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需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑二级齿轮减速器及三维运动仿真设计Device and simulation design of two gear reducer系 名： （四号宋体） 专业班级： （四号宋体） 学生姓名： （四号宋体） 学 号： （四号宋体） 指导教师姓名： （四号宋体） 指导教师职称： （四号宋体） 年 月摘 要I摘 要圆柱齿轮减速器被广泛地应用于各类机械产品和装备中，因此，研究提高其承载能力，延长其使用寿命，减小其体积和质量等问题，具有重要的经济意义。本课题对某二级圆柱齿轮减速器，以体积最小为目标函数，进行可靠性分析及优化设计的研究。本次设计首先，通过对圆柱齿轮减速器结构及原理进行分析，在此分析基础上提出了其设计方案；接着，对主要技术参数进行了计算选择；然后，对各主要零部件进行了设计与校核并以体积最小为目标函数，进行可靠性分析及优化设计；最后，通过AutoCAD 制图软件绘制了优化后的圆柱齿轮减速器装配图及主要零部件图。通过本次设计，巩固了大学所学专业知识，如：机械原理、机械设计、材料力学、公差与互换性理论、机械制图等；掌握了普通机械产品的设计方法并能够熟练使用AutoCAD 制图软件，对今后的工作于生活具有极大意义。关键词：圆柱齿轮，减速器，轴，设计镇江市高等专科学校毕业设计（论文）IIAbstractCylindrical gear reducer is widely used in various types of machinery and equipment, and therefore, increase its carrying capacity study, to extend its service life, reduce the volume and quality and other issues, has important economic significance. The issue of a second cylindrical gear reducer, the smallest volume as the objective function, reliability analysis and optimization of the design.The design is first, by performing on the cylindrical gear reducer structure and principle analysis presented in this analysis based on its design; Next, the main technical parameters were calculated selection; then, for each of the main components were designed and Checking and minimum volume as the objective function, reliability analysis and optimization design; Finally, AutoCAD drawing software to draw the cylindrical gear reducer assembly drawing and major components after optimization Fig.Through this design, the consolidation of the university is the professional knowledge, such as: mechanical principles, mechanical design, mechanics of materials, tolerances and interchangeability theory, mechanical drawing and the like; mastered the design of general machinery products and be able to skillfully use AutoCAD mapping software on the future work of great significance in life.Keywords: Cylindrical gear, Reducer, Shafts, Design目 录IV目 录摘 要 .IAbstract .II第 1 章 绪论 .1第 2 章 总体参数计算 .22.1 技术条件 .22.2 分配传动比 .22.3 运动和动力参数计算 .22.3.1 各轴的转速 .22.3.2 各轴的输入功率 .32.3.3 各轴的输入转矩 .32.3.4 整理列表 .3第 3 章 齿轮传动的设计与校核 .43.1 高速级齿轮传动 .43.1.1 选精度等级、材料和齿数 .43.1.2 按齿面接触疲劳强度设计 .43.1.3 按齿根弯曲强度设计 .53.1.4 几何尺寸计算 .73.1.5 验算 .73.2 低速级齿轮传动 .73.2.1 选精度等级、材料和齿数 .73.2.2 按齿面接触疲劳强度设计 .73.2.3 按齿根弯曲强度设计 .93.2.4 几何尺寸计算 .103.2.5 验算 .103.3 减速器体积最小优化设计 .113.3.1 减速器体积函数分析 .113.3.2 高速级齿轮优化设计 .113.3.3 低速级齿轮优化设计 .12第 4 章 轴及附件的设计与校核 .144.1 轴的设计与校核 .144.1.1 输入轴 .144.1.2 中间轴 .164.1.3 输出轴 .204.2 轴承的选择与校核 .224.2.1 输入轴的轴承 .224.2.2 中间轴、输出轴的轴承 .234.3 键的选择与校核 .234.3.1 输入轴的键 .234.3.2 中间轴、输出轴的键 .244.4 减速器附件设计及润滑密封 .244.4.1 润滑与密封 .244.4.2 减速器机体结构尺寸计算 .24第 5 章 基于 Pro/E 的三维设计 .265.1 Pro/E 三维设计软件概述 .265.2 三维设计 .265.2.1 输入齿轮轴 .265.2.2 齿轮 .265.2.3 轴 .275.2.4 箱体、箱盖 .275.2.5 三维装配 .28总 结 .30参考文献 .31致 谢 .32第 1 章 绪论1镇江市高等专科学校毕业设计（论文）2第 1 章 绪论3镇江市高等专科学校毕业设计（论文）4第 1 章 绪论5镇江市高等专科学校毕业设计（论文）6第 1 章 绪论随着我国科学技术水平的快速提高，圆柱齿轮减速器传动装置的技术得到了很大的进步，各企业的经济意识越加强烈，对工程的要求也就越来越高。但是由于受到大型圆柱齿轮减速器关键核心技术、性能、卡考使用寿命低、控制系统差距大等问题的影响，目前仍然存在着一些问题。当今高速发展的信息技术时代下，我国的科技水平同样得到了质的提升。作为输送物料的主要设备，生产工艺的发展矗然要幸高端的技术进行配合，从而实现生产效率的提高、资源能量的节约，增加我国国际竞争能力，实现利益最大化。圆柱齿轮减速器被广泛地应用于各类机械产品和装备中，因此，研究提高其承载能力，延长其使用寿命，减小其体积和质量等问题，具有重要的经济意义。本课题对某二级圆柱齿轮减速器，以体积最小为目标函数，进行可靠性分析及优化设计的研究，使学生在机械设计、计算机应用技术等方面受到综合训练，培养学生解决实际工程问题的能力。目前圆柱齿轮减速器已广泛应用于国民经经济各个部门，近年来在露天矿和地下矿的联合运输系统中圆柱齿轮减速器又成为重要的组成部分.主要有:钢绳芯圆柱齿轮减速器、钢绳牵引胶带输送机和排弃场的连续输送设施等。这些输送机的特点是输送能力大(可达 30000t/h)，适用范围广(可运送矿石，煤炭，岩石和各种粉状物料，特定条件下也可以运人)，安全可靠，自动化程度高，设备维护检修容易，爬坡能力大(可达 16)，经营费用低，由于缩短运输距离可节省基建投资。目前，圆柱齿轮减速器的发展趋势是：大运输能力、大带宽、大倾角、增加单机长度和水平转弯，合理使用胶带张力，降低物料输送能耗，清理胶带的最佳方法等。我国已于 1978 年完成了钢绳芯圆柱齿轮减速器的定型设计。钢绳芯圆柱齿轮减速器第 1 章 绪论7的适用范围：（1）适用于环境温度一般为-40C45C ；在寒冷地区驱动站应有采暖设施；（2）可做水平运输，倾斜向上(16)和向下运输，也可以转弯运输；运输距离长，单机输送可达 15km；（3）可露天铺设，运输线可设防护罩或设通廊；（4）输送带伸长率为普通带的 1/5；其使用寿命比普通胶带长；成槽性好；运输距离。镇江市高等专科学校毕业设计（论文）8第 2 章 总体参数计算2.1 技术条件二级圆柱齿轮减速器工作条件：输入功率 P=5KW，输入转速 n1=1000r/min，总传动比 i=25，系统可靠度R=0.90。工作寿命为 10 年，且载荷均匀。常规方法的设计；以减速器体积最小为目标函数进行进行优化设计；传动简图如下：2.2 分配传动比为使传动装置尺寸协调、结构匀称、不发生干涉现象，选 V 带传动比：；3带i设计要求减速器总的传动比为： ；25i考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应该有相近的浸油深度。则两级齿轮的高速级与低速级传动比的值取为 1.3，取 213.i则： ； ；5.23.1.1 ii5.4.1i2.3 运动和动力参数计算第 2 章 总体参数计算92.3.1 各轴的转速1 轴 min/101rnm2 轴 i/18.5.12 ri3 轴 in/04.823in2.3.2 各轴的输入功率1 轴 kwP95.4.053012 轴 k74.82123 轴 60.7.32.3.3 各轴的输入转矩1 轴 mNnPT 27.41095.950112 轴 9.18.7223 轴 mNnPT 04.04.569954332.3.4 整理列表轴名 功率 kwP/转矩 T/转速 in)/(r1 4.95 47.27 10002 4.754 251.97 180.183 4.566 1089.04 40.04镇江市高等专科学校毕业设计（论文）10第 3 章 齿轮传动的设计与校核3.1 高速级齿轮传动3.1.1 选精度等级、材料和齿数采用 7 级精度由表 6.1 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。选小齿轮齿数 201Z大齿轮齿数 15.i3.1.2 按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即 3211)(2.HEdtt ZuTkd1） 确定公式各计算数值（1）试选载荷系数 3.tK（2）计算小齿轮传递的转矩mNT27.41（3）小齿轮相对两支承非对称分布，选取齿宽系数 1d（4）由表 6.3 查得材料的弹性影响系数 2/8.19MPaZE（5）由图 6.14 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 H601lim大齿轮的接触疲劳强度极限 52（6）由式 6.11 计算应力循环次数 91 108.2)3(060 hjLnN8921.5.8（7）由图 6.16 查得接触疲劳强度寿命系数0.1NZ4.02NZ（8）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为 1，安全系数为 S=1，由式 10-12 得第 3 章 齿轮传动的设计与校核11 MPaSZHN540690.1lim1 H 94.2li2（9）计算试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中的较小值td1Hmdt 06.51)498.(5.6027.431.2231 计算圆周速度 v snvt /8.2601.4.3106计算齿宽 b mdt .5.1计算齿宽与齿高之比 b/h模数 Zmtnt 3.206.1齿高 84.7.5/6/7.52.hbmnt计算载荷系数 K根据 ，7 级精度，查得动载荷系数smv/8. 1.VK假设 ，由表查得NFtA10.H由于载荷平稳，由表 5.2 查得使用系数 .A由表查得 287.K查得 1F故载荷系数 57.128.01.HVAK（10）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得 mdtt 46.53./7.06.5/331（11）计算模数 Zm2./4./13.1.3 按齿根弯曲强度设计镇江市高等专科学校毕业设计（论文）12弯曲强度的设计公式为 321FSdnYZKTm（1）确定公式内的计算数值由图 6.15 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限 382由图 6.16 查得弯曲疲劳寿命系数8.01NZ9.2N计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为 1，安全系数为 S=1.3，由上式得MPaSFENF 46.38.5081 ZFEF .2.1922计算载荷系数 549.180.FVAK（2）查取齿形系数由表 6.4 查得 8.21aY.2Fa（3）查取应力校正系数 由表 6.4 查得5.1Sa79.2Sa（4）计算大小齿轮的 ，并比较FSa01483.26379182.521FSaFY大齿轮的数据大（5）设计计算 mm89.1043.2017.49.33对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计第 3 章 齿轮传动的设计与校核13算的模数，可取有弯曲强度算得的模数 1.89mm，圆整取标准值 m2mm并按接触强度算得的分度圆直径 d46.51算出小齿轮齿数 取237/./1mZ281Z大齿轮齿数 取285.2i 53.1.4 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 mZd31025682（2）计算中心距 mda1832/)056(2/)( （3）计算齿宽宽度 取 60mmb13.1.5 验算 NdTFt 7.1564201合适mbKtA /10/.3. 3.2 低速级齿轮传动3.2.1 选精度等级、材料和齿数采用 7 级精度由表 6.1 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。选小齿轮齿数 ，18Z大齿轮齿数 ，取15.42i 812Z则实际传动比：.1传动误差小于 5，合适。3.2.2 按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即 3211)(2.HEdtt ZuTkd镇江市高等专科学校毕业设计（论文）141） 确定公式各计算数值（1）试选载荷系数 3.1tK（2）计算小齿轮传递的转矩 mNT97.51（3）小齿轮相对两支承非对称分布，选取齿宽系数 1d（4）由表 6.3 查得材料的弹性影响系数 2/8.19MPaZE（5）由图 6.14 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 H601lim大齿轮的接触疲劳强度极限 52（6）由式 6.11 计算应力循环次数 81 109.)83(8.060 hjLnN8215.495（7）由图 6.16 查得接触疲劳强度寿命系数.01NZ9.02NZ（8）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为 1，安全系数为 S=1，由式 10-12 得 MPaSHN526087.lim1 ZH 499.2li2（9）计算试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中的较小值td1Hmdt 25.90)48.(5.097.253.131 计算圆周速度 v snvt /917.0608.2.914.3061计算齿宽 b mdt 5.1计算齿宽与齿高之比 b/h第 3 章 齿轮传动的设计与校核15模数mZdmtnt 01.582.91齿高 .2./.90/28.hbnt计算载荷系数 K根据 ，7 级精度，查得动载荷系数smv/1. 02.1VK假设 ，由表查得NFtA0.H由表 5.2 查得使用系数 1.A由表查得 294.1K查得 6F故载荷系数 452.19.02.HVAK（10）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得 mdtt 64.3.1/45.2.90/331 （11）计算模数 Zm.18/6./13.2.3 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为 321FSdnYZKT（1）确定公式内的计算数值由图 6.15 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限 382由图 6.16 查得弯曲疲劳寿命系数85.01NZ.2N计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为 1，安全系数为 S=1.3，由式 10-12 得MPaSFENF 92.36.5081 ZFEF .7.122镇江市高等专科学校毕业设计（论文）16计算载荷系数 41.260.1.FVAK（2）查取齿形系数由表 6.4 查得 9.21aY.2Fa（3）查取应力校正系数 由表 6.4 查得5.1Sa7.2Sa（4）计算大小齿轮的 ，并比较FSa01528.257 36.9.36121FSaFY大齿轮的数据大（5）设计计算 mm23.0158.180.972543 3对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数 3.23mm，于是取标准值 m4mm。并按接触强度算得的分度圆直径 d64.931算出小齿轮齿数 取 2/./1mZ241Z大齿轮齿数 取085.42i 083.2.4 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 mZd43208962（2）计算中心距 mda264/)396(/)(21 （3）计算齿宽宽度 取 100mmb3.2.5 验算 NdTFt 6.4859621701第 3 章 齿轮传动的设计与校核17合适mNbFKtA /10/7.629.4851. 3.3 减速器体积最小优化设计3.3.1 减速器体积函数分析在确保减速器强度基础上，要使减速器体积最小即只要使齿轮体积最小即可，体积函数为： 21 33 213228.9.441HEt dEdt ddZuTKuBV从体积函数可以看出，对于给定工况下，已知传动比及扭矩的齿轮传动中，决定齿轮体积的为 ，要使减速器体积最小即齿轮体积最小就需提高接触疲劳强度许用H应力 ，也就是提高材料的表面硬度。在后面的优化设计中将提高材料的表面硬度重新进行计算。3.3.2 高速级齿轮优化设计（1）选精度等级、材料和齿数采用 7 级精度由表 6.1 选择小齿轮材料为 30CrMnSi（调质） ，硬度为 320HBS，大齿轮材料为 30CrMnSi 钢（调质） ，硬度为 300HBS。（2）接触疲劳强度许用应力计算由图 6.14 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH801lim大齿轮的接触疲劳强度极限 72计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为 1，安全系数为 S=1，由式 10-12 得 PaSZHN720890.lim1 镇江市高等专科学校毕业设计（论文）18 MPaSZHNH 8.723094.2lim2 与 3.1.1 相同的计算过程，重新计算优化后齿轮参数，结果如下：序号 名称 符号 计算公式及参数选择1 齿数 Z 22，1222 模数 m 2mm3 分度圆直径 21dm24,4 齿顶高 ah5 齿根高 f 5.26 全齿高 hm.47 顶隙 c08 齿顶圆直径 21d18,9 齿根圆直径 43f 39,10 中心距 am43.3.3 低速级齿轮优化设计（1）选精度等级、材料和齿数采用 7 级精度由表 6.1 选择小齿轮材料为 30CrMnSi（调质） ，硬度为 320HBS，大齿轮材料为 30CrMnSi 钢（调质） ，硬度为 300HBS。（2）接触疲劳强度许用应力计算由图 6.14 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH801lim大齿轮的接触疲劳强度极限 72计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为 1，安全系数为 S=1，由式 10-12 得 PaSZHN69807.lim1 MH 39.2li2第 3 章 齿轮传动的设计与校核19与 3.1.2 相同的计算过程，重新计算优化后齿轮参数，结果如下：序号 名称 符号 计算公式及参数选择1 齿数 Z 25，1132 模数 m 3mm3 分度圆直径 21dm39,754 齿顶高 ah5 齿根高 f 75.36 全齿高 hm.67 顶隙 c08 齿顶圆直径 21d345,819 齿根圆直径 43f .,.6710 中心距 am20镇江市高等专科学校毕业设计（论文）20第 4 章 轴及附件的设计与校核4.1 轴的设计与校核4.1.1 输入轴（1）尺寸与结构设计计算1）高速轴上的功率 P1，转速 n1 和转矩 T1， ，kwP95.4min/10rnmNT27.412）初步确定轴的最小直径先按式 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料 45 钢，调质处理。根3PdCn据机械设计表 11.3，取 ，于是得：12md09.15.431该处开有键槽故轴径加大 510，且高速轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 。为了使所选的轴直径 与联轴器的孔径相适应，故取 ；1d1 d21。mL503）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的要求 2 轴段左端需制出轴肩，轴肩高度轴肩高度 ，取 故取 2 段的直径 ，长度 。dh7.3h8dmL472(b) 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，故选用深沟球轴承。根据 ，查机械设计手册选取 0 基本游隙组，标准精度级的深沟球轴m28承 6206，故 ， ，轴承采用轴肩进行轴向定位，轴肩高073 ml73度轴肩高度 ，取 ，因此，取 。dh.hd3164(c) 齿轮处由于齿轮分度圆直径 ，故采用齿轮轴形式，齿轮宽度1B=50mm。另考虑到齿轮端面与箱体间距 10mm 以及两级齿轮间位置配比，取， 。ml74l64）轴上零件的周向定位查机械设计表，联接联轴器的平键截面 。mlhb456（2）强度校核计算1）求作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为 =52 ，根据 机械设计 （轴的设计计算部dm第 4 章 轴及附件的设计与校核21分未作说明皆查此书）式(10-14)，则 NtgFdTtanrt 3.206.1361.0.23Np.652）求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a 值。对于 6206 型深沟球轴承，由手册中查得 a=15mm。因此，轴的支撑跨距为L1=72mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面 C 是轴的危险截面。先计算出截面 C 处的 MH、MV 及 M 的值列于下表。载荷 水平面 H 垂直面 V支反力F ，NNH143NF126，NFNV237156C 截面弯矩 MmLNH8532 mMLaNV1432总弯矩 MV 6858222max扭矩 T7.4镇江市高等专科学校毕业设计（论文）223）按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取 ，轴的6.0计算应力： MpaWTMca 61.2821.047068)(3222 已选定轴的材料为 45Cr，调质处理。由表 15-1 查得 。因此70P-，故安全。1-ca4）键的选择采用圆头普通平键 A 型（GB/T 10961979）连接，联接联轴器的平键截面， 。齿轮与轴的配合为 ，滚动轴承与mlhb456Mpap1076Hr轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为 。m4.1.2 中间轴1） 轴 2 的转速和功率转矩：P2=4.754Kw， n2=180.18n/min，T2=251.96N.m第 4 章 轴及附件的设计与校核232） 求作用在齿轮上的力（1）求作用在低速级小齿轮上的力圆周力：NdTFt 33123 1049.7596.径向力： ntr 2.6ta40a3 轴向力： ta 15903.si212 （2）求作用在高速级大齿轮上的力。因大齿轮为从动轮，所以作用在其上的力与主动轮上的力大小相等方向相反。圆周力： NFtt 9.7512径向力： Nr 9.163.0.6cosan2轴向力： ta 45i123）初步确定轴的最小直径先按式 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料 45 钢，调质处理。根3PdCn据机械设计-表 15-3，取 ，于是得：12m34.8.0754nd332该轴有两处键槽，轴径应增加 510%，轴的最小直径显然是轴承处轴的直径和 ，故 d4）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)初步选择滚动轴承。因轴承不受轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求，根据 ，选取 0 基本游隙组，标准精度级的深沟球轴md35承 30206 型，其尺寸为 ，得： mTD1872 ml18轴段取安装齿轮处的-、-取 ，根据齿轮宽并为保证d4-齿轮定位准确轴段适当缩短 12mm，故： ，l3lV63轴段-为两侧齿轮定位轴环， 根据箱体尺寸 。(3)V lI59轴上零件的周向定位齿轮采用平键联接，按 ，查机械设计表得平键截面md40-，联接小圆柱齿轮的平键长度为 40mm，联接大圆柱齿轮的平键长mhb812镇江市高等专科学校毕业设计（论文）24度为 50mm.5）求轴上的载荷对于深沟球轴承 6207， ，ma16计得： ， ， 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图L731702L843和扭矩图。如下图所示载荷 水平面 垂直面支反力 FNNH5.230169NFNV3.7215弯矩 MmH41N3.022 mMV401N.23总弯矩VH4.570611 m32222扭矩 T N5960第 4 章 轴及附件的设计与校核256）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，即圆柱齿轮的截面，取 ，轴的计算应力：.0 MPaWTMca 5.472)(413254. 960.706)( 22221 ）前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由机械设计表，查得 ，因601此 ，安全。1ca镇江市高等专科学校毕业设计（论文）264.1.3 输出轴（1）尺寸与结构设计计算1）低速轴上的功率 P3，转速 n3 和转矩 T3， ，kwP56.43min/04.3rnmNT04.18932）初步确定轴的最小直径先按式 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料 45 钢，调质处理。根3PdCn据机械设计表 11.3，取 ，于是得：10md34.5.461033该处开有键槽故轴径加大 510，且轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 。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。1 1d联轴器的计算转矩 ，取 。3TKAca4.ANTAca 6204.89.13按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册选用 HL3 型弹ca性套柱销联轴器，其公称转矩为 2000N.m。半联轴器的孔径为 40mm，故取，半联轴器长度为 ，半联轴器与轴配合的长度 。md561 mL mL8213）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的要求 2 轴段左端需制出轴肩，轴肩高度轴肩高度 ，取 故取 2 段的直径 ，长度 。dh07.h5.3md73372(b) 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，故选用深沟球轴承。根据 ，查机械设计手册选取 0 基本游隙组，标准精度级的深沟球轴m2承 6213，其尺寸为 ，故 ，考虑到还需516TD653安装档油环取 ，轴承采用轴肩进行轴向定位，轴肩高度ll5.4,31，取 ，因此，取 。dh07.hmd74(c)取安装齿轮处的轴的直径 ；齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。06已知齿轮轮毂的宽度为 75mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 ，取 ，ml36 dh07.4h则 。因三根轴在箱体内的长度大致相等，取 ， 。d805 ml54l854）轴上零件的周向定位查机械设计表，联接联轴器的平键截面 ；联接圆柱lhb812齿轮的平键截面 mlhb56106（2）强度校核计算第 4 章 轴及附件的设计与校核271）求作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为 ，根据式 (10-14)，则md17.23NtgFdTtanrt 2.106.356.17.2832）求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a 值。对于 6213 型深沟球轴承，由手册中查得 a=21mm。因此，轴的支撑跨距为mL.56921根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面 B 是轴的危险截面。先计算出截面 B 处的 MH、MV 及 M 的值列于下表。载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 FNN35.941H722 NFN50.2391V48B 截面弯矩 MmLN6041 LMN36252总弯矩 mVH 4832max扭矩 T10894镇江市高等专科学校毕业设计（论文）283）按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取 ，轴的6.0计算应力 MpaWTMca 21.751.0894064823)(3222 已选定轴的材料为 45Cr，调质处理。由表 15-1 查得 。因此70P-，故安全。1-ca4）键的选择（a）采用圆头普通平键 A 型（GB/T 10961979）连接，查机械设计表，联接联轴器的平键截面 ；联接圆柱齿轮的平键截面mlhb8012， 。齿轮与轴的配合为 ，滚动轴承mlhb56016Mpap76Hr与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为 。m4.2 轴承的选择与校核4.2.1 输入轴的轴承第 4 章 轴及附件的设计与校核29（1）按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为深沟球轴承，轴承的预期寿命取为：Lh29200h由上面的计算结果有轴承受的径向力为 Fr1=340.43N，轴向力为 Fa1=159.90N，（2）初步选择深沟球轴承 6206，其基本额定动载荷为 Cr=51.8KN，基本额定静载荷为 C0r=63.8KN。（3）径向当量动载荷 NFNVHr 43.06.187.5432221211 Fr 8.5.9222动载荷为 ，查得 ，则有arYP4.06.r 0139.1563. 由 式 13-5 得a hrh LPCnL 4.5012.3986601 63满足要求。4.2.2 中间轴、输出轴的轴承（1）选择的深沟球轴承 6207，尺寸为 ，基本额mTDd187235定动载荷 。NC340（2）选择的深沟球轴承 6213，尺寸为 ，基本506额定动载荷 。校核方式同理，寿命合格。4.3 键的选择与校核4.3.1 输入轴的键1）选择键联接的类型和尺寸联轴器处选用单圆头平键，尺寸为 mlhb4562)校核键联接的强度键、轴材料都是钢，由机械设计查得键联接的许用挤压力为 MPaP120键的工作长度mbl426521镇江市高等专科学校毕业设计（论文）30，合适PP MadlkT5.82465.07.212314.3.2 中间轴、输出轴的键（1）中间轴键联接小圆柱齿轮处选用圆头平键，尺寸为 mhb36812联接大圆柱齿轮处选用圆头平键，尺寸为 50（2）输出轴的键联轴器处选用单圆头平键，尺寸为 ml圆柱齿轮处选用普通平头圆键，尺寸为 。lhb616（3）校核校核方式同理，强度合格。4.4 减速器附件设计及润滑密封4.4.1 润滑与密封（1）齿轮的润滑采用浸油润滑，由于高速级大齿轮浸油深度不小于 10mm，取为油深h=57mm。根据指导书表 16-1，选用全损耗系统用油 L-AN22。（2）滚动轴承的润滑由于轴承的 =38400 1600001dn/minr /minr=8181.9 1600002=4370 1600003/i /i故选用脂润滑。（3）密封方法的选取由于凸缘式轴承端盖易于调整轴向游隙，轴 II 及轴 IV 的轴承两端采用凸缘式端盖，而嵌入式端盖易于安装和加工，轴 III 选用外圈无挡边滚子轴承，故选用嵌入式端盖。由于采用脂润滑，轴端采用间隙密封。4.4.2 减速器机体结构尺寸计算1 箱座壁厚 ，8)(0125.2mdm10取2 箱盖壁厚 .1第 4 章 轴及附件的设计与校核313 箱座凸缘厚度 mb5.13.4 箱盖凸缘厚度 15 箱座底凸缘厚度 .2.26 地底螺钉直径 ，取 M201)(08.1mf dd7 地底螺钉数目 6n8 轴承旁联接螺栓直径 ，取 M14f75.19 箱盖与箱座联接螺栓直径 取 M10ddf12)0(210 联接螺栓的间距 ml12 窥视孔盖螺钉直径 ，取 M6f.7)4.3(413 定位销直径 dd6.98.0
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