机械设计课程设计--设计带式运输机的传动装置

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1、 带式输送机传动装置 设计说明书 班级：机械 1004 设计者：解小霞 学号：100800402 指导老师：岳晓丽 日期：2013 年1月10——1月 18日 目录 一、 设计任务书 3 二、 传动方案说明………………………………………………………4 三、 传动装置总体设计…………………………………………………5 四、 V带设计计算 9 五、 斜齿轮传动设计计算………………………………………………11 六、 轴的设计与校核……………………………………………………20 七、 低速轴轴承的校核…………………………………………………………25 八、 键连接的选择与校核

2、………………………………………………26 九、 箱体的设计…………………………………………………………27 十、 减速器的润滑和密封………………………………………………29 十一、 设计心得…………………………………………………………29 十二、 参考资料…………………………………………………………29 一、设计任务书 机械设计课程设计任务书 设计带式运输机的传动装置。 工作条件： 1、 每天一班制工作，每年工作 300 天，使用年限 10 年，大修期 3 年； 2、 连续单向回转，工作时有轻微振动，运输带速度允许误差±5% 3、 生产厂可加工 7~8级精度的齿轮； 4

3、、 动力来源为三相交流电； 5、 批量生产。 传动装置简图： 设计任务： 1）传动装置设计计算，递交设计计算说明书1份（打印） 2）减速器装配图设计，递交手工绘制A1图纸1张； 4） 减速器零件图设计，递交手工绘制的A3图纸2张； 5） 减速器三维造型和动画，递交光盘1个。 原始数据： 数据编号 91 口V名 学姓 100800402 解小霞 运输机工作轴转矩T(N.m) 850N.m 运输带工作速度V(m/s) 0.95m/s 卷筒直径D(mm) 350mm 二、传动方案说明 1. 将带传动布置于高速级 将传动能力较小的带传动布置在高

4、速级，有利于整个传动系统结构紧凑， 匀称。同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪 声的特点。 2. 高低速级均选用闭式斜齿圆柱齿轮 闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可 获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮 传动，使结构简单、紧凑。 3. 将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方 由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮 布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现 象，使轴能获得较大刚度。 综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。 三传动装置总体设

5、计 、 （一）电动机选择 1. 电动机的类型 Y系列三项交流异步电动机 电压380V 2. 选择电机容量 已知运输机工作时工作轴转矩=850N.m 滚筒半径D=350mm 运输机带速V=0.95m/s 查表可知:V带传动效率耳］=0.95，齿轮副传动效率（2对，8级） n =0.97 ,滚动轴承效率（3对）n =0.98 ，齿轮联轴器效率耳二0.99 2 3 4 滚筒输出的功率为：P =T n /9550 w1 w w n=60X1000V /nD=51.839 r/min w W P =850X51.839一9550=4.614KW w1 取工作机效率 n =

6、0.96 w 工作机所需功率 P=P /n =4.614/ 0.96=4.806KW W W1 w 总效率 n =n Xn 2Xn 3Xn =0.95xo.972xo.983x a 1 2 3 4 0.99=0.833 Y系列三项交 流异步电动机 380V Y160M-6 P =4.806KW w n a=0.833 d Pd =5.770KW d P d= 7.5KW ed n = 970r / min w 电动机所需功率 P =P /n = 4.806 / 0.833=5.770KW d w a 3•选择电动机转速 滚筒转速 n=60X1000V

7、 /nD=51.839r/min w w 总传动比范围 i，，=i，Xi, a D f 通常，V带传动的传动比范围为i］二2〜4 ；二级圆柱齿轮减速器为 f 1 = 8 〜40 ; 2 则总传动比范围是i' = 16 ~ 160，故电动机转速的可选范围为 a f n = i '• n =829.424——8294.24r/min d w 符合这一范围的同步转速有1000,1500,3000 r/min,综合考虑电动机和传动 装置的尺寸，重量，价格和总的传动比，最终选择电动机型号为Y160M-6 技术数据：满载转速970r/min 额定功率P = 7.5kw e

8、d 重要外形尺寸:中心距地髙H=160mm,电机轴直径D=42mm （二）传动比的分配 n 总的传动比为：i =f = 970/51.839=18.712 a n w .i 查表2-1取V带传动的传动比为i = 2,则减速器的传动比为i二-二9.356 D I D 取两级圆柱齿轮减速器髙速级的传动比为［=<1.4i =3.619则低速级的传 . i 动比为i = = 2. 585 2 i i （四）计算传动装置的动力和运动参数 II! F 4 3 6 己 0 01 n n i i n i n 0 i D n 2 P

9、 0 P 2 0轴 （电动机轴） 1轴 （髙速轴） 485 2轴 （中间轴） 二 5.482 x 0.98 x 0.97 二 5.211KW 1 3轴（低速轴） P 1 =Pd = mW 970 = 485r /min 2 二 5.770 xn 二 4.72x 0.95 二 5.482KW 1 =P F 0 =n = 970r/min m 二 p 二 p xn xn 12 1 2 3 P 5 482 T = 9550 x — = 9550 x = 107.945N - m 1 n 1 P 5 211 T = 9550 x — = 95

10、50 x = 371.339N - m 2 n 134.105 2 = 134.015r /min 3.619 P 二 9550 x —二 56.808 N.m n 0 二 P 二 P xq xq 二 5.211 x 0.98 x 0.97 二 4.954KW - 23 2 2 3 134.015 = 51.834r /min 2.585 51.843 =心576“ -m T = 9550 x P = 9550 ^上竺 3 各轴运动和动力参数 轴名 功率P/KW 转矩 T/(N.m) 转速 n/(r/min 传动 比 i 效率 电机 轴 5.

11、770 56.808 970 2 0.95 高速 轴 5.482 107.945 485 3.619 0.9513 中间 轴 5.211 371.339 134.015 2.585 0.951 低速 轴 4.954 912.576 51.843 滚筒 轴 4.806 850 51.839 四* V带设计计算 已知：电机P二5.770KW,转速n =970r / min.传动比i=2.每天8 d m 小时，每年300天，年限10年，大修期3年。 1•确定计算功率：Pca A型带 由＜＜机械设计〉〉156页表8-7查得工作情

12、况系数 K = 1.1 A P = K • P = l.lx 5.770 = 6.347 KW ca a 2、选择V带型号 根据P , n查图8-11（《机械设计》课本157页）选A型V带。 ca 1 3.确定带轮直径 d d d1 d 2 1）初选小带轮的基准直径d :由课本表8-6和表8-&取小带轮的基准直径 d 1 dd 1=125mm d 'B —dl < 且2 H（= 160mm），即电机中心髙符合要求 d戶25 d =250 d 2 2）验算带速 v：按式 V=±" = 970XKX125.6.349m/s 2丿验算带速"：按式1 60X1

13、000 60x 1000 在（5-30）m/s范围内，故带速合适. 3）计算大带轮的基准直径d d 2 d = i x d = 2 x 125 = 250mm根据表8-&此数据即为标准数据 d 2 0 d 1 L 4. 确定中心距a和带长d 1）初选中心距 a < 2（d + d ） 0 d 1 d 2 0.7（d + d ）＜ d 1 d 2 262.5 < a < 750 0 初定 a = 500mm 0 2）求带的计算基准长度 兀 (d — d )2 L 二 2a + (d + d ) + di 归 u d0 0 2 di d 2 4a 1597mm

14、 0 a=500 由表8-2取带的基准长度Ld=1600mm 3)计算中心距:a L — L a = a +—d dO = 501.5mm~500mm o 2 从而确定中心距调整范围 a = a + 0.03L = 548mm max d a = a — 0.015L = 476mm min d 5. 验算小带轮包角a 1 d 一 d a u 180。— __di x 57.3。^ 166。A 90。 1 a 6. 确定V带根数Z 1) 计算单根V带的额定功率P r 由 d =125mm,n =970r/min，查表 8-4a 得 P =1.39KW

15、d1 m 0 由 n1=970r/min,传动比为 2,A 型带，查表 8-4b #△ P0=0.113Kw 查表 8-5 得 K =0.96,表 8-2 得 K =0.99 a l 于是 P = (P +AP ) - K - K = 1.428KW r 0 0 a L Z=5 2) 计算V带根数Z P Z = P = 4.445 取 Z=5 根 r 7. 计算单根V带初拉力最小值 P 2.5 F = 500 x~c^ ( —1) + qv 2 = 164.4N 其中 q 由表 8-3 查得 0 VZ K a 应使实际初拉力值大于或等于F0 8. 计算对轴的压

16、力最小值 .a F u 2ZF sm 1 = 1631.7N p 0 2 五、齿轮设计计算 （一）高速级减速齿轮设计 已知：P =5・482KW,小齿轮转速 n =485r/min,i=3.619, 1 1 工作寿命10年，每年工作300天，每天工作8小时，7~8级 精度齿轮。 1•选精度等级，材料及齿数 （1）材料45,小齿轮调质，大齿轮正火，齿轮精度8级，小齿轮硬 度240HBS,大齿轮硬度200HBS. （2） 选小齿轮齿数Z二24,大齿轮齿数Z二86.856,取Z=87, 1 2 2 i=Z /Z =87/24=3.625 2 1 （3） 初选螺旋角B=1

17、4 2•按齿面接触强度设计 按式计算，即d > 乜包+ I"ZHZE）2 1t 3 8 U（[Q ]）2 d a h （1）确定公式内的各计算数值 1）试选 Kt =1.3 2） 由图10-30 （机设课本）选取区域系数Z =2.435 H 3） 由图 10-26 查得8 =0.775, 8 =0.870,则8 = 8 + 8 =1.645 ai a a ai a 4） 许用接触应力 一 ][Q ] + [Q ] Q ] = H-1 H 2 ① 小齿轮传递的转矩T=10.795X104 N.mm ② 由表10-7选取齿宽系数K= 1 d 丄 ③ 由表10-

18、6查得材料的弹性影响系数Z = 189.8MPa2 E ④ 由图10-21d,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 b 二555Mpa ,大齿轮的接触疲劳强度极限b 二390Mpa H liml H lim2 ⑤ 由式6-13计算应力循环次数 N=60n jL=60X485X1X（ 8X300X10 ） =6.984X108 N =6 . 984X108 / 3 . 62 5=1.92 7X108 2 ⑥ 由图10-19取接触疲劳寿命系数K = 1.02 , K = 1.1 HN1 HN2 ⑦ 计算接触疲劳许用应力 取失效概率1%，安全系数S=1.由式（10-12）得

19、 [b ] HN1 =1.02X555=566.1Mpa [b ] HN2 lim2 =429Mpa [b h]1 + [b h]2 = 497.55Mpa ①将上述有关值代入d , 3：込戶三 t 3 -t 2 T H E-— 0 e u([b ])2 d a H [b ] = H 2 b [1.23 b ] H H 2 5）计算 得结果d > 57.14mm 1t ②计算圆周速度 * 沁 1.451m / s 兀-n - d V = 1——: 60x1000 ③计算齿宽b及模数m nt b = 0 x d

20、 = 57.14mm d 1t d x cos B m =-^ = 57.14Xcos14 / 24=2.31mm n Z 1 h = 2.25m = 2.25X2.31=5.198mm nt b / h = 57.14 / 5.198=10.993 ④计算纵向重合度匚=0.318°dZ1tan B=1.903 ⑤计算载荷系数K 已知使用系数KA二1.1，根据V=1.451m/s,8级精度，由图10-8查得动 载荷系数K = 1.08，由表10-4查得质=1.456 由图10-13查得Kf厂皿， 由表10-3查得K = K = 1.4 Fa Ha =2.

21、422 所以载荷系数K = K K K K A V Ha HR ⑥按实际的载荷系数矫正所得的分度圆直径 d = d ' = 70.31mm 1 1t d x cos R c c — ⑦计算模数 m =t = 2.843mm n Z 1 3.按齿根弯曲强度设计 由式 m n .2KTY cos2 卩Y Y > ■ 1 R Fa Sa © Z 2 8 [Q ] d 1 a F (1)确定计算参数 ①计算载荷系数 K = K K K K = 2.328 A V Fa F 卩 ②根据纵向重合度8 = 1.903.从图10-28查得螺旋角影响系数= 0.88

22、 ③计算当量齿数 Z =―1 沁 26.27 cos3 R ④查取齿形系数 Z 一2 u 95.237 COS3 R 由表10—5查得 Y 二 2.59 Fa1 Y 二 1.599 Sal Y = 2.19 Fa 2 Y 二 1.785 Sa 2 由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳极限& fe1 = 390Mpa 大齿轮的弯曲疲劳极限b

23、 = 320Mpa FE 2 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K = 0.95 , K = 0.98 FN1 FN 2 ⑤计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）得 K b Q ] = fn1―fe1 = 264.643Mpa F 1 S K b [b ] = FN2—FE2 = 224Mpa F 2 S 计算载荷系数K K = K K K K = 2.328 A V Fa F0 ⑥计算大.小齿轮的 并加以比较 Y Y Fa1 Sa1 =0.01565 0 ] F 1 Y Y Fa 2 Sa 2 =0.01745 0

24、] F 2 经计算，大齿轮的数值大 (2)设计计算 '2KTY cos2 0Y Y m > 3, 严 F^^a =1.974mm 3 © Z 2 8 Q ] d 1 a F Z 1= 27 Z 2= 98 对比计算结果，取m n=2.5mm，为了满足接触疲劳强度，需按接触强度算得的 2=70 分度圆直径d =70.31mm来计算应有的齿数 于是由 d cos 0 70.31x cos14。 t = = 27.288 m n T75mm 2.5 Z=27 1 =Z1x i = 3.619X27=98 (3)修正 Cos B

25、= n = 0.96 0 二 16.26。 (Z + Z ) x m a = i 2 n = 162.76 2 x cos B (Z + Z )m 将中心距圆整为160mm，则0= arccos 1 2 n = 12.43。 2a 、 , Z m 小齿轮分度圆直径d = ―n = 69.12mm 1 cos 0 Z m 大齿轮分度圆直径d =—^ = 250.88mm 2 cos 0 计算齿轮宽度 b =0 x d = 69.12mm d 1 圆整后取B2=70mm, B] = 75mm (4)结构设计 小齿： 齿顶圆直径 d = d

26、+ 2h = 74.12mm ai 1 a 齿根圆直径 d = d 一2h = 62.87mm f 1 f 大齿： 齿顶圆直径 d = d + 2h = 255.88mm ai 1 a d = d 一 2h = 244.63mm f 1 f (二)低速级齿轮计算 已知P = 5.211KW，小齿轮转速n = 134.015，传动比i为2. 585 2 2 1•选精度，材料及齿数 1) 材料45,小齿轮调质，大齿轮正火，齿轮精度8级，小齿轮硬度 240HBS,大齿轮硬度200HBS 2) 选小齿轮齿数Z = 31，大齿轮Z = 80 1 2 3) 选取螺旋角，初

27、选螺旋角0 = 14。 2.按齿面接触强度设计 按式（10-21）计算，即 d > 2.32x J2KF® +1）（Ze）2 1 3 e u（q ]）2 片 d H （1）确定公式内的各计算数值 1） 试选 K =1.3 t 2） 由图10-30选区域系数Z = 2.435 H 3） 由图 10-26 查得E 二 0.79，= 0.87， ai a2 t 上 +£ 二 1.66 a ai a 2 4） 许用接触应力 「〜]Q ] + Q ] Q ]=——H-1 H 2 ① 计算小齿轮传递转矩 T 95.5 x105 x 5.211 iO T = = 3

28、7.134 x1O4 N mm 1 134.015 ② 由表10-7选取齿宽系数申 二1 d ③ 由表10-6查得弹性影响系数Z = 189.8MPa； E ④ 由图10-21d按齿面硬度查得b 二555Mpa, 二390Mpa H lim1 H lim2 ⑤ 应力循环次数： N 二 60n jL =1.93X108 1 2 h AT 1.93 x10s 10 N — - 7.47 x107 2 2.585 ⑥由图 10-19 取K —1.1, K —1.17 HN1 HN2 ⑦计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%.安全系数S=1,由式（10-12）得 [

29、b ] — hn\ —1.1X555=610.5Mpa H 1 S [o' ] = —hng iim2 = 1.17 x 390 = 456.3MPa Q ] = 2 h I +2 h t = 533.4Mpa v H 2 1.23 （2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径d ，由计算公式得 it 』、2 32 12KT（u +1）（Z ）2 d > 2.32 x ■ 1 e — 1 3 e u（q ]）2 1 d H 得结果d > 84.60mm it 2）计算圆周速度 V 邛 ° t dit = 0.594m / s 60 x1000 3）计算齿

30、宽b及模数m nt b = e x d = 84.60mm d it d cos B 84.60 cos 14° m =—a = = 2.648 t Z 31 i h = 2.25m = 2.25X2.648=5.958 t b / h = 14.20 4）计算纵向重合度E S = 0.318 申 Z tan B= 0.318 x 1 x 31 x tan 14° = 2.458 B d 1 5）计算载荷系数K 已知使用系数KA = 1.1,根据V=0.594m/s,8级精度，由图10-8得 动载荷系数K = 1.06，由表10-4查得K = 1.464，由图1

31、0-13查得 V hB K = 1.45，由表10-3查得K = K = 1.4，故载荷系数： fB Fa Ha K = K K K K = 2.39 A V Ha HB 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 d 二 d ■——二 103.64mm 1 1t V K t 7）计算模数m m = = 3.24mm Z 1 3.按齿根弯曲强度设计 由式（10-17）m、［fl捂1 d 1 F （1）确定计算参数 1）计算载荷系数 K = K K K K = 2.367 A V Fa F卩 2）根据纵向重合度和二以8 ,

32、 从图10-28查得螺旋角系数 Y 二 0.88 3）计算当量齿数 Z Z Z 二 —二 33.94 v1 COS3 b Z = —=87.57 v2 COS3 B 4）查取齿形系数 由表10-5查得Y二2.46， Fa1 Y Fa 2 二 2.21 5）查取应力校正系数 由表 10-5 查得 Ysa1 = ^45, Y = 1.778 Sa 2 ①由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限b广390Mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限b fe2二320Mpa ②由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K = 0.95， K = 0.98 FN1 FN 2

33、③计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式(10-12)得 =264.643Mpa K a =—FN1_FE1 S K a —FN2_FE2 S =224Mpa ，并加以比较 Y Y 6)计算大.小齿轮的严呼 [a ] F Y Y Fa1 Sa1 =0.01529 [b ] F

34、1 Y Y Fa 2 Sa 2 =0.01754 [b ] F 2 大齿轮的数值大 (2)设计计算 m > 1 Fa 弘=2.52 \ e z 2 [a ] d 1 F 取 m=3mm 按d] = 103.64mm来计算的齿数 z = 33 1 Z = 85 2 =d1C0S 0 = 33.52。 m a=185mm =33，则 Z2 = Z1 X i2 = 2.585X33=85 4•几何尺寸计算 B2=105mm B1 =110mm 0 = 17.25。 (1)计算中心距: (Z + Z ) x m a

35、 = 1 2 = 185.34mm 圆整为185mm (2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 (Z +Z )m B = arccos ——i 2 n = 16.91° 2a (3) 计算大.小齿轮的分度圆直径： Z m d =—i n = 103.48mm 1 cos B Z m d = —2 n = 266.52mm 2 cos B (4) 计算齿轮宽度 b =0 x d = 103.48mm d 1 圆整后取B2=105mm, B] = 110mm (5) 结构设计 小齿： 齿顶圆直径 d = d + 2h = 109.47mm ai 1 a 齿根圆直

36、径 d = d — 2h = 95.97mm f 1 f 大齿： 齿顶圆直径 d = d + 2h = 272.52mm ai 1 a 齿根圆直径 d = d — 2h = 259.02mm f 1 f 六、轴的设计与校核 (一)高速轴的设计 1. 轴的材料及热处理选择 由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料 45钢，调质处理. 2. 初估轴的最小直径 按扭矩初估轴的直径，查表(机设)15-3，得A =103至126，取A =120则： 0 0 d A A 3：匕=26.93mm lmin 0 n 1 因为髙速轴上安装有大带轮，所以

37、髙速轴的直径不能和电机轴的直径相差太 多.已知选用的电机型号Y160M-6,其电机轴直径为42mm.所以髙速轴，安装大带轮 一段的直径初定为30mm. 3. 初选轴承 因为髙速轴上装有斜齿轮,则在齿轮啮合过程中会产生轴向力，为了能承受 轴向力的作用，并且适应相对较髙的转速，所以选用圆锥滚子轴承,型号为30208 根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:d=40mm 且因为没有大齿轮的圆周速度超过2m/s,所以选择脂润滑，则每个轴承旁边 都要安装挡油环. 4. 结构设计（参见结构简图） 初估轴径后,从右端开始确定直径•该轴轴段1安装轴承30208和挡油环， 故该段直径为40mm。因为

38、髙速级小齿轮分度圆较小，所以将轴3段与髙速级小齿 轮做成一体，形成齿轮轴。段2考虑到挡油环的轴向定位，所以以轴环的形式设 计，直径定为45mm, 5段装轴承和挡油环，直径和1段一样为40mm。4段不装任 何零件，但考虑到挡油环的轴向定位，及整个轴的比例协调，取为45mm，取3段 为74.120mm （分度圆直径）。6段装大带轮，因为需要装大带轮取为30mm〉dmin。 （2） 各轴段长度的确定 轴段1，2的长度和为轴承30208的宽度和挡油环厚度以及箱体内壁到齿轮 端面的距离（10mm）,定为43mm。3段与齿轮同宽，为69mm。5段的长度同样考 虑轴承30208和挡油环的厚度，确定箱体内

39、壁位置和轴承座宽度，并且结合考虑 安装轴承端盖以及大带轮后能方便安放螺栓后得到，取48mm。定为85mm，6段需 要安装大带轮，考虑大带轮的结构和V带根数为5,取安装段长度为70mmo 4段 的长度是在确定其他段长度后自然形成的。 （3） 轴上零件的周向固定 为了保证良好的对中性，与轴承内圈配合轴颈选用k6， 与大带轮联接的键采用A型普通平键联接，为 键 8*7 GB1096-1979 （b=8mm，h=7mm，L=40） （二）中间轴的设计 1•材料为45号钢，调质处理 2•出估算轴的最小直径，取A0 = 110，则 \~P~ d > A 3—2 =37.27mm ，选取两

40、轴承段轴径为40mm，选取圆锥滚子轴承 2min 0 n 7 2 30208 3. 轴的结构和尺寸确定 1）各轴直径的确定 初估轴径后,从右端开始确定直径•该轴轴段1安装轴承30208和挡油环， 故该段直径为40mm。因为中间轴齿轮分度圆较大，不宜与齿轮做成一体，所以将轴 2段，轴4段装齿轮，轴2段定为45mm,轴4段定为45mm。段3考虑到齿轮的轴向 定位，所以以轴环的形式设计，直径定为60mm, 5段装轴承和挡油环，直径和1 段一样为40mm。 2）各轴段长度的确定 轴段1的长度和为轴承30208的宽度和挡油环厚度以及箱体内壁到齿轮端面 的距离（10mm）,定为45m

41、m，轴段3定位17.5mm。2段考虑用于髙速级大齿轮定 位，应比该齿轮稍窄，定为67mm。4段同样需要安装低速级小齿轮，考虑该齿轮 的周向定位，定长度为107mm。5段轴环的宽度取45mm。 3）轴上零件的周向固定 为了保证良好的对中性，与轴承内圈配合轴颈选用k6，与髙速级大齿轮均采 用A型普通平键联接，为键2 16X10 L=45 GB1096-79,与低速级小齿轮联 结的键为减少加工过程中的换刀次数，均采用A型普通平键联接，为键3 16X 10 L=80mm GB1096-79. （三）低速轴的设计与校核 1. 轴的材料及热处理选择 同髙速轴，选择常用材料45钢，调质处理.

42、 2. 初估轴的最小直径 按扭矩初估轴的直径，查表（机设）15-3，得A0=103至126, 取 A0=105则： rp d A 才=48mm 3min 0 n 3 这算出的为轴受扭段的最小直径. 对于低速轴来说,轴受扭段即为大齿轮到联轴器端的轴段，则最小轴段应定 为外伸端装联轴器的轴段，根据联轴器的选择（详见本说明书第七部分），最小直 径d3定为50mm. 3. 初选轴承 （1）因为中间轴上装有斜齿轮,则在齿轮啮合过程中会产生轴向力，为了能承 受轴向力的作用，并且适应相对较髙的转速，和较髙速轴更粗的直径，所以选用 圆锥滚子轴承，型号为30212 根据轴承确定各轴安装轴承

43、的直径为:d=60mm。 4. 结构设计（参见结构简图） 低速轴 1） .各轴直径的确定 初估轴径后,则可按轴上零件的安装顺序,从右端开始确定直径.该轴轴段 1安装联轴器,故该段直径为50mm。轴3段和轴8段安装轴承和挡油环，所以定为 60mm.轴2段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用d=55mm的 毛毡圈，故取2段55mm.段6安装低速级大齿轮，定为73mm.段7考虑到挡油环的 轴向定位，所以以轴环的形式设计，直径定为65mm.5段考虑齿轮的轴向定位，以 轴环的形式设计，定为83mm。4段不装任何零件，但考虑整个轴的比例协调，取4 段为65mm。

44、2） 各轴段长度的确定 轴段1应该按选用联轴器的尺寸来定，所以定为84mm,轴段3和轴段8的长 度和为轴承6212的宽度和挡油环厚度，定为34mm。轴段7应考虑箱体内壁到齿 轮端面的距离（10mm），所以定为14mm.6段应考虑齿轮的定位，为88mm。5段轴 环定为10mm。2段的长度是在确定箱体内壁位置和轴承座宽度，并且结合考虑安 装轴承端盖以及考虑安装联轴器后可以方便插取弹性套柱销得到，定68mm。4段 的长度是在确定其他段长度后自然形成的。（计算后得出为75mm） 3） 轴上零件的周向固定 与低速级大齿轮均采用A型普通平键联接，键4 20X12 L=70 GB1096-79 4）

45、 轴上倒角与砂轮越程槽与圆角 根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。因为轴上装有轴承，所 以轴段5,轴段1需要磨削,则应该在轴段5的右侧，轴段1的左侧开有砂轮越程 槽，根据刀具的宽度，槽的尺寸为4*1齿轮轴肩定位处需要设计过渡圆角，轴环3 左侧过渡圆角半径定为2mm. 5.低速轴的校核 已知低 速轴，P 二 4.954kw , n 二51.843r/min , 3 3 T 二 912.576N .m 3 1.作用在齿轮轴上的力 已知大齿轮的分度圆直径为d 则，F = #3 = 2x912.576x100° = 6848N 2 266.52

46、 =F 竺竺=6848 x tan2°° = 2605N , t cosB cosl6.91° =6848 x tanl6.91° = 2082N 圆周力, 径向力, 轴向力的方向以及弯矩图, 扭矩图方向如 V1 V 2 H T = 912.576N .m =266.52mm , 2 式中: F + F = F NH 1 NH 2 鬥 屮

47、(174 + 87丿=屮 x 87 NH 1 t F + F = F NV 1 NV 2 鬥 F 1174 + 87丿=F NV 1 X 87 NV 2 F = 2238N NH1 F =4565N NH 2 F = 868N NV 1 F =1737N ' NV 2 =2082 X 266-52 X10-3 = 277.45N.m； 合成：M = M2 + M2 = ：397.4242+151.032? = 425.155n.m % H V1 V， :M 2 + M 2 = 397.4242+126.4182 = 417.045 n .m ' H V

48、2 P 弯曲: G ca 2T 2W丿补 ,2 :M 2+V2" W - L 60MPa -1 兀 d 3 bt a—t) W = -- 32 式中，b=14mm,h=9mm,t=5.5mm W 二 1.075 xlO -5 所以，G = 0.57MPa〈G L 60MPa -1 ca B处收扭: G = W 912.f76 A = 39.6MPa〈G L 60MPa ca 兀d 3 bt d — 2 -1 T 2d 所以轴符合要求 七、低速轴轴承校核 轴3寿命计算，所选轴承302012. Y=1.5, e=0.4 F =伫= d i 2

49、Y 868 F =289N F 1737 579 N 2 X1.5 d 2 2Y 2 xl.5 F =2082N ae F〈F + F dl d2 ae 所以1轴承紧，2轴承松 F 二 F + F 二 2082 + 579 二 2661N al ae d2 F 二 F 二 579N a 2 d 2 F e 二 二 3.065〉e ；所以 X

50、=0.4, Y=1.5 rl p 二f Qf + yF )= 4338.7 N 1 p rl al f e = Fa2 = 0.3 〈e ；所以 X=1， Y=0 r 2 P 二 xF 二 1737N 〈 P 1 10 3 沁 597200h =248.8 年〉3 年 所以轴承满足要求 八•键连接的选择与校核 1.键选择 轴 1 带轮键：bxh = 8x7，宽度 b=8mm，轴深 t=4mm，毂 t 二3.3mm 1 r=0.16~0.25mm 中间轴键：①大齿轮 bx h = 12x 8，宽度b=12mm，轴深t=5mm,毂 ②小齿轮 t =3.3mm,

51、r=0.25~0.4mm 1 bx h = 12x8，宽度 b=12mm，轴深 t=5mm，毂 轴3： ①大齿轮 t =3.3mm, r=0.25~0.4mm 1 bxh = 18x 11 ，宽度 b=18mm，轴深 t=7mm,毂 ②联轴器 t =4.4mm, r=0.25~0.4mm, l=90mm, k=0.5h=5.5 1 bxh = 14x9，宽度 b=14mm，轴深 t=5.5mm, 毂 t =3.8mm, r=0.25~0.4mm, l=100mm, k=0.5h=4.5 1 2.轴3键校核 r 2T xlO 3 匚］ Q = < r」=llOM

52、Pa p kid p 大齿轮键：r 二 59.47MPa VllOMPa p 联轴器键：r 二 81.12MPa VllOMPa p 所以键符合要求 九•箱体的设计 材料 HT150~200,低速级中心距a=185mm 1. 箱座壁厚 8 = 0.025a + 3 = 7.625mm，取6 = 8mm 2. 箱盖壁厚 8 =(0.8 〜0.85》V8 mm,取8 二 8mm 1 1 3•箱座凸缘厚度 b = 1.58 = 12 mm 4•箱盖凸缘厚度 b = 1.58 = 12mm 1 1 5•箱座底凸缘厚度 b = 2.58 = 20mm 2 6•地脚螺

53、栓直径 d = 0.036a +12 = 18.66mm，圆整为 d = 20mm f f 7•地脚螺栓数目 n=4 (aW250) 8.轴承旁连接螺栓直径 d = 0.75d = 15mm，圆整为d = 16mm 1 f 1 9•箱盖与箱座连接螺栓直径d =6.5〜0.6)d =10 〜12mm ,取 d = 12mm 2 f 2 10. 连接螺栓d 的间距 l = 150 - 200mm 2 11. 轴承端盖螺钉直径 d = 6.4〜0.5)d = 8 -10 mm，取 d = 10mm 3 f 3 12•视孔盖螺钉直径 d =(0.3 - 0.4)d = 6 〜8

54、mm，取 d = 8mm 4 f 4 13.定位销直径 d =(0.7〜0.8)d =8.4 ~ 9.6mm，取 d = 10mm 14.D d d至外箱壁距离 f. 1. 2 2 d : C > 26mm ； f 1 d : 2 C > 18mm 1 d : C > 22mm 1 1 15.d d至凸缘边距离 d : C > 24mm ； d : C > 16mm f. 2 f 2 2 2 16.轴承旁土台半径 17.轴承端盖外径 18.轴承旁连接螺栓距离 R = C 1 2 D =轴承座孔直径+ （5~5.5）

55、d3 2 3 s u D 2 19.凸台高度h 20.外箱壁至轴承座端面距离 21.大齿轮顶圆与内箱壁距离 22.齿轮端面与内箱壁距离 l = C + C +（5〜10） 1 1 2 A ）1.25 1 A ）5 2 23.箱盖•箱座助厚 m 沁 0.855 1 24.内箱壁至轴承座端面距离 ;m u 0.855 1 + C + 5~10 1 2 取C =26mm ； C = 24mm 1 2 所以 l 二 26 + 24 + 8 二 58mm ； L = 8 + 26 + 24 + 8 = 66mm 1 箱盖吊耳: d 二 b 二（1.8

56、 〜2.5）5 二 2.5 x 8 二 20mm 1 R = （1.0 〜1.2）d = 20mm ； e = （0.8 〜1.0）d = 20mm 油标： M16 d 二 4mm, d 二 16mm, d 二 6mm, h = 35mm, 1 2 3 a = 12 mm , b = 8 mm , c = 5 mm , D = 26 mm , D = 22mm 1 箱座吊钩: B 二 C1 + C2 = 50mm，2 B 二 25mm，H = 0.8B 二 40mm h = 0.5H = 20mm， r=0.25B=12.5mm 放油孔: d=M20 X1.5 , D=

57、30mm , L=28mm , l=15mm , a=4mm , D=25.4mm , S=22mm , d】=22mm , H=2mm 视孔盖: d=M20X 1.5 , a=4mm , D=30mm , D =25.4mm , d】=6mm , s=22mm , L=28mm , l=15mm 轴承盖结构和尺寸: 轴 1 e = 1.2 d 二 12mm , D = 8

58、0mm , D 二 D + (2 〜2.5) d = 105mm 3 0 3 D 二 D + (2.5 ~ 3) d 二 130mm , D 二(0.85 - 0.9)D 二 72mm 2 0 3 4 D 二 D - (2.5 ~ 3) d 二 80mm , d 二 d +1 ~ 2 二 12mm 5 0 3 0 3 轴2和轴1一样 轴 3 e 二 1.2 d 二 12mm , D = 110 mm , =135mm 3 0 3 D = D + (2.5 ~ 3) d = 160mm , D = (0.85 〜0.9)D = 99mm 2 0 3 4 D = D -(2.

59、5 ~ 3) d = 110mm, d = d +1 ~ 2 = 12mm 5 0 3 0 3 十•减速器的润滑和密封 一.齿轮的润滑 根据〈〈机械设计〉〉P233，对于闭式齿轮传动，当齿轮的圆周速度〈12 m/s, 用油润滑的润滑方式。 髙速齿轮浸入油里约0.7个齿髙，但不小于10mm，低速级大齿轮浸入油髙 度约为1个齿髙（不小于10mm）,不超过其1/3齿轮的分度圆。 为避免传动零件转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面的磨损， 应使低速级大齿轮距油池地面的距离不小于30-50mm. 由于两级齿轮传动的平均圆周速度为1.44m/s,并且根据齿轮的材料为45 钢，根据《机械

60、设计》表10-12及表10-11,选用中负荷工业齿轮油（GB5903-1995）, 牌号为150。 为保证润滑及散热的需要，减速器内应有足够的油量，由〈〈机械设计课 程设计〉〉P43知，单级减速器每传递1 Kw需油量为0.35-0.7L，两级减速器则按 级数成比例增加。该减速器需传递约4Kw的功率，则需要至少5.6L的油量，实际 设计中装油量应保证大于该数值合适. 二.滚动轴承的润滑 因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V〈2m/s所以采用脂润滑，则每 个滚动轴承旁边都需要放置挡油环. 三•减速器的密封 由于本减速器滚动轴承采用脂润滑的方式，并且速度较小，所以采用毡圈密 封.则只需

61、在轴承端盖上根据相应的按标准的毛毡大小开出梯形槽，将毛毡制成 环形放置在梯形槽中与轴密合接触•根据〈〈机械设计课程设计〉〉表12-11，本减速 器根据轴的结构，在髙速轴上采用毡圈35JB/ZQ4606-86,低速轴上采用毡圈55 JB/ZQ4606-86，材料为半粗毛羊毛毡. 十一•设计心得 这次的机械设计课程设计考察了我们上大学以来学到的各个学 科的知识，这次课程设计是一个人一组，培养了我独立思考独立完成 作业的技能，丰富了我的机械知识，我在前期计算花的时间还不多， 就是在三维制图中遇到了不少问题，我从中发现我的solidworks这一 门课已经忘了很多，有些东西还要查书，问同学才行，不过，能自己 完成这个工程对我来说还是很有成就感的，尽管还有很多错误的地方， 我会把我不通的知识学会，熟悉。 十二•参考资料 1. 〈〈机械设计课程设计〉〉唐增宝，常建娥主编.华中科技大学出版 社,2006年4月第三版 2. 〈〈机械设计课程设计〉〉陈玉 主编.机械工业出版社,2011年第四版