机械设计说明书(齿轮设计),机械设计说明书模板

('机电及自动化学院机电及自动化学院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专业:车辆工程班级:09车辆工程姓名:指导老师:设计时间:2011年12月29日——2012年1月7日目录第一章设计任务3第二章电动机的选择4第三章计算传动装置的运动和动力参数6第四章传动件设计计算9第五章轴的设计计算27第六章链连接的选择与校核计算441第七章滚动轴承的选择与计算及联轴器的选择46第八章润滑与密封53附录：参考资料目录57前言（一）设计目的：通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计、计算能力以及熟悉一般的机械装置设计过程。（二）传动方案的分析：机器一般由原动机、传动装置和工作机三部分组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换运动形式以满足工作需要的装置，是机器的重要组成部分。传动装置的设计是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除工作装置的功能外，还要求结构简单，制造方便、成本低廉以及使用与维护方便。本设计中，原动机为电动机，工作机为链式输送机。传动方案采用了三级传动，第一级传动为圆锥-圆柱二级齿轮减速器，第二级传动为开式齿轮传动，第三级传动为链传动。链传动能够保证准确的传动比，传动效率较高，无弹性滑动和整体打滑现象，工作可靠，两轴相距较远，适宜低速重载，工作环境恶劣等场合，因此布置在低速级。开式齿轮传动的工作环境较差，润滑条件不好，磨损较严重，寿命较短，应布置在低速级。圆锥-圆柱齿轮二级减速器的传动效率高，适用功率和速度范围广，使用寿命长，是现代机器中较为常用的机构之一。第一章设计任务书题目：设计一用于链式运输机传动装置中的圆锥-圆柱二级齿轮减速器一．总体布置简图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25—运输机6—链轮二．图1三．工作情况：二班制、连续单向运动、有轻微振动、室内工作、无灰尘四．原始数据链条总拉力F（N）：4000N链条节距P（mm）：80mm链条速度V（m/s）：0.25（运输链速度允许误差：）链轮齿数Z：16开式齿轮传动比i2：无使用期限：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伏第二章电动机的选择1.电动机类型和结构的选择由题目所知传动机构类型为：圆锥-圆柱二级齿轮减速器。工作机链轮的转速为按图1所示的传动方案进行设计电动机的类型根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机，电压380V。2.电动机容量的选择Y系列三相异步电动机3工作机所需的有效功Pw＝Fv/1000=(40000.25/1000)kW=kW电动机的输出功率为了计算电动机的所需功率Pd,先要确定从电动机到工作机的总效率η。设η1、η2、η3、η4、η5、η6分别为弹性联轴器（高速级）、闭式圆锥齿轮传动（7级精度）、闭式圆柱齿轮传动（7级）、、开式圆柱齿轮传动、滚动轴承、开式链传动,由课程设计指导书表1和P12页查η1=0.99,η2=0.96,η3=0.96η4=0.99,η5=0.96,η6=0.92。传动装置总效率为：η＝η12η2η3η45η5η6＝0.766电机所需功率为：Pd＝Pw/η=1.31kw3.电动机转速的选择根据机械设计课程设计指导书表1：取圆锥-圆柱齿轮二级减速器的传动比范围：i1=10~25，又已知开式齿轮传动的传动比i2=3~7故总传动比i的范围：故电动机转速的可选范围：因此选择同步转速为1000r/min和1500r/min两种。4.电动机型号的确定根据电动机所需功率，查机械设计手册可知，电动机型号为Y90L-4、Y100L-6。根据电动机的满载转速nm和链轮转速nw可算出总传动比。现将此种电动机的数据和总的传动比列于下表中。电动机的数据机及总的传动比方案号电动机型号额定功率/kW同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传动比1Y100L-61．5100940280.Y90L-41.51500140019.45由上表可知，进行转速、总传动等方面的比较，决定选Y100L-6。选择电机型号为Y100L-6第三章计算传动装置的运动和动力参数41.传动装置的总传动比及其分配装置的总传动比i=nm/n=940/11.72=80.2初步开式齿轮传动比i2=6.8则减速器的总传动比为i1=i/i2=80.2/6.8=11.79取i1=11.8，高速级锥齿轮传动比i3=0.25i1=0.25×11.8=2.95低级传动比为i4=i1/i3=11.8/2.95=3.99圆整后取i4=4.0则i=i3·i4=2.95\uf0b44..0=11.8则取定各传动比后，当前的总传动比为传动后运输链速度误差为△：（在运输链速度允许误差范围内）2.各轴的转速计算：n1=nm=940r/minn2=n1/i3=(940/2.95)r/min=318.64r/minn3=n2/i4=(318/4.0)r/min=79.86r/minn4=n3=79.86r/minn5=n4/i2=79.86/6.8=11.74r/min3.各轴的输入功率计算：P1=Pdη1=1.31x0.99=1.3kWP2=P1η4η2=1.3x0.99x0.96=1.24kWP3=P2η43=η1.24x0.96x0.99=1.18kwP4=P3η4η1=1.18x0.99x0.99=1.16kWP5=P4η5η4=1.16x0.99x0.96=1.1kW4.各轴的输入转矩计算：T1=9550P1/n1=9550x1.3/940=13.18N·mT2=9550P2/n2=9550x1.24/318.64=36.95N·mT3=9550P3/n3=9550x1.18/79.86=140.12N·mT4=9550P4/n4=9550x1.16/79.86=133.17N·mT5=9550P5/n5=9550x1.1/11.74=860.64N·m各轴的运动及动力参数i=80.2i2=6.8i1=11.8I3=2.95i4=4i=11.8在运输链速度允许误差范围内n1=940r/minn2=318.64r/minn3=79.86r/minn4=79.86r/minn5=11.74r/minP1=1.3kWP2=1.24kWP3=1.18kwP4=1.16kWP5=1.1kWT1=13.18N·mT2=36.95N·mT3=140.12N·m5输入轴名效率Pkw转矩TNm转速r/min电动机轴1.3113.319401轴1.31.2913．1813059402轴1.24.2336.9536.58318.643轴1.181.17140.12138.7279.864轴1.161.15133175轴31.8479.861.11.09860.64852.0311.74T4=133.17N·mT5=860.64N·m第6一)高速级齿轮的传动设计1.选齿轮材料、热处理方式及计算许用应力1)材料及热处理按使用条件，属中速、轻载，重要性和可靠性一般的齿轮传动。可选用软齿面齿轮，且小齿轮的硬度比大齿轮大30~50HBS，具体选择如下：小圆锥齿轮：45Cr，调质处理，硬度为241~286HBS大圆锥齿轮：45钢，调质处理，硬度为217~255HBS因此取小圆锥齿轮的硬度为280HBS，大圆锥齿轮的硬度为230HBS。2）确定许用应力①由“机械设计”书中的图10—21（P209)，按齿面硬度查得，。由“机械设计书”中的图10—21（P209)，按齿面硬度查得，。②计算应力循环次数，确定寿命系数KFN和KHN。再根据“机械设计书”中图10—18和图10—19，分别查得KFN1=0.9KFN2=0.95，小齿轮硬度为280HBS大齿轮硬度为230HBSN2=1.8354x109KHN1=0.9KHN2=0.95KFN1=0.9KFN2=0.957KHN1=0.9，KHN2=0.95③计算大小锥齿轮的各项许用应力：第四章传动件设计计算8由“机械设计书”（P206）查得SH1=SH2=1,SF1=SF2=1.4（1.25~1.5）2.分析失效形式，确定设计原则由于设计的减速器属于闭式的，而此对锥齿轮采用的是软齿面啮合，其主要失效形式是疲劳点蚀，但若模数过小也可能会造成轮齿的疲劳折断。故此，该齿轮的参数按接触疲劳强度设计，按弯曲疲劳强度较核。3.初步确定锥齿轮的基本参数和主要尺寸①由前面的计算可知小锥齿轮的名义转矩T1=13.05N·m②选择齿轮的传动精度根据“机械设计”书（P210）中图10—22（b）和已知条件，初步选定锥齿轮的传动精度为7级。③初选参数SH1=SH2=1,SF1=SF2=1.4T1=13.05N·mZ1=209Z1=20，Z2=Z1Xi3=20x2.95=59X1=X2=0Kt=1.3(根据“课程指导书”（P35）中，小圆锥齿轮齿数取值范围：Z1=17~25)Z2=59，Kt=1.310④初算锥齿轮的主要尺寸1）按齿面接触疲劳强度设计根据“机械设计书”中（P224），由式（10—25）式中的选择，根据已知条件，可知小锥齿轮的支承方式为悬臂布置，查“机械设计手册（软件版）V3.0”，可得查“机械设计”书中表10—6（P201），而，小圆锥齿轮的模数以及平均分度圆半径：计算圆锥齿轮的分度圆锥角：11由公式和解得计算小圆锥齿轮平均分度圆处的速度：根据“机械设计书”中图10-8查得KV=1.05（P194）再根据已知工作条件及环境以及“机械设计书”中（P193）表10-2查得KA=1.25齿向载荷分布系数可按下式计算其中根据已知条件大小圆锥齿轮的支承方式和“机械设计书”表10-9查得而齿间载荷分配系数可取故载荷系数：K=2.46与Kt=1.3相差较大须进行修正KA=1.25K=2.4612（46.581224）2）按照齿根弯曲疲劳强度设计（1）确定公式内的各计算数值（一）弯曲强度载荷系数当量齿数应力校正系数分别是大、小齿轮的并加以比较，取较大值计算。M1=2.3mmK=2.46Zv1=20.6Zv2=174.3132）设计计算结合之前算得的m=2.3mm,取m=2mm。为了同时满足接触疲劳强度算得的分度圆直径d=46.58mm,=46.582=23.3，选齿数为24，则，取3）齿轮主要参数及几何尺寸计算Z1=24，Z2=71，，m>=1.74m=2Z1=24Z2=71d1=48mmd2=142mmR=74.76mmda1=51.79mmda2=143.3mmdf1=43.45mmdf2=140.5mmb1=22mm14圆整后知b1=b2=22mm4）结构设计大小圆锥齿轮的大端直径都小于160mm,因此采用实心结构式（二）低速级齿轮的传动设计15低速级齿轮设计条件：功率P2=1.241kW主动轮转速：n2=318.64r/min传动比：i2=4.0转矩：T2=36580N·mm1.选齿轮材料、热处理方式及计算许用应力1)材料及热处理按使用条件，属中速、轻载，重要性和可靠性一般的齿轮传动。可选用软齿面齿轮，且小齿轮的硬度比大齿轮大30~50HBS，具体选择如下：小斜齿轮：45Cr，调质处理，硬度为241~286HBS大斜齿轮：45钢，调质处理，硬度为217~255HBS因此取小斜齿轮的硬度为280HBS，大斜齿轮的硬度为230HBS。2)确定许用应力①由“机械设计”书中的图10—21（P209)，按齿面硬度查得，。由“机械设计书”中的图10—21（P209)，按齿面硬度查得，。②计算应力循环次数，确定寿命系数KFN和KHN。P2=1.241kWT2=36580N·mm小斜齿轮的硬度为280HBS大斜齿轮的硬度为230HBS。16再根据“机械设计书”中图10—18和图10—19，分别查得KFN1=0.9KFN2=0.95，KHN1=KHN2=0.95③计算大小斜齿轮的各项许用应力：由“机械设计书”（P206）查得SH1=SH2=1,SF1=SF2=1.3（1.25~1.5）2.分析失效形式，确定设计原则由于设计的减速器属于闭式的，而此对斜齿轮采用的是软齿面啮合，其主要失效形式是疲劳点蚀，但若模数过小也可能会造成轮齿的疲劳折断。故此，该齿轮的参数按接触疲劳强度设计，按弯曲疲劳强度较核。3.初步确定斜齿轮的基本参数和主要尺寸①由前面的计算可知小斜齿轮的名义转矩以及转速T2=36580N·mmN2=0.45999x109KFN1=0.9KFN2=0.95KHN1=KHN2=0.9517n2=318.64r/min②选择齿轮的传动精度根据“机械设计书”（P210）中图10—22（b）和已知条件，初步选定斜齿轮的传动精度为7级。③初选参数Z1=20，Z2=Z1Xi3=20x4.0=80X1=X2=0Kt=1.6(根据“课程指导书”（P34）中，小斜齿轮齿数取值范围：Z1=17~30)④初算锥齿轮的主要尺寸1）按齿面接触疲劳强度设计根据“机械设计书”中（P218），由式（10—21）式中根据“机械设计书”中图10-30选定的选择，根据已知条件，可知小斜齿轮的支承方式为悬臂布置，不对称布置，查“机械设计手册（软件版）Z1=20Z2=8018V3.0”，可得查“机械设计书”中表10—6（P201），而，的选择，根据已知条件Z1=20、Z2=80以及，查“机械设计书”中图10-26（P215），可得：（20），（80）代入上式小斜齿轮的模数以及齿宽：KA=1.2519计算小斜齿轮分度圆处的速度：根据“机械设计书”中图10-8查得KV=1.05（P194）再根据已知工作条件及环境以及“机械设计书”中（P193）表10-2查得KA=1.25根据“机械设计书”中表10-4（P196）查得齿向载荷分布系数：其中根据“机械设计书”图10-9查得(插值法，b/h：（12：1.258）、（6：1.23）)根据“机械设计书”中表10-3（P195）查得齿间载荷分配系数可取故载荷系数：K=2.18与Kt=1.6相差较大须进行修正计算齿宽以及纵向重合度：202）按齿面接触疲劳强度设计根据“机械设计书”中（P216），由式（10—16）式中K=1.847，，T2=36580N·mm，根据“机械设计书”中图10-28（P217）查得计算当量齿数根据当量齿数查“机械设计书”中表10-5（P200）查得，，，21比较大小齿轮的由上可知小齿轮的数值比较大对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，因此选取已满足弯曲疲劳强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是由取Z1=28，则Z2=Z1Xi3=21x4.0=112。计算中心距：大齿轮：腹板式22将中心距圆整为107mm。按圆整后的中心距修正螺旋角因螺旋角改变不多，故上述参数不必修正。3）计算几何参数将齿宽圆整后取，。4）结构设计由于大斜齿轮直径大于200mm，因此采用腹板式。小斜齿轮采用实心结构式（三）开式齿轮的传动设计23开式齿轮设计条件：功率P4=1.15kW主动轮转速：n4=79.86r/min传动比：i3=6.8转矩：T4=131840N·mm1.选齿轮材料、热处理方式及计算许用应力1）材料及热处理按使用条件，属低速、轻载，重要性和可靠性一般的齿轮传动。选用软齿面齿轮，开式齿轮一般较大，选用铸铁材料。具体选择如下：大小齿轮均选用QT600-3，正火处理，硬度为190~270HBS硬度均取250HBS。2）确定许用应力。①由“机械设计书”中的图10—21（P209)，按齿面硬度查得，。由“机械设计书”中的图10—21（P209)，按齿面硬度查得，。②计算应力循环次数，确定寿命系数KFN和KHN。再根据“机械设计书”中图10—18和图10—19（P206），分别查得：KFN1=1.0KFN2=1.0，KHN1=KHN2=1.0KFN1=KFN2=1.024③计算大小齿轮的各项许用应力：由“机械设计书”（P206）查得SH1=SH2=1,SF1=SF2=1.4（1.25~1.5）2.分析失效形式，确定设计准则由于设计的是软齿面开式齿轮传动，其主要失效形式是齿面磨损和轮齿折断。因此，该齿轮传动主要按弯曲疲劳强度设计3.初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸①根据前面计算可知齿轮的名义转矩：T1=T4=131840N·mm②选择齿轮的传动精度根据“机械设计书”（P210）中图10—22（b）和已知条件，初步选定齿轮的传动精度为8级。③初选参数Z1=23，Z2=Z1Xi3=23x6.8=156X1=X2=0Kt=1.2KHN1=KHN2=1.0T1=T4=131840N·mm25(根据“机械设计书”（P205）中，小齿轮齿数取值范围：Z1=20~40)④初算齿轮的主要尺寸1)按弯曲疲劳强度进行设计：根据“机械设计书”中（P201），由式（10-5）式中的选择，根据已知条件，可知小斜齿轮的支承方式为悬臂布置，，可得查“机械设计书”中表10—6（P201），根据齿数查得，，比较大小齿轮的初选参数Z1=23Z2=156Kt=1.2查“机械设计书”中表10-7（P205）“机械设计书”中表10-5（P200）26由上可知小齿轮的数值比较大计算齿轮的半径、齿宽以及圆周速度根据“机械设计书”中图10-8查得KV=1.05（P194）再根据已知工作条件及环境以及“机械设计书”（P193）表10-2查得KA=1.2,根据“机械设计书”中表10-4（P196）查得齿向载荷分布系数：其27中根据“机械设计书”图10-9查得(插值法，b/h：（6：1.19）、（12：1.24）)根据“机械设计书”中表10-3（P195）查得齿间载荷分配系数可取故载荷系数：K=1.94与Kt=1.2相差较大须进行修正考虑齿面磨损，应将强度计算所得的模数加大10%~20%，因此根据“机械设计手册软件版”，选择标准模数系列中的2)计算大小齿轮的分度圆直径以及齿宽：b2=55mmb1=60mm大齿轮：轮辐式小齿轮：实心式28取b2=55mm取b1=60mm3）结构设计由于小齿轮直径为小于160mm，因此采用实心式由于大齿轮直径为在400~1000mm之间，因轮辐式第五章轴的设计计算（一）高速级轴1、输入轴设计1、输入轴上的功率、转速和转矩292、求作用在齿轮上的力小圆锥齿轮的分度圆直径为:3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为（调质），取=112，得取高速轴的输入轴的最小直径为安装联轴器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。由于转矩变化很小，故取=1.530联轴器的计算转矩结合电动机伸出轴尺寸28mm选LT-3型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂38孔长度为36mm。故可取轴1-2段长度为4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案。锥齿轮的（e为圆锥齿轮小端面齿根圆至键槽底部的距离,），故设计为齿轮整体轴结构。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径2）初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力且转速不高，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由轴承产单列圆锥滚子轴承30306L34=19mmL56=19mm.31品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306其尺寸为则轴3-4，与5-6段，可取L34=L56=19mm这对轴承中间采用轴肩定位，由轴承产品目录中查得30306型轴承的定位轴肩高度可取，轴4-5段轴可取3）轴6-7段的直径可取根据“机械设计课程指导书”中（P47），可知，至少至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。4）计算轴上载荷及较核：高速轴的受力分析图如下图与图示反向32计算轴上载荷：其中，1.求水平面内的支反力：，代入数据计算得：与图示反向2.求垂直面内的支反力：与图示反向T1=13,18N·m33，代入数据计算得：与图示反向3.合成弯距：4.轴的扭距T1=13,18N·m5.较验高速轴，根据第三强度理论进行校核考虑到键槽的影响，查“机械设计书”中表15-4(P373)（取，，）满足要求34由于和=60MPa所以轴是满足强度要求的。5)精确校核轴的疲劳强度1判断危险截面在右端滚动轴承的两边，由于左端面设置阶梯较大，且受力较大，结合弯矩图可知，该截面为危险截面。另该截面为截面A。1．截面A抗弯截面系数抗扭截面系数截面A弯矩M为截面A上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为，调质处理截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及,因35，经插值后查得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为尺寸系数扭转尺寸系数。轴按磨削加工表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为故可知安全36又取合金钢的特性系数计算安全系数值故可知安全。（二）中间轴37已知条件：n2=318.64r/minP2=1.24kWT2=36.95N·m1.选择材料该轴传递功率较小，转速中等，且属一般用途的轴，无特殊要求，故轴的材料选选用45钢。经调质处理，由机械设计书“中表15-3和表15-1（P370）查得其许用扭转切应力(25~45)，2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径圆周力n2=318.64r/minP2=1.24kWT2=36.95N·m38、，径向力、及轴向力、的方向如图所示3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计》表15-3，取，得，因轴上需要开键槽，降低了=25mm=25mm单列圆锥滚子轴承型号为3020539轴的刚度，因此轴的最小轴径增大10%~15%，则取为25mm。中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和4、轴的结构设计（如图6-2）：根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。A)初步选定滚动轴承，因为此处轴承同时承受轴向力和径向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。根据与之配合的轴径，并且根据机械设计手册选定单列圆锥滚子轴承的型号为30205，其主要参数为，，，以及根据“机械设计课程指导书”中表3（P26），经计算，圆整后取B)取安装大圆锥齿轮处的轴端直径，齿轮右端通过挡油板定位，右端通过轴环定位，又已知轮毂长度，取因此40轴段长度取，由，确定轴环轴肩高度和宽度，经计算，因此取，由机械设计书（P369），取c=20mm，则因此轴34直径。C）取安装小圆柱斜齿轮与轴同一整体，又已知轮毂长度，因此轴段长度取Ｄ）根据Ａ）的分析，可知，取，。至此已经初步确定了轴的各段直径和长度。5、计算轴上载荷及校核：41计算轴上载荷：其中，，，1.求水平面内的支反力：，代入数据计算得：2.求垂直面内的支反力：（“—”表示与图示方向相反）符合强度要求42代入数据计算得：（“—”表示与图示方向相反）3.合成弯距：则4.轴的扭距5.较验中间轴，考虑到键槽的影响，（取，，）根据第三强度理论进行较核43由于所以轴是满足强度要求的。（三）输出轴已知条件：n2=79.86r/minP2=1.18kWT2=140.12N·m1.选择材料该轴传递功率较小，转速中等，且属一般用途的轴，无特殊要求，故轴的材料选选用45钢。经调质处理，由机械设计书“中表15-3和表15-1（P370）查得其许用扭转切应力(25~45)，P2=1.18kWT2=140.12N·m2.按扭转强度初步设计轴端直径。441）初步估算轴的最小直径：考虑轴开有一个键槽，因此轴的最小轴径增大5%~7%，则考虑到电机轴以及联轴器的选用（具体参考本书第九章），则选用的滑块联轴器,所以取最小轴径32mm。2）已知作用在大斜齿轮上的力与上面所求的小齿轮作用力大小相等方向相反：则圆周力：径向力：轴向力：3）轴的结构设计（如图6-2）：根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。A)为了满足联轴器的轴向定位要求，1-2轴端在左端需要制出一轴肩，由于联轴器内径和内孔长参数可得和，故取2-3轴段的直径为，弹性套柱销联轴器45。B)初步选定滚动轴承，因为此处轴承同时承受轴向力和径向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。根据与之配合的轴径，并且根据机械设计手册选定单列圆锥滚子轴承的型号为30209，其主要参数为，，。根据“机械设计手册”，可查得轴承透盖的相关参数：，，且，其次根据“机械设计课程指导书”中表3（P26），经计‘算。轴承右端采用套筒定位，且（看机械设计书P369），则大斜齿轮则也可推得轴环处。４）计算轴上载荷及校核46轴的受力分析图如下图：计算轴上载荷：其中，，1.求水平面内的支反力：，代入数据计算得：2.求垂直面内的支反力：，代入数据计算得：3.合成弯距：合弯矩T4=140.12N·m474.轴的扭距T4=140.12N·m5.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(P373)（，，）由于，所以轴是满足强度要求的。符合要求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。2.中间轴的键连接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1096-20031096-2003486-1（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）轴类型轴径键的工作长度键型转矩N·m极限应力高速轴2022A13．1819.97MPa中间轴3024A36．5829MPa低速轴5025A140.1249.8MPa3237A138.7258.6MPa由于键采用静连接，轻微冲击，材料选用45钢，所以许用挤压1096-20031096-20031096-200349应力，因此上述键皆安全。第七章滚动轴承的选择及计算与联轴器的选择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30306。其主要参数：，，，，,，。查“机械设计书”中表13-5（P321）得当时，X=1,Y=0。单列圆锥滚子轴承型号：3030650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。因此轴承1被压紧，轴承2被放松，：51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30205其主要参数：，，，，,滚动轴承满足寿命要求轴承的型号为3020552，。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：轴承1被压紧，轴承2被放松，可得实际轴向力：滚动轴承满足寿命要53（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30209。求单列圆锥滚子轴承的型号为3020954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）轴承2被压紧，轴承1被放松，可得实际轴向力：满足寿命要求。55C)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：56使用要求寿命：由于，因此此对滚动轴承满足寿命要求。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、24。结构参数：两个半联轴器选用长圆柱孔弹性套柱销联轴器57（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，因此此处选用弹性柱销联轴器。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”选用滑块联轴器，其技术参数：许用转矩，许用转速，可选孔径：25、28、30、32、35。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。滑块联轴器第八章润滑与密封(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58前面的计算可知，高速级齿轮的圆周速度约为1.6m/s，低速级的齿轮圆周速度约为0.7m/s，可采用浸油润滑。高速级大齿轮齿轮采用：浸油润滑滚动轴承采用：脂润滑59与低速级大齿轮半径相差15mm，可以直接浸油润滑，不需另设溅油轮，低速级大齿轮离池底40mm，大斜齿轮应至多浸油的分度圆半径，故最高油面取57mm，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57mm，储油量在1L左右，润滑油选用L-CKB100(轻载)。（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，防止润滑油被外界杂质腐蚀。损较严重，因而功耗大，寿命较短。60（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：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：（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ABA1B1CKR螺钉尺寸螺钉数目102701321001171002M6X20461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地脚螺钉数目地脚周长的200~400>=44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150~200150轴承端盖螺钉直径8窥视孔盖螺钉直径6定位销直径4.518、16、2214、20轴承旁凸台半径1616凸台高度2121外机壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆与内机壁距离15齿轮端面与内机壁距离15机盖、机座肋厚10轴承端盖外径轴承端盖凸缘厚度轴承旁联接螺栓距离附录：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》62',)