卷扬机的传动装置说明书3

机械设计课程设计

课程名称:机械设计课程设计

题目名称:卷扬机的传动装置

学院:机电工程学院____

专业班级:机械设计制造及其自动化082班

学号:200810824214____

姓名:

指导教师:陈赛克机械设计课程设计说明书 (3)

一、设计题目 (3)

二、设计内容 (3)

三、传动系统的确定 (4)

（一）选择电动机类型 (4)

1.功率计算 (4)

2.电动机的转速的选择： (4)

(二）、传动装置的运动和动力参数 (5)

1.确定传动比分配: (5)

2.各轴转速计算 (5)

3.各轴输入转矩计算 (6)

三、传动零件的设计计算 (6)

(一)、高速轴齿轮传动设计 (6)

1.选定齿轮精度等级`材料和齿数 (6)

2.按齿面接触疲劳强度设计 (7)

3.计算齿轮的参数 (8)

4.按齿根弯曲强度设计 (9)

5、几何尺寸计算： (11)

(二)低速级齿轮传动设计 (11)

1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (11)

2、按齿面接触强度设计： (11)

3.按齿根弯曲强度设计 (13)

4、几何尺寸计算： (15)

(三)开式齿轮设计 (15)

1.选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数。 (15)

2、按齿根弯曲强度设计： (16)

3.尺寸计算 (17)

四、轴的设计计算 (17)

（一）高速轴的设计计算 (17)

1.轴的材料选择 (17)

2.初步确定轴径 (18)

3.联轴器的型号的选取 (18)

4.初步决定滚动轴承 (18)

5.轴的结构设计 (18)

6.求轴上的载荷 (20)

7.键的选取以及强度校核： (21)

8.滚动轴承的选取及寿命校核 (21)

（二）中间轴的设计计算 (22)

1.轴的材料选择：选取轴的材料为45钢，调质处理。 (22)

2.初步确定轴径 (22)

3.拟定轴上零件的装配方案 (22)

4.轴的结构设计 (23)

(三)低速轴设计 (24)

1.轴的材料选择 (24)2.初步确定轴径 (24)

3.联轴器的型号的选取 (24)

4.初步选择轴承6311。 (25)

5.轴的结构设计 (25)

五、减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选择 (26)

1.齿轮润滑方式的选择 (26)

2．滚动轴承的润滑方式和润滑剂的选择 (26)

3.密封方式的选择 (26)

4.减速器箱体及附件的设计 (27)

附录：参考文献 (28)机械设计课程设计说明书

一、设计题目

1.题目：设计卷扬机的传动装置。使用期8年，大修期3年，两班工作制。卷扬机卷筒速度容许误差5%，过载转矩不超过正常转矩的1.5倍。由一般厂中

小批量生产。

2.传动简图及设计原始参数如表：

题号钢丝绳拉力F

（N）钢丝绳速度

（m/s）

直径D

（mm）

卷筒效率η

C3120000.213800.96图纸要求：

减速器装配图一张（A2），

零件工作图两张（A3，传动零件、轴），

二、设计内容

1传动方案的分析；

2电动机的选择（类型、具体型号），传动比分配；

3传动装置动力参数计算；

4传动零件（皮带轮、齿轮）的设计；

5轴的设计和计算；

6轴承及其组合部件设计；

7键、联轴器的选择和校核；

8减速器箱体、润滑和附件等的设计；

9装配图（2号图纸）、零件图（3号图纸）的绘制；

10编写设计计算说明书（5000-7000字）。

三、传动系统的确定

（一）选择电动机类型

1.功率计算

电动机的速度计算：工作机所需要的有效功率为：==ηυω1000F P =kW kW 625.296

.0100021.012000=⨯⨯可查得各部件的效率如下：

123450.9980.970.980.950.9ηηηηη-----弹性联轴器的效率取；

闭式齿轮（级精度）的传动效率取；

滚动轴承的效率取；

开式齿轮传动效率取；

卷筒传递效率取。8

.095.098.097.099.052453221=⨯⨯⨯==ηηηηηa 电动机所需功率为：kW kW P P a

w

d 28.3625.2===η由课程设计辅导书选取电动机额定功率 4.0ed P kw =。

2.电动机的转速的选择：滚筒的工作转速为:min /56.10min /380

14.321.060000D 100060r r n =⨯⨯=⨯=πυω按已知工作条件和要求，选用Y 系列一般用途的三相异步电动机。由于工作转速较小，为了使齿轮的分传动比不致过大，在这里优先考虑转速为720r/min，额

定功率4kW 的电动机Y160M1—8，这时，总传动比为18.6856.10720==

i ；电动机的技术参数电动机型号额定功率（ｋ

ｗ）

电动机转速(r/min)电动机质量(kg)同步满载Y160M1—8

4720118(二）、传动装置的运动和动力参数

1.确定传动比分配:

选用电机Y160M1—8，转速n=720r/min,功率P=4KW。因是直齿圆柱齿轮传动，传动比可以平均分配为：09

.418.683321====i i i 2.各轴转速计算

min

/7201r n n ==min

/04.176/112r i n n ==min

/02.43/223r i n n ==min

/02.4334r n n ==min

/53.10/345r i n n ==%5%3%10056

.1053.1056.10%1005<=⨯-=⨯-ωωn n n 故传动分配合适。

各轴输入功率计算：

kw

p d 28.3=25.399.028.311=⨯==ηd p p kw

09.398.097.025.33212=⨯⨯==ηηp p kw

94.298.097.009.33223=⨯⨯==ηηp p kw 85.299.098.094.21334=⨯⨯==ηηp p kw 66.295.098.085.24345=⨯⨯==ηηp p kw

3.各轴输入转矩计算

根据转矩公式n P T /9549⨯=，分别计算出

m N n p T w d d ⋅==5.43/9549，m N n p T ⋅==1.43/9549111，m N n p T ⋅==6.167/9549222，m

N n p T ⋅==6.652/9549333，m

N n p T ⋅==6.632/9549444，

m

N n p T ⋅==2.2412/9549555，

编号功率（KW）

转速（r/min)转矩（N.m)

1 3.2572043.1

2 3.09176.04167.6

3 2.9443.02652.6

4 2.8543.02632.65

2.66

10.53

2412.2

三、传动零件的设计计算

(一)、高速轴齿轮传动设计1.选定齿轮精度等级`材料和齿数

（1）按给定设计方案，选用直齿圆柱齿轮。

（2）卷扬机为一般工作机，速度不高，υ=0.21m/s,故选用8级精度（GB10095-88）。

（3）材料选择

由《机械设计（第八版）》表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质），硬度为

250HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度为220HBS，二者差为30HBS。

（4）选小齿轮的齿数为:221=z ，则大齿轮的齿数为98.09.4222=⨯=z 取902=z 。齿数比为091.41

2

==

z z u i ,取压力角20α=︒。由于减速器齿轮传动为闭式传动，可以采用齿面接触疲劳强度设计，按弯曲疲劳强度校核。

2.按齿面接触疲劳强度设计

按设计计算公式计算

2

2.32t d ≥∙

（1)确定公式的各计算值1）试选载荷系数：3.1=t K 2）齿轮传递的转矩

m

N T ⋅=1.4313）由表10-7选取齿系数 1.0d φ=4）由表10-6查得材料的弹性影响系数

2

1

8.1MPa Z E =。

5）从图10—21（d)查得，小齿轮疲劳极限为：lim1700H MPa σ=，

大齿轮疲劳极限为：lim 2490H MPa σ=。

（2）计算应力循环次数

9110659.1)830082(17206060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h njL N 81

21005.4⨯==

u

N N （3）查图10—19得接触疲劳寿命系数为：

120.95,0.98

HN HN K K ==（4）计算接触疲劳许用应力：

[][]

1lim11lim 20.95700

665,

10.98490480.21

HN H H HN H H K MPa s K MPa s σσσσ∙⨯=

==∙⨯===

3.计算齿轮的参数

（1）试算小齿轮分度圆直径t d 1，代入][1H σ中较小值：

51.43)2

.4808.1(091.4091.511031.43.132.23

2

41=⋅⨯⨯≥mm d t mm

（2）计算圆周速度

s m

n d t 94.11000

6072043.5110006011=⨯⨯⋅=⨯⋅=

ππυ（3）计算齿宽

mm mm d b t d 43.5143.5111=⨯=⋅=φ（4）计算齿宽与齿高之比h

b

模数：mm mm z d m t t 34.245.322

43.5111===

齿高：

mm mm m h t 27.534.225.225.2=⨯==76.927

.543.51==h b （5）计算载荷系数。

根据s m 94.1=υ，8级精度，查课本图10—8得，载荷系数为15.1=v K ，由于是

直齿轮，由课本表10—3查得1==ααF H K K ，

由表10—2查得使用系数为

1=A K ；

由表10—4用插值法查得8级精度、小齿轮相对非对称布置时，

453

.1=βH K 。

由76.927.543

.51==h b ，453.1=βH K 查图10—13得

1.35

F K β

=，故载荷系数

671

.1453.11115.1=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=βαυH H A K K K K K V A

H H K K K K

αβ

--------动载荷系数；使用系数；

齿间载荷分配系数；齿向载荷分配系数。

（6）按设计的实际载荷系数校正所算的的分度圆直径,由式（10-10a）得

mm K K d d t t 919.553

.1671.143.5133

11=⨯==(7)计算模数

mm mm d m 54.2919

.5511===

4.按齿根弯曲强度设计

由式（10-5）得弯曲强度的设计公式：

m ≥

[]11S F F T K Y Y d z αασφ--------------输入转矩；载荷系数；应力校正系数；齿形系数；

许用应力；

齿宽系数；

由齿面接触疲劳强度设计计算所得齿数。（1）确定公式内的各参数值：

1）由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：1500FE MPa σ=，大齿轮的的弯曲疲劳极限为：2380FE MPa σ=；

2）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数10.92

F N K =，

20..97

FN K =3）计算弯曲疲劳许用应力：

取弯曲疲劳安全系数41.=S ，由式（10-12）得

[][]1

11222

0.92500

328.571.40.97380263.291.4

F N F E F F N F E F K

M P a

S K M P a

S σσσσ∙⨯=

==∙⨯===4）计算安全载荷系数K

553

.135.1115.11=⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K 5）计算齿形系数：查表10—5得

57

.1;72.211==a a S F Y Y 6）计算齿形校正系数：查表10—5得

20.22=a F Y ；78

.12=a s Y 。

7）计算大、小齿轮[]F

Sa

Fa Y Y σ并加以比较。

01300

.057

.172.2111=⨯=

F S F a a Y Y σ01487

.029

.26378

.120.2][2

22=⨯=

F S F a a Y Y σ大齿轮的

[]

F Sa

Fa Y Y σ数值大。

（2）设计计算：

将[]F

Sa

Fa Y Y σ中较大值代入公式得：

mm m 60.101487.022

11031.4553.123

2

4

=⨯⨯⨯⨯⨯≥对此计算结果，由于按齿面接触疲劳强度计算的模数（m=2.54）大于由齿根弯曲强度计算的模数（m=1.60)。因为齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载力，仅与齿轮直径有关，故可取弯曲强度设计计算所得的模数，并将模数圆整为标准值m=2.5。按接触强度得的分度圆直径mm

d 919.551=小齿轮齿数：2237.225

.2919

.5511≈===

m d z 大齿轮齿数：

=2z 90

22091.412=⨯=⋅=z u z

5、几何尺寸计算：（1）计算分度圆直径：

mm mm m z d 555.22211=⨯=⋅=mm

mm m z d 2255.29022=⨯=⋅=（2）计算中心距：

mm mm d d a 1402

225

55221=+=+=

（3）计算齿轮宽度：

mm

mm d b d 555511=⨯=⋅=φ取mm B 552=，60

1=B (二)低速级齿轮传动设计

1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

直齿圆柱齿轮，8级精度，小齿轮选用40Cr(调质），调质后硬度为250HBS，大齿轮选用45（调质），硬度为220HBS.

选小齿轮齿数为3

24

Z

=，

大齿轮齿数

16.9824091.4324=⨯==z i z ，取98

4=z 2、按齿面接触强度设计：由设计公式（10-9a）进行计算：

2

3

3

3132

2)(

.H

E t t

Z u

u d

T K d σφ∙±∙

∙

≥（1）确定公式内的各计算数值：1）试选载荷系数

3

.1=t K 2）Ⅱ轴的转矩m N T ⋅=6.16723）由资料[1]表10-7选取齿轮宽系数

1.0

d φ=

4)由表10-6查得材料弹性影响系数为2

1

8.1MPa Z E =5)由图(10-21d）和图(10—21c）查得齿面的接触疲劳强度极限

MPa H 7003lim =σ,MPa

H 5604lim =σ6)计算应力循环次数：

7

310912.9)830082(102.436060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h njL N 7

3410423.2⨯==u

N N 7）由图10-19查得接触疲劳寿命系数

93.03=NH K 95

.04=NH K 8）计算接触疲劳许用应力：

MPa

s K H HN H 6511

70093.0][3lim 33=⨯=⋅=σσMPa

s K H HN H 532156095.0][4lim 44=⨯=⋅=σσ（2）计算

1）试算小齿轮分度圆直径t d 3，代入][H σ中较小值：

53

.57)5328.1(091.4091.5110676.13.132.232

53=⋅⨯⨯≥mm d t 2）计算圆周速度

s

m n d t 474.010006004

.173.5110006023=⨯⨯⋅=⨯⋅=ππυ3）计算齿宽

mm

mm d b t d 53.7553.7513=⨯=⋅=φ4）计算齿宽与齿高之比h

b 模数：mm

mm z d m t t 15.32453

.751

1===齿高：mm

mm m h t 08.715.325.225.2=⨯==67

.1053

.

75==b

5）计算载荷系数

根据，

s m 474.0=υ，8级精度，查课本图10—8得，载荷系数为05.1=v K ，由于是直齿轮，由课本表10—3查得1==ααF H K K ，

由表10—2查得使用系数为1=A K ，查的小齿轮8级精度，非对称布置时：461.1=βH K ，由67.10=h b 查图10—13得 1.35F K β=，故载荷系数为

534

.1461.11105.1=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=βαυH H A K K K K K V A H H K

K

K

K α

β

--------动载荷系数；使用系数；齿间载荷分配系数；齿向载荷分配系数。6）按设计的实际载荷系数校正所算的的分度圆直径

mm K K d d t t 577.723

.1534.1.153.573333=⨯==7)计算模数m

mm mm z d m 02.324

577.7213===3.按齿根弯曲强度设计由式（1-5）得弯曲强度的设计公式：

3211]

[2F S F d Y Y Z KT m σφαα⋅≥[]11S F F T K Y Y d z αασφ--------------输入转矩；

载荷系数；

应力校正系数；

齿形系数；

许用应力；

齿宽系数；

由齿面接触疲劳强度设计计算所得齿数。

（1）确定公式内的各参数值：

1）由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：1500FE MPa σ=，大齿轮的的弯曲疲劳极限为：2380FE MPa

σ=2）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数

92.03=FN K ，97

.04=FN K 3）计算弯曲疲劳许用应力：

取弯曲疲劳安全系数4.1=S ，由式（10-12）得：

[][]11

12220.92500328.571.4

0.97380

263.291.4F N F E F F N F E F K

M P a

S K M P a

S σσσσ∙⨯===∙⨯

===4）计算安全载荷系数：

418

.135.1105.11=⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K 5）计算齿形系数：

查表10—5得58

.1;65.211==a a S F Y Y 6）计算齿形校正系数：

查表10—5得182.22=a F Y ，788

.12=a s Y 计算大、小齿轮[]F Sa

Fa Y Y σ并加以比较：

01274

.057.32858

.165.2][11

1=⨯=F S F a a Y Y σ，

01482

.029.263788

.1182.2][22

2=⨯=F S F a a Y Y σ比较得，大齿轮的[]F

Sa

Fa Y Y σ数值大。

（2）设计计算：

将[]F Sa

Fa Y

Y σ中较大值代入公式得：

mm

m 44.201482.022110676.1418.12325

=⨯⨯⨯⨯⨯≥

对此计算结果，由于按齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲强度计算的模数。因为齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载力，仅与齿轮直径有关，故可取弯曲强度设计计算所得的模数，并将模数圆整为标准值m=2.5。按接触强度算得的分度圆直径mm d 577.721=，小齿轮齿数：

2903.295.2577.7211≈===m d z 大齿轮齿数：=2z 119

53.11829083.412≈=⨯=⋅=z u z 4、几何尺寸计算：

（1）计算分度圆直径：

mm

mm m z d 5.725.22911=⨯=⋅=mm

mm m z d 5.2975.211922=⨯=⋅=（2）计算中心距：

mm mm d d a 1855.2975.7221=+=+=（5-14）（3）计算齿轮宽度：

mm

mm mm d b d 735.725.7211≈=⨯=⋅=φ取mm B 732=，mm

B 781=(三)开式齿轮设计

1.选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数。

（1）按传动设计的方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

（2）卷扬机为一般工作机，速度不高，所以选用8级精度（GB/T10095—58）

（3）材料选择。由表10-1选择选得大齿轮用45钢：硬度40～50HRC、小齿轮的材料为40Cr，并经调质及表面淬火；

（4）选择齿数。由于的开式传动，为使齿轮不至于过小，选小齿轮齿数

205=z ，大齿轮齿数8.8109.4206=⨯=z ,由于是开式传动，故选用齿根弯曲疲劳强度设计即可。

2、按齿根弯曲强度设计：弯曲强度的设计公式进行计算

35

55254][2F S F d Y Y Z KT m σφαα⋅≥（1)确定公式的各计算值

1)由图10-20e 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限：

MPa FE 10005=σMPa

FE 6706=σ2)由式10-13计算应力循环次数

75510426.2)830082(153.106060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N 6

561093.5⨯==u

N N 3)由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数

5 1.3F N K =

6 1.65

FN K =4)计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳系数S=1.4，由式（10-12）得

[]555 1.31000928.671.4FN FE F K MPa S σσ∙⨯===[]666

1.656707.1.4FN FE F K MPa S σσ∙⨯===5)试选取载荷系数：7

.1=t K 6)查取齿形系数及应力校正系数：

由表10-5查得218.2;80.265==a a F F Y Y ，55.15=a S Y ,772

.16=a s Y 7）计算大、小齿轮[]F

Sa Fa Y Y σ并加以比较。0.0046767

.92855.180.2][55

5=⨯=F S F a a Y Y σ

0.00498

.7772

.1218.2][66

6=⨯=F S F a a Y Y σ可见，大齿轮的数值大。

8）由表10-7选取齿宽系数：1

d φ=（2）设计计算

mm

m 99.200498.020110326.67.12325

=⨯⨯⨯⨯⨯≥由于是开式传动，计算模数将加大10%得：

29

.3%1099.299.2=⨯+=t m 就近圆整得5

.3=t m 3.尺寸计算

⑴计算分度圆直径：

70

5.32055=⨯=⋅=t m Z d 287

5.38266=⨯=⋅=t m Z d ⑵计算中心距

mm

mm d d a 5.1782287

70265=+=+=⑶计算齿轮宽度：

mm

mm d b d 7070155=⨯=⋅=φ75

6=b 四、轴的设计计算

（一）高速轴的设计计算

1.轴的材料选择

选取轴的材料为45钢，调质处理。

2.初步确定轴径最小直径由3min n P

A d o =求得，0A 由教材表15-3确定：高速轴12601=A ，

中间轴,12002=A 低速轴11203=A 。

mm n P A d o 82.2072025.312633

111min 1=⨯==mm n P A d 68.3304.17609.312033

2202min 2=⨯==mm n P A d 79.4502

.4394.2112333303min 3=⨯==3.联轴器的型号的选取

高速轴转速即为输入轴转速，其最小直径为安装联轴器的直径12d ，为了使所选的轴直径12d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩2ca A T K T =，查《机械设计（第八版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取 1.3A K =，则mm

N T K T A ca ⋅=⨯==56030431003.11查《机械设计课程设计指导书》，选YL5型凸缘联轴器，其公称转矩为63000mm N ⋅，半联轴器的孔径mm d 221=，故取mm d 2212=，半联轴器长度52L mm =，半联轴器与轴配合的毂孔长度为mm L 381

=。4.初步决定滚动轴承

选择滚动轴承6305。

5.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

（2）划分轴段,并确定各轴段的直径

mm d 221=：通过联轴器与电动机相连接；

mm d 242=：为了满足半联轴器的轴向定位要求，制出的轴肩；

mm d 253=：装滚动轴承，与初选深沟球轴承6305内径一致；

mm d 284=：轴肩；

mm d 305=：安装齿轮处；

mm d 286=：轴肩；

mm d 256=：装滚动轴承；

（3）初步确定各轴段长度

mm l 381=：

由联轴器孔长度决定；mm l 562=：

考虑起螺柱的空间，包括轴承端盖的宽度c=15mm；mm l 173=：

由轴承宽确定；mm l 8=：

轴肩，由齿轮到箱体内壁的距离确定；mm l 535=：

由齿轮宽度确定；；mm l 406=：由轴承宽、挡油盘及装配关系等确定；

轴承端盖总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定）,考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离s,取s=8mm，已知滚动轴承的宽度mm L 386=，至此已初步确定轴的长度L=290mm。

（4）细部结构设计

高速级大齿轮处键mm mm h b 810⨯=⋅,键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为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67k H ；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。

6.求轴上的载荷作用在齿轮上的圆周力为

N d T F t 5.1541919.55101.4322311=⨯⨯==径向力为N F F t

r 06.56120tan 5.154120tan =⨯== (2)垂直面的支反力：

N l l F l F l r V 19.4431

5611221=+⨯=+=N

F V 87.11719.44306.5612=-=其中2l l l +为两轴承中心的跨度，2l 为齿轮中心到右边轴承中心的距离。(3)水平面支撑反力

N l l F l F l t H 8.11081

5.15411221=+⨯=+=N

F F F H t H 7.4328.11085.154112=-=-=(3)求垂直弯矩，

m N F M V av ⋅=⋅=330.1912，

m

N l F M v av ⋅=⨯==36.2819.44311'(4)水平弯矩：

m

N l F M H H ⋅=⨯==08.709638.110811合成弯矩

21211=+=V H M M M m

N ⋅=+7096370963330.1922 22222=+=V H M M M m

N ⋅=+7176736.287096322（5）按弯矩合成应力校核该轴端强度：

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）的强度。轴单向旋转扭转切应力为脉动循环变应力。取α=0.6轴端计算应力：MPa MPa W T M ca 55][7.4328

1.0)431006.0(70963)(132

22221=<=⨯⨯+=+=-σασ，故

是安全的。

7.键的选取以及强度校核：

取标准键长45mm。l=L-b=53-10=43mm，k=0.5h=0.5×8=4mm

MPa d l k T p 32.575

*36*3100*2102324==⨯⨯⨯=σ因为齿轮宽55，故取标准键长50mm。l=L-b=50-10=40mm，k=0.5h=0.5×8=4mm

MPa d l k T p 19.658

*40*3100*2102322==⨯⨯⨯=σ查得静荷时的许用挤压应力[σp]=150>2F σ，[σp]=150>4F σ，所以挤压强度足够。

8.滚动轴承的选取及寿命校核

（1）预期寿命：

已知此减速器利用直齿圆柱齿轮设计，轴上无轴向力，故选用深沟球轴承。此机器的预期计算寿命为：

h

L h 38400)830082(=⨯⨯⨯=轴承已初选6305，基本额定负荷kN

C r 2.22=（2）计算当量动载荷P，

p r

p r P f F f =∙----载荷系数；

F 径向载荷。

（7-1）N

F r 06.561=8.12.1-=p f ，取5.1=p f ，r F 选两者中

较大者，故：

N

F f P r p 4.84206.5615.1=⨯=⋅=

（3）校核此轴承的寿命：

3

6610103320011783560609601753.5h h c L h L n P ε⎛⎫⎛⎫'=∙==> ⎪ ∙⨯⎝⎭⎝⎭

h P C n L k 4236624.84222200(7206010(60103666=⨯==>h L ,故合格。

（二）中间轴的设计计算

1.轴的材料选择：

选取轴的材料为45钢，调质处理。2.初步确定轴径最小直径由3

min n P

A d o =求得，0A 由教材表15-3确定：中间轴,12002=A mm n P A d 68.3304

.17609.3120332202min 2=⨯==3.拟定轴上零件的装配方案

根据中间轴零件的定位,装配以及轴的工艺要求，参考低速级齿轮与高速级齿轮传动尺寸，初步确定中间轴的装配草图如下：

图6-1中间轴的装配草图

4.轴的结构设计

（1）查资料，初步决定深沟球滚动轴承，代号为6307。与轴承配合的轴径d 1=d 4=35mm,齿轮2处轴头直径为d 2=38mm;齿轮2定位轴肩高度

h min =(0.07~0.1)d 2=0.1*38=3.8,所以该处直d 2'

=42mm,齿轮轴处直径等于低速级

的小齿轮直径尺寸，d 3=38mm,d 4=38mm。

（2）划分轴段,并确定各轴段的直径

mm d 351=：装滚动轴承，与初选深沟球轴承6307内径一致；

mm d 382=：安装齿轮处；

mm d 403=：轴肩；

mm d 384=：同2d ；

mm d 355=：装滚动轴承；（3）初步确定各轴段长度

mm l 211=：

由轴承宽确定；mm l 732=：

由齿轮宽度确定；mm l 233=：

由齿轮间距离确定mm l 784=：

由齿轮宽度确定；mm l 215=：由轴承宽确定；

轴承端盖总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定）,考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离s,取s=8mm，已知滚动轴承的宽度mm L 216=，至此已初步确定轴的长度L=224mm。

（4）细部结构设计

大小齿轮处键均可选择mm mm h b 812⨯=⋅（t=5.0,r=0.3)，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为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6

7k H ；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

的尺寸公差为k6。

（5）键的强度校核：

取标准键长63mm。

l =L-b=63-12=51mm，k=0.5h=0.5×8=4mm

MPa d l k T p 83.2538

5161676002102324=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=σ因为齿轮宽78，故取标准键长70mm。l=L-b=70-12=58mm，k=0.5h=0.5×8=4mm

MPa d l k T p 35.2538

5861676002102322=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=σ查得静荷时的许用挤压应力[σp]=150>2F σ，[σp]=150>4F σ，所以挤压强度足够。

(三)低速轴设计

1.轴的材料选择

选取轴的材料为45钢，调质处理。

2.初步确定轴径

低速轴11203=A ，轴段伸出段直径为

mm n P A d 79.4502.4394.211233

3303min 3=⨯==3.联轴器的型号的选取

联轴器的计算转矩2ca A T K T =，查《机械设计（第八版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取 1.3A K =，则

mm

N T K T A ca ⋅=⨯==8483806526003.11查《机械设计课程设计指导书》，选YL11型凸缘联轴器，其公称转矩为

610mm N ⋅，半联轴器的孔径mm d 501=，故取mm d 5012=，半联轴器长度mm L 84=，半联轴器与轴配合的毂孔长度为mm L 841=。

4.初步选择轴承6311。

选择深沟球轴承6311。

5.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

（2）划分轴段,并确定各轴段的直径

mm d 501=：通过联轴器与电动机相连接；

mm d 522=：为了满足半联轴器的轴向定位要求，制出的轴肩；

mm d 553=：装滚动轴承，与初选深沟球轴承6311内径一致；

mm d 584=：过渡段，由高速级齿轮的宽度决定；

mm d 655=：轴肩；

mm d 586=：齿轮安装处；

mm d 557=：滚动轴承处；

（3）初步确定各轴段长度

mm l 841=：

由联轴器孔长度决定；mm l 562=：

考虑起螺柱的空间；mm l 293=：

由轴承宽确定；mm l 624=：

由齿轮到箱体内壁的距离确定；5l 约为10mm：

轴肩，不做具体的要求，但不能过大过小；mm l 736=：

由齿轮宽度确定；mm l 297=：由轴承宽确定；

轴承端盖宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定）,考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离s 取s=8mm，已知滚动轴承的宽度mm L 296=，至此已初步确定轴的长度L=322mm。

（4）细部结构设计

齿轮处键mm mm h b 914⨯=⋅，（t=5.0,r=0.3)，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，同时为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6

7k H ；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。联轴器处键mm mm 914⨯，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm，

五、减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选择

1.齿轮润滑方式的选择

（1）齿轮采用油润滑。

（2）齿轮润滑剂的选择

齿轮润滑油选用工业闭式齿轮油，代号是：L-CKC220,运动粘度为：198-242（单位为：s mm /2）。

2．滚动轴承的润滑方式和润滑剂的选择

（1）滚动轴承润滑方式：滚动轴承采用油润滑。

（2）滚动轴承润滑剂的选择

考虑为了方便，润滑油选用与齿轮一样的L-CKC220。

3.密封方式的选择

滚动轴承密封选择：滚动轴承采用毡圈密封。

毡圈尺寸为：高速轴：

轴径0d 0D 1

b 2b 28

29414 5.5表5-1高速轴密封毡圈参数低速轴：

轴径

0d 0D 1b 2b 4041534 5.5

表5-2低速轴密封毡圈参

箱体密封选择：

箱体剖分面上应该用水玻璃密封或者密封胶密封。

4.减速器箱体及附件的设计

（1）.箱体：低速级中心a=160mm

箱座壁厚σ=0.25a+3=8mm

取为8mm 箱盖壁厚1σ=0.25a+3=8mm 取为8mm

箱座凸缘厚度b=1.5σ=12mm

箱盖凸缘厚度1b =1.51σ=12mm

箱座底凸缘厚度p=2.5σ=20mm

箱座上的肋厚m ≥0.85σ=6.8mm，取m=7mm

箱盖上的肋厚1m ≥0.851σ=6.8mm，取1m =7mm

地脚螺栓直径d φ=0.036a+10=15.76,取M16

轴承旁连接螺栓直径1d =0.75d φ=12，取M12

上下箱连接螺栓直径2d =（0.5～0.6）d φ=8～9.6，取M10

定位销孔直径'3d =（0.7～0.8）2d =7～8，取'3d =8mm

（2）.减速器附件：

1）窥视孔及窥视孔盖

A=100mm ,1A =130mm

,2A =115mm ,B=50mm 1B =90mm ,2B =70mm ,4D =M6,R=6mm，

h=4.5mm 2）通气孔

A 型通气器M18×1.5

3）轴承盖

选取凸缘式轴承盖，轴承外径D=72～85mm,对于低速轴有螺栓直径

3d =M8,螺栓数目n=6；对于高速轴和中间轴有螺栓直径3d =M8,螺

栓数目n=4

4)定位销

选取圆锥型定位销8×32

M12×20

6)游标

杆式游标,M16

7)放油孔及放油螺栓塞

M16×1.5

附录：参考文献

1、吴宗泽主编·《机械设计》·---北京：高等教育出版社·2001

2、席伟光，杨光，李波主编·《机械设计课程设计》·---北京：高等教育出版社·2003（2004重印）

3、吴宗泽主编·《机械设计课程设计手册》–3版·---北京：高等教育出版社·1992（2007重印）

4、赵祥主编·《机械零件课程设计》·---北京：中国铁道出版社·1988

5、哈尔滨工业大学理论力学教研室编·《理论力学》·---北京：高等教育出版社·2002.8（2003重印）

6、孙恒，陈作模主编·《机械原理》·---北京：高等教育出版社·2001（2003重印）

7、张代东主编·《机械工程材料应用基础》·--北京：机械工业出版社·2001.6

8、王连明主编·《机械设计课程设计》·——哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社·1996