二级展开式直齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书

1、 设设 计计 题题 目目 设计带式运输机传动装置 机电工程系 机械设计制造及其自动化专业 班 设 计 者 学 号 指 导 教 师 2013 年 6 月 30 日目目 录录一、传动方案的拟订.4二 电动机的选择及运动参数的计算.521 电动机的选择.522 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比.623 计算传动装置的运动和动力参数.7三 直齿圆柱齿轮的设计.83. 1 高速级齿轮设计.8 3.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数83.1.2 按齿面接触强度设计8 3.1.3 按齿根弯曲强度设计103.1.4 几何尺寸计算113.1.5 总结123.2 低速级齿轮设计.12 3.2.1 选

2、定齿轮类型、精度等级、材料及齿数.12 3.2.2 按齿面接触强度设计12 3.2.3 按齿根弯曲强度设计15 3.2.4 几何尺寸计算163.2.5 总结16 四 轴、键、轴承的设计计算 174. 1 高速轴 i i 的设计.1742 中间轴 iiii 的设计.2243 低速轴 iiiiii 的设计及计算.27五 减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选择 .33 35. 1 齿轮和轴承的润滑方式及润滑剂的选择.335. 2 密封方式的选择.34六 减速器箱体及附件的设计.346.1 箱体设计.3462 减速器附件设计.35七 减速器技术要求.37结束语.38参考文献.39 机械设计（课程设计任

3、务书）机械设计（课程设计任务书）一题目一题目：设计带式运输机传动装置二传动系统图二传动系统图三原始数据及工作条件连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动，使用期 10 年，小批量生产，单两班制工作，运输带速度允许误差为。%5四要求1）按第 2.6 组数据进行设计2）设计工作量： 设计说明书 1 份 减速器装配图（a0） 1 张 零件图（a2） 2 张一、传动方案的拟订一、传动方案的拟订工作条件及生产条件: 连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动，使用期 10年，小批量生产，单两班制工作，运输带速度允许误差为。%5减速器设计基础数据输送带工作拉力f（n） 2500输送带速度v(m/s) 1.8

4、卷筒直径 d(mm) 250图图 1-11-1 带式输送机传动方案带式输送机传动方案减速器类型:二级展开式直齿圆柱齿轮减速器设计原则：结构简单，制造方便，成本低廉，传动效率高，使用维护方便。传动方案：电机联轴器两级直齿圆柱齿轮减速器工作机方案分析：带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经连轴器将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。 设计内容 计算与说明 结果电动机的选电动机的选择择计算工作装置所需功率wp计算电动机的输入功率0p计算电

5、机的总效率 二、电动机的选择及运动参数的计算二、电动机的选择及运动参数的计算2.12.1 电动机的选择电动机的选择（1）选择电动机类型按已知工作要求和条件选用卧式全封闭的 y 系列鼠笼型三相异步交流电动机。（2）确定电动机的功率 工作装置所需功率的计算wp kwvfpwwww1000式中，,，工作装置的效率nfw2500smvw/8 . 1。代入上式得：96. 0w kwvfpwwww6875. 496. 010008 . 125001000电动机的输入功率的计算0p kwppw0式中，为电动机轴至卷筒轴的转动装置总效率。；取滚动轴承效率，7 级精度齿232crgt99. 0r轮传效率 0.9

6、6，联轴器的效率，传动滚筒的效99. 0c率则96. 0t8416. 096. 0 x99. 096. 099. 0223故kwppw57. 58416. 06875. 40电动机额定功率=（11.3）=5.577.241kwmp0p电动机的功率有 5.5kw 和 7.5kw，故选择 7.5kw 的电机。kwpw66. 28416. 0kwp5 . 70计算卷筒转速计算满载转速传动装置总传动比（3）确定电动机转速卷筒轴作为工作轴，其转速为：min/58.1372508 . 110610644rdvnww齿轮的传动比范围：单级圆柱齿轮传动比范围，则总传动比范围应为，53gi2595533 i可见

7、电动机转速的可选范围为：min/5 .343922.123858.137)259(rninw 符合这一范围的同步转速有 1500r/min 的电机，查表知选用 y 系列电动机 y132m-4 型三相异步电机，其满载转速。电动机的安装结构型式以及min/1440rnw其中心高、外形尺寸如下：电动机型号额定功率（kw）同步转速n（r/min）满载转速n（r/min）机座中心高 h外伸轴颈轴伸尺寸y132m-47.51500140013238mm80mm2.22.2 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比计算传动装置的总传动比和分配各级传动比min/58.137rnwmin/5 .159196.57

8、2rn min/1440rnw47.10i计算输入轴转速1n计算中间轴转速2n计算输出轴转速3n计算各轴输入功率计算各轴输入转矩（1）传动装置总传动比47.1058.1371440wmnni（2）分配传动装置各级传动比输入轴和中间轴的传动比为，圆周齿轮的传动比为12i35，可取 3，则12i49. 3347.1034i2.32.3 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴的转速计算输入轴转速min/1440nm1rn计算中间轴转速min/480314401212rinn计算输出轴转速min/54.13749. 3480223rinn工作轴min/54.1373rnnw

9、（2）各轴输入功率输入轴功率kwp06. 799. 0 x96. 0 x99. 0 x5 . 71中间轴功率kwppgr71. 696. 099. 006. 712输出轴功率kwppr57. 699. 099. 071. 6c23（3）各轴输入转矩输入轴=wtmnnpt74.4914405 . 795509550mm1中间轴mnnpt50.13348071. 695509550222输出轴mnnpt18.45654.13757. 695509550333将以上算的的运动和动力参数列表如下： 轴名 i 轴 ii 轴 iii 轴工作轴312i49. 334imin/14401rn min/4802

10、rn min/54.1373rn min/54.137rnwkwp06. 71kwp71. 62kwp57. 63mnt74.491m.50.1332nt mnt18.4563计算齿轮齿数和1z2z 高速级齿轮的设计计算小齿轮传递的转矩计算应力循环次数参数转速n(r/min)1440480137.54137.54功率p(kw)7.066.716.576.57转矩t(nm)49.74133.50456.18456.18传动比i33.491效率0.9490.9790.99 三、三、直齿圆柱齿轮减速器的设计直齿圆柱齿轮减速器的设计 3.13.1 高速级齿轮的设计高速级齿轮的设计3.1.1 选定齿轮类

11、型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）选用 7 级精度3）材料选择，由表 10-1 选择小齿轮材料为 40cr（调质），硬度为 280hbs，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为240hbs，二者材料硬度差为 40hbs4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为241z。722432z3.1.2 按齿面接触强度设计按设计计算公式（109a）进行试算，即 2.32td1 3211hedzuukt（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数 kt1.3计算小齿轮传递的转矩。 mmnn49740p1095.5t151由表 107 选取尺宽系数 d1241z=722zmmn 4110974. 4t

12、=4.151n算小齿轮分度圆直径td1计算圆周速度 v计算齿宽b由表 106 查得材料的弹性影响系数21a8 .189 mpze由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限mpa；大齿轮的解除疲劳强度极限6001limhmpa；5502limh 由式 1013 计算应力循环次数60n1jlh60 1440 1 （2 8 300 10）1n 4.159109921038. 131015. 4n由图 1019 查得接触疲劳寿命系数:0.9；1hnk0.952hnk计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1，安全系数 s1，由式（1012）得 mpampasnkhh5406009 . 01li

13、m1 mpampasnkhh5 .52255095. 02lim2（2）计算试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入中较小的值。htd1 321132. 2hedtzuutk=52.178mm3245 .5228 .189313110974. 43 . 132. 2计算圆周速度 v v=3.93m/s10006011ndt1000601440178.52计算齿宽 b b=d=152.178mm=52.178mmtd1910921038. 1nmpah540mpah5 .522=52.178mmtd1v=3.93m/sb=40.598mmb/h=10.67计算载荷系数计算弯曲疲劳许用应力计算齿宽与齿高

14、之比hb模数=2.174mmtm11zdt2452.178mm齿高=2.252.174mm=4.89mmt2.25mh b/h=52.178/4.89=10.67计算载荷系数。根据 v=3.93m/s,7 级精度，由图 108 查得动载系数=1.2；vk直齿轮=1fhkk由表 10-2 查得使用系数 ka=1由表 104 查得 8 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时, =1.423hk由 b/h=10.67，=1.420.查图 1013 查得 hkfk=1.35；故载荷系数k=kakv=11.211.423=1.71fkhk按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 =mm=57

15、.17mm1d31/ttkkd33 . 1/71. 1178.52计算模数 m m=mm=2.38mm11zd24 按齿根弯曲强度设计由式(105)得弯曲强度的设计公式为 m 32112fsafadyyzkt （1）确定公式内的各计算数值k=1.71=57.17mm1dm=2.38mm=303.5711fempa计算载荷系数 k计算模数计算齿轮齿数计算齿轮齿数由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强度=380mpa1fe2fe由 10-18 取弯曲寿命系数=0.85 =0.881fnk2fnk计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系

16、数 s=1.4 见表（10-12）得 =（）/s=303.57mpa11fe11fefnk4 . 150085. 0 = （）/s=238.86mpa22fe22fefnk4 . 138088. 0计算载荷系数 kk= kakv=11.211.35=1.62fkhk查取应力校正系数由表 105 查得 =1.58；=1.761say2say查取齿形系数由表 105 查得 =2.23865. 21fay2fay计算大、小齿轮的并加以比较 fsafayy =0.01378 111fsafayy71.31058. 165. 2 =0.016527 222fsafayy24780. 117. 2大齿轮的

17、数值大。 (2)设计计算m=1.66mm32401652.024110974.4620.12对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于m由齿根弯曲疲劳计算的模数，由于齿轮模数的大小主m要取决于弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与直径的乘=238.822fe6mpak=1.62 111fsafayy=0.01378 222fsafayy=0.016527m=1.66mm=281z=842z齿轮几何尺寸计算计算中心距计算齿轮宽度选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数低速级齿轮齿数积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.66mm 并就近圆整为标准值（第一系

18、列）m=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径 d=57.17，算出小齿轮齿数小齿轮齿数 =/m=57.17/2281z1d大齿轮齿数 =3 28=842z11zi3.1.4 几何尺寸计算 (1)计算大、小齿轮的分度圆直径=28 2=56mm 1dm1z =m=84 2 =168mm2d2z (2)计算中心距 a=(+)/2=(56+168)/2=112mm，1d2d(3)计算齿轮宽度 b=d=56mm1d =61mm，=56mm 1b2b备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm3.1.5 小结由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2566128大齿轮216856843.23.2 低速

19、级齿轮的设计低速级齿轮的设计3.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）选用 7 级精度3）材料选择，由表 10-1 选择小齿轮材料为 40cr（调质）=56mm1d=168mm2da=112mm=61mm1b=56mm 2b301z1052z计算小齿轮传递的转矩计算应力循环次数计算接触疲劳许用应力，硬度为 280hbs，大齿轮材料为 45 钢（调质后表面淬火） ，硬度为 240hbs，二者材料硬度差为 40hbs4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为301z，取7 .1043049. 32z1052z3.2.2 按齿面接触强度设计按设计计算公式（109a）进行试算，即

20、 2.32td1 3211hedzuukt（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数 kt1.3计算小齿轮传递的转矩。 mmnmmnn55225210335. 148071. 61095.5p1095.5t由表 107 选取尺宽系数 d1 由表 106 查得材料的弹性影响系数21a8 .189 mpze由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限mpa；大齿轮的解除疲劳强度极限6001limhmpa；5502limh由式 1013 计算应力循环次数60n1jlh60 480 （2 8 300 10）1.381n 9108921032. 42 . 3 x10 1.38n 由图 1019

21、 查得接触疲劳寿命系数:0.9；1hnk0.952hnk 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1，安全系数 s1，由式（1012）得mmn 5110335. 1t=1.381n910821032. 4nmpah540mpah5 .522试算小齿轮分度圆直径 d1t计算圆周速度 v计算齿宽b计算载荷系数 k计算实际分度圆直径计算模数 mpampasnkhh5406009 . 01lim1 mpampasnkhh5 .52255095. 02lim2（2）计算试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入中较小的值。htd1 322132. 2hedtzuutk=67.38mm3255408 .18949. 3

22、149. 3110335. 13 . 132. 2计算圆周速度 vv=0.54m/s10006011ndt10006048067.38计算齿宽 bb=d=167.38mm=67.38mmtd1计算齿宽与齿高之比hb模数=2.246mmtm11zdt3067.38齿高 =2.252.246mm=5.05mmt2.25mh b/h=67.38/5.05=13.3425 计算载荷系数。根据 v=0.54m/s,7 级精度，由图 108 查得动载系数=1.05；vk直齿轮=1fhkk由表 10-2 查得使用系数 ka=1由表 104 查得 8 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时, =1.423hkd1t

23、=67.38mmv=0.54m/s=67.38mmbb/h=13.3425k=1.5=70.67mm1dm计算载荷系数 k模数的确定由 b/h=13.34，=1.423.查图 1013 查得 hkfk=1.39；故载荷系数k=kakvkhkh=11.0511.423=1.5按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 =mm=70.67mm1d31/ttkkd33 . 1/5 . 138.67计算模数 m m=mm=2.355mm11zd3070.673.2.3 按齿根弯曲强度设计由式(105)得弯曲强度的设计公式为 m 32112fsafadyyzkt（1）确定公式内的各计算数

24、值由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强度=380mpa1fe2fe由 10-18 取弯曲寿命系数=0.85 =0.881fnk2fnk计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 s=1.4 见表（10-12）得=（）/s=303.57mpa11fe11fefnk4 . 150085. 0= （）22fe22fefnk/s=238.86mpa4 . 138095. 0计算载荷系数 kk=kakvkf kf=11.211.39=1.668查取应力校正系数由表 105 查得 =1.625；=1.8061say2say查取齿形系数 由表 105 查得 =2

25、.17552. 21fay2fay=2.355mmm=11fe303.57mpa=22fe238.86mpak=1.491k=1.668= 111fsafayy0.0135= 222fsafayy0.0165计算齿轮齿数计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度计算大、小齿轮的并加以比较 fsafayy=0.0135 111fsafayy57.303625. 152. 2=0.0165 222fsafayy86.238806. 1175. 2大齿轮的数值大。(2)设计计算m=2.014mm3250165.030110335.1668.12对结果进行处理取 m=2mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度

26、计算的模数大于m由齿根弯曲疲劳计算的模数，由于齿轮模数的大小主m要取决于弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与直径的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 2.014mm 并就近圆整为标准值（第一系列）m=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径 d=70.67，算出小齿轮齿数小齿轮齿数 =/m=70.67/2351z1d大齿轮齿数 =3.49 35=122，取=1222z11zi2z3.2.4 几何尺寸计算 (1)计算大、小齿轮的分度圆直径=m=35 2=70mm 1d1z=m=122 2 =244mm2d2z(2)计算中心距a=(+)/2=(70+24

27、4)/2=157mm，1d2dm=2mm=351z=1222z=70mm1d=244mm2da=157mm=70mm1b=75mm2b 初步确定轴上的力初步确定轴的直径 (3)计算齿轮宽度 b=d=70mm1d=70mm，=75mm 1b2b备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm3.2.5 小结实际传动比为：48. 3351221i误差为： %5%28. 049. 348. 349. 3由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2707535大齿轮224470122 四四 轴、键、轴承的设计计算轴、键、轴承的设计计算4.14.1 高速轴高速轴的设计的设计4.1.1 总结以上的数据及轴上力

28、的计算。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角7.06kw46.82nm1440/min56mm20初步确定轴上的力 : 轴（高速级）的小齿轮的直径为 56mm，圆周力: fnt16725646820 x2d211t径向力：fnf608tantr4.12 初步确定轴的直径圆周力 n1672径向力 n608=19.98mmmind输入轴的设计选择滚动轴承先按式 15-2 初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45 号钢。根据表 15-3 选取 a0=112。于是有: dmm03.19144006. 7x112np330min a由于轴上必须开键槽，所以最小直径按 5%增大：mm98.1905. 0 x0

29、3.1903.19dmin这是安装联轴器处的轴的直径，为使其与联轴器相适合，取 20mm4.1.3 轴的设计1）联轴器的型号的选取为了满足联轴器的轴向定位要求，1-2 轴段右端需制出一轴肩，取 h=0.08d，故 2-3 段h=d（0. 07 0. 1）的直径 d=20+0.1x2x20=24mm，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 d=25。选用 hl 型弹性柱销联1轴器，与轴配合的毂孔长度 l=52mm，2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 d2-3=24mm，由机械设计手册选型号为6206，得尺寸为 dxdxb=30 x62x16。故

30、d3-4= d7-8=30mm,而 3-4 轴段的长度可取为 l3-4=16mm,右端应用轴肩定位，取 d4-5=30+2x0.08x30=35mm.3）6-7 轴段装齿轮，为齿轮安装方便，该段值应略大于 7-8 轴段的直径，可取 d6-7=32mm.齿轮右端用套筒固定，为使套筒端面紧凑在齿轮做d1-2=20mmd2-3=24mml1-2=52mm轴承代号 6206d3-4= d7-8=30mm,l3-4=16mm,d4-5=35mm.d6-7=32mm.l6-7=58mmd5-6=38.4mml5-6=5mm键的设计断面上 6-7 轴段的长度应比齿轮毂长略短，已知齿宽b=61mm，故选取 6

31、-7 轴段的长度为 l6-7=58mm，齿轮左端用轴肩固定，由此可确定 5-6 轴段的直径，取 d5-6=32+2x0.1x32=38.4mm而 l5-6=1.4h=1.4x0.1x3.2=4.48mm,取 l5-6=5mm4）轴承端盖的总宽度为 20mm（由减速机器轴承端盖的结构而定） 。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂的要求，取端盖的外端面与联轴器右端面的距离 l=30mm，故取。2 3203050lmmmm 5）取齿轮距箱体内避之距离 a=16mm，同时考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，s=8mm。故在轴的右端取=56+16+8+12-58=3

32、4mm。7 816 773 168 127039lbasblmmmm 6）取中间轴上大齿轮和小齿轮之间的距离c=15mm，已知中间轴上大齿轮轮毂长 b =56mm，中间2轴上小齿轮轮毂长 b =75mm，则2l4-5=s+a+b +c+8+16+75+15+32-26-16522582lb5=115mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。4.1.4 键的设计轴上零件的轴向定位，轴上的圆角和倒角尺寸齿轮、联轴器与轴的周向定位均采取平键联接，查表 6-1，得 齿轮：键尺寸参数 bxh=10mmx8mm,l=45mm，t=4mm； 联轴器：键尺寸参数 b*h=6mmx6mm,l=45mm，t=4m

33、m。 参考教材表 15-2，轴段左端倒角，右端倒角取1 45。各轴肩处的圆角半径为 r=1.2mm。1 45l2-3=50mml7-8=34mml4-5=115mm计算水平支反力计算垂直面支反力计算轴 o4.1.5 轴的受力分析及强度校核轴的受力分析，取齿轮齿宽中间点为力的作用点 1）根据轴向所受的支反力，作出弯矩图；利用轴所传递的扭矩，作出扭矩图。 (注：轴的受力图、弯矩图和扭矩图是为了直观说明问题的关键所在。故只示意表示。)2） 水平支反力： 1120,()0atrxmflfll有 nxlllfftb1289701551551672211x nfffbtax3831289-1672x 垂直

34、面支反力： 1120,()0arbzmf lfll有 nxlllffrbz46846155155608211 nfffbraz140468608z= xbfn1289=383naxf=140nazf处弯矩校核轴的强度校核键的连接强度 计算轴 o 处弯矩 水平 矩：mnxlfmaxox.365.591553831 垂直面弯矩：.mnxlfmazoz7 .211551401 合成弯矩： .mnmmmozoxo21.63)(22 计算转矩：t= n.m820.461t3）校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，o 剖面处弯矩最大，还有键槽引起的应力集中，故 o 处剖面左侧为危险截面，该处轴的抗弯截面系

35、数为 32336.3215323214. 332mmxdw 按弯矩合成应力校核轴的强度，对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则0.6 221()29.6ocamtmpaw 前面已选定轴的材料为 45 刚，调制处理，由表 15-1 查得，因，故160mpa1ca安全。 4.1.6 校核键的连接强度 1）齿轮的键： =pkld10 x231tpa01.26204541082.4623mxxxx 查表 6-2 得，。100 120pmpapp故强度足够，键校核安全 2）联轴器的键：=468nbzf=63.21n.mom轴的强度要求符合键的强度符合要求校核轴承的寿命确定轴上的力

36、= pkld10 x231tpa68.21324531082.4623mxxxx 查表 6-2 得，100 120pmpa。故强度足够，键校核安全pp 4.17 校核轴承的寿命 1）校核轴承 a 和计算寿命 轴向载荷查表 13-nfffazaxa78.407383140)2222r （6，按载荷系数得，取，当量动载1.0 1.2pf 1.1pf 荷,校核安全。558.44878.407x1 . 1fraaafp 该轴承寿命为：63110()6783260rahaclhnp =329775h 2）校核轴承 b 和计算寿命 径向载荷nfffbzbx2222r （查表 13

37、-6，按载荷系数得，取，当1.0 1.2pf 1.1pf 量动载荷c =13700n,校核安全。nfpbbb1508frr 该轴承寿命为：=8678h63110()209860rahbclhnp4.24.2 中间轴中间轴的设计的设计4.2.1.中间轴上的功率、转速和转矩功率转矩转速6.71kw133.50nm480/min4.2.2.初步确定轴上的力 : 轴承 a 寿命为329775h轴承 b 寿命为8678h选择滚动轴承小齿轮：轴（高速级）的小齿轮的直径为 70mm，有圆周力: fnt381410 x7033.51x2d23-11t径向力：fnf1388tantr大齿轮：轴（高速级）的小齿轮

38、的直径为 168mm，有圆周力: fnt159010 x16833.51x2d23-11t径向力：fnf45.578tantr4.2.3 初步确定轴的直径先按式 15-2 初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45 号钢，调制处理。根据表 15-3 选取 a0=112。于是有: dmm98.2648071. 6x112np330min a由于轴上必须开键槽，所以最小直径按 5%增大： mm3005. 0 x98.2698.26dmin 4.24 轴的设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照

39、工作要求与之相配合的轴的直径的最小直径为小齿轮上的力f tn3814f rn1388大齿轮上的力f tn1590f rn45.578=30mmmind滚动轴承型号轴的设计键的设计30mm，由机械设计手册选型号为 6206，得尺寸为dxdxb=30 x62x16。故 d1-2= d7-8=30mm, 左右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，可取d2-3= d6-7=30+2x0.1x30=36mm. 安装大小齿轮的轴段也为轴肩定位，故可取d3-4= d5-6=36+2x0.1x36=43mm.2）大齿轮的右端与右轴承、小齿轮的左端与左轴承都常用套筒定位。大、小齿轮的轮毂宽度分别为,为了使套筒端面可靠

40、地压紧mm75mm5612bb，齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度约为 23mm,故取。大齿轮的左端与小齿轮，mm72mm536-543ll的右端采用轴环定位，轴肩高度 h0.070.1d，则轴环处的直径 d4-5=43+2x0.1x43=52mm 由前面主动轴的计算可知轴环宽度，即两齿轮间隙。由前4 515lmm面主动轴的计算，可以得到。，mm40mm407 - 63 - 2ll 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。4.25 键的设计轴上零件的轴向定位，轴上的圆角和倒角尺寸齿轮、联轴器与轴的周向定位均采取平键联接，查表 6-1，得 小齿轮：键尺寸参数 bxh=12mmx8mm,l=63mm，t=

41、4mm； 大齿轮：键尺寸参数 b*h=12mmx8mm,l=40mm，t=4mm。 参考教材表 15-2，轴段左端倒角，各轴肩处的1 45圆角半径为 r=1.6mm。4.26 轴的强度校核轴的受力分析，取齿轮齿宽中间点为力的作用点 1）根据轴向所受的支反力，作出弯矩图；利用轴所6206d1-2= d7-8=30mmd2-3=36mm d3-443mm mm5343l，mm726-5ld4-5=52mm ，mm403-2lmm407-6l轴的强度校核计算水平支反力计算垂直面支反力传递的扭矩，作出扭矩图。 (注：轴的受力图、弯矩图和扭矩图是为了直观说明问题的关键所在。故只示意表示。) 2）计算支反

42、力 水平支反力： 0am nfc1852x nfax372159018523814 垂直面支反力： 0am nfcz2657计算轴 o处弯矩校核轴的强度校核键的连接强度 nfaz55.690138845.5782657 计算轴 o 处弯矩 水平面弯矩：mnxlfmaxox.244.34372921 垂直面弯矩：n.m，n.m345ozmm.210nmbz 合成弯矩： .mnmmmozoxo813)(22.mnmmmbzbxb256)(22 计算转矩：t= n.m5 .1332t校核轴的强度： 由合成弯矩图和转矩图知，o 剖面处弯矩最大，还有键槽引起的应力集中，故 o 处剖面左侧为危险截面，该处

43、轴的抗弯截面系数为 32362.7801324314. 332mmxdw 按弯矩合成应力校核轴的强度，对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则)(1443mml 221()29.6ocamtmpaw =23.1mpa 前面已选定轴的材料为 45 刚，调制处理，由表 15-1 查得，因，故安全。160mpa1ca4.27 校核键的连接强度 1）小齿轮的键： axfn372=azfn55.690= .momn8131ca轴的强度符合要求校核轴承的寿命确定轴上的力 =pkld10 x231tpa54.2363454105 .13323mxxxx 查表 6-2 得，。100 120

44、pmpapp故强度足够，键校核安全 2）大齿轮的键： =pkld10 x231tpa44.4930454105 .13323mxxxx 查表 6-2 得，。故强100 120pmpapp度足够，键校核安全 4.2.8 校核轴承的寿命 1）校核轴承 a 和计算寿命 径向载荷,查表 13-6，227889araxazfffn按载荷系数得，取，当量动载1.0 1.2pf 1.1pf 荷,校核安全。867816600aaarrpf fncn 该轴承寿命为：63210()127560rahaclhnp 2）校核轴承 b 和计算寿命 径向载荷,查表 13-6，223239brcxczfffn按载荷系数得，

45、取，当量动1.0 1.2pf 1.1pf 载荷,校核安全。356316600aaarrpf fncn 该轴承寿命为：63110()1841960rahbclhnp4.34.3 从动轴从动轴的设计的设计4.3.1 轴上的力的计算从动轴上的功率、转速和转矩功率转矩转速pp键满足要求轴承 a 安全寿命为 1275h轴承 b 安全寿命为 18419h初步确定从动轴的最小直径6.57kw137.54nm456.18/min初步确定轴上的力 : 已知低速级大齿轮的分度圆直径 d=244mm 作用在齿轮上的圆周力：fnt37391044x2x456.182d23-3t 作用在齿轮上的径向力：fnf1360t

46、antr4.3.2 初步确定从动轴的最小直径初步确定从动轴的最小直径，同时选择联轴器。由于减速器的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，故选取轴的材料为 45 刚，调制处理。 。根据表 15-3 选取 a0=112。于是有: dmm63.4054.13757. 6x112np330min a由于轴上必须开键槽，所以最小直径按 5%增大： mm4305. 0 x63.4063.40dmin 为使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故7 8d同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，3caatk t查表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取，于1.3ak是：1.3x456.18=593.03n.m。31.

47、3 2925.203803caatk tn m 按照计算转矩应小于连轴器公称转矩的条件，查cat手册，选用 hl3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为hl7,其公称转矩为 630.半联轴器的孔径n md=40mm，故取，半联轴器长度 l=112mm，mm40d8-7半联轴器与轴配合的毂孔长度。mm841lf =3739 tnf= rn1360mindmm43mm40d8-7mm841l轴的设计选择滚动轴承43.3 轴的设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，7-8 轴段左端需制出一轴肩，故 6-7 段的直径，右端用轴端挡圈

48、定mm5043x1 . 0 x243d7-6位，按轴端直径取挡圈直径 d=55mm。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，故 7-8 段的长度应比半联轴器与轴配合的毂孔长度 l =84mm 略短一些，现取 l。1mm80872）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 d，由机械设计手册选型号为：6011，得mm507-6其尺寸为 dxdxb=55x90 x18。故 d1-2= d5-6=55mm，而 5-6 轴段长度可取为=18mm，左端应用轴肩5 616lmm定位，取 d。mm6455x08. 0 x2555-4 3）1-2 轴段右端用轴

49、肩定位，为了便于 2-3 轴段齿轮的安装，该段直径应略大于 1-2 轴段的直径，可取 d2-3=50mm。齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面靠紧在齿轮左端面上，2-3 轴段的长度应比齿轮毂长度略短，已知齿宽 b2=70mm，故取 2-3 轴段的长度为 l2-3=66mm 4）齿轮右端用轴肩定位，由此可确定 3-4 轴段的 7-6dmm50lmm8087滚动轴承型号为：6011d1-2= d5-6=55mmd5-4mm64d2-3=50mm键的设计直径，取 d，而mm5850 x08. 0 x2504- 3，取=8mm。mmhl6 . 55008. 04 . 14 . 14343l在轴的左端，由前

50、面的计算可得。同样mml8421可前面的计算得出。mml14054 5）轴承端盖的总宽度为 20mm（有减速器机轴承端盖的结构设计的、而定） 。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离，故取30lmm。6 7(2030)50lmmmm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。4.3.4 键的设计轴上零件的轴向定位，轴上的圆角和倒角尺寸 齿轮、联轴器与轴的周向定位均采取平键联接，查表 6-1，得 齿轮：键尺寸参数 bh=14mm9mm,l=56mm； 联轴器：键尺寸参数 bh=12mm8mm,l=70mm。（平头平键） 参考教材表 15-2，轴端倒角取，

51、各轴451肩处的圆角半径为 r=2.0mm。4.3.5 轴的强度校核轴的受力分析，取齿轮宽中间点为力的作用点 1）根据轴所受的支反力，作出弯矩图；利用轴所传递的扭矩，作出扭矩图：l2-3=66mmd4- 3mm58=8mm43l=50mm76l轴的强度校核计算支反力2）计算支反力 水平支反力： 1120,()0atrxmflfll有 nxlllfftb21251901083739211x nfffbtax161421253739x 垂直面支反力： 1120,()0arbzmf lfll有 nxlllffrbz7731901360108211 nfffbraz587z 计算轴 o 处弯矩 xbf

52、n2125计算轴 o处弯矩校核轴的强度校核键的连接强度 水平面弯矩：mnmmxlfmaxox垂直面弯矩：.mnxlfmazoz396.631085871 合成弯矩： .mnmmmozoxo18.185)(22 计算转矩：t= n.m18.4561t3）校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，o 剖面处弯矩最大，还有键槽引起的应力集中，故 o 处剖面左侧为危险截面，该处轴的抗弯截面系数为 32312265325014. 332mmxdw 按弯矩合成应力校核轴的强度，对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则0.6 221()29.6ocamtmpaw =

53、26943pa 前面已选定轴的材料为 45 刚，调制处理，由表15-1 查得，因，故安160mpa1ca全。 4.3.6 校核键的连接强度 1）齿轮的键： =pkld10 x231tpa75.77437041056.18423mxxxx 查表 6-2 得，。100 120pmpapp故强度足够，键校核安全 2）联轴器的键： axfn1614= bzfn773 azfn587= om.mn18.1851ca轴可以满足工作要求校核轴承的寿命齿轮和轴承的润滑方式及润滑剂的选 = pkld10 x231tpa4 .7250565 . 41056.18423mxxxx 查表 6-2 得，100 120p

54、mpa。故强度足够，键校核安全pp 4.3.7 校核轴承的寿命1）校核轴承 a 和计算寿命 径向载荷,nfffazaxa1717)22r （查表 13-6，按载荷系数得，取，当1.0 1.2pf 1.1pf 量动载荷=28000n,故该轴承安全。raaacfp7 .1888fr 该轴承寿命为：63110()6783260rahaclhnp =394825h 2）校核轴承 b 和计算寿命 径向载荷查表 13-6，nfffbzbxb2261)22r （按载荷系数得，取，当1.0 1.2pf 1.1pf 量动载荷c =28000n,nfpbbb2687frr校核安全。 该轴承寿命为：=172928h

55、63110()209860rahbclhnp五、减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的五、减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选择选择5.15.1 齿轮和轴承的润滑方式及润滑剂的选择齿轮和轴承的润滑方式及润滑剂的选择在减速器中，有效的润滑可以减少相对运动表面间的摩擦、磨损和发热，还可起到冷却、散热、防锈、冲洗金属磨粒和降低噪声等作用，保证了减速器的正常工pp键可以满足工作要求轴承 a 寿命394825h轴承 b 寿命172928h当量动载荷均在许用范围择密封方式的选择箱体的设计作及其寿命。齿轮润滑方式的选择高速轴齿轮圆周速度： /sm93. 31000601440178.52100060ndvv1t

56、 121/sm54. 010006048038.67100060ndvv1t 143由于齿轮的圆周速度均小于 12m/s，可以将箱体内最大的齿轮轮齿侵入油池中进行侵油润滑。各个齿轮速度均小于 2m/s，考虑到润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失，所以轴承采用脂润滑。由于该减速器是一般齿轮减速器，故选用 n200 工业齿轮油，轴承选用 zgn-2 润滑油5.25.2 密封方式的选择密封方式的选择 输入轴和输出轴得外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置。因轴的表面圆周速度小于 35m/s，所以采用毛毡圈油封，即在轴承盖上开出梯形槽，将毛毡按标准制成环

57、形，放置在梯形槽中以与轴密合接触；或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封，然后用另一个零件压在毡圈油封上，以调整毛毡密封效果，它的结构简单，价格低廉 六、减速器箱体及附件的设计六、减速器箱体及附件的设计6.16.1 箱体设计：箱体设计：低速级中心距：a=157（mm）箱座壁厚：=0.025a+2.5=6.18（mm） 取为 8（mm）箱盖壁厚：=0.025a+2.5=6.18（mm） 取为 8（mm）1箱座凸缘厚度：b=1.5=12（mm）箱盖凸缘厚度：=1.5=12（mm）1b1箱座底凸缘厚度：p=2.5=20（mm）减速器附件设计箱座上的肋厚: m0.85=6.8（mm） ，取 m=7（mm）箱盖上的肋厚: 0.85=6.8(mm)，取=7(mm)1m11m地脚螺栓直径: =0.04a+8=13.9,取 m16d轴承旁连接螺栓直径