减速器说明书

内蒙古大学鄂尔多斯学院 08级交通运输系

目 录

一、 设计任务书 ………………………………………………2 二、 传动方案的拟定 ………………………………………3 三、 电动机的选择 ……………………………………………4 四、 计算总传动比及分配各级的传动比 ………………4 五、 传动系统的运动和动力参数计算 …………………5 六、 传动零件的设计计算……………………………………6 七、 轴的设计计算 ……………………………………………12 八、 滚动轴承的选择及校核计算…………………………20 九、 键连接的选择及计算……………………………………22 十、 联轴器的选择 ……………………………………………24 十一、 箱体设计 ………………………………………………25 十二、 润滑与密封设计………………………………………26 十三、 附件的选择 ……………………………………………27 十四、 设计小结 ………………………………………………27 十五、 参考资料 ………………………………………………27

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一、设计任务书

1、设计题目：

设计一个用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器 给定数据及要求

5436121-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带

已知条件：运输带工作拉力F=2200N；运输带工作速度v=1.8m/s（允许运输带速度误差为±5%）；滚筒直径D=450mm；两班制，连续单向运转，载荷轻微冲击；工作年限5年（每年300个工作日）；小批量生产。带式输送机的传动效率为0.96。

2、应完成的工作

1) 减速器装配图1张（A1）；

2) 零件工作图2张（从动轴、齿轮）（A3）； 3) 设计说明书1份

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二、传动方案的拟定

1. 传动方案

如图，电动机带动带传动，然后开始进入减速器。采用一级圆柱斜齿轮减速器，其形式为展开式。其结构简单，但是齿轮的位置不对称。高速齿轮布置在远离转矩的输入端，可使轴在转矩作用产生扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分抵消，以减缓沿着齿宽载荷分布不均匀的现象。

2. 传动的布置说明

带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。

齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级斜齿轮传动。

本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。

3. 传动的特点

由于工作条件为连续单项回转，工作时有轻微振动，且为室内工作，环境中有粉尘，这个方案中V带传动具有缓冲吸振能力，能发挥其传动平稳，缓冲吸振和过载保护的特点；而且V带传动这种简单的传动方式，价格便宜，标准化程度高，大幅度降低了成本。

减速器部分采用的是一级展开式圆柱斜齿轮减速器。能适应在繁重和恶劣的条件下长期工作，且使用维护方便。

原动机采用Y系列三相交流异步电动机，这类电动机属于一般用途的全封闭自扇冷式电动机，其结构简单，工作可靠，启动性能好，价格便宜，维修方便。

4. 传动系统的参数设计

已知输送带的有效拉力Fw=2200 N，输送带的速度Vw=1.8 m/s，滚筒直径D=450 mm。连续工作，载荷平稳、单向运转。

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三、电动机的选择

计算项目及内容 根据一般带式输送机选用的电动机类型的选择 Ww1. 工作机所需有效功率Pw=1000=1000×0.96kw=ηwF×V2200×1.84.125 kw 已知圆柱齿轮传动(8级精度)效率为ηg=0.97 滚动轴承(球轴承)传动效率为ηr=0.99 弹性联轴器传动效率为ηc=0.99 带式输送机的传动效率为ηw=0.96 V带传动效率为ηb=0.96 2. 电动机至工作机的总效率为ηηr2总=ηw×ηc××ηg×ηb=0.96×0.99×0.992×0.97×0.96=0.867 3. 所需电动机的功率Pd=Pw η总主要结果 选用Y系列封闭式三相异步电动机 电动机的输出功率为Pd=4.758 kw =4.125 kw 0.867=4.758 kw 60×1000×Vωπ×D4. 工作机转速nω==76.433 r/min 选定电动机的转速为1500 r/min 发动机的转速为工作机的6～20倍 ∴转速为458～1528 r/min 之间取 5. 查得型号Y132S-4三相异步电动机参数如下 额定功率Pm=5.5 kw 满载转速nm=1440r/min 同步转速为1500 r/min 选用型号Y132S-4三相异步电动机 四、计算总传动比及分配各级的传动比

计算项目及内容 主要结果 1. 对于串联传动系统来说，其传动系统的总传动比等于 各级传动比的连乘积。电动机的满载转速nm=1440 r/min；工作机输入轴的转速nω=76.433 n1440 i=m==18.84 nω76.433总传动比i=18.84 2. 取V带传动比 ib=4 取V带传动比 ib=4 i18.84圆柱齿轮的传动比3. 则圆柱齿轮的传动比 ig===4.71 ib4ig=4.71

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五、传动系统的运动和动力参数计算

计算项目及内容 1. 各轴的转速n(r/min) 发动机轴的转速 n=nm=1440 r/min 高速轴的转速 nI=低速轴的转速ηII=nibnIig主要内容 详见下数据明细表 ==1440rmin4=360 r/min =76.433 r/min 360 r/min4.71工作机滚筒轴的转速 n运=ηII=76.433 r/min 2. 各轴的输入功率P(kw) 发动机轴的输入功率 P=Pm=5.5 kw 高速轴的输入功率 PI=P×ηb=5.5 kw×0.96=5.28 kw 低速轴的输入功率 PII=PI×ηg×ηr=5.28×0.97×0.99 kw=5.07 kw 工作机滚筒轴的输入功率 P运=PII×ηc×ηr=5.07×0.99×0.99=4.969 kw 3. 各轴的输入转矩T(N?m) 发动机轴的转矩 T=9550n=9550×1440 N?m=36.476 N?m 高速轴的输入转矩 TI=9550nI=9550×IP5.5P5.28360N?m=140.07 kw 低速轴的输入转矩TII=9550m=633.48 工作机滚筒轴的输入转矩 T运=9550n=9550×运PIInII=9550×P运5.0776.433N?4.96976.433N?m=620.857 N?m 轴名 电动机 I轴 nI=360 PI=5.28 TI=140.07 II轴 nII=76.433 PII=5.07 TII=633.48 滚筒轴 nw=76.433 Pw=4.97 Tw=620.857 数据明细表 参数 转速nm=1440 n(r/min) 功率P(kw) Pm=5.5 Tm转矩T(N·m) =36.476

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传动比 i 传动效率η ib=4 ηb=0.96 ηg×ηr=0.96 ig=4.71 ηr×ηc=0.98 六、传动零件的设计计算

计算项目及内容 1. 确定计算功率 Pca=KA×Pm=1.2×5.5=6.6 kw 主要结果 KA为工作情况系数，查得KA=1.2 2. 确定带的类型 已知小带轮的转速nI=1500 r/min 根据计算功率Pca和小带轮的转速nI，从图8-11选择 A带 选择A带 3. 确定带轮的基准直径dd1并验算带速υ 1初选小带轮的基准直径dd1。○由表8-6和表8-8，取 小带轮的基准直径dd1=140 mm 2验算带速υ。υ主=π×dd1×nm=3.14×140×1440=○60×100060×1000 10.55 m/s υ在5～25之间 ∴带速合适 3计算大带轮的基准直径。 ○ dd2=ib×dd1=4×140 mm=560 mm 4. 确定V带的中心距α和基准长度Ld。 1∵0.7(dd1+dd2)≤α0≤2(dd1+dd2) 即○ 490≤α0≤1400 ∴先取α0=1200 mm π(dd1?dd2)22 ○Ld0≈2α0+dd1+dd2+=2×24α0 3.14(560?140)2 1200+2140+560+4×1200=3536 mm 根据表8-2 取Ld=3550 mm 3计算实际中心距计算实际中心距α。 α≈α0+○ Ld?Ld03550?3536=1200+=1207 mm 22 αmin=α?0.015Ld=1207?0.015×3550 =1153.75 mm αmax=α+0.03Ld=1207+0.03×3550= 1313.5 mm 中心距的变化范围为1153.75～1313.5 mm

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5. 验算小带轮上的包角α1。 α1≈180°? dd1?小带轮上的包角α1≈ 160°≥90° 57.3°dd2 ×α=160°≥90° 6. 计算带的根数z。 1计算单根V带的额定功率Pr。 ○ 由dd1=140 mm和nm=1440 r/min,查8-4a 得 1450?12001450?1440 2.28?1.96=2.28?P?P0=2.27。 0 根据nm=1440 r/min，i=4和A型带，查表 8-4b 得 1450?12001450?1440 =?ΔP0=0.17。 0.17?0.150.17?ΔP0 查表8-5 得160°的小带轮包角对应Kα=0.95。 查表8-2 得KL=1.11。 于是Pr= P0+ΔP0 ×Kα×KL= 2.27+0.17 × 0.95×1.11=2.57 2计算V带的根数z。 ○ PKα×P z=ca= P0+ΔP0 ×Kα×KL Pr1.2×5.5 ==2.57 2.27+0.17 ×0.95×1.11 =3 V带的根数为3根 7. 计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min。 kg由表 8-3 得A型带的单位长度质量q=0.1m，所以 (2.5?Kα)×Pca F0 min=500×+q×υ2Kα×z×υ (2.5?0.95)×6.6 =500+0.1 0.95×3×10.55×10.552=181.25 N 应使带的实际初拉力F0≥ F0 min。 8. 计算压轴力Fp。 α FP min=2×z× F0 min×sin12 160° =2×3×181.25×sin压轴力 2=1070.98 N Fp=1070.98 N

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1. 选定齿轮的类型，精度等级，材料及齿数 1选用斜齿轮圆柱齿轮传动 ○2选用8级精度 ○3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，两者硬度差为40HBS。 4初选小齿轮的齿数z1=20 大齿轮的齿数为○z2=4.71×20=94.2=95 5选取螺旋角。初选螺旋角β=12°○ 2. 按齿面接触强度设计，即d1t≥ ?32Kt×Ttμ?1ZH×ZE2( σ ) d×εαμH1试选Kt=1.6 (1.2～1.6之间) ○2由 图10-30 选取区域系数ZH=2.461 ○3由 图10-26 ○Z1=20，β12°?εα1=0.78 Z2=95，β12°?εα2=0.9 εα=εα1+εα2=0.78+0.9=1.68 4许用接触应力 σH =○ σH 1+ σH 22 由图 10-21d 小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600 MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550 MPa 由图 10-19 取接触疲劳寿命系数KHN1=0.89 KHN2=0.0.92 取失效概率为1%，安全系数S=1 K×σHlim10.89×600 σH 1=HN1==534 MPa S1K×σHlim20.92×550 σH 2=HN2==506 MPa S1 σH 1+ σH 2534+506 σH ===520MPa 225由表 10-7 选取齿宽系数?d=1 ○ 选择斜齿轮圆柱齿轮传动-8级精度，材料为40Cr 调质处理。

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1 2ZE=189.8 MPa 7小齿轮传递的转矩即为高速轴Ⅰ的转矩 ○ T1=140.07=TⅠ 8外啮合 μ=4.71 ○ 3. 计算 1○试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得 232K×Tμ?1Z×ZtE d1t≥ t H σH ?d×εαμ 32×1.6×140.07×10004.71+12.461×189.8 = 1×1.684.71520 =63.91 mm 2○计算圆周速度 π×d1t×nm3.14×63.91×1440 υ=60×1000==4.82 m/s 60×10006由表 10-6 查得材料的单性影响系数 ○3计算齿宽b及模数mnt ○b=?d×d1t=1×63.91=63.91 mm d×cosβ63.91×cos12°mnt=1t==3.13 mm z120h=2.25mnt=2.25×3.13=7.03 mm b =63.91=9.09 h7.034计算纵向重合度εβ ○εβ=0.318×?d×z1×tanβ=3.18×1×20×tan12°=1.35 5计算载荷系数K ○已知使用系数KA=1，根据υ=4.75 m/s，8级精度 由图 10-8 Kv=1.18；由表 10-4 查得KHβ的值与直齿轮的相同，故KHβ=1.416； 圆周速度 υ=4.82 m/s

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由表 10-3 查得KHα=KFα=1.4。故载荷系数 K=KA×KV×KHα×KHβ =1×1.18×1.4×1.416=2.34 6按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径 ○ 32.343K d1=d1t =63.91× =72.54 mm Kt1.6 7○计算模数mn d1×cosβ72.54×cos12° mn===3.55 mm z120 2 32K×T1×Yβ×COSβYFaYSa4. 按齿根弯曲强度设计 mn≥ ?×z2×ε [σF] d1α 1确定计算参数 ○ 设计载荷系数K=KA×KV×KFα×KFβ=1× 1.18×1.4×1.405=2.32 根据纵向重合度εβ=1.35，由 图10-28，查得螺 旋角影响系数Yβ=0.90 z20 计算当量齿数zv1=cos13β=cos312°=21.39 z95 zv2=23==101.51 cosβcos312° 22?2122?21.39 查取齿形系数 由 表10-5 2.72?2.76=2.72?Y?Fa1 150?100150?101.51 YFa1=2.744；=?Y=2.779 Fa22.14?2.182.14?YFa2 22?2122?21.39 查取应力校正系数 1.57?1.56=1.57?Y?YSa1=Sa1 150?100150?101.51 1.57；1.83?1.79=1.83?Y?YSa2=1.791 Sa2 Y×Y 计算大小齿轮的FaSa 并加以比较 [σF] 由表10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 σFE1=500 MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 σFE2=380 MPa。由图10-18 取弯曲疲劳寿命系数 由图 10-13 查得KFβ=1.405；

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取弯曲疲劳安全系数S=1.4 K×σ0.85×500 [σF]1=FN1SFE1=1.4MPa=303.57 MPa K×σFE20.88×380 [σF]2=FN2=MPa S1.4=238.86 MPa YFa1×YSa12.744×2.714 ==0.02453 σF 1503.57 YFa2×YSa21.57×1.791 ==0.01634 [σF]2238.86 2○设计计算 32K×T×Y×COS2βYY1βFa2Sa2 mn≥ 2 σF 2?d×z1×εα 32×2.34×140.07×103×0.90× cos12° 21.57× = 21×20×1.68238 =2.387 mm 按齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根 弯曲疲劳强度计算的法面模数 取mn=2.5 d1×cosβ72.54×cos12°z1=29 z1===28.38 取z1mn2.5 =29 z2=137 z2=μz1=4.71×29=136.59 取z2=137 5. 几何尺寸计算 1计算中心距 ○ (z1+z2)×mn(29+137)×2.5 α==2cosβ2×0.978 =212.17 mm 中心距α=212 mm 1将中心距圆整为α=212 mm 2按圆整后的中心距修正螺旋角 ○ (z+z2)×mn β=arccos1 2α(29+137)×2.5 =arccos 2×212=11.826°=11°49′36′′ 3计算大小齿轮的分度圆直径 ○ KFN1=0.85，KFN2=0.88；

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z1×mn29×2.5==74.07 mm cosβcos11°49′36′′z2×mn137×2.5d2===349.93 mm cosβcos11°49′36′′d1=4计算齿轮宽度 ○b=?d×dd1=1×74.07=74.07 mm 圆整后 取大齿轮的齿轮宽度B2=75 mm 小齿轮的齿轮宽度B1=80 mm 5验算 ○Ft=2TⅠdd12×140.04×103==3783.1 N 74.07大齿轮的分度圆直径 d1=74.07 mm 小齿轮的分度圆直径 d2=349.93 mm 大齿轮的齿轮宽度B2=75 mm 小齿轮的齿轮宽度B1=80 mm KA×Ft1×3782.1NTⅠ==51.1b74.07mm<100 ??/???? ∴合适 七、轴的设计计算

输入轴的设计计算： 计算项目及内容 1. 输入轴的功率PⅠ，转速nⅠ和转矩TⅠ 主要结果 PⅠ=5.28 kw nⅠ =360 r/min TⅠ=140.07 N?m 2. 求作用在齿轮上的力 分度圆直径为(高速级小齿轮) d1=74.07 mm 2TⅠ 2×140.04×103圆周力 Ft=d==3783.1 N 74.07圆周力 d1 Ft=3783.1 N an为啮合角 an=20° 圆周力 tanatan20Ft=1407 N 径向力Fr=Ftcosβn=3783cos11.826°=1407 N 轴向力 轴向力Fa=Ft×tanβ=3783×tan11.826°=Fa=793 N 793 N 39550000P3. 初步确定轴的最小直径 d≥ 0.2[τr]n 选取轴Ⅰ的材料为40Cr 调质处理 取A0=112 轴的最小直径 dmin=27.42 mm 3PⅠ35.28dmin=A0 =1123× =27.42 mm nⅠ360

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4. 轴的机构设计 1)拟定轴的零件的装配方案 2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 初步选择滚动轴承，因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。 d1 d2 d3 d4 d5 带轮 透盖 轴承 齿轮 轴承 L1 L2 L3 L4 L5 输入轴的零件的装配方案 1带轮轴径d1 轴径增大5% ○d1′=dmin 1+5% =28.79 mm 取d1=36 mm 2透盖轴径d2′=d1′+2× 0.07～0.1 ×d1′=○40.04～44.2 mm 取d2=44 mm 3轴承轴径 ○d′3=d′2+ 1～5 =45～50 mm 取d3=50 mm d1=36 mm d2=44 mm d3=50 mm 故所选轴承代号为7210AC 则D=90 mm B= 20mm Cr=40.8 kN Cor=30.5 kN 4齿轮轴径 d′4=d′3+ 1～5 =51～56 mm 为装○ 配方便而加大直径应圆整取标准直径一般取0、2、5、 8为尾数。 取d4=60 mm d4=60 mm 5轴承轴径 d5=d3=50 mm ○d5=d3=50 mm 6带轮长度 ○ B带轮= Z?1 e+2f= 3?1 15±0.3 +2×9= 47.4或48.6 当B<1.5?? 时，取L=B 否则 L′1= 1.5～2 d1=47.25～63 mm 选取 L1=48 mm L1=48 mm 7透盖长度 由轴承盖长度及其固定螺钉的装拆空○

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间要求决定 取L2=50 mm 8轴承长度L3 L3=B轴承小+S+a+(3～4) 轴承○ L2=50 mm 与箱体内壁距离S=5～10，箱体内壁与齿轮距离 a=10～20 mm，B轴承小=18 mm 则取L3=40 mm 9齿轮长度L4 df1?d4<10～15 df1= z?○2cosβ﹡﹡2han?2Cn mn= 20cos11.826°L3=40 mm L4=80 mm L5=40 mm ?2×1?2×0.5 ×2.5=44.83 mm 故小齿轮做成齿轮轴 L4=B小齿轮=80 mm 10轴承长度L5 L5=B轴承=40 mm ○输出轴的设计计算： PⅡ=5.07 kw ，nⅡ=76.433 r/min , TⅡ=633.48 N? m 2. 求作用在齿轮上的力 因一直低速级大齿轮的 z137 分度圆直径 d2=mn×cos2β=2.5×cos11.826°= 349.93 mm 2TⅡ2×633480 圆周力 Ft=d=349.93=3621 N dⅡ an为啮合角 an=20° tanatan20 径向力Fr=Ftcosβn=3621cos11.826°=1347 N 轴向力Fa=Ft×tanβ=3621×tan11.826°= 759 N 39550000P3. 初步确定轴的最小直径 d≥ 0.2[τr]n 选取轴Ⅰ的材料为45钢 调质处理 取A0=105 轴的最小直径 d≥42.5 mm 3PⅡ35.07dmin=A0 =1053× =42.5 mm nⅡ76.433 4. 轴的结构设计 1) 拟定轴上零件的装配方案 1. 输出轴的功率PⅡ，转速nⅡ和转矩TⅡ

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2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 初步选择滚动轴承 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。 d1 d2 d3 d4 d5 联轴器 透盖 轴承 齿轮 轴承 L1 L2 L3 L4 L5 输出轴的零件的装配方案 1轴上有一个键槽，故轴径增大5%。 ○D′1=dmin 1+5% =44.6 mm 为使所选轴径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器。 Pca=1.5×633.48=950.24 N?m 则选择弹性柱销联轴器LX3 d=45 mm ∴取d1=45 mm 半联轴器长L=112 mm 2透盖轴径d2′=d1′+2× 0.07～0.1 ×d1′=○51.3～54 mm 因d2必须符合轴承密封原件的要求。 d1=45 mm d2=52 mm 取d2=52 mm 查表16-11 选旋转轴唇形密封圈 取密封圈d=50 mm 3轴承轴径 ○ d′3=d′2+ 1～5 =53～57 mm 必须与轴承内径一致 圆整为d3=55 mm 故所选轴承代号为7211AC 则D=100 mm B=21mm Cr=50.5 kN Cor=38.5 kN d3=55 mm 4齿轮轴径 d′4=d′3+ 1～5 =56～60 mm 为装○ 配方便而加大直径应圆整取标准直径一般取0、2、5、 8为尾数。 取d4=58 mm d4=58 mm d5=d3=55 mm 5轴承轴径 d5=d3=55 mm 同一轴上的轴承选用○ 同一型号，以便于轴承座机镗制和减少轴承类型 6联轴器长度 半联轴器的宽度为l=84 ○mm，为保证轴

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端挡圈只压在联轴器上，而不是压在轴的端面上，故 第一段的长度应比Ⅰ略短一些 取L1=82 mm L1 7透盖长度 由轴承盖长度及其固定螺钉的装拆空○L2间要求决定 取L2=47 mm 8轴承长度L3 L3=B轴承大+S+a+(3～4) 轴承○ 与箱体内壁距离S=5～10，箱体内壁与齿轮距离 a=10～20 mm，B轴承大=21 mm 则取L3=41 mm L3 9齿轮长度L4 L4=B大齿轮?2=73 mm ○L4L510轴承长度L5 L5=L3=41 mm ○1. 输入轴的强度校核： 1) 按扭转强度条件计算 Tτt=≈WtPⅠ9550000nⅠ0.2d33=82 mm =47 mm =41 mm =73 mm =41 mm =33.97 MPa≤[τt] ∵轴的直径 d≥A0 n=27.42 mm ⅠPⅠ 扭转强度符合要求 τt≤[τt] ∵40Cr的 τt =35～55 MPa ∴扭转强度符合要求 Fr=1407N 2) 按弯矩合成强度条件计算 Ft=3783N Fa=793N FP=1071 N ω FNV1′ FNV2′ C FNH1 FNH1 FNV1 FNV2 L0=89.6 mm L1=60.6 mm L2=60.6 mm MH=77.55 N?m MH 水平面○

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Mv 96.29 N?m 竖直面 ○ 66.92 N?m -95.83 N?m 123 N?m 95.83 N?m 102 N?m 140.07 N?m FP+Fr=FNV1+FNV2 ′Fa=FNV1+FNV2′ Ft=FNH1+FNH2 ?FNV1=?1764.36 N FNV2=4240.36 N ′′?FNV1=FNV2=396.5 N ?FNH1=FNH2=1891.5 N MH=FNH1×L1=77.55 N?m Mv0=F0min×89.6=1069.7×89.6=?98.85 N?m Mv1=FNV1×69.6?F0min× 89.6+60.6 =256.96?160.67=96.29 N?m Fa×D793×74.07Ma===29.37 N?m 22Mv2=Mv1?Ma=66.92 N?m 2合成：M1= MH2+Mv12= 77.552+96.292=123 N?m 2 M2= MH2+Mv22= 77.552+66.922=102 N?22m 3) 画出扭矩图 4) 校核轴的强度 轴的抗弯抗扭截面系数ω=πd332≈0.1d3 d为齿轮的分度圆直径 为d1=74.07 mm 则ω=39875.552 mm3 扭转切应力亦为对称循环变应力时，则取α=1 M=Mmax=123 N?m

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σca2 M2+ d×T 2=ω2 123×1000 2+ 1×140.07×1000 2=π332d=4.7 MPa 查表15-1 符合条件 2. 输出轴的强度校核： 1) 按扭转强度条件计算 T≈WtPⅡ9550000nⅡ0.2d33 τt==41.26 MPa≤[τt] ∵轴的直径 d≥A0 n=27.42 mm ⅠPⅠ∵45号钢的 τt =25～45 MPa ∴扭转强度符合要求 2) 按弯曲扭矩合成强度计算 3) 做出扭矩图 Fr=1407N Ft=3783N Fa=793N FNH1 FNH2 A FNV1′ B FNV2′ FNV1 FNV2 L1=36.6 mm L2=36.6 mm MH MH 水平面○ MV 竖直面○ Mv1 Mv2

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M1 M2 FP+Fr=FNV1+FNV2 ′Fa=FNV1+FNV2′ Ft=FNH1+FNH2 ?FNV1=FNV2=703.5 N ′′?FNV1=FNV2=396.5 N ?FNH1=FNH2=1891.5 N?m MH=FNH1×L1=69.23 N?m Mv1=FNV1×36.6=772.×36.6=25.75 N?m Fa×D793×349.92Ma===138.75 N?m 22Mv2=Mv1?Ma=?113 N?m 22合成：M1= MH2+Mv12= 69.232+25.752=73.86 N? m M2= MH+Mv2=4) 校核周的强度 2222 69.232+1132=132.52 N?m 1轴的抗弯抗扭截面系数 ○πd3b×t×(d?t)2ω=?322dπ45314×5.7×(45?5.7)2=?322×453=7572.19 mm 由于联轴器处键为14×9型， 轴深t=5.5+0.2=5.7 mm d为齿轮的分度圆直径 d2=349.93 mm 扭转切应力亦为脉动循环变应力时，则取α=0.6 M=Mmax=132.52 N?m 2 ∵σca≤ σ?1 ∴符合条件 σca=2 M2+ d×T 2ω 132.52×1000 2+ 0.6×633.48×1000 2=7572.19=53.16 MPa 已知45号钢(调质处理)的许用弯曲应力

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σ?1 =60 MPa ∵σca≤ σ?1 ∴符合条件 2轴的抗弯抗扭截面系数 ○由于齿轮处键为16×10 轴深t=6.0+0.2=6.2 mm 扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6 πd3b×t×(d?t)2ω=?322dπ58316×6.2×(58?6.2)2=?322×583=16850.732 mm M=Mmax=132.52 N?m σca2 ∵σca≤ σ?1 ∴满足要求 M2+ d×T 2=ω2 132.52×1000 2+ 0.6×633.48×1000 2=16850.732=23.89 MPa 已知45号钢(调质处理)的许用弯曲应力 σ?1 =60 MPa ∵σca≤ σ?1 ∴满足要求 八、滚动轴承的选择及校核计算

已知轴径直径d3=40 mm， nⅠ=360 r/min， RvA=RvB=703.5 N,运转过程中有轻微冲击 1确定轴承的基本参数 ○ 轴承代号为7210AC 轴承代号为7210AC D=90 mm，B=20 mm，Cr=40.8 kN，Cor=30.5 kN D=90 mm B=20 mm 2计算当量动负荷P ○Cr=40.8 kN Fa793Cor=30.5 kN =0.564>??=0.56 Fr1407由表13-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y X=0.44，Y=1.00

计算项目及内容 1. 主动轴承的选择与验算 主要结果 20

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∵轴承运转中有轻微载荷冲击 由表13-6 查得fp=1.0～1.2,取fp=1.2 则P=fp XFr+YFa =1.2× 0.44×1407+1×793 =1694.5 N 3计算基本额定寿命 ○由公式13-5 Lh=10660n()ε PCL′h=5×300×16=24000 h=5年 对于角接触球轴承，ε=3 C为基本额定动载荷 轴承代号7210AC的基本额定动载荷为40.8 kN 106Cε10640.8×103Lh=()=× =646257.59 h60nP60×3601694.5=134.64 年 Lh≥L′h 所以合适。 2. 从动轴承的选择与验算 3 Lh≥L′h 所以合适 已知轴径直径d3=55 mm， nⅡ=76.433 r/min， RvA=RvB=703.5 N,运转过程中有轻微冲击 1确定轴承的基本参数 ○ 轴承代号为7211AC 轴承代号为7211AC D=100 mm，B=21 mm，Cr=50.5 kN，CorD=100 mm =38.5 kN B=21 mm， 2计算当量动负荷P ○Cr=50.5 kN， Fa793=0.564>??=0.56 Cor=38.5 kN Fr1407由表13-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y X=0.44，Y=1.00 ∵轴承运转中有轻微载荷冲击 由表13-6 查得fp= 1.0～1.2,取fp=1.2 则P=fp XFr+YFa =1.2× 0.44×1407+1×793 = 1694.5 N

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3计算基本额定寿命 ○由公式13-5 Lh=10660n()ε PCL′h=5×300×16=24000 h=5年 对于角接触球轴承，ε=3 C为基本额定动载荷 轴承代号7211AC的基本额定动载荷为50.5 kN 106Cε10650.5×103Lh=()=× 60nP60×76.4331694.53 Lh≥L′h 所以合适 =5770988.07 h=1202.29 年 Lh≥L′h 所以合适。 九、键连接的选择及计算

计算项目及内容 1. 主动轴外伸端处键的校核 已知轴与带轮采用键连接，传递的转矩为TⅠ=140.07 N?m，轴径为d1=31.5 mm，轴长L1=48 mm，带轮材料为铸铁，轴的材料为40Cr,键的材料为45号钢,有轻微冲击 1键的类型及其尺寸选择 ○带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择A型平键连接 根据轴径d1=31.5 mm，由表14-26 查得使用 键宽b=10 mm，键高h=8 mm，键的长度L一般等于或略短于齿毂的长度 齿毂的长度L′= 1.5～2 d1=48 mm 选取键长L=40 mm 2验算挤压 ○将l=L?b，k=0.5h 代入公式得挤压应变力为σp=2T×1000K×l×d主要结果 平键 10×8 键长 L=40 mm 圆头平键l=L?b=40?10=30 mm，K=0.5h=4 mm，d=31.5 mm 2T×1000σp==74.07 MPa K×l×d由教材查表得 轻微冲击的许用挤压应力

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σp = 100,120 MPa σp< σp 故挤压强度足够。 3确定键槽尺寸及相应的公差 ○?≥1.5 r6 由附表14-26查得 轴槽宽为10N9?0.036 轴槽深t=5.0+0.2 H7+0.025 00毂槽宽为10JS9?0.018 毂槽深t1=3.3+0.2 r6+0.0400+0.034 2. 从动轴外伸端处键的校核 已知轴与联轴器采用键连接，传递的转矩为TⅡ=633.48 N?m，轴径为d2=45 mm，轴长L2=82 mm，联轴器，轴和键的材料皆为45号钢,有轻微冲击 1键的类型及其尺寸选择 ○有轻微冲击，故选择A型平键连接 根据轴径d2=45 mm，由表14-26 查得使用 键宽b=14 mm，键高h=9 mm，键的长度L一般等于或略短于轮毂的长度 轮毂的长度L′= 1.5～2 d2=67.5～90 mm，取L′=82 mm 选取键长L=70 mm 2验算挤压 ○将l=L?b=78?14=64 mm，k=0.5h=4.5 mm 代入公式得挤压应变力为 2T×1000σp==97.76 MPa K×l×d由教材查表得 轻微冲击的许用挤压应力 σp = 100,120 MPa σp< σp 故挤压强度足够。 3确定键槽尺寸及相应的公差 ○?≥1.5 r6 由附表14-26查得 H7+0.0180σp< σp 故挤压强度足够 H7 平键 14×9 键长 L=70 mm σp< σp 故挤压强度足够

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轴槽宽为45N9?0.043 轴槽深t=5.5+0.2 H7+0.025 00毂槽宽为45JS9?0.0215 毂槽深t1=3.8+0.2 r6+0.0400+0.034 已知轴与带轮采用键连接，传递的转矩为TⅡ=633.48 N? m，轴径为d4=58 mm，轴长L4=73 mm，齿轮，轴和键 的材料皆为45号钢,有轻微冲击 1键的类型及其尺寸选择 ○平键 有轻微冲击，故选择A型平键连接 16×10 根据轴径d4=58 mm，由表14-26 查得使用 键长L=70 mm 键宽b=16 mm，键高h=10 mm，键的长度L一般等于或 略短于轮毂的长度 轮毂的长度L′= 1.5～2 d1=87～116 mm 选取键长L=70 mm σp< σp 故挤3. 从动轴齿轮处键的校核 +0.02150压强度足够 2验算挤压 ○ 将l=L?b=70?16=54 mm，K=0.5h=5 mm 代入 公式得挤压应变力为 2T×1000 σp==80.91 MPa K×l×d由教材查表得 轻微冲击的许用挤压应力 σp = 100,120 MPa σp< σp 故挤压强度足够。 3确定键槽尺寸及相应的公差 ○?58 r6 由附表14-26查得 轴槽宽为58N9?0.043 轴槽深t=6.0+0.2 H7+0.03 00毂槽宽为58JS9?0.0215 毂槽深t1=4.3+0.2 r6+0.0600+0.041 +0.02150H7十、联轴器的选择

计算项目及内容 主要结果 1. 联轴器的选择和验算 见联轴器参数表 2. 已知联轴器用在减速器的输出端 从动轴的转速

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nⅡ=76.433 r/min,传递的功率PⅡ=5.07 kw，传递 的转矩TⅡ=633.48 N?m。轴径为d1=45 mm 1. 类型选择 为减轻减速器输出端的冲击和振动，选择弹性柱销联轴 器，代号为HL 3. 计算转矩 由教材表14-1 选择工作情况系数 K运输机=1.5 Tc=K运输机×TⅡ=1.5×633.48=950.25 N?m 4. 型号选择 按计算转矩、轴径、转速，从标准中选取LX3型弹性柱销联轴器。采用短圆柱形轴孔 公称转矩：Tn=1250>Tc 许用转速： n =4700>nⅡ 主动端：J型轴孔，A型键槽，轴孔d1=45mm，半联轴器的长度L=84 mm 联轴器参数表： 型号 轴孔直轴孔长公称转许用转速 径 度 矩 LX3 45 mm 84 mm 1250 4700 N?m r/min 十一、箱体、箱盖主要尺寸计算

箱体采用水平剖分式结构，采用HT200灰铸铁铸造而成，箱体主要尺寸计算如下： 项目 计算公式 设计尺寸 箱座壁厚δ δ=0.025α+1≥8 mm δ=8 mm 箱盖壁厚δ1 δ1=8 mm 0.8～0.85 δ≥8 mm 箱座凸缘壁厚b 箱盖凸缘壁厚b1 箱座底凸缘壁厚b2 地脚螺钉直径df 地脚螺钉数目n 轴承旁联接螺栓直径d1 箱盖与箱座联接螺栓直径d2 连接螺栓d2的间距l b=1.5δ b1=1.5δ b2=2.5δ df=0.036α+12df α≤250mm时 n=4 d1=0.75df d2=(0.5～0.6)df l=150～200 mm b=12 mm b1=12 mm b2=20 mm df=20 mm n=4 d1=21 mm d2=11 mm l=160 mm

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轴承盖螺钉直径d3 视孔盖螺钉直径d4 定位销直径d 轴承旁凸台半径R1 凸台高度h 大齿顶圆与箱体内壁距离Δ1 齿轮端面与箱体内壁距离Δ2 外箱壁至轴承座端面距离l1 df，d1，d2至外箱壁距离C1 df，d1，d2至凸台边缘距离C2 箱盖肋厚 箱座肋厚 d3=(0.4～0.5)df d4=(0.3～0.4) df d=(0.7～0.8)d2 R1=C2 Δ1>?? Δ2>?? l1=C1+C2+(5～8) C1=1.2d+(5～8) C2 d3=9 mm d4=7 mm d=8 mm R1=24 mm h=40 mm Δ1=15 mm Δ2=10 mm l1=56 mm C1=26 mm C2=24 mm m1=8 mm m=8 mm m1=0.85δ1 m=0.85δ 十二、润滑与密封设计

一、减速器的润滑

1、齿轮的润滑：根据齿轮的圆周速度4.89m/s选择浸油润滑，浸油深度为10mm，润滑油粘度为13.5～16.5mm/s。

2、轴承的润滑：滚动轴承根据浸油齿轮的圆周速度小于2m/s选择脂润滑，润滑脂的装填量为轴承室的1/2—1/3，润滑脂的类型为通用锂基润滑脂（GB7324-1994）。

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二、减速器的密封

1、轴伸出处密封：轴伸出处密封的作用是防止灰尘、水汽以及其他杂质进入轴承引起轴承的磨损和腐蚀，以及防止润滑油外漏。采用油封密封的密封方式。

2、轴承室内侧密封：采用挡油板密封方式，其作用是防止润滑油与 润滑脂接触，相溶。

3、箱盖与箱座接合面的密封：密封胶或者是水玻璃

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十三、附件的选择

1. 通气器的选择：M36×2 2. 油尺的选择：M16

3. 放油孔的选择：M20×1.5

十四、设计小结

之前我对《机械设计基础》这门课的认识是很肤浅的，实际动手设计的时候才发现自己学得知识太少，而且就算上课的时候再认真听课，光靠课堂上学习的知识根本就无法解决实际问题， 必须要靠自己学习。

我的设计中存在很多不完美、缺憾甚至是错误的地方，但由于时间的原因，是不可能一一纠正过来。尽管设计中存在这样或那样的问题，我还是从中学到很多东西。首先，我体会到参考资料的重要性，利用一切可以利用的资源对设计来说是至关重要的。往往很多数据在教材上是没有的，我们找到的参考资料也不齐全，这时参考资料的价值就立时体现出来了。其次，从设计过程中，我复习了以前学过的机械制图知识， Word输入、排版的技巧也有所掌握。再次，严谨理性的态度在设计中是非常重要的，采用每一个数据都要有根据，设计是一环扣一环的，前面做错了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。

十五、参考资料

1．《机械设计课程》第八版 濮良贵 纪名刚 主编 高等教育出版社2007年 2．《机械设计课程设计》 李育锡 主编 3．《机械原理》第七版 孙桓 陈作模 葛文杰 主编 高等教育出版社年2007

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