二级减速器说明书1.1.doc

目目 录录 一、前言一、前言- - 1 1 - - 二、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算二、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算- - 2 2 - - 三传动零件的三传动零件的设设计计算计计算- - 5 5 - - 四、轴的设计计算及校核四、轴的设计计算及校核- - 1111 - - 五、箱体的设计及说明五、箱体的设计及说明- - 1010 - - 六、键连接的选择与计算六、键连接的选择与计算- - 2222 - - 七、滚动轴承的选择及计算七、滚动轴承的选择及计算- - 2424 - - 八、联轴器的选择八、联轴器的选择- - 2525 - - 九、润滑与密封的九、润滑与密封的- - 2626 - - 十、减速器附件设计十、减速器附件设计 - - 2727 - - 十一十一、设计小结、设计小结 - - 2929 - - 参考资料参考资料- - 3131 - - 沈阳工程学院课程设计 - 1 - 一、前言 传动方案：带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器 原始数据: 1、运输带工作拉力f = 1900 n 2、运输带工作速度 v = 1.3 m/s 3、卷筒直径 d= 250 mm 工作条件: 连续单向运转，工作时有轻微振动，空载启动，使用期限为 8 年，小批量生产， 单班制工作，运输带速度允许误差为5%。 减速器部分为两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。 齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输 入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为 y 系列三相交流 异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此 外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。 二、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算 电动机的选择 1、选择电动机类型、选择电动机类型 按工作要求选用 y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压 380v。 2、选择电动机功率、选择电动机功率 （1）传动装置的总效率： 确定各部分效率：滚动轴承的效率（五对）球轴承=0.99，闭式齿轮传动效率 齿轮=0.97，联轴器效率 联轴器=0.99，传动卷筒效率 卷筒=0.96， 。滚子链 =0.96 总=5球轴承2齿轮2联轴器卷筒滚子链 =0.9950.9720.9920.960.96 =0.808 沈阳工程学院课程设计 - 2 - （2）所需电动机功率： kw fv d 06 . 3 808 . 0 1000 3 . 11900 1000 p 3、确定电动机转速、确定电动机转速 计算卷筒的工作转速： min/31.99 502 3 . 1100060 100060 r d v nw 通常，取二级圆柱齿轮减速器传动比范围，套筒滚子链的传动比为=840i减速器 =15，则总传动比的范围为=8200,故电动机转速的可选范围为： 滚子链 i a i （85200）99.3179519862r/min。dn a i w n 符合这一范围的同步转速有 1000、1500、3000r/min。根据容量和转速，由有关 手册查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，综合考虑电动机和传 动装置尺寸、重量、价格和链传动、减速器的传动比，可见第 3 方案比较适合，则 选。1440 /minnr= 4、确定电动机型号、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为 y112m-4（4 级） 。 其主要性能：额定功率 4kw；满载转速 1440r/min；额定转矩 2.2nm。 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比、总传动比 由选定的电动机满载转数 nm工作机主动轴转速，可得传动装置总传动比为： w n 4.501 31.99 1440 w m a n n i 2、分配传动装置各级传动比、分配传动装置各级传动比 （1）取套筒滚子链传动的传动比为 2，则减速器的传动比为链i总i 25 . 7 2 50.14 链 总 i i i a (2)两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比 沈阳工程学院课程设计 - 3 - =3.186总ii4 . 117.251.4 (3）则低速级齿轮传动比 276 . 2 186 . 3 25 . 7 1 2 i i i 总 四、计算传动装置的运动和动力参数 1、0 轴（电机轴）轴（电机轴） mn n p t rnn kwpp m d 3 . 20 1440 06 . 3 95509550 min1440 06 . 3 0 0 0 0 0 2、1 轴（高速轴）轴（高速轴） kwppp0294. 30.9906 . 3 10 0101 min1440 1 1440 i n n 01 0 1r mn n p t09.20 1440 0294 . 3 95509550 1 1 1 3、2 轴（中间轴）轴（中间轴） kwppp91 . 2 97 . 0 0.990294. 3321 1212 min98.451 186 . 3 1440 i n n 12 1 2r mn n p t49.61 98.451 91 . 2 95509550 2 2 2 4、3 轴（低速轴）轴（低速轴） kwpp79 . 2 97. 00.9991 . 2 2323 mnt r 17.134 min59.198 276 . 2 98.451 n 3 3 5、4 轴（小滚轮轴）轴（小滚轮轴） mnt rn kwp 28.131 min59.198 73. 2 4 4 4 沈阳工程学院课程设计 - 4 - 5、5 轴（滚筒轴）轴（滚筒轴） mnt rn kwp 10.249 min295.99 59 . 2 4 4 4 1 至 4 轴的输入功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输出转矩乘轴承效率 0.99： 1 轴的输出功率 kwpp00 . 3 0.990294. 30.99 11 1 轴的输出转矩 mntt89.1999 . 0 09.2099 . 0 11 2 轴的输出功率 kwp88 . 2 0.9991 . 2 2 2 轴的输出转矩 mnt88.6099 . 0 49.612 3 轴的输出功率 kwp76 . 2 0.9979 . 2 3 3 轴的输出转矩 mnt 8 . 13299 . 0 17.1343 4 轴的输出功率 kwp70 . 2 0.9973 . 2 4 4 轴的输出转矩 mnt97.12999 . 0 28.1314 5 轴的输出功率 kwp56 . 2 0.9959 . 2 5 5 轴的输出转矩 mnt61.24699 . 0 10.2495 运动和动力参数如下表： 功率 p/kw转矩 t/（）mn 轴名 输入输出输入输出 转速 n/(r/min) 传动比 i 效率 电动机轴3.0620.31440 1 轴3.033.0020.0919.891440 2 轴2.912.8861.4960.88451.98 3 轴2.792.76134.17132.8198.59 4 轴2.732.70139.28129.97198.59 滚筒轴2.592.56249.10246.6199.295 1 0.99 3.186 0.96 2.276 0.96 1 0.99 2 0.96 0.96 三、传动零件的设计计算 3.13.1 链传动设计链传动设计： 沈阳工程学院课程设计 - 5 - （1）选择链轮齿数 取小链轮齿数，大链轮齿数 1 19z 21 1.62 1931ziz （2）确定计算功率 查得,单排链：1.0 a k 1.28 z k 当量动载荷1.0 1.28 3.74.74 caaz pk k pkw （3）选择链条型号和节距 由 可选 16a 型号的链， 节距 p=25.4mm 1 4.74n129.1 / min ca pkwr及 （4）计算链节数和中心距 初选中心距 0 (30 50 )(30 50) 25.4762 1270appmm 取，则； 0 1000amm 0 2 01221 0 2 2() 22 1000193131 1925.4 2()103.83 25.4221000 p azzzzp l pa 取链节数：；104 p l 节 由 所以 1 21 -104-19 7.08 -31-19 p l z z z 1 0.24970f 则链传动的最大中心距为： 112 (2()0.24970 25.4 (2 10450)1002.11000 p af plzzmm （5）确定链的速度 v 以及润滑方式： 查表得：采用滴油润滑 1 129 19 25.4 1.04/ 60 100060 100 p n z p vm s （6）计算压轴力： 沈阳工程学院课程设计 - 6 - 有效圆周力： 3.7 100010003557.7 1.04 p p fn r 链轮水平布置 则压轴力1.15 fp k1.15 35584092 pfpe fkfn 3.23.2 齿轮的结构设计及计算：齿轮的结构设计及计算： 高速级齿轮传动的设计计算高速级齿轮传动的设计计算 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮轴传动。 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（gb10095-88） 。 材料选择。由机械设计表 10-1 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。 选小齿轮齿数 28，大齿轮齿数，32.8928186 . 3 112izz 圆整后齿数取。902z 2、按齿面接触疲劳强度设计、按齿面接触疲劳强度设计 （1）按照下式试算： 3 2 2 1 1 2 + h eh d t t zz i itk d 确定有关参数如下确定有关参数如下： 1） 传动比 实际传动比214 . 3 28 90 12i 齿数比： 214 . 3 12 iu 2）转矩mmnt.102 4 1 3）试选载荷系数。tk=1.3 4）由机械设计表 10-7 选取齿宽系数。1 = d 5）由机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数。 2 1 8 . 189 ae mpz= 6）由机械设计图 10-30 选取区域系数。425 . 2 = h z 沈阳工程学院课程设计 - 7 - 7）由机械设计图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 ah mp600 1lim = ah mp550 2lim = 8）由机械设计图 10-19 查得接触疲劳寿命系数，93 . 0 1=hn k88 . 0 2 = hn k 9）计算接触疲劳应力 取失效概率为 1，安全系数 s=1，由式 10-12 得： a hhn h a hhn h mp s k mp s k 484 558 2lim2 2 1lim1 1 = = 因此，许用接触应力 () a hh h mp521 2 21 = + = 10）由机械设计式 10-13 计算应力循环次数 89 12 9 11 1033 . 6 2143/1002 . 2 / 1002 . 2 836581114406060 inn jlnn h ）（ （2）设计计算 1）试算小齿轮分度圆直径。 1t d mmd t 311.38 1 2）计算圆周速度 sm nd v t 89 . 2 100060 11 3）计算齿宽 b 及模数 nt m 66.10 85 . 3 25 . 2 71 . 1 311.38 1 1 1 h b mmmh z d m mmdb nt t nt td 4）计算载荷系数 根据，7 级精度，由机械设计图 10-8 查得动载荷系数=1.12；smv/89 . 2 v k 直齿轮，查表 10-3 得，；hfk=k =1.2 沈阳工程学院课程设计 - 8 - 查机械设计表 10-2 得使用系数=1； a k 由机械设计表 10-4 用插值法查得：7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， 35 . 1 h k 由机械设计图 10-13，以及，查得=1.375；故载荷系数 b =10.66 h 35 . 1 h k f k 81 . 1 hhva kkkkk 5）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 mm k k dd t t 553 11 6）计算模数 2 1 1 z d mn 3、按齿根弯曲强度设计、按齿根弯曲强度设计 按式（10-5）得弯曲强度的设计公式为： 3 2 3 2 3 cos2 f safa d n yy z ykt m 确定公式内的各计算数值 1）由机械设计图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿 afe mp500 1= 轮的弯曲疲劳强度极限 afe mp380 2 = 2）由机械设计图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数，85 . 0 1 = fn k88 . 0 2 = fn k 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4，由式 10-12 得： a fekn f a fekn f mp s f mp s f 86.238 57.303 22 2 11 1 = = 4）计算载荷系数 85 . 1 = ffva kkkkk 沈阳工程学院课程设计 - 9 - 5）查取齿形系数 由机械设计表 10-5 查得，65 . 2 1 = fa y17 . 2 2 = fa y 6） 查取应力校正系数 由机械设计表 10-5 查得，58 . 1 1 = sa y80 . 1 2 = sa y 7）计算小、大齿轮的并加以比较 f safay y 01635 . 0 01379 . 0 2 22 1 11 = = f safa f safa yy yy 大齿轮的数值较大。 设计计算 3 n 2*1.85*75900*0.01635 m=1.998 1*24*24 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn大于由齿根弯曲疲劳 强度计算的法面模数，取 m=2.0mm 已可满足弯曲强度。 4.计算几何尺寸计算几何尺寸 （1） 小、大齿轮的分度圆直径 mmmzd mmmzd n n 180 56 2 2 1 1 （2） 计算中心距 mm mzz a n 118 2 21 1 （3）计算齿宽 mmdb d 55 1 圆整后，小齿轮齿宽，大齿轮齿宽。mmb55 1 mmb50 2 低速级齿轮传动的设计计算低速级齿轮传动的设计计算 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 沈阳工程学院课程设计 - 10 - 根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 精度等级仍选用 7 级精度（gb10095-88） 。 材料选择。由机械设计表 10-1 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。 选小齿轮齿数 30，大齿轮齿数，圆整齿数取 69。28.68276 . 2 30234izz 2、按齿面接触疲劳强度设计、按齿面接触疲劳强度设计 （1）按照下式试算： 3 2 2 1 1 2 + h eh d t t zz i itk d 确定有关参数如下：确定有关参数如下： 1）实际传动比：=69/30=2.334i 齿数比：=2.3u 34 i 2）转矩。mmnt.1015 . 6 4 3 3）试选载荷系数。3 . 1 t k 4）由机械设计p201 表 10-6 查得材料的弹性影响系数。 2 1 8 . 189 ae mpz= 5）由机械设计表 10-7 选取齿宽系数。1 = d 6）由图机械设计10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ； 大齿轮的接触疲劳强度极限 ah mp600 3lim = ah mp550 4lim = 7）由机械设计式 10-13 计算应力循环次数 88 2 34 8 2 3 1079 . 2 276 . 2 /1034 . 6 / 1034 . 6 836581198.4516060 inn jlnn h ）（ 8）由机械设计图 10-19 查得接触疲劳寿命系数，90 . 0 3 hn k95 . 0 4 hn k 9）计算接触疲劳应力 取失效概率为 1，安全系数 s=1，由式 10-12 得： 沈阳工程学院课程设计 - 11 - a hhn h a hhn h mp s k mp s k 484 558 2lim2 2 1lim1 1 = = 因此，许用接触应力 () a hh h mp521 2 21 = + = （2）设计计算 1）试算小齿轮分度圆直径 d3t。 mmd t 45.57 3 2）计算圆周速度v sm nd v t .361 100060 23 3）计算齿宽 b 及模数 nt m 66.1039. 5/45.57 38 . 5 25 . 2 39 . 2 45.57 3 3 3 h b mmmh z d m mmdb nt t nt td 5）计算载荷系数 查机械设计表 10-2 得载荷系数=1 a k 根据 v=1.36m/s，7 级精度，由图 10-8 查得动载荷数=1.10 v k 由机械设计表 10-4 查得的值与直齿轮的相同，故424 . 1 hb k 由机械设计表 10-13 查得=1.35 f k 因此，载荷系数566 . 1 hhva kkkkk 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 mm k k dd t t 13.613 33 7）计算模数 沈阳工程学院课程设计 - 12 - 51 . 2 3 3 z d mn 3、按齿根弯曲强度设计、按齿根弯曲强度设计 根据教材 p201 公式 10-5：得弯曲强度的设计公式为 21/3 23 (2/) fasadf mkt y yz 确定有关参数和系数确定有关参数和系数 根据教材 p208 图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮 3 500 fe mpa 的弯曲疲劳强度极限。 4 380 fe mpa 根据教材 p206 图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数，。 3 0.83 fn k 4 0.86 fn k 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4，根据教材 p205 公式 10-12 得 33 3 44 4 0.83 500 296.43 1.4 0.86 380 233.43 1.4 fnfe f fnfe f f mpampa s f mpampa s 计算载荷系数 k 1.25 1.02 1 1.351.721 avhh kk k kk 查取齿形系数 根据教材 p200 表 10-5 查得；。 3 2.65 fa y 4 2.225 fa y 查取应力校正系数 根据教材 p200 表 10-5 查得；。 3 1.58 sa y 4 1.765 sa y 计算大、小齿轮的并加以比较 fasa f y y 33 3 44 4 2.65 1.58 0.01412 296.43 2.148 1.794 0.01682 233.43 fasa f fasa f yy yy 沈阳工程学院课程设计 - 13 - 大齿轮的数值大。 设计计算设计计算 2 1/3 (2 1.721 152050 0.01682/1 24 )2.48mmmmm 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 算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲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 m=3mm。 4.计算几何尺寸计算几何尺寸 （1） 小、大齿轮的分度圆直径 mmmzd mmmzd n n 207 90 4 4 3 3 （2） 计算中心距 mm mzz a n 5 . 148 2 21 2 （3）计算齿宽 mmdb d 65 1 圆整后，小齿轮齿宽，大齿轮齿宽。mmb703mmb654 四、轴的设计计算 高速轴的设计计算高速轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径按扭矩初算轴径 图 7-1 i 轴示意图 选用 45 钢调质，硬度 217255hbs。根据教材 p370（15-2）式，并查表 15-3， 取。 0 115a 沈阳工程学院课程设计 - 14 - d115 (3.0294/1440)1/3mm=14.7mm 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴 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，根据教材 p351 表 14-1，考虑到转矩变化很小， 1caa tk t 故取，则1.3 a k 1.3 34.8445.292 ca tn mn m 按照计算转矩应小于连轴器公称转矩的条件，根据机械设计综合课程设计 ca t p146 表 6-100，选用 lx3 型弹性柱销联轴器，公称转矩为。半联轴器的轴1250n m 孔直径为 30mm，故取输入轴最小直径为 30mm。 2、轴的结构设计、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 考虑到齿轮分度圆与轴径相差不太大（） ，选用齿轮轴。半联轴器与轴2 a dd 的周向定位采用平键连接。选用圆头（a 型）普通平键，键的尺寸为 ，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定8756b h lmmmmmm 7 6 h k 位是由过渡配合来保证的，此时选轴的直径尺寸公差为 m6。 （2）确定轴各段直径和长度 表 7-1 i 各轴段直径 名称依据确定结果（mm） 1 d 大于轴最小径 17.7mm，电机轴径 38mm，30 沈阳工程学院课程设计 - 15 - 且考虑与联轴器内孔标准直 1 (0.8 1.2)dd 径配合，联轴器选择 lx3 型 2 d联轴器定位 211 2(0.07 0.1) 30(4.2 6)34.2 36 ddd 35 3 d 考虑轴承选用代号为 6008 轴承轴承 32 dd 内经，外径，宽度40dmm68dmm 15bmm 40 4 d 考虑轴承定位46 5 d 考虑到齿轮分度圆与轴径相差不太大（ ） ，选用齿轮轴，此时2 a dd 51 60 a ddmm 60 6 d 64 dd 46 7 d（同一轴承） 73 dd 40 （3）确定轴各段直径和长度 1 轴段安装联轴器：半联轴器宽度，取。82lmm 1 80lmm 2 轴段的长度：，其中为联轴器的内端面至轴承端盖凸缘厚度， 21s llta 1s l ，取 ； 为轴承端盖凸缘厚度，；为轴承盖 1 15 20 s lmm 1 20 s lmmt11tmma 的上端面至轴承座孔边缘的距离，取齿轮距箱体内壁之间的距离，考虑到16mm 箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距内壁一段距离 s，取，已知轴承宽8smm 度，箱座厚度，则15bmm8mm 1 25alsbmm 。 2 20 112556lmm 3 轴段的长度：应略小于或等于深沟球轴承宽度，。 3 l 3 l 3 25lmm 4 轴段长度：取轴上两齿轮间的距离， 4 l 23 14mm 沈阳工程学院课程设计 - 16 - 。 12 4323 16890 102 10112 2 bb lsb 5 轴段长度：其长度与齿宽相同，。 5 l 5 60lmm 6 轴段长度：。 6 l 6 168 1014lsmm 7 轴段长度：其长度为轴承宽度与挡油环宽度和，。 7 l 7 25lmm 3 按弯扭合成应力校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度 求轴上的载荷: 1求垂直面的支承反力 n lll llflf f rt 8 . 253 321 21312 2 nffff rr 2 . 51 2321 2求水平面的支承反力 n lll lfllf f tt h 6 . 696 321 12213 2 nffff thth 5 . 140 2231 3绘垂直面的弯矩图 mnllflfm rr 3 . 15 21312 4绘水平面的弯矩图 mnllflfm tt 6 . 5 21312 5合成弯矩图 mnmmm ahava 3 . 166 . 5 3 . 15 2222 6轴的转矩 mnt09.20 现将计算出的截面 c 处的、及的值列于下表。 h m v mm 载 荷水平面 h垂直面 v 支承反力 f nfnh 5 . 140 1 nfnh 6 . 696 2 nfnv 2 . 51 1 nfnv 8 . 253 2 沈阳工程学院课程设计 - 17 - 弯矩 m mnmh 3 . 15mnmv6 . 5 总弯矩 mnm 3 . 16 扭矩 tmnt09.20 沈阳工程学院课程设计 - 18 - 图 7-2 i 轴的载荷分析图 根据教材 p373 公式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为 脉动循环变应力，取。0.6 抗弯截面系数 33 0.10.1 5113265.1wd 沈阳工程学院课程设计 - 19 - 轴的计算应力 前已选定轴的 2222 ()58773(0.6 34837.32) 4.7 13265.1 caaa mt mpmp w 材料为 45 钢，调质处理，查得。因此，故轴的强度符合要 1 60 a mp 1 ca 求。 中速轴的设计计算中速轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径按扭矩初算轴径 图 7-3 ii 轴示意图 选用 45 钢调质，硬度 217255hbs。根据教材 p370（15-2）式，并查表 15-3， 取 0 115amm d115 (2.49/156.39)1/3mm=28.93mm 2、轴的结构设计、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 齿轮与轴的周向定位采用平键连接，大小齿轮安装轴段直径相同，查得平键截 面，键槽用铣刀加工，长为 36mm，为了保证齿轮与轴配合有良128b hmmmm 好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过 7 6 h n 渡配合来保证的，此时选轴的直径尺寸公差为 m6。 （2）确定轴各段直径和长度 表 7-2 ii 各轴段直径 名称依据确定结果（mm） 1 d 大于轴最小径 28.93mm，选择轴承 6307，轴承35 沈阳工程学院课程设计 - 20 - 内径 d=35mm，外径 d=80mm，宽度 b=21mm 2 d 安装齿轮段 21 dd 211 2(0.07 0.1) 35(4.9 7)39.9 42 ddd 41 3 d 轴肩段，取 h=3.5mm (0.07 0.1)hd48 4 d 42 dd 41 5 d（同一对轴承） 51 dd 35 （3）确定轴各段直径和长度 1 轴段的长度： 1 l 134 221 188249lbmm 轴承型号为 6207，轴承宽度 b=17mm，为齿轮端面与箱体内壁的距离，为 3 4 轴承内端面与箱体内壁之间的距离。 2 轴段的长度：，齿宽。 2 l 22 256254lbmm 2 56bmm 3 轴段的长度：=10mm，为两齿轮间距。 3 l 3 l 4 轴段长度：，齿宽=90mm。 4 l 43 290288lbmm 3 b 5 轴段长度： 5 l 56233 447lbbmm 轴承宽度 b=21mm，为 i 轴轴段 4 的长度 122mm，为 ii 轴上两齿轮间的 6 23 距离。 1求垂直面的支承反力 n lll llflf f rt 2 . 928 321 21312 2 沈阳工程学院课程设计 - 21 - nffff rr 4 . 440 2321 2求水平面的支承反力 n lll lfllf f tt h 97.1209 321 12213 2 nffff thth 7 .2550 2231 3绘垂直面的弯矩图 mnllflfmc rr 90.56 21312 4绘水平面的弯矩图 mnllflfmc tt 33.1561 21312 5合成弯矩图 mnmmm ahava 4 . 16633.15690.156 2222 6轴的转矩 mnt49.61 现将计算出的截面 c 处的、及的值列于下表。 h m v mm 载 荷水平面 h垂直面 v 支承反力 f nfnh 7 . 2550 1 nfnh97.1209 2 nf2.928 1 nf 4 . 440 2 弯矩 m mnmh33.156mnmv90.50 总弯矩 mnm 4 . 166 扭矩 tmnt49.61 沈阳工程学院课程设计 - 22 - 根据教材 p373 公式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为 脉动循环变应力，取。0.6 抗弯截面系数 322 ()3512 5 (355) 94.55 322322 35 dbt dt w d 沈阳工程学院课程设计 - 23 - 轴的计算应力 2222 1 ()91752.92(0.6 997.545) 4183.53 21.9360 caa aa mt mp w mpmp 所以轴的强度符合要求。 低速轴的设计计算低速轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径按扭矩初算轴径 图 7-5 iii 轴示意图 选用 45 钢调质，硬度 217255hbs。根据教材 p370（15-2）式，并查表 15-3， 取 0 115amm d115 (2.79/198.59)1/3=26.54mmmm 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴 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，根据教材 p351 表 14-1，考虑到转矩变化很小， 3caa tk t 故取，则1.3 a k 1.3 472.85614.71 ca tn mn m 按照计算转矩应小于连轴器公称转矩的条件，根据机械设计综合课程设计 ca t p146 表 6-100，选用 lx3 型弹性柱销联轴器，公称转矩为。半联轴器的轴1250n m 孔直径为，故取输入轴最小直径为。45mm45mm 2、轴的结构设计、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。齿轮与轴的连接，查得平键 截面，键槽用铣刀加工，长为，为了保证齿轮与轴配合有1610b hmmmm63mm 沈阳工程学院课程设计 - 24 - 良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接， 7 6 h n 选用平键为，半联轴器与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向14990mmmmmm 7 6 h k 定位是由过渡配合来保证的，此时选轴的直径尺寸公差为 m6。 （2）确定轴各段直径和长度 表 7-3 iii 各轴段直径 名称依据确定结果（mm） 1 d 大于轴最小径 42.23mm，考虑与联轴器内孔 标准直径配合，联轴器选择 lx3 型，取 1 45dmm 45 2 d联轴器定位 211 2(0.07 0.1) 45(6.3 9)51.3 54 ddd 53 3 d 考虑轴承选用代号为 6011 轴承轴承 32 dd 内经，外径，宽度55dmm90dmm 18bmm 55 4 d 考虑轴承定位61 5 d ，取， 4 (0.07 0.1)(4.27 6.1)hd5h 5 612 571dmm 71 6 d 考虑到齿轮的轴向定位采用套筒，取 6 57dmm 57 7 d（同一轴承） 73 dd 55 （3）确定轴各段直径和长度 1 轴段安装联轴器：半联轴器宽度 l=112mm，取。 1 110lmm 2 轴段的长度：，其中为联轴器的内端面至轴承端盖凸缘厚度， 21s llta 1s l 沈阳工程学院课程设计 - 25 - ，取； 为轴承端盖凸缘厚度，；为轴承盖 1 15 20 s lmm 1 20 s lmmt11tmma 的上端面至轴承座孔边缘的距离，取齿轮距箱体内壁之间的距离，考虑到16mm 箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距内壁一段距离 s，取 s=8mm，已知轴承宽 度 b=15mm，箱座厚度，则8mm 1 25alsbmm 。 2 20 112556lmm 3 轴段的长度：应略小于或等于深沟球轴承宽度， =28mm。 3 l 3 l 3 l 4 轴段长度： 4 l 3412 4223 16104 22 74.5 bbbb lb mm 5 轴段长度：该轴段为齿轮定位轴环，其长度为 5 l ，取。 5 1.41.5 57lhmm 5 10lmm 6 轴段长度：该轴段为安装齿轮轴段，其长度略小于齿轮宽度， 6 l 。 6 83lmm 7 轴段长度：该轴段为齿轮安装段并加套筒来保证齿轮和轴承的轴向定位， 7 l 。 34 7 432 146.5 2 bb lmm 3 按弯扭合成应力校核轴的强度 求轴上的载荷: 1求垂直面的支承反力 n ll d flf f ar v 450 2 32 4 424 2 nfff vrv 1 . 287 2 . 339946 241 2求水平面的支承反力 n ll lf f t h 3 . 1263 32 24 2 nfff hth 7 . 788 241 3绘垂直面的弯矩图 沈阳工程学院课程设计 - 26 - mnlfm vav 33 21 4绘水平面的弯矩图 mnlfm hah 5 .91 32 5合成弯矩图 mnmmm ahava 3 . 97 5 . 9133 2222 6轴的转矩 mnt17.134 现将计算出的截面 c 处的、及的值列于下表。 h m v mm 载 荷水平面 h垂直面 v 支承反力 f nfnh 7 . 788 1 nfnh 3 . 1263 2 nf1.287 1 nf450 2 弯矩 m mnmh 5 . 91mnmv 33 总弯矩 mnm 3 . 97 扭矩 tmnt17.134 沈阳工程学院课程设计 - 27 - 图 7-6 iii 轴的载荷分析图 根据教材 p373 公式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为 脉动循环变应力，取。0.6 抗弯截面系数 沈阳工程学院课程设计 - 28 - 323 ()5716 6 (576) 15990.96 322322 57 dbt dt w d 轴的计算应力 2222 1 ()194696.7(0.6 420000) 15990.96 19.9160 caa aa mt mp w mpmp 所以轴的强度符合要求。 五、箱体的设计及说明 5.15.1 减速器结构减速器结构 减速器由箱体、轴系部件、附件组成，其具体结构尺寸见装配图及零件图。 一般使用情况下，为制造和加工方便，采用铸造箱体，材料为铸铁。箱体结构 采用剖分式，剖分面选择在轴线所在的水平面上。 为了保证箱体轴承座处有足够的壁厚，在外壁轴承盖的附近加支撑肋。 为了提高箱体轴承座孔处的连接刚度，座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近， （但不 要与端盖螺钉孔及箱内导油沟发生干涉） ，为此，轴承座孔附近做出凸台，使凸台高 度有足够的扳手空间。 现将箱体结构的基本尺寸列于下表：（见参考文献机械设计手册p46 表 2- 9） 表 12-1 箱体结构尺寸 名称符号推荐尺寸选取值 箱座壁厚0.025a+388 箱盖壁厚 1 0.002a+288 箱座凸缘厚度b1.512 箱盖凸缘厚度 1 b 1 1.5 12 箱座底凸缘厚度 2 b2.5 20 地脚螺栓直径 f d 0.03612am20 沈阳工程学院课程设计 - 29 - 地脚螺栓数目n 2504 250 5006 5008 an an an 时， 时， 时， 4 轴承旁联 接螺栓直径 1 d0.75 f d m12 箱盖与箱座 连接螺栓直 径通孔直径 2 d(0.5 0.6) f d m12 连接螺栓 的间距 2 d l150 200120 轴承端盖 螺钉直径 3 d(0.4 0.5) f d m10 窥视孔盖 螺钉直径 4 d(0.3 0.4) f d m8 定位销直径d 2 (0.7 0.8)d 8 轴承旁 凸台半径 1 r 2 c 16 凸台高度h 根据位置及轴座外径 确定，以便于扳手操 作为准 46 外箱壁至轴承 座端面距离 1 l 12 (5 8)cc 40 大齿轮顶圆 与内壁距离 1 1.2 10 齿轮端面与 内壁距离 2 8 箱盖、箱座肋厚、 1 m 2 m 11 0.85 0.85 m m 1 8 8 m m 轴承端盖外径 2 d 3 (5 5.5)dd 50d 轴承端盖 凸缘厚度 t 3 (11.2)d 11 轴承旁连接 螺栓距离 s 2 sd50d 沈阳工程学院课程设计 - 30 - 5.25.2 注意事项注意事项 （1）装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料； （2）齿轮啮合侧隙用铅丝检验，高速级侧隙应不小于 0.211mm，低速级侧隙也不应 小于 0.211mm； （3）齿轮的齿侧间隙最小= 0.09mm，齿面接触斑点高度45%，长度60%； （4）深沟球轴承 6205、6207、6208 的轴向游隙均为 0.100.15mm；用润滑油润滑； （5）箱盖与接触面之间禁止用任何垫片，允许涂密封胶和水玻璃，各密封处不允许 漏油； （6）减速器装置内装 ckc150 工业用油至规定的油面高度范围； （7）减速器外表面涂灰色油漆； （8）按减速器的实验规程进行试验。 六、键联接的选择及计算 6.1 输入轴与联轴器连接采用平键连接输入轴与联轴器连接采用平键连接 一般 8 级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮在两支 撑点中间，故选用圆头（a 型）普通平键。 键的尺寸为8756b h lmmmmmm 键的工作长度，则56848llbmmmmmm 键的挤压应力 33 2102 34.84 10 3.5 48 30 13.83100 120 p apa t kld mpmp 传递扭矩（） t n m 键与轮毂键槽的接触高度， k 0.5kh 键的工作长度（mm） l 轴的直径（mm） d 所以键符合强度要求。 6.2 传动轴与齿轮传动轴与齿轮 2、3 连接用平键连接连接用平键连接 因为大齿轮和小齿轮轴段的轴径相同，所以只需校核工作长度较短的键。 沈阳工程学院课程设计 - 31 - 工作长度较短的键的尺寸为12836b h lmmmmmm 键的工作长度，则36824llbmmmmmm 键的挤压应力 33 2102 152.05 10 4 24 41 77.26100 120 p apa t kld mpmp 所以键符合强度要求。 6.3 输出轴与联轴器连接采用平键连接输出轴与联轴器连接采用平键连接 键的尺寸为14990b h lmmmmmm 键的工作长度，则901476llbmmmmmm 键的挤压应力 33 2102 472.85 10 4.5 76 45 61.45100 120 p apa t kld mpmp 所以键符合强度要求。 6.4 输出轴与齿轮连接采用平键连接输出轴与齿轮连接采用平键连接 键的尺寸为161063b h lmmmmmm 键的工作长度，则631647llbmmmmmm 键的挤压应力 33 2102 472.85 10 5 47 57 70.6100 120 p apa t kld