单级圆柱减速器设计说明书.pdf

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1、.工业大学华立学院工业大学华立学院课课 程程 设设 计论文计论文课程名称机械设计根底课程设计题目名称带式运输机传动装置学生学部系机电与信息工程学部专业班级 12 机械 1 班学号 10138学生许建强指导教师黄惠麟-优选.2014 年 12 月 26 日-优选.工业大学华立学院工业大学华立学院课程设计论文任务书课程设计论文任务书题目名称学生学部系专业班级姓名学号带式运输机单级直齿圆柱齿轮减速器设计机电与信息工程学部12 机械 1 班许建强38一、课程设计论文的容1、传动装置及电动机的选择2、传动装置的总体设计3、传动件的设计与计算、润滑和密封二、课程设计论文的要求与数据1、工作条件：连续单向运

2、转，载荷变化不大，空载启动，工作机效率为 0.95；工作时间为 10 年，每年按 300 天，两班制工作每班 8 小时；运输带的速度允许误差为5%2、原始数据：运输带工作拉力 F=3800 N；运输带速度 v=1.6 m/s；滚筒直径-优选.320mm三、课程设计论文应完成的工作1、设计带式运输机的单级圆柱齿轮减速器装配图 1。2、绘制输出轴、大齿轮的零件图各 1。3、编写设计说明书 1 份。-优选.四、课程设计论文进程安排序号1设计论文各阶段容明确任务，分析传动简图地点1-501起止日期2014.11.142014.11.152014.11.172014.11.182014.11.19201

3、4.11.202014.11.212014.11.232014.11.242014.11.262014.11.272014.11.302014.12.12014.12.42014.12.62014.12.102课程设计原始数据确实定图书馆3传动方案的拟定、电动机的选择图书馆4传动系统的总体设计图书馆5传动零件的设计计算图书馆6减速器装配图设计图书馆7零件工作图设计图书馆8整理和编写设计计算说明书图书馆五、应收集的资料及主要参考文献1.立德.机械设计根底课程设计.高等教育.20042.德志，伟华.机械设计根底课程设计.：冶金工业.19973.胡家秀.机械设计根底.机械工业.20074.可桢,程光

4、蕴，仲生.机械设计根底.高等教育.20065.良玉、机械设计根底.：东北大学.20006.常新中.机械设计.化学工业.20077.裘文言,继祖.机械制图.高等教育.2006-优选.发出任务书日期：发出任务书日期：2014 2014 年年 11 11 月月 14 14 日日指导教师签名：指导教师签名：方案完成日期：方案完成日期：2014 2014 年年 12 12 月月 26 26 日日教学单位责任人签章：教学单位责任人签章：-优选.摘要摘要此课程设计是设计单级圆柱齿轮减速器，通过对减速器的简单了解，开场学习设计齿轮减速器，尝试经过设计减速器增强感性认知能力及对社会的适应能力，及进一步稳固已学的

5、理论知识，提高发现问题、解决问题、把理论和实践结合在一起的综合能力。机械课程设计根底课程设计是机械设计根底课程的重要实践性环节，是学生在校期间第一次较全面的设计能力训练，在实践学生总体培养目标中占有重要地位。减速器作为一种传动装置广泛用于各种机械产品和装置中，对如今工业制造业开展发挥不可估量的作用。因此，设计出精良的齿轮减速器对提高生产力、提高经济效益都是很大帮助的。而目前在单级传动齿轮减速器的设计方面，还是没有创造性的突破，所以设计出更精良的减速器，提高其承载能力，延长使用寿命，减小其体积和质量等都是非常有意义的。关键词：关键词：传动装置、齿轮减速器、效益-优选.-优选.目录目录1.1.传动

6、装置传动装置11.1皮带运输机的功用11.2传动方案分析比拟12.2.电动机的选择电动机的选择22.1选择电动机的类型32.2选择电动机功率22.3电动机转速确实定33.3.传动比的计算及分配传动比的计算及分配43.1总传动比43.2分配传动比43.3传动装置运动及动力参数的计算44.4.传动件的设计与计算传动件的设计与计算54.1 减速器外传动件的设计54.2.减速器传动的设计计算74.3 齿轮上作用力的计算115.5.轴的设计与计算轴的设计与计算125.1.高速轴的设计与计算12-优选.5.2 低速轴的设计与计算196.6.润滑和密封润滑和密封266.1 润滑方式266.2 润滑油选用及用

7、量266.3 密封形式277.7.参考文献参考文献27-优选.传动装置传动装置机器通常由原动机电动机、燃机等、传动装置和工作机三局部组成。根据工作机的要求，传动装置将原动机的动力和运动传递给工作机。实践说明，传动装置设计得是否合理，对整部机器的性能、本钱以及整体尺寸都有很大影响。因此，合理地设计传动装置是整部机器设计工作中的重要一环，而合理地拟定传动方案又是保证传动装置设计质量的根底。1.11.1皮带运输机的功用皮带运输机的功用皮带运输机是工作机的一种，通过皮带的转动将皮带上的货物传送到指定的方位。到达将原动机的动力转化为工作所需的效果。1.21.2传动方案分析比拟传动方案分析比拟-优选.图

8、1 单级圆柱减速器装置简图 1-电动机 2-带传动 3-减速器 4-联轴器 5-输送带 6-带轮2.2.电动机的选择电动机的选择2.12.1选择电动机的类型选择电动机的类型根据用途选用 Y 系列三相异步电动机。-优选.2.22.2选择电动机功率选择电动机功率2.2.1 输送带所需功率的计算PwFv38001.6 6.4kw100010000.952.2.2 电动机的额定功率由书减速器设计实例精简表 2-1 查得 V 带传动效率带 0.96，一对轴承的传动效率轴承 0.99,直齿圆柱齿轮传动效率直齿 0.97,联轴器效率联 0.992直齿联那么总效率：总V带轴承电动机所需工作功率：P0Pw总6.

9、4 7.083kW20.960.99 0.970.99由减速器设计实例精简表 8-2 可取电动机的额定功率Ped 7.5kw。2.32.3电动机转速确实定电动机转速确实定2.3.1 输送带带轮的工作转速n100060v1000601.6 95r/mind3202.3.2 电动机的转速围由书减速器设计实例精简表 2-2 查得 V 带传动传动比iV带 2 4，单级圆柱齿轮（3 6）6 24减速器i齿 3 6，那么i总(2 4)那么电动机转速围为：n0 nwi总 95 （6 24）570 2280 r/min由书 减速器设计实例精简表 8-2 查得符合这一要求的电动机同步转速有1500r/min 和

10、 1000r/min 等多种。从本钱及构造尺寸考虑，选用同步转速为 1000r/min的电动机进展计算，其满载为nm 970r/min,型号为 Y160M-6。-优选.3.3.传动比的计算及分配传动比的计算及分配3.13.1总传动比总传动比i总nm97010.21nw953.23.2分配传动比分配传动比根据传动比围，取 V 带传动的传动比iV带 2 i1，那么减速器传动比i23.33.3 传动装置运动及动力参数的计算传动装置运动及动力参数的计算3.3.1 各条轴的转速i总 5.105i1n0 nm 970r/min；n1n0970 485r/mini12n2n1 485/5.105 95r/m

11、in；nw n295r/mini23.3.2 各轴功率P1 P0V带 7.0380.96 6.8kw；P2 P轴承齿 6.80.990.97 6.53kw1PW P2轴承联 6.530.990.99 6.40kw3.3.4 各轴的转矩T0 9550P07.038 9550 69.73N m；n0970P6.81 9550133.90N m；n1485P26.53 9550 656.44N m；n295PW6.40 9550 643.37N mnw95-优选T1 9550T2 9550TW 9550.4.4.传动件的设计与计算传动件的设计与计算4.14.1 减速器外传动件的设计减速器外传动件的设

12、计4.1.1 确定设计功率由减速器设计实例精简表 8-6 查得工作情况系统KA1.1,那么Pd KAP01.17.083 7.79kw4.1.2 选择带型根据n0 970r/min，pd 7.79kw；查减速器设计实例精简图 8-2，选择 B 型 V带。4.1.3 确定带的基准直径查减速器设计实例精简图 8-2 得小带轮直径dd1125 140mm，因传动比不大，dd1可取大值而不会使d2过大，现取dd1140mm，那么大带轮直径dd2n1dd1 i1dd1 2140 280mmn24.1.4 验算带的速度v带dd1n0601000140970601000 7.11m/s,带速在5 30m/s

13、围，带速符合要求。4.1.5 确定中心距和 V 带长度根据0.7(dd1 dd2)a0 2(dd1 dd2)，初步确定中心距，即0.7(140280)294mm a0 2(140280)mm 840d，为使构造紧凑，取a0 400mm，(dd2dd1)2 V 带的计算根底长度为L 2a0(dd1dd2)24a0-优选.(280140)2 2400(140280)1471.98mm24400查减速器设计实例精简P60 表 8-8 得 B 型 V 带选用Ld1600mm，那么中心距为Ld Ld16001471.98a a0 400 461.01mm224.1.6 计算小轮包角1180dd1dd22

14、8014057.3 18057.3 162.6o120，适宜(式中57.3为将a461.01弧度转化为角度的常数)4.1.7 确定 V 带根数 V 带的根数可用右式计算z Pd(P0 P0)kkL查减速器设计实例精简表 8-9 得单根 V 带所能传递的功率P01.27kw，P0 kbn0(11/ki)-3得查表 8-10 得 Kb=1.987510,由表 8-11 查得ki=1.137,那么有，P01.98750.001970(11/1.137)kw 0.232kw，机 械 设 计 根 底 表 13-6 得P0 0.3kw；由1169.04，查减速器设计实例精简表 8-8 与 8-12 分别得

15、kL 0.92与k 0.96，那么带的根数为z Pd7.79 5.872，取 6 根。(P0P0)kkL(1.270.232)0.960.924.1.8 计算初拉力查减速器设计实例精简表 8-13 得 B 型 V 带 m=0.17kg/m-优选.那么初拉力F0500Pd2.55007.792.5-0.962（1)mv带（）0.177.112156.3Nzv带k67.040.964.1.9 计算作用在轴上的压力FQ 2zF0sin4.1.10 带轮构造设计小带轮构造：12 26156.3sin162.61854.02N2小带轮采用实心式，查减速器实例精简表 8-14 得电动机的轴径D0=42mm

16、,y 由表8-15 得e 190.4mm；fmin11.5mm，取f 12mm。轮毂宽：L1(1.5 2)D0(1.5 2)42 63 84mm，取L1 70mm轮缘宽：B (z 1)e2 f (61)19 212 119mm大带轮构造：大带轮采用孔板式构造，轮缘宽可与小带一样，轮毂宽可与高速轴的构造设计同步设计进展。4.2.4.2.减速器传动的设计计算减速器传动的设计计算4.2.1 选择材料、热处理方式与公差等级考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用 45 钢。为制造方便采用软齿面，小齿轮调至处理，大齿轮正货处理，两个都选用8 级精度。查减速器设计实例精简表8-17 得小齿轮齿面硬度

17、为217 255HBW,取硬度值为 250HBW 进展计算，大齿轮齿面硬度为162 217HBW,取硬度值为 200HBW。-优选.4.2.2 初步计算传动的主要尺寸因为是软吃面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进展设计，那么有d132KT1u 1 ZEZHZ(Hdu小齿轮传递转矩：T1133900N mm载荷系数：查机械设计根底表11-3 得载荷系数Kt1.4齿宽系数：查减速器设计实例精简表 8-18 得齿宽系数d1弹性系数：查减速器设计实例精简表 8-19 得弹性系数ZE189.8 Mpa节点区域系数：对于标准直齿轮，节点区域系数ZH 2.5齿数比：u i2 5.105确定齿轮齿数:初选小齿轮

18、的齿数Z1 29,那么Z2uZ15.10529 148.63，取Z2149重合度：端面重合度用以下公式计算1.883.2()cos1.883.2()cos0 1.75ZZ2914912轴向重合度用以下公式计算 0.318dZ1tan 0.318130tan90 0，查减速器设计实例精简图 8-3 得重合度系数Z 0.875许用接触应力：公式为HZNHLim。查减速器设计实例精简图 8-4 的 e、a 得接触疲SH11 11劳极限应力HLim1 570Mpa、HLim2 400Mpa。小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别用以下公式计算:N1 60n1aLh 6048512830010 1396800

19、000N2N11396800000273614104，查减速器设计实例精简图 8-5 得寿命系数i25.105ZN11.0,ZN21.0；查表 8-20 取平安系数SH1.0，那么-优选.H1ZN1HLim11.0570SH1.0 570Mpa,H 2ZN2HLim21.0400 400Mpa，那 么 取SH1.0H 400Mpa小齿轮的分度圆直径d1t用以下公式初算:d1t32KT1u1 ZEZHZ321.41339005.1051189.82.50.8752()73.01mmHdu15.084004.2.3 确定传动尺寸计算载荷系数查减速器设计实例精简表 8-21 得使用系数KA1.35因

20、v d1tn160100073.014856010001.85m/s，查减速器设计实例精简图 8-6 得动载荷系数KV1.42，查图8-7 得齿向载荷分配系数K1.11，查表8-22 的齿间载荷分配系数K1.1,那么载荷系数K KAKVKK1.351.421.111.1 2.34对d1t进展修正因 K 与Kt有较大的差异，故需要对Kt计算出d1t进展修正，即d1 d1t3确定模数 mK2.34 73.01386.65mmKt1.4m d186.65 2.99，查减速器设计实例精简表 8-23 取m 3mmZ129计算传动尺寸中心距为a1m(Z1Z2)3(29149)267mm22-优选.小齿轮

21、的分度圆直径：d1 mZ1329 87mm大齿轮的分度圆直径：d2 mZ23149 447mm大齿轮的宽度：b dd1190 90mm，取b2 90mm小齿轮的宽度：b1 b2(5 10)95 100mm，取b1 95mm4.2.4 校核齿根弯曲疲劳强度公式为F2KT1YFYSYFbmd1K、T1、m 和d1同前面一样；齿宽b2 90mm 齿形系数YF与应力修正系数YS查 减 速 器 设 计 实 例 精 简 图8-8与 图8-9得YF1 2.53,YF2 2.20；YS11.62,YS21.82重合度系数查减速器设计实例精简图 8-10 得重合度系数Y 0.69许用弯曲应力公式为FYNFLim

22、查减速器设计实例精简图8-4的 f和b得弯曲疲劳极限应SF力为FLim1 240Mpa，FLim1170Mpa查减速器设计实例精简图 8-11 得寿命系数YN1YN21，查表 8-20 得平安系数SF1.25F1YN1FLim11240SF1.25192MpaF2YN2FLim2SF1170136Mpa1.25-优选.F12KT122.34133900YF1YS1Y12.531.620.69 75.44 F1bmd190387F2F1YF2YS22.201.82 75.44 73.70Mpa F2YF1YS12.531.62满足齿根弯曲疲劳强度。4.2.5 计算齿轮传动其他几何尺寸m 13 3

23、mm齿顶高：ha ha齿根高：hf(hac)m (10.25)3 3.75mm全齿高：h ha hf 3 3.75 6.75mm顶隙：c c*mn 0.253 0.75mm齿顶圆直径：da1 d12ha8723 93mmda2 d22ha 447 23 453mm齿根圆直径：df 1 d1 2hf 87 23.75 79.5mmdf 2 d2 2hf 447 23.75 439.5mm4.34.3 齿轮上作用力的计算齿轮上作用力的计算4.3.1 条件高速轴传递的转矩为T1133900N mm，转矩为n1 485r/min，小齿轮分度圆直径d187mm4.3.2 小齿轮的作用力圆周力：Ft12T

24、12133900 3078.16N，其方向与力作用点圆周速度方向相反。d187径向力：Fr1 Ft1tann 3078.16tan20 1120.36N，其方向由力的作用点指向小齿轮的转动中心。-优选.4.3.3 大齿轮的作用力从动大齿轮各个力与主动小齿轮上相应的力大小相等，作用反向相反。5.5.轴的设计与计算轴的设计与计算5.1.5.1.高速轴的设计与计算高速轴的设计与计算5.1.1 条件高速轴传递的功率P转速n1 485r/min，小齿轮分度圆直径d187mm，1 6.80kw，小齿轮的宽度b1 95mm，转矩T1133900N mm。5.1.2 选择高速轴的材料因传递的功率不大，并对重量

25、及其尺寸无特殊要求，故查减速器设计实例精简表8-26 选用常用的材料为 45 钢，调至处理。5.1.3 初算轴径因为高速轴外伸段上安装带轮，所以轴径可按下式求得，通常取C 110 160，查减速器设计实例精简表 9-8 取C 120，那么d C3P6.8011203 28.94mmn485考虑到轴上有键槽，轴径应增大3%5%，那么d 28.9428.94(3%5%)28.81 30.39mm，取dmin 29mm5.1.4 高速轴构造设计-优选.轴的初步设计设想如图 5-1 所示，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件安装顺势，从dmin最小处轴端 1 开场设计。图 2 高

26、速轴设想图轴断 1 的设计轴断 1 上安装带轮，此步设计应于带轮设计同步进展。由最小直径可初定轴断1 的轴径d1 30mm,带轮轮毂 宽度 为（1.5 2.0）d1(1.5 2.0)30mm 45 60mm,取为60mm，那么轴断 1 的长度略小于毂孔宽度，取L1 58mm。轴断 2 的轴径设计考 虑 带 轮 的 轴 向 固 定 及 密 封 圈 的 尺 寸，带 轮 用 轴 肩 定 位，轴 肩 高 度h (0.07 0.1)d1(0.07 0.1)30mm 2.1 3mmd2 d12(2.1 3)mm 34.2 36mm轴处段轴的2圆的周轴速径度，该v带dd1n16010003048560100

27、0 0.76m/s 3m/s,查机械课程设计设计手册P60 表 7-12可用毡圈油封，选毡圈 30/ZQ 4606-1997,那么d2 35mm，由于轴段的长度涉及因素太多，稍后再确定。-优选.轴段 1 和 7 的设计轴段 1 和 7 安装轴承，考虑齿轮只受径向力和圆周力，所以选用球轴承即可，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承径系列。先暂取轴承为 6308，由减速器设计实例精解表 8-28 查得，轴承径d 40mm，外径D=90mm，宽度B=25mm，圈定位轴肩直径da 49mm，外圈Da=81mm，故d3 40mm，该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s,故轴承采用脂润滑，需要挡油环，取挡油环

28、端面到壁距离B1 2mm,为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，靠近箱体壁的轴承端面至箱体壁的距离 14mm，那么L3=25+14+2=41mm。通 常 一 根 轴 上 的 两 个 轴 承 取 一 样 型 号，那 么d7 d3 40mm,L7 L3 41mm。轴段 2 的长度设计轴段 2 的长度除与轴上零件有关外，还与轴承座宽及轴承端盖等零件有关。由减速 器 设 计 实 例 精 解 表 4-1 知 下 箱 座壁 厚 由 公 式 0.0025a11计 算。那 么 0.0025a11 0.00252671 7.68mm，取8mm，上箱座壁后由公式1 0.85，那么1 6.8mm，取1 7mm；由于中心

29、距a1=267mm 300mm，可确定轴承旁连接螺铨直径 M12，相应的C1 20mm,C216mm，箱体凸缘连接螺栓直径 M10，地脚螺栓直径M16，轴承端盖连接螺铨直径M8。查减速器设计实例精解 表 8-29，取螺铨 GB/T5781-2000M825。由 减 速 器 设 计 实 例 精 解 表 8-30 可 计 算 轴 承 端 盖 厚e 1.2d端螺1.289.6mm，取e=10mm.，故轴承座宽度为L C1C2(5 8)mm 82016(5 8)mm 49 52mm.取L 50mm。取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为t 2mm；为了在不拆卸带轮的条件下，方便装拆轴承端盖-优选.连接螺铨，

30、去带轮凸缘端面至轴承端面的距离 K=28mm，带轮采用腹板式，螺铨的拆装空间足够，那么有L2 Lek t B (50102821425)mm 51mm轴段 4 和轴断 6 的设计该轴段间接为轴承定位，可取d4 d6 45mm，齿 轮两端 面与箱体壁 距离 为110mm，那么轴段 4 和 6 的长度为L4 L6 1B1102 8mm轴段 5 的设计轴段 5 上安装齿轮，设计为齿轮轴，所以d5 d3，又有，定位轴肩的高度h=(0.07 0.1)d4=3.15 4.5mm，所以所以，d5=d4+2h=45 2(3.15 4.5)51.3 54mm，取d5=52mm轴断 5 为齿轮轴，所以L5 b1

31、95mm箱体壁之间的距离Bx 21b1 210mm95mm 115mm力作用点间的距离轴承力作用点距外圈距离a 那么l1B2512.5mm2260 L2a 30mm51mm12.5mm 93.5mm2L595l2 L3 L4a 41mm8mmmm12.5mm 84mm，l3 l284mm225.1.5 键连接联轴器与轴段间采用 A 型普通平键连接，由减速器设计实例精解表 8-31 可查得键的型号为键 1050GB/T1096-1990-优选.5.1.6 轴的受力分析轴的受力简图，如图 3f所示支承反力在水平面上为RAH Q(l1l2l3)Fr1l31854.02(93.58484)1120.3

32、684 -2325.70N式中负l2l38484号表示与图中所示力的方向相反，以下同为此RBH Q RAH Fr1 18540.22325.71120.36 1592.04N在垂直平面上为RAV RBV 轴承 A 的总支承反力为轴承 B 的总支承反力为弯矩的计算ft1l33078.1684 1539.08Nl2l38484RAV RAH2RAV22325.721539.082 2788.84NRB RBH2RAV2 1592.0421539.082 2214.40NMAH Ql11854.0293.5N mm 173350.87N mmM1H RBHl31592.0484N mm 133731

33、.36N mm在垂直平面上为M1V RAVl2 1539.0884N mm 129282.72N mm合成弯矩，有MA MAH173350.87N mmM1M1H2M1V2 133731.362129282.722186007.26N mm画出弯矩图 弯矩图如图 3b、c、d所示转矩T1133900N mm转矩图如图 3a所示。-优选.5.1.7 校核轴的强度齿轮轴的 A 处弯矩较大，且轴颈较小，故改点剖面为危险剖面。其抗弯截面系数为W d333240332 6283.19mm3抗拉截面系数为WT最大弯曲应力A扭剪应力为d33164031612566.37mm3MA173350.87 27.5

34、9MPaW6283.19T113390010.66MPaWT12566.33按弯扭合成强度进展校核计算，对于单向转动的转轴，转矩脉动循环处理，故取折合系数 0.6那么当量应力为eA24()227.5924(0.610.66)235.61MPa由减速器设计实例精解表8-26查得45号钢调质处理抗拉强度极限B 650MPa,由表8-32 用插值法查得轴的许用弯曲应力求。5.1.8 校核键的连接强度带轮处键连接的挤压应力为p4T14133900111.58MPad1hl308(3010)1b 60MPa,e 1b,所以轴的强度满足要取 键、轴、带 轮 的材 料 都 为钢，查 减 速 器 设计 实 例

35、 精解 表 8-33 得p125 150MPa,P p,强度足够。5.1.9 校核轴寿命-优选.当量动载荷由减速器设计实例精解P82 查表 8-28 可知 6308 轴承得C 40800N,C0 24000N轴承受力不受轴向力，轴承 A、B 当量动载荷为PA RA 2788.84NPB RB 2214.4N轴承寿命因为PA PB，故只需校核轴承A，P PA。轴承在100 度一下工作，由减速器设计实例精解P89 表 8-34 查得fT1。对于减速器，由表 8-35 查得载荷系数fp1.2106fTC31061408003Lh()()h 62269.15h60n1fPP60485 1.22788.

36、84减速器寿命为Lh 2830010h 48000hLh Lh,故轴寿命足够。-优选.图 3 高速轴受力分析图5.25.2 低速轴的设计与计算低速轴的设计与计算5.2.1 条件低速轴的传递的功率P2 6.53kw,转速n2 95r/min.传递转矩T2 656.44kw，齿轮2 分度圆直径d2 447mm，齿轮宽度b2 95mm。-优选.5.2.2 材料选择因传递的功率不大，并对重量及构造尺寸无特殊要求，应选常用的材料 45 号钢，调质处理。5.2.3 初算轴径取C 120mm，低速轴外伸段的直径可按下式求得d C3P26.531203 49.16mmn295轴 与 连 轴 器 连 接，有 一

37、 个 键 槽，应 增 大3%5%，既d 49.1649.16(0.03 0.05)50.63 51.62mm，圆整，取dmin55mm。5.2.4 轴承部件的构造设计轴承部件的构造设计轴的初步设计设想如图 4 所示，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件安装顺势，从最小处开场设计。-优选.图 4 低速轴设想图轴段 1 的设计轴段 1 上安装连轴器，此段设计应与联轴器的设计同步进展。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离震动，选用弹性柱销联轴器。由减速器设计实例精解表 8-37，取KA1.5，那么计算转矩TC KAT21.5656440N m 984600N mm。由减速器设

38、计实例精解 表 8-38 查得 LX4 型联轴器符合要求；公称转矩为2500N mm,许用转速3870r/min，轴孔围为40-63mm，结合伸出段直径，取联轴器 孔直径为 52mm，轴孔长度 84mm，J 型轴孔，A 型键，联轴器主动端代号为LX4 5584GB/5014-2003，相应的轴段 1 的直径d1 55mm,其长度略小于毂孔宽度，取L1110mm。轴段 2 轴径设计在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸两方面问题。连轴器用轴肩定位，轴肩高度h (0.07 0.1)d1(0.07 0.1)55mm 3.85 5.5mm,轴段 2的轴径d2 d12h 552(3.8

39、5 5.5)mm 62.7 66mm,最终由密封圈确定。该处轴的周围速度小于3m/s，可选用毡圈油 封，查 减速器设计 实例精 解表 8-27，选用65/2Q4606-1997，那么d2 65mm。轴段 3 和轴段 6 轴径设计轴段 3 和轴段 6 上安装轴承，考虑到齿轮没有轴向力存在，因此选用深沟球轴承。轴段和轴段直径应既便于轴承的安装，又符合轴承径系列。先暂取轴承为 6014，由-优选.减速器设计实例精解P82 表 8-28 查得，轴承径d=70mm，外径D=110mm，宽度圈定位轴肩直径da 77mm。外圈定位凸肩径Da103mm，应选d3 70mm。B=20mm，通常一根轴上的两个轴承

40、取一样的型号，那么d6 d3 70mm。轴段 4 的设计轴段 4 上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d4必须大于d3，可初选d4 75mm，齿轮2 轮毂的宽度围为（1.2 1.5）d490 112.5mm，取其轮毂宽度等于齿轮宽度，其左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段4 长度应比轮毂略短，由于b2 90mm,故取L487mm。轴段 2 的长度设计轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座宽度、，轴承盖厚 e、轴承端盖连接螺栓、轴承靠近箱体壁的端面距箱体壁距离、端盖与轴承座间的调整片厚度t均同高速轴，为防止联轴器轮毂外径与端盖螺栓的

41、拆装发 生 干 预，取 联 轴 器 轮 毂 端 面 与 端 盖 外 端 面 的 距 离 取K 13mm，那 么 有L2 Lte K B 50210132014 41mm轴段 5 的设计定位轴肩的高度h=(0.07 0.1)d4=5.25 7.5mm所以d5=d4+2h=75 2(5.25 7.5)85.5 90mm，取d5 85mm齿轮端面距箱体壁距离为3 1（b2b1）/2 10mm 2.5mm 12.5mm取挡油环面到壁距离为4 2.5mm，那么轴断 5 的长度为L5 3412.5mm2.5mm 10mm-优选.轴段 3 和轴段 6 的长度设计轴段 6 的长度为L6 B4 20142.53

42、6.5mm，取L6 36mm轴 段 3 的 长 度 为L3b2L43 B 908712.51420 49.5mm，取L3 49mm。轴上作用点的距离B10mm，那么由低速轴构造图可求得轴的支2112mm点及受力点间的距离为l1 a L2104156 107mm2b2l3 L5 L6a 3610 4510 81mm，l2 l32轴承反力的作用点距轴承外圈大端面a 5.2.5 键的选择联轴器与轴段间和轴段采用 A 型普通平键连接，根据减速器设计实例精解表 8-31 可得型号分别为键 16100 GB/T1096-1990 和键 2280 GB/T1096-1990。5.2.6 受力分析轴的受力简图

43、轴的受力简图如图 4f所示支承反力在水平面上为RAH RBH 在垂直平面上为RAV RBVFt2l21120.3681 -560.18Nl2l38181ft2l23078.16811539.08Nl2l38181-优选.轴承 A、B 的总支承反力为弯矩的计算RAV RBV RAH2RAV2560.1821539.0821637.85N在水平面上，齿轮所在轴截面为M2H RAHl3 560.1881N mm 45374.58N mm在垂直平面上，M2V RAVl31637.8581N mm 132665.85N mm合成弯矩，齿轮所在轴截面为M2M2H2M2V245374.582132665.8

44、52140210.91N mm画出弯矩图弯矩图如图 4b、c、d所示转矩T2 656440N mm，转矩图如图 4所示5.2.7 校核轴强度因齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。其抗弯截面系数为W d43bt(d4t)232-2d475332229(759)2 35667.56mm3275229(759)2 77085.04mm3275抗拉截面系数为WT最大弯曲应力bd43bt(d4t)216-2d475316M2140210.91MPa 3.93MPaW35667.56扭剪应力为T2656440MPa 8.51MPaWT77085.04按弯扭合成强度进展校核计算

45、，对于单向转动的转轴，转矩脉动循环处理，故取折合系数 0.6-优选.那么当量应力为eb24()23.9324(0.68.51)210.94MPa，由减速器设计实例精解表 8-26 查得 45 号钢调质处理抗拉强度极限B 650MPa，由表 8-32 用插值法查得轴的许用弯曲应力5.2.8 校核键的连接强度带轮处键连接的挤压应力为p24T24656440 47.18MPad4hl7514(7522)1b 60MPa,e 1b,所以轴的强度满足要求。取 键、轴、带 轮 的 材 料 都 为 钢，查 减 速 器 设 计 实 例 精 解 表 8-33 得p125 150MPa,P2 p,强度足够。联轴器

46、处键的挤压应力为p1故其强度也足够。5.2.9 校核轴寿命当量动载荷4T24656440122.41MPad1hl5514(5516)由减速器设计实例精解P82 查表 8-28 可知 6014 轴承C 38500N,C030500N，轴承受力不受轴向力,PA PB RA1637.85N轴承寿命轴承在 100 度一下工作，查减速器设计实例精解P89 表 8-34 查得fT1、查表 8-35106fTC31061105003()()h 675166h得载荷系数fp1.5，那么Lh60n2fPP6095 1.51637.85Lh Lh，故轴承寿命足够。-优选.图 4 低速轴受力分析图6 6 润滑和密

47、封润滑和密封6.16.1 润滑方式润滑方式 齿轮采用浸油润滑 轴承采用脂润滑6.26.2 润滑油选用及用量润滑油选用及用量齿轮润滑选用 150 机械油GB 443-1989),最低最高油面距大齿轮1020mm。轴承润滑采用 2L-3 型润滑脂GB 7324-1987),用量为轴承的 1/32/3 为宜。-优选.6.36.3 密封形式密封形式箱座与箱盖凸缘接合面的密封采用在接合面涂密封漆的方法。观察孔和油孔等处接合面的密封，在与机体间加石棉橡胶纸、垫片进展密封。轴承孔的密封，轴的外伸端与透盖间的间隙采用毛毡加以密封。轴承靠近机体壁处用挡油环嘉怡密封。7 7 参考文献参考文献1.春宜，郝广平，敏.

48、减速器设计实例精解.机械工业.2009.72.王大康，卢颂峰.机械设计课程设计.工业大学.20003.任济生，唐道武，马克斯.机械设计课程设计.中国矿业大学.20074.可桢,程光蕴，仲生.机械设计根底.高等教育.20085.裘文言,继祖.机械制图.高等教育.2006-优选.本次课程设计由于理论知识的缺乏、没有设计经历，一开场时根本不何从何下手，然后在同学的帮助和查阅各种参考书资料之下，终于一步一步地开场着手设计。我认为完成一份课程设计对现在的我来说还是很有难度，所以设计中难免会有遗漏和错误的地方，望教师指点更正。心得体会在设计的过程中我真是学到了很多东西，对机械设计有了更多更深的了解和认识，

49、培养了我理论联系实际的设计思想。经过这次课程设计，我才真的认识到做一份设计其实没那么简单，甚至是极其困难的，每一个数据的取舍都是有根据的可以查阅的，容不得胡乱填写，每一条公式都要认真仔细计算，数据不能填错，在输入文档的时候就发现自己的数据有错，于是又要从新算很多步的结果。减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于培养我们理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际和解决工程实际问题的能力，稳固、加深和扩展有关机械设计方面的知识，提高我们机械设计的综合素质等方面都有重要的作用和帮助。通过两个星期的设计实践，使我们对机械设计有了更多的了解和认识。为我们以后的工作打下了坚实的根底。在此次设计过程中，不但使我们树立起了正确的设计思想，而且，也使我们学到了很多机械设计的一般方法，根本掌握了一-优选.般机械设计的过程，还培养了我们的根本设计技能，所以这次课程设计我们的收获是非常巨大的。学生签名：许建强 20 14 年 11 月 26日教师评语 20年月日-优选.成绩及签名指导教师签名：20年月日-优选