一级圆柱直齿减速器课程设计101.2%1.7%270%118.doc
一级圆柱直齿减速器课程设计101.2%1.7%270%118
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减速器课程设计
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一级圆柱直齿减速器课程设计101.2%1.7%270%118,减速器课程设计
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机械设计课程设计 计算说明书 设计题目 带式运输机传动装置 机械 06-1 班 设计者 肖志远 指导老师 司慧 2009-01-13 北京林业大学 nts - 1 - 目 录 一 课程设计任务书 2 二 设计 要求 2 三 设计步骤 2 1. 传动 装置总体设计 方案 3 2. 电动机 的选择 4 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 4. 计算 传动装置的运动和动力参数 6 5. 设计 V带 和带轮 7 6. 齿轮 的 设计 9 7. 滚动轴承和传动轴的设计 14 8. 键联接 设计 28 9. 箱体结构的设计 29 10.润滑密封设计 31 11.联轴器设计 32 四 设计小结 32 五 参考资料 32 nts - 2 - 111 一 课程设计任务书 课程设计题目： 设计带式运输机传动装置（简图如下） 1 V带传动 2 运输带 3 一级圆柱齿轮减速器 4 联轴器 5 电动机 6 卷筒 原始数据： 数据编号 A1 A2 A3 A4 A5 A6 A7 A8 运送带工作拉力F/N 1100 1150 1200 1250 1300 1350 1450 1500 运输带工作速度v/(m/s) 1.50 1.60 1.70 1.50 1.55 1.60 1.55 1.65 卷筒直径 D/mm 250 260 270 240 250 260 250 260 工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用期限 10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为 5% 二 . 设计要求 1.减速器装配图一张。 2.绘制轴、齿轮零件图各一张。 3.设计说明书一份。 nts - 3 - 1传动装置总体设计方案 三 . 设计步骤 1. 传动装置总体设计方案 本组设计数据 ： 第三组数据 ： 运送带工作拉力 F/N 1200 。 运输带工作速度 v/(m/s) 1.7 。 卷筒直径 D/mm 270 。 1）外传动机构为 V带传动。 2）减速器为一级展开式圆柱齿轮减速器。 3) 方案简图如上图 4）该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于 V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该 工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用 V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分一级圆柱齿轮减速，这是一级减速器中应用最广泛的一种。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。 NF 1200 smv 7.1 mmD 270 nts - 4 - 2、电动机的选择 1）选择 电动机 的类型 2）选择 电动机 的容量 3）确定电动机转速 2、电动机的选择 1）选择电动机的类型 按工作要求和工作条件选用 Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压 380V。 2）选择电动机的容量 工作机的有效功率为 vPw F 从电动机到工作机传送带间的总效率为 543321 由机械设计课程设计指导书表 9.1可知： 1 ： V带传动效率 0.96 2 ：滚动轴承效率 0.99（球轴承） 3 ：齿轮传动效率 0.97 （ 7级精度一般齿轮传动） 4 ：联 轴器传动效率 0.99（弹性联轴器） 5 ：卷筒传动效率 0.96 所以电动机所需工作功率为 wPPd 3）确定电动机转速 按表 9.2推荐的传动比合理范围，一级圆柱齿轮减速器传动比 304 i而工作机卷筒轴的转速为 Dvnw 所以电动机转速的可选范围为 m i n)3600480(m i n120)304( rrnin wd 符合这 一范围的同步转速有 750 minr 、 1000 minr 、 1500 minr 和3000 minr 四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动kwPw 04.2 86.0 kwPd 37.2 min120 rnw nts - 5 - 3、计算传动装置的总传动比和分配传动比（ 1）总传动比i(2) 分配传动比 装置结构紧凑，决定选用同步转速为 1500 minr 的电动机。 根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计指导书表 14.1选定电动机型号为 Y100L2-4。其主要性能如 下表： 电动机型号 额定功率 /kw 满载转速 /(r/min) 额定转矩启动转矩额定转矩最大转矩Y100L2-4 3 1420 2.2 2.2 电动机的主要安装尺寸和外形如下表： 3.计算传动装置的总传动比i并分配传动比 (1).总传动比i为 wmnni (2).分配传动比 iii 考虑润滑条件等因素，初定 中心高 外型尺寸 L（ AC/2+AD） HD 底脚安装尺寸 A B 地 脚 螺栓 孔 直径 K 轴伸尺寸D E 装键部位尺寸 FGD 100 380 350 245 160 140 12 28 60 8 7 选定电动机型 号 Y100L2-4 83.11i nts - 6 - 4.计算传动装置的运动和动力参数 1）各轴的转速 2）各轴的输入功率 3）各轴的输入转矩 2.3i 7.3i 4. 计算传动装置的运动和动力参数 1).各轴的转速 I轴 m in1420 rnnm II轴 m in75.443 rinn III轴 m in120 rinn 卷筒轴 m in120 rnn w 2).各轴 的输入功率 I轴 kwPPd 37.2II轴 kwPP 25.221 III轴 kwPP 16.223 卷筒轴 kwPP 12.224 卷3） .各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩 dT 为 I mmNnPTmdd 46 1059.11055.9I轴 mmNTTd 41059.1II轴 mmNiTT 421 1084.4 III轴 mmNiTT 523 1072.1卷筒轴 mmNTT 524 1069.1卷2.3i 7.3i min1420 rn min75.443 rn min120 rn min120 rnw kwP 37.2 kwP 25.2 kwP 16.2 kwP 12.2卷 nts - 7 - 5.设计V 带和带轮 1). 确定计算功率caP2). 选择 V带类型 3). 确定带轮的基准直径1dd并验算带速 将上述计算结果汇总与下表，以备查用。 轴名 功率 P/kw 转矩 T/(N mm) 转速 n/(r/min) 传动 比 i 效率 I轴 2.37 41059.1 1420 3.2 0.95 II轴 2.25 41084.4 444 3.7 0.96 III轴 2.16 51072.1 120 1 0.98 卷筒轴 2.12 51069.1 120 5. 设计 V 带和带轮 电动机输出功率 kwPd 37.2，转速 m in14201 rnn m ，带传动传动比i=3.2，每天工作 16小时。 1).确定计算功率 caP 由机械设计表 8-7查得工作情况系数 2.1AK ，故 kwPKPdAca 84.22).选择 V带类型 根据 caP ， 1n ，由机械设计图 8-11可知，选用 A型带 3).确定带轮的基准直径1dd并验算带速 (1).初选小带轮基准直径1dd由机械设计表 8-6 和 8-8，选取小带轮基准直径 mmdd 1001 ，而mmHd d 1 0 02 1 ，其中 H为电动机机轴高度，满足安装要求。 (2).验算带速 v smndv d 43.7100060 11 kwPca 84.2 选用 A型带 mmdd 1001 smv 43.7 nts - 8 - 4). 确定 V带的中心距 a 和基准长度dL5). 验算小带轮上的包角1 6). 计算带的因为 smvsm 305 ，故带速合适。 (3).计算大带轮的基准直径 mmdiddd 32012 根据机械设计表 8-8，选取 mmdd 3152 ，则传动比 15.312 ddddi ， 从动轮转速 m in8.45012 rinn 4).确定 V带的中心距 a 和基准长度dL(1).由式 )(2)(7.02121 0 dddd ddadd 得 8305.2900 a，取 mma 7000 (2).计算带所需的基准长度dLmmaddddaL ddddd 20684)()(22 020 12210 由机械设计表 8-2选取 V带基准长度 mmLd 2000(3).计算实际中心距 a mmLLaa dd 6662 00 mmLaad 72603.0m a x mmLaad 636015.0m i n 5).验算小带轮上的包角 1 905.1613.57)(180121 add dd6).计算带的根数 z (1) 计算单根 V带的额定功率 rP mmd d 3202 选取 mmd d 3152 mma 7000 mmLd 2000 mma 666mma 726max mma 636min nts - 9 - 根数 z 7). 计算单根V 带的初拉力的最小值min0)(F8). 计算压轴力pF9). 带轮的结构设计 6. 齿轮的设计 1) 选定齿轮类型、由 mmdd 1001 和 m in14201 rn ，查机械设计表 8-4a得 kwP 31.10 根据 m in14201 rn ， 2.3i 和 A型带，查机械设计表 8-4b得 kwP 17.00 查机械设计表 8-5得 95.0K，查表 8-2得 03.1LK ，于是 kwKKPPPLr 448.1)( 00 (2)计算 V带的根数 z 96.1448.1844.2 rcaPPz 取 2根。 7).计算单根 V带的初拉力的最小值min0)(F由机械设计表 8-3得 A型带的单位长度质量 mkgq 1.0 ，所以 NqvzvK PKF ca 162)5.2(500)( 2m i n0 应使带的实际初拉力min00 )(FF 。 8).计算压轴力pF压轴力的最小值为 NFzFp 6402s in)(2)( 1m i n0m i n 9).带轮的结构设计 小带轮采用实心式，大带轮为腹板式，由单根带宽为 13mm，取带轮宽为 35mm。 6. 齿轮的设计 1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 (2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度 (GB10095-88)。 (3)材料选择。由机械设计表 10-1选择小齿轮材料为 45钢（调质），硬度为 280HBS，大齿轮为 45钢（正火），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 (4)选小齿轮齿数 241 z ，则大齿轮齿数 8912 ziz Pr 448.12z NF 162)( min0 NFp 640)( min 选用直齿圆柱齿轮传动 7 级精度 小齿轮材料45 钢 （调质） 大齿轮材 料45 钢 (正火 ) 241 znts - 10 - 精度等级、材料及齿数 2) 初步设计齿轮主要尺寸 2) 初步设计齿轮主要尺寸 (1) 设计准则 :先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 (2) 按齿面接触疲劳强度设计，即 23 11 )(132.2HEdtZuuKTd1 确定公式内的各计算数值 .试选载荷系数 3.1tK。 .计算小齿轮传递的转矩 mmNnPT 4251 1084.4105.95 .由机械设计表 10-7选取齿宽系数 1d。 .由机械设计表 10-6查得材料的弹性影响系数 21188 MPaZ E 。 .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 M PaH 6001lim ；大齿轮的接触疲劳强度极限 M PaH 5502lim 。 .计算应力循环次数 921 1056.160 hjLnN 812 1021.4 iNN .由机械设计图 10-19取接触疲劳寿命系数 97.01 HNK； 25.12 HNK。 .计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%,安全系数 S=1 M P aM P aSK HNH 58260097.0 1l i m1 1 M P aM P aSK HNH 5.68755025.1 2l i m22 2.计算 . 试算小齿轮分度圆直径td1，代入 H 中较小的值。 892 znts - 11 - mmZuuKTdHEdt 05.47)(132.2 23 11 .计算圆周速度 v 。 smndv t 09.1100060 21 .计算齿宽 b 。 mmdb td 05.471 .计算齿宽与齿高之比hb 模数 mmzdm tt 96.111 齿高 mmmht 41.425.2 67.1041.4 05.47 hb .计算载荷系数 根据 smv 09.1 ， 7级精度，由机械设计图 10-8查得动载系数 11.1VK； 直齿轮， 1 FH KK； 由机械设计表 10-2查得使用系数 1AK ； 由机械设计表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支撑对称分布时，310.1HK ； 由 67.10hb ， 310.1HK 查机械设计图 10-13得 27.1FK 故载荷系数 454.1 HHVA KKKKK .按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 mmKKddttt 84.4831 mmd t 05.471 smv 09.1mmb 05.4767.10hb454.1K mmd t 84.48nts - 12 - .计算模数 mmzdm t 04.21 (3).按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式 3 211 )(2FSaFadYYzKTm1.确定公式内的各计算数值 .由机械设计图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 ；大齿轮的弯曲强度极限 MPaFE 3802 ； .由机械设计图 10-18取弯曲疲劳寿命系数 87.01 FNK， 90.02 FNK； .计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，有 M P aSK FEFNF 311 111 M P aSK FEFNF 3.244 222 .计算载荷系数 K ； 41.1 FFVA KKKKK .查取齿形系数； 由机械设计表 10-5查得 65.21 FaY； 20.22 FaY .查取应力校正系数； 由机械设计表 10-5查得 58.11 SaY； 78.12 SaY .计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较； 0135.0 1 11 F SaFaYYmmm 04.241.1K nts - 13 - 016.0 2 22 F SaFaYY大齿轮的数值较大。 .设计计算 mmYYzKTmFSaFad56.1)(23 211 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，由于齿轮的模数 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，可取由弯曲强度算得的模数 1.56并就近圆整为标准值 mmm 2 ，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 2511 mdz 大齿轮齿数，取 932 z 。 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 (4).几个尺寸计算 1.计算分度 圆直径 mmmzd 5011 mmmzd 18622 2.计算中心距 mmdda 1 1 82 21 3.计算齿轮宽度 mmdb d 501 取 mmB 502 ， mmB 551 。 mmm 2 251 z 932 z mmd 501 mmd 1862 mma 118mmB 502 mmB 551 nts - 14 - 7. 滚动轴承和传动轴的设计 ( 一 ).轴的设计 (5).结构设计及绘制齿轮零件图 首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按机械设计图 10-39 荐用的结构尺寸设计，并绘制大齿轮零件图如下。 其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。 7. 滚动轴承和传动轴的设计 (一 ).轴的设计 .输出轴上的功率 P 、转速 n 和转矩 T 由上可知 kwP 16.2 ， min120 rn ， mmNT 51072.1 .求作用在齿轮上的力 因已知低速大齿轮的分度圆直径 mmmzd 1 8 693222 而 NdTFt 5.184922 NFt 5.1849nts - 15 - NFFtr 1.6 7 3costa n 0aF .初步确定轴的最小直径 材料为 45钢，正火 处 理。根据机械设计表 15-3，取 1100 A，于是 mmnPAd 8.2830m in ，由于键槽的影响，故 mmdd 7.2903.1 m inm in 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d 。为了使所选的轴直径 d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 TKT Aca，查机械设计表 14-1，取 5.1AK ，则： mmNTKTAca 2 5 8 0 0 0按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用 HL2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 mmN 345000 。半联轴器的孔径 mmd 30 ，故取 mmd 30 ，半联轴器长度 mmL 82 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 60 .轴的结构设计 (1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1).为了满足办联轴器的轴向定位要求， -段右端需制出一轴肩，故取 -段的直径 mmd 36；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度NFr 1.6730aF mmd 8.28min mmd 30mmd 36nts - 16 - mmL 60 ， 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 -段的长度应比 L 略短一些， 现取 mml 582).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。按照工作要求并根据 mmd 36，查手册选取单列角接触球轴承 7008AC，其尺寸为 mmmmmmBDd 156840 ，故 mmdd 40 ；而 mml 29。 3).取 安装齿轮处的轴端 -的直径 mmd 42；齿轮的左端与左轴 承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为 50mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取 mml 47。齿轮的右端采用轴肩定位， 轴肩高度 dh 07.0 ，故取 mmh 3 ，则轴环处的直径 mmd 48。轴环宽度 hb 4.1 ，取 mml 9 。 4).轴承端盖的总宽度为 mm35 (由减速器及轴承端盖的结构设计而定 )。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取 端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 mml 18 ，故 mml 53。 5).取齿轮距箱体内壁的距离 mma 11 ，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s ，取 mms 10 ，已知滚动轴承宽度 mmT 15 ，大齿轮轮毂长度 mmL 50 ，则 mmmmasTl 39)3111015()4750( 至此，已初步确定了轴的各段和长度。 (2).轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 d由机械设计表 6-1查得平键截面 mmmmhb 812 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 mm43 ，同时为 了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为67nH；同样，半联轴器mml 58选取单列角接触球轴承7008AC mmd 40mmd 40mml 29mmd 42mml 47mmd 48mml 9mml 53mml 39nts - 17 - 与轴的连接，选用平键为 mmmmmm 5278 ，半联轴器与轴的配合为67kH。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 6m 。 (3).确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计表 15-2，取轴端圆角 452 。 .求轴上的 载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取 a 值。对于 7008AC 型角接触球轴承，由手册中查得 mma 15 。因此。作为简支梁的轴的支撑跨距 mmmmmmLL 92464632 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算处的截面 C处的 HM 、VM及 M 的值列于下表。 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNFNHNH 925,925 21 NFNFNVNV 337,337 21 弯矩 M mmNMH 15480 ,4 2 5 4 0,4 2 5 4 0 21 mmNMmmNM VV 总弯矩 mmNM 452701 ， mmNM 452702 扭矩 T mmNT 172000 nts - 18 - .按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度。nts - 19 - 根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 6.0 ，轴的计算应力 MP aW TMca 21.15)( 221 前已选定轴的材料为 45钢， 正火 处理，由机械 设计表 15-1查 得 MPa55 1 因此 1 ca，故安全。 .精确校核轴的疲劳强度 (1).判断危险截面 截面 A， , ,B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A, , ,B均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面 C 上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作 用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面 C 上最然应力最大 ，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面 C 也不必校核。截面显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴 只需校核截面左右两侧即可。 (2).截面左侧 抗弯截面系数 333 6400401.01.0 mmdW 抗扭截面系数 333 1 2 8 0 0401.02.0 mmdW T 截面左侧的弯矩 M 为 mmNMM 2 2 6 3 546 23461截面 上的扭矩 T 为 mmNT 172000 截面上的弯曲应力 nts - 20 - M PaWMb 54.3截面上的扭转切应力 M P aWTTT44.13 轴的材料为 45 钢，正火处理，由机械设计表 15-1 得 MPa590B ，MPa2551 ， MPa1401 。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计附表 3-2查取。因 05.0400.2 dr， 05.14042 dD，经差值后可查得 72.1， 24.1又由机械设计附图 3-1可得轴的材料的敏性系数为 80.0q， 85.0q故有效应力集中系数为 5 7 6.1)1(1 qk204.1)1(1 qk由机械设计附图 3-2 的尺寸系数 77.0；由附图 3-3的扭转尺寸系数 86.0轴按磨削加工，由附图 3-4得表面质量系数为 93.0 轴未经表面强化处理，即 1q， 则综合系数为 13.211 kK 48.111 kK 查手册得碳钢的特性系数 2.01.0，取 1.0nts - 21 - 1.005.0，取 05.0于是，计算安全系数caS值，则 82.331 maKS 62.161 maKS 5.192.1422 SSSSSSca故可知其安全。 (3).截面右侧 抗弯截面系数 333 8.7 4 0 8421.01.0 mmdW 抗扭截面系数 333 6.1 4 8 1 7421.02.0 mmdW T 截面右侧的弯矩 M 为 mmNMM 2 2 6 3 546 23461截面 上的扭矩 T 为 mmNT 172000 截面上的弯曲应力 M P aWMb 06.3截面上的扭转切应力 M P aWTTT61.11 过盈配合处的k ，由附表 3-8用插值法求出，并取 kk 8.0 ，于是得 30.2k， 84.1k 轴按磨削加工，由附图 3-4得表面质量系数为 nts - 22 - 93.0 故得综合系数为 38.211 kK92.111 kK所以轴在截面右侧的安全系数为 01.351 maKS 24.121 maKS 5.155.1122 SSSSSSca故该轴在截面右侧的强度也是足够的。 .绘制轴的工作图，如下： nts - 23 - ( 二 ).齿轮轴的设计 (二 ).齿轮轴的设计 .输出轴上的功率 P 、转速 n 和转矩 T 由上可知 kwP 25.2 ， min444 rn ， mmNT 41084.4 .求作用在齿轮上的力 因已知低速大齿轮的分度圆直径 mmmzd 5025211 而 NdTFt 193621 NFFtr 6.704c o st a n 0aF .初步确定轴的最小直径 材料为 45钢，正火处理。根据机械设计表 15-3，取 1150 A，于是 nts - 24 - mmnPAd 75.1930m i n ，由于键槽的影响，故 mmdd 3.2003.1 m inm in 输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径 d，取 mmd 22，根据带轮结 构和尺寸，取 mml 35。 .齿轮轴的结构设计 (1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1).为了满足带轮的轴向定位要求， -段右端需制出一轴肩，故取 -段的直径mmd 26 ； 2).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。按照工作要求并根据 mmd 26，查手册选取单列角接触球轴承 7006AC，其尺寸为 mmmmmmBDd 146235 ，故 mmdd 30 ；而 mml 28。 3).由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端 -的直径 mmd 54， mml 55。轴肩高度 dh 07.0 ，故取 mmh 3 ，则轴环处的直径 mmdd 36 。轴环宽度 hb 4.1 ，取 mmll 6 。 4).轴承端盖的总宽度为 mm35 (由减速器及轴承端盖的结构设计而定 )。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 mml 15 ，故 mml 50。 5).取齿轮距箱体内壁的距离 mma 5.8 ，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴nts - 25 - 承位置时，应距箱体内壁一段距离 s ，取 mms 5.10 ，已知滚动轴承宽度 mmT 13 ，则 mmmmlasTl 26)65.85.1013( 至此，已初步确定了轴的各段和长度。 (2).轴上零件的周向定位 带轮 与轴的周向定位均采用平键连接。按 d由机械设计表 6-1 查得平键截面mmmmhb 66 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 mm27 。 滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 6m 。 (3).确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计表 15-2，取轴端圆角 452 。 .求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取 a 值。对于 7008AC 型角接触球轴承，由手册中查得 mma 13 。因此。作为简支梁的轴的支撑跨距 mmmmmmLL 935.465.4632 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算处的截面 C处的 HM 、VM及 M 的值列于下表。 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNFNHNH 484,484 21 NFNF NVNV 176,176 21 弯矩 M mmNMH 21540 ,7840,7840 21 mmNMmmNM VV 总弯矩 mmNM 229001 ， mmNM 22902 扭矩 T mmNT 48400 nts - 26 - ( 三 ).滚动轴 .按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度。根据 上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 6.0 ，轴的计算应力 M P aW TMca 7.34)( 221 前已选定轴的材料为 45钢，正火处理，由机械设计表 15-1查得 MPa55 1 因此 1 ca，故安全。 nts - 27 - 承的校核 (三 ).滚动轴承的校核 轴承的预计寿命 hL H 5 8 4 0 03652810 计算输入轴承 (1).已知 min444 rn ，两 轴承的径向反力 NFF RR 48421 由选定的角接触球轴承 7006AC，轴承内部的轴向力rS FF 63.0NFFFRSS 9.30463.021 (2).因为21 SaS FFF ，所以 0aF故 NFFSA 9.30411 ， NFFSA 9.30422 (3). 63.011 RA FF ， 63.022 RA FF ，查手册可得 68.0e 由于 eFF RA 11 ，故 0,1 11 YX ; eFF RA 22 ,故 0,1 22 YX (4).计算当量载荷 1P 、 2P 由机械设计表 13-6，取 5.1pf，则 NFYFXfPArp 726)( 111 NFYFXfPArp 726)( 222 (5).轴承寿命计算 由于 21 PP ，取 NP 726 ，角接触球轴承 ，取 3 ， 1tf查手册得 7006AC 型角接触球轴承的 5.14rC ，则 6 299474)(6010 HtH LhPCfnL 故满足预期寿命。 . 计算输出轴承 (1).已知 min120 rn ，两轴承的径向反力 NFF RR 75.92421 nts - 28 - 8. 键联接设计 由选定的角接触球轴承 7006AC，轴承内部的轴向力rS FF 63.0NFFFRSS 6,58263.021 (2).因为21 SaS FFF ，所以 0aF故 NFFSA 6.58211 ， NFFSA 6.58222 (3). 63.011 RA FF ， 63.022 RA FF ，查手册可得 68.0e 由于 eFF RA 11 ，故 0,1 11 YX ; eFF RA 22 ,故 0,1 22 YX (4).计算当量载荷 1P 、 2P 由机械设计表 13-6，取 5.1pf，则 NFYFXfPArp 13.1 3 8 7)( 111 NFYFXfPArp 13.1387)( 222 (5).轴承寿命计算 由于 21 PP ，取 NP 726 ，角接触球轴承，取 3 ， 1tf查手册得 7006AC 型角接触球轴承的 5.14rC ，则 6 356916)(6010 HtH LhPCfnL 故满足预期寿命。 8. 键联接设计 .带轮与输入轴间键的选择及校核 轴径 mmd 22 ，轮毂长度 mmL 35 ，查手册，选 A型平键，其尺寸为 mmb 6 ， mmh 6 ， mmL 27 (GB/T 1095-2003) 现校核其强度： mmbLl 21 , mmNT 4.48 ，2hkM P akldTp 84.69102 3 查手册得 MPap 110 ，因为 pp ，故键符合强度要求。 nts - 29 - 9.箱体 结构的 设计 .输出轴与齿轮间键的选择及校核 轴径 mmd 42 ，轮毂长度 mmL 47 ，查手册，选 A型平键，其尺寸为 mmb 12 ， mmh 8 ， mmL 43 (GB/T 1095-2003) 现校核其强度： mmbLl 31 , mmNT 172 ，2hkM P akldTp 05.66102 3 查手册得 MPap 110 ，因为 pp ，故键符合强度要求。 .输出轴与联轴器间键的选择及校核 轴径 mmd 30 ，轮毂长度 mmL 58 ，查手册，选 A型平键，其尺寸为 mmb 8 ， mmh 7 ， mmL 52 (GB/T 1095-2003) 现校核其强度： mmbLl 44 , mmNT 169 ，2hkM P akldTp 16.73102 3 9.箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造（ HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， 大端盖分机体采用67isH配合 . 1. 机 体有足够的刚度 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 因其传动件速度小于 12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 大于 40mm 为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 3.6 3. 机体结构有良好的工艺性 . 铸件壁厚为 8mm，圆角半径为 R=5。机体外型简单，拔模方便 . 4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔 nts - 30 - 在机盖顶部 开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 M8紧固 B 油螺塞： 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油标： 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出 . D 通气孔： 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡 . E 位销： 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度 . F 吊钩： 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体 . 减速器机体结构尺寸如下： 名称 符号 计算公式 结果 箱座壁厚 83025.0 a 8 箱盖壁厚 1 8302.01 a 8 箱盖凸缘厚度 1b 11 5.1 b 12 箱座凸缘厚度 b 5.1b 12 箱座底凸缘厚度 2b5.22 b 20 地脚螺钉直径 fd12036.0 adfM18 地脚螺钉数目 n 查手册 4 轴承旁联接螺栓直径 1dfdd 75.01 M14 机盖与机座联2d 2d=（ 0.50.6）fdM12 nts - 31 - 10. 润滑密封设计 11. 联接螺栓直径 轴承端盖螺钉直
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