展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书

河 北 工 程 大 学 课 程 设 计 说 明 书 2012/2013学年 第2学期机械设计课程设计说明书题目名称 展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器学院（系） 装备制造学院 专 业 过程装备与控制工程 班 级 学 号 姓 名 指导教师 高瑞贞河北工程大学2013年7月 目录1设计任务书22传动方案的拟定及说明33电动机的选择44传动比的分配55.计算传动装置的运动和动力参数55.1计算各轴转速55.2各轴功率的计算65.3各轴转矩的计算66.带传动的设计77.链传动的设计88齿轮设计计算98.1高速齿轮传动设计98.2低速齿轮传动设计129斜齿轮上受力分析1510.轴的设计计算1610.1中间轴及其上面键，轴承的设计与校核1610.2高速轴及其上面键，轴承的设计与校核2110.3低速轴及其上面键，轴承的设计与校核2611.连轴器的选择3112.箱体的结构设计3213.润滑与密封3214.设计小结3315.参考资料331.课程设计任务书 (1)设计数据：运输带传递的有效圆周力F=3400N， 运输带速度V=1.1m/s， 滚筒的计算直径D=440mm。（2）设计要求：原动机为电动机，齿轮单向传动，有轻微冲击。（3）工作条件：工作时间10年，每年按300天计 单班工作（每班8小时）。2. 传动方案的确定。（1）传动示意图如下（2）本传动机构的特点是：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力， 采用V带传动能减小振动带来的影响。两级展开式圆柱齿轮减速，齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度 且斜齿轮传动稳定，性能好，该减速器结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴承受载荷大、刚度差，中间轴承润滑较困难。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。3. 电动机的选择。（1）选择电动机型号。 由于Y系列三相异步电动机有构造简单、制造使用方便、效率高、 转矩大、价格便宜的特点，故选择Y系列三相异步电动机。（2）确定总传动比效率总：由查表取 V带传动效率：带=0.96 每对轴承传动效率：轴0.99 8级精度的一般斜齿圆柱齿轮传动效率：齿0.97 弹性联轴器效率：联0.99 卷筒的传动效率：筒=0.96 滚子链传动效率：链=0.96 则-电机至工作机之间的传动装置的总效率： = =0.960.9940.970.960.990.99=0.80（3）选择电动机功率P电 工作机所需功率：P工=FV/1000=34001.1/1000=3.74kw 电动机工作所需功率：P电=P工作/=3.74/0.8=4.68kw 则电动机所需额定功率： Ped=（11.3)P电=(4.686.08)kw 选择电动机额定功率为5.5Kw.（4）确定电机转速： 输送带工速： r/min 查表知道V带传动比i带=24 二级圆柱齿轮减速器传动比i齿=840 滚子链i链=26 所以电动机转速的可选范围是： n= n0=nwi总 = nwi带i齿i链 符合这一要求的电动机同步转速有1500 r/min,3000r/min。（5） 综合考虑转速，功率，体积，价格等因素选电动机同步转速 为1500 r/min 的电动机Y132S-4具体参数如下： 功率P=5.5Kw,空载转速n=1500r/min ，满载转速 =1440r/min 轴直径D=38mm。 4、确定传动装置的总传动比和分配传动比： 总传动比：i= =30.16 平均传动比：= =2.34 分配传动比：取 =1.65 ；i链=2 再由i1=（1.31.5）i2, 取i1=3.4，i2=2.7 滚筒转速nw= r/min r/min V= 合适5计算传动装置的运动和动力参数： 5.1各轴转速：电动机轴 n0=nm=1440r/min 轴 ：n=872.73r/min 轴：n=256.68 r/min 轴：n=95.07 r/min 轴：= r/min 5.2.各轴输入功率： 电动机P0=P电=4.68 kw 轴：P=P带轴=4.680.960.99=4.45 kw 轴：P=P轴齿=4.450.990.97=4.27 kw 轴：P=P轴齿=4.270.990.97=4.10 kw 轴：P4=P3轴链联=4.100.990.960.99=3.86 kw 5.3.各轴输入转矩 电动机轴：T=9550= Nm 轴： Nm 轴 ： Nm 轴 ：T=9550= Nm 轴：Nm6、带传动的设计 (1)确定功率P 查表得工作情况系数：K=1.2 则功率 P=KP=1.24.68=5.62kw (2)选择带的型号。 根据P=5.62 kw , n=1440 r/min 查图选择V带，选择A型V带（3）确定大小轮基准直径d与d1 查表A型V带轮最小直径d1不小于75mm，现取d1=140mm 则 d=d1(1-) 为带传动的滑动率=0.010.02 则d2=i带d1（1-）=1.65140（1-0.02）=226.38mm 查表取d=224mm (4)验算带速：V= = m/s 带速在525 m/s范围内，合适. (5)求V带基准长度L和中心距a根据0.7（d1+d2）a02(d1+d2),初步选取中心距a， 即0.7(140+224)a2(140+224) 得254.8a0728， 取a=550 mm V带基准长度：L=2a+(d+d)+ =22550364+=1674.98 mm查V带基准长度L和长度修正系数KL对A带选用L=1600 mm， KL=0.99 实际中心距：a=a+= mm （6）验算小带轮包角。1=180-57.3=180-57.3=170.6120 合适 (7)求V带根数Z： 由n0=1440r/min , d1=140mm 查表 单根普通V带基本额定功率：P0=2.28 kw i带= 由i带以及小带轮转速n0，查表得p0=0.15 kw 由1=170.6，查表得角修正系数=0.98 则V带根数Z= 取Z=3根 (8)计算单根V带初拉力F0（查表V带每米质量q=01kg/m）。F=+qV=+0.110.56 =148.73 N (9)求作用在带轮轴上的压力F： F=2 Z Fsin=23148.73sin=889.38N（10）带轮的结构设计： 小带轮结构采用实心式，电动机轴径D0=38查表槽间距 e=190.3mm,，槽边距fmin=11.5键槽为A型， 尺寸：bht1=1283.3 轮毂宽:L带轮=（1.52）D0=（1.52）38mm=5776mm 其最终宽度结合安装带轮的轴段确定 轮毂宽:B带轮=（z1）e2f=(31)19mm211.5mm=61mm 大带轮结构，采用孔板式结构，轮毂宽可与小带轮相同，轮毂 宽可与轴的结构设计同步进行. 7.链传动的设计。（1）选择链轮齿数 已知由第三根轴传给小链轮动力， 由前面计算n3=95.07r/min,p3=4.1kw, i链2 初步选定小链轮齿数Z1=27, 则大链轮齿数。（2）确定中心距a及链条节数Lp. 初定中心距.则链条节数 取Lp=122节 （3）计算功率 查表取KA=1.0，则PC=KA （4）确定链条节距 估计此链传动工作在曲线做出发生疲劳破坏，则由查表得 采用单排链，查表取Km=1.0 则P0= 再由n3=95.07r/min,p3=4.1kw,查图选择20A链条， 节距P=31.75mm (5)实际中心距 将中心距设计成可调节的，故不必计算实际中心距。 可取aa0=40p=4031.75=1270mm (6) 计算链传动速度 符合原来的假定。（7）计算作用在轴上的压力。 已知FQ=(1.21.3)F,取FQ=1.2F F=10003014.71N 则FQ=1.23014，71=3617.65N（8）计算链轮主要尺寸 由于链轮齿应该有足够的接触强度和耐磨性，故选择Q235钢， 小链轮采用实心式，单排链，则链轮宽等于排距，等于35.76. 大链轮采用组合式，空心结构。 齿形：按3R GB1244-85 规定制造。8、齿轮的设计 8.1高级减速齿轮的设计 （1）已知P1=4.45Kw,n1=872.73r/min,T1=48.69Nm，=3.4 (2)选择材料及确定许用应力 考虑到带式运输机为一般机械，故均选用45钢 小齿轮1用45钢调质 , 齿面硬度:(197286)HBS 大齿轮2用45钢正火 ,齿面硬度:(156217)HBS 查表确定 =580 Mpa , =440Mpa =380 Mpa =310 Mpa 由表查的：疲劳寿命系数ZN1=1.0 ， ZN2=1.0 YN1=1.0 , YN2=1.0 弹性系数ZE=189.8 ，节点区域系数ZH=2.5 最小安全系数 S=1.1, S=1.25 可求得许用应力如下： Mpa Mpa Mpa Mpa （3）初步计算传动的主要尺寸。 按八级精度制造，查表取载荷系数K=1.3， 齿宽系数=0.88初选螺旋角=120（） 螺旋角系数 计算小齿轮传递的转矩 选择小齿轮齿数为=23（20-40），大齿轮齿数 =， 取=79. 实际传动比 传动比误差5% 在误差范围之内。 （4）按齿面接触疲劳强度设计 =70.8mm法面模数查表取的标准模数mn=3中心距a0= 利用螺旋角将中心距圆整为157mm。圆整后的修正螺旋角 分度圆直径 齿宽b=d=0.8870.8=62.304 mm 取b=65 mm 则b=b2(510)mm ， 取b=70 mm (5)校核轮齿疲劳弯曲强度 当量齿数 由当量齿数查表：齿形系数Y=2.74 ， Y=2.23 外齿根修正系数 Y=1.57 ， Y=1.77 则= Mpa = =36.19 Mpa 强度满足 (6)齿轮的圆周速度V=3.24m/s6m/s即选择八级精度合适 (7)计算齿轮齿轮参数： 齿顶高 齿根高 齿顶圆半径 d=d+2h 齿根圆半径d=d-2h 全齿高 顶隙 结果如下：参数及符号（单位）齿轮1齿轮2中心距a 157法面压力角 200螺旋角 左12.960 右12.960法面模数mn 3齿数Z 23 79法面齿顶高系数ha* 1法面齿顶隙系数c* 0.25齿顶高ha 3齿根高hf 3.75全齿高h 6.75顶隙c 0.75分度圆直径d 70.8 243.19齿顶圆直径da 76.8 249.19齿根圆直径df 63.3 235.69齿宽b 70 65 8.2低速级齿轮传动的设计 （1）已知P2=4.27Kw,n2=256.68r/min,T2=158.87Nm，=2.7 (2)选择材料及确定许用应力 小齿轮3用45钢调质 齿面硬度:(197286)HBS 大齿轮4用45钢正火 齿面硬度:(156217)HBS =600 Mpa =460 Mpa =4000 Mpa =330 Mpa 由表查的：疲劳寿命系数ZN3=1.0 ， ZN4=1.0 YN3=1.0 , YN4=1.0 弹性系数ZE=189.8 ，节点区域系数ZH=2.5 最小安全系数 S=1.1, S=1.25 可求得许用应力如下： Mpa Mpa Mpa Mpa (3)初步计算传动的主要尺寸。 按八级精度制造，查表取载荷系数K=1.3, 齿宽系数=0.88 初选螺旋角=120（） 螺旋角系数 计算小齿轮传递的转矩 选择小齿轮齿数为Z3=30（20-40）， 则大齿轮齿数 Z4= 实际传动比 传动比误差5% 在误差范围之内。 (4)按齿面接触疲劳强度设计 d3 =102.44mm 法面模数 查表取的标准模数mn=3.5中心距a0= 利用螺旋角将中心距圆整为199mm。 圆整后的修正螺旋角 分度圆直径 齿宽b=d3=0.88107.57=94.67 mm.取b4=95 mm b3=b4(510)mm 取b3=100 mm (5)校核轮齿疲劳弯曲强度 当量齿数 由当量齿数查表：齿形系数Y=2.63 Y=2.22 外齿根修正系数 Y=1.62 Y=1.78则 =Mpa = =45.64 Mpa 强度满足 (6)计算齿轮的圆周速度 V=1.45m/s6m/s 即选择八级精度合适 （7）计算齿轮齿轮参数： 齿顶高 齿根高 齿顶圆半径 d=d+2h 齿根圆半径d=d-2h 全齿高 顶隙 结果如下：参数及符号（单位）齿轮1齿轮2中心距a 199法面压力角 200螺旋角 左12.540右12.540法面模数mn 3.5齿数Z 30 81法面齿顶高系数ha* 1法面齿顶隙系数c* 0.25齿顶高ha 3.5齿根高hf 4.375全齿高h 7.875顶隙c 0.875分度圆直径d 107.57 290.43齿顶圆直径da 114.57 297.43齿根圆直径df 98.82 281.68齿宽b 100 95 9.求作用在斜齿轮上的力 9.1高速级：已知 n1=872.73r/min,T1=48690Nmm， 12=12.960，=200 小齿轮左旋，大齿轮右旋。d1=70.8 高速级小齿轮上圆周力为 方向与作用点圆周速度相反 径向力为 方向由力作用点指向轮1转动中心 轴向力为 方向用左手法则判断如图所示 法向力为 由于两齿轮啮合，故高速级大齿轮上各个力与小齿轮上大小 相等,方向相反。 9.2低速级： 已知 n2=256.68r/min,T2=158870Nmm，34=12.540， =200为使齿轮3上的轴向力与齿轮2上抵消一部分， 让低速级小齿轮 右旋，大齿轮左旋。d3=107.57 低速级小齿轮上圆周力为 方向与作用点圆周速度相反 径向力为 方向由力作用点指向轮4转动中心 轴向力为 方向用右手法则判断如图所示 法向力为 由于两齿轮啮合，故齿轮4上各个力与齿轮3上大小相等， 方向相反。 10.轴的设计 10.1. 中间轴及轴上轴承、键的设计计算 10.1.1轴的设计 （1）已知中间轴传递的功率P2=4.27Kw,转速n2=256.68r/min,转矩 T2=158.87Nm，齿轮分度圆直径d2=243.19，d3=107.57， 齿轮宽度b2=65，b3=100。 （2）选择材料及初步确定轴的最小直径由于传递的功率不大，并对结构尺寸及重量无特殊要求，则查表选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表C=(106135)得 (105135)(27.0634.46) 取轴的最小直径dmin=32.5. （3）轴的结构设计（如下图所示） 轴不长，采用两端固定式，两端用轴承固定，轴段和上安装轴承轴径与轴承的选择同步进行，考虑到斜齿轮有轴向力存在，选择角接触球 查表选择7210C，其轴承内径d=50,外径D=90,宽度B=20，定位轴肩da=5，外径定位轴肩直径Dd=83对轴的力作用点与外圈大端面距离 a3=19.4, 因此确定d1=50,通常同一轴上轴承相同， 则d5=50. 轴段和分别安装齿轮3和2，为方便安装齿轮则d2和d4应 分别大于d1和d5，可初定d2=d4=52mm。齿轮2轮毂宽度范围（1.21.5）d2=62.478mm取其轮毂宽度与齿轮宽度b2=65mm相等，左端用轴肩定位，右端用套筒定位。齿轮3轮毂宽度与齿轮宽度b3=100mm相等，右端用轴肩定位，左端用套筒定位，轴段与轴段的长度应比齿轮的轮毂略短故取L2=98mm，L4=63mm。 轴段，该段为中间轴上两个齿轮提供定位，其轴高的范围为 （0.070.1）d2=3.645.2mm,取高度h=5mm。则d3=62mm。齿轮3左端与箱体内壁和高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取1=10mm，齿轮2与齿轮3距离定为3=10mm，则箱体内壁间距Bx=21+3+b3+=210+10100=197.5mm取3=10.5mm则Bx=198mm。齿轮2右端与箱体内壁距离2=1+mm，则轴段长度L3=3=10.5mm。 轴段和 由于该减速器的齿轮圆周速度不高，轴承可采用脂润滑，用 挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距齿轮内壁取=12mm， 中间轴上两齿轮固定用挡油环完成，则轴段L1=B+1+3=20+12+103=45，L5=B+2+2=20+12+12.52=46.5， 求如下受力图上轴上作用点间距。 10.1.2键连接的选择齿轮与轴间用键连接，齿轮与轴的周向定位采用平键。按照轴的直径查表选择平键的参数：b=16mm；h=10mm。键槽采用铣刀加工，长度L为90mm和56。型号为1690GB/T1096-1990和1656GB/T1096-1990。材料选择钢。 10.1.3轴的受力分析（1） 计算支反力 水平面上 =-941.32N 与图中方向相反R2H=Fr2-R1H-Fr3=513.7941.32-1101.37=253.71N =2347.97N R2V=Ft3+Ft2-R1V=2953.8+1375.42-2347.97=1981.49N 轴承1总支反力 轴承2总支反力 (2) 弯矩：水平面上a-a剖面左侧 a-a剖面右侧 b-b剖面右侧 b-b剖面左侧 垂直面上 合成弯矩：a-a剖面左侧 a-a剖面右侧 b-b剖面左侧 b-b剖面右侧 转矩图上T2=158870Nmm 10.1.4校核轴的强度 由弯矩图和扭矩图可知a-a剖面左侧弯矩最大，右侧有扭矩。 故需要分别校核。 a-a剖面抗弯截面系W=3 抗扭截面系数 WT=3 a-a剖面左侧弯曲应力 Mpa 右侧弯曲应力Mpa 按弯扭强度校核，对于单向转动的轴，转矩按脉动循环处理，取折合系数=0.6，则当量应力为 Mpa 即a-a剖面右侧为危险截面。由表查的45钢调制处理抗拉压强度，轴的许用弯 曲应力，即满足强度要求。 10.1.5校核键连接的的强度。 齿轮上键连接的挤压应力为 其中, 齿轮3与2上键长度L分别为90mm和56，则只需要校核齿 轮2上的键强度。 =30.55Mpa，由于键选择钢为材料， 查表 =（125150）Mpa即FS1则轴承1压紧。两轴承轴向力分别为Fa1=FS2+FA=1150.37N Fa2=FS2=809.9N又由于R1R2, Fa1Fa2只需要校核轴承1（2） 计算当量动载荷。 查表轴承7210C的C=42800N,C0=32000N.又由于R1R2, Fa1Fa2 则只需要校核轴承1的寿命。 查表取 e=0.43由于e=0.43， 查表径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为X=1，Y=0 则P1=XR1+YFa1=2595.63N.（3） 校核轴承寿命。 轴承在100以下工作，查的温度系数ft=1,减速器载荷系数 fp=1.5， 则轴 承1寿命为 =86255.32h 减速器预期寿命=1030018=24000h 满足寿命。10.2 高速轴及轴上轴承、键的设计计算10.2.1轴的结构设计： （1）已知高速轴传递的功率P1=4.45Kw,转速n1=872.73r/min,转矩 T1=486900Nm，齿轮分度圆直径d1=70.8，齿轮宽度b1=70。 （2）选择材料及初步确定轴的最小直径。由于传递的功率不大，并对结构尺寸及重量无特殊要求，则查表选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表C=(106135)得 (105135)(18.2423.24) 取轴的最小直径dmin=23. （3）轴的结构如下图。 轴承部件的结构设计，为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采 用剖分式结构，该减速器发热小、轴不长，故轴承采用两端固定 方式，按轴上零件的安装顺序，从轴的最细处开始设计。 轴段上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮毂轴孔的设计同步 进行。根据带的计算结果，初定轴段的轴径d1=30mm,带轮轮 毂的宽度为（1.5 2.0）d1=（1.52.0）30mm=45mm60mm, 结合带轮结构L带轮=5776mm，取带轮轮毂的宽度L带轮=60mm，轴 段的长度略小于毂孔宽度，取L1=58mm 在确定轴段的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺 寸。带轮用轴肩定位，轴肩高度h=(0.070.1)d1=（0.070.1） 30mm=2.13mm.轴段的轴径d2=d12(2.13)mm=34.1 36mm,由密封圈确定。选用毡圈油封，查表选毡圈 35JB/ZQ4606-1997，则d2=35mm。 轴承与轴段及轴段 ，考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段上安装轴承。暂取轴承为7208C,经过验算，查得轴承内径d=40mm, 外径D=80mm,宽度B=18mm，内圈定位轴肩直径da=47mm,外圈定位直径Da=73mm,在轴上力作用点与外圈大端面的距离a3=17mm,故轴段的直径d3=40mm。轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取，挡油环的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁12mm,挡油环轴孔宽度初定为B1=15mm,则L3=BB1=(1815)mm=33mm两个轴承取相同型号，则d7=40mm,L7=BB1=1815=33mm 轴段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d5应略大于d3，可初定d5=42mm，则该处键的截面尺寸为bh=12mm8mm,则d5= df1=63.3 ，L5=b1=70mm. 轴段和轴段,该轴段直径略大于轴承定位轴肩的直径，则 d4=d6=48mm,齿轮右端距箱体内壁距离为1，则轴段的长度 L6=1B1=(121015)mm=7mm.轴段的长度为 L4=BX1b1B1=(19812107015)mm=115mm 轴段的长度与轴上的零件有关，还与轴承座宽度及轴承端盖 等零件有关。轴承座的宽度为L=C1C2(58)mm,查表， 下箱座壁厚=0.025a23mm=(0.0251993)mm=7.98mm 8mm,取=8mm,取轴承旁连接螺栓为M16，则c1=24mm,c2=20mm, 轴承座宽度L=82420(5 8)mm=5760mm,取L=58mm; 可取箱体凸缘连接螺栓为M12，地脚螺栓为d=M20,则有轴承端 盖连接螺钉为0.4 d=0.4 20mm=8mm,由表8-30得轴承端盖 凸缘厚度取为Bd=10mm;取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为 1=2mm;端盖连接螺钉查表采用螺钉GB/T5781M825;为方便不 拆缷带轮的条件下，可以装拆轴承端 盖连接螺钉，取带轮凸缘 端面距轴承端盖表面距离K=28mm,带轮采用腹板式，螺钉的拆 装空间够。则 L2=LBdK1(B带轮L带轮)/2B=5810282 (61-60)/2-12-18mm=68.5mm 轴上力作用点的间距. a3=17mm,则由图可得轴的支点及受力点距离为 l1=L带轮/2L2a3=(60/268.517)mm=115.5mm l2=L3L4L5/2a3=3311570/2-17mm=166mm l3=L5/2L6L7-a3=(70/273317)mm=58mm 10.2.2键连接带轮与轴段采用A型普通平键连接，查表选择平键的参数：b=10mm；h=8mm。键槽采用铣刀加工，长度L为56。键的型号为键1056GB/T1096-19906. 10.2.3轴上力分析（1）轴的受力简图如图所示。（2） 计算轴承支反力，在水平面上为 =1164.93N R2H= FQR1HFr1=889.38N-1164.93N513.7N=-789.25N 与图中所画力的方向相反 在垂直平面上为 R1V=356.14N R2V= Ft1-R1V =1375.42N356.14N=1001.27N 轴承1的总支反力为 轴承2的总支撑反力为 (3弯矩图如图所示 在水平面上，a-a剖面图右侧 MaH=R2Hl3=-45776.5Nmm a-a剖面图左侧 MaH= MaH-Fa1d1/2=-56981.67Nmm b-b剖面为 MbH=-FQl1=-102723.39Nmm 在垂直面上 MaV=-R1Vl2=-59119.24Nmm MbV=0Nmm 合成弯矩，在a-a剖面左侧 a-a剖面右侧 b-b剖面 转矩图如图所示，T1=48690 Nmm 10.2.4校核轴的强度。 因b-b剖面弯矩大，且作用有转矩，其轴径较小，故b-b剖面 为危险剖面。 抗弯截面系数为W=6280mm3 抗扭截面系数为WT=mm3 弯曲应力为Mpa Mpa 按弯扭强度校核，对于单向转动的轴，转矩按脉动循环处理， 取折合系数=0.6，则当量应力Mpa 由表查的45钢调制处理抗拉压强度，轴的许用弯曲 应力，即满足强度要求。10.2.5校核键连接的的强度。 齿轮上键连接的挤压应力为，其中,齿轮1上 键长度L为56。=17.64Mpa，由于 键选择钢为材料，查表=（125150）Mpa即FS1则 轴承1压紧。两轴承轴向力分别为则两轴承的轴向力分别为 Fa1=FS2+FA=509.98+316.53=826.51N， Fa2=FS=509.98N（2） 计算当量动载荷 查表轴承7208C的C=36800N,C0=25800N.由于R1Fa2则需要分别计算轴承1和2的寿命。 查表取 e=0.43由于0.69e 查表径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为 X=0.44，Y=1. 则P1=XR1+YFa1=0.441218.15+1.3826.51=1810.45N. 查表取 e=0.43 由于=e 查表径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为X=1，Y=0. 则P2=XR2+YFa2=R2=1274.94N 由计算知道P1P2则校核轴承1。 （4）校核轴承寿命。 轴承在100以下工作，查的温度系数ft=1,减速器载荷系数 fp=1.5，则轴承1寿命为 =47520.27h 减速器预期寿命=1030018=24000h 满足寿命。10.3 低速轴及轴上轴承、键的设计计算 10.3.1轴的设计 （1）已知低速轴传递的功率P1=4.1KW,转速n3=95.07r/min，齿轮 4分度圆直径d4=290.43mm,齿轮宽度b4=95mm (2)选择材料及初步确定轴的最小直径 材料为45钢，调质处理。根据表C=(106135)得 (105135)(37.1747.34)取轴的最小直径dmin=42.5. (3)轴的结构设计（结构如下图）。 轴段上安装链轮，此段轴的设计应与链轮轮毂轴孔的设计同步 进行。根据链的计算结果，初定轴段的轴径d1=45mm,带轮轮毂 的宽度为（1.52.0）d1=（1.52.0）45mm=67.5mm90mm, 结合链轮结构，轴段的L1=78。 轴段 上有轴承盖密封圈，轴肩高度h=35mm.结合密封圈尺 寸，d2=55mm，选用毡圈油封，查表选毡圈55JB/ZQ4606-1997。 轴段和轴段上安装轴承，其直径应即便于轴承安装，又应符合轴承内径系列,角接触球轴承。暂取轴承为7212C,轴承内径d=60mm,外径D=110mm,宽度B=22mm，内圈定位轴肩直径da=69mm,外圈定位直径Da=101mm,轴上定位端面圆角半径最大为ra=1.5mm,对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3=22.4mm,故轴段的直径d3=60mm。轴承采用脂润滑，需用挡油环，挡油环宽度初定为B1,故L3=BB1=(2215)mm=37mm.d6=60mm。 轴段上安装齿轮4，为便于齿轮的安装，d5应略小于d6，可初定d5=62mm,齿轮4轮毂的宽度范围为（1.21.5）d5=74.493mm,小于齿轮宽度b4=95mm,取其轮毂宽度等于齿轮宽度，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段的长度应比轮毂略短，故取L5=93mm。 轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度为h=(0.070.1)d5=4.346.2mm,取h=5mm,则d4=72mm,齿轮左端距箱体内壁距离4=1 （b3-b4）/2=12.5mm，则轴段的长度L4=BX-4-b4B1=(198-12.5-951215)mm=87.5mm. 轴段的长度,轮毂端面与端盖外端面的距离为K2=10mm.则有L2=L1BdK2-B-=(5821010-22-12)mm=46mm则轴段的长度L6=B42mm=(221212.52)mm=48.5mm 轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的 距离a3=22.4mm,则由图4-7可得轴的支点及受力点距离为 L1=L6L5-b4/2-a3=(48.593-95/2-22.4)mm=71.6mm L2=L3L4b4/2-a3=(3787.595/2-22.4)mm=149.6mm L3= a3L2l链轮/2=(22.44680/2)mm=108.4mm 10.3.2键连接的选择。链轮与轴段及齿轮4与轴段均采用A型普通平键连接，尺寸b=16mm；h=10mm。键槽采用铣刀加工，长度L为90mm和56。型号为1070GB/T1096-1990和1680GB/T1096-1990。材料选择钢。 10.3.3.轴上力分析 （1轴的受力简图如图所示（3） 计算轴承支反力，在水平面上为 =-1459.24N R2H= Fr4-R1H+FQ=1101.37+1459.24+3617.65=6178.26N 在垂直平面上为 R1V=1712,.75N R2V= Ft1-R1V =1241.25N 轴承1的总支反力为 轴承2的总支撑反力为 (3弯矩图如图所示 在水平面上，a-a剖面图左侧 MaH=-R1Hl1=-104481.58Nmm a-a剖面图右侧 MaH= MaH+Fa4d4/2=-9097.325Nmm b-b剖面为 MbH=-FQl1=-392153.26Nmm 在垂直面上a-a剖面 MaV=-R1Vl2=-59119.24Nmm b-b剖面MbV=0Nmm 合成弯矩，在a-a剖面右侧 a-a剖面左侧 b-b剖面 转矩图如图所示，T3=411850Nmm 10.3.4.校核轴的强度。 因b-b剖面弯矩大，且作用有转矩，其轴径较小，故b-b剖面 为危险剖面。 抗弯截面系数为W=21205.75mm3 抗扭截面系数为 WT=mm3 弯曲应力为 Mpa Mpa 按弯扭强度校核，对于单向转动的轴，转矩按脉动循环处理， 取折合系数=0.6，则当量应力为 Mpa 由表查的45钢调制处理抗拉压强度，轴的许用弯 曲应力，即满足强度要求。10.3.5校核键连接的的强度。 齿轮4上键连接的挤压应力为，其中。 齿轮4上键长度L为80。 =17.64Mpa. 链轮上键长度L为70。=76.27Mpa.键选择钢为材料，查表=（125150）Mpa即两个键的均满足强度要求。 10.3.6校核轴承寿命。（1） 计算轴承轴向力。 查表角接触球轴承轴力计算公式：FS=0.4R.则轴承1，2内部轴 向力分别为FS1=0.4R1=0.42250.09=900.036N FS2=0.4R2=0.46302.67=2520.67N 轴承外部轴向力为FA=Fa4=657N 由于FS1+FA=900.36+657=1557.36NFS2则轴承1压紧。 两轴承轴向力分别为 Fa1=FS2=2520.67N Fa2=FS2-FA=1863.67N（3）计算当量动载荷 查表轴承7212C的C=61000N,C0=48500N.由于R1Fa2则需 要分别计算轴承1和2的寿命。 查表取 e=0.43 由于e 查表径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为X=0.44，Y=1. 则P1=XR1+YFa1=0.442250.09+1.32520.67=4266.91N. 查表取 e=0.43 由于P2则校核 轴承1。 （3）校核轴承寿命。 轴承在100以下工作，查的温度系数ft=1,减速器载荷系数 fp=1.5，则轴承1寿命为 =151768.11h 减速器预期寿命=1030018=24000h 满足寿命。 11.联轴器的选择（1）已知：滚筒轴传递的功率P4=3.86KW,转速n4=47.53r/min, 转矩T4=775570Nmm（2） 大链轮与滚筒轴间用联轴器连接，为了补偿联轴器所连接两 轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表取载 荷系数KA=1.5，则计算转矩 TC=KAT4=1.5775570Nmm=1163360 Nmm 查表得GB/T5014-2003中的LX3型联轴器符合要求：公称转 矩为1250Nmm,许用转速4750r/min,轴孔范围为3048mm. 联轴器主动端代号为LX3 4884GB/T5014-200312.减速器箱体的设计 减速器箱体结构及尺寸如下表所示名称代号尺寸/mm高速级中心距a12157低速级中心距a34199下箱座壁厚8上箱座壁厚18下箱座剖分面处凸缘厚度b12上箱座剖分面处凸缘厚度b112地脚螺栓底脚厚度P20箱座上的肋厚M8箱盖上的肋厚m18地脚螺栓直径dM20地脚螺栓通孔直径d25地脚螺栓沉头座直径D048底脚凸缘尺寸（扳手空间）L130L225地脚螺栓数目n 6轴承旁连接螺栓（螺钉）直径d1M16轴承旁连接螺栓通孔直径d117.5轴承旁连接螺栓沉头座直径D032剖分面凸缘尺寸（扳手空间）c124c220上下箱连接螺栓（螺钉）直径d2M12上下箱连接螺栓通孔直径d213.5上下箱连接螺栓沉头座直径D026箱缘尺寸（扳手空间）c120c216轴承盖螺钉直径d3M8检查孔盖连接螺栓直径d4M6圆锥定位销直径d58减速器中心高H200轴承旁凸台高度h55轴承旁凸台半径R20轴承端盖（轴承座）外径D2150,130,120轴承旁连接螺栓距离S137.5,172.5,175箱体外壁至轴承座端面的距离K50轴承座孔长度（箱体内壁至轴承座端面的距离）58大齿轮顶圆与箱体内壁间距离112.齿轮端面与箱体内壁间的距离21013、润滑油的选择。 （1）因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度 V1.52m/s所以轴承采用飞溅润滑，轴承选用 ZGN-2润滑脂。轴选用钠基润滑剂2号。 （2）齿轮的润滑 因齿轮的圆周速度12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。 高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿 轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。 速 器选用中负载工业齿轮油N200号润滑。14.设计小节对二级减速器的独立设计计算及作图，让我们融会贯通了机械专业的各项知识,更为系统地认识了机械设计的全过程，增强了我们对机械行业的深入了解,同时也让我们及时了解到自己的不足，在今后的学习中会更努力地探究.15.参考资料 1 杨可桢，程光蕴，李仲生，机械设计基础，北京： 高等教育出版社，2006.5。 2吴宗泽, 机械设计课程设计手册, 北京：高等教育出版 社，2006.11 3“指导书”：机械设计课程设计指导书/龚桂义，罗圣国主编 编号ISBN7-04-002728-3 北京高等教育出版社。2006年11月 第24次印刷.。 4张春宜，郝广平，刘敏，减速器设计实例精解，北京 机械工业出版社，2009,7。 =0.8P工=3.74KWP电=4.68kwnw=47.75 r/min电动机Y132S-4P=5.5Kwnm=1440r/mini=30.16i=1.65=2i1=3.4i2=2.7合适n0=1440r/minn=872.73r/minn=256.68 r/minn=95.07 r/min=47.53 r/minP0=4.68 kwP=4.45 kw P=4.27 kwP=4.10 kwP4=3.86 kwT=31.04 NmNmNm T=411.85Nm NmP=5.62kwA型V带d1=1