課程設計二級展開式圓柱齒輪減速器設計說明

1、南昌工程學院 07機制1班 * 機械設計課程設計機械設計課程設計計算說明書學生姓名 XX 學 號 20080201107 專 業(yè) 采礦工程 班 級 采礦（2）班 指導教師 目錄一、設計任務書.(3)二、動力機的選擇.(4)三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).(5)四、傳動件設計計算（齒輪）(6)五、軸的設計. . . . . . .(12)六、滾動軸承的計算.(20)七、連結的選擇和計算.(21)八、潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇.(22)九、箱體及其附件的結構設計.(22)十、設計總結.(23)十一、參考資料.(23)一設計題目：帶式運輸機的傳動裝置的設計題號11 帶式運輸機的工作原理（

2、二級展開式圓柱齒輪減速器帶式運輸機的傳動示意圖）2工作情況：已知條件1) 工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，室內工作，有灰塵，環(huán)境最高溫度35；2) 使用折舊期；8年；3) 檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；4) 動力來源：電力，三相交流電，電壓380/220V；5) 運輸帶速度容許誤差：±5%；6) 制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。3原始數(shù)據(jù)題號參數(shù)1運輸帶工作拉力F/KN1500運輸帶工作速度v/(m/s)1.1卷筒直徑D/mm220注：運輸帶與卷筒之間卷筒軸承的摩擦影響已經在F中考慮。26二 動力機選擇因為動力來源：電力，三相交流電

3、，電壓380/220V；所以選用常用的封閉式系列的 交流電動機。1 電動機容量的選擇1） 工作機所需功率Pw 由題中條件 查詢工作情況系數(shù)KA（見1表8-6），查得K A=1.3設計方案的總效率 n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6本設計中的聯(lián)軸器的傳動效率（2個），軸承的傳動效率 （4對）， 齒輪的傳動效率（2對），本次設計中有8級傳動效率 其中=0.99（兩對聯(lián)軸器的效率取相等） =0.99（123為減速器的3對軸承） =0.98（4為卷筒的一對軸承） =0.95（兩對齒輪的效率取相等）=0.8412） 電動機的輸出功率Pw=kA*=2.1889KWPdPw/，=0.84110Pd2.

4、1889/1.84110=2.60228KW2 電動機轉速的選擇由v=1.1m/s 求卷筒轉速nwV =1.1 nw=95.496r/minnd（i1·i2in）nw有該傳動方案知，在該系統(tǒng)中只有減速器中存在二級傳動比i1,i2，其他 傳動比都等于1。由1表13-2知圓柱齒輪傳動比范圍為35。所以 nd =(i1*i2) nw=32，52* nw 所以nd的范圍是（859.88，2388.75）r/min，初選為同步轉速為1430r/min的電動機3電動機型號的確定由表12-12查出電動機型號為Y100L2-4,其額定功率為3kW，滿載轉速1430r/min?；痉项}目所需的要求。

5、=0.8411Pw=2.1889k KWPd2.60228 KWnw=95.496 r/min電機Y100L2-4電動機型號額定功率/KW滿載轉速r/min堵轉轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩質量/KgY100L2-4,3.014302.22.338三 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)傳動裝置的總傳動比及其分配1 計算總傳動比由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：nm/nw nw95.496 nm=1430r/min i14.9742 合理分配各級傳動比由于減速箱是展開式布置，所以i1（1.3-1.5）i2。因為i14.974，取i15，估測選取 i1=4.8 i

6、2=3.2速度偏差為0.5%，所以可行。3 各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩 轉速的計算 電動機轉軸速度 n0=1430r/min 高速I n1=1430r/min 中間軸II n2=297.92r/min 低速軸III n3= =93.1r/min 卷筒 n4=93.1r/min。各軸功率電動機額定功率 P0=Pd*=3Kw (n01=1) 高速I P1=P0*n12=P0* = 3*0.99*0.99= 2.9403 Kw (n12 = =0.99*0.99=0.98) 中間軸II P2=P1=P1*n齒*n軸承=2.9403*0.95*0.99=2.7653 Kw (n23=0.95*0.9

7、9=0.94) 低速軸III P3=P2*n34=P2*=2.7653*0.95*0.99=2.600 Kw (n34= =0.95*0.99=0.94) 卷筒 P4=P3*n45=P3*=2.600*0.98*0.99=2.523 Kw（n45=0.98*0.99=0.96）傳動比15i1=4.8 i2=3.2各軸速度n0=1430r/minn1=1430r/minn2=297.92r/minn3=93.1r/minn4=93.1r/min各軸功率P0 =3KwP1= 2.9403P2=2.7653 Kw P3=2.600 Kw P4=2.523 Kw各軸轉矩 電動機轉軸 T0=2.2 N高

8、速I T1= =19.634 N 中間軸II T2= =88.615 N 低速軸III T3= =264.118 N 卷筒 T4=256.239 N其中Td= (n*m)項 目電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III卷筒轉速（r/min9293.193.1功率（kW）32.793292.6282.42042.4204轉矩（N·m）2.219.65488.6177264.1175256.2395傳動比114.83.21效率10.980.940.940.96四 傳動件設計計算（齒輪）A 高速齒輪的計算輸入功率小齒輪轉速齒數(shù)比小齒輪轉矩載荷系數(shù)2.9403KW143

9、0r/min4.819.643N·m1.31 選精度等級、材料及齒數(shù)1） 材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2） 精度等級選用7級精度；3） 試選小齒輪齒數(shù)z120，大齒輪齒數(shù)z296的；2 按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算。按式（1021）試算，即 dt2.32*各軸轉矩T1=19.634 N T2=88.615 NT3=264.118 N T4=256.239 N7級精度；z120 z2963 確定公式內的各計算數(shù)值1）（1

10、） 試選Kt1.3（2） 由1表107選取尺寬系數(shù)d1（3） 由1表106查得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8Mpa（4） 由1圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極Hlim1600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限Hlim2550MPa；（5） 由1式1013計算應力循環(huán)次數(shù)N160n1jLh60×1430×1×（2×8×365×8）4×10e9 N2N1/4.88.35×10e8此式中j為每轉一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。Ln為齒輪的工作壽命，單位小時（6） 由1圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.90

11、；KHN20.95（7） 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得 H10.90×600MPa540MPa H20.98×550MPa522.5MPa2） 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1td1t=37.043（2） 計算圓周速度v=2.7739（3） 計算齒寬b及模數(shù)mb=dd1t=1×37.043mm=37.043mmm=1.852h=2.25mnt=2.25×1.852mm=4.1678mmb/h=34.043/4.1678=8.89（4） 計算載荷系數(shù)K 由1表102 已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1根據(jù)v=2.773

12、9m/s,7級精度，由1圖108查得動載系數(shù)KV=1.14；由1表104查得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時KHB的計算公式和直齒輪的相同，Kt1.3d1N14×10e9N28.35×10e8KHN10.90KHN20.95S1H1540MPaH2522.5MPad1t =37.043v =2.7739b=37.043mmm=1.852h=4.1678mmb/h=8.89KA=1固： KHB=1.12+0.18(1+0.6×d)d+0.23×10b =1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*37.043=1.41652由b/

13、h=8.89，KHB=1.41652查1表1013查得KFB =1.33由1表103查得KH=KH=1.1。故載荷系數(shù) K=KAKVKHKH=1×1.14×1.1×1.41652=1.7763（5） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由1式（1010a）得 d1=mm=41.10968mm（6） 計算模數(shù)m m=mm=2.0554 按齒根彎曲強度設計由1式(105) m1） 確定計算參數(shù)由1圖10-20c查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限 F1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度F2=380MPa由110-18查得彎曲壽命系數(shù)KFN1=0.85 KFN2=0.8

14、8計算彎曲疲勞許用應力取安全系數(shù)S=1.4 見1表10-12得F1=（KFN1*F1）/S=303.57MpaF2= （KFN2*F2）/S=238.86Mpa（1） 計算載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=1×1.12×1.2×1.33=1.7875（2） 查取應力校正系數(shù)由表105查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.79（3） 計算大、小齒輪的并加以比較=0.014297=0.016341 大齒輪的數(shù)值大。KHB=1.41652KFB =1.33KH=KH=1.1K=1.7763d1=41.10968mmm=2.055F1=500MpaF2=380MPaKFN1=

15、0.85 KFN2=0.88S=1.4F1= 303.57MpaF2 =238.86MpaK=1.7875Ysa1=1.55Ysa2=1.79=0.014297=0.0163412） 設計計算m=1.4212對結果進行處理取m=2Z1=d1/m=41.1097/221 大齒輪齒數(shù)，Z2=u* Z1=4.8*21=1005 幾何尺寸計算1） 計算中心距d1=z1m=21*2=42 d2=z1m=100*2 =200a=(d1+d2)/2=(200+42)/2=121，a圓整后取121mm2） 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=42mm，d2=200mm3） 計算齒輪寬度 b=dd1， b=42mm

16、B1=47mm，B2=42mm 備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多5-10mm4） 驗算Ft=2T1/d1=2*19.6543*10e3/42=935.919 Nm/s 結果合適5） 由此設計有模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)小齒輪2424721大齒輪2200421006） 結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。B 低速齒的輪計算輸入功率小齒輪轉速齒數(shù)比小齒輪轉矩載荷系數(shù)2.7654KW297.92r/min3.288.6177N·m1.31選精度等級、材料及齒數(shù)1）材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調

17、質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2）精度等級選用7級精度；3）試選小齒輪齒數(shù)z124，大齒輪齒數(shù)z277的；2按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算按式（1021）試算，即 m=2Z1=21Z2=100d1=42d2=200a=121B1=47mmB2=42mm Ft=1048.18 N7級z124z277dt2.32*3. 確定公式內的各計算數(shù)值（1） 試選Kt1.3（2） 由1表107選取尺寬系數(shù)d1（3） 由1表106查得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8Mpa（4） 由1圖10

18、21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限Hlim2550MPa；（5） 由1式1013計算應力循環(huán)次數(shù)N160n1jLh60×297.92×1×（2×8×365×8）8.351×10e8 N2N1/3.22.61×10e8此式中j為每轉一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。Ln為齒輪的工作壽命，單位小時（6） 由1圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.90；KHN20.95（7） 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得 H10.90×

19、;600MPa540MPa H20.95×550MPa522.5MPa4. 計算（8） 試算小齒輪分度圓直徑d1td1t=62.93491) 計算圓周速度v=0.9810 m/s2) 計算齒寬b及模數(shù)mb=dd1t=1×62.9349mm=62.9349mmm=3.1467h=2.25mnt=2.25×3.1467mm=7.08mmb/h=62.9349/7.08 =8.893) 計算載荷系數(shù)K 由1表102 已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1根據(jù)v=0.4230 m/s,7級精度，由1圖108查得動載系數(shù)KV=1.14；Kt1.3d1ZE189.8Mpa=600MPa

20、Hlim2550MPa；N18.351×10e8N22.61×10e8KHN10.90KHN20.95H1540MPad1t=62.9349v=0.9810 m/sb=62.9349mmm=3.1467KA=1KV=1.14由1表104查得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時的KHB計算公式和直齒輪的相同，固KHB=1.12+0.18(1+0.6×d)d+0.23×10b =1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*27.122=1.414由b/h=8.92，KHB=1.414查1表1013查得KFB =1.33由1表103查得K

21、H=KH=1.1。故載荷系數(shù) K=KAKVKHKH=1×1.14×1.1×1.414=1.77314) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由1式（1010a）得 d1=mm=69.78mm5) 計算模數(shù)m m =mm3.48906) 按齒根彎曲強度設計。由1式(105) m5 確定計算參數(shù)由1圖10-20c查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限 F1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度F2=380MPa由110-18查得彎曲壽命系數(shù)KFN1=0.85 KFN2=0.88計算彎曲疲勞許用應力取安全系數(shù)S=1.4 見1表10-12得F1= （KFN1*F1）/S=303

22、.57MpaF2= （KFN2*F2）/S=238.86Mpa1）計算載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=1×1.12×1.2×1.33=1.78752） 查取應力校正系數(shù)有1表10-5查得YFa1=2.8; YFa2=2.18由1表105查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.793）計算大、小齒輪的并加以比較=0.014297=0.016341 KHB=1.414K=1.7731d1=69.78mmm=3.4890= 303.57Mpa=238.86MpaK=1.7875=0.014297=0.016341 所以 大齒輪的數(shù)值大。6 設計計算m=3.4485對結果進行

23、處理取m=3.5 ，（見機械原理表5-4，根據(jù)優(yōu)先使用第一序列，此處選用第一序列）小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m=69.9349/3.519.981420大齒輪齒數(shù) Z2=u* Z1=3.2*20=647 幾何尺寸計算1） 計算中心距d1=z1m=20*3.5=70 ， d2=z2m=64*3.5=224a=(d1+d2)/2=(70+224)/2=147， a圓整后取147mm ，d1=70.00mm2） 計算齒輪寬度3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑b=dd1 b=70mm B1=75mm，B2=70mm備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多5-10mm7） 驗算Ft=2T2/d2=2*88.617

24、7*10e3/70=2531.934 NN/mm。結果合適8） 由此設計有模數(shù)分度圓直徑壓力角齒寬小齒輪3.57020°75大齒輪3.522420°70五 軸的設計（在本次設計中由于要減輕設計負擔，在計算上只校核一根低速軸的強度）A 低速軸3的設計1總結以上的數(shù)據(jù)。功率轉矩轉速齒輪分度圓直徑壓力角2.6 Kw264.118N·m93.1r/min224mm20°2求作用在齒輪上的力Fr=Ft*tan=2358.17*tan20°=858.30N3 初步確定軸的直徑m=3.5Z1=20Z2=64a=147mmd1=70.00mmd2=224mmB

25、1=75mmB2=70mm=36.17N/mm先按式115-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼。根據(jù)表115-3選取A0=112。于是有此軸的最小直徑分明是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑d1-2為了使所選的軸的直徑d1-2與聯(lián)軸器的孔徑相適應，固需同時選取聯(lián)軸器的型號。4 聯(lián)軸器的型號的選取查表114-1,取Ka=1.5則；Tca=Ka*T3=1.5*264.118=396.177N·m按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，查標準GB/T5843-2003（見表28-2），選用GY5 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為400 N·m。半聯(lián)軸器的孔徑d1=35mm .

26、固取d1-2=35mm。見下表5. 軸的結構設計 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a 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求1-2軸段右端要求制出一軸肩；固取2-3段的直徑d2-3=42mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=45。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1= 82mm ,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，固取1-2斷的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取L1-2=80mmb 初步選擇滾動軸承?？紤]到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù)最少。在高速轉時也可承受純的軸向力，工作中容許的內外圈軸線偏斜量=8-16大量生產價格最

27、低，固選用深溝球軸承又根據(jù)d2-3=42mm 選 61909號右端采用軸肩定位 查2 又根據(jù)d2-3=42mm和上表取d3-4=d7-8=45軸肩與軸環(huán)的高度（圖中a）建議取為軸直徑的0.070.1倍所以在d7-8=45mm l6-7=12c 取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑d4-5=50mm齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪的輪轂的寬度為70，為了使套筒能可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，固取l4-5=67mm,齒輪的右端采用軸肩定位軸肩高度取 （軸直徑的0.070.1倍）這里2358.17NGY5 凸緣聯(lián)軸器61909號軸承去軸肩高度h=4mm.所以d5-6=54mm.軸的寬

28、度去b>=1.4h,取軸的寬度為L5-6=6mm.d 軸承端蓋的總寬度為15mm（有減速器和軸承端蓋的機構設計而定）根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的,距離為25mm。固取L2-3=40mm e 取齒輪與箱體的內壁的距離為a=12mm 小齒輪與大齒輪的間距為c=15mm，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時，應與箱體的內壁,有一段距離s,取s=8mm,已知滾動軸承的寬度T=7mm小齒輪的輪轂長L=50mm則 L3-4 =T+s+a+(70-67)=30mm L6-7=L+c+a+s-L5-6=50+15+12+8-6=79mm至此已初步確定軸得長度3)

29、 軸上零件得周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d4-5=50mm 由 手冊查得平鍵的截面 b*h=16*10 (mm)見2表4-1,L=56mm同理按 d1-2=35mm. b*h=10*8 ,L=70。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。半聯(lián)軸器與軸得配合選H7/k6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。4) 確定軸的的倒角和圓角參考1表15-2，取軸端倒角為1.2*45°各軸肩處的圓角半徑見上圖5) 求軸上的載荷（見下圖）首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸的支點位置時，應

30、從手冊中查出a值參照1圖15-23。對與61809，由于它的對中性好所以它的支點在軸承的正中位置。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距為182mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖計算齒輪Ft=2T1/d1=2*264.1175/224*103=2358.19 N Fr= Ft tana = Ft tan20°=858.31 N通過計算有FNH1=758N FNH2=1600.2MH=FNH2*58.5=93.61 N·M 同理有FNV1=330.267N FNV2=697.23NMV=40.788N·M N·M載荷水平面H垂直面V支反力FNH1=758N

31、 FNH2=1600.2FNV1=330.267N FNV2=697.23N彎矩MH= 93.61 NMV=40.788 N總彎矩M總=102.11 N扭矩T3=264.117 N6） 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險截面C的強度） 根據(jù)1式15-5及表115-4中的取值，且0.6（式中的彎曲應力為脈動循環(huán)變應力。當扭轉切應力為靜應力時取0.3；當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時取0.6）1）計算軸的應力 FNH1=758N FNH2=1600.2MH= 93.61 N=102.11 N（軸上載荷示意圖）前已選定軸的材料為45號鋼，由軸常用材料性能

32、表查得-1=60MPa因此ca<-1，故安全。7）精確校核軸的疲勞強度1) 判斷危險截面截面A,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以截面A,B均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面的應力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必作強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面和V顯然更不必校核。鍵

33、槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側即可。2) 截面左側 抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)=15.08MpaW=9112.5mm3Wr=188225 mm3截面左側的彎矩截面上的扭矩為T3=264.117 N截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為45號鋼，調質處理，由1表15-1查得 ，截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按1附表3-2查取。因，經插值后可查得 ， 又由1附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)按1式（附3-4）為由1附圖3-2得尺寸系數(shù)；由1附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由1附圖3-4得表面質量系數(shù)為軸未經表面強化處理，即，則

34、按1式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為M=4.5 MPa=14.5 MPa， 于是，計算安全系數(shù)值，按1式（15-6）（15-8）則得故該軸在截面右側的強度也是足夠的。本題因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，軸的設計計算結束。B中間軸 2 的設計1總結以上的數(shù)據(jù)。功率轉矩轉速齒輪分度圓直徑壓力角2.765 Kw88.615N·m93.1r/min200mm20°2求作用在齒輪上的力Fr =Ft*tan=2358.17*tan20°=322.53N3 初步確定軸的直徑先按式115-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號

35、鋼。根據(jù)表115-3選取A0=112。于是有4選軸承初步選擇滾動軸承?？紤]到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù)最少。在高速轉時也可承受純的軸向力，工作中容許的內外圈軸線偏斜量<=8-16>，大量生產價格最低固選用深溝球軸承 在本次設計中盡可能統(tǒng)一型號,所以選擇 6005號軸承=13.606=886.15NFr=322.53N=23.53mm6005號軸承5. 軸的結構設計A 擬定軸上零件的裝配方案B 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度由低速軸的設計知 ，軸的總長度為L=7+79+6+67+30=189mm由于軸承選定所以軸的最小直徑為25mm所以左端L1-

36、2=12mm 直徑為D1-2=25mm左端軸承采用軸肩定位由2查得 6005號軸承的軸肩高度為2.5mm所以D2-3=30mm ,同理右端軸承的直徑為D1-2=25mm，定位軸肩為2.5mm在右端大齒輪在里減速箱內壁為a=12mm，因為大齒輪的寬度為42mm,且采用軸肩定位所以左端到軸肩的長度為L=39+12+8+12=72mm8mm為軸承里減速器內壁的厚度又因為在兩齒輪嚙合時，小齒輪的齒寬比大齒輪多5mm,所以取L=72+2.5=74.5mm同樣取在該軸小齒輪與減速器內壁的距離為12mm由于第三軸的設計時距離也為12mm所以在該去取距離為11mm取大齒輪的輪轂直徑為30mm，所以齒輪的定位軸

37、肩長度高度為3mm至此二軸的外形尺寸全部確定。C 軸上零件得周向定位齒輪，軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d4-5=30mm 由 手冊查得平鍵的截面 b*h=10*8(mm)見2表4-1,L=36mm同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。D 確定軸的的倒角和圓角參考1表15-2，取軸端倒角為1.2*45°各軸肩處的圓角半徑見上圖C第一軸 1 的設計1總結以上的數(shù)據(jù)。功率轉矩轉速齒輪分度圓直徑壓力角2.94Kw19.634N·m1430r/min42mm20

38、6;L=189mmD1-2=25mmL1-2=12mmD2-3=30mm2求作用在齒輪上的力Fr=Ft*tan=2358.17*tan20°=340.29N3 初步確定軸的直徑先按式115-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼。根據(jù)表115-3選取A0=112。于是有4 聯(lián)軸器的型號的選取查表114-1,取Ka=1.5則；Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·mTca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，查標準GB/T5843-2003（見表28-2），選用GY2 型凸緣

39、聯(lián)軸器，其公稱轉矩為63N·m。半聯(lián)軸器的孔徑d1=16mm .固取d1-2=16mm4 聯(lián)軸器的型號的選取查表114-1,取Ka=1.5則；Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，查標準GB/T5843-2003（見表28-2），選用GY2 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為63 N·m。半聯(lián)軸器的孔徑d1=16mm .固取d1-2=16mm 見下表5. 軸的結構設計A 擬定軸上零件的裝配方案B 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求1-2軸段右端要求制出一軸肩；固取

40、2-3段的直徑d2-3=18mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=20。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=42mm ,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，固取1-2斷的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取L1-2=40mmb 初步選擇滾動軸承。考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù)最少。在高速轉時也可承受純的軸向力，工作中容許的內外圈軸線偏斜量=8-16，大量生產價格最低固選用深溝球軸承,又根據(jù)d2-3=18mm,所以選6004號軸承。右端采用軸肩定位 查2 又根據(jù)d2-3=18mm和上表取d3-4=20mmc 取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑d4-5=25

41、mm d 軸承端蓋的總寬度為15mm（由減速器和軸承端蓋的機構設計而定）根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的距離為25mm。固取L2-3=40mm ，c=15mm，考慮到箱體的制=934.95NFr =340.29NGY2 凸緣聯(lián)軸器Ka=1.5Tca=29.451N·md1=16mm造誤差，在確定軸承的位置時，應與箱體的內壁有一段距離s,取s=8mm已知滾動軸承的寬度T=12mm小齒輪的輪轂長L=50mm，則L3-4 =12mm 至此已初步確定軸得長度 有因為兩軸承距離為189，含齒輪寬度所以各軸段都已經確定，各軸的倒角、圓角查表1 表15-2取1.0

42、mm六滾動軸承的計算根據(jù)要求對所選的在低速軸3上的兩滾動軸承進行校核 ，在前面進行軸的計算時所選軸3上的兩滾動軸承型號均為61809，其基本額定動載荷，基本額定靜載荷。現(xiàn)對它們進行校核。由前面求得的兩個軸承所受的載荷分別為FNH1=758N FNV1=330.267NFNH2=1600.2 FNV2=697.23N 由上可知軸承2所受的載荷遠大于軸承2，所以只需對軸承2進行校核，如果軸承2滿足要求，軸承1必滿足要求。1）求比值軸承所受徑向力 所受的軸向力 它們的比值為 根據(jù)1表13-5，深溝球軸承的最小e值為0.19，故此時。2）計算當量動載荷P，根據(jù)1式（13-8a）按照1表13-5，X=1

43、，Y=0,按照1表13-6，取。則3）驗算軸承的壽命按要求軸承的最短壽命為 （工作時間）,根據(jù)1式（13-5）（ 對于球軸承取3） 所以所選的軸承61909滿足要求。七連接的選擇和計算按要求對低速軸3上的兩個鍵進行選擇及校核。1）對連接齒輪4與軸3的鍵的計算（1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8以上的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故可選用圓頭普通平鍵（A型）。根據(jù)d=52mm從1表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=16mm，高度h=10mm。由輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長L=63mm。（2）校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由1表6-2查得許用擠壓應力，取平

44、均值，。鍵的工作長度l=L-b=63mm-16mm=47mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×10=5mm。根據(jù)1式（6-1）可得所以所選的鍵滿足強度要求。鍵的標記為：鍵16×10×63 GB/T 1069-1979。2）對連接聯(lián)軸器與軸3的鍵的計算（1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸類似以上鍵的選擇，也可用A型普通平鍵連接。根據(jù)d=35mm從1表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=10mm，高度h=8mm。由半聯(lián)軸器的輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長L=70mm。（2）校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸和聯(lián)軸器的材料也都是鋼，由1表6-2查得許用擠壓應力，取其平均值

45、，。鍵的工作長度l=L-b=70mm-10mm=60mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8=4mm。根據(jù)1式（6-1）可得所以所選的鍵滿足強度要求。鍵的標記為：鍵10×8×70 GB/T 1069-1979。圓頭普通平鍵（A型）=43.6Mpa鍵16×10×63=63.4Mpa八潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇由于兩對嚙合齒輪中的大齒輪直徑徑相差不大，且它們的速度都不大，所以齒輪傳動可采用浸油潤滑，查2表7-1，選用全損耗系統(tǒng)用油（GB/T 433-1989），代號為L-AN32。由于滾動軸承的速度較低，所以可用脂潤滑。查2表7-2，選用鈣基潤滑脂（GB/T 491-1987），代號為L-XAMHA1。為避免油池中稀油濺入軸承座，在齒輪與軸承之間放置擋油環(huán)。輸入軸與輸出軸處用氈圈密封。九箱體及其附件的結構設計1）減速器箱體的結構設計箱體采用剖分式結構，剖分面通過軸心。下面對箱