减速器传动装置总体设计方案.doc

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1、目录设计原始数据1第一章 传动装置总体设计方案11.1 传动方案11.2 该方案的优缺点1第二章 电动机的选择32.1 计算过程32.1.1 选择电动机类型32.1.2 选择电动机的容量32.1.3 确定电动机转速32.1.4 二级减速器传动比分配42.1.5 计算各轴转速42.1.6 计算各轴输入功率、输出功率52.1.7 计算各轴的输入、输出转矩52.2 计算结果6第三章 带传动的设计计算73.1 已知条件和设计内容73.2 设计步骤73.3 带传动的计算结果93.4 带轮的结构设计9第四章 齿轮传动的设计计算114.1高速级齿轮传动计算114.2低速级齿轮传动计算14第五章 轴的结构设计

2、及校核195.1 轴的材料选择及最小直径的估算195.2 高速轴的结构设计与计算195.2.1 高速轴的结构设计195.2.2轴强度的校核计算215.2.3键联接选择与强度的校核计算235.3 中间轴的结构设计与计算245.3.1 中间轴的结构设计245.3.2轴强度的校核计算255.3.3 键联接选择与强度的校核计算295.4 低速轴的结构设计与计算295.4.1 低速轴的结构设计295.4.2 轴强度的校核计算315.4.3 键联接选择与强度的校核计算335.5轴承的选择及校核345.5.1轴承的选择345.5.2轴承的校核345.6 联轴器的选择35第六章 箱体的结构设计以及润滑密封35

3、6.1 箱体的结构设计356.2 轴承的密封366.3 减速器润滑方式36设计小结37参考文献382设计原始数据参数符号单位数值工作机直径Dmm450工作机转速Vm/s1.6工作机拉力FN2500工作年限y年8第一章 传动装置总体设计方案1.1 传动方案 传动方案已给定，外传动为V带传动，减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。方案简图如1.1所示。图 1.1传动装置简图 展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，故要求轴有较大的刚度。 1.2 该方案的优缺点 该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可

4、以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。 减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。第二章 电动机的选择 2.1 计算过程 2.1.1 选择电动机类型 按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为 380V，Y 型。 2.1.2 选择电动机的容量 电

5、动机所需的功率为由电动机到运输带的传动总效率为式中、分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取0.96（带传动），0.99（轴承），0.97（齿轮效率），0.99（弹性联轴器），0.96（卷筒效率，包含滑动轴承损失效率），则：=0.83 所以=4.80 根据机械设计手册可选额定功率为5.5 kW的电动机。2.1.3 确定电动机转速 卷筒轴转速为=67.91 取 V 带传动的传动比 ，二级圆柱齿轮减速器传动比，则从电动机到卷筒轴的总传动比合理范围为。故电动机转速的可选范围为67.91 =1086 5432 r/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，选电

6、动机型号为Y132S-4，将总传动比合理分配给 V带传动和减速器，就得到传动比方案，如表2.1所示。表2.1 电动机主要技术参数电动机型号额定功率kw电动机转速 r/min电动机重量kg传动装置的传动比 满载转速满载电流总传动比V 带减速器Y132S-45.5144011.60 68.00 21.21 2.00 10.60 电动机型号为Y132S-4，主要外形尺寸见表 2.2。图2.1 电动机安装参数表2.2 电动机主要尺寸参数中心高外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸装键部位尺寸HLHDABKDEFG13247531521614012388010332.1.4 二级减速器传动比分配 按

7、展开二级圆柱齿轮减速器推荐高速级传动比,取，得3.85 所以2.75 2.1.5 计算各轴转速轴 720.00 轴 186.88 轴 67.91 卷筒轴 67.91 2.1.6 计算各轴输入功率、输出功率各轴输入功率轴 =4.61 KW轴 =4.43 KW轴 =4.25 KW卷筒轴 =4.17 KW各轴输出功率轴 =4.56 KW轴 =4.38 KW轴 =4.21 KW卷筒轴 =4.13 KW2.1.7 计算各轴的输入、输出转矩电动机的输出转矩为31.85 轴输入转矩61.15 轴输入转矩226.23 轴输入转矩597.88 卷筒轴输入转矩585.98 各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承

8、效率0.99。2.2 计算结果 运动和动力参数计算结果整理后填入表 2.3中。 表 2.3 运动和动力参数计算结果轴名功率P（kw）转矩T（Nm）转速n传动比效率输入输出输入输出r/mini电动机轴4.80 31.85 1440.00 2.00 0.96 轴4.61 4.56 61.15 60.54 720.00 3.85 0.96 轴4.43 4.38 226.23 223.97 186.88 2.75 0.96 轴4.25 4.21 597.88 591.90 67.91 1.00 0.98 卷筒轴4.17 4.13 585.98 580.12 67.91 第三章 带传动的设计计算3.1

9、已知条件和设计内容 设计V带传动时的已知条件包括：带传动的工件条件；传动位置与总体尺寸限制；所需传递的额定功率P；小带轮转速；大带轮带轮转速与初选传动比i=2。3.2 设计步骤（1）确定计算功率 查得工作情况系数KA=1.2。故有： =5.76 kW（2）选择V带带型 据和n选用A带。（3）确定带轮的基准直径并验算带速 1）初选小带轮的基准直径，取小带轮直径=100mm。 2）验算带速v，有： =7.54 m/s 因为7.54 m/s在5m/s30m/s之间，故带速合适。 3）计算大带轮基准直径 200mm 取=200mm（4）确定V带的中心距a和基准长度 1)初定中心距a=360mm2)计算

10、带所需的基准长度 =1198mm选取带的基准长度=1120mm3）计算实际中心距 321m中心局变动范围：304.20 mm 354.60 mm（5）验算小带轮上的包角162.15 120（6）计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率由100mm和1440.00 r/min查得 P=1.32KW据n=1440.00 r/min，i=2.000 和A型带，查得 P=0.17KW查得=0.95，=0.91，于是： =(+) =1.29 KW2）计算V带根数z 4.47 故取5根。（7）计算单根V带的初拉力最小值查得A型带的单位长质量q=0.1kg/m。所以 =130.38 N应使实际拉力大于（8）

11、计算压轴力压轴力的最小值为： = =1288.05 N3.3 带传动的计算结果 把带传动的设计结果记入表中，如表 3.1。 表 3.1 带传动的设计参数带型A中心距321mm小带轮直径100mm包角162.15 大带轮直径200mm带长1120mm带的根数5初拉力130.38 N带速7.54 m/s压轴力1288.05 N3.4 带轮的结构设计小带轮的结构设计d=38mm 因为小带轮直径=100mm300mm因此小带轮结构选择为实心式。因此V带尺寸如下：d1=1.8d=1.838=68.4mmL=1.6d=1.638=60.8mmB=(z-1)e+2f=(5-1)15+29=78mmda=+2

12、ha=100+22.75=105.5mm大带轮的结构设计d=25mm 因为大带轮直径=200mm因此大带轮结构选择为轮辐式。因此V带尺寸如下：d1=1.8d=1.825=45mmL=1.6d=1.625=40mmB=(z-1)e+2f=(5-1)15+29=78mmda=+2ha=200+22.75=205.5mm第四章 齿轮传动的设计计算 4.1高速级齿轮传动计算 选用直齿圆柱齿轮，齿轮1材料为40Cr（调质），硬度为280HBSHBS，齿轮2材料为45钢（调质）硬度为240HBSHBS。齿轮1齿数20，齿轮2齿数78。按齿面接触强度： 齿轮1分度圆直径其中：载荷系数，选1.6齿宽系数，取1

13、齿轮副传动比，3.85 材料的弹性影响系数，查得189.8许用接触应力，查得齿轮1接触疲劳强度极限650。查得齿轮2接触疲劳强度极限600。计算应力循环次数：（设1班制，一年工作365天，工作8年）720.00 18365810.09 2.62 查得接触疲劳寿命系数0.95，0.97取失效概率为，安全系数1，得：617.5582则许用接触应力=599.75有54.70 圆周速度2.06 齿宽54.70 模数2.73 6.15 8.89 计算载荷系数：已知使用系数1.25；根据2.06 ，8级精度，查得动载系数1.05；用插值法查得8级精度、齿轮1相对支承非对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷

14、分布系数1.42 ；查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数1.35；查得齿间载荷分配系数1；故载荷系数1.86 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 57.55 计算模数：2.88 按齿根弯曲强度：计算载荷系数1.77 查取齿形系数：查得2.80 ，2.23 查取应力校正系数： 1.55，1.766查得齿轮1弯曲疲劳极限500查得齿轮2弯曲疲劳极限380取弯曲疲劳寿命系数0.95，0.97计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数1，得475368.6 计算齿轮1的并加以比较0.0091 0.0107 齿轮2的数值大则有：1.79 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算

15、的法面模数，取模数2.00 ，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径54.70 来计算应有的齿数。则有：28.77 29取29，则111.73 112计算齿轮分度圆直径：58224几何尺寸计算计算中心距：=141计算齿轮1宽度：65齿轮2宽度60。4.2低速级齿轮传动计算选用直齿圆柱齿轮，齿轮3材料为40Cr（调质），硬度为280HBSHBS，齿轮4材料为45钢（调质）硬度为240HBSHBS。齿轮3齿数20，齿轮4齿数56。按齿面接触强度： 齿轮3分度圆直径其中：载荷系数，选1.6齿宽系数，取1齿轮副传动比，2.75 材料的弹性影响系数，查得189.8许

16、用接触应力，查得齿轮3接触疲劳强度极限650。查得齿轮4接触疲劳强度极限600。计算应力循环次数：（设1班制，一年工作365天，工作8年）186.88 1836582.62 0.95 查得接触疲劳寿命系数0.97，0.99取失效概率为，安全系数1，得：630.5594则许用接触应力=612.25有85.69 圆周速度0.84 齿宽85.69 模数4.28 9.64 8.89 计算载荷系数：已知使用系数1.25；根据0.84 ，8级精度，查得动载系数1.05；用插值法查得8级精度、齿轮3相对支承非对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数1.43 ；查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数1.35；

17、查得齿间载荷分配系数1；故载荷系数1.87 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 90.30 计算模数：4.52 按齿根弯曲强度：计算载荷系数1.77 查取齿形系数：查得2.80 ，2.30 查取应力校正系数： 1.55，1.718查得齿轮3弯曲疲劳极限475查得齿轮4弯曲疲劳极限368.6取弯曲疲劳寿命系数0.95，0.97计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数1，得475368.6 计算齿轮3的并加以比较0.0091 0.0107 齿轮3的数值大则有：2.78 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取模数3.00 ，已可满足弯曲强度。但为了同时

18、满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径85.69 来计算应有的齿数。则有：30.10 30取30，则82.56 83计算齿轮分度圆直径：90249几何尺寸计算计算中心距：=170计算齿轮3宽度：95齿轮4宽度90。表4.1 各齿轮主要参数名称代号单位高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距 amm141170传动比 i 3.85 2.75 模数 mnmm23端面压力角a2020啮合角 a2020齿数 z 291123083分度圆直径dmm58.00 224.00 90.00 249.00 齿顶圆直径damm62.00 228.00 96.00 255.00 齿根圆直径dfmm53.

19、00 219.00 82.50 241.50 齿宽 bmm65609590材料 40Cr（调质）45钢（调质）40Cr（调质）45钢（调质）齿面硬度 HBS280HBS240HBS280HBS240HBS第五章 轴的结构设计及校核 5.1 轴的材料选择及最小直径的估算根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。按照扭转强度法进行最小直径估算，即：。算出轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段界面上有一个键槽时，d增大5%-7%，当该轴段界面上有两个键槽时，d增大10%-15%。查得A=103126，则取A=110。轴20.43 轴31.59 轴43.68 考虑键槽

20、对各轴的影响，则各轴的最小直径分别为：轴21.86 轴36.33 轴50.23 将各轴的最小直径分别圆整为5的倍数：d1=25 mm，d2=35 mm，d3=50 mm。5.2 高速轴的结构设计与计算5.2.1 高速轴的结构设计高速轴的轴系零件如图所示图5.1 高速轴的结构（1）各轴段直径的确定d11：用于连接高速轴外传动零件，直径大小为轴1的最小直径，d11=d1min=25mm。d12：密封处轴段，左端用于固定大带轮轴向定位，根据大带轮的轴向定位要求，轴的直径大小较d11增大6mm，d12=31mm。d13：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d12尺寸大1-5mm，选取d13=35

21、mm，选取轴承型号为深沟球轴承6207。d14：考虑轴承安装的要求，查的6207轴承安装要求da=42，根据轴承安装选择d14=42。d15：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。d16：过渡轴段，要求与d14轴段相同，d16=d14=42mm。d17：滚动轴承轴段，要求与d13轴段相同，d17=d13=35mm。各轴段长度的确定l11：根据大带轮或者联轴器的尺寸规格确定，取l11=40mm。l12：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l12=58mml13：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l13=30mml14：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l14=107.5mml1

22、5：由小齿轮的宽度确定，取l15=65mml16：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l16=5mml17：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l17=32mm图5.2高速轴的尺寸图表5.1高速轴各段尺寸直径d11d12d13d14d15d16d17mm2531354258.00 4235长度l11l12l13l14l15l16l17mm405830107.5655325.2.2轴强度的校核计算 5.2.2.1轴的计算简图 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支

23、座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。图 5.3 轴的载荷分析图5.2.2.2强度校核 已知=61.15 ，=60.54 ，齿轮分度圆直径d=90.00 mm，则齿轮圆周力：2108.52 N齿轮轴向力：0.00 N (由于为直齿轮=0)齿轮径向力：767.44 N (由于为直齿轮=0)根据各轴段尺寸，求得跨距L1=84.50 mm；L2=163.50 mm；L3=61.00 mm；B点的水平支反力572.92 ND点的垂直反力1535.60 NB点的垂直支反力208.52 ND点的垂直支反力558.91 N水平弯矩93671.75 NmmC点左侧垂直弯矩34093.73 Nmm

24、C点右侧垂直弯矩34093.73 Nmm总弯矩99683.39 Nmm总弯矩99683.39 Nmm扭矩T=61147.03 Nmm进行校核是，通常只校核轴上受力最大弯矩和扭矩的截面（即C处左侧的强度）, 取0.60 ，查的高速轴60.00 MPa19511.20 =5.44 MPa因为60.00 MPa，故该轴满足强度要求。5.2.3键联接选择与强度的校核计算轴1上的键选择的型号为键834 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=34-8=26mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=4mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度47.04 MPa150MPa，满足强

25、度要求。5.3 中间轴的结构设计与计算5.3.1 中间轴的结构设计中间轴的轴系零件如图所示图5.4 中间轴的结构（1）各轴段直径的确定d21：滚动轴承处轴段为轴2的最小直径，根据轴2的最小直径， d21=35mm，选取轴承型号为深沟球轴承6207。d22：低速级小齿轮轴段，端面用于固定套筒，因此取d22=42mm。d23：用于固定低速小齿轮的轴向定位，取d23比d22大8mm，根据齿轮的定位要求d23=50mm。d24：高速级大齿轮轴段，取d24=42mm。d25：滚动轴承处轴段，与d21处轴的直径相同d25=35mm。各轴段长度的确定l21：由滚动轴承以及装配关系确定，取l21=37mm。l

26、22：由低速级小齿轮的宽度确定，取l22=95mml23：轴环宽度，取l23=10mml24：由高速级大齿轮的宽度确定，取l24=58mml25：由滚动轴承以及装配关系确定，取l25=41.5mm图5.5中间轴的尺寸图表5.2中间轴各段尺寸直径d21d22d23d24d25mm3542504235长度l21l22l23l24l25mm3795105841.55.3.2轴强度的校核计算 5.3.2.1轴的计算简图 1.轴上力的作用点位置和支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按计划原则，应在齿轮宽度的中点，因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置。轴上安装的为深沟球轴承型号为6207，查数据可知他的负荷

27、作用中心到轴承外端面的距离a=11mm，因此可以计算出支点跨距和轴上各力作用点相互位置尺寸。支点跨距L219.5mm。低速级小齿轮的力作用点C到左支点A距离L173.5mm；两齿轮的力作用点之间的距离L287.5mm；高速级大齿轮的力作用点D到右支点B距离L360.5mm。2.绘制轴的力学模型图初步选定高速级小齿轮为直齿，高速级大齿轮为直齿；根据中间轴所受轴向力最小的要求，低速级小齿轮为直齿，低速级大齿轮为直齿。根据要求的传动速度方向，绘制的轴力学模型图如下。图5.6 轴的力学模型及转矩弯矩图5.3.2.2强度校核齿轮2：2087.43 759.76 (由于为直齿轮=0)0.00 (由于为直齿

28、轮=0)齿轮3：4977.15 1811.53 (由于为直齿轮=0)0.00 (由于为直齿轮=0)1.垂直面支反力（XZ平面）参照图b。由绕支点B的力矩和0，得：-222141.36 因此-1002.90 方向向下。同理，由绕支点A的力矩和0得：-10825.83 因此-48.88 方向向下。由轴上的合力0，校核：0，计算无误。2.水平面支反力（XY平面）参看图d。由绕支点B的力矩和0，得：862907.78 因此3895.75 方向向下。同理，由绕支点A的力矩和0得：701897.21 因此3168.84 方向向下。由轴上的合力0，校核：0，计算无误。3.A点总支反力4022.76 B点总支

29、反力3896.05 1.垂直面内的弯矩图参照图c。C处弯矩：-73712.82 -73712.82 D处弯矩-2956.94 -2956.94 2.水平面内的弯矩图参看图e。C处弯矩：-286337.35 D处弯矩：-191714.59 3.合成弯矩图参看图f。C处：295673.22 295673.22 D处：191737.39 191737.39 4.转矩图参看图g。223971.71 5.当量弯矩图参看图h。因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，折算系数=0.6。134383.03 C处：=295673.22 324779.08 D处：191737.39 191737.39

30、 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。43.84 MPa根据选定的轴的材料45钢，调质处理，查得60MPa。因为，因此强度足够达到要求。5.3.3 键联接选择与强度的校核计算轴2上低速级小齿轮的键选择的型号为键1291 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=91-12=79mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=4mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度34.09 MPa150MPa，满足强度要求。高速级大齿轮的键选择的型号为键1254 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=54-12=42mm，轮毂键槽的接触高度为k=

31、h/2=4mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度64.13 MPa150MPa，满足强度要求。5.4 低速轴的结构设计与计算5.4.1 低速轴的结构设计低速轴的轴系零件如图所示图5.7 低速轴的结构图（1）各轴段直径的确定d31：滚动轴承轴段，d31=d35=60mm，选取轴承型号为深沟球轴承6212。d32：齿轮处轴段，d32=69。d33：轴环，根据齿轮的定位要求取d33比d32大6mm，则d33=75mm。d34：考虑轴承安装的要求，查的6212轴承安装要求da=69，根据轴承安装选择d34=69mm。d35：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d3

32、6尺寸大1-5mm，选取d35=60mm。d36：密封处轴段，右端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较d37增大6mm，d36=56mm。d37：为轴3的最小直径处，取d37=d3min=50mm。各轴段长度的确定l31：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l31=44.5mm。l32：由低速级大齿轮的宽度确定，取l32=90mml33：轴环宽度，取l33=10mml34：根据箱体的结构和大齿轮的宽度确定，取l34=70mml35：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l35=35mml36：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l36=53mml37：根据减速器的具体

33、规格确定，取l37=84mm图5.8低速轴的尺寸图表5.3低速轴各段尺寸直径d31d32d33d34d35d36d37mm60697569605650长度l31l32l33l34l35l36l37mm44.59010703553845.4.2 轴强度的校核计算 5.4.2.1 轴的计算简图 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。图 5.9 轴的载荷分析图5.4.2.2强度校核已知=597.88 ，=591.9

34、0 ，齿轮分度圆直径d=249.00 mm，则齿轮圆周力：4802.23 N齿轮轴向力：0.00 N (由于为直齿轮=0)齿轮径向力：1747.87 N (由于为直齿轮=0)根据各轴段尺寸，求得跨距L1= 104 mm；L2=151mm；L3=78.5mm；B点的水平支反力1642.59 ND点的垂直反力3159.64 NB点的垂直支反力597.86 ND点的垂直支反力1150.01 N水平弯矩248031.64 NmmC点右侧垂直弯矩90276.14 NmmC点左侧垂直弯矩90276.14 Nmm总弯矩263949.76 Nmm总弯矩263949.76 Nmm扭矩T=597877.94 Nm

35、m进行校核是，通常只校核轴上受力最大弯矩和扭矩的截面，取0.6，查得60MPa，t=7.5mm。32184.42 所以13.84 MPa60MPa，故该轴满足强度要求。5.4.3 键联接选择与强度的校核计算大齿轮键选择的型号为键2084 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=84-20=64mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=6mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度45.13 MPa150MPa，满足强度要求。输出轴端键选择的型号为键1478 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=78-14=64mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=4.5mm，根据齿

36、轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度80.57 MPa150MPa，满足强度要求。5.5轴承的选择及校核5.5.1轴承的选择轴选轴承为：6207； 轴选轴承为：6207； 轴选轴承为：6212。 所选轴承的主要参数见表5.4。表 5.4 所选轴承的主要参数轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm 基本额定 /kN dDBdaDa动载荷Cr静载荷C0r6207357217426525.515.26207357217426525.515.2621260110226910147.832.85.5.2轴承的校核查滚动轴承样本可知，轴承6212的基本额定动载荷Cr=47.8kN，基本额

37、定静载荷Cr0=32.8kN。1.求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2将轴系零件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。其中B点总支反力=1777.94 ND点总支反力=3354.61 N。2.由于是直齿传动，两轴承不承受轴向力3.求轴承的当量动载荷P根据工况，查得载荷系数fP=1.2;X1 =1，X2 =1P1=fP（X1Fr1）=2133.53 NP2=fP（X2Fr2）=4025.53 N4.验算轴承寿命因P123360h 轴承具有足够寿命。5.6 联轴器的选择 低速轴伸出端直径50 ，根据机械设计手册第五篇-轴及其联接表5-2-4选取联轴器：主动端：J型轴孔、A型键槽、50、8

38、4从动端：J型轴孔、A型键槽、50、84 J5084选取的联轴器为：TL9 GB/T4323 J5084联轴器所传递的转矩T=585.98 ，查得工况系数KA=1.3，联轴器承受的转矩为761.77 查得该联轴器的公称转矩为16000，因此符合要求。第六章 箱体的结构设计以及润滑密封6.1 箱体的结构设计箱体是加速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。设计减速器的具体结构尺寸如下表：表6.1 箱体的结构设计

39、名称符号单位尺寸机座、机盖壁厚mm8机座、机盖凸缘厚度mm12底座凸缘厚度mm20地脚螺钉直径mm20轴承旁凸台半径mm20轴承座端面到内壁的距离mm60齿轮端面到内壁的距离mm10轴承旁联接螺栓直径mm16机盖机座联接螺栓直径mm10轴承端盖螺钉直径mm106.2 轴承的密封密封件的选择上选毡封油圈，主要是考虑结构比较简单，由于减速器结构简单，毡封油圈的条件已经满足减速的设计要求。并且毡封油圈工作性能可靠。选择的毡圈材料是半粗羊毛毡，型号为毡圈56 JB/TQ46066.3 减速器润滑方式减速器的润滑方式选择为浸油润滑，浸油润滑主要适用于圆周速度v12m/s的齿轮传动。传动件浸入有种的深度要

40、适当，既要避免搅油损失太大，又要保证充分的润滑。油池要有一定的深度和贮油量。设计小结 这次关于带式运输机上的二级展开式圆柱斜齿轮减速器的课程设计，是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识，为我们以后的工作打下了坚实的基础。 在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力。 由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。参考文献 1 濮良贵、纪名刚主编. 机械设计. 8版. 北京：高等教育出版社，2006.5 2 机械设计手册编委会. 机械设计手册（第1 卷、第2 卷、第3卷）（新版）北京机械工业出版社，2004 3 郑文纬、吴克坚主编. 机械原理. 7版. 北京：高等教育出版社，1997.7