课程设计-带式运输机传动装置的二级圆柱齿轮减速器

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机械设计课程设计任务书

目 录

一、设计任务书………………………………………………………………3 二、传动方案的拟定…………………………………………………………4 三、电动机的选择……………………………………………………… …4 四、计算总传动比及配合的传动比……………………………… ………5 五、传动装置的运动和动力参数计算………………………………………6 六、传动零件的设计计算………………………………………… ………7

1、高速级齿轮传动的设计计算……………………………………………7 2、低速级齿轮传动的设计计算……………………………………………9 七、轴的设计计算………………………………………………… ………13

1、轴的材料选择和最小直径估算………………………………………13 2、轴的结构设计…………………………………………………………14 3、轴的校核………………………………………………………………17 八、滚动轴承的选择及校核………………………………………………23

1、中间轴的滚动轴承……………………………………………………23 2、高速轴的滚动轴承………………………………………… ………24 3、低速轴的滚动轴承…………………………………………………25 九、键连接的选择及核计算………………………………………………26 十、减速器机体结构尺寸……………………………………………………27

十一、联轴器的选择…………………………………………………………29 十二、润滑方式的确定………………………………………………………29 十三、其它有关数据…………………………………………………………30 十四、参考资料目录…………………………………………………………30 十五、课程设计总结…………………………………………………………30

（一）、机械设计课程设计任务书

题目：带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器 1、总体布置简图

1—电动机； 2—联轴器； 3—齿轮减速器； 4—带式运输机； 5—鼓轮； 6—联轴器

2、工作情况：

载荷平稳、单向旋转，有轻微振动，经常满载，空载起动。 3、原始数据

输送带拉力F（N）：1800； 滚筒直径D（mm）：340； 运输带速度V（m/s）：2.35；

带速允许偏差（％）：?5； 使用年限（年）：8； 工作制度（班/日）：单班制。 4、 设计内容

1. 电动机的选择与运动参数计算；2. 斜齿轮传动设计计算3. 轴的设计4. 滚动轴承的选择5. 键和连轴器的选择与校核；6. 装配图、零件图的绘制；7. 设计计算说明书的编写 。 5． 设计任务

1． 减速器总装配图一张；2． 齿轮、轴零件图各一张；3． 设计说明书一份 6． 设计进度

第一阶段：总体计算和传动件参数计算； 第二阶段：轴与轴系零件的设计；

第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制； 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写。

三)电动机选择

1．电动机类型和结构的选择

因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 2．电动机容量的选择

3

1）工作机所需功率Pw

Pw＝Fv/1000=1800×2.35/(1000×0.96)=4.41 KW 2） 电动机的输出功率 Pd＝Pw/ηη

?? kW

4242＝?1??2??3????5

其中：

?1—带传动效率：0.96

??—每对滚子轴承的传动效率：0.98 ??—8级精度圆柱齿轮的传动效率：0.97 ??—弹性联轴器的传动效率：0.99

??—卷筒的传动效率：0.96 则总的效率： η

42242?0.98?0.97?0.99?0.96?0.80 ＝=0.98??????????12345Pd＝Pw/η

?=4.41/0.80=5.5125kW

从表22-1中可选出额定功率为5.5kw的电动机。 3．电动机转速的选择

卷筒轴转速为 n=60×1000v/(?D)=60×1000×2.35/(3.14×340)=132.07r/min

按表2-2推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i'=8～40,则从电动机到卷筒子轴的总传动比合理范围为ia'=8～40。故电动机转速的可选范围为：

n'd= ia'×n=(8-40) ×132.07=1056.56～5282.8 r/min

可见，电动机同步转速可选1500r/min和3000r/min三种。根据相同容量的三种转速，从表19-1中查出三个电动机型号，再将总传动比合理分配给V带传动和减速器，就得到三种传动比方案，如下表：

4

其中总传动比为：

ia?nmnw。

式中nm--电动机满载转速,r/min；

nw--工作机转速，r/min.

一般推荐展开式二级圆柱齿轮减速器高速传动比i1与低速级传动比i2之间满足i1=(1.3~1.5)i2.表中取i1=1.4×i2;i=i2×i2×1.4. 两种不同的传动比方案：

方案 电动机型号 额定功电动机转速传动装置的传动比 率Pedkw r/min 同步转速 满载转速 1440 2920 总传动高速比 i1 低速i22 1 2

Y 132S-4 5.5 1500 3000 10.90 3.91 2.79 22.11 3.97 5.56 Y 132S1-2 5.5 4．电动机型号的确定

由表22－1查出电动机型号为Y 132S-4,其额定功率为5.5kW，满载转速1440r/min。基本符合题目所需的要求。 (四)计算总传动比及配各级的传动比 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：

i总＝nm/nw=1440/132.07=10.90 2．传动比分配

5

分配原则：各级传动尺寸协调,承载能力接近,两个大齿轮直径接近以便润滑.(浸油深度)

i总=i减=i高*i低=nm/nw i减——减速器传动比 i高——减速器内高速级传动比 i低——减速器内低速级传动比

nm——电动机满载转速 nw——工作机转速 i高=1.4* i低， i低×i高= i总

由上表可得： i高=i1=3.91 ； i低=i2=2.79 。 速度偏差为0.2%<5%, ，所以可行。

(五)运动参数及动力参数的计算

1、计算各轴转速:

I轴 n1= nm/1=1440 r/min

II轴 n2= n1/ i高=1440/3.91=368.29/min III轴 n3=n2/ i低=368.29/2.97=132.00 r/min 滚筒 n4=n3=132.00 r/min 2)各轴输入功率: 电动机轴：Pd=5.5kw

I轴: P I = Pd ×η4 =5.5×0.99=5.445kw

II轴: P I I= P I ×η2×η3=5.445×0.98×0.97=5.176kw III轴:pIII= P I I×η2×η3=5.176×0.98×0.97=4.92 kw 滚筒:pⅣ= pIII×η2×η4=4.92×0.98×0.99=4.774 kw 各轴的输出功率为输入功率乘轴承效率0.98，分别为： I轴 II轴

p1?p.?1'2?5.445?0.98=5.337Kw ?5.176?0.98?5.072 kW

p?'?p.??2 6

III轴 滚筒轴

p'??'?p.???2?4.92?0.98?4.82 kw

?4.774?0.98?4.68 kw

p?V?p.??V23)各轴扭矩

电动机轴：Td=9550×Pd/nm=9550×5.5/1440=36.48 (Nm) I轴： TI= 9550×PI/ n1=9550×5.445/1440=36.11 (Nm) II轴：TII= 9550×PII/n2=9550×5.176/368.29=134.22 (Nm) III轴：TIII=9550×pIII/n3=9550×4.92/132.00=355.95 (Nm) 滚筒：T滚=9550×p滚/ n4=9550×4.774/132.00= 345.39 (Nm)

（六）传动零件的设计计算

一）、高速级齿轮的设计计算

设计参数：

P1=5.337 Kw

T1=36.11 Nm； N1=1440 r/min

N2=368.29 r/min；

i1=3.91；

1、选材：因要求结构紧凑，故采用硬齿面的组合。小齿轮用45号表面淬火钢，

?H/im1?1130MPa,?FE?690MPa；大齿轮参数也一样。（书

本表11-1）

根据书本表11-5得：取SFmin=1.25, SHmin=1.0; 根据书本表11-4得:ZH?2.5，ZE?189.8; 2、确定许用应力：

[?F1]?[?F2]??FE1?690?552MPa 1.25[?H1]?[?H2]??Him1?1130/1?1130MPa；

SFSH

3小齿轮的工作转矩：

7

5.337?35.39N?m 1440n1 4根据接触强度，求小齿轮分度圆直径： 设齿轮按8级精度制造。取载荷系数K=1.3， 齿宽系数?d?0.8选取ZE?188，ZH?2.5； 初选螺旋角： β＝15°

T1?9550p1?9550?螺旋度系数：Z??cos??15??0.983

选小齿轮齿数 Z1=24，大齿轮齿数Z2=iZ1=3.91×19=93.84, 取Z2=94。 实际传动比为 i=74/19=3.9167，

所以，取齿数 z1?24；Z2=94。

9424?104.3 ?26..63 zv2?齿数系数 zv1?33cos15cos15查书本图11-8得： YFa1＝2.68， YFa2＝2.22， 查书本图11-9得： YSa1＝1.60 ， YSa2＝1.79.

YFa1YSa1因,

???F1?0.007768?YFa2YSa2???F1?0.0071989

故要对小齿轮进行弯曲强度计算。 法向模数：

2KT1YFa1YSa12?35.93?100022?3Mn?3Cos???0.007768?Cos15?1.13mm22??dZ10.8?24F1??取

mn?1.5mm

2Cos??91.6mm

中心距 ： a?(z1?z2)mn取a=92mm.

确定螺旋角: β＝arcCOs

(z1?Z2)mN8

2a?15.85?

齿轮分度圆直径: d1?mnz1/cos??1.5?19/cos18.670mm?30mm

d2?mnz2/cos??1.5?101/cos18.670mm?159.92mm

*小齿轮齿顶圆:da1?d1?2ha?d1?2ham =37.42+2×1.5=40.42mm *大齿轮齿顶圆:da2?d2?2ha?d2?2ham=146.57+2×1.5=149.57mm

小齿轮齿根圆:1.25=34.92mm 大齿轮齿根圆: 1.25=114.17mm 齿轮宽度: b＝?ddd**?d?2h?d?2(h?c)m=37.42-3×1f1af1**?d?2h?d?2(h?c)m=146.57-3×2f2af2d1 ＝0.8×30.64=24mm,

取b1＝30mm b2=25mm 3、验算齿面接触强度 将各参数代入下面得： 齿面硬度 :

?H=ZEZH?2KTbd24u?1?189.8*2.5cos15.85?*2*1.3*3.611*10u30*47.4224.91=68.163Mpa <1130Mpa 故安全。 3.91 4、齿轮的圆周速度

V??d1?n160?1000?3.14?30?1420?2.23m/s

60?1000对照书本表11-2，所以选8级制造精度合理的； 结构设计：大齿轮采用腹板式，小齿轮制成实心式。 二）、低速级齿轮的设计计算 1、选择材料及许用应力

因要求结构紧凑，故采用硬齿面的组合。小齿轮用45号表面淬火钢，

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齿面硬度为45，一样。

?H/im1?1130MPa,?FE?690MPa；大齿轮选用参数

根据书本表11-5得：取SFmin=1.25, SHmin=1.0; 根据书本表11-4得:ZH?2.5，ZE?189.8; 许用应力：

[?F1]?[?F2]??FE1?SF690?552MPa 1.25[?H1]?[?H2]??Him1?1130/1?1130MPa

SH2、按齿轮弯曲强度计算

由上计算得：P=4.82kW, n=132.00r/min, i=2.79

齿轮按八级精度制造。取载荷系数K=1.3（书本表11-3）, 齿宽系数

?d?0.8（书本表11-6） 小

齿

6轮的

6转距：

T?9.55?10P3n?9.55?10?33.04?4.14?105N?mm 70.11初选螺旋角： β＝15°

选小齿轮齿数 Z1=24，大齿轮齿数Z2=iZ1=2.79×24=66.96, 取Z2=67。 实际传动比为 i=67/24=2.79， 齿数系数 ZV1?243?26.63 zV2?cos1567?74.34

COS315?查书本图11-8得,齿形系数: YFa1＝2.66， YFa2＝2.26， 查书本图11-9得,齿形系数: YSa1＝1.61 ， YSa2＝1.75 因因

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YFa2YSa22.66?1.61YY2.26?1.75 ??0.007758>Fa2Sa2??0.0071648[?F2]552[?F2]552故要对小齿轮进行弯曲强度计算。 法向模数： m

2KTYFa1YFa1cos2?32*1.3*3.49*105*0.007758*cos215?=3=2.4222?dZ1[?F1]0.8*24nmm

取mn=2.5mm

中心距：a=(Z1+Z2)mn/2cos?=(24+67)*25/2*cos15°= 117.763 取a=120mm

(Z1?Z2)mn(24?67)*2.5?arccos?18.75°

2a2*120齿轮分度圆直径: d1= mnz1/cos?=25*24/cos18.57°=63.30mm 确定螺旋角: ?=arccos

d2= mnz2/cos?=25*67/cos18.57°=176.6mm

*m =63.30+2×2.5=68.30mm 小齿轮齿顶圆:da1?d1?2ha?d1?2ha*m=176.70+2×3=181.70mm 大齿轮齿顶圆:da2?d2?2ha?d2?2ha小齿轮齿根圆:1.25=57.05mm 大齿轮齿根圆: 1.25=170.45mm

dd**?d?2h?d?2(h?c)m=63.30-5×1f1af1**?d?2h?d?2(h?c)m=176.70-5×2f2af2齿轮宽度: b＝?dd1 ＝0.8×63.3=50.64mm, 取b1＝60mm b2=55mm

3、验算齿面接触强度 将各参数代入下面得： 齿面硬度 :

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?H=ZEZH?2KTbd2u?1104?189.8*2.5cos18.57?*2*1.3*3.611*u30*47.4224.91=68.163Mpa <1130Mpa 故安全。 3.914、齿轮的圆周速度

?d1n13.14*63.30*132.00??0.44m/s

60*100060*1000对照书本表11-2，所以选8级制造精度合理的； V=

结构设计：大齿轮采用腹板式，小齿轮制成实心式。 三）得出画图尺寸数据 表格：

高速级齿轮传动的尺寸 名称 模数 压力角 螺旋角 计算公式 结果/mm 1.5 20° 15.85° 24 94 低速级齿轮传动的尺寸 名称 模数 压力角 计算公式 结果/mm 2.5 20° 18.57° 24 67 mn mn ?n ?n ? 螺旋角 ? 齿数 z1 z2 齿数 传动比 分度圆直

i2 d1 d2 3.91 37.42 146.57 传动比 分度圆直径 12

i3 2.79 63.30 176.6径 ?da1?d1?2hamn ?0 齿顶圆直径 齿根圆直径 中心距 40.42 齿顶圆直径 68.30 181.70 57.50 170.45 mn?Z3?Z4? 2cos?da2?d2?2hamn149.57 ?df1?d1?2(ha?c?)34.92 mn齿根圆直径 df2?d2?2(h?c)mn?a? a?mn?Z1?Z2?2cos? 147.07 92 中心距 a?120 B=b+5 齿宽 30 25 B＝b+5 齿宽 60 55 B2?b B4?b （七）轴的设计计算 一）轴的材料选择和最小直径估算

根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。按扭转强度法进行最小直径估算，即：dmin?A03Pmm。初算轴径时，若最小直径周n段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d增大5%至7%，两个键槽时，d增大10%至15%。A0值由书本表14-2确定高速轴A01?110；中间轴A02?115；低速轴A03?110 高速轴d'min=A013P15.47=110*3=17.2,因高速轴最小直径处要安装

1440n1大带轮，设有一个键槽，则：

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dmin=d'min(1+7﹪)=17.2*(1+0.07)=18.40mm, 取整数dmin=19mm 中间轴：

d'2min=A023p25.31=115*3=27.72 因中间轴最小直径处要安装

378.95n2滚动轴承，则取为标准值：d2min?30mm。

'

低速轴：d3min=A033p35.15=110*3=37.56mm 因高速轴最小直

129.33n3径处要安装连轴器，设有一个键槽，则： d

3min=d

'

3min

(1+7﹪)=37.56*(1+0.07)=40.19mm 取为联轴器

d3min=42mm 二）轴的结构设计 1、中间轴结构设计 中间轴轴系的结构如下图：

图2 中间轴

（1）各轴段直径确定

d21：最小直径，滚动轴承处轴段，d21?d2min?30mm。根据表17-6得：角接触轴承选取7206AC,尺寸为d×D×B=30×62×16mm

d22:高速级大齿轮轴段，d24=40mm

d23：轴环，根据齿轮的轴向定位要求，d23=50mm

d24：低速级小齿轮轴段d22=40mm d25：滚动轴承处轴段，d25=d21=30mm。 （2）各轴段长度的确定

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L21：由滚动轴承、挡油环及装配关系等确定，L21=55mm。 L22：由高速级大齿轮毂孔宽度B2=25mm确定，L24=23mm L23：轴环宽度，L23=10mm

L24：由低速级小齿轮的毂孔宽度B1=60mm，L22=57mm。 L25：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，L25=40mm （3）细部结构设计

由课程设计表16-28可查的：

高速大齿轮处取A键：b×H-L=12mm×8mm-20mm（轴深t=5.0mm,毂深t1=3.3；半径r=0.25~0.40mm）；

低速小齿轮处取A键：b×H-L=12mm×8mm-40mm（轴深t=5.0mm,毂深t1=3.3；半径r=0.25~0.40mm）； 齿轮轮毂与轴的配合选为?40Js9/N9;

滚动轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差选为?30m6 参考课程设计表14-27、14-29得：各轴肩处的过渡圆角半径 若a=(0.07~1)d，a>R取R2，倒角为C2。 2、高速轴的结构设计 高速轴轴系的结构如下图：

15

图3 高速轴

（1）各轴段的直径的确定

d11：最小直径，安装联轴器的外伸轴段，d11?d1min?20mm d12：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，定位高度，d12=22mm h?(0.07~0.1)d11，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封）

d13：角接触轴承处轴段，d13=25mm，角接触轴承选取7205AC，其尺寸为d×D×B=25mm×52mm××16mm

d14：过渡轴段，由于高速齿轮传动的线速度大于2m/s，角接触轴承可采用飞溅式润滑。考虑到用轴肩定位轴承，所以d14=33mm

齿轮处轴段：由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为45钢，调质处理;

d15：滚动轴承处轴段，d15?d13?25mm （2）各轴段长度的确定

l11：由连轴器的轴孔宽度L1=30（根据表19-5）,确定L11?40mm l12：由箱体结构、轴承挡圈、装配关系等确定，l12=55mm l13：由滚动轴承、挡油盘及装配关系决定，l13=46mm

l14：由装配关系、箱体结构等确定，l14=58mm l15：由高速级小齿轮宽度B1=30mm确定，l15=30mm l16：由角接触轴承、挡油盘及装配关系等确定l16?50mm （3）细部结构

联轴器处键取C型：b×h-L=6mm×6mm-30mm (t=3.5，r=0.16~0.25) 在

处采用过盈配合，起到密封作用：

角接触轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差选为

?d25m6

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参考课程设计查表14-27、14-29得：各轴肩处的过渡圆角半径，若a=(0.07~1)d，a>c，取R2，倒角为C2。 3、低速轴的结构设计 低速轴轴系的结构如下图：

图4 低速轴

（1）各轴段直径的确定

d31：动轴承处轴段，d31=55mm。角接触轴承选取7211AC，其尺寸为d×D×T×B=55mm×100mm×22.75mm×21mm

d32：低速级大齿轮轴段，d32=60mm

d33：轴环，根据齿轮的轴向地位要求，d33=70mm d34：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，d34=63mm d35：角接触轴承处轴段，d35=d31=55mm

d36：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），d36=50mm

d37：最小直径，安装联轴器的外伸轴段，d37= 40mm （2）各轴段长度的确定

l31：由滚动轴承、挡油环以及外伸轴段等确定，l31=42mm

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l32：由低速大齿轮的毂孔宽度B4?55，确定l32=53mm l33：轴环宽度，l33=10mm

l34：由装配关系、箱体结构等确定，l34=40mm

l35：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，l35=40mm l36：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，l36=55mm l37：由连轴器的轴孔宽度L1?84mm,确定L37?82m （3）细部结构设计 低速大齿轮处取

A

键：b×h-L=18mm×11mm-45mm

（t=7.0mm,r=0.25~0.40mm）；

联轴器处键取C型：b×h-L=12mm×8mm-70mm (t=5.0，r=0.256~0.40) 齿轮轮毂与轴的配合选为?60H7/n6；滚动轴承与轴的配合采用过渡配合.

参考教材查表8-2得：各轴肩处的过渡圆角半径，若70>d>50 取C2。 三）轴的校核 1）高速轴的校核

L1=40mm，L2=55mm，L3=46mm，L4=58mm，L5=30mm，L6=50mm

L1=57mm L2=111mm L3=78mm

2T作用在齿轮上的圆周力为：Ft?1=2×36.11×1000/37.42=1930N

d1径向力为Fr?Fttg?=1930×0.364=702.46N 作用在轴1带轮上的外力：F=1800N 求垂直面的支反力：

lFF1v?2r=(111×702.46)/(57+111)=464.13 N

l1?l2F2v?Fr?F1v=702.46-464.13=238.3N 求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：

Mav?F2vl2=238.3×111/1000=26.45N.m ??F1vl1=464.13×57/1000=26.45 N.m Mav

18

求水平面的支承力：

由F1H(l1?l2)?Flt2得

l2Ft=111×1930/(57+111)=1275.2N l1?l2F2H?Ft?F1H=1930-1275.2=654.82N 求并绘制水平面弯矩图：

MaH?F1Hl1=1275.2×57/1000=72.69N.m ??F2Hl2=654.82×111/1000=72.69N.m MaHF1H?求F在支点产生的反力：

lFF1F?3=78×1800/(111+57)=853.7N

l1?l2F2F?F1F?F=853.7+1800=2635.7N 求并绘制F力产生的弯矩图：

M2F?Fl3=1800×78/1000=140.4N.m ??F1Fl1=853.7×57/1000=48.6N.m MaFF在a处产生的弯矩：

MaF?F1Fl1=853.7×57/1000=48.6N.m 求合成弯矩图：

22'?MaH考虑最不利的情况，把MaF与Mav直接相加。

22??MavMa?MaF?MaH=48.6+

?26.45?2??73.69?2=126.0N.m ?26.45?2??72.69?2=126 N.m

??MaF?Mav?2?MaH?2=48.6+Ma求危险截面当量弯矩：

最危险截面其当量弯矩为：（取折合系数??0.6）

2Me?Ma???T?=

2?126?2??0.6?36.11?2=127.85N.m

计算危险截面处轴的直径：

因为材料选择45#调质，查课本第166页表11-1得?B?650MPa，许用弯曲应力???1b??60MPa，则：

Me127.85?3?2.77mm

0.1???1b?0.1?60因为d5>d4=55mm>d，所以该轴是安全的。 轴承寿命校核： d?3 19

106Cft?轴承寿命可由式Lh?()h进行校承受径向载荷核，由于轴

60nPfP承主要的作用，所以P?Fr，查课本279页表16-8,9，10取ft?1,fp?1.2,取??3 按最不利考虑，则有：

2Fr1?F12.132?1275.22+853.7=2210.4N v?F1H?F1F=463Fr2?F22v?F22H?F2F=23.832?654.822+2635.7=3291N

则

??1?15.8?103?106Cf10?t??h=???=5.5年>5年 Lh?????60?1440?1.2?2210.4?60n?fpP?因此所该轴承符合要求。 4）、弯矩及轴的受力分析图如下：

623 20

轴1 2）中间轴的校核：

L1=52.5mm L2=50mm L3=50.5mm 作用在2、3齿轮上的圆周力：

2TFt2?2=2×134.22×1000/146.57=1831.48N

d22T Ft3?3 =2×355.95×1000/63.3=1246.45N

d3径向力：Fr2?Ft2tg?=1831.48×0.364=666.66N

Fr3?Ft3tg?=1246.45×0.364=453.71N 求垂直面的支反力:

21

?Fr3l3?Fr2??l2?l3?=[-453.71×50.5+666.66×

l1?l2?l3(50+50.5)]/(185)=285.3N

F2v?Fr3?F1v?Fr2=453.71+285.3-666.66=72.34N 计算垂直弯矩：

Mavm?F1vl1=285.3×52.5/1000=14.98N.m

Mavn?F1v(l1?l2)?Fr2l2=285.3×(52.5+50)/1000-666.66×50/1000=- 4.09N.m

求水平面的支承力：

Fl?Ft2?(l2?l3)1246.45?50.5?1831.48?(50?50.5)=1619 N F1H?t33?l1?l2?l352.5?50?50.5F2H?Ft2?Ft3?F1H=1831.48+1246.45-1619=1458.9N 2)、计算、绘制水平面弯矩图：

MaHm?F1Hl1=1619×52.5/1000=85N.m

MaHn??F2H(l1?l2)?Ft3l2=-1458.9×(52.5+50)/1000-1246.45×50/1000=-211.86N.m

求合成弯矩图，按最不利情况考虑： F1v?222Mam?Mavm?MaHm=14.98?852=86.3N.m

22Man?Mavn?MaHn?(- 4.09)2?(-211.86)2=211.90N.m

求危险截面当量弯矩： 最危险截面当量弯矩为：（取折合系数??0.6）

2Me?Mam???T?=86.32??0.6?143.22?=121.79N.m

22222??ManMe???T?=86.3??0.6?143.22?=3976N.m

2计算危险截面处轴的直径：

因为材料选择45#调质，查课本第166页表11-1得?B?650MPa，许用弯曲应力???1b??60MPa，则：

?Me3976d?3?3?25.74mm

0.1???1b?0.1?60因为d1=30mm>d，所以该轴是安全的。 3）、弯矩及轴的受力分析图如下：

22

3）低速轴的校核：

L1=58mm L2=106mm L3=147.5mm

求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。

作用在齿轮上的圆周力：

2TFt?3?2×355.95×1000/63.3=11246.4N

d3径向力：Fr?Fttg?=11246.4×0.36=4093.4N

2?1591.5F?F0?0.25??103?2947N

270求垂直面的支反力：

lFF1v?2r?106×418.75/(58+106)= 272.3mm

l1?l2

23

F2v?Fr?F1v=4093.4-272.3=3821.1mm 计算垂直弯矩：

Mav= F2vl2=3821.1×106/1000=405.3 N.m ??F1vl1=15.80N.m Mav求水平面的支承力。

lFF1H?2t=106×11246.4/(58+106)= 7269N

l1?l2F2H?Ft?F1H=11246.4-7269. =3977.4N 计算、绘制水平面弯矩图。

MaH?F1Hl1= 7269×58/1000=421.6N.m

M'aH?F2Hl2?3977.4?106/1000?421.6N.m 求F在支点产生的反力

lF1800?147.5F1F?3??1618.9N

l1?l258?106F2F?F1F?F=1618.9+1800=3419.9N 求并绘制F力产生的弯矩图：

M2F?Fl3=1800×147.5/1000=265.5N.m ??F1Fl1=1618.9×58/1000=93.9N.m MmFF在a处产生的弯矩： MmF?F1Fl1?1618.9?58/1000?93.9N.m 求合成弯矩图：

22Mam?MmF?Mav?MaH=93.9+

?405.3?2??421.6?2=1378.7N.m

求危险截面当量弯矩： 最危险截面其当量弯矩为：（取折合系数??0.6）

2Me?Mam???T?=

2?1378.7?2??0.6?355.95?2= 1395.1 N.m

计算危险截面处轴的直径：

因为材料选择45#调质，查课本第166页表11-1得?B?650MPa，许用弯曲应力???1b??60MPa，则：

Me1395.1?3?15.2mm

0.1???1b?0.1?60因为d1=42mm>d，所以该轴是安全的。 3）弯矩及轴的受力分析图如下： d?3 24

（八）滚动轴承的选择及校核计算 一）中间轴的滚动轴承 （1）、角接触球轴承的选择

根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承。由中间轴的结构设计，根据

d25?d21=30mm，角接触球轴承选取7206AC，根据表17-5得：尺寸为

d×D×B=30×62×16mm

25

Cr?22kN。

（2）、角接触球轴承的校核 轴承受力图：暂略

1、先计算轴承1、2的轴向力Fa1和Fa2 齿

轮

2

产

生

的

轴

向

力

FA1?Ft2tan?2?2T2?tan15.85??2246.36?0.284?638.04N d2齿轮2的产生轴向力FA2?Ft3tan?3?3778.3N 外部轴向力FA?FA1?FA2?4416.3N

Fs1?0.68Fr1?0.68?817.6?556N(方向见图示) Fs2?0.68Fr2?0.68?4093.4?2783.5N(方向见图示) 因为Fs1?FA＞Fs2

所以轴承1为松端 Fa1?Fs1=556N

所以轴承2为压紧端 Fa2?Fs1?FA=4972.3N 2、计算轴承1、2的当量载荷 查表得e=0.68

Fa1?0.68?e Fr1Fa2?0.96?0.68 Fr2查表得X1?0.41,Y1?0.87;X2?0.41,Y2?0.87，故当量动载荷为：

P1?X1Fr1?Y1Fa1?0.41?938.8?0.87?556?868.64NP2?X2Fr2?Y1Fa2?0.41?7312.2?0.87?4972.3?7323.9N 3、验算轴承寿命

26

因P2?P1，故只需验算2轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为8（年）×300（天）×8（小时）=19200h。

106ftCr?10622?10.33Lh??()??()h?55236.1h〉

60n2fpP260?368.291.1?2134.5619200h

其中，温度系数ft?1（轴承工作温度小于1200），fp?1.1（轻微冲击）轴承具有足够寿命。 二）高速轴的滚动轴承 （1）、角接触球轴承的选择

根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承。由高速轴的结构设计，角接触球轴承选取7205AC，根据表17-5得：尺寸为d×D×B=25×52×16mm

Cr?15.8kN。

（2）、角接触球轴承的校核 轴承受力图：暂略

4、先计算轴承1、2的轴向力Fa1和Fa2 外部轴向力FA?Fttan??621.3N

Fs1?0.68Fr1?403.58N(方向见图示) Fs2?0.68Fr2?1002.78N(方向见图示) 因为Fs1?FA＞Fs2

所以轴承1为松端 Fa1?Fs1=403.58N 所以轴承2为压紧端 Fa2?Fs2?FA=1624.08N 5、计算轴承1、2的当量载荷 查表得e=0.68

27

Fa1?1.025?0.68 Fr1Fa2?0.85?0.68 Fr2查表得X1?0.41,Y1?0.87;X2?0.41,Y2?0.87，故当量动载荷为：

P.5N1?X1Fr1?Y1Fa1?594P2?X2Fr2?Y1Fa2?2017.6N 6、验算轴承寿命

因P1?P2，故只需验算2轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为8（年）×300（天）×8（小时）=19200h。

106ftCr?10615.8?10.33Lh??()??()h?163239h〉19200h

60n2fpP260?14401.1?594.5其中，温度系数ft?1（轴承工作温度小于1200），fp?1.1（轻微冲击）轴承具有足够寿命。 三）低速轴的滚动轴承 （1）、角接触球轴承的选择

根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承。由高速轴的结构设计，角接触球轴承选取7211AC，根据表17-5得：尺寸为d×D×B=55×100×21mm

Cr?50.5kN。

（2）、角接触球轴承的校核 轴承受力图：暂略

先计算轴承1、2的轴向力Fa1和Fa2

.3N 外部轴向力FA?Fttan??3778 28

Fs1?0.68Fr1??963.7N(方向见图示) Fs2?0.68Fr2?2630.852N(方向见图示) 因为Fs2?FA＞Fs1

所以轴承1为松端 Fa1?Fs2?FA?2814..6N 所以轴承2为压紧端 Fa2?Fs2?2630.85N 7、计算轴承1、2的当量载荷 查表得e=0.68

Fa1F?3.46?0.68 ； a2?0.68?e Fr1Fr2查表得X1?0.41,Y1?0.87;X2?1,Y2?0，故当量动载荷为：

P1?X1Fr1?Y1Fa1?1173.09NP2?X2Fr2?Y1Fa2?4093.4N 8、验算轴承寿命

因P1?P2，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为8（年）×300（天）×8（小时）=19200h。

106ftCr?10650.5?10.33Lh??()??()h?27124h60n2fpP260?368.291.1?1173.0919200h

〉

其中，温度系数ft?1（轴承工作温度小于1200），fp?1.1（轻微冲击）轴承具有足够寿命。

（九）键联接的选择及校核计算

一）中间轴上键的选择与校核

由中间轴的细部结构设计，选定：高速级大齿轮处的键为1键：b×H-L=12mm×8mm-20mm（轴深t=5.0mm,毂深t1=3.3；半径

29

r=0.25~0.40mm）；标记：键 12×36 GB/T1096-1979[圆头普通平键（A型）]；

低速级小齿轮处取2键：b×H-L=12mm×8mm-40mm（轴深t=5.0mm,毂深t1=3.3；半径r=0.25~0.40mm）；标记：键12×40GB/T1096-1979[圆头普通平键（A型）]；

由于是同一轴的键，传递的扭矩相同，所以只需要校核短的键即可。 齿轮轴段d=40mm,键的工作长度为l=L-b=36-12=28mm 键的接触高度 k=0.5h=0.5×8=4.0mm; 传递的转矩为：T2=134.42N/m;

由书本表10-10 查得键静连接时的挤压许用应力 [?]p?100Mpa （45钢调质）

?P?2?114.71?1000Mpa?51.21Mpa?[?]P，键联接强度足够。

4.0?28?40二） 高速轴由于取了齿轮轴所以无需校核 三）低速轴上键的选择与校核

由低速轴的细部结构设计，选定：与联轴器联接处的键为5键：b×h-L=12mm×8mm-70mm (t=5.0，r=0.256~0.40)标记：键 12×70 GB/T1096-1979[圆头普通平键（C型）]；

低速齿轮处的键为6键：b×h-L=18mm×11mm-50m（t=7.0mm,r=0.25~0.40mm）；

标记：键 18×63 GB/T1096-1979[圆头普通平键（A型）]；

传递的转矩为：T3=355.95N.m; 由书本表10-10 查得键静连接时的挤压许用应力 [?]p?100Mpa （45钢调质）

由于是同一轴的键，传递的扭矩相同，所以只需要校核短的键即可。因为d=60mm l=L-b=63-18=45mm;键的接触高度 k=0.5h=0.5×11=5.5mm;

?P?2?414.09?1000Mpa?55.77Mpa?[?]P，键联接强度足够。

5.5?60?4530

(十),减速器机体结构尺寸 1、减速器铸造箱体的结构尺寸

减速器铸造箱体的结构尺寸 名 称 箱座（体）壁厚 箱盖壁厚 箱座、箱盖、箱底凸缘的厚度 箱座、箱盖上的肋厚 轴承旁凸台的高度和半径 轴承盖（即轴承座）的外径 地脚螺栓直径与数目 联 接 螺 栓 箱座、箱盖联接螺栓直径 通孔直径 沉头孔直径 沉头座直径 轴承旁联接螺栓直径 机盖与机座联接螺栓直径 螺栓的间距 符 号 结构尺寸/mm 8 8 1 2、1 2、2 0 7、7 43、16 106、160 16、4 12 10 1 6 0 1 0 1 2 22 16 1 4 8 8 ? ?1 b1、b2、b3 m1 、m2 h、R1 D2 df 、n d1 d2 l d d' D C1min C2min 定位销直径 轴承盖螺钉直径 d d3 31

视孔盖螺钉直径 d4 6 吊环螺钉直径 箱体外壁至轴承座端面的距离 大齿轮顶圆与箱体内壁的距离 齿轮端面与箱体内壁的距离 轴承端盖外径 轴承旁联接螺栓距离 (十一) 联轴器的选择

D5 l1 ?1 ?2 12 4 2 1 2 1 2 160 160 D2 S 根据工作要求，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输出轴选用弹性柱销联轴器。考虑到转矩变化很小，取KA?1.3，则

Tca?KATIV?1.3?345.39N?m?449N?m。按照计算转矩Tca小于联轴器

公称转矩的条件，查标准GB/T 5014—1985，选用HL2型弹性柱销联轴器，其工程转矩为315N·m，孔径d=25mm,L=62mm,L1=44mm,许用转速为5600r/min，故使用。标记：HL2联轴器HL2JB25?44GB/T5014-1985 。

JB25?44同理，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输出轴也选用弹性柱销联轴器。考虑到转矩变化很小，取KA?1.3，则

Tca?KATIV?1.3?345.39N?m?449N?m。按照计算转矩Tca小于联轴器

公称转矩的条件，查标准GB/T 5014—1985，选用HL2型弹性柱销联轴器，其工程转矩为1250N·m，孔径d=25mm,L=112mm,L1=84mm,许用转速为

2800r/min，故使用。标记：HL4

联轴器

32

HL4JB50?84GB/T5014-1985 。

JB50?84(十二) 润滑方式的确定

1、 齿轮的润滑

2、 采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之

一大齿轮半径，取为15mm。 3、滚动轴承的润滑

轴承的润滑采用：润滑脂润滑。为防止箱内润滑油进入轴承，使轴承内润滑脂稀释流出，在箱体轴承座内侧一端安装挡油环。 4、润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。 5、密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈密封。 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

(十三)其它有关数据 减速器附件的选择

1、通气器：选通气器（二次过滤），采用M27.5×1.5 2、油面指示器 3、选用游标尺M16

4、起吊装置：选用箱盖吊耳?16 5、箱座吊耳R 7.5

6、选用外六角油塞及垫片M16×1.5 (十四) 参考资料

[1] 《机械设计基础》 杨可桢、程光蕴、李仲生 高等教育出版社, 2006

33

[2] 《机械设计课程设计》 朱家诚 合肥工业大学出版社， 2007 [3] 《机械课程设计说明书》 殷玉枫 北京：机械工业出版社，2006 [4] 《程材料与成形技术基础》 鞠鲁粤 北京：高等教育出版社 2004 [5] 《机械设计》 谭庆昌、赵洪志 北京：高等教育出版社，2004 [6] 《几何量公差与检测》 甘永立 上海：科学技术出版社，2005 [7] 《机械工程图学习题集》 林玉祥 [8] 《机械工程图学》 侯洪生 34

北京：科学出版社，2001 北京：科学出版社，2001

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/q3r7.html