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1、-带式运输机的减速器机械设计课程设计-第 39 页设计带式运输机的减速器目录一、设计任务4二、前言52.1：题目分析52.2：传动方案的拟定5三、电动机的选择、传动装置的运动和动力参数计算53.1：电动机的选择53.1.1：选择电动机的类型53.1.2：选择电动机的额定功率63.1.3：确定电动机的转速63.1.4：确定发动机的的型号73.2：传动装置的运动和动力参数计算73.2.1：合理分配传动比73.2.2：计算各轴的转速83.2.3：计算各轴的输入功率83.2.4：计算各轴的输入转矩8四、传动零件的设计计算94.1：高速级斜齿圆柱齿轮传动设计94.1.1：选择材料94.1.2：按齿面接触
2、疲劳强度初步设计104.1.3：验算齿面接触疲劳强度124.1.4：验算齿根弯曲疲劳强度154.1.5：确定齿轮的主要参数及几何尺寸174.1.6：确定齿轮制造精度184.2：低速级直齿圆柱齿轮传动设计184.2.1：选择材料194.2.2：按齿面接触疲劳强度初步设计194.2.3：验算齿面接触疲劳强度214.2.4：验算齿根弯曲疲劳强度234.2.5：确定齿轮的主要参数及几何尺寸254.2.6：确定齿轮制造精度26五、轴的设计及校核计算265.1：高速轴的设计265.1.1：选择轴的材料275.1.2：按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径275.1.3：联轴器的型号的选取275.1.4：轴的结构
3、设计285.2：中间轴的设计305.2.1：选择轴的材料305.2.2：按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径305.2.3：轴的结构设计315.2.4：轴的受力分析325.2.5：轴的疲劳强度安全系数校核计算355.3：低速轴的设计405.3.1：选择轴的材料405.3.2：按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径415.3.3：联轴器的型号的选取415.3.4：轴的结构设计425.3.5：轴的受力分析445.3.6：轴的疲劳强度安全系数校核计算46六、轴承的选择与寿命计算506.1：低速轴的轴承寿命506.2：中间轴的轴承寿命54七、键连接的选择与校核计算587.1：高速轴上的键的选择587.2：中间轴
4、上的键的选择587.3：低速轴上的键的选择与校核计算587.3.1：齿轮处普通平键选择与强度校核587.3.2：联轴器处普通平键强度校核59八、联轴器的选择608.1：高速轴端联轴器的选择608.2：低速轴端联轴器的选择61九、润滑与密封方式选择61十、箱体及其附件的结构设计6110.1：减速器箱体的结构设计6110.2：减速器附件的结构设计62十一、参考资料62一、设计任务设计一带式输送机的算计圆柱齿轮减速器。带式运输机示意图如下：使用年限为10年，每年250天，三班制工作。为一般用途。我选的题目号为5，相关数据如下：题号运输带拉力运输带速度卷筒直径535000.90350二、前言2.1：题
5、目分析2.2：传动方案的拟定二级展开式圆柱齿轮减速器高速级齿轮传动选用斜齿圆柱齿轮，低速级选用直齿斜齿圆柱齿轮。优点：结构紧凑、简单，传动效率高，工作可靠，应用较广泛。缺点：齿轮相对于轴承不对称布置，沿齿向载荷分布不均匀。三、电动机的选择、传动装置的运动和动力参数计算3.1：电动机的选择3.1.1：选择电动机的类型按照工作要求的条件，选用Y系列三相异步电动机。Y系列三相异步电动机是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，它具有高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、可靠性高以及使用维护方便等优点。【1】最常用的交流电动机三相鼠笼性异步电动机3.1.2：选择电动机的额定功率选取（为圆柱齿轮传
6、动啮合效率；为轴承传动效率；为联轴器传动效率；为卷筒传动效率）由电动机轴至卷筒轴的传动效率为：工作机构的效率为：工作机构所需功率为：电动机所需功率为：由，故选择电动机的额定功率为：3.1.3：确定电动机的转速工作机构主轴即卷筒轴的转速为：二级圆柱齿轮减速器的传动比符合这一范围的同步转速有750、1000、1500三种。为了既不使电动机尺寸过大，也不使传动装置因传动比过大而导致其外廓尺寸过大，价格增加，选用同步转速为1000的电动机。3.1.4：确定发动机的的型号根据电动机的额定功率和电动机同步转速1000 ，有相关手册查Y系列三相异步电动机，确定所需电动机的型号为Y132M1-6，其主要性能列
7、于下表：电动机型号额定功率满载转速Y132M1-649602.02.03.2：传动装置的运动和动力参数计算3.2.1：合理分配传动比由电动机想能表可知满载时电动机的转速为960，则系统总的传动比为：按两级大齿轮浸油深度相近，以使润滑简便的原则推荐高速级别传动比应该比低速级传动比大，其。【2】取，则故：3.2.2：计算各轴的转速电动机轴 （从电动机轴往左一次为轴、轴、轴）轴 轴 轴、卷筒轴 3.2.3：计算各轴的输入功率电动机轴 轴 轴 轴 卷筒轴 3.2.4：计算各轴的输入转矩电动机轴 轴 轴 轴 卷筒轴 结果整理：轴名功率（）转矩（）转速（）电动机轴439.79960轴3.8838.6096
8、0轴3.73185.36192轴3.58694.2849.2卷筒轴3.33646.6549.2四、传动零件的设计计算4.1：高速级斜齿圆柱齿轮传动设计我们设计的为一般用途的减速器，故选用软齿面齿轮传动。由前面的计算我们可得到相关数据有：，,，单向运转，三班制工作，使用年限10年，每年250天，,4.1.1：选择材料查表9-5齿轮常用材料及其力学性能【2】，小齿轮初步选用40Cr调质处理，HBS1=241286,大齿轮选用45钢调质处理，HBS2=217255.计算时取HBS1=260，HBS2=230.（HBS1- HBS2=30, 合适）4.1.2：按齿面接触疲劳强度初步设计由简化设计公式（
9、9-45）【2】1）小齿轮传递的转矩：2）齿宽系数由表9-10【2】可知，软齿面、非对称布置取3）齿数比：对减速运动，4）载荷系数：因速度高，非对称布置，初选5）确定需用接触应力由式（9-29）【2】，a.接触疲劳极限应力，由图9-34c【2】差得，（按图中ME查值）, （按图中MQ查值）b.安全系数由表9-11【2】差得，取(较高可靠度)c.寿命系数由式（9-30）【2】计算应力循环次数式中，查图9-35【2】得，（均按曲线1查得），故6）计算小齿轮分度圆直径7）初步确定主要参数a.选取齿数：取b.初选螺旋角c.计算法向模数：选取标准模数d.计算中心距：为了便于箱体的加工及测量，将圆整，取e
10、.计算实际螺旋角：f.计算分度圆直径：验证：g.计算齿宽：圆整取 4.1.3：验算齿面接触疲劳强度由式（9-40）【2】1）弹性系数：由表9-9【2】查得，2）节点区域系数：由图9-29【2】查得，3）重合度系数：先由知则：4）螺旋角系数：5）圆周力：6）载荷系数：a.使用系数：由表9-6【2】查得b.动载系数：由查图9-23【2】得（初取8级精度）c.齿向载荷分布系数：由表9-7【2】，按调质齿轮、8级精度，非对称布置，装配时不作检验调整，可得d. 齿间载荷分配系数：先求 查表9-8【2】，式中由式（9-32）【2】 则 故 7）验算齿面接触疲劳强度（安全）4.1.4：验算齿根弯曲疲劳强度由
11、式（9-46）1)由前面计算可知，2)载荷系数：a.使用系数同前，b.动载系数同前，c. 齿向载荷分布系数：由图9-25【2】，查出d. 齿间载荷分配系数：由前面计算可知，则由式（9-27）【2】则前面已经求得，故故：3)齿形系数：由查图9-32【2】，得，4)齿根应力修正系数:由，查图9-33【2】。得，5)重合度系数：同前6)螺旋系数：由式（9-47），由前计算可知，计算时取7)许用弯曲应力:由式（9-31）【2】，a.弯曲疲劳强度极限应力：由图9-36c【2】，查得：（按图中ME查值），（按图中MQ查值）b.安全系数：由表9-11【2】，取（较高可靠度）c.寿命系数：由,查图9-37【2
12、】得：，d.尺寸系数：由，查图9-38【2】得，则8)验算齿根弯曲疲劳强度故弯曲强度足够4.1.5：确定齿轮的主要参数及几何尺寸分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 取 ，中心距 4.1.6：确定齿轮制造精度由前面计算知，查表9-13【2】，确定齿轮第公差组为8级精度，第、公差组与第公差组同为8级。按机械手册推荐确定其齿厚偏差，小轮为GJ，在其零件工作图上标记为8GJGB/T100951988，大齿轮齿厚偏差为HK,在其零件工作图上标记为：8HKGB/T100951988。4.2：低速级直齿圆柱齿轮传动设计我们设计的为一般用途的减速器，故选用软齿面齿轮传动。由前面的计算我们可得到相关数据有
13、：，,，单向运转，三班制工作，使用年限10年，每年250天，,4.2.1：选择材料查表9-5齿轮常用材料及其力学性能【2】，小齿轮初步选用40Cr调质处理，HBS3=241286,大齿轮选用45钢调质处理，HBS4=217255.计算时取HBS3=260，HBS4=230.（HBS3- HBS4=30, 合适）4.2.2：按齿面接触疲劳强度初步设计由式（9-23）【2】1）小齿轮传递的转矩：2）齿宽系数由表9-10【2】可知，软齿面、非对称布置取3）齿数比：对减速运动，4）载荷系数：初选（直齿轮、非对称布置）5）确定需用接触应力由式（9-29）【2】，a.接触疲劳极限应力，由图9-34c【2】
14、差得，（按图中ME查值）, （按图中MQ查值）b.安全系数由表9-11【2】差得，取(较高可靠度)c.寿命系数由式（9-30）【2】计算应力循环次数式中，查图9-35【2】得，（均按曲线1查得），故6）计算小齿轮分度圆直径7）初步确定主要参数a.选取齿数：取b.计算模数：，取c.计算分度圆直径：d.计算中心距：e.计算齿宽：4.2.3：验算齿面接触疲劳强度由式（9-21）1）弹性系数：由表9-9【2】查得，2）节点区域系数：由图9-29【2】查得，3）重合度系数：由则：4）载荷系数：a.使用系数：由表9-6【2】查得b.动载系数：由查图9-23【2】得（初取8级精度）c.齿向载荷分布系数：由表
15、9-7【2】，按调质齿轮、8级精度，非对称布置，装配时不作检验调整，可得d. 齿间载荷分配系数：由表9-8【2】先求 由前面可知 则 故 5）验算齿面接触疲劳强度4.2.4：验算齿根弯曲疲劳强度由式（9-26）1)由前面计算可知，2)载荷系数：a.使用系数同前，b.动载系数同前，c. 齿向载荷分布系数：由图9-25【2】，查出d. 齿间载荷分配系数：由，查表9-8【2】，知，又由，得故：3)齿形系数：由，查图9-32【2】，得，4)齿根应力修正系数:由，查图9-33【2】。得，5)重合度系数：同前6)许用弯曲应力:由式（9-31）【2】，a.弯曲疲劳强度极限应力：由图9-36c【2】，查得：（
16、按图中ME查值），（按图中MQ查值）b.安全系数：由表9-11【2】，取（较高可靠度）c.寿命系数：由,查图9-37【2】得：，d.尺寸系数：由，查图9-38【2】得，则7)验算齿根弯曲疲劳强度故弯曲强度足够4.2.5：确定齿轮的主要参数及几何尺寸分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 取 ，中心距 4.2.6：确定齿轮制造精度由前面计算知，查表9-13【2】，确定齿轮第公差组为8级精度，第、公差组与第公差组同为8级。按机械手册推荐确定其齿厚偏差，小轮为GJ，在其零件工作图上标记为8GJGB/T100951988，大齿轮齿厚偏差为HK,在其零件工作图上标记为：8HKGB/T100951988
17、。五、轴的设计及校核计算5.1：高速轴的设计总结之前的一些本计算阶段可能用到的数据传递功率：；转速：；齿轮1（小斜齿轮）：分度圆直径；齿轮宽度，；（左旋）；5.1.1：选择轴的材料选用最常用45钢，正火处理，估计轴的直径小于100mm，由表13-1【2】查得：5.1.2：按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径由式（13-2）【2】，查表13-2，取（此轴为转轴，又是减速器的中间轴），则又因为最小直径在装齿轮处，此处有一键槽，故轴径应增大，即考虑到轴承为标准件，取5.1.3：联轴器的型号的选取由前面计算可知，为了保证联轴器的可靠性，我们增加50%的需用转矩，即。还要考虑低速轴的最小直径。综合以上因素，
18、查标准GB/T5014-1984(见表8-2【1】)，选用HL1型弹性柱销联轴器。半联轴器的外孔径，轴孔长度，故装联轴器段轴头长度应略小于42mm，取40mm，轴头直径为16mm。5.1.4：轴的结构设计1）初步设计轴的结构（如草稿）2）确定各段轴的直径由前面计算可知装齿轮轴头直径为24mm，轴环和轴头直径过渡处的倒圆半径取2mm，与轴头配合的齿轮孔的倒角半径取为2.5mm；轴环和轴头半径差为23倍的倒角尺寸，故轴环直径为32mm。两端装轴承处的轴径直径应小于24mm，同时考虑到轴承内径的标准值，所以轴径直径取20mm。根据半联轴器的外孔径，确定装联轴器段轴头直径为16mm。右端轴颈与轴头间轴
19、身的直径取为18mm。3）初选轴承类型及及代号因轴承径向和轴向均受载荷的作用，所以选用角接触轴承。根据轴径为20mm，查表6-6【1】初选7204C轴承，轴承采用飞溅润滑，轴上不设置挡油板。4）确定各轴段的长度齿轮和轴承间采用套筒进行轴向定位。为了保证套筒与齿轮端面靠紧而定位，装齿轮处的轴头长度应略小于齿轮轮毂的宽度，所以装齿轮的轴头长度分别取68mm。由手册【1】查得7204C轴承的宽度为14mm，则根据前面中轴的设计，左端套筒的长度为14mm（60/2+17+16-70/2-14=14mm），齿轮端面到减速器壁的距离为7mm，轴承端面到减速器内壁面的距离取7mm，故。轴端倒角尺寸取2mm，
20、所以装左轴承段的长度为32mm（2+14+14+2=32mm）。轴环左端面应与左轴承内端面重合。由手册【1】查得7204C轴承的宽度为14mm，轴环的长度取126mm（30+10+102+17+16-35-14=126mm），轴承端面到减速器内壁面的距离取7mm。轴端倒角尺寸取2mm。左端装轴承段轴颈长度为14mm。轴身的长度初选为50mm。根据半联轴器的轴孔长度，装联轴器段轴头长度应略小于42mm，取40mm。低速轴总长度为330mm4）轴上零件的周向定位齿轮采用A型普通平键链接，由手册【1】查表5-1得截面尺寸为，长度取为63mm。联轴器采用A型普通平键链接，由手册【1】查表5-1得截面尺
21、寸为，长度取为36mm。5）确定轴上倒角半径及轴颈表面粗糙度轴颈和轴头过渡处的倒圆半径取为1mm，轴头表面粗糙度，轴颈表面粗糙度。5.2：中间轴的设计总结之前的一些本计算阶段可能用到的数据传递功率：；转速：；齿轮2（大斜齿轮）：分度圆直径；齿轮宽度，；（左旋）；齿轮3（小直齿轮）：分度圆直径；齿轮宽度；5.2.1：选择轴的材料选用最常用45钢，正火处理，估计轴的直径小于100mm，由表13-1【2】查得：5.2.2：按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径由式（13-2）【2】，查表13-2，取（此轴为转轴，又是减速器的中间轴），则又因为最小直径在装齿轮处，此处有一键槽，故轴径应增大，即圆整取标准值为
22、5.2.3：轴的结构设计1）确定各段轴的直径由前面计算可知轴头直径为34mm，轴环和轴头直径过渡处的倒圆半径取2mm，与轴头配合的齿轮孔的倒角半径取为2.5mm；轴环和轴头半径差为23倍的倒角尺寸，故轴环直径为44mm。两端装轴承处的轴径直径应小于34mm，同时考虑到轴承内径的标准值，所以轴径直径取30mm。2）初选轴承类型及及代号因轴承径向和轴向均受载荷的作用，所以选用角接触轴承。根据轴径为30mm，初选7206C轴承，轴承采用飞溅润滑，轴上不设置挡油板。3）确定各轴段的长度齿轮和轴承间采用套筒进行轴向定位。为了保证套筒与齿轮端面靠紧而定位，装齿轮处的轴头长度应略小于齿轮轮毂的宽度，所以装大
23、齿轮和小齿轮出的轴头长度分别取58mm和100mm。取轴环宽度为。小齿轮端面到减速器壁的距离取12mm，轴承端面到减速器内壁面的距离取5mm，故左端套筒的长度为17mm。由手册【1】查得7206C轴承的宽度为16mm，轴端倒角尺寸取2mm，所以装左轴承段的长度为37mm（2+17+16+2）。大齿轮端面到减速器壁的距离取12mm，轴承端面到减速器内壁面的距离取5mm，故右端套筒的长度为17mm。由手册【1】查得7206C轴承的宽度为16mm，轴端倒角尺寸取2mm，所以装右轴承段的长度为37mm（2+17+16+2）。中间轴总长度为242mm4）轴上零件的周向定位大齿轮及小齿轮均采用A型普通平键
24、链接，由手册【1】查得截面尺寸为，长度取为50mm和90mm。5）确定轴上倒角半径及轴颈表面粗糙度轴颈和轴头过渡处的倒圆半径取为1mm，轴头表面粗糙度，轴颈表面粗糙度。5.2.4：轴的受力分析1）求轴上的扭矩2）求齿轮上的作用力3）确定跨距右端支反力作用点至大齿轮上力的作用点间距离为左端支反力作用点至小齿轮上力的作用点间距离为两齿轮上作用点间的距离为4）作出计算简图（见草稿纸）5）求出水平面内支反力及,并作出水平弯矩图截面3的弯矩截面2的弯矩（图见草稿纸）6）求垂直面内支反力和，并作出垂直弯矩图截面3的弯矩截面2的弯矩7)作出合力弯矩图截面3的合成弯矩截面2的合成弯矩（图见草稿纸）8）作出扭矩
25、图（图见草稿纸）5.2.5：轴的疲劳强度安全系数校核计算确定危险截面：由图中不难看出，轴上多处截面存在应力集中，但截面和截面所受载荷较小，可以不考虑。截面和直径相同，应力集中情况相同，但截面所受载荷较截面小，故可排除。截面和直径相同，应力集中群殴那个框相同，但截面所受载荷较截面小，也可排除。所以只需对截面和进行安全系数校核。1）截面的安全系数校核计算(1)应力集中系数：a.有效应力集中系数:查表13-9【2】，b.绝对尺寸系数：查表13-10【2】，c.表面状态系数：查表13-11【2】，（精车、表面未强化处理、表面粗糙度）d.等效系数：查表13-13【2】，(2)截面的抗弯、抗扭截面模量（）
26、轴的直径键槽宽键槽深(3)截面上的应力弯曲应力为对称循环变化，弯曲应力幅平均应力；扭转切应力为脉动循环变化，扭转切应力扭转应力幅与平均切应力相等，（4）安全系数弯曲安全系数扭转安全系数综合安全系数取,合适2）截面的安全系数校核计算(1)应力集中系数：a.有效应力集中系数:轴直径变化过度圆角的应力集中，由，按查表13-8【2】，过盈配合处的应力集中，由查表13.9【2】得由此可见过盈配合引起的应力集中较大，应按其计算安全系数b.绝对尺寸系数：查表13-10【2】，c.表面状态系数：查表13-11【2】，（精车、表面未强化处理、表面粗糙度）d.等效系数：查表13-13【2】，(2) 截面上的应力截
27、面的弯矩故弯曲应力幅平均应力；扭转切应力为脉动循环变化，扭转切应力扭转应力幅与平均切应力相等，（3）安全系数弯曲安全系数扭转安全系数综合安全系数取,合适5.3：低速轴的设计总结之前的一些本计算阶段可能用到的数据传递功率：；转速：；转矩齿轮4（大直齿轮）：分度圆直径；齿轮宽度；5.3.1：选择轴的材料选用最常用45钢，正火处理，估计轴的直径小于100mm，由表13-1【2】查得：5.3.2：按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径由式（13-2）【2】，查表13-2，取（此轴为转轴，又是减速器的中间轴），则又因为最小直径在装齿轮处，此处有一键槽，故轴径应增大，即圆整取标准值为5.3.3：联轴器的型号的选
28、取由前面计算可知，为了保证联轴器的可靠性，我们增加50%的需用转矩，即。还要考虑低速轴的最小直径。综合以上因素，查标准JB/T7006-2006(见表3-6【3】)，选用PLH3型滑动轴承平行轴联轴器。半联轴器的外孔径，轴孔长度，故装联轴器段轴头长度应略小于85mm，取83mm，轴头直径为35mm。5.3.4：轴的结构设计1）初步设计轴的结构（如草稿）2）确定各段轴的直径由前面计算可知装齿轮轴头直径为42mm，轴环和轴头直径过渡处的倒圆半径取2mm，与轴头配合的齿轮孔的倒角半径取为2.5mm；轴环和轴头半径差为23倍的倒角尺寸，故轴环直径为50mm。两端装轴承处的轴径直径应小于42mm，同时考
29、虑到轴承内径的标准值，所以轴径直径取40mm。根据半联轴器的外孔径，确定装联轴器段轴头直径为35mm。右端轴颈与轴头间轴身的直径取为37mm。3）初选轴承类型及及代号因轴承径向和轴向均受载荷的作用，所以选用角接触轴承。根据轴径为40mm，查表6-6【1】初选7208C轴承，轴承采用飞溅润滑，轴上不设置挡油板。4）确定各轴段的长度齿轮和轴承间采用套筒进行轴向定位。为了保证套筒与齿轮端面靠紧而定位，装齿轮处的轴头长度应略小于齿轮轮毂的宽度，所以装齿轮的轴头长度分别取94mm。根据前面中轴的设计，齿轮端面到减速器壁的距离为15mm（102/2+12-96/2=15mm），轴承端面到减速器内壁面的距离
30、取3mm，故左端套筒的长度为18mm。由手册【1】查得7208C轴承的宽度为18mm，轴端倒角尺寸取2mm，所以装左轴承段的长度为40mm（2+18+18+2=40mm）。轴环右端面应与右轴承内端面重合。轴承端面到减速器内壁面的距离取3mm，则根据前面中轴的计算，轴环的长度取88mm（51+10+60+17+16-48-18=88mm）。由手册【1】查得7208C轴承的宽度为18mm，轴端倒角尺寸取2mm。右端装轴承段轴颈长度为18mm。轴身的长度初选为40mm。根据半联轴器的轴孔长度，装联轴器段轴头长度应略小于85mm，取83mm。低速轴总长度为363mm4）轴上零件的周向定位齿轮采用A型普
31、通平键链接，由手册【1】查表5-1得截面尺寸为，长度取为90mm。联轴器采用C型普通平键链接，由手册【1】查表5-1得截面尺寸为，长度取为80mm。5）确定轴上倒角半径及轴颈表面粗糙度轴颈和轴头过渡处的倒圆半径取为1mm，轴头表面粗糙度，轴颈表面粗糙度。5.3.5：轴的受力分析1）轴上的扭矩2）求齿轮上的作用力3）确定跨距右端支反力作用点至联轴器上力的作用点间距离为左端支反力作用点至齿轮上力的作用点间距离为两齿轮上作用点间的距离为4）作出计算简图（见草稿纸）5）求出水平面内支反力及,并作出水平弯矩图截面4的弯矩6）求垂直面内支反力和，并作出垂直弯矩图截面4的弯矩7)作出合力弯矩图截面4的合成弯
32、矩（图见草稿纸）8）作出扭矩图（图见草稿纸）5.3.6：轴的疲劳强度安全系数校核计算确定危险截面：由图中不难看出，轴上多处截面存在应力集中，但截面所受载荷较小，可以不考虑。截面三处受载较大应力集中，所以需对截面进行安全系数校核。1）截面的安全系数校核计算(1)应力集中系数：a.有效应力集中系数:轴直径变化过度圆角的应力集中，由，按查表13-8【2】，过盈配合处的应力集中，由查表13.9【2】得由此可见过盈配合引起的应力集中较大，应按其计算安全系数b.绝对尺寸系数：查表13-10【2】，c.表面状态系数：查表13-11【2】，（精车、表面未强化处理、表面粗糙度）d.等效系数：查表13-13【2】
33、，(2) 截面上的应力截面的弯矩故弯曲应力幅平均应力；扭转切应力为脉动循环变化，扭转切应力扭转应力幅与平均切应力相等，（3）安全系数弯曲安全系数扭转安全系数综合安全系数取,合适2）截面的安全系数校核计算(1)应力集中系数：a.有效应力集中系数:查表13-9【2】，b.绝对尺寸系数：查表13-10【2】，c.表面状态系数：查表13-11【2】，（精车、表面未强化处理、表面粗糙度）d.等效系数：查表13-13【2】，(2)截面的抗弯、抗扭截面模量（）轴的直径键槽宽键槽深(3)截面上的应力弯曲应力为对称循环变化，弯曲应力幅平均应力；扭转切应力为脉动循环变化，扭转切应力扭转应力幅与平均切应力相等，（4
34、）安全系数弯曲安全系数扭转安全系数综合安全系数取,合适六、轴承的选择与寿命计算6.1：低速轴的轴承寿命1）查有关数据由手册【1】查得7206C轴承的有关数据：2）计算两支承德径向载荷3）计算两支承的轴向载荷对于7000C型轴承，轴承内部轴向力,其中为表14-7【2】中的判断系数，其值由的大小确定，但先轴承轴向载荷未知，故先取进行试算。对于轴承I：对于轴承II：查表14-7【2】得，查表14-7【2】得，对于轴承I：对于轴承II：查表14-7【2】得，查表14-7【2】得，对于轴承I：对于轴承II：查表14-7【2】得，查表14-7【2】得，对于轴承I：对于轴承II：查表14-7【2】得，查表1
35、4-7【2】得，两次计算相差不大，因此确定，4）计算两轴承的当量动载荷对于轴承I 因 ，查表14-7【2】得对于轴承II 因 ，查表14-7【2】得5）计算轴承的基本额定寿命取，中的最大值计算，将带入下式查表14-4【2】，因轴承在正常温度下工作，查表14-5【2】，取减速器载荷系数，球轴承则寿命达到要求6.2：中间轴的轴承寿命1）查有关数据由手册【1】查得7206C轴承的有关数据：2）计算两支承德径向载荷3）计算两支承的轴向载荷对于7000C型轴承，轴承内部轴向力,其中为表14-7【2】中的判断系数，其值由的大小确定，但先轴承轴向载荷未知，故先取进行试算。对于轴承I 对于轴承II查表14-7
36、【2】得，查表14-7【2】得，查表14-7【2】得，查表14-7【2】得，相差较大查表14-7【2】得，查表14-7【2】得，两次计算相差不大，因此确定，4）计算两轴承的当量动载荷对于轴承I 因 ，查表14-7【2】得对于轴承II 因 ，查表14-7【2】得5）计算轴承的基本额定寿命取，中的最大值计算，将带入下式查表14-4【2】，因轴承在正常温度下工作，查表14-5【2】，取减速器载荷系数，球轴承则寿命达到要求，使用中期需要更换一次中间轴承。七、键连接的选择与校核计算7.1：高速轴上的键的选择由前面轴的设计可知:齿轮采用A型普通平键链接，由手册【1】查表5-1得截面尺寸为，长度取为63mm
37、。联轴器采用A型普通平键链接，由手册【1】查表5-1得截面尺寸为，长度取为36mm。7.2：中间轴上的键的选择由前面轴的设计可知，大齿轮及小齿轮均采用A型普通平键链接，由手册【3】查得截面尺寸为，长度取为50mm和90mm。7.3：低速轴上的键的选择与校核计算7.3.1：齿轮处普通平键选择与强度校核1）选择平键根据前面有挂吧计算，齿轮采用A型普通平键链接，由手册【1】查表5-1得截面尺寸为，长度取为90mm。2）平键强度校核低速轴上的转矩：低速轴的直径：根据轴的型号可知： 查表4-1【2】得需用应力 7.3.2：联轴器处普通平键强度校核1）选择平键联轴器采用C型普通平键链接，由手册【1】查表5
38、-1得截面尺寸为，长度取为80mm。2）平键强度校核低速轴上的转矩：低速轴的直径：根据轴的型号可知： 查表4-1【2】得需用应力 挤压应力略有点大，基本满足需求。八、联轴器的选择8.1：高速轴端联轴器的选择由前面计算可知，为了保证联轴器的可靠性，我们增加50%的需用转矩，即。还要考虑低速轴的最小直径。综合以上因素，查标准GB/T5014-1984(见表8-2【1】)，选用HL1型弹性柱销联轴器。半联轴器的外孔径，轴孔长度，故装联轴器段轴头长度应略小于42mm，取40mm，轴头直径为16mm。8.2：低速轴端联轴器的选择由前面计算可知，为了保证联轴器的可靠性，我们增加50%的需用转矩，即。还要考
39、虑低速轴的最小直径。综合以上因素，查标准JB/T7006-2006(见表3-6【3】)，选用PLH3型滑动轴承平行轴联轴器。半联轴器的外孔径，轴孔长度，故装联轴器段轴头长度应略小于60mm，取58mm，轴头直径为35mm。九、润滑与密封方式选择由于两对啮合齿轮中大的齿轮直径相差不大、而且他们速度也都不大，所以齿轮传动可以采用浸油润滑，查表7-1【1】，选用工业闭式齿轮油（GB5903-1995）,牌号L-CKC由于滚动轴承的速度较低，可以用润滑脂润滑。查表7-2【1】，选用钙基润滑脂（GB/T0368-1992）。为避免油池中稀油溅入轴承，在齿轮与轴承间防止挡油环。输入轴和输出轴用毡圈密封。十
40、、箱体及其附件的结构设计10.1：减速器箱体的结构设计为了便于齿轮等的装配，机体采用视屏剖分式，剖分面与轴线平面重合，将机体分为机座和机盖两部分。机体用HT150铸造。保证机体刚度的措施：由足够的壁厚；轴承座孔附近做成凸台10.2：减速器附件的结构设计1）检查孔与检查孔盖检查孔盖用M8螺钉固定在机盖上2）放油孔及六角螺栓在机座最低处开设放油孔，以便排污。放油孔平时用六角螺塞及密封油圈堵住。3）油面指示器选用杆式油标4）通气器在机盖顶部装通气孔5）启盖螺钉为了防止从剖分面向外渗油，在剖分面上涂密封胶粘接剂。因此，为了便于开启机盖，在机盖侧边的凸缘上设12个启盖螺钉。6）起吊装置在减速器上设置吊环螺钉。十一、参考资料【1】设计手册.【2】龙震宇 主编. 机械设计 M. 北京：机械工业出版社，2002.7【3】文斌 主编. 联轴器设计选用手册 M. 北京：机械工业出版社，2008.10