二级展开式圆柱齿轮减速器

CHANGz AN UNIVERSITY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：蒋永清学号: 17学院：材料科学与工程学院专业：材料成型及控制工程班级：31020806指导教师：2011年6月目录一、 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)#一设计题目：带式运输机的传动装置的设计题号11带式运输机的工作原理jq1L1収讹（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35C；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：土 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.3运输带工作拉力F/N12300运输带工作速度v/(m/s)1.1卷筒直径D/mm300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 n 0=n i* n 2 n 3 n 4* n 5* n 6n n本设计中的H联一一联轴器的传动效率（2个）,n轴 轴承的传动效率 （4 对）,口齿一一齿轮的传动效率（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）轴承123 =0.99 （ 123为减速器的3对轴承）轴承4=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=n 联n 轴承 123n 齿n 联n 轴承 4 = .99* 0.99 * o.95? * 0.99* 0.98 =0841102）电动机的输出功率Pw=kA*FV=3.3561KW1000耳轴承4Pd= Pw/ 总， 总=0.84110Pd= 3.3561/0.84110=3.990KW2. 电动机转速的选择由v=1.1m/s 求卷筒转速 nwV =1.1t n w=140.127r/min60 * 1000nd=（ i1 i2. jn 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 ） &所以 nd （i1*i2） n w=8* nw所以nd的范围是w 1121.016r/min，初选为同步转速为1440r/min的电动机3. 电动机型号的确定总=0.8411Pw=3.3561KWPd= 3.990KWn w=140.127r/min电机 Y112M 4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。电动机额定功满载转速堵转额定最大额定质量型号率/KWr/min转矩转矩转矩转矩/KgY112M44.014402.22.343三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（n45= n联n轴承=0.98*0.99=0.96 ）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=nm/nwnw = 140.127 n m=1440r/mi n i = 10.2762. 合理分配各级传动比由于减速箱是展开式布置，所以ii=( 1.3-1.5) i2。因为 i = 10.276，取 i = 11,估测选取 ii=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/mi n咼速 I n 1=1440r/min中间轴 IIn2= 1 =369.23r/mini0i 1低速轴 HIn3= n2 =131.87r/min 卷筒 n4=131.87r/min。各轴功率i2电动机额定功率P=Pd* 01 =4KW （n 01=1）高速 I P仁P0*n12=P0* n联 n轴承=4*0.99*0.99= 3.92 KW（n12 = n联 n轴承=0.99*0.99=0.98）中间轴 IIP2=P1 23 =P1*n 齿*n 轴承=3.92*0.95*0.99=3.69 KW（n 23=门齿门轴承=0.95*0.99=0.94）低速轴 HIP3=P2*n34=P2* n齿n轴承=3.69*0.95*0.99=3.47 KW（n34=齿轴承=0.95*0.99=0.94）传动比11i1=3.9 i2=2.8各轴速度n =1440r/m inn 1=1440r/m inn2=369.23r/minn 3=131.87r/minn 4=131.87r/min各轴功率P0 =4KWP1=3.92KWP2=3.69KWP3=3.47KWP4=3.37KW卷筒P4=P3*n45=P3* n联 n轴承=3.47*0.98*0.99= 3.37KW5各轴转矩 电动机转轴 To=2.2 N m高速 I =9550*P i/n2 =25.997 N m 中间轴 II T2=9550*P2/n2 =95.441 N 低速轴 HI T3= 9550*P 3/ n3= 251.297N *m 卷筒T4=9550*P 4/n4=244.055 N * m其中 Td=9550*P d/nd (n*m)项目电动机 轴高速轴1中间轴II低速轴III卷筒转速(r/min)14401440369.23131.87131.87T1=25.997N ?mT2=95.441N r功率（kW）43.923.693.473.37T3=251.297 N *转矩(N m)2.225.99795.441251.297244.055T4=244.055 N 2.32* J f; d U Ih各轴转矩T1=25.997N mT2=95.441 N * mT3=251.297N mT4=244.055N m3. 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c Hliml =600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限c Hlim2 = 550MPa;(5) 计算应力循环次数N1 = 60n 1jLh = 60X 1440X 1X( 2X 8X 365X 8)= 4X 10e9N2 = N1/3.9 = 10.26 X 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c h1 = 0.90X 600MPa = 540MPaKt = 1.3$ d = 1N1 = 4X 10e9N2 = 10.26 X 10e8KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95S= 1c H1 = 540MPac h2 = 522.5MPac H2 = 0.95X 550MPa = 522.5MPa7#2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径 d1td1t 2.32*1.3 汉25.997 汉103 3.9+12189.8、i1* 3.92 2.2649 25.997 10e31?2020.01701 =1.7109对结果进行处理取 m=2Z1=d1/m=50.5850/2 26 大齿轮齿数，Z2=u* Z仁3.9*26=102 5.几何尺寸计算1）计算中心距d1=z1m=26*2=52d2=z1m=102*2 =204a=（d1+d2）/2=（200+42）/2=128，a 圆整后取 128mm2）计算大、小齿轮的分度圆直径d1 = z1m =52mm， d2 = z2m =204mm3）计算齿轮宽度b= $ dd1, b=52mmB1=57mm , B2=52mm备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm4）验算m=2Z仁26Z2=102d1=52d2=204a=128B1=57mmB2=52mmFt=999.885 N11Ft=2T1/d 仁2*25.997*10e3/52=999.885 NKAFtb1_999.88552=19.23 v 100N/mm#模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2525726大齿轮220452102结果合适5）由此设计有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。7级z1 = 24z2= 68B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3.69KW369.23r/min2.895.441N m1.31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dt 2.32*KtT u 1Z u3.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d Hiim1= 600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限(T Hlim2 = 550MPa；(5) 由1式10- 13计算应力循环次数N1 = 60n 1jLh = 60 X 369.23 X 1 x( 2 X 8 X 365 X 8)= 1.0350 x 10e9此式中位小时(6)N2 = N1/2.8 = 3.696 X 10e8j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单由1图10 - 19查得接触疲劳寿命系数KHN1 = 0.90; KHN2=0.95计算接触疲劳许用应力(7)取失效概率为1%,安全系数S= 1,由式(10- 12)得T H1 = 0.90X 600MPa = 540MPat h2 = 0.95X 550MPa = 522.5MPa4. 计算(8) 试算小齿轮分度圆直径 d1t3Kt = 1.3$ d = 1ZE= 189.8Mpa二H lim 1 =600MPat Hlim2=550MPa;N1 = 1.035 X 10e9N2 = 3.696 X 10e8KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95t H1 = 540MPa二H2 = 522.5MPad1t=65.2277=2.3231.3 95.441 10e312.8+1 089.8 彳2.8 2.32*h=2.25mnt=2.25 X 2.7180mm=6.1155mm b/h=65.2277/6.1155 =10.66603) 计算载荷系数 K 由1表102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 ;#由1表104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22_3Khb=1.12+0.18(1+0.6 x d ) $ d +0.23 x 10 b2 2=1.12+0.18(1+0.6*1 )*1 +0.23*10e-3*27.122=1.414 由 b/h=10.6660, Khb =1.414 查1表 1013 查得 Kfb =1.33由1表10 3查得KH a =KH a =1.1。故载荷系数K=K aKvKh a Kh 3 =1 X 1.14 X 1.1 X 1.414=1.77314)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由1式(10 10a)得3d1 = d1t K / Kt= 65.2277 3 1.7731 mm=72.3368mm 1.3d172.33685) 计算模数 m m -=mm 3.0140Z1246) 按齿根弯曲强度设计。由1式(105)3 2KT1 丫尸玄谯 mMdZ12 丄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d F1=500Mpa ;大齿轮得弯曲疲劳极限强度d F2=380MPa由110-18查得弯曲寿命系数 KFN1=0.85KFN2=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0.85*500d F1=(KFN1* d F1) /S=303.57Mpa1.40.88*380d F2=(KFN2* d F2) /S=238.86Mpa1.41) 计算载荷系数K=K aKvKf% Kf3 =1 x 1.12X 1.2X 1.33=1.78752) 查取应力校正系数有1表 10-5 查得 YFa仁2.8;YFa2=2.18由1表 10 5 查得 Ysa1=1.55; Ysa2=1.79Y Y3) 计算大、小齿轮的Y/Y亍并加以比较YFa1Ysa1YFa2丫Sa22.8 1.55303.57=0.0142972.18 1.79238.86=0.016341Khb=1.414K=1.7731d1=72.3368mmm=3.0140汗1= 303.57Mpa二F2=238.86MpaK=1.7875Sa1=0.014297YFa 2Ysa2=0.01634113所以大齿轮的数值大。6设计计算2 1.7875 95.441 10e31 2420.016341 =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Z仁d1/m=72.3368/ 3 24.1123 25大齿轮齿数 Z2=u* Z1=2.8*25=707几何尺寸计算1）计算中心距d仁 z1m=25*3=75,d2=z2m=70*3=210a=（d1+d2）/2=（70+224）/2=142.5 , a 圆整后取 143mm,d1 = Z1 m1 =75mm2）计算齿轮宽度3）计算大、小齿轮的分度圆直径b= $ dd1 b=75mmB仁80mm , B2=75mm备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm7）验算Ft=2T2/d2=2*95.441*10e3/75=2545.093 NKAFtb1 2545.09375二 33.935 v 100N/mm。结果合适模数分度圆直径压力角齿宽小齿轮3752080大齿轮321020758）由此设计有m=3Z1=25Z2=70a=147mmd1=75mmd2=210mmB1=80mmB2=75mm=33.935N/mbm21015五轴的设计（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2T32 251.297 103d2=2393.305N1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度 圆直径压力角3.47Kw251.297N- m131,81r/min210mm20 2求作用在齿轮上的力210#210#Fr=Ft*tan ： =2393.305*tan2 0 =871.092N3初步确定轴的直径210#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A 0=112。于是有J p33.47dmin =Ao3| =112 汉 3 = 33.320mm n3V 131.81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*T 3=1.5*251.297=376.9455 N- 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GY5凸缘联轴器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=80mmb初步选择滚动轴承。61909号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号右端米用轴肩定位查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0.07 0.1倍所以在 d7-8=45mm16-7=12c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0.07 0.1倍）这里 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15m m（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=40mme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=15m m,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）=30mmL6-7= L+c+a+s-L 5-6=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丄=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、丄梧人2 X 251.297汇103计算齿轮 Ft=2T1/d仁=2393.305 N210Fr= Ft tana = Ft tan2 0 =871.092N通过计算有 FNH1=758NFNH2=1600.2MH=FNH2*58.5=93.61 N- M 同理有 FNV1=330.267N FNV2=697.23NMV=40.788N- MM 总 M H2 M V2 = 93.61240.7882 =102.11 N- m载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=758NFNH2=1600.2FNV1=330.267N FNV2=697.23N弯矩MH= 93.61 N mMV=40.788 N m总弯矩:M 总=102.11 N *m扭矩T3=251.297N *m6）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:-疋0.6 （式中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当扭转切应力为脉动循环变应力时取:-疋0.6）1）计算轴的应力FNH1=758NFNH2=1600.2MH= 93.61 NM总=102.11 N（轴上载荷示意图）vM 2 十（町3）2J102.112 +（0.6汇251.297$二 ca一3=14.57MPaW0.1 503前已选定轴的材料为 45号钢，由轴常用材料性能表查得d -1=60MPa 因此d ca d -1，故安全。4选轴承初步选择滚动轴承。6005号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=25mmL=189mmD1-2=25mmL1-2=12mmD2-3=30mm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=72mm8mm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3.92Kw25.997N -m1440r/min52mm20212求作用在齿轮上的力纽=2 缈97 103 =999.88nd252Fr=Ft*tan : =999.88*tan2 0 =363.93N3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Ao=112。于是有dmin-1123 3921440=15.64mm4联轴器的型号的选取查表114-1,取 Ka=1.5 则;Tca=Ka*T 3=1.5*25.997=39.00 N - mTca=Ka*T 3=1.5*25.997=39.00 N 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63N - m。半联轴器的孔径 d1=16mm .固取d1-2=16mm4联轴器的型号的选取查表114-1,取 Ka=1.5 则;Tca=Ka*T 3=1.5*25.997=39.00 N - 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 dj=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=40mmb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=20mmc取安装齿轮处的轴段 4-5的直径d4-5=25mmd轴承端盖的总宽度为 15m m（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Ft=999.88NFr =363.93Ndmin =15.64mmGY2凸缘联轴器Ka=1.5Tca=39.00N - md1=16mm23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，贝U 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,其基本额定动载荷二4650 N，基本额定静载荷 Co=4320N。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=758NFNV1=330.267NFNH2=1600.2FNV2=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二 1600.22 697.232 N =1745.5N所受的轴向力 Fa二0N它们的比值为匸生=0Fr根据1表13-5，深沟球轴承的最小e值为0.19，故此时 旦 e。Fr2）计算当量动载荷 P,根据1式（13-8a） P = fp（XFr YFa）按照1表 13-5, X=1 , Y=0,按照1表 13-6, fp =1.0 1.2 ,取 fp =1.1。则P =1.1 (1 1745.5 0) N =1920N3)验算轴承的寿命Cr 二 4650 NCr =4320NFaFrP=1290N25按要求轴承的最短寿命为Lh、2 8 365 8h=46720h(工作时间)，根据1式( 13-5)6C 、10/ 12800(P6093.1r/m in1920二 53042 h 46720 h二3对于球轴承取3)所以所选的轴承61909满足要求。27#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)。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查得许用挤压应力二 p =100120MPa，取平均值，二 p =110MPa。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 x 10=5mm。根据1 式( 6-1)可得32T 10-kld32X26644105 47 52MPa=436MPa ：；_ =11CMPa 所 以#二 p =43.6Mpa键 16x 10X 63二 p =63.4Mpa所选的键满足强度要求。 键的标记为：键16X 10X 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；p =100120MPa，取其平均值，匚p =110MPa。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 x 8=4mm。根据1 式( 6-1)可得2TF03 2 汇26644勺 03一、 ；-pMPa =63.4MPa ：；-p =110MPap kld46035p所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键 10X 8X 70 GB/T 1069-1979。八. 润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择油L-AN32。油脂L-XAMHA1 。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、=8.5mm。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：T =4 0.1T _8mm(t为低速轴转矩，N m)可取、=8.5mm。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 圭寸垫。(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29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）一濮良贵，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）一吴宗泽，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；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。