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减速箱设计 同济


《机械设计》课程设计说明书

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机械设计课程设计说明书

设计题目: 设计题

目:三轴线双级斜齿圆柱齿轮减速器 院系:机械工程学院 专业:机械设计制造及其自动化 学号: 设计人:maple 指导教师:孙鋆强老师 完成日期:2009 年 7 月 22 日 同济大学

一 设计任务书

1

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1.1

设 计 计 算 及 说 明 题目: 题目 设计一用于带式运输机传动装置中的三轴线双极斜齿轮圆柱齿 轮减速器。





任务: 1.2 任务 1.3 传动方案: 传动方案

设计参数: 1.4 设计参数
(1)传送速度 V= 1.0 m/s (3)鼓轮轴所需拉力 F=2600 N (2)鼓轮直径 D= 300 mm

其它条件: 1.5 其它条件:
使用年限 5 年,工作为 1 班工作制,工作中有轻震,经常满载,空载起动, 单项运转。

二.传动方案简述
2.1 计算过程及计算说明
(手册说明 手册说明:本人使用的机械设计手册是化学工业出版社出版的第 4 手册说明 版 2002 年 1 月第 22 次印刷版)

2.2 选择电动机容量
工作机所需功率 Pw
2

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设 计 计 算 及 说 明 工作机所需功率 Pw 及所需的转速 nw V 由 nw = 60×1000 πD 1 = 63.66 r/min 得: nw = 60 × 1000 3.14 × 300 由 P 工作=FV/1000 η w (式中: V ---传送速度; D ---卷筒直径;) 由电动机至工作机的总效率 η 由 η = η1 ? η 2 ? η 3 ? η 4 ? ? ? η n <由课本 P86 表 12-8> 卷筒的效率 η w =0.96 联轴器 1 的效率 取η1 = 0.99 η1 =0.99~0.995 一对滚动轴承的效率 η 2 =0.98~0.99 取η 2 = 0.99 η 3 =0.96~0.99 取η 3 = 0.97 一对齿轮传动的效率 联轴器 2 的效率 取η 4 = 0.99 η 4 =0.99~0.995 一对滑动轴承效率 η 5 =0.97 3 2 又 η = ?η1 ? η 2 ? η 3 ? η 4 ? η 5 = 0.99 × 0.99 3 × 0.97 2 × 0.99 × 0.97 = 0.868 所以: P 工作=2600×1÷(1000×0.96)=2.7083 kw 电动机所需的输出功率 Pd P 2.7083 Pd = w = = 3.120 kw η 0.868 确定电动机的额定功率 Ped
由《机械设计(机械设计基础)课程设计》表 20-1 选取电动机额定功率





nw =63.66r/min

η = 0.868
P 工作=2.7083 kw

Pd=3.120 kw

取 P ed= 4 kw

2.3

电动机额定转速的选择

推算电动机转速可选范围,由《机械设计(机械设计基础)课程设计》表 2-1 查得 展开式双级圆柱齿轮减速器传动比 i1 ? i 2 =8~40, 则电动机转速可选范围为: n d = i1 ? i2 ? n w

P ed= 4 kw

式中:

nd ---电动机转速; i1 ---高速齿轮的传动比 i2 ---低速齿轮的传动比; nw ---工作机的转速

∴ n d = i1 ? i2 ? n w = 509.28 ~ 2546.4 r/min

2.4 2.4 确定电动机的型号

3

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设 计 计 算 及 说 明 一般同步转速取 1000r/min 或 1500 r/min 的电动机。 初选方案: 初选 nd = 1440 r/min 即选择 Y112M-4 型电动机 2.5 2.5 电动机的主要参数 (1) 电动机的主要技术数据 电动机型号 Y112M-4 额定功率 最大转矩 kw 额定转矩 4 2.2 满载转速 r/min 1440





nd = 1440 r/min

(2)电动机的外形示意图

Y 型密封式三相异步电动机

(3)电动机的安装尺寸表 电机型号 Y132S

(单位:mm)

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型 号

H 112

A 190

设 计 计 算 尺 B C D E 140 70 28 80

及 F 8

说 G 24

明 寸 AD 190 AC 115 HD 265 L 400





2.6 总传动比的确定及各级传动比的分配
2.6.1 理论总传动比 i' n 1440 i= d = ≈ 22.62 n w 63.66 nd : 电动机满载转速 i = 22.62 2.6.2 各级传动比的分配 齿轮传动中,高低速级理论传动比的分配一般取 ih > il ,可使两极大 齿轮直径相近,浸油深度接近,有利于浸油润滑。同时还可以使传动装置外 廓尺寸紧凑,减小减速器的轮廓尺寸。但 i1 过大,有可能会使高速极大齿轮与 低速级轴发生干涉碰撞。所以必须合理分配传动比,一般取 i1 = (1.3 ~ 1.5) ? i 取 i1 = 1.4i 2 ,又∵ i1 ? i 2 = 22 .62 ∴ i1 = 5.6, i 2 = 4.0

各轴转速,转矩与输入功率 2.7 各轴转速,转矩与输入功率
2.7.1 各轴理论转速 设定:电动机轴为 0 轴, 高速轴为Ⅰ轴 中间轴为Ⅱ轴 低速轴为Ⅲ轴 卷筒轴为IV轴 (1)电动机 n d = 1440 r/min (2)Ⅰ轴
nⅠ = n d = 1440 r/mim (3)Π轴 n 1440 n2 = 1 = = 257.14 r/min i1 5.6 (4)Ⅲ轴 n 257.14 n3 = 2 = = 64.29 r/min i2 4.0 (5)IV轴 n4 = n3 = 64.29 r/min

i1 = 5.6 i 2 = 4.0

n d = 1440 r/min nⅠ = 1440 r / min
n 2 = 257 . 14 r/min

n3 = 64.29r/min

2.7.2 各轴的输入功率 (1)电动机

n4 = 64.29r/min

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设 计 计 算 及 说 明 Pd = 4 kw (2)Ⅰ轴 P = Pdη1 2 = 3.920 kw η Ⅰ (3)Π轴 P2 = P1 2η3 = 3.765 kw η (4)Ⅲ轴 P3 = P2η2η3 = 3.615 kw (5)IV轴 P4 = P3 4 5 = 3.471 kw ηη 2.7.3 各轴的理论转矩 (1)电动机 P 4 Td = 9550 d = 9550 × = 26.53 N ? m nd 1440 (2)Ⅰ轴 P 3.920 TΙ = 9550 1 = 9550× = 25.997N ? m n1 1440 (3)Π轴 P 3.765 TΙΙ = 9550 2 = 9550 × = 139.829 N ? m n2 257.14 (4)Ⅲ轴 P 3.615 TΙΙΙ = 9550 3 = 9550 × = 536.993 N ? m n3 64.29 (5)IV轴 P 3.471 TIV = 9550 4 = 9550 × = 515.602 N ? m n4 64.29 2.7.4 各轴运动和动力参数汇总表 理论转速 输入功率 轴号 (r/min) (kw) 电动轴 第I轴 第II轴 第III轴 第IV轴 1440 1440 257.14 64.29 64.29 4 3.920 3.765 3.615 3.471





Pd = 4 kw P = 3.920 Ⅰ
P2 = 3.765kw P3 = 3.615kw P4 = 3.471kw

Td = 26.53 N·m

TΙ = 825 .997 N·m
T2 = 139.829 N·m
T3 = 536.993

N·m
T4 = 515.602 N·m

输入转矩 (N·m) 26.53 25.997 139.829 536.993 515.602

传动比 1 5.6

4.0 1

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三、传动设计
3.1 高速级齿轮传动设计

3.1.1 原始数据 输入转矩—— TΙ =25.997 N·m 小齿轮转速—— n I =1440 r/min 齿数比——μ= i1 = 5.6 由电动机驱动单向运转、一班制工作、工作寿命为 1 年、工作机为带 式运输机、有轻震。 (设每年工作日为 300 天) 3.1.2 设计计算 一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数 1 该为斜齿圆柱齿轮; 2 因为运输机为一般工作机器,速度不高,故选用 7 级精度; 3 为简化齿轮加工工艺,选用闭式软齿面传动 小齿轮材料:40Cr(调质) ,硬度为 280HBS, σ B = 700 MPa, σ S = 500 MPa; 大齿轮材料为 45 钢(调质) ,硬度为 240HBS, σ B = 650 MPa, σ S = 360 MPa; 二者材料硬度差为 40HBS 4 初选小齿轮齿数 Z1 = 17 大齿轮齿数 Z2 = Z1 ? i1 = 17×5.6=95.2 取 95 5 初选螺旋角 β t = 14 ° 二 按齿面接触强度设计 计算公式:
2 K t T1 u + 1 ? Z E Z H ? ? ? mm d1t ≥ 3 ? φd ε α u ? [σ H ] ? ? ? 1. 确定公式内的各计算参数数值 初选载荷系数 K t = 1.6
2

(由[1]P218 式 10-21)

小齿轮传递的转矩 T1 = TΙ = 25 .997 × 10 3 N·mm 齿宽系数 φ d = 1 (由[1]P205 表 10-7) 1/2 材料的弹性影响系数 Z E = 189.8 Mpa (由[1]P201 表 10-6) 区域系数 Z H = 2.433 (由[1] P217 图 10-30) 端面重合度 ε α 1 = 0.73 , ε α 2 = 0.87 (由[1]P215 图 10-26)
∴ ε α = ε α 1 + ε α 2 = 1.60

应力循环次数
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设 计 计 算 及 说 明 N 1 = 60 n1 jL h = 60 × 1440 × 1 × (1 × 8 × 300 × 5)
= 1.0368 × 10 9





N 1 1.0368 × 10 9 = = 0.185 × 10 9 5 .6 i1 接触疲劳寿命系数 K HN 1 = 0.92 K HN 2 = 0.96 (由[1]P207 图 10-19) 接触疲劳许用应力 取安全系数 S H = 1 K ?σ 0.92 × 600 [σ ] H 1 = HN 1 H lim1 = = 552MPa S 1 K ?σ 0.87 × 550 [σ ] H 2 = HN 2 H lim 2 = = 528MPa S 1 [σ ] H 1 + [σ ] H 2 552 + 528 [σ ] H = = = 540 MPa < 1.23[σ ] H 2 = 649.44 MPa 2 2 ∴ 取 [σ H ] = 540 MPa [σ H ] = 540 Mpa N2 =

2. 计算 (1)试算小齿轮分度圆直径 d1t
d1t ≥ 3
=3

2 K t TΙ μ+ 1 Z H ? Z E 2 ? ?( ) φd εα μ [σ ] H

2 × 1.6 × 25.997 × 10 3 5.6 + 1 2.433 × 189.8 2 × ×( ) 1 × 1.6 5.6 540 =35.52mm (2)计算圆周速度 πd1t n π × 35.52 × 1440 v= = = 2.68m/s 60 × 1000 60 × 1000 (3)计算齿宽 b 及模数 mnt b = φ d ? d1t = 1 × 35.52 = 35.52 mm

d1t =35.52mm

v =2.68m/s

d1t ? cos β 35.52 × cos14° = = 2.03 Z1 17 h = 2.25m nt = 2.25 × 2.03 = 4.57 mm b/h=7.77 ε (4)计算纵向重合度 β ε β = 0.318φ d Z 1tan β t = 0.318 × 1 × 17 × tan14 ° = 1.348 mnt =

b =35.52 mm mnt = 2.03mm h=4.57mm b/h=7.77

(5) 计算载荷系数 K H = K A ? KV ? K Hα ? K Hβ ① 使用系数 K A <由[1]P193 表 10-2> 根据电动机驱动,工作有轻震得 K A = 1.25 ② 动载系数 KV

ε β = 1.348

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设 计 计 算 及 说 明 <由[1]P210 表 10-8> 根据 v=2.68m/s、 7 级精度 KV = 1.10 ③ 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 K Hβ <由[1]P196 表 10-4> 根据小齿轮相对支承为非对称布置、 7 级精度、 φ d =1.0, b = 35.52 mm,得 K Hβ =1.416 ④ 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数 K Fβ <由[1]P198 图 10-13> 根据 b/h=7.77, K Hβ = 1.416 得
K Fβ = 1.32





⑤ 齿向载荷分配系数 K Hα 、 K Fα <由[1]P195 表 10-3> 假设 K A ? Ft / b?100 N / mm ,根据 7 级精 度,软齿面传动,得 K Hα = K Fα = 1.4 ∴ K H = K A ? KV ? K Hα ? K Hβ =1.25×1.10×1.4×1.2416=2.726 (6) 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 d1
3

d 1 = d 1t

KH = 62× Kt

3

2.726 = 42 .42 mm 1.6

K H =2.726

三 按齿根弯曲强度设计 <由[1]P201 式(10-5)>
mn ≥ 3 2 KTΙ Yβ cos 2 β ? YFa ? YSa ?? ? [σ ] φ d Z 12 ε α F ? ? ? ? ? max

d1 =42.42mm

1

确定计算参数 (1)计算载荷系数 K
K = K A ? K V ? K Fα ? K Fβ = 1。 × 1.10 × 1.4 × 1.32 = 2.541 25

(2)螺旋角影响系数 Yβ <由[1]P217 图 10-28> 根据纵向重合系数 ε β = 1.348 ,得
Yβ = 0.88

K=2.541

(3)弯曲疲劳系数 KFN <由[1]P206 图 10-18> 得 K FN 1 = 0.93 K FN 2 = 0.95 (4)疲劳强度极限 接触疲劳强度极限 σ H lim 2 = 600 MPa 弯曲疲劳强度极限 σ FE1 = 500 Mpa 接触疲劳强度极限 σ H lim 2 = 550 MPa 弯曲疲劳强度极限 σ FE 2 = 380 Mpa (5)计算弯曲疲劳许用应力 [σ ] F 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4

(由[1]P209 图 10-21d) (由[1]P209 图 10-20c) (由[1] P209 图 10-21d) (由[1] P209 图 10-20c)

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设 计 计 算 及 说 明 <由[1]P205 式(10-12)>得 K ?σ 0.93 × 500 [σ ] F1 = FN1 FE1 = = 332.14MPa S 1.4 K ?σ 0.95 × 380 [σ ] F 2 = FN 2 FE 2 = = 257.86MPa S 1 .4 (6)计算当量齿数 ZV Z1 17 ZV 1 = = = 18.61 , 3 cos β cos3 14° Z2 95 ZV 2 = = = 103.99 , 3 cos β cos3 14° (7)查取齿型系数 YFα 应力校正系数 YSα <由[1]P201 表 10-5> 计算得 YFa 1 = 2.8734 YFa 2 = 2.1768 YSa1 = 1.5361 YSa 2 = 1.7932 Y ?Y (8)计算大小齿轮的 Fa Sa 并加以比较 [σ] F YFa1 ? YSa1 YFa 2 ? YSa 2 = 0.01329 = 0.01514 [σ ] F 1 [σ ] F 2 比较 YFa1 ? YSa1 YFa 2YSa 2 < [σ ]F 1 [σ ]F 2 所以大齿轮的数值大,故取 0.01514。 2 计算
mn ≥ 3 =3 2 KTΙ Yβ cos 2 β ? YFa ? YSa ?? ? [σ ] φ d Z 12ε α F ? ? ? ? ? max





2 × 2.541 × 25 .997 × 10 3 × 0.88 × cos 2 14 ° × 0.01514 1.0 × 17 2 × 1.60

=1.53mm
四 分析对比计算结果 对比计算结果,取 m n =2 已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接 触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的 d1=42.42mm 来计算应有的 Z 1 Z
d ? cos β 42.42 × cos14° Z1 = 1 = = 20.58 取 Z1 = 21 mn 2 Z 2 = uZ 1 = 4.6 × 21 = 117.6 取 Z 2 = 118
2

m n =2mm

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设 计 需满足 Z1 、 Z 2 互质












Z1 = 21 Z 2 = 118



五 几何尺寸计算 1 计算中心距阿 a ( Z + Z 2 )m n (21 + 118) × 2 a= 1 = = 143.26mm 2 cos β 2 cos 14° 将 a 圆整为 143mm 2 按圆整后的中心距修正螺旋角β ( Z + Z 2 )m n β = arccos 1 = 13 35'1" 2a 3 计算大小齿轮的分度圆直径 d1、d2 Zm 21 × 2 = 43.2 mm>42.42mm d1 = 1 n = cos β cos13 35'1" Z m 118 × 2 = 242.8 mm d2 = 2 n = cos β cos 13 35'1" 4 计算齿轮宽度 b b = φ d d 1 = 1.0 × 43 .2 = 43 .2 mm 因为后面键的强度校核关系:取 b=65mm; b2 = 65mm b1 = 70mm 六 验算
Ft = 2T1 2 × 25 .997 × 10 3 = = 1203 .6 N d1 43 .2

a=143mm

β= 13 35'1"

d1=43.2 d2=242.8mm

b=65mm b2 = 65mm
b1 = 70mm

K A Ft 1.25 × 1203.6 = = 23.1N / mm < 100N /mm 与初设相符 b 65 设计符合要求

3.2 低速级齿轮传动设计
3.2.1 原始数据 输入转矩—— TⅡ = 139 .829 × 10 3 N·mm 小齿轮转速—— nⅡ =257.14 r/min 齿数比——μ= i 2 = 4.0 由电动机驱动单向运转、一班制工作、工作寿命为 5 年,工作机为带式运输 机、有轻震。 (设每年工作日为 300 天) 3.2.2 设计计算 一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数

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设 计 计 算 及 说 明 1 该为斜齿圆柱齿轮; 2 因为运输机为一般工作机器,速度不高,故选用 7 级精度; 3 为简化齿轮加工工艺,选用闭式软齿面传动 小齿轮材料:40Cr(调质) ,硬度为 280HBS, σ B = 700 MPa, σ S = 500 MPa; 大齿轮材料为 45 钢(调质) ,硬度为 240HBS, σ B = 650 MPa, σ S = 360 MPa; 二者材料硬度差为 40HBS 4 初选小齿轮齿数 Z1 = 25 大齿轮齿数 Z2 = Z1 ? i1 = 25×4.0=100 5 初选螺旋角 β t = 14 ° 二 按齿面接触强度设计 计算公式:
2 K t TΠ u + 1 ? Z E Z H ? ? ? mm ? d 3t ≥ 3 φd ε α u ? [σ H ] ? ? ? 1. 确定公式内的各计算参数数值 初选载荷系数 K t = 1.6
2





(由 P218[1]式 10-21)

小齿轮传递的转矩 TΠ = 3.4 × 10 5 N·mm 齿宽系数 φ d = 1.0 (由[1]P205 表 10-7) 1/2 材料的弹性影响系数 Z E = 189.8 Mpa (由[1]P201 表 10-6) 区域系数 Z H = 2.433 (由[1]P217 图 10-30) ε α 3 = 0.77 , ε α 4 = 0.87 (由[1] P215 图 10-26) ε α = ε α 3 + ε α 4 = 1.64 应力循环次数 N 3 = 60 n 2 jL h = 60 × 257 .14 × 1 × (1 × 8 × 300 × 5)
= 1.85 × 10 8

N 3 1.85 × 10 8 = = 4.63 × 10 7 4. 0 ih 接触疲劳寿命系数 K HN 3 = 0.96 K HN 4 = 0.96 (由[1]P207 图 10-19) 接触疲劳强度极限 σ H lim 2 = 600 MPa (由[1]P209 图 10-21d) 接触疲劳强度极限 σ H lim 2 = 550 MPa (由[1] P209 图 10-21d) 取安全系数 S H = 1 N4 =

接触疲劳许用应力 K ?σ 0.96 × 600 = 576MPa [σ ] H 3 = HN 3 H lim 3 = S 1

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设 计 计 算 及 说 明 K ?σ 0.96 × 550 [σ ] H 4 = HN 4 H lim 4 = = 528MPa S 1 [σ ] H 3 + [σ ] H 4 576 + 528 [σ ] H = = = 552 MPa 2 2 2. 计算 (1)试算小齿轮分度圆直径 d1t
d 3t ≥ 3
3





[σ H ] = 552

MPa

2 K t TΠ μ+ 1 Z H ? Z E 2 ? ?( ) φd ε α μ [σ ] H

2 × 1.6 × 139.829 × 10 3 4.0 + 1 2.433 × 189.8 2 = × ×( ) 1.0 × 1.64 4.0 552 =62.03mm (2)计算圆周速度 πd 3t n v= = 0.835 m/s 60 × 1000 (3)计算齿宽 b 及模数 mnt b = φ d ? d 3t = 1.0 × 62.03 = 62.03 mm

d 3t =62.03mm

v =0.835m/s
b = 62.03 mm
mnt = 2.41mm

d 3t ? cos β = 2.41mm Z3 h = 2.25m nt = 2.25 × 2.41 = 5.417 mm b/h=62.03/5.417=11.45 mnt =

ε (4)计算纵向重合度 β ε β = 0.318φ d Z 3 tg β t = 1.98
(5) 计算载荷系数 K H = K A ? KV ? K Hα ? K Hβ ① 使用系数 K A <由[1]P193 表 10-2>根据电动机驱动,有轻震得 K A = 1.25 ② 动载系数 KV <由[1]P210 表 10-8> 根据 v=0. 835m/s 7 级精度 K V = 1.01 ③ 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 K Hβ <由[1]P196 表 10-4> 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7 级精度、 φ d =1.0 b = 62.03 mm,得 K Hβ =1.422 ④ 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数 K Fβ <由[1]P198 图 10-13> 根据 b/h=11.45 得
K Fβ = 1.35

h= 5.417 mm b/h=11.45

εβ

=1.98

⑤ 齿向载荷分配系数 K Hα 、 K Fα <由[1]P195 表 10-3> 假设 K A ? Ft / b?100 N / mm ,根据 7 级精 度,软齿面传动,得
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K Hα

设 计 计 = K Fα = 1.4













∴ K H = K A ? KV ? K Hα ? K Hβ =1.25×1.01×1.4×1.422=2.513 (6) 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 d 3 <由[1]P204 式(10-10a)> d 3 = d 3t 3 K H / K t = 62 .03 × 3 2.513 / 1.6 = 72.11mm 三 按齿根弯曲强度设计 <由[1]P201 式(10-5)>
mn ≥ 3 2 KTΠ Yβ cos 2 β ? YFa ? YSa ?? ? [σ ] φ d Z 32 ε α F ? ? ? ? ? max
d 3 =72.11mm

K H =2.513

1

确定计算参数 (1)计算载荷系数 K
K = K A ? K V ? K Fα ? K Fβ = 1.25 × 1.01 × 1.4 × 1.35 = 2.386

(2)螺旋角影响系数 Yβ <由[1]P217 图 10-28> 根据纵向重合系数 ε β = 1.98 ,得
Yβ = 0.88

K=2.386

(3)弯曲疲劳系数 KFN <由[1]P206 图 10-18> 得 K FN 3 = 0.95· K FN 4 = 0.97 (4)疲劳强度极限 接触疲劳强度极限 σ H lim 2 = 600 MPa (由[1]P209 图 10-21d) 弯曲疲劳强度极限 σ FE1 = 500 MPa (由[1]P209 图 10-20c) 接触疲劳强度极限 σ H lim 2 = 550 MPa (由[1] P209 图 10-21d) 弯曲疲劳强度极限 σ FE 2 = 380 MPa (由[1] P209 图 10-20c) (5)计算弯曲疲劳许用应力 [σ ] F 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 <由[1]P205 式(10-12)>得 K ?σ 0.95 × 500 [σ ] F 3 = FN 3 FE 3 = = 339.3MPa S 1.4 K ?σ 0.96 × 380 [σ ] F 4 = FN 4 FE 4 = = 263.3MPa S 1.4 (6)计算当量齿数 ZV Z3 25 ZV 3 = = = 27.37 , 3 cos β cos3 14° Z4 100 ZV 4 = = = 109.47 , 3 cos β cos3 14° (7)查取齿型系数 YFα 应力校正系数 YSα <由[1]P201 表 10-5> 得 YFa 3 = 2.56 YFa 4 = 2.17

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计 算 及 说 明 YSa 3 YSa 4 = 1.80 Y ?Y (8)计算大小齿轮的 Fa Sa 并加以比较 [σ] F YFa3 ? YSa 3 YFa 4 ? YSa 4 = 0.0121 = 0.0148 [σ ] F 3 [σ ] F 4 比较 YFa 3 ? YSa 3 YFa 4YSa 4 < [σ ] F 3 [σ ] F 4 所以大齿轮的数值大,故取 0.0148。 2 计算
mn ≥ 3
3

设 = 1.605







2 KTΠ Yβ cos 2 β ? YFa ? YSa ?? ? [σ ] φ d Z 32 ε α F ?

? ? ? ? max

2 × 2.386 × 139 .829 × 10 3 × 0.88 × cos 2 14 ° = × 0.0148 1.0 × 25 2 × 1.64 =1.998m

四 分析对比计算结果 对比计算结果,取 m n =2mm 已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足 接触疲劳强度, 需按接触疲劳强度算得的 d3=72.11mm 来计算应有的 Z 3 Z
Z3 = d 3 ? cos β 72.11 × cos14° = = 34.98 取 Z1 = 35 mn 2 Z 4 = uZ 3 = 4.0 × 35 = 140 要满足 Z 3 、 Z 4 互质 取 Z 2 = 141
4

m n =2mm

五 几何尺寸计算 1 计算中心距阿 a ( Z + Z 4 )m n (35 + 141) × 2 a= 3 = = 181.4mm 2 cos β 2 cos 14° 将 a 圆整为 181mm 2 按圆整后的中心距修正螺旋角β ( Z + Z 4 )mn β = arccos 3 = 13 29'55" 2a 3 计算大小齿轮的分度圆直径 d3、d4 Z m 35 × 2 d3 = 3 n = = 71.99mm cos β cos 13 29'55" Z m 181 × 2 d4 = 4 n = = 290.01mm cos β cos 13 29'55"

Z3 =

35

Z 4 = 141

a=181mm

β= 13 29 '55"

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设 计 计 算 及 4 计算齿轮宽度 b b = φ d d 3 = 1.0 × 71 .99 =71.99mm 圆整后 b=72mm b4 = 72mm b3 = 77mm 六 验算
Ft =









d 3 =101.870mm

d 4 =290.01mm

2TΠ 2 × 139 .829 × 10 3 = = 3884 .68 N d3 71 .99

K A Ft 1 × 3884.68 = = 67.44 N / mm < 100N/mm 与初设相符 b 72 设计符合要求

b4 = 72mm b3 = 77mm

3.3 3.3 齿轮参数汇总表
齿 轮 高 速 级 Z1 Z2 传 动 齿 轮 低 速 级 Z3 Z4 传 动 分度圆 直径 d (mm) 43.2 242.8 中心距 a 143 分度圆 直径 d (mm) 71.99 290.01 中心距 a 181 da (mm) 47.33 246.9 模数 mn 2 da (mm) 76.1 294.1 模数 mn 2 df (mm) 38.07 237.6 螺旋角 β
13 35'1"

齿数 21 118 传动比 i 5.6 齿数 35 141 传动比 i 4.0

精度等级 7 齿宽 b (mm) 65 精度等级 7 齿宽 b (mm) 72 ,

df (mm) 66.85 284.8 螺旋角 β
13 29 '55"

3.4 齿轮结构
参照[2]/P41 表 5-28,齿轮 1 采用齿轮轴式,齿轮 3 采用实心式, 齿轮 2、4 采用腹板式自由锻。

四. 轴及轮毂连接
4.1 低速轴的结构设计
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设 计 计 算 及 说 明 4.1.1 低速轴上的功率 PⅢ、转速 nⅢ、转矩 TⅢ PⅢ=3.615kw nⅢ=64.29r/min TⅢ= 536 .993 × 10 3 N·mm 4.1.2 估算轴的最小直径 低速轴选用材料:45 号钢,调质处理。 <由[1]P370 表 15-3> 取 A 0 =112
3





d min ' ≥ A0

PⅢ = 112× nⅢ

3

3.615 = 42.91mm 64.29

由于需要考虑轴上的键槽放大, ∴dmin ≥ d min ' (1 + 6%) =45mm 该段轴需与联轴器连接,要使该段直径与连轴器的孔径相同,需 同时选用连轴器,而本减速器属于中小型减速器,其输出轴与工作机 轴的轴线偏移不大,为了能够使传送平稳,所以必须使传送装置具有 缓冲,吸振的特性。 因此选用弹性柱销联轴器。 Tca = K A ? TⅢ <由[1]P351 式(14-1)> 得: <由[1]P351 表(14-1)> 得: 工作情况系数 K A =1.5 Tca = 1.5 × 536.993 = 805.49 N ? m <由[2]P143 表(17-2)> 得: 选用 HL4 型弹性柱销联轴器 HL4 型弹性柱销联轴器主要参数为: 公称转矩 Tn=1250 N·m 轴孔长度 L=112 mm 孔径 d1 =45 mm

联轴器外形示意图

联轴器外形及安装尺寸

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设 型号 公称 扭矩 N·m
1250

计 计 算 及 说 明 许用 轴孔 轴孔 转速 D 直径 长度 mm r/mi mm mm n
2800 45 112 195

结 转动 惯量 kg·m2
3.4



HL4

4.1.3 轴的结构设计(直径,长度来历)

(1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径 d 和长度 L a. 为了满足半联轴器的轴向定位要求 1-2 轴段右端要求制出轴 肩;故取 2-3 段的直径 d2-3=50mm;右端用轴端挡圈定位,按轴端 直径取挡圈直径 d1-2=45mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1= 84mm , 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,固取 1-2 断的长 度应比 L1 略短一些,现取 L1-2=82mm b. 初步选择滚动轴承。 考虑到同时承受径向力和轴向力,故选用 圆锥滚子轴承; 选 30311 号圆锥滚子轴承 又根据 d2-3=50mm 尺寸为 d × D × T = 55 mm × 120 mm × 31 .5mm d3-4=d7-8=55mm 故取 右端采用轴肩定位 取 d4-5=64mm c. 取安装齿轮处的轴段 6-7 的直径 d6-7=60mm 齿轮的右端与右轴 承之间采用套筒定位,已知齿轮的轮毂的宽度为 72mm,为了使 套筒能可靠的压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,固取 l6-7=68mm ,齿轮的左端采用轴肩定位轴肩高度取 (轴直径的 0.07~0.1 倍) 这里去轴肩高度 h=6mm.所以 d5-6=70mm.轴的宽度 b>=1.4h,取轴的 宽度为 L5-6=12mm. d. 轴承端盖的总宽度为 36mm(有减速器和轴承端盖的机构设计 而定) 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖外端面 与联轴器的,距离为 30mm。故取 L2-3=66mm e. 取齿轮与箱体的内壁的距离为 a=16mm, 考虑到箱体的制造误 差,在确定轴承的位置时,应与箱体的内壁,有一段距离 s,取
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设 计 计 算 及 说 明 s=8mm,且高速轴小齿轮端面与内壁距离为 10mm,又已知滚动轴 承的宽度 T=31.5mm ,小齿轮的轮毂长 L=50mm,内壁间距为 186 mm; 则 L3-4 = T=31.5mm L7-8 =62mm L4-5=88.5mm 至此已初步确定轴得长度 (2) 轴上零件得周向定位 齿轮,半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按 d1-2=45mm 由手册[2]查得平键的截面 b×h=14mm×9 mm 取 L=70mm 同理按 d6-7=60 mm. b×h=18×11 取 L=63mm 同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性,固选择齿轮轮毂 与轴得配合选 H7/n6。半联轴器与轴得配合选 H7/k6。滚动轴承与 轴得周向定位,是借过渡配合来保证的,此处选轴的尺寸公差为 m6。 由[2]P89(表 12-13) ,取轴端倒角和圆角半径 1.6 或 2.0。





4.2 中速轴结构设计

(1)选材及估算最小直径 选用 45 号钢,调质处理
3

d min ' ≥ A0

P2 = 112× n2

3

3.765 = 27.4mm 257.14

取:d min = 30mm

(2)确定各轴段直径 d1-2=30mm d2-3=35mm d3-4=47mm d4-5=38mm d5-6=30mm (3)确定各轴段长度 L1-2 =45.25mm L2-3 =61mm L3-4 =9.5mm L4-5 =73mm L5-6 =48.75mm (4)轴承和键的选择 Ⅰ-Ⅱ和Ⅴ-Ⅵ选用 30306 号圆锥滚子轴承 尺寸:D×d×T=30mm×72mm×20.75mm Ⅱ-Ⅲ选用 B 型键 b×h=10×8 L=56mm Ⅳ-Ⅴ选用 A 型键 b×h=10×8 L=63mm

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4.3 4.3 高速轴结构设计
(1)选材及估算最小直径 选用 45 号钢,调质处理
3

d min ' ≥ A0

P1 = 112× n1

3

3.920 = 15.64mm 1440

由于电动机轴直径 D=24mm,按电动机轴取最小轴直径 取:d min = 24mm

(2)确定各轴段直径 d1-2=35mm d2-3=45mm d3-4=35mm d4-5=43.2mm d5-6=35mm d6-7=45mm d7-8=35mm d8-9=30mm d9-10=24mm (3)确定各轴段长度 L1-2 =22.75mm L2-3 =12mm L3-4 =6mm L4-5 =70mm L5-6 =96mm L6-7 =12mm L7-8 =22.75mm L8-9 =66mm L9-10 =36mm (4)轴承、键和联轴器的选择 Ⅰ-Ⅱ和Ⅵ-Ⅶ选用 30307 号圆锥滚子轴承 尺寸:D×d×T=35mm×80mm×22.75mm Ⅸ-Ⅹ选用 A 型键 b×h=8×7 L=28mm
由于:Tca = 1.5 ? 25.997 = 39 N ? m

故:Ⅸ-Ⅹ选用 TL4 型弹性套柱销联轴器 公称转矩 Tn=63 N·m 轴孔长度 L=52 mm 孔径 d1 =24 mm

中间轴强度校核 4.4 中间轴强度校核
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设 计 计 算 及 说 明 4.4.1 作用在齿轮上的力 2 ? T∏ 2 × 139.829 × 10 3 Ft3 = = = 3884.68 N d3 71.99 Ft ? tana n 3884.68 × tan 20° Fr3 = = = 1454.2 N cos β cos13°29′55″ Fa 3 = Ft 3 ? tan β = 3884 .68 × tan13 °29 ′55 ″ = 932 .5 N
2 ? T∏ 2 × 139.829 × 10 3 = = 1151 .8 N d2 242.8 Ft ? tana n 1151.8 × tan 20° Fr2 = 2 = = 431.4 N cos β cos13°35′1″ Fa 2 = Ft 2 ? tan β = 1151 .8 × tan13 °35 ′1″ = 278 .3 N Ft 2 =





Ft 3 = 3884.68N Fr3 = 1454.2 N Fa 3 = 932 .5 N

Ft 2 = 1151.8 N Fr3 = 431.4 N Fa 2 = 278 .3 N

载荷分析图 4.4.2 计算轴上的载荷

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FNV 1

(1)垂直面 d d ? Fa 3 × 3 ? Fa 2 × 2 + Fr 2 × L1 ? Fr 3 × ( L1 + L 2) 2 2 = = ?1173.96 N L1 + L 2 + L3
Fa 3 × d3 d + Fa 2 × 2 + Fr 2 × ( L 2 + L3) ? Fr 3 × L3 2 2 = 151.16 N L1 + L 2 + L3

FNV 1 = ?1173.96 N

FNV 2 =

M V 3 = 80122 .6 N ? mm

FNV 2 = 151.16 N

M V 2 = 23998 N ? mm

M V 3 = 80122 .6 N ? (2)水平面 M V 2 = 23998 N ? mm ? Ft 2 × L 2 + L3) Ft 3 × L3 ? 1151 .5 × 80.5 + 68.25) 3884 .68 × 68.25 ? ( ? ( FNH 2 = = L1 + L 2 + L3 64.75 + 80.5 + 68.25 FNH 1 = ?2992 .2 N = ?2044 .3 N FNH 2 = ?2044 .3 N

F NH 1 = F t 3 + F t 2 ? F NH 2 = ? 2992 . 2 N M H 3 = 204214 .7 N ? mm M H 2 = 132368 .4 N ? mm

M H 3 = 204214 .7 N ? mm M H 2 = 132368 .4
N ? mm

(3)

总弯矩

2 2 M 2 = M V 2 + M H 2 = ( 23998) 2 + (132368 .4) 2 = 134526 .2 N ? mm 2 2 M 3 = M V 3 + M H 3 = (80122 .6) 2 + ( 204214 .7 ) 2 = 219370 .2 N ? mm

M 2 = 134526 .2 N ? mm M 3 = 219370 .2 N ? mm

4.4.3 按弯扭合成校核轴的强度 从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面 2、3 是轴的两个危险截面。对现 其进行校核。 由[1]P362 表(15-1) ,得: [σ ]?1 = 60MPa 3 3 WT 3 = 10.05 × 10 3 mm 3 由[2]P125 表 (14-26) 得:W3 = 4.67 × 10 mm ,
W 2 = 3.57 × 10 3 mm 3 WT 2 = 7.78 × 10 3 mm 3

由[1]P374 式(15-5) σ ca = ( 取 α = 0.6 ,轴的计算应力为: σ ca 3 = 49.8MPa < [σ ]?1 = 60 MPa σ ca 2 = 43.4 MPa < [σ ]?1 = 60 MPa 符合要求。

M 2 αT ) + 4 × ( )2 W WT

该轴强度合格

4.5 4.5 键联接强度校核
4.5.1 中间轴齿轮 2 的键联接的强度校核 (1) 键的工作长度 l 及键与轮毂键槽的接触高度 k
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设 计 计 算 及 说 明 l = L = 56mm k = 0.5h = 4mm (2) 强度校核 此处,键、轴和轮毂的材料都是钢, <由[1]P106 表(6-2)>,取[P]=40MPa T ∏ = 139 .829 N.m 2T × 10 3 2 × 139 .829 × 10 3 σp = ∏ = = 35 .67 MPa < [P]=40MPa kld 4 × 56 × 35 该键安全合格 4.5.2 中间轴齿轮 3 的键联接的强度校核 (1) 键的工作长度 l 及键与轮毂键槽的接触高度 k l = L–b =53 mm k = 0.5h =4 mm (2) 强度校核 此处,键、轴和轮毂的材料都是钢, <由[1]P106 表(6-2)>,取[P]=40MPa T = 139.829 N.m 2T × 10 3 2 × 139 .829 × 10 5 σp = ∏ = = 37 .69 MPa < [P] kld 4 × 53 × 35 该键安全合格





轴承计算校核 五. 轴承计算校核
减速器各轴所用轴承代号汇总 5.1 减速器各轴所用轴承代号汇总
普通齿轮减速器,其轴的支承跨距较小,较常采用两端固定支承。轴 承内圈在轴上用轴肩或套筒作轴向定位,轴承外圈用轴承盖作轴向固定。
项目 高速轴 中间轴 低速轴 轴承型号 d 30307 30306 30311 35 30 55 外形尺寸(mm) 外形尺寸(mm) D 80 72 120 B 21 19 29 计算系数 e 44 0.31 0.35 Y 71 1.9 1.7 基本额定 负载(kN) 负载(kN)

键安全合格

Cr
75.2 59.0 152

中间轴轴承寿命计算 5.2 中间轴轴承寿命计算
5.2.1 预期寿命 从减速器的使用寿命期限考虑,一班制,轴承使用期限为 5 年(年工 作为 300 天)。 预期寿命 L' h =1×8×300×5=12000 h 5.2.2 寿命验算
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计 计 算 及 说 明 载荷分析图(俯视)





(1) 轴承所受的径向载荷 Fr 和轴向载荷 Fa FNV 1 = ?1173.96 N FNV 2 = 151.16 N

FNH 1 = ?2992 .2 N FNH 2 = ?2044 .3 N Fr 2 = 2049 .9 N ∴ Fr1 = 3214 .3 N (2) 当量动载荷 P1 和 P2 中间轴轴承选用 30306,由[1]p321 表(13-6)得
10 , f t = 1 (常温) 3 由[2]p128 表(15-1)得到 Cr = 59.0 KN , C 0 r = 63.0 KN

f p = 1 .1

已知 ε =

Fae = Fa 3 ? Fa 2 = 854.2 N

由[1]p323 式(13-7) Fd =

Fr 得: 2Y

Fr1 3214 .3 = = 845 .9 N 2Y 2 × 1. 9 F 2049 .9 Fd2 = r 2 = = 539 .4 N 2Y 2 × 1. 9 由Fd1 = 845 .9 N ≤ Fae + Fd2 = 1393 .6 N Fd1 =


Fa1 = Fae + Fd 2 = 1393.6 N

Fa2 = Fd 2 = 539.4 N

Fa1 1393.6 F 539.4 = = 0.434 > e = 0.31 a 2 = = 0.26 < e = 0.31 又 Fr1 3214.3 , Fr 2 2049.9

由[1]p321 表(13-5)得到 X 1 = 0.4 Y1 = 1.9 X2 =1 Y2 = 0 P1 = f p ( X 1 Fr1 + Y1 Fa1 ) = 1.1(0.4 × 3214.3 + 1.9 × 1393.6) = 4327 N
P2 = f p ( X 2 Fr 2 + Y2 Fa 2 ) = 1.1(1 × 2049.9 + 0) = 2255 N

(3)验算轴承寿命 因为 P2 > P1 ,所以按轴承 2 的受力大小验算 Pmax = P1 = 4327 N 取

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L=

10 60 × n Ι ∏

6

设 计 计 算 及 说 明 10 f t Cr ε 10 6 1 × 59.0 × 10 3 3 ×( ) = ×( ) = 3.93 × 10 5 h > L' h Pmax 60 × 257 .14 4327





L > L' h ,所以所选轴承可满足寿命要求。

低速轴轴承寿命计算 5.3 低速轴轴承寿命计算
5.3.1 预期寿命 5.3.2 寿命验算
L' h =1×8×300×5=12000 h

轴承满足寿命要 求

载荷分析图(俯视) (1) 轴承所受的径向载荷 Fr 和轴向载荷 Fa FNV 1 = 1086.8 N FNV 2 = 367.4 N

FNH 1 = ?2903 .1N

FNH 2 = ?981 .5 N

Fr 2 = 1048 N ∴ Fr1 = 3099 .8 N (2) 当量动载荷 P1 和 P2 低速轴轴承选用 30311,由[1]p321 表(13-6)得
10 , f t = 1 (常温) 3 由[2]p128 表(15-1)得到 Cr = 152 KN , C 0 r = 188KN

f p = 1 .1

已知 ε =

Fae = Fa 3 = 932.5 N

由[1]p323 式(13-7) Fd =

Fr 得: 2Y

Fr1 3099 .8 = = 911 .7 N 2Y 2 × 1. 7 F 1048 Fd2 = r 2 = = 308 .2 N 2Y 2 × 1.7 由Fd1 = 911 .7 N ≤ Fae + Fd2 = 1240 .7 N Fd1 =


Fa1 = Fae + Fd 2 = 1240.7 N

Fa2 = Fd 2 = 308.2 N

Fa1 1240.7 F 308.2 = = 0.4 > e = 0.31 a 2 = = 0.29 < e = 0.31 又 Fr1 3099.8 , Fr 2 1048

由[1]p321 表(13-5)得到 X 1 = 0.4 Y1 = 1.7 X2 =1 Y2 = 0 P1 = f p ( X 1 Fr1 + Y1 Fa1 ) = 1.1(0.4 × 3099.8 + 1.7 × 1240.7) = 3684 N
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设 计 计 算 及 说 明 P2 = f p ( X 2 Fr 2 + Y2 Fa 2 ) = 1.1(1 × 1048 + 0) = 1152.8 N (3)验算轴承寿命 因为 P2 > P1 ,所以按轴承 2 的受力大小验算 取 Pmax = P1 = 3684 N
L= f Cr 10 6 10 6 1 × 152 × 10 3 3 × ( t )ε = ×( ) = 1.9 × 10 7 h > L' h 60 × n3 Pmax 60 × 62 .29 3684
10





L > L' h ,所以所选轴承可满足寿命要求。

高速轴轴承寿命计算 5.4 高速轴轴承寿命计算
5.4.1 预期寿命 5.4.2 寿命验算
L' h =1×8×300×5=12000 h

载荷分析图(俯视) (1) 轴承所受的径向载荷 Fr 和轴向载荷 Fa FNV 1 = 130.8 N FNV 2 = 300.6 N

FNH 1 = 349 .3 N FNH 2 = 802 .5 N Fr 2 = 857 N ∴ Fr1 = 373 N (2) 当量动载荷 P1 和 P2 低速轴轴承选用 30307,由[1]p321 表(13-6)得
10 , f t = 1 (常温) 3 由[2]p128 表(15-1)得到 Cr = 75.2 KN , C0 r = 82.5KN

f p = 1 .1

已知 ε =

Fae = Fa 2 = 278.3 N

由[1]p323 式(13-7) Fd =

Fr 得: 2Y

Fr1 373 = = 98 .2 N 2Y 2 × 1.9 F 857 Fd2 = r 2 = = 225 .5 N 2Y 2 × 1 .9 由Fd1 = 98 .2 N ≤ Fae + Fd2 = 503 .8 N Fd1 =
Fa1 = Fae + Fd 2 = 503.8 N Fa2 = Fd 2 = 225.5 N Fa1 503.8 F 225.5 = = 1.3 > e = 0.31 a 2 = = 0.26 < e = 0.31 又 Fr1 , Fr 2 373 857


由[1]p321 表(13-5)得到 X 1 = 0.4 Y1 = 1.9
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设 计 计 算 及 说 明 X2 =1 Y2 = 0 P1 = f p ( X 1 Fr1 + Y1 Fa1 ) = 1.1(0.4 × 373 + 1.9 × 503.8) = 1217 N
P2 = f p ( X 2 Fr 2 + Y2 Fa 2 ) = 1.1(1 × 857 + 0) = 942.7 N





(3)验算轴承寿命 因为 P2 > P1 ,所以按轴承 2 的受力大小验算 取 Pmax = P1 = 1217 N
L= f Cr 10 6 10 6 1 × 75 .2 × 10 3 3 × ( t )ε = ×( ) = 2.9 × 10 6 h > L' h 60 × n1 Pmax 60 × 1440 1217
10

L > L' h ,所以所选轴承可满足寿命要求。

六. 减速器的润滑与密封
6.1 齿轮传动的润滑
各级齿轮的圆周速度均小于 12m/s,所以采用浸油润滑。另外,传动 件浸入油中的深度要求适当,既要避免搅油损失太大,又要充分的润滑。 油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮直径相差较多,故再加一带 齿轮采用 油轮润滑。 浸油润滑

6.2 润滑油牌号及油量计算
6.2.1 润滑油牌号选择 由[2]P138 表(16-1) ,得:选用 L-AN46 润滑油 6.2.2 油量计算 1)油量计算 以每传递 1KW 功率所需油量为 350--700 cm3 , 各级减速器需油量按 级数成比例。该设计为双级减速器,每传递 1KW 功率所需油量为 700--1400 cm3 ,此需 3.12kw,故至少需 2.184 ×10 6 mm3 实际储油量: 由高速级大齿轮浸油深度约 0.7 个齿高, 但不小于 10mm; 1 1 低速大齿轮浸油深度在 ( ? ? ) 齿轮半径;大齿轮齿顶距箱底距离大 6 3 于 30—50mm 的要求得: (设计值为 50) 最低油深: 50mm 最高油深: 63.45mm 最低油深:50mm 箱体内壁总长:L=575mm 箱体内壁总宽:b=186mm 最 高 油 深 : 6 3 Vmin = 50 × 575 × 186 = 5.3475 × 10 mm 63.45mm 可见箱体有足够的储油量.

轴承的润滑与密封 6.3 轴承的润滑与密封
由于高速级齿轮的圆周速度大于 2m/s,所以轴承采用油润滑。

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设 计 计 算 及 说 明 结 果 轴承密封:在减速器的输入轴和输出轴的外伸段,为防止灰尘水份从 轴承采用油润滑 外伸段与端盖间隙进入箱体,所有选用毡圈密封。 密封件是毡圈密 封圈 七. 减速器箱体及其附件 密封方式是接触 式密封

7.1 箱体结构形式及材料
本减速器采用剖分式箱体,分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接 起来,组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。 此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度, 并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。 箱体底座要有一定宽度和厚度,以保证安装稳定性和刚度。 减速器箱体用 HT200 铸造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能, 成本低。铸造箱体多用于批量生产。

箱体主要结构尺寸表(单位:mm) 7.2 箱体主要结构尺寸表
名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱体凸缘厚度 加强肋厚 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 箱盖、箱座联接螺栓直径 轴承盖螺钉直径和数目 数值(mm) 数值(mm) δ=9.525 δ1=8.1 b=14.3 b1=12.2 b2=23.8 m=8 m1=6.9 M20 n=4 M16 M12 高速轴 选用M20 中间轴 选用M10 低速轴 选用M10 轴承盖(轴承座端面)外径 观察孔盖螺钉直径 df、d2、d3至箱外壁距离 df、d2、d3至凸缘边缘的距 df d1 d2 df C 1= C 2= 高速轴 中间轴 低速轴 125 117 165 M8 26 22 18 24

n=4 n=4 n=4

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设 离





算 d1 d2





明 20 16





轴承旁凸台高度和半径 外壁至轴承端面的距离

h由结构确定,R= C1 l1=δ+C2+C1+(5~10)=51.525

主要附件作用及形式 7.3 主要附件作用及形式
1 通气器 齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀,为保证箱体内外所受压力平 衡,减小箱体所受负荷,设通气器及时将箱内高压气体排出。 由<[2]P48 表 6-18>选用通气器尺寸 M16×1.5 2 窥视孔和视孔盖 为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油,在箱体顶部设有窥视孔。 为了防止润滑油飞出及密封作用,在窥视孔上加设视孔盖。 由<[2]P80 表 9-18> 取 A=150mm

3 油标尺油塞 为方便的检查油面高度,保证传动件的润滑,将油面指示器设在低速 级齿轮处油面较稳定的部位。 由<[2]P49 表 6-20> 选用油标尺尺寸 M12 4 油塞 为了排出油污,在减速器箱座最低部设置放油孔, 并用油塞和封油垫将其住。 由<[2]P51 表 6-25> 选用油塞尺寸 M14×1.5 5 定位销 保证拆装箱盖时, 箱盖箱座安装配合准确, 且保持轴承孔的制造精度, 在箱盖与箱座的联接凸缘上配两个定位销。 由<[2]P50 >取得 d=0.75×d2=9mm 6 启盖螺钉 在箱体剖分面上涂有水玻璃,用于密封,为便于拆卸箱盖,在箱盖凸 缘上设有启盖螺钉一个,拧动起盖螺钉,就能顶开箱盖。结构参见减速器 总装图,尺寸取 M12×1.5 7 起吊装置 减速器箱体沉重,采用起重装置起吊,在箱盖上装有吊环。 为搬运整个减速器,在箱座两端凸缘处铸有吊钩 尺寸见<[2]P110 表 14-10>
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八 个人小结
转眼 20 多天的课程设计临近尾声,通过这次设计实践,我对机械设计 有了更全面、更深入地了解与认识。本次课程设计填补了以往课堂上,我 们只是很公式化的解题,对于实际的工程设计计算没有具体的概念。 查表、计算、绘图这些一开始对于还不是很熟练的我们来说真不是很 容易,进度慢,返工特别多。但是通过孙老师不辞辛劳从旁指导,解答我 的各种疑惑,指出我设计上的各种缺陷,指引我的设计思路,使我在设计 过程中获益匪浅,在此表示衷心的感谢。 虽然三个星期的时间并不算长,但却使得我获得了很多课堂上学不到 的知识,基本掌握了查找工程用工具书进行机械设计的基本步骤与技能, 翻书查表,定尺寸取公差,直至最后的绘图,将设计付诸于图纸这一系列 的过程和经验,对我今后的学习和工作无疑是十分珍贵的。些许错误和误 差对我这种刚刚开始设计的人是难免的,虽然我已经全部弄清楚设计原理 和参考文献,但始终还会有错误和不足,希望老师体谅。

附: 资料索引
[1]. 【机械设计】 濮良贵, 纪名刚主编 高等教育出版社 2006 年第 8 版 [2]. 【机械设计机械设计】 陆玉主编 机械工业出版设 2008 年 6 月第 4 版

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