机械专业机械设计{减速器}课程设计

机械设计课程设计计算说明书设计题目： 学 学 专 班 校 ： 院 ： 机械工程学院 两级圆柱齿轮减速器业 ： 机械设计制造及其自动化 级 ：设计者 ： 学 号 ：指导老师：2013 年 12 月 12 日1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………………………………………………………432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. 3.方案立轴工作所需转矩：950N²m，立轴转速：36r/min4.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。3设计内容计算及说明（二）电动机的选择结果轴轴齿轮轴齿轮 齿轮齿轮轴1.电机类型 2.确定电动机容 量轴轴图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 p wpw  TW n w 950 36   3.58kw 9550 9550p w =3.58KW（2）电动机输出功率 p dpd  pwη =0.791042 42  2 3  4 1 传动装置的总效率η = 　 =0.791041 — 圆 柱 齿 轮 传 动 0.973 — 滚动轴承 0.98各轴间传递效率： 2 — 开 式 圆 锥 齿 轮 传 动 0.93 4 —弹性联轴器 0.9912 =1 3 =0.9506 34 =3  4 =0.9702pd  4.44kw4 01 = 4 =0.99 23 =1 3 =0.9506 45 = 2 3 =0.9114电动机输出功率pd pw3,.58  4.44kw 0.791045ped  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* i z * nw =1296~5184 r / min 可选同步转速为 1500 r / min 或 1000 r / 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 i j kw 同步 满载 质量 总 Y132S1-2 Y132S-4 5.5 5.5 3000 1500 2900 1440 64 68 80.56 40 4 4 20.14 10方 案 1 2nm =1440 r / min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 =1440 r / min 1 传动装置总传 动比 2 分配各级传动 比 二 、计算传动装置总传动比和分配各级传动比i=40inm 1440   40 nw 36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 i z =4 取高速级传动比 减速器传动比 j =10ii1  3.3i2  3i1  3.3i2  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% 1440 合理。 1. 各轴转速 三 、计算传动装置的运动参数5因此，数据选择nI =1440r/min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：n0  nI  nm  1440 r / minnII  nI 1440   432r / min i1 3.3nII =432r/minnIII =144r/minnIII 2.各轴输入功率nII 432   144r min i2 3 nIII 144   36r / min i3 4nIV 按电动机额定功率 p ed 计算各轴输入功率即p0  ped  5.5kw pI  p001  5.443kwpII  pI12  5.18kw、pIII  pII 23  4.92kw pIV  pIII34  4.77kw pV  pIV 45  4.35kw0 轴： T0  95503．各轴转矩p0 5.5  9550  36.48N  m n0 1440I 轴： TI  9550pI 5.445  9550  36.15N  m nI 1440 pII 5.18  9550  114 51N  m nII 432 pIII 4.92  9550  330.89N  m nIII 144 pIV 4.77  9550  320.80N  m nIV 155II 轴： TII  9550III 轴： TIII  9550IV 轴： TIV  9550 4.数据列表6V 轴： TV  9550pV 4.35  9550  1153 .96N  m nV 361 选定齿轮类 型，精度等级， 材料表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 0.91142 ．选齿轮齿数 及螺旋角角四、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. 3.按齿面接触强 大齿轮材料为 45 钢(调质处理)硬度为 230-250HBS,硬度差为 40HBS. 度设计 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 4.确定公式内各 计算数值 选 小 齿 轮 齿 数 选 小 齿 轮 齿 数 z1  25 ， 大 齿 轮 齿 数z 2  i1 z1  3.3  25  82.5 取 Z 2 =83初选齿轮螺旋角  =14°2 KtT1 i  1  Z E Z H  由设计计算公式进行试算，即 d1t  3   d  d i   H 1) 试取载荷系数为 Kt=1.622) 由《机械设计》 图 10-30 取区域系数 Z H =2.433 3) 由表 10-7 取齿宽系数  d =1.14) 由表 10-6 查得材料弹性影响系数 Z E =189.8 MPa 2 . 5) 由图 10-26 查得：71  0.78 ，  2  0.82 因此   0.78  0.82  1.606) , 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109 N2  N1  6.284108 i1K HN 1  0.90 K HN 2  0.95由 10-19 取接触疲劳寿命系数 5.设计计算接触疲劳许用应力: 取失效概率为 1%.安全系数为 S=1.由式 H 1   H 2K HN 1 lim1  540 MPa S K   HN 2 lim 2  522 MPa S则许用接触应力 H   H 1   H 22540  522  531.25MPa 21) 计算小齿轮分度圆直径 d1t ，代入  H  中较小的值2 KtT1 i  1  Z E Z H  d1t  3   ＝ d  d i   H 322  1.6  3.611 104 3  3  1 2.433 189.8 2 ( )  41.42 mm 1 1.60 33 531.252) 计算圆周速度 VVd1t n160  1000  41.42  144060000 3.12m / s3) 齿宽 b 及模数 mnt8b   d  d1t  1  41.42  41.42m m mnt  d1t  cos  41.42  cos14   1.6m m z1 25h  2.25mnt  2.25  1.62  3.6 b / h  11.54) 计 算 纵 向 重 合 度   0.318 d z1 tan  0.3181 25 tan14  1.9825) 计算载荷系数 K 由表 10-2 得使用系数 K A  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 ， 6 按齿根弯曲强 度设计 7.确定公式内的 各计算数值 由表 10-4 查的 K H  1.418，由图 10-13 查的 K F  1.45 ， 表 10-3 查得 K H  K F =1.4K  K A KV KH KH  11.5 1.4181.4  2.986) 按 实 际 的 载 荷 系 数 校 正 所 算 得 的 分 度 圆 直 径 。d1  d1t 3K 1.989  41.42.  3  50.96m m Kt 1.47) 计算模数 mmn d1 cos   1.6m m z13由式（10-17） mn 2 KT1Y cos2  YF YS   F   d z1 2 1)计算载荷系数K  K A KV KF KF  11.5 1.4 1.45  3.0452) 根据纵向重合度    1.982 , 由图 10-28 查得螺旋角影响系数Y  0.883)计算当量齿数Z v1  Z v2 Z1  2 7.3 6 co s3  Z2   9 0.8 6 co s3 94) 由表 10-5 查得齿形系数 5) 应力校正系数YF1  2.62, YF 2  2.215YS1  1.59, YS 2  1.7756）由图 10-20C 查得小齿轮弯曲疲劳强度 查得大齿轮弯曲疲劳强度 FE1  500MPa FE 2  380MPa7）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109 N2  N1  6.284108 i1取 K FN1  0.85 8.设计计算K FN 2  0.888）计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1.4，由式 10-12 得 FN1   K N 1   FE1 321.43MPa S  FN 2   K N 2   FE 2  257.86MPa S9）计算YFaYSa F  YF 1YS 1 F1 2.621.59  0.01296 321.43 2.2151.775  0.01525 257.869 ．几何尺寸计 算YF 2YS 2 F 2 由式（10—5）得弯曲强度的设计公式为m332 KT1  YFaYSa   d z1 2    F    2  3.045  3.611  10 4  0.88  cos 2 14   0.01525  1.406 1  25 2  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 ，10Z1 d1 cos  50.96  cos14   29.7 取为 30 mn 1.5z2  i  z1  3.3  30  99（1）计算几何中心距a ( z1  z 2 )mn (34  113)  1.5   99.74mm 2 cos  2  0.971 选定齿轮类 型，精度等级， 材料圆整后取中心距 a＝114mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角  arccos2 ．选齿轮螺旋 角及齿数( z1  z 2 )mn  14.65 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3.按齿面接触强 度设计z1 mn 34  1.5   46.42m m cos  cos  取 d1=47mm,d2=154mm z 2 mn 113 1.5 d2    153.1m m cos  cos  d1 （4）计算齿轮宽度4.确定公式内各 计算数值b  d d1  46.01m m 圆整后取B2＝50mm，B1＝55m m（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 Z 1 =20，则大齿轮的齿数 Z 2 = 20  3  6022 KtT1 i  1  Z E Z H  d1t    d  d i   H  1）确定式中各值 1) 试取载荷系数为 Kt=1.33112) 由《机械设计》 图 10-30 取区域系数 Z H =2.433 3) 由表 10-7 取齿宽系数  d =1.15.设计计算4) 由表 10-6 查得材料弹性影响系数 Z E =189.8 MPa 2 . 5) 由图 10-26 查得： 1  0.74 ，  2  0.82 因此    0.78  0.82  1.566) , 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 108 N2  N1  1.904 108 i2由 10-19 取接触疲劳寿命系数K HN 1  0.90 K HN 2  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  K HN 1 lim1  540MPa S  H 2  K HN 2 lim 2  539MPa 由 式 S 540  539     539 .5MPa 则许用接触应力 2 2）计算 (1)小齿轮分度圆直径.H2 KtT1 i  1  Z E Z H  d1t  3   ＝ d  d i   H 322  1.6  114.51 3  1 2.433 189.8 2 ( )  57.01mm 1  1.60 3 539.5(2)计算圆周速度v3.14  57.13 432  1.26m / s 60  1000 60000 d1t n1(3)齿宽 b 及模数 mnt12b   d  d1t  1  57.13  57.01m m mnt  d1t  cos  57.13 cos14   2.76m m z1 25h  2.25mnt  2.25  2.77  6.21 b / h  9.18(4)计算纵向重合度     0.318 d z1 tan  0.3181 20 tan14  1.58 6 按齿根弯曲强 度设计 (5)计算载荷系数 K 7.确定公式内的 由表 10-2 得使用系数 K A  1 ， 各计算数值根据 v=1.29m/s,七级精度等级由图 10-8 查的动载系数 K v  1.05， 由表 10-4 查的 K H  1.418，由图 10-13 查的 K F  1.38 ， 表 10-3 查得 K H  K F =1.2K  K A KV K H K H  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  d1t 3K 1.7892  57.13 3  63.55m m Kt 1.3(7)计算模数 mmn d1 cos   3.08m m z13由式（10-17） mn 2 KT1Y cos2  YF YS   F   d z1 2 1)计算载荷系数K  K A KV K F K F  11.051.381.2  1.73882)Y  0.88根据纵向重合度    1.58 ,由图 10-28 查得螺旋角影响系数3)计算当量齿数13Z v1  Z v2Z1  21.89 cos3  Z2   65.67 cos3 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 6）由图 10-20C 查得小齿轮弯曲疲劳强度 查得大齿轮弯曲疲劳强度 FE1  500MPa FE 2  380MPa7）由图 10-18 查弯曲疲劳寿命系数 小、大齿轮的寿命N 3  N 2  66.227 1088.设计计算N4 N3  2.076 108 i2取 K FN1  0.85K FN 2  0.888）计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1.4，由式 10-12 得 FN1   K N 1   FE1 425MPa S  FN 2   K N 2   FE 2  334.4MPa S9）计算YFaYSa F  YF 1YS 1 F1 2.80  1.55  0.01021 425 2.28  1.73  0.01179 334.4＝YF 2YS 2 F 2 mn  39 ．几何尺寸计 算2 KT1Y cos2  YF YS   F   d z1 2 32  1.7388  114 .51  0.88  cos 2 14   0.01179  1.84 1  20 2  1.5614综合考虑取 m=2 mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d 3  63.55mm 来 计算应有的齿数Z1 d1 cos  63.55 cos14   30.83 取为 31 mn 2z2  i  z1  3  31  93（1）计算几何中心距a ( z1  z 2 )mn  127.8mm 2 cos 圆整后取中心距 a＝128mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角  arccos10． 齿轮数据列 表( z1  z 2 )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z1 mn 31 2   64.00m m cos  cos  z m 93 2 d2  2 n   191.7m m cos  cos  d1 （4）计算齿轮宽度b  d d1  63.90m m 圆整后取B2＝65mm，B1＝70m m齿轮 项目 齿数 1 ．求输出轴的 输出功率、 转速 和转矩 模数(mm) 螺旋角(°) 分 度 圆 直 径 （mm） 齿宽(mm) 2 ．求作用在齿 轮上的力15齿轮 1 30 1.5 14.65 47 55齿轮 2 99齿轮 3 31 2齿轮 4 9314.36 154 50 64 70 192 65五、轴的设计计算及校核 （一）输出轴（轴 III）的设计计算及校核 3.初步确定轴的 由前面的表 2 知： pIII  pII 23  4.92kw 最小直径nIII 5 ．选联轴器， 并确定轴的最 小直径nII 432   144r min i2 3pIII 4.92  9550  330.89N  m nIII 144TIII  9550低速级大齿轮分度圆直径 d 4  mz4 =2³93=196mmFt 4 2TIII 2  3.263 105   3376 .4 N d4 196Fr 4  Ft 4 tan20  878.6N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d min  A0 3p III 5.45  115 3  37.31m m nIII 1440输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 d III 。为了使所选轴的直 6 ．轴的结构设 计 径 d I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  K ATIII 。查表 14-1，考虑到转矩变化很小，取K A =1.2，则联轴器的计算转矩Tca  K ATIII  1.2  322.63  397.1N  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 500 N  m 。半联轴器孔径 d=40mm,故取d I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。161) 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 d II 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 l I  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 d II 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  90 mm  20 mm ， 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d IIIIV = d VII VIII =50mm；而 l III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 d a =58mm，即 d IV  V =58mm。17c) 取安装齿轮处的轴段 VI-VII 的直径 d VI 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 l VI 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 d V VI =70mm。轴环宽度 b  1.4h， 取 l V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 l IIIII  50mm 。 e) 考虑到齿轮 2 的宽度 B 2  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 5 ．轴上的载荷 计算l IVV  B2  c  a  l VVI  (65  16  10  10 ）  81mm l VII VIII  B  s  a  B4  l VI 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 d VI VII 由表 6—1 查的平键 截面 b ³ h=16mm ³ 10mm ，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 b18³h³L=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， L 2  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 M H 、 M V 列 于下表： 载荷 支反 力F 水平面 H 垂直面 VFNH1  1614.7N FNH2  802.3NFNV1  587.7NFNV2  292NMV  47016N  mm弯矩 M 总弯 矩 扭矩 TMH  129176N  mm2 M  M2 H  M V  13746.2N  mmTIII  326300 N  mm表4 轴 III 载荷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192 ．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 ca 137466 .22  (0.6  326300 )2 M 2  T   MPa =15.19Mpa W 0.1 54325 ．轴的结构设 因已选定轴的材料为 45 钢，调质处理。查表 15-1 得  1   60Mpa 。因 计 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由表 2 知，轴 I： pI  5.445kwnI  1440r min TI  37.51N  m轴 II： pII  5.18kwnII  432r min TII  116.67N  m轴 I 上，作用在齿轮 1 上的力：Ft1 2TI 2  36.11 103   1596N d1 62Fr1  Ft1 tan20  581N轴 II 上，作用在齿轮 2 上的力：Ft 2 2TII 2  114.51 103   1515N d2 206Fr 2  Ft 2 tan20  551.5N作用在齿轮 3 上的力：Ft 3 2TII 2  114.51 103   3645 .9 N d3 90Fr 3  Ft 3 tan20  1326 .7 N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d I min  A0 3 d II min  A0 3pI 5.445  115 3  17.92m m nI 1440 pI 5.18  115 3  26.32m m nI 432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d I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  K ATIII 。查表 14-1，考虑到转矩变化很小，取 K A =1.2，则联轴21器的计算转矩Tca  K ATIII  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 500 N  m 故选取轴 I 的最小直径 d III =35mm。轴 II 的最小直径 d III =40mm 1) 拟定轴上零件的装配方案6 ．轴的强度校 核 对轴 I 进行校核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22a) 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： d III =35mm ， d II III =38mm ， d V VI =54mm ，d IIIIV = d VII VIII =40mm， d IV V =d VI VII =46mm。故轴 II 的直径： d III = d VII VIII =40mm ， d II III = d IV  V =52mm ，d IIIIV = d VI VII 54mm， d V 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 l I  II =20+13=33mm。齿轮 3 轮毂 长度 B3 =95mm，故取 l III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 ，l IIIII  l IVV = L -B3 =7mm 。取轴肩 l VVI  7mm 。齿轮 2 轮毂长度 2B 2  65mm ，故取 l VI VII =60mm 。齿轮 2 端 面到减 速箱内壁 距离c=10mm，故 l VII VIII = l VI VII  B3  c  s  20  48mm。 c) 轴 I 的长度设计计算 ，选取 l IIIII  50mm ， l I  II =57mm。由轴 I 的结构与装配图（图 6-a） 对轴 II 进行校 核l IIIIV = l VII VIII =B+s=20+13=33mm 。齿轮轮毂长度 B1 =70mm ，故取 l V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。 故 取 l VI VII = l B1 =7.5mm 。 减 速 器 内 壁 距 离 L=191mm ， 故 2l IVV  L - l VVI  l VI 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FFNH2  842.9N弯矩 M 总弯 矩 扭矩 TFNV2  306.48NM V  21147 .12N  mmMH  58104 .15N  mm2 M  M2 H  M V  61832 .78 N  mmTI  36110 N  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轴的计算应力 1 ．键的类型及 材料选择 ca 58104 .15 2  (0.6  36110 )2 M 2  T   MPa =3.94Mpa W 0.1 5432因已选定轴的材料为 45 钢，调质处理。查表 15-1 得  1   60Mpa 。因 2 ．键的尺寸选 择及校核 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 V25支反 力FFNH1  2019 .81N FNH2  1636 .61NFNV1  511.50NFNV2  10.06NM V2  658.93N  mm M V3  39641 .25N  mm弯矩 MM H2  107197 .96N  mmM H3  156535 .28N  mm总弯 矩M2  M3 2 M2 H2  M V2  107199 .99 N  mm 2 M2 H3  M V3  161476 .69 N  mm扭矩 TTII  115510 N  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 ca M 32  TII  W2161476 ,69 2  (0.6  115510 )2 0.1 543MPa =11.16Mpa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 1.确定各计算数 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 值 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。2T  103   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=10mm³8mm³50mm26此键连接处承受扭矩为 T= TI  36.11N  mp 2T  103 2  36.11  103   12.90MPa  p  110Mpa kld 4  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  m2T  103 2  114.51  103 p    24.95MPa  p  110Mpa kld 5  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 .29 N  mp 2T  103 2  326.29  103   37.77MPa   p  110Mpa kld 5  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 .29 N  mp 2T  103 2  326.29  103   70.32MPa   p  110Mpa kld 4  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 L 2 =50mm，L 4 =80mm。安装联轴器处，轴 I 上 d=35mm 选用 b³h³L=10mm³8mm³50mm 平键；轴 III 上 d=40mm，选用 b³h³L=12mm³8mm³80mm 平键。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， ， 所 以键 与 轮 縠 键 槽 的 接 触 高 度合适。27七、轴承寿命校核10 6  C r  由机械设计书式 13-5 知，轴承的寿命计算公式为 Lh  60 n   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 104 N , 61908 型深沟球轴承基本额定动载 C 2 = 1.37  104 N 。 由表 4、表 5、表 6 知： 轴 I 右端轴承受载较大：2 2 P1  FNH2  FNV2  809.02 2  306.48 2 N  896.13N轴 II 左端轴承受载较大：2 2 PII  FNH1  FNV1  1421 .23 2  735.57 2 N  1600 .3N轴 III 左端轴承受载较大：2 2 PIII  FNH1  FNV1  1421 .23 2  735.57 2 N  1600 .3N28293031七、轴承寿命校核1.求两轴承受到的径向载荷Fr1  F tan  cos 1  439.838N Fa1  Ft tan  sin 1  121.14 NFr1v Fre 165  Fae  110d 2  632.23NFr 2v  Fre  Fr1v  192NFr1H  165 Fte  1929 N 110Fr 2 H  Fte  Fr1H  654NFr1  F 2 r1v  F 2 r1H  2030 N Fr 2  F 2 r 2v  F 2 r 2 H  682 N2. 求两轴的计算轴向力 2.轴承Ⅰ 的校核 和 ca  68对于 30205 型轴承，由表 8-145，轴承派生轴向力Fd 1 Fr1  634.37 N 2Y F Fd 2  r 2  213.125 N 2Y因为 Fae  Fd 2  Fd 1 所以轴承 1 被放松，轴承 2 被压紧 所以 Fa1  Fd1  637.37 NFa 2  Fd1  Fae  513N3.求轴承当量载荷 P 1和 P 2F假设32T  32 N  mFr1v  632.23N Fr 2v  192 N Fr1H  1929 NFa1  0.31  e Fr1对轴承 1， X1  1Fa 2  0.75  e Fa 2Fr 2 H  654NY1  0Fr1  2030NFr 2  682 N对轴承 2， X 2  0.4 Y2  1.6 因轴承运转中有中等冲击载荷，按表 13-6，取P 1  f p  x1F r1  Y 1F a1   3045N P 2  f p  x2 F r 2  Y2 F a 2   1230N4.验算轴承寿命因P 1  P 2 ,所以按轴承 1 的受力大小来验算106  c  ' Lh     570729  L h 60n  P 1 选用 45M H  FNH1  L1  253N  m MV  FNV1  L1  92N  mM MF2 VMFD  360 N  m 2ca  36.606  1  合格f MFd1  634.37 N Fd 2  213.125NFa1  Fd1  637.37 NFa 2  Fd1  Fae  513N弯矩，扭矩图如图附页 A 所示：如图附页 B 所示：P 1  3045NP2  1230 N2H 269 N  mLh  570729  L'h33M H  147 N  m M v  61N  m M  159N  mT  266 N  m4.Ⅲ轴的 校核M H  253N  m MV  92 N  mM  269 N  m F  360 N  m34设计内容4.轴承Ⅱ的校 核 1.求两轴承受到的径向载荷计算及说明结果Fa1  133N  mFt1  3348N  m Fr 2  1219 N  m2.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F F F a 1 r 2 1 Fr 2Fr 2v  773N  m Fr1H  2541N  mFr 2 H  2009N  mFr1  2685N  m2685NFr 2  2153N  m2153N 和Fd1  132 N  mFd 2  381N  mFa1  494N  m353.求轴承当量 动载荷 P1 和 P2 所以对轴承 1，21) 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1.求两轴承受到的径向载荷 4.第Ⅲ轴承的 校核。2) 求两轴承的计算轴向力 3) 5.求轴承当量 动载荷 P1 和 P2因为轴承运转中有中等冲击载荷 取F F F Y X a a a f 1 P2P 1  1439.4MPaP 2  1435.8MPaFt1  3200 NFR1  1165N Fr1v  756 NFr 2v  409 NFr1H  2177 NFr 2 H  1123N和对 6208 型轴承Fr1  2210N Fr 2  1195NP 1  3315MPa36P 2  1792.5MP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。2. 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 ，箱体内侧壁与小圆柱齿轮两端面有间距1.箱体的主要 结构。3. 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构，是联接螺栓能紧靠座孔以提高联接刚性。 4. 为使下箱座与其他座驾联接，下箱座亦需做出凸缘底座。 5. 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。 6. 铸造箱体应力力求形状简单，为便于造型时取模，铸件表面沿拔模方向 应有斜度，对长度为 的铸件，拔模斜度为 。符号 名称箱体壁厚P ' l k  1 2  d b     L L p合适。 合适。 。L  50mm八 箱体的设计，与大圆柱齿顶圆有间距；下箱体内低壁与大齿轮顶圆的间距应不小于。的轴承座，并在轴承座两旁设置凸台结尺寸关系0.025a+37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 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b b  b b a 0 d d 0. 1 2 1 b 1 d 11 f 0 d 1  d d 2 D S D 3 d螺栓间距 轴承座孔（外圈）直径 D 螺钉数目 6 双级减速器： ; -轴承外圈直径 S 一般取 根据低速轴轴承座外径 和 扳手空间 的要求由结构确定 ，38T  28.33N  mTca  65.159 N大齿轮顶圆 与箱内壁间 距离 齿轮端面与 箱内壁距离九 润滑和密封的选择，润滑剂的牌号及装油量计算1）减速器的润滑1. 该减速器采用油润滑，对于入油中。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（ ） 。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。 2. 轴承套杯 套杯可用作固定轴承的轴向位置，同一轴线上两端轴承外径不相等时使座孔 可一次镗出，调整支承的轴向位置。 3. 调整垫片组 调整垫片组的作用是调整轴承游隙及支承的轴向位置。垫片组材料为冲压铜 片或 08F 钢抛光。 4. 油标 采用杆式油标，对于多级传动则需安置在低速级传动件附近。长期连续工作 的减速器，在杆式油标的外面常装有油标尺套，可以减轻油的搅动干扰，以 便在不停车的情况下随时检测油面。 5. 排油孔螺塞39   2 1 0. K V 2.3的齿轮传动可采用油润滑，将齿轮浸 10mm 8.5mm ，可选用 320 工业闭式齿轮油。 14mm 10.5mm十 传动装置的附件及说明68180mm180mm为了换油及清洗箱体时排出油污，排油孔螺塞材料一般采用 Q235，排油 孔螺塞的直径可按箱座壁厚 的 倍选取。排油孔应设在便于排油的一6.7.8. 9.侧，必要时可在不同位置两个排油孔以适应总体布局之需。 20mm 检查孔盖板 为了检查传动件啮合情况，润滑状态以及向箱内注油，在箱盖上部便于观察 传动件啮合区的位置开足够大的检查孔，平时则将检查孔盖板盖上并用螺钉 予以固定，盖板与箱盖凸台接合面间加装防渗漏的纸质封油垫片。 通气器 为沟通箱体内外的气流使箱体内的气压不会因减速器运转时的温升而增大， 从而造成减速器密封处渗漏，在箱盖顶部或检查孔盖板上安装通气器。 52mm 起吊装置 吊环螺钉装在箱盖上，用来拆卸和吊运箱盖，也可用来吊运轻型减速器。 定位销 为确定箱座与箱盖的相互位置，保证轴承座孔的镗孔精度与装配精度，应在 箱体的联接凸缘上距离尽量远处安置两个定位销， 并尽量设置在不对称位置。 8.5mm 常用定位销为圆锥销，其公称直径（小端直径）可取 ，为箱座，箱盖凸缘联接螺栓的直径；取长度应稍大于箱体联接凸缘的总厚度， 10mm 以利装拆。 10. 起盖螺钉 箱盖，箱座装配时在剖分面上涂密封胶给拆卸箱盖带来不便，为此常在箱盖 的联接凸缘上加工出螺孔，拆卸时，拧动装与其中的起盖螺钉便可方便地顶 12mm 起箱盖。起盖螺钉材料为 35 号钢并通过热处理使硬度达 HRC28~38。 26mm十一 设计小结1. 通过这次课程设计， 我学到了很多， 更好地将以前学过的知识和实际应结合起来， 比如《机械原理》 ， 《机械设计》 ， 《材料力学》 ， 《互换性与技术测量》 ， 《图学》等专 业知识。 2. 同时我也了解到一个零件的设计要考虑很多东西， 最基本的是它能实现你想要的 功能，还有它的经济性也很重要，同时要考虑具体加工一个零件时的加工方法的不 同，材料的选择等因素。 3. 通过这次课程设计也让我深刻意识到了设计的需要严谨的精神和精确的计算。 同 时也知道了设计一个零件需要做些什么，需要准备哪些方面的东西。 4.由于第一次设计减速器，在设计中也存在一些不足之处，比如刚开始设计时未考 虑到很多因素，导致在设计过程出现很多错误，针对这些错误，在老师的指导下， 很多错误都已经纠正了。参考资料［1］ 《机械设计》 ，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2006 年 5 月第 8 版； ［ 2］ 《机械设计课程设计》 ，浙江大学出版社，陈秀宁，施高义主编，2004 年 12 月第 2 版；40 2 d d［3］ 《材料力学》 ，高等教育出版社，刘鸿文主编，2004 年 1 月第 4 版； ［4］ 《互换性与技术测量》 ，中国计量出版社，廖念钊，古莹菴，莫雨松，李硕根， 杨兴骏主编；2007 年 6 月第 5 版； ［5］ 《机械设计手册第 3 卷》 ，机械工业出版社，机械设计手册编委会编著，2004 年 8 月第 3 版；4142