展开式圆柱齿轮齿轮减速器说明书.doc

湖南工业大学课 程 设 计资 料 袋 机械工程 学院（系、部） 20152016 学年第 一 学期 课程名称 机械设计 指导教师 刘扬 职称 教授 学生姓名 罗俊 专业班级 材料1304 学号 13405701328 题 目 带式运输机传动系统设计 成 绩 起止日期 2015 年 12 月 21 日 2016 年 1 月 1 日目 录 清 单序号材 料 名 称资料数量备 注1课程设计任务书12课程设计说明书13课程设计图纸张4装配图15零件图26 课程设计任务书20092010学年第一学期 机械工程 学院（系、部） 机械工程 专业 1304 班级课程名称： 机械设计 设计题目： 带式运输机传动系统设计 完成期限：自 2015 年 12 月 21 日至 2016 年 1 月 1 日共 2 周内容及任务一、设计的主要技术参数：（一组）运输带牵引力F=940 N；输送速度 V=2 m/s；滚筒直径D=300 mm。工作条件：三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输带速度允许误差5%。二、设计任务：传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。三、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务：（1） 减速机装配图1张；（2） 零件工作图23张；（3） 设计说明书1份（60008000字）。进度安排起止日期工作内容2015.12.21-2016.12.22传动系统总体设计2015.12.23-2016.12.25传动零件的设计计算2015.12.25-2016.12.31减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书2016.01.01交图纸并答辩主要参考资料1.机械设计（第八版）（濮良贵，纪明刚主编 高教出版社）2.机械设计课程设计（金清肃主编 华中科技大学出版社）3.工程图学（赵大兴主编 高等教育出版社）4机械原理（朱理主编 高等教育出版社）5.互换性与测量技术基础（徐雪林主编 湖南大学出版社）6.机械设计手册（单行本）（成大先主编 化学工业出版社） 7.材料力学（刘鸿文主编 高等教育出版社）指导教师： 年 月 日 机 械 设 计设计说明书带 式 运 输 机 传 动 系 统 设 计（10）起止日期： 2015 年 12 月 21 日 至 2016 年 01 月 01 日学生姓名罗俊班级机工1304学号13405701328 成绩指导教师(签字)机械工程学院（部）2016年01月01日第34页 共53页目录1设计任务书21.1 课程设计的设计内容21.2 课程设计的原始数据21.3 课程设计的工作条件22 传动方案的拟定33原动机的选择43.1 选择电动机的类型43.2选择电动机的容量43.3确定电动机的转速44 确定总传动比及分配各级传动比64.1传动装置的总传动比，64.2 分配传动比65 传动装置运动和动力参数的计算75.1 各轴的转速75.2各轴输入功率75.3 各轴输入转矩76传动件的设计及计算86.1高速级圆柱斜齿轮的设计计算86.2低速级直齿圆柱齿轮的设计137 轴的设计及计算187.1 低速轴的设计188 轴承的寿命校核278.1低速轴齿轮的载荷计算278.2轴承的径向载荷计算278.3轴承的当量动载荷计算278.4轴承寿命的计算及校核28九键联接强度校核计算299.1普通平键的强度条件299.2低速轴上键的校核29十 润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择3010.1齿轮的滑方式及润滑剂的选择3010.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择3011 减速器箱体及附件的设计3111.1减速器箱体的设计3111.2减速器附件的设计3112 设计总结3413 参考文献351设计任务书1.1 课程设计的设计内容设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图-1所示。图1.1带式运输机的传动装置1.2 课程设计的原始数据已知条件：运输带的工作拉力：F=1200N；运输带的工作速度：v=1.8m/s；卷筒直径：D=400mm；使用寿命：8年，每年工作日300天，2班制，每班8小时。1.3 课程设计的工作条件 设计要求：误差要求：运输带速度允许误差为带速度的5%；工作情况：连续单向运转，空在启动，工作载荷有轻微冲击；制造情况：中批量生产。2 传动方案的拟定带式运输机的传动方案如下图所示-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。本传动装置传动比不大，采用二级传动。具体传动功率大，结构紧凑且尺寸小，适应繁重的工作条件。3原动机的选择3.1 选择电动机的类型按按照设计要求以及工作条件，选用一般Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。3.2选择电动机的容量3.2.1工作机所需的有效功率为：P1=Fv/1000=12001.8/1000=2.16(kw)式中：P1工作机所需的有效功率（KW） 带的圆周力（N）3.2.2 电动机的输出功率传动装置的总效率：=1223442=0.85式中 1-运输机平型带传动效率 2-联轴器的效率3-对滚动轴承的效率 4-闭式圆柱齿轮传动效率常见机械效率见参考资料2附表1 电动机所需功率为P= P1/h=2.16/0.85=2.54kw因载荷平稳，电动机的功率稍大于即可，根据文献【2】中表12-1所示Y系列三相异步电动机的技术参数，可选择电动机的额定功率。3.3确定电动机的转速已知输送机滚筒转速n3=(6010001.8)/3.14400=86.0r/min根据文献【2】中表2-2，两级圆柱齿轮减速器一般传动比范围为840，则总传动比合理范围为=840，故电动机转速的可选范围为688r/min3440 r/min符合这一范围的同步转速的有3000 r/min 、1500r/min、1000 r/min、750 r/min ，在一般机械中，一般选取1500 r/min或1000 r/min的电动机，为降低成本，优先选取1500 r/min的电机，再由电动机的额定功率，可根据文献【2】中表12-1查得，可选取Y100L24型号的电动机，其数据列于表1中。表3.1电动机数据电动机型号额定功率/KW满载转速/(r/min)堵载转速额定转速最大转矩额定转矩Y132S631420222.34 确定总传动比及分配各级传动比4.1传动装置的总传动比，I=no/n3=1420/86=16.5式中：i-总传动比； n0-电机满载转速； n3-传送带滚筒转速。4.2 分配传动比根据文献【2】中表3-4查得，闭式圆柱齿轮的传动比的适用范围。所以二级圆柱齿轮减速器的传动比的分配如下：由推荐取值i1=(1.31.4)i2高速级圆柱齿轮传动比 ：i1=4.6低速级圆柱齿轮传动比 ：i2=3.65 传动装置运动和动力参数的计算减速器传动装置中各轴由高速轴到低速轴依次编号为电动机I轴、轴、III轴。5.1 各轴的转速n=vo =1420r/sn=n/i1=1420/4.6=309r/snIII=nII/i2=309/3.6=86r/s5.2各轴输入功率P0=3.0kwp= P0*2=(3.00.99) kw =2.97 kwp= p*(32*4)= (2.970.9920.97) kw =2.82 kwpIII=pII*(32*4)=2.68kw5.3 各轴输入转矩T=9.55*pI/nI=9.552.971420=19974NmmT=9.55*pII/n2=9.552.82309=87155NmmTIII=9.55106*pIII/n2=9.551062.6886=297605Nmm将5.1、5.2、5.3节中的结果列成表格。如下表5.1所示：表5.1 运动和动力参数轴号功率P/KW转矩T/（Nm）转速n/（r/min）传动比i效率高速轴轴2.9719.9714204.60.94中间轴轴2.8287.163093.60.93低速轴III轴2.68297.61866传动件的设计及计算6.1高速级圆柱斜齿轮的设计计算6.1.1 选定精度等级、材料及齿数根据文献【1】中表7-1查得，小圆柱斜齿轮1选用40Cr号钢，7级精度，热处理为调质HBS1=260<350；大圆柱斜齿轮2选用45号钢，7级精度，热处理为调质HBS2=230<350。由此可知两齿轮为闭式的软齿面啮合，且二者材料硬度差为30HBS，可以有效地防止胶合破坏，另外两齿轮啮合应先保证接触疲劳强度，再校核弯曲强度。螺旋角：初选=14小齿轮齿数：初选z1=24大齿轮齿数：初选z2=z1i1=244.6=1116.1.2 按接触疲劳强度设计根据文献【1】中7-20式，式中：许用接触疲劳强度(MPa) 接触疲劳强度安全系数，（按失效概率为1%计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故可取）齿轮的疲劳极限（MPa），根据文献【1】中图7-18（a）按齿面硬度查得圆柱齿轮的接触疲劳强度极限，（一般选取中间偏下值，MQ上选值）Hlim1=720MP, Hlim2=580MP接触疲劳寿命系数，根据文献【1】中10-13式，式中：齿轮的工作应力循环次数齿轮的转速（r/min），（其中n1=1420r/min，n2=309r/min） 齿轮每转一圈，同一齿面的啮合次数， 齿轮的工作寿命（h），Lh=283008=38400h所以：小齿轮的应力循环次数，N1=60n1jLh=601420138400=3.272109 大齿轮的应力循环次数，N2=60n2jLh=60309138400=7.120108根据文献【1】中图7-19查得接触疲劳寿命系数：接触强度计算的尺寸系数根据文献【1】中图7-20查得：接触疲劳强度安全系数,由文献【1】表7-8取 将上述各式代入许用应力计算公式， HlKHN1lim/SH=（1720）/1.05=686MPH2=KHN2lim/SH=（1580）/1.05=552MP >， 计算取H=Hl,H2min= H2=552mpa6.1.3按齿面接触疲劳强度设计 根据文献【1】中7-25式计算，其公式为： 确定上式的各计算数值如下：（1） 初定螺旋角=15度，并试选载荷系数。（2） 由表51可知小齿轮传递的转矩：。（3） 确定齿宽系数，由文献【1】表7-6选取=0.8。（4） 确定弹性影响系数，由文献【1】表7-5查得=189.8。（5） 确定节点区域系数,斜齿轮为标准齿轮，由文献【1】图7-14得=2.43。（6） 确定重合度系数。 由文献【1】式（7-27）可得端面重合度为：轴面重合度为： 因，由文献【1】式7-26得重合度系数(7) 确定螺旋角系数(8) 试算所需小齿轮直径，由公式和以上各计算值可得：6.1.4确定实际载荷系数K与修正分度圆直径 （1）根据文献【1】式（7-2）可知： 式中使用系数，因为工作载荷有轻微冲击，根据文献【1】查表7-8 取=1.25。 动载荷系数，计算圆周速度v=2.35m/s，根据文献【1】表7-7和普通传动应降低成本精度可选得低些，可知前面取8级精度合理，由齿轮的速度与精度根据文献【1】查图7-7得=1.15。 齿间载荷分配系数，齿宽初定，计算单位载荷值为，根据文献【1】查表7-3取值为1.5。 齿向载荷分布系数，根据文献【1】由表7-4得 =1.32。将各计算值带入载荷系数计算公式得出=2.85，与试选载荷系数相差较大，故按实际载荷系数修正所算的分度圆直径，根据文献【1】由式（7-12）得：（2） 计算法面模数：6.1.5 确定许用齿根弯曲应力 根据文献【1】由式（7-22）得许用弯曲应力公式为： 式中齿根弯曲疲劳极限，根据文献【1】图7-21（a）取，。 齿根弯曲疲劳安全系数，根据文献【1】表7-8查得=1.25。 试验齿轮的应力修正系数，按国家标准=2。 弯曲寿命系数，根据文献【1】图7-22查得。 尺寸系数，根据文献【1】图7-23查得=1。将上述各式值带入许用弯曲应力计算公式得:6.1.6 齿根弯曲疲劳强度计算 根据文献【1】式（7-28）得弯曲强度的设计公式为： 式中K载荷系数，已知，齿高h=2.25m=3.74mm,b/h=0.841.2/3.74=8.8根据文献【1】查图7-11得,则K=1.251.151.51.28=2.76。 齿形系数，当量齿数，根据文献【1】查图7-16得。 应力校正系数根据文献【1】查图7-17得。 已知大小齿轮齿形系数和应力校正系数，则，所以大齿轮数值大，按大齿轮计算。 重合度系数，根据文献【1】式（7-30）计算可得=。 螺旋角影响系数，根据文献【1】图7-25得=0.87。 转矩，由表5-1可知小齿轮转矩。 将以上各计算值带入设计公式： 对此计算可知，由齿面接触疲劳强度计算的模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，但是由于齿轮模数mn的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算得得模数1.47mm并就近圆整为标准值mn=1.5mm，按接触强度算的的分度圆直径d3=41.6mm来计算应有的齿数。这样设计，即满足了齿面接触疲劳强度，有满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑避免浪费。于是有：圆整后，取，则，z2=u1z1=4.627 取z2=1256.1.7 几何尺寸计算（1）计算中心距a=(z1+z2)m2/2cos=(27+125)1.5/2cos15。=109.58mm将中心距圆整为110.(2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(z1+z2)mn/2a=arccos(27+125)1.5/220=159因值改变不多，故参数等不必修正。(3)计算大、小齿轮的分度圆直径d1=z1mn/cos=(271.5)/cos159=42.2mmd2=z2mn/cos=(1251.5)/cos159=194.4mm(4) 计算齿顶圆直径 da3=d3 +2ha= 计算齿轮宽度 圆整后取；。（一般小齿轮齿宽比大齿轮多510mm）。6.2低速级直齿圆柱齿轮的设计6.2.1选定精度等级、材料及齿数已知齿数比u1=3.6,小齿轮转速n1=309,输入功率,直齿圆柱齿轮传动。 （1）材料及热处理：根据文献【1】由表7-1选择小齿轮材料为40，调质处理，硬度为250HBS，为软齿面。大齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为210HBS。 （2）运输机为一般工作器，速度不高，故选用8级精度。 （3）选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=3.624=86.4，取Z2=87。由此可知两齿轮为闭式的软齿面啮合，且二者材料硬度差为40HBS，可以有效地防止胶合破坏，另外两齿轮啮合应先保证接触疲劳强度，再校核弯曲强度。6.2.2确定材料的许用接触应力 根据文献【1】中7-20式： 根据文献【1】中图7-18a按齿面硬度查得锥齿轮的接触疲劳强度极限，（一般选取中间偏下值，MQ上选值）Hlim1=620MP, Hlim2=550MP 根据文献【1】中7-21式： 齿轮的转速：n3=309r/min，n4=86r/min 齿轮的工作寿命：Lh=283008=38400h 则： N3=60n3jLh=60309138400=7.120108 N4=60n4jLh=6086138400=1.981108根据文献【1】中图7-19查得接触疲劳寿命系数：根据文献【1】中图7-20查得：由文献【1】表7-8取： 将上述各式代入许用应力计算公式：H3KHN1lim/SH=（1620）/1.05=590MPH4=KHN2lim/SH=（1550）/1.05=524MP H=(H3+H4)/2 = (590+524)/2=557mp<1.23H4=645mp H= 645mp6.2.3按齿面接触疲劳强度设计 根据文献【1】中（7-11）式计算，其公式为：（1）初定螺旋角=15度，并试选载荷系数。（2）由表51可知小齿轮传递的转矩： T2=87155Nmm（3）确定齿宽系数，由文献【1】表7-6选取=0.8。（4）确定弹性影响系数，由文献【1】表7-5查得=189.8。（5）确定节点区域系数,直齿轮为标准齿轮，由文献【1】图7-14得=2.5。（6）确定重合度系数,，由文献文献【1】式（7-9）计算重合度为：=1.88-3.6(1/z1+1/z2)=1.689由文献【1】式（7-8）计算重合度系数（7） 试算所需小齿轮直径。6.2.4确定实际载荷系数K与修正分度圆直径（1）根据文献【1】式（7-2）可知： 式中使用系数，因为工作载荷有轻微冲击，根据文献【1】查表7-8 取=1.25。 动载荷系数，计算圆周速度v=d3tn3/601000=0.970m/s，根据文献【1】表7-7和普通传动应降低成本精度可选得低些，可知前面取8级精度合理，由齿轮的速度与精度根据文献【1】查图7-7得=1.08。 齿间载荷分配系数，齿宽初定b=dd1t=0.860=48mm，计算单位载荷值为2KAT1/bd1t=(21.2587155)/4860=75.7N/M<100 N/M，根据文献【1】查表7-3取值为1.2。 齿向载荷分布系数，根据文献【1】由表7-4得 =1.32。将各计算值带入载荷系数计算公式得出=2.14，与试选载荷系数相差较大，故按实际载荷系数修正所算的分度圆直径，根据文献【1】由式（7-12）得：d3= d3t3(k/kt)=603(2.14/1.3)=70.9（3） 计算模数：m=d3/z3=70.9/24=2.95mm6.2.5 确定许用齿根弯曲应力 根据文献【1】由式（7-22）得许用弯曲应力公式为： 式中齿根弯曲疲劳极限，根据文献【1】图7-21（a）取，。 齿根弯曲疲劳安全系数，根据文献【1】表7-8查得=1.25。 试验齿轮的应力修正系数，按国家标准=2。 弯曲寿命系数，根据文献【1】图7-22查得。 尺寸系数，根据文献【1】图7-23查得=1。将上述各式值带入许用弯曲应力计算公式得:6.2.6 齿根弯曲疲劳强度计算 根据文献【1】式（7-28）得弯曲强度的设计公式为： 式中K载荷系数，已知，齿高h=2.252.95=6.64mm,b/h=48/6.64=7.22 根据文献【1】查图7-11得,则K=1.251.081.21.25=2.03。 齿形系数，根据文献【1】查图7-16得。 应力校正系数根据文献【1】查图7-17得。 已知大小齿轮齿形系数和应力校正系数，则，所以大齿轮数值大，按大齿轮计算。 重合度系数，根据文献【1】式（7-30）计算可得= 转矩，由表5-1可知小齿轮3转矩T3=87155Nmm. 将以上各计算值带入设计公式： =1.92mm 由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的数值1.92按国标圆整为m=2。再按接触强度计算出的分度圆直径d3=70.9mm，协调相关参数与尺寸为：Z3=70.9/2=35，z4=u2z4=3.635=1266.2.7 几何尺寸计算分度圆直径： d3=mz3=235=70mmd4=mz4=2126=252mm齿顶圆直径：齿根圆直径：中心距： 齿宽： （一般小齿轮齿宽比大齿轮多510mm）6.2.8 确定齿轮结构形式结构设计：大齿轮齿顶圆直径大于160mm，所以都选择腹板式齿轮。 小齿轮齿顶圆直径小于160mm，所以都选择实心结构的齿轮。7 轴的设计及计算7.1 低速轴的设计7.1.1 总结低速轴的参数表7.1 低速轴各项参数功率P/KW转速n（r/min）转矩T/（Nm）分度圆直径（mm）压力角（）2.6886297.61252207.1.2 轴的受力分析由上述7.1.1中低速级齿轮设计数据可求得大直齿轮的啮合力：大直齿轮的圆周力：大直齿轮的径向力：大直齿轮的法向载荷：7.1.3轴的材料的选择由于低速轴转速不高，但受力较大，故选取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。7.1.4轴的最小直径根据文献【1】中12-2式可初步估算轴的最小直径，式中：最小直径系数，根据文献【1】中表12-3按45钢查得A0=114因此： 输出轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据文献【1】中11-1式查得，式中：联轴器的计算转矩（） 工作情况系数，根据文献【1】中表11-1按转矩变化小查得， 低速轴的转矩（），由表7.1可知：因此： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003或根据文献【2】中表16-4查得，选用HL3型弹性柱销联轴器，其具体结构及基本参数如图7.1以及表7.2所示， 图7.1 HL3型弹性柱销联轴器结构形式图表7.2HL3型弹性柱销联轴器基本参数及主要尺寸型号公称转矩TnN.m许用转速n（ r/min）轴孔直径（d1、d2、dZ）轴孔长度mmDmm转动惯量Kg.m2质量kgY型J、J1、Z型LL1LHL3630500030,32,35,388260821600.6840,42,45,4811284112由上表可知，选取半联轴器孔径，故取，半联轴器的长度，与轴配合的毂孔长度。7.1.5 轴的结构设计7.1.5.1 拟定轴上零件的装配方案 低速轴的装配方案如下图7.2所示，7.1.5.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度满足半联轴器的轴向定位要求。-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径式中：轴处轴肩的高度（），根据文献【1】中P283中查得定位轴肩的高度，故取左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔的长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故-段的长度应比稍短一些，现取。初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，文献【1】中表10-1选用6型深沟球轴承。根据文献【2】中表15-4中参照工作要求根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承。根据文献【2】表15-4轴承代号6208，其尺寸为，故；而。由文献【2】表15-4可知6208型轴承的定位轴肩高度，因此。 取轴处非定位轴肩轴肩的高度，则与齿轮配合的轴段-的直径 齿轮采用轴肩进行轴向定位，则齿轮的右端应有一轴环，轴环的高度：考虑到轴环的右端为非定位轴肩，故取，则，轴环的宽度应满足取。取轮毂的宽度，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。 取轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。 取齿轮距箱体内壁之距离16，圆柱体齿轮之间的距离20。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度，由6.2.8可知高速级大齿轮结构为腹板式，根据文献【1】图7-31（a）中可初取高速级大齿轮轮毂长，已知轴承宽度，则： 至此，经过步骤已初步确定了轴的各段直径和长度，如上图7.4所示，并归纳为下表7.3所示，表7.3 低速轴的参数值轴的参数参数符号轴的截面（mm）轴段长度4250434557317轴段直径32384043494340轴肩高度221.5323.57.1.5.3 轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。根据文献【1】中表4-1按查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，按查得联轴器与轴连接的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，半联轴器与轴配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。7.1.5.4 确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献【1】中表12-2查得，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图7.2。7.1.6 求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图7.2）做出轴的计算简图（7.3图）。根据文献【1】图12-23可知，深沟球轴承的支点位置即为轴承宽的中点，已知B=18mm，因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下图7.3所示。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。现将计算出的截面处的、以及的值列于下表。表7.4 低速轴上的载荷分布载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T7.1.7 按弯扭校核轴的疲劳强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据文献【1】中12-5式查得，式中：C截面的计算应力（MPa）折合系数，该低速轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故根据文献【1】中P289应取折合系数 抗弯截面系数（mm3），按实心圆轴得 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，根据文献12-1查得。因此，故安全。7.1.8 精确校核轴的疲劳强度7.1.8.1 判断危险截面 截面A，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A，B均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载荷的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)，而且轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面和显然更不必校核。根据文献【1】中第四章附表可知键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。7.1.8.2 分析截面左侧根据文献【1】中表15-4按圆形截面查得，抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面左侧的弯矩： 截面上的扭矩： 面上的弯曲应力： 截面上的扭转切应力： 轴的材料为45钢，调质处理。根据文献【1】中表12-1查得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及，根据机械设计手册查取。因,，经插值后可查得， 查得尺寸系数；扭转尺寸系数。轴按车削加工，查得表面质量系数，轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数，根据文献【1】中2-19式得综合系数， 又根据机械设计手册查得应力折算系数取，于是，计算安全系数值，根据文献【1】中式（12-6）式（12-8）则得，>>S=1.5式中： 故可知该低速轴安全。7.1.8.3分析截面右侧根据文献【1】中表12-4按圆形截面查得，抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面左侧的弯矩： 截面上的扭矩： 面上的弯曲应力： 截面上的扭转切应力： 过盈配合处由手册查得过盈配合处的；轴按车削加工，查得表面质量系数；尺寸系数；扭转尺寸系数。故得综合系数为 所以轴在右侧的安全系数值为>>S=1.5式中： 故可知该低速轴的截面右侧的强度也是足够的。由于该减速器没有大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。8 轴承的寿命校核因为轴承的寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力也就越大，因而在发生点蚀破坏前经受的应力变化次数也就越少，亦即轴承的寿命越短。而低速轴的轴承所承受的载荷最大，故只需校核该轴的轴承的寿命。8.1低速轴齿轮的载荷计算由上述6.2中低速级齿轮设计可求得大直齿轮的啮合力： 大直齿轮的分度圆直径： 大直齿轮的圆周力： 大直齿轮的径向力： 大直齿轮的法向载荷：8.2轴承的径向载荷计算 低速轴上的两个轴承型号均为6208型的深沟球轴承，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。由上表7.4可得： 轴承1： 轴承2： 8.3轴承的当量动载荷计算 根据文献【1】中表10-5查得两个轴承的径向动载荷系数和轴向动载荷系数。所以根据文献【1】中式10-8求得两轴承的当量动载荷为 8.4轴承寿命的计算及校核根据文献【1】中表10-6按24小时连续工作的机械查得该滚动轴承的预期寿命，取，齿轮转速n=90r/min 。并取。故根据文献【1】中10-10式可算出轴承基本额定寿命为故轴承绝对安全。九键联接强度校核计算9.1普通平键的强度条件根据文献【1】表4-1中可知，式中：传递的转矩 键与轮毂键槽的接触高度，此处为键的高度（） 键的工作长度（），圆头平键，为键的公称长度，为键的宽度（） 轴的直径（） 键连接的许用挤压应力（），根据文献【1】中表中按材料为钢铁，载荷性质为轻微冲击查得。9.2低速轴上键的校核对于键，已知：于是得， ，故该键安全。对于键，已知：于是得， ，故该键安全。十 润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择10.1齿轮的滑方式及润滑剂的选择10.1.1齿轮润滑方式的选择高速轴小圆柱斜齿轮的圆周速度：中间轴大圆柱齿轮和小圆柱齿轮的圆周速度：低速轴大圆柱齿轮的圆周速度： 取，一般来说当齿轮的圆周速度时，宜采用油润滑；当时，应采用浸油润滑。故此减速器齿轮的润滑应将齿轮浸于油池中，当齿轮传动时，既将润滑油带到润滑处，同时也将油直接甩到箱体壁上利于散热。10.1.2齿轮润滑剂的选择根据文献【2】中表20-3中查得，齿轮润滑油可选用全损耗系统用油，代号是：AN68，运动粘度为：61.274.8（单位为：mm/s）。10.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择10.2.1滚动轴承润滑方式的选择低速轴轴承：故轴承均应采用脂润滑。10.2.2滚动轴承润滑剂的选择根据文献【2】表20-4中查得，滚动轴承润滑可选用滚珠轴承脂。10.3密封方式的选择10.3.1滚动轴承的密封选择滚动轴承与箱体外界用毡圈密封，与箱体内用封油环防止减速器内的油液飞溅到轴承内。10.3.2箱体的密封选择箱体部分面上应用水玻璃或密封胶密封.11 减速器箱体及附件的设计11.1减速器箱体的设计减速箱应采用铸铁铸造而成，其结构尺寸如下表所示。11-1 铸铁减速器箱体结构尺寸(mm)名称符号箱体的尺寸关系箱体的尺寸取值箱座壁厚考0.025a+3810虑到铸造工艺，所有壁厚都不应小于8箱盖壁厚10.88箱座、箱盖、箱座底凸缘厚度b、 b1、 b2b 1.5；b11.51；b22.515、12、25地脚螺栓直径df16地脚螺栓数目na>250 n66轴承旁联接螺栓直径d10.75 df12箱盖与箱座联接螺栓直径d2（0.50.6）df9联接螺栓d2的间距l150200160轴承盖螺钉直径d3（0.40.5）df7视孔盖螺钉直径d4（0.30.4）df6定位销直径d（0.70.8）d27df 、d1、 d2至外箱壁距离c1见文献【2】中表6-120df 、d2至凸缘边缘距离c2见文献【2】中表6-116轴承旁凸台半径R1c216凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准70外箱壁至轴承座端面距离l1c1 +c2+（510）42大齿轮顶圆与箱体内壁距离11.214齿轮端面与箱体内壁距离210箱座肋厚mm0.859轴承端盖外径D2 凸缘式：D2D+(55.5) d3； D为轴承外径120轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以M d1 和M d3互不干涉为准，一般取SD212011.2减速器附件的设计11.2.1窥视孔及视孔盖视孔用于检查传动件工作情况，还可用来注入润滑油。根据文献【2】表19-4选择，其尺寸如下图11-1所示。图11-1 视孔盖11.2.2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油温升高、内压增大，从而引起减速器润滑油的渗漏。根据文献【2】表19-9该减速器采用M161.5的通气塞，其结构如下图11-2所示：图11-2 通气塞11.2.3放油孔及螺塞为了将污油排放干净，应在油池最低位置处设置放油孔，放油孔应避免与其它机件相靠近，以便于放油，根据文献【2】表19-14中选取M181.5的外六角螺塞，其结构如下图11-3所示。 图11-3 放油螺塞 图11-4 油标11.2.4油标油标用来指示油面高度，应设置在便于检查和油面较稳定之处。根据文献【2】表19-8中，该减速箱上选用了M12（12）的油标尺，其结构如上图11-4所示。11.2.5起吊装置为便于拆缷和搬运减速器，应在箱体上设置起吊装置。根据文献【2】表19-13和表19-12，该减速器选用了M8的吊环螺钉起吊箱盖，选用吊钩起吊箱座，其结构如下图11-5和图11-6所示。 图11-5 吊环螺钉 图11-6 吊钩11.2.6启盖螺钉为防止润滑油从箱体剖分面处外漏，常在箱盖和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封胶，在拆缷时会因粘接较紧而不易分开，故该减速器采用了M8的启盖螺钉，其结构如下图11-7所示。 图11-7 启盖螺栓 图11-8定位销11.2.7定位销定位销用于保证轴承座孔的镗孔精度，并保证减速器每次装拆后轴承座的上下两半孔始终保持加工时的位置精度。根据文献【2】表14-11选取圆锥销,其型号为A1060 GB117-2000，其结构如上图11-8所示。11.2.8轴承盖轴承盖用于对轴系零件进行轴向固定和承受轴向载荷，同时起密封作用。该减速器采用凸缘式的轴承盖。12 设计总结这次关于带式运输机的两级圆锥圆柱减速器的课程设计可以说是我们步入大学以来真正意义上的一次机械设计。通过两个星期的设计实践，既让我们加深了对机械设计概念的理解，又让我们把理论联系了实际，不仅提高了我们机械设计认识以及自身设计方面的综合素质，还为以后我们走向社会、走向工作岗位打下了坚实的基础。机械设计并不是一朝一夕就能完成好的，需要我们查阅大量的资料，比如机械设计手册、课程设计指导书等等。在整个设计过程中，我们必须得从整体出发，考虑到各个零件之间的联系才能使我们设计的减速器能正确的安装与使用。我设计的是两级圆锥圆柱齿轮减速器，虽然不算是一个很大的机器，要真正的设计好它，还得有相关方面一定的知识储备，毕竟机械设计是机械工业的基础，是一门综合性很强的课程，它涵盖了我们所学过的机械原理、机械设计、机械设计课程设计、理论力学、材料力学、工程制图、工程材料、互换性与测量技术等一系列课程。13 参考文献【1】 机械设计，银金光、刘杨主编，清华大学出版社，2012。【2】 机械设计课程设计，银金光、刘杨主编，清华大学出版社，2012。【3】 机械设计手册，成大先主编，化学工业出版社，2008。【4】 互换性与测量技术，徐学林主编，湖南大学出版社，2005。【5】 机械原理，朱理主编，高等教育出版社，2003。【6】 工程制图，赵大兴主编，高等教育出版，2004。【7】 材料力学第四版，刘鸿文主编，高等教育出版社，2003。