机械设计之二级圆柱齿轮减速器.docx

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1、编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第1页 共30页第 1 页 共 30 页机械设计综合实践报告机械设计综合实践报告二级圆柱齿轮减速器二级圆柱齿轮减速器姓名：学号：编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第2页 共30页第 2 页 共 30 页指导老师：东南大学机械工程学院2010 年 1 月日摘要摘要摘要内容：摘要内容：根据具体任务，完成了输送系统的减速器设计。设计内容包括传动系统总体方案的确定，传动系统的设计，重要零件的设计计算，以及箱体的结构设计和一些辅

2、助零件的设计，使自己对机械设计课程内容有了更深刻的认识。初步掌握了机械设计的一般过程，训练了绘图能力以及应用 AutoCAD 的能力关键词：关键词：机械设计，减速器，传动系统AbstractAbstractThe abstract contents:编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第3页 共30页第 3 页 共 30 页Completed to transport the design of the deceleration machine of the systemaccording to the concrete m

3、ission,design a contents to include to spread to move atotal project of system to really settle,spread the structure design of the designcalculation and box body of,main spare parts of move the system with some designsthat lend support to zero partses.Pass this design makes the oneself design the pr

4、ocesscontents to have depper understanding to the machine,the first step controlled thegeneral process of the machine design,traning the painting ability and applying anAutoCAD ability.Keyword:Design,machine,principle,machine,Spare parts,decelerate a machine and spread to move system.目目录录摘要摘要2第一章第一章

5、 绪论绪论1.1引言41.2目的4第二章第二章设计项目设计项目2.1设计任务42.2传动方案的选择52.3电动机的选择52.4传动比的计算与分配6编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第4页 共30页第 4 页 共 30 页2.5传动参数的计算62.6各级传动零件的设计计算62.7轴的尺寸设计按许用应力计算152.8联轴器的选择172.9键的选择按轴颈选择172.10 滚动轴承的选择182.11 箱体及减速器附件说明192.12 滚动轴承的外部密封装置20第三章第三章装配图设计装配图设计20第四章第四章零件图设计零件图设计22

6、第五章第五章小结小结23第六章第六章参考文献参考文献23附页附页:轴的强度校核受力分析图轴的强度校核受力分析图24第一章第一章 绪论绪论1.11.1引言机械设计综合课程设计是对我们一个学年内学习状况的考察，也是锻炼同学自主创新、设计及思考的一项课题。本次机械设计课程设计的主题为“二级展开式圆柱齿轮减速器”，在设计过程中涉及到了很多在过去的一年中我们所学到的知识，例如齿轮、轴和与它们相关的知识。这次是我们第一次接触实际进行设计，相信无论对于我们知识的强化还是创新能力、思考能力都是一次锻炼和挑战。1.2 目的综合运用机械设计基础、机械制造基础的知识和绘图技能，完成传动装置的测绘与分析，通过这一过程

7、全面了解一个机械产品所涉及的结构、强度、制造、装配以及表达等方面的知识，培养综合分析、实际解决工程问题的能力。第二章第二章 设计项目设计项目编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第5页 共30页第 5 页 共 30 页2.12.1设计任务带式运输机双级闭式齿轮传动装置设计带式运输机双级闭式齿轮传动装置设计设计图例：设计图例：1电动机2V 带传动3二级圆柱齿轮减速器4联轴器5卷筒6运输带设计要求：设计要求：1设计用于带式运输机的传动装置2连续单向运转，载荷较平稳，空载起动，运输带允许误差为 5%3使用期限为 5 年，小批量生产，

8、两班制工作设计基本参数：设计基本参数：数据组编号8工作机轴输入转矩m)/(NT800运输带工作速度m/s)/(v1.3滚筒直径mm/D370设计任务设计任务:1完成装配图 1 张（A0），零件图（低速轴齿轮和低速轴）2 张（A3）。编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第6页 共30页第 6 页 共 30 页2编写机械设计综合实践报告。2.22.2传动方案设计传动方案：电动机通过带传动输入到双级圆柱齿轮减速器，其中高速级采用圆柱斜齿轮，低速级也采用圆柱斜齿轮。然后低速级通过联轴器输入到滚筒上。2.32.3电动机的选择（1）类型

9、选择：由于生产单位普遍使用三相交流电源，所以一般多选用三相交流异步电动机；此外，还应该根据电动机的防护要求，选择电动机的机构形式；根据电动机的安装要求，选择其安装形式。（2）额定功率选择：电动机输出功率为P=Fv/1000=35000.5/1000=1.75 kw工作机所需功率为 Pd=Pw/=k Fv/1000(载荷平稳时 k=1)由电动机至工作机之间的总效率为：=式中，1、2、3、4、5分别为带、联轴器、齿轮、角接触球轴承和滚筒的效率。查表 211 可取1=0.96，2=0.99，3=0.97，4=0.98，5=0.96。则=0.960.990.9720.9840.96=0.7918所以，

10、=7.1kw(3)转速的选择：按表 1 推荐传动比合理范围，v 带传动取，二级圆柱齿轮传动比。总 传 动 比 为，故 电 机 可 选 范 围：。符合范围的同步转速有 1500r/min，3000r/min，综合考虑，选第一种方案，选择 Y132M-4 型电机。所以得到编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第7页 共30页第 7 页 共 30 页电机型号额定功率满载转速额定转矩最大转矩Y132M-47.5kW1440r/min2.2Nm2.2Nm2.42.4传动比的计算与分配（1）计算总传动比输送机滚筒的转速 n3=60000v

11、/D=600001.3/(370)=67.10r/min总传动比 i=n/n3=1440/67.10=21.46（2）分配传动比（取i带=2.3）齿轮减速器传动比i=i/i带=21.46/2.3=9.33.由课程设计指导书中图（12）查得减速器高速级齿轮传动的传动比 i1=3.5，因此低速级齿轮传动的传动比 i2=ii1=9.33/3.5=2.6662.52.5传动参数的计算（1）各轴转速：轴n1=1440/2.3=626.10r/min轴n2=n1/i1=626.10/3.5=178.88r/min轴n3=n2/i2=178.88/2.666=67.10r/min（2）各轴输入功率：轴P1=

12、7.50.96=6.816kW轴P2=6.8160.980.97=6.479kW轴P3=6.4790.980.97=6.159Kw各轴输出功率:轴=6.8160.98=6.680kw轴=6.4790.98=6.349kw轴（3）各轴输入转矩:电机输出转矩轴T1=47.082.30.96=103.96Nm轴T2=103.963.50.980.97=345.89Nm轴T3=345.890.980.972.666=876.48Nm编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第8页 共30页第 8 页 共 30 页滚筒轴 输出转矩为各自输入

13、转矩乘以 0.98，整理得下表：名称功率 PkW转矩 TNm转速 nr/min传动比i效率输入输出输入输出电机7.147.0814402.30.966.8166.680103.96101.88626.103.50.95066.4796.349345.89338.97178.882.660.95066.1596.036876.48858.9567.1010.9702卷筒5.9765.856850.36833.3567.102.62.6传动零件的设计计算高速级大小齿轮均选用硬齿面渐开线斜齿轮低速级大小齿轮均选用硬齿面渐开线斜齿轮一、高速级齿轮的设计计算1、齿轮材料、热处理及精度小齿轮材料用 45

14、钢，调质+表面淬火，硬度为 241286HBS，平均硬度 260HBS，大齿轮选用 20Cr2Ni4A，渗碳+表面淬火、回火，硬度为305405HBS，平均硬度 355HBS。因为为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核齿面接触疲劳强度。根据图 9.55 和图 9.58，320MPa,MPa500,550MPa,MPa1300小lim大lim小lim大limFFHH齿面最终成形工艺为磨齿。齿轮精度按 GB/T10095，6 级，齿面粗糙度 0.8um,齿根喷丸强化。装配后齿面接触率为 70%。2、计算小齿轮传递的转矩T1=103.96Nm3、确定齿数 z编

15、号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第9页 共30页第 9 页 共 30 页取=24=i1Z1=3.524=84（取）传动比误差 i1=/=84/24=3.5=(3.5-3.5)/3.5 100%=0允许4、初选齿宽系数由非对称布置，查表 9.16 得=0.65、初选螺旋角=126、载荷系数 K使用系数 KA可由表 9.11 查得 KA=1.0动载荷系数 KV假设齿轮圆周速度 v=2.0m/s 查图 9.44 得 KV=1.08齿向载荷分布系数预估齿宽 b=40mm，查表 9.13 得=1.170 初取b/h=6，再由图 9.

16、46 查得=1.135。齿间载荷分配系数由表 9.12 得=1.1。载荷系数 KK=KAKV=1.07、齿形系数 YFa和应力修正系数 Ysa当量齿数 Zv1=Z1/cos=24/cos12=25.64Zv2=Z2/cos=84/cos12=89.76查图 9.53 得YFa1=2.65，YFa2=2.18由图 9.54 得Ysa1=1.59，Ysa2=1.78。8、重合度系数 Y端面重合度近似为671.112cos8412412.388.1cos112.388.121zz41031.2012cos20tanarctancostanarctannt26652.1141031.20cos12ta

17、narctancostanarctantb则重合度系数为编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第10页 共30页第 10 页 共 30 页682.067.126652.11cos75.025.0cos75.025.022bY9、螺旋角系数轴向重合度97429.012tan246.0tansin1zmbdn844.01201297429.011201Y10、许用弯曲应力安全系数查表 9.15 得 SF=16（按 0.1%失效概率考虑）小齿轮应力循环次数：91110803.1823001011.6266060hktnN大齿轮应力循

18、环次数：891210152.55.310803.1uNN查图 9.59 得寿命系数87.01NY，89.02NY据式 9.57，实验齿轮应力修正系数0.2STY由图 9.60 预取尺寸系数1XY许用弯曲应力MPaSYYYFXSTNFFP75.5436.11287.05001lim1MPaSYYYFXSTNFFP25.5566.11289.03202lim2111FPSaFaYY=007486.075.54359.156.2222FPSaFaYY=006976.025.55678.118.2编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：

19、第11页 共30页第 11 页 共 30 页比较111FPSaFaYY与222FPSaFaYY，取FPSaFaYY=111FPSaFaYY=0.00748611、计算模数mmYYYYzKTmFPSaFadn529.112cos90257.0682.0007486.0246.01096.10338438.12cos2223322123按表 9.3 取mn=2.0mm12、计算主要尺寸初算中心距mmzzman41.11012cos2)8424(0.2cos2)(21取=110.4mm修正螺旋角：9687.114.110284240.2arccos2arccos21azzmn分度圆直径：mmzmdn

20、07.499687.11cos240.2cos11mmzmdn73.1719687.11cos840.2cos22齿宽mmdbd44.2907.496.01取b2=30mm,b1=30+8=38mm齿宽系数6114.007.493012dbd13、验证载荷系数 K圆周速度smndv/609.16000010.62607.496000011由图 9.44 查得 kv=1.05，相差不大。编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第12页 共30页第 12 页 共 30 页按mmbd30，6114.0，由表 9.13 查得170.1H

21、K又因为：b/h=667.60.225.2/3025.2/nmb由图 9.46 查得135.1FK，不变又0.1AK和1.1FHKK不变，则 K=1.3109故无需校核大小齿轮齿根弯曲疲劳强度14、确定载荷系数 K其中，AK=1.0，VK=1.05，1.1FHKK，HK=1.170K=AKVKHKHK=351.1170.11.105.10.115、确定各系数材料弹性系数 ZE，由表 9.14 查得 ZE=189.8MPa节点区域系数 ZH，由图 9.48 查得 ZH=2.45重合度系数Z，由图 9.49 查得Z=0.756螺旋角系数Z，9891.0969.11coscosZ16、许用接触能力试

22、验齿轮的齿面接触疲劳极限MPaHH15002lim1lim寿命系数NZ，由图 9.56 查得88.01NZ，91.02NZ工作硬化系数1WZ尺寸系数XZ，由图 9.57 查得1XZ安全系数HS，由表 9.15 查得25.1HS则许用接触应力MPaSZZZHXWNHHP105625.11188.015001lim1MPaSZZZHXWNHHP109225.11191.015002lim2取MPaHPHP10561编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第13页 共30页第 13 页 共 30 页17、校核齿面接触强度MPaMPau

23、ubdKFZZZZHPtHEH105618.7955.315.307.49302.4237348.19879.0775.045.28.18911满足齿面接触强度18、计算几何尺寸查 GB/T 1356-1988 知分度圆直径mmzmdn07.499687.11cos240.2cos11mmzmdn73.1719687.11cos840.2cos22齿顶高mmmhmhhhtanaaan045.2*215齿根高mmchmchhhattafft556.2045.225.1)()(*1*211齿顶圆直径mmhddaa16.53045.2207.492111mmhddaa82.175045.2273.1

24、712222齿根圆直径mmhddff958.43556.2207.492111mmhddff174.169556.2273.1712222二、低速直齿轮设计计算选定齿轮材料、热处理及精度：已知输出功率=6.349kw，小齿轮转速 178.88r/min。传动比=2.66，由编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第14页 共30页第 14 页 共 30 页高速级驱动，因传动比尺寸无严格限制，批量较小，故小齿轮用 20Cr2Ni4A，渗碳淬火回火，齿面硬度60HRC；大齿轮用 20Cr2Ni4A，渗碳淬火回火，齿面硬度60HRC。

25、因为为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核齿面接触疲劳强度。根据图9.55 和图 9.58，MPa005,MPa5001小lim大lim小lim大limFFHH齿面最终成形工艺为磨齿。齿轮精度按 GB/T10095，取 6 级，齿面粗糙度0.8um,齿根喷丸强化。装配后齿面接触率为 70%。初步设计齿轮传动的主要尺寸：1、计算小齿轮传递的转矩T1=345.89Nm2、确定齿数 z取 Z1=27Z2=i1Z1=3.524=71.98（取）传动比误差 i1=Z2/Z1=72/27=2.667=(2.667-2.66)/2.667100%=0.038%允许。3

26、、初选齿宽系数由非对称布置，查表 9.16 得=0.64、初选螺旋角=125、载荷系数 K使用系数 KA可由表 9.11 查得 KA=1.0动载荷系数 KV假设齿轮圆周速度 v=0.6m/s 查图 9.44 得 KV=1.03齿向载荷分布系数预估齿宽 b=40mm，查表 9.13 得=1.170 初取b/h=6，再由图 9.46 查得=1.135。齿间载荷分配系数由表 9.12 得=1.1。载荷系数 KK=KAKV=1.06、齿形系数 YFa和应力修正系数 Ysa当量齿数 Zv1=Z1/cos=27/cos12=28.85Zv2=Z2/cos=72/cos12=76.93查图 9.53 得YF

27、a1=2.60，YFa2=2.27由图 9.54 得Ysa1=1.60，Ysa2=1.73。7、重合度系数 Y端面重合度近似为编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第15页 共30页第 15 页 共 30 页679.112cos7212712.388.1cos112.388.121zz41031.2012cos20tanarctancostanarctannt26652.1141031.20cos12tanarctancostanarctantb则重合度系数为680.0679.126652.11cos75.025.0cos75

28、.025.022bY8、螺旋角系数轴向重合度096.112tan276.0tansin1zmbdn8904.012012096.111201Y9、许用弯曲应力安全系数查表 9.15 得 SF=16（按 0.1%失效概率考虑）小齿轮应力循环次数81110152.58230010188.1786060hktnN大齿轮应力循环次数881210932.1667.210152.5uNN查图 9.59 得寿命系数87.01NY，90.02NY据式 9.57，实验齿轮应力修正系数0.2STY由图 9.60 预取尺寸系数1XY编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径

29、，学海无涯苦作舟页码：第16页 共30页第 16 页 共 30 页许用弯曲应力MPaSYYYFXSTNFFP75.5436.11287.05001lim1MPaSYYYFXSTNFFP50.5626.11290.05002lim2111FPSaFaYY=007651.075.54360.160.2222FPSaFaYY=006982.050.56273.127.2比较111FPSaFaYY与222FPSaFaYY，取FPSaFaYY=111FPSaFaYY=0.00765110、计算模数mmYYYYzKTmFPSaFadn094.212cos8904.0680.0007651.0276.010

30、89.3453109.12cos2223322123按表 9.3 取mn=2.5mm11、计算主要尺寸初算中心距mmzzman51.12612cos2)7227(5.2cos2)(21取=126.5mm修正螺旋角969.115.126272270.2arccos2arccos21azzmn分度圆直径mmzmdn00.69969.11cos275.2cos11mmzmdn00.184969.11cos725.2cos22编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第17页 共30页第 17 页 共 30 页齿宽mmdbd40.4100

31、.696.01取b2=42mm,b1=42+8=50mm齿宽系数6087.000.694212dbd12、验证载荷系数 K圆周速度smndv/646.06000088.17800.696000011由图 9.44 查得 kv=1.03，不变。按mmbd30，6087.0，由表 9.13 查得170.1HK又因为：b/h=467.75.225.2/4225.2/nmb由图 9.46 查得135.1FK，不变又0.1AK和1.1FHKK不变，则 K=1.368故无需校核大小齿轮齿根弯曲疲劳强度13、确定载荷系数 K其中，AK=1.0，VK=1.03，1.1FHKK，HK=1.170K=AKVKHK

32、HK=325.1170.11.103.10.114、确定各系数材料弹性系数 ZE，由表 9.14 查得 ZE=189.8MPa节点区域系数 ZH，由图 9.48 查得 ZH=2.45重合度系数Z，由图 9.49 查得Z=0.775螺旋角系数Z，9891.0969.11coscosZ15、许用接触能力试验齿轮的齿面接触疲劳极限MPaHH15002lim1lim寿命系数NZ，由图 9.56 查得92.01NZ，93.02NZ工作硬化系数1WZ尺寸系数XZ，由图 9.57 查得1XZ编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第18页 共

33、30页第 18 页 共 30 页安全系数HS，由表 9.15 查得25.1HS则许用接触应力MPaSZZZHXWNHHP110425.11192.015001lim1MPaSZZZHXWNHHP111625.11193.015002lim2取MPaHPHP1104116、校核齿面接触强度MPaMPauubdKFZZZZHPtHEH11144.935667.21667.200.69426.1073836.1986.0775.045.28.18911满足齿面接触强度17、计算几何尺寸查 GB/T 1356-1988 知分度圆直径mmzmdn00.69969.11cos275.2cos11mmzmd

34、n00.184969.11cos725.2cos22齿顶高mmmhmhhhtanaaan067.3*215齿根高mmchmchhhattafft834.3067.325.1)()(*1*211齿顶圆直径：mmhddaa134.75067.3200.692111编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第19页 共30页第 19 页 共 30 页mmhddaa134.190067.3200.1842222齿根圆直径：mmhddff332.61834.3200.692111mmhddff332.176834.3200.18422222

35、.72.7轴的尺寸设计按许用应力计算轴的设计：（1）选材选择轴材料为 45 钢、调质处理，硬度为 217255HBS。由表 19.1 查得对称循环弯曲许用应力MPa1801。（2）初步计算轴径据 式19.3取0，由 表19.3选 参 数A=115，得：mnPAd49.251.626816.61153113min,1。因为轴端开键槽，会削弱轴的强度，故将轴径增加 4%5%，取轴的直径为 20mm（3）轴的结构设计根据轴上的齿轮、轴承、轴承盖、圆盘等零件的装配方向、顺序和相互关系，轴上零件的布置方案如下：根 据 轴 的 受 力，选 取 7207C 滚 动 轴 承，其 尺 寸BDd为mmmmmm17

36、7235，与其配合轴段的轴径为 35mm，两端轴承采用套筒定位，由手册确定套筒处的直径为 42mm，两轴承配合段长度为 37mm。具体方案见零件图。（4）轴结构的工艺性取轴端倒角为452，按规定确定各轴肩圆角半径，键槽位于同一轴线上。轴的设计：（1）选材选择轴的材料为 40CrNi，查机械设计手册有：MPa3232691，取MPa3001，其硬度为 56 62HRC。（2）初步设计轴径据式 19.3 取0，由表 19.3 选参数 A=115，得：编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第20页 共30页第 20 页 共 30 页

37、mmnPAd05.3888.178479.61153113min,1因为轴端开键槽，会削弱轴的强度，故将轴径增加 4%5%，取轴的直径为 40mm（3）轴的结构设计根据轴上的齿轮、轴承、轴承盖、圆盘等零件的装配方向、顺序和相互关系，周上零件的布置方案如下：根 据 轴 的 受 力，选 取 7208C 滚 动 轴 承，其 尺 寸BDd为mmmmmm188040，与其配合轴段的轴径为 40mm，其中一轴承末端采用套筒定位，由手册确定套筒处的直径为 47mm，配合段长度 20mm，一轴承末端也采用轴套作轴向定位,套筒长度为 18mm。用于周向定位大斜齿轮采用的平键尺寸为mmmmmm5.26914。用于

38、周向定位小斜齿轮采用的平键尺寸为mmmmmm44914。（4）轴的工艺性取轴端倒角为452，按规定确定各轴肩的圆角半径，键槽位于同一轴线上。轴的设计：（1）选材选择轴材料为 40CrNi、调质处理，硬度为 229286HBS。由表 19.1 查得对称循环弯曲许用应力MPa3001。（2）初步计算轴径据 式19.3取0，由 表19.3选 参 数A=115，得：mmnPAd88.5110.67159.61153113min,1。因为轴端开键槽，会削弱轴的强度，故将轴径增加 4%5%，且需装联轴器，故取轴的直径为 55mm。（3）轴的结构设计根据轴上的齿轮、轴承、轴承盖、圆盘等零件的装配方向、顺序和

39、相互关系，轴上零件的布置方案如下：根 据 轴 的 受 力，选 取 7212C 滚 动 轴 承，其 尺 寸BDd为mmmmmm2211060，与其配合轴段的轴径为 60mm，其中一轴承采用轴肩定位，由手册确定轴肩处的直径为 64mm，另一轴承采用套筒轴向定位，套 筒 长 度 为 20mm。用 于 周 向 定 位 大 斜 齿 轮 采 用 的 平 键 尺 寸 为mmmmmm361118。（4）轴结构的工艺性取轴端倒角为452，按规定确定各轴肩圆角半径，键槽位于同一轴线上。（5）按照弯扭合成校核轴的强度编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟

40、页码：第21页 共30页第 21 页 共 30 页 1 画轴空间受力图，将轴作用力分解为垂直面受力和水平面受力，取集中力作用于齿轮和轴承宽度的中点。2 轴上受力分析齿轮圆周力：NdTFt95271841048.87622311齿轮径向力：NFFntr3545969.11cos20tan9527costan齿轮轴向力：NFFta2020969.11tan9527tan 3 计算作用于轴上的支反力其中，mmdmmlmmlBCAc184，52，921水平面内的支反力NFFNFFtHBtHA6063925292,3464925252垂直面内的支反力NFFFNdFlFlFVArVBaBCrABVA956

41、,2589211 4 计算轴的弯矩、并画弯矩图计算截面 C 处的弯矩mmNdFFlMmmNFlMmmNFlMaVAACVVAACVHAACH497592235599258991,315224346491121分别画出垂直面和水平面的弯矩图，求和成弯矩并画其弯矩图.319127,39353922222121mmNMMMmmNMMMVHVH 5 画扭矩图(g)(见后面)6 校核轴的强度其中取07.0，编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第22页 共30页第 22 页 共 30 页MPaMPadTMc3005.331.013221

42、故安全。2.82.8联轴器的选择由表 18.1 得，联轴器工作情况系数为 k=1.3，T=876.48N m，Tc=kT=1.3876.48=1139.424 Nm查 GB/T 5014-1985，选择 YL4 型弹性柱销联轴器，J 型轴孔，其公称转矩T=1250 Nm，孔径 d1=55mm,与轴配合为 H7/k6，联轴器毂孔长 107mm。2.92.9键的选择按轴颈选择所有的键均采用 45 钢，=130MPa，大齿轮处键用特优质钢，取其=150MPa。轴：按轴径=27 选用 A 型平键，截面尺寸为 bh=87mm，键长 41mm，选用一般键联接，轴 N9，毂 Js9。强度校核：，故合格。轴：

43、1按轴径=50 选用 A 型平键，截面尺寸为 bh=149mm，键长 26.5mm，选用一般键联接，轴 N9，毂 Js9。强度校核：，故合格。2按轴径=46 选用 A 型平键，截面尺寸为 bh=149mm，键长 44mm，选用一般键联接，轴 N9，毂 Js9。强度校核：，故合格。轴：1按轴径=55 选用 A 型平键，截面尺寸为 bh=1610mm，键长 68m选用一般键联接，轴 N9，毂 Js9。强度校核：，故合格。按轴径=64 选用 A 型平键，截面尺寸为 bh=1811mm，键长 36mm，选用一般键联接，轴 N9，毂 Js9。编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无

44、涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第23页 共30页第 23 页 共 30 页强度校核：，故合格。2.102.10滚动轴承的选择轴上的轴承：根据工况，初选轴承角接触球轴承 7212C。查机械课程设计指导书，得：kNCkNCr5.48,0.610。再由表 17.8 得：0.1pf（轴承所受载荷平稳）(1)计算附加轴向力21FssF、NFFNFFrsrs0.306995660635.05.03.2162258934645.05.022222211(2)计算轴承所受轴向载荷因为)2020，其中(3.418220203.216221NFFFFasas，分析得知，右端轴承被“压紧”，左端轴承被

45、“放松。由此可得：NFFNFFFSaasa3.2162；3.41821112(3)计算当量动载荷左端轴承：0.04458485002162.301CFa由表 17.7，用线性插值法可求得：e0.4139，故再由线性插入法，可得：1.3537Y，44.011X由此可得：NFYFXfarp0.4830P11111右端轴承：0.08623485004182.302CFa由表 17.7，用线性插值法求得46.0e，故再由线性插入法，可得：1.2305Y，44.022X编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第24页 共30页第 24 页

46、 共 30 页由此可得：NFYFXfarp0.7847P22222(4)轴承寿命hL计算因12PP，故按右端轴承计算轴承寿命：hhPCnLh48000823001011668260106，故 所选 轴 承7212C 合格。轴上的轴承：根据工况,初选轴承角接触球轴承 7207C。查机械课程设计指导书得：kNCkNCr8.25,8.360，dDB=408018mm。再由表 17.8 得：0.1pf（轴承所受载荷平稳），然后再应用上述方法进行轴承寿命校验，可知所选轴承符合要求。轴上的轴承：根据工况，初选角接触球轴承 7208C。查机械课程设计指导书，得：kNCkNCr0.20,5.300，dDB=3

47、57217mm。再由表 17.8 得：0.1pf（轴承所受载荷平稳），然后再应用上述方法进行轴承寿命校验，可知所选轴承符合要求。2.112.11 箱体及减速器附件说明箱体说明：箱壳是安装轴系组件和所有附件的基座，它需具有足够的强度、刚度和良好的工艺性。箱壳多数用 HT150 或 HT200 灰铸铁铸造而成，易得道美观的外表，还易于切削。为了保证箱壳有足够的刚度，常在轴承凸台上下做出刚性加固筋。当轴承采用润滑时，箱壳内壁应铸出较大的倒角，箱壳接触面上应开出油槽，一边把运转时飞溅在箱盖内表面的油顺列而充分的引进轴承。当轴承采用润滑脂润滑时，有时也在接合面上开出油槽，以防润滑油从结合面流出箱外。箱体

48、底部应铸出凹入部分，以减少加工面并使支撑凸缘与地量好接触。减速器附件说明：1)视孔和视孔盖箱盖上一般开有视孔，用来检查啮合，润滑和齿轮损坏情况，并用来加注润滑油。为了防止污物落入和油滴飞出，视孔须用视孔盖、垫片和螺钉封死。视孔编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第25页 共30页第 25 页 共 30 页和视孔盖的位置和尺寸由查表得到。2)油标采用油池润滑传动件的减速器，不论是在加油还是在工作时，均续观察箱内油面高度，以保证箱内油亮适当，为此，需在箱体上便于观察和油面较稳定的地方，装上油标油标已标准化。3)油塞在箱体最底部开

49、有放油孔，以排除油污和清洗减速器。放油孔平时用油塞和封油圈封死。油塞用细牙螺纹，材料为 235 钢。封油圈可用工业用革、石棉橡胶纸或耐油橡胶制成。4)吊钩、吊耳和吊环螺钉为了便于搬运减速器，常在箱体上铸出吊钩、吊耳或在箱盖上安装吊环螺钉。起调整个减速器时，一般应使用箱体上的吊钩。对重量不大的中小型减速器，如箱盖上的吊钩、吊耳和吊环螺钉的尺寸根据减速器总重决定，才允许用来起调整个减速器，否则只用来起吊箱盖。5)定位销为了加工时精确地镗制减速器的轴承座孔，安装时保证箱盖与箱体的相互位置，再分箱面凸缘两端装置两个圆锥销，以便定位。圆锥销的位置不应该对称并尽量远离。直径可大致取凸缘连接螺栓直径的一半，

50、长度应大于凸缘的总厚度，使销钉两端略伸凸缘以利装拆。2.122.12滚动轴承的外部密封装置为了防止外界灰尘，水分等进入轴承，并防止轴承润滑油的泄漏，在透盖上需加密封装置。在此，我们用的是毡圈式密封。因为毡圈式密封适用于轴承润滑脂润滑，摩擦面速度不超过m/s 的场合。第三章第三章装配图设计装配图设计（一）装配图的作用作用：装配图表明减速器各零件的结构及其装配关系，表明减速器整体结构，所有零件的形状和尺寸，相关零件间的联接性质及减速器的工作原理，是减速器装配、调试、维护等的技术依据，表明减速器各零件的装配和拆卸的可能性、次序及减速器的调整和使用方法。（二）、减速器装配图的绘制1、装备图的总体规划：