展开式二级圆柱齿轮减速器

桂林电子科技大学机电工程学院 课程设计说明书 课题名称： 展开式二级圆柱齿轮减速器 学 院： 桂林电子科技大学机电工程学院 专业班级： 微电子制造工程 08001502 学 号： 0800150214 学 生 : 李炳伟 指导教师： 李雪梅 桂林电子科技大学 教务处 2010 年 7 月 11 日 第 2 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 2 机械设计课程设计 评阅书 题目 展开式二级圆柱齿轮减速器 学生姓名 李炳伟 学号 0800150214 指导教师评语及成绩 指导教师签名： 年 月 日 答辩评语及成绩 答辩教师签名： 年 月 日 教研室意见 总成绩 ： 室主任签名： 年 月 日 第 3 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 3 目录 前 言 . 4 第一章 设计说明书 . 5 1.1 设计题目 . 5 1.2 工作条件 . 5 1.3 原始技术数据（表 1） . 5 1.4 设计工作量 . 5 第二章 机械装置的总体设计方案 . 6 2.1 电动机选择 . 6 2.1.1 选择电动机类型 . 6 2.1.2 选择电动机容量 . 6 2.1.3 确定电动机转速 . 6 2.2 传动比分配 . 7 2.2.1 总传动比 . 7 2.2.2 分配传动装置各级传动比 考虑到传动装置的外部空间尺寸取 V . 7 2.3 运动和动力参数计算 . 7 2.3.1 0轴（电动机轴）： . 7 2.3.2 1轴（高速轴）： . 8 2.3.3 2轴（中间轴）： . 8 2.3.4 3轴（低速轴）： . 8 2.3.5 4轴（卷筒轴） ： . 8 第三章 V带和带轮的传动设计 . 11 第四章 主要零部件的设计计算 . 11 4.1 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计 . 11 4.1.1 高速级齿轮传动设计 . 11 4.1.2 低速级齿轮传动设计 . 13 4.3 轴系结构设计 . 16 4.3.1 高速轴的轴系结构设计 . 16 4.3.2 中间轴的轴系结构设计 . 20 4.3.3 低速轴的轴系结构设计 . 23 4.3.4 各轴键、键槽的选择及其校核 .26 第 五 章 减速器箱体及其附件的设计 . 28 5.1箱体结构设计 . 28 5.2减速器附件的设计 . 29 第 六 章 运输、安装和使用维护要求 . 30 1、减速器的安装 . 30 2、使用维护 . 30 3、 减速器润滑油的更换： . 30 参 考 文 献 . 31 第 4 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 4 小 结 . 32 前 言 机械设计综合课程设计在机械工程学科中占有重要地位，它是理论应用于实际的重要实践环节。本课程设计培养了我们机械设计中的总体设计能力，将机械设计系列课程设计中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、方法、结构及工艺设计等内容有机地结合进行综合设计实践训练，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密。此外，它还培养了我们机械系统创新设计的能力，增强了机械构思设计和创新设计。 本课程设计的设计任务是展开式二级圆柱齿轮减速器的设计。 减速 器是一种将由电动机输出的高转速降至要求的转速比较典型的机械装置， 可以广泛地应用于矿山、冶金、石油、化工、起重运输、纺织印染、制药、造船、机械、环保及食品轻工等领域 。 本次设计 综 合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展；学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计方法和步骤，培养学生工程设计能力和分析问题，解决问题的能力；提高我们在计算、制图、运用设计资料（手册、 图册）进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能，同时给了我们练习电脑绘图的机会。 最后借此机会，对本次课程设计的各位指导老师以及参与校对、帮助的同学表示衷心的感谢。 由于缺乏经验、水平有限，设计中难免有不妥之处，恳请各位老师及同学提出宝贵意见。 第 5 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 5 第一章 设计说明书 1.1 设计题目 用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如下图 1所示。 图 1 1.2 工作条件 带式运输机连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，运输带速允许误差为 50%。 使用期限为 10 年，大修期三年，小批量生产，两班制工作。 1.3 原始技术数据（表 1） 表 1 展开式二级圆柱齿轮减速器设计 原始技术数据 本设计说明书以第 5组数据为设计依据 1.4 设计工作量 （ 1）减速器装配图一张； （ 1号图纸） （ 2）零件工作图二张（大齿轮，输出轴 ， 3号图纸 ）； （ 3）设计说 明书一份。 数据组编号 B1 B 2 B 3 B 4 B 5 B 6 B 7 B 8 B 9 B 10 B11 运输带工作拉力 F/N 1500 1800 2000 2200 2400 2600 2800 2800 2700 2500 2600 运输带工作速度 v (m/s) 1.5 1.5 1.6 1.6 1.7 1.7 1.8 1.8 1.5 1.5 1.6 卷筒直径 D (mm) 卷筒直径在 360,370,380,390,400,410 中任选 第 6 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 6 第二章 机械装置的总体设计方案 2.1 电动机选择 2.1.1 选择电动机类型 按工作要求选用 Y系列 （ IP44） 全封闭自扇冷式笼型三 相异步电动机。该电动机的工作条件为：环境温度 -15- +40 ，相对湿度不超过 90%，电压 380V，频率 50HZ。 2.1.2 选择电动机容量 电动机所需工作功率dP（ kW）为 wdPP 工作机所需功率wP（ kW）为 4.08K WVF wP 传动装置的总效率为 5423421 按机械课程设计手册表 2-4确定各部分效率为 :v带传动 效率为 95.01 ，轴承 传动效率 99.02 ， 两级 圆柱齿轮效率 98.03 ， 联轴器 效率 98.04 ，滚筒效率 96.05 ， 代入得 825.096.098.098.099.095.0 24 所需电动机功率为 kWkWPP wd 4 . 9 50 . 8 2 54 . 0 8 因载荷平稳，电动机额定功率edP略大于dP即可。由 机械课程设计手册表 20-1，Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率edP为 5.5kW。 2.1.3 确定电动机转速 卷筒轴工作转速 卷筒的直径 D=380mm m in )/(8 5 . 538014.3 7.1100060100060 rD vn w 通常，二级圆柱 齿轮减速器为 4082 i ， V 带的传动比为 2-4， 则总传动比的合理范围为 16 160i ， 故电动机转速的可选范围为 第 7 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 7 m i n/136801368m i n/8 5 .5)16016( rrnin wd 符合这一范围的同步转速有 1500r/min 和 3000r/min,所以 现以这两种方案进行比较。 由 机械课程设计手册第 二十 章相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表 2： 表 2 额定功率为时电动机选择对总体方案的影响 方案 电动机型号 额定功率 /kW 同步转速 /满载转速 mn/(r/min) 电动机质量 /kg 总传动比 1 Y132S-4 5.5 1500/1440 68 16.8 2 Y132S1-2 5.5 3000/2900 64 33.9 表 2中，方案 1与方案 2相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及总传动比，为使传动装置结构紧凑，兼顾考虑电动机的重量和价格，选择方案1，即所选电动机型号为 Y132S-4。 2.2 传动比分配 2.2.1 总传动比 1 6 .88 5 .51440 wma nni 2.2.2 分配传动装置各级传动比 减速器的 总 传动比 i 为 15.2,V带传动比 2-4，此处取 V带传动比为 2pi ，对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器的 21 )5.11.1( ii ，为了分配均匀取21 2.1 ii ， i = pi 1i 2i ， 计算得 两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比 18.31 i ， 低速级的传动比 65.22 i 。 2.3 运动和动力参数计算 2.3.1 0 轴（电动机轴）： 第 8 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 8 mNnPTrnnkWPPmd5.369550m in/14405.500000 2.3.2 1 轴（高速轴）： mNnPTnkWkWPP6 8 . 6955072017.599.095.05.5111p01101in 2.3.3 2 轴（中间轴）： mNnPTrinnkWkWPP2 0 9 . 29550m in/2 6 . 423 . 1 87204 . 9 679.099.05 . 1 72221123212 2.3.4 3 轴（低速轴）： mNnPTrinnkWkWPP5 3 2 . 29550m in/8 5 . 44 . 7 679.099.04 . 9 63332233223 2.3.5 4 轴（卷筒轴） ： 运动和动力参数的计算结果加以汇总，列出表 3如下： 项目 电动机轴 高速轴 中间轴 低速轴 卷筒轴 转速（ r/min） 1440 720 226.4 85.4 85.4 功率 (kW) 5.5 5.17 4.96 4.76 4.62 转矩 (N*m) 36.5 68.6 209.2 532.2 516.6 传动比 2 3.18 2.65 1 效率 0.94 0.96 0.96 0.97 第 9 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 9 第三章 V 带和带轮的传动设计 (1) 计算功率 pc. 查表得 2.1KA 故 pc= pkA= KW2.617.52.1 (2) 选 V 带的型号（选普通型） pc =6.2KW minr1440n 1 查表得此坐标点位于 A 型区域内，现取 A型 V带计算 . （ 3） 求大小 带轮基准直径 dd12和， 查表得 d1应不少于 75，现取 mm90d1 ，得 mm4.176mm72002.019014401ndnd2112 查表取 mm180d2 ，（虽然使减速器箱体及其附件的设计 n2略有减少，但误差小于 5%，故允许）。 （ 4）验算带速 v： sm78.6sm6 0 0 0 0 1 4 4 0901 0 0 060v nd 11 带速在 525 sm 的范围内，合适 （ 5）求 v 带基准长度 Ld和中心距 a 1）初步选取中心距 405180905.15.1210a dd 取 4000 a 符合 ddadd21021 27.0 求带长 a ddddaL 022100 41222 = 40041809024002901 8 0 2 =1229mm 查表对 A 型 V 带选用 mm1250Ld 第 10 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 10 2）计算实际中心距 mm4112 122912504002a LLa 0d0 （ 6）验算小带轮包角 1 1201673.571803.57dd180 000001201 411 90180a 合适。 （ 7） 求 V 带根数 z KKpppL00cz 今 mm90m inr1 4 4 0 dn11 ， 查表得 KW07.1p0 得传 动比 202.0190 1801i d d1 2 查表得 KW17.0p0 由 167 01 查表得 97.0K 查表得 93.0KL 由此可得 54.593.097.017.007.1 2.6 z 取 6 根 （ 8）求作用在带轮上的压力 F0 查表得 q=0.1 mkg ，故单根 V 带的初拉力 N1251.0197.05.278.662.6500q15.2zv500 78.6vKpF 22c0 作用在轴上的压力 Nz FFQ 1 4 9 12s i n125622s i n2167 010 第 11 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 11 第 四 章 主要零部件的设计计算 4.1 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计 4.1.1 高速级齿轮传动设计 1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作，速度不高 ，故选用 7级精度（ GB 10095-88）。 3) 材料选择。考虑到制造 的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为 240HBS,280HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 4）选小齿轮的齿数 20z ，大齿轮的齿数为 63.6203.182 z ，取 642 z 。 故实际传动比 i=2064=3.2 2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 mm)(1.23 2H11ZdHEdzuuKT (1)确定公式内的各计算数值 1) 试选载荷系数 .51tK 2) 由以上计算得小齿轮的转矩 mNT 6.681 3) 查表及其图 选取齿宽系数 1d.2， 材料的弹性影响系数 218.189 MPaZ E ，5.2zH ， 按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 6001lim ；大齿轮的接触疲劳 强度极限 .5502lim MPaH 。 4)计算接触疲劳许用应力 ，取失效概率为 1，安全 系数 1.1sH 由 Slim 得 M P aM P aHH500545ssHlim2H1lim1 （ 2） 计算： 第 12 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 12 1) 带入 H 中较小的值，求得小齿轮分度圆直径1td的最小值为 77.58)500 5.28.189(18.3 18.42.1 1086.65.12.)(1.2 3 243 2H11 z HEdtzuuKTdmm 2) 计算模数 ： 模数 : mmdmtt 94.220 77.5811 3) 计算齿宽： mmdbtd 52.7077.582.11 取 mmB 752 mmB 801 4 ） 查表取 m=3mm ，实际的mm192mm364mm60mm320m dzd 211 ，. 5）中心距： mmdda 1262 192602 21 3 按齿根弯曲强度计算： 弯曲强度设计公式为 3 21 12 F SaFad YYzKTm (1)确定公式内的各计算数值 1) 查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；4501 MPaFE 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 4202 ； 2) 计算弯曲疲劳许用应力 . 取弯曲疲劳安全系数 4.1sF ,得 M P aM P aFFEF3004.14203214.1450ssFF E 22F11. 3) 查取齿形系数 . 查表得 35.2；95.221 FaFa YY 第 13 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 13 4) 查取应力校正系数 . 查表得 73.1；56.121 SaSa YY 5) 计算大 、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 . 355201.030037.1. 3 5.2433601.021365.195.2222111FSaFaFSaFaYYYY 大齿轮的数值大 . (2)设计计算 mmmmm 1 . 8 3202.10 . 0 1 4 3 3 61086.65.12324 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 ,由于齿轮模数的大小要取决于接触疲劳 强度所决定的承载能力 ,可取 接 触疲劳 强度算得的模数 2.94， 并接近圆整为标准值 3m ,按接触强度算得的分度圆直径 mmd 58.771 . . 这样设计出的齿轮传动 ,即满足了齿面接触疲劳强度 ,又满足齿根弯曲疲劳强度 ,并做到结构紧凑 ,避免浪费 . 4. 验算齿轮弯曲强度 ： M P aM P ab FSazm Y 36015.702075 56.195.286.65.122K 12 41211Fa1F1 310YT MP aMP aFSaFaSaFaFF YYYY 33617.5673.215.702212222 ，安全 5.齿轮的圆周速度 : sm26.2100060 7206014.3100060v nd 11 查表可知选用 8级精度是合适的。 4.1.2 低速级齿轮传动设计 1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作，速度不高，故选用 7级精度（ GB 10095-88）。 3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级第 14 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 14 圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为 240HBS,280HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 4）选小齿轮的齿数 24z ，大齿轮的齿数为 63.62.65242 z ，取 642 z ， 故实际传动比 i=2.67。 2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 .)(1.23 211HHEdtzzuuKTd (1)确定公式内的各计算数值 1） 试选载荷系数 5.1tK 2） 由以上计算得小齿轮的转矩 mNT 2.2092 3） 查表及其图选取齿宽系数 2.1d，材料的弹性影响系数 218.189 MPaZ E ，5.2zH ， 按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 6001lim ；大齿轮的接触疲劳强度极限 .5502lim MPaH 。 4） 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1，安全系数 1.1SH 由 sHlim 得 M P aM P aHH500545ssHlim2H1lim1 （ 2） 计算： 1) 带入 H 中较小的值，求得小齿轮分度圆直径1td的最小值为 57.86)500 5.28.189(65.2 165.22.1 10092.25.12.)(1.2 3 253 2H11 z HEdtzuuKTd 2) 计算 模数 ： 模数 : mmdmtt 6.324 57.8611 3） 计算 齿轮宽度： mmdbd 88.10357.862.11 +- 取 1052 B , mmB 1101 第 15 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 15 4） 查表取 m=4mm，实际的 mm256644mm96244 dd21 ，. 5） 计算 中心距： mmdda 1762 256962 21 3按齿根弯曲强度计算： 弯曲强度设计公式为 3 21 12 F SaFad YYzKTm (3)确定公式内的各计算数值 查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；4501 MPaFE 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 4202 ；计算弯曲疲劳许用应力 . 取弯曲疲劳安全系数 4.1sF ,得 M P aM P aFNFFEF3004.14203214.1450ssF22F11 6) 查取齿形系数 . 查表得 .35.2；77.221 FaFa YY 7) 查取应力校正系数 . 查表得 73.1；58.121 SaSa YY 8) 计算大 、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 . 0 1 3 5 5 2.030073.135.20 1 3 6 3 4.032158.177.2222111FSaFaFSaFaYYYY 大齿轮的数值大 . (4)设 计计算 mmmmm 31.2242.10 1 3 6 3 4.010092.25.12325 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 ,由于齿轮模数的大小要取决于 接触疲劳 强度所决定的承载能力 ,第 16 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 16 可取 接触 强度算得的模数 3.6，并接近圆整为标准值 4m ,按接触强度算得的分度圆直径 86.57. 这样设计出的齿轮传动 ,即满足了齿面接触疲劳强度 ,又满足齿根弯曲疲劳强度 ,并做到结构紧凑 ,避免浪 费 . 4. 验算齿轮弯曲强度： M P aM P ab FSazm Y 36012.6824105 58.177.2092.25.122K 12 51211Fa2F1 410YT MP aMP aFSaFaSaFaFF YYYY 33628.6358.177.282212222 ，安全 5.齿轮的圆周速度 : sm14.1100060 4.2269614.3100060v nd 11 查表可知选用 9级精度是合适的。 4.3 轴系结构设计 4.3.1 高速轴的轴系结构设计 一、轴的结构尺寸设计 根据结构 及 使用要求 ,把 该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴 ,共分七段 ,其中第 5段为齿轮 ,如图 2所示 : 第 17 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 17 图 2 由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴 ,因此其材料须与齿轮材料相同 ,均为合金钢 ,热处理为 调制处理 , 材料系数 C 为 110。 所以 ,有该轴的最小轴径为 : 22.217205 . 1 7110C 331111 nPd 考虑到该段开键槽的影响 ,轴径增大 5%,于是有 : 28.2222.2105.1%)51( 1111 dd 标准化取 2511 d 其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表 : 表 6 高速轴结构尺寸设计 阶梯轴段 设计计算依据和过程 计算结果 第 1段 311111 nPCd 1111 %)51( dd (考虑键槽影响 ) 6011 L 21.22 25 60 第 2段 111112 09.02 ddd (由 唇形密封 圈尺寸确定 ) llBlBlL 0013212 30(26.29) 50 第 3段 13d由轴承尺寸确定 (轴承预选 6007 141 B ) lBBL h 113 35 25 第 4段 131314 09.02 ddd 12014 ZBLL 45(41.3) 145 第 5段 15d 齿顶圆直径 15L 齿宽 66 80 第 6段 1416 dd 45 10 第 18 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 18 416 L 第 7段 1317 dd hBBL 117 35 14 二、轴的受力分析 计算 及校核： （ 1） 轴的受力模型简化 (见图 3)及受力计算 L1=62.5 L2=197.5 L3=92.5 作用在齿轮上的圆周力 NdTF t 228760 10006.682211 径向力 NFFtr 83220t a n2 2 8 7t a n 作用在轴 1 带轮上的外力 NFF Q 1491 （ 2） 求垂直面的支反力 NllFlF rv 6328325.625.1975.1972121 NFFF vrv 20012 (3)求垂直面弯矩 mNlFM Vav .5.395.6263211 图 3 mNlFM Vav .5.395.19720022 图 3 (4)求水平面支反力 Nll FlF H 173722875.625.197 5.19721t21 NFFF HH 5501t2 (5)求水平面弯矩 mNlFM HaH .56.1085.62173711 mNlFM av .62.1085.1975502H2 (6)求 F 在支点产生的支反力 第 19 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 19 Nll FlF F 53014915.625.197 5.922131 NFFF FF 202112 (7)F 产生的弯矩 mNlFM F .92.1375.92149132 mNlFM F .335.6253011aF (8)求合成弯矩（考虑最不利的情况，把 MaF 与 2H2 aav MM 直接 相加） mNMMMM aHavaFa 52.14856.1085.3933 2222 mNMMMM aHavaFa 58.14862.1085.3933 2222 (9)求危险截面的当量弯矩 由弯矩图可知 a-a 截面最危险 （齿轮轴中截面） ，当量弯矩为 212 )( TMM ae 认为该轴的扭切力是脉动循环变应力，取折合系数 6.0 6.6821 dFT t mNM e 154)6.686.0(58.148 22 （ 10） 计算危险截面处轴的直径 轴的材质为 45#钢，调质处理，查表 14-3、 14-1， MPaB 650 MPab 60 1 则： mmMdbe 5.29601.0 101541.0 3 331 由于 所以该轴是安全的,665 dd 。 三、轴承的寿命校核 鉴于调整间隙的方便 ,轴承均采用正装 .预设轴承寿命为 10年即 87600h. 校核步骤及计算结果见下表 : 表 7 轴承寿命校核步骤及计算结果 计算步骤及内容 计算结果 6007轴承 A端 B端 由手册查出 Cr、 C0r Cr=12.5kN C0r=8.60kN 第 20 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 20 查载荷系数 fP 查载荷系数ff tp， 1 1 计算当量载荷 P= F H2F v2 22 A端最大 P=1848 计算轴承寿命 pn60 ff10pt610rhCL 12698h 大于 87600h 由计算结果可见轴承 6007合格 . 4.3.2 中间轴的轴系结构设计 一、轴的结构尺寸设计 根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴 ,共分五段 ,其中第 2 段和 第 4 段 为 齿 轮 , 如图 4 所示 : 图 4 由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴 ,因此其材料须与齿轮材料相同 ,均为合金钢 ,热处理为 调制处理 ,取材料系数 110C 所以 ,有该轴的最小轴径为 : 0 . 7 836 . 4224 . 9 6101 332221 nPCd 因键槽开在中间，其影响不预考虑 标准化取 3521 d 第 21 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 21 其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表 : 表 8 中间轴 结构尺寸设计 阶梯轴段 设计计算依据和过程 计算结果 第 1段 322221 nPCd 由轴承尺寸确定 (轴承预选 6007 152 B ) hBBL 121 30.78 35 40 第 2段 212122 07.02 ddd 2222 %)51( dd (考虑键槽影响 ) 齿宽22L -3 40(36.84) 72 第 3段 222223 07.02 ddd 5.2423 L 45(45.6) 12.5 第 4段 24d 由齿轮轮毂确定 齿宽24L -3 50 107 第 5段 2125 dd 232422123025 BLBLL z 低 35 40 二、轴的受力分析及计算 轴的受力模型简化 (见图 5)及受力计算 2.轴的受力分析及计算，校核 （ 1）轴的受力模型简化 L1=62.5 L2=105 L3=92.5 作用在齿轮上的圆周力 NdTF t 2179192 102.20922 3222 径向力 NFFtr 79320t a n2179t a n22 第 22 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 22 NdTF t 435896 102.20922 3323 径向力 NFFtr 158620t a n4358t a n33 （ 2）求垂直面的支反力 Nlll llFlFF rrv 385.921055.62 5.921586)5.92105(793)(321322331 NFFFF rvrv 8312132 (3)求垂直面弯矩 mNlFM Vav .2 . 3 85.6238m 11 mNlFllFM rVa v n .9.76105793)1055.62(38)( 22121 （ 4）求水平面支反力 Nlll llFlFF ttH 32065.921055.62 )5.92105(21795.924358)(321322331 NFFFF HttH 33311322 (5)求水平面弯矩 mNlFM Ha H m .2005.62320611 mNlFllFM rHa H n 3911051586)1055.62(3331)( 23212 (7)求合成弯矩（ m-m,n-n 截面为最危险截面） mNMMM a Hma v mam 20020038.2 2222 mNMMM a H na v na H n 5.3983919.76 2222 （ 8） 求危险截面的当量弯矩 mNTMM amem 236)2.2096.0(200)( 22222 mNTMM anen 8.417)2.2096.0(5.398)( 22222 m-m 截面： mmMdbem 34601.0 102361.0 3 331 n-n 截面： mmMdben 41601.0 108.4171.0 3 331 第 23 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 23 由于 安全34402 mmd 安全41964 d 三、轴承的寿命校核 鉴于调整间隙的方便 ,轴承均采用正装 .预设轴承寿命为 10年即 87600h. 校核步骤及计算结果见下表 : 表 9 轴承寿命校核步骤及计算结果 计算步骤及内容 计算结果 6007 A 端 B端 由手册查出 Cr、 C0r Cr=12.5kN C0r=8.6kN 查载荷系数 fftp， 1 1 计算当量载荷 P= F H2F v2 22 B端最大 P=3433N 计算轴承寿命 pn60 ff10pt610rhCL 10215.1h 大于 87600h 由计算结果可见轴承 6007合格 , 4.3.3 低速轴的轴系结构设计 一、 轴的结构尺寸设计 根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴 ,共分 七 段 ,如图 6所示 : 图 6 考 虑到低速轴的载荷较大，材料选用 45,热处理调质处理 ,取材料系数 112C 第 24 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 24 所以 ,有该轴的最小轴径为 : 4 2 . 7 88 5 . 44 . 7 61 1 2C 333331 nPd 考虑到该段开键槽的影响 ,轴径增大 5%,于是有 : 4 4 . 9 24 2 . 7 850.1%)51( 3131 dd 标准化取 5031d 其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表 : 表 10 低速轴结构尺寸设计 阶梯轴段 设计计算依据和过程 计算结果 第 1段 333331 nPCd 3131 %)51( dd (考虑键槽影响 ) 11L (由联轴器宽度尺寸确定 ) 42.78 50(44.92) 142 第 2段 313132 07.02 ddd (由 唇形密封 圈尺寸确定 ) llBlBlL 0033232 55(51.21) 40 第 3段 34d由轴承尺寸确定 (轴承预选 6012 60d 95D ） )mm2(16218213 轴承要超出 BL 60 26 第 4段 333343 07.02 ddd 90105.21515705.215)(15 524 dBL 套筒 70(68.4) 90 第 5段 434353 07.02 ddd 5.2435 L 90 12.5 第 6段 36d由齿轮轮毂确定 齿宽36L -3 80 102 第 7段 3337 dd B+25(套筒 )+2 60 45 二、轴的受力分析 计算 校核 轴的受力模型简化 (见图 7)及受力计算 （ 1）轴的受力模型简化 L1=92.5 L2=163 第 25 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 25 作用在齿轮上的圆周力 NdTF t 4158256 2.53222 10343 径向力 NFFtr 151320t a n4158t a n (2)求垂直面的支反力 NllFlF rv 96515135.921631632121 NFFF vrv 54812 (3)求垂直面弯矩 mNlFM Vav .262.895.9296511 mNlFM Vav .324.8916354822 (4)求水平面支反力 Nll FlF H 265341585.92163 16321t21 NFFF HH 1 5 0 51t2 (6)求水平面弯矩 mNlFM HaH .4.2455.92265311 mlFM av .3.2451631 5 0 52H2 (7)求合成弯矩 mNMMM aHava 2614.245262.89 2222 mNMMM aHava 2613.245324.89 2222 图 7 (7)求危险截面的当量弯矩 由弯矩图可知 a-a 截面最危险 （齿轮轴的中截面） ，当量弯矩为 232 )( TMM ae 认为该轴的扭切力是脉动循环变应力，取折合系数 6.0 mNM e 4.412)2.5326.0(261 22 （ 8）计算危险截面处轴的直径 轴的材质为 45#钢，调质处理，查表 14-3、 14-1， MPaB 650 MPab 60 1 第 26 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 26 则： mmMdbe 41601.0 104.4121.0 3 331 由于 所以该轴是安全的,806 dd 三、轴承的寿命校核 鉴于调整间隙的方便 ,轴承均采用正装 .预设轴承寿命为 10年即 87600h. 校核步骤及计算结果见下表 : 表 11 轴承寿命校核步骤及计算 结果 计算步骤及内容 计算结果 6012 A端 B端 由手册查出 Cr、 C0r Cr=24.5kN C0r=19.2kN 查载荷系数 fftp， 1 1 计算当量载荷 P= F H1F v1 22 A端最大 P=2823N 计算轴承寿命 pn60 ff10pt610rhCL 127572h 大于 87600h 由计算结果可见轴承 6012合格 。 4.3.4 各轴键、键槽的选择及其校核 因减速器中的键联结均为静联结 ,因此只需进 行挤压应力的校核 . 一、 高速级键的选择及校核 : 带轮处键 :按照带轮处的轴径及轴长选 键 B8X7,键长 50,GB/T1096 联结处的材料分别为 : 45钢 (键 ) 、 40Cr(轴 ) 其中键的强度最低 ,因此按其许用应力进行校核 ,查手册其 MPap 110 1 4.3150725 6.684h4 132211 10 pp M P ald T 该键联结合格 二、中间级键的选择及校核 : 按照 该轴小 齿轮 处的轴径及轴长选 键 B12X8,键长 60,GB/T1096 联结处的材料分别为 : 45钢 (键 ) 、 40Cr(轴 ) 其中键的强度最低 ,因此按其许用应力进行校核 ,查手册其 M Pap 110 第 27 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 27 6.4360840 2.2094h4 232222 10 pp M P ald T 该键联结合格 按照 该轴大齿轮 处的轴径及轴长选 键 B16X10,键长 90,GB/T1096 联结处的材料分别为 : 45钢 (键 ) 、 40Cr(轴 ) 其中键的强度最低 ,因此按其许用应力进行校核 ,查手册其 M Pap 110 6.18901050 2.2094h4 232422 10 pp M P ald T 该键联结合格 三、低速级级键的选择及校核 (1)低速级大齿轮处键 : 按照轮毂处的轴径及轴 长选 键 B22X14,键长 90 GB/T1096 联结处的材料分别为 : 20Cr (轮毂 ) 、 45 钢 (键 ) 、 45(轴 ) 其中键的强度最低 ,因此按其许用应力进行校核 ,查手册其 MPap 110 3 1.21901480 2.5324h4 333633 10 pp M P ald T 该键联结合格 (2)联轴器处键 : 按照联轴器处的轴径及轴长选 键 16X10,键长 100,GB/T1096 联结处的材料分别为 : 45钢 (联轴器 ) 、 45钢 (键 ) 、 45(轴 ) 其中键的强度最低 ,因此按其许用应力进行校核 ,查手册其 MPap 110 4 6.421001050 2.5324hl4 433134 10 pp d T 该键联结合格 . 第 28 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 28 第五章 减速器箱体及其附件的设计 5.1 箱体结构设计 根据箱体的支撑强度和铸造、加工工艺要求及其内部传动零件、外部附件的空间位置确定二级齿轮减速器箱体的相关尺寸如下：（表中 a=176） 表 12 箱体结构尺寸 名称 符号 设计依据 设计结 果 箱座壁厚 4.7025.0 a （ a 为低速级中心距） 9 考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于 8 箱盖壁厚 1 0.02a+3 8 8 箱座凸缘厚度 b 1.5 13.5 箱盖凸缘厚度 b1 1.5 12 箱座底凸缘厚度 b2 2.5 22.5 地脚螺栓直径 df 0.036a+12=18.3 M20 地脚螺栓数目 n a 250时， n=4 4 轴承旁联结螺栓直径 d1 0.75df M16 箱盖与箱座联接螺栓直径 d2 (0.5 0.6)df； 螺纹间距 200150L M12 轴承端盖螺钉直径和数目 d3 (0.4 0.5)df,n M8,4 窥视孔盖螺钉直径 d4 (0.3 0.4)df M8 定位销直径 d (0.7 0.8) d 2 M8 轴承旁凸台半径 R1 c2 16 凸台高度 h 根据位置及轴承座外径确定，以便于扳手 操作为准 34 外箱壁至轴承座端面距离 l1 c1+c2+ (5 10) 42 大齿轮顶圆距内壁距离 1 1.2 11 齿轮端面与内壁距离 2 10 箱盖、箱座肋厚 m1 、 m m1 0.85 1 =7.565 m 0.85 =6.8 7 轴承端盖凸缘厚度 t (1 1.2) d3 10 轴承端盖外径 D2 D+(5 5.5) d3 120 螺栓扳手空间与凸缘厚度 安装螺栓直径 dx M8 M10 M12 M16 至外箱壁距离 c1min 13 16 18 22 第 29 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 29 至凸缘边距离 c2min 11 14 16 20 沉头座直径 Dmin 20 24 26 32 5.2 减速器附件的设计 油塞 1 第 30 页 共 32 页 机械设计课程设计说明书 30 第六章 运输、安装和使用维护要求 1、 减速器的安装 （ 1）减速器输入轴直接与原动机连接时，推荐采用弹性联轴器；减速器输出轴与工作机联接时，推荐采用齿式联轴器或其他非刚性联轴器。联轴器不得用锤击装到轴上。 （ 2）减速器应牢固地安装在稳定的水平基础上，排油槽的油应能排除，且冷却空气循环流畅。 （ 3）减速器、原动机和工作机之间必须仔细对中，其误差不得大于所用联轴器的许用补偿量。 （ 4）减速器安装好后用手转动必须灵活，无卡死现象。 （ 5）安装好的减速器在正式使用前，应进行空载，部分额定