二級展開式直齒圓柱齒輪減速器課程設(shè)計說明書

1、 設(shè)設(shè) 計計 題題 目目 設(shè)計帶式運輸機傳動裝置 機電工程系 機械設(shè)計制造及其自動化專業(yè) 班 設(shè) 計 者 學(xué) 號 指 導(dǎo) 教 師 2013 年 6 月 30 日目目 錄錄一、傳動方案的擬訂.4二 電動機的選擇及運動參數(shù)的計算.521 電動機的選擇.522 計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比.623 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).7三 直齒圓柱齒輪的設(shè)計.83. 1 高速級齒輪設(shè)計.8 3.1.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)83.1.2 按齒面接觸強度設(shè)計8 3.1.3 按齒根彎曲強度設(shè)計103.1.4 幾何尺寸計算113.1.5 總結(jié)123.2 低速級齒輪設(shè)計.12 3.2.1 選

2、定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù).12 3.2.2 按齒面接觸強度設(shè)計12 3.2.3 按齒根彎曲強度設(shè)計15 3.2.4 幾何尺寸計算163.2.5 總結(jié)16 四 軸、鍵、軸承的設(shè)計計算 174. 1 高速軸 i i 的設(shè)計.1742 中間軸 iiii 的設(shè)計.2243 低速軸 iiiiii 的設(shè)計及計算.27五 減速器潤滑方式，潤滑劑及密封方式的選擇 .33 35. 1 齒輪和軸承的潤滑方式及潤滑劑的選擇.335. 2 密封方式的選擇.34六 減速器箱體及附件的設(shè)計.346.1 箱體設(shè)計.3462 減速器附件設(shè)計.35七 減速器技術(shù)要求.37結(jié)束語.38參考文獻.39 機械設(shè)計（課程設(shè)計任

3、務(wù)書）機械設(shè)計（課程設(shè)計任務(wù)書）一題目一題目：設(shè)計帶式運輸機傳動裝置二傳動系統(tǒng)圖二傳動系統(tǒng)圖三原始數(shù)據(jù)及工作條件連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，空載起動，使用期 10 年，小批量生產(chǎn)，單兩班制工作，運輸帶速度允許誤差為。%5四要求1）按第 2.6 組數(shù)據(jù)進行設(shè)計2）設(shè)計工作量： 設(shè)計說明書 1 份 減速器裝配圖（a0） 1 張 零件圖（a2） 2 張一、傳動方案的擬訂一、傳動方案的擬訂工作條件及生產(chǎn)條件: 連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，空載起動，使用期 10年，小批量生產(chǎn)，單兩班制工作，運輸帶速度允許誤差為。%5減速器設(shè)計基礎(chǔ)數(shù)據(jù)輸送帶工作拉力f（n） 2500輸送帶速度v(m/s) 1.8

4、卷筒直徑 d(mm) 250圖圖 1-11-1 帶式輸送機傳動方案帶式輸送機傳動方案減速器類型:二級展開式直齒圓柱齒輪減速器設(shè)計原則：結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，成本低廉，傳動效率高，使用維護方便。傳動方案：電機聯(lián)軸器兩級直齒圓柱齒輪減速器工作機方案分析：帶式輸送機由電動機驅(qū)動。電動機通過連軸器將動力傳入減速器,再經(jīng)連軸器將動力傳至輸送機滾筒,帶動輸送帶工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級展開式圓柱齒輪減速器，其結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，高速級和低速級都采用直齒圓柱齒輪傳動。 設(shè)計內(nèi)容 計算與說明 結(jié)果電動機的選電動機的選擇擇計算工作裝置所需功率wp計算電動機的輸入功率0p計算電

5、機的總效率 二、電動機的選擇及運動參數(shù)的計算二、電動機的選擇及運動參數(shù)的計算2.12.1 電動機的選擇電動機的選擇（1）選擇電動機類型按已知工作要求和條件選用臥式全封閉的 y 系列鼠籠型三相異步交流電動機。（2）確定電動機的功率 工作裝置所需功率的計算wp kwvfpwwww1000式中，,，工作裝置的效率nfw2500smvw/8 . 1。代入上式得：96. 0w kwvfpwwww6875. 496. 010008 . 125001000電動機的輸入功率的計算0p kwppw0式中，為電動機軸至卷筒軸的轉(zhuǎn)動裝置總效率。；取滾動軸承效率，7 級精度齒232crgt99. 0r輪傳效率 0.9

6、6，聯(lián)軸器的效率，傳動滾筒的效99. 0c率則96. 0t8416. 096. 0 x99. 096. 099. 0223故kwppw57. 58416. 06875. 40電動機額定功率=（11.3）=5.577.241kwmp0p電動機的功率有 5.5kw 和 7.5kw，故選擇 7.5kw 的電機。kwpw66. 28416. 0kwp5 . 70計算卷筒轉(zhuǎn)速計算滿載轉(zhuǎn)速傳動裝置總傳動比（3）確定電動機轉(zhuǎn)速卷筒軸作為工作軸，其轉(zhuǎn)速為：min/58.1372508 . 110610644rdvnww齒輪的傳動比范圍：單級圓柱齒輪傳動比范圍，則總傳動比范圍應(yīng)為，53gi2595533 i可見

7、電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：min/5 .343922.123858.137)259(rninw 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 1500r/min 的電機，查表知選用 y 系列電動機 y132m-4 型三相異步電機，其滿載轉(zhuǎn)速。電動機的安裝結(jié)構(gòu)型式以及min/1440rnw其中心高、外形尺寸如下：電動機型號額定功率（kw）同步轉(zhuǎn)速n（r/min）滿載轉(zhuǎn)速n（r/min）機座中心高 h外伸軸頸軸伸尺寸y132m-47.51500140013238mm80mm2.22.2 計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比min/58.137rnwmin/5 .159196.57

8、2rn min/1440rnw47.10i計算輸入軸轉(zhuǎn)速1n計算中間軸轉(zhuǎn)速2n計算輸出軸轉(zhuǎn)速3n計算各軸輸入功率計算各軸輸入轉(zhuǎn)矩（1）傳動裝置總傳動比47.1058.1371440wmnni（2）分配傳動裝置各級傳動比輸入軸和中間軸的傳動比為，圓周齒輪的傳動比為12i35，可取 3，則12i49. 3347.1034i2.32.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸的轉(zhuǎn)速計算輸入軸轉(zhuǎn)速min/1440nm1rn計算中間軸轉(zhuǎn)速min/480314401212rinn計算輸出軸轉(zhuǎn)速min/54.13749. 3480223rinn工作軸min/54.1373rnnw

9、（2）各軸輸入功率輸入軸功率kwp06. 799. 0 x96. 0 x99. 0 x5 . 71中間軸功率kwppgr71. 696. 099. 006. 712輸出軸功率kwppr57. 699. 099. 071. 6c23（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩輸入軸=wtmnnpt74.4914405 . 795509550mm1中間軸mnnpt50.13348071. 695509550222輸出軸mnnpt18.45654.13757. 695509550333將以上算的的運動和動力參數(shù)列表如下： 軸名 i 軸 ii 軸 iii 軸工作軸312i49. 334imin/14401rn min/4802

10、rn min/54.1373rn min/54.137rnwkwp06. 71kwp71. 62kwp57. 63mnt74.491m.50.1332nt mnt18.4563計算齒輪齒數(shù)和1z2z 高速級齒輪的設(shè)計計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)參數(shù)轉(zhuǎn)速n(r/min)1440480137.54137.54功率p(kw)7.066.716.576.57轉(zhuǎn)矩t(nm)49.74133.50456.18456.18傳動比i33.491效率0.9490.9790.99 三、三、直齒圓柱齒輪減速器的設(shè)計直齒圓柱齒輪減速器的設(shè)計 3.13.1 高速級齒輪的設(shè)計高速級齒輪的設(shè)計3.1.1 選定齒輪類

11、型、精度等級、材料及齒數(shù)1）選用直齒圓柱齒輪傳動2）選用 7 級精度3）材料選擇，由表 10-1 選擇小齒輪材料為 40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為 280hbs，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)） ，硬度為240hbs，二者材料硬度差為 40hbs4）試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)為241z。722432z3.1.2 按齒面接觸強度設(shè)計按設(shè)計計算公式（109a）進行試算，即 2.32td1 3211hedzuukt（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù) kt1.3計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 mmnn49740p1095.5t151由表 107 選取尺寬系數(shù) d1241z=722zmmn 4110974. 4t

12、=4.151n算小齒輪分度圓直徑td1計算圓周速度 v計算齒寬b由表 106 查得材料的彈性影響系數(shù)21a8 .189 mpze由圖 1021d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限mpa；大齒輪的解除疲勞強度極限6001limhmpa；5502limh 由式 1013 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)60n1jlh60 1440 1 （2 8 300 10）1n 4.159109921038. 131015. 4n由圖 1019 查得接觸疲勞壽命系數(shù):0.9；1hnk0.952hnk計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為 1，安全系數(shù) s1，由式（1012）得 mpampasnkhh5406009 . 01li

13、m1 mpampasnkhh5 .52255095. 02lim2（2）計算試算小齒輪分度圓直徑 d1t，代入中較小的值。htd1 321132. 2hedtzuutk=52.178mm3245 .5228 .189313110974. 43 . 132. 2計算圓周速度 v v=3.93m/s10006011ndt1000601440178.52計算齒寬 b b=d=152.178mm=52.178mmtd1910921038. 1nmpah540mpah5 .522=52.178mmtd1v=3.93m/sb=40.598mmb/h=10.67計算載荷系數(shù)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力計算齒寬與齒高

14、之比hb模數(shù)=2.174mmtm11zdt2452.178mm齒高=2.252.174mm=4.89mmt2.25mh b/h=52.178/4.89=10.67計算載荷系數(shù)。根據(jù) v=3.93m/s,7 級精度，由圖 108 查得動載系數(shù)=1.2；vk直齒輪=1fhkk由表 10-2 查得使用系數(shù) ka=1由表 104 查得 8 級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時, =1.423hk由 b/h=10.67，=1.420.查圖 1013 查得 hkfk=1.35；故載荷系數(shù)k=kakv=11.211.423=1.71fkhk按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 =mm=57

15、.17mm1d31/ttkkd33 . 1/71. 1178.52計算模數(shù) m m=mm=2.38mm11zd24 按齒根彎曲強度設(shè)計由式(105)得彎曲強度的設(shè)計公式為 m 32112fsafadyyzkt （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值k=1.71=57.17mm1dm=2.38mm=303.5711fempa計算載荷系數(shù) k計算模數(shù)計算齒輪齒數(shù)計算齒輪齒數(shù)由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500mpa；大齒輪的彎曲疲勞極限強度=380mpa1fe2fe由 10-18 取彎曲壽命系數(shù)=0.85 =0.881fnk2fnk計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系

16、數(shù) s=1.4 見表（10-12）得 =（）/s=303.57mpa11fe11fefnk4 . 150085. 0 = （）/s=238.86mpa22fe22fefnk4 . 138088. 0計算載荷系數(shù) kk= kakv=11.211.35=1.62fkhk查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 105 查得 =1.58；=1.761say2say查取齒形系數(shù)由表 105 查得 =2.23865. 21fay2fay計算大、小齒輪的并加以比較 fsafayy =0.01378 111fsafayy71.31058. 165. 2 =0.016527 222fsafayy24780. 117. 2大齒輪的

17、數(shù)值大。 (2)設(shè)計計算m=1.66mm32401652.024110974.4620.12對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于m由齒根彎曲疲勞計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主m要取決于彎曲所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與直徑的乘=238.822fe6mpak=1.62 111fsafayy=0.01378 222fsafayy=0.016527m=1.66mm=281z=842z齒輪幾何尺寸計算計算中心距計算齒輪寬度選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)低速級齒輪齒數(shù)積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù) 1.66mm 并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值（第一系

18、列）m=2.0mm，按接觸強度算得的分度圓直徑 d=57.17，算出小齒輪齒數(shù)小齒輪齒數(shù) =/m=57.17/2281z1d大齒輪齒數(shù) =3 28=842z11zi3.1.4 幾何尺寸計算 (1)計算大、小齒輪的分度圓直徑=28 2=56mm 1dm1z =m=84 2 =168mm2d2z (2)計算中心距 a=(+)/2=(56+168)/2=112mm，1d2d(3)計算齒輪寬度 b=d=56mm1d =61mm，=56mm 1b2b備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多 5-10mm3.1.5 小結(jié)由此設(shè)計有模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)小齒輪2566128大齒輪216856843.23.2 低速

19、級齒輪的設(shè)計低速級齒輪的設(shè)計3.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）選用直齒圓柱齒輪傳動2）選用 7 級精度3）材料選擇，由表 10-1 選擇小齒輪材料為 40cr（調(diào)質(zhì)）=56mm1d=168mm2da=112mm=61mm1b=56mm 2b301z1052z計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)計算接觸疲勞許用應(yīng)力，硬度為 280hbs，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)后表面淬火） ，硬度為 240hbs，二者材料硬度差為 40hbs4）試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)為301z，取7 .1043049. 32z1052z3.2.2 按齒面接觸強度設(shè)計按設(shè)計計算公式（109a）進行試算，即

20、 2.32td1 3211hedzuukt（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù) kt1.3計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 mmnmmnn55225210335. 148071. 61095.5p1095.5t由表 107 選取尺寬系數(shù) d1 由表 106 查得材料的彈性影響系數(shù)21a8 .189 mpze由圖 1021d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限mpa；大齒輪的解除疲勞強度極限6001limhmpa；5502limh由式 1013 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)60n1jlh60 480 （2 8 300 10）1.381n 9108921032. 42 . 3 x10 1.38n 由圖 1019

21、 查得接觸疲勞壽命系數(shù):0.9；1hnk0.952hnk 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為 1，安全系數(shù) s1，由式（1012）得mmn 5110335. 1t=1.381n910821032. 4nmpah540mpah5 .522試算小齒輪分度圓直徑 d1t計算圓周速度 v計算齒寬b計算載荷系數(shù) k計算實際分度圓直徑計算模數(shù) mpampasnkhh5406009 . 01lim1 mpampasnkhh5 .52255095. 02lim2（2）計算試算小齒輪分度圓直徑 d1t，代入中較小的值。htd1 322132. 2hedtzuutk=67.38mm3255408 .18949. 3

22、149. 3110335. 13 . 132. 2計算圓周速度 vv=0.54m/s10006011ndt10006048067.38計算齒寬 bb=d=167.38mm=67.38mmtd1計算齒寬與齒高之比hb模數(shù)=2.246mmtm11zdt3067.38齒高 =2.252.246mm=5.05mmt2.25mh b/h=67.38/5.05=13.3425 計算載荷系數(shù)。根據(jù) v=0.54m/s,7 級精度，由圖 108 查得動載系數(shù)=1.05；vk直齒輪=1fhkk由表 10-2 查得使用系數(shù) ka=1由表 104 查得 8 級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時, =1.423hkd1t

23、=67.38mmv=0.54m/s=67.38mmbb/h=13.3425k=1.5=70.67mm1dm計算載荷系數(shù) k模數(shù)的確定由 b/h=13.34，=1.423.查圖 1013 查得 hkfk=1.39；故載荷系數(shù)k=kakvkhkh=11.0511.423=1.5按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 =mm=70.67mm1d31/ttkkd33 . 1/5 . 138.67計算模數(shù) m m=mm=2.355mm11zd3070.673.2.3 按齒根彎曲強度設(shè)計由式(105)得彎曲強度的設(shè)計公式為 m 32112fsafadyyzkt（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)

24、值由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500mpa；大齒輪的彎曲疲勞極限強度=380mpa1fe2fe由 10-18 取彎曲壽命系數(shù)=0.85 =0.881fnk2fnk計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4 見表（10-12）得=（）/s=303.57mpa11fe11fefnk4 . 150085. 0= （）22fe22fefnk/s=238.86mpa4 . 138095. 0計算載荷系數(shù) kk=kakvkf kf=11.211.39=1.668查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 105 查得 =1.625；=1.8061say2say查取齒形系數(shù) 由表 105 查得 =2

25、.17552. 21fay2fay=2.355mmm=11fe303.57mpa=22fe238.86mpak=1.491k=1.668= 111fsafayy0.0135= 222fsafayy0.0165計算齒輪齒數(shù)計算大、小齒輪的分度圓直徑計算齒輪寬度計算大、小齒輪的并加以比較 fsafayy=0.0135 111fsafayy57.303625. 152. 2=0.0165 222fsafayy86.238806. 1175. 2大齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計計算m=2.014mm3250165.030110335.1668.12對結(jié)果進行處理取 m=2mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度

26、計算的模數(shù)大于m由齒根彎曲疲勞計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主m要取決于彎曲所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與直徑的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù) 2.014mm 并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值（第一系列）m=2.0mm，按接觸強度算得的分度圓直徑 d=70.67，算出小齒輪齒數(shù)小齒輪齒數(shù) =/m=70.67/2351z1d大齒輪齒數(shù) =3.49 35=122，取=1222z11zi2z3.2.4 幾何尺寸計算 (1)計算大、小齒輪的分度圓直徑=m=35 2=70mm 1d1z=m=122 2 =244mm2d2z(2)計算中心距a=(+)/2=(70+24

27、4)/2=157mm，1d2dm=2mm=351z=1222z=70mm1d=244mm2da=157mm=70mm1b=75mm2b 初步確定軸上的力初步確定軸的直徑 (3)計算齒輪寬度 b=d=70mm1d=70mm，=75mm 1b2b備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多 5-10mm3.2.5 小結(jié)實際傳動比為：48. 3351221i誤差為： %5%28. 049. 348. 349. 3由此設(shè)計有模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)小齒輪2707535大齒輪224470122 四四 軸、鍵、軸承的設(shè)計計算軸、鍵、軸承的設(shè)計計算4.14.1 高速軸高速軸的設(shè)計的設(shè)計4.1.1 總結(jié)以上的數(shù)據(jù)及軸上力

28、的計算。功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速齒輪分度圓直徑壓力角7.06kw46.82nm1440/min56mm20初步確定軸上的力 : 軸（高速級）的小齒輪的直徑為 56mm，圓周力: fnt16725646820 x2d211t徑向力：fnf608tantr4.12 初步確定軸的直徑圓周力 n1672徑向力 n608=19.98mmmind輸入軸的設(shè)計選擇滾動軸承先按式 15-2 初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45 號鋼。根據(jù)表 15-3 選取 a0=112。于是有: dmm03.19144006. 7x112np330min a由于軸上必須開鍵槽，所以最小直徑按 5%增大：mm98.1905. 0 x0

29、3.1903.19dmin這是安裝聯(lián)軸器處的軸的直徑，為使其與聯(lián)軸器相適合，取 20mm4.1.3 軸的設(shè)計1）聯(lián)軸器的型號的選取為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2 軸段右端需制出一軸肩，取 h=0.08d，故 2-3 段h=d（0. 07 0. 1）的直徑 d=20+0.1x2x20=24mm，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 d=25。選用 hl 型彈性柱銷聯(lián)1軸器，與軸配合的轂孔長度 l=52mm，2）初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù) d2-3=24mm，由機械設(shè)計手冊選型號為6206，得尺寸為 dxdxb=30 x62x16。故

30、d3-4= d7-8=30mm,而 3-4 軸段的長度可取為 l3-4=16mm,右端應(yīng)用軸肩定位，取 d4-5=30+2x0.08x30=35mm.3）6-7 軸段裝齒輪，為齒輪安裝方便，該段值應(yīng)略大于 7-8 軸段的直徑，可取 d6-7=32mm.齒輪右端用套筒固定，為使套筒端面緊湊在齒輪做d1-2=20mmd2-3=24mml1-2=52mm軸承代號 6206d3-4= d7-8=30mm,l3-4=16mm,d4-5=35mm.d6-7=32mm.l6-7=58mmd5-6=38.4mml5-6=5mm鍵的設(shè)計斷面上 6-7 軸段的長度應(yīng)比齒輪轂長略短，已知齒寬b=61mm，故選取 6

31、-7 軸段的長度為 l6-7=58mm，齒輪左端用軸肩固定，由此可確定 5-6 軸段的直徑，取 d5-6=32+2x0.1x32=38.4mm而 l5-6=1.4h=1.4x0.1x3.2=4.48mm,取 l5-6=5mm4）軸承端蓋的總寬度為 20mm（由減速機器軸承端蓋的結(jié)構(gòu)而定） 。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑劑的要求，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面的距離 l=30mm，故取。2 3203050lmmmm 5）取齒輪距箱體內(nèi)避之距離 a=16mm，同時考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s，s=8mm。故在軸的右端取=56+16+8+12-58=3

32、4mm。7 816 773 168 127039lbasblmmmm 6）取中間軸上大齒輪和小齒輪之間的距離c=15mm，已知中間軸上大齒輪輪轂長 b =56mm，中間2軸上小齒輪輪轂長 b =75mm，則2l4-5=s+a+b +c+8+16+75+15+32-26-16522582lb5=115mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。4.1.4 鍵的設(shè)計軸上零件的軸向定位，軸上的圓角和倒角尺寸齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采取平鍵聯(lián)接，查表 6-1，得 齒輪：鍵尺寸參數(shù) bxh=10mmx8mm,l=45mm，t=4mm； 聯(lián)軸器：鍵尺寸參數(shù) b*h=6mmx6mm,l=45mm，t=4m

33、m。 參考教材表 15-2，軸段左端倒角，右端倒角取1 45。各軸肩處的圓角半徑為 r=1.2mm。1 45l2-3=50mml7-8=34mml4-5=115mm計算水平支反力計算垂直面支反力計算軸 o4.1.5 軸的受力分析及強度校核軸的受力分析，取齒輪齒寬中間點為力的作用點 1）根據(jù)軸向所受的支反力，作出彎矩圖；利用軸所傳遞的扭矩，作出扭矩圖。 (注：軸的受力圖、彎矩圖和扭矩圖是為了直觀說明問題的關(guān)鍵所在。故只示意表示。)2） 水平支反力： 1120,()0atrxmflfll有 nxlllfftb1289701551551672211x nfffbtax3831289-1672x 垂直

34、面支反力： 1120,()0arbzmf lfll有 nxlllffrbz46846155155608211 nfffbraz140468608z= xbfn1289=383naxf=140nazf處彎矩校核軸的強度校核鍵的連接強度 計算軸 o 處彎矩 水平 矩：mnxlfmaxox.365.591553831 垂直面彎矩：.mnxlfmazoz7 .211551401 合成彎矩： .mnmmmozoxo21.63)(22 計算轉(zhuǎn)矩：t= n.m820.461t3）校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，o 剖面處彎矩最大，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故 o 處剖面左側(cè)為危險截面，該處軸的抗彎截面系

35、數(shù)為 32336.3215323214. 332mmxdw 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，則0.6 221()29.6ocamtmpaw 前面已選定軸的材料為 45 剛，調(diào)制處理，由表 15-1 查得，因，故160mpa1ca安全。 4.1.6 校核鍵的連接強度 1）齒輪的鍵： =pkld10 x231tpa01.26204541082.4623mxxxx 查表 6-2 得，。100 120pmpapp故強度足夠，鍵校核安全 2）聯(lián)軸器的鍵：=468nbzf=63.21n.mom軸的強度要求符合鍵的強度符合要求校核軸承的壽命確定軸上的力

36、= pkld10 x231tpa68.21324531082.4623mxxxx 查表 6-2 得，100 120pmpa。故強度足夠，鍵校核安全pp 4.17 校核軸承的壽命 1）校核軸承 a 和計算壽命 軸向載荷查表 13-nfffazaxa78.407383140)2222r （6，按載荷系數(shù)得，取，當(dāng)量動載1.0 1.2pf 1.1pf 荷,校核安全。558.44878.407x1 . 1fraaafp 該軸承壽命為：63110()6783260rahaclhnp =329775h 2）校核軸承 b 和計算壽命 徑向載荷nfffbzbx2222r （查表 13

37、-6，按載荷系數(shù)得，取，當(dāng)1.0 1.2pf 1.1pf 量動載荷c =13700n,校核安全。nfpbbb1508frr 該軸承壽命為：=8678h63110()209860rahbclhnp4.24.2 中間軸中間軸的設(shè)計的設(shè)計4.2.1.中間軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速6.71kw133.50nm480/min4.2.2.初步確定軸上的力 : 軸承 a 壽命為329775h軸承 b 壽命為8678h選擇滾動軸承小齒輪：軸（高速級）的小齒輪的直徑為 70mm，有圓周力: fnt381410 x7033.51x2d23-11t徑向力：fnf1388tantr大齒輪：軸（高速級）的小齒輪

38、的直徑為 168mm，有圓周力: fnt159010 x16833.51x2d23-11t徑向力：fnf45.578tantr4.2.3 初步確定軸的直徑先按式 15-2 初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45 號鋼，調(diào)制處理。根據(jù)表 15-3 選取 a0=112。于是有: dmm98.2648071. 6x112np330min a由于軸上必須開鍵槽，所以最小直徑按 5%增大： mm3005. 0 x98.2698.26dmin 4.24 軸的設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照

39、工作要求與之相配合的軸的直徑的最小直徑為小齒輪上的力f tn3814f rn1388大齒輪上的力f tn1590f rn45.578=30mmmind滾動軸承型號軸的設(shè)計鍵的設(shè)計30mm，由機械設(shè)計手冊選型號為 6206，得尺寸為dxdxb=30 x62x16。故 d1-2= d7-8=30mm, 左右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，可取d2-3= d6-7=30+2x0.1x30=36mm. 安裝大小齒輪的軸段也為軸肩定位，故可取d3-4= d5-6=36+2x0.1x36=43mm.2）大齒輪的右端與右軸承、小齒輪的左端與左軸承都常用套筒定位。大、小齒輪的輪轂寬度分別為,為了使套筒端面可靠

40、地壓緊mm75mm5612bb，齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度約為 23mm,故取。大齒輪的左端與小齒輪，mm72mm536-543ll的右端采用軸環(huán)定位，軸肩高度 h0.070.1d，則軸環(huán)處的直徑 d4-5=43+2x0.1x43=52mm 由前面主動軸的計算可知軸環(huán)寬度，即兩齒輪間隙。由前4 515lmm面主動軸的計算，可以得到。，mm40mm407 - 63 - 2ll 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。4.25 鍵的設(shè)計軸上零件的軸向定位，軸上的圓角和倒角尺寸齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采取平鍵聯(lián)接，查表 6-1，得 小齒輪：鍵尺寸參數(shù) bxh=12mmx8mm,l=63mm，t=

41、4mm； 大齒輪：鍵尺寸參數(shù) b*h=12mmx8mm,l=40mm，t=4mm。 參考教材表 15-2，軸段左端倒角，各軸肩處的1 45圓角半徑為 r=1.6mm。4.26 軸的強度校核軸的受力分析，取齒輪齒寬中間點為力的作用點 1）根據(jù)軸向所受的支反力，作出彎矩圖；利用軸所6206d1-2= d7-8=30mmd2-3=36mm d3-443mm mm5343l，mm726-5ld4-5=52mm ，mm403-2lmm407-6l軸的強度校核計算水平支反力計算垂直面支反力傳遞的扭矩，作出扭矩圖。 (注：軸的受力圖、彎矩圖和扭矩圖是為了直觀說明問題的關(guān)鍵所在。故只示意表示。) 2）計算支反

42、力 水平支反力： 0am nfc1852x nfax372159018523814 垂直面支反力： 0am nfcz2657計算軸 o處彎矩校核軸的強度校核鍵的連接強度 nfaz55.690138845.5782657 計算軸 o 處彎矩 水平面彎矩：mnxlfmaxox.244.34372921 垂直面彎矩：n.m，n.m345ozmm.210nmbz 合成彎矩： .mnmmmozoxo813)(22.mnmmmbzbxb256)(22 計算轉(zhuǎn)矩：t= n.m5 .1332t校核軸的強度： 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，o 剖面處彎矩最大，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故 o 處剖面左側(cè)為危險截面，該處

43、軸的抗彎截面系數(shù)為 32362.7801324314. 332mmxdw 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，則)(1443mml 221()29.6ocamtmpaw =23.1mpa 前面已選定軸的材料為 45 剛，調(diào)制處理，由表 15-1 查得，因，故安全。160mpa1ca4.27 校核鍵的連接強度 1）小齒輪的鍵： axfn372=azfn55.690= .momn8131ca軸的強度符合要求校核軸承的壽命確定軸上的力 =pkld10 x231tpa54.2363454105 .13323mxxxx 查表 6-2 得，。100 120

44、pmpapp故強度足夠，鍵校核安全 2）大齒輪的鍵： =pkld10 x231tpa44.4930454105 .13323mxxxx 查表 6-2 得，。故強100 120pmpapp度足夠，鍵校核安全 4.2.8 校核軸承的壽命 1）校核軸承 a 和計算壽命 徑向載荷,查表 13-6，227889araxazfffn按載荷系數(shù)得，取，當(dāng)量動載1.0 1.2pf 1.1pf 荷,校核安全。867816600aaarrpf fncn 該軸承壽命為：63210()127560rahaclhnp 2）校核軸承 b 和計算壽命 徑向載荷,查表 13-6，223239brcxczfffn按載荷系數(shù)得，

45、取，當(dāng)量動1.0 1.2pf 1.1pf 載荷,校核安全。356316600aaarrpf fncn 該軸承壽命為：63110()1841960rahbclhnp4.34.3 從動軸從動軸的設(shè)計的設(shè)計4.3.1 軸上的力的計算從動軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速pp鍵滿足要求軸承 a 安全壽命為 1275h軸承 b 安全壽命為 18419h初步確定從動軸的最小直徑6.57kw137.54nm456.18/min初步確定軸上的力 : 已知低速級大齒輪的分度圓直徑 d=244mm 作用在齒輪上的圓周力：fnt37391044x2x456.182d23-3t 作用在齒輪上的徑向力：fnf1360t

46、antr4.3.2 初步確定從動軸的最小直徑初步確定從動軸的最小直徑，同時選擇聯(lián)軸器。由于減速器的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求，故選取軸的材料為 45 剛，調(diào)制處理。 。根據(jù)表 15-3 選取 a0=112。于是有: dmm63.4054.13757. 6x112np330min a由于軸上必須開鍵槽，所以最小直徑按 5%增大： mm4305. 0 x63.4063.40dmin 為使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故7 8d同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，3caatk t查表 14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，于1.3ak是：1.3x456.18=593.03n.m。31.

47、3 2925.203803caatk tn m 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于連軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查cat手冊，選用 hl3 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為hl7,其公稱轉(zhuǎn)矩為 630.半聯(lián)軸器的孔徑n md=40mm，故取，半聯(lián)軸器長度 l=112mm，mm40d8-7半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。mm841lf =3739 tnf= rn1360mindmm43mm40d8-7mm841l軸的設(shè)計選擇滾動軸承43.3 軸的設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，7-8 軸段左端需制出一軸肩，故 6-7 段的直徑，右端用軸端擋圈

48、定mm5043x1 . 0 x243d7-6位，按軸端直徑取擋圈直徑 d=55mm。為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故 7-8 段的長度應(yīng)比半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 l =84mm 略短一些，現(xiàn)取 l。1mm80872）初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù) d，由機械設(shè)計手冊選型號為：6011，得mm507-6其尺寸為 dxdxb=55x90 x18。故 d1-2= d5-6=55mm，而 5-6 軸段長度可取為=18mm，左端應(yīng)用軸肩5 616lmm定位，取 d。mm6455x08. 0 x2555-4 3）1-2 軸段右端用軸

49、肩定位，為了便于 2-3 軸段齒輪的安裝，該段直徑應(yīng)略大于 1-2 軸段的直徑，可取 d2-3=50mm。齒輪左端用套筒固定，為使套筒端面靠緊在齒輪左端面上，2-3 軸段的長度應(yīng)比齒輪轂長度略短，已知齒寬 b2=70mm，故取 2-3 軸段的長度為 l2-3=66mm 4）齒輪右端用軸肩定位，由此可確定 3-4 軸段的 7-6dmm50lmm8087滾動軸承型號為：6011d1-2= d5-6=55mmd5-4mm64d2-3=50mm鍵的設(shè)計直徑，取 d，而mm5850 x08. 0 x2504- 3，取=8mm。mmhl6 . 55008. 04 . 14 . 14343l在軸的左端，由前

50、面的計算可得。同樣mml8421可前面的計算得出。mml14054 5）軸承端蓋的總寬度為 20mm（有減速器機軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計的、而定） 。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑劑的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離，故取30lmm。6 7(2030)50lmmmm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。4.3.4 鍵的設(shè)計軸上零件的軸向定位，軸上的圓角和倒角尺寸 齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采取平鍵聯(lián)接，查表 6-1，得 齒輪：鍵尺寸參數(shù) bh=14mm9mm,l=56mm； 聯(lián)軸器：鍵尺寸參數(shù) bh=12mm8mm,l=70mm。（平頭平鍵） 參考教材表 15-2，軸端倒角取，

51、各軸451肩處的圓角半徑為 r=2.0mm。4.3.5 軸的強度校核軸的受力分析，取齒輪寬中間點為力的作用點 1）根據(jù)軸所受的支反力，作出彎矩圖；利用軸所傳遞的扭矩，作出扭矩圖：l2-3=66mmd4- 3mm58=8mm43l=50mm76l軸的強度校核計算支反力2）計算支反力 水平支反力： 1120,()0atrxmflfll有 nxlllfftb21251901083739211x nfffbtax161421253739x 垂直面支反力： 1120,()0arbzmf lfll有 nxlllffrbz7731901360108211 nfffbraz587z 計算軸 o 處彎矩 xbf

52、n2125計算軸 o處彎矩校核軸的強度校核鍵的連接強度 水平面彎矩：mnmmxlfmaxox垂直面彎矩：.mnxlfmazoz396.631085871 合成彎矩： .mnmmmozoxo18.185)(22 計算轉(zhuǎn)矩：t= n.m18.4561t3）校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，o 剖面處彎矩最大，還有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故 o 處剖面左側(cè)為危險截面，該處軸的抗彎截面系數(shù)為 32312265325014. 332mmxdw 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，則0.6 221()29.6ocamtmpaw =

53、26943pa 前面已選定軸的材料為 45 剛，調(diào)制處理，由表15-1 查得，因，故安160mpa1ca全。 4.3.6 校核鍵的連接強度 1）齒輪的鍵： =pkld10 x231tpa75.77437041056.18423mxxxx 查表 6-2 得，。100 120pmpapp故強度足夠，鍵校核安全 2）聯(lián)軸器的鍵： axfn1614= bzfn773 azfn587= om.mn18.1851ca軸可以滿足工作要求校核軸承的壽命齒輪和軸承的潤滑方式及潤滑劑的選 = pkld10 x231tpa4 .7250565 . 41056.18423mxxxx 查表 6-2 得，100 120p

54、mpa。故強度足夠，鍵校核安全pp 4.3.7 校核軸承的壽命1）校核軸承 a 和計算壽命 徑向載荷,nfffazaxa1717)22r （查表 13-6，按載荷系數(shù)得，取，當(dāng)1.0 1.2pf 1.1pf 量動載荷=28000n,故該軸承安全。raaacfp7 .1888fr 該軸承壽命為：63110()6783260rahaclhnp =394825h 2）校核軸承 b 和計算壽命 徑向載荷查表 13-6，nfffbzbxb2261)22r （按載荷系數(shù)得，取，當(dāng)1.0 1.2pf 1.1pf 量動載荷c =28000n,nfpbbb2687frr校核安全。 該軸承壽命為：=172928h

55、63110()209860rahbclhnp五、減速器潤滑方式，潤滑劑及密封方式的五、減速器潤滑方式，潤滑劑及密封方式的選擇選擇5.15.1 齒輪和軸承的潤滑方式及潤滑劑的選擇齒輪和軸承的潤滑方式及潤滑劑的選擇在減速器中，有效的潤滑可以減少相對運動表面間的摩擦、磨損和發(fā)熱，還可起到冷卻、散熱、防銹、沖洗金屬磨粒和降低噪聲等作用，保證了減速器的正常工pp鍵可以滿足工作要求軸承 a 壽命394825h軸承 b 壽命172928h當(dāng)量動載荷均在許用范圍擇密封方式的選擇箱體的設(shè)計作及其壽命。齒輪潤滑方式的選擇高速軸齒輪圓周速度： /sm93. 31000601440178.52100060ndvv1t

56、 121/sm54. 010006048038.67100060ndvv1t 143由于齒輪的圓周速度均小于 12m/s，可以將箱體內(nèi)最大的齒輪輪齒侵入油池中進行侵油潤滑。各個齒輪速度均小于 2m/s，考慮到潤滑脂承受的負(fù)荷能力較大、粘附性較好、不易流失，所以軸承采用脂潤滑。由于該減速器是一般齒輪減速器，故選用 n200 工業(yè)齒輪油，軸承選用 zgn-2 潤滑油5.25.2 密封方式的選擇密封方式的選擇 輸入軸和輸出軸得外伸處，為防止?jié)櫥饴┘巴饨绲幕覊m等造成軸承的磨損或腐蝕，要求設(shè)置密封裝置。因軸的表面圓周速度小于 35m/s，所以采用毛氈圈油封，即在軸承蓋上開出梯形槽，將毛氈按標(biāo)準(zhǔn)制成環(huán)

57、形，放置在梯形槽中以與軸密合接觸；或在軸承蓋上開缺口放置氈圈油封，然后用另一個零件壓在氈圈油封上，以調(diào)整毛氈密封效果，它的結(jié)構(gòu)簡單，價格低廉 六、減速器箱體及附件的設(shè)計六、減速器箱體及附件的設(shè)計6.16.1 箱體設(shè)計：箱體設(shè)計：低速級中心距：a=157（mm）箱座壁厚：=0.025a+2.5=6.18（mm） 取為 8（mm）箱蓋壁厚：=0.025a+2.5=6.18（mm） 取為 8（mm）1箱座凸緣厚度：b=1.5=12（mm）箱蓋凸緣厚度：=1.5=12（mm）1b1箱座底凸緣厚度：p=2.5=20（mm）減速器附件設(shè)計箱座上的肋厚: m0.85=6.8（mm） ，取 m=7（mm）箱蓋上的肋厚: 0.85=6.8(mm)，取=7(mm)1m11m地腳螺栓直徑: =0.04a+8=13.9,取 m16d軸承旁連接螺栓直徑