江苏联合职业技术学院江苏联合职业技术学院张家港职业教育中心校办学点张家港职业教育中心校办学点毕业设计（论文）毕业设计（论文）指导教师吕敏题目带式输送机传动装置专业机械制造与自动化班级机械 091学号 8 号姓名陈龙2013 年 6 月 14 日毕业设计任务书论文(设计)题目学生姓名陈龙带式输送机传动装置机械部系部系部、专业机械制造 专业指导老师吕敏选题目的和意义：1)、培养理论联系实际的设计构想， 训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论， 结合生产实际分析和解决工程实际问题。2)、了解和掌握机械零件，机械传动装置，或简单机械的设计过程和方法。3)、培养计算、绘图、熟悉和应用设计手册以及经验数据、进行经验估算和处理数据的能力。本课题在国内外的研究状况及发展趋势：目前,德国 FLENDER、 比利时 HANSEN、 日本住友 等公司在减速器制造业处于技术领先地位, 国内企业 通过改进设计方法、制造工艺使减速器的品质不断提高, 部分中、低端产品已经可以与国外的产品相媲美,但与 FLENDER 等公司相比, 在产品性能、 外观造型等方面仍存在一定差距, 其根本原因是: 在设计理念、设 计方法上存在一定差异。例如, 在设计理念上, 国外公司重视减速器外观造型设计, 由此树立品牌特征, 而国内企业往往只注重产品的性能而忽略了外观设计； 在设计方法上, 国外公司在 20 世纪 80 年代将模块化设计应用于减速器, 而国内直到 20 世纪末才引入模块化的概念。实践表明, 设计方法的改进与创新对缩小国内外减速器的差距至关重要。主要研究内容：决定传动装置的总体设计方案； 选择电动机； 计算运动装置的运动和动力参数； 传动零件、 轴的设计计算；轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校验计算；机体结构及其附件设计；绘制减速器装配图和零件设计计算说明书的编写以及进行设计答辩。1进度安排：1345678设计（论文）各阶段任务选择课题起 止 日 期2013.4.15-2013.4.162013.5.17-2013.5.242013.5.25-2013.6.32013.6.4-2013.6.102013.6.11-2013.6.172013.6.18-2013.6.202013.6.21-2013.6.252查阅、熟悉资料，并写出开题报告，完成英文资料翻译2013.4.17-2013.5.6减速器的基本参数的选择和计算主要传动零件的设计与计算初步完成设计装配图和三维设计完成装配图、零件图设计完成整理编写毕业设计说明书提交设计材料，准备毕业答辩完成论文的条件、方法及措施：通过翻阅参考文献和老师指导下完成。1张春宜,郝广平,刘敏编著.减速器设计实例精解.北京：机械工业出版社,2010.2运输机械设计选用手册编辑委会编.运输机械设计选用手册（上，下）.北京：化学工业出版社,1999.3于岩,李维坚编著.运输机械设计. 中国矿业大学出版社,1998.4刘延俊主编.液压与气压传动.(第 2 版).北京：机械工业出版社,2007.5孙桓,葛文杰, 陈作模. 机械原理(第 7 版).北京:高等教育出版社,2006.6濮良贵,纪名刚主编. 机械设计(第八版).北京：高等教育出版社,2006.7成大先. 机械设计手册M. 北京：化学工业出版社,2004.指导教师意见及建议签字：年月日毕业论文（设计）领导小组审批意见：签字：年月日2设计参数设计参数一：设计课题：带式输送机传动装置设计一：设计课题：带式输送机传动装置设计概况概况: :设计铸工车间的砂轮的运输设备,该传动设备的传动系统由电动机、减速器和输送带组成。每日两班制工作，工作期限为 10 年。二：传动机构示意图二：传动机构示意图由图可知该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为运输带设备。减速器为两级展开式圆锥斜齿圆柱齿轮减速器两级展开式圆锥斜齿圆柱齿轮减速器，轴承初步选用圆锥滚子圆锥滚子轴承轴承，联轴器选用弹性柱销联轴器弹性柱销联轴器。原始数据原始数据输送带工作输送带工作项目项目拉力拉力F N参数参数6000速度速度v (m s)0.9D mm输送带工作输送带工作滚筒直径滚筒直径每日工作情每日工作情况况两班制传动工作传动工作年限年限a103003摘摘要要齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器,用于原动机和工作机或执行机构之间,起匹配转速和传递转矩的作用。齿轮减速器的特点是效率高、寿命长、维护简便，因而应用极为广泛。本设计讲述了带式运输机的传动装置二级圆锥齿轮减速器的设计过程。 首先进行了传动方案的评述， 选择齿轮减速器作为传动装置，然后进行减速器的设计计算（包括选择电动机、设计齿轮传动、轴的结构设计、选择并验算滚动轴承、选择并验算联轴器、校核平键联接、选择齿轮传动和轴承的润滑方式九部分内容） 。手绘工程图纸，完成齿轮减速器的二维平面零件图和装配图的绘制。4目目录录1 1、引言、引言.7 72 2、电动机的选择、电动机的选择.8 8 2.1. 2.1. 电动机类型的选择电动机类型的选择.8 8 2.2 2.2 电动机功率的选择电动机功率的选择.8 8 2.3 2.3 确定电动机的转速确定电动机的转速.8 83 3、计算总传动比及分配各级的传动比、计算总传动比及分配各级的传动比.9 9 3.1. 3.1. 总传动比总传动比.9 9 3.2 3.2 分配各级传动比分配各级传动比.9 94 4、计算传动装置的传动和动力参数、计算传动装置的传动和动力参数.9 9 4.1. 4.1.电动机轴的计算电动机轴的计算.9 9 4.2. 4.2.轴的计算轴的计算( (减速器高速轴减速器高速轴) ).9 9 4.3. 4.3.轴的计算轴的计算( (减速器中间轴减速器中间轴) ).1010 4.4. 4.4.轴的计算轴的计算( (减速器低速轴减速器低速轴) ).1010 4.5. 4.5.轴的计算轴的计算( (滚筒轴滚筒轴) ).11115 5、减速器齿轮传动的设计计算、减速器齿轮传动的设计计算.1111 5.1. 5.1.高速锥齿轮传动的设计计算高速锥齿轮传动的设计计算.1111 5.2. 5.2.低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算.13136 6、轴的设计、轴的设计.1616 6.1. 6.1.高速轴的设计高速轴的设计.16165 6.2. 6.2.中间轴的设计中间轴的设计.2121 6.3. 6.3.低速轴的设计低速轴的设计.26267 7、装备草图、装备草图.31318 8、减速器箱体的结构尺寸、减速器箱体的结构尺寸.31319 9、齿轮的润滑、齿轮的润滑.33331010、滚动轴承的润滑、滚动轴承的润滑.33331111、润滑油的选择、润滑油的选择.33331212、密封方法的选取、密封方法的选取.3434总总结结.3434致谢致谢.3535参考文献参考文献.353561 1、引言、引言减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要，在某些场合也用来增速，称为增速器。选用减速器时应根据工作机的选用条件，技术参数，动力机的性能，经济性等因素，比较不同类型、品种减速器的外廓尺寸，传动效率，承载能力，质量，价格等，选择最适合的减速器。减速器是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。选用减速器时应根据工作机的选用条件，技术参数，动力机的性能，经济性等因素，比较不同类型、品种减速器的外廓尺寸，传动效率，承载能力，质量，价格等，选择最适合的减速器。齿轮减速器是减速电机和大型减速机的结合。无须联轴器和适配器，结构紧凑。负载分布在行星齿轮上，因而承载能力比一般斜齿轮减速机高。满足小空间高扭矩输出的需要。减速器主要由传动零件 (齿轮或蜗杆 )、轴、轴承、箱体及其附件所组成。小齿轮与轴制成一体，称齿轮轴，这种结构用于齿轮直径与轴的直径相关不大的情况下，如果轴的直径为d，齿轮齿根圆的直径为df，则当 df-d67mn 时，应采用这种结构。而当df-d67mn 时，采用齿轮与轴分开为两个零件的结构，如低速轴与大齿轮。此时齿轮与轴的周向固定平键联接，轴上零件利用轴肩、轴套和轴承盖作轴向固定。两轴均采用了深沟球轴承。这种组合，用于承受径向载荷和不大的轴向载荷的情况。当轴向载荷较大时，应采用角接触球轴承、圆锥滚子轴承或深沟球轴承与推力轴承的组合结构。轴承是利用齿轮旋转时溅起的稀油，进行润滑。箱座中油池的润滑油，被旋转的齿轮溅起飞溅到箱盖的内壁上，沿内壁流到分箱面坡口后，通过导油槽流入轴承。当浸油齿轮圆周速度2m/s 时，应采用润滑脂润滑轴承，为避免可能溅起的稀油冲掉润滑脂，可采用挡油环将其分开。为防止润滑油流失和外界灰尘进入箱内，在轴承端盖和外伸轴之间装有密封元件。72 2、电动机的选择、电动机的选择2.1.2.1. 电动机类型的选择电动机类型的选择按已知的工作要求和条件，选用 Y 型全封闭笼型三相异步电动机。2.22.2电动机功率的选择电动机功率的选择输送带所需的功率为：Pw Fv/1000 46670.9/1000kW 5.4kW根据查表，一对轴承效率轴承 0.99锥齿轮 0.96，斜齿圆柱齿轮传动效率齿轮 0.97，联 0.99，则电动机的总功率为总4轴承锥齿轮齿轮2联 0.9940.960.970.992 0.88电动机所需功率为P0PW总5.4kW 6.1kW0.88根据查表得电动机的额定功率Ped 7.5kW2.32.3确定电动机的转速确定电动机的转速输送带带轮的工作转速:nW =601000Vd=（6010000.9）（300）=57.32rmin查表得 V 带传动比电动机的范围为i锥 2 3，两级减速器传动比i齿3 6，则总传动比范围为i总i锥i齿 （2 3） （3 6） 6 18n0 nwi总 57.32(16 18)r /min 343.92 1031.76r /min符合这一范围的同步转速为 720 rmin，再根据计算出的容量，由参考文献查得 Y160L-8 符合条件额定功率额定功率 P P同步转速同步转速 N N满载转速满载转速 NmNm型号型号8Y160L-87.5 kw750rmin720rmin3 3、计算总传动比及分配各级的传动比、计算总传动比及分配各级的传动比3.1.3.1. 总传动比总传动比i 总=nm/nW=720/57.32=12.563.23.2分配各级传动比分配各级传动比高速级传动比i1 0.25i 0.2512.56 3.14为使大锥齿不致于过大，锥齿轮传动比尽量小于 3，取i1 2.95低速级传送比为i2i12.56 4.26i22.954 4、计算传动装置的传动和动力参数、计算传动装置的传动和动力参数4.1.4.1.电动机轴的计算电动机轴的计算n0=nm=720rminP0= Pd =6.1kwT0=9550P0n0=95506.1720=80.91N.m4.2.4.2.轴的计算轴的计算n1=n0=720rminP1=P0 p0联 6.10.99kW 6.04kWT1=9550P1n1=95506.04720=80.11N.m4.3.4.3.轴的计算轴的计算n2=n1i1=7202.959=244.07 rminP2=P1轴承锥齿=3.280.990.96=5.74kwT2=9550P2n2=95505.74244.07=224.6N.m4.4.4.4.轴的计算轴的计算n3=n2i2=244.074.2657.29rminP3=P2轴承直齿=5.740.990.97=5.51kwT3=9550P3n3=95505.5157.29=918.41N.m4.5.4.5.轴的计算轴的计算( (滚筒轴滚筒轴) )n4=n357.29rminP4=P3轴承联=5.510.990.995.4kwT4=9550P4n4=95505.457.29=900.16N.m10设计结果如下设计结果如下轴号轴号参数参数转速转速 n n （r/min）功率功率 P P(kw)转矩转矩 T T（N.m）传动比传动比 i i电动机（电动机（0 0）轴（高速轴（高速轴轴7206.1 80.91 2.95轴）轴）720 6.04 80.11 3.14轴（中间轴（中间轴）轴） 244.07 5.74 224.6 4.2657.29 5.51918.41轴轴（低速轴）（低速轴） 轴（滚筒轴（滚筒轴）轴）57.29 5.4 900.164.265 5、减速器齿轮传动的设计计算、减速器齿轮传动的设计计算5.1.5.1.高速级锥齿轮传动的设计计算高速级锥齿轮传动的设计计算5.1.1.5.1.1.选择齿轮材料及精度等级选择齿轮材料及精度等级考虑到带式输送机为一般机械，故大、小齿轮选用45 钢,小齿轮调质处理，大5.1.2.5.1.2.初步计算传动的主要尺寸初步计算传动的主要尺寸1、小齿轮传递转矩为 T1=80110Nmm2、查表得载荷系数 K=1.33、齿宽系数R 0.34、弹性系数ZE齿轮正火处理，齿面硬度为 217255HBS 和 162217HBW。故选用 8 级精度 。189.8 Mpa5、直齿轮，查表节点区域系数ZH 2.56、齿数比u i1 2.95ZNHimSH7、许用接触应力可用下式计算H查得接触疲劳极限应力为H lim1 580mpa,Hlim2 390mpa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N1 60n1aLn 6072012825010 1.72810911N11.728109N25.858108i12.95查得寿命系数ZN11，ZN 21.05则取安全系数SH1H1ZN1H lim11580Mpa 580MpaSH1H 2ZN2H lim2SH取1.05390Mpa 409.5Mpa1H 409.5Mpa初算小齿轮的分度圆直径dt1，有 ZEZH4KtT13dt10.85Ru10.5RH100.961mm25.1.3.5.1.3.计算主要尺寸计算主要尺寸确定齿数：选齿数z1 23,z2 uz1 2.9523 67.85，取z2 68大端模数：m d1103.486 4.499mm去标标准模数 5mmz123大端分度圆直径：d1=m Z1=223=115mmd2=m Z2=568=340mm锥顶距：R d1115u21 2.9621mm 179.650mm22齿宽：b RR 0.3179.650mm 53.859mm取b 55mm5.1.4.5.1.4.按齿根弯曲疲劳强度校核按齿根弯曲疲劳强度校核查表得齿形系数 ：YF1 =2.65 YF2=2.13应力修正系数：YS1=1.58 YS2=1.88许用弯曲应力FF1 =215MPa F2=170MPa由公式(12-6)可得F1= 2KT1 YF1YS1bm2Z1=48.4MPaF112F2= 2KT2 YF2YS2bm2Z1=49.9MPaF2所以齿根弯曲强度校核足够。5.2.5.2.低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算5.2.1.5.2.1.选择齿轮材料及精度等级选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用 45 钢调质,硬度为 217255HBS。大齿轮选用 45 号钢正火，硬度为 162217HBS。因为是普通减速器 故选用 8 级精度 。5.2.2.5.2.2.初步计算传动尺寸初步计算传动尺寸1、小齿轮传递转矩为T3 224600N.mm2、因 v 值未知，Kv值不能确定，可初选载荷系数Kt1.11.8,初选Kt1.43、齿宽系数d1.14、弹性系数ZE189.8 Mpa5、初选螺旋角12,查得节点区域系数ZH 2.466、齿数比u i2 4.267、初选z3 23，则z4 uz3 4.2623 97.98，取z4 98， 则端面系重合 11 1 1cos 1.883.2cos12 1.67度为a1.883.2zz239843轴向重合度为 0.318dz3tan 0.3181.123tan121.71查得重合度系数Z 0.7758、查得螺旋角系数Z9、许用接触应力计算寿命系数ZN31.05，ZN 41.13，取安全系数SH1则有 0.99H3ZH3Hlim31.05580Mpa 609MpaSH1H 4ZH 4Hlim4SH1.13390Mpa 440.7Mpa113取H 440.7Mpa初步计算小齿轮的分度圆直径d3t,得2k Tu 1 ZEZHZZd3t3t3.duH 77.553mm25.2.3.5.2.3.计算主要尺寸计算主要尺寸查得齿向载荷分配系数K1.11，查得齿间载荷分配系数K1.2,则载荷系数为K KAKVKK11.11.111.2 1.45模数:mn 4mm螺旋角: arccosmnz3z44239814.5342a2250分度圆:d3mnz3423 95.041mmcoscos14.534d4mnz4498 404.959mmcoscos14.534齿宽：b dd31.195.041104.5mm,取b4105mmb3 b4(5 10)mm,取b3110mm中心距:a=mZ3Z42cos=42398)2cos14.534=250mm5.2.4.5.2.4.按齿根弯曲疲劳强度校核按齿根弯曲疲劳强度校核查表得：齿形系数 YF3 =2.61 YF4=2.23应力修正系数 YS3=1.59 YS4=1.81许用弯曲应力F：F3=172MPa F4=136MPa由公式可得F3=2KT3 YF3YS3bm2Z3 =42.66MPaF1F4=2KT4 YF4YS4bm2Z4 =41.99MPaF2所以齿根弯曲强度校核足够。14设计结果如下设计结果如下参数参数分度圆直径分度圆直径齿轮齿轮高速小齿轮高速小齿轮高速大齿轮高速大齿轮低速小齿轮低速小齿轮低速大齿轮低速大齿轮 23 68 23 98 115340 95.041404.959 55 55 110 41052505179.650齿数齿数mmmm齿宽齿宽 mmmm模数模数mmmm中心距中心距6 6、轴的设计、轴的设计6.1.6.1.高速轴的设计高速轴的设计6.1.1.6.1.1.选择轴的材料及热处理选择轴的材料及热处理由已知条件知减速器传递的功率属于小功率 ，对材料无特殊要求 ，故选用 45 钢并经调质处理。6.1.2.6.1.2.按钮转强度估算直径按钮转强度估算直径查表得 C=106135 P1=6.04Kw，又由式 d1CP1n11311836.04 23.98mm720轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大 3%5%，轴端最细处直径 d123.98+23.98(0.030.05）24.725.2mm6.1.3.6.1.3.设计轴的结构设计轴的结构轴的结构构想图 6-11、轴承的部件设计为了方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用部分结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从细处开始设计。2、联轴器与轴段轴段上安装联轴器， 此段应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所联接两轴的安装误差、隔离震动，运用弹性柱销联轴器。查得，取载荷系数KA1.5,计算转矩为15Tc KAT11.580110N.mm 120165N.mm查表 GB/T 50142003 中的 LX2 型联轴器符合要求：公称转矩为 560N.m，许用转速 6300r/min， 轴孔范围为 2035mm。 考虑d1 25.2mm， 取联轴器毂孔直径为 28mm,轴孔长度L联 62mm,Y 型轴孔， A 型键， 联轴器从动端代号为 LX2 2862 GB/T 50142003，相应的轴段的直径d1 28mm，其长度略小于毂孔宽度，取L1 60mm。 3、轴承与轴段和的设计在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。若联轴器采用轴间定位，轴肩高度h (0.07 0.1)d1 （0.07 0.1） 30 2.1 3mm。轴段的轴径d2 d12 （2.1 3） 34.1 36mm，其值最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度均小于 3m/s，可选用毡圈油封，查表初选毡圈 35JB/ZQ46061997，则d2 35mm，轴承段直径为 40mm，经过计算，这样选取的轴径过大，且轴承寿命过长，故此处改用轴套定位，轴套内径为 28mm，外径既要求满足密封要求，又要满足轴承定位基准， 考虑该轴为悬臂梁， 且有轴向力的作用， 选用圆锥滚子轴承， 初选轴承 30207，由表得轴承内径 d=35mm，外径 D=72mm，宽度 B=17mm，T=18.25mm，内圈定位直径da 42mm，外径定位直径Da 65mm，轴上力的作用点与外圈大端面的距离a315.3mm，故d2 35mm，联轴器定位轴套顶到轴承内圈端面，则该处轴段长度应略短于轴承内圈宽度，取L216mm。该减速器锥齿轮的圆周速递大于 2m/s，故轴承采用油润滑，由齿轮将有油甩到导油沟内入轴承座中。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号， 则d4 35mm，其右侧为齿轮 1 的定位套轴套，为保证套筒能够顶到轴承内圈右端面，该处轴段长度应比轴承内圈宽度略短，故取L416mm。4、轴段的设计该轴段为轴承提供定位作用，故取该轴段直径为轴承定位轴肩直径，即d3 42mm，该处长度与轴的悬臂长度有关，故先确定其悬臂长度。5、齿轮于轴段的设计轴段上安装齿轮，小锥齿轮所在处的轴段采用悬臂结构，d5应小于d4，可初定d5 32mm。16小锥齿轮齿宽中点分度圆与大端处径向端面的距离 M 由齿轮的结构确定，由于齿轮直径比较小，采用实心式，由图上量得M 32.9mm，锥齿轮大端侧径向端面与轴承套杯端面距离取为110mm，轴承外圈宽边侧距内壁距离，即轴承套杯凸肩厚 C=8mm，齿轮左侧用轴套定位，右侧采用轴端挡圈固定，为使挡圈能够压紧齿轮端面，取轴与齿轮配合段比齿轮毂孔略短，差值为 0.75mm，即L5 561C T L40.75 (5610818.25160.75) 75.5mm6、轴段与轴段的长度轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承端盖等零件有关。可知下箱座壁厚 0.025a3 0.02525039.25mm，取壁厚，体凸缘连接螺栓为 M16，地角螺栓为d M24，则有轴承端盖连接螺钉为0.4d0.4249.6mm，取其值M10，查得轴承端盖凸圆厚度为Bd12mm，取端盖与轴承座之间调整垫片厚度为t 2mm,高速轴轴承端盖连接螺钉， 查表取螺旋GB/T 5781 M1035，其安装基准园直径远大于联轴器轮毂外径，此处螺钉拆装空间足够，取联轴器毂孔端面距轴承端盖表面距离 K=10mm，为便于结构尺寸取整，轴承端盖凸缘安装面与轴承左端面的距离为l4 25.5mm，取轴段端面与联轴器左端面的距离为 1.75mm，则有L1 L联 K Bdl4T L21.75 110mm轴段的长度与该轴的悬臂长度l3有关。 小齿轮的受力作用点与右端面轴承对轴的力作用点间的距离为l3 M 1C a3 （32.910815.3） 66.2mm则两轴承对轴的力作用点间的（2 2.5）l3 （2 2.5） 66.2 132.4 165.5mm距离为l2l3 l22a32T 126 159.1mm取L3130mm,则有l2 L32T 2a3135.9mm7、轴段力作用点与左轴承对轴力的作用点的间距有图 12-4 可得l1 L1 L2T a3621.75 93.8mm2确定各轴段的直径和宽度：1、d1 28mm,长度略小于毂孔宽度,取L1 60mm，17d2 35mm,L216mm,d3 42mm,L3130mm，d4 35mm,L416mm, d5 32mm,L5 75.5mm6.1.4.6.1.4.键连接键连接带轮与轴段间采用 A 型普通平键连接，查表取其型号为键 856GB/T10961990，齿轮与轴段间采用 A 型普通平键连接，型号为键 1063GB/T109619906.1.56.1.5 校核键连接强度校核键连接强度联轴器处键连接的挤压应为p14T1480110 34.1Mpad5hl287(568)齿轮处键连接的挤压应力为p24T1480110 23.6Mpad5hl328(6310)取键、轴及带轮的材料都要为钢，由表查得p125Mpa 150Mpa,p1p，强度足够。6.1.6.6.1.6.校核轴承寿命校核轴承寿命1、计算轴承的轴向力由表查 30207 轴承得 C=54200N，C0 63500N,e 0.37,Y 1.6。查得轴承内部轴向力计算公式，则轴承 1、2 的内部轴向力分别为S1R1824.7R22556.8 257.7N，S 799.0N2Y21.622Y21.6外部轴向力 A=191.0N，则S2 A 799191 990N S1则两轴承的轴向力分别为Fa1 S2 A 990N,Fa2 S2 799N2、计算当量动载荷因为 FFa1/ R1 990/824.7 1.2 e，轴承 1 的当量动载荷为P1 0.4R11.6Fa1 0.4824.71.6990 1913.9N因为Fa2/ R2 799/2556.8 0.31 e，轴承 2 的当量动载荷为p2 R2 2556.8N因p1 p2，故只需要校核轴承 2，P P2。轴承在 100以下工作，查表得fr1118对于减速器，查表的载荷系数fp1.53、校核轴承寿命轴承 2 的寿命为610f C10 154200 3TLh h 157823h60n1f p607201.52556.8p610310减速器预期寿命为Lh 2825010h 40000hLh Lh，故轴承寿命足够。6-1按设计结果画出草图，如图19高速轴的受力分析高速轴的受力分析6.2.6.2.中间轴的设计中间轴的设计6.2.1.6.2.1.选择轴的材料及热处理选择轴的材料及热处理由已知条件知减速器传递的功率属于小功率 ，对材料无特殊要求 ，故选用 45号钢并经调质处理。6.2.2.6.2.2.按钮转强度估算直径按钮转强度估算直径查表得 C106135 P2=5.74Kw n2=244.07r/min又由式 d1=CP2n21311035.74 31.52mm244.076.2.3.6.2.3.设计轴的结构设计轴的结构轴的结构够够想图 6-2 所示201、轴承部件的结构设计该轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从dmin处开始设计开始2、轴段及轴段的设计该段轴段上安装轴承， 其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮上作用力大的轴向力和圆周力，选用圆锥滚子轴承。轴段和上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。根据dmin 31.52mm，暂取轴承 30207，由内圈宽度 B=17mm，内圈定位直径da 42mm，外圈定位直径Da 62mm，轴承对轴上力的作用点与外圈大端面的距离a315.3mm,故d1 35mm， 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号， 则d5 35mm。3、齿轮轴段与轴段的设计轴段上安装齿轮 3，轴段上安装齿轮 2,。便于齿轮的安装，d2和d4应分别略大于d1和d5，此时安装齿轮 3 处的轴径可选为38mm，经过验算，其强度不满足要求，可暂定d2 d4 42mm进行计算由于齿轮 3 的直径比较小，采用实心式，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定，齿轮 2 轮毂的宽度范围约为（1.21.5)d4 50.4 63mm，取其轮毂宽度l4 52mm，其左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。卫视套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段和轴段的长度应比相应齿轮的轮毂略短，b3110mm，故选取L2108mm,L4 50mm4、轴段的设计该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.07 0.1）d2 2.94 4.2mm，取其高度为 h=3mm，故d3 48mm。齿轮 3 左端面与箱体内壁距离和齿轮 2 的轮毂右端面与箱体内壁距离均取为1，且使箱两内侧壁关于高速轴轴线对称，量得其宽度为BX193.92mm,取BX194mm,则轴段的长度为L3 BX L4b321 (19452110210) 12mm此时锥齿轮没有处在正确安装位置，在装配时可以调节两端盖下的调整垫片使其处在正确的安装位置。5、轴段及轴段的长度由于轴承采用油润滑， 故轴承内端面距箱体内壁的距离取为 5，则轴段的长度为21L1 B1 （b3 L2） 17510(110108) 34mm17510 （5250) 34mm轴段的长度为L5 B1(l3l4）6、轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a315.3mm，则受力点间的距离为l1T 1b3110a3 (18.2551015.3) 72.95mm22由转配图得l280.6mm,l3 56.35mm确定各轴段的直径和宽度：d135mm,L134mm,d2 d4 42mm,L2108mm,L450mm,d3 48mm,L312mm,d535mm,L534mm6.2.4.6.2.4.键连接键连接齿轮与轴段间采用 A 型普通平键连接，查表得键的型号分别为键 1245GB/T10961990 和键 1245 GB/T 109619906.2.5.6.2.5.校核键连接的强度校核键连接的强度齿轮 2 处键连接的挤压应力为p4T2422460081Mpad4hl428 （4512)取键、轴及齿轮的材料都为钢，由表查得p125 150Mpa,pp，强度足够。齿轮 3 处的键长于齿轮 2 处的键，故其强度也足够。6.2.6.6.2.6.校核轴承寿命校核轴承寿命1、计算轴承的轴向力由表查 30207 轴承得 C=54200N，C0 63500N,e=0.37,Y=1.6。查得 30207 轴承内部轴向力计算公式，则轴承 1、2的内部轴向力分别为S1R13945.5R28481233.0N，S22890.0N2Y21.62Y21.6外部轴向力 A=660.1N,S2 A 890660.11550.1N S1则两轴承的轴向力分别为Fa1 S2 A 1550.1N,Fa2 S2890N222、计算轴承 1 的当量动载荷因R1 R2,Fa1 Fa2，故只要校核轴承 1 的寿命。因Fa1/ R11550.1/3945.5 0.39 e，则轴承 1 的当量动载荷P 0.4R11.6Fa1 0.43945.51.61550.1 4058.4N轴承在 100以下工作，查表得fr1。对于减速器，查表的载荷系数fp1.5。3、校核轴承寿命轴承 1 的寿命为10fTC10 154200 Lh h 99887h60n2f p60244.071.54058.4p66103103 2825010h 40000h减速器预期寿命为LhLh Lh，故轴承寿命足够。6-2按设计结果画出草图，如图。23中间轴的受力分析中间轴的受力分析6.3.6.3.低速轴的设计低速轴的设计6.3.1.6.3.1.选择轴的材料及热处理选择轴的材料及热处理由已知条件知减速器传递的功率属于小功率 ，对材料无特殊要求 ，故选用 45号钢并经调质处理。246.3.2.6.3.2.按钮转强度估算直径按钮转强度估算直径查表得 C=106135 P3=5.51Kw，T3=918410N.mn3=57.29rmin又由式 d1=CP3n31310635.51 48.6mm57.29轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大 3%5%，轴端最细处直径为 d148.6+48.60.030.05=50.151.3mm6.3.3.6.3.3.设计轴的结构设计轴的结构轴的结构构想图 6-3 所示1、轴承部件的结构设计该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上的零件的安装顺序，从最细处开始设计。2、联轴器及轴段设计轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离震动，选用弹性柱销联轴器。查表取载荷系数KA1.5,则计算转矩Tc KAT31.5918410 1377615N.mm由表查得 GB/T 50142003 中的 LX4 型联轴器符合要求：公称转矩为 2500N.mm，许用转速为 3870r/min，轴孔长度 84mm，J 型轴孔，A 型键，联轴器主动端代号为LX4 5584 GB/T50142003，相应的轴段的直径d1 55mm，其长度略小于毂孔宽度，取L182mm。3、密封圈与轴段设计在确定轴段的轴径时，应同时考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高度h (0.07 0.1）d1 (0.07 0.1)55 3.85 5.5mm。轴段的轴径d2 d12h 62.7 66mm，最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于 3m/s，可选用毡圈密封圈油封，查表，选毡圈 65JB/ZQ46061997，则d2 65mm4、轴承与轴段和轴段的设计考虑齿轮油轴向力存在，但此处轴径较大，选用角接触球轴承。轴段上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。 现暂取轴承为 7214C， 由表得轴承内径 d=70mm， 外径 D=125mm， 宽度 B=24mm，25内圈定位直径da 80mm,外圈径定位直径Da115mm，轴上定位端面圆角半径最大为ra1.5mm，轴承对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3 25.3mm,故d3 70mm。由于齿轮圆周速度大于 2m/s，轴承采用油润滑，无放挡油环，L3 B 24mm。为补偿箱体的铸造误差，取轴承靠近箱体内壁的端面与箱体内壁距离 5mm。通过一根轴上的两个轴承取相同的型号，故d7 70mm。5、齿轮与轴段该段上安装齿轮 4，为便于齿轮的安装，d6应略大于d7，可初定d6 72mm，齿轮 4 轮毂的宽度范围（1.21.5）d686.4 108mm，取其轮毂宽度b4105mm相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿端面，轴段长度应比齿轮 4 的轮毂略短，取L6102mm。轴段的直径可取轴承内圈定位直径， 即d480mm，齿轮左端面与箱体内壁距离（b3b4)/2 10(110105)/2 12.5mm，则轴段的长度为4 1L4 BX4b4 L5 (194512.510510) 71.5mm7、轴段与的长度轴段的长度除与轴上的零件有关外， 还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。 轴承座的宽度为L c1c2(5 8)mm，轴承旁连接螺栓为 M20，则c1 28mm,c2 24mm，箱体轴承座宽度L 102824(5 8) 67 70mm，取 L=70mm，轴承端盖连接螺钉查表选螺栓GB/T 5781 M1025，其安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺钉的拆装空间干涉，故选联轴器轮毂端面与轴承端盖外端面的距离为 K=10mm。则有L2 L 1 Bd K B (7021210245) 65mm轴段的长度为L7 B4(b4 L6) 24512.5(105102) 44.5mm8、轴上作用力点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3 25.3mm，l1 L7 L6b4105a3 (44.510225.3) 68.7mm2226l2 L3 L4 L5b4105a3 (2471.51025.3) 132.7mm22l3 a3 L284 (25.36542) 132.3mm2确定各轴段的直径和宽度：d1 55mm,L182mm,d2 65mm,L2 65mm,d3 70mm,L3 24mmd480mm,L4 71.5mm,d584mm,L510mm,d6 72mm,L6102mmd7 70mm,L7 44.5mm6.3.4.6.3.4.键连接键连接联轴器与轴段及齿轮 4 与轴段 6 间采用 A 型普通平键连接，由表选其型号分别为键 16100GB/T 10961990 和键 20100 GB/T 1096 19906.3.5.6.3.5.校核键连接强度校核键连接强度联轴器处键连接的挤压应力为p14T34918410 79.5Mpad1hl5510 （10016)4T347918410 53.1Mpad6hl7212 （10020)齿轮 4 处键连接的挤压应力为p2取键、轴、齿轮及联轴器的材料为钢，由表查得p125 150Mpa,p1p,p2p，强度足够。6.3.6.6.3.6.校核轴承寿命校核轴承寿命1、计算轴承的轴向力由表查 7214C 轴承得 C=70200N,C0 60000N。由表查得7214C 轴承内部轴向力计算公式，则轴承 1、2 的内部轴向力分别为S1 0.4R1 0.43114.8 1245.9N,S2 0.4R2 0.42444.9 978N外部轴向力 A=1225.3N，S1 A 1245.91225.3 2471.2N S2则两轴承的轴向力分别为Fa1 S11245.9N,Fa2 S1 A 2471.2N2、计算当量动载荷由Fa1/C01245.9/60000 0.021，查表得 e=0.39,因Fa1/ R11245.9/3114.8 0.4 e，故 X=0.44，Y=1.44,轴承 1 的当量动载荷为P1 XR1YFa1 0.443114.81.441245.9 3164.6N27由Fa2/C0 2471.2/60000 0.041，查表得 e=0.42，因Fa2/ R2 2471.2/2444.9 1.01 e，故 X=0.44，Y=1.36，轴承 2 的当量动载荷为P2 XR2YFa2 0.442444.91.362471.2 4436.6N3、校核轴承寿命因P1 P2，故只需校核轴承 2，P P2。轴承在 100以下工作，查表得fr1。对于减速器，查表得载荷系数fp1.5，轴承 2 的寿命为3610f C10170200TLh h 341473h60n3fpp6057.291.54436.663Lh Lh，故轴承寿命足够。6-3按设计结果画出草图。如图。28低速轴的受力分析低速轴的受力分析7 7、装备草图、装备草图装配草图的绘制与轴系零部件的设计计算是同步进行的，在说明书中无法同步表达，故装配草图的绘制在轴的设计计算之后。两级圆锥-圆柱齿轮减速器装配俯视图草图如图。298 8、减速器箱体的结构尺寸、减速器箱体的结构尺寸名称名称锥齿轮锥距低速级中心距下箱座壁厚上箱座壁厚下箱座部分面处凸缘厚度上箱座部分面处凸缘厚度地脚螺栓底脚厚度箱座上的助厚箱盖上的助厚地角螺栓直径代号代号R尺寸尺寸/mm/mm179.65025010915142588M24a1bb1pMm1ddD0地角螺栓通孔直径30地角螺栓沉孔座直径60底脚凸缘尺寸（扳手空间）L1L238354M202240底脚螺栓数目轴承旁连接螺栓(螺钉）直径轴承旁连接螺栓通孔直径轴承旁连接螺栓沉孔座直径nd1d1D0部分面凸缘尺寸（扳手空间）c1c22824M1617.532上下箱连接螺栓（螺钉）直径上下箱连接螺栓通孔直径上下箱连接螺栓沉孔座直径d2d2D0箱缘尺寸（扳手空间）c12430c220M10轴承盖螺钉直径d3检查孔盖连接螺栓直径圆锥定位销直径d4d5M65减速器中心高轴承旁凸台高度轴承旁凸台半径HhR2706524轴承端盖（轴承座）外径轴承旁连接螺栓距离箱体外壁至轴承座端面的距离轴承座孔长度（箱体内壁至轴承座端面的距离）大齿轮顶圆与箱体内壁间距离齿轮端面与箱体内壁间的距离D2122.175122.175607015.5210SK129 9、齿轮的润滑、齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度低，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为 40mm。1010、滚动轴承的润滑、滚动轴承的润滑如果减速器用的是滚动轴承，则轴承的润滑方法可以根据齿轮或蜗杆的圆周速度来选择：圆周速度在 2ms3ms 以上时， 可以采用飞溅润滑。 把飞溅到箱盖上的油，汇集到箱体剖分面上的油沟中，然后流进轴承进行润滑。飞溅润滑最简单，在减速器中应用最广。这时，箱内的润滑油粘度完全由齿轮传动决定。圆周速度在 2m/s3m/s 以下时，由于飞溅的油量不能满足轴承的需要，所以最好采用刮油润滑，或根据轴承转动座圈速度的大小选用脂润滑或滴油润滑。利31用刮板刮下齿轮或蜗轮端面的油，并导入油沟和流入轴承进行润滑的方法称为刮油润滑。1111、润滑油的选择、润滑油的选择采用脂润滑时，应在轴承内侧设置挡油环或其他内部密封装置，以免油池中的油进入轴承稀释润滑脂。滴油润滑有间歇滴油润滑和连续滴油润滑两种方式。为保证机器起动时轴承能得到一定量的润滑油，最好在轴承内侧设置一圆缺形挡板，以便轴承能积存少量的油。挡板高度不超过最低滚珠(柱)的中心。经常运转的减速器可以不设这种挡板。转速很高的轴承需要采用压力喷油润滑。如果减速器用的是滑动轴承，由于传动用油的粘度太高不能在轴承中使用，所以轴承润滑就需要采用独自的润滑系统。这时应根据轴承的受载情况和滑动速度等工作条件选择合适的润滑方法和油的粘度。齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用 L-AN润滑油。1212、密封方法的选取、密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为，轴承盖结构尺寸按其定位的轴承的外径决定。总总结结通过此次毕业设计，我不仅把知识融会贯通，而且丰富了大脑，同时在查找资料的过程中也了解了许多课外知识，开拓了视野，认识了将来机械的发展方向，使自己在专业知识方面和动手能力方面有了质的飞跃。毕业设计是我作为一名学生即将完成学业的最后一次作业，他既是对学校所学知识的全面总结和综合应用，又为今后走向社会的实际操作应用铸就了一个良好开端，毕业设计是我对所学知识理论的检验与总结，能够培养和提高设计者独立分析和解决问题的能力；是我在校期间向学校所交的最后一份综和性作业，从老师的角度来说，指导做毕业设计是老师对学生所做的最后一次执手训练。其次，32毕业设计的指导是老师检验其教学效果，改进教学方法，提高教学质量的绝好机会。毕业的时间一天一天的临近，毕业设计也接近了尾声。在不断的努力下我的毕业设计终于完成了。在没有做毕业设计以前觉得毕业设计只是对这几年来所学知识的大概总结，但是真的面对毕业设计时发现自己的想法基本是错误的。毕业设计不仅是对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。通过这次毕业设计使我明白了自己原来知识太理论化了，面对单独的课题的是感觉很茫然。自己要学习的东西还太多，以前老是觉得自己什么东西都会，什么东西都懂，有点眼高手低。通过这次毕业设计，我才明白学习是一个长期积累的过程，在以后的工作、生活中都应该不断的学习，努力提高自己知识和综合素质。总之，真是万事开头难，不知道如何入手。最后终于做完了有种如释重负的感觉。此外，还得出一个结论：知识必须通过应用才能实现其价值！有些东西以为学会了，但真正到用的时候才发现是两回事，所以我认为只有到真正会用的时候才是真的学会了。致致谢谢在此要感谢我们的指导老师吕老师对我悉心的指导，感谢老师们给我的帮助。在设计过程中，我通过查阅大量有关资料，与同学交流经验和自学，并向老师请教等方式，使自己学到了不少知识，也经历了不少艰辛，但收获同样巨大。在整个设计中我懂得了许多东西，也培养了我独立工作的能力，树立了对自己工作能力的信心，相信会对今后的学习工作生活有非常重要的影响。而且大大提高了动手的能力，使我充分体会到了在创造过程中探索的艰难和成功时的喜悦。虽然这个设计做的也不太好，但是在设计过程中所学到的东西是这次毕业设计的最大收获和财富，使我终身受益。毕业设计能够顺利的完成与指导老师的指导是分不开的。遇到的问题和自己不能设计的步骤，都是在指导老师的讲解下得到满意的答案。从而加快了自己设计的进度和设计的正确性、严谨性。对学校要求的设计格式，张老师也反复的检查每一个格式和布局的美观，这样我们才能设计出符合标准的设计。时间就这样在自己认真设计的过程中慢慢的过去了，几周的时间过的是有效33和充实的。到最后看到自己设计的题目完成后心情是非常喜悦的。因为这凝结了自己辛苦的劳动和指导老师的指导，所以说这次和同学完成设计收获甚多。最后在对吕老师感激的同时，也要对在百忙中认真评阅我们设计的老师表示感谢，你们丰富的专业知识能给我们提出很多可行的方案。所以我由衷的表示谢意！参考文献参考文献【1】联合编写组，机械设计手册（中册） ，化学工业出版社，1987【2】常新中，机械设计基础，电子科技大学出版社，2010【3】汤慧瑾,机械零件课程设计.高等教育出版社,1990【4】唐金松,简明机械设计手册.上海科学技术出版社,1989【5】 杨黎明,机械零件简明设计手册.兵器工业出版社,1992机械工程部毕业设计答辩组评审意见机械工程部毕业设计答辩组评审意见计 毕答 业辩 设评应到见 议人数意实到人数赞成票反对票弃权票34经评议经评议, ,该同学该同学（通过、不通过、暂缓通过）毕业设计（通过、不通过、暂缓通过）毕业设计答辩。答辩。答辩组组长签字：系部主任签字： 2013 年 6 月 18日35