圆锥-圆柱齿轮减速器(含零件图装配图)(33页).doc

圆锥圆锥-圆柱齿轮减圆柱齿轮减速器速器(含零件图装含零件图装配图配图)机械设计课程设计机械设计课程设计2013-2014 第 2 学期姓名：_班级：_指导老师：_成绩：_日期：2014 年 5 月 6 日目目录录前言.1第一章、设计要求.21.1、传动装置.21.2、带式运输机原始数据.21.3、工作条件.21.4、应完成的工作.3第二章、设计方案.32.1、电动机的选择.32.2、传动系统的运动和动力参数计算.42.3、传动零件的计算.52.4、轴的计算.122.5、键连接.272.6、箱体的尺寸设计.282.7、减速器附件的选择.292.8、润滑与封闭.30第三章、设计小结.30第四章、参考资料目录.30前言前言1、设计目的设计目的机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。课程设计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是：（1）通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的的理论与实际知识去分析和解决机械设计问题的能力。（2）学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。（3）通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件的工作能力，确定尺寸及掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺，使用和维护要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件，机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。（4）学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算、绘图、查阅设计资料和手册、运用标准和规范等。计算与说明主要结果第一章第一章、设计要求、设计要求1.11.1、传动装置、传动装置设计一用于带式运输机的圆锥圆柱齿轮减速器。传动装置简图如下图所示。1.21.2、带式运输机原始数据、带式运输机原始数据1.31.3、工作条件、工作条件单班制工作，空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微振动。运输带速度允许速度误差为5%。工作期限为十年，检修期间隔为三年。在中小型机械厂小批量生产。1.41.4、应完成的工作、应完成的工作1)减速器装配图一张；2)零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；3)设计说明书一份。第二章第二章、设计方案、设计方案题号5-15-25-35-45-5运输带工作拉力 F/kN2.52.42.32.22.1运输带工作速度 v/(m/s)1.41.51.61.71.8运输带滚筒直径 D/mm250260270280290-第 3 页2.1、电动机的选择、电动机的选择2.1.1、电动机转速的确定、电动机转速的确定工作机转速min/r.Dvn0116601000锥齿轮圆柱齿轮减速器传动比范围一般为 i=1025,电动机转速应在innd范围内(11602900)min/r2.1.2、电动机功率的确定、电动机功率的确定查表类别效率数量弹性柱销联轴器0.992圆柱齿轮（8 级，稀油润滑）0.981圆锥滚子轴承（一对）（稀油润滑）0.994卷筒0.951圆锥直齿（8 级，稀油润滑）0.971计算得传动的装置的总效率85009509909809709904242.a筒承柱锥联工作机功率kw.FvPw7431000所需电动机输出功率为kw.PPawd44850743查表，选择电动机额定功率为 5.5kW最后确定电机 Y 系列三相异步电动机，型号为 Y132S-4，额定功率 5.5kW，满载转速mn1440r/min。min/r.n01168500.akw.Pw743kw.Pd441440r/minmn2.2、传动系统的运动和动力参数计算、传动系统的运动和动力参数计算2.2.1、分配各级传动比、分配各级传动比总传动比41.120.1161440nnima查表，推荐1025.341.1225.025.0aii锥，且3锥i，固取95.2锥i，21.495.241.12iia锥圆i2.2.2、由传动比分配结果计算轴速、由传动比分配结果计算轴速min/1440rnnmmin/14.48895.21440rinnmin/95.11521.414.488rinnmin/95.115rnnw2.2.3、各轴的输入功率、各轴的输入功率kw90.399.099.098.3kw98.397.099.014.4kw14.496.099.0356.4kw356.499.04.4联承卷柱承锥承联PPPPPPPPd2.2.4、各轴输入转矩、各轴输入转矩mNnPTmN.nPTmN.nPTmN.nPTmN.nPTmdd22.321955081327955008195508928955018299550w321卷卷将计算结果列在下表4112.ia95.2锥i21.4圆i-第 5 页轴号功率P/kW转矩 T/(mN)转速 n/（r/min）电机轴4.429.181440I 轴4.35628.891440II 轴4.1481.0488.14III 轴3.98327.81115.95卷筒轴3.90321.22115.952.3、传动零件的计算、传动零件的计算2.3.1、圆锥直齿齿轮传动的计算、圆锥直齿齿轮传动的计算设计基本参数与条件：齿数比 u=2.95，传递功率kW.P3564，主动轴转速min/rn1440，采用一班制工作，寿命 10 年（一年以 250 天计），小锥齿轮悬臂布置。（1）选择齿轮材料和精度等级材料均选取 45 号钢，小齿轮采用调质处理，其齿面硬度为 236HBS，大齿轮采用正火处理，其齿面硬度为 190HBS。精度等级取 8 级。试选小齿轮齿数231z85672395212.uzz，取682z调整后962236812.zzu（2）按齿面接触疲劳强度设计查有关公式，有齿面接触疲劳强度设计公式321215018504u).(.TK)ZZ(dRRHHHEt1试选载荷系数：31.KtH。2计算小齿轮传递的扭矩：mNT 2889013取齿宽系数：30.0R4确定弹性影响系数：由表得，MPa.ZE81895确定节点区域系数：查图，标准直齿圆锥齿轮传动：5.2HZ6根据循环次数公式，计算应力循环次数：45 号钢小齿轮采用调质处理大齿轮采用正火处理精度等级 8 级231z682z911107281825010114406060.jLnNh812108585.uNN7查图得接触疲劳寿命系数：011.KHN，0512.KHN8查图得疲劳极限应力：MPalimH5801，MPalimH39029由式计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%，安全系数0.1HS，MPaSKHlimHHNH580111，MPa.SKHlimHHNH540922210由接触强度计算出小齿轮分度圆直径：mm.dt863711，则齿宽中点分度圆直径mm.).(ddRtm0846150111齿轮的圆周速度s/m.ndvm610410006011计算载荷系数：a：齿轮使用系数，查表得1AKb：动载系数，查表得261.Kvc：齿间载荷分配系数，查表得1FHKKd：齿向载荷分布系数，查表得371.KKFHe：接触强度载荷系数726137112611.KKKKKHHvAH13 按载荷系数校正分度圆直径mm.K/KddHtHt9878311大端模数mm.zdm43311取标准值，模数圆整为mmm414 计算齿轮的相关参数大端分度圆直径mmmzd9211，mmmzd2722268718211.zzarctan，313719012.mm.dt863711mm.d98781mmm4mmd921mmd2722mm.R72143-第 7 页mm.dR72143212115 确定齿宽：mm.RbR1243圆整取mmb45(3)校核齿根弯曲疲劳强度1 载荷系数7261.KF2 当量齿数324111.coszzv，4212222.coszzv3 查表得6821.YFa，5811.YSa，1422.YFa，8812.YSa4 取安全系数61.SF由图得弯曲疲劳寿命系数011.KFN，0512.KFN查图得弯曲疲劳极限为：MPalimF4201，MPalimF3202许用应力MPa.SKFlimFFNF5262111MPaSKFlimFFNF2102225 校核强度，由式z).(mYYTKFRRSaFaFF1501221231计算得1135147MPa.FF，22140MPaFF可知齿根弯曲强度满足，参数合理。计算锥齿轮传动其他几何尺寸mmmha4mm.m.hf8421mm.m.c802033371116671812121.arccos.arccosmm.cosmddmm.cosmddaa627426992222111mm.cosm.ddf98242111mmb45687181.313712.满足齿根弯曲强度mmha4mm.hf84mm.c80333716671811.mm.dmm.daa627469921mm.df9821mm.df92682mm.cosm.ddf9268422222.3.2、圆柱斜齿齿轮传动的计算、圆柱斜齿齿轮传动的计算设计基本参数与条件：齿数比 u=4.21，传递功率kW.P1441，主动轴转速min/r.n144881，采用一班制工作，寿命 10 年（一年以 250 天计）。（1）选择齿轮材料、精度等级和齿数小齿轮材料选取 45 钢调质，大齿轮也选取 45 钢正火处理，小齿轮齿面硬度为 236HBS，大齿轮齿面硬度为 190HBS。精度等级取 7 级。试选小齿轮齿数243z041012421434.uzz，取1024z调整后2542410234.zzu4 初选螺旋角12（2）按齿面接触疲劳强度设计查有关公式，有齿面接触疲劳强度设计公式323312)ZZZZ(uuTKdHHEdHt1 试选载荷系数：31.KHt2计算小齿轮传递的扭矩：mNT8100033 取齿宽系数：11.d4 确定弹性影响系数：由表，MPa.ZE81895 确定区域系数：查图，标准斜齿圆柱齿轮传动：5.2HZ6 根据循环次数公式，计算应力循环次数：812108658250101144886060.jLnNh45 钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理7 级精度243z1024z-第 9 页82310391.uNN查图得接触疲劳寿命系数：9402.KHN，9803.KHN查图得疲劳极限应力：MPaH6001lim，MPaH5502lim由式计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%，安全系数0.1HS，MPaSKHlimHHNH564123，MPaSKHlimHHNH539232取接触疲劳许用应力小的，即MPaHH53927 计算接触疲劳强度用重合度系数Z，和螺旋角系数Z 98507130134786155512778222936292412034433444333.cosZ.Z.tanz.tantanztantanz.coshzcoszarccos.coshzcoszarccos.costanarctandtata*ata*atant8 代入数值计算小齿轮直径mm.dt94439 圆周速度s/m.ndvt1481100060310 齿宽 b，mm.mm.dbtd394994411311 计算纵向重合度78611.tanzd12 计算载荷系数：a：齿轮使用系数，查表得01.KAmm.dt9443b：动载系数，查图得051.Kvc：齿间分配系数，查表得41.KHd：查表得齿向载荷分布系数4211.KH查图得351.KFe：接触强度载荷系数08924211410511.KKKKKHHvAH13 按载荷系数校正分度圆直径mm.KKddHtHt9175633314 计算模数mm.zcosdmn322313(3)按齿根弯曲强度设计由式323232YYzcosYYTKmFSaFadFtt1 试选载荷系数31.KFt2 由纵向重合度7861.，从图得7140.Y 3 计算当量齿数624333.coszzv4.99cos322zzv4 由图得弯曲疲劳强度极限MPalimF5003，MPalimF38045 由图取弯曲疲劳寿命系数9503.KFN，9804.KFN6 取弯曲疲劳安全系数4.1FS由式得MPa.SKFlimFFNF29339333MPaSKFlimFFNF2663440892.KH-第 11 页7 由3表 10-5 得齿形系数6523.YFa，1924.YFa得应力校正系数5813.YSa，8114.YSa8 计算大、小齿轮的FSaFaYY并加以比较。01230333.YYFSaFa，01490444.YYFSaFa大齿轮的数值大，所以取01490444.YYYYFSaFaFSaFa9 计算得mm.mt3191，取mmmn0.210 校正齿数28842733.mcosdzn，8811734.uzz为使两齿轮齿数互质取1194z11 圆整中心距mm.cosm)zz(an284150243圆整中心距为mma15012 修正螺旋角47811243.am)zz(arccos变化不大，不必修正前面计算数值。13 计算几何尺寸及齿轮传动尺寸mm.cosmzdn145733，mm.cosmzdn8624244mm.dbd85623，取齿宽为mmb683，mmb634mm.cosmmnt042mmmhhnaa2mmmn0.2mma15047811.mm.d14573mm.d862424mmb683mmb634mm.mt042mmha2mm.hf52mm.h54mm.c50mm.mchhn*af52mm.hhhfa54mm.mccn*50mm.hddaa1461233mm.hddaa86246244mm.hddff1452233mm.hddff862372442.4、轴的计算、轴的计算2.4.1、高速级轴的设计与计算、高速级轴的设计与计算(1)轴上的功率kW.P3564，转速min/rn1440，转矩mN.T89281，(2)求作用在齿轮上的力圆周力N.Ft97381，轴向力N.Fa2861，径向力N.Fr752541(3)初估轴的最小直径先按3式 15-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据3表 15-3，取1120A，于是得mm.nPAdmin21630(4)轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，如下图由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径1d与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器的计算转矩，查3表 14-1mmNTKTAca68790458605.11mm.da14613mm.da862464mm.df14523mm.df862374N.Ft97381N.Fa2861N.Fr75254145 钢，调质处理mm.dmin2161d20mm-第 13 页查表，选择 GB/T 5014-2003 中的 LX1 型联轴器公称转矩mNTn 250，许用转速 min/rn8500，轴孔的直径范围为1224mm，mm.dt011768616。联轴器的毂孔直径为 20mm，mmL52联1 轴段，由联轴器型号直径为1d20mm，右端应有轴肩定位，轴向长度应该略小于 52mm，取1L50mm。Y 型轴孔，A 型键，联轴器从动端代号为 LX15220GB/T 5014-20032 轴段，先初选轴承型号，由受力情况选择圆锥滚子轴承，型号取 30205，内径为 25mm，mmD52，mm.T2516，mmB15，mmda31，mmDa44，mm.a5123。所以轴段直径为 25mm，即mmdd2542，长度应略小于轴承内圈宽度15mm，取为mmLL1342。3 轴段，其内径mmdda313。左端联轴器右端面距离短盖取 30mm，加上轴承宽度和端盖宽度，轴段长度定为 65.25mm。4 轴段，直径为mmd235，mm.M932，mmc,mm8101。齿轮大端侧径向端面与轮毂右端面按齿轮结构需取 56mm，轴与齿轮配合段比齿轮轮毂孔略短，差值为0.75mm。mm.LTcL57575056415。5 轴段和的长度，轴承端盖凸厚度mmBd12，取联轴器毂孔端面距轴承端盖表面距离mmK10，轴承左端面距轴承安装面距离为mm.l5254，取轴段端面与连轴器左端面距离为1.75mm,则有mm.LTlBKLLd100751-241联。小齿轮受力作用点与右端轴承对轴作用点间距为mm.acMl463313，则两轴承对轴的力作用点间距距离为mm.TalL,mm.l.l1513119225158812652232332取mmL1253mm.l51322在其取值范围内，为合格。1L50mmmmdd2542mmLL1342mmd313mmd235mm.L5755mmL1001mm.l4633mm.l51322mml861mmL1253mm.aTLLl8675125232116 零件的周向定位查1表 14-24 得左端半联轴器定位用 A 型平键，宽度为 6mm，长度略小于轴段，取 45mm，选取键456GB/T 1096-1990，右端小齿轮定位用 A 型平键，宽度为 8mm，长度略小于轴段，取 63mm，选取键638GB/T 1096-1990。(5)求轴上的载荷载荷水平面 H(轴承 1)垂直面 V(轴承 2)支反力 RN.R,N.HH25351596R21N.R,N.VV510926353R21总支承反力N.R53661N.R611472a截面弯矩aMmm2512786MN.aHmmN.MaV24685b 截面弯矩bMmmN.MbH423370mmN.MbV362434总弯矩mmN.Ma747085310611854969922mmN.Mb423370扭矩 TmmNT 288901根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图-第 15 页(6)按弯扭合成应力校核轴的强度轴的强度满足要求由上图可知，a 截面为应力最大的位置，只需校核此处即可，根据3式 15-5 及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取6.0，轴的计算应力MPa.W)T(Mca511212查3表 15-1 得MPab601，因此1ca，强度满足要求。(7)校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为MPa.hldTp7244111；齿轮处键连接的挤压应力为MPa.hldTp1134511取键、轴及带轮的材料都为钢，由表得 ppp,MPa1150125，强度足够。(8)校核轴承寿命计算轴承的轴向力：查表得 30205 轴承的NC32200r,NC37000r0,6.137.0eY，。则轴承 1、2 的内部轴向力分别为N.YRSN.YRS63586126114725114612536622211外部轴向力N.A286,各轴向力方向如图 6 所示，则1284442866358SN.AS则两轴承的轴向力分别为N.SFN.ASFaa635884442221计算当量动载荷因为e215366844411a.RF，轴承 1的当量动载荷为N.F.R.Pa288588444615366406140111因为e.RFa31061147635822，轴承 2 的当量动载荷为N.RP6114722因为21PP,故只需校核轴承 2，2PP。轴承在 100C 一下工作，查表得5.1,1Pff。键连接强度足够轴承寿命满足要求-第 17 页校核轴承寿命轴承 2 的寿命为h0196961h611475132000144060106010310631016.).()PfCf(nLPh减速器预期寿命为：hhL400001025082hhhLL，故轴承寿命足够。2.4.2、中间轴的设计与计算、中间轴的设计与计算(1)轴上的功率kW.P144，转速min/r.n14488，锥齿轮大端分度圆直径mmd2722，其齿宽中点处分度圆直径mm.d.dRm223150122，mm.d14573，齿轮宽度mmb683。(2)选用常用材料 45 钢，调质处理。(3)求作用在齿轮上的力大圆锥齿轮：圆周力N.Ft97382，轴向力N.Fa752542，径向力N.Fr2862圆柱齿轮：圆周力N.Ft128353，轴向力N.Fa75753，径向力NFr10533。(4)初估轴的最小直径先按3式 15-2 初步估算轴的最小直径。由于此轴为齿轮轴，选取轴的材料应同圆柱齿轮一样，为 45 钢，调质处理。根据3表15-3，取1120A，于是得mm.nPAdmin842230(5)轴的结构设计45 钢，调质处理N.Ft97382N.Fa752542N.Fr2862N.Ft128353N.Fa75753NFr10533mm.dmin84221 轴承部件的结构设计该轴不长，固采用两端固定方式，按轴上零件的安装顺序，从mind处开始设计。2 轴段及轴段的设计该轴承选用圆锥滚子轴承，根据mm.dmin8422，暂取轴承 30205，轴承内径mmd25，外径mmD52，总宽度mm2516.T，内圈宽度mmB15，内圈定位直径mmda31，外圈定位直径mmDa44轴承对轴上力作用点与外圈大端面的距离mm.a5123，固mmd251，通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则mmd255。3 齿轮轴段和轴段的设计轴段上安装齿轮 3，轴段上安装齿轮 2。为了便于安装,42dd 和应分别大于51dd 和,所以可以取mmd282，经验算，其强度不满足要求，可暂定mmdd3242进行计算。齿轮 3 的直径较小，采用实心式，其右端采用轴肩定位，左端采用轴套定位，齿轮 2 的轮毂的宽度范围约为mm.d.4843851214，取其轮毂宽度mml384，其左端采用轴肩定位，右端采用轴套固定。为使套筒端面能够顶到此轮端面，轴段和轴段的长度应比相应的齿轮轮毂略短，mmb683，故取mmL662，mmL364。mmd251mmd255mmdd3242mml384mmL662mmL364mmd383mmL123mmBX134-第 19 页4 轴段的设计该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为mm.d.23242100702，取其高度mmh3，mmd383。齿轮 3 左端面与箱体内壁距离和齿轮 2 的轮毂右端面与箱体内壁的距离均取为mm81，根据经验取mmL123，使箱体两内侧壁关于高速轴轴线对称，其宽度mmlLbBX13424331。此时锥齿轮没有处在正确的安装位置，在装配时可以调整两端盖下的调整垫片使其处在正确位置。5 轴段和轴段的长度由于采用油润滑，故轴承内端面距箱体内壁距离取为mm5，则轴段的长度为mmLbBL302311轴段的长度为mmLlBL3043156 轴上力的作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离mm.a5123，则由图 4 可得轴的支点及受力点间距为mm.aTllmm.lLblmm.baTl1423275831275502314343323131(6)键连接齿轮和轴段间采用 A 型普通平键连接，查表得键的尺寸、型号分别为 3 号齿轮所用键宽度mmb10，厚度mmh8，长度mmL62，6210GB/T1096-1990，2 号齿轮所用键宽度mmb10，厚度mmh8，长度mmL32，3210GB/T1096-1990(7)求轴上的载荷根据轴的结构图和受力情况得出轴所受力和弯矩扭矩如表所示载荷水平面 H(轴承 1)垂直面 V(轴承 2)支反力 RN.R,N.HH5123979R21NR,NVV14832091R21mmL301mmL305mm.lmm.lmm.l1427587550321总支承反力NR23091N.R114832a截面弯矩aMmmN.N.aH733251Mmm549699MaH，mmN.MaV3106118b截面弯矩bMmmN.MmmN.MbHbH3526928922mmN.MbV362434总弯矩mmN.Ma9117179310611854969922mmN.Ma111206310611873325122mmN.Mb368808mmN.Mb562436扭矩 TmmNT810002弯矩和扭矩图如下：(8)按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，a-a 剖面左侧弯矩大，但其右侧除了有弯矩还作用有扭矩，其轴颈较小，故其两侧都有可能是危险面，故需要分别计算。轴的强度满足-第 21 页a-a 剖面的抗弯截面系数3222322670232mmdtdbtdW抗扭截面系数为3222345887216mmdtdbtdWTa-a 剖面左侧弯曲应力为MPa.WMab943a-a 剖面右侧弯曲应力为MPa.WMab741剪切应力为MPa.WTT813按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的轴承，弯矩按脉动循环处理，故取折合系数60.，当量应力为,bbcaMPa.946422故 a-a 剖面右侧为危险面，而 45 钢调质处理抗拉强度极限MPaB650查表得其许用弯曲应力MPab601，强度满足要求。(9)校核键连接的强度齿轮 3 处键连接的挤压应力为MPa.hldTp3244222锥齿轮 2 处键连接挤压应力为MPa.hldTp5574424取键、轴及带轮的材料都为钢，由表得 ppp,MPa2150125，强度足够。(10)校核轴承的寿命计算轴承的轴向力查表得 30205 轴承得NCr32200，NCor37000，370.e，61.Y。查表得 30205 轴承内部轴向力计算公式，则轴承 1、2 的内部轴向力分别为要求键连接强度足够轴承寿命满足N.YRS6721211,N.YRS5463222，由图 6 得，外部轴向力N.A95329,1245793953295463SN.AS,则两轴的轴向力分别为N.SF,N.ASFaa5463457932221计算轴承 1 的当量动载荷因,FF,RRaa2121故只需校核轴承 1 的寿命。37034011.e.RFa查表得当量动载荷计算公式即NFYFXFPrar230911轴承在C100以下工作，查表得01.ft，对于减速器查表的载荷系数51.fp校核轴承寿命轴承 1 的寿命为h.PfCfnLpth26284060103106，而减速器预计寿命为hLh200001025081，hhLL 故轴承寿命足够。2.4.3、低速级轴的设计与计算、低速级轴的设计与计算(1)已知条件低速轴上的传送功率；转速min/r.n95115，转矩mmNT 327803，齿轮 4 的分度圆直径mm.d862424，齿轮宽度mmb634(2)选择轴的材料因传递的功率不大又没有对重量和尺寸有特殊的要求，故查表选用 45 钢，调质处理。(3)求作用在齿轮上的力圆周力N.Ft128353，轴向力N.Fa75753，径向力NFr10533。(4)初估轴的最小直径(5)根据表，取 112，于是得mm.nPAdmin43630，轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大 3%5%,轴端最细处直径为mm.mm.d2385370500304364361(6)轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，如下图要求45 钢，调质处理mm.dmin436-第 23 页1 轴承部件的结构设计该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计。2 轴段 5-6，此处与大齿轮配合，取直径为齿轮孔径 45mm，长度略小于轮毂长度取为 58mm。3 轴段及联轴器的设计为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离震动，采用弹性柱销联轴器。查表，取载荷系数51.KA,则计算转矩mmNTKTAc4917153根据mm.mm.d2385370500304364361查表得GB/T 5014-2003 中的 LX3 符合要求，公称转矩为mm1250N，许用转速minr4750，由联轴器型号及轴段的直径范围得联轴器内径为 40mm，长度 84mm,J 型轴孔，A 型键，联轴器主动端代号：LX3,8440GB/T5014-2003相应的轴段直径mmd401其轴向长度应该略小于 84mm，取82mmL1。4 轴段与密封圈的设计在确定轴段的直径时，应同事考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高度mm.d.h482100701。轴段的轴径mm.hdd48645212最终由密封圈确定。该处轴段的圆周速度小于s/m3，可选用毛毡圈油封，查表选毛毡圈mmd40182mmL1mmd472mmd503mmL203mmd50765JB/ZQ4606-1997,则mmd4725 轴段和轴段及轴承的设计考虑到轴承有轴向力的存在，但此处轴径较大，选用角接触球轴承。轴段上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。现暂取轴承7210C，由表得轴承内径mmd50，外径mmD90，宽度mmB20，内圈定位直径mmda57，外圈定位直径mmDa83，轴上定位端面圆角半径最大mmra1，轴承对轴的力作用点与外圈大端面的距离mm.a4193，故mmd503。由于齿轮圆周速度大于 2m/s，轴承采用油润滑，无需放挡油环，mmBL203。为补偿箱体的铸造误差，取轴承靠近箱体内壁的端面与箱体内壁距离mm5。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，故mmd5076 轴段与齿轮76dd 可初定mmd526，齿轮 4 的宽度范围为mm.d.7846251216，取其轮毂宽度与齿轮宽度mmb634相等，其右端采用轴肩定位，左端采用轴套固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段长度应比齿轮 4 的轮毂略短，取mmL606。7 轴段和轴段的设计轴段为齿轮提供轴向定位作用，定位轴肩的高度为mm.d.h25643100706取4mmh,则mmd605,mm.h.L65415,取mmL85轴段的直径可mmd804，齿轮左端面与箱体内壁距离为mm/bb1224314，mmLbBLx565444。轴段与轴段的长度轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为mmL65，轴承旁连接螺栓为 M20，轴承端盖连接螺钉选GB/T57812510M,其安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺钉的拆装空间干涉，故取联轴器轮毂端面与轴承端盖外端面的距离为mmK10。则有mmBKBLLdt622轴段mmbbBL406447mmd526mmL606mmd605mmL85mmd804mmL564mmL65mmL622mmL407mm.lmm.lmm.l4122196149321-第 25 页(7)轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离mm.a4193，则有图 7 可得轴的支点及受力点间的距离为mm.LLalmm.abLLLlmm.abLLl4122219621492123334543234671(8)键连接联轴器与轴段及齿轮与轴段键采用 A 型普通平键连接，由表选型号分别为键7812GB/T1096-1990 和键5616GB/T 1096-1990(9)轴的受力、弯矩及扭矩如下表弯矩、扭矩图如下载荷水平面 H(轴承 1)垂直面 V(轴承 2)支反力 RN.R,N.HH58375215R21N.R,N.VV795841876R21总支承反力N.R718881NR12732a 截面弯矩aMmmN.N.aH7580483Mmm110581MaH，mmN.MaV292131总弯矩mmN.Ma89273629213111058122mmN.Ma8122334292131758048322扭矩 TmmNT 3278103(10)按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，a-a 剖面右侧弯矩最大，且作用有扭矩，故 a-a 剖面右侧是危险面，其抗弯系数为3626362670232mmdtdbtdW抗扭截面系数为362636368916216mm.dtdbtdWT弯曲应力为MPaWMab11剪切应力为MPa.WTT2133弯扭合成强度计算bbcaMPa.1223194，强度满足要求。(11)校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为MPa.hldTp1624131；齿轮处键连接的挤压应力为MPahldTp634532取键、轴及带轮的材料都为钢，由表得轴的强度满足要求键的连接强度足够-第 27 页 ppp,MPa2150125，强度足够。(12)校核轴承的寿命计算轴承的轴向力查表得 7210C 轴承得NCr26500，NCor22000。查表得 7210C 轴承内部轴向力计算公式，则轴承 1、2 的内部轴向力分别为N.R.S57554011,N.R.S25094022，由图 6 得，外部轴向力N.A7575,212133175755755SN.AS,则两轴的轴向力分别为N.ASF,N.SFaa2133157551211计算轴承的当量动载荷由024001.CFa查表得3930.e 因e.RFa4011故4251440.Y,.X轴承 1 的当量动载荷N.YFXRPa61907111由0416002.CFa，查表得4130.e，因e.RFa04122故3571440.Y,.X,则轴承 2 的当量动载荷为N.YFXRPa562366222校核轴承寿命由于21PP 故只需校核轴承 2，2PP。轴承在C100以下工作，查表得01.ft，对于减速器查表的载荷系数51.fp轴承 2 的寿命为h.PfCfnLpth8251931601036，而减速器预计寿命为hLh200001025081，hhLL 故轴承寿命足够。2.5、键连接键连接将各个连接的参数列于下表键直径工作长度 mm工作高度 mm轴承的寿命足够mm456203966382355762103252832103222856165240107812406682.6、箱体的尺寸设计、箱体的尺寸设计名称代号尺寸/mm锥齿轮锥距R143.72低速级中心距a150下箱座壁厚17上箱座壁厚8.016下箱座剖分面处凸缘厚度5.1b115.10上箱座剖分面处凸缘厚度115.1b9地脚螺栓底脚厚度5.2p185.17地脚螺栓直径dM20地脚螺栓通孔座直径d25地脚螺栓沉头尺寸0D48箱座上肋厚85.0m6箱底肋厚185.0m6底脚凸缘尺寸1L322L30地脚螺栓数目n4轴承旁连接螺栓1dM16箱体凸缘连接螺栓2dM12上箱壁厚85.016轴承旁连接螺栓通孔直径1d17.5-第 29 页部分面凸缘尺寸1C242C20轴承盖螺钉直径dd)5.04.0(38检查孔盖连接螺栓直径dd)4.03.0(46圆锥定位销直径258.0 dd 10上下箱连接螺栓直径2dM12上下箱连接螺栓通孔直径2d13.5上下箱连接螺栓沉头直径0D26减速器中心高a)12.11(H1.65轴承凸台高度h55轴承凸台半径28CR 20轴承端盖外径32)5.55(dDD14轴承旁连接螺栓距离2DS 14箱体外壁至轴承座端面的距离)85(21CCK50轴承座孔长度8K58大齿轮顶圈与箱体内壁间距2.118.4齿轮断面与箱体内壁间距272.7、减速器附件的选择、减速器附件的选择2.71、通气器、通气器由于在室内使用，选简易式通气器，采用 M121.252.7.2、油面指示器、油面指示器油面变动范围大约为 17mm，取 A20 型号的圆形游标2.7.3、起吊装置、起吊装置采用箱盖吊换螺钉，按重量取 M12，箱座采用吊耳2.7.4、放油螺塞、放油螺塞选用外六角油塞及垫片 M161.52.8、润滑与密封、润滑与密封2.8.1、齿轮的润滑、齿轮的润滑采用浸油润滑，浸油高度为半个齿宽到一个齿宽，取为 35mm。2.8.2、滚动轴承的润滑、滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为 3.4m/s，所以开设油沟、飞溅润滑。2.8.3、润滑油的选择、润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于闭式齿轮设备，选用中负荷工业齿轮油 220。2.8.4、密封方法的选取、密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈密封，结构简单。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。第三章、设计小结第三章、设计小结由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如某些尺寸没有考虑圆整，齿轮的计算不够精确等。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。另外认识到机械设计是一个系统性很强的工作，是需要明晰的条理与充分的耐心才可以圆满完成的。第四章第四章、参考资料目录、参考资料目录-第 31 页1减速器设计实例精