带式输送机课程设计

目录

1设计任务 ........................................ 3

1.1设计任务..................................................... 3

1.2传动系统参考方案（见图1-1） ................................. 3 1.3原始数据..................................................... 3 1.4工作条件..................................................... 4

2.选择电动机 ..................................... 5

2.1电动机类型和结构型式......................................... 5 2.2电动机容量................................................... 5 2.3电动机的转速................................................. 6

3 计算传动装置总传动比和分配各级传动比............ 7

3.1传动装置总传动比............................................. 7 3.2分配各级传动比............................................... 7

4计算传动装置的运动和动力参数 .................... 7

4.1各轴转速..................................................... 7 4.2各轴输入功率................................................. 8 4.3各轴转矩..................................................... 8

5传动零件的设计计算 .............................. 9

5.1高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算................................. 9

5.1.1 选择齿轮材料、热处理方法、精度等级及齿数 ........................... 9 5.1.2 确定材料许用接触应力 ............................................. 100 5.1.3 根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计 ............................. 100 5.1.4确定实际载荷系数与修正计算分度圆直径 ............................. 111 5.1.5 齿根弯曲疲劳强度计算 ............................................. 122

5.2 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 .............................. 155 5.2.1 选择齿轮材料、热处理方法、精度等级及齿数 ...................... 155 5.2.2 确定材料许用接触应力 ....................................... 155 5.2.3 根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计 ......................... 166 5.2.4确定实际载荷系数与修正计算分度圆直径 .......................... 177 5.2.5 齿根弯曲疲劳强度计算 ....................................... 177 5.2.6 齿轮几何尺寸计算 ........................................... 199

6.轴的设计计算 .................................. 20

6.1高速轴轴Ⅰ设计.............................................. 20 6.2中间轴轴Ⅱ设计.............................................. 24 6.3低速轴轴Ⅲ的设计计算........................................ 26

1

7. 键连接的选择及计算 ........................... 30

7.1 高速轴Ⅰ键计算 ............................................ 30 7.2 中间轴Ⅱ键计算 ............................................ 31 7.3低速轴Ⅲ键计算.............................................. 31

8 轴承的寿命校核 ................................ 31

8.1低速轴齿轮的载荷计算........................................ 32 8.2轴承的径向载荷计算.......................................... 32 8.3轴承的当量动载荷计算........................................ 32 8.4轴承寿命的计算及校核........................................ 32

9. 联轴器的选择 ................................. 33 10 润滑方式，润滑剂、密封方式的选择以及箱体的主要结构 .............................................. 33

10.1齿轮的滑方式及润滑剂的选择................................. 33

10.1.1齿轮润滑方式的选择 ............................................... 33 10.1.2齿轮润滑剂的选择 ................................................. 34

10.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择........................... 34

10.2.1滚动轴承润滑方式的选择 ........................................... 34 10.2.2滚动轴承润滑剂的选择 ............................................. 34

10.3密封方式的选择............................................. 34

10.3.1滚动轴承的密封选择 ............................................... 34 10.3.2箱体的密封选择 ................................................... 34

10.4箱体结构的设计............................................. 35

11.设计小结 ..................................... 37 12.参考文献 ..................................... 38

2

1设计任务

1.1设计任务

设计带式输送机的传动系统。要求传动系统中含有V带传动及两级圆柱齿轮减速器。

1.2传动系统参考方案（见图1-1）

带式输送机由电动机驱动。电动机1通过V带传动2将动力传入两级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4，将动力传至输送机滚筒5，带式输送机6工作。

图 1-1 带式输送机传动系统简图

1—电动机；2—V带传动； 3—圆柱直齿轮减速器；4—联轴器； 滚筒；6—输送带

1.3原始数据

设输送带最大有效拉力为F（N)，输送带的工作速度为v（m/s），输送机滚筒直径为D（mm），其具体数据见表1-1。

表1-1设计的原始数据

运输带工作拉力F/N 900 ?1v/(m?s) 运输带工作速度卷筒直径D/mm 420 2.0

3

1.4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，工作载荷有轻微冲击；输送带工作速度v的允许误差范围为±5%；二班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修期为2～3年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。

4

2.选择电动机

2.1电动机类型和结构型式

按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。

2.2电动机容量

(1)工作机的输出功率Pw

Pw?FV1000?900?2kw?1.8kw 10002)电动机输出功率Pd

Pd?Pwηa

设：η1——联轴器效率，η1=0.99； η2——滚动轴承效率，η2=0.98；

η3——圆柱齿轮传动效率（设齿轮精度为8级），η3=0.97； η4——运输机滚筒效率，η4=0.96

图见 2—2—1

（以上数据均由《机械设计课程设计》P18表3-3查得，以下简称其为《课程设计》）

传动装置的总效率

42?总??12??2??3??4?0.992?0.984?0.972?0.96?0.817

故： Pd?Pw1.8?kw?2.2kw ?总0.817Ped

(3)电动机额定功率

由《课程设计》表12-1可知，满足取为3kW

Pe?Pd条件的Y系列三相交流异步电动机额定功率Pe 应

5

2.3电动机的转速

计算驱动滚筒的转速

nw?60?1000v60?1000?2??91rmin

πD3.14?420i总?nm nw经查表3-2（《课程设计》P16）、表3-4（《课程设计》P19）按推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i总＝9～25，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（9～25）×91＝819～2275r/min。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，初选同步转速为1500r/min和1000r/m的电动机，由表12-1（《课程设计》P100）对于额定功率

Pe为3kW的电动机型号分别为Y100L2-4型和Y132S-6型。现将

Y100L2-4型和Y132S-6型电动机的有关技术数据及相应算得的传动比列于表2-3-1中。

表2-3-1方案的比较

方电动额定功同步转速满载转速 案机型总传动比i 率/kW /（r/min） /（r/min） 号 号 Y100L1 3.0 1500 1420 15.6 2-4 Y132S2 3.0 1000 960 10.6 -6

通过对上述两种方案比较可以看出：方案1选用的电动机转速高、质量轻、价格低，其总传动比为15.6，这对两级减速传动而言比较合理，故选方案1较为合理。

Y100L2-4型三相异步电动机的额定功率P??3kw，满载转速《课程设计》P102）查得电动机中心高H=100mm，nm?1420rmin。由表12-2（

轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为D=28mm和E=60mm。

6

3 计算传动装置总传动比和分配各级传动比

3.1传动装置总传动比

i总?nmnw?1420?15.6 913.2 分配各级传动比

按表3-4（《课程设计》P19）查取圆柱齿轮传动闭式的传动比为3～5，齿宽系数相等时，考虑齿轮传动的润滑合理和齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比为 i1?低速级传动比为

1.4i总?4.67

i2?i总?3.34 i1 传动系统各传动比分别为 ；i1

?4.67；i2?3.34

4计算传动装置的运动和动力参数

4.1各轴转速

n0?nm?1420rminn1?n0?1420rminn1n2??304.07rmini1 n2n3??91rmini2n4?n3?91rmin

7

4.2各轴输入功率

按电动机所需功率计算各轴输入功率，即

PO?Pd?2.2kw

P1?P0??1?2.2?0.99kw?2.18kwP2?P1??2??3?2.18?0.98?0.97kw?2.07kwP3?P2??2??3?2.07?0.98?0.97kw?1.97kw

P4?P3??2??1?1.97?0.99?0.98kw?1.91kw

4.3各轴转矩

T0?9550P02.2?9550??14.80N?m n01420T1?9550T2?9550P12.18?9550??14.66N?m n11420P22.07?9550??65.01N?m n2304.07T3?9550P31.97?9550??206.74N?m n391T4?9550

P41.91?9550??200.45N?m n491

8

表4-1 动力参数计算结果

电动机 轴号 0轴 功率P/ kW 转矩T/(N.m)) 1轴 2轴 3轴 4轴 两级圆柱齿轮减速器 工作机 2.2 2.18 2.07 1.97 1.91 14.80 14.66 65.01 206.74 200.45 转速n/(r/min) 1420 1420 304.07 91 91 传动比i 1 4.67 3.34 1 注：对电动机0所填的数据为输出功率和输出转矩，对其他各轴所填的数据为输入功率和输入转矩

5传动零件的设计计算

5.1高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算

原始数据

所设计带式输送机传动系统中第二级用高速级斜齿圆柱齿轮传动。已知Ⅰ轴输入功率2.18kW，小齿轮转速1420r/min，传动比i1?4.67，普通异步电动机驱动，工作寿命8年（设每年工作300天），二班制（每班工作8小时）

5.1.1 选择齿轮材料、热处理方法、精度等级及齿数

1.选择齿轮材料与热处理。 根据《机械设计》（P136）中表7-1查得，小斜齿圆柱齿轮a选用45Cr钢，热处

HBS2HBS1?260<350；理为调质，大斜齿圆柱齿轮b选用45号钢，热处理为调质，=230<350。

二者材料硬度差为30HBS，符合软齿面传动要求

9

2.选择齿轮的精度。

此减速机为一般工作机，速度不高，参阅表7-7（《机械设计》P149），初定为8级精度

3.初选齿数

取小齿轮齿数：Z1?24，大齿轮齿数：Z2?i1?Z1?24?4.67?112

5.1.2 确定材料许用接触应力

1.确定接触疲劳极限?Hlim，由图7-18（a）（《机械设计》P150）查MQ线得

?Hlim1?720MPa,?Hlim2?580MPa

2.确定寿命系数ZN 小齿轮循环次数

N1?60n1jLh?60?1420?1??2?8?300?8??3.3?109h

大齿轮的循环次数N2?3.3?1094.67?7?108 由图7-19（《机械设计》P151）查的ZN1?ZN2?1

3.确定尺寸系数ZX，由图7-20（《机械设计》P152）取ZX1?ZX2?1 4.确定安全系数SH，由表7-8（《机械设计》P151）取得SH=1.05

5.计算许用接触应力??H?，按公式（7-20）【1】（公式出处同为《机设设计》，以下不再赘述）计算，得

????ZH1H2NZX?Hlim21?1?720??686MPa

SH1.05ZX?Hlim21?1?580??552MPa

SH1.05????ZN5.1.3 根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计

齿面接触强度按式（7-25）【1】计算，其公式为

d1?32KT1i?1Z?ZEZHZ?2?（?) ?di[?H]确定上式中的各计算数值如下

10

1.初定螺旋角??15?，并选载荷系数Kt?1.32.小齿轮转矩T1?14.66?103N?mm3.确定齿宽系数?d?0.84.确定弹性影响系数ZE，由《机械设计》表7-5查得ZE?189.8MPa125.确定节点区域系数ZH，由《机械设计》图7-14得ZH?2.43

6.确定重合度系数Z?

由《机械设计》式（7-27）可得端面重合度为

???[1.88?3.2(1Z1?1Z2)]cos??[1.88?3.2(11?)]cos15??1.647 24112轴面重合度 ????dZ10.8?24tan??tan15??1.63 ??1?1?0.779

1.647因??，由式（7-26）得重合度系数Z???1??确定螺旋系数Z??cos??0.98 计算所需最小齿轮直径d1t 由上式得dlt?32KT1?d?i1?1Z?ZEZHZ??()?28.66mm i1[?H]5.1.4确定实际载荷系数与修正计算分度圆直径

1.确定使用系数KA?1.25(查表7-2《机械设计》P137) 2.确定动载系数 Kv 计算圆周速度v??dltn160?1000?3.14?28.66?1420ms?2.13ms

60?1000故前面取8级精度合理，由齿轮的速度和精度查图7-7(《机械设计》P138)

Kv?1.14

3.确定齿间载荷分配系数K?

齿宽初定

b??ddlt?0.8?28.66?22.928mm

计算单位宽度载荷值为

11

KAFt2KAT12?1.25?14.66?103???55.77Nmm?100Nmm bbd122.928?28.66查表7-3（《机械设计》P138）取K??1.4

4.确定齿向载荷分布系数KH?，由表7-4（《机械设计》P140）得

KH??1.15?0.18?d2?3.1?10?4b?0.108?d2?1.31

5.计算载荷系数K?KAKvK?K??1.25?1.14?1.4?1.31?2.61

6.按实际载荷系数修正所算的分度圆直径，由式7-12（《机械设计》P145）得

d1?dlt37.计算模数

K?28.66?Kt32.61?36.11mm 1.3m?d136.11??1.5mm Z1245.1.5 齿根弯曲疲劳强度计算

由式（7-28）【1】得弯曲强度的设计公式为

mn?32KT1cos2???????Fa?Sa?2?????dz1F???? ?确定上式中的各计算数值如下

1.由图7-21（a）（《机械设计》P153）取?Flim1?300MPa,?Flim2?220MPa 2由图7-22（《机械设计》P154）查得弯曲疲劳寿命系数YN1?YN2?1 3.由表7-8（《机械设计》P151）查的弯曲疲劳安全系数SF?1.25 4.由图7-23（《机械设计》P154）差得尺寸系数YX?1 5.由式（7-22）得许用弯曲应力

?????F1???F2YYNYX300?2?1?1??480MPaSF1.25 ?YYY220?2?1?1?Flim2StNX??352MPaSF1.25Flim1St6.确定计算载荷K

初步确定齿高h=2.25m=2.25?1.5=3.375，b/h=0.8?36.11/3.375=8.56 查图7-11（《机械设计》P140）得

KF??1.25计算载荷K?KAKVK?K??1.25?1.14?1.4?1.25?2.49

12

7.确定齿形系数YFa 当量齿数为Zv1?24112?26.6,Z??124.3 v23?3?cos15cos15由图7-16（《机械设计》P147）查的YFa1?2.6,YFa2?2.18

8.由图7-17（《机械设计》P147）得应力校正系数Ysa1?1.59,Ysa2?1.82 9.计算大小齿轮的

YFa1YSa1YFaYSa??F?值

??F??YY2.6?1.592.22?1.76?0.0086,Fa2Sa2??0.0112

??F?480352大齿轮的数值大。 10.求重合度系数Y?。

tan?ntan20?)?arctan（）?20.647? 端面压力角 ?t?arctan(cos?cos15?基圆螺旋角的余弦值为

cos?b?cos?cos?n/cos?t?0.97 当量齿轮端面重合度，由式（7-30）得?an?0.75?acos2?b?1.643?1.75 20.97按式（7-30）计算Y??0.25??an?0.25?0.75?0.679 1.7511.由图7-25（《机械设计》P160）得螺旋角影响系数Y??0.87 将上述各值代入公式计算，得

mn?32KT1cos2?Y?Y?YFa2YSa2?dz12???F??232o2?2.49?14.66?10?cos15?0.87?0.679?0.0112 3?0.8?242?0.99mm由于齿轮的模数mn的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的1.84按国际圆整为mn=2。并根据接触强度计算出得分度圆直径d1?64.5mm，协调相关参数

13

和尺寸为

d1cos?36.11?cos15oz1???28 m1.25z2?i1z1?4.67?28?131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。

5.1.6 齿轮几何尺寸计算

（1）中心距 a?(z1?z2)mn(28?131)?2??103mm o2cos?2cos15把中心距圆整成103mm。

2.修正螺旋??arccos(z1?z2)mn(28?131)?2?arccos?15.246o 2a2?103螺旋角变化不大，所以相关参数不必修正。

z1mn28?1.25??36.28mmcos?cos15.246o3.分度圆直径

zm131?1.25d2?2n??169.72mmcos?cos15.246od1?4.确定齿b??d1?0.8?36.28?29mm,取b2?29mm,b1?39mm

表5-2-1高速级斜齿圆柱齿轮端面的基本尺寸

名称 模数m 齿数z 螺旋角? *ha齿顶高系数 *ca顶隙系数 小齿轮 1.25 28 15.246? 1 0.25 大齿轮 131 分度圆直径d 齿顶圆直径da 齿根圆直径df 齿高h 中心距a

36.28 38.78 33.675 2.8125 103 169.72 172.22 166.595

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5.2 低速级直齿圆柱齿轮的设计计算

原始数据

所设计带式输送机传动系统中第二级用低速级斜齿圆柱齿轮传动。已知ⅠⅠ轴输入功率2.07kW，小齿轮转速304.07r/min，传动比i2?3.34，普通异步电动机驱动，工作寿命8年（设每年工作300天），二班制（每班工作8小时）

5.2.1 选择齿轮材料、热处理方法、精度等级及齿数

1.选择齿轮材料与热处理。 根据表7-1查得，

小斜齿圆柱齿轮a选用45Cr钢，热处理为调质，HBS1?260<350； 大斜齿圆柱齿轮b选用45号钢，热处理为调质，HBS2=230<350。 二者材料硬度差为30HBS，符合软齿面传动要求 2.选择齿轮的精度。

此减速机为一般工作机，速度不高，参阅表7-7，初定为8级精度 3.初选齿数

取小齿轮齿数：Zc=24，大齿轮齿数：Zd?i1Zc?24?3.34?81

5.2.2 确定材料许用接触应力

1.确定接触疲劳极限?Hlim，由图7-18（《机械设计》P150）查MQ线得

?Hlim1?720MPa,?Hlim2?580MPa

（2）确定寿命系数ZN 小齿轮循环次数

N1?60n1jLh?60?304.07?（2?8?300?8)?7?108h 大齿轮的循环次数N2?7?108/3.34?2.1?108h 由图7-19（《机械设计》P151）查的ZN1?ZN2?1

3.确定尺寸系数ZX，由图7-20（《机械设计》P152）取ZX1?ZX2?1 4.确定安全系数SH，由表7-8（《机械设计》P151）取得SH=1.05

15

5.计算许用接触应力??H?，按公式（7-20）【1】（公式出处同为《机设设计》，以下不再赘述）计算，得

????ZH1H2NZX?Hlim21?1?720??686MPa

SH1.05ZX?Hlim21?1?580??552MPa

SH1.05????Z

N5.2.3 根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计

齿面接触强度按式（7-11）【1】计算，其公式为

d1?32KT1i?1Z?ZEZH2?（?) ?di[?H]确定上式中的各计算数值如下

1.初选载荷系数Kt?1.32.小齿轮转矩T2?65.01?103N?mm3.确定齿宽系数?d?0.8

4.确定弹性影响系数ZE?189.8MPa12(表7-5《机械设计》P145）5.确定节点区域系数ZH?2.5（图7-14《机械设计》P144）6.确定重合度系数Z?由式（7-27）可得端面重合度为

?a?[1.88?3.2(?1.71111?)]?[1.88?3.2(?)]z1z22479

由式（7-9）得重合度系数Z??计算所需最小齿轮直径

4???4?1.7??0.876 33dlt?

32KT1i?1Z?ZEZH2?（?)?di[?H]

由上式得d1t?53.79mm

16

5.2.4确定实际载荷系数与修正计算分度圆直径

1.确定使用系数KA?1.25(查表7-2《机械设计》P137) 2.确定动载系数 Kv 计算圆周速度v??d1tn13.14?53.79?304.07??0.86m/s,

60?100060000故前面取8级精度合理，由齿轮的速度和精度查图7-7(《机械设计》P138)

Kv?1.06

3.确定齿间载荷系数K?齿宽初定b??dd1t?0.8?53.79?43.03mm计算单位宽度载荷值为KAFt2KAT12?1?65.01?103???98N/mm?100mmbbd143.03?53.79查表7-3（《机械设计》P138）取K??1.24.确定齿向载荷系数KH?，由表7-4（《机械设计》P140）得KH??1.15?0.18?d2?3.1?10?4b?0.108?d2?1.325.计算载荷系数K?KAKVK?KH??2.1

6.修正分度圆直径，由式（7-12）d1?d1t3K?63.11mmKtd1?2.63mmz1

计算模数m?

5.2.5 齿根弯曲疲劳强度计算

由式（7-17）【1】得弯曲强度的设计公式为

2KT1??mn?2?dz13??Fa?Sa?????F?? ???

17

确定上式中的各计算数值如下

1.由图7-21（a）（《机械设计》P153）取?Flim1?300MPa,?Flim2?220MPa 2由图7-22（《机械设计》P154）查得弯曲疲劳寿命系数YN1?YN2?1 3.由表7-8（《机械设计》P151）查的弯曲疲劳安全系数SF?1.25 4.由图7-23（《机械设计》P154）差得尺寸系数YX?1 5.由式（7-22）得许用弯曲应力

?????Flim1YStYNYX300?2?1F1S??125?480MPaF1.?220?2?1?1

???Flim2YStYNYXF2?S?F1.25?352MPa6.确定计算载荷K

初步确定齿高h=2.25m=2.25?2.63=5.91，b/h=0.8?53.79/5.91=7.28 查图7-11（《机械设计》P140）

KF??1计算载荷.24K,A?KV?KF??KK?1.? 25?17.确定齿形系数YFa

由图7-16（《机械设计》P147）查的YFa1?2.65,YFa2?2.21

8.由图7-17（《机械设计》P147）得应力校正系数YSa1?1.58,YSa2?1.76 9.计算大小齿轮的

YFaY?Sa?F?值

YFa1YSa1???2.65?1.58480?0.0087,YFa2YSa2???2.21?1.76?0.01105F?F?352

大齿轮的数值大。 10.求重合度系数Y?。 按式（7-18）计算Y??0.25?0.75??0.25?0.75?0.94?1.7 11. 将上述各值代入公式计算，得

18

得

.?061mn?32KT1Y?YFa2YSa2?dz12???F??22?1.97?65.01?103?0.94?0.0112

?0.8?242?1.83mm3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1.83按国际圆整为mn=2。并根据接触强度计算出得分度圆直径d1?122.1mm，协调相关参数和尺寸为

d163.11??32 m2z2?i2z1?3.34?32?107z1?

5.2.6 齿轮几何尺寸计算

1.中心距 a?(z1?z2)mn(32?1107)?2??139mm 22把中心距圆整成139mm。

2.分度圆直径

d1?z1mn?32?2?64mmd2?z2mn?107?2?214mm名称 模数m 齿数z 齿形角? *齿顶高系数ha *顶隙系数ca

3.确定齿b??d1?0.8?32?26mm,取b2?26mm,b1?36mm

表5-3-1低速级斜齿圆柱齿轮端面的基本尺寸

小齿轮 2 32 20? 大齿轮 107 1 0.25 64 214 分度圆直径d

19

齿顶圆直径da 齿根圆直径df 齿高h 中心距a

68 59 6.75 260 218 209 6.轴的设计计算

为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。 第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为

2T12?14.66?103Ft1???808.16Nd136.28Ft1?tg?n808.16?tg20oFr1???304.88Ncos?1cos15.246?Fa1?Ft1tg?1?808.16?tg15.246??220.27N 2T22?65.01?103Ft2???2031.56Nd364Fr2?Ft2?tg??2031.56?tg20o?739.43N6.1高速轴轴1设计

1.按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为: d?A?3P n1，2轴为高速轴，初算轴径作为最小直径，应取较大的A值；3轴为低速轴，初算轴径作为最大直径，应取较大的A值；查表12-1（《机械设计》P288），取A0?112。 2.初算轴的最小直径

dmin?A0?3p2.18?112?3?12.9mm n1420因为轴上有键槽，故最小直径加大6%，dmin=13.7mm，又因为高速轴Ⅰ为输入轴，最小直径应该为联轴器1的轴孔直径ds。为了使所选的轴直径与联轴器1孔径适应，故需要同时确定联轴器的轴孔直径。即轴的最小直径为联轴器1处的轴孔

20

直径d1，选d1?24mm。

3.装配方案

高速轴轴上零件的装配方案如图6-1-1所示：

图6-1-1高速轴零件的装配方案图

首先确定各段直径

A段：d1=24mm 即联轴器1轴孔直径得出，由最小直径确定。 B段：d2=27mm，根据油封标准，选择毡圈孔径为27mm的 C段：d3=30mm，与圆锥滚子轴承30206配合，取轴承内径 D段：d4=32mm， 设计非定位轴肩取轴肩高度h=2mm E段：d6=36.23mm, 将齿轮与轴连为一体做成齿轮轴 F段：d5=32mm， 自由段

G段， d7=30mm, 与圆锥滚子轴承30206配合，取轴承内径 第二、确定各段轴的长度

A段：L1=52mm,应该与联轴器1配合

B段：L2=30mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取30mm

C段：L3=22mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油盘长度L3=16+6 D段：L4=55mm，根据实际情况酌情增减 E段：L6?39mm，齿轮的齿宽B1?39mm F段：L5?20mm，根据实际情况酌情增减

21

G段：L7=22mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油盘长度 轴总长L=240mm，

两轴承间距离（不包括轴承长度）S=158mm 4、求轴上的载荷

首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从《课程设计》P132中查表15-3得圆锥滚子的B=13.8，计算可得L3和L7为8.2mm。作为简支梁的轴的支撑跨距L跨?L2?L3?82.7mm?47.7mm?130.4mm，即两轴承间距离234mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下

图6-1-2轴的计算简图、弯矩图、扭矩图

水平方向 由平衡方程

?MD?0，FtL3?FNH1L跨?0?MB?0，FNH2L跨?FtL2?0

求得支座约束力（支座反力）为

FNH1?FNH2?FtL3808.16?47.7??295.62NL跨130.4FtL2808.16?82.7??512.54NL跨130.4

同理可求MH?垂直方向

由平衡方程

FL808.16?47.7?82.7t2L3??24448.16N?mm L跨130.4

22

?F?0，Fx?FNV1?FNV2?MD?0，FNV1L跨?FxL3?Fad2

求得支座约束力（支座反力）为

FNV1?2FxL3?Fad304.88?47.7?220.27?18.14??142.17N2L跨130.4

FNV2?Fx?FNV1?304.88-142.17?162.71N同理可求

MV1?FNV1?L2?130.4?82.7?11757.459N?mm同理MV2?7761.7612N?mm载荷 支座反力F 水平面H

表6-1高速轴载荷计算结果

垂直面V ,FNH1?295.62NFNH2?512.54N 弯矩M FNV1?142.17NFNV2?162.71N ,MH?24448.16N?mm MV1?11757.459N?mm MV1?7761.7612N?mm22M1?MH?MV，1?27128.28N?mm 22M2?MH?MV2?25650.55N?mm总弯矩 扭矩T T1?14.66?103N?mm 5.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C截面）的强度。因为单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取??0.6，根据式（12-5）【1】及表12-5中的数值，轴的计算应力

M12?(?T3)227128.282?(0.6?14660)2?ca???5.97MPa

W0.1?36.283前已选定轴的材料为40Cr，调制处理，由表12-1(《机械设计》P281)查得

??-1??194MPa，因此?ca????1?，故安全。

23

6.2中间轴轴2设计

1）、按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表12-1（《机械设计》P288），依然取A0?112 2）初算轴的最小直径

dmin?A0?3p2.07?112?3?21.3mm n304.07因为轴上有键槽，故最小直径加大10%，dmin=23.4mm。根据减速器的结构，轴Ⅱ的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选圆锥滚子轴承30206，故取dmin=30mm.

轴Ⅱ的轴上零件设计装配图如下：

首先，确定各段的直径

A段:d1=30mm,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合 E段：d6=30mm，与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合 B段：d2=32mm, 齿轮轴上齿轮的轴孔直径 C段：d3=36mm, 定位轴肩

D段：d4=32mm, 齿轮轴上齿轮的轴孔直径 然后确定各段距离：

A段： L1=30mm, 考虑轴承（圆锥滚子轴承30206）宽度与挡油盘的长度 B段：L2=32mm, 根据齿轮轴上齿轮的齿宽B减去2mm（为了安装固定）

24

C段：L3=15mm,自由段长

D段：L4=37mm, 根据高速级大齿轮轮毂L=39mm减去2mm（为了安装固定） E段：L5=44mm，考虑了轴承和挡油环长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离 由轴Ⅰ得出的两轴承间距离（不包括轴承长度）减去已知长度可得出 轴总长L=158mm， 6）求轴上的载荷 1）求轴上的力

已知

P2?2.07KW,n2?304.07rmin,T2?65.01N?m 2T12?14.66?103Ft1???808.16Nd136.28Ft1?tg?n808.16?tg20oFr1???304.88Ncos?1cos15.246?Fa1?Ft1tg?1?808.16?tg15.246??220.27N 2T22?65.01?103Ft2???2031.56Nd364Fr2?Ft2?tg??2031.56?tg20o?739.43N首先根据轴的结构图作出以下受力分析图，在确定轴承的支撑点位置时，应从手册中查取a的值，对于30206型圆锥滚子轴承，由指导书P123页查得a=13.8mm， 水平方向：

Ft1(l1?l2)?Ft2l12031.56?100.2?808.16?N?1265.44N FNH1?L130.4 FNH2?F合-FNH2?1223.4?1265.44N??42.4N MH1?FNH1l1?1265.44?30.2N?mm?38216.29N?mm MH2?43298.78N?mm 垂直方向：

FNV1?FR1?FR2?FNV2?0

FNV1130.4?FR1100.2?FR247.7?FA178240.2222?600N

130.425

169.72?0 2FNV1?

FNV2??165.45N

MV1?FNV1l1?600?30.2?1820N?mMMV3?71950.79N?mM

Mmax?MH22?MV22?83974.40N?mm T?65.01N?m

载荷 支持力F 弯矩M 水平面H 垂直面V FNH1?1265.44NFNH2??42.04NFNV1?600NFNV2??165.45N MH1?38216.29N?mmMH2?43298.78N?mmMV1?18120N?mmMV2?71950.79N?mm 总弯矩 扭矩 Mmax?83974.40N?mm T?65.01N?m （6）、按弯矩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强度，根据机设书P373式（15-5）及表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故取α=0.6,轴的计算应力

M2?(aT)283974.402?(0.6?65.01)2?ca??MPa?28.26MPa 3W0.1?32其中

πd3W??0.1d332

前面已选定轴的材料为40Cr钢（调质），查机设书P281表12-1，得：

???1??194MPa，

因此

σca??σ?1?， 故安全。

26

6.3低速轴轴3的设计计算

输入功率P=1.97KW,转速n =91r/min，转矩206.74N?m轴的材料选用45（调质），可由表12-1（《机械设计》P288）查得A?103 所以轴的直径: dmin?A03P?28.71mm。因为轴上有两个键槽，故最小直径加大n10%，dmin?31mm。又因为低速轴3为输出轴，最小直径应该为安装联轴器的直径dA。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径适应，故需要同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tca=KaT3，查表19-3，考虑到转矩变化不大，取KA=1.3，则：Tca=KaT3=1.3×206.74=268.762Ngmm。按照计算转矩应该小于联轴器的公称转矩的条件，由表16-4(机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为HL3，轴孔的直径

dmin=32mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=82mm。 轴Ⅲ轴上零件设计装配图如下：

首先，确定各轴段直径

A段: d1=40mm, 与轴承（深沟球轴承6208）配合 E段: d1=40mm, 与轴承（深沟球轴承6208）配合 B段: d2=42mm,按照齿轮的安装尺寸确定 C段: d3=48mm,定位轴肩，取轴肩高h=6mm

27

D段: d4=42mm, 非定位轴肩，轴肩高h=2mm E段: d5=40mm, 非定位轴肩，轴肩高h=2mm F段: d6=38mm,非定位轴肩,轴肩高h取2mm G段: d7=35mm, 联轴器的孔径 然后、确定各段轴的长度

A段: L1=34mm,由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸确定 B段: L2=24mm，齿轮齿宽B4=26mm减去2mm，便于安装 C段: L3=20mm, 轴环宽度，取圆整值

E段: L5=34mm, 由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸确定 D段: L4=54mm,由两轴承间距减去其他已确定长度数据 F段: L6=27mm, 考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到

G段: L7=82mm,为保证轴端挡圈只压半联轴器上而不压在轴的端面上，故此段长度应略短于该轴器孔长度。 轴总长L=267mm 。 4、求轴上的载荷

首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从《课程设计》P134中查表15-4得深沟球轴承的B=18，计算可得L1和L5为16mm。作为简支梁的轴的支撑跨距L跨?122mm，即两轴承间距离122mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下

28

图6-3低速轴计算简图 水平方向 由平衡方程

?MD?0，FtL3?FNH1L跨?0?MB?0，FNH2L跨?FtL2?0

求得支座约束力（支座反力）为

FNH1?FL2031.56?94t3??1565.3NL跨122

FNH2?Ft?FNH1?466.26N同理可求

MH?FNH1?28?43828.4N?mm 垂直方向 由平衡方程

?F?0，Fx?FNV1?FNV2?MD?0，FNV1L跨?FxL3

求得支座约束力（支座反力）为

FNV1?FxL3739.43?94??569.72NL跨122

FNV2?Fx?FNV1?739.43-569.72?169.71N

29

同理可求

MV?FNV1?L1?569.72?28?15952.16N?mm

表6-2低速轴载荷计算结果

载荷 支座反力F 水平面H 垂直面V ,FNH1?1565.3NFNV1?569.72N,FNH2?466.26N 弯矩M FNV2?169.71N MV?15952.16N?mmMH?43828.4N?mm 总弯矩 扭矩T 22M1?MH?MV?46641.18Ngmm T3?206.74?103N?mm 5.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C截面）的强度。因为单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取??0.6，根据式（12-5）【1】及表12-5中的数值，轴的计算应力

M12?(?T3)246641.182?(0.6?206740)2?ca???17.89MPa 3W0.1?42前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由表12-1(《机械设计》P281)查得

??-1??180MPa，因此?ca????1?，故安全。

7. 键连接的选择及计算

7.1 高速轴Ⅰ键计算

校核联轴器1的键连接：

该处选用普通平键尺寸为：b×h×L = 8mm×7mm×50mm，（查《机械设计》P77表4-1）接触长度:l = 50-8 = 42 mm，则键联接强度校核为:（[?p]由《机械设计》P78表4-2查得）

4T4?14.66?103?p???8.31MPa?[?p]?110MPa

dhl24?7?42故此平键连接满足强度要求。

30

7.2 中间轴2键计算

校核高速大齿轮处的键连接：

该处选用普通平键尺寸为：b×h×L = 10mm×8mm×36mm，（查《机械设计》P77表4-1）接触长度:l= 36-10 = 26mm，

则键联接强度校核为:（[?p]由《机械设计》P78表4-2查得）

4T4?65.01?103?p???39.07MPa?[?p]?110MPa

dhl32?8?26故此平键连接满足强度要求。

7.3低速轴3键计算

1.校核低速大齿轮处的键连接：

该处选用普通平键尺寸为：b×h×L = 12mm×8mm×22mm，（查《机械设计》P77表4-1）接触长度:l= 22-12 = 10mm，

则键联接强度校核为:（[?p]由《机械设计》P78表4-2查得）

4T4?206.74?103?p???246.12MPa?[?p]?110MPa

dhl42?8?10故此平键连接不满足强度要求，应采用双键连接。 2.校核联轴器处的键连接：

该处选用普通平键尺寸为：b×h×L = 10mm×8mm×80mm，（查《机械设计》P77表4-1）接触长度:l= 80-10 = 70mm 则键联接强度校核为:（[

?p]由《机械设计》P78表4-2查得）

4T4?206.74?103?p???42.19MPa?[?p]?110MPa

dhl35?8?70故此平键连接满足强度要求

8 轴承的寿命校核

因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。

31

8.1低速轴齿轮的载荷计算

由上述6.2中低速级齿轮设计可求得大斜齿轮的啮合力： 大齿轮的分度圆直径：dd?40mm 大齿轮的圆周力：

Ft?2031.56N

大齿轮的径向力： Fr?739.43N

8.2轴承的径向载荷计算

低速轴上的滚动轴承采用正装。两个轴承型号均为6208型的深沟球轴承，其基本额定动载荷Cr?228000N，基本额定静载荷C0r?158000N（《课程设计》P132表15-3）。由上表6-2可得：

Fr1?F2NH1?F2NV1?1665.76N

Fr2?F2NH2?F2NV2?496.19N

8.3轴承的当量动载荷计算

根据（《机械设计P249》式10-5）知

Pr1?1665.76N Pr2?496.19N

8.4轴承寿命的计算及校核

根据表10-6（《机械设计》P251）按8小时连续工作的机械查得该滚动轴承的预

??12000~20000??20000h，齿轮转速n=91r/min 。并取h，取Lh期寿命LhP??(Pr1,Pr2)max??1665.76N。故根据10-10式可算出轴承基本额定寿命为

L10h?16667C?16667228003()=?()?4.7?105 nP911665.7632

故轴承绝对安全。

9. 联轴器的选择

联轴器1：为配合电动机轴的直径查（《机械设计课程设计》P102）知d=28mm， 和轴1的直径d=24mm，可选型号为TL4 联轴器2：

第6部分已经有论述 选联轴器2型号为HL3，轴孔的直径d1=35mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=82mm。

10 润滑方式，润滑剂、密封方式的选择以及箱体的主要结

构

10.1齿轮的滑方式及润滑剂的选择 10.1.1齿轮润滑方式的选择

高速轴小圆柱斜齿轮的圆周速度：

v1??d1n1(60?1000)???36.23?1420(60?1000)?2.69m/s

中间轴大圆柱斜齿轮和小圆柱斜齿轮的圆周速度：

v2??d2n2(60?1000)???169.72?304.07(60?1000)?2.7m/sv3??d3n2(60?1000)???64?304.07(60?1000)?1.02m/s 低速轴大圆柱斜齿轮的圆周速度：

v4??d4n3(60?1000)???214?91(60?1000)?1.02m/s取

v?{v1,v2,v3,v4}?2.7m/s，一般来说当齿轮的圆周速度v?12m/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。

33

10.1.2齿轮润滑剂的选择

根据表20-3中（《课程设计》P190）查得，齿轮润滑油可选用全损耗系统用油，

2代号是：AN68，运动粘度为：61.2~74.8（单位为：mm/s）。

10.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择 10.2.1滚动轴承润滑方式的选择

高速轴轴承: d高n1?30?1420?4.26?104?2?105mm?r/min 中间轴轴承：d中n2?30?304.07?9.12?103?2?105mm?r/min 低速轴轴承：

d低n3?40?91?3.64?103mm?r/min?2?105mm?r/min 故三对轴承均应采用脂润滑

10.2.2滚动轴承润滑剂的选择

根据表20-4（《课程设计》P191）中查得，滚动轴承润滑可选用滚珠轴承脂。

10.3密封方式的选择 10.3.1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。

10.3.2箱体的密封选择

箱体部分面上应用水玻璃或密封胶密封。

34

10.4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大端盖分机体采用is6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

6.3表面粗糙度为?

3. 机体结构有良好的工艺性.

铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。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M6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，

35

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 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，用以起吊或搬运较重的物体

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11.设计小结

机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节，通过三周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械方面有关各个零部件的有机结合有了深刻的认识。

本设计由于时间紧张，在设计中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件时可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准确。若想把它变成实际产品的话还需要反复的考虑和探讨。但作为第一次练习，确实给我带来了很大的收获，设计涉及到机械、电等多方面的内容，通过设计计算、认证、画图，提高了我对机械结构设计、控制系统设计及步进电动机的选用等方面的认识和应用能力。在设计中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件时可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准确。

在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，通过这次设计再次熟悉了AUTOCAD绘图软件和microsoft word文字处理软件，本次设计由于有参考指导书，自己独立设计的东西不多，但在通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础。

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12.参考文献

[1] 银金光、刘扬主编，邹培海副主编 机械设计. 清华大学出版社，２０１２. [2] 银金光、刘扬主编，邹培海副主编 机械设计课程设计（修订版）.北京交

通大学出版社，２０１２.

[3] 赵大兴主编 工程制图 高等教育出版社，2009 [4] 刘鸿文主编 材料力学 高等教育出版社，2010 [5] 其它机械类专业课程教材

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