课程设计二级展开式圆柱齿轮减速器设计说明

机械设计课程设计说明书 1 设 计 计 算 及 说 明 结 果 一 设计仸务书 1.1 题目 ： 铸钢车间型砂传送带传送装置设计。 1.2 仸务 ： （ 1）减速器装配图（ 0 号） 1 张 （ 2）低速轴零件图（ 2 号） 1 张 （ 3）低速级大齿轮零件图（ 2 号） 1 张 （ 4）设计计算说明书 1 仹 （ 9）草图 1 仹 1.3 传动方案 ： 图（ 1）传动方案示意图 1 电动机 2 V 带传动 3 展开式双级齿轮减速器 4 连轴器 5 底座 6 传送带鼓轮 7 传送带 (各轴代号见第六页 ) 1.4 设计参数 ： （ 1）传送速度 V= 0.7 m/s （ 2）鼓轮直径 D= 300 mm （ 3）鼓轮轴所需扭矩 T=900N m 机械设计课程设计说明书 2 设 计 计 算 及 说 明 结 果 1.5 其它条件： 工作环境通风不良、单向运转、双班制工作、试用期限为 8 年 (年工作日 300 天 )、小批量生产、底座（为传动装置的独立底座）用型钢焊接。 二传动方案简述 2.1 传动方案说明 2.1.1 将带传动布置于高速级 将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。同时，将带传动布置在高速级有利于収挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。 2.1.2 选用闭式斜齿圆柱齿轮 闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工冴下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。 2.1.3 将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较进的地方 由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿 齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端较进的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。 综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。 2.2 电动机的选择 2.2.1 电动机类型和结构型式 根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流电，所以选用三相交流电动机。又由于 Y 系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价栺低等优点均能满足工作条件和使用条件。根据需要运送型砂，为防止型砂等杂物掉入电动机，故选用封闭式电动机 。根据本装置的安装需要和防护要求，采用卧式封闭型电动机。 Y(IP44)笼型封闭自扇冷式电动机 ,具有防止灰尘或其他杂物侵入之特点。故优先选用卧式封闭型 Y 系列三相交流异步电动机。 机械设计课程设计说明书 3 设 计 计 算 及 说 明 结 果 2.2.2 选择电动机容量 (1)工作机所需功率 Pw 工作机所需功率wP及所需的转速 wn 9550ww TnP kw DVn w 100060 r/min 4 4 . 5 6 300 7.0100060100060 D Vn w r/min 199.49550 59.449009550 ww TnP kw 式中： V -传送速度 ； D -鼓轮直径 ； T-鼓轮轴所需的功率 (2) 由电动机至工作机的总效率 n 4321 带传动 V 带的效率 1 =0.940.97 取 1 = 0.95 一对滚动轴承的效率 2 =0.980.995 取 2 = 0.99 一对齿轮传动的效率 3=0.960.98 取3= 0.97 联轴器的效率 4 =0.990.995 取 4 = 0.99 85.099.097.099.095.0 23423321 (3) 电动机所需的输出功率dP 94.485.0 1 9 9.4 wd PP KW (4) 确定电动机的额定功率 Ped 又 Ped Pd 取 P ed= 5.5 kw 2.2.3 电动机额定转速的选择 wlhvd niiin 式中 : dn -电动机转速 ； iv -V 带的传动比 ； hi -高速齿轮的传动比 56.44wn r/min 199.4wP kw 85.0 94.4dP kw 5.5edP kw 机械设计课程设计说明书 4 设 计 计 算 及 说 明 结 果 li -低速齿轮的传动比 ； wn-工作机的转速 展开式双级圆柱齿轮减速器传动比 lh ii=936 推荐 V 带传动比 iv =24 59.44*36*459.44*9*2wlhvd niiin = 802.626420.96 r/min 2.2.4 确定电动机的型号 一般同步转速取 1000r/min 或 1500 r/min 的电动机。 初选方案： 电动机型号 额定功率 kw 同步转速 r/min 最大转矩 额定转矩 满载转速 r/min 质量 kg Y132S-4 5.5 1500 2.3 1440 68 2.2.5 电动机的主要参数 （ 1） 电动机的主要技术数据 电动机型号 额定 功率 kw 同步转速 r/min 最大 转矩 额定 转矩 满载 转 速 r/min 质量 kg Y132S-4 5.5 1500 2.3 1440 68 机械设计课程设计说明书 5 设 计 计 算 及 说 明 结 果 （ 2）电动机的外形示意图 Y 型三相异步电动机 （ 3）电动机的安装尺寸表 （单位： mm） 电机 型号 Y132S 型号 尺 寸 H A B C D E FGD G AD AC HD L 132 216 140 89 38 80 108 33 210 135 315 475 2.3 总传动比的确定及各级传动比的分配 2.3.1 理论总传动比 i 32.3256.441 4 4 0 wmnni nm : 电动机满载转速 机械设计课程设计说明书 6 设 计 计 算 及 说 明 结 果 2.3.2 各级传动比的分配 (1)V 带传动的理论传动比 vi 初取 vi2.33 （由 2 P4 表 2-1） (2)两级齿轮传动的传动比 87.1333.2 32.32 vlh iiii (3)齿轮传动中，高低速级理论传动比的分配 取lh ii ，可使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。同时还可以使传动装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。但hi过大，有可能会使高速极大齿轮与低速级轴収生干涉碰撞 。所以必须合理分配传动比，一般可在 )4.13.1(lh ii 中取，要求 d2 l - d2h20 30 mm。 （由 2 P9 图 2-2） 取 38.1lh ii ，又 87.13 lh ii hi4.37， 17.3li 2.4 各轴转速，转矩与输入功率 2.4.1 各轴理论转速 设定：电动机轴为 0 轴， 高速轴为轴， 图（ 1）左侧 中间轴为轴， 图（ 1）中间 低速轴为轴， 图（ 1）右侧 联轴器为 错误 !未找到引用源。 轴 (1)电动机 1440 md nn r/min (2)轴 6 1 833.21 4 4 0 vdinn r/mim (3)轴 1 4 137.46 1 8 vinn r/min (4)轴 4417.31 4 1 linn r/min i 32.32 vi, 2.33 87.13 lh ii 37.4hi 17.3li 1440dn r/min min/618 rn 141n r/min 机械设计课程设计说明书 7 设 计 计 算 及 说 明 结 果 2.4.2 各轴的输入功率 (1)电动机 5.5dP kw (2)轴 225.595.05.51 dPP kw (3)轴 018.597.099.028.532 PP kw (4)轴 联 32 PP 818.497.099.0018.5 kw 2.4.3 各轴的理论转矩 (1)电动机 14405.51055.91055.9 66 ddd nPT mmN 410648.3 (2)轴 618225.51055.91055.9 66 n PT 410074.8 N mm (3)轴 141018.51055.91055.9 66 nPT 5103987.3 N mm (4)轴 44818.41055.91055.9 66 nPT = 510457.10 N mm 2.4.4 各轴运动和动力参数汇总表 轴号 理论转速（ r/min） 输入功率 （ kw） 输入转矩(N mm) 传动比 电动轴 1440 5.5 3.648104 4.33 第 错误 !未找到引用源。轴 618 5.225 8.074104 4.37 第 错误 !未找到引用源。141 5.018 3.3987105 3.17 44n r/min KWPd 5.5 225.5P kw KWP 018.5 KWP 818.4 dT 410648.3 N mm T 410074.8 N mm T 5103987.3 N mm 510457.10 T N mm 机械设计课程设计说明书 8 设 计 计 算 及 说 明 结 果 轴 第 错误 !未找到引用源。轴 44 4.818 10.457105 三、传动设计 3.1 V 带传动设计 3.1.1 原始数据 电动机功率 5.5dP kw 电动机转速 1440dn r/min V 带理论传动比 vi2.33 单向运转、双班制、工作机为带式运输机 3.1.2 设计计算 （ 1） 确定计算功率 Pca Pca =KA Pd 根据双班制工作，即每天工作 16 小时，工作机为带式运输机， 查得工作系数 KA=1.2 Pca =KAPd=1.25.5= 6.6 kw （ 2）选取普通 V 带带型 根据 Pca， nd 确定选用普通 V 带 B 型。 （由 1P157 图 8-11） （ 3）确定带轮基准直径 dd1和 dd2 a. 初选 小带轮基准直径 1d =140mm b验算带速 5m/s V 20m/s 56.10100060 1440140100060 11 ndv d m/s 5m/sV25m/s 带的速度合适。 c. 计算 dd2 dd2 2.32614033.21 ddi mm Pca =6.6kw B 型普通 V 带 dd1 =140mm v=10.56m/s 机械设计课程设计说明书 9 设 计 计 算 及 说 明 结 果 圆整 dd2 =355 mm （ 4）确定普 V 带的基准长度和传动中心距 根据 0.7（ dd1+dd2） a 0 2（ dd1+dd2） 346.5mm a 0990mm 初步确定中心距 a 0 = 500mm Ld =0212210 422 a)dd()dd(a dddd =5004 )140355()355140(250022 =1800.66mm 取 Ld = 1800 mm 计算 实际中心距 a mmLLaa dd 5002 66.1 8 0 01 8 0 050020 （ 5）验算主轮上的包角 1 3.571 8 0 121 a dd dd = 901555003.57140355180 主动轮上的包角合适 （ 6）计算 V 带的根数 Z 得 lca KKPP PZ)( 00 P0 基本额定功率 得 P0=2.81 P0 额定功率的增量 P0=0.46 K 包角修正系数 得K=0.93 lK 长度系数 得lK=0.95 lca KKPP PZ)( 00 = 89.26.6 =2.28 取 Z=3 根 （ 7）计算预紧力 F0 dd2 =355mm Ld =1800mm a =500mm 1 = 155 Z=3 机械设计课程设计说明书 10 设 计 计 算 及 说 明 结 果 得 20 )15.2(500 qvKZvPF ca q V 带单位长度质量 q=0.10 kg/m 2m i n0 )15.2(500 qvKZvPF ca = 256.101.0)193.0 5.2(56.103 6.6500 =187 N 应使带的实际出拉力 min00 FF （ 8）计算作用在轴上的压轴力 FP 得 2155s in187322s in2 10m i n0 FZF vP =1095 N 3.1.4 带传动主要参数汇总表 带型 Ld mm Z dd1 mm dd2 mm a mm F0 N FP N A 1800 3 140 355 500 187 1095 3.1.3 带轮材料及结构 （ 1）带轮的材料 带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为 HT150 或 HT200 ( 2 ) 带轮的结构 带轮的结构形式为孔板式，轮槽槽型 B 型 F0 = 187N 0PF =1095N 机械设计课程设计说明书 11 设 计 计 算 及 说 明 结 果 小带轮结构图 大带轮结构图 3.2 高速级齿轮传动设计 3.2.1 原始数据 输入转矩 T= 410074.8 N mm 小齿轮转速 In=618 r/min 齿数比 = 37.4hi 由电动机驱动单向运转、双班制工作、工作寿命为 8 年、工作机为带式运输机、载荷较平稳。 （设每年工作日为 260 天） 3.2.2 设计计算 一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数 1 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮； 2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度； 3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动 小齿轮材料： 45 号钢调质 HBS1=220 接触疲劳强度极限 5701lim H MPa （由 1P209 图 10-21d） 弯曲疲劳强度极限 4401 FE Mpa （由 1P209 图 10-20c） 大齿轮材料： 45 号钢正火 HBS2=190 接触疲劳强度极限 4002lim H MPa （由 1 P209 图 10-21c） 弯曲疲劳强度极限 3302 FE Mpa （由 1 P209 图 10-20b） 4 初选小齿轮齿数 241 Z 大齿轮齿数 Z2 = Z1 hi= 244.37=104.88 取 105 5 初选螺旋角 14t 二 按齿面接触强度设计 计算公式： 321112 HHEdttZZuuTKd mm （由 1P218 式 10-21） 1 确定公式内的各计算参数数值 初选载荷系数 6.1tK 小齿轮传递的转矩 41 10074.8 TT N mm 齿宽系数 8.0d （由 1P156 表 10-7） 材料的弹性影响系数 8.189EZ Mpa1/2 （由 1P201 表 10-6） 区域系数 43.2HZ （由 1 P217 图 10-30） 机械设计课程设计说明书 12 设 计 计 算 及 说 明 结 果 78.01 ， 92.02 （由 1P215 图 10-26） 70.121 应力循环次数 )826082(16186060 11 hjLnN 91024.1 9912 1028.037.4 1023.1 hiNN 接触疲劳寿命系数 90.01 HNK 12 HNK （由 1P207 图 10-19） 接触疲劳许用应力 取安全系数 1HS MP aSK HHNH 5131 5709.0 1l i m11 MP aSK HHNH 40014001 2l i m22 M P aM P aHHHH49223.15.4562 4005132 221 取 5.456H MPa 2 计算 （ 1）试算小齿轮分度圆直径td1 3 21 )(12HEHdtt ZZTKd 3 24 )5.4568.18943.2(37.4137.47.18.010074.86.12 =62.0mm （ 2）计算圆周速度 100060 61862100060 1 ndv t2.0m/s （ 3）计算齿宽 b 及模数 mnt 6.49628.01 td db mm 51.224 14c o s62c o s11 Zdm tnt mmmh nt 65.525.2 b/h=10.97 MpaH 5.456 td1 =62.0mm v =2.0m/s b =49.6 mm ntm 2.51mm h=5.65mm b/h=10.97 机械设计课程设计说明书 13 设 计 计 算 及 说 明 结 果 （ 4）计算纵向重合度 52.114248.0318.0318.0 1 tgtgZ td （ 5） 计算载荷系数 HHVAH KKKKK 错误 !未找到引用源。 使用系数AK 根据电动机驱动得 0.1AK 错误 !未找到引用源。 动载系数VK 根据 v=2.0m/s、 7 级精度 10.1VK 错误 !未找到引用源。 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数HK 根据小齿 轮相对支承为非对称布置、7 级精度、d=0.8、 6.49b mm，得 HK =1.291 错误 !未找到引用源。 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数FK 根据 b/h=10.97、 291.1HK 28.1FK 错误 !未找到引用源。 齿向载荷分配系数HK、FK 假设 mmNbFKtA /100/ ，根据 7 级精度，软齿面传动，得 4.1 FH KK HHVAH KKKKK =11.11.41.291=1.988 （ 6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 1d mmKKddtHt 65.666.1/988.162/ 3311 三 按齿根弯曲强度设计 3m ax212c o s2 F SaFadn YYZYKTm 1 确定计算参数 （ 1）计算载荷系数 K 971.128.14.11.11 FFVA KKKKK （ 2）螺旋角影响系数Y 根据纵向重合系数 52.1，得 错误 ! 未指定书签。 =1.52 HK =1.988 1d =66.65mm K=1.971 机械设计课程设计说明书 14 设 计 计 算 及 说 明 结 果 Y 0.88 （ 3）弯曲疲劳系数 KFN 得 92.01 FNK 88.02 FNK （ 4）计算弯曲疲劳许用应力F 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 得 MP aSK FEFNF 14.2894.1 44092.0 111 MP aSK FEFNF 43.2074.1 44088.0 222 （ 5）计算当量齿数 ZV 27.2614c o s 24c o s 3311 ZZ V ， 94.11414c o s105c o s 3322 ZZ V ， （ 6）查取齿型系数 YF 应力校正 系数 YS 得 60.21 FaY 17.22 FaY 595.11 SaY 8.12 SaY （ 7）计算大小齿轮的 Y YFa SaF 幵加以比较 0143.0111 FSaFa YY 0188.0222 FSaFa YY 比较 111 FSaFa YY 66.65mm 412713c o s 2144c o s22 nmZd 296.136mm 4 计算齿轮宽度 b 864.678.01 db d=54.29mm 圆整后 2b 55mm 1b 60 mm 六 验算 NdTF t 5.2379864.67 10074.822 411 mmNb FK tA /26.4355 5.23791 100N /mm 与初设相符 设计符合要求 3.3 低速级齿轮传动设计 错误 ! 未指定书签。 =2mm 1Z 33 2Z 144 a=182mm = 412713 d1=67.864mm d2=296.136mm b=55mm 2b 55mm 1b 60mm 机械设计课程设计说明书 16 设 计 计 算 及 说 明 结 果 3.3.1 原始数据 输入转矩 T= 5104.3 N mm 小齿轮转速 n=141 r/min 齿数比 = 17.3li 由电动机驱动单向运转、双班制工作、工作寿命为 8 年、工作机为带式运输机、载荷较平稳。（设每年工作日为 260 天） 3.3.2 设计计算 一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数 1 为提高传动平稳性及 强度，选用斜齿圆柱齿轮； 2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度； 3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动 小齿轮材料： 45 号钢调质 HBS3=220 接触疲劳强度极限 5703lim HMPa （由 1P209 图 10-21d） 弯曲疲劳强度极限 4403 FE Mpa （由 1 P209 图 10-20c） 大齿轮材料： 45 号钢正火 HBS4=190 接触疲劳强度极限 4004lim H MPa （由 1 P209 图 10-21c） 弯曲疲劳强度极限 3304 FE Mpa （由 1 P209 图 10-20b） 4 初选小齿轮齿数 283 Z 大齿轮齿数 Z4= Z3 hi= 283.17= 88.76 取 89 5 初选螺旋角 10t 二 按齿面接触强度设计 计算公式： 32312 HHEdttZZuuTKd mm （由 P2181式 10-21） 1. 确定公式内的各计算参数数值 初选载荷系数 6.1tK 小齿轮传递的转矩 5104.3 T N mm 齿宽系数 8.0d （由 1P156 表 10-7） 材料的弹性影响系数 8.189EZ Mpa1/2 （由 1P201 表 10-6） 区域系数 43.2HZ （由 1P217 图 10-30） 78.03 ， 86.04 （由 1 P215 图 10-26） 64.143 机械设计课程设计说明书 17 设 计 计 算 及 说 明 结 果 应力循环次数 )826082(11416060 23 hjLnN 8108.2 7834 1083.817.3 108.2 hiNN 接触疲劳寿命系数 10.13 HNK 15.14 HNK （由 1P207 图 10-19） 接触疲劳许用应力 取安全系数 1HS MP aSK HHNH 6271 5701.1 3l i m33 MP aSK HHNH 4601 40015.1 4l i m44 M P aHHH 5.5432 4606272 43 取 5.543H MPa 2. 计算 （ 1）试算小齿轮分度圆直径td1 3 23 )(12HEHdtt ZZTKd 3 25 )5.5438.18943.2(17.3117.364.18.0104.36.12 =92.27mm （ 2）计算圆周速度 100060 3 ndv t0.68 m/s （ 3）计算齿宽 b 及模数 mnt 82.7327.928.03 td db mm 2.3c o s33 Zdm tnt mmmh nt 2.72.325.225.2 b/h=73.82/7.2=10.25 （ 4）计算纵向重合度 776.1318.0 3 td tgZ td3 =92.27mm v =0.77m/s 82.73b mm ntm 3.2mm h=7.2mm 机械设计课程设计说明书 18 设 计 计 算 及 说 明 结 果 （ 5） 计算载荷系数 HHVAH KKKKK 错误 !未找到引用源。 使 用系数AK 根据电动机驱动得 1AK 错误 !未找到引用源。 动载系数VK 根据 v=0. 77m/s 7 级精度 1.1VK 错误 !未找到引用源。 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数HK 根据小 齿轮相对支承为非对称布置、 7级精度、d=0.8 82.73b mm，得 HK =1.297 错误 !未找到引用源。 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数FK 根据 b/h=10.25 298.1HK 26.1FK 错误 !未找到引用源。 齿向 载荷分配系数HK、FK 假设 mmNbFKtA /100/ ，根据 7 级精度，软齿面传动，得 4.1 FH KK HHVAH KKKKK =11.11.41.297=1.997 （ 6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 1d 3333 6.1/997.197.92/ tHt KKdd99.35mm 三 按齿根弯曲强度设计 3m a x232c o s2 F SaFadn YYZYKTm 1 确定计算参数 （ 1）计算载荷系数 K 940.126.14.11.11 FFVA KKKKK （ 2）螺旋角影响系数Y 根据纵向重合系数 1.776，得 Y 0.88 （ 3）弯曲疲劳系数 KFN b/h=10.25 =1.776 HK =1.997 3d =99.35mm K=1.940 机械设计课程设计说明书 19 设 计 计 算 及 说 明 结 果 得 88.03 FNK 92.04 FNK （ 4）计算弯曲疲劳许用应力F 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 得 MP aSK FEFNF 6.2764.1 44088.0 333 MP aSK FEFNF 9.2164.1 33092.0 444 （ 5）计算当量齿数 ZV 65.3014c o s 28c o s 3333 ZZ V ， 43.9714c o s 89c o s 3344 ZZ V ， （ 6）查取齿型系数 YF 应力校正系数 YS 得 55.23 FaY 20.24 FaY 61.13 SaY 78.14 SaY （ 7）计算大小齿轮的 Y YFa SaF 幵加以比较 01484.0333 FSaFa YY 018.0444 FSaFa YY 比较 333 FSaFa YY 444FSaFa YY 所以大齿轮的数值大，故取 0.018。 2 计算 3m a x232c o s2 F SaFadn YYZYKTm 3 225 018.064.1288.014c o s88.0104.394.12 =2.67m 四 分析对比计算结果 对比计算结果，取 mn =3 已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接 机械设计课程设计说明书 20 设 计 计 算 及 说 明 结 果 触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的 d3=99.35mm 来计算应有的3Z 4Z 13.323 14c o s35.99c o s33 nmdZ 取 1Z 33 61.1043317.334 uZZ 取 2Z 105 需满足3Z、4Z互质 五 几何尺寸计算 1 计算中心距阿 a mmmZZa n 33.21314c o s2 3)10533(c o s2 )( 43 将 a 圆整为 213mm 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 5437132 )(a r c c o s 43 a mZZ n 3 计算大小齿轮的分度圆直径 d3、 d4 543713c o s 333c o s33 nmZd101.870mm 543713c o s 3105c o s44 nmZd 324.131mm 4 计算齿轮宽度 b 870.1018.03 db d=81.5mm 圆整后 4b 82mm 3b87mm 六 验算 NdTF t 17.6675870.101 104.322 53 mmNb FK tA /4.81826 6 7 51 100N/mm 与初设相符 设计符 合要求 错误 ! 未指定书签。 =3mm 3Z 33 4Z 105 a=213mm = 543713 d3=101.870mm d4=324.131mm 4b 82mm 3b 87mm 机械设计课程设计说明书 21 设 计 计 算 及 说 明 结 果 3.4 齿轮参数汇总表 高速级 齿轮 齿数 分度圆直径 d (mm) da (mm) df (mm) 精度等级 Z1 33 67.864 71.849 62.848 7 Z2 144 296.136 300.136 291.136 传动 传动比 i 中心距 a 模数 mn 螺旋角 计算齿宽 b2(mm) 4.37 182 2 13.461 55 低速级 齿轮 齿数 分度圆直径 d (mm) da (mm) df (mm) 精度等级 Z3 33 101.870 107.87 94.37 7 Z4 105 324.131 330.131 316.631 传动 传动比 i 中心距 a 模数 mn 螺旋角 计算齿宽 b4(mm) 3.17 213 3 13.632 82 3.5 齿轮结构 参照 2/P66 表 9-2，齿轮 1、 3 采用齿轮轴，齿轮 2、 4 采用腹板式。 四 . 轴及轮毂连接 4.1 低速轴的结构设计 4.1.1 低速轴上的功率 P 、转速 n 、转矩 T P =4.818kw n =44r/min T = 5104573.10 N mm 4.1.2 估算轴的最小直径 低速轴选用材料： 45 号钢，调质处理。 取 A 0 =110 , 机械设计课程设计说明书 22 设 计 计 算 及 说 明 结 果 mmnPAd 626.5244818.4110 330m i n 由于需要考虑轴上的键槽放大 , d0 %)61(min d=55mm 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。 因此选用弹性柱销联轴器。 得： TKT Aca 得： 工作情冴系数 AK 1.5 得： 选用 HL4 型弹性柱销联轴器 HL4 型弹性柱销联轴器主要参数为： 公称转矩 Tn 1250 N mm 轴孔长度 L=112 mm 孔径 d1 =56 mm 联轴器外形示意图 联轴器外形及安装尺寸 型号 公称扭矩N m 许用 转速r/min 轴孔直径mm 轴孔长度mm D mm 转动 惯量 kg m2 许用补偿量 轴向 径向 角向 HL4 1250 2800 56 112 195 3.4 1.5 0.15 030 机械设计课程设计说明书 23 设 计 计 算 及 说 明 结 果 4.1.3 轴的结构设计 (直径 ,长度来历 ) 一 低速轴的结构图 二 根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度 (1) 段与联轴器配合 取 dI-II=56， 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上 取 LI-II=112。 (2)为了满足半联轴器的 轴向定位， 段右侧设计定位轴肩， 毡圈油封的轴径 取 dII-III=65mm 由轴从轴承座孔端面伸出 15-20mm,由结构定 取 LII-III=49。 (3)轴肩为非定位轴肩， 由 2P14815-6 初选角接触球轴承 取 dIII-IV=70 考虑轴承定位稳定， LIII-IV 略小于轴承宽度加挡油环长度 取 LIII-IV=32。 (4)根据轴上零件（轴承）的定位要求及箱体之间关系尺寸 取 dIV-V =80m， LIV-V =79.5 (5)轴肩、为定位轴肩 ,直径应大 于安装于轴上齿轮内径 610mm, 且保证 10mm 取 dV-VI=88mm， LV-VI=8mm (6) 段安装齿轮，由低速级大齿轮内径 机械设计课程设计说明书 24 设 计 计 算 及 说 明 结 果 取 dVI-VII=75 考虑齿轮轴向定位， LVI-VII略小于齿宽，齿轮右端用套筒定位。 取 LVI-VII =80m。 (7)轴肩至间安装深沟球轴承为 6314AC 取 dVII-VIII =70m 根据箱体结构 取 LVII-VIII=58 轴上齿轮、半联轴器零件的周向定位均采用键联接 。 由 2P119 表（ 11-5），取轴端倒角 1.545 ， 各轴肩处圆角半径 R=1.6mm 二、中速轴尺寸 （ 1）确定各轴段直径 d1=40mm d2 =50mm d3 = 60mm d4=107 mm d5=60mm d6= 40mm （ 2） 确定各轴段长度 L1=45mm L2=52mm L3=7.5mm L4=87mm L5=8mm L6=32mm 机械设计课程设计说明书 25 设 计 计 算 及 说 明 结 果 三、高速轴尺寸 （ 1）确定各轴段直径 d1=25mm d2 =32mm d3 =35mm d4=40 mm d5=71.849mm d6=40 mm d7=35mm (2)确定各轴段长度 L1=56mm L2=58mm L3=18mm L4=112mm L5=60mm L6=8mm L7=30mm 4.2 低速轴强度校核 4.2.1 作用在齿轮上的力 Nd TFt 123.6455324 104573.1022 54 Ntgtg aFtFr n 574.2417543713c o s 20123.6455c o s NtgtgFtFa 436.1565543713123.6455 4.2.2 计算轴上的载荷 机械设计课程设计说明书 26 设 计 计 算 及 说 明 结 果 载荷分析图 (1)垂直 面 NLL LFF tNV 37.230381146 81123.64553231 NLL LFF tNV 75.415181146 146123.64553222 mmNLFM NVV 532 1036.38175.4151 载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定 (2)水平面 mmNDFM aa 51054.22 324436.15652 NFt 123.6455 NFr 574.2417 NFa 436.1565 机械设计课程设计说明书 27 设 计 计 算 及 说 明 结 果 NLL MLFF arNH 52.61781146 1036.381574.2417)( 53231 NLL MLFF arNH 10.303581146 1036.3146574.2417 53222 mmNLFM NHH 5211 1037.314637.2303 mmNLFM NHH 5322 1036.38175.4151 (3) 总弯矩 mmNMMM HV 525252 121 1076.4)1037.3()1036.3( mmNMMM HV 525252 222 1075.4)1036.3()1036.3( 从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面，现将计算出的截面 C 处的 MH、 M V、 M V及 M 的值例于下表： 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F FNH1=617.52N FNH2=3015.10N FNV1=2303.37N FNV2=4151.75N 弯矩 M M H1 =3.37105N mm M H2 =3.36105N mm MV =3.36105 N mm 总弯矩 M 1=4.76105 N mm M 2=4.75105N mm 扭矩 T T = 5104573.10 N mm 4.2.3 按弯扭合成校核轴的强度 迚行校核时，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。 由 1P362 表（ 15-1），得： MPa601 由 1P374 式（ 15-5），取 6.0 ，轴的计算应力为： 32525221701.0)104573.106.0()1076.4()(WTMca M P aMP a 6096.22 1 4.3 键联接强度校核 4.31 低速轴齿轮的键联接 1 选择类型及尺寸 根据 d =75mm， L =80mm， ， NF NV 37.23031 NF NV 75.41512 NF NH 52.6171 错误 ! 未指定书签。mmNM H 51 1037.3 mmNM H 52 1036.3 机械设计课程设计说明书 28 设 计 计 算 及 说 明 结 果 选用 A 型， bh=2012， L=70mm 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= 70-20=50mm k = 0.5h = 6mm (2) 强度校核 此处，键、轴和轮毂的材料都是钢， ，取 p=110MPa T = 5104573.10 N.mm p = M P ak ldT 95.9275506 N . m m 104573.10210253 p 键安全 合栺 4.3.2 低速轴联轴器的键联接 1 选择类型及尺寸 根据 d =56mm， L =112mm， ， 选用 C 型， bh=1610 L=110mm 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/2= 102mm k = 0.5h =5 mm (2) 强度校核 此处，键、轴和轮毂的材料都是钢， ，取 p=110MPa T = 5104573.10 N.mm p = M P ak ldT 23.73561025 104573.10210253 p 键安全合栺 五 . 轴承选择计算 5.1 减速器各轴所用轴承代号 普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两端固定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸 该轴强度合栺 机械设计课程设计说明书 29 设 计 计 算 及 说 明 结 果 长量。 项目 轴承型号 外形尺寸（ mm） 安装尺寸（ mm） d D B D1 min D2 max ra max 高速轴 6307 35 80 21 44 71 1.5 中间轴 6308 40 90 23 48 80 1.5 低速轴 6314 70 150 35 82 137 2.1 5.2 低速轴轴承寿命计算 5.2.1 预期寿命 从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为 8 年 (年工作 日为 260 天 )。 预期寿命 hL =282608=33280 h 5.2.2 寿命验算 载荷分析图（俯视） 机械设计课程设计说明书 30 设 计 计 算 及 说 明 结 果 (左旋 ) 1 ) 轴承所受的径向载荷 Fr 和轴向载荷 Fa 3 0 3 5 . 1 NF a 26 1 7 . 5 2 NF a 14 1 5 1 . 7 5 N2,374.23031，FrNFr 2) 当量动载荷 P1 和 P2 低速轴轴承选用 6314，由 1p321 表（ 13-6）得到 2.1pf 已知 3 ， 1tf （常温） 由 2p145 表（ 15-3）得到 KNCKNCrr 2.63,2.80 0 Fa1/Cor=0.010,由插值法幵由 2p144 表（ 15-3），得到 e=0.15 Fa1/Fr1=617.52/2303.374=0.26e,由 1p321 表（ 13-5）得到 X=0.56,Y=2.5 P1=fp(XFr1+YFa1)=1.2(0.56x2303.374+2.5x617.52) =3400.42N Fa2/C0r=0.048 由插值法幵由 2p144 表（ 15-3），得到 e=0.248 Fa2/Fr2=3035.1/4151.75=0.73e,由 1p321 表（ 13-5）得到 X=0.56,Y=1.794 P2=fp(XFr2+YFa2)=1.2(0.56x4151.75+1.794x3035.1)=9323.94N 取 Pmax=P2=9392.94N 机械设计课程设计说明书 31 设 计 计 算 及 说 明 结 果 3）验算轴承寿命 因为2P1P，所以按轴承 2 的受力大小验算 533626 1053.2)94.9392102.801(416010)(6010 PCrfnL th hL L hL ，所以所选轴承可满足寿命要求。 六 . 减速器的润滑与密封 6.1 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。 6.2 润滑油牌号及油量计算 6.2.1 润滑油牌号选择 由 2P153 表（ 16-2），得：闭式齿轮传动润滑油运动粘度为 220mm2/s 由 2P153 表（ 16-1），得：选用 N220 工业齿轮油 6.2.2 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；低速大齿轮浸油深度在 )(3161 齿轮半径；大齿轮齿顶距箱底距离大于 3050mm 的要求得：（设计值为 50） 最低油深： mmd 34.35502 131.3246150261 4 最高油深： mmd 69.70502 131.3243150231 4 箱体内壁总长： L=780mm 箱体内壁总宽： b=172mm 3m i n 2.586871.177844 cmV P1=3400.42N P2=9323.94N hL 51053.2 轴承采用 钙基脂润滑 密封件是毡圈密封圈 密封方式是接触式密封 机械设计课程设计说明书 32 设 计 计 算 及 说 明 结 果 可见箱体有足够的储油量 . 6.3 轴承的润滑与密封 由于高速级齿轮的圆周速度小于 2m/s，所以轴承采用脂润滑。由于减速器工作场合的需要，选用抗水性较好，耐热性较差的钙基润滑脂（ GB491-87）。 轴承内密封：由于轴承用油润滑，为了防止齿轮捏合时挤出的热油大量冲向轴承内部，增加轴承的阻力，需在轴承内侧设置挡油盘。 轴承外密封：在减速器的输入轴和输出轴的外伸段，为