單級齒輪減速器說明書.doc

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1、 減速器設計說明書 系 別： 專業(yè)班級： 姓 名： 學 號： 指導教師： 職 稱： 目 錄 第一章 設計任務書 1 1.1設計題目 1 1.2設計步驟 1 第二章 傳動裝置總體設計方案 1 2.1傳動方案 1 2.2該方案的優(yōu)缺點 1 第三章 選擇電動機 2 3.1電動機類型的選擇 2 3.2確定傳動裝置的效率 2 3.3選擇電

2、動機容量 2 3.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 3 第四章 計算傳動裝置運動學和動力學參數 4 4.1電動機輸出參數 4 4.2高速軸的參數 4 4.3低速軸的參數 4 4.4工作機的參數 4 第五章 普通V帶設計計算 5 第六章 減速器齒輪傳動設計計算 8 6.1選精度等級、材料及齒數 8 6.2按齒根彎曲疲勞強度設計 8 6.3確定傳動尺寸 10 6.4校核齒面接觸疲勞強度 10 6.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 11 6.6齒輪參數和幾何尺寸總結 12 第七章 軸的設計 13 7.1高速軸設計計算 13 7.2低速軸設計計算 19 第八章

3、 滾動軸承壽命校核 25 8.1高速軸上的軸承校核 25 8.2低速軸上的軸承校核 26 第九章 鍵聯(lián)接設計計算 26 9.1高速軸與大帶輪鍵連接校核 26 9.2低速軸與大齒輪鍵連接校核 27 9.3低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 27 第十章 聯(lián)軸器的選擇 27 10.1低速軸上聯(lián)軸器 27 第十一章 減速器的密封與潤滑 28 11.1減速器的密封 28 11.2齒輪的潤滑 28 11.3軸承的潤滑 28 第十二章 減速器附件 29 12.1油面指示器 29 12.2通氣器 29 12.3放油塞 29 12.4窺視孔蓋 30 12.5定位銷 30

4、12.6起蓋螺釘 31 第十三章 減速器箱體主要結構尺寸 31 第十四章 設計小結 32 參考文獻 32 第一章 設計任務書 1.1設計題目 一級直齒圓柱減速器，拉力F=2300N，速度v=1.1m/s，直徑D=350mm，每天工作小時數：16小時，工作年限（壽命）：10年，每年工作天數：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。 1.2設計步驟 1.傳動裝置總體設計方案 2.電動機的選擇 3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4.計算傳動裝置的運動和動力參數 5.普通V帶設計計算 6.

5、減速器內部傳動設計計算 7.傳動軸的設計 8.滾動軸承校核 9.鍵聯(lián)接設計 10.聯(lián)軸器設計 11.潤滑密封設計 12.箱體結構設計 第二章 傳動裝置總體設計方案 2.1傳動方案 傳動方案已給定，前置外傳動為普通V帶傳動，減速器為一級圓柱齒輪減速器。 2.2該方案的優(yōu)缺點 由于V帶有緩沖吸振能力，采用 V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V 帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。 一級圓柱齒輪減速器中齒輪相對于軸承為對稱布置，因而沿齒

6、向載荷分布均勻，相較不對稱分布的減速器來講，軸的剛性相對較小。原動機部分為 Y系列三相交流異步電動機 第三章 選擇電動機 3.1電動機類型的選擇 按照工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為380V，Y型。 3.2確定傳動裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：η1=0.99 滾動軸承的效率：η2=0.99 V帶的效率：ηv=0.96 閉式圓柱齒輪的效率：η3=0.98 工作機的效率：ηw=0.96 ηa=η1η23η3ηvηw=0.868 3.3選擇電動機容量 工作機所需功率為 Pw=FV10

7、00=23001.11000=2.53kW 電動機所需額定功率: Pd=Pwηa=2.530.868=2.91kW 工作轉速： nw=601000VπD=6010001.1π350=60.05rpm 經查表按推薦的合理傳動比范圍，V帶傳動比范圍為：2～4，一級圓柱齒輪傳動比范圍為：3～5，因此理論傳動比范圍為：6～20?？蛇x擇的電動機轉速范圍為nd=ianw=(6～20)60.05=360--1201r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y132S-6的三相異步電動機，額定功率Pen=3kW，滿載轉速為nm=960r/min，同步轉

8、速為nt=1000r/min。 方案 電機型號 額定功率(kW) 同步轉速(r/min) 滿載轉速(r/min) 1 Y132M-8 3 750 710 2 Y132S-6 3 1000 960 3 Y100L2-4 3 1500 1430 4 Y100L-2 3 3000 2880 電機主要外形尺寸 圖3-1 電動機 中心高 外形尺寸 地腳安裝尺寸 地腳螺栓孔直徑 軸伸尺寸 鍵部位尺寸 H LHD AB K DE FG 132 475315 216140 12 3880 1033

9、 3.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 （1）總傳動比的計算 由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為： ia=nmnw=96060.05=15.987 （2）分配傳動裝置傳動比 取普通V帶的傳動比：iv=3.5 減速器傳動比為 i1=iaiv=4.57 第四章 計算傳動裝置運動學和動力學參數 4.1電動機輸出參數 P0=2.91kW n0=nm=960rpm T0=9550000P0n0=95500002.91960=28948.44N?mm 4.2高速軸的參數 PⅠ=P0ηv

10、=2.910.96=2.79kW nⅠ=n0i0=9603.5=274.29rpm TⅠ=9550000PⅠnⅠ=95500002.79274.29=97139.89N?mm 4.3低速軸的參數 PⅡ=PⅠη2η3=2.790.990.98=2.71kW nⅡ=nⅠi1=274.294.57=60.02rpm TⅡ=9550000PⅡnⅡ=95500002.7160.02=431197.93N?mm 4.4工作機的參數 PⅢ=PⅡη1η2η2ηw=2.710.990.990.990.96=2.52kW nⅢ=nⅡ=60.02rpm TⅢ=9550000PⅢnⅢ=955000

11、02.5260.02=400966.34N?mm 各軸轉速、功率和轉矩列于下表 軸名稱 轉速n/(r/min) 功率P/kW 轉矩T/(N?mm) 電機軸 960 2.91 28948.44 高速軸 274.29 2.79 97139.89 低速軸 60.02 2.71 431197.93 工作機 60.02 2.52 400966.34 第五章 普通V帶設計計算 (1)確定計算功率Pca 由表查得工作情況系數KA=1.1，故 Pca=KAP=1.12.91=3.201kW (2)選擇V帶的帶型

12、 根據Pca、n1由圖選用A型。 (3)確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v 1）初選小帶輪的基準直徑dd1。取小帶輪的基準直徑dd1=75mm。 2）驗算帶速v。按式驗算帶的速度 v=πdd1n601000=π75960601000=3.77m?s-1 (4)計算大帶輪的基準直徑。計算大帶輪的基準直徑 dd2=idd1=3.575=262.5mm 根據表，取標準值為dd2=250mm。 (5)確定V帶的中心距a和基準長Ld度 根據式，初定中心距a0=490mm。 由式計算帶

13、所需的基準長度 Ld0=2a0+π2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2490+π275+250+250-7524490≈1506mm 由表選帶的基準長度Ld=1550mm。 按式計算實際中心距a。 a≈a0+Ld-Ld02=490+1550-15062≈512mm 按式,中心距的變化范圍為489--558mm。 (6)驗算小帶輪的包角αa α1≈180-dd2-dd157.3a≈180-250-7557.3512=160.42>120 (7)計算帶的根數z 1）計算單根V帶的額定功率Pr。

14、由dd1=75mm和n1=960r/min,查表得P0=0.51kW。 根據n1=960r/min，i=3.5和A型帶，查表得△P0=0.112kW。 查表得Kα=0.951，表得KL=0.98，于是 Pr=P0+△P0KαKL=0.51+0.1120.9510.98=0.58kW z=PcaPr=3.2010.58≈5.52 取6根。 (8)計算單根V帶的初拉力F0 由表得A型帶的單位長度質量q=0.105kg/m，所以 F0=5002.5-KαPcaKαzv+qv2=5002.5-0.9513.2010.9516

15、3.77+0.1053.772=116.74N (9)計算壓軸力Fp Fp=2zF0sinα12=26116.74sin160.422=1380.48N 帶型 A V帶中心距 512mm 小帶輪基準直徑dd1 75mm 包角α1 160.42 大帶輪基準直徑dd2 250mm 帶基準長度Ld 1550mm 帶的根數 6根 單根V帶初拉力 116.74N 帶速 3.77m/s 壓軸力 1380.48N (10)帶輪結構設計 （1）小帶輪的結構設計 小帶輪的軸孔直徑d=38mm 因為小帶輪dd1=75

16、 因此小帶輪結構選擇為實心式。 因此小帶輪尺寸如下： d1=2.0d=2.038=76mm da=dd+2ha=75+22.75=80.5mm B=z-1e+2f=6-115+29=93mm L=2.0d≥B（帶輪為實心式，因此輪緣寬度應大于等于帶輪寬度） L=93mm 小帶輪結構圖 圖5-1 小帶輪結構圖 （2）大帶輪的結構設計 大帶輪的軸孔直徑d=28mm 因為大帶輪dd2=250mm 因此大帶輪結構選擇為孔板式。 因此大帶輪尺寸如下： d1=2.0d=2.028=56mm da

17、=dd+2ha=250+22.75=255.5mm B=z-1e+2f=6-115+29=93mm C=0.25B=0.2593=23.25mm L=2.0d=2.028=56mm 大帶輪結構圖 圖5-2 大帶輪結構圖 第六章 減速器齒輪傳動設計計算 6.1選精度等級、材料及齒數 (1)由選擇小齒輪40Cr（滲碳淬火），齒面硬度48～55HRC，大齒輪40Cr（滲碳淬火），齒面硬度48～55HRC (2)選小齒輪齒數Z1=27，則大齒輪齒數Z2=Z1i=274.57=124。 實際傳動比i=4.593 (3)壓力角α=2

18、0。 6.2按齒根彎曲疲勞強度設計 (1)由式（10-7）試算模數，即 mt≥32KFtTYεφdz12YFaYSaσF 1)確定公式中的各參數值。 a.試選KFt=1.3 b.由式（10-5）計算彎曲疲勞強度用重合度系數Yε Yε=0.25+0.75εα=0.25+0.751.73=0.684 c.計算YFaYSa/[σF] 由圖10-17查得齒形系數 YFa1=2.57，YFa2=2.096 由圖10-18查得應力修正系數 YSa1=1.6，YSa2=1.907 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒

19、根彎曲疲勞極限分別為 σFlim1=620MPa、σFlim2=620MPa 由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數 KFN1=0.91，KFN2=0.92 取彎曲疲勞安全系數S=1.25，由式（10-14）得 σF1=KFN1σFlim1S=0.916201.25=451.36MPa σF2=KFN2σFlim2S=0.926201.25=456.32MPa YFa1YSa1σF1=0.00911 YFa2YSa2σF2=0.00876 兩者取較大值，所以 YFaYSaσF=0.00911 2)試算齒輪模數 mt≥32KFtTYεφdz12

20、YFaYSaσF=321.397139.890.68412720.00911=1.292mm (2)調整齒輪模數 1)計算實際載荷系數前的數據準備 a.圓周速度ν d1=mtz1=1.29227=34.884mm v=πd1n601000=π34.884274.29601000=0.775 b.齒寬b b=φdd1=134.884=34.884mm c.齒高h及齒寬比b/h h=2han*+cn*mnt=2.907mm bh=34.8842.907=12 2)計算實際載荷系數KF 根據v=0.775m/s，7級精度

21、，由圖10-8查得動載系數Kv=1.065 查表10-3得齒間載荷分配系數KFα=1.1 由表10-4用插值法查得KHβ=1.315，結合b/h=12查圖10-13，得KFβ=1.061。 則載荷系數為 KF=KAKVKFαKFβ=11.0651.11.061=1.243 3)由式（10-13），按實際載荷系數算得的齒輪模數 m=mt3KFKFt=1.29231.2431.3=1.273mm 取m=2mm 4)計算分度圓直徑 d1=mz1=227=54mm 6.3確定傳動尺寸 (1)計算中心距 a=z1+z2m

22、2=151mm，圓整為151mm (2)計算小、大齒輪的分度圓直徑 d1=z1m=272=54mm d2=z2m=1242=248mm (3)計算齒寬 b=φdd1=54mm 取B1=60mm B2=55mm 6.4校核齒面接觸疲勞強度 齒面接觸疲勞強度條件為 σH=2KHTφdd13u+1uZHZEZε 端面重合度為： εα=1.88-3.21z1+1z2cosβ=1.88-3.2127+1124cos0=1.74 軸向重合度為： εβ=0.318φdz1tanβ=0 查得重合度系數Zε=0.86

23、8 a.計算接觸疲勞許用應力[σH] 由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為： σHlim1=1100Mpa，σHlim2=1100Mpa 計算應力循環(huán)次數 N1=60n1aLh=60274.2911630010=7.9108 N2=N1i=7.91084.57=1.729108 由圖查取接觸疲勞系數： KHN1=1.03，KHN2=1.14 取失效概率為1%，安全系數S=1，得接觸疲勞許用應力 σH1=KHN1σHlim1S=1.0311001=1133MPa σH2=KHN2σHlim2S=1.1411001=1254MPa

24、 σH=2KHTφdd13u+1uZHZEZε=662.8MPa<σH=1133MPa 故接觸強度足夠。 6.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 1)計算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=mhan*=2mm hf=mhan*+cn*=2.5mm h=ha+hf=m2han*+cn*=4.5mm 2)計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=mz1+2han*=58mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=252mm 3)計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2h

25、f=mz1-2han*-2cn*=49mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=243mm 注：han*=1.0，cn*=0.25 6.6齒輪參數和幾何尺寸總結 參數或幾何尺寸 符號 小齒輪 大齒輪 法面模數 mn 2 2 法面壓力角 αn 20 20 法面齒頂高系數 ha* 1.0 1.0 法面頂隙系數 c* 0.25 0.25 螺旋角 β 左000" 右000" 齒數 z 27 124 齒頂高 ha 2 2 齒根高 hf 2.5 2.5 分度圓直徑 d 54 248

26、 齒頂圓直徑 da 58 252 齒根圓直徑 df 49 243 齒寬 B 60 55 中心距 a 151 151 圖6-1 大齒輪結構圖 第七章 軸的設計 7.1高速軸設計計算 (1)已經確定的運動學和動力學參數 轉速n=274.29r/min；功率P=2.79kW；軸所傳遞的轉矩T=97139.89N?mm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表選用40Cr（滲碳淬火），齒面硬度48～55HRC，許用彎曲應力為[σ]=55MPa (3)按扭轉強度概略計算軸的最小直徑

27、 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。 d≥A03Pn=11232.79274.29=24.27mm 由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5% dmin=1+0.0524.27=25.48mm 查表可知標準軸孔直徑為28mm故取dmin=28 (4)確定各軸段的直徑和長度。 圖7-1 高速軸示意圖 1)高速軸和大帶輪配合，查表選取標準軸徑d12=28mm，l12長度略小于大帶輪輪轂長度L，取l12=54mm。選用普通平鍵，A型鍵，bh = 87mm(GB/T 1096-2003)，鍵長L=40mm。

28、 2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。。參照工作要求并根據d23 = 33 mm，由軸承產品目錄中選擇深溝球軸承6207，其尺寸為dDB = 357217mm，故d34 = d78 = 35 mm，取擋油環(huán)的寬度為12，則l34 = l78 = 17+12= 29 mm。 軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6207型軸承的定位軸肩高度h = 2.5 mm，因此，取d45 = d67 = 40 mm。 3)由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = 60 mm，d56 = 58

29、 mm 4)軸承端蓋厚度e=9.6，墊片厚度Δt=2，根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與帶輪端面有一定距離K=24，螺釘C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚δ=8mm，則 l23= δ+C1+C2+Δt+e+5+K-B-Δ= 8+20 + 18 + 2+9.6 + 5 + 24 - 17 -10 = 59.6 mm 5)取小齒輪距箱體內壁之距離Δ1 =10 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離Δ，取Δ = 10 mm，擋油環(huán)寬度s1=12mm，則 l45=l67=Δ+Δ1-s1=10+10-12= 8 mm 至此，

30、已初步確定了軸的各段直徑和長度。 軸段 1 2 3 4 5 6 7 直徑 28 33 35 40 58 40 35 長度 54 59.6 29 8 60 8 29 (5)軸的受力分析 小齒輪所受的圓周力（d1為小齒輪的分度圓直徑） Ft1=2Td1=297139.8954=3597.774N 小齒輪所受的徑向力 Fr1=Ft1tanα=3597.774tan20=1309.483N 根據6207深溝球軸承查手冊得壓力中心a=8.5mm 第一段軸中點到軸承壓力中心距離 l1=L12+L2+a=542

31、+59.6+8.5=95.1mm 軸承壓力中心到齒輪支點距離 l2=L3+L4+b12-a=29+8+602-8.5=58.5mm 齒輪中點到軸承壓力中心距離 l3=l2=58.5mm 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關 帶傳動壓軸力（屬于徑向力）Q=1380.48N a.在水平面內 高速軸上外傳動件壓軸力（屬于徑向力）Q=1380.48N 軸承

32、A處水平支承力： RAH=Fr1l2-Ql1l2+l3=1309.48358.5-1380.4895.158.5+58.5= -467N 軸承B處水平支承力： RBH=Q+Fr1-RAH=1380.48+1309.483--467=3157N b.在垂直面內 軸承A處垂直支承力： RAV=Ft1l2l2+l3=3597.77458.558.5+58.5= 1799N 軸承B處垂直支承力： RBV=Ft1l3l2+l3=3597.77458.558.5+58.5= 1799N 軸承A的總支承反力為： RA=RAH2+RAV2=-4672

33、+17992=1858.63N 軸承B的總支承反力為： RB=RBH2+RBV2=31572+17992=3633.6N c.繪制水平面彎矩圖 截面A在水平面上彎矩： MAH=0N?mm 截面B在水平面上彎矩： MBH=Ql1=1380.4895.1=131284N?mm 截面C在水平面上的彎矩： MCH=RAHl3=-46758.5=-27320N?mm 截面D在水平面上的彎矩： MDH=0N?mm d.在垂直平面上： 截面A在垂直面上彎矩： MAV=0N?mm 截面B在垂直面上彎矩： M

34、BV=0N?mm 截面C在垂直面上的彎矩： MCV=RAVl3=179958.5=105242N?mm 截面D在垂直面上彎矩： MDV=0N?mm e.合成彎矩，有： 截面A處合成彎矩： MA=0N?mm 截面B處合成彎矩： MB=131284N?mm 截面C處合成彎矩： MC=MCH2+MCV2=-273202+1052422=108730N?mm 截面D處合成彎矩： MD=0N?mm 轉矩和扭矩圖 T1=97139.89N?mm 截面A處當量彎矩： MVA=0N?mm 截面B

35、處當量彎矩： MVB=MB2+αT2=1312842+0.697139.892=143640N?mm 截面C處當量彎矩： MVC=MC2+αT2=1087302+0.697139.892=123366N?mm 截面D處當量彎矩： MVD=MD2+αT2=02+0.697139.892=58284N?mm f.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示： 圖7-2 高速軸受力及彎矩圖 (6)校核軸的強度 因B彎矩大，且作用有轉矩，故B為危險剖面 其抗彎截面系數為 W=πd332=π35332=4207.11mm3 抗扭截面

36、系數為 WT=πd316=8414.22mm3 最大彎曲應力為 σ=MW=34.14MPa 剪切應力為 τ=TWT=11.54MPa 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數α=0.6，則當量應力為 σca=σ2+4ατ2=36.84MPa 查表得40Cr(滲碳淬火)處理，抗拉強度極限σB=600MPa，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=55MPa，σca<[σ-1b]，所以強度滿足要求。 7.2低速軸設計計算 (1)已經確定的運動學和動力學參數 轉速n=60.02r/min；功率P=2

37、.71kW；軸所傳遞的轉矩T=431197.93N?mm (2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表選用45（調質），齒面硬度197～286HBS，許用彎曲應力為[σ]=60MPa (3)按扭轉強度概略計算軸的最小直徑 由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。 d≥A03Pn=11232.7160.02=39.88mm 由于最小軸段直徑安裝聯(lián)軸器，其截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7% dmin=1+0.0739.88=42.67mm 查表可知標準軸孔直徑為45mm故取dmin=45 (4)確定各軸段

38、的長度和直徑。 圖7-3 低速軸示意圖 1)輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1，為了使所選的軸直徑d1與聯(lián)軸器孔徑相適應，故需選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩Tca = KAT，查表，考慮平穩(wěn)，故取KA = 1.3，則: Tca=KAT=560.56N?m 按照聯(lián)軸器轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準GB T4323-2002或設計手冊，選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為112mm。選用普通平鍵，A型，bh = 149mm(GB T 1096-2003)，鍵長L=100mm。 2)初步選擇

39、滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據d23 = 50 mm，由軸承產品目錄中選擇深溝球軸承6211，其尺寸為dDB = 5510021mm，故d34 = d67 = 55 mm。 3)取安裝齒輪處的軸段的直徑d45 = 58 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B = 55 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l45 = 53 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h = (2~3)R，由軸徑d45 = 58 mm故取h = 5 mm，則軸環(huán)處的直徑d56 = 68 mm。軸環(huán)寬

40、度b≥1.4h，取l56 = 7 mm。 4)軸承端蓋厚度e=9.6，墊片厚度Δt=2，根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24，螺釘C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚δ=8mm，則 l23= δ+C1+C2+Δt+e+5+K-B-Δ= 8+20 + 18 + 2+9.6 + 5 + 24 - 21 -10 = 55.6 mm 5)取大齒輪距箱體內壁之距離Δ2 = 12.5 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離Δ，取Δ = 10 mm，已知滾動軸承的寬度B = 21 mm，則 l34= B+Δ+Δ2+

41、2=21+10+12.5+2= 45.5 mm l67= B+Δ+Δ2-l56=21+10+12.5-7 = 36.5 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 軸段 1 2 3 4 5 6 直徑 45 50 55 58 68 55 長度 112 55.6 45.5 53 7 36.5 (5)軸的受力分析 大齒輪所受的圓周力（d2為大齒輪的分度圓直徑） Ft2=2Td2=2431197.93248=3477.403N 大齒輪所受的徑向力 Fr2=Ft2tanα=3477.403tan20=1265.

42、671N 根據6211深溝球軸承查手冊得壓力中心a=10.5mm 軸承壓力中心到齒輪支點距離 l1=L42+L3-a=532+45.5-10.5=61.5mm 齒輪中點到軸承壓力中心距離 l2=L42+L3-a=532+45.5-10.5=61.5mm 軸承壓力中心到第一段軸支點距離 l3=L12+L2+a=1122+55.6+10.5=122.1mm 軸承壓力中心到齒輪支點距離l1=61.5mm，齒輪中點到軸承壓力中心距離l2=61.5mm，軸承壓力中心到第一段軸支點距離l3=122.1mm 軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBH RAH=Frl

43、1l1+l2=1265.67161.561.5+61.5= 633N RBH=Fr-RAH=1265.671-633=633N 軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBV RAV=Ftl1l1+l2=3477.40361.561.5+61.5= 1739N RBV=Ftl2l1+l2=3477.40361.561.5+61.5= 1739N 軸承A的總支承反力為： RA=RAH2+RAV2=6332+17392=1850.62N 軸承B的總支承反力為： RB=RBH2+RBV2=6332+17392=1850.62N a.計算彎矩

44、 在水平面上，軸截面A處所受彎矩： MAH=0N?mm 在水平面上，軸截面B處所受彎矩： MBH=0N?mm 在水平面上，齒輪2所在軸截面C處所受彎矩： MCH=RAHl1=63361.5=38930N?mm 在水平面上，軸截面D處所受彎矩： MDH=0N?mm 在垂直面上，軸截面A處所受彎矩： MAV=0N?mm 在垂直面上，軸截面B處所受彎矩： MBV=0N?mm 在垂直面上，齒輪2所在軸截面C處所受彎矩： MCV=RBVl1=173961.5=106948N?mm 在垂直面上，軸截面D處所受彎矩： MD

45、V=0N?mm 截面A處合成彎矩彎矩： MA=MAH2+MAV2=02+02=0N?mm 截面B處合成彎矩： MB=0N?mm 合成彎矩，齒輪2所在截面C處合成彎矩為 MC=MCH2+MCV2=389302+1069482=113813N?mm 截面D處合成彎矩： MD=0N?mm 轉矩為： T=431197.93N?mm 截面A處當量彎矩： MVA=MA+αT2=0+0.6431197.932=258719N?mm 截面B處當量彎矩： MVB=MB=0N?mm 截面C處當量彎矩： MVC=MC2+

46、αT2=1138132+0.6431197.932=282646N?mm 截面D處當量彎矩： MVD=MD+αT2=0+0.6431197.932=258719N?mm 圖7-4 低速軸受力及彎矩圖 (6)校核軸的強度 因C彎矩大，且作用有轉矩，故C為危險剖面 其抗彎截面系數為 W=πd332=π58332=19145.37mm3 抗扭截面系數為 WT=πd316=38290.73mm3 最大彎曲應力為 σ=MW=14.76MPa 剪切應力為 τ=TWT=11.26MPa 按彎扭合成強度進行校

47、核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數α=0.6，則當量應力為 σca=σ2+4ατ2=20.01MPa 查表得45(調質)處理，抗拉強度極限σB=650MPa，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以強度滿足要求。 第八章 滾動軸承壽命校核 8.1高速軸上的軸承校核 軸承型號 內徑(mm) 外徑(mm) 寬度(mm) 基本額定動載荷(kN) 6207 35 72 17 25.5 根據前面的計算，選用6207深溝球軸承，內徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm 由于不存

48、在軸向載荷 軸承基本額定動載荷Cr=25.5kN，額定靜載荷C0r=15.2kN，軸承采用正裝。 要求壽命為Lh=48000h。 由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力： Fr1=RAH2+RAV2=-4672+17992=1858.63N Fr2=RBH2+RBV2=31572+17992=3633.6N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=11858.63+00=1858.63N Pr2=X2Fr2+Y2Fa2=13633.6+00=36

49、33.6N 取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式 Lh=10660nftCrfpPr3=50458.63h>48000h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。 8.2低速軸上的軸承校核 軸承型號 內徑(mm) 外徑(mm) 寬度(mm) 基本額定動載荷(kN) 6211 55 100 21 43.2 根據前面的計算，選用6211深溝球軸承，內徑d=55mm，外徑D=100mm，寬度B=21mm 由于不存在軸向載荷 軸承基本額定動載荷Cr=43.2kN，額定靜載荷C0r=29.2kN，軸承采用正裝。 要求壽

50、命為Lh=48000h。 由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力： Fr1=RAH2+RAV2=6332+17392=1850.62N Fr2=RBH2+RBV2=6332+17392=1850.62N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=11850.62+00=1850.62N Pr2=X2Fr2+Y2Fa2=11850.62+00=1850.62N 取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式 Lh=10660nftCrfpPr3=3532257

51、h>48000h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。 第九章 鍵聯(lián)接設計計算 9.1高速軸與大帶輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,鍵長40mm。 鍵的工作長度 l=L-b=32mm 大帶輪材料為鑄鐵，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=60MPa。 鍵連接工作面的擠壓應力 σp=4T1hld=20MPa<σp=60MPa 9.2低速軸與大齒輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=16mm10mm（GB/T 1096-2003）,鍵長40mm。 鍵的工作

52、長度 l=L-b=24mm 大齒輪材料為40Cr，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應力 σp=4T2hld=80MPa<σp=120MPa 9.3低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=14mm9mm（GB/T 1096-2003）,鍵長100mm。 鍵的工作長度 l=L-b=86mm 聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應力 σp=4T2hld=50MPa<σp=120MPa 第十章 聯(lián)軸器的選擇 1

53、0.1低速軸上聯(lián)軸器 （1）計算載荷 由表查得載荷系數K=1.3 計算轉矩Tc=KT=560.56N?m 選擇聯(lián)軸器的型號 （2）選擇聯(lián)軸器的型號 軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為LX3彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323-2002），公稱轉矩Tn=1250N?m，許用轉速[n]=4700r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=45mm，軸孔長度L1=112mm。從動端孔直徑d=42mm，軸孔長度L1=112mm。 Tc=560.56N?m

54、 第十一章 減速器的密封與潤滑 11.1減速器的密封 為防止箱體內潤滑劑外泄和外部雜質進入箱體內部影響箱體工作，在構成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉零件如外伸軸的密封，則需根據其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結構。本設計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間V <3m/s，輸出軸與軸承蓋間也為V <3m/s，故均采用半粗羊毛氈封油圈。 11.2齒輪的潤滑 閉式齒輪傳動，根據齒輪的圓周速度大小選擇潤滑方式。圓周

55、速度v≤12-15m/s時，常選擇將大齒輪浸入油池的浸油潤滑。采用浸油潤滑。對于圓柱齒輪而言，齒輪浸入油池深度至少為1-2個齒高，但浸油深度不得大于分度圓半徑的1/3到1/6。為避免齒輪轉動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30-50mm。根據以上要求，減速箱使用前須加注潤滑油，使油面高度達到33-71mm。從而選擇全損耗系統(tǒng)用油(GB 443-1989);，牌號為L-AN10。 11.3軸承的潤滑 滾動軸承的潤滑劑可以是脂潤滑、潤滑油或固體潤滑劑。選擇何種潤滑方式可以根據齒輪圓周速度判斷。由于V齒≤2m/s，所以均選擇脂潤滑。采用脂潤滑軸承

56、的時候，為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內部隔開，且軸承與箱體內壁需保持一定的距離。在本箱體設計中滾動軸承距箱體內壁距離故選用通用鋰基潤滑脂（GB/T 7324-1987），它適用于寬溫度范圍內各種機械設備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。 第十二章 減速器附件 12.1油面指示器 顯示箱內油面的高度，油標應該放置在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。游標安裝的位置不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。 圖12-1 油標示意圖 12.2通氣器 由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為

57、壓力平衡。 12.3放油塞 為了便于清洗箱體內部以及排除箱體內的油污，在箱座油池的最低處設置放油孔，箱體內底面做成斜面，向放油孔方向傾斜1～2，使油易于流出。 圖12-2 放油螺塞 12.4窺視孔蓋 在減速器箱蓋頂部開有窺視孔，可以看到傳動零件齒合區(qū)，并有足夠的空間能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成。 圖12-3 窺視孔蓋示意圖 A1=120，A2=105，B1=90，B2=75 h=4mm d4=7mm R=5mm

58、 B=60mm 12.5定位銷 對由箱蓋和箱座通過聯(lián)接而組成的剖分式箱體，為保證其各部分在加工及裝配時能夠保持精確位置，特別是為保證箱體軸承座孔的加工精度及安裝精度。 12.6起蓋螺釘 由于裝配減速器時在箱體剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結緊密難于開蓋，旋動起蓋螺釘可將箱蓋頂起。 第十三章 減速器箱體主要結構尺寸 箱體是減速器中所有零件的基座，是支承和固定軸系部件、保證傳動零件正確相對位置并承受作用在減速器上載荷的重要零件。箱體一般還兼作潤滑油的油箱。機體結構尺寸，主要根據地腳螺栓的尺寸，再通過地板固定，而地腳螺尺寸又要根據兩齒

59、輪的中心距a來確定。設計減速器的具體結構尺寸如下表： 箱座壁厚 δ 0.025a+1≥8 8mm 箱蓋壁厚 δ1 0.02a+1≥8 8mm 箱蓋凸緣厚度 b1 1.5δ1 12mm 箱座凸緣厚度 b 1.5δ 12mm 箱座底凸緣厚度 b2 2.5δ 20mm 地腳螺栓的直徑 df 0.04a+8 M18 地腳螺栓的數目 n 4 軸承旁連接螺栓直徑 d1 0.75df M14 蓋與座連接螺栓直徑 d2 (0.5∽0.6)df M10 軸承端蓋螺釘直徑 d3 (0.4∽0.5)df M8 視孔蓋螺釘直徑 d4

60、 (0.3∽0.4)df M6 定位銷直徑 d (0.7∽0.8)d2 8mm df、d1、d2至外箱壁距離 C1 查表 24mm、20mm、16mm df、d1、d2至凸緣邊緣距離 C2 查表 22mm、18mm、14mm 軸承旁凸臺半徑 R1 C2 18mm 凸臺高度 h 根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準 49mm 外箱壁至軸承座端面距離 l1 C1+C2+(5∽10) 43mm 大齒輪頂圓與內箱壁距離 △1 >1.2δ 12mm 齒輪端面與內箱壁距離 △2 >δ 12.5mm 箱蓋、箱座肋厚 m1、m

61、m1≈0.85δ1、m≈0.85δ 8mm、8mm 軸承端蓋外徑 D2 D+(5∽5.5)d3；D--軸承外徑 112mm、、120mm、140mm 第十四章 設計小結 這次關于一級直齒圓柱減速器的課程設計，是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質大有用處。通過設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識，為我們以后的工作打下了堅實的基礎。 在設計的過程中，培養(yǎng)了我綜合應用機械設計課程及其他課程的理論知識和應用生產實際知識解決工程實際問題的能力。 由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說

62、箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備。 參考文獻 [1] 張春宜.減速器設計實例精解.機械工業(yè)出版社 [2] 吳宗澤.機械設計課程設計手冊第3版.高等教育出版社 [3] 機械設計手冊編委會. 機械設計手冊（第1 卷、第2 卷、第3卷）（新版）北京機械工業(yè)出版社，2004 [4] 周開勤主編.機械零件手冊（第四版）.北京：高等教育出版社，1994 [5] 龔桂義主編.機械設計課程設計圖冊（第三版） [6] 徐灝主編.機械設計手冊.北京：機械工業(yè)出版社，1991 32