课程设计-二级直齿圆柱齿轮减速器

课程设计设计题目：带式运输机二级直齿圆柱齿轮减速器系别 机械工程系班级学生姓名学号指导教师职称起止日期目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"《机械设计》课程设计任务书 2一、传动知的总体设计 51传动装置的总传动比及分配 82计算传动装置的运动和动力参数 8\o"CurrentDocument"二、带传动设计 10三、齿轮的设计 13四轴的设计计算及校核 27\o"CurrentDocument"五轴承的寿命计算 37\o"CurrentDocument"六键连接的校核 37\o"CurrentDocument"七润滑及密封类型选择 38\o"CurrentDocument"八减速器附件设计 39\o"CurrentDocument"九.主要尺寸及数据 40十.设计完成后的各参数 42十一.参考文献 43十二.心得体会 44《机械设计》课程设计任务书

专业：机械设计制造及其自动化班级：机械10-2姓名：丁昊学号：09一■设计题目设计用于带式运输机的展开式二级直齿圆柱齿轮减速器1——电物机2——V带传动m——二统圆柱齿轮减速器4——联轴器5——卷筒6——运输带始数据州6）运输机工作轴转矩T=850Nm运输带工作速度v=1.45m/s卷筒直径 D=410mm三■工作条件连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5%。、应完成的任务1、减速器装配图一张（A0图或CAD图）2、零件图两张（A2图或CAD图）五、设计时间2012年12月29日至2013年1月18日1、图纸图面清洁，标注准确，符合国家标准；2、设计计算说明书字体端正，计算层次分明。七、设计说明书主要内1、内容（1）目录（标题及页次）；（2）设计任务书；（3）前言（题目分析，传动方案的拟定等）；（4）电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算;（5）传动零件的设计计算（确定带传动及齿轮传动的主要参数）；（6）轴的设计计算及校核;（7）箱体设计及说明（8）键联接的选择和计算;（9）滚动轴承的选择和计算;（10）联轴器的选择;（11）润滑和密封的选择;（12）减速器附件的选择及说明；(13)设计小结;(14)参考资料(资料的编号［］及书名、作者、出版单位、出版年月)；2、要求和注意事项必须用钢笔工整的书写在规定格式的设计计算说明书上，要求计算正确，论述清楚、文字精炼、插图简明、书写整洁。本次课程设计说明书要求字数不少于6-8千字(或30页)，要装订成册。沈阳工程学院机制教研室一、传动装置的总体设计1电机选择设计内容计算及说明结果1、选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380VY系列防护式笼型三相异步电动机2、选择电动机的容量工作机有效功率P=j，根据任攻9550务书所给数据T=850Nm，V=1.45/,工作机卷筒的Sn=(60*1000*v)/3.14*D=67.58r/min。则有：P=(T*n)/9550=850*6758/9550=6.01kw.从电动机到工作机输送带之间的总效率为Pw=6.01kW"1=0.96n2=0.99"3=0.97"4=0.995

“二"X"4义"2义"义"

£ 1 2 3 4 5式中“1,"2,"3,"4,n5分别为V带传动效率,滚动轴承效率，闭式齿轮传动效率，联轴器效率，卷筒效率。据《机械设计手册》知“1=0.96，n2=0.99，“3=0.97，“4=0,99，“5=0.96，则有：“工=0.825所以电动机所需的工作功率为：P=巳=&£!=7.28KWd“z0.825“5=0.96n=0.825Pd“5=0.96n=0.825Pd=7.5KW3、确定电动机的转速按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减3、确定电动机的转速按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比I齿=8~40和带的传n=67.58r/min动比I带=2~4,则系统的传动比范围应为：QT齿xi带二（8~40）X（2~4）=16~160所以电动机转速的可选范围为n厂Izxnw=（16-160）x67.58r/min=（1081.28~10812.8）r/min电动机型号为Y132M-4符合这一范围的同步转速有1000r/min,1500r/min和3000r/min三种。查询机械设计手册（软件版）【常有电动机】-【三相异步电动机】电动机型号为Y132M-4电动机的选型】-【Y系列（IP44）三相异步电动机技术条件】-【电动机的机座号与转速对应关系】确定电机的型号为Y132M-4.其满载转速为1440r/min,额定功率为7.5KW。

2传动装置的总传动比及分配设计内容计算及说明结果1、总传动比I=n=1440=21.31工 nw 67.58i='=21.31anw2、分配传动比因为i「，带*1齿已知带传动比的合理范围为2〜4。故取V带的传动比i01=3则I齿=L=7.10分配减速器传动比，参考机械设计指导书图12分配齿轮传动比得高速级传动比i]2=3.15，低速级传动比为12i23=2.26i=301i12=3.15i23=2.263计算传动装置的运动和动力参数设计内容计算及说明结果1、各轴的转数电动机轴高速轴中间轴低速轴n0=144。r/minn1=n0=1440r/min=480r/min，带3n=&=理=152.38r/mini123.15n=n=152.38=67.42r/mini23 2.26n卷=n3=67.58r/minn0=1440r/minn1=480r/minn2=152.38r/minn3=67.42r/minn4=67.58r/min2、各轴输入功率P0=Pd=7.28KWP1=P0xn01=P0xn1=7.28X0.96=6.99KWP2=P1xn12=p1xn2xn3=6.99x0.97x0.99=6.71KWP0=7.28KWP厂1=6.99kWP八八「2=6.71kWP3=6.44kW8

P3=P2xn23=P2x1x[=6.71x0.99x0.97=6.44KW3、各轴的输出功率PJ=「X0.99=7.20kWP,[1'=P2X0.99=6.92kWP,2'=P3X0.99=6.64kWP3/=P4X0.98=6.31kWPJ=7.20kWP,厂J=6.92kWP,[2'=6.64kWP3z=6.31kW3、各轴的输入转矩T=9550xP=9550x.0 n0 1440=48.28N.mT1=9.55x106xP=9-55x106ni6.99—…x =1.39x105N.mm480T2=9.55x106xP=9-55x106n26.71 一一x =4.21x105N•mm152.38T=9.55x106p=9.122x105N.mm3 n3T芸=9.55x106p4=8.9x105N.mm卷 n4将上述计算结果汇总与下表：带式传动装置的运动和动力参数：T厂48.28N.mT=1.39x105N.mmT2=4.21x105N.mmT3=9.122x105N•mm7卷=8.9x105N.mm轴名功率PKW转矩TNmm转速r/min输入输出输入输出9

电动机轴7.287.2048.314401轴6.996.921394802轴6.716.31421152.33轴6.443.3991267.42卷筒轴6.389097.二、带传动设计设计内容计算及说明结果1确定计算功率Pca据［2］表8-7查得工作情况系数K『1.1。故有：Pca=KaxP=1.1x7.5=8.25KWPca=8.252选择V带带型据Pca和n有［2］图8-11选用A带A带3确定带轮的^准直(1) 初选小带轮的基准直径dd］有［2］表8-6和8-8，取小带轮直径dd1=90mmodd1=90mmv=6.78msdd2=27010验算带速V,有:并验算带速冗x并验算带速冗xdxnv—60x1100003.14x90x144060x1000=6.78ms因为6.78m/s=6.78ms因为6.78m/s在5m/s~30m/s之间，故带速合适。(3)计算大带轮基准直径dd2d=ixd=3x90=270mm取dd2=280下m带 d1新的传动比i=280=3.11

带904确定V带的中心距a和基准长度(1)据4确定V带的中心距a和基准长度(1)据［2］式8-20初定中心距a0=500mm(2)计算带所需的基准长度冗 (d-d)2Ltnp2an+—(d +d)+—d1 d2—d0 0 2d1d27 4a0二2x500+受(280+90)+(2^a0=500mmLd0=1599mma=500mma=476mma=548mmmax=1599mm由［2］表8-2选带的基准长度=1600mm(3)计算实际中心距a2a+-^d——^40-=500+(-1)/2=499.5R0 211

500中心局变动范围：a =a-0.015d=476mmmina =a+0.03d=548mm5验算小带轮上的包角57.3。a=180。一(d—d)x =158。290。d2 di aa=158。6^计算(1)计算单根V带的额定功率PrZ=7带的根由d=90mm和n=1440r/min查［2］表数zd1 08-4a得P0=1.064KW据n0=1440，i=3和A型带，查［2］8-4b得AP0=0.17KW查［2］表8-5得K&=0.945，KL=0.99，于是：Pr=(P0+aP0)XKLxKa=1.154KW(2)计算V带根数zZ='=^5-=6.5P1.15412

故取7根。7^计算单根V带的初拉力最小值（F）0min由［2］表8-3得A型带的单位长质量q=0.1V。所以m— —（2.5—K）P（F）.=500x «~~e+qv20mm Kxzxv=500x（2.5—0.945）x7.5+0.1x6.7820.945x7xv=135N应使实际拉力F0大于（F0）mi”（F"in=135N8^计算压轴力Fp压轴力的最小值为：（FP）min=2xZx（F。）axsinT=2x7x135xsin158°/2min=1855N（Fp）=1855Nmin三、齿轮的设计1高速级齿轮设计设计内容计算及说明结果1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；（GB10095—直齿圆柱齿轮45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理13

88）3）材料的选择。由［2］表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS，两者硬度差为40HBS；4）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数Z2可由Z尸12xz1得Z2=75.6，取77;8级精度z1=24z2=772、按齿面接触强度设计按公式：,cc：KTu土1/Z、d11-2.32x3FU%\）2*d H（1）确定公式中各数值1）试选Kt=1.3。2）由［2］表10-7选取齿宽系数、二1。3）计算小齿轮传递的转矩，由刖面计算可知：T1=1.39x105N.mm。4）由［2］表10-6查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MP25）由［2］图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极T1=139N.m14[oH]1[oH]1=551MPa[。h12=588Mpad1,=70.5mmu=1.77m/sm,=2.94限。小1=580MP;大齿轮的接触疲劳强度极限。二560MP。Hlim26）由［2］图10-19取接触疲劳寿命系数Khn1=0.95;Khn2=L05。7）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1°.。，安全系数S=1，有[o]=khnFH[=0.95X580=551MPH1S［o］=Kn10Hlimi=1.05x560=588MPH2S（2）计算确定小齿轮分度圆直径4「代入［oH］中较小的值1）计算小齿轮的分度圆直径d"，由计算公式可得：,1.3X1.39X1054.2J89.8、d、＞2.32x3' xx( )21, 3 1 3.2 551=70.5mm2）计算圆周速度。V=_兀d1n1 _3.14x70.5x480=177V—60x1000 60x1000,h=6.62mmm/sh=6.62mm15

3）计算齿宽bb,*d=1x70.5=70.5mm4）计算模数与齿高模数m=d~=705=2..94mmt z1 24齿高h=2.25mt=2.25x2.94=6.62mm5）计算齿宽与齿高之比bhb_70.5

h-6^7=10.65K=2.016）计算载荷系数K。已知使用系数KA=1.25,据Ad1=81.78mmm=3.41mmv=1.77m,8级精度。由d1=81.78mmm=3.41mm图10-8得K=1.1，vK邵=1.46。由［2］图10-13查得K邠=1.40，由［2］图10-3查得Kha=Khp=1故载荷系数：K=KvxKAxKHaxK那=111x1.25x1x1.46=21017）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：I Id1=d—=70.5xt201=81.78mm1R；— \1.316

3、按齿根弯曲强度设计4、尺寸计算8）计算模数m〃m=m=幺=81.8=3.41mmnZ1 243.按齿根弯曲疲劳强度设计按公式：I12KTYYm>o1 1-•FaSan3巾Z2 ［o］1d1 F（1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=KAKvKFaK邠=1.1x1.25X1X1.40=1.932）查取齿形系数由［2］表10-5查得YFa1=2.65，YFa2=2.223）查取应力校正系数由［2］表10-5查得YSa1=1.58，YSa2=1.774）由［2］图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极o=330MP，大齿FE1轮的弯曲疲劳强度极限。=310MPFE25）由［2］图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.90，Kfn2=0.956）计算弯曲疲劳许用应力KFN1=0.90,KFN2=0.950J=212MPa0F!=210MPa17

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有：[°』）.二"产=212Mp［°F］2=-2。FE2=0.95X310=210MPS 1.4Fa~~Sa-7）计算大、小齿轮的［。F］，并加以比较=2.65X1.58=0.01975［。J 212V2=2.17x1.77=0.01871Fa2Sa2［。］ 210F2经比较大齿轮的数值大。(2)设计计算m>：2X93XL39X105X0.01975=2.64—1X242对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=3mm，已可满足弯曲疲劳强度。于是有：z广28z2z广28z2=89d=84mm1d2=267mma=175.5mmb=84mmB1=90mmB2=85mm4一募取Z］=28,则Z=ixz=3.2x28=89.618

取z2=89，新的传动比i12=||=3,184.几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d1=mz1=3义II=14mmd2=mz2=3*I9=267nm(2)计算中心距a=(4+m=175.5mm(3)计算齿轮宽度b=。dd1=1义|4=I4mmB1=90mm，B2=85mm由此设计有：名称计算公式结果/mm模数m3压力角aa=20o齿数z1zI2889传动比i3.15分度圆直径d1di84267齿顶圆直径d=d+2h*md=d+2h*m9027319

齿根圆直径d广d1-2(h*-d=d-2(h*22 2 a-c*)m754c*)m258中心距a_m(q+z2)175.5齿宽B90852、低速齿轮的设计设计内容计算及说明结果1选、定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；（GB10095—88）3）材料的选择。由［2］表10-1选择小齿轮材料为45（调质）硬度为240HBS，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS，两者硬度差为40HBS；4）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数Z2可由Z2=23义z1得Z2=78.48，取78；直齿圆柱齿轮45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度z1=24z2=78202、按齿面接触强度设计

按公式:d>232、、ktu土1（Z、1t- X3 （--H）2\6.u 2^］（1）确定公式中各数值1）试选Kt=1.3。2）由［2］表10-7选取齿宽系数、二1。3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：T2=4.2x105N-mm。4）由［2］表10-6查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MP25）由［2］图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限°Hlim1=580MP；大齿轮的接触疲劳强度极限° =560MP。Hlim26）由［2］图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=1.07；KHN2=L13。7）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1°，。，安全系数S=1，有21T2=42N.m[°H]1=620.6MPa[°H]2=632-8¥?&［°J=Khn：h房=1.07X580=620.6H1 sMP［乙］2=鼠2°…=1.13X560=632.8H2 sMP(2)计算确定小齿轮分度圆直径，「代入［°H］中较小的值)计算小齿轮的分度圆直径《，由计算公式可得：4,>2,32［1.3x4.2x1053.29 189.8=q712X3 XX()2 .，乙3 1 2.29 620.6mm2)计算圆周速度。v_^dn_3.14x97.12x152.38=07760xf000 60x1000m/s3)计算齿宽bb=。dxd1,=1x97.12=97.12mm4)计算模数与齿高模数m_土_也12_4.05mm，z1 24d1/=97.12mmV=0.77m/sm,=4.05mmh=9.11mmK=1.92223、按齿根弯曲强度设计齿高h=2.25mt=2.25x4.05=9.11mmb5）计算齿宽与齿高之比Zb=97.12=10.66h9.116）计算载荷系数K。已知使用系数Ka=1.25,据v=0.77m,8级精度。由［2］s图10-8得K^=1.05，K邱=1.46。由［2］图10-13查得K邠=1.38,由［2］图10-3查得Kha=K那=故载荷系数：K=K,xKaxKHaxK那二1，25x1.05x1x1.46=1.927）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：d=dK=971211t7kx3：l92=118mm31.38）计算模数m〃m=土=H8=4.91mmZ1 2423d1=97.12mmm=4.91mm[。[。F]1=223.9MPa[oF]2=214.8MPa3.按齿根弯曲疲劳强度设计按公式：m ■2KTYYn2J 1-•FaSa36z2 ［o］'d1 F（1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=KAK丫KFaK邠=1x1,005X1X1.38K=1.45=1.45K=1.452）查取齿形系数由[2]表10-5查得YFa1=2.65，Fa2=2.304Fa2=2.304、尺寸计算3）查取应力校正系数由［2］表10-5查得Ysai=1.58，YSa2=1.724）由［2］图10-20C查得小齿轮的

弯曲疲劳强度极。=330MP，大齿FE1轮的弯曲疲劳强度极限。=310MPFE25）由［2］图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.95，kfn2=0.976）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有：24

[°J二.=WF=2239Mp[°F]2=\nJFE2二°97X31。=214.8MS 1.4P7)计算大、小齿轮的匚工，并[°]F加以比较=265xL58=0.0187[°J223.9一2-2=2.224xL72=0.0184[°J 214.8经比较大齿轮的数值大。(2)设计计算m>2XL45X4.2X105X°.°187=3.4mm\ 1X242对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=4mm，已可满足弯曲疲劳强度。于是有：Z1=29Z2=65d1=116mmd2=260mma=188mmb=108mmB1=100mmZ1=29Z2=65d1=116mmd2=260mma=188mmb=108mmB1=100mmB2=95mmZ=ixz=2.26x29=65.54取z2=65新的传动比i23=丝=2.2429254.几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d=mz=4x29=116mmd=mz=4x65=260mm(2)计算中心距a=(4+z,)m=/+65)x4=188mm2 2(3)计算齿轮宽度b=od=1x108=108mmB1=100mm,B2=95mm由此设计有:名称计算公式结果/mm模数m4齿数z1z22965传动比i2.24分度圆直径d1d2116260齿顶圆直径d=d+2h*md=d+2h*m a2 2 a 124268齿根圆直径df]=d1-2(h*+(d=d-2(h*+f2 2 a：*)m106344c*)m中心距_m(z+")"—122188齿宽B1B21009526

6.轴的设计计算及校核1、高速轴的设计设计内容计算及说明结果1、已知条件功率转矩转速6.99Kw139N•m480r/min2、选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调制处理45钢，调制处理Ft=3310NFr=1205NF=1855N3、求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为d1=84mm而ft=三=2x1390°。=3310Nd1 84F=Ftana=3310xtan20。=1205Nr t压轴力F=1855N4、初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据［2］表15-3,取A。=110，于是得：d=AP_110|699,27mmmin 。3/JI岬而一因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大10%-15%故d=31.05mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取dmui=32mm，查［4］P62。表14-16知带轮宽B=78mm故此段轴长取d =27mm2776mm。6、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1)拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图尸d1m=35mml[u=58mm、S =35mmi-m.....d =d =40mm1/([-(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)I-II段是与带轮连接的其dI-II=32mm，lI-II=76mm。2)II-III段用于安装轴承端盖，轴承端盖的e=9,6mm(由减速器及轴的结构设计而定)。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段右端的距离为38mm。故取l〃-III=58mm，因其右端面需制出一轴肩故取d〃-III=35mm。3)初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求并据dII^II=35mm，由轴承目录里初选6208号其尺寸为dxdxb=40mmx80mmx18mm故28l =46mm皿-wdvi-ralv-皿dv-vl.ii-mlw-wlw-v=46mm=86mm=58mm=58mm=46mm=12mmd/”二40mm。又右边采用轴肩定位取dw_v=52mm所以l^_v=139mm,小一w=58mm，1一w=12mm4)取安装齿轮段轴径为d花/46mm，齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为90mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取lw_皿=86mm。齿轮右边皿-川段为轴套定位，且继续选用6208轴承，则此匕处d皿刊=40mmo^1仙二46mm(3)轴上零件的周向定位齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按dI_ii由［5］P53表4-1查得平键截面bxh=10x8，键槽用键槽铳刀加工长为70mm。同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为H7，同样齿轮与轴的连接用平键n614x9x63，齿轮与轴之间的配合为H1轴承与轴之间的周向定位是用过n6渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考［2］表15-2取轴端倒角为29

2x45。.其他轴肩处圆觉角见图。2'中间轴。设计内容计算及说明结果1.求轴上的功率，转速和转矩由前面的计算得P1=6.71KW,n1=152,384m,T1=4.2x105Mmm30

2、初步确定轴的最小直径3,轴的结构设计现初步估算轴的最小直径。选取轴|45钢，调制处理的材料为45钢，调质处理据［2］表dmin=38.8mm15-3,取A02、初步确定轴的最小直径3,轴的结构设计d=A:P_110x'6-71_38.8mmmin °3丁—u°x3：应森一। 2因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大10%-14%故dmin=44,6mm，又此段轴与轴承装配;故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作条件可选6210其尺寸为：dxdxb=50x90x20故dI〃=50mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取24mm所以lIII=48mm 拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图 拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）II-III段为高速级大齿轮，

由前面可知其宽度为85mm，为了31

使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取1 79mm，d〃一〃,=68mm。2）III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得1,〃一“=20mm，dIn/=8°mm。3）IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为113mm可取12=112mm，di一二56mm4）V-VI段为轴承同样选用深沟球轴承6210，左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为24mm则1wv-VI二48mmdv-vi=50mm（3）轴上零件的周向定位两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d『山由［5］P53表4-1查得平bxhXL=16X10X75,按d…得平键截面bXhXL=16x10X109其与轴的配合均为H7。轴承与轴之间的周向n6定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考［2］表15-2取轴端倒角为2x45。.个轴肩处圆觉角见图1〃m=79mmd〃皿=68mm11nly=20mmdiii-rv=80mm1ivV=112mmdivv=56mm1Vvi=48mmdvvi=50mm32

3III轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩由刖面算得P3=6.44KW，n3=67.4r/min，T3=9.12*106N.mm2.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d4=260mm而f=二=2x9」2x106=7015N1d 2604F『F,tana=7015xtan20°=2553N3.初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据［2］表15-3，取A0=110，于是得：d=A匕-110xI6-44.50.3mmmin 031T—110X3不一T—3n3 667.4同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩T“=Kat3查［2］表14-1取KA=1.3.则：dmin=50.3mmTca=11856000N*mmd/II=50mm33

T=KT3=1.3x9.12x105=1185600N•mm4.轴的结构设计（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度d〃I”=52mm11II=132mmdmw=55mm1iii_Iv=21mmd1V_v=65mm1V_v=4.轴的结构设计（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度d〃I”=52mm11II=132mmdmw=55mm1iii_Iv=21mmd1V_v=65mm1V_v=98mmdv_5二71mm1v_w=12mmde63mm1—111mmd皿刊二70mm1仙二48mm里初选6211号其尺寸为dxdxb=55mmx100mmx21mm,11n,=21mm由于右边是轴肩定位，d1V-v=65mm，11V-v=98mm，dv-出=71mm，1v-w=12mm。4)取安装齿轮段轴径为d归皿=63mm，已知齿轮宽为115mm取1帕皿=111mm。齿轮右边皿-川段为轴套定位，轴肩高h=6mm则此处dm血=70mm。取1m血=48mm(3)轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按dI-II由［5］P53表4-1查得平键截面bxh=18x11键槽用键槽铳刀加工长为95mm。选择半联轴器与轴之间的配合为H7，同样齿k6轮与轴的连接用平键22X14齿轮与轴之间的配合为H7轴承与轴之间的周向定位是用过渡配n6合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考［2］表15-2取轴端倒角为2x45。.个轴肩处圆觉角见图。5.求轴上的载荷Fnh15.求轴上的载荷Fnh1=794NM=H-139744N.mmMV=384032N.mm现将计算出各个截面处的Mh,MV和M的值如下：35

Fnhi=794NFnhi=794N Fwi=2182NMV=384032N•mmM1=408667N•mmT1=9.12x105N•mmM1=408667N•mmT1=9.12x105N•mmT1=9・12x105N•mm。ca=13.4MPa校核轴的o＜；M2+”)2

ca W36强度二』4.12+(0.6X9.12)2X105=134Mp0.1X803前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由［2］表15-1查得［。］=60Mp，。ca＜巴］，故安全。7.轴承的寿命计算(-)、川轴上轴承6211的寿命计算预期寿命:L"=8x300x10=24000h已知P=6440N,n=67.42r/min,C=43200T106/C、 106 ,43200、L= (—)£= ( )3=h60nP60X67.425644074619>24000h故III轴上的轴承6211满足要求。Lh=74619符合要求键连接的校核III轴上键的查表4-5-72得许用挤压应力为［。］=110MPp aI-II段键与键槽接触疲劳强度/=L-b=95-18=77mm键的强37

校核o=2T-= 2X9120 =43.1MP<[o]=110MPpkld0.5x11x77x50x10-9 a p a故此键能安全工作。VI-皿段与键槽接触疲劳强度；L-b=100-22=78mmo=工= 2X9120 =86.1MP<[o]=110MPpkld0.5x14x78x80x10-9 a p a故此键能安全工作。度符合要求.润滑及密封类型选择1润滑方式齿轮采用飞溅润滑，在箱体上的四个轴承采用脂润滑，在中间支撑上的两个轴承采用脂润滑。2密封类型的选择.轴伸出端的密封轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。.箱体结合面的密封箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。.轴承箱体内，外侧的密封(1)轴承箱体内侧采用挡油环密^^。(2)轴承箱体外侧采用毛毡圈密38

封.减速器附件设计1观察孔及观察孔盖的选择与设计观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住,为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。查表［6］表15-3选观察孔和观察孔盖的尺寸分别为140x120和110x90。2油面指示装置设计油面指示装置采用油标指示。.3通气器的选择通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查表［6］表15-6选M36x2型通气帽。394放油孔及螺塞的设计放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成1.5。外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。查表［6］表15-7选M20X1.5型外六角螺塞。.5起吊环的设计为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。6起盖螺钉的选择为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。.7定位销选择为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，个装配一个定位销。米用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓直径的0.8倍。11..主要尺寸及数据箱体尺寸：箱体壁厚3=10mm箱盖壁厚5=8mm1箱座凸缘厚度b=15mm箱盖凸缘厚度b1=12mm5=10mm51=8mmb=15mmb1=12mmb2=25mmdf=19mmn=440dd1=M16-d2=M12l=150mmd3=M10d4=M8d=10mmc1=34mm，22mm，18mmc=28mm，16mmR1=16mmL1=70mma1=14mma2=12mmm=m=7mm1箱座低凸缘厚度b2=25mm地脚螺栓直径df=19mm地脚螺栓数目n=4轴承旁联接螺栓直径d1=M16机座与机盖联接螺栓直径d2=M12联接螺栓d2的间距l=150mm轴承端盖螺钉直径d3=M10窥视孔盖螺钉直径d「M8定位销直径d=10mmdf,d1,d2至外箱壁的距离c1=34mm，22mm，18mmdf，d2至凸缘边缘的距离c2=28mm，16mm轴承旁凸台半径R1=16mm凸台高度根据低速轴承座外半径确定外箱壁至轴承座端面距离L1=70mm大齿轮顶