一級齒輪減速器

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1、 機械設計基礎 課程設計說明書 設計題目:一級圓柱齒輪減速器院 系: 機械與材料工程學院 專 業(yè): 汽車服務工程 班 級: A1561 學 號: 15設計者: 忠指導老師: 海洲成 績: 2017年12月 目錄 緒論 6 一、初步設計 7 1.1設計任務書 7 1.2原始數(shù)據(jù) 7 1.3傳動系統(tǒng)方案的擬定 7 二、電動機的選擇 9 2.1電動機類型和結構的選擇 9 2.2電動機功率的選擇 9 2.3確定電動機轉速 10 2.4確定電動機結構尺寸 11 三、傳動裝置運動與動力參數(shù)計算 12 3.1計算總傳動比 1

2、2 3.2合理分配各級傳動裝置傳動比 12 3.3計算傳動裝置各級傳動功率、轉速與轉矩 12 3.3.1計算各軸的轉速 13 3.3.2計算各軸的輸入功率 13 3.3.3計算各軸的輸入轉矩 13 3.3.4計算各軸的輸出功率 14 3.3.5計算各軸的輸出轉矩 14 四、傳動零件設計計算 16 4.1 V帶傳動設計 16 4.1.1 計算功率 16 4.1.2 帶型選擇 16 4.1.3驗算帶速 16 4.1.4確定中心距a和普通V帶基準長度Ld 17 4.1.5包角與其驗算 17 4.1.6帶根數(shù) 17 4.1.7預緊力計算 18 4.1.8壓軸力計算 1

3、8 4.2齒輪傳動設計 18 4.2.1選擇齒輪類型、材料、精度與參數(shù) 18 4.2.2按齒面接觸疲勞強度進行設計 19 4.2.3確定幾何尺寸 20 4.2.4校核齒根彎曲疲勞強度 20 4.2.5齒輪的圓周速度 21 4.2.6齒輪傳動的幾何尺寸計算 21 五、軸的設計與計算 23 5.1高速軸（Ⅰ軸）的設計 23 5.1.1選擇軸的材料 23 5.1.2初步估算軸的最小直徑 23 5.1.3軸的結構設計，初定軸徑與軸向尺寸 23 5.2低速軸設計 24 5.2.1選擇軸的材料 24 5.2.2初步估算軸的最小直徑 24 5.2.3軸的結構設計，初定軸徑與軸

4、向尺寸 24 5.3校核軸的強度 25 5.3.1按彎扭合成校核高速軸的強度 25 5.3.2 按彎扭合成校核低速軸的強度 27 六、滾動軸承的選擇和計算 30 6.1高速軸上的滾動軸承設計 30 6.2低速軸上的滾動軸承設計 31 七、鍵連接的選擇和計算 33 7.1高速軸V帶輪用鍵連接 33 7.1.1選用鍵類型 33 7.1.2鍵的強度校核 33 7.2低速軸齒輪用鍵連接 33 7.2.1選用鍵類型 33 7.2.2鍵的強度校核 34 7.3低速軸聯(lián)軸器用鍵連接 34 7.3.1選用鍵類型 34 7.3.2鍵的強度校核 34 八、聯(lián)軸器的選擇 35 8

5、.1聯(lián)軸器的轉矩計算 35 8.2許用轉速 35 8.3配合軸徑 35 8.4配合長度 35 九、潤滑方式、潤滑油牌號與密封裝置的選擇 36 9.1潤滑方式 36 9.2潤滑油牌號與用量 36 9.3密封裝置 36 十、鑄造減速器箱體的主要結構尺寸 37 總結 38 參考文獻： 39 緒論 本論文主要容是進行一級圓柱直齒輪的設計計算，在設計計算中運用到了《機械設計基礎》 、 《機械制圖》 、 《工程力學》 、 《公差與互換性》 等多門課程知識，并運用 《AUTOCAD》 軟件進行繪圖，因此是一個非常重要的綜合實踐環(huán)節(jié),也是一次全面的、 規(guī)的實踐訓練。通過這次訓練

6、，使我們在眾多方面得到了鍛煉和培養(yǎng)。主要體現(xiàn)在如下幾個方面： （1）培養(yǎng)機械設計的能力，通過傳動方案的擬定，設計計算，結構設計，查閱有關標準和規(guī)與編寫設計計算說明書等各個環(huán)節(jié)，要求學生掌握一般機械傳動裝置的設計容、步驟和方法，并在設計構思、設計技能等方面得到相應的鍛煉。 （2）通過對通用機械零件、常用機械傳動或簡單機械的設計，使我們掌握了一般機械設計的程序和方法，樹立正確的工程設計思想，培養(yǎng)獨立、全面、科學的工程設計能力和創(chuàng)新能力。 （3）另外培養(yǎng)了我們查閱和使用標準、規(guī)、手冊、圖冊與相關技術資料的能力以與計算、繪圖數(shù)據(jù)處理、計算機輔助設計方面的能力。 （4）加強了我們Office軟件

7、中Word功能的認識和運用。 計算與說明 結果 一、初步設計 1.1設計任務書 設計課題：帶式輸送機上的一級圓柱齒輪減速器。 設計說明：1) 運輸機連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，空載起動。 2) 起動載荷為名義載荷的1.25倍。 3) 傳動工作年限5年，每日工作24小時。 4) 輸送帶速度允許誤差為±5%。 1.2原始數(shù)據(jù) 參數(shù) 編號 1 輸送帶工作拉力F（N） 2300 輸送帶工作速度V（m/s） 1.5 滾筒直徑D/mm 400 每日工作時數(shù)T/h 24 傳動工作年限/a 5 1.3傳動系統(tǒng)方案的擬定

8、根據(jù)本課程設計要求，采用單級圓柱齒輪(斜齒)減速器傳動方案，其傳動簡圖如下： 計算與說明 結果 圖1 一級直齒圓柱齒輪減速器帶式輸送機的傳動示意圖 1.V帶傳動 2.電動機 3.圓柱齒輪減速器 4.聯(lián)軸器 5.輸送帶 6.滾筒 計算與說明 結果 二、電動機的選擇 2.1電動機類型和結構的選擇 選擇Y型全封閉籠型三相異步電機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 2.2電動機功率的選擇 電動機所需的工作功率為 工作機所需工作功率為 因此

9、由電動機至運輸帶的傳動總效率為 式中：分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和滾筒的傳動效率。 取η１=0.96，，η２＝0.99(滾子軸承)，(齒輪精度8級，不包括軸承效率)，(齒輪聯(lián)軸器)，，則 選擇Y型全封閉籠型三相異步電機 計算與說明 結果 η總=0.96×0.992×0.97×0.99×0.96=0.87 所以 電機所需的工作功率： =(2300×1.5)/(1000×0.87) =3.97(kw) 2.3確定電動機轉速 滾筒軸工作轉速為 =(60×1000×1.5)/（400·π）

10、 =71.62 r/min 根據(jù)推薦的傳動比合理圍：取圓柱齒輪一級減速器傳動比為3～６。?。謳У膫鲃颖葹椋病?。 則總傳動比理論圍為６～２４。故電動機轉速的可選為： =(6～24)×71.62r/min =429.72～1718.87 r/min 則符合這一圍的同步轉速有：750、1000和1500r/min 取V帶傳動的傳動比，一級圓柱齒輪減速器傳動比，則總傳動比合理圍為，故電動機轉速的可選圍為 Pd=3.97 kw n卷筒=71.62 (r/min)

11、計算與說明 結果 表1.電動機選擇方案與參數(shù) 方 案 電機 型號 額定 功率 電動機轉速(r/min) 質量Kg 傳動裝置傳動比 同步轉速 滿載轉速 總傳動比 V帶傳動 減速器 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 68 20.11 3.36 6.00 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 84 13.40 3.35 4.00 3 Y160M2-8 5.5 750 720 119 10.05 2.23 4.50 表2.電動機主要參數(shù) 型號 額定功率 同步轉速 滿載轉速 堵轉轉矩

12、/額定轉矩 最大轉矩/額定轉矩 Y160M2-8 5.5 750 720 2.2 2.3 2.4確定電動機結構尺寸 圖2 電動機形狀與尺寸 表3 電動機安裝與有關尺寸主要參數(shù) 中心高 外形尺寸 L′（AC/2+AD）′HD 底腳安裝尺寸A′B 地腳螺栓直徑K 軸伸尺寸D′E 鍵公稱尺寸F′h 132 520×345×315 216×178 12 28×80 10×41 選用Y160M2-8 型號的電機，額定功率5.5KW，滿載轉速720r/min 計算與說明 結果 三、傳動裝置運動與動力參數(shù)計算 3.1計算總傳動比 由選定的

13、電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速n可得 傳動裝置總傳動比為： =720/71.62 =10.05 總傳動比等于各傳動比的乘積 （式中i0、i1分別為帶傳動和減速器的傳動比） 3.2合理分配各級傳動裝置傳動比 齒輪的傳動比圍約為3~6，取i1=4.5 因為： 所以： i1 =10.05/4.5 =2.23 3.3計算傳動裝置各級傳動功率、轉速與轉矩 將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為Ⅰ軸，Ⅱ軸，...... 以與i0,i1， ......為相鄰兩軸間的傳動比 η01，η12， ......為相鄰兩軸的傳動效率 PⅠ，PⅡ， ......為各軸的輸入

14、功率（kw） ia=10.05 i0=2.23 計算與說明 結果 TⅠ，TⅡ， ......為各軸的輸入轉矩（N·m） nⅠ ,nⅡ,......為各軸的輸入轉速（r/min） 可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù) 3.3.1計算各軸的轉速 Ⅰ軸：nⅠ=nm/ i0 = 720/ 2.23 = 322.29（r/min） Ⅱ軸：nⅡ= nⅠ/ i1 =322.29/4.5 =71.62 (r/min) 卷筒軸：nⅢ= nⅡ

15、3.3.2計算各軸的輸入功率 Ⅰ軸： PⅠ=Pd×η01 =Pd×η1 =3.97×0.96 =3.81（kw） Ⅱ軸： PⅡ= PⅠ×η12= PⅠ×η2×η3 =3.81×0.99×0.97 =3.66（kw） 卷筒軸： PⅢ= PⅡ·η23 = PⅡ·η2·η4 =3.66×0.99×0.97 =3.58（kw） 3.3.3計算各軸的輸入轉矩 n1=332. 29r/min nⅡ=71. 62r/min PⅠ=3.8 1(kw) PⅡ=

16、3.6 6(kw) PⅢ=3.5 8(kw) 計算與說明 結果 電動機：Td=9550·Pd/nm =9550×3.97/720 =52.60N·m Ⅰ軸：TⅠ= Td·i0·η01 = Td·i0·η1 =52.60×2.23×0.96 =112.81N·m Ⅱ軸：TⅡ= TⅠ·i1·η12 = TⅠ·i1·η2·η4 =112.81×4.5×0.99×0.97 =497.52N·m 3.3.4計算各軸的輸出功率 由于Ⅰ～Ⅱ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率,故： Ⅰ軸：P’Ⅰ=PⅠ×η軸承 =3.81×0.99

17、 =3.77kw Ⅱ軸：P’Ⅱ= PⅡ×η軸承 =3.66×0.99 =3.62kw 3.3.5計算各軸的輸出轉矩 由于Ⅰ～Ⅱ軸的輸出轉矩分別為輸入轉矩乘以軸承效率，則： Ⅰ軸：T’Ⅰ= TⅠ×η軸承 =112.81×0.99 =111.68 N·m Td=52.6 Nm TⅠ=112 .81Nm TⅡ=497 .52Nm P1’= 3.77kw P’Ⅱ= 3.62kw T’Ⅰ= 111.68 N·m

18、計算與說明 結果 Ⅱ軸：T’Ⅱ= TⅡ×η軸承 =497.52×0.99 =492.55N·m 表4各級傳動功率、轉速與轉矩 參數(shù) 輸入功率 （kW） 轉速n（r/min） 輸入轉矩T（N×m） 傳動比 i 效率 h 電動機軸 3.97 720 52.60 2.23 0.96 軸I 3.81 322.29 112.81 4.50 0.96 軸II 3.66 71.62 497.52 T’Ⅱ= 492.55 N·m 計算與說明 結果 四、傳動零件設計計算 4.1 V帶傳動設計 4.1.1 計算功率 平穩(wěn)載荷，查

19、表8.4,可得工況系數(shù) 計算功率 4.1.2 帶型選擇 根據(jù),由圖8.6初選A型， 由表8.1取小帶輪基準直徑 則大帶輪基準直徑 由表8.1取(雖使n2略有減少，但其誤差小于5%，故允許) 4.1.3驗算帶速 帶速: 介于5~25m/s圍，故合適 KA=1.1 PC=6.05 Kw d1=150 mm d2=400 mm V=5.65 m/s 計算與說明 結果 4.1.4確定中心距a和普通V帶基準長度Ld 確定帶

20、長和中心距a 0.7·（d1+d2）≤ a0≤2·（d1+d2） 0.7×（150+400）≤a0≤2×（150+400） 385≤a0≤1100 初定中心距，則帶長為 由表8.5選取A型V帶的基準長度Ld=1900mm 實際中心距 4.1.5 包角與其驗算 驗算小帶輪上的包角α1： ,合適 4.1.6帶根數(shù) 由n1=720r/min,d1=150mm,查表8.3得P0=3.08Kw;查表8.5得KL=1.00，查 表8.3得ΔP0=0.5Kw;查表8.7得Kα=0.95

21、 Ld=1900 mm a=502.6 3mm α1= 159o 計算與說明 結果 確定帶的根數(shù)： =6.05/（（3.08+0.30）×1.00×0.95） = 2.68 故取3根A型V帶 4.1.7預緊力計算 A型V帶線密度q=0.11kg/m 預緊力： =500×6.05×（2.5/0.95-1）/（3×5.65）+0.11×5.652 =294.59 N 4.1.8壓軸力計算 壓軸力： =2×3×294.59×sin(159

22、/2) =1740.67N V帶輪采用HT200制造，允許最大圓周速度為25m/s。 4.2齒輪傳動設計 4.2.1選擇齒輪類型、材料、精度與參數(shù) Z=3 F0=294. 9N FQ=1740 .67N 計算與說明 結果 由于傳遞功率較小，轉速較低，有輕微載荷，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪的材料為45號鋼調質，齒面硬度為250HBS，大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為200HBS，齒輪精度初選8級。 4.2.2按齒面接觸疲勞

23、強度進行設計 （1）許用接觸應力 極限應力 取安全系數(shù) 許用接觸應力 取兩者中的較小者作為帶入計算 （2）計算小齒輪分度圓直徑 小齒輪轉矩 3.81/322.29=112805.24N.mm 單級齒輪傳動軸承相對齒輪對稱分布，取齒寬系數(shù)φd=1 取微小沖擊取載荷系數(shù)K=1.1 標準直齒圓柱齒輪傳動，取節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.4 由表9.5，取彈性系數(shù)ZE=189.8 [б]= 572.7 3MPa T1=112. 805Nm 計算與說明 結果 小齒輪計算直徑

24、 59.27mm 4.2.3確定幾何尺寸 取小齒輪齒數(shù)z1=20 大齒輪齒數(shù)4.5×20=90 模數(shù)59.27/20=2.96 查表9.1，取標準模數(shù)m=3 小齒輪分度圓直徑3×20=60mm 大齒輪分度圓直徑3×90=270mm 中心距(60+270)/2=165mm 齒寬1×60=60mm 取大齒輪齒寬60mm 則小齒輪齒寬60+5=65mm 4.2.4校核齒根彎曲疲勞強度 （1）許用齒根應力 極限應力 m=3 d1=60 mm d2=270 mm a=165

25、 mm b=60mm b2=b b1=65mm 計算與說明 結果 取安全系數(shù) 許用齒根應力 (2)驗算齒根應力 由表9.8，經線性插值取復合齒形系數(shù) 齒根應力 85.91MPa 20.37MPa 結論：，滿足設計要求 4.2.5齒輪的圓周速度 =1.01m/s 對照表11-2可知選用8級精度是合宜的 4.2.6齒輪傳動的幾何尺寸計算 [б]F1= 414.29 MPa [б]F2= 385.71 MPa бF1= 85.91 MPa бF2= 20.

26、37 MPa V=1.01 m/s 計算與說明 結果 名稱 代號 計算公式與結果 模數(shù) m 3 壓力角 α 20 齒頂高系數(shù) h* 1 頂隙系數(shù) c* 0.25 小齒輪齒數(shù) z1 20 大齒輪齒數(shù) z2 90 小齒輪分度圓直徑 d1 d1=m.z1=60mm 大齒輪分度圓直徑 d2 d2=m.z2=270mm 中心距 a a=(d1+d2)/2=165mm 齒頂圓直徑 da1、da2 da=m(z+2ha*);da1=66mm;da2=276mm 齒根圓直徑 df1、df2 df=m(z-

27、2ha*-2c*);df1=52.5mm;df2=262.5mm 齒頂高 ha ha=ha*m=3mm 齒根高 hf hf=(ha*+c*)m=3.75mm 齒高 h h=(2ha*+c*)m=6.75mm 齒距 p p=πm=9.42mm 齒厚 s s=πm/2=4.71mm 齒槽寬 e e=πm/2=4.71mm 基圓齒距 pd pb=πmcosα=8.85mm 螺旋方向 右旋 表6 齒輪幾何尺寸 m=3 α=200 h=1 c=0.25 Z1=20 Z2=90 d1=60 d2=270 a=16

28、5 da1=66 da2=276 df1=52.5 df2=262.5 hf=3.75 h=6.75 p=9.42 s=4.71 e=4.71 pd=8.85 計算與說明 結果 五、軸的設計與計算 5.1高速軸（Ⅰ軸）的設計 5.1.1選擇軸的材料 選用45#調質，硬度217~255HBS 5.1.2初步估算軸的最小直徑 軸的輸入功率為PⅠ=3.81KW 轉速為nⅠ=322.29r/min 根據(jù)課本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115 5.1.3軸的結構設計，初定軸徑與軸向尺寸 從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵

29、聯(lián)接，則軸應該增加5%，取D1=Φ30mm，又帶輪的寬度 B=（m-1）·e+2·f =（3-1）×18+2×8=52 mm 則第一段長度L1=60mm。 右起第二段直徑取D2=Φ38mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆以與對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為30mm，則取第二段的長度L2=70mm。 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6208型軸承，其尺寸為d×D×B=40×80×18，那么該段的直徑為D3=Φ40mm，長度為L3=20mm。

30、 d=26.19 mm L1=60 mm L2=70 Mm L3=20 mm 計算與說明 結果 右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的圈外徑，取D4=Φ48mm，長度取L4= 10mm。 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為Φ66mm，分度圓直徑為Φ60mm，齒輪的寬度為65mm，則，此段的直徑為D5=Φ66mm，長度為L5=65mm。 右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的圈外徑，取D6=Φ48mm,長度取L6= 10mm。 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑

31、為D7=Φ40mm，長度L7=18mm。 5.2低速軸設計 5.2.1選擇軸的材料 選用45#調質，硬度217~255HBS 5.2.2初步估算軸的最小直徑 軸的輸入功率為PⅡ=3.66KW 轉速為nⅡ=71.62 r/min 5.2.3軸的結構設計，初定軸徑與軸向尺寸 從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取Φ45mm，根據(jù)計算轉矩TC=KA×TⅡ=1.1×497.52=547.27N.mm，查標準GB/T 5014—2003，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=84mm, L4=10 mm L5=65 mm

32、 L6=10 mm L7=18 mm d=42.66 mm 計算與說明 結果 軸段長L1=82mm。 右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取Φ52mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆與便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為L2=74mm。 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6211型軸承，其尺寸為d×D×B=55×100×21，那么該段的直徑為Φ55mm，長度為L3=36mm。 右起第四段，該

33、段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，大齒輪的分度圓直徑為270mm，則第四段的直徑取Φ60mm,齒輪寬為b=60mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=58mm。 右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=Φ66mm ,長度取L5=10mm。 右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D6=Φ55mm，長度L6=21mm。 5.3校核軸的強度 5.3.1按彎扭合成校核高速軸的強度 (1)求齒輪上作用力的大小、方向 小齒輪分度圓直徑：d1=60mm 作用在齒輪上的轉矩為：T1 =112805.24N·mm 求圓周力：Ft F

34、t=2T1/d1=2×112805.24/60=3760.17N 求徑向力Fr Fr=Ft·tanα=3760.17×tan200=1368.70N L1=82mm L2=74mm L3=36mm L4=58mm L5=10mm L6=21mm Ft=3760.17N Fr=1368.7N 計算與說明 結果 （2）軸長支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點以與軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：RA=RB=

35、Ft/2 =1880.09N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0 那么RA’=RB’ =Fr×62/124=684.35N （3）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=RA×62/1000=116.57N.m 垂直面的彎矩：MC1’= MC2’=RA’×62/1000=42.43N.m 合成彎矩： （4）畫轉矩圖： T= Ft×d1/2/1000=112.805Nm （5）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，α=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （6）

36、判斷危險截面并驗算強度 右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。 已知Me=141.31N.m ,［σ-1］=60Mpa 則： σe= Me/W= Me/(0.1·D43) =141.31×1000/(0.1×483)=12.78N.m<［σ-1］ 右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： RA=RB= 684.35N MC1= MC2= 124.05 Nm T=112. 805Nm Me=141 .31Nm бe=

37、 12.78 Nm 計算與說明 結果 σe= MD/W= MD/(0.1·D13) =67.68×1000/(0.1×303)=25.07Nm<［σ-1］，安全。 (7)繪制彎矩、扭矩圖 圖4高速軸的受力、彎矩、合成彎矩、轉矩、計算彎矩圖 5.3.2 按彎扭合成校核低速軸的強度 (1) 求齒輪上作用力的大小、方向 大齒輪分度圓直徑：d1=270mm 作用在齒輪上的轉矩為：T2=497521.88N·mm 求圓周力：Ft Ft=2T2/d2=2×497521.88/270=3685.35N бe=25.07 Nm

38、 Ft=368 5.35N 計算與說明 結果 求徑向力Fr Fr=Ft·tanα=3685.35×tan200=1341.47N (2）軸長支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點以與軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1842.67N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0 那么RA’=RB’ =Fr×62/124=670.73N (3) 畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩：

39、水平面的彎矩：MC=RA×62/1000=114.25Nm 垂直面的彎矩：MC1’= MC2’=RA’×62/1000=41.59Nm 合成彎矩： (4) 畫轉矩圖： T= Ft×d2/2=497.522 Nm (5) 畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，α=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： (6) 判斷危險截面并驗算強度 右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。 已知Me=322.32Nm ,［σ-1］=60Mpa 則： σe= Me/W= Me/(0.1·D43) =322.

40、32×1000/(0.1×603)=14.92Nm<［σ-1］ Fr=1341 .47N RA=670 .3N MC1=121 .58Nm T=497. 522Nm Me=322 .32Nm бe= 14.92 Nm 計算與說明 結果 右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： σe= MD/W= MD/(0.1·D13) =298.51×1000/(0.1×453)=32.76Nm<［σ-1］ 所以確定的尺寸是安全的 。

41、(7)繪制彎矩、扭矩圖 圖5 低速軸的受力、彎矩、合成彎矩、轉矩、計算彎矩圖 бe= 32.76 Nm 計算與說明 結果 六、滾動軸承的選擇和計算 6.1高速軸上的滾動軸承設計 根據(jù)條件，24小時制，五年，軸承預計壽命≥5×365×24=43800小時 （1）初步計算當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，必須求出當量動載荷P 深溝球軸承查表16-13取靜載荷系數(shù)X0=0.6 當量動載荷P=X0.Fr=0.6×1368.70=821.22N 即軸承在Fr=1368.70N和Fa=0N作用下的使用壽命，相當于在純徑向

42、載荷為821.22N作用下的使用壽命。 （2）求軸承所需的徑向基本額定載荷值 輕微載荷查表16-9取載荷系數(shù)fp=1.2, 因工作溫度不高查表16-8取溫度系數(shù)ft=1 =9323.92KN （3）選擇軸承型號 查設計手冊，選擇6208軸承，其Cr=29.5KN>9.32KN （4）軸承壽命校核 6208軸承的壽命： P=821 .22N C=9323 .92Kn 選擇6208軸承 計算與說明 結果 =1387215>>43800 ∴

43、預期壽命足夠 ∴此軸承合格 6.2低速軸上的滾動軸承設計 （1）初步計算當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，必須求出當量動載荷P 深溝球軸承查表16-13取靜載荷系數(shù)X0=0.6 當量動載荷P=X0.Fr=0.6×1341.47=804.88N （2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 輕微載荷查表16-9取載荷系數(shù)fp=1.2, 因工作溫度不高查表16-8取溫度系數(shù)ft=1 =5535.18KN （3）軸承選型 查課程設計手冊，選擇6211軸承 Cr=43.2KN （4）軸承壽命校核 6211軸承壽命: =6630

44、484>>46720 P= 804.88N C=5535 .18kN 選擇6211軸承 計算與說明 結果 ∴預期壽命足夠 ∴此軸承合格 表8 滾動軸承參數(shù) 參數(shù) 軸承型號 基本額定動載荷（N） 高速軸軸承 6208 9323.92 低速軸軸承 6211 5535.18 計算與說明 結果 七、鍵的選擇和計算 7.1高速軸V帶輪用鍵連接 7.1.1選用鍵類型 此段軸徑d1=30mm,L1=60mm 根據(jù)軸徑查《機械設計課程設計手冊》或G

45、B/T 1096-2003，選用A型平鍵， 鍵規(guī)格為： GB/T 1096 鍵 8X7X45 ，即 鍵寬b=8mm;鍵深h=7mm;鍵長L=45mm,軸上轉矩T=112.81N·m 7.1.2鍵的強度校核 σp=4 ·T/(d·h·L) =4×112.81×1000/（30×7×45） =23.87Mpa < [σP] (110Mpa) 7.2低速軸齒輪用鍵連接 7.2.1選用鍵類型 輸出軸與齒輪連接用平鍵連接 軸徑d3=60mm L3=58mm TⅡ=497.52Nm 根據(jù)軸徑查《機械設計課程設計手冊》或GB/T 1096-2003，選用A型平鍵

46、， 鍵規(guī)格為： GB/T 1096 鍵 18X11X50 ，即 鍵寬b=18mm;鍵深h=11mm;鍵長L=50mm σp= 23.87MPa 計算與說明 結果 7.2.2鍵的強度校核 σp=4·TⅡ/（d·h·l） =4×497.52×1000/（60×11×50） =30.15Mpa < [σp] (110Mpa) 7.3低速軸聯(lián)軸器用鍵連接 7.3.1選用鍵類型 軸徑d2=45mm L2=63mm T2=497.52N·m 根據(jù)軸徑查《機械設計課程設計手冊》或GB/T 1096

47、-2003，選用A型平鍵， 鍵規(guī)格為： GB/T 1096 鍵 14X9X60 ，即 鍵寬b=14mm;鍵深h=9mm;鍵長L=60mm 7.3.2鍵的強度校核 σp=4 ·TⅠ/（d·h·l） =4×497.52×1000/（45×9×60） =40.95Mpa < [σp] (110Mpa) 表10 各鍵參數(shù) 參數(shù) 型號 鍵長 鍵高 高速軸帶輪鍵 A鍵8x7 45 7 低速軸齒輪鍵 A鍵18x11 50 11 低速軸聯(lián)軸器鍵 B鍵14x9 60 9 σp= 30.15MPa

48、 σp= 40.95MPa 計算與說明 結果 八、聯(lián)軸器的選擇 8.1聯(lián)軸器的轉矩計算 由于兩軸相對位移很小，運轉平穩(wěn)，且結構簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器。 計算轉矩TC=KA×TⅡ=1.1×497.52=547.27N.m， 其中KA為工況系數(shù)，輕微載荷取KA=1.1 8.2 許用轉速 根據(jù)TC,軸徑d,軸的轉速n,查標準GB/T 5014—2003,選用LX3型彈性柱銷聯(lián)，其額定轉矩[T]=1250N.m, 許用轉速[n]=4700r/min,故符合要求。 8.3配合軸徑 根據(jù)四章軸的設計與《機械設計課程設計手冊》表8

49、-7彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T 5014-2003）中LX3型聯(lián)軸器軸孔直徑，選定配合軸徑d=45mm。 8.4配合長度 由選定聯(lián)軸器的類型與型號查《機械設計課程設計手冊》表8-7軸孔長度，選擇Y型軸孔，則軸孔長度L=82mm。 聯(lián)軸器相關參數(shù)如表8所示 表8 聯(lián)軸器參數(shù) 聯(lián)軸器型號 許用轉矩 許用轉速 配合軸徑 配合長度 LX3 547.27Nm 4700r/min 45mm 82mm TC= 547.27Nm 計算與說明 結果 九、潤滑方式、潤滑油牌號與密封裝置的選擇 9.1潤滑方式 1.齒輪 ，選用浸油潤滑,

50、因此機體需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x不應小于。對于單級減速器，浸油深度約為一個齒高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞需油量。 2.對于滾動軸承來說，由于齒輪圓周速度,傳動件的速度不高，濺油效果不大，選用潤滑脂。這樣結構簡單，易于密封，維護方便，使?jié)櫥煽俊榉乐馆S承室中的潤滑脂流入箱而造成油脂混合，在箱體軸承座箱一側裝設甩油盤。 9.2潤滑油牌號與用量 齒輪潤滑選用150號機械油，最低最高油面距10～20mm，需油量約為1.5L。 軸承潤滑選用2L—3型潤滑脂，用油量為軸承間隙的1/3～1/2為宜。 9.3密封裝置

51、1.箱座與箱蓋凸緣接合面的密封 選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法 2.觀察孔和油孔等處接合面的密封 在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封 3.軸承孔的密封 悶蓋和透蓋用作密封與之對應的軸承外部 軸的外伸端與透蓋的間隙，選用J型油封加以密封 4.軸承靠近機體壁處用擋油環(huán)加以密封，防止?jié)櫥瓦M入軸承部 計算與說明 結果 十、鑄造減速箱體的主要結構尺寸 表7鑄造減速器箱體主要結構尺寸計算結果 名稱 代號 尺寸（mm） 底座壁厚 d 8 箱蓋壁厚 d1 8 座上部凸緣厚度 h0 12 底座下部凸緣厚度 h1 12 軸

52、承座連接螺栓凸緣厚度 h2 8 底座加強肋厚度 e 11 箱底加強肋厚度 e1 11 地腳螺栓直徑 d 20 地腳螺栓數(shù)目 n 4 軸承座連接螺栓直徑 d2 16 底座與箱蓋連接螺栓直徑 d3 12 軸承蓋固定螺釘直徑 d4 10 視孔蓋固定螺釘直徑 d5 8 軸承蓋螺釘分布直徑 D1 10 軸承座凸緣端面直徑 D2 32 螺栓孔凸緣的配置尺寸 c1、c2、D0 26，22，18 地腳螺栓孔凸緣的配置尺寸 c'1、c'2、D'0 26,22,18 箱體壁與齒頂圓的距離 D 12 箱體壁與齒輪端面的距離 D1

53、 10 底座深度 H 171 底座高度 H1 191 箱蓋高度 H2 154 外箱壁至軸承座端面距離 l1 44 箱底壁橫向寬度 L1 59 其他圓角 R0、r1、r2 3 d=8 d2=8 h0=12 h1=12 h2=8 e=11 e1=11 d=20 n=4 d2=16 d3=12 d4=10 d5=8 D1=10 D2=32 c1=c1’=26 c2=c2’=22 D0=D0’=18 D=12 D1=10 H=171 H1=191 H2=154 l1=

54、44 L1=59 R0=r1=r2 =3 參考文獻： [1] 立德．機械設計課程設計指導書[M]．第四版. ：高等教育，2013.7 [2] 立德，羅衛(wèi)平．機械設計基礎[M]．第四版. ：高等教育，2013.7 [3] 龔溎義.機械設計課程設計圖冊（第3版）[M]．第一版. ：高等教育，2004.1 [4]《機械設計手冊》編委會．機械設計手冊.齒輪傳動[M]．第4版. ：機械工業(yè)，2007.3 [5] 《機械設計手冊》 編委會．機械設計手冊.帶傳動和鏈傳動[M]．第4版. ：機械工業(yè)，2007.2 [6]《機械設計手冊》編委會．機械設計手冊.滾動軸承[M]．第4版. ：機械工業(yè)，2007.3 [7] 展.實用機械傳動裝置設計手冊[M]．第一版. ：機械工業(yè)，2012.10 - 38 - / 38