展开式二级圆柱齿轮减速器课程设计说明书样本.doc

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机械设计课程设计

题目题号: 展开式二级圆柱齿轮减速器
学 院: 机械工程学院
专业班级: 机械11-1
学生姓名: 刘毅
学 号: 021
指导教师: 朱茵

年 1 月 20 日

目 录
一 课程设计任务书………………………3
二 设计要求………………………………3
三 设计步骤………………………………4
1.传动装置总体设计方案………………………………………5
2.电动机的选择…………………………………………………5
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比……………………7
4.传动装置的运动和动力参数计算……………………………7
5.设计V带和带轮………………………………………………9
6.齿轮的设计……………………………………………………12
7.轴的设计计算…………………………………………………22
8.滚动轴承的选择及寿命计算…………………………………28
9.键联接的选择及校核计算……………………………………30
10.联轴器的选择…………………………………………………31
11.减速器箱体及附件……………………………………………32
12.润滑密封设计…………………………………………………36
.四设计小结………………………………38
.五参考资料………………………………39

一 课程设计任务书

展开式二级圆柱齿轮减速器的设计
1． 设计题目
用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如右图所示。
(1)带式运输机数据
见数据表格。
(2)工作条件
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%。
(3)使用期限
工作期限为十年, 检修期间隔为三年。
(4)生产批量及加工条件
小批量生产。
2.设计任务
1)选择电动机型号;
2)确定带传动的主要参数及尺寸;
3)设计减速器;
4)选择联轴器。
3.具体作业
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。
4.数据表
运输机工作轴转矩T/(N·m)
800
850
900
950
800
850
900
800
850
900
运输带工作速度v/(m/s)
1.2
1.25
1.3
1.35
1.4
1.45
1.2
1.3
1.55
1.4
运输带滚筒直径D/mm
360
370
380
390
400
410
360
370
380
390
工作条件:
(1)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%。
(2)使用期限
工作期限为十年, 检修期间隔为三年。
(3)生产批量及加工条件
(4) 小批量生产。

原始数据:
运输机工作轴转矩T( N.m)
800
运输带工作速度V( m/s)
1.4
卷筒直径( mm)
400

二. 设计要求
(1)选择电动机型号;
(2)确定带传动的主要参数及尺寸;
(3)设计减速器;
(4)选择联轴器。
三. 设计步骤

1. 传动装置总体设计方案
2. 电动机的选择
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
4. 传动装置的运动和动力参数计算
5. 设计V带和带轮
1. 传动装置总体设计方案
1) 传动装置由三相交流电动机、 二级减速器、 工作机组成。
2) 齿轮相对于轴承不对称分布, 故沿轴向载荷分布不均匀,
要求轴有较大的刚度。
3) 电动机转速较高, 传动功率大, 将带轮设置在高速级。
传动装置简图:

2. 电动机的选择
电动机所需工作功率为: Pw=Tw*nw/9550 =Tw*60*1000V/(πd*9550)=800*60*1000*1.4/(3.14*400*9550)=5.6 kw
执行机构的曲柄转速为: nw=60×1000v/πd=66.9r/min
效率范围:
η1: 带传动: V带 0.95
η2: 圆柱齿轮 0.99 7级
η3: 滚动轴承 0.98
η4: 联轴器 浮动联轴器 0.97~0.99,取0.99
ηw 滚筒: 0.99
η=η1*η2*η2*η3*η3*η3*η4*ηw
=0.95*0.97*0.97*0.99*0.99*0.99*0.98*0.99
=0.839
Pd = Pw / η =5.6/0.839=6.67Kw
又因为额定转速Ped ≥ Pd=6.67 Kw
取Ped=7.5kw
常见传动比:
V带: i1=2~4
圆柱齿轮: i2=3~5
圆锥齿轮: i3=2~3
i=i1×i2×i2=2~4×3~5×3~5=18~100 取i=18~40
N=Nw×i=( 18~40) ×57.83=1041~2313.2 r/min
取N=1500r/min
选Y132M-4电动机 Nm=1440r/min
型号
额定功率Ped
满载转速 nm
启动转矩
最大转矩
中心高H
 Y132M-4
 7.5KW
 1440r/min
 2.2.
 2.2
132mm

3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
总传动比i=Nm/Nw=iv×i减=i0×i1×i2
i0为带传动传动比; i1为高速齿轮传动比; i2为低速级齿轮传动比;
总传动比i=Nm/Nw=1440/67.7=21.27
取V带传动比i0=3
减速箱的传动比 i减=i/ i0= i1×i2=7.09
按浸油深度要求推荐高速级传动比:
一般i1=( 1.1~1.2) i2, 取i1=1.1 *i2。
i1*i2=1.1 *i2
i2=2.5, i1=1.1*i2=2.75

4. 计算传动装置的运动和动力参数
1) 各轴转速(r/min)
n0=nm=1440 r/min
nⅠ=nm/i0=480min
nⅡ= nⅠ/i1=174.55r/min
n Ⅲ= nⅡ/i2=69.82 r/min

2) 各轴输入功率( kW)
P0=Pd=6.67 kW
PⅠ=P0×η1=6.67×0.95=6.34 kW
P Ⅱ= PⅠ×η2×η3=6.34×0.97×0.98=6.03kW
P Ⅲ = P Ⅱ×η2×η3=6.03×0.99×0.98=5.85 kW
PⅣ= P Ⅲ×η3×η4=5.85×0.98×0.99=5.68 kW
η1=ηv=0.95, η2=η齿=0.99, η3=η滚=0.98, η4=η联=0.99;
注意: 滚筒轴负载功率是指其输出功率, 即:
Pw=PⅣηw=5.68*0.99=5.62kW
3) 各轴输入扭矩( N.m)
T0=9550×Pd/nm=44.24 N.m
TⅠ=9550×PⅠ/nⅠ=126.14 N.m
TⅡ =9550×PⅡ/nⅡ=329.91 N.m
TⅢ =9550×PⅢ/nⅢ=800.16 N.m
TⅣ=9550×PⅣ/nⅢ=776.91 N.m

运动和动力参数结果如下表
编号
理论转速( r/min)
输入功率( kw)
输入转矩(N·mm)
传动比
效率

电机轴
1440
6.67
44.24
3
0.95

高速轴
480
6.34
126.14

2.75
0.97

中间轴
174.55
6.03
329.91

2.5
0.97

低速轴Ⅲ
69.82
5.85
800.16

滚筒轴
57.83
5.62
848.04
\
0.99

5.设计V带和带轮
电动机功率P=6.67KW, 转速n=1440r/min 传动比i0=3
1． 确定计算功率Pca
由《机械设计》课本表8-7查工作情况系数KA=1.1
Pca=KA×P=1.1×6.67KW=7.34KW
2.选择V带的带型
根据Pca, Nm查图8-11, 选A带
确定带轮的基准直径dd和验算带速V
1） 初选小带轮的基准直径dd1由表8-6和表8-8, 取小带轮的基准直径dd1=160 mm
2） 验算带速v, 按式( 8-13) 验算带的速度
V=π×n1Dd1/(60*1000)=3.14*160*1440/(60*1000)=12.06 m/s
又5 m/s <V<25 m/s 故带速合适
3．计算大带轮的基准直径。根据式( 8-15a) , 计算大带轮的基准直径dd2
dd2=i0*98%* dd1=3*160*98%=470.4 mm
根据表8-8圆整为200mm 此时带传动实际传动比i0’= dd2/ dd1=3.125
4.确定V带的中心距a和基准长度Ld
1)0.7( dd2+dd1) a0 2( dd2+dd1)
460mma01320mm
取a0=500mm
2)由式( 8-22) 计算带所需的基准长度:
Ld0=2a0+π/2( dd2+dd1) +( dd2+dd1) ×( dd2+dd1) /4a0
=2×500+3.14×660/2+340×340/( 4*500)
=2094mm
查表8-2, 选Ld= mm, 带的修正系数KL=1.03
3) 按式( 8-23) 计算实际中心距a
a=a0+( Ld-Ld0) /2
=500+( 2094- ) /2
=547mm
amin=a-0.015Ld=517mm
amax=a+0.03Ld=560mm
因此中心距变化范围 517~560 mm
5．验算小带轮上的包角α1
α1=180°-( dd2-dd1) ×57.3°/a
=180°-(500-160)×57.3°/538
=144°90°
满足要求

7计算带的根数
1)计算单根V带的额定功率Pr
N1=1440r/min , dd1=160mm
查表8-4a得, P0=2.73KW
查表8-4b得, △P0=0.17 KW
查表8-5得, Ka=1.03
查表8-2得, KL=0.961于是
Pr=( P0+△P0) *Kα*KL=( 2.73+0.17) *0.91*1.03=2.69 KW
2)计算V带的根数z
z=Pca/Pr=7.34/2.69=2.73
取Z=3
6.齿轮设计
( 一) 高速级齿轮传动的设计计算
输入功率PⅠ=6,34 KW, 小齿轮转速nⅠ=480r/min 齿数比u=3.04, 工作寿命 ( 每年工作300天) , 一班制
1. 选定高速级齿轮的类型, 精度等级, 材料
(1)选用直齿圆柱齿轮;
(2)由于工作平稳, 速度不高, 选用7级精度;
(3)材料选择: 由表10-1选择小齿轮材料为45( 调质) , 硬度为240HBS, 大齿轮材料为45钢( 正火) 硬度为200HBS, 二者材料硬度差为40HBS;
(4)选小齿轮齿数为Z1=24, 大齿轮齿数为Z2=3.04*24=72.96取Z2=73;
5) 选取螺旋角。初选螺旋角β=15°
2. 按齿面接触强度设计
由计算公式( 10-21) 进行计算, 即
d1t≥
1） 确定公式内的各计算数值:
（1） 试选Kt=1.6
（2） 由图10-30, 选取区域系数ZH =2.425
（3） 由图10-26, 查的εa1= 0.765 εa2=0.87
εa=εa1+εa2=1.65
( 4) 计算小齿轮传递的转矩
T1=126000 N.mm
(5) 由表10-7选取齿宽系数φd=1
(6)由表10-6, 查的材料的弹性影响系数Ze=189.8Mpa1/2
( 7) 由图10-21d, 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 бHlim1=570 Mpa , 由图10-21c, 按齿面硬度查的大齿轮的接触疲劳强度极限бHlim2=350Mpa
( 8) 计算应力循环次数
N1=60njLh=60×480×1×( 1×10×300×8) =6.912×108
N2=N1／u=2.5×108
(9)由图10-19, 查的接触疲劳寿命系数KHN1=0.95, KHN2=0.92
(10)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%, 安全系数S=1, 由式( 10-12) , 得
[бH]1=бHlim1 KHN1／S=600×0.95＝570Mpa
[бH]2=бHlim2 KHN2／S=350×0.92=322Mpa
[бH]= ( [бH]1+ [бH]2) ／2=( 570+350) ／2=460Mpa

2) 计算
( 1) 试算小齿轮分度圆直径d1t, 由公式得
d1t≥=69.10mm
( 2) 计算圆周速度
V=πd1t n1／60000=π×69.10×480／60／1000=1.74m／s
( 3) 计算齿宽b及模数mnt
B=φd d1t=1×69.10=69.10 mm
mnt=d1t cosβ／Z1=( 69.10×cos15°) ／24=2.78 mm
h=2.25mnt=6.25mm b／h=11.05
( 4) 计算纵向重合度εβ
εβ=0.318φdZ1tanβ=0.318×1×24×tan15=2.045
( 5) 计算载荷系数K
KA=1, 根据V=1.74m/s, 7级精度, 由图10-8, 查的动载荷系数Kv=1.08;
由表10-4, 查的KHβ=1.420;
由图10-13, 查得KFβ=1.35;
由表10-3,查得KHα=KFα=1.2
K=KAKvKHαKHβ=1×1.08×1.2×1.42=1.84
(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径, 由式( 10-10a) 得
d=d1t =69.1 ×=72.39mm
(7)mn=d1cosβ/Z1=2.78 mm

3.按齿面接触强度设计
由式10-17, 得
mn
1） 确定计算参数
（1） 计算载荷系数
K=KαKvKFαKFβ＝1×1.08×1.2×1.35＝1.75
( 2) 根据纵向重合度=2.045, 由图10-28,得螺旋线影响系数Yβ=0.875
( 3) 计算当量齿数
Zv1=Z1／cos3β=24／cos3 15°=26.63
Zv2=Z2／cos3β=73／cos3 15°=75.26
( 4) 查表10-5取齿形系数, 应力校正系数
YFa1=2.60 Ysa1=1.595 YFa2=2.14 Ysa2=1.83
(5)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE1=500Mpa;
由图10-20b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE2=380 Mpa;
( 6) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88 KFN2=0.90
( 7) 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[бF]1= KFN1бFE1／S=0.88×500/1.4=314.29 Mpa
[бF]2= KFN2бFE2／S=0.90×380／1.4=244.3Mpa
( 9) 计算YFa Ysa1／[бF]并加以比较
YFa 2Ysa1/[бF]1=2.60×1.595/314.29=0.0132
YFa 2Ysa2/[бF]2=0.01601
大齿轮的数值大
2） 设计计算

mn =2.35 mm
对比计算结果, 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数, mn大于由弯曲疲劳强度计算的法面模数, 取mn=2.5mm, 已能够满足弯曲疲劳强度, 但为了同时满足接触疲劳强度, 需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=69.1mm来计算应有的齿数, 于是由
Z1=d1cosβ／mn=69.1×cos15°／2.5=26.70
取Z1=27
Z2=uZ1=27×3.04=82.08 取Z2=82
此时u=Z2/Z1=82／27=3.04 在误差范围内

4.几何尺寸计算
1） 计算中心距
a=(Z1+Z2) mn／2cosβ =(27+82)×2.5／2／cos15°=141.06mm
圆整为141 mm
2)按圆整后的中心距修正螺旋角β
β=arccos(Z1+Z2) mn／2a=arccos[(27+82)×2.5／2／141]=14.91
3) d1=Z1 mn／cosβ=27×2.5／cos14.91o=69.85 mm
d2=Z2 mn／cosβ=82×2.5／cos14.91o=212.14mm
4)计算齿轮宽度
b=φd d1=1×69.85=69.85 mm
圆整后取B2=70 mm, B1=75 mm

( 二) 低速级齿轮传动的设计计算
输入功率PⅡ=6.03KW, 小齿轮转速nⅡ=174.55 r/min 齿数比u=2.34, 工作寿命 ( 每年工作300天) , 一班制
1选定低速级齿轮的类型, 精度等级, 材料
(1)选用直齿圆柱齿轮;
(2)由于工作平稳, 速度不高, 选用7级精度;
(3)材料选择: 由表10-1选择小齿轮材料为45( 调质) , 硬度为240HBS, 大齿轮材料为45钢( 正火) 硬度为200HBS, 二者材料硬度差为40HBS;
(4)选小齿轮齿数为Z1=24, 大齿轮齿数为Z2=24*2.34=55.16
取Z2=56;
5) 选取螺旋角。初选螺旋角β=15°
3. 按齿面接触强度设计
由计算公式( 10-21) 进行计算, 即
d1t≥
2） 确定公式内的各计算数值:
（4） 试选Kt=1.6
（5） 由图10-30, 选取区域系数ZH =2.425
（6） 由图10-26, 查的εa1= 0.79 εa2=0.86
εa=εa1+εa2=1.65
( 4) 计算小齿轮传递的转矩
T1=329914N.mm
(5) 由表10-7选取齿宽系数φd=1
(6)由表10-6, 查的材料的弹性影响系数Ze=189.8Mpa1/2
( 7) 由图10-21d, 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 бHlim1=600 Mpa , 由图10-21c, 按齿面硬度查的大齿轮的接触疲劳强度极限бHlim2=350 Mpa
( 8) 计算应力循环次数
N1=60njLh=60×174.55×1×( 1×10×300×8) =0.25×109
N2=N1／u=0.11×108
(9)由图10-19, 查的接触疲劳寿命系数KHN1=0.95, KHN2=0.98
(10)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%, 安全系数S=1, 由式( 10-12) , 得
[бH]1=бHlim1 KHN1／S=600×0.95＝570 Mpa
[бH]2=бHlim2 KHN2／S=350×0.98=343 Mpa
[бH]= ( [бH]1+ [бH]2) ／2=( 570+343) ／2=456.5 Mpa

2) 计算
( 1) 试算小齿轮分度圆直径d1t, 由公式得
d1t≥=97.61 mm
( 2) 计算圆周速度
V=πd1t n1／60000=π×97.61×174.55／60／1000=0.89m／s
( 3) 计算齿宽b及模数mnt
B=φd d1t=1×97.61=97.61 mm
mnt=d1t cosβ／Z1=( 97.61×cos15°) ／24=3.93 mm
h=2.25mnt=8.84 mm b／h=11.04
( 4) 计算纵向重合度εβ
εβ=0.318φdZ1tanβ=0.318×1×24×tan15=2.045
( 5) 计算载荷系数K
KA=1, 根据V=0.89m/s, 7级精度, 由图10-8, 查的动载荷系数Kv=1.04;
由表10-4, 查的KHβ=1.429;
由图10-13, 查得KFβ=1.425;
由表10-3,查得KHα=KFα=1.2
K=KAKvKHαKHβ=1×1.04×1.2×1.429=1.783
(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径, 由式( 10-10a) 得
d=d1t =97.61×=101.29mm
(7)mn=d1cosβ/Z1=3.93mm

3.按齿面接触强度设计
由式10-17, 得
mn
3） 确定计算参数
（2） 计算载荷系数
K=Kα*Kv*KFα*KFβ＝1×1.04×1.2×1.425＝1.7784
( 2) 根据纵向重合度=2.556, 由图10-28,得螺旋线影响系数Yβ=0.875
( 3) 计算当量齿数
Zv1=Z1／cos3β=24／cos3 15°=26.67
Zv2=Z2／cos3β=56／cos3 15°=62.22
( 4) 查表10-5取齿形系数, 应力校正系数
YFa1=2.65 Ysa1=1.58 YFa2=2.28 Ysa2=1.73
(5)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE1=500Mpa;
由图10-20b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE2=380Mpa;
( 6) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.95 KFN2=0.96
( 7) 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[бF]1= KFN1бFE1／S=0.95×500／1.4=339.3 Mpa
[бF]2= KFN2бFE2／S=0.96×380／1.4=260.57 Mpa
( 9) 计算YFa Ysa1／[бF]并加以比较
YFa 2Ysa1/[бF]1=2.65×1.58／339.3=0.01234
YFa 2Ysa2/[бF]2=0.015038
大齿轮的数值大
4） 设计计算

mn =2.37mm
对比计算结果, 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数, mn大于由弯曲疲劳强度计算的法面模数, 取mn=2.5mm, 已能够满足弯曲疲劳强度, 但为了同时满足接触疲劳强度, 需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=101.29mm来计算应有的齿数, 于是由
Z1=d1cosβ／mn=101.29×cos15°／2.5=39.1
取Z1=40
Z2=uZ1=40×2.34=93.6取Z2=95
此时u=Z2/Z1=95/40=2.375 在误差范围内

4.几何尺寸计算
2） 计算中心距
a=(Z1+Z2) mn／2cosβ =(95+40)×2.5／2／cos15°=174.87mm
圆整为175mm
2)按圆整后的中心距修正螺旋角β
β=arccos(Z1+Z2) mn／2a=arccos[(40+95)×2.5／2／175]=15.36°
3) d1=Z1 mn／cosβ=40×2.5／cos15.36o=103.7 mm
d2=Z2 mn／cosβ=95×2.5／cos15.36o=246.29 mm
4)计算齿轮宽度
b=φd d1=1×103.7=103.7mm
圆整后取B2=100 mm, B1=105 mm
7.轴的设计计算
高速轴:
1) 求输出轴上的功率P=6.34kw, 转速n=480r/min, 转矩T=126.14 N.m
2) 作用在齿轮上的力
已知高速级齿轮的分度圆直径为d=72.39mm Ft=3485. 01N
1315.46
Fa= Ft *tanβ=1268.44 N
3) 初步确定轴的最小直径
初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理。
根据课本表15—3, 取
=25.96mm
又轴上有单个键槽, 轴径增加百分之5, 取d=35 mm, 电动机轴的直径为38mm, 整体具有一定的协调性。
4) 轴的结构设计
( 1) 端盖端面距离带轮端面30 mm;
( 2) 初步选取轴承
因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承, 0组游隙, 7208AC型。
( 3) 取齿轮距箱体内壁之距离a=10mm。考虑到箱体的铸造误差,在确定轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=25mm;
( 4) 又齿轮为油润滑, 轴承为脂润滑, 添加挡油环, 挡油环和轴肩长为24mm;
( 5) 齿轮的宽度为B=85mm, 且为齿轮轴;
( 6) 轴承内壁内轴的总长为
L=(84+70+24+200+17)=395 mm;

( 7) 为方便轴承的安装, 轴承两端做成阶梯。

中间轴:
1) 求输出轴上的功率P=6.03kw, 转速n=174.55 r/min, 转矩T=329.91 N.m
2) 作用在齿轮上的力
中速级小齿轮:
分度圆直径为101.29mm
Ft=6514.1 N
Fr= 2458.79
Fa= Ft tanβ=1789.25 N

中速级大齿轮:
因为中速级大齿轮和高速级小齿轮啮合, 因此她们之间的力的大小相等, 即
Ft=3504.0 N
Fr= 1322.9N
Fa= Ft *tanβ=965.82 N

3) 初步确定轴的最小直径
初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理。
根据参考文献2, 表15—3, 取A0=110
=35.81 mm
又轴上有1个键槽, 轴径增加百分之五, 取d=50 mm
4) 轴的结构设计
( 1) 初步选取轴承
轴承用7210AC型;
( 2) 又轴承为油润滑, 添加挡油环;
( 3) 总长L=262 mm
( 4) 为使套筒能够压紧齿轮, 轴段应略短于轮毂宽度,取宽度为60 mm;
( 5) 齿轮轴向采用轴肩与轴环定位,轴肩高度4mm, 取d=58mm。

低速轴
1) 求输出轴上的功率P=5.85kw, 转速n=69.82 r/min, 转矩T=800.16N.m
2) 作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为d=246.29mm
Ft=6498.0 N
Fr= 2452.89
Fa= Ft tanβ=1785.1N
3) 初步确定轴的最小直径
初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理。
根据课本表15—3, 取

=48.18mm
因为轴上有两个键槽, 轴颈增加10％-15％
因此dmin=( 10％+1) *48.18=53.0mm
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号: 齿式联轴器。
4) 轴的结构设计
( 1) 为了半联轴器的轴向定位,轴段右端需要制出一轴肩,直径d=65mm.
( 2) 选择滚动轴承。
因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承, 7213AC型。
( 3) 采用轴套进行轴向定位。
( 4) 取安装齿轮处的轴段d=67mm;齿轮的左端与左轴承之间采用轴套定位。为了使轴套端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,取宽度为95mm 。齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高5mm,取d=77mm;

(5)求轴上的载荷及校验
对于7213AC型角接触球轴承,a=38.9mm,简支梁的轴的支承跨距如下
L2=83.1mm , L3=119.1mm
Ft=FNH1+FNH2
FNH1×L2=FNH2×L3
得, FNH1= 4176.71N, FNH2=2920.78N
MNH= FNH1×L2=347.08N·m
Fr=FNv1+FNv2
FNv1×L2=FNv2×L3+Ma
Ma= Fa×D/2=240.8
得, FNV1= 1835.3N, FNV2=653.6N
Mv1=127.5N·m
Mv2=74.15N·m

M1=183.07N·m
M2=131.36N·m
载荷
水平
垂直
支反力F
FNH1= 1889.3N
FNH2=1317.1N
FNV1= 1835.3N
FNV2=653.6N
弯矩
MH=156.74N.m
Mv1=127.5N.m
Mv2=74.15N.m
总弯矩
M1=183.07 N.m
M2=131.36 N.m
扭矩T
T=800.16N.m

5. 轴的载荷分析图

6.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
===7.69MPa

选轴材料为45钢, 调质处理。

查表15-1得[]=60MPa

〈 [] 此轴安全
8.滚动轴承设计
减速器各轴所用轴承代号及尺寸

型号
外形尺寸( mm)
安装尺寸( mm)
内径d
外径D
宽度T
da
min
Da
max
ra
max
高速轴
7208AC
40
80
18
47
73
1
中间轴
7210AC
50
90
20
57
83
1
低速轴
7213AC
65
120
23
72
113
2

输出轴轴承计算
角接触球轴承7213AC的α=25°,其基本额定动载荷C=85kN,基本额定静载荷C0=74.5kN
预期寿命=3×300×8=7200 h
1 ) 轴承所受的径向载荷Fr和轴向载荷Fd

内部轴向力:
Fd1=0.68Fr1 =2152.58N
Fd2=0.68Fr2=787.44N
Fae=1885N
因为Fae+Fd2>Fd1
因此被”压紧”的轴承1 Fa1= Fae+ Fd2=2672.44N
被”放松”的轴承2 Fa2=Fd2=787.44N
2) 当量动载荷P1和P2
低速轴轴承选用7213AC, 由于有轻微震动, 取,
Fa1/Fr1=0.84>e,查表13-5 取X=0.41,Y=0.87
P1=fp(XFr1+YFa1)=3985.19N
Fa2/Fr2=e,取X=1,Y=0
P2=fp(XFr2+YFa2)= 1158.0N
取Pmax=3985.19N
3) 验算轴承寿命
因为>, 因此按轴承1的受力大小验算

L>>L′h
所选轴承可满足寿命要求。

9. 键联接设计
1．高速轴带轮的键联接
根据d =35 mm, 查机械课程设计手册, 选用A型, b×h=10×8,
L=32 mm

2．中间轴齿轮的键联接
根据d =54 mm, 查机械课程设计手册, 选用A型, b×h=16×10,
L=50 mm

3．低速轴齿轮的键联接
( 1) 选择类型及尺寸

根据d =67 mm, 查机械课程设计手册, 选用A型, b×h=20×12,
L=70 mm
( 2) 键的强度校核
(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k
l = L -b= 70-20=50 mm
k = 0.5h =6 mm
(2) 强度校核
此处, 键、 轴和轮毂的材料都是钢,
查表6-2, 有轻微震动, 取[σp]=110MPa
TⅢ=884.08N.m
σp = [σp]
键安全合格

4.低速轴联轴器的键联接
1 选择类型及尺寸
根据d =60mm, 查机械课程设计手册, 选用C型, b×h=18×11 L=70mm
2 键的强度校核
(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k
l = L–b/2=61 mm
k = 0.5*h =6 mm
(2) 强度校核
此处, 键、 轴和轮毂的材料都是钢,
查表6-2, 有轻微震动, 取[σp]=110MPa
T=884.08 N.m
σp = [σp]
键安全合格

10.联轴器选择
1.类型选择.
选取联轴器的型号: 齿式联轴器

11. 减速器箱体及附件
1） 箱体主要尺寸
采用HT200铸造箱体, 水平剖分式箱体采用外肋式结构。箱内壁形状简单, 润滑油流动阻力小, 铸造工艺性好, 但外形较复杂。
箱体主要结构尺寸

名称
符号
尺寸关系
箱座壁厚
δ
δ=10mm
箱盖壁厚
δ1
δ1=10mm
箱体凸缘厚度
b, b1, b2
箱座b=1.5*δ=15mm
箱盖b1=1.5*δ=15mm
箱底座b2=2.5*δ=25mm
肋厚
m, m1
箱座m=0.85*δ=8mm
箱盖m=0.85*δ=8mm
地脚螺钉直径
df
0.036*a+12=21.08mm 取M22
地脚螺钉数目
n
n=6
轴承旁联接螺栓直径
d1
d1=0.75*df=18 mm
取M20
箱盖、 箱座联接螺栓直径
d2
(0.5～0.6)* df
取M10
轴承端盖螺钉直径
d3
d3=( 0.4～0.5) *df
取M8
窥视孔盖螺钉直径
d4
d4=(0.3～0.4)*df 取 M10
定位销直径
d
d=( 0.7～0.8) *d2
=10 mm
df、 d1、 d2至箱壁外距离
C1
df: C1=30mm
d1: C1=30mm
d2: C1=30mm
df、 d2至凸缘边缘的距离
C2
df: C2=26mm
d1: C2=26mm
d2: C2=26mm
轴承旁凸台高度半径
R1
R1= C2=26mm
箱体外壁至轴承座端面的距离
l1
l1=C1+C2+(5～10)=66 mm
大齿轮顶圆至箱体内壁的距离
△1
≥1.2δ
取18 mm
齿轮端面至箱体内壁的距离
△2
>δ
取15mm
轴承端盖外径

+( 5~5.5) *
120( 1轴) 140( 2轴)
176( 3轴)
轴承旁联结螺栓距离

120( 1轴) 140( 2轴)
176( 3轴)

2） 主要附件
a) 窥视孔和视孔盖
窥视孔应设在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置, 其大小以手能伸进箱体进行检查操作为宜;窥视孔处应设计凸台以便于加工。视孔盖可用螺钉紧固在凸台
上, 并应考虑密封。

b)通气器
通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上。较完善的通气器内部制成一定曲路, 并设置金属网。考虑到环境因素选用了防尘性能好的二次过滤通气器。通气器选M22
油面指示器
用油标尺, 其结构简单、 在低速轴中常见。油标尺上有表示最高及最低油面的刻线。油标尺的安装位置不能太低, 以避免有溢出油标尺座孔。
油标尺选用M22

c)放油孔和油塞
放油孔应设置在油池的最低处, 平时用螺塞堵住。采用圆柱螺塞时, 箱座上装螺塞处应设有凸台, 并加封油垫片。放油孔不能高于油池底面, 以免排油不净。选M22
d)起吊装置
减速器箱体沉重, 采用起吊装置起吊, 在箱盖上铸有箱盖吊耳, 为搬运整个减速箱, 在箱座两端凸缘处铸有箱座吊耳。结构简单