二级圆柱斜齿传动减速箱备用设计

1、 封面01 目录02 第一章设计任务书03 1.1分析和确定传动方案03 1.2 选择电动机04 1.3计算传动装置的总传动比 G和分配传动比05 1.4计算传动装置各轴的运动和动力参06 第二章传动件的设计07 2.1 减速器外传动件的设计07 2. 2 箱体内传动件的设计 08 2.2.1 高速级齿轮传动08 2.2.2 低速级齿轮传动 13 2.2.3 验算运输带速度 18 2.2.4 选择齿轮传动的润滑方式19 2.2.5 齿轮受力分析19 第三章减速器装配设计准备与计算19 3.1轴的初步设计19 3.1.1初定各轴最小直径 19 3.1.2初步确定轴的阶梯段 20 3.2滚动轴承2

2、0 3.2.1滚动轴承的型号选择 20 3.2.2滚动轴承润滑和密封方式20 3.3选择轴承端盖的结构型式 21 3.4减速器机体结构设计21 3.4 . 1减速器机体结构方案确定21 3.4.2减速器机体结构尺寸计算21 第四章 轴的设计和校核 23 4.1减速器输入轴（轴I）的设计 23 4. 2 减速器低速轴（轴川）的设计 28 4. 3 减速器中间轴（轴U）的设计 37 第五章减速器箱体及其附件设计43 设计体会与小结43 参考文献44 附录44 第一章设计任务书 1.1分析和确定传动方案 1 设计要求 设计用于带式运输机上的减速器。 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启

3、动，室内工作，有粉尘， 环境温度最高35度。使用期限8年，检修间隔期为：四年一次大修，两年一次中修， 半年一次小修。小批量生产，运输带速度允许误差为土 5%。设工作机效率为0.96 2列出原始数据如表1.1，以备查用。 表1.1原始数据 输送带工作拉力F/KN 输送带工作速度v/(m/s) 滚筒直径 4.0 1.6 400 3根据任务书要求，选择方案二，即二级斜齿圆柱齿轮减速器，方案简图如图 1-1所示。 图1-1方案简图 1.2选择电动机 1 选择电动机类型 按照工作要求和工作条件选用 丫系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭自 扇冷式结构，电压为380V。 2.选择电动机的容量 工作机的

4、有效功率为 cFv nw _- 1000 严00SkW 1000 从电动机到工作机输送带间的总效率为 3 式中，1 ,2 ,3 ,4分别为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的传动效率。根据机 械设计课程设计表 9.1 可知，1=0.99 ,2=0.99 ,3=0.98,0.96，贝U 子 0.992 0.993 0.982 0.96 = 0.88 所以电动机所需工作功率为 骆春霞二级圆柱斜齿传动减速箱毕业 设计 PW 6.4kw 兀一 0.88 二 7.27kW 3. 确定电动机转速 按照机械设计课程设计表9.2推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传 动比上=840，而工作机卷筒轴的转速为 nw

5、 60 1000v : d 60 1000 1.6 :400 =76.4r / min 5 mm 因此电动机转速的可选范围为 nd 二 ilnw = (8 40) 76.4 = (611.2 3056)r / min 符合这一范围的同步转速为 750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min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，为使传动装置结构紧凑，决定 选用同步转速为1500r/min的电动机。 根据电动机类型、容量和转速，由电机产品目录或相关手册选定电动机型号为 Y132M-4，其主要性能如表1.2所示，电动机的主要外形和安装尺寸如表1.3所

6、示。 表1.2Y160M -4型电动机的主要性能 电动机型号 额定功率/kW 满载转速/ 启动转矩 最大转矩 (r/min) 额定转矩 额定转矩 Y132M-4 7.5 1440 2.2 2.2 B 4 - E. c. I bj 型号 H A B C D E F XGD G K b b1 b 2 h AA BB HA L1 Y132M 132 216 178 89 38 80 10X 8 33 12 280 210 135 315 60 238 18 515 表1.3Y160M -4型电动机的外形和安装尺寸 1.3计算传动装置的总传动比i匕和分配传动比 1.总传动比 1440 76.4 I=

7、11 = 18.85 2.分配传动比 19 1.各轴的转速 I轴 n轴 川轴 卷筒轴 考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取1- =1.4订，故 i -、1.4 18.85 二 5 i匚空5 =3.77 1 5 1.4计算传动装置各轴的运动和动力参数 n - nm =1 44(r / min m 1440 “c /- n288r / min 5 n288 * 人 i . n皿76.4r / min in 3.77 n卷=7 6. 4 / min 2.各轴的输入功率 I 轴P=7. 2 7汉 0. 99 永20 n 轴P=P12 3=7. 2 7 0. 9 90. 9 9 隹 9 8W6. 9

8、8 川轴P皿二Pd12 3 = 7.27 0.99 0.99 0.98 0.98 0.99=6.77kW 卷筒轴P卷二 P 12 2 3=7. 27 0. 99 0.39 9 0.= 98kW6. 64 3.各轴的输入转矩 9.55 106 7.27 1440 4 = 4.82 10 N *mm 电动机轴的输入转矩Td为 故I轴 Tj= T0 =48 2 1. 40. 9 94.477W1 0 nm U车由Tn 2 3i =4773.2 0.99 0.98 5 =2.32 105Nmm m轴Tm =TU 2 3U = 23154.8 0.99 0.98 3.77 = 8.47 105N mm

9、卷筒轴T卷 =TU 2 1 =84769.2 0.99 0.99 = 8.30 105Nmm 将上述计算结果汇总于表1.4,以备查用。 表1.4带式传动装置的运动和动力参数 轴名 功率P/kW 转矩 T/(N *mm) 电机轴 7.27 4.82104 I 轴 7.20 4.77I04 U 轴 6.98 2.32勺05 m 轴 6.77 8.47 工105 卷筒轴 6.64 8.30F05 转速 n/(r/mm) 传动比i 效率耳 1440 1 0.99 1440 5.00 0.97 288 3.77 0.97 76.4 1 0.98 76.4 第二章传动件的设计 2.1减速器外传动件的设计

10、联轴器的初选 由设计任务书可知，此减速装置需用两个联轴器，电动机与减速器高速轴联接用 的联轴器和减速器低速轴与工作机联接用的联轴器。 电动机与减速器高速轴联接用的联轴器的选择 1）选择联轴器的类型 由于轴的转速较高，为减小启动载荷，缓和冲击，应选用具有较小转动惯量和具 有弹性的联轴器，一般选用弹性可移式联轴器。此处选用弹性套柱销联轴器。 2）计算联轴器的计算转矩 由于机器起动时的动载荷和运转中可能出现的过载现象，所以应当按轴上的最大 转矩作为计算转矩a o 公称转矩T =Td =4.82 104Nmm 由机械设计表14-1查的KA =1.5，故计算转矩 Tca = KaT =1.5 4.82

11、104N mm = 72.3N *m 3）确定联轴器的型号 根据计算转矩Tea及所选的联轴器类型，按照 Tea 叮T 的条件由联轴器标准（GB/T5014-2003 ）中选定该联轴器型号为LT6。上式T为 该联轴器的许用转矩。LX3型联轴器许用转矩1 250N m,许用最大转速4750r/min轴 孔直径3048mn之间。 4）校核最大转速 被连接轴的转速n小于所选联轴器允许的最高转速nmax，合用。 5）协调轴孔直径 所选电机的轴直径为38mm,而所选联轴器轴孔直径3048mm之间，故合适。 6） LX3联轴器主动端：d1=38mm,Y型轴孔，L1=82mm A型键槽； 从动端：J型轴孔，A

12、型键槽；轴孔直径与深度在高速级轴的设计 时确定。 减速器低速轴与工作机联接用的联轴器的选择 1）选择联轴器的类型 由于轴的转速较低，不必要求具有较小的转动惯量，但传递转矩较大，又因为减 速器与工作机不在同底座上，要求有较大的轴线偏移补偿，因此常选用无弹性元件的 挠性联轴器。此处选用 GH CL型鼓形齿式联轴器。 2）载荷计算 公称转矩T 二 =8.47 105N mm 由机械设计表14-1查的Ka =1.5，故计算转矩 Tca 二 KaT=1.5 8.47 105N m1270N *m 3）确定联轴器的型号 根据计算转矩Tea及所选的联轴器类型，按照 Tea盯门 的条件由联轴器标准（JB/T8

13、854.2-2001 ）中选定该联轴器型号为 GH CL4上式 T为该联轴器的许用转矩。GH CL4型联轴器许用转矩1800N m，许用最大转速 4000r/min（材料为钢），轴孔直径3865mm之间。 4）校核最大转速 被连接轴的转速n小于所选联轴器允许的最高转速nmax，故合用。 5） GH CL4型鼓形齿式联轴器的其他数据根据低速轴尺寸确定。 2.2箱体内传动件的设计 采用二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器。 2.2.1高速级齿轮传动 1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1） 按照要求，选用斜齿圆柱齿轮传动（小齿轮旋向为左旋）。 2）传送带为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（G

14、B10095-88）。 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 250HBS大齿轮材料为45钢（调质处理），硬度为220HBS 二者材料硬度相差为30HBS 4）选择小齿轮齿数Z1 =20，大齿轮齿数Z2 =5.0 20 = 100，取z2=100。 5）选取螺旋角。初选螺旋角1 =14 o 2. 按齿面接触强度设计 按下式计算 3 2KJ u1 ZZe 辽 弘卜 u g丿 （1）确定公式内的各计算数值 1）试选 Kt =1.6。 2）由机械设计图10-30选取区域系数Zh =2.433。 3）由机械设计图 10-26 查得；=0.755, ； ：.2 =0

15、.842，则：二；：2 =1.597。 4）计算小齿轮传递的转矩。 4 =Td = 4.77 10 N mm 5）由机械设计表10-7选取齿宽系数d =1。 6） 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa剧。 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 ；5mi =560MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限；Sm2 = 520MPa 8) 计算应力循环次数。 M =60R|jLh =60 1440 1 (2 8 300 8)=3.318 109 N2 3.318 109 50_ -6.636 108 9）由机械设计图10-19取解除疲劳寿命系数

16、KHN1 =0.92，Km 0.97。 10）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1%安全系数S=1，故 如=0.92 560MPa =515.2MPa S K L L HNlim2 = 0.97 520MP 504.4MPa S 11）许用接触应力 (2) L-h 计算 6】1 6】2 2 515.2 504.4 2 二 509.8MPa 1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得 d1t 2 1.6 4.77 104 V 1.597 2.433189.8： V 509.8 mm 二 45.49mm 2) 计算圆周速度。 切牡山 兀x 45.49汉1440,， vm/s = 3.43m /

17、s 60 1000 60 1000 3）计算齿宽b及模数mnt b = dd1t =1 45.49mm = 45.49mm mnt d1t cos ：45.49 cos14 mm 二 2.21mm h = 2.25mnt = 2.25 2.21mm = 4.97mm bh = 45.49 4.97 = 9.15 4）计算纵向重合度 0.318 dZjan：? =0.318 1 20 tan 14 1.586 5）计算载荷系数K 已知使用系数Ka =1,根据v =3.43m/s，7级精度，由机械设计图10-8查得 动载系数Kv -1.12，由机械设计表 10-4查得1.418 ;由图10-13查

18、得 Kf = 1.35 ;由表10-3查得Kh -=心-.=1.2。故载荷系数 K =KaKvKh 一 Kh2=1 1.12 1.2 1.418 = 1.901 6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径得 3 = 45.49 何也二 48.26mm 1.6 7） 计算模数mn。 d1 cos P g - 偲26 C0S14 = 2.34mm 20 3. 按齿根弯曲强度设计，即 3 mn 二 2KTMCOS2 ： YFaYsa :札乙2电 6 d1= d1t （1）确定计算参数 1）计算载荷系数。 K = KaKvKf.K =1 1.12 1.2 1.35 = 1.81 2）根据纵向重合度 ：

19、=1.586， 从机械设计图 10-28查得螺旋角影响系数 Y -0.88。 3） 计算当量齿数。 cos3 : 20 =21.88 cos314 Z100 乙2 二 33109.47 cos P cos 14 4）查取齿形系数。 由机械设计表10-5查得YFa1 =2.80 ； YFa2 =2.18 5）查取应力校正系数。 由机械设计表10-5查得YSa1 =1.55 ； YSa2 =1.79 二 FE1 =500MPa ； 大 6）由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 齿轮的弯曲疲劳强度极限；FE2 =380MPa ； 7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 Kfni =0.

20、86 , Kfn2=0.90 ; 8）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，故 二 fi K FN1；- FE1 S 0.86 500 1.4 MPa = 307.14MPa 二 F 2 K FN 2；- FE2 S 0.90 380 1.4 MPa =244.29MPa 9）计算大、小齿轮的晋并加以比较 YFa1Ysa1 2.80 1.5689 307.14 = 0.0141 YFa2YSa2 62 2.18 1.79 244.29 = 0.01597 大齿轮的数值大。 （3）设计计算 mn 2 1.81 4.77 104 0.88 （cos14 ）2 V1201.597 0

21、.01597 mm = 1.53mm 对比计算结果，由齿面解除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mn = 2.0mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度, 需按接触疲劳强度算得的分度圆直径4 _ 48.26mm来计算应有的齿数。又由于设计需 要，小齿轮直径不够大，这里需取 d 56mm于是有 d1 cos P Z1 : mn 也魁=27.168 2 取乙=28，贝q z2 =UZ| =5.0江 28 = 140。 4. 几何尺寸计算 （1）计算中心距 z=（2B+m173.14mm 2cos : 2 cos14 将中心距圆整为174mm （2）按圆

22、整后的中心距修正螺旋角 （N +Z2 ）mn（28 + 140产2c arccos-=arccos15.09 2a2灯74 因值变化不大，故参数 二、K ZH等不必修正。 （3）计算大、小齿轮的分度圆直径 Zgn28 汉 2LC ccc d! -匚58.000mm cosPcos15.09 z2mn1402 cccccc d2 -二290.000mm cosP cos15.09 （4）计算齿轮宽度 b= dd1 58.000mm = 58mm 圆整后取 B2 =55mm ； R =60mm。 （5）计算大、小齿轮的齿顶高 * ha 二 ha1 二 ha2 二 han *m mn 二 2mm （

23、6）计算大、小齿轮的齿根高 hf = hfhf2 = （han c- ）mn = 1.25mn = 1.25 2 = 2.5mm （7）计算大、小齿轮的全齿高 h =hh = ha hf = 2 2.5 二 4.5mm （8）计算大、小齿轮的齿顶圆直径 da1 = d1 2ha = 58.000 2 2 = 62.000mm da2 二 d2 2ha 二 290.000 2 2 二 294.000mm （9）计算大、小齿轮的齿根圆直径 df1 =4 -2hf =58.000-2 2.5 = 53.000mm df2 =d2 2hf =290.000-2 2.5 = 285.000mm 5. 结

24、构设计 （1）小齿轮（齿轮1）的结构设计 小齿轮齿顶圆直径da1 = 62.000mm，小于160mm，因此做成实心结构由于直径较 小，根据轴的设计需要也可设计为齿轮轴。 （2）大齿轮（齿轮2）的结构设计 大齿轮齿顶圆直径da2 = 290.000mm，大于160 mm，而又小于500mm，故选用腹板 式结构为宜 222低速级齿轮传动 1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）按照要求，选用斜齿圆柱齿轮传动。因高速级小齿轮为左旋，则高速级大齿轮 旋向为右旋；高速级大齿轮与低速级小齿轮同在轴u上，要使轴所受轴向力小，则低 速级小齿轮旋向为右旋。 2）传送带为一般工作机器，速度不高，故选用 7

25、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40Cr （调质），硬度为 280HBS大齿轮材料为45钢（调质处理），硬度为240HBS 二者材料硬度相差为40HBS 4）选择小齿轮齿数z, =26，大齿轮齿数Z2 =3.77 26 = 98.02，取勺=98。 5）选取螺旋角。初选螺旋角1 =14 2. 按齿面接触强度设计 按下式计算 ：2Ktu1 ZZe、2 % % u l丿 3 d1t - （1）确定公式内的各计算数值 1）试选 Kt =1.6 2）由机械设计图10-30选取区域系数Zh =2.433。 3） 由机械设计图 10-26 查得 -=

26、0.78， ；一.2 =0.86，则，二.1.64 4）计算小齿轮传递的转矩。 T二2.32 105N *mm 5） 由机械设计表10-7选取齿宽系数d -10 6） 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa 。 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 -HHm600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限 二円讪2 = 550MPa。 8）计算应力循环次数。 M =60nJLh =60 288 1 （2 8 300 8）=6.636 108 N2 6.636 108 3.77 8 -1.760 10 9）由机械设计图10-19取解除疲劳寿命系

27、数Khn1 =0.96，Khn2=0.98 10）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%安全系数S=1，故 ch 二 Khn11 =0.96 600MPa =576MPa S K L邢2仙2 a 550MPa =539MPa S 11) 许用接触应力 h b +QH 12576+539 ；H 也 空557.5MPa （4）计算 1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得 dit 2 1.6 2.32 105 ”1 x 1.64 3.77 1 3.77 2.433 189.8 I 557.5 mm 二 73.25mm 2）计算圆周速度 二 d1t m 60 1000 二 73.25 288 6

28、0 1000 m/ s = 1.1m / s 3）计算齿宽b及模数mnt b = dd|t =1 73.25mm = 73.25mm d1t = Zh等不必修正。 （3）计算大、小齿轮的分度圆直径 d1 zgn cos : 30 2.5 cos13.72 =77.202mm d2 Z2mn cos : 1132 5 290.798mm cos13.72 骆春霞二级圆柱斜齿传动减速箱毕业 设计 (4) 计算齿轮宽度 b 二 dd1 =1 77.2mm = 77.2mm 圆整后取 B4 =75mm ； B3 =80mm。 (5) 计算大、小齿轮的齿顶高 ha = 01 = 02 二 h；n mn

29、二 mn 二 2.5mm (6) 计算大、小齿轮的齿根高 hf 二 hf1 = hf2 = (h*n cn ) =1.25mn 二 1.25 2.5 二 3.125mm (7) 计算大、小齿轮的全齿高 h 二 * =h2 二 ha hf =3 3.125 二 6.125mm (8) 计算大、小齿轮的齿顶圆直径 da1 討 20 =77.202 2 2.5 = 82.202mm da2 二 d2 2ha 二 290.798 2 2.5 二 295.798mm (9) 计算大、小齿轮的齿根圆直径 dfd2hf =77.202-2 3.125 = 70.702mm df2 二 d2 2hf =290

30、.798-2 3.125 = 284.298mm 5.结构设计 (1) 小齿轮(齿轮1)的结构设计 齿轮1齿顶圆直径da1 = 82.202mm,小于160mm，故选用实心结构。 (2) 大齿轮(齿轮2)的结构设计 齿轮2齿顶圆直径da2 = 295.798mm，大于160mm，而又小于500mm，故选用腹板 式结构为宜。 归纳以上各齿轮主要数据如下表： 表2-1各齿轮主要尺寸和参数 齿轮 材料 法面模 数 mn (mm) 齿宽B (mm) 齿顶圆 da (mm) 齿底圆 d f ( mm 分度圆d (mm) 中心距a (mm) 螺旋角 0 (度) I级小齿 40Cr 2.0 60 62.00

31、0 53.000 58.000 I级大齿 45 2.0 55 294.000 285.000 290.000 174 15.09 n级小齿 40Cr 2.5 80 82.202 70.702 77.202 n级大齿 45 2.5 75 295.798 284.298 290.798 184 13.72 根据运输带速度公式二nm可知, U| *u2 rwr / min 二 76.46r / min w 140 113 28 30- 误差计算： 76.46 76.4 100% =0.08%： 5% 76.4 故所设计的齿轮组传动比符合要求。 2.2 . 4选择齿轮传动的润滑方式 由于齿轮传动中齿轮

32、的圆周速度均小于12m/s,故将大齿轮的轮齿浸入油池中进行 浸油润滑。 2.2.5齿轮受力分析 二级斜齿圆柱齿轮减速器内各齿轮的受力示意图如图2-1所示 图2-1齿轮系受力示意图 第三章减速器装配设计准备与计算 3.1轴的初步设计 23 3.1.1初定各轴最小直径 因轴的跨距还未确定，先按轴所受的转矩初步计算轴的最小直径。计算公式为: 式中，P为轴传递的功率（kw）； n为轴的转速（r/mi n）； C为由许用应力确定的系 数。由机械设计的表15-3取C=100 1. I轴最小直径的确定 dimin -C3：心眾”伽 该轴上有一键槽将计算值加大 3%则：dimin =17.1x103% = 1

33、7.61mm 由2.1.1中所选联轴器的轴孔直径d = 30L 48则确定高速轴轴伸处即轴I的最小 直径 dimin =30mm。 2. U轴的最小直径确定 dnmin -C3 Pl =1003 6.98 = 28.9mm Y n 288 由于中间轴的最小直径处将安装滚动轴承，则应不小于高速轴安装轴承处直径， 高速轴的轴伸处直径为30mm考虑其装配设计需要的轴阶，安装轴承处直径约为40mm, 由此，取U轴的最小直径 dn min =40mm。 3. 川轴的最小直径确定 d皿min -C3 Pm =1003 6.77 = 44.58mm .n 76.4 此段轴上有一键槽，将计算值加大 3%即dm

34、 min工44.58汉103% = 45.92mm 将其圆整后取dm min =50mm，检验2.1.2中联轴器d =38L 65mm合用 3.1.2初步确定轴的阶梯段 根据轴上零件的受力情况、固定和定位的要求，初步确定轴的阶梯段。具体此尺 寸转不确定。根据一般情况暂定输入轴和输出轴为6-7段，中间轴为5段。 3.2滚动轴承 3.2.1滚动轴承的型号选择 # 该减速器采用斜齿圆柱齿轮，根据其受力情况暂选单列圆锥滚子轴承 （GB/T297-1994）。 再由以上最小轴径的确定，高速轴考虑装配轴阶的设计，可选用内径为 40mm勺轴 承，中间轴和低速轴的最小轴径即安装轴承处，则中间轴可选用内径为 4

35、0mm勺轴承， 低速轴可选用内径为50mm勺轴承。 综合以上考虑，与机械设计课程设计中表 12.4选取具体轴承型号和主要尺寸 如下表： 表3-1各轴轴承型号及主要尺寸 轴号 轴承型 号 d (mm) D (mm) T (mm) B (mm C (mm) a (mm) da (mm) db (mm) Db (mm) Da (mm) Cr (kN) Cor (kN) I轴 30208 40 80 19.75 18 16 16.9 47 49 75 73 63.0 74 n轴 30208 40 80 19.75 18 16 16.9 47 49 75 73 63.0 74 川轴 302011 55

36、100 22.75 21 18 21 64 64 95 91 90.8 114 3.2.2滚动轴承润滑和密封方式 1. 润滑方式的选择 轴承常用的润滑方式有油润滑和脂润滑两类。选用哪一类润滑方式与轴承速度有 关，一般用轴承的dn值（d为滚动轴承的内径，单位：mm n为轴承转速，单位r/min ） 表示轴承的速度大小。 高速轴：dn = 40 1440 =5.76 104mm_T / min 查机械设计中表13-10选用脂润滑。 2. 密圭寸方式的选择 由于轴承选用脂润滑这里选用非接触式密封的隙缝密封。 3.3选择轴承端盖的结构型式 综合考虑，由于凸缘式轴承端盖调整轴承间隙比较方便，密封性能好。

37、故选用凸 缘式轴承端盖。 3.4减速器机体结构设计 3.4 . 1减速器机体结构方案确定 机体材料选用铸铁制造。 机体做成剖分式，选择传动件轴线的平面为剖分面（为水平面）机体形状采用方箱式 机体。 加强筋藏在箱体外面，起吊减速器的吊耳与机体铸成一体。 3.4.2减速器机体结构尺寸计算 表3-2减速器机体结构尺寸计算表 名称 符号 尺寸设计计算和关系 取值 基座壁厚 5 5 = 0.025a + 3 启 8mm ； = 0.025 汇 184 十 3 = 7.6mm d = 8mm 机盖壁厚 = 0.02a +3 Z 8mm 玄=0.02汇184+3 = 6.68mm d =8mm 机座凸缘厚度

38、 b b=1.56 =1.5x8 = 12mm b = 12mm 机盖凸缘厚度 bi E =1.56 = 1.5汉 8 = 12mm b =12mm 机座底凸缘壁厚 P p = 2.56 =2.58= 20mm p = 20mm 地脚螺钉直径 df df =0.03ba+12 = 18.624mm df = 20mm 地脚螺钉数目 n a 5 2 =8mm 机盖、机座肋厚 E ； m1 = 0.8 = 7mm ； g = 7mm； m m =0.86 = 7mm m = 7mm 轴承端盖外径 D2 轴承座孔直径+（5口 5.5）d3 轴I： 130mm 轴n： 130mm 轴川：150mm 轴

39、承端盖凸缘厚度 e (1L1.2)d3 e = 12mm 尽量靠近，以 Md1和Md3互不干涉为准， 轴承旁连接螺栓距离 s 般s丸D2 草图设计中确定 根据以上所有信息进行草图设计，具体设计见附图 第四章轴的设计和校核 4.1减速器输入轴（轴I）的设计 1. 轴的结构设计 （1）根据前面准备工作拟定轴上零件装配方案如图3-1所示 图3-1高速轴的结构及装配方案 （2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 1）根据高速级联轴器的选择方案，第三章中已确定最小直径即I dip = 30mm，由于半联轴器与轴配合的毂孔长度L2=60mm为了保证轴端挡圈只压在 第三章中以确定最小直径即半联轴器上而不

40、压在轴的端面上故I- U轴段的长度应比 Li略短一些，此处取In =58mm ;为了满足半联轴器的轴向定位要求，I -U轴段右端 需制出一轴肩，故取U -川段的直径二35mm。 2） 参照工作要求并根据 dn_m =35mm ,以及第三章中选定的 30208，其尺寸为 d D Bi 二 40mm 80mm 18mm，故 d皿二 d町-稔二 40mm。 3）左、右端滚动轴承均采用挡油环进行轴向定位。由手册查得 30208型轴承的定 位尺寸da =47mm，因此，挡油环定位圈直径为47mm内径40mm为了保证挡油环定位， 取 =d=48mm。 4）由于齿轮齿根圆df1 =53mm，仅稍大于W -

41、V段直径=48mm，因此齿轮应 加工在轴上，齿轮各项尺寸见第二章齿轮设计。即轴V-切端，则ly=60mm。 5）轴承端盖的凸缘厚度e=12mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。由于联 轴器对拆卸端盖螺栓影响不大，则取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 I3 =12mm。 6）已知由表3-2 :齿轮端面到箱体内壁距离 乙=8mm；内机壁至轴承座端面距离 12 = 48mm。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 加上这里轴承采用脂润滑应当留出挡油板的位置，则取人3=10mm由于挡油环机油挡 油板的作用又有定位套筒的作用，其中挡油板部分大部分在内壁与轴承端面之间但还

42、 应留出12mm在内壁以内，因此挡油环宽度应不小于 12mm再留出2mn定位部分，则 挡油环总宽度为 14mm齿轮2与齿轮3的齿面轴向应留出一段距离 也4，这里取 爲=8mm；查表3-1滚动轴承宽度B二18mm ；查表2-1 I轴小齿轮B60mm,级 大齿轮B2 =75mm，级小齿轮宽度为 B 80mm，则（见草图）箱体内壁间距离 L =B34 B2/2 BJ2 2 2 =80 8 55/ 2 60/2 2 8=161.5mm，由于箱体铸造 测量较难且精度较低则将L圆整为162mm将.:4调整为8.5mm 7）则剩下各段轴的长计算如下： l叩V 二 L 3 14 lv一 2 =162 1014

43、 60 8 = 90mm； I刑二.2 ： =3 -14 = 8 10 -14 二 4mm; I 皿一即=B 14=18 14 = 32mm; =I皿-即 -2 =30mm; In 一皿=l2 e =3-B l3 =48 12-10-1812 = 44mm; 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度 （3）轴上零件的周向定位 H7 k6 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。根据 4卫二30mm由机械设计表6-1 查得b h L =：10mm 8mm 45mm ,键槽用键槽铣刀加工，半联轴器与轴的配合为 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选择轴的尺寸公差为m6。 （4）确定轴上圆角和倒

44、角尺寸 参考机械设计表15-2，取I处端倒角为1.2 45，各轴肩的圆角半径和装配尺 寸以及以上设计尺寸见图4-2。 n 1 ? F? J 12 148 T 004- 46 I 36 1 45 R1 30 60 90 32 44 58 图4-2 2. 计算轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图4-1 ）做出轴的计算简图（图4-3）。在确定轴承的支撑点位置 时，从机械设计课程设计手册中查取 a值（参看表3-1 ）。对于30208型轴承，其 a =16.9mm，因此，作为简支梁的轴支撑跨距 L1 L 50.85mm 136.85mm = 187.7mm。 根据轴的计算简图及以下计算做出轴的弯矩图和扭矩

45、图（图3-2 ）。 根据表1.4中轴I的各项数据 (R = 7.20kW, m = 1440r/min , T严4.7704N mm)进行设计。 计算此轴上齿轮所受的力 已知轴I上齿轮的分度圆直径为 d1 = 58.000mm,故 圆周力 l2TI2x4.77x104 “ Ft111646.6N d58 径向力 tan：ntan20： Fr1=Ft1n =1646.6620.7N cos：cos15.09 轴向力 Fa1 二 Ft1tan ： =1646.6 tan 15.09 =167.4N 则对H面， 匸Yh =0 ，FnH1 Fnh- Ft1 M hb= ， FtLFNH2*(L1L2)

46、 代入数据解得Fnhi =1200.5N，Fnh2 =446.1N 。 H面弯矩为 M H = L1 *Fnh 50.85mm 1200.5N =61046.3N *mm 对V面， -X/ = 0， Fnv1 FNV2 二 Fr1 二Mvb =0，Fr1 1 MFn/2 讥1 L2) 根据 Ma 二巳1 二1674 58 =4854.6N *mm ，代入数 据解得 Fn/1 = 426.7N ， 2 2 Fnv2 T94N。贝U， Mv1 = L1 Fnv1 =50.85 426.7 = 21697.7N mm Mv2 二 Mv1 Ma = 21697.7N *mm 4854.6N mm =

47、26552.3N *mm 则总转矩为 M1 =Mh2MV12= 61046.3221697.72 = 64787.7N*mm M2 二Mh2MV22= 61046.3226552.32 = 66570.8N*mm 由表1-3可知，轴I扭矩T, =47700N *mm 根据轴的结构以及弯矩图和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出 的截面B处的M h、M/以及M的值列于表4-1。 表4-1截面B处的支反力F及Mh、MV以及M的值 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNHi =i200.5N，FnH2 =466.1N Fnvi =426.7N，Fnv2 =i94N 弯矩M Mh =6iO

48、46.3N *mm MVi = 21697.7N mm MV 2 = 26552.3N mm 总弯矩 Mi =64787.7N mm，M2 = 66570.8N mm 扭矩T T, =47700N *mm M T电 Fa1 A Mi FnV2 0 V面 + + 0 T 0 H面 0 M合 Fnhi Fnvi Fnh2 Fri Fti 图4-3轴I的载荷分析 Ti 1 1 Fti FNH2 1 Fri Fnv2 Fnvi Ti 1 1 M 3. 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据轴的结构以及弯矩图和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出 的截面C处的Mh、Mv以及M的值列于表4-i。 进行

49、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B）的强度。 根据表4-i中的数据，以及轴的单向旋转，取=0.6，则轴的计算应力为 ca Mi2 (T1)2 W 66570.82 (0.6 47700)2 0.1x58 = 3.7MPa 因选择的轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得二_, =60MPa 因此二ca :二j，故安全 4. 轴承的寿命校核 =167.41646.6 (1) 由前面计算可知：径向力 印T646.6N，轴向力Fa167.4N，则 = 0.10 30208的基本额定 (2) 由机械设计课程设计表 12.4查得单列圆锥滚子轴承 静载荷Cr =74.

50、0kN，基本额定动载荷Cr =63.0kN，e = 0.37 。 :e (3) 相对轴向载荷的计算 -0.0023 在机械设计表13-5查得X -1，Y = 0 (3) 根据机械设计表13-6可查得载荷系数fp =1.1 o (4) 计算当量动载荷P o P = fp(XFr YFa)=1.1 (1 1646.6 0 167.4) = 1811.3N (5) 验算轴承的寿命 = 4.8 105h 迂 C I10663000 60n P 60 14401811.3 由于要求使用期限为8年，两班制，一年按 300个工作日计算，则要求寿命 L優求二 2 8 300 8=38400h ： Lh =48

51、0000h 故轴承寿命符合要求。 5. 键连接强度校核 高速轴(轴I )上仅有半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。由前面部分选择 的平键b h L -10mm 8mm 45mm，按工作面(即平键侧面)上的压力进行条件性的 强度校核计算。故此平键所受的挤压应力为 2Ti kldItt 2 汇 4.77 汽 104 (0.5 8) (45-10) 30 -22.7MPa 由于键、轴和联轴器的材料均为钢，由机械设计表 6-2查得许用挤压应力 匚 p =100120MPa，取其平均值，即匚 p =110MPa。因此，匚 p =22.7MPa ： ；, 故所选平键合用。 键的标记为:键 10 X 45

52、GB/T 1096-2003 。 4.2减速器中间轴（轴U）的设计 1. 轴的结构设计 （1） 根据前面的准备工作拟定轴上零件的装配方案如图4-4所示 （2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 1）根据已选定轴承。其尺寸为d D B二40mm 80mm 18mm,参照工作要 求并根据dmh =40mm，轴U上有两个齿轮（即齿轮2和齿轮3）, I - U轴段与V -切轴 段用于固定轴承，故d二dV二40mm。 图4-4低速轴的结构及装配方案 2）取安装齿轮处的轴段U -川与轴段W - V的直径dg二dV = 50mm；齿轮2 的左端与左轴承右端、齿轮3右端与右轴承左端均采用套筒定位。已知齿轮

53、2轮毂的 宽度为55mm齿轮3轮毂的宽度为80mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应 略短于轮毂宽度，故取1口=53mm、1即=78mm。齿轮2的右端和齿轮3的左端米 用轴肩定位，轴肩高度h _0.07d，故取h=5m m，贝峙由环处的直径d皿二60mm。 3）根据轴I的设计可知齿轮2与齿轮3的齿面轴向距离为 5= 8.5mm，因此 齿轮2与齿轮3的轴向距离为8.5mm故可得轴段川-W的长度I皿=8.5mm。 4)由于齿轮端面到箱体内壁距离 厶2 = 8mm，即齿轮1和齿轮3距箱体内壁 8mm则齿轮2距箱体内壁10.5mm轴承端面距箱体内壁距离A10mm ；已知滚动轴 承宽度 B 18mm

54、，则左边挡油环宽 1左=10.5+10=20.5nm，b2右=8+10=18mm。 因此： lin 二鸟右-Bn +22 = (18 18 22)mm 二 36mm; lv=b2左 Bn +2-2=(20.5+18+2-2)mm = 38.5mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 (3) 轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。根据 dn二d w_v二50mm，由机械设计手 册查得b h =14mm 9mm，为了保证强度键槽末端距轴段末端至少 5mm据此n-川轴 段的键长取63mm W- V轴段的键长取40mm具体位置分布见图4-5，键槽用键槽铣刀 加工，同时为了保证齿轮与

55、轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7 。 n6 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选择轴的尺寸公差为m6。 (4)确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计表15-2，取轴端倒角为1.5 45，各轴肩的圆角半径见,4-5。 图4-5低速轴的结构及装配万案 根据表 1.4 中轴 n 的各项数(R 二 6.98kW, % 二 288r/min , Tn = 2.32 105N *mm) 以及高速轴的设计结果进行设计。 2. 计算此轴上齿轮所受的各个方向上的力 (1)已知轴n上大齿轮(齿轮2)与高速轴上的小齿轮(齿轮1)相啮合，故齿轮 骆春霞二级圆柱斜齿传动减速箱毕业 设计

56、 2受到的力为: 圆周力 Ft2 = Ft1 = 1646.6N 径向力 Fr2 =Fr1 -620.7N 轴向力 Fa2 二 Fa1 =167.4N （2）轴U上小齿轮（齿轮3）上所受力根据轴U所传递力矩以及已知小齿轮分度 圆直径d3 = 77.202mm求得如下： 圆周力 2Tn2 2.32 105 Ft36010.2N d377.202 径向力 Fr3 二耳“nn =6010.2 tan202251.8N cos ：cos13.72 轴向力 Fa3 二 Ft3tan ： =6010.2 tan 13.72 =1467.4N 3.计算轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图4-4）做出轴的计算简

57、图（图4-6）。在确定轴承的支撑点 位置时，从手册中查取a值（参看图3-5）。对于30208型轴承，其16.9.5mm，因此, 左边轴支撑点到齿轮2中心的距离： Li =38.5 (T -B 2) 53 - 55/2-16.9 = 50.85mm 两齿轮中心是距离： L2 = 27.5 8.5 40 = 76mm 右边轴支撑点到齿轮 1 3中心的距离： L3 =36 (T -B 2) 78-80/2-16.9 = 60.85mm 两轴承支撑点跨距： L. L2 L (50.85 76 60.85)mm = 187.7mm 根据轴的计算简图及以下计算做出轴的弯矩图和扭矩图（图4-6 ）。 由前面

58、计算可知：故齿轮2受到的力为：圆周力Ft2 =1646.6N，径向力 Fr2 =620. N，轴向力Fa2 =167.4N ;齿轮3受到的力为：圆周力 耳=6010.2N，径向 力 Fr3 =2251.8N、轴向力 Fa3 =1467.4N 则对H 面, 九=0， 十 匸M HA =0，Ft3(L1L2)FnH2*(L1L2L3)=Ft2叫 代入数据解得Fnh1 =-747.9N，Fnh2 =-3615.7N 。 H面弯矩为 MH1 =FNH1- -747.9N 50.85mm - -38030.7N *mm M H 2 = 1 =nh2 儿3 - -3615.7N 60.85mm - -22

59、0015.3N * mm 对V面, ZYv =0， FNV1 FNV2 Fr2 - Fr3 = 0 二 M VA - 0,_Fr2*L1Fr3(L1L2)M aFNV2 * (L1L2L3) M a2 = 0 根据 Fa2d2 167.4 汇290.00 M a2 -N * mm 二 24273 N * mm 2 2 a3 F a3d3 2 1467.4 77.202 2 N * mm 二 55643.1 N * mm 代入数据解得 Fnvi =-168.3N , Fnv2 “799.4N。则 M vi 二 FNV1 *L -168.3 50.85N * mm 二-8558N * mm MV2

60、 二MV1 Ma2 二-8558N mm 24273N mm = 15715N * mm Mv4 二 Fnv2 L3 =1799.4 60.85N mm = 109493.5N mm MV3 二 MV4 -Ma3 =109493.5N mm - 55643.1N * mm 二 53850.4N mm 则总转矩为： M1 = JmH12MV12 - - 匚38030.7)285582N mm - -38981.7N *mm M2 f；Mh12 Mv22 f；(-38030.7)2 157152N mm=41149.7N *mm M3 MH22 MV32f；(-220015.3)2 53850.4