二级减速器说明书1.1

目目 录录一、前言一、前言.- - 1 1 - -二、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算二、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算.- - 2 2 - -三传动零件的三传动零件的设设计计算计计算.- - 5 5 - -四、轴的设计计算及校核四、轴的设计计算及校核.- - 1111 - -五、箱体的设计及说明五、箱体的设计及说明.- - 1010 - -六、键连接的选择与计算六、键连接的选择与计算.- - 2222 - -七、滚动轴承的选择及计算七、滚动轴承的选择及计算.- - 2424 - -八、联轴器的选择八、联轴器的选择.- - 2525 - -九、润滑与密封的九、润滑与密封的.- - 2626 - -十、减速器附件设计十、减速器附件设计 - - 2727 - -十一十一、设计小结、设计小结 - - 2929 - - 参考资料参考资料.- - 3131 - -沈阳工程学院课程设计- 1 -一、前言传动方案：带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器原始数据:1、运输带工作拉力F = 1900 N 2、运输带工作速度 v = 1.3 m/s3、卷筒直径 D= 250 mm 工作条件: 连续单向运转，工作时有轻微振动，空载启动，使用期限为 8 年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5%。减速器部分为两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y 系列三相交流 异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。二、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算电动机的选择1、选择电动机类型、选择电动机类型按工作要求选用 Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压 380V。2、选择电动机功率、选择电动机功率 （1）传动装置的总效率：确定各部分效率：滚动轴承的效率（五对）球轴承=0.99，闭式齿轮传动效率齿轮=0.97，联轴器效率 联轴器=0.99，传动卷筒效率 卷筒=0.96， 。滚子链=0.96总=5球轴承2齿轮2联轴器卷筒滚子链 =0.9950.9720.9920.960.96=0.808沈阳工程学院课程设计- 2 -（2）所需电动机功率：kwFvd06. 3808. 010003 . 119001000P3、确定电动机转速、确定电动机转速计算卷筒的工作转速：min/31.995023 . 1100060100060rDvnw通常，取二级圆柱齿轮减速器传动比范围，套筒滚子链的传动比为=840i减速器=15，则总传动比的范围为=8200,故电动机转速的可选范围为：滚子链iai（85200）99.3179519862r/min。dnaiwn符合这一范围的同步转速有 1000、1500、3000r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和链传动、减速器的传动比，可见第 3 方案比较适合，则选。1440 /minnr=4、确定电动机型号、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y112M-4（4 级） 。其主要性能：额定功率 4KW；满载转速 1440r/min；额定转矩 2.2Nm。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比、总传动比由选定的电动机满载转数 nm工作机主动轴转速，可得传动装置总传动比为： wn4.50131.991440wmanni2、分配传动装置各级传动比、分配传动装置各级传动比（1）取套筒滚子链传动的传动比为 2，则减速器的传动比为链i总i25. 7250.14链总iiia(2)两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比沈阳工程学院课程设计- 3 -=3.186总ii4 . 117.251.4(3）则低速级齿轮传动比276. 2186. 325. 712iii总四、计算传动装置的运动和动力参数1、0 轴（电机轴）轴（电机轴）mNnPTrnnkwPPmd3 .20144006. 395509550min144006. 3000002、1 轴（高速轴）轴（高速轴）kwPPP0294. 30.9906. 3100101min144011440inn0101rmNnPT09.2014400294. 3955095501113、2 轴（中间轴）轴（中间轴）kwPPP91. 297. 00.990294. 33211212min98.451186. 31440inn1212rmNnPT49.6198.45191. 2955095502224、3 轴（低速轴）轴（低速轴）kwPP79. 297. 00.9991. 22323mNTr17.134min59.198276. 298.451n335、4 轴（小滚轮轴）轴（小滚轮轴）mNTrnkwP28.131min59.19873. 24445、5 轴（滚筒轴）轴（滚筒轴）沈阳工程学院课程设计- 4 -mNTrnkwP10.249min295.9959. 24441 至 4 轴的输入功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输出转矩乘轴承效率0.99：1 轴的输出功率 kwPP00. 30.990294. 30.99111 轴的输出转矩 mNTT89.1999. 009.2099. 0112 轴的输出功率 kwP88. 20.9991. 222 轴的输出转矩 mNT88.6099. 049.6123 轴的输出功率 kwP76. 20.9979. 233 轴的输出转矩 mNT8 .13299. 017.13434 轴的输出功率 kwP70. 20.9973. 244 轴的输出转矩 mNT97.12999. 028.13145 轴的输出功率 kwP56. 20.9959. 255 轴的输出转矩 mNT61.24699. 010.2495运动和动力参数如下表：功率 P/kW转矩 T/（）mN 轴名输入输出输入输出转速n/(r/min)传动比 i效率电动机轴3.0620.314401 轴3.033.0020.0919.8914402 轴2.912.8861.4960.88451.983 轴2.792.76134.17132.8198.594 轴2.732.70139.28129.97198.59滚筒轴2.592.56249.10246.6199.2951 0.993.186 0.962.276 0.961 0.99 2 0.960.96三、传动零件的设计计算3.13.1 链传动设计链传动设计：（1）选择链轮齿数沈阳工程学院课程设计- 5 - 取小链轮齿数，大链轮齿数119Z 211.62 1931ZiZ （2）确定计算功率查得,单排链：1.0AK 1.28ZK 当量动载荷1.0 1.28 3.74.74caAZPK K PKW（3）选择链条型号和节距由 可选 16A 型号的链， 节距 P=25.4mm14.74n129.1 / mincaPkwr及（4）计算链节数和中心距初选中心距0(30 50 )(30 50) 25.4762 1270appmm取，则；01000amm0201221022()221000193131 1925.42()103.8325.4221000PaZZZZPLPa取链节数：；104PL 节由 所以121-104-197.08-31-19PL ZZ Z10.24970f 则链传动的最大中心距为：112(2()0.24970 25.4 (2 10450)1002.11000Paf pLzzmm（5）确定链的速度 V 以及润滑方式： 查表得：采用滴油润滑 1129 19 25.41.04/60 100060 100pn z pvm s（6）计算压轴力： 有效圆周力：3.7100010003557.71.04PPFNr沈阳工程学院课程设计- 6 - 链轮水平布置 则压轴力1.15FPK1.15 35584092PFPeFKFN3.23.2 齿轮的结构设计及计算：齿轮的结构设计及计算：高速级齿轮传动的设计计算高速级齿轮传动的设计计算 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮轴传动。 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB10095-88） 。 材料选择。由机械设计表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 选小齿轮齿数 28，大齿轮齿数，32.8928186. 3112izz圆整后齿数取。902z2、按齿面接触疲劳强度设计、按齿面接触疲劳强度设计（1）按照下式试算： 322112+HEHdttZZiiTKd确定有关参数如下确定有关参数如下：1） 传动比实际传动比214. 3289012i齿数比： 214. 312 iu2）转矩mmNT.102413）试选载荷系数。tK=1.34）由机械设计表 10-7 选取齿宽系数。1 =d5）由机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数。218 .189aEMPZ=6）由机械设计图 10-30 选取区域系数。425. 2=HZ7）由机械设计图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限aHMP6001lim=aHMP5502lim=沈阳工程学院课程设计- 7 -8）由机械设计图 10-19 查得接触疲劳寿命系数，93. 01=HNK88. 02=HNK9）计算接触疲劳应力取失效概率为 1，安全系数 S=1，由式 10-12 得： aHHNHaHHNHMPSKMPSK4845582lim221lim11=因此，许用接触应力 ()aHHHMP521221=+=10）由机械设计式 10-13 计算应力循环次数89129111033. 6214.3/1002. 2/1002. 2836581114406060iNNjLnNh）（2）设计计算1）试算小齿轮分度圆直径。1tdmmdt311.3812）计算圆周速度smndvt89. 2100060113）计算齿宽 b 及模数ntm66.1085. 325. 271. 1311.38111hbmmmhzdmmmdbnttnttd4）计算载荷系数根据，7 级精度，由机械设计图 10-8 查得动载荷系数=1.12；smv/89. 2VK直齿轮，查表 10-3 得，；HFK=K =1.2查机械设计表 10-2 得使用系数=1；AK由机械设计表 10-4 用插值法查得：7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，沈阳工程学院课程设计- 8 -35. 1HK由机械设计图 10-13，以及，查得=1.375；故载荷系数b=10.66h35. 1HKFK81. 1HHVAKKKKK5）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得mmKKddtt553116）计算模数211zdmn3、按齿根弯曲强度设计、按齿根弯曲强度设计按式（10-5）得弯曲强度的设计公式为： 32323cos2FSaFadnYYzYKTm 确定公式内的各计算数值1）由机械设计图 10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿aFEMP5001=轮的弯曲疲劳强度极限aFEMP3802=2）由机械设计图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数，85. 01=FNK88. 02=FNK3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 10-12 得： aFEKNFaFEKNFMPSFMPSF86.23857.303222111=4）计算载荷系数85. 1=FFVAKKKKK5）查取齿形系数由机械设计表 10-5 查得，65. 21=FaY17. 22=FaY沈阳工程学院课程设计- 9 -6） 查取应力校正系数由机械设计表 10-5 查得，58. 11=SaY80. 12=SaY7）计算小、大齿轮的并加以比较 FSaFaYY 01635. 001379. 0222111=FSaFaFSaFaYYYY大齿轮的数值较大。 设计计算3n2*1.85*75900*0.01635m=1.9981*24*24对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 m=2.0mm 已可满足弯曲强度。4.计算几何尺寸计算几何尺寸（1） 小、大齿轮的分度圆直径 mmmzdmmmzdnn180562211（2） 计算中心距mmmzzan1182211（3）计算齿宽mmdbd551圆整后，小齿轮齿宽，大齿轮齿宽。mmB551mmB502低速级齿轮传动的设计计算低速级齿轮传动的设计计算 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。精度等级仍选用 7 级精度（GB10095-88） 。材料选择。由机械设计表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为沈阳工程学院课程设计- 10 -280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。选小齿轮齿数 30，大齿轮齿数，圆整齿数取 69。28.68276. 230234izz2、按齿面接触疲劳强度设计、按齿面接触疲劳强度设计（1）按照下式试算： 322112+HEHdttZZiiTKd确定有关参数如下：确定有关参数如下：1）实际传动比：=69/30=2.334i齿数比：=2.3u34i2）转矩。mmNT.1015. 6433）试选载荷系数。3 . 1tK4）由机械设计P201 表 10-6 查得材料的弹性影响系数。218 .189aEMPZ=5）由机械设计表 10-7 选取齿宽系数。1 =d6）由图机械设计10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ； 大齿轮的接触疲劳强度极限aHMP6003lim=aHMP5504lim=7）由机械设计式 10-13 计算应力循环次数882348231079. 2276. 2/1034. 6/1034. 6836581198.4516060iNNjLnNh）（8）由机械设计图 10-19 查得接触疲劳寿命系数，90. 03HNK95. 04HNK9）计算接触疲劳应力取失效概率为 1，安全系数 S=1，由式 10-12 得： aHHNHaHHNHMPSKMPSK4845582lim221lim11=因此，许用接触应力 ()aHHHMP521221=+=（2）设计计算沈阳工程学院课程设计- 11 -1）试算小齿轮分度圆直径 d3t。 mmdt45.5732）计算圆周速度vsmndvt.361100060233）计算齿宽 b 及模数ntm66.1039. 5/45.5738. 525. 239. 245.57333hbmmmhzdmmmdbnttnttd5）计算载荷系数查机械设计表 10-2 得载荷系数=1AK根据 v=1.36m/s，7 级精度，由图 10-8 查得动载荷数=1.10VK由机械设计表 10-4 查得的值与直齿轮的相同，故424. 1HBK由机械设计表 10-13 查得=1.35FK因此，载荷系数566. 1HHVAKKKKK6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径mmKKddtt13.613337）计算模数51. 233zdmn3、按齿根弯曲强度设计、按齿根弯曲强度设计根据教材 P201 公式 10-5：得弯曲强度的设计公式为21/323(2/)FaSadFmKT Y YZ确定有关参数和系数确定有关参数和系数沈阳工程学院课程设计- 12 -根据教材 P208 图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮3500FEMPa的弯曲疲劳强度极限。4380FEMPa根据教材 P206 图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数，。30.83FNK40.86FNK计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，根据教材 P205 公式 10-12 得3334440.83 500296.431.40.86 380233.431.4FNFEFFNFEFFMPaMPaSFMPaMPaS计算载荷系数 K1.25 1.02 1 1.351.721AVHHKK K KK 查取齿形系数根据教材 P200 表 10-5 查得；。32.65FaY42.225FaY查取应力校正系数根据教材 P200 表 10-5 查得；。31.58SaY41.765SaY计算大、小齿轮的并加以比较FaSaFY Y3334442.65 1.580.01412296.432.148 1.7940.01682233.43FaSaFFaSaFYYYY大齿轮的数值大。设计计算设计计算2 1/3(2 1.721 152050 0.01682/1 24 )2.48mmmmm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 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可沈阳工程学院课程设计- 13 -取 m=3mm。4.计算几何尺寸计算几何尺寸（1） 小、大齿轮的分度圆直径mmmzdmmmzdnn207904433（2） 计算中心距mmmzzan5 .1482212（3）计算齿宽mmdbd651圆整后，小齿轮齿宽，大齿轮齿宽。mmB703mmB654四、轴的设计计算高速轴的设计计算高速轴的设计计算1、按扭矩初算轴径按扭矩初算轴径图 7-1 I 轴示意图选用 45 钢调质，硬度 217255HBS。根据教材 P370（15-2）式，并查表 15-3，取。0115A d115 (3.0294/1440)1/3mm=14.7mm输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，根据教材 P351 表 14-1，考虑到转矩变化很小，1caATK T故取，则1.3AK 1.3 34.8445.292caTN mN m沈阳工程学院课程设计- 14 -按照计算转矩应小于连轴器公称转矩的条件，根据机械设计综合课程设计caTP146 表 6-100，选用 LX3 型弹性柱销联轴器，公称转矩为。半联轴器的轴1250N m孔直径为 30mm，故取输入轴最小直径为 30mm。2、轴的结构设计、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配考虑到齿轮分度圆与轴径相差不太大（） ，选用齿轮轴。半联轴器与轴2add的周向定位采用平键连接。选用圆头（A 型）普通平键，键的尺寸为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定8756b h lmmmmmm 76HK位是由过渡配合来保证的，此时选轴的直径尺寸公差为 m6。（2）确定轴各段直径和长度表 7-1 I 各轴段直径名称依据确定结果（mm）1d大于轴最小径 17.7mm，电机轴径 38mm，且考虑与联轴器内孔标准直1(0.8 1.2)dD径配合，联轴器选择 LX3 型302d联轴器定位2112(0.07 0.1)30(4.2 6)34.2 36ddd353d考虑轴承选用代号为 6008 轴承轴承32dd内经，外径，宽度40dmm68Dmm15Bmm40沈阳工程学院课程设计- 15 -4d考虑轴承定位465d考虑到齿轮分度圆与轴径相差不太大（） ，选用齿轮轴，此时2add5160addmm606d64dd467d（同一轴承）73dd40（3）确定轴各段直径和长度1 轴段安装联轴器：半联轴器宽度，取。82Lmm180Lmm2 轴段的长度：，其中为联轴器的内端面至轴承端盖凸缘厚度，21sLLta 1sL ，取 ； 为轴承端盖凸缘厚度，；为轴承盖115 20sLmm120sLmmt11tmma的上端面至轴承座孔边缘的距离，取齿轮距箱体内壁之间的距离，考虑到16mm 箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距内壁一段距离 s，取，已知轴承宽8smm度，箱座厚度，则15Bmm8mm125alsBmm 。220 112556Lmm3 轴段的长度：应略小于或等于深沟球轴承宽度，。3L3L325Lmm4 轴段长度：取轴上两齿轮间的距离，4L2314mm。12432316890 102 101122BBLsB 5 轴段长度：其长度与齿宽相同，。5L560Lmm6 轴段长度：。6L6168 1014Lsmm 7 轴段长度：其长度为轴承宽度与挡油环宽度和，。7L725Lmm3 按弯扭合成应力校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度求轴上的载荷:1求垂直面的支承反力沈阳工程学院课程设计- 16 - NlllllFlFFrt8 .253321213122 NFFFFrr2 .512321 2求水平面的支承反力 NllllFllFFttH6 .696321122132 NFFFFtHtH5 .14022313绘垂直面的弯矩图mNllFlFMrr3 .15213124绘水平面的弯矩图 mNllFlFMtt6 . 5213125合成弯矩图 mNMMMaHava3 .166 . 53 .1522226轴的转矩 mNT09.20现将计算出的截面 C 处的、及的值列于下表。HMVMM载 荷水平面 H垂直面 V支承反力FNFNH5 .1401NFNH6 .6962NFNv2 .511NFNv8 .2532弯矩 MmNMH3 .15mNMv6 . 5总弯矩mNM3 .16扭矩 TmNT09.20沈阳工程学院课程设计- 17 -图 7-2 I 轴的载荷分析图根据教材 P373 公式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取。0.6抗弯截面系数 330.10.1 5113265.1Wd沈阳工程学院课程设计- 18 -轴的计算应力 前已选定轴的2222()58773(0.6 34837.32)4.713265.1caaaMTMPMPW材料为 45 钢，调质处理，查得。因此，故轴的强度符合要160aMP1ca求。中速轴的设计计算中速轴的设计计算1、按扭矩初算轴径按扭矩初算轴径图 7-3 II 轴示意图选用 45 钢调质，硬度 217255HBS。根据教材 P370（15-2）式，并查表 15-3，取0115Ammd115 (2.49/156.39)1/3mm=28.93mm2、轴的结构设计、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配齿轮与轴的周向定位采用平键连接，大小齿轮安装轴段直径相同，查得平键截面，键槽用铣刀加工，长为 36mm，为了保证齿轮与轴配合有良128b hmmmm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76Hn渡配合来保证的，此时选轴的直径尺寸公差为 m6。（2）确定轴各段直径和长度表 7-2 II 各轴段直径名称依据确定结果（mm）1d大于轴最小径 28.93mm，选择轴承 6307，轴承35沈阳工程学院课程设计- 19 -内径 d=35mm，外径 D=80mm，宽度 B=21mm 2d安装齿轮段21dd2112(0.07 0.1)35(4.9 7)39.9 42ddd413d轴肩段，取 h=3.5mm (0.07 0.1)hd484d42dd415d（同一对轴承）51dd35（3）确定轴各段直径和长度1 轴段的长度：1L134221 188249LBmm 轴承型号为 6207，轴承宽度 B=17mm，为齿轮端面与箱体内壁的距离，为34轴承内端面与箱体内壁之间的距离。2 轴段的长度：，齿宽。2L22256254LBmm256Bmm3 轴段的长度：=10mm，为两齿轮间距。3L3L4 轴段长度：，齿宽=90mm。4L43290288LBmm3B5 轴段长度：5L56233447LBBmm 轴承宽度 B=21mm，为 I 轴轴段 4 的长度 122mm，为 II 轴上两齿轮间的623距离。1求垂直面的支承反力 NlllllFlFFrt2 .928321213122沈阳工程学院课程设计- 20 - NFFFFrr4 .4402321 2求水平面的支承反力 NllllFllFFttH97.1209321122132 NFFFFtHtH7 .255022313绘垂直面的弯矩图mNllFlFMcrr90.56213124绘水平面的弯矩图 mNllFlFMctt33.1561213125合成弯矩图 mNMMMaHava4 .16633.15690.15622226轴的转矩 mNT49.61现将计算出的截面 C 处的、及的值列于下表。HMVMM载 荷水平面 H垂直面 V支承反力 FNFNH7 .25501NFNH97.12092NF2.9281NF4 .4402弯矩 MmNMH33.156mNMv90.50总弯矩mNM4 .166扭矩 TmNT49.61沈阳工程学院课程设计- 21 -根据教材 P373 公式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取。0.6抗弯截面系数 322()3512 5 (355)94.55322322 35dbt dtWd 沈阳工程学院课程设计- 22 -轴的计算应力22221()91752.92(0.6 997.545)4183.5321.9360caaaaMTMPWMPMP所以轴的强度符合要求。低速轴的设计计算低速轴的设计计算1、按扭矩初算轴径按扭矩初算轴径图 7-5 III 轴示意图选用 45 钢调质，硬度 217255HBS。根据教材 P370（15-2）式，并查表 15-3，取0115Ammd115 (2.79/198.59)1/3=26.54mmmm输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，根据教材 P351 表 14-1，考虑到转矩变化很小，3caATK T故取，则1.3AK 1.3 472.85614.71caTN mN m按照计算转矩应小于连轴器公称转矩的条件，根据机械设计综合课程设计caTP146 表 6-100，选用 LX3 型弹性柱销联轴器，公称转矩为。半联轴器的轴1250N m孔直径为，故取输入轴最小直径为。45mm45mm2、轴的结构设计、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。齿轮与轴的连接，查得平键截面，键槽用铣刀加工，长为，为了保证齿轮与轴配合有1610b hmmmm63mm沈阳工程学院课程设计- 23 -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，76Hn选用平键为，半联轴器与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向14990mmmmmm76Hk定位是由过渡配合来保证的，此时选轴的直径尺寸公差为 m6。（2）确定轴各段直径和长度表 7-3 III 各轴段直径名称依据确定结果（mm）1d大于轴最小径 42.23mm，考虑与联轴器内孔标准直径配合，联轴器选择 LX3 型，取145dmm452d联轴器定位2112(0.07 0.1)45(6.3 9)51.3 54ddd533d考虑轴承选用代号为 6011 轴承轴承32dd内经，外径，宽度55dmm90Dmm18Bmm554d考虑轴承定位615d，取，4(0.07 0.1)(4.27 6.1)hd5h 5612 571dmm 716d考虑到齿轮的轴向定位采用套筒，取657dmm577d（同一轴承）73dd55（3）确定轴各段直径和长度1 轴段安装联轴器：半联轴器宽度 L=112mm，取。1110Lmm2 轴段的长度：，其中为联轴器的内端面至轴承端盖凸缘厚度，21sLLta 1sL沈阳工程学院课程设计- 24 - ，取； 为轴承端盖凸缘厚度，；为轴承盖115 20sLmm120sLmmt11tmma的上端面至轴承座孔边缘的距离，取齿轮距箱体内壁之间的距离，考虑到16mm 箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距内壁一段距离 s，取 s=8mm，已知轴承宽度 B=15mm，箱座厚度，则8mm125alsBmm 。220 112556Lmm3 轴段的长度：应略小于或等于深沟球轴承宽度， =28mm。3L3L3L4 轴段长度： 4L34124223161042274.5BBBBLBmm5 轴段长度：该轴段为齿轮定位轴环，其长度为5L，取。51.41.5 57Lhmm510Lmm6 轴段长度：该轴段为安装齿轮轴段，其长度略小于齿轮宽度，6L。683Lmm7 轴段长度：该轴段为齿轮安装段并加套筒来保证齿轮和轴承的轴向定位，7L。347432 146.52BBLmm 3 按弯扭合成应力校核轴的强度求轴上的载荷:1求垂直面的支承反力 NlldFlFFarv45023244242NFFFvrv1 .2872 .339946241 2求水平面的支承反力NlllFFtH3 .126332242 NFFFHtH7 .7882413绘垂直面的弯矩图沈阳工程学院课程设计- 25 -mNlFMvav33214绘水平面的弯矩图 mNlFMHaH5 .91325合成弯矩图 mNMMMaHava3 .975 .913322226轴的转矩 mNT17.134现将计算出的截面 C 处的、及的值列于下表。HMVMM载 荷水平面 H垂直面 V支承反力 FNFNH7 .7881NFNH3 .12632NF1.2871NF4502弯矩 MmNMH5 .91mNMv 33总弯矩mNM3 .97扭矩 TmNT17.134沈阳工程学院课程设计- 26 -图 7-6 III 轴的载荷分析图根据教材 P373 公式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取。0.6抗弯截面系数沈阳工程学院课程设计- 27 - 323()5716 6 (576)15990.96322322 57dbt dtWd 轴的计算应力22221()194696.7(0.6 420000)15990.9619.9160caaaaMTMPWMPMP所以轴的强度符合要求。五、箱体的设计及说明5.15.1 减速器结构减速器结构减速器由箱体、轴系部件、附件组成，其具体结构尺寸见装配图及零件图。一般使用情况下，为制造和加工方便，采用铸造箱体，材料为铸铁。箱体结构采用剖分式，剖分面选择在轴线所在的水平面上。为了保证箱体轴承座处有足够的壁厚，在外壁轴承盖的附近加支撑肋。为了提高箱体轴承座孔处的连接刚度，座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近， （但不要与端盖螺钉孔及箱内导油沟发生干涉） ，为此，轴承座孔附近做出凸台，使凸台高度有足够的扳手空间。现将箱体结构的基本尺寸列于下表：（见参考文献机械设计手册P46 表 2-9）表 12-1 箱体结构尺寸名称符号推荐尺寸选取值箱座壁厚0.025a+388箱盖壁厚10.002a+288箱座凸缘厚度b1.512箱盖凸缘厚度1b11.512箱座底凸缘厚度2b2.520地脚螺栓直径fd0.03612aM20沈阳工程学院课程设计- 28 -地脚螺栓数目n2504250 50065008ananan时，时，时，4轴承旁联接螺栓直径1d0.75fdM12箱盖与箱座连接螺栓直径通孔直径2d(0.5 0.6)fdM12连接螺栓的间距2dl150 200120轴承端盖螺钉直径3d(0.4 0.5)fdM10窥视孔盖螺钉直径4d(0.3 0.4)fdM8定位销直径d2(0.7 0.8)d8轴承旁凸台半径1R2C16凸台高度h根据位置及轴座外径确定，以便于扳手操作为准46外箱壁至轴承座端面距离1l12(5 8)CC40大齿轮顶圆与内壁距离11.210齿轮端面与内壁距离28箱盖、箱座肋厚、1m2m110.850.85mm188mm轴承端盖外径2D3(5 5.5)Dd50D轴承端盖凸缘厚度t3(11.2)d11轴承旁连接螺栓距离S2SD50D沈阳工程学院课程设计- 29 -5.25.2 注意事项注意事项（1）装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料；（2）齿轮啮合侧隙用铅丝检验，高速级侧隙应不小于 0.211mm，低速级侧隙也不应小于 0.211mm；（3）齿轮的齿侧间隙最小= 0.09mm，齿面接触斑点高度45%，长度60%；（4）深沟球轴承 6205、6207、6208 的轴向游隙均为 0.100.15mm；用润滑油润滑；（5）箱盖与接触面之间禁止用任何垫片，允许涂密封胶和水玻璃，各密封处不允许漏油；（6）减速器装置内装 CKC150 工业用油至规定的油面高度范围；（7）减速器外表面涂灰色油漆；（8）按减速器的实验规程进行试验。六、键联接的选择及计算6.1 输入轴与联轴器连接采用平键连接输入轴与联轴器连接采用平键连接一般 8 级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮在两支撑点中间，故选用圆头（A 型）普通平键。键的尺寸为8756b h lmmmmmm 键的工作长度，则56848Llbmmmmmm 键的挤压应力332102 34.84 103.5 48 3013.83100 120PaPaTkLdMPMP传递扭矩（）TN m键与轮毂键槽的接触高度， k0.5kh键的工作长度（mm）L轴的直径（mm）d所以键符合强度要求。6.2 传动轴与齿轮传动轴与齿轮 2、3 连接用平键连接连接用平键连接因为大齿轮和小齿轮轴段的轴径相同，所以只需校核工作长度较短的键。沈阳工程学院课程设计- 30 -工作长度较短的键的尺寸为12836b h lmmmmmm 键的工作长度，则36824Llbmmmmmm 键的挤压应力332102 152.05 104 24 4177.26100 120PaPaTkLdMPMP所以键符合强度要求。6.3 输出轴与联轴器连接采用平键连接输出轴与联轴器连接采用平键连接键的尺寸为14990b h lmmmmmm 键的工作长度，则901476Llbmmmmmm 键的挤压应力332102 472.85 104.5 76 4561.45100 120PaPaTkLdMPMP所以键符合强度要求。6.4 输出轴与齿轮连接采用平键连接输出轴与齿轮连接采用平键连接键的尺寸为161063b h lmmmmmm 键的工作长度，则631647Llbmmmmmm 键的挤压应力332102 472.85 105 47 5770.6100 120PaPaTkLdMPMP所以键符合强度要求。七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：83658=23360 小时。7.1 计算高速轴轴承计算高速轴轴承轴承型号 6205，基本额定动载荷，转速，轴承组中17.0rCKN710 /minnr较大载荷2222898.03326.85 955.66NHNVPFFN沈阳工程学院课程设计- 31 -载荷系数取 1.2；温度系数取 1；对于球轴承，寿命系数，则轴承寿Pftf3命663310101 17.0 10()()76468.6120006060 7101.2 955.66trhPf CLhhnf P所以，所选轴承符合强度要求。7.2 计算传动轴轴承计算传动轴轴承轴承型号 6207，基本额定动载荷，转速，轴承组33.2rCKN156.39 /minnr中较大载荷22221971.131430.842435.7NHNVPFFN载荷系数取 1.2；温度系数取 1；对于球轴承，寿命系数，则轴承寿命Pftf3663310101 32.2 10()()6060 156.391.2 2435.7156184.812000trhPf CLnf Phh所以，所选轴承符合强度要求。7.3 计算传动轴轴承计算传动轴轴承轴承型号 6008，基本额定动载荷，转速，轴承组30.2rCKN48.27 /minnr中较大载荷22221971.131430.842435.7NHNVPFFN载荷系数取 1.2；温度系数取 1；对于球轴承，寿命系数，则轴承寿命Pftf3663310101 30.2 10()()368560.8120006060 48.271.2 2464.52trhPf CLhhnf P所以，所选轴承符合强度要求。沈阳工程学院课程设计- 32 -八、联轴器的选择及计算8.1 联轴器选择的步骤：联轴器选择的步骤：1、类型选择：弹性柱销联轴器由于工作载荷有轻微冲击，这种联轴器工作时转矩是通过主动轴上的键、半联轴器、弹性注销、另一半联轴器及键而传到从动轴上去的，传递转矩的能力很大，结构简单，安装、制造方便，耐久性好，弹性注销有一定的缓冲和吸振能力，允许被连接两轴有一定的轴向位移以及少量的径向位移和角位移，故选择弹性柱销联轴沈阳工程学院课程设计- 33 -器。2、载荷计算0001113334442.649550955035.517102.599550955034.847102.3995509550472.8548.272.3495509550462.9648.27PTN mN mnPTN mN mnPTN mN mnPTN mN mn3、型号选择（1）连接输入轴和电机轴的联轴器选用型号 TL3，公称转矩为，半联轴1250N m器的轴孔直径为 30mm，电机轴直径为 38mm。（2）连接输出轴和滚筒轴的联轴器选用型号 TL6，公称转矩为，半联轴1250N m器的轴孔直径为 45mm。沈阳工程学院课程设计- 34 -九、减速器的润滑与密封1、齿轮的润滑、齿轮的润滑由于减速器内的大齿轮传动的圆周速度：12m/s/64. 310006098.45115414. 310006022smndVd2为齿轮 2 分度圆直径，d2=154mm，n2为齿轮 2 的转速,n2=451.98r/min。采用润滑油池润滑，飞溅出的润滑油可润滑其他齿轮。2、滚动轴承的润滑、滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度 V1.52m/s 所以采用飞溅润滑。箱盖凸缘面在箱盖接合面与内壁相接的边缘处制出倒棱，以便于润滑油流入油沟润滑轴承。也可达到散热降温的功能。3、密封、密封（1）高速轴轴颈的圆周速度为：，5m/s/66. 110006014402214. 31000601smdnV（见参考文献设计手册P54） ，故高速轴轴颈采用圆形间隙油沟式密封。（2）低速轴轴颈的圆周速度为：，5m/s/13. 010006027.485314. 31000603smdnV（见参考文献设计手册P54） ，故低速轴轴颈采用圆形间隙油沟式密封。轴承盖上均装垫片密封。十、减速器附件设计沈阳工程学院课程设计- 35 -（1）窥视孔及其视孔盖 为了检查传动零件的啮合情况、接触斑点、侧隙，并向箱体内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置窥视孔。窥视孔设在上箱顶盖能够直接观察到齿轮啮合部位的地方。平时，窥视孔的视孔盖用螺钉固定在箱座上。窥视孔为长方形，其大小应适当（以手能伸入箱内为宜） ，以便检查齿轮啮合情况。（2）通气器 减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内受热膨胀的空气能自由排除，以保持箱体内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等缝隙渗漏，在箱体顶部装设通气器。（3）轴承盖 由于采用的是圆柱直齿轮传动，所以传动轴并不承受轴向载荷，进而将轴承选用的是深沟球轴承 6025，所以在轴承的端面也不会承受轴向力。在嵌入式和凸缘式的轴承端盖，选择了嵌入式的端盖。该端盖的外缘爪内采用的是 O 型橡胶密封圈，来保证端盖的密封性能。（4）定位销 为了精确地加工轴承座孔，同时为了在每次拆装箱盖时仍保持轴承座孔制造加工时的位置精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的连接凸缘上配装定位销。图中采用的是两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两侧连接凸缘上。对称箱体应呈非对称布置，以免错装。（5）油面指示器 为了检查减速器内油池油面的高度，以便经常保持油池内有适当的油量，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器，图中的指示器为油标尺。（6）放油螺塞 换油时，为了排放污油和清洗剂，应在箱座底部、油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，放油螺塞和箱体接合面应加防漏用的垫圈。（7）启盖螺钉 为了加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧难于开箱。为此常在箱盖连接凸缘的适当位置，加工出沈阳工程学院课程设计- 36 -12 个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或半圆端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。启箱螺钉的大小可同于凸缘连接螺栓。（8）起吊装置 图中箱盖装有两个吊环，用于吊起箱盖；箱座两端的凸缘下面铸出四个吊钩，用于吊运整台减速器。十一、设计小结：这次关于带式运输机上的二级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。通过这三个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的学习和工作打下了坚实的基础。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、工程材料等于一体。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,结合生产实际反应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。一是由于经验问题，二是由于时间问题，所以这次的设计存在许多缺点。我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作。设计中还存在不少错误，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。在这次设计的过程中，我感觉到自己还学到了很多的其他的计算机方面的知识，经过训练能够非常熟练的使用 Word 和 AUTOCAD，我觉得受益匪浅。本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持，衷心地感谢老师的指导和帮助。参考文献1 濮良贵、纪名刚机械设计（第八版）M北京：高等教育出版社，20062 卢颂峰、王大康机械设计课程设计M北京：机械工业出版社，20023 叶伟昌机械工程及自动化简明设计手册（上册）M北京：机械工业出版社，20074龚溎义、潘沛霖机械设计课程设计图册M北京：高等教育出版社，2011