机械设计课程设计说明书

机械设计课程设计

计算说明书

设计题目：三轴线双级斜齿圆柱齿轮减速器院 系： 机械与能源工程学院 专 业： 机械设计制造机器自动化 班级： 机械电子 学号：******* 设计人： 杨宇奥 指导老师： *** 完成日期： 2015年7月24日

同济大学

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目录

第一章 机械设计课程设计任务书 ................................. 3 第二章 传动方案的拟定及说明 ................................... 5 第三章 电动机的选择 ........................................... 6 第四章 计算传动装置的运动和动力装置 ........................... 7 第五章 传动件的设计计算 ....................................... 9 第六章 轴的设计计算与校核 .................................... 23 第七章 滚动轴承校核计算 ...................................... 40 第八章 滚动轴承校核计算 ...................................... 47 第九章 联轴器的选择 .......................................... 48 第十章 减速器箱体设计 ........................................ 48 第十一章 减速箱附件的设计与选择 .............................. 51 第十二章 润滑与密封 .......................................... 52 维护保养要求 ................................................. 53 设计小结 ..................................................... 53 参考文献 ..................................................... 53

第一章 设计任务书

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题目4.设计一用于带式运输机传动装置中的三轴线双级斜齿圆柱齿轮减速器。 1.总体布置简图：

2.工作情况

载荷平稳，单向旋转。

3.原始数据： 鼓轮扭矩T 鼓轮直径 运输带速度带速允许偏差使用年工作制度 （N•m） （mm） （m/s） （%） 限 （班/日） （年） 810 360 0.85 5 10 2

4.设计内容：

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1、电动机的选择与运动参数计算； 2、斜齿轮传动的设计计算； 3、轴的设计；

4、滚动轴承的选择；

5、键和联轴器的选择与校核； 6、装配图、零件图的绘制； 7、设计计算说明书的编写。

5.设计任务：

1、减速器总装配图1张（1号图纸） 2、齿轮，轴零件图各1张（3号图纸） 3、设计计算说明书一份（20至30页）

6.设计进度：

1.发题日期：2015年7月11日 2.第一阶段：7.11-1.12

传动装置的总体设计计算，传动零件的设计计算 3.第二阶段：7.13-7.17

轴，轴承，联轴器等的设计计算和选择;轴系装配草图 4.第三阶段：7.18-7.26

箱体设计，总装配图设计，零件图设计和编写说明书 5.答辩：7.28

班级 同济大学 机械原理及零件教研室 展开式圆柱齿轮减速器设计任务书 姓名 指导 教师 设计计算及说明 计算结果 4

第二章 传动方案的拟定及说明

1 传动方案 采用展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器。 2.传动的布置说明 1.原动机为类型为Y系列三相交流异步电动机，具有国际互换性的特点，B级 绝缘，可全压或降压启动。 2.传动装置为三轴线双级斜齿圆柱齿轮减速器。总传动比比较大，结构简单， 应用广泛。闭式齿轮传动，能适应在繁重和恶劣条件下的长期工作，且使用维 护方便。该种减速器齿轮相对于轴承不对称布置，要求轴具有较大的刚度。 3.工作机为带式运输机。 3.齿轮旋向的确定 高速级小齿轮左旋，大齿轮右旋；低速级小齿轮右旋，大齿轮左旋。中速轴采 用相同旋向可以平衡两个齿轮所受的轴向力。 第三章 电动机选择 1.电动机类型和结构形式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的Ｙ系列三相异步电动机。它为卧 5

式封闭结构。 2.选择电动机容量 鼓轮扭矩T=810 N·m 运输带速度V=0.85m/s 鼓轮直径D=360mm 2.1工作机所需功率 由【2】P10公式2-3可知鼓轮轴转速 nw601000w6010000.8545.094(r/min)D360 由【2】P10公式2-1可知工作机主动轴所需功率 PwTwnw81045.0944.026kW9550w95500.95 2.2 电动机的输出功率 由【2】P10公式2-5可知电动机至工作机主动轴之间的总效率24212...n齿轮轴承联轴器 可得电动机输出功率设减速器使用闭式圆柱齿轮传动，滚动轴承，弹性联轴器，参考【2】表2-4取齿轮0.97，轴承0.99，联轴器0.99PdPw4.0264.5kW 0.9720.9940.9922.3 电动机的额定功率 由【2】P11公式2-6得电动机额定功率 Ped1.2Pd5.4kW 3.选择电动机的转速 由【2】P11表2-1以及公式2-7 nd'i'nw 可得电动机转速可选范围为（405.846-1623.384）r/min Pw=4.026kW Pd=4.5kW Ped=5.4kW 6

4.确定电动机的型号 参考【2】P216表20-1选取Y132M2-6型电动机 额定功率/kW 5.5 同步转速(r/min) 1000 满载转速(r/min) 960 最大额定功率 5.5 最大额定转矩 2.2 质量/kg 84 参考【2】 P12式2-8,i实n入96021.2 n出45.094取i齿1 =1.3i齿轮2得i齿1=5.260（r/min) i齿2=4.047(r/min) 第四章 计算传动装置的运动和动力装置 1.传动装置的总传动比和各级传动比分配 n入96021.2 n出45.094参考【2】 P12式2-8,i实取i齿1 =1.3i齿轮2得i齿1=5.260 i齿2=4.047 2.计算传动装置的运动和动力参数 2.1 各轴转速 设轴1为高速轴，轴2为中速轴，轴3为低速轴 选Y132M2-6型电动机 i齿1=5.260 i齿2=4.047 7

n1nm960r/min 故n轴2n1960182.495(r/min) i15.260n轴3 nm96045.094(r/min)i1i25.2604.047 2.2 各轴的输入输出功率 P轴1P0联轴器5.50.995.445kW;P轴1'P0联轴器轴承5.50.990.995.391kW P轴2P1轴承齿轮5.4450.970.995.229kW;P轴2'P轴承齿轮5.3910.970.995.177kW1'P轴3P2轴承齿轮5.2290.970.995.021kW;P轴3'P2'轴承齿轮5.1770.970.994.971kW 2.3 各轴输入输出转矩 故T09550P05.59550.714Nm no960T19550T1'9550T29550T2'9550T39550T3'9550P5.44519550.166Nm;n1960P5.3911'955053.629Nmn1960 P25.2299550273.635Nm;n2182.495P2'5.1779550270.913Nmn2182.495 P35.02195501063.347Nm;n345.094P3'4.97195501052.756Nmn345.094 计算结果汇总 8

项目 转速(r/min) 输入功率/kW 输出功率/kW 输入转矩/(N·m) 输出转矩/(N·m) 传动比 效率 电动机轴 960 \\ 5.5 \\ .714 1 0.99 1轴 960 5.445 5.391 .166 53.629 5.260 0.96 2轴 182.495 5.229 5.177 273.635 270.913 3轴 45.094 5.021 4.971 1063.347 1052.756 4.047 0.96 第五章 传动件的设计计算 1.齿轮传动设计（高速级） 1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）选用斜齿圆柱齿轮 （2）带式运输机为一般工作机器，中等速度，参考【1】表10-6故选7级精度 （3）由于是高速级，转矩较小，选用软齿面。由【1】表10-1选取小齿轮材料为40Cr(调质)，齿面硬度260HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，齿面硬度230HBS。 二者硬度差约为30HBS左右。 （4）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=i1z1=5.260×24=126.24，取z2=127 （5）初选取螺旋角14 （6）压力角20 1.2按齿面接触强度设计 参考【1】式10-24试算，即 d1t32KhtT1u1ZHZEZZ2() du[H] z124 z2127 ①确定公式内各计算数值 (1)试选载荷系数KHt14 1.4 20 (2)参考【1】 P20图10-20查取区域系数ZH=2.433 (3)参考【1】 P203由图10-20选取区域系数ZH2.433 (4)由【1】式(10-23)可得螺旋角系数Zcoscos140.985 (6)由【1】式(10-21)计算接触疲劳强度用重合系数ZƐ。

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tarctan(tann/cos)arctan(tan20/cos14)20.562 at1arccos[z1cost/(z12hancos)]arccos[24cos20.562/(2421cos14)]29.974at2arccos[z2cost/(z22hancos)] arccos[127cos20.562/(12721cos14)]22.750 [z1(tanat1tant')z2(tanat2tant')]/2[24(tan29.974tan20.562)127(tan22.750tan20.562)]/2 1.6dz1tan/124tan14/1.905Z441.61.905(1)(11.905)0.663331.6 (7)参考【1】 P201表10-5查得材料弹性影响系数ZE=1.8MPa1/2 (8)参考【1】 P209图10-25d查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1580MPa； 大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim20MPa 由式10-15计算应力循环次数： N160n1jLh609601(1030016)2.765109hN12.765109N25.501108hi15.026 参考【1】 P208图10-23查得接触疲劳寿命系数 KHN10.91,KHN21.03 计算接触疲劳许用应力： 效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-14)得 H1KHN1Hlim10.91580MPa527.8MPaS1H2KHN2Hlim21.030MPa556.2MPaS1 计算许用接触应力 HH1527.8MPa②计算 (1)试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得 10

d1t321.45.3629105.26012.4331.80.6630.985mm15.260527.8 4239.285mm(2)计算圆周速度 d1tn139.285960vms1.975ms 601000601000(3)计算齿宽b bdd1t139.285mm39.285mm (4)计算载荷系数K 参考【1】 P193表10-2查得使用系数KA1 ； 根据v1.975ms，7级精度，由参考【1】 P194图10-8得动载系数KV=1.10； d1,b39.285，非对称布置， KAFt169.499N/mm100N/mm由表10-3得 bKHα=1.4 由【1】表10-4插值法得 KHβ=1.417 则载荷系数： KHKAKVKHKH11.101.41.4172.182 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得 d1d1t3KH2.18239.2853mm45.8mm KHt1.4(5)计算模数mn d1cos45.8cos14mnmm1.842mm z1241.3按齿根弯曲强度设计 由【1】 P216式(10-17) mnt32KFtT1YYcos2dz12(YFaYSa) [F]①确定计算参数 (1)试选载荷系数 (2)KFt=1.4 d145.8mm mn1.842mm 11

(2)由【1】 P217式10-18计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y

barctan(tancost)arctan(tan14cos20.562)13.140v/cos2b1.6/cos213.1401.755Y0.250.75/v0.250.75/1.7550.677 (3)由【1】 P217式10-19计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y 14Y111.9050.778 120120(4)计算当量齿数系数 z12426.272cos3cos314z2127zv2139.025cos3cos314 zv1(5)查取齿形系数 由【1】P200图10-17查得(6)查取应力修正系数 由【1】P201图10-18查得YSa11.6,YSa21.81YFa12.62,YFa22.17 (7)计算弯曲疲劳许用应力 由【1】P209图10-24c查得弯曲疲劳强度极限 Flim1490MPa,Flim2370MPa 由【1】P208图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 KFN10.86,KFN20.92 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由【1】P207式(10-14)得 F1KFN1FE10.86490301MPaF2S1.4 KFN2FE20.92370240.5MPaS1.4YFaYSa [F](8)计算并比较大、小齿轮的YFa1YSa1F12.621.60.01393012.171.810.0163240.5YFa2YSa2 F2大齿轮的数值大,所以 YFaYSaFYFa2YSa2F20.0163 12

②设计计算 4221.45.3629100.6770.778cos14 mnt30.0163mm2124 1.276mm (1)计算圆周速度 d1mntz1/cos1.27624/cos1431.5mm d1n131.5960 vms1.586ms 601000601000 (2)计算齿宽b bdd1t131.5mm31.5mm (3)齿高h及宽高比b/h **h(2hancn)mnt(210.25)1.2762.871 b/h31.5/2.87110.990 (4)计算实际载荷系数KF 参考【1】 P193表10-2查得使用系数KA1 ； 根据v1.460ms，7级精度，由参考【1】 P194图10-8取动载系数Kv1.05； Ft12T1/d124.458104/29.0393399.412N KAFt1/b13399.412/31.5107.726N/mm100N/mm 参考【1】 P195表10-3得齿间载荷分配系数 KF1.2； 参考【1】 P196表10-4查得KH1.415； 结合b/h=10.990查【1】 P197图10-3得KF1.35； 则载荷系数： KFKAKVKFKF11.051.21.351.701 (5)按实际的载荷系数校正所算得的齿轮模数 KF1.701mnmnt31.2763mm1.362mm KFt1.4 对比计算结果，以齿根弯曲强度所算得的模数1.362取mn=1.5mm,但为了同 时满足接触疲劳强度，按接触疲劳强度算得的d143.093mm来计算应有的齿 数。 13

dcos45.8cos14z1129.463 mn1.5取z130，则z2i1z1157.8 故取z2=159 1.4几何尺寸计算 ①计算中心距 aZ1Z2mn2cos301591.5mm146.0mm 2cos14 mn1.5mm 考虑模数从1.362扩大至1.5，故将中心距圆整为145mm ②按圆整后的中心距修正螺旋角 z130 arccosZ1Z2mn2a(30159)1.5arccos129'15\" 2145z2=159 a145mm ③计算大、小齿轮的分度圆直径 Z1mn301.5mm46.032mmcoscos129'15\" Zm1591.5d22nmm243.968mmcoscos129'15\"d1④计算齿轮宽度 bdd1146.032mm46.032mm 129'15\" 圆整后取B152mm,B247mm 1.5圆整中心距后的强度校核 齿面接触疲劳强度校核 （1）查取计算得 KFKAKVKFKF11.11.41.4182.184 ZH2.44,Z0.628,ZE1.8,Z0.9 d146.032mmd2243.698mm （2）校核 B152mmB247mm H2KHT1u1ZHZEZZ3udd122.1845.36291045.26012.440.6281.80.9 3146.0325.260527.8Mpa[H]所以，齿面接触疲劳强度满足要求

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齿根弯曲疲劳强度校核 （1）查取计算得 KFKAKVKFKF11.11.41.352.079 YFa12.,YFa22.13 YSa11.63,YSa21.82 Y0.670,Y0.792 （2）校核 2KFT1YFa1Ysa1YYcos2 F132dmnz1 22.0795.36291042.1.630.6700.792cos129'15'' 11.53302 1.134Mpa[F]1 22KFT1YFa2Ysa2YYcos F232dmnz1 22.0795.36291042.131.820.7920.670cos129'15'' 11.531592 144.320Mpa[F]2 所以，齿根弯曲疲劳强度满足要求。 故齿数Z1=30，Z2=159，模数mn=1.5，螺旋角β=12°9’15’’，中心距a=145mm，齿宽b1=52mm,b2=47mm,小齿轮选用40Cr(调质)，大齿轮选用45钢(调质)，齿轮按7级精度设 计。 2齿轮传动设计（低速级） 已知条件： 输入功率P=5.177kW 小齿轮转速n=182.495r/min 传动比i=4.047 2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （2）选用斜齿圆柱齿轮 （2）运输机为一般工作机器，中等速度，由【1】P206表10-6故选7级精度 （3）由于是高速级，转矩较小，选用软齿面.选择小齿轮材料为45钢（调质）， 硬度为240HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为210HBS，二者硬度差约 为30HBS左右。 （4）初选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数 z2=24*4.047=97.128,取z2=99 （5）初选取螺旋角14

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（6）压力角20 按齿面接触疲劳强度设计 2KhtT1u1ZHZEZZ2d1t() du[H]3 试选载荷系数Kht=1.4 由【1】表10-7取Φd=1 由【1】图10-20查取区域系数ZH=2.433 由【1】式(10-21)计算接触疲劳强度用重合系数ZƐ。 z1=24 z2=99 14 tarctan(tann/cos)arctan(tan20/cos14)20.562 at1arccos[z1cost/(z12hancos)]20 16

arccos[24cos20.562/(2421cos14)]29.974at2arccos[z2cost/(z22hancos)] arccos[99cos20.562/(9921cos14)]23.322 由【1】式(10-23)可得螺旋角系数Zcoscos140.985 由【1】表10-5查得材料弹性影响系数ZE=1.8MPa1/2 [z1(tanat1tant')z2(tanat2tant')]/2[24(tan29.974tan20.562)99(tan23.322tan20.562)]/2 1.653dz1tan/124tan14/1.905Z441.61.905(1)(11.905)0.667331.6 N160n1jLh60182.4591(1030016)5.256108hN15.256108N21.299108hi14.047参考【1】 P208图10-23查得接触疲劳寿命系数 KHN11.03,KHN21.13 ； 查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1550MPa大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2525MPa H1KHN1Hlim11.03550MPa566.5MPaH2S1 KHN2Hlim21.13550MPa593.3MPaS1

HH1566.5MPa 2421.427.0913104.04712.4331.80.6670.985d1t3mm14.047527.8.739mm (2)计算圆周速度 d1tn1.739182.496vms0.619ms 601000601000(3)计算齿宽b bdd1t1.0.739mm.739mm由【1】表10-2得KA=1 由【1】图10-8得KV=1.07 KAFt1129.278N/mm100N/mm由表10-3得 bKHα=1.4 由【1】表10-4插值法得 KHβ=1.422 KHKAKVKHKH11.071.21.4221.826 d1d1t3KH1.826.7393mm70.731mmKHt1.4 d1cos70.731cos14mnmm2.860mmz124 按齿根弯曲强度设计 mnt32KFtT1YYcos2dz12(YFaYSa)[F] 试选KFt=1.4 barctan(tancost)arctan(tan14cos20.562)13.140v/cos2b1.653/cos213.1401.743Y0.250.75/v0.250.75/1.7430.68014Y111.9050.778120120 d1.739mm mn2.860mm 17

z124zv126.27233coscos14z299zv2108.37333coscos14(5)查取齿形系数 由【1】P200图10-17查得YFa12.61,YFa22.15 (6)查取应力修正系数 由【1】P201图10-18查得YSa11.60,YSa21.81 (7)计算弯曲疲劳许用应力 由【1】P209图10-24c查得弯曲疲劳强度极限 Flim1400MPa,Flim2370MPa 由【1】P208图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 KFN10.,KFN20.91 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由【1】P207式(10-14)得 F1KFN1FE10.4002.286MPaF2S1.4K0.91370FN2FE2240.5MPaS1.4 YFaYSa [F](8)计算并比较大、小齿轮的YFa1YSa1F12.611.60.0612.2862.171.810.01240.5YFa2YSa2 F2大齿轮的数值大,所以 YFaYSaFYFa2YSa2F20.01 ②设计计算 4221.427.0913100.6800.778cos14mnt30.01mm 1242 2.208mm(1)计算圆周速度 18

d1n1.602182.495 vms0.522ms 601000601000 (2)计算齿宽b bdd1t1.602mm.602mm (3)齿高h及宽高比b/h **h(2hancn)mnt(210.25)2.2084.968 b/h.602/4.96810.991 (4)计算实际载荷系数KF 参考【1】 P193表10-2查得使用系数KA1 ； 根据v0.522ms，7级精度，由参考【1】 P194图10-8取动载系数Kv1.04； Ft12T1/d1227.0913104/.6029923N KAFt1/b19923/31.5181.736N/mm100N/mm 参考【1】 P195表10-3得齿间载荷分配系数 KF1.2； 参考【1】 P196表10-4查得KH1.422； 结合b/h=10.990查【1】 P197图10-3得KF1.39； 则载荷系数： KFKAKVKFKF11.041.21.391.735 (5)按实际的载荷系数校正所算得的齿轮模数 KF1.735mnmnt32.2083mm2.372mm KFt1.4 对比计算结果，以齿根弯曲强度所算得的模数2.372取mn=2.5mm,但为了同 时满足接触疲劳强度，按接触疲劳强度算得的d1.739mm来计算应有的齿 数。 d1cos.739cos14z125.126 mn2.5 取z126，则z2i1z1102.222,故取z2103 d1mntz1/cos2.20824/cos14.602mm

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1.4几何尺寸计算 ①计算中心距 aZ1Z2mn2cos261032.5mm166.186mm 2cos14考虑模数从2.372扩大至2.5，故将中心距圆整为165mm ②按圆整后的中心距修正螺旋角 arccosZ1Z2mn2a(26103)2.5arccos1214'21\" 2165③计算大、小齿轮的分度圆直径 Z1mn262.5mm66.517mmcoscos1214'21\" Zm1032.5d22nmm263.4mmcoscos1214'21\"d1④计算齿轮宽度 bdd1166.517mm66.517mm 圆整后取B172mm,B267mm 1.5圆整中心距后的强度校核 齿面接触疲劳强度校核 （2）查取计算得 KFKAKVKFKF11.031.21.4221.758 ZH2.44,Z0.666,ZE1.8,Z0.9 z126z2103 a165mm 1214'21\" （2）校核 H2KHT1u1ZHZEZZ3udd121.75827.09131044.04712.440.6661.80.9 3166.5174.047196.714Mpa[H]所以，齿面接触疲劳强度满足要求 齿根弯曲疲劳强度校核 （3）查取计算得 KFKAKVKFKF11.031.41.392.01 YFa12.61,YFa22.14YSa11.62,YSa21.82Y0.671,Y0.817 , d166.517mmd22263.4mm B172mmB267mm （4）校核 20

F1 32dmnz1 4'''22.0127.0913102.611.620.6710.817cos121421 3212.526 227.675Mpa[F]1 2KFT1YFa2Ysa2YYcos2F232 dmnz1 22.0127.09131042.141.820.8170.671cos1214'21'' 12.531032 209.723Mpa[F]2 所以，齿根弯曲疲劳强度满足要求。 故齿数Z1=26，Z2=103，模数mn=2.5，螺旋角β=12°14’21’’，中心距a=165mm，齿宽 b1=72mm,b2=67mm,小齿轮选用45钢(调质)，大齿轮选用45钢(正火)，齿轮按7级精度设 计。 齿轮参数汇总表 高速级 低速级 小齿轮 大齿轮 小齿轮 大齿轮 40Cr 45 45 45 材料 （调质） （调质） （调质） （正火） 精度等级 7 7 传动比 5.260 4.047 模数(mm) 1.5 2.5 129'15\" 螺旋角 1214'21\" 中心距(mm) 145 165 齿数 30 159 26 103 齿宽(mm) 52 47 72 67 分度圆 46.032 243.968 66.517 263.4 直径 齿根圆 42.282 240.218 60.262 257.239 (mm) 齿顶圆 49.031 246.968 71.517 268.4 旋向 左旋 右旋 右旋 左旋 第六章 轴的设计计算与校核 2KFT1YFa1Ysa1YYcos2

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1.1 高速轴的设计与计算 (3) 初步确定轴的最小直径 先按【2】 P20式3-1初步估算轴的最小直径。 选取轴的材料为40Cr，调质处理。参考【1】 P366表15-3， 取A0=105，于是得 P5.445 dminA03I105318.725mmnI960 由于开有一个键槽，需要将轴直径放大5％，则 dmin1.07dmin01.0518.725mm19.661mm (4) 轴的结构设计 a) 拟订轴上零件的装配方案 1 2 3 4 5 6 7 8 dmin=19.661 mm b) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ◆1-2 取最小直径dmin22mm 选择联轴器： 参考【1】P347表14-1查得KA1.5 参考【1】P347式（14-1）得 TcaKAT11.5.16681.249 Nm ZC3860参考【2】P176 表17-4，选用LX3GB50142003型弹性柱销联轴器。 JB2458一.轴的设计

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校核： 公称转矩为1250 N•mm，许用转速[n]3750r/minn1，故合用。 半联轴器的孔径d124mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L160mm.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，取l1258mm； ◆2-3 参考【2】P169 表16-10毡圈油封及槽，并考虑半联轴器的轴向定位，选取毡圈 30 FZ/T 92010-1991,所以取6-7段的直径d2330mm； 根据轴承端盖的拆装及便于对轴承润滑的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面间的距离l30mm，参考【2】P91 表9-9轴承端盖e=9.6mm。 参考【2】P25 表4-1，P30 表4-6得： 0.025a0.02516537.125mm取8mm LCC682220656mm 112m'L13T56418.2527.75mm l23lem'309.627.7567.35mm取l2367.5mm ◆3-4 初步选择滚动轴承。选用圆锥滚子轴承，参照【2】P158 表15-5，选用滚动轴承 30207 GB/T 297-1994，其及尺寸为d=35mm，T=18.25故d3-4d7835mm；l3418.25mm ◆4-5 参照【2】P158 表15-5，轴承的安装尺寸D244mm故取d45d6744mm 箱体内壁轴向距离L2224B14n221215119158mm l45L22l5631581252498mm◆5-6 选用LX3型弹性柱销联轴器。 23

46.032mm,齿宽为52mm,故取d5-646.032mml5-652mm ◆6-7 使用圆锥滚计算可得大齿轮v=1.975>1.5 m/s,所以采用油润滑。参照【2】P169 挡油盘，子轴承30207 得l-212-210mm 672 ◆7-8 l78T3218.254224.25mm c) 轴上零件的轴向定位 ◆半联轴器与轴的轴向定位采用平键联接，参考【2】P148 表 14-1 选用GB/T 1096 键 6×6×50，半联轴器与轴的配合为H7/k6； ◆滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，轴的直径尺寸公差为m5。 表5-3-4 高速轴尺寸参数汇总表 轴段编长度直径 配合说明 号 （mm） （mm） 1-2 58 24 与半联轴器配合 2-3 67.5 30 轴肩定位，密封圈，齿轮端盖 3-4 18.25 35 与滚动轴承配合 4-5 98 44 轴肩定位 5-6 52 46.032 齿轮轴齿轮 6-7 10 44 轴肩定位 7-8 24.25 35 与挡油盘以及滚动轴承配合 总长度 328m 2.1中间轴的设计与计算 (1) 初步确定轴的最小直径 先按【2】 P20式3-1初步估算轴的最小直径。 选取轴的材料为45钢，调质处理。参考【1】 P366表15-3， 取A0=110，于是得 齿根圆直径为46.032mm,与轴直径相差不大，故加工成齿轮轴。分度圆直径为 24

dminA03 由于开有一个键槽，需要将轴直径放大7％，则 dmin1.07dmin1.0733.66mm36.016mm a) 拟订轴上零件的装配方案 b) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ◆1-2，5-6 根据d36.016mm初步选择滚动轴承。选用圆锥滚子轴承，参照【2】P158 表dmin=36.016minmm 15-5，选用滚动轴承 30209 GB/T 297-1994，其尺寸为d=45mm，T=20.75故 d12d5645mm；参考【2】P30 表4-6 l12T322.520.751242.5443.25mm l5623T12420.7536.75mm ◆2-3，4-5 高速端大齿轮B47mm，取lB47443mm 23 低速端小齿轮B75mm，取lB72 45 d23d4550mm ◆3-4 选用圆锥滚齿轮左侧采用轴肩定位，取d3456mml344-2.515-2.512.5mm子轴承 30209 c) 轴上零件的轴向定位 ◆齿轮与轴的轴向定位采用平键联接，参考【2】P148 表 14-1 大齿轮选用GB/T 1096 键 14×9×36，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿P25.229110333.66mmn2182.495 25

◆滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差 为m5。 中间轴尺寸参数汇总表 轴段 长度直径 配合说明 编号 （mm） （mm） 1-2 43.25 45 与滚动轴承配合,加挡油盘 2-3 43 50 高速端大齿轮 3-4 12.5 56 轴肩定位 4-5 72 50 齿轮轴 5-6 36.75 45 与滚动轴承配合,套筒定位 总长度 207.5mm 3 低速轴设计 (1) 初步确定轴的最小直径 先按【2】 P20式3-1初步估算轴的最小直径。 选取轴的材料为45钢，调质处理。参考【1】 P366表15-3， 取A0=110，于是得 P5.021 dminA033100352.920mmn345.094 由于开有两个键槽，需要将轴直径放大10％-15%，则 d1.125dmin1.12552.920mm59.535mm a) 拟订轴上零件的装配方案 轮轮毂与轴的配合为H7/m6； 26

1 2 3 4 5 6 7 8 b) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ◆1-2 根据最小直径dmin59.535mm 参考【2】P347表14-1查得KA1.5 根据输出轴转矩T31063.347Nm， 参考【1】P347式（14-1）得TKT1.51063.3471595.021Nm caA1参考【2】P176 表17-4，选型弹性柱销联轴器。 ZC6584LX4GB50142003JB5684其公称转矩为2500 N•mm，许用转速[n]3870r/minn故合用 3半联轴器的孔径d156mm，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，取l1282mm； ◆2-3 参考【2】P169 表16-10毡圈油封及槽，并考虑半联轴器的轴向定位，选取毡圈 60 FZ/T 92010-1991,所以取2-3段的直径d2360mm； 根据轴承端盖的拆装及便于对轴承润滑的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面间的距离l30mm，参考【2】P91 表9-9轴承端盖e=12mm。 参考【2】P25 表4-1，P30 表4-6得： L1C1C2682220656mm mL13T56424.7527.25mm l23lem301227.2569.25mm 取l2-3=69.5mm ◆3-4 初步选择滚动轴承。选用圆锥滚子轴承，参照【2】P158 表15-5，选用滚动轴承 30213 GB/T 297-1994，其尺寸为d=65mm，T=24.75故d34d6765mmL3424.75mm dmin=59.535mm 选用LX4弹性柱销联轴器 27

◆4-5 作为轴承轴肩定位，故取d4571mm l45322.5B44122.54715-l5668mm◆5-6 作为齿轮轴肩定位取d◆6-7 安装齿轮处取d5675mm l◆7-8 l6722.543T122.54424.7547.25mm 5580mm，l5612.5mm B467-463mm c) 轴上零件的轴向定位 ◆半联轴器与轴的轴向定位采用平键联接，参考【2】P148 表 14-1 选用GB/T 1096 键 16×10×70，半联轴器与轴的配合为H7/k6； ◆齿轮与轴的轴向定位采用平键联接，参考【2】P148 表 14-1 选用GB/T 1096 键 22×14×56，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/m6； ◆滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m5。 轴段 编号 1-2 2-3 3-4 4-5 5-6 长度直径配合说明 与半联轴器配合 齿轮端盖，密封圈； 减少加工面，轴肩定位 与滚动轴承配合 轴肩定位 齿轮定位 （mm） （mm） 82 69.5 24.75 68 12.5 56 60 65 71 80 选用圆锥滚子轴承30213 28

与滚动轴承配合 7-8 47.25 65 套筒定位 总长度 367mm 二．轴的校核 1.(1) 高速轴上的功率、转速和转矩 高速轴设计参数 转速（r/min） 高速轴功率（kw） 转矩T（Nm） 960 5.445 .166 (2) 作用在轴上的力 已知高速级齿轮的分度圆直径为 d1=46.032mm， 计算圆周力、径向力、轴向力 20,129'15'' 2T2166 Ft2353.406Nd46.032 Ftanntan20 Frt2353.406876.210N coscos129'15\" FaFttan2353.466tan129'15\"506.847N 1.2 高速轴的校核 （1）求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，根据【2】 P158表15-5,对于30207型圆锥滚子轴承，a=15.3mm。 根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 6-7 63 75 齿轮配合 29

根据轴的结构图以及弯矩和扭矩图，现将计算出的MV,MH,M的值列于下表 载荷 支反力F 弯矩M 水平面H FNH15.428N FNH21707.978N 垂直面V FNV1311.478N FNV25.732N MH76773.661NmmMV137050.308Nmm 30

M185246.234Nmm 总弯矩 M280861.480Nmm T166Nmm 扭矩T （2）按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的 强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力， 取α=0.6，齿轮轴小齿轮处： 2222M(T)85246.2340.6166 ca＝Mpa9.353MPa W0.146.0323 已选定轴的材料为40Cr，调质处理。由【1】P362表15-1查得[-1]70MPa。 []因此ca-1，故安全。 2.(1) 中间轴上的功率、转速和转矩 中间轴设计参数 转速（r/min） 中间轴功率（kw） 转矩T（Nm） 182.459 5.229 273.635 (2) 作用在轴上的力 已知高速级大齿轮的分度圆直径为d243.968mm， MV425384.717Nmm 计算圆周力、径向力、轴向力 ca9.353MPa20,129'15'' 2T22736352243.204Nd243.968Ftanntan20Fr1t2243.204835.18Ncoscos129'15\"Fa1Fttan2243.204tan129'15\"483.113N Ft1 31

计算圆周力、径向力、轴向力 20,1214'21'' 2T2273635Ft28227.521N d66.517 Ft2tanntan20Fr28227.52130.217N coscos1214'21\" Fa2Ft2tan8227.521tan1214'21\"1787.716N 2.2中间轴的校核 （1）求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，根据【2】 P158表15-5,对于30209型圆锥滚子轴承，a=18.6mm。 根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 已知低速级齿轮的分度圆直径为d66.517mm， 32

由图可知，危险截面为C截面，根据轴的结构图以及弯矩和扭矩图，现将计算 出的MH，MV的值列于下表 载荷 水平面H 垂直面V FNH14277.448N FNV1108.143N 支反 力F FNH26192.977N FNV22337.18N MH1188849.329NmmMV3257006.435Nmm 弯矩 MH2335314.7NmmM MV4269084.230Nmm 22M3MH2MV3422477.881Nmm总弯 22矩 M4MH2MV4429933.022Nmm T273635Nmm 扭矩 （2）按弯扭合成应力校核轴的强度

33

根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6 C截面左侧： 2222M(T)422477.8810.6273635 ca＝Mpa36.811Mpa 3W0.166.517 C截面右侧： 22 M2(T)2422477.8810.60ca＝Mpa14.355Mpa W0.166.5173 已选定轴的材料为45，调质处理。由【1】P362表15-1查得[]60MPa。 -1 因此ca[-1]，故安全。 （3）精确校核轴的疲劳强度 a) 判断危险截面 ◆显然截面1和截面6无需校核。 ◆对截面2和截面5，均只受弯矩且弯矩的值不大，所以无需校核。 ◆从受载的情况来看，小齿轮中点处应力最大。 精确校核截面4左侧 抗弯截面系数W0.1d30.1563mm317561.6mm3 3333抗扭截面系数WT0.2d0.256mm35123.2mm  ca36.811MpaM3422477.88Nmm弯矩：M4193945.727Nmm36M422477.88(422477.88193945.727)308211.804Nmm72弯曲应力b M308211.804MPa17.550MPaW17561.6 T273635MPa7.791MPa WT35123扭矩T273635Nmm 扭转切应力T

34

轴的材料为45钢，调质处理。由【1】P358表15-1查得 B0MPa,1275MPa,1155MPa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数： 参考【1】P40附表3-2查取 r2D560.036,1.12 d56d50经插值后可查得2.02,1.41 参考【1】P41附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 q0.83，q0.85 故有效应力集中系数为 k1q110.832.0211.85k1q110.851.4111.35 参考【1】P42附图3-2得尺寸系数0.76 参考【1】P43附图3-3得扭转尺寸系数0.84 于是得 k 2.43k 1.61截面上由于过盈配合而形成的理论应力集中系数： 过盈配合处的k，由附表3-8用插值法求出， k0.8kk，于是得k3.15 k0.83.152.52 比较后取3.15k0.83.152.52 轴按磨削加工，参考【1】P44附图3-4得表面质量系数为0.92 轴未经表面强化处理，即q1，则得综合系数为： 1K12.4312.520.92k1 35

1K11.6111.700.92k1又由§3-1和§3-2查得碳钢的特性系数 0.1~0.2, 取0.1； 0.05~0.1, 取0.05； 于是，计算安全系数Sca值，按【1】P377式(15-6)～(15-8)得 1275S6.22Kam2.5217.550.10S115522.747.797.79Kam1.700.0522SSSS22 Sca6.2222.746.2222.7422 5.99S1.5故可知其安全。 3.1 低速轴的设计与计算 (1) 低速轴上的功率、转速和转矩 低速轴设计参数 转速（r/min） 功率（kw） 45.094 5.021 转矩T（Nm） 1063.347 (2) 作用在轴上的力 已知高速级齿轮的分度圆直径为 d=263.4mm， 计算圆周力、径向力、轴向力 20,1214'21'' 2T210634.847Nd263.4Ftanntan20Frt.8473348.134Ncoscos1214'21\"FaFttan.847tan1214'21\"1950.080N Ft3.2 低速轴的校核 36

Sca=5.99 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，根据【2】 P158表15-5,对于30213型圆锥滚子轴承，a=23.8mm。根据轴的计算简图做出 轴的弯矩图和扭矩图。 （1）求轴上的载荷 37

根据结构图以及弯矩和扭矩图，现将计算出的MH，MV及M的值列于下表 载荷 水平面H 垂直面V FNH1=61.752N FNV1=1879.930N 支反力F FNH2=2835.095N FNV2=1468.204N MV1=992.293N·mm 弯矩M MH=32.118N·mm MV2=168770.134N·mm M1=340757.457N·mm 总弯矩M M2=367001.818N·mm 扭矩T T=10634N·mm （2）按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的 强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力， 取α=0.6，B截面左侧： 2 M2(T)2367001.81820.610634ca＝Mpa20.560Mpa 3W0.175 38

已选定轴的材料为45钢，调质处理。由【1】P362表15-1查得[-1]60MPa。因此ca[-1]，故安全。 轴校核结果汇总表 轴 计算应力 许用应力 安全系Sca MPa MPa 9.353 70 36.811 60 5.99 20.560 60 结论 安全 安全 安全 高速轴 中速轴 低速轴 第七章 滚动轴承校核计算 轴承的预期寿命Lh103001648000h '1 高速轴滚动轴承的校核计算 选用30207型圆锥滚子轴承，参考【2】 P158表15-6可知，计算系数ca20.560e=0.37,Y=1.6轴承额定动载荷C.2KN r1.1求两轴承所受到的径向载荷Fr1和Fr2 轴承的受力图见图 Mpa Lh48000h' 39

由高速轴的校核过程中已知：FNH1，FNH2，FNV1，FNV2 22 所以Fr1FNV1FNH1311.47825.7322716.656N 22 Fr2FNV2FNH21707.97825.42821798.919N 1.2求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2 参考【1】P318表13-7得，圆锥滚子轴承的派生轴向力Fd的计算公式如下： F Fdr 2Y F716.656 Fd1r1223.955N 2Y21.6 F1798.919 Fd2r2562.162N 2Y21.6 40

所以FaeFd2Fd1 因此轴承1被压紧，轴承2放松 得Fa1FaeFd2506.847562.1621069.009 Fa2Fd2562.162N 1.3求轴承当量动载荷P1和P2 F1069.009 1.429e 因为a1Fr1716.656 F a21798.9190.314e Fr2 由《机械设计》P.321表13-5查得 X10.4Y11.6 X21Y20 因轴承运转中有轻微冲击载荷，参考【1】P318表13-6查得fp1~1.2，取 fp1.2。 P1fp(X1Fr1Y1Fa1)1.2(0.41716.6561.61069.009)2396.492N P2fp(X2Fr2Y2Fa2)1.2(11798.919)2158.703N 1.4验算轴承寿命 因为P2P 1进行寿命校核计算： 1，取P 10 106C1062003 Lh5679hL'h 60nP609602396.4922 故所选轴承满足寿命要求。 2中间轴滚动轴承的校核计算 选用30209型圆锥滚子轴承，参考【2】 P158表15-6可知，计算系数e=0.4,Y=1.5 因为Fae506.847N， 41

轴承额定动载荷C67.8KN r2.1求两轴承所受到的径向载荷Fr1和Fr2 轴承的受力图见图 Lh5679h 22 Fr1FNV1FNH1108.14324277.44824278.815N 22 Fr2FNV2FNH22337.18026192.99726619.318N 2.2求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2 参考【1】P318表13-7得，圆锥滚子轴承的派生轴向力Fd的计算公式如下： F Fdr 2Y F4278.815 Fd1r11426.272N 2Y21.5 F6619.318 Fd2r22206.439N 2Y21.5 42

所以Fae2Fd2Fd1Fae1 因此轴承1被压紧，轴承2放松 得Fa1FaeFd2Fae2Fae1Fd23508.042N Fa2Fd22206.439N 2.3求轴承当量动载荷P1和P2 F3508.042 0.820e因为a1Fr14278.815 Fa22206.439 0.333e Fr26619.318 由《机械设计》P.321表13-5查得 X10.4Y11.5X21Y20 因轴承运转中有轻微冲击载荷，参考【1】P318表13-6查得fp1~1.2，取 fp1.2。 P1fp(X1Fr1Y1Fa1)1.2(0.44278.8151.53508.042)8368.307N P2fp(X2Fr2Y2Fa2)1.2(16619.31802206.439)7943.182N 2.4验算轴承寿命 因为P 1进行寿命校核计算： 1P2，取P 10 106C106678003 Lh97552.420hL'h 60nP60182.4958368.3072 故所选轴承满足寿命要求。 3 低速轴滚动轴承的校核计算 选用30214型圆锥滚子轴承，参考【2】 P158表15-6可知，计算系数e=0.4,Y=1.5 轴承额定动载荷C120kN r 因为Fae1483.113N,Fae21784.716N， Lh97552h 43

轴承的受力图 22 Fr1FNV1FNH11879.930261.752235.7N 22 Fr2FNV2FNH21468.20422835.09523192.708N 3.2求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2 参考【1】P318表13-7得，圆锥滚子轴承的派生轴向力Fd的计算公式如下： F Fdr 2Y F35.457 Fd1r12145.152N 2Y21.5 F3192.708 Fd2r210.236N 2Y21.4 3.1求两轴承所受到的径向载荷Fr1和Fr2 44

所以FaeFd1Fd2 因此轴承1被压紧，轴承2放松 得Fa2FaeFd13929.868N Fa1Fd12145.152N 3.3求轴承当量动载荷P1和P2 F2145.152 0.333e 因为a1Fr135.457 F3929.868 1.231e a2Fr23192.708 由《机械设计》P.321表13-5查得 X11Y10 X20.4Y21.6 因轴承运转中有轻微冲击载荷，参考【1】P318表13-6查得fp1~1.2，取 fp1.2。 P1fp(X1Fr1Y1Fa1)1.2(135.45702145.152)7722.5N P2fp(X2Fr2Y2Fa2)1.2(0.43192.7081.53929.868)8606.262N 3.4验算轴承寿命 因为P2P 1，取P2进行寿命校核计算： 10 106C1061200003 Lh2411488.72hL'h 60nP6045.0948606.2621 故所选轴承满足寿命要求。 因为Fae1950.080N， 第八章 键联接的强度校核计算 Lh2411488h 45

2T103p 参考【1】P106式(6-1) pkld 键的材料为钢，采取静连接，受轻微冲击，参考【1】P106表6-2取p120MPa。 高速轴上联轴器的键 C型平键bhL6mm×6mm×50mm 键的工作长度lLb/2506/247mm 键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.563mm 2000T253629p31.696MPapkld34724故该键满足强度要求。 中速轴上高速大齿轮的键 A型平键bhL14mm×9mm×36mm 键的工作长度lLb361422mm 键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.594.5mm 2T1032270913p109.460MPap kld4.52250p31.696MPa 故该键满足强度要求。 p109.460MPa低速轴上大齿轮的键 A型平键bhL22mm14mm56mm 键的工作长度lLb562234mm； 键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.5147mm 2T10321052756p117.956MPapkld73475故该键满足强度要求。 p117.956MPa低速轴上联轴器的键 B型平键bhL16mm10mm70mm 46

键的工作长度lL70mm； 键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.5105mm 2T10321052756p107.424MPapkld57056第九章 联轴器 联轴器的选择和校核见高速轴和低速轴的设计计算 p107.424MPa 第十章 减速器箱体设计 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。 2.减速器零件的位置尺寸 由【2】P30表4-6对减速器零件的位置尺寸进行计算，并将主要尺寸整理如下： 名称 齿轮顶圆至箱体内壁的距离 齿轮端面至箱体内壁的距离 轴承端面至箱体内壁的距离 旋转零件间的轴向距离 符号 尺寸值/mm 1 10 12 4 15 2 3 4

47

齿轮顶圆至轴表面的的距离 5 6 35 20 190 56 高速轴9.6 中间轴9.6 低速轴：12 158 270 大齿轮顶圆至箱底内壁的距离 6 箱底至箱底内壁的距离 减速器中心高 7 H 箱体内壁至轴承孔端面的距离 L1 轴承端盖凸缘厚度 e L2 L3 箱体内壁轴向距离 箱体轴承座孔端面间的距离 48

3.减速器箱体的结构尺寸 箱座壁厚 箱盖壁厚 凸缘厚度 箱底座 箱盖 箱座  1 b1 8 8 12 12 20 20 4 16 10 高速轴： b b2 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 箱盖与箱座联接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径和数目 df n d1 d2 d3=8，n=4 中间轴： d3，n d3=8，n=4 低速轴： d3=10，n=6 轴承盖（轴承座端面）外径 D2 高速D2=112 中间D2=125 低速D2=170 视孔盖螺钉直径 加强肋厚 箱座 箱盖 d4 8 7 7 m m1

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d1，d2，df至箱体外壁距离 C1 d1：20 d2：18 df：24 d1，d2至凸缘边缘距离 C2 d1：18 d2：16 轴承旁凸台高度和半径 R1，h R1=20 h=31.5 箱体外壁壁至轴承座端面距离 L1 40 第十一章 主要附件作用及形式 1 通气器 通气器安装在箱盖顶部，及时将箱内高压气体排出，以保证箱体内外所受压力平衡。 由【2】P91表9-8选用通气器尺寸M27×1.5。 2 窥视孔和视孔盖 为检查传动件的啮合情况，润滑情况，接触斑点以及齿侧间隙，在箱体顶部设有窥视孔，润滑油也由此注入箱体内。为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。 结构设计参考【2】P94表9-18。 3 油面指示器 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】P93表9-15选用油标尺M20(20)。 4放油孔和油塞 为了便于放油，在减速器箱座最低部设置放油孔，平时用螺塞堵住。 由【2】P94表9-16选用油塞尺寸 M16×1.5。 5起吊装置 为了拆卸及搬运，应在箱盖上铸出吊耳，并在箱座上铸出吊钩。 尺寸见【2】P95表9-20。 50

6 起盖螺钉 在箱体剖分面上涂有水玻璃，用于密封，为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设有起盖螺钉一个，拧动起盖螺钉，就能顶开箱盖。 规格及标准代号GB/T5783 M12X30。 7定位销 为了保证箱体轴承孔座的加工及装配精度，在箱体连接凸缘的长度反向两端各设置一个圆锥定位销，以提高定位精度。 规格及标准代号为 销 GB/T117 8X30。 第十二章 润滑与密封 1 润滑方式 高速级大齿轮圆周速度 vnD601000182.495243.9686010002.331m/s1.5m/s 所以采用浸油润滑。参考【2】P28 表4-5，采用飞溅润滑。箱盖内壁设置输油沟。轴承旁小齿轮的齿顶圆小于轴承的外径，为防止齿轮啮合时所挤出的热油大量冲向轴承内部，增加轴承阻力，应设置挡油盘。 2 润滑油牌号及油量计算 2.1 润滑油牌号选择 参考【2】P165表16-2查得该闭式齿轮传动润滑油运动粘度v40C220mm2/s。参考【2】P165表16-1选择工业闭式齿轮油，代号L-CKC220。 2.2 油量计算 每传递1kW功率所需油量为350--700cm³，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--1400cm³厘米，功率633.48010mm4.971kw，故至少需润滑油。 实际储油量： 高速级大齿轮浸油深度约0.7个齿高，但不小于10mm，取h=10mm。 低速大齿轮v=0.630m/s，浸油深度在1/6至1/3齿轮半径。 故最低油深：45mm,箱体内壁总长：L=555mm,箱体内壁总宽：b=158mm. Vmin455551583.946106mm3可见箱体有足够的储油量. 3 密封设计 轴伸出段处采用毡圈密封 参考【2】 P169 表16-10 高速轴：毡圈 30 FZ/T92010-1991 51

沟槽D1=43 mm，d1=31mm，b1=5 mm 低速轴：毡圈 60 FZ/T92010-1991 沟槽D1=59mm，d1=76 mm，b1=7 mm 维护保养要求 定期加油、换油，油量应达到规定深度。轴承定期涂抹润滑脂，填充量不超过轴承空间的1/3-1/2。五年检修一次，并更换高速轴上得轴承。 设计小结 在之前机械设计课上，带传动的设计让我对暑期的机械设计课程设计要做什么有了初步的概念。但当真正开始动手设计时，还是感觉有点措手不及。以前立体建模时最新喜欢画的轴（照着数据，画一个圆拉，伸即可），如今才知道其设计过程是多么的艰难，需要在几本参考书中辗转查找所需的公式和数据。而设计过程中各个环节的联系更让人苦不堪言，可谓牵一发而动全身。中间对设计有过多次的修改，每次的修改都让人刻骨铭心。比如稍改一轴承，便要改动与之相关的轴长度、直径，轴的校核、轴承的重新校核也随之而来。但在这个过程中，我对一台完整的机器有了由浅入深的了解，他们不再是分散在书目章节中的一个章节一个知识点，而是需要通盘考虑的一个整体。这次的设计，包含了机械制图，机械原理，材料力学，机械设计，互换性等以往所学的许多学科的知识，只有综合的把握这些，才能设计出好的减速器。设计过程中，不解时与周围同学讨论，解决了许多困惑。很多设计方面的问题也都得到了老师耐心的解答。其他同学向老师提出的问题也让我获益匪浅，避开了许多误区。这次课程设计带给了我对机械设计这门学科许多新的理解和感悟，这会一直激励我以后的生活和学习。 参考文献 【1】濮良贵,陈国定.吴立言.机械设计.第9版.北京:高等教育出版社,2013. 【2】李兴华.机械设计课程设计.北京:清华大学出版社,2012. 【3】何铭新,钱可强,徐祖茂.机械制图.6版.北京:高等教育出版社,2010.

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