带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器

展开式二级圆柱齿轮减速器(二)

1.设计题目 用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如右图所示。 (1)带式运输机数据 见数据表格。 (2)工作条件 单班制工作，空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微振动。运输带速度允许速度误差为±5%。 (3)使用期限 工作期限为十年，检修期间隔为三年。 (4)生产批量及加工条件 小批量生产。 2.设计任务 1)选择电动机型号； 1—电动机2)确定带传动的主要参数及尺2—联轴器寸； 3—二级圆柱齿轮减速器3)设计减速器； 4—卷筒4)选择联轴器。 5—带式运输机3.具体作业 1)减速器装配图一张；

2)零件工作图二张（大齿轮，输出轴）； 3)设计说明书一份。 4.数据表 运输带工作拉力F/N 运输带工作速度v/(m/s) 运输带滚筒直径D/mm 1900 1800 1.3 250 1.35 260 1600 2200 2250 2500 2450 1900 2200 2000 1.4 270 1.45 280 1.5 290 1.3 300 1.35 1.45 250 260 1.5 270 1.55 280

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目录

第一章 绪论····································4 1.1 选题的目的和意义··························4 1.2 研究的内容及选用方法······················4 第二章 设计要求·································4 第三章 传动系统的整体设计······················5 3.1 选择电动机·································5 3.1.1 类型····································5 3.1.2 电动机容量选择··························5 3.1.3 电动机的转速选择························6 3.2 传动比分配································6 3.3 计算传动装置的运动和动力参数···············7 第四章 传动零件设计·····························8 4.1 V带传动的设计······························8 4.1.1 V带的基本参数···························8 4.1.2 带轮结构的设计··························11 4.2 齿轮传动设计（高速级）······················11

4.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数·····11 4.2.2 按齿面强度设计·························11 4.2.3 按齿根弯曲强度设计·····················13 4.3 齿轮传动设计（低速级）·····················15

4.3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数····15

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4.3.2 按齿面强度设计·························15 4.3.3 按齿根弯曲强度设计·····················17 4.3.4 斜齿轮各参数的确定·····················19 第五章 各轴设计方案····························21 5.1 轴的设计··································21 5.2 中间轴的设计及轴承的选取··················22 5.3 中间轴的受力和弯矩图······················22 5.4 高速轴的设计及联轴器的选取················26 5.5 低速轴的设计及联轴器的选取················27 第六章 减速器箱体与附件的设计···················27 第七章 润滑与密封·······························29 第八章 设计小结·································29 参考文献········································30

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第一章 绪论

1.1 选题的目的和意义

减速器是指原动机与工作机之间独立封闭式传动装置，用来降低转速并相应地增大转矩。此外，在某些场合，也有用作增速的装置，并称为增速器。

减速器的种类很多，这里我们涉及圆柱齿轮组成的减速器，最普遍的是展开式二级圆柱齿轮减速器，它是两级减速器中最简单、应用最广泛的一种。二级圆柱齿轮减速器分为展开式、分流式、同轴式，i=8~40，用斜齿、直齿、人字齿。两级大齿轮直径接近，有利于浸油润滑。轴线可以水平、上下、垂直布置。它的齿轮相对于支撑位置不对称，当轴产生变形时，载荷在齿轮上分布的不均匀，因此，轴应设计的具有较大的刚度，并使齿轮远离输入端或输出端。

我们通过对减速器的研究与设计，我们能在另一个角度了解减速器的结构、功能、用途和使用原理等，同时，我们也能将我们所学的知识应用于实践中。

在设计的过程中，我们能正确的理解所学的知识，而我们选择减速器，也是因为对我们过控专业的学生来说，这是一个很典型的例子，能从中学到很多知识。

1.2 研究的内容及选用的方法

我们本次设计的题目是二级圆柱斜齿轮减速器，我们对这次设计的对象有了更深入的了解。另外，我们通过设计可以更加详尽的了解各部分的功能和设计要求，比如，带轮的设计、齿轮的设计及轴的设计、箱体的各部分零件的尺寸计算等等。

同时，我们还要选取其它附属部件，如键、轴承、联轴器等。

在本次设计中，我们将运用CAD辅助绘图，这也给我们带来了极大的便利。

第二章设计要求

设计条件：

运输带工作拉力：F=2000N 运输带的速度：v1.55m/s； 运输带滚筒的直径：D280mm；

载荷性质：空载起动,单向、连续运转，工作中有轻微振动。 工作时间：8h/日；

工作寿命：10年（设每年工作300天）。

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第三章 传动系统方案的总体设计 §3.1电动机的选择 3.1.1选择电动机类型 Y系列三相异步电动机。 3.1.2电动机容量选择 根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率 pv20001.55Pw3.1kw 10001000设： 轴——一对流滚动轴承效率。 轴=0.99 Pw3.1kw 计 算 及 说 明 结 果 - 6 -- 6 -

01——为齿式联轴器的效率。 01=0.99 齿——为8级齿轮传动的效率。 齿=0.97 筒——输送机滚筒效率。 筒=0.96 估算传动系统的总效率： 24201轴齿筒0.9920.9940.9720.960.86 0.86 工作机所需的电动机功率为：prpw3.10.863.6kw pr3.6kw Y系列三相异步电动机技术数据中应满足：。pmpr,因此综合应选电动机额定功率pm4kw 3.1.3、电动机的转速选择 根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速 60v601.55nw82.8rmin D3003.14方案比较 nw82.8rmin 方案号 型号 额定功率 同步转速 满载转速 总传动比 Ⅰ Y160M—4 11.0KW 1500 1460 24.31 Ⅱ Y160L—6 11.0KW 1000 970 16.01 通过两种方案比较可以看出：方案Ⅱ选用电动机的总传动比为15.99， 适合于二级减速传动，故选方案Ⅱ较为合理。Y160L——6型三相异步电 动机额定功率为11.0kw，满载转速为970r/min,电动机中心高 H=160mm，轴伸出部分用于装联轴器，轴段的直径和长度分别为： D=42mm、E=110mm §3.2传动比的分配 带式输送机传动系统的总传动比： nimnw144082.817.39.1 i17.39 i121.3i1.317.394.75 i23ii1217.394.753.66 i124.75 i233.66 传动系统各传动比为： 计 算 及 说 明 结 果 - 7 -- 7 -

i011,i124.75,i233.66,i41 §3.3 计算传动装置的运动和动力参数 传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下： 0轴——电动机轴 n01440rmin p03.6kw T09550p03.6955023.87N•m n01440 1轴——减速器中间轴 n1n01440rmin p1p0013.60.993.59kw i01T1T0i010123.8710.9923.63N•m 2轴——减速器中间轴 n2n11440303rmin p2p1123.590.96033.44kw i124.75T2T1i121223.634.750.96030.97104.52N•m 3轴——减速器低速轴 n3n230382.79rmin i233.66p3p2233.440.96033.31kw T3T2i2323104.523.660.9603368.50N•m 4轴——工作机 n4n382.79rmin p4p3343.310.98013.24kw 计 算 及 说 明 结 果 - 8 -- 8 -

T4T3i343436810.9801360N•m 电动机 轴号 0轴 转速 1440 功率 3.82 转矩 23.87 联接、传动件 传动比 传动效率 1轴 1440 3.59 23.63 联轴器 1 0.99 减速器 2轴 303 3.44 104 齿轮 4.75 0.9603 3轴 82.79 3.31 368 齿轮 3.66 0.9603 工作机 4轴 82.79 3.24 360 联轴器 1 0.9801 (单位：nrmin； P——kW; T——Nm vdd1nm6010003.1412514409.42m/s5~25m/s 601000带的速度合适。 5、确定V带的基准长度和传动中心距： 1）中心距： 0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2) 初选中心距a01.5(dd1dd2)1.5(125375)750mm 取中心距 a0750mm，符合 0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2) 2）基准长度： Ld0(dd2dd1)22a0(dd1dd2)24a03.14(375125)2 2750(125375)247502305.83mm 各参数如左图所示 对于A型V带选用Ld2500mm 3）实际中心距： LLd025002305.83aa0d750847.085mm 226、验算小轮上的包角1： - 9 -- 9 -

由1180(dd257.3dd1) a57.3163.089120 得1180(375125)847.085小轮合适主动轮上的包角合适。 7、计算V带的根数z： zPcaPrKAP (P0P0)KKL1）nm1440r/min，dd190mm查《机械设计基础》表13-3得：P01.064kw； 2）nm1440r/min，i带3查表得：P00.17kw； 3）由1163.68查表得，包角修正系数K0.95 4）由Ld1800mm，与V带型号A型查表得：KL1.01 综上数据，得z取z410合适。 8、计算预紧力F0（初拉力）： 根据带型A型查《机械设计基础》表13-1得：q0.1kg/m F05002.521qvk4.0562.550010.16.7822 46.7820.95127NPcazv4.0563.4 (1.0640.17)0.951.019、计算作用在轴上的压轴力FQ： FQ2ZF0sin12163.6824127sin 21005.9N- 10 -- 10 -

其中1为小带轮的包角。 10、V带传动的主要参数整理并列表： 带轮基准直径带型 传动比 (mm) dd190 基准长度(mm) 1800 A dd2265 3 中心距（mm） 614.5 根数 4 初拉力(N) 125 压轴力(N) 1005.9 4.1.2 带轮结构的设计 1．带轮的材料： 采用铸铁带轮（常用材料HT200） 2. 带轮的结构形式： V带轮的结构形式与V带的基准直径有关。小带轮接电动机， dd1=90mm 较小，所以采用实心式结构带轮。 4.2 齿轮传动设计（高速级） 4.2.1 选定齿轮类型、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，速度不高，故用7级精度（GB10095-88） 3)材料选择。 由文献【一】表10-1得可选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，二者材料硬差为40HBS。 4)选取小齿轮齿数Z1=17，大齿轮齿数：Z2=iZ1=4.75×17=79.75 取Z2=80。 5)选取螺旋角。初螺旋角为β=140 4.2.2 按齿面强度设计 即：d1t32ktT1u1ZHZE2•() dauH1） 确定公式内的各计算数值 （1） 试选Kt=1.6 （2） 由文献【一】图10-30得ZH=2.433 a10.725;a20.87（3） 由文献【一】图10-30得： aa1a21.595（4） 计算小齿轮传递的转矩 - 11 -- 11 -

T195.5105×P1/n1=95.5×10×3.59/1440=2.5×10Nm 54计 算 及 说 明 结 果 - 12 -- 12 -

(5) 文献【一】表10-7得： d1 (6) 文献【一】表10-6得：材料弹性影响系数ZE189.6MPa2 (7)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1Hlim1600MPa；大齿轮的疲劳强度极限Hlim2550MPa。 (8)设每年工作时间按300天计算 N160n1jLH609701(2830010)2.7965109 N22.79651094.560.61109 (9)由文献【一】图10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN10.91;KHN20.95 (10)疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1。 KHN1•Hlim10.9600MPa540MPa SK•Hlim2[H]2HN20.95550MPa465.02MPa S[][H]2[H]H1502.51MPa 22)计算 (1)小齿轮分度圆直径d1t [H]1321.62.5104.7512.433189.82d1t3()35.83mm 11.5954.75531.25 d1t35.83mm (2)计算圆周的速度：vd1tn160100035.8314406010002.7m sv2.7m s(3)计算齿宽b及模数mnt bdd1t135.83mm35.83mmd1tcos35.83cos140mnt2.045mm Z117mnt2.045mm 计 算 及 说 明 结 果 - 13 -- 13 -

H=2.25mnt=2.045mm b/h=35.83/4.6=7.789 (4)计算重合度 0.318dZ1tan0.318117tan1401.35 (5)计算载荷系数K 根据v=2.7m/s、7级精度，由文献【一】图10-8查得动载系数Kv=1.10;由查得：KHβ=1.41;KFβ=1.3;KHa=KFa=1.4 KKAKVKHaKH11.11.41.412.17 K2.17mm (6)按实际的载荷系数校正所算得的 d1d1t3kkt35.8332.171.6mm39.66mm d139.66mm (7)计算模数Mn d1cos39.66cos140 mnmm2.26mm Z1172kT1Ycos2YFaYSa•4.2.3 按齿根弯曲强度设计： mn3 dZ12[F]mn2.26mm 1）确定计算参数 (1)计算载荷系数 KKAKVKHaKF11.101.41.32.002 (2)根据纵向重合度1.35,从图10-28查得Y0.89 (3)计算当量齿数：Zv1K2.002mm Z11718.61 cos3cos3140Z28087.58 330coscos14 Zv2Zv118.61mm (4)查取齿形系数，由表10-5查得：YFa12.97;YFa22.22 (5)查取应力校正系数，由表10-6得：YSa11.52;Ysa21.77 (6)由图10-20C得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa Zv287.58mm 计 算 及 说 明 结 果 - 14 -- 14 -

大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa. (7)由图10-18查得弯曲疲劳强寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88 (8)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数Ｓ＝1.4 K0.85500[F]1FN1FE1MPa303.57MPa s1.4K0.88380[F]2FN2FE2MPa238.86MPa s1.4(9)计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。 YFa1ySa12.971.520.01487 [F]1303.57YFa2ySa22.221.770.01645 大齿轮的数值大 [F]2238.86２)设计计算 42022.0022.5100.89cos14mn30.01645mm1.44mm 21171.595 mn1.44mm 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，需按接触强度极限算得分度圆直径d1=39.66mm来计算应有的齿数。于是由 d1cos66.62cos140Z125.86 取Z119 mn2.5则Z2Z1i12194.7591 3)几何尺寸计算 １)计算中心距a(Z1Z2)mn(1991)2113 02cos2cos14Z119 Z291 a113mm 将中心距圆整为113mm 2)按圆整后中心距修正螺旋角 计 算 及 说 明 结 果 - 15 -- 15 -

(ZZ2)mn(1991)2arccos1arccos13.230 2a2185因值改变不多，故参数a1,K,ZH等不必修正 13.230 ３)计算大、小齿轮的分度圆直径 d1Z1mnZ2mn19291239mmd187mm 2coscos13.230coscos13.230d139mmd2187mm B170mm B265mm ４)计算齿轮宽度 bdd1139mm39mm 圆整后取B240mm;B145mm 4.3 齿轮传动设计（低速级） 4.3.1、选定齿轮类型、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，速度高，故用7级精度（GB10095-88） 3)材料选择。 由文献【一】表10-1得可选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，二者材料硬差为40HBS。 4)选取小齿轮齿数Z1=17，大齿轮齿数：Z2=iZ1=3.66×17=62 取Z2=62。 5)选取螺旋角。初螺旋角为β=140 4.3.2 按齿面强度设计 即：d1t32ktT1u1ZHZE2•() dauH2） 确定公式内的各计算数值 （1）试选Kt=1.6 （2）由文献【一】图10-30得ZH=2.433 a10.725;a20.89（3）由文献【一】图10-30得： aa1a21.615计 算 及 说 明 结 果 - 16 -- 16 -

(4)计算小齿轮传递的转矩 T295.5105×P2/n2=95.5×105×3.7818/1440=25.0767×104Nm (5) 文献【一】表10-7得： d1 T125.0767104Nm (6) 文献【一】表10-6得：材料弹性影响系数ZE189.6MPa2 (7)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1Hlim1600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa。 (8)设每年工作时间按300天计算 N160n2jLH60212.721(2830010)0.61109 N20.611093.510.17109 (9)由文献【一】图10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN10.95;KHN20.96 (10)疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1。 K•Hlim1[H]1HN10.95600MPa570MPa SK•Hlim2[H]2HN20.96550MPa528MPa S[][H]2[H]H1549MPa 22)计算 (1)小齿轮分度圆直径d1t 421.6114.39103.6612.433189.82d1t3()60.19mm 11.6153.66549d1t60.19mm (2)计算圆周的速度：vd1tn160100060.19303601000v0.95m s 0.95m s(3)计算齿宽b及模数mntbdd1t160.19mm60.19mm 计 算 及 说 明 结 果 - 17 -- 17 -

d1tcos60.19cos140mnt3.435mm Z117H=2.25mnt=2.045mm b/h=60.19/7.7=7.8 (4)计算重合度 mnt3.435mm H=2.25mm K2.18 0.318dZ1tan0.318117tan1401.35 (5)计算载荷系数K 根据v=1m/s、7级精度，由文献【一】图10-8查得动载系数Kv=0.7;由查得：KHβ=1.422;KFβ=1.33;KHa=KFa=1.4 KKAKVKHaKH10.71.41.422.18 (6)按实际的载荷系数校正所算得的 d1d1t3k60.1932.18mm66.73mm kt1.6(7)计算模数Mn d166.73mm d1cos66.73cos140 mnmm3.8mm Z1172kT2Ycos2YFaYSa•4.3.3 按齿根弯曲强度设计： mn3 2dZ1[F]mn3.8mm 1）确定计算参数 (1)计算载荷系数 KKAKVKHaKF10.71.41.332.002 K2.002 (2)根据纵向重合度1.35,从图10-28查得螺旋角影响系数Y0.87 (3)计算当量齿数：Zv1Z11718.61 330coscos14Z26267.87 cos3cos3140Zv118.61 Zv2Zv267.87 计 算 及 说 明 结 果 - 18 -- 18 -

(4)查取齿形系数，由表10-5查得：YFa12.89;YFa22.258 (5)查取应力校正系数，由表10-6得：YSa11.558;Ysa21.74 (6)由图10-20C得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa. (7)由图10-18查得弯曲疲劳强寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88 (8)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数Ｓ＝1.4 K0.85500[F]1FN1FE1MPa303.57MPa s1.4K0.88380[F]2FN2FE2MPa238.86MPa s1.4(9)计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。 YFa1ySa12.8821.5320.01464 [F]1303.57YFa2ySa22.2601.7200.01644 大齿轮的数值大 [F]2238.86２)设计计算 32022.002114.39100.87cos14mn30.01644mm2.364mm 21171.615 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=3mm,已可满足弯曲强度。但为了 同时满足接触疲劳强度，需按接触强度极限算得分度圆直径 d1=86.26mm来计算应有的齿数。于是由 mn2.364mmd1cos60.19cos140Z119.46 mn3 取Z119则Z2Z1i12193.6671 Z119 Z271 计 算 及 说 明 结 果 - 19 -- 19 -

3）.几何尺寸计算 (ZZ2)mn(1971)3139 １)计算中心距a102cos2cos14 a139mm 将中心距圆整为139mm 2)按圆整后中心距修正螺旋角 13.780 arccos(Z1Z2)mn(1971)3arccos13.780 2a2139因值改变不多，故参数a1,K,ZH等不必修正 ３)计算大、小齿轮的分度圆直径 d1Z1mnZ2mn19371358.76mmd219.59mm 2coscos13.780coscos13.780d158.76mm ４)计算齿轮宽度 bdd1158.76mm58.76mm d2219.59mm 圆整后取： B260mm;B165mm B165mmB260mm 4.3.4 斜齿轮各参数的确定

符名称 号 高速1齿 高速2齿 低速1齿 低速2齿 - 20 -- 20 -

螺旋角 法面模数 端面模数 法面压力角 端面压力角 法面齿距 端面齿距 法面齿顶高系数 法面顶隙系数 法面基圆齿距 齿顶高 齿根高 法面齿厚 齿顶圆直径 齿根圆直径 分度圆直径 基圆直径  mn mt 13.40 2.5 2.57 200 20.50 7.85 8.70 1 0.25 7.38 2.5 3.125 3.925 71.82 60.57 66.82 62.59 13.40 2.5 2.57 200 20.50 7.85 8.70 1 0.25 7.38 2.5 3.125 3.925 308.26 297.01 303.26 284.06 14.250 3 3.09 200 20.60 9.42 9.72 1 0.25 8.85 3 3.75 4.71 92.52 79.52 86.52 80.99 14.250 3 3.09 200 20.60 9.42 9.72 1 0.25 8.85 3 3.75 4.71 308.82 295.82 302.82 283.46 n t pn pt *han *cn pbn ha hf st da df d db 计 算 及 说 明 结 果 - 21 -- 21 -

第五章 各轴设计方案 5.1．轴的设计 轴的布置如下图： 计 算 及 说 明 结 果 - 22 -- 22 -

5.2 中间轴的设计及轴承的选取 1、初选轴的最小直径与计算各段轴长。 选取轴的材料为45钢，调质处理，由文献【二】表15-3取A0=112，于是得dminA03 出轴的最小直径显然是是安装滚动轴承处的直径，由文献【二】 附表E-2，根据轴最小直径23.17mm，可选标准轴球轴承的安 装直径为40mm，即轴的直径为40mm，那么宽B=13mm.由文 献【二】表5-2得d2=35mm 考虑相邻齿轮轴向不发生干涉，计入尺寸S=10mm；考虑齿 轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸K=10mm；为保证 p22.93112323.17mm。输n2331.03dmin23.17mm 党总支轴承放入箱体轴承座孔内，订入尺寸C=5mm。 lAB2(BCK)Sbl1bh1172mm 2lAB172mm lAC48.5mm lBC123.5mm lACBCKbh1248.5mm2 lBClABlAC123.5mmlBDB2CKbl1258.5mm2、受力分析（如下页图示） 2000T22000104.39Ft1N1002.42Nd21187lBD58.5mm Ft11112.42N tanntan200Fr1Ft1•1112.42457.43N0cos1cos13.23Fa1Ft1•tan11112.42tan13.230287.6N2000T22000104.39Ft2N3893Nd2258.76tanntan200Fr2Ft2•3893539.16N0cos2cos13.78Fa2Ft2•tan23839tan13.780947.5N Fr1457.43N Fa1287.6N Ft23839N Fr1539.16N Fa1947.5N

5.3 中间轴的受力和弯矩图如下

- 23 -- 23 -

Fa2yAXRAylAcRAxCFr1Ft1Fa1中间轴受力图lBCDFr2Ft2RBxBRByFa2xARAx水平方向受力CFt1DyFt2BRBxARAyFa1垂直方向受力CFr1RByDFr2BMACDBMACDB水平方直弯距图MD1MD2MC1垂直方直弯距图MAMC2TCDBAC扭距图DB合弯距图

计 算 及 说 明 结 果 - 24 -- 24 -

3、求水平面内的支承力，作水平面的弯矩图 由轴的水平面的受力图可得： RAXFt1lBCFt2lBD112.42123.5383958.5N2249.54N lAB167 RAX2249.54N RBX2812.88N RBXFt1Ft2RAX112.4238392249.542812.88N MAXMBX0;MCXRAXlAC2249.5448.5109102.69Nmm MAX109102.69N MDXRBXlBD164553.48Nmm 弯矩图如上图 MDX164553.48N 4、求垂直面内的支承力，作垂直面的弯矩图 ddFa11Fr1lBCFa22Fr2lBD22RAylAB607303.26/2953162227786.52/2335569.5 219177.25NmmRByFr2Fr1RAy941.5457.43177.25306.85Nmm MAyMBy0;MCY1RAYlAC8596.625Nmm RAY177.25N RBY306.85N MAYMBY0 MCY2RBYlBCFr2lCD21980.375NmmMDY1RAYlADFr1lCD17950.725Nmm MAY8596.625Nmm MCY221980.375Nmm 轴在垂直面内的弯矩图如上图所示。 5、求支承反力、作轴的合成弯矩图和转矩图。 22RARAXRAY2256.5N MDY117950.725NmmRA2256.5N 计 算 及 说 明 结 果 - 25 -- 25 -

RB=2829.57 (轴向力Fa1、Fa2用于支承轴的滚动轴承拟选用深沟球轴承，并采用丙 端固定式组合方式，故轴向力作用在轴承A、B上) MAMB0 合弯矩 2222 MC1MCXMCY269005.870098.6277989.09Nmm1大小 左侧 2222 MC2MCXMCY269005.8(120441.1)294737.47Nmm2所示 2222 MD1MDXMDY469861.7272007.6542916.3Nmm1 2222MD2MDXMDY2469861.781467.9476872.1Nmm 弯矩图如上图所示 6、轴的初步计算 经查资料轴的材料为45号钢调质处理b637MPa,[1]58.7MPa 2210MC(T) dC349.07mm [] 210MD(T)2 dD349.36mm [] 此处开有一个键槽时，直径增大4%，所以 dC51.03mm dD51.33mm 7、轴的结构设计 按经验公式，减速器高速级从动轴的危险截面直径： D=65mm dd(0.3~0.35)ac(0.3~0.35)11333.9~39.55mm 由文献【二】表5-1，取减速器中间轴的危险面直径d =65mm. 轴的最小直径取d2就不当了，应定为：60mm(为轴承处直径大小) 8、键的选取： 由文献【二】附录G可得：b×h=18×11,轴:-0.043～0毂：±0.0215; 22RBRBXRBY2829.57N 深度：轴：7（0～0.2）,毂：4.4(0～0.2); 半径：r=0.25～0.40 计 算 及 说 明 结 果 - 26 -- 26 -

5.4 高速轴的设计及联轴器的选取 1、初选轴的最小直径与计算各段轴长。 选取轴的材料为45钢，调质处理。 由文献【二】表15-3 取A0=112，于是得 dmin23.5mm dminA03p28.87112323.5mm。 n2970输出轴的最小直径显然是是安装联轴器处的直径。 2、初步选定联轴器和计算转矩： Tca=KAT1 由文献【二】表14-1得KA=1.3; Tca=1.3×87330=113529Nmm 查标准Gb/T5014-1985或手册，选用TL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为125000Nmm；半联轴器的孔径d1=25;半联轴器长度L=62mm；毂孔长度L1=44mm。 由文献【二】表5-2得：d1=25 时， d2= d1+3.1c=25+3.1×1.6=29.9mm 3、选角接触球轴承 由文献【二】附表E-3可选7006C: d3=35mm, D=62mm, B=14mm 4、d4=d2+3.1×1.6=39.96; 取d4=40mm 5、键的选取 1）联轴器处键的选取 d1=25 d2= 30mm d3=35mm d4=40mm d5=46mm 由25可选bh87轴00。036毂0.0180.10。1深度:轴:4.00;毂:3.30 半径：r0.16~0.25mm;L36mm2)齿轮处键的选取 由40可选:bh1218轴:00。043;毂:0.02150.20。2深度:轴:5.00;毂:3.30 半径:r0.25~0.40mm;l636、轴的跨度跟据中间轴的尺寸来定。（标注如附录二） 计 算 及 说 明 结 果 - 27 -- 27 -

5.5 低速轴的设计及联轴器的选取 1、初选轴的最小直径与计算各段轴长。 选取轴的材料为45钢，调质处理。 由文献【二】表15-3取A0=112，于是得 dminA03p28.18112357.45mm。 n260.60dmin57.4mm 输出轴的最小直径显然是是安装联轴器处的直径。 2、联轴器的计算转矩： Tca=KAT3 由文献【二】表14-1得KA=1.3; Tca=1.3×128900=1675700Nmm 查标准Gb/T5014-1985或手册，选用TL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000000Nmm；半联轴器的孔径d1=60;半联轴器长度L=142mm；毂孔长度L1=107mm。 由文献【二】表5-2得：d1=60mm时， d2= d1+3.5c=60+3.5×2=67mm 3、选角接触球轴承 由文献【二】附表E-3可选7014C: d3=70mm, D=110mm, B=20mm 4、d4=74mm 5、键的选取 1）齿轮处键的选取 由80可选：bh2214;轴：N900。052；毂：s90.0260.20。2深度：轴：9.00;毂：5.40d1=60mm d2=67mm d3=70mm d4=84mm 半径：r0.4~0.6mm;L70mm2)联轴器处键的选取 由60可选:bh1811轴:N900。043;毂Js90.02150.20。2深度:轴:7.00;毂:4.40 半径:r0.25~0.40mm;L90mm

第六章 减速器箱体与附件的设计

减速器机体结构尺寸如下：

名称 符号 计算公式 结果 - 28 -- 28 -

箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 箱盖与箱座联接螺栓直径  1 b1 0.025a38 10.02a38 b11.51 b1.5 b22.5 d50.036a10 8 8 12 12 20 M16 4 M12 b b2 d5 n d1 a250,n=4 d10.75d5 d2 d2=（0.5~0.6）d5 d3=（0.4~0.5）df M10 M8 M6 6 22 18 16 20 16 14 42 47.5 轴承端盖螺钉直径 d3 视孔盖螺钉直径 定位销直径 d4 d4=（0.3~0.4）df d d=（0.7~0.8）d2 df，d1，d2至外 机壁距离 C1 查参考文献[1]表4-2 df，d1,d2至凸缘 边缘距离 外机壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 C2 查参考文献[1]表4-2 l1 l1=C1+C2+（8~12） 1 1 2 2 12 - 29 -- 29 -

机盖，机座肋厚 m1,mm10.851,m0.85 D2D+（5~5.5）d3 SD2 m18 轴承端盖外径 轴承旁联结螺栓距离 D2 m8 77 94 S 通气简易式通气器选用M20×1.5 油尺选用M12

第七章 润滑与密封

1 传动件的润滑

对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，齿轮圆周速度小于等于12m/s,所以采用浸油润滑，将传动件的一部分浸入油中，传动件回转时，粘在其上的润滑油被带到啮合区进行润滑。同时，有吃中的油被甩到箱壁上，可以散热。 2 滚动轴承的润滑

vn2d26010003031876010002.96ms2ms

所以滚动轴承采用油润滑。轴承内侧端面与箱体内壁留出3～5mm 3 密封性

为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精装，其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，并匀均布置，保证部分面处的密封性。

第八章 设计小结

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将近两周的机械设计课程设计不仅是对书本上学过的知识的运用，更增强了我的自学能力。

通过这些天来的实践，我深刻地体会到机械设计一门非常综合的课程，涉及的知识相当广，几乎将以前所学的专业基础课程都结合在了一起。《理论力学》的受力分析、《材料力学》的应力作用、《互换性测量》的公差配合、《工程材料》的材料选择等等，都需要温故知新，灵活运用。

从将一张空白图纸逐渐点缀上零件到最终完成，内心不觉涌动一种激情，似乎看到积流成河的壮丽景象。这次的课程设计是脑力与体能毅力的考验更是一次提高。

最后，要感谢一路耐心指导的老师们！通过本次课程设计，我收获颇丰，同时也发现了自己在专业知识与技能上的不足与欠缺。我会在今后的学习中继续努力。

参考文献

[1] 王世刚. 《机械设计实践》 （修订版）哈尔滨工程大学 出版社2003 [3]《机械设计手册》第2版,徐灏主编.北京：机械工业出版社，2001 [4]《机械设计课程设计》,殷玉枫 主编.北京：机械工业出版社,2000 [5]《机械原理》第6版，孙桓，陈作模 主编.北京：高等教育出版社，2001

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[6]《机械设计手册》，机械设计手册编委会 主编.北京：机械工业出版社，2004

[7]《互换性与质量控制基础》，林景凡，王世刚，李世恒 主编.北京：中国科学技术出版社，1999

[8]《材料力学》第4版，刘鸿文 主编.北京：机械工业出版社,1992 [9]《机械设计课程设计》，朱文坚，黄平主编.华南理工大学出版社，2003

[10] 范元勋，宋梅利，梁医.《机械设计课程设计指导书[M]》.南京： 南京理工大学，2010.2

[11] 徐学林.《互换性与测量技术基础[M]》.长沙：湖南大学出版社， 2006.

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