课程设计-二级展开式圆柱齿轮减速器设计说明

机械设计课程设计计算说明书

设计题目   二级展开式圆柱齿轮减速器

机械系 机械工程及自动化专业 机工 04-1班

2007 年 01 月01

目录

一、设计任务书…………………………..………………………..…(3)

二、动力机的选择…………………………..……………………..…(4)

三、计算传动装置的运动和动力参数…………………………....…(5)

四、传动件设计计算（齿轮）………………………………………(6)

五、轴的设计………. ………. ………. ……….. .. .. ..………..……(12)

六、滚动轴承的计算………………………………………..…..…..(20)

七、连结的选择和计算……………………………….……….……(21)

八、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择…………………..(22)

九、箱体及其附件的结构设计…………………………….….…..(22)

十、设计总结…..…………………………………………………….(23)

十一、参考资料.…………………….…………………………….…(23)

一设计题目：带式运输机的传动装置的设计题号1

1  带式运输机的工作原理     

（二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图）

2工作情况：已知条件

1)        工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有灰尘，环境最高温度35℃；

2)        使用折旧期；8年；

3)        检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；

4)        动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；

5)        运输带速度容许误差：±5%；

6)        制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。

3原始数据

注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑。

二动力机选择

因为动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；所以选用常用的封闭式系列的  ——交流电动机。

1．  电动机容量的选择

1）  工作机所需功率Pw  由题中条件 查询工作情况系数KA

（见[1]表8-6），查得K A=1.3

设计方案的总效率 n₀=n₁*n₂*n₃*n₄*n₅*n₆…

本设计中的

——联轴器的传动效率（2个），——轴承的传动效率 （4对）， ——齿轮的传动效率（2对），本次设计中有8级传动效率  其中=0.99（两对联轴器的效率取相等）   =0.99（123为减速器的3对轴承）  =0.98（4为卷筒的一对轴承） =0.95（两对齿轮的效率取相等）

==0.841

2）  电动机的输出功率

P_w=kA*=2.1889KW

Pd＝Pw/，=0.84110

Pd＝2.1889/1.84110=2.60228KW

2．  电动机转速的选择

由v=1.1m/s  求卷筒转速n_w

V ==1.1   →nw=95.496r/min

nd＝（i1’·i2’…in’）nw

有该传动方案知，在该系统中只有减速器中存在二级传动比i1,i2，其他 传动比都等于1。由[1]表13-2知圆柱齿轮传动比范围为3—5。

所以   nd =(i1*i2) nw=[32，52]* nw 

所以nd的范围是（859.88，2388.75）r/min，初选为同步转速

为1430r/min的电动机

3．电动机型号的确定

由表12-1[2]查出电动机型号为Y100L₂-4,其额定功率为3kW，满载转速1430r/min。基本符合题目所需的要求。

=0.8411

P_w=2.1889k KW

Pd＝2.60228 KW

nw=95.496 r/min

电机Y100L₂-4

三  计算传动装置的运动和动力参数

传动装置的总传动比及其分配

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：＝n_m/n_w   n_w＝95.496  n_m=1430r/min   i＝14.974

2． 合理分配各级传动比

由于减速箱是展开式布置，所以i₁＝（1.3-1.5）i₂。

因为i＝14.974，取i＝15，估测选取 i₁=4.8  i₂=3.2

速度偏差为0.5%，所以可行。

3 各轴转速、输入功率、输入转矩转速的计算

电动机转轴速度   n₀=1430r/min

高速I  n₁==1430r/min   中间轴II   n₂==297.92r/min 

低速轴III  n₃₌=93.1r/min  卷筒 n₄=93.1r/min。各轴功率

电动机额定功率 P₀₌P_d*=3Kw (n₀₁=1)

高速I  P1=P0*n12=P0* = 3*0.99*0.99= 2.9403 Kw

 (n₁₂ = =0.99*0.99=0.98)   

中间轴II     P₂=P₁=P₁*n_齿*n_轴承=2.9403*0.95*0.99=2.7653 Kw     (n₂₃==0.95*0.99=0.94)     

低速轴III  P₃=P₂*n₃₄=P₂*=2.7653*0.95*0.99=2.600 Kw   (n₃₄= =0.95*0.99=0.94)   

卷筒    P₄=P₃*n₄₅=P₃*=2.600*0.98*0.99=2.523 Kw

（n₄₅==0.98*0.99=0.96）

传动比15

i₁=4.8  i₂=3.2

各轴速度

n₀=1430r/min

n₁=1430r/min

n₂=297.92r/min

n₃=93.1r/min

n₄=93.1r/min

各轴功率

P₀ =3Kw

P₁= 2.9403

P₂=2.7653 Kw

P₃=2.600 Kw 

P₄=2.523 Kw

各轴转矩  电动机转轴 T₀=2.2 N

高速I  T₁= ==19.634 N      

中间轴II  T₂= ==88.615 N    

低速轴III  T₃= ==264.118 N  

卷筒   T₄===256.239 N

其中T_d=  (n*m)

四传动件设计计算（齿轮）

A高速齿轮的计算

1．  选精度等级、材料及齿数

1）  材料及热处理；

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。

2）  精度等级选用7级精度；

3）  试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝96的；

2．  按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按式（10—21）试算，即    

dt≥2.32*

各轴转矩

T₁=19.634 N      

T₂=88.615 N

T₃=264.118 N 

T₄=256.239 N

7级精度；

z1＝20

z2＝96

3．  确定公式内的各计算数值

1）

（1） 试选Kt＝1.3

（2） 由[1]表10－7选取尺宽系数φd＝1

（3） 由[1]表10－6查得材料的弹性影响系数Z_E＝189.8Mpa

（4） 由[1]图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；

（5） 由[1]式10－13计算应力循环次数

N1＝60n1jLh＝60×1430×1×（2×8×365×8）＝4×10e9

 N2＝N1/4.8＝8.35×10e8

此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时

（6）       由[1]图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90；KHN2＝0.95

（7）       计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得

             [σH]1＝0.90×600MPa＝540MPa

             [σH]2＝0.98×550MPa＝522.5MPa

2）  计算

（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t

d1t≥

==37.043

（2） 计算圆周速度

v===2.7739

（3） 计算齿宽b及模数m

b=φdd1t=1×37.043mm=37.043mm

m===1.852

h=2.25mnt=2.25×1.852mm=4.1678mm

b/h=34.043/4.1678=8.89

（4） 计算载荷系数K   由[1]表10—2

         已知载荷平稳，所以取KA=1

根据v=2.7739m/s,7级精度，由[1]图10—8查得动载系数KV=1.14；由[1]表10—4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时K_HB的计算公式和直齿轮的相同，

Kt＝1.3

φd＝1

N1＝4×10e9

N2＝8.35×10e8

KHN1＝0.90

KHN2＝0.95

S＝1

[σH]1＝540MPa

[σH]2＝522.5MPa

d1t =37.043

v =2.7739

b=37.043mm

m=1.852

h=4.1678mm

b/h=8.89

KA=1

固：  K_HB=1.12+0.18(1+0.6×φd)φd+0.23×10b =1.12+0.18(1+0.6*1²)*1²+0.23*10e-3*37.043=1.41652

由b/h=8.89，K_HB=1.41652

查[1]表10—13查得K_FB =1.33

由[1]表10—3查得KHα=KHα=1.1。故载荷系数

 K=K_AK_VK_HαK_Hβ=1×1.14×1.1×1.41652=1.7763

（5） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由[1]式（10—10a）得

     d1==mm=41.10968mm

（6） 计算模数m  m=mm=2.055

4．  按齿根弯曲强度设计

由[1]式(10—5)

   m≥

1）  确定计算参数

由[1]图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 σF1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度σF2=380MPa

由[1]10-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.85    KFN2=0.88

计算弯曲疲劳许用应力

取安全系数S=1.4  见[1]表10-12得

[σF1]=（KFN1*σF1）/S==303.57Mpa

[σF2]= （KFN2*σF2）/S==238.86Mpa

（1） 计算载荷系数

K=K_AK_VK_FαK_Fβ=1×1.12×1.2×1.33=1.7875

（2） 查取应力校正系数

由表10－5查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.79

（3） 计算大、小齿轮的并加以比较

==0.014297

==0.016341

  大齿轮的数值大。

K_HB=1.41652

K_FB =1.33

KHα=KHα=1.1

K=1.7763

d1=41.10968mm

m=2.055

σF1=500Mpa

σF2=380MPa

KFN1=0.85 

KFN2=0.88

S=1.4

[σF1]= 303.57Mpa

[σF2] =238.86Mpa

K=1.7875

Ysa1=1.55

Ysa2=1.79

=0.014297

=0.016341

2）  设计计算

m≥=1.4212

对结果进行处理取m=2

Z1=d1/m=41.1097/2≈21 大齿轮齿数，Z2=u* Z1=4.8*21=100

5．  几何尺寸计算

1）  计算中心距

d1=z1m=21*2=42     d2=z1m=100*2 =200

a=(d1+d2)/2=(200+42)/2=121，a圆整后取121mm

2）  计算大、小齿轮的分度圆直径

d1=42mm，d2=200mm

3）  计算齿轮宽度

  b=φdd1， b=42mm

B1=47mm，B2=42mm 

备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm

4）  验算

Ft=2T1/d1=2*19.6543*10e3/42=935.919 N

m/s 

结果合适

5）  由此设计有

6）  结构设计

以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。

B 低速齿的轮计算

1．选精度等级、材料及齿数

1）材料及热处理；

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。

2）精度等级选用7级精度；

3）试选小齿轮齿数z1＝24，大齿轮齿数z2＝77的；

2．按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算

按式（10—21）试算，即    

m=2

Z1=21

Z2=100

d1=42

d2=200

a==121

B1=47mm

B2=42mm 

Ft=1048.18 N

7级

z1＝24

z2＝77

dt≥2.32*

3.  确定公式内的各计算数值

（1） 试选Kt＝1.3

（2）       由[1]表10－7选取尺宽系数φd＝1

（3）       由[1]表10－6查得材料的弹性影响系数Z_E＝189.8Mpa

（4） 由[1]图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；

（5） 由[1]式10－13计算应力循环次数

N1＝60n1jLh＝60×297.92×1×（2×8×365×8）＝8.351×10e8

            N2＝N1/3.2＝2.61×10e8

此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时

（6）       由[1]图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90；KHN2＝0.95

（7）       计算接触疲劳许用应力

   取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得

             [σH]1＝0.90×600MPa＝540MPa

             [σH]2＝0.95×550MPa＝522.5MPa

4.  计算

（8） 试算小齿轮分度圆直径d1t

d1t≥

==62.9349

1) 计算圆周速度

v===0.9810 m/s

2)      计算齿宽b及模数m

b=φdd1t=1×62.9349mm=62.9349mm

m===3.1467

h=2.25mnt=2.25×3.1467mm=7.08mm

b/h=62.9349/7.08 =8.89

3)       计算载荷系数K   由[1]表10—2 已知载荷平稳，所以取KA=1

根据v=0.4230 m/s,7级精度，由[1]图10—8查得动载系数K_V=1.14；

Kt＝1.3

φd＝1

Z_E＝189.8Mpa

=

600MPa

σHlim2

＝550MPa；

N1＝8.351×10e8

N2＝2.61×10e8

KHN1＝0.90

KHN2＝0.95

[σH]1＝540MPa

d1t=62.9349

v=0.9810 m/s

b=62.9349mm

m==3.1467

KA=1

K_V=1.14

由[1]表10—4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时的K_HB计算公式和直齿轮的相同，固

K_HB=1.12+0.18(1+0.6×φd)φd+0.23×10b =1.12+0.18(1+0.6*1²)*1²+0.23*10e-3*27.122=1.414

由b/h=8.92，K_HB=1.414

查[1]表10—13查得K_FB =1.33

由[1]表10—3查得KHα=KHα=1.1。故载荷系数

 K=K_AK_VK_HαK_Hβ=1×1.14×1.1×1.414=1.7731

4) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由[1]式（10—10a）得

         d1==mm=69.78mm

5)      计算模数m     m =mm≈3.4890

6)      按齿根弯曲强度设计。由[1]式(10—5)

            m≥

5  确定计算参数

由[1]图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 σF1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度σF2=380MPa

由[1]10-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.85    KFN2=0.88

计算弯曲疲劳许用应力

取安全系数S=1.4  见[1]表10-12得

[σF1]= （KFN1*σF1）/S==303.57Mpa

[σF2]= （KFN2*σF2）/S==238.86Mpa

1）计算载荷系数

K=K_AK_VK_FαK_Fβ=1×1.12×1.2×1.33=1.7875

2）  查取应力校正系数

有[1]表10-5查得YFa1=2.8;  YFa2=2.18

由[1]表10－5查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.79

3）计算大、小齿轮的并加以比较

==0.014297

==0.016341

K_HB=1.414

K=1.7731

d1=69.78mm

m=3.4890

= 303.57Mpa

=238.86Mpa

K=1.7875

=0.014297

=0.016341

  所以 大齿轮的数值大。

6          设计计算

m===3.4485

对结果进行处理取m=3.5 ，（见机械原理表5-4，根据优先使用第一序列，此处选用第一序列）

小齿轮齿数  Z1=d1/m=69.9349/3.5≈19.9814≈20

大齿轮齿数  Z2=u* Z1=3.2*20=64

7           几何尺寸计算

1）  计算中心距

d1=z1m=20*3.5=70   ，   d2=z2m=64*3.5=224

a=(d1+d2)/2=(70+224)/2=147，  a圆整后取147mm   ，d1=70.00mm

2）  计算齿轮宽度

3）  计算大、小齿轮的分度圆直径

b=φdd1     b=70mm    B1=75mm，B2=70mm

备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm

7）  验算

Ft=2T2/d2=2*88.6177*10e3/70=2531.934 N

N/mm。结果合适

8）  由此设计有

五  轴的设计

（在本次设计中由于要减轻设计负担，在计算上只校核

一根低速轴的强度）

A 低速轴3的设计

1总结以上的数据。

2求作用在齿轮上的力

F_r=F_t*tan=2358.17*tan20°=858.30N

3 初步确定轴的直径

m=3.5

Z1=20

Z2=64

a=147mm

d1=70.00mm

d2=224mm

B1=75mm

B2=70mm

=36.17N/mm

先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。

根据表[1]15-3选取A₀=112。于是有

此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d_1-2为了使所选的轴的直径d_1-2与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。

4 联轴器的型号的选取

查表[1]14-1,取Ka=1.5则；Tca=Ka*T₃=1.5*264.118=396.177N·m

按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准

GB/T5843-2003（见表[2]8-2），选用GY5 型凸缘联轴器，其公称转矩为400 N·m。半联轴器的孔径d₁=35mm .固取d_1-2=35mm。见下表

5. 轴的结构设计

  1）拟定轴上零件的装配方案

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1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d_2-3=42mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=45。半联轴器与轴配合的毂孔长度L₁= 82mm ,

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，固取1-2断的长

度应比L₁略短一些，现取L_1-2=80mm

b 初步选择滚动轴承。

考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量〈=8`-16`〉大量生产价格最低，固选用深沟球轴承

又根据d_2-3=42mm    选 61909号

右端采用轴肩定位   查[2] 又根据d_2-3=42mm和上表取d_3-4=d_7-8=45

轴肩与轴环的高度（图中a）建议取为轴直径的0.07~0.1倍

所以在d_7-8=45mm  l_6-7=12

c  取安装齿轮处的轴段4-5的直径d_4-5=50mm齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为70，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取l_4-5=67mm

,齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取（轴直径的0.07~0.1倍）这里

2358.17N

GY5 凸缘联轴器

61909号轴承

去轴肩高度h=4mm.所以d_5-6=54mm.轴的宽度去b>=1.4h,取轴的宽度为L_5-6=6mm.

d 轴承端盖的总宽度为15mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定）

根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为25mm。固取L_2-3=40mm

e 取齿轮与箱体的内壁的距离为a=12mm 小齿轮与大齿轮的间距为c=15mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承的宽度T=7mm

小齿轮的轮毂长L=50mm

则   L_3-4 =T+s+a+(70-67)=30mm

      L_6-7=L+c+a+s-L_5-6=50+15+12+8-6=79mm

至此已初步确定轴得长度

3)  轴上零件得周向定位

齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按d_4-5=50mm  由 手册查得平键的截面 b*h=16*10 (mm)见[2]表4-1,L=56mm

同理按 d_1-2=35mm. b*h=10*8 ,L=70。同时为了保证齿轮与轴配合

得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。半联轴器与轴得配合选H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。

4)  确定轴的的倒角和圆角

参考[1]表15-2，取轴端倒角为1.2*45°各轴肩处的圆角半径见上图

5) 求轴上的载荷（见下图）

首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照[1]图15-23。对与61809，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为182mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图

计算齿轮Ft=2T1/d1=2*264.1175/224*10³=2358.19 N

     Fr= Ft tana = Ft tan20°=858.31 N

通过计算有FNH1=758N    FNH2=1600.2

MH=FNH2*58.5=93.61 N·M    同理有FNV1=330.267N  FNV2=697.23N

MV=40.788N·M    

 N·M

6） 按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度）  根据[1]式15-5及表[1]15-4中的取值，且≈0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取≈0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取≈0.6）

1）计算轴的应力

FNH1=758N    FNH2=1600.2

MH= 93.61 N

=

102.11 N

（轴上载荷示意图）

前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得[σ-1]=60MPa因此σca<[σ-1]，故安全。

7）精确校核轴的疲劳强度

　　1) 判断危险截面

　　截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均无需校核。

从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的

应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面和V显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。

2) 截面左侧   抗弯截面系数　　　　　

抗扭截面系数　

=15.08Mpa

W=9112.5mm³

Wr=188225 mm³

截面左侧的弯矩

截面上的扭矩为　　T3=264.117 N

截面上的弯曲应力　　

截面上的扭转切应力　　

轴的材料为45号钢，调质处理，由[1]表15-1查得

   ，

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按[1]附表3-2查取。因，，

经插值后可查得    ， 

又由[1]附图3-1可得轴的材料的敏性系数为

    

故有效应力集中系数按[1]式（附3-4）为　

　　　

由[1]附图3-2得尺寸系数；

由[1]附图3-3得扭转尺寸系数。

轴按磨削加工，由[1]附图3-4得表面质量系数为

　

轴未经表面强化处理，即，则按[1]式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为

M=

=4.5 MPa

=14.5 MPa

，

    

于是，计算安全系数值，按[1]式（15-6）~（15-8）则得

　故该轴在截面右侧的强度也是足够的。

本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴的设计计算结束。

B中间轴 2 的设计

1总结以上的数据。

2求作用在齿轮上的力

F_r =F_t*tan=2358.17*tan20°=322.53N

3 初步确定轴的直径

先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表

[1]15-3选取A₀=112。于是有

4选轴承

初步选择滚动轴承。

考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量<=8`-16`>，大量生产价格最低固选用深沟球轴承  在本次设计中尽可能统一型号,所以选择 6005号轴承

=13.606

=886.15N

F_r=322.53N

=23.53mm

6005号轴承

5. 轴的结构设计

A  拟定轴上零件的装配方案

B  根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

由低速轴的设计知 ，轴的总长度为

L=7+79+6+67+30=189mm

由于轴承选定所以轴的最小直径为25mm

所以左端L1-2=12mm  直径为D1-2=25mm

左端轴承采用轴肩定位由[2]查得 6005号轴承的轴肩高度为2.5mm

所以D2-3=30mm   ,

同理右端轴承的直径为D1-2=25mm，定位轴肩为2.5mm

在右端大齿轮在里减速箱内壁为a=12mm，因为大齿轮的宽度为42mm,且采用轴肩定位所以左端到轴肩的长度为L=39+12+8+12=72mm

8mm为轴承里减速器内壁的厚度

又因为在两齿轮啮合时，小齿轮的齿宽比大齿轮多5mm,所以取L=72+2.5=74.5mm

同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为12mm由于第三轴的设计时距离也为12mm所以在该去取距离为11mm

取大齿轮的轮毂直径为30mm，所以齿轮的定位轴肩长度高度为3mm

至此二轴的外形尺寸全部确定。

C  轴上零件得周向定位

齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按d_4-5=30mm  由 手册查得平键的截面 b*h=10*8(mm)见[2]表4-1,L=36mm

同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与

轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。

D  确定轴的的倒角和圆角

参考[1]表15-2，取轴端倒角为1.2*45°各轴肩处的圆角半径见上图

C第一轴 1 的设计

1总结以上的数据。

L=189mm

D1-2=25mm

L1-2=12mm

D2-3=30mm

2求作用在齿轮上的力

F_r=F_t*tan=2358.17*tan20°=340.29N

3 初步确定轴的直径

先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表[1]15-3选取A₀=112。于是有

4 联轴器的型号的选取

查表[1]14-1,取Ka=1.5则；

Tca=Ka*T₃=1.5*19.634=29.451N·m

Tca=Ka*T₃=1.5*19.634=29.451N·m

按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准

GB/T5843-2003（见表[2]8-2），选用GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为63

N·m。半联轴器的孔径d₁=16mm .固取d_1-2=16mm

4 联轴器的型号的选取

查表[1]14-1,取Ka=1.5则；

Tca=Ka*T₃=1.5*19.634=29.451N·m

按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准

GB/T5843-2003（见表[2]8-2），选用GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为63 N·m。半联轴器的孔径d₁=16mm .固取d_1-2=16mm    见下表

5. 轴的结构设计

A  拟定轴上零件的装配方案

B  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1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d_2-3=18mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=20。半联轴器与轴配合的毂孔长度L₁=42mm ,

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，固取1-2断的长度应比L₁略短一些，现取L_1-2=40mm

b 初步选择滚动轴承。

考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量〈=8`-16`〉，大量生产价格最低固选用深沟球轴承,又根据d_2-3=18mm,所以选6004号轴承。右端采用轴肩定位   查[2] 又根据d_2-3=18mm和上表取d_3-4=20mm

c  取安装齿轮处的轴段4-5的直径d_4-5=25mm

d 轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定）

根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为25mm。固取L_2-3=40mm ，c=15mm，考虑到箱体的制

=934.95N

F_r =340.29N

GY2 凸缘联轴器

Ka=1.5

Tca=29.451N·m

d₁=16mm

造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离s,取s=8mm

已知滚动轴承的宽度T=12mm小齿轮的轮毂长L=50mm，则

L_3-4 =12mm 至此已初步确定轴得长度 有因为两轴承距离为189，含齿轮宽度所以各轴段都已经确定，各轴的倒角、圆角查表[1 ]表15-2

取1.0mm

六．滚动轴承的计算

根据要求对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核 ，在前面进行轴的计算时所选轴3上的两滚动轴承型号均为61809，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。现对它们进行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为

FNH1=758N    FNV1=330.267N

FNH2=1600.2    FNV2=697.23N  

由上可知轴承2所受的载荷远大于轴承2，所以只需对轴承2进行校核，如果轴承2满足要求，轴承1必满足要求。

1）求比值

轴承所受径向力

所受的轴向力

它们的比值为

根据[1]表13-5，深沟球轴承的最小e值为0.19，故此时。

2）计算当量动载荷P，根据[1]式（13-8a）

按照[1]表13-5，X=1，Y=0,按照[1]表13-6，，

取。则

3）验算轴承的寿命

按要求轴承的最短寿命为

（工作时间）,根据[1]式（13-5）

（ 对于球轴承取3） 所以所选的轴承61909满足要求。

七．连接的选择和计算

按要求对低速轴3上的两个键进行选择及校核。

1）对连接齿轮4与轴3的键的计算

（1）选择键联接的类型和尺寸

一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（A型）。

根据d=52mm从[1]表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=16mm，高度h=10mm。由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=63mm。

（2）校核键联接的强度

键、轴和轮毂的材料都是钢，由[1]表6-2查得许用挤压应力，取平均值，。键的工作长度l=L-b=63mm-16mm=47mm。，键与轮毂键槽的接触高度

k=0.5h=0.5×10=5mm。根据[1]式（6-1）可得

所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键16×10×63 GB/T 1069-1979。

2）对连接联轴器与轴3的键的计算

（1）选择键联接的类型和尺寸

类似以上键的选择，也可用A型普通平键连接。

根据d=35mm从[1]表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=10mm，高度h=8mm。由半联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=70mm。

（2）校核键联接的强度

键、轴和联轴器的材料也都是钢，由[1]表6-2查得许用挤压应力，取其平均值，。键的工作长度l=L-b=70mm-10mm=60mm。，键与轮毂键槽的接触高度

k=0.5h=0.5×8=4mm。根据[1]式（6-1）可得

所以所选的键满足强度要求。

键的标记为：键10×8×70 GB/T 1069-1979。

圆头普通平键

（A型）

=43.6Mpa

键16×10×63

=63.4Mpa

八．润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择

由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大，

所以齿轮传动可采用浸油润滑，查[2]表7-1，选用全损耗系统用油（GB/T 433-1989），代号为L-AN32。

由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查[2]表7-2，选用钙基润滑脂（GB/T 491-1987），代号为L-XAMHA1。

为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。

九．箱体及其附件的结构设计

1）减速器箱体的结构设计

箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计：

1.确定箱体的尺寸与形状

箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确定合理的箱体壁厚。

根据经验公式：（T为低速轴转矩，N·m）

可取。

为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较

厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。

2.合理设计肋板

在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。

3.合理选择材料

因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。

2）减速器附件的结构设计

（1）检查孔和视孔盖

检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。

（2）放油螺塞

放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。

（3）油标

油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。

（4）通气器

通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤网可减少灰尘进入。

5）起吊装置

油

L-AN32。

油脂

L-XAMHA1。

。

起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸缘下面设有吊耳，它们就组成了起吊装置。

（6）起盖螺钉

为便于起盖，在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。

（7）定位销

在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度。

十.设计总结

通过设计，该展开式二级圆柱齿轮减速器具有以下特点及优点：

1）能满足所需的传动比

齿轮传动能实现稳定的传动比，该减速器为满足设计要求而设计了1∶10.96的总传动比。

2）选用的齿轮满足强度刚度要求

由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够满足强

度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。

3）轴具有足够的强度及刚度

由于二级展开式齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称，当其产生弯扭变形

时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高，通过了对轴长时间的精心设计，设计的轴具有较大的刚度，保证传动的稳定性。

4）箱体设计的得体

设计减速器的具有较大尺寸的底面积及箱体轮毂，可以增加抗弯扭的惯性，有利于提高箱体的整体刚性。

5）加工工艺性能好

设计时考虑到要尽量减少工件与刀具的调整次数，以提高加工的精度和生产率。

此外，所设计的减速器还具有形状均匀、美观，使用寿命长等优点，可以完全满足设计的要求。

（6）由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。

十一.参考资料

[1]《机械设计》（第七版）—濮良贵，纪名刚主编

北京：高等教育出版社，2006。

[2]《机械设计课程设计手册》（第3版）—吴宗泽，罗盛国主编

北京：高等教育出版社，2006。

[3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，20##年5月第一版；

[4]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，20##年6月第一版；

[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编

[6]《机械制图（第四版）》，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，20##年8月第四版；

[7]《互换性与技术测量（第四版）》，中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，20##年1月第四版。