二级展开式圆柱齿轮减速器说明书（无图纸）

材料成型及控制工程 课程设计说明书 设计题目： 二级展开式圆柱齿轮减速器 学生姓名： 学号 : 学 院： 专 业： 班 级： 指导教师： 2011 年 6 月 2 目录 一、设计任务书 . . (3) 二、动力机的选择 . . (4) 三、计算传动装置的运动和动力参数 . (5) 四、传动件设计计算（齿轮） (6) 五、轴的设计 . . . . . . . . (12) 六、滚动轴承的计算 . . .(18) 七、连结的选择和计算 . . (19) 八、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 .(20) 九、箱体及其附件的结构设计 . . (20) 十、设计总结 . .(21) 十一、参考资料 . . . (21) 3 一 设计题目：带式运输机的传动装置的设计题号 1 1 带式运输机的工作原理 （ 二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图 ） 2 工作情况：已知条件 1) 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； 2) 使用折旧期； 8年； 3) 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 4) 动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V； 5) 运输带速度允许误差： 5%； 6) 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 3 原始数据 题号 参数 3 运输带工作拉力 F/N 2300 运输带工作速度 v/(m/s) 1.1 卷筒直径 D/mm 300 注：运输带与卷筒之间及卷筒轴承的摩擦影响已经在 F 中考虑。 二 动力机选择 因为动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V； 所以选用常用的封闭式系列的 交流电动机。 1 电动机容量的选择 1） 工作机所需功率 Pw 由题中条件 查询工作情况系数 KA ， 查得 K A=1.3 设计方案的总效率 0= 1* 2* 3* 4* 5* 6 n 本设计中的 联 联轴器的传动效率（ 2个），轴 轴承的传动效率 （ 4对）， 齿 齿轮的传动效率（ 2对），本次设计 中有 8级传动效率 其中联=0.99 （ 两 对 联 轴 器 的 效 率 取 相 等 ） 123承轴=0.99（ 123 为减速器的 3 对轴承） 4承轴=0.98（ 4 为卷筒的一对轴承） 齿=0.95（两对齿轮的效率取相等） 总=421 2 33 轴承联齿轴承联 = 98.0*99.0*95.0*99.0*99.0 23 =0.84110 2） 电动机的输出功率 Pw=kA*41000 轴承FV =3.3561KW Pd Pw/总，总=0.84110 Pd 3.3561/0.84110=3.990KW 2 电动机转速的选择 由 v=1.1m/s 求卷筒转速 nw V =1000*60 wdn=1.1 nw=140.127r/min nd（ i1 i2 in） nw 根据该传动方案知，在该系统中只有减速 器中存在二级传动比 i1,i2，其他 传动比都等于 1。由表 1 8 知圆柱齿轮传动比范围为（ i1*i2） 8。 所以 nd (i1*i2) nw=8* nw 所以 nd 的范围是 1121.016r/min，初选为同步转速 为 1440r/min 的电动机 3电动机型号的确定 由表 12 1 查出电动机型号为 Y112M 4,其额定功率为 4kW，满载转速 1440r/min。基本符合题目所需的要求。 总=0.8411 Pw=3.3561KW Pd 3.990KW nw=140.127r/min 电机 Y112M 4 5 电 动 机型号 额定功率 /KW 满载转速r/min 堵转转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 质量/Kg Y112M 4 4.0 1440 2.2 2.3 43 三 计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配 1 计算总传动比 由电动机的满载转速 nm 和工作机主动轴转速 nw 可确定传动装置应有的总传动比为：总i nm/nw nw 140.127 nm=1440r/min i 10.276 2 合理分配各级传动比 由于减速箱是展开式布置，所以 i1（ 1.3-1.5） i2。 因为 i 10.276，取 i 11，估测选取 i1=3.9 i2=2.8 速度偏差为 1%，所以可行。 3 各轴转速、输入功率、输入转矩 转速的计算 电动机转轴速度 n0=1440r/min 高速 I n1=0inm =1440r/min 中间轴 II n2=11in=369.23r/min 低速轴 III n3= 22in=131.87r/min 卷筒 n4=131.87r/min。各轴功率 电动机额定功率 P0=Pd*01=4KW (n01=1) 高速 I P1=P0*n12=P0*轴承联 nn = 4*0.99*0.99= 3.92 KW (n12 = 轴承联 nn=0.99*0.99=0.98) 中间轴 II P2=P123=P1*n 齿 *n 轴承 =3.92*0.95*0.99=3.69 KW (n23=轴承齿 nn=0.95*0.99=0.94) 低速轴 III P3=P2*n34=P2*轴承齿 nn=3.69*0.95*0.99=3.47 KW (n34= 轴承齿 nn=0.95*0.99=0.94) 卷筒 P4=P3*n45=P3*轴承联 nn=3.47*0.98*0.99= 3.37KW （ n45=轴承联 nn=0.98*0.99=0.96） 传动比 11 i1=3.9 i2=2.8 各轴速度 n0=1440r/min n1=1440r/min n2=369.23r/min n3=131.87r/min n4=131.87r/min 各轴功率 P0 =4KW P1=3.92KW P2=3.69KW P3=3.47KW P4=3.37KW 6 各轴转矩 电动机转轴 T0=2.2 N m 高速 I T1=9550*P1/n2 =25.997 N m 中间轴 II T2=9550*P2/n2 =95.441 N m 低速轴 III T3= 9550*P3/n3= 251.297N m 卷筒 T4=9550*P4/n4=244.055 N m 其中 Td=9550*Pd/nd (n*m) 项 目 电动机 轴 高速轴 I 中间轴 II 低速轴 III 卷筒 转速（ r/min） 1440 1440 369.23 131.87 131.87 功率（ kW） 4 3.92 3.69 3.47 3.37 转矩（ N m） 2.2 25.997 95.441 251.297 244.055 传动比 1 1 3.9 2.8 1 效率 1 0.98 0.94 0.94 0.96 四 传动件设计计算（齿轮） A 高速齿轮的计算 输入功率 小齿轮转速 齿数比 小齿轮转矩 载荷系数 3.92KW 1440r/min 3.9 25.997N m 1.3 1 选精度等级、材料及齿数 1） 材料及热处理； 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。 2） 精度等级选用 7 级精度； 3） 试选小齿轮齿数 z1 20，大齿轮齿数 z2 78； 2 按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按下式计算 ，即 dt 2.32* 3 21 HEdt ZuuTK 各轴转矩 T1=25.997N m T2=95.441 N m T3=251.297N m T4=244.055N m T1=25.997Nm T2=95.441N m T3=251.297 N m T4=244.055 N m 7 级精度； z1 20 z2 78 7 3 确定公式内的各计算数值 （ 1） 试选 Kt 1.3 （ 2） 由表 选取尺宽系数 d 1 （ 3） 由表查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8Mpa （ 4） 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限 Hlim2 550MPa； （ 5） 计算应力循环次数 N1 60n1jLh 60 1440 1（ 2 8 365 8） 4 10e9 N2 N1/3.9 10.26 10e8 此式中 j 为每转一圈同一齿面的啮合次数。 Ln 为齿轮的工作寿命，单位小 时 （ 6） 由表查得接触疲劳寿命系数 KHN1 0.90； KHN2 0.95 （ 7） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S 1，由式（ 10 12）得 H1 0.90 600MPa 540MPa H2 0.95 550MPa 522.5MPa 2） 计算 （ 1） 试算小齿轮分度圆直径 d1t d1t 3 21 1*32.2 HEdt ZuuTK = 323.5522.8189103 . 91.93197.9253.12.32 =41.206 （ 2） 计算圆周速度 v=100060 21 nd t=1 0 0 060 1 4 4 02 0 6.4114.3 =3.1053 （ 3） 计算齿宽 b 及模数 m b= dd1t=1 41.206mm=41.206mm m=11zdt=20206.41=2.0603 h=2.25mnt=2.25 2.0603mm=4.6357mm b/h=41.206/4.6357=8.89 （ 4） 计算载荷系数 K 已知载荷平稳，所以取 KA=1 根据 v=3.1053m/s,7 级精度，查得动载系数 KV=1.42；查表得 7 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时 KHB的计算公式和直齿轮的相同， Kt 1.3 d 1 N1 4 10e9 N2 10.26 10e8 KHN1 0.90 KHN2 0.95 S 1 H1 540MPa H2 522.5MPa d1t =41.206 v =3.1053m/s b=41.206mm m=2.0603 h=4.6357mm b/h=8.89 KA=1 8 故： KHB=1.42+0.18(1+0.6 d2 ) d2 +0.23 10 3 b =1.42+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*41.206=1.7175 由 b/h=8.89， KHB=1.7175 查表 10 13 查得 KFB =1.45 由表 10 3 查得 KH =KF =1.1。故载荷系数 K=KAKVKH KH =1 1.42 1.1 1.7175=2.6827 （ 5） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由 1式（ 1010a）得 d1= 31 / tt KKd=3 45.168 27.2206.41 mm=50.5850mm （ 6） 计算模数 m m11zd=205850.50mm=2.530 4 按齿根弯曲强度设计 由 1式 (10 5) m 3 212 c o s2FSaFadYYzK 1） 确定计算参数 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 F1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度 F2=380MPa 查得弯曲寿命系数 KFN1=0.85 KFN2=0.88 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数 S=1.4 见表 10-12 得 F1=（ KFN1* F1） /S=4.1 500*85.0=303.57Mpa F2= （ KFN2* F2） /S=4.1 380*88.0=238.86Mpa （ 1） 计算载荷系数 K=KAKVKF KF =1 1.42 1.1 1.45=2.2649 （ 3）查取齿形系数。 YFa1=2.80； YFa2=2.27 （ 2） 查取应力校正系数 Ysa1=1.55, Ysa2=1.79 （ 3） 计算大、小齿轮的并 FSaFaYY加以比较 1 11F SaFa YY=57.303 55.180.2 =0.01430 2 22F SaFa YY=86.238 79.127.2 =0.01701 KHB=1.41652 KFB =1.45 KH =KF =1.1 K=2.6827 d1=50.5850mm m=2.530 F1=500Mpa F2=380MPa KFN1=0.85 KFN2=0.88 S=1.4 F1= 303.57Mpa F2 =238.86Mpa K=2.2649 Ysa1=1.55 Ysa2=1.79 1 11F SaFaYY=0.01430 2 22F SaFa YY=0.01701 9 大齿轮的数值大。 2） 设计计算 m3 2 0 1 7 0 1.0201 310997.252 6 4 9.22 e=1.7109 对结果进行处理取 m=2 Z1=d1/m=50.5850/2 26 大齿轮齿数， Z2=u* Z1=3.9*26=102 5 几何尺寸计算 1） 计算中心距 d1=z1m=26*2=52 d2=z1m=102*2 =204 a=(d1+d2)/2=(200+42)/2=128， a 圆整后取 128mm 2） 计算大、小齿轮的分度圆直径 d1 mz1 =52mm， d2 mz2 =204mm 3） 计算齿轮宽度 b= dd1， b=52mm B1=57mm， B2=52mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm 4） 验算 Ft=2T1/d1=2*25.997*10e3/52=999.885 N 23.1952 8 8 5.9 9 91 bK A F t 100N/mm 结果合适 5） 由此设计有 模数 分度圆直径 齿宽 齿数 小齿轮 2 52 57 26 大齿轮 2 204 52 102 6） 结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 B 低速齿的轮计算 输入功率 小齿轮转速 齿数比 小齿轮转矩 载荷系数 3.69KW 369.23r/min 2.8 95.441N m 1.3 1选精度等级、材料及齿数 1）材料及热处理； 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。 2）精度等级选用 7 级精度； 3）试选小齿轮齿数 z1 24，大齿轮齿数 z2 68 的； 2按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 m=2 Z1=26 Z2=102 d1=52 d2=204 a=128 B1=57mm B2=52mm Ft=999.885 N 7 级 z1 24 z2 68 10 dt 2.32* 3 21 HEdt ZuuTK 3. 确定公式内的各计算数值 （ 1） 试选 Kt 1.3 （ 2） 由 1表 10 7 选取尺宽系数 d 1 （ 3） 由 1表 10 6 查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8Mpa （ 4） 由 1图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限 Hlim2 550MPa； （ 5） 由 1式 10 13 计算应力循环次数 N1 60n1jLh 60 369.23 1（ 2 8 365 8）1.0350 10e9 N2 N1/2.8 3.696 10e8 此式中 j 为每转一圈同一齿面的啮合次数。 Ln 为齿轮的工作寿命，单位小时 （ 6） 由 1图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 KHN1 0.90； KHN2 0.95 （ 7） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S 1，由式（ 10 12）得 H1 0.90 600MPa 540MPa H2 0.95 550MPa 522.5MPa 4. 计算 （ 8） 试算小齿轮分度圆直径 d1t d1t 3 21 1*32.2 HEdt ZuuTK =325.5228.1898.218.21310441.953.132.2 e=65.2277 1) 计算圆周速度 v=100060 21 nd t=1 0 0 060 23.3 6 92 2 7 7.6514.3 =1.2604m/s 2) 计算齿宽 b 及模数 m b= dd1t=1 65.2277mm=65.2277mm m=11zdt = 242277.65 =2.7180 h=2.25mnt=2.25 2.7180mm=6.1155mm b/h=65.2277/6.1155 =10.6660 3) 计算载荷系数 K 由 1表 10 2 已知载荷平稳，所以取 KA=1 根据 v=0.4230 m/s,7 级精度，由图 10 8 查得动载系数 KV=1.14； Kt 1.3 d 1 ZE 189.8Mpa 1limH = 600MPa Hlim2 550MPa； N1 1.035 10e9 N2 3.696 10e8 KHN1 0.90 KHN2 0.95 H1 540MPa M PaH 5.5222 d1t=65.2277 v=1.2604 m/s b=65.2277mm m=11zdt=2.7180 KA=1 KV=1.14 11 由 1表 10 4查得 7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时的KHB计算公式和直齿轮的相同，固 KHB=1.12+0.18(1+0.6 d 2 ) d 2 +0.23 10 3 b =1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*27.122=1.414 由 b/h=10.6660， KHB=1.414 查 1表 10 13 查得 KFB =1.33 由 1表 10 3 查得 KH =KH =1.1。故载荷系数 K=KAKVKH KH =1 1.14 1.1 1.414=1.7731 4) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由 1式（ 10 10a）得 d1= 31 / tt KKd=3 3.177 31.122 77.65 mm=72.3368mm 5) 计算模数 m m 11zd=243368.72mm 3.0140 6) 按齿根弯曲强度设计。由 1式 (10 5) m 3 211 2 F SaFad YYzKT 5 确定计算参数 由 1图 10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 F1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度 F2=380MPa 由 110-18 查得弯曲寿命系数 KFN1=0.85 KFN2=0.88 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数 S=1.4 见 1表 10-12 得 F1= （ KFN1* F1） /S=4.1 500*85.0=303.57Mpa F2= （ KFN2* F2） /S=4.1 380*88.0=238.86Mpa 1）计算载荷系数 K=KAKVKF KF =1 1.12 1.2 1.33=1.7875 2） 查取应力校正系数 有 1表 10-5 查得 YFa1=2.8； YFa2=2.18 由 1表 10 5 查得 Ysa1=1.55； Ysa2=1.79 3）计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 1 11F SaFaYY=57.303 55.18.2 =0.014297 2 22F SaFa YY=86.238 79.118.2 =0.016341 KHB=1.414 K=1.7731 d1=72.3368mm m=3.0140 1F = 303.57Mpa 2F =238.86Mpa K=1.7875 1 11F SaFaYY =0.014297 2 22F SaFa YY =0.016341 12 所以 大齿轮的数值大。 6 设计计算 m= 3 211 2 F SaFad YYzKT =3 2 0 1 6 3 4 1.0241 3104 4 1.957 8 7 5.12 e=2.131 对结果进行处理取 m=3 ，（见机械原理表 5-4，根据优先使用第一序列，此处选用第一序列） 小齿轮齿数 Z1=d1/m=72.3368/3 24.1123 25 大齿轮齿数 Z2=u* Z1=2.8*25=70 7 几何尺寸计算 1） 计算中心距 d1=z1m=25*3=75 ， d2=z2m=70*3=210 a=(d1+d2)/2=(70+224)/2=142.5， a 圆整后取 143mm ，d1 11mZ =75mm 2） 计算齿轮宽度 3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 b= dd1 b=75mm B1=80mm， B2=75mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm 7） 验算 Ft=2T2/d2=2*95.441*10e3/75=2545.093 N 935.3375 093.25451 bK A F t 100N/mm。结 果合适 8） 由此设计有 模数 分度圆直径 压力角 齿宽 小齿轮 3 75 20 80 大齿轮 3 210 20 75 五 轴的设计 （在本次设计中由于要减轻设计负担，在计算上只校核 一根低速轴的强度） A 低速轴 3 的设计 1 总结以上的数据。 功率 转矩 转速 齿轮分度圆直径 压力角 3.47Kw 251.297N m 131,81r/min 210mm 20 2 求作用在齿轮上的力 Nd TF t 305.2393210 10297.25122 323 Fr=Ft*tan =2393.305*tan20 =871.092N 3 初步确定轴的直径 m=3 Z1=25 Z2=70 a=147mm d1=75mm d2=210mm B1=80mm B2=75mm bFtk=33.935N/mm 13 先 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 号钢。 根据表 15-3 选取 A0=112。于是有 33330m i n 81.131 47.3112npAd 33.320mm 此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径 d1-2 为了使所选的轴的直径 d1-2 与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。 4 联轴器的型号的选取 查表 114-1,取 Ka=1.5 则； Tca=Ka*T3=1.5*251.297=376.9455N m 按照计算转矩 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5843-2003（见表 28-2），选用 GY5 型凸缘联轴器，其公称转矩为 400 N m。半联轴器的孔径 d1=35mm .固取 d1-2=35mm。见下表 5. 轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a 为了满足半联轴器的轴向定位要求 1-2 轴段右端要求制出一轴肩；固取 2-3 段的直径 d2-3=42mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=45。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1= 82mm , 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，固取 1-2断的长 度应比 L1 略短一些，现取 L1-2=80mm b 初步选择滚动轴承。 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小 的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量 =8-16大量生产价格最低，固选用深沟球轴承 又根据 d2-3=42mm 选 61909 号 右端采用轴肩定位 查 2 又根据 d2-3=42mm 和上表取 d3-4=d7-8=45 轴肩与轴环的高度（图中 a）建议取为轴直径的 0.070.1倍 所以在 d7-8=45mm l6-7=12 c 取安装齿轮处的轴段 4-5的直径 d4-5=50mm齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为 70，为了使 套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取 l4-5=67mm ,齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取 （ 轴直径的 0.070.1倍）这里 GY5 凸缘联轴器 61909 号轴承 14 去轴肩高度 h=4mm.所以 d5-6=54mm.轴的宽度去 b=1.4h,取轴的宽度为L5-6=6mm. d 轴承端盖的总宽度为 15mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定） 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的 ,距离为 25mm。固取 L2-3=40mm e 取 齿轮与箱体的内壁的距离为 a=12mm 小齿轮与大齿轮的间距为c=15mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁 ,有一段距离 s,取 s=8mm,已知滚动轴承的宽度 T=7mm 小齿轮的轮毂长 L=50mm 则 L3-4 =T+s+a+(70-67)=30mm L6-7=L+c+a+s-L5-6=50+15+12+8-6=79mm 至此已初步确定轴得长度 3) 轴上零件得周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按 d4-5=50mm 由 手册查得平键的截面 b*h=16*10 (mm)见 2表 4-1,L=56mm 同理按 d1-2=35mm. b*h=10*8 ,L=70。同时为了保证齿轮与轴配合 得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选 H7/n6。半联轴器与轴得配合选 H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 m6。 4) 确定轴的的倒角和圆角 参考 1表 15-2，取轴端倒角为 1.2*45各轴肩处的圆角半径见上图 5) 求轴上的载荷（见下图） 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在 确定轴的支点位置时，应从手册中查出 a 值参照图 15-23。对与 61809，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为182mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图 计算齿轮 Ft=2T1/d1=210 10297.25123 =2393.305 N Fr= Ft tana = Ft tan20 =871.092N 通过计算有 FNH1=758N FNH2=1600.2 MH=FNH2*58.5=93.61 N M 同理有 FNV1=330.267N FNV2=697.23N MV=40.788N M 2V2H MM 总M = 22 788.4061.93 =102.11 N m 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 FNH1=758N FNH2=1600.2 FNV1=330.267N FNV2=697.23N 弯矩 MH= 93.61 N m MV=40.788 N m 总弯矩 M 总 =102.11 N m 扭矩 T3=251.297N m 6） 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C 的强度） 根据 1式 15-5 及表 115-4 中的取值，且 0.6（式中 15 的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取 0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取 0.6） 1）计算轴的应力 FNH1=758N FNH2=1600.2 MH= 93.61 N m 总M =102.11 N m （轴上载荷示意图） 322232501.0297.2516.011.102)(WTMca =14.57MPa 前已选定轴的材料为 45号钢，由 轴常用材料性能表 查得 -1=60MPa因此 ca -1，故安全。 4 选轴承 初步选择滚动轴承。 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量 ，大量生产价格最低固选用深沟球轴承 在本次设计中尽可能统一型号 ,所以选择 6005 号轴承 5. 轴的结构设计 A 拟定轴上零件的装配方案 B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 由低速轴的设计知 ，轴的总长 度为 6005 号轴承 16 L=7+79+6+67+30=189mm 由于轴承选定所以轴的最小直径为 25mm 所以左端 L1-2=12mm 直径为 D1-2=25mm 左端轴承采用轴肩定位由 2查得 6005 号轴承的轴肩高度为 2.5mm 所以 D2-3=30mm , 同理右端轴承的直径为 D1-2=25mm，定位轴肩为 2.5mm 在右端大齿轮在里减速箱内壁为 a=12mm，因为大齿轮的宽 度为 42mm,且采用轴肩定位所以左端到轴肩的长度为 L=39+12+8+12=72mm 8mm 为轴承里减速器内壁的厚度 又因为在两齿轮啮合时，小齿轮的齿宽比大齿轮多 5mm,所以取L=72+2.5=74.5mm 同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为 12mm 由于第三轴的设计时距离也为 12mm 所以在该去取距离为 11mm 取大齿轮的轮毂直径为 30mm，所以齿轮的定位轴肩长度高度为 3mm 至此二轴的外形尺寸全部确定。 C 轴上零件得周向定位 齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按 d4-5=30mm 由 手册查得平键 的截面 b*h=10*8(mm)见 2表 4-1,L=36mm 同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与 轴得配合选 H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 m6。 D 确定轴的的倒角和圆角 参考 1表 15-2，取轴端倒角为 1.2*45各轴肩处的圆角半径见下 图 C 第一轴 1 的设计 1 总结以上的数据。 功率 转矩 转速 齿轮分度圆直径 压力角 3.92Kw 25.997N m 1440r/min 52mm 20 L=189mm D1-2=25mm L1-2=12mm D2-3=30mm 17 2 求作用在齿轮上的力 5210997.2522 321 d TF t =999.88N Fr=Ft*tan =999.88*tan20 =363.93N 3 初步确定轴的直径 先按式 115-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 号钢。根据表 115-3 选取 A0=112。于是有 33210m in 1 44 092.31 12 nPAd =15.64mm 4 联轴器的型号的选取 查表 114-1,取 Ka=1.5 则； Tca=Ka*T3=1.5*25.997=39.00N m Tca=Ka*T3=1.5*25.997=39.00N m 按照计算转矩 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5843-2003（见表 28-2），选用 GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为 63 N m。半联轴器的孔径 d1=16mm .固取 d1-2=16mm 4 联轴器的型号 的选取 查表 114-1,取 Ka=1.5 则； Tca=Ka*T3=1.5*25.997=39.00N m 按照计算转矩 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5843-2003（见表 28-2），选用 GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为 63 N m。半联轴器的孔径 d1=16mm .固取 d1-2=16mm 见下表 5. 轴的结构设计 A 拟定轴上零件的装配方案 B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a 为了满足半联轴器的轴向定位要求 1-2 轴段右端要求制出一轴肩；固取 2-3 段的 直径 d2-3=18mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=20。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=42mm , 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，固取 1-2断的长度应比 L1 略短一些，现取 L1-2=40mm b 初步选择滚动轴承。 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量 =8-16，大量生产价格最低固选用深沟球轴承 ,又根据d2-3=18mm,所以选 6004 号轴承。右端采用轴肩定位 查 2 又根据d2-3=18mm 和上表取 d3-4=20mm c 取安装齿轮处的轴段 4-5 的直径 d4-5=25mm d 轴承端盖的总宽度为 15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定） 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为 25mm。固取 L2-3=40mm ， c=15mm，考虑到箱体的制 tF=999.88N Fr =363.93N mind =15.64mm GY2 凸缘联轴器 Ka=1.5 Tca=39.00N m d1=16mm 18 造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离 s,取 s=8mm 已知滚动轴承的宽度 T=12mm 小齿轮的轮毂长 L=50mm，则 L3-4 =12mm 至此已初步确定轴得长度 又 因为两轴承距离为 189，含齿轮宽度所以各轴段都已经确定，各轴的倒角、圆角查 表 15-2 取 1.0mm 六滚动轴承的计算 根据要求对所选的在低速轴 3 上的两滚动轴承进行校核 ，在前面进行轴的计算时所选轴 3 上的两滚动轴承型 号均为 61809，其基本额定动载荷 NC r 4650 ，基本额定静载荷 NCr 43200 。现对它们进行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为 FNH1=758N FNV1=330.267N FNH2=1600.2 FNV2=697.23N 由上可知轴承 2 所受的载荷远大于轴承 2，所以只需对轴承 2 进行校核，如果轴承 2 满足要求，轴承 1 必满足要求。 1）求比值 轴承所受径向力 NNF r 5.1 7 4 523.6 9 72.1 6 0 0 22 所受的轴向力 NFa 0 它们的比值为 0raFF 根据 1表 13-5，深沟球轴承的最小 e 值为 0.19，故此时 eFFra 。 2）计算当量动载荷 P，根据 1式（ 13-8a） )(arP YFXFfP 按照 1表 13-5， X=1， Y=0,按照 1表 13-6， 2.10.1Pf ， 取 1.1Pf 。则 NNP 1 9 2 005.1 7 4 511.1 ）（ 3）验算轴承的寿命 NC r 4650 NC r 43200 0raFF P=1290N 19 按要求轴承的最短寿命为 hhLh 4 6 7 2 083 6 582 （工作时间） ,根据 1式（ 13-5） hhhPCnL rh4 6 7 2 05 3 0 4 21 9 2 01 2 8 0 09 3 . 1 r / m i n60106010 366 ）（）（ 3 对于球轴承取 3） 所以所选的轴承 61909 满足要求。 七连接的选择和计算 按要求对低速轴 3 上的两个键进行选择及校核。 1）对连接齿轮 4 与轴 3 的键的计算 （ 1）选择键联接的类型和尺寸 一般 8 以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（ A 型）。 根据 d=52mm 从 1表 6-1 中查得键的截面尺寸为：宽度 b=16mm，高度 h=10mm。由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长 L=63mm。 （ 2）校核键联接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由 1表 6-2 查得许用挤压应力M P ap 120100 ，取平均值， MPap 110 。键的工作长度 l=L-b=63mm-16mm=47mm。，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5 10=5mm。根据 1式（ 6-1）可得 M P aM P aM P ak l dT pp 1 1 06.4352475 1044.2 6 62102 33 所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键 16 10 63 GB/T 1069-1979。 2）对连接联轴器与轴 3 的键的计算 （ 1）选择键联接的类型和尺寸 类似以上键的选择，也可用 A 型普通平键连接。 根据 d=35mm 从 1表 6-1 中查得键的截面尺寸为：宽度 b=10mm，高度 h=8mm。由半联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=70mm。 （ 2）校核键联接的强度 键、轴和联轴器的材料也都是钢，由 1表 6-2 查得许用挤压应力M P ap 120100 ，取其平均值， MPap 110 。键的工作长度 l=L-b=70mm-10mm=60mm。，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5 8=4mm。根据 1式（ 6-1）可得 M P aM P aM P ak l dT pp 1 1 04.6335604 1044.2 6 62102 33 所以所选的键满足强度要求。 键的标记为：键 10 8 70 GB/T 1069-1979。 圆头普通平键 （ A 型） p=43.6Mpa 键 16 10 63 p=63.4Mpa 20 八润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大， 所以齿轮传动可采用浸油润滑，查 2表 7-1，选用全损耗系统用油（ GB/T 433-1989），代号为 L-AN32。 由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查 2表 7-2，选用钙基润滑脂（ GB/T 491-1987），代号为 L-XAMHA1。 为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。 九箱体及其附件的结构设计 1）减速器箱体的结构设计 箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计： 1.确定箱体的尺寸与形状 箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确定合理的箱体壁厚 。 根据经验公式： mmT 81.04 （ T 为低速轴转矩， N m） 可取 mm5.8 。 为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较 厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。 2.合理设计肋板 在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。 3.合理选择材料 因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。 2）减速器附件的结构设计 （ 1）检查孔和视孔盖 检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可 用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。 （ 2）放油螺塞 放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。 （ 3）油标 油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。 （ 4）通气器 通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高，内压增大，而引起减速 器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤网可减少灰尘进入。 5）起吊装置 油 L-AN32。 油脂 L-XAMHA1。 mm5.8 。 起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸缘下面设有吊耳，它们就组成了起吊装置。 （ 6）起盖螺钉 为便于起盖，在箱盖凸缘上装设 2 个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。 （ 7）定位销 在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销 ，保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度。 十 .设计总结 通过设计，该展开式二级圆柱齿轮减速器具有以下特点及优点： 1）能满足所需的传动比 齿轮传动能实现稳定的传动比，该减速器为满足设计要求而设计了1 10.96 的总传动比。 2）选用的齿轮满足强度刚度要求 由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够满足强 度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。 3）轴具有足够的强度及刚度 由于二级展开式齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称，当其产生弯扭变形 时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求 最高，通过了对轴长时间的精心设计，设计的轴具有较大的刚度，保证传动的稳定性。 4）箱体设计的得体 设计减速器的具有较大尺寸的底面积及箱体轮毂，可以增加抗弯扭的惯性，有利于提高箱体的整体刚性。 5）加工工艺性能好 设计时考虑到要尽量减少工件与刀具的调整次数，以提高加工的精度和生产率。 此外，所设计的减速器还具有形状均匀、美观，使用寿命长等优点，可以完全满足设计的要求。 （ 6）由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以 后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。 十一 .参考资料 1机械设计（第七版） 濮良贵，纪名刚主编 北京：高等教育出版社， 2006。 2机械设计课程设计手册（第 3 版） 吴宗泽，罗盛国主编 北京：高等教育出版社， 2006。 3简明机械设计手册，同济大学出版社，洪钟德主编， 2002 年 5月第一版； 22 4减速器选用手册，化学工业出版社，周明衡主编， 2002 年 6 月第一版； 5工程机械构造图册，机械工业出版社，刘希平主编 6机械制图（第四版），高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编， 2001 年 8 月第四版； 7互换性与技术测量（第四版），中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编， 2001 年 1 月第四版。