二級展開式圓柱齒輪減速器

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1、CHANGz AN UNIVERSITY 材料成型及控制工程 課程設計說明書 設計題目： 二級展開式圓柱齒輪減速器 學生姓名： 蔣永清 學號: 17 學 院： 材料科學與工程學院 專 業(yè)： 材料成型及控制工程 班 級： 31020806 指導教師： 2011年6月 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 ??….?…..(18) 七、 連結的

2、選擇和計算 ? ……(19) 八、 潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇 ..(20) 九、 箱體及其附件的結構設計 .….……(20) 十、設計總結… .(21) 十一、參考資料 ?…(21) # 一設計題目：帶式運輸機的傳動裝置的設計題號 1 1帶式運輸機的工作原理 jq 1 L 1収訛 （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，有粉塵，環(huán)境最 高溫度35C； 2） 使用折舊期；8年； 3） 檢修間隔期：四年一次大修，

3、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） 運輸帶速度允許誤差：土 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 ■—. 3 運輸帶工作拉力 F/N 1 2300 運輸帶工作速度 v/(m/s) 1.1 卷筒直徑D/mm 300 注：運輸帶與卷筒之間及卷筒軸承的摩擦影響已經在 F中考慮。  二動力機選擇 因為動力來源：電力，三相交流電，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

4、機所需功率Pw由題中條件查詢工作情況系數(shù) Ka ，查得 K A=1.3 設計方案的總效率 n 0=n i* n 2 n 3 n 4* n 5* n 6…n n 本設計中的 H聯(lián)一一聯(lián)軸器的傳動效率（2個）,n軸 ——軸承的傳動效率 （4 對）,口齒一一齒輪的傳動效率（2對），本次設計中有8級傳動 效率 其中聯(lián)=0.99 （兩對聯(lián)軸器的效率取相等） 軸承123 =0.99 （ 123為減速器的3對軸承） 軸承4=0.98 （ 4為 卷筒的一對軸承） 齒=0.95 （兩對齒輪的效率取相等） 總=n 聯(lián)n 軸承 123n 齒n 聯(lián)n 軸承 4 = .99* 0.99‘ * o.95?

5、* 0.99* 0.98 =0 84110 2）電動機的輸出功率 Pw=kA* FV =3.3561KW 1000耳軸承4 Pd= Pw/ 總， 總=0.84110 Pd= 3.3561/0.84110=3.990KW 2. 電動機轉速的選擇 由v=1.1m/s 求卷筒轉速 nw V = ——=1.1 t n w=140.127r/min 60 * 1000 nd=（ i1 ? i2. jn nw 根據(jù)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。由表1 — 8 知圓柱齒輪傳動比范圍為（i1*i2 ）＜ & 所以 nd

6、＜（i1*i2） n w=8* nw 所以nd的范圍是w 1121.016r/min，初選為同步轉速 為1440r/min的電動機 3. 電動機型號的確定 總=0.8411 Pw=3.3561KW Pd= 3.990KW n w=140.127r/min 電機 Y112M — 4 由表12— 1查出電動機型號為 Y112M — 4,其額定功率為4kW,滿載轉 速1440r/min。基本符合題目所需的要求。 電動機 額定功 滿載轉速 堵轉 額定 最大 額定 質量 型號 率/KW r/min 轉矩 轉矩 轉矩 轉矩 /Kg Y112M —4

7、 4.0 1440 2.2 2.3 43 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 （n45= n聯(lián)n軸承=0 .98*0.99=0.96 ） 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：「總=nm/nw nw = 140.127 n m=1440r/mi n i = 10.276 2. 合理分配各級傳動比 由于減速箱是展開式布置，所以 ii=( 1.3-1.5) i2。 因為 i = 10.276，取 i = 11,估測選取 ii=3.9 i2=2.8 速度偏差為1%，所以可行。 3各

8、軸轉速、輸入功率、輸入轉矩 轉速的計算 電動機轉軸速度 n0=1440r/mi n 咼速 I n 1==1440r/min 中間軸 II n2= —1 =369.23r/min i0 i 1 低速軸 HI n3= n2 =131.87r/min 卷筒 n4=131.87r/min。各軸功率 i2 電動機額定功率 P=Pd* 01 =4KW （n 01=1） 高速 I P仁P0*n12=P0* n聯(lián) n軸承=4*0.99*0.99= 3.92 KW （n12 = n聯(lián) n軸承=0.99*0.99=0.98） 中間軸 II P2=P1 23 =P1*n 齒*n 軸承=3.92*0

9、.95*0.99=3.69 KW （n 23=門齒門軸承=0.95*0.99=0.94） 低速軸 HI P3=P2*n34=P2* n齒n軸承=3.69*0.95*0.99=3.47 KW （n34= —齒—軸承=0.95*0.99=0.94） 傳動比11 i1=3.9 i2=2.8 各軸速度 n =1440r/m in n 1=1440r/m in n2=369.23r/min n 3=131.87r/min n 4=131.87r/min 各軸功率 P0 =4KW P1=3.92KW P2=3.69KW P3=3.47KW P4=3.37KW 卷筒 P4

10、=P3*n45=P3* n聯(lián) n軸承=3.47*0.98*0.99= 3.37KW 5 各軸轉矩 電動機轉軸 To=2.2 N m 高速 I 「=9550*P i/n2 =25.997 N ? m 中間軸 II T2=9550*P2/n2 =95.441 N 低速軸 HI T3= 9550*P 3/ n3= 251.297N *m 卷筒 T4=9550*P 4/n4=244.055 N * m 其中 Td=9550*P d/nd (n*m) 項目 電動機 軸 高速軸1 中間軸II 低速軸III 卷筒 轉速 (r/min) 1440 1440 369.2

11、3 131.87 131.87 T1=25.997N ?m T2=95.441N ? r 功率（kW） 4 3.92 3.69 3.47 3.37 T3=251.297 N * 轉矩 (N ? m) 2.2 25.997 95.441 251.297 244.055 T4=244.055 N < 傳動比 1 1 3.9 2.8 1 效率 1 0.98 0.94 0.94 0.96 四傳動件設計計算（齒輪） A高速齒輪的計算 7級精度; z1 = 20 z2= 78 輸入功率 小齒輪轉速

12、 齒數(shù) 比 小齒輪轉矩 載荷系 數(shù) 3.92KW 1440r/mi n 3.9 25.997N ? m 1.3 1.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) z1 = 20,大齒輪齒數(shù) z2= 78 ; 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。按下式計算，即 3 f 、2 KtT U +1 Ze dt> 2

13、.32* J f ; \ d U I「h」」 各軸轉矩 T1=25.997N ? m T2=95.441 N * m T3=251.297N ? m T4=244.055N ? m 3. 確定公式內的各計算數(shù)值 (1) 試選 Kt = 1.3 (2) 由表 選取尺寬系數(shù)$ d = 1 (3) 由表查得材料的彈性影響系數(shù) Ze= 189.8Mpa (4) 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限c Hliml = 600MPa;大齒輪的解除疲勞強度極限 c Hlim2 = 550MPa; (5) 計算應力循環(huán)次數(shù) N1 = 60n 1jLh = 60X 1

14、440X 1X( 2X 8X 365X 8)= 4X 10e9 N2 = N1/3.9 = 10.26 X 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) 由表查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1 = 0.90 ; KHN2 = 0.95 (7) 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1 %，安全系數(shù)S= 1，由式(10- 12 )得 [c h]1 = 0.90X 600MPa = 540MPa Kt = 1.3 $ d = 1 N1 = 4X 10e9 N2 = 10.26 X 10e8 KHN1 = 0.90 KHN2 = 0.9

15、5 S= 1 [c H]1 = 540MPa [c h]2 = 522.5MPa [c H]2 = 0.95X 550MPa = 522.5MPa 7 # 2)計算 (1)試算小齒輪分度圓直徑 d1t d1t > 2.32* 1.3 漢25.997 漢103 3.9+1 2 〔189.8、 i 1 * 3.9 <522.5； 2.32 3 (2)計算圓周速度 =41.206 n d 1t n? v=— 60 1000 3.14 41.206 1440 60X1000 =3.1053 (3)計算齒寬b及模數(shù)m b= $ dd1

16、t=1 X 41.206mm=41.206mm m=^ =竺空=2.0603 z1 20 d1t =41.206 v =3.1053m/s b=41.206mm m=2.0603 h=4.6357mm b/h=8.89 KA=1 9 h=2.25mnt=2.25 X 2.0603mm=4.6357mm b/h=41.206/4.6357=8.89 (4)計算載荷系數(shù)K 已知載荷平穩(wěn)，所以取 KA=1 根據(jù)v=3.1053m/s,7級精度，查得動載系數(shù) KV=1.42 ;查

17、表 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， 故： Khb=1.42+0.18(1+0.6 X d?) d2 +0.23 X 10 "b 2 2 =1.42+0.18(1+0.6*1 )*1 +0.23*10e-3*41.206=1.7175 由 b/h=8.89 , Khb=1.7175 查表 10—13 查得 Kfb =1.45 由表10— 3查得KH a =KF a =1.1。故載荷系數(shù) K=K aKvKh% Kh 3 =1 X 1.42X 1.1 X 1.7175=2.6827 (5)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由 ［1］式

18、(10 — Khb=1.41652 Kfb =1.45 KH a =KF a =1.1 K=2.6827 3 d1=d1t .. K/Kt 3 2.6827 \ 1.45 mm=50.5850mm d1=50.5850mm (6)計算模數(shù)m m二色 Z1 50.5850 mm=2.530 20 4.按齒根彎曲強度設計 由［1］式(10— 5) 、3 20 COS2 3 YFaYsa m「 dZ12 1)確定計算參數(shù) 查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限 疲勞極限強度d F2=380MPa 查得彎曲壽命系數(shù) KFN仁0.85 計算彎曲疲勞許用應力 取安全系

19、數(shù)S=1.4見表 d F1=500Mpa ;大齒輪得彎曲 KFN2=0.88 [d F1]= (KFN1* d F1) 10-12 得 0.85* 500 /S= =303.57Mpa [d F2]= (KFN2* d F2) 1.4 0.88*380 /S= =238.86Mpa 1.4 (1)計算載荷系數(shù) K=K aKvKf% Kf3 =1 X 1.42X 1.1 X 1.45=2.2649 (3)查取齒形系數(shù)。 YFa 1=2.80; YFa2=2.27 (2)查取應力校正系數(shù) Ysa1=1.55, Ysa2=1.79 m=2.530 d F1=50

20、0Mpa d F2=380MPa KFN1=0.85 KFN2=0.88 S=1.4 [d F1]= 303.57Mpa [d F2] =238.86Mpa K=2.2649 Ysa 1=1.55 Ysa2=1.79 YFa1Ysa1 “f1 YFa2Ysa2 dF =0.01430 =0.01701 10a)得 (3)計算大、小齒輪的并學丫早加以比較 YFa1YSa1 ? I = 2.801.55 = =0.01430 303.57 YFa2Ysa2 LfI = 2.27 ".79 = =0.01701 238.86  大齒

21、輪的數(shù)值大。 2）設計計算 m> 2 2.2649 25.997 10e3 1?202 0.01701 =1.7109 對結果進行處理取 m=2 Z1=d1/m=50.5850/2 ?26 大齒輪齒數(shù)，Z2=u* Z仁3.9*26=102 5.幾何尺寸計算 1） 計算中心距 d1=z1m=26*2=52 d2=z1m=102*2 =204 a=（d1+d2）/2=（200+42）/2=128，a 圓整后取 128mm 2） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 d1 = z1m =52mm， d2 = z2m =204mm 3）計算齒輪寬度 b= $ dd1, b=52mm

22、 B1=57mm , B2=52mm 備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多 5-10mm 4）驗算 m=2 Z仁26 Z2=102 d1=52 d2=204 a==128 B1=57mm B2=52mm Ft=999.885 N 11 Ft=2T1/d 仁2*25.997*10e3/52=999.885 N KAFt b 1_999.885 52 =19.23 v 100N/mm # 模數(shù) 分度圓直徑 齒寬 齒數(shù) 小齒輪 2 52 57 26 大齒輪 2 204 52 102 結果合適 5）由此設計有

23、 6）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。 7級 z1 = 24 z2= 68 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) 3.69KW 369.23r/min 2.8 95.441N ? m 1.3 1?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

24、選小齒輪齒數(shù) z1 = 24,大齒輪齒數(shù) z2 = 68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 dt> 2.32* KtT u 1 Z u 3.確定公式內的各計算數(shù)值 (1) 試選 Kt = 1.3 (2) 由［1］表10-7選取尺寬系數(shù)$ d= 1 (3) 由［1］表10 -6查得材料的彈性影響系數(shù) Ze= 189.8Mpa (4) 由［1］圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強 度極限d Hiim1= 600MPa;大齒輪的解除疲勞強度極限 (T Hlim2 = 550MPa； (5) 由［1］式1

25、0- 13計算應力循環(huán)次數(shù) N1 = 60n 1jLh = 60 X 369.23 X 1 x( 2 X 8 X 365 X 8)= 1.0350 x 10e9 此式中 位小時 (6) N2 = N1/2.8 = 3.696 X 10e8 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 由［1］圖10 - 19查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1 = 0.90; KHN2 =0.95 計算接觸疲勞許用應力 (7) 取失效概率為1%,安全系數(shù)S= 1,由式(10- 12)得 [T H]1 = 0.90X 600MPa = 540MPa [t h]2 = 0.95X

26、 550MPa = 522.5MPa 4. 計算 (8) 試算小齒輪分度圓直徑 d1t 3 Kt = 1.3 $ d = 1 ZE= 189.8Mpa 二H lim 1 = 600MPa t Hlim2 =550MPa; N1 = 1.035 X 10e9 N2 = 3.696 X 10e8 KHN1 = 0.90 KHN2 = 0.95 [t H]1 = 540MPa 二H2 = 522.5MPa d1t=65.2277 =2.323 1.3 95.441 10e3 1 2.8+1 089.8 彳 2.8 <522.5 J =65.2277 v

27、=1.2604 m/s 1)計算圓周速度 v= -nd!^ = 314 65.2277 369.23 =1.2604m/s 60 1000 60 1000 2)計算齒寬b及模數(shù)m b= $ dd1t=1 X 65.2277mm=65.2277mm m= d1t Z1 65.2277 24 =2.7180 b=65.2277mm d1t m= =2.7180 Z1 KA=1 Kv=1.14 d1t > 2.32* h=2.25mnt=2.25 X 2.7180mm=6.1155mm b/h=65.2277/6.1155 =10.6660 3) 計算載荷系數(shù)

28、K 由[1]表10—2已知載荷平穩(wěn)，所以 取 Ka=1 根據(jù)v=0.4230 m/s,7級精度，由圖10— 8查得動載系數(shù) Kv=1.14 ; # 由［1］表10—4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 2 2 _3 Khb=1.12+0.18(1+0.6 x d ) $ d +0.23 x 10 b 2 2 =1.12+0.18(1+0.6*1 )*1 +0.23*10e-3*27.122=1.414 由 b/h=10.6660, Khb =1.414 查［1］表 10—13 查得 Kfb =1.33 由［1］表10— 3查得KH

29、 a =KH a =1.1。故載荷系數(shù) K=K aKvKh a Kh 3 =1 X 1.14 X 1.1 X 1.414=1.7731 4)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由 ［1］式(10— 10a) 得 3 d1 = d1t K / Kt = 65.2277 3 1.7731 mm=72.3368mm \ 1.3 d1 72.3368 5) 計算模數(shù) m m -= mm^ 3.0140 Z1 24 6) 按齒根彎曲強度設計。由［1］式(10—5) 3 2KT1 丫尸玄譙 m「MdZ12 丄」 5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

30、限 d F1=500Mpa ; 大齒輪得彎曲疲勞極限強度 d F2=380MPa 由［1］10-18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 0.85*500 ［d F1］= (KFN1* d F1) /S= =303.57Mpa 1.4 0.88*380 ［d F2］= (KFN2* d F2) /S= =238.86Mpa 1.4 1) 計算載荷系數(shù) K=K aKvKf% Kf3 =1 x 1.12X 1.2X 1.33=1.7875 2) 查取應力校正系數(shù) 有［1］表 10-5

31、 查得 YFa仁2.8; YFa2=2.18 由［1］表 10— 5 查得 Ysa1=1.55; Ysa2=1.79 Y Y 3) 計算大、小齒輪的 Y/Y亍并加以比較 YFa1Ysa1 YFa2丫Sa2 2.8 1.55 303.57 =0.014297 2.18 1.79 238.86 =0.016341 Khb=1.414 K=1.7731 d1=72.3368mm m=3.0140 汗1= 303.57Mpa 二F2=238.86Mpa K=1.7875 Sa1 =0.014297 YFa 2Ysa2 =0.016341

32、 13 所以大齒輪的數(shù)值大。 6 設計計算 2 1.7875 95.441 10e3 1 242 0.016341 =2.13 1 對結果進行處理取 m=3 ,（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) Z仁d1/m=72.3368/ 3~ 24.1123 ~ 25 大齒輪齒數(shù) Z2=u* Z1=2.8*25=7

33、0 7 幾何尺寸計算 1）計算中心距 d仁 z1m=25*3=75 , d2=z2m=70*3=210 a=（d1+d2）/2=（70+224）/2=142.5 , a 圓整后取 143mm , d1 = Z1 m1 =75mm 2） 計算齒輪寬度 3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 b= $ dd1 b=75mm B仁80mm , B2=75mm 備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多 5-10mm 7）驗算 Ft=2T2/d2=2*95.441*10e3/75=2545.093 N KAFt b 1 2545.093 75 二 33.935 v 100N/mm。結

34、果合適 模數(shù) 分度圓直徑 壓力角 齒寬 小齒輪 3 75 20 80 大齒輪 3 210 20 75 8）由此設計有 m=3 Z1=25 Z2=70 a=147mm d1=75mm d2=210mm B1=80mm B2=75mm =33.935N/m b m 210 15 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

35、 2T3 2 251.297 103 d2 =2393.305N 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 3.47Kw 251.297N- m 131,81r/mi n 210mm 20 2求作用在齒輪上的力 210 # 210 # Fr=Ft*tan ： =2393.305*tan2 0 =871.092N 3初步確定軸的直徑 210 # 先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A 0=112。于是有 J p3 3.47 dmin =Ao3|— =112

36、漢 3 = 33.320mm \ n3 V 131.81 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［1］14-1,取 Ka=1.5 則;Tca=Ka*T 3=1.5*251.297=376.9455 N- 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［2］8-2 ）,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 .固取d1-2=35mm。見下表 GY5凸緣聯(lián)軸器

37、 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=80mm b初步選擇滾動軸承。 61909號軸承 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

38、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=42mm 選61909號 右端米用軸肩定位 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 0.07 ~0.1倍 所以在 d7-8=45mm 16-7=12 c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0.07 ~0.1倍）這里 去軸肩高度h=4m

39、m所以d5-6=54mm軸的寬度去b>=1.4h,取軸的寬度為 L5-6 =6mm. d軸承端蓋的總寬度為 15m m（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=15m m,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-L 5

40、-6=50+15+12+8-6=79mm 至此已初步確定軸得長度 3） 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丄=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

41、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 從手冊中查出a值參照圖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 、丄梧人 2 X 251.297匯103 計算齒輪 Ft=2T1/d仁 =2393.305 N 210 Fr= Ft tana = Ft tan2 0 =871.092N 通過計算有 FNH1=758N FNH2=1600.2 MH=FNH2*58.5=93.61 N- M 同理有 FNV1=3

42、30.267N FNV2=697.23N MV=40.788N- M M 總 M H2 M V2 = 93.612 40.7882 =102.11 N- m 載荷 水平面H 垂直面V 支反力 FNH1=758N FNH2=1600.2 FNV1=330.267N FNV2=697.23N 彎矩 MH= 93.61 N ?m MV=40.788 N ?m 總彎矩: M 總=102.11 N *m 扭矩 T3=251.297N *m 6）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

43、及表［1］15-4中的取值，且:-疋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 當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時取 :-疋0.6） 1）計算軸的應力 FNH1=758N FNH2=1600.2 MH= 93.61 N M總=102.11 N （軸上載荷示意圖） vM 2 十（町3）2 J102.112 +（0.6匯251.297$ 二 ca 一 3 =14.57MPa W 0.1 503 前已選定軸的材料為 45號鋼，由軸常用材料性能表查得[d -1]=60MPa 因此d ca＜[ d -1]，故安全。 4選軸承 初步選擇滾動軸承。 6005號

44、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 在本次設計中 盡可能統(tǒng)一型號，所以選擇6005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 L1-2=12mm 直徑為 D1-2=25mm L=189mm D1-2=25mm L1-2=12mm D2-3

45、=30mm 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=72mm 8mm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

46、的輪轂直徑為 30mm，所以齒輪的定位軸肩長度高度為 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下圖 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

47、輪分度圓直徑 壓力角 3.92Kw 25.997N -m 1440r/min 52mm 20 21 2求作用在齒輪上的力 紐=2 緲97 103 =999.88n d2 52 Fr=Ft*tan : =999.88*tan2 0 =363.93N 3初步確定軸的直徑 先按式［1］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［1］15-3選取Ao=112。于是有 dmin -112 3 3?92 1440 =15.64mm 4聯(lián)軸器的型號的選取 查表［1］14-1,取 Ka=1.5 則; Tca=Ka*T 3=1.5*25.

48、997=39.00 N - m Tca=Ka*T 3=1.5*25.997=39.00 N? 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［2］8-2 ）,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 4聯(lián)軸器的型號的選取 查表［1］14-1,取 Ka=1.5 則; Tca=Ka*T 3=1.5*25.997=39.00 N - 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［2］8-2 ）,選用GY2型凸緣聯(lián)軸

49、器，其公稱轉矩 為63 N ? m。半聯(lián)軸器的孔徑 dj=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=40mm b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

50、。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=20mm c取安裝齒輪處的軸段 4-5的直徑d4-5=25mm d軸承端蓋的總寬度為 15m m（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 Ft=999.88N Fr =363.93N dmin

51、=15.64mm GY2凸緣聯(lián)軸器 Ka=1.5 Tca=39.00N - m d1=16mm 23 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，貝U L3-4=12mm至此已初步確定軸得長度 又因為兩軸承距離為 189，含 齒輪寬度所以各軸段都已經

52、確定，各軸的倒角、圓角查表 15-2 取 1.0mm 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 載荷二4650 N，基本額定靜載荷 Co「=4320N。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=330.267N FNH2=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 二 1600.22

53、697.232 N =1745.5N 所受的軸向力 Fa二0N 它們的比值為匸生=0 Fr 根據(jù)［1］表13-5，深溝球軸承的最小 e值為0.19，故此時 旦 e。 Fr 2）計算當量動載荷 P,根據(jù)［1］式（13-8a） P = fp（XFr YFa） 按照［1］表 13-5, X=1 , Y=0,按照［1］表 13-6, fp =1.0 ?1.2 , 取 fp =1.1。則 P =1.1 (1 1745.5 0) N =1920N 3)驗算軸承的壽命 Cr 二 4650 N Cr =4320N Fa Fr P=1290N

54、 25 按要求軸承的最短壽命為 Lh、2 8 365 8h=46720h (工作時間)，根據(jù)［1］式( 13-5) 6 C 「 、 10 / 12800 ( P 60 93.1r/m in 1920 二 53042 h 46720 h 二3對于球軸承取3) 所以所選的軸承61909滿足要求。 27 # 七. 連接的選擇和計算 按要求對低速

55、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)。 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 ［二 p］ =100~120MPa，取平均值，［二 p］ =110MPa。鍵的工作長 度l=L-b=63mm-16mm=

56、47mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5h=0.5 x 10=5mm。根據(jù)［1］ 式( 6-1)可得 3 2T 10 -kld 3 2X26644^10 5 47 52 MPa=436MPa ：：［；_］ =11CMPa 所 以 # 二 p =43.6Mpa 鍵 16x 10X 63 二 p =63.4Mpa 所選的鍵滿足強度要求。 鍵的標記為：鍵16X 10X 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-

57、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 ［；「p］ =100~120MPa，取其平均值，［匚p］ =110MPa。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 x 8=4mm。根據(jù)［1］ 式( 6-1)可得 2TF03 2 匯26644勺 03一、 ；-p MPa =63.4MPa ：：［；-p］ =110MPa p kld 4^60^

58、35 p 所以所選的鍵滿足強度要求。 鍵的標記為：鍵 10X 8X 70 GB/T 1069-1979。 八. 潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇 油 L-AN32。 油脂 L-XAMHA1 。 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

59、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 、=8.5mm。 箱體采用剖分式結構，剖分面通過軸心。下面對箱體進行具體設計： 1?確定箱體的尺寸與形狀 箱體的尺寸直接影響它的剛度。首先要確定合理的箱體壁厚 -。 根據(jù)經驗公式：T =4 0.1T _8mm(t為低速軸轉矩，N ? m) 可取、=8.5mm。 為了保證結合面連接處的局部剛度與接觸剛度，箱蓋與箱座連接部分 都有較 厚的連接壁緣，箱座底面凸緣厚度設計得更厚些。 2. 合理設計肋板 在軸承座孔與箱底接合面處設置加強肋，減少了側壁的彎曲變形。 3. 合理選擇材料

60、 因為鑄鐵易切削，抗壓性能好，并具有一定的吸振性， 且減速器的 受載不大，所以箱體可用灰鑄鐵制成。 2) 減速器附件的結構設計 (1 )檢查孔和視孔蓋 檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、 潤滑情況、接觸斑點及齒側間 隙，還可用來注入潤滑油， 檢查要開在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置， 其尺寸大小應便于檢查操作。視孔蓋用鑄鐵制成，它和箱體之間加密 圭寸墊。 (2 )放油螺塞 放油孔設在箱座底面最低處，其附近留有足夠的空間，以便于放容 器，箱體底面向放油孔方向傾斜一點，并在其附近形成凹坑，以便于 油污的匯集和排放。放油螺塞為六角頭細牙螺紋，在六角頭與放油孔 的接觸面處加封油圈密封。 (3

61、) 油標 油標用來指示油面高度，將它設置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。 (4) 通氣器 通氣器用于通氣，使箱內外氣壓一致，以避免由于運轉時箱內溫度 升高，內壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。將通氣器設置在檢查 孔上，其里面還有過濾網(wǎng)可減少灰塵進入。 5)起吊裝置 29 起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。 減速器箱蓋上設有吊孔， 箱座凸緣 下面設有吊耳，它們就組成了起吊裝置。 （6 ）起蓋螺釘 為便于起蓋，在箱蓋凸緣上裝設 2個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，可先擰 動此螺釘頂起箱蓋。 （7）定位銷 在箱體連接凸緣上相距較遠處安置兩個圓錐銷，保證箱體軸承孔 的加工精度與裝配精度。 十

62、?設計總結 通過設計，該展開式二級圓柱齒輪減速器具有以下特點及優(yōu)點： 1）能滿足所需的傳動比 齒輪傳動能實現(xiàn)穩(wěn)定的傳動比，該減速器為滿足設計要求而設計了 1 : 10.96的總傳動比。 2）選用的齒輪滿足強度剛度要求 由于系統(tǒng)所受的載荷不大，在設計中齒輪采用了腹板式齒輪不僅能夠 滿足強 度及剛度要求，而且節(jié)省材料，降低了加工的成本。 3）軸具有足夠的強度及剛度 由于二級展開式齒輪減速器的齒輪相對軸承位置不對稱， 當其產生彎 扭變形 時，載荷在齒寬分布不均勻，因此，對軸的設計要求最高，通過了對 軸長時間的精心設計，設計的軸具有較大的剛度， 保證傳動的穩(wěn)定性。 4） 箱體設計

63、的得體 設計減速器的具有較大尺寸的底面積及箱體輪轂， 可以增加抗彎扭的 慣性，有利于提高箱體的整體剛性。 5） 加工工藝性能好 設計時考慮到要盡量減少工件與刀具的調整次數(shù)， 以提高加工的精度 和生產率。 此外，所設計的減速器還具有形狀均勻、美觀，使用壽命長等優(yōu)點, 可以完全滿足設計的要求。 （6）由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結 構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過 這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作， 有能力 設計出結構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備。 十^一 ?參考資料 [1] 《機械設計》（第七版）一濮良貴

64、，紀名剛主編 北京：高等教育出版社，2006。 [2] 《機械設計課程設計手冊》 （第3版）一吳宗澤，羅盛國主編 北京：高等教育出版社，2006。 [3] 《簡明機械設計手冊》，同濟大學出版社，洪鐘德主編， 2002年5 月第一版； [4] 《減速器選用手冊》，化學工業(yè)出版社，周明衡主編， 2002年6月 第一版； [5] 《工程機械構造圖冊》，機械工業(yè)出版社，劉希平主編 ⑹《機械制圖（第四版）》，高等教育出版社，劉朝儒，彭福蔭，高治 一編，2001年8月第四版； [7]《互換性與技術測量（第四版）》，中國計量出版社，廖念釗，古瑩 庵，莫雨松，李碩根，楊興駿編， 2001年1月第四版。