机械设计课程设计 - -双级斜齿轮减速器

机械设计 (机械设计基础)

课程设计说明书

设计题目 双级斜齿轮减速器

山东大学机械工程学院 机械制造及其自动化专业

班级 学号 设计人

指导老师

完成日期 2011年1月13日

目录

一、设计任务书 ........................................................................................ 3

(一）设计任务 .................................................................................. 3 （二）原始数据 .................................................................................. 3 （三）工作条件 .................................................................................. 3 二、传动总体方案设计 ............................................................................ 3 （一）平面布置简图： ...................................................................... 3 （二）运输带功率： .......................................................................... 4 （三）确定电动机型号： .................................................................. 4 (四)计算各级传动比和效率： .......................................................... 5 （五）计算各轴的转速功率和转矩： .............................................. 5 三、V带传动设计计算 ............................................................................. 7 四、齿轮传动设计 .................................................................................... 9 （一）对高速齿轮设计: i=3.600 ..................................................... 9 （二）对低速速齿轮设计: i=2.800 ............................................... 17 五、轴的设计........................................................................................-19- 六、轴承的选择与设计 .......................................................................... 33 七、键联接的设计 .................................................................................. 34 八、联轴器的计算与设计 ...................................................................... 37 九 减速器润滑方式，润滑油牌号及密封方式的选择 ...................... 38 十、 课程体会与小结 .......................................................................... 42 十一、参考文献 ...................................................................................... 42

一、设计任务书

（一）设计任务

铸工车间一造型用砂型运输带，系由电动机驱动传动装置带动，该减速器传动装置由一个双级齿轮减速器和其他传动件组成，运输带每日两班制工作，工作7年。设计此传动装置。

（二）原始数据

运输带主动鼓轮轴输入端转矩 主动鼓轮直径 运输带速度 减速器设计寿命 Tw＝650N/m D ＝500mm vw ＝1.13m/s 7年 （三）设计工作条件

两班制工作,空载启动，轻微载荷，常温下连续(单向)运转，工作环境多尘；三相交流电源，电压为380/220V

二、传动总体方案设计

（一） 平面布置简图：

此传动系统由电动机驱动。电动机先通过联轴器将动力传入带轮，再由带轮传到两

级圆柱减速器，然后通过联轴器及开式链传动将动力传至砂型运输带。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但是齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级及低速级均为斜齿圆柱齿轮传动。

（二） 电机和工作机的安装位置：

电机安装在远离高速轴齿轮的一端； 工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。

（三） 运输带功率：

nw?vw1.13??0.719r/s?43.163r/minD???0.5Tw?nw9550?650?43.163?2.938KW9550

Pw?传动效率 传动装置 带传动 一对滚动轴承 圆柱齿轮传动 联轴器 链传动 总效率：

252???带??齿轮??滚??联??链选用装置 V带 球轴承 八级精度 弹性联轴器 滚子链（开式） 效率 ?=0.95 带?轴承3=0.99 ?=0.97 ?=0.993 齿轮联轴器?=0.92 链 ?0.95?0.972?0.995?0.9932?0.92

?0.771电动机所需输出功率：

P0?Pw??2.938?3.810KW

0.771（四） 确定电动机型号：

电机型号 Y112M-4 额定功率PM 4KW 满载转速nm 1440r/min 同步转速ns 1500r/min （五） 计算各级传动比和效率：

总传动比：i??nm1440??33.362 nw43.163各级传动比：

初取传动比：i减速箱?10

i带?1.8

i减?i高?i低?10 解得 高速级传动比：i高=3.6

i高?1.25i低 低速级传动比：i低=2.8

i链?i?33.362??1.876

i带i高i低1.8?3.6?2.8（六） 计算各轴的转速功率和转矩： 1、各轴输入功率： P0?3.810Kw

轴I： PI?P0?3.810Kw

轴II： PII?PI??带?3.810?0.95?3.620Kw

轴III：PIII?PII??高??滚?3.620?0.99?0.97?3.476Kw 轴IV：PIV?PIII??滚??齿?3.476?0.99?0.97?3.338Kw

轴V： PV?PIV??联??滚?3.338?0.993?0.99?3.282Kw 轴VI：PVI?PV??链??滚?3.282?0.92?0.99?2.989Kw 2、转速：

轴I： nI?nm?1440r/min 轴II： nII?nm1440??800r/min i带1.800轴III： nIII?nII800??222.222r/min i高3.600nIII222.222??79.365r/min i低2.800轴IV、轴V： nIV?nV?

轴VI：nVI?3、输出转矩：

nV79.365??42.305r/min i链1.876轴I： TI?9550?PI3.810?9550??25.268N?mmnI1440PII3.620?9550??43214N?mm nII800

轴II： TII?9550?轴III： TIII?9550?PIII3.476?9550??149568N?mm nIII222.222 轴IV： TIV?9550?PIV3.338?9550??401725N?mm nIV79.365轴V： TV?9550?PV3.282?9550??394509N?mm nV79.365PVI2.989?9550??674734N?mm nVI42.305II III IV V VI 轴VI：TVI?9550?轴号 参数 输入功率 P(Kw) 转速 n(r/min) 输入转矩 T(N·mm)

I 3.810 3.620 3.476 3.338 3.282 2.989 1440 800 222.222 79.365 79.365 42.305 25268 43214 149568 401725 394509 674734 三、V带传动设计计算

计算项目 工作情况系数 计算功率 选带型 小带轮直径 取滑动率 大带轮直径 大带轮转速 计算带长 求Dm Dm?n2?计算内容 由表11.5 Pc=KAP0=1.2x3.810kw 由图11.15 由表11.6 计算结果 KA=1.2 Pc=4.572kw A型 D1=100mm ??1% D2=（1??）D1n1n2(1??)D1n1 100?1440?0.99? 720D2=178mm 100?1440 200D2?0.99? n2=720r/min D2?D1 求△ 初取中心距 带 长L 基准长度Ld 求中心距 和包角 中心距a 小轮包角 由表11.4 ??2178?100??139mm 2?178?100?39mm 2 D2?D120.7(D1+D2)

四、齿轮传动设计

（一）对高速齿轮设计: i=3.600

计算项目 选材 大齿轮 小齿轮 齿面转矩T 齿宽系数 45钢 调质 硬度240HB 40Cr 调质 硬度240+20=260HB 齿面接触疲劳强度计算 计算内容 计算结果 T1?9.55?106i?12P13.620?9.55?106? n18013.6?1?0.3 2T1?43160N?mm ?d? ?a??d?0.69 接触疲劳极限 ?Hlim 初步计算许用接触应力 由图12.17C，小齿轮为合金钢，大齿轮为碳钢 ?Hlim1?710MPa ?Hlim2?580MPa H1Hlim1????0.9?????0.9?H2?0.9?710 ?0.9?580 [?H[?H lim1]?576MPa ]?522MPa ??? HHlim2lim2 Ad 值 初步计算小轮直径 初步计算齿宽 b 校核计算 圆周速度v 由表12.16估计??140 取Ad?90 Ad?90 取d1?62mm b=43mm d1?Ad3?90?3T1?d??H?2?u?1u431603.600?1??59.8mm23.6000.69?522b??d?d1?0.69?62 v??d1n160?1000???62?80160?1000 v?2.60m/s 齿数Z 模数m 螺旋角? 取Z1=24，Z2=i×Z1=86 Z1=24 Z2=86 mt=2.583 mn =2.5 mt?d1/Z1?62/24 由表12.3 mn=2.5 ??arccos使用系数KA 使用系数KV 齿间载荷分系数 由表12.9 由图12.9 mn2.5?arccos mt2.583??14o35'33'' KA=1.25 KV=1.15 KH? 由表12.10先求 Ft?2T1d12?43160??1392N62KAFt1.25?1392??40.47N/mm?100N/mm b43 ?a??1.88?3.2?????11?????cos??Z2???Z1???1.654 ??11??0'''???1.88?3.2??cos143533??2486?????????bsin??dZ1?tan??mn??tan143533o'''???1.379 0.69?24?r???????1.654?1.379?t?arctantan?ncos??r?3.033 tan20oo'''?arctan?203641cos14o35'33''cos?b?cos?cos?n/cos?t?cos143533/cos203641?0.972o'''o'''

齿向载荷分布系数 由此得 KH??KF????/cos2?b?1.654/0.9722 KH??1.752 KH? 载荷系数 弹性系数 节点区域系数 重合度系数 螺旋角系数 接触最小安全系数 工作时间th 应力循环次数 由表12.11 非对称分布 KH??b?b?3??A?B?[1??]()2?C?10b?d1?d1?? ?32 ?1.09?0.16?(1?0.6?0.692)?0.692?0.31?10 ?40KH??1.201 K=3.03 K?KAKVKH?KH??1.25?1.15?1.752?1.201 由表12.12 由图12.16 由式12.31因???1取???1故 ZE?189.8MPa ZH?2.43 Z??Z?? 4????1????????3??cos??cos14o35'33'' 1/???1/1.654 Z??0.77 Z??0.984 由表12.14，一般可靠度，取SHlim?1.05 假定工作时间七年 ,每年工作300天，双班制,则有 SHlim?1.05 th?33600h th?7?300?8?2 NL1?60rntn?60?1?801?336009NL2?NL1/i?1.61?10NL1?1.61?109 NL 接触寿命系数 NL2?4.49?108 3.600 由图12.18 Zn1?0.97 Zn2?1.08 Zn 许用接触应力 ???H1H2?Z710?0.97?Hlim1n1?SHlim1.05?Hlim2Zn2580?1.08?SHlim1.05??? H????????656MPa ????597MPaH1H2 验算 重新选择Ad值 初步计算小轮直径 初步计算齿宽 b 校核计算 圆周速度v 齿数Z 模数m 螺旋角? 使用系数KA 使用系数KV ?H?ZEZHZ?Z?2KT1u?1?2ubd1?189.8?2.43?0.78?0.9842?3.03?431603.600?1?40?6223.600 ?H?503MPa

齿间载荷分配系数KF? 由表12.11注③ 齿向载荷分布系数 载荷系数 弯曲疲劳极限 弯曲最小安全系数 应力循环系数 弯曲寿命系数 尺寸系数 许用弯曲应力 验算 ?r2.599??2.23 ??Y?1.664?0.70前已求得 KF??1.77?2.23 KF??1.77 由图12.14 b/h?40/(2.25?2)?8.89 KF??1.18KF??1.18 K?KAKVKF?K??1.25?1.14?1.43?1.18?2.40 K=2.40 由图12.23c 由表12.14 ?Flim1?600MPa?Flim2?450MPaSFmin?1.25 NL1?60?n1th?60?1?801?33600?1.61?109NL2?Nl1/i?1.61?109/3.600?4.49?108由图12.24 由图12.25 NL1?1.61?109NL2?4.49?10Yn1?0.87Yn2?0.92 8 Yx?1.0 ????F1?Flim1YN1YX600?0.87?1.0?SFlim1.25???F2?YY450?0.92?1.0?Flim2N2X?SFlim1.252KT`1????418MPa ????331MPaF1F2 ?F1??bd1mnYFa1YSa1Y?Y? 2?2.4?43160?2.67?1.57?0.7?0.908 39?56?2.5?101.1MPa???F1??F1?101.1MPa???F1? ?F2??F1??101.1?YFa2YSa2YFa1YSa1?F2?94.88MPa???F2? 2.21?1.78 2.67?1.57?94.88MPa???F2?此对齿轮弯曲疲劳强度足够

（二）对低速级齿轮设计: i=2.800

计算项目 选材 大齿轮 小齿轮 计算内容 45钢 调质 硬度240HB 40Cr 调质 硬度240+20=260HB 齿面接触疲劳强度计算 计算结果 齿面转矩T 齿宽系数 P3.325T?9.55?102?9.55?106? n2226.24461T1?140351.788N?mm ?d?i?12?a?2.828?1?0.4 2?d?0.766 由图12.17c ?Hlim1?710MPa 接触疲劳极限 ?Hlim2?580MPa ?Hlim 初步计算许用 接触应力 Ad 值 ????0.9?H1Hlim1?0.9?710 ?0.9?580 [?H1]?639MPa ????0.9?H2Hlim2[?H2]?522MPa 估计??120 取Ad?81 Ad?81 初步计算小轮 直径 初步计算齿宽 b 校核计算 圆周速度v 齿数Z模数m 螺旋角 使用系数KA 动载系数KV 齿间载荷分系数 由表12.9 由图12.9 由表12.10先求 d?Ad1?3?d??r?T12u?1?u ?81?3140351.7882.828?1??78.49922.8280.766?5221取d1=83mm b=64 b??d?d?0.766?83?63.578 v? ?dn1160?1000???83?226.22460?1000 v?0.983m/s 取Z1=27 , Z2=iZ1=76.356 Z1=27 , Z2=76 mt?d1/Z1?83/27 由表12.3 mt=3.074 mn=3 m=3 n??arccosmt3?arccos mn3.074??12o35'50'' KA=1.25 KV=1.09 Ft?2?140351.788?3381.971Nd183KAFt1.25?3381.971??66.054N/mm?100N/mmb64?2T1??11???a??1.88?3.2???Z1Z2???cos???????11??0'''???1.88?3.2??cos123550??2776????????1.678 ???bsin??dZ10.766?27?tan??tan12035'50''?mn?????1.471 齿向载荷分布 系数 载荷系数 弹性系数 节点区域系数 重合度系数 螺旋角系数 工作时间th 应力循环次数NL 接触寿命系数Zn ?r???????1.678?1.471tan?ntan20oo?arctan?arctan?20.453 cos?cos12035'50''?r?3.149 ?tcos?b?cos?cos?n/cos?t?cos12035'50''?cos20?/cos20.453o?0.979由此得 由表12.11 KH??KF????/cos2?b?1.678/0.9792 KH??1.751 ?b??3?KH?]??C?10b?d1???6464?1.17?0.16?(1?0.6?()2)?()2 8383?0.61?10?3?64 ?b??A?B?[1???d1????22 KH??1.338 K=3.192 K?KAKVKH?KH??1.25?1.09?1.751?1.338 由表12.12 由图12.16 由式12.31因??ZE?189.8MPa ?1取???1故 1/??? ZH?2.44 Z??Z??4????1????????3??cos??cos123550o'''1/1.678 Z??0.772 假定工作时间七年 ,每年工作365天，双班制,则有 Z??0.988 th?40880h NL1?5.549?108 th?7?365?8?2 NL1?60rntn?60?1?226.244?408808NL2?NL1/i?5.549?10NL2?1.962?1082.828 由图12.18 Zn1?1.08 Zn2?1.13 许用接触应力 ????H1?Hlim1Zn1710?1.08?SHlim1.05?Hlim2Zn2580?1.13?SHlim1.05[?H1]?730.286MPa ????H2[?H2]?624.190MPa 验算 中心距 螺旋角 两齿轮实际分度圆直径 齿宽b 齿形系数 ?H?ZEZHZ?Z?2KT1u?1?ubd12?189.8?2.44?0.772?0.9882?3.192?140351.7882.828?1?22.82864?83?H?585.960MPa < ? ??H2? 计算表明,接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。 确定传动主要尺寸 a?d1(i?1)283?(2.828?1)??158.862mm 2a=158mm 将中心距圆整到158mm, 则 2a3?(27?76)?arccos2?158?12?4'56\d1=?2?arccosmn(Z1?Z2)?2?12o4'56'' 2a2?158??82.835mm i?12.828?1d1=82.835mm d2=233.165mm d2=i×d1=2.828×79.838=224.162mm b1= ?dd1=0.766×82.835=63.452mm b2?b1?5=64mm 齿根疲劳强度计算 b2=69mm b1=66mm ZV1?ZV2?Z1cos3?2?26?29.050 3o'''cos1245673?81.770由图12.21 3o'''cos12456 YFa1?2.54YFa2?2.22 Z2cos3?2?

应力修正系数 重合度系数 螺旋角系数 齿间载荷分配 系数 由图12.22 YSa1?1.615YSa2?1.780 ??11?????av??1.88?3.2????cos?ZvZv2???1???11??o'''??1.88?3.2???29?82???cos12456?1.689 ????0.750.75Y??0.25??0.25??0.694?av1.689?av?1.689 Y??0.694 Y?MIN?1?0.25???1?0.25?1?0.75Y??1???由表12.11注 ?O120O 12O4'56''?1?1??0.895?Y?min0120Y??0.895 ?r3.190??2.7 ??Y?1.089?0.694前已求得 故 KF??1.751?2.7 齿向载荷分布 系数 载荷系数 许用弯曲应力 验算 KF??1.751 由图12.14 KF??1.751 b/h?64/(2.25?3)?9.481 KF??1.27KF??1.27 K?3.030 K?KAKVKF?K??1.25?1.09?1.751?1.27?3.030 ????F1?Flim1YN1YX600?0.93?1.0?SFlim1.25?Flim2YN2YX440?0.97?1.0?SFlim1.252KT`1????F1446.4MPa ????F2 ????F2341.4MPa ?F1?bd1mYFa1YSa1Y? 2?3.03?140351.788??2.54?1.615?0.694?0.89564?80.835?3?F1?136.259MPa ?136.259???F1?????F1 ?F2??F1YY?Fa2Sa2YFa1YSa1 1.78?2.22 ?136.259?1.615?2.54?131.260???F2?此对齿轮弯曲疲劳强度足够。 分度圆 齿轮设计小结： 材料 齿数 螺旋角 直径 mm 40Cr 高 速 45钢 级 大齿轮 调制 40Cr 低 速 45钢 级 大齿轮 调制 73 10″ 224.162 230.162 61 小齿轮 调制 19′ 26 12° 79.838 85.838 66 79 06″ 201.802 206.802 40 小齿轮 调制 51′ 22 11° 56.198 61.198 45 齿顶圆 齿宽 直径 mm mm ?F2?131.260MPa???F2? 中心距 mm 模数 旋向 mm 左旋 129 2.5 右旋 右旋 152 3 左旋 五、轴的设计 斜齿螺旋角 齿轮直径 带对轴上载荷 小齿轮受力 转矩 圆周力 径向力 轴向力 画轴受力图 对轴II进行设计 初定轴长： 根据指导书5-1图所给出的参数初定主动轴的长度 如后图所示： 1、 大带轮中心到左轴承中心的距离： L1?M22?65/2?20?6?10?54?15?20/2?97.5?K?H?G?F?D?E 取L1=98mm 取L2=130mm 取L3=58mm 2、 左轴承中心到高速级小齿轮中心的距离： L2?E22 2040??10?15?61?15??13122?D?a?b4?c?b23、 高速级小齿轮中心到右轴承中心的距离： L3?b122 4520??15?10??57.522?a?D?E 由此前计算结果可知 T1=TII ??11o51'06'' d1=56.198mm FQ?982N T1=43160N·mm Ft1?2T1/d1?2?43160/56.198 Ft1?1536NFr1?571N F?1?322N Fr1?Ft1tan?n/cos?1?1536?tan200/cos11o51'06'' F?1?Fttan?1?1536?tan11o51'06'' 图形如后页 计算支承反力 水平面反力 垂直面反力 许用应力 许用应力值 应力校正系数 当量转矩 当量弯矩 dFQ?284?Fa1?1?Fr1?582FR'1?18856.198982?284?322??571?582?188FR'2?FR'1?Fr1?FQ ?1324?571?982 FR'1?1355NF 'R2?944N 'FR'1?F\R2 Ft1?581536?58?188188 '?Ft?FR'1?1536?474'FR'1?474NF ''R2?1062N 轴材料为40Cr调质 插入法查表16.2得 [?0b]?102.5Mpa [??1b]?60Mpa??0.59 [??1b]60 ???[?0b]102.5?T?0.59?43160N?mm 右轴颈中间截面 2MeB=MB2?(?T)=962362?252642?99497N? ?T?25264N?mm 校核轴颈 mm 小齿轮中间截面 MeC=MC2?(?T)=767002?252642?80754N?最小轴颈估算 2 mmN·MeA?99497N?mmMeB?80754N?mm dB?3MeB?0.1[??1b]399497?25.50mm 0.1?603dB?25.50mm dC?24.50mm dC?1.03?3MeC?1.03?0.1[??1b]80754?24.50mm0.1?60 轴受力图 水平面受力图 水平弯矩图 垂直受力图 垂直弯矩图 合成弯矩图 转矩图 当量弯矩图

轴的结构化 对轴III进行设计 初定轴长： 根据指导书5-1图所给出的参数初定主动轴的长度 如后图所示： 1、 左轴承中心到低速级小齿轮中心的距离： L1?E 22?20/2?10?15?66/2?68?D?a?b32、 低速级小齿轮中心到高速级大齿轮中心的距离： L2??b32?c?b22 取L1=70mm 取L2=70mm 取L3=58mm 6640?15??68223、 高速级大齿轮中心到右轴承中心的距离： L3?b222 4520??15?10??57.522?a?D?E 斜齿螺旋角 齿轮直径 小齿轮3受力 转矩 圆周力 径向力 轴向力 大齿轮2受力 转矩 圆周力 径向力 轴向力 画轴受力图 计算支承反力 水平面反力 垂直面反力 由此前计算结果可知 T3=TIII ?1?11o51'06''?2?121910d2=201.802mm d3=79.838mm o''' T3=149568N·mm 0Ft3?2T3/d3?2?149568/79.838 o'''Fr3?Ft3tan?n/cos?2?3747?tan20/cos121910 F?1396N r3F?3?818NF?Ftan?2?3747?tan12o19'10'' ?3t3Ft3?3747NT2=TIII T2=149568N·mm Ft2?2T2/d2?2?149568/201.802 Ft2?1482NFr2?Ft2tan?n/cos?1?1482?tan200/cos11o51'06'' Fr2?551N F?2?311No'''F?2?Ft2tan?1?1482?tan115106 图形如后页 d3d?Fa2?2?Fr2?L322FR'4?19879.838201.8021396?70?818??311??551?5822?198FR'3?Fr3?FR'4?Fr2 ?1396?655?551Fr3?L1?Fa3? FR'4?655NF 'R3?190N Ft3?128?Ft2?583747?128?1482?58''FR3??198198 'F\R4?Ft3?Ft2?FR'3?3747?1482?2856 'FR'3?2856NF ''R4?2373N 许用应力 许用应力值 应力校正系数 当量转矩 当量弯矩 轴材料为45钢调质 插入法查表16.2得 [?0b]?102.5Mpa [??1b]?60Mpa??0.59 [??1b]60 ???[?0b]102.5?T?0.59?149568N?mm 右轴颈中间截面 2MeB=MB2?(?T)=2051322?882452?240113N? ?T?88245N?mm mm 校核轴颈 轴的结构化 小齿轮中间截面 MeC=MC2?(?T)=1377682?882452?163606N?最小轴颈估算 2MeA?240113N?mmMeB?163606N?mm mmN· dB?1.03?3MeB?1.03?0.1[??1b]3240113?34.205mm 0.1?60dB?34.205mm dC?31.002mm dC?1.03?3MeC?1.03?0.1[??1b]3163606?31.002mm0.1?60 轴受力图 水平面受力图 水平弯矩图 垂直受力图 垂直弯矩图 合成弯矩图 转矩图 当量弯矩图 对轴IV进行设计 初定轴长： 根据指导书5-1图所给出的参数初定主动轴的长度 如后图所示： 1、 左轴承中心到低速级大齿轮中心的距离： 取L1=66mm 取L2=132mm 斜齿螺旋角 齿轮直径 小齿轮受力 转矩 圆周力 径向力 轴向力 画轴受力图 计算支承反力 水平面反力 垂直面反力 L1?E22 2061??10?15??65.522?D?a?b42、 低速级大齿轮中心到右轴承中心的距离： L2?198?L1?132 10'' ? 2?12o19'由此前计算结果可知 T4=TIV d4=224.162mm T4=401725N·mm Ft4?2T4/d4?2?401725/224.162 Ft44?3584NFr4?Ft4tan?n/cos?2?3584?tan200/cos12o19'10'' Fr4?1335N F?4?783No'''F?4?Ft4tan?2?3584?tan121910 图形如后页 d4?Fr4?L22FR'5?188224.162783??1335?1322?198FR'6?Fr4?FR'5 Fa4??1335?1333 FR'5?1333NF 'R6?2N

许用应力 许用应力值 应力校正系数 当量转矩 当量弯矩 F?1323584?132F?t4?198198 F\R6?Ft4?FR''5?3584?2389''R5'FR'5?2389NF ''R6?1195N 轴材料为45钢 调质 插入法查表16.2得 [?0b]?102.5Mpa [??1b]?60Mpa??0.59 ??[??1b]60 ?[?0b]102.5 ?T?237018N?mm ?T?0.59?401725N?mm 右轴颈中间截面 2MeB=MB2?(?T)=1805652?2370182?297962N? 校核轴颈 mm 小齿轮中间截面 2MeC=MC2?(?T)=1576742?2370182?284673N?mm MeA?297962N?mmMeB?284673N?mm 最小轴颈估算 dB?1.03?3 轴的结构化 MeB?1.03?0.1[??1b]3297962?37.859mm0.1?60dC?37.859mm 轴受力图 水平面受力图 水平弯矩图 垂直受力图 垂直弯矩图 合成弯矩图 转矩图 当量弯矩图 六、轴承的选择与设计

1、 轴II上滚动轴承的设计

由齿轮受力情况可求出轴承受力和轴向力 预期寿命取13000h

按承载较大的滚动轴承选择其型号。应支承跨距不大，故采用两端单向固定式轴承组合方式，轴承类型选为角接触球轴承，型号7000AC

计算项目 外载荷轴向力 e 径向载荷 附加轴向力 轴承轴向力 Fa=272.747N 表18.7 计算内容 计算结果 Fa=272.747N e=0.68 FR1?FR\1?FR'1?1407.4812?416.3642 795.2262?934.3592 FR1?1467.773N FR2?1226.952N FR2?FR\2?FR'2?FS1?0.68FR1?0.68?1467.773FS2?0.68FR2?0.68?1226.952 因FS1?FS1?998.086N FS2?834.327N Fa?1270.833N?FS2右轴承压紧 Fa2?FS1?Fa?1298N Fa2?1270.833N Fa1?FS1?976N Fa1?998.086N 由Fa/Fr， 确定X、Y值 冲击载荷系数 当量动载荷 计算额定 动载荷 选轴承 Fa1998.086??0.68?eFR11467.773Fa21270.833??1.04?eFR21226.952表18.8 由表18.7 X1=1 Y1=0 X2=0.41 Y2=0.87 fd=1.1 P1?fd?X1FR1?Y1Fa1??1.1?1467.773P2?fd?X2FR2?Y2Fa2?因为P1Cr' 可得，应选用7207AC轴承 Cr=22000N>Cr' 2、 轴III上滚动轴承的设计

按承载较大的滚动轴承选择其型号。应支承跨距不大，故采用两端单向固定式轴承组合方式，轴承类型选为角接触球轴承，型号7000AC 计算项目 外载荷轴向力 e 径向载荷 附加轴向力 计算内容 计算结果 Fa= Fa3-Fa4=452.631N 指向轴承4 表18.7 Fa=452.631N e=0.68 FR3?FR\3?FR'3?2579.2092?361.2092 2159.887?398.57422FR3?2196.354N FR4? F\R4?F'R4?2604.710N ?FR4?2196.354N 轴承轴向力 由Fa/Fr， 确定X、Y值 冲击载荷系数 当量动载荷 计算额定 动载荷 选轴承 FS3?0.68FR3?0.68?2604.710FS4?0.68FR4?0.68?2196.354 因FS3? FS3?1771.203N FS4Fa?2196.834N?FS4右轴承压紧 ?1493.521N Fa4?FS3?Fa Fa3?FS3 Fa4?2196.834N Fa3?1771.203N由表18.7 Fa31771.203??0.68?eFR32604.710Fa42196.834??1.00?eFR42196.354表18.8 X3=1 Y3=0 X4=0.41 Y4=0.87 fd=1.1 P3?fd?X3FR3?Y3Fa3??1.1?2604.71P4?fd?X4FR4?Y4Fa4?因为P3Cr' 可得，应选用7207AC轴承 Cr=22000N>Cr' 选用7207AC轴承 3、 轴IV上滚动轴承的设计

按承载较大的滚动轴承选择其型号。应支承跨距不大，故采用两端单向固定式轴承组合方式，轴承类型选为角接触球轴承，型号7000AC

计算项目 外载荷轴向力 e 径向载荷 附加轴向力 轴承轴向力 由Fa/Fr， 确定X、Y值 冲击载荷系数 当量动载荷 计算额定 动载荷 选轴承 计算内容 计算结果 Fa=783N 表18.7 Fa=783N e=0.68 23892?13332?2736N 11952?22?1195N FR5?FR\5?FR'5?FR5?2736N FR6? FR\6?FR'6?FR6?1195N FS5?0.68FR5?0.68?2736?1860NFS6?0.68FR6?0.68?1195?813N 因FS6? FS5?1860N FS6?813N Fa?1596N?FS5右侧轴承压紧 Fa6?FS5?Fa4?1077N Fa5?FS5?1860N Fa51860??0.68?eFR52736Fa61077??0.90?eFR61195表18.8 Fa6?1077N Fa5?1860N 由表18.7 X5=1 Y5=0 X6=0.41 Y6=0.87 fd=1.1 P5?fd?X5FR5?Y5Fa5??1.1?2736因为P6Cr' 可得，应选用7210AC轴承 Cr=31600N>Cr'

七、键联接的设计

设计要求：

根据轴径选择键 选用平键键圆头A型 取[?p]=100MPa

设计参数：

轴径d 键槽宽 b 轮毂长L1 键长L(比轮毂小5~10mm,标准值) 有效长度

1L’=L-b 连接传递的转矩T =hl'd?p σp挤压应力 [σp]许用挤压应力

4材料： 标号 1 2 3 4 5 位置 大带轮 高速大齿轮 低速小齿轮 低速大齿轮 联轴器 d mm 25 40 40 54 40 b×h 8x7 12x8 12x8 16x10 12x8 L1mm 65 40 66 61 112 Lmm 56 32 56 56 100 L’ mm 48 26 44 40 88 T N.mm 43214 149568 149568 401725 401725 σp MPa 20.66 93.48 42.49 74.39 57.06 [σp] MPa 50 100 100 100 100 深度 轴毂t(mm) t’(mm) 4.0 5.0 5.0 6.0 5.0 3.3 3.3 3.3 4.3 3.3

八、联轴器的计算与设计

初步分析，选用GB5014-85 弹性柱销联轴器 T=401725N·mm

由表19.3，动力机为电动机，工作机载荷平稳，取 K=1.4 Tc=KT=1.4X401725=562415

根据：Tn>Tc 取HL3型 Y型轴孔 Tn=630000N.mm d=40mm L=112mm

九、 减速器润滑方式，润滑油牌号及密封方式的选择

齿轮的润滑方式 及润滑剂的选择 齿轮润滑方式的选择 高速级小齿轮圆周 速度： 高速级大齿轮圆周 速度： 低速级小齿轮圆周 速度： 低速级大齿轮圆周 速度： V1＝V2＝V3＝ V1＝2.36m/s V2＝2.35m/s V3＝0.93m/s V4＝0.93m/s ?d1n160?1000＝??56.198?80160?100060?1000 ?d2n260?1000＝??201.802?222.222?d2'n260?1000＝??79.838?222.22260?1000V4＝?d1'n360?1000＝??224.162?79.36560?1000 滚动轴承的润滑方 式和润滑剂的选择 滚动轴承润滑方式的选择 高速级大齿轮齿顶圆线速度： 低速级大齿轮齿顶圆线速度： （1）齿轮润滑方式的选择 V=MAX【V1, V2, V3, V4】=2.36m/s V>2 m/s,齿轮采用油润滑。 V<12 m/s，齿轮采用浸油润滑。 即将齿轮浸于减速器油池内，当齿轮转动时，将润滑油带到齿轮采用油润滑 啮合处，同时也将油甩直箱壁上用以散热。 齿轮采用浸油润滑 （2）齿轮润滑剂的选择 由表6-29查得，齿轮润滑油选用工业闭式齿轮油， 代号是：L-CKC220,GB443—84 工业闭式齿轮油 代号是：L-CKC32 2运动粘度为：28.8~35.2（单位为：mm/s，40℃）。 V2＝ ?d2n260?1000＝??201.802?222.22260?1000 V2＝2.35m/s 滚动轴承内径和转速的乘积为： 高速轴（II轴）： 中间轴（III轴）： 低速轴（IV轴）： 滚动轴承润滑剂的选择 密封方式的选择 滚动轴承在透盖处的密封选择 滚动轴承靠近箱体内壁的密封 箱体密封选择 放油螺塞 凸缘式轴承端盖 检查孔盖 V4＝?d1'n360?1000＝??224.162?79.36560?1000 V4＝0.93m/s d×n=35×801=28035mm·r/min d×n=35×222.222=7777.77mm·r/min d×n=50×79.365=3968.25mm·r/min 5可见，d×n均未超过2×10mm r/min。由于脂润滑易于密封， 结构简单，维护方便，在较长的时间内无须补充及更换润滑剂， 所以滚动轴承的润滑选用脂润滑。 滚动轴承采用脂润 滑 脂的种类为通用锂基润滑脂（GB7342-87）,代号为ZL-2，滴点代号为ZL-2 不低于175℃，工作锥入度,25℃每150g 265~295（1/10mm）。 滚动轴承采用毡圈密封。 使用挡油环 箱体剖分面上应该用水玻璃密封或者密封胶密封 采用材质为石棉橡胶板的油封垫 使用调整垫片组进行密封 采用软钢纸板进行密封

十、装配图设计

（一）、装配图的作用

作用：装配图表明减速器各零件的结构及其装配关系，表明减速器整体结构，所有零件的形状和尺寸，相关零件间的联接性质及减速器的工作原理，是减速器装配、调试、维护等的技术依据，表明减速器各零件的装配和拆卸的可能性、次序及减速器的调整和使用方法。 （二）、减速器装配图的绘制 1、装备图的总体规划： （1）、视图布局：

①、选择3个基本视图，结合必要的剖视、剖面和局部视图加以补充。 ②、选择俯视图作为基本视图，主视和左视图表达减速器外形，将减速器的工作原理和主要装配关系集中反映在一个基本视图上。

布置视图时应注意：

a、整个图面应匀称美观，并在右下方预留减速器技术特性表、技术要求、标题栏和零件明细表的位置。

b、各视图之间应留适当的尺寸标注和零件序号标注的位置。 （2）、尺寸的标注：

①、特性尺寸：用于表明减速器的性能、规格和特征。如传动零件的中心距及其极限偏差等。

②、配合尺寸：减速器中有配合要求的零件应标注配合尺寸。如：轴承与轴、轴承外圈与机座、轴与齿轮的配合、联轴器与轴等应标注公称尺寸、配合性质及精度等级。

③、外形尺寸：减速器的最大长、宽、高外形尺寸表明装配图中整体所占空间。

④、安装尺寸：减速器箱体底面的长与宽、地脚螺栓的位置、间距及其通孔直径、外伸轴端的直径、配合长度及中心高等。 （3）、标题栏、序号和明细表：

①、说明机器或部件的名称、数量、比例、材料、标准规格、标准代号、图号以及设计者姓名等内容。查GB10609.1-1989和GB10609.2-1989标题栏和明细

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