链式传动二级圆锥-圆柱齿轮减速器

课程设计说明书设计题目：用于链式运输机的圆锥-圆柱二级齿轮减速器目录第一章设计任务书3第二章传动方案的拟定及说明4第三章电动机的选择.计算传动装置的运动和动力参4第四章传动件设计计算6第五章轴的设计计算 13第六章键连接的选择及校核计算26第七章滚动轴承的选择及计算28第八章联轴器的选择33 第九章润滑与密封34第十章减速器结构设计及附件的选择35第十一章：设计小结40附录：参考资料目录40第一章、设计任务书、传动方案示意图1电动机 2、7联轴器 3圆锥圆柱二级齿轮减速器 4开式齿轮传动 5运输机 6链轮、工作情况：二班制、连续单向运动、有轻微振动、室内工作、无灰尘、原始数据：链条总拉力F（N）：5500N链条节距P（mm）：150mm链条速度V（m/s）：0.3 （运输链速度允许误差：）链轮齿数 Z ：7开式齿轮传动比 i2：5.5使用期限：20年、大修期一年生产规模：少批量（40台）生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮及蜗轮动力来源：电力、三相交流、电压380/220伏、设计内容：1、传动系统方案的分析； 2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算； 3、传动零件的设计计算； 4、轴的设计计算； 5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核； 6、键联接和联轴器的选择及校核； 7、减速器箱体，润滑及附件的设计； 8、装配图和零件图的设计； 9、设计小结； 10、参考文献；第二章、传动系统方案的分析 传动方案见图一，其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小，传动效率高，适用在恶劣环境下长期工作，虽然所用的锥齿轮比较贵，但此方案是最合理的。其减速器的传动比为8-15，用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。第三章、电动机的选择与传动装置运动 一、 电动机的选择、 和动力参数的计算 1、电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压交流380V。 2、电动机容量选择： （1）工作机所需功率Pw=FV/1000=（45000.25/1000）KW=1.125KW F-工作机阻力 v-工作机线速度 (2) 电动机输出功率 考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为=/ 为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即-链轮传动效率取0.90 -滚动轴承效率取0.99 -弹性联轴器效率取0.99 -刚性联轴器效率取0.98-开式圆柱齿轮传动效率取0.95-闭式圆柱齿轮传动效率取0.97-闭式圆锥齿轮传动效率取0.96 （3）确定电动机的额定功率因工作有轻微振动，电动机额定功率略大于即可。所以可以暂定电动机的额定功率为202KW。 3、确定电动机转速 链式运输机工作转速=601000V/ZP=60X1000X0.25/15000=10r/min由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为10-25，开式圆柱齿轮传动比范 围3-7。故电动机的转速的可选范围为=(30-175） =（300-1750）r/min。 可见同步转速为750r/min，1000r/min ，1500r/min 的电动机都符合，而转速越高总传动比越大传动装置的结构会越大，成本越高,所以应综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格及总传动比，选定电动机型号为Y112M-6电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）传动装置总传动比同步满载Y112M-6 2.21000940 45 94二、传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配 1、传动装置总传动比=940/10=94 2、分配各级传动比 为了使减速器的传动比小一些，开式圆柱齿轮传动比去大一些，取，高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约，为了使锥齿轮直径不至于过大，尽量使3，低速级为圆柱齿轮传动其传动比可大些。所以可取=3 =4.5取定各传动比，当前的总传动比传动后运输链速度的误差为：=，在运输链允许误差5%内。三、计算传动装置的运动和动力参数 1、各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出）=940r/min=940/3=313.33r/min /=313.33/4.5=69.63r/min=69.63r/min=69.63/7=9.95r/min 2、各轴输入功率 3、各轴转矩 将计算结果汇总列表如下：项目电动机轴高速级轴I中间轴II低速级轴III轴IV工作机轴 V转速（r/min）940940313.3369.6369.639.95功率（kw）1.531.511.441.381.341.26转矩()15.5415.3847.77189.15183.511208.14传动比134.517 第四章、传动零件的设计计算斜齿圆柱齿轮传动的设计（主要参照教材机械设计（第八版）已知输入功率为=1.44kw、小齿轮转速为=313.33r/min、齿数比为4.5。工作寿命20年（设每年工作300天），二班制，链式输送，有轻微振动，转向不变。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（GB10095-88） （2）材料选择 由机械设计（第八版）表10-1小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。（3) 选小齿轮齿数20,则大齿轮齿数 初选螺旋角。 2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算（1）确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数=1.62） 查教材图表（图10-30）选取区域系数=2.4503） 查教材表10-6选取弹性影响系数=189.8 4） 查教材图表（图10-26）得 =0.765 =0.887 =1.6525） 由教材公式10-13计算应力值环数N=60nj =60313.331（2830020）=1.80510h N=0.401X10h6） 查教材10-19图得：K=0.9 K=0.957） 查取齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa 550Mpa 8） 由教材表10-7查得齿宽系数=19） 小齿轮传递的转矩=47.77N.m10） 齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:=0.9650=585=0.95550=522.5 许用接触应力为 （2） 设计计算1） 按式计算小齿轮分度圆直径 =2） 计算圆周速度0.706m/s3） 计算齿宽b及模数 b=43.04mm=4) 计算齿宽与高之比 齿高h= =2.252.105=4.74 = =9.085) 计算纵向重合度=0.318tan=0.318X1X20tan=1.3526) 计算载荷系数K 系数=1.25，根据V=0.706m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.02 查教材图表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1.4 由教材图表(表10-4）查得=1.418 查教材图表（图10-13）得=1.350 所以载荷系数=2.5317) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径=8) 计算模数= 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式设计（1） 确定公式内各计算数值1） 计算载荷系数 =2.4332） 根据纵向重合度=1.744 查教材图表（图10-28）查得螺旋影响系数=0.983） 计算当量齿数 =21.37 =96.184） 查取齿形系数 查教材图表（表10-5）=2.7452 ，=2.187645） 查取应力校正系数 查教材图表（表10-5）=1.5637 ，=1.786186） 查教材图表（图10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=540MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=400MPa 。7） 查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数K=0.85 K=0.88 8） 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得= =9） 计算大、小齿轮的，并加以比较 大齿轮的数值大.选用.（2） 设计计算1） 计算模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.102来计算应有的齿数.2）计算齿数 z=24.48 取z=24 那么z=4.524=108 4、几何尺寸计算（1） 计算中心距 a=134.949 圆整为135mm（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos 因值改变不多,故参数,等不必修正.（3） 计算大.小齿轮的分度圆直径 d=49.091 d=220.901（4） 计算齿轮宽度 B=（5） 结构设计 小齿轮（齿轮1）齿顶圆直径为53.901mm 采用实心结构大齿轮（齿轮2）齿顶圆直径为224.901mm 采用腹板式结构其零件图如下4.2直齿圆锥齿轮传动设计（主要参照教材机械设计（第八版）已知输入功率为=1.51kw、小齿轮转速为=940r/min、齿数比为3由电动机驱动。工作寿命20年（设每年工作300天），二班制，链式输送，有轻微振动，连续单向运动。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1） 圆锥圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用7级精度（GB10095-88） （2） 材料选择 由机械设计（第八版）表10-1 小齿轮材料可选为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料取45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。（3) 选小齿轮齿数,则大齿轮齿数 2、按齿面接触疲劳强度设计 设计计算公式： （1） 、确定公式内的各计算值1） 试选载荷系数=1.82） 小齿轮传递的转矩=15.38Nm3） 取齿宽系数4） 查图10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa 大齿轮的接触疲劳极限550Mpa 5） 查表10-6选取弹性影响系数=189.8 6） 由教材公式10-13计算应力值环数 N=60nj =609401（2830020）=5.41410hN=1.80510h7) 查教材10-19图得：K=0.88 K=0.98) 齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得: =0.88650=572 =0.9550=495（2） 设计计算1） 试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得2） 计算圆周速度V2.57m/s3） 计算载荷系数 系数=1.25，根据V=2.57m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.10 查图表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1.2 根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表10-9得=1.25的=1.5X1.25=1.875 得载荷系数 =3.0944） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得=5）计算模数M 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 设计公式： m（1） 确定公式内各计算数值1） 计算载荷系数 =1.25X1.1X1.2X1.875=3.0942） 计算当量齿数=24.24=218.203） 由教材表10-5查得齿形系数应力校正系数4) 由教材图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限5) 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.825 K=0.866) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得 = =7) 计算大小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.（2） 设计计算 取M=2mm 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的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=62.465来计算应有的齿数.第五章、轴系零件的设计计算选择材料根据机械设计手册选择轴的材料为45号钢，经调质处理，抗拉强度=640Mpa，屈服强度极限=355Mpa，弯曲疲劳极限=275Mpa，剪切疲劳极限=155Mpa，许用弯曲应力=60Mpa，(2545)。一、 高速轴的设计1、 确定输入轴上的功率P，转速n和转距T由前面可知 、2、 求作用在小锥齿轮上的力圆周力：径向力：轴向力：3、 初步确定轴的最小直径根据机械设计中以下式子来初步估算轴的最小直径：若锥齿轮与轴分开，则其键槽底面到齿根的距离，故可不用做成齿轮轴考虑轴端开有键槽，因此轴的最小轴径增大5%7%，则显然此处为轴的最小直径为使得出轴与联轴器的孔径相同，需确定联轴器的型号。联轴器的转距：取K故查机械设计手册选用的弹性套柱销联轴器,半联轴器长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=38mm，公称转矩为31.5Nm ，所以取最小轴径20mm。4、 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如下图：（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，12段轴右端需制出一轴肩，故取23段的直径。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取=36mm。2） 初步选择滚动轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13-1中初步选取单列圆锥滚子轴承33006，其尺寸为30mm55mm20mm所以而=20mm。这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计手册查得33006轴承的定位轴肩高度，因此取，。为了使套筒可靠的压紧右边的轴承，故56段的长度略小于轴承的宽度20，取。3） 取安装锥齿轮的轴段直径，67段的长度根据锥齿轮的轮毂和套杯的相对位置来确定，暂定取。4） 轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，取=50mm。5） 为了使高速轴有较好的刚度，取。所以取。（3） 轴上零件的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为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；同样，半联轴器处平键截面为与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k5。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。（5）、求轴上的载荷（33006型的a=13mm。所以俩轴承间支点距离为69mm 右轴承与齿轮间的距离为39mm。）载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩=24291.6N.mm扭矩T=15380Nmm水平方向竖直方向 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据图可知右端轴承支点截面和锥齿轮作用点为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为右轴承= 9.62Mpa锥齿轮：，=20.38Mpa前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。二、 中间轴的设计1、 确定中间轴的功率 转速 和转矩由前面可知 、2、求作用在齿轮上的力锥齿轮：小斜齿轮：3 初步确定轴的最小直径根据机械设计中以下式子来初步估算轴的最小直径：考虑轴开有两个键槽，因此轴的最小轴径增大5%7%，则4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如下图：（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。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13.1中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承32005，其尺寸为，故。 2）取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用挡油板定位，已知锥齿轮轮毂长L=36mm为了使挡油板端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取h=3.5mm，则轴环处的直径为3）已知圆柱直齿轮齿宽B=55mm为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，。4） 锥齿轮距箱体内的距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=15.5mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。则取（3） 轴上零件的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为28mm，同时为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；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为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；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（5） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。（6）、求轴上的载荷（33005型的a=11mm。左边轴承距离锥齿轮支点距离为48mm 右轴承与斜齿轮间的距离为55mm，两齿轮距离为61mm。）载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩=60057.5N.mm79015.4N.mm扭矩T=47770Nmm 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据图可知斜齿轮支点截面作用点为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为斜齿轮，=45.3MPa前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1，故安全。三、低速轴轴的设计1、 确定低速轴轴的功率 转速 和转矩由前面可知 、2、求作用在齿轮上的力大斜齿轮：3 初步确定轴的最小直径根据机械设计中以下式子来初步估算轴的最小直径：考虑轴开有一个个键槽，因此轴的最小轴径增大5%7%，则显然此处为轴的最小直径为使得出轴与联轴器的孔径相同，需确定联轴器的型号。联轴器的转距：取K故查机械设计手册选用的弹性套柱销联轴器,半联轴器与轴配合的毂孔长度L=60mm，公称转矩为400Nm ，所以取最小轴径32mm，,4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如下图：（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。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13.1中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承32909，其尺寸为，故。 2） 取安装齿轮的轴段，斜齿轮左端轴肩定位，轴肩高度，故取h=5mm，则轴环处的直径为已知锥齿轮轮毂长L=50mm为了使挡油板端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，3） 斜齿轮距箱体内的距离为a=16mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。则取4） 轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，取=50mm。齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保证齿 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；同样半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。（5）、求轴上的载荷（32909型的a=12mm。左边轴承距齿轮支点距离为106mm 右轴承与斜齿轮间的距离为52mm， 联轴器与锥齿轮的距离为91mm。）载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩=87991.4N.mm68540.4Nmm扭矩T=183510Nmm5.较验低速轴，根据第三强度理论进行较核考虑到键槽的影响，查“机械设计书”中表15-4（，）由于，所以轴是满足强度要求的。）按安全系数校核危险截面为A-A当量弯矩突变平面和轴承端截面积突变平面。 A-A截面上的应力：弯曲应力幅：扭转应力幅：弯曲平均应力：扭转平均应力：材料的疲劳极限：根据，查“机械设计书”中3-1及3-2节得碳钢的特性系数，因此取， A-A截面应力集中系数：截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数和按附表3-2查取。因，经插值后可查得，又由附图3-1查得轴的材料的敏性系数为，故有效应力集中系数按式（附表3-4）为表面状态系数及尺寸系数：查“机械设计”中附图3-2，3-3以及附图3-4（P42）和表15-38（P765）得，轴未经表面强化处理，即，则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为：分别考虑弯矩或扭转作用时的安全系数：故可知其安全，同理校核另一截面也满足，故该轴是安全的第六章键连接的选择及校核计算1.高速轴的键连接 A)高速轴的输入端与联轴器的键连接：采用普通圆头平键连接，由，查“机械设计书”中表 6-1（P106）得，因，故取键长。 B ) 小锥齿轮与高速轴的键连接：采用普通圆头平键连接，由，查“机械设计书”中表 6-1（P106）得，因，故取键长。2.中间轴的键连接 A)小斜齿轮与中间轴的键连接：采用普通圆头平键连接，由，查“机械设计书”中表 6-1（P106）得，因，故取键长。 B ) 大锥齿轮与中间轴的键连接：采用普通圆头平键连接，由，查“机械设计书”中表 6-1（P106）得，因，故取键长。3.低速轴的键连接 A)低速轴的输出端与联轴器的键连接：采用普通半圆头平键连接，由，查“机械设计书”中表 6-1（P106）得，因，故取键长。 B ) 大斜齿轮与低速轴的键连接：采用普通圆头平键连接，由，查“机械设计书”中表 6-1（P106）得，因，故取键长。4. 键的强度校核：上述键连接都属于静连接，其主要失效形式是工作面被压溃，因此根据“机械设计书”中式6-1（P106），其中，（A型）（B型）轴径键的工作长度键型转矩Nm极限应力高速轴2028A15.3818.3MPa2532A15.3810.7MPa中间轴3028A47.7732.5MPa2850A47.7719.5MPa低速轴5040A189.1542.0MPa3250B189.1559.1MPa由于键采用静连接，轻微冲击，材料选用45钢，所以许用挤压应力，因此上述键皆安全第七章滚动轴承的选择及计算1.高速级轴轴承的选择根据轴的直径和工作条件，选用单列圆锥滚子轴承的型号为33006。其主要参数：，,，。查“机械设计书”中表13-5（P321）得当时，X=1,Y=0。当时，X=0.40,Y=Y。（1） 计算轴承的受力： A)支反力的计算，由前面对高速轴受力分析中可得： B)附加轴向力（对滚动轴承而言） C)轴向外载荷（2） 计算各轴承的轴向受力：经过分析，由于，因此轴承1被压紧，轴承2被放松，可得实际轴向力：（3） 计算各轴承的当量载荷：由于承受轻微冲击，查“机械设计书”表13-6（P321)得。由于因此由于因此（4） 计算轴承寿命：理论寿命：使用要求寿命：由于，因此此对滚动轴承满足寿命要求。2中间轴轴承的选择根据轴的直径和工作条件，选用单列圆锥滚子轴承的型号为33005。其主要参数：，,，。查“机械设计书”中表13-5（P321）得当时，X=1,Y=0。当时，X=0.40,Y=Y。（1）计算轴承的受力： A)支反力的计算，由前面对高速轴受力分析中可得： B)附加轴向力（对滚动轴承而言） C)轴向外载荷，（2）计算各轴承的轴向受力：经过分析，由于，因此轴承4被压紧，轴承3被放松，可得实际轴向力：（3）计算各轴承的当量载荷：由于承受轻微冲击，查“机械设计书”表13-6（P321)得。由于因此由于因此（4）计算轴承寿命：理论寿命：使用要求寿命：由于，因此此对滚动轴承满足寿命要求。3低速轴轴承的选择根据轴的直径和工作条件，选用单列圆锥滚子轴承的型号为32909。其主要参数：，,，。查“机械设计书”中表13-5（P321）得当时，X=1,Y=0。当时，X=0.40,Y=Y。（1）计算轴承的受力： A)支反力的计算，由前面对高速轴受力分析中可得： B)附加轴向力（对滚动轴承而言） C)轴向外载荷（2）计算各轴承的轴向受力：经过分析，由于，因此轴承2被压紧，轴承1被放松，可得实际轴向力：（3）计算各轴承的当量载荷：由于承受轻微冲击，查“机械设计书”表13-6（P321)得。由于因此由于因此（4）计算轴承寿命：理论寿命：使用要求寿命：由于，因此此对滚动轴承满足寿命要求。第八章联轴器的选择（一）电动机与减速器之间的联轴器选择因轴的转速较高，为减小启动载荷，缓和冲击，应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器，此处选用弹性套柱销联轴器。根据工作时转矩变化很小，并且属于运输机类的，原动机为电动机，据此查“机械设计书”中表14-1（P351）得根据“机械设计书”中式14-1（P351）转速查“机械设计手册”选用弹性套柱销联轴器，其技术参数：许用转矩，许用转速，可选孔径：20、22。结构参数：两个半联轴器选用长圆柱孔（J1型），A型槽，电动机的输出直径及长度为，减速器的输入直径及长度为。（二） 减速器与开式齿轮轴之间的联轴器选择因轴的转速较小，所受的载荷较大，轴向及径向的位移量不大，因此此处选用凸缘联轴器GY5/J1 32x60。根据工作时转矩变化很小，并且属于运输机类的，原动机为电动机，据此查“机械设计书”中表14-1（P351）得根据“机械设计书”中式14-1（P351）转速查“机械设计手册”选用凸缘联轴器GY5/J1 32x60，其技术参数：许用转矩，许用转速，可选孔径：30、32、35、38、40、42。结构参数：两个半联轴器选用长圆柱孔（J1型），B型槽，工作机的输入直径及长度为，减速器的输出直径及长度为。第九章润滑与密封(一) 齿轮的润滑在减速器中齿轮的润滑方式根据齿轮的圆周速度v而定，经过前面的计算可知，高速级齿轮的圆周速度约为2.57m/s，低速级的齿轮圆周速度约为1.27m/s，可采用浸油润滑。高速级大齿轮与低速级大齿轮半径相差17.5mm，可以直接浸油润滑，不需另设溅油轮，低速级大齿轮离池底30mm，大斜齿轮应至多浸油的分度圆半径，故最高油面取66.7mm，而大锥齿轮的润滑条件为至少浸没0.5b（b：圆锥齿轮齿宽），因此，油面高度取60mm，润滑油选用L-CKC68。（二）滚动轴承的润滑根据“机械设计书”中表13-10（P332）中的dn值，选定滚动轴承的润滑方式为脂润滑。（三）密封方法的选取减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处，轴承内侧，箱体接合能力面和轴承盖，窥视孔以及放油的接合面等处。为了使减速器的分箱面不漏油，应在装配减速器时在分箱上涂密封胶。选用凸缘式端盖易于调整，检查孔盖板以及油塞，油标等处需装纸封油垫（或皮封油圈），以确保密封性。对于轴伸出端的密封，主要是为了使滚动轴承与箱外隔绝，防止润滑油漏出以及箱体外的杂质，水及灰尘等侵入轴承处，避免轴承急剧磨损和腐蚀。由脂润滑选用毡圈油封，毡圈油封的结构简单，价格便宜，安装方便，但与轴颈接触，对轴颈的磨损较严重，因而功耗大，寿命较短。至于轴承内侧的密封，采用挡油板密封，防止过多的机油进入轴承，破坏脂润滑的效果。第十章减速器结构设计及附件的选择一、箱体设计的主要尺寸及数据箱体的尺寸及数据如表11-1：表11-1名称符号减速器形式及尺寸单位mm圆锥齿轮减速器机座壁厚10机盖壁厚10机座凸缘厚度15机盖凸缘厚度15机座底凸缘厚度25地脚螺钉直径12地脚螺钉数目66个轴承旁联接螺栓直径10机盖与机座联接螺栓直径8联接螺栓的间距150200165轴承端盖螺钉直径6窥视孔盖螺钉直径4.8定位销直径618、16、22 16、16.、2014、20 14、18轴承旁凸台半径1615凸台高度2135外机壁至轴承座端面距离40大齿轮顶圆与内机壁距离16齿轮端面与内机壁距离16机盖、机座肋厚8.5轴承端盖外径轴承端盖凸缘厚度7.2轴承旁联接螺栓距离注：轴承旁联接螺栓距离应尽量靠近，以和互不干涉为准。二、箱体附件的设计（一）窥视孔和视孔盖作用：为了检查箱内齿轮啮合情况及注油；位置：为便于同时观察高、低速齿轮工作情况；查“机械设计手册”，并同时考虑箱体的尺寸，设计结构如下：ABA1B1CKR螺钉尺寸螺钉数目102701321001171002M6X204（二）通气装置减速器在工作时，箱内温度升高，气体膨胀，压力增大，对减速器各部接缝面的密封很为不利，故常在箱顶部装有透气装置，使减速器内热胀的气体能自由逸出，保持箱内的压力正常，从而保证减速器各部分接缝面的密封性能。查“机械设计手册”，选用A型通气罩，其结构见装配图，结构尺寸如下表：(单位均为：mm)dd1d2d3d4DhabcM181.5M331.58316404012716（三）起吊装置为了便于拆卸及搬运，应在机盖和机座上铸出吊钩，根据“机械设计手册”等相关资料，自行设计了吊钩的结构尺寸，见装配图。（四）油面指示装置油标由于减速器齿轮是采用浸油法润滑传动件的减速器，为了在加注润滑油或工作中比较方便地检查箱内油面的高度，确保箱内的油量适度，因此要在减速器的箱体的低速级传动件附近的箱壁上装有游标。游标不能装在高速级，因高速级齿轮的转速大于低速级，油的拌搅大，油面不稳定。油标的结构图如右图，结构尺寸见下表：dd3bDd1hcD1d2aM1266204284161210(五)放油孔和油塞放油孔设置在箱座底面最低处，以能将污油放尽。箱座底面常做成11.5倾斜面，在油孔附近应做成凹坑。螺塞有六角头圆柱细牙螺纹和圆锥螺纹两种，此处选用圆柱细牙螺纹，需加封油垫片。螺塞直径可按减速器的箱座壁厚的1.52.5倍选取。螺塞尺寸和油封垫片的尺寸查“机械设计手册”，选取M181.5 。（六）起盖螺钉起盖螺钉安装在箱盖凸缘上，数量为2个，直接与箱体凸缘连接螺栓直径相同，取6mm；长度应大于箱盖凸缘厚度，取28mm，故螺钉为螺栓GB/T 5783 M628。螺钉端部制成圆柱端，以免损坏螺纹和剖分面。（七）定位销两个定位销钉设在箱体连接凸缘上，相聚尽量远些，而且距对称线距离不等，以使箱座能正确定位。此外，还要考虑到定位销拆装时不与其它零件相干涉。综合以上因素考虑，并结合由表11-1算得的直径范围，选取销钉为销GB/T117 A836。（八）轴承端盖因凸缘式端盖有便于调整和密封性好等优点，此处选用凸缘式端盖。根据轴是否穿过端盖，轴承端盖又分为闷盖和透盖。各轴上的端盖参照表11-1进行选取。其结构示意图见参考资料“机械设计手册”，结果尺寸如下：（单位：mm） d0=d3+1mm，d3端盖联接螺栓直径，尺寸见表11-1 D0=D+2.5d3， D2=D0+2.5d3 e=1.2d3，e1e m由结构确定D4=D-(1015)mm b1、d1由密封尺寸确定b=510mm h=(0.81)b ，材料:HT150轴类型Dd3d0D2D0ee1D4d1透盖556785707.2104528.2闷盖476777627.21037透盖686798837.2105841.2闷盖686798837.21058Pw=1.125KW=5kw=2.2KW=10r/min选Y132M2-6型电动机=940=313.33=69.63r/min=9.95 r/min=1.51kw=1.44kw=1.38kw=1.34kw1.26kw小齿轮：40Cr（调质）280 HBS大齿轮： 45钢（调质） 240 HBS7级精度=1.6=2.450=189.8=1.652K=0.9 K=0.95650Mpa550Mpa=1T=101.88N.m=553.75 MPaV=0.706m/s=2.105 =9.08=1.352 =1.4=1.418=1.50=50.102 mm=2.450 mm=21.37=96.18=2.7452=2.18764=1.5637=1.78618=0.85=0.88=327.86=251.4m=2mmz=24z=108a=135mm=d1=49.091d2=220.901=1.8 K=0.9=572=495=52.146mmV=2.57m/sK=3.094d=62.465mmm=2.716mmK=3.094K=0.825K=0.86M=2mm=36mm。选33006=20mm=50mmM=24291.6N.mW=1275.12mm3 安全M1=60057.5NmmM2=79015.4NmmT1=47770NmmW=1855.0mm3 安全=50mm=87991.4N.mmM2=68540.4NmmW=10967.6安全，因此上述键皆安全P=1185.4NP=1310.4NP=416.3NGY5/J1 32x60附录：参考资料目录附录：参考资料目录1机械设计课程设计指导书（第2版），龚溎义（主编）罗圣国李平林张立乃黄少颜编。2机械设计（第八版），西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著主编濮良贵纪名刚副主编陈国定吴立言。3机械制图（第六版），大连理工大学工程图学教研室编。4机械设计手册（软件版v3.0）5材料力学（第四版）刘鸿文主编6互换性与测量技术基础李军主编7机械设计实用手册8机械设计师手册