减速器课程设计(中南大学)

??1275??8.05K?????????m2.39?14.29?0.15?0??1155S????16.099.689.68K?????????m1.94??0.05?S??Sca?S??S?S??S?22?28.05?16.0922 8.05?16.092?7.56故安全 Sca?7.56 4.3低速轴设计： （1） ?4?8.73kw?4?787.94N?m Ft?2T42?787940??5604Nd4281.23 tanantan20?Fr?Ft??5604??2109N??cos?cos1445Fa?Ft?tan??5604?tan20??1191N （2） 45号钢调质 A0?110mmdmin?A03P48.73?110?3?47.89mm n4105.81d?1.05dmin?50.28mm取 kA?1.5Tca?kA?T?1.5?787940?1181910N?mm (3) 取50mm的联轴器，故轴的一端直径为50mm；联轴器的定位轴肩直径为56mm，考虑选择直径为60mm的角接触球轴承，型号7312C，d?D?B?60mm?130mm?31mm，轴承定位轴肩dmin?72mm，故中段轴直径为72mm，因此安装齿轮的轴段直径确定为80mm，大齿轮齿宽80mm故此段轴长度为78mm，为保证大齿轮定位于小齿轮中间，且满足各轴位于两轴承之间的轴段距离相等，按此原则进行其他轴段长度设计，其余参数见下图。 （4）轴的校核

水平面支反力 FNHA?208.8?Ft?135.9?FNHA?3647NFNHB?208.8?Ft?72.9?FNHB?1957N FNHA?3647NFNHB?1957N 垂直面支反力 FNVAd2?2109?135.9?1191?109?1994.41N?208.8208.8 d?Fr?72.9?Fa?2??2109?72.9?1191?109??114.59N?208.8208.8Fr?135.9?Fa? FNVBFNVA?1994.41NFNVB??114.59N ??MHC265866.3N?mmMHC?265956.3N?mm?MVC 作弯矩图水平弯矩MH图 ??FNHA?72.9?3647?72.9?265866MHC.3N?mmMHC ?FNHB?127.9?1957?135.9?265956.3N?mm 作弯矩图垂直弯矩MV图 ??FNVA?72.9?1994MVC.41?72.9?145392.49N?mmMVC ?FNVB?135.9??114.59?135.9??15572.78N?mm 求合成弯矩，作合成弯矩图M ?145392.49N?mmMVC??15572.78N?mm ??MHC??MVC??265866MC.32?145392.492 22?303024.53N?mmMC?MHC?MVC?265956.32???15572.78?222 ?MC?303024.53N?mmMC?266411.83N?mm?266411.83N?mm 作扭矩T图 T?787940N?mm 作合成弯矩Mca图，该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环 考虑，取??0.59

22 2??MC???????303024?MacC.532??0.59?787940?554924.82N?mm222 ??MacC 2?MacC?MC??????266411.83??0.59?787940?535810.56N?mm按弯扭合成应力校核轴的强度 554924.82N?mmMacC?535810.56N?mm ?McaC554924.82??10.84MPa3W0.1?80M0.59?787940?37.19MPa D剖面,?caD?caD?3W0.1?50?caC??caD????1??60MPa,故安全C剖面,?caC? ?caC?10.84MPa ?caD?37.19MPa

精确校核轴的疲劳强度 校核C截面 ?bC??bCMC266411.83??5.20MPa3W0.1?80 T787940???7.69MPa3WT0.2?80C截面因键槽引起的应力集中系数 k??1.64k??1.54 绝对尺寸影响系数 ???0.65 ???0.83轴按精车加工，表面质量系数 ???0.86 ???0.86轴的综合影响系数 K??k???k??1??1?1?1.641??1?2.690.650.861.541K????1???1?2.02????0.830.86材料特性系数 ???0.15 ???0.05安全系数 ??1275??19.66K?????????m2.69?5.20?0.15?0??1155S????19.47K?????????m2.02?7.69?0.05?7.69S??Sca?S??S?S??S?22?219.66?19.4722 19.66?19.472?13.83 C截面安全 校核D截面 此剖面无弯矩作用，只按扭矩进行计算 ?TD?T787940??31.53MPa 3WT0.2?50Sca?13.83

查表当 r3??0.06d50 D56??1.12d50时，D截面因轴肩而引起的理论应力系数q??0.82 有效应力集中系数 K??1?q?????1??1?0.82??2.1?1??1.9 材料特性系数 ???0.05 D截面的安全系数为 Sca???1155??5.04K?????????m1.9?31.52?0.05?31.52 22 Sca?5.04 b?h?L? 8?7?22mmD截面安全5 键的设计与校核 选择A型普通键 [?]=100~120 5.1高速轴上键的设计与校核 (1)高速轴与联轴器连接的键 键的选择，查表选b?h?8mm?7mm?22~30mm? 2??103??p 满足?p?kld?? 动连接、钢、轻微冲击 ????110MPa pk?0.5h2??1032?61.88?103l???12.86mm?p?kd110?0.5?7?25?? L?l?b?12.86?8?20.86 取L?22mm5.2中间轴上键的设计与校核 (1) 与小齿轮联接的键

机械设计课程设计

计算说明书

题 目 设计运输机传动装置（轮式二级圆柱齿轮减速器）

指导教师 郑

院 系 机电工程学院 班 级 机械1103 学 号 08060111021 姓 名 陈雪峰 完成时间 2014.3.14

计 算 及 说 明 结 果 一．课程设计任务书 1.1设计题目 设计一带式运输机的传动装置 （两级展开式圆柱齿轮减速器），传动示意图如下： 1—电动机 2—联轴器 3—两级圆柱齿轮减速器 4—联轴器 5—滚筒 6—输送带 7—开式齿轮 已知条件： 运输带拽引力F（N） 9000 运输带速度v（m/s) 0.85 滚筒直径D（mm) 350 技术条件与说明： 1）传动装置的使用寿命预定为15年，每年按300天计算，3班制工作每班按8小时： 2）工作机的载荷性质是平稳、轻微冲击、单向回转： 3）电动机的电源为三相交流电，电压为380/220伏; 4) 传动布置简图是由于受车间地位的限制而拟订出来的，不应随意修改，但对于传动件的型式，则允许做适宜的选择; 5)输送带允许的相对速度误差≤±3-5%。 1.2设计要求 1）减速器A1装配图1张; 2) A2零件图2张（手工绘图，高速轴和大齿轮）； 3）设计计算说明书一份（标准格式）。

目 录

课程设计（论文）任务书………………………………………Ⅰ 1、 系统总体方案设计………………………………………1 1.1、电动机选择………………………………………………1 1.2、传动装置运动及动力参数计算…………………………1 2、 开式齿轮设计计算………………………………… 3 3、 传动零件的设计计算……………………………………4 3.1、 高速级齿轮的设计……………………………………4 3.2、 低速级齿轮的设计……………………………………8 4、 轴的设计…………………………………………………12 4.1、 高速轴的设计…………………………………………12 4.2、 中间轴的设计…………………………………………13 4.3、 低速轴的设计…………………………………………14 5、 键的设计与校核…………………………………………16 6、 滚动轴承的选择与校核…………………………………18

7、 箱体及各部位附属零件的设计…………………………19 7.1、铸造减速箱体主要结构尺寸表…………………………19 7.2、各部位附属零件的设计…………………………………20 设计总结与参考文献………………………………………22

计算与说明 1.1 电动机选择 （1） 选择电动机的类型和结构 可选用Y系列三相异步电动机，它具有互换性。而且结构简单、 价格低廉。 （2）确定电动机功率和型号 运输带机构输出的功率： Pout?Fv?9000?0.85?7.65kw 传动系得总的效率： 主要结果 1 、系统总体方案设计 ???12??24??32??3???4??5242?0.99?0.99?0.97?0.95?0.98?0.97 Pout?7.65kw ?0.80?1?弹性联轴器取0.99?2?滚动轴承（三对角接触球轴承、一对深沟球轴承）取0.99?3?齿轮传动（8级精度，两队斜齿圆柱齿轮、一对直齿圆柱齿轮）闭式取0.97??开式取0.95?3 ??0.80 Pd?9.56kw ?4?卷筒传动效率（平带无张紧轮传动）取0.98?5?滑动轴承（润滑良好）取0.97电机所电动机所需的功率为： Pd?Pout??7.65kw?9.56kw 0.80由题意知，选择Y160M—4电动机比较合理，额定功率 Pd=11kw,满载转速1460r/min.。 1.2 传动装置运动及动力参数计算 （1）各传动比的计算 卷筒的转速 nw?46.4r/min 总传动比: i?nm/nw?1460/46.4?31.33

i1?一级减速传动比 i2?二级减速传动比 i3?开式齿轮传动比 nw?46.4r/mini?31.33 考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近取 i1?1.2i2i2?1.5i3 则 i1?4.09 i1?4.09i2?3.39 i3?2.26 i2?3.39 i3?2.26 （2）各轴的转速（r/min）。 I→电动机轴 II→高速级轴 III→中间轴 IV→低速级轴 V→连接轴 VI→卷筒轴 n1?n2?1460r/minn3?358.72r/minn5?n4?105.81r/minn6?46.82r/min n1?n2?1460r/min n3?358.72r/minn5?n4?105.81r/minn6?46.82r/min （3）各轴的输入功率（kw） P1?9.56kwP2?P1??1?9.56?0.99?9.46kwP3?P2??2??3?9.46?0.99?0.97?9.09kwP4?P3??2??3?9.09?0.99?0.97?8.72kwP5?P4??1??2?8.73?0.99?0.99?8.56kw??8.56?0.99?0.95?8.05kwP6?P5??2??3P1?9.56kwP2?9.46kw P3?9.09kwP4?8.72kwP5?8.56kwP6?8.05kw （4）各轴输入扭矩的计算（N?m）

A0?110mmdmin?A03?39.09?110?3?32.3mmn3358.72 d?1.05dmin?33.9mm查表得kA?1.5?ca?kA?T?1.5?242000?363000N?mm （3）中间轴因为安装有两个斜齿齿轮，产生较大的轴向力故两端选用AC系列角接触球轴承，7307AC型d?D?B?35mm?80mm?21mm，轴端直径35mm，轴承的最小定位轴肩dmin?44mm，因此小齿轮轴d3?45mm大齿轮轴d2?50mm。两齿轮之间间距为10mm，齿轮定位轴肩直径为60mm，两端预留定位套筒长度26mm,中间轴总长度240mm. (4)轴的校核 作水平面受力图，弯矩MH图 191?2202?127?808?49?527?112?1540?41.37???614N191 224.4182.73Fr3?64?Fr2?142?Fa2??Fa3?22RHD?1912202?64?808?142?527?112?1540?41.37??780N191RHA??Fr3?127?Fr2?49?Fa2?224.4182.73?Fa3?22 RHA??614NRHD?780N

?MHB?MHB?RHA?64??614?64??39296N?mm82.73?MHB?RHA?64?Fa3???614?64?1540?41.372??103005.8N?mm?MHC?RHD?49?769?49?37681N?mmd?MHC?Fa2?2?RHD?49?527?112?769?49?21343N?mm2作垂直面受力图弯矩MV ??39296N?mm?MHB ??103005.8N?mm?MHC?37681N?mm?MHC?21343N?mm RVA?4443.16NRVA?RVDFt3?127?Ft2?495850?127?2157?49??4443.16N191191?Ft3?Ft2?RVA?5850?2157?4443.16?3563.84N RVD?3563.84NMVB?284362.24N?mmMVC?174628.16N?mm ?MB MVB?RVA?64?4443.16?64?284362.24N?mmMVC?RVD?49?3563.84?49?174628.16N?mm作合成弯矩图 ??MVB?MHB??284362?MB.242???39296222?287064.56N?mm???MVB?MHB???284362MB.242???103005.8?222?302443.51N?mm2??MVC?MHC??174628MC.162?2134322 ?287064.56N?mm??MB?302443.51N?mm ?MC?175927.59N?mm??MC?178634N?mm?175927.59N?mm???MVC?MHC???174628MC.16?37681?178634N?mm2222作扭矩图当量弯矩力T=242000N 转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑取??0.59

??MB??287064McaB.56N?mm???MB????????302443?McaB.512??0.59?24200022 ??McaB287064.56N?mm???McaB334452.10N?mm ??McaC175927.59N?mm???McaC228683.70N?mm ?334452.10N?mm??MC??175927McaC.59N?mm???MC????????178634??0.59?242000?McaC222?228683.70N?mm 按弯扭合成应力校核轴的强度 校核B截面 d?45mm WB?0.1?d3?0.1?453?9112.5mm3 M??334452.10?bB?caB??36.70MPaWB9112.5 ?bB?36.70MPa

校核D截面 d?50mm WC?0.1?503?12500 mm3M??228683.7?bC?caC??18.29MPaWC12500 轴的材料为45号钢，调质处理 ?B?640MPa ?bC?18.29MPa ??1?275MPa??1?155MPa ???1??60MPa?bC??bB????1?故安全（5）精确校核轴的疲劳强度 校核B截面 ?bB?TB??302443MB.51???33.18MPaWB9112.5T242000???13.28MPaWT0.2?453 ?bB?33.18MPa ?TB?13.28MPa

B截面因键槽引起的应力集中系数 k??1.64k??1.54 绝对尺寸影响系数 ???0.75 ???0.86按车削加工，表面质量系数 ???0.90 ???0.90轴的综合影响系数 K??k???k??1??1?1?1.641??1?2.30.750.91.541K????1???1?1.9????0.860.9材料特性系数 ???0.15 ???0.05安全系数

??1275??3.6K?????????m2.3?33.18?0.15?0??1155S????11.9713.2813.28K?????????m1.9??0.05?S??Sca?S??S?S??S?22?23.6?11.9722 3.6?11.972?3.45故安全 校核C截面 ?MC178634?bC???14.29MPa3WC0.1?50Sca?3.45

?TC?T242000??9.68MPa3WT0.2?50 C截面因键槽引起的应力集中系数 k??1.64k??1.54 绝对尺寸影响系数 ???0.72 ???0.84表面质量系数 ???0.9 ???0.9 轴的综合影响系数K??K??k???k???1??1?1??1?1.641??1?2.39 0.720.9????1.541??1?1.940.840.9材料特性系数 ???0.15 ???0.05安全系数

④计算齿轮宽度 b??d?d1?1?55.59?55.59mm 圆整后取B1?60mmB2?55mmB1=60mm B2=55mm 3.1.5小结 109 实际传动比为：i1??4.037 274.09?4.037 ?1.296%?5% 误差为： 4.09由此设计有 模数 分度圆直径 齿宽 齿数 小齿轮 2 55.59 60 27 大齿轮 2 224.41 55 109 3.1.6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。 D4?50mm D3?1.6D4?钢材??1.6?50?80mm D0?da??10~14?mn?224.41?12?2?200mm D1??D0?D3?2??200?80??2?140mm D2??0.25~0.35??D0?D3??0.3??200?80??36mm n1?0.5mn?0.5?2?1mm r?5mm C??0.2~0.3?B?0.25?55?14mm 3.2 低速级齿轮的设计 3.2.1选精度等级、材料及齿数 ①材料及热处理与高速级齿轮相同 ②精度仍选8级精度 ③试选小齿轮齿数z1?36，大齿轮齿数z2?3.39?32?122.04，取122。 ? ④初选螺旋角??14 3.2.2按齿面接触强度设计 22kTu?1?ZHZE? ?? dt?3t ???d??u???H?? （1）确定公式内的各计算数值

①试选kt?1.6 ②选取区域系数zH?2.433 ③查得 ??1?0.824 ??2?0.890?????1???2?1.714其余参数均与高速级齿轮相同。 （2）计算 ①试算小齿轮分度圆直径d1t 2?1.6?2420004.39?2.433?189.8?d1t?3???76.18mm 1?1.7143.39?531.25?2② 计算圆周速度 v=πd1tn2π?76.18?358.72==1.43m/s 60?100060?1000③ 计算齿宽b b??d?d1t?1?76.18?76.18mm ④计算齿高与齿高之比 d1t?cos?76.18?cos14?mnt???2.05mmz136 h?2.25mnt?4.62mm b76.18??16.49h4.62⑤计算载荷系数 已知使用系数kA?1 ??0.664m/s8级精度查得动载荷系数k??1.03kH??1.45kF??1.46kH??kF??1.4故动载荷系数k?kAk?kH?KH??1?1.03?1.4?1.45?2.091 V=1.43m/s b=76.18mm m=2.05mm h=4.62mm b/h=16.49 KA=1 KF?=1.46 根据 ⑥按实际的载荷系数校正所得的分度圆直 K=2.091

d1?d1t3⑦计算模数 k2.091?76.183?83.29mm kt1.6d1?83.29mm mn?2.24mm d1cos?83.29cos14? mn???2.24mm z1363.2.3按齿根弯曲强度设计 2k?1Y?cos2?YF??YS?mn?3 2??F??dz1??（1）确定计算参数 ①计算载荷系数 k?kAkvkF?kF??1?1.03?1.4?1.46?2.11 ②根据纵向重合度???2.85 查得螺旋角影响系数Y??0.88 ③计算当量齿数 z136??39.41cos3?cos314? z2122zv2???133.56cos3?cos314?z?1? ④查取齿形系数 YF?1?2.45YF?2?2.16 ⑤查取应力校正系数 YS?1?1.65YS?2?1.81 其余参数均与高速级齿轮相同 ⑥ 计算大、小齿轮的并YFaYSa

??F?加以比较 YFa1YSa2??F?1?2.45?1.65?0.01332303.57 YFa2YSa2 ??F?22.16?1.81??0.01637238.86

大齿轮的数值大。 （2）设计计算 m=2.0mm z1?40z2?1362?2.11?242?105?0.88?cos214? mn??0.01637?1.76mm 21?36?1.7143取mn?2.0mmd1?38.66mm来计算齿数d1?cos?83.29?cos14? z1???40.4 mn2取z1?40,则z2?3.39?40?135.6取z2?136 3.2.4几何尺寸计算 (1)计算中心距 a? ?z1?z2??mn??40?136??2?181.39mm 2cos?2cos14?将中心距圆整为182mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 2a2?182因?值改变不多，故参数??、k?、zH等不必修正??arccos?z1?z2??mn?arccos?40?136??2?14?45? （3）计算大、小齿轮的分度圆直径 z1mn40?2??82.73mmcos?cos14?45? zm136?2d2?1n??281.23mmcos?cos14?45?d1?（4）计算齿轮宽度 a=182mm d1=82.73mm d2=281.23mm b??d?d1?1?82.73?82.73mm 圆整后取B1?85mmB2?80mmB1?85mm B2?80mm

3.2.5小结 实际传动比为：i1?109?3.2059 34

由此设计有 模数 分度圆直径 齿宽 齿数 小齿轮 2 82.73 85 40 大齿轮 2 281.23 80 136 3.2.6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。 D4?80mm D3?1.6D4?钢材??1.6?80?128mm D0?da??10~14?mn?281.23?12?2?258mm D1??D0?D3?2??258?128??2?193mm D2??0.25~0.35??D0?D3??0.3??258?128??39mm n1?0.5mn?0.5?2?1mm r?5mm C??0.2~0.3?B?0.25?80?20mm 4、轴的设计 4.1高速轴设计： P??9.46kw (1) ?2?61.88N?m 2T22?61880圆周力Ft???2226.3N d255.59 tanantan20? ?2226.3??834.1N (2)径向力Fr?Ft????cos?cos1373 ?横向力Fa?Frtan??2226.3?tan137?3???543.9N (3)初步确定轴的最小直径 根据小齿轮的材料为40Cr，调质处理 A0?100mm ?946 dmin?A032?100?3?18.64mmn21460 考虑轴与联轴器连接有键槽，轴径增加5% 误差为：

3.2059?3.2?0.18%?5% 3.2

d?1.05dmin?19.58mm 查表的kA?1.5 ?ca?kA???1.5?61880?92820N?mm（4）轴的结构设计 ①考虑与联轴器的连接，并且受制于电动机轴（d=42mm) 只能选择ML4型联轴器，且从动端选择J型轴孔d1?25mm YA42?62GB/5272?2002 JA25?44 ②考虑选用的是斜齿轮，轴承选择 LM5联轴器7207Cd?D?B?35mm?72mm?17mm,定位轴肩dmin?42mm，取42mm ③两轴承之间的长度与中间轴长度保持一致L=240mm （5）轴的校核 型 水平支反力FNHA?1603.64NFNHB?622.66N FNHA?215.6?Ft?155.3?FNHA?1603.64NFNHB?215.6?Ft?60.3?FNHB?622.66N 垂直支反力 FNVA?FNVBFr?155.3?Fa?28834?155.3?544?28??671.39N215.6215.6 ?Fr?60.3?Fa?28?834?155.3?544?28????530.09N215.6215.6FNVA?671.39NFNVB??530.09N ??MHC144808.69N?mm 作弯矩图水平弯矩图MH ??FNHA?90.3?1603MHC.64?90.3?144808.69N?mmMHC?FNHB?125.3?622.66?125.3?78019.30N?mm作弯矩图垂直弯矩图Mv MHC?78019.30N?mm

作合成弯矩图合成弯矩M ??MHC?2?MVC?2?144808MC.692?20374.522?146234.25N?mm 22 MC?MHC?MVC?78019.302?(?66420.28)2?102462.58N?mm 作扭矩图扭矩? ?2?61880N?mm 作合成弯矩图Mca，该轴单项工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力 考虑，取??0.59 ?McaC?150722.61N?mmMcaC?108772.16N?mmd?Fr?302?671.39?90.3?544?28?834?30?20374.52N?mm MVC?FNVB?125.3??530.09?125.3??66420.28N?mm??FNVA?90.3?Fa?MVC??MVC20374.52N?mmMVC??66420.28N?mm ??MC??(??)2?146234McaC.252?(0.59?61880)2?150722.61N?mm 2222?McaC?MC??????102462.58??0.59?61880?108772.16N?mm

按弯扭合成应力校核轴的强度 校核C剖面?caC?校核D剖面?caD McaC150722.61??20.35MPa330.1?d0.1?42 McaD0.59?61880???23.37MPa330.1d0.1?25?caC?20.35MPa ?caD?23.37MPa ?B?735MPa??355MPa40Cr质处理时查得?1 ??1?200MPa???1??70MPa ?caD??caC????1?故该轴安全 （6）精确校核轴的疲劳强度 ①校核C截面 ?bC? ??CMC102462.58??13.83MPa3W0.1?42 T61880???4.18MPa3WT0.2?42?bC?13.83MPa ??C?4.18MPa

D56??1.33d42r3??0.07d42查得尺寸影响系数 ??2.117；???1.49? ???0.76；???0.87q?0.82k??1?0.82??2.117-1??1.92k??1?0.82??1.49?1??1.40精车表面质量系数??????0.86 轴的综合影响系数 K??k???k??1??1?1?1.921??1?2.690.760.861.41K????1???1?1.77????0.870.86材料特性系数 ???0.1~0.2,取???0.15 ???0.01~0.1,取???0.05安全系数 ??1355??9.54K???????m2.69?13.83?0.15?0??1200S????52.58K???????m1.77?4.18?0.05?4.18S??Sca?S?S?S??S?22?29.54?52.5822 Sca?9.39 9.54?52.582?9.39Sca??S??1.5~1.8故可知安全②校核D截面 此剖面无弯矩作用，故只按扭矩进行 ?TD?T61880??19.80MPa WT0.2?253?TD?19.80MPa

D截面因轴肩引起的理论应力集中系数

r3D32??0.12,??1.28,时d25d25???1.34敏感系数q??0.73有效应力集中系数 k??1?q?????1??1?0.73?1.34?1??1.248尺寸系数???0.93精车加工???0.86K??k??1?1?1.2481??1?1.50.930.86????安全系数 Sca???1155??10.1 19.819.8K???????M1.5??0.05?22 Sca?10.1

Sca??S??1.5~1.8D截面安全4.2中间轴设计： (1) P3?9.09kwT3?242000N?mmFt2?2T22?242000??2157Nd2224.41 tan20?Fr2?Ft2??808N?cos137?3?? Fa2?Ft2?tan13?7?3???527NFt3?2?22?242000??5850Nd382.73tan20?Fr3?Ft3??2202Ncos14?45?Fa3?Ft3?tan14?45??1540N (2) 45号钢调质处理

键的选择，查表选b?h?14mm?9mm?44~50mm? 2??1032?242?103l???21.73mm?p?kd110?0.5?9?45 b?h?L? 14?9?36mm?? L?l?b?21.73?14?35.7mm 取L?36mm(2)与大齿轮联接的键 键的选择，查表选b?h?14mm?9mm?44~50mm? 2??1032?242?103l???19.56mm?p?kd110?0.5?9?50 b?h?L? 14?9?36mm?? L?l?b?19.56?14?33.56mm 取L?36mm5.3低速轴上键的设计与校核 (1)与齿轮联接的键 键的选择，查表选b?h?22?14?75~85mm? b?h?L? 22?14?50mm2??1032?787.94?103l???25.58mm?p?kd110?0.5?14?80?? L?l?b?25.58?22?47.6mm 取L?50mm(2) 与联轴器联接的键 键的选择，查表选b?h?16?10?50~58mm? 2??1032?787.94?103l???57.3mm?p?kd110?0.5?10?50 ?? L?l?b?57.3?16?73.3mmb?h?L? 16?10?80mm 取L?80mm 6、滚动轴承的校核 6.1高速轴上滚动轴承的校核 7207C角接触球轴承d?D?B?35?72?17mm基本额定动载荷Cr?23.5KN基本额定静载荷C0?17.5KN

两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2 Fr1?FNHA?FNVA?1603.642?622.662?1720.28NFr2?FNHB?FNVB?671.392???530.09??855.43N22222 Fr1?1720.28N Fr2?855.43N 两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2 初选e?0.4 Fd1?0.4Fr1?0.4?1720.28?688.112NFd2?0.4Fr2?0.4?855.43?342.172NFa1?688.112N Fa1?Fd1?688.112NFa2?Fd1?Fa?688.112?544?1232.112NFa2?1232.112N Fa1688.112F1232.212??0.0393;a2??0.0704C017500C017500e1?0.410;e2?0.442 用插值法，取e1?0.410;e2?0.442 Fd1?705.315NFd2?378.10N Fd1?e1?Fr1?0.41?1720.28?705.315NFd2?e2?Fr2?0.442?855.43?378.10NFa1?Fd1?705.315N Fa2?Fd1?Fa?705.315?544?1249.315N Fa1705.315F1249.315??0.403;a2??0.0714C017500C017500 两次计算的Fa值相差不大，因此确定e1?0.410;e2?0.442 C0e1?0.410 e2?0.442Fa1?705.315NFa2?1249.315N

Fa1?705.315N;Fa2?1249.315N 求轴承当量动载荷?1和?2 Fa1705.315??0.41?e1Fr11720.28Fa21249.315??1.46?e2Fr2855.43 用插值法计算得径向载荷系数和轴向载荷系数 轴承1?X1?1,Y1?0轴承2?X2?0.44,Y2?1.28 轴承运转中有轻微冲击载荷，取fp?1.1

?1?fp?X1Fr1?Y1Fa1??1.1??1?1720.28?0?705.315??1892.308NP2?fp?X2Fr2?Y2Fa2??1.1??0.44?855.43?1.28?1249.315??2173.06N ?1?1892.308NP2?2173.06N 验算轴承寿命，?2??1，所以按轴承2的受力大小验算 106?C?106?23500? Lh???h ?????1443760n?P?60?1460?2173.06? 6.2中间轴上滚动轴承的校核 7307AC型角接触球轴承 ?3Lh?14437h d?D?B?35?80?21mm Cr?32.8KN C0?24.8KN 求Fr1和Fr2 Fr1?FNHA?FNVA?2222Fr1?4485.38N ??614?2?4443.16?4485.38N2 Fr2?3648.20N Fr2?FNHD?FNVD?7802?3563.842?3648.20N 因为AC系列轴承满足Fa?0.68时，??Fr Fr?F 且Fr1a??1013?0.2258?0.684485.381013?0.2777?0.683648.2?FFr2 a?1?4933.92N?2?4013.02N L?13650h

?1?fp?Fr1?1.1?4485.38?4933.92N?2?fp?Fr2?1.1?3648.2?4013.02N ?1??2按轴承1计算 106?C?106?32800? L???h ?????1365060n?P?60?358.72?4933.92? 6.3低速轴上滚动轴承的校核 ?3 7312C 型角接触球轴承 d?D?B?60?130?31mm Cr?80.5KN,C0?70.2KN

求Fr1和Fr2 Fr1?FNHA?FNVA?36472?1994.412?4156.72NFr2?FNHB?FNVB?19572???114.59??1960.35N22222 Fr1?4156.72N Fr2?1960.35N 求Fa1和Fa2 初取e?0.4 Fd1?eFr1?0.4?4156.72?1662.69NFd2?eFr2?0.4?1960.35?784.14NFa1?Fd1?1662.69NFa1?1662.69NFa2?2853.69N Fa2?Fd1?Fa?1191?1662.69?2853.69NFa11662.69??0.0237C070200Fa22853.69??0.0407C070200 插值法，取e1?0.3937,e2?0.413 Fd1?e1Fr1?0.3937?4317.89?1699.95NFd2?e2Fr2?0.413?1828.06?754.99NFa1?Fd1?1699.95Ne1?0.3937 e2?0.413 Fa2?Fd1?Fa?1699.95?1191?2890.95NFa11699.95??0.0242C070200Fa22890.95??0.0412C070200Fa1?1699.95NFa2?2890.95 两次计算的Fa相差不大，因此可以确定 C0,e2?0.413 e1?0.3937 Fa1?1699.95NFa2?2890.95Ne1?0.3937 e2?0.413Fa1?1699.95NFa2?2890.95N

求?1和?2

Fa11699.95??0.3937?e1Fr14317.89Fa22890.95??1.58?e2Fr21828.06 轴承1 X1?1 Y1?0 轴承2 X2?0.44 Y2?1.359 ?1?fp?X1Fr1?Y1Fa1??1.1??1?4317.89?0?1699.95??4749.68NP2?fp?X2Fr2?Y2Fa2??1.1??0.44?1828.06?1.359?2890.95??5206.46N?1?4749.68NP2?5206.46N ?2??1按?2验算 106?C?106?80500? Lh???h ?????58221360n?P?60?105.81?5206.46? ?3Lh?582213h

7、箱体的设计及各部位附属零件的设计

箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的齿合精度，使箱体内有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约见减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，目前尚无成熟的计算方法。所以，箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。

箱体选用铸铁HT200，

?b?400MPa,?0.2?250MPa,??18?，布氏硬度

130~180HBS。

7.1铸造减速箱体主要结构尺寸表:

名 称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 符号 尺寸关系 取 值 8mm 8mm 12mm 12mm

? ?1 b1 0.025a?3?8mm 0.02a?3?8mm 1.5?1 b

1.5?

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 盖与座联接螺栓直径 联接螺栓的间距 视孔盖螺钉直径 b2 df 2.5? 0.036a?12 a<250mm 20mm 20mm 4 16mm 12mm 8mm n d1 d2 0.75df （0.5?0.6）df 150~200mm l d4 C1 C2 R1 （0.3?0.4）df 查手册 df、d1、d2至直外箱壁距离 d1、d2至凸缘边缘距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外箱壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内箱壁距离 齿轮端面与内箱壁距离 轴承端面至箱体内壁的距离 查手册 40mm 48mm 10mm 10mm C2 h l1 ?1 ?2 C1?C2?（5~10） ?1.2? ?? 5mm 10-15 10mm 旋转零件间的距离 齿顶圆至轴表面的距离 大齿顶圆至箱底内壁的距离 18mm >30-50 40mm 箱底至箱底内壁的距离

20mm

减速器中心高 H m1,m m1?0.85?1,m?0.85? m=6.8mm 200mm 箱盖\\箱座肋厚 m1?6.8mm 72mm;80mm;130mm 轴承端盖外径 轴承旁连接螺栓距离 D2 D?(5~5.5)d3 S?D2 S

7.2各部位附属零件的设计

⑴窥视孔盖与窥视孔：

在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔, 大小只要够手伸进操作可。

以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况.润滑油也由此注入机体内. ⑵放油螺塞

放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的一侧，以便于放

油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。 ⑶油标

油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量.因此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定。 ⑷通气器

减速器运转时，由于摩擦发热,机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏,所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处的密封性，通气器用带空螺钉制成. ⑸启盖螺钉

为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。

在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉,便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环,装上二个螺钉,便于调整. ⑹定位销

为了保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销。两销相距尽量远些，以提高定位精度。如机体是对称的,销孔位置不应对称布置. ⑺环首螺钉、吊环和吊钩

为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在机座上铸出吊钩。 ⑻调整垫片

用于调整轴承间隙,有的起到调整传动零件轴向位置的作用. 10.9密封装置

在伸出轴与端盖之间有间隙,必须安装密封件,以防止漏油和污物进入机体内.

7.3润滑方式的确定

传动零件的润滑采用浸油润滑。 滚动轴承的润滑采用脂润滑

因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于

(1.5~2)?105mm.r/min，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度

设计总结

在老师的指导以及本组各位同学的讨论下，用三周多的时间设计完成了本课题——开式齿轮输送机传动装置，该装置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。

（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。

由于时间紧迫，所以这次设计存在一定缺点，比如说箱体结构庞大，重量大，齿轮的计算不够精确等。但是，我坚信：这次的亲身设计，为我以后设计结构更紧凑，传动更稳定精确的设备奠定了坚实的基础。

设计心得

第一次设计具有现实意义的齿轮减速箱，收获很多，出现的问题也较多。

（1）流程不清楚，没能严格按照老师要求的顺序进行设计和校核，仅凭自己的想法来开展设计工作，导致设计混乱，时间浪费。 （2）没能严格查阅设计手册，虽然绝大部分的零件尺寸都是按章绘制的，但有些细节尺寸未能精确绘图，尤其是部分的螺栓、螺钉上面的螺纹。

（3）设计中未能做到设计合理、节约材料，部分齿轮和轴还有轴承安全余量过大，其中低速轴轴承设计寿命达到580000小时，严重浪费。

（4）高速轴轴承和中间轴轴承寿命较短，平均只达到14000小时，再减速箱设计寿命里每两年就要更换高速轴和中间轴轴承，未能达到合理的设计效果。

（5）部分配合公差及形状公差未能标注。 参考文献

【1】濮良贵 纪名刚 《机械设计》第八版 高等教育出版社 【2】王大康 卢颂峰 《机械设计课程设计》 北京工业大学出版社

【3】吴宗则 罗圣国 《机械设计课程设计手册》 高等教育出版社

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