机电一体化专业毕业论文一级圆柱齿轮减速器说明书

1、 毕毕 业业 设设 计（论文）计（论文） 课题名称 一级圆柱齿轮减速器设计 系 别 电子信息工程系 专 业 数控技术应用 班 级 08 级统专机电（4）班 指导老师 江西蓝天学院 毕业设计任务书 系 专业 年级 班级 姓名 起止日期 设计题目 1毕业设计（论文）任务及要求（包括设计或论文的主要内容、主要技术指标，并根据题目性质对学生提出具体要求） 1. 减速器装配图纸一张（A3 图纸） 2. 轴、齿轮零件图纸各一张（A3 图纸） 3. 设计说明书一份 2毕业设计（论文）的原始资料及依据（包括设计或论文的工作基础、研究条件、应用环境等） 用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。 运输机连续平稳工

2、作， 单向运转载荷变化不大，空载启动。减速器小批量生产，使用期限 5 年，一班制工作，卷筒不包括其轴承效率为 97%，运输带允许速度误差为 5%。 3主要参考资料、文献 1.“课本”：机械设计/杨明忠 朱家诚主编 编号 ISBN 7-5629-1725-6 武汉理工大学出版社 2004年6月第2次印刷. 2.“手册”：机械设计课程设计手册/吴宗泽，罗圣国主编 编号ISBN7-04-019303-5 北京高等教育出版社 2006年11月第3次印刷. 3“指导书”：机械设计课程设计指导书/龚桂义，罗圣国主编 编号ISBN 7-04-002728-3 北京高等教育出版社 2006年11月第24次印刷

3、. 指导教师： 2010 年 10 月 20 日 指导教师评语 建议成绩： 优 良 中 及格 不及格 指导教师签字 年 月 日 最终评定成绩： 优 良 中 及格 不及格 系主任签字 年 月 日 目录目录 第一章第一章 减速器的慨述减速器的慨述.5 第二章第二章 传动方案拟定传动方案拟定.9 第三章第三章 电动机的选择电动机的选择10 第四章第四章 确定传动装置总传动比及分配各级的传动比确定传动装置总传动比及分配各级的传动比.13 第五章第五章 传动装置的运动和动力设计传动装置的运动和动力设计.14 第六章第六章 普通普通 V 带的设计带的设计.18 第七章第七章 齿轮传动的设计齿轮传动的设计.

4、23 第八章第八章 传动轴的设计传动轴的设计.28 第九章第九章 输出轴的设计输出轴的设计.33 第十章第十章 箱体的设计箱体的设计.38 第十一章第十一章 键连接的设计键连接的设计41 第十二章第十二章 滚动轴承的设计滚动轴承的设计43 第十三章第十三章 润滑和密封的设计润滑和密封的设计45 第十四章第十四章 联轴器的设计联轴器的设计46 第十五章第十五章 设计小结设计小结.47 第十六章第十六章 致谢致谢.49 第十七章第十七章 参考文献参考文献.50 第一章 减速器概述 1.11.1 减速器的主要型式及其特性减速器的主要型式及其特性 减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、 蜗杆传动或

5、齿轮蜗杆传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机械中应用很广。 减速器类型很多，按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。 以下对几种减速器进行对比： 1）圆柱齿轮减速器 当传动比在 8 以下时，可采用单级圆柱齿轮减速器。大于 8 时，最好选用二级(i=840)和二级以上(i40)的减速器。单级减速器的传动比如果过大，则其外廓尺寸将很大。二级和二级以上圆柱齿轮减速器的传动布置形

6、式有展开式、分流式和同轴式等数种。展开式最简单，但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置，因而将使载荷沿齿宽分布不均匀，且使两边的轴承受力不等。为此，在设计这种减速器时应注意：1)轴的刚度宜取大些；2)转矩应从离齿轮远的轴端输入，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀；3)采用斜齿轮布置，而且受载大的低速级又正好位于两轴承中间，所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开好。这种减速器的高速级齿轮常采用斜齿，一侧为左旋，另一侧为右旋，轴向力能互相抵消。为了使左右两对斜齿轮能自动调整以便传递相等的载荷， 其中较轻的龆轮轴在轴向应能作小量游动。同轴式减速器输入轴和输出轴位于同一轴线上，故箱体长度较短。但这种减速器的轴向尺寸较

7、大。 圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。它传递功率的范围可从很小至40 000kW，圆周速度也可从很低至 60m/s 一 70ms，甚至高达 150ms。传动功率很大的减速器最好采用双驱动式或中心驱动式。 这两种布置方式可由两对齿轮副分担载荷，有利于改善受力状况和降低传动尺寸。设计双驱动式或中心驱动式齿轮传动时，应设法采取自动平衡装置使各对齿轮副的载荷能得到均匀分配，例如采用滑动轴承和弹性支承。 圆柱齿轮减速器有渐开线齿形和圆弧齿形两大类。除齿形不同外，减速器结构基本相同。传动功率和传动比相同时，圆弧齿轮减速器在长度方向的尺寸要比渐开线齿轮减速器约 30。 2）圆锥齿轮减速器 它用于输入轴

8、和输出轴位置布置成相交的场合。 二级和二级以上的圆锥齿轮减速器常由圆锥齿轮传动和圆柱齿轮传动组成， 所以有时又称圆锥圆柱齿轮减速器。 因为圆锥齿轮常常是悬臂装在轴端的， 为了使它受力小些， 常将圆锥面崧，作为，高速极：山手面锥齿轮的精加工比较困难，允许圆周速度又较低，因此圆锥齿轮减速器的应用不如圆柱齿轮减速器广。 3）蜗杆减速器 主要用于传动比较大(j10)的场合。通常说蜗杆传动结构紧凑、轮廓尺寸小，这只是对传减速器的传动比较大的蜗杆减速器才是正确的，当传动比并不很大时，此优点并不显著。由于效率较低，蜗杆减速器不宜用在大功率传动的场合。 蜗杆减速器主要有蜗杆在上和蜗杆在下两种不同形式。蜗杆圆周

9、速度小于4m/s 时最好采用蜗杆在下式，这时，在啮合处能得到良好的润滑和冷却条件。但蜗杆圆周速度大于 4m/s 时，为避免搅油太甚、发热过多，最好采用蜗杆在上式。 4）齿轮-蜗杆减速器 它有齿轮传动在高速级和蜗杆传动在高速级两种布置形式。前者结构较紧凑，后者效率较高。 通过比较，我们选定圆柱齿轮减速器。 1.2 1.2 减速器结构减速器结构 近年来，减速器的结构有些新的变化。为了和沿用已久、国内目前还在普遍使用的减速器有所区别，这里分列了两节，并称之为传统型减速器结构和新型减速器结构。 1）传统型减速器结构 绝大多数减速器的箱体是用中等强度的铸铁铸成， 重型减速器用高强度铸铁或铸钢。少量生产时

10、也可以用焊接箱体。铸造或焊接箱体都应进行时效或退火处理。大量生产小型减速器时有可能采用板材冲压箱体。减速器箱体的外形目前比较倾向于形状简单和表面平整。箱体应具有足够的刚度，以免受载后变形过大而影响传动质量。箱体通常由箱座和箱盖两部分所组成，其剖分面则通过传动的轴线。为了卸盖容易，在剖分面处的一个凸缘上攻有螺纹孔，以便拧进螺钉时能将盖顶起来。联接箱座和箱盖的螺栓应合理布置，并注意留出扳手空间。在轴承附近的螺栓宜稍大些并尽量靠近轴承。为保证箱座和箱盖位置的准确性，在剖分面的凸缘上应设有 23 个圆锥定位销。在箱盖上备有为观察传动啮合情况用的视孔、为排出箱内热空气用的通气孔和为提取箱盖用的起重吊钩。

11、在箱座上则常设有为提取整个减速器用的起重吊钩和为观察或测量油面高度用的油面指示器或测油孔。关于箱体的壁厚、肋厚、凸缘厚、螺栓尺寸等均可根据经验公式计算，见有关图册。关于视孔、通气孔和通气器、起重吊钩、油面指示 Oe 等均可从有关的设计手册和图册中查出。在减速器中广泛采用滚动轴承。只有在载荷很大、工作条件繁重和转速很高的减速器才采用滑动轴承。 2）新型减速器结构 下面列举两种联体式减速器的新型结构，图中未将电动机部分画出。 1） 齿轮蜗杆二级减速器； 2） 圆柱齿轮圆锥齿轮圆柱齿轮三级减速器。 这些减速器都具有以下结构特点： 在箱体上不沿齿轮或蜗轮轴线开设剖分面。 为了便于传动零件的安装，在适当

12、部位 有较大的开孔。 在输入轴和输出轴端不采用传统的法兰式端盖，而改用机械密封圈；在盲孔端则装有冲压薄壁端盖。 输出轴的尺寸加大了，键槽的开法和传统的规定不同，甚至跨越了轴肩，有利于充分发挥轮毂的作用。 和传统的减速器相比，新型减速器结构上的改进，既可简化结构，减少零件数目，同时又改善了制造工艺性。但设计时要注意装配的工艺性，要提高某些装配零件的制造精度。 1.31.3 减速器润滑减速器润滑 圆周速度 u12m/s 一 15ms 的齿轮减速器广泛采用油池润滑，自然冷却。为了减少齿轮运动的阻力和油的温升， 浸入油中的齿轮深度以 12 个齿高为宜。速度高的还应该浅些， 建议在 0 7 倍齿高左右，

13、 但至少为 10mm。 速度低的(0 5ms 一 08ms)也允许浸入深些，可达到 16 的齿轮半径；更低速时，甚至可到 13 的齿轮半径。润滑圆锥齿轮传动时，齿轮浸入油中的深度应达到轮齿的整个宽度。对于油面有波动的减速器(如船用减速器)，浸入宜深些。在多级减速器中应尽量使各级传动浸入油中深度近予相等。 如果发生低速级齿轮浸油太深的情况，则为了降低其探度可以采取下列措施：将高速级齿轮采用惰轮蘸油润滑；或将减速器箱盖和箱座的剖分面做成倾斜的， 从而使高速级和低速级传动的浸油深度大致相等。 减速器油池的容积平均可按 1kW 约需 035L 一 07L 润滑油计算(大值用于粘度较高的油)，同时应保持

14、齿轮顶圆距离箱底不低于 30mm 一 50mm 左右，以免太浅时激起沉降在箱底的油泥。减速器的工作平衡温度超过 90时，需采用循环油润滑，或其他冷却措施，如油池润滑加风扇，油池内装冷却盘管等。循环润滑的油量一般不少于 05L/kW。圆周速度 u12m/s 的齿轮减速器不宜采用油池润滑，因为：1)由齿轮带上的油会被离心力甩出去而送不到啮合处；2)由于搅油会使减速器的温升增加；3)会搅起箱底油泥，从而加速齿轮和轴承的磨损；4)加速润滑油的氧化和降低润滑性能等等。这时，最好采用喷油润滑。润滑油从自备油泵或中心供油站送来， 借助管子上的喷嘴将油喷人轮齿啮合区。 速度高时，对着啮出区喷油有利于迅速带出热

15、量，降低啮合区温度，提高抗点蚀能力。速度u20 心 s 的齿轮传动常在油管上开一排直径为 4mm 的喷油孔，速度更高时财应开多排喷油孔。喷油孔的位置还应注意沿齿轮宽度均匀分布。喷油润滑也常用于速度并不很高而工作条件相当繁重的重型减速器中和需要用大量润滑油进行冷却的减速器中。喷油润滑需要专门的管路装置、油的过滤和冷却装置以及油量调节装置等，所以费用较贵。此外，还应注意，箱座上的排油孔宜开大些，以便热油迅速排出。 蜗杆圆周速度在 10m/s 以下的蜗杆减速器可以采用油池润滑。当蜗杆在下时，油面高度应低于蜗杆螺纹的根部，并且不应超过蜗杆轴上滚动轴承的最低滚珠(柱)的中心， 以免增加功率损失。 但如满

16、足了后一条件而蜗杆未能浸入油中时，则可在蜗杆轴上装一甩油环，将油甩到蜗轮上以进行润滑。当蜗杆在上时，则蜗轮浸入油中的深度也以超过齿高不多为限。蜗杆圆周速度在 10ms 以上的减速器应采用喷油润滑。喷油方向应顺着蜗杆转入啮合区的方向，但有时为了加速热的散失，油也可从蜗杆两侧送人啮合区。齿轮减速器和蜗轮减速器的润滑油粘度可分别参考表选取。若工作温度低于 0，则使用时需先将油加热到 0以上。蜗杆上置的，粘度应适当增大。 第二章第二章 传动方案拟定传动方案拟定 第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动 、工作条件：使用年限年，工作为一班工作制，载荷平稳，环境清洁。 、原始数据：滚筒圆周力 F=220

17、0N； 带速 V=1.7m/s； 滚筒直径 D=420mm； 方案拟定： 采用带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。 1.电动机 2.V 带传动 3.圆柱齿轮减速器 4.连轴器 5.滚筒 6.运输带 第三章第三章 电动机选择电动机选择 1、电动机类型和结构的选择：选择 Y 系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2、电动机容量选择： 电动机所需工作功率为： 式（1） ：d

18、a (kw) 由式(2)：V/1000 (KW) 因此 Pd=FV/1000a (KW) 由电动机至运输带的传动总效率为： 总=5 式中：1、2、3、4、5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。 取=0.96，0.98，0.97，. 则： 总=0.960.980.970.990.96 =0.83 所以：电机所需的工作功率： Pd = FV/1000总 =(22001.7)/(10000.83) =4.5 (kw) 3、确定电动机转速 卷筒工作转速为： n卷筒601000V/（D） =(6010001.7)/（2） =77.3 r/min 根据手册表推荐的传动比合理范围，取圆柱齿

19、轮传动一级减速器传动比范围=3。 取带传动比= 。则总传动比理论范围为：a。 故电动机转速的可选范为 Nd=Ian 卷筒 =(1624)77.3 =463.81855.2 r/min 则符合这一范围的同步转速有：750、1000 和1500r/min 根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号： （如下表） 方 案 电 动 机 型 号 额定功率 电动机转速 (r/min) 电动机重量 N 参 考 价 格 传动装置传动比 同步转速 满载转速 总传动比 V 带传动 减速 器 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 650 1200 18.6 3.5 5.32 2 Y132M2-6

20、5.5 1000 960 800 1500 12.42 2.8 4.44 3 Y160M2-8 5.5 750 720 1240 2100 9.31 2.5 3.72 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第 2 方案比较适合。 此选定电动机型号为 Y132M2-6，其主要性能： 电动机主要外形和安装尺寸： 中心高 H 外形尺寸 L(AC/2+AD)HD 底角安装尺寸 AB 地脚螺栓孔直径 K 轴 伸 尺 寸 DE 装键部位尺寸 FGD 132 520345315 216178 12 2880 1041 第四章第四章 确定传动装置的总传动比和分配级传动比确定传动

21、装置的总传动比和分配级传动比 由选定的电动机满载转速 nm和工作机主动轴转速 n 1、可得传动装置总传动比为： ia=nm/n=nm/n 卷筒 =960/77.3 =12.42 总传动比等于各传动比的乘积 分配传动装置传动比 ia=i0i （式中 i0、i 分别为带传动 和减速器的传动比） 2、分配各级传动装置传动比： 根据指导书 P7 表 1，取 i0=2.8（普通 V 带 i=24） 因为： iai0i 所以： iiai0 12.42/2.8 4.44 第五章第五章 传动装置的运动和动力设计传动装置的运动和动力设计 将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴，.以及 i0,i1，.为相邻两轴

22、间的传动比 01，12，.为相邻两轴的传动效率 P，P，.为各轴的输入功率 （KW） T，T，.为各轴的输入转矩 （Nm） n,n,.为各轴的输入转矩 （r/min） 可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数 1、 运动参数及动力参数的计算 （1）计算各轴的转数： 轴：n=nm/ i0 =960/2.8=342.86 （r/min） 轴：n= n/ i1 =324.86/4.44=77.22 r/min 卷筒轴：n= n 由指导书的表 1 得到： 1=0.96 2=0.98 3=0.97 4=0.99 （2）计算各轴的功率： 轴： P=Pd01 =Pd1 =4.50.96=

23、4.32（KW） 轴： P= P12= P23 =4.320.980.97 =4.11（KW） 卷筒轴： P= P23= P24 =4.110.980.99=4.07（KW） 计算各轴的输入转矩： 电动机轴输出转矩为： Td=9550Pd/nm=95504.5/960 =44.77 Nm 轴： T= Tdi001= Tdi01 =44.772.80.96=120.33 Nm 轴： T= Ti112= Ti124 =120.334.440.980.99=518.34 Nm 卷筒轴输入轴转矩：T = T24 =502.90 Nm 计算各轴的输出功率： 由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：

24、故：P=P轴承=4.320.98=4.23 KW i0 为带传动传动比 i1 为减速器传动比 滚动轴承的效率 为 0.980.995 在本设计中取 0.98 P= P轴承=4.230.98=4.02 KW 计算各轴的输出转矩： 由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则： T= T轴承 =120.330.98=117.92 Nm T = T轴承 =518.340.98=507.97 Nm 综合以上数据，得表如下： 轴名 效率 P （KW） 转矩 T （Nm） 转速 n r/min 传动比 i 效率 输入 输出 输入 输出 电动机轴 4.5 44.77 960 2.8 0.96 轴 4.32

25、 4.23 120.33 117.92 342.86 4.44 0.95 轴 4.11 4.02 518.34 507.97 77.22 1.00 0.97 卷筒轴 4.07 3.99 502.90 492.84 77.22 第六章第六章 V V 带的设计带的设计 （1）选择普通 V 带型号 由 PC=KAP=1.15.5=6.05（ KW） 根据课本 P134 表 9-7 得知其交点在 A、B 型交 界线处，故 A、B 型两方案待定： 方案 1：取 A 型 V 带 确定带轮的基准直径，并验算带速： 则取小带轮 d1=100mm d2=n1d1(1-)/n2=id1(1-) =2.8100(1

26、-0.02)=274.4mm 由表 9-2 取 d2=274mm (虽使 n2 略有减少，但其误差小于 5%，故允许) 带速验算： V=n1d1/（100060） =960100/（100060） =5.024 m/s 介于 525m/s 范围内，故合适 确定带长和中心距 a： 0.7 （d1+d2）a02 （d1+d2） 由课本P134表9-5查得 KA=1.1 由课本 P132 表 9-2得， 推荐的 A 型小带轮 基 准 直 径 为75mm125mm 0.7（100+274）a02（100+274） 262.08 a0748.8 初定中心距a0=500 ，则带长为 L0=2a0+ （d1

27、+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2500+ （100+274）/2+（274-100）2/(4500) =1602.32 mm 由表 9-3 选用 Ld=1400 mm 的实际中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1400-1602.32)/2=398.84 mm 验算小带轮上的包角1 1=180-(d2-d1)57.3/a =180-(274-100)57.3/398.84=155.01120 合适 确定带的根数 Z=PC/（(P0+P0)KLK） =6.05/（ （0.95+0.11）0.960.95） = 6.26 故要取 7 根 A 型 V 带 计算轴上的压力 由书

28、 9-18 的初拉力公式有 F0=500PC （2.5/K-1）/z c+q v2 =5006.05（2.5/0.95-1）/（75.02）+0.175.022 由机械设计书 表 9-4 查得 P0=0.95 由表 9-6 查得 P0=0.11 由表 9-7 查得 K=0.95 由表9-3查得 KL=0.96 =144.74 N 由课本 9-19 得作用在轴上的压力 FQ=2zF0sin(/2) =27242.42sin(155.01/2)=1978.32 N 方案二：取 B 型 V 带 确定带轮的基准直径，并验算带速： 则取小带轮 d1=140mm d2=n1d1(1-)/n2=id1(1-

29、) =2.8140(1-0.02)=384.16mm 由表 9-2 取 d2=384mm (虽使 n2 略有减少，但其误差小于 5%，故允许) 带速验算： V=n1d1/（100060） =960140/（100060） =7.03 m/s 介于 525m/s 范围内，故合适 确定带长和中心距 a： 0.7 （d1+d2）a02 （d1+d2） 0.7（140+384）a02（140+384） 366.8a01048 初定中心距a0=700 ，则带长为 L0=2a0+ （d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2700+ （140+384）/2+（384-140）2/(4700) 由课本

30、表 9-2 得， 推荐的 B 型小带轮基准直径 125mm280mm =2244.2 mm 由表 9-3 选用 Ld=2244 mm 的实际中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2244-2244.2)/2=697.9mm 验算小带轮上的包角1 1=180-(d2-d1)57.3/a =180-(384-140)57.3/697.9=160.0120 合适 确定带的根数 Z=PC/（(P0+P0)KLK） =6.05/（ （2.08+0.30）1.000.95） = 2.68 故取 3 根 B 型 V 带 计算轴上的压力 由书 9-18 的初拉力公式有 F0=500PC （2.5/K

31、-1）/z c+q v2 =5006.05（2.5/0.95-1）/（37.03）+0.177.032 =242.42 N 由课本 9-19 得作用在轴上的压力 FQ=2zF0sin(/2) =23242.42sin(160.0/2) =1432.42 N 综合各项数据比较得出方案二方案二更适合 由机械设计书 表 9-4 查得 P0=2.08 由表 9-6 查得 P0=0.30 由表 9-7 查得 K=0.95 由表9-3查得 KL=1.00 带轮示意图如下： S1 斜度 1:25 S S2 dr dk dh d da L B S2 d0 d H L 第七章第七章 齿轮传动的设计齿轮传动的设计

32、 (1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。 小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为 45 号钢调质，齿面硬度为 250HBS，大齿轮选用 45 号钢正火，齿面硬度为 200HBS。 齿轮精度初选 8 级 (2)、初选主要参数 Z1=20 ，u=4.5 Z2=Z1u=204.5=90 取a=0.3，则d=0.5 （i+1） =0.675 （3）按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径 d1 21123HHEZZZuudkT 确定各参数值 1 载荷系数 查课本表 6-6 取 K=1.2 2 小齿轮名义转矩 T1=9.55106P/n1=9.551064.23/342.86

33、 =1.18105 Nmm 3 材料弹性影响系数 由课本表 6-7 ZE=189.8MPa 4 区域系数 ZH=2.5 5 重合度系数 t （1/Z1+1/Z2） （1/20+1/90）=1.69 Z=77. 0369. 1434t 6 许用应力 查课本图 6-21（a） MPaH6101lim MPaH5602lim 查表 6-8 按一般可靠要求取 SH=1 则 MPaSHHH6101lim1 MPaSHHH5602lim2 取两式计算中的较小值，即H=560Mpa 于是 d1 21123HHEZZZuudkT =2556077. 05 . 28 .1895 . 415 . 411018.

34、12 . 123 =52.82 mm (4)确定模数 m=d1/Z152.82/20=2.641 取标准模数值 m=3 (5) 按齿根弯曲疲劳强度校核计算 FFSFYYmbdKT112 校核 式中 1小轮分度圆直径 d1=mZ=320=60mm 2齿轮啮合宽度 b=dd1 =1.060=60mm 3复合齿轮系数 YFS1=4.38 YFS2=3.95 4重合度系数 Y=0.25+0.75/t =0.25+0.75/1.69=0.6938 5许用应力 查图 6-22（a） Flim1=245MPa Flim2=220Mpa 查表 6-8 ，取 SF=1.25 则 aFFFMPS19625. 12

35、451lim1 aFFFMPS17625. 12202lim2 6计算大小齿轮的FFSY并进行比较 02234. 019638. 411FFSY 02244. 017695. 322FFSY 11FFSY22FFSY 取较大值代入公式进行计算 则有 6938. 095. 3360601018. 12 . 12252112YYmbdKTFSF =71.86F2 故满足齿根弯曲疲劳强度要求 （6） 几何尺寸计算 d1=mZ=320=60 mm d2=mZ1=390=270 mm a=m （Z1+Z2）=3（20+90）/2=165 mm b=60 mm b2=60 取小齿轮宽度 b1=65 mm

36、（7）验算初选精度等级是否合适 齿轮圆周速度 v=d1n1/（601000） =3.1460342.86/（601000） =1.08 m/s 对照表 6-5 可知选择 8 级精度合适。 d2=mZ1=390=270 mm a=m （Z1+Z2）=3（20+90）/2=165 mm b=60 mm b2=60 取小齿轮宽度 b1=65 mm （7）验算初选精度等级是否合适 齿轮圆周速度 v=d1n1/（601000） =3.1460342.86/（601000） =1.08 m/s 对照表 6-5 可知选择 8 级精度合适。 第八章第八章 传动轴的设计传动轴的设计 1， 齿轮轴的设计 (1)

37、确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） 1，5滚动轴承 2轴 3齿轮轴的轮齿段 4套筒 6密封盖 7轴端挡圈 8轴承端盖 9带轮 10键 (2)按扭转强度估算轴的直径 选用 45#调质，硬度 217255HBS 轴的输入功率为 P=4.32 KW 转速为 n=342.86 r/min 根据课本 P205（13-2）式，并查表 13-2，取 c=115 dmmnPC76.2686.34232. 411533 (3)确定轴各段直径和长度 P的值为前面第 10 页中给出 在前面带轮的计算中已经得到 Z=3 其余的数据手册得到 D1=30mm L1=60mm D2=38mm L2=70mm D3=40

38、mm L3=20mm D4=48mm L4=10mm 1从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加 5%，取 D1=30mm，又带轮的宽度 B=（Z-1） e+2f =（3-1）18+28=52 mm 则第一段长度 L1=60mm 2右起第二段直径取 D2=38mm 根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度， 取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为 30mm，则取第二段的长度 L2=70mm 3右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承， 则轴承有径向力， 而轴向力为零， 选用 6208型轴承，其尺寸为 dDB=408018，那么该段的直径为 D3=40mm

39、，长度为 L3=20mm 4右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取 D4=48mm，长度取 L4= 10mm 5右起第五段， 该段为齿轮轴段， 由于齿轮的齿顶圆直径为66mm，分度圆直径为60mm，齿轮的宽度为 65mm，则，此段的直径为 D5=66mm，长度为 L5=65mm 6右起第六段， 为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取 D6=48mm D5=66mm L5=65mm D6=48mm L6= 10mm D7=40mm L7=18mm Ft=1966.66Nm Fr=628.20Nm RA=RB 长度取 L6= 10mm 7右起第七段，

40、该段为滚动轴承安装出处，取轴径为 D7=40mm，长度 L7=18mm (4)求齿轮上作用力的大小、方向 1小齿轮分度圆直径：d1=60mm 2作用在齿轮上的转矩为：T1 =1.18105 Nmm 3求圆周力：Ft Ft=2T2/d2=21.18105/60=1966.67N 4求径向力 Fr Fr=Fttan=1966.67tan200=628.20N Ft，Fr的方向如下图所示 （5）轴长支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =983.33 N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 Fa=0 那么 RA=RB =

41、Fr62/124=314.1 N （6）画弯矩图 右起第四段剖面 C 处的弯矩： 水平面的弯矩：MC=PA62=60.97 Nm 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA62=19.47 Nm 合成弯矩： =983.33Nm RA=RB =314.1 N MC=60.97Nm MC1= MC2 =19.47 Nm MC1=MC2 =64.0Nm T=59.0 Nm =0.6 MeC2=73.14Nm -1=60Mpa NmMMMMCCCC0 .6447.1997.602221221 （7）画转矩图： T= Ftd1/2=59.0 Nm （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6

42、可得右起第四段剖面 C 处的当量弯矩： NmTMMCeC14.73)(2222 （9）判断危险截面并验算强度 1右起第四段剖面 C 处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面 C 为危险截面。 已知 MeC2=73.14Nm ,由课本表 13-1 有: -1=60Mpa 则： e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43) =73.141000/(0.1443)=8.59 Nm-1 2右起第一段 D 处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： NmTMD4 .35596 . 02）（ e= MD/W= MD/(0.1D13) =35.41000/(0.1303)=13.11 Nm

43、-1 所以确定的尺寸是安全的 。 受力图如下： MD=35.4Nm 第九章第九章 输出轴的设计计算输出轴的设计计算 (1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） 1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6密封盖 7键 8轴承端盖 9轴端挡圈 10半联轴器 (2)按扭转强度估算轴的直径 选用 45#调质，硬度 217255HBS 轴的输入功率为 P=4.11 KW 转速为 n=77.22 r/min 根据课本 P205 （13-2） 式， 并查表 13-2，取 c=115 dmmnPC28.4322.7711. 411533 (3)确定轴各段直径和长度 1从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通

44、过键联接，则轴应该增加 5%，取45mm，根据 D1=45mm L1=82mm D2=52mm L2=54mm 计算转矩 TC=KAT=1.3518.34=673.84Nm，查标准 GB/T 50142003， 选用 LXZ2型弹性柱销联轴器， 半联轴器长度为 l1=84mm,轴段长 L1=82mm 2右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取52mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为 30mm，故取该段长为L2=74mm 3右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承， 则轴承有径向力， 而轴向力为零， 选用 6211型轴承，其尺

45、寸为 dDB=5510021，那么该段的直径为55mm，长度为 L3=36 4右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接， 直径要增加 5%， 大齿轮的分度圆直径为 270mm，则第四段的直径取60mm,齿轮宽为b=60mm， 为了保证定位的可靠性， 取轴段长度为L4=58mm 5右起第五段， 考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为 D5=66mm ,长度取L5=10mm 6右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为 D6=55mm，长度 L6=21mm D3=55mm L3=36mm D4=60mm L4=58mm D5=66mm L5=10mm D6=55mm L6=21mm

46、Ft=3762.96Nm (4)求齿轮上作用力的大小、方向 1大齿轮分度圆直径：d1=270mm 2作用在齿轮上的转矩为：T1 =5.08105Nmm 3求圆周力：Ft Ft=2T2/d2=25.08105/270=3762.96N 4求径向力 Fr Fr=Fttan=3762.96tan200=1369.61N Ft，Fr的方向如下图所示 （5）轴长支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 1881.48 N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 Fa=0 那么 RA=RB =Fr62/124= 684.81 N

47、（6）画弯矩图 右起第四段剖面 C 处的弯矩： 水平面的弯矩：MC=RA62= 116.65 Nm 垂直面的弯矩： MC1= MC2=RA62=41.09 Nm 合成弯矩： NmMMMMCCCC68.12347.1997.602221221 （7）画转矩图： T= Ftd2/2=508.0 Nm （8）画当量弯矩图 Fr=1369.61Nm RA=RB =1881.48Nm RA=RB =684.81 N MC=116.65Nm MC1= MC2 =41.09 Nm MC1=MC2 =123.68Nm T=508.0 Nm =0.6 MeC2=307.56Nm 因为是单向回转，转矩为脉动循环，

48、=0.6 可得右起第四段剖面 C 处的当量弯矩： NmTMMCeC56.307)(2222 （9）判断危险截面并验算强度 1右起第四段剖面 C 处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大， 所以剖面 C 为危险截面。 已知 MeC2=307.56Nm ,由课本表 13-1 有: -1=60Mpa 则： e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43) =307.561000/(0.1603)=14.24 Nm-1 2右起第一段 D 处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： NmTMD8 .3040 .5086 . 02）（ e= MD/W= MD/(0.1D13) =304.81000/(

49、0.1453)=33.45 Nm-1 所以确定的尺寸是安全的 。 以上计算所需的图如下： -1=60Mpa MD=33.45Nm 绘制轴的工艺图（见图纸） 第十章第十章 箱体结构设计箱体结构设计 (1) 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。 (2) 放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。 (3)油标油标用来检查油面高度， 以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。 (4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热

50、，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。 (5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如 装上二个启盖螺钉，将便于调整。 (6)定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。 (7)调

51、整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。 (8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。 (9)密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。 箱体结构尺寸选择如下表： 名称 符号 尺寸（mm） 机座壁厚 8 机盖壁厚 1 8 机座凸缘厚度 b 12 机盖凸缘厚度 b 1 12 机座底凸缘厚度 b 2 20 地脚螺钉直径 df 20 地脚螺钉数目 n 4 轴承旁联结螺栓直径 d1 16 机盖与机座联接螺栓直径

52、 d2 12 联轴器螺栓 d2的间距 l 160 轴承端盖螺钉直径 d3 10 窥视孔盖螺钉直径 d4 8 定位销直径 d 8 df，d1, d2至外机壁距离 C1 26, 22, 18 df， d2至凸缘边缘距离 C2 24, 16 轴承旁凸台半径 R1 24, 16 凸台高度 h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准 外机壁至轴承座端面距离 l1 60，44 大齿轮顶圆与内机壁距离 1 12 齿轮端面与内机壁距离 2 10 机盖、机座肋厚 m1 ,m2 7， 7 轴承端盖外径 D2 90， 105 轴承端盖凸缘厚度 t 10 轴承旁联接螺栓距离 S 尽量靠近， 以 Md1和 Md2

53、互不干涉为准，一般 s=D2 键128 第十一章第十一章 键联接设计键联接设计 1输入轴与大带轮联接采用平键联接 此段轴径 d1=30mm,L1=50mm 查手册得，选用 C 型平键，得： A 键 87 GB1096-79 L=L1-b=50-8=42mm T=44.77Nm h=7mm 根据课本 P243（10-5）式得 p=4 T/(dhL) =444.771000/（30742） =20.30Mpa R (110Mpa) 2、输入轴与齿轮 1 联接采用平键联接 轴径 d2=44mm L2=63mm T=120.33Nm 查手册 选 A 型平键 GB1096-79 B 键 128 GB10

54、96-79 l=L2-b=62-12=50mm h=8mm p=4 T/（dhl） =4120.331000/（44850） = 27.34Mpa p (110Mpa) 3、输出轴与齿轮 2 联接用平键联接 轴径 d3=60mm L3=58mm T=518.34Nm 查手册 P51 选用 A 型平键 键 1811 GB1096-79 l=L3-b=60-18=42mm h=11mm p=4T/（dhl） =4518.341000/（601142） =74.80Mpa p (110Mpa) 第十二章第十二章 滚动轴承设计滚动轴承设计 根据条件，轴承预计寿命 Lh53658=14600 小时 1.

55、输入轴的轴承设计计算 （1）初步计算当量动载荷 P 因该轴承在此工作条件下只受到 Fr 径向力作用，所以 P=Fr=628.20N （2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 5048.38N146001086.34260120.6282 . 110601616）（）（htdLnfPfC （3）选择轴承型号 查课本表 11-5，选择 6208 轴承 Cr=29.5KN 由课本式 11-3 有 146002913133820.622 . 129500186.3426010)(6010366）（PfCfnLdth 预期寿命足够 此轴承合格 2.输出轴的轴承设计计算 （1）初步计算当量动载荷 P 因该轴承在此