二级齿轮减速器

XXX 1XXX8103XX 1HarbinHarbinHarbin InstituteInstituteInstitute ofofof TechnologyTechnologyTechnology机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书 题 目： 二级齿轮减速器 院 系： 机械制造及其自动化 班 级： XX08103 姓 名： XXX 学 号： 1XX08103XX 指导教师： 日 期： 哈尔滨工业大学 XXX 1XXX8103XX 2目录一、传动装置的总体设计一、传动装置的总体设计-4(一)设计题目 -41.设计数据及要求：-42.传动装置简图：-4（二）选择电动机 -41.选择电动机的类型 -42.选择电动机的容量 -43.确定电动机转速 -5（三）、计算传动装置的总传动比 -51.总传动比i为： -52分配传动比：-5（四）计算传动装置各轴的运动和动力参数 -51.各轴的转速 -52.各轴的输入功率 -63.各轴的输出转矩 -6二二. .传动零件的设计计算传动零件的设计计算 -7（一） 、高速齿轮传动-71选择材料、热处理方式及精度等级-72.初步计算传动主要尺寸 -73.计算传动尺寸 -9（二） 、低速速齿轮传动（二级传动） -111选择材料、热处理方式及精度等级 -112.初步计算传动主要尺寸-113.计算传动尺寸-13（三）验证两个大齿轮润滑的合理性-15（四）根据所选齿数修订减速器运动学和动力学参数。-16三三. .轴的设计计算轴的设计计算-16 XXX 1XXX8103XX 3(一)高速轴(即轴)的设计计算-161. 轴的基本参数-轴： -162.选择轴的材料-163.初算轴径-174.轴承部件的结构设计-175.轴上键校核设计-186轴的强度校核 -187.校核轴承寿命-20(二)中间轴(即轴)的设计计算-211. 轴的基本参数-轴： -212.选择轴的材料-213.初算轴径-214.轴承部件的结构设计-225.轴上键校核-226轴的受力分析 -237.校核轴承寿命-25(三)输出轴(即轴)的设计计算-261. 轴的基本参数-轴： -262.选择轴的材料-263.初算轴径-264.轴承部件的结构设计-275.轴上键校核-276.轴的强度校核-287.校核轴承寿命-31(四)整体结构的的最初设计-311.轴承的选择-312.轴承润滑方式及密封方式-323.确定轴承端盖的结构形式-324确定减速器机体的结构方案并确定有关尺寸 -32四四. .设计参考文献设计参考文献: : -33 XXX 1XXX8103XX 4一、传动装置的总体设计(一)设计题目课程设计题目为：带式运输机传送装置1.设计数据及要求：设计的原始数据要求：F=2200N；d=250mm；v=0.9m/s机器年产量：大批；机器工作环境：清洁；机器载荷特性：微振；机器最短工作年限：四年 2 班。2.传动装置简图：（二）选择电动机1.选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用 Y 系列三相笼型异步电动机。全封闭自扇冷式结构，电压为 380V。2.选择电动机的容量工作机的有效功率为：20000.9/1.9810001000wFvNm sPkW从电动机到工作机传送带间的总效率为：2421234 式中：分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。由表 9.11234、取。则：12340.990.980.970.96、 XXX 1XXX8103XX 52420.990.980.970.960.817所以电动机所需要的工作功率为：1.982.420.817wdPkWPkW3.确定电动机转速按表 9.1 推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比，而工840i作机卷筒轴的转速为：60 100060 1000 0.969 / min250wvnrd所以电动机转速的可选范围为：(840) 69(5502750) / mindwni nr符合这一范围的同步转速有 750 r/min、1000 r/min、1500 r/min 三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为 1000r/min 的电动机，另需要其中电机工作所需工作功率：。eddPP根据电动机类型、容量和转速，由本书的表 14.1 或有关手册选定电动机型号为 Y112M-6。其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/min)起动转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩Y132S-63.09602.02.0电动机的主要安装尺寸及外形尺寸如下：型号HABCDEFGDGKY112M-6112190140702860872412项：bb1b2hAABBHAL12451901152655018015400（三）、计算传动装置的总传动比1.总传动比为：i96013.969mwnin2分配传动比：ii i考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相接近，取，故：ii=1. 41.41.4 13.64.4ii=13.63.154.5iii= XXX 1XXX8103XX 6（四）计算传动装置各轴的运动和动力参数1.各轴的转速轴960 / minmnnr 轴960213.0/ min4.37nnri= 轴213.067.56 / min68/ min3.15nnrri 卷筒轴68/ minwmnnr 2.各轴的输入功率轴2.42 0.992.40dPPkW= 轴232.40 0.98 0.972.28PkW =P= 轴232.28 0.98 0.972.17PkW P = 卷筒轴212.17 0.98 0.992.10PkW 卷P = 3.各轴的输出转矩电动机轴的输出转矩为dT6642.429.55 109.55 102.46 10960 / minddmPkWTN mmnr所以： 轴442.46 100.992.44 10TTN mmN mmd= = 轴45232.44 100.98 0.97 4.361.02 10TN mmN mm =Ti = 轴55231.02 100.98 0.97 3.123.01 10TiN mmN mm T = 卷筒轴55213.01 100.98 0.992.92 10TN mmN mm 卷T = 将上述计算结果汇总于下表得:轴名功率 kW转矩 T/(Nmm)转速 n/(r/min)传动比 i效率 电机轴2.4242.46 1096010.99轴2.4042.44 109604.40.95轴2.2851.02 10213.0轴2.1753.01 10683.150.95 XXX 1XXX8103XX 7卷筒轴2.1052.92 106810.97二.传动零件的设计计算（一） 、高速齿轮传动1选择材料、热处理方式及精度等级考虑到此考虑到卷筒机传递功率约 3kW，且该齿轮传动为闭式传动。故大、小齿轮均选用 40Cr，表面淬火，由表 6.2（参考文献【1】 ）得到齿面硬度为4855HRC，选用 7 级精度。2.初步计算传动主要尺寸因为大、小齿轮均选用硬齿面，齿面抗点蚀能力较强所以初步决定按照齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动的主要参数及尺寸。由式（6.25） ，即 21312cosFsndFY YKTYYmz式中各参数为：1)小齿轮传递的扭矩442.46 100.992.44 10TTN mmN mmd= = 2) 初选,（根据多次设计计算知道此值不会根切，后面予以说明计16z= 算校验，最小根切齿数）则，考虑中心距minz=15.9421116 4.3870.08zzi及减速器的结构尺寸问题，选取，则。262z 162/163.88i 3)初选。K1.3t4)初选螺旋角，由式(6.1)得端面重合度:13= 。1211111.883.2cos1.883.2cos1317651.60zz则查图 6.22 查得重合度系数0.73Y5) 硬齿面非对称布置，按表 6.6 选取d0.6 XXX 1XXX8103XX 86)由式(6.2)，轴面重合度：d10.318z tan0.318 0.6 16 tan130.749由图 6.28 查得：螺旋角系数：0.93Y7) FSYY齿形系数和应力修正系数当量齿数：11332233z1618.38coscos 13z6270.27coscos 13vvzz。由(参考文献1)图 6.20 查得：122.88,2.25FFYY由(参考文献1)图 6.21 查得：（均由插值得到）121.54,1.75SSYY8) 许用弯曲应力可由(参考文献1)式 6.29，即算得。 FlimYNFFS由图 8.29h 查得接触疲劳极限应力lim1lim2360FFMPa由表 8.7 查得安全系数1.25FS 小齿轮与大齿轮的应力循环系数分别为：811881216060 960 1.0 4 2 250 89.216 109.216 102.375 103.88hNn aLNNi 由图 8.32 查得寿命系数121.0NNYY故需用弯曲应力 1Flim11Y1.0 3602881.25NFFMPaMPaS 2Flim22Y1.0 3602881.25NFFMPaMPaS 111Y Y2.88 1.540.0154288FSFMPaMPa 222Y Y2.88 1.750.0137288FSFMPaMPa所以 XXX 1XXX8103XX 9 111Y YY Y0.0154FSFSFFMPa则，初算模数：ntm 2132142322cos2 1.3 2.46 100.73 0.93 cos 130.01540.6 161.60mmtFsntdFK TY YY Ymz。3.计算传动尺寸（1)计算载荷系数 K由表 6.3 查得使用系数（微振）1.25AK 111 11.60 16 9601.32/60 100060 1000cos60 1000 cos13tntd nm z nvm s由图 6.7 查得动载系数1.14vK 由图 6.12 查得齿向载荷分布系数1.08K由图 6.7 查得齿间载荷分布系数1.4K则1.72AvKK K K K（2)对进行修正，并圆整为标准模数ntm331.721.60mm=1.76mm1.3nnttKmmK圆整后取2.5mmnm （3)计算传动尺寸中心距：12()2.5 (1662)100.062cos2cos13nm zzamm圆整为 100amm则修整螺旋角1112()2.5 (1662)coscos12.83612 50 922 100nm zza、 XXX 1XXX8103XX 10所以112.5 16d41.025coscos12.836nm zmmmm222.5 62d158.975coscos12.836nm zmmmmb1b=d24.625mmmm取 21b =b=25,30mm bmm(3)校核最小不根切齿数：*22min=2 hcos/sin2 1.0 cos12.839 /sin 20.470715.94zant则 ，则可知不会发生根切现象1minz z(4)校核齿面接触疲劳强度由式(6.20)，即 12121=HHEHKT uZ Z Z Zbdu式中各参数：1）K、T1、b、值同前1d2)齿数比13.88ui3)查表 6.5 得弹性系数189.8EZMPa4) 查表 6.15 得节点区域系数2.45HZ 5) 查表 6.16 得重合度系数0.83Z6) 查表 6.26 得重合度系数0.985Z7) 查式 8.26，许用接触应力由算得 lim 2HNHHZS由图 6.29g 查得基础疲劳接触疲劳极限应力lim 1lim 11200HHMPa由图 6.30 查得寿命系数111.0NNZZ由图 6.7 查得安全系数，故1.0HS lim 21.0 120012001.0HNHHZMPaMPaS XXX 1XXX8103XX 11则 12141221=2 1.72 2.46 103.88 1189.9 2.45 0.83 0.98525 413.88605.3HHEHKT uZ Z Z ZbduMPa即满足齿面接触疲劳强度。(6)计算齿轮传动其他尺寸高速级齿轮参数列表齿轮法向模数分度圆直径齿宽齿数螺旋角中心距 a小41.0253016大2.5158.975256212.839100mm（二） 、低速速齿轮传动（二级传动）1选择材料、热处理方式及精度等级考虑传递功率约 2.4kW，且该齿轮传动为闭式传动。大、小齿轮仍是选用40Cr，表面淬火，由表 6.2（参考文献1）得到齿面硬度为 4855HRC，选用 7级精度。2.初步计算传动主要尺寸因为大、小齿轮均选用硬齿面，齿面抗点蚀能力较强所以初步决定按照齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动的主要参数及尺寸。由式（6.25） ，即 22332cosFsndFY YKT YYmz式中各参数为：1)小齿轮传递的扭矩45232.44 100.98 0.97 4.361.02 10TN mmN mm =Ti = 2) 初选，则,则可选取17z3= 431/17 13.67/(62/16)60.0mzzii，则。460z 260/173.53i XXX 1XXX8103XX 12则知：1 23.88 3.5313.70miii，故满足传动比要求。1 2)/(13.9 13.7)/13.91.4/(mmmiii iii3)初选。K1.3t4)初选螺旋角，由式(6.1)得端面重合度:15= 。3411111.883.2cos1.883.2cos1517651.60zz则查图 6.22 查得重合度系数0.73Y5) 硬齿面非对称布置，按表 6.6 选取d0.56)由式(6.2)，轴面重合度：d30.318z tan0.318 0.6 16 tan150.749由图 6.28 查得：螺旋角系数：0.93Y7) FSYY齿形系数和应力修正系数当量齿数：31334233z1718.38coscos 15z6064.86coscos 15vvzz。由(参考文献1)图 6.20 查得：342.88,2.25FFYY由(参考文献1)图 6.21 查得：（均由插值得到）341.54,1.75SSYY8) 许用弯曲应力可由(参考文献1)式 6.29，即算得。 FlimYNFFS由图 8.29h 查得接触疲劳极限应力lim3lim4360FFMPa由表 8.7 查得安全系数1.25FS 小齿轮与大齿轮的应力循环系数分别为： XXX 1XXX8103XX 13833883426060 960 1.0 4 2 250 89.216 109.216 102.375 103.88hNn aLNNi 由图 8.32 查得寿命系数341.0NNYY故需用弯曲应力 3Flim33Y1.0 3602881.25NFFMPaMPaS 4Flim44Y1.0 3602881.25NFFMPaMPaS 333Y Y2.88 1.540.0154288FSFMPaMPa 444Y Y2.88 1.750.0137288FSFMPaMPa所以 333Y YY Y0.0154FSFSFFMPa则，初算模数：ntm 2232352322cos2 1.3 1.02 100.73 0.93 cos 150.01540.5 172.48mmtFsntdFK T Y YY Ymz。3.计算传动尺寸（1)计算载荷系数 K由表 6.3 查得使用系数（微振）1.25AK 33331.60 17 9601.42/60 100060 1000cos60 1000 cos15tntd nm z nvm s由图 6.7 查得动载系数1.14vK 由图 6.12 查得齿向载荷分布系数1.08K由图 6.7 查得齿间载荷分布系数1.2K XXX 1XXX8103XX 14则1.48AvKK K K K（2)对进行修正，并圆整为标准模数ntm331.482.48mm=2.59mm1.3nnttKmmK圆整后取3.5mmnm （3)计算传动尺寸中心距：12()3.5 (1760)139.502cos2cos15nm zzamm圆整为 140amm则修整螺旋角1112()3.5 (1760)coscos15.74015 4422 140nm zza、所以333.5 17d61.818coscos15.740nm zmmmm443.5 60d218.182coscos15.740nm zmmmmb1b=d0.5 61.830.9mm取 21b =b=30,35mm bmm(3)校核最小不根切齿数：（必然大于直尺圆柱齿轮的 17）*2min=2 hcos/sin17zant则 ，则可知不会发生根切现象。1minz z(4)校核齿面接触疲劳强度由式(6.20)，即 22321=HHEHKT uZ Z Z Zbdu式中各参数：1）K、T2、b、值同前3d XXX 1XXX8103XX 152)齿数比1/3.53muii3)查表 6.5 得弹性系数189.8EZMPa4) 查表 6.15 得节点区域系数2.45HZ 5) 查表 6.16 得重合度系数0.83Z6) 查表 6.26 得重合度系数0.985Z7) 查式 8.26，许用接触应力由算得 lim 2HNHHZS由图 6.29g 查得基础疲劳接触疲劳极限应力lim 1lim 11200HHMPa由图 6.30 查得寿命系数111.0NNZZ由图 6.7 查得安全系数，故1.0HS lim 21.0 120012001.0HNHHZMPaMPaS则 2235221=2 1.72 1.02 10 3.53 1189.9 2.45 0.83 0.98530 61.83.53751.7HHEHKT uZ Z Z ZbduMPa即满足齿面接触疲劳强度。(6)计算齿轮传动其他尺寸低速级齿轮参数列表齿轮法向模数分度圆直径齿宽齿数螺旋角中心距 a小61.8183517大3.5218.182306015740140（三）验证两个大齿轮润滑的合理性两个大齿轮直径分别为：，。浸油深度不能过深2d159.0mm4d218.2mm也不能过浅，通常一般的推荐值为满足浸油润滑的条件为油的深度大于 10mm， XXX 1XXX8103XX 16小于三个全齿高。斜齿轮 4 的全齿高： *()7.6ttatatthhahfmhm hcmm，即三个全齿高 22.8mm。由图，验证可以知道，两个齿轮无法同时满足浸油条件，则加带油轮。（四）根据所选齿数修订减速器运动学和动力学参数。轴名功率 kW转矩 T/(Nmm)转速 n/(r/min)传动比 i效率 电机轴2.4242.46 1096010.99轴2.4042.44 109603.880.95轴2.2851.02 10213.0轴2.1753.01 10683.530.95卷筒轴2.1052.92 106810.97三.轴的设计计算(一)高速轴(即轴)的设计计算1. 轴的基本参数-轴：960 / minmnnr 442.46 100.992.44 10TTN mmN mmd= = 作用在齿轮上的力：141.44 1022 21220.040tTFNdtantan201220.0455.43coscos12.839nrtaFFNtan1220.0 tan12.839 =278.05NatFF XXX 1XXX8103XX 172.选择轴的材料考虑结构尺寸可能出现的特殊要求（一号小齿轮，其材料 40Cr 表1=40mmd面淬火则有可能需要使用齿轮轴）传递力矩及高转速，选用 40Cr 材料表面淬火，以获得良好的综合机械性能。3.初算轴径按弯扭强度计算：33minP2.42C9713.06n960dmm考虑到轴上键槽适当增加轴直径，。mind13.06 1.0513.71mm式中：C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献1表 9.4 中查得 C 值，40Cr 为 10697 考虑扭矩大于弯矩，取小值 C=97。P轴传递的功率（单位 kW） 。n轴的转速。4.轴承部件的结构设计(1)轴承部件的结构形式为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构形式。因传递功率小，齿轮减速器效率高，发热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：输出轴的草图 1 所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端 1 开始设计。(2)联轴器及轴端 1上述所求的的，就是轴段 1 的直径，又考虑到轴段 1 上安装联mind13.71mm轴器，因此 1 的设计与联轴器的设计同时进行。为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12.1(参考文献1)可取：K=1.5，则计算转矩：。14T1.52.44 1036.6eK TmN其中型号为 LT6 的联轴器系列公称转矩满足，但是直径过大，故可定制直径为16mm 的 LT6 联轴器，记作 LT6 1655 GB/T 5014。1d16mm(3)轴段 2在确定轴段 2 的直径时候，应该考虑联轴器的固定与密封两个方面。但考虑齿轮线速度，即轴承可通过齿轮甩1/ (60 1000)2.064/2/m svnm sd XXX 1XXX8103XX 18油进行润滑，则可不需要密封环装置。联轴器的右端轴肩固定，由图 9.8 中的公式计算得轴肩高度，0.981.4mmh但考虑固定原因，则可取 h=2mm,则轴段 2 直径。220mmd(4)轴段 3 和轴段 7考虑使用斜齿轮。齿轮有轴向力，轴承类型为角接触球轴承。考虑轴径及安装，暂取 7204C,查得 d=20mm,D=47mm,B=14mm。故取轴段 3 的直径为。325mmd(5)轴段 6由图 9.8 中的公式计算得，轴段 6 的轴肩应为（0.070.1）20=1.42mm。初取轴肩 2mm,则初算可取直径为 29mm.(6)轴段 4轴段 4 的轴肩也为（0.070.1）20=1.42mm。轴肩取 2mm,则直径为24mm。但考虑到可能使用齿轮轴，需进行计算，知 e S，故安全。7.校核轴承寿命由表 12.3（参考文献 2）查得 7205C 轴承的016500,10500rCN CN。（1） 计算轴承的轴向力轴承 I、II 内部轴向力分别为1110.40.40.4 648.4259.36SrRFFFNN2220.40.40.4 658.9263.56SrRFFFNN2(263.56278.05)541.61SFANN12541.61aSFFAN22263.56aSFFN比较两轴承的受力，因1rF2rF及1aF2aF，故只需校核轴承 I。（2） 计算当量动载荷由10/541.61/105000.050aFCN，由表 10.13 查得0.38e 。因为11/541.61/648.410.834arFF e，所以查表插值可得： XXX 1XXX8103XX 210.45,1.40XY。当量动载荷为r11P(0.45 648.4 1.40 541.6)1050.0raXFYFNN（3） 校核轴承寿命轴承在100 C以下工作，由表 10.10 查得1Tf 。微振，由表 10.11 查得1.5pf 。轴承 I 的寿命为3366r10101 165001996160P60 960 1.5 1050Trhpf CLhnf已知减速器使用 4 年两班，则预期寿命为8 1 250 4 216000hLhh hLhL，故轴承寿命充裕。(二)中间轴(即轴)的设计计算1. 轴的基本参数-轴：960213.0/ min4.37nnri= 45232.44 100.98 0.97 4.361.02 10TN mmN mm =Ti = 计算得作用在齿轮上的力：2531.02 10223301.061.8tTFNdtantan203301.01248.3coscos15.740nrtaFFNtan3301.0 tan15.740 =930.4NatFF2.选择轴的材料选用 45 号钢，热处理方式为调质，能获得良好的综合机械性能。3.初算轴径按弯扭强度计算：233min2P2.28C10620.02n284dmm考虑到轴上键槽适当增加轴直径，。mind20.02 1.0521.02mm式中：C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献1表 9.4 中查得 C 值，45 号钢的值为 118106 考虑扭矩大于弯矩，取小值 C=106。 XXX 1XXX8103XX 22P2轴传递的功率（单位 kW） 。n轴的转速。4.轴承部件的结构设计(1)轴承部件的结构形式轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：中间轴的草图 1 所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端 1 开始设计。(2)轴段 1初选角接触球轴承 7206C,查得 d=30mm,D=62mm,B=16mm。故取轴段 1 的直径为。130mmd(3)轴段 2 与轴段 4由图 9.8 中的公式计算得，轴段 2 的轴肩应为（0.070.1）25=1.752.5mm。初取轴肩 2.5mm,则初算可得直径为。235mmd考虑可能出现的齿轮轴问题，进行校核计算，分度圆直径为61.8mm，其中键的尺寸为：bh=87mm，则 e=61.8/2-17.5-3.3=10.1mm2.5m=8.75mm，所以不需要做成齿轮轴，可方便拆卸齿轮与轴分开设计。(4)轴段 3轴段 3 的轴肩也为（0.070.1）25=1.752.5mm，轴肩取 2.5mm,则直径为40mm。(5)轴段长度轴段具体长度要综合考虑其他 2 根轴的尺寸和联轴器端面到箱体轴承透盖的距离综合草图进行确定。5.轴上键校核中间轴轴段 2 与轴段 4 上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，其键长大于所需最短工作长度即可。连接为动连接，载荷轻微振动，且键材料均选用 45 号钢，查表可得： 100120pMPa，取。需满足： 2ppTdkl 120pMPa其中由轴的直径 35mm，可取键的尺寸 bh=108mm。则可解得: 5222 1.02 1013.96120 30 8/ 2pTlmmdk查表得安全工作的最小键长为 14mm。 XXX 1XXX8103XX 23此轴上两个键槽处为两个齿轮：2、3 号齿轮，其中 2 号（高速轴上的大齿轮）齿宽为 25mm，3 号齿轮（低速轴上的小齿轮）齿宽为 35mm。则 2、3 齿轮的齿宽符合，取 2 号齿轮处键长 20mm，取 3 号齿轮键长取 28mm。6轴的受力分析(1)画轴的受力简图中间轴受力：，3301.0tFN1248.3rFN930.4NaF (2)计算支承反力在水平面上2233332233123/ 2/ 2()89.8aarrHF dF dF LFLLFLLLN432311.5HHrrFFFFN在垂直平面上223333123()836.4ttVFLLF LFNLLL4233(716.6906.9826.4)797.1VttVFFFFNN轴承III的总支承反力：22333854.2RHVFFFN轴承 IV 的总支承反力：22444817.2RHVFFFN（3）画弯矩图在水平面上，a-a 剖面左侧：3189.8 46.54175.7aHHMFLN mmN mma- a 剖面右侧：4233233 / 2()13127.23aHHraMFLLF LF dN mmb- b 剖面左侧： XXX 1XXX8103XX 243122222 / 2()5765.24bHHraMFLLF LF dN mmb-b 剖面右侧：4310.5 42.8459.4bHHMFLN mmN mm在垂直平面上，弯矩为3133171.42aVVMF LN mm42332()108795.88aVVtMFLLF LN mm 31222()97906.42bVVtMFLLF LN mm43797.1 42.834115.88bVVMFLN mmN mm 合成弯矩，a-a 剖面右侧：22113259.6aaHaVMMMN mmb-b 剖面左侧：2299757.3bbHbVMMMN mm(4)画转矩图。5231.02 10TN mm =Ti = (5).校核轴的强度a-a 剖面右侧，因弯矩大，有转矩，故 a-a 剖面右侧为危险剖面。由表 9.6 查得，抗弯截面模量为 23()0.12bt dtWdd223333()10 5 (355)0.1=0.1 353644.622 35bt dtWdmmmmd 同理，可得抗扭截面模量为223333()10 5 (355)0.20.2 35793222 35Tbt dtWdmmmmd 弯曲应力：113259.631.0763644.6bMMPaMPaW31.076abMPa0m扭剪应力：51.02 1012.867932TTTMPaMPaW XXX 1XXX8103XX 2512.866.4322TamMPaMPa由表 9.3 可以查得；材料的等效系数11=650,300,155bMPaMPaMPa。=0.2=0.1，由表 9.10 查得。1.825,1.625KK绝对尺寸系数，由表 9.12 查得。=0.8=0.76，轴磨削加工时的表面质量系数，由表 9.9 查得。=0.92由此，安全系数计算如下：13003.891.82531.0760.2 00.92 0.8amSK11559.941.6256.430.1 6.430.92 0.76amSK22223.89 9.943.623.899.94S SSSS由表 9.13 查得许用安全系数显然，故 a-a 剖面安全。 1.31.5,S S S7.校核轴承寿命由表 12.3 查得 7206C 轴承的。023000,15000rCN CN（1） 计算轴承的轴向力轴承 I、II 内部轴向力分别为1110.40.40.4 1653.2512.4SrRFFFNN2220.40.40.4 1248.3499.2SrRFFFNN2(449.2 163.3)662.5SFANN12662.5aSFFAN22499.2aSFFN比较两轴承的受力，因及，故只需校核轴承 I。1rF2rF1aF2aF（2） 计算当量动载荷由，由表 10.13 查得。10/662.5/150000.044aFC 0.41e 因为 ，所以。11/662.5/1248.30.53arFF e0.44,1.40XY当量动载荷为r11P(0.44 1653.2 1.40 662.5)1654.9raXFYFNN（3） 校核轴承寿命轴承在以下工作，由表 10.10 查得。中等冲击，由表 10.11 查得100 C1Tf 。1.8pf XXX 1XXX8103XX 26轴承 I 的寿命为3366r10101 230003601860P60 213 1.8 1654.9Trhpf CLhnf已知减速器使用 4 年两班，则预期寿命为8 1 250 4 216000hLhh hLhL，故轴承寿命充裕。 (三)输出轴(即轴)的设计计算1. 轴的基本参数-轴：213.067.56 / min68/ min3.15nnrri 55231.02 100.98 0.97 3.123.01 10TiN mmN mm T = 则经过计算可得作用在齿轮上的力：4523.01 1222758.921 .08 2tTFNdtantan202758.91043.3coscos15.740nrtaFFNtan2758.9 tan15.740 =777.6NatFF2.选择轴的材料考虑使用 45 号钢的时候轴可能会比较粗，结构复杂，而且第三根轴传递力矩较大，故选用 40Cr，热处理方式为调质，能获得良好的综合机械性能。3.初算轴径按弯扭强度计算：233min2P2.17C9730.76n68dmm 考虑到轴上键槽适当增加轴直径，。mind23.0 1.0331.62mm式中：C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献1表 9.4 中查得 C 值，45 号钢的值为 118106 考虑扭矩大于弯矩，取小值 C=106。P2轴传递的功率（单位 kW） 。n轴的转速。4.轴承部件的结构设计(1)轴承部件的结构形式为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构形式。因传递功率小，齿轮减速器效率高，发热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：中间轴的草图 1 所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端 7 开始设计。 XXX 1XXX8103XX 27(2)轴段 7 及联轴器轴段 7 的直径，需要考虑到上述所求的及轴段 1 上安装联轴mind31.62mm器，因此与联轴器的设计同时进行。为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12.1(参考文献1)可取：K=1.5，则计算转矩：。35T1.53.01 10451.5eK TmN其中型号为 LT7 的弹性套柱销联轴器公称转矩满足，但直径不满足，则定制直径为 32mm 的联轴器， 型号记作 LT7 3270 GB/T 5014。7d32mm(3)轴段 6考虑联轴器的轴向固定，轴段 6 直径。638mmd(4)轴段 5 和轴段 1考虑使用斜齿轮，齿轮有轴向力，轴承类型为角接触球轴承。轴段 5 需要考虑轴承直径及安装，查表 12.2（参考文献2）角接触轴承，暂取 7208C,查得 d=40mm,D=80mm,B=18mm。一根轴上两个轴承应该为相同型号，故取轴段 5 和轴段 1 的直径为：。5140mmdd(5)轴段 2 和轴段 4由图 9.8 中的公式计算得，轴段 6 的轴肩应为。初取轴肩2.84.0mmhh=3.0mm,则初算可得直径为 46mm，轴段 2 处用以安装低速轴大齿轮-齿轮 4，轴段 4 处为方便定位。2446mmdd(6)轴段 4轴段 4 的轴肩也为。轴肩取 4mm,则直径为 54mm。3.224.6mmh(7)轴段长度轴段长度可综合草图进行设计。5.轴上键校核中间轴轴段 7 与轴段 4 上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，其键长大于所需最短工作长度即可。连接为动连接，载荷轻微振动，且键材料均选用 45 号钢，查表可得： 100120pMPa，取 110pMPa。需满足： 2ppTdkl(1) 轴段 4 与大齿轮连接处的键其中轴段 4 的直径 50mm，可取键的尺寸 bh=149mm。则可解得: 5322 3.01 1034.2110 40 9/ 2pTlmmdk查表取键长为 36mm。 XXX 1XXX8103XX 28此轴段键槽处为低速齿轮大齿轮：4 号齿轮，其齿宽为 30mm。即齿轮的齿宽不符合最小键长要求，使键长为 36mm，则初设计轮毂宽度为 42mm。(2) 轴段 7 与联轴器连接处的键其中轴段 7 的直径 30mm，可取键的尺寸 bh=108mm。则可解得: 5322 3.01 1054.7110 25 8/ 2pTlmmdk查表取键长为 56mm。6.轴的强度校核(1)画轴的受力简图输出轴的受力:4523.01 1222758.921 .08 2tTFNdtantan202758.91043.3coscos15.740nrtaFFNtan2758.9 tan15.740 =777.6NatFF画出轴的受力简图首先, 确定轴承的支点位置时,查机械设计手册20-149 表 20.6-7.对于7208C 型的角接触球轴承,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.经计算得L1=102.5mm，L2=78mm，L3=47.5mm。(2)计算支反力（取向上为垂直正方向，向前为水平正方向）水平面上:3132218.3F1043.3 47.5777.622896.21102.547.5raHdFLRNLL211043.3-896.21=147.09HrHRFRN垂直平面上: XXX 1XXX8103XX 2931232758.9 47.5873.65102.547.5tVF LRNLL212758.9873.651885.0VtVRFRN轴承 1 的总支承反力2222111896.21873.651251.60HVRRRN轴承 2 的总支承反力2222222147.091885.01890.7HVRRRN(3)画弯矩图53.01 10TN mm 在水平面上：a-a 剖面左侧，112896.21 7869904mmaHHMRLNa-a 剖面右侧：223147.09 47.56986.8mmaHHMRLN在垂直面上：12873.65 786814.5N mm.aVVMRL合成弯矩：a-a 剖面左侧: 22211699046814.570235aaHaVMMMN mma-a 剖面右侧：222226986.86814.59759.8aaHaVMMMN mm(4)画转矩图(5)校核轴的强度由弯矩图可知，a-a 截面左侧，轴的弯矩最大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，为危险截面。由参考文献1P205 页附表 10.1 ：抗弯剖面模量：22333()16 6 (466)0.10.1 468064.0mm22 46bt dtWdd 抗扭剖面模量22333()16 6 (466)0.20.2 4617798mm22 46Tbt dtWdd XXX 1XXX8103XX 30弯曲应力：702358.7108064.0bMMpaWa8.710bMpa0m扭剪应力53.01 1016.91217798TTTMpaW8.4562TamMpa由参考文献1P192 页表 10.1 和 P201 页表 10.4 得，45 号钢调质处理，11650,300Mpa,155MpaBMpa由参考文献1表 10.1 查得材料的等效系数0.2，0.2键槽引起的应力集中系数，由附表 10.4 查得1.825,1.6251()KK插值法绝对尺寸系数，由参考文献1附图 10.1 查得0.80.76，轴磨削加工时的表面质量系数，由参考文献1附图 10.2 查得R0.8 3.2,0.92a安全系数S=130013.891.8258.7100.92 0.8aaamK 11.6250.920.761555.948.460.76 8.456tamkS 222213.89 5.945.461.513.895.94caS SSSS 所以 a-a 剖面是安全的，强度满足要求。7.校核轴承寿命由表 12.3（参考文献 2）查得 7208C 轴承的036800,25800rCN CN。(1)计算轴承的轴向力轴承 I、II 内部轴向力分别为 XXX 1XXX8103XX 311110.40.40.4 1043.3417.32SrRFFFNN2220.40.40.4 1043.3417.32SrRFFFNN2(417.32278.05)695.37SFANN12695.37aSFFAN22417.32aSFFN比较两轴承的受力，因1rF2rF及1aF2aF，故只需校核轴承 I。(2)计算当量动载荷由10/695.37/ 258000.027aFCN，由表 10.13 查得0.37e 。因为11/695.37/1043.30.667arFFNe，所以查表插值可得：0.45,1.40XY。当量动载荷为r11P(0.45 1251.6 1.40 695.37)1536.7raXFYFNN(3)校核轴承寿命轴承在100 C以下工作，由表 10.10 查得1Tf 。微振，由表 10.11 查得1.5pf 。轴承 I 的寿命为3366r10101 36800604501.060P60 68 1.5 1536.7Trhpf CLhnf已知减速器使用 3 年两班，则预期寿命为8 1 250 4 216000hLhh hLhL，故轴承寿命充裕。8.环境清洁，且线速度小于 4m/s，故选用毛毡圈密封(四)整体结构的的最初设计1.轴承的选择根据之前轴的结构计算设计， 可知三个轴选择的轴承分别为：轴承型号D/mmD/mmB/mm输入轴7204C204714中间轴7205C255215输出轴7207C3572172.轴承润滑方式及密封方式齿轮 1 线速度与齿轮 2 的线速度相等，即：，112/ (60 1002.064/2/0)m smvvnds但是考虑此处线速度并不是很大，而且减速器的尺寸比较大，有六个轴承，综合考虑采用脂润滑，需要挡油环。 工作环境清洁，密封方式暂采用毛毡圈。3.确定轴承端盖的结构形式为方便固定轴承、实现较好的密封性能以及调整轴承间隙并承受轴向力的作用，初步选用凸缘式轴承端盖。 XXX 1XXX8103XX 324确定减速器机体的结构方案并确定有关尺寸由于需要大批量生产，需要考虑工作性能以及成本问题，机体采用剖分式，制造工艺选择为铸造。其机体结构尺寸初选如下表：名称符号尺寸 mm机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度1b12机座底凸缘厚度p20地脚螺栓直径fd16地脚螺栓数目n6轴承旁连接螺栓直径1d12机盖与机座连接螺栓直径2d10连接螺栓的间距2dl轴承端盖螺钉直径3d8窥视孔盖螺钉直径4d6定位销直径d10、至外机壁距fd1d2d离1c22、18、16、至凸缘边缘距离1d2d2c16、14轴承旁凸台半径1Rc2凸台高度h外机壁至轴承座端面距离1l39内机壁至轴承座端面距离2l47大齿轮顶圆与内机壁距离110齿轮端面与内机壁距离28机盖、机座肋厚、1mm、18m 8m 轴承端盖外径2D轴承端盖凸缘厚度e8轴承旁连接螺栓距离s四.设计参考文献:【1】.机械设计 哈尔滨工业大学出版社 宋宝玉 主编【2】.机械设计课程设计 哈尔滨工业大学出版社 宋宝玉 主编【3】.机械设计大作业指导书 哈尔滨工业大学出版社 【4】.机械精度设计基础 科学出版社 孙玉芹 袁夫彩 主编文档来源网络，版权归原作者。如有侵权，请告知，我看到会立刻处理。 XXX 1XXX8103XX 33