1、 机械设计课程设计说明书设计题目 带式运输机传动系统设计 学 院 机械工程学院 专 业 机械设计 姓 名 班 级 学 号 指导老师 最终评定成绩 2目 录1 设计任务12 传动方案分析23 原动件的选择与传动比的分配23.1原动件的选择3.2传动比的分配4 传动系统的运动和动力参数计算4.1各轴的转速4.2各轴的输入功率4.3各轴的转矩5 V 带传动的设计5.1 确定计算功率5.2 选择 V带型号5.3 确定带轮基准直径，并验算带速 v5.4 确定带长 V和中心距 a5.5 验算小带轮上的包角 15.6 确定 V带根数 Z5.7 计算单根 V带的初拉力 F05.8 计算 V带对轴的压力 Q6.
2、 标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算6.1第一对齿轮传动的强度计算6.2第二对齿轮传动的强度计算 7. 轴的计算7.1高速轴的设计与计算7.2中间轴的设计与计算7.3低速轴的设计与计算8. 减速器润滑及密封设计8.1齿轮的润滑8.2滚动轴承的润滑8.3减速器的密封9. 箱体及其附件结构设计39.1箱体的结构设计9.2附件的结构设计10设计总结41.设计任务设计任务如图 1.1 所示，为用于带式运输机上的两级圆柱斜齿轮减速器。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 的允许误差为 ；二班制（每班工作 8h） ，要求%5减速器设计寿命为 8 年，
3、大修期为 23 年，中批量生产；三相交流电源的电压为 380/220V。已知数据：带的圆周力 F（N）：4500（N）带速 v（m/s）：0.48（m/s）滚筒直径 D（mm）：350（mm）1 电动机 2.V 带传动 3 齿轮传动 4 联轴器 5.滚筒 6.传送带图 1.1 带式输送机传动系统示意图52.传动方案分析合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。本传动装置传
4、动比不大，采用 v 带传动和圆柱斜齿轮二级减速器传动，带传动平稳、吸振且能起过载保护作用，故在高速级布置一级带传动。在带传动与带式运输机之间布置一台二级斜齿圆柱齿轮减速器，轴端连接选择弹性柱销联轴器。63 原动件的选择与传动比的分配3.1 原动件的选择（1）电动机类型的选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的 Y 系列三相交流异步电动机，它为卧式封闭结构，电源电压为 380V。（2）电动机容量的选择根据已知条件，工作机所需要的有效功率为：P= 10Fv450.82.16()kW设： 1-V 型带传动效率 取 0.95 2-圆柱齿轮传动效率 取 0.99 3-滚动轴承的效率 取 0.97 4-联
5、轴器的效率 取 0.99 5-运输机滚筒传动效率 取 0.96估算传动比总效率为：=0.95*0.99*0.97*0.99*0.97*0.99*0.99*0.99*0.96=0.8160电动机所需功率为 Pd= Pw/=2.16/0.8160=2.65 kw依据表 12-12选取电动机额定功率应取 Pe=3kw（3）电动机转速的选择根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速nw= =60000*0.48/3.14*350=26.21KWDv60初选同步转速为 1500（r/min）和 1000（r/min）的电动机，由表 12-1 可知，对应于额定功率为 Pe=3 的电动机的型号分别为 Y100L
6、2-4 和 Y132S-6。现将Y100L2-4 和 Y132S-6 型电动机的有关技术数据及相应算得的总传动比列于表1。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）总转动比 i外伸轴径D/mm轴外伸长度E/mm一 Y100L2-4 3.0 1500 1420 54.18 28 60二 Y132S-6 3.0 1000 960 36.63 38 80通过对上述两种方案进行比较可以看出：方案一选用的电动机转速高、质量轻、价格低，总传动比为 54.18，这对三级减速传动而言不算大，故选用方案一较为合理。初步确定原动机的型号为 Y132S-4，额定功率为 Pe=3
7、.0kw，满载转速为 n0=1440 转每分钟，由表 1 可知电动机中心高 H=112mm，轴伸出部分用于7装联轴器轴段的直径和长度分别为 D=28mm 和 E=60mm。3.2 传动比的分配由原始数据以及初步确定的原动机的转速可确定总传动比：i=nm/nw=1420/26.21=54.18带传动的传动比：i 1=3齿轮传动的总传动比：i =18.0635.7为了便于两级圆柱斜齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同、齿面硬度 HBS350、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比为i12= =4.845i3.1低速级传动比i34= i i12=3.73184.各
8、轴动力与运动参数的计算将各轴从高速级到低速级依次编号为轴、轴、轴。4.1 各轴的转速n=no/I1=1440/3=473.33r/minn=n/I2=480/4.994=97.69r/minn=n2/i3=20.163r/min4.2 各轴的输入功率=2.16kw0P= P0*1=(5.50.95) kw =2.5175 kw1= p*(2*3)= (5.2250.970.99) kw =2.492 kw2= p*0.99*0.97=2.393kw34.3 各轴的转矩=9.55 *p/n=9.55 2.5175473.33= Nmm1T6061045.701=9.55 *p/n=9.55 2.
9、49297.69= Nmm2 2=9.55 *p/n=9.55*106*2.393/20.163= Nmm36 6.395.V 带的设计 设计带式输送机传动系统中第一级用的普通 V 带传动。电动机的功率 P=2.2KW，普通异步电动机驱动，主动带轮转速 n1=1430r/min，传动传动比 i=3，每天工作 8h,两班制。（1）确定计算功率 CP查表得 =1.2AK= =1.2x3=3.6 KWCP*（2）选择 V 带型号=3.6KW =1420/min 查表知选 A 型 V 带1n（3）确定小带轮直径，并验算带速 V1.初选小带轮直径查表知，小带轮直径基准直径的推荐值为 80100mm查表取
10、 =90mm1d2.验算带速 V查表知，带速：=6.6882m/s160*dnvV 值在 525m/s 内，带速合适3.计算大带轮直径=270mm21ddi(4)确定带长 和中心距 aL1.查表可知：0.7( )a02（ ）1d12d252 720mm0初取中心距 a0=500mm2.查表计算带所需要的基准长度=1581.4mm21210 0()()24ddLaa查表取 =1600mm03.由公式计算实际中心距 a509.1mm002dLa10(5).验算小带轮上的包角 1159.751202180*57.3da(6).确定 V 带根数 Z1.计算单根 V 带的许用功率 0P经查表，由插值法可
11、得： =0.93（1.15-1.07）(1660-1450）（1420-1200 ）=1.0532经查表，由插值法可得： =0.15（0.17-0.15）(14501200）（1420-0pA1200）=0.1676经查表，由插值法可得： =0.93（0.950.93）(160 155）（159.75K155 ）=0.987查表知， =0.99L =( ） =1.1928803040P0pAL2.计算 V 带的根数V 带的根数：Z= =3.3/1.192880304=2.7660CP取整，Z=3（7）计算单根 V 带的初拉力 F0查表得 Z 型带的单位长度质量 q=0.1(kg/m),得单根
12、V 带的初拉力为：=500*3.3/(3*6.6882)*(2.5/0.987-1)+0.1*0.6882205.(1)CFqvvK131N（8）计算 V 带对轴的压力 Q=2*3*131*sin159.75/2=N102sinQZ116.标准斜齿圆柱齿轮传动的强度计算6.1 第一对齿轮的设计带式输送机在常温下连续工作，单向运转，空载启动，工作时载荷有轻微冲击；输送带工作速度 v 的允许误差为5%；二班制（每班工作 8 小时），要求减速器设计寿命为 8 年，大修期为 23 年，中批量生产；三相交流电源的电压为 380/220V，电动机的额定功率为 2.5175KW，高速齿轮，传动比为4.845
13、，转速为 473.33r/min1.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。根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。查表 7-1 取小齿轮材料为 40Cr 钢，调至处理，硬度 HBS1=260；大齿轮材料为 45 钢，调至处理，硬度 HBS2=230；两齿轮齿面硬度差为30HBS，符合软齿轮传动的设计要求。（2）选择齿轮的精度。此减速器为一般工作机，速度不高，参阅表 7-7，初定为 8 级精度。（3）初选齿数。取齿数 =24， = u*24=24*4.845=1171Z22. 确定材料的许用应力（1）确定接触疲劳极限 ,由图 7-18（a）差 MQ 线
14、得limH=720Mpa =580MpalimHli2（2）确定寿命系数 ZN小齿轮循环次数 =60*473.33*1*(2*8*300*8)160hNnjL 10.9*大齿轮循环次数 = /4.845=22500819821由图 7-19 查得 = =11NZ12（3）确定尺寸系数 ,由图 7-20 取 = =1XZ1XZ2（4）确定安全系数 ，由表 7-8 取 =1.05。HSHS（5）计算许用接触应力 ，按式（7-20）计算，得 = 686Mpa1Hlim2NXHZS = 552Mpa2li2XH3. 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）计算，其式为 1d32
15、331 HEd ZuKT确定上式中的各计算数值如下。(1) 确定螺旋角 b=15，并试选载荷系数 =1.3.tK(2) 计算小齿轮传递的转矩= =9.55*1000000*2.5175/473.33=50794N.MM1619.50n(3) 确定齿宽系数 ，由表 7-6 选取齿宽系数 =1.2m/sdd(4) 确定材料弹性影响系数 ZE，由表 7-5 查得 =189.8EZ21MPa(5)确定节点区域系数 ZH，由图 7-14 得 =2.43(6)确定重合度系数 ，Z由式（7-27）可得端面重合度为= =1.581cos21.381z轴面重合度 = =1.63tand因1，由式（7-26）得重
16、合度系数 = =0.795Za1(7)确定螺旋角系数 = =0.98cos试算所需小齿轮直径 =43.86td13 212HEdZuKT4.确定实际载荷系数 K 与修正系数所计算的分度圆直径(1)确定使用系数 KA，按电动机驱动，载荷平稳，查表 7-2 取 KA=1(2)确定动载系数 KV计算圆周速度 =1.08m/s1061tdnv故前面取 8 级精度合理，由齿轮的速度与精度查图 7-8 得 =1.11vK(3)确定齿间载荷分配系数 K.13齿宽初定 =35.088mmdbt1计算单位宽度载荷值为 =71.48N/mm100N/mm2KFA1bdTA查表 7-3 取 =1.4(4)确定齿向载
17、荷分布系数 ,由表 7-4 得H=1.15+0.18 +3.1* 0.108 =1.32HK2d4102d(5)计算载荷系数 K= =1*1.4*1.1*1.32=2.0328Av按实际载荷系数修正所算的分度圆直径，由式（7-12）得= =54.851dt3t(7)计算模数 m= =54.85/24=2.286.齿跟弯曲疲劳强度计算1zd(1)由式（7-18）得弯曲强度的设计公式为nm32121cosFSadYKT确定上式中的各计算数值如下(1)由图 7-21（a）取 =300MPa =220MPa1limF2lim（2）由图 7-22 查得弯曲疲劳寿命系数 11N（3）由表 7-8 查得弯曲
18、疲劳安全系数 =1.25FS（4）由表 7-23 得尺寸系数 =1XY（5）由式（7-22）得许用应力=480MPaFXNSTFY1lim1=325MPa2li2(6)确定计算载荷 K初步确定齿高 h=2.25m=2.25*2.286=5.14 b/h=0.8*54.845/5.14=8.54 查图 7-12 得 =1.23 F计算载荷 K= =1*1.12*1.1*1.23=1.52AKv（7）确定齿形系数 FaY当量齿数为 =26.6 =129.8231cos24vz 32cos19vz由图 7-16 查得 =2.6 =2.221FaY2Fa（8）由图 7-17 查得应力校正系数 =1.5
19、9, =1.761SaY2Sa（9）计算大小齿轮的 值Sa14=2.6*1.59/480=0.0086 11FSaY=2.22*1.76/352=0.011222Sa大齿轮的数值大(10)求重合度系数 Y端面压力角 =arctan(tan20/cos15)=20.647costanrt基圆螺旋角的余弦值为=cos15cos20/cos20.647=0.97bcostncso当量齿轮端面重合度，由式（7-30）得= =1.581/0.97 =1.680anb2按式（7-30）计算 =0.25+0.75/an=0.25+0.75/1.680=0.696Y(11)由图 7-25 得螺旋角影响系数 =
20、0.86Y（12）将上式各值代入公式计算 得：=1.62mm3 22121cosFdn zYKTm由于齿轮的模数 Mn 的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算的 6.29 按国际圆整为 Mn=2,并根据接触强度计算出的分度圆直径 =50.54，协调相关参数与尺1d寸为=50.54*cos15/2=24.41mdzcos1= =4.845*24.41=118.2621uz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6.齿轮几何尺寸里计算(1)中心距 =(25+119)*2/(2*cos15)=149.07mmcos21nmza把中心距
21、圆整成 150mm(2)修正螺旋角=16.260znarcos21螺旋角变化不大，所以相关参数不必修正(3)分度圆直径=25*2/cos16.260=52.08cs1nmzd15=119*2/cos16.260=247.92cos2nmzd(4)确定齿宽。b= =0.8*52.08=41.67mm 取 =42mm =50mm11d1b6.2 第二对齿轮的设计带式输送机在常温下连续工作，单向运转，空载启动，工作时载荷有轻微冲击；输送带工作速度 v 的允许误差为5%；二班制（每班工作 8 小时），要求减速器设计寿命为 8 年，大修期为 23 年，中批量生产；三相交流电源的电压为 380/220V，
22、电动机的额定功率为 2.5175KW，高速齿轮，传动比为4.845，转速为 473.33r/min1.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。根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。查表 7-1 取小齿轮材料为 40Cr 钢，调至处理，硬度 HBS1=260；大齿轮材料为 45 钢，调至处理，硬度 HBS2=230；两齿轮齿面硬度差为30HBS，符合软齿轮传动的设计要求。（2）选择齿轮的精度。此减速器为一般工作机，速度不高，参阅表 7-7，初定为 8 级精度。（3）初选齿数。取齿数 =24， = u*24=24*3.73=901Z22. 确定材料的许用
23、应力（1）确定接触疲劳极限 ,由图 7-18（a）差 MQ 线得limH=720Mpa =580MpalimHli2（2）确定寿命系数 ZN小齿轮循环次数 =60*97.69*1*(2*8*300*8)22507776160hNnjL大齿轮循环次数 = /3.73=603425621由图 7-19 查得 =11NZ（3）确定尺寸系数 ,由图 7-20 取 = =1X1XZ2（4）确定安全系数 SH，由表 7-8 =1.05。HS16（5）计算许用接触应力H ，按式（7-20）计算，得 = 686Mpa1Hlim2NXHZS = 552Mpa2li2XH3. 根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计
24、齿面接触强度按式（7-25）计算，其式为 1d32331 HEd ZuKT确定上式中的各计算数值如下。(1) 确定螺旋角 b=15，并试选载荷系数 Kt=1.3.(2) 计算小齿轮传递的转矩= =9.55*1000000*2.4176/97.69=236340N.MM1619.50n(3) 确定齿宽系数 d，由表 7-6 选取齿宽系数 =0.8d(4) 确定材料弹性影响系数 ZE，由表 7-5 查得 =189.8MPaEZ(5)确定节点区域系数 ZH，由图 7-14 得 =2.43(6)确定重合度系数 Z由式（7-27）可得端面重合度为= =1.626cos21.381z轴面重合度 = =1.
25、63tand因1，由式（7-26）得重合度系数 = =(1/1.626)=0.784Za1(7)确定螺旋角系数 = =0.98Zcos试算所需小齿轮直径 =73.78td13 212HEdZuKT4.确定实际载荷系数 K 与修正系数所计算的分度圆直径(1)确定使用系数 KA，按电动机驱动，载荷平稳，查表 7-2 取 KA=1(2)确定动载系数 KV计算圆周速度 =0.377m/s1061tdnv故前面取 8 级精度合理，由齿轮的速度与精度查图 7-8 得 =1.11vK(3)确定齿间载荷分配系数 K.齿宽初定 =59.024mmdbt1计算单位宽度载荷值为 =88.98N/mm100N/mm（
26、d1 取2bKFAt 1dTA1785MM）查表 7-3 取 =1.4(4)确定齿向载荷分布系数 ,由表 7-4 得HK=1.15+0.18 +3.1* 0.108HK2db4102d=1.15+0.18*0.8+3.1*0.0001*36.8+0.108*0.8*0.8*0.8*0.8=1.32(5)计算载荷系数 K= =1*1.4*1.1*1.32=2.0328HAv按实际载荷系数修正所算的分度圆直径，由式（7-12）得= =91.691dt3t(7)计算模数 m=d1/z1=91.69/24=3.82.齿跟弯曲疲劳强度计算(1)由式（7-18）得弯曲强度的设计公式为nm32121cosF
27、SadYzKT确定上式中的各计算数值如下(1)由图 7-21（a）取 =300MPa =220MPa1limF2lim（2）由图 7-22 查得弯曲疲劳寿命系数 11N（3）由表 7-8 查得弯曲疲劳安全系数 =1.25FS（4）由表 7-23 得尺寸系数 =1XY（5）由式（7-22）得许用应力=480MPaFXNSTFY1lim1=325MPa2li2(6)确定计算载荷 K初步确定齿高 h=2.25m=2.25*3.82=8.595 b/h=0.8*50.54/4.7475=8.53 查图 7-22 得 =1.23 F计算载荷 K= =1*1.12*1.1*1.23=1.52AKv（7）确
28、定齿形系数 FaY当量齿数为 =26.6 =99.9431cos24vz 32cos19vz由图 7-16 查得 =2.6 =2.221FaY2Fa（8）由图 7-17 查得应力校正系数 =1.59 =1.761SaY2Sa（9）计算大小齿轮的 值Sa18=2.6*1.59/480=0.0086 11FSaY=2.22*1.76/352=0.011222Sa大齿轮的数值大(10)求重合度系数 Y端面压力角 =arctan(tan20/cos15)=20.647costanrt基圆螺旋角的余弦值为=cos15cos20/cos20.647=0.97bcostncso当量齿轮端面重合度，由式（7-
29、30）得= =1.626/0.97 =1.728anb2按式（7-30）计算 =0.25+0.75/an=0.25+0.75/1.728=0.684Y(11)由图 7-25 得螺旋角影响系数 =0.87Y（12）将上式各值代入公式计算 得：=2.13mmnm32121cosFSadzKT由于齿轮的模数 Mn 的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算的 6.29 按国际圆整为 Mn=2.5,并根据接触强度计算出的分度圆直径 d1=91.69，协调相关参数与尺寸为=91.69*cos15/3=29.52dzcos1= =3.73*29.52=109.951m21uz这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强
30、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6.齿轮几何尺寸里计算(1)中心距 =(30+110)*2/(2*cos15)=180.83mmcos21nza把中心距圆整成 181mm(2)修正螺旋角=15.571mznarcos21螺旋角变化不大，所以相关参数不必修正(3)分度圆直径=30*2/cos15.571=91.70cs1nzd=110*2/cos15.571=342.93o2m19(4)确定齿宽。b= =0.8*63=73.6mm 取 = =74mm =80mm1d2b1d1b7，轴的计算7.1 合理选择轴的材料和热处理方法，确定许用应力。轴的材料选最常用
31、的 45 调制钢。许用弯曲应力为 1807.2 轴的结构设计齿轮上的力 2tFTdancosrt7.1 高速轴的设计与计算1.初步确定轴的最小直径按弯扭强度计算：最小直径：=973minPCd32.5174.38.25m式中：C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献1表 12-3 中查得 C 值，40Cr 为 10697 考虑扭矩大于弯矩，取小值 C=97。P轴传递的功率（单位 kW） 。n轴的转速。应当注意， 对于直径 的轴，并且有一个键槽，故轴径需增大10dm。所以最终轴的最小直径为 20mm5%72. 拟定轴上零件的装配方案按轴向定位要求确定轴的各段直径（1） 考虑到连接带轮，取带轮处的
32、轴径 120d（2） 取轴承处的直径为 (初选轴承为 7205AC)25d（3） 齿轮安装轴段的直径 30m（4） 需要有定位轴肩的轴身 5（5） 轴承 65d按轴向定位要求确定轴的各段长度20至此已经设计出轴的长度和各段直径。3.轴上键校核设计连接为动连接，载荷轻微振动，且键材料均选用 45 号钢，查表可得：，取 。需满足：102pMPa10pPa2ppTdkl其中由轴的直径 30mm，可取键的尺寸 bh=108mm。则: 4.4p pTdhl故此平键满足强度要求。4，轴的强度校核(1)轴传递转矩T=9.549*1000000*P/n=9.549*1000000*2.2175/473.33=
33、50788N*MM(2)齿轮上的圆周力：Ft=2T/d=2*5.788/50.08=2028N(3)齿轮上的径向力*208*764coscs15Ftgntgr(4)齿轮上的轴向力 3xtt(5)轴承支反力V 带作用在轴上的力:Q=774.06N在 ZY 平面 *208914.3FtfRazNmeRbz=Ft-Raz=2028-1414=614N在 XY 平面N52.08*74.06*93.5743*2 94dQgFrfxRaxe=Q-Fr+Rax=774.06-764+984=994Nbx215.弯扭矩ZY 面：Mzy=Raz*e=1414*39=55146N.MMXY 面 52.08*431
34、9.dFxNmMmax=Q*g=774.06*93.5=72375N轴的受力简图、弯扭矩图、弯扭矩合成图以及转矩图如下：22确定危险截面-截面所受弯矩和转矩较大，且有与轴承过盈配合而产生的应力集中及圆角所产生的应力集中-截面弯矩虽然较大，但与-截面相比，没有-大，所以危险截面为-面-截面弯矩虽然较小，但是截面积也较小，又有键槽产生的应力集中，有可能是危险截面校核-截面M=72375N.MM弯曲应力 3725max4.*MPaWin.应力幅和平均应力 max4720扭转剪应力 35816.*2TMPaWt（视为脉动循环）min0扭转剪应力幅 及平均扭转剪应力am=1/2( - )=8.3MPaa
35、=1/2( + )=8.3MPa校核安全系数：-截面有两个应力集中源，即轴与轴承过盈配合引起的应力集中及过渡圆角引起的应力集中，取其中较大值。由过渡圆角引起的应力集中，根据轴径直径 ，轴肩直径 ，表面粗糙3540度 Ra1.25um，圆角直径 r=2mm,由图 12-20.附表 12-3，附表 12-4，附表 12-5 查得 、 、 、 、1.92K.460.84.78r*05预期应力循环次数N=60nt=60*120*20000=1.44* 8107故去寿命系数 ， 。于是：1NK231.92.47*058NK.62.0197N由过盈引起的应力集中：根据轴 ，但轴承为特殊的基孔制，实际配合3
36、56K性质为过盈配合，按 查附表 12-2、附表 12-4 得 ， ，6Hs 3.6K2.4。于是0.9253.6NK2.4.1*095由过盈联接引起的应力集中较大按此值计算，由附表 12-6 查得材料对盈利循环不对称性的敏感系数 ， 。0.5疲劳强度系数 1271.923.6*.amNSK1a407.2.mN22.9*31.8617.S按材质的不均匀，取许用系数S=1.51.8，SS,所以 1-1 截面是安全的。由于工作比较平稳，不需作静强度校核5校核高速轴轴承寿命由表 12.3 查得 7207C 轴承的 。025,165rCN24（1） 计算轴承的轴向力由高速轴计算得 ， ，将力合成，14
37、,984azaxRN614,9bzbxRN，2217raxzF22rbxzF由高速轴设计齿轮上的轴向力为 Fx=543N轴承 I、II 内部轴向力分别为11110.68.0.687SrRrN222FF(7543)9SAN12a6S比较两轴承的受力，因 及 ，故只需校核轴承 I。1r21a2F（2） 计算当量动载荷由 ，由表 10.13 查得 。10/39/80.57aFC 0.68e因为 ，所以 。6re41,7XY当量动载荷为 r1P(0.4172.8139)85.raXYN（3） 校核轴承寿命轴承在 以下工作，由表 10.10 查得 。中等冲击，由表 10.11 查得C Tf。1.2pf轴
38、承 I 的寿命为 3 366r01020149P47.85ThpfL hn已知减速器使用 8 年两班，23 年大修，则预期寿命为2152hh ，故轴承寿命充裕。7.2 中间轴(即轴)的设计计算1 选择轴的材料选用 45 号钢，热处理方式为调质，能获得良好的综合机械性能。252 初算轴径.33.3892.2.956112 33110min nPCdC由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献1表 9.4 中查得 C 值，45 号钢的值为 11297 考虑扭矩大于弯矩，取小值 C=110。圆整为 40mmP2轴传递的功率（单位 kW） 。n轴的转速。轴上有两个键槽，增大 5%32.97*（1+5%）=
39、34.62MM由表 6-2 取轴的标准值 35.5MM各类数据如下图所示3 轴承部件的结构设计按轴向定位要求确定轴的各段直径(1) 取轴承处的直径为 d=35mm(初选轴承为 7208AC)(2) 齿轮安装的直径 =48mm2(3) 考虑轴环的定位取轴环直径 =38m3(4) 考虑到齿轮 3 的安装直径 =38mm4(5) 考虑齿轮 3 的轴肩定位 =35mm5按轴向定位要求确定轴的各段长度（1）考虑到轴承宽度，取 =27mm。1（2）考虑到与小齿轮配合，取 =40mm2（3）轴环宽度取 =10mm3L（4）考虑到与大齿轮配合，取 =56mm4（5）考虑轴肩到轴承宽度，取 =35mm，5至此已
40、经设计出轴的长度和各段直径4.轴上键校核设计连接为动连接，载荷轻微振动，且键材料均选用 45 号钢，查表可得：，取 。需满足：102pMPa10pPa2ppTdkl26其中由轴的直径 34mm，可取键的尺寸 bh=149mm。则大齿轮: 430.p pTdhlMa则小齿轮： 58故此平键满足强度要求。7.3 输出轴(即轴)的设计计算1选择轴的材料考虑使用 45 号钢的时候轴可能会比较粗，结构复杂，而且第三根轴传递力矩较大，故选用 40Cr，热处理方式为调质，能获得良好的综合机械性能。2初算轴径按弯扭强度计算：.53.0720.163.2.393108 33110min nPAd考由表 6-2
41、取轴的标准值 55MM轴承选 7211AC 宽 27MM，直径 100MM虑到轴上键槽适当增加轴直径， 。mind53.0715m式中：C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献1表 9.4 中查得 C 值，45 号钢的值为 考虑扭矩大于弯矩，取小值 C=110。圆整为 63mm1297P2轴传递的功率（单位 kW） 。n轴的转速。3轴承部件的结构设计(1)轴承部件的结构形式为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构形式。因传递功率小，齿轮减速器效率高，发热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：中间轴的草图 1 所示，27图 6-7 输出轴示
42、意图2.拟定轴上零件的装配方案按轴向定位要求确定轴的各段直径(1) 考虑轴承配合取轴径 =60mm(初选轴承为 7215AC)1d(2) 考虑齿轮配合段轴径取 =48mm2(3) 轴环处的直径为 =78mm3(4) 考虑轴身的直径 =68mm4(5) 考虑轴承配合直径 =60mm5按轴向定位要求确定轴的各段长度(1) 考虑到轴承伸出连接联轴器的距离，取 =45mm,1(2) 考虑到轴与齿轮配合，取 =48mm，2(3) 轴环宽度取 10mm(4) 考虑到装配要求轴身 =34mm4L至此已经设计出轴的长度和各段直径。4，轴上键的校核连接为动连接，载荷轻微振动，且键材料均选用 45 号钢，查表可得
43、：，取 。需满足：102pMPa10pPa2ppTdkl其中由轴的直径 65mm，可取键的尺寸 bh=2012mm。则大齿轮: 49.8p pTdhl故此平键满足强度要求。288. 减速器润滑及密封设计8.1 齿轮的润滑由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，计算它们的速度：，1601.2/vdnms，24由上述齿轮设计的陈述，闭式二级圆柱斜齿轮减速器，其高速级大齿轮的29齿顶圆上的线速度小于 2m/s，所以齿轮传动可采用周期性手工加油或加脂进行润滑。8.2 滚动轴承的润滑由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。8.3 减速器的密封密封件是减速器中应用最广的零部件之一，为防止减速器内的润滑剂
44、泄出，防止灰尘、切削微粒及其他杂物和水分侵入，减速器中的轴承等其他传动部件、减速器箱体等都必须进行必要的密封，以保持良好的润滑条件和工作环境，使减速器达到预期的寿命。 一、 轴伸出端的密封 轴承的密封装置，一般分为非接触式和接触式两类，由于粗羊毛毡圈适用的圆周速度3m/s，所以轴承伸出端选粗羊毛毡圈。 二、 箱体结合面密封 箱盖与箱座的密封常用在箱盖与箱座的接合面上涂上密封胶和水玻璃的方法实现，为了提高接合面的密封性，可在箱座接合面上开油沟，使渗入接合面之间的润滑油重新流回箱体内部。为了保证箱体座孔与轴承的配合，接合面上严禁加垫片密封。 三、 轴承靠近箱体内外侧的密封 轴承靠近箱体内外侧的密封
45、作用可分为封油环和挡油环两种。 挡油环用于脂润滑轴承的密封，作用是使轴承室与箱体内部隔开，防止箱内的稀油飞溅到轴承腔内，是润滑脂变稀而流失。 甩油环用于润油润滑的轴承，甩油环与轴承座孔之间留有不大的间隙，其作用是防止过多的油杂质等冲刷轴承，但同时又要保证有一定的油量仍能进入轴承腔内进行润滑。第九节 箱体及其附件结构设计9.1 箱体的结构设计箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计。9.1.1 确定箱体的尺寸与形状箱体的尺寸直接影响它的刚度，首先确定合理的箱体壁厚 。为了保证结合面连30接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些
46、。9.1.2 合理设计肋板在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。9.1.3 合理选择材料因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。9.2 附件的结构设计9.2.1 检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。9.2.2 放油螺塞放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。9.2.3 油标油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。9.2.4 通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤网可减少灰尘进入。9.2
