二级展开式圆柱齿轮减速器

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1、CHANGz AN UNIVERSITY 材料成型及控制工程 课程设计说明书 设计题目： 二级展开式圆柱齿轮减速器 学生姓名： 蒋永清 学号: 17 学 院： 材料科学与工程学院 专 业： 材料成型及控制工程 班 级： 31020806 指导教师： 2011年6月 目录 一、 设计任务书 ••…(3) 二、 动力机的选择 ••…(4) 三、 计算传动装置的运动和动力参数 .……(5) 四、 传动件设计计算(齿轮) (6) 五、 轴的设计 (12) 六、 滚动轴承的计算 ••….•…..(18) 七、 连结的

2、选择和计算 • ……(19) 八、 润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 ..(20) 九、 箱体及其附件的结构设计 .….……(20) 十、设计总结… .(21) 十一、参考资料 •…(21) # 一设计题目：带式运输机的传动装置的设计题号 1 1带式运输机的工作原理 jq 1 L 1収讹 （二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图 ） 2工作情况：已知条件 1） 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最 高温度35C； 2） 使用折旧期；8年； 3） 检修间隔期：四年一次大修，

3、两年一次中修，半年一次小修； 4） 动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V ； 5） 运输带速度允许误差：土 5% 6） 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 3原始数据 - 题号 ■—. 3 运输带工作拉力 F/N 1 2300 运输带工作速度 v/(m/s) 1.1 卷筒直径D/mm 300 注：运输带与卷筒之间及卷筒轴承的摩擦影响已经在 F中考虑。  二动力机选择 因为动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V ;所以选用常用的 封闭式系列的——交流电动机。 1 .电动机容量的选择 1 ）工作

4、机所需功率Pw由题中条件查询工作情况系数 Ka ，查得 K A=1.3 设计方案的总效率 n 0=n i* n 2 n 3 n 4* n 5* n 6…n n 本设计中的 H联一一联轴器的传动效率（2个）,n轴 ——轴承的传动效率 （4 对）,口齿一一齿轮的传动效率（2对），本次设计中有8级传动 效率 其中联=0.99 （两对联轴器的效率取相等） 轴承123 =0.99 （ 123为减速器的3对轴承） 轴承4=0.98 （ 4为 卷筒的一对轴承） 齿=0.95 （两对齿轮的效率取相等） 总=n 联n 轴承 123n 齿n 联n 轴承 4 = .99* 0.99‘ * o.95?

5、* 0.99* 0.98 =0 84110 2）电动机的输出功率 Pw=kA* FV =3.3561KW 1000耳轴承4 Pd= Pw/ 总， 总=0.84110 Pd= 3.3561/0.84110=3.990KW 2. 电动机转速的选择 由v=1.1m/s 求卷筒转速 nw V = ——=1.1 t n w=140.127r/min 60 * 1000 nd=（ i1 • i2. jn nw 根据该传动方案知，在该系统中只有减速器中存在二级传动比 i1,i2 , 其他 传动比都等于1。由表1 — 8 知圆柱齿轮传动比范围为（i1*i2 ）＜ & 所以 nd

6、＜（i1*i2） n w=8* nw 所以nd的范围是w 1121.016r/min，初选为同步转速 为1440r/min的电动机 3. 电动机型号的确定 总=0.8411 Pw=3.3561KW Pd= 3.990KW n w=140.127r/min 电机 Y112M — 4 由表12— 1查出电动机型号为 Y112M — 4,其额定功率为4kW,满载转 速1440r/min。基本符合题目所需的要求。 电动机 额定功 满载转速 堵转 额定 最大 额定 质量 型号 率/KW r/min 转矩 转矩 转矩 转矩 /Kg Y112M —4

7、 4.0 1440 2.2 2.3 43 三计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配 1.计算总传动比 （n45= n联n轴承=0 .98*0.99=0.96 ） 由电动机的满载转速 nm和工作机主动轴转速 nw可确定传动装置应有 的总传动比为：「总=nm/nw nw = 140.127 n m=1440r/mi n i = 10.276 2. 合理分配各级传动比 由于减速箱是展开式布置，所以 ii=( 1.3-1.5) i2。 因为 i = 10.276，取 i = 11,估测选取 ii=3.9 i2=2.8 速度偏差为1%，所以可行。 3各

8、轴转速、输入功率、输入转矩 转速的计算 电动机转轴速度 n0=1440r/mi n 咼速 I n 1==1440r/min 中间轴 II n2= —1 =369.23r/min i0 i 1 低速轴 HI n3= n2 =131.87r/min 卷筒 n4=131.87r/min。各轴功率 i2 电动机额定功率 P=Pd* 01 =4KW （n 01=1） 高速 I P仁P0*n12=P0* n联 n轴承=4*0.99*0.99= 3.92 KW （n12 = n联 n轴承=0.99*0.99=0.98） 中间轴 II P2=P1 23 =P1*n 齿*n 轴承=3.92*0

9、.95*0.99=3.69 KW （n 23=门齿门轴承=0.95*0.99=0.94） 低速轴 HI P3=P2*n34=P2* n齿n轴承=3.69*0.95*0.99=3.47 KW （n34= —齿—轴承=0.95*0.99=0.94） 传动比11 i1=3.9 i2=2.8 各轴速度 n =1440r/m in n 1=1440r/m in n2=369.23r/min n 3=131.87r/min n 4=131.87r/min 各轴功率 P0 =4KW P1=3.92KW P2=3.69KW P3=3.47KW P4=3.37KW 卷筒 P4

10、=P3*n45=P3* n联 n轴承=3.47*0.98*0.99= 3.37KW 5 各轴转矩 电动机转轴 To=2.2 N m 高速 I 「=9550*P i/n2 =25.997 N • m 中间轴 II T2=9550*P2/n2 =95.441 N 低速轴 HI T3= 9550*P 3/ n3= 251.297N *m 卷筒 T4=9550*P 4/n4=244.055 N * m 其中 Td=9550*P d/nd (n*m) 项目 电动机 轴 高速轴1 中间轴II 低速轴III 卷筒 转速 (r/min) 1440 1440 369.2

11、3 131.87 131.87 T1=25.997N ?m T2=95.441N • r 功率（kW） 4 3.92 3.69 3.47 3.37 T3=251.297 N * 转矩 (N • m) 2.2 25.997 95.441 251.297 244.055 T4=244.055 N < 传动比 1 1 3.9 2.8 1 效率 1 0.98 0.94 0.94 0.96 四传动件设计计算（齿轮） A高速齿轮的计算 7级精度; z1 = 20 z2= 78 输入功率 小齿轮转速

12、 齿数 比 小齿轮转矩 载荷系 数 3.92KW 1440r/mi n 3.9 25.997N • m 1.3 1.选精度等级、材料及齿数 1） 材料及热处理； 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 40HBS。 2） 精度等级选用7级精度； 3） 试选小齿轮齿数 z1 = 20,大齿轮齿数 z2= 78 ; 2.按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据 进行计算。按下式计算，即 3 f 、2 KtT U +1 Ze dt> 2

13、.32* J f ; \ d U I「h」」 各轴转矩 T1=25.997N • m T2=95.441 N * m T3=251.297N • m T4=244.055N • m 3. 确定公式内的各计算数值 (1) 试选 Kt = 1.3 (2) 由表 选取尺宽系数$ d = 1 (3) 由表查得材料的弹性影响系数 Ze= 189.8Mpa (4) 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限c Hliml = 600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限 c Hlim2 = 550MPa; (5) 计算应力循环次数 N1 = 60n 1jLh = 60X 1

14、440X 1X( 2X 8X 365X 8)= 4X 10e9 N2 = N1/3.9 = 10.26 X 10e8 此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。 Ln为齿轮的工作寿命，单 位小时 (6) 由表查得接触疲劳寿命系数 KHN1 = 0.90 ; KHN2 = 0.95 (7) 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1 %，安全系数S= 1，由式(10- 12 )得 [c h]1 = 0.90X 600MPa = 540MPa Kt = 1.3 $ d = 1 N1 = 4X 10e9 N2 = 10.26 X 10e8 KHN1 = 0.90 KHN2 = 0.9

15、5 S= 1 [c H]1 = 540MPa [c h]2 = 522.5MPa [c H]2 = 0.95X 550MPa = 522.5MPa 7 # 2)计算 (1)试算小齿轮分度圆直径 d1t d1t > 2.32* 1.3 汉25.997 汉103 3.9+1 2 〔189.8、 i 1 * 3.9 <522.5； 2.32 3 (2)计算圆周速度 =41.206 n d 1t n? v=— 60 1000 3.14 41.206 1440 60X1000 =3.1053 (3)计算齿宽b及模数m b= $ dd1

16、t=1 X 41.206mm=41.206mm m=^ =竺空=2.0603 z1 20 d1t =41.206 v =3.1053m/s b=41.206mm m=2.0603 h=4.6357mm b/h=8.89 KA=1 9 h=2.25mnt=2.25 X 2.0603mm=4.6357mm b/h=41.206/4.6357=8.89 (4)计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取 KA=1 根据v=3.1053m/s,7级精度，查得动载系数 KV=1.42 ;查

17、表 得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时 Khb的计算公式和 直齿轮的相同， 故： Khb=1.42+0.18(1+0.6 X d?) d2 +0.23 X 10 "b 2 2 =1.42+0.18(1+0.6*1 )*1 +0.23*10e-3*41.206=1.7175 由 b/h=8.89 , Khb=1.7175 查表 10—13 查得 Kfb =1.45 由表10— 3查得KH a =KF a =1.1。故载荷系数 K=K aKvKh% Kh 3 =1 X 1.42X 1.1 X 1.7175=2.6827 (5)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由 ［1］式

18、(10 — Khb=1.41652 Kfb =1.45 KH a =KF a =1.1 K=2.6827 3 d1=d1t .. K/Kt 3 2.6827 \ 1.45 mm=50.5850mm d1=50.5850mm (6)计算模数m m二色 Z1 50.5850 mm=2.530 20 4.按齿根弯曲强度设计 由［1］式(10— 5) 、3 20 COS2 3 YFaYsa m「 dZ12 1)确定计算参数 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 疲劳极限强度d F2=380MPa 查得弯曲寿命系数 KFN仁0.85 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系

19、数S=1.4见表 d F1=500Mpa ;大齿轮得弯曲 KFN2=0.88 [d F1]= (KFN1* d F1) 10-12 得 0.85* 500 /S= =303.57Mpa [d F2]= (KFN2* d F2) 1.4 0.88*380 /S= =238.86Mpa 1.4 (1)计算载荷系数 K=K aKvKf% Kf3 =1 X 1.42X 1.1 X 1.45=2.2649 (3)查取齿形系数。 YFa 1=2.80; YFa2=2.27 (2)查取应力校正系数 Ysa1=1.55, Ysa2=1.79 m=2.530 d F1=50

20、0Mpa d F2=380MPa KFN1=0.85 KFN2=0.88 S=1.4 [d F1]= 303.57Mpa [d F2] =238.86Mpa K=2.2649 Ysa 1=1.55 Ysa2=1.79 YFa1Ysa1 “f1 YFa2Ysa2 dF =0.01430 =0.01701 10a)得 (3)计算大、小齿轮的并学丫早加以比较 YFa1YSa1 • I = 2.801.55 = =0.01430 303.57 YFa2Ysa2 LfI = 2.27 ".79 = =0.01701 238.86  大齿

21、轮的数值大。 2）设计计算 m> 2 2.2649 25.997 10e3 1?202 0.01701 =1.7109 对结果进行处理取 m=2 Z1=d1/m=50.5850/2 〜26 大齿轮齿数，Z2=u* Z仁3.9*26=102 5.几何尺寸计算 1） 计算中心距 d1=z1m=26*2=52 d2=z1m=102*2 =204 a=（d1+d2）/2=（200+42）/2=128，a 圆整后取 128mm 2） 计算大、小齿轮的分度圆直径 d1 = z1m =52mm， d2 = z2m =204mm 3）计算齿轮宽度 b= $ dd1, b=52mm

22、 B1=57mm , B2=52mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm 4）验算 m=2 Z仁26 Z2=102 d1=52 d2=204 a==128 B1=57mm B2=52mm Ft=999.885 N 11 Ft=2T1/d 仁2*25.997*10e3/52=999.885 N KAFt b 1_999.885 52 =19.23 v 100N/mm # 模数 分度圆直径 齿宽 齿数 小齿轮 2 52 57 26 大齿轮 2 204 52 102 结果合适 5）由此设计有

23、 6）结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于500mm , 故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 7级 z1 = 24 z2= 68 B低速齿的轮计算 输入功率 小齿轮转速 齿数比 小齿轮转矩 载荷系数 3.69KW 369.23r/min 2.8 95.441N • m 1.3 1•选精度等级、材料及齿数 1）材料及热处理； 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 40HBS。 2） 精度等级选用7级精度； 3） 试

24、选小齿轮齿数 z1 = 24,大齿轮齿数 z2 = 68的； 2 •按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进 行计算 dt> 2.32* KtT u 1 Z u 3.确定公式内的各计算数值 (1) 试选 Kt = 1.3 (2) 由［1］表10-7选取尺宽系数$ d= 1 (3) 由［1］表10 -6查得材料的弹性影响系数 Ze= 189.8Mpa (4) 由［1］图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强 度极限d Hiim1= 600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限 (T Hlim2 = 550MPa； (5) 由［1］式1

25、0- 13计算应力循环次数 N1 = 60n 1jLh = 60 X 369.23 X 1 x( 2 X 8 X 365 X 8)= 1.0350 x 10e9 此式中 位小时 (6) N2 = N1/2.8 = 3.696 X 10e8 j为每转一圈同一齿面的啮合次数。 Ln为齿轮的工作寿命，单 由［1］图10 - 19查得接触疲劳寿命系数 KHN1 = 0.90; KHN2 =0.95 计算接触疲劳许用应力 (7) 取失效概率为1%,安全系数S= 1,由式(10- 12)得 [T H]1 = 0.90X 600MPa = 540MPa [t h]2 = 0.95X

26、 550MPa = 522.5MPa 4. 计算 (8) 试算小齿轮分度圆直径 d1t 3 Kt = 1.3 $ d = 1 ZE= 189.8Mpa 二H lim 1 = 600MPa t Hlim2 =550MPa; N1 = 1.035 X 10e9 N2 = 3.696 X 10e8 KHN1 = 0.90 KHN2 = 0.95 [t H]1 = 540MPa 二H2 = 522.5MPa d1t=65.2277 =2.323 1.3 95.441 10e3 1 2.8+1 089.8 彳 2.8 <522.5 J =65.2277 v

27、=1.2604 m/s 1)计算圆周速度 v= -nd!^ = 314 65.2277 369.23 =1.2604m/s 60 1000 60 1000 2)计算齿宽b及模数m b= $ dd1t=1 X 65.2277mm=65.2277mm m= d1t Z1 65.2277 24 =2.7180 b=65.2277mm d1t m= =2.7180 Z1 KA=1 Kv=1.14 d1t > 2.32* h=2.25mnt=2.25 X 2.7180mm=6.1155mm b/h=65.2277/6.1155 =10.6660 3) 计算载荷系数

28、K 由[1]表10—2已知载荷平稳，所以 取 Ka=1 根据v=0.4230 m/s,7级精度，由图10— 8查得动载系数 Kv=1.14 ; # 由［1］表10—4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时的 Khb计算公式和直齿轮的相同，固 2 2 _3 Khb=1.12+0.18(1+0.6 x d ) $ d +0.23 x 10 b 2 2 =1.12+0.18(1+0.6*1 )*1 +0.23*10e-3*27.122=1.414 由 b/h=10.6660, Khb =1.414 查［1］表 10—13 查得 Kfb =1.33 由［1］表10— 3查得KH

29、 a =KH a =1.1。故载荷系数 K=K aKvKh a Kh 3 =1 X 1.14 X 1.1 X 1.414=1.7731 4)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由 ［1］式(10— 10a) 得 3 d1 = d1t K / Kt = 65.2277 3 1.7731 mm=72.3368mm \ 1.3 d1 72.3368 5) 计算模数 m m -= mm^ 3.0140 Z1 24 6) 按齿根弯曲强度设计。由［1］式(10—5) 3 2KT1 丫尸玄谯 m「MdZ12 丄」 5确定计算参数 由［1］图10-20C查得小齿轮得弯曲疲劳强度极

30、限 d F1=500Mpa ; 大齿轮得弯曲疲劳极限强度 d F2=380MPa 由［1］10-18查得弯曲寿命系数 KFN1=0.85 KFN2=0.88 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数S=1.4 见［1］表10-12得 0.85*500 ［d F1］= (KFN1* d F1) /S= =303.57Mpa 1.4 0.88*380 ［d F2］= (KFN2* d F2) /S= =238.86Mpa 1.4 1) 计算载荷系数 K=K aKvKf% Kf3 =1 x 1.12X 1.2X 1.33=1.7875 2) 查取应力校正系数 有［1］表 10-5

31、 查得 YFa仁2.8; YFa2=2.18 由［1］表 10— 5 查得 Ysa1=1.55; Ysa2=1.79 Y Y 3) 计算大、小齿轮的 Y/Y亍并加以比较 YFa1Ysa1 YFa2丫Sa2 2.8 1.55 303.57 =0.014297 2.18 1.79 238.86 =0.016341 Khb=1.414 K=1.7731 d1=72.3368mm m=3.0140 汗1= 303.57Mpa 二F2=238.86Mpa K=1.7875 Sa1 =0.014297 YFa 2Ysa2 =0.016341

32、 13 所以大齿轮的数值大。 6 设计计算 2 1.7875 95.441 10e3 1 242 0.016341 =2.13 1 对结果进行处理取 m=3 ,（见机械原理表5-4，根据优先使 用第一序列，此处选用第一序列） 小齿轮齿数 Z仁d1/m=72.3368/ 3~ 24.1123 ~ 25 大齿轮齿数 Z2=u* Z1=2.8*25=7

33、0 7 几何尺寸计算 1）计算中心距 d仁 z1m=25*3=75 , d2=z2m=70*3=210 a=（d1+d2）/2=（70+224）/2=142.5 , a 圆整后取 143mm , d1 = Z1 m1 =75mm 2） 计算齿轮宽度 3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 b= $ dd1 b=75mm B仁80mm , B2=75mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm 7）验算 Ft=2T2/d2=2*95.441*10e3/75=2545.093 N KAFt b 1 2545.093 75 二 33.935 v 100N/mm。结

34、果合适 模数 分度圆直径 压力角 齿宽 小齿轮 3 75 20 80 大齿轮 3 210 20 75 8）由此设计有 m=3 Z1=25 Z2=70 a=147mm d1=75mm d2=210mm B1=80mm B2=75mm =33.935N/m b m 210 15 五轴的设计 （在本次设计中由于要减轻设计负担，在计算上只校核 一根低速轴的强度） A低速轴3的设计

35、 2T3 2 251.297 103 d2 =2393.305N 1总结以上的数据。 功率 转矩 转速 齿轮分度 圆直径 压力角 3.47Kw 251.297N- m 131,81r/mi n 210mm 20 2求作用在齿轮上的力 210 # 210 # Fr=Ft*tan ： =2393.305*tan2 0 =871.092N 3初步确定轴的直径 210 # 先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A 0=112。于是有 J p3 3.47 dmin =Ao3|— =112

36、汉 3 = 33.320mm \ n3 V 131.81 此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径 d1-2为了使所选的 轴的直径d1-2与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。 4联轴器的型号的选取 查表［1］14-1,取 Ka=1.5 则;Tca=Ka*T 3=1.5*251.297=376.9455 N- m 按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5843-2003 （见表［2］8-2 ）,选用GY5型凸缘联轴器，其公称转矩 为400 N - m。半联轴器的孔径 d1=35mm .固取d1-2=35mm。见下表 GY5凸缘联轴器

37、 5. 轴的结构设计 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 a为了满足半联轴器的轴向定位要求 1-2轴段右端要求制出一轴肩； 固取2-3段的直径d2-3=42mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡 圈直径D=45。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1= 82mm , 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，固取 1-2 断的长 度应比L1略短一些，现取 L1-2=80mm b初步选择滚动轴承。 61909号轴承 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数 最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线

38、偏 斜量〈=8-16〉大量生产价格最低，固选用深沟球轴承 又根据d2-3=42mm 选61909号 右端米用轴肩定位 查［2］又根据d2-3=42mm和上表取d3-4=d7-8=45 轴肩与轴环的高度（图中 a）建议取为轴直径的 0.07 ~0.1倍 所以在 d7-8=45mm 16-7=12 c取安装齿轮处的轴段 4-5的直径d4-5=50mm齿轮的左端与左轴承之 间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为 70,为了使套筒能可靠的 压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取 l4-5=67mm ，齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取 （轴直径的0.07 ~0.1倍）这里 去轴肩高度h=4m

39、m所以d5-6=54mm轴的宽度去b>=1.4h,取轴的宽度为 L5-6 =6mm. d轴承端盖的总宽度为 15m m（有减速器和轴承端盖的机构设计而定） 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联 轴器的，距离为25mm。固取L2.3=40mm e取齿轮与箱体的内壁的距离为 a=12mm小齿轮与大齿轮的间距为 c=15m m,考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体 的内壁，有一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承的宽度 T=7mm 小齿轮的轮毂长 L=50mm 则 L3-4 =T+s+a+（70-67）=30mm L6-7= L+c+a+s-L 5

40、-6=50+15+12+8-6=79mm 至此已初步确定轴得长度 3） 轴上零件得周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按 d4-5=50mm 由 手册查得平键的截面 b*h=16*10 （mm）见［2］表4-1,L=56mm 同理按d1-2=35mm. b*h=10*8丄=70。同时为了保证齿轮与轴配合 得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选 H7/n6。半联轴器 与轴得配合选 H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保 证的，此处选轴的尺寸公差为 m6。 4） 确定轴的的倒角和圆角 参考［1］表15-2，取轴端倒角为1.2*45各轴肩处的圆角

41、半径见上图 5） 求轴上的载荷（见下图） 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应 从手册中查出a值参照图15-23。对与61809，由于它的对中性好所以 它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为 182mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图 、丄梧人 2 X 251.297汇103 计算齿轮 Ft=2T1/d仁 =2393.305 N 210 Fr= Ft tana = Ft tan2 0 =871.092N 通过计算有 FNH1=758N FNH2=1600.2 MH=FNH2*58.5=93.61 N- M 同理有 FNV1=3

42、30.267N FNV2=697.23N MV=40.788N- M M 总 M H2 M V2 = 93.612 40.7882 =102.11 N- m 载荷 水平面H 垂直面V 支反力 FNH1=758N FNH2=1600.2 FNV1=330.267N FNV2=697.23N 弯矩 MH= 93.61 N ・m MV=40.788 N ・m 总弯矩: M 总=102.11 N *m 扭矩 T3=251.297N *m 6）按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面 C的强度） 根据［1］式15-5

43、及表［1］15-4中的取值，且:-疋0.6 （式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取 当扭转切应力为脉动循环变应力时取 :-疋0.6） 1）计算轴的应力 FNH1=758N FNH2=1600.2 MH= 93.61 N M总=102.11 N （轴上载荷示意图） vM 2 十（町3）2 J102.112 +（0.6汇251.297$ 二 ca 一 3 =14.57MPa W 0.1 503 前已选定轴的材料为 45号钢，由轴常用材料性能表查得[d -1]=60MPa 因此d ca＜[ d -1]，故安全。 4选轴承 初步选择滚动轴承。 6005号

44、轴承 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数 最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏 斜量＜=8-16、＞ ,大量生产价格最低固选用深沟球轴承 在本次设计中 尽可能统一型号，所以选择6005号轴承 5.轴的结构设计 A拟定轴上零件的装配方案 B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 由低速轴的设计知 ，轴的总长度为 L=7+79+6+67+30=189mm 由于轴承选定所以轴的最小直径为 25mm 所以左端 L1-2=12mm 直径为 D1-2=25mm L=189mm D1-2=25mm L1-2=12mm D2-3

45、=30mm 左端轴承采用轴肩定位由［2］查得 6005号轴承的轴肩高度为 2.5mm 所以 D2-3=30mm , 同理右端轴承的直径为 D1-2=25mm，定位轴肩为2.5mm 在右端大齿轮在里减速箱内壁为 a=12mm，因为大齿轮的宽度为 42mm, 且采用轴肩定位所以左端到轴肩的长度为 L=39+12+8+12=72mm 8mm为轴承里减速器内壁的厚度 又因为在两齿轮啮合时，小齿轮的齿宽比大齿轮多 5mm,所以取 L=72+2.5=74.5mm 同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为 12mm由于第三轴的设计 时距离也为12mm所以在该去取距离为 11mm 取大齿轮

46、的轮毂直径为 30mm，所以齿轮的定位轴肩长度高度为 3mm 至此二轴的外形尺寸全部确定。 C轴上零件得周向定位 齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。 按d4-5=30mm 由手册查得平 键的截面 b*h=10*8(mm)见［2］表 4-1,L=36mm 同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与 轴得配合选 H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证 的，此处选轴的尺寸公差为 m6。 D确定轴的的倒角和圆角 参考［1］表15-2，取轴端倒角为1.2*45各轴肩处的圆角半径见下图 C第一轴1的设计 1总结以上的数据。 功率 转矩 转速 齿

47、轮分度圆直径 压力角 3.92Kw 25.997N -m 1440r/min 52mm 20 21 2求作用在齿轮上的力 纽=2 缈97 103 =999.88n d2 52 Fr=Ft*tan : =999.88*tan2 0 =363.93N 3初步确定轴的直径 先按式［1］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［1］15-3选取Ao=112。于是有 dmin -112 3 3・92 1440 =15.64mm 4联轴器的型号的选取 查表［1］14-1,取 Ka=1.5 则; Tca=Ka*T 3=1.5*25.

48、997=39.00 N - m Tca=Ka*T 3=1.5*25.997=39.00 N・ m 按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5843-2003 （见表［2］8-2 ）,选用GY2型凸缘联轴器，其公称转矩 为63 N - m。半联轴器的孔径 d1=16mm .固取d1-2=16mm 4联轴器的型号的选取 查表［1］14-1,取 Ka=1.5 则; Tca=Ka*T 3=1.5*25.997=39.00 N - m 按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5843-2003 （见表［2］8-2 ）,选用GY2型凸缘联轴

49、器，其公称转矩 为63 N • m。半联轴器的孔径 dj=16mm .固取d1-2=16mm 见下表 5.轴的结构设计 A拟定轴上零件的装配方案 B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a为了满足半联轴器的轴向定位要求 1-2轴段右端要求制出一轴肩； 固取2-3段的直径d2-3=18mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡 圈直径D=20。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=42mm , 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，固取 1-2 断的长度应比L1略短一些，现取 L1-2=40mm b初步选择滚动轴承。 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷

50、。当量摩擦系数 最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏 斜量〈=8-16〉，大量生产价格最低固选用深沟球轴承,又根据 d2-3=18mm,所以选6004号轴承。右端采用轴肩定位 查［2］又根据 d2-3=18mm 和上表取 d3-4=20mm c取安装齿轮处的轴段 4-5的直径d4-5=25mm d轴承端盖的总宽度为 15m m（由减速器和轴承端盖的机构设计而定） 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联 轴器的距离为25mm。固取L2-3=40mm , c=15mm，考虑到箱体的制 Ft=999.88N Fr =363.93N dmin

51、=15.64mm GY2凸缘联轴器 Ka=1.5 Tca=39.00N - m d1=16mm 23 造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离 s,取s=8mm 已知滚动轴承的宽度 T=12mm小齿轮的轮毂长 L=50mm，贝U L3-4=12mm至此已初步确定轴得长度 又因为两轴承距离为 189，含 齿轮宽度所以各轴段都已经

52、确定，各轴的倒角、圆角查表 15-2 取 1.0mm 六.滚动轴承的计算 根据要求对所选的在低速轴 3上的两滚动轴承进行校核 ，在前面进行 轴的计算时所选轴 3上的两滚动轴承型号均为 61809,其基本额定动 载荷二4650 N，基本额定静载荷 Co「=4320N。现对它们进 行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为 FNH1=758N FNV1=330.267N FNH2=1600.2 FNV2=697.23N 由上可知轴承2所受的载荷远大于轴承 2，所以只需对轴承 2进行校 核，如果轴承2满足要求，轴承1必满足要求。 1）求比值 轴承所受径向力 二 1600.22

53、697.232 N =1745.5N 所受的轴向力 Fa二0N 它们的比值为匸生=0 Fr 根据［1］表13-5，深沟球轴承的最小 e值为0.19，故此时 旦 e。 Fr 2）计算当量动载荷 P,根据［1］式（13-8a） P = fp（XFr YFa） 按照［1］表 13-5, X=1 , Y=0,按照［1］表 13-6, fp =1.0 〜1.2 , 取 fp =1.1。则 P =1.1 (1 1745.5 0) N =1920N 3)验算轴承的寿命 Cr 二 4650 N Cr =4320N Fa Fr P=1290N

54、 25 按要求轴承的最短寿命为 Lh、2 8 365 8h=46720h (工作时间)，根据［1］式( 13-5) 6 C 「 、 10 / 12800 ( P 60 93.1r/m in 1920 二 53042 h 46720 h 二3对于球轴承取3) 所以所选的轴承61909满足要求。 27 # 七. 连接的选择和计算 按要求对低速

55、轴3上的两个键进行选择及校核。 1)对连接齿轮4与轴3的键的计算 (1) 选择键联接的类型和尺寸 一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在 轴端，故可选用圆头普通平键( A型)。 圆头普通平键 (A型) 根据d=52mm从［1］表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度 b=16mm,高 度h=10mm。由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长 L=63mm。 (2) 校核键联接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由［1］表6-2查得许用挤压应力 ［二 p］ =100~120MPa，取平均值，［二 p］ =110MPa。键的工作长 度l=L-b=63mm-16mm=

56、47mm。，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5 x 10=5mm。根据［1］ 式( 6-1)可得 3 2T 10 -kld 3 2X26644^10 5 47 52 MPa=436MPa ：：［；_］ =11CMPa 所 以 # 二 p =43.6Mpa 键 16x 10X 63 二 p =63.4Mpa 所选的键满足强度要求。 键的标记为：键16X 10X 63 GB/T 1069-1979。 2) 对连接联轴器与轴 3的键的计算 (1) 选择键联接的类型和尺寸 类似以上键的选择，也可用 A型普通平键连接。 根据d=35mm从［1］表6-

57、1中查得键的截面尺寸为：宽度 b=10mm,高 度h=8mm。由半联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长 L=70mm。 (2) 校核键联接的强度 键、轴和联轴器的材料也都是钢，由 ［1］表6-2查得许用挤压应力 ［；「p］ =100~120MPa，取其平均值，［匚p］ =110MPa。键的工作 长度l=L-b=70mm-10mm=60mm。，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5 x 8=4mm。根据［1］ 式( 6-1)可得 2TF03 2 汇26644勺 03一、 ；-p MPa =63.4MPa ：：［；-p］ =110MPa p kld 4^60^

58、35 p 所以所选的键满足强度要求。 键的标记为：键 10X 8X 70 GB/T 1069-1979。 八. 润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 油 L-AN32。 油脂 L-XAMHA1 。 由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大， 且它们的速度都不大， 所以齿轮传动可采用浸油润滑，查 [2]表7-1,选用全损耗系统用 油(GB/T 433-1989)，代号为 L-AN32。 由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查 [2]表7-2，选用 钙基润滑脂(GB/T 491-1987)，代号为L-XAMHA1 。 为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置

59、挡油环。 输入轴与输出轴处用毡圈密封。 九. 箱体及其附件的结构设计 1) 减速器箱体的结构设计 、=8.5mm。 箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计： 1•确定箱体的尺寸与形状 箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确定合理的箱体壁厚 -。 根据经验公式：T =4 0.1T _8mm(t为低速轴转矩，N • m) 可取、=8.5mm。 为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分 都有较 厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。 2. 合理设计肋板 在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。 3. 合理选择材料

60、 因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性， 且减速器的 受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。 2) 减速器附件的结构设计 (1 )检查孔和视孔盖 检查孔用于检查传动件的啮合情况、 润滑情况、接触斑点及齿侧间 隙，还可用来注入润滑油， 检查要开在便于观察传动件啮合区的位置， 其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密 圭寸垫。 (2 )放油螺塞 放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容 器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于 油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔 的接触面处加封油圈密封。 (3

61、) 油标 油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。 (4) 通气器 通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度 升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查 孔上，其里面还有过滤网可减少灰尘进入。 5)起吊装置 29 起吊装置用于拆卸及搬运减速器。 减速器箱盖上设有吊孔， 箱座凸缘 下面设有吊耳，它们就组成了起吊装置。 （6 ）起盖螺钉 为便于起盖，在箱盖凸缘上装设 2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧 动此螺钉顶起箱盖。 （7）定位销 在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔 的加工精度与装配精度。 十

62、•设计总结 通过设计，该展开式二级圆柱齿轮减速器具有以下特点及优点： 1）能满足所需的传动比 齿轮传动能实现稳定的传动比，该减速器为满足设计要求而设计了 1 : 10.96的总传动比。 2）选用的齿轮满足强度刚度要求 由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够 满足强 度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。 3）轴具有足够的强度及刚度 由于二级展开式齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称， 当其产生弯 扭变形 时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高，通过了对 轴长时间的精心设计，设计的轴具有较大的刚度， 保证传动的稳定性。 4） 箱体设计

63、的得体 设计减速器的具有较大尺寸的底面积及箱体轮毂， 可以增加抗弯扭的 惯性，有利于提高箱体的整体刚性。 5） 加工工艺性能好 设计时考虑到要尽量减少工件与刀具的调整次数， 以提高加工的精度 和生产率。 此外，所设计的减速器还具有形状均匀、美观，使用寿命长等优点, 可以完全满足设计的要求。 （6）由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结 构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过 这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作， 有能力 设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。 十^一 •参考资料 [1] 《机械设计》（第七版）一濮良贵

64、，纪名刚主编 北京：高等教育出版社，2006。 [2] 《机械设计课程设计手册》 （第3版）一吴宗泽，罗盛国主编 北京：高等教育出版社，2006。 [3] 《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编， 2002年5 月第一版； [4] 《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编， 2002年6月 第一版； [5] 《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 ⑹《机械制图（第四版）》，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治 一编，2001年8月第四版； [7]《互换性与技术测量（第四版）》，中国计量出版社，廖念钊，古莹 庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编， 2001年1月第四版。