二级减速器机械设计课程设计计算说明书要点

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式运输机传动装置材料0802 班设计者：半仙指导老师：神仙2010年10月09日一、设计任务书 (3)二、说明书正文 (4)1. 传动方案的拟定 (4)2. 电动机的选择和传动装置的运动、动力参数计算 (5)3. 传动零件的设计计算 (7)齿轮传动设计参数选择与计算结果 (13)4. 轴和轴上零件设计及其强度校核 (15)1) 初算轴径(15)2) 联轴器选择 (16)3) 初步绘制装配底图确定各轴位置 (17)4) 输入轴设计(45钢，调制处理) (18)5) 中间轴设计(45钢，调制处理) (20)6) 输出轴设计(45钢，调制处理) (22)5. 减

2、速器箱体的附件设计及其与润滑 (24)三、 设计小结 (26)四、 参考资料 (27)机械设计课程设计任务书设计题目：带式运输机传动装置设计者：材料0802半仙设计数据及要求1. 输送带牵引力（KN） : 3.0输送带速度（m/S）: 1.4输送带滚筒直径（mm）: 4002. 滚筒效率：n =0.96 （包括滚筒与轴承的效率损失）3. 工作情况：使用期限 12年，两班制（每年按 300天计算），单向运转，转速误差不得超过土5%,载荷平稳；4. 工作环境：运送谷物，连续单向运转，载荷平稳，空载起动，室内常温，灰尘较大。5. 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；6. 制造条件及

3、生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。传动装置简图i方案三、设计注意事项1. 设计由一张减速器装配图（A0或A1）若干张零件图及一份计算说明书组成。2. 设计必须根据进度计划按期完成。3. 设计图纸及计算说明书必须经指导老师审查签字后，方能参加设计答辩。四、设计时间2010 年 09_ 月 _17L 日2010 年 10_ 月 _17L 日传动方案的拟定方秦方秦（2）方案2）方秦（4分析：由于方案（4）中锥齿轮加工困难，方案（3）中蜗杆传动效率较低，都不予考虑；方案（1）、方案（2）都为二级圆柱齿轮减速器，结构简单，应用广泛，初选这两种方案。方案（1）为二级同轴式圆柱齿轮减速器，此方案结构紧凑

4、，节省材料，但由于此方案中输入轴和输出轴悬臂，容易使悬臂轴受齿轮间径向力作用而发生弯曲变形使齿轮啮合不平稳，若使用斜齿轮则指向中间轴的一级输入齿轮和二级输出齿轮的径向力同向，加大了轴的弯曲应变，如果径向力大的话也将影响齿轮传动的平稳性；方案（2）为二级展开式圆柱齿轮减速器，此方案较方案（1 ）结构松散，但较前方案无悬臂轴，则啮合更平稳，若使用斜齿轮会由于输入轴和输出轴分布在中间轴两边使得一级输入齿轮 和二级输出齿轮对中间轴的径向力反向，从而能抵消大部分径向力，使传动更可靠。从受载方式优劣上考虑，这里选择方案（2）电动机的选择和传动装置的运动、动力参数计算一、电动机类型结构型式的确定由于Y型三相

5、异步电动机效率高、性能好、噪声低、振动小，能够适用于运输机上，且结构简单、价 格低廉、维护方便、可直接接于三相交流电网中，因此在工业上普遍存在，这里选为动力源。二、功率的确定1. 输送机所需的功率：Pw 二 Fwvw/（1OOO w）二 4.375 kW2. 电动机至运输机的总功率：二1 2 3 4 5 6 7 = °.913说明： ！ =0.99【电动机与一级输入齿轮间弹性联轴器的传动效率】2 =0.99【输入轴上角接触球轴承的传动效率】；3 =0.98【一级输入齿轮与一级输出齿轮间的传动效率（7级精度+润滑油）】；4 =0.99【中间轴上角接触球轴承的传动效率】；5 =0.98【

6、二级输入齿轮与二级输出齿轮间的传动效率（7级精度+润滑油）】；6 =0.99【输出轴上角接触球轴承的传动效率】；7 =0.99【输出轴与运输机上滚筒轴间弹性联轴器的传动效率】以上各效率数据查【2】P13表（3-1）3.电动机的功率：R=Fw. =4.790kW |查【2】P178表4.电动机的额定功率：PyTSkWFd电动机的额定功率（17-7） 三、电动机型号的确定额定功率为 5.5kW 的电动机的同步转速有四种选择：750 r/min、1000 r/min、1500 r/min、3000 r/min。由于同步转速为3000 r/min的电动机很难将速度降下来，这里不选；由于同步转速为750

7、 r/min的电动机尺寸大、价格贵、质量重比较起来不经济，这里也不选； 剩下的两种可任选，这里选择同步转速为1500r/min的电动机。查【2】P178表（17-7）确定电动机的型号为Y132S-4 （Y表示系列代号，132表示机座中心高，S表示 短机座，4表示电动机级数）电动机满载转速为1440r/min，质量为68kg。D如图 电动机轴直径：d - 38 M18 mm轴伸出长度：G=80 mm 伸出轴上键宽：F=10 mm伸出轴上最小直径：G=33 mm电动机轴中心高：H=132mm四、传动比的分配i取整数 21。1总传动比：imn =6°（1°°°

8、v D二）门=21.542，为了方便计算总传动比w' = nm. i = 68.571输送机工作误差:v'=1.436m/s"%沁%误差在允许范围内，传动比符合要求。-15 -3各轴的输入转矩（N m）2.i =i1 i2（h为一级传动比，为二级传动比）查【1】P14表（3-2）圆柱齿轮传动中单级荐用值il35,单级最大值imax = 8对于二级圆柱齿轮减速器，有下面传动比分配公式适合于二级展开式:h = . （1.31.4）i = 5.225 5.422这里取 h =5.25，贝U i2 =4。五、传动参数的计算 1.各轴的转速（r/min）输入轴的转速：山二nm

9、=1440 ；中间轴的转速：n二山儿=274.286输出轴的转速：n皿二n 口：2 =68.571滚筒轴的转速：n =n皿=68.5712各轴的输入功率（kW）中间轴的输入功率：Ph =胪 23= 5.283中间轴的输入转矩：Th = 9550 Ph / nn= 183.942输出轴的输入功率：Pm = PT ?5= 5.125输出轴的输入转矩：T m = 9550 Pm / n m= 713.767滚筒轴的输入功率：Piv= Pm n 67= 5.023滚筒轴的输入转矩：Tv = 9550 Pv / nv= 699.562轴类电机轴输入轴中间轴输出轴滚筒轴功率（kW）5.55.4455.28

10、35.1255.023转矩(N m)36.47636.111183.942713.767699.562转速(r/mi n28668.57168.571传动比15.2541传动效率0.990.970.970.99输入轴的输入功率：R = FmS =5.445输入轴的输入转矩：Ti = 9550R./山=36.111传动零件的设计计算一、一级减速斜齿轮设计（已知一级输入小齿轮传递的额定功率P = R = 5.283kW , 一级输出小齿轮转速为山=1440 r/min，传动比为h = 5.25， 单向运转，满载工作时间Lh =57600h）1.选精度等级、材料及齿数运输机

11、为一般工作机器，速度不高，故选七级精度（GB 10095 88）选择小齿轮材料为 40Cr （调质），硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质）查【1】P191表（10-1）小齿轮齿数乙=16，大齿轮的齿数 Z2二Zih =84 ;初选螺旋角=152.按齿面接触强度设计2KtT1 u_1（ZhZe）2试选Kt =1.6由【1】P217图（10-30）选取区域系数Zh =2.425由【1】P215 图（10-26） ； =0.72，；.-；2 = 0.8，则：=-_1- 1 .52许用接触应力川=匕3K HN 1Iim1 K hn 2'- lim 22S（其中S取1,由工作应力循环

12、次数 弘=60 n】jLh =5 109 得 KHN1 =0.88 ；由 N2 =6 0n ujLh =9.48 108得 khn2 = 0.93H lim1 = 600M P aH lim2 = 550M P a查【1】P207图（10-19）查【1】P209图（10-21）查【1】P205表（10-7）查【1P20 表（10-6）试算小齿轮的分度圆直径:小牡=40.72 mm（取 =45mm ）6 =519.75M Pa小齿轮传递的转矩：95.5XO5P413.504 104N *mm rt齿宽系数：=11材料的弹性影响系数：Ze =189.8MPa"圆周速度：v 虫 3.07m

13、/s60 0000齿宽b及模数mntb 二：dgt = 40.72mmmntd1t cos :二 乙=2.458mmh = 2.25mnt = 5.531mmbh =7.362(11) 纵向重合度：；1 =0.318尬dZitan ： =1.363(12) 载荷系数K已知使用系数 Ka =1，根据v=3.07m/s,7级精度，查得动载系数Kv =1.12查【1】P194 图（10-8）Kh :的值与直齿轮的相同齐=1.417查【1】P196 表（10-4）=1.35查【1】P198 图（10-13）h ：. = K f T.2查【1】P195 表（10-3）vKh ：.K h 1 = 1.90

14、4Kkk3动载荷系数：K - KaK(13)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径:d1 = d1tk47.69mmKt（14）模数：mncos = 2.88mm3.按齿根弯曲强度设计mn_ 2KTY2CO&fn YdZ1乜Fa Fa6载荷系数：K二K人匚心.二心1.814根据纵向重合度=1.363，得动螺旋角影响系数:- = 0.8753 cos-17.754v2A8'207齿形系数：YFa1= 3.03YFa2 =2.212应力校正系数:Ysa1 =1.51查【1 】P200 表（ 10-5）Ysa2 二 1.776查【1 】P208 图（10-20C）小齿轮的弯曲疲劳强度

15、极限：rFE1 =500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限：；FE2二380MPa弯曲疲劳寿命系：KFN1 =082K fn 2 = 0.86弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4“1今=292.857MPa二 F2 =K FN2；FE2= 233.429MPa S比较大、小齿轮的YFaYsaCYFa1Ysa1L-f1= 0.01564Y Fa 2Ysa2= 0.01683；-F 2设计计算mn -1.65对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn=2.5已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆d1 co

16、s Pmn直径d1 = 47.69mm来计算应有齿数：Z1-18.43 （取乙=20）那么Z2二乙=1054几何尺寸计算 计算中心距：a1 = （Z Z2）mn =161.76，将中心距圆整后为 162 mm按圆整后的中心距修正螺旋角样=arccos乙）® =152印18'40''因：值改变不多，故参数 ：、K,、Z h等不必修正计算大、小齿轮的分度圆直径及齿轮宽度d1乙mn-=51.84mm cos :d2Z?mn-=272.16mm cos :圆整后取 B1 =50mm， B2 = 45mm小齿轮 乙的齿顶圆直径：dad1 2mh；n = 56.84mm大

17、齿轮Z2的齿顶圆直径：da2二d2 - 2mh；n = 277.16mm二、二级减速斜齿轮设计因为一级减速器齿轮尺寸已近定下来了，所以二级减速器设计要考虑到二级的大齿轮浸油深度相差不能太大，外廓尺寸应紧凑，并且注意一级输出大齿轮与输出轴之间会不会发生干涉。已知二级输入小齿轮传递的额定功率P=5.125kW，二级输出小齿轮转速为n二274.286r/min，传动比为i2 =4，单向运转，满载工作时间Lh =57600h1. 选精度等级、材料及齿数运输机为一般工作机器，速度不高，故选七级精度（GB 10095 88）选择小齿轮材料为 40Cr （调质），硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调

18、质）查【1】P191表（10-1）小齿轮齿数Z3 = 20，大齿轮的齿数Z4二Z3i2 =80 ；初选螺旋角-"1532. 按齿面接触强度设计d3t - 2KtT3 u 1 （ZhZe ）2飞亂备uQH 试选Kt =1.6由【1】P217图（10-30）选取区域系数 ZH =2.425由【1】P215 图（10-26）=0.71， ；：.4=0.86，则=; :-4 =1.57；-H 1H 2KHN1；-Iim1 K HN 2- lim 2许用接触应力；-h- （其中S取1,由工作应力循2 2S环次数 N60 门訂1广9.48 108 得 K-n3=0.93 ；由 g =6 0 n

19、皿 jL2.37 108 得 K-n 0.95查【1】P207图（10-佃）二 h iim3 = 600MPa二-|说=550MPa查【1】P209图（10-21）二-=540.25M Pa95.5"05F25小齿轮传递的转矩：T3- =1.784 10 N *mmn齿宽系数：Jd =1查【1】P205表（10-7）-材料的弹性影响系数：Z189.8MPa"查【1】P20表（10-6）试算小齿轮的分度圆直径：d3t = 69.102 mm圆周速度：v 电三 0.9924m/s60 汇1000齿宽b及模数口玳b -：dd3t =69.102mmh =2.25mnt'=

20、7.515mmmnt、d3t cos -Z3=3.34mmbh 7195(11)纵向重合度：L = 0.318：dZstanl： -1.704(12)载荷系数：K已知使用系数 Ka =1，根据v=3.07m/s,7级精度，查得动载系数Kh i的值与直齿轮的相同：1.05查【1】P194 图(10-8)<h =1.424查【1】P196 表(10-4)F =1.325查【1】P198 图(10-13)h 二 Kf ：. T.2查【1】P195 表(10-3)h*. =1.7943动载荷系数：KKaKvKKv(13)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径:d - d3tj =71.816mm

21、Kt(14)模数：mnd3 曲 一 =3.468mm 乙3.按齿根弯曲强度设计2KT3Ylcos2':_mnwzlFa Fa6载荷系数:K 二 KaKvKf：.Kf1 =1.6695根据纵向重合度；-=1.704，得动螺旋角影响系数:1 =0.875当量齿数：Zv3二為必19Z v4A88*77齿形系数：YFa3-2.80-2.22应力校正系数:Ysa3 =1.55查【1】P200表(10-5)Ysa4 二 1.77-17 -查【1 】P208 图（10-20C）对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计小齿轮的弯曲疲劳强度极限：“E3 =500MPa大

22、齿轮的弯曲疲劳强度极限：CFE4 =380MPa弯曲疲劳寿命系：Kfn3 =°86Kfn4 =088弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4匚f3 二 Kfn FE3 =307.143MPa二f4空=238.857MPaSd3 cos P比来计算应有齿数：Z327.75 （取Z3 = 28）那么 乙=匚2乙3=112mn设计计算mn - 2.3356小齿轮乙的齿顶圆直径:da1 72mh*n二 56.84mm-19 -算的法面模数，取 mn=2.5已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d3 = 71.816mm心距修正螺旋角：一 arcc

23、os（Z1乙皿2a!=1518'40''因：值改变不多，故参数 ：、K,、Z h等不必修正4.几何尺寸计算计算中心距：十宁沁2 cos 戸-161.76，将中心距圆整后为162 mm按圆整后的中较大、小齿轮的YFaYsa丫Fa3Ysa3 =0.01413J3浪化常=0.01645计算大、小齿轮的分度圆直径及齿轮宽度d1乙mncos :=51.84mmZ?mnd22272.16mmcos P圆整后取B1 =50mm，B2 = 45mm大齿轮Z2的齿顶圆直径：da2二d2 2mhan = 277.16mm齿轮传动设计参数选择与计算结果:-23 -高速级齿轮传动设计参数选择与

24、计算结果齿轮类型斜齿圆柱齿轮齿轮精度等级7小齿轮Z1的材料40Cr小齿轮z1的热处理方式调质小齿轮Z1的硬度280HBS大齿轮Z2的材料45大齿轮z2的热处理方式调质大齿轮Z2的硬度250HBS齿数比U高5.25小齿轮齿数z120大齿轮齿数z2105初选螺旋角3高15试选载荷系数Kt高1.6小齿轮Z1的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa大齿轮Z2的接触疲劳强度极限（T Hlim2550MPa小齿轮Z1的应力循环次数 M =60亦9-h =500大齿轮Z2的应力循环次数NN2=60m jLh =9.48 汉 108小齿轮Z1的接触疲劳寿叩系数Khn10.88大齿轮Z2的接触疲劳寿叩系数KhN

25、20.93小齿轮Z1的接触疲劳许用应力T h1528MPa大齿轮Z2的接触疲劳许用应力T h2511.5MPa许用接触应力T H519.75MPa小齿轮Z1的转矩T35040N mm齿宽系数$ d高1弹性影响系数Ze高Ze= 189.8MPa 舟区域系数ZH高2.425端面重合度£ a高1.52小齿轮Z1的分度圆初步计算直径d1t40.72mm齿轮圆周速度V13.07m/s计算齿轮宽度b40.72mm计算模数mnt2.458mm动载荷系数Kv1.12低速级齿轮传动设计参数选择与计算结果齿轮类型斜齿圆柱齿轮齿轮精度等级7小齿轮Z3的材料40Cr小齿轮Z3的热处理方式调质小齿轮Z3的硬度

26、280HBS大齿轮Z4的材料45大齿轮Z4的热处理方式调质大齿轮Z4的硬度250HBS齿数比U低4小齿轮齿数Z328大齿轮齿数Z4112初选螺旋角3低15试选载荷系数 Kt低1.6小齿轮Z3的接触疲劳强度极限T Hlim3600MPa大齿轮Z4的接触疲劳强度极限T Hlim4550MPa小齿轮z3的应力循环次数nN±60 n jL8h =9.48"0大齿轮Z4的应力循环次数N4也6 0n皿jLh =2.37沢108小齿轮Z3的接触疲劳寿叩系数KhN30.93大齿轮Z4的接触疲力寿叩系数KhN40.95小齿轮Z3的接触疲劳许用应力T h3558MPa大齿轮Z4的接触疲劳许用应

27、力T h4522.5MPa许用接触应力T H540.25MPa小齿轮Z3的转矩T3178440N mm齿宽系数$ d低1弹性影响系数Ze低Ze= 189.8MPa区域系数Zh低2.425端面重合度£ a低1.57小齿轮Z3分度圆初步计算直径d3t69.102mm齿轮圆周速度V30.9924m/s计算齿轮宽度b69.102mm计算模数mnt3.34mm动载荷系数Kv1.05使用系数Kai使用系数Kai接触强度用齿间载荷分配系数Kh ai.2接触强度用齿间载荷分配系数Kh ai.2接触强度用齿向载荷分配系数Kh 3i.4i7接触强度用齿向载荷分配系数Kh 3i.424接触强度用载荷系数

28、K接i.9O4接触强度用载荷系数 K接i.794校正后的分度圆直径 di47.69mm校正后的分度圆直径 di7i.8i6mm校正后的齿轮计算模数 mz ni.65mm校正后的齿轮计算模数 m n2.336mm标准模数mn2.5mm标准模数mn2.5mm计算中心距a'i2i6i.76mm计算中心距a"i2i8i.i7mm圆整后的实际中心距ai2i62mm圆整后的实际中心距 ai2i8imm修正后的实际螺旋角3i5 18'4O''修正后的实际螺旋角 3i4=42'5''小齿轮Zi的弯曲疲劳强度极限6 FEi500MPa小齿轮Z3的

29、弯曲疲劳强度极限6 FE3500MPa大齿轮z2的弯曲疲劳强度极限6 FE2380MPa大齿轮Z4的弯曲疲劳强度极限6 FE4380MPa小齿轮z1的弯曲疲劳寿命系数KFNi0.82小齿轮Z3的弯曲疲劳寿命系数KFN30.86大齿轮Z2的弯曲疲劳接寿命系数0.86大齿轮Z4的弯曲疲力接寿叩系数 K FN40.88KFN2小齿轮Zi的接触疲劳许用应力6 Hi528MPa小齿轮Z3的接触疲劳许用应力6 h3307.i43MPa大齿轮Z2的接触疲劳许用应力6 h28ii.5MPa大齿轮Z4的接触疲劳许用应力6 h4238.857MPa弯曲强度用齿间载荷分配系数Kf ai.2弯曲强度用齿间载荷分配系数

30、Kf ai.2弯曲强度用齿向载荷分配系数Kf3i.35弯曲强度用齿向载荷分配系数Kf3i.325弯曲强度用载荷系数 K弯i.8i4弯曲强度用载荷系数 K弯i.794计算纵向重合度& 3i.363计算纵向重合度& 3i.704螺旋角影响系数Y 30.875螺旋角影响系数Y30.875小齿轮Zi的当量齿数Zvii7.754小齿轮Z3的当量齿数Zv322.i9大齿轮Z2的当量齿数Zv283.207大齿轮Z4的当量齿数Zv488.77小齿轮zi的齿形系数YFai3.03小齿轮Z3的齿形系数Y Fa32.80大齿轮Z2的齿形系数YFa22.2i2大齿轮Z4的齿形系数YFa42.22小齿轮

31、zi的应力校正系数 丫Saii.5i小齿轮Z3的应力校正系数丫3a3i.55大齿轮Z2的应力校正系数YfSa2i.776大齿轮Z4的应力校正系数Y3a4i.77小齿轮zi的实际齿根弯曲应力6 Fi292.857MPa小齿轮Z3的实际齿根弯曲应力6 F3307.i43MPa大齿轮z2的实际齿根弯曲应力6 F2233.429MPa大齿轮Z4的实际齿根弯曲应力6 F4238.857MPa小齿轮Zi的实际分度圆直径di5i.84mm小齿轮Z3的实际分度圆直径d372.4mm大齿轮Z2的实际分度圆直径d2272.i6mm大齿轮Z4的实际分度圆直径d4289.6mm计算齿轮宽度b5i.84mm计算齿轮宽度

32、b72.4mm小齿轮Zi的齿宽Bi50mm小齿轮Z3的齿宽B380mm大齿轮Z2的齿宽B245mm大齿轮Z4的齿宽B475mm小齿轮Zi的齿顶圆直径d a i56.84mm小齿轮Z3的齿顶圆直径d a 377.4mm大齿轮Z2的齿顶圆直径d a 2277.i6mm大齿轮Z4的齿顶圆直径d a 4294.6mm小齿轮Zi的结构形式齿轮轴式小齿轮Z3的结构形式齿轮轴式大齿轮Z2的结构形式腹板式大齿轮Z4的结构形式腹板式轴和轴上零件设计及强度校核、初算轴径1. 输入轴最小直径 （轴的材料选45钢，调质处理）R = 5.445kW山=1440r/min= 3611N * mmmini=17.14mm(

33、Ao=11O) 查【1】P370 表(15-3)因为输入轴上要开键槽来固定联轴器，则dmini'=（1 - 5%）dmini =17.99mm2. 中间轴最小直径（轴的材料选45钢，调质处理）Pn = 5.283kW= 274.28r/min % = 183.942N *mm3一 Pdmin2 =人 "=29.49mm( A0 =110) 查【1】P370 表(15-3)中间轴最多要开两个键槽来固定齿轮，则dmin2（1 10%）dmin2 = 32.439mm3. 输出轴最小直径（轴的材料选45钢，调质处理）P皿=5.125kWn皿=68.5717 mi n T皿=713.

34、757N *mmdmin3、Pm 43.39mm（A。=103）查【1 】P370 表（15-3）Vn皿输出轴上需开一键槽来固定联轴器，二级输出齿轮需开一键槽，则dmin3、(110%)dmin3=47.73mm二、联轴器选择由于弹性注销联轴器适用于中、小型减速器，且制造容易，装拆方便，成本较低，能缓冲减振，所 以输入轴和输出轴均采用弹性注销联轴器1.输入轴联轴器选定联轴器计算转矩：Tca1二KaTi（Ka =1.5）Tca1 = 54166.5N *mm选LX3联轴器，其公称转矩为1250000 Nmm根据电动机的伸出轴端直径D=38mm ,选 d1 =38mm d2 =30mm主动端 L=

35、60mmL82mm ,I从动端 L=60mm ,D=160mm D75mm查【1】P351表（14-1）查【2】P174表（17-5）b=36mm S=2.5mm m=8kg。谕人轴联轴豁设计图血2.输出轴联轴器选定联轴器计算转矩：口2二KaTh =1049.343N选LX4联轴器，其公称转矩为 2500000 N «mm根据初算输出轴最小直径 dmin3 =48.65mm mm选 dd2 =50mm主动端 L=84mm L1 =112mm，从动端L=112mm ，b=45mm S=3mmD=195mm D 100mmm=22kg。-16 -查【2P174 表（17-5）输岀轴联轴隔

36、设计图、初步绘制装配底图确定各轴位置恥二用2血二1包1R165. 3LTJIIR1加只-31 -箱座壁厚：S = 10 mm , 箱盖壁厚：S 1 = 8 mm ,地脚螺栓直径：df = 16mm ,地脚螺栓数目：6。箱座凸缘壁厚：b=15mm,箱盖凸缘壁厚:箱座与箱盖连接螺栓直径：d2=12mm，各连接螺栓孔中心到凸缘边缘距离：c2=25mm ，参考【2】P23表（51）bi=12mm，箱座底凸缘壁厚：b2=20mm,外箱壁到各连接螺栓孔中心的距离：ci=20mm,齿轮顶圆到箱壁的最近距离： i=10mm ,齿轮端面到箱壁的最近距离:3=10mm。 2=10mm ,两级大齿轮间距离参考【2】

37、P23表（5 2）分箱面凸缘宽度：A=55mm ,轴承座宽度尺寸：B=60mm，轴承盖凸缘厚度：e=5mm。四、输入轴设计（45钢，调制处理）1计算作用在斜齿轮上的力Fti=2Ti /di= 1393.17Ntan otnFri=Fti- = 525 .73 Ncos PFa1 = Ft1tan 一： =381.42N2. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度及确定各零件尺寸为了满足半联轴器的轴向定位要求，In段需制一轴肩与联轴器相连，故di-n =30mm （大于前面计算的最小m输入轴直径）dmin1 = 17.99mm）；输入轴联轴器从动端 L=60mm ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴

38、 器上而不压在轴的端面上，故取轴端长11-n=58mm。 根据轴in的尺寸确定固定输入轴与联轴器间的键，查【2 P143表（14-26） 选GB/T 1096键8X 7 x 45 （材料为钢）。如图各阶梯轴的直径：dn-m=33mm， dm-w=d可-価=35mm， dw-v =d仏皿=42mm。 根据d m-w确定轴承的安装尺寸，考虑到轴向力不是很大，这里选角接触球轴承，查【2 P152表（15-3）选7207ACGB/T 292-1994 滚动轴承。I尺寸外典世尺寸与亠3 根据角接触球轴承安装尺寸确定输入轴轴承端盖的结构和尺寸查【2P40图（6-27）确定端盖各尺寸如右图:GB/T 578

39、3 由端盖外径可确定 端盖螺栓 直径为4X 8mm，查【2 P143表（14-26）确定螺栓类型为:M8 X 20为了保证轴承端盖上的螺栓顺利取下，需要根据轴承端盖上的螺钉的长度来确定轴nm的距离：m =75mm3. 计算球轴上的载荷根据轴的结构图，做出下面的轴载荷分析图F=1O73. 72N 忆才42. 19NF ；=319. 4oNILF： iz=183. 54NFii-190.71X121总弯矩图皿T垂直面上的弯 矩图：MV竖直面上的弯 矩图；MHFai=190. TINFt-1393-17K如上图，可知B截面是轴的危险截面4按弯扭合成应力校核轴的强度（进行校核时，只校核危险截面）轴的计

40、算应力:SaMaxGT）2= 5.23MPa（：取0.6）根据轴的材料和处理方式查【1】P362表（15-1）得：匚丿=60MPa ,则二ca q-，故安全。5. 由于轴的强度足够，键槽少，无需精确校核轴的疲劳强度6. 轴承寿命校核Lh 二竺（C），8.23 106h（其中；=3, n =1440r/min , c = 29kN , P = XF60n p额定寿命远大于工作要求7.键的强度校核YFa 二 700 N )32T "0p :K l d=15.28M Pa：；p =110M Pa ,强度足够五、中间轴设计（45钢，调制处理）111rd,£©口oolodE

41、35 V1. 计算作用在斜齿轮上的力作用在大齿轮上的力与前面的输入轴上的斜齿轮上的力大小相等，方向相反，这里不再详述。 然后作用在二小齿轮上的力分别如下：Ft3=2T n /d3= 5081.27Ntan anFr3=Ft3 = 5252-74Ncos PFa 3 = Ft 3 tan 3 = 1341.96N2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度及确定各零件尺寸前面初步计算中间轴最小直径10%）dmin2 = 32.439mm ,可确定出轴承 端面直径：d I -n=d v-vi=35mm 根据d i-n =dv-v =35mm确定轴承的安装尺寸，考虑到轴向力不是很大，这里选角接触球轴

42、承，查【2】P152表（15-3）选7207AC GB/T7260292-1994滚动轴承。 根据角接触球轴承安装尺寸确定输入轴轴承端盖的结构和尺寸查【2】P40图（6-27），确定端盖各尺寸如右图： 由端盖外径可确定 端盖螺栓 直径为4X 8mm，查【2】P143表（14-26）确定螺栓类型为：GB/T 5783M8 X 20键为：选GB/T 1096键根据dzv-v =42mm ,查【2】P143表（14-26）可以确定中间轴上大齿轮上的 12X 18X 45 （材料为钢）3计算球轴上的载荷根据轴的结构图，做出下面的轴载荷分析图F.- -2724. 32NFa'=4E0.27N垂直

43、面上的弯I 矩图：竖直面上的弯 矩图：MHFts-50B1.27NF.w-3750.12NIfF*421.51* r.总弯矩图上-J?27N Ii=212. 51N iqTz=lS3. &4X * raFtz=1336 一Ml=51. 9(iX- mFt 产525. 73NFaSSl. 42N?3. J7N一 7026X -35 -扭矩图:如上图，可知 C截面是轴的危险截面4按弯扭合成应力校核轴的强度（进行校核时，只校核危险截面）轴的计算应力：匚ElgC取。.6）故安全。5. 由于轴的强度足够，键槽少，无需精确校核轴的疲劳强度6. 轴承寿命校核6n=274.28440r / minc

44、= 29kNLh =丄（2） J8.231£64计算作用在斜齿轮上的力作用在输出轴大齿轮上的力与前面的中间轴上的斜齿轮上的力大小相等，方向相反，这里不再详述。 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度及确定各零件尺寸 前面初步计算输出轴最'小直径10%）d mn3' = 47 .沟細砂可确定出轴承 端面直径：d I -n=d v-vi=35mm 根据d i-n =dv -v =55mm确定轴承的安装尺寸，考虑到轴向力不 是很大，这里选角接触球轴承，查【2】P152表（15-3）选7211AC GB/Thio292-1994滚动轴承。h （ 其中 g =3 , 60n

45、pP =XFr YFa =400l69N）额定寿命远大于工作要求7.键的强度校核（查【1】P362表（15-1）得：?打FMPa ）叭 三茜幻0/5i2HMPaa畫陌订三110MPPa强度足够Kidd001边二寸 L1耳.50 /k1 1一.宪W0 LQ口0抽出椅罔館尺寸固角證血卄孔席盖尺寸一非 根据角接触球轴承安装尺寸确定输入轴轴承端盖的结构和尺寸查【2】P40图（6-27），确定端盖各尺寸如右图： 由端盖外径可确定 端盖螺栓 直径为6X 8mm，查【2】P143表（14-26）确定螺栓类型为：GB/T 5783M8 X 20 根据dn=60mm ,查【2】P143表（14-26）可以确定输

46、出轴连接大齿轮的键为：选GB/T 1096键18X 11 X 56 （材料为钢）；根据di血=50mm ,查【2】P143表（14-26）可以确定输出轴连接大齿轮的键为：选GB/T 1096键14x 9 X 63 （材料为钢）。3. 计算球轴上的载荷根据轴的结构图，做出下面的轴载荷分析图107.45匕4如上图，可知B截面是轴的危险截面4. 按弯扭合成应力校核轴的强度（进行校核时，只校核危险截面）轴的计算应力:5. 由于轴的强度足够，无需精确校核轴的疲劳强度-43 -6轴承寿命校核Lh =1(Cr=8.2.：87l016h5h(其 中；=3 ,n =68.5440r /min , c = 38.

47、5kN60n pP =XFr YFa =1001.77N)额定寿命远大于工作要求7.键的强度校核(查【1】P362表(15-1)得：【F打*60MPa )10?p三-一 |三185628MPaag齿订三110MPPa强度足够Kidd减速器箱体各处润滑及其附件设计一 I、减速器的润滑为了减少摩擦、磨损，提高效率，防锈，冷却和散热，减速器传动零件和轴承都需要良好的润滑。因为一级输出齿轮和二级输出齿轮的圆周速度远远小于12m/s，所以齿轮润滑用油润滑，为了避免大齿轮回转时将油池中的沉积物搅起，大齿轮齿顶到底面的距离设计成36mm，润滑油的总高为60.72mm，这里可以确定游标的具体高度。润滑油选用全

48、损耗系统用油(GB/ 443 1989) L AN15。查【2P159 表(16-1)考虑到低速轴速度不足，不能将足够的润滑油甩到内壁上，所以低速输出轴的润滑用脂润滑。因为这是一般负载机械设备，所以这里选钠基润滑脂(GB 492 1989) L XACMGA2 查【2 P160表(16-2)由于两个小齿轮的的直径都小于轴承座孔直径，所以因在小齿轮 与轴承之间设 冲压挡油盘，尺寸如图：为了防止输出轴室中的润滑油流入箱体内造成油脂混在一起，要在箱体轴承座箱内设置 甩油环。尺寸如图：如图所示为油沟的设计，由于输出轴不用油润滑，所以低速轴那边无需 开油沟。ru、箱体的设计1.箱体的刚度及结构设计1 由

49、于轴承座悬出面过大，轴承座本身的连接面能承受的负荷量有限，则应在两结合体的公共垂直 面上增加加强肋，以增加结合面的强度。如右图为箱座加强肋剖面图箱座肋厚：m=8.5mm查【2】P23表（5-2）,其他尺寸根据箱座设计，尺寸如 右图标注：2 为了增强轴承座的连接刚度，轴承座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近，为此需在轴承座两侧做出凸 台。如图所示为凸台设计具体尺寸：查【2】P127表（14-10） 查【2P127 表（14-10）查【2 P136 表（14-18）查【2P138 表（14-21）轴承端盖上的螺钉：GB/T 5782 M8 X 25凸缘螺栓：GB/T 5782 M12 X 110凸缘螺母：GB/T 6170 M12凸缘螺栓垫圈：GB/T 93 12设计时为了方便加工，各处凸台高度要求一致，这里以输出轴轴承座孔的凸台高度为准；