湖南工業(yè)大學機械設計課程設計1

1、機械工程學院課程設計湖南工業(yè)大學機 械 設 計 課 程 設 計資 料 袋機械工程 學院（系、部） 2013 2014 學年第 1 學期課程名稱 機械設計 指導教師 銀金光 職稱 教授 學生姓名 陳桂桂 專業(yè)班級 機械工程1101 學號 11405700510 題 目 帶式運輸機傳動系統(tǒng)設計（3） 成 績 起止日期 2013 年 12 月 16 日 2013 年 12 月 29 日目 錄 清 單序號材 料 名 稱資料數量備 注1課程設計任務書共一頁2課程設計說明書共一頁3課程設計圖紙3張456課程設計任務書20132014學年第 1 學期 機 械 工 程 學院（系、部） 機械工程及其自動化 專業(yè)

2、 1101 班級課程名稱： 機 械 設 計 設計題目： 帶 式 運 輸 機 的 傳 動 裝 置 的 設 計 3 完成期限：自 2013年 12 月 16 日至 2013 年 12 月 29 日共 2 周內容及任務1、 設計的主要技術參數：帶的圓周力：F=3600N；帶的帶速：v=1.3m/s;直徑300mm工作條件：二班制，使用年限8年，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，中批量生產， 輸鏈速度允許誤差±5%.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。設計幾種傳動方案并進行分析、比較和選擇； 對選定傳

3、動方案進行運動分析與綜合，并選擇出最佳的傳動方案；三、設計工作量編寫說明書一份。進度安排起止日期工作內容12月16日初步明白我們課程設計所需要哪些材料，和需要為此做些什么。12月17日12月22日通過各種渠道搜集有關自己課程設計的資料，病進行初步整理。12月23日12月28日有三維軟件畫出機構簡圖，并初步排版。2013年12月 29 日用World把課程設計的有關資料排版好，并做好設計總結。主要參考資料濮良貴 主編 機械設計 高等教育出版社 2006年金清肅 主編 機械設計課程設計 華中科技大學出版社 2007年 指導教師（簽字）： 2013 年 12月 日系（教研室）主任（簽字）： 2013

4、 年 月 日機 械 設 計 課 程 設 計設計說明書帶式運輸機的傳動裝置的設計（3）起止日期： 2013年 12 月 16 日 至 2013 年 12 月 29 日學生姓名陳桂桂班級機工1101學號11405700510成績指導教師(簽字)機械工程學院（部）目 錄1 設計任務52 傳動方案分析 53 原動件的選擇與傳動比的分配 6 3.1選擇電動機的類型6 3.2選擇電動機的容量6 3.3選擇電動機的轉速7 3.4傳動比的分配84.各軸動力及動力參數的計算84.1各軸的轉速84.2各軸的輸出功率94.3各軸的輸入轉矩95.齒輪的設計與計算105.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數105.2齒

5、輪1、2的設計105.3齒輪3、4的設計135.4幾何尺寸的設計175.5結構設計及繪制齒輪零件圖176.軸的結構設計及計算176.1低速軸的結構設計及計算176.2中速軸的結構設計及計算266.3高速軸的結構設計及計算297.軸承的壽命計算及校核337.1低速軸齒輪的載荷計算337.2軸承的徑向載荷計算347.3軸承的當量動載荷計算347.4軸承壽命的計算及校核348.鍵聯接強度的計算及校核358.1普通平鍵的強度條件358.2高速軸上鍵的校核358.3中間軸上鍵的校核358.4低速軸上鍵的校核359. 潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇.369.1齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇369.2滾動軸

6、承的潤滑方式及潤滑劑的選擇369.3密封方式的選擇3910.減速器附件選擇與設計3710.1窺視孔及視孔蓋3710.2通氣器3710.3放油孔及螺塞3810.4油標3810.5起吊裝置3810.6啟蓋螺釘3910.7定位銷3910.8軸承蓋3911.設計總結3912.參考文獻401設計任務課程設計的設計內容設計帶式運輸機的傳動機構，其傳動轉動裝置圖如下圖-1所示。圖1.1帶式運輸機的傳動裝置 1動力與傳動系統(tǒng)；2聯軸器；3帶式輸送機課程設計的原始數據已知條件：輸送帶工作拉力：F=3600N；輸送帶工作速度：v=1.3m/s；輸送機卷筒直徑： D=300mm；使用壽命：8年，2班制，每班8小時。

7、課程設計的工作條件 設計要求：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，空載啟動，載荷平穩(wěn)；制造情況：中批量生產。2.傳動方案分析合理的傳動方案，首先應滿足工作機的性能要求，其次應滿足工作可靠，轉動效率高，結構簡單，結構緊湊，成本低廉，工藝性好，使用和維護方便等要求。任何一個方案，要滿足上述所有要求是十分困難的，要多方面來擬定和評比各種傳動方案，統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要和最基本的要求，然后加以確認。 本傳動裝置傳動比不大，采用二級傳動，帶傳動平穩(wěn)、吸振且能起過載保護作用，故在高速級布置一級帶傳動。軸端連接選擇彈性柱銷聯軸器。圖1.1帶式傳動系統(tǒng)示意圖1. 電機

8、2.聯軸器 3.齒輪傳動 4.聯軸器 5.滾筒 6.帶式輸送機上圖為閉式的兩級圓柱齒輪減速器傳動，其結構簡單，尺寸較小，結構緊湊，傳動較平穩(wěn)，高速級為小圓柱齒輪傳動，低速級為大圓柱齒輪傳動。3原動件的選擇與傳動比的分配3.1選擇電動機的類型按工作要求求選用Y系列三相異步電動機，電壓為220V。3.2 選擇電動機容量3.2.1工作機所需的有效功率PW=FV1000=3.600×1.3=4.78kw式中：工作機所需的有效功率（KW）帶的圓周力（N）3.2.2 電動機的輸出功率式中：工作機效率，根據文獻【1】中第141頁中表2（按平帶查得w=0.95傳動裝置總效率，其中，根據文獻【2】中表

9、10-2（按一般齒輪傳動查得） 傳動裝置總效率聯軸器效率， 一對滾動軸承效率， 、閉式圓柱齒輪傳動效率， 故：Pd= PWwz= 4.780.950.894= 5.62KW 因載荷有輕微沖擊，電動機的功率稍大于即可，根據設計資料【2】中表12-1所示Y系列三相異步電動機的技術參數，可選擇電動機的額定功率。3.3選擇電動機的轉速卷筒轉速軸工作的轉速： 根據設計資料【1】中表3-2（按兩級圓柱齒輪減速器查得），兩級圓柱齒輪減速器一般傳動比范圍為840，則總傳動比合理范圍為=840，故電動機轉速的可選范圍為符合這一范圍的同步轉速的只有1500r/min，再由3.2中的電動機的額定功率，可根據設計資料

10、【2】中表12-1查得，可選取Y132M-4型號的電動機，其數據列于表3.1中。表3.1電動機數據電動機型號額定功率/KW滿載轉速/(r/min)堵載轉矩/額定轉速最大轉矩/額定轉速電流/A堵載電流/額定電流Y132M-47.514402.22.015.47.0Y160M-67.59702.02.017.06.53.4傳動比的分配3.4.1傳動裝置的總傳動比 電動機Y132M-4 ： 電動機Y160M-6：式中：總傳動比 電動機的滿載轉速（r/min） 3.4.2 分配傳動比根據文獻【2】中表2-1查得，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

11、輪傳動比：電動機Y160M-4：電動機Y160M-6： 由于 電動機Y160M-4電機在分配傳動比時高速級圓柱齒輪傳動比太大。因此選擇 電動機Y160M-6。此時 低速級圓柱齒輪傳動比：4.各軸動力及動力參數的計算4.1各軸的轉速4.2各軸的輸出功率 KW4.3各軸的輸入轉矩 表4.1 運動和動力參數軸號功率P/kw轉矩T/（N·m）轉速n/（r/min）傳動比i效率高速軸軸6.3262.22970 5.60.9604中間軸軸6.07334.67173.214.40.9604低速軸軸5.831416.739.35.齒輪的設計與計算5.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數選用直齒圓柱齒

12、輪傳動。（1）小圓柱齒輪1選用40Cr號鋼，8級精度，熱處理為調質HBS1=260大圓柱齒輪2選用45號鋼，8級精度，熱處理為調質HBS2=230（2）初選齒數 (3)小圓柱齒輪3選用40Cr號鋼，8級精度，熱處理為調質HBS1=260大圓柱齒輪4選用45號鋼，8級精度，熱處理為調質HBS2=230（4）初選齒數 5.2 齒輪1、2的設計兩齒輪為閉式的軟齒面嚙合，且二者材料硬度差為30HBS，可以有效地防止膠合破壞，另外兩齒輪嚙合應先保證接觸疲勞強度，再校核彎曲強度。5.2.1確定材料許用接觸應力（1）確定接觸疲勞極限由圖7-18（a）查得 （2）確定壽命系數 小齒輪循環(huán)系數 由表7-19查得

13、（3）確定尺寸系數，由圖7-20得（4）確定安全系數，由表7-8?。?）計算許用接觸應力根據文獻【1】中7-22式， 計算取 5.2.2根據設計準則。按齒面接觸疲勞強度設計根據式7-11計算齒面接觸強度，公式為 （1）試選載荷系數（2）確定齒寬系數 ，由表7-6選取齒寬系數（3）確定材料彈性影響系數 ，由表7-5查得（4）確定節(jié)點區(qū)域系數 , 由圖7-14得=2.5（5）確定重合度系數 ， 由式7-9計算重合度為 由式7-8計算重合度系數（6） 計算小齒輪(mm)5.2.3確定實際載荷系數k與修正所計算的分度圓直徑（1） 確定使用系數，按電動機驅動，載荷平穩(wěn)，查表7-2取=1（2） 確定動載荷

14、系數，計算圓周速度故前面取8精度合理，由齒輪的速度與精度查圖7-2取(3)確定齒間載荷分配系數 齒寬初定單位載荷100n/mm由表7-3查得=1.2(4)確定齒向載荷分布系數由表7-4得(5)計算載荷系數(6)根據實際載荷系數按式7-12修正所算的分度圓直徑為（7）計算模數 取m為35.2.4 齒根彎曲疲勞強度計算彎曲強度按式7-17計算，其公式為 確定上式中的各計算數值如下（1） 確定彎曲應力極限值。由圖7-21（a）取， （2） 確定彎曲疲勞壽命系數，由圖7-22查得（3） 確定彎曲疲勞安全系數，由表7-8查得（4） 確定尺寸細數，由圖7-23得（5） 按式7-22計算彎曲許用應力為 （6

15、） 確定計算載荷K 初步確定齒高h=2.25m=2.25×3.15=7.08，b/h=6.5查圖7-12得計算載荷為（7） 確定齒形系數由圖7-16得 （8） 確定應力校正系數，由圖7-17查得，（9） 計算搭小齒輪的數值 大齒輪的數值較大，應該八大齒輪的數據代入公式計算（10） 計算重合度系數，按式7-18計算得 (11) 把上數值代入計算，得mm由于齒輪的模數主要取決于彎曲強度，所以將計算出來的3.51按照國標圓整為m=3，再按接觸強度計算出的分度圓直徑，協調相關參數與尺寸為 5.3 齒輪3、4的設計5.3.1 確定材料許用接觸應力 （1）確定接觸疲勞極限由圖7-18（a）查得

16、（2） 確定壽命系數 小齒輪循環(huán)系數 由表7-19查得 （3）確定尺寸系數，由圖7-20得 （4）確定安全系數，由表7-8取 （5）計算許用接觸應力根據文獻【1】中7-22式， 計算取 5.3.2 根據設計準則。按齒面接觸疲勞強度設計根據式7-11計算齒面接觸強度，公式為 （1）試選載荷系數（2）確定齒寬系數 ，由表7-6選取齒寬系數（3）確定材料彈性影響系數 ，由表7-5查得（4）確定節(jié)點區(qū)域系數 , 由圖7-14得=2.5（5）確定重合度系數 ， 由式7-9計算重合度為 由式7-8計算重合度系數 （7） 計算小齒輪5.3.3確定實際載荷系數k與修正所計算的分度圓直徑(1)確定使用系數，按電

17、動機驅動，載荷平穩(wěn)，查表7-2取=1(2)確定動載荷系數， 計算圓周速度故前面取8精度合理，由齒輪的速度與精度查圖7-2取(3)確定齒間載荷分配系數齒寬初定 單位載荷<100n/mm由表7-3查得=1.2(4)確定齒向載荷分布系數由表7-4得(5)計算載荷系數(6)根據實際載荷系數按式7-12修正所算的分度圓直徑為 (7)計算模數 5.3.4 齒根彎曲疲勞強度計算彎曲強度按式7-17計算，其公式為 確定上式中的各計算數值如下(1)確定彎曲應力極限值。由圖7-21（a）取，(2)確定彎曲疲勞壽命系數，由圖7-22查得(3)確定彎曲疲勞安全系數，由表7-8查得 （4）確定尺寸細數，由圖7-2

18、3得 （5）按式7-22計算彎曲許用應力為 （6）確定計算載荷K 初步確定齒高h=2.25m=2.25×4.8=10.8，b/h=6.6查圖7-12得計算載荷為 （7）確定齒形系數由圖7-16得 （8）確定應力校正系數，由圖7-17查得， （9）計算搭小齒輪的數值 大齒輪的數值較大，應該把大齒輪的數據代入公式計算 （10）計算重合度系數，按式7-18計算得 （11）把上數值代入計算，得 mm由于齒輪的模數主要取決于彎曲強度，所以將計算出來的3.2按照國標圓整為m=4，再按接觸強度計算出的分度圓直徑，協調相關參數與尺寸為 = 5.4 幾何尺寸計算5.4.1 計算分度圓直徑 5.4.2計

19、算中心距 a1= d1+d22=208.5mma2=5.5結構設計及繪制齒輪零件圖因為齒輪孔的尺寸是有與之配合的軸的尺寸的大小決定的，先設計出軸的尺寸在進行齒輪結構的設計。6軸結構設計及計算6.1低速軸的設計6.1.1 軸的受力分析由上述6.2中低速級齒輪設計可求得大直齒輪的嚙合力：大直齒輪的分度圓直徑：大直齒輪的圓周力：大直齒輪的徑向力：6.1.2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優(yōu)質碳素結構鋼，調質處理。6.1.3軸的最小直徑根據文獻【1】中12-2式可初步估算軸的最小直徑，式中：最小直徑系數，根據文獻【1】中表12-3按45鋼查得 低速軸的功率（KW），由

20、表5.1可知： 低速軸的轉速（r/min），由表5.1可知：因此： 輸出軸的最小直徑應該安裝聯軸器處，為了使軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器的型號。根據文獻【1】中14-1式查得，式中：聯軸器的計算轉矩（） 工作情況系數，根據文獻【1】中表11-1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軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 5014-2003或根據文獻【2】中表16-4查得，選用HL5型彈性柱銷聯軸器，其具體結構及基本參數如圖6.2以及表6.1所示， 圖6.2 HL5型彈性柱銷聯軸器結構形式圖表6.1HL5型彈性柱銷聯軸器基本參數及主要尺寸

21、型號公稱轉矩TnN.m許用轉速n（ r/min）軸孔直徑（d1、d2、dZ）軸孔長度mmDmm轉動慣量Kg.m2質量kgY型J、J1、Z型LL1LHL52000250050,551421071422205.43056,60,6365,70,71由上表可知，選取半聯軸器孔徑，故取，半聯軸器的長度，與軸配合的轂孔長度。取軸承端蓋的總寬度為。根據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軸器右端面間的距離（參考圖6.1），故取。， 表6.3 低速軸的參數值軸的參數參數符號軸的截面（mm）軸段長度10550248097242軸段直徑60647078908076軸肩高度234652

22、-6.1.4 軸的結構設計6.1.4.1 擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖6.3所示， 圖6-36.1.4.2 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度滿足半聯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，現取。初步選擇滾動軸承。因滾動軸承只受徑向力的作用，根據文獻【1】中表11-1可選6型深溝球軸承軸承。根據文獻【2】中表15-4中參照工作要求并根據，由軸承產品目錄中可初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6214，其基本尺寸資料如下表6.2所示 表6

23、.2 6214型深溝球軸承軸承參數數值mm標準圖d70D125B24基本額定負荷/kNCr46.8Cor37.5極限轉速/（r/min)脂潤滑4800油潤滑6000由上表6.2可知該軸承的尺寸為，故。取軸處非定位軸肩軸肩的高度，則與齒輪配合的軸段-的直徑軸處定位軸肩的高度故取，則軸段-的直徑齒輪采用軸肩進行軸向定位，則齒輪的左端應有一軸環(huán)，軸肩的高度： 軸環(huán)的寬度應滿足取。輪轂的寬度，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。取。取軸承端蓋的總寬度為。根據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軸器右端面間的距離（參考圖6.1），故取。， 表6.3 低

24、速軸的參數值軸的參數參數符號軸的截面（mm）軸段長度10550347097242軸段直徑60647078908070軸肩高度234655-6.1.4.3 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據文獻【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，按查得聯軸器與軸連接的平鍵截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，半聯軸器與軸配合為；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。 6.1.4.4 確定軸上圓角和倒角尺寸根據文獻【1】中表11-2

25、查得取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖6.36.1.5 求軸上的載荷首先根據軸的結構圖（圖6.4）做出軸的設計簡圖（6.1圖）。在確定軸承的支點位置時，應從深溝球軸承值入手。對于6214型深溝球軸承，由上表6.2中可知。根據軸的設計簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下圖6.4所示 圖6.4 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?，F將計算出的截面處的、以及的值列于下表。表6.4 低速軸上的載荷分布載荷水平面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。根據文獻【1】

26、中15-5式查得，式中：C截面的計算應力（MPa）折合系數，該低速軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，故根據文獻【1】中P373應取折合系數 抗彎截面系數（mm3），根據文獻【1】中表15-4按圓形截面查得 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，根據文獻15-1查得。因此，故安全。6.1.7 精確校核軸的疲勞強度 6.1.7.1 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，

27、截面C上的應力最大。截面的應力集中的影響和截的相近，但截面不受扭矩作用，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，故截面C也不必校核。截面和顯然更不必校核。根據文獻【1】中附表3-4和附表3-8可知鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只需校核截左右兩側即可。 6.1.7.2 分析截左側根據文獻【1】中表11-4按圓形截面查得，抗彎截面系數： 抗扭截面系數： 截面左側彎矩： 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。根據文獻【1】中表15-1查得，。由過盈配合

28、可查得， 查得尺寸系數 按車削加工，查得表面質量系數為又根據機械設計手冊查得應力折算系數取，于是，計算安全系數值，根據文獻【1】中12-6式和12-8式查得，故可知該低速軸安全。6.1.7.3分析截面右側根據文獻【1】中表15-4按圓形截面查得，抗彎截面系數： 抗扭截面系數： 截面左側彎矩： 截面上的扭矩： 截面上的彎曲應力： 截面上的扭轉切應力： 根據文獻【1】中的附表3-8用插值法可求得，查得尺寸系數 按車削加工，查得表面質量系數為 所以軸在截面右側的安全系數為 故該軸在截面右側的強度也足夠。低速軸的設計計算完成。6.2 中速軸的設計 6.2.1軸上齒輪分度圓直徑 小圓柱齒輪的分度圓直徑：

29、大圓柱齒輪的大端分度圓直徑： 6.2.2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。 6.2.3軸的最小直徑 根據文獻【1】中15-2式可初步估算軸的最小直徑，式中：最小直徑系數，根據文獻【1】中表12-3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： 6.2.4 軸的結構設計 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6.5，圖6.5 中間軸的結構與裝配 6.2.4.2 根據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的作用，根據文獻【2】中

30、表15-4可選6型深溝球軸承。根據文獻【2】中表15-4中參照工作要求并根據，由軸承產品目錄中可初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列深溝球軸承6208，其基本尺寸資料如表6.5所示。由表可知該軸承的尺寸為，故。表6.5 6208型深溝球軸承軸承參數數值mm標準圖d40D80B18基本額定負荷/kNCr22.8Cor15.8極限轉速/（r/min)脂潤滑8000油潤滑100000故兩深溝球軸承采用軸套定位以。兩軸套的外徑為，兩軸承距箱體內壁的距離均為。取大圓柱齒輪距箱體內壁的距離，右端小齒輪距離與之相同。與齒輪配合的軸-段和也應小于其輪轂，并取其輪轂的長度。故： 取。取非定位軸肩，則。應兩齒輪

31、都采用軸肩定位，故其中間應有一軸環(huán)，其軸肩高度取，則軸環(huán)的寬度。至此，經過步驟基本確定了軸的各段直徑和長度，如上圖6.6所示，并歸納為下表6.6所示，表6.6 中間軸的參數值參數名稱參數符號軸的截面（mm）軸段長度4245217842軸段直徑4048544840軸肩高度43436.2.4.3 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據文獻【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，按查得小齒輪與軸連接的平鍵截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為；滾動軸承和聯軸器與軸

32、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。6.2.4.4 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據文獻【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，按查得小齒輪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。6.3高速軸的結構設計及計算6.3.1軸端齒輪的分度圓直徑由上述6.1中高速級齒輪設計可知：小圓柱齒輪的大端分度圓直徑：6.3.2軸的材料的選擇 取軸

33、的材料為45優(yōu)質碳素結構鋼，調質處理。6.3.3軸的最小直徑 根據文獻【1】中15-2式可初步估算軸的最小直徑，式中：最小直徑系數，根據文獻【1】中表15-3按45鋼查得 高速軸的功率（KW），可知： 高速軸的轉速（r/min），可知：因此： 輸出軸的最小直徑應該安裝聯軸器處，為了使軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器的型號。根據文獻【1】中14-1式查得，式中：聯軸器的計算轉矩（） 工作情況系數，根據文獻【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軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 5014-2003或根據文獻【2】中表16-

34、4查得，選用HL1型彈性柱銷聯軸器，其具體結構及基本參數如上表6.1所示。由上表可知，選取半聯軸器孔徑，故取，半聯軸器的長度，與軸配合的轂孔長度。6.3.4 軸的結構設計 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6.6所示，6.3.4.2 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度滿足半聯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，現取

35、。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，根據文獻【1】中表13-1可選3型圓錐滾子軸承。根據文獻【2】中表13-1中參照工作要求并根據，由軸承產品目錄中可初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列深溝球軸承6206，其基本尺寸資料如下表6.7所示表6.76206型深溝球軸承軸承參數數值mm標準圖d30D62B16基本額定負荷/kNCr15.0Cor10.0極限轉速/（r/min)脂潤滑9500油潤滑13000由上表可知該軸承的尺寸為，故；為了加上封油環(huán)因此去、取，此時便確定了處的軸肩高度。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。有上表6.7可知6206型軸承的定位軸肩高度，因此，。 取

36、軸承端蓋的總寬度為。根據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軸器右端面間的距離，故取。 由齒輪計算中得低速級齒輪的齒寬是51mm，固取，則，。齒輪右端采用軸環(huán)進行定位，軸環(huán)長度，取，。表6.8高速軸的參數值參數名稱參數符號軸的截面（mm）軸段長度3650269254940軸段直徑22263036423630軸肩高度 223 3336.2.4.3 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據文獻【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；

37、同樣，按查得聯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。6.2.4.4 確定軸上圓角和倒角尺寸 根據文獻【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 軸承的壽命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)生點蝕破壞前經受的應力變化次數也就越少，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6.2中低速級齒輪設計可求得大直齒輪的嚙合力：分度圓直徑：圓周力：徑向力：7.2軸承的徑向載

38、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6214型的深溝球軸承，其基本額定動載荷，基本額定靜載荷。由上表7.4可得：7.3軸承的當量動載荷計算根據文獻【1】中表13-5查得兩個軸承的徑向動載荷系數和軸向動載荷系數。所以根據文獻【1】中表13-8a查得兩軸承的當量動載荷為7.4軸承壽命的計算及校核根據文獻【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期壽命，取，齒輪轉速n=40r/min 。并取。故根據文獻【1】中13-5式可算出軸承基本額定壽命為故軸承絕對安全。8.鍵聯接強度校核計算8.1普通平鍵的強度條件根據文獻【1】表4-1中可知，式中：

39、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（），根據文獻【1】中表中按材料為鋼鐵，載荷性質為輕微沖擊查得。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. 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

40、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。9.1.2齒輪潤滑劑的選擇根據文獻【2】中表20-3中查得，齒輪潤滑油可選用全損耗系統(tǒng)用油，代號是：，運動粘度為：61.274.8（單位為：mm2/s）。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。9.2.2滾動

41、軸承潤滑劑的選擇根據文獻【2】表20-4中查得，滾動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，與箱體內用封油環(huán)防止減速器內的油液飛濺到軸承內。9.3.2箱體的密封選擇箱體部分面上應用水玻璃或密封膠密封。10.減速器附件選擇與設計10.1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10.1所示。 圖10.110.2通氣器通氣器用于通氣，使箱內外氣壓一致，以避免由于運轉時箱內油溫升高、內壓增大，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，綜上述及根據文獻【2】表4-3、表4-4

42、中設計的視孔、視孔蓋及通氣器如下圖10.2所示。 圖10 .2 通氣塞10.3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，以便于放油，根據文獻【2】表4-7中選取M18×1.5的外六角螺塞，其結構如下圖10.3所示。圖10.3 放油螺塞10.4油標油標用來指示油面高度，應設置在便于檢查和油面較穩(wěn)定之處。根據文獻【2】表4-12中，該減速箱上選用了M12的油標尺，其結構如上圖10.4所示。 圖10.4 油標10.5起吊裝置為便于拆缷和搬運減速器，應在箱體上設置起吊裝置。根據文獻【2】表19-3，該減速器選用了M16的吊環(huán)螺釘起吊箱蓋，選用

43、吊鉤起吊箱座，其結構如下圖10.5和圖10.6所示。 圖10.5 吊環(huán)螺釘 圖10.6 吊鉤10.6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，其結構如下圖10.7所示。 圖10.7 啟蓋螺栓 圖10.8定位銷10.7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。根據文獻【2】表12-12選取圓錐銷,其型號為A10×60 GB117-2000，其結構如上圖10.8所示。10.8軸承蓋軸承蓋用于對軸系零件進行軸向固定和承受軸向載荷，同時起密封作用