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1、 带式输送机的传动系统设计 机械设计课程设计 机 机械设计课程设计 设计说明书 设计“带式输送机的传动系统”起止日期：2013 年 12 月 16 日 至 2013 年 12 月 28 日 学生姓名 班级 学号 成绩 指导 教师(签字)机械工程学院 2013 年 12 月 28 日机械设计课程设计 1/39 机械设计课程设计计算说明书 一、传动方案拟定 2 二、电动机的选择 2 三、运动、动力学参数计算 4 四、传动零件的设计计算 5 五、轴的设计 13 六、轴承的寿命校核 26 七、键联接强度校核计算 28 八、润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择 29 九、减速箱体结构尺寸 30 十、设计小
2、结 31 十一、参考文献 32 机械设计课程设计 2/39 计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 设计二级圆锥-圆柱齿轮减速器 工作条件：带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载启动，工作载荷较平稳；输送带工作速度 v 的允许误差为5%；二班制（每班工作 8h），要求减速器设计寿命为 8 年，大修为 23 年，大批生产；三相交流电源的电压为 380/220 V。（1）原始数据：运输机工作周转矩 F=3100N；带速 n=45r/min 滚筒直径 D=340mm 二、电动机选择 1、电动机类型的选择：Y 系列三相异步电动机 2、电动机功率选择：（1）工作机所需功率：PW=FV/1000 因为6
3、0/DVn，把数据带入式子中得 n=45r/min,所以 PW=31000.8/1000=2.48kW(2)1）传动装置的总效率：注释及说明 F=3100N n=45r/min D=340mm PW=2.48kW 机械设计课程设计 3/39 总=0.990.94050.96030.98010.9504 0.83 2)电动机的输出功率：Pd=PW/总=2.48/0.83=2.99kW 3、确定电动机转速：计算工作机轴工作转速：nw=601000V/D=600000.8/3.14340=44.96r/min 按表 14-2 推荐的传动比范围，取圆柱齿轮和圆锥齿轮传动的一级减速器传动比范围分别为 2
4、3 和 35，则总传动比范围为 Id=615。故电动机转速的可选范围为 nd=Idnw=（615）68.97=413.81034.6r/min 符合这一范围的同步转速有 750 和 1000r/min。4、确定电动机型号 由上可见，电动机同步转速可选 750 和 1000r/min,可得到两种不同的传动比方案 方案 电动机型号 额定功率 电动机转速 传动装置的传动比 同步转速 满载转速 总传动比 外伸轴颈 轴外伸长度 Y132S-6 3.0 1000 960 21.33 38 80 Y132M-8 3.0 750 710 15.78 38 80 综合各方面因素选择第种方案，即选电动机型号为 总
5、=0.83 总=0.83 Pd=2.99kW nw=44.96r/min 机械设计课程设计 4/39 Y132M-8 机。电动机的主要参数见下表 型号 额定功率/kW 满载转速mn(r/min)中心高 mm Y225S-8 3.0 710 132 三、运动参数及动力参数计算 计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比：i=nm/nw=710/44.96=15.78 2、分配各级传动比:按表 3-4 取闭式圆柱齿轮啮合的传动比：i1=4 圆柱齿轮啮合的传动比：i2=i/i1=15.78/4=3.95 1.计算各轴转速（r/min）nI=nm=710 nII=nI/i2=710/3.95=180
6、 nIII=nII/i1=180/4=45 nIV=nIII=45 2.计算各轴的功率（kW）PI=Pd联轴器=2.990.99=2.96 PII=PI轴承圆锥齿轮=2.960.9405=2.78 PIII=PII轴承圆柱齿轮=2.780.9603=2.67 PIV=P*轴承*联轴器=2.670.98010.9504=2.49 3.计算各轴扭矩（Nm）Td=9550*Pd/nm=95502.99/710=40.22 TI=9550*PI/nI=95502.96/710=39.81 TII=9550*PII/nII=95502.78/180=147.49 TIII=9550*PIII/nIII=
7、95502.67/45=566.63 电动机型号 Y132M-8 i总=15.78 i1=4 i2=3.95 nI=710r/min nII=180r/min nIII=45r/min nIV=45r/min PI=2.96kw PII=2.78kW 机械设计课程设计 5/39 TIV=9550*PIV/nIV=95502.49/45=528.43 Td、TI、TII、TIII、TIV 依次为电动机轴，和工作机轴的输入转矩。参数 轴名 电动机轴 轴 轴 轴 工作机轴 转速r/min 710 710 180 45 45 功率P/kW 2.99 2.96 2.78 2.67 2.49 转矩/n*m
8、 40.22 39.81 147.49 566.63 528.43 传动比 1 3.94 4 1 1 效率 0.99 0.9405 0.9603 0.9801 4.验证带速 V=160*1000D nIII=0.8m/s 误差为1.29 1.31.3=-0.0035%,合适 四、传动零件的设计计算 圆锥齿轮的设计计算 已知输入功率 P1=P=2.96Kw,小齿轮的转速为 710r/min，齿数比为 u=3.95，由电动机驱动，工作寿命为 8 年（每年工作300 天），二班制，输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，空载启动。（1）选定齿轮精度等级，材料和确定许用应力 1）该减速器为通用减速器，速
9、度不高故选用 7 级精度（GB10095-88）2)选择小齿轮材料为40Cr钢,调质处理，硬度为HBS1=260，大齿轮为 45 钢（调质处理），硬度为 HBS2=230，两齿轮齿面PIII=2.67kW PIV=2.49 kW Td=40.22 Nm TI=39.81Nm TII=147.49Nm TIII=566.63Nm TW=528.43N m V=0.8m/s 机械设计课程设计 6/39 硬度差为 30HBS，符合软齿面传动的设计要求。3）选齿数 Z1=25 Z2=uZ1=25=99 3)确定材料的许用应力 由图 7-18（a）按碳钢查 MQ 线得 确定寿命系数 ZN，由已知条件，取
10、 ZN1=ZN2=1 确定尺寸系数 Zx，由图 7-20 查得 Zx1=ZX2=1 确定安全系数 SH，由表 7-8 取 SH=1.0 同理由图 7-18(a)查得 Hlim1=720Mpa Hlim2=580 计算许用接触应力H H1=ZNZxHlim1/SH=11720/1.0=720 H2=ZNZXHlim2/SH=11580/1.0=580 3.根据设计准则，按吃面接触疲劳强度设计。接触强度公式：d1=确定上式中的各计算数值如下（1）选取载荷系数 Kt=1.5（2）选取齿宽系数 =0.3（3）由表 7-5 得材料的弹性影响系数 ZE=189.8(4)由图 7-5 确定节点区域系数 ZH
11、=2.5(5)试算所需小齿轮直径 d1t d1t=57.2 4.确定实际载荷系数 K 与修正所计算的分度圆 H1=720 Mpa H2=580 Mpa 机械设计课程设计 7/39 （1）确定使用系数 KA，按电动机驱动，载荷平稳 7-2 取KA=1（2）计算平均圆周速度 Vm=1.8 查表 7-7，题目给定的 7 级精度足够，由齿轮的速度与精度查图 7-8 的 Kv=1.13（4）确定齿间在和分配系数 K 锥距 R=d1t=57.2=116.5 齿宽初定 b=圆周力计算 Ft=1637.6 单位载荷计算 =46.8N/mm100N/mm 由表 7-11 查得 K=1.2（4）确定齿向载荷系数分
12、布系数 KH 由表 7-12 取 KH=1.1 有效工作齿宽 be 0.85b 按式7-34 计算得 KH=1.5KH（5）计算载荷系数 K=KAKvK=1（6）按实际载荷系数修正所算的分度圆直径 d1=d1t=57.2=65.4（7）试算模数 m=2.61 d1t=57.2 mm Vm=1.8m/s R=116.5 mm b=35 mm Ft=1637.6mm K=1.2 KH 机械设计课程设计 8/39 5.齿根弯曲强度计算 公式为 m 确定上式中的各计算数值如下（1）确定弯曲极限应力值，取Flim1=300 Mpa Flim2=220 （2）由已知条件取弯曲疲劳寿命系数 YN1=YN1=
13、1（3）由表 7-8 确定弯曲疲劳安全系数，查得 SF=1.25（4）由图 7-23 确定尺寸系数，的 Yx=1（5）计算弯曲强度许用应力得 F1=480 Mpa F2=352 Mpa（7）确定齿形系数 YFa1 ，YFa2 计算分度圆锥角 2=-2=-=计算齿数 Zv1，Zv2 为 Zv1=25.8 ，Zv2=396 查表 7-16 取 YFa1=2.64，YFa2=2.08（8）计算大小齿轮的值 K=d1=65.4 mm m=2.61mm F1=480 Mpa F2=352 Mpa 2=Zv1=25.8 Zv2=396 机械设计课程设计 9/39 =0.00869 =0.011345 大齿
14、轮的数值大（9）将以上各值代入公式计算得 m=1.94 由于齿轮的模数 m 的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的按表 7-9 圆整为 m=2。在根据接触疲劳强度计算出的分度圆直径 d1=65.4，协调相关参数与尺寸为 Z1=32.7 取 Z1=34 Z2=3.95135 锥 齿 轮 分 度 圆 直 径 为d1=m Z1=2=68 d2=2 这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提下，取较多的齿数，做到结构紧凑，减少浪费，且重合度增加，传动平稳。圆柱直齿轮的设计计算 =0.00869 =0.011345 m=1.94 Z1=34 Z2135 d1=68 d2 机械设计课程设计 10/3
15、9 已知：输入功率 P2=2.78，小齿轮转速为180r/min，齿数比为 u=4，电动机驱动，工作寿命为 8 年（每年工作 300 天二班制，带式输送机，时有轻微震动，单项运转。1选择齿轮材料 根据题设条件看，小齿轮采用 40Cr 钢，调质处理，硬度 HBS1=260；大齿轮材料为 45 钢，调质处理，硬度HBS2=230；两齿轮齿面硬度差为 30 HBS，符合软齿面传动设计要求。（2）选齿数 Z1=24 Z2=2确定材料的许用接触应力 （1）确定接触疲劳极限应力Hlim 由图 7-18（a）查得 MQ 线得Hlim1=720 Hlim2=580 （2）确定寿命系数 ZN 小齿轮循环次数 N
16、1=60n1jLh=60=4.1 大齿轮循环次数 N2=1 由图 7-19 查得 ZN1=1 ZN2=1（3）确定尺寸系数 Zx，由图 7-20 查得 Zx=Zx=1（4）确定安全系数 SH，由表 7-8 取 SH=1.05（5）计算许用接触应力H H1=686 H2=552 3根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计 Z1=24 Z2=96 Hlim1=720 Mpa Hlim2=580 Mpa N1=4.1 N2=1 ZN1=1 ZN2=1 Zx=Zx=1 SH=1.05 H1=686 Mpa H2=552 Mpa 机械设计课程设计 11/39 齿面接触疲劳强度公式为 d1 确定上式的各计算数
17、值如下（1）选取载荷系数 Kt=1.3（2）计算小齿轮传递的转矩 T1=147.49（3）确定齿宽系数，由表 7-6 选取齿宽系数=0.8（4）确定材料的弹性影响系数 ZE，ZE=189.8 （5）确定节点区域系数 ZH，由图 7-14 得 ZH=2.5（6）确定重合度系数 Z，由式（7-9）计算重合度系数为 由式（7-8）计算重合度系数 Z=0.872（7）试算所需小齿轮直径 d1 d1=70 4确定实际载荷系数 K 与修正所计算的分度圆直径（1）确定使用系数 KA，按电机驱动载荷平稳，取 KA=1（2）确定动载系数 KV 计算圆周速度 V=0.66 m/s T1=147.49Nm Z=0.
18、872 d1t=70 mm KA=1 V=0.66 m/s KV=1.05 b K=1.2 KH=1.32 机械设计课程设计 12/39 故前面取 8 级精度合理 由齿轮的速度与精度查图 7-7 得 KV=1.05（3）确定齿间载荷分配系数 K 齿宽初定 b=d1t=0.8 单位载荷 =75 N/mm0.07d,取 h=5mm,轴环处处的直经 d-=65mm,L-1.4h,取 L-=7mm,5)取箱体小圆锥齿轮的中心线为对称轴，L-=57mm L-=29+10=39 mm 6)取齿轮距箱体内壁之距离 a=16mm，锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离 c=20mm（参见图 12-21）。考虑到箱体的铸造
19、误差，在确定滚动轴承位置时。应距箱体内壁一段距离 s，取 s=8mm（参 机械设计课程设计 17/39 见图 12-21），已知深沟球轴承宽度 B=29mm,大锥齿轮轮彀长L=30mm 则 L-=B+S+a+(61-57)=57 mm L-=L+a+c+s-L-=67 mm 至此，已初步确定轴的各段直径和长度。（5）轴上零件的周向定位。齿轮，半联轴器与轴的周向定位独采 用 平 键 连 接。按d4-5由 查 表4-1得 平 键 截 面mmmmhb1118，键槽长为 56mm，同时为了保证齿轮与轴承配合有良好的对中性，选择齿轮轮彀与轴的配合为 H7/m6（直径为 60，处于 50-250 之间）；
20、同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为mmmmmm56919,半联轴器与轴的配合为H7/k6.滚动轴承与轴的配合为 m6 公差说明：k6 滚动轴承和联轴器与轴的周向定位是由过度配合来实现。由前面的轴的计算知：（1）45 的轴段与联轴器相连 对于 k6，根据查表 3-4 得：下偏差 ei=0 查 表3-2标 准 公 差 的 数 值 查 得：IT6=13m 所以：下偏差 es=ei+IT=0+13=+13m=+0.013mm （2）55的轴段与轴承相连选择 m6 根据表 3-4 得：下偏差 ei=+11m=+0.011mm 查 表3-2标 准 公 差 的 数 值 查 得：IT6=13m 所以：下偏差
21、 es=ei+IT=+11+13=+24m=+0.024mm （3）60的轴段与齿轮轮彀配合 同理可得：该处的轴的上下偏差为：+0.011mm、+0.024mm （6）确定轴上圆角和倒角尺寸。低速轴的参数值 表7.3 参轴的截面（mm）机械设计课程设计 18/39 低速轴的参数值 轴的参数 数符号 轴段长度 L 80 60 57 57 7 67 39 轴段直径 d 45 50 55 60 65 60 55 轴肩高度 h 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 4.轴的强度校核 1）齿轮上的作用力的大小 Ft=3728 N Fr=Ft=1357 N 利用受力平衡和弯矩平衡可列平衡方程如下
22、：0)(332121LFLLFFFFrr 得：F1=839 N F2=518 N 显然水平方向不收弯矩，下面计算垂直方向的弯矩：T=F1L2=51179 Nmm 3）画弯矩扭矩图：机械设计课程设计 19/39 载荷分布如下:低速轴上的载荷分布 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 0NHF Fnv1=839 N 机械设计课程设计 20/39 FNv2=518 N 弯矩 M 0NHM Mv=51179 Nmm 总弯矩 Mv=51179 Nmm 扭矩 T T=566630 Nmm 按弯扭校核轴的疲劳强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度。由计算公式得，
23、221IIcaMTW 式中：caC 截面的计算应力（MPa)折合系数，该低速轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故根 据文献 1 中 P290 应取折合系数0.6 W抗弯截面系数（mm3），根据文献 8 中 P142 知：mm.21600601.032d3VIV3NW=2339.3Pa 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，根据文献 1 表 12-1查得：MPa1801，因此1ca，故安全。机械设计课程设计 21/39 7.1.7.精确校核轴的疲劳强度 （1）判断危险截面。截面 A，II，III，B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最
24、小直径是按扭矩强度较为宽裕地确定的，所以截面 A，II，III，B 处均将无须校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 IV 和 V 处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面 C 上的应力最大。截面 V 的应力集中的影响和截面 IV 的相近，但截面 V 不受扭矩作用，同时轴颈也较大，故不必作强度校核。截面 C 上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合剂键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，截面 C 也不必校核。截面 VI 和 VII 显然更不必校核。由于机械设计手册可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面 IV 左右两侧即可。（2）截面 I
25、V 左侧，由公式知：抗弯截面系数 33316683551.00.1d Wmm 抗扭截面系数 3333275552.02.0mmdWt 截面 IV 左侧的弯矩 M 为：M=Mv=51179=31043Nmm 截面 IV 左侧的扭矩 M 为：T3=566630 Nmm 截面上的弯矩应力 =1.8 MPa 截面上的扭转切应力 =17 MPa 轴的材料为 45 号钢，调质处理。由表 12-1 查得：MPaTMPaMPaB155,270,64011 截面上由于轴肩而形成的有效应力集中系数KK 及，由机械设机械设计课程设计 22/39 计手册查取。因5.225560,031.0650.2rdDdr，经插值
26、后可查得;43.1,69.1KK 查得尺寸系数;78.0扭转尺寸系数74.0。轴按车削加工，查得表面质系数为,92.0轴未经表妹强化处理，即1q，则按式 2-19 得综合影响系数为 355.292.078.069.1)(KKD 1.292.074.043.1)(KKD 又由机械设计手册查得应力折合系数2.0,34.0 于是，计算安全系数caS，按式（12-6)-(12-8)则得 5.13.77.7237.7237.72/48.172.02/48.171.215523034.086.4355.2270221122SSSSSSKSKScamaDmaD 故可知安全。（3）截面 IV 右侧 由公式知：
27、抗弯截面系数 33321600601.01.0mmdW 抗弯截面系数 343200602.02.0mmdWT 弯矩 M 及弯矩应力为 M=Mv=51179=31043 Nmm 机械设计课程设计 23/39 =1.43 Mpa 扭矩3T及扭矩切应力为 T3=566630 Nmm =13.11 MPa 过盈配合处由手册查得过盈配合处的89.1,63.2KK;轴按车削加工，查得表面质量系数为92.0；尺寸系数78.0；扭转尺寸系数74.0。所以轴在截面 IV 右侧的安全系数为 故该轴在截面 IV 右侧的强度也是足够的。本题因无大的瞬间时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。中间轴的设计（
28、轴）轴端齿轮的分度圆直径 由前面的中高速级齿轮设计可知：小圆柱齿轮的分度圆直径：d1=76 mm 大圆锥齿轮的大端分度圆直径：d2=270 mm 轴的材料的选择 取轴的材料为 45 优质碳素结构钢，调质处理。机械设计课程设计 24/39 轴的最小直径 根据资料可初步估算轴的最小直径，3min0IIPdAn 式中：0A最小直径系数，由表 12-3 按 45 钢查得0112A 2P中间轴的功率（KW），由表 3-6 可知：P2=2.78 KW 2n中间轴的转速（r/min），由表 3-6 可知：n2=180 r/min 因此：dmin=A0=112=27.8 mm 轴的结构设计 拟定轴上零件的装配
29、方案 中间轴的装配方案如下图 7.6 所示：中间轴的结构与装配 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 输出轴的最小直径显然是安装滚动轴承处轴的直径IIId机械设计课程设计 25/39 和V VId。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用,由表 10-2可选 3 型圆锥滚子轴承。由表 13-1 中参照工作要求并根据dmin=27.8，由轴承产品目录中可初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30306，其基本尺寸资料如上表 7.5所示。由表可知该轴承的尺寸为，dDT=30故。d-=d-=30mm 为了使封油环可靠地夹紧圆柱齿轮和圆锥齿轮，与圆柱齿轮配合的轴-段应小于其齿宽2mm
30、，与圆锥齿轮配合的轴-段也应小于其轮毂2mm。故：L-=B-2=69-2=67mm 28mm2-302-轮毂LLVIV 由前面的低速轴设计知：低速轴的两轴承之间的长度57+57+7+67+39=227mm 而：L-+L-+L-=67+4+28=99mm 轴承的宽度为 20.75mm 则：L-=L-=227-99/2=64 mm 取 非 定 位 轴 肩1.5IIVhhmm，则d-=d-=30+2。应两齿轮都采用轴肩定位，故其中间应有一轴环，其轴肩高度 h=h=（0.07 0.1）d-=（0.07 0.1）取 h=h=2.5mm，则 轴 环 的 宽 度L-，故取4IIIIVlmm 至此，经过步骤基
31、本确定了轴的各段直径和长度，如上图 7.6 所示，并归纳为下表 7.7 所示，中间轴的参数值 参数名称 参数符号 轴的截面（mm）机械设计课程设计 26/39 轴段长度 l 64 67 4 28 64 轴段直径 d 30 33 37 33 30 轴肩高度 h 1.5 2.5 2.5 1.5 轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。由表 4-1 按 d-=33mm 查得圆柱齿轮与轴连接的平键截面87b hmmmm。键槽用键槽铣刀加工，长为40Lmm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故与圆柱齿轮配合的轴的直径尺寸公差为6k；查得圆锥齿轮与轴连接的平键截面 8
32、7b hmmmm，键槽用键槽铣刀加工，长为16Lmm，与圆锥齿轮配合的轴的直径尺寸公差也为6k。对于 k6，查表 3-4 得：下偏差 ei=0 查表 3-2 标准公差的数值查得：IT6=13m 所以：下偏差 es=ei+IT=0+13=+13m=+0.013mm 7.2.4.4 确定轴上圆角和倒角尺寸 由表 12-2 查得，取轴端倒角为2 45，各轴肩处的圆角半径见图 7.6。高速轴的设计（轴）轴端齿轮的分度圆直径 由上述前面的中高速级齿轮设计可知：小圆锥齿轮的大端分度圆直径：机械设计课程设计 27/39 轴的材料的选择 取轴的材料为 45 优质碳素结构钢，调质处理。轴的最小直径 根据下述计算
33、公式可初步估算轴的最小直径，03min00PdAn 式中：0A最小直径系数，根据文献 1 中表 12-3 按 45 钢查得0112A 0P高速轴的功率（KW），P=2.96kw 0n高速轴的转速（r/min），由表 5.1 可知：n0=710r/min 因此:dmin=A0=112=18 mm 输入轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径I IId与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。其计算公式为：0caATK T 式中：caT联轴器的计算转矩（N mm）AK工作情况系数，根据文献 1 中表 11-1 按转矩变化小查得，1.5AK 0T高速轴的转矩（N mm），由表 3-6 可知：
34、T0=39810 Nmm 因此：Tca=KAT0=1.5=59715 Nmm 按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003 查得(即上表），选用 HL1 型弹性柱销联轴器。由上表可知，选取半联轴器孔径mmd281，故取mmdIII28，半联轴器的长度mmL44，与轴配合的毂孔长度130Lmm。机械设计课程设计 28/39 轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案 满足半联轴器的轴向定位要求。-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径 mmdIIIII315.1228 式中：hII轴处轴肩的高度（mm），根据文献 1 中 P283 页的知识知：定位轴肩的高度 0.07
35、 0.10.07 0.1161.12 1.6I IIhdmmII，故 取1.5hmmII 左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径24Dmm挡圈。半联轴器与轴配合的毂孔的长度130Lmm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故-段的长度应比1L稍短一些，现取28IIIlmm。初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，由表 10-2 可选 3 型圆锥滚子轴承。根据文献 2 中表 13-1中参照工作要求并根据mmdIIIII31，由轴承产品目录中可初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 320/32，其基本尺寸资料如下表 7.5 所示 由已知可知该轴
36、承的尺寸为mmmmmmTDd175832，故mmddVIVIVIII32；而为了使滚子轴承被封油环和端盖可靠夹紧，与之配合的轴的长度要略小于轴承的宽度，因此去15IIIIVV VIllmm，此 时 便 确 定 了 处 的 轴 肩 高 度机械设计课程设计 29/39 mmddhIIIIIIVIIIIII5.0231322。为了加工的方便性，取与小圆锥齿轮配合的轴-段的直径与与-处相同，即mmddIIIVIIVI28则轴肩mmddhvVIIVIVIV2228322。两滚动轴承均采用轴肩进行轴向定位。有上表可知 320/32 型轴 承 的 定 位 轴 肩 高 度，取mmHhVIV4，则mmdVIV4
37、02432 取轴承端盖的总宽度为23bmm端盖。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离14lmm，故取37IIIIIlmm。取圆锥齿轮距箱体内壁之距离9amm，考虑到轴承采用脂润滑，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取7smm，已知滚动轴承宽度 T=17mm，根据上图 7.5 可取44CDlmm，47VI VIIlmm，又 因 为288BCCDllmm，取91BClmm。进而可以确定轴-段的长度。mmLLBCVIV79342291172112 故取mmLVIV79。至此，经过步骤基本确定了轴的各段直径和长度，各参数如下图所示：高速轴的
38、参数值 参数名称 参数符号 轴的截面（mm）轴段长度 l 28 37 15 79 15 47 轴段直径 d 28 31 32 40 32 28 机械设计课程设计 30/39 轴肩高度 h 1.5 0.5 4 4 2 轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。根据文献 1 中表 4-1 按16IV Vdmm查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面55b hmmmm，键槽用键槽铣刀加工，长为25Lmm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为76Hk；同样，按IIId查得联轴器与轴连接的平键截面55b hmmmm键槽用键槽铣刀加工，长为20Lmm；滚动
39、轴承和联轴器与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差均为 k6。公差说明：k6 滚动轴承和联轴器与轴的周向定位是由过度配合来实现。由前面的轴的计算知：（1）28 的轴段与联轴器相连 对于 k6，根据文献 4 查表 3-4 得：下偏差 ei=0 文献 4 查表 3-2 标准公差的数值查得：IT6=13m 所以：下偏差 es=ei+IT=0+13=+13m=+0.013mm （3）32的轴段与轴承相连 同理可得该轴段的上下偏差分别为：0 和+0.013mm 确定轴上圆角和倒角尺寸 根据文献 1 中表 12-2 查得，取轴端倒角为2 45，各轴肩处的圆角半径见高速轴的结构与装配图。
40、六轴承的寿命校核 为轴承的寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力也就越大，因而在发生点蚀破坏前经受的应力变化次数也就越少，亦即轴承的寿命越短。而低速轴的轴承所承受的载荷最大，故只需校核该轴的轴承的寿命。机械设计课程设计 31/39 低速轴齿轮的载荷计算 由之前的低速级齿轮设计可知：分度圆直径：d=304 mm 圆周力：Ft=3728N 径向力：Fr=1357N 轴向力：NFa0 轴承的径向载荷计算 低速轴上的深沟球轴承，其基本额定动载荷NCr71500，基本额定静载荷NCor44800。NFNFRR356,67821 轴承的当量动载荷计算 计算派生轴向力：NFFsA46111
41、NFFsA24222 初算当量动载荷rP 68.067846111RAFF;68.035624222RAFF 查表 10-5 深沟球轴承判断系数 e 的最大值为 0.44 所以：eFFRA，由此得：56.021 XX 6311 号轴承的相对轴向载荷11,01.044800461YCForA所以=2 同理可得：22Y NFYFXAR1302461267856.0P11111r NFYFXAR683242235656.0P22222r 计算轴承寿命 由条件知：轴的工作温度为常温，载荷较为平稳。机械设计课程设计 32/39 所以：由表 10-7，表 10-8 查得：.1,1ptff由上图知，6311
42、深沟球轴承的额定动载NCr71500.故：L10h1=1.42 h L10h1=9.4 h 所以该对轴承的寿命为 1.42 h 故轴承绝对安全。七键联接强度校核计算 高速轴上键的校核 联轴器与轴连接的平键：对于键Lhb5520mmmmmm，已知：T1=39.81N m h=5mm l=L-b=15mm d=28mm 于是得，=37.9 MPa=125MPa 故该键安全。齿轮轮毂与轴连接的平键：对于键5525mmmmmm，已知：T1=39.81N m h=5mm l=L-b=20mm d=28mm 于是得 =28.4MPa=125MPa 故该键安全。中间轴上键的校核 机械设计课程设计 33/39
43、 圆柱齿轮与轴连接的平键：对于键8740mmmmmm已知：T2=147.49Nm h=7mm l=L-b=40-8=32mm d=23mm 于是得 =57.2=125MPa 故该键安全。圆锥齿轮与轴连接的平键：对于键8716mmmmmm已知：T2=147.49Nm h=7mm l=L-b=16-8=8mm d=23mm 于是得 =108.7=125MPa 故该键安全。低速轴上键的校核 半联轴器上的键：561118Lhb 则：mmbLl381856 =48.4MPa=125MPa 故该键是安全。直 齿 圆 柱 齿 轮 上 的 键：56919Lhb 则：mmbLl371956 =60.7=125M
44、Pa 故：该键安全。八润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择 齿轮的滑方式及润滑剂的选择 齿轮润滑方式的选择 高速轴小圆锥齿轮的圆周速度：V1=2.58 m/s 机械设计课程设计 34/39 中间轴大圆锥齿轮和小圆柱齿轮的圆周速度：V2=2.58 m/s V3=0.72m/s 低速轴大圆柱齿轮的圆周速度：V4=0.71m/s 取smvvvvv/58.2,max4321,一般来说当齿轮的圆周速度2/vm s时，宜采用油润滑；当12/vm s时，应采用浸油润滑。故此减速器齿轮的润滑应将齿轮浸于油池中，当齿轮传动时，既将润滑油带到润滑处，同时也将油直接甩到箱体壁上利于散热。滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选
45、择 滚动轴承润滑方式的选择 高速轴轴承:d高 n1=32min/1025r 中间轴轴承：d中 n2=20 3.6min/1025r 低速轴轴承：d低 n3=55 2.5min/1025r 故三对轴承均应采用脂润滑。滚动轴承润滑剂的选择 滚动轴承润滑可选用滚珠轴承脂。密封方式的选择 滚动轴承的密封选择 滚动轴承与箱体外界用毡圈密封，与箱体内用封油环防止减速器内的油液飞溅到轴承内。箱体的密封选择 箱体部分面上应用水玻璃或密封胶密封。九减速器箱体结构尺寸 机械设计课程设计 35/39 名称 符号 结果 机座壁厚 10.0253a 8 机盖壁厚 10.023a 8 机座凸缘厚度 b=1.51 12 机
46、盖凸缘厚度 111.5b 12 机座凸底缘厚度 22.5b 20 地脚螺钉直径 fd=0.036a+12=19.2 M20 地脚螺钉数目 n 4 轴承旁连接螺栓直径 10.75fdd M16 机盖与机座连接螺栓直径 2(0.5 0.6)9.6 11.52fdd M10 联接螺栓 d2 的间距 l=150200 180 轴承端盖螺钉直径 3(0.4 0.5)7.68 9.6fdd M8 窥视孔盖螺钉直径 4(0.3 0.4)5.76 7.68fdd M8 定位销直径 2(0.7 0.8)7 8dd 8 df、d1、d2 到外机壁距离 C1(27,23,17)27,23,17 d1、d2 至凸缘边
47、缘距离 C2(21,15)21,15 轴承旁凸台半径 R1=C2(21,15)21,15 凸台高度 h=20mm 外机壁至轴承座端面距离 l1=C1+C2+（812）=4448 46 机械设计课程设计 36/39 大齿轮顶圆与内机壁距离 11.2 12 齿轮端面与内机壁距离 2 10 机盖、机座肋厚 m1 0.851，m2 0.85 7 轴承端盖外径 D2=1.25D+10 135,148,223 轴承端盖凸缘厚度 t=(11.2)d3 9 轴承旁联接螺栓距离 SD2 135,148,223 十设计小结 通过这次对圆锥圆柱二级减速器的设计，使我们真正的了解了机械设计的概念，在这次设计过程中，反
48、反复复的演算一方面不断的让我们接进正确，另一方面也在考验我们我们的耐心，思维的严密性和做研究的严谨性。我想这也是这次设计我们是哟应该达到的。这些让我感受颇深。通过三个星期的设计实践，我们真正感受到了设计过程的谨密性，为我们以后的工作打下了一定的基础。机械设计是机械这门学科的基础的基础，是一门综合性较强的技术课程，他融汇了多门学科中的许多知识，例如，机械设计，材料力学，工程力学，机械设计课程设计等，我们对先前学的和一些未知的知识都有了新的认识。也让我们认识到，自己还有好多东西还不知道，以后更要加深自己的知识内涵，同时，也非常感谢老师对我们悉心的指导，得已让我们能更好的设计。机械设计课程设计 37/39 十一.参考文献：1 刘扬、银金光.机械设计课程设计.北京交通大学出版社，2011.11 2银金光、刘扬.机械设计.第 1 版.清华大学出版社，2012.9