帶式輸送機傳動系統(tǒng)設(shè)計

1、湖南工業(yè)大學(xué)課 程 設(shè) 計資 料 袋 機械工程 學(xué)院（系、部） 2014 2015 學(xué)年第 二 學(xué)期 課程名稱 機械設(shè)計課程設(shè)計 指導(dǎo)教師 江湘顏 職稱 副教授 學(xué)生姓名 曹普信 專業(yè)班級 機械設(shè)計 班級 機設(shè)1207 學(xué)號 12405701335 題 目 帶式運輸機傳動系統(tǒng)設(shè)計 成 績 起止日期 2014 年 12月20 日 2014 年 12月 20 日目 錄 清 單序號材 料 名 稱資料數(shù)量備 注1課程設(shè)計任務(wù)書12課程設(shè)計說明書13課程設(shè)計裝配圖14課程設(shè)計零件圖256課程設(shè)計任務(wù)書20142015學(xué)年第 1 學(xué)期 機械 學(xué)院 機械設(shè)計制造及其自動化 專業(yè) 1207 班課程名稱： 機械

2、設(shè)計 設(shè)計題目： 帶式運輸機傳動系統(tǒng)的設(shè)計 完成期限：自 2014 年 12 月 20 日至 2014 年 12 月 31 日共 2 周內(nèi)容及任務(wù)一、 設(shè)計的主要技術(shù)參數(shù)帶的圓周力f/n帶速v（m/s）滾筒直徑d/mm25501.4255工作條件：誤差要求：輸送帶工作速度的允許誤差為5%；工作情況：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，空載啟動，工作載荷較平穩(wěn)；制造情況：大批量生產(chǎn)。二、 設(shè)計任務(wù) 傳動系統(tǒng)的總體設(shè)計； 傳動零件的設(shè)計計算；減速器的結(jié)構(gòu)、潤滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計； 設(shè)計計算說明書的編寫。三、 工作量要求（1） 減速機裝配圖1張（0號圖紙）；（2） 零件工作圖2張（軸、齒輪）（3號圖紙

3、）；（3） 設(shè)計說明書1份（60008000字）。（30頁以上）進(jìn)度安排起止日期工作內(nèi)容2014.12.2022傳動系統(tǒng)總體設(shè)計、傳動零件的設(shè)計計算；2014.12.2326減速器裝配圖繪制2014.12.27零件工作圖的繪制2014.12.2830整理說明書和打印2014.1231答辯主要參考資料1 銀金光等.機械設(shè)計.北京：北京交通大學(xué)出版社，20102 銀金光等.機械設(shè)計課程設(shè)計.北京：北京交通大學(xué)出版社，20103 成大先.機械設(shè)計手冊.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2010指導(dǎo)教師（簽字）： 江湘顏 2015年 12月 6日系主任（簽字）： 銀金光 2014年 12月 8 日機 械 設(shè) 計設(shè)

4、計說明書帶 式 運 輸 機 傳 動 系 統(tǒng) 設(shè) 計起止日期： 2014 年 12 月 20 日 至 2014 年 12 月 31 日學(xué)生姓名曹普信班級機設(shè)1207學(xué)號12405701335成績指導(dǎo)教師(簽字)機械工程學(xué)院（部）2014年12月27日37目錄1 設(shè)計任務(wù)52 原動機的選擇62.1 選擇電動機的類型62.2選擇電動機的容量62.3確定電動機的轉(zhuǎn)速73 確定總傳動比及分配各級傳動比73.1傳動裝置的總傳動比73.2 分配傳動比74 傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算84.1 各軸的轉(zhuǎn)速84.2各軸輸入功率84.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩85傳動件的設(shè)計及計算95.1高速級：95.2低速級：146軸的

5、設(shè)計及計算206.1高速軸的設(shè)計206.2 低速軸的設(shè)計246.3 中間軸的設(shè)計277 軸承的壽命校核297.1低速軸齒輪的載荷計算307.2軸承的徑向載荷計算307.3軸承的當(dāng)量動載荷計算307.4軸承壽命的計算及校核308鍵聯(lián)接強度校核計算318.1普通平鍵的強度條件318.2高速軸上鍵的校核318.3中間軸上鍵的校核318.4低速軸上鍵的校核329 潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇329.1齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇329.2滾動軸承的潤滑方式及潤滑劑的選擇339.3密封方式的選擇3310 減速器箱體及附件的設(shè)計3410.1減速器箱體的設(shè)計3410.2減速器附件的設(shè)計3511設(shè)計小結(jié)3

6、81 設(shè)計任務(wù)1.1 課程設(shè)計的設(shè)計內(nèi)容設(shè)計帶式運輸機的傳動機構(gòu)，其傳動轉(zhuǎn)動裝置圖如下圖1所示。圖1 帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖1-電動機 2-聯(lián)軸器 3-兩級圓柱齒輪減速器 4-聯(lián)軸器 5-滾筒 6-運輸帶1.2 課程設(shè)計的原始數(shù)據(jù)已知條件：輸送帶工作拉力：f=2550n；輸送帶工作速度：v=1.4m/s；輸送機卷筒直徑： d=355mm；使用壽命：8年，2班制，每班8小時。1.3 課程設(shè)計的工作條件 設(shè)計要求：誤差要求：輸送帶工作速度的允許誤差為5%；工作情況：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，空載啟動，工作載荷較平穩(wěn)；制造情況：大批量生產(chǎn)。2 原動機的選擇2.1 選擇電動機的類型按按照設(shè)計要求以及工作條件，并參

7、照資料2選用一般用途y型三相異步電動機，臥式封閉，電壓為380v。2.2選擇電動機的容量2.2.1工作機所需的有效功率 式中：工作機所需的有效功率（kw）帶的圓周力（n）2.2.2 電動機的輸出功率 查資料1第18頁表3-3各零件傳動效率，傳動裝置總效率， 傳動裝置總效率聯(lián)軸器效率， 對滾動軸承效率， 閉式圓柱齒輪傳動效率， 輸送機滾筒效率，故： 因載荷有輕微沖擊，電動機的功率稍大于即可，根據(jù)設(shè)計資料2中表12-1所示y系列三相異步電動機的技術(shù)參數(shù)，可選擇電動機的額定功率。2.3確定電動機的轉(zhuǎn)速卷筒轉(zhuǎn)速軸工作的轉(zhuǎn)速： 根據(jù)設(shè)計資料2中表3-4，閉式齒輪推薦傳動比范圍為35，則總傳動比合理范圍為

8、925，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速的有750r/min、1000r/min、1500r/min，再由3.2中的電動機的額定功率，可根據(jù)設(shè)計資料2中表12-1查得，可選取y132s-4型號、y132m2-6型號、y160m2-8型號的電動機，其數(shù)據(jù)列于表3.1中。表2.1電動機數(shù)據(jù)電動機型號額定功率/kw同步轉(zhuǎn)速/(r/min)滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)總傳動比i外伸軸徑d/mm軸外伸長度e/mmy132s-45.51500144019.13880y132m2-65.5100096012.743880y160m2-85.57507159.4942110由上表可知，y132s-4

9、電動機轉(zhuǎn)速高，質(zhì)量比y160m2-8親，價格便宜，所以選y132s-4電動機合理。3 確定總傳動比及分配各級傳動比3.1傳動裝置的總傳動比 由上表知電動機y132s-4總傳動比為19.13.2 分配傳動比單級傳動中，圓柱齒輪的傳動比的適用范圍。所以圓柱齒輪減速器的傳動比的分配如下：高速級圓柱齒輪傳動比：低速級圓柱齒輪傳動比:4 傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算減速器傳動裝置中各軸由高速軸到低速軸依次編號為電動機0軸、軸、軸、軸。4.1 各軸的轉(zhuǎn)速 4.2各軸輸入功率 4.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 將上述計算結(jié)果列于下表以供查找表4.1 傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)軸號電動機兩級圓柱齒輪減速器工作機0軸軸軸軸軸轉(zhuǎn)

10、速n/(r/min)1440144028975.475.4功率p/kw4.124.07883.9173.7613.686轉(zhuǎn)矩（）27.3227.0512944476.4466.9傳動比14.9833.83315 傳動件的設(shè)計及計算5.1高速級：5.1.1選擇齒輪材料，熱處理方法，精度等級及齒數(shù)1） 因為減速器轉(zhuǎn)速高，為使傳動平穩(wěn)，選擇斜齒輪圓柱齒輪傳動2） 選擇齒輪材料與熱處理，根據(jù)工作條件，一般用途的減速器額采用閉式軟齒面?zhèn)鲃樱槲墨I(xiàn)1表7-1取小齒輪材料為40cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為hbs1=260；大齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度hbs2=230；兩齒輪齒面硬度差為30hbs，符合軟齒

11、面?zhèn)鲃釉O(shè)計要求。3） 選擇齒輪的精度。此減速器為一般工作機速度不高，查文獻(xiàn)1表7-7，初定精度為8級精度。4） 初選齒數(shù)=24, =u=4.98 20=1005.1.2確定材料許用接觸應(yīng)力1） 確定接觸疲勞極限由圖7-18（a）查mq線得 =720mpa，=580mpa2） 確定壽命系數(shù)。小齒輪循環(huán)次數(shù)=601440365288=4大齒輪循環(huán)次數(shù)由圖7-19查得。3） 確定尺寸系數(shù)，由圖7-20取。4） 確定安全系數(shù)，由文獻(xiàn)1表7-8取=1.05.5） 計算許用接觸應(yīng)力,按式（7-20）計算，得 = = =5.1.3根據(jù)設(shè)計準(zhǔn)則，按齒面解除疲勞強度設(shè)計 齒面接觸強度按式（7-25）計算，公式為

12、： 確定上式中的計算數(shù)值如下。1） 初定螺旋角，并試選載荷系數(shù)=1.32） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩3） 確定齒寬系數(shù)，由文獻(xiàn)1表7-6選取齒寬系數(shù)=0.8。4） 確定材料彈性影響系數(shù)，由文獻(xiàn)1表7-5查得ze=189.8mpa。5） 確定節(jié)點區(qū)域系數(shù)，查圖7-14得zh=2.43。6） 確定重合度系數(shù)。由式（7-27）可得端面重合度為因1，由式（7-26）得重合度系數(shù)7） 確定螺旋角系數(shù)=0.988） 試算所需小齒輪直徑 5.1.4確定實際載荷系數(shù)k與修正所計算的分度圓直徑 1）確定使用系數(shù),按電動機驅(qū)動，載荷平穩(wěn)，查文獻(xiàn)1表7-2取=12）確定動載系數(shù)kv。 計算圓周速度 故前面取8級精度合理

13、，由齒輪的速度與精度查圖7-7得=1.15。 3）確定齒間載荷分配系數(shù)。 齒寬初定 計算單位寬度載荷值 查文獻(xiàn)1表7-3取=1.4。4） 確定齒向載荷分布系數(shù)，由文獻(xiàn)1表7-4得 =1.325） 計算載荷系數(shù)=6） 按實際載荷系數(shù)修正所算的分度圓直徑，由式（7-12）得 7） 計算模數(shù) 5.1.5齒根彎曲疲勞強度計算 由式（7-28）得彎曲強度設(shè)計公式為 確定上式中的各計算數(shù)值如下。1） 由圖7-21（a）取得， 。2） 由圖7-22查得彎曲疲勞系數(shù)。3） 由文獻(xiàn)1表7-8查得彎曲疲勞安全系數(shù)。4） 由圖（7-23）得尺寸系數(shù)=1。5） 由式（7-22）得到許用彎曲應(yīng)力為 6） 確定計算載荷k

14、。初步確定齒高h(yuǎn)=2.25m=2.252.07=4.6575mmb/h=0.841.364.6575=7.1查圖7-11得，計算載荷7） 確定齒形系數(shù)。當(dāng)量齒數(shù)為，由圖7-16查得，。8） 由圖7-17查得應(yīng)力校正系數(shù)=1.57，=1.81。9） 計算大小齒輪值 大齒輪的數(shù)值大10） 求重合度系數(shù) 端面壓力角 基圓螺旋角的余弦值 當(dāng)量齒輪端面重合度，由式（7-31）得 由式（7-30）計算11） 由圖7-25得螺旋角影響系數(shù)。12） 將上述各值代入公式計算，得 =由于齒輪的模數(shù)的大小主要取決與彎曲強度，所以計算出來的1.28按國際圓整為=1.5。并根據(jù)接觸強度計算出的分度圓直徑，協(xié)調(diào)相關(guān)參數(shù)與

15、尺寸為5.1.6.齒輪幾何尺寸計算1） 中心距 2） 修正螺旋角 螺旋角變化不大，所以相關(guān)參數(shù)不必修正。3） 分度圓直徑 4） 確定齒寬 取，。表5.1 高速級斜齒圓柱齒輪傳動幾何尺寸名稱（公式）齒輪參數(shù)小齒輪大齒輪法向模數(shù)/mm1.51.5法向壓力角/()2020螺旋角14.7714.77分度圓直徑/mm40.3201.7齒頂高/mm1.51.5齒根高/mm1.8751.875全齒高/mm3.3753.375齒頂圓直徑/mm43.3204.7齒根圓直徑/mm36.55197.95標(biāo)準(zhǔn)中心距/mm121傳動比4.985.2低速級：5.2.1選擇齒輪材料，熱處理方法，精度等級及齒數(shù)1） 按要求傳

16、動方案，選用斜齒輪。2） 選擇齒輪材料與熱處理，根據(jù)工作條件，一般用途的減速器額采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?，查文獻(xiàn)1表7-1取小齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為hbs3=255 hbs；大齒輪材料為45鋼，正火處理，硬度hbs4=220 hbs；兩齒輪齒面硬度差為30hbs，符合軟齒面?zhèn)鲃釉O(shè)計要求。3） 選擇齒輪的精度。此減速器為一般工作機速度不高，查文獻(xiàn)1表7-7，初定精度為8級精度。4） 初選齒數(shù) =20, =u=3.84 20775.2.2確定材料許用接觸應(yīng)力1） 確定接觸疲勞極限由圖7-18（a）查mq線得 =630mpa，=580mpa2） 確定壽命系數(shù)。小齒輪循環(huán)次數(shù)大齒輪循環(huán)次數(shù)由圖7

17、-19查得。3） 確定尺寸系數(shù)，由圖7-20取。4） 確定安全系數(shù)，由文獻(xiàn)1表7-8取=1.05。5） 計算許用接觸應(yīng)力,按式（7-20）計算，得 = = =5.2.3.根據(jù)設(shè)計準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 齒面接觸強度按式（7-25）計算，公式為： 確定上式中的計算數(shù)值如下。1） 初定螺旋角，并試選載荷系數(shù)=1.3。2） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩3） 確定齒寬系數(shù)，由文獻(xiàn)1表7-6選取齒寬系數(shù)=0.8。4） 確定材料彈性影響系數(shù) ，由文獻(xiàn)1表7-5查得ze=189.8mpa 。5） 確定節(jié)點區(qū)域系數(shù)，查圖7-14得zh=2.43。6） 確定重合度系數(shù)。7） 由式（7-27）可得端面重合度為8）9

18、）10） 因1，由式（7-26）得重合度系數(shù)11） 確定螺旋角系數(shù)=0.98。12） 試算所需小齒輪直徑 5.2.4.確定實際載荷系數(shù)k與修正所計算的分度圓直徑 1） 確定使用系數(shù),按電動機驅(qū)動，載荷平穩(wěn)，查文獻(xiàn)1表7-2取=12） 確定動載系數(shù)kv。計算圓周速度 故前面取8級精度合理，由齒輪的速度與精度查文獻(xiàn)1圖7-7得=1.10。3） 確定齒間載荷分配系數(shù)。 齒寬初定 計算單位寬度載荷 查文獻(xiàn)1表7-3取=1.4。4） 確定齒向載荷分布系數(shù)，由文獻(xiàn)1表7-4得 =1.3245） 計算載荷系數(shù)6） 按實際載荷系數(shù)修正所算的分度圓直徑，由式（7-12）得 7） 計算模數(shù)5.2.5.齒根彎曲疲勞

19、強度計算 由式（7-28）得彎曲強度設(shè)計公式為 確定上式中的各計算數(shù)值如下。1） 由圖7-21（a）取得， 2） 由文獻(xiàn)1圖7-22查得彎曲疲勞系數(shù)。3） 由文獻(xiàn)1表7-8查得彎曲疲勞安全系數(shù)。4） 由文獻(xiàn)1圖（7-23）得尺寸系數(shù)=1。5） 由式（7-22）得到許用彎曲應(yīng)力為 6） 確定計算載荷k。初步確定齒高h(yuǎn)=2.25m=2.253.44=7.74mmb/h=0.868.797.74=7.11查文獻(xiàn)1圖7-11得。計算載荷7） 確定齒形系數(shù)。當(dāng)量齒數(shù)為，由文獻(xiàn)1圖7-16查得，8） 由文獻(xiàn)1圖7-17查得應(yīng)力校正系數(shù)=1.57，=1.779） 計算大小齒輪值 大齒輪的數(shù)值大10） 求重合

20、度系數(shù) 端面壓力角 基圓螺旋角的余弦值 當(dāng)量齒輪端面重合度，由式（7-31）得 由式（7-30）計算11） 由文獻(xiàn)1圖7-25得螺旋角影響系數(shù)。12） 將上述各值代入公式計算，得 =由于齒輪的模數(shù)的大小主要取決與彎曲強度，所以計算出來的2.11按國際圓整為=2.5mm。并根據(jù)接觸強度計算出的分度圓直徑，協(xié)調(diào)相關(guān)參數(shù)與尺寸為，取5.2.6.齒輪幾何尺寸計算1） 中心距 2） 修正螺旋角螺旋角變化不大，所以相關(guān)參數(shù)不必修正。3） 分度圓直徑 4）確定齒寬 取。 表5.2 低速級斜齒圓柱齒輪傳動幾何尺寸名稱（公式）齒輪參數(shù)小齒輪大齒輪法向模數(shù)/mm2.52.5法向壓力角/()2020螺旋角15.05

21、15.05分度圓直徑/mm67.3258.9齒頂高/mm2.52.5齒根高/mm3.1253.125全齒高/mm5.6255.625齒頂圓直徑/mm72.3263.9齒根圓直徑/mm61.05252.65標(biāo)準(zhǔn)中心距/mm163.1傳動比3.846 軸的設(shè)計及計算6. 1高速軸的設(shè)計6.1.1軸的受力分析由上述5.1中高速級齒輪設(shè)計可知：小斜齒輪的分度圓直徑： 小斜齒輪的圓周力：小斜齒輪的徑向力:小斜齒輪的軸向力：6.1.2軸的材料的選擇 取軸的材料為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理。6.1.3軸的最小直徑 根據(jù)文獻(xiàn)1中12-2式可初步估算軸的最小直徑，式中：最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)1中表12-3按4

22、5鋼查得 高速軸的功率（kw），由表4.1可知： 高速軸的轉(zhuǎn)速（r/min），由表4.1可知：因此： 輸出軸的最小直徑應(yīng)該安裝聯(lián)軸器處，為了使軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。根據(jù)文獻(xiàn)1中11-1式查得，式中：聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩（） 工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)1中表11-1按轉(zhuǎn)矩變化小查得，高速軸的轉(zhuǎn)矩（），由表4.1可知：因此： 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)gb/t 5014-2003或根據(jù)文獻(xiàn)2中表16-4查得，選用hl1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為160000。取半聯(lián)軸器的孔徑，故取,半聯(lián)軸器的長度l=42，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。6.1.4 軸的結(jié)

23、構(gòu)設(shè)計6.1.4.1 擬定軸上零件的裝配方案 高速軸的裝配方案如下圖2所示：圖2 高速軸的結(jié)構(gòu)與裝配6.1.4.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度取軸承端蓋的總寬為20mm（由減速器和軸承端蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離為30（參考圖1），故取。滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求。-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不是壓在軸的端面上，故-段的長度應(yīng)比稍短一些，現(xiàn)取。初步選擇滾動軸承。因軸上安裝斜齒輪，應(yīng)考慮軸向力，根據(jù)文獻(xiàn)1中表10-2可選單列圓錐滾子

24、軸承。根據(jù)文獻(xiàn)2中表15-3中參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取圓錐滾子軸承30305,其尺寸為，故。取軸處非定位軸肩軸肩的高度,則： 則軸段-的直徑由于高速軸的齒輪分度圓直徑較小，選擇將齒輪和軸做成一體的齒輪軸。所以則軸段-的直徑為齒頂圓直徑則軸段-的直徑取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，中間軸齒輪相近兩齒面齒輪之間的距離，考慮到箱體誤差原因，在確定軸承位置的時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁距離，已知軸承寬度。中間軸小齒輪輪轂長則：，表6.1高速軸結(jié)構(gòu)參數(shù)軸的參數(shù)參數(shù)符號軸的截面（mm）軸段長度285036684036軸段直徑1822253143.325軸肩高度21.536.1.4.3 軸上零件的周向定位

25、 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻(xiàn)2中表14-10同樣，按查得聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，半聯(lián)軸器與軸配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。6.1.5 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)做出軸的設(shè)計簡圖（圖2）。在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從圓錐滾子軸承值入手。對于30305型深溝球軸承，由資料2表15-3可知。根據(jù)軸的設(shè)計簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下圖3所示。圖3 軸的載荷分析圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面處的、以及的值列于下表：表6.2 高速軸上的載荷分布載

26、荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m總彎矩扭矩t6.1.6 按彎扭校核軸的疲勞強度 進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面c）的強度。根據(jù)文獻(xiàn)1中12-5式查得，式中：c截面的計算應(yīng)力（mpa）折合系數(shù)，該低速軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，故根據(jù)文獻(xiàn)1中應(yīng)取折合系數(shù) 抗彎截面系數(shù)（mm3），根據(jù)文獻(xiàn)1中表15-4按圓形截面查得 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻(xiàn)12-1查得。因此，故安全。6.2 低速軸的設(shè)計6.2.1軸上齒輪分度圓直徑由上述5.2中低速級齒輪設(shè)計可求得大直齒輪的嚙合力：大斜齒輪的分度圓直徑：6.2.2軸的材料的選擇由于低速軸轉(zhuǎn)速不高，但

27、受力較大，故選取軸的材料為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理。6.2.3軸的最小直徑根據(jù)文獻(xiàn)1中12-2式可初步估算軸的最小直徑，式中：最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)1中表12-3按45鋼查得 低速軸的功率（kw），由表4.1可知： 低速軸的轉(zhuǎn)速（r/min），由表4.1可知：因此： 輸出軸的最小直徑應(yīng)該安裝聯(lián)軸器處，為了使軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。根據(jù)文獻(xiàn)1中11-1式查得，式中：聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩（） 工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)1中表11-1按轉(zhuǎn)矩變化小查得， 低速軸的轉(zhuǎn)矩（），由表4.1可知：因此： 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)gb/t 5014-2003或根據(jù)

28、文獻(xiàn)2中表16-4查得，選用hl3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630000。半聯(lián)軸器的孔徑，故取,半聯(lián)軸器的長度l=112，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。6.2.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計6.2.4.1 擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖所示：圖4 低速軸的結(jié)構(gòu)與裝配6.2.4.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度取軸承端蓋的總寬為20mm（由減速器和軸承端蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離為30（參考圖1），故取。滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求。-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度，為了

29、保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不是壓在軸的端面上，故-段的長度應(yīng)比稍短一些，現(xiàn)取。初步選擇滾動軸承。因軸上安裝斜齒輪，應(yīng)考慮軸向力，根據(jù)文獻(xiàn)1中表10-2可選單列圓錐滾子軸承。根據(jù)文獻(xiàn)2中表15-3中參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取圓錐滾子軸承30310,其尺寸為，故。取軸處非定位軸肩軸肩的高度 軸處定位軸肩的高度則軸段-的直徑齒輪采用軸肩進(jìn)行軸向定位，則齒輪的左端應(yīng)有一軸環(huán)，軸肩的高度： 軸環(huán)的寬度應(yīng)滿足取。輪轂的寬度，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，低速軸和高速軸齒輪之間的距離，考慮到箱體誤差原因，在確定軸承位置的時，應(yīng)距箱

30、體內(nèi)壁距離，已知軸承寬度。高速軸輪轂長則：，表6.2 低速軸結(jié)構(gòu)參數(shù)軸的參數(shù)參數(shù)符號軸的截面（mm）軸段長度82504741105051軸段直徑42465056645650軸肩高度223443-6.2.4.3 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻(xiàn)2中表14-10按查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，按查得聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，半聯(lián)軸器與軸配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。6.1.4

31、.4 確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)文獻(xiàn)1中表11-2查得取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖36.3 中間軸的設(shè)計6.3.1軸上齒輪分度圓直徑 小圓柱齒輪的分度圓直徑： 大圓柱齒輪的大端分度圓直徑： 6.3.2軸的材料的選擇 取軸的材料為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理。6.3.3軸的最小直徑根據(jù)文獻(xiàn)1中12-2式可初步估算軸的最小直徑，式中：最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)1中表12-3按45鋼查得 中間軸的功率（kw），由表4.1可知： 中間軸的轉(zhuǎn)速（r/min），由表4.1可知：因此： 6.3.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 6.3.4.1 擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖5所示：圖5 中間軸的結(jié)構(gòu)與裝

32、配6.3.4.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度輸出軸的最小直徑顯然是安裝滾動軸承處軸的直徑和。因滾動軸承只受徑向力和軸向力的作用，并根據(jù)，根據(jù)文獻(xiàn)2中表15-3可選30306圓錐滾子軸承。其尺寸為，故。由于中間軸的小齒輪分度圓直徑較小，選擇將齒輪和軸做成一體的齒輪軸。所以則軸段-的直徑為齒頂圓直徑則軸段-的直徑齒輪都采用軸肩定位，故其中間應(yīng)有一軸環(huán)，其軸肩高度取，所以，根據(jù)齒輪和軸的分布，計算得出則軸環(huán)的寬度。至此，經(jīng)過步驟基本確定了軸的各段直徑和長度，如上圖4所示，并歸納為下表6.3所示：表6.3 中間軸的結(jié)構(gòu)參數(shù)參數(shù)名稱參數(shù)符號軸的截面（mm）軸段長度3860113042軸段直

33、徑3034423430軸肩高度24426.3.4.3 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻(xiàn)2中表14-10按查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，所以開鍵槽同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差均為m6。7 軸承的壽命校核因為軸承的壽命與所受載荷的大小有關(guān)，工作載荷越大，引起的接觸應(yīng)力也就越大，因而在發(fā)生點蝕破壞前經(jīng)受的應(yīng)力變化次數(shù)也就越少，亦即軸承的壽命越短。而低速軸的軸承所承受的載荷最大，故只需校核該軸的軸承的壽命。7.1低速軸齒輪的載荷計算由上述

34、6.2中低速級齒輪設(shè)計可求得大直齒輪的嚙合力：分度圓直徑：齒輪的圓周力：齒輪的徑向力:齒輪的軸向力：7.2軸承的徑向載荷計算低速軸上的圓錐滾子軸承采用正裝。兩個軸承型號均為30310型的圓錐滾子軸承，查文獻(xiàn)2表12-3，知其 ，。由上表7.4可得： 7.3軸承的當(dāng)量動載荷計算根據(jù)文獻(xiàn)2中表15-3查得兩個軸承的徑向動載荷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)。所以根據(jù)文獻(xiàn)1中表10-5查得兩軸承的當(dāng)量動載荷為7.4軸承壽命的計算及校核根據(jù)文獻(xiàn)1中表13-3按24小時連續(xù)工作的機械查得該滾動軸承的預(yù)期壽命，取，齒輪轉(zhuǎn)速n=75.4r/min 。并取。故根據(jù)文獻(xiàn)1中10-10式可算出軸承基本額定壽命為故軸承絕對安全

35、。8鍵聯(lián)接強度校核計算8.1普通平鍵的強度條件根據(jù)文獻(xiàn)1表4-1中可知，式中：傳遞的轉(zhuǎn)矩() 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，此處為鍵的高度（） 鍵的工作長度（），圓頭平鍵，為鍵的公稱長度，為鍵的寬度（） 軸的直徑（） 鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力（），根據(jù)文獻(xiàn)1中表中按材料為鋼鐵，載荷性質(zhì)為輕微沖擊查得。8.2高速軸上鍵的校核對于鍵。已知：于是得， ，故該鍵安全。對于鍵。已知：于是得， ，故該鍵安全。8.3中間軸上鍵的校核對于鍵已知：于是得， ，故該鍵安全。對于鍵已知： 于是得， ，故該鍵安全。8.4低速軸上鍵的校核對于。已知 于是得， ，故該鍵安全。由已知：于是得， ，故該鍵安全。9

36、潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇9.1齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇 9.1.1齒輪潤滑方式的選擇高速軸小圓柱直齒輪的圓周速度：中間軸大圓柱齒輪和小圓柱齒輪的圓周速度： 低速軸大圓柱齒輪的圓周速度：取，一般來說當(dāng)齒輪的圓周速度時，宜采用油潤滑；當(dāng)時，應(yīng)采用油浴潤滑。故此減速器齒輪的潤滑應(yīng)將齒輪浸于油池中，當(dāng)齒輪傳動時，既將潤滑油帶到潤滑處，同時也將油直接甩到箱體壁上利于散熱。9.1.2齒輪潤滑劑的選擇根據(jù)文獻(xiàn)2中表20-1中查得，齒輪潤滑油推薦粘度為82，根據(jù)文獻(xiàn)2中表20-3中查得代號是：，運動粘度為：75.991.2（單位為：）。9.2滾動軸承的潤滑方式及潤滑劑的選擇 9.2.1滾動軸承潤滑

37、方式的選擇高速軸軸承: 中間軸軸承：低速軸軸承： 根據(jù)文獻(xiàn)1中表10-12中查得,故三對軸承均應(yīng)采用脂潤滑。 9.2.2滾動軸承潤滑劑的選擇根據(jù)文獻(xiàn)2表20-4中查得，圓錐滾子軸承潤滑可選用滾珠軸承脂。9.3密封方式的選擇 9.3.1滾動軸承的密封選擇滾動軸承與箱體外界用氈圈密封，與箱體內(nèi)用封油環(huán)防止減速器內(nèi)的油液飛濺到軸承內(nèi)。 9.3.2箱體的密封選擇箱體部分面上應(yīng)用水玻璃或密封膠密封。10 減速器箱體及附件的設(shè)計10.1減速器箱體的設(shè)計減速箱應(yīng)采用鑄鐵鑄造而成，其結(jié)構(gòu)尺寸如下表所示。表10-1 鑄鐵減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸 單位：mm 名稱符號箱體的尺寸關(guān)系箱體的尺寸取值箱座壁厚（0.0250.

38、03）a+388箱蓋壁厚1（0.0250.03）88箱座、箱蓋、箱座底凸緣厚度b、 b1、 b2b 1.5；b11.51；b22.512，12，20箱座和箱蓋肋厚m, m1m0.85, m10.857,7軸承端蓋外徑d2 凸緣式：d2d+(55.5) d3； d為軸承座孔直徑140軸承旁凸臺半徑r1r1=c220地腳螺栓直徑df見文獻(xiàn)2中表6-116地腳螺栓數(shù)目n見文獻(xiàn)2中表6-16軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d10.75 df12箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑d2（0.50.6）df8聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)150-20086軸承蓋螺釘直徑d3（0.40.5）df8視孔蓋螺釘直徑d4（0.30.4）df7定位銷直

39、徑d（0.70.8）d26df 、d1、 d2至外箱壁距離c1見文獻(xiàn)2中表6-115df 、d2至凸緣邊緣距離c2見文獻(xiàn)2中表6-112外箱壁至軸承座端面距離l1c1 +c2+（58）34大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁距離11.210齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離216軸承旁聯(lián)接螺栓距離s以m d1 和m d3互不干涉，一般取sd214010.2減速器附件的設(shè)計10.2.1放油孔及螺塞為了將污油排放干凈，應(yīng)在油池最低位置處設(shè)置放油孔，放油孔應(yīng)避免與其它機件相靠近，以便于放油，根據(jù)文獻(xiàn)2表19-14中選取m181.5的外六角螺塞，其結(jié)構(gòu)如下圖6所示。10.2.2窺視孔及視孔蓋視孔用于檢查傳動件工作情況，還可用來注

40、入潤滑油。其尺寸如下圖7所示。 圖 6放油螺塞 圖 7 窺視孔及視孔蓋 10.2.3通氣器通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運轉(zhuǎn)時箱內(nèi)油溫升高、內(nèi)壓增大，從而引起減速器潤滑油的滲漏。該減速器采用m161.5的通氣塞，綜上述及根據(jù)文獻(xiàn)2表19-9中設(shè)計的視孔、視孔蓋及通氣器如下圖8所示。 圖 8通氣塞 10.2.4油標(biāo)油標(biāo)用來指示油面高度，應(yīng)設(shè)置在便于檢查和油面較穩(wěn)定之處。根據(jù)文獻(xiàn)2表4-12中，該減速箱上選用了m12的油標(biāo)尺，其結(jié)構(gòu)如上圖9所示。 圖 9 油標(biāo)10.2.5起吊裝置為便于拆缷和搬運減速器，應(yīng)在箱體上設(shè)置起吊裝置。根據(jù)文獻(xiàn)2表19-13，該減速器選用了m16的吊環(huán)螺釘起吊箱蓋，選用吊鉤起吊箱座，其結(jié)構(gòu)如下圖10和圖11所示。 圖 10 吊環(huán)螺釘 圖 11 吊鉤 10.2.6啟蓋螺釘為防止?jié)櫥蛷南潴w剖分面處外漏，常在箱蓋和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封膠，在拆缷時會因粘接較緊而不易分開，故該減速器采用了m30的啟蓋螺釘，其結(jié)構(gòu)如下圖12所示。 圖12 啟蓋螺栓 圖13定位銷 10.2.7定位銷定位銷用于保證軸承座孔的鏜孔精度，并保證減速器每次裝拆后軸承座的上下兩半孔始終保持加工時的位置精度。根據(jù)文獻(xiàn)2表14-1