桂林電子科技大學機電工程學院 課程設計說明書 課題名稱： 展開式二級圓柱齒輪減速器 學 院： 桂林電子科技大學機電工程學院 專業班級： 微電子制造工程 08001502 學 號： 0800150214 學 生 : 李炳偉 指導教師： 李雪梅 桂林電子科技大學 教務處 2010 年 7 月 11 日 第 2 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 2 機械設計課程設計 評閱書 題目 展開式二級圓柱齒輪減速器 學生姓名 李炳偉 學號 0800150214 指導教師評語及成績 指導教師簽名： 年 月 日 答辯評語及成績 答辯教師簽名： 年 月 日 教研室意見 總成績 ： 室主任簽名： 年 月 日 第 3 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 3 目錄 前 言 . 4 第一章 設計說明書 . 5 1.1 設計題目 . 5 1.2 工作條件 . 5 1.3 原始技術數據（表 1） . 5 1.4 設計工作量 . 5 第二章 機械裝置的總體設計方案 . 6 2.1 電動機選擇 . 6 2.1.1 選擇電動機類型 . 6 2.1.2 選擇電動機容量 . 6 2.1.3 確定電動機轉速 . 6 2.2 傳動比分配 . 7 2.2.1 總傳動比 . 7 2.2.2 分配傳動裝置各級傳動比 考慮到傳動裝置的外部空間尺寸取 V . 7 2.3 運動和動力參數計算 . 7 2.3.1 0軸（電動機軸）： . 7 2.3.2 1軸（高速軸）： . 8 2.3.3 2軸（中間軸）： . 8 2.3.4 3軸（低速軸）： . 8 2.3.5 4軸（卷筒軸） ： . 8 第三章 V帶和帶輪的傳動設計 . 11 第四章 主要零部件的設計計算 . 11 4.1 展開式二級圓柱齒輪減速器齒輪傳動設計 . 11 4.1.1 高速級齒輪傳動設計 . 11 4.1.2 低速級齒輪傳動設計 . 13 4.3 軸系結構設計 . 16 4.3.1 高速軸的軸系結構設計 . 16 4.3.2 中間軸的軸系結構設計 . 20 4.3.3 低速軸的軸系結構設計 . 23 4.3.4 各軸鍵、鍵槽的選擇及其校核 .26 第 五 章 減速器箱體及其附件的設計 . 28 5.1箱體結構設計 . 28 5.2減速器附件的設計 . 29 第 六 章 運輸、安裝和使用維護要求 . 30 1、減速器的安裝 . 30 2、使用維護 . 30 3、 減速器潤滑油的更換： . 30 參 考 文 獻 . 31 第 4 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 4 小 結 . 32 前 言 機械設計綜合課程設計在機械工程學科中占有重要地位，它是理論應用于實際的重要實踐環節。本課程設計培養了我們機械設計中的總體設計能力，將機械設計系列課程設計中所學的有關機構原理方案設計、運動和動力學分析、機械零部件設計理論、方法、結構及工藝設計等內容有機地結合進行綜合設計實踐訓練，使課程設計與機械設計實際的聯系更為緊密。此外，它還培養了我們機械系統創新設計的能力，增強了機械構思設計和創新設計。 本課程設計的設計任務是展開式二級圓柱齒輪減速器的設計。 減速 器是一種將由電動機輸出的高轉速降至要求的轉速比較典型的機械裝置， 可以廣泛地應用于礦山、冶金、石油、化工、起重運輸、紡織印染、制藥、造船、機械、環保及食品輕工等領域 。 本次設計 綜 合運用機械設計及其他先修課的知識，進行機械設計訓練，使已學知識得以鞏固、加深和擴展；學習和掌握通用機械零件、部件、機械傳動及一般機械的基本設計方法和步驟，培養學生工程設計能力和分析問題，解決問題的能力；提高我們在計算、制圖、運用設計資料（手冊、 圖冊）進行經驗估算及考慮技術決策等機械設計方面的基本技能，同時給了我們練習電腦繪圖的機會。 最后借此機會，對本次課程設計的各位指導老師以及參與校對、幫助的同學表示衷心的感謝。 由于缺乏經驗、水平有限，設計中難免有不妥之處，懇請各位老師及同學提出寶貴意見。 第 5 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 5 第一章 設計說明書 1.1 設計題目 用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器。傳動裝置簡圖如下圖 1所示。 圖 1 1.2 工作條件 帶式運輸機連續單向運轉，載荷較平穩，空載啟動，運輸帶速允許誤差為 50%。 使用期限為 10 年，大修期三年，小批量生產，兩班制工作。 1.3 原始技術數據（表 1） 表 1 展開式二級圓柱齒輪減速器設計 原始技術數據 本設計說明書以第 5組數據為設計依據 1.4 設計工作量 （ 1）減速器裝配圖一張； （ 1號圖紙） （ 2）零件工作圖二張（大齒輪，輸出軸 ， 3號圖紙 ）； （ 3）設計說 明書一份。 數據組編號 B1 B 2 B 3 B 4 B 5 B 6 B 7 B 8 B 9 B 10 B11 運輸帶工作拉力 F/N 1500 1800 2000 2200 2400 2600 2800 2800 2700 2500 2600 運輸帶工作速度 v (m/s) 1.5 1.5 1.6 1.6 1.7 1.7 1.8 1.8 1.5 1.5 1.6 卷筒直徑 D (mm) 卷筒直徑在 360,370,380,390,400,410 中任選 第 6 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 6 第二章 機械裝置的總體設計方案 2.1 電動機選擇 2.1.1 選擇電動機類型 按工作要求選用 Y系列 （ IP44） 全封閉自扇冷式籠型三 相異步電動機。該電動機的工作條件為：環境溫度 -15- +40 ，相對濕度不超過 90%，電壓 380V，頻率 50HZ。 2.1.2 選擇電動機容量 電動機所需工作功率dP（ kW）為 wdPP 工作機所需功率wP（ kW）為 4.08K WVF wP 傳動裝置的總效率為 5423421 按機械課程設計手冊表 2-4確定各部分效率為 :v帶傳動 效率為 95.01 ，軸承 傳動效率 99.02 ， 兩級 圓柱齒輪效率 98.03 ， 聯軸器 效率 98.04 ，滾筒效率 96.05 ， 代入得 825.096.098.098.099.095.0 24 所需電動機功率為 kWkWPP wd 4 . 9 50 . 8 2 54 . 0 8 因載荷平穩，電動機額定功率edP略大于dP即可。由 機械課程設計手冊表 20-1，Y系列電動機技術數據，選電動機的額定功率edP為 5.5kW。 2.1.3 確定電動機轉速 卷筒軸工作轉速 卷筒的直徑 D=380mm m in )/(8 5 . 538014.3 7.1100060100060 rD vn w 通常，二級圓柱 齒輪減速器為 4082 i ， V 帶的傳動比為 2-4， 則總傳動比的合理范圍為 16 160i ， 故電動機轉速的可選范圍為 第 7 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 7 m i n/136801368m i n/8 5 .5)16016( rrnin wd 符合這一范圍的同步轉速有 1500r/min 和 3000r/min,所以 現以這兩種方案進行比較。 由 機械課程設計手冊第 二十 章相關資料查得的電動機數據及計算出的總傳動比列于表 2： 表 2 額定功率為時電動機選擇對總體方案的影響 方案 電動機型號 額定功率 /kW 同步轉速 /滿載轉速 mn/(r/min) 電動機質量 /kg 總傳動比 1 Y132S-4 5.5 1500/1440 68 16.8 2 Y132S1-2 5.5 3000/2900 64 33.9 表 2中，方案 1與方案 2相比較，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量及總傳動比，為使傳動裝置結構緊湊，兼顧考慮電動機的重量和價格，選擇方案1，即所選電動機型號為 Y132S-4。 2.2 傳動比分配 2.2.1 總傳動比 1 6 .88 5 .51440 wma nni 2.2.2 分配傳動裝置各級傳動比 減速器的 總 傳動比 i 為 15.2,V帶傳動比 2-4，此處取 V帶傳動比為 2pi ，對于兩級臥式展開式圓柱齒輪減速器的 21 )5.11.1( ii ，為了分配均勻取21 2.1 ii ， i = pi 1i 2i ， 計算得 兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比 18.31 i ， 低速級的傳動比 65.22 i 。 2.3 運動和動力參數計算 2.3.1 0 軸（電動機軸）： 第 8 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 8 mNnPTrnnkWPPmd5.369550m in/14405.500000 2.3.2 1 軸（高速軸）： mNnPTnkWkWPP6 8 . 6955072017.599.095.05.5111p01101in 2.3.3 2 軸（中間軸）： mNnPTrinnkWkWPP2 0 9 . 29550m in/2 6 . 423 . 1 87204 . 9 679.099.05 . 1 72221123212 2.3.4 3 軸（低速軸）： mNnPTrinnkWkWPP5 3 2 . 29550m in/8 5 . 44 . 7 679.099.04 . 9 63332233223 2.3.5 4 軸（卷筒軸） ： 運動和動力參數的計算結果加以匯總，列出表 3如下： 項目 電動機軸 高速軸 中間軸 低速軸 卷筒軸 轉速（ r/min） 1440 720 226.4 85.4 85.4 功率 (kW) 5.5 5.17 4.96 4.76 4.62 轉矩 (N*m) 36.5 68.6 209.2 532.2 516.6 傳動比 2 3.18 2.65 1 效率 0.94 0.96 0.96 0.97 第 9 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 9 第三章 V 帶和帶輪的傳動設計 (1) 計算功率 pc. 查表得 2.1KA 故 pc= pkA= KW2.617.52.1 (2) 選 V 帶的型號（選普通型） pc =6.2KW minr1440n 1 查表得此坐標點位于 A 型區域內，現取 A型 V帶計算 . （ 3） 求大小 帶輪基準直徑 dd12和， 查表得 d1應不少于 75，現取 mm90d1 ，得 mm4.176mm72002.019014401ndnd2112 查表取 mm180d2 ，（雖然使減速器箱體及其附件的設計 n2略有減少，但誤差小于 5%，故允許）。 （ 4）驗算帶速 v： sm78.6sm6 0 0 0 0 1 4 4 0901 0 0 060v nd 11 帶速在 525 sm 的范圍內，合適 （ 5）求 v 帶基準長度 Ld和中心距 a 1）初步選取中心距 405180905.15.1210a dd 取 4000 a 符合 ddadd21021 27.0 求帶長 a ddddaL 022100 41222 = 40041809024002901 8 0 2 =1229mm 查表對 A 型 V 帶選用 mm1250Ld 第 10 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 10 2）計算實際中心距 mm4112 122912504002a LLa 0d0 （ 6）驗算小帶輪包角 1 1201673.571803.57dd180 000001201 411 90180a 合適。 （ 7） 求 V 帶根數 z KKpppL00cz 今 mm90m inr1 4 4 0 dn11 ， 查表得 KW07.1p0 得傳 動比 202.0190 1801i d d1 2 查表得 KW17.0p0 由 167 01 查表得 97.0K 查表得 93.0KL 由此可得 54.593.097.017.007.1 2.6 z 取 6 根 （ 8）求作用在帶輪上的壓力 F0 查表得 q=0.1 mkg ，故單根 V 帶的初拉力 N1251.0197.05.278.662.6500q15.2zv500 78.6vKpF 22c0 作用在軸上的壓力 Nz FFQ 1 4 9 12s i n125622s i n2167 010 第 11 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 11 第 四 章 主要零部件的設計計算 4.1 展開式二級圓柱齒輪減速器齒輪傳動設計 4.1.1 高速級齒輪傳動設計 1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 1）按以上的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 2）運輸機為一般工作，速度不高 ，故選用 7級精度（ GB 10095-88）。 3) 材料選擇。考慮到制造 的方便及小齒輪容易磨損并兼顧到經濟性，兩級圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用合金鋼，熱處理均為調質處理且大、小齒輪的齒面硬度分別為 240HBS,280HBS，二者材料硬度差為 40HBS。 4）選小齒輪的齒數 20z ，大齒輪的齒數為 63.6203.182 z ，取 642 z 。 故實際傳動比 i=2064=3.2 2 按齒面接觸強度設計 由設計公式進行試算，即 mm)(1.23 2H11ZdHEdzuuKT (1)確定公式內的各計算數值 1) 試選載荷系數 .51tK 2) 由以上計算得小齒輪的轉矩 mNT 6.681 3) 查表及其圖 選取齒寬系數 1d.2， 材料的彈性影響系數 218.189 MPaZ E ，5.2zH ， 按齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強度極限 MPaH 6001lim ；大齒輪的接觸疲勞 強度極限 .5502lim MPaH 。 4)計算接觸疲勞許用應力 ，取失效概率為 1，安全 系數 1.1sH 由 Slim 得 M P aM P aHH500545ssHlim2H1lim1 （ 2） 計算： 第 12 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 12 1) 帶入 H 中較小的值，求得小齒輪分度圓直徑1td的最小值為 77.58)500 5.28.189(18.3 18.42.1 1086.65.12.)(1.2 3 243 2H11 z HEdtzuuKTdmm 2) 計算模數 ： 模數 : mmdmtt 94.220 77.5811 3) 計算齒寬： mmdbtd 52.7077.582.11 取 mmB 752 mmB 801 4 ） 查表取 m=3mm ，實際的mm192mm364mm60mm320m dzd 211 ，. 5）中心距： mmdda 1262 192602 21 3 按齒根彎曲強度計算： 彎曲強度設計公式為 3 21 12 F SaFad YYzKTm (1)確定公式內的各計算數值 1) 查圖得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；4501 MPaFE 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPaFE 4202 ； 2) 計算彎曲疲勞許用應力 . 取彎曲疲勞安全系數 4.1sF ,得 M P aM P aFFEF3004.14203214.1450ssFF E 22F11. 3) 查取齒形系數 . 查表得 35.2；95.221 FaFa YY 第 13 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 13 4) 查取應力校正系數 . 查表得 73.1；56.121 SaSa YY 5) 計算大 、小齒輪的 FSaFaYY并加以比較 . 355201.030037.1. 3 5.2433601.021365.195.2222111FSaFaFSaFaYYYY 大齒輪的數值大 . (2)設計計算 mmmmm 1 . 8 3202.10 . 0 1 4 3 3 61086.65.12324 對比計算結果 ,由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數 ,由于齒輪模數的大小要取決于接觸疲勞 強度所決定的承載能力 ,可取 接 觸疲勞 強度算得的模數 2.94， 并接近圓整為標準值 3m ,按接觸強度算得的分度圓直徑 mmd 58.771 . . 這樣設計出的齒輪傳動 ,即滿足了齒面接觸疲勞強度 ,又滿足齒根彎曲疲勞強度 ,并做到結構緊湊 ,避免浪費 . 4. 驗算齒輪彎曲強度 ： M P aM P ab FSazm Y 36015.702075 56.195.286.65.122K 12 41211Fa1F1 310YT MP aMP aFSaFaSaFaFF YYYY 33617.5673.215.702212222 ，安全 5.齒輪的圓周速度 : sm26.2100060 7206014.3100060v nd 11 查表可知選用 8級精度是合適的。 4.1.2 低速級齒輪傳動設計 1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 1）按以上的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 2）運輸機為一般工作，速度不高，故選用 7級精度（ GB 10095-88）。 3) 材料選擇?？紤]到制造的方便及小齒輪容易磨損并兼顧到經濟性，兩級第 14 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 14 圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用合金鋼，熱處理均為調質處理且大、小齒輪的齒面硬度分別為 240HBS,280HBS，二者材料硬度差為 40HBS。 4）選小齒輪的齒數 24z ，大齒輪的齒數為 63.62.65242 z ，取 642 z ， 故實際傳動比 i=2.67。 2 按齒面接觸強度設計 由設計公式進行試算，即 .)(1.23 211HHEdtzzuuKTd (1)確定公式內的各計算數值 1） 試選載荷系數 5.1tK 2） 由以上計算得小齒輪的轉矩 mNT 2.2092 3） 查表及其圖選取齒寬系數 2.1d，材料的彈性影響系數 218.189 MPaZ E ，5.2zH ， 按齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強度極限 MPaH 6001lim ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 .5502lim MPaH 。 4） 計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為 1，安全系數 1.1SH 由 sHlim 得 M P aM P aHH500545ssHlim2H1lim1 （ 2） 計算： 1) 帶入 H 中較小的值，求得小齒輪分度圓直徑1td的最小值為 57.86)500 5.28.189(65.2 165.22.1 10092.25.12.)(1.2 3 253 2H11 z HEdtzuuKTd 2) 計算 模數 ： 模數 : mmdmtt 6.324 57.8611 3） 計算 齒輪寬度： mmdbd 88.10357.862.11 +- 取 1052 B , mmB 1101 第 15 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 15 4） 查表取 m=4mm，實際的 mm256644mm96244 dd21 ，. 5） 計算 中心距： mmdda 1762 256962 21 3按齒根彎曲強度計算： 彎曲強度設計公式為 3 21 12 F SaFad YYzKTm (3)確定公式內的各計算數值 查圖得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；4501 MPaFE 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPaFE 4202 ；計算彎曲疲勞許用應力 . 取彎曲疲勞安全系數 4.1sF ,得 M P aM P aFNFFEF3004.14203214.1450ssF22F11 6) 查取齒形系數 . 查表得 .35.2；77.221 FaFa YY 7) 查取應力校正系數 . 查表得 73.1；58.121 SaSa YY 8) 計算大 、小齒輪的 FSaFaYY并加以比較 . 0 1 3 5 5 2.030073.135.20 1 3 6 3 4.032158.177.2222111FSaFaFSaFaYYYY 大齒輪的數值大 . (4)設 計計算 mmmmm 31.2242.10 1 3 6 3 4.010092.25.12325 對比計算結果 ,由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數 ,由于齒輪模數的大小要取決于 接觸疲勞 強度所決定的承載能力 ,第 16 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 16 可取 接觸 強度算得的模數 3.6，并接近圓整為標準值 4m ,按接觸強度算得的分度圓直徑 86.57. 這樣設計出的齒輪傳動 ,即滿足了齒面接觸疲勞強度 ,又滿足齒根彎曲疲勞強度 ,并做到結構緊湊 ,避免浪 費 . 4. 驗算齒輪彎曲強度： M P aM P ab FSazm Y 36012.6824105 58.177.2092.25.122K 12 51211Fa2F1 410YT MP aMP aFSaFaSaFaFF YYYY 33628.6358.177.282212222 ，安全 5.齒輪的圓周速度 : sm14.1100060 4.2269614.3100060v nd 11 查表可知選用 9級精度是合適的。 4.3 軸系結構設計 4.3.1 高速軸的軸系結構設計 一、軸的結構尺寸設計 根據結構 及 使用要求 ,把 該軸設計成階梯軸且為齒輪軸 ,共分七段 ,其中第 5段為齒輪 ,如圖 2所示 : 第 17 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 17 圖 2 由于結構及工作需要將該軸定為齒輪軸 ,因此其材料須與齒輪材料相同 ,均為合金鋼 ,熱處理為 調制處理 , 材料系數 C 為 110。 所以 ,有該軸的最小軸徑為 : 22.217205 . 1 7110C 331111 nPd 考慮到該段開鍵槽的影響 ,軸徑增大 5%,于是有 : 28.2222.2105.1%)51( 1111 dd 標準化取 2511 d 其他各段軸徑、長度的設計計算依據和過程見下表 : 表 6 高速軸結構尺寸設計 階梯軸段 設計計算依據和過程 計算結果 第 1段 311111 nPCd 1111 %)51( dd (考慮鍵槽影響 ) 6011 L 21.22 25 60 第 2段 111112 09.02 ddd (由 唇形密封 圈尺寸確定 ) llBlBlL 0013212 30(26.29) 50 第 3段 13d由軸承尺寸確定 (軸承預選 6007 141 B ) lBBL h 113 35 25 第 4段 131314 09.02 ddd 12014 ZBLL 45(41.3) 145 第 5段 15d 齒頂圓直徑 15L 齒寬 66 80 第 6段 1416 dd 45 10 第 18 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 18 416 L 第 7段 1317 dd hBBL 117 35 14 二、軸的受力分析 計算 及校核： （ 1） 軸的受力模型簡化 (見圖 3)及受力計算 L1=62.5 L2=197.5 L3=92.5 作用在齒輪上的圓周力 NdTF t 228760 10006.682211 徑向力 NFFtr 83220t a n2 2 8 7t a n 作用在軸 1 帶輪上的外力 NFF Q 1491 （ 2） 求垂直面的支反力 NllFlF rv 6328325.625.1975.1972121 NFFF vrv 20012 (3)求垂直面彎矩 mNlFM Vav .5.395.6263211 圖 3 mNlFM Vav .5.395.19720022 圖 3 (4)求水平面支反力 Nll FlF H 173722875.625.197 5.19721t21 NFFF HH 5501t2 (5)求水平面彎矩 mNlFM HaH .56.1085.62173711 mNlFM av .62.1085.1975502H2 (6)求 F 在支點產生的支反力 第 19 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 19 Nll FlF F 53014915.625.197 5.922131 NFFF FF 202112 (7)F 產生的彎矩 mNlFM F .92.1375.92149132 mNlFM F .335.6253011aF (8)求合成彎矩（考慮最不利的情況，把 MaF 與 2H2 aav MM 直接 相加） mNMMMM aHavaFa 52.14856.1085.3933 2222 mNMMMM aHavaFa 58.14862.1085.3933 2222 (9)求危險截面的當量彎矩 由彎矩圖可知 a-a 截面最危險 （齒輪軸中截面） ，當量彎矩為 212 )( TMM ae 認為該軸的扭切力是脈動循環變應力，取折合系數 6.0 6.6821 dFT t mNM e 154)6.686.0(58.148 22 （ 10） 計算危險截面處軸的直徑 軸的材質為 45#鋼，調質處理，查表 14-3、 14-1， MPaB 650 MPab 60 1 則： mmMdbe 5.29601.0 101541.0 3 331 由于 所以該軸是安全的,665 dd 。 三、軸承的壽命校核 鑒于調整間隙的方便 ,軸承均采用正裝 .預設軸承壽命為 10年即 87600h. 校核步驟及計算結果見下表 : 表 7 軸承壽命校核步驟及計算結果 計算步驟及內容 計算結果 6007軸承 A端 B端 由手冊查出 Cr、 C0r Cr=12.5kN C0r=8.60kN 第 20 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 20 查載荷系數 fP 查載荷系數ff tp， 1 1 計算當量載荷 P= F H2F v2 22 A端最大 P=1848 計算軸承壽命 pn60 ff10pt610rhCL 12698h 大于 87600h 由計算結果可見軸承 6007合格 . 4.3.2 中間軸的軸系結構設計 一、軸的結構尺寸設計 根據結構幾使用要求該軸設計成階梯軸且為齒輪軸 ,共分五段 ,其中第 2 段和 第 4 段 為 齒 輪 , 如圖 4 所示 : 圖 4 由于結構及工作需要將該軸定為齒輪軸 ,因此其材料須與齒輪材料相同 ,均為合金鋼 ,熱處理為 調制處理 ,取材料系數 110C 所以 ,有該軸的最小軸徑為 : 0 . 7 836 . 4224 . 9 6101 332221 nPCd 因鍵槽開在中間，其影響不預考慮 標準化取 3521 d 第 21 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 21 其他各段軸徑、長度的設計計算依據和過程見下表 : 表 8 中間軸 結構尺寸設計 階梯軸段 設計計算依據和過程 計算結果 第 1段 322221 nPCd 由軸承尺寸確定 (軸承預選 6007 152 B ) hBBL 121 30.78 35 40 第 2段 212122 07.02 ddd 2222 %)51( dd (考慮鍵槽影響 ) 齒寬22L -3 40(36.84) 72 第 3段 222223 07.02 ddd 5.2423 L 45(45.6) 12.5 第 4段 24d 由齒輪輪轂確定 齒寬24L -3 50 107 第 5段 2125 dd 232422123025 BLBLL z 低 35 40 二、軸的受力分析及計算 軸的受力模型簡化 (見圖 5)及受力計算 2.軸的受力分析及計算，校核 （ 1）軸的受力模型簡化 L1=62.5 L2=105 L3=92.5 作用在齒輪上的圓周力 NdTF t 2179192 102.20922 3222 徑向力 NFFtr 79320t a n2179t a n22 第 22 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 22 NdTF t 435896 102.20922 3323 徑向力 NFFtr 158620t a n4358t a n33 （ 2）求垂直面的支反力 Nlll llFlFF rrv 385.921055.62 5.921586)5.92105(793)(321322331 NFFFF rvrv 8312132 (3)求垂直面彎矩 mNlFM Vav .2 . 3 85.6238m 11 mNlFllFM rVa v n .9.76105793)1055.62(38)( 22121 （ 4）求水平面支反力 Nlll llFlFF ttH 32065.921055.62 )5.92105(21795.924358)(321322331 NFFFF HttH 33311322 (5)求水平面彎矩 mNlFM Ha H m .2005.62320611 mNlFllFM rHa H n 3911051586)1055.62(3331)( 23212 (7)求合成彎矩（ m-m,n-n 截面為最危險截面） mNMMM a Hma v mam 20020038.2 2222 mNMMM a H na v na H n 5.3983919.76 2222 （ 8） 求危險截面的當量彎矩 mNTMM amem 236)2.2096.0(200)( 22222 mNTMM anen 8.417)2.2096.0(5.398)( 22222 m-m 截面： mmMdbem 34601.0 102361.0 3 331 n-n 截面： mmMdben 41601.0 108.4171.0 3 331 第 23 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 23 由于 安全34402 mmd 安全41964 d 三、軸承的壽命校核 鑒于調整間隙的方便 ,軸承均采用正裝 .預設軸承壽命為 10年即 87600h. 校核步驟及計算結果見下表 : 表 9 軸承壽命校核步驟及計算結果 計算步驟及內容 計算結果 6007 A 端 B端 由手冊查出 Cr、 C0r Cr=12.5kN C0r=8.6kN 查載荷系數 fftp， 1 1 計算當量載荷 P= F H2F v2 22 B端最大 P=3433N 計算軸承壽命 pn60 ff10pt610rhCL 10215.1h 大于 87600h 由計算結果可見軸承 6007合格 , 4.3.3 低速軸的軸系結構設計 一、 軸的結構尺寸設計 根據結構幾使用要求該軸設計成階梯軸 ,共分 七 段 ,如圖 6所示 : 圖 6 考 慮到低速軸的載荷較大，材料選用 45,熱處理調質處理 ,取材料系數 112C 第 24 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 24 所以 ,有該軸的最小軸徑為 : 4 2 . 7 88 5 . 44 . 7 61 1 2C 333331 nPd 考慮到該段開鍵槽的影響 ,軸徑增大 5%,于是有 : 4 4 . 9 24 2 . 7 850.1%)51( 3131 dd 標準化取 5031d 其他各段軸徑、長度的設計計算依據和過程見下表 : 表 10 低速軸結構尺寸設計 階梯軸段 設計計算依據和過程 計算結果 第 1段 333331 nPCd 3131 %)51( dd (考慮鍵槽影響 ) 11L (由聯軸器寬度尺寸確定 ) 42.78 50(44.92) 142 第 2段 313132 07.02 ddd (由 唇形密封 圈尺寸確定 ) llBlBlL 0033232 55(51.21) 40 第 3段 34d由軸承尺寸確定 (軸承預選 6012 60d 95D ） )mm2(16218213 軸承要超出 BL 60 26 第 4段 333343 07.02 ddd 90105.21515705.215)(15 524 dBL 套筒 70(68.4) 90 第 5段 434353 07.02 ddd 5.2435 L 90 12.5 第 6段 36d由齒輪輪轂確定 齒寬36L -3 80 102 第 7段 3337 dd B+25(套筒 )+2 60 45 二、軸的受力分析 計算 校核 軸的受力模型簡化 (見圖 7)及受力計算 （ 1）軸的受力模型簡化 L1=92.5 L2=163 第 25 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 25 作用在齒輪上的圓周力 NdTF t 4158256 2.53222 10343 徑向力 NFFtr 151320t a n4158t a n (2)求垂直面的支反力 NllFlF rv 96515135.921631632121 NFFF vrv 54812 (3)求垂直面彎矩 mNlFM Vav .262.895.9296511 mNlFM Vav .324.8916354822 (4)求水平面支反力 Nll FlF H 265341585.92163 16321t21 NFFF HH 1 5 0 51t2 (6)求水平面彎矩 mNlFM HaH .4.2455.92265311 mlFM av .3.2451631 5 0 52H2 (7)求合成彎矩 mNMMM aHava 2614.245262.89 2222 mNMMM aHava 2613.245324.89 2222 圖 7 (7)求危險截面的當量彎矩 由彎矩圖可知 a-a 截面最危險 （齒輪軸的中截面） ，當量彎矩為 232 )( TMM ae 認為該軸的扭切力是脈動循環變應力，取折合系數 6.0 mNM e 4.412)2.5326.0(261 22 （ 8）計算危險截面處軸的直徑 軸的材質為 45#鋼，調質處理，查表 14-3、 14-1， MPaB 650 MPab 60 1 第 26 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 26 則： mmMdbe 41601.0 104.4121.0 3 331 由于 所以該軸是安全的,806 dd 三、軸承的壽命校核 鑒于調整間隙的方便 ,軸承均采用正裝 .預設軸承壽命為 10年即 87600h. 校核步驟及計算結果見下表 : 表 11 軸承壽命校核步驟及計算 結果 計算步驟及內容 計算結果 6012 A端 B端 由手冊查出 Cr、 C0r Cr=24.5kN C0r=19.2kN 查載荷系數 fftp， 1 1 計算當量載荷 P= F H1F v1 22 A端最大 P=2823N 計算軸承壽命 pn60 ff10pt610rhCL 127572h 大于 87600h 由計算結果可見軸承 6012合格 。 4.3.4 各軸鍵、鍵槽的選擇及其校核 因減速器中的鍵聯結均為靜聯結 ,因此只需進 行擠壓應力的校核 . 一、 高速級鍵的選擇及校核 : 帶輪處鍵 :按照帶輪處的軸徑及軸長選 鍵 B8X7,鍵長 50,GB/T1096 聯結處的材料分別為 : 45鋼 (鍵 ) 、 40Cr(軸 ) 其中鍵的強度最低 ,因此按其許用應力進行校核 ,查手冊其 MPap 110 1 4.3150725 6.684h4 132211 10 pp M P ald T 該鍵聯結合格 二、中間級鍵的選擇及校核 : 按照 該軸小 齒輪 處的軸徑及軸長選 鍵 B12X8,鍵長 60,GB/T1096 聯結處的材料分別為 : 45鋼 (鍵 ) 、 40Cr(軸 ) 其中鍵的強度最低 ,因此按其許用應力進行校核 ,查手冊其 M Pap 110 第 27 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 27 6.4360840 2.2094h4 232222 10 pp M P ald T 該鍵聯結合格 按照 該軸大齒輪 處的軸徑及軸長選 鍵 B16X10,鍵長 90,GB/T1096 聯結處的材料分別為 : 45鋼 (鍵 ) 、 40Cr(軸 ) 其中鍵的強度最低 ,因此按其許用應力進行校核 ,查手冊其 M Pap 110 6.18901050 2.2094h4 232422 10 pp M P ald T 該鍵聯結合格 三、低速級級鍵的選擇及校核 (1)低速級大齒輪處鍵 : 按照輪轂處的軸徑及軸 長選 鍵 B22X14,鍵長 90 GB/T1096 聯結處的材料分別為 : 20Cr (輪轂 ) 、 45 鋼 (鍵 ) 、 45(軸 ) 其中鍵的強度最低 ,因此按其許用應力進行校核 ,查手冊其 MPap 110 3 1.21901480 2.5324h4 333633 10 pp M P ald T 該鍵聯結合格 (2)聯軸器處鍵 : 按照聯軸器處的軸徑及軸長選 鍵 16X10,鍵長 100,GB/T1096 聯結處的材料分別為 : 45鋼 (聯軸器 ) 、 45鋼 (鍵 ) 、 45(軸 ) 其中鍵的強度最低 ,因此按其許用應力進行校核 ,查手冊其 MPap 110 4 6.421001050 2.5324hl4 433134 10 pp d T 該鍵聯結合格 . 第 28 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 28 第五章 減速器箱體及其附件的設計 5.1 箱體結構設計 根據箱體的支撐強度和鑄造、加工工藝要求及其內部傳動零件、外部附件的空間位置確定二級齒輪減速器箱體的相關尺寸如下：（表中 a=176） 表 12 箱體結構尺寸 名稱 符號 設計依據 設計結 果 箱座壁厚 4.7025.0 a （ a 為低速級中心距） 9 考慮鑄造工藝，所有壁厚都不應小于 8 箱蓋壁厚 1 0.02a+3 8 8 箱座凸緣厚度 b 1.5 13.5 箱蓋凸緣厚度 b1 1.5 12 箱座底凸緣厚度 b2 2.5 22.5 地腳螺栓直徑 df 0.036a+12=18.3 M20 地腳螺栓數目 n a 250時， n=4 4 軸承旁聯結螺栓直徑 d1 0.75df M16 箱蓋與箱座聯接螺栓直徑 d2 (0.5 0.6)df； 螺紋間距 200150L M12 軸承端蓋螺釘直徑和數目 d3 (0.4 0.5)df,n M8,4 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3 0.4)df M8 定位銷直徑 d (0.7 0.8) d 2 M8 軸承旁凸臺半徑 R1 c2 16 凸臺高度 h 根據位置及軸承座外徑確定，以便于扳手 操作為準 34 外箱壁至軸承座端面距離 l1 c1+c2+ (5 10) 42 大齒輪頂圓距內壁距離 1 1.2 11 齒輪端面與內壁距離 2 10 箱蓋、箱座肋厚 m1 、 m m1 0.85 1 =7.565 m 0.85 =6.8 7 軸承端蓋凸緣厚度 t (1 1.2) d3 10 軸承端蓋外徑 D2 D+(5 5.5) d3 120 螺栓扳手空間與凸緣厚度 安裝螺栓直徑 dx M8 M10 M12 M16 至外箱壁距離 c1min 13 16 18 22 第 29 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 29 至凸緣邊距離 c2min 11 14 16 20 沉頭座直徑 Dmin 20 24 26 32 5.2 減速器附件的設計 油塞 1 第 30 頁 共 32 頁 機械設計課程設計說明書 30 第六章 運輸、安裝和使用維護要求 1、 減速器的安裝 （ 1）減速器輸入軸直接與原動機連接時，推薦采用彈性聯軸器；減速器輸出軸與工作機聯接時，推薦采用齒式聯軸器或其他非剛性聯軸器。聯軸器不得用錘擊裝到軸上。 （ 2）減速器應牢固地安裝在穩定的水平基礎上，排油槽的油應能排除，且冷卻空氣循環流暢。 （ 3）減速器、原動機和工作機之間必須仔細對中，其誤差不得大于所用聯軸器的許用補償量。 （ 4）減速器安裝好后用手轉動必須靈活，無卡死現象。 （ 5）安裝好的減速器在正式使用前，應進行空載，部分額定