二级圆柱斜齿轮减速器资料

不留州佛莅省褓毕业设计（说明书）2013届题目磨盘传动装置的设计专业机械设计制造及其自动化学生姓名雷黔广学号2013082603指导教师魏玉兰，祝守新论文字数完成日期2015年12月1 .设计任务书1.1 设计任务1.2 系统总体方案的设计2电动机的选择，传动系统的运动和动力参数计算3传动零件的计算3.1 锥齿轮的设计和计算3.2 高速级斜齿轮的设计和计算3.3 低速级斜齿轮的设计和计算4轴的设计计算4.1 高速轴的设计和强度校核计算4.2 中间轴的设计和强度校核计算4.3 低速轴的设计和强度校核计算5键连接的选择和计算6滚动轴承的选择和计算7箱体及其减速器附件设计7.1 箱体结构尺寸7.2 减速器附件设计8润滑和密封设计9设计小结10参考资料1设计任务书1.1设计任务(1)设计一盘磨机传动装置(2)已知技术参数和条件1)技术参数：主轴的转速：30锥齿轮传动比：3电机功率：3kW电机转速：960rpm每日工作时数：8h传动工作年限：8a1.2系统总体方案的设计方案图如下：1电动机；2、4一联轴器；3圆柱斜齿轮减速器；5一开式圆锥齿轮传动；6一主轴；7盘磨机2.电动机的选择，传动系统的运动和动力参数计算2.1 电动机类型的选择Y系列三相异步电动机(工作要求：连续工作机器)2.2 电动机功率选择3P/kw2.3 确定电动机转速960r/min2.4 确定电动机型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，因此选定电动机型号为Y132S-6,额定功率为3KW,满载转速960r/min。2.5 计算总传动比及分配各级的传动比高速级的传动比，低速级的传动比，锥齿轮传动比，减速箱的传动比为。总传动比：i=nm/nw=960/30=32锥齿轮传动比：i3=3减速器传动比：iz=i/i3=32/3z高速级传动比i1=ii=二1.410.7：=3.82：4低速级传动比：i2：2.72.6 传动参数的算2.6.1 各轴的转速n(r/min)高速轴一的转速：n1=nm=960r/min中间轴二的转速：n2=n1/ii=960/4=240r/min低速轴三的转速：n3=n2/i2=240/2.7=89r/min主轴6的转速：n6=n3/i3=89/3=30r/min2.6.2 各轴的输入功率P(KW)高速轴一的输入功率：P1=Pmrc=3*0.99=2.97kw中间轴二的输入功率：P2=P1Y12.97*0.98*0.98=2.85kw低速轴三的输入功率：P3=P2Y22.85*0.98*0.98=2.73kw主轴6的输入功率：P6=P3YgYg2.73*(d98*0.98*0.97=2.54kwPm为电动机的额定功率；刀的联轴器的效率；刀的一对轴承的效率；1为高速级齿轮传动的效率；2为低速级齿轮传动的效率；YYY为锥齿轮传动的效率。2.6.3 各轴的输入转矩T(Nm)高速轴一的输入转矩：T1=9550P1/n1=(9550*2.95)/960=29.34kN?mm中间轴二的输入转矩：T2=9550P2/n2=(9550X2.85)/240=113.4kN?mm彳氐速轴三的输入转矩：T3=9550P3/n3=(9550X2.73)/89=293kN?mm主轴6的输入转矩：T4=9550P4/n4=(9550X2.54)/30=808.5kN?mm3传动零件的设计计算3.1 锥齿轮的设计和计算3.1.1 选定圆锥齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）按照传动方案选用直齿圆锥齿轮传动交角=902）由于直齿圆锥齿轮的小齿轮转速不高，初选7级精度；3）材料选择由直齿锥齿轮加工多为直齿，不宜采用硬齿面，小齿轮选用40Cr钢，调质处理，齿面硬度取280HBS,大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240HBS。4）选取小齿轮点齿数为24,则Z2=24超=72。3.1.2 按齿面接角疲劳强度设计按式试算，即di-2%ZEKT12,中r1-05：，ru确定公式内各计算数值（i）确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数Kt=1.6。2)计算小齿轮传递的转矩。T1 =95.5 P3 95.551O2.95n389 .= 3.2 10 N.mm3QR=0.33o4）由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。5）由图10-25d按齿面强度查得小，大齿轮的接触疲劳强度极限仃Hlim1=600MpaHHlim2=550Mpa。6）由式10-13计算应力循环次数。9N1=60n3jLh=60X89X1X（2X8X365X10）=2.0X10109109N2=N1/i1=2.0XIU/3=0.667X1u7）由图10-23取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92,KHN2=0.95。8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为0.01,安全系数S=1由式10-12得:dH1=dHlim1KHN1/S=600X0.92/1Mpa=552MpabH2=bHlim2KHN2/S=550X0.95/1Mpa=522.5Mpa9） u=3=tan6210）许用接触力：匚HL二HI552522.5.:H=Mpa=537.25Mpa2）计算1）试算d段.92= 119.218mmKT22Nu锥距R=d1 2= 188.5确定大端模数取 m . 2Re =f288.5=4.9674取m=5 me2222Z1 Z2 24 72确定锥距ReRe=mevZ12 +Z22 = 5 M J242 /722 =199.7375mm分度圆直径：d1 =mz =5 24 = 100mmd2 =m z2 =5 72 360mm分度圆锥角：f722 = arctanz = arctan =71.565Zi242 =902 =90 71.565 =18.435R105Ru齿宽b:bRRe 33 199.7375 -65.913mm最大齿宽为b2=65mm ,小齿轮宽b1=70mm当量齿数ZVZv1 = -z- = 25.298c0s i 8s18.435Zv2_Z2cos、. 272-=227.683cos71.5653.2.3按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度的设计公式为、!4KT1YFaYSamn/2cL2一:rZi1-05：Ru1F（1）确定公式内的各计算数值试选KF=1.6,由图10-24C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3）计算当量齿数Z24Zv1=z=25.298c0s1cos18.435Zv2=z=72=227.683c0s2cos71.5654）查取齿形系数由图10-17查得YFa1=2.618;YFa2=2.105）查取应力校正系数由图10-18查得YSa1=1.590;YSa2=1.8686）由图10-22取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.87,KFN2=0.90;7）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!-匚1=K/S=0.87500/1.4=310.714MPaF1FR1-FE1LFI-KFR2cFE2/S=0.90380/1.4=244.286MPa8）计算大、小齿轮的并加以比较YFa1YSa1/=2.618X1.590/310.714=0.01340MPaYFa1YSa1/=2.10X1.868/244.286=0.0160MPa大齿轮的数值大。2.设计计算4KTlYFaYsamn,22-2=3.864mm一RZ11-0.5-Ru3)由机械设计课本表10-7选取齿宽系数*”3.2 高速级斜齿轮的设计和计算3.2.1 选精度等级，材料及齿数(1)齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，小齿轮用40Cr,大齿轮用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面，小齿轮硬度为280HBS,大齿轮硬度为240HBS。(2)齿轮精度用7级，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀。(3)虑传动平稳性，齿数宜取多些，取=20，则=20X4=80,取=80。(4)选取螺旋角。初选螺旋角。3.2.2 按齿面接触强度设计由设计公式d，2KtT1ZhZeI tH试算(1)确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数Kt=1.6。2)计算小齿轮传递的转矩。T1595.5 10 P1595.5102.959604=2.93410N.mm14）由图10-20查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。5）由图10-21d按齿面强度查地小，大齿轮的接触疲劳强度极限（rHlim1=600MpaHlim2=550Mpa。6）由式10-13计算应力循环次数。9N1=60n1jLh=60X960X1X（2X8X365X10）=3.36X109N2=N1/i1=3.36X9/4=0.84X107）由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.91,KHN2=0.96。8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为0.01,安全系数S=1由式得:dH1=dHlim1KHN1/S=600x0.91/1Mpa=546MpabH2=bHlim2KHN2/S=550X0.96/1Mpa=528Mpa由图10-30选取区域系数=2.433。由图10-26查得注31=0.78,名声=0.87，则a1a2；a=；a1；a2=1.65许用接触力：H1LH25465281MPa=537MPaH22（2计算2KtT 11 Zh Z eu 141.714mm u21）试算d1t-圆周速度V-二d1tn1/601000=2.097m/s齿宽b41.714mmdd1t模数mnt=d1tcosP/Z1=41.714cos14/24=1.6865mmh=2.252.251.6865mm=3.795mmmntb/h=10.992计算纵向重合度ep=0.3184dZ1tanP=0.318父1父24父tan14=1.9035）计算载荷系数K根据V=2.097m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.10。kHa=KFa=1.4;由表10-2查得使用系数KA=1.25;由表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，KH1.417。查图10-13得KF1.34；故载荷系数：K=KaKvKh：Kh：=1251.101.41.417=2.73按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得1=49.846mm计算模数mnmn=d1c0S：t=2.418mmmn -2KTiY COS Y FaY Sa3.2.3 按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的各计算数值1）计算载荷系数KK=KaKvKFaKFP=1.25X1.10X1.4X1.34=2.58名歹1.903,从图10-28查得螺旋角影响系数YP=0.883）计算当量齿数Zw=zT-=21.89COSZv2=z=874cos查取齿形系数由图10-17查得=2.592,=2.196FaiFa2查取应力校正系数由图10-18查得YSa1=1.596，YSa2=1.7826）由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限E”500Mpa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa7）由图10-22取弯曲疲劳寿命系KFN1=0.86,KFN2=0.89；8）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式得匕F1=KFN1aFE1/S=0.86X500/1.4=307.14MPaF2-KFN2-FE2/s=0.89x380/1.4=241.57MPa9)计算大、小齿轮的YFaYSa/!-F1YFa1YSa1/trF1=2.592X1.596/307.14=0.01347MPaYFa2YSa2/lCF2=2.1961.782/241.57=0.01620MPa大齿轮的数值大。设计计算22.58393900.88:COS14/221241.650.01620=1.4212mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大mn于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大mn于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，可取mn=2mm,按接触强度算得的分度圆直径d1=49.846mm,算出小齿轮齿数z1=d1cos）mn=20z2=420=80（3）几何尺寸计算1）计算中心距JZ1+Z2)J20+80y3,2KtT1 ZhZeYd/h】=62.773mm2)圆周速度V=dd1tn2/(60X1000)=0.898m/s3）齿宽b=,d1t=62.773mmmnt=dltcos/Zi=62.773cos14/24=2.5362h=2.25何=2.252.5362mm-5.7065mmb/h=10.99计算纵向重合度；=0.318dzitan?=0.318124tan14=1.9035）计算载荷系数K= 1.4 ;由1时，根据V=0.898m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.03,KHa=KFa表10-2查得使用系数KA=1.25;由表10-4查地7级精度，小齿轮相对支承非对称布卡KhF=1.421;查图10-13得Kf|3=1.35；故载荷系数：K=KaKvKh：Kh：=1.251.031.41.421=2.566）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得=77.373mmm=d1cos：/Z=2.9664mm3.3.3按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的各计算数值32K丫COS2YFaYsamn-中；LJ1dZ1-F1）由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限二-FE1=500Mpa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限二-FE2=380Mpa;2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.89,KFN2=0.90;3）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:Lf1=FfnIFE1.S=0.895001.4=317.86MpaLF-FFN2-FE2S=0.903801.4=244.29Mpa4）计算载荷系数KK=KaKVKFuKFp=1.25X1.03X1.4X1.35=2.435）根据纵向重合度名口=1.903,从图10-28查得螺旋角影响系数丫/0.886）计算当量齿数Zv1=-z3-=26.27cosZv2=Z23=69.86cos7）查取齿形系数由表10-5查得YFa1=2.492;YFa2=2.1528）查取应力校正系数由表10-5查得YSa1=1.496;YSa2=1.644计算大、小齿轮的YF（YSF并加以比较YfnYszLYF1YS1二F=2.1921.196317.86=0.00824F2=2.152X1.644/244.29=0.01448大齿轮的数值大。设计计算mn 30.01442 = 2.0231mm1 242 1.6522.431326800.88COS14）2对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大mn于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大mn于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，可取mn=2.5mni,按接触强度算得的分度圆直径d1=73.373mm,算出小齿轮齿数Zi=d1cosB/mn=28.48取Z2=28Z2=2.7m28=75.6,取z2=76(3)几何尺寸计算1)计算中心距Zl Z2 mn2cos :28 762.52cos14mm = 132.4mm将中心距圆整为 132 mm将圆整后的中心距修正螺旋角Z1 Z2 mn- - arccos-LLL2a28 76 2.5: arccos 2 132=13.8因P值改变不多，故参数名a，Kp，Zh等不必修正。计算分度圆直径d1 = Z1mn/csP =28M2.5cos14 = 72.916mmd 2 Z2mn cos =76 2.5 cos14 -195.876mm计算齿轮宽度b=d”1 72.916 = 72.916mmd d 15）结构设计齿顶高 ha =mn（han +xn）=2.5 父（1 +0 ）= 2.5mm齿根高 hf n mn han Cn-Xn =2.5 1 0.25 -0 =3.125mm齿局h = ha hf=5.625mm齿顶圆直径小齿轮da=d+2ha=77.916mm,大齿轮da=d+2ha=200.144mm齿根圆直径小齿轮df=d-2hf=66.219mm,大齿轮df=d-2hf=187.876mm4轴的设计计算4.1 高速轴的设计计算4.1.1 求高速轴上的功率P、转速n和转矩T由已知，得：P=PI=3kw,n=nI=960r/min4.1.2 初步确定轴的最小直径先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3,取A0=112.得轴上有一键槽，则增加后得直径d=24mm,高速轴的最小直径为安装联轴器处轴的直径dl-n,取dl-n=24mm。（电机轴直径38mm）联轴器选择联轴器的型号的选取查机械设计书表14-1，取Ka=1.5则；Tca=KaXT1=1.5X29.34=44.01N-mmJ12844按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准Ji2OX44GB/T5843-2003（见机械设计课程设计书），选用GY3型凸缘联轴器，其公称转矩为112Nm。半联轴器的孔径dII=20mm,dIII=28mm。故取d6=20mm。4.1.3 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-n轴段左端需制出一轴肩，故取n川段的直径dn-m=28mm,左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=34mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=38mm,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，故取I-n段的长度应比L1略短一些，现取LI-n=36mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时承受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dn-ni=28mm,选轴承型号30206,其尺寸dXDXT=30mmX62mmx17.25mm,故dm-IV=dVII-Vm=30mm.由于轴承右侧需装甩油环，且轴承需离箱体内壁一段距离，考虑到箱体铸造误差，使轴承距箱体内壁6mm。，则取LID-IV=LVII-Vn=23.75mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取dW-V=35mm.3)由于高速轴上的小齿轮的尺寸较小，通常设计成齿轮轴。4)轴承端盖的总宽度取为16mm.取端盖的外端面与联轴器端面间的距离为30mm,则Ln-in=46mm。5)取齿轮距箱体内壁的距离a=16mm,高速级小齿轮与低速级大齿轮之间的距离c=24mm.已知滚动轴承宽度T=17.25mm,低速级小齿轮轮毂长L=80mm,则L1Vx=1550248015mm=184mm(3)轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按dI-n由表6-1查得平键截面bxh=8mmx7mm,键槽用键槽铳刀加工，长为22mm,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(4)确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角为2X45。(5)输入轴强度计算：1.计算作用在齿轮上的力：_6P转矩：T1=9.55106-29010niFr = Ft tan :=502.7圆周力：径向力：229010Ft=21/d=1381.4424.绘制轴的弯矩图和扭矩图:(1)求反力H水平面Rh1Ft1 53.75183.75 -53.751381.453.75183.75-53.75=-312.49NRH2Ft1183.75183.75-53.751381.4183.75183.75-53.75二1068.76NV垂直面-113.77 nFr153.75_502.753.75183.75-53.75183.75-53.75cFr1183.75140.7183.75183.75 -53.75 183.75 -53.75R/2=rJ=388.9N(2)求齿宽中点出的弯矩H水平面MH=183.75RH1=183.75312.49=57420NmmV垂直面MV=183.75RV1=183.75113.77=20905Nmm合成弯矩MM=Jm：+M；=#74202+209052=61107扭矩TT=T1=0.629010=17406Nmm当量弯矩McacaMca.VM2T2=-611072174062Mca=63537弯矩图和扭矩图:水平面垂直面20905174065.校核轴的强度:22查表得%=640N/mm，材料的许用应力即口=60N/mm，轴的计算应力为:Mca二ca阻=23.53：二”4.2中间轴的设计计算4.2.1 中间轴上的功率P、转速n和转矩T由已知，得：P=pn=2.85KW,n=nn=240r/min4.2.2 确定轴的最小直径先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3取A0=112。得4.2.3 轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案轴的设计示意图如下:(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1)由于dmin=25.55mm,轴上开有两键槽，增加后轴径d=30mm取安装轴承处(该轴直径最小处)轴径d=30mm,贝UdI-n=dV-VI=30mm。2)初步选择滚动轴承。选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dI-n=30mm,选轴承型号30206,其尺寸为dxDxT=30mmx62mmx17.25mm。考虑到箱体铸造误差，使轴承距箱体内壁6mm。3)取轴上安装大齿轮和小齿轮处的轴段n-m和IV-V的直径dn-m=dW-V=34mm.两端齿轮与轴承之间采用套筒定位。已知大齿轮轮毂的宽度为50mm,小齿轮的轮毂宽度为80mm.为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故分别取Ln-m=77mm,LW-V=47mm。两齿轮的另一端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,轴环处的直径dm-W=40mm。轴环宽度b1.4h,取Lm-IV=26.5mm。4)由于安装齿轮的轴段比轮毂宽度略短，所以LI-n=17.25+6+16+3=42.25mmLV-VI=17.25+6+18.5+3=44.75mm(3)轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。按dn-ni和div-v分别由表6-1查得平键截面bxh=10mmx8mm,长度分别为63mm和36mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中H7性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为n6 ；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(4)确定轴上的圆角和倒角尺寸参考机械设计表 15-2,取轴端倒角为2X45。轴的校核1.计算作用在齿轮上的力：转矩：T2 =113008Nm大齿轮上受到的力与小齿轮上的力护卫相反力，则：轴向力：Fti = Ft2 =430.34N径向力：Fr2 = Fr1 =156.6N绘制轴的弯矩图和扭矩图：(1)求反力H水平面RH 3Ft3151 44.75 -Ft2 44.7542,25 151 44.75= 1480.21 NRH 2Ft242,25 151 -Ft3 42.25 二-395.82N42,25 151 44.75V垂直面R/3Fr3 151 44.75 -Fr2 44.75238= 519.55 NR/2Fr2 42.25 151 Fr3 42.25238-138.8 N(2)求齿宽中点出的弯矩H水平面H1= 44.25 Rh3=65499NmmMH2=44.75RH2=17712.9NmmV垂直面Mv1=42.25%=21948.8NmmMv2=44.75RV2=6175.5Nmm合成弯矩MM1=MH1-mJl67851M2=、；M：2M；2=22800扭矩TT=：T2=0.628322=16993Nmm当量弯矩McacaMca1uM12T2=69946Mca2-.M22T2=28435弯矩图和扭矩图水平面垂直面21948.86175.5TTTtt合成扭矩当量弯矩5.校核轴的强度：22查表得Ob=640N/mm，材料的许用应力即Wb=60N/mm，轴的计算应力为：二ca二二4.3低速轴的设计计算4.3.1 求低速轴上的功率P、转速n和转矩T由已知，得：P=pm=2.73KW,n=n出=89r/min4.3.2 初步确定轴的最小直径先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3,取A0=112.得4.3.3 轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案轴的设计示意图如下：(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dI-n.为了使所选的轴直径dI-n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_55_Tca=KAT=1.73.3135父10=5.633父10N,mm。按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LX3型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为1250N,m40mm,故取dI-n=40mm，联轴器长112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm.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，故取I-n段的长度应比L1略短一些，现取LI-n=80mm。为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-n轴段左端需制出一轴肩，故取n-m段的直径dn-m=48mm,右端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm。2)初步选择滚动轴承。选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dn-m=48mm,选轴承型号30210,其尺寸为dXDXT=50mmx90mmx21.75mm,故dm.=dwii=50mm。3)取安装齿轮处的轴段W-vn的直径dVIII=52mm.齿轮的的左端与左端轴承之间采用甩油环和套筒定位。已知齿轮毂的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取LVJII=72mm.齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,则轴环处dVxI=60mm。轴环宽度b1.4h,取LV_VI=1。mm4)取齿轮距箱体内壁的距离a=18.5mm,高速级小齿轮与低速级大齿轮之间的距离c=29mm.考虑到箱体铸造误差，使轴承距箱体内壁6mm。已知滚动轴承宽度T=21.75mm,高速级大齿轮轮毂宽50mm.则LVII刈=21.75618.53=49.25mmLIV*=295018.5-2-10-85.5mm5)取轴承端盖外端面与联轴器端面的距离为30mm,端盖厚20mm,则1 n-m=50.(3)轴上零件的周向定位齿轮，联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。由表6-1查得平键截面bxh=16mmx10mm,键槽用键槽铳刀加工，长为63mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选H7择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，联轴器与轴的连接，选用平键为12mmx8mmxn670mm。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6o(4)确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角为2X45。(5)求轴上的载荷1.计算作用在齿轮上的力：6P3转矩：T3=9.5510=292938NM%圆周力：Ft4=Ft3=2989N径向力：Fr4=F,3=1088Nrr绘制轴的弯矩图和扭矩图:(1)求反力H水平面Rh1Ft4123.25121.25123.25-1509NRH 2Ft4121.25=1485N244.5V垂直面Fr4123.25RV1=-=一548.44N244.5RV2Fr4 121.25244.5二 539(2)求齿宽中点出的弯矩H水平面MH=121.25Rh1=182966NmmV垂直面MV=121.25RV1=66445Nmm合成弯矩MMf：，M；MV2=194657扭矩TT=：T1=0.6292938=175762Nmm当量弯矩McacaMca=M2T2-=262266弯矩图和扭矩图:水平面垂直面5.校核轴的强度:22查表得0b=640N/mm，材料的许用应力即oqb=60N/mm，轴的计算应力为:二 caMcaca= 2.87 二5键连接的选择和计算6-1查得联轴器上的键尺寸H7/k6,轴与d=24332T 10 2 29.04 10kld3.5 14 24= 51.02Mpa 式中 k=0.5h, l=L-b ,5.1 高速轴上的键的设计与校核齿轮、联轴器、与轴的周向定位都是圆头平键连接，由表为bMhML=8X7x22mm,联轴器采取过渡配合，但不允许过盈，所以选择轴承之间采取过度配合，轴的直径公差采用m6（具有小过盈量，木锤装配）mm,T1=63.024N-m,查表得k】=100120所以所选键符合强度要求。5.2 中间轴上的键的设计与校核已知dn-m=div-v=34mm,T2=132.68Nm,参考教材，由式6-1可校核键的强度，由于d=3038mm所以取b乂h=10父8mm查表得七-1=100120取低速级键长为63mm,高速级键长为36mm。_32T 10kld_32T 10kld32 132.68 104 53 34=36.81Mpa32 132.68 10 : 75.045Mpa4 26 34所以所选键：bhL=10mm8mm63mmbhL=10mm8mm36mm符合强度条件。5.3 低速轴上的键的设计与校核已知装齿轮处轴径d=52mm,T=331.35Nm。参考教材，由式6-1可校核键的强度，由于d=5058mm,所以取bxhxL=16mm父10mm父63mm,查表得1=100120一三 103 二P kld32 331.35 105 47 52=54.231Mpa联轴器处轴径d=40mm,T=331.35N-m,由于d=3844mm,所以取bhL=12mm8mm70mm2T2331.35c-0=10=10=71.412MpaPkld45840所以所选键符合强度要求。6滚动轴承的选择和计算6.1计算高速轴的轴承:由前面可以知道n1=960r/min两轴承径向反力：F r =529.5Nl 2Ttan20o7FTt莅s厂轴向力：F a=0N初步计算当量动载荷 p,根据p= f x f r y f a p根据表 13-6, f p0/.2,取 f P=1.2。根据表13-5, X=1所以 P=1.2 1 529.5=635.4N计算轴承30206的寿命:LhW106 3200)60父9601 635.4)1036=9.47 10 h 48000106 CLh = 60n P106 6780060 960.635.41077=10 10 h 48000故可以选用6.2计算中间轴的轴承:已知 n2=240r/min两轴承径向反力:r2 -459Nr3 =1037NI 3轴向力均为0Re初步计算当量动载荷P,根据 p= f X Fr Y F ap根据表13-6,fp=1.01.2,取fp=1.2。根据表13-5,X=1所以P=1.2459=550.8NP=1.21037=1244.4N计算轴承30206的寿命:PPJ6一 1060 24010443200V11244.46二 9.47 10h 48000故可以选用。6.3计算低速轴的轴承已知n3=89两轴承径向反力：Fr=726N轴向力：为0Fr:二 e初步计算当量动载荷p,根据p=fp(xfr+丫fa)根据表13-6,fp=1.01.2,取fp=1.2。X=1所以P=1.2726=871N计算轴承30210的寿命:L、C60n p6J0_60 89773200 I 871 10338= 4.86 10h 48000故可以选用。7箱体设计7.1 箱体尺寸减速器箱体结构尺寸名称符号计算公式结果箱座厚度80.025a+3mm8mm8箱盖厚度3(0.80.85)6之8mm8箱盖凸缘厚度bbi=1.56ii2箱座凸缘厚度bb=i.56i2箱座底凸缘厚度b2b2=2.5520地脚螺钉直径dfdf=0.036a+i2Mi6地脚螺钉数目na250mm4轴承旁联结螺栓直径didi=0.75dfMi2盖与座联结螺栓直径d2d2=(0.5HfM8轴承端盖螺钉直径d3d3=(0，0.5)dfM6视孔盖螺钉直径d4d4=(0.30.4&M5定位销直径dd=(0.70.8乜2M6df,d1,d2至外箱壁的距离Ci查手册表ii-222i8i3df，d1，d2至凸缘边缘距离C2查手册表ii-220i6ii外箱壁至轴承端面距离li|i=Ci+c2+(58mm40大齿轮顶圆与内箱壁距离DiD*i5齿轮端面与内箱壁距离D2D2-6i6箱盖，箱座肋厚mi,mm，m分别为0.85d1、0.858mi=7m=8.592（一轴）92（二轴）i30轴承端盖外径D2D+(5-5.5)d3表11-11（三轴）轴承旁联结螺栓距离Ss=D2114（一轴）114（二轴）146（三轴）7.2 减速器附件设计7.2.1 窥视孔盖与窥视孔在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，大小只要够手伸进操作可。以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙，了解啮合情况.润滑油也由此注入机体内。7.2.2 放油螺塞放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。7.2.3 油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定。7.2.4通气器减速器运转时，由于摩擦发热，机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏，所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处的密封性，通气器用带空螺钉制成。7.2.5 启盖螺钉为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉，便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环，装上二个螺钉，便于调整。7.2.6 定位销为了保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销。两销相距尽量远些，以提高定位精度。如机体是对称的销孔位置不应对称布置。7.2.7 环首螺钉、吊环和吊钩为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在机座上铸出吊钩。7.2.8 调整垫片用于调整轴承间隙，有的起到调整传动零件轴向位置的作用。7.2.9 密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。8润滑和密封设计传动零件的润滑采用浸油润滑。滚动轴承的润滑采用脂润滑。因为传动装置属于轻型5的，且传速较低，所以其速度迹还小于（1.52）黑10r/min,所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的509设计小结经过二周的时间的设计完成了本课题带式输送机传动装置，该装置具有以下特点：1）能满足所需的传动比2）选用的齿轮满足强度刚度要求由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够满足强度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。3）轴具有足够的强度及刚度由于二级展开式齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称，当其产生弯扭变形时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高，设计的轴具有较大的刚度，保证传动的稳定性。4）箱体设计的得体设计减速器的具有较大尺寸的底面积及箱体轮毂，可以增加抗弯扭的惯性，有利于提高箱体的整体刚性。5）由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确，设计也不是十分恰当，但我认为通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。10参考文献吴宗泽主编机械设计课程设计高等教育出版社濮良贵纪名刚主编机械设计第9版高等教育出版社孙桓陈作模主编机械原理第8版高等教育出版社徐学林主编互换性与测量技术基础湖南大学出版社齿轮零件图从动轴零件图加工工艺卡数控加工工艺卡产品型号材料牌号零件名称零件图号45二级减速器输出轴3工序卡工序内容设备工艺设备夹具刀具量具1车端面并钻中心孔CA614CE卜式车床三爪卡盘硬质合金车刀游标卡尺2车外圆至64mmCA614CE卜式车床顶尖装置硬质合金车刀游标卡尺3车外圆至55mmCA614CE卜式车床顶尖装置硬质合金车刀游标卡尺4车端面并钻中心孔CA614CE卜式车床顶尖装置硬质合金车刀游标卡尺5车外圆至72mmCA614CE卜式车床顶尖装置硬质合金车刀游标卡尺6车外圆至64mmCA614CE卜式车床顶尖装置硬质合金车刀游标卡尺7车外圆至55mmCA614CE卜式车床顶尖装置硬质合金车刀游标卡尺8铳键槽铳床平口虎钳铳刀游标卡尺9磨G55外圆外圆磨床顶尖装置砂轮游标卡尺10磨削轴的两侧磨床三爪卡盘砂轮游标卡尺减速器装配图