二级展开式直齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书

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1、机械设计基础,4课 程 设 计 设 计 说 明 书设 计 题 目 设计带式运输机传动装置机电工程系机械设计制造及其自动化专业 班设计者_ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _学 号指 导 教 师 _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _2 0 1 3年6月3 0日|目 录一、传动方案的拟订二电动机的选择及运动参数的计算.2.1电动机的选择.52.2计算传动装置的总传动比和分配各级传动比.62.3计算传动装置的运动和动力参数.7三直齿圆柱齿轮的设计.3.1高速级齿轮设计.3.L.L选定齿轮类型8精度等级、材料及齿数.83.1.2按齿面接触强度设计.83.1.3按齿根弯曲强度设计.10

2、3.1.4几何尺寸计算.113.1.5 总结.123.2低速级齿轮设计.123.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数.123.2.2按齿面接触强度设计.123.2.3按齿根弯曲强度设计.153.2.4几何尺寸计算.163.2.5 总结.16四轴、键、轴承的设计计算.174.1高速轴I的设计.174.2中间轴H的设计.224.3低速轴H I设计及计算.27五减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选择.335.1齿轮和轴承的润滑方式及润滑剂的选择.33.5.2密封方式的选择.34六减速器箱体及附件的设计.34.6.1箱体设计.346.2减速器附件设计.35t减速器技术要求.37结 束 语.38参考

3、文献.39机 械 设 计（课程设计任务书）-题目：设计带式运输机传动装置传动系统图三.原始数据及工作条件数 据 编 号12345678910运愉带工作拉力F/N2000180018002200240025002600190023002000运检带工作速度/（m-r1）2.32.352.52.41.81.81.82.452.12.4卷筒宜径D/mm330340360350260250280360310360连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动，使用期1 0 年，小批量生产,单两班制工作，运输带速度允许误差为5%。四.要求1 ）按 第 2.6 组数据进行设计2）设计工作量：设 计 说 明 书

4、1 份减速器装配图（AO ）1 张零 件 图(A2)2张一、传动方案的拟订工作条件及生产条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动，使 用 期1 0年，小批量生产，单两班制工作，运输带速度允许误差为5%。减速器设计基础数据输送带工作拉力F(N)250 0输送带速度v(m/s)1.8卷筒直径D(m m)250图1-1带式输送机传动方案减速器类型:二级展开式直齿圆柱齿轮减速器设计原则：结构简单，制造方便，成本低廉，传动效率高，使用维护方便。传动方案：电机f联轴器f两级直齿圆柱齿轮减速器f工作机方案分析：带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器，再经连轴器将动力传至输送机滚筒，带

5、动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。设计内容计算与说明结果电动机的选怪二、电动机的选择及运动参数的计算2.1电动机的选择(1)选择电动机类型按已知工作要求和条件选用卧式全封闭的Y系列计算工作鼠笼型三相异步交流电动机。(2)确定电动机的功率工作装置所需功率P的计算WP F,k w“1 0 0 0W式 中，F,250 0 N,v,L 8 m/s,工作装置的效率.0-9 6o代入上式得：装置所需P F、，v、250 0 1.8 4 6875k w功率Pw 1 0 0 0 1 0 0

6、0 0.96wW电动机的输入功率P的计算0PP i kw0P 2.66k wW计算电动式中，为电动机轴至卷筒轴的转动装置总效率。机的输入：；：t ；取滚动轴承效率r 0-9 9,7级精度齿轮功率P0传效率0.96,联轴器的效率，0-99,传动滚筒的效率0.96 则 0.993 0.962 0.992x0.96 0.841 6计算电机的加故 P,、-P .4.6.8.7.5 5r.57Ik wo 0.841 6电动机额定功率 P=(11.3)P=5.57 7.241 k wm0电动机的功率有5.5 kw和7.5k w,故选择7.5 kw的电总效率 I A-A-X-W-卜计算)两载转速计算卷筒转速

7、机。(3)确定电动机转速卷筒轴作为工作轴，其转速为：nW6 104 V 61041 o1Q7D250齿轮的传动比范围：单级圆柱齿轮传动比范围0.8416i 3g5,则总传动比范围应为i 3355 9 2 5,可见电动机转速的可选范围为P 7.5kw0n i n(9W25)137.581238.22 3439.5r/m in符合这一范围的同步转速有1500r/min的电机，查表知选用Y 系列电动机Y132M-4型三相异步电机，其满载转速nW1440r/min o电动机的安装结构型式以及其中心高、外形尺寸如下：电动额定同步x-W-)两载机座中外伸轴颈轴 伸尺寸机型当功率(K转速n(r转速n(r心高

8、Hn 137.58wr/minW)/m i/m in )n )Y1 32M7.51 500140013238mm80mmn 572.96 1591.5r/min输入轴和中间轴的传动比为：，圆周齿轮的传动比为3-5,传动装置总传动比-42.2计算传动装置的总传动比和分配各级传动比(1)传动装置总传动比.n 1440 11-10.47n 137.58W(2)分配传动装置各级传动比n1440r/min计算输入.10.47可取3,则I34 33.49轴转速n 1 2.3计算传动装置的运动和动力参数计算中间(1)各轴的转速轴转速n2计算输入轴转速n1nm1440r/m in计算输出计算中间轴转速n2n1

9、4403480r/min轴转速n4803计算输出轴转速nn137.54r/min3i23.49工作轴 n n 137.54r/m inw 3(2)各轴输入功率输入轴功率 p 7.5x0.99x0.96x0.99 7.06kw1计算各轴中间轴功率p p2 1r7.06g0.99 0.966.71kw输入功率输出轴功率p p3 2r6.71c0.99 0.996.57kw(3)各轴输入转矩输入轴T=T 9550-p9550-7649.74NmW 1nID1440计算各轴输入转矩计算齿轮D C*71中间轴T 9550-L 9550 1 33.50 N m2 n 4802输出轴T 9550巳 9550

10、 6-57.456.1 8N m3 n 1 37.543招以上算的的运动和动力参数列表如下：i 1 0.47i 312i 3.4934n 1 440ir/m inn 4802r/m inn 1 37.543r/m inn 1 37.54wr/m inP 7.0 6k wiP 6.7 Ik w2P 6.57k w3T 49.74N m1 由 名参I轴II轴n釉工作轴转速n(r/m in)1 4404801 37.541 37.54功率P(k W)7.0 66.716.576.57转矩T(Nm)49.741 33.50456.1 8456.1 8传 动 比i 33.491效率0.9490.9790

11、.99三、直齿画柱齿轮减速器的设计3.1 高速级齿轮的设计3.1.1 选 定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）选用7级精度3）材料选择，由表10T选择小齿轮材料为40 Cr（调质），硬度为280 HBs ,大齿轮材料为4 5钢（调质），硬度为240 HBs ,二者材料硬度差为40 HBs4）试 选 小 齿 轮 齿 数z 24,大 齿 轮 齿 数 为1z 3 24 72。23.1.2 按齿面接触强度设计按设计计算公式（1 0 9 a）进行试算，即齿 数Z和z2d 2.32：也二2ItV(P U a d H(1)确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt =1.3T 1 33.

12、50 N.m2T 456.1 8N m3高 速 级计算小齿轮传递的转矩。齿轮的设T*5 1 05P 4974CN m mini计由表1 0 -7 选取尺宽系数3=1由表1 0 -6 查得材料的弹性影响系数Z 1 89.8MP atE计算小齿由图1 0 -2 1 d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强轮传递的转矩度极限 60 0 MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限H liml550 MPa;H lim2 由 式 1 0 -1 3 计算应力循环次数3=60 n l j Lh=60 1 440 1 (2 8 30 0 1 0 )=4.1 5 io 9N 41 5 IO，J%1 0 923由图1 0 -1

13、 9 查得接触疲劳寿命系数:K=0.9;HN 1K=0 95计算应力循环次数HN 2计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数s=l,由 式(1 0 -1 2)得K N.0.9 60 0 MPa 540 MPai iS n K N H 2 l i谣 0.95 550MPa 522.5MPaH S(2)计算试算小齿轮分度圆直径d l t,代入 J中较小的值。d 2.32 J WL 2I t (p U C T1 d H11.3 4.974 104 3 1 189.8 2-z.32 J-5z.17omV 1 3 522.5算小齿轮m分度圆直计算圆周速度V径dV=兀 dj,=兀 52.178 14

14、40=1 93m/sz 24I t60 1000 60 10001计算圆周计算齿宽bb=J 2-K-T-1-Y FQ YSQV(P Z2 cr1 d 1 F(1)确定公式内的各计算数值由图1 0-20 c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=50 0 Mp a;大齿轮的弯曲疲劳极限强度FE1=380 MPaFE 2由1 0 T 8 取弯曲寿命系数K=0,85 K=0.88FN 1 FN 2计算蛮曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=l.4见 表(1 0-1 2)得 =(K)/5=0 35 50 0=30 3.57Mp aFEI 1 FN 1 FEI 1.4 =(K)FE 2 2 FN 2 FE 2 5

15、4 0HMPaH522.5MPa应力/S=8 8 3 8 0=238.86Mpa1.4计算载荷系数K计算载荷K=K K K K =1 x 1.2x1 x 1.35=1.62A v F H系数K查取应力校正系数由表 10-5 查得 Y=1.58;Y=1.76Sal Sa2查取齿形系数由表 10-5 查得Y 2.65 Y =2.238Fai Fa2Y Y计算大、小齿轮的并加以比较Od=52.178mmitFY Y=2 66 1 5明80 01378o 310.71F 1丫 卜/心=217 1.80=0 016527o 247V=3.93m/sF 2大齿轮的数值大。B=40.598m计算模数（2）设

16、计计算mmA 1.620 4.974 10 4 人”/_ 0.01652=1.66mm 1 24 2对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与直径的乘计算齿轮积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.6 6 m m并就近齿数圆整为标）隹值（第一系列）m=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径d=57.17,算出小齿轮齿数小齿轮齿数 Z=d/m=57.17/2%281 1b/h=10.67计算齿轮齿数齿轮几何尺寸计算计算中心距计算齿轮宽度大齿轮齿数 Z =iZ

17、 =3 28=842 1 13.1.4 几何尺寸计算(1冶算大、小齿轮的分度圆直径d=Z m =28 2=56m m1 1d=Z m=84 2=1 68m m2 2(2汨算中心距a=(d+d )/2=(56+1 68)/2=1 1 2m m ,1 2(3浒算齿轮宽度b=2.32 也二 2i t V u a d 1 1（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt =1.3计算小齿轮传递的转矩。T _95_._ _5_ 1_0_5_P g _ 95.5 1 0 5 6.71 N.m m 1 335 IO NXT m m2 n 4802由表1 0 -7 选取尺宽系数 p d =1由表1 0 -6 查

18、得材料的弹性影响系数Z 1 89.8MP atE计算小齿 由 图 1 0 -2 1d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳轮传递的强 度 极 限H l i m l 6 00MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限H U成 5 5 0 M P a；转矩由式1 0 -1 3 计算应力循环次数N=60 n l j Lh=60 480 (2 8 30 0 1 0 )=11.38 j o 9 =3 0 3.5FE1 1N 1.38x1 0 9 432 IQs7Mp a 2 3.2 由图1 0 -1 9 查得接触疲劳寿命系数:K=0.9;HN 1 =238.FE2 2K=0.95HN 286Mp a计算应力循环次数计算

19、接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数s=l,由 式（1 0 -1 2）得K=1.62r1 K NU 1-Um kHS0.9 60 0 MPa 540 MPar 1 K NU 3_HS0.95 550 MPa 522.5MPa（2）计算计算接触试算小齿轮分度圆直径dl t,代入1 J 中较小的值。疲劳许用应力d 2,32:11Y T u 1 Z 2 p u odHY YRa 1 Sal=2 32 3P1.335 1 0 5 3.49 1 1 89.8 2 门f t _ _h/OF 1m m1 3.49 540=0.0 1 378Y YFp 2 S,2计算圆周速度）fOF 2v=兀d工=欠

20、67.38 480 R.54m/s=0.0 1 6527试算小齿轮分度圆直径dl t计算圆周60 1 0 0 0 60 1 0 0 0计算齿宽bb=m模数的确定计算齿轮齿数计 算 大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度J3/-2-1-.-6-6-8-1-.-3-3-5-1-0-s-*0A.0n1i6p5r =2o.0 1 4m mV 1 30 2对结果进行处理取m=2m m对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与直径的乘积)有 关，可取由弯曲强度算得的模数

21、2.0 1 4m m 并就近圆整为标准值(第一系列)m=2,0 m m ，按接触强度算得的分度圆直径d=70.67,算出小齿轮齿数小齿轮齿数Z =d/m=70.67/2 351 1大齿轮齿数Z =iZ =3.49 35=1 22,取 Z =1 222 1 1 23.2.4几 何 尺 计 算(1浒算大、小齿轮的分度圆直径d=Z m=35 2=70 m mi id=Z m=1 22 2=244m m2 2(2浒算中心距a=(d+d)/2=(70+244)/2=1 57m m ,1 2(3科算齿轮宽度b=(p d d=70 m miB=70 m m ,B=75m m12备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮

22、得多5-1 0 m mz 301z 1 0 52T 1.33511 0 5N m m初步确定轴上的力3.2.5 小结实际传动比为：i逐3.481 35误差为：349 3.48 0 28%5%3.49由此设计有N=1.38 1 0 91N 4.3221 0 8540HMPa 5 2 2.5HMPa模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2707535大齿轮2244701 22四.轴、键、轴承的设计计算4.1 高速轴I 的设计4.1.1 总结以上的数据及轴上力的计算。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角7.0 6Kw46.82N m1 440/m in56m m20 初步确定轴上的力：轴（高速级）的小齿轮的直径为

23、56m m ,圆 周 办F巴2x46820 .Nt d 56i径向力:F F t an 60 8Nr t4.1.2 初步确定轴的直径初步确定轴的直径先按式1 5-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为4 5 号钢。根据表1 5-3选取A0=1 1 2。于是有：d A 也 1 以 三 岭 1 9.0 3m mm in o n V 1 440由于轴上必须开键槽，所以最小直径按5%增大：d 1 9.0 3 1 9.0 3x0.0 5 1 9.98m mmindl t=67.38mm这是安装联轴器处的轴的直径，为使其与联轴器相适合,V=0.54m/s输入轴的设计4.1.3轴的设计1)联轴器的型号的选取

24、为了满足联轴器的轴向定位要求，卜2 轴段右端需制出一轴肩 h=(0.O r 0.1)d,取 h=0.0 8d,故 2-3 段的直径d=20+0.l x2x20=24m m ,右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=25。选用H L 型弹性柱1销联轴器，与轴配合的毂孔长度L=52m m ,2)初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d=24m m ,由机械设计手册选型号为2-3620 6,得 尺 寸 为 dxDxB=30 x62xl 6。故 d=3-4d=30 m m,而3-4轴段的长度可取为L=1 6m m,右端7-8 3-4应用轴肩定位，取 d=30

25、+2x0.0 8x30=35m m.4-53)6-7轴段装齿轮，为齿轮安装方便，该段值应略大于7-8轴段的直径，可取d=32m m.6-7b=67.38mm齿轮右端用套筒固定，为使套筒端面紧凑在齿轮做b/h=1 3.3425断面上6-7 轴段的长度应比齿轮毂长略短，已知齿宽B=61 m m ，故选取6-7轴段的长度为L=58m m ，齿6-7选择滚动轮左端用轴肩固定，由此可确定5-6轴段的直径，取 d=32+2x0.1 x32=38.4m m轴承5-6而 L=1.4h=l.4x0.1 x3.2=4.48m m,取 L=5m m 仁5-6 5-6 A-1.04）轴承端盖的总宽度为20 m m （

26、由减速机器轴承端盖的结构而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂的要求，取端盖的外端面与联轴器右端面的距离 l=30 m m ,故取！3 20 3 0 m m 50 m m。5）取齿轮距箱体内避之距离a=1 6m m ,同时考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内 壁 一 段 距 离 s ,s=8m m 。故 在 轴 的 右 端 取1 B a s B 1 =5常 1 6 幅诊-蜡=3胸 3 9I o 1 b/d6）取中间轴上大齿轮和小齿轮之间的距离c=1 5m m ,已知中间轴上大齿轮轮毂长B=56m m ,中2间轴上小齿轮轮毂长B=75m m ,则2L=s+a+B+C+

27、幺 竺 L 8+1 6+75+1 5+34-5 1 2 2 5 62-26-5=1 1 5m m至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。4.1.4键的设计轴上零件的轴向定位，轴上的圆角和倒角尺寸齿轮、联轴器与轴的周向定位均采取平键联接，查表6-1,得齿轮：键尺寸参数 bxh=1 0 m m x8m m,L=45m m ,t=4n m联轴器：键尺寸参数 b*h=6m m x6n im,L=45m m ,t=4nd=70.67m m1键的设计参考教材表1 5-2,轴段左端倒角1 45,右端倒角取1 4 5。各轴肩处的圆角半径为R=L 2m m 。4.1.5轴的受力分析及强度校核轴的受力分析，取齿轮齿

28、宽中间点为力的作用点1）根据轴向所受的支反力，作出弯矩图；利用轴所Emnflfin 倡i HHlIlflllllllllllllllhllllhrkn j Z“同邮嘲卿，n W II n il 1 1 iiiih iii MTe主：轴的受力图、弯矩图和扭矩图是为了直观说明问题的关键所在。故只示意表示。）2）水平支反力：L J =FEI 130 3.57Mp a =FE2 2238.86Mp aK=1.491M 0,有F L F(L L)0A t 1 R X 1 2r F L1 672X 1 551 289NBX L L1 21 55 70F F FAx t Bx1 672-1 289383N计

29、算水平垂直面支反力：K=l.668支反力M 0,有F L F(L L)0A r 1 BZ 1 2F 上 J 60 8X 1 55 468NBZ L 1 55 461 2F F F 60 8 468 1 40 NAz r Bz计算垂直计算轴0处弯矩面支反力水平 矩：M F L 383X 1 55 59.365N.mOX AX 1垂直面弯矩：M F L 1 40 X 1 55 21.7N.mOZ AZ 1计 算 轴0合成弯矩：M/(M 2 M 2)63.21 N.m0 J OX OZY YF a 1 =处弯矩计算转矩：T=T 46.820 N.m1e rF 13）校核轴的强度0.0 1 35由合成

30、弯矩图和转矩图知，0剖面处弯矩最大，Y%9 Y Qa9 还有键槽引起的应力集中，故0处剖面左侧为c rF 2危险截面，该处轴的抗弯截面系数为0.0 1 65d 3 3.1 4X 322W 321 5 3bm m 332 32按弯矩合成应力校核轴的强度，对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数 0.6则J M 2(f)2Vo i 29.61 Paca W前面已选定轴的材料为4 5刚，调制处理，由表m=2m m校核轴的1 5-1查得J 60 MPa,因,a 故安全。强度4.L 6校核键的连接强度校核键的连接强度校核轴承的寿命1)齿轮的键：2Txi0 3 _ 2X 46.82X 1

31、0 3,=_ i _=_ 26.0 IM p ap k Ld 4X 45X 20查表 6-2得 1 0 0 1 20 MPa,。p p p故强度足够，键校核安全2)联轴器的键：=_2Txi0 3 _ 2X 46.82X 1 0 3 91T_-_ 21.68M p ap k Ld 3X 45X 32查表 6-2得 1 0 0 1 20 MPa,op p p故强度足够，键校核安全4.1.7 校核轴承的寿命1 )校核轴承A和计算寿命轴向载荷F J(F 2 F 2)J 1 40 2 3 832 4 0 7.78N 查表Ar.AX AZ1 3-6,按载荷系数得f 1.0 1.2,取f 1.1,当量动p

32、p载荷P f F 1.1 x40 7.78 448.558,校核安全。A A Ar该轴承寿命为：L 巴&)3 67832hAh 60 n P1 A=329775h2)校核轴承B和计算寿命径向载荷F J(F 2 F 2)J 1 2892 4682 1 371 NBr/BX BZ查表1 3-6,按载荷系数得f L(f L 2,取f 1.1,当ppZ =351Z =1 222d=70 m mi确定轴上的力量动载荷P f F 1 50 8N 0.0 7 0.Id,则轴环处的直径D=43+2x0.Ix43=52m m 由前面主动4-5轴的计算可知轴环宽度，即两齿轮间隙1 1 5m m。4 5由前面主动轴

33、的计算，可以得到L 40 m m ,L 40 m m2-36 可至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。4.2.5键的设计轴上零件的轴向定位，轴上的圆角和倒角尺寸齿轮、联轴器与轴的周向定位均采取平键联接，d=19.98mm键的设计查表6-1,得小齿轮：键尺寸参数bxh=1 2m m x8n in i,L=63m m ,t=4m m ;大齿轮：键尺寸参数b*h=1 2m m x8m m,L=40 m m ,t=4m m o参考教材表1 5-2,轴段左端倒角1 45,各轴肩处的圆角半径为R=l.6m m 。4.2.6轴的强度校核轴的受力分析，取齿轮齿宽中间点为力的作用点d 20mm1）根据轴向所受的

34、支反力，作出弯矩图；利用轴所1-2传递的扭矩，作出扭矩图。d=24m m2-3L=52m m1-2轴 承 代 号620 6处弯矩校核键的连接强度校核轴的强度F 2657NCzF 2657 578.45 1 388 690.55NAz计算轴0处弯矩水平面弯矩：M F L 92X 372 34.244N,mOX AX 1垂直面弯矩：M 345 N.m ,M 21 0 N.m N.mOZ BZ合成弯矩：M J(M 2 M 2)81 3N.m0 J OX OZM|(M 2 M 2)256N.mB J BX BZ计算转矩：T=T 1 33.5 N.m2校核轴的强度：由合成弯矩图和转矩图知，0剖面处弯矩最

35、大，还有键槽引起的应力集中，故 0处剖面左侧为危险截面，该处轴的抗弯截面系数为d3 3.1 4X 432”cW-780 1.62m m 332 32按弯矩合成应力校核轴的强度，对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数L34 则J M 2 (T)2AL口_ 29.MPaca W=23.IMp a前面已选定轴的材料为4 5 刚，调制处理，由表1 5-1 查得 60 MPa，因 ,故安全。1ca 14.2.7 校核键的连接强度1）小齿轮的键：2Txi03 _ 2X 133.5X 103 ,=.-./4M pap kLd 4X45X63查表 6-2得 100120MPa,。p p p故

36、强度足够，键校核安全2）大齿轮的键：FBx=1289N校核轴承2Txi03 _2X133.5X103 人=_ 49.44M pap kLd 4X 45X 30F=383N的寿命查表 6-2得 100120MPa,o 故强度Axp p p足够，键校核安全4.2.8 校核轴承的寿命FAz=1 40 N1）校核轴承A和计算寿命FBz=468N确定轴上径向载荷F 市一 7889N,查 表13-6,Ar VO八 Faz TpozB X FbzD4-5=52m m轴 的 强L2T40 m m ,度校核1IM U lfclllllini占 NxL6T40 m m，而，flllllllIW H IH lin

37、iin iA n T m m Mz.dlllllllll唧 T计算支反2）计算支反力水平支反力：M 0,有FLA t 1F(L L)0R X 1 2力F L3739X 1 0 821 25N Bx L 11 21 90F F FAx t Bx3739 21 251 61 4N垂直面支反力：M 0,有F L FA r 1(L L)BZ 1 20p 1 0 8X 1 360 7.nBZ L L1 21 90F F FAz r Bz587N计算轴0处弯矩计 算 轴0水平面弯矩：处弯矩M0XF L 1 61 4X 1 0 8m mA X 11 74N.m垂直面弯矩：M F LOZ AZ 1587X 1

38、 0 863.396N.m校核轴的强度合成弯矩：M 忡i 2 M 2)1 85.1 8N.m0 J O X oz计算转矩：T=T 456.1 8 N.m13)校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，0剖面处弯矩最大,还有键槽引起的应力集中，故0处剖面左侧为危险截面，该处轴的抗弯截面系数为d3 3.1 4X 50 232 32-W1 2265m m 3按弯矩合成应力校核轴的强度，对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数 0.6,则(T)2-29.ft l Pa372N=26943pa前面已选定轴的材料为4 5刚，调制处理，由表1 5-1查得J 60MPa，因 馆 故安F=690.55

39、N校核键的连接强度全。4.3.6校核键的连接强度1）齿轮的键：=_2_T 1xl03_ 2X 456.1 1。3 7K 7/不他pap kLd 4X 70X 43查表 6-2得 100120MPa,。p p P故强度足够，键校核安全2）联轴器的键：2TxlO3_ 2X 456.1 10.3 7。人，=_ 72.4M pap kLd 4.5X 56X 50查表 6-2得 100120MPa,Lp p p故强度足够，键校核安全4.3.7校核轴承的寿命AzM 0=813N.m校核轴承1）校核轴承A和计算寿命的寿命径向载荷F/（F 2 F 2）1717N,Ar AX AZ ca 1查表1 3-6,按载

40、荷系数得f 1.0 1.2取f 1.1,当pP轴的强度符合量动载荷P f F 1888.7 C=28000N,故该轴承安A A Ar r全。该轴承寿命为：L 巴士）3 67832hAh 60n P1 A=394825h要求齿轮和轴承的润滑方式及润滑剂的选择2)校核轴承B 和计算寿命径向载荷F J(F 2 F 2)2261 N查表1 3-6,Br BX BZ按载荷系数得f L 0 L 2,取 f 1.1,当p p量动载荷P f F 2687N B B BrC=280 0 0 N,校核安全。r该轴承寿命为：L 业&)3=2施鳏8 hA h 60 n P1 B五、减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选

41、择5.1 齿轮和轴承的润滑方式及润滑剂的选择在减速器中，有效的润滑可以减少相对运动表面间的摩擦、磨损和发热，还可起到冷却、散热、防锈、冲洗金属磨粒和降低噪声等作用，保证了减速器的正常工作及其寿命。齿轮润滑方式的选择高速轴齿轮圆周速度：v v -d-n -5-2-.1-7-8-1-4-4-0 3Q.93m /.si 2 60 1 0 0 0 60 1 0 0 0d n 67.38 480 八/v v -Ki-0.54m /s3 4 60 1 0 0 0 60 1 0 0 0由于齿轮的圆周速度均小于1 2m/s，可以将箱体内最大的齿轮轮齿侵入油池中进行侵油润滑。各个齿轮速度均小于2m/s ,考虑到

42、润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失，所以轴承采用脂润滑。由于该减速器是一般齿轮减速器，故选用N 2 0 0 工业齿轮油，轴承选用Z GN-2润滑油5.2密封方式的选择p P键满足要求轴承A 安全寿命为1 275h轴承B 安全寿 命 为1 841 9h密封方式的选择箱 体的设计输入轴和输出轴得外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置。因轴的表面圆周速度小于35m/s ,所以采用毛毡圈油封，即在轴承盖上开出梯形槽，将毛毡按标准制成环形,放置在梯形槽中以与轴密合接触；或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封，然后用另一个零件压在毡圈油封上，以调整毛毡密封效果，它

43、的结构简单，价格低廉六、减速器箱体及附件的设计6.1 箱体设计：低速级中心距：a=1 57(m m )箱座壁厚：=0.0 25a+2.5=6.1 8(m m )取为 8(m m )箱盖壁厚：=0.0 25a+2.5=6.1 8(m m )取为 8(m m )1箱座凸缘厚度：b=1.5=1 2(m m )箱盖凸缘厚度：b=1.5=1 2(m m )1 1箱座底凸缘厚度：P=2.5=20 (m m )箱座上的肋厚：m 0.85=6.8(m m ),取 m=7(m m )箱盖上的肋厚：m 0.85=6.8(m m),取 m =7(m m)1 1 1地脚螺栓直径：d=0.0 4a+8=1 3.9,取M

44、1 6轴承旁连接螺栓直径：d=0.75 d=1 2,取M1 2上下箱连接螺栓直径：d=(0.50.6)d=(6.95 28.34),取 M8定位销孔直径：d=(0.70.8)d=(5.61 6.4),取3,2d=6(m m )6.2 减速器附件设计：=3739 Nt二 1360Nrd 43mmm in名称规格或参数作用减速器附件设计窥视孔视 孔盖1 20X1 0 0为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。材料为Q235d 40 m m7-8L 84m m1d 50 m

45、m6TL 80 m m7 8滚动轴承型号为：60 1 1通 气器通气螺塞M1 2X 1减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。材料为Q235轴 承盖凸缘式轴承盖六角螺栓(M1 2)固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。图中采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。材料 为HT20 0定 位销M6X35为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加

46、工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。中采用的两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。材料为4 5号钢d=1-2d=55m m5-6d 64m m4-5d=50 m m2-3L=66m m2-3d 58m m3-41 =8m m3 41 =50 m m6 7油面指 示器油标尺M1 6检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器油塞M1 6X1.5换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，油塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈（耐油橡胶）。材

47、料为Q235起盖螺钉M1 2X1 7为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加 工 出1个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。起吊装置吊耳为了便于搬运，在箱体设置起吊装置，采用箱座吊耳，孔 径1 8。减速器的技术要求七、减速器的技术要求1 .装配前零件用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗,箱体内不允许有杂物.箱体内壁涂耐油油漆。2.检验齿面接触斑点按齿高方向不小于4 0%按齿长方向不小于50%o3.减速器剖分面，各接触面及密封处均不允许漏油，渗油部分面允许涂密封胶或水玻璃。减

48、速器内装SH0 357-92中的50 号润滑油，油量达到规定的高度。4.减速器外表面涂灰色油漆。5.按减速器的实验规程进行实验。6.箱座、箱盖及其他未加工的零件内表面，齿轮的未加工表面涂底漆并涂红色耐油油漆。7.运转过程中应平稳、无冲击、无异常振动和噪声。结束语FBxFAx21 25N1 61 4N这次关于二级展圆柱直齿减速器的课程设计使我们把理论与实际相结合、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，提高了我们的机械设计能力。通过几个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础。机械设计是机械工业的基础，是一门综合性相当强F=B zFA z773N587N

49、的技术课程，它 融 合 了 机械原理、机械设计、M0=工程力学、材料力学、公差与配合、CAD绘图软件、机械工程材料、机械设计手册等学科的知识。这次的课程设计，对于培养我们理论联系实际的设计思想、训练综合运用机械设计和有关选修课程的理论、解决工程实际问题的能力、巩固加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。在这次的课程设计过程中，综合运用各门课程中所学的有关知识与技能，结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,逐步提高了我的理论水平、构思能力和判断1 85.1 8N.m力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力，为我们以后对专业产品和设备的设计打下了良好的基础。本设计得到了指导老师的细心帮

50、助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助。设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计思维从而提高自己的设计实践能力。ca 1轴可以满足工作要求参考文献1 机械设计（第八版）一濮良贵，纪名刚主编。北京：p P高等教育出版社，2006。2 机械设计课程设计（第4版）一陈玉，冯立艳主编。北京：机械出版工业出版社，20113 机械原理郑甲红，朱建儒，刘喜平主编。键可以满足高等教育出版社，2006 o工作要求4 机械设计基础课程设计张建中主编。中国矿业大学出版社，2009。互换性与技术测量（第五版）一廖念钊，古莹蕾，莫雨松，李硕根，杨兴骏编著。北京：中国计量出版社，2007 o轴 承A寿命6机械设计手册394825h7 机械设计课程设计手册（第 3 版）一吴宗泽，罗盛国主编。北京：高等教育出版社，2006 o轴承B 寿命1 72928h当量动载荷均在许用范围