二级展开式圆柱齿轮减速器设计计算说明书

机械设计课程设计

计算说明书

设计题目 二级展开式圆柱齿轮减速器

学 院 工 程 机 械 专 业 工 程 机 械 班 级 姓 名 学 号

指导教师

2015年7月

目 录

一 课程设计任务书 2

二 设计要求

三 设计步骤 1. 传动装置总体设计方案 3 2. 电动机的选择 3 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 5. 齿轮的设计 6 6. 滚动轴承和传动轴的设计 19 7. 键联接设计 31 8. 箱体结构的设计 33 9.润滑密封设计 35 10.联轴器设计 35

四 设计小结

五 参考资料

六 设计日志

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4 一 课程设计任务书 课程设计题目：二级展开式圆柱齿轮减速器 设计带式运输机传动装置（简图如下） 1— —二级展开式圆柱齿轮减速器 2——运输带 3——联轴器（输入轴,输出轴均用弹性联轴器） 4——电动机 5——卷筒 设计数据： 数据编号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 运输带工作1500 2200 2300 2500 2600 2800 3300 4000 4500 4800 拉力F/ 运输带工作1.1 1.1 1.1 1.1 1.1 1.4 1.2 1.6 1.8 1.25 速度v/(m/s) 卷筒直径220 240 300 400 220 350 350 400 400 500 D/mm 已知条件 1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35℃； 2）使用折旧期：8年； 3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 4）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V 5）运输带速度允许误差为±5%； 6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 二. 设计要求 1.完成减速器装配图一张。 2.绘制轴、齿轮零件图各一张。 3.编写设计计算说明书一份。 三. 设计步骤 1. 传动装置总体设计方案 本组设计数据： 第2组数据： 运送带工作拉力F/N 2200 N 。 F2200N v1.1ms D240mm 运输带工作速度v/(m/s) 1.1 m/s 。 卷筒直径D/mm 240 mm 。 1）减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。 2）方案简图如下图 3) 该方案的优缺点：二级展开式圆柱齿轮减速器具有传递功率大，轴具有较大刚性, 制造简单,维修方便,使用寿命长等许多优点,在工业上得到广泛应用。 2、电动机的选择 1）选择电动机的类型 按工作要求和工作条件选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压 380V。 2）选择电动机的功率 取w0.96为工作机卷筒传动的效率 Pw2.651kW 0.913 Fv22001.12.651kW 工作机的所需功率为：Pw1000w10000.913从电动机到工作机传送带间的总效率为：1230.913 由《机械设计课程设计手册》表1-5可知： 3221：滚动轴承效率 0.99（球轴承（稀油润滑）） 2 ：齿轮传动效率 0.98 （7级精度一般齿轮传动） Pd02.678kW 3 ：联轴器传动效率 0.99（弹性联轴器） 所以工作机实际需要的电动机输出功率为： Pd3.000kW Pw2.651Pd02.678kW 0.913 考虑储备功率 PdPd0 取Pd3.000kW 3）选择电动机转速 按手册表14-2推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动范围为3~5，则二级展 开式圆柱齿轮减速器传动比i'(3~5)(3~5)9~25 而工作机卷筒轴的转速为 nw87.535rmin 601000v6010001.1 nw87.535rmin D240 所以电动机转速的可选范围为 nd'i'nw(9~25)87.535rmin(787.817~2188.38)rmin 符合这一范围的同步转速有1000rmin、1500rmin两种。这里选择这两种 电机进行比较，其主要性能如下表： 选定电动机型 号Y100L2-4 额定电动机转速（r/min） 电动机价格因素 方电动机型 功率质量案 号 同步 满载 参考比价 （kW） （kg） 1 Y132S-6 3 1000 960 63 3.09 2 Y100L2-4 3 1500 1430 38 1.87 3.计算传动装置的总传动比i并分配传动比 1).总传动比i为 n1430 im16.336 nw87.5352).分配传动比 iii 其中：i为高速级传动比，i为低速级传动比，且展开式二级圆柱齿轮i16.336减速器i(1.3~1.5)i i4.571 i3.574 n1430rminn312.842rminn87.533rminnw87.533rmin考虑润滑条件等因素，取i=1.334i初定 i i 4. 计算传动装置的运动和动力参数 该传动装置从电动机到工作机共有三轴，依次为Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴 1).各轴的转速 I轴 n4.571 3.574 nm1430rmin n312.842rmin II轴 ninn87.533rmin III轴 i卷筒轴 nw 87.533rmin P2.651kWP2.572kWP2.495kWPw2.470kW 2).各轴的输入功率 I轴 P II轴 PIII轴 P 卷筒轴 PwPd32.651kw P212.572kw P212.495kw P32.470kw 3).各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩Td为 Td9550Td17.885NmT17.706NmT78.514Nm T272.209NmTw269.487NmPd17.885Nm nmI轴 TTd317.706Nm II轴 T9550P78.514Nm n9550P272.209Nm III轴 Tn卷筒轴 TwT3269.487Nm 将上述计算结果汇总与下表，以备查用。 轴名 功率P(kw) 转矩T/(N·mm) 转速n/(r/min) 传动比i I轴 2.651 17.706 1430 4.571 II轴 2.572 78.514 312.842 3.574 III轴 2.495 272.209 87.533 1 卷筒轴 4).验证带速 v 5. 齿轮的设计 2.470 269.487 87.533 D601000n24060100087.5331.1m/s ①.高速级大小齿轮的设计 1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20 。 (2)带式运输机为一般工作机器，速度不高，故参考《机械设计》表10-6选用7级z124z2110 精度。 i4.571(3)材料选择。由《机械设计》表10-1，选择小齿轮材料为,40Cr（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调制），齿面硬度为240HBS，二者材料硬度差 为40HBS。 (4)选小齿轮齿数z124，则大齿轮齿数z2iz1109.7，取z2110。 2) 按齿面接触疲劳强度设计 (1) 由下式算小齿轮分度圆直径，即 3 d1t2KHtT1i1ZHZEZ2() di[H]KHt1.3 T117.706Nm ZE1.8 MPa1/21> 确定公式内的各计算数值 Ⅰ.试选KHt1.3。 Ⅱ.计算小齿轮传递的转矩 9.55106P11.7706104Nmm T1n1Ⅲ. 由课本表10-7选取齿宽系数d1 Ⅳ. 由课本图10-20查得区域系数ZH2.5 Ⅴ. 由课本表10-5查得材料的弹性影响系数ZE1.8MPa1/2 Ⅵ. 计算接触疲劳强度用重合度系数Z *)]arccos[24cos20/(2421)]29.841 a1arccos[z1cos/(z12ha*)]arccos[110cos20/(11021)]22.4 a2arccos[z2cos/(z22ha z1(tana1tan')z2(tana2tan')]/21.732 Z441.7320.869 33 N13.295 109Ⅶ. 计算接触疲劳许用应力[H] 由课本图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度极限分别为N20.721 109Hlim1600MPa 、Hlim2550MPa 由课本式（10-15）计算应力循环次数： N160n1jLh6014301(283008)3.295109 KHN10.90 KHN20.95 N2N1/i3.295109/4.5710.721109 由课本图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN10.90 、KHN20.95 取失效概率为1%、安全系数S=1，由课本式（10-14）得 [H]1 [H]2KHN1Hlim1S0.90600MPa0MPa 1 H10MPaH2522.5MPa KHN2Hlim20.95550MPa522.5MPa S取[H]1 和[H]2 中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 [H][H]2522.5MPa d1t32.693mm 2>. 试算小齿轮分度圆直径 3d1t2KHtT1i1ZHZEZ2()32.693mm di[](2)调整小齿轮分度圆直径 1>.计算实际载荷系数前的数据准备 Ⅰ.圆周速度v。 vv2.448ms d1tn160100032.69314306010002.448ms Ⅱ.齿宽b。 KA1 bdd1t132.69332.693mm 2>.计算实际载荷系数KH Ⅰ.由课本表10-2查得使用系数KA1 Ⅱ.根据v2.448ms，7级精度，由课本图10-8查得动载系数KV1.1； Ⅲ.齿轮的圆周力 Ft12T1/d1t217.706103/32.6931.083103N KAFt1/b11.083103/32.693N/mm33.131N/mm100N/mm 查课本表10-3得齿间载荷分配系数KH1.2 KV1.1 KH1.2 Ⅳ.由课本表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称分步时，得K1.415 H齿向载荷分布系数KH1.415 由此，得到实际载荷系数： KH1.868 KHKAKVKHKH11.11.21.4151.868 (3).由课本式(10-12)，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 3 d1d1tKH32.693KHt31.86836.2mm 1.3dt36.2mm m1.537mm dt36.2mm1.537mm 及相应的齿轮模数mz1243) 按齿根弯曲疲劳强度设计 (1).由课本式(10-7)试算模数，即 mt3z124 2KFtTY1YFaYSa ·dz12σFY0.683YFa12.65YFa22.17YSa11.58YSa21.8 KFN10.87 KFN20.90 1>.确定公式中的各参数值 Ⅰ.试选KFt1.3 Ⅱ.由课本式(10-5)计算弯曲疲劳强度用重合度系数 Y0.250.75  0.750.250.683 1.732 Ⅲ.计算YFaYSaF由课本图10-17查得齿形系数YFa12.65 、YFa22.17 由课本图10-18查得应力修正系数YSa11.58 、 YSa21.8 由课本图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为SF1.4 Flim1520MPa 、Flim2380MPa 由课本图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN10.87 、KFN20.9 取弯曲疲劳安全系数S1.4 ，由式(10-14)得 [F]1KFN1Flim10.87520MPa323.143MPa S1.4 F1323.143MPa F2244.286MPa [F]2KFN2Flim20.9380MPa244.286MPa S1.4YFa1YSa12.651.580.0130 [F]1323.143YFa2YSa22.171.800.0160 [F]2244.286因为大齿轮的YFaYsa 大于小齿轮，所以取 [F]YFaYSaYFa2YSa20.0160 [F][F]2 mt0.956mm 2>.试算模数 2KFtTY1YFaYSamt·2dz1σF3321.317.7061030.6830.0160mm0.956mm 2124 d122.944mmv1.718m/s (2)调整齿轮模数 1>.计算实际载荷系数前的数据准备 Ⅰ.圆周速度v d1mtz10.95624mm22.944mm v b22.944mm b/h10.667d1n160100022.9441430601000m/s1.718m/s Ⅱ.齿宽b bdd1122.944mm22.944mm Ⅲ. 宽高比b/h h2h*c*mt210.250.956mm2.151mm b/h22.944/2.15110.667 2>.计算实际载荷系数KF Ⅰ.根据 v1.718m/s，7级精度，由课本图10-8查得动载荷KV1.05 Ⅱ.由Ft12T1/d1217.706103/22.944N1.3103N， KAFt1/b11.310/22.944N/mm67.269N/mm100N/mm ，查课本表3 KA1KV1.05KF1.413 KF1.255KF1.58110-3得齿间载荷分配系数KF1.2 Ⅲ. 由课本表10-4用插值法查得KH1.413，结合b/h10.667查课本图10-13， 得KF1.255。则载荷系数为 m1.020mm KFKAKVKFKF11.051.21.2551.581 3>.由课本式(10-13)，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 33 KF1.5810.956mm1.020mm mmt KFt1.3 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计 算模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度决定的承载能力，而齿面 齿数为： 接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度算得的模z125数1.020mm并就近圆整为标准值m1.5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d136.2mmz2113 ，算出小齿轮齿数z1d1/m36.2/1.524.595，取z2113。 取z125，则大齿轮齿数z2i1z1112.422，z1与z2互为质数。 d137.5mm这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳d2169.5mm a103.5mm强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4) 几何尺寸计算 1>.计算分度圆直径 dzm251.5mm37.5mm 1 1 dzm1131.5mm169.5mm 2 2 2>.计算中心距 b145mmb237.5mm d1d237.5169.5amm103.5mm 22 3>.计算齿轮宽度 bdd1137.537.5mm 取 '22.140z138x1.052 b1b(5~10)mm42.5~47.5mm45mmb2b37.5mmy1y0.052x10.500x20.552a105mm 5)圆整中心距后的强度校核 1>.计算变位系数 ,,arccosacos/aarccos(103.5cos20)/10522.140 KH1.868T17.706Nm zz1z225113138 xx1x2(invinv)z/(2tan)1.052, d36.2mm1i4.571ZH2.5ZE1.8MPa1/2Z0.869d1y(a,a)/m(105103.5)/1.51 yxy1.05210.052 取x10.500 x20.552 2>.齿面接触疲劳强度校核 KF1.581H2KHT1u1..ZHZEZ522.495MpaH dd13uT17.706NmYFa12.65YFa22.17YSa11.58YSa21.80Y0.6833>.齿根弯曲疲劳强度校核 2KFTY1Fa1YSa1YF175.902MPaF1 32dmz1d1m1.5z125 F26）主要设计结论: 参数 小齿轮 大齿轮 齿数z 25 113 2KFT2YFa2YSa2Y70.808MPaF2 32dmz1模数m/mm 压力角α/° 20 变位系数x 0.500 中心距a/mm 105 齿宽b/mm 45 37.5 1.5 小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调制）， 齿面硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。齿轮按7级精度设计。 z124②.低速级大小齿轮的设计 z286 1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 i3.574(1)低速级转速低、传递转矩大，故选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20 。 (2)参考《机械设计》表10-6扔选用7级精度。 0.552 (3)材料选择。为了减少材料品种和工艺要求，扔选择小齿轮材料为,40Cr（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调制），齿面硬度为240HBS，二者材料 硬度差为40HBS。 (4)选小齿轮齿数z124，则大齿轮齿数z2iz185.776 ,取z286。 KHt1.3T7.8514104Nmm2) 按齿面接触疲劳强度设计 (1) 由下式算小齿轮分度圆直径，即 3d1ZH2.5ZE1.8MPa1/2Z0.872 d1t2KHtT2i1ZHZEZ2() di[H] 1> 确定公式内的各计算数值 Ⅰ.试选KHt1.3。 Ⅱ.计算小齿轮传递的转矩 T7.851410Nmm Ⅲ. 由课本表10-7选取齿宽系数d1 Ⅳ. 由课本图10-20查得区域系数ZH2.5 Ⅴ. 由课本表10-5查得材料的弹性影响系数ZE1.8MPa1/2 Ⅵ. 计算接触疲劳强度用重合度系数Z *a1arccos[z1cos/(z12ha)]arccos[24cos20/(2421)]29.841 *a2arccos[z2cos/(z22ha)]arccos[86cos20/(8621)]23.316 4z1(tana1tan')z2(tana2tan')]/21.718 Z441.7260.872 33 Ⅶ. 计算接触疲劳许用应力[H] 由课本图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度极限分别为Hlim1600MPa 、Hlim2550MPa 由课本式（10-15）计算应力循环次数： N160n2jLh60312.8421(283008)7.208108 N2N1/i7.208108/3.5742.017108 Hlim1600MPaHlim2550MPa 由课本图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN10.92 、KHN20.96 取失效概率为1%、安全系数S=1，由课本式（10-14）得 [H]1[H]2KHN10.92KHN20.96KHN1Hlim1S0.92600MPa552MPa 1H1552MPaH2528MPa d1t.338mm KHN2Hlim20.96550MPa528MPa S1取[H]1 和[H]2 中的较小者作为该齿轮副的解除疲劳许用应力，即 [H][H]2528MPa 2>. 试算小齿轮分度圆直径 3d1t2KHtT2u1ZHZEZ2().338mm du[H](2)调整小齿轮分度圆直径 1>.计算实际载荷系数前的数据准备 Ⅰ.圆周速度v。 vd1tn2601000.338312.842601000 v0.0m/s b.338mm0.0ms Ⅱ.齿宽b。 bdd1t1.338.338mm 2>.计算实际载荷系数KH Ⅰ.由课本表10-2查得使用系数KA1 Ⅱ.根据v0.0ms，7级精度，由课本图10-8查得动载系数KV1.04； Ⅲ.齿轮的圆周力 Ft22T2/d1t278.514103/.3382.0103N KAFt2/b12.0103/.338N/mm53.183N/mm100N/mm 查课本表10-3得齿间载荷分配系数KH1.2 Ⅳ.由课本表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称分步时，得齿向载荷分布系数KH1.420 由此，得到实际载荷系数： KA1KV1.04KH1.2KH1.420 KH1.772KHKAKVKHKH11.041.21.4201.772 (3).由课本式(10-12)，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 3 d1d1tKH.338KHt31.77260.248mm 1.3 d160.248mm d160.248mm2.510mm 及相应的齿轮模数mz1243) 按齿根弯曲疲劳强度设计 (1).由课本式(10-7)试算模数，即 mt32KFtT2YYFaYSa ·dz12σF1>.确定公式中的各参数值 Ⅰ.试选KFt1.3 Ⅱ.由课本式(10-5)计算弯曲疲劳强度用重合度系数 Y0.25YFaYSa0.750.250.750.669 1.718 Ⅲ.计算F m2.510mm Y0.669YFa12.65YFa22.225 YSa11.58YSa21.775由课本图10-17查得齿形系数YFa12.65 、YFa22.225 由课本图10-18查得应力修正系数YSa11.58 、YSa21.775 由课本图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 Flim1520MPa 、Flim2380MPa 由课本图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN10.88 、KFN20.90 Flim1520MPa取弯曲疲劳安全系数S1.4 ，由式(10-14)得 K0.88520[F]1FN1Flim1MPa326.857MPa S1.4Flim2380MPaF1326.857MPaF2244.286MPa [F]2KFN2Flim20.90380MPa244.286MPa S1.4YFa1YSa12.651.580.0128 [F]1326.857YFa2YSa22.2251.7750.0162 [F]2244.286 mt1.566mm 因为大齿轮的YFaYsa 大于小齿轮，所以取 [F]YFaYSaYFa2YSa20.0162 [F][F]22>.试算模数 2KFtT2YYFaYSamt·2dz1σF33 21.37.85141040.6690.0162mm1.566mm 2124v0.616m/sb37.584mm b/h10.665 KA1KV1.03KF1.0KF1.325 KF1.365(2)调整齿轮模数 1>.计算实际载荷系数前的数据准备 Ⅰ.圆周速度v d1mtz11.56624mm37.584mm d1n237.584312.842m/s0.616m/s 601000601000 Ⅱ.齿宽b v bdd1137.584mm37.584mm Ⅲ. 宽高比b/h h2h*c*mt210.251.566mm3.524mm b/h37.584/3.52410.665 2>.计算实际载荷系数KF Ⅰ.根据 v0.616m/s，7级精度，由课本图10-8查得动载荷KV1.03 43 Ⅱ.由Ft12T2/d127.851410/37.584N4.17810N， m1.592mm KAFt1/b14.178103/37.584N/mm111.166N/mm100N/mm ，查课本 表10-3得齿间载荷分配系数KF1 Ⅲ. 由课本表10-4用插值法查得KH1.416，结合b/h10.665查课本图10-13， 得KF1.325。则载荷系数为 KFKAKVKFKF11.031.01.3251.365 3>.由课本式(10-13)，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 33 KF1.3651.566mm1.592mm mmtz128KFt1.3 z2101m对比计算结果，由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 m算模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度决定的承载能力，而齿面 接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度算得的模 数1.592m并就近圆整为标准值m2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1.338mmzd1/m.338/227.169 ，算出小齿轮齿数1。 ziz3.57428100.072z101z1z2取z128，则大齿轮齿数211，取2，与互 为质数。 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳 强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4) 几何尺寸计算 1>.计算分度圆直径 d1 d2d156mmd2202mm a129mmz1m282mm56mm z2m1012mm202mm 2>.计算中心距 d1d256202mm129mm a223>.计算齿轮宽度 bdd1156mm56mm 考虑不可避的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略微加宽(5~10)mm，即 b163mmb256mm b1b(5~10)mm56(5~10)mm61~66mm 取b163mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽b2b56mm 5) 圆整中心距后的强度校核 1>.计算变位系数 ,,arccosacos/aarccos(129cos20)/13021.178 '21.178z129x0.514y0.5y0.014x10.33x20.184a130mm K1.772HT78.514Nm zz1z228101129 xx1x2(invinv)z/(2tan)0.514,y(a,a)/m(130129)/20.50 yxy0.5140.500.014 d1d160.248mmi3.574ZH2.5ZE1.8MPa1/2Z0.872取x10.33 x20.184 上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造。为此，可以通过调整传动比、改变齿数或变位法进行圆整。采用变位法将中心距就近圆整至a =130mm。 2>.齿面接触疲劳强度校核 KF1.3652KHTu1H..ZHZEZ527.995MpaH 3dd1u3>.齿根弯曲疲劳强度校核 2KFTY1Fa1YSa1YF195.727MPaF1 dm3z12T78.514NmYFa12.65YFa22.225YSa11.58YSa21.775Y0.669d1m2mmz128 F26）主要设计结论 参数 小齿轮 大齿轮 齿数z 28 101 2KFT2YFa2YSa2Y90.294MPaF2 32dmz1模数m/mm 压力角α/° 20 变位系数x 0.330 中心距a/mm 130 齿宽b/mm 63 56 2 0.184 小齿轮材料为,40Cr（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调制），齿面硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。齿轮按7级精度设计。 7).结构设计及绘制齿轮零件图 首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按课本P136图6.26（a）荐用的结构尺寸设计，并绘制大齿轮零件图如下。 其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。 8）.齿轮传动布置 6. 滚动轴承和传动轴的设计 （一）高速轴的设计 1）. 由上可知p12.651kW，T117.706Nm，n11430r/min，d137.5mm 2）. 求作用在齿轮上的力 Ft2T1944.320N d1FrFttan20343.704N Fa0N 3）. 先初步估算轴的最小直径。选取轴45号钢调质处理，取A0110 dminA03P113.513mm n1考虑到键槽和联轴器的影响，取 dmin114mm 输入轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径dⅠⅡ。为了使所选的轴直径dⅠⅡ 与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩 TcaKaT11.317.70623.018Nm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查设计手册表8-7，选用LX1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250Nm。半联轴器的孔径d114mm，故取d14mm，半联轴器长度L=32mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L127mm。 4）.轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1>.为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端要求制出一轴肩；固取Ⅱ-Ⅲ段的直径d18mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径d18mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L127mm，，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，固取Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L1略短一些，现取lⅠⅡ25mm。 2>.初步选择滚动轴承。因轴承仅受有径向力作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求和根据dⅡⅢ18mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6204，其尺寸为dDB20mm47mm14mm ，故dⅢ—ⅣdⅦ—Ⅷ20mm；而lIIIIV14mm。 左端深沟轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6204型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此取dIVVI26mm 3>.取安装齿轮处的轴段VI-VII的直径dVIVII26mm。齿轮右端与右端轴承采用套筒定位，已知齿轮轮毂宽度为45mm，考虑到齿轮强度的问题，采用齿轮轴形式，故取lVIVII45mm。 4>.取齿轮距箱体内壁之距离10mm，综合考虑齿轮与箱体内壁的距离、轴承与箱体内壁距离和二级齿轮的宽度，取lVIIVIII29mm,lIVVI76.5mm。 5>.轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的拆装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l30mm， 故取l50mm。 (3)轴上零件的周向定位 半联轴器采用与轴的周向采用平键连接。按dIII又手册表4-1查得平键截 面bh5mm5mm，键槽用键槽铣刀加工，长21mm。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的公差为m6。 （4）确定轴上的圆角和倒角尺寸 查手册表1-25、1-26、1-27 取轴端倒角C2，各轴肩处圆角半径如图所示。 5）.求轴上的载荷 载荷 水平面 垂直面 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩T FNV1101.627NFNV2242.077N FNH1279.218NFNH2665.102N MV10772.462Nmm MH29597.108Nmm 22MMHMV31496.583Nmm T17706Nmm 6）按弯扭合成力校核轴的强度 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C）的强度。根据课本式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取0.6，轴的计算应力 因为M2(T1)2ca24.866Mpa160Mpa Wca[1]，故安全。 7) 滚动轴承的校核 轴承的预计寿命L'H88230038400h Ⅰ计算输入轴承 (1).FR1已知n1430rmin，两轴承的径向反力FNH12FNV12297.138N,FR2FNH22FNV22707.787N (2). 计算当量载荷P1、P2 由于轴承只受径向载荷故 P1FR1297.138N P2FR2707.787N (4). 轴承寿命计算 由于轴承为深沟球轴承，取3，又因为机器最高工作温度为35℃，查课本表13—4取ft1.0 查《机械设计课程设计手册》得6204型深沟球轴承的Cr12.8KN，则 L1H106ftC()931682.705hL'H 60nP1106ftC()634.222hL'H 60nP2 L2H 故满足预期寿命。 (二).中间轴的设计 1）.由上可知P2.572kW，n312.842rmin，T78.514Nm 2）.求作用在齿轮上的力 因已知中间轴大齿轮的分度圆 d2169.5mm 而 Ft Fr2T926.419N d2Fttan20337.1N Fa0N 已知中间轴小齿轮分度圆 d156mm 而 Ft Fr2T2804.071N d1Fttan201020.599N Fa0N3）. 先初步估算轴的最小直径。选取轴45号钢调质处理，取A0110 dminA03P222.201mm n2考虑到键槽的影响，取dmin223mm 4）.轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 （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。因轴承仅受有径向力作用，故选用深沟球轴承。参考dmin223mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6305，其尺寸为dDB25mm62mm17mm。故ddVVI25mm 左端深沟轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6305型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此取d32mm . 2>.左侧安装齿轮处的轴段d32mm。左侧齿轮左端与左端轴承采用套筒定位，已知齿轮轮毂宽度为63mm，考虑到齿轮强度问题，采取齿轮轴的形式，故取lIIIII63mm。 3>.右侧安装齿轮处的轴段dIVV32mm。右侧齿轮左端采用轴肩定位，已知轮毂宽度为37.5mm，为了使套筒端面可靠地压紧轴承，取lIVV34.5mm。.该齿轮右端采用轴肩定位。肩高度h(2~3)R3mm，则轴环处的直径dIIIIV38mm。轴环宽度b1.4h，取lIIIIV6mm。 4>.综合考虑齿轮与箱体内壁的距离、轴承与箱体内壁距离和二级齿轮的宽度，取lIIIlVVI35mm。 (3)轴上零件的周向定位 齿轮与轴采用平键连接。按dIIIII由手册表4-1查得平键截面bh10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长24mm，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H7。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此k6处选轴的公差为m6。 （4）确定轴上的圆角和倒角尺寸 查手册表1-25、1-26、1-27 取轴端倒角C2，各轴肩处圆角半径如图所示。 5）.求轴上的载荷 载荷 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩T 水平面 FNV1618.868NFNV2.2NMV26147.173Nmm 垂直面 FNH123.208NFNH21366.282N MH104616.204Nmm 22MMHMV107834.247Nmm T78514Nmm 6）按弯扭合成力校核轴的强度 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C）的强度。根据课本式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取0.6，轴的计算应力 因为caM2(T3)2W48.312Mpa160Mpa ca[1]，故安全。 7) 滚动轴承的校核 轴承的预计寿命L'H88230038400h Ⅰ计算输入轴承 (1).已知FR1n312.842rmin，两轴承的径向反力FNH22FNV221367.806N FNH12FNV122443.865N,FR2 (2). 计算当量载荷P1、P2 由于轴承只受径向载荷故 P1FR12443.865N P2FR21367.806N (4). 轴承寿命计算 由于轴承为深沟球轴承，取3，又因为机器最高工作温度为35℃，查课本表13—4取ft1.0 查《机械设计课程设计手册》得6305型深沟球轴承的Cr22.2KN，则 L1H106ftC()39934.751hL'H 60nP1106ftC()227776.600hL'H 60nfpP2 L2H 故满足预期寿命。 (三).低速轴的设计 1）.由上可知P2.495kW，n87.533rmin，T272.209Nm 2）.求作用在齿轮上的力 因已知低速级大齿轮的分度圆直径 d2mz22101202mm 而 Ft Fr Fa2T2695.139N d2Fttan20980.950N 0N A01103）.初步确定轴的最小直径 材料为45钢，调质处理。根据课本表15-3，取，于是 dminA03 P33.602mmn 考虑到键槽的影响，取dmin234mm 输出轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径dⅦⅧ。为了使所选的轴直径dⅦⅧ与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩 TcaKaT1.3272.209353.872Nm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查设计手册表8-7，选用LX2型弹d35mm性柱销联轴器，其公称转矩为560Nm。半联轴器的孔径1，故取dⅦⅧ35mm，半联轴器长度L=82mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L160mm。 4）.轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1>.为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅶ-Ⅷ轴段左端要求制出一轴肩；固取Ⅵ-Ⅶ段的直径dⅥⅦ39mm;右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径，为了保证轴端挡圈只压d39mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L160mm，在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取Ⅶ-Ⅷ段的长度应比L1略短一些，现取lⅦⅧ57mm。 2>.初步选择滚动轴承。因轴承仅受有径向力作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求和根据dⅥⅦ39mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6008，其尺寸为dDB40mm68mm15mm ，故dⅤⅥdⅠⅡ40mm；而lⅤⅥ15mm。 右端深沟轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6008型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此取dIVV46mm 3>.取安装齿轮处的轴段Ⅱ-Ⅲ的直径dIIIII46mm。齿轮左端与左端轴承采用套筒定位，已知齿轮轮毂宽度为56mm，为了使套筒端面可靠地压紧轴承，取lIIIII53mm。 齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h(2~3)R3mm，则轴环处的直径dIIIIV52mm。轴环宽度b1.4h，取lIIIIV6mm。 4>.取齿轮距箱体内壁之距离10mm，综合考虑齿轮与箱体内壁的距离、轴承与箱体内壁距离和二级齿轮的宽度，取lIII33mm,lIVV59.5mm。 5>.轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的拆装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l30mm， 故取lⅥⅦ50mm。 (3)轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器采用与轴的周向均采用平键连接。按dIIIII又手册表4-1查得平键截 面bh14mm9mm，键槽用键槽铣刀加工，长40mm，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H7。滚动轴承与轴的周向定位是k6由过渡配合来保证的，此处选轴的公差为m6。半联轴器按dⅥⅦ39mm查表得平键截面bh10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长mm。 (4).确定轴上圆角和倒角尺寸 参考《机械设计课程设计手册》表1-27，取轴端圆角245。  5) .求轴上的载荷 载荷 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩T 水平面H FNH1653.967NFNH2326.983N 垂直面V FNV11796.159N,FNV28.380N MV133025.334Nmm MV90736.346Nmm 22MMHMV96559.604Nmm T272209Nmm 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C）的强度。根据课本式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取0.6，轴的计算应力 caM12(T)227.702MPa[1]60MPa W因为ca[1]，故安全。 7) .滚动轴承的校核 轴承的预计寿命L'H88230038400h Ⅰ计算输入轴承 (1).已FR1知n87.533rmin，两轴承的径FNH22FNV22956.036N 向反力 FNH12FNV121911.507N,FR2 (2). 计算当量载荷P1、P2，由于轴承只受径向载荷，故 P1FR11911.507N P2FR2956.036N (3). 轴承寿命计算 由于轴承为深沟球轴承，取3，又因为机器最高工作温度为35℃，查课本表13—4取ft1.0 查《机械设计课程设计手册》得6008型深沟球轴承的Cr17KN，则 L1H106ftC()133935.598hL'H 60nP1106ftC()1070535.225hL'H 60nP2 L2H 故满足预期寿命。 7. 键联接设计 由《机械设计》式(6-1）得 p4000Tphld。键、轴和轮毂的材料都是钢，p110MPa。 由《机械设计》表6-2，取1> 高速轴上联轴器处的键 由d14mm取普通平键GB1096 键5mm5mm21mm 键的工作长度l21mm 键与轮毂键槽的接触高度h5mm p4000T400017.70647.180MPap110MPa hld52114 故该键合格，满足强度要求。 2> 中速轴上大齿轮处的键 由dIVV32mm取普通平键GB1096 键10mm8mm24mm 键的工作长度l24mm 键与轮毂键槽的接触高度h8mm p4000T400078.51451.116MPap110MPa hld82432 故该键合格，满足强度要求。 3> 低速轴上联轴器处的键 由dⅦⅧ35mm取普通平键GB1096 键10mm8mmmm 键的工作长度lmm 键与轮毂键槽的接触高度h8mm p4000T4000272.20972.013MPap110MPa hld835 故该键合格，满足强度要求。 4> 低速轴上大齿轮处的键 由dIIIII46mm取普通平键GB1096 键10mm8mm40mm 键的工作长度l40mm 键与轮毂键槽的接触高度h8mm p4000T4000272.20973.970MPap110MPa hld84046 故该键合格，满足强度要求。 8.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， H7配合. is61.机体有足够的刚度 大端盖分机体采用 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=55mm 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10mm，圆角半径为R=5mm。机体外型简单，拔模方便. 4.对附件设计 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、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. F、吊钩： 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体. 减速器机体结构尺寸如下： 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 机盖与机座联接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 定位销直径 符号  计算公式 结果 8 8 12 12 20 M16 4 M12 M10 M6 0.025a38 10.02a38 b11.51 1 b1 b b1.5 b22.5 b2 df df0.036a12 查《机械设计课程设计手册》表11-1 n d1 d10.75df d2 d2=（0.5~0.6）df d3 d3=（0.4~0.5）df M6 M8 d4 d d4=（0.3~0.4）df d=（0.7~0.8）d2 M6 8 22 18 16 20 14 50—62 >10 >10 m=8 df，d1，d2至外机壁距离 df，d2至凸缘C1 查《机械设计课程设计手册》表11-2 查《机械设计课程设计手册》表11-2 C2 l1 1 2 边缘距离 外机壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 机座肋厚 l1=C1+C2+（8~12） 1>1.2 2> m0.85 m 77 轴承端盖外径 D2 D2D+5d3 92 108 起盖螺钉直径 d5 不用太大，但要常见，起到起盖作用即可。 d58 h=15 铸造过渡尺寸 h,k,r k=3 r=5 根据低速机轴承座外景确定，以便于扳手操作为准 根据通气器上的沉孔直径确定 d67 凸台高度 通气器固定螺钉直径 9. 润滑密封设计 H d6 对于二级展开式圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且转速速较低，5(1.5~2)10mm.r/min，所以轴承采用脂润滑，箱体内选用所以其速度远远小于SH0357-92中的50号润滑油，装至规定高度。油的深度为55mm。 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连接表面应精刨，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，并均匀布置，保证部分面处的密封性。轴承端盖采用凸缘式轴承端盖，易于加工和安装。因为输出轴、输入轴转速都较低，故二者均可采羊毛毡圈密封，输出轴选用毡圈47.5，输入轴选用毡圈69. 10.联轴器设计 1.类型选择. 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 2.载荷计算. 见轴的设计。 四、设计小结 这次关于带式运输机上的二级展开式圆柱齿轮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，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过两个星期的设计实践，使我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基础. 1．机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《互换性与技术测量》、《CAD实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体，使我们能把所学的各科的知识融会贯通，更加熟悉机械类知识的实际应用。 2．这次的课程设计,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,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。 3．在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。 4．本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助. 5．设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。 五、参考资料 《机械设计》 高等教育出版社 主编 徐锦康 《机械原理》 高等教育出版社 主编 朱理 《工程图学》 机械工业出版社 主编 鲁屏宇 《材料力学》 高等教育出版社 主编 刘鸿文 《互换性与技术测量基础》 上海科学技术出版社 主编 甘永立 《机械工程材料》 机械工业出版社 主编 王章忠 《机械设计课程设计手册》 高等教育出版社 主编 吴宗泽 罗圣国 《机械设计手册（新编软件版）》 化学工业出版社 六、设计日志 6月29日——7月7日 设计说明书完成 29日——30日 齿轮发动机数据计算完成； 7月1日—— 2日 传动轴部分数据计算完成； 3日—— 5日 键、箱体部分设计完成； 6日—— 7日 密封润滑部分完成设计，并完成整体修改，初步定稿； 7月8日——7月13日 图纸部分完成绘制 8日—— 9日 完成主视图绘制； 10日——11日 完成俯视图、侧视图绘制； 12日——12日 完成零号图标注、详细表等，图纸绘制完成； 13日——13日 完成零件图（齿轮轴、齿轮）绘制； 7月14日——7月14日 机械设计课程设计答辩。