二级直齿减速器课程设计151.8%1.1%350%141%166.5.doc
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减速器课程设计
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二级直齿减速器课程设计151.8%1.1%350%141%166.5,减速器课程设计
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2008 级内燃机专业课程设计 机械设计课程设计 2010-2011 第 2 学期 姓 名： 班 级： 指导教师： 成 绩： 日期： 2011 年 5 月 nts机械设计课程设计说明书 - 1 - 目 录 1、设计任务书 .(2) 2、电动机的选择 .(3) 3、计算传动装置的运动和动力参数 .(4) 4、传动件设计（齿轮） .(6) 5、轴的设计 (10) 6、滚动轴承校核 (18) 7、连接设计 (19) 8、减速器润滑及密封 (19) 9、箱体及其附件结构设计 (20) 10、设计总结 .(22) 11、参考资料 .(23) nts 展开式二级圆柱齿轮减速器 - 2 - 设计内容 计算及说明 结 果 1、设计任务书 设计任务书 设计题目 4： 带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器 1、 系统简图 联轴器减速器联轴器滚筒v输送带电动机2、 工作条件 单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动，单班制工作，使用期限 5 年，输送带速度容许误差为 5%。 3、 原始数据 已知条件 题 号 D1 D2 D3 D4 D5 D6 输送带拉力 F（ N） 1.6103 1.8103 2103 2.2103 2.4103 2.6103 输送带速度 v（ m/s） 1.0 1.1 0.9 0.9 1.2 1.0 滚筒直径D(mm) 400 350 300 300 300 300 注：小组成员按次序选题，本设计所选题号为 D2。 4、传动方案的分析 带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器 ,再经联轴器将动力传至输送机滚筒 ,带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低 速级都采用直齿圆柱齿轮传动。 nts机械设计课程设计说明书 - 3 - 设计内容 计算及说明 结 果 2、电动机的选择 电动机的选择 1、类型选择 电动机的类型根据动力源和工作条件 ,选用 Y系列封闭式三相异步电动机。 2、功率选择 (1)工作机所需功率WP工作机所需功率为：1000WWW vFP 式中， NFW 3108.1 ， smvW 1.1，代入上式得： kWkWP W 98.11000 1.1108.1 3 ； (2)电动机所需功率dP电动机所需功率为：WPP 0从电动机至卷筒主动轴之间的传动装置的总效率为： 卷筒联轴器齿轮轴承 223 查 2表 11-9： 轴承传动效率 （ 3对） 98.0轴承， 齿轮传动效率（ 8级 2对） 97.0齿轮， 联轴器传动效率（ 2个） 99.0联轴器， 滚筒传动效率（ 1个） 96.0卷筒， 则： 833.096.099.097.098.0 224 ， kWPP Wd 4.2833.0 98.1 ； (3)电动机额定功率mP选取电动机额定功率mP，使0)3.11( PPm ， 查 2表 20-5 取 kWPm 3； kWPW 98.1 0.833 kWPd 4.2 kWPm 3 nts 展开式二级圆柱齿轮减速器 - 4 - 设计内容 计算及说明 结 果 3、转速选择 根据已知条件计算出工作机卷筒的转速为： m in60350 1.11 0 0 0601 0 0 060 rD vn ww ， 查 2推荐二级圆柱齿轮减速器传动比为： 408i ； 故电动机转速为： m in2 4 0 0480m in60)408( rrnin wm 4、型号选择 符合这一范围的转速有： min750r 、 min1000 r 、 min1500 r ,综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，选用同步转速为 min1000 r 的电动机作为原动机。 查 2表 20-5，选定型号为 Y132M1-6的电动机。主要性能如下表： 型号 额定功率 满载转速 额定转矩堵转转矩 额定转矩最大转矩 Y132S-6 3kW 960r/min 2.0 2.0 min60 rnw 408i min2400480rnm 3、计算传动装置的运动和动力参数 计算传动装置的运动和动力参数 1、 传动装置的总传动比及其分配 根据电动机的满载转速mn和滚筒转速wn可算出传动装置总传动比为： 1660960 wmnni总； 二级圆柱齿轮减速器分配到各级传动比为： (1)高速级的传动比为： 4 .6 51635.135.11 总ii (2)低速级的传动比为： 3 .4 465.41612 iii 总 2、各轴转速 将传动装置各轴由高速到低速依次定为 1轴、 2轴、 3轴、 4轴，则： min9601 rnn m ， 16总i 4.651 i 3.442 i 各轴转速 min9601 rn nts机械设计课程设计说明书 - 5 - 设计内容 计算及说明 结 果 m in5.20665.4960112 rinn ， m in0.6044.3 5.206223 rinn ， min0.6034 rnn ； 3、各轴功率 kWPP d 376.299.04.21 联轴器 ， kWPP 305.298.097.0763.212 轴承齿轮 ， kWPP 362.298.097.0763.223 轴承齿轮 ， kWPP 142.298.099.0763.234 轴承联轴器 ； 4、各轴转矩 mNnPTddd 875.23960 4.295509550， mNnPT 64.23960376.295509550111， mNnPT 6.1065.206 305.295509550222， mNnPT 9.35560236.295509550333， mNnPT 4.35260214.295509550444； 由以上数据得各轴运动及动力参数表： 项 目 电动机轴 1轴 2轴 3轴 4轴 转速 (r/min) 960 960 206.5 60 60 功率（ kW） 2.4 2.376 2.305 2.236 2.214 转矩（ N m） 23.875 23.64 106.6 355.9 352.4 传动比 1 1 4.65 3.44 1 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.99 min5.2062 rn min0.603 rn min0.604 rn 各轴功率 kWP 376.21 kWP 2.3052 kWP 2.2363 kWP 2.2144 各轴转矩 mNT d 875.23mNT 64.231 mNT 6.1062 mNT 9.3553 mNT 4.3524 nts 展开式二级圆柱齿轮减速器 - 6 - 设计内容 计算及说明 结 果 4、传动件设计(齿 轮 ) 4.1 高速级齿轮传动设计 传动件设计（齿轮） (按本次机械设计课程设计要求，选用直齿圆柱齿轮 ) 4.1 高速级齿轮传动设计 1、选材料、精度等级及齿数 (1)由 1表 11-1 选择：小齿轮材料为 40Cr（调质），取硬度 280HBS，接触疲劳极限 MPaH 7301lim ，弯曲疲劳极限 MPaFE 4501 ；大齿轮材料为 45 钢（调质），取硬度 240HBS，接触疲劳极限 MPaH 6002lim ，弯曲疲劳极限 MPaFE 4502 ；二者材料硬度差为 40HBS； (2)精度等级选用 8 级精度； (3)试选小齿轮齿数 201z ，则大齿轮齿数： 932065.4112 ziz 2、 按齿面接触强度设计 查 1公式（ 11-3）有小齿轮最小 1d 设计依据： 3 2112 HHEdZZuuKTd确定公式中的各计算数值： (1)查 1表 11-3，选择载荷系数 3.1K ； (2)小齿轮的转矩： mmNTT 236401 ； (3)查 1表 11-6，选择齿宽系数 8.0d； (4)齿数比 65.41 iu ； (5)由 1表 11-4，选择弹性系数 8.189EZ ； (6)对于标准齿轮，区域系数 5.2HZ ； (7)查 1表 11-5，取安全系数 1.1HS ，则： 小齿轮许用接触应力 M P aSHHH 6641.1730 1l i m1 ， 201 z ， 932 z MPaH 6641 nts机械设计课程设计说明书 - 7 - 设计内容 计算及说明 结 果 大齿轮许用 接触应力 M P aSHHH 5.5 4 41.16 0 0 2l i m2 ； 计算： 小齿轮分度圆直径： mmZZuuKTdHHEd39.415.5445.28.18965.4165.48.0236403.12123 23 211 ； 设计模数： mmzdm 1.220 39.4111 3、 按轮齿弯曲强度设计 查 1有轮齿弯曲强度验算公式（ 11-6）： 321 2FSaFadYYzKTm确定公式中的各计算数值： (1)查 1图 11-8，取齿形系数 92.2FaY； (2)查 1图 11-9，取应力集中系数 56.1SaY； (3)查 1表 11-5，取安全系数 25.1FS ，则： 小齿轮许用弯曲应力 M P aSFFEF 36025.1450 11 ， 大齿轮许用弯曲应力 M P aSFFEF 36025.1450 22 ； 计 算： mmYYzKTmFSaFad4.236056.192.2208.0236403.122323211 MPaH 5.5442 mmd 39.411 MPaF 3601 MPaF 3602 mmm 4.2 nts 展开式二级圆柱齿轮减速器 - 8 - 设计内容 计算及说明 结 果 4.2 低速级齿轮传动设计 4、决定模数 综合 按齿面接触强度设计与按轮齿弯曲强度设计结果的比较，以相对大者为基准，并按 1表 4-1 取标准模数 mmm 5.2 。 5、 几何尺寸计算 (1)分度圆直径： mmmzd 505.22011 ， mmmzd 5.3225.29322 ； (2)齿轮齿宽： mmdbd 40508.01 ， 取 mmb 451 ， mmb 402 ； (3)中心距： mmdda 141 .252 5.232502 21 (4)齿轮圆周速度： smndv 512.260000 96050100060 11 ； 对照 1表 11-2 可知选用 8 级精度是合宜的。 4.2 低速级齿轮传动设计 1、选材料、精度等级及齿数 (1)由 1表 11-1 选择：小齿轮材料为 40Cr（调质），取硬度 280HBS，接触疲劳极限 MPaH 7301lim ，弯曲疲劳极限 MPaFE 4501 ；大齿轮材料为 45 钢（调质），取硬度 240HBS，接触疲劳极限 MPaH 6002lim ，弯曲疲劳极限 MPaFE 4502 ；二者材料硬度差为 40HBS； (2)精度等级选用 8 级精度； (3)试选小齿轮齿数 251z ，则大齿轮齿数 862544.3122 ziz 2、 按齿面接触强度设计 查 1公式（ 11-3）有小齿轮最小 1d 设计依据： 3 2112 HHEdZZuuKTd确定公式中的各计算数值： (1)查 1表 11-3，选择载荷系数 3.1K ； mmd 501 mmd 5.2322 mmb 451 mmb 402 mma 25.141 smv 512.2 251 z 862 z nts机械设计课程设计说明书 - 9 - 设计内容 计算及说明 结 果 (2)小齿轮的转矩： mmNTT 1 0 6 6 0 02 ； (3)查 1表 11-6，选择齿宽系数 8.0d； (4)齿数比 44.32 iu ； (5)由 1表 11-4，选择弹性系数 8.189EZ ； (6)对于标 准齿轮，区域系数 5.2HZ ； (7)查 1表 11-5，取安全系数 1.1HS ，则： 小齿轮许用接触应力 M P aSHHH 6641.1730 1l i m1 ， 大齿轮许用接触应力 M P aSHHH 5.5 4 41.16 0 0 2l i m2 ； 计算： 小齿轮分度圆直径： mmZZuuKTdHHEd77.695.5445.28.18944.3144.38.01066003.12123 23 221 设计模数： mmzdm 8.225 77.6911 3、 按轮齿弯曲强度设计 查 1有轮齿弯曲强度验算公式（ 11-6）： 321 2FSaFadYYzKTm确定公式中的各计算数值： (1)查 1图 11-8，取齿形系数 73.2FaY； (2)查 1图 11-9，取应力集中系数 6.1SaY； MPaH 6641 MPaH 5.5442 mmd 77.691 nts 展开式二级圆柱齿轮减速器 - 10 - 设计内容 计算及说明 结 果 4.3 传动齿轮主要参数表 (3)查 1表 11-5，取安全系数 25.1FS ，则： 小齿轮许用弯曲应力 M P aSFFEF 36025.1450 11 ， 大齿轮许用弯曲应力 M P aSFFEF 36025.1450 22 ； 计算： mmYYzKTmFSaFad9.13606.173.2258.01066003.122323211； 4、 决定模数 综合 按齿面接触强度设计与按轮齿弯曲强度设计结果的比较，以相对大者为基准，并按 1表 4-1 取标准模数 mmm 3 。 5、 几何尺寸计算 (1)分度圆直径： mmmzd 7532511 ， mmmzd 25838622 ； (2)齿轮齿宽： mmdbd 60758.01 ， 取 mmb 651 ， mmb 602 ； (3)中心距： mmdda 1 6 6 .52 258752 21 (4)齿轮圆周速度： smndv 0 .8 16 0 0 0 0 5.206751 0 0 060 21 ； 对照 1表 11-2 可知选用 8 级精度是合宜的。 4.3 传动齿轮主要参数表 高速级 低速级 齿数 z 20 93 25 86 中心距 a(mm) 141.25 166.5 模数 m(mm) 3 3 齿宽 b(mm) 55 50 65 60 分度圆直径 d(mm) 50 232.5 75 258 MPaF 3601 MPaF 3602 mmm 9.1 mmd 751 mmd 2582 mmb 651 mmb 602 mma 5.166 smv 81.0 nts机械设计课程设计说明书 - 11 - 设计内容 计算及说明 结 果 5、轴的设计 5.1 高速轴 1的设计 轴的设计 （在本次设计中为减轻设计负担，只进行高速轴的强度校核） 5.1 高速轴 1 的设计 1、选择材料及热处理方式 选取轴 的材料为 45 号钢，调质处理。 2、初估轴径 按扭转强度法估算高速轴的直径，由 1表 14-2，取常数 116C ，由1公式 (14-2)，轴的最小直径满足： mmnPCnPCd 7.15960376.211633113m i n ； 此轴的最小直径 mind 即安装在联轴器处轴的最小直径 d， 为了使所选的轴的直径 d与联轴器的孔径相适应，故需同 时选取联轴器的型号。 3、选择联轴器 查 1表 17-1，取 5.1AK ,则计算转矩： mNTKT dAC 3 5 . 8 1 3875.235.1 ； 按照nC TT 及电动机轴尺寸等限制条件，查 3表 13-1，选用 HL3 型弹性柱销联轴器。其公称转矩 mNTn 630，半联轴器的孔径mmd 4230 ，故取高速轴最小直径 min- 30 dmmd 。 4、初选轴承 考虑到主要承受 径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许一定的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低等因素，根据 1表 16-2 选用深沟球轴承。又根据设计尺寸 mmd 33，由 2表 18-2 选用轴承型号为 6207，其mmd 35 ， mmB 17 。 5、高速轴 1 的结构设计 (1)拟定轴的结构方案如图（采用齿轮轴设计）： mmd 7.15min mNT C 813.35选用 HL3 型弹性柱销联轴器 选用 6207 深沟球轴承 nts 展开式二级圆柱齿轮减速器 - 12 - 设计内容 计算及说明 结 果 (2)各轴段直径与长度的确定 1)由所选半联轴器的孔径 mmd 4230 ，取高速轴最小直径mmd 30- ；半联轴器与轴配合的毂孔长度为 mmL 82 ， - 断的长度应比 L 略短一些，现取 mmL 80； 2)为满足半联轴器的轴向定位要求， - 轴段右端要求制出一轴肩，故取 - 段的直径 mmd 33； 轴承端盖的总宽度为 30mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定）， 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为 10mm。故取 mmL 40。 3) 根 据 所 选 轴 承 尺 寸 确 定 mmdd 35- ， mmLL 27 ； 4)为满足轴承的轴向定位要求， 取 mmd 40，综合中间轴设计取 mmL 5.87； 5)轴的齿轮段 直径 mmd 50，长度 mmL 45； 6)由右端轴承轴向固定需求，取 - 直径 mmd 40，长度mmL 5.7 ； 至此已初步确定各轴段的直径与长度。 (3)轴上零件的周向固定 1)半联轴器与轴的周向定位采用平键联接， 配合选 H7/k6。 按 mmd 30- ，由 1表 10-9 查得平键的截面 mmb 8 ， mmh 7 ，根据该轴段长度，取 mmL 70 。 2)滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 m6。 (4)轴上倒角与圆角 根据 4表 15-2，取轴端倒角 C1.2，各轴肩处的圆角半径见齿轮轴零件图。 mmd 30- mmL 80 mmd 33 mmL 40 mmdd 35- mmLL 27 mmd 40 mmL 5.87 mmd 50 mmL 45 mmd 40 mmL 5.7 H7/k6 键 8 7 70GB/T 1069-1979 m6 倒角 C1.2 nts机械设计课程设计说明书 - 13 - 设计内容 计算及说明 结 果 6、轴的受力分析 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。确定轴的支点位置，对与轴承 6207，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为 266.5mm。 计算轴齿轮上的圆周力： NdTF t 6.9 4 5502 3 6 4 02211 ， 径向力： NFFtr 2.34420t a n6.945t a n 根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 7、判断危险截面 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出 C 截面是危险截面。现将 C截面处的 MH、 MV及 M 的值列于下表： 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 NFNH 3.2601 NFNH 3.6852 NFNV 8.941 NFNV 4.2492 弯矩 mmNM H 33579 mmNM V 12221 总弯矩 mmNM 35734 扭矩 mmNT 236401 8、轴的弯扭合成强度校核 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核 最大扭矩的截面（即危险截面C）的强度。 NFt 6.945 NFr 2.344 nts 展开式二级圆柱齿轮减速器 - 14 - 设计内容 计算及说明 结 果 5.2 中间轴 2的设计 根据 4公式 15-5 及 4表 15-4 中轴的抗弯截面系数的计算公式，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6，轴的计算应力： M P aWTMca1.3501.0)236406.0(35734)(322212； 之前已选定轴的材料为 45号调制钢，由 4表 15-1查得许用弯曲应力 MPa601 。因此 1 ca ，故安全。 5.2 中间轴 2 的设计 1、选择材料及热处理方式 选取轴的材料为 45 号钢，调质处理。 2、初估轴径 按扭转强度法估算高速轴的直径， 由 1表 14-2，取常数 116C ，由1公式 (14-2)，轴的最小直径满足： mmnPCnPCd 92.255.206 305.211633223m i n ； 3、初选轴承 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许一定的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低等因素，根据 1表 16-2 选用深沟球轴承。又根据设计尺寸取min30 dmmd ，由 2表 18-2 选用轴承型号为 6206，其 mmd 30 ， mmB 16 。 5、中间轴 2 的结构设计 (1)拟定轴的结构方案如图： (2)各轴段直径与长度的确定 1) 根 据 所 选 轴 承 的 直 径 mmd 30 ， 取 中 间 轴 最 小 直 径mmdd 30- ； 综 合 壁 厚 及 箱 体 尺 寸 等 因 素 ， 现 取mmLL 40- ； MPaca 1.3 mmd 92.25min 选用 6206 深沟球轴承 mmdd 30- mmLL 40- nts机械设计课程设计说明书 - 15 - 设计内容 计算及说明 结 果 5.3 低速轴 3的设计 2)为满足齿轮的轴向定位要求， - 轴段右端及 - 轴段左端要求制出一轴肩，故取 mmdd 36- 。 根据高速级大齿轮及低速级小齿轮的齿宽，分别取 mmL 61， mmL 36； 3)为满足齿轮的轴向定位要求， 取 mmd 43。 根据齿轮间间隙推荐值，取 mmL 15； 至此已初步确定各轴段的直径与长度。 (3)轴上零件的周向固定 1)齿轮与轴的周向定位采用平键联接。 - 段平键，按 mmd 36- ，由 1表 10-9 查得平键的截面mmb 10 ， mmh 8 ，由该轴段长度取 mmL 50 。 - 段平键，按 mmd 36- ，由 1表 10-9 查得平键的截面mmb 10 ， mmh 8 ，由该轴段长度取 mmL 28 。 同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选 H7/n6。 2)滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 m6。 (4)轴上倒角与圆角 根据 4表 15-2，取轴端倒角 C1，各轴肩处的圆角半径见中间轴零件图。 5.3 低速轴 3 的设计 1、选择材料及热处理方式 选取轴的材料为 40Cr，调质处理。 2、初估轴径 按扭转强度法估算高速轴的直径，由 1表 14-2，取常数 100C ，由1式 (14-2)，轴的最小直径满足： mmnPCnPCd 7.3260236.210033333m i n ； 此轴的最小直径 mind 即安装在联轴器处轴的最小直径 d ， 为了使所选的轴的直径 d 与联轴器的孔径相适应，所以需要同时选取联轴器的型号。 mmdd 36- mmL 61 mmL 36 mmd 43 mmL 15 键 10 8 50GB/T 1069-1979 键 10 8 28GB/T 1069-1979 倒角 C1.2 mmd 7.32min nts 展开式二级圆柱齿轮减速器 - 16 - 设计内容 计算及说明 结 果 3、选择联轴器 查 1表 17-1，取 5.1AK ,则计算转矩： mNTKT AC 5 3 3 . 8 59.3555.13 ； 按照nC TT 及电动机轴尺寸等限制条件，查 3表 13-1，选用 HL3 型弹性柱销联轴器。其公称转矩 mNTn 630，半联轴器的孔径mmd 4230 ，故取低速轴 3 最小直径 min- 35 dmmd 。 4、初选轴承 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许一定的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低等因素，根据 1表 16-2 选用深沟球轴承。又根据设计尺寸 mmd 42，由 2表 18-2 选用轴承型号为 6209，其mmd 45 ， mmB 19 。 5、低速轴 3 的结 构设计 (1)拟定轴的结构方案如图： (2)各轴段直径与长度的确定 1)由所选半联轴器的孔径 mmd 4230 ，取低速轴最小直径mmd 35- ；半联轴器与轴配合的毂孔长度为 mmL 82 ， - 断的长度应比 L 略短一些，现取 mmL 80； 2)为满足半联轴器的轴 向定位要求， - 轴段右端要求制出一轴肩，故取 - 段的直径 mmd 42； 轴承端盖的总宽度为 30mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定）， 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离 为 10mm。故取 mmL 40。 选用 HL3 型弹性柱销联轴器 选用 6209 深沟球轴承 mmd 35- mmL 80 mmd 42 mmL 40 nts机械设计课程设计说明书 - 17 - 设计内容 计算及说明 结 果 3) 根 据 所 选 轴 承 直 径 尺 寸 确 定 mmdd 45- ，取mmL 29 ， mmL 5.45- ； 4)为满足轴承的轴向定位要求， 取 mmd 50，综合中间轴设计取mmL 5.57 ； 5)为满足齿轮的轴向定位要求，取该段直径 mmd 60，长度mmL 10 ； 6)根据齿轮几何尺寸， - 段直径 mmd 50，长度取mmL 56 ； 至此已初步确定各轴段的直径与长度。 (4)轴上零件的周向固定 1)齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。 按 mmd 35- ， 由 1表 10-9 查得平键的截面 mmb 10 ，mmh 8 ，根据该轴段长度，取 mmL 70 。 同理按 mmd 50- ， 由 1表 10-9 查得平键的截面 mmb 14 ，mmh 9 ，根据该轴段长度，取 mmL 45 。 同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，故选择齿轮轮毂与轴得配合选 H7/n6。 2)半联轴器与轴得配合选 H7/k6。 3)滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 m6。 (4)轴上倒角与圆角 根据 4表 15-2，取轴端倒角 C1.6，各 轴肩处的圆角半径见低速轴零件图。 mmdd 45- mmL 29 mmL 5.45- mmd 50 mmL 5.57 mmd 60 mmL 10 mmd 50 mmL 56 键 10 8 70GB/T 1069-1979 键 14 9 45GB/T 1069-1979 H7/n6 H7/k6 m6 倒角 C1.6 nts 展开式二级圆柱齿轮减速器 - 18 - 设计内容 计算及说明 结 果 6、滚动轴承校核 滚动轴承校核 （本次设计中为减轻设计负担，只进行高速轴上轴承的校核） 根据要求对所选的在高速轴 1 上的两滚动轴承进行校核，深沟球轴承型号均为 6207，其基本额定动载荷 NC r 25500 ，基本额定静载荷NC r 152000 。 前面求得 的两个轴承所受的载荷分别为： NFNH 3.2601 ， NFNV 8.941 ， NFNH 3.6852 ， NFNV 4.2492 ； 由上可知轴承 2 所受的载荷大于轴承 1，所以只需对轴承 2 进行校核，如果轴承 2 满足要求，轴承 1 也必满足要求。 1、求比值 对于深沟球轴承所受 径向力： NNF r 3.7314.2493.685 22 所受的轴向力 ： NFa 0， 根据 4表 13-5，深沟球轴承的最小 e 值为 0.19，故此时 eFFra 。 2、计算当量动载荷 P 根据 4式 (13-8a)， )(arP YFXFfP ，按照 4表 13-5， X=1， Y=0，按照 4表 13-6， 2.10.1Pf ，取 1.1Pf 。则： NYFXFfP arP 43.8043.73111.1)( 3、验算轴承的寿命 按要求轴承的最短寿命为： hhL h 1 4 6 0 083655 ； 所选轴承 6207 基本额定寿命，根据 4式 (13-5)有： hPCnL rh55301043.80425500609601060103616）（）（ ； 则 hLhLhh 55301014600 ，故所选的轴承 6207 满足要求。 NFr 3.731NFa 0 NP 43.804 hLh 14600 hL h 553010nts机械设计课程设计说明书 - 19 - 设计内容 计算及说明 结 果 7、连接设计 连接设计 （本次设计中为减轻设计负担，只进行高速轴上键的校核） 1、选择键连接的类型和尺寸 本设计半联轴器与高速轴的周向定位采用圆头普通平键 (A 型 )联接。按mmd 30- ，由 1表 10-9 查得平键的截面尺寸 mmb 8 ， mmh 7 ，由该轴段长度取 mmL 70 。 2、校核键联接的强度 由 1式 (10-26)有平键连接的挤压强度条件： pp dhlT 4 ； 1)键、轴和联轴器的材料都是钢，承受轻微冲击，由 1表 10-10 查得许用挤压应力 M Pap 120100 ，取 MPap 110 ； 2)键 的工作长度 mmbLl 62870 ，则由上式得： M P aM P adhl T pp 1109.762730 2364044 1 ； 故所选的平键满足强度要求。 键的标记为：键 8 7 70GB/T 1069-1979。 MPap 110 pp 8、减速器润滑及密封 减速器润 滑及密封 1、齿轮的润滑 由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，计算它们的速度： smdnv 024.505.060 9602602 111 ， smdnv 6.1258.060 602602 232 ； smvv 1212 ，所以齿轮传动可采用浸油润滑，查 2表 19-1，选用全损耗系统用油（ GB/T 433-1989），代号为 L-AN32。 2、滚动轴承的润滑 由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查 2表 19-2，选用 钠基润滑脂 （ GB/T 491-1987），代号为 ZN-3。 3、 减速器的密封 为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。 全损耗系统用油(GB/T 433-1989)，代号为 L-AN32 钠基润滑脂 （ GB/T 491-1987），代号为ZN-3 nts 展开式二级圆柱齿轮减速器 - 20 - 设计内容 计算及说明 结 果 9、箱体及其附件结构设计 9.1 箱体的 结 构设计 9.2 附件的 结 构设计 箱体及其附件结构设计 9.1 箱体的结构设计 箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设 计。 1、确定箱体的尺寸与形状 箱体的尺寸直接影响它的刚度，首先确定合理的箱体壁厚 。 为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。 2、合理设计肋板； 在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。 3、合理选择材料； 因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。 4、由 2表 6-5 设计减速器的具体结构尺寸见下页表格。 9.2 附件的 结构设计 1、检查孔和视孔盖 检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。 2、放油螺塞 放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。 3、油标 油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。 4、通 气器 通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤网可减少灰尘进入。 5、起吊装置 起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸缘下面设有吊耳，它们就组成了起吊装置。 6、起盖螺钉 为便于起盖，在箱盖凸缘上装设 2 个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。 7、定位销 在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度。 nts机械设计课程设计说明书 - 21 - 设计内容 计算及说明 结 果 减速器铸造箱体的结构尺寸 名称 公式 数值 (mm) 箱座壁厚 =0.025a+3 8 10 箱盖壁厚 1=0.02a+3 8 8 箱体凸缘厚度 箱座 b=1.5 15 箱盖 b1=1.5 1 12 箱座底 b2=2.5 25 加强肋厚 箱座 m 0.85 9 箱盖 m1 0.85 9 地脚螺钉直径和数目 df=0.036a+12 M16 n=4 轴承旁联接螺栓直径 d1=0.72 df M12 箱盖和箱座联接螺栓直径 d2=0.6 df M12 轴承盖螺钉直径和数目 高速轴 d3 =0.4-0.5 df
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