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： 两级圆柱齿轮减速器

学 校 ：

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班 级 ：

设计者 ：

学 号 ：

指导老师：

机械工程学院 机械设计制造及其自动化

2012年12月18日

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目录

设计任务书……………………………………………………3 传动方案的拟定及说明………………………………………3 电动机选择，传动系统运动学和动力学计算………………5 齿轮设计计算…………………………………………………8 轴的设计计算及校核…………………………………………16 键联接的选择和校核…………………………………………27 轴承寿命校核…………………………………………………29 联轴器的选择和校核…………………………………………39 箱体的设计……………………………………………………39 润滑和密封的选择，润滑剂的牌号及装油量计算…………41 设计小结………………………………………………………41 参考资料………………………………………………………43

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设计任务书

1. 原始条件和数据：铸工车间碾砂机。单班工作，每班工作8小时。连续单向运

转，载荷平稳，空载启动，室外工作，有粉尘；工作期限寿命10年（每年工作300天）。立轴的速度允许误差为±5%。开式锥齿轮的传动比i锥=4，小批生产。

其载荷变化图如下：

2. 立轴工作所需转矩：950N2m，立轴转速：36r/min 3. 方案

4.传动方案的拟定和说明

由题目所知传动机构类型为：两级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。

本传动机构的特点是：共三根轴，每根轴直径依次增大，利用圆柱齿轮进行传动，载荷变动很小。

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设计内容 1.电机类型 2.确定电动机容量

计算及说明 （二）电动机的选择 结果 轴轴齿轮轴齿轮齿轮齿轮轴轴轴图1 轴与齿轮的编号 选用Y系笼型三相异步交流电动机（IP44） （1）立轴输出功率pw pw?TWnw950?36??3.58kw95509550 pw=3.58KW （2）电动机输出功率pd pd?pwη=0.79104 ? 242????234=0.79104 1传动装置的总效率η=　 ?1—圆柱齿轮传动0.97 ?2—开式圆锥齿轮传动0.93 ?3— 滚动轴承0.98 ?4—弹性联轴器0.99 各轴间传递效率： ?01=?4=0.99 ?12=?1?3=0.9506 ?23=?1?3=0.9506 ?34=?3?4=0.9702 ?45=?2?3=0.9114 pd?4.44kw 4

1传动装置总传动比 2分配各级传动比 1. 各轴转速

3,.58pd???4.44kw?0.791045电动机输出功率 pw ped?4.5kw （3）电动机额定功率选择 查机械设计手册，选ped?4.5kw （4）.确定电动机转速 查课程设计手册表2-1得两级圆柱齿轮传动比范围为i=9~36 电机的转速范围nd=i*iz*nw=1296~5184r/min 可选同步转速为1500r/min或1000r/min的电机，现就两种电机方案进行比较，列表如下： 表1 电机转速额定电动传动装置传动比 r/min 电动机型功率机 号 iz ij kw 同步 满载 质量 总 Y132S1-2 5.5 Y132S-4 5.5 3000 2900 64 1500 1440 68 80.56 4 40 4 20.14 10 方案 1 2 nm=1440r/min i=40 由表中的数据可知两个方案均可行，但方案2动比比较小，传动装置结 构尺寸较小，因此采用方案2。选用同步转速1500r/min的Y系列电动机Y132S-4,其满载转速nm=1440r/min 二 、计算传动装置总传动比和分配各级传动比 nm1440i???40nw36 高速级传动比i1，低速级传动比i2 通常取i1=（1.1～1.5）i2 开式圆锥齿轮iz=4 减速器传动比j=10 取高速级传动比 i1?3.3 ii1?3.3 i2?3 i2?3 实际转速为：36?4?3?3.3?1425.6r/min 立轴的速度误差：1440?1425.6?0.01?1%?5% 因此，数据选择1440合理。 三 、计算传动装置的运动参数 nI=1440r/min 5

电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，中间轴为II轴，低速轴为III 轴，输出轴为IV轴，V轴为立轴，各轴转速为： nII=432r/min n0?nI?nm?1440r/min nIII=144r/min n1440nII?I??432r/min i13.3 nII432nIII???144rmin i23 2.各轴输入功率 nIII144nIV???36r/min i34 按电动机额定功率ped计算各轴输入功率即 p0?ped?5.5kw pI?p0?01?5.443kw pII?pI?12?5.18kw 、 pIII?pII?23?4.92kw pIV?pIII?34?4.77kw 3．各轴转矩 pV?pIV?45?4.35kw p05.50轴：T0?9550?9550??36.48N?m n01440 pI5.445I轴：TI?9550?9550??36.11N?m nI1440 pII5.18II轴：TII?9550?9550??114?51N?m nII432 pIII4.92III轴：TIII?9550?9550??326.29N?m nIII144 pIV4.77IV轴：TIV?9550?9550??316..34N?m nIV155 4.数据列表

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1选定齿轮类型，精度等级，材料 2．选齿轮齿数及螺旋角角 3.按齿面接触强度设计 4.确定公式内各计算数值

表2 项目 电动高速轴I 中间轴低速轴外置轴主轴V 机轴0 II III IV 转速1440 1440 432 144 144 36 r/min 功率5.5 5.45 5.18 4.92 4.77 4.35 kw 转矩36.48 36.11 114.51 326.29 316.34 1153.96 N?m 传动比 1 3.3 3 1 4 效率 0.99 0.9506 0.9506 0.9702 0.9114 四、齿轮设计 （一）高速级齿轮传动设计计算 两级圆柱齿轮传动。选定斜齿圆柱齿。 1）材料：由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质处理) 硬度为270-290HBS. 大齿轮材料为45钢(调质处理)硬度为230-250HBS,硬度差为40HBS. 2）由于碾砂机为一般工作机器，速度不高，故精度等级选7级 选小齿轮齿数选小齿轮齿数z1?25，大齿轮齿数 z2?i1z1?3.3?25?82.5取Z2=83 初选齿轮螺旋角?=14° 2 2KtT1i?1?ZEZH?由设计计算公式进行试算，即d1t?3 ?? ?d?di??H? 1) 试取载荷系数为Kt=1.6 2) 由《机械设计》 图10-30取区域系数ZH=2.433 3) 由表10-7取齿宽系数?d=1. 1 4) 由表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa2. p4.35V轴：TV?9550V?9550??1153.96N?m nV365) 由图10-26查得： 7

5.设计计算

??1?0.78，??2?0.82因此???0.78?0.82?1.60 6) ,由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限?lim1=600MPa.大齿轮接触疲劳强度极限?lim2=550MPa. 7) 应力循环次数 N1?60?n1?Lh?60?1440?1?300?8?10?2.0736?109NN2?1?6.284?108i1由10-19取接触疲劳寿命系数 KHN1?0.90KHN2?0.95 接触疲劳许用应力: 取失效概率为1%.安全系数为 S=1. 由 式??H?1???H?2KHN1?lim1?540MPaS KHN2?lim2??522MPaS则许用接触应力??H????H?1???H?22?540?522?531.25MPa2 1) 计算小齿轮分度圆直径d1t，代入??H?中较小的值 2KtT1i?1?ZEZH? d1t?3??＝ ?d?di??H?322?1.6?3.611?1043?3?12.433?189.82()?41.42mm 1?1.603?3531.25 2) 计算圆周速度V V??d1tn160?1000???41.42?144060000?3.12m/s 3) 齿宽b及模数mnt 8

6按齿根弯曲强度设计 7.确定公式内的各计算数值

d1t?cos?41.42?cos14mnt???1.6mm z125 h?2.25mnt?2.25?1.62?3.6 b/h?11.5 4) 计算纵向重合度 ???0.318?dz1tan??0.318?1?25?tan14??1.982 5) 计算载荷系数K 由表10-2得使用系数KA?1， 根据v=3.12m/s,七级精度等级由图10-8查的动载系数Kv?1.5， 由表10-4查的KH??1.418，由图10-13查的KF??1.45， 表10-3查得KH??KF?=1.4 K?KAKVKH?KH??1?1.5?1.418?1.4?2.98 6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。 K1.989d1?d1t3?41.42.?3?50.96mm Kt1.4 7) 计算模数m d1cos? mn??1.6mm z1 2KT1Y?cos2?YF?YS? 由式（10-17）mn?3 ?2????dz1??F 1)计算载荷系数 K?KAKVKF?KF??1?1.5?1.4?1.45?3.045 2) 根据纵向重合度???1.982, 由图10-28查得螺旋角影响系数 Y??0.88 3) 计算当量齿数 Z1Zv1??27.36cos3? Z2 Zv2??90.863cos? b??d?d1t?1?41.42?41.42mm9

8.设计计算 9．几何尺寸计算

4) 由表10-5查得齿形系数 YF?1?2.62,YF?2?2.215 5) 应力校正系数 YS?1?1.59,YS?2?1.775 6）由图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度 ?FE1?500MPa 查得大齿轮弯曲疲劳强度 ?FE2?380MPa 7）由图10-18查弯曲疲劳寿命系数 小、大齿轮的寿命 N1?60?n1?Lh?60?1440?1?300?8?10?2.0736?109NN2?1?6.284?108i1取KFN1?0.85 KFN2?0.88 8）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.4，由式10-12得 ??FN1??KN1??FE1?321.43MPaS KN2??FE2??FN2???257.86MPaS9）计算YFaYSa??F?? YF?1YS?1??F1?YF?2YS?2??F2? 2.215?1.775??0.01525257.862.62?1.59?0.01296321.43由式（10—5）得弯曲强度的设计公式为 m?332KT1?YFaYSa?2??dz1???F??????2?3.045?3.611?104?0.88?cos214??0.01525?1.406 21?25?1.6综合考虑，取m=1.5,按接触疲劳强度算得分度圆直径d1?50.96mm， 10

1选定齿轮类型，精度等级，材料 2．选齿轮螺旋角及齿数 3.按齿面接触强度设计 4.确定公式内各计算数值

z2?i?z1?3.3?34?112.2?113 （1）计算几何中心距 (z1?z2)mn(34?113)?1.5a???113.6mm 2cos?2?0.97 圆整后取中心距a＝114mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 (z?z)m ??arccos12n?14.74? 2a 因为?值改变不多。故参数K?,ZH,?a,等不必修正。 （3）计算大小齿轮的分度圆直径 z1mn34?1.5d1???52.73mm cos?cos?取d1=53mm,d2=176mm zm113?1.5 d2?2n??175.27mmcos?cos? （4）计算齿轮宽度 b??dd1?52.73mm 圆整后取B2＝55mm，B1＝60mm （二）低速级齿轮传动设计计算 1) 1与高速级相同，低速级亦选斜齿圆柱齿轮， 2) 7级精度 3) 由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质处理)硬度为 270-290HBS. 大齿轮材料为45钢(调质处理)硬度为230-250HBS,硬度差为40HBS. 初选取螺旋角?=14° 选择小齿轮齿数为Z1=20，则大齿轮的齿数Z2=20?3?60 22KtT1i?1?ZEZH? d1t?3?? ?d?di??H? 1）确定式中各值 1) 试取载荷系数为Kt=1.3 dcos?50.96?cos14?Z1?1??32.96 取为34 mn1.511

5.设计计算

2) 由《机械设计》 图10-30取区域系数ZH=2.433 3) 由表10-7取齿宽系数?d=1. 4) 由表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa. 5) 由图10-26查得： 12??1?0.74，??2?0.82因此???0.78?0.82?1.56 6) ,由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限?lim1=600MPa.大齿轮接触疲劳强度极限?lim2=550MPa. 7) 应力循环次数 N1?60?n1?Lh?6.284?108NN2?1?1.904?108i2由10-19取接触疲劳寿命系数 KHN1?0.90KHN2?0.98 接触疲劳许用应力: 取失效概率为1%.安全系数为 S=1. ??H?1?KHN1?lim1?540MPaS??H?2?KHN2?lim2?539MPa由 式 S540?539?????539.5MPa则许用接触应力 22）计算 (1)小齿轮分度圆直径. Hd1t?32KtT1i?1?ZEZH???＝ ?d?di??H?232?1.6?114.513?12.433?189.82()?57.13mm 1?1.603539.5 (2)计算圆周速度 v?3.14?57.13?432?1.29m/s 60?100060000??d1tn1(3)齿宽b及模数mnt 12

6按齿根弯曲强度设计 7.确定公式内的各计算数值

b??d?d1t?1?57.13?57.13mmmnt?d1t?cos?57.13?cos14??2.77mm z125h?2.25mnt?2.25?2.77?6.2325b/h?9.166(4)计算纵向重合度?? ???0.318?dz1tan??0.318?1?20?tan14??1.58 (5)计算载荷系数K 由表10-2得使用系数KA?1， 根据v=1.29m/s,七级精度等级由图10-8查的动载系数Kv?1.05， 由表10-4查的KH??1.418，由图10-13查的KF??1.38， 表10-3查得KH??KF?=1.2 K?KAKVKH?KH??1?1.05?1.42?1.2?1.7892 (6)按实际载荷系数下的校正分度圆直径 d1?d1t3K1.7892?57.13?3?63.55mm Kt1.3(7)计算模数m mn?d1cos??3.08mm z12KT1Y?cos2?YF?YS? ?2????dz1??F由式（10-17）mn?3 1)计算载荷系数 K?KAKVKF?KF??1?1.05?1.38?1.2?1.73882) 根据纵向重合度???1.58, 由图10-28查得螺旋角影响系数Y??0.88 3) 计算当量齿数 13

Z1Z??21.89v1 cos3? Z2 Zv2??65.673cos? 4) 由表10-5查得齿形系数 YF?1?2.80,YF?2?2.28 5) 应力校正系数: YS?1?1.55,YS?2?1.73 ?FE1?500MPa 6）由图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度 ?FE2?380MPa 查得大齿轮弯曲疲劳强度 7）由图10-18查弯曲疲劳寿命系数 小、大齿轮的寿命 N3?N2?66.227?108 N388.设计计算 N4??2.076?10i2 取KFN1?0.85 KFN2?0.88 8）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.4，由式10-12得 ??FN1??KN1??FE1?425MPa S KN2??FE2??FN2???334.4MPa S YFaYSa9）计算 ??F? YF?1YS?12.80?1.55??0.01021 ??F1?425 YF?2YS?22.28?1.73 ??0.01179??F2?334.4 2KT1Y?cos2?YF?YS? mn?3? 2??F??dz1??9．几何尺寸计3算 2?2?1.7388?114.51?0.88?cos14?0.01179 ?1.84 21?20?1.56

＝ 14

10．齿轮数据列表 1．求输出轴的输出功率、转速和转矩 2．求作用在齿轮上的力

综合考虑取m=2 mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3?63.55mm来计算应有的齿数 Z1?d1cos?63.55?cos14???30.83 取为31 mn2z2?i?z1?3?31?93 （1）计算几何中心距 a?(z1?z2)mn?127.8mm 2cos?圆整后取中心距a＝128mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 ??arccos(z1?z2)mn?14.36? 2a因为?值改变不多。故参数K?,ZH,?a,等不必修正。 （3）计算大小齿轮的分度圆直径 z1mn31?2??64.00mmcos?cos? zm93?2d2?2n??191.7mmcos?cos?d1?（4）计算齿轮宽度 b??dd1?63.90mm圆整后取B2＝65mm，B1＝70mm 齿轮 项目 齿数 模数(mm) 螺旋角(°) 分度圆直径（mm） 齿宽(mm) 53 60 齿轮 1 34 齿轮 2 113 齿轮 3 31 齿轮 4 93 1.5 2 14.74 14.36 176 55 64 70 192 65 15

3.初步确定轴的最小直径 5．选联轴器，并确定轴的最小直径 6．轴的结构设计

五、轴的设计计算及校核 （一）输出轴（轴III）的设计计算及校核 由前面的表2知：pIII?pII?23?4.92kw nIII?nII432??144rmin i23pIII4.92?9550??326.29N?m nIII144TIII?9550低速级大齿轮分度圆直径d4?mz4=2393=196mm 2TIII2?3.263?105Ft4???3329.5N d4196Fr4?Ft4tan20??879.7N 先按式（15—2）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15—3，取A0?115于是可得 dmin?A03pIII5.45?115?3?37.31mm nIII1440输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径dI?II。为了使所选轴的直径dI?II与联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca?KATIII。查表14-1，考虑到转矩变化很小，取KA=1.2，则联轴器的计算转矩 Tca?KATIII?1.2?322.63?391.6N?m 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LT7弹性套柱销联轴器，其公称转矩为500N?m。半联轴器孔径d=40mm,故取dI?II=40mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。 16

1) 拟定轴上零件的装配方案 图4 轴的结构与装配示意图 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，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴 肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径dII?III=47mm;右端用轴端挡圈固定，按轴 径取挡圈直径D=50mm。半联轴器与轴配合的孔长度L1=84mm， 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，故Ⅰ -Ⅱ段的长度应比L1略短一些，现取lI?II=82mm。 b) 初步选择滚动轴承。因轴承几乎只受有径向力的作用，故选用单 列深沟球轴承。参照工作要求并根据dII?III=47mm,由机械设计手 册，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列深沟球轴承6210， 其尺寸为d?D?B?50mm?90mm?20mm，因箱体制造误差，在 安装滚动轴承时，因距箱体内壁一段距离s，取s=13mm。故 dIII?IV=dVII?VIII=50mm；而lIII?IV=B+s=（20+13）mm=33mm。 右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册查的6210型轴承的定 位轴肩直径为da=58mm，即dIV?V=58mm。 17

c) 取安装齿轮处的轴段VI-VII的直径dVI?VII=54mm；齿轮的左端与 左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮縠的宽度为B4=90mm， 为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮縠宽度，故 取lVI?VII=86mm。齿轮的左端采取轴肩定位。轴肩高度h>0.07d, 故取h=8mm，则轴环处的直径dV?VI=70mm。轴环宽度b?1.4h， 取lV?VI?10mm。 d) 轴承端盖总宽度35mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。 根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外 端面与联轴器左端面间的距离l=15mm,故取lII?III?50mm。 e) 考虑到齿轮2的宽度B2?65mm，齿轮2在齿轮4的右侧，取两 者的距离c=16mm;同时取齿轮2右端面距箱体内侧的距离 a=10mm。考虑到箱体的制造误差，在确定滚动轴承位置时，应 距箱体一段距离s，取s=13mm。已知滚动轴承宽度B=20mm， 则 lIV?V?B2?c?a?lV?VI?(65?16?10?10）?81mm 5．轴上的载荷 计算 lVII?VIII?B?s?a?B4?lVI?VII?(20?13?10?90?86）?47mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 图5 轴各段尺寸 3) 轴上零件的定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按dVI?VII由表6—1 查的平键截面b3h=16mm310mm，键槽用键槽铣刀加工，长 L=70mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮 轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键b

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6．按弯扭合成校核轴的强度 1．求轴的输出功率、转速和转矩

3h3L=12mm38 mm370 mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，因此轴的直径尺寸公差为m6。 4) 确定轴上圆角和倒角的尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为1.6345°，各轴肩出的圆角半径见图4 根据轴的结构图（图4）做出轴的载荷分布图，如图6所示。由手册中查的6210型深沟球轴承支承点位置为轴承滚子中心连线。因此，作为简支梁的轴的支承跨度L1?78mm，L2?159mm。从扭矩图、弯矩图可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH、MV列于下表： 载荷 支反力F 水平面H 垂直面V FNH1?1614.7N FNH2?802.3N FNV1?587.7N FNV2?292N MV?47016N?mm 弯矩M 总弯矩 扭矩T MH?129176N?mm 2M?M2H?MV?13746.2N?mm TIII?326300N?mm 表4 轴III载荷 19

2．求作用在齿轮上的力 3．初步确定轴的最小直径 4．选联轴器，并确定轴的最小直径 5．轴的结构设计

图6 轴III载荷分析图 由受力分析，只校核危险截面C的强度即可。根据式15-5及表4中 的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6， 轴的计算应力 2222137466.2?(0.6?326300)M???T? ?ca??MPa=15.19Mpa 3W0.1?54 因已选定轴的材料为45钢，调质处理。查表15-1得???1??60Mpa。因 此?ca????1? ，故安全。 （二）中间轴（轴II）及输入轴（轴I）的设计计算及校核 20

nI?1440rmin TI?36.11N?m 轴II：pII?5.18kw nII?432rmin TII?114.51N?m 轴I上，作用在齿轮1上的力： 2TI2?36.11?103Ft1???1164.84N d162 Fr1?Ft1tan20??423.97N 轴II上，作用在齿轮2上的力： 2TII2?114.51?103 Ft2???1111.75N d2206 Fr2?Ft2tan20??404.64N 作用在齿轮3上的力： 2TII2?114.51?103Ft3???2544.67N d390 Fr3?Ft3tan20??926.2N 选取轴I、轴II的材料为45钢，调质处理。根据表15—3，取A0?115 于是可得 pI5.445 dImin?A03?115?3?17.92mm nI1440 pI5.18 dIImin?A03?115?3?26.32mm nI432 轴I的最小直径显然是安装联轴器处的直径。为了使所选轴的直径 dI?II与联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器型号。联轴器的计算转 矩Tca?KATIII。查表14-1，考虑到转矩变化很小，取KA=1.2，则联轴 由表2知，轴I：pI?5.445kw 21

6．轴的强度校核 对轴I进行校核

器的计算转矩 Tca?KATIII?1.2?36.11?43.11N?m 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，同时根据电动机的轴径 d=38mm，查手册，选用LT7弹性套柱销联轴器，其公称转矩为500N?m 故选取轴I的最小直径dI?II=35mm。轴II的最小直径dI?II=40mm 1) 拟定轴上零件的装配方案 a）轴I结构及装配图 b）轴II结构及装配图 图6—轴I、轴II结构及安装图 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a) 根据轴I、轴II的结构及安装图（图6）及其受力情况，选取轴 I的轴承为61908深沟球轴承，轴II的轴承为6210深沟球轴承。 故轴I的直径： dI?II=35mm，dII?III=38mm，dV?VI=54mm， dIII?IV=dVII?VIII=40mm， dIV?V=dVI?VII=46mm。 22

故轴II的直径：dI?II=dVII?VIII=40mm，dII?III=dIV?V=52mm， dIII?IV=dVI?VII54mm，dV?VI=70mm。 b) 轴II的长度设计计算 由轴II结构及装配图（图6-b），取lI?II=20+13=33mm。齿轮3轮毂 长度B3=95mm，故取lIII?IV=95mm。齿轮3与齿轮4啮合，故两齿轮中 心线重合，齿轮3中心线到减速器箱体内壁距离L=55mm， BlII?III?lIV?V=L-3=7mm。取轴肩lV?VI?7mm。齿轮2轮毂长度 2 B2?65mm，故取lVI?VII=60mm。齿轮2端面到减速箱内壁距离 c=10mm，故lVII?VIII=lVI?VII?B3?c?s?20?48mm。 c) 轴I的长度设计计算 ，选取lII?III?50mm，lI?II=57mm。由轴I的结构与装配图（图6-a） lIII?IV=lVII?VIII=B+s=20+13=33mm。齿轮轮毂长度B1=70mm，故取 lV?VI=70mm.齿轮1与齿轮2啮合，即齿轮1的中心线与齿轮2 的中心线重合。齿轮2的中心线到箱体内壁的距离l=42.5mm。 B故取lVI?VII=l-1=7.5mm。减速器内壁距离L=191mm，故 2对轴II进行校核 lIV?V?L-lV?VI?lVI?VII(191?70?7.5)mm?113.5mm。 至此，已初步确定了轴I、轴II的各段直径和长度。 绘制其载荷分布图如下：

23

图7 轴I载荷分布图 求出轴I所受载荷，并列表如下： 载荷 水平面H 垂直面V 支反FNH1?322.8N FNV1?117.49N 力F FNH2?842.9N FNV2?306.48N 弯矩MV?21147.12N?mm MH?58104.15N?mm M 总弯2 M?M2?M?61832.78N?mmHV 矩 扭矩T TI?36110N?mm 表5 轴I载荷 按弯扭合成校核轴的强度 由受力分析，只校核危险截面A的强度即可。根据式15-5及表5 中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6， 24

1．键的类型及材料选择 2．键的尺寸选择及校核

轴的计算应力 ?ca?58104.152?(0.6?36110)2M2???T??MPa=3.94Mpa 3W0.1?542因已选定轴的材料为45钢，调质处理。查表15-1得???1??60Mpa。因此?ca????1? ，故安全。 绘制其载荷分布图如下： 图8 轴II载荷分布图 求出轴II所受载荷，并列表如下： 载荷 水平面H 垂直面V 25

1.确定各计算数值

FNH2?1636.61N FNV2?10.06N 弯矩MV2?658.93N?mm MH2?107197.96N?mm M MH3?156535.28N?mm MV3?39641.25N?mm 总弯2 M2?M2?M?107199.99N?mmH2V2 矩 2 M3?M2?M?161476.69N?mmH3V3 扭矩T TII?115510N?mm 表6 轴II载荷 按弯扭合成校核轴的强度 由受力分析，只校核危险截面D的强度即可。根据式15-5及表6 中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6， 轴的计算应力 2222M3???TII?161476,69?(0.6?115510) =11.16Mpa ?ca??MPaW 0.1?543 因已选定轴的材料为45钢，调质处理。查表15-1得???1??60Mpa。因 此?ca????1? ，故安全。 六、键连接的选择及校核 一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键。键的材料 均选用钢。 键，轴和轮縠的材料都是钢，由机械设计书表6-2 [?p]=100~120MPa， 取中间值[?p]=110MPa。 32T?10 ??p校核各处键连接。 据式6-1，?p?kld 其中k=0.5h,h为建的高度。圆头平键l=L-b，L为键的公称长度，b为键 的宽度。 1) 轴I，安装联轴器处： 根据d=35mm, 及此轴段长度，查机械设计书表6-1，选键：b3h 3L=10mm38mm350mm 支反力F FNH1?2019.81N FNV1?511.50N ??26

2T?1032?36.11?103 ?p???12.90MPa??p?110Mpa kld4?40?35 2) 轴II，安装齿轮2处： 根据d=54mm,及此轴段长度，查机械设计书表6-1，选键：b3h 3L=16mm310mm350mm 此键连接处承受扭矩为T=TII?114.51N?m 2T?1032?114.51?103 ?p???24.95MPa??p?110Mpa kld5?34?54 3) 轴III，安装齿轮4处： 根据d=54mm,及此轴段长度，查机械设计书表6-1，选键：b3h 3L=16mm310mm380mm 此键连接处承受扭矩为T=TIII?326.29N?m 332T?102?326.29?10 ?p???37.77MPa??p?110Mpa kld5?64?54 4) 轴III，安装联轴器处： 根据d=40mm,及此轴段长度，查机械设计书表6-1，选键：b3h 3L=12mm38mm370mm 此键连接处承受扭矩为T=TIII?326.29N?m 2T?1032?326.29?103 ?p???70.32MPa??p?110Mpa kld4?58?40 由以上校核知，各键连接处均安全。 齿轮1、齿轮3与轴焊接。而安装齿轮2、齿轮4处轴径相同，均为d=54mm， 查机械设计书表6-1，选用截面b3h=16mm310mm的平键，并根据安 装齿轮处轮毂宽度，对应于安装齿轮2、齿轮4处，键长分别选L2=50mm， L4=80mm。安装联轴器处，轴I上d=35mm选用b3h3L=10mm38mm 350mm平键；轴III上d=40mm，选用b3h3L=12mm38mm380mm 平键。 此键连接处承受扭矩为T=TI?36.11N?m ????????27

键，轴和轮縠的材料都是钢，由机械设计书表6-2查得许用挤压应 力，取其平均值，键的工作长度，键，所以与轮縠键槽的接触高度 106?Cr?由机械设计书式13-5知，轴承的寿命计算公式为Lh?60n??p对于球轴承?=3。 又查手册知，6210型深沟球轴承基本额定动载C1=3.5?104N, 61908型深沟球轴承基本额定动载C2=1.37?104N。 由表4、表5、表6知： 轴I右端轴承受载较大： 22P1?FNH2?FNV2?809.022?306.482N?896.13N 轴II左端轴承受载较大： 22PII?FNH1?FNV1?1421.232?735.572N?1600.3N 轴III左端轴承受载较大： 22PIII?FNH1?FNV1?1421.232?735.572N?1600.3N

k?????? 合适。 七、轴承寿命校核 ??? ?? 28

29

30

31

2.轴承Ⅰ的校核

1.已知轴的弯矩和扭矩，可针对某些危险截面（即弯矩和扭矩）而轴径可能不足的截面，做弯矩合成强度校核计算，按第三强度理论，计算应力。 2.通常由弯矩所产生的弯曲应力生的，扭转切应力，则常常不是对称循环应力，为了考虑两者循环应力特性不同的影响，引入折合系数，则计算应力为。当扭转切应力为静应力时，取；若扭转切应力亦为对称循环变应力为脉动循环变应力时，取扭转切应力亦为对称循环变应力时，取。 对于直径为d的圆轴，弯曲应力为将和 Fr1?F?tan?cos?1?439.838N Fa1?Fttan?sin?1?121.14N Fr1v? Fre?165?Fae?110Fr2v?Fre?Fr1v??192N Fr1H?165Fte?1929N 110???????ca是对称循环环变应力而由扭矩所产；若，扭转切应力,J代入式，则轴的弯扭合成强度条件为 ?ca?68 T?32N?m 选用安全。 如图附页C所示： d2?632.23N Fr1v?632.23N Fr2v??192N Fr1H?1929N 32

3.Ⅱ轴的

Fr2H?Fte?Fr1H?654N Fr1?F2r1v?F2r1H?2030N Fr2?F2r2v?F2r2H?682N 2. 求两轴的计算轴向力和 Fr2H?654N Fr1?2030N Fr2?682N 对于30205型轴承，由表8-145，轴承派生轴向力 Fd1? Fr1?634.37N 2YF Fd2?r2?213.125N 2Y 因为Fae?Fd2?Fd1 所以轴承1被放松，轴承2被压紧 所以Fa1?Fd1?637.37N Fa2?Fd1?Fae?513N 4.求轴承当量载荷P1和P2 Fa1F?0.31?e a2?0.75?e Fr1Fa2对轴承1，X1?1 Y1?0 对轴承2， X2?0.4 Y2?1.6 因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，取 P1?fp?x1Fr1?Y1Fa1??3045N P2?fp?x2Fr2?Y2Fa2??1230N 4.验算轴承寿命 因P1?P2,所以按轴承1的受力大小来验算 106?c?' Lh????570729?Lh 60n?P1? FFFeY?aa

假设 Fd1?634.37N Fd2?213.125N Fa1?Fd1?637.37N Fa2?Fd1?Fae?513N P1?3045N P2?1230N ? Lh?570729?L'h 33

校核。 4.Ⅲ轴的校核 弯矩，扭矩图如图附页A所示： MH?147N?m Mv?61N?m M?159N?m 选用45 MH?FNH1?L1?253N?m 如图附页B所示： MV?FNV1?L1?92N?m M?MF?2VF?D?360N?m 2?ca?36.606????1?合格

M?Mca T?266N?m MH?253N?m MV?92N?m ?M2H?269N?m M?269N?m F?360N?m 34

设计内容 4.轴承Ⅱ的校核

计算及说明 如图附页D所示： 结果 Fa1?133N?m Ft1?3348N?m 2.求两轴的计算轴向力 对于30205型轴承，由表8-145，轴承派生轴向力 C=32200N 假设 轴承1被压紧，2被放松 FFFarFr Fr2?1219N?m Fr2v??773N?m Fr1H?2541N?m Fr2H?2009N?m Fr1?2685N?m 2685N 2153N Fr2?2153N?m 和 Fd1?132N?m Fd2?381N?m Fa1?494N?m 35

3.求轴承当量动载荷P1和P2 4.第Ⅲ轴承的校核。 5.求轴承当量动载荷P1和P2 所以对轴承1，2 1) 因轴承运转中有中等冲击载荷 取 因为 所以按轴承1的受力大小验算 如图附页E所示： 2) 求两轴承的计算轴向力 因为轴承运转中有中等冲击载荷 取

FFFYXaaafP P1?1439.4MPa P2?1435.8MPa Ft1?3200N FR1?1165N Fr1v?756N Fr2v?409N Fr1H?2177N Fr2H?1123N 和 对6208型轴承 Fr1?2210N Fr2?1195N P1?3315MPa 36

1.选择键连接的类型和尺寸。 2.校核键连接的强度 3.第Ⅱ轴中的小圆柱齿轮上键的选择。 4. .第Ⅱ轴中的大圆锥齿轮上键的选择。 5. 第Ⅲ轴中的大圆柱齿轮上键的选择。 6.校核第Ⅲ轴

P2?1792.5MPa 因为 所以按轴承2的受力大小验算 故所选轴承满足寿命要求。 二， 键连接的选择和校核 一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键按第Ⅰ根轴上键的 选择： 从表8-61中查得键的截面尺寸为：宽度 高度 ，由轮縠宽度并参考的长度系列取键长 L?50mm 键，轴和轮縠的材料都是钢，由表6-2P108机械设计查得许用挤压应力 ，取其平均值，键的工作长度 ，键与轮縠键槽的接触高度，所以 合适。 校核与上面相同，合适。 合适。 取 P'2dbhL?Ll?k 37

中的大圆柱齿轮上键的强度 7. 校核第Ⅲ轴中的最小段上键的强度 1.类型选择，载荷计算，公称转矩。 2.由表14-1，p352,查得转矩 3.类型选择 1.箱体的主要结构。

为了隔离震动与冲击 从许用最大转速为1. 箱体材料为HT150，采用剖分式箱体，箱体结构最原始的构思：上下箱作成具有一定壁厚距2. 为适应轴承宽度和安放轴承盖，不是加大箱体两侧壁厚而是采取在座孔周围箱壁外扩成具有一定宽度的轴承座，并在轴承座两旁设置凸台结构，是联接螺栓能紧靠座孔以提高联接刚性。 3. 为使下箱座与其他座驾联接，下箱座亦需做出凸缘底座。 4. 为增加轴承座的刚性，轴承座处可设肋板，肋板的厚度通常取壁厚的0.85倍。 5. 铸造箱体应力力求形状简单，为便于造型时取模，铸件表面沿拔模方Llk??db????dLbL??KTGBTL2 合适。 合适。 三， 联轴器的选择和校核 中查得型弹性套柱销联轴器的许用转矩为之间合用。 ，轴径为四， 箱体的设计 ，箱体内侧壁与小圆柱齿轮两端面有间；下箱体内低壁，与大圆柱齿顶圆有间距与大齿轮顶圆的间距应不小于。 'ppT?28.33N?m， 38

Tca?65.159N?m

向应有斜度，对长度为。 的铸件，拔模斜度为 名称 箱体壁厚 箱盖壁厚 箱座，箱盖，箱底凸缘厚度 地脚螺栓直径和数目 轴承旁联接螺栓直径 箱盖，箱座联接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 检查孔盖螺钉直径 至箱外壁距离至凸缘边缘距离 轴承旁联接螺栓具体

符号 尺寸关系 0.025a+ 轴承座孔（外圈）直径D 双级减速器： S 一般取 根据低速轴轴承座外径 21:1??0.?bbbba0d0.1 螺栓间距 螺钉数目6 ;-轴承外圈直径 和扳手空间的要求由结构确定 39

10mm 8.5mm 14mm 10.5mm 6 8 180mm 180mm

轴承旁凸台半径 轴承旁凸台高度 箱外壁至轴承座端面距离 箱盖，箱座肋厚 大齿轮顶圆与箱内壁间距离 齿轮端面与箱内壁距离 20mm ， 52mm 七，润滑和密封的选择，润滑剂的牌号及装油量计算 8.5mm 1）减速器的润滑 1. 该减速器采用油润滑，对于的齿轮传动可采用油润滑，将齿10mm 轮浸入油中。当齿轮回转时粘在其上的油液被带到啮合区进行润滑，同 时油池的油被甩上箱壁，有助散热。 2. 为避免浸油润滑的搅油功耗太大和保证齿轮啮合区的充分润滑，传动件 浸入油中的深度不宜太深或太浅，一般浸油深度以浸油齿轮的一个齿高12mm 为适度，但不少于10mm. 3. 一般齿顶圆至油池底面的距离不应小于30~50mm，为了有利于散热，每26mm 传递功率的需油量约为，所以此减速器的需油量为 。 4. 高速圆周速，可选用320工业闭式齿轮油。 1）减速器的密封 1. 轴伸出处的密封为毡式密封，轴承室内侧的密封为封油环密封，检查 孔盖板，排油螺塞，油标与箱体的接合面均需加纸封油垫或皮封油圈。 2. 减速器采用钙钠基润滑脂（）。 八，传动装置的附件及说明 1. 轴承盖 轴承盖结构采用螺钉式可分为螺钉联接式，材料为铸铁（HT150），当轴承 采用输油沟飞溅润滑时为使油沟中的油能顺利进入轴承室，需在轴承盖端 部车出一段小直径和铣出径向对称缺口。 mLcmmm?1??40

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