机械设计课程设计--二级展开式圆柱齿轮减速器

机械设计课程设计--二级展开式圆柱齿轮减速器

《机械设计》课程设计说明书 刘少辉2011180212

机械设计课程设计 计算说明书

自动化专业02班

设 计 人：刘少辉

指导老师: 杨胜培

2013年12月 1日

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目录

前言 ........................................................................................ 5 1. 设计任务要求 ................................................................... 7

1.1题目 .......................................................................... 7 1.2任务 .......................................................................... 7 1.3传动方案 .................................................................. 7 1.4设计参数 .................................................................. 8 1.5其他条件 .................................................................. 8 2. 传动方案简述 ................................................................... 8

2.1传动方案说明 .......................................................... 8 2.2电动机的选择 .......................................................... 8 2.3总传动比的确定及各级传动比的分配 ................ 10 2.4各轴转速，转矩与输入功率 ................................ 10 3. 传动设计 ......................................................................... 12

3.1 V带轮的设计 ........................................................ 12 3.2 高速齿轮的设计 ................................................... 15 3.3低速级齿轮的设计 ................................................ 17 3.4齿轮参数汇总表 .................................................... 21 4. 轴的设计 ......................................................................... 21

4.1轴的结构设计 ........................................................ 22 4.2 键联接强度的计算 ............................................... 28

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5. 轴承的选择 ..................................................................... 29

5.1减速器各种所用轴承参数及代号汇 .................... 29 6. 减速器润滑与密封 ......................................................... 30

6.1 齿轮传动的润滑 ................................................... 30 6.2润滑油的牌号的选 ................................................ 30 6.3轴承的润滑与密封 ................................................ 30 6.4减速器的密封 ........................................................ 31 7. 箱体的主要结构尺寸 ..................................................... 31

7.1箱体的结构形式及材料 ........................................ 31 7.2 箱体的主要结构尺寸 ........................................... 31 7.3 主要附件的选择与其设计 ................................... 32 8. 设计小结 ......................................................................... 34 参考文献 .............................................................................. 35

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前言

随着科学技术的迅速发展，市场竞争日趋激烈，在机械制造中，运输工业已成为国民经济支柱产业之一，其在国民经济中所占比重和作用越来越重要，世界各国经济发展历程证明了这一点。改革开放以来，随着市场经济的发展，商品流通的增加，物质的不断丰富，生活水平的提高，人们在追求商品外在质量提高的同时，主要还是追求商品内在质量提高，保证内在质量就需要快速的运输来实现。近年来人们的消费需求的扩大，运输工业随之迅速发展，在我国国民生产总值中已占到10%以上，与经济发达国家的差距正在逐步缩小。

运输机械在运输工业中的地位十分重要，对运输工业现代化具有举足轻重的作用。它可以提高劳动生产率，改善生产环境，降低生产成本，减少环境污染，增加产品质量，提高产品的档次，增加附加值从而增加市场竞争力，带来更大的社会效益和经济效益。

我国的运输机械发展起步与20世纪40年代末，从改革开放前少数几种水平落后的单机起，到70年代，在借鉴进口设备和技术的基础上，运输机械的生产发生了一个巨大的变化，大量填补国内空白的运输机械问世，品种规格不断增加，出现了大量专业的运输机械生产企业，形成了一批专业化生产的骨干企业。许多研究机构着手研究运输机械，大专院校也纷纷设立运输专业，先后成立了全国性的协会，学会，标准化机构，出版了各种专业期刊，形成了一个独立的运输行业部门，也是原机械工业部管理的14个大行业之一。进入20世纪80年代，除继续增加新品种外。在产品的技术水平和内在质量、性能等方面有了很大进步，从注重数量向注重质量和性能方面发展，产品的技术水平与国外先进水平的差距在缩小。

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设 计 算 及 说 明 计算结果

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设 计 算 及 说 明 计算结果 1. 设计任务要求 1.1题目 二级展开式圆柱齿轮减速器 1.2任务 （1）减速器装配图（0号）……………… 1张 （2）低速轴零件图（3号）……………… 1张 （3）低速级大齿轮零件图（2号）……… 1张 （4）减速器箱盖零件图（0号……………… 1张 （5）设计计算说明书……………………… 1份 （9）草图…………………………………… 1份 1.3传动方案 图（1）传动方案示意图 1——电动机 2——V带传动 3——展开式双级齿轮减速器 4——连轴器 5——底座 6——传送带鼓轮 7——传送带

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设 计 算 及 说 明 计算结果 1.4设计参数 （1）电机功率5.5kw （2）电动机转速1440r/min （3）减速器传动比16 1.5其他条件 双班制工作、试用期限为10年(年工作日300天)、小批量生产、底座（为传动装置的独立底座）用型钢焊接。 2. 传动方案简述 2.1传动方案说明 2.1.1 将带传动布置于高速级 将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。 2.1.2 选用直齿圆柱齿轮 直齿轮不产生轴向力，可以简化轴承组合结构，自圆周速度不大的场合选用直齿轮。设计、工艺变得简单。 2.1.3将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方 由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。 综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。 2.2电动机的选择 2.2.1电动机类型和结构型式 根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流电，所以选用三相交流电动机。又由于Y系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低等优点均能满足工作条件和使用条件。根据本装置的安装需要和防护要求，采用卧式封闭型电动机。优先选用卧式封闭型Y系列三

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设 计 算 及 说 明 计算结果 相交流异步电动机。根据设计的需要选用了Y132S-4电动机。 2.2.2 电动机主要参数 （1）电动机的主要技术数据 同步最大转额定功电动机型转速 矩 满载转速 质量 率 号 r/mi额定转r/min kg kw n 矩 Y132S-4 5.5 1440 2.2 1440 68 （2）电动机的外形示意图 Y型三相异步电动机

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设 计 算 及 说 明 计算结果 （3）电动机的安装尺寸表 （单位：mm） 电机型号Y132S 尺 寸 型F×H号 H A B C D E G AD AC L GD D 132 216 140 89 38 80 10×8 33 210 135 315 475 2.3总传动比的确定及各级传动比的分配 2.3.1 理论总传动比i'=16 2.3.2 各级传动比的分配 (1)V带传动的传动比iv'2 (2)齿轮传动中，高低速级理论传动比的分配 取ihil，可使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。同时还可以使传动装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。但ih过大，有可能会使高速极大齿轮与低速级轴发生干涉碰撞。所以必须合理分配传动比，一般可在ih'(1.3~1.4)il'中取，要求d2 l - d2h≈20～30 mm。 (3)两级齿轮传动的传动比 ih'3.2il'2.5 2.4各轴转速，转矩与输入功率 2.4.1 各轴理论转速 设定：电动机轴为0轴， 高速轴为Ⅰ轴，图（1）左侧 中间轴为Ⅱ轴，图（1）中间 低速轴为Ⅲ轴，图（1）右侧 联轴器为IV轴 (1)电动机

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设 计 算 及 说 明 ndnm1440 r/min 计算结果 (2)Ⅰ轴 n1440nⅠ'd720 r/mim iv'2(3)Π轴 nⅡ'n'720225 r/min iv'3.2n'22590 r/min il'2.5(4)Ⅲ轴 nⅢ' 2.4.2 各轴的输入功率 2.4.2.1传动效率的查取 （1）v带轮的传递效率1=0.98 （2）一对滚动轴承的传动效率2=0.95 （3）齿轮啮合的传递效率η3=0.99 （4）联轴器的效率η4=0.98 2.4.2.2 系统各轴的功率 (1)电动机 Pd5.5 kw (2)Ⅰ轴 PⅠPd125.50.980.955.12 kw (3)Π轴 PⅡPη325.120.990.954.82 kw (4)Ⅲ轴 PⅢPη32 4.820.990.954.53 kw 2.4.3 各轴的理论转矩 (1)电动机 Td9.55106Pd5.59.55106 3.65104N•mmnd1440 (2)Ⅰ轴 T9.55106Pn9.551065.126.8104 N·mm 720

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设 计 算 及 说 明 计算结果 (3)Π轴 T9.55106P4.829.551062.1105N·mm n'225P4.539.55106 =4.8105 N·mm n'90(4)Ⅲ轴 T9.55106 2.4.4各轴运动和动力参数汇总表 理论转输入功输入转矩轴号 速传动比 率（kw） (N·mm) （r/min） 电动轴 1440 第I轴 720 5.5 5.12 4.82 4.53 3.65×104 6.8×104 3.2 第II轴 225 第III轴 90 2.1×105 4.8×10 52 2.5 3. 传动设计 3.1 V带轮的设计 3.1.1 原始数据 电动机功率——Pd5.5 kw 电动机转速——nd1440 r/min V带理论传动比——2 单向运转、双班制、工作机为带式运输机 3.1.2 设计计算 （1） 确定计算功率Pca Pca =KA·Pd 根据双班制工作，即每天工作16小时，工作机为带式运输机， <由《机械设计》P138表7-7> 查得工作系数KA=1.2

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设 计 算 及 说 明 计算结果 Pca =KA×Pd=1.2×5.5= 6.6 kw （2）选取普通V带带型 <有《机械设计》P139图7-12>知道应选用普通V带A型。 （3）确定带轮基准直径 dd1和dd2 a. 初选 小带轮基准直径dd1=100mm b．验算带速 vdd1n160100010014406010007.54 m/s 5m/s 取Ld = 1250 mm 计算实际中心距a aa0LdLd235012501177.25386mm 2 （6）验算主轮上的包角1 <由《机械设计》P140式(7-24)>

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设 计 算 及 说 明 dd2dd157.3a =18020010057.338615590 计算结果 1180∴ 主动轮上的包角合适 （7）计算V带的根数Z <由《机械设计》P140式(7-25)> 得 ZPc PC— 基本(P1P1)KKl额定功率由《机械设计》P137表7-6> 得PC=1.32 P1—额定功率的增量 <由《机械设计》表7-8> P0=0.46 K——包角修正系数 <由《机械设计》表7-9> 得K=0.98 Kl——长度系数 <由《机械设计》表7-2> 得Kl=0.95 ∴Z 取Z=2根 （8）计算预紧力 F0 <由《机械设计》P140式(7-26)> 得 F0500Pca2.5(1)qv2ZvK Pca1.32= =1 (P0P0)KKl1.36由于V=7.53<10m/s,所qv^2可以忽略。 F0113.2N （9）计算作用在轴上的压轴力FQ <由式《机械设计》 P158(8-24)> 得 FQ2ZvF0sin1222113.2sin165=449 N 2 3.1.3带传动主要参数汇总表 带Ld dd1 dd2 a F0 FP Z 型 mm mm mm mm N N 125A 2 100 200 386 113.2 449 0 3.1.4带轮材料及结构 （1）带轮的材料 带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为HT150或HT200

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设 计 算 及 说 明 计算结果 3.2 高速齿轮的设计 3.2.1原始数据 输入转矩——T=6.8104 N·mm 小齿轮转速——nI=720 r/min 齿数比——μ=ih'3.2 由电动机驱动单向运转、单班制工作、工作寿命为10年载荷较平稳。（设每年工作日为250天） 3.2.2设计计算 选齿轮类、精度等级、材料及齿数 1 为提高传动平稳性及强度，选用直圆柱齿轮； 2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度； 3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动 小齿轮材料：45Cr调质处理 HBW1=250 接触疲劳强度极限Hlim1720MPa （由《机械设计》图8-20a） 弯曲疲劳强度极限Flim1290 Mpa （由《机械设计》表8-25a） 大齿轮材料：45号钢调质处理 HBW2=230 接触疲劳强度极限Hlim2580 MPa （由《机械设计》8-20a） 弯曲疲劳强度极限Flim2230 Mpa （由《机械设计》8-25a） 4初选小齿轮齿数Z120，估计小齿轮直径d=50mm 1估大齿轮齿数Z2 = Z1ih'= 20×3.2=64 5 选择齿宽系数d1由表8-8可知b估=dd1估=55mm 齿轮圆周速度v估=d1n1601000557206010002.1m/s 6 计算两齿轮的应力循环数N 小齿轮 N1=60γn1th=60x2x720x（10x250x8）=1.72x109 大齿轮 N2=N1/ih=8.6x108 7 寿命系数ZN ，由图8-24得,ZN1=1,ZN2=1(不允许有一定量的点蚀) 8 安全系数SH 参照表8-11，取SH=1 9 许用接触应力【σH】,根据（8-14）得：

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H1 H2HlimZN1SHZHlimN2SH设 计 算 及 说 明 7201Mpa720Mpa 15801Mpa580Mpa 1计算结果 3.2.3按齿面接触强度设计 计算公式： d132KT1u1ZHZEZduH  mm （由《机械设计》式8-6）2确定公式内的各计算参数数值 (1)小齿轮转矩T1=6.8×104 N·mm (2)确定载荷系数K 使用系数KA 按电动机驱动，载荷平稳，查表8-4取KA=1 动载系数KV 按8级精度和速度，查图8-11，取KV=1.12 齿间载荷分配系数Kα KAFt2KAT1216.8104 55<100N/mm bbd15555 由表8-5，取 Kα=1.3 齿向载荷分布系数 Kβ, 由图8-14a，取Kβ=1.09 所以载荷系数 K=KAKVKαKβ=111.121.31.091.59 材料的弹性影响系数 ZE190 Mpa1/2 区域系数ZH2.5 （由《机械设计》图8-16） 4（由《机械设计式8-7） 311由1.883.2得Z=0.88 zz21重合度系数Z 计算 （1）试算小齿轮分度圆直径d1t d1332KT1u1ZHZEZduH 221.596.81043.212.51900.882() 13.2580=52.0mm 确定中心距a、模数m等主要参数。

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设 计 算 及 说 明 计算结果 模数m md1522.6mm z120由表8-7取标准模数m=2.75mm 中心距 a am(z1z2)2 分度圆直径d1，d2 d1=mz1=55mm, d2=mz2=176mm 齿宽b b1dd115555 mm b2dd21176 =176mm 3.2.4 校核齿根弯曲强度设计 计算需用弯曲应力 寿命系数：由图8-29取YN1=YN2=1 极限应力σFlim：前面已求得σFlim1=290Mpa σFlim2=230Mpa 尺寸系数Yx：由图8-30，取Yx1=Yx2=1 安全系数SF：参照表8-11，取SF=1.6 许用弯曲应力【σF】：由式8-16得 F12Flim1YN1Yx22.75(2064)115.5mm 2F2SF2Flim2YN2Yx2SF229011Mpa362.5Mpa 1.6223011Mpa287.5Mpa 1.6齿形系数YFa：由图8-18，取YFa1=2.62，YFa2=2.29 应力修正系数Ysa：由图8-19，取Ysa1=1.55，Ysa2=1.66 重合度系数Y : 由式8-11得， Y0.250.75齿根弯曲应力 : 由式8-9得 F12kT1YFa1Ysa1Y0.250.750.7 1.67bd1m21.596.81042.621.550.7Mpa 55552.75F1=73.9Mpa<[F1]=362.5Mpa YY2.291.66F2F2Fa2sa273.969.2Mpa YFa1Ysa22.621.55F2<F2=287.5Mpa 所以，所设计的齿轮符合要求。 3.3低速级齿轮的设计 3.3.1原始数据

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设 计 算 及 说 明 计算结果 输入转矩——T=2.1105 N·mm 小齿轮转速——nI=225 r/min 齿数比——μ=ih'2.5 由电动机驱动单向运转、单班制工作、工作寿命为10年载荷较平稳。（设每年工作日为250天） 3.3.2设计计算 选齿轮类、精度等级、材料及齿数 1 为提高传动平稳性及强度，选用直圆柱齿轮； 2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度； 3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动 小齿轮材料：45Cr调质处理 HBW1=250 接触疲劳强度极限Hlim1720MPa （由《机械设计》图8-20a） 弯曲疲劳强度极限Flim1290 Mpa （由《机械设计》表8-25a） 大齿轮材料：45号钢调质处理 HBW2=230 接触疲劳强度极限Hlim2580 MPa （由《机械设计》8-20a） 弯曲疲劳强度极限Flim2230 Mpa （由《机械设计》8-25a） 4初选小齿轮齿数Z120，估计小齿轮直径d=80mm 1估大齿轮齿数Z2 = Z1ih'= 20×2.5=50 5 选择齿宽系数d1由表8-8可知b估=dd1估=80mm 齿轮圆周速度v估=d1n1601000807206010003m/s 6 计算两齿轮的应力循环数N 小齿轮 N1=60γn1th=60x2x225x（10x250x8）=5.38x108 大齿轮 N2=N1/ih=2.15x108 7 寿命系数ZN ，由图8-24得,ZN1=1.1,ZN2=1.15(不允许有一定量的点蚀) 8 安全系数SH 参照表8-11，取SH=1 9 许用接触应力【σH】,根据（8-14）得： H1 H2HlimZN17201.1Mpa792Mpa SH1Z5801.15HlimN2Mpa667Mpa SH13.3.3 按齿面接触强度设计 计算公式：

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设 计 算 及 说 明 计算结果 d132KT1u1ZHZEZduH mm （由《机械设计》式8-6） 23.3.4确定公式内的各计算参数数值 (1)小齿轮转矩T1=2.1×105 N·mm (2)确定载荷系数K 使用系数KA 按电动机驱动，载荷平稳，查表8-4取KA=1 动载系数KV 按8级精度和速度，查图8-11，取KV=1.12 齿间载荷分配系数Kα KAFt2KAT1212.1105 65.6<100N/mm bbd18080 由表8-5，取Kα=1.2 齿向载荷分布系数Kβ, 由图8-14a，取Kβ=1.09 所以载荷系数 K=KAKVKαKβ=111.121.21.091.46 材料的弹性影响系数 ZE190 Mpa1/2 区域系数ZH2.5 （由《机械设计》图8-16） 4（由《机械设计式8-7） 311由1.883.2得Z=0.88 zz21重合度系数Z3.3.4计算 （1）试算小齿轮分度圆直径d1t d1332KT1u1ZHZEZduH 221.462.11052.512.51900.882() 12.5667=70mm 确定中心距a、模数m等主要参数。 模数m md1703.5mm z120由表8-7取标准模数m=4mm 中心距 a am(z1z2)2 分度圆直径d1，d2 d1=mz1=80mm, d2=mz2=200mm 齿宽b b1dd118080 mm b2dd21200 =200mm 4(2050)140mm 2

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设 计 算 及 说 明 计算结果 3..3.5 校核齿根弯曲强度设计 计算需用弯曲应力 寿命系数 : 由图8-29取YN1=YN2=1 极限应力σFlim : 前面已求得σFlim1=290Mpa σFlim2=230Mpa 尺寸系数Yx : 由图8-30，取Yx1=Yx2=1 安全系数SF : 参照表8-11，取SF=1.6 许用弯曲应力【σF】: 由式8-16得 F12Flim1YN1Yx2F2SF2Flim2YN2Yx2SF229011Mpa362.5Mpa 1.6223011Mpa287.5Mpa 1.6齿形系数YFa : 由图8-18，取YFa1=2.62，YFa2=2.35 应力修正系数Ysa : 由图8-19，取Ysa1=1.55，Ysa2=1.68 重合度系数Yε : 由式8-11得， Y0.25 F12kT1YFa1Ysa1Y0.75齿根弯曲应力 : 由式8-9得 0.250.750.7 1.67bd1m21.462.11052.621.550.7Mpa 80804F1=68Mpa<[F1]=362.5Mpa YY2.351.68F2F2Fa2sa273.971.8Mpa YFa1Ysa22.621.55F2<F2=287.5Mpa 所以，所设计的齿轮符合要求。 低速级齿轮三维图

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设 计 算 及 说 明 计算结果 3.4齿轮参数汇总表 齿轮 齿数 高Z1 速Z2 级 传动 20 64 分度圆直径d (mm) 55 176 da (mm) 60.5 181.5 df (mm) 48.125 169.125 螺旋角β 0 df (mm) 70 190 螺旋角β 0 精度等级 8 计算齿宽b2(mm) 55 精度等级 8 计算齿宽b4(mm) 80 传动比i 中心距a 模数mn 3.2 115.5 分度圆直径d (mm) 80 200 2.75 da (mm) 88 208 齿轮 齿数 低Z3 速Z4 级 传动 20 50 传动比i 中心距a 模数mn 2.5 140 4 4. 轴的设计

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设 计 算 及 说 明 计算结果 4.1轴的结构设计 4.1.1材料的选择 碳素钢比合金钢价格低廉，对应力集中的敏感性较低，并且具有较高的综合力学性能，故应用较广。一般机器中的轴常用优质中碳钢制造，其中最常用的便是45号钢。为了提高材料的力学性能，通常进行正火或调质处理。 1 轴工作时主要参数 功率 转矩 转速 齿轮分压力角 度圆直径 4.53kw 480N·m 90r/min 200mm 20° 2 求作用在齿轮上的力 Ft2T3Fr=Ft*tanα=4800*tan20°=1747N 4.1.2 轴的最小直径的计算 轴的材料为45号钢，根据表《机械设计》式11-3得 C=118。 于是有 d3C3PⅢ118nⅢ3d224.81054800N 2004.5343.5mm 90 由于低速轴上面需要两个键槽，轴径需要加大7%。所以d347 此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d3-1。为了使所选的轴的直径d3-1与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。所以需同时选用连轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。所以选取GL型滚子链联轴器。 <由[机械课程设计]P148表（17-3）> 得： 选用GL7型刚可移式联轴器 GL7型弹性柱销联轴器主要参数为： 公称转矩Tn＝250 N·mm 轴孔长度L=112mm 孔径d1 =50mm

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设 计 算 及 说 明 计算结果 所以低速轴的最小直径选为50mm 4.1.3各轴段直径的确定 轴的结构设计图 表3-3 Ⅲ轴段直径 名称 d1 依据 确定结果（mm） d2 d3 大于轴的最小直径47，考虑与联轴器内孔标准直径配合，联轴器选择50 GL6型，取d1=50mm 为了使联轴器定位，与滚动轴承6010的配合 52 考虑轴承d3> d2选用代号为6010轴承 轴承内径 d=55 (mm) 55 轴承外径 D=90(mm) 轴承宽度 B=18(mm) 考虑到与齿轮毂孔的配合 57 d4

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设 计 算 及 说 明 d5计算结果 考虑到齿轮的定位 59 d6 考虑到与轴承6010的配合 57 d7 d7＝d3（同一对轴承） 55 4.1.4各轴段长度的确定 1 轴段安装联轴器：联轴器选择GL6型（见《机械设计手册》GB/T 5843-2003）联轴器宽度L联轴器=82mm,使l1略小于L联轴器，取l1=72mm. 2 轴段的长度l2：包括三部分：l2=B+e+m, 其中lS部分为联轴器的内端面至轴承端盖的距离，查参考文献［机械设计课程设计指导书］P33，B=15-20mm,取lS=20mm,e部分为轴承端盖的厚度，查参考文献［机械设计课程设计指导书］P35图5-25，轴承外径D=140mm，得e=5m部分为轴承盖的上口端面至轴承座孔边缘的距离，轴承座孔的宽度L座孔=δ+C1+C2+(5～10mm), δ为下箱座壁厚，查参考文献［机械设计课程设计指导书］表4-1：δ=8mm,C1,C2为轴承座旁连接螺栓到箱体外壁及箱边的尺寸，根据轴承座旁连接螺栓的直径查参考文献［机械设计课程设计指导书］P23表4-2，（假设轴承座旁连接螺栓d1=16mm）得C1=22mm,C2=20mm,L座孔=δ+C1+C2+(5～10mm)=8+22+20+5=55mm。所以取l2=80mm. 3 轴段的长度l3：l3应略小于或等于深沟球轴承的宽度，轴承的型号为6011，轴承宽度B=18mm,l3=16mm. 4 轴段的长度：减速器的内腔宽为：A =92mm。取L4=85mm 5轴段部位为齿轮定位轴环，其长度为：l=1.4h=1.4×6=8.4mm取l5=8mm 6 轴段为安装齿轮段，其长度略小于齿轮宽度， l6=7 mm 7 轴段为轴承安装段，该段长度应该略小于轴承宽度。与L7=L3 =16mm 4.1.5按当量弯矩法校核轴的强度。

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设 计 算 及 说 明 计算结果 (1)齿轮的空间受力图 （齿轮的空间受力图） 齿轮的切向力：Ft由MA0得，Fbv由y0得， FAv2T3 d498Ft6602N 250FtFBV10239N 24.810516842N 57 (2)画水平受力图，求出轴上水平面的载荷，求得水平面支反力。 齿轮的径向力 Fr=Fttanα=16842xtan20o=6130N 98Fr2403N 由MA0得, Fbh 由y0得， FAhFrFbh3727N （3）绘制垂直面弯矩Mv 250

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设 计 算 及 说 明 计算结果 MV=FAVX98=10239X98=1003422 Nmm (4)绘制水平面弯矩Mh Mh=FahX98=3727X98=35246Nmm (6)绘制合成弯矩M图 总弯矩MMV2MH2(1003422)2(35246)21105Nmm 现将计算MH、M V、M V及M的值例于下表：

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设 计 算 及 说 明 计算结果 载荷 水平面H 支反力FAH=3727N F FBH=2403N M H =35246N·mm 弯矩M 垂直面V FAV=10239N FBV=6602N MV =1003422N·mm M =1X105 N·mm 总弯矩 扭矩T TⅢ=4.8105N·mm 4.1.6 按弯扭合成校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面1）的强度。 由《机械设计》表（11-1），得：160MPa 由《机械设计》P251 式（11-3），取0.6，轴的计算应力为： caM12(TⅢ)2(1105)2(0.64.8105)2 3W0.15735MPa160MPa 4.1.7 高速轴与低速轴的设计与计算与低速轴的计算类似下面是它们最终设计图 （轴2的设计图）

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设 计 算 及 说 明 计算结果 （轴1的设计图） 轴3的三维效果图 4.2 键联接强度的计算 4.21低速轴齿轮的键联接 1 选择类型及尺寸 根据d =55mm， <由《机械设计》P100表（5-1）得， 选用A型，b×h=16×10 2 键的强度校核 (1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k L=56 k = 0.5h = 5mm (2) 强度校核 此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取[σp]=110MPa TⅢ = 10.4573105N.mm σp =格 2TⅢ103kld24.8105 N.mm62.33Mpa [σp] 键安全合55655 4.3.2中间轴齿轮的键联接 1 选择类型及尺寸 根据d =35mm， <由《机械设计》P100表（5-1）得， 选用A型，b×h=12×8 2 键的强度校核

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设 计 算 及 说 明 计算结果 (1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k L=36 k = 0.5h = 4mm (2) 强度校核 此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取[σp]=110MPa 5TⅢ = 10.457310N.mm σp =2TⅢ1034.3.3低速轴联轴器的键联接 1 选择类型及尺寸 根据d =55mm， <由《机械设计》P100表（5-1）得， 选用A型，b×h=16×10 2 键的强度校核 (1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k L=56 k = 0.5h = 5mm (2) 强度校核 此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取[σp]=110MPa 5TⅢ = 10.457310N.mm 2TⅢ103kld22.1105 N.mm83.3Mpa [σp] 键安全合格 43635σp =kld24.8105 N.mm62.33Mpa55655 [σp] 键合格。 5. 轴承的选择 5.1减速器各种所用轴承参数及代号汇 普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两端固定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。 外形尺寸（mm） 安装尺寸（mm） 轴承型项目 D1 D2 ra 号 d D B min max max

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设 计 算 及 说 明 计算结果 高速6007 轴 中间6007 轴 低速6011 轴 35 35 55 62 62 90 14 14 18 41 41 62 56 56 83 1 1 1 6. 减速器润滑与密封 6.1 齿轮传动的润滑 各级齿轮的圆周速度均小于12m/s，所以采用浸油润滑。另外，传动件浸入油中的深度要求适当，既要避免搅油损失太大，又要充分的润滑。油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮直径应尽量相近，以便浸油深度相近。 6.2润滑油的牌号的选 由《机械设计课程设计》P153表（16-2），得：闭式齿轮传动润滑油运动粘度为220mm2/s 由《机械设计课程设计》P153表（16-1），得：选用N220工业齿轮油 6.3轴承的润滑与密封 轴承的润滑：由于高速级齿轮的圆周速度小于2m/s，所以轴承采用脂润滑。由于减速器工作场合的需要，选用抗水性较好，耐热性较差的钙基润滑脂（GB491-87）。 轴承内密封：由于轴承用油润滑，为了防止齿轮捏合时挤出的热油大量冲向轴承内部，增加轴承的阻力，需在轴承内侧设置挡油盘。

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设 计 算 及 说 明 计算结果 轴承外密封：在减速器的输入轴和输出轴的外伸段，为防止灰尘水份从外伸段与端盖间隙进入箱体，所有选用毡圈密封。 6.4减速器的密封 减速器外伸轴采用 《机械设计课程设计》P142表（16-9）的密封件，具体由各轴的直径取值定，轴承旁还设置封油盘。 7. 箱体的主要结构尺寸 7.1箱体的结构形式及材料 本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。 此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。 箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。 减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。 7.2 箱体的主要结构尺寸 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱体凸缘厚度 数值(mm) δ=8 δ1=8 b=12 b1=12

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设 计 算 及 说 明 计算结果 加强肋厚 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 箱盖、箱座联接螺栓直径 b2=20 m=7 m1=7 20 n=6 M16 M10 高速轴 轴承盖螺钉直径和数目 中间轴 低速轴 高速轴 轴承盖（轴承座端面）外径 中间轴 低速轴 观察孔盖螺钉直径 M8 df df、d2、d3至箱外壁距离 d1 C1= d2 df df、d2、d3至凸缘边缘的d1 C2= 距离 d2 轴承旁凸台高度和半径 外壁至轴承端面的距离 选用n=4 M10 选用n=4 M10 选用n=4 M10 110 110 140 26 22 16 24 20 14 h由结构确定，R= C1 l1=δ+C2+C1+(5～10)=60 7.3 主要附件的选择与其设计 1 通气器 齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所受负荷，设通气器及时将箱内高压气体排出。

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设 计 算 及 说 明 计算结果 由<《机械设计课程设计》P48图6-18>选用通气器尺寸M12×1.25 2 窥视孔和视孔盖 为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。 为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。 由<《机械设计课程设计》P47表取A=150mm 3 油标尺油塞 为方便的检查油面高度，保证传动件的润滑，将油面指示器设在低速级齿轮处油面较稳定的部位。 由<《机械设计课程设计》P49表9-14> 选用油标尺尺寸M12 4油塞 为了排出油污，在减速器箱座最低部设置放油孔，并用油塞和封油垫将其住。 由<《机械设计课程设计》P79表9-16> 选用油塞尺寸 M16×1.5 5定位销 保证拆装箱盖时，箱盖箱座安装配合准确，且保持轴承孔的制造精度，在箱盖与箱座的联接凸缘上配两个定位销。 由<《机械设计课程设计》P125表14-27> GB117-2000 A8×40 6 启盖螺钉 在箱体剖分面上涂有水玻璃，用于密封，为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设有启盖螺钉一个，拧动起盖螺钉，就能顶开箱盖。结构参见减速器总装图，尺寸取M10×1.5 7起吊装置

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设 计 算 及 说 明 计算结果 减速器箱体沉重，采用起重装置起吊，在箱盖上铸有吊耳。 为搬运整个减速器，在箱座两端凸缘处铸有吊钩 尺寸见<《机械设计课程设计》P51表6-1> 减速器装配效果图： 减速器三维零件拆解图： 8. 设计小结 转眼两周课程设计临近尾声，通过这次设计实践，我对机械设计有了更全面、更深入地了解与认识。本次课程设计填补了以

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设 计 算 及 说 明 计算结果 往课堂上，我们只是很公式化的解题，对于实际的工程设计计算没有具体的概念。 查表、计算、绘图这些对于还不是很熟练的我们来说真不是很容易，进度慢，返工多是比较普遍的现象，但是通过老师不辞辛劳的指导，解答我们的疑问，指出我们设计上的缺陷，指引我们的思路，使我们在设计过程中获益匪浅，在此表示衷心的感谢。 虽然两周的时间并不算长，但却使得我获得了很多课上学不到的知识，初步掌握了查找工程用工具书进行机械设计的基本步骤与技能，翻书查表，定尺寸取公差，直至最后的绘图，将设计付诸于图纸这一系列的过程和经验，对我今后的学习和工作无疑是十分珍贵的。 参考文献 【1】 李建功.机械设计【m】.北京:机械工业出版社，2007 【2】 陆玉.机械设计课程设计【m】.北京：机械工业出版社，2006 【3】 韩进宏.互换性与测量技术测量【m】.北京：机械工业出版社，2004 【4】 肖银玲.机械制图【m】.北京：高等教育

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设 计 算 及 说 明 计算结果 出版社，2007 【5】 王运炎.机械工程材料【m】.北京：机械工业出版社2008

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八 个人小结

转眼两周课程设计临近尾声，通过这次设计实践，我对机械设计有了更全面、更深入地了解与认识。本次课程设计填补了以往课堂上，我们只是很公式化的解题，对于实际的工程设计计算没有具体的概念。

查表、计算、绘图这些对于还不是很熟练的我们来说真不是很容易，进度慢，返工多是比较普遍的现象，但是通过老师不辞辛劳的指导，解答我们的疑问，指出我们设计上的缺陷，指引我们的思路，使我们在设计过程中获益匪浅，在此表示衷心的感谢。 虽然两周的时间并不算长，但却使得我获得了很多课上学不到的知识，初步掌握了查找工程用工具书进行机械设计的基本步骤与技能，翻书查表，定尺寸取公差，直至最后的绘图，将设计付诸于图纸这一系列的过程和经验，对我今后的学习和工作无疑是十分珍贵的。

参考文献

【6】 李建功.机械设计【m】.北京:机械工业出版社，

2007

【7】 陆玉.机械设计课程设计【m】.北京：机械工

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业出版社，2006

【8】 韩进宏.互换性与测量技术测量【m】.北京：机

械工业出版社，2004

【9】 肖银玲.机械制图【m】.北京：高等教育出版社，

2007 【10】 王运炎.机械工程材料【m】.北京：机械工业出

版社2008 39