二级变速箱设计报告

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1、第一章设计任务书 1-1设计任务1、设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器的齿轮传动。2、工作条件：连续单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带与卷筒及 支承间，包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已在 F中考虑）。3、使用期限：八年，四年一次大修，两年一次中修。4、生产批量：10台。5、生产条件：中等规模机械厂，可加工 78级精度齿轮及涡轮。6、动力来源：电力，三相交流（220/380V）。7、运输带速度允许误差：土 5%&原始数据：输送带的工作拉力F=4500N输送带的工作速度v=1.8m s输送带的卷筒直径d=400mm第二章传动系统方案的总体设计一、减速器类型选择根据减速器的工作条

2、件和要求，本次设计带式输送机传动系统方案如下图所 示、各主要部件的选择目的过程分析结论动力源要求已定电动机齿轮考虑平行轴传动，且传动平稳，加工制造简单直齿传动轴承直齿传动所以减速器轴承受轴向力不大球轴承联轴器为使连接平稳可靠凸缘联轴器 2-1电动机的选择1 .电动机容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率Pwpv 2600 1.110002.86kwPw 2.86kw设:1000轴一一对滚动轴承效率。轴=0.9901 为齿式联轴器的效率。01 =0.99齿为7级齿轮传动的效率。齿=0.98筒输送机滚筒效率。筒=0.96估算传动系统的总效率：=h0.9920.993 0.982 .96=

3、0.86工作机所需的电动机攻率为：Pr2.860.86 叫丫系列三相异步电动机技术数据中应满足：。Pm Pr ,因此综合应选电动机额定功率Pm 4kw2、电动机的转速选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速nw=95.5 r/min.方案比较方案号型号额定功率KW同步转速r/min满载转速r/min1丫112M - 24.0KW300028902丫112M - 44.0KW150014403丫 132M1-64.0KW10009604丫160M1 84.0KW7507200.86pr 3.33kwnw=95.5r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可

4、见第3种方案比较合适，因此选用电动机型号为 Y132M1-6其主要参数如下表:方 案 号型号额定功 率KW同步转 速r/min满载转 速r/min堵转转矩最大转矩额定转矩额定转矩3丫132M1-64.0KW10009602.02.0 2-2传动比的分配 带式输送机传动系统的总传动比=10.05分配传动比：=i ix i n考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取i i=3.62.i n =2.78 2-3传动系统的运动和动力学参数设计 传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：(1) 各轴的转速I轴 ni=n N=960r/mi n.n 轴 nn =265.2 r/min川车由 n 皿=95.

5、4r/min卷筒轴n卷=n皿=95.4 r/min(2) 各轴输入功率i 轴 Pi =Fd=3.3 x 0.99=3.297kw.n 轴 P n = P i =3.297 X0.99 x 0.98=3.2kw川轴 Pm = Pn =3.2 x 0.99 x 0.98=3.104kw卷筒轴 P卷=Pm =3.104 x 0.99 x 0.99=3.04kw(3) 各轴的输入转矩电动机的输出转矩Td为G9.55 x 106 =9.55 x 106x =3.313 x 104N 伽故 I 轴 Ti =Td=.3.313 x 0.99=3.280 x 10N 伽故时由 Tn =Ti i i =3279

6、8.7 x0.99 x 0.98 x 3.62=1.152 x轴 T 山二Tn =1.152 x 0.99 x 0.98 x 2.78=3.012 x N卷筒轴= =3.012 xx 0.98 x 0.99=2.952x各参数如左图所示轴号电动机减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速r/min960960265.295.495.4功率kw3. 333.2973.23.1043.04转矩N?m33.1332.8115.2301.2295.2联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比13.622.781传动效率0.990.970.970.9801第三章高速级齿轮设计已知条件为3.297kW，小齿轮转速=

7、960r/min，传动比由电动机驱动，工作 寿命10年，一班制，载荷平稳，连续单向运转。结果计算及说明一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）选用直齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机，速度不高，故用7级精度（GB10095-883）材料选择：由机械设计第八版课本表10-1可选小齿轮材料为 40Cr （调质），硬度为280HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS二者材料硬差为40HBS4）选取小齿轮齿数 Zi=24,大齿轮齿数：Z2=iZi=3.62X24=86.88 取乙=87。 3-1按齿面强度设计由设计计算公式进行试算，即:1）确定公式内的各计算数值（1）由文献【3】表1

8、1-3试选Kt=1.3,标准齿轮区域系数=2.5（2） 计算小齿轮传递的转矩：=N mm=3.28 N mm1）由文献【1】表10-7选取齿宽系数。2） 由文献【1】表10-6查得材料的弹性影响系数189.8。T3.28 104Nmm3） 由文献【1】图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限600M ;大齿轮的接触疲劳强度极限=550M。4）计算齿轮应力循环次数：60609601 （1836510） =1.68192=4.657）由文献【1】图10-19取接触疲劳强度寿命系数0.88; 0.918） 计算接触疲劳需用应力。取失效概率为1%,安全系数S=1,由式（10-12）得：=0

9、.88600M=528M46.01mmv2.31m/s=1.92mmK=1.7004=0.91550M=500.5M2）计算1） 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。=mm46.07mm2）计算圆周速度v。vm/s2.31m/s3）计算齿宽bob=146.21mm=46.07mm4）计算齿宽与齿高之比。模数=mm=1.92mm齿高 =10.675）计算载荷系数。根据v=2.31m/s, 7级精度，由文献【1】图10-8查得动载系数1.20;直齿轮，1;由文献【1】表10-2查得使用系数1;由文献【1】表10-4用插值法的7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，1.417由=10.65, 1.4

10、17查文献【1】图10-13得1.35;故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由下式得46.21mm=50.4mm50.4mmm=2.1mm7）计算模数m。mmm=2.1mm 3-2按齿根弯曲强度设计由下式得弯曲强度的设计公式为 m1）确定公式内的各计算数值1）由文献【1】图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 500 M;大齿轮的弯 曲疲劳强度极限380 M；2）由文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85, =0.87；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-得=M=303.57M=M=236.14M4）计算载荷系数 5） 查取齿形

11、系数。由文献【1】表10-5查得2.65, 2.206。6） 查取应力校正系数。由文献【1】表10-5查得=1.58，=1.745。K=1.627）计算大、小齿轮的并加以比较。0.01380.0163因此，大齿轮的数值大。2 ）设计计算mmm=1.44mmZ1=34Z2=123=51mm=184 .5a=117.75mm51mm，56mm。对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度 计算的模数，由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力，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，可取由弯曲强度算的得模数1.44mm，并就

12、近圆整为标准模数1.5,按接触强度算得的分度圆直径=50.40mm,算出小齿轮齿数=33.634大齿轮齿数34=123.08，取这样设计出来的齿轮传动，即满足了齿面的接触疲劳强度，又满足了齿根弯 曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3）几何尺寸计算（1）计算分度圆直径=m=341.5mm=51mm=m=1231.5mm=184.5mm（2）计算中心距 a=mm=117.75mm（3）计算齿轮宽度b=151mm=51mm取 51mm， 56mm。第四章低速级齿轮传动设计已知条件为输入功率3.2kW,小齿轮转速=265.2r/min，传动比2.78由电动 机驱动，工作寿命10年，一班制，载荷平稳

13、，连续单向运转。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）传动方案为直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（GB10095-88）.3）材料选择。由文献【1】表10-1选择小齿轮材料为40（调质），硬度为280HBS 大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBS4）选小齿轮齿数24, 2.7824=66.72,取。 4-1按齿面强度设计设计公式为：1）确定公式内的各计算数值1） 由文献【3】表11-3试选载荷系数：1.32） 计算小齿轮传递的转矩：二=1.152 N - mm2）由文献【1】表10-7选取齿宽系数。=1.152 N m

14、m3）由文献【1】表10-6查得材料的弹性影响系数189.8。4） 由文献【1】图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限600M ; 大齿轮的接触疲劳强度极限=550M。5）计算齿轮应力循环次数：6060265.21 （1836510） =4.6463=1.67137）由文献【1】图10-19取接触疲劳强度寿命系数0.91; 0.9218） 计算接触疲劳需用应力。取失效概率为1%,安全系数S=1,由式（10-12） 得:=0.9600M=546M=0.92550M=506.55M2）计算1）试算小齿轮3分度圆直径，代入中较小的值。=mmmm2）计算圆周速度V。vm/s1.007m/

15、s3）计算齿宽bob=172.53mm=72.53mm4）计算齿宽与齿高之比。模数=mm=3.02mm齿高 h=2.25=2.25mm=6.79mm=10.6815）计算载荷系数。根据v=1.007m/s, 7级精度，由文献【1】图10-8查得动载系数1.1；直齿轮，1；由文献【1】表10-2查得使用系数1；由文献【1】表10-4用插值法的7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，1.420o由=10.671，1.420查文献【1】图10-13得1.38;故载荷系数 6） 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由文献【1】式（10-10a）得 72.53mmmmmmv1.007m/s6.57mmh

16、=6.79mmK 1.562mmm=3.21mm7）计算模数mm 4-2按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 m1）确定公式内的各计算数值1）由文献【1】图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 500 M;大齿轮的弯 曲疲劳强度极限380 M；2） 由文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.87, =0.89；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-得=M=310.70M=M=241.57M4）计算载荷系数 K= 5）查取齿形系数。由表 10-5查得2.65，2.256。1 .5186）查取应力校正系数。由表10-5查得=1.58，=

17、1.738。7）计算大、小齿轮的并加以比较。0.01350.0162因此，大齿轮的数值大。2）设计计算mmm=2.14mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力，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, 可取由弯曲强度算的得模数3mm，按接触强度算得的分度圆直径=72.53mmZ324算出小齿轮齿数=24.1724大齿轮齿数2.6524=63.6,取这样设计出来的齿轮传动，即满足了齿面的接触疲劳强度，又满足了齿根弯 曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3）几何尺

18、寸计算d3 72mm=201mma=136.5mmB3 77mmB4 72mm（1）计算分度圆直径=m=243mm=72mm=m=673mm=201mm（1） 计算中心距=mm（3）计算齿轮宽度b= 172mm=72mm取 72mm， 77mm。第五章各轴设计方案 5-1高速轴的的结构设计1）、求I轴上的功率 p13.297 KW转速 n1960 r/ min转矩 T132.8N / min2）、计算作用在齿轮上的力：转矩：T19.55 106 pL圆周力：Ft 2Tl 2 汽 1286.3Nd51 10径向力：Fr Ft tan20 1286.3 0.36397 468.17N3）、初步估算

19、轴的直径：选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为 217255HBS查表取A0=1123 （3.297根据公式d A。一 mm 16.9mm计算轴的最小直径，并加大3鸠考960虑键槽的影响。4）、.轴的结构设计：（1）确定轴的结构方案：该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位，如图3-2-17654321图3-2-1 输入轴轴段主要用于安装联轴器，其直径应于联轴器的孔径相配合，因此要先 选择联轴器。联轴器的计算转矩为 Tea Ka T1，考虑到转矩变化很小，根据工 作情况选取KA 1.3，贝U：Tea Ka T11.3 32.8 42.64N m。根据工作要求选用弹性套柱销联轴器，

20、型号为TL4与输入轴联接的半联轴器孔径 d1 20mm，因此选取轴段的直径为d1 20mm。半联轴器轮毂总长度 L 52mm，（J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为38mm。（2）确定各轴段的直径和长度：轴段1:为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段 直径为d1 20mm。为保证 定位要求，半联轴器右端用需制出一轴肩，轴段的长度应比半联轴器配合段 轮毂孔长度略短2 3mm，轴段 总长为L 36mm。轴段2:此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定 为：d2 23mm。对于轴承端盖的宽度有取轴承端盖的宽度为，取端盖的外端面 与半联轴器左端面间的距离，故取。轴段3:为支撑轴颈，用来安装

21、轴承。预选轴承型号为 6305深沟球轴承。 宽度B 17mm。所以轴段直径应为轴承内圈直径 d? 25mm ；为保证轴承的 轴向定位用挡油盘定位。轴段4:取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动 轴承位置时应距箱体内壁一定距离 s取已知滚动轴承宽度为在轴承左侧有 一挡油盘，取其长度为，则此段轴的长取其直径为轴段5:齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度则轴环处直径轴环宽度轴段6：为安装齿轮部分d4 28mm，齿轮的左端与轴承之间采用挡油盘 定位，已知齿轮轮毂宽度为56mm,为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段 应略短于轮毂宽度，取其长度 L452 mm。轴段7:为支撑轴颈，用来安装

22、轴承。直径为，长度为。 5-2中间轴的结构设计1）、求2轴上的功率p23.2KW转速r/min转矩2）、计算作用在齿轮上的力：转矩：T29.55 106P2圆周力:径向力:3）、初步估算轴的直径:选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为 217255HBS查表取Ao=112根据公式计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响，轴结构如图 3-2-2所示。12345图3-2-2 中间轴4）、.轴的结构设计：（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。：该轴（中间轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位。轴段1为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为 6306深沟球轴承。宽 度B 17mm。所

23、以轴段直径应为轴承内圈直径 d2 30mm ;为保证轴承的轴 向定位用挡油盘定位。轴段2:为安装齿轮部分d2 36mm，齿轮的左端与轴承之间采用挡油盘定 位，已知齿轮轮毂宽度为 51mm,为了使挡油盘的端面可靠地压紧齿轮，此轴段 应略短于轮毂宽度，取其长度L2 48mm。轴段3:齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度则轴环处直径轴环宽度轴段4:为安装齿轮部分d4 36mm，齿轮的右端与轴承之间采用挡油盘定位， 已知齿轮轮毂宽度为77mm,为了使挡油盘的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略 短于轮毂宽度，取其长度L4 73mm。轴段为支撑轴颈，用来安装轴承。所以轴段直径应为轴承内圈直径d5 30mm ;为保

24、证轴承的轴向定位用挡油盘定位。长度L5 45mm 5-3低速轴的结构设计1）、求3轴上的功率p33.104KW转速r/min转矩2）、计算作用在齿轮上的力：圆周力：径向力：3）、初步估算轴的直径：选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为 217255HBS查表取Ao=112 根据公式计算轴的最小直径，并加大 3%以考虑键槽的影响。4）、轴的结构设计：（1）确定轴的结构方案：该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位，如图3-2-3。123456图3-2-3输出轴选择联轴器。联轴器的计算转矩为TeaKa T3，考虑到转矩变化很小，根据工作情况选取Ka 1.3，则：；根据工作要求选用弹性柱

25、销联轴器，型号为 HL3与输出轴联接的半联轴器 孔径di 40mm，因此选取轴段的直径为 d6 40mm。半联轴器轮毂总长度 L 112mm，（ J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为Li 84mm。（2）确定各轴段的直径和长度：轴段:为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为 6309深沟球轴承。宽 度B 25mm。所以轴段直径应为轴承内圈直径 di 45mm ;为保证轴承的轴 向定位用挡油盘定位。取挡油盘宽度为 30mm，则轴段的长度为mm 轴段2:为安装齿轮部分d4 50mm，齿轮的右端与轴承之间采用挡油盘 定位，已知齿轮轮毂宽度为 72mm,为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段 应略短于轮

26、毂宽度，取其长度L4 69mm。轴段：齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度则轴环处直径轴环宽度轴段4：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为：d2 50mm。长度为综合计算后得到的 L 450 m m段:为支撑轴颈，用来安装轴承。所以轴段直径应为轴承内圈直径d5 45mm ;为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。其长度为L5 50mm轴段：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定 为：d6 43mm。轴承端盖的宽度为，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的 距离，故取。轴段:为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段直径为d7 40mm。为保证定位要求，半联轴器左端用一套筒定

27、位，轴段的长度应比半联轴器配合段 轮毂孔长度略短23mm，轴段总长为L? 82mm。第六章轴的强度校核 6-1高速轴的校核根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐 标转为平面，最后求合力。作用在齿轮上的力d151 mm而：圆周力Ft2T1d12 32.851沪 1286 .3N径向力FrFtta n1286 .3tan 20468.17N在垂直面上:M 0, Fr57F NV 22040解得:Mv 417.41 5723792.37N mm在水平面上:0 , Ft F NH 1 F NH0, F t 57 F nh 22040解得叫 1130.257危险截面在安装齿轮

28、处d3莎1 2 2叫M/3. 1454001. 2N mm2532150mm32. 65368. 74223792269421N mmca34.70MPa1 60MPaM2T12W所以轴安全。弯矩图如图3-2-4rrrnTrnrniTrnTnTnTnTrT*计算及说明结果PeJrf8rnrnfnTITfTTnTmTr “minno q 6-2中间轴的校核根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐 标转为平面，最后求合力。作用在大齿轮上的力圆周力径向力作用在小齿轮上的力圆周力径向力在垂直面上：解得:在水平面上：解得:d3320.1d已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性

29、能表查得d -1=60MPa 因此 (T -1所以轴安全。 6-3低速轴的校核根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐 标转为平面，最后求合力。作用在齿轮上的力圆周力径向力在垂直面上：解得:在水平面上:F0, FtFNH1FNH2M 0, Ft 138 Fnh2 212 0解得危险截面在安装齿轮处d 3W -12500 m m332已选定轴的材料为 45号钢，由轴常用材料性能表查得d -1=60MPa因此(T -1卜FW“个TT第七章滚动轴承选择和寿命计算1).高速轴上轴承采用6305型深沟球轴承，主要承受径向载荷也 可同时承受小的轴向载荷，大量生产，价格最低.内径d

30、=25mm 外径D=62mm 宽度B=17mm校核I轴轴承是否满足工作要求1)求轴承径向支反力FM、Fr2(a)垂直平面支反力Fvi、Fv2Fv1417.41NFV2161.85N(b)水平面支反力Fh1、Fh 2F H 1114682NFh 2444.68N(c)合成支反力Fr1、F,2Fr11FV1 F：417.4121146.8221220.42NFr2vFV22 FH2?161.8522444.68473.22N(5)计算轴承的当量载荷Pri、Pr2查表13-5 有：Xi 1，Y0取 fP 1.1得：Pr1fp(X1Fr1驚Fa1)fpFr11.1 1220.42N1342.46N 查

31、文献【1】表13-5有：X2 1,丫2 0，取fp 1.1，得：Pr2 fp Fr2 520.542NPr1 Pr2因此轴承1危险。按要求轴承的最短寿命为Lh=283608=46080 (工作时间)由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，对于球 轴承 3，查文献【3】附表1得取，文献【3】表16-8温度系数ft1，计算轴承工作寿命：满足使用寿命要求结论：轴承型号最终确定为：63052).中间轴上轴承采用6306型深沟球轴承，主要承受径向载荷也可同时承受小的轴向载荷，大量生产，价格最低.内径d=30mm 外径D=72mm 宽度B=19mm校核H轴轴承是否满足工作要求(1)求轴承径向

32、支反力FM、Fr2(a)垂直平面支反力Fv1、Fv2Fv1=846.16F/2=705.84(b)水平面支反力Fhi、Fh2FHi=199.48Fh2=1692.4(C)合成支反力Fri、Fr2(5) 计算轴承的当量载荷PM、R2 查文献【1】表13-5有：Xi 1,Yi 0取 fP 1.1 得：Pri =fp (X Fri+Y Fai) =1.1查文献【1】表13-5有：X2 ，丫2 0，取fp i.i，得：:Pr2=fp ( X Fr2+Y Fa2) =1.1Pr2 Pri因此轴承2危险。(6) 校核所选轴承：由文献【3】附表1得Cr=27000N由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大

33、的轴承计算，对于球轴承3 ,查文献【3】16-8取温度系数ft1，计算轴承工作寿命：满足使用寿命要求结论：轴承型号最终确定为：63062)低速轴上轴承采用 6309型深沟球轴承，主要承受径向载荷也可同时承受小 的轴向载荷，大量生产，价格最低.内径 d=45mm 外径 D=100mm 宽度 B=25mm校核川轴轴承是否满足工作要求(1)画轴的受力简图如图3-3-3。(2)求轴承径向支反力Fr1、Fr2(a) 垂直平面支反力Fvi、Fv2Ri=280.73&=710.06(b) 水平面支反力Fhi、Fh2Fhi=1046.12Fh2=1950.87(C)合成支反力Fri、Fr2(4) 计算轴承的当

34、量载荷Rl、Pr2(5) 文献【3】表16-11 有：Xl 1丫1 0，表16-9取fp 1.1得：Rl二fp (X Fri+Y Fai) =1.1查表 13-5 有: X2丫20，取 fP 1.1，得：Pr2 =fp (X Fr2+Y1 Fa2) =1.1Pr2Pr1因此轴承2危险。（6）校核所选轴承 由于两支承用相同的轴承,由文献【3】附表1得Cr=52800N查表13-7取温度系数ft 1，计算轴承工作寿命:故按当量动载荷较大的轴承计算，对于球轴承满足使用寿命要求结论：轴承型号最终确定为：6309第八章键连接选择和校核 8-1高速轴上键的选择和校核1 键的选择选用普通圆头平键 A型，轴径

35、d1 20mm;d2 28mm ,查表文献【1】13-20得（联轴器）键1: b1 h1 6 6（小齿轮）键2: b2 h28 72. 键的校核键长度小于轮毂长度5mm10mm且键长不宜超过1.61.8d，前面算得大齿 轮宽度,根据键的长度系列选键长； 键1: L1 32mm ；键2 : L2 40 mm查表6-2得键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为：p100 120MPa，贝U：有效长度 l1=L1-b1=26mm2T1 103键 1 :P1K1l1d1323；。820MPa42.1Mpa p键2有效长度l2=L2-b2=32mm键2:2Ti 10P2 K 21 2 d 232 32

36、.8 10MPa3.5 32 2820.9Mpap【1】表13-20前面算得大齿63mm所以所选用的平键强度足够取键标记为：键1: 6X 32 GB1096-79键 2: 8X40 GB1096-79 8-2中间轴上键的选择和校核1 键的选择选用普通圆头平键 A型,轴径*36mm; d2 36mm ,查文献得（大齿轮）键1: b1 h110 8（小齿轮）键2: b2 h210 82.键的校核键长度小于轮毂长度5mm 10mm且键长不宜超过1.6 1.8d , 轮宽度,根据键的长度系列选键长。 键1: L1 40mm ；键2 : L2 查表6-2得键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为：p1

37、00 120MPa，贝键1有效长度l1=L1-b1=30mm键2有效长度l2=L2-b2=53mm键1:键2:2T21032 106.5 103Kl d4 30 362=1032 106.5 103K2I2 d24 53 36MPa 49.31MpaP1MPa 27.91MpaP2pp所以所选用的平键强度足够取键标记为：键1: 10X 40 GB1096-79键 2: 10X 63 GB1096-79计算及说明结果 8-3低速轴上键的选择和校核1 键的选择选用普通圆头平键 A型,轴径d1 50mm;d2 40mm ,查文献【1】表13-20得：（大齿轮）键1： bi hi 14 9（联轴器）键

38、2： b2 h212 82.键的校核键长度小于轮毂长度5mm 10mm且键长不且超过1.6 1.8d，前面算得大齿轮宽度,根据键的长度系列选键长。键1: L1 63mm ;键2: L2 70mm查表6-2得键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为：P100 120MPa，贝键1有效长度l1=L1-b1=49mm , 键2有效长度l2=L2-b2=58mm比，2T3 1032 273.8 103“ rr .键 1: P1MPa 49.7Mpa PK1l1d14.5 49 50謂 c2T3 103 2 273.8 103“r .键 2： P2MPa 59Mpa PK2l2d24 58 40所以所

39、选用的平键强度足够取键标记为：键 1： 14X 63 GB1096-79 键 2： 12X 70 GB1096-79第九章联轴器的选择和计算高速轴上联轴器选择,联轴器的计算转矩为TcaKa T1，考虑到转矩变化很小，根据工作情况选取Ka 1.3，贝U：Tca Ka T11.3 32.8 42.64N m。根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为TL4,与输入轴联接的半联轴器孔径d1 20mm。半联轴器轮毂总长度L 52mm，（J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为 L1 38mm。低速轴上选择联轴器,联轴器的计算转矩为Tea Ka T3，贝U：根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为 HL3,与输出轴

40、联接的半联轴器孔径 di 40mm。半联轴器轮毂总长度L 112mm , （J型轴孔），与轴配合的轮毂孔 长度为L184 mm。第十章 润滑和密圭寸形式的选择 10-1传动零件的润滑1 齿轮传动润滑因为齿轮圆周速度v 12 ms ,并且传动装置传速较低，所以采用油润滑，箱体内 选用SH0357-92中的50号油润滑，装至规定高度。圆柱齿轮浸入油的深度约一 个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离 3060mm。2 滚动轴承的润滑高速轴深沟球轴承速度：中间轴深沟球轴承速度：低速轴深沟球轴承速度：因为都低于脂润滑速度，所以它们都选择脂润滑。润滑脂的加入量为轴承空隙体1 1积的11 ，采

41、用稠度较小润滑脂。3 2 10-2减速器密封1. 滚动轴承采用毡圈密封。根据参考手册中表文献【5】6.1查得，毡圈尺寸为：高速轴：高速轴密圭寸毡圈参轴径d （ mm）毡圈槽DdiBiDodob253924738266中间轴:中间轴密圭寸毡圈参数轴径d （ mm）毡圈槽DdiBiDodob304529744316低速轴：低速轴密圭寸毡圈参数轴径d （ mm）毡圈槽DdiBiDodob4561448604672. 轴承靠箱体内侧的密封挡油环3. 箱体结合面的密封箱体结合面的密封性要求是指在箱体剖分面、各接触面及密封处均不允许出 现漏油和渗油现象，剖分面上不允许加入任何垫片或填料。为了保证机盖与机座

42、 联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度应为 6.3,密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，不大于结果计算及说明第十一章箱体及附件的结构设计和选择1.箱体设计：低速级中心距：a=136.5 (mm箱座壁厚：=0.025a+3=6.41 ( mrjn取为 10mm箱盖壁厚：，=0.025a+3=6.41 ( mrjn取为 10mm箱座凸缘厚度：b=1.5=9.61 ( mm取为12mm箱盖凸缘厚度：0=1.5 1 =9.61 ( mm取为12mm箱座底凸缘厚度：p=2.5=16.02( mm 取为20mm箱座上的肋厚：m 0.85=5.45 ( m

43、m，取为m=6( mrh箱盖上的肋厚：m 0.85 1 =5.451(mm)， 取为 m =6(mm)地脚螺栓直径：d =0.036a+10=14.91,取为M15数目：6轴承旁连接螺栓直径：d1 =0.75 d =11.18，取为M12上下箱连接螺栓直径：d2= (0.50.6 ) d =(7.59)，取M9定位销孔直径：d= (0.7 0.8 ) d2= (6.3 7.2 )，取 d=8 (mr)i2.减速器附件设计：(1) 轴承盖螺钉直径da和数目n：由于 a250mn得数目 n=4 ds= (0.4 0.5df)。轴I:轴承盖外径：D2=D+5cb (其中D为轴承外径)轴 I D2=6

44、2+5X 6=92mm轴 U D=72+5X 8=112mm轴川 Db=100+5X 8=140mm(2) 轴承旁凸台高度和半径：R C2=22mm外箱壁到轴承座端面的距离：。齿轮顶圆与内箱壁距离：取：1 =10mm齿轮端面与内箱壁距离：取：2=11mm轴承端面至箱体内壁的距离，脂润滑时：3=10mm旋转零件间的轴向距离：4 =14.5mm3):窥视孔及窥视孔盖A=100(mm)， =130(mm) ， =115(mm) ； B= 50(mm)=90 ( mr)， =70(mm) ， =M6， R=6 (mr)， h=5(mm)(4)：通气孔A型通气器M20 X 1.5 (文献【5】表4.4

45、)(5):定位销选取圆锥型定位销8X 32(6):启箱螺钉M1X 20(7):游标杆式游标 M16(8):放油孔及放油螺栓塞M1X 1.5齿顶圆至轴表面的距离：5 10mm大齿轮顶圆至箱底内表面的距离：6 =40mm箱底至箱底内壁的距离：7 =20mm减速器中心高：H=R+A6+47=100.5+40+20=160.5mm取 H=160箱体内壁轴向距离：L2167 mm计算及说明结果附件的1）视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以 便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械 加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸

46、铁制成，用M6紧固2）油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。3）油塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油， 放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部 的支承面，并加封油圈加以密封。4）起盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。5）通气孔：减速器每工作一段时间后，温度会逐渐升高，这将引起箱内空气膨 胀,在机盖顶部的窥视孔盖上安装通气孔，油蒸汽由该孔及时排出，以便达到箱体 内为压力平衡。从而保证箱体密封不致被破坏。6）吊钩：在

47、机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。7）定位销：为保证箱体轴承座孔的镗制和装配精度 ，在加工时，要先将箱盖和箱座用两个圆 锥销定位,并用联接螺栓紧固，然后再镗轴承孔以后的安装中，也由销定位通常 采用两个销，在箱盖和箱座联接凸缘上，沿对角线布置，两销间距应尽量远些计算及说明结果总结经过三周的二级减速器的课程设计，让我对机械部分零件有了 更深刻的了解与运用，知道在 级减速器中选择符合规格的组装零件 很重要，因为这些参数直接影响着二级减速器的使用寿命及是否能正 常运转等条件。怎样选轴承，是否能承受其带来的转矩，不能应及时 改进，二就是怎么选轴承，斜齿轮要用角接触的轴承，不能用深沟球

48、轴承；直齿轮要用深沟球轴承类的，而不能用角接触之类的轴承，三 是齿轮的选择，有直齿轮和斜齿轮之分，其选着则需要根据设计人员 要求来选着，三者的材料的选择也是很重要的，要能承受他们之间的 互相挤压。再就是减速器设计时密封性要好，不然灰尘进入，有可能 使齿轮产生点蚀破坏之类的，影响齿轮的寿命。总之，二级减速器的 设计有很多细节值得主要的东西， 也值得我们努力学习，同时这次也 使我对二级减速器有了更深的了解。参考文献：1. 机械设计西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著。2. 机械设计徐龙祥周瑾主编。3. 机械设计基础第五版 杨可桢程光蕴李仲生主编。4. 机械设计课程设计手册第三版 吴宗泽 罗胜国

49、 主编。5. 机械设计基础课程设计指导书第三版 陈立德主编。6. 机械制图马希青 主编 机械工业出版社。机械设计课程设计说明书学院：装备制造学院 专业：工程机械运用与维护 班级： 2010（ 1）班 姓名： 学号： 指导老师：赵立新目录第一章设计任务书 11-1 设计任务第二章传动系统方案的总体设计00000000000000000000000000000000000 2-1 电动机的选择 2-2 传动比的分配 2-3 传动系统的运动和动力学参数设计第三章高速级齿轮设计 3-1 按齿面强度设计0 0 0 0 0 0 000000000000000000000000000000 0 0 0 0

50、0 0 0 3-2 按齿根弯曲强度设计12第四章低速级齿轮传动设计。 4-1 按齿面强度设计 4-2 按齿根弯曲强度设计第五章各轴设计方案00000000 000000000000000000000000000000 0 0 0 0 0 017 5-1 高速轴的的结构设计 5-2 中间轴的结构设计 5-3 低速轴的结构设计第六章轴的强度校核0 0 0 0 0 0 000000000000000000000000000000 0 0 0 0 0 022 6-1 高速轴的校核 6-2 中间轴的校核 6-3 低速轴的校核第七章滚动轴承选择和寿命计算00000000000000000000000000

51、00000026第八章键连接选择和校核0 O 000000000000000000000000000000 0 0 0 0 0 0288-1 轴 1 上键的选择和校核8-2 轴 2 上键的选择和校核 8-3 低速轴上键的选择和校核第九章联轴器的选择和计算00000000000000000000000000000000000028第十章润滑和密封形式的选择000000000000000000000000000000000029 10-1 传动零件的润滑 10-2 减速器密封第十一章 箱体及附件的结构设计和选择。 。31参考文献及总结000000000000 000000000000000000000000000000 0 0 0 0 0 032