哈工大-机械设计课程设计-二级齿轮减速器-设计说明书—超完美版(共25页)

1、精选优质文档-倾情为你奉上Harbin Institute of Technology课程设计说明书（论文）课程名称： 设计题目： 院 系： 班 级： 设 计 者： 学 号： 指导教师： 设计时间： 哈尔滨工业大学目录带式运输机传动装置设计数据及要求 F=2200N; d=270mm; v=1.1ms; n= rmin; T= N·m; B= mm; z= ; p= mm;机器的年产量： 大批量 ；机器的工作环境： 装配车间 ；机器的载荷特性： 平稳 ；机器的最短工作年限： 五年二班 ；其他设计要求：传动装置简图传动方案：工作机：一、传动装置的总体设计1.1 电动机的选择1.1.1

2、选择电动机类型根据设计要求和工作条件选用Y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380 V。1.1.2 选择电动机容量根据设计数据，工作机的有效功率为Pw=F*v1000=1468N*1.1ms1000=1.615 Kw从电动机到工作机输送带之间的总效率为：=1224324式中，1、2、3、4分别为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的传递效率。由表9.1取1=0.99、2=0.98、3=0.97、4=0.96，则=1224324=0.992*0.984*0.972*0.96=0.817所以电动机所需工作功率为Pd=Pw=1.615 kW0.817=1.977 kW1.1.3 确

3、定电动机转速按表2.1推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i'=840，而工作机卷筒轴的转速为nw=60*1000*vd=60*1000*1.1*270rmin77.81 rmin所以电动机转速的可选范围为nd=inw=840*77.81rmin=622.483112.4 rmin符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min三种。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1000 r/min的电动机。 根据电动机类型、容量和转速，查表15.1选定电动型号为Y112M-6，其主要性能如下表：电

4、动机型号额定功率/Kw满载转速/(r/min)启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y112M-62.29402.02.0电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如下表：型号HABCDEF*GDGKbb1b2AAHAL1Y112M-6 1121901407028608*7241224519011550154001.2 计算传动装置总传动比并分配传动比总传动比i为i=nmnw=94077.81=12.08分配传动比i=iI*iII考虑润滑条件，为使结构紧凑，各级传动比均在推荐值范围内，取iI=1.4iII，故iI=1.4i=1.4*12.08=4.11iII=iiI=12.084.11=2.941.3 计算传动

5、装置各轴的运动及动力参数1.3.1 各轴的转速I轴： nI=nm=940rminII轴： nII=nIiI=940rmin4.11=228.7 rminIII轴： nIII=nIIiII=230.99 rmin2.98=77.79 rmin卷筒轴：nW=nIII=77.79 rmin1.3.2 各轴的输入功率I轴： PI=Pd1=1.977 kW*0.99=1.96 kWII轴： PII=PI23=1.96 kW*0.98*0.97=1.86 kWIII轴： PIII=PII23=1.86 kW*0.98*0.97=1.77 kW卷筒轴：P卷=PIII12=1.77*0.99*0.98=1.7

6、2 kW1.3.3 各轴的输入转矩 电动机的输出转矩Td为 Td=9.55*106*Pdnm=9.550*106*1.977 kW960 rmin=2.01*104N·mm 所以： I轴： TI=Td1=20085.5N·mm*0.99=1.99*104N·mm II轴： TII=TI12iI=19884.6N·mm*0.99*0.98*4.11=7.77*104N·mm III轴： TIII=TII23iII=77688.5N·mm*0.98*0.97*2.94=2.17*105N·mm 卷筒轴：T卷=TIII12=N&#

7、183;mm*0.99*0.98=2.11*105N·mm 将以上结果汇总到表，如下轴名参数电动机轴I轴II轴III轴滚筒轴转速n/（r/min）940.0940.0228.777.7977.79功率P/(kW)1.9771.961.861.771.72扭矩T/(N·mm)2.01*1041.99*1047.77*1042.17*1052.11*105传动比i14.112.941效率0.990.970.950.97二、传动件设计2.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动设计2.1.1 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢，采用软齿面，由

8、文献1表8.2得：小齿轮调制处理，齿面硬度为21725HBW，平均硬度为236HBW；为保证小齿轮比大齿轮具有更好的机械性能，大齿轮正火处理，齿面硬度为162217HBW，平均硬度为190HBW。大小齿轮齿面评价硬度差为46HBW，在3050HBW之间。选用8级精度。2.1.2初步计算传动主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。由d132KTdu+1uZEZHZH2式中各参数为：参数结果Kt1.4d0.9z121z2861.6531.278(1) 小齿轮传递的转矩T。由前面设计可知，T=19884.6 N·mm(2) 设计时，因v值未知，Kv不能确定，故可初选载荷

9、系数Kt = 1.11.8，此处初取Kt = 1.4。(3) 由表8.6取齿宽系数d=0.9。(4) 由表8.5查得弹性系数ZE=189.8 MPa。(5) 初选螺旋角=12°由图8.14查得节点区域系数ZH=2.46。(6) 齿数比u= i2=4.11 。(7) 初选z1= 21, 则z2=uz1=4.11*21=86.31 ，取z2=86。传动比误差<5%，符合设计要求。由式8.1得端面重合度=1.88 -3.21z1+1z2cos= 1.88 -3.2121+186×cos12°=1.653。由式8.2得轴面重合度=0.318dz1tan=0.318*

10、0.9*21*tan12°=1.278由图8.15查得重合度系数Z=0.7825由图8.24查得螺旋角系数Z=0.989(8) 接触许用应力可由H= ZNHlimSH求得，由图8.28（e）、（a）得接触疲劳极限应力Hlim1=570MPa，Hlim2=390MPa，SH=1.0。大小齿轮1、2的应力循环次数分别为N1=60n1aLh=60*940*1.0*2*8*250*5=1.128×109N2= N1i= 1.128×1094.11=.7=2.74×108由图8.29查得寿命系数ZN1=1.0，ZN2=1.1（允许有局部点蚀）；由表8.7，取安全系

11、数SH=1.0。H1= ZN1HlimSH= 1.0×5701.0 =570.0参数结果d1t38.22KA1.0v1.88KV1.07K1.16K1.2K1.49mn2H2= ZN2HlimSH= 1.1×3901.0 =429.0故取H= H2= 429.0计算小齿轮1的分度圆直径d1t， 得d1t32KtTdu+1uZEZHZZH2=32×1.4×19884.61.04.11+14.11189.8*2.46*0.7825*0.02 =38.22 mm2.1.3确定传动尺寸(1) 计算载荷系数K。由表8.3查得使用系数KA=1.0。齿轮线速度如下式v

12、= d1tn160×1000=×38.22×=1.88 m/s由图8.7查得动载荷系数KV = 1.07；由图8.11查得齿向载荷分布系数K=1.16；由表8.4查得齿间载荷分布系数K=1.2，故K=KAKVKK=1.0×1.07×1.16×1.2=1.49(2) 对 d1t进行修正。因为K与Kt有较大差异，故需对按照Kt值设计出来的 d1t进行修正，即d1= d1t3KKt=39.02 mm(3) 确定模数mnmn= d1cosz1= 39.02*cos12° 17=1.82 （按表8.1，取mn=2）(4) 计算传动尺寸

13、。中心距参数结果a109.39a'11013°24'43''d143.178d2176.822b240b145a= mnz1+z22*cos= 3*21+862*cos12°=109.39 mm圆整为a'=110 mm,则螺旋角=arccosmnz1+z22a=arccos2*21+862*110=13.412°=13°24'43''因为值与初选值相差较大，故与有关的数值需修正，修正后的结果是=1.644，=1.433，Z=0.785， Z=0.986，d1t=38.75， d1=39.56

14、。显然值改变后，d1的计算值变化很小，因此不再修正mn和a。故d1=mnz1cos=2*2113°24'43''=43.178 mmd2=mnz2cos=2*8613°24'43''=176.822 mmb=d*d1=0.9*43.178=38.86 mm圆整为b=40 mm。取b2=b=40 mm，b1=45 mm。2.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度F= 2KTbmnd1YFYsYYF式中各参数：(1) K、T、mn同前。(2) 齿宽b = b2=40 mm。(3) 齿形系数YF与应力修正系数Ys。当量齿数zv1=z1cos3

15、=2113°24'43''=22.82zv2=z2cos3=8613°24'43''=93.44查图8.19得齿形修正系数YF1=2.68，YF2=2.23。由图8.20查得应力修正系数Ys1=1.58，Ys2=1.80。(4) 查图8.21得重合度系数Y=0.70。(5) 查图8.26得螺旋角系数Y=0.88 。(6) 许用弯曲应力可由下式算得F= YNFlimSF查得弯曲疲劳极限应力Flim1=220 MPa，Flim2=170 MPa查得寿命系数YN1= YN2=1.0。查得安全系数SF=1.25，故F1= YN1Fli

16、m1SF= 1.0*220 1.25=176 MPaF2= YNFlim2SF= 1.0*170 1.25=136 MPa故F1= 2KTbmnd1YF1Ys1YY= 2*1.49*19884.640*2*43.178*2.68*1.58*0.86=45.36 MPa <F1F2= F1YF2Ys2YF1Ys1=45.36*2.23*1.802.69*1.58=42.84 MPa<F2 满足齿根弯曲疲劳强度要求。2.1.5 齿轮传动其它几何尺寸各齿轮的尺寸及参数计算详见下表。圆柱齿轮几何尺寸表序号项目代号计算公式计算结果1齿数齿轮1z1/21齿轮2z2/862法面模数(mm)mn/

17、23端面模数(mm)mtmn/cos2.0564法面压力角（度)n/205端面压力角（度)tn/cos20.5616齿顶高系数han*/17顶隙系数cn*/0.258标准中心距(mm)amnz1+z22cos109.399实际中心距(mm)a'11010螺旋角/13°24'43''11变位系数齿轮1x10齿轮2x2012齿顶高(mm)齿轮1ha1han*cos*mt1.999齿轮2ha21.99913齿根高(mm)齿轮1hf1han*+cn*cos*mt2.500齿轮2hf22.50014分度圆直径(mm)齿轮1d1mt*z43.178齿轮2d2176

18、.82215齿顶圆直径(mm)齿轮1da1da= d+2*ha47.176齿轮2da2180.8216齿根圆直径(mm)齿轮1df1df= d-2*hf38.178齿轮2df2171.82217重合度（mm）=1.88 -3.21z1+1z2cos=1.596=0.318*dz1tan=0.725=+1.7712.2 低速级齿轮尺寸设计2.2.1 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级与高速级一样，低速级大、小齿轮均选用45#钢，采用软齿面，小齿轮调制处理，齿面硬度为21725HBW，平均硬度为236HBW；为保证小齿轮比大齿轮具有更好的机械性能，大齿轮正火处理，齿面硬度为162217HBW，平均

19、硬度为190HBW。大小齿轮齿面评价硬度差为46HBW，在3050HBW之间。选用8级精度。2.2.2 初步计算传动主要尺寸因是闭式软齿面传动，按齿面接触疲劳强度进行设计。根据d332KT3du+1uZEZHZH2参数结果Kt1.3d1.0z124z2711.653式中各参数为：(1) 小齿轮传递的转矩T3。TII=7.79*104N·mm(2) 设计时，因v值未知，Kv不能确定，故可初选载荷系数Kt = 1.11.8，此处初取Kt = 1.3。(3) 由参考文献1表8.6取齿宽系数d=1.0。(4) 由参考文献1表8.5查得弹性系数ZE=189.8MPa。(5) 由参考文献1图8.

20、14查得节点区域系数ZH=2.5。(6) 齿数比u= iII=2.94。(7) 初选z3= 24, 则z4=uz3=2.94*24=70.56 ，取z4=71。传动比误差<5%，符合设计要求。由参考文献1式8.1得=1.88 -3.21z3+1z4cos= 1.88 -3.2124+171*1.0=1.70。由图8.5查得重合度系数Z= 0.88(8) 接触许用应力可由H= ZNHlimSH算得，由高速级齿轮设计可知Hlim3=570MPa，Hlim4=390MPa，SH=1.0。而N3=N2，故寿命系数ZN3=ZN2=1.10（允许有局部点蚀），N4= N3iII= .472.94=9

21、.335×107，由参考文献1图8.29查得寿命系数ZN4=1.16（允许有局部点蚀）；则H3= ZN3HlimSH= 1.10*5701.0 =627.0 MPaH4= ZN2HlimSH= 1.16*3901.0 =452.4 MPa故取H= H4= 452.4 MPa计算小齿轮3的分度圆直径d3t d3t32KtTIIdu+1uZEZHZH2=32*1.3*77688.51.0*2.94+12.94*189.8*2.5*0.88452.42 =61.323 mm参数结果d3t63.323KA1.0v0.734KV1.08K1.16K1.2K1.53m3a142.5a'1

22、45'22°33'29x40.8332.2.3 确定传动尺寸(1) 计算载荷系数K。由参考文献1表8.3查得使用系数KA=1.0。齿轮线速度如下式v= d3tnII60*1000=*61.323*228.760*1000=0.734 m/s由参考文献1图8.7查得动载荷系数KV = 1.08；由参考文献1图8.11查得齿向载荷分布系数K=1.18；由参考文献1表8.4查得齿间载荷分布系数K=1.1，故K=KAKVKK=1.0*1.08*1.18*1.2=1.53(2) 因为K与Kt相差较大，故需按Kt值计算出的d3t进行修正，即d3=d3t3KKt=61.323* 3

23、1.531.3=64.745mm(3) 确定模数mm= d3z3= 64.745 24=2.70 mm （按表8.1，取m=3 mm）(4) 计算传动尺寸。中心距a= 12mz3+z4= 12*3*24+71=142.5 mm 对齿轮4进行变位，圆整中心距a'=145 mma) 计算啮合角''=cos-1aa'cos=22.5581°=22°33'29b) 计算变位系数x4=x=z3+z42taninv'-inv=0.833c) 计算重合度db3=mz3cos=67.658db4=mz4cos=200.155da3=d3+2h

24、a*m=80.6442da4=d4+2ha*m=221.8534a3=cos-1db3da3=32.969°a4=cos-1db4da4=25.5521°参数结果1.62d372d4213b380b475b145=12*z3*tana3-tan'+z4*tana4-tan'1.62>1.2d) 计算传动尺寸d3=mz3=3*24=72 mmd4=mz4=3*71=213 mmb= dd3=72取b3=80 mm，b4=75 mm 。2.2.4 校核齿根弯曲疲劳强度F= 2KTbmdYFYsYF式中各参数：(1) K、TII、m同前。(2) 齿宽b =

25、b3 = 80mm。(3) 齿形系数YF与应力修正系数Ys。查参考文献1 图8.19得YF3=2.68，YF4=1.95查参考文献1 图8.20得Ys3=1.55，Ys4=1.72查参考文献1 图8.15得重合度系数Y=0.713。许用弯曲应力可由下式算得F= YNFlimSF查得弯曲疲劳极限应力Flim3=220 MPaFlim4=170 MPa由前面计算N3=N2=.47 ，N4=9.335×107查参考文献1 图8.30得寿命系数YN3= YN4=1.0。查参考文献1 表8.7得安全系数SF=1.25，故F3= YN3Flim3SF= 1.0*220 1.25=176 MPaF

26、4= YNFlim4SF= 1.0*170 1.25=136 MPa故F3= 2KTIIbmd3YF3Ys3Y= 2*1.53*77688.575*3 *72*2.68*1.58*0.71344.3 MPa F4= F3YF4Ys4YF3Ys3=52.89*1.95*1.721.58*2.6859.1 MPa 容易看出F1<F3F2<F4设计满足齿根弯曲疲劳强度要求。2.2.5 齿轮其他几何尺寸计算各齿轮的尺寸及参数计算详见下表。圆柱齿轮几何尺寸表序号项目代号计算公式计算结果1齿数齿轮1z3/24齿轮2z4/712模数(mm)m/34压力角（度)/206齿顶高系数ha*/17顶隙系

27、数c*/0.258标准中心距(mm)amz3+z42142.59实际中心距(mm)a'/14511变位系数齿轮3x30齿轮4x40.83312齿顶高(mm)齿轮3ha3y=a'-amy=x3+x4-yha=ha*+x-y*m4.3221齿轮4ha44.02913齿根高(mm)齿轮3hf3hf=ha*+c*-x1*m 2.28齿轮4hf42.573114分度圆直径(mm)齿轮3d3m*z72齿轮4d421315齿顶圆直径(mm)齿轮3da3da= d+2*ha80.6442齿轮4da4221.05816齿根圆直径(mm)齿轮3df3df= d-2*ha67.44齿轮4df4207

28、.853817重合度（mm）=12*z3*tana3-tan'+z4*tana4-tan'1.599三、减速器装配草图设计3.1 草图准备3.1.1 选定联轴器类型对于连接电动机和减速器高速轴的联轴器，为了减小启动转矩，其联轴器类型应具有较小的转动惯量和较好的减震性能，故采用弹性柱销联轴器，对于低速轴和工作机相连的联轴器，因其转速较低，转矩较大，考虑到本设计安装时不易保证同心度，采用具有良好补偿位移偏差的金属滑块联轴器。3.1.2 确定滚动轴承类型对于高速级斜齿圆柱齿轮传动，因有轴向力，选择角接触轴承；低速级采用深沟球轴承。3.1.3 确定滚动轴承的润滑和密封方式由前面计算可知

29、高速级齿轮线速度v1= 1.88 m/s，低速级齿轮线速度v2=0.734 m/s，均小于2 m/s，故滚动轴承采用钠基ZN-3润滑脂润滑（填充量不大于轴承空间的1/3），并在轴上安装挡油板。考虑减速器工作环境清洁，轴颈圆周速度v<45 m/s，故采用毛毡圈密封。3.1.4 确定轴承端盖的结构形式凸缘式轴承端盖调整轴承间隙比较方便，密封性能也好，故选用凸缘式轴承端盖，采用铸铁铸造成型。3.1.5 确定减速器机体的结构方案考虑工艺性能、材料消耗和制造成本，选用剖分式机体，铸铁材料铸造成型。结构示例图如下图所示：与机体有关零件的结构尺寸见下表：铸铁减速器机体结构尺寸计算表名称符号尺寸关系尺寸

30、大小基座壁厚0.025a+388 mm机盖壁厚10.02a+388 mm机座凸缘厚度b1.512 mm机盖凸缘厚度b11.5112 mm机座底凸缘厚度p2.520 mm地脚螺钉直径df0.036a+12M20地脚螺钉数目nn=4/轴承旁连接螺栓直径d10.75dfM16机盖与机座连接螺栓直径d2(0.50.6) dfM10连接螺栓d2的间距l150200180轴承端盖螺栓直径d3(0.40.5) dfM8窥视孔盖螺栓直径d4(0.30.4) dfM6定位销直径d(0.70.8) d28 mmdf、d1、d2至外壁距离c1/26、22、16 mmdf、d2至凸缘距离c2/24、14 mm轴承旁凸

31、台半径R1c220 mm凸台高度H根据低速级轴承外径确定外机壁至轴承座端面距离l1c1+c2+(58)48 mm内机壁至轴承座端面距离l2+c1+c2+(58)56 mm大齿轮顶圆与内机壁距离1>1.210 mm齿轮端面与内机壁距离210 mm机盖、机座肋厚m1、mm10.851,m0.85m1=m=8 mm轴承端盖外径D2轴承座孔径+(55.5)d3视具体轴承而定轴承端盖凸缘厚度e(11.2)d38 mm轴承旁连接螺栓距离ssD2视具体轴承而定3.2 草图第一阶段3.2.1 间距确定(1) 取中间轴上两齿轮轴向间距4=10mm。(2) 因采用脂润滑，轴承外圈端面至机体内壁的距离要留出安

32、放挡油板的空间，取3=10 mm；取挡油板宽度C=11 mm。参数结果410310C11510dmin14.22KA1.5(3) 取中间轴上齿轮2端面至机体内壁的距离5=10 mm3.2.2 高速轴轴系部件设计(1) 选择轴的材料因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用45钢并进行调制处理。(2) 初步轴径dmin，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径d1和长度L1对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献3第759页得，C=106118，考虑轴端弯矩比转矩小，取C= 103，则dmin=C3Pn=106×31.96940=13.54 mm考虑键槽影响，取dmin=13.54&#

33、215;1+5% mm=14.22 mm。(3) 确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式。(4) 联轴器及轴段前面计算的dmin即为轴段的直径，又考虑轴段上安装联轴器，因此轴段的设计与联轴器的设计同时进行。由前面设计可知，选用弹性柱销联轴器。查文献1表13.1取KA=1.5，计算转矩Tc1= KAT=1.5×20.0855=30.13 N·m由参考文献2表13.1查询可得GB/T 5014-2003中的LX2型弹性柱销联轴器符合要求，其参数为：公称转矩560 N·m，许用转速为6300 r/min，轴孔直

34、径范围是2035 mm。满足电动机轴径要求。取与轴相连端轴径20 mm，轴孔长度38 mm，J型轴孔，选用A型键，联轴器主动端代号为HL2 28×44 GBT5014-2003。相应的，轴段的直径d1=20mm，轴段长度应该比联轴器略短，故取其长度为l1=36 mm(5) 密封圈与轴段联轴器右端采用轴肩固定，取轴肩高度h=2.453.5 mm，相应的轴段的直径范围为24.927 mm，查文献2表14.4，选用毡圈油封JB/ZQ 4604-1986中的轴径为25 mm的，则轴段的直径d2=40 mm。参数结果d120l136d225l248d330l327d435l496l545d63

35、5l66d730l727L180.2L2131.8L341.8(6) 轴承与轴段及轴段由前面设计知，轴承类型为角接触轴承，暂取轴承型号为7206C，由文献2表12.2查得内径d=30 mm，外径D=62 mm，宽度B=16 mm，定位轴肩直径damin=36 mm，Damax=56 mm。故轴段的直径d3=30 mm。轴段的直径应与轴段相同，即d7=30 mm。(7) 轴段由于齿轮齿根圆直径较小，若选择d4=35 mm，选用平键连接 键 10×40GBT 1096-2003，则df1-d4-t1=38.615-35-3.3<2.5mn故轴与齿轮应做成齿轮轴，取过渡轴段d4=35

36、 mm(8) 齿轮轴段取l5=b1=45 mm。(9) 轴段在轴段和齿轮轴段间取过渡轴段段d6=35 mm(10) 机体与轴段的长度因采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=8 mm。由于所选联轴器不影响轴承端盖螺栓的拆卸，轴肩与轴承端盖之间的间隙取K=10 mm。在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖的相互位置与尺寸之后，即可确定各轴段的长度。取轴段的长度l3=l7=C +B =（11+16）= 27 mm；轴段的长度l2=l2'-B-3+ e + K =56-16-10+8+10mm=48mm；轴段的长度l6=5-2.5+3-C=10-2.5+10-11=6 mm；轴段的长度l4=2+b3+4-2

37、.5-1= 96 mm。轴的各部分尺寸均确定。取联轴器轮毂中间位置为力的作用点，可得跨距L1=80.2；L2=131.8 mm；L3=41.8mm。完成的结构草图如下所示。(11) 键连接设计联轴器与轴之间采用A型普通平键连接，型号为：键 6×32 GB/T 10962003，h=7，t1=3.3 mm。3.2.2 中间轴轴系部件设计(1) 选择轴的材料因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用45钢并进行调制处理。(2) 初步轴径dmin，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径d1和长度L1对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献3第759页得，C=106118，考虑轴端弯矩比转

38、矩小，取C= 103，则dmin=C3Pn=106×31.86228.7=20.11 mm参数结果dmind130l138d235l278d342l310d435l438d530l538考虑键槽影响，取dmin=20.11×1+5% mm=21.12 mm。(3) 确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式。(4) 轴承与轴段及轴段由前面设计知，轴承类型为角接触轴承，暂取轴承型号为7206C，由文献2表12.2查得内径d=30 mm，外径D=60 mm，宽度B=16 mm，定位轴肩直径damin=36 mm，Damax

39、=56 mm。故轴段的直径d1=30 mm。轴段的直径应与轴段相同，即d5=30 mm。(5) 齿轮3与轴段为了便于齿轮的安装，d2应略大于d1，取d2=35 mm，齿轮3左端用套筒固定，则轴段的长度应略小于齿轮3的宽度b3，取l2=78 mm。(6) 轴段齿轮3右端用轴肩固定，由文献1图10.9中公式得到轴肩高度h=2.453.5 mm，相应的轴段的直径范围为39.942 mm，取d3=42 mm。l3=4=10 mm(7) 齿轮2与轴段齿轮2左端也用轴肩固定。可取d4=35 mm，齿轮2右端用套筒固定，则轴段的长度应略小于齿轮2的宽度b2，取l4=38 mm。取l5=b1=45 mm。(8

40、) 轴段的长度l1=l5=B+2+b3+2=38 mm完成的结构草图如下所示。(9) 键连接设计齿轮2、齿轮3与轴之间采用A型普通平键连接，型号分别为：键 10×70 GB/T 10962003，h=8，t1=3.3 mm；键 10×32 GB/T 10962003，h=8，t1=3.3 mm。3.2.3 低速轴轴系部件设计(1) 选择轴的材料因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用45钢并进行调制处理。(2) 初步轴径dmin，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径d1和长度L1对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献3第759页得，C=106118，考虑轴端弯矩比转

41、矩小，取C= 103，则dmin=C3Pn=106×31.7777.79=28.34 mm考虑键槽影响，取dmin=28.34×1+5% mm=29.75 mm。(3) 确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式。参数结果dmin29.75KA1.2d136l154d242l245d345l330d450l451d555l510d648l673d745l744L181L2118.5L371(4) 联轴器及轴段前面计算的dmin即为轴段的直径，又考虑轴段上安装联轴器，因此轴段的设计与联轴器的设计同时进行。由前面设计可知，

42、选用金属滑块联轴器。查文献1表13.5取KA=1.2，计算转矩Tc1= KAT=1.5×217.1=325.7 N·m由参考文献2表13.5查询可得JB/ZQ 4384-1997中公称转矩500 N·m的金属滑块联轴器满足要求，其许用转速为250 r/min，轴孔直径范围是36-40 mm。取与轴相连端轴径36 mm，轴孔长度为L1-h=70-16=54 mm，J型轴孔。相应的，轴段的直径d1=36mm，取其长度为l1=36 mm。(5) 密封圈与轴段联轴器右端采用轴肩固定，取轴肩高度h=2.523.6 mm，相应的轴段的直径范围为41.0443.2 mm，查文献

43、2表14.4，选用毡圈油封JB/ZQ 4604-1986中的轴径为42 mm的，则轴段的直径d2=42 mm。(6) 轴承与轴段及轴段由前面设计知，轴承类型为深沟球轴承，暂取轴承型号为6209，由文献2表12.1查得内径d=45 mm，外径D=85 mm，宽度B=19 mm，定位轴肩直径damin=52 mm，Damax=78 mm。故轴段的直径d3=45 mm。轴段的直径应与轴段相同，即d7=45 mm。(7) 轴段为了便于齿轮的安装，d6应略大于d7，取d6=48 mm，齿轮3右端用挡油板固定，则轴段的长度应略小于齿轮4的宽度b6，取l6=73 mm。(8) 轴段齿轮4右端用轴肩固定，由文

44、献1图10.9中公式得到轴肩高度h=3.364.8 mm，相应的轴段的直径范围为54.7257.6 mm，取d3=55 mm。(9) 轴段取过渡轴段直径d4=50 mm。(10) 机体与轴段的长度因采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=8 mm。由于所选联轴器不影响轴承端盖螺栓的拆卸，轴肩与轴承端盖之间的间隙取K=10 mm。在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖的相互位置与尺寸之后，即可确定各轴段的长度。取轴段的长度l3=C +B =（11+19）= 30 mm；轴段的长度l2=l2'-B-3+ e + K =56-19-10+8+10 mm=45 mm；轴段的长度l7=B+2+3+2.5+2=4

45、4 mm；取轴段的长度l5=10 mm；轴段的长度l4=2+b4+4-2.5-1-l5=10+40+10+2.5-1-10= 96 mm。轴的各部分尺寸均确定。取联轴器轮毂中间位置为力的作用点，可得跨距L1=81；L2=118.5 mm；L3=71 mm。完成的结构草图如下所示。(11) 键连接设计联轴器、和齿轮4与轴之间采用A型普通平键连接，型号分别为：键 10×45 GB/T 10962003，h=8，t1=3.3 mm。键 14×63 GB/T 10962003，h=8，t1=3.8 mm。3.2.4 轴系部件校核计算本设计已完成高、中、低速轴的轴系部件校核计算，均满

46、足设计要求，此处只给出低速轴校核计算过程。(1) 轴的受力分析a. 画受力简图圆周力Ft=2Td= 2*2.17*=2037.56 N 径向力Fr=Ft*tan=2037.56*tan20°=741.61 Nb. 计算支反力FH1=Fr*L3L2+L3=276.63 NFH2=Fr-FH1=464.98 FV1=Ft*L3L2+L3=760.04 NFV2=Ft-FV1=1277.52 NN轴承1的总的支反力为FR1=2FV12+FH12=2(276.63)2+(760.04)2=808.82 N轴承2的总的支反力为FR2=2FV22+FH22=2(464.98)2+(1277.52

47、)2=1359.51 Nc. 画弯矩图在水平面上,轴承1处，A-A面左侧MaH1=FH1L2=276.63N*118.5 mm=32780.655 N·mmA-A面右侧MaH2=FH1L2= 464.08 N*70.5mm=32781.09 N·mm垂直面上，弯矩为MaV= FV1L2= 760.04N*118.5mm=90064.74 N·mmMaV'=FV2L3=1277.52N*70.5mm=90065.16 N·mmA-A面左侧Ma= MaH12+MaV2= =95844.82 N·mmA-A面右侧Ma'= MaH22+

48、MaV2=95845.36 N·mmd. 画转矩图T=.02N·m(2) 校核轴的强度A-A剖面左侧弯矩大，有转矩，为危险截面。该截面抗弯模量为W=0.1d63-bt(d6-t)22d6=0.1*483-14*5.5(48-5.5)22*48=9610.44 mm3该截面的抗扭截面模量为WT=0.1d63-btd6-t22d6=0.2*483-14*5.548-5.522*48=20669.64 mm3弯曲应力b= MW= 95844.82N·mm9610.44 mm3=9.973 MPaa=b=9.973 MPam=0扭剪应力T=TWT=.02N·m2

49、0669.64 mm3=10.504 MPa a=m=T2 =5.252 MPa调质处理的45钢，由参考文献3可以查得b=650 MPa，-1=300 MPa，-1=155 MPa；材料等效系数=0.2，=0.1。键槽引起的应力集中系数可由参考文献1附表10.3得：K=1.825，K=1.625。查参考文献1附图10.1得=0.8，=0.76。查参考文献1附图10.1与附表10.2得=0.92。由此，安全系数计算如下：S= -1Ka+m=3001.8250.92*0.8*9.973+0.2*0=12.13S=-1Ka+m=1551.6250.92*0.76*5.252+0.1*5.252=12

50、.17S= SSS2+S2=8.59由参考文献1表10.5得许用安全系数S=1.31.5，显然S>S，故A-A截面安全。(3) 校核键连接的强度滚筒与轴连接处为平键连接，挤压应力p=4Tdhl式中：d键连接处的轴径，mm； T传递的转矩，N·mm； h键的高度，mm； l键连接长度，mm；故p=4Tdhl=4*.0248*9*63= 31.91 MPa键、轴材料均为45钢，p= 120150MPa。p< p，故强度满足需要。(4) 校核轴承强度由参考文献3查得6209轴承的Cr=25700 N,C0=20700N。轴承工作环境无轴向力，轴承1的工作环境比轴承2工作环境恶劣

51、，故只需校核轴承2。计算当量动载荷P=XFr其中，X为动载荷径向系数，Fr为轴承径向载荷。由参考文献1表11.12可知，X=1。则P=XFr= Fr= FR2=1359.51 N(5) 校核轴承寿命轴承在100下工作，fT=1。根据其载荷性质，取fP=1.1。轴承寿命为Lh=10660*nfTCrPfP3=10660*77.79*1*.1*1359.513=1.087×106 h已知减速器使用五年，二班工作制，则预期寿命为Lh=8*2*250*5=20000 h轴承寿命很充裕。3.3 草图第二阶段3.3.1 传动件的结构设计(1) 齿轮2结构设计齿轮2 齿顶圆直径da2=180.82 mm，为了减少质量和节约材料，采用腹板式结构。考虑本设计生产批量较大，采用模锻毛坯结构，如下图所示。图中各尺寸如下：dh=35 mmD11.6dh=1.6*35=56 mm取D1=78 mmD2da-10m=180.82-10*2=162.82 mm， 为增强齿根部强度，取取D2=144 mmc=0.20.3b=0.20.3*40=812 mm取c=10 mmr=0.5c=0.5*10=5 mmD0=0.5D1+D2=0.5*14