减速器说明书

目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"1课程设计任务 1\o"CurrentDocument"1.1课程设计的目的 1\o"CurrentDocument"1.2课程设计要求 1\o"CurrentDocument"1.3课程设计的数据 1\o"CurrentDocument"2设计方案拟定及说明 22.1组成 22.2特点 2\o"CurrentDocument"2.3确定传动方案 2\o"CurrentDocument"2.4.选择二级圆柱斜齿轮减速器（展开式） 2\o"CurrentDocument"3电动机选择 3\o"CurrentDocument"3.1选择电动机的类型 4\o"CurrentDocument"3.2传动装置的总传动比及其分配 6\o"CurrentDocument"3.3计算传动装置的运动和动力参数 6\o"CurrentDocument"4设计V带和带轮 7\o"CurrentDocument"5齿轮的设计 7\o"CurrentDocument"6轴的拟定 16\o"CurrentDocument"7轴与滚动轴承的设计、校核计算 18\o"CurrentDocument"8键的设计计算及校核 24\o"CurrentDocument"9箱体结构的设计 25结论 27\o"CurrentDocument"参考文献 261课程设计任务课程设计的目的该课程设计是继《机械设计》课程后的一个重要实践环节，其主要目的是：（1） 综合运用机械设计课程和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固和拓展所学的知识（2） 通过设计实践，逐步树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意识，熟悉掌握机械设计的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力。（3） 通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，进行全面的机械设计基本技能的能力的训练。课程设计要求1•两级减速器装配图一张（A0）;2.零件工作图两张（A3）；3•设计说明书一份。课程设计的数据课程设计的题目是：带式输送机用二级圆柱齿轮减速器的设计2设计方案拟定及说明2.1组成机器通常原动机、传动装置、工作机等三部分组成。传动装置位于原动机和工作机之间，用来传递运动和动力，并可以改变转速，转矩的大小或改变运动形式，以适应工作机功能要求。2.2特点齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。2.3确定传动方案综合比较带式输送机的四种传动方案，下图的传动方案工作可靠、传动效率高、维护方便、环境适应性好。2.4.选择二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）1—电动机2—联轴器3—二级圆柱齿轮减速器4—卷筒5—带式运输机图2-1传动装置总体设计简图初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示3电动机选择3.1选择电动机的类型电动机选择包括选择类型、结构形式、容量(功率)和转速，并确定型号。3.1.1电动机类型和结构形式选择工业上一般用三相交流电源，无特殊要求一般应选三相交流异步电动机。最常用的电动机是Y系列笼型三相异步交流电动机。其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、价格低，使用与不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。由于启动性能较好，页适用于某些要求较高的启动转矩的机械。常用的是封闭式Y(IP44)系列。3.1.2选择电动机容量选择电动机容量就是合理确定电动机的额定功率。电动机容量主要由发热条件而定。电动机发热与工作情况有关。对于载荷不变或变化不大，且在常温下长期连续运转的电动机，只要其所需输出功率不超过其额定功率，工作时就不会过热，可不进行发热计算。这类电动机按下述步骤确定：1)工作机所需功率Pw工作机所需功率Pw应由机器工作阻力和运动参数计算确定。1000*60*0.5r/min二-兀*360(3-1)已知输送带速度v(m/s)1000*60*0.5r/min二-兀*360(3-1)1000x60vn二一W 兀D已知带式输送机驱动卷筒的圆周力(牵引力)F(N)和输送带速v(m/s)，则卷筒轴所需功率为：P=wFvP=wFv1000kw=5400*°.5=2.7kw10002)电动机的输出功率Pd“——电动机至工作机主动轴之间的总效率，即:TOC\o"1-5"\h\z耳二耳.耳3・耳2f=0.99x0.993x0.972x0.99x0.96心0.82 (3-2)2 3 4 5式中，正U、^2、n3、3、n5为电动机至卷筒之间的各传动机构和轴承的效率,由表2-4查的其数值为：弹性联轴器U=0.99、滚动轴承“2=0.99、圆柱齿轮传动1=0.97、卷筒滑动轴承3=0.96。p 2.7p=—wkw==3.29kwd耳 0.822)确定电动机额定功率ped根据计算出的功率Pd可选定电动机的额定功率Ped。应使Ped等于或稍大于Pd。故,按表JB/T10391-2008，选取电动机额定功率Ped=5.5kw。3.1.3电动机的转速选择常见同步转速为1000r/min、1500r/min的两种电动机。表3.1方案对比表方案电动机型号额定功率(kw)电动机(r/min)电动机质量(kg)电动机装置的传动比同步满载总传动比1Y132S1-25.53000290067109.42Y132S-45.5150014406854.33Y132M2-67.510009608536.2由表中数据可知方案一虽然电动机的价格低，但总传动比大。方案二与方案三比较,方案二传动比比较合适，传动装置的结构能够比较符合这个设计过程，增加皮带轮传动,能够很好的缩小尺寸。3・1・4电动机的技术数据和外形、安装尺寸图3-1表3.2方案对比表电动机型号HABCDEFXGDGKABADACHDAABBHALY160M16025421089428012X837153252551653857027020600由表20-1、表20-2查出Y160M-6型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列上表。3.2传动装置的总传动比及其分配对于二级圆柱齿轮减速器，为使两级的大齿轮有相近的浸油深度，高速级传动比i和低速级传动比L可按下列方法分配：[=1.47i (3-3)i=i/i21总传动比为：i=1440/38.2=37.7皮带轮的传动比为2-3这里取皮带轮的传动比为2.5， 那么齿轮传动比则为i总=i’i2=37.7/2.5=15.08 那么求得i,=4.73,i2=3.2总 12 1 2所得i,值符合一般圆柱齿轮减速器传动比的常数范围。3.3计算传动装置的运动和动力参数各轴转速n(r/min)传动装置的各轴转速为：n1=nm/i带=1440/2.5=576r/min带nn=—=576/4.73«121.78/i min1nn=*=121.78/3.2«38.1Ji min23.3.2各轴输入功率P(kw)各轴输入功率分别为：P=P=5.5kwOedP=P•耳=5.5X0.99kw=5.445kwTOC\o"1-5"\h\zed1P=P.q耳=5・445x0.96x0.98=5.123kwI2 3P=P耳耳=5.123x0.96x0.98=4.819kwII2 33・3・3各轴输入转矩T各轴的输入转矩分别为：P 5.5T=9550xt=9550x 沁36.48N•m\o"CurrentDocument"0 n 14400

TOC\o"1-5"\h\zP 5445T二9550x—=9550x沁90.28N-mn 5762P 5123T二9550xf二9550x 沁401.75N-mn 121.782P 4819T二9550x十二9550x 沁1207.91N-mhi n 38.13表3.3方案对比表项目电动机高速轴I中间轴II低速轴III转速(r/min)1440576121.7838.1功率（kw）5.55.4455.1234.819转矩（N-m）36.4890.28401.751207.97传动比9.933.3效率0.990.94080.88514设计V带和带轮⑴确定计算功率查课本P表9-9得：K二1.2178 AP=kxP=1.2x4.5=5.4，式中耳为工作情况系数，p为传递的额定功率,caA既电机的额定功率.⑵选择带型号根据P=5.4，k二1.3，查课本P表8-8和p表8-9选用带型为A型带.TOC\o"1-5"\h\zca a 152 153⑶选取带轮基准直径d,dd1d2查课本P表8-3和P表8-7得小带轮基准直径d二90mm，则大带轮145 153 d1基准直径d二ixd二2.5x90二225mm，式中2为带传动的滑动率，通常取d20 d1（1%~2%），查课本P表8-7后取d二230mm。153 d2⑷验算带速vKdn兀Kdn兀x90x1440V= _m—=——60x1000 60x1000=6.78m/s<35m/s在5〜25m/s范围内，V带充分发挥。⑸确定中心距a和带的基准长度6由于。冗血十佥)訓聋％十佥)，所以初步选取中心距a:a二1.5(d+d)二1.5(90+230)二480，初定中心距a二480mm，所以带长,0 d1 d2 0L=2a+-(d+d)+卩2—役)2=1472.64mm•查课本P表8-2选取基准长度d02d] d2 4a 1420L二1400mm得实际中心距dL-la=a+t d=480一44.76/2=457.62mm02取a=450mm⑹验算小带轮包角a1a=180。-dd2一dd1x180=162.16。，包角合适。1 a 兀⑺确定V带根数z因d=90mm'带速v=6.78m/s'传动比i=2.5,d1 0查课本p表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得148p=10.7.Ap=0.17.00查课本p表8-2得k=0.96.142 L查课本p表8-8,并由内插值法得k=0.96154 d由P公式8-22得4.8P—4.8P—caZ= ca = =4.20(p+Ap)xkk(1.07+0.17)x0.96x0.960 0 ai故选Z=5根带。⑻计算预紧力F0查课本P表8-4可得q=0.1kg/m，故:145单根普通V带张紧后的初拉力为P25八 4.8x500/2.5F=500x—ca( —1)+qv2= ( —1)+0.1x7.172=158.80N0 zvk 5x7.170.96a⑼计算作用在轴上的压轴力Fp利用p公式8-24可得：155a 162.94F=2zxFsin—=2x5x158.80xsin=1570.43Np0225齿轮的设计本次课程设计我采用的是斜齿轮，斜齿轮的优点是，能提高齿轮啮合的重合度，使齿轮传动平稳，降低噪音，。提高齿根的弯曲强度，齿面的接触疲劳强度，但是斜齿轮会产生轴向力，可采用推力轴承进行消除。设计齿轮的要求是：(1)高的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度；(2)齿面由较高硬度、耐磨性；(3)轮齿芯部要有足够的强度和韧度。故齿轮的设计按下述步骤：5.1高速级齿轮传动的设计计算1.选齿轮类型、材料、精度等级及齿数。选择齿轮类型；考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线齿轮。选择齿轮材料及热处理；高速级小齿轮选用45#钢调质后表面高频淬火，小齿轮齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45#钢调制，齿面硬度为240HBS选择齿轮精度等级；按GB/T10095—1998，选择7级。选择齿轮齿数；Z、Z互为质数(相啮合齿对磨损均匀，传动平稳)，闭式12Z=20〜40，硬齿面故取小齿轮齿数Z=30,大齿轮齿数Z=Z•i=30X4.73=141.9，取11211Z=142。22．按齿面接触强度设计计算；4-1),3 2KT__u土1ZZ、4-1)d> jxx( _E)21t euQ]\da h确定公式内各参数的值:试选载荷系数K=1.6t查课本P图10-30选取区域系数Z=2.433217 H由课本P图10-26查得齿轮端面重合度 e=0.87215 a2则e二0.78+0.87二1.65a由课本P公式10-13计算应力值环数

N=60njL=60X970X1X(2X8X365X10)h=3.3989X109h1hN=60njL=60X970X1X(2X8X365X10)h=3.3989X109h1hN=N=4.1472x109h=1.014x109h(3.29为齿数比，即3.29=红)u4.09 Z1K=1.0HN2207 HN1查课本P表10-7查的齿轮的齿宽系数0=1d查课本P表10-6查得弹性影响系数Z=189.8MP2201E查课本P图10-21查得小齿轮的接触疲劳强度极限b209 Hlim1接触疲劳强度极限b =550MPa。Hlim2计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=1,应用P公式10-12得：4-2)4-3)=600MPa；大齿轮的许用接触应力[b]=HKbhn1_hiim1=0.91X600MPa=546MPaSKb二HN2Hlim2=1.0X550=550MPa2S[b]4-2)4-3)=600MPa；大齿轮的许用接触应力[b]=HKbhn1_hiim1=0.91X600MPa=546MPaSKb二HN2Hlim2=1.0X550=550MPa2S[b]+[b] 546+550MP一qMPh2= MPa=548MPa2[b]H14-4)4-5)4-6)P⑧T=95.5X105X4=73.10N-m

nI4-7)设计计算试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得:1t3>-t1dzAr

zlx1.65计算圆周速度U。兀dn

U二 1—1—60x1000计算齿宽b和模数m。：2x1.6x3.611x1045.17 2.433x189.8、xx( )2mm~50.81mm5.17 531.25八5°.81x970~2.58m/s60x10004-8)4-9)计算齿宽b：b=0xd=1X50.81mm=50.81mmd 1t计算摸数m: m=2.054-10)4-11)计算齿宽与高之比bh。齿高h:h=2.25m=2・25X2.05mm=4.61mm4-12)bh=5°^81^11.024.614-13)计算纵向重合度S。P8=0.318①Ztan0二0.318x1x24xtan14=1.903 (4-14)P d1计算载荷系数K查课本P表10-2查得使用系数K=1193A根据v=2.58m/s,7级精度，(《互换性》P表10-10)；查课本由P图10-8193194得动载系数K=1.09；查课本由P表10-4得接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系V197数K=1.42HP查课本由P表10-13得：K=1.35195 FP查课本由P表10-3得：K=K=1.4193 Ha Fa4-15)4-16)故载荷系数：4-15)4-16)K=KKKK=2.17

AVHa FP按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径3 3■217d=d =50.81X =56.24mm1itk 1.6t计算模数mn3．dcosP=—^~Z3．dcosP=—^~Z56.24xcos14024二2.27mm4-17)按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式3三-ez28■ d1a4-18)2KTYcos3三-ez28■ d1a4-18)' 1_0 (FaSa)；Q]F⑴确定公式内各计算数值计算载荷系数KK=KKKK=1.0X1.09X1.4X1.35=2.06 (4-19)AVFaF0螺旋角系数Y0根据纵向重合度£=1.8236，从课本P图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.8802170计算当量齿数4-20)(4-21)查取齿形系数Y和应力校正系数YFaSa查课本由P表10-5得:200齿形系数Y=2.592Y =2.205Fa1 Fa2应力校正系数Y=1.596Y=1.778Sa1Sa2

作寿命两班制，10年，每年工作365天小齿轮应力循环次数:N=3.3989X109h1大齿轮应力循环次数:N=1.014x109h2查课本由P表10-20c得到弯曲疲劳强度极限208小齿轮q 二500MP 大齿轮q二380MPFF1 a FF2 aK=0.88FN2查课本由P图10-18得弯曲疲劳寿命系数:K=0.88FN2FN1计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4。YF⑧计算大、小齿轮的二SYFFSa1TOTF1YFFSa2[QYF⑧计算大、小齿轮的二SYFFSa1TOTF1YFFSa2[Q2]F2KQ[Q] =FN1EE1F1SKQ[Q] =FN2FF2F2S并加以比较=303.57MPa=238.86MPaaa[Q]F2-592x1.596=0.01363303.5712.205x1.778=0.01641238.86大齿轮的数值大.所以选用大齿轮.⑵设计计算计算模数：2x2.°6x7.310x1°4x0.88xcos214xO.OIW山山=i.64mm1x242x1.654-22)4-23)4-24)4-25)4-26)对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度n计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取m=2mm，已可满足弯曲疲劳。n但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径51.077mm来计算应有的齿数.于是由:cosPmncosPmn56.24xcos14o

2=27.284-26)取Z=30,那么Z=142124.几何尺寸计算⑴计算中心距=164mm4-27)_(Z+Z)m_(24+140)x2=164mm4-27)a=1 2 =22将中心距圆整为170mm⑷计算齿轮宽度B=①d=1x49.5mm=49.5mm (4—31)d1圆整后取B=60mm B=65mm215.2低速级齿轮传动的设计计算1.选齿轮类型、材料、精度等级及齿数。(1)选择齿轮类型；考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。选择齿轮材料及热处理；高速级小齿轮选用45#钢调质后表面高频淬火，小齿轮齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45#钢调制，齿面硬度为240HBS选择齿轮精度等级；按GB/T10095—1998，选择7级。选择齿轮齿数；Z、Z互为质数(相啮合齿对磨损均匀，传动平稳)，闭式12Z=20〜40，硬齿面故取小齿轮齿数Z=24，大齿轮齿数Z=Z•i=24X4.4=105.6,取11211Z=106。2选取螺旋角；初选螺旋角B=14°。2．按齿面接触强度设计计算；,3 2KT__u土1ZZ、 一…、d> x x(-HE)2 (4—41)1t euQ]'da H(1)确定公式内各参数的值:试选载荷系数K=1.6t查课本P图10-30选取区域系数Z=2.433217 H由课本P图10-26查得齿轮端面重合度e =0.78e=0.87215 a1 a2则e=0.78+0.87=1.65a课本P公式10-13计算应力值环数206N=60njL=60X293.94X1X(2X8X365X10)h=1.0299X109h (4-42)11hN=N=4.1472x109h=1.014x109h(3为齿数比，即3二红) (4-43)2u4.09 Z1课本P图10-19查得接触疲劳寿命系数：K=1.0K=1.08HN1 HN2查课本P表10-7查的齿轮的齿宽系数Q=1205 d查课本P表10-6查得弹性影响系数Z=189.8MP2201 E

⑥查课本P⑥查课本P图10-21查得小齿轮的接触疲劳强度极限q =600MPa；大齿轮的209 Hlim1接触疲劳强度极限qHlim2计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=1,应用P公式10-12得:205Kq4-44)许用接触应力9H]=Kq[q]=hn2hiim2=1.08X550=594MPaH2S[q]+[q]H2=600+594MPa=597MPa4-45)4-46)T=95.5X105X =226.94N-m4-44)许用接触应力9H]=Kq[q]=hn2hiim2=1.08X550=594MPaH2S[q]+[q]H2=600+594MPa=597MPa4-45)4-46)T=95.5X105X =226.94N-mnII4-47)(2)设计计算试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得:1t7、32KT__u+1ZZx

d> X X(HE)21esu [q]da h：2x1.6x2.2694x104 4 ,2.433x189.8、 …: x—x( )2mm沁70.6mm3 …1X1.65②计算圆周速度U。5974-48)算齿宽b和模数m。nt兀dn rcc/u= it2=1.09m/s60x10004-49)计算齿宽b：计算摸数mnmntb=exd=1X70.55mm=70.55mmddcos01tZ22t=7°.55Xc°s14mm 85mm244-50)-51)算齿宽与高之比bh。齿高h:h=2.25m=2.25X2.85mm=6.4125mmnt4-12)bh=空“6.41254-13)计算纵向重合度s。4-54)04-54)Ztan0=Ztan0=0.318x1x24xtanl4=1.903d10计算载荷系数K查课本P表10-2查得使用系数K=1193 A

b） 根据v=1.09m/s,7级精度，（《互换性》P表10-10）；查课本由P图10-8193 194得动载系数K=1.04；查课本由P表10-4得接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系V 197数K=1.42HPc） 查课本由P表10-13得：K=1.35195 FP查课本由P表10-3得：K=K=1.4193 Ha Fa故载荷系数：4-55)K=KKKK=1X1.09X1.4X1.42=2.174-55)AVHaFP实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=d1td1=d1t1k 3(207:一=70.55X、'.一=76.87mmkt1.64-56)计算模数mn=A二76687二3.01mmZ24=A二76687二3.01mmZ244-57)3．按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式2KTYcos2pYY' 1_p (—F^S^)Q]F3三 屮—ez2£甲 d1a4-58)⑴确定公式内各计算数值①计算载荷系数KK=KKAVKK=1X1.04X1.4X1.35=1.97FaFP4-59)螺旋角系数Yp螺旋角系数Yp根据纵向重合度£=1.903，从课本Pp 217计算当量齿数图10-28查得螺旋角影响系数Y卩=0・884-60)4-61)4-60)4-61)Z二26.27v1Z二78.82v2查取齿形系数Y和应力校正系数YFaSa查课本由P表10-5得：200齿形系数Y=2.592Y=2.218Fa1Fa1应力校正系数Y=1.596Y=1.768Sa1Sa2⑤工作寿命两班制，10年，每年工作365天小齿轮应力循环次数:N=1.0299X89h1大齿轮应力循环次数：N=1.014X89h2查课本由P表10-20c得到弯曲疲劳强度极限

小齿轮b 二500MP大齿轮b 二380MPFF1 aFF2a查课本由P图10-18得弯曲疲劳寿命系数:K=0.88 K=0.9206 FN1 FN2⑦计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4。[b]取弯曲疲劳安全系数S=1.4。[b]二KFNibFF1=0.88X500MPa=314.29MPafiS 1.4[b]=KFN2bFF2=0.9x380MPa=244.29MPaF2S 1.4YF⑧计算大、小齿轮的占盼并加以比较[b]YFF1YFF,Sa2 =[b2]F2F2592X1596=0.01316314.292.218x1.768=0.01605244.294-62)4-63)4-64)4-65)大齿轮的数值大.所以选用大齿轮.⑵设计计算计算模数4-66):‘2xL97x2.2694x104x0.88xcos214x0.01605mm=2.37mm: 1x242x1.654-66)对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度n计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取m=3mm，已可满足弯曲疲劳。n但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径76.87mm来计算应有的齿数.于是由:取Z=30,那么Z=96.124.几何尺寸计算⑴计算中心距(30+106)x3=204mm2（4-67）d==45mm1d=159mm2（4-69）（4-70）（Z+Z）ma二1 2n2cosB将中心距圆整为195mm⑵算大、小齿轮的分度圆直径4-71)⑷计算齿轮宽度4-71)B二①d=lx89.52mm=89.52mmd1圆整后取B90mmB95mm21轴的拟定6.1联轴器的设计及选择类型选择联轴器的类型根据工作要求选定。联接电动机与减速器高速轴的联轴器，由于轴的转速较高，一般应选用具有缓冲、吸振作用的弹性联轴器，例如弹性套柱销联轴器，弹性柱销联轴器。减速器低速轴与工作机联接用的联轴器，由于轴的转速较低，传递的转矩较大，又因为减速器轴与工作机轴之间往往有较大的轴线偏移，因此常选用刚性可移式联轴器。联轴器的设计计算6.1.2.1高速轴的联轴器的选择已知P=7.425kwn=970r/minT=73100N・mm；选取轴的材料为45钢，调制处理；查《机TOC\o"1-5"\h\zI I I械设计课程设计》P表20-2得电动机型号为Y160M-6的D=42mm。查课本P表15-3，197 370取A=126，所以得高速轴的最小直径处算为：0[P h425d>A3=112x3沁19.35mm (5-1)min03n 1440'I联轴器的计算转矩查课本P表14-1,选取K二1.25,所以转矩为：351 A

T二KT二1.3x73.10N•m二N•95.03m (5-2)ca AI因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以查《机械设计课程设计》P表17-4,选取HL3164联轴器型弹性套柱销联轴器其公称转矩为315N•m。所以高速轴的最小直径为25mm.HL2联轴器富GB5014-85主动端di=28mm，Y型轴孔’L=62mm'A型键槽;从动端d=25mm,Y型轴孔，L=62mm，A型键槽。2低速轴的联轴器的选择已知P=6.572kwn=97.98r/minT=640570N・mm；选取轴的材料为45钢,iii iii iii调制处理；查课本P表15-3，取A=112,所以得高速轴的最小直径处算为：Ad=45.55-3)二1.3,所以转矩为:370Ad=45.55-3)二1.3,所以转矩为:联轴器的计算转矩查课本P表14-1,K351T二KT二1.3x640.57N•m二832741N•m (5-4)ca AIII因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以查《机械设计课程设计》P表17-2,选取HL4162联轴器型弹性套柱销联轴器其公称转矩为1250n・m。所以低速轴的最小直径为48mm.HL448X112联轴器GB5401-85主动端d=48mm,J型轴孔，L=112mm,A型键槽;1从动端d=48mm,J型轴孔，L=112mm,A型键槽。26.2初选滚动轴承的类型及轴的支承形式按照对轴系轴向位置的不同限定方法,轴的支承结构可分为三种基本型式,即两端固定支承,常用两个安装的角接触球轴承或圆锥滚子轴承,两个轴承各限制轴载一个方向的轴向移动；一端固定、一端游动支承,用于跨距较大且工作温度较高的轴,其热伸长量大；两端游动支承,对于一对人字齿轮本身的相互轴向限位作用,它们的轴承内外圈的轴向紧固应设计成只保证其中一根轴向相对机座由过顶的轴向位置,而另一根轴上的两个轴承都必须是游动的以防止卡死或人字齿的两侧受力不均匀。普通齿轮减速器,其轴的支承跨距较小,常采用两端固定支承。因为采用斜齿轮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,轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位,轴承外圈用轴承盖作轴向固定。在设计时应注意留有适当的轴向间隙,以补充工作时轴的热伸长量。对于可调间隙的角接触球轴承,则可利用调整垫片或螺纹件来调整轴承游隙,以保证轴系的游动和轴承的正常运转。轴承盖的结构轴承盖的作用是固定轴承、承受轴向载荷。密封轴承座孔、调整轴系位置和轴承间隙等。采用凸缘式轴承盖。滚动轴承的润滑本次设计轴承采用油润滑，当利用箱体内传动件溅起的油润滑轴承时，通常在箱座的凸缘面上开设导油沟，使飞溅到箱盖内壁上的油经过导油沟进入轴承，所以在箱座上开设导油沟。确定齿轮位置和箱体内壁线箱座壁厚§=8mm； △l=15mm;△2=16mm;△3=7mm; △4=20mm;△7=20mm;L=60mm;L=197mm;L=317mm.1237、轴与滚动轴承的设计、校核计算7.1低速轴的设计已知P=6.572kwn=97.98r/minT=640570N・mm；选取轴的材料为45钢，调III III III制处理；轴的最小直径是联轴器的直径，所以低速轴的最小直径确定为48mm。求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d=286.38mmaTOC\o"1-5"\h\z而 F=2TI=2X640570N二4473.6N (6-1)td286.38aF=Ftanan二4473.6x―tan2°°沁1683.3N (6-2)rtcosP cos14°24'00"\o"CurrentDocument"F=Ftanp=4541Xtan14°24/00〃N~1172.6N (6-3)at轴的结构设计(1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求，1-11轴段右端需要制出一轴肩，故取IITII的直径d=55mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径II-IIID二58mm半联轴器与轴配合的轮毂孔长度 ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故I-II的长度应比略短一些，现取l =84mmi-ii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d=55mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准I-I精度级的单列圆锥滚子轴承30312型，其尺寸为dxDxB=60mmx130mmx33.5mm，故d=d =60mm;而l =33.5mm.1=^右端1滚动轴承采用轴肩进行轴向定位•由手册上查得30312型轴承定位轴肩高度h>0.07d，取h=5mm，因此d =72mm，VII-VIII② 取安装齿轮处的轴段d =65mm;齿轮的右端与左轴承之间米用套筒定位.VI-切已知齿轮毂的宽度为95mm，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l=91mm.齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h=5,取IV-Vd=75mm.轴环宽度b>1.4h，取b=10mm.v-V④轴承端盖的总宽度为32.5mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)•根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=17.5mm，故取/=50mm.I-I

⑤取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm，两圆柱齿轮间的距离△4=20mm•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A3,△3=8mm;已知滚动轴承宽度B=33.5mm,高速齿轮轮毂长L=95mm,则l=89mml=61.5mmw-切 iii-w至此，已初步确定了轴的各端直径和长度。传动轴总体设计结构图如图6-1至图6-3P5.E5._ 131.5 _- 60 一凸5」民窈亠刖亠 曲95由车2-6P5.E5._ 131.5 _- 60 一凸5」民窈亠刖亠 曲95由车2-6图55图6-3中间轴7.2中间轴的校核求作用在齿轮上的力7.2中间轴的校核求作用在齿轮上的力已知中间轴大齿轮的分度圆直径为d=184.23mmad=95.46mmaF=1991.92N12F=4541NF=1991.92N12F=4541NF=747.48Nr2F=1707.44Nr3F=499.97Na2F=1165.07Na3载荷水平面H垂直面V支反力F(N)F=2972F=1502NH1 NH2F=1909F=-226NV1 NV2弯矩M（N•mm）M=215470HM=138403M=-32433V1V2总弯矩M=JM2+M2=270716.9N・mm1VH V1M=JM2+M2=265272N・mm2耳H V2扭矩T（N•mm）640570表6.1对照表2•从轴的载荷分析图可以判断危险截面在B2•从轴的载荷分析图可以判断危险截面在B处，现将计算出的截面B处的M、M、VM的值列于下表H2 /、—沁20.44MPa （6-4）Jm12+（込）2=[279716.922 /、—沁20.44MPa （6-4）caW_片 0.1x532ca前已选轴材料为45钢，调质处理。查课本P表15-1得[Q]=60MPJb〈[◎] ・•・此轴合理安全362 —1 a ca —1中间轴的载荷分析图：^nTrnTiTrr[nrnffniiininTnnTnTnT%涮 Iliiiiii 岷M1訓M2Z]1 '||1| I【l〕g键的设计计算及校核①选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 中间轴：①d=35mm ②d=35mm12低速轴：d=48mm3查课本P表6-1取：中间轴：①14X9X80② 16X10X40106低速轴：18X11X80②校和键联接的强度查课本表P表6-2得 [c]=110s120MP取[c]=110MPa106pap键工作长度中间轴：①l二L-b二80-14=56 ②l二L-b二40-16=24222222低速轴：l二L-b二80-18=62333与轮毂键槽的接触高度中间轴：①K=0.5h=9 ②K=0.5h=102222— 2Tx— 2Tx103①c=—p2 Kid2222x206.63x10004x51x38沁53.31MPaV[c]p2Tx2Tx103C=——2—p2Kid2222x206.63x10004x28x38q97.1MPaV[c]p低速轴：K3=0.5h3=112Tx103c= —P3 Kld333两者都合适2x64.057x10005.5x62x65=57.80MPaV[c]p取键标记为：中间轴：①键2：14X80AGB/T1096-79②键2：16X40AGB/T1096-79低速轴：键3：18X80AGB/T1096-79箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.3机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8,圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.对附件设计