一级圆柱直齿减速器课程设计1124.5%90n%115
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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1124.5%90n%115,减速器课程设计
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机械设计 课程设计说明书 设计题目 ： 设计 用于螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器 开始日期 ： 2009 年 1 月 12 日 完成日期 ： 2009 年 1 月 19 日 班级学号 : 10704020203 设计者 : 陈云飞 指导教师 : 林昌华 所在院校 : 重庆理工大学 汽车学院 nts重庆理工大学机械设计课程设计 1 前言 减速器的结构随其类型和要求不同而异。单级圆柱齿轮减速器按其轴线在空间相对位置的不同分为：卧式减速器和立式减速器。前者两轴线平面与水平面平行，如图 1-2-1a所示。后者两轴线平面与水平面垂直，如图1-2-1b所示。一般使用较多的是卧式减速器，故以卧式减速器作为主要介绍对象。 单级圆柱齿轮减速器可以采用直齿、斜齿或人字齿圆柱齿轮。 图 1-2-2和图 1-2-3所示分别为单级直齿圆柱齿轮减速器的轴测投影图和结构图。减速器一般由箱体、齿轮、轴、轴承和附件组成。 箱体由箱盖与箱座组成。箱体是安置齿轮、轴 及轴承等零件的机座，并存放润滑油起到润滑和密封箱体内零件的作用。箱体常采用剖分式结构（剖分面通过轴的中心线），这样，轴及轴上的零件可预先在箱体外组装好再装入箱体，拆卸方便。箱盖与箱座通过一组螺栓联接，并通过两个定nts重庆理工大学机械设计课程设计 2 位销钉确定其相对位置。为保证座孔与轴承的配合要求，剖分面之间不允许放置垫片，但可以涂上一层密封胶或水玻璃，以防箱体内的润滑油渗出。为了拆卸时易于将箱盖与箱座分开，可在箱盖的凸缘的两端各设置一个起盖螺钉（参见图 1-2-3），拧入起盖螺钉，可顺利地顶开箱盖。箱体内可存放润滑油，用来润滑齿轮；如同时润滑滚 动轴承，在箱座的接合面上应开出油沟，利用齿轮飞溅起来的油顺着箱盖的侧壁流入油沟，再由油沟通过轴承盖的缺口流入轴承（参图 1-2-3）。 减速器箱体上的轴承座孔与轴承盖用来支承和固定轴承，从而固定轴及轴上零件相对箱体的轴向位置。轴承盖与箱体孔的端面间垫有调整垫片，以调整轴承的游动间隙，保证轴承正常工作。为防止润滑油渗出，在轴的外伸端的轴承盖的孔壁中装有密封圈（参见图 1-2-3）。 减速器箱体上根据不同的需要装置各种不同用途的附件。为了观察箱体内的齿轮啮合情况和注入润滑油，在箱盖顶部设有观察孔，平时用盖板封住 。在观察孔盖板上常常安装透气塞（也可直接装在箱盖上），其作用是沟通减速器内外的气流，及时将箱体内因温度升高受热膨胀的气体排出，以防止高压气体破坏各接合面的密封，造成漏油。为了排除污油和清洗减速器的内腔，在减速器箱座底部装置放油螺塞。箱体内部的润滑油面的高度是通过安装在箱座壁上的油标尺来观测的。为了吊起箱盖，一般装有一到两个吊环螺钉。不应用吊环螺钉吊运整台减速器，以免损坏箱盖与箱座之间的联接精度。吊运整台减速器可在箱座两侧设置吊钩（参见图 1-2-3）。 nts重庆理工大学机械设计课程设计 3 目 录 一、设计任务书 4 二、电动机的选择 6 三、计算传动装置的运动和动力参数 8 四、传动件的设计计算 12 五、轴的设计计算 22 六、箱体的设计 30 七、键联接的选择及校核计算 32 八、滚动轴承的选择及计算 34 九、联连轴器的选择 35 十、 减速器附件的选择 36 十一、润滑与密封 36 十二、设计小结 36 十三、参考资料目录 38 nts重庆理工大学机械设计课程设计 4 一、 机械设计课程设计任务书 题目： 设计一用于螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器。工作有轻振，单向运转，两班制工作。减速器小批生产，使用期限5年。输送机工作转速的容许误差为 5%。 (一 )、 总体布置简图 (二 )、工作情况： 工作有轻振，单向运转 (三 )、原始数据 输送机工作轴上的功率 P (kW) ： 4.5 输送机工作轴上的转速 n (r/min)： 90 输送机工作转速的容许误差 （）： 5 使用年限（年）： 5 工作制度（班 /日）： 2 nts重庆理工大学机械设计课程设计 5 (四 )、设计内容 1. 电动机的选择与运动参数计算； 2. 斜齿轮传动设计计算 3. 轴的设计 4. 滚动轴承的选择 5. 键和连轴器的选择与校核； 6. 装配图、零件图的绘制 7. 设计计算说明书的编写 (五 )、设计任务 1.减速器总装配图一张 2.输出轴及其输出轴上齿轮零件图各一张 3.设计说明书一份 (六 )、 设计进度 1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4、 第四阶段：装配图、零件 图的绘制及计算说明书的编写 nts重庆理工大学机械设计课程设计 6 计 算 及 说 明 结 果 二、 电动机的选择 1、电动机类型和结构的选择： 选择 Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2、电动机容量选择： 电动机所需工作功率为： 式（ 1）： d a (kw) 由电动机至 输送机 的传动总效率为： 总 = 4 5 根 据 机械设计课程设计 10 表 2-2 式中： 1、 2、 3、 4、 5 分别为 联轴器 1、 滚动 轴承 （一对） 、 圆柱直齿轮传动、联轴器 2和 圆锥齿轮传动 的传动效率。 取 =0.99， 0.99， 0.97， . 9、 5 0.93 则： 总 =0.99 0.994 0.97 0.99 0.93 =0.85 所以：电机所需的工作功率： Pd = / 总 =4.5/ 0.85 =5.3 (kw) 总 =0.85 Pd=5.3(kw) nts重庆理工大学机械设计课程设计 7 计 算 及 说 明 结 果 3、确定电动机转速 输送机工作轴 转速为： n 【（ 1-5%）（ 1+5%）】 90r/min 85.5 94.5 r/min 根据 机械设计课程设计 10表 2-3 推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围 =3。 取 开式圆锥齿轮传动的 传动比 = 3 。则总传动比理论范围为： a = 18。 故电动机转速的可选范为 Nd = a n =(6 18) 90 =540 1620 r/min 则符合这一范围的同步转速有： 750、 1000 和 1500r/min 根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表） 方案 电动机型号 额定功率 电动机转速 (r/min) 电动机重量 (N) 参考价格 传动装置传动比 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 650 1200 18.6 3.5 5.32 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 800 1500 12.42 2.8 4.44 3 Y160M2-8 5.5 750 720 1240 2100 9.31 2.5 3.72 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格 nw 85.594.5 r/min Nd =5301620 r/min nts重庆理工大学机械设计课程设计 8 计 算 及 说 明 结 果 和圆锥齿 轮带传动、减速器传动比，可见第 2方案比较适合。 此选定电动机型号为 Y132M2-6，其主要性能： 中心高 H 外形尺寸 L (AC/2+AD) HD 底角安装尺寸 A B 地脚螺栓孔直径 K 轴 伸 尺 寸 D E 装键部位尺寸 F GD 132 520 345 315 216 178 12 28 80 10 41 电动机主要外形和安装尺寸三、 计算传动装置的运动和动力参数 （一）确定传动装置的总传动比和分配级传动比 由选定的电动机满载转速 nm和工作机主动轴转速 n 1、可得传动装置总传动比为： ia= nm/ n =960/90 =10.67 ia=10.67 nts重庆理工大学机械设计课程设计 9 计 算 及 说 明 结 果 总传动比等于各传动比的乘积 分配传动装置传动比 ia=i0 i （式中 i0、 i分别为开式圆锥齿轮传动 和减速器的传动比） 2、分配各级传动装置传动比： 根据指导书 P10表 2-3，取 i0=3（ 圆锥齿轮传动 i=2 3） 因为： ia i0 i 所以： i ia i0 10.67/3 3.56 四、传动装置的运动和动力设计： 将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴， .以及 i0,i1， .为相邻两轴间的传动比 01， 12， .为相邻两轴的传动效率 P， P， .为各轴的输入功率 （ KW） T， T， .为各轴的输入转矩 （ N m） n ,n ,.为各轴的输入转矩 （ r/min） 可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数 i0=3 ii 3.56 nts重庆理工大学机械设计课程设计 10 计 算 及 说 明 结 果 1、运动参数及动力参数的计算 （ 1）计算各轴的转速 ： 轴： n = nm=960（ r/min） 轴： n = n / i=960/3.56=269.66r/min III轴： n = n 螺旋输送机 ： nIV= n /i 0=269.66/3=89.89 r/min （ 2）计算各轴的 输入 功率： 轴： P =Pd 01 =Pd 1 =5.3 0.99=5.247（ KW） 轴： P = P 12= P 2 3 =5.247 0.99 0.97=5.04（ KW） III轴 ： P = P 23= P 2 4 =5.04 0.99 0.99=4.94（ KW） 螺旋输送机 轴 ： PIV= P 2 5=4.54（ KW） n =960（ r/min） n = n =269.66 r/min nIV=89.89 r/min P =5.247（ KW） P =5.04（ KW） P =4.94（ KW） PIV=4.54（ KW） nts重庆理工大学机械设计课程设计 11 计 算 及 说 明 结 果 （ 3） 计算各轴的输入转矩： 电动机轴输出转矩为： Td=9550 Pd/nm=9550 5.3/960 =52.72 N m 轴： T = Td 01= Td 1 =52.72 0.99=52.2 N m 轴： T = T i 12= T i 2 3 =52.2 3.56 0.99 0.97=178.45N m III轴 ： T = T 2 4=174.9 N m 螺旋输送机轴： TIV = T i0 2 5=483.1N m （ 4） 计算各轴的输出功率： 由于 轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率： 故： P =P轴承 =5.247 0.99=5.2KW P = P轴承 =5.04 0.99=5.0KW P = P轴承 =4.94 0.99=4.9KW （ 5） 计算各轴的输出转矩： 由于 轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则： T = T轴承 =52.2 0.99=51.68 N m T = T轴承 =178.45 0.99= 176.67N m T = T轴承 =174.9 0.99= 173.15N m TTd =52.72 N m T =52.2 N m TII=178.45N m T =174.9 N m TIV=483.1N m P I= 5.2KW P II=5.0KW P III=4.9KW T I=51.68 N m T II=176.67 N m T III= 173.15 N m nts重庆理工大学机械设计课程设计 12 计 算 及 说 明 结 果 综合以上数据，得表如下： 轴名 功效率 P （ KW） 转矩 T （ N m） 转速 n r/min 传动比 i 效率 输入 输出 输入 输出 电动机轴 5.3 52.72 960 1 0.99 轴 5.25 5.2 52.2 51.68 960 0.96 3.56 轴 5.04 5.0 178.45 176.67 269.66 0.98 轴 4.94 4.9 174.9 173.15 269.66 3 0.92 输送机轴 4.54 4.50 483.1 478.27 89.89 四、 传动件的设计计算 (一 )、减速器内传动零件设计 (1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。 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。齿轮精度初选 8级 (2)、初选主要参数 Z1=21 ， u=3.6 Z2=Z1 u=21 3.6=75.6 取 Z2=76 Z1=21 Z2=76 nts重庆理工大学机械设计课程设计 13 计 算 及 说 明 结 果 由表 10-7选取齿宽系数 d =0.5（ u+1） a=1.15 （ 3） 按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径 d1t321 12 HHE ZZuudkT 确定各参数值 1) 试选 载荷系数 K=1.3 2) 计算 小齿轮 传递的 转矩 T1=9.55 106 P/n1=9.55 106 5.2/960 =5.17 104N mm 3) 材料弹性影响系数 由机械设计表 10-6取 ZE=189.8 MPa 4) 区域系数 ZH=2.5 5) 由图 10-21d按齿面硬度查得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MPaH 5502lim 。 6) 由式 10 13计算应力循环次数 N1 60n1jLh 60 960 1（ 2 8 300 5） 1.382 109 N2 N1/3.6 3.84 108 7) 由图 10-19取接触疲劳寿命系数 KHN1 0.93； KHN2 0.97 d 1.15 T1=5.17 104N mm N1 1.382 109 N2 3.84 108 nts重庆理工大学机械设计课程设计 14 计 算 及 说 明 结 果 8） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S 1，由式（ 10 12）得 H1S*KHN1 1limH 0.93 600MPa 558MPa H2S*KHN2 2limH 0.97 550MPa 533.5MPa （ 4）、 计算 1) 试算小齿轮分度圆直径 d1t， 代入 H中较小值 d1t 3 21 12 HEHdt ZZuuTK= 3 245.5338.1895.26.36.415.11017.51 .32 =49.06mm 2)计算圆周速度 v=100060 21 nd t=100060 96006.49 =2.5m/s 3) 计算齿宽 b及模数 mt b= d*d1t=1 49.76mm=49.06mm mt=11zdt=2106.49=2.33 mm h=2.25mt=2.25 2.33mm=5.242mm b/h=49.06/5.242=9.359 4)计算载荷系数 K 已知工作有轻振，所以取 KA=1.25， 根据 v=2.5m/s,8 级精度，由图 10 8查得动载系数 KV=1.08； H1 558MPa H2 533.5MPa d1t 49.06 mm v=2.5m/s b=49.06mm mt=2.33mm h=5.242mm b/h=9.359 nts重庆理工大学机械设计课程设计 15 计 算 及 说 明 结 果 由表 10 4 用插值法查得 8 级精度 ，小齿轮相对轴承对称布置时， KH =1.013 由图 10 13查得 KF =1.015 直齿轮 KH =KF =1。故载荷系数 K=KA*KV*KH *KH =1.25 1.08 1 1.013 =1.368 5)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（ 1010a）得 d1= 31 / tt KKd= 3 3.1/368.106.49 mm=49.90mm 6) 计算模数 m m 11zd=219.49mm=2.37 mm （ 5） 按齿根弯曲强度设计 由式 (10 5)得弯曲强度的设计公式为 m 3 21 2 F SaFad YYzKT 1） 确定 计算参数 A. 计算载荷系数 K=KA*KV*KF *KF =1.25 1.08 1 1.015=1.37 B. 查取齿型系数 由表 10 5查得 YFa1=2.76； YFa2=2.228 K=1.819 d1=49.90 mm m=2.37 mm K=1.37 nts重庆理工大学机械设计课程设计 16 计 算 及 说 明 结 果 C. 查取应力校正系数 由表 10 5查得 Ysa1=1.56； Ysa2=1.762 D. 计算弯曲疲劳许用应力 由图 10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 F1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 F2=380Mpa； 由图 10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.856， KFN2=0.892 取弯曲疲劳安全 系数 S=1.4，由式（ 10-12） F= SKFNF F1=428Mpa F2=242.11MPa E. 计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 111F SaFaYY=428 56.176.2 =0.01005 2 22F SaFa YY=11.242 762.1228.2 =0.01621 大齿轮的数值大。 （ 6）、 设计计算 m 324 0 1 6 2 1.02115.1105 .1 737.12 =1.65mm 对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数 1.65并就近圆整为标准值 m=2mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=49.90mm，算出小齿轮齿数 Z1=d1/m=49.90/2=24.95取 Z1=25 F 1=428 Mpa F 2=242.11MPa 111F SaFaYY= 0.01005 2 22F SaFa YY= 0.01621 m 1.65mm m=2mm Z1=25 nts重庆理工大学机械设计课程设计 17 计 算 及 说 明 结 果 大齿轮齿数 Z2=3.6x25=90 （ 7）、 几何尺寸计算 a) 计算分度圆直径 d1=m Z=2 25=50 mm d2=m Z1=2 90=180mm b) 计算中心距 a=m （ Z1+Z2） =2（ 25+90） /2=115 mm c) 计算齿轮宽度 b= d1 d=50 取 B2=50mm B1=55mm （ 8）、 结构设计 大齿轮采用腹板式，如图 10-39（机械设计） （二）、减速器外传动件设计 (1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。 直齿圆锥齿轮， 小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面， 小齿轮： 45钢。调质处理， 齿面 硬度为 230HBS；大齿轮： 45钢。正火处理， 齿面 硬度为 190HBS。 齿轮精度初选 8级 (2)、初选主要参数 Z1=26， u=3 Z2=Z1 u=26 3=72 取12 0 , 0 .3Rxx Z2=90 d1=50 mm d2=180mm a=115 mm B2=50mm B1=55mm Z1=26 u=3 Z2=72 nts重庆理工大学机械设计课程设计 18 计 算 及 说 明 结 果 （ 3）确定许用应 力 A: 确定极限应力limH和limF齿面硬度：小齿轮按 230HBS，大齿轮按 190HBS 查图 10-21得lim1H=580Mpa, lim2H=550 Mpa 查图 10-20得 lim1F =450Mpa, lim2F =380Mpa B: 计算应力循环次数 N，确定寿命系数 kHN,kFN N1=60n3jLh =60 269.66 1 （ 2 8 300 5） =3.883 108 N2=N1/u=3.883 108/3=1.294 108 查图 10 19得 kHN1=0.96,kHN2=0.98 C：计算接触许用应力 取min 1HS min 1.4FS 由许用应力接触疲劳应力公式 M PaSHHH 8.556k H N 1 1lim1 M PaSHHH 539k H N 2 2lim2 查图 10-18得 kFE1=0.89 kFE2=0.91 aFFF MPS 07.2864.189.0450k FE 11lim1 aFFF MPS 2474.191.0380k FE 22lim2 （ 4）初步计算齿轮的主要尺寸 N1=3.883 108 N2=1.294 108 nts重庆理工大学机械设计课程设计 19 计 算 及 说 明 结 果 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式（ 10 26）试算，即 dt 3 22RRu5.0192.2 HEt ZTK）（确定各参数值 1) 试选载荷系数 K=1.3 2) 计算小齿轮传递的转矩 T1=9.55 106 P/n3=9.55 106 4.9/269.66 =1.74 104N mm 3) 材料弹性影响系数 由机械设计表 10-6取 ZE=189.8 MPa 4）试算小齿轮分度圆直径 d1t dt 3 22RRu5.0192.2 HEt ZTK）（= 3 2245398.18933.05.013.01074.13.192.2 ）（=47.53mm 5）计算圆周速度 v=100060 21 nd t=100060 66.26953.47 =0.671m/s 因为有轻微震动，查表 10-2 得 KA=1.25。 根据v=0.67m/s,8级精度，由图 10 8查得动载系数 KV=1.03； T1=1.74 104N mm dt 47.53mm v=0.671m/s nts重庆理工大学机械设计课程设计 20 计 算 及 说 明 结 果 取 故载荷系数 K=KA*KV*KH *KH =1.25 1.03 1 1.2 =1.545 6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（ 10 10a）得 d1= 31 / tt KKd= 3 3.1/545.153.47 mm=50.34mm 50.34=42.789mm 7） 计算大端模数 m m 11zd=2634.50mm=1.94 mm （ 5）、齿根弯曲疲劳强度设计 由式 (10 23) mn 3 2212RR 1u5.01 4 F SaFa YYzKT ）（ 确定计算参数 1） 计算载荷系数 由表 10-9查得 KH be=1.25 则 KF =1.5 KH be=1.875 K=KAKVKF KF =1.25 1.03 1 1.875=2.414 2）齿形系数和应力修正系数 K=1.545 d1=50.34mm dm1=42.789mm m=1.94 K=2.414 nts重庆理工大学机械设计课程设计 21 计 算 及 说 明 结 果 因为齿形系数和应力修正系数按当量齿数cosv zz 算。其中 查表 10-5 齿形系数 YFa1=2.57； YFa2=2.06 应力修正系数 Ysa1=1.60； Ysa2=1.97 3） 计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 111F SaFaYY=07.286 60.157.2 =0.01437 2 22F SaFa YY=247 97.106.2 =0.01643 大齿轮的数值大。 4）设计计算 mn 3 2212RR 1u5.01 4 F SaFa YYzKT ）（ = 32224 0 .0 1 6 4 313263.05.013.01074.1414.24 ）（=1.812 对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数 1.812 并就近圆整为标准值 m=2mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=50.34mm，算出小齿轮齿数 Z1=d1/m=50.34/2=25.17 取 Z1=25 111F SaFaYY= 0.01437 2 22F SaFa YY= 0.01643 mn 1.812 Z1=25 nts重庆理工大学机械设计课程设计 22 计 算 及 说 明 结 果 大齿轮齿数 Z2=3x25=75 （ 7）、 几何尺寸计算 1） 计算分度圆直径 d1=m Z=2 25=50 mm d2=m Z1=2 75=150mm 2)计算锥距 R=21ud12d221d 222 ）（）（ =79.06 3)计算齿轮宽度 b= R R=79.06x0.3=23.7 取 B2=30mm B1=25mm 五、 轴的设计计算 （一）、 减速器输入轴（ I轴） 1、 初步确定轴的最小直径 选用 45#调质，硬度 217-255HBS 轴的输入功率为 PI=5.25 KW 转速为 nI=960r/min 根据课本 P370（ 15-2）式，并查表 15-3，取 A0=115 d mmnP 26.2096025.5115A 330 2、 求作用在齿轮上的受力 Z2=75 d1=50 mm d2=150mm R=79.06 b=23.7 B2=30mm B1=25mm d mm26.20 nts重庆理工大学机械设计课程设计 23 计 算 及 说 明 结 果 因已知道小齿轮的分度圆直径为 d1=50mm 而 Ft1=dT2=2067.2N Fr1=Ftntan=752.4N 圆周力 Ft1，径向力 Fr1的方向如下图所示 。 3、 轴的结构设计 1） 拟定轴上零件的装配方案 1， 5 滚动轴承 2 轴 3 齿轮轴的轮齿段 6 密封盖 7 轴承端盖 8 轴端挡圈 9 半联轴器 2） 确定轴各段直径和长度 1 从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加 5%，取 =22mm，根据计算转矩 TC=KA TI=1.3 52.2=67.86Nm， 查标准 GB/T 5014 1986，选用 YL6型 凸缘 联轴器， 半联轴器长度为 l1=52mm,轴段长 L1=50mm 2 右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求， 该段的直径 Ft1=2067.2N Fr1=752.4N D1=24mm L1=50mm nts重庆理工大学机械设计课程设计 24 计 算 及 说 明 结 果 取 30mm,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左端面的距离为 30mm，故取该段长为 L2=74mm 3 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用 6207 型轴承，其 尺寸为 d D B=35 72 17，那么该段的直径为 35mm，长度为 L3=20mm 4 右起第四段， 为滚动轴承的定位轴肩 ,其直 径应小于滚动轴承的内圈外径，取 D4= 45mm，长度取 L4= 22.5mm 5 右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为 54mm，分度圆直径为 50mm，齿轮的宽度为 55mm，则，此段的直径为 D5= 54mm，长度为 L5=55mm 6 右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩 ,其直径应小于滚动轴 承的内圈外径，取 D6= 45mm 长度取 L6= 22.5mm 7 右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为 D7=35mm，长度 L7=20mm 4、 求轴上的的载荷 1） 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力： RA=RB=Ft/2 =1033.6N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 Fa=0 D2=30mm L2=74mm D3=35mm L3=20mm D4= 45mm L4= 22.5mm D5= 54mm L5=55mm D6= 45mm L6= 22.5mm D7= 35mm，L7=18mm RA=RB =1033.6N nts重庆理工大学机械设计课程设计 25 计 算 及 说 明 结 果 那么 RA =RB =Fr/2=376.2N 2） 作出轴上各段受力情况及弯矩图 3） 判断危险截面并验算强度 1 右起第四段剖面 C 处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面 C为危险截面。 已知 MeC2=70.36Nm ,由课本表 15-1有 : -1 =60Mpa 则： RA =RB 376.2 N nts重庆理工大学机械设计课程设计 26 计 算 及 说 明 结 果 e= MeC2/W= MeC2/(0.1 D43) =70.36 1000/(0.1 453)=7.72 -1 2 右起第一段 D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1 D13) =35.4 1000/(0.1 243)=25.61 Nm -1 所以确定的尺寸是安全的 。 （二）、减速器输出轴（ II轴） 1、 初步确定轴的最小直径 选用 45#调质，硬度 217-255HBS 轴的输入功率为 PI=5.04KW 转速为 nI=269.66r/min 根据课本 P370（ 15-2）式，并查表 15-3，取 A0=115 d mmnP 52.3066.26904.5115A 330 2、 求作用在齿轮上的受力 因已知道大 齿轮的分度圆直径为 d2=180mm 而 Ft1=dT2=1963N Fr1=Ftntan=714.5N 圆周力 Ft1，径向力 Fr1的方向如下图所示 。 d mm52.30 Ft1=1963N Fr1=714.5N nts重庆理工大学机械设计课程设计 27 计 算 及 说 明 结 果 3、 轴的结构设计 1） 拟定轴上零件的装配方案 1， 5 滚动轴承 2 轴 3 齿轮 4 套筒 6 密封盖 7 键 8 轴承端盖 9 轴端挡圈 10 半联轴器 2） 确定轴各段直径和长度 1 从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加 5%，取 32mm，根据计算转矩 TC=KA T =1.3178.45=231.99N.m， 查标准 GB/T 5014 1985，选用 HL2型弹性柱销联轴器， 半联轴器长度为 l1=82mm,轴段长 L1=80mm 2 右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该 段的直径取 40mm,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左端面的距离为 30mm，故取该段长为 L2=74mm 3 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则 D1=32mm L1=80 D2= 40mm L2=74mm nts重庆理工大学机械设计课程设计 28 计 算 及 说 明 结 果 轴承有径向力，而轴向力为零，选用 6209型轴承，其尺寸为 d D B=45 85 19，那么该段的直径为 45mm，长度为L3=41mm 4 右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加 5%，大齿轮的分度圆直径为 180mm，则第四段的直径取 50mm,齿轮宽为 b=50mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为 L4=48mm 5 右起第五段，考虑齿轮的轴向定位 ,定位轴肩，取轴肩的直径为 D5= 56mm ,长度取 L5=6mm 6 右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩 ,其直径应小于滚动轴承的 内圈外径，取 D6= 60mm 长度取 L6= 20mm 7 右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为 D7=45mm，长度 L7=19mm 4、 求轴上的的载荷 1）根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力： RA=RB=Ft/2 =981.5N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 Fa=0 那么 RA =RB =Fr/2=357.25N 4） 作出轴上各段受力情况及弯矩图 D3= 45mm L3=41mm D4= 50mm L4=48mm D5= 56mm L5=6mm D6= 60mm L6= 20mm D7= 45mm，L7=19mm RA=RB=Ft/2 =981.5N RA =RB =357.25N nts重庆理工大学机械设计课程设计 29 计 算 及 说 明 结 果 5） 判断危险截面并验算强度 1 右起第四段剖面 C 处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面 C为危险截面。 已知 MeC2=121.83Nm ,由课本表 15-1有 : -1 =60Mpa 则： e= MeC2/W= MeC2/(0.1 D43) nts重庆理工大学机械设计课程设计 30 计 算 及 说 明 结 果 =124.83 1000/(0.1 503)=9.75 -1 2 右起第一段 D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1 D13) =106 1000/(0.1 323)=32.35Nm -1 所以确定的尺寸是安全的 。 六、 箱体的设计 1. 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。 2. 放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。 3. 油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。 4. 通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗 漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。 nts重庆理工大学机械设计课程设计 31 计 算 及 说 明 结 果 5. 启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉 ，将便于调整。 6. 定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。 7. 调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用 8. 环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。 9. 密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。 箱体结构尺寸选择如下表： nts重庆理工大学机械设计课程设计 32 计 算 及 说 明 结 果 名称 符号 尺寸（ mm） 机座壁厚 10 机盖壁厚 1 10 机座凸缘厚度 b 15 机盖凸缘厚度 b 1 15 机座底凸缘厚度 b 2 25 地脚螺钉直径 df 20 地脚螺钉数目 n 4 轴承旁联结螺栓直径 d1 16 机盖与机座联接螺栓直径 d2 12 轴承端盖螺钉直径 d3 10 窥视孔盖螺钉直径 d4 8 定位销直 径 d 8 df， d1, d2至外机壁距离 C1 28, 24, 20 df， d1, d2至凸缘边缘距离 C2 24, 20， 16 轴承旁凸台半径 R1 12, 8 凸台高度 h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作 为准 外机壁至轴承座端面距离 l1 35 大齿轮顶圆与内机壁距离 1 12 齿轮端面与内机壁距离 2 20 机盖、机座肋厚 m1 ,m2 8， 8 轴承端盖外径 D2 90， 105 轴承端盖凸缘厚度 t 10 轴承旁联接螺栓距离 S 尽量靠近 ，以 Md1和 Md2互不干涉为准，一般s=D2 七、 键联接的选择及校核计算 1.输出轴与齿轮 2联接用平键联接 轴径 d3=50mm L3=48mm T =178.45Nm 查手册 选用 A型平键 A 键 16 10 GB1096-2003 L=L1-b=48-16=32mm 根据课本（ 6-1）式得 nts重庆理工大学机械设计课程设计 33 计 算 及 说 明 结 果 p=4 T/(d h L) =4 176.67 1000/（ 16 10 32） =138.02Mpa R (150Mpa) 2. 输入轴与联轴器 1联接采用平键联接 轴径 d2=24mm L2=50mm T =51.68N m 查手册 选 C型平键 GB1096-2003 B 键 8 7 GB1096-79 l=L2-b=50-8-2=40mm h=7mm p=4 T /（ d h l） =4 51.68 1000/（ 8 7 40） = 92.28Mpa p (150Mpa) 3. 输出轴与联轴器 2联接采用平键联接 轴径 d2=32mm L2=80mm T =176.67N m 查手册 选 C型平键 GB1096-2003 C 键 10 8 GB1096-79 l=L2-b=80-10=70mm h=8mm p=4 T /（ d h l） =4 176.67 1000/（ 10 8 70） = 126.2Mpa p (150Mpa) nts重庆理工大学机械设计课程设计 34 计 算 及 说 明 结 果 八、 滚动轴承的选择及计算 根据条件，轴承预计寿命 Lh=2 8 300 5=24000小时 1.输入轴的轴承设计计算 （ 1）初步计算当量动载荷 P 因该轴承在此工作条件下只受到 Fr 径向力作用，所以P=Fr=752.4N （ 2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 1 0 0 5 7 .9 1 N2400
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