二级展开式圆柱齿轮减速器设计说明书(F=2600 - V=1.1 - D=220)

目 录

一、 设计题目-----------------------------------------------1

二、 传动方案的分析和拟定--------------------------------- 2

三、 电动机的选择-------------------------------------------3

四、 总传动比的计算和各级传动比的分配-----------------------5

五、 传动装置运动及动力参数计算-----------------------------5

六、 传动零件的设计计算-------------------------------------6

七、 轴的计算设计及联轴器、键连接的选择--------------------16

八、 滚动轴承的选择和计算----------------------------------24

九、 键连接的校核计算--------------------------------------29

十、 润滑和密封选择----------------------------------------30

十一、参考资料----------------------------------------------30

1

设计题目

设计带式输送机传动装置：

一、已知条件

1）运输带工作拉力：Ｆ＝2600Ｎ 2）运输带工作速度：V＝1.1m/s 3）卷筒直径：Ｄ＝220mm

4）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35?C；

5）使用折旧期：8年；

6）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 7）动力来源：电力，三相交流，电压380/220Ｖ 8）运输带速度允许误差：?5％；

9）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 二、设计内容

1、减速器装配图1张 2、零件工作图3张 3、设计说明书1份

传动方案的分析和选定：

方案:

二级展开式圆柱齿轮传动

2

上图方案采用二级展开式圆柱齿轮减速器作为传动装置，适合于繁重及恶劣条件下长期工作，材料要求不高，加工和使用维护都较为方便，但结构较为复杂。

电机的选择：

1、

工作机所需功率：

Pw?FV2600?1.1??2.979kw

1000?w1000?0.96式中，F为工作机的阻力，Ｖ为工作的线速度，?w为工作机的效率。 2、计算总效率?

从设计手册表1-7，查得?轴承＝0.98，?联轴器1 ＝0.99，?联轴器2＝0.98，?齿轮＝0.98，由设计要求可知，需要3对轴承，2对联轴器，2对齿轮传动，所以电动

机至工作机之间传动的总效率为

32 ?＝?轴承＝0.993?0.98?0.98?0.972＝0.8592 ?联轴器1?联轴器2?齿轮3、电动机所需功率：Pd?4、工作机的转速：nw?Pw??2.979kw?3.47kw 0.859260V60?1.1??95.5r/min ?D??0.225、电动机的转速范围：

由于设计的是二级展开式圆柱齿轮减速器，按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围，可以推算电动机的转速的可选范围

''2~i2nd'=i'nw=(i1)nw=(3~5)2?95.5=859.5～2387.5r/min

''式中，nd'为电动机转速的可选范围，i1~i2为圆柱齿轮传动比范围。

6、选择电动机

3

根据工作机连续单向运转，载荷较平稳，无冲击、过载情况，室

内工作，有粉尘，环境最高温度35?C，三相交流电力供电，电压380/220Ｖ，选择Ｙ系列(IP44)电动机，该电动机一般用途全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，具有防灰尘，铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点。

根据电动机类型，结构，功率和转速，由表12-11，选择电动机型号Y112M-4，该电动机的额定功率是4kw，满载转速是1440r/min。

计算总传动比及分配各级传动比：

总传动比 i?nm1440??15.09 nw95.5式中，nw为工作机转速，r/min;nm电动机满载转速，r/min。

二级传动中，总传动比应为i?i1?i2，为使各传动件尺寸协调，结构匀称合理，避免干涉碰撞，两级的大齿轮直径尽量相近，以利于浸油润滑，同时传动装置结构尺寸较小，重量较轻，对于展于式二级圆柱齿轮减速器，选用推荐值

i1??1.3~1.5?i2，考虑到各级传动机构的传动比应尽量在推荐范围内选取，所以 i1?4.6，i2?3.3

计算传动装置的运动和动力参数：

1)各轴转速：n1?nm?1440r/min i0 n2?n1nm1440???313r/min i1i0i14.6 n3?nn2313?m??94.9r/min i2i0i1i23.3式中，nm电动机满载转速，r/min；n1，n2，n3分别为1，2，3轴的转速，r/min;1轴为高速轴，3轴为低速轴，i0，i1 ，i2依次为由电动机轴至1轴，1、2轴，2、3轴间的传动比。 2）各轴功率：

P1?Pd??01?4?0.99?3.96kw

P2?P1??12?Pd??01??12?3.96?0.98?0.97?3.76kw

4

P3?P2??23?Pd??01??12??23?3.76?0.98?0.97?3.58kw 式中,Pd为电动机输出功率，kw；P1，P2，P3分别为1，2，3轴的输入功率，

kw;?01,?12,?23依次为电动机轴与1轴，1、2轴，2、3轴间的传动效率。

3）各轴转矩：

Pd4?103电动机输出转矩：Td?9550?9550??26.53N?m

nm1440式中，Pd为电动机输出功率，kw；nm电动机满载转速，r/min；

T1?Td?i0??01?26.53?0.99?26.26N?m

T2?T1?i1??12?26.26?4.6?0.98?0.97?114.72N?m

T3?T2?i2??23?114.72?3.3?0.98?0.97?360.26N?m 式中，T1，T2，T3分别为1，2，3轴的输入转矩，N?m。

传动零件的设计及计算：

齿轮部分：

一、高速级齿轮：.

1、选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用斜齿圆柱齿轮传动

2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度 3）材料选择。选择小齿轮材料为45Cr（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40 HBS。 4）初选小齿轮齿数24，大齿轮齿数Z2?Z?i?24?4.6?110 5）选取螺旋角。初选螺旋角??14? 2、按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算

2KtT1??1?ZHZE? d1t?3?d?a?????H?（1）确定公式内的各计算数值 1）试选Kt?1.6

??? ?22）从上可知，小齿轮传递的转矩T1?26.26N?m

5

3）查手册选取区域系数ZH?2.433

4）查得材料的弹性影响系数ZE?189.8MPa 5）选取齿宽系数?d?1

6）查得?a1?0.78，?2?0.865，则?a??a1??a2?0.78?0.865?1.645 7）按齿面材料硬度查得，

小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限8）计算应力循环次数

12?Hlim1?650MPa， ?Hlim2?550MPa。

N1?60n1jLh?60?1440?1??2?8?300?8??3.318?109

N13.318?109N2???7.213?108

i14.69）查得接触疲劳寿命系数KHN1?0.90，KHN2?0.93 10）计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数s?1，

??H?1?KHN1?Hlim1s?0.90?650?585MPa

??H?2?KHN2?Hlim2s?0.93?550?511.5MPa 585?511.5?548.25MPa 2??H????H?1???H?22?（2）计算

1）试算小齿轮分度圆直径dt1，得

d1t?32?1.6?26.26?1035.6?2.433?189.8????37.32mm

1?1.6454.6?454?22）计算圆周速度

???d1tn160?1000???37.32?144060?1000?2.81m/s

3）计算齿宽b及模数mnt

6

b??dd1t?1?37.32?37.32mm

d1tcos?37.32?cos14?mnt???1.51mm

Z124h?2.25mnt?2.25?1.51?3.39mm

bh?37.32?11.0 3.394）计算纵向重合度??。

???0.318?dZ1tan??0.318?1?24?tan14??1.903

5）计算载荷系数K。

已知使用系数KA?1，根据v?2.81m/s，7级精度，查得动载系数Kv?1.08；

2查得小齿轮相对支承非对称布置时，KH??1.12?0.181?0.6?d?d2?0.23?10?3b

??代入数据，得

KH??1.12?0.181?0.6?12?12?0.23?10?3?37.12?1.42

??查得KF??1.35 查得KH??KF??1.2

所以载荷系数K?KAKvKH?KH??1?1.08?1.2?1.42?1.84 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

d1?d1t3K1.84?37.32?3?40.02mm Kt1.67）计算模数

d1cos?40.02?cos14?mn???1..62mm

Z1243、齿根弯曲强度设计

mn?32KT1Y?cos2?YF?YS? ??F??dZ12??（1）确定各计算参数

1）计算载荷系数。

K?KAKvKF?KF??1?1.08?1.2?1.35?1.75

2）根据纵向重合度???1.903，查得螺旋角影响系数Y??0.88。

7

3）计算当量齿数

Zv1?Z124??26.26 3?3?cos14cos14Z2110??120.35 3?3?cos14cos14Zv2?4）查得齿型系数YF?1?2.592；YF?2?2.160 5）查得应力校正系数YS?1?1.596；YS?2?1.798 6）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限?FE1?500MPa

大齿轮弯曲疲劳强度极限?FE2?380MPa 7）查得弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.86；KFN2?0.89 8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数s?1.4，

??F?1?KFN1?FN1s?0.86?500?307.14MPa

1.40.89?380?241.57MPa

1.4??F?2?KFN2?FN2s?9）计算大、小齿轮的

YF?YS???F?并加以比较

YF?1YS?1??F?1?2.569?1.596?0.01347

241.572.16?1.798?0.01608

241.57YF?2YS?2??F?2?大齿轮的数值大。 设计计算 mn?32?1.75?26.26?103?0.88?cos14?1?242?1.645??2?0.01608?1.30mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿

根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn?1.5mm，已可满足弯曲强度。但为了

8

同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1?40.02mm来计算应有的齿数。于是由

Z1?d1cos?40.02?cos14???25.87 mn1.5故取Z1?26，则Z2?Z?i?25?4.6?120，为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳，取Z2?120 4、几何尺寸计算

1）计算中心距

a??Z1?Z2?mn2cos???26?120??1.5?112.8mm

2?cos14?将中心距圆整为113mm。

2）按圆整后的中心距修正螺旋角

??arccos?Z1?Z2?mn2a?arccos?26?120??1.5?14.07?

2?113因?值改变不多，故参数??、K?、ZH等不必修正。 3）计算大、小齿轮的分度圆直径

d1?Z1mn26?1.5??40.21mm cos?cos14.07?Z2mn120?1.5??185.57mm ?cos?cos14.07d2?4）计算齿轮宽度 b??dd1?1?40.21?40.21mm 圆整后取B2?40mm，B1?45mm。 5）计算齿顶圆、齿根圆直径

da1?d1?2ha?d1?2mnhan?40.21?2?1.5?43.21mm da2?d2?2ha?d2?2mnhan?185.57?2?1.5?188.57mm

**df1?d1?2hf?d1?2mnhan?cn?40.21?2?1.5??1?0.25??36.46mm **df2?d2?2hf?d2?2mnhan?cn?185.57?2?1.5??1?0.25??181.82mm

????5、验算

9

2Tt2?26.26?103Ft???1320N

d140.21KAFt1?1320??32.90N/m?100N/m b37.846、结构计算

小齿轮：因为小齿轮齿顶圆的直径da2过小，所以直接做齿轮轴。

大齿轮：大齿轮齿圆的直径da2大于160mm，而小于500mm故选用腹板式结构的齿轮。

二、低级速齿轮：

1、选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用斜齿圆柱齿轮传动

2）运输机为一般工作机器，速度不高，帮选用7级精度 3）材料选择。选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（正火），硬度为240HBS；二者材料硬度差为40 HBS。 4）初选小齿轮齿数24，大齿轮齿数Z4?Z3?i2?24?3.3?80 5）选取螺旋角。初选螺旋角??14? 2、按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算

2KtT1??1?ZHZE?3?? d3t? ??d?a????H???（1）确定公式内的各计算数值 1）试选1.6

2）从上可知，小齿轮传递的转矩T2?114.72N?m 3）查手册选取区域系数ZH?2..433 4）查得材料的弹性影响系数ZE?189.8MPa 5）选取齿宽系数?d?1

6）查得?a3?0.78，?4?0.865，则?a??a3??a4?0.78?0.865?1.645 7）按齿面材料硬度查得，

小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限

122?Hlim3?650MPa， ?Hlim4?550MPa。

10

8）计算应力循环次数

N3?60n2jLh?60?313?1??2?8?300?8??7.21?108

N37.21?108N4???2.19?108

i23.39）查得接触疲劳寿命系数KHN3?0.93，KHN4?0.95 10）计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数s?1，

??H?3?KHN3?Hlim3s?0.93?650?604.5MPa

??H?4?KHN4?Hlim4s?0.95?550?522.5MPa 604.5?522.5?563.5MPa

2??H????H?3???H?42?（2）计算

1）试算小齿轮分度圆直径dt1，得

d3t?32?1.6?114.72?1034.3?2.433?189.8????57.85mm

1?1.6453.3?563.5?22）计算圆周速度

???d3tn260?1000???57.85?31360?1000?0.968m/s

3）计算齿宽b及模数mnt

b??dd3t?1?57.85?57.86mm

d3tcos?57.85?cos14?mnt???2.34mm

Z324h?2.25mnt?2.25?2.34?5.26mm

bh?57.85?11.0 5.264）计算纵向重合度??。

???0.318?dZ3tan??0.318?1?25?tan14??1.98

11

5）计算载荷系数K。

已知使用系数KA?1，根据v?0.98m/s，7级精度，查得动载系数Kv?1.03；

2查得小齿轮相对支承非对称布置时，KH??1.12?0.181?0.6?d?d2?0.23?10?3b

??代入数据，得

KH??1.12?0.181?0.6?12?12?0.23?10?3?60.84?1.42 查得KF??1.35 查得KH??KF??1.2

所以载荷系数K?KAKvKH?KH??1?1.03?1.2?1.42?1.76 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

??d3?d3t3K1.76?57.85?3?60.10mm Kt1.67）计算模数

d3cos?60.10?cos14?mn???2.4mm

Z3243、齿根弯曲强度设计

mn?32KT1Y?cos2?YF?YS? ??F??dZ32??（1）确定各计算参数 1）计算载荷系数。

K?KAKvKF?KF??1?1.03?1.2?1.35?1.67

2）根据纵向重合度???1.98，查得螺旋角影响系数Y??0.88。 3）计算当量齿数

Zv3?Z324??26.29

cos314?cos314?Z480??87.62 3?3?cos14cos14Zv4?4）查得齿型系数YF?3?2.65；YF?4?2.22 5）查得应力校正系数YS?3?1.58；YS?4?1.77

12

6）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限?FE3?500MPa

大齿轮弯曲疲劳强度极限?FE4?380MPa 7）查得弯曲疲劳寿命系数KFN3?0.88；KFN4?0.90 8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数s?1.4，

??F?3?KFN3?FN3s?0.88?500?314.2MPa

1.40.90?380?244.29MPa

1.4??F?4?KFN4?FN4s?9）计算大、小齿轮的

YF?YS???F?并加以比较

YF?3YS?3??F?3?2.56?1.58?0.01332

314.2YF?4YS?4??F?4?2.212?1.77?0.01609

244.29大齿轮的数值大。 设计计算 mn?32?1.67?114.72?103?0.88?cos14?1?242?1.645??2?0.01609?1.75mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn?2mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3?60.10mm来计算应有的齿数。于是由

d3cos?60.10?cos14?Z3???29.16

mn2故取Z3?30，则Z4?Z3?i2?30?3.5?99。 4、几何尺寸计算

1）计算中心距

a??Z3?Z4?mn2cos???30?99??2?132.95mm

2?cos14? 13

将中心距圆整为133mm。

2）按圆整后的中心距修正螺旋角

??arccos?Z3?Z4?mn2a?arccos?30?100??2?14.10?

2?138因?值改变不多，故参数??、K?、ZH等不必修正。 3）计算大、小齿轮的分度圆直径

d3?Z3mn30?2??61.86mm ?cos?cos14.10Z4mn99?2??204.15mm cos?cos14.10?d4?4）计算齿轮宽度 b??dd3?1?61.86?61.86mm 圆整后取B4?65mm，B3?70mm。 5）计算齿顶圆、齿根圆直径

da3?d3?2ha?d3?2mnhan?61.86?2?2?65.86mm da4?d4?2ha?d4?2mnhan?204.15?2?2?208.15mm

**df3?d3?2hf?d3?2mnhan?cn?61.86?2?2??1?0.25??56.86mm **df4?d4?2hf?d4?2mnhan?cn?204.15?2?2??1?0.25??199.15mm

????5、验算

2Tt2?114.72?103Ft???3709.0N

d363.85KAFt1?3709.0??59.95N/m?100N/m b631.866、结构计算

小齿轮：因为小齿轮齿顶圆的直径da2小于160mm，所以做成齿轮轴。 大齿轮：大齿轮齿圆的直径da2大于160mm，而小于500mm故选用 腹板式结构的齿轮。

14

轴的设计计算：

轴1：

1、求作用在齿轮上的力 已知：轴的转速n1?1440r/min 功率P1?3.96kw 转矩T1?26.26N?m

因高速级小齿轮的分度圆的直径为d1?37.84mm，所以

2T12?26.26?103Ft1???1388N

d137.84tan?ntan20?Fr1?Ft1?1388??521N?cos?cos14.10F?1?Ft1tan??1388?tan14.10??349N

2、初步轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，调处理。取A0?112，于是得

dmin?A03P13.96?115?3?15.69mm n11440输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1?2。为了使所选的轴直径d1?2与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩Tca?KAT1，查表，考虑到转矩变化很小，故取KA?1.3，则：

Tca?KAT1?1.3?26.26?103?341.38N?mm

按照计算转矩Tca就小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用

LT3弹性套柱销联轴器，其公称转矩为31500N?mm。半联轴器的孔径d1?20mm，故取d12?20，半联轴器长度L?52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度

L1?38mm。

3、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

15

1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1—2轴段右端需制出一轴肩，故2—3段的直径d2?3?26mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D?28mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1?38mm，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1—2段的长度应比L1略短一此，现取l1?2?36mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d2?3?26mm，由轴承产品目录中初步选取0组游隙、0级公差的单列圆锥滚子轴承30206，其尺寸为

d?D?T?30mm?62mm?17.25mm，故

d3?4?d9?10?30mm；面

l3?4l9?10?17.25mm。

右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由表查得30206型轴承的安装尺寸

da?36mm，因此取d4?5?d8?9?38mm，l4?5?l8?9?10mm。

3）根据减速箱体及轴承端盖的结构，取轴承端盖的总宽度为30mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l?30mm，所以取l2?3?60mm。

4）取齿轮距箱体内壁的距离a?16mm，轴2上两齿轮间的距离c?20mm。考虑到箱体的加工误差，取滚动轴承距离箱体内壁的距离s?8mm，已知轴2上小齿轮的宽度B3?70mm，考虑到高速级齿轮宽度B1?B2，则

l5?6?s?a?B3?c??B1?B2?2?l4?5?8?16?70?20?2.5?10?101.5

l7?8?s?a?l8?9?8?16?10?14mm 至此，已初步了轴1的各段直径和长度。 2）轴上零件的周向定位

半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按d1?2的尺寸由手册查得平键截面

b?h?6mm?6mm，键槽用键槽铣刀来加工，取标准长度28mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。按滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，这里选取轴的直径尺寸公差为m6。

3）确定轴上圆角和倒角的尺寸

查表得，取轴端倒角为1.6?45?，各轴肩的圆角半径均取1.6mm。

4、求轴上的受力

根据轴的结构图，做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a的值，对于30206型圆锥滚子轴承，查得a?13.8mm。因此，作为简支梁的

16

轴的支承跨距L?L1?L2?137.45mm?63.75mm?201.2mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩和扭矩图。（如下图）

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险 截面。以下是计算出的截面Ｃ处MH、MV及M的值。 载荷 支反力 弯矩 总弯矩 水平面 垂直面 FNH1?380.8N,FHN2?821.1N MH?52341N?mm FNN1?114.7N,FHV2?336.2N MV1?15765.5N?mm,MV2?21432.7N?mm 2M?52341?21432.72?56559N?mm 扭矩 T1?22740N?mm 5、按弯扭合成应力校合轴的强度 校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（危险截面Ｃ）的强度。根据公式

???M2???T?，可得：

W22?M2???T?56559??0.6?22740??10.74MPa 3W0.1?37.8422???式中，W为轴的抗弯截面系数。

前已选定轴的材料为45钢，正火处理，查得???1??60MPa。因为?ca????1?，故安全。

轴2：

1、求作用在齿轮上的力 已知：轴的转速n2?313r/min 功率P2?3.26kw

转矩T2?99.44N?m 1）大齿轮上的受力情况

因高速级大齿轮的分度圆的直径为d2?187.06mm，所以

17

2T22?99.44?103Ft2???1063.2N

d2187.06tan?ntan20?Fr2?Ft2?1063.2??398.8N?cos?cos14.009F?2?Ft2tan??1063.2?tan14.009??265.3N

2）小齿轮上的受力情况

2T22?99.44?103Ft3???3114.8N

d363.85tan?ntan20?Fr3?Ft3?3114.8??1167.5N ?cos?cos13.83F?3?Ft3tan??3114.8?tan13.83??766.8N

2、初步轴的最小直径

选取轴的材料为40cr，调质处理。取A0?105，于是得

dmin?A03P23.26?105?3?22.93mm n2313轴的最小直径为安装轴承处轴的直径，为了使轴的最小直径与所选取联轴器的孔

径相适应，同时选取轴承型号。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故初步选取单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，根据dmin?22.93mm，初步选取单列圆锥滚子轴承30206型，其尺寸d?D?T?30mm?62mm?17.25mm，故轴的最小直径d1?2?d7?8?30mm

3、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 1）根据所选择的轴承，确定l1?2?l7?8?17.25mm。

2）取安装小齿轮轴段3-4的直径d3?4?40mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒进行定位。已知小齿轮的宽度为B3?70mm，为了使套筒面可以压紧齿轮，因此轴段应略短于齿轮宽度，取l2?3?68mm。小齿轮的右端和大齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h?0.07d，取h?6mm，所以d4?5?52mm，两个齿轮之间的距离l4?5?20mm。

18

3）取安装大齿轮轴5—6段的直径d5?6?46mm，齿轮的右端与右轴承之间也采用套筒进行定位。已知在大齿轮的宽度B2?40mm，为了使套筒的端面可以压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮的宽度，故取l5?6?38mm。

4）取套筒处直径d2?3?d6?7?30mm。由上面可知齿轮距箱体内壁之距离

a?16mm，滚动轴承距离箱体内壁的距离s?8mm，所以

l6?7?s?a??B1?B2???B2?l5?6??8?16?2.5?2?28.5mm

2l2?3?s?a?B3?l3?4?8?16?2?26mm 至此，已初步了轴2的各段直径和长度。 2）轴上零件的周向定位

两个齿轮与轴的周向定位均采用平键联接。按d3?4的尺寸由手册查得平键截面

b?h?14mm?9mm，键槽用键槽铣刀来加工，取标准长度28mm；按d5?6的尺寸

由手册查得平键截面b?h?12mm?9mm

键槽用键槽铣刀来加工，取标准长度58mm；齿轮与的配合均采用Ｈ6/n6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，这里选取轴的直径尺寸公差为m6。 3）确定轴上圆角和倒角的尺寸

查表得，取轴端倒角为1.6?45?，各轴肩的圆角半径均取1.6mm。

4、求轴上的受力

根据轴的结构图，做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a的值，对于30206型圆锥滚子轴承，查得a?13.8mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L?L1?L2?L3?63.45mm?73mm?50.95mm?187.4mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩和扭矩图。（如下图）

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。以下是计算出的截面Ｃ处MH、MV及M的值。 载荷 水平面 垂直面 19

支反力 弯矩 FNH1??1771.1N,FHN2??280.5N FNN1??926.8N,FHV2?158.1N MH1??112376.3N?mmMH2??14286.2N?mm MV1??58805N?mm,MV2??34325N?mmMV3??16754N?mmMV4?8060N?mm 总弯矩 2M?14286.22?58805?14288N?mm 扭矩 T1?99440N?mm 5、按弯扭合成应力校合轴的强度 校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（危险截面Ｃ）的强度。根据公式

???M2???T?，可得：

W22?M2???T?14288??0.6?99440??11.4MPa

W536122???式中，W为轴的抗弯截面系数。

前已选定轴的材料为40cr，正火处理，查得???1??70MPa。因为?ca????1?，故安全。

轴3：

1、求作用在齿轮上的力 已知：轴的转速n3?94.9r/min 功率P3?3.1kw 转矩T3?312N?m

因低速级大齿轮的分度圆的直径为d4?212.15mm，所以

2T32?312?103Ft4???2941N

d4212.15

20

Lh?10?C?10?43200????????60n?P60?3132998.5???1?6?6103?387468h>8年

故所选轴承可以满足寿命要求。

轴3上的轴承：

1、求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2

根据轴的结构设计，已初步选取轴1上的轴承为单列圆锥滚子轴承30209型。查表得C?67800N，C0?83500N。轴上高速级小齿轮受到的切向力、径向力和轴向力已在上面算出。

根据力学分析可算出轴承受到的径向载荷Fr1?1918.6N，Fr2?1617.6N。

2、求两轴承的计算轴向力F?1和F?2

对于圆锥滚子轴承30209型，其派生轴向力Fd?Fr/?2Y?，查表得Y?1.5。于是由公式可得

Fd1?Fr11918.6??639.5N 2Y2?1.5Fr21617.6??539.2N 2Y2?1.5Fd2?F?1?F??Fd2?724?539.2?1263.2N F?2?Fd2?539.2N

3、求轴承的当量动载P1和P2 由表查得系数e?0.4，而

F?11263.2??0.66?e Fr11918.6F?2539.2??0.33?e Fr21617.6可查得对于两轴承X1?0.4，Y1?1.5，X2?1，Y2?0。 取fP?1.5，则

26

P.6?1.5?1263.2??3993N 1?fP?X1Fr1?Y1F?1??1.5??0.4?1918P2?fP?X2Fr2?Y2F?2??1.5??1?539.2?0?1917.6??808.8N 5、

验算轴承寿命

10，则 3因为P1?P2，所以按P1进行验算，对于圆锥滚子轴承，取??Lh?10?C?10?67800????????60n?P60?94.93993???1?6?6103?4.8?109h>8年

故所选轴承可以满足寿命要求。

键联接的校核计算：

设计轴的结构时已经选出了各个键联接。下面进行键的强度校核。 查表得钢材键连接许用挤压应力为??P??100~120MPa

轴1：对于轴1上的联接键截面b?h?6mm?6mm，由于是在轴端，故选用Ｃ型圆头普通平键，L?28mm。键的工作长度l?L?b?28?6?22mm，键与联轴器上键槽的接触高度k?0.5h?0.5?6?3mm。由普通平键连接的强度条件，可得：

2T?1032?22.74?103?P???34.5MPa???P?

kld3?22?20符合强度要求。

轴2：对于轴2上的连接键，由于不在轴端，故选用Ａ型圆头普通平键。

齿轮2上键截面b?h?14mm?9mm， L?28mm。键的工作长度l?L?b?28?14?14mm，键与齿轮2上键槽的接触高度k?0.5h?0.5?9?4.5mm。由普通平键连接的强度条件，可得：

2T?1032?99.44?103?P???68.6MPa???P?

kld4.5?14?46符合强度要求。

齿轮3上键截面b?h?12mm?8mm，L?56mm，键的工作长度l?L?b?56?12?44mm，键与齿轮3上键槽的接触高度k?0.5h?0.5?8?4mm。于是得

2T?1032?99.44?103?P???28.25MPa???P?

kld4?44?40

27

符合强度要求。

轴3：对于轴3上的连接键，齿轮4上键由于不在轴端，故选用

Ａ型圆头普通平键，联轴器上键由于在轴端，故选用Ｃ型圆头普通平键。

齿轮4上键截面b?h?14mm?9mm， L?50mm。键的工作长度l?L?b?50?14?36mm，键与齿轮4上键槽的接触高度k?0.5h?0.5?9?4.5mm。由普通平键连接的强度条件，可得：

2T?1032?312?103?P???77MPa???P?

kld4.5?36?50符合强度要求。

联轴器上键截面b?h?10mm?8mm，L?70mm，键的工作长度l?L?b?70?10?60mm，键与联轴器上键槽的接触高度k?0.5h?0.5?8?4mm。于是得

2T?1032?312?103?P???74.3MPa???P? 符合强度要求。

kld4?60?35润滑和密封选择：

1、齿轮润滑

因为减速箱中的齿轮是闭式齿轮传动，而且齿轮的最高圆周速度小于12m/s，所以采用浸油润滑。箱内油的深度约为40mm，浸过大齿轮的一个齿高（不应小于10mm），通过浸油在齿轮传动中，齿轮把润滑油带到啮合面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。 轴承的润滑

根据以上计算可知滚动轴承的dn值（d滚动轴承内径，单位为mm；n为轴承转速，单位为r/min）小于100000mm?r/min，选用润

滑脂润滑。直接将润滑脂涂在轴承上，润滑脂的润滑腊强度高，不易流失，有较好的耐热性，使摩擦阻力降低并起着散热，吸收振动的作用。节省了大量的设备管理时间，降低设备损耗，提高效率。 润滑油和润滑脂的选择

由于减速箱的负载不大，齿轮转速不高，对润滑油没特殊的要求，所以选用牌号SH0357-92中的50号润滑油。轴承润滑由于考虑到无须防水，所以选用L-SACMGA2。 2、 密封

减速箱的密封主要是轴端的密封，轴端的密封采用毡圈密封。考虑到滚动轴承的润滑为脂润滑，故采用毛毡的密封装置，其装置结构简单，可阻止杂物进入轴承，加强高利工作性能，延长设备的使用寿命。

28

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/6y35.html