1、湖南工業大學機 械 設 計 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 職稱 學生姓名 專業班級 機械設計 班級 學號 題 目 帶式輸送機傳動系統中兩級圓柱齒輪減速器 成 績 起止日期 2011 年 12 月 19 日 2011 年 1 月 2 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12課程設計說明書13裝配圖14零件圖256課程設計任務書20112012學年第一學期 機械工程 學院（系、部） 機械設計 專業 班級課程名稱： 機械設計 設計題目： 帶式輸送機傳動系統中兩級圓柱齒輪減速器 完成期

2、限：自 2011 年 12 月 19 日至 2012 年 1 月 2 日共 2 周內容及任務一、設計的主要技術參數：輸送帶最大有效拉力F=3000N；輸送帶工作速度為 V=1.4 m/s；滾筒直徑D=355 mm。工作條件：在常溫下連續工作，單向運轉;空載起動，工作載荷有輕微沖擊，運輸帶速度允許誤差±5%，二班制（每班工作8h），壽命為8年，大修期為23年，中批生產；三相交流電源的電壓為380/220V。二、設計任務：傳動系統的總體設計； 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

3、：（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（60008000字）。進度安排起止日期工作內容2011.12.19-2011.12.22傳動系統總體設計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2012.01.02交圖紙并答辯主要參考資料1 濮良貴,紀明剛. 機械設計.8版. 北京:高等教育出版社,2006.2 楊光,席偉光,李波,陳曉岑.機械設計課程設計.2版.北京:高等教育出版社,20103 趙大興.機械制圖.2版.北京:高等教育出版社,20094 朱理.機械原理

4、.2版.北京:高等教育出版社,20105 徐雪林.互換性與測量技術基礎.2版.長沙:湖南大學出版社,20106 劉鴻文.材料力學.5版.北京:高等教育出版社,20117 毛謙德,李振清.袖珍機械設計師手冊.3版.北京:機械工業出版社,2007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中兩級圓柱齒輪減速器起止日期： 2011 年 12 月 19 日 至 2012 年 01 月 02 日學生姓名 班級學號成績指導教師(簽字) 機械工程學院（部）2012年01月02日目錄1 傳動方案的擬定11.1 課程設計的設計內容11.2 課程設

5、計的原始數據11.3 課程設計的工作條件22 電動機的選擇32.1電動機類型的選擇32.2 電動機容量的選擇32.3 電動機轉速的選擇43確定總傳動比及分配各級傳動比63.1傳動裝置的總傳動比63.2傳動比的分配64傳動裝置運動和運動參數的計算75傳動件的設計及計算95.1選定齒輪精度等級、材料及齒數95.2高速級直齒圓柱齒輪的設計及計算95.3低速級直齒圓柱齒輪的設計及計算136軸的設計及計算186.1 軸的布局設計186.2 低速軸的設計196.3 高速軸的設計296.4 中間軸的設計347 軸承的壽命校核367.1低速軸齒輪的載荷計算367.2軸承的徑向載荷計算367.3軸承的軸向載荷計

6、算377.4軸承的當量動載荷計算387.5軸承壽命的計算及校核388鍵聯接強度校核計算398.1普通平鍵的強度條件398.2高速軸上鍵的校核398.3中間軸上鍵的校核398.4低速軸上鍵的校核409 潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇419.1齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇419.2滾動軸承的潤滑方式及潤滑劑的選擇419.3密封方式的選擇4210 減速器箱體及附件的設計4310.1減速器箱體的設計4310.2減速器附件的設計4412 設計小結4713 參考文獻48 1 傳動方案的擬定1.1 課程設計的設計內容帶式輸送機由電動機驅動。電動機1通過聯軸器2將動力傳入兩級圓柱齒輪減速器3，再通過聯軸器4

7、，將動力傳至輸送機滾筒5，帶動輸送帶6工作。設計帶式運輸機的傳動機構，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簡圖1電動機；2聯軸器；3兩級圓柱齒輪減速器；4聯軸器；5滾筒；6輸送帶1.2 課程設計的原始數據已知條件：輸送帶最大有效拉力為：3000N；運輸帶的工作速度：v=1.4m/s；卷筒直徑：D=355mm；使用壽命：8年，每年工作日300天，二班制，每班8小時。1.3 課程設計的工作條件 設計要求：誤差要求：運輸帶速度允許誤差為帶速度的±5%；工作情況：連續單向運轉，載荷平穩；制造情況：大批量生產。2 電動機的選擇2.1電動機類型的選擇根據動力源和工作條件，

8、并參照第12章選用一般用途的Y系列三項交流異步電動機，臥式封閉結構，電源的電壓為380V。2.2 電動機容量的選擇2.2.1工作所需的有效功率根據已知條件，工作機所需要的有效功率為式中： 工作機所需的有效功率（kw） 帶的圓周力（N） V-帶的工作速度（m/s）2.2.2 電動機的輸出功率為 傳動裝置總效率：設:聯軸器效率，（見參考資料【2】表3-3）；閉式圓柱齒輪傳動效率（設齒輪精度為8級），=0.97（見參考資料【2】表3-3）； 一對滾動軸承效率，=0.98（見參考資料【2】表3-3）； 輸送機滾筒效率，=0.96（見參考資料【2】表3-3）； 輸送機滾筒軸至輸送帶間的效率估算傳動系統總

9、效率為 其中： =0.99 = = =0.98 =0.98傳動系統的總效率：=工作時，電動機所需的功率為（KW）由參考材料【2】表12-1可知，滿足條件的Y系列三相交流異步電動機額定功率應取為5.5KW。2.3 電動機轉速的選擇電動機轉速的選擇。根據已知條件，可得輸送機工作轉速為 根據動力源和工作條件，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 根據電動機型號查文獻【2】表8-53確

10、定各參數。將計算數據和查表數據填入表2-1，便于比較。 表2-1 電動機的數據及總傳動比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-45.51500144019.113Y132M2-65.5100096012.744Y160M2-85.57507209.55 又上表可知，方案1轉速太高，傳動比太大，價格較高；3、4方案雖然總傳動比小，但是額定轉矩較低；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，比3、4方案較優，所以選方案2。3確定總傳動比及分配各級

11、傳動比3.1傳動裝置的總傳動比參考資料【2】中式（3-5）可知，帶式輸送機傳動系統的總傳動比 3.2傳動比的分配由傳動系統方案知： 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 低速級圓柱齒輪傳動比：各級傳動比分別為 4傳動裝置運動和運動參數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、1軸、2軸、3軸和4軸。傳動系統各軸的轉速，功率和轉矩計算如下所示0軸（電動機軸） n0 = nm = 1440r/min (

12、kw) (N.m)1軸（減速器高速軸）：(kw)(N.m)2軸（減速器中間軸）：r/min(kw)(N.m)3軸（減速器低速軸）： r/min(kw) (N.m)4軸（輸入機滾筒軸）：軸號電動機兩級圓柱齒輪減速器工作機0軸1軸2軸3軸4軸轉速n/(r/min1675.3075.30功率P/kW5.205.254.904.664.52轉矩T/(Nm)34.4734.16161.83591.01573.40傳動比i14.983.8415傳動件的設計及計算5.1選定齒輪精度等級、材料及齒數（1）傳送設備為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB 1009588）。（2）

13、材料的選擇 由參考文獻【1】表10-1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。（3）齒數 高速級選小齒輪的齒數, 大齒輪齒數 故取。 低速級選小齒輪的齒數，大齒輪齒數 故取5.2高速級直齒圓柱齒輪的設計及計算5.2.1 按齒面接觸強度設計根據文獻【1】中10-21式進行試算，即（1） 確定公式內的各計算數值 試選載荷系數Kt=1.3。 計算小齒輪傳遞的轉矩。 由文獻【1】表10-7選取齒寬系數。 由文獻【1】表10-6查得材料彈性影響系數。 由文獻【1】圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限

14、 。 由文獻【1】式10-13計算應力循環次數。 由文獻【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數由文獻【1】式10-12，計算接觸疲勞許用應力（取失效概率1%，安全系數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K。根據v=1.4m/s，7級精度，由文獻【1】圖10-8查得動載荷系數kv=1.05，由文獻【1】表10-3查得直齒輪，kH=kF=1； 由文獻【1】表10-2查得使用系數=1；由文獻【1】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

15、文獻【1】圖10-13得kF=1.32 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 計算模數m5.2.2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)確定公式內的各計算數值由文獻【1】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】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數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S=1.4，由式（10-12）得 計算載荷系數K1.39mm查取齒形系數。由文獻【1】表10-5查得 YFa1=2.80 YFa2=2.18； 查取應力校

16、正系數由文獻【1】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m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數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。取z1=23，則大齒輪數 z2=z1=4.98x23=114.54，z2=115. 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

17、做到結構緊湊，避免浪費。5.2.3 幾何尺寸計算(1)計算大小齒輪的分度圓直徑(2)計算中心距(3)將中心距調整為138mm計算齒輪的寬度 圓整后去。5.3低速級直齒圓柱齒輪的設計及計算5.3.1 按齒面接觸強度計算根據文獻【1】中10-21式進行試算，即(1)確定公式內的各計算數值 試選載荷系數Kt=1.3。 計算小齒輪傳遞的轉矩。 由文獻【1】表10-7選取齒寬系數d=1。 由文獻【1】表10-6查得材料彈性影響系數。 由文獻【1】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】式10-13計算應力循環次數。由文獻【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數由文獻【1】式10

18、-12，計算接觸疲勞許用應力（取失效概率1%，安全系數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K。根據v=1.4m/s，7級精度，由文獻【1】圖10-8查得動載荷系數kv=1.05，由文獻【1】表10-3查得直齒輪，kH=kF=1； 由文獻【1】表10-2查得使用系數=1；由文獻【1】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】圖10-13得kF=1.32 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 計算

19、模數m5.3.2 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)確定公式內的各計算數值由文獻【1】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】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式（10-12）得 計算載荷系數K查取齒形系數。由文獻【1】表10-5查得 =2.80 =2.22； 查取應力校正系數由文獻【1】表10-5查得 =1.55； =1.77；計算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的數值大。(2)設計計算mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由

20、齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數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2.601并就近圓整為標準值m=3mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d3=77.80mm，算出小齒輪齒數。取，則大齒輪數 =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。5.3.3 幾何尺寸計算(1)計算大小齒輪的分度圓直徑(2)計算中心距將中心距調整為189mm(3)計算齒輪的寬度 圓整后去。6軸的設計及計算6.1 軸的布局設計繪制軸的布局

21、簡圖如下圖7.1.2所示圖6.1.1 減速器簡圖 圖6.1.2 軸的結構與裝配考慮到低速軸的受力大于高速軸，應先對低速軸進行結構設計和強度校核，其他的軸則只需要進行結構設計，沒必要進行強度校核。6.2 低速軸的設計6.2.1軸上的功率P3、轉速N3和轉矩T3的計算在前面的設計中得到：6.2.2求作用在齒輪上的力因在前面的設計中得到低速級大齒輪的分度圓直徑為而 因為是直齒輪傳動，只有徑向力，無軸向力，故。圓周力、徑向力的方向如（圖6-2）所示。6.2.3初步確定軸的最小直徑根據文獻【1】中的式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調制處理。有文獻【1】中的表15-3，取，于是就有輸

22、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【8】中表11-9查得，選用LX3型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為1250。其具體結構及基本參數如圖6.2.1以及表6.1.2所示，圖6.2.1 LX3型彈性柱銷聯軸器結構形式圖表6.2.1 LX3型彈性柱銷聯軸器基本參數及主要尺寸型號公稱轉矩TnN.m許用轉速n

23、（ r/min）軸孔直徑（d1、d2、dZ）軸孔長度mmDmmD1mmBmmSmm轉動慣量Kg.m2質量KgY型J、J1、Z型LLL1LX31250475030,32,35,3882608216075362.50.026840,42,45,4811284112由上表可知，選取選取半聯軸器孔徑，故取，半聯軸器的長度，與軸配合的轂孔長度。6.2.4 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6.3所示， 圖6.2.2 低速軸的結構與裝配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；左端用軸

24、端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=55mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度，為保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應比L1略短一些，現取。初步選擇滾動軸承。因滾動軸承只受徑向力作用，根據文獻【1】中表13-1可選3型圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承33011，其尺寸為，故；而左端滾動軸承采用擋油環進行軸向定位。所以 。其基本尺寸資料如下表6.2.2所示表6.2.2 33011型圓錐滾子軸承參數數值mm標準圖d45D90T27C21a19B27由于手冊上查得33011型軸承的定位軸肩高度h=3.5mm，因此

25、，取d-=62mm。取安裝齒輪處的軸段-的直徑已知齒輪輪輪轂的寬度為78mm，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=6mm，則軸環處的直徑。軸環寬度b1.4h，取。軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。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l=30mm（參看圖6.2.2），故取。 取齒輪距箱體內壁之距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承寬度T=27mm，軸2大齒輪的寬度為B=4

26、0mm，則：至此，經過步驟基本確定了軸的各段直徑和長度，如上圖7.3.2所示，并歸納為下表6.2.3所示表6.2.3 低速軸的參數值軸的參數參數符號軸的截面（mm）軸段長度82503075127655軸段直徑45525562726055軸肩高度3.51.53.53.552.57.2.4.3 軸上零件的周向定位 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，半聯軸器與軸的配合為H7k6。滾動軸承和聯軸

27、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m6。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6.2.2。6.2.5求軸上的載荷首先根據軸的結構圖（圖6.1.2）做出軸的計算簡圖（圖6.2.2）。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于33011型圓錐滾子軸承，由于手冊中查得a=19mm。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖喝扭矩圖（圖7.2.4） 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。圖6.2.3 低速軸的受力分析表6

28、.2.4 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T6.2.6 按彎扭合成應力校核軸的強度 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。根據式文獻1式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取=0.6，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由文獻1表15-1查得-1=60MPa。因此,故安全。6.2.7精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面截面A,，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但是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。

29、從應力集中對在后i丶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，故不必校核。截面C雖然應力最大，但是應力集中不大，而且這里軸的直徑比較大，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。（2）截面VI右側抗彎截面系數： 抗扭截面系數： 截面VI右側的彎矩M為：截面VI上的扭矩T為: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

30、論應力集中系數及按文獻1附表3-2查取。因，經過插值后可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數為故有效應力集中系數按式（附表3-4）為由附圖3-2的尺寸系數；由附圖3-3的扭轉尺寸系數.軸按磨削加工，有附圖3-4得表面質量系數為軸未經表面強化處理，即q=1，則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數為又由文獻1中§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數于是，計算安全系數Sca值，按式（15-6）（15-8）則得故可知其安全。6.3 高速軸的設計6.3.1 軸上的功率、轉速和轉矩的計算在前面的設計中得到6.3.2 初步確定軸的最小直徑根據文獻【1】中的式（15-2）初步估算軸

31、的最小直徑。選取材料為45鋼，調制處理。有文獻【1】中的表15-3，取，于是就有 輸入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， 高速軸的轉矩（），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，根據GB/T 5843-2003選用GY2凸緣聯軸器，其公稱轉矩為63N.m。如下表6.3.2表6.3.2 GY2型彈性柱銷聯軸器基本參數及主要尺寸型號公稱轉矩TnN.m許用轉速n（ r/min）軸孔直徑（d1、d2、dZ

32、）軸孔長度mmDmmD1mmBmmSmm轉動慣量Kg.m2質量KgY型J、J1型LL1GY2631000020,22,24,523890402860.00151.72256244選取半聯軸器的孔徑故=25mm，半聯軸器長度L=62mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度即。6.3.3 軸的結構設計6.3.3.1 擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖6.3.1所示， 圖6.3.1 高速軸的結構與裝配6.3.3.2 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，-軸段左端需制出一軸肩，故取-段的直徑；式中：h軸處軸肩的高度（mm），根據文獻1中P364中查得定位軸肩的高

33、度，故取。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=32mm。半聯軸器與軸配合的轂孔的長度，為保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應比L1略短一些，現取。 初步選擇滾動軸承。因滾動軸承只受徑向力作用，根據文獻【1】中表13-1可選30000型圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據，由軸承產品目錄中初步選取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6.3.1所示表6.3.1 320/32型圓錐滾子軸承參數數值mm標準圖d32D58T17C13a14.0B17由表6.3.1可得軸承尺寸為，故；而左右兩個滾動軸承都采用擋油環進行軸向定位所以。 由

34、手冊上查得320/32型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取齒輪因為齒根圓到鍵槽處e=3.5mm，而，因為e<2mt，所以齒輪應該跟軸做成一體的齒輪軸。由前面齒輪設計知小齒輪的齒寬為46，所以，齒輪兩端需要開退刀槽，取規格為5×5mm。軸承左端用軸承端蓋固定，端蓋寬20mm，與聯軸器間隔30mm，所根據軸的總體布置簡圖7.1可知，小圓柱齒輪右端面距箱體左內壁之間距離a=16mm，軸上的兩個大小齒輪之間的距離為c=20mm?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=8mm，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

35、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6.3.2所示，表6.3.2 高速軸的參數值軸的參數參數符號軸的截面（mm）軸段長度4250251195齒寬461925軸段直徑2530323828齒輪直徑3832軸肩高度2.511.5336.3.3.3 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

36、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。6.3.3.4 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7.5。6.4 中間軸的設計6.4.1 軸上的功率、轉速和轉矩的計算在前面的設計中得到6.4.2 初步確定軸的最小直徑根據文獻【1】中的式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調制處理。有文獻【1】中的表15-3，取，于是就有6.4.3 軸的結構設計6.4.3.1擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖6.4.1所示，圖6.4.1 中間軸的結構與裝配6.4

37、.1 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑 初步選擇滾動軸承。因滾動軸承只受徑向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承32008，其尺寸為，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51mm，為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此齒

38、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，應距箱體內壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承寬度T=19mm，軸2大齒輪的寬度為B=51mm，則：至此，經過步驟基本確定了軸的各段直徑和長度，如上圖6.4.1所示，并歸納為下表6.4.1所示表6.4.1 中間軸的參數值參數名稱參數符號軸的截面（mm）軸段長度4779204747軸段直徑4045604540軸肩高度2.57.57.52.56.4.2 軸上零件的周向定位 大小齒輪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

39、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，半聯軸器與軸的配合為H7k6。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m6。6.4.3 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6.4.1。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

40、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軸承的徑向載荷計算低速軸上的滾動軸承采用正裝。兩個軸承型號均為33011型的圓錐滾子軸承，其基本額定動載荷，基本額定靜載荷。由上表7.4可得：7.3軸承的軸向載荷計算根據文獻【7】中表13-1查得33011型圓錐滾子軸承的基本額定動載荷，基本額定靜載荷，判斷系數和軸向動載荷系數。故兩軸承的派生軸向力為：因為 左端軸承壓緊，右端軸承放松。則 軸承的軸向派生力為 ， 7.4軸承的當量動載荷計算根據文獻【1】中表13-6按輕微沖擊查得載荷系數，取1.2 根據文獻【1】中表13-

41、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7.5軸承壽命的計算及校核根據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

42、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 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：中間軸大圓柱直齒輪和小圓柱直齒輪的圓周速度：低速軸大圓柱直齒輪的圓周速度：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

43、體壁上利于散熱。9.1.2齒輪潤滑劑的選擇根據文獻【7】中表14-2中查得，齒輪潤滑油可選用全工業閉式齒輪用油，代號是：，運動粘度為：135 165（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滾動軸承潤滑劑的選擇根據文獻【7】表14-1中查得，滾動軸承潤滑可選用通用鋰基潤滑脂1號。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。

44、10 減速器箱體及附件的設計10.1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。 101 鑄鐵減速器箱體結構尺寸 單位：mm名稱符號箱體的尺寸關系箱體的尺寸取值箱座（體）壁厚考0.025×138+3=6.4588慮到鑄造工藝，所有壁厚都不應小于8箱蓋壁厚10.8×8=6.488箱座、箱蓋、箱座底凸緣厚度b、 、 b 1.5；1.51；2.512、12、20箱座、箱座上的肋厚m、m1m0.85m10.851m=8m1=8軸承旁凸臺的高度和半徑hR1h由結構要求確定（見圖5-30 2），R1=c2（c2見本表）h=35c2=12軸承蓋的外徑D2D+（55.5

45、）d3 （d3見本表）130、108、98地腳螺釘直徑與數目dfna1+a2=254；350df16n6通孔直徑20沉頭座直徑D045底座凸緣尺寸c1min25c2min23連接螺栓軸承旁連接螺栓直徑d10.75df12箱座、箱蓋連接螺栓直徑d2（0.50.6）df；螺栓的間距：l=1502008連接螺栓直徑d8通孔直徑d9沉頭座直徑D18凸緣尺寸c1min15凸緣尺寸c2min12定位銷直徑d（0.70.8）d26軸承蓋螺釘直徑d3（0.40.5）df8視孔蓋螺釘直徑d4（0.30.4）df6吊環螺釘直徑d5按減速器重量確定（見表8-49 2）M8箱體外壁至軸承座端面的距離l1c1+c2+（

46、58）35大齒輪頂圓與箱體內壁距離11.210齒輪端面與箱體內壁距離2810.2減速器附件的設計10.2.1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10.2所示。10.2.2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中設計的視孔、視孔蓋及通氣器如下圖11-2所示。圖10.1 通氣塞 圖10.2 視孔蓋10.2.3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，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11-3所示。圖10.4 油標圖10.3 放油螺塞 10.2.4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。10.2.5起吊裝置為便于拆缷和搬運減速器，應在箱體