二级展开式圆柱齿轮减速器

机械设计课程设计计算说明书 机械设计课程设计计算说明书 设计题目 二级展开式圆柱齿轮减速器 目录 工贸企业有限空间作业目录特种设备作业人员作业种类与目录特种设备作业人员目录1类医疗器械目录高值医用耗材参考目录 一、设计任务书…………………………..………………………..…(3) 二、动力机的选择…………………………..……………………..…(4) 三、计算传动装置的运动和动力参数…………………………....…(5) 四、传动件设计计算（齿轮）………………………………………(6) 五、轴的设计………. ………. ………. ……….. .. .. ..………..……(12) 六、滚动轴承的计算………………………………………..…..…..(20) 七、连结的选择和计算……………………………….……….……(21) 八、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择…………………..(22) 九、箱体及其附件的结构设计…………………………….….…..(22) 十、设计总结…..…………………………………………………….(23) 十一、参考资料.…………………….…………………………….…(23) 一设计题目：带式运输机的传动装置的设计题号1 1 带式运输机的工作原理 （二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图） 2工作情况：已知条件 1)​ 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有灰尘，环境最高温度35℃； 2)​ 使用折旧期；8年； 3)​ 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 4)​ 动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V； 5)​ 运输带速度容许误差：±5%； 6)​ 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 3原始数据 题号 参数 1 运输带工作拉力F/KN 1500 运输带工作速度v/(m/s) 1.1 卷筒直径D/mm 220 注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑。 二 动力机选择 因为动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；所以选用常用的封闭式系列的 ——交流电动机。 1．​ 电动机容量的选择 1）​ 工作机所需功率Pw 由题中条件 查询工作情况系数KA （见[1]表8-6），查得K A=1.3 设计方案 关于薪酬设计方案通用技术作品设计方案停车场设计方案多媒体教室设计方案农贸市场设计方案 的总效率 n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6… 本设计中的 ——联轴器的传动效率（2个）， ——轴承的传动效率 （4对）， ——齿轮的传动效率（2对），本次设计中有8级传动效率 其中 =0.99（两对联轴器的效率取相等） =0.99（123为减速器的3对轴承） =0.98（4为卷筒的一对轴承） =0.95（两对齿轮的效率取相等） = =0.841 2）​ 电动机的输出功率 Pw=kA* =2.1889KW Pd＝Pw/ ， =0.84110 Pd＝2.1889/1.84110=2.60228KW 2．​ 电动机转速的选择 由v=1.1m/s 求卷筒转速nw V = =1.1 →nw=95.496r/min nd＝（i1’·i2’…in’）nw 有该传动 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 知，在该系统中只有减速器中存在二级传动比i1,i2，其他 传动比都等于1。由[1]表13-2知圆柱齿轮传动比范围为3—5。 所以 nd =(i1*i2) nw=[32，52]* nw 所以nd的范围是（859.88，2388.75）r/min，初选为同步转速 为1430r/min的电动机 3．电动机型号的确定 由表12-1[2]查出电动机型号为Y100L2-4,其额定功率为3kW，满载转速1430r/min。基本符合题目所需的要求。 =0.8411 Pw=2.1889k KW Pd＝2.60228 KW nw=95.496 r/min 电机Y100L2-4 电动机型号 额定功率/KW 满载转速r/min 堵转转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 质量/Kg Y100L2-4, 3.0 1430 2.2 2.3 38 三 计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配 1．​ 计算总传动比 由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： ＝nm/nw nw＝95.496 nm=1430r/min i＝14.974 2．​ 合理分配各级传动比 由于减速箱是展开式布置，所以i1＝（1.3-1.5）i2。 因为i＝14.974，取i＝15，估测选取 i1=4.8 i2=3.2 速度偏差为0.5%，所以可行。 3 各轴转速、输入功率、输入转矩 转速的计算 电动机转轴速度 n0=1430r/min 高速I n1= =1430r/min 中间轴II n2= =297.92r/min 低速轴III n3= =93.1r/min 卷筒 n4=93.1r/min。各轴功率 电动机额定功率 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) 中间轴II P2=P1 =P1*n齿*n轴承=2.9403*0.95*0.99=2.7653 Kw (n23= =0.95*0.99=0.94) 低速轴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） 传动比15 i1=4.8 i2=3.2 各轴速度 n0=1430r/min n1=1430r/min n2=297.92r/min n3=93.1r/min n4=93.1r/min 各轴功率 P0 =3Kw P1= 2.9403 P2=2.7653 Kw P3=2.600 Kw P4=2.523 Kw 各轴转矩 电动机转轴 T0=2.2 N 高速I T1= = =19.634 N 中间轴II T2= = =88.615 N 低速轴III T3= = =264.118 N 卷筒 T4= = =256.239 N 其中Td= (n*m) 项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 卷筒 转速（r/min） 1430 1430 297.92 93.1 93.1 功率（kW） 3 2.79329 2.628 2.4204 2.4204 转矩（N·m） 2.2 19.654 88.6177 264.1175 256.2395 传动比 1 1 4.8 3.2 1 效率 1 0.98 0.94 0.94 0.96 四 传动件设计计算（齿轮） A 高速齿轮的计算 输入功率 小齿轮转速 齿数比 小齿轮转矩 载荷系数 2.9403KW 1430r/min 4.8 19.643N·m 1.3 1．​ 选精度等级、材料及齿数 1）​ 材料及热处理； 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，二者材料硬度差为40HBS。 2）​ 精度等级选用7级精度； 3）​ 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝96的； 2．​ 按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按式（10—21）试算，即 dt≥2.32* 各轴转矩 T1=19.634 N T2=88.615 N T3=264.118 N T4=256.239 N 7级精度； z1＝20 z2＝96 3．​ 确定 公式 小学单位换算公式大全免费下载公式下载行测公式大全下载excel公式下载逻辑回归公式下载 内的各计算数值 1） （1）​ 试选Kt＝1.3 （2）​ 由[1]表10－7选取尺宽系数φd＝1 （3）​ 由[1]表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa （4）​ 由[1]图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； （5）​ 由[1]式10－13计算应力循环次数 N1＝60n1jLh＝60×1430×1×（2×8×365×8）＝4×10e9 N2＝N1/4.8＝8.35×10e8 此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时 （6）​ 由[1]图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90；KHN2＝0.95 （7）​ 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 [σH]1＝0.90×600MPa＝540MPa [σH]2＝0.98×550MPa＝522.5MPa 1）​ 计算 （1）​ 试算小齿轮分度圆直径d1t d1t≥ = =37.043 （2）​ 计算圆周速度 v= = =2.7739 （3）​ 计算齿宽b及模数m b=φdd1t=1×37.043mm=37.043mm m= = =1.852 h=2.25mnt=2.25×1.852mm=4.1678mm b/h=34.043/4.1678=8.89 （4）​ 计算载荷系数K 由[1]表10—2 已知载荷平稳，所以取KA=1 根据v=2.7739m/s,7级精度，由[1]图10—8查得动载系数KV=1.14；由[1]表10—4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KHB的计算公式和直齿轮的相同， Kt＝1.3 φd＝1 N1＝4×10e9 N2＝8.35×10e8 KHN1＝0.90 KHN2＝0.95 S＝1 [σH]1＝540MPa [σH]2＝522.5MPa d1t =37.043 v =2.7739 b=37.043mm m=1.852 h=4.1678mm b/h=8.89 KA=1 固： KHB=1.12+0.18(1+0.6×φd )φd +0.23×10 b =1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*37.043=1.41652 由b/h=8.89，KHB=1.41652 查[1]表10—13查得KFB =1.33 由[1]表10—3查得KHα=KHα=1.1。故载荷系数 K=KAKVKHαKHβ=1×1.14×1.1×1.41652=1.7763 （5）​ 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由[1]式（10—10a）得 d1= = mm=41.10968mm （6）​ 计算模数m m = mm=2.055 4．​ 按齿根弯曲强度设计 由[1]式(10—5) m≥ 1）​ 确定计算参数 由[1]图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 σF1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度σF2=380MPa 由[1]10-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.88 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数S=1.4 见[1]表10-12得 [σF1]=（KFN1*σF1）/S= =303.57Mpa [σF2]= （KFN2*σF2）/S= =238.86Mpa （1）​ 计算载荷系数 K=KAKVKFαKFβ=1×1.12×1.2×1.33=1.7875 （2）​ 查取应力校正系数 由表10－5查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.79 （3）​ 计算大、小齿轮的并 加以比较 = =0.014297 = =0.016341 大齿轮的数值大。 KHB=1.41652 KFB =1.33 KHα=KHα=1.1 K=1.7763 d1=41.10968mm m=2.055 σF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.85 KFN2=0.88 S=1.4 [σF1]= 303.57Mpa [σF2] =238.86Mpa K=1.7875 Ysa1=1.55 Ysa2=1.79 =0.014297 =0.016341 2）​ 设计计算 m≥ =1.4212 对结果进行处理取m=2 Z1=d1/m=41.1097/2≈21 大齿轮齿数，Z2=u* Z1=4.8*21=100 5．​ 几何尺寸计算 1）​ 计算中心距 d1=z1m=21*2=42 d2=z1m=100*2 =200 a=(d1+d2)/2=(200+42)/2=121，a圆整后取121mm 2）​ 计算大、小齿轮的分度圆直径 d1 =42mm，d2 =200mm 3）​ 计算齿轮宽度 b=φdd1， b=42mm B1=47mm，B2=42mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm 4）​ 验算 Ft=2T1/d1=2*19.6543*10e3/42=935.919 N m/s 结果合适 5）​ 由此设计有 模数 分度圆直径 齿宽 齿数 小齿轮 2 42 47 21 大齿轮 2 200 42 100 6）​ 结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 B 低速齿的轮计算 输入功率 小齿轮转速 齿数比 小齿轮转矩 载荷系数 2.7654KW 297.92r/min 3.2 88.6177N·m 1.3 1．选精度等级、材料及齿数 1）材料及热处理； 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，二者材料硬度差为40HBS。 2）精度等级选用7级精度； 3）试选小齿轮齿数z1＝24，大齿轮齿数z2＝77的； 2．按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式（10—21）试算，即 m=2 Z1=21 Z2=100 d1=42 d2=200 a==121 B1=47mm B2=42mm Ft=1048.18 N 7级 z1＝24 z2＝77 dt≥2.32* 3. 确定公式内的各计算数值 （1）​ 试选Kt＝1.3 （2）​ 由[1]表10－7选取尺宽系数φd＝1 （3）​ 由[1]表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa （4）​ 由[1]图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； （5）​ 由[1]式10－13计算应力循环次数 N1＝60n1jLh＝60×297.92×1×（2×8×365×8）＝8.351×10e8 N2＝N1/3.2＝2.61×10e8 此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时 （6）​ 由[1]图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90；KHN2＝0.95 （7）​ 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 [σH]1＝0.90×600MPa＝540MPa [σH]2＝0.95×550MPa＝522.5MPa 4.​  计算 （8）​ 试算小齿轮分度圆直径d1t d1t≥ = =62.9349 1) 计算圆周速度 v= = =0.9810 m/s 2)​ 计算齿宽b及模数m b=φdd1t=1×62.9349mm=62.9349mm m= = =3.1467 h=2.25mnt=2.25×3.1467mm=7.08mm b/h=62.9349/7.08 =8.89 3)​  计算载荷系数K 由[1]表10—2 已知载荷平稳，所以取KA=1 根据v=0.4230 m/s,7级精度，由[1]图10—8查得动载系数KV=1.14； Kt＝1.3 φd＝1 ZE＝189.8Mpa = 600MPa σHlim2 ＝550MPa； N1＝8.351×10e8 N2＝2.61×10e8 KHN1＝0.90 KHN2＝0.95 [σH]1＝540MPa d1t=62.9349 v=0.9810 m/s b=62.9349mm m= =3.1467 KA=1 KV=1.14 由[1]表10—4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时的KHB计算公式和直齿轮的相同，固 KHB=1.12+0.18(1+0.6×φd )φd +0.23×10 b =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10—13查得KFB =1.33 由[1]表10—3查得KHα=KHα=1.1。故载荷系数 K=KAKVKHαKHβ=1×1.14×1.1×1.414=1.7731 4) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由[1]式（10—10a）得 d1= = mm=69.78mm 5)​ 计算模数m m = mm≈3.4890 6)​ 按齿根弯曲强度设计。由[1]式(10—5) m≥ 5 确定计算参数 由[1]图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 σF1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度σF2=380MPa 由[1]10-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.88 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数S=1.4 见[1]表10-12得 [σF1]= （KFN1*σF1）/S= =303.57Mpa [σF2]= （KFN2*σF2）/S= =238.86Mpa 1）计算载荷系数 K=KAKVKFαKFβ=1×1.12×1.2×1.33=1.7875 2）​ 查取应力校正系数 有[1]表10-5查得YFa1=2.8; YFa2=2.18 由[1]表10－5查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.79 3）计算大、小齿轮的 并加以比较 = =0.014297 = =0.016341 KHB=1.414 K=1.7731 d1=69.78mm m=3.4890 = 303.57Mpa =238.86Mpa K=1.7875 =0.014297 =0.016341 所以 大齿轮的数值大。 6​  设计计算 m= = =3.4485 对结果进行处理取m=3.5 ，（见机械原理表5-4，根据优先使用第一序列，此处选用第一序列） 小齿轮齿数 Z1=d1/m=69.9349/3.5≈19.9814≈20 大齿轮齿数 Z2=u* Z1=3.2*20=64 7​  几何尺寸计算 1）​ 计算中心距 d1=z1m=20*3.5=70 ， d2=z2m=64*3.5=224 a=(d1+d2)/2=(70+224)/2=147， a圆整后取147mm ，d1 =70.00mm 2）​ 计算齿轮宽度 3）​ 计算大、小齿轮的分度圆直径 b=φdd1 b=70mm B1=75mm，B2=70mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm 7）​ 验算 Ft=2T2/d2=2*88.6177*10e3/70=2531.934 N N/mm。结果合适 8）​ 由此设计有 模数 分度圆直径 压力角 齿宽 小齿轮 3.5 70 20° 75 大齿轮 3.5 224 20° 70 五 轴的设计 （在本次设计中由于要减轻设计负担，在计算上只校核 一根低速轴的强度） A 低速轴3的设计 1总结以上的数据。 功率 转矩 转速 齿轮分度圆直径 压力角 2.6 Kw 264.118N·m 93.1r/min 224mm 20° 2求作用在齿轮上的力 Fr=Ft*tan =2358.17*tan20°=858.30N 3 初步确定轴的直径 m=3.5 Z1=20 Z2=64 a=147mm d1=70.00mm d2=224mm B1=75mm B2=70mm =36.17N/mm 先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。 根据表[1]15-3选取A0=112。于是有 此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d1-2为了使所选的轴的直径d1-2与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。 4 联轴器的型号的选取 查表[1]14-1,取Ka=1.5则；Tca=Ka*T3=1.5*264.118=396.177N·m 按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 GB/T5843-2003（见表[2]8-2），选用GY5 型凸缘联轴器，其公称转矩为400 N·m。半联轴器的孔径d1=35mm .固取d1-2=35mm。见下表 5. 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 为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=42mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=45。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1= 82mm , 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取1-2断的长 度应比L1略短一些，现取L1-2=80mm b 初步选择滚动轴承。 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量〈=8`-16`〉大量生产价格最低，固选用深沟球轴承 又根据d2-3=42mm 选 61909号 右端采用轴肩定位 查[2] 又根据d2-3=42mm和上表取d3-4=d7-8=45 轴肩与轴环的高度（图中a）建议取为轴直径的0.07~0.1倍d56= 所以在d7-8=45mm l6-7=12 c 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=50mm齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为70，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取l4-5=67mm ,齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取 （轴直径的0.07~0.1倍）这里 2358.17N GY5 凸缘联轴器 61909号轴承 去轴肩高度h=4mm.所以d5-6=54mm.轴的宽度去b>=1.4h,取轴的宽度为L5-6=6mm. d 轴承端盖的总宽度为15mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定） 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为25mm。固取L2-3=40mm e 取齿轮与箱体的内壁的距离为a=12mm 小齿轮与大齿轮的间距为c=15mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承的宽度T=7mm 小齿轮的轮毂长L=50mm 则 L3-4 =T+s+a+(70-67)=30mm L6-7=L+c+a+s-L5-6=50+15+12+8-6=79mm 至此已初步确定轴得长度 3) 轴上零件得周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=50mm 由 手册查得平键的截面 b*h=16*10 (mm)见[2]表4-1,L=56mm 同理按 d1-2=35mm. b*h=10*8 ,L=70。同时为了保证齿轮与轴配合 得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。半联轴器与轴得配合选H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。 4) 确定轴的的倒角和圆角 参考[1]表15-2，取轴端倒角为1.2*45°各轴肩处的圆角半径见上图 5) 求轴上的载荷（见下图） 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照[1]图15-23。对与61809，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为182mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图 计算齿轮Ft=2T1/d1=2*264.1175/224*103=2358.19 N Fr= Ft tana = Ft tan20°=858.31 N 通过计算有FNH1=758N FNH2=1600.2 MH=FNH2*58.5=93.61 N·M 同理有FNV1=330.267N FNV2=697.23N MV=40.788N·M N·M 载荷 水平面H 垂直面V 支反力 FNH1=758N FNH2=1600.2 FNV1=330.267N FNV2=697.23N 弯矩 MH= 93.61 N MV=40.788 N 总弯矩 M总=102.11 N 扭矩 T3=264.117 N 6） 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度） 根据[1]式15-5及表[1]15-4中的取值，且 ≈0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取 ≈0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取 ≈0.6） 1）计算轴的应力 FNH1=758N FNH2=1600.2 MH= 93.61 N = 102.11 N （轴上载荷示意图） 前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得[σ-1]=60MPa因此σca<[σ-1]，故安全。 7）精确校核轴的疲劳强度 　　1) 判断危险截面 　　截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 和 处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面 的 应力集中的影响和截面 的相近，但截面不 受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面 和V显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面 左右两侧即可。 2) 截面 左侧 抗弯截面系数　　　　　 抗扭截面系数　 =15.08Mpa W=9112.5mm3 Wr=188225 mm3 截面 左侧的弯矩 截面 上的扭矩 为　　T3=264.117 N 截面上的弯曲应力　　 截面上的扭转切应力　　 轴的材料为45号钢，调质处理，由[1]表15-1查得 ， 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按[1]附表3-2查取。因 ， ， 经插值后可查得 ， 又由[1]附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 故有效应力集中系数按[1]式（附3-4）为　 　　　 由[1]附图3-2得尺寸系数 ； 由[1]附图3-3得扭转尺寸系数 。 轴按磨削加工，由[1]附图3-4得表面质量系数为 　 轴未经表面强化处理，即 ，则按[1]式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为 M= =4.5 MPa =14.5 MPa ， 于是，计算安全系数 值，按[1]式（15-6）~（15-8）则得 　故该轴在截面 右侧的强度也是足够的。 本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴 的设计计算结束。 B中间轴 2 的设计 1总结以上的数据。 功率 转矩 转速 齿轮分度圆直径 压力角 2.765 Kw 88.615N·m 93.1r/min 200mm 20° 2求作用在齿轮上的力 Fr =Ft*tan =2358.17*tan20°=322.53N 3 初步确定轴的直径 先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表 [1]15-3选取A0=112。于是有 4选轴承 初步选择滚动轴承。 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量<=8`-16`>，大量生产价格最低固选用深沟球轴承 在本次设计中尽可能统一型号,所以选择 6005号轴承 =13.606 =886.15N Fr=322.53N =23.53mm 6005号轴承 5. 轴的结构设计 A 拟定轴上零件的装配方案 B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 由低速轴的设计知 ，轴的总长度为 L=7+79+6+67+30=189mm 由于轴承选定所以轴的最小直径为25mm 所以左端L1-2=12mm 直径为D1-2=25mm 左端轴承采用轴肩定位由[2]查得 6005号轴承的轴肩高度为2.5mm 所以D2-3=30mm , 同理右端轴承的直径为D1-2=25mm，定位轴肩为2.5mm 在右端大齿轮在里减速箱内壁为a=12mm，因为大齿轮的宽度为42mm,且采用轴肩定位所以左端到轴肩的长度为L=39+12+8+12=72mm 8mm为轴承里减速器内壁的厚度 又因为在两齿轮啮合时，小齿轮的齿宽比大齿轮多5mm,所以取L=72+2.5=74.5mm 同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为12mm由于第三轴的设计时距离也为12mm所以在该去取距离为11mm 取大齿轮的轮毂直径为30mm，所以齿轮的定位轴肩长度高度为3mm 至此二轴的外形尺寸全部确定。 C 轴上零件得周向定位 齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=30mm 由 手册查得平键的截面 b*h=10*8(mm)见[2]表4-1,L=36mm 同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与 轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。 D 确定轴的的倒角和圆角 参考[1]表15-2，取轴端倒角为1.2*45°各轴肩处的圆角半径见上图 C第一轴 1 的设计 1总结以上的数据。 功率 转矩 转速 齿轮分度圆直径 压力角 2.94Kw 19.634N·m 1430r/min 42mm 20° L=189mm D1-2=25mm L1-2=12mm D2-3=30mm 2求作用在齿轮上的力 Fr=Ft*tan =2358.17*tan20°=340.29N 3 初步确定轴的直径 先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表[1]15-3选取A0=112。于是有 4 联轴器的型号的选取 查表[1]14-1,取Ka=1.5则； Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m 按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5843-2003（见表[2]8-2），选用GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为63 N·m。半联轴器的孔径d1=16mm .固取d1-2=16mm 4 联轴器的型号的选取 查表[1]14-1,取Ka=1.5则； Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451N·m 按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5843-2003（见表[2]8-2），选用GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为63 N·m。半联轴器的孔径d1=16mm .固取d1-2=16mm 见下表 5. 轴的结构设计 A 拟定轴上零件的装配方案 B 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要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=18mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=20。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=42mm ,x 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取1-2断的长度应比L1略短一些，现取L1-2=40mm b 初步选择滚动轴承。 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量〈=8`-16`〉，大量生产价格最低固选用深沟球轴承,又根据d2-3=18mm,所以选6004号轴承。右端采用轴肩定位 查[2] 又根据d2-3=18mm和上表取d3-4=20mm c 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=25mm d 轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定） 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为25mm。固取L2-3=40mm ，c=15mm，考虑到箱体的制 =934.95N Fr =340.29N GY2 凸缘联轴器 Ka=1.5 Tca=29.451N·m d1=16mm 造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离s,取s=8mm 已知滚动轴承的宽度T=12mm小齿轮的轮毂长L=50mm，则 L3-4 =12mm 至此已初步确定轴得长度 有因为两轴承距离为189，含齿轮宽度所以各轴段都已经确定，各轴的倒角、圆角查表[1 ]表15-2 取1.0mm 六．滚动轴承的计算 根据要求对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核 ，在前面进行轴的计算时所选轴3上的两滚动轴承型号均为61809，其基本额定动载荷 ，基本额定静载荷 。现对它们进行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为 FNH1=758N FNV1=330.267N FNH2=1600.2 FNV2=697.23N 由上可知轴承2所受的载荷远大于轴承2，所以只需对轴承2进行校核，如果轴承2满足要求，轴承1必满足要求。 1）求比值 轴承所受径向力 所受的轴向力 它们的比值为 根据[1]表13-5，深沟球轴承的最小e值为0.19，故此时 。 2）计算当量动载荷P，根据[1]式（13-8a） 按照[1]表13-5，X=1，Y=0,按照[1]表13-6， ， 取 。则 3）验算轴承的寿命 按要求轴承的最短寿命为 （工作时间）,根据[1]式（13-5） （ 对于球轴承取3） 所以所选的轴承61909满足要求。 七．连接的选择和计算 按要求对低速轴3上的两个键进行选择及校核。 1）对连接齿轮4与轴3的键的计算 （1）选择键联接的类型和尺寸 一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（A型）。 根据d=52mm从[1]表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=16mm，高度h=10mm。由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=63mm。 （2）校核键联接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由[1]表6-2查得许用挤压应力 ，取平均值， 。键的工作长度l=L-b=63mm-16mm=47mm。，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5×10=5mm。根据[1]式（6-1）可得 所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键16×10×63 GB/T 1069-1979。 2）对连接联轴器与轴3的键的计算 （1）选择键联接的类型和尺寸 类似以上键的选择，也可用A型普通平键连接。 根据d=35mm从[1]表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=10mm，高度h=8mm。由半联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=70mm。 （2）校核键联接的强度 键、轴和联轴器的材料也都是钢，由[1]表6-2查得许用挤压应力 ，取其平均值， 。键的工作长度l=L-b=70mm-10mm=60mm。，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5×8=4mm。根据[1]式（6-1）可得 所以所选的键满足强度要求。 键的标记为：键10×8×70 GB/T 1069-1979。 圆头普通平键 （A型） =43.6Mpa 键16×10×63 =63.4Mpa 八．润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大， 所以齿轮传动可采用浸油润滑，查[2]表7-1，选用全损耗系统用油（GB/T 433-1989），代号为L-AN32。 由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查[2]表7-2，选用钙基润滑脂（GB/T 491-1987），代号为L-XAMHA1。 为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。 九．箱体及其附件的结构设计 1）减速器箱体的结构设计 箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计： 1.确定箱体的尺寸与形状 箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确定合理的箱体壁厚 。 根据经验公式： （T为低速轴转矩，N·m） 可取 。 为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较 厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。 2.合理设计肋板 在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。 3.合理选择材料 因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。 2）减速器附件的结构设计 （1）检查孔和视孔盖 检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。 （2）放油螺塞 放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。 （3）油标 油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。 （4）通气器 通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤网可减少灰尘进入。 5）起吊装置 油 L-AN32。 油脂 L-XAMHA1。 。 起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸缘下面设有吊耳，它们就组成了起吊装置。 （6）起盖螺钉 为便于起盖，在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。 （7）定位销 在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度。 十.设计总结 通过设计，该展开式二级圆柱齿轮减速器具有以下特点及优点： 1）能满足所需的传动比 齿轮传动能实现稳定的传动比，该减速器为满足设计要求而设计了1∶10.96的总传动比。 2）选用的齿轮满足强度刚度要求 由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够满足强 度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。 3）轴具有足够的强度及刚度 由于二级展开式齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称，当其产生弯扭变形 时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高，通过了对轴长时间的精心设计，设计的轴具有较大的刚度，保证传动的稳定性。 4）箱体设计的得体 设计减速器的具有较大尺寸的底面积及箱体轮毂，可以增加抗弯扭的惯性，有利于提高箱体的整体刚性。 5）加工工艺性能好 设计时考虑到要尽量减少工件与刀具的调整次数，以提高加工的精度和生产率。 此外，所设计的减速器还具有形状均匀、美观，使用寿命长等优点，可以完全满足设计的要求。 （6）由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。 十一.参考资料 [1]《机械设计》（第七版）—濮良贵，纪名刚主编 北京：高等教育出版社，2006。 [2]《机械设计课程设计手册》（第3版）—吴宗泽，罗盛国主编 北京：高等教育出版社，2006。 [3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版； [4]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版； [5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 [6]《机械制图（第四版）》，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版； [7]《互换性与技术测量（第四版）》，中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2001年1月第四版。