课程设计-二级直齿圆柱齿轮减速器

1、课程设计设计题目： 带式运输机二级直齿圆柱齿轮减速器系别机械工程系班级学生学号指导教师职称起止日期目录机械设计课程设计任务书 2一、传动装置的总体设计 51传动装置的总传动比及分配 82计算传动装置的运动和动力参数 8二' 带传动设计 1.0.三、齿轮的设计1.3.四. 轴的设计计算及校核 28五轴承的寿命计算3.8.六键连接的校核38七润滑及密封类型选择 39八减速器附件设计4.0.九.主要尺寸及数据4.十.设计完成后的各参数 43十一一 .参考文献45.十二.心得体会 45.机械设计课程设计任务书专业：机械设计制造及其自动化班级：机械10-2 :丁昊 学号：09、设计题目设计用于带

2、式运输机的展开式二级直齿圆柱齿轮减速器1 电动机2 V带传动3 二圾圆柱齿枪减速器4 联轴器5 卷筒6 运输带、原始数据（E6）运输机工作轴转矩T = 850 Nm运输带工作速度v = 1.45 m/s卷筒直径D= 410 mm三、工作条件10年，小批量生产，单班制工连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为 作，运输带速度允许误差为5%。四、应完成的任务1、减速器装配图一（A0图或CAD图）2、零件图两（A2图或CAD图）五、设计时间2012年12月29日至2013年1月18日六、要求1、图纸图面清洁，标注准确，符合国家标准；2、设计计算说明书字体端正，计算层次分明。七、设计说明书主要容1、

3、容（1 ）目录（标题及页次）；（2 ）设计任务书；（3）前言（题目分析，传动方案的拟定等）；（4 ）电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算；（5）传动零件的设计计算（确定带传动及齿轮传动的主要参数）；（6 ）轴的设计计算及校核；（7 ）箱体设计及说明（8 ）键联接的选择和计算；（9）滚动轴承的选择和计算；（10 ）联轴器的选择；（11 ）润滑和密封的选择；（12 ）减速器附件的选择及说明；(13 )设计小结；(14 )参考资料(资料的编号及书名、作者、出版单位、出版年月)；2、要求和注意事项必须用钢笔工整的书写在规定格式的设计计算说明书上，要求计算正确，论述清楚、文字精炼、插图简明、书写整

4、洁。本次课程设计说明书要求字数不少于6-8千字(或30页)，要装订成册。工程学院机制教研室一、传动装置的总体设计1电机选择设计容计算及说明结果1、选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列鼠 笼三相异步电动机。其结构为全封闭 自扇冷式结构，电压为380VY系列防护式笼型三相异步电动机2、选择电动机的容量工作机有效功率Pw二黒，根据任9550务书所给数据T=850Nm ，V=1.45叹,工作机卷筒的n二(60*1000*v)/3.14*D=67.58 r/min。则有：Pw = (T*n) /9550=850*67.58/9550=6.01 kw.从电动机到工作机输送带之间的Pw =6.01

5、kW1=0.962= 0.99总效率为42=12345式中1,2,3,4,5分别为V带传动效率，滚动轴承效率，闭 式齿轮传动效率，联轴器效率， 卷筒效率。据机械设计手册知 1=0.96，2=0.99，3 =0.97，4 =0.99，5 =0.96，则有：=0.825所以电动机所需的工作功率为：P d = -Pw=-6i0l=7.28KW0.825取 Pd=7.5KW3=0.974=0.995=0.96n=0.825Pd=7.5KW3、确定电动机的转速按推存的两级冋轴式圆柱斜齿轮减 速器传动比1齿=840和带的传 动比1带=24，则系统的传动比 围应为：I =1 齿 i带=(840 )(24 )

6、 =16160所以电动机转速的可选围为n d =Inw= ( 16160 )67.58 r /min=(1081.2810812.8 )r /min付合这围的冋步转速有1000r/mi n,1500r/mi n和3000r/mi n 三种。查询机械设计 手册(软件版)【常有电动机】-【三相异步电动机】-【三相异步 电动机的选型】-【Y系列(IP44 )三相异步电动机技术条 件】-【电动机的机座号与转速对 应关系】确定电机的型号为Y132M-4.其满载转速为 1440r/min,额定功率为 7.5KW。n=67.58r/min电动机型号为Y132M-42传动装置的总传动比及分配设计容计算及说明结

7、果1、总传动比.nd1440I = 21.31nw67.58nmia =21.31nw2、分配传动 比因为Ia=i带i齿已知带传动比的合 理围为24。故取V带的传动比 心=3则I齿7.10分配减速器i 01传动比，参考机械设计指导书图 12分配齿轮传动比得高速级传 动比i123.15，低速级传动比为i232.26io1 =3i123.15i232.263计算传动装置的运动和动力参数设计容计算及说明结果1、各轴的转no=1440r / minn°=1440 r/min数n01440 ,.“ ， n1=480r/mi n电动机轴n1 =i带r/ m in 480r/m in3n2=152

8、.38r/min高速轴n1480n 2 =152.38r/mi ni123.15n3 =67.42 r/mi n中间轴n2152.38.n4=67.58 r/mi nn 3 =67.42r / min低速轴i232.26n卷n367.58r / min2、各轴输入功率Po=P d=7.28KWP1=P ooiPoi7.28 0.966.99KWP2=P i12Pi23 6.99 0.97 0.99=6.71KWP3 P 223P223 6.71 0.99 0.97=6.44KWP0 = 7.28KWP1=6.99kWP2 =6.71kWP36.44kW3、各轴的输出功率P0 / = P1 X0

9、.99=7.20kWP1 / = P2 X0.99=6.92kWP2 / = P3 x0.99=6.64kWP3/ = P4 X0.98=6.31kWP。/ =7.20kWP1 / =6.92kWP2 / =6.64kWP3 / =6.31 kW3、各轴的输入转矩=9550史=9550 竺n01440=48.28N MP16T1= 9.55 106 二 9.55 106.99 彳 cc "5 Kl1.39 10 N mm480D 26T2 = 9.55 106 二 9.55 10n26 714.21 105N mm 152.38T3 9.55 106 -P1 9.122 105 N

10、mmT卷 9.55 106 皿 8.9 105 N mmn4将上述计算结果汇总与下表 ：T048.28 N.mT11.39 105 N mm5T24.2110 N mmT39.122105N mmT 卷 8.9 105N.mm带式传动装置的运动和动力参数:轴名功率P KW转矩T Nmm转速r/min输入输出输入输出电动机轴7 . 287 . 2048 . 314401轴6.996. 924802轴6 . 716 . 31421152 . 383轴6 . 443.3991267 . 42卷筒轴6. 389097 .二'带传动设计设计容计算及说明结果1确定据2表8-7查得工作情况系数KA=

11、1.1。故Pca =8.25计算功有：率p caP ca =K A P 1.1 7.58.25KW2选择据Pca和n有2图8-11选用A带A带V带带型3确定(1)初选小带轮的基准直径dd1 有 2d d1=90mm带轮的表8-6和8-8，取小带轮直径v=6.78 7sd d1 =90mm。基准直径d d1验算带速v,有：dd2=270并验算dd1 n03.14 90 1440vi 带=3.11V60 1000 60 1000带速=6.78 mS因为 6.78m/s 在 5m/s30m/s之间，故带速合适。(3)计算大带轮基准直径dd2dd2 i 带 dd1 3 90270mm取dd2=280m

12、m新的传动比i带=型=3.11904确定(1)据2式8-20初定中心距a0=500mmV带的ao=500mmLd0 =1599mm中心距(2)计算带所需的基准长度a=500mma和基Ic(dd1dd2)Ld0 2a02(dd1 dd2)4a°amin=476mm准长度3.14(2802 500(28090)'2490)2500amax= 548mmLd= 1599mm由2表8-2选带的基准长度Ld =1600mm(3 )计算实际中心距a a。Ld Ld0 500 ( 1)/2=499.5 500中心局变动围：amin a 0.015d476mmamax a 0.03d548m

13、m5验算 小带轮 上的包 角57 3180 (dd2 dd1)15890a=1586计算 带的根数z(1 )计算单根V带的额定功率Pr由 dd1 90mm 和 n°1440 r/min 查2表8-4a 得P 0=1.064KW据 n 0=1440 %in , i=3 和 A 型带，查28-4b 得P0=0.17KW查2表 8-5 得 K =0.945 , KL=0.99 ,Z=7于是：P r=（p 0+ P0） KL K =1.154KW（2）计算V带根数zZ 匹-21L 6.5 Pr1.154故取7根。7计算由2表8-3得A型带的单位长质量（F 0） min =135N单根Vq=0

14、.1 %。所以带的初/匚 杯C （2.5 K ）比2（F 0） min500 qvK z v拉力最500 （25 0.945） 7.56 78?0.945 7 v小值= 135N（F0）min应使实际拉力F0大于（F0）min8计算压轴力的最小值为：（Fp）压轴力（FP）min=2 z （ F0）min=1855NFpmin sin 2 =2 7 sin158 72=1855N三、齿轮的设计1高速级齿轮设计设计容计算及说明结果1、选疋齿轮 类型、精度 等级、材料1 ）按要求的传动方案，选用圆柱直 齿轮传动；直齿圆柱齿轮45钢及齿数2 ）运输机为 般工作机器，速度不 高，故用8级精度；（GB10

15、095 小齿轮调质处理88）大齿轮正火处理3）材料的选择。由2表10-1选择8级精度小齿轮材料为45钢（调质）硬度为z仁24240HBS，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS，两者硬 度差为40HBS ；4 ）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿 轮齿数Z2可由Z2= i12 Z1得Z2=75.6，取 77 ；z2=772、按齿面接 触强度设计按公式：d1t 2.32 3：空 U 1 （益）2 dU' h（1 ）确定公式中各数值1 ）试选 =1.3。2 ）由2表10-7选取齿宽系数d=1。T1 =139N.m3 ）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：5T 1=1.3910 N m

16、m。4 ）由2表10-6查的材料的弹1性影响系数ZE=.8MP至5 ）由2图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极 限Himi=580MP ;大齿轮的接 触疲劳强度极限Hlim2=560MP。6 ）由2图10-19取接触疲劳寿 命系数 KHN1=0.95 ；K HN2=1.05。7 ）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1 %，安全系数S=1，有KHN1 H lim 1H1= K=0.95580=551MSPH2= KHN1 Hlim1=1.05560=588MSP（2）计算确定小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小的值h 1=551MPaH 2 =588MPa1）计算小齿轮的分度圆直径

17、 d1t，由计算公式可得：5dit 2.32 3 13310. 42 严与13.2551=70.5mm2）计算圆周速度。ditni3.14 70.5 480 “v= v =1.7760 1000 60 1000m/s3）计算齿宽bb= d d1t=170.5=70.5mm4）计算模数与齿高模数叫 虫 7052.94mmz24r 齿高h 2.25mt 2.25 2.946.62mm5）计算齿宽与齿高之比-hb 70.510.65h 6.476 ）计算载荷系数K。已知使用系数KA = 1.25，据v=1.77呎，8级精度。由2 图 10-8 得 Kv = 1.1，dt =70.5mm1.77m/s

18、mt2.94h=6.62mmK=2.01KH =1.46。由2图 10-13 查得KF =1.40，由2图10-3 查得 KH =K H =1故载荷系数：K=K v KA KH KH= 1.11.25 1 1.46 =2.017）按实际的载荷系数校正所算得 的分度圆直径：d 1 =81.78mmm=3.41mmd170.52.0131.381.78mm8）计算模数m nm n = mnd1乙81.8243.41mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计按公式:mn3 2KT1 ?YFaYsa dZ12- FKfn1 0.90, Kfn2 0.95（1）确定计算参数1 ）计算载荷系数。K=K AKV KF

19、KF =1.11.25 1 1.40= 1.93f 1 212MPa3、按齿根弯曲强度设计4、尺寸计算2）查取齿形系数由2表 10-5 查得 YFa1 =2.65，Y Fa2=2.223）查取应力校正系数由2表 10-5 查得 Y Sa1=1.58，Y Sa2 = 1.774 ）由2图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 fei=330MP，大齿 轮的弯曲疲劳强度极限 fe2=310MP5 ）由2图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 =0.90，KFN2=0.956）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则 有：f1 Kfn1 FE1 0.90 33°=212MpS

20、1.4F2S FE20.95310 =210MPL JS1.4YFaYsa7）计算大、小齿轮的f，并 加以比较YFa1YSa1 2-65 1.58 =0.01975f】1212F 2 210MPaYFa2YSa2 = 2.17 1 .77 =。偲了F】2210经比较大齿轮的数值大。(2 )设计计算2 1.93 1.39 105 sc*mJ20.01975 =2.641 242对比计算结果，由齿面接触疲劳 强度计算的模数m大于由齿根弯曲 疲劳强度计算的法面模数，取 m =3mm，已可满足弯曲疲劳强度。 于是有：Z1 d1= 81.78 =27.26m3取Z1=28 ，则Z2 i12 Z13.2

21、28=89.6取z2=89，新的传动比i12 89 3.18284.几何尺寸计算(1 )计算分度圆直径d1 mz1 3 28 84 mmd2 mz2 3 89 267mm(2)计算中心距a (Z1 Z2)m =175.5mm2z128Z289d1 84mmd2267mma=175.5mmb=84mmB1 =90mmB2 =85mm(3)计算齿轮宽度b=dd11 84 84mmB 1=90mm , B2 =85mm由此设计有：名称计算公式结果/mm模数m3压力角20齿数ZiZ22889传动比i3.i5分度圆直径di d284267齿顶圆直径dai di 2h*m da2 d2 2h；m90273

22、齿根圆直径dfi di 2(h； df2 d2 2(h；*c )m 75C* )m258中心距m(Zi z2)a -j2175.5齿宽BiB290852、低速齿轮的设计设计容计算及说明结果1选、疋齿1 ）按要求的传动方案，选用圆柱直直齿圆柱齿轮轮类型、精度等级、材齿轮传动；45钢料及齿数2 ）运输机为 般工作机器，速度不 高，故用8级精度；（GB10095 小齿轮调质处理88）大齿轮正火处理3）材料的选择。由2表10-1选择8级精度小齿轮材料为45 （调质）硬度为z仁24240HBS，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS，两者硬 度差为40HBS ；4 ）选小齿轮齿数为Z1=24，大

23、齿 轮齿数Z2可由Z2= i23z2=78乙得 Z2 =78.48，取 78 ；2、按齿面接按公式：触强度设计d 1t 2.32 3 空（玉）2dU h （1 ）确定公式中各数值1 ）试选心=1.3。2 ）由2表10-7选取齿宽系数d =1。T2=42N.m3 ）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：T5t2 =4.2 10 N mm。4 ）由2表10-6查的材料的弹1性影响系数ZE=.8MP至5 ）由2图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度 极限Hlim1=580MP ;大齿轮 的接触疲劳强度极限Hlim2=560MP。6 ）由2图10-19取接触疲劳寿 命系数 KHN1=1.07

24、 ；K HN2=1.13。7 ）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1 %，安全系数S=1，有KH1HN1 Hlim1=1.07580=620.6L JSMPKh2hn2 Hlim2 =1.13560=632.L JS8MPh 1=620.6MPaH 2 =632.8MPad 1t =97.12mm(2)计算确定小齿轮分度圆直径 d1t，代入H中较小的值1)计算小齿轮的分度圆直径 d1t，由计算公式可得：d1t 2.32V=0.77m/smt 4 .05 mmh=9.11mmK=1.921.3 4.2 1053.29189.8 2 心“3（）=97.1212.29620.6mm2）计算圆周速度。

25、4口3.14 97.12 152.38 =0 7760 1000 60 1000 . m/s3）计算齿宽bb= d d1t=197.12=97.12mm4）计算模数与齿高模数 mt 4.05mmZ124r 齿高h=2.25 叫=2.254.05 9.11mmb5）计算齿宽与齿高之比hb97.12= 10.66h9.113、按齿根弯 曲强度设计3、按齿根弯 曲强度设计6 )计算载荷系数K。已知使用系数KA = 1.25，据v=0.77 ms，8 级精度。由2 图 10-8 得 Kv = 1.05，KH =1.46。由2图 10-13 查得KF =1.38，由2图10-3 查得 KH =K H =

26、1故载荷系数：K=K v KA KH KH= 1.251.05 1 1.46=1.927）按实际的载荷系数校正所算得 的分度圆直径：d 1=d 1t 3 K =97.12器1-92 =118mm 1.38 )计算模数m nd1118/ c 彳m n=4.91mm乙 243.按齿根弯曲疲劳强度设计按公式：=97.12mm(1 )确定计算参数4、尺寸计算1 ）计算载荷系数。K=KAKVKF KF =11.005 1 1.38= 1.452）查取齿形系数由2表 10-5 查得 YFa1 =2.65，Y Fa2=2.303）查取应力校正系数由2表 10-5 查得 Y Sa1=1.58，Y Sa2 =

27、1.724 ）由2图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极fe1=330MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限fe2=310MP5 ）由2图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 =0.95，KFN2=0.976）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则 有：f1 Kfn1 fe1 0.95 330=223.9ML JS1.4Pf2 S fe2 0.97 310=214.8ML JS1.4oF1=223.9MPaoF2=214.8MPaK =1.45P7）计算大、小齿轮的YFaYa ，并F 加以比较丫Fa1YSa12.65 1.580 0187fi223.9YFa2Ysa22.224 1.

28、72 0 0184f2214.8.经比较大齿轮的数值大。（2 ）设计计算2 1.45 4.2 105 m 】2 0.0187 3.4m1 242m对比计算结果，由齿面接触疲劳 强度计算的模数m大于由齿根弯曲 疲劳强度计算的法面模数，取 m =4mm，已可满足弯曲疲劳强度。 于是有：乙1=虫 118 29m4取Z1=29 ，则Z2 i23 Z1 2.26 29=65.54 取 z2=65新的传动比i23 65 2.24294.几何尺寸计算Z仁29Z2=65(1 )计算分度圆直径d1 mz1 4 29 116mmd2 mz2 4 65 260mm(2)计算中心距(Zi Z2)m(29 65) 4

29、dOOa 188mm2 2(3)计算齿轮宽度bdd1 1 108=108mmB 1=100mm ， B2=95mm由此设计有：d仁 116mm d2 =260mm a=188mm b=108mmB1 =100mmB2 =95mm名称计算公式结果/mm模数m4齿数乙Z22965传动比i2.24分度圆直径d1 d2116260齿顶圆直径da1 4 2h；m da2 d2 2h*m124268齿根圆直径*df1d12(hadf2 d2 2(h；c)m06 c*)押4中心距m(z1 Z2) a2188齿宽B1B2100956.轴的设计计算及校核1、高速轴的设计设计容计算及说明结果1、已知条件功率转矩转

30、速6.99KW139N m480r/min2、选择轴的因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊材料要求，故选用常用的材料45钢，调制处理45钢，调制处理3、求作用在 齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为d 1=84mm而Ft纽 2 139000 =3310Nd184Fr=Ftta n 3310 tan 20 =1205NFt=3310NFr=1205N压轴力F=1855NFa=1855 N4、初步确现初步估算轴的最小直径。选取轴定轴的最的材料为45钢，调质处理据2表小直径15-3，取 A0 = 110，于是得d min =A 0靑11權27mmd m in o27 mm因为轴上应开2个键

31、槽，所以轴径应增大10%-15%故d=31.05mm ，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取d min=32mm，查4P 620表 14-16 知带轮宽B=78mm故此段轴长取76mm。6、根据轴向 定位的要求 确定轴的各 段直径和长(1 )拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图皿IVd 40mmdn m 35mm口 58mm35mmd v v 52 mmd刑町 46mmI刑町 86mmd v 58mmI 口 皿 58mmI 皿 w 46mmI v v 12 mm(2 )据轴向定位的要求确定轴的各 段直径和长度1 ) 1-11段是与带轮连接的其d 1 11 =32mm , l1 1

32、1 =76mm。2 ) ll-lll段用于安装轴承端盖， 轴承端盖的e=9.6mm (由减速器及 轴的结构设计而定)。根据轴承端 盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油 的要求，取端盖与l-ll段右端的距离 为38mm。故取I “川=58mm，因 其右端面需制出一轴肩故取d "川=35mm 。3 )初选轴承，因为有轴向力故 选用深沟球轴承，参照工作要求并据d11111=35mm，由轴承目录里初 选6208号其尺寸为d D B=40mm 80mm 18mm 故 d 111 IV =40mm。又右边采用轴肩定 位取血v =52mm所以l 八=139mm , dv 在=58mm , lv 可=12

33、mm4 )取安装齿轮段轴径为 d可皿=46mm，齿轮左端与左轴承 之间用套筒定位，已知齿轮宽度为 90mm为是套筒端面可靠地压紧齿 轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取 l灯 =86mm。齿轮右边 -忸段为 轴套定位，且继续选用6208轴承， 则此处d皿11 =40mm。取l 皿 1 =46mm(3)轴上零件的周向定位齿轮，带轮与轴之间的定位均米用 平键连接。按d1 11由5P 53表4-1查 得平键截面b h 10 8,键槽用键槽 铣刀加工长为70mm。同时为了保 证带轮与轴之间配合有良好的对中 性，故选择带轮与轴之间的配合为 H7，同样齿轮与轴的连接用平键n614 9 63，齿轮与轴之间的配合为

34、 H轴承与轴之间的周向定位是用过 n6渡配合实现的，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考2表15-2取轴端倒角为2 45 其他轴肩处圆觉角见图。2'中间轴设计容计算及说明结果1.求轴上由前面的计算得P1=6.71KW，的功率，n 1 = 152.38 汕，T 1=4.2 105 N mm转速和转矩2、初步确 定轴的最 小直径110m3. 6.71 '；152.3838.8m，调制处理in =38.8mm现初步估算轴的最小直径。选取轴 的材料为45钢，调质处理据2表15-3，取 A0 = 110，于是得：因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大10%-14%

35、故d min=44.6mm，又此段轴与轴承装 配，故同时选取轴承，因为轴承上 承受径向力，故选用深沟球轴承， 参照工作条件可选6210其尺寸为:d D B =50 90 20故 d 111 =50mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度3,轴的结构设计取 24mm 所以 1拟定轴上零件的装配方案通 过分析比较，装配示意图 =48mm(2 )据轴向定位的要求确定轴的各 段直径和长度1)II -III段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为85mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴 段应略短于齿轮轮毂宽度。故取l11111 =79mm ，d 11 川=68mm 。2) III-IV段为大小齿轮的轴向定

36、位，此段轴长度应由同轴条件计算 得 lIIIIV =20mm ，d 川 IV=80mm。3) IV-V段为低速级小齿轮的轴 向定位，由其宽度为113mm可取 lIVV=112mm ，dIVV=56mm4) V-VI段为轴承同样选用深沟 球轴承6210，左端用套筒与齿轮定 位，取套筒长度为24mm则lV VI =48mm d V VI =50mm(3) 轴上零件的周向定位两齿轮与轴之间的定位均采用 平键连接。按d由5P 53表4-1 查得平b h L 16 10 75,按d IV V得 平键截面b h l=1610 109其与轴的配合均为巫。轴承与轴之间的周n6向定位是用过渡配合实现的，此处 选

37、轴的直径尺寸公差为m6。(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考2表15-2取轴端倒角为2 45 个轴肩处圆觉角见图l “ 川=79mm d “ 川=68mm lIIIIV =20mm dIIIIV=80mm lIV V=112mm dIV V=56mm lV VI =48mm dV VI =50mm3 III轴的设计计算1.求轴上由前面算得 P3=6.44KW，n 3=67.4r/min ， T3=9.12106N mm的功 率， 转速 和转 矩2.求已知低速级大齿轮的分度圆直径为作用d 4=260mm在齿而 Ft 空=2 9.12 106 7015N轮上d4260的力F r=F ttan7015

38、 tan 20 2553N3初现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45步确钢，调质处理据2表15-3，取A 0 = 110，于d min=50.3mm定轴是得：的最d min=A 0 J 3110 350.3mmT ca小直 n3v 67.4=11856000N*mm径同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=K AT3查2表 14-1 取 KA = 1.3.则:Tea KAT31.3 9.121051185600 N mm4.轴的结 构设 计d i =50mmd “ 川=52mm II II =132mmd m =55mm lm IV =21mmd 17 v =65mm17 v =98

39、mm d v =71mmIv =12mmd =63mm按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件 查5P 99表8-7可选用GY7型弹性柱销联轴 器。其公称转矩为1600000N mm。半联轴器 孔径d=50mm，故取d (1)拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和 长度 )为满足半联轴器的轴向定位，1-11右端需制 出一轴肩故II-III段的直径d"川=52mm ;左 端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径 II =50mm 半联轴器 长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长 度 l1=102mm。3 )初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴

40、承，参照工作要求d皿=55mm，由轴承目录 里初选6211号其尺寸为d D B=55mm100mm 21mm ,1川IV =21mm 由于右边是轴肩疋位，d 即 v =65mm , l =98mm ,d v 可=71mm , lv 可=12mm。4)取安装齿轮段轴径为d =63mm，已知 齿轮宽为115mm 取l可皿=111mm。齿轮右 边 -忸段为轴套定位，轴肩高h=6mm 则此 处 d 皿 11 =70mm 。取 1 皿 11 =48mm(3) 轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连 接。按d1 11由5P 53表4-1查得平键截面 b h 18 11键槽用键槽铣刀加工

41、长为95mm。 选择半联轴器与轴之间的配合为 H7，冋样齿k6轮与轴的连接用平键22 14齿轮与轴之间的配合为H7轴承与轴之间的周向定位是用过渡配 n6合实现的，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考2表15-2取轴端倒角为2 45 .个轴肩处 圆觉角见图。l 即=111mm d 皿 1 =70mml 皿 1 =48mm5.求轴上的载先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-6。现将计算出各个截面处的M H , M V和M的FNH1=794NM H =值如下:FNH1=794N F nv1=2182NM H=-139744N mmM V=384032N mmM

42、 1= 1.42 3.82 105=408667NmmT 1=9.12105N mm-139744N mmM V=384032NmmM1=408667Nmm=9.12105Nmm6.按弯扭合成应力."1H1进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从 轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面，则根据2式15-5 及上面的数据，取=0.6，轴的计算应力ca =13.4MPa校核 轴的 强度曲(T3)2caWJ4,2 (0.6 9.12)2 105 =13 4Mp 0.1 803前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由2表 15-1查得1=60Mp ， ca 1，故安全。7.

43、轴承的寿命计算(一)、m 轴上轴承6211 的 寿命计算预期寿命：Lh 8 300 10 24000h已知P 6440 N , n 67.42r/mi n,C 432006 6lh 10 /C、1043200 3Lh ()()60n P60 67.425 644074619>24000h故III轴上的轴承6211满足要 求。Lh 74619符合要求8-键连接的校核III轴上键的校核查表4-5-72得许用挤压应力为p 110MPa1-11段键与键槽接触疲劳强度1 L b 95 18 77mm2T2 9120p 一 943.1MPa p110MPakld 0.5 11 77 50 10 9故

44、此键能安全工作。W -叫段与键槽接触疲劳强度1 L b 100 22 78mm2T29120p -986.1MPa p110MPakld 0.5 14 78 80 10故此键能安全工作。键的强 度符合 要求9 .润滑及密封类型选择1润滑方 式齿轮采用飞溅润滑，在箱体上的四 个轴承采用脂润滑，在中间支撑上 的两个轴承采用脂润滑。2密封类 型的选择1. 轴伸出端的密封轴伸出端的密封选择毛毡圈式密 圭寸。2. 箱体结合面的密封箱盖与箱座结合面上涂密封胶的 方法实现密封。3.轴承箱体，外侧的密封(1) 轴承箱体侧采用挡油环密 圭寸。(2) 轴承箱体外侧采用毛毡圈密 封10.减速器附件设计1观察孔 及观

45、察孔 盖的选择 与设计观察孔用来检查传动零件的啮 合，润滑情况，并可由该孔向箱注 入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封 住，。为防止污物进入箱及润滑油 渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质 封油垫片，油孔处还有虑油网。 查表表15-3选观察孔和观察孔 盖的尺寸分别为140 120和110 90O2油面指示装置设计油面指示装置米用油标指示。.3通气器的选择通气器用来排出热膨胀，持气 压平衡。查表表15-6选 M36 2型通气帽。4放油孔 及螺塞的 设计放油孔设置在箱座底部油池的最低 处，箱座底面做成1-5外倾斜面， 在排油孔附近做成凹坑，以便能将 污油放尽，排油孔平时用螺塞堵 住。查表表15-7选M20 1

46、.5型 外六角螺塞。.5起吊环的设计为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸 出吊环用于吊起箱盖。6起盖螺 钉的选择为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧 凸缘上装有1个启盖螺钉，直径 与箱体凸缘连接螺栓直径相同。.7定位销选择为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和 装配精度，在精加工轴承座孔前， 在箱体联接凸缘长度方向的两端， 个装配一个定位销。采用圆锥销， 直径是凸缘连接螺栓直径的0.8 倍。11.主要尺寸及数据箱体尺寸：箱体壁厚 =10mm箱盖壁厚 1 =8mm=10mm1=8mmb=15mm箱座凸缘厚度b=15mmb i=12mm箱盖凸缘厚度bi=12mmb 2=25mm箱座低凸缘厚度b 2=25mmd f =19mm地脚螺栓直径d f =19mmn=4地脚螺栓数目n=4d i=M16轴承旁联接螺栓直径d 2=M12di=M16l=150mm机座与机盖联接螺栓直径d2=M12d 3=M10联接螺栓d2的间距d 4=M8l=150mmd=10mm