华农二级圆柱齿轮减速器 - （机械设计课程设计）

华农大 目录

1. 题目???????????????????????1 2. 传动方案的分析??????????????????2 3. 电动机选择，传动系统运动和动力参数计算??????2 4. 传动零件的设计计算????????????????5 5. 轴的设计计算???????????????????16 6. 轴承的选择和校核?????????????????26 7. 键联接的选择和校核????????????????27 8. 联轴器的选择???????????????????28 9. 减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择????????28 10.减速器箱体设计及附件的选择和说明????????????????????????29 11. 设计总结?????????????????????31 12. 参考文献?????????????????????31

题目：设计一带式输送机使用的V带传动或链传动及直齿圆柱齿轮

减速器。设计参数如下表所示。 1、基本数据 数据编号 运输带工作拉力F/N 运输带工作速度1.4 v/(m/s) 卷筒直径D/mm 滚筒效率η 340 0.96 QB-5 2000 2.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳；

3.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。 4.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时

5.制作条件及生产批量: 一般机械厂制造，可加工7～8级齿轮；加工条件：小批量生产。生产30台

6.部件：1.电动机，2.V带传动或链传动,3.减速器,4.联轴器,5.输送带6.输送带鼓轮

7.工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，室内工作； 运输带速度允许误差±5%；

两班制工作，3年大修，使用期限15年。

(卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑。)

8.设计工作量：1、减速器装配图1张(A0或sA1)； 2、零件图1～3张；

1

3、设计说明书一份。

§2传动方案的分析

1—电动机，2—弹性联轴器，3—两级圆柱齿轮减速器，4—高速级齿轮，5—低速级齿轮 6—刚性联轴器 7—卷筒

方案分析:

由计算(下页)可知电机的转速的范围为: 674.410～3372.04r/min由经济上考虑可选择常用电机为1500r/min .功率为4kw.又可知总传动比为17.082.如果用带传动,刚减速器的传动比为5—10,用二级圆柱齿轮减速器则传动比太小,而用一级则有点过大,从而齿轮过大,箱体

2

就随着大.因而不用带传动直接用联轴器,因有轻微振动,因而用弹性联轴器与电机相连.

两级展开式圆柱齿轮减速器的特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。两级同轴式圆柱齿轮减速: 特点及应用：减速器横向尺寸较小，两对齿轮浸入油中深度大致相同。但轴向尺寸大和重量较大，且中间轴较长、刚度差，使载荷沿齿宽分布不均匀，高速级齿轮的承载能力难于充分利用。 从性能和尺寸以及经济性上考虑选择两级展开式圆柱齿轮减速. 卷筒同输出轴直接同联轴器相连就可以,因为这样可以减少能量的损耗.

§3电动机选择，传动系统运动和动力参数计算

一、电动机的选择 1.确定电动机类型

按工作要求和条件,选用y系列三相交流异步电动机。 2.确定电动机的容量

（1）工作机卷筒上所需功率Pw

Pw = Fv/1000 =2000 X 1.4/1000 =2.8kw

3

(2)电动机所需的输出功率

为了计算电动机的所需的输出功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率η总。设η1、η2、η3、η4、分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为7级）、滚动轴承、弹性联轴器、工作机的效率，由[2]表2-2 P6查得η1 = 0.99，η2 = 0.98，η3 = 0.99，η4 = 0.99，η5 = 0.96，则传动装置的总效率为 η总=η12η22η33η4 = 0.992 x 0.982 x 0.993 x 0.96=0.877

Pd?Pw?总?2.8/0.877=3.193kw

3.选择电动机转速

由[2]表2-3推荐的传动副传动比合理范围 联轴器传动 i联=1

两级减速器传动 i减=8～40(i齿=3～6) 则传动装置总传动比的合理范围为 i总= i联×i齿1×i齿2 i‘总=1×（8～40）=（8～40） 电动机转速的可选范围为 nw=

60V=60x1000x1.4/3.14x340＝78.68r/min ?Dnd=i‘总×nw=（8～40）×nw=8nw～40nw=629.34～3147.2r/min 根据电动机所需功率和同步转速，查机械设计手册(软件版)R2.0-电器设备-常用电动机规格，符合这一范围的常用同步加速有3000、1500、1000rmin。

选用同步转速为1500r/min，输出轴直径为28j6mm

4

选定电动机型号为Y112M-4。

二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 1.传动装置总传动比

i总= nm / nw=1440/78.68＝18.30式中nm----电动机满载转速，1440 r/min;

nw----工作机的转速，78.68 r/min。 2.分配传动装置各级传动比 i总=i联×i齿1×i齿2

分配原则：（1） i齿=3～6 i齿1=（1.3～1.4）i齿2 减速器的总传动比为

i = i总/ i联=18.30 双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为

i齿1 = 1.3i= 4.877 低速级的传动比

i齿2 = i/i齿1 = 8.30/4.877 =3.752 三、运动参数和动力参数计算 1.各轴转速计算

n0= nm =1440 r/min nⅠ= nm / i联 =1440 r/min

nⅡ= nⅠ / i齿1 = 1440/4.877=295.26 r/min

nⅢ= nⅡ / i齿2 =295.26/3.752=78.69r/min

5

2.各轴输入功率 P0= Pd=3.193kw

PⅠ= Pdη4 = 3.193x0.99=3.163kw PⅡ= PⅠη2η3 =3.163x0.98x0.99=3.067kw

PⅢ= PⅡη2η3 =3.067x0.98x0.99=2.976kw 3.各轴输入转矩

T0 = 9550Pd/n0 =9550x3.193/1440=21.176N?m TⅠ = 9550PⅠ/nⅠ=9550x3.161/1440=20.964N?m TⅡ = 9550PⅡ/nⅡ = 9550x3.067/295.26=99.20N?m TⅢ = 9550PⅢ/nⅢ = 9550x2.9767/78.69=361.174N?m

表1 传动装置各轴运动参数和动力参数表 项目 轴号 0轴 Ⅰ轴 功率?kw? 转速n?rmin? 3.193 3.161 3.067 2.9767 1440 1440 295.26 78.69 21.176 20.964 99.200 361.174 1 4.877 3.752 转矩T?N?m? 传动比 Ⅱ轴 Ⅲ轴

4传动零件的设计计算

6

一、渐开线斜齿圆柱齿轮设计 （一）高速级直齿圆柱齿轮设计计算表 项目 计算（或选择）依据 1．选齿轮精度等查[1]P208 表传输机为一般工作级 2．材料选择 10-8 查[1]P180 表10-1 3．选择齿数Z Z1?(20~40) Z2?iZ1 计算过程 单位 级 计算（或确定）结果 7 机速度不高 小齿轮40Cr(调质) 大齿轮45钢(调质) Z1=24 Z2=4.877x24 =117.3 U=117/24=4.875 个 小齿轮280HBS,大齿轮240HBS Z1＝24 Z2＝117 U?Z2 Z1U＝4.875 5．按齿面接触疲劳强度设计 （1）试选Kt T=9550x3161/1440=2.0963X10 由[1]P201表10-7 4试选1.3 Nmm Kt=1.3 (2)计算小齿轮T=9550XP1/n1 传递的转矩T1 (3)齿宽系数Фd T1=2.096x 104 d=0.7~1.15 锻钢 MP1/2 Фd=1 ZE=189.8 (4)材料的弹性由[1] P198表影响系数ZE 10-6 (5) 齿轮接触疲由[1]P207图 ?Hlim1?600 MPa?Hlim1?600

7

劳强度极限?Hlim １０－２１ｄ （6）应力循环次由[1]式１０－数N １３ ?Hlim2?550 ?Hlim2?550 N1=60n1jLh= 60X1440X16X300X15＝6.2208X109 N2?N1/i齿1 N1=6.22X109 =6.22X109/4.877=1.275X109 （7）接触疲劳强度寿命系数KHN （8）计算接触疲由[1]P203图10-19 取失效概率为KHN1 = 0.90 KHN2 = 0.95 [σH]1= KHN1?Hlim1 SN2=1.28X109 KHN1 = 0.90 KHN2 = 0.95 MPa [σH]1= 540 劳强度许用应力１％，安全系数=0.90X600/1=540 [σH] 为S=1，由[1]式１０－１２得 [σH]2= KHN2?Hlim2S [σH]2= 522.5 =0.95X550/1=522.5 （9）试算小齿轮按[1]式（10－分度圆直径d1t 21）试算 d1t?2.323ktT1u?1ZE2?()?du[?H]mm 37.823 ＝37.8225 v?（10）计算圆周速度v （11）计算齿宽B ?d1tn160?1000 V=3.14X37.823X1440/60X1000=2.85034 m/s V=2.85 b = φdd1t B1=1×37.823 8

mm B1=37.823

（12）模数mnt mnt?d1t z1mnt＝37.823/24＝1.576 h = 2.25mnt =3.546 b/h =37.823/3.546=10.5769 度 mnt=1.576 h =3.546 b/h= 10.577 （13）计算载荷由[1]表10-2查得使用系数KA?1 系数K 根据v= 2.85级精度，由[1]P190图10-8查得动载荷系数KV?1.10 由[1]表１０－４P194查得 KHβ=1.12+0.18(1+0.6φ2d) φ2d+0.23 K=1.870 ×10-3b=1.12+0.18(1+0.6X12)12+ 0.23X10-3X37.823=1.417 由[1]图１０－１３P195查得KFβ=1.34假定KAFt?100N/mm，由d1[1]P193表10-3查得KH??KF??1.2故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1X1.10X1.2X1.417=1.870 （14）按实际的由[1]式10-10ａ d1=d1t3K/Kt= 载荷系数校正分度圆直径 （15）计算模数mn mm d1=42.70 42.696 mn?d1z1＝mm mn=1.78 42.70/24=1.779

9

6．按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）计算载荷系数K K=KAKVKFα KFβ K＝1x1.10x1.2X1.34=1.7688 (2)齿形系数Fsa Fsa1=2.65 由[1]P197 表Fsa2=2.18+(2.14-2.18)(117-100)/(150-1010-5 0)=2.1664 YSa1=1.58 由[1] P197 YSa2=1.79+(1.83-1.79)(117-100)/(150-100表１０－５ )=1.8036 K＝1.769 Fsa1=2.65 Fsa2=2.166 （3）应力校正系数YSa YSa1=1.58 YSa2=1.804 （4）齿轮的弯曲由[1]P204 图疲劳强度极限?FE ?FE1?500 MPa ?FE1?500 １０－２０ｃ ?FE2?380 ?FE2?380 （5）弯曲疲劳强由[1]P202 图１度寿命系数KFN1 （6）计算弯曲疲劳许用应力[σF] KFN1?0.84 KFN2?0.88 KFN1?0.84 KFN2?0.88 ０－１８ 取弯曲疲劳安全系数S＝1.35，[σF]1= KFN1?FE1＝ SMPa [σF]1=314.815 0.85X500/1.35=314.8148 由式10-12得 K?[σF]2=FN2FE2＝ S [σF]2=247.704 0.88X380/1.35=247.7037 （7）计算大小齿轮的YFaYSa并加[?F] YFa1YSa1[?F]1＝ YFa1YSa1＝0.01330 [?F]12.65x1.58/314.815=0.013299 以比较

10

YFa2YSa2[?F]2＝ 2.166x1.804/247.70 4=0.01577499论：取0.01577 （8）齿根弯曲强由[1]式１０－5 m?32KT1?YF?YS?=1.10n2度设计计算 mn?32KT1YF?YS? ?2?dZ1[?F]?dZ1[?F]结YFa2YSa2=0.01577[?F]2大齿轮值大 mm 1.103 298 结论：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，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1= 42.70应有的齿数。于是由z1?d1=42.70/2 =21.35，取Z1=21,Z2 = Z1×i齿1 =21x4.877=102.417 mn取Z2 =102 3．几何尺寸计算 （1）计算中心距a （2）计算齿轮的分度圆直径d d=zmn d1=2x21=42 d2=2x102=204 mm d1=42 d2=204 a?(z1?z2)mn 2A=(21+102)2/2= 123 mm a=123

11

3）计算齿轮的齿根圆直径df df?d?2.5mn df1?d1?2.5mn=42-5=mm df1=37 df2=199 37 df2?d2?2.5mn=204-5=199 （4）计算齿轮宽度B （5）验算 Ft?b = φdd1 圆整后取： B1 = 50 B2 = 45 mm B1 = 50 B2 = 45 2T1=2x20960/42N =998.10N d1KAFt=1x998.10/45N/mm = 22.18N/mm＜100N/mm b合适 （二）低速级直齿圆柱齿轮设计计算表

项目 计算（或选择）依据 1．选齿轮精度等级 2．材料选择 查[1]表10-8 传输机为一般工作机速度不高 小齿轮40Cr(调质) 大齿轮45钢(调质) 3．选择齿数Z Z3?(20~40) Z4?iZ3 计算过程 单位 计算（或确定）结果 级 7 小齿轮280HBS,大齿轮240HBS） ZZ43=23 个 ZZ3=23 =86 =3.752x23=86.4

12

U?Z4 Z33U=86/23=3.7391 U=3.739 5．按齿面接触强度设计 （1）试选Kt (2)计算小TⅡ=9550P/n 齿轮传递的转矩TⅡ (3)齿宽系数Фd 由[1]P203表10-7 锻钢 Kt=1.3 TⅡ=9550x3067/295.26=99200.2 Nmm TⅡ=99.20X103 d=0.7~0.115 Фd=1 (4)材料的由[1]P198表弹性影响系10-6 数ZE MPa1/2 ZE=189.8 (5) 齿轮接由[1]P207图?Hlim3?600 触疲劳强度10-21ｄ 极限?Hlim MPa ?Hlim3?600 ?Hlim4?550 ?Hlim4?550 N3=1.28X109 （6）应力循由[1]式10-13 N3=60njL=60x295.3h环次数N 26x16x300x15=1.2755x109 N4 = N3/ i齿2 =1.28x109/3.752=0.34x109 N4=0.34x109 KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95 （7）接触疲劳强度寿命系数KHN 由[1]P203图10-19 KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95

13

（8）计算接取失效概率为[σH]3= MPa [σH]3=540 触疲劳强度１％，安全系数许用应力[σH] 为S=1，由[1]式１０－１２得 KHN3?Hlim3S =600X0.90/1＝540 [σH]4= [σH]4=522.5 KHN4?Hlim4S ＝0.95x550/1＝522.5 （9）试算小按[1]式（10－齿轮分度圆21）试算 ＝64.5788 直径d3t （10）计算圆周速度v v?d3t?2.323ktT2u?1ZE2?()?du[?H]mm 64.579 ?d3tn260?1000 v=3.14x64.579x295.26/60x1000=0.99787 m/s v=0.998 （11）计算齿宽B （12）模数mnt b = φdd3t B=1X64.579=64.579 mm B=64.579 mnt?d3t z3mnt=64.579/23=2.808 h=2.25mnt =6.318 b/h =64.579/6.318 =10.221 度 mnt=2.808 h=6.318 b/h =10.221 （13）计算由[1]P190表10-2查得使用系数载荷系数K KA?1 根据v= 0.998级精度，由[1]P192图

14

10-8查得动载荷系数KV?1.06由[1]表１０－４P194查得 KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2)φd2+0.23×103b=1.12+0.18(1+0.6X12)12+ 0.23X103X64.579=1.42由[1]图 K=1.806 10-13P195查得KFβ=1.35 假定KAFt由[1]P193表?100N/mm，d1１０－３查得KH??KF??1.2故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1X1.06X1.2X1.42=1.806 （14）按实际的载荷系数校正分度圆直径d3 （15）计算模数mn mn?d3=72.058/23 z3由[1]式10-10ａ D3=d3t3K/Kt=72.058 mm D3=72.058 mm mn=3.133 =3.133 6．按齿根弯曲强度设计 （1）计算载K=KAKVKFαKFβ K=1X1.06X1.2X1.荷系数K 35=1.7172 K=1.717

15

（2）齿形系数YFa 由[1]P197表 １０－５ YFa3=2.69 YFa4=2.22+(2.20-2.22)(86-80)/(90-80)=2.208 YFa3=2.69 YFa4=2.208 （3）应力校正系数YSa 由[1]P197表 10-5 YSa3=1.575 YSa4=1.77+(1.78-1.77)(86-80)/(90-80)=1.776 YSa3=1.575 YSa4=1.776 （4）齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE （5）弯曲疲劳强度寿命系数KFN （6）计算弯由[1]P204图 10-20ｃ ?FE3?500 ?FE4?380 MPa ?FE3?500 ?FE4?380 由[1]P202图 10-18 KFN3?0.85 KFN4?0.88 KFN3?0.85 KFN4?0.88 取弯曲疲劳安[σF]3= KFN3?FE3 SMPa [σF]3=314.815 [σF]3=247.704 曲疲劳许用全系数S＝1.35，=0.85x500/1.35=314.8148 应力[σF] 由式10-2得 [σF]4= KFN4?FE4=0.88x380/1.3S5=247.7037 （7）计算大小齿轮的 YFa3YSa3[?F]3=(2.69+1.575)/314. 大齿轮值大 815=0.013547 16

YFaYSa并加[?F]=2.208+1.776/247. 704=0.016083YFa4YSa4[?F]4以比较 结论：大齿轮值大 （8）齿根弯由[1]式１０－曲强度设计１计算 mn?32KT2YF?YS??2?dZ3[?F]mn?32KT2YF?YS??2?dZ3[?F] mn＝2.18 ７ =2.1796 结论：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＝2.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3= 72.058mm来计算应有的齿数。于是由z3?d3=72.058/2.5= 28.8 取mnz3?29，则Z4 = Z3×i齿2 = 29x3.752=108.8 取Z4 = 109 3．几何尺寸计算 （1）计算中心距a a?(z3?z4)mn 2A=(29+109)2.5/2 =172.5 将中心距圆整为173 mm a=173 （2）计算齿轮的分度圆直径d d?zmn d3=29x2.5=72.5 d4=109x2.5=272.5 mm d3=72.5 d4=272.5

17

（3）计算齿轮的齿根圆直径df df?d?2.5mn df1?d1?2.5mn=72.5-mm df1=66.25 df2=266.25 6.25=66.25 df2?d2?2.5mn=272.5-6.25=266.25 （4）计算齿轮宽度B （5）验算 b = φdd3 圆整后取： B3 =80 B4 = 75 mm B3 =80 B4 = 75 Ft?2T2=2x99.2x103 /72.5 N = 2.7366x103N d3KAFt=1x2.7366x103 /75N/mm = 36.488N/mm＜100N/mm b合适 （三）直齿轮设计参数表 传动类型 高速级 直齿圆柱齿轮 低速级 直齿圆柱齿轮 2.5 模数 2 齿数 21 102 29 109

173 中心距 123 齿宽 50 45 80 75

18

§5联轴器的选择

Ⅰ轴的联轴器:

由于电机的输出轴轴径为28mm

查[1]P343表14-1由于转矩变化很小可取KA=1.3

Tca?KAT3?1.3×20.964=27.253N.m

又由于电机的输出轴轴径为28mm

查[2]p128表13-5，选用弹性套柱销联轴器:TL4(钢性),其许用转矩[n]=63N.m,许用最大转速为5700r/min,轴径为20~28之间，由于电机的轴径固定为28mm,而由估算可得1轴的轴径为20mm。 故联轴器合用:

Ⅲ的联轴器:

查[1]P343表14-1转矩变化很小可取KA=1.3

Tca?KAT3?1.3×361.174=469.52 N.m

查[2]p128表13-5，选用弹性套柱销联轴器:TL7,其许用转矩[n]=500N.m,许用最大转速为3600r/min, 轴径为40~48之间,由估算可选两边的轴径为40mm.联轴器合用.

§5轴的设计计算

减速器轴的结构草图

19

一、Ⅰ轴的结构设计

1．选择轴的材料及热处理方法

查[1]表15-1选择轴的材料为40Cr；根据齿轮直径?100mm，热处理方法为正火。

2．确定轴的最小直径

查[1]P362式15-2的扭转强度估算轴的最小直径的公式：

d?39.55?1063PP?A0310.2???nn1=14.296mm

再查 [1]表15-3，A0=(112 ～ 97) D≥＝13.546mm

考虑键：有一个键槽，D≥14.296×（1+5％）=15.01mm 3．确定各轴段直径并填于下表内

20

名称 d1 依据 大于轴的最小直径15.01且 考虑与联轴器内孔标准直径配合 单位 mm 确定结果 20 d2 大带轮定位d2= d1+2（0.07~0.1）d1 =20+2.8~4=22.8~24 考虑密封圈查[2]表15-8 P143得d=25 mm 25 d3 考虑轴承d3> d2选用6206轴承从机械设计手册软件（R2.0） B=16mm， da=36mm，d3=30mm,D=62 mm 30 d4 考虑轴承定位 查表 9-7[2] mm 36 d4＝da＝R40＝36 d5 考虑到齿轮分度圆与轴径相差不大齿跟<2.5m，选用齿轮轴，此时d5=d1a=46 d6>d7查表 9-7[2] mm 46 36 d6 mm

21

d7 d7＝d3（同一对轴承） mm 30 4．选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。

查 [2]P20（2）“润滑方式”，及说明书“（12）计算齿轮圆周速度v”

v=3.467 ?2ms，故选用油润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表

名称 箱体壁厚? 依据 查[3]表3P26 ??(0.025~0.03)a???8 单位 mm 确定结果 8 小于8选8 地脚螺栓直径df及数目n 轴承旁联接螺栓直径d1 轴承旁联接螺栓扳手空间C1、C2 轴承盖联接螺钉直径d3 查 [2]P132表14-1 22

[3]查[3]表3P26 df=0.036a+12 a<250时,n=4 df20 =4n=4 查表3P26 d1=0.75df=0.75×20=15 [3]mm d1=16 查表3P26 查[3]表4 P27 d3=(0.4-0.5)df mm C1=22 C2=20 mm 10 =0.5x20=10 mm

轴承盖厚度e 小齿轮端面距箱体内壁距离?2 轴承内端面至箱体内壁距离?4 轴承支点距轴承边端面距离a e=(1～1.2) d3=(1～1.2)×10=10~12 查[3]表4 P27 ?2≥δ（或10～15） 12 mm 10 查[3]P43 ?4=3～5 mm 4.5 查机械手册软件版 mm 8 5.计算各轴段长度。

名称 l1 l2 计算公式 (联轴器)l1=38-（2－3） L2=8+22+20+（5～8）-4.5-16+8+29=70.5 单位 计算结果 mm mm 36 70.5 l3 l3=16(轴承B) mm 16 102 mm l4 l4＝Δ2+(3-5)+B3+(8-15)-(B1-B2)/2=4.5+10+80+10-2.5=102 l5 l5=B1=50 mm 50

23

l6 l6＝Δ2+(3-5)＝10+4.5=14.5 l7＝B-2=16-2=14 mm mm mm 14.5 14 303 l7 L（总长） L =36+70.5+16+102+50+14.5+14=287.5 L(支点距离)

L=303-36-71.5-16+2=178.5 mm 181.5 二、Ⅱ轴的结构设计

1．选择轴的材料及热处理方法

查[1]表14-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径

?100mm，热处理方法为正火回火。

2．确定轴的最小直径

查[1]P246的扭转强度估算轴的最小直径的公式：

d?39.55?1060.2???3PP?A03Ⅱ=24 nnⅡ再查 [1]表15-2，A0?126~103

考虑键：d≥24×（1+5%）=25.2mm 3．确定各轴段直径并填于下表内

名称 d1 依据 大于轴的最小直径25.2且 考虑与轴承公称直径配合试单位 mm 确定结果 35

24

选代号6207 B=17,da=42,D=72 d2 与键bxh=10x8 35+2x(0.07~0.1)x35= 39.9~42 mm 40 48 d3 轴环定位d3= d2+2（0.07~0.1）d2 =40+2(0.07~0.1)40=45.6~48查表[2]9-7 mm p73 d3取40 d4 d2=d4 mm 40 35 d5 d5=d1（一对同型号轴承） mm 4．选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。

查 [2]P20（2）“润滑方式”，及说明书“（12）计算齿轮圆周速度v”

v=2.91?2ms，故选用油润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表

名称 轴承支点距轴承边端面距离a 依据 查机械手册软件版 单位 mm 确定结果 8.5

25

5.计算各轴段长度

名称 l1 l2 计算公式 l1＝17+（5～3）+10+2＝33.5 单位 计算结果 mm mm 33.5 78 10 43 34 l2＝80-2＝78 l3 l3 ＝（8～15） mm mm mm l4 l4＝45-2＝43 l5 l5＝17+（3～5）+10+2.5+2＝34 L（总长） L（支点距离） L ＝33.5+78+10+43+34＝198.5 L ＝198.5－17+2＝183.5 mm mm 198.5 183.5 三、Ⅲ轴的结构设计

1．选择轴的材料及热处理方法

查[1]表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径

?100mm，热处理方法为正火回火。

2．确定轴的最小直径

查[1]P246的扭转强度估算轴的最小直径的公式：

9.55?106d?30.2???3PP2.9767?A03??112X3?37.6 nn?78.48再查 [1]表15-2，A0?126~103

考虑键： d≥37.6×（1+5％）＝39.4mm 3．确定各轴段直径并填于下表内

26

名称 d1 依据 大于最小直径39.4mm且考虑到与联轴器内孔标准直径配合, d1=40 单位 mm 确定结果 40 d2 [2]d2>d1,考虑联轴器定位 mm 45 查表9?7一般标准,并考虑与密封垫配合 查附表：15－8接触式密封d=45 d3 考虑与轴承公称直径配合d3>d2 mm 50 ，轴承代号：6210 B＝20 da＝57 d4 d4=da＝57 mm 57 d5 考虑到齿轮定位, d5 =d4+(5~10)=63 查表9?7一般标准 [2] mm 63 d6 d6= d4 mm 57 50 d7= d6 d7 mm

27

4．选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。

查 [2]P25（二）“滚动轴承的润滑”，及说明书“六、计算齿轮速度v”

v?0.900?2ms，由于第一轴选用了油润滑,故也用油润滑,

名称 轴承支点距轴承宽边端面距离a 5.计算各轴段长度

名称 l1 依据 从机械手册软件版 单位 mm 确定结果 10 计算公式 与联轴器配合长度短2~3mm l1＝84-（2～3）＝82 单位 计算结果 mm 82 l2 l2＝8+22+20+5+8+29-20-4.5＝mm 67.5 67.5 l3 l3＝20 mm mm 20 62.5 l4 l4＝4.5+10+2.5+45+10+2.5-12＝62.5 l5 l6 l7 轴肩 mm mm mm mm 12 73 37 354 l6＝75-2＝73 l7 ＝20-2+4.5+10+2.5+2＝37 L（总长） L ＝82+67.5+20+62.5+12+73+37 ＝354

28

L(支点距离)

L ＝354-82-67.5-20+2＝186.5 mm 186.5 四、校核Ⅱ轴的强度 齿轮的受力分析：

齿轮2上的圆周力 小齿轮上的经向力 972.549*tan20=353.979N 0小齿轮上的轴向力 0 2T22X99.2X 103?972.549 =F2?204d2N 齿轮3上的圆周力 小齿轮上的经向29

小齿轮上的轴

力 2736.552*向力 0 2T22X99.2X 103=?2736.552 F3?72.5d3N tan200=996.023N 1．求支反力、绘弯矩、扭矩图

yRazFt2Fr2Ft3RbzxFr3RayZFt2Ft3RbyRayRbyFr2RazRbzFr3

轴的跨度和齿轮在轴上的位置的受力如上图。

45=48 24580CD=+10+=72.5

22AC=8.5+17+

BD=8.5+4.5+10+40=63 在XAY平面上：

Ft2X48+Ft3X（72.5+48）=RBY（48+72.5+63）

30

972.549X48+2736.552X120.5=183.5RBY

所以，RBY=2051.427N RAY=Ft2+Ft3—RBY=1657.674N

3所以，C断面 MCZ=48RAY=79.568X10N?mm 3 D断面 MDZ=63RBY=129.24X10N?mm

在XAZ平面上：

Fr2x48+RBZX183.5=Fr3x（48+72.5）

353.979x48+RBZx183.5=996.023x120.5 所以，RBZ=561.47N RAZ=80.574N

3所以，C断面 MCY=RAZX48=3.868X10N?mm 3 MDY=RBZX63=35.373X10N?mm

33232合成弯矩C断面 MC=MCZ?MCY=(79.568X10)?(3.868X10)=79.662X10 33232合成弯矩D断面 MD=MDZ?MDY=(129.24X10)?(35.373X10)=133.99X10

2222因为MD>MC , 所以D断面为危险截面。

2MD?(aT3)(133.99X103)2?(0.6X99.2X103)2==22.91MPa ?ca=0.1X403W

查表15-1得[??1]=60mpa,因为?ca<[??1],所以安全。

§6轴承的选择和校核

31

一、Ⅱ轴承的选择和校核 1．Ⅱ轴轴承的选择

选择Ⅱ轴轴承的一对6207轴承，查机械手册软件版 校核轴承，轴承使用寿命为15年，每年按300天计算。 2．根据滚动轴承型号，查出Cr和Cor。 Cr=25500N Cor=15200N

3．校核Ⅱ轴轴承是否满足工作要求 （1）画轴的受力简图。

（2）求轴承径向支反力Fr1、Fr2 （a）垂直平面支反力F1v、F2v

F1v= RAY=1657.674N F2v=RBY=2051.427N

（b）水平面支反力F1h、F2h

F1h=RAZ=80.574N

32

F2h=RBZ=561.47N

（c）合成支反力Fr1、Fr2

Fr1=1657.6742?(80.574)2=1659.631N Fr2=2051.422?(561.47)2=2126.876N

（5）计算轴承的当量载荷Pr1、Pr2 由于Fa=0

查[1] 表13-5 ：X1＝1.41,Y1＝0 查[1]表13-6取载荷系数 fP? 1.1 P1＝fPFr1=1.1×1659.631=1825.5941N 查[1] 表13-5 ：X2＝1 ,Y2＝0

P2＝fPFr2＝1.1×2126.876=233.95636N （6）校核所选轴承

由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承P2计算，查

[1]

表13-6取载荷系数 fP? 1 ，查[1]表13-4取温度系数ft? 1 ，计

算轴承工作寿命：

106Cr3106255003Lh?()=()=73093.9h>(16×300×

60nP60?295.262339.563615)h=72000h

结论：所选的轴承满足寿命要求。

§7键联接的选择和校核

一、Ⅱ轴大齿轮键 1．键的选择

33

选用普通 圆头平键 A型,轴径d=40mm ,查[1]P103表6-1，得宽度b=12mm,高度h=8mm, 2．键的校核

键长度小于轮毂长度5mm~10mm且键长不宜超过1.6~1.8d，前面算得大齿轮宽度 45 ,根据键的长度系列选键长L=36mm 。(查[1]P103表6-1) 键，轴，轮毂的材料都为钢，查[1]6-2得许用挤压应力[οp]=100~120Mpa,取[οp]=100Mpa.

键的工作长度l =L－b=36－12=24mm, 键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8=4mm

2T?1032?99.20?103由式6-1得οp==51.67Mpa ?kld4?24?40[1]

所以所选用的平键强度足够。

§9减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择

一、传动零件的润滑 1．齿轮传动润滑

因为齿轮圆周速度v?ms?12ms，故选择浸油润滑。 2．滚动轴承的润滑

因为错误！未找到引用源。轴错误！未找到引用源。轴齿轮圆周速度v>2m/s,滚动轴承采用油润滑而错误！未找到引用源。轴的齿轮圆周速度v<2m/s,由于第一轴选用了油润滑,故也用油润滑,但由于齿轮不能飞溅润滑,故要用刮油板把油从三轴大齿轮边引到槽从而达到润滑轴承目的。

34

二、减速器密封 1.轴外伸端密封

错误！未找到引用源。轴：与之组合的轴的直径是25mm，查[2]表15-8P143，选d=25mm毡圈油封 错误！未找到引用源。轴：无需密封圈

错误！未找到引用源。轴：与之配合的轴的直径是45mm，查[2]表15-8P143，选d=45mm 选毡圈油封 2.箱体结合面的密封 软钢纸板

§10减速器箱体设计及附件的选择和说明

一、箱体主要设计尺寸 名称 计算依据 计算过程 计算结果(mm) 箱座壁厚? ??(0.025~0.03)a???8 0.025*123+3＝6.075 8 箱盖壁厚(0.8~0.85)??8 ?1 (0.8~0.85)×8 8=0.8x8=6.4 1.5? 箱座凸缘厚度b 1.5×8 12 箱盖凸缘1.5?1 1.5×8 35

12

厚度b1 箱座底凸缘厚度b2 地脚螺栓0.036a+12=0.036x123+12直径df =16.428查[3]表3P26 4 20 2.5? 2.5×8 20 地脚螺钉a?250时,n?4 数目n 轴承旁联0.75df 接螺栓直径d1 箱盖与箱座联接螺栓直径d2 联接螺栓查[3]表3P26 d2的间距 轴承端盖螺钉直径d3 0.75×20=15 16 ?0.5~0.6?df 0.5x20=10 10 150～200 160 查[3]表3P26 (0.4-0.5)df d3＝0.4x20=8 8 定位销直径d df、d1、d2?0.7~0.8?d2 查[3]P27表4 （0.7～0.8）×10 8 26 22 至外箱壁

36

距离C1 d2至凸查[3]P27表4 df、16 24 14 缘边缘距离C2 轴承旁凸 台半径R1 凸台高度h 作图得到 轴承座宽??C1?C2?(5~10) 度B1 大齿轮顶≥1.2? 圆与内箱壁距离?1 齿轮端面≥10~15 与内箱壁距离?2 箱盖、箱昨m1?0.85?1 筋厚m1、m m?0.85? R1＝10 8+22+20+5 h=54 55 1.2×8=9.6 10 10 0.85×8 6.8 6.8 轴承端盖D?(5~5.5)d3;D?轴承外径 外径D2 62+5×8=102 72+5×8=112 100+5×8=130 102 112 130 102 112 轴承旁联S?D2 接螺栓距

37

离S

二、附属零件设计 1窥视孔和窥视孔盖 其结构见[2]表14-4 p133, 其尺寸选择为：

130 l1?180,l2?165,l3?150,b1?140,b2?125,b3?110,d?7,n?8,??4,R?5

2.通气塞和通气器 通气器结构见[2]表14-9,p136

主要尺寸：M16x1.5,D=22,D1=19.8,S=17,L=23,l=12,a=2,d1=5 3.油标、油尺

由于杆式油标结构简单，应用广泛，选择杆式油标尺，其结构见[2]表14-8p135

其尺寸选择为:M12 4.油塞、封油垫

其结构见[2]表14-14 p139其尺寸选择为:M20X1.5 5.起吊装置 选择吊耳环和吊钩 结构见[2]表14-12 p137 6.轴承端盖、调整垫片 查[2]表14-1 p132

38

§11设计小结

我们这次机械设计课程设计是做《带式运输机用的二级圆柱齿轮减速器》。在两个星期的设计过程中，让我明白一个简单机械设计的过程，知道一个设计所必须要准备些什么，要怎样去安排工作，并学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律；也通过课程设计实践，培养了我综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与生产实际知识来分析和解决机械设计问题的能力；学会怎样去进行机械设计计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和规范。还有就是激发了我的学习兴趣，能起到一种激励奋斗的作用，让我更加对课堂所学内容的更加理解和掌握。

这次机械课程设计中，我遇到了很多问题，但同学讨论和老师 指导起到了很大的作用，这就是团队的精神。自己在设计中所遇到的困难，让我明白要做好一个机械设计是一件不容易的事，必须有丰富的知识面和实践经验，还必须有一个好的导师。设计让我感到学习设计的紧张，能看到同学间的奋斗努力，能让大家很好地回顾以前所学习的理论知识，也明白只有在学习理论基础上才能做设计，让我以后更加注重理论的学习并回到实践中去。还这次自己没有很好地把握设计时间的分配，前面传动方案设计和传动件设计时间太长，而在装配草图设计、装配工作图设计时间太紧，还有就是在装配草图设计中遇到一些尺寸不是很确定，而减慢了AutoCAD工程制图的速度，这也很好让我们更加掌握AutoCAD工程制图的操作。这是自己设计思维

39

不太严谨，没有很好地熟悉一些理论知识，没有过此类设计的经验；在设计过程中自己也做了一些重复的计数，很多往往是一个参数所取不正确或没有太在意一些计数，而在尺寸计算校核才发现问题，而白白花了重复工作的时间，但也能让我更加深刻一些设计的过程，积累了一些设计的经验。

这次机械设计课程设计是我们一次进行的较长时间、较系统、 较全面的工程设计能力训练，很好地提高了我们实践能力和运用综合能力的水平。我们可以通过设计，明白到学习的内容的目的，更加明确大学学习的目标方向，能激起学生学习激情，也让我们有学习的成就感，希望以后有更多合适实训教学安排。

§12参考资料

[1] 濮良贵主编. 1997.《机械设计》（第七版）.高等教育出版社 [2] 唐增宝；何永然；刘安俊主编.1998.机械设计课程设计.华中科技大学出版社

[3] 龚溎义 罗圣国 李平林 张立乃 黄少颜编， 龚溎义主编《机械设计课程设计指导书》第二版，高等教育出版社 [4]机械设计手册软件版R2.0,

40

不太严谨，没有很好地熟悉一些理论知识，没有过此类设计的经验；在设计过程中自己也做了一些重复的计数，很多往往是一个参数所取不正确或没有太在意一些计数，而在尺寸计算校核才发现问题，而白白花了重复工作的时间，但也能让我更加深刻一些设计的过程，积累了一些设计的经验。

这次机械设计课程设计是我们一次进行的较长时间、较系统、 较全面的工程设计能力训练，很好地提高了我们实践能力和运用综合能力的水平。我们可以通过设计，明白到学习的内容的目的，更加明确大学学习的目标方向，能激起学生学习激情，也让我们有学习的成就感，希望以后有更多合适实训教学安排。

§12参考资料

[1] 濮良贵主编. 1997.《机械设计》（第七版）.高等教育出版社 [2] 唐增宝；何永然；刘安俊主编.1998.机械设计课程设计.华中科技大学出版社

[3] 龚溎义 罗圣国 李平林 张立乃 黄少颜编， 龚溎义主编《机械设计课程设计指导书》第二版，高等教育出版社 [4]机械设计手册软件版R2.0,

40

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/e6q8.html