资源描述
目 录 目 录 .1 1 设计任务书 .3 11 设计题目.3 12 设计要求.3 13 设计数据.3 2 传动方案的拟订 .4 2.1 拟定传动方案的任务 .4 22 选择传动机构类型.5 2.3 多级传动的合理布置 .6 2.4 分析比较 .6 2.5 传动方案拟定 .7 3 电动机的选择，传动系统的运动学和动力学的计算 .7 3.1 电动机类型和结构型式 .7 3.2 电动机容量 .7 3.3 电动机的转速 .8 3.4 确定电动机型号 .8 3.5 计算传动装置总传动比和分配各级传动比 .9 3.6 计算传动装置的运动和动力参数 .9 4 零件的设计计算 .10 4.1 传动零件（齿轮）的设计计算 .10 4.2 轴的设计计算及校核 .15 （1）0 轴的设计计算 .16 （2）轴的设计计算 .20 (3)轴的设计计算 .22 4.3 轴承的选择和计算 .24 4.4 键连接的选择和校核 .24 4.5 联轴器的选择和校核 .25 4.6 箱体的设计 .26 1.箱体的尺寸设计 .26 2.箱体的结构设计 .26 5 润滑和密封的选择和计算 .27 1.润滑的选择和计算.27 2.密封的选择.28 6 减速器附件的选择 .28 6.1 通气器.28 6.2 轴承盖（材料为 HT150） .28 6.3 油面指示器.28 6.4 油塞.28 6.5 窥视孔及视孔盖.29 6.6 起吊装置.29 6.7 起盖螺钉.29 6.8 定位销.29 7 设计小结 .29 参考文献 .30 Z1Z 2 1 设计任务书 11 设计题目 设计用于带式运输机的传动装置。 12 设计要求 工作条件：一班制，连续单向运转。载荷平稳， 室内工作，有粉尘（运输带与卷筒及支承间，包括 卷筒轴承的摩擦阻力影响已在 F 中考虑） 。 使用期限：十年，大修期三年。 生产批量：10 台。 生产条件：中等规模机械厂，可加工 7-8 级精度 齿轮及蜗轮。 动力来源：电力，三相交流（220/380V） 。 运输带速度允许误差：5%。 图 1-1 13 设计数据 运输带工作拉力 F=2600N，运输带工作速度 v=1.1m/s，卷筒直径 D=200mm。 参考传动方案如下图 1-2： （a）方案 1 （b）方案 2 动 力 及 传 动 装 置FDv 轴 轴 0 轴 z 3 z 4 z 2 z 1 （c） 方案 3 （d）方案 4 （e） 方案 5 图 1-2 2 传动方案的拟订 2.1 拟定传动方案的任务 机器通常由原动机、传动装置和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，并可用以改变转速、转矩的大小或改 变运动形式，以适应工作机功能要求。传动装置的设计对整台机器的性能、尺 寸、重量和成本都有很大的影响，因此应当合理地拟定传动方案。 传动方案一般用运动简图表示。拟定传动方案就是根据工作机的功能要求 和工作条件，选择合适的传动机构类型，确定各类传动机构的布置顺序以及各 组成部分的联接方式，绘出传动装置的运动简图。 满足同一种工作机的性能要求往往有多种方案：可以通过选用不同的传动 机构来实现；当采用几种传动型式组成的多级传动时，亦可有不同的排列顺序 与布局；还可按不同方法分配各级传动比。图 1-2 所示即为一带式输送机的五 种传动方案。 在拟定传动方案时，通常可提出多种方案进行比较分析，择优选定。 22 选择传动机构类型 合理地选择传动型式是拟定传动方案时的重要环节。常用的传动机构的类型、 性能和适用范围可参阅机械设计教材。表 1-1 中列出了常用机械传动的单级传 动比推荐值。在机械传动装置中，各种减速器应用很多，为便于选型，可参考 机械手册查阅各常用减速器的类型和特点。 表 1-1 常用机械传动的单级传动比推荐值 类型 平带传 动 V 带传 动 圆柱齿轮传 动 圆锥齿轮传 动 蜗杆传 动 链传动 推荐值 24 24 36 直齿 23 1040 25 最大值 5 7 10 直齿 6 80 7 选择传动机构类型时应综合考虑各有关要求和工作条件，例如工作机的功 能；对尺寸、重量的限制；环境条件；制造能力；工作寿命与经济性要求等。 选择类型的基本原则为： （1）传递大功率时，应充分考虑提高传动装置的效率，以减少能耗、降低 运行费用。这时应选用传动效率高的传动机构，如齿轮传动。而对于小功率传 动，在满足功能条件下，可选用结构简单、制造方便的传动型式，以降低初始 费用（制造费用） 。 （2）载荷多变和可能发生过载时，应考虑缓冲吸振及过载保护问题。如选 用带传动、采用弹性联轴器或其它过载保护装置。 （3）传动比要求严格、尺寸要求紧凑的场合，可选用齿轮传动或蜗杆传动。 但应注意，蜗杆传动效率低，故常用于中小功率、间歇工作的场合。 （4）在多粉尘、潮湿、易燃、易爆场合，宜选用链传动、闭式齿轮传动或 蜗杆传动，而不采用带传动或摩擦传动。 2.3 多级传动的合理布置 许多传动装置往往需要选用不同的传动机构，以多级传动方式组成。合理 布置各种传动机构的顺序，对传动装置和整个机器的性能、传动效率和结构尺 寸等有直接影响。 布置传动机构顺序时应注意以下几个原则： （1）传动能力较小的带传动及其它摩擦传动宜布置在高速级，有利于整个 传动系统结构紧凑、匀称。同时，带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳、 缓冲吸振、减小噪声的特点。 （2）闭式齿轮传动、蜗杆传动一般布置在高速级，以减小闭式传动的外廓 尺寸、降低成本。开式齿轮传动制造精度较低、润滑不良、工作条件差，为减 小磨损，一般应放在低速级。 （3）当同时采用直齿轮传动和斜齿轮传动时，应将传动较平稳、动载荷较 小的斜齿轮传动布置在高速级。链传动运转不平稳，为减小冲击和振动，一般 应将其放在低速级。 （4）当同时采用齿轮传动及蜗杆传动时，宜将蜗杆传动布置在高速级，使 啮合面有较高的相对滑动速度，容易形成润滑油膜，提高传动效率。 （5）圆锥齿轮尺寸过大时加工有困难，可将其布置于高速级，并对其传动 比加以限制，以减小大锥齿轮的尺寸。 2.4 分析比较 一个好的传动方案，除了首先应满足机器的功能要求外，还应当工作可靠、 结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、成本低廉以及使用维护方便。要完全满足 这些要求是困难的。在拟定传动方案和对多处方案进行比较时，应根据机器的 具体情况综合考虑，选择能保证主要要求的较合理的传动方案。 现对图 1-1 所示带式输送机的五种传动方案进行分析。方案 1 制造成本低， 但宽度尺寸大，带的寿命短，而且不宜在恶劣的环境中工作。方案 2 工作可靠、 传动效率高、维护方便、环境适应性好，但宽度较大。方案 3 传动效率高，但 结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚性差，且中间轴承润滑较困难。方 案 4 结构紧凑，环境适应性好，但传动效率低，不适于连续长期工作，且制造 成本高。方案 5 具有方案 2 的优点，而且尺寸较小，但制造成本较高。 2.5 传动方案拟定 为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动 方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速 nw,即 nw= =D106201.min/5r 一般常选用同步转速为 1000r/min 或 1500r/min 的电动机作为原动机,因此传 动装置总传动比约 i 。根据总传动比数值，可初步拟定出以二级传动为149或 主的多种传动方案。 经前面对五种方案的分析比较，方案 1 带的寿命短，且不宜在恶劣的环境 中工作，方案 3 结构复杂且中间轴承润滑困难，方案 4、5 制造成本较高。根据 该带式输送机工作条件，可选用传动效率高，维护方便，且环境适应性好的方 案 2。 3 电动机的选择，传动系统的运动学和动力学的计算 3.1 电动机类型和结构型式 按工作要求和工件条件，选用一般用途的 Y（IP44）系列三相异步电动机。 它为卧式封闭结构。 3.2 电动机容量 （1）卷筒轴的输出功率 Pw Pw= = =2.86KW10F1.26 （2）电动机输出功率 Pd Pd= w 传动装置的总效率 423421 式中， 、 、 、 为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的1234 效率。查表可得：弹性联轴器 =0.99；滚动轴承 =0.99；圆柱齿轮传动12 =0.97；卷筒轴滑动轴承 =0.96，则3 4 85.096.7.09.0242 故 Pd= = =3.36w85.6 （3）电动机额定功率 Ped 查表选取电动机额定功率 Ped=4KW。 3.3 电动机的转速 为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。查表可得单级 圆柱齿轮传动比范围 =36,则电动机转速可选范围为i = =9453780r/mindniw 可见同步转速为 1000r/min、1500r/min 和 3000r/min 的电动机均符合。 3.4 确定电动机型号 这里初选同步转速分别为 1000r/min 和 1500r/min 的两种电动机进行比较， 如下表： 电动机转速 （r/min） 传 动 装 置 的 传 动 比 方 案 电 动 机 型 号 额 定 功 率 （KW ） 同 步 满 载 电动机 质 量 （kg） 总传 动比 高速级 圆柱齿轮 传动 低速级 圆柱齿轮 传动 1 Y112M-4 4 1500 1440 43 13.71 3.88 3.53 2 Y132M1-6 4 1000 960 73 9.14 3.3 3.0 由表中数据可知两个方案均可行,但方案 2 的传动比较小,传动装置结构尺寸 较小。因此，可采用方案 2，选定电动机的型号为 Y132M1-6，其伸出轴径为 38mm。 3.5 计算传动装置总传动比和分配各级传动比 （1）传动装置总传动比 14.9056wmni （2）分配各级传动比 对于两级卧式圆柱齿轮减速器（展开式） ，为使两级的大齿轮有相近的浸油 深度，高速级传动比 和低速级传动比 可按 =（1.11.5 ） 分配，此处可取1i2i12i 值 =1.1 进行计算。则低速级圆柱齿轮传动比为1i2 = =2i1.490.3 高速级圆柱齿轮传动比为 .21i 所得 、 值符合一般圆柱齿轮传动比常用范围 =36。1i2 i 3.6 计算传动装置的运动和动力参数 （）各轴转速 电动机轴为轴，减速器高速轴为轴，低速轴为轴，各轴转速为 min/9600rn min/2913.601rin i/7.2i （）各轴输入功率 按电动机额定功率 计算各轴输入功率，即edP KWed40 KW80.397.0.321 P658 （）各轴转矩 mNnT79.3604950 P 1.28. mNnT36.597.950 4 零件的设计计算 4.1 传动零件（齿轮）的设计计算 （1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（高速级） 1）按图 1-1 所示的传动方案 2，选用斜齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB10095-88） 3）材料选择。查常用齿轮材料及力学特性表，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。根据题目条件，采用软齿面齿轮即可。 4）选小齿轮齿数 z1=24，大齿轮齿数 z2= ，取 Z2=79。.79243.1 5）选取螺旋角。初选螺旋角 14 （2）按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 3 2112HEdtt ZTK 1） 确定公式内的各计算数值 a) 试选载荷系数 =1.6。t b) 计算小齿轮传递的转矩 T1。 3.97901TmN4 c) 查表选取齿宽系数 。d d) 查表可得材料的弹性影响系数 218.9aEMPZ e) 查图选取区域系数 。43.2H f) 由 z1=24，z 2=79， ，查标准圆柱齿轮传动的端面重合度 图1 可得 ， ，则 = 。78.08.026.121 g) 按齿面硬度查图可得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大aHP01lim 齿轮的接触疲劳强度极限 。aHP502lim h) 计算大、小齿轮应力循环次数。 （设每年工作 300 天） 91 382.)18(196060 hjLnN 12 .43.82 i) 查图可取接触疲劳寿命系数 ； 。94.01HNK97.02HN j) 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，可得 aaHNMPS56.1lim1 K.30972li2 则 aaHH 75.48.56421 2）计算 a) 试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得td1 mdt 46.075.481932.6.097323 241 b)计算圆周速度。 smsndt /98.1/1064.106 c)计算齿宽 b 及模数 。ntm dt 4.41 mztnt 64.12cos60cos1 mhnt 7.34.52. 76.340/b d)计算纵向重合度 。 903.14tan2138.0tan18.01 Zd e)计算载荷系数 。K 由载荷状态平稳可知使用系数 ，根据 ，7 级精度，可Asm/8. 查得 动载系数 ；97.0V 接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数 ；419.HK 弯曲强度计算用的齿向载荷分布系数 ；35F 齿间载荷分配系数 ；2.1FHK 故载荷系数 65.149.97.0VAK f)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，即 mdtt .6.154.331 g)计算模数 。nm zdn 8.124cos5.cos1 （3）按齿根弯曲强度设计 由设计计算公式进行试算，即 321cosFSadn YzYKTm 1）确定计算参数 a) 查齿轮的接触疲劳强度极限图可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；aFEMP501 aFEMP3802 b) 查图可取弯曲疲劳寿命系数 ；.,85.01NFNK c) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 ，则可得4.S aaFENF MPK57.30.15801 S862422 d) 计算载荷系数。 57.13.9701FVAK e) 根据纵向重合度 ，由图可查得螺旋角影响系数 。3. 8.0Y f) 计算当量齿数。 27.614cos3131zv 8.93132zv g)查取齿形系数。 查表可得 207.;59.21FaFaY h)查取应力校正系数。 查表可得 5.1;6.21SaSa i) 计算大、小齿轮的 并加以比较。FY 0136.57.3921FSaY 2.8.02FSa 大齿轮的数值大。 2）设计计算 mmn 68.1023.6.1244cos8097.35123 2 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n 曲疲劳强度计算的法面模数，取 ，已可满足弯曲强度。但为了同时满mn 足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有md5.41 的齿数。于是由 589.241cos5.4cos11 nmdz 取 ，则 ，取 。261.63.12z72z （4）几何尺寸计算 1）计算中心距 mmzan 74.1594cos2876cos21 将中心距圆整为 。60 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 211 1265102876arcosarcos mzn 因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。1 KHZ 3）计算大、小齿轮的分度圆直径 mmzdn89.53126cos11 mmzdn 8.26515cos8712 4）计算齿轮宽度 bd 9.38.1 圆整后取 。mB60;52 5）结构设计 对于直径较小的小齿轮，可以将齿轮与轴做成一体，即做成齿轮轴；而直 径较大的大齿轮，其齿顶圆直径 ，所以可将其做成实心结构的齿轮。da160 （1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（低速级） 1）仍选用斜齿圆柱齿轮传动。 2）精度等级仍选 7 级精度（GB10095-88） 3）材料选择如高速级，即小齿轮材料为 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，仍采 用软齿面齿轮即可。 4）选小齿轮齿数 =27，大齿轮齿数 = ，取 =82。3z4z81270.324z 5）选取螺旋角。初选螺旋角 12 设计计算方法如上，所得参数如下表： 模数 m m螺旋角 23 齿轮 3z23 齿轮 4z71 齿宽 B80齿宽 Bm75 齿轮 3 分度圆直径 3d1.7齿轮 4 分度圆直径 4d08.2 中心距 a2圆周速度 s/361 5）结构设计 对于直径较小的小齿轮，可以将齿轮与轴做成一体，即做成齿轮轴；而直径较 大的大齿轮，其齿顶圆直径 ，所以可将其做成腹板式结构mda50160 的齿轮，腹板上开孔的数目 n=6,孔径为 40mm。 4.2 轴的设计计算及校核 齿轮机构的参数列于下表： 级 别 1z （ ）3 （2 ）4mn/t/n ah 齿宽 m/ 高 速 级 26 87 2 2.07 1265 。B5;6021 低 速 级 23 71 3 3.1 483 0 1 。m7,843 已知各轴转速为： min/9600rnin/291.601ri i/7.321i 各轴输入功率为： KWPed40 KW80.397.0.321 658 各轴转矩为： mNnPT79.3604950 1.28. mNnPT36.597.950 （1）0 轴的设计计算 1）求作用在齿轮上的力 因已知高速级小齿轮的分度圆直径为 mzmdt 82.53607.21 而 NTFt 16.9 41 NFntr 702165cos2tan18cosa ta 8t1 圆周力 ，径向力 及轴向力 的方向如图 4-1 所示。tFra 2）初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢，调质处理。取 ，于是得120A mnPd02.8964330min 0 轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的 孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩 ，查表，考虑到转矩变化很小，故取 0TKAca 3.1AK ，则： mNAca 51723970.10 按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件，及电动机轴伸直径为 ，caT 38 查机械手册，可选用 TL6 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 ，0 许用最大转速为 ，半联轴器的孔径 ，故取 0 轴主动端min/380r 432 半联轴器的孔径 ，从动端半联轴器的孔径 ，半联轴器长度d mdz1 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度 ，为保证联轴器严格压在L82L601 轴的端面上，取 。L581 3）轴的结构设计 （a）拟定轴上零件的装配方案 选用如图 4-2 所示的装配方案。 图 4-2 （b）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 i. 为了满足半联轴器的轴向定位要求，A-B 轴段右端需制出一轴肩， 故取 B-C 段的直径 ；左端用轴端挡圈定位，按轴端直mdCB35 径取挡圈直径 。半联轴器与轴配合的毂孔长度 ，mD37 mL601 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，故 A-B 段的长度应比 略短一些，现取 。1LmlBA58 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 ，由轴承dCB35 产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴 承 30308，其尺寸为 ，故TDd2.904 。 mdHGDC4 由手册上查得 30308 型轴承的定位轴肩高度 。mh5.4 iii. 轴段 E-F 的长度即为齿轮 的齿宽，即 ，轴上齿轮1zBlFE601 右端开出砂轮越程槽，其长度取值 ，即 。5G iv. 轴承端盖的总宽度为 。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添m20 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 ，故取 。l30lCB v. 取齿轮距箱体内壁之距离 ，考虑到箱体的铸造误差，在确a16 定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 ，取 ，已知滚sm8 动轴承宽度 ，则mT25. slHF 25.4)16825.（ 考虑到齿轮 3 齿宽 ，取齿轮 2 与齿轮 3 间的越程槽宽B803 为 10 ，则l mlsaTlED 5.19)1625.3（ 至此，已初步确定了 0 轴的各段直径和长度。 c）轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用普通平键（C 型）连接。按从动端半联器 的孔径 可查得选用平键为 ，mdz321lhb50810 半联轴器与轴的配合为 。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合67kH 来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。 d）确定轴上圆角和倒角尺寸 查表，取轴端倒角为 1.0,各轴肩处圆角半径取值 R2。 e)求轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图 4-2）做出轴的计算简图（图 4-1） 。在确定轴承 的支点位置时，应从手册查 a 值。对于 30308 型圆锥滚子轴承，由手册中查得 a=19.5mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距 mmL 75.24)5.192.460()5.192.315602.(32 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图 4-1） 。 图 4-1 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 、 及 的值列于下表（参看图 4-1） 。HMV 载荷 水平面 垂直面 V 支反力 FNFNN1234,6271 NFNV39,3021 弯矩 H58 mMm1782648 总弯矩 mNM35914278354 621 扭矩 TT00 f)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。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应 力，取 ，则轴的计算应力为6.0 aaca MPWTM5.10701.3963598 222021 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表可得 。因此61 ，故安全。1ca （2）轴的设计计算 (a) 拟定轴上零件的装配方案 选用如图 4-3 所示的装配方案。 图 4-3 (b)计算方法如上，所得参数如下表： 齿轮 4 分度圆直径 d2 220.1mm 联轴器计算转矩 Tca 467168Nmm 圆周力 Ft 3822N 轴承定位轴肩高 H 5mm 径向力 Fr 1437N 支承跨距 L2 92.5mm 轴向力 Fa 991N 支承跨距 L3 162.25mm 半联轴器型号 HL3(L=82,L1=60) 滚动轴承 30310(dDT=5011029.25,a=23mm) C 型平键 12850 A 型平键 161045 (c)根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图 4-4） 。 图 4-4 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 、 及 的值列于下表（参看图 4-4） 。HMV 载荷 水平面 垂直面 V 支反力 FNFNHNH1248,25931 NFNNV1,15482 弯矩 MmNH13548 mNMmNVV 127,8031 总弯矩 69274 521 扭矩 TT390 (d)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。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应 力，取 ，则轴的计算应力为6.0 aaca MPWTM8.7701.359659 222021 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表可得 。因此01 ，故安全。1ca (3)轴的设计计算 选取轴的材料为 45 钢，调质处理。取 A0=112， (a) 拟定轴上零件的装配方案 选用如图 4-5 所示的装配方案。 图 4-5 (b)计算方法如上，所得参数如下： 齿轮 2 分度圆直径 d2 180mm 齿轮 3 分度圆直径 d2 71.3mm 圆周力 Ft2 1766N 圆周力 Ft3 4023N 径向力 Fr2 666N 径向力 Fr3 1513N 轴向力 Fa2 482N 轴向力 Fa3 1043N 轴上最小直径 26.4mm 滚动轴承 30306(dDT=307220.75,a=15mm) 轴承定位轴肩高 H 3mm 支承跨距 L2 64.75mm 支承跨距 L3 97.5mm 支承跨距 L4 92.5mm A 型平键 121845 (c)根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图 4-6） 。 图 4-6 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 c 和截面 d 是轴的危险截 面。现将计算出的截面 c 和截面 d 处的 、 及 的值列于下表（参看图HMV 4-6） 。 载荷 水平面 垂直面 支反力 FNFNHNH219,581 NFVNV837,102 弯矩 Mm463 mMmVV 450,741351 总弯矩 NNM5320,15260432 扭矩 TT71 (d)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 d）的强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应 力，取 ，则轴的计算应力为6.0 aaca MPWTM3.5701.24653 2223 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表可得 。因此601 ，故安全。1ca 4.3 轴承的选择和计算 在轴的设计计算及校核中，0 轴端选用 0 基本游隙组、标准精度级的单列 圆锥滚子轴承 30308。其尺寸为 dDT=40mm90mm25.25mm。 采用相同的计算方法，轴、轴均选用单列圆锥滚子轴承。选用的轴承 各尺寸如表 4.3-1 所示。 表 4.3-1 减速器选用轴承各尺寸 0 轴 轴 轴 轴承代号 30308 30306 30310 d（mm） 40 30 50 D（mm） 90 72 110 T（mm ） 25.25 20.75 29.25 4.4 键连接的选择和校核 a.主动轴上同联轴器相联的键的设计 选择键联接的类型和尺寸 选择单圆头普通平键（C 型） 根据 d=32mm，查表取：键 mLhb5081 校核键联接的强度 查表可得： =110paMP 工作长度 =L-b/2=50-10/2=45mml 键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5h=0.58=4mm 由式（6-1）得： （合适）pap MPkldT8.13245079.3102 取键标记为：键 C1050 GB/T1096-79 b.中间轴上定位高速级大齿轮键的设计 选择键联接的类型和尺寸 齿轮有定心精度要求，采用普通平键（A 型）。 根据 d=40mm，查表取：键 45106Lhb 校和键联接的强度 查表可得： =110paMP 工作长度 =L-b=45-16=29mml 键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5h=0.510=5mm 由式（6-1）得： （合格）pap PkldT 43029517.102 3 取键标记为： 键 1645 GB/T1096-79 c.从动轴上定位低速级大齿轮键和联轴器相联的键的设计 选择键联接的类型和尺寸 定位低速级大齿轮键采用普通平键（A 型），和联轴器相连的键采用普通平键 （C 型）。 根据 d =55mm d =38mm12 查表可取： 键 451061Lhb 键 822 校和键联接的强度 查表可得， =110paMP 工作长度： 45mm-16mm=29mm11lLb 50mm-12/2mm=44mm2/2 键与轮毂键槽的接触高度 1220.5.0584Khm 由式（6-1）得： （合格）pap MPdlkT9052136.1 31 （合格）l84.02 32 取键标记为： 键 1645 GB/T1096-79 键 C1250 GB/T1096-79 4.5 联轴器的选择和校核 在轴的设计计算及校核中，已经对输入轴和输出轴的联轴器作出了选择， 即：输入轴轴端联轴器选用 TL6 型弹性套柱销联轴器，其半联轴器的孔径 d1=32mm，长度 L=82mm，L 1=60mm。 输出轴轴端联轴器选用 HL3 型弹性柱销联轴器，其半联轴器的孔径 d1=42mm，长度 L=82mm，L 1=60mm。 4.6 箱体的设计 1.箱体的尺寸设计 减速器箱体采用剖分式结构，材料为 HT200 铸造箱体。减速器箱体结构尺 寸如表 4.6-1 所示。 表 4.6-1 减速器箱体结构尺寸（单位：mm） 名称 尺寸数值 箱座壁厚 ,取 =1081.937205.2.0a 箱盖壁厚 1 ，取 1=841 箱体凸缘厚度 b、b 1、b 2 箱座 ；5.1b 箱盖 ； 箱底座 202 加强肋厚 m、m 1 箱座 ；.8.85.0m 箱盖 611 地脚螺钉直径 df ，取 df=20736036. a 地脚螺钉数目 n 4 轴承旁连接螺栓直径 d1 ,取 d 1=16520.5.fd 箱盖、箱座连接螺栓直径 d2 ；螺栓间距1f 0L 轴承盖螺钉直径 d3和数目 n d3=8,n=8； d3=10， n=6 轴承盖（轴承座端面）外 径 D2 D2=150 观察孔盖螺钉直径 fd 603.0fd df、 d1、 d2至箱外壁距离 C1； df、 d2至凸缘边缘的 距离 C2 C1=16； C2=14 轴承旁凸台半径 R1 R1=C2=14 箱体外壁至轴承座端面距 离 l1 C1+C2+5=16+14+10=40 2.箱体的结构设计 1）箱座高度 对于传动件采用浸油润滑的减速器，箱座高度除了应满足齿顶圆到油池底 面的距离不小于 3050mm 外，还能使箱体能容纳一定量的润滑油，以保证润滑 和散热。 箱座高度为 mdHa )04.213.9(24)503(28.7)503(2 取 H=210mm。 2）箱体要有足够的刚度 箱座、箱盖、轴承座、底座凸缘等的壁厚尺寸、肋板和轴承座螺栓凸台的 设计如表 4.6-1 所示。 3）箱盖外轮廓的设计 大齿轮所在一侧的箱盖外表面圆弧半径 mdRa 1568.72108.21 通常情况下，轴承座旁螺栓凸台处于箱盖圆弧内侧。 4）箱体凸缘尺寸 轴承座外端面应向外凸出 510mm，以便切削加工。箱体内壁至轴承座孔外端 面的距离 L1（轴承座孔长度）为 L1= +C1+C2+(510)=10+16+14+(510)=(4550)mm 取 L1=50mm。 5 润滑和密封的选择和计算 1.润滑的选择和计算 （1）齿轮的润滑 在摩擦面间加入润滑剂不仅可以降低摩擦，减轻磨损，保护零件不遭锈蚀， 而且在采用循环润滑时还能起到散热降温的作用。由于液体的不可压缩性，润 滑油膜还具有缓冲、吸振的能力。使用膏状的润滑脂，既可防止内部的润滑剂 外泄，又可阻止外部杂质侵入，避免加剧零件的磨损，起到密封作用。 减速器中传动件通常用浸油润滑。 因为高速级齿轮圆周速度 v=1.98m/s，查得 45 钢闭式齿轮传动润滑油运动 粘度（ ）的荐用值为 220mm2/s；低速级齿轮圆周速度 v=1.36m/s，运动粘Cv40 度的荐用值为 330mm2/s；故传动所需粘度的平均值为 275mm2/s，因此，选用代 号为 N320 的中负荷工业齿轮油（GB5903-86） 。 （2） 轴承的润滑 运转过程中，轴承内部各元件间，均存在不同程度的相对滑动，从而导致 摩擦发热和元件的磨损。因此工作中必须对轴承进行可靠的润滑。选择润滑剂 时需考虑的因素有： 轴承的工作温度。正常的工作温度，应使润滑油的粘度对滚子轴承不低于 210-5m2/s。由齿轮选用的润滑油的粘度范围（288352）mm 2/s210-5m2/s， 因此所选润滑油粘度合适。 1）轴承的工作载荷。 润滑油的粘度是随压力而变化的，当轴承所受载荷增大时，润滑区内润滑 油的压力增加、粘度降低，从而导致油膜厚度减薄，甚至破裂。因此，轴承工 作载荷越大，所选润滑油的粘度也应越大。 2）轴承的工作转速。 工作中，轴承转速愈高，内部发热量愈大。为控制轴承的温升，通常轴承 的 dn 值加以限制。查表得，圆锥滚子轴承在脂润滑方式下轴承的允许 dn 值为 100000mm r/min。 0 轴 min/3840in/96040 rrmnd 轴 7.213 轴 i/5i/75rr 由计算知，三对轴承的 dn 值均小于允许值。综上所述，低速级大齿轮（即浸油 齿轮）的圆周速度 ，故选smsmndv /2/38.1/106978.21062 用代号为 2 号的钠基润滑脂（GB492-89） 。 2.密封的选择 输入端和输出端滚动轴承选用毡圈密封。其密封效果是靠矩形毡圈安装于 梯形槽中所产生的径向压力来实现的。其特点是结构简单、廉价，但磨损较快、 寿命短。它主要用于轴承采用脂润滑，且密封处轴的表面圆周速度较小的场合。 输入端选用毡圈 16FZ/T92010-91，输出端选用毡圈 55FZ/T92010-91。 6 减速器附件的选择 6.1 通气器 减速器工作时箱体内温度升高，气体膨胀，箱内气压增大。为了避免由此 引起密封部位的密封性下降造成润滑油向外渗漏，多在视孔盖上设置通气器， 使箱体内的热膨胀气体能自由逸出，保持箱内压力正常，从而保证箱体的密封 性。 故选用经两次过滤的 M181.5 通气器。 6.2 轴承盖（材料为 HT150） 选用凸缘式轴承盖。30308 型轴承外径 D=90mm，螺钉直径 d3=8mm，螺钉 数为 4；30306 型轴承外径 D=72mm，螺钉直径 d3=8mm，螺钉数为 4, 30310 型 轴承外径 D=110mm，螺钉直径 d3=10mm，螺钉数为 6。 6.3 油面指示器 用于检查箱内油面高度，以保证传动件的润滑。一般设置在箱体上便于观 察且油面较稳定的部位（如低速级齿轮附近） 。 选用 M12 的油标尺。 6.4 油塞 选用 外六角油塞及封油垫。封油垫材料为耐油橡胶；螺塞材料为5.14M Q235。 6.5 窥视孔及视孔盖 窥视孔用做检查箱内传动零件的啮合情况以及将润滑油注入箱体内。为防 止润滑油飞溅出来和污染物进入箱体内，在窥视孔上应加设视孔盖。 故选用板结构视孔盖。窥视孔的长度为 100mm，宽度为 75mm，圆角半径 R=12mm，其上螺钉尺寸为 M822，螺钉个数为 4。 6.6 起吊装置 为了搬运和装卸箱盖，在箱盖上装有吊环螺钉，或铸出吊耳，或吊钩。为 了搬运箱座或整个减速器，在箱座两端连接凸缘处铸出吊钩。 箱盖上的吊耳厚度 b(1.52.5)1=(1220)mm，故取 b=15mm；孔径 d=b=15mm。箱座上的吊钩厚度 b(1.82.5)=(1825)mm，故取 b=20mm；长 度 B=C1+C2=16+14=30mm；高度 H0.8B=24mm；小圆弧的半径 r0.25B=7.5mm，取 r=10mm；小圆弧离最低处的距离 h0.5H=12mm。 6.7 起盖螺钉 为了保证减速器的密封性，常在箱体剖分接合面上涂有水玻璃或密封胶。 为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设置 1 个或 2 个起盖螺钉。拆卸箱盖时，拧动 起盖螺钉，便可顶起箱盖。 根据箱体的结构设计，选用 M8 的螺钉。 6.8 定位销 为了保证每次拆装箱盖时，仍
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