一级斜齿圆柱齿轮减速器

1、机械设计课程设计 计算说明书中北大学设计题目学院（系）：专业：班级：姓名：学号：指导老师：完成日期：一级斜齿圆柱齿轮减速器机械工程学院机械设计制造及其自动化2012 年 12 月 31 日目录第一部分 绪论 1第二部分 课题题目及主要技术参数说明 12.1 课题题目 12.2 主要技术参数说明 12.3 传动系统工作条件 12.4 传动系统方案的选择 2第三部分 减速器结构选择及相关性能参数计算 23.1 减速器结构 23.2 电动机选择 23.3 传动比分配 33.4 动力运动参数计算 3第四部分 齿轮的设计计算 44.1 齿轮材料和热处理的选择 44.2 齿轮几何尺寸的设计计算 44.3

2、齿轮的结构设计 8第五部分 轴的设计计算 105.1 轴的材料和热处理的选择 105.2 轴几何尺寸的设计计算 105.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径 115.2.2 轴的结构设计 115.2.3 轴的强度校核 14第六部分 轴承、键和联轴器的选择 166.1 轴承的选择及校核 166.2 键的选择计算及校核 176.3 联轴器的选择 18第七部分 减速器润滑、密封及箱体主要结构尺寸的计算 187.1 润滑的选择确定 187.2 密封的选择确定 187.3 减速器附件的选择确定 197.4 箱体主要结构尺寸计算 19 第八部分 总结 20 参考文献 21中北大学机械设计课程设计计算说

3、明书第 2 页共 21 页机械设计课程设计计算说明书计算及说明计算结果第一部分 绪论本课程设计主要内容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算， 在设计计算中运用到了 机械设计基础、机械制图、工程力学、公差与互换性等多门课程知识，并运用 AUTOCAD软件进行绘图，因此是一个非常重要的综合实践环节 , 也是一次全面的、 规范的实践训练。通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面：（1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。（2）通过对通用机械

4、零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法， 树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。（4）加强了我们对 Word功能的认识和运用。第二部分 课题题目及主要技术参数说明2.1 课题题目带式输送机传动系统中的减速器。 要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器。2.2 主要技术参数说明输送带的最大有效拉力 F=2.6KN，输送带的工作速度 V=1.7 m/s，F=2.6KN输送机滚筒直径 D=320m。mV=1.7m/sD

5、=320mm2.3 传动系统工作条件带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷较平稳；两班制（每班工作 8小时），要求减速器设计寿命为 8年，大修期为 3年，中批量生产；三相交流电源的电压为 380/220V。第 1 页共 21 页机械设计课程设计计算说明书2.4 传动系统方案的选择图 2-1 带式输送机传动系统简图第三部分 减速器结构选择及相关性能参数计算3.1 减速器结构本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构3.2 电动机的选择1）工作机输出功率FV1000kw2.6 1000 1.71000kw =4.42kwPw 3.96kW2）传动效率 ：查设计手册 P:5 表 1-7

6、V带传动 1 0.96 滚子轴承： 2 0.99 斜齿轮传动： 8级精度的一般齿轮传动 （油润滑 ） 3 0.98 联轴器：弹性联轴器 4 0.993）总=0.89Pd 4.97kwPed 5.5kw滚筒： 5 0.97 总传动效率 总 1 2 3 4 5 0.89 电动机输入功率 PdPw4.42Pdw kw kw 4.97kwd 总0.89因电动机额定功率 Ped需要略大于 Pd即可，由附表 31查出 Y系 列三相异步电动机的技术参数，选电动机额定功率 Ped 5.5kw 。4）转速第 2 页共 21 页机械设计课程设计计算说明书工作机滚筒转速为 :60 1000V 60 1000 1.7

7、 n 101.51r / min D 3.14 320由于总传动比等于齿轮的传动比与带的传动比之积，查（机械 设计课程设计指导书）附表 1圆柱齿轮传动其传动比常用值： 3-6V 带传动其传动比常用值： 2-4 则总传动比 i总 合理范围为： 6-24 故电动转速的大致可选范围为 n i总n=（6-24 ）101.51=609r/min 2436r/min 对额定功率为 5.5kw 的 Y 系列电动机而言， 可供选择的同步转 速有： 750 r/min 、1000 r/min 、1500 r/min ，取转速为 1000 r/min.型号为 Y132M2-65） 由设计手册 P167表12-1

8、选Y132S-4型电动机，主要技术数 据如下：n=101.51r/min电动机型号：Y132M2-6i 总 9.46带传动比： i1 3齿轮传动比： i2 3.2 n0 960r / min n1 320r / min n2 101.59r / min n3 101.59r / min型号额定功率 （KW）满载转速（ r/min ）堵转转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y132M2-65.59602.22.2表 3-1 电动机的型号3.3 传动装置的总传动比及其分配系统总传动比由表 1 可知电动机的转速 n =1140r/min 根据关系式 i总 n 得：nn 960i总9.46总 n 101.51

9、 参考设计手册 P:5表1-8 ：取取V带传动 i1 3 则：齿轮的的传动比 i2 i总 = 9.46 =3.15 3.22 i1 334 动力动力参数的计算1）每个轴的转速 电动机输出轴的转速 n0 n 960r /min第 3 页共 21 页机械设计课程设计计算说明书小齿轮轴 I 的转速 n1 n0 960 320r /min1 i1 3大齿轮轴 II 的转速 n2 n2 = 320 101.59 r /min2 i2 3.15滚筒轴的转速 n3 n2 101.59r/min 3)每个轴的输入功率电动机输出轴的输入功率 p0 pd 4.97kw 小齿轮轴 I 的输入功率 P1 P0 1=4

10、.97 0.96=4.77kw 大齿轮轴 II 的输入功率 P2 P1 2 3=4.77 0.99 0.98=4.63kw 滚筒轴的输入功率 P3 P2 2 4=4.77 0.99 0.99=4.54kw 4)各个轴的转矩计算电动机输出轴的转矩：P 4.79T0 9549 0 9549 49.44N m0n0960小齿轮轴 I 的转矩：T1 T0 1i1=49.44 0.96 3=142.39N m大齿轮轴 II 的转矩：T2 T1 3 2i2=142.39 0.98 0.99 3.15=439.56N m 滚筒轴的转矩：T3 T2 3 4 =439.56 0.99 0.99=430.81N

11、m 以上计算结果列表如下：轴名 功率 P/KW 转矩 /(N m)转速n/(r/min)电动机轴49749 44960 00小齿轮 I 轴477142 39320 00大齿轮 II463439 56101 59轴滚筒轴454430 81101 59表面 3-2第四部分 齿轮的设计4.1 齿轮材料和热处理的选择：材料选择 : 由机械设计表 10-1 选择小齿轮材料为 45Cr 调 质，齿面硬度为 280HBS。大齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度为 240HBS。 二者材料硬度差为 40HBS4.2 齿轮几何尺寸的设计计算p0 4.97kw p1 4.77kw p2 4.63kw p3 4.54k

12、wT0 49.44N m T1 142.39N m T2 143.56N m T3 430.81N m第 4 页共 21 页机械设计课程设计计算说明书1选择精度等级及齿数1）按图 2-1 传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，设计为通用减速器 故选用 7 级精度（ GB10095-88）3）由于传动过程中粉尘较多选用闭式传动 , 故选用小齿轮齿 数为 Z1 =24,大齿轮齿数 Z2=24 3.2=76.8, 取 Z2=77。4）选取螺旋升角：初选螺旋升角14 。2按齿面接触强度设计 ：按机械设计（10-21）试算，即d1t2KtT2du 1 ZH ZE1）确定公式内的

13、各计算数值1）试选 Kt =1.6 。2）由机械设计 217页图 10-30 选取区域系数 ZH =2.43303）由机械设计 215页图 10-26 查得：1 =0.78,2 =0.87, 则 1 2 1.65 。4）由机械设计表 10-7 选取齿宽系数 d 1 。5）由机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数：1ZE 189.8MPa 26）由机械设计图 10-21c 、d 按齿面硬度查得小齿轮的接 触疲劳强度极限 H lim1 600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限T1=142390 N mmH lim 2 550MPa7）由表 3-2 查得小齿轮传递的转矩：T1 142.39N

14、m 142390N mmN2=142390 N mm8）由式机械设计式 10-13 计算应力循环次数N1 60n1 jlh 60 320 1 (2 8 300 10) 9.216 108N289.216 1083.282.88 1089）由机械设计图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K HN1 0.90；K HN 2 0.9510）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1，安全系数 S=1，由机械设计式 10-12第 5 页共 21 页机械设计课程设计计算说明书K HN1 lim 1 H 1S0.9 600 540MPa H 2 K HN2 lim 2 0.95 550 522.5MPa许用接触应

15、力：H H 1 H 2 540 522.5 MPa 531.25MPa2)计算1)计算小齿轮分度圆直径 d1t ，由计算公式得d1t2 1.6 142390 4.2 2.433 189.83.2 531.252)1 1.65 计算圆周速度 d1t n13.14 64.80 3201t 1 m/s 1.1m/ s64.80 mmv60 1000 60 10003) 计算齿宽 b 及模数 mnt b dd1t 1 64.80 64.80mmd1t cos64.80 cos14 .1t 2.62mmmntz124v =1.1m/sb=64.80mmmnt=2.62h=5.895h 2.25mnt 2

16、.25 2.62 5.895mm64.80b/ h10.995.8954) 计算纵向重合度=0.318 dz1 tan 0.318 1 24 tan14 1.9035) 计算载荷系数 K由机械设计查表 10-2 得使用系数 k A =1, 根据 v=1.1m/s,7 级精度,由机械设计图 10-8 查得动载系数 kv 1.1 ;由机械设 计表 10-4 查得 kH 1.42 ；由机械设计图 10-13 查得kF 1.35 ；由表 10-3 查得 kH kF 1.4故载荷系数 k=kAkVkH kH 1 1.11 1.4 1.42 2.216) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由机械设 计

17、式( 10=10a)得：k2.21d1 d1t 364.80 3 72.17 mmkt1.67) 计算模数 mnd1 cos mn1z172.17 cos14 2.92mm24d1=72.17mmmn=2.92第 6 页共 21 页机械设计课程设计计算说明书3按齿根弯曲强度设计由机械设计式（ 10-17 ）2kT1Y cos2YFaYSad z1F（1）确定计算参数1）计算载荷系数k kAkvkF kF 1 1.1 1.4 1.35 2.102）根据纵向重合度 1.903,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zz12426.27zv13326.27v

18、1 cos3cos3 14zv2z2 cos377cos3 1484.294）查取齿形系数由机械设计表 10-5 查得 YFa1 2.592 YFa2 2.2115）查取应力校正系数由机械设计表 10-5 查得 YSa1 1.592 YSa2 1.7746）由机械设计图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 500MPa , 查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2 380MPa 。7）由机械设计图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 kFN1 0.85kFN20.88 。8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4, 由机械设计式（ 10-12 ）F1K FN1 FE1S0.

19、85 5001.4303.57 MPaF2KFN 2 FE 2S0.88 3801.4238.86 MPa9）计算大小齿轮的 YFaYSa 并加以比较YFa1YSa12.592 1.596F 1 303.570.01363YFa2YSa2 2.211 1.774F 2 238.860.01642小齿轮的数值较大（10） 设计计算mn3 2 2.10 0.88 142390 104 (cos14 0)21 242 1.650.016422.65 mm对比计算结果 , 由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯第 7 页共 21 页机械设计课程设计计算说明书曲疲劳计算的法面模数，可取弯曲疲劳计算的法

20、面模数 mn 2.65mm, 并就近圆整为标准值 mn 3.0mm，已满足弯曲强度。 但为了同时满足接触疲劳强度 , 需要按接触疲劳强度算得分度圆直 径 d1 72.17mm 来计算应有的齿数。于是由d1 cos72.17 cos14z11 23.34mn3取 z1 23, 则 z2 uz1 3.2 23 74(1) 计算中心距(z1 z2)mn 23 74 3a 1 2 n 149.95mm2cos 2 cos14 将中心距圆整为 150mm(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角z1 z2 mn23 74 3 0 arccos 1 2 n arccos 14.07 1404122a 2 150因

21、 值改变不多 ,故参数 a,K ,ZH不必修正 .(3) 计算大小齿轮的分度圆直径d1 z1mn23 3 71.13mm1 cos cos14.07d2 z2mn 74 3 228.87mmcos cos14.07(4) 计算齿轮宽度：b dd1 1 71.13. 71.13mm圆整后取 B2 75mm, B1 80mm 大齿轮有关参数整理于下表：Z1 23Z2 74a 149.95 mmd1 71.13mmd2 228.87mmB1 80mmB2 75mm齿轮名模数 mn /mm齿数 Z齿宽B/mm分度圆 直径 d/mm螺旋角/度小齿轮32380711314 41 2大齿轮374752288

22、714 41 2表面 4-143 齿轮的结构设计1. 确定齿轮的外形尺寸 (以大齿轮为例) 齿顶圆直径 da d 2ha d 2mn 228.87 2 3mm 234.87mm 因齿顶。圆直径大于 160mm，而又小于 500，故选用腹板式结构为 宜。其他有关尺寸按机械设计图 10-39 推荐用的结构尺寸设计 并绘制大齿轮零件图如图 4-1 所示有关尺寸参数：第 8 页共 21 页机械设计课程设计计算说明书图 10-39da d 2ha d 2mn 228.87 2 3mm 234.87mm 取D4 d 55mm,d 为轴安装大齿轮处的轴径。D3 1.7D4 93.5mm ，圆整为 90mmD

23、0 da2 12mn 234.87 24 3 198.87mm，圆整为 195mm D2 0.3(D0 D3) 0.3 (195 90) 31.5mm, 圆整为 35mm D1=D0 D 3 =142.5mm,圆整为 145mm2C 0.25 B2 0.2 75 15mmn 0.5mn 0.5 3 1.5mm r 5mm2. 确定检验项目及其允许值大齿轮分度圆直径为 234.87mm，查互换性与测量技术基础 表 10-6 到 10-9 ，得：单个齿距极限偏差 f pt 0.013mm齿距累积总公差 Fp 0.05mm螺旋线总公差 F 0.016mm3. 确定中心距极限偏差 f中心距为 149.

24、95 ，查互换性与测量技术基础表 10-1 得 f IT7 0.020 ，因此，中心距表示为： a 149.95 0.020mmfpt 0.013mm4. 确定确定最小侧隙和齿厚偏差1）确定最小侧隙 jbnmin ，由互换性与测量技术基础式第 9 页共 21 页机械设计课程设计计算说明书（10-4）得：2jbnmin （0.06 0.005a） 0.03mm 0.14 mm3（2）确定齿厚上偏差 Esns ，由互换性与测量技术基础式 10-9 得：Esnsjbnmin 00.14 0 0.0745mmsns 2cos 200 2cos 200取负值为 Esns 0.075mm（3）确定齿厚下偏

25、差 Esni ，查互换性与测量技术基础表 10-5 得：切齿径向进刀公差 br IT9 0.115mm按式 10-10 计算Tsn Fr2 br2 2 tan 2000.0392 0.1152 2tan200 0.088mm所以， Esni Esns Tsn 0.075 0.088 0.163mm5. 确定齿坯精度（ 1）内孔尺寸公差，查互换性与测量技术基础表10-12得 IT7，即 50H7 。（2）齿顶圆直径偏差，查互换性与测量技术基础表 10-12 得0.05m 0.05 3 0.15mm（3）查互换性与测量技术基础表 10-13 得，端面圆跳动 公差和顶圆径向圆跳动公差为 0.022m

26、m。（4）齿坯表面粗糙度由互换性与测量技术基础表 10-14 查得齿面 Ra 的上限值为 1.25 m，由表 10-15 查得齿坯内孔表面 Ra 的上限值为 1.25 m， 端面Ra的上限值为 2.5 m，顶圆 Ra的上限值为 3.2 m，其余加 工表面粗糙度 Ra 的上限值取 12.5 m五部分 轴的设计计算5.1 轴的材料和热处理的选择选取轴的材料为 45 钢，调质处理。查机械设计表 15-1，可知b 640Mpa, s 275Mpa, 1 155Mpa, 1 60Mpa5.2 轴几何尺寸的设计计算1 轴的设计Fp 0.05mmF 0.016mma 149.95 0.020 mm第 10

27、页共 21 页机械设计课程设计计算说明书(1) 由表3-2可知轴上的功率 P2、转速 n2和转矩 T2P2 4.63KWn2 101.59r /minT2 439.56 N m(2) 初定轴的最小直径先按机械设计式( 15-2 )初步估计轴的最小直径。材料为45钢，调质处理。根据机械设计表 15-3 ，取 A0 118从动轴： d1minP2A0 n21184.63101.5942.1mm主动轴： d2minP1A01118 4.77 2 29.0mm101.59输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d ( 参看图5-2 )，为了使所选的轴直径 d 与联轴器的孔径相适合，故先选联轴器。联

28、轴器的计算转矩 Tca KaT2 ，查机械设计表 14-1 ，考虑到转矩的变化很小，故 Ka =1.3, ，则：TcaKa T2 1.3 439560N m 571.428N m按照计算转矩 Tca 要小于联轴器公称转矩的条件，又由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，查标准GB/T4323-2002，选用弹性柱销联轴器 , 型号为:LT8型联轴器, 其公称转矩为 : 710N m 571.428N m 。半联轴器的孔径 : dI 45mm, 故取 d45mm， 半联轴器轴孔长度 L1 112mm, 半联轴器与轴配合的毂孔长度为 : LI 60mm。即取 d1min

29、45mm 。(3) 轴的结构设计1) 拟定轴上零件的装配方案第 11页共 21 页机械设计课程设计计算说明书经综合分析，选用从动轴上零件的装配方案见图 5-1 所示的装配方案(a) 从动轴的装配(b) 主动轴的装配方案 图 5-1 主、从动轴的装配方案轴的材料为 45 钢 调质处理(2) 根据轴向定位要求确定轴各段直径和长度1) 为了满足半联轴器的轴向定位要求 , I II 轴段右端需制出一 轴肩,由定位轴肩高度 h=(0.07-0.1)d, 故取II III 段的直径 dII III 50mm, 左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴端挡圈直径 D 55mm, 半联轴器与轴配合的毂孔长度 : L

30、1 112mm, 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 L1 略短2-3mm,取: lI II 110mm 。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 , 故选用单列圆锥滚子轴承 ,参照工作要求并根 据 : dII III 50mm. 由机械设计简明手册，初步选取 0基本游隙 组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30310型, 其尺 寸 : d D T 50mm 110mm 29.25mm，故 dII IV dVI VII 50mm第 12 页共 21 页机械设计课程设计计算说明书右端轴承采用轴肩定位，由定位轴肩高度 h=(0.07-0.

31、1)d, 轴肩 高度取h=2.5mm,因此dV V 60mm。而左端滚动轴承采用套筒进行 轴向定位，3) 取安装齿轮处轴段的直径： dIV V 55mm，齿轮左端与左轴 承之间采用套筒定位 , 已知齿轮轮毂的宽度为 75mm，为了使套筒端 面可靠地压紧齿轮 , 此轴段应略短与轮毂宽度 2-3mm,故取：lIV V 72mm,齿轮右端采用轴肩定位 ,轴肩高度 h 0.07d ,取 h 2.5mm, 则轴环处的直径： dV VI 50 2h 60mm 。4) 轴承端盖的总宽度为： 20mm(由减速器及轴承端的结构设 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， 取端盖的外端与半联轴器

32、右端面间的距离 l 30mm 故取 lII III 50mm。5) 取齿轮距箱体内壁距离为 : a 16mm，考虑到箱体的铸造误 差，在确定流动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s, 取 s=8mm, 已知滚动轴承宽度 T=29.25mm 30mm，则lIII IV T s a (75 72) 30 8 16 3 57mm, 同理可算出： lV VI s a 16 8 24mm. 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, 半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接1) 齿轮与轴的连接按 dIV V 55mm 查机械设计表 6-1, 得平键截面 b h 16mm 10

33、mm,键槽用键槽铣刀加工 ,根据键长等于或略小于 毂长度，即 L=B-( 5-10 ) mm，故取： L=63mm, 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 的配合为 : H7n62)半联轴器与轴的联接 , 查机械设计表 6-1 ，选用平键 为: b h L 14mm 9mm 100mm, 半联轴器与轴的配合为 : H7 。k6 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的 , 此处选轴的 直径尺寸公差为 :m6。(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸参照机械设计 表15-2, 取轴端倒角为 : 1.6 45 ，各轴肩处圆 角半径取 R2主、从轴尺寸结构简图如图 5-2 所示：d1m

34、in 45mm 弹性柱销联轴 器, 型号 为:LT8 型联轴器第 13 页共 21 页dII III 50mm dII IV 50mm dVI VII 50mm dIV V 55mm dV VI 60mmlI II 110mm lII III50mmlIV V 72mm l III IV 57mm lV VI 24mm机械设计课程设计计算说明书(5) 求轴上的载荷1)首先根据轴的结构图(图5-3 )做出轴的受力简图如图 (5-2) 确定轴承的支点位置 , 对30310型圆锥滚子轴承，由机械设计简明 手册中查得 a=23mm。因此，作为简支梁的轴承支承跨距 L2 L3 71.5mm 38.5mm

35、 110mm，根据轴的计算简图作出轴的弯 矩图, 扭矩图和计算弯矩图 , 可看出截面处计算弯矩最大 , 是轴的(6) 按弯扭合成应力校核轴的强度1) 作用在齿轮上的力，如图 5-3所示第 14 页共 21 页机械设计课程设计计算说明书切向力: Ftd22 439560228.87N 3841N径向力: Fr Fttancos3841tan20 1441Ncos14 412轴向力 Fa Ft tan 3841 tan14 412 963N2） 求作用于轴上的支反力，如图 5-3所示 水平面内支反力 : FNH1 1344N FNH 2 2497N 垂直面内支反力 : FNV1 1506N FNV

36、2 65N3）作出弯矩图 分别计算水平面和垂直面内各力产生的弯矩 . 水平面内： M H Ft L2 274632N mm 垂直面内： MV1 FNV1L2 1506 71.5 107679N mmM NV2 FNV 2L365 38.5 2503N mm计算总弯矩 : 由公式 MMFt 3841NFr 1441NFa 963N轴的计算应力：caW2949872 (0.6 439560) 20.1 55223.8Mp前 选 定 轴 的 材 料 为 45 钢 ， 调 质 处 理 ， 上 述 过 程 中 已 查 得 1 60MPa ，因此 ca 1 ，故安全。6） 根据从动轴的设计方法同样可以定出

37、主动轴的尺寸，由于方法 类似，这里不重复，主、从动轴尺寸见图 5-2。FNH1 1344N FNH2 2497N FNV1 1506N FNV 265NM H 274632N.mM V1 107679 N.mM1M H2 MV122746322 107679 2 294987 N mmM 2M H 2 MV12274632 2 25032 274643 N mm4）作出扭矩图: T2 439560N m ，如图5-3所示。5）按弯扭合成应力校核轴的强度 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图（图 5-3 ）中可以看出截面 C是 轴的危险截面。根据机械设计式（ 15-5 ）及上述数据，以及轴 单向旋转、扭

38、转切应力为脉动循环变应力，取 0.6第 15 页共 21 页机械设计课程设计计算说明书（a） 主动轮尺寸结构简图M V2 2503N.mM 1 294987 N.mM 2 274643N.mT2 439560N mb）从动轴尺寸结构简图图 5-2 主、从轴尺寸结构简图第六部分 轴承、键和联轴器的选择6.1 轴承的选择及校核 （ 1）由上述轴的结构设计已初步选择单列圆锥滚子轴承 30310型， 2个为从动轴承。（ 2）计算轴承寿命：圆锥滚子轴承 30310，相关参数查机械设计简明手册得： Cr 76.91KN , ft 1.00, f p 1.2,e 0.31N,Y 1.9图6-1 受力简图第

39、16 页共 21 页机械设计课程设计计算说明书1）画轴力简图如图 6-1 所示，求轴向力 Fa1,Fa2：Fr1FNH1 FNV1 2019 N , Fr 2FNH 2 FNV2 2498NFr1 2019Fr2 2498Fd1 r1531N ， Fd2r2 657Nd1 2Y 2 1.9 d2 2Y 2 1.9且已知 Fae 963NFd2 Fae 657 963 1620N Fd1 531N轴承I 被压紧，轴 II 被放松。Fa1 Fae Fd2 432N,Fa2 Fd2 657N 。2）计算当量动载荷Fa1 432N0.21 e 0.31NFr1 4019N查机械设计表 13-5 得 X

40、1 1,Y1 0Fa2 657N0.26 e 0.31NFr 2 2498N查机械设计表 13-5 得 X2 1,Y2 0P1 fp X1 Fr1 1.2 1 2019N 2423NP2 fp X2 Fr2 1.2 1 2498N 2998N3）P2 P1可知 P2是危险轴承。根据机械设计式（ 13-5a ）计算轴承寿命，对于滚子轴承 10130，10106 ftCr1061 76.91 103 3Lht r 8164983hh 60n P 60 101.59 2998预期寿命为： 10年，两班制L 10 300 8 2 48000h Lh 因此轴承寿命合格。6.2 键的选择计算及校核（1）与

41、半联轴器配合轴段处的键，在轴的结构设计中已选用 圆头平键 b h L 14mm 9mm 100mm 选择 45 钢，其许用挤压应力 p 120MpaFt 4000T2 4000 439560p t2 50.5Mpa pp hlhld 9 86 45 p则该键强度足够，合格。（ 2）与大齿轮配合轴段处的键，选择在轴的结构设计中已选 用圆头平键 b h L 16mm 10mm 63mm45 钢，其许用挤压应力 p 120MpaFt 4000T2 4000 439560p t2 68.0Mpa pp hlhld 10 47 55 p从动轴承选圆锥 滚子轴承， 型号： 30310（2 个）与齿轮连接处

42、键14 9 100与齿轮连接处键16 10 63第 17 页共 21 页机械设计课程设计计算说明书则该键强度足够，合格。6.3 联轴器的选择联轴器的计算转矩 Tca KaT2 ，查机械设计表 14-1 ，考虑到 转矩的变化很小，故 Ka =1.3, ，则：Tca Ka T2 1.3 439560N m 571.428N m按照计算转矩 Tca 要小于联轴器公称转矩的条件， 又由于减速器 载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，查 标准GB/T4323-2002，选用弹性柱销联轴器 , 型号为:LT8型联轴器 , 其公称转矩为 : 710N m 571.428N m 。半联轴器的

43、孔径 : dI 45mm ,故取 d45mm ，半联轴器轴孔长度 L1 112mm, 半联轴器与轴配合的毂孔长度为 : LI 60mm弹性柱销联轴 器, 型号 为:LT8 型联轴器齿轮浸油润滑， 用 150 号机械油轴承脂润滑，用ZL3 型润滑脂型号公称转矩许用转速轴孔直径轴孔长度外径轴孔类型轴孔材料LM5710N m2400r/min45mm112 mm190mmY型HT200表 6-1 LT8 型弹性柱销联轴器参数第七部分 减速器润滑、密封及箱体主要结构尺寸的计算7.1 润滑的选择确定1.齿轮 v 1.08m / s 12m / s ，应用喷油润滑， 但考虑成本需选 用浸油润滑。选用 15

44、0 号机械油（ GB 443-1989），最低最高油面 距（大齿轮） 10 20mm，需油量为 1.5L 左右。2.轴承采用润滑脂润滑。选用 ZL3型润滑脂（GB7 324-1987）， 用油量为轴承间隙的 1 1 为宜。327.2 密封的选择确定（1）箱座与箱盖凸缘结合面的密封 选用在结合面涂密封漆或水玻璃的方法。（2）观察孔和油孔等处结合面的密封 在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封。 （3）轴承孔的密封轴的外伸端与透盖间的间隙，由于 v 3m/ s ，故选用半粗羊毛 毡加以密封。（4）轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进 入轴承内部。第 18 页共 21 页机械设计课程设计计算说明书7.3 减速器附件的选择确定 减速器附件包括螺栓、螺母、垫圈、销、油标尺、通气器，附 件参数见表 7-1 。名称功用数量材料规格螺栓安装端盖12Q235M 6 16 GB 5782-1986螺栓安装端盖24Q235M 8 25 GB 5782-1986螺母安装3A3M10 GB 6170-1986垫圈调整安装365Mn10 GB 93-