机械设计课程设计带式运输机减速器设计

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1、哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）各专业全套优秀毕业设计图纸Harbin Institute of Technology课程设计说明书（论文）课程名称： 机械设计 设计题目：带式运输机减速器设计 院 系： 英才学院 班 级： 设 计 者： 学 号： 6090810* 指导教师： 设计时间： 2011.12.262012.01.12 哈尔滨工业大学3目录1设计数据及要求12传动装置12.1传动方案12.2工作机12.3电动机的选择22.3.1选择电动机类型22.3.2选择电动机容量22.4计算传动装置总传动比并分配传动比32.4.1计算总的传动比传动比32.4.2分配传动比32.5计算传动装置

2、各轴的运动及动力参数32.5.1计算各轴的转速32.5.2计算各轴的输入功率32.5.3计算各轴的输入转矩33齿轮设计计算43.1高速齿齿轮设计43.1.1选择齿轮材料、热处理方式和精度等级43.1.2初步计算传动主要尺寸43.1.3确定传动尺寸53.1.4校核齿根弯曲疲劳强度63.1.5齿轮尺寸计算73.1.6齿轮形状及加工工艺设计83.2低速级尺寸设计93.2.1选择齿轮材料、热处理方式和精度等级93.2.2初步计算传动主要尺寸93.2.3确定传动尺寸103.2.4校核齿根弯曲疲劳强度113.2.5齿轮尺寸计算123.2.6齿轮形状及加工工艺设计134减速器机体主要结构尺寸计算145轴的设

3、计155.1中间轴（II轴）的设计155.1.1确定轴的轴向固定方式155.1.2选择滚动轴承类型，确定其润滑与密封方式155.1.3轴的结构设计155.1.4键连接设计165.2高速轴设计165.2.1选择材料165.2.2初步轴径dmin，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径d1和长度L1165.2.3结构设计165.2.4键连接设计175.3低速轴设计175.3.1选择齿轮材料175.3.2初步轴径dmin，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径d3和长度L3175.3.3结构设计185.3.4键连接设计195.3.5低速轴的校核196轴承端盖设计237参考文献25271 设计数据及要求 F=2200

4、N; d=275mm; v=1.2ms; n=83 rmin; T= Nm; B= mm; z= ; p= mm;机器的年产量： 大批量 ；机器的工作环境： 煤场 ；机器的载荷特性： 轻微冲击 ；机器的最短工作年限： 六年三班 ；其他设计要求：2 传动装置2.1 传动方案2.2 工作机2.3电动机的选择2.3.1选择电动机类型根据设计要求，选择YB2系列一隔爆型三相异步电动机。2.3.2选择电动机容量根据设计数据，工作机的有效功率为Pw=Fv1000=2200N1.2ms1000=2.64Kw从电动机到工作机输送带之间的总效率为：=1224324式中，1、2、3、4分别为联轴器、轴承、齿轮传动

5、和卷筒的传递效率。由表9.1取1=0.99、2=0.98、3=0.97、4=0.96，则=1224324=0.9920.9840.9720.96=0.817所以电动机所需工作功率为Pd=Pw=2.64Kw0.817=3.23kW确定电动机转速按表2.1推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i=840，而工作机卷筒轴的转速为nw=601000vd=6010001.2275rmin83rmin所以电动机转速的可选范围为nd=inw=84083rmin=6643320rmin符合这一范围的同步转速有600 r/min 、750r/min、1000r/min、3000r/min和1500r/m

6、in三种。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1000r/min的电动机。 根据电动机类型、容量和转速，查表15.1选定电动型号为YB2-132M1，其主要性能如下表：电动机型号额定功率/KW满载转速/(r/min)Y132M14960电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如下表1：型号ABCDEFGHKABACADHDLY112M-42161788938801033132122802702004505502.4计算传动装置总传动比并分配传动比2.4.1计算总的传动比传动比i=nmnw=96083=11.572.4.2分配传动比i=iIiII考虑

7、润滑条件，为使结构紧凑，各级传动比均在推荐值范围内，取iI=1.3iII，故iI=1.4i=1.317.35=3.88iII=iiI=11.573.88=2.982.5计算传动装置各轴的运动及动力参数2.5.1计算各轴的转速I轴： nI=nm=960rminII轴： nII=nIiI=960rmin3.88=247.4rminIII轴： nIII=nIIiII=247.4rmin2.98=83.0rmin卷筒轴：nW=nIII=83.0rmin2.5.2计算各轴的输入功率I轴： PI=Pd1=3.23kW0.99=3.1977kWII轴： PII=PI23=3.1977kW0.980.97=

8、3.0397kWIII轴： PIII=PII23= 3.0397kW0.980.97=2.8895kW卷筒轴：P卷=PIII12=2.88950.990.98=2.8034kW2.5.3计算各轴的输入转矩 电动机的输出转矩Td为 Td=9.55106Pdnm=9.5501063.23kW960rmin=3.213104Nmm 所以： I轴： TI=Td1=3.213104Nmm0.99=3.181104Nmm II轴： TII=TI12iI=3.181104Nmm0.990.983.88=1.197105Nmm III轴： TIII=TII23iII=1.197105Nmm0.980.972.

9、98=3.392105Nmm 卷筒轴：T卷=TIII12=3.392105Nmm0.990.98=3.291105Nmm 将以上结果汇总到表2，如下轴名参数电动机轴I轴II轴III轴滚筒轴转速n/（r/min）960.0960.0247.483.083.0功率P/(kW)3.233.203.042.892.80扭矩T/(Nmm)3.2131043.1811041.1971053.3921053.291105传动比i13.882.981效率0.990.970.950.973 齿轮设计计算3.1高速齿齿轮设计3.1.1选择齿轮材料、热处理方式和精度等级考虑到此处的实际生产机应用情况，故大、小齿轮均

10、选用45#钢，由于生产环境为煤场，故采用软齿面闭式传动。同时，由于载荷有轻微冲击，原动机转速较大，故采用斜齿轮传动。由参考文献1表8.2得：小齿轮调制处理，齿面硬度为21725HBW，平均硬度为236HBW；为保证小齿轮比大齿轮具有更好的机械性能，大齿轮正火处理，齿面硬度为162217HBW，平均硬度为190HBW。大小齿轮齿面评价硬度差为46HBW，在3050HBW之间。选用8级精度。3.1.2初步计算传动主要尺寸规定小齿轮与大齿轮分别为齿轮1、2，根据题意可知，该对齿轮传递的功率P1=3.20kW。高速齿传动比i1=3.88电动机满载转速为nI=960r/minII轴转速为nII=247.

11、4r/min因为是软齿面闭式传动，应该利用吃面接触疲劳强度设计。根据d132KT1du+1uZEZHZZH2式中各参数为：1) 小齿轮传递的转矩TI。TI=3.181104Nmm设计时，因v值未知，Kv不能确定，故可初选载荷系数Kt = 1.11.8,此处初取Kt = 1.3。2) 由参考文献1表8.6取齿宽系数d=1.0。3) 由参考文献1表8.5查得弹性系数ZE=189.8Mpa。4) 初选螺旋升角为=15，由参考文献1图8.14查得节点区域系数ZH=2.46。5) 齿数比u= i1=4.93 。6) 初选z1= 17, 则z2=uz1=3.8817=65.96 ，取z2=66。传动比误差

12、可以忽略，符合设计要求。由参考文献1式8.1得端面重合度=1.88 -3.2117+184cos= 1.88 -3.2117+11040.96=1.60。由参考文献1式8.2得轴面重合度=0.318dz1tan=1.45 由参考文献1图8.15得重合度系数为Z=0.7757) 由参考文献1图8.24得螺旋角系数为Z=0.99。8) 接触许用应力可由H= ZNHlimSH求得，由参考文献1图8.28（e）、（a）得接触疲劳极限应力Hlim1=570Mpa，Hlim2=390Mpa，取安全系数SH=1.0。大小齿轮1、2的应力循环次数分别为N1=60nIaLh=609601.0638250=2.0

13、7109N2= N1i2= 2.071093.88=5.34108由参考文献1图8.29查得寿命系数ZN1=1.0，ZN2=1.1（允许有局部点蚀）；由参考文献1表8.7，取安全系数SH=1.0。H1= ZN1HlimSH= 1.05701.0 =570.0H2= ZN2HlimSH= 1.13901.0 =429.0故取H= H2= 429.0计算小齿轮1的分度圆直径d1t， d1t32KtT1du+1uZEZHZZH2=321.33.1811040.991.03.88+13.88189.82.460.7750.99429.02 =41.57 mm3.1.3确定传动尺寸1) 计算载荷系数K。

14、由参考文献1表8.3查得使用系数KA=1.25。齿轮线速度如下式v= d1tnI601000=41.56596060000=2.09 m/s由参考文献1图8.7查得动载荷系数KV = 1.12；由参考文献1图8.11查得齿向载荷分布系数，得K=1.15；由参考文献1表8.4查得齿间载荷分布系数K=1.2，故K=KAKVKK=1.251.121.151.2=1.932) 对d1t进行修正，因为K与Kt差别较大，故需按Kt值计算出的d1t进行修正，即d1=d1t3KKt=41.57* 31.931.3=47.42mm3) 确定模数mm= d1cosz1= 47.42*cos 17=2.69 34)

15、 计算传动尺寸。中心距a= mz1+z22cos= 317+6620.97=129 mm圆整中心距。取圆整后的中心距a=130 mm,则中心距变动系数x= 130 -129 3= 0.33d1=mz1/cos=317/0,98=52 mmd2=m(z2+2x)/0.97=3(66+0.33)/0.97=205 mmb1= dd1=52取b1=55 mm，b2=50 mm 。螺旋角=arccosmz1+z22a=arccos(317+662130) =16.7与初选螺旋角相差不大，不需要修正。3.1.4校核齿根弯曲疲劳强度F= 2KT1bmdYFYsYYF式中各参数K、T1、m同前。齿宽b =

16、b1 = 55mm。齿形系数YF与应力修正系数Ys。查参考文献1 图8.19得YF1=2.95YF2=2.15查参考文献1 图8.20得Ys1=1.52Ys2=1.83查参考文献1 图8.21得重合度系数Y=0.72查参考文献1 图8.26得螺旋角系数Y=0.75许用弯曲应力可由下式算得F= YNFlimSF查参考文献1 图8.28得得弯曲疲劳极限应力Flim1=220 MPaFlim2=170 MPa查参考文献1 图8.30得寿命系数YN1= YN2=1.0。查参考文献1 表8.7得安全系数SF=1.25，故F1= YN1Flim1SF= 1.0220 1.25=176 MPaF2= YNF

17、lim2SF= 1.0170 1.25=136 MPa故F1= 2KT1bmd1YF1Ys1YY= 21.933.181104553 512.951.520.720.75=35.33MPa F2=F1YF2Ys2YF1Ys1 =35.332.151.832.951.52=31.00MPa 容易看出F1F1F2 200mm，为了减少质量和节约材料，采用腹板式结构。并采用最广泛的锻造腹板式齿轮图中各尺寸如下：dk=40mmD11.6dk=1.640=64mm取D1=70mmD2da-10m=211.26-103=181.26mm为增强齿根部强度，取D2=180mmc=0.20.3b=0.20.35

18、0=1015mm取c=15mmr=0.5c=0.515=7.5mmD00.5D1+D2=0.570+180=125mmd00.25D2-D1=0.25180-70=27.5mm取d0=30mmL=1.21.5dk=4860=50mm齿轮端部倒C=1.5mm的角。3.2低速级尺寸设计3.2.1选择齿轮材料、热处理方式和精度等级与高速级一样，低速级大、小齿轮均选用45#钢，采用软齿面，小齿轮调制处理，齿面硬度为21725HBW，平均硬度为236HBW；为保证小齿轮比大齿轮具有更好的机械性能，大齿轮正火处理，齿面硬度为162217HBW，平均硬度为190HBW。大小齿轮齿面评价硬度差为46HBW，在

19、3050HBW之间。选用8级精度。3.2.2初步计算传动主要尺寸规定小齿轮与大齿轮分别为齿轮3、4，根据题意可知，该对齿轮传递的功率P3=2.2kw。传动比3转速为iIII=2.8齿轮转速与轴2相同为nII=247.4r/min输出轴转速为nIII=83r/min闭式软齿面传动，按齿面接触疲劳强度进行设计。根据d132KT1du+1uZEZHZH2式中各参数为：1) 小齿轮传递的转矩T2。TII=1.197105Nmm2) 设计时，因v值未知，Kv不能确定，故可初选载荷系数Kt = 1.11.8,此处初取Kt = 1.3。3) 由参考文献1表8.6取齿宽系数d=1.0。4) 由参考文献1表8.

20、5查得弹性系数ZE=189.8MPa。5) 由由参考文献1图8.14查得节点区域系数ZH=2.5。6) 齿数比u= i2=2.98 。7) 初选z3= 20, 则z4=uz1=2.9820=59.6 ，取z4=60。传动比误差为0.07%，符合设计要求。由参考文献1式8.1得=1.88 -3.21z3+1z4cos= 1.88 -3.2120+1601.0=1.67。根据公式 Z=4-31-+其中1时，取1，,则可以求得Z= 1= 11.67=0.7758) 接触许用应力可由H= ZNHlimSH求得，由参考文献1图8.28（e）、（a）得接触疲劳极限应力Hlim3=570MPa，Hlim4=

21、390MPa，SH=1.0。大小齿轮3、4的应力循环次数分别为N3=60nIIaLh=60247.41.0638250=5.88109N4= N3i2= 5.881092.98=1.97108由参考文献1图8.29查得寿命系数ZN3=1.0，ZN4=1.1（允许有局部点蚀）；由参考文献1表8.7，取安全系数SH=1.0。H3= ZN1HlimSH= 1.05701.0 =570.0MPaH4= ZN2HlimSH= 1.13901.0 =429.0MPa故取H= H4= 429.0MPa计算小齿轮3的分度圆直径d3t， d3t32KtTIIdu+1uZEZHZH2=321.31.1971051

22、.02.98+12.98189.82.50.775429.02 =67.34 mm3.2.3确定传动尺寸1) 计算载荷系数K。由参考文献1表8.3查得使用系数KA=1.25。齿轮线速度如下式v= d3tnII601000=67.34247.460000=0.87 m/s由参考文献1图8.7查得动载荷系数KV = 1.09；由参考文献1图8.11查得齿向载荷分布系数，得K=1.09；由参考文献1表8.4查得齿间载荷分布系数K=1.3，故K=KAKVKK=1.251.091.091.3=1.932) 因为K与Kt相差较大，故需按Kt值计算出的d3t进行修正，即d3=d3t3KKt=67.34* 3

23、1.931.3=76.82mm3) 确定模数mm= d3z3= 76.82 20=3.84 44) 计算传动尺寸。中心距a= 12mz3+z4= 12420+60=160 mmd3=mz3=420=80 mmd2=mz2=460=240 mmb= dd3=80取b3=85 mm，b4=80 mm 。3.2.4校核齿根弯曲疲劳强度F= 2KTbmdYFYsYF式中各参数K、T、m同前。齿宽b = b3 = 85mm。齿形系数YF与应力修正系数Ys。查参考文献1 图8.19得YF3=2.79YF4=2.29查参考文献1 图8.20得Ys3=1.55Ys4=1.72查参考文献1 图8.15得重合度系

24、数Y= 0.72。需用弯曲应力可由下式算得F= YNFlimSF查得弯曲疲劳极限应力Flim3=220 MPaFlim4=170 MPa查参考文献1 图8.30得寿命系数YN3= YN4=1.0。查参考文献1 表8.7得安全系数SF=1.25，故F1= YN3Flim3SF= 1.0220 1.25=176 MPaF4= YNFlim4SF= 1.0170 1.25=136 MPa故F1= 2KTIIbmd1YF3Ys3Y= 21.931.197105854 802.791.550.72=52.89MPa F4= F3YF4Ys4YF3Ys3=52.892.291.722.791.55=48.

25、17MPa 容易看出F1F1F2 200mm，为了减少质量和节约材料，采用腹板式结构。并采用最广泛的锻造腹板式齿轮图中各尺寸如下：dk=46mmD11.6dk=1.646=73.6mm取D1=75mmD2da-10m=248-104=208mm为增强齿根部强度，取D2=200mmc=0.20.3b=0.20.380=1624mm取c=20mmr=0.5c=0.520=10mmD00.5D1+D2=0.573.6+200=136.8mmd00.25D2-D1=0.25200-73.6=31.6mm取D0=140mmd0=30mm4减速器机体主要结构尺寸计算铸铁减速器机体结构尺寸计算表名称符号尺寸

26、关系尺寸大小基座壁厚0.025a+3810mm机盖壁厚10.02a+3810mm机座凸缘厚度b1.515mm机盖凸缘厚度b11.5115mm机座底凸缘厚度p2.525mm地脚螺钉直径df0.036a+12M16地脚螺钉数目nn=4/轴承旁连接螺栓直径d10.75dfM12机盖与机座连接螺栓直径d2(0.50.6) dfM10连接螺栓d2的间距l150200180轴承端盖螺栓直径d3(0.40.5) dfM8窥视孔盖螺栓直径d4(0.30.4) dfM6定位销直径d(0.70.8) d28mmdf、d1、d2至外壁距离c1/18mmdf、d2至凸缘距离c2/16mm轴承旁凸台半径R1c216mm

27、凸台高度H根据低速级轴承外径确定188mm外机壁至轴承座端面距离l1c1+c2+(58)40mm内机壁至轴承座端面距离l2+c1+c2+(58)50mm大齿轮顶圆与内机壁距离11.215mm齿轮端面与内机壁距离210mm机盖、机座肋厚m1、mm10.851,m0.85m1=8mm,m=8mm轴承端盖外径D2轴承座孔径+(55.5)d3视具体轴承而定轴承端盖凸缘厚度e(11.2)d38mm轴承旁连接螺栓距离ssD2视具体轴承而定5轴的设计5.1中间轴（II轴）的设计5.1.1确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴的轴向固定采用两端固定方式。5.1.2选择滚动

28、轴承类型，确定其润滑与密封方式由于此处轴受轴向力的作用，故选用角接触球轴承支承。齿轮2的线速度为v= d1nI601000=5196060000=2.56 m/s2m/s齿轮的线速度足以将油池中的油带出润滑轴承，故轴承采用油润滑，并在箱体上开油沟。由于轴的线速度不大于4m/s，故滚动轴承采用毡圈密封。5.1.3轴的结构设计中间轴受两个来自齿轮的扭矩与来自轴承的支持力，同时还受轴向力。受力情况复杂。但是由于减速器功率较小，故使用经调制处理的45#钢即可。选择齿轮材料轴的径向尺寸的确定，以外伸轴径（最小轴径）d1为基础，考虑轴上零件的受力情况、轴上零件的装拆与定位固定、与标准间孔径的配合、轴表面结

29、构及加工精度等要求，逐一确定其余各轴段的直径；轴的轴向尺寸的确定，需要考虑轴上零件的位置、配合长度、支承结构情况、动静件的距离要求等因素，通常从与传动件相配的轴段开始，然后向两边展开。对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献3第759页得，C=103126，考虑轴端弯矩比转矩小，取C= 103，则dIImin=C3PIInII=10333.04247.4=23.77mm 考虑键槽影响，取dIImin=23.771.05mm=24.96mm。最后确定轴径最小处为dIImin=30mm如下图，采用五段式阶梯轴结构，轴承与轴配合处轴径为最小值d1=d5=30mm，轴承与齿轮配合处d1=d5=40mm

30、，中间的轴肩处d5=50mm，由轴径初选轴承型号为7206C。如上图，从轴段3开始，确定各轴段的长度。轴段3的长度l3为轴肩，为了防止两对齿轮相互碰撞，取轴肩l3=10mm。轴段2的长度l2= l2 -2=（50-2）mm= 48mm。轴段4的长度l4= b3 -2 =（85-2）mm= 83mm轴段1的长度l1=B+e+2=16+10+10+2=38mm轴段5的长度l5= l1= 38mm。5.1.4键连接设计轴同时与齿轮2与齿轮3连接，与齿轮2连接处选用A型键，键宽12mm，键高8mm，取键长为40mm。与齿轮3连接处同样选用A型键，键宽12mm，键高8mm，取键长为80mm。5.2高速轴

31、设计5.2.1选择材料因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用45钢并进行调制处理。5.2.2初步轴径dmin，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径d1和长度L1对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献3第759页得，C=103126，考虑轴端弯矩比转矩小，取C= 103，则d1min=C3PIn=10333.2960=15.39mm 考虑键槽影响，取d1min=15.391.05mm=16.16mm。为补偿联轴器所连接的两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。由前文知KA=1.25，计算转矩Tc1= KAT1=1.253.181104=3.98104Nmm由参考文献2表13.1查

32、询可得GB/T 5014-2003中的LX3型弹性柱销联轴器符合要求，其参数为：公称转矩1250Nm，许用转速为4750r/min，轴孔直径范围是3048mm。取与轴相连端轴径30mm，轴孔长度60mm，J型轴孔，与之对应的轴段1的直径d1=30mm，轴段长度应该比联轴器略短，故取其长度为L1=58mm，选用A型键，b=8mm，h=8mm，取L=50mm。联轴器另外一半与电机轴配合，电机轴轴径为38mm，故联轴器轴径为38mm，为避免与电机机体方式碰撞，轴孔长度取60mm，同样，选用A型键，b=10mm，h=8mm，取L=45mm。 5.2.3结构设计（1）确定轴承部件机体的结构形式及主要尺寸

33、为方便轴承部件的装拆，铸造机体采用剖分式结构，根据前面的计算，机座的铸造壁厚=10mm，机体上的轴承旁连接螺栓直径d=16mm，装拆螺栓所需用的扳手空间C1=18mm，C2=16mm，故轴承座内壁至座孔外端面距离L=+ C1+C2+58mm = 4952mm，取L=50mm。（2）确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴的轴向固定采用两端固定方式。（3）选择滚动轴承类型由于此处轴受轴向力的作用，故选用角接触球轴承支承。密封处轴颈的线速度较低，同时为保证轴承润滑效果，故滚动轴承采用毡圈密封。（4）轴的结构设计考虑到齿根圆直径比轴径大的值较小，为了零件加工的方便

34、与减少应力集中，采用齿轮轴设计，此处选用7段式的轴，轴的径向尺寸的确定，以外伸轴径（最小轴径）d1为基础，考虑轴上零件的受力情况、轴上零件的装拆与定位固定、与标准间孔径的配合、轴表面结构及加工精度等要求，逐一确定其余各轴段的直径；轴的轴向尺寸的确定，需要考虑轴上零件的位置、配合长度、支承结构情况、动静件的距离要求等因素，通常从与传动件相配的轴段开始，然后向两边展开。根据以上要求，可以确定各轴段的直径为：d1=d7=30mm， d2=d6=35mm， d3=40mm， d4部分为齿轮轴，齿顶圆直径56.9mm，齿根圆直径43.6mm， d4=46mm。根据轴承的类型和轴径d3，初选滚动轴承型号为

35、7208，其基本尺寸为：d=40mm, D=80mm, B=18mm。轴承内端面与机体内壁间要有一定的距离，取=10mm。由于中间轴长度的限制，高速轴上齿轮与箱体壁之间的距离H=7.5mm。采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=10mm。为避免联轴器与箱体碰撞，同时便于联轴器的装拆，联轴器轮毂端面与轴承盖之间应该有足够的间隙K，取K=10mm。在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖的相互位置与尺寸之后，结合中间轴的尺寸，可逐段确定各轴段的长度。轴段5的长度l5与小齿轮宽度相同，L5= b1 = 55mm。轴段6的长度l3=H+ =（7.5+10）mm= 17.5mm。轴段7的长度l7=B =18mm轴段3的

36、长度l3=B =18mm轴段4的长度l4=112.5mm轴段2的长度l2=(L-B)+10+L1=42mm轴段1的长度l1= L1=58mm。5.2.4键连接设计联轴器与轴之间采用A型普通平键连接，键尺寸为10850 GB/T 10962003。5.3低速轴设计5.3.1选择齿轮材料因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用45钢并进行调制处理。5.3.2初步轴径dmin，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径d3和长度L3对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献3第759页得，C=103126，考虑轴端弯矩比转矩小，取C= 103，则d3min=C3P卷nIII=10332.883=33.

37、28mm 考虑键槽影响，取d1min=33.671.05mm=34.94mm。为补偿联轴器所连接的两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。由前文知KA=1.25，计算转矩Tc1= KATIII=1.253.392105=4.24105Nmm由参考文献2表13.1查询可得GB/T 5014-2003中的LX3型弹性柱销联轴器符合要求，其参数为：公称转矩1250Nm，许用转速为4750r/min，轴孔直径范围是3048mm。取与轴相连端轴径38mm，轴孔长度60mm，J型轴孔，与之对应的轴段1的直径d1=38mm，轴段长度应该比联轴器略短，故取其长度为l7=58mm，选用A型键，b=10mm

38、，h=8mm，取L=50mm。联轴器另外一半与滚筒轴配合。 5.3.3结构设计（1）确定轴承部件机体的结构形式及主要尺寸由前文可知，轴承座内壁至座孔外端面距离=50mm。（2）确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴的轴向固定采用两端固定方式。（3）选择滚动轴承类型，确定密封方式密封处轴颈的线速度较低，同时为保证轴承润滑效果，防止外界煤尘进入，滚动轴承采用毡圈密封，并在轴上安置挡油板。（4）轴的结构设计考虑到齿根圆直径比轴径大的值较小，为了零件加工的方便与减少应力集中，采用齿轮轴设计，此处选用7段式的轴，轴的径向尺寸的确定，以外伸轴径（最小轴径）d1为基础，

39、考虑轴上零件的受力情况、轴上零件的装拆与定位固定、与标准间孔径的配合、轴表面结构及加工精度等要求，逐一确定其余各轴段的直径；轴的轴向尺寸的确定，需要考虑轴上零件的位置、配合长度、支承结构情况、动静件的距离要求等因素，通常从与传动件相配的轴段开始，然后向两边展开。根据以上要求，可以确定各轴段的直径为：d1=d5=40mm， d2=d4=46mm， d3=60mm， d6=38mm， d7=35mm。根据轴承的类型和轴径d1，初选滚动轴承型号为6408，其基本尺寸为：d=40mm, D=90mm, B=23mm。轴承内端面与机体内壁间要有一定的距离，取=10mm。为避免齿轮与机体内壁碰撞，同时根据

40、齿轮3与齿轮4的配合可以确定其距离H=13mm。采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=10mm。为避免联轴器与箱体碰撞，同时便于联轴器的装拆，联轴器轮毂端面与轴承盖之间应该有足够的间隙K，取K=10mm。在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖的相互位置与尺寸之后，结合中间轴的尺寸，可逐段确定各轴段的长度。轴段2的长度l2比齿轮3宽度小2mm，L2= b3-2= 78mm。轴段1的长度l1=H+B+2mm=（13+10+23+2）mm= 48mm。轴段3的长度l3=10mm轴段4的长度l2=72mm轴段5的长度l3=B=23mm轴段6的长度l1= (L-B)+e +K=(50-10-23)+10+10)mm

41、= 37mm。轴段7的长度l7=58mm。5.3.4键连接设计联轴器与轴之间采用A型普通平键连接，键尺寸为14870 GB/T 10962003。5.3.5低速轴的校核5.3.5.1轴的受力分析（1） 轴的受力分析（2） 计算支承反力齿轮3传递功率为PIII=2.89KW，转速为nIII=83 r/min故转矩T= PIII= PIII2nIII60=332.50Nm齿轮3对轴的作用力为Ft=2Td= 2*332.50132*0.001=5037.88 N Fr=Fttan=5037.88tan20=1833.64N由上图的受力分析可知FV1+FV2=FtFH1+FH2=FrFV1l1=FV2

42、l2FH1l1=FH2l2可以得出FV1=-3200.22NFH1=-1164.78NFV2=-1837.66NFH2=-668.86N轴承1的总的支反力为FR1=2FV12+FH12=2(-3200.22)2+(-1164.78)2=3405.60N轴承1的总的支反力为FR2=2FV12+FH12=2(-1837.66)2+(-668.86)2=1955.60N（3） 画弯矩图在水平面上,轴承1处，A-A面左侧MaH1=FH1l1=-1164.78N74.65mm=-86.95NmA-A面右侧MaH2=FH1l2= 668.86N130mm=-86.95Nm垂直面上，弯矩为MaV= FV1l

43、1=FV2l2= -1164.7874.65mm=-238.90NmA-A面左侧Ma= MaH12+MaV2= (-86.95)2+(-238.90)2=254.23 NmA-A面右侧Ma= MaH22+MaV2= (-86.95)2+(-238.90)2=254.23 Nm（4） 画转矩图5.3.5.2校核轴的强度A-A剖面左侧弯矩大，有转矩，为危险截面。该截面抗弯模量为W=d332其中，d为截面处的直径W=d332= *46mm332=9555.94 mm3该截面的抗扭截面模量为WT=d316=2W=19111.88 mm3弯曲应力b= MW= 254.23Nm9555.94 mm3=2.

44、66MPaa=b=2.66MPam=0扭剪应力T=TWT=329.10Nm19111.88 mm3=17.22MPa a=m=T2 =8.61MPa调质处理的45钢，由参考文献3可以查得b=650MPa，-1=300MPa，-1=155MPa；材料等效系数=0.2，=0.1。尺寸突变引起应力集中，应力集中系数可由参考文献1附表10.3得：K=1.82，K=1.57。查参考文献1附图10.1得=0.8，=0.8。查参考文献1附图10.1与附表10.2得=1.5。由此，安全系数计算如下：S= -1Ka+m=3001.821.5*0.8*2.66+0.2*0=74.36S=-1Ka+m=1551.5

45、71.5*0.8*8.61+0.1*8.61=12.78S= SSS2+S2=12.55由参考文献1表10.5得许用安全系数S=1.31.5，显然SS，故A-A截面安全。轴承1处弯矩大，有转矩，为危险截面。该截面抗弯模量为W=d332= *40mm332=6283.2 mm3该截面的抗扭截面模量为WT=d316=2W=12566.4 mm3弯曲应力b= MaH1W= 86.95Nm6283.2 mm3=13.84MPaa=b=13.84MPam=0扭剪应力T=TWT=329.10Nm12566.4 mm3=26.19MPa a=m=T2 =13.09MPa调质处理的45钢，由参考文献3可以查得

46、b=650MPa，-1=300MPa，-1=155MPa；材料等效系数=0.2，=0.1。尺寸突变引起应力集中，应力集中系数可由参考文献1附表10.3得：K=1.82，K=1.57。查参考文献1附图10.1得=0.8，=0.8。查参考文献1附图10.1与附表10.2得=1.5。由此，安全系数计算如下：S= -1Ka+m=3001.821.50.813.84+0.20= 14.29S=-1Ka+m=1551.571.50.813.09+0.113.09=8.41S= SSS2+S2=7.25由参考文献1表10.5得许用安全系数S=1.31.5，显然SS，故a-a截面安全。5.3.5.3校核键连接

47、的强度滚筒与轴连接处为键连接,挤压应力p=4Tdhl式中：d键连接处的轴径，mm； T传递的转矩，Nmm； h键的高度，mm； l键连接长度，mm；故p=4Tdhl=462.5722645= 42.13 MPa键、轴材料均为钢，p= 120150MPa。p p，故强度满足需要。5.3.5.4校核轴承强度由参考文献3查得6308轴承的Cr=40800N,C0=24000N。轴承工作环境无轴向力，轴承1的工作环境比轴承2工作环境恶劣，故只需校核轴承2。（1） 计算当量动载荷P=XFr其中，X为动载荷径向系数，Fr为轴承径向载荷。由参考文献1表11.12可知，X=1。则P=XFr= Fr= FR1=

48、3405.60N（2） 校核轴承寿命轴承在100下工作，fT=1。根据其载荷性质，取fP=1.2。轴承寿命为Lh=1066090.4fTCrPfP3=1066090.41408003405.601.23=163384 h已知减速器使用六年，三班工作制，则预期寿命为Lh=6*8*3*300*12=36000h轴承寿命满足使用条件。6轴承端盖设计图一1. 图一1处轴承端盖设计图二如图二所示，e=1.2d3，d3为连接螺栓的直径，由前文知，d3=8mm。则有e=1.2810mmD2=D+(55. 5)d3=120mmD0=0.5(D2+D)=0.5(120+80)=100mm(D为轴承外径)图三如图

49、三所示，由参考文献2表14.5可知，轴径为35mm的轴对应的b=8mm，D=50mm，取b左端厚度为1mm，取b右端厚度为2mm。2. 图一2处轴承端盖设计该处端盖设计与1处相同，但是少了中间的开口，其他尺寸完全一样。3. 图一3、4处轴承端盖设计如上图所示，e=1.2d3，d3为连接螺栓的直径，由前文知，d3=8mm。则有e=1.2810mmD2=D+(55. 5)d3=100mmD0=0.5(D2+D)=0.5(100+62)80mm(D为轴承外径)该两处轴承端盖没有中间的孔洞，故无需计算。1. 图一5处轴承端盖设计如图二所示，e=1.2d3，d3为连接螺栓的直径，由前文知，d3=8mm。

50、则有e=1.2810mmD2=D+(55. 5)d3=130mmD0=0.5(D2+D)=0.5(130+90)110mm(D为轴承外径)如图三所示，由参考文献2表14.5可知，轴径为38mm的轴对应的b=8mm，D=55mm，取b左端厚度为1mm，取b右端厚度为2mm。2. 图一6处轴承端盖设计如上图所示，e=1.2d3，d3为连接螺栓的直径，由前文知，d3=8mm。则有e=1.2810mmD2=D+(55. 5)d3=130mmD0=0.5(D2+D)=0.5(130+90)110mm(D为轴承外径)该两处轴承端盖没有中间的孔洞，故无需计算。7参考文献1王黎钦，陈铁鸣. 机械设计M.4版. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，20082王连明，宋宝玉. 机械设计课程设计M.3版. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，20083机械设计手册编委会. 机械设计手册3M.3版. 北京 机械工业出版社，2004.8