二级斜齿减速器课程设计

机械设计课程设计（论文）题目： 带式运输机传动装置的设计学生姓名专 业机械设计制造及其自动化学 号^班 级_指导教师 成 绩_工程技术学院机械设计课程设计任务书学生姓名 专业年级设计题目： 带式运输机传动装置的设计就力及传动装置设计条件：1、运输带工作拉力F=2300N；2、运输带工作速度V=1.1m/s；3、卷筒直径D=300mm；4、工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35°C；5、使用折旧期：8年；6、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；7、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；8、运输带速度允许误差：±5%；9、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计工作量：1、减速器装配图1张（A1）；2、零件工作图3张；3、设计说明书1份。指导教师签名： 2016年11月25日说明：1.此表由指导教师完成，用计算机打印（A4纸）。2.请将机械设计课程设计任务书装订在机械设计课程设计（论文）的第一页。目录前言 1.系统总体方案设计 1.传动方案选择 1工作机器特征的分析 2传动方案的拟定及说明 2.动力机选择 3电动机输入功率Pw 3电动机输出功率Pd 3.传动装置运动及动力参数计算 3确定总传动比和分配各级传动比 3各轴功率 4各轴转矩 4.传动零件的设计计算 4高速级齿轮的设计 4低速级齿轮的设计 11.轴的设计计算 11高速轴的设计 11高速轴受力 11选取材料 12计算轴的最小直径 12轴的结构设计 12高速级轴承的校核 14联轴器键的选择和校核 16中间轴的设计 17中间轴受力 17选取材料 17计算轴的最小直径 17轴的结构设计 17中间级轴承的校核 19高速级大齿轮键的选择和校核 21低速轴的设计 21低速轴受力 21选取材料 21计算轴的最小直径 22轴的结构设计 22高速级轴承的校核 23联轴器键的选择和校核 26低速级大齿轮键的选择和校核 26轴上的载荷 27按弯扭合成应力校核轴的强度 28精确校核轴的疲劳强度 28.润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 30.箱体结构的设计及零部件 30减速器的箱体 30零部件设计 31视孔盖和窥视孔 31放油螺塞 31油标 32通气器 32起盖螺钉 32定位销 32吊钩 32减速器机体结构尺寸 32\o"CurrentDocument".小结 34参考文献 35前言：随着社会的发展和人民生活水平的提高，人们对产品的需求是多样化的，这就决定了未来的生产方式趋向多品种、小批量。在各行各业中十分广泛地使用着齿轮减速器，它是一种不可缺少的机械传动装置.它是机械设备的重要组成部分和核心部件。目前，国内各类通用减速器的标准系列已达数百个，基本可满足各行业对通用减速器的需求。国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，承担起为国民经济各行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区，推动了中国装配制造业发展［2］。.系统总体方案设计传动方案选择传动方式有以下几种，其优缺点如下：(1)带传动承载能力较低，在传递相同转矩时结构尺寸较啮合传动大；但带传动平稳，能吸振缓冲，应尽量置于传动系统的高速级；这样，转速较高，传递相同功率时的扭矩较小。(2)滚子链传动运转不均匀有冲击时，套筒滚子链不适于高速传动，宜布置在传动系统的低速级。(3)圆锥齿轮的模数增大后加工更为困难，一般应将其置于传动系统的高速级，且对其传动比加以限制；但需注意当锥齿轮的速度过高时，其精度也需相应地提高，因此会增加制造精度要求和成本。(4)斜齿轮传动的传动平稳性较直齿轮好，相对地可用于高速级；开式齿轮传动一般，工作环境较差，润滑条件不良，故寿命较短，对外廓的紧凑性要求低于闭式传动，相对应布置在低速级。(5)蜗杆传动的传动比大，承载能力较齿轮传动低，常布置在传动系统的高速级，以获得较小的结构尺寸和较高的齿面滑动速度，易于形成流体动压润滑油膜，提高承载能力和传动效率［1］。在以上几种传动方式齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式，国内的减速器就多以齿轮传动、蜗杆传动为主。它的主要优点是:①瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，可传递空间任意两轴之间的运动和动力；②适用的功率和速度范围广；③传动效率高，n=o.92-0∙98;④工作可靠、使用寿命长；⑤外轮廓尺寸小、结构紧凑。由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器，用于原动机和工作机或执行机构之间匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械中应用极为广泛。本次就可以选择齿轮减速器囿。通过对其工作原理进行分析，整理出了六种方案，具体如下：编号方案a带——单级斜齿圆柱齿轮减速器b锥齿轮减速器一一开式齿轮c二级展开式圆柱齿轮减速器d二级同轴式圆柱齿轮减速器e圆锥圆柱齿轮减速器f单级蜗杆减速器工作机器特征的分析由设计任务书可知：该减速箱用于带式运输机，工 FtlI作速度不高（V=1.1m∕s）,圆周力不大（P=2300N）,因而传递的功

率也不会太大。由于工作运输机工作平稳,转向不变,使用寿命

不长（8年）,故减速箱尽量设计成闭式,箱体内用油液润滑,轴承

用脂润滑.要尽可能使减速箱外形及体内零部件尺寸小,结构

简单紧凑造价低廉生产周期短效率高。综合以上论述，故此

次选择编号为C的二级展开式圆柱齿轮减速器。传动方案的拟定及说明根据设计任务书中已给定的传动方案及传动简图，分析其有优缺点如下：优点：（1）、斜齿圆柱齿轮较直齿圆柱齿轮传动平稳，承载能力大、噪音小，能减轻振动和冲击，若设计时旋向选择合理，可减轻轴的负荷，延长使用寿命，故此减速器的两对齿轮均采用斜齿圆柱齿轮传动。（2）、高速级齿轮布置在远离扭矩输入端，这样可以减小轴在扭矩作用下产生的扭转变形，以及弯曲变形引起的载荷沿齿宽分布不均匀的现象。缺点：（1）、电动机直接通过联轴器与齿轮轴连接，虽然通过弹性联轴器减震，但由电动机产生的震动对齿轮和轴承还是有一些影响，在一定程度上降低了齿轮轴和轴承的使用寿命。（2）、齿轮相对轴和轴承不能对称分布，因而对轴的要求更高，给制造带来一定麻烦［4］。综上所述，这种传动方案的优点多，缺点少，且不是危险性的缺点，故这种传动方案是可行的。2.动力机选择电动机输入功率Pn=70.067r/minWP=2.53kWW0=0.859P=2.945kWdnw60V2兀Rn60x1000x1.13.14X300=70.067r/minPWFV10002300x1.11000^^=2.53kW2.2电动机输出功率Pd其中总效率为η二η2xη3xη2 =0.992X0.973X0.982=0.859联轴轴承齿轮P 2.53P=f=——=2.945kWdη0.859查表可得Y132S-6符合要求,故选用它。Y132S-6（同步转速9600min，6极）的相关参数Y132S-6n—960r/minP=3kW额额满载转堵转转矩最大转矩质定功率速额定转矩额定转矩量3kW960r/min2000N∙mm1 2200N∙mm1 63kg3.传动装置运动及动力参数计算确定总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比[2]n70.064960-=13.702i=13.702总i=4.421i=3.12i总n

-mw查表可得圆柱齿轮传动单级传动比常用值为3~5,展开式二级圆柱齿轮减速器i1≈(1.3〜1.5方初分传动比为i=4.421i=3.122。，n=960r/minInIIn960T= i4.421=217.195rminnIIIn217.195_T= =70.063rmιni3.12n=960r/minIn=217.195iminHn=70.063IminI各轴功率PIPη=2.945X0.99=2.916kWdd1P=Pη=PXηHIIIXη =2.916X0.98X0.97=2.772kW轴承齿轮P=Pη=PXη

inurn IiXη轴承齿轮=2.772X0.98X0.97=2.635kW3.3各轴转矩P=2.916kWIP=2.772kWHP=2.635kWIT=9550

dPi=9550nm2.945X——=29.296N∙m960Tηd0I=29.296X0.99=29.003N∙mTIT=TiηHI1IH=29.003X4.42X0.98X0.97=121.863N∙mT=Tiη=121.863X3.1X0.98X0.97=359.112N∙mIIIH2HlllT=29.296NmdT=29.003NmIT=121.863NmHT=359.112NmI4・传动零件的设计计算4.1高速级齿轮的设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）材料选择：查表可选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS[6]o（4）选小齿轮齿数Z1=21，大齿轮齿数Z2=4.42X21=93，取Z=932（5）选取螺旋角，初选螺旋角P=142、按齿面接触强度设计。（1）按计算式试算即J3l12kTU±1

d≥l——^-1 11 ①ɛuda1）确定公式内的各计算数值①试选k：L3。②小齿轮传递转矩TI=29003∙48n∙mm③查图10-30可选取区域系数ZH=2.433查表10-7可选取齿宽

系数①d=1④查表10-6可得材料的弹性影响系数ZE=189∙8Mpa2。⑤计算接触疲劳强度用重合度系数Zɛ1α=arctan(tanx/cosβ)=arctan(taι20P/cos14)=20.562t nα=arccos匕cosa/(z+2h*cosβ)]=arccos[2Xcos20.562/(21+2×1×cos14)]=31.008at1 1t1anα=arccosZcosa/(z+2h*cosβ)]=arccos[9×cos20.562/(93+2×1×cos14o)]=23.491)at2 2t2anɛ=[Z(tana-tana)+Z(tana-tana)]/2na1 at1 t2 at2 t=[21×(tan31.008-tan20.562)+93×(tan23.490-tan20.562)]/2n=1.635ɛ=①ztanβ/π=1×21×tan(14)/π=1.667β d_J 4-ɛ ɛ ∣4-1.635../∕r∖1.635CCCCZ= P(1-ɛ)+f= (1-1.667)+ =0.703ɛ∖3Pɛ3 1.667β⑥螺旋角系数Zβ=n≡F=√cos14°=0∙985⑦查图10-21d得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限σHlimI=600Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550”日按计算式计算应力循环次数N=60njL=60X960x1x(2X8X300X8)=2.212χ1091 1h入, 2.212X109N= =5.004X1082 4.42查图可选取接触疲劳寿命系数kHN1=0.92，kHN2=B5取失效概率为1%，安全系数S=1，按计算式(10-12)得[σ]=kHN1_Hlim1=0.92X600=552MpaH1SL]=kHN2Hlim2=1.45χ550=797.5MpaH2S取两者中较小的作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即[σ]=[σ]=552MPaHH12)试算小齿轮分度圆直径d11，由计算公式得=31.411mm∣2x1.3x29003.485.42(2.433189.8<0.7030.985χ X4.425522=31.411mm(2)调整小齿轮分度圆直径①计算圆周速度兀dnv= 1t-1兀X31.411χ96060X1000 60X1000=1.578m；'s3dttJd111∖②计算齿宽bb=①d=1χ31.411=31.411mmd1t2)计算载荷系数KH查表可得使用系数1kA=1，根据V=1∙578ms，7级精度，查表10-8可得动载系数kv=1.065,由表10查得KHβ的值与直齿轮的相同，为1.417,kHα=1.4故载荷系数k=kkkk=1x1.065×1.4X1.417=2.113AVHaHβ⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得d=36.930mm131K 32112d=d ；-H=31.411×1 =36.930mm1 1t飞K 1.3tt⑦计算模数mnm=1.706mmndCoSβ36.930Xcos14°m=T = =1.706mmnZ 2113、按齿根弯曲强度设计。(1)按计算式(1017试算，即3∣2kTYcos2βγγm≥ 1—3 FSanY①Z2£ ∣σ]d1a F1)确定公式内的各计算数值①、试选载荷系数KFt=1∙3②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yɛβ=arctan(tanβCoSa)=arctan(tan14°cos20.562°)=13.14°b tɛ=ε/c0s2β=1.635∕cοs213.14°=1.724aV a bY=0.25+0.75/ɛ=0.25+0.75/1.724=0.685ɛ aV③弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yββ 〜 14° -Y=1—ɛ=1—1.667× =0.805ββ120° 120°④查表取应力校正系数YSa1=1.58，YSa2= 。⑤查表取齿形系数YFa1=2.72，YFa2=2.。(线性插值法)⑥查图1020C可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500Mpa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFEJ380Mpa⑦查图可取弯曲疲劳寿命系数kFN1=0∙86,kFN2=S90⑧计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4,按计算式(10-22)计算得0.86X5001.4=307.143Mpa[σ]=F2kσFN2~FE2S0.90X380=244.286Mpa[σ]=k≡‰

F1SYYFaSa⑨计算大、小齿轮的1σF1并加以计算YYFa1T1F1N72X1.58=0,014307.143YYFai2~~]0⅛F2上至=0.016244.286大齿轮的数值较大。2）试算齿轮模数3：2X1.3x29003.48x0.685x0.805xcos214°m≥M X0.016=1.127mmnt∖ 1X212（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷前的数据准备。①计算圆周速度d=mz/cosP=1.127X21/cos14o=24.402mm1nt1m=1.127mmntπdn兀X24.402X960∣

v= 1^-1—= =1.226m.,s60X1000 60X1000②计算齿宽bb=①d=1x24.402=24.402mmd1③齿高h及宽高比b/hh=2.25m=2.25×1.127mm=2.537mmntb24.402h2.537=9.6202）计算实际载荷系数Kf①根据V=1.226ms，7级精度，查表10-8可得动载系数KvT.047②由表10-3查得齿间载荷分配系数Ka=I.1③由表10-4查得KHβ的值为1.417，结合b∕h=9.620查图10-13,得KFβ=F则载荷系数为KF=KAKKFFFβ=1×L047×1.4×L33=1≡m=1.291mmn3）按实际载荷系数算得的齿轮模数K 3KF=1.127×Ft3m二mnnt1950=1.291mm1.3对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取T上筋叱已可满足弯曲强度，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d1=36930mm来计算应有的齿数，于是有Z=1dCosβ36.930×cos14oT = =23.8891.5mn取Z1=25，则Z2=/Z1=4.42×25≈1114、几何尺寸计算（1）计算中心距（Z+Z）m （25+111）×1.5a=—1 2n= =105.123mm2cosβ 2×cos14°将中心距圆整为a=105mm实际数据为m=1.5mmna=105mmβ=13.729οZ=251z=1112b=451b=402（2）按圆整后的中心距修正螺旋角Q （Z+Z）m （25+111）x2 …八P=arccos-1 2 n=arccos =13.729。2a 2X105因P值改变不多，故参数εɑ、kB、ZH等不必修正。(3)计算大、小齿轮的分度圆直径d=

1Zmr=25X1.5=38.603mm

CoSPcos13.729。d2ZmT=111X1.5=171.397mm

cosPcos13.729。(4)计算齿轮宽度b=①d=1x38.603=38.603mmd1圆整后取b1=45mm，b2=40mm5、圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，其各项系数均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。(1)齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，计算各参数，其计算结果如下:K=2.115T=29003.48①=1d=38.603i=4.42d , 1 ,1H1Z=2.433Z=189.8Z=0.657Z=0.986BHEε将其代入公式得-2KTi+1 ）））α=.. HT∙ ZZZZ=H、①d3 iHEεPd12x2.115x29003.484.42+11x38.6034.42χ2.433χ189A0.657χ0.986=483.856σ=483.856MpaH满足条件满足齿面接触疲劳强度条件(2)齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，计算各参数，其计算结果如下:K=1.969T=29003.48① =1Y=2.625F ,1 ,d ,Fa1Y=2.18Fa2YSa1=1.6Y=1.815Y=0.678Y=0.777P=13.729Sa2m=1.5nσ=113.066MpaF1σ=106.517MpaF1满足条件ε,B，Z=251将其带入公式计算得2KTYYYYcos2β2χ1.969‹29003.4i⅛2.625<1.6χ0.678<0.777<cos∏3.729. σ=F1FasaEβ = =113.066MpaF1 Φm3Z2 1x15×252dn12KTYYYYcos2β2×1,969<29003.4×2.18×1,815<0.678<0.777<cos213.729 σ=F1FaMaEβ = =106.517MpaF1 Φm3z2 1×15×252dn1齿根弯曲疲劳强度满足要求，且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。6、主要设计结论齿数z1=25.z2=111，模数m=1.5mm压力角α=20°，螺旋角3=13.729=13°43’44”,变位系数为0，中心距a=105mm,齿宽b1=45mm,b2=40mm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按七级精度设计。7、结构设计小齿轮分度圆直径过小，应做成齿轮轴。大齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm,故应选用腹板式结构［1］。4.2低速级齿轮的设计低速级齿轮设计方法同高速级计算方法一样，此处仅写主要结论。齿数z1=3Qz2=101模数m=2mm压力角α=20°，螺旋角廿=13.982=13°58’55"，变位系数为0,中心距a=135mm,齿宽b1=70mm,b2=62mm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按七级精度设计。小齿轮分度圆直径过小，可以做成齿轮轴。大齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm,故应选用腹板式结构［1］。5.轴的设计计算高速轴的设计高速轴受力高速级齿轮的分度圆直径为d=38.603mm1m=2mmna=135mmβ=13.982oZ=301Z=1012b=701b=622FteI2T2x29003.481→二 =1502.656Nd38.6031FteIFreIFaeI1502.656N563.008N367.118Ntana tan20F= n∙F= ×1502.656=563.008NrelCoSPtelCOS13.729F=Ftanβ=1502.656×tan13.729=367.118NaeIteI选取材料因为高速级要做成齿轮轴，故轴可以选用高速级小齿轮同样的材料，故选轴的材料为40Cr,调质处理。计算轴的最小直径查表可取[τ)=45Mpa，故4=101∙997Mpa3P 312.916d=A.1=101.997× =14.771mmmin0nn 960应该设计成齿轮轴，轴的最小直径显然是安装联轴器处，为使dIII与联轴器相配合，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Ta=KAT3,查表，考虑到转矩变化较小，故取KA=L3，则：T=KT=1.3×29.003=37.705N∙mcaA3按照计算转矩Tca小于联轴器的公称转矩，且电动机伸出轴的轴径为38mm的条件，查手册，选用LM4型梅花形弹性柱销联轴器，其公称转矩为140N∙m0选择半联轴器孔径为22mm,故diπ=22mm,半联轴器与轴配合的长度为52mm[i]o5.1.4轴的结构设计(1)根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度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，且端盖密封处毡圈为标准件，故取II-III段的直径d =25mm；II-III半联轴器与轴配合的长度为52mm,故取故取L=50mm。I-II2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选单列角接触球轴承。参照工作要求并根据《皿=25mm，由轴承产品目录中初步选取角接触球轴承7206AC，其尺寸为d×D×B-30mm×62mm×16mm，故d =35mm=dIn-IV VII-VIIIIII-IV段挡油环取其长为16mm,则七=32mm。-IVIII-IV段右边有一定位轴肩，故取d =34mm，根据装配-V关系可定L =130.5mm，为了使齿轮轴上的齿面便于加工，取IV-VIL=4mm,L=45mm。齿轮的齿顶圆直径为41.6mm，故VI-VII V-VId=41.6mm。V-VI4)齿面和箱体内壁取a=10mm,轴承距箱体内壁的距离取s=10mm,故右侧挡油环的长度为16mm,则L=32mm.VII-VIII5)轴承端盖的总宽度应为38mm(由减速器和轴承端盖的结构设计而定)，但考虑其太长，在前面加一节10mm套筒，减小轴承端盖宽度，使其为28mm.根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取轴承端盖的外端面与联轴器的右端面间的距离l=20mm故取L=58mm。II-III(2)轴的草图方案L 'I ]∣N V UIH1, '：, -J„ ,, ’- - 7,HL¾.(3)轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。由表查得平键尺寸b×h×L=6mm×6mm×45mm，键槽用键槽铣刀加工。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k5[5]。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计书表15-2,取轴端倒角为C2,各轴肩处的圆角半径同样参考该表⑵。5.1.5高速级轴承的校核(1)求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一FreOFte∕χ∖ FdE TFdl 图二FeF陋_,FrB 1~~a'Fe图三F⅛ B }~~9'Fr* "FrHdFx39.8-FX-ιF=: 二^iv 39&115.3563.00X39.8-367.11X38.60321551=97.509NF=F-F=465.479Nr2V re r1V同理F=380.686Nr1HF=F-F=1502.605-380.686=1121.971Nr2H te r1HF=∖F2+F2=λ∙'97.509+380.686=392.980Nr1 r1V r1HF=.F2+F2=X465.479+1121.97=1214.697Nr2Yr2V r2H(2)求两轴承的计算轴向力FaI和FCl2对于70000AC型轴承，轴承的派生轴向力Fd=0∙68XFrF=0.68XF=0.68x392.980=267.227Nd1 r1F=0.68xF=0.68x1214.697=825.884Nd2 r2F+F=367.118÷825.994=1193.112N>F

aed2 d1F=1193.112N,F=F=825.994Na1（3）求轴承的当量动载荷P1和P2F—a1—对于轴承IFr11193.112- =3.036>0.68392.980F=392.980Nr1F=1214.697Nr2F-C2对于轴承2Fr2825.994———=0.681214.697Fa1Fa2—1193.112N—825.994N故a d22查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为:对于轴承1ɪ1=0.41，Y1=0.87对于轴承2X2=1，Y2=0因为轴承运转中有轻微冲击，取f=1.1P=f(XF+YF)=1.1x(0.41x392.9800.87x1193.11》=1319.042N1d1r11α1P=f(XF+YF)=1.1x(1x1214.697+0)=1336.167^2d2r2 2a2(4)验算轴承寿命额定工作时间为L`=2X8X300X8=38400h

h因为P1<P2则有Lh106fC丫60nIP)2 27106f22X100060X96011336.167、3=77493.17h)P=1319.042N1P=1336.167N2>Lh故7206AC符合要求［1］。5.1.6联轴器键的选择和校核高速轴上与联轴器相配合的轴上选择键连接，由于联轴器在轴端部，故选用单圆头平键（C型）根据d=22mm，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度：b=6mm高度：h=6mm,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为：L=45mm键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得〔°p〕=100~120Mpa取其平均植，［°］=110MpaPbl=L--=45-3=42mm键的工作长度 2L=77493.17hh键和轮毂键槽的接触高度h=6mm4000T4000X29.003°= = =20.926Mpa<Lσ]则Phld 6X42X22 P，故合适所以选用：键C6mmX6mmX45mmGB/T1096-2003[i]°=20.926MpaP键C6X6X455.2中间轴的设计5.2.1中间轴受力高速级大齿轮的分度圆直径为d=171.397mm，低速级小齿轮的

II分度圆直径d=61.832mmIII对于高速级大齿轮而言，受力为其小齿轮的反力:FteIIFreIIFaeII1502.656N563.008N367.118NFteIIFreIIFaeII二1502.656N563.008N367.118N对于低速级小齿轮:FteIIIFd^-τFteIITT2_1502.656x171.397÷2-121.86361.832÷2二2197.466NteIIIreIIIFaeIII2197.466N823.109N=546.422Nd-2~FreIItana tan20n∙F= X2194.466=823.109NCoSβteiɪɪcos13.9823F=Ftanβ=2197.466<tan13.982=546.422NaeIIIteIII选取材料因为低速级小齿轮可以做成齿轮轴，故轴可以选用高速级小齿轮同样的材料，故选轴的材料为40Cr，调质处理。计算轴的最小直径查表可取[τ)=45MPa，故4=101∙997MPa3P 3d=A1=101.997x

min 0nn112.772一 =23.835mm217.195轴的最小直径处应为轴承处。5.2.4轴的结构设计(1)根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1)初选滚动轴承7007AC,则其尺寸为：dXDXB=35mmX62mmX14mm.故d=35mm.用挡油环定位轴承，低速级小齿轮与箱体内壁距I-II离为10mm，挡油环用轴肩定位，故取L=28mm,I-II段右边有一定I-II位轴肩，故d =45mm。故左边挡油环长为14mm，则L =6mmII-III II-III2）低速级小齿轮齿顶圆直径为65.8mm，即d=65.8mm，取III-IV齿宽为70mm，即L=70mmIV-V3）V-VI段轴长略短与其齿轮毂长，又毂长为40mm，故取L=37mm。右边也用挡油环定位轴承和高速级大齿轮，同时为了V-VI便于大齿轮的装拆，可制作一个锥度，故L=37.5mm,L=2mm。

VII-VIII V-VIIv处有一定位轴肩，轮毂的孔径应大于轴承处，故依次可取d=48mm,d=40mm

IV-V V-VI4）在确定内壁时已确定C为10mm，故L=10mmIV-V（2）轴的草图方案If[|]（3）轴上零件的周向定位高速级大齿轮的轴采用普通平键A型连接。其尺寸为bXhXL=12mmX8mmX32mm，齿轮与轴的配合为H7/r6,滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为k5[5]。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计书表15-2,取轴端倒角为C2,各轴肩处的圆角半径38265b50.738.26%50.7同样参考该表。5.2.5中间级轴承的校核(1)求两轴承受到的径向载荷F和F将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面563.0088.2367.11871327F=F+F—F=—358.108Nr1V 2r r2V 3r同理F=1852.611Nr1HF=1844.512Nr2HF=∖F2+F2=(-3 Ml 2.=1886.904Nr1rr1V r1HF=FF2+F2=( )2+1844.512i=1847.114Nr2,r2V r2H⑵求两轴承的计算轴向力Fa1和F22对于7000OAC型轴承，轴承的派生轴向力Fd=0∙68XFrF=1886.904Nr1F=1847.114Nr2F=0.68XF=0.68X1886.904=1283.095Nd1 r1F=0.68xF=0.68x1847.114=1256.037Nd2 r2F+F—F=546.422+1256.037—367.118=1435.342N>F32 d2 22d1故F=1435.342N,F=F=1256.037N2122 d2（3）求轴承的当量动载荷P1和P2F=1435.342N21F=1256.037N22F 2⅛=对于轴承1Fr11435.342C =0.761>0.681886.904F―22对于轴承2Fr2125竺37=0.681847.114查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为:对于轴承1X1=0.41，I=0.87对于轴承2X2=1，Y2=0因为轴承运转中有轻微冲击，取fT」P=f(XF+YF)=1.1x(0.41x1886.9040.87X1435.342=2224.616Nd1r1121P=f(XF+YF)=1.1x(1x1847.114+0)=2031.825Nd2r2 222P=2224.616N1P=2031.825N2（4）验算轴承寿命额定工作时间为LFX8X300X8=38400h因为PI<P2则有10660n(P13_ 106=60X960f18∙5X1000]I2224.616)3=44131.6h>L'h故7007AC符合要求。L=44131.6h校核合格LhC5.2.6高速级大齿轮键的选择和校核中间轴上与大齿轮相配合的轴上选择键连接，选用单圆头平键（A型）根据d=40mm，从表6-1[2]中查得键的截面尺寸为：宽度:b=12mm高度：h=8mm,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为：L=32mm键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得bP〕=100T20Mpa取其平均植，lσ]=110MpaP键的工作长度l=L一b=32-12=20mm键和轮毂键槽的接触高度h=8mm理。4000T4000x121.863hld8X20X40=76.164Mpa<∖σ]P，故合适。σ=76.164MpaP所以选用：键12mmX8mmX32mmGB/T1096-20035.3低速轴的设计5.3.1低速轴受力低级大齿轮的分度圆直径为d=208.168mm4根据作用力与反作用力可得F=2194.466NF=823.108NF=546.422N14 4r5.3.2选取材料4a低速轴可以采用前面一样的材料，故选轴的材料为40Cr调质处F=2194.466Nt4F=823.108N4rF=546.422N4aσ则P，计算轴的最小直径查表可取[τ」=45MPa，故4=10L"7MPa. 3P 322.635d=A:T=101.997×:一二34.171mmminO∖R \，70.063轴的最小直径显然是安装联轴器处，为使dvιιn-x与联轴器相配合，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩TCa=KAT3,查表，考虑到转矩变化较小，故取KA=L3，则：T=KT=1∙3×359.112=466∙845NmCaA3按照计算转矩Tca小于联轴器的公称转矩，且电动机伸出轴的轴径为38mm的条件，查手册，选用WH6的滑块联轴器，其公称转矩为500N∙m0选择半联轴器孔径为35mm，故dVm一IX=35mm，半联轴器与轴配合的长度为82mm。轴的结构设计(1)根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足半联轴器的轴向定位要求，WI-IX轴段左端需制出一轴肩，且端盖密封处毡圈为标准件，故取皿-Wl段的直径d =40mm；VII-VIII半联轴器与轴配合的长度为52mm,故取故取L =80mm。VIII-IX2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选单列角接触球轴承。参照工作要求并根据d =40mm,由轴承产VII-VIII品目录中初步选取角接触球轴承7009AC,其尺寸为d×D×B=45mm×75mm×16mm,故d =35mm=d,W—皿段VI-VII I-II挡油环取其长为14mm,则L =30mm。VI-VII3)W-皿段左边有一定位轴肩，故取d =52mm.V-VI4)由装配关系可以定出大齿轮的装配位置，其轮毂宽度为62mm,由挡油环定位轴承和齿轮，取其长为24mm。为了使油环可靠的压紧齿轮，III-W段应略短于轮毂宽度，且在轮毂处加上一个锥度，便于齿轮装拆，故取L=59mm所以取III一IVL=41mm,L=2mm,d=50mmI-II II-In In-IV5)齿轮右侧靠轴环定位，故取L=10mm,d=58mmIV-V IV-V6)轴承端盖的总宽度应为39mm(由减速器和轴承端盖的结构设计而定)，但考虑其太长，在前面加一节10mm套筒，减小轴承端盖宽度，使其为29mm.根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取轴承端盖的外端面与联轴器的右端面间的距离l=17mm故取L=56mm。VII-VII(2)轴的草图方案LIlHl [Y 'R1 ∏ K(3)轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，由表查得平键尺寸bXhXL=10mmX8mmX70mm；齿轮与轴的周向定位也采用平键连接，查得平键尺寸bXhXL=14mmX9mmX50mm，键槽均用键槽铣刀加工。半联轴器与轴的配合为H7∕k6,齿轮与轴的配合为H7/r6。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k5[5]o(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计书表15-2,取轴端倒角为C2,各轴肩处的圆角半径同样参考该表⑵。高速级轴承的校核(1)求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一F=1483.507Nr1F=1174.92N-22 Fx49IFXd4F=4ra2

r2v49.k101.6823.10949.1-546.4222058.169/ =109.218N49.k101.6F=F+F=932.327Nr1V4rr2V同理F=1479.481Nr1HF=F-F=2194.466-1479.481=714.985Nr2H 41 r1HF=Xf:F2+F2=%：'932.32至+1479.482=1483.507Nr1rr1V r1HF=.F2+F2=t109.21&+714.985=1174.92Nr2Yr2V r2H(2)求两轴承的计算轴向力Fa1和F22对于70000AC型轴承，轴承的派生轴向力Fd=0.68XFrF=0.68xF=0.68x1483.507=1008.785Nd1 r1F=0.68XF=0.68x1174.92=798.946Nd2 r2F+F=546.422+798.946=1345.368N>FF=1345.368N,F=798.946N（3）求轴承的当量动载荷P1和P2F―21对于轴承1Fr11345.368=0.907>0,681483.507F=1345.368N21F=798.946N22P=1956.579N1P=1292.412N2F-22对于轴承2Fr2298空=0.681483.5074ad2故2122d1查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为:对于轴承1ɪ1=0.41，Y1=0.87对于轴承2X2=1，Y2=0L=235490.4Nh校核合格因为轴承运转中有轻微冲击，取f=1∙1P=f(XF+YF)=1.1x(0.41x1483.5040.87x1345.369=1956.579N1d1r1 1a1P=f(XF+YF)=1.1x(1x1174.92+0)=1292.412N2d2r2 2a2(4)验算轴承寿命额定工作时间为L`=2X8X300X8=38400h

h因为P1<P2则有’25.8X1000、1956.579故7009AC符合要求。\3=235490.4N

)>Lh联轴器键的选择和校核高速轴上与联轴器相配合的轴上选择键连接，由于联轴器在轴端

部，故选用单圆头平键（C型）根据d=35mm，从表6-1[2]中查得键的截面尺寸为：宽度：b=10mm高度:h=8mm,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为:

L=70mm键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得LP〕=100~120Mpa取其平均植，b]=110MpaPb bil=L--=70一5=65mm键的工作长度2键和轮毂键槽的接触高度h=8mm4000Γ4000x359.112,σ= = =78.926Mpa<∣σ]则Phld 8X65X35 P，故合适。所以选用：键C10mmX8mmX70mmGB/T1096-2003低速级大齿轮键的选择和校核低速轴上与大齿轮相配合的轴上选择键连接，选用单圆头平键（A

型）根据d=50mm，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度：b=14mm

高度：h=9mm,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为：σ=78.926MpaP校核合格σ=90.479MpaP校核合格L=50mm键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得LJ=100~120Mpa取其平均植，b]=110MpaP键的工作长度l=L-b=50T4=36mm键和轮毂键槽的接触高度h=9mm400OT4000×359.112σ= = =90.479Mpa<∣σ」则P hid 9×36×50 P，故合适。所以选用：键A14mm×9mm×50mmGB/T1096-2003轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图。从手册中查得a=21.9mm,所以LAB=117.9mm,LBC=101.6mm,LCD=49.1mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图,如下从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH、Mv及M的值列于下表⑺。表5载水平面H垂直面Vσ=19.443Mpaca荷校核合格支持力FF=714.985NNH1F=1479.481NNH2F=109.218NNV1F =-932.327NNV2弯矩M=72642.51N・mmHM=11096.55N・mmV1M=Y5777N∙mmV2总M=、IM2+M2=J72642.5E+11096.552=73485.156Nt1 V U TZ11m弯矩M=、M2+M2=772642.51+( 7=85863.212^mm2HH V2扭矩TT=359111.815I>mm35.3,9按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，W=11929.49mm3，轴的计算应力前已选定轴的材料为40Cr，调质处理，查表可得b-J=70Mpa，JM22+(αT)2 '『85863.2122+(0.6X359111.815)2因此ɑC——L^ ― 11929.49=19.443Mpa<[σ]T，故安全［7］。5.3.10精确校核轴的疲劳强度(1)判断危险截面截面A、训I、W、B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A、训I、W、B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面W处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面”处左侧的轴径较大，不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)，而且这里轴的直

径相对较大，故截面C不必校核。剩下的截面更加没有必要校核。有

第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只

需校核截面W处左侧即可。(2)截面”处左侧校核抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1X503=12500mm3S=4.4309>1.5ca校核合格抗扭截面系数W=0.2d3=0.1X503=25000mm3T弯矩M及弯曲应力为:M=73485.156X76.6/101.6=55403.18N ∙mmMO二 bW55403.1812500=4.432Mpa扭矩T3及扭转切应力为:T=359111.815N

3T359111.815

τ=-3-= τW12500T■mm=14.364Mpak kk过盈配合处的丁，由插值法求出，并取丁 丁，于是得σ τ σk kf=3.765,—=0.8X3.765=3.012εσετ轴按磨削加工，可查得其表面质量系数为:P=P=0.91

στ故得综合系数为：k 1 1K=y+ -1=3.765+ 1=3.864σε P 0.91σσK=父+--1=3.012+ɪ-1=3.111τεP 0.91ττ所以轴在截面“处左侧的安全系数为:σS= 1 σKσ+φσ

σaσm3553.864x4.432+0.2X0=20.7292003.111x14.364/2+0.1x14.364/2=4.405ScaSS_20.729X4.405S2+ɪS2 J20.7292+4.4052στ=4.4309>1.5S=—ɪ-i——tKτ+φττaτm故该轴在截面W处左侧的强度也是足够多的。因为无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，可略去静强度校核[1][7]。.润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于(L5~2)x105mm.r∕mn，所以采用轴承采用脂润滑，齿轮采用浸油润滑箱体内选用SH035792中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+H+h=40+208.16/3=109.39mm1其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为Ra=1.6m。密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺栓之间的距离不宜太大，应尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准。并匀均布置，保证部分面处的密封性。轴承与透盖之间的密封采用毡圈密封，虽然其密封性能相对较差，但其简单，经济，非常适用于脂润滑轴承中。由于轴承采用脂润滑，齿轮采用油润滑，故而在轴承和齿轮之间需加挡油环，防止油进入轴承。箱座底部放油螺塞处需要加皮封油圈进行密封，防止其漏油。.箱体结构的设计及零部件减速器的箱体箱体采用铸造(HT200)制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量。.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Ra=6.3m。.机体结构有良好的工艺性：铸件壁厚8mm,圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.[3]零部件设计视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固诲予修FyF 11=140mmC - l=125mm•-电 一一令-E五 2χjζii i b=120mm1h：； b=105mm- 2- δ=4mmR=5mm放油螺塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。d=10.2,D=22

1e=15,S=13L=24,h=12b=3,b=3

1R=1,C=