机械课程设计-带式运输机传动装置的设计

机械设计课程设计PAGE46-机械设计课程设计说明书设计题目带式运输机传动装置的设计学院机电与信息工程学院专业机械工程及自动化班级机械12-4班设计人及学号刘家彤（1210430428）李瑜（1210430409）刘心炜（1210430411）邱鼎（1210430413）魏德民（1210430418）张宝宁（1210430422）指导教师曾钢完成日期2014年1月13日中国矿业大学（北京）目录1设计任务………………32设计内容和要求………………………33对传动方案分析论证…………………44电动机选型……………64.1电动机类型选择…………………64.2电动机功率的选择………………65传动装置运动及动力参数计算………66传动零件设计计算……………………76.1高速级齿轮组……………………76.2低速级齿轮组……………………117轴的设计计算…………157.1低速轴的设计计算………………157.2齿轮轴的设计计算………………227.3中速轴的设计计算………………258滚动轴承的校核………………………318.1高速轴承的校核…………………328.2中速轴轴承校核…………………338.3低速轴轴承校核…………………349键校核…………………359.1齿轮轴上键的校核计算……………359.2中速轴上键的校核计算……………359.3低速轴上键的校核计算……………3610连轴器的选择…………3610.1电动机联轴器的选择……………3810.2低速轴输出端联轴器的选择……………………3811润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择…………3611.1滚动轴承的润滑和密封…………3611.2齿轮的润滑………………………3612箱体设计………………3712.1箱体各参数………………………3712.2起重吊耳和吊钩…………………3812.3视孔盖……………3812.4通气器选用通气塞………………3812.5轴承端盖设计……………………3912.6油沟形状尺寸及油标选择………3912.7定位销选择………………………3912.8肋板设计…………3913设计小结………………3914资料书目………………42一、设计任务设计题目：带式运输机传动装置的设计图1为带式运输机及其传动装置的简图。图2为参考传动方案。表1为设计原始数据。我们所选的是第7组。表1设计原始数据题号1234567890运输带工作拉力F(kN)76.565.55.254.84.54.24运输带工作速度v(m/s)1.11.21.31.41.51.61.71.81.92.0滚筒直径D(mm)400400400450400500450400450450已知条件：1．运输带工作拉力F=4.8kN；图1动力及传动装置Dv图1动力及传动装置DvF3．滚筒直径D=450mm；4．滚筒效率ηj=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；5．工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6．使用折旧期：8年；7．工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35℃8．动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；9．检修间隔期：4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修；10．制造条件与生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。二、设计内容与要求 （1）绘制减速器装配图1张（A0或A1）。（2）绘制零件工作图1张。（3）编写设计计算说明书1份。图2三、传动方案论证减速器是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。它的种类繁多，型号各异，不同种类有不同的用途。减速器的种类繁多，按照传动类型可分为齿轮减速器、蜗杆减速器和行星齿轮减速器；按照传动级数不同可分为单级和多级减速器；按照齿轮形状可分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器和圆锥－圆柱齿轮减速器；按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同轴式减速器。针对此次设计内容及要求采用二级圆柱直齿轮减速器，适用于繁重及恶劣条件下长期工作，使用维护方便，但结构尺寸较大。四、电动机选型设计计算及说明结果1．电动机至工作机总传动效率：:一对齿轮的传递效率(圆柱闭式齿轮)为0.96～0.98，取=0.97。：一对滚动轴承的效率为0.98～0.995，取=0.99。：齿式联轴器的效率为0.99～0.995，取=0.96。：滚筒的效率为已知条件（题中已给出）：=0.96。由此可以计算出总效率:2.滚筒通过运输带的输出功率:3.可以计算出电机的输出功率由此可选电机额定功率为11kw。2．滚筒轴转速两级圆柱齿轮的传动比8~40，最多不超过60则电机的转速可选范围符合这一范围的同步转速有750,1000，1500r/min表4-2型号同步转速满载转速已知Y型电机多选同步转速为1000r/min、1500r/min，查文献【2】表[12-1]和表[12-6]参考性价比，体积，重量等各方面，前者既重又贵,故通过额定功率11kw，可选用Y160M-4型电动机，满载转速nm=1460r/min，同步转速1500r/min。Y160M-4型电动机结构参数如下：机座中心高外型尺寸L×（AB/2+AD）×HD底脚安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸b(F)×h160600×420×385254×2101542×11012×8电机型号Y160M-4五、传动装置的运动及动力参数设计设计计算及说明结果1．.总传动比及各个传动比：总传动比：按电机满载转速计算i=nm/nw=1460/72.15=20.2356查课本可知,总传动比i=8～60，i1=（1.3～1.5）i2。各级传动比：按，可以求得：2．各轴转速和转矩（1）转速Ⅰ轴：=1460r/minⅡ轴：=/=1460/5.3=274.4r/minⅢ轴：=/=275.47/3.8=72.2r/min滚筒轴：==72.2r/min（2）各轴输入功率电机的输出功率===Ρ滚筒=（3）各轴转矩电机转矩Ⅰ轴转矩=Ⅱ轴转矩=Ⅲ轴转矩滚筒轴输入转矩输出转矩总传动比i=20.2356一级传动比i1=5.3二级传动比i2=3.8六、传动零件设计计算：设计计算及说明结果1．高速级齿轮组（1）参数带式运输机为一般工作机器，直齿圆柱齿轮7级小齿轮材料40调质Cr硬度=280HBS大齿轮材料45调质钢硬度=240HBS初选小齿轮齿数=20大齿轮齿数=i1=5.3×20=106压力角=20°（2）按齿面接触疲劳强度设计其中,试选载荷系数=1.3，=61513文献【1】图10-30得：区域系数=2.5文献【1】表10-7得：齿宽系数=1文献【1】表10-5得：弹性影响系数=189.8计算接触疲劳强度用重合度系数：计算接触疲劳强度许用应力：文献【1】图10-25d得=600MPa=550MPa 由式（10-15）计算应力循环次数：计算应力循环次数：由已知条件可得机器工作两班制、设每年工作300天、寿命为8年文献【1】图10-19取接触疲劳寿命系数=0.9，=0.95，取失效概率为1%，安全系数S=1。由式（10-14）=540MPa=522.5MPa取两者较小者为齿轮副的接触疲劳许用应力，即计算小齿轮分度圆直径计算圆周速度计算齿宽b==51.01mm3）计算载荷系数KH文献【1】表10-2查得=1.0；根据=1.25m/s，7级精度，由图10-8查得=1.13齿轮圆周力：查表得齿间载荷分配系数=1.2表10-4查得插值法有实际载荷系数4）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径得：5）计算模数m。（3）按齿根弯曲强度设计文献【1】由式（10-17）确定计算公式中各参数值试选=1.3计算接触疲劳强度用重合度系数：计算文献【1】由图10-17查取齿形系数查得=2.83；=2.19文献【1】由图10-18查取应力修正系数查得=1.55；=1.80文献【1】图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；文献【1】图10-22取弯曲疲劳寿命系数=0.83,=0.88；计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.35，由文献【1】式（10-14）得计算大、小齿轮的并加以比较0.01480.0165大齿轮的大于小齿轮，取=0.0165计算模数调整齿轮模数：圆周速度齿宽宽高比计算实际载荷系数。根据=0.835m/s，7级精度，由图10-8查得=1.05齿轮圆周力：查表得齿间载荷分配系数=1.0表10-4查得插值法有，结合宽高比，查图10-13得，实际载荷系数=5)按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取已满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳期强度算得分度圆直径来计算应有的齿数，于是由取,则。取。这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算1）计算大、小齿轮的分度圆直径2）计算中心距齿轮宽度考虑不必要的安装误差，为保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5～10）mm，即取，而大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即4)其他有关参数的系数齿顶高:齿根高：齿全高：齿顶圆直径齿根圆直径：5)计算齿轮的圆周速度6)校核齿面接触疲劳强度7)校核齿根弯曲疲劳强度2．低速级齿轮组（1）参数带式运输机为一般工作机器，直齿圆柱齿轮7级小齿轮材料40调质Cr硬度=280HBS大齿轮材料45调质钢硬度=240HBS初选小齿轮齿数=20大齿轮齿数=i2=3.8×20=76压力角=20°（2）按齿面接触疲劳强度设计其中,试选载荷系数=1.3，=313.074文献【1】图10-30得：区域系数=2.5文献【1】表10-7得：齿宽系数=1文献【1】表10-5得：弹性影响系数=189.8计算接触疲劳强度用重合度系数：计算接触疲劳强度许用应力：文献【1】图10-25d得=600MPa=550MPa 由式（10-15）计算应力循环次数：计算应力循环次数：由已知条件可得机器工作两班制、设每年工作300天、寿命为8年文献【1】图10-19取接触疲劳寿命系数=0.9，=0.95，取失效概率为1%，安全系数S=1。由式（10-14）=540MPa=522.5MPa取两者较小者为齿轮副的接触疲劳许用应力，即计算小齿轮分度圆直径计算圆周速度计算齿宽b==86.89mm3）计算载荷系数KH文献【1】表10-2查得=1.0；根据=1.25m/s，7级精度，由图10-8查得=1.05齿轮圆周力：查表得齿间载荷分配系数=1.2表10-4查得插值法有实际载荷系数4）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径得：5）计算模数m。（3）按齿根弯曲强度设计文献【1】由式（10-17）确定计算公式中各参数值试选=1.3计算接触疲劳强度用重合度系数：计算文献【1】由图10-17查取齿形系数查得=2.65；=2.23文献【1】由图10-18查取应力修正系数查得=1.55；=1.75文献【1】图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；文献【1】图10-22取弯曲疲劳寿命系数=0.85,=0.88；计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.35，由文献【1】式（10-14）得计算大、小齿轮的并加以比较0.01300.01571大齿轮的大于小齿轮，取=0.01571计算模数调整齿轮模数：圆周速度齿宽宽高比计算实际载荷系数。根据=0.82m/s，7级精度，由图10-8查得=1.03齿轮圆周力：查表得齿间载荷分配系数=1.1表10-4查得插值法有，结合宽高比，查图10-13得，实际载荷系数=5)按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取已满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳期强度算得分度圆直径来计算应有的齿数，于是由取,则。取。这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算1）计算大、小齿轮的分度圆直径2）计算中心距齿轮宽度考虑不必要的安装误差，为保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5～10）mm，即取，而大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即4)其他有关参数的系数齿顶高:齿根高：齿全高：齿顶圆直径齿根圆直径：5)计算齿轮的圆周速度6)校核齿面接触疲劳强度7)校核齿根弯曲疲劳强度高速级齿轮组：=20，=120=2计算中心距180螺旋角小齿轮的分度圆直径=51.72=308.27计算齿轮宽度=55=60低速级齿轮组：小齿轮齿数约为20大齿轮齿数=86模数m=3大、小齿轮的分度圆直径120324中心距222mm计算齿轮宽度120mm=120=125七、轴的设计计算设计计算及说明结果1．低速轴（1）求低速轴上的功率、转速和转矩已知=8.672kw=72.2r/min 于是=95501146.76Nm（2）求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为=375mm而==N=6116.1N圆周力，无径向力（3）初步确定轴的最小直径先按文献【1】式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据文献【1】表15-3，取=112,于是得==112mm=55.26mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（图4）。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩=，查文献【1】表14-1，考虑到转矩变化很小，故取=1.5，则：==1.51146.76Nm=1720.14Nm按照计算转矩应小于联轴器公称传矩的条件，查文献【2】表8-7，选用LT10型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000Nm。半联轴器的孔径=60mm，故取=60mm，半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=107mm。（4）轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案经分析，现选用图4所示的装配方案。将轴的轴端和轴肩处从左至右依次标为Ⅰ~VIII。图42）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，轴段Ⅰ-Ⅱ右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径=67mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径d=70mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度=107mm，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，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比略短一些，现取=104mm。(b)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=67mm及文献【2】表6-7，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30314，其尺寸为dDT=70mm150mm38mm，故==70mm；而=38mm。(c)取安装齿轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径=75mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为95mm，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=91mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=7mm，则轴环处的直径=82mm。轴环宽度b1.4h，取=12mm。(d)轴承端盖的总宽度为25mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。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=35mm，故取=70mm。(e)取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=38mm，大斜齿轮轮毂长L=68mm，则=T+s+a+(120-112)=100mm=L+c+a+s-=50mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。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平键连接。按由文献【1】表6-1查得圆头普通平键截面bh=20mm12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为80mm，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，半联轴器与轴的连接，选用平头普通平键为18mm11mm90mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考文献【1】表15-2，取轴端倒角为2，各轴肩处的圆角半径见图4。图5(5)求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图4）做出轴的计算简图（图5）。在确定轴承的支点位置时，应从文献【2】查取a值。对于30314型圆锥滚子轴承，由文献【2】表6-7查得a=29mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距+=（69+44）mm+117mm=230mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图5）。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的、及M的值列于下表（参看图5）。载荷水平面H垂直面V支反力F=4524.5N，=4524.5N=2013N，=1024N弯矩M=503348Nmm=183296Nmm总弯矩M==535683Nmm扭矩T=1394.84Nmm(6)按弯扭合成应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扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据文献【1】式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力==MPa=12.85MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献【1】表15-1查得=60MPa。因此<，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，Ⅱ，Ⅲ，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Ⅳ和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。由文献【1】第三章附录可知，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Ⅳ左右两侧即可。2）截面Ⅳ左侧抗弯截面系数=0.1=0.1=34300抗扭截面系数=0.2=0.2=68600截面Ⅳ左侧的弯矩M为M=535683N=327098N截面Ⅳ上的扭矩为=1394840N截面上的弯曲应力==MPa=9.536MPa截面上的扭转切应力==MPa=20.33MPa轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得=640MPa，=275MPa，=155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文献【1】附表3-2查取。因==0.029，==1.07，经插值后可查得=2.0，=1.31又由文献【1】附图3-1可得轴的材料的敏性系数为=0.82，=0.85故有效应力集中系数按式（附表3-4）为=1+(-1）=1+0.82(2.0-1)=1.82=1+(-1)=1+0.85(1.31-1)=1.26由文献【1】附图3-2的尺寸系数=0.65；由文献【1】附图3-3的扭转尺寸系数=0.81轴按磨削加工，由文献【1】附图3-4得表面质量系数为==0.92轴未经表面强化处理，即=1，则按文献【1】式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为=+-1=+-1=2.89=+-1=+-1=1.64又由文献【1】§3-1及§3-2得碳钢的特征系数=0.1～0.2，取=0.1=0.05～0.1，取=0.05于是，计算安全系数值，按文献【1】式（15-6）~(15-8)则得===14.22=====7.85>>S=1.5故可知其安全。3）截面Ⅳ右侧抗弯截面系数按文献【1】表15-4中的公式计算。=0.1=0.1=34300抗扭截面系数=0.2=0.2=68600弯矩M及弯曲应力为M=535683N=327098N==MPa扭矩及扭转切应力为=1394840N过硬配合处的，由文献【1】附表3-8用插值法求出，并取=0.8，于是得=3.16==2.53轴按磨削加工，由文献【1】附图3-5得表面质量系数为==0.92故得综合系数为所以轴在截面Ⅳ右侧的安全系数为>>S=1.5故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的，因无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，轴的设计计算即告结束。(8)绘制轴的工作图，见CAD图。2．齿轮轴（1）求齿轮轴上的功率、转速和转矩已知=9.266kW=1460r/min于是=9550000=955000060609.79N.m（2）求作用在齿轮上的力因已知一级齿轮的分度圆直径为=51.72mm而（3）初步确定轴的最小直径参考文献【1】式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据文献【1】表15-3，取=112，于是得==112mm=20.73mm轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（图6）。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩=，查文献【1】表14-1，考虑到转矩变化很小，故取=1.5则：==1.560610.=90915N.mm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查文献【2】表8-3，选用GICL1型鼓形齿式联轴器，其公称转矩为800000Nmm。半联轴器的孔径=28mm，故取=28mm，半联轴器长度L=62mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=44mm。（4）轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案经分析，选用图6所示的装配方案。将轴的轴端和轴肩处从左至右依次标为Ⅰ~VII。图62）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，Ⅶ-Ⅵ轴段左端需制出一轴肩，故取Ⅴ-Ⅵ段的直径=33mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=38mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度=44mm，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，故Ⅵ-Ⅶ段的长度应比略短一些，现取=42mm。(b)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=33mm及文献【2】表6-7，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸为dDT=35mm80mm22.75mm，故==35mm；而=22.75mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由文献【2】表6-7查得30307型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，取=44mm。(c)齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的宽度为60mm，套筒外径为45mm(d)轴承端盖的总宽度为25mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。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l=35mm，故取=60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。半联轴器与轴的连接，选用平键为8mm7mm36mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考文献【1】表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图6。（5）求轴上的载荷对于30307圆锥滚动轴承，由文献2，表6-7，得a取17，L1+L2=205+52=257现将计算出的截面C处的、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T（6）绘制轴的工作图，见CAD图。3．中速轴（1）求中速轴上的功率、转速和转矩已知=8.899kw=244.5r/min于是=9550000344030N.mm（2）求作用在齿轮上的力因已知圆柱直齿轮的分度圆直径为==51.72mm而====13303=4842N斜齿轮的分度圆直径为==395.75mm而==N=1938.6N==1938.6N=729.9N==1938.67N=513.47N圆周力、，径向力、和轴向力的方向如图8所示。（3）初步确定轴的最小直径先按文献【1】式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据文献【1】表15-3，取=112,于是得==112mm=37.11mm输出轴的最小直径显然是安装轴承处的直径和（图7）。为了使所选的轴直径和与轴承的孔径相适应，故需同时选取轴承型号。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。(4)轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案，如图7所示。将轴的轴端和轴肩处从左至右依次标为Ⅰ~VI。图72）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(a)参照工作要求并根据=37.11mm及文献【2】表6-7，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸为dDT=35mm80mm22.75mm，故==35mm。两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。取套筒外径=50mm=44mm。(b)取安装齿轮处II-III和IV-V的轴段的直径==55mm；左齿轮的左端与左轴承之间、右齿轮的右端与右轴承之间均采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度分别为100mm和55mm，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=96mm,=51mm。左齿轮的右端与右齿轮的左端均采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=5mm，则轴环处的直径=60mm。轴环宽度b1.4h，计算得=12mm。(c)轴承端盖的总宽度为25mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。(d)由各轴段尺寸可求得=88mm=44mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。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。按和由文献【1】表6-1查得平键截面bh=16mm10mm，键槽用键槽铣刀加工，长分别为90mm和45mm，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；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考文献【1】表15-2，取轴端倒角为2，各轴肩处的圆角半径见图7。（5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图7）做出轴的计算简图（图8）。在确定轴承的支点位置时，应从文献【2】查取a值。对于30309型圆锥滚子轴承，由文献【2】表6-7查得a=17mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距++=（116+87+55）mm=258mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图8）。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面B和C是轴的危险截面。现将计算出的截面B和C处的、及M的值列于下表（参看图8）。载荷水平面H垂直面V支反力F=1145.92N，=2123N=2426.77N，=3145.13N弯矩M=132820Nmm,=-116765Nmm=281416Nmm,=71379Nmm,=172982Nmm总弯矩=Nmm,=Nmm,=Nmm扭矩T=344030N.mm图8（6）按照弯扭合成应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扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据文献【1】式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力==前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献【1】表15-1查得=60MPa。因此<，故安全。（7）精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面经分析可知该轴只需校核截面II左右两侧即可。2）截面II左侧抗弯截面系数=0.1=0.1=9112.5抗扭截面系数=0.2=0.2=18225截面II左侧的弯矩M为M=311185N=182418.79N截面II上的扭矩为=344030N.mm截面上的弯曲应力==MPa=20MPa截面上的扭转切应力==MPa=18.87MPa轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得=640MPa，=275MPa，=155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文献【1】附表3-2查取。因==0.044，==1.22，经插值后可查得=2.3，=1.68又由文献【1】附图3-1可得轴的材料的敏性系数为=0.82，=0.85故有效应力集中系数按式（附表3-4）为=1+(-1）=1+0.82(2.30-1)=2.066=1+(-1)=1+0.85(1.68-1)=1.578由文献【1】附图3-2的尺寸系数=0.74；由文献【1】附图3-3的扭转尺寸系数=0.85轴按磨削加工，由文献【1】附图3-4得表面质量系数为==0.92轴未经表面强化处理，即=1，则按文献【1】式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为=+-1=+-1=2.88=+-1=+-1=1.94又由文献【1】§3-1及§3-2得碳钢的特征系数=0.1～0.2，取=0.1=0.05～0.1，取=0.05于是，计算安全系数值，按文献【1】式（15-6）~(15-8)则得===2.74===5.46===2.45>S=1.5故可知其安全。3）截面II右侧抗弯截面系数按文献【1】表15-4中的公式计算。=0.1=0.1=16637.5抗扭截面系数=0.2=0.2=33275弯矩M及弯曲应力为M=756241N=317010N==MPa=19.05MPa扭矩及扭转切应力为=344030N.mm==MPa=10.33MPa过硬配合处的，由文献【1】附表3-8用插值法求出，并取=0.8，于是得=3.16==2.53轴按磨削加工，由文献【1】附图3-5得表面质量系数为==0.92故得综合系数为所以轴在截面Ⅳ右侧的安全系数为===4.44===7.42===3.81>S=1.5故该轴在截面II右侧的强度也是足够的，因无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，轴的设计计算即告结束。（8）绘制轴的工作图，见CAD图低速轴：转矩=1394.84Nmm各轴段的直径=60mm=67==70mm=75mm=82mm=82mm各轴段长度=104mm=70=100=91=12=50=38齿轮轴：转矩=142465N·mm各轴段直径==35mm=44mm=33mm=28mm各轴段长度=22.75mm=157.5mm=63.5mm=60mm=42mm中速轴：转矩=520276Nmm各轴端直径==45mm==55mm=60mm各轴端长度=65mm=120mm=12.5mm=64mm=69mm八、滚动轴承的选择及校核计算设计计算及说明结果轴承预计使用时间=2×8×300×8=38400h1．高速轴承的校核选用的是6008型深沟球轴承（1）求两轴承受到的径向载荷和（2）求两轴承受到的轴向力和根据文献【2】表6-7查得，30307型圆锥滚子轴承的判断系数e=0.31由此可得按文献【1】式（13-11）得378（3）计算轴承当量动载荷和因为由文献【1】表13-5及文献【2】表6-7查得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1=0.4=1.9对轴承2=1=0因轴承运转有轻微冲击载荷，按文献【1】表13-6，=1.0~1.2，取=1.2，则（4）计算轴承寿命根据文献【2】表6-7查得，此轴承的基本额定动载荷和基本额定静载荷分别为=75200N=82500N因为>，所以按轴承1的受力大小计算即轴承的寿命大于预期计算寿命，故所选轴承满足寿命要求。2．中速轴承的校核选用的是30309型圆锥滚子轴承（1）求两轴承受到的径向载荷和（2）求两轴承受到的轴向力和根据文献【2】表6-7查得，30309型圆锥滚子轴承的判断系数e=0.35由此可得按文献【1】式（13-11）得（3）计算轴承当量动载荷和因为由文献【1】表13-5及文献【2】表6-7查得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1=0.4=1.7对轴承2=1=0因轴承运转有轻微冲击载荷，按文献【1】表13-6，=1.0~1.2，取=1.2，则（4）计算轴承寿命根据文献【2】表6-7查得，此轴承的基本额定动载荷和基本额定静载荷分别为=108000N=130000N因为>，所以按轴承1的受力大小计算即轴承的寿命大于预期计算寿命，故所选轴承满足寿命要求。3．低速轴承的校核选用的是30314型圆锥滚子轴承（1）求两轴承受到的径向载荷和（2）求两轴承受到的轴向力和根据文献【2】表6-7查得，30314型圆锥滚子轴承的判断系数e=0.35由此可得按文献【1】式（13-11）得（3）计算轴承当量动载荷和因为由文献【1】表13-5及文献【2】表6-7查得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1=1=0对轴承2=1=0因轴承运转有轻微冲击载荷，按文献【1】表13-6，=1.0~1.2，取=1.2，则（4）计算轴承寿命根据文献【2】表6-7查得，此轴承的基本额定动载荷和基本额定静载荷分别为=218000N=272000N因为>，所以按轴承1的受力大小计算即轴承的寿命大于预期计算寿命，故所选轴承满足寿命要求。高速轴承：选用30307型圆锥滚子轴承中速轴承：选用30309型圆锥滚子轴承低速轴承：选用30314型圆锥滚子轴承九、键联接的选择及校核计算设计计算及说明结果轴、键和轮毂的材料都是45钢，由资料[2]P.106表6-2查表得许用挤压应力[σp]=100～120MPa，取平均值，[σp]=110Mpa1．齿轮轴上键的校核计算：(1)联轴器上键的校核计算选用的是8×7×36的单圆头普通平键（C型）键的工作长度l=L-b/2=36-4=32mm键与轮毂、键槽的接触高度k=0.5h=0.5×7=3.5mm由文献【1】式6-1得σp=2T×103/kld=2×142.5×103/3.5×32×28=90.88MPa<[σp]=110MPa,所以此键合适。(2)高速齿轮上键的校核计算选用的是12×8×45的圆头普通平键（A型）键的工作长度l=L-b=45-12=33mm键与轮毂、键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8=4mm由文献【1】式6-1得σp=2T×103/kld=2×142.5×103/4×33×44=49.07MPa<[σp]=110MPa,所以此键合适。2．中速轴上键的校核计算：（1）斜齿轮上键的校核计算选用的是16×10×45的圆头普通平键（A型）键的工作长度l=L-b=45-16=29mm键与轮毂、键槽的接触高度k=0.5h=0.5×10=5mm由文献【1】式6-1得σp=2T×103/kld=2×520.3×103/5×29×55=103.48MPa<[σp]=110MPa,所以此键符合要求。（2）直齿轮上键的校核计算选用的是16×10×90的圆头普通平键（A型）键的工作长度l=L-b=90-16=74mm接触高度k=0.5h=0.5×10=5mm由文献【1】式6-1得σp=2T×103/kld=2×520.3×103/5×74×55=51.13MPa<[σp]=110MPa,所以此键符合要求。3．低速轴上键的校核计算：（1）联轴器上键的校核计算选用的是18×11×90的平头普通平键（B型）键的工作长度l=90接触高度k=0.5h=0.5×11=5.5mm由文献【1】式6-1得σp=2T×103/kld=2×1351.8×103/5.5×90×60=91.03MPa<[σp]=110MPa,此时强度符合要求。（2）齿轮上键的校核计算选用的是20×12×80的圆头普通平键（A型）键的工作长度l=L-b=80-18=62mm接触高度k=0.5h=0.5×12=6mm由文献【1】式6-1得σp=2T×103/kld=2×1351.8×103/6×62×75=96.90MPa<[σp]=110MPa,所以此键强度符合要求。齿轮轴上：联轴器上的键选用8×7×36的单圆头普通平键（C型）高速齿轮上的键选用12×8×45的圆头普通平键中速轴上：斜齿轮上的键选用16×10×45的圆头普通平键（A型）直齿轮上的键选用16×10×100的圆头普通平键（A型）低速轴上：联轴器上的键选用18×11×90的平头普通平键（B型）齿轮上的键选用20×12×80的圆头普通平键（A型）十、联轴器的选择设计计算及说明结果电动机联轴器的选择联轴器的计算转矩=，查文献【1】表14-1，考虑到转矩变化很小，故取=1.5则：==1.560610=90915N.mm 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查文献【2】表8-3，选用GICL1型鼓形齿式联轴器，其公称转矩为800000Nmm,许用转速为7100r/min。半联轴器的孔径=28mm，故取=28mm，本联轴器长度L=62mm，本联轴器与轴配合的毂孔长度=44mm。低速轴输出端联轴器的选择联轴器的计算传矩=，查文献【1】表14-1，考虑到传矩变化很小，故取=1.5，则：==1.51394.84=2092.26N．ｍｍ按照计传矩应小于联轴器公称传矩的条件，查文献【2】表8-7，选用LX4型弹性柱销联轴器，其公称传矩为2500Nm，许用转速为3870r/min。本联轴器的孔径=60mm，故取=60mm，本联轴器长度L=142mm，本联轴器与轴配合的毂孔长度=107mm。十一、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择设计计算及说明结果1．滚动轴承的润滑和密封由于滚动轴承最大的dn值小于2.6×104mm由文献【1】表13-10知，应选用脂润滑，由文献【2】表7-1选用适合滚动轴承的滚珠轴承脂。由于最高转速不超过4-5m/s，工作温度一般不超过90选用规格由文献【2】表7-12可知，轴Ⅰ选用毛毡圈D×d1×B1=47.4×32×7，槽D0×d0×b=46.4×34×6轴Ⅲ选用毛毡圈D×d1×B1=86.4×65×8，槽D0×d0×b=84.4×68×72．齿轮的润滑齿轮的平均圆周速度为V=12.5m/s,因为齿轮材料是钢，强度极限=4501000MPa,由文献【1】表10-12可知，运动黏度选118；又查文献【2】表7-1可知选用牌号为7407号齿轮润滑脂。齿轮润滑的方式采用油池浸油润滑，由于是多级减速器，并且要求应使高速齿轮浸油深度约为2~3个齿高，低速级浸油深度约为1/6~1/3齿轮半径，高速级2齿高为4.25×2=8.5mm，同时考虑油深不小于10mm，高速级在1个齿高（1/61/3）齿轮半径，所以选择浸没高速级10mm。轴承的润滑方式：选脂润滑，毛毡圈密封。齿轮润滑：采用油池浸油润滑十二、箱体的设计设计计算及说明结果箱体各参数见下表：中心距a本设计是二级减速器，故为低速级齿轮中心距237箱座壁厚0.025a+310箱盖壁厚0.02a+39箱座凸缘厚度b1.515箱盖凸缘厚度b11.513.5箱座底凸缘厚度b22.525地脚螺钉直径df0.036a+12M20.532地脚螺钉数目n时n=44轴承旁连接螺柱直径d10.75dfM16盖与座联接螺栓直径d20.5~0.6dfM12联接螺栓d2的间距L150~200150轴承端盖螺钉直径d30.4~0.5dfM10视孔盖螺钉直径d40.3~0.4dfM8df、d1、d2至外箱壁距离C1由文献【2】表11-2查得26df、d1、d2至凸缘边缘距离C2由文献【2】表11-2查得24沉头座直径由文献【2】表11-2查得40轴承凸台半径R1C224凸台高度h由轴承座外径定58外箱壁至轴承座端距离L1C1+C2+（5~10）55轴承座孔边缘至轴承螺栓轴线的距离16箱盖、