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1、目录 一、传动装置的总体设计.错误!未定义书签。(一)设计题目 .错误!未定义书签。1.设计数据及要求：.错误!未定义书签。2.传动装置简图：.错误!未定义书签。（二）选择电动机.错误!未定义书签。1.选择电动机的类型.错误!未定义书签。2.选择电动机的容量.错误!未定义书签。3.确定电动机转速.错误!未定义书签。（三）计算传动装置的总传动比.错误!未定义书签。1.总传动比i.错误!未定义书签。2.分配传动比.错误!未定义书签。（四）计算传动装置各轴的运动和动力参数.错误!未定义书签。1.各轴的转速.错误!未定义书签。2.各轴的输入功率.错误!未定义书签。3.各轴的输出转矩.错误!未定义书签。
2、二、传动零件的设计计算.错误!未定义书签。（一）高速齿轮传动.错误!未定义书签。1.选择材料、热处理方式及精度等级.错误!未定义书签。2.初步计算传动主要尺寸.错误!未定义书签。3.确定传动尺寸.8 4.校核齿根弯曲疲劳强度.9 5.齿轮结构设计.10（二）低速速齿轮传动（二级传动）.错误!未定义书签。1.选择材料、热处理方式及精度等级.错误!未定义书签。2.初步计算传动主要尺寸.错误!未定义书签。3.确定传动尺寸.13 4.校核齿根弯曲疲劳强度.14 5.齿轮结构设计.15（三）验证两个大齿轮润滑的合理性.错误!未定义书签。（四）根据所选齿数修订减速器运动学和动力学参数。.错误!未定义书签。
3、1.各轴的转速.16 2.各轴的输入功率.16 3.各轴的输出转矩.17 三.轴的设计计算.错误!未定义书签。(一)高速轴(轴)的设计计算.错误!未定义书签。1.轴的基本参数-轴：.错误!未定义书签。2.选择轴的材料.错误!未定义书签。3.初算轴径.错误!未定义书签。4.确定联轴器.19 5.确定滚动轴承的类型及其润滑与密封方式.19 6.确定轴承端盖的结构形式.19 7.减速器机体结构方案.20 8.轴承部件的结构设计.20 9.轴上键校核设计.22(二)中间轴(轴)的设计计算.错误!未定义书签。1.轴的基本参数-轴：.错误!未定义书签。2.选择轴的材料.错误!未定义书签。3.初算轴径.错误
4、!未定义书签。4.确定滚动轴承的类型及其润滑与密封方式.24 5.确定轴承端盖的结构形式.24 6.轴承部件的结构设计.错误!未定义书签。7.轴上键校核.错误!未定义书签。(三)输出轴(轴)的设计计算.26 1.轴的基本参数-轴：.26 2.选择轴的材料.26 3.初算轴径.26 4.确定联轴器.27 5.确定滚动轴承的类型及其润滑与密封方式.27 6.确定轴承端盖的结构形式.28 7.轴承部件的结构设计.28 8.轴的强度校核.30 9.校核轴承寿命.32 四.减速器附件的设计:.32 五.参考文献:.33 一、传动装置的总体设计 (一)设计题目 课程设计题目：带式运输机传送装置 1.设计数
5、据及要求：设计的原始数据要求：F=2500N；d=260mm；v=s 机器年产量：大批量；机器工作环境：清洁；机器载荷特性：平稳；机器最短工作年限：6年2班。2.传动装置简图：（二）选择电动机 1.选择电动机的类型 根据参考文献 2，按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机。全封闭自扇冷式结构，电压为 380V。2.选择电动机的容量 工作机的有效功率为：KWkWFvW75.2100011.00521000P 从电动机到工作机传送带间的总效率为：2421234 式中：1234 、分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。联轴器选用弹性联轴器，轴承为角接触球轴承，齿轮为8 级精度齿轮，
6、由参考文献2表取4=0.99,4=0.99,4=0.97,4=0.95。则：=1224324=0.9920.9940.9720.95=0.84 所以电动机所需要的工作功率为：=2.750.84=3.274 3.确定电动机转速 按参考文献 2表推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比840i，而工作机卷筒轴的转速为：=601000=6010001.1260=81/所以电动机转速的可选范围为：(840)69(5502750)/mindwni nr 符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min 三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为
7、使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min 的电动机，另需要其中电机工作所需额定功率：eddPP。根据电动机类型、容量和转速，由参考文献2表以及有关手册选定电动机型号为Y132M1-6。其主要性能如下表：电动机型号 额定功率/kW 满载转速/(r/min)起动转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 Y132M1-6 4 960 由参考文献 2表查得电动机的主要安装尺寸及外形尺寸如下：型号 H A B C D E FGD G K Y132M1-6 132 216 178 89 38 80 108 33 12-b b1 b2 h AA BB HA L1-280 210 135 315 6
8、0 238 18 515 电动机的外形尺寸图如下：（三）计算传动装置的总传动比 1.总传动比i为：=96081=11.85 2分配传动比：ii i 考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相接近，取ii=1.4，故：=1.4=1.411.85=4.07=11.854.07=2.91 （四）计算传动装置各轴的运动和动力参数 1.各轴的转速 轴=960/轴 =9604.07=235.9/轴 =235.92.91=81/卷筒轴 =81/2.各轴的输入功率 轴 =1=3.2740.99=3.24 轴 =23=3.240.99 0.97=3.11 轴 =23=3.110.99 0.97=2.99 卷筒轴 卷=2
9、1=3.110.99 0.99=2.93 3.各轴的输出转矩 电动机轴的输出转矩dT为=9.55106=9.551063.274960=3.26104 所以：轴=1=3.261040.99=3.22104 轴=23=3.221040.99 0.974.07=1.26105 轴=23=1.26105 0.99 0.972.91 =3.52105 卷筒轴 卷=21=3.52105 0.99 0.99=3.45105 将上述计算结果汇总于下表得:轴名 功率 kW 转矩 T/(Nmm)转速 n/(r/min)传动比 i 效率 电机轴 3.26104 960 1 轴 3.22104 960 轴 1.26
10、105 轴 3.52105 81 卷筒轴 3.45105 81 1 二、传动零件的设计计算（一）高速齿轮传动 1选择材料、热处理方式及精度等级 考虑到带式运输机为一般机械，故大小齿轮均选用45钢，采用软齿面，小齿轮调质处理，齿面硬度为 215255HBW，平均硬度 236 HBW；大齿轮正火处理，齿面硬度 162217HBW，平均硬度190HBW。大、小齿轮齿面平均硬度差为46HBW，在3050HBW范围内。选用 8级精度。2.初步计算传动主要尺寸 由于是软齿面闭式传动，故按照齿面接触疲劳强度进行。由参考文献1式（），即 1 21+1()23 式中各参数为：1)小齿轮传递的扭矩 =3.2210
11、4 2)设计时，因 v值未知，不能确定，故可初选载荷系数=1.11.8，本题初选=1.4 3)由参考文献 1表取齿宽系数=1.1。4)由参考文献 1表查得弹性系数=189.8MPa。5)初选螺旋角=12，由参考文献 1图查得节点区域系数为=2.46。6)齿数比u=4.07。7)初选1=19,则2=21=4.0719=77.33，取2=77。由参考文献 1式（）得端面重合度=1.883.2(11+12)cos=1.883.2(119+177)cos12=1.63 由参考文献 1式（）得轴面重合度=0.3181=0.3181.11912=1.41 由参考文献 1图查得重合度系数=0.78。8)由参
12、考文献 1图查得螺旋角系数=0.99。9）许用接触应力由参考文献1式（），即=算得。由参考文献 1图,图得解除疲劳极限应力1=570MPa,2=390MPa。小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为 1=6010=609601.0282506=1.3824109 2=1=1.38241094.07=3.4108 由参考文献 1图查得寿命系数1=1.0,2=1.12(允许局部点蚀)。由参考文献 1表，取安全系数=1.0，得 1=11=1.05701.0=570 2=22=1.123901.0=436.8 故取=2=436.8。初算小齿轮 1的分度圆直径1,得 1 21+1()23=21.43220
13、01.14.07+14.07(189.82.460.780.99436.8)23=41.13 3.确定传动尺寸 1）计算载荷系数。由参考文献1表查得使用系数=1.0。v=11601000=41.13960601000 m=2.07 由参考文献 1图得动载荷系数=1.17。由参考文献 1图得齿向载荷分布系数=1.11(设轴刚性大)。由参考文献 1表得齿间载荷分布系数=1.2，则 K=1.01.171.111.2=1.56 2）对1进行修正。因 K 于有较大差异，故需对按值计算出的1进行修正，即 d1=13=41.131.561.43=42.64 3)确定模数。=11=42.641219=2.20
14、 由参考文献 1表，取=2.5。4)计算传动尺寸 中心距：a=(1+2)2=2.5(19+77)212=122.7 圆整为a=125mm,则螺旋角 =arccos(1+2)2=arccos2.5(19+77)2125=161537 所以 1=1=2.519161537=49.479 2=2=2.577161537=200.521 b=1=1.149.479=54.427 取2=55,1=2+(510),取1=60。4.校核齿根弯曲疲劳强度 由参考文献 1式，即 =211 式中各参数：1）K=、=3.22104、b=55mm、1=49.479、=2.5。2）齿形系数和应力修正系数。当量齿数 1=
15、13=191615373=21.48 2=23=771615373=87.03 由参考文献 1图查得1=2.69,2=2.23。由参考文献 1图查得1=1.56,2=1.8 3)由参考文献 1图查得重合度系数=0.72。4）由参考文献 1图查得螺旋角系数Y=0.86。5）许用弯曲应力可由参考文献1式（），即=算得。由参考文献 1图,图查得弯曲疲劳极限应力 1=220,2=170。由参考文献 1图查得寿命系数1=2=1.0。由参考文献 1表查得安全系数=1.25，故 1=111=1.02201.25=176 2=222=1.01701.25=136 1=211=21.5632200552.549
16、.4792.691.560.720.86=38.37 1 2=12211=38.372.231.82.691.56=36.7 2 满足齿根弯曲疲劳强度。5齿轮结构设计 1）小齿轮结构设计 由轴的设计计算知小齿轮设计成齿轮轴的结构形式。齿顶高=12.5=2.5 齿根高=(+)=1.252.5=3.125 齿顶圆=+2=49.479+22.5=54.479 齿根圆=2=49.47923.125=43.229 2）大齿轮结构设计 齿顶高=12.5=2.5 齿根高=(+)=1.252.5=3.125 齿顶圆=+2=200.521+22.5=205.521 齿根圆=2=200.52123.125=194
17、.271 由于大批量生产，齿轮加工采用模锻的加工方法。由轴的设计计算可知=46;b=55mm。11.61.64673.6;取1=74。210=205.5212.510=180.521，因为0=(2.54)=(2.54)2.5=(6.2510),取0=10,则取2=174。00.5(1+2)=0.5(74+174)=124;取0=124;00.25(21)=0.25(17474)=25;取0=25mm；C=(0.20.3)b=(0.20.3)55=(1116.5)mm 取C=14mm;高速级齿轮参数列表 齿轮 法向模数 分度圆直径 齿宽 齿数 螺旋角 中心距a 小 60 19 161537 12
18、5mm 大 55 77（二）低速级直齿圆柱齿轮传动设计 1选择材料、热处理方式及精度等级 考虑到带式运输机为一般机械，故大小齿轮均选用45钢，采用软齿面，小齿轮调质处理，齿面硬度为 215255HBW，平均硬度 236 HBW；大齿轮正火处理，齿面硬度 162217HBW，平均硬度190HBW。大、小齿轮齿面平均硬度差为46HBW，在3050HBW范围内。选用 8级精度。2.初步计算传动主要尺寸 由于是软齿面闭式传动，故按照齿面接触疲劳强度进行。由参考文献1式（），即 3 23+1()23 式中各参数为：1)小齿轮传递的扭矩 =1.26105 2)设计时，因 v值未知，不能确定，故可初选载荷系
19、数=1.11.8，本题初选=1.3 3)由参考文献 1表取齿宽系数=1.0。4)由参考文献 1表查得弹性系数=189.8MPa。5)初选螺旋角=12，由参考文献 1图查得节点区域系数为=2.46。6)齿数比u=2.91。7)初选1=21,则2=21=2.9121=61.11，取2=61。由参考文献 1式（）得端面重合度=1.883.2(11+12)cos=1.883.2(121+161)0.98=1.638 由参考文献 1式（）得轴面重合度=0.3181=0.3181.02112=1.419 由参考文献 1图查得重合度系数=0.775。由参考文献 1图查得螺旋角系数=0.99。8)许用接触应力
20、由参考文献1式（），即=算得。由参考文献 1图,图得解除疲劳极限应力 1=570MPa,2=390MPa。由参考文献 1表，取安全系数=1.0。而3=2，故3=2=1.12（允许有局部点蚀），4=3=3.41082.91=1.17108，由参考文献 1图查得4=1.16(允许有局部点蚀)，则 小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为 1=33=1.125701.0=638.4 2=44=1.163901.0=452.4 故取=4=452.4。初算小齿轮 3的分度圆直径3,得 3 23+1()23=21.31260001.02.91+12.91(189.82.460.7750.99436.8)23
21、=66.650 3.确定传动尺寸 1）计算载荷系数。由参考文献1表查得使用系数=1.0。v=33601000=66.650235.9601000 m=0.82 由参考文献 1图得动载荷系数=1.07。由参考文献 1图得齿向载荷分布系数=1.09(轴刚性大)。由参考文献 1表得齿间载荷分布系数=1.2，则 K=1.01.071.091.2=1.4 2）对3进行修正。因 K 于有较大差异，故需对按值计算出的3进行修正，即 d3=33=66.6501.41.33=68.317 3)确定模数。=33=68.3171221=3.18 由参考文献 1表，取=3.5。4)计算传动尺寸 中心距：a=(3+4)
22、2=3.5(21+61)212=146.7 圆整为a=150mm,则螺旋角 =arccos(3+4)2=arccos3.5(21+61)2150=165544 所以 3=3=3.521165544=76.829 4=4=3.561165544=223.171 b=3=176.829=76.829 取4=77,3=4+(510),取3=85。4.校核齿根弯曲疲劳强度 由参考文献 1式，即 =211 1）式中各参数：K=、=1,26105、b=77mm、3=76.829、=3.5。齿形系数和应力修正系数。当量齿数 3=33=211655443=23.98 4=43=611655443=69.67
23、由参考文献 1图查得3=2.65,4=2.26。由参考文献 1图查得3=1.57,4=1.78 2)由参考文献 1图查得重合度系数=0.70。由参考文献 1图查得螺旋角系数Y=0.86。3）许用弯曲应力可由参考文献1式（），即=算得。由参考文献 1图,图查得弯曲疲劳极限应力 1=220,2=170。由参考文献 1图查得寿命系数1=2=1.0。由参考文献 1表查得安全系数=1.25，故 1=111=1.02201.25=176 2=222=1.01701.25=136 3=23Y=21.4126000773.576.8292.651.570.70.86=42.68 3 4=34433=42.68
24、2.261.782.651.57=41.28）。但其轴孔直径范围为d=(1222)mm,满足不了电动机的轴颈要求，故最后确定选 HL3型联轴器（=630,=5000）。其轴孔直径d=(3042)mm,可满足电动机的轴颈要求。最后确定减速器高速轴轴伸出的直径=30 5.确定滚动轴承的类型及其润滑与密封方式 考虑轴向力的影响，本方案选用角接触球轴承。因为齿轮1 的线速度v=601000=49.479960601000=2.49 2，靠机体内油的飞溅可以直接润滑轴承。但是低速轴齿轮4 的线速度小于2，故依旧采用脂润滑，由于该减速器的工作环境清洁，故滚动轴承采用接触式密封，选用毛毡圈。6.确定轴承端盖
25、的结构形式 轴承端盖用以固定轴承，调整轴承间隙并承受轴向力。轴承端盖的结构形式选用凸缘式，用螺钉与机体轴承座连接。调整轴向间隙比较方便，密封性能好。轴承端盖的结构如左图 轴承盖的厚度e=1.23，d3为螺钉直径，取螺钉 M8，则d3=8mm，于是得e=，取e=10mm。轴承盖直径为D2=D+(55.5)d3=80+(4044)mm=120124mm，取D2=120mm。螺钉所在圆的直径D0=0.5(D+D2)=0.5 (80+120)=100mm。7.减速题机体结构方案 名称 符号 计算公式 结果 机座壁厚 83025.0a 8 机盖壁厚 1 8302.01a 8 机座凸缘厚度 b 5.11b
26、 12 机盖凸缘厚度 1b 15.1b 12 机座底凸缘厚度 p 5.22b 20 地脚螺钉直径 fd 12036.0adf M20 地脚螺钉数目 n a=150 4 轴承旁联接螺栓直径 1d fdd75.01 M16 机盖与机座联接螺栓直径 2d 2d=（）fd M10 连接螺栓2的间距 l 150200mm 150mm 轴承端盖螺钉直径 3 3=(0.40.5)M8 窥视孔盖螺钉直径 4d 4d=（）fd M6 定位销直径 d d=（）2d 8 fd，1d，2d至外机壁距离 1C 查机械课程设计指导书表4 M20 26 M16 22 M12 18 fd，2d至凸缘边缘距离 2C 查机械课程
27、设计指导书表4 M20 24 M16 20 M12 16 外机壁至轴承座端面距离 1l 1l=1C+2C+（58）47 内机壁至轴承座端面距离 2l 2l=+1C+C2+（58）55 大齿轮顶圆与内机壁距离 1 1 1.2 10 齿轮端面与内机壁距离 2 2 10 机盖、机座肋厚 m1,m 10.851 m 0.85 7 8.轴承部件的设计 取机体的铸造壁厚=8mm，机体上轴承旁连接螺栓直径连接螺栓直径2=16，装拆螺栓所需要的扳手空间1=22,2=20,故轴承座内壁至座孔外端面距离L=+1+2+(58)=5558，取L=55mm。为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构形式。因传递功率小
28、，齿轮减速器效率高，发热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：输出轴的草图1 所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端 1开始设计。(1)轴段直径确定 轴段1的直径为1=30。联轴器的右端轴肩固定，由参考文献1图和表计算得到轴肩高度h=(0.070.1)1=(0.070.1)30=(2.13)，2=1+2=30+2(2.13)=(34.236)。毛毡圈油封的轴径 d=35mm，所以2=35，毡圈代号为 30 FZ/T92010-1991。轴段3和轴段5安装轴承，尺寸由轴承确定。考虑使用斜齿轮,齿轮有轴向力，轴承类型选用角接触球轴承
29、轴，根据GB/T 2761994，初选轴承7208C，d=40mm，外形尺寸D=80mm，B=18mm，轴件安装尺寸=47,采用脂润滑。故取3=5=40。轴段3 的轴肩应为h=(0.070.1)1=(0.070.1)40=(2.84)。初取轴肩3mm,则可取直径为4=46。本轴段安装齿轮，齿轮分度圆直径为，很明显此处需要做成齿轮轴。(2)轴段长度确定 轴段具体长度要综合考虑其他2 根轴的尺寸和联轴器端面到箱体轴承透盖的距离确定。轴段1长度略短于联轴器长度，取1=60。轴段5 和轴段3 的长度等于轴承宽度与挡油板宽度之和（2+3=8+10=18mm,挡油板宽度等于齿轮端面与箱体内壁距离与轴承至箱
30、体内壁距离之和，取18mm）则5=3=18+18=36。轴段2长度等于联轴器端面到箱体轴承透盖的距离（取15mm）、轴承端盖总厚度（取38mm）之和，2=15+38=53。轴段4长度等于齿轮宽度 154mm。9.轴上键校核设计 输入轴只有轴段 1上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，轴段1上键长大于所需最短工作长度即可。连接为静连接，载荷平稳，且键材料均选用45 号钢，查参考文献 1 表可得：125150pMPa，取 130pMPa。由参考文献 1式需满足挤压强度条件：2ppTdkl 其中由轴的直径 30mm，查参考文献 2表，可取键的尺寸 bh=87mm。l 21=23.2210413030
31、3.5=47.179 轴段1长60mm，则键可选长度为 52mm。(二)中间轴(轴)的设计计算 1.轴的基本参数-轴：=9604.05=237.04/=23=3.221040.99 0.974.05=1.25105 计算得作用在齿轮 2上的力：2=22=21.25105200.521=1246.75 2=2=1246.7520161537=472.69 2=2=1246.75161537=363.64 计算得作用在齿轮 3上的力：3=23=21.2510576.829=3253.98 3=3=3253.9820165544=1238 3=3=3253.98165544=990.43 2.选择轴
32、的材料 考虑结构尺寸且第二级轴是速度较高同时传递更大力矩，选用40Cr材料，热处理方式为表面淬火，以获得良好的综合机械性能。3.初算轴径 按照扭转强度条件初算轴的最小直径，d 9.551060.23=3 式中 d轴的直径；轴剖面中最大扭转剪应力，MPa；P轴传递的功率，kW；n轴的转速，r/min;许用扭转剪应力，MPa;C由许用扭转剪应力确定的系数；轴的材料初定为 40Cr材料，根据参考文献1表查得C=97106，考虑轴端弯矩比转矩小，取C=97。=23=3.240.99 0.97=3.11=9604.05=237.04/所以 d 9.551060.23=3=973.11237.043=22
33、.878 本方案中，轴颈上有两个键槽，应将轴径增大10%，即 d 22.878(1+10%)mm=25.166mm 4.确定滚动轴承的类型及其润滑与密封方式 考虑轴向力的影响，本方案选用角接触球轴承。采用脂润滑，由于该减速器的工作环境清洁，故滚动轴承采用接触式密封，选用毛毡圈。5.确定轴承端盖的结构形式 轴承端盖用以固定轴承，调整轴承间隙并承受轴向力。轴承端盖的结构形式选用凸缘式，用螺钉与机体轴承座连接。调整轴向间隙比较方便，密封性能好。轴承端盖的结构如左图 轴承盖的厚度e=1.23，d3为螺钉直径，取螺钉 M8，则d3=8mm，于是得e=，取e=10mm。轴承盖直径为D2=D+(55.5)d
34、3=80+(4044)mm=120124mm，取D2=120mm。螺钉所在圆的直径D0=0.5(D+D2)=0.5 (80+120)=100mm。其他尺寸：6.轴承部件的结构设计(1)轴承部件的结构形式 轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：中间轴的草图如下图所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端1开始设计。(2)轴段直径确定 轴承类型选用角接触球轴承轴，根据GB/T 276 1994，初选轴承 7208C，d=40mm，外形尺寸D=80mm，B=18mm，轴件安装尺寸=47,采用脂润滑,1=40。由参考文献1图中的公式计算得，轴段 1 和轴段 5
35、的轴肩轴肩应为h=(0.070.1)1=(0.070.1)40=(2.84)。初取轴肩3mm,则可取直径为2=4=46。考虑可能出现的齿轮轴问题，进行校核计算，分度圆直径为，其中键的尺寸为：bh=2214mm，则e=，所以齿轮 3不需要做成齿轮轴。轴段3的轴肩也为h=(0.070.1)1=(0.070.1)46=(3.224.6)，轴肩取,则直径为3=53。(3)轴段长度确定 轴段4长度略短于齿轮 2轮毂长度，齿轮2轮毂长度为55mm，则取4=53，轴段3长度取8mm（考虑轴向力很大，所取长度比计算值大），取3=8。轴段2的长度应该略短于齿轮 3宽度，则2=83。轴段5长度等于轴承宽度、挡油板
36、宽度（挡油板宽度等于齿轮 2轮毂与箱体内壁距离与轴承至箱体内壁距离之和2+3=11+10=21mm，取21mm）以及轮毂宽度与轴段 4长度差值之和，则5=21+18+2=41。轴段1长度等于轴承宽度、挡油板宽度（挡油板宽度等于齿轮 3轮毂与箱体内壁距离与轴承至箱体内壁距离之和，取21mm）以及轮毂宽度与轴段 2 长度差值之和，则1=18+21+2=41。7.轴上键校核 轴段2，4上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，轴段上键长大于所需最短工作长度即可。连接为静连接，载荷平稳，且键材料均选用45 号钢，查参考文献 1 表可得：125150pMPa，取 130pMPa。由参考文献 1式需满足挤压强
37、度条件：2ppTdkl 其中由轴的直径 46mm，查参考文献 2表，可取键的尺寸 bh=149mm。l 22=21.25105130464.5=9.29 轴段2长83mm，则键可选长度为 75mm。轴段4长53mm，则键可选长度为 45mm。(三)输出轴(轴)的设计计算 1.轴的基本参数-轴：=237.042.9=81.7/=23=1.25105 0.99 0.972.9=3.49105 则经过计算可得作用在齿轮上的力：4=24=23.49105223.171=3127.65 4=4=3127.6520165544=1189.94 4=4=3127.65165544=951.98 2.选择轴的
38、材料 考虑使用45号钢的时候轴可能会比较粗，结构复杂，而且第三根轴传递力矩较大，故选用40Cr，热处理方式为调质，能获得良好的综合机械性能。3.初算轴径 按照扭转强度条件初算轴的最小直径，d 9.551060.23=3 式中 d轴的直径；轴剖面中最大扭转剪应力，MPa；P轴传递的功率，kW；n轴的转速，r/min;许用扭转剪应力，MPa;C由许用扭转剪应力确定的系数；轴的材料初定为 40Cr，根据参考文献 1表查得C=97 106，考虑轴端弯矩比转矩小，取C=97。=23=3.110.99 0.97=2.99=237.042.9=81.7/所以 d 9.551060.23=3=972.9981
39、.73=32.205 本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即 d 32.205(1+5%)mm=33.815mm 4.选择联轴器 为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，拟选用HL型弹性柱销联轴器（GB/T 5014-1985）。计算转矩为 =1.5342=513 式中：T联轴器所传递的名义转矩 T=卷=21=3.49105 0.99 0.99=3.42105 K工作情况系数。查参考文献1表可取：K=。根据=513，查参考文献 2表型联轴器中确定选 HL3 型联轴器（=630,=5000）。其轴孔直径d=(3042)mm,可满足电动机的轴颈要求。最后确定减速器高速轴轴伸出的直径=
40、35 5.确定滚动轴承的类型及其润滑与密封方式 考虑轴向力的影响，本方案选用角接触球轴承。需要考虑轴承内径及安装，查参考文献2表角接触球轴承，取7209C,查得d=45mm,D=85mm,B=19mm。同一根轴上两个轴承应该为相同型号，采用脂润滑，由于该减速器的工作环境清洁，故滚动轴承采用接触式密封，选用毛毡圈。6.确定轴承端盖的结构形式 轴承端盖用以固定轴承，调整轴承间隙并承受轴向力。轴承端盖的结构形式选用凸缘式，用螺钉与机体轴承座连接。调整轴向间隙比较方便，密封性能好。轴承端盖的结构如左图 轴承盖的厚度e=1.23，d3为螺钉直径，取螺钉 M8，则d3=8mm，于是得e=，取e=10mm。
41、轴承盖直径为D2=D+(55.5)d3=85+(4044)mm=125129mm，取D2=125mm。螺钉所在圆的直径D0=0.5(D+D2)=0.5 (85+125)=105mm。7.轴承部件的结构设计(1)轴承部件的结构形式 轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：输出轴的草图如下图所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端7开始设计。(2)轴段直径设计 轴段7的直径，需要考虑到上述所求的=35，则7=35。考 虑 联 轴 器 的 轴 向 固 定，轴 肩 h=(0.070.1)7=(0.070.1)35=(2.453.5)，考虑毛毡圈密封的内径系列，取
42、轴肩，轴段6直径6=40。轴段5 与轴段1 要安装轴承，选轴承类型为角接触球轴承。轴段5 和轴段1 的直径为：5=1=45。由参考文献 1图中的公式计算得，轴段5 与轴段1 的轴肩应为h=(0.070.1)1=(0.070.1)45=(3.154.5)。取轴肩h=,则初算可得直径为 52mm，2=4=52 轴段4的轴肩为h=(0.070.1)4=(0.070.1)52=(3.645.2)。轴肩取4mm,则直径为3d=60mm。(3)轴段长度确定 轴段3与轴2一样，3=8。轴段2长度略短于齿轮 4的轮毂宽度，齿轮 4的轮毂宽度为 77mm，则2=75，轴段1 长度等于轴承宽度、挡油板宽度（2+3
43、=15+9=24mm），以及齿轮 4 轮毂长度与轴段 2长度差值之和，1=19+24+2=45。轴段5长度等于轴承宽度与挡油板宽度（2+3=15+9=24mm）之和，5=19+24=43。轴段4长度根据前两根轴确定为4=55。轴段6 长度等于轴承端盖总长度与联轴器端面到箱体轴承端盖的距离轴段2 长度等于联轴器端面到箱体轴承透盖的距离（取15mm）、轴承端盖总厚度（取38mm）之和，6=15+38=53，轴段7长度略短于联轴器长度，联轴器长度为107mm，则取7=60。（4）轴上键校核 输出轴轴段 7与轴段2上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，其键长大于所需最短工作长度即可。连接为静连接，载荷
44、平稳，且键材料均选用45 号钢，查参考文献 1 表可得：125150pMPa，取 130pMPa。由参考文献 1式需满足挤压强度条件：2ppTdkl(1)轴段2与大齿轮连接处的键 其中轴段2的直径52mm，可取键的尺寸 bh=1610mm。则可解得:l 23=23.49105130528=12.907 此轴段键槽处为低速齿轮大齿轮：4号齿轮，其齿宽为 77mm，轮毂宽度取 77mm。，取键长为69mm。(2)轴段7与联轴器连接处的键 其中轴段7的直径35mm，可取键的尺寸 bh=108mm。则可解得:l 23=23.49105130525=20.651 查表取键长为 52mm。8.输出轴的强度
45、校核（1）轴的受力简图 （2）计算支反力 4=24=23.49105223.171=3127.65 4=4=3127.6520165544=1189.94 4=4=3127.65165544=951.98 在水平面上 1=1189.94135+951.98223.171/272+135=1289.22 2=1=1189.941289.22=99.28 在垂直平面上 1=3127.6513572+135=2039.77 2=(1)=(3127.652039.77)=1087.88 轴承1的总支反力1=12+12=1289.222+2039.772=2413.04 轴承1的总支反力2=22+22=
46、1087.882+99.282=1092.40（3）画弯矩图 （4）画扭矩图 由弯矩图和扭矩图可知，轴的危险截面是齿轮中心剖面，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故剖面左侧为危险截面。抗弯截面模量 W=0.13()22=0.1523166(526)22523=121073 抗扭截面模量 W=0.23()22=0.2523166(526)22523=261683 弯曲应力 =173738.712107=14.35=14.35=0 扭剪应力 =3.4910526168=13.34=2=13.342=6.67 危险截面的当量应力=2+4()2=19.59 查1表，得=600MPa，查 1表的
47、1=275MPa 因为1,因此 1=2+=1388.94 2=2=436.96 比较两轴承的受力，知只需校核轴承1。由1/0=1388.94 23800=0.058,11=1388.94 2413.04=0.58。查表得e=。故11=0.58e,X=,Y=。当量动载荷F=XFr1+YF1=0.442413.04+1.301388.94=2867.36，因为轴承在 100以下工作，查 1表的fT=1,同时载荷变动小，查1表得=1.0。所以 Lh=10660n(fTCfFF)3=1066081.7(1257001.02867.36)3=14688h 已知带式输送机的使用寿命为Lh=622508=2
48、4000h,显然 Lh Lh。所以寿命合格。四.减速器附件的设计（一）窥视孔和窥视孔盖 为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。尺寸为。连接螺钉4M620。(二)放油孔及放油螺塞 放油螺塞M141.5。(三)油面指示器 为方便的检查油面高度，保证传动件的润滑，将油面指示器设在低速级齿轮处油面较稳定的部位。选用油标尺寸 M12。(四)通气器 齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所受负荷，设通气器及时将箱内高压气体排出。选用通气器尺寸 M16。(五)吊耳和吊钩 减速器箱体沉重，采用起重装置起吊，
49、在箱盖上铸有吊耳。为搬运整个减速器，在箱座两端凸缘处铸有吊钩。(六)定位销 保证拆装箱盖时，箱盖箱座安装配合准确，且保持轴承孔的制造精度，在箱盖与箱座的联接凸缘上配两个定位销。选用GB117-86 8(七)起盖螺钉在箱体剖分面上涂有水玻璃，用于密封，为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设有启盖螺钉一个，拧动起盖螺钉，就能顶开箱盖。结构参见减速器总装图，尺寸取M10。名称 符号 计算公式 结果 机座壁厚 83025.0a 8 机盖壁厚 1 8302.01a 8 机座凸缘厚度 b 5.11b 12 机盖凸缘厚度 1b 15.1b 12 机座底凸缘厚度 p 5.22b 20 地脚螺钉直径 fd 12036.
50、0adf M20 地脚螺钉数目 n a=150 4 轴承旁联接螺栓直径 1d fdd75.01 M16 机盖与机座联接螺栓直径 2d 2d=（）fd M10 连接螺栓2的间距 l 150200mm 150mm 轴承端盖螺钉直径 3 3=(0.40.5)M8 窥视孔盖螺钉直径 4d 4d=（）fd M6 定位销直径 d d=（）2d 8 fd，1d，2d至外机壁距离 1C 查机械课程设计指导书表4 M20 26 M16 22 M12 18 fd，2d至凸缘边缘距离 2C 查机械课程设计指导书表4 M20 24 M16 20 M12 16 外机壁至轴承座端面距离 1l 1l=1C+2C+（58）4