同轴式二级圆柱齿轮减速器课程设计[1]

2. 题目及总体分析…………………………………………………2 3. 各主要部件选择…………………………………………………2 4. 选择电动机………………………………………………………3 5. 分配传动比………………………………………………………3 6. 传动系统的运动和动力参数计算………………………………4 7. 设计高速级齿轮…………………………………………………5 8. 设计低速级齿轮…………………………………………………10 9. 减速器轴及轴承装置、键的设计………………………………14 １轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计………………………15 ２轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计………………………21 ３轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计………………………27 10. 润滑与密封………………………………………………………32 11. 箱体结构尺寸……………………………………………………32 12. 设计总结…………………………………………………………33 13. 参考文献…………………………………………………………33

一.题目及总体分析

题目：设计一个带式输送机的减速器

给定条件：由电动机驱动，运输带工作拉力为4000N，运输带速度为1.6m/s，运输机滚筒直径为400mm。

自定条件：工作寿命10年（设每年工作300天），三年一大修,连续单向运转,载荷平稳,室内工作,有粉尘

生产批量: 10台

减速器类型选择：选用同轴式两级圆柱齿轮减速器。 整体布置如下：

图示：１为电动机，２及６为联轴器，３为减速器，４为高速级齿轮传动，５为低速级齿轮传动，７为输送机滚筒。

辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。

二.各主要部件选择

目的 动力源 齿轮 轴承 联轴器 过程分析 斜齿传动平稳 此减速器轴承所受轴向力不大 结论 电动机 高速级做成斜齿，低速级做成直齿 球轴承 弹性联轴器 第 2 页 共 32 页

三.选择电动机

目的 类型 过程分析 根据一般带式输送机选用的电动机选择 工作机所需有效功率为Pw＝F×V＝2000N×1.1m/s 圆柱齿轮传动(7级精度)效率(两对)为η1＝0.972 球轴承传动效率(四对)为η2＝0.99 4 弹性联轴器传动效率(两个)取η3＝0.9932 输送机滚筒效率为η4＝0.96 电动机输出有效功率为PrPw40001.67.4KW 12340.9720.9940.99320.96结论 选用Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机 要求电动机输出功率为Pr7.4kW 功率 型号 查得型号Y160M-6封闭式三相异步电动机参数如下 额定功率\\kW=7.5 满载转速\\r/min=970 满载时效率\\%=86 满载时输出功率为 PrPe75000.866450W Pr略小于pd在允许范围内 选用 型号Y160M-6封闭式三相异步电动机 四.分配传动比

目的 传动系统的总传动比i过程分析 结论 nmi3.6 其中i是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的1nw 分 配 传 动 比 总传动等于各级传动比的连乘积；nm是电动机的满载转速，r/min；nw 为工作机输入轴的转速，r/min。 计算如下nm970r/minnWi23.6 60v60160076.4r/min d3.14400 i18~50(两级圆柱齿轮) n'(8~50)76.4611~3820 i97012.6913 76.4i3.6 i1i2 第 3 页 共 32 页

五.传动系统的运动和动力参数计算

目的 过程分析 设：从电动机到输送机滚筒轴分别为0轴、1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴的转速分别为 、 、 、 、 、 、 、 、 、 ；对应于0轴的输出功率和其余各、 、 ；对应于0轴的输出转矩和其、 ；相邻两轴间的传动比分别、 、 、 工作机 3轴 n3=74.84 P3=5.9 T3=752.87 4轴 n4=74.84 P4=5.57 T4=710.76 联轴器 i34=1 η34=0.944 。 结论 传 动 系 统 的 运 动 和 动 力 参 数 计 算 轴的输入功率分别为 余名轴的输入转矩分别为 为 、 轴号 转速n(r/min) 功率P(kw) 转矩T(N·m) 两轴联接 传动比 i 传动效率η 、 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为 两级圆柱减速器 1轴 n1=970 P1=6.4 T1=63 2轴 n2=269.44 P2=6.15 T2=217.98 齿轮 i12=3.6 η12=0.96 电动机 O轴 n0=970 P0=6.45 T0=63.5 联轴器 i01=1 η01=0.993 齿轮 i23=3.6 η23=0.96

六.设计高速级齿轮

目的 选 精 度 等 级 、 材 料 和 齿 数 １）选用斜齿圆柱齿轮传 ２）选用７级精度 ３）材料选择。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。 ４）选小齿轮齿数Ｚ1＝２４，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝3.6×24=85,取Z2=85。 选取螺旋角。初选螺旋角14 过程分析 结论

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目的 按式（10－21）试算，即 过程分析 结论 2ktTtu1ZHZE2() du[H]d1t3１）确定公式内的各计算数值 （１）试选Kt1.6 （２）由图１０－３０，选取区域系数ZH2.433 （３）由图１０－２６查得10.78 20.88 121.66 （４）计算小齿轮传递的转矩 按 齿 面 接 触 强 度 设 计 T163Nm6.310Nmm （５）由表１０－７选取齿宽系数d1 1/2（６）由表１０－６查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa 4（７）由图１０－２１ｄ按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa （８）由式１０－１３计算应力循环次数 9 N160njLh609701(830010)1.410 N21.410/3.60.3910 （９）由图１０－１９查得接触疲劳强度寿命系数KHN10.90KHN20.95 （１０）计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得 [H1]99KHN1Hlim10.9600MPa540MPa S [H2]KHN2Hlim20.95550MPa522.5MPa S [H]([H1][H2])/2(540522.5)/2MPa531.25MPa

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目的 过程分析 ２）计算 （１）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得 d1t3结论 21.66.31044.62.433189.848.94mm 11.663.6531.252 （２）计算圆周速度 vd1tn16010003.1448.949706010002.48m/s 按 齿 面 接 触 强 度 设 计 （３）计算齿宽ｂ及模数mnt bdd1t148.9448.94mm d1tcos48.94cos14 mnt1.98mm Z124 h2.25mnt2.251.984.46mmb/h48.94/4.4611 （４）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2.48m/s，７级精度，由图１０－８查得动载荷系数KV1.1 由表１０－４查得 23KH1.120.18(10.62d)d0.2310b1.120.18(10.61)10.231048.941.42223 由图１０－１３查得KF1.35 假定KAFt100N/mm，由表１０－３查得KHKF1.4 d1故载荷系数KKAKVKHKH11.11.41.422.19 （６）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式１０－１０ａ得 第 6 页 共 32 页

目的 按 齿 面 接 触 强 度 设 计 过程分析 结论 d1d1t3K/Kt48.9432.19/1.654.34mm （７）计算模数mn d154.34mmmn2.2mm d1cos54.34cos14 mn2.2mm Z124 2 由式１０－１７ mn3１）确定计算参数 （１）计算载荷系数 2KT1YcosYFYS 2[]dZ1F KKAKVKFKF11.11.41.352.08 （２）根据纵向重合度1.903，从图１０－２８查得螺旋角影响系数 Y0.88 按 齿 根 弯 曲 强 度 设 计 （３）计算当量齿数 ZV1 Z1cosZ2cos3324cos14853326.27 ZV2cos1493.05（４）查取齿形系数 由表１０－５查得YFa12.592 YFa22.194 （５）查取应力校正系数 由表１０－５查得YSa11.596 YSa21.783 （６）由图１０－２０ｃ查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa （７）由图１０－１８查得弯曲疲劳强度寿命系数 KFN10.85 KFN20.88

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目的 过程分析 （８）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S＝1.4，由式１０－１２得 [F]1结论 齿数 Z126Z294KFN1FE10.85500303.57MPa S1.4KFN2FE20.88380238.86MPa S1.4YFaYSa [F] [F]2 按 齿 根 弯 曲 强 度 设 计 （９）计算大小齿轮的 YFa1YSa12.5921.5960.01363[F]1303.57YFa2YSa22.1941.7830.01638[F]2238.86 大齿轮的数据大 ２）设计计算 4222.086.3100.88cos14mn30.016381.56mm 12421.66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＝2.0mm，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54.34mm来计算应有d1cos54.34cos14的齿数。于是由Z126.4 mn2取Z126，则Z2i1Z13.62693.6取z294 几 何 尺 寸 计 算 (ZZ2)mn(2694)2123.7mm １）计算中心距a12cos2cos14将中心距圆整为124mm ２）按圆整后的中心距修正螺旋角 中心距 α=124mm 螺旋角 14.590 arccos(Z1Z2)mn(2694)2arccos14.59 2a2124因值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。 第 8 页 共 32 页

目的 ３）计算大、小齿轮的分度圆直径 分析过程 结论 分度圆直径 几 何 尺 寸 计 算 Z1mn26253.7mmcoscos14.59 Zm942d222194.3mmcoscos14.59d1４）计算大、小齿轮的齿根圆直径 d153.7mmd2194.3mm齿根圆直径 df148.7mmdf2189.3mm 齿轮宽 df1d12.5mn53.72.5248.7mmdf2d22.5mn194.32.52189.3mm５）计算齿轮宽度 度B160mm B255mm bdd1153.753.7mm 圆整后取B255mm；B160mm 验算 2T263000Ft12346N d153.7合适 KAFt1234643.7N/mm100N/mm b53.7合适 七.设计低速级圆柱直齿传动

目的 选 定 齿 轮 精 度 等 级 、 材 料 及 齿 数 设计过程 结论 １）选用７级精度 ２）由表１０－１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。 ３）选小齿轮齿数Z124， 大齿轮齿数Z2i2Z13.62486.4 取Z285

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目的 过程分析 结论 由设计计算公式１０－９ａ进行试算，即 kTu1ZE2() d1t2.323t1du[H]１）确定公式各计算数值 （１）试选载荷系数Kt1.3 （２）计算小齿轮传递的转矩 T195.5105P1/n195.51056.15/269.4421.79810Nmm4 （３）由表１０－７选取齿宽系数d1 （４）由表１０－６查得材料的弹性影响系数ZE198.8MPa1/2 （５）由图１０－２１ｄ按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa （６）由式１０－１３计算应力循环次数 8 N160n1jLh60269.441(830010)3.8810 按 齿 面 接 触 疲 劳 强 度 设 计 N23.8810/3.61.0810 （７）由图１０－１９查得接触疲劳强度寿命系数88KHN10.90KHN20.95 （８）计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得 [H1]KHN1Hlim10.9600MPa540MPa SKHN2Hlim20.95550MPa522.5MPa S [H2]２）计算 （１） 试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[H]中的较小值 41.321.798104.6189.82 d1t2.323()84.18mm 13.6522.5 第 10 页 共 32 页

目的 （２） 计算圆周速度v v过程分析 结论 分度圆直径 d1tn160100084.18269.446010001.19m/s d193.12mm 模数 （３） 计算齿宽ｂ bdd1t184.1884.18mm （４） 计算齿宽与齿高之比ｂ／ｈ 模数mntm3.51 d1t84.183.51mm Z124 按 齿 面 接 触 疲 劳 强 度 设 计 齿高h2.25mnt2.253.517.9mmb/h84.18/7.910.66（５） 计算载荷系数K 根据v1.19m/s，７级精度，由图１０－８查得动载荷系数KV1.03 假设KAFt/b100N/mm，由表１０－３查得 KHKF1.2 由表１０－２查得使用系数KA1 由表１０－４查得 23KH1.120.18(10.62d)d0.2310b1.120.18(10.61)10.231084.181.427223 由图１０－2３查得KF1.35 故载荷系数KKAKVKHKH11.031.21.4271.76 （６）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式１０－１０ａ得 d1d1t3K/Kt84.1831.76/1.393.12mm （７）计算模数ｍ md1/Z193.12/243.88 按齿根弯曲强度设计 由式１０－５得弯曲强度的设计公式为 mn3YYFS 2[F]dZ12KT1第 11 页 共 32 页

目的 分析过程 １）确定公式内的计算数值 （１） 由图１０－２０ｃ查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa （２） 由图１０－１８查得弯曲疲劳寿命系数 KFN10.85 KFN20.88 （３） 计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为１％，安全系数为S=1.4，由式１０－１２得 [F1]结论 KFN1FE10.85500MPa303.57MPa S1.4KFN2FE20.88380MPa238.86MPa S1.4[F2] 按 齿 根 弯 曲 强 度 设 计 （４） 计算载荷系数 KKAKVKFKF11.031.21.351.67 （５）查取齿形系数 由表１０－５查得YFa12.65 YFa22.21 （６）查取应力校正系数 由表１０－５查得YSa11.58 YSa21.775 YFaYSa （７）计算大小齿轮的，并比较 [F] YFa1YSa12.651.580.01379[F]1303.57YFa2YSa22.211.7750.01642[F]2238.86 大齿轮的数据大 ２）设计计算 421.6721.79810m30.016422.74mm 2124对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数ｍ大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数2.74，并就近圆整为标准值 ｍ＝3.0ｍｍ。 第 12 页 共 32 页

目的 按 齿 根 弯 曲 强 度 设 计 分析过程 按接触强度算得的分度圆直径d193.12mm 算出小齿轮齿数Z1d1/m93.12/331.04 取Z131 大齿轮齿数Z2i2Z13.631111.6 取Z2112 结论 齿数 Z131 Z2112 １）计算分度圆直径 分度圆直径 d1Z1m31393mm 几 何 尺 寸 计 算 d193mmd2336mm齿根圆直径 d2Z2m1123336mm２）计算齿根圆直径 df1m(Z12.5)3(312.5)85.5mmdf2m(Z22.5)3(1122.5)328.5mm３）计算中心距 df185.5mmdf2328.5mm中心距 a(d1d2)/2(93336)/2215mm ４）计算齿宽 a215mm 齿宽 B1100mmB295mmbdd119393mm 取B295mm B1100mm 验算 2T2217980Ft14687.74N d193验算合适 KAFt14687.7450.4N/mm100N/mm b93合适 八.减速器轴及轴承装置、键的设计

输入轴

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（中间轴） 输出轴

1．１轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计

目的 过程分析 结论 4,转速n1970r/minT16.310Nmm １．输入轴上的功率P16.4kw２．求作用在车轮上的力 选轴的材料为４５钢，调质处理 输 入 轴 的 设 计 及 其 轴 承 装 置 、 键 的 设 计 2T126.3104Ft2346Nd153.7tanantan20 FrFt2346882Ncoscos14.59FaFttan23460tan14.59610.65N３．初定轴的最小直径 选轴的材料为４５钢，调质处理。根据表１５－３，取A112于是由式１５3－２初步估算轴的最小直径dminA3Pmm 1/n11126.4/97021 这是安装联轴器处轴的最小直径d12，由于此处开键槽，校正值d1221(15%)22.05mm，联轴器的计算转矩 TcaKAT1查表14-14取KA1.3，则TcaKAT11.36.31081900Nmm 查《机械设计手册》（软件版），选用GB5014-1985中的HL１型弹性柱销联轴器，其公称转矩为16000N·ｍｍ。半联轴器的孔径24mm，轴孔长度L＝32ｍｍ,J型轴孔,C型键,联轴器主动端的代号为HL1 24*32 GB5014-1985,相应地,轴段1的直径d124mm,轴段1的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取l130mm 第 14 页 共 32 页

目的 过程分析 ４．轴的结构设计 １）拟定轴上零件的装配方案（见前图） ２）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （１）为满足半联轴器的轴向定位要求，１－２轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度h0.07~0.1d,故取２段的直径d227mm （2）初选型号６００6的深沟球轴承 参数如下 结 论 选用HL１型弹性柱销联轴器 轴的尺寸（ｍｍ）： d124 d227 d330 dDB305513 da36mm Da49mm 基本额定动载荷 输 入 轴 的 设 计 及 其 轴 承 装 置 、 键 的 设 计 Cr19.5KN 基本额定静载荷Cr8.3KN d436 故d3d730mm 轴段7的长度与轴承宽度相同,故取l713mm d540 ( 3 )轴段4上安装齿轮,为便于齿轮的安装,d4应略大与d3,可取d636 d730 d436mm.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠l130紧,轴段4的长度l4应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽l259l335l458 l56l614l713b60mm,故取l458mm ( 4 )齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段5的直径, 轴肩高度h0.07~0.1d,取d540mm,l51.4h,故取l56mm 为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段6的直径应根据6006深沟球轴承的定位轴肩直径da确定,即d6da36mm ( 5 )取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,取H12mm ,取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁见的距离S=8mm,取轴承宽度C=50mm.由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm,取联轴器轮毂端离K=20mm. l2(CsB)eK59mm故l3BsH(bl4)35mm l6(Hs)l514mm取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得L178mm,L2L356.5mm 第 15 页 共 32 页

目的 过程分析 （6）键连接。联轴器：选单圆头平键 键C 8*28 GB1095-1979 t=4mm h=7mm 齿轮：选普通平键 键 10*56GB1095-1979 t=5mm h=8mm 结 论 5.轴的受力分析 1)画轴的受力简图 输 入 轴 的 设 计 及 其 轴 承 装 置 、 键 的 设 计 第 16 页 共 32 页

目的 ２）计算支承反力 在水平面上 过程分析 结 论 F1HF2H 在垂直面上 Ft23461173N 22M 输 入 轴 的 设 计 及 其 轴 承 装 置 、 键 的 设 计 20,F1vFrL3FadL2L3288256.5610.6553.756.556.52586.1N 故F2vFrF1v882586.1295.9N 总支承反力 222F1F12F1173586.11311.28N H1vF2F22HF22v11732295.921209.75N ３）画弯矩图 M1HM2HF1HL2117356.566274.5N.mm M1vF1vL2586.156.533114.65N.mm M2vF1vL2Fad故 M1 M2 6 校核轴的强度 C剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故C剖面左侧为危险剖面 216719N.mm M12HM12v66274.5233114.65274087Nmm 22M266274.5216719268351Nmm HM2v4）画转矩图 bt(dt)2105(365)230.1363998mm3 W0.1d2d2363bt(dt)2105(365)23WT0.2d0.2368663.8mm3 2d2363

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目的 过程分析 结论 abTM7408718.5mpa m0 W3998T7.27mpa amT3.6mpa WT2 轴的材料为45刚 , 调质处理. 由 表 15-1 查得 B640mpa 1275mpa,1155mpa. 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系 输 入 轴 的 设 计 及 其 轴 承 装 置 、 键 的 设 计 数及按附表3-2查取.因查得 2.09 1.66 r1D360.03 , 1.2,经插值后可d30d30又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 q0.74 q0.77 故有应力集中系数按式(附3-4)为 k1q(1)10.74(2.091)1.81 k1q(1)10.77(1.661)1.51 由附图3-2得尺寸系数0.77;由附图3-3得扭转尺寸系数0.88 由附图3-4得 0.92 轴未经表面强化处理,即q1,则按式3-12及3-12a得综合系数值为 Kk11k1.81112.44 0.770.92111.51111.81 0.880.92 K由3-1及3-2得碳钢的特性系数 0.1~0.2, 取0.1 0.05~0.1, 取0.05 第 18 页 共 32 页

目的 输 入 轴 的 设 计 及 其 轴 承 装 置 、 键 的 设 计 过程分析 于是,计算安全系数Sca值,按式(15-6)~(15-8)则得 S12756.09 Kam2.4418.50.10115523.15 Kam1.813.60.053.6SSSS22 S Sca5.89S1.3~1.5 故安全 7 按弯矩合成应力校核轴的强度 对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数0.6,则 caM2(T)2W20.45mpa 查表15-1得[1]=60mpa,因此ca[1],故安全. 8 校核键连接强度 联轴器: p4T146300062.5mpa 8d1hl247(28)2查表得p120~150mpa.pp故强度足够. 齿轮: p 查表得p120~150mpa.pp故强度足够. 4T146300019mpa d1hl368(5610)9. 校核轴承寿命 轴承载荷 轴承1 径向:Fr1F11311.28N 轴向:Fa1Fa610.65N 轴承2 径向:Fr2F21209.75N 轴向:Fa20 结论 键校核安全 第 19 页 共 32 页

输入 轴的 设计 及其 轴承 装置、 键的 设计 因此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算 Fa1610.650.47e 轴校核安全 Fr11311.28 轴承选用6006深按表13-6,fp1.0~1.2,取fp1.0按表13-5注1,对深沟球轴承取沟球轴承，校核安全 f014.7,则相对轴向载荷为 f0Fa14.7610.651.08 C08300寿命（ｈ）为 Lh27159 在表13-5中介于1.03~1.38之间,对应的e值为0.28~0.3,Y值为1.55~1.45线性插值法求Y值 Y1.45(1.551.45)(1.3801.08)1.54 1.3801.03 故 Pfp(XFrYFa)1.0(0.561311.281.54610.65)1674N 106Cr3106195003()()27159h Lh60nP609701674`查表13-3得预期计算寿命Lh1200Lh 2．２轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计

目的 中 间 轴 的 设 计 及 其 轴 承 装 置、 键 的 设 计 过程分析 1. 中间轴上的功率P26.15kw,转速n2269.44r/min 转矩T221.79810Nmm ２．求作用在车轮上的力 高速大齿轮: 4结论 选轴的材料为４５钢，调质处理 2T2221.798104Ft12243.7Nd2194.3tanantan20 Fr1Ft12243.7843.6N coscos14.59Fa1F1ttan2243.7tan14.59584N低速小齿轮: 2T2221.798104Ft24687Nd193Fr2Ft2tanan4687tan201705.9N ３．初定轴的最小直径选轴的材料为４５钢，调质处理。 根据表１５－３，取A112于是由式１５－２初步估算轴的最小直径 第 20 页 共 32 页

目的 过程分析 结论 选用HL１型弹性柱销联轴器 轴的尺寸（ｍｍ）： dminA3P2/n211236.15/269.4431.8mm 这是安装联轴器处轴的最小直径d12,取轴段1的直径d132mm ４．轴的结构设计 １）拟定轴上零件的装配方案（见前图） ２）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （ 1 ）初选型号6307的深沟球轴承 参数如下 d132 d235 d344 dDB358021 da44mm Da71mm 基本额定动载荷 d442 中 间 轴 的 设 计 及 其 轴 承 装 置、 键 的 设 计 Cr33.2KN 基本额定静载荷Cr19.2KN 故d2d635mm d544 轴段7的长度与轴承宽度相同,故取l617mm d635 ( 2 )轴段3上安装齿轮,为便于齿轮的安装,d3应略大与d2,可取 d344mm.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段3的长度l3应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽l151l243l3171l46 l514l617b155mm,b2100mm,两齿轮间的间隙l20mm,d47mm取故取l3(b12)l(b22)532098171mm ( 3 )齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度h0.07~0.1d,取d442mm,l41.4h,故取l46mm 为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段5的直径应根据6307深沟球轴承的定位轴肩直径da确定,即d5da44mm ( 4 )取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,取H12mm ,取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁见的距离S=8mm,取轴承宽度C=50mm.由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm,取联轴器轮毂端面与轴承盖间的距l1(CsB)eK51mm离K=20mm.故l2BsH(b1l3)43mm l5(Hs)l414mm 取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得L158mm,L297.5,L380.5mm

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目的 过程分析 （ 5 ）键连接。 高速齿轮：选普通平键 键 12*50 GB1095-1979 t=5mm h=8mm 低速齿轮：选普通平键 键 12*90 GB1095-1979 t=5mm h=8mm 结论 5.轴的受力分析 1)画轴的受力简图 中 间 轴 的 设 计 及 其 轴 承 装 置、 键 的 设 计 第 22 页 共 32 页

目的 ２）计算支承反力 在水平面上 F1H过程分析 F2tL3F1t(L2L3)3291N L1L2L3结论 F2HF1tF2tF1H3639.7N 在垂直面上 M 中 间 轴 的 设 计 及 其 轴 承 装 置、 键 的 设 计 20,F1vFr2L3Fa1d1F1r(L2L3)21458.57N L1L2L3 故F2vFr1F2rF1v1091N 总支承反力 222F1F12HF1v32911458.573599.7N F2F22HF22v3639.72109123799.7N 3 ) 画弯矩图 M1HM,1HF1HL1329158190878N.mm M1vF1vL11458.575884597N.mm M,1vF1vL1F1ad27861N.mm 2,M2HM2HF2HL33639.780.5292995.9N.mm , M2vM2vF2vL3109180.587825.5N.mm 故 M1(M1H)(M1v)192900.6Nmm M2 4 ) 画转矩图 6 校核轴的强度 低速小齿轮剖面，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故低速小齿轮剖面为危险剖面 22M2HM2v305875.7Nmm ,2,2bt(dt)2125(445)23W0.1d0.1448518.4mm3 2d2443 第 23 页 共 32 页

目的 3过程分析 结论 bt(dt)2125(445)2 3WT0.2d0.24417036.8mm3 2d244abTM305875.735.9mpa m0 W8518.4T12.8mpa amT6.4mpa WT2 轴的材料为45刚 , 调质处理. 由 表 15-1 查得B640mpa1275mpa,1155mpa. 截面上由于轴肩而形成的 中 间 轴 的 设 计 及 其 轴 承 装 置、 键 的 设 计 理论应力集中系数及按附表3-2查取.因r1.60.046 , d35D441.26,经插值后可查得 d35 2.09 1.66 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 q0.78 q0.83 故有应力集中系数按式(附3-4)为 k1q(1)10.78(2.091)1.85 k1q(1)10.83(1.661)1.55 由附图3-2得尺寸系数0.72;由附图3-3得扭转尺寸系数0.85 由附图3-4得 0.92 轴未经表面强化处理,即q1,则按式3-12及3-12a得综合系数值为 Kkk1111.81112.44 0.770.92 K11.51111.81 0.880.92由3-1及3-2得碳钢的特性系数 0.1~0.2, 取0.1 0.05~0.1, 取0.05 第 24 页 共 32 页

目的 过程分析 于是,计算安全系数Sca值,按式(15-6)~(15-8)则得 S结论 轴校核安全 轴承选用6307深沟球轴承，校核安全 寿命（ｈ）为 12756.09 Kam2.4418.50.10115523.15 Kam1.813.60.053.6SSSS22 SLh28084 Sca5.89S1.3~1.5 故安全 7 按弯矩合成应力校核轴的强度 中 间 轴 的 设 计 及 其 轴 承 装 置、 键 的 设 计 对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数0.6,则 caM2(T)2W39mpa 查表15-1得[1]=60mpa,因此ca[1],故安全. 8 校核键连接强度 高速齿轮: p4T2421798065mpa d3hl448(5012)查表得p120~150mpa.pp故强度足够. 低速齿轮: p 查表得p120~150mpa.pp故强度足够. 4T2421798031.8mpa d3hl448(9012)9. 校核轴承寿命 轴承载荷 轴承1 径向:Fr1F13599.7N 轴向:Fa1Fa584N 轴承2 径向:Fr2F23799.7N 轴向:Fa20 因此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算 第 25 页 共 32 页

目的 中间 轴的 设计 及其 轴承 装置、 键的 设计 过程分析 结论 Fa15840.16e,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,fp1.0~1.2,取 Fr13599.7106Cr3fp1.2,故Pfp(XFrYFa)4319.6N,Lh()28084h 60nP`查表13-3得预期计算寿命Lh1200Lh 3.３轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计

目的 过程分析 １．输出轴上的功率P35.9kw,转速n374.84r/min 转矩T175.287010Nmm ２．求作用在车轮上的力 4结论 2T3275.2870104Ft4481Nd1336 FrFttanan4481tan201631N 输 出 轴 及 其 轴 承 装 置、 键 的 设 计 ３．初定轴的最小直径 选轴的材料为４５钢，调质处理。根据表１５－３，取A112于是由式１５－２初步估算轴的最小直径dminA3P3/n348mm这是安装联轴器处轴的最小直径d12，由于此处开键槽，取dmin481.0550.4mm，联轴器的计算转矩 TcaKAT1查表14-1 取KA1.3，则TcaKAT11.375.287104978700Nmm 查《机械设计手册》（软件版），选用GB5014-1985中的HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N·ｍ。半联轴器的孔径55mm，轴孔长度L＝84ｍｍ,J型轴孔,C型键,联轴器主动端的代号为HL4 55*84 GB5014-1985,相应地,轴段1的直径d155mm,轴段1的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取l184mm ４．轴的结构设计 １）拟定轴上零件的装配方案（见前图） ２）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 第 26 页 共 32 页

目的 过程分析 （１）为满足半联轴器的轴向定位要求，１－２轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度h0.07~0.1d,故取２段的直径d262mm （2）初选型号6313的深沟球轴承 参数如下 结论 选用HL4型弹性柱销联轴器 轴的尺寸（ｍｍ）： d155 d262 dDB6514033 Cr93.8KN Cr60.5KN 故d3d765mm 轴段7的长度与轴承宽度相同,故取l733mm d365 ( 3 )轴段4上安装齿轮,为便于齿轮的安装,d4应略大与d3,可取d470 d470mm.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠d576 输 出 轴 及 其 轴 承 装 置、 键 的 设 计 紧,轴段4的长度l4应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽d677 b95mm,故取l492mm ( 4 )齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段5的直径, 轴肩高度d765 h0.07~0.1d,取d576mm,l51.4h,故取l510mm 为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段6的直径应根据6313深沟球轴承的定位轴肩直径da确定,即d6da77mm ( 5 )取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,取H12mm ,取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁见的距离S=8mm,取轴承宽度C=50mm.由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度l182l239l356l492 l510l610e=10mm,取联轴器轮毂端面与轴承盖间的距l733l2(CsB)eK39mm离K=20mm.故 l3BsH(bl4)56mm l6(Hs)l510mm取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得L193.5mm,L2L384mm 6）键连接。联轴器：选单圆头平键 键C 10*80 GB1095-1979 t=6mm h=10mm 齿轮：选普通平键 键 20*90 GB1095-1979 t=7.5mm h=12mm 5.轴的受力分析 1 )画轴的受力简图 ２）计算支承反力 在水平面上 F1HF2HFt44812240.5N 22在垂直面上 F1vF2vFr/21631/2815.5N 第 27 页 共 32 页

目的 过程分析 结论 输 出 轴 及 其 轴 承 装 置、 键 的 设 计 总支承反力 F1F22F122240.52815.522384N HF1v3 )画弯矩图 M1HM2HF1HL2188202N.mm 第 28 页 共 32 页

目的 过程分析 M2vM1vF1vL368502N.mm 故 M1M2 4）画转矩图 6 校核轴的强度 C剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故C剖面左侧为危险剖面 结论 M12HM12v200281Nmm bt(dt)2207.5(707.5)23W0.1d0.17034300mm3 2d2703输 出 轴 及 其 轴 承 装 置、 键 的 设 计 bt(dt)2207.5(707.5)23WT0.2d0.27068600mm3 2d2703abTM2002815.84mpa m0 W34300T11mpa amT5.5mpa WT245刚 , 调质处理. 由 表 15-1 查得 轴的材料为B640mpa,1275mpa,1155mpa.截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取.因r2D700.031 , 1.08,d65d65经插值后可查得2.0,1.31又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q0.82,q0.85,故有应力集中系数按式(附3-4)为 k1q(1)10.82(2.01)1.82 k1q(1)10.85(1.311)1.26 由附图3-2得尺寸系数0.67;由附图3-3得扭转尺寸系数0.82 由附图3-4得 0.92 轴未经表面强化处理,即q1,则按式3-12及3-12a得综合系数值为 第 29 页 共 32 页

Kk111.82112.80 0.670.92目的 过程分析 1.261111.62 K0.820.92由3-1及3-2得碳钢的特性系数 0.1~0.2, 取0.1 0.05~0.1, 取0.05 结论 k1 轴校核安全 轴承选用6313深沟球轴承，校核安全 寿命（ｈ）为 Lh7849843 于是,计算安全系数Sca值,按式(15-6)~(15-8)则得 S输 出 轴 及 其 轴 承 装 置、 键 的 设 计 127516.8 Kam2.805.840.10115515.5 Kam1.815.50.055.5SSSS22 S Sca11S1.3~1.5 故安全 7 按弯矩合成应力校核轴的强度 对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数0.6,则 caM2(T)2W14mpa 查表15-1得[1]=60mpa,因此ca[1],故安全. 8 校核键连接强度 联轴器: p4T3475287047.5mpa d1hl5516(8016)2查表得p120~150mpa.pp故强度足够. 齿轮: p 4T3475287030.7mpa d1hl5520(9020)第 30 页 共 32 页

查表得p120~150mpa.pp故强度足够.  目的 输出 轴及 其轴 承装 置、 键的 设计 过程分析 9 校核轴承寿命 结论 Fa100e,查表13-5得X=1,Y=0按表13-6,fp1.0~1.2,取Fr12384106Cr3fp1.2,,故Pfp(XFrYFa)2860.8N,Lh()7849843h 60nP`查表13-3得预期计算寿命Lh1200Lh 九.润滑与密封

目的 过程分析 1．润滑方式的选择 因为润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失，齿轮靠机体油的飞润 滑 与 密 封 溅润滑。I，II，III轴的速度因子dn(1.5~3)105mmrmin，查机械设计手册可选用钠基润滑剂2号 2．密封方式的选择 由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度v10ms，所以采用毡圈密封 3．润滑油的选择 因为该减速器属于一般减速器，查机械手册可选用中负载工业齿轮油N200号润滑，轴承选用ZGN－2润滑脂 结论 十.箱体结构尺寸

目的 机座壁厚δ 机盖壁厚δ1 机座凸缘壁厚 机盖凸缘壁厚 机座底凸缘壁厚 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 机盖与机座联接螺栓直径d2 联接螺栓d2间距 轴承盖螺钉直径 窥视孔螺钉直径 δ=0.025a+5 δ1=0.025a+5 b=1.5δ b1=1.5δ1 b2=2.5δ df =0.036a+12 a<250,n=6 d1=0.75 df d2=(0.5～0.6) df L=150～200 d3=(0.4～0.5) df d4=(0.3～0.4) df 第 31 页 共 32 页

分析过程 8mm 8mm 12mm 12mm 20mm 结论 16.3mm 6 12.2mm 10mm 160mm 7mm 6mm 定位销直径 轴承旁凸台半径 d=(0.7～0.8) d2 R 7mm 10 mm

目的 轴承盖螺钉分布圆直径 分析过程 D1= D+2.5d3 (D为轴承孔直径) D2= D1+2.5d3 结论 D11=42.5mm D12=42.5mm D13=57.5mm D21=59.5mm D22=59.5mm D23=74.5mm 12mm 10 mm 20 mm C1f=28mm C11=23mm C12=21mm C2f=24mm C21=19mm C22=15mm Kf=48mm K1=38mm K2=33mm 13mm 52 mm 13mm 轴承座凸起部分端面直径 大齿顶圆与箱体内壁距离Δ1 齿轮端面与箱体内壁距离Δ2 两齿轮端面距离 df,d1,d2至外机壁距离 Δ1>1.2 Δ2>δ Δ4=20 C1=1.2d+(5～8) df,d1,d2至凸台边缘距离 C2 机壳上部（下部）凸缘宽度 K= C1+ C2 轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离 e=(1～1.2)d1 轴承座凸起部分宽度 吊环螺钉直径 L1≥C1f+ C2f+(3～5) dq=0.8df 十一.设计总结

十二.参考文献

1.《机械设计课程》第七版 濮良贵 纪名刚主编 高等教育出版社 2001年 2.《机械原理课程》第六版 孙桓 陈作模主编 高等教育出版社2001年

3.《机械设计手册》修订版 陈铁鸣 王连明 王黎钦主编 哈尔滨工业大学出版社 2003年 4.《机械设计手册（软件版）R2.0》数字化手册系列（软件版）编写委员会编制 机械工业出版社 2003年

5. 《简明机械零件设计实用手册》胡家秀 主编 机械工业出版社2003年

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