課程設計帶式輸送機傳動系統(tǒng)設計(含CAD圖紙) (1)

1、湖南工業(yè)大學課 程 設 計資 料 袋 機 械 工 程 學院（系、部） 2011-2012 學年第 一 學期 課程名稱 機械設計 指導教師 李歷堅 職稱 教授 學生姓名 閆濤 專業(yè)班級 機械設計及自動化 班級 092 學號09405700433題 目 帶式輸送機傳動系統(tǒng)設計 成 績 起止日期 2011 年 12 月 21 日 2011年 1 月 1 日目 錄 清 單序號材 料 名 稱資料數(shù)量備 注1課程設計任務書12課程設計說明書13課程設計圖紙張4裝配圖15零件圖26課程設計任務書20092010學年第一學期 機械工程 學院（系、部） 機械設計及自動化 專業(yè) 092 班級課程名稱： 機 械 設

2、 計 設計題目： 帶式輸送機傳動系統(tǒng)設計 完成期限：自 2011 年 12 月 21 日至 2011 年 1 月 1 日共 2 周內(nèi)容及任務一、設計的主要技術參數(shù)：卷筒直徑D=355mm，運輸帶速度v=1.4m/s, 輸送帶最大有效拉力為F=3000N工作條件：雙班制工作，工作時有輕微振動，使用壽命為8年（其中軸承壽命為3年以上）。二、設計任務：傳動系統(tǒng)的總體設計； 傳動零件的設計計算；減速器的結構、潤滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設計； 設計計算說明書的編寫。三、每個學生應在教師指導下，獨立完成以下任務：（1） 減速機裝配圖1張；（2） 零件工作圖2張；（3） 設計說明書1份（6000

3、8000字）。進度安排起止日期工作內(nèi)容2011.12.21-2011.12.22傳動系統(tǒng)總體設計2011.12.23-2011.12.25傳動零件的設計計算2011.12.25-2011.12.31減速器裝配圖及零件工作圖的設計、整理說明書2012.01.01交圖紙并答辯主要參考資料1.機械設計（第八版）（濮良貴，紀明剛主編 高教出版社）2.機械設計課程設計（金清肅主編 華中科技大學出版社）3.工程圖學（趙大興主編 高等教育出版社）4機械原理（朱理主編 高等教育出版社）5.互換性與測量技術基礎（徐雪林主編 湖南大學出版社）6.機械設計手冊（單行本）（成大先主編 化學工業(yè)出版社） 7.材料力學（

4、劉鴻文主編 高等教育出版社）指導教師（簽字）： 年 月 日系（教研室）主任（簽字）： 年 月 日 機 械 設 計設計說明書帶 式 輸 送 機 傳 動 系 統(tǒng) 設 計起止日期： 2011 年 12 月 21 日 至 2012 年 01 月 01 日學生姓名閆 濤班 級機設092學 號09405700433成 績指導教師(簽字) 機械工程學院（部）2012年01月01日目 錄1 設計任務書32 傳動方案的擬定43 原動機的選擇64 傳動比的分配85 傳動裝置運動和運動參數(shù)的計算96 傳動件的設計及計算127 軸的設計及計算208 軸承的壽命計算及校核369 鍵聯(lián)接強度的計算及校核3810 潤滑方式

5、、潤滑劑以及密封方式的選擇4011 減速器箱體及附件的設計4212 設計小結4613 參考文獻471.設計任務書1.1 課程設計的設計內(nèi)容設計帶式輸送機傳動系統(tǒng)中的減速器，其傳動轉動裝置圖如下圖1-1所示。圖1.1 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輸送帶1.2 課程設計的原始數(shù)據(jù)動力及傳動裝置已知條件：運輸帶最大有效拉力：F=3000N；運輸帶的工作速度：v=1.4m/s；輸送機滾筒直徑：D=355mm；使用壽8年（其中軸承壽命為3年以上）。1.3 課程設計的工作條件帶式輸送機在常溫下連續(xù)工作、單向運轉；空載起動，工作載荷較平穩(wěn)；輸送帶工作速

6、度v的允許誤差為±5；二班制（每班工作8h），要求減速器設計壽命為8年，大修期為23年，大批量生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為380/220V。2.傳動方案的擬定2.1傳動方案的要求傳動方案應滿足工作機的要求，適應工作環(huán)境和條件，應滿足工作可靠的要求且結構簡單，尺寸緊湊，制造成本低，傳動效率高，維護方便。2.2工作機器的分析帶式運輸機的傳動方案如下圖所示圖 2.1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輸送帶圖2.1中展開式兩級圓柱齒輪減速器，其結構簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，高速級齒輪布置在遠離轉矩的輸入端，這樣

7、，軸載轉矩的作用下產(chǎn)生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分相互抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象，用于載荷比較平穩(wěn)的場合，高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒。 2.3傳動方案說明1) 傳動裝置組成: 電動機1、聯(lián)軸器2、兩級圓柱齒輪減速器3、聯(lián)軸器4、滾筒5和輸送帶62)傳動原理: 電動機與減速器是通過皮帶進行傳動的，由于電動機轉速高，所以經(jīng)過減速器二級變速，通過聯(lián)軸器帶動滾筒轉動。在同樣的張緊力下，V帶較平帶傳動能產(chǎn)生更大的摩擦力，而且V帶所允許的中心距較平帶大，傳動平穩(wěn)，結構簡單，使用維護方便，價格低廉。故在第一級(高速級)采用V帶傳動較為合理，這樣還可以減輕電動機因過載產(chǎn)

8、生的熱量，以免燒壞電機，當嚴重超載或有卡死現(xiàn)象時，皮帶打滑，可以起保護電機的作用。 3.原動機的選擇3.1原動件的選擇a計算工作機功率式中：工作機所需的有效功率（kw）運輸帶最大有效拉力( N)運輸帶的工作速度（m/s）3.2工作機的有效功率 傳動裝置總效率：設:聯(lián)軸器效率，閉式圓柱齒輪傳動效率（設齒輪精度為8級） 一對滾動軸承效率，=0.98 輸送機滾筒效率，=0.96 輸送機滾筒軸至輸送帶間的效率（見文獻【2】表3-3）估算傳動系統(tǒng)總效率為 其中： =0.99 = = =0.98 =0.98傳動系統(tǒng)的總效率：=工作時， 電動機所需功率為： 由參考材料【2】表12-1可知，滿足條件的Y系列三

9、相交流異步電動機額定功率應取為。3.3選擇電動機的型號a.計算卷筒的轉速b.根據(jù)動力源和工作條件，電動機的類型選用Y系列三相異步電動機。電動機的額定功率選取3KW、轉速可選擇常用同步轉速：3000r/min、1500 r/min、1000 r/min 和750r/min以便比較。傳動系統(tǒng)的總傳動比為i=nmn式中： nm電動機滿載轉速 n運輸帶的轉動速度 根據(jù)電動機型號查【2】表8-53確定各參數(shù)。將計算數(shù)據(jù)和查表數(shù)據(jù)填入表3-1，便于比較。 方案電動機型號額定功率/KW同步轉速/(r/min)滿載轉速/(r/min)總傳動比1Y132S1-25.53000290034.482Y132S-45

10、.51500144019.113Y132M2-65.5100096012.744Y160M2-85.57507209.55表3-1 電動機的數(shù)據(jù)及總傳動比由上表可知，相比1、3、4方案，方案2轉速高，電動機價格低，總傳動比雖然大些，但完全可以通過傳動帶和兩級齒輪傳動實現(xiàn)，此方案較優(yōu)，所以選方案2。4.傳動比的分配4.1總傳動比4.2各級傳動比的分配由傳動系統(tǒng)方案知： 由計算可得兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比為為了便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當兩級齒輪的配對材料相同，齒面硬度HBS350，齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強度接近相等的條件，取高速級傳動比為高速級圓柱齒輪傳動比 低速級圓柱齒輪傳

11、動比：各級傳動比分別為 5.傳動裝置運動和運動參數(shù)的計算將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為0軸-電動機軸I軸-減速器高速軸軸-減速器中間軸軸-減速器低速軸軸-輸入機滾筒軸5.1各軸轉速 0軸：軸：=軸：n=i12=r/min軸：n=ni23=r/min軸： 5.2各軸輸入功率0軸：軸： 軸：p2=軸：軸:p4=5.3各軸輸入轉矩0軸： Nm 軸：T1=Nm軸：T2=Nm軸：T3=Nm軸：T4=Nm運動和動力參數(shù)結果如下表：軸號功率轉矩T/（Nm）轉速n/（）傳動比i0軸5.2034.4714401軸5.2534.1614404.98軸4.90161.83289.163.84軸4.66591.0

12、175.301軸4.52573.4075.30表5-1運動和動力參數(shù)6.傳動件的設計及計算6.1高速級直齒圓柱齒輪的設計及計算6.1.1選精度等級、材料及齒數(shù)1） 材料及熱處理：選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2） 精度等級選用7級精度：3） 齒數(shù)：選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)的 故取6.1.2按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算。按式（6.2-1）試算，即 （6.2-1）1.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1） 試選Kt1.3（2） 由文獻【1】中表107選取尺寬

13、系數(shù)1（3） 由文獻【1】中表106查得材料的彈性影響系數(shù)（4） 由文獻【1】中圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極Hlim1600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限Hlim2550MPa；（5） 由文獻【1】中式1013計算應力循環(huán)次數(shù)此式中j為每轉一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。為齒輪的工作壽命，單位小時（6） 由文獻【1】中圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)（7） 由文獻【1】中式10-12，計算接觸疲勞許用應力（取失效概率1%，安全系數(shù)S=1）2.計算 試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入H中較小的值。 計算圓周速度v。 計算齒寬b計算齒寬與齒高之比 計算載荷系數(shù)K。根據(jù)v=1.4m/s，7

14、級精度，由文獻【1】中圖10-8（p194）查得動載系數(shù)Kv=1.05；由文獻【1】中表10-3查得直齒輪，kH=kF=1； 由文獻【1】中表10-2查得使用系數(shù)=1；由文獻【1】中表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，KH=1.417。由bh=8.89，KH=1.417由文獻【1】中圖10-13得kF=1.32故載荷系數(shù)： 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 計算模數(shù)m所以根據(jù)機械原理表7.2可得標準模數(shù)：6.1.2按齒根彎曲強度設計由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為1.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值由文獻【1】中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲

15、勞強度極限FE1=500Mpa；大齒輪的彎曲強度極限 FE2=380Mpa由文獻【1】中圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.88計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得 計算載荷系數(shù)K1.39查取齒形系數(shù)。由文獻【1】中表10-5查得 YFa1=2.80 YFa2=2.18； 查取應力校正系數(shù)由文獻【1】中表10-5查得 YSa1=1.55； YSa2=1.79；計算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。2.設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所

16、決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.56并就近圓整為標準值，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=44.84mm，算出小齒輪齒數(shù)。 取z1=23，則大齒輪數(shù) z2=z1=4.98x23=114.54，z2=115. 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。6.1.3 幾何尺寸計算1.計算分度圓直徑2.計算中心距3.計算齒輪的寬度 圓整后取。6.2低速級直齒圓柱齒輪的設計及計算6.2.1選精度等級、材料及齒數(shù)1） 材料及熱處理：選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，

17、大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2） 精度等級選用7級精度：3） 齒數(shù)：選小齒輪的齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 故取6.2.2按齒面接觸強度計算根據(jù)文獻【1】中10-21式進行試算，即1.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù)Kt=1.3。 計算小齒輪傳遞的轉矩。 由文獻【1】中表10-7選取齒寬系數(shù)d=1。 由文獻【1】中表10-6查得材料彈性影響系數(shù)。 由文獻【1】中圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 。 由文獻【1】中式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。n1齒輪的轉速（r/min）。齒輪每轉一圈，同一齒面的嚙合次數(shù)，。 齒輪的工作壽命（h）。由文

18、獻【1】中圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)由文獻【1】中式10-12，計算接觸疲勞許用應力（取失效概率1%，安全系數(shù)S=1）2. 計算 試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入H中較小的值。 計算圓周速度v 計算齒寬b計算齒寬與齒高之比模數(shù)： 齒高： 計算載荷系數(shù)K。根據(jù)v=1.4m/s，7級精度，由文獻【1】中圖10-8（p194）查得動載荷系數(shù)kv=1.05，由文獻【1】中表10-3查得直齒輪，kH=kF=1； 由文獻【1】中表10-2查得使用系數(shù)=1；由文獻【1】中表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，KH=1.417。由bh=8.88，KH=1.417由文獻【1】中圖10-

19、13（p198）得kF=1.32 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 計算模數(shù)m所以根據(jù)機械原理表7.2可得標準模數(shù)：6.2.3按齒根彎曲強度設計由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為1.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值由文獻【1】中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500Mpa；大齒輪的彎曲強度極限 FE2=380Mpa由文獻【1】中圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得 計算載荷系數(shù)K查取齒形系數(shù)。由文獻【1】中表10-5查得 =2.80 =2.22； 查取應力校正系數(shù)由文獻【1】中表10-5

20、查得 =1.55； =1.77；計算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。2.設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.601并就近圓整為標準值，按接觸強度算得的分度圓直徑d3=77.80，算出小齒輪齒數(shù)。取，則大齒輪數(shù) =3.84x26=99.84，=100. 這樣設計儲 的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。6.2.4幾何尺寸計算1.計算分度圓直徑2.計算中

21、心距3.計算齒輪的寬度 圓整后取。7.軸的設計及計算7.1低速軸的設計7.1.1軸的受力分析根據(jù)輸出軸運動和動力參數(shù)、低速級齒輪設計幾何尺寸及參數(shù)，計算作用在輸出軸的齒輪上的力：輸出軸的功率 輸出軸的轉速 輸出軸的轉速 7.1.2軸的材料的選擇由于低速軸轉速不高，但受力較大，故選取軸的材料為45鋼，調質處理。7.1.3軸的最小直徑根據(jù)文獻【1】中表15-3,取=112,由15-2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【1】中表15-3按45鋼查得 低速軸的功率（），由表5-1可知: 低速軸的轉速（），由表5-1可知：輸出軸的最小直徑應該安裝聯(lián)軸器g處，為了使軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑

22、相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。根據(jù)文獻【1】中表14-1式查得式中：聯(lián)軸器的計算轉矩（）工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻【1】中表14-1按轉矩變化小查得， 低速軸的轉矩（），由表5-1可知：因此： 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 5014-2003或根據(jù)文獻【2】中表8-36查得，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1250 。其具體結構及基本參數(shù)如圖7.1及表7-1所示：圖7.1 LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器結構形式圖型號公稱轉矩許用轉速n（）軸孔直徑（）軸孔長度mm S轉動慣量Kg. 質量kgY型J、J1、Z型LX31250475030,32,35,38826082160

23、75362.50.026840,42,45,4811284112 表7-1.LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器基本參數(shù)及主要尺寸由上表可知，其公稱轉矩為。半聯(lián)軸器孔徑，故取，半聯(lián)軸器的長度，與軸配合的轂孔長度。7.1.4軸的結構設計1.擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖7.2所示，圖7.2 低速軸的結構與裝配2.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求。-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑式中：軸處軸肩的高度（），根據(jù)文獻【1】中P364中查得定位軸肩的高度，故取左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。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

24、而不是壓在軸的端面上，故-段的長度應比稍短一些，現(xiàn)取。初步選擇滾動軸承。因滾動軸承同時受徑向力和軸向力的作用，根據(jù)文獻【1】中表13-1可選3型圓錐滾子軸承。根據(jù)文獻【2】中表13-1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0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承33011，其基本尺寸資料如下表7-2所示參數(shù)數(shù)值標準圖d45D90T27C21a19B27表7-2 33011型圓錐滾子軸承由上表7.2可知該軸承的尺寸為，故 、； 由于圓錐滾子軸承采用脂潤滑，得用封油環(huán)進行軸向定位和擋油。由手冊上查的33011型軸承的定位軸肩高度，因此，取d-=62。取安裝齒輪處的軸段-的直徑已知齒輪輪

25、輪轂的寬度為78，為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此齒段應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=6，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度b1.4h，取。取軸承端蓋的總寬度為。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（參看圖7.1），故取。根據(jù)軸的總體布置簡圖7.2可知，齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離（參考圖7.1）?？紤]到箱體的鑄造誤差以及軸承的整體布置，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取。已知滾動軸承寬度,根據(jù)文獻【1】圖10-39（b）中可初取大圓錐齒輪輪轂長，則 至此，經(jīng)過步驟已初

26、步確定了軸的各段直徑和長度，如上圖7.4所示，并歸納為下表7-3所示，軸的參數(shù)參數(shù)符號軸的截面（）軸段長度82502775127455軸段直徑45525562726055軸肩高度3.51.53.53.552.5表7-3.低速軸的參數(shù)值7.2.4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【1】中表6-1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

27、軸的直徑尺寸公差為k6。7.2.4.4 確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)文獻【1】中表15-2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7.2。7.2.5 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖（圖7.4）做出軸的設計簡圖（7.1圖）。在確定軸承的支點位置時，應從圓錐滾子軸承值入手。對于30307型圓錐滾子軸承，由上表7.2中可知。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距根據(jù)軸的設計簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下圖7.3所示。圖7.3低速軸的受力分析 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險截面。支反力F: (水平面H) (垂直面V)彎矩M: (水平面H) (垂直面V)現(xiàn)將計算出的截面處的、以及的值列于下

28、表。載荷水平面H垂直面V支反力彎矩總彎矩扭矩表7-4 低速軸上的載荷分布7.2.7精確校核軸的疲勞強度7.2.1 判斷危險截面 截面A，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過度配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面A，B均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載荷的情況來看，截面C上的應力最大。截面VII的應力集中的影響和截面VI的相近，但截面VII不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大(過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端)，而且軸的直徑最大

29、，故截面C也不必校核。截面IV所受彎矩也不大，所以也不必校核，而截面V顯然更不必校核。所以只需要校核截面VI右側即可。7.2.2分析截面右側根據(jù)文獻【1】中表15-4按圓形截面查得，抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面VI右側的彎矩M為： 截面上的扭矩： 截面上的彎曲應力： 截面上的扭轉切應力： 軸的材料為45鋼，調質處理。由文獻1表15-1查得。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按文獻1附表3-2查取。因，經(jīng)過插值后可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為故有效應力集中系數(shù)按式（附表3-4）為由附圖3-2的尺寸系數(shù)；由附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù).軸按磨削加工，根據(jù)文獻【1】中附圖3-

30、4查得表面質量系數(shù)，軸未經(jīng)表面強化處理，即表面高頻淬火強化系數(shù)，根據(jù)文獻【1】中3-12式及3-14b式可得綜合系數(shù)，又根據(jù)文獻【1】中P25和P26查得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計算安全系數(shù)值，根據(jù)文獻【1】中15-6式和15-8式查得，式中：， 故可知該低速軸的截面VI右側的強度也是足夠的。由于該減速器沒有大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，低速軸的設計計算即告結束。7.3 高速軸的設計7.3.1軸的材料的選擇 取軸的材料為45優(yōu)質碳素結構鋼，調質處理。7.3.2軸的最小直徑 根據(jù)文獻【1】中15-2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【1】

31、中表15-3按45鋼查得 高速軸的功率（），由表5.1可知： 高速軸的轉速（），由表5.1可知：因此： 輸出軸的最小直徑應該安裝聯(lián)軸器處，為了使軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。根據(jù)文獻【1】中14-1式查得，式中：聯(lián)軸器的計算轉矩（） 工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻【1】中表14-1按轉矩變化小查得， 高速軸的轉矩（），由表5.1可知：因此： 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 5014-2003或根據(jù)文獻【2】中表14-4查得，選用GY2凸緣聯(lián)軸器，其基本參數(shù)如下：公稱轉矩為63。半聯(lián)軸器的孔徑故=22，半聯(lián)軸器長度L=52，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度即。7

32、.3.3軸的結構設計7.3.3.1擬定軸上零件的裝配方案 高速軸的裝配方案如下圖7.3所示，圖7.4高速軸的結構與裝配7.3.3.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求。-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑式中：軸處軸肩的高度（），根據(jù)文獻【1】中P364中查得定位軸肩的高度，故取左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。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-段的長度應比稍短一些，現(xiàn)取。 初步選擇滾動軸承。因滾動軸承同時受徑向力和軸向力的作用，根據(jù)文獻【1】中表13-1可選3型圓錐滾子軸承。根據(jù)文獻【2】中表13

33、-1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0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承320/32，其基本尺寸資料如下表7-5所示參數(shù)數(shù)值標準圖d32D58T17C13a14.0B17表7-5 320/32型圓錐滾子軸承由表6.3.1可得軸承尺寸為，故； 兩滾動軸承均采用軸肩進行軸向定位，由上表7-4可知320/32型軸承的定位軸肩高度，因此，。取軸承端蓋的總寬度為。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，故取。取圓錐齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，軸上的兩個大小齒輪之間的距離為。考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取

34、，退刀槽=5mm，因為軸小齒輪比軸大齒輪的寬度大5mm。所以嚙合時大齒輪的左端距離小齒輪的左端距離相差2-3mm，取該長度為=3mm，所以：至此，經(jīng)過步驟基本確定了軸的各段直徑和長度，如上圖7.5所示，并歸納為下表7-6所示，軸的參數(shù)參數(shù)符號軸的截面（）軸段長度3650171015齒寬461917軸段直徑2227323828齒輪直徑3832軸肩高度2.511.533表7-6 高速軸的參數(shù)值7.3.3.3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【1】中表6-1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

35、，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；滾動軸承和聯(lián)軸器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k6。7.3.3.4確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)文獻【1】中表15-2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7.4。7.4中間軸的設計7.4.1軸端齒輪的分度圓直徑由上述6.2中高速級齒輪設計可知：小圓柱齒輪的分度圓直徑：大圓錐齒輪的大端分度圓直徑：7.4.2軸的材料的選擇 取軸的材料為45優(yōu)質碳素結構鋼，調質處理。7.4.3軸的最小直徑 根據(jù)文獻【1】中15-2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【1】

36、中表15-3按45鋼查得 高速軸的功率（KW），由表5.1可知： 高速軸的轉速（r/min），由表5.1可知：因此： 7.4.4 軸的結構設計7.4.4.1 擬定軸上零件的裝配方案 中間軸的裝配方案如下圖7.5所示，圖7.5中間軸的結構與裝配7.4.4.2 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。因滾動軸承同時受徑向力和軸向力的作用，根據(jù)文獻【1】中表13-1可選3型圓錐滾子軸承。根據(jù)文獻【2】中表13-1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0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30304，其基本尺寸資料如上表7.5所示。由表可知

37、該軸承的尺寸為，故。 取安裝齒輪處的軸II-III的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪輪轂的寬度為83mm，為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此齒段應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=7.5mm，則直徑。取安裝齒輪處的軸段IV-V的直徑；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪輪轂的寬度為46mm，為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此齒段應略短于輪轂寬度，故取。兩齒輪輪轂之間的距離為20mm，所以。 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承寬度T=19

38、mm，軸2大齒輪的寬度為B=46mm，則：至此，經(jīng)過步驟基本確定了軸的各段直徑和長度，如上圖7.6所示，并歸納為下表7-7所示，參數(shù)名稱參數(shù)符號軸的截面（mm）軸段長度4779204247軸段直徑4045604540軸肩高度2.57.57.52.5表7-7.中間軸的參數(shù)值7.4.4.3 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【1】中表6-1按查得圓柱齒輪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，故與圓柱齒輪配合的軸的直徑尺寸公差為；查得圓錐齒輪與軸連接的平鍵截面 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，與圓錐齒輪配合的軸

39、的直徑尺寸公差也為。7.4.4.4 確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)文獻【1】中表15-2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7.5。8.軸承的壽命計算及校核因為軸承的壽命與所受載荷的大小有關，工作載荷越大，引起的接觸應力也就越大，因而在發(fā)生點蝕破壞前經(jīng)受的應力變化次數(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。8.1低速軸齒輪的載荷計算由上述6.2中低速級齒輪設計可求得大齒輪的嚙合力：分度圓直徑：圓周力:徑向力:8.2軸承的徑向載荷計算低速軸上的滾動軸承采用正裝，其受力簡圖如下圖8.1所示。兩個軸承型號均為33011型的圓錐滾子軸承，其基本額定

40、動載荷，基本額定靜載荷。由上表7.4可得：8.3軸承的軸向載荷計算根據(jù)文獻【1】中表13-1查得30307型圓錐滾子軸承的基本額定動載荷，基本額定靜載荷，判斷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)。故兩軸承的派生軸向力為：因為 故軸左移，左端軸承壓緊，右端軸承放松。則 軸承的軸向派生力為 ,8.4軸承的當量動載荷計算根據(jù)文獻【1】中表13-6按輕微沖擊查得載荷系數(shù)，又因為，根據(jù)文獻【1】中表13-5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【1】中表13-8a查得兩軸承的當量動載荷為8.5軸承壽命的計算及校核根據(jù)設計要求每年工作日300天，雙班制，每班8小時，壽命為8年?？伤愕妙A期壽命為故軸承絕

41、對安全。9.鍵聯(lián)接強度計算及校核9.1普通平鍵的強度條件根據(jù)文獻【1】表6-1中可知，式中：傳遞的轉矩() 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力（），根據(jù)文獻【1】中表中按材料為鋼鐵，載荷性質為輕微沖擊查得。9.2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。9.3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。9.4低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，

42、 ，故該鍵安全。10.潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇10.1齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇10.1.1齒輪潤滑方式的選擇高速軸小圓錐齒輪的圓周速度：中間軸大圓錐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，一般來說當齒輪的圓周速度時，宜采用油潤滑；當時，應采用浸油潤滑。故此減速器齒輪的潤滑應將齒輪浸于油池中，當齒輪傳動時，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。10.1.2齒輪潤滑劑的選擇根據(jù)文獻【2】中表17-1中查得，齒輪潤滑油可選用全工業(yè)閉式齒輪用油，代號是：，運動粘度為：135 165（單位為：mm²/s）。10.2滾動軸承的潤滑方式及潤滑劑的

43、選擇10.2.1滾動軸承潤滑方式的選擇高速軸軸承: 中間軸軸承：低速軸軸承：故三對軸承均應采用脂潤滑。10.2.2滾動軸承潤滑劑的選擇根據(jù)文獻【2】表17-2中查得，滾動軸承潤滑可選用通用鋰基潤滑脂1號。10.3密封方式的選擇10.3.1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)。10.3.2箱體的密封選擇箱體部分面上應用水玻璃或密封膠密封。11.減速器箱體及附件的設計11.1減速器箱體的設計減速箱應采用鑄鐵鑄造而成，其結構尺寸如下表所示：名 稱符 號箱 體 的 尺 寸 關 系箱體的尺寸取值箱座壁厚考0.025×138+3=6.45

44、88慮到鑄造工藝，所有壁厚都不應小于8箱蓋壁厚10.0085（d1+d2）+188箱座、箱蓋、箱座底凸緣厚度b、 b1、 b2b 1.5；b11.51；b22.512、12、20地腳螺栓直徑df0.015（d1+d2）+11216地腳螺栓數(shù)目nn66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連接螺栓直徑d8軸承蓋螺釘直徑（0.40.5）df8視孔蓋螺釘直徑d4（0.30.4）df6定位銷直徑d（0.70.8）d26軸承旁凸臺半徑R1c212凸臺高度h根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準35外箱壁至軸承座端面距離l1c1 +c2+（510）3

45、5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28箱座肋厚mm0.858軸承端蓋外徑凸緣式：D+(55.5) ； D為軸承座孔直徑130、108、9811-1 鑄鐵減速器箱體結構尺寸11.2減速器附件的設計11.2.1窺視孔及視孔蓋視孔用于檢查傳動件工作情況，還可用來注入潤滑油。其尺寸如下圖11-2所示。11.2.2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M16×1.5的通氣塞，綜上述及根據(jù)文獻【2】表4-3、表4-4中設計的視孔、視孔蓋及通氣器如下圖11-2所示。圖11-1 通氣塞 圖11-2 視孔蓋11.2.3放油孔及螺塞為了將污油排放干凈，應在油池最低位置處設置放油孔，放油孔應避免與其它機件相靠近，