圆锥-圆柱齿轮减速器(含零件图装配图).pdf

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 录 前言.1 第一章、设计要求.2 、传动装置.2 、带式运输机原始数据.2 、工作条件.2 、应完成的工作.3 第二章、设计方案.3 、电动机的选择.3 、传动系统的运动和动力参数计算 .4 、传动零件的计算 .5 、轴的计算.12 、键连接.27 、箱体的尺寸设计.28 、减速器附件的选择.29 、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 1、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、设计要求 、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。、带式运输机原始数据 、工作条件 题 号 5-1 5-2 5-3 5-4 5-5 运输带工作拉力 F/kN 运输带工作速度 v/(m/s)运输带滚筒直径 D/mm 250 260 270 280 290 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。、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、设计方案 、电动机的选择 2.1.1、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/r 2.1.2、电动机功率的确定 查表 类别 效率 数量 弹性柱销联轴器 2 圆柱齿轮（8 级，稀油润滑）1 圆锥滚子轴承（一对）（稀油润滑）4 min/r.n0116 卷筒 1 圆锥直齿（8 级，稀油润滑）1 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 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，满载转速mn1440r/min。、传动系统的运动和动力参数计算 2.2.1、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i 2.2.2、由传动比分配结果计算轴速 min/1440rnnm min/14.48895.21440rinn min/95.11521.414.488rinn min/95.115rnnw 2.2.3、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PPPPPPPPd 8500.a kw.Pw743 kw.Pd44 1440r/minmn 4112.ia 95.2锥i 21.4圆i 2.2.4、各轴输入转矩 mNnPTmN.nPTmN.nPTmN.nPTmN.nPTmdd 22.321955081327955008195508928955018299550w321卷卷 将计算结果列在下表 轴号 功率 P/kW 转矩T/(mN)转速 n/（r/min）电机轴 1440 I 轴 1440 II 轴 III轴 卷筒轴 、传动零件的计算 2.3.1、圆锥直齿齿轮传动的计算 设计基本参数与条件：齿数比 u=，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231z 85672395212.uzz，取682z 45 号钢 小齿轮采用调质处理 大齿轮采用正火处理 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(dRRHHHEt 试选载荷系数：31.KtH。计算小齿轮传递的扭矩：mNT 288901 取齿宽系数：30.0R 确定弹性影响系数：由表得，MPa.ZE8189 确定节点区域系数：查图，标准直齿圆锥齿轮传动：5.2HZ 根据循环次数公式，计算应力循环次数：911107281825010114406060.jLnNh 812108585.uNN 查图得接触疲劳寿命系数：011.KHN，0512.KHN 查图得疲劳极限应力：MPalimH5801，MPalimH3902 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.SKHlimHHNH5409222 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1AK b：动载系数，查表得261.Kv c：齿间载荷分配系数，查表得1FHKK d：齿向载荷分布系数，查表得371.KKFH e：接触强度载荷系数精度等级 8 级 231z 682z mm.dt863711 726137112611.KKKKKHHvAH 13 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mmm4 14 计算齿轮的相关参数 大端分度圆直径mmmzd9211，mmmzd27222 68718211.zzarctan，313719012.mm.dR721432121 15 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.KF 2 当量齿数324111.coszzv，4212222.coszzv 3 查表得6821.YFa，5811.YSa，1422.YFa，8812.YSa 4 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.SKFlimFFNF5262111 MPaSKFlimFFNF210222 5 校核强度，由式z).(mYYTKFRRSaFaFF1501221231 mm.d98781 mmm4 mmd921 mmd2722 mm.R72143 mmb45 687181.313712.满足齿根弯曲强度 mmha4 mm.hf84 mm.c80 333716671811.mm.dmm.daa627469921 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 mmmha4 mm.m.hf8421 mm.m.c8020 33371116671812121.arccos.arccos mm.cosmddmm.cosmddaa627426992222111 mm.cosm.ddf98242111 mm.cosm.ddf926842222 2.3.2、圆柱斜齿齿轮传动的计算 设计基本参数与条件：齿数比 u=，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243z 041012421434.uzz，取1024z 调整后2542410234.zzu 4 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(uuTKdHHEdHt mm.df9821 mm.df92682 45 钢 小齿轮调质处理 大齿轮正火处理 7 级精度 243z 1024z 1 试选载荷系数：31.KHt 2 计算小齿轮传递的扭矩：mNT810003 3 取齿宽系数：11.d 4 确定弹性影响系数：由表，MPa.ZE8189 5 确定区域系数：查图，标准斜齿圆柱齿轮传动：5.2HZ 6 根据循环次数公式，计算应力循环次数：812108658250101144886060.jLnNh 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MPaHH5392 7 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*atant 8 代入数值计算 小齿轮直径mm.dt9443 9 圆周速度s/m.ndvt14811000603 10 齿宽 b，mm.mm.dbtd3949944113 11 计算纵向重合度78611.tanzd 12 计算载荷系数：a：齿轮使用系数，查表得01.KA b：动载系数，查图得051.Kv c：齿间分配系数，查表得41.KH d：查表得齿向载荷分布系数4211.KH 查图得351.KF e：接触强度载荷系数08924211410511.KKKKKHHvAH 13 按载荷系数校正分度圆直径 mm.KKddHtHt91756333 14 计算模数mm.zcosdmn322313(3)按齿根弯曲强度设计 由式323232YYzcosYYTKmFSaFadFtt 1 试选载荷系数 31.KFt 2 由纵向重合度7861.，从图得7140.Y 3 计算当量齿数624333.coszzv mm.dt9443 0892.KH 4.99cos322zzv 4 由图得弯曲疲劳强度极限MPalimF5003，MPalimF3804 5 由图取弯曲疲劳寿命系数9503.KFN，9804.KFN 6 取弯曲疲劳安全系数4.1FS 由式得 MPa.SKFlimFFNF29339333 MPaSKFlimFFNF266344 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.YSa 8 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.YYYYFSaFaFSaFa 9 计算得mm.mt3191，取mmmn0.2 10 校正齿数 28842733.mcosdzn，8811734.uzz为使两齿轮齿数互质取1194z 11 圆整中心距 mm.cosm)zz(an284150243 圆整中心距为mma150 12 修正螺旋角 mmmn0.2 mma150 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.cosmzdn8624244 mm.dbd85623，取齿宽为mmb683，mmb634 mm.cosmmnt042 mmmhhnaa2 mm.mchhn*af52 mm.hhhfa54 mm.mccn*50 mm.hddaa1461233 mm.hddaa86246244 mm.hddff1452233 mm.hddff86237244、轴的计算 2.4.1、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 47811.mm.d14573 mm.d862424 mmb683 mmb634 mm.mt042 mmha2 mm.hf52 mm.h54 mm.c50 mm.da14613 mm.da862464mm.df14523 mm.df862374 N.Ft97381 N.Fa2861 N.Fr752541 45 钢，调质处理 mm.dmin216 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 14-1 mmNTKTAca68790458605.11 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 LX1 5220GB/T 5014-2003 2 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。1d20mm 1L50mm mmdd2542 mmLL1342 mmd313 mmd235 mm.L5755 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。mm.aTLLl867512523211 6 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 R N.R,N.HH25351596R21 N.R,N.VV510926353R21 总支承反力 N.R53661 N.R611472 a 截面弯矩aM mm2512786MN.aH mmN.MaV24685 b 截面弯矩bM mmN.MbH423370 mmN.MbV362434 总弯矩 mmN.Ma747085310611854969922 mmN.Mb423370 扭矩 T mmNT 288901 mmL1001 mm.l4633 mm.l51322 mml861 mmL1253 根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图 (6)按弯扭合成应力校核轴的强度 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 轴的强度满足要求 键连接强度足够 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。校核轴承寿命 轴承 2 的寿命为 h0196961h611475132000144060106010310631016.).()PfCf(nLPh 减速器预期寿命为：hhL400001025082h hhLL，故轴承寿命足够。2.4.2、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 轴承寿命满足要求 45 钢，调质处理 N.Ft97382 N.Fa752542 N.Fr2862 N.Ft128353 N.Fa75753 NFr10533 表 15-3，取1120A，于是得 mm.nPAdmin842230 (5)轴的结构设计 1 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.dmin8422 mmd251 mmd255 mmdd3242 mml384 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。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mmLlBL304315 6 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mmL62，6210 GB/T1096-1990，2 号齿轮所用键宽度mmb10，厚度mmh8，长度mmL32，3210 GB/T1096-1990 (7)求轴上的载荷 mmL662 mmL364 mmd383 mmL123 mmBX134 mmL301 mmL305 mm.lmm.lmm.l1427587550321 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 R N.R,N.HH5123979R21 NR,NVV14832091R21 总支承反力 NR23091 N.R114832 a截面弯矩aM mmN.N.aH733251Mmm549699MaH，mmN.MaV3106118 b截面弯矩bM mmN.MmmN.MbHbH3526928922 mmN.MbV362434 总弯矩 mmN.Ma9117179310611854969922 mmN.Ma111206310611873325122 mmN.Mb368808 mmN.Mb562436 扭矩 T mmNT810002 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。a-a 剖面的抗弯截面系数3222322670232mmdtdbtdW 抗扭截面系数为3222345887216mmdtdbtdWT a-a 剖面左侧弯曲应力为MPa.WMab943 a-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 轴的强度满足要求 键连接强度足够 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(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 轴承寿命满足要求 45 钢，调质处理 mm.dmin436 (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 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：LX3,8440 GB/T5014-2003 相应的轴段直径mmd401其轴向长度应该略小于 84mm，取82mmL1。mmd401 82mmL1 mmd472 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65JB/ZQ4606-1997,则mmd472 5 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mmd507 6 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 mmd503 mmL203 mmd507 mmd526 mmL606 mmd605 mmL85 mmd804 mmL564 mmL65 mmL622 mmL65，轴承旁连接螺栓为 M20，轴承端盖连接螺钉选GB/T5781 2510M,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mmbbBL406447(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7812 GB/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 R N.R,N.HH58375215R21 N.R,N.VV795841876R21 总支承反力 N.R718881 NR12732 a 截面弯矩aM mmN.N.aH7580483Mmm110581MaH，mmN.MaV292131 总弯矩 mmN.Ma89273629213111058122 mmN.Ma8122334292131758048322 扭矩 T mmNT 3278103 mmL407 mm.lmm.lmm.l4122196149321 (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 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。、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 足够 轴承的寿命足够 mm 456 20 39 6 638 23 55 7 6210 32 52 8 3210 32 22 8 5616 52 40 10 7812 40 66 8、箱体的尺寸设计 名称 代号 尺寸/mm 锥齿轮锥距 R 低速级中心距 a 150 下箱座壁厚 17 上箱座壁厚 8.01 6 下箱座剖分面处凸缘厚度 5.1b 115.10 上箱座剖分面处凸缘厚度 115.1b 9 地脚螺栓底脚厚度 5.2p 185.17 地脚螺栓直径 d M20 地脚螺栓通孔座直径 d 25 地脚螺栓沉头尺寸 0D 48 箱座上肋厚 85.0m 6 箱底肋厚 185.0m 6 底脚凸缘尺寸 1L 32 2L 30 地脚螺栓数目 n 4 轴承旁连接螺栓 1d M16 箱体凸缘连接螺栓 2d M12 上箱壁厚 85.01 6 轴承旁连接螺栓通孔直径 1d 部分面凸缘尺寸 1C 24 2C 20 轴承盖螺钉直径 dd)5.04.0(3 8 检查孔盖连接螺栓直径 dd)4.03.0(4 6 圆锥定位销直径 258.0 dd 10 上下箱连接螺栓直径 2d M12 上下箱连接螺栓通孔直径 2d 上下箱连接螺栓沉头直径 0D 26 减速器中心高 a)12.11(H 轴承凸台高度 h 55 轴承凸台半径 28CR 20 轴承端盖外径 32)5.55(dDD 14 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(21CCK 50 轴承座孔长度 8K 58 大齿轮顶圈与箱体内壁间距 2.11 齿轮断面与箱体内壁间距 2 7 、减速器附件的选择 、通气器 由于在室内使用，选简易式通气器，采用M12 2.7.2、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 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 选用外六角油塞及垫片 M16 、润滑与密封 2.8.1、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 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 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 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 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、参考资料目录 1 减速器设计实例精析，机械工业出版社，张春怡，郝广平，刘敏编著，2010 年 1 月第一版第一次印刷；2机械设计手册.第 3 卷，化学工业出