二级展开式圆柱齿轮减速器设计

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1、 宁波理工学院 - 1 - 机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书 设计题目：二级展开式圆柱齿轮减速器设计题目：二级展开式圆柱齿轮减速器 分分 院：院： 专业班级专业班级: : 姓姓 名：名： 学学 号：号： 指导老师：指导老师： 设计日期：设计日期： 20201111 年年 5 5 月月 2525 日日 宁波理工学院 - 2 - 目目 录录 一、 设计任务书 3 二、 前 言 3 三、设计内容 5 1、电动机的选择 5 2、齿轮的设计 7 3、轴的设计 20 四、键的连接选择校核 28 五、箱体的设计 29 六、减速器的润滑和密封 30 七、减速器附件及其说明 30 八、设计小结 32

2、 九、参考文献 32 宁波理工学院 - 3 - 一、一、 设计任务书设计任务书 设计一个用于胶带输送机卷筒（如右图）的传动装置。 原始条件和数据： 胶带输送机两班制连续单项运转，载荷平稳，空载起动，室内有粉尘；使用期限 15 年，大修期 3 年。该机动力源为三相交流电，在中等规模机械厂小批生产。输送带速度允许误差为5%，工作机效率为 0.94. 选择 I07 组数据： 输送带工作拉力：F=2500(N) 输送带速度: v=1.6(m/s) 卷筒直径： D=450(mm) VF输送带卷筒 二前言二前言 1.题目分析 根据题目，此胶带输送机每日工作 16 小时，载荷平稳，空载起动，无需考虑起动力矩

3、。在室内工作，因此，结构不能太大。有粉尘，采用闭式结构，密封要求较高。使用期限十年，大修期限三年，在大修期时更换滚动轴承等零部件。使用期限较长。在中等规模机械厂小批生产。 2.传动方案的拟定 根据以上的条件，决定采用普通齿轮传动。因为齿轮传动具有外廓尺寸小，传动精度高，工作寿命长等优点。 因为有较大的传动比，采用两级闭式齿轮传动。考虑到实际工况，要求箱体的长度较小，因此采用二级展开式圆柱齿轮传动。 3.传动装置运动简图如下图: 宁波理工学院 - 4 - 宁波理工学院 - 5 - 标标 题题 内内 容容 结结 论论 一、 选择电动机一、 选择电动机 1、选择电动机的类型 (1)确定电动机的功率

4、(2)确定工作装置所需要的功率wP (3)确定电动机的输出功率dP (4)确定电动机的额定功率Pm 2、确定电动机的转速 (1)确定卷筒轴的转速wn (2)确定电动机的满载转速 mn 3、总传动比计 按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。 胶带输送机所需功率 Pw 按式 FwVw/1000w 计算。 式中 Fw=2500N Vw=1.6m/s w=0.94.代入上式 得:)94. 01000/(6 . 125001000/wwwwvFP =4.25 KW 查表 24 得： 滑块联轴器效率：c =0.99 滚动轴承效率: r=0.99 8 级精度齿轮传动(稀油

5、润滑)效率： g=0.97 故传动装置传动总效率为： 85. 097. 099. 099. 0232232grc 电动机的输出功率：kwPPwd585. 0/25. 4/ 载荷平稳.电动机额定功率只需略大于即可.按表 8-169 中 Y 系列电动机技术数据.选电动机的额定功率为 5.5KW min/91.67450/6 . 1106/10644rDvnww 查课程设计表得 单级圆柱齿轮的传动比范围为gi=53 则二级圆柱齿轮总传动比为范围为：259i 电动机的转速可选范围 min/75.169719.61191.67)259(rninw 符合这一范围的同步转速有 750r/min、1000r/

6、min 两种，根据实际情况，选常用的同步转速为 1000r/min 的 Y 系列的电动 Y132M2-6，其满载转速为 960r/min.。 wP=4.25kw =0.85 dP=5kw Pm=5.5Kw min/91.67rnw 宁波理工学院 - 6 - 算和传动比分配 (1)总传动比的计算 (2)传动比的分配 3、传动装置运动参数的设计 (1)各轴转速的计算 (2)各轴输入功率计算 (3)各轴输入转矩的计算 wmnni/=960/67.91=14.14 由于是二级展开式圆柱齿轮减速器，所以两级齿轮的传动比比较近似， 根据经验公式， 优化齿轮传动比取高速级齿轮的传动比：4 . 41gi取低速

7、级齿轮的传动比: 12/ggiii=14.14/4.4=3.2 高速轴：min/9601rnnm 中速轴：min/2 .2184 . 4/960/112rinng 低速轴：min/91.672 . 3/2 .218/223rinig 工作轴：min/91.673rnnw 高速轴：kwPPcd95. 499. 051 中间轴：kwPPgr75. 497. 099. 095. 412 低速轴：kwPPgr56. 497. 099. 075.2423 工作轴：kwPPcrw47. 499. 099. 056. 43 高速轴：mNnPT24.49960/95. 49550/9550111 中间轴：mN

8、nPT89.2072 .218/75. 49550/9550222 低速轴：mNnPT26.64191.67/56. 49550/9550333 工作轴：mNnPTww65.62891.67/47. 49550/95504 电动机输出转矩 ： mNnPT74.49960/59550/955000 min/960rnm 75.16i 4 . 41gi 3.22gimin/9601rn min/2 .2182rn min/91.673rn min/91.67rnw kwP95. 41 wP75. 42 kwP56. 43 kwPw47. 4 mNT24.491 mNT89.2072 mNT26.6

9、413 mNT74.490 m N T w . 628.65 宁波理工学院 - 7 - 4、将以上数据列表 二、二、齿轮的设齿轮的设计计 1、高速齿轮的设计 (1)齿轮的选用 (2)按齿面接触强度设计 1)确定公式内的各项计算数值 1）齿圆柱齿轮传动 2）选用 8 级精度 3）材料选择：大齿轮材料为 45 钢，硬度为 240HBS 小齿轮材料为 40Cr，硬度为 280HBS 4）初定小齿轮的齿数：211Z 则大齿轮齿数： 4 .924 . 421112giZZ 取Z2=92 5）初选螺旋角14 32121)HZ(1HEZduuTktdt 1、由表 10-2 查得：载荷平稳，因此选载荷系数 K

10、t=1.6 2、由图 10-30 选取区域系数433. 2HZ 3、由图10-26查得78. 0187. 02 则65. 121 4、计算小齿轮传递的转矩： 轴 参名 数 电动机轴 高速轴 中间轴 低速轴 工作轴 转速 n（r/min） 960 960 218.2 67.94 67.91 功率 P(kw) 5 4.95 4.75 4.56 4.47 转矩 T（Nm） 49.74 49.24 207.89 641.26 628.65 传动比i 1 4.4 3.2 1 效率 0.99 0.96 0.96 0.98 Kt=1.6 433. 2HZ65. 1 宁波理工学院 - 8 - 2）计算 mNn

11、PT41111095. 4/9550 5、由表 10-7，选取齿宽系数0 . 1d 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数218.189MPaZE按图 10-21d小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6601lim 大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6002lim 6、计算应力循环次数： 9111076. 2)1030082(19606060hjLnN9911210627. 04 . 4/1076. 2/giNN 7、取接触疲劳寿命系数： 90. 01HNK,95. 02HNK 8、计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1 MPaSKHHNH5940 . 1/66090. 01li

12、m11 MPaSKHHNH5700 . 1/60090. 02lim22 MPaHHH582221 1、计算小齿轮分度圆直径，代入H mmHEZduuTktdt6 .40HZ(32121)1， 2、计算圆周速度 v smndvt/04. 21000609606 .4010006011 mNT411095. 4 0 . 1d 218.189MPaZEMPaH6601lim MPaH6002lim年10hL 911076. 2N9210627. 0N 90. 01HNK 95. 02HNK a594MP1H MPaH5702 MPaH582 mmdt6 .401 smv/04. 2 宁波理工学院

13、- 9 - (3)按齿根弯曲强度设计 1)确定公式内的各计算数值 3、计算齿宽 b mmdbtd6 .406 .4011 4、计算齿宽与齿高之比 b/h 模数：mmZdmtnt97. 1/cos11 齿高：mmmhnt43. 425. 2 16. 943. 4/6 .40/hb 5、计算纵向重合度 66. 1tan318. 01Zd 6、计算载荷系数 K 根据smv/775. 1， 7级精度， 由 机械设计 查得动载系数1 . 11vK。斜齿轮：4 . 1FHKK 查得使用系数1AK，7 级精度，小齿轮相对支承非对称分布时，448. 1HK 由6 . 9/hb，45. 1HK，最后查得25.

14、1FK 故载荷系数23. 24 . 1*45. 11 . 1111HHVAKKKKK 7、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 mmKKddtt74.446 . 123. 26 .4033111 8、计算模数 mmZdmn07. 221/14cos74.44/cos111 32121)(2FFasadnYYZCOSYKTm 1、查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001,大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE3802 mmb6 .40 mmmnt97. 1 66. 1 1 . 11vK 4 . 1FHKK 1AK 45. 1HK 25. 1FK 23. 21K mmd74.441 mmmn9

15、 . 11 宁波理工学院 - 10 - 2)设计计算 2、取弯曲疲劳寿命系数85. 01FNK,88. 02FNK 3、计算弯曲疲劳强度的许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,则 MPaSKFEFNF57.3034 . 1/50085. 0/111 MPaSKFEFNF86.2384 . 1/38088. 0/222 4、计算载荷系数 K 925. 125. 14 . 11 . 11FFVAKKKKK 5、计算当量齿数 22.98COSZZ31V1 100COSZZ32V2 6、查取齿形系数：76. 21FaY，28. 22FaY 7、查取应力校正系数：56. 11SaY,73. 12Sa

16、Y 8、计算大小齿轮的FSaFaYY,并加以比较 014. 057.30356. 176. 2111FSaFaYY 0165. 086.23873. 128. 2222FSaFaYY 9、根据纵向重合度586. 1 ，从图 10-28 查得螺旋角影响系数88. 0Y 大齿轮的数值大 所以可知49. 10165. 0367. 1)21(1)14(cos88. 01047. 4925. 12224nm 对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲 疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲疲劳 强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力， 925.

17、1K mmmn49. 1 mmmn2 宁波理工学院 - 11 - 3)几何尺寸计算 4)齿轮传动的几何尺寸 仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.39 为标准值并就近圆整标准值mmmn2按接触强度算得的分度圆直径mmd74.431,算出小齿轮齿数： 212/14cos74.43/14cos11nmdZ 9268. 512ZZ 这样的设计的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯 曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 1、计算中心距 a mmaCOSmZZn5 .1162)(211 将中心距圆整为 116mm 2、按照圆整后的中心距修正螺旋角 07.14

18、arccos1212)(amZZn 因改变不多，故参数不必修正 3、计算分度圆直径 mmdCOSmZn28.4311 mmdCOSmZn63.18922 4、计算齿轮宽度 mmdbd28.4328.4311， 取mmb451，mmb502 名称 计算公式 结果 端面齿顶高系数 cosanathh 97. 0ath 211Z 922Z mma1161 mmd28.431 错误错误! !未找到引用源。未找到引用源。 mmb451 mmb502 宁波理工学院 - 12 - 5）结构设计及绘制齿轮零件图 1、齿轮 1 的结构设计 由于齿轮 1 的直径太小，故应该将齿轮 1 做成齿轮轴的形式。 选用标准

19、结构参数从而压力角20n，法向齿顶高系数端面顶隙系数 分度圆直径 模数 中心距 齿形角 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 cosntcc COSmZnd nm COSZZmna)(21 ha=cos/atnhm cos/ )(tatnfchmh fahhh aahdd2 ffhdd2 1dbd 242. 0tc28.431d63.1892d 2nm 5 .116a 20 54. 1ah 25. 1fh 79. 2h 28.471ad 63.1932ad28.381fd 63.1842fd 451b502b 宁波理工学院 - 13 - 2、低速齿轮的选用 (1)齿轮的选用 (

20、2)按齿面接触强度设计 1)确定公式内*1anh，法向顶隙系数*0.25nc。 1、齿轮 2 的结构设计 由于齿轮 2 的直径在 200500 范围内，故应该将齿轮 2 与轴分开来制造，且做成锻造腹板圆柱齿轮的形式（腹板上开 6 个孔） 。由于是单件生产，故采用自由锻，此时没有拔模斜度。同样，压力角20n，法向齿顶高系数*1anh，法向顶隙系数*0.25nc。结构参数计算如下(fd是齿根圆直径，其它参数符号说明如右图 2 所示)： mmdd966 . 11 mmmdna63.18410D1 mmdDD5 .156)(5 . 0110 mmdDd25.30)(25. 0110 mmBC193 .

21、 0 齿圆柱齿轮传动选用 8 级 材料选择：大齿轮材料为 45 钢，硬度为 240HBS 小齿轮材料为 40Cr，硬度为 280HBS 初定小齿轮的齿数：243Z Kt=1.6 宁波理工学院 - 14 - 的各计算数值 2)计算 则大齿轮齿数： 772 . 324234giZZ 选取螺旋角，14 32121)HZ(1HEZduuTktdt 1、试选载荷系数 Kt=1.6 2、计算小齿轮传递的转矩： mNnPT52231008. 2/9550 3、由图 10-30 选取区域系数433. 2ZH 4、由 10-26 查得78. 03 87. 04 65. 143 5、查表，选取齿宽系数0 . 1d

22、 6、由表查得材料的弹性影响系数2198.189MPaZE 7、按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极度MPaH6603lim；大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6004lim 8、计算应力循环次数： 8231028. 6)1530082(12 .2186060hjLnN82341096. 1/giNN 9、取接触疲劳寿命系数：95. 03HNK,95. 04HNK 10、计算接触疲劳许用应力：取失效概率为 1%，安全系数 S=1 MPaSKHHNH6270 . 1/66095. 03lim33 MPaSKHHNH5700 . 1/60095. 04lim44 mNT531008. 2 433.

23、2ZH 65. 1 0 . 1d 2198.189MPaZE mmdt09.68 smv/78. 0 mmmt75. 2 宁波理工学院 - 15 - (3)按齿根弯曲强度计算 1)确定公式各计算数据 MPaH598243 1、计算小齿轮分度圆直径，代入H mmHEZduuTktdt09.68HZ(32122)2 2、计算圆周速度 v smndvt/78. 010006022 3、计算齿宽 b mmdbtd09.682 4、计算齿宽与齿高之比 b/h 模数：mmZdmtnt75. 2/cos32 齿高：mmmht19.6675. 225. 225. 2 1119. 6/09.68/hb 5、计算

24、纵向重合度 903. 1tan318. 03Zd 6、计算载荷系数 根据smv/78. 0， 8 级精度， 由 机械设计 查得动载系数1 . 11vK， 直齿轮：4 . 1FHKK 由表查得使用系数1AK， 7 级精度， 小齿轮相对支承非对称分布时，46. 1HK 由11/hb，46. 1HK，得4 . 1FK 故载荷系数25. 246. 14 . 11 . 1113HHVAKKKKK 7、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 11/hb 1 . 11vK 4 . 1FHKK 1AK 46. 13HK 4 . 13FK 25. 23K mmd28.762 宁波理工学院 - 16 - 2)计算

25、 (4)几何尺寸计算 (5)齿轮传动的mmKKddtt28.766 . 125. 209.6833322 8、计算模数 mmZdmn08. 324/14cos28.76/cos322 32121)(2FFasadnYYZCOSYKTm 1、查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001,大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE3802 2、取弯曲疲劳寿命系数85. 01FNK,98. 02FNK 3、计算弯曲疲劳强度的许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,则 MPaSKFEFNF57.3034 . 1/50085. 0/333 MPaSKFEFNF86.2384 . 1/38098. 0/444

26、 4、计算载荷系数 K 16. 24 . 14 . 1. 11FFVAKKKKK 5、计算当量齿数 26.27COSZZ33V3 84.29COSZZ34V4 6、查取齿形系数得：592. 23FaY，21. 24FaY 7、查取应力校正系数得：596. 13SaY,774. 14SaY 8、计算大小齿轮的FSaFaYY,并加以比较 01363. 057.303596. 17592. 2333FSaFaYY 01642. 086.238774. 121. 2444FSaFaYY 16. 2K 293Z 924Z 宁波理工学院 - 17 - 几何尺寸 大齿轮的数值大 9、根据纵向重合度586.

27、1 ，从图 10-28 查得螺旋角影响系数88. 0Y 375. 201642. 0365. 1)24(1)14(cos88. 01008. 225. 22225nm 对此计算结果，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模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径 （即模数与齿数的乘积） 有关， 可取由弯曲强度算得的模数 2.41为标准值并就近圆整标准值mmm5 . 2按接触强度算得的分度圆直径mmd28.763,算出小齿轮齿数： 61.295 . 2/14cos28.76/14cos33nmdZ

28、 9261.292 . 32 . 334ZZ 这样的设计的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 1、计算中心距 a mmaCOSmZZn88.1552)(432 将中心距圆整为 140mm 2、按照圆整后的中心距修正螺旋角 17.14arccos2432)(amZZn 因改变不多，故参数不必修正 3、计算分度圆直径 mmdCOSmZn78.7433 mmdCOSmZn2 .23744 4、计算齿轮宽度 mmdbd78.743 mmb754，mmb803 错误错误! !未找到引用源。未找到引用源。 mmd2 .2374 mma1562 宁波理工学

29、院 - 18 - 名称 计算公式 结果 端面齿顶高系数 端面顶隙系数 分度圆直径 模数 中心距 齿形角 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 cosanathh cosntcc COSmZnd nm COSZZmna)(21 ha=cos/atnhm cos/ )(tatnfchmh fahhh aahdd2 ffhdd2 dbd 97. 0ath 24. 0tc78.743d2 .2374d 5 . 2nm 1562a 20 5 . 2ah 125. 3fh 625. 5h 78.793ad 2 .2424ad53.683fd 2314fd 753b804b mmb703 m

30、mb654 宁波理工学院 - 19 - 6）结构设计及绘制齿轮零件图 1、齿轮 3 的结构设计 由于齿轮 3 的直径较小，根据书关于圆柱齿轮的论述，应该将齿轮 3 做成齿轮轴。 选用标准结构参数压力角20n，法向齿顶高系数*1anh，法向顶隙系数*0.25nc。 2、齿轮 4 的结构设计 由于齿轮 4 的直径在 200500 范围内，故应该将齿轮 4 与轴分开来制造，且做成锻造腹板圆柱齿轮的形式（腹板上开 6 个孔） 。由于是单件生产，故采用自由锻，此时没有拔模斜度。同样，压力角20n，法向齿顶高系数*1anh，法向顶隙系数*0.25nc。结构参数计算如下(参数符号说明如图所示)： 因为 3

31、轴上滚动轴承的内径为 35mm(参见轴的结构设计部分)， 故取 40mm mmd1006 . 11 mmmdna22110D1 mmdDD124)(5 . 0110 mmdDd30)(25. 0110 mmBC253 . 0 宁波理工学院 - 20 - 三、三、轴的设计轴的设计 1、高速轴的设计 (1)轴材料的选择 (2)初步确定轴的最小直径 减速器的功率不大，无特殊要求，故选用最常用的 45 钢并正火处理 300pdAn,由表 12-2 得0A=103126 =25-45 取1100A 则：mmmmd7 .4491.6756. 41103min 输出轴的最小直径显然是安装联轴器轴的直径1d为

32、了使所选的轴直径1d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号 联轴器的计算转矩TKTAca,查表 14-1，考虑到转矩变化很小，故3 . 1AK时 mmNTKTAca8336586412603 . 11 由于轴的转速较高且稍有冲击，为了减小进去载荷，缓和冲击，应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器，由于弹性柱销联轴器结构简单、安装方便、耐久性好，故选用弹性柱销联轴器. 1. 查课程设计表 8-179，选用 LX3 型弹性柱销联轴器。其技术 mmd7 .44min 宁波理工学院 - 21 - （3）轴的结构设计计算 （4）各轴段直径的确定 参数：公称转矩Tn=1250N.m，满足canTT

33、；其许用转速 6300 / minnr，满足1 nn；结构参数, 轴器的孔径mmd451，故mmd451，半联轴器长度mmL112，半联轴器的配合毂孔长度mmL841。 2. 1.为了满足半联轴器的轴向定位要求， 1 轴需制出一轴肩， 定位轴肩的高度 h=(0.07-0.1)d,故取 d2=52mm, 初步选择滚动轴承：根据上面计算出的最小轴径及高速轴与连轴器相联轴径知，选用 30211 的圆锥滚子轴承，其内径 d3=55mm，外径D=100mm,宽度 B=22mm，d3=55mm,而 L3=22mm,右端滚动轴承采用轴肩进行轴定位，所以 d3=d7=55mm。 2 由于轴承旁联结螺栓直径一般

34、取 M12。 所以 C1=18mm,C2=16mm。所以与轴的配合长度 L2=50mm. 3、4 段长度、宽度与中速轴上的齿轮、箱体内壁到齿轮的距离、及圆台长度，且需要一个轴肩用于定位，所以 d4=60mm，L4=71mm。 4、5 段由于齿轮是做在轴上的，高速轴齿轮齿顶圆直径为 56mm，所以 d5=72mm，L5=12mm。 5为满足轴向定位，4 轴需制出一轴肩，定位轴肩的高度h=(0.07-0.1)d，所以,d6=d4=60， L6=80mm。 6 7 段安装轴承，所以长度和宽度与第 3 段一样， 即 d7=d3=55mm, L7=21mm。 中速轴和低速轴各段直径的设计方法同高速轴的设

35、计一样，具体过程略 中速轴：mmd351 ，mmL191 mmd402 ，mmL302 mmd503 ，mmL763 mmd451 mmL841 mmd522 mmL502 mmd553 mmL513 mmd604 mmL714 mmd725 mmL125 d6 = 60mm L6 = 80mm d7=55mm L7=22mm 宁波理工学院 - 22 - 2、中速轴及低速轴的设计 （1）各段直径的确定 （2）联轴器的选择 mmd554 ，mmL204 mmd505 ，mmL435 d6 =40mm， L6 =30mm d7 =35mm， L7 =19mm 高速轴：mmd301 ，mmL601

36、mmd332 ，mmL562 mmd353 ，mmL193 mmd384 ，mmL204 mmd405 ，mmL1795 d6 =35mm， L6 =19mm 低速轴、中间轴与工作轴的联接选择联轴器： 计算转矩 按低速轴轴径选择。查书表，选用 HX2 型弹性柱销联轴器。其技术参数：公称转矩560nTNm，满足canTT；其许用转速 6300 / minnr，满足1 nn；结构参数：联轴器输出端轴径选择 42mm；结构参数：因无特殊要求，两半联轴器均选结构最简单的 Y型轴孔和 A 型键槽，减速器输出端孔径及孔长为； 由于高速轴、 中速轴转速较高， 载荷较小在径向载荷， 用深沟球轴承，由于低速轴的

37、转速较低，径向载荷较大选用深沟球轴承 中速轴：查参书根据中速轴的最小直径(30mm)初步选择深沟球轴承代号为 6208，其内径 d=40mm，外径 D=80mm,宽度 B=18mm，安装尺寸 148Dmm ，272Dmm 低速轴：查书根据轴的最小直径(41mm)及低速轴与外传动连轴器连接轴径值 42 初步选择深沟球轴承代号为 6211， 其内径55dmm， 宁波理工学院 - 23 - 3、轴的校核 （1） 计算弯矩，作弯矩图 外径100Dmm,宽度21Bmm，安装尺寸 164Dmm ， 291Dmm 1. 高速轴受力,做出弯矩图,并按计算结果分别作出水平上的弯矩和垂直面上的弯矩图然后按下式计算

38、总弯矩并作出M图.如图所示 已知轴的弯矩和扭矩后,可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核计算.按第三强度理论,计算应力 通常由弯矩所产生的弯曲应力 是针对循环应变力.而由扭矩所产生的扭转切应力 则通常不是对称循环变应力.为了考虑两者的特性不同.引入折合系数 计算公式变为 式中的弯曲应力为循环变应力.当扭矩切应力为静应力时,取.当扭转切应力为脉动循环变应力时,取.若扭转切应力亦为对称循环变应力则取 宁波理工学院 - 24 - （2）强度校核 对于直径为 d 的圆轴,弯曲切应力为扭转切应力,将 和 代入式,则轴的弯扭合成强度条件为 因为高速轴轴的直径最细，且转速最大，因此只需校核高速轴即可。 轴的基

39、本结构设计 宁波理工学院 - 25 - （3）画出弯矩图及扭矩图 四、 键的选择与四、 键的选择与校核校核 根据以上轴最小直径的计算，联轴器的选用，滚动轴承的选用，以及齿轮的设计计算，初步设计轴的基本结构如下： 高速轴：根据轴的最小尺寸.轴承.取右边的键的尺寸为 中速轴：根据轴的最小尺寸.轴承.齿轮的尺寸, 采用套筒定位.2号齿轮的端的键为,3 号齿轮的那一端键槽的尺寸为 低速轴：根据轴的最小尺寸.轴承.齿轮的尺寸, 采用套筒定位.4号齿轮的端的键为 参考机械设计课程设计表 4-6 箱体 （座） 壁厚 （） =8 10.025a+ =6.9mm 箱盖壁厚（1） 1=8 1=0.85 =0.85

40、8=6.8 箱底，箱盖，箱座底凸缘厚度（b1,b2,b3） b1=12 b1=1.5=12 b2=12 b2=1.5=12 b3=20 b3=2.5=20 地脚螺栓直径 及数目（df,n） df=16 df=0.04a+8=14.24 n=4 n=4 轴承旁联接螺栓直径 d1 d1=12 d1=0.75df=12 箱盖，箱座联接 螺栓直径 d2 d2=12 d2 =(0.5-0.6)df=12 螺栓的间距： 由实际结构而定 轴承端盖螺钉的直径及数目(d3,n) d3=10 n(1,2,3)=4 查表得 检查端盖螺钉的 直径 d4 d4=8 双级减速器 d4=8 df,d1,d2至箱外壁距离 c

41、1 C1=16 查表 4-6 df,d2至凸缘边缘距离 c2 C2=14 轴承座外径 D2 D2(1)=120 D2(2)=120 D2(3)=140 由实际结构决定 宁波理工学院 - 26 - 五、 箱体的设计五、 箱体的设计 轴承旁联接螺栓距离 S S1=124.5 S2=138 S3=161 S2D 轴承旁凸台半径 R1 R1 =14 R1=C2 轴承旁凸台高度 h h 根据低速轴轴承座、外径 D2和 Md1扳手空间 c1 的要求由 结构确定 箱外壁至轴承座端面距离 L1 C1+C2+（58） 箱座肋厚 m1 =10 m=10 m10.851 m0.85 大齿轮顶圆与箱内壁间距离 齿轮端

42、面与箱内壁距离 1=12 2=10 11.2 2 宁波理工学院 - 27 - 六、减速六、减速器的润滑器的润滑与密封与密封 1、减速器的润滑 2、减速器的密封 1)、齿轮的润滑 低速级大齿轮的圆周速度为 V=0.62m/s12m/s 所以采用浸油润滑，应没过大齿轮齿顶 1/3 半径， 使中间齿轮浸没在 1/3 到 2/3 半径的要求。 2）、轴承的润滑 采用油润滑，为了防止油液进入轴承，在箱体内设置挡油环。在箱体中开有油沟，用大齿轮甩上来的油滑到油沟中流动到中间轴承座上的注油孔，然后流入轴润滑承座，从而实现对轴承的润滑。 轴伸出端的密封： 高速轴：密封处轴径的圆周速度 3.14/(60 100

43、0)3.14 30 960/(60 1000)1.57/vdnm s 低速轴：密封处轴径的圆周速度 3.14/(60 1000)3.14 34 57.32/(60 1000)0.1/vdnm s 由于圆周速度较小所以都采用毡圈式密封 eD0D4D2D高速轴端盖：D=62mm(轴承外径) D0=74mm D2=99mm 宁波理工学院 - 28 - 七、减速七、减速器附件及器附件及其说明其说明 1、轴承端盖的设计说明 D4=54mm 中间轴端盖: D=80mm(轴承外径) D0=94mm D2=127mm D4=70mm 低速轴端盖：D=68mm(轴承外径) D0=80mm D2=108mm D4

44、=59mm 由油标上面的油痕来判断油面的高度是否适合。 油标的尺寸： 使用 M12 的螺纹 d1=4mm,d2=12mm,d3=6mm,h=28mm,a=10mm,b=6mm,c=4mm,D=20mm,D1=16mm 宁波理工学院 - 29 - 2、游标的设计说明 3、排油孔螺栓及封油垫的结构设计说明 d=M16*15 D0=26 L=23 l=11 a=3 D=19.6 S=17 d1=17 H=2 因为减速器的轴向尺寸较大,为了加大窥视孔,以方便检修,把窥视孔做成长方形。如下图 根据减速箱体的尺寸： 设计 B2=138mm, B1=115mm, B=90mm A1=154mm, A2=11

45、9mm 宁波理工学院 - 30 - 4检查孔盖板的设计 高速轴与电动机联接的联轴器：高速轴与电动机联接的联轴器： 由于装置用于运输机，原动机为电动机，参考机械设计基础 表 15-1，工作情况系数为3 . 1AK 联轴器的计算扭矩 11.3 25.8633.6cATK TN mN m 由于转速不高，并且冲击不大，故选用滑块联轴器 考虑到电动机的轴径是 38mm，从课程设计表 8-81中查得的许用扭矩为 500N m，最高转速为250minr，轴孔长度 L 取 160mm 的滑块联轴器。 低速轴与电动机联接的联轴器：低速轴与电动机联接的联轴器： 由于装置用于运输机，原动机为电动机， 所以工作情况系

46、数为3 . 1AK 联轴器的计算扭矩31.3 349.88454.8cATK TN mN m 从课程设计表 8-181 中查得许用扭矩为500N m，最高转速250minr,轴孔长度为 160mm,其许用扭大于理论计算值，符合。 宁波理工学院 - 31 - 八，设计小结 九、参考文献九、参考文献 通过这次二级减速器的设计，让我明白了机械类产品的整个生产过程， 从设计到绘制， 到校核， 每一个步骤都是一项精细而严谨的工作，不是随随便便就能得出结果的。 随着信息时代的来临， 用计算机绘图成为一种趋势， 也是我们机械类专业所必须掌握的一项技术。初次接触到 CAD 这样绘图软件的时候觉得很茫然，自己什

47、么都不会，到底要如何去完成工作量如此之大的任务呢，可是，渐渐的，在老师的指导下，自己一点点慢慢摸索后，才渐渐掌握一些操作要领，久而久之，随着时间慢慢的投入，看着装配图的慢慢诞生，心里的激动无与伦比，为了完成这个课程设计，我投入了很多的时间与精力，只为能熟悉到机械设计的整套过程。 宁波理工学院 - 32 - 在整个设计过程中， 值得庆幸的是， 除了在齿轮比分配过程中刚开始不懂如何分配才可以使两个大齿轮的直径相差无几，走了不少弯路，其他并没有出现太多的大错误。 整个过程下来，让我学会了很多，最大的收获就是学会了如何娴熟的去操作 CAD，让我真正的体会了机械这个行业要接触到的软件，CAD 是机械这个专业最基本的工程软件，每一个学机械的人都必须要学会的。但同时也让我意识到了如果只会一门简单而又基础的又以二维为主的软件是不够的，我希望在以后能有更多的机会使用画图软件，也希望设计中能够更多地加入自己的想法，是自己成为一个具有专业基础扎实的机械类学生。 1. 陈秀宁主编， 机械设计基础浙江大学出版社第三版 2陈秀宁主编， 机械设计课程设计浙江大学出版社第三版