入轴、输出轴只承受扭矩，中间轴只受全部载荷的一半：高速轴受力图如图所示由于齿轮上所受的力大小相等，方向相反，故轴不受弯矩，只受转矩作用输出轴上功率 kw973. 099. 097. 0014. 14 . 3轴承PP Nmm801047n1095503IIIPT由于轴上所受的扭矩相同，故轴直径最小的一段为危险截面故危险截面的直径 d=55mm由于受扭矩作用较大，故按扭转强度计算。mmNTI 801047d=

46、55mmr/min6 .11n mmb182 mmh112mmL452MPap10026r/min6 .111 . 41 .47inn4 . 307.242 . 0/ )/9550000(/3TTTMPadnPWT故轴的强度满足要求八、键联接的选择及其校核计算八、键联接的选择及其校核计算8.1 键的设计和计算键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸一般 8 级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.对于低速轴（轴）与齿轮配合处轴径mmd60查机械设计课程设计表 12-21 取： mmb182mmh112mmL4528.2 键的校核计算键的校核计算(2)校核键联接的强度 查机械设计表 6-3

47、得 MPap100工作长度mmbLl271845222(3)键与轮毂键槽的接触高度mmhK5 .135 . 022由式（6-1）得： 222322104dlKTp2 .171000/ )65275 .13(10006 .47/014. 155. 92p强度合适满足要求。取键标记为：键 1：14940 A GB/T109-12003 2 .172p27九、联轴器的选择九、联轴器的选择由轴的扭矩及轴，所以查机械设计基础课程设计45d37表 12-3 取 d=45 的联轴器选择 HL 型弹性柱销联轴器。查表 12-4选择型号为 HL4 轴孔直径为 45mm 的联轴器。 十、减速器箱体的设计十、减速器

48、箱体的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构,为了保证齿轮配合质量，大端盖分机体采用配合.67isH1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于 12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 为 40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 6.33. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为 10，圆角半径为 R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿

49、合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 M6 紧固28B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺

50、钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用min/10)25 . 1 (5mm脂润滑，箱体内选用 SH0357-92 中的 50 号润滑，装至规定高度.密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为密封的表面要经29过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不太大,并匀均布置，保证部分面处的密封性.。表表

51、10-1 铸铁主要结构尺寸铸铁主要结构尺寸减速器形式及尺寸关系/mm名称符号齿轮减速器箱座壁厚10箱盖壁厚110箱盖凸缘厚度1b10箱座凸缘厚度b15箱座底凸缘厚度2b20地脚螺钉直径fdM16地脚螺钉数目n4 轴承旁联接螺栓直径1dM16盖 与座联接螺栓直径2dM10 轴承端盖螺钉直径3dM8 检查孔盖螺钉直径4dM6定位销直径d6 箱盖、箱座肋厚mm、110，20箱座深度dH150箱座高度H170 十一、润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以min/10)25 . 1 (5mm30采用脂润滑，箱体内选用 SH0357-92 中的 50 号润滑，装至规定高度.密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度应为密封的表面