一级减速箱课程设计

西安科技大学

课 程 设 计 报

学 院 课 程 专 业 班 级 姓 名 学 号 指导教师 日 期

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告

任务书

姓名 学号 专业班级 设计参数：输送器轴输入功率：5.7KW，输送器轴转速：215r/min。 完成时间： 2012年01月4日 内容及要求：机械设计课程设计通过传动方案的拟定，结构设计，设计计算，查阅有关标准和规范以及编写设计计算说明书，使学生掌握机械传动装置的设计步骤和方法的一般规律，提高设计技能。 机械设计课程设计包括：(1)确定机械系统总体传动方案。（2）选择电动机 。(3)传动装置运动和动力参数的计算。 (4)传动件如齿轮．带及带轮的设计。(5)铀的设计。(6)轴承组合部件设计。(7)键的选择和校核。(8)机架或箱体的设计。(9)润滑设计。 学生在规定的时间内应绘制装配工作图1张(A0或A1图纸)，组件或零件工作图2—3张，并编写设计计算说明书1份。 指导教师： 年 月 日 课程设计说明书成绩： 指导教师： 年 月 日 2

一 传动装置的总体设计 1 电动机的选择 1 带传动传递的功率Pw Pw5.7kw Pw5.7kw 2 电动机输出功率Pd 该传动装置从高速级到低速级取弹性联轴器效率10.99，角接触球轴承的效率20.99，角接触球轴承的效率30.99，深 沟球轴承的效率40.99，滑块联轴器50.97，两对齿轮采用8 级精度制造且传动效率均取齿0.97。故该传动装置的总效率为n0.9820.9920.980.960.896 Pd6.362kW 故Pd3 电动机转速的选择 nw215r/min 4 电动机的选择 Pw5.76.362kw 0.896 【1】 参考《机械设计课程设计手册》选用Y132M-4型电动机。其额 定功率P7.5kW，同步转速n1500rmin，满载转速 1440nm1440rmin，从而总传动比i总nmnw6.7,符合要求. 215 选用Y132M-4型电动机 3

2 确定两级齿轮的各级传动比 2..1 确定总传动比 i总nmnw，其中nm1440rmin，nw215r/min i总6.7 故i总14406.7 2152.2.2 确定高、低速级齿轮的传动比i1、i2 因i1i2i总；i11.1~1.3i2，且i1与i2一般均控制在3~5内。式中取i11.2i2。 故 i12.84 i22.36 2.3 确定各轴的运动参数 2.3.1 确定高、中、低速轴转速n1、n2、n3 n1nm1440r/min n2n1i11440/2.84507r/min n3n2i2507/2.36214.8r/min 2.3.2 确定高、中、低速轴功率P1、P2、P3 P1Pd16.36214409.16kw i12.84 i22.36 n11440rmin n2507r/min n3214.8r/min P19.16kW P24.5kW 2齿9.165070.974.5kw P2P1 P3P23齿4.5214.80.970.94kw 2.3.3 确定高、中、低速轴转矩T1、T2、T3 95.52105P95.521059.1616.08104Nmm T1n1144095.52105P295.521054.5T20.848105Nmmn2507 95.52105P395.521050.940.418105Nmm T3n3214.8P30.94kW TT160800N.mm 84800N.mm 2T 141800N.mm 4

3 传动零件的设计计算 3.1 高速级齿轮传动的设计计算 已知输入功率P小齿轮转速n11440rmin，传动比 19.16kW，i12.84，由电动机驱动，工作寿命8年（每年工作300天），两 大齿轮选用45钢（调质） 小齿轮材料为40Cr（调质） 班制，工作较平稳。 3.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数及螺旋角 1. 由传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动 2. 齿轮选用9级精度制造 3. 材料选择。参考《机械设计》表10—1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。 【2】 4. 选取螺旋角及齿数，初选螺旋角14；选小齿轮齿数Z125， 大齿轮齿数Z2i1Z1252.8471，取Z271。 3.1.2 按齿面接触强度设计 参考文献【2】式10—21试算，即 22KtT1u1ZHZEd1t3 duH1. 确定公式内各计算数值 1）试选载荷系数Kt1.4 2）参考文献【2】图10—30选取区域系数ZH2.5 3）参考文献【2】图10—26查得10.75，20.815，则 12121.565。 44）小齿轮传递的转矩T19.3910Nmm。 5）参考文献【2】表10—7选取齿宽系数d1。 6）参考文献【2】表10—6得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa 7）参考文献【2】图10—21d按齿面硬度查得小齿轮和大齿轮的 5

接触疲劳强度极限分别为：Hlim1600MPa，Hlim2550MPa。 8）由式N60njLh计算应力循环次数 N1606100128300155.3610 9 N15.361091.89109 N2i12.849) 参考文献【2】图10—19取接触疲劳寿命系数KHN10.9；KHN20.95 10) 计算疲劳接触许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1。由式： H1 H2KNlim得 SKHN1Hlim10.9600540MPa SKHN2Hlim20.95550522.5MPa S故许用接触应力： H2. 计算 1） 试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得 d1t3H1H22540522.5531.250MPa 2 21.49.391042.8412.5189.864.05mm 12.84522.522） 计算圆周速度。 vd1tn160100061064.056010002.04ms 3） 计算齿宽b及模数mnt。 bdd1t164.0564.05mm mntd1t64.052.562mm Z125 h2.25mnt2.252.5625.76mm 6

b64.0511.12 h5.76 4） 计算纵向重合度。 0.318dZ1tan0.318125tan141.842 5） 计算载荷系数K。 参考文献【2】表10—2查得使用系数KA1.0，由v2.04ms， 9级精度制造，参考文献【2】图10—8查得动载荷系数KV1.05；参考文献【2】表10—4用插值法查得9级精度，小齿轮相对支承非对称布置时KH1.415；参考文献【2】图10—13由KH1.415及bh11.12查得KF1.423；参考文献【2】表10—3查得KHKF1.2。故动载系数： KKAKVKHKH11.121.21.4231.913 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径由式：d1d1t31.91371.07mm d164.0531.4 K得 Kt 7）计算模数mn。 mnd1cos71.07cos142.76mm Z125 3.1.3 按齿根弯曲强度设计 由式 mn32KT1cosYFaYSa进行设计 FdZ1221. 确定计算参数 1 ） 参考文献【2】图10—20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa；大齿轮的弯曲疲劳极限FE2380MPa。 2） 参考文献【2】图10—18取弯曲疲劳寿命系数KFN10.85； 7

KFN20.88。 3） 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S1.4，由公K式：Nlim得 SKK0.85500312.29MPa F1FN1FE1S1.4KK0.88380 F2FN2FE2245.04MPa S1.44） 计算载荷系数。 KKAKVKFKF11.111.41.352.10 5） 根据纵向重合度1.824，参考文献【2】图10—28查得螺 旋角影响系数Y0.88 6） 计算当量齿数。 ZV1Z12528..48 cos3cos314 并加以比较 ZV2Z27180.24 33coscos147） 查取齿形系数。参考文献【2】表10—5由插值法查得YFa12.62；YFa22.24。 8） 查取应力校正系数。参考文献【2】表10—5由插值法查得YSa11.59；YSa21.75。 9） 计算大、小齿轮的YFaYSaF YFa1YSa1F12.621.590.01372 303.572.241.750.01565 238.86YFa2YSa2F2大齿轮的数值大。 2. 设计计算

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mdz1171.072.84 25 对比计算结果，由齿面解除疲劳强度计算的法面模数mn大于由 【3】齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，参考《机械原理》取标准模mn3.0mm 数mn3mm，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度， 需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d149.302mm来计算应有的齿数。圆整取Z125，则Z2i1Z12.842571，圆整取Z271。 Z125 Z271 a144mm 3.1.4 几何尺寸计算 1. 计算中心距 Z1Z2mn2571a143.25mm， 22 将中心距圆整为a144mm 2. 按圆整后的中心距修正螺旋角 Z1Z2mnarccos2a25712arccos155 2144155 d175mm d2213mm 因值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。 3. 计算大、小齿轮的分度圆直径及齿顶圆、齿根圆直径 d1mz175mm da179mm da2217mm d2Z2m213mm齿顶高hamnhanxn313mm，其中han1，xn0从而： da1d12ha752279mm da2d22ha21322217mm 齿根高hfmnhancnxn310.253.75mm，其中 df167.5mm df2205.5mm B180mm cn0.25，故 df1d12hf7523.7567.5mm  9

df2d22hf21323.75205.5mm 4. 计算齿轮宽度 bdd117575mm，圆整后取B275mm，B180mm B275mm 小齿轮材料为40Cr（调质） 3.2 低速级齿轮传动的设计计算 已知输入功率P24.5kW，小齿轮转速n2507rmin，传动比i22.36，由电动机驱动，工作寿命8年（每年工作300天），两班制，工作较平稳。 3.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1. 由传动方案选用直齿圆柱齿轮传动 2. 齿轮选用9级精度制造 大齿轮选用45钢（调质） 3. 材料选择。参考文献【2】表10—1选择小齿轮材料为40Cr（调 质），硬度为280HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度为240HBS， 二者硬度差为40HBS。 4. 选小齿轮齿数Z325，大齿轮齿数Z4i2Z3252.3659，圆整取Z459。 3.2.2 按齿面接触强度设计 参考文献【2】式10—9a试算，即 2 12d3t2.3231. 确定公式内各计算数值 1） 试选载荷系数Kt1.4 KtT2u1ZE duH2） 小齿轮传递的转矩T284800Nmm。 3） 参考文献【2】表10—7选取齿宽系数d1。 4） 参考文献【2】表10—6得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa 5） 参考文献【2】图10—21d按齿面硬度查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度极限分别为：Hlim3600MPa，Hlim4550MPa。 10

6） 由式N60njLh计算应力循环次数 N360610128300155.3610 8 N35.361081.89108 N4i22.847） 参考文献【2】图10—19取接触疲劳寿命系数KHN31.05；KHN41.12 8） 计算疲劳接触许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1。K由式：Nlim得 SH3KHN3Hlim31.05600630MPa SH4KHN4Hlim41.12550616MPa S2. 计算 1） 试算小齿轮分度圆直径d3t，带入H中较小的值。 51.41.865103.3581189.8d3t2.32372.435mm 13.35861622） 计算圆周速度。 vd3tn260100072.4355076010001.92ms 3） 计算齿宽b bdd3t172.43572.435mm 4） 计算齿宽与齿高之比及模数mt mtd3t72.4352.90mm Z325 h2.25mt2.252.5625.765mm b72.43512.564 h5.7655） 计算载荷系数K。 参考文献【2】表10—2查得使用系数KA1.25，由v1.92ms，

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8级精度制造，参考文献【2】图10—8查得动载荷系数KV1.02； 参考文献【2】表10—4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时KH1.460；参考文献【2】图10—13由KH1.460 及bh12.564查得KF1.403；直齿轮，KHKF1。故动载 系数： KKAKVKHKH1.251.0211.4601.862 6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径由式：d1d1t31.86280.134mm 1.4 K得 Kt d371.98537） 计算模数m。 md380.1343.21mm Z325 3.2.3 按齿根弯曲强度设计 由式 m32KT2YFaYSa进行设计 2dZ3F1. 确定计算参数 1） 参考文献【2】图10—20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3500MPa；大齿轮的弯曲疲劳极限FE4380MPa。 2）参考文献【2】图10—18取弯曲疲劳寿命系数KFN30.91； KFN40.94。 3） 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S1.4，由公KNlim得 SKK0.91500 F3FN3FE3325MPa S1.4KK0.94380 F4FN4FE4255.143MPa S1.4式：4） 计算载荷系数。

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KKAKVKFKF1.251.0211.4031.789 5） 查取齿形系数。参考文献【2】表10—5由插值法查得YFa32.690；YFa42.224。 6） 查取应力校正系数。参考文献【2】表10—5由插值法查得YSa31.575；YSa41.766。 7） 计算大、小齿轮的YFaYSaF并加以比较 m3.0mm YFa3YSa3F32.6901.5750.013036 325YFa4YSa4F42.2241.7660.015394 255.143大齿轮的数值大。 2. 设计计算 521.7891.86510m30.0153942.583mm 2125 对比计算结果，由齿面解除疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，参考文献【3】取标准模数m3.0mm，Z328 已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲Z467 劳强度算得的分度圆直径d381.144mm来计算应有的齿数（齿面 接触疲劳强度仅与直径有关）。于是由Z3 d381.14427.048，m3 d384mm d4201mm 圆整取Z328，则Z4i2Z32.362866.08，圆整取Z467 3.2.4 几何尺寸计算 1. 计算分度圆直径齿顶圆直径及齿根圆直径 d3Z3m283.084mm d4Z4m673.0201mm da390mm da4207mm 13

da3d32ham8421390mm da4d42ham201213207mm df3d32mhac842310.2576.5mm df376.5mm df4193.5mm  a184.5mm df4d42mhac2012310.25193.5mm 式中：ha1；c0.25。 B389mm 2. 计算中心距 ad3d484201142.5mm， 22B484mm 3. 计算齿轮宽度 bdd318484mm，故取B484mm，B389mm 设计合理 3.3 总传动比验算 设计的二级圆柱齿轮减速器的实际传动比为： i总实i总实i总i总Z2Z475956.79 Z1Z32528故 6.796.71.248%5%，因此设计合理。 6.74 初估轴径及初选联轴器 4.1 高速轴初估轴径及初选联轴器 已知该轴输入功率P19.16Kw，转速n11440rmin，选取轴的材料为40Cr，调质处理。参考文献【2】表15—3取A0105， 于是得： d1minA03P4.4721105317.536mm n1960 该轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，为了使所选的轴径 与联轴器孔径适应，故同时选用联轴器型号。联轴器的计算转矩 TcaKAT，参考文献【2】表14—1选取KA1.5则

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TcaKAT1.54.4941046.741104Nmm 按计算转矩Tca小于联轴器公称转矩的条件，，参考文献【1】,查选用联轴器LX3YC3882 YC3082 YC3882标准GB/T50142003选用联轴器LX3；主动端轴孔直YC3082d1min30mm 径为38mm，轴孔长82mm，Y型轴孔，C型键槽；从动端轴孔直 径为30mm，轴孔长82mm，Y型轴孔，C型键槽。 综上：高速轴的初估直径为d1min30mm 4.2 中间轴初估轴径 已知该轴输入功率P转速n1219.310rmin，选取 14.294Kw，轴的材料为40Cr，调质处理。参考文献【2】表15—3取A0105， 于是得： d2minA03P24.294105328.300mm n2219.310d2min40mm 由于该轴上存在两个键槽故将轴径放大15%，同时为了配合轴承的 使用故取d2min40mm。 4.3 低速轴初估轴径及初选联轴器 已知该轴输入功率P34.124Kw，转速n365.310rmin，选取 轴的材料为45钢，调质处理。参考文献【2】表15—3取A0112， 于是得： d3minA03P34.124112344.600mm n365.310 由于轴上存在两个键槽故将轴径放大10%后取d3min49.060mm。 该轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，为了使所选的轴径与联轴器孔径适应，故同时选用联轴器型号。联轴器的计算转矩TcaKAT，参考文献【2】表14—1选取KA1.5则 联轴器选用 WH8YA50112 YA50112 TcaKAT31.56.4511059.677105Nmm 15

按计算转矩Tca小于联轴器公称转矩的条件，，参考文献【1】,选 YC50112取联轴器WH8；主动端轴孔直径为50mm，轴孔长YC50112d3min50mm 112mm，Y型轴孔，C型键槽；从动端轴孔直径为50mm，轴孔 长112mm，Y型轴孔，C型键槽。 综上：低速轴的初估直径为d3min50mm 5. 轴承型号选择 5.1 高速轴轴承选则 5.1.1 选用角接触球轴承且选用接触角为25。 5.1.2 轴承内径的确定。 高速轴上安装的轴承内径比最小轴径放大两次。第一次放大是 为了轴上零件的轴向定位，h0.07~0.1d。第二次放大是为了 轴承装拆方便，h1~2mm。 d1min2d1min0.07~0.1303020.07~0.1第一次放大：d1 轴承代号为7208AC 取d135mm；第二次放大d1d121~2mm，为了配合轴承内径从而取d140mm，即轴承内径为40mm。 5.1.3 确定轴承尺寸代号。 这里选02系列轴承。故轴承代号为7208AC，其外径D80mm 宽B18mm。 5.2 中间轴轴承选择 5.2.1 选用角接触球轴承且选用接触角为25。 5.2.2 轴承内径的确定。其内径即中间轴的最小轴径，为40mm。 5.2.3 确定轴承尺寸代号。 这里选02系列轴承。故轴承代号为7208AC，其外径D80mm 宽B18mm。 5.3 低速轴轴承选择  轴承代号为7208AC 16

5.3.1 选用深沟球轴承接触球轴 5.3.2 轴承内径的确定。 低速轴上安装的轴承内径比最小轴径放大两次。第一次放大是 为了轴上零件的轴向定位，h0.07~0.1d。第二次放大是为了 轴承装拆方便，h1~2mm。 d3min2d3min0.07~0.1505020.07~0.1第一次放大：d3 60mm；第二次放大d3d321~2mm，为了配合轴承内取d3轴承代号为6213 径从而取d165mm，即轴承内径为65mm。 5.3.2 确定轴承尺寸代号。 这里选02系列轴承。故轴承代号为6213，其外径D120mm 宽B23mm。 6. 润滑及密封 6.1 轴承的润滑 由于均选用轴承为角接触球轴承和深沟球轴承且 高速轴轴承：dn1409601.610mmr/min 中间轴轴承：dn235219.3101.6105mmr/min 低速轴轴承：dn36565.3101.6105mmr/min 式中d为轴承内径，因此均选润滑脂润滑。 6.2 齿轮的润滑 确定齿轮润滑方式：由于两对齿轮都满足v12m/s，故选用浸油润滑。 6.3 确定密封方式 高速级透盖处：毡圈35；低速级透盖处：毡圈60 6.3 轴承端盖结构 高速轴的输入端和低速轴的输出端选用凸缘式透盖，高速轴和低速轴的另一端及中间轴的两端均选用凸缘式闷盖。

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5 润滑脂润滑 浸油润滑 7. 箱体尺寸设计及说明 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁连接螺栓直径 盖与座连接螺栓直径 连接螺栓d2的间距 轴承端盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 定位销直径 df、d1、d2至外箱壁距离 df、d1、d2至凸缘边缘距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外箱壁至轴承座端距 离 铸造过渡尺寸 大齿轮顶圆与内箱距离 齿轮端面与内箱壁距离 箱盖、想做肋厚 轴承端盖外径 轴承旁连接螺栓距离 8. 装配草图的设计

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齿轮减速器尺寸关系/mm 10 10 15 15 25 M20 4 M16 M12 160 高M8；中M8；低M10 M8 8 C1df26；C1d122；C1d218 符号 δ δ1 b1 b b2 df n d1 d2 l d3 d4 d C1 C2 R1 h l1 C2df24；C2d120；C2d216 20 47 x、y Δ1 Δ2 m1、m D2 s x3；y15 14 12 m19；m9 D2高120；D2中120；D2低170 8.1 箱体内壁位置确定 取箱体内壁与齿轮顶圆距离a114mm，取箱体内壁与齿轮 端面距离212mm，取两级齿轮端面间距离c9.5mm，箱体底部内壁与最大齿轮的顶圆的距离b30mm，高速级大齿轮端面距箱体内壁距离最近314.5mm，则箱体内壁宽度和长度为； B内2B3B2c31250899.514.5175mm B内175mm L内551mm L内a1a2Dda421，式中a1133mm，为第一级齿轮传动 22a2184.5mm，的中心距，为第二级齿轮传动的中心距，D120mm 为高速轴轴承端盖外径，da4291mm为低速级齿轮齿顶圆直径.带入数据得：L内551mm

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8.2 轴尺寸的确定 8.2.1 高速轴尺寸的确定 图中从左至右轴的长度分别为L12、L23、L34、L45、L56、L67，轴径分别为d12、d23、d34、d45、d56、d67。 其中d1250mm为联轴器孔径，L1280mm比联轴器轴孔短 2mm，其目的是防止过定位；d23对联轴器定位，由轴肩定位高度 h0.07~0.1d，可取d2356mm；d3460mm为轴承内径尺寸； d4565mm由轴承的安装尺寸决定；d56为齿轮轴，由齿轮结构确 定；d6772mm为轴承内径。各轴的长度由结构确定，其结果如下： L12 L23 L34 L45 L56 L67 80mm d12 46mm d23 55mm d34 72mm d45 11mm d56 73mm d67 50mm 56mm 60mm 65mm 76mm 72mm 8.2.2 中间轴尺寸的确定 图中从左至右轴的长度分别为L12、L23、L34、L45、L56，轴径分别为d12、d23、d34、d45、d56。 其中d1240mm为轴承内径；d23为齿轮轴，尺寸由齿轮结构确 20

定；d34对齿轮定位，由轴肩定位高度h0.07~0.1d，可取 d3450mm；d4为非定位轴肩，同时为配合齿轮故取标准轴径 d4542mm； d5640mm为轴承内径。各轴的长度由结构确定， 其结果如下： L12 L23 L34 L45 L56 40mm d12 89mm d23 9.5mm d34 48mm d45 44.5mm d56 40mm 齿轮轴 50mm 42mm 40mm 8.2.3 低速轴尺寸的确定 图中从左至右轴的长度分别为L12、L23、L34、L45、L56、L67、， 轴径分别为d12、d23、d34、d45、d56、d67、d78。 其中d1265mm为轴承径；d2为非定位轴肩，同时为配合齿轮 故取标准轴径d2371mm；d3为定位轴肩，由轴肩定位高度 h0.07~0.1d，可取d3480mm；d4574mm由轴承安装尺寸 决定；d5665mm为轴承内径；d7850mm为联轴器孔径， L78110mm比联轴器轴孔短2mm，其目的是防止过定位； d6760mm为定位轴肩。各轴的长度由结构确定，其结果如下： L12 L23 L34 L45 L56 L67 L78 49.5mm 82mm 10mm 54mm 45.5mm 53mm 110mm 21

d12 d23 d34 d45 d56 d67 d78 65mm 71mm 80mm 74mm 65mm 60mm 50mm 9. 零件的校核 9.1 键的选择及校核 9.1.1 高速轴输入端键的校核 已知轴的材料为40Cr，装键处的轴径d30mm，需传递的转矩 T4.449104Nmm，载荷有轻微冲击。 键 C8770 键 A12840 满足强度要求 1. 选择键的尺寸 该处选用C型平键，根据d30mm参考文献【1】表4—1查得键的尺寸为宽b8mm，高h7mm，由该处轴的长度80mm并参考标准GB/T10962003取键长L70mm。 2. 校核键连接的强度 键、轴的材料都是刚，参考文献【2】表6—2查得许用挤压应力为p100~120MPa，取其平均值为， 110MPa。键的工作长度lLb270466mm，键与联p轴器的接触高度k0.5h3.5mm。参考文献【2】式6—1得 p2T24.44910412.84MPa110MPa kld3.56630故满足强度要求。记为GB/T1096 键 C8770 9.1.2 中间轴安装齿轮处键的校核 已知轴的材料为45钢，装键处的轴径d42mm，需传递的转矩T1.865105Nmm，载荷有轻微冲击。 1. 选择键的尺寸 该处选用A型平键，根据d42mm参考文献【1】表4—1查得键的尺寸为宽b12mm，高h8mm，由该处轴的长度48mm并参考标准GB/T10962003取键长L40mm。 2. 校核键连接的强度 键、轴的材料都是刚，参考文献【2】表6—2查得许用挤压应力为p100~120MPa，取其平均值为， 110MPa。键的工作长度lLb401228mm，键与联p轴器的接触高度k0.5h4mm。参考文献【2】式6—1得 22

p2T21.86510579.294MPa110MPa kld42842 故满足强度要求。记为GB/T1096 键 A12840 9.1.3 低速轴键的校核 1. 安装齿轮处 已知轴的材料为45钢，装键处的轴的直径为需传递的转矩T6.451105Nmm，载荷有轻微冲击。 d71mm，1） 选择键的尺寸 该处选用A型平键，根据d71mm参考文献【1】表4—1查得键的尺寸为宽b20mm，高h12mm，由该处轴的长度82mm并参考标准GB/T10962003取键长L70mm。 2） 校核键连接的强度 键、轴的材料都是刚，参考文献【2】表6—2查得许用挤压应力为p100~120MPa，故取其平均值为， 键 A201270 满足强度要求 110MPa。键的工作长度lLb702050mm，键与联p轴器的接触高度k0.5h6mm。参考文献【2】式6—1得 p2T26.45110560.573MPa110MPa kld65071故满足强度要求。记为GB/T1096 键 A201270 2. 输出端处 已知轴的材料为45钢，装键处的轴的直径为 需传递的转矩T6.451105Nmm，载荷有轻微冲击。 d50mm，1） 选择键的尺寸 该处选用C型平键，根据d50mm参考文献【1】表4—1查得键的尺寸为宽b14mm，高h9mm，由该处轴的长度110mm并参考标准GB/T10962003取键长L100mm。 2） 校核键连接的强度 键、轴的材料都是刚，参考文献【2】表6—2查得许用挤压应力为p100~120MPa，故取其平均值为， 键 C149100 满足强度要求 110MPa。键的工作长度lLb2100793mm，键与p联轴器的接触高度k0.5h4.5mm。参考文献【2】式6—1得 p2T26.45110561.685MPa110MPa kld4.59350 23

故满足强度要求。记为GB/T1096 键 C149100 9.2 轴的校核 9.2.1 高速轴的校核 图中各参数参考8.2.1。轴的载荷分析图如下： FNH2 A B FC a1 FNV1 FFt1 NV2 Fr1 FNH1 FNH2 Fr1 Fa1 MH MMH2 H1 Ft1 FV1 MFV2 V MV M1 M2 M

24

其中lAB154.5mm lBC58.5mm 由齿轮的受力分析得： Ft12T1/d1244490/49.4881798.012NFr1Ft1tann/cos1798.012tan20/cos14515674.715N Fa1Ft1tan1798.012tan14515451.215N 2计算出截面B处的MH、MV、及M列于下表 载荷 支反力F 水平面H FNH1=237.726N FNH2=436.989N 弯矩M MH1=36728.667N.mm MH2=25563.857N.mm 总弯矩 M1M2H1 垂直面V FNV1=493.820N FNV2=1304.192N Mv=76295.190N.mm MV84675.563Nmm M2M2H1M2V80464.072Nmm 扭矩T T=44490N.mm 从而危险截面的ca参考文献【2】按弯扭合成应力校核为 caM2T84675.56320.6444907.325Mpa W0.149.488322 满足强度要求 该轴有40Cr制成，参考文献【2】表15—1知170MPa，故 ca1，因此该轴满足强度要求。 9.2.2 中间轴的校核 图中各参数参考8.2.2。轴的载荷分析图如下： 2 校核时参考文献【2】公式15—5caM2T ，对于实心W 25

轴W0.1d3，若轴上装有键则Wd332btdt2d。 2 A FFFFND B C FFN

FFtrFa2 Fr2 FNH1 Fr3 MH3 FNH2 MH FNV1 MH1 MH2 FNV2 Ft3 Ft2 MV MV1 M1 MV2 M2 M M3 T 26

其中lAB75.5mm lBC78mm lCD59.5mm 由齿轮的受力分析得： Ft2Ft11798.012N Fr2Fr1674.715N Fa2Fa1451.215N Ft32T2/d34440.476N Fr3Ft3tann1616.201N 计算各参数列于下表： 载荷 支反力F 水平面H FNH1=-1084.173N FNH2=142.687N 垂直面V FNV1=3368.766N FNV2=2869.722N Mv1=254341.833N.mm Mv2=170748.459N.mm 弯矩M MH1=81855.062N.mm MH2=40356.878N.mm MH3=8489.877N.mm 总弯矩 M1M2H1M2V1267189.108Nmm M3M2H2M2V2170959.394Nmm M2M2VH3M2V2175452.882Nmm 扭矩T 校核截面B： T1.865105Nmm 按弯扭合成应力校核轴的强度 caM1TW22267189.10820.61865004.887Mpa 0.18432 满足强度要求 由于为齿轮轴，则轴的材料为40Cr,参考文献【2】表15—1查得 -170Mpa。因此ca-1，故安全。 校核截面C： 按弯扭合成应力校核轴的强度 22ca

2M2T175452.88220.6186500 33.054Mpa W27

轴的材料为40Cr,参考文献【2】表15—1查得-170Mpa。因此ca-1，故安全。 9.2.3 低速轴的校核 满足强度要求 图中各参数参考8.2.3。轴的载荷分析图如下：

Fr4 FNH1 Ft4 FNH2 A FNV1 B C FNV2 Fr4 FNH1 MH FNH2 MH Ft4 FNV1 MV FNH2 MV 28

M M T 其中 lAB79mm lBC139mm 由齿轮的受力分析得： Ft4Ft34440.476N Fr4Fr31616.201N 计算出截面B处的MH、MV、及M列于下表 载荷 支反力F 水平面H FNH1=1030.513N FNH2=585.688N 垂直面V FNV1=2831.313N FNV2=1609.163N 弯矩M MH81410.527NmmMV223673.727Nmm 总弯矩 扭矩T 按弯扭合成应力校核轴的强度 MM2HM2V238028.591Nmm T645100Nmm caM2TW2238028.59120.66451002满足强度要求 14.716Mpa 轴的材料为45钢,参考文献【2】表15—1查得-160Mpa。因 此ca-1，故安全。 9.3 轴承的校核 9.3.1 高速轴轴承的校核 参考文献【1】查得轴承7208AC的基本额定动载荷C35200N，

29

3.84104h。 基本额定静载荷C024500N。预期寿命Lh 1. 求两轴承的径向载荷（相关参数参考轴校核处） Fr1FNH1FNV1493.820237.726548.062N Fr2FNH2FNV2436.98921304.19221375.455N 2. 求两轴承的轴向力Fa1、Fa2 对于70000AC轴承参考文献【2】表13—7轴向派生力Fd0.68Fr从而有 Fd10.68Fr10.68548.062372.682N Fd20.68Fr20.681375.455935.309N 222222 由于轴承1为压紧端，轴承2为放松端故 Fa2Fd2935.309N Fa1FaFd2451.215935.3091386.524N 3. 求轴承当量动载荷P1、P2 因：Fa1Fr11386.524548.0622.5300.68，Fa2Fr20.68。故：X10.41，Y10.87；X21，Y20。由于轴承承受轻微冲 击参考文献【2】取fp1.1。从而 P1fpX1Fr1Y1Fa11.10.41548.0620.871386.5241574.079NP2fpX2Fr2Y2Fa21.111375.4551513.001N 4. 寿命验算 由于P1P2故按轴承1校核，对于球轴承取3，故： 6Lh10C10352004，即轴承满足寿命要求 19.41410hLh60nP609601574.079163满足寿命要求。 9.3.2 中间轴轴承的校核

30

参考文献【1】查得轴承7208AC的基本额定动载荷C35200N， 3.84104h。 基本额定静载荷C024500N。预期寿命Lh 1. 求两轴承的径向载荷（相关参数参考轴校核处） Fr1FNH1FNV11084.1733368.7663538.929N Fr2FNH2FNV2142.68722869.72222873.267N 2. 求两轴承的轴向力Fa1、Fa2 对于70000AC轴承参考文献【2】表13—7轴向派生力Fd0.68Fr从而有 Fd10.68Fr10.683538.9292406.471N Fd20.68Fr20.682873.2671953.822N 222222 由于轴承1为放松端，轴承2为压紧端故 Fa1Fd12406.471N Fa2FaFd1451.5122406.4712857.687N 3. 求轴承当量动载荷P1、P2 Fa1Fr10.68，Fa2Fr20.68。X11，Y10；X20.41， 因：故：Y20.87。由于轴承承受轻微冲击参考文献【2】取fp1.1。从 而 P1fpX1Fr1Y1Fa11.113538.9293892.822NP2fpX2Fr2Y2Fa21.10.412873.2670.872857.6873664.227N 4. 寿命验算 由于P1P2故按轴承2校核，对于球轴承取3，故： 3 106C106352004，即轴Lh60219.313892.8225.61910hLh60nP1 承满足寿命要求。 满足寿命要求 31

9.3.3 低速轴轴承的校核 参考文献【1】查得轴承6213的基本额定动载荷C57200N， 3.84104h。 预期寿命Lh 1. 求两轴承的径向载荷（相关参数参考轴校核处） Fr1FNH1FNV12831.3131030.5133013.020N Fr2FNH2FNV21609.1632585.68821712.436N 2. 求轴承当量动载荷P1、P2 由于轴承承受轻微冲击参考文献【2】取fp1.1。从而 P1fpFr11.13013.0203314.322N P2fpFr21.11712.4361883.680N 3. 寿命验算 由于P1P2故按轴承1校核，对于球轴承取3，故： 3222222106C106572006，Lh即轴承满足寿命要求 1.31210hLh60nP6065.313314.3221满足寿命要求。 10. 减速器附件的选择及其说明 1. 轴承端盖 高速级透盖D2120，中间轴及高速级闷盖D2120，低速级透盖D2170，低速级闷盖D2170。其他 相关参数均参考文献【1】。 2. 视孔盖 总长l1180mm，总宽b1140mm，螺栓长度方向中心距l2165mm，宽度方向中心距b2125mm，盖厚4mm。 3. 通气塞 选用M161.5，相关参数参考文献【1】 4. 油标 选用压配式圆形B型油标B12，相关参数参考文献【1】 5. 油塞 选用M181.5，相关参数参考文献【1】 32

11. 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∶14.661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。

参考文献

【1】吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册【M】.北京：高等教育出版社，2010 【2】濮良贵，纪名刚，陈国定.机械设计【M】.北京：高等教育出版社，2010 【3】孙恒，陈作模，葛文杰.机械原理【M】.北京：高等教育出版社，2010

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