带式传动二级减速器设计说明书

计算及说明 1．课程设计任务书： 1.1 设计题目：设计用于带式运输机的传动装置； 1.2 设计的原始数据：第八组数据 运输带有效拉力F（N） 运输带速度V（m/s） 卷筒直径D（mm） 1.3 设计要求： 4100 0.7 330 结果 F=4100N V=0.7m/s D＝330m/s 工作与生产条件：两班制工作，常温下连续单向运转，空载起动， 载荷平稳，室内工作，环境有轻度粉尘，每年工作300天，减速 器设计寿命10年，电压为三相交流电（220V/380V）。 运输带允许速度误差：± 5％ 1.4 供参考的传动方案： 方案B1：要求传动系统中含有两级圆柱齿轮减速器； 方案B2：要求传动系统中含有两级圆柱齿轮减速器及带传动； 方案B3：要求传动系统中含有两级圆柱齿轮减速器及链传动； 方案B4（选做）：要求传动系统中含有单级蜗杆减速器； 方案B5（选做）：要求传动系统中含有单级圆锥齿轮减速器及开式 圆柱齿轮传动。 2．传动方案的分析和拟定： 2.1 方案拟定：方案B2 减速器：二级展开式圆柱齿轮减速器 传动方式：V带传动 2.2 方案分析： 由于所需的传动装置在有轻微粉尘的工作环境中长期单向运转， 而且要求载荷平稳，所以选择二级展开式圆柱齿轮减速器。 本传动机构的特点是：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称， 因此要求轴又较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样 轴在转矩的作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的变 计算及说明 形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。用于 载荷比较平稳的场合。两级齿轮应使用斜齿轮。 结果 使用V带传动，能缓冲工作时的轻微震动，符合该传动装置传动平 稳的要求，而且V带结构简单，价格便宜，能提高工作和生产效率。V 带应布置在减速器的输入端。 2.3 传动方案简图 3．电动机的选择： 3.1 电动机类型选择： 根据1)传动装置要求工作电压为三相交流电为220V/380V； 2）在有轻微粉尘的工作环境； 3）要长期运转，容易发热； 结果：选择Y系列的三相笼型异步交流电动机，采用全封闭自扇冷式结构，电压为380V。 该系列的电动机特点：结构简单、价格低廉、维护方便，广泛适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体无特 殊要求的机械。 3.2 电动机容量的选择： 3.2.1 工作机的有效效率（即其输出功率） Fv41000.7kw2.87kw Pw100010003.2.2 电动机所需效率： Pw2.87kw 计算及说明 结果 PdPwa 从电动机到工作机的输送总效率：a1233245 式中1、2、3、4、5分别为带传动的效率、滚动轴承传动效率（一 对）、闭式齿轮传动效率、联轴器效率、传动滚筒效率 按表2-3（《机械设计课程设计》），查得 1=0.96 2=0.99 3=0.97 4=0.96 50.96，所以 a=0.960.9930.9720.990.960.833 2.87Pdkw3.45kw a0.833由于电动机额定功率iz840略大于Pd，由表16-1中的Y系列电动机技术数据，查得电动机的额定功率Ped3.2.3 确定电动机转速和型号 滚筒轴工作转速： a=0.833 PwPd3.45kw 4kw Ped4kw nw601000v6010000.7r/min40.52r/min D3.14330nw40.52r/min 由于V带传动的传动比常用范围为id24，二级圆柱齿轮减速器 的常用传动比为iz840，所以，总传动比的范围为： iz16160 iid电动机转速可选范围为 ： i16160 nd8.1681.6r/min ndinw(16160）40.51=8.1681.6r/min 计算及说明 符合这一范围的同步转速有750、1000、1500、3000r/min. 通过查表16-1，查出4种适用的电动机型号，其各参数如下表 方电动机型额定功率（kw） 4 4 4 4 同步转速 (r/min) 750 100 1500 3000 满载转速 传动装置的（r/min） 总传动比 720 960 1440 20 17.77 23.70 35.55 71.34 结果 案 号 1 Y160M1-8 2 Y132M1-6 3 4 Y112M-4 Y112M-2 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量以及传动装置的总传动比来比较4个方案： 方案1：电动机转速低，外廓尺寸以及质量较大，价格较高，虽传动不大，但由于电动机转速低，导致传动装置尺寸较大。 方案4：电动机转速较大，但总传动比也较大，传动装置尺寸大 方案2和3较方案1和4适中，比较合适。但方案2比方案3更能使传动装置结构紧凑。 因此，选定电动机型号为Y132M1-6. 4．传动装置运动和动力参数的计算： 4.1 传动装置的总传动比和分配传动比： 电动机型号：Y132M1-6 nd1000r/minD38mmH132mm nm960r/min nm960==23.70 总传动比：ianw40.51由于iaia23.70 izi1，初选V带传动比id=3， id=3 所以减速器的传动比： 计算及说明 结果 izia23.70==7.9 id3iz=7.9 分配传动比：高速级齿轮 i1= 低速级齿轮 i2=1.4iz3.33 iz7.92.37 i13.33i1=3.33 i2=2.37 4.2 传动装置各轴的运动和动力参数： 4.2.1各轴的转速： 轴1（电机轴）：n1nm960r/min n1960r/minn2 n1960r/min320r/min 轴2（输入级）：n2id3n2320r/min96.1r/min 轴3（中间轴）：n3i13.33n396.1r/min40.55r/min 轴4（输出轴）：n4i22.37320r/minn3 96.1r/minn440.55r/minn540.55r/min n440.55r/min40.55r/min 轴5（滚筒轴）：n5it14.2.2 各轴的输入功率： 轴1（电机轴）：P1轴2（输入级）：P2 轴3（中间轴）：P3 轴4（输出轴）：P4轴5（滚筒轴）：P5 Pd3.45kw P13.450.96kw=3.31kw 1·P2·233.310.990.97kw=3.18kw P343.180.970.99kw=3.05kw 3·P4·453.050.990.99kw=2.99kw P13.45kw P23.31kw P33.18kw P4=3.05kw P52.99kw 计算及说明 4.2.3各轴的输入转矩 P3.45轴1（电机轴）：T1955019550Nm34.32Nm n1960结果 T134.32Nm 轴2（输入级）：T29550P23.319550Nm98.78Nm n2320P33.189550Nm316Nm n396.1T298.78Nm T3316NmT4=718.31Nm 轴3（中间轴）：T39550P3.05 轴4（输出轴）：T4955049550Nm718.31Nm n440.55 轴5（滚筒轴）：T59550P52.999550Nm704.18Nm n540.55T5704.18Nm 运动和动力参数的计算结果如下表 轴名 输入功率P（kw） 输入转矩T（N·m） 转速n（r/min） 1 2 3 4 5 5．带传动的设计： 5.1 带传动类型的选择 由于V带传动允许的传动比较大，结构紧凑，大多数V带已标准化，且普通V带用于载荷不大和带轮直径较小的场合，符合所要求的工作和生产的条件，所以选择普通V带为外传动零件。 5.2 V带带型的选择： 由于传动装置工作实行两班制，即每天工作16小时，且空载启动， 3.45 3.31 3.18 3.05 2.99 34.32 98.78 316 718.31 704.18 860 320 96.1 40.55 40.55 计算及说明 根据表8-7（《机械设计》），查得工作情况系数KA1.1 已知所需传递的额定功率，即电动机的额定功率P=4kw 结果 KA1.1 P4kw4.8kw 所求的计算功率 PcaKA·=1.2 已知小带轮转速,即电机轴的转速n1 根据图8-11，选取普通V带A带型 5.3 确定带轮的基准直径dd和验算带速v 5.3.1初选小带轮的基准直径dd1 根据表8-6，V带轮的最小基准直径为dd（1min) 根据表8-8，初选小带轮的基准直径dd15.3.2验算带速v 960r/min Pca4.8kw 普通V带A带型 dd（1min)75mm 75mm 100mm dd1100mmv 3.14100960v5.03m/s 符合5～25m/s带速 601000601000dd1·n15.3.3计算大带轮的基准直径dd2 由于带传动的常用传动比id2~4,取中间值id由式dd25.03m/s 3 8-8 id·dd13100mm300mm，并根据表圆整，得dd2315mm dd2315mm 5.4 确定中心距a,并选择V带的基准长度Ld 5.4.1 初定中心距a0 根据式0.7(dd1dd2)a0 290.5mma02(dd1dd2)，得 830mm 计算及说明 所以，a0初定为400mm 5.4.2 计算相应的带长Ld0 结果 a0=400mm Ld0(dd2dd1)22a0(dd1dd2) 24a03.14(315100)22400(100315)mm 24400Ld01481mm 1481mm 根据表8-2，选定Ld1400mm 5.4.3 计算中心距a及其变动范围 Ld1400mm aa0LdLd014001481400mm359.5mm 22a359.5mm 其变动范围 amin=a0 amax=a00.015Ld=338.5mm 0.03Ld=401.5mm 中心距变化范围338.5～401.5mm 5.5 验算小带轮上的包角1 57.33151001180(dd2dd1)18057.3145.7 1145.7 a359.5小带轮上包角1120，符合要求 5.6 确定带的根数z zPcaPca （1） Pr(P0P0)KaKL计算及说明 根据dd1100mm和n1960r/min，查表8-4a,得P00.95kw 根据n1960r/min，id3和A带型，查表8-4b,得P00.11kw 根据1145.7，查表8-5，得Ka0.91 根据Ld1400mm和A带型，查表8-2，得KL0.96 将所查参数代如式（1）中，求得z=4.75 圆整后，取z=5 5.7 确定带的初拉力F0 根据A带型，查表8-3，得q=0.1kg/m F0(min) 结果 z=5 (2.5Ka)Pca500qv2 KazvF0(min)169.3N (2.50.91)4.825000.15.03 0.9155.03 169.3N 5.8 计算压轴力Fp Fp(min)2F0(min)sin5.9 带轮设计 材料选用HT200 1145.725169.3sinN=1485N 22Fp(min)=1485N 结构形式：根据dd1100mm，小带轮采用实心式结构 dd2315mm，大带轮采用轮辐式结构 计算及说明 根据A带型，查表8-10，f=9mm,e=15mm, 根据带的根数，可求得带轮宽度：B=78mm 6．齿轮传动的设计： 6.1高速级齿轮设计： 6.1.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数、螺旋角 （1）根据所选的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动 （2）由于带式运输装置为一般的工作机器，传动功率不大，转速不高，故选用7级精度。 （3）材料选择，根据表10-1（《机械设计》） 小齿轮的材料为40Cr，调质处理，硬度为280HBS 大齿轮的材料为45号钢，调指出了，硬度为240HBS 两齿轮硬度差控制为40HBS 两齿轮均使用软齿面，因为是闭式传动，失效形式为点蚀 （4）齿数的初选 考虑传动的平稳性，齿数宜取多一些 结果 B=78mm i1243.3379.92 取z124，则z2z1 圆整后，取z280 （5）初选螺旋角为15 6.1.2按齿面接触强度设计 z124 z280 15 2KT1u1ZHZE 由设计计算公式进行试算，即 d1tduH3 2（1）确定公式内的各计算数值 计算及说明 1）试选载荷系数Kt=1.6 2）小齿轮传递的转矩 T1=98.78Nm=9.878104Nmm 3）根据齿轮的装置情况，由表10-7选取齿宽系数d4)根据螺旋角，由图10-30选取区域系数ZH2.435 5)根据齿数和螺旋角，由图10-26查得端面重合度10.78 结果 Kt=1.6 d1 ZH2.435 1 10.78 20.86 1. ZE1..8MPa1220.86，则120.780.861. 6)根据齿轮材料，由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE1..8MPa 7)根据齿轮的材料，由图10-21d，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限12 Hlim1600MPa Hlim2550MPa 8)计算应力循环系数 Hlim2550MPa N19.216108 N160n1jLh603201(2830010)9.216108 N19.216108N22.77108 i13.33 N22.77108 9)根据应力循环习俗，由图10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN11.015，KHN21.07，计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1 H1KHN11.015 KHN21.07 H1609MPa KHN1Hlim11.015600MPa609MPa S1H2588.5MPa H2KHN2Hlim21.07550MPa588.5MPa S1计算及说明 结果 HH1H22598.75MPa H  598.75MPa（2）设计计算 1)试算小齿轮分度圆直径d1t，代入上述系数，得 421.69.878103.3311.82.435d1t3mm53.053mm11.3.33598.752 d1t53.053mm 2)计算圆周速度v vd1tn16010003.1453.053320m/s0.0m/s 601000v0.0m/s 3)计算齿宽b及模数mnt b53.053mmmnt2.135mmh4.804mm d1t bd153.053mm53.053mm d1tcos53.0530.966mm2.135mm mntz124h2.25mnt2.252.135mm4.804mm b53.05311.044 h4.804 4)计算纵向重合度  b11.044 h 0.318dz1tan0.3181240.2682.045 2.045 5)计算载荷系数 根据圆周速度和齿轮精度，由图10-8查得动载荷系数Kv1 根据齿轮精度和经表面硬化，由表10-3查得齿间载荷分配系Kv1 KHaKFa1.2 KA1.05 KH1.4195 KHaKFa1.2 根据工作情况，由表10-2查得使用系数KA1.05 根据齿轮的布置方式，用插值法查表10-4，得KH1.4195 计算及说明 根据b/h值，由图10-13查得KF1.34 故载荷系数KKAKvKHaKH11.051.21.41951.79 6)按实际的载荷系数校正所的的分度圆直径 d1d1t3结果 KF1.34 K1.79 K1.7953.0533mm55.078mm Kt1.6d155.078mm 7)计算模数mn d1cos55.0780.966mmm2.22mm nz1246.1.3 按齿根弯曲强度设计 mn2.22mm 2KT1Ycos2YFaYSa 弯曲强度的设计公式：mn3dz1F (1)确定公式内的各计算数值 1)根据齿轮材料和热处理，由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa，大齿轮的弯曲强度极限FE2380MPa 2)根据齿轮工作应力循环次数，由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数FE1500MPa FE2380MPa KFN10.86，KFN20.88 3)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 KFN10.86 KFN20.88 S=1.4 F1KFN1FE10.86500MPa307.14MPa S1.4F1307.14MPa F2KFN2FE20.88380MPa238.86MPa S1.4F2238.86MPa K1.69 4)计算载荷系数K KvKFaKF11.051.21.341.69 KKA5)根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数Y0.87 6)计算当量齿数 Y0.87 计算及说明 zv1z12426.63 cos30.9663z28088.77 33cos0.966结果 zv126.63 zv288.77 zv27)查取齿形系数，由表10-5查得YFa12.587 YFa22.214 8)查取应力校正系数，由表10-5查得YSa11.598 YSa21.779 9)计算大小齿轮的YFa12.587 YFa22.214 YSa11.598 YSa21.779 YFaYSaF，并加以比较 YFa1YSa1F12.5871.5980.01346 307.14 YFa2YSa2F22.2141.7790.019 238.86 由此，可知大齿轮的数值较大 (2)设计计算 1.68mm对此计算结果，齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯 曲疲劳强度计算的模数，所以应取由弯曲疲劳强度计算出的模数。 取由弯曲疲劳强度计算出的模数1.68mm,并就近圆整为标准值 4221.699.878100.870.966mn30.019mm1.68mm mn12421.mn2mm mn2mm，按接触疲劳强度计算出的分度圆直径，取小齿轮分度 圆直径为d155.075mm 可算出小齿轮的齿数为z1d1cos55.0780.96626.599 mn2 z127 z290 圆整后，取小齿轮齿数为z127 取大齿轮的齿数为z2i1z13.3327.91 圆整后，取大齿轮齿数为z290 计算及说明 6.1.4几何尺寸计算 (1)计算中心距 a 结果 (z1z2)mn(2790)2mm121.13mm 2cos20.966a121mm 将中心距圆整为121mm (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 (zz)m(2790)2cos112ncos114.77 2a212114.77 因螺旋角值改变不大，故参数、K、ZH等不必修改 (3)计算大小齿轮的分度圆直径 z1mn272mm55.85mm d1cos0.966z2mn902dmm186.15mm 2cos0.966(4)计算齿轮宽度 d155.85mmd2186.15mm bdd1155.85mm55.85mm 圆整后，取大齿轮宽度B260mm，小齿轮宽度B165mm (5)齿轮结构设计 根据齿轮的分度圆直径，小齿轮d1160mm，为实心结构；大齿轮160mmd2500mm，为腹板式结构。 6.2 低速级齿轮设计： 6.2.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数、螺旋角 （1）根据所选的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动 （2）由于带式运输装置为一般的工作机器，传动功率不大，转速不高，故选用7级精度。 （3）材料选择，根据表10-1（《机械设计》） B260mm B165mm 计算及说明 小齿轮的材料为40Cr，调质处理，硬度为280HBS 大齿轮的材料为45号钢，调指出了，硬度为240HBS 两齿轮硬度差控制为40HBS 两齿轮均使用软齿面，因为是闭式传动，失效形式为点蚀 （4）齿数的初选 考虑传动的平稳性，齿数宜取多一些 结果 i1242.3756.88 取z124，则z2z1 圆整后，取z257 （5）初选螺旋角为15 6.2.2 按齿面接触强度设计 z124 z257 15 22KT1u1ZHZE由设计计算公式进行试算，即 d1t3duH（1）确定公式内的各计算数值 1)试选载荷系数Kt=1.6    Kt=1.6 m=3.16102)小齿轮传递的转矩 T2=316N5Nmm 3)根据齿轮的装置情况，由表10-7选取齿宽系数d1 d1 ZH2.435 4)根据螺旋角，由图10-30选取区域系数ZH2.435 5)根据齿数和螺旋角，由图10-26查得端面重合度10.78 10.78 20.85 20.85，则120.780.851.63 6)根据齿轮材料，由表10-6查得材料的弹性影响系数 1.63 计算及说明 结果 ZE1..8MPa12ZE1..8MPa 7)根据齿轮的材料，由图10-21d，按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa， 大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa 8)计算应力循环系数 N160n1jLh6096.11(2830010)2.7710 N12.77108N21.17108 i22.37812 Hlim1600MPa Hlim2550MPa N12.7710N21.171088 9)根据应力循环习俗，由图10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN11.07，KHN21.08，计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1 H1 H2KHN1Hlim11.07600MPa2MPa S1 KHN11.07 KHN21.08 H12MPa K1.08550HN2Hlim2MPa594MPa S1H2594MPa HH1H22618MPa H 618MPa (2)设计计算 1)试算小齿轮分度圆直径d1t，代入上述系数，得 521.63.16102.3711.82.435d1t3mm79.016mm 11.632.376182 d1t79.016mm 2)计算圆周速度v vd1tn16010003.1479.01696.1m/s0.3m/s 601000v0.3m/s 计算及说明 3)计算齿宽b及模数mnt b结果 79.016mmd1t bd179.016mm79.016mm d1tcos79.0160.966mm3.18mm mntz124 h2.25mntmnt3.18mm 2.253.18mm7.155mm h7.155mm b11.043 h b79.01611.043 h7.155 4)计算纵向重合度 tan0.3181240.2682.045 0.318dz15)计算载荷系数 根据圆周速度和齿轮精度，由图10-8查得动载荷系数Kv1.03 根据齿轮精度和经表面硬化，由表10-3查得齿间载荷分配系数2.045 Kv1.03 KFa1.2 KHaKFa1.2 根据工作情况，由表10-2查得使用系数KA1 根据齿轮的布置方式，用插值法查表10-4，得KH1.426 根据b/h值，由图10-13查得KF1.37 故载荷系数KKAKvKHaKH11.031.21.4261.76 6)按实际的载荷系数校正所的的分度圆直径 d1d1t3KHa1.2 KA1 KH1.426 KF1.37 K1.76 d181.567mm K1.7679.0163mm81.567mm Kt1.6 7)计算模数mn mnd1cos81.5670.966mm3.28mm z124mn3.28mm 6.2.3按齿根弯曲强度设计 计算及说明 结果 2KT1Ycos2YFaYSa弯曲强度的设计公式：mn3 dz1F(1)确定公式内的各计算数值 1)根据齿轮材料和热处理，由图10-20c查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa 大齿轮的弯曲强度极限FE2380MPa 2)根据齿轮工作应力循环次数，由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数FE1500MPa FE2380MPa KFN10.88 KFN10.88，KFN20.90 3)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 KFN20.90 K0.88500MPa314.29MPa F1FN1FE1S1.4F1314.29MPa F2K0.90380FN2FE2MPa244.29MPa S1.4F2244.29MPa 4)计算载荷系数K KKAKvKFaKF11.031.21.4261.69 5)根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数Y0.87 6)计算当量齿数 zv1z12426.63 cos30.9663z25763.25 33cos0.966K1.69 Y0.87 zv126.63 zv263.25 YFa12.587 YFa22.268 zv27)查取齿形系数，由表10-5查得YFa12.587 YFa22.268 8)查取应力校正系数，由表10-5查得YSa11.598 YSa21.733 9)计算大小齿轮的 YSa11.598 YSa21.733 YFaYSaF，并加以比较 计算及说明 YFa1YSa1结果 F12.5871.5980.01307 314.292.2681.7330.01609 244.29 YFa2YSa2F2由此，可知大齿轮的数值较大 (2)设计计算 3mn21.693.161050.870.9662 mn0.01609mm2.46mm 22.46mm1241.63对比计算结果，齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯 曲疲劳强度计算的模数，所以应取由弯曲疲劳强度计算出的模 数。 取由弯曲疲劳强度计算出的模数2.46mm,并就近圆整为标准值 mn3mm mn3mm，按接触疲劳强度计算出的分度圆直径，取小齿轮 分度圆直径为d181.567mm 可算出小齿轮的齿数为 dcos81.5670.966z1126.26 mn3圆整后，取小齿轮齿数为z126 取大齿轮的齿数为z2i2z12.372661.62 圆整后，取大齿轮齿数为z262 6.2.4几何尺寸计算 （1）计算中心距 z126 z262 (z1z2)mn(2663)3mm136.66mm a2cos20.966 将中心距圆整为137mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 a137mm 计算及说明 结果 cos1(z1z2)mn(2662)3cos115.53 2a213715.53 d180.96mmd2193.05mm因螺旋角值改变不大，故参数、K、ZH等不必修改 （3）计算大小齿轮的分度圆直径 d1z1mn263mm80.96mm cos0.966 z2mn623mm193.05mm d2cos0.966（4）计算齿轮宽度 d1180.96mm80.96mm bd圆整后，取大齿轮宽度B285mm，小齿轮宽度B190mm （5）齿轮结构设计 根据齿轮的分度圆直径，小齿轮d1B285mm B190mm 160mm，为实心结构；大 齿轮160mmd2500mm，为腹板式结构。 7．传动轴的设计与校核 7.1 输出轴的设计 7.1.1输出轴的功率、转速和转矩 n40.55r/min T3718.31Nm P33.05kw 37.1.2计算出作用在齿轮上的力 已知：低速级大齿轮的分度圆直径dd2193.05mm 压力角n20 低速级齿轮螺旋角15.53 圆周力：Ft2T32718.31N7441.7N dd2193.05Ft7441.7NFr2811.2N tann0.3FF7441.7N2811.2N 径向力：rtcos0.963 计算及说明 结果 tan7441.70.279N2068N 轴向力：FFt7.1.3初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45号钢，调质处理，由表15-3（《机械设计》）， 查得A0126103，取A0113 F2068N dminA03P33.051133mm47.7mm n340.55A0113 dmin47.7mm 输出轴最小直径与联轴器应相适应，故需先选取联轴器的型号 根据轴的工作情况，查表14-1，选取工作情况系数KA=1.5 KA=1.5 Tca1077.465Nmm1077.465Nm 联轴器的计算转矩TcaKAT31.5718.31N 按照计算转矩应小于联轴器公转转矩条件，查机械设计手册，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公转转矩为1250000N·m,半联轴器的孔径为d148mm，故取d1248mm；半联轴器长度 L=112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L184mm 7.1.4 轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 d1248mm 装配方案：齿轮、套筒、甩油环、左端轴承、轴承端盖依次从轴 的左端向右安装，套筒、甩油环、右端轴承、轴承端 盖依次从轴的右端向左安装。 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）满足联轴器轴向定位要求，1-2段左端需制一轴肩，故取2-3段 直径d2356mm，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直 径D=55mm。由于L184mm，故取1-2段长度略小于L1，取 l1282mm。 2）初步选择滚动轴承。由于轴受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。根据d2356mm，选取标准精度级的单列圆锥滚 d2356mm l1282mm d2356mm 计算及说明 子轴承32912，得其尺寸dDT60mm85mm17mm 故d34d7860mm。右端轴承左端采用套筒与轴肩定位，取轴肩的高度为3mm，故3-4段直径d4566mm。考虑箱体的铸造误差，取轴承距箱体内壁s=10mm。取箱体内壁距齿轮左侧或轴5-6段右端a=16mm,故3-4段的长度为 结果 圆锥滚子轴承32912 d34d7860mm d4566mm s=10mm a=16mm l34Tsa17101643mm 3）根据d7860mm，取安装齿轮的轴段6-7的直径d6768mm，齿轮左端与左端轴承间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂宽度B=85mm，为使套筒端面可压紧齿轮，取l6780mm，故7-8段的长度为 l3443mm d6768mm l6780mm l78Bl67Tsa858017101648mm。 齿轮的右端才用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,可取h=5mm,则5-6段直径为d5678mm，宽度应大于1.4h,故取l5640mm。 4）初取轴承端盖的宽度为20mm,根据轴承端盖的装拆与其他要求， 取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离l40mm，故 l2360mm。 5）取齿轮间的距离为c=20mm，已知滚动轴承宽度T17mm，高速级大齿轮宽度B=60mm,则 l45Bcasl56602016104066mm （3）轴上零件的周定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按安装齿轮段 轴径和长度，由表6-1查得平键截面为bh20mm12mm 键槽用键槽铣刀加工，长为70mm,同时为保证齿轮与轴有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的公差配合为H7/n6. l7848mm d5678mm l5640mm l40mm l2360mm l4566mm 计算及说明 半联轴器与轴的连接选用平键14mmx9mmx70mm,其配合为H7/k6 滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合保证，直径公差为m6 （4）确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端到角为C1，各轴肩处的圆角半径为R2. （5）该轴的概略图如下： 结果 7.1.5轴上的载荷计算 根据轴的结构和轴所受的力，作出下图 计算及说明 由上图可知，截面C是轴的危险截面，现将计算C截面的应力 载荷 支反力F（N） 水平面H 垂直面V 结果 FNH1=2124FNH25317.7FNV1=1610.5FNV21200.7MV2849.4弯矩M（N·mm） MH374886 MV1284253.3总弯矩(N·mm) 扭矩T(N·mm) M1470467.3 M2384324 T718310 7.1.6按弯扭合成应力校核轴的强度 对危险截面C进行强度校核，根据上表数据以及轴单向旋转， 扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力为 21222ca20.7MPaM(T3)470467.3(0.6718310) caMPa20.7MPaW0.1683 160MPa 前已选定轴的材料为45号钢，调质处理，由表15-1查得 160MPa，因ca1，故安全。 7.2 中间轴的设计 7.2.1中间轴的功率、转速和转矩 ca1 m P23.18kw n296.1r/min T2316N7.2.2计算出作用在齿轮上的力 已知：低速级小齿轮的分度圆直径dd180.96mm 高速级大齿轮的分度圆直径dg2186.15mm 压力角n20 高速级齿轮螺旋角14.77 圆周力：Ft17441.7N Ft2 Ft17441.7N Ft23395.1N 2T22316N3395.1N dg2186.15计算及说明 径向力：Fr12811.2N 结果 Fr12811.2N Fr21277.9N tann0.33395.1N1277.9N Fr2Ft2cos0.967 轴向力：F1 F22068N F12068N F25N Ft2tan3395.10.2N5N 7.2.3初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45号钢，调质处理，由表15-3（《机械设计》）， 查得A0126103，取A0113 dminA03P23.181133mm36.3mm n296.1dmin36.3mm 圆锥滚子轴承33008 7.2.4 轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 装配方案：低速级小齿轮、套筒、甩油环、左端轴承、轴承端盖依次从轴的左端向右安装，高速级大齿轮、套筒、甩油环、右端轴承、轴承端盖依次从轴的右端向左安装。 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）初步选择滚动轴承。由于轴受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。根据计算出的轴的最小直径,选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承33008，得其尺寸 dDT40mm68mm22mm 故d12d5640mm。 d12d5640mm 2）根据d12d5640mm，取轴肩高度h=4mm,故安装齿轮的轴段 2-3和4-5的直径为d2348mm，低速级小齿轮左端与左端轴d2348mm 承间、高速级大齿轮右端与右端轴承间都采用套筒定位。已知低 速级小齿轮的轮毂宽度B190mm，为使套筒端面可压紧齿轮，l2384mm 取l2384mm；已知高速级大齿轮的轮毂宽度B260mm 计算及说明 为使轴肩高度h>0.07d,可取h=5mm,则3-4段直径为结果 d3454mm d3454mm。 3）考虑箱体的铸造误差，取轴承距箱体内壁s=10mm。取箱体内壁 与低速级小齿轮左侧或高速级大齿轮右侧轴的距离为a=16mm,故 1-2段的长度为 l12B1l23Tsa908422101654mm 5-6段的长度为 l1254mm l56B2l45Tsa605722101651mm l5651mm 4）由输出轴的设计中，可得安装在轴上的轴承两内端面的距离为 L2a2sBl45l56216210856640mm243mm 为使中间轴与输出轴能在箱体中长度一致，故 l34L(2a2sB1B2)243(2162109060)mm41mm l3441mm （3）轴上零件的轴向定位 齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按2-3和4-5段轴径和长度，由表6-1查得两轴段分别采用的平键尺寸为 bhL14970mm bhL14950mm 键槽用键槽铣刀加工,为保证齿轮与轴有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的公差配合为H7/n6. 滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合保证，直径公差为m6 （4）确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端到角为C1，各轴肩处的圆角半径为R2. （5）该轴的概略图如下： 计算及说明 7.2.5轴上的载荷计算 根据轴的结构和轴所受的力，作出下图 结果 由上图可知，截面C是轴的危险截面，现将计算C截面的应力 载荷 支反力F（N） 水平面H 垂直面V FNH1=6397.8FNH24803.6FNV1=-2447.1FNV2776.1MV249282.4 弯矩M（N·mm） MH1502227.3MH2305028.6 MV1192097.3 总弯矩(N·mm) 扭矩T(N·mm) M1537711.5 M23084.1 T316000 7.2.6按弯扭合成应力校核轴的强度 对危险截面C进行强度校核，根据上表数据以及轴单向旋转， 计算及说明 扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力为 结果 M12(T)2537711.52(0.6316010)2caMPa52.5MPa W0.1483ca52.5MPa 前已选定轴的材料为45号钢，调质处理，由表15-1查得 160MPa，因ca1，故安全。 7.3 输入轴的设计 7.3.1输入轴的功率、转速和转矩 160MPa ca1 m P198.78N13.31kw n1320r/min T7.3.2 计算出作用在齿轮上的力 已知：高速级小齿轮的分度圆直径dg155.85mm 压力角n20 高速级齿轮螺旋角14.77 圆周力：Ft3395.1N 径向力：Fr2811.2N 轴向力：F5.1N 7.3.3初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为40Cr，调质处理，由表15-3（《机械设计》）， 查得A0126103，取A0113 Ft3395.1N Fr2811.2N F5.1N dminA03P3.3111133mm22.8mm n1320A0113 dmin22.8mm 7.3.4 轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 装配方案：套筒、甩油环、左端轴承、轴承端盖、带轮依次从轴的左端向右安装，套筒、甩油环、右端轴承、轴承端盖依次从轴的右端向左安装。 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 计算及说明 1）根据轴的最小直径，选定带轮的孔径d,故d1232mm。已结果 d1232mm 知带轮的轮毂宽度60mm,带轮的轮辐宽度为78mm,为了满足带轮 的轴向定位要求，1-2轴段右端需制一轴肩，取轴肩高h=2mm,d2336mm 故d2336mm，带轮的左端用轴挡圈定位，按轴端直径取挡圈 的直径为36mm,由于L=60mm，取轴段1-2长度应略小于L，故取 l1258mm。 2）初步选择滚动轴承。由于轴受径向力和轴向力，故选用单列圆l1258mm d2336mm 锥滚子轴承。根据轴段2-3的直径d2336mm,选取标准精度 级的单列圆锥滚子轴承33008，得其尺寸圆锥滚子轴承3300 dDT406822mm 故d3440mm。 左端轴承都用轴肩与套筒定位，取轴肩高h=5,故d4550mm 3）由于d4550mm与齿轮分度圆直径很相近，为了避免齿轮加工困难等问题和能保证齿轮承受较大的载荷，把该轴做成齿轮轴，轴的材料应跟齿轮一致选用40Cr。因有轴承用套筒定位，为了避免因套筒直径过大而影响齿轮的传动，在齿轮轴段左端制一小于齿轮轴齿轮分度圆直径的轴肩，取轴肩高度为h=3mm,长度为l=3,故d7846mm,l783mm。 4）初取轴承端盖的总宽度为20mm,根据轴承端盖的装拆与其他要求和考虑到带轮安装后会否与端盖干涉，故取端盖的外端面与带轮轮毂右端面肩的距离l=40mm，故l2360mm。 5）考虑箱体的铸造误差，取轴承距箱体内壁s=10mm。取箱体内壁与齿轮右侧或轴肩的距离为a=16mm,故3-4段的长度为 d3440mm d4550mm d7846mm l783mm l2360mm l34Tsa22101648mm， 8-9段的长度为 l3448mm 计算及说明 结果 l89Tsal78221016345mm l8945mm 6）为使输入轴与后两根轴能在箱体轴承间距离保持一致，并且各轴 段长度不会过长，故取l4570mm，l5656mm，两轴端间取一轴肩，并且不影响齿轮的传动，取轴肩高为3mm，故 l4570mm l5656mm d5644mm d5644mm （3）轴上零件的周向定位 带轮与轴的连接采用平键，根据表6-1，按安装带轮轴段直径，选取的平键尺寸为bhL10856mm （4）确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端到角为C1，各轴肩处的圆角半径为R2. （5）该轴的概略图如下： 7.3.5轴上的载荷计算 根据轴的结构和轴所受的力，作出下图 计算及说明 由上图可知，截面C是轴的危险截面，现将计算C截面的应力 载荷 支反力F（N） 水平面H 垂直面V 结果 FNH1=862.8FNH22674.7FNV1=1679.2FNV21509.7弯矩M（N·mm） MH160482 MV1153697.5MV2116624.9 MV390582总弯矩(N·mm) M1153697.5 M2184281.2 M3184281.2 扭矩T(N·mm) 由此可知危险截面在C处 7.3.6按弯扭合成应力校核轴的强度 T98780 对危险截面C进行强度校核，根据上表数据以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力为 2222M2(T)198383.1(0.698780)caMPa12.1MPa W0.155.853170MPa ca12.1MPa 前已选定轴的材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得 ca1 计算及说明 结果 170MPa，因ca1，故安全。 8．滚动轴承的设计与校核 前面在轴的设计中已初选了各轴的轴承，现对各轴的轴承进行校核，不符合要求的再从机械设计手册中查找同一孔径的轴承，更 换后再进行校核。 以下为各轴轴承校核计算 8.1 输出轴轴承 输出轴所选轴承为单列圆锥滚子轴承32912，从机械设计手册中查得相关的计算参数：Y=1.8，e=0.33,10,C=46kN 3Fae2068N 已知输出轴的转速n=40.55r/min,FaeFa2068N Fr1F2NH1Fr12665.5N Fr25451.6N Fd1740.4N Fd2=1514.3N Fa1=740.4N F2NV12665.5N Fr2FNH2FNV25451.6N 22 则，Fd1FFr1740.4N Fd2r21514.3N 2Y2Y 因 Fd1FaeFd2 Fa1Fd1740.4N Fa2FaeFd12808.4N F 又a10.28e 则X1=1，Y1=0 Fr1Fa22808.4N X1=1，Y1=0 X2=0.4，Y2=1.8 Fa20.52e 则X2=0.4，Y2=1.8 Fr2查表13-6，得fp1.01.2,取fp1.1 Fr1Y1Fa1)=2932.1N 根据式13-8a,得P1fp(X1 P2fp1.1 P12932.1N fp(X2Fr2Y2Fa2)=7959.3N 106C()=142386h 根据式13-5，得Lh60nP则该轴承寿命为约29.7年，符合设计要求 P27959.3N 寿命为约29.7年 计算及说明 8.2 中间轴轴承 结果 中间轴所选轴承为单列圆锥滚子轴承33008，从机械设计手册中 查得相关的计算参数：Y=2.1，e=0.28,10,C=60.2kN 3 已知输出轴的转速n=96.1r/min,FaeFa1Fa21274.2N Fr1FNH12FNV126849.8NFr2FNH22FNV224865.9N 则，Fd1Fae1274.2N Fr16849.8N Fr24865.9N Fd1=1630.9N Fd21158.5N Fa12432.7N Fa21158.4N X1=0.4，Y1=2.1 X2=1， Y2=0 FFr11630.9N Fd2r21158.5N 2Y2Y 因 Fd1Fae+Fd2 Fa1FaeFd22432.7N Fa2Fd21158.4N Fa10.36>e 则X1=0.4，Y1=2.1 又Fr1Fa20.24e Fr2 则X2=1， Y2=0 查表13-6，得fp1.01.2,取fp1.1 fp1.1 P18633.4N Fr1Y1Fa1)=8633.4N 根据式13-8a,得P1fp(X1 P2fp(X2Fr2Y2Fa2)=5352.5N P25352.5N 寿命为约23.4年 106C()=112333h 根据式13-5，得Lh60nP则该轴承寿命为约23.4年，符合设计要求 8.3 输入轴轴承 输入轴所选轴承为单列圆锥滚子轴承33008，从机械设计手册中 查得相关的计算参数：Y=2.1，e=0.28,10,C=60.2kN 3Fae5.1N 已知输出轴的转速n=320r/min,FaeFa5.1N Fr1FNH12FNV121887.9N Fr2FNH22FNV223071.4N Fr11887.9N Fr23071.4N 计算及说明 则，Fd1FFr1449.5N Fd2r2731.3N 2Y2Y结果 Fd1=449.5N Fd2731.3N 因 Fd1Fae+Fd2 Fa1FaeFd21663.9N Fa2Fd2731.3N 又Fa11663.9N Fa2731.3N X1=0.4，Y1=2.1 X2=1， Y2=0 Fa10.88>e 则X1=0.4，Y1=2.1 Fr1 Fa20.24e 则X2=1， Y2=0 Fr2查表13-6，得fp1.01.2,取fp1.1 fp1.1 Fr1Y1Fa1)=4674.3N 根据式13-8a,得P1fp(X1Fr2Y2Fa2)=3378.5N P2fp(X2106C()=260794.5h 根据式13-5，得Lh60nP则该轴承寿命为约50.3年，符合设计要求 9．键联接的设计与校核 一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接，由于齿轮不在轴端，故选用回头普通平键（A型），而联轴器与轴端选用单回头平键（C型），键、轴和轮毂材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力p100120Mpa，取p110Mpa 以下为各轴键联接校核计算 9.1输出轴键联接 9.1.1轴与联轴器联接，键尺寸为bhL201270mm 键的工作长度lP14674.3N P23378.5N 寿命为约50.3年 p110Mpa Lb702050mm 0.5h6mm 键与轮毂键槽的接触高度k 计算及说明 结果 2T1035.63Mpa 由式6-1可得pkld 因pp，满足强度要求 故选用键标记为：键C20×70 GB/T1096-2003 9.1.2轴与低速级大齿轮联接，键尺寸为bhL14970mm 键的工作长度lp5.63Mpa Lb701456mm 0.5h4.5mm 键与轮毂键槽的接触高度k2T10314.75Mpa 由式6-1可得pkld 因pp，满足强度要求 故选用键标记为：键C14×70 GB/T1096-2003 9.2 中间轴键联接 p=14.75Mpa 9.2.1轴与低速级小齿轮联接，键尺寸为bhL14970mm 键的工作长度lLb701456mm 键与轮毂键槽的接触高度k 0.5h4.5mm 2T10315.Mpa 由式6-1可得pkld 因pp，满足强度要求 故选用键标记为：键C14×70 GB/T1096-2003 9.2.2 轴与高速级大齿轮联接，键尺寸为bhL14950mm 键的工作长度lLb501436mm 键与轮毂键槽的接触高度kp15.Mpa 0.5h4.5mm 2T10324.7Mpa 由式6-1可得pkld p24.7Mpa 计算及说明 因pp，满足强度要求 故选用键标记为：键C14×50 GB/T1096-2003 9.3 输入轴键联接 9.3.1 轴与带轮的联接，键尺寸为bhL10856mm 键的工作长度l 结果 Lb561046mm 0.5h4mm 键与轮毂键槽的接触高度k3 由式6-1可得p2T10108.7Mpa kldp108.7Mpa 因pp，满足强度要求 故选用键标记为：键C10×56 GB/T1096-2003 10．箱体结构设计 尺寸如下表（低速级中心距a137mm 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱座凸缘厚度 箱盖凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺栓直径 地脚螺栓数目 轴承旁联接螺栓直径 箱盖与箱座联接螺栓直径 联接螺栓的间距 符号 计算关系 0.025a38 尺寸（mm） 10 8 15 12 25 20 4(个) 16 10  1 b b1 1(0.80.85)8 b1.5 b11.51 b22.5 b2 df n df0.036a12 a<250 d1 d2 l d10.75df d2=（0.5～0.6）df 100～150 120 计算及说明 轴承端盖螺钉直径 检查孔盖螺钉直径 定位销直径 结果 8 6 8 26 22 16 d3 d4 d d3=（0.4～0.5）df d4=（0.3～0.4）df d=（0.7～0.8）d2 df、d1、d2至外箱壁距离 c1 查《机械设计课程设计》 df、d1、d2至凸缘边缘距离 对应df、d1、d2沉头座直径 轴承旁凸台半径 外箱壁至轴承座端面距离 大齿轮齿顶圆与内箱壁距离 齿轮端面与内箱壁距离 箱盖、箱座肋板厚 c2 同上 24 20 14 D 同上 44 36 24 R1 l1 R1C2 l1C1C2(5~8) 20 50 1 11.5 10 2 2 16 m1、m m10.851m0.85 7 8.5 11．润滑与密封设计 11.1齿轮润滑 由于两级大齿轮的直径相差不大，且传动速度不大，所以齿轮转动采用浸泡有的润滑方式。根据《机械设计基础课程设计》，低速级大齿轮的圆周速度v<0.5～0.8m/s时，浸泡油深度h<(1/6～1/3)齿轮半径，即h<32～mm,又高速级大齿轮浸泡油深度约0.7个齿高，故取浸泡油深度为50mm。由表10-12查得齿轮传动润滑 计算及说明 油粘度荐用值为v/cSt118，由表10-11查得选用中负荷工业 齿 轮油（GB 5903-1995）150牌号润滑油。 11.2轴承润滑 由于滚动轴承的速度较低，故可选用脂润滑，另外为防止箱体内的油侵入轴承与润滑脂混合，是润滑脂流失，故应在箱体内侧装甩油环。由表13-10查得圆锥滚子轴承脂润滑dn105mmr/min，因此采用脂润滑，润滑脂选用滚珠轴承脂（SH/T 0386-1992）,代号为ZGN69-2,该润滑脂的滴点为120℃。每年定期添加润滑脂，装脂量为轴承内部空间容积的11.3密封方式 为了保证箱盖与箱座座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为6.3，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，并匀均布置，保证部分面处的密封性。箱体各剖面可是用密封油漆，防止漏油 输入轴和输出轴的透时齿轮端盖处应采用毡圈密封，根据毡圈所在轴端直径选择。 12．减速器附件设计 12.1吊耳和吊钩 为方便减速器的搬运，在机座机盖上直接加工吊耳环和吊钩。吊钩直接在机体上铸造，而吊耳环在机体上铸造相应的结构上打孔完成。 12.2油表 选用应用广泛的油尺，d为M12，由于低速级大齿轮较小，油面距箱盖凸缘比较近，为防止加工、装配和使用不便，将油尺以较小的角度(30)安装在箱座上。 12.3放油螺塞 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一 12~。 33结果 计算及说明 侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸 起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 12.4定位销 为保证减速箱机座和机盖加工装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一定位销。由于减速箱不经常拆装，而且考虑加工简易，选用圆柱销作为定位销。 12.5启盖螺钉 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. 12.6通气器 由于减速器运转时，箱体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡. 因为工作环境有轻度粉尘，为避免减速箱停机时吸入粉尘，使用带有过滤网的通气器，选用M36型。 12.7 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，盖板与箱体连接表面用垫片加强密封，用M6螺钉连接，应在箱盖上加工螺纹。 结果 目录

1．课程设计任务书