机械设计课程设计说明书(一级减速器)
机电工程学院
课程设计
题目：带式运输机传动装置设计专业：机械设计制造及其自动化年级：
学号：
姓名：
指导教师：
日期： 2016年5月
目录
一 、设计任务书 0
1.1 工作条件与技术要求 ............................................................. 0 1.2 设计内容 ....................................................................... 0 2. 带式运输机数据 .................................................................. 0 二、传动方案的拟定 ..................................................................... 0 三 、选择电动机 0
1.电动机类型的选择 ................................................................. 0 2.电动机功率选择 ................................................................... 1 四、计算总传动比及分配各级的传动比 ..................................................... 2 1.计算总传动比 i (2)
2.分配各级传动比 ................................................................... 2 3.计算传动装置的运动参数和动力参数 ................................................. 2 五、传动零件的设计计算 .. (3)
1.带传动的设计计算 ................................................................. 3 2.确定带轮的基准直径d d 并验算带速带v .. (3)
3.确定中心距a 并选择V 带的基准长度d L .............................................. 3 4.确定带的根数z ................................................................... 4 5.确定单根V 带的初拉力0F .......................................................... 4 6.V 带轮的设计计算 ................................................................. 5 7.V 带轮轮槽的选择 ................................................................. 5 六、齿轮设计 (6)
1.选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数 ............................................... 6 2.按齿面接触疲劳强度设计 ........................................................... 6 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 ........................................................... 7 4.几何尺寸计算 ..................................................................... 9 5.圆整中心距后的校核 ............................................................... 9 6.主要设计结论 ..................................................................... 9 七、轴的设计计算 ....................................................................... 9 (一)大齿轮轴 .. (9)
1.选择轴的材料 .................................................................... 10 2.初步确定轴的最小直径 ............................................................ 10 3.轴的结构设计 .................................................................... 10 4.轴上零件的周向定位 .. (11)
5.求轴上的载荷 ................................................................... 11 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 ...................................................... 12 （二）小齿轮轴 (12)
1.选择轴的材料 .................................................................... 12 2.估算最小直径 .................................................................... 12 4.轴上的工艺设计 .................................................................. 13 5.根据轴的结构初步选择轴承和键的类型 .............................................. 13 6.求轴上的载荷机危险截面的扭矩 .................................................... 13 7.按弯扭合成应力校核轴的强度 ...................................................... 13 八、滚动轴承的选择及校核计算 .......................................................... 14 九、箱体结构的设计 .. (15)
1.机体有足够的刚度 ................................................................ 16 2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热 ................................................ 16 3.机体结构有良好的工艺性 . (16)
4.附件设计 (16)
5.减速器箱体结构尺寸 (17)
十、键连接的选择及计算 (17)
1.选择键连接的类型和尺寸 (17)
2.校核键连接的强度 (18)
十一、联轴器的选择 (18)
1.类型选择 (18)
2.载荷计算 (18)
3.选取联轴器 (18)
十二、润滑与密封 (18)
1．齿轮的润滑 (18)
2．滚动轴承的润滑 (18)
3．密封方法的选取 (18)
十三、参考文献 (19)
十四、总结 (19)
十五、课程设计指导教师评审标准及成绩评定 (20)
一、设计任务书
1.1 工作条件与技术要求：
①工作条件：用于锅炉房运煤，三班制工作，每班工作四小时，空载启动，单向、连续运转，载荷平稳；工作期限为十年，每年工作300天；检修期间隔为三年。
②工作环境：室内，高温，多粉尘。
③制造条件：小批量生产，无铸造设备。
1.2 设计内容
（1）选择电动机型号；
（2）确定带传动的主要参数及尺寸；
（3）设计减速器；
（4）选择联轴器；
（5）减速器装配图一张；
（6）零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；
（7）设计说明书一份。
2. 带式运输机数据：
运输带工作拉力F=1.15KN ；
运输带工作速度v= 1.55m/s ；
运输带滚筒直径D=300mm ；
滚筒轮中心高度H=300mm 。
(附：运输带绕过滚筒的损失通过效率计算，取效率η=0.97)
二、传动方案的拟定
输送机由电动机驱动，电动机通过皮带将带动减速器输入轴，再经输出轴传出，传出动力经联轴器传至滚筒，带动运输机皮带运转。在这里，减速器选择一级斜齿圆柱齿轮减速器，皮带选用V带。
三、选择电动机
1.电动机类型的选择：Y系列三相异步笼型电动机
Y系列三相异步电动机适用于电压为380V、无特殊要求的机械上，如机床、泵、风机、搅拌机、农业机械等。该电动机装于运输机上用于锅炉房运煤，要求连续运转，载荷平稳。所以电机选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。
2.电动机功率选择： （1）传动装置的总效率：
查《机械设计课程设计指导书》表9.1知：η带=0.96， η轴承=0.99，η齿轮 =0.97，η联轴器 =0.99，η 滚筒 =0.96 η总 =η带×η3轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒 =0.96×0.993×0.97×0.99×0.96=0.859 (2) 电机所需的工作功率：
(3) 已知工作机上作用力F(N)和线速度v(m/s)时：
Pd=F ·V /（1000η总）（kw ）
运行速度：v=1.55m/s 运行阻力：F=1150N
所需的电动机工作功率:
Pd=F ·V /（1000η总）=0.859
1000/55.1N 1150??s
m =2.08kw
所选电动机额定功率P ≥Pd (4)确定电动机的同步转速
计算电动机转速的可选范围：
w w d n i i n i n )''('21==∑
其中滚筒转速：n D
v
w π100060?=
，单位r/min ,v=1.55m/s 为输送带的运速度 ，D=300mm 为滚筒直径。则：滚筒的转速n w ≈ 98.68r/min 。 ∑
'i 为传动装置总传动比的合理范围，1i '、2i '分别为皮带传动和一级圆柱齿轮减速器传动的传动比合理范围。
5~21
='i ，6~32='i ， 30~621=''='∑
i i i m in /)2960~592(m in /68.9830~6'd r r n i n w =?==∑）（
符合这一范围的同步转速有750r/min ，1000r/min ，1500r/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，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min 的电动机。
根据电动机类型、容量和转速，查《机械设计课程设计指导书》表14.1选定电动机型 电动机型号 额定功率 /kW 满载转速 /(r/min)
额定转矩起动转矩
额定转矩最大转矩
Y112M-6 2.2 940 2.0 2.0
四、计算总传动比及分配各级的传动比
1.计算总传动比∑i 为
526.968
.98940===
∑w m n n i 2.分配各级传动比
21i i i =∑
式中：1i ——V 带传动传动比，为使各传动件尺寸协调，结构匀称合理，传动比在荐用值范
围内，取1i =2；
2i ——斜齿圆柱齿轮单级减速器传动比，传动比范围6~32
≤i 。
763.42
526.912===
∑i i i 3.计算传动装置的运动参数和动力参数
把减速器的输入轴称为Ⅰ轴，减速器输出轴称为Ⅱ轴，滚筒轴称为Ⅲ轴。 （1）各轴的转速
Ⅰ轴 min /4702min
/9401I r r i n n m ==
= Ⅱ轴 min /68.98763
.4min
/4702r r i n n I II ==
= Ⅲ轴 min /68.98r n n II w == （2）各轴的输入功率
Ⅰ轴 kW kW P P d I 296.008.2=?==带η
Ⅱ轴 kW kW P P I II 92.197.099.02=??==轴承齿轮ηη Ⅲ轴 kW kW P P II III 86.198.099.092.1=??==联轴器轴承ηη （3）各轴的输入转矩 电动机输出转矩d T
mm N r kW n P T m d d ??=??=?=466
1011.2min
/94008.21055.91055.9 Ⅰ轴 mm N mm N i T T d I ??=???==411006.4296.09.21131带η
Ⅱ轴 mm N mm N i T T I II ??=????==5210857.1763.497.099.028.40573齿轮轴承ηη Ⅲ轴 mm N mm N T T II III ??=???==5108.198.099.07.185700联轴器齿轮ηη （4
五、传动零件的设计计算
1.带传动的设计计算 （1）选择V 带的带型
确定计算功率 Pca ： 根据《机械设计基础》表8-8查得工作情况系数K A =1.0，故: 计算
功率 P K P A ca ==1.1?2.2kW=2.42kW 。
（2）小带轮转速
小带轮转速m in /9401r n =。 （3）V 带带型的确定
根据m in /940,42.21ca r n kw P ==由《机械设计》图8-11选取普通V 带的带型为A 型。
2.确定带轮的基准直径d d 并验算带速带v （1）初选小带轮的基准直径1d d
根据V 带的带型，参考《机械设计》表8-7和表8-9确定小带轮的基准直径1d d ，取小带轮的基准直径1d d =112mm 。
（2）验算带速带v
s m r mm n d v d /51.51000
60min
/9401121000
601
1=???=
?=
ππ带
因为s m v s m /30/5<<带，故带速合适。 （3）计算大带轮的基准直径2d d
2d d =11i d d
式中： 1d d ——小带轮基准直径，1d d =112mm 。
1i ——带传动传动比，21=i 。
则： mm mm d 2241122d 2=?=。查《机械设计》表8-9，取标准值mm 224d 2=d
3.确定中心距a 并选择V 带的基准长度d L
（1）初定中心距0a
)(27.021021d d d d d d a d d +≤≤+）（
则： )224112(2224112m m 7.00mm mm a mm +≤≤+）（
mm a mm 6722350≤≤
由于该运输机工作期限为十年，每年工作300天，检修期间隔为三年。因此，中心距选择大一点，可以增加带轮的包角，减少单位时间内带的循环次数，有利于提高带的寿命。初定中心距0a =450mm 。
（2）计算带长0d L
2
1221004)()(22a d d d d a L d d d d d -+++≈π
mm
mm mm mm mm mm 4504)112224()224112(245022
?-+++?=π
mm 8.1434≈
带的基准长度d L 根据0d L 由《机械设计》表8-2选取，得d L =1430mm ，带长修正系数
L K =0.96。
（3）计算实际中心距a
2
0d d L L a a -+
≈ 2
8.14341430450mm
mm mm -+
=
mm 6.447= 中心距的变动范围：
???≈?+=+=≈?-=-=mm mm mm L a a mm mm mm L a a d d 5.490143003.06.44703.02.4261430015.06.447015.0max
min 中心距的变动范围为426.2~490.5mm 。
（4）验算小带轮上的包角1α
??≥?
--≈1203.57180121a
d d d d ）
（α mm
mm mm 6.4473.57112224180?
--=?）
（ ?≥≈?1207.165 4.确定带的根数z
L
A r ca K K P P P K P P z α)(00?+==
式中：A K ——工作情况系数，查《机械设计》表8-8得A K =1.1；
P ——所需传递的功率，电动机的额定功率P =2.2kW ； 0P ——单根V 带的基本额定功率，查《机械设计》表8-4，用差值法求得0P =1.14kW ；
0P ?——当传动比不等于1时，单根V 带额定功率的增量，查《机械设计》表8-5，
用差值法求得0P ?=0.109kW ；
αK ——当包角不等于?180时的修正系数，查《机械设计》表8-6得αK =0.96； L K ——当带长不等于实验规定的特定长时的修正系数，查《机械设计》表8-2得L K =0.96；
则：96
.096.0)109.014.1(2.21.1?+?=kW kW kW
z
1.2= 所以，带的根数为3根。
5.确定单根V 带的初拉力0F
查《机械设计》表8-3得A 型带的单位长度质量q =0.105kg/m 。
2
ca 0-5.2500
带带
）（qv zv K P K F +=αα s m m kg s
m /51.5/105.0/51.5396.0kW
42.296.05.25002?+??-?
=）（ =120.6N
计算带传动的的轴压力p F ：
2
sin
21
0αzF F p =
式中： z ——皮带根数，z=3；
0F ——带的初拉力，0F =120.6N ； 1α——小带轮的包角，1α=?7.165。
则：2
7.165sin 6.12032p ?
???=N F
=718N 6.V 带轮的设计计算 （1）带轮材料的选择
查《机械设计实用手册》表2-1-35选择带轮的材料为HT150 （2）带轮结构的选择
已知：①所选电动机的型号为Y112M-6，查《机械设计课程设计指导书》表14.2得电动机轴的直径为d =28mm 。
②主动带轮（小带轮）的基准直径1d d =112mm ，从动带轮的基准直径2d d =224mm 。
查《机械设计实用手册》表8-1-21，主动带轮选取实心式结构，如《机械设计》图8-14（a ）所示，从动带轮选取四孔板轮式结构，如《机械设计》图8-14(c)所示。 主动带轮：已知轴的直径mm d 25=（由下文可知），m m )50~45()2~8.1(1==d d ，取mm d 501=。
从动带轮：同理可得m m )50~45()2~8.1(1==d d ，取mm d 501=；
mm d L )50~5.37()2~5.1(==，取L =50mm 。 （3）V 带轮轮槽的选择
查《机械设计》表8-11可得V 带轮的轮槽截面尺寸如下：d b =11.0mm ，min h a =2.75mm ，min h f =8.7mm ，e =15±0.3mm ，
min f =9mm ，主动带轮?=341?，从动带轮?=382?。
（4）V 带轮的技术要求
①铸造、焊接或烧结的带轮在在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有砂眼、裂缝、缩孔及气泡；
②铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；
③转速低于极限转速的带轮要做静平衡，反之要做动平衡。 综上所述，主要设计结论为：
选用A 型普通V 带3根，带基准长度d L =1430mm 。带轮基准直径1d d =112mm ，2d d =224mm ，中心距a 控制在426.2~490.5mm 。单根V 带初拉力6.1200=F N ，压轴力p F =718N 。
7.V 带轮轮槽的选择
查《机械设计》表8-11可得V 带轮的轮槽截面尺寸如下：d b =11.0mm ，min h a =2.75mm ，min h f =8.7mm ，e =15±0.3mm ，min f =9mm ，主动带轮1?=34°，从动带轮2?=38°。
图6-1 V 带轮轮槽图
六、齿轮设计
1.选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数
（1）根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角取20°，螺旋升角14°； （2）带式传送机为一般工作机器，故查《机械设计》表10-6选用7级的精度； （3）材料选择：
查表10-1得小齿轮选用40Cr （调质），齿面硬度为280HBS ，大齿轮选用45钢（调 质）齿面硬度为240HBS ；
（4）选小齿轮的齿数241=z ，则大齿轮的齿数为312.114763.42412=×== uz z ，取1152=z 。 2.按齿面接触疲劳强度设计 （1）小齿轮的分度圆直径为
(
[])3
211Z 12H εE H d Ht t σZ Z Z u
u T K d β
φ?+?≥
1）确定公式中的各参数值
① 试选载荷系数3.1t =H K ② 计算小齿轮的传递转矩为
mm 10064.4470
2
1055.91055.946161??=?
?=?=N n P T 。 ③ 查表10-7可得，选用齿宽系数1=d Φ ④ 查图10-20查得区域系数432.Z H =
⑤ 查表10-5查材料的弹性影响系数为218189MPa .Z E = ⑥ 由式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数εZ
5622014cos 20tan arctan cos tan arctan .)/(β)/α(αn t =??==°
[]
[]974.2914cos 224562.20cos 24arccos cos 2cos arccos n 111=?+??=+=)/()h α/(z z α*
a at β° [][]963.2214cos 2115562.20cos 115arccos cos 2cos arccos
n
22
2
=?+??=+=)/()h α/(z z α*a at β° [] 1.662/)tan (tan )tan (tan z '
22'11=-+-=πααααεαt a t
at z
905.1/)14tan(24/tan 1d =??==ππβφεβz 重合度系数66.0134=+--=
α
ββα
εεεεε）（Z ⑦ 由式10-23可得螺旋角系数985.041cos
cos =?==ββZ ⑧ 计算基础许用应力[]H σ
由图10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：
MPa H 6001lim =σ、MPa H 5502lim =σ
91110015.1)1030043(14706060?=??????==h jL n N 891210119.2)24/115(10015.1u ?=?==N N 由图10-23查疲劳寿命系数90.01=HN K 、95.02=HN K ； 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-14得
[]MPa S K HN H 5401
60090.01lim 11=?==σσ
[]MPa S K HN H 5.5221
550
95.02lim 22=?==
σσ [][]Mpa 5.5222==H H σσ
2）试算小齿轮分度圆直径
[]3
2
1112)σZ Z Z Z (u
u T K d H εE H d Ht t βφ?+?≥ =32
4
5
.522985.066.08.18943.224/115124/115110064.43.12）（）（）（????+????
= 34.776 mm
（2）调整小齿轮分度圆直径
1) 圆周速度v ：m/s .πn πd v 85601000
60470
776.3410006011=???=?=
齿宽b 1：mm d b t d 776.3411==φ 2) 计算实际载荷系数H K
由表10-2查得使用系数1=A K 由图10-8查得动载系数02.1=V K F t1=2T1/d 1t
K A F t1/b 1=2T1/d 1t /b 1=2410064.4??/34.776/34.776=67.208<100N/mm
由表10-3得齿间载荷分配系数4.1=αH K 由表10-4用插值法查得309.1=βH K
则载荷系数为：8692.1309.14.102.1=??==βαH H V A H K K K K K 3) 由式10-12，按实际载荷系数算得的分度圆直径
mm K K d d H H t 025.393.18692
.1776.3433t 11=?==
相应的齿轮模数406.124/14cos 776.34/cos m 11n =??=≥z d β
3.按齿根弯曲疲劳强度设计
（1）试算齿轮模数，即
[]
3
2
1
21nt )(
2m F Sa
Fa d Ft Y Y Z COS Y T K σφβ
ε?≥
① 试选载荷系数3.1t =F K
② 计算弯曲疲劳强度的重合度系数εY
140.13)562.20cos 14arctan(tan )cos arctan(tan =??==t b αββ 665.114.13cos /66.1cos /22===b v βεεαα 重合度系数700.0/75.025.0v =+=αεεY
③ 螺旋角系数 778.01201=?
-=β
εβ
βY ④ 当量齿数 272614cos 24cos 3311./β/z z v =?== 89.12514cos 115cos 3322=?==/β/z z v 查图10-17，齿形系数6.21Fa =Y ,2.22Fa =Y
由图10-18查得应力修正系数 6.11sa =Y ,78.12sa =Y
由图10-24c 查得小齿轮与大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为
MPa F 5001lim =σ，MPa F 3802lim =σ
由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数88.01=FN K ,90.02=FN K
[]MPa S K FN F 286.3144.150088.01lim 11=?==σσ
[]MPa S K FN F 286.2444.1380
9.02lim 22=?==σσ
[]0132.0286.3146
.16.211a 1=?=
F s Fa Y Y σ []0160.0286
.24478
.12.222a 2=?=
F s Fa Y Y σ 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取[][]0160.02
2a 2a ==F s Fa F s Fa Y
Y Y Y σσ
⑤ 试算齿轮模数
[]
3
2
23
2
1
21nt )0160.0(24
14778.07.0406403.12)(
Y 2m ??
?????=
?≥COS Y Y Z COS Y T K F Sa
Fa d Ft σφβ
βε =1.146
(2)调整齿轮模数
① 圆周速度
mm z m d nt 346.2814cos /24146.1cos /11=??==β
m/s
πn πd v 8558.0100060470776.3410006011=???=?=
② 齿宽
mm
d b d 776.341==φ
③ 齿高h 及宽高比b/h
5785.2146.1)25.012()2(**=?+?=+=nt n an m c h h
4869.135785
.2776
.34b/h ==
查图10-8可知动载系数为 1.04=Kv ，
查表10-3可知齿间载荷系数为 1.2=αF K ， 查图10-13可知28.1=βF K 。
所以载荷系数5974.128.12.104.11=???==βαF F V A F K K K K K 则按实际载荷系数算得的齿轮模数为：
227.13
.15974
.1146.1m 33n =?==Ft F nt K K m
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳计算的模数，为
满足弯曲疲劳强度，从标准中取n m =1.5mm,按照接触疲劳强度的分度圆直径mm 35.39d 1=来计算小齿轮的齿数，即：
45.255.1/)14cos 35.39(/)cos (11=??==n m d z β，取27z 1=；
6.12827763.4z 12=?==uz ，取128z 2=，Z1、Z2互为质数。
4.几何尺寸计算 （1）计算中心距
809.11914cos 25
.1)12827(cos 2)21(a =?
??+=+=
βn m z z 考虑模数从1.227mm 增大至1.5mm ，将中心距减小圆整为119mm 。 （2）按圆整后的中心距修正螺旋角
34.12119
25
.1)12827(cos arc 2)21(cos arc =??+=+=a m z z n β
（3）计算小大齿轮的分度圆直径
458.4134.12cos 5.127cos 11=?==βn m z d
541.19634
.12cos 5.1128cos 22=?==βn m z d
（4）计算齿轮宽度
mm d b d 458.41458.4111=?==φ
取50b 1=，42b 2=
5.圆整中心距后的校核
（1）齿面接触疲劳强度校核
9884.06594.08.18945.227/1281
27/128458.411406409059.12123
311????+????=+?=βεφσZ Z Z Z u u d T K H E H d H []H a 585.518σ<=MP
满足齿面接触疲劳强度条件 （2）齿根弯曲疲劳强度校核
2
3212n 321127
5.1134.12cos 806
6.06735.04.1902.1406409059.12z dm cos Y 2??
???????==φβσβεY Y Y T K F sa Fa F =[]1a 919.86F MP σ<
2
3212n 3212128
5.1134.12cos 806
6.06735.066.102.2406409059.12z dm cos Y 2?????????==φββσεY Y Y T K F sa Fa F =[]2F a 455.109σ 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。 6.主要设计结论 齿数Z1=20，Z2=90，模数m=1.5mm ，压力角?=20α，螺旋角?=34.12β，变位系数021==x x ,中心距a=119mm ，齿宽mm =mm ，=b 42b 5021。小齿轮采用45Cr （调质），大齿轮采用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。 七、轴的设计计算 (一)大齿轮轴 1、选择轴的材料 选择轴的材料为45钢，经调质处理，其机械性能由《机械设计》表15-1查得 ： MPa b 640=σ,MPa 2751=-σ 求输出轴上的功率II P 、转速II n 和转矩II T 由表5-1可知：kW P II 92.1=,m in /68.98r n II =，mm N T II ??=510857.1。 2、初步确定轴的最小直径 先按下式初步估算轴的最小直径。根据《机械设计》表15-3，取1100=A ,于是得： mm mm n P A d II II 586.2968 .9892.111033 0min =?== 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应， 故需同时选取联轴器的型号。 由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器。 联轴器的计算转矩II A ca T K T =，查《机械设计》表14-1,考虑到转矩变化很小，故取5.1=A K ，则： mm N mm N T K T II A ca ?=???==27855101.8575.15 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查《机械设计课程设计指导书》表13.2， 选取LT7型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为500N ·m ，半联轴器的孔径mm 40=d ，故取401=d mm ，半联轴器长度L=112mm ，半联轴器与轴配合的孔长度841=L mm 。 3、轴的结构设计 （1）拟定II 轴上零件的装配方案 选用《机械设计》图15-22a 中所示的的装配方案。 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 图7-1 低速轴的结构 1) L1段:与联轴器配合，已知联轴器为LT7,故1d =40mm 。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上取1L =82mm 。 2) L2段:选用毡圈油封，《机械设计手册润滑与密封》表10-4-3，选用毡圈45，故2d =45mm 。为了拆卸方便，轴从轴承盖端面伸出20mm,确定伸出15mm ，由《机械设计课程设计》表1-3确定轴承盖的总宽度取20mm ，故取=2L 40mm 。 3）初选滚动轴承。L3段：3段与轴承配合，由于是斜齿轮传动，故既有径向力又有轴向力。查《机械设计实用手册》表6-1-54圆锥滚子轴承，其代号为32910，尺寸d ×D ×T=50mm ×72mm ×15mm,故得63d d ==50mm ，而6L =15mm 。L3段与轴承，挡油环配合,考虑制造安装误差，取3L =38mm 。 4) L4段：取安装齿轮处的轴段的直径4d =60mm, 4段与大齿轮配合，故大齿轮内径为60mm,又大齿轮轮毂宽度为42mm,故取L 4=40mm 。 5）L5段：由=4d 60mm,查《机械设计表》15-2得圆角半径R=2mm,齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2-3)R,取h=6mm,故=5d 72mm 。轴环宽度h b 4.1≥，取mm L 105=。 6）L6段：和3段都要与轴承配合，轴承型号为32910，再加上挡油环的安装，取L 6=30mm 。 d 6=d 3=50mm 。 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度。 4、轴上零件的周向定位 （1）半联轴器、齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。半联轴器与轴的连接根据1d =40mm,由《机械设计》表6-1查得平键为l h b ??=12mm ×8mm ×70mm 。同样，齿轮与轴的连接，根据4d =60mm,查《机械设计》表6-1选用平键为l h b ??=18mm ×11mm ×36mm 。键槽用键槽铣刀加工。为了保证齿轮与轴配合良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。 （2）确定轴上圆角和倒角尺寸 查《机械设计》表15-2取轴L1轴段轴端倒角为C1.6，另一端倒角为C2； LI 和L2两轴段处的轴肩圆角为R1.6，其余轴肩处的圆角均为R2。 5、求轴上的载荷 (1) 因已知大齿轮的分度圆直径为d=196.541mm ，轴的转矩ⅡT =185.7N ·m 圆周力： Ft2=2T/d=2×1.857510?/196.541=1889.68N 径向力： Fr2=Ft2×tan α=1889.68×tan20°=687.787N 轴向力： βan t F F 2t 2a ?==1889.68×tan12.34°=413.40N 图7-2 轴的载荷分析图 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C 是轴的危险截面。现将计算出截面C 处的T 、H M 、V M 及M 的值列于下表。 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 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）的强度。根据上表及下面的式子,以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6。轴的计算应力为W T M ca 2 2 )(ασ+= 轴的抗弯截面系数332323 3.1875560 2)5.560(5.51832602)(32mm mm d t d bt d W =?-?-?=--=ππ。前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计》表15-1查得][1-σ=60MPa 。 a 3 .187551057.16.0684.58215)(2 5222 2MP W T M II ca ） （??+=+=ασ =5.960MPa ][a 1-=≤σMP 故该轴安全。 （二）小齿轮轴 1.选择轴的材料 选择轴的材料为40Cr ，经调质处理，其机械性能由《机械设计》表15-1查得MPa B 735=σ,MPa 3551=-σ 2.求输入轴上的功率、转速和转矩 由表5-1可知：kW P I 2=,m in /470r n I =，mm N T I ??=41006.4。 2.估算最小直径： 先按下式初步估算轴的最小直径。根据《机械设计》表15-3，取1100=A ,于是得： mm mm n P A d I I 15.18470 211233 0min =?== 考虑到轴上有一个键槽，则轴径应增大5%-7%，增大后的直径为19.058-19.421,因此 圆整为20mm 。 3.各轴段的设计： ①轴段1的设计：d1取最小直径为20mm,带轮轮毂宽度L 带轮=（1.5-2）d1=30-40mm 取35mm, L1=32(略小于带轮轮的宽度)。 ② 轴段2的设计：由于轴段2上要安置毡圈，而且为了带轮轮毂的轴向定位，需要轴 上定一个轴肩，查阅机械设计课本表15-2，取h=2.5,则d2 =25mm,此时毡圈在轴的 线速度为0.615m/s,根据机械设计手册-润滑与密封，选用毛毡与其配合的轴径系列为25mm ，根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与带轮轮毂的右端面距离为30mm ,端盖厚度取20mm 则L2=50mm 。 ③ 轴段3的设计：在此轴上要安装轴承，且轴承同时受有径向力和轴向力的作用，根据机械设计课程设计指导书表12.4初选圆锥滚子轴承30206，其尺寸为d ×D ×T=30mm ×62mm ×16mm,故d3=d7=30mm,L3段与轴承，挡油环配合,考虑制造安装误差，取3L =24mm 。 ④ 轴段4的设计：轴段应轴向定位轴承，取h=3，则d4=36mm,根据上述计算可得小齿轮的齿宽为B=50mm,由于为对称布置，取L4=8mm 。 ⑤ 轴段5的设计：由于轴段4，d4=36mm ，则齿轮不能靠键进行轴向定位，应直接做成齿轮轴，齿根圆的直径为37.708mm,齿顶圆直径为44.458mm,取L5=50(为齿宽的距离)。 ⑥ 轴段6的设计：d6=36mm,L6=8mm 。 ⑦ 轴段7的设计：d7=30mm,L7=24mm 。 4、轴上的工艺设计： 轴段1取C1,R1;轴段2取R1；轴段3取R1；轴段4取R1.6;轴段6取R1.6;轴段7取R1.6，C1。 5、根据轴的结构初步选择轴承和键的类型： 根据机械设计课程设计指导书，轴承选用30206，根据机械设计课本表6-1选用键A 型键b ×h ×L=6mm ×6mm ×22mm 。 6、求轴上的载荷机危险截面的扭矩： (1) 因已知大齿轮的分度圆直径为d=41.458mm ，轴的转矩TI =40.6N ·m 圆周力： Ft1=2T/d=2×40600/41.458=1958.609N 径向力： Fr1=Ft1×tan α=1958.609×tan20°=712.875N 轴向力： βtan F F ?==1958.609×tan12.34°=428.478N 7.按弯扭合成应力校核轴的强度 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）的强度。根据上表及下面的式子,以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6。轴的计算应力为W T M ca 2 2 )(ασ+= 轴的抗弯截面系数33 3 538732 3832 mm d W =?= = ππ。前已选定轴的材料为40Cr ，调质处理， 由《机械设计》表15-1查得][1-σ=70MPa 。 a 5387 1006.46.0726.59402)(2 4222 2MP W T M I ca ） （??+=+=ασ =11.91870MPa ][a 1-=≤σMP 故轴I 安全。 八、滚动轴承的选择及校核计算 已知由设计任务书可知轴承的预计寿命为h L h 10800433300'=???= 圆锥滚子轴承的受力分析如下： 图8-1 圆锥滚子轴承的受力分析图 其中 N N d T F I I te 67.270630 1006.4224 =??== N N F F n te re 44.100834.12cos 20tan 67.2706cos tan =?==ο ο βα N N F F te ae 13.59234.12tan 67.2706tan =?==β 则其水平面上的受力图为： 图8-2 水平面上受力分析图 N N F F F te H r H r 335.13532 67.2706221==== 其垂直平面上的受力图为： 图8-3 垂直面上受力分析图 725.25349 49458 .41491=+?-?=ae re V r F F F N N F F F V r V r 715.745)725.25344.1008(1re 2=-=-= N N F F F H r V r r 914.1376335.1353725.2532212121=+=+= N N F F F H r V r r 188.1545335.1353715.7452222222=+=+= 求两轴的计算轴向力1a F 和2a F ： 查《机械设计课程设计指导书》表12.4得e=0.37,则 N N F e F r d 458.509914.137637.011=?=?= N N eF F r d 72.571188.154537.022=?== N F F d a 458.50911== N N N F F F d ae a 588.1101458.50913.59212=+=+= 求轴承当量动载荷1P 和2P ： 因为e F F r a === 37.0914.1376458.50911，e F F r a >==713.0188 .1545588 .110122。查《机械设计课程设计指导书》表12.4,得径向载荷系数和轴向载荷系数为：11=X ，01=Y ;4.02=X ，6.11=Y 。 查机械设计课本表13-6，1.1=d f ,则： )(11111a r d F Y F X f P +==1514.6054N )2(2222a r d F F X f P +==2618.6776N ； 验算轴承寿命： 由于21P P <，所以按轴承2的受力大小验算 h h P c f n L r t h 53 631 610603.16776.26184330014706010)(6010?=???==）（ ,该机器的极限时间为 4106.3'?=h L ,因为'h h L L >，因此该轴承符合要求。 九、箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， 大端盖分机体采用6 7 is H 配合。 1.机体有足够的刚度 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。 2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热 因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H应不小于30-50mm, 取H为40mm。 为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.3。 3.机体结构有良好的工艺性 铸件壁厚为8，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便。 4.附件设计 A.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，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固。 B.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。 C.油标： 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。 D.通气孔： 由于减速器运转时，机体内温度升高，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。 E.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。 F.定位销： 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。 G.吊钩： 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以搬运机座或整个减速器。