减速器：带式输送机传动装置.pdf

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1、目录设计任务书 . 1 第一章电动机的选择. . 2 1.1 选择电动机. 2 1.2 计算传动装置的总传动比并分配传动比. 3 1.3 计算传动装置各轴的运动和动力参数. 3 第二章斜齿圆柱齿轮传动设计. . 5 2.1 高速级齿轮传动设计. 5 2.2 低速级齿轮传动设计. 10 2.3 检查浸油深度. 16 2.4 判断齿轮旋向. 16 2.5 验算系统误差. 17 第三章轴的结构设计和强度计算. . 17 3.1 轴的选择与结构设计. 17 3.2 中间轴（轴）的校核. 20 第四章键联接的选择及计算. . 22 4.1 键的选择. 22 4.2 对 II轴上的键进行强度校核. 22

2、第五章滚动轴承的选择及计算. . 22 5.1 轴承的选择与结构设计. 23 5.2 中间轴轴承的校核. 23 第六章联轴器的选择及计算. . 24 6.1 联轴器的选择和结构设计. 24 6.2 联轴器的校核. 24 第七章润滑和密封方式的选择. . 24 7.1 齿轮润滑. 24 7.2 轴承的润滑. 25 第八章减速器的附件. . 25 设计小结 . 27 参考资料 . 271 设计任务书（一）设计数据及要求数据编号B22 带工作拉力F（N) 630 带速度 V(m/s) 1.6 卷筒直径D(mm) 260 设计一用于带式运输机上的二级圆柱斜齿轮减速器。有轻微冲击, 工作经常满载 , 原

3、动机为电动机 , 齿轮单向传动, 单班制工作（每班8 小时） , 运输带速度误差为5%, 减速器使用寿命5 年, 每年按 300 天计 , 小批量生产 , 启动载荷为名义载荷的1.5 倍。（二）传动装置简图带式输送机传动系统简图设计注意事项：、画 A1 号装配图一张， A3号零件图二张。、设计计算说明书一份，60008000 字，不少于20 页。完成期限年月日答辩日期年月日设计指导教师周明远2 第一章 电动机的选择1.1 选择电动机（一）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。（二）选择电动机的容量工作机有效功率工作机的有效功率为10

4、00FvPW , F=630N, v=1.6m/s 。WsmNPWk008.11000/6 .1630各零件传动效率值从电动机到工作机输送带间的总功率为4234221联轴器（弹性）99.01，轴承99.02，齿轮97.03，滚筒96.04故：8504. 096.097.099.099.02424234221电动机的输出功率电动机所需工作功率为kWPPWd19. 18504.0008.1（三）确定电动机转速工作机卷筒轴的转速为min/53.11726014.36 .1100060100060rdvnw二级圆柱齿轮减速器传动比合理范围408i，所以电动机的可选范围为min/2.470124.940

5、min/r )408(53.117rinnwd。符合这一范围的同步转速有1000r/min和 1500r/min两种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、 质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r/min的电动机。（四）选择电动机根据电动机类型、容量和转速，查得选定电动机型号为Y90L-4 。其主要性能如下：3 电动机外形尺寸（mm ）如下：1.2 计算传动装置的总传动比i并分配传动比（一）总传动比i为91.1153.1171400iwmnn（二）分配传动比i ii考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取i 3 .1i，故93.391.113 .1i 3. 1i03.3

6、93.391.11iii11.3 计算传动装置各轴的运动和动力参数（一）各轴的转速电动机轴： 1400r/min （满载转速）轴：min/1400n1rnm轴：min/23.35693.3min/1400nrrin轴：min/57.11703. 3min/23.356nrrin卷筒轴：min/57.117nrnw（二）各轴的功率各轴的输入功率电动机型号额定功率满载转速错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。Y90L-4 1.5 1400 2.2 2.2 中心高 H 外形尺寸L13 (b2/2+b1) 3 h 底脚安装尺寸 A3 B 底脚螺栓直径 K 轴伸尺寸D3 E 建 联 接 部 分尺寸 F

7、3 GD 90 3353（ 90/2+155 ）3 190 1403 125 10 243 50 83 7 4 电动机轴： 1.19kW 轴: kWkWPP18.199.019.11d1轴: WWPPk13.197.099.0k18.1321轴: WWPPk09.197.099.0k13.132卷筒轴：WWPPk04.196.099.0k09.142卷各轴的输出功率轴: WkWPPk17. 199.018.199. 011，轴: WkWPPk12.199. 013.199.0，轴: WkWPPk08. 199.009.199.0，卷筒轴：WkWPPk03.199.004.199.0卷，卷（三）

8、各轴的转矩电动机输出转矩dTmmNnPTdd5 .8117140019.11055.91055. 96m6各轴输入转矩电动机轴：mmNTd5.8117轴：mm8036.325N0.99mm5.81171NTTd轴：mmNNiTT4321062.239. 397.099.0mm325.8036轴：mmNNiTT44321062. 703.397. 099.0mm1062.2卷筒轴：mmNNTT44121047.799.099.0mm1062.7卷各轴输出转矩轴：mmN96.95570.99mm325.803699. 0NTT，轴：mmN1059.20.99mm1062.299.044NTT，轴：

9、mmN1054.70.99mm1062.799.044NTT，5 卷筒轴：mmN104.70.99mm1047.799.044NTT卷卷，将上述计算结果汇总于下表，以备查用。第二章 斜齿圆柱齿轮传动设计2.1 高速级齿轮传动设计材料及齿轮精度：考虑到齿轮所传递的功率不大，且该机构传动尺寸无严格限制，所以齿轮材料可选用中碳钢，调质处理。参照参考资料中表6-2 可得，小齿轮齿面硬度为230-240HBS ，大齿轮齿面硬度为190-200HBS ，且大小齿轮都采用斜齿圆柱齿轮闭式软齿面传动。选用 8 级精度。选取齿轮齿数和螺旋角闭式软齿面齿轮传动，初选1z=24, 则32.942493.3i12ZZ

10、，取2z=95。验算：%5%4. 1%10098.32610298. 3%100iii12ZZ（符合要求） 。初选12。按齿面接触疲劳强度设计对闭式软齿面齿轮传动，承载能力一般取决于齿面接触强度，故按接触强度计算，校核齿根弯曲疲劳强度。轴名功率 P/kW 转矩 T/(N 2 mm) 转速n/(r/min) 传动比 i 输入输出输入输出电机轴1.19 8.12 3 1031400 1 3.93 3.03 1 轴1.18 1.17 8.03 3 1037.96 3 1031400 轴1.13 1.12 2.62 3 1042.59 3 104356.23 轴1.09 1.08 7.62 3 104

11、7.54 3 104117.57 卷筒轴1.11 1.03 7.47 3 1047.4 3 104117.57 6 2311)(1.2HHEdtZZZZuuKTd式中各参数为：（1）因为启动载荷为名义载荷的1.5 倍，故初取齿轮载荷系数tK=1. 。（2）mmNT325.8036。（3）由参考文献1 P133表 6-6 ，因为所设计的减速器为不对称布置，故d的取值范围应在 0.61.2，为方便计算，选取齿宽系数0 .1d。（4）由参考文献1 P122 表 6-5 查得弹性系数MPaZE8.189。（5）由参考文献1 P124图 6-14 查得节点区域系数45.2HZ。（6）初取螺旋角12。由参

12、考文献1P122 公式（ 6-7 ）可计算齿轮传动端面重合度：676.112cos)951241(2.388.1cos)11(2.388.1 21zz由参考文献 1 P127公式（ 6-13 ）取重合度系数7. 075. 025.0Y，由式得622. 112tan240. 1318.0tan318. 01Zd，则由参考文献 1P140 图 6-28 查得螺旋角系数9.0Y，由参考文献 1 P122图 6-13 查得重合度系数78. 0Z（7）99.0cosZ。（8）齿数比93.3iu。（9）根据设计要求：单班制工作，每班8 小时 , 减速器使用寿命5 年, 每年按 300 天计小齿轮 1 和大

13、齿轮2 的应力循环次数分别为：9111001.15300811140060j60hLnN89121057.293.31001.1iNN，由参考文献 1 P125 图 6-15 查得：11NZ，1.12NZ。7 由参考文献 1 P124 公式（ 6-11）minlimHHNHSZ计算许用接触应力。式中：l i mH接触疲劳极限，由参考文献1 P126 图6-16，按小齿轮齿面硬度230240HBS ，均值235HBS ，在MQ和 ML中间（适当延长MQ和 ML线）查得MPaH5401li m；同理，由图616c 查得MPaH3902lim，minHS安全系数，查得0.1minHS。NZ寿命系数，

14、已由参考文献1 P125 图 6-15 查得：11NZ，1.12NZ；H1=MPa540115401min1limNHHZSH2=MPa4291 .113902min2limNHHZS又因为在选择许用接触的时候，应该选取其中较小的一个，即MPa429H2来进行齿轮的参数设计。将确定后的各项数值代入设计公式，求得：mmZZZZuuKTdHHEd97.27mm42978.099. 045.28.18939. 3139. 30.1325.80365 .12)(1.232231t1修正td1：smndvIt/05.2100060140097.2710006011由参考文献 1 P117表 6-3 查得

15、使用系数0.1AK；由参考文献 1 P118图 6-7 查得动载系数16.1vK；由参考文献 1 P119图 6-10 查得齿向载荷分布系数09.1K（减速器轴的刚度较大）；由参考文献 1 P120表 6-4 查得齿间载荷分配系数2.1K，8 则：52.12.109.116.10.1KKKKKvA。mm57.285.152.144.28d3311ttKKdmm16.1241257.28cosm11n1COSZd由参考文献 1 P11表 6-1 ，选取第一系列标准模数，同时， 传动需满足模数m1.5-2mm，取mmm5. 11n。齿轮主要几何尺寸：中心距：mmzzma24.9112cos2)95

16、24(5. 1cos2)(211n，圆整为 91mm 120mm ，满足要求。修正螺旋角：，。171511912)9524(5 .1cosarca2)(arccos211nzzm小齿轮分度圆直径：mmzmd71.36171511cos245.1cos11n1，大齿轮分度圆直径：mmzmd29.145171511cos955.1cos21n2，mmdbd71.3671.360 .11，取mmB382，mmB431。校核齿根弯曲疲劳强度FSaFanFYYYYmbKT11d2式中各参数为：（1）因为启动载荷为名义载荷的1.5 倍，故初取齿轮载荷系数tK=1. 。（2）mmNT325.8036。（3）

17、齿宽 b=36.71。（4）模数5.1m1n。（5）小齿轮分度圆直径：mmd71.361。9 （6）齿形系数aFY和应力修正系数aSY：齿轮当量齿数：44.25171511cos24cos3311，zzv，7.100171511cos95cos3322，zzv由参考文献 1 P128图 6-19 查得齿形系数61.21aFY，15. 22aFY。由参考文献 1 P129图 6-20 查得应力修正系数595.11aSY，79.12aSY。（7）重合度系数Y由机械原理可得公式，36.201715cos11tan20arctancostanarctan1”nt983.063 .20cos20cos1

18、71511coscoscoscoscostnb73.10.983.6761cos22Nb由参考文献 1 P126公式 (6-13) 计算可得：68.037.15.705.205.705.20YN(8) 由参考文献 1P140 图 6-28 查得螺旋角系数9.0Y之前算得，小齿轮1 和大齿轮2的应力循环次数分别为：911001.1N；821057. 2N由参考文献 1 P130图 6-21 查得弯曲强度寿命系数为：87.01NY;9.02NY由参考文献 1 P126图 6-22c ，按小齿轮齿面硬度230240HBS均值 235HBS ，在 ML线（适当延长）查得a340limMPF；同理，在图

19、6-22b上，查得a310limMPF；取25.1limFS; M P a64.23687.05.213401min1lim1NFFFYS10 M P a2 .2239. 05.213102min2lim2NFFFYS再将确定出来的数值代入弯曲强度校核公式，可得111111a75.299. 068.0595.161.25.171.3638325.803652.12d2FSaFanFMPYYYYmbKT211112a5.279.068. 079.115.25 .171.3638325.803652. 12d2FSaFanFMPYYYYmbKT所以，齿根弯曲疲劳强度足够。齿轮精度设计根据设计要求，

20、以低速级画装配图，所以以低速级为例。2.2 低速级齿轮传动设计材料及齿轮精度：考虑到齿轮所传递的功率不大，且该机构传动尺寸无严格限制，所以齿轮材料可选用中碳钢，调质处理。参照参考资料中表6-2 可得，小齿轮齿面硬度为230-240HBS ，大齿轮齿面硬度为190-200HBS ，且大小齿轮都采用斜齿圆柱齿轮闭式软齿面传动。选用 8 级精度。选取齿轮齿数和螺旋角闭式软齿面齿轮传动，初选3z=28, 则84.842803.3i34ZZ，取4z=85。验算：%5%18.0%10003.3288503.3%100iii34ZZ（符合要求） 。初选12。按齿面接触疲劳强度设计对闭式软齿面齿轮传动，承载能

21、力一般取决于齿面接触强度，故按接触强度计算，校核齿根弯曲疲劳强度。11 232)(1.2HHEdtZZZZuuKTd式中各参数为：（1）因为启动载荷为名义载荷的1.5 倍，故初取齿轮载荷系数tK=1. 。（2）mmNT41064.2。（3）由参考文献1 P133表 6-6 ，因为所设计的减速器为不对称布置，故d的取值范围应在 0.61.2，为方便计算，选取齿宽系数0 .1d。（4）由参考文献1 P122 表 6-5 查得弹性系数MPaZE8.189。（5）由参考文献1 P124图 6-14 查得节点区域系数45.2HZ。（6）初取螺旋角12。由参考文献1P122 公式（ 6-7 ）可计算齿轮传

22、动端面重合度：69.112cos)851281(2.388.1cos)11(2 .388.143zz由参考文献 1 P127公式（ 6-13 ）取重合度系数69. 075. 025.0Y，由式得89. 112tan280.1318.0tan318. 03Zd，则由参考文献 1P140 图 6-28 查得螺旋角系数9.0Y，由参考文献 1 P122图 6-13 查得重合度系数735. 0Z（7）99.0cosZ。（8）齿数比03.3iu。（9）根据设计要求：单班制工作，每班8 小时 , 减速器使用寿命5 年, 每年按 300 天计小齿轮 1 和大齿轮2 的应力循环次数分别为：831056.253

23、0081123.35660j60hLnN78341046.803.31056.2iNN，由参考文献 1 P125 图 6-15 查得：1.13NZ，17. 14NZ。12 由参考文献 1 P124 公式（ 6-11）minlimHHNHSZ计算许用接触应力。式中：l i mH接触疲劳极限，由参考文献1 P126 图6-16，按小齿轮齿面硬度230240HBS ，均值235HBS ，在MQ和 ML中间（适当延长MQ和 ML线）查得MPaH5401li m；同理，由图616c 查得MPaH3902lim，minHS安全系数，查得0.1minHS。NZ寿命系数，已由参考文献1 P125 图 6-15

24、 查得：1.13NZ，17.14NZ；H3=MPa5941 .115403min3limNHHZSH4=MPa3.45617.113904min4limNHHZS又因为在选择许用接触的时候，应该选取其中较小的一个，即MPa3.456H4来进行齿轮的参数设计。将确定后的各项数值代入设计公式，求得：mmZZZZuuKTdHHEd59.38mm3.456735.099. 045. 28.18903. 3103.30 .11062. 25.12)(1.232423t2修正td2：smndvt/72.010006023.35659.3810006022由参考文献 1 P117表 6-3 查得使用系数0.

25、1AK；由参考文献 1 P118图 6-7 查得动载系数8 .0vK；由参考文献 1 P119图 6-10 查得齿向载荷分布系数09.1K（减速器轴的刚度较大）；由参考文献 1 P120表 6-4 查得齿间载荷分配系数2.1K，13 则：05.12.109.18.00.1KKKKKvA。mm26.345.105.159.38d3322ttKKdmm2 .1281226.34cosm32n2COSZd由参考文献 1 P11表 6-1 ，选取第一系列标准模数，同时， 传动需满足模数m1.5-2mm，取mmm5. 12n。齿轮主要几何尺寸：中心距：mmZZma64.10612cos2)8528(5

26、.1cos2)(432n，圆整为 87mm 140mm ，满足要求。修正螺旋角：32313872)8528(5. 1cosarca2)(arccos432nZZm小齿轮分度圆直径：mmzmd12.4332313cos285 .1cos32n3大齿轮分度圆直径：mmzmd88.13032313cos855 .1cos42n4mmdbd12.4312.430. 13，取mmB424，mmB473。校核齿根弯曲疲劳强度FSaFanFYYYYmbKT3d2式中各参数为：（1）因为启动载荷为名义载荷的1.5 倍，故初取齿轮载荷系数tK=1. 。（2）mmNT41064.2。（3）齿宽 b=43.12。（

27、4）模数5 .1m2n。（5）小齿轮分度圆直径：mmd12.433。14 （6）齿形系数aFY和应力修正系数aSY：齿轮当量齿数：29.3032313cos28cos3333zzv，95.9132313cos85cos3344zzv由参考文献 1 P128图 6-19 查得齿形系数49. 23aFY，19. 24aFY。由参考文献 1 P129图 6-20 查得应力修正系数62. 13aSY，76. 14aSY。（7）重合度系数Y由机械原理可得公式，48.20323cos13tan20arctancostanarctan2”nt977.084 .20cos20cos32331coscoscos

28、coscostnb77.10.977.691cos22Nb由参考文献 1 P126公式 (6-13) 计算可得：67.077.15.705.205.705.20YN(8) 由参考文献 1P140 图 6-28 查得螺旋角系数88.0Y之前算得，小齿轮1 和大齿轮2的应力循环次数分别为：831056.2N；741046.8N，由参考文献 1 P130图 6-21 查得弯曲强度寿命系数为：91.01NY;95.02NY由参考文献 1 P126图 6-22c ，按小齿轮齿面硬度230240HBS均值 235HBS ，在 ML线（适当延长）查得a340limMPF；同理，在图6-22b上，查得a310

29、limMPF；取25.1limFS; M P a52.24791.05.213403min3lim3NFFFYS15 M P a6.2 3 595. 05.213104min4lim4NFFFYS再将确定出来的数值代入弯曲强度校核公式，可得343333a96.4488.067.062.149.25.112.43451062.205.12d2FSaFanFMPYYYYmbKT444434a96.4288. 067.076.119. 25. 112.43451062.205.12d2FSaFanFMPYYYYmbKT所以，齿根弯曲疲劳强度足够。齿轮精度设计（大齿轮）按选择的8 级精度，查参考文献2

30、 齿轮公差表可得，m.531Fa，m18Fpt，m70Fp，m25F，m29F齿厚偏差计算（由参考文献1 可知）：分度圆弦齿高公称值：mm1.518590cos12851.51Z90cos12Z1m44n2h分度圆弦齿厚公称值：mm6.328590sin85.51Z90sinZm44n2s由参考文献 1P151 中式（ 6-35）可确定最小侧隙：mm099.05 .103.0870005.006.032m3.00a005.006.0032jn2bnmin齿后上偏差：mE53mm053.020cos2099.02cosjnbnminsns，取负值，得m53Esns。查齿轮公差表，齿轮径向跳动公差

31、m56Fr查标准公差数值表，IT9=m130查参考文献 1P151 表 6-9，径向进刀公差：m.81631306.219IT6.21br。16 齿厚公差：m126.81635620tan2tan2T2222rnsnrbF。齿厚下偏差：m17912653TEEsnsnssni。各级齿轮的主要参数具体数值如下：高速级低速级齿数z24 95 28 85 中心距a91 107 法面模数nm1.5 1.5 螺旋角11 1517133 32法面压力角n2020端面压力角t20.36 20.48 齿宽 b43 38 47 42 齿根高系数标准值*mah1 1 齿顶系数标准值*c0.25 0.25 当量齿数

32、vz25.44 100.7 28.11 101.61 分度圆直径d36.71 145.29 30.29 91.95 2.3 检查浸油深度根据设计要求， 当高速级大齿轮浸油1 个齿高时， 低速级大齿轮浸油深度小于其分度圆半径的六分之一到三分之一，以降低搅油功耗。高速级大齿轮：mmzmd29.145171511cos955.1cos21n2，低速级大齿轮：mmzmd88.13032313cos855 .1cos42n4mm41.1488.13029.145dd4217 查参考文献 1 得公式：namch2h，求得高速级齿轮的齿全高：mm75.33.515.2012mch2hn1a，又低速级大齿轮的

33、分度圆半径mm44.65288.1302dr44。mm91.1081.2144.656131r61314。2.4 判断齿轮旋向为使中间轴的轴向力有所抵消，就必须使齿轮2 和齿轮 3 旋向相同。假设齿轮1 为右旋，则与齿轮1 相互外啮合的齿轮2为左旋， 所以齿轮3 与齿轮 2 相同， 也为左旋， 齿轮 4 又与齿轮 3 相互外啮合，所以齿轮4为右旋。2.5 验算系统误差传动系统速度误差验算：根据 PPT 得公式：smDnv/60055.110006075 .1172604.13100060%5%340.0%10060055.16 .160055.1%100vv-vW，所以，符合要求。第三章 轴的

34、结构设计和强度计算轴是组成机器的主要零件之一，一切作回转运动的传动零件（如齿轮），都必须安装在轴上才能进行运动及动力传动。因此，轴的主要功能是支承回转零件及传递运动和动力。3.1 轴的选择与结构设计（一）高速级（输入轴，即轴）初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45 钢，调质处理。参考文献1P197 中表 8-3 查得，取 A=115。mmmmnPA86.10140018.1115d33min，d=(0.8 1.2)D=(0.81.2) 3 24=19.2mm ，故 d=19.2 3 (1+5%)=20.16mm。18 输入轴受扭段的最小直径是安装联轴器处的轴径。为了使所选的轴径与联轴器的孔径相

35、适应，故需同时选取联轴器。根据计算，联轴器的计算转矩mNTKA44 .10mmN108.031.3T3ca、转速min/1400n1r和轴的最小直径mm86.10dmin， 并考虑键槽对轴强度削弱的影响，轴径增加 3%5% 。从设计手册上查得，采用弹性柱销联轴器，型号为LT4，联轴器的公称转矩mNT63n，许用转速 n=5700r/min,轴径在 2024mm 之间， d=22mm, 故取联轴器处的直径mm22d21, 半联轴器长L=38mm 。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和长度（1）考虑联轴器的定位要求，1 2 轴段需定位轴肩，取轴肩高度h=3，则mm28d32；因半

36、联轴器与轴配合部分的孔长度为38mm, 为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不会压在轴的端面上，故取长度mm3621L。（2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力作用，故选择角接触轴承，取安装轴承段直径mm30dd8743，选取 7206AC型角接触球轴承，其尺寸为mmmmmmBDd166230，轴段mm1643L。（3）取轴承端盖的总宽度为20mm,联轴器左端面与轴承盖的距离取为14mm ，故取mm3432L。为使右端滚动轴承轴向定位，且便于轴承的装卸，查得7206AC型轴承的安装轴径mm36d54。（4）对于 6-7 段属于齿轮段 , 则取mm32d76，齿轮左端采用套筒定位，右端用

37、轴肩定位，轴肩高度h=3mm, 故取轴环直径mm38d65，轴环宽度b 1.4h ，即取mm565L。（5）已知齿轮的宽度mmB431，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，故取mm3576L。（6）取齿轮距箱体内壁的距离=10mm, 考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置应距箱体内壁一段距离s=5mm, 齿轮 2 与齿轮 4 之间的距离假定为20mm,mm382B, 19 mmBL585510385s87。（二）低速级（输出轴，即轴）初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45 钢，调质处理。参考文献1P197 中表 8-3 查得，取 A=115。mmmmnPA08.2457.11

38、708.1115d33min，d=(0.8 1.2)D=(0.81.2) 3 24=19.2mm ，故 d=19.2 3 (1+5%)=20.16mm。输入轴受扭段的最小直径是安装联轴器处的轴径。为了使所选的轴径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器。根据计算，联轴器的计算转矩mNTKA02.98mmN1054.71.3T4ca、转速min/57.117n1r和轴的最小直径mm08.24dmin，并考虑键槽对轴强度削弱的影响，轴径增加 3%5% 。从设计手册上查得，采用弹性柱销联轴器，型号为LT5，联轴器的公称转矩mNT125n，许用转速 n=4600r/min,轴径在 2535mm 之间，

39、 d=30mm, 故取联轴器处的直径mm30d21, 半联轴器长L=60mm 。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和长度（1）考虑联轴器的定位要求，1 2 轴段需定位轴肩，取轴肩高度h=3，则mm35d32；因半联轴器与轴配合部分的孔长度为60mm, 为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不会压在轴的端面上，故取长度mm5821L。（2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力作用，故选择角接触轴承，取安装轴承段直径mm40dd8743，选取 7208AC型角接触球轴承，其尺寸为mmmmmmBDd188040，轴段mm1843L。（3）取轴承端盖的总宽度为20mm,联轴器左端

40、面与轴承盖的距离取为14mm ，故取mm3432L。为使右端滚动轴承轴向定位，且便于轴承的装卸，查得7208AC型轴承的安装轴径mm47d54。（4）对于 6-7 段属于齿轮段 , 则取mm42d76，齿轮左端采用套筒定位，右端用轴肩定20 位，轴肩高度h=3mm, 故取轴环直径mm50d65，轴环宽度b1.4h ，即取mm1265L。（5）已知齿轮的宽度mmB451，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，故取mm4776L。（6）取齿轮距箱体内壁的距离=10mm, 考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置应距箱体内壁一段距离s=5mm, 齿轮 2 与齿轮 4 之间的距离假定为2

41、0mm,mm503B, mmBL5.375s87。3.2 中间轴（轴）的校核参考文献 1 可得公式：1322eed1 .0T)(MWM确定式中各数值：（1）：式中是考虑弯曲应力与扭转切应力的循环特性不同，将转矩T 转换成当量弯矩时的应力折算系数。按脉动循环变化处理，即取.60。（2）转矩T：mmN1059.24T（3）分度圆直径2d：mm29.145d2（4）许用弯曲应力1：查参考文献 1P189表 8-1 可得，MPa601（5）合成弯矩M ：查参考资料得公式311. 0dM，即mN4 .18106029.145.10.1d0M6313，得142322eMPa67.829.145.10109

42、5. 2.604 .18d1 . 0T)(M（符合条件） 。由于中间轴承受的轴向力和转矩大，它轴径最小， 所以它符合强度要求，高速轴和低速轴也会符合强度要求。中间轴的各参数齿轮的受力计算( 以下公式由参考文献1 查得）高速级大齿轮：N53.563N29.1451059.22/24212dTFt21 NFFttr132.31171511cos20tan53.563costan1122”NFFra33.26171511tan31.132tan122”低速级小齿轮：N14.1710N29.301059.22/24313dTFtNFFttr96.38623331cos20tan14.1710costa

43、n2133”NFFra21.14832313tan96.638tan233”齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩mmNdFMaH7.1912229.145.33622222mmNdFMaH6 .2244229.3021.1482333轴向外部轴向力合力为：NFFFaaA88.12133.2621.14823扭矩和弯矩图22 第四章键联接的选择及计算4.1 键的选择键是标准件， 通常用于联接轴和轴上的零件，起到周向固定的作用并传递转矩。有些类型的键还可以实现轴上零件的轴向固定或轴向移动。根据所设计的要求。此次设计所采用的均为平键联接，键均采用圆头普通平键（A型） 。4.2 对 II 轴上的键进行强

44、度校核查参考文献 1 可得公式：pPkldT3102。查参考文献 1P63表 4-1 ，得MPap120100。又 k0.5h 0.5 3 84mm ，d37mm ，l 34-8=26mm 。（1）齿轮 2 上平键的强度校核计算：23 P3233.4MP45.2912641095.22102akldTp（2）齿轮 3 上平键的强度校核计算：P33316.4MP29.3026410.9252102akldTp所以，轴上的两个齿轮均符合条件。第五章滚动轴承的选择及计算轴承是支承轴的零件，其功用有两个：支承轴及轴上零件，并保持轴的旋转精度；减轻转轴与支承之间的摩擦和磨损。与滑动轴承相比，滚动轴承具有

45、启动灵活、摩擦阻力小、效率高、 润滑简便及易于互换等优点，所以应用广泛。它的缺点是抗冲击能力差，高速时有噪声，工作寿命也不及液体摩擦滑动轴承。5.1 轴承的选择与结构设计由于转速一般，同时承受轴向力和径向力，考虑到价格合理，拆装方便，为安全起见，故选用圆锥滚子轴承。下面以中间轴为例初选轴承型号为7208AC 角接触球轴承。5.2 中间轴轴承的校核由参考文献 1 可得公式：PCfnh16106010L确定式中各数值：（1）n：min/23.356nr（2）f1： f1=1 （3）C ：查参考文献2 表 12-2 ，得 C=22KN ；（4）P：由参考文献 1 P220 表 9-8 ，有轻微冲击，

46、 所以 fp的取值范围为1.01.2 ，1.1pf取；又查得当量载荷计算公式：arpYFXFfP24 NFFttr132.31171511cos20tan53.563costan1122”NFFttr96.38623331cos20tan14.1710costan2133”N847638132.11ParpYFXFf带入公式得：h8198538471022123.35660106010L3361610PCfnh该轴承寿命年限远大于5 年，可以放心使用。第六章联轴器的选择及计算联轴器是机械传动常用的部件，它主要用来是联接轴与轴（有时也联接其它回转零件）。以传递运动与转矩。用联轴器连接的两根轴只有

47、在机器停车后用拆卸的方法才能把两轴分离。6.1 联轴器的选择和结构设计以输入轴为例进行联轴器的介绍。根据所选的电动机的公称直径24 和设计所要求的机械特性选择（因转矩较小），选弹性柱销联轴器。6.2 联轴器的校核校核公式：TTTcaAK查参考文献 2T=63；查参考文献1 P117表 6-3 查得AK=1.5 T44.10mmN108.031.3T3camNTKA所以经校核后符合设计的要求，具体参数如下：型号公称转矩许用转速轴孔直径轴孔长度钢Y型LT4 63 5700 20、22、 24 52 25、28 25 第七章润滑和密封方式的选择减速器的传动零件和轴承必须要有良好的润滑，以降低摩擦，减

48、少磨损和发热，提高效率。7.1 齿轮润滑润滑剂的选择齿轮传动所用润滑油的粘度根据传动的工作条件、圆周速度或滑动速度、温度等按来选择，根据所需的粘度选择润滑油的牌号。考虑到减速器的工作载荷不是太大，故润滑油选用中负荷工业齿轮油 （GB59031986） ， 牌号选 68 号。 润滑油在油池中的深度保持在3050mm之间。润滑方式（油池浸油润滑）在减速器中，齿轮的润滑方式根据齿轮的圆周速度V 而定。当V2m/s 时，多采用油池润滑，齿轮浸入油池一定深度，齿轮运转时就把油带到啮合区，同时也甩到箱壁上，借以散热。齿轮浸油深度以12 个齿高为宜。当速度高时，浸油深度约为0.7 个齿高，但不得小于 10m

49、m。当速度低（0.50.8m/s）时，浸油深度可达1/61/3 的齿轮半径。在多级齿轮传动中，当高速级大齿轮浸入油池一个齿高时，低速级大齿轮浸油可能超过了最大深度。 此时， 高速级大齿轮可采用溅油轮来润滑，利用溅油轮将油溅入齿轮啮合处进行润滑。7.2 轴承的润滑轴承的润滑方式选用脂润滑，轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂（SY1413 1980） 。牌号为 ZL2H。由于轴承选用了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环。第八章 减速器的附件为了保证减速器正常工作和具备完善的性能，如检查传动件的啮合情况、注油、排油、

50、通气和便于安装、吊运等。 减速器箱体上常设置某些必要的装置和零件，这些装置和零件及箱体上相应的局部结构统称为附件。现将附件作如下分述。26 （1）机座壁厚：按照低速级中心距的尺寸，取10mm 。（2）轴承座旁螺栓扳手空间：扳手空间大操作方便，但h 太大螺栓太长，安装不便，且要合于螺栓长度系列；螺栓中心到机座外壁距离；螺栓中心到机座外凸边缘尺寸。（3）窥视孔和视孔盖：窥视孔用于检查传动件的啮合情况和润滑情况等，并可由该孔向箱内注入润滑油， 平时由视孔盖用螺钉封住。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，盖板底部垫有纸质封油垫片。（4）轴承盖：轴承盖用于固定轴承外圈及调整轴承间隙，承受轴向力。轴承盖有凸缘