2013链式输送机传动装置

计算说明书

设计题目 链式输送机传动装置设计

材控（铸造） 专业 11-1 班级

设计者 赵 丽 丹 指导老师 杨 现 卿

2013 年 12 月 31 日

河南理工大学

1

目 录

设计任务说明书 ................................................................................................................. 2 一、传动方案的分析和拟定 .................................................................................................... 2 二、原动机的选择和设计计算 ............................................................................................... 4 三、传动装置运动和动力参数计算 ...................................................................................... 6

1、各轴的转速......................................................................................................................... 6

2、各轴的输入功率 ................................................................................................................. 6 3、各轴的转矩的计 ................................................................................................................. 6

四、齿轮设计 ............................................................................................................................... 7

1、高速级齿轮设计 ................................................................................................................. 7 2、低速级齿轮设计 ............................................................................................................... 11 五、轴的设计 ............................................................................................................................. 16

5、1 轴的设计计算 ...................................................................................................... 16

1、轴Ⅰ的设计....................................................................................................................... 16 2、轴Ⅱ的设计....................................................................................................................... 18 3、轴Ⅲ的设计....................................................................................................................... 19 5、2 轴的校核 ............................................................................................................... 21 1、轴Ⅰ的校核....................................................................................................................... 22 2、轴Ⅱ的校核...................................................................................................................... 23 3、轴Ⅲ的校核...................................................................................................................... 24 六、轴承、键及联轴器的选择和验算 .................................................................... 24 6、1 轴承的选择和验算................................................................................................ 24 1、Ⅰ轴上轴承的选择和验算 .......................................................................................... 24 2、Ⅱ轴上轴承的选择和验算 .......................................................................................... 25 3、Ⅲ轴上轴承的选择和验算 .......................................................................................... 25 6、2键的选择和验算 ..................................................................................................... 26 1、Ⅰ轴上键的选择和验算 .............................................................................................. 26 2、Ⅱ轴上键的选择和验算 .............................................................................................. 27 3、Ⅲ轴上键的选择和验算 .............................................................................................. 28 6.3联轴器的选择和验算 .............................................................................................. 29

七、减速器的润滑和密封 ..................................................................................................... 30 八、设计总结......................................................................................................................... 31 九、参考资料......................................................................................................................... 32

2

机械设计课程设计

——————设计计算说明书

一、传动方案的分析与拟定：

带式运输机的传动装置，其中运输链的工作力F=2000N 运输链速度v=0.6m/s链轮节圆直径D=100mm；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，运输链的、速度误差为链速度的5%。 方案一与方案二：

3

方案三与方案四：

方案一：用二级圆柱齿轮减速器，这种方案结构尺寸小，传动效率高，适合于较差环境下长期工作。

方案二：采用V带传动和一级闭式齿轮传动，这种方案外轮廓尺寸较大，有减震和过载保护作用，V带传动不适合恶劣的工作环境。 方案三：用一级比试齿轮传动和一级一级开式齿轮传动，成本较低，但使用寿命较短，也不适用于较差的工作环境。

方案四：是一级蜗杆器，此种方案结构紧凑，但传动效率低，长期连续工作不经济。

考虑到工作环境的恶劣，经济实用，传动效率等因素，故选择方案一的二级展开式圆柱齿轮减速器。 二、原动机的选择和设计计算：

4

由运输机的工作功率P=FV/1000=1.2KW由《机械设计课程设计》表9-4知滚子链传动的工作效率w0.96，故工作机的输入功率Pw而电动机的输入功率PdPwPwa（其中a为装置的总传动效率）。

由于运输机为一般工作机器速度不高选择齿轮的精度为8级精度，（GB10095-88）。

由《机械设计课程设计》表9-4选择联轴器的效率10.99，齿轮的传动效率20.97，轴承效率30.98（为了减少制造成本和缩短设计周期，增强系统的互换性故选用滚动球轴承）。

a2412.2.30.9920.9720.9840.8506

PdPwaP1.47kw a.w因该运输机没有特殊要求，故选用同步转速为1500r/min或1000r/min其部分参数如下表所示：

表一

方案 1 2 电动机型号 Y100L2-4 Y132S-6 额定功率KW 3.0 3.0 同步转速r/min 1500 1000 满载转速r/min 1420 960 nm（其中nm为电n对同步转速为1000r/min的电动机总传动比ia动机的满载转速，n为链轮的输出转速）。

对同步转速为1500r/min的电动机总传动比为ib而由设计要求链轮的转速nnm。 n60v600.6114.59r/min。 33D1010010 5

ia8.7268，ib13.0901

根据《机械设计课程设计》表9-3推荐值（i=8~40），两种方案均符合，为了保证减速效果良好，所以在这里选取同步转速为1500r/min电动机。

系统的总传动比i=ia13.0901

而对二级展开式圆柱齿轮减速器，一般两级传动比为:i1i2。（其中i1为高速传动比，i为系统总传动比） （1.2~1.5）所以在本系统中初选i13.9633，i23.0487。 根据齿轮的传动比初选齿轮齿数如下表所示：

表二

齿 轮 1 2 3 4 齿 数 26 102 30 92 三、传动装置运动和动力参数计算 1、各轴的转速nknm其中： iknm为电动机的满载转速； ik为电动机的轴至k轴的传动比。

2、各轴的输入功率：PkPd.k其中：

Pk为第k轴的传动功率；

k为从电动机输出至第k轴的总传动效率；

Pd为电动机的实际输出功率。

6

3、各轴的转矩的计算：T9550Td为电动机的输出转矩。

Pd.k.ikTd.k.ik其中 nm具体运动和动力参数如下表所示：

表三

轴号 电动机轴 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 工作机轴 功率P/kw 1.47 1.4406 1.3694 1.3018 1.2630 转矩T/N.m 9.8863 9.6885 36.5001 转速n/r/min 1420 1420 3.9633 358.2873 3.0487 105.7867 117.5213 102.6337 117.5213 1 0.9702 0.9506 0.9506 传动比i 1 传动效率 0.98 四、齿轮设计：（注：在齿轮设计中如有参考文献但未标明者均为课本《机械设计基础》）

1、高速级齿轮设计：

（1）、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数； 1）、按照传动方案所示，本装选用直齿圆柱齿轮传动； 2）、运输机为一般工作机，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）；

3）、材料选择：选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45号钢（调质）硬度为240HBS（按规定大、小齿轮硬度差为40HBS）；

7

4）、由上表二小齿轮的齿数Z126，大齿轮的齿数Z2102； （2）、按齿面接触强度设计，由计算式：

ktT1u1ZE2d1t2.323..()

du[H]确定公式内的各计数值： 1）、试选Kt1.6；

2）、计算小齿轮的转矩：由上表三有

T195.51.44063

1059.688510N.mm；

14203）、选取齿轮的齿宽系数d1；

4）、按齿面硬度查图得小齿轮的接触疲劳强度极限

Hlim1600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa；

5）、由表查得材料的弹性影响系数度：ZE1.8MPa 6）、计算应力循环次数由式10-13有：

N160n1jLh609601(3830010)4.1472109； N14.14721099N21.114510；

i13.9633127）、由图查得接触疲劳寿命系数KHN10.90，KHN20.95； 8）、计算接触疲劳许用应力：

取失效概率为1%，安全系数S1由式10-12得：

[H]1KHN1.lim10.90600540MPa； S1KHN2.lim20.95550522.5MPa； S1[H]2（3）、计算：

8

1）、试计算小齿轮分度圆直径d1t，代入[H]中较小的值：

31.69.6885104.96331.82d1t2.323()31.7437mm；

13.9633522.52）、计算圆周速度：

v.d1t.n16010003.1431.743714202.3590m/s；

6010003）、计算齿宽b、模数mnt及全齿高h：

bd.d1t131.743731.7437mm；

mntd1t31.74371.2209mm； z126h(2hac)mnt(210.25)1.22092.7470mm；

有b31.743711.5558；

h2.7470 4）、计算载荷系数k：

由表查得使用系数kA1，直齿轮kHkF1，由图查得动载荷系数kv1.12，由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，kH1.423。由b/h=11.5558，kH1.423查图查得kF1.35

动载荷系数：

kkA.kv.kH.kH11.1211.4321.594；

5）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a有：

d1d1t.3k1.59431.7437331.7040mm； kt1.66）、计算模数：

mn

d131.70401.2194mm； z1269

（3）、按齿根弯曲强度设计由计算式： mn32kT1YFa.YSa .2d.z1[F]1）、由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度系数极限FE1500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa；

2）、由图查弯曲疲劳强度系数KFN10.85，KFN20.88； 3）、计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数s1.4，有：

[F]1KFN1.FE10.85500303.57MPa； S1.4KFN2.FE20.88380238.86MPa； S1.4[F]24）、计算载荷系数：

KKA.KV.KF.KF11.1211.341.512；

5）、查取齿形系数：

由表查得YFa12.80，YFa22.226； 6）、查取应力校正系数： 由表查得YSa11.55，YSa21.7； 7）、计算大小齿轮的

YFa.YSa并加以比较： [F]YFa1.YSa12.801.550.01430； [F]1303.57YFa2.YSa22.2261.70.014； [F]2238.86大齿轮的数值较大，取大齿轮计算：

8）、将已知数据代入计算式有：

10

421.5940.9688510mn30.0140.909mm； 2126对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由《机械原理》表6.2取mn1.0mm已可满足弯曲强度，但是为了同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得分度圆直径d131.7040mm来进行计算应有的齿数于是有：

z1d131.704032； mn1.0则z2u.z13.963332127； （4）、几何尺寸计算：

1）、计算大、小齿轮的分度圆直径：

d1z1mn321.032mm； d2z2mn1271.0127mm；

2）、计算中心距：

a(d1d2)3212779.5mm； 224）、计算齿轮的宽度：

bd.d113232mm，圆整取B232mm，B132537mm；

5）、结构选择：

由于小齿轮的齿顶圆直径da1d12.han.mn34mm；

小齿轮的齿顶圆直径da1为了160mm故选择实心结构的齿轮，

减轻齿轮重量可把齿轮做成腹板式结构。

11

2、低速级齿轮设计：

（1）、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数； 1）、材料及热处理任按第一对齿轮选取； 2）、精度等级任取8级精度；

3）、齿数选择由上表二示z130，z292； （2）、按齿面接触强度设计，由计算式：

d1t2.323ktT1u1ZE2..() du[H]确定公式内的各计数值： 1）、试选Kt1.6；

2）、计算小齿轮的转矩由上表三有：

T0.37105N.mm；

3）、由表选取齿轮的齿宽系数d1； 4）、由表查得材料的弹性影响系数度：

ZE1.8MPa；

125）、由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

Hlim1600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa；

6）、计算应力循环次数由10-13式有：

N160n1jLh609601(3830010)4.1472109； N14.1472109N21.04109；

i23.96339）、由图取接触疲劳寿命系数KHN10.90，KHN20.95； 10）、计算接触疲劳许用应力：

12

取失效概率为1%，安全系数S1由式10-12得：

[H]1KHN1.lim10.90600540MPa； S1KHN2.lim20.95550522.5MPa； S1[H]2（2）、计算：

1）、试计算小齿轮分度圆直径d1t3，代入[H]中较小的值：

1.60.371054.96331.82d1t2.32()49.62mm；

13.9633522.52）、计算圆周速度：

v.d1t.n26010003.1449.62234.25490.61m/s；

6010003）、计算齿宽b、模数mnt及全齿高h：

bd.d1t149.9249.62mm mntd1t49.621.9085mm z126 h(2hac)mnt(210.25)1.90854.2941mm

有bh49.6211.5553； 4.29414）、计算载荷系数K：

由表查得使用系数kA1，直齿轮kHkF1，由图查得动载荷系数kv1.12，由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，kH1.423。由b/h=8.23，kH1.423查图得kF1.35

动载荷系数：

KkA.kv.kH.kH11.1211.4231.594；

5）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：

13

d1d1t.3kk49.6231.5941.649.5579mm； t6）、计算模数：

mnd1z49.55791.652mm； 130（3）、按齿根弯曲强度设计由计算式：

m1YFa.YSan32kT2.； d.z3[F]1）、由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度系数极限FE1500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa；

2）、由图取弯曲疲劳强度系数KFN10.85，KFN20.88； 3）、计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数s1.4由式有：

[F]1.FE11KFNS0.855001.4303.57MPa； [KFN2.FE2F]2S0.883801.4238.86MPa； 4）、计算载荷系数：

KKA.KV.KF.KF11.1211.341.512；

5）、查取齿形系数：

由表查得YFa12.55，YFa22.21； 6）、查取应力校正系数： 由表查得YSa11.61，YSa21.778； 7）、计算大小齿轮的

YFa.YSa[并加以比较： F] 14

YFa1.YSa12.551.610.0135； [F]1303.57YFa2.YSa22.211.7780.015； [F]2238.86大齿轮的数值较大，取大齿轮计算：

8）、将已知数据代入计算式有：

521.5120.36510mn30.0151.2636mm；

1302对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由《机械原理》表6.2取mn1.5mm已可满足弯曲强度，但是为了同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得分度圆直径d149.5579mm来进行计算应有的齿数于是有：

z1d149.557933.0386； mn1.5取z133，则z2u.z13.963333131； （4）、几何尺寸计算：

1）、计算大、小齿轮的分度圆直径：

d1z1mn331.549.5mm； d2z2mn1311.5196.5mm；

2）、计算中心距：

ad1d249.5196.5123mm； 22将中心距圆整为123mm； 3）、计算齿轮的宽度：

圆整后取B250mm，B150555mm； bd.d1149.549.5mm，

15

5）、结构选择：

由于小齿轮的齿顶圆直径da1d12.han.mn53mm；

小齿轮的齿顶圆直径da1为了160mm故选择实心结构的齿轮，

减轻齿轮重量可把齿轮做成腹板式结构。 五、轴的设计：

5、1 轴的设计计算

a、拟定轴上的装配方案，如下图：

A）、高速轴Ⅰ的设计。

1）轴上的功率 P1.4406转速 nI1420转矩T19688r/min，kW，.5Nmm 2）、求作用在齿轮上的力。已知高速级小齿轮的分度圆的直径d53mm 则圆周力： 无轴向力。

3）、初步确定轴的最小直径 由公式dC3Ft2T1d365.6N；径向力：

FFtan133.07N

rt1Pn，估算最小直径，有：

 选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表取C112则

d1minC3Pn1112311.440611.25(mm) 1420 考虑到轴上有一个键槽，直径需扩大5%，同时段轴需与联轴器连接，为使该段直径与连轴器的孔径相适应，所以需同时选用连轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性，故需同时选取连轴器型号。 连轴器的计算转矩TcaKAT，查《机械设计》，考虑到转矩变化很小，故

KA1.3，则

TcakAT11.39688.512595.05(Nmm)

按照计算转矩Tca应小于连轴器公称转矩的条件，考虑补偿轴的可能位移，

16

选用弹性柱销联轴器,查《机械设计课程设计》，选用HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000Nmm,

半联轴器的孔径d120mm，故取d20mm半联轴器与轴配合的彀孔长度

L150mm。

公称许用 轴孔型号 扭矩转速直径N²m r/min mm TL2

4）、轴的设计。

315 5600 20 轴孔长度mm 52 D mm 120 许用补偿量 转动 惯量 kg²m2 轴向 径向 角向 0.253 ±1 0.15 ≤0°30’ a、拟定轴上的装配方案，如下图：

B、根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度 段与联轴器配合

取d1=20,L1=50mm.同时考虑到半联轴器的周向定位，在轴上加工一个键槽，选择的键为 普通平键 A6646。

为了满足半联轴器的轴向定位，Ⅰ段右侧设计定位轴肩

II段与轴承端盖配合，同时考虑到密封毡圈的内径，故取dII=25mm，

LII50mm。同时在右端设置定位轴肩，定位轴承。

段与轴承配合，考虑到轴承内径的为30mm，故该轴段与轴承同样大小，取

dIII=30mm,LIII26mm。同时考虑到轴承的轴向定位及挡油，故在挡油盘右边设

定一轴肩。

17

直径没什么要求，取dIV=36mm。

V段为齿轮，因其尺寸与轴相差不大，故设计为齿轮轴，径向尺寸由齿轮决定，长度等于齿轮宽度，即LV50mm。

VI段直径与IV段一样，其长度一般可取10~15mm，现取dIV=36，LVI12mm，同理右端有一个定位轴承挡油盘的轴肩。

VII段尺寸与III段完全一样，即 dIII=30mm,LIII26mm。 B）、中速轴II的设计。

1）轴上的功率 P1.3694kW，转速

nII358.2873r/min，转矩

TII36550Nmm

2）、求作用在齿轮上的力。

作用在齿轮上的力。

（1）小齿轮上的各力。已知其分度圆直径d132mm，则

Ft12TⅡd2284.375N

Fr1Ft1tan831.44N，无轴向力；

1 （2）大齿轮上的各力。已知其分度圆直径d2127mm，则

Ft22TⅡd575.59N

Fr2Ft2tan209.498N；

2 3）、初步确定轴的最小直径 由公式dC3PnII，估算最小直径，有：

II 选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表取C112则

dminC3PnII1123II1.369417.5(mm)

358.2873

考虑到轴上要加工2个键，故轴径要扩大10%，为了安全，以及轴承的选择，取最小直径d=25mm。 4）、轴的设计。

18

a、拟定轴上的装配方案，如下图：

b 根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度

I段长度取dI20mm，LI50mm,主要考虑到和轴承挡油盘以及左边齿轮与I轴齿轮的正确啮合，同时右端加工一个定位轴肩。

II段长度取 dII25mm，LII50mm ,考虑到齿轮的轴向定位，故轴段长度小于轮毂长度2mm,同时在右边设定一个定位轴肩，用一个键来对齿轮进行周向定位，键选用为A12861（GB/T1095-2003)。

III段为非配合段，不限长度，只需保证轴的其他尺寸即可，但其直径

dIII30mm。

IV段取dIII30mm，LIII26mm ,左端轴肩定位，考虑到齿轮的轴向定位，故轴段长度小于轮毂长度2mm，齿轮的周向定位用一个键，考虑到强度因素，故采用平头平键，键选用为B12820（GB/T1095-2003)。

V段与I段一样，取dI20mm，LI50mm 。 C）、低速轴III的设计。

1）轴上的功率

PW1.3618k，转速

nIII117.5213r/min，转矩

T105786.7Nmm

2）、求作用在齿轮上的力。

作用在齿轮上的力。

19

已知其分度圆直径d

197mm，则

Ft2Td1073.98N

Fr1Ft1tan39.0N7，无轴向力；

3）、初步确定轴的最小直径 由公式dC3PnIII，估算最小直径，有：

III 选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取C112则

dCmin3PnIII1123III1.361825.34(mm)

117.5213考虑到轴上键槽对轴的影响，需将最小直径扩大5%，同时选择联轴器，为使该段直径与连轴器的孔径相适应，所以需同时选用连轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性，故需同时选取连轴器型号。 连轴器的计算转矩TcaKAT，查《机械设计》表14-1，考虑到转矩变化很小，故KA1.3，则 TcakAT21.3105786.7137522.71(Nmm) 按照计算转矩Tca应小于连轴器公称转矩的条件，考虑补偿轴的可能位移，选用弹性柱销联轴器,查《机械设计课程设计》，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000Nmm,

半联轴器的孔径d148mm，故取dmin48mm，半联轴器与轴配合的彀孔长度 L1112mm。 公称许用 轴孔型号 扭矩转速直径N²m r/min mm HL4 1250 4000

4）、轴的设计。

a、拟定轴上的装配方案，如下图：

48 轴孔长度mm 112 D mm 195 许用补偿量 转动 惯量 kg²m2 轴向 径向 角向 3.4 ±≤0°0.15 1.5 30’ 20

b 根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度

VII段与联轴器配合，直径dVII48mm，长度取LVII110mm,长度略短于联轴器，联轴器的周向及轴向定位分别用键和轴肩，键为A149106。 VI段与毡圈配合，故取dVI55mm，LVI50mm，同时右端设定一定位轴肩，定位轴承。

V段与轴承配合，故取直径dV65mm，同时左端设定一挡油盘，故取

LV33mm。

IV段右端定位挡油盘，轴段上无配合，故可取dIV75mm，长度不确定，但要保证轴的总长度为361mm。

III段左端用来定位齿轮，直径取dIII87mm,长度LIII15mm。 II段与齿轮配合，轴段长度小于轮毂长度2mm，即

LII60mm,dII75mm,轴上的键选用A202256。

I段与V段直径一样，dI65mm，长度LIII52.5mm。

5、2 轴的校核 （1） I轴的校核

1）求轴上的载荷。

首先根据轴的结构简图，作出计算简图如下：

21

确定轴的支点后，可得L2125.5mm,L345.5mm ，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图，弯矩图等可以看出截面C是轴的危险截面，截面C处各计算参数如下表：

载荷 支反力F 弯矩 总弯矩 扭矩 水平面H 垂直面V FFNH1313.98N873.69N FFNV1114.23N317.2N NH2NV2MH39245.38Nmm M22V14285Nmm MMHMV417.35Nmm T135630Nmm 2）按弯扭合成应力较核轴的强度。

根据上表中的数据，以及轴的单向连续旋转，扭转切应力为静应力，取0.3，

22

轴的计算应力 caM2(TⅢ）W2417.350.3356300.1362239.24MPa

已知轴为45钢，调质处理，有《机械设计》表，查得160MPa

，故安全。 （2） II轴的校核

则

ca1 1）求轴上的载荷。

首先根据轴的结构简图，作出计算简图如下：

确

定轴的支点后，可得L167mm,L59mm,L346mm ，根据轴的计算简图

2做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图，弯矩图等可以看出截面A,B是轴的危险截面，截面A处各计算参数如下表：

载荷

水平面H 23 垂直面V

支反力F 弯矩 总弯矩 扭矩 FFNH11002.57N2168.08N FFNV1344.99N9.95N NH2NV2MH94097.08Nmm M22V2090.33Nmm MMHMV94120.30Nmm T1157510Nmm 2）按弯扭合成应力较核轴的强度。

根据上表中的数据，以及轴的单向连续旋转，扭转切应力为静应力，取0.3，轴的计算应力

94120.300.315751016.46MPa

0.140 已知轴为45钢，调质处理，有《机械设计》，查得160MPa

caM2(TⅢ）W2223 则

ca，故安全。

1

（3） III轴的校核

轴III直径较大，故无需校核，安全。

六、轴承、键及联轴器的选择和验算 6、1 轴承的选择和验算

预期寿命：

从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为10年(年工作 日为300天)。

预期寿命L'h=3×8×300×10=72000 h

（1）高速轴I轴轴承的选择

24

初选6206，Cr15kN，轴上两轴承受力如下：

2222FrFNH2FNV2873.69317.2929.49N

FFNH1313.98N873.69N FFNV1114.23N317.2N NH2NV2ftCr1061061151033L()()123321.8hL'h很显然，

60nPI605629.49轴承安全合适。故轴I选用6206。

（2） 中速轴II轴轴承的选择

初选6207，其Cr19.8kN，轴上两轴承受力如下：

2222Fr1FNH1FNV11002.57344.991060.27N 22Fr2FNH2168.0829.9522168.10N 2FNV2FFNH11002.57N2168.08N FFNV1344.99N9.95N NH2NV2Fr2Fr1，故PFr22168.10N

ftCr106106119.81033L()()103923.3hL'h60nPII60122.152168.10 轴承安全合适。故轴I选用6207。 （3） 低速轴III轴轴承的选择

初选6213，其Cr44kN，轴上两轴承受力如下：

FFNH11176.25N762.38N FFNV1427.76N277.84N NH2NV225

由（2）轴II的校核可知，LL'h故选6213。 列出下表：

外形尺寸（mm） 项目 高速轴 中间轴 低速轴 轴承型号 6206 6207 6213 d 30 35 65 D 62 72 120 B 16 17 23 安装尺寸（mm） D1 min 36 42 74 D2 max 56 65 111 ra max 1 1 1.5

6、2 键的选择和验算

1）高速轴I联轴器的键联接

1 选择类型及尺寸

根据d =20mm，L’=50mm，<由[2]P140表>， 选用A型，b×h=6×6 L=46mm

2 键的强度校核

(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k

l = L–b= 40mm k = 0.5h =3mm (2) 强度校核

此处，键、轴和轮毂的材料都是钢， <由[1]>，取[σp]=110MPa T35.63Nm

2T103235.6310329.7MPa [σp] σp =

kld34020

26

键安全合栺

2） 中速轴II的键联接 （A）.大齿轮的键联接

1 选择类型及尺寸

根据d =40mm，L’=23mm，<由[2]>， 选用B型，b×h=12×8 L=20mm

2 键的强度校核

(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k

l =20mm k = 0.5h =4mm (2) 强度校核

此处，键、轴和轮毂的材料都是钢， <由[1]>，取[σp]=110MPa T157.51Nm

2T1032157.5110398.4MPa [σp] σp =

kld42040键安全合栺

（B）.小齿轮的键联接

1 选择类型及尺寸

根据d =40mm，L’=65mm，<由[2]>， 选用B型，b×h=12×8 L=61mm

27

2 键的强度校核

(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k

l =L-b=49mm k = 0.5h =4mm (2) 强度校核

此处，键、轴和轮毂的材料都是钢， <由[1]>，取[σp]=110MPa T157.51Nm

2T1032157.5110340.2MPa [σp] σp =

kld44940键安全合栺

3） 高速轴III的键联接

（A) 齿轮连接键的选择

1 选择类型及尺寸

根据d =75mm，L’=60mm，<由[2]>， 选用A型，b×h=20×22 L=56mm

2 键的强度校核

(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k

l = L–b= 36mm k = 0.5h =11mm (2) 强度校核

此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，

28

<由[1]>，取[σp]=110MPa T536.03Nm

2T1032536.0310336.1MPa [σp] σp =

kld113675键安全合栺

（B）联轴器连接键的选择 1 选择类型及尺寸

根据d =48mm，L’=110mm，<由>， 选用A型，b×h=14×9 L=108mm

2 键的强度校核

(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k

l = L–b= 94mm k = 0.5h =4.5mm (2) 强度校核

此处，键、轴和轮毂的材料都是钢， <由>，取[σp]=110MPa T536.03Nm

2T1032536.0310352.8MPa [σp] σp =

kld4.59448键安全合栺

6.3联轴器的选择和验算

在设计轴的时候已经选择，现列表如下：

29

许用 公称轴孔轴孔转速型号 扭矩直径长度r/miN²m mm mm n 20 48 52 D mm 120 许用补偿量 转动 惯量 kg²m2 轴向 径向 角向 0.253 3.4 高速HL2 315 5600 轴I 低速HL4 1250 4000 轴II 1 0.15 0.50 ±0.15 0.50 1.5 112 195 显然，都是安全的。

七、减速器的润滑和密封

7.1 齿轮传动的润滑

各级齿轮的圆周速度均小于12m/s，所以采用浸油润滑。另外，传动件浸入油中的深度要求适当，既要避免搅油损失太大，又要充分的润滑。油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮直径应尽量相近，以便浸油深度相近。

7.2 润滑油牌号及油量计算

7.2.1 润滑油牌号选择

由[2]P153，得：闭式齿轮传动润滑油运动粘度为220mm/s 由[2]P153表，得：选用N220工业齿轮油

7.2.2 油量计算 1）油量计算

以每传递1KW功率所需油量为350--700cm3，各级减速器需油量按级数成比例。该设计为双级减速器，每传递1KW功率所需油量为

30

2

700--1400cm3

实际储油量：

由高速级大齿轮浸油深度约0.7个齿高，但不小于10mm；低速大11齿轮浸油深度在()齿轮半径；大齿轮齿顶距箱底距离大于30—

6350mm的要求得：（设计值为50）

1d1324.1315035.34mm 最低油深：45062621d1324.13150＝70.69mm 最高油深：4503232 箱体内壁总长：L=780mm

箱体内壁总宽：b=172mm

Vmin447817.158687.2cm3 可见箱体有足够的储油量.

八、 设计总结

紧张而有辛苦的三周的课程设计结束了．当我快要完成老师下达给我的任务的时候，我仿佛经过一次翻山越岭，登上了高山之颠，顿感心旷神意，眼前豁然开朗．

课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，着是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程．＂千里之行始于足下＂，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义．我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础．

说实话，课程设计真的有点累．然而，当我一着手清理自己的设计成果，漫漫回味这３周的心路历程，一种少有的成功喜悦即刻使倦意顿消．虽然这是我刚学会走完的第一步，也是人生的一点小小的胜利，然而它令我感到自己成熟的许多，另我有了一中＂春眠不知晓＂的感悟． 通过课程设计，使我深深体会到，干任何事都必须耐心，细致．课程设计过程中，许多计算有时不免令我感到有些心烦意乱：有２次因为不小心我计算出错，只能毫不情意地重来．但一想起银金光教授，平时对我们耐心的教导，想到今后自己应当承担的社会责任，想到世界上因为某些细小失误而出现的令世人无比震惊的事故，我不禁时刻提示自己，一定要养成一种高度负责，认真对待的良好习惯．这次课程设计使我在工作作风上得到了一次难得的磨练．短短三周是课程设计，使我发现了自己所掌握的知识是真正如此的缺乏，自己综合应用所学的专业知识能力是如此的不足，几年

31

来的学习了那么多的课程，今天才知道自己并不会用．想到这里，我真的心急了，老师却对我说，这说明课程设计确实使我你有收获了．老师的亲切鼓励了我的信心，使我更加自信，最后，我要感谢我的老师们，是您严厉批评唤醒了我，是您的敬业精神感动了我，是您的教诲启发了我，是您的期望鼓励了我，我感谢老师您今天又为我增添了一幅坚硬的翅膀．今天我为你们，而骄傲，明天你们为我而自豪．

九、 参考资料

1、濮良贵 纪名刚主编，机械设计，高等教育出版社. 2、王中发主编，机械设计，北京理工大学出版社. 3、刘扬主编 银金光主审 北京交通大学出版社. 4、朱理主编，机械原理，高等教育出版社. 5、赵大兴主编，工程制图，高等教育出版社.

6、徐学林主编，互换性与测量技术基础，第二版，湖南大学出版社. 7、庞国星主编，工程材料与成形技术基础，机械工业出版社. 8､杨现卿主编，机械设计课程设计，中国电力出版社

9､杨现卿主编，机械设计基础，

32