1、 目目 錄錄 一、前言一、前言.- - 1 1 - - 二、電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數計算二、電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數計算.- - 2 2 - - 三傳動零件的三傳動零件的設設計計算計計算.- - 5 5 - - 四、軸的設計計算及校核四、軸的設計計算及校核.- - 1111 - - 五、箱體的設計及說明五、箱體的設計及說明.- - 1010 - - 六、鍵連接的選擇與計算六、鍵連接的選擇與計算.- - 2222 - - 七、滾動軸承的選擇及計算七、滾動軸承的選擇及計算.- - 2424 - - 八、聯軸器的選擇八、聯軸器的選擇.- - 2525 - - 九、潤滑與密

2、封的九、潤滑與密封的.- - 2626 - - 十、減速器附件設計十、減速器附件設計 - - 2727 - - 十一十一、設計小結、設計小結 - - 2929 - - 參考資料參考資料.- - 3131 - - 一、前言 傳動方案：帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器 原始數據: 1、運輸帶工作拉力f = 1900 n 2、運輸帶工作速度 v = 1.3 m/s 3、卷筒直徑 d= 250 mm 工作條件: 連續單向運轉，工作時有輕微振動，空載啟動，使用期限為 8 年，小批量生產， 單班制工作，運輸帶速度允許誤差為5%。 減速器部分為兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應用最廣泛的一種。

3、齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸 入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現象。原動機部分為 y 系列三相交流 異步電動機。 總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此 外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。 二、電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數計算 電動機的選擇 1、選擇電動機類型、選擇電動機類型 按工作要求選用 y 系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓 380v。 2、選擇電動機功率、選擇電動機功率 （1）傳動裝置的總效率： 確定各部分效率：滾動軸承的效率（五對）球軸承=0.99，閉式齒輪傳動效

4、率 齒輪=0.97，聯軸器效率 聯軸器=0.99，傳動卷筒效率 卷筒=0.96， 。滾子鏈 =0.96 總=5球軸承2齒輪2聯軸器卷筒滾子鏈 =0.9950.9720.9920.960.96 =0.808 （2）所需電動機功率： kw fv d 06 . 3 808 . 0 1000 3 . 11900 1000 p 3、確定電動機轉速、確定電動機轉速 計算卷筒的工作轉速： min/31.99 502 3 . 1100060 100060 r d v nw 通常，取二級圓柱齒輪減速器傳動比范圍，套筒滾子鏈的傳動比為=840i減速器 =15，則總傳動比的范圍為=8200,故電動機轉速的可選范圍為

5、： 滾子鏈 i a i （85200）99.3179519862r/min。dn a i w n 符合這一范圍的同步轉速有 1000、1500、3000r/min。根據容量和轉速，由有關 手冊查出有三種適用的電動機型號，因此有三種傳動比方案，綜合考慮電動機和傳 動裝置尺寸、重量、價格和鏈傳動、減速器的傳動比，可見第 3 方案比較適合，則 選。1440 /minnr= 4、確定電動機型號、確定電動機型號 根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為 y112m-4（4 級） 。 其主要性能：額定功率 4kw；滿載轉速 1440r/min；額定轉矩 2.2nm。 三、計算總

6、傳動比及分配各級的傳動比 1、總傳動比、總傳動比 由選定的電動機滿載轉數 nm工作機主動軸轉速，可得傳動裝置總傳動比為： w n 4.501 31.99 1440 w m a n n i 2、分配傳動裝置各級傳動比、分配傳動裝置各級傳動比 （1）取套筒滾子鏈傳動的傳動比為 2，則減速器的傳動比為鏈i總i 25 . 7 2 50.14 鏈 總 i i i a (2)兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比 =3.186總ii4 . 117.251.4 (3）則低速級齒輪傳動比 276 . 2 186 . 3 25 . 7 1 2 i i i 總 四、計算傳動裝置的運動和動力參數 1、0 軸（電機軸）軸（

7、電機軸） mn n p t rnn kwpp m d 3 . 20 1440 06 . 3 95509550 min1440 06 . 3 0 0 0 0 0 2、1 軸（高速軸）軸（高速軸） kwppp0294 . 3 0.9906 . 3 10 0101 min1440 1 1440 i n n 01 0 1r mn n p t09.20 1440 0294 . 3 95509550 1 1 1 3、2 軸（中間軸）軸（中間軸） kwppp91 . 2 97 . 0 0.990294 . 3 321 1212 min98.451 186 . 3 1440 i n n 12 1 2r mn

8、n p t49.61 98.451 91 . 2 95509550 2 2 2 4、3 軸（低速軸）軸（低速軸） kwpp79 . 2 97 . 0 0.9991 . 2 2323 mnt r 17.134 min59.198 276 . 2 98.451 n 3 3 5、4 軸（小滾輪軸）軸（小滾輪軸） mnt rn kwp 28.131 min59.198 73 . 2 4 4 4 5、5 軸（滾筒軸）軸（滾筒軸） mnt rn kwp 10.249 min295.99 59. 2 4 4 4 1 至 4 軸的輸入功率或輸出轉矩分別為各軸的輸入功率或輸出轉矩乘軸承效率 0.99： 1 軸的

9、輸出功率 kwpp00 . 3 0.990294 . 3 0.99 11 1 軸的輸出轉矩 mntt89.1999 . 0 09.2099 . 0 11 2 軸的輸出功率 kwp88. 20.9991 . 2 2 2 軸的輸出轉矩 mnt88.6099 . 0 49.612 3 軸的輸出功率 kwp76 . 2 0.9979 . 2 3 3 軸的輸出轉矩 mnt 8 . 13299 . 0 17.1343 4 軸的輸出功率 kwp70 . 2 0.9973 . 2 4 4 軸的輸出轉矩 mnt97.12999 . 0 28.1314 5 軸的輸出功率 kwp56 . 2 0.9959 . 2

10、5 5 軸的輸出轉矩 mnt61.24699 . 0 10.2495 運動和動力參數如下表： 功率 p/kw轉矩 t/（）mn 軸名 輸入輸出輸入輸出 轉速 n/(r/min) 傳動比 i 效率 電動機軸3.0620.31440 1 軸3.033.0020.0919.891440 2 軸2.912.8861.4960.88451.98 3 軸2.792.76134.17132.8198.59 4 軸2.732.70139.28129.97198.59 滾筒軸2.592.56249.10246.6199.295 1 0.99 3.186 0.96 2.276 0.96 1 0.99 2 0.96

11、 0.96 三、傳動零件的設計計算 3.13.1 鏈傳動設計鏈傳動設計： （1）選擇鏈輪齒數 取小鏈輪齒數，大鏈輪齒數 1 19z 21 1.62 1931ziz （2）確定計算功率 查得,單排鏈：1.0 a k 1.28 z k 當量動載荷1.0 1.28 3.74.74 caaz pk k pkw （3）選擇鏈條型號和節距 由 可選 16a 型號的鏈， 節距 p=25.4mm 1 4.74n129.1 / min ca pkwr及 （4）計算鏈節數和中心距 初選中心距 0 (30 50 )(30 50) 25.4762 1270appmm 取，則； 0 1000amm 0 2 01221

12、0 2 2() 22 1000193131 1925.4 2()103.83 25.4221000 p azzzzp l pa 取鏈節數：；104 p l 節 由 所以 1 21 -104-19 7.08 -31-19 p l z z z 1 0.24970f 則鏈傳動的最大中心距為： 112 (2()0.24970 25.4 (2 10450)1002.11000 p af plzzmm （5）確定鏈的速度 v 以及潤滑方式： 查表得：采用滴油潤滑 1 129 19 25.4 1.04/ 60 100060 100 p n z p vm s （6）計算壓軸力： 有效圓周力： 3.7 1000

13、10003557.7 1.04 p p fn r 鏈輪水平布置 則壓軸力1.15 fp k1.15 35584092 pfpe fkfn 3.23.2 齒輪的結構設計及計算：齒輪的結構設計及計算： 高速級齒輪傳動的設計計算高速級齒輪傳動的設計計算 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 根據傳動方案，選用直齒圓柱齒輪軸傳動。 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度（gb10095-88） 。 材料選擇。由機械設計表 10-1 選擇小齒輪材料為 40cr（調質） ，硬度為 280hbs，大齒輪材料為 45 鋼（調質） ，硬度為 240hbs，二者材料硬度差為 40hbs。 選小齒輪齒數

14、28，大齒輪齒數，32.8928186 . 3 112izz 圓整后齒數取。902z 2、按齒面接觸疲勞強度設計、按齒面接觸疲勞強度設計 （1）按照下式試算： 3 2 2 1 1 2 + h eh d t t zz i itk d 確定有關參數如下確定有關參數如下： 1） 傳動比 實際傳動比214 . 3 28 90 12i 齒數比： 214 . 3 12 iu 2）轉矩mmnt.102 4 1 3）試選載荷系數。tk=1.3 4）由機械設計表 10-7 選取齒寬系數。1 = d 5）由機械設計表 10-6 查得材料的彈性影響系數。 2 1 8 . 189 ae mpz= 6）由機械設計圖 1

15、0-30 選取區域系數。425 . 2 = h z 7）由機械設計圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 ah mp600 1lim = ah mp550 2lim = 8）由機械設計圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數，93 . 0 1=hn k88 . 0 2 = hn k 9）計算接觸疲勞應力 取失效概率為 1，安全系數 s=1，由式 10-12 得： a hhn h a hhn h mp s k mp s k 484 558 2lim2 2 1lim1 1 = = 因此，許用接觸應力 () a hh h mp521 2 21 = + = 1

16、0）由機械設計式 10-13 計算應力循環次數 89 12 9 11 1033 . 6 214.3/1002 . 2 / 1002 . 2 836581114406060 inn jlnn h ）（ （2）設計計算 1）試算小齒輪分度圓直徑。 1t d mmd t 311.38 1 2）計算圓周速度 sm nd v t 89 . 2 100060 11 3）計算齒寬 b 及模數 nt m 66.10 85 . 3 25 . 2 71 . 1 311.38 1 1 1 h b mmmh z d m mmdb nt t nt td 4）計算載荷系數 根據，7 級精度，由機械設計圖 10-8 查得動

17、載荷系數=1.12；smv/89 . 2 v k 直齒輪，查表 10-3 得，；hfk=k =1.2 查機械設計表 10-2 得使用系數=1； a k 由機械設計表 10-4 用插值法查得：7 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， 35 . 1 h k 由機械設計圖 10-13，以及，查得=1.375；故載荷系數 b =10.66 h 35 . 1 h k f k 81 . 1 hhva kkkkk 5）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 mm k k dd t t 553 11 6）計算模數 2 1 1 z d mn 3、按齒根彎曲強度設計、按齒根彎曲強度設計 按

18、式（10-5）得彎曲強度的設計公式為： 3 2 3 2 3 cos2 f safa d n yy z ykt m 確定公式內的各計算數值 1）由機械設計圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒 afe mp500 1= 輪的彎曲疲勞強度極限 afe mp380 2 = 2）由機械設計圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數，85 . 0 1 = fn k88 . 0 2 = fn k 3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數 s=1.4，由式 10-12 得： a fekn f a fekn f mp s f mp s f 86.238 57.303 22 2 11 1 = = 4

19、）計算載荷系數 85 . 1 = ffva kkkkk 5）查取齒形系數 由機械設計表 10-5 查得，65 . 2 1 = fa y17 . 2 2 = fa y 6） 查取應力校正系數 由機械設計表 10-5 查得，58 . 1 1 = sa y80 . 1 2 = sa y 7）計算小、大齒輪的并加以比較 f safay y 01635 . 0 01379 . 0 2 22 1 11 = = f safa f safa yy yy 大齒輪的數值較大。 設計計算 3 n 2*1.85*75900*0.01635 m=1.998 1*24*24 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數

20、 mn大于由齒根彎曲疲勞 強度計算的法面模數，取 m=2.0mm 已可滿足彎曲強度。 4.計算幾何尺寸計算幾何尺寸 （1） 小、大齒輪的分度圓直徑 mmmzd mmmzd n n 180 56 2 2 1 1 （2） 計算中心距 mm mzz a n 118 2 21 1 （3）計算齒寬 mmdb d 55 1 圓整后，小齒輪齒寬，大齒輪齒寬。mmb55 1 mmb50 2 低速級齒輪傳動的設計計算低速級齒輪傳動的設計計算 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 根據傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 精度等級仍選用 7 級精度（gb10095-88） 。 材料選擇

21、。由機械設計表 10-1 選擇小齒輪材料為 40cr（調質） ，硬度為 280hbs，大齒輪材料為 45 鋼（調質） ，硬度為 240hbs，二者材料硬度差為 40hbs。 選小齒輪齒數 30，大齒輪齒數，圓整齒數取 69。28.68276 . 2 30234izz 2、按齒面接觸疲勞強度設計、按齒面接觸疲勞強度設計 （1）按照下式試算： 3 2 2 1 1 2 + h eh d t t zz i itk d 確定有關參數如下：確定有關參數如下： 1）實際傳動比：=69/30=2.334i 齒數比：=2.3u 34 i 2）轉矩。mmnt.1015 . 6 4 3 3）試選載荷系數。3 . 1

22、 t k 4）由機械設計p201 表 10-6 查得材料的彈性影響系數。 2 1 8 . 189 ae mpz= 5）由機械設計表 10-7 選取齒寬系數。1 = d 6）由圖機械設計10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ； 大齒輪的接觸疲勞強度極限 ah mp600 3lim = ah mp550 4lim = 7）由機械設計式 10-13 計算應力循環次數 88 2 34 8 2 3 1079 . 2 276 . 2 /1034 . 6 / 1034 . 6 836581198.4516060 inn jlnn h ）（ 8）由機械設計圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數，

23、90 . 0 3 hn k95 . 0 4 hn k 9）計算接觸疲勞應力 取失效概率為 1，安全系數 s=1，由式 10-12 得： a hhn h a hhn h mp s k mp s k 484 558 2lim2 2 1lim1 1 = = 因此，許用接觸應力 () a hh h mp521 2 21 = + = （2）設計計算 1）試算小齒輪分度圓直徑 d3t。 mmd t 45.57 3 2）計算圓周速度v sm nd v t .361 100060 23 3）計算齒寬 b 及模數 nt m 66.1039. 5/45.57 38 . 5 25 . 2 39 . 2 45.57

24、3 3 3 h b mmmh z d m mmdb nt t nt td 5）計算載荷系數 查機械設計表 10-2 得載荷系數=1 a k 根據 v=1.36m/s，7 級精度，由圖 10-8 查得動載荷數=1.10 v k 由機械設計表 10-4 查得的值與直齒輪的相同，故424 . 1 hb k 由機械設計表 10-13 查得=1.35 f k 因此，載荷系數566 . 1 hhva kkkkk 6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑 mm k k dd t t 13.613 33 7）計算模數 51 . 2 3 3 z d mn 3、按齒根彎曲強度設計、按齒根彎曲強度設計 根據教材

25、p201 公式 10-5：得彎曲強度的設計公式為 21/3 23 (2/) fasadf mkt y yz 確定有關參數和系數確定有關參數和系數 根據教材 p208 圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪 3 500 fe mpa 的彎曲疲勞強度極限。 4 380 fe mpa 根據教材 p206 圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數，。 3 0.83 fn k 4 0.86 fn k 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數 s=1.4，根據教材 p205 公式 10-12 得 33 3 44 4 0.83 500 296.43 1.4 0.86 380 233.43 1.4

26、fnfe f fnfe f f mpampa s f mpampa s 計算載荷系數 k 1.25 1.02 1 1.351.721 avhh kk k kk 查取齒形系數 根據教材 p200 表 10-5 查得；。 3 2.65 fa y 4 2.225 fa y 查取應力校正系數 根據教材 p200 表 10-5 查得；。 3 1.58 sa y 4 1.765 sa y 計算大、小齒輪的并加以比較 fasa f y y 33 3 44 4 2.65 1.58 0.01412 296.43 2.148 1.794 0.01682 233.43 fasa f fasa f yy yy 大齒輪

27、的數值大。 設計計算設計計算 2 1/3 (2 1.721 152050 0.01682/1 24 )2.48mmmmm 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 m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面 接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可 取 m=3mm。 4.計算幾何尺寸計算幾何尺寸 （1） 小、大齒輪的分度圓直徑 mmmzd mmmzd n n 207 90 4 4 3 3 （2） 計算中心距 mm mzz a n 5 . 148 2 21 2 （3）計算齒寬 mmdb d 65 1

28、 圓整后，小齒輪齒寬，大齒輪齒寬。mmb703mmb654 四、軸的設計計算 高速軸的設計計算高速軸的設計計算 1、按扭矩初算軸徑按扭矩初算軸徑 圖 7-1 i 軸示意圖 選用 45 鋼調質，硬度 217255hbs。根據教材 p370（15-2）式，并查表 15-3， 取。 0 115a d115 (3.0294/1440)1/3mm=14.7mm 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑，為了使所選的軸直徑與聯軸 器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。 聯軸器的計算轉矩，根據教材 p351 表 14-1，考慮到轉矩變化很小， 1caa tk t 故取，則1.3 a k 1.3 34.8

29、445.292 ca tn mn m 按照計算轉矩應小于連軸器公稱轉矩的條件，根據機械設計綜合課程設計 ca t p146 表 6-100，選用 lx3 型彈性柱銷聯軸器，公稱轉矩為。半聯軸器的軸1250n m 孔直徑為 30mm，故取輸入軸最小直徑為 30mm。 2、軸的結構設計、軸的結構設計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不太大（） ，選用齒輪軸。半聯軸器與軸2 a dd 的周向定位采用平鍵連接。選用圓頭（a 型）普通平鍵，鍵的尺寸為 ，半聯軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定8756b h lmmmmmm 7 6 h k 位是由過渡配合來保證的，此時選軸的

30、直徑尺寸公差為 m6。 （2）確定軸各段直徑和長度 表 7-1 i 各軸段直徑 名稱依據確定結果（mm） 1 d 大于軸最小徑 17.7mm，電機軸徑 38mm， 且考慮與聯軸器內孔標準直 1 (0.8 1.2)dd 徑配合，聯軸器選擇 lx3 型 30 2 d聯軸器定位 211 2(0.07 0.1) 30(4.2 6)34.2 36 ddd 35 3 d 考慮軸承選用代號為 6008 軸承軸承 32 dd 內經，外徑，寬度40dmm68dmm 15bmm 40 4 d 考慮軸承定位46 5 d 考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不太大（60 ） ，選用齒輪軸，此時2 a dd 51 60 a dd

31、mm 6 d 64 dd 46 7 d（同一軸承） 73 dd 40 （3）確定軸各段直徑和長度 1 軸段安裝聯軸器：半聯軸器寬度，取。82lmm 1 80lmm 2 軸段的長度：，其中為聯軸器的內端面至軸承端蓋凸緣厚度， 21s llta 1s l ，取 ； 為軸承端蓋凸緣厚度，；為軸承蓋 1 15 20 s lmm 1 20 s lmmt11tmma 的上端面至軸承座孔邊緣的距離，取齒輪距箱體內壁之間的距離，考慮到16mm 箱體鑄造誤差，在確定軸承位置時，應距內壁一段距離 s，取，已知軸承寬8smm 度，箱座厚度，則15bmm8mm 1 25alsbmm 。 2 20 112556lmm

32、3 軸段的長度：應略小于或等于深溝球軸承寬度，。 3 l 3 l 3 25lmm 4 軸段長度：取軸上兩齒輪間的距離， 4 l 23 14mm 。 12 4323 16890 102 10112 2 bb lsb 5 軸段長度：其長度與齒寬相同，。 5 l 5 60lmm 6 軸段長度：。 6 l 6 168 1014lsmm 7 軸段長度：其長度為軸承寬度與擋油環寬度和，。 7 l 7 25lmm 3 按彎扭合成應力校核軸的強度按彎扭合成應力校核軸的強度 求軸上的載荷: 1求垂直面的支承反力 n lll llflf f rt 8 . 253 321 21312 2 nffff rr 2 .

33、51 2321 2求水平面的支承反力 n lll lfllf f tt h 6 . 696 321 12213 2 nffff thth 5 . 140 2231 3繪垂直面的彎矩圖 mnllflfm rr 3 . 15 21312 4繪水平面的彎矩圖 mnllflfm tt 6 . 5 21312 5合成彎矩圖 mnmmm ahava 3 . 166 . 5 3 . 15 2222 6軸的轉矩 mnt09.20 現將計算出的截面 c 處的、及的值列于下表。 h m v mm 載 荷水平面 h垂直面 v 支承反力 f nfnh 5 . 140 1 nfnh 6 . 696 2 nfnv 2 .

34、 51 1 nfnv 8 . 253 2 彎矩 m mnmh 3 . 15mnmv6 . 5 總彎矩 mnm 3 . 16 扭矩 tmnt09.20 圖 7-2 i 軸的載荷分析圖 根據教材 p373 公式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為 脈動循環變應力，取。0.6 抗彎截面系數 33 0.10.1 5113265.1wd 軸的計算應力 前已選定軸的 2222 ()58773(0.6 34837.32) 4.7 13265.1 caaa mt mpmp w 材料為 45 鋼，調質處理，查得。因此，故軸的強度符合要 1 60 a mp 1 ca 求。 中速軸的設計計算中速

35、軸的設計計算 1、按扭矩初算軸徑按扭矩初算軸徑 圖 7-3 ii 軸示意圖 選用 45 鋼調質，硬度 217255hbs。根據教材 p370（15-2）式，并查表 15-3， 取 0 115amm d115 (2.49/156.39)1/3mm=28.93mm 2、軸的結構設計、軸的結構設計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，大小齒輪安裝軸段直徑相同，查得平鍵截 面，鍵槽用銑刀加工，長為 36mm，為了保證齒輪與軸配合有良128b hmmmm 好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過 7 6 h n 渡配合來保證的，此時選軸的直徑尺寸

36、公差為 m6。 （2）確定軸各段直徑和長度 表 7-2 ii 各軸段直徑 名稱依據確定結果（mm） 1 d 大于軸最小徑 28.93mm，選擇軸承 6307，軸承 內徑 d=35mm，外徑 d=80mm，寬度 b=21mm 35 2 d 安裝齒輪段 21 dd 211 2(0.07 0.1) 35(4.9 7)39.9 42 ddd 41 3 d 軸肩段，取 h=3.5mm (0.07 0.1)hd48 4 d 42 dd 41 5 d（同一對軸承） 51 dd 35 （3）確定軸各段直徑和長度 1 軸段的長度： 1 l 134 221 188249lbmm 軸承型號為 6207，軸承寬度 b

37、=17mm，為齒輪端面與箱體內壁的距離，為 3 4 軸承內端面與箱體內壁之間的距離。 2 軸段的長度：，齒寬。 2 l 22 256254lbmm 2 56bmm 3 軸段的長度：=10mm，為兩齒輪間距。 3 l 3 l 4 軸段長度：，齒寬=90mm。 4 l 43 290288lbmm 3 b 5 軸段長度： 5 l 56233 447lbbmm 軸承寬度 b=21mm，為 i 軸軸段 4 的長度 122mm，為 ii 軸上兩齒輪間的 6 23 距離。 1求垂直面的支承反力 n lll llflf f rt 2 . 928 321 21312 2 nffff rr 4 . 440 232

38、1 2求水平面的支承反力 n lll lfllf f tt h 97.1209 321 12213 2 nffff thth 7 .2550 2231 3繪垂直面的彎矩圖 mnllflfmc rr 90.56 21312 4繪水平面的彎矩圖 mnllflfmc tt 33.1561 21312 5合成彎矩圖 mnmmm ahava 4 . 16633.15690.156 2222 6軸的轉矩 mnt49.61 現將計算出的截面 c 處的、及的值列于下表。 h m v mm 載 荷水平面 h垂直面 v 支承反力 f nfnh 7 . 2550 1 nfnh97.1209 2 nf2.928 1

39、nf 4 . 440 2 彎矩 m mnmh33.156mnmv90.50 總彎矩 mnm 4 . 166 扭矩 tmnt49.61 根據教材 p373 公式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為 脈動循環變應力，取。0.6 抗彎截面系數 322 ()3512 5 (355) 94.55 322322 35 dbt dt w d 軸的計算應力 2222 1 ()91752.92(0.6 997.545) 4183.53 21.9360 caa aa mt mp w mpmp 所以軸的強度符合要求。 低速軸的設計計算低速軸的設計計算 1、按扭矩初算軸徑按扭矩初算軸徑 圖 7-5

40、 iii 軸示意圖 選用 45 鋼調質，硬度 217255hbs。根據教材 p370（15-2）式，并查表 15-3， 取 0 115amm d115 (2.79/198.59)1/3=26.54mmmm 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑，為了使所選的軸直徑與聯軸 器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。 聯軸器的計算轉矩，根據教材 p351 表 14-1，考慮到轉矩變化很小， 3caa tk t 故取，則1.3 a k 1.3 472.85614.71 ca tn mn m 按照計算轉矩應小于連軸器公稱轉矩的條件，根據機械設計綜合課程設計 ca t p146 表 6-100，選用

41、lx3 型彈性柱銷聯軸器，公稱轉矩為。半聯軸器的軸1250n m 孔直徑為，故取輸入軸最小直徑為。45mm45mm 2、軸的結構設計、軸的結構設計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。齒輪與軸的連接，查得平鍵 截面，鍵槽用銑刀加工，長為，為了保證齒輪與軸配合有1610b hmmmm63mm 良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯軸器與軸的連接， 7 6 h n 選用平鍵為，半聯軸器與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向14990mmmmmm 7 6 h k 定位是由過渡配合來保證的，此時選軸的直徑尺寸公差為 m6。 （2）確定軸各段直徑和長度

42、表 7-3 iii 各軸段直徑 名稱依據確定結果（mm） 1 d 大于軸最小徑 42.23mm，考慮與聯軸器內孔 標準直徑配合，聯軸器選擇 lx3 型，取 1 45dmm 45 2 d聯軸器定位 211 2(0.07 0.1) 45(6.3 9)51.3 54 ddd 53 3 d 考慮軸承選用代號為 6011 軸承軸承 32 dd 內經，外徑，寬度55dmm90dmm 18bmm 55 4 d 考慮軸承定位61 5 d ，取， 4 (0.07 0.1)(4.27 6.1)hd5h 5 612 571dmm 71 6 d 考慮到齒輪的軸向定位采用套筒，取 6 57dmm 57 7 d（同一軸承

43、） 73 dd 55 （3）確定軸各段直徑和長度 1 軸段安裝聯軸器：半聯軸器寬度 l=112mm，取。 1 110lmm 2 軸段的長度：，其中為聯軸器的內端面至軸承端蓋凸緣厚度， 21s llta 1s l ，取； 為軸承端蓋凸緣厚度，；為軸承蓋 1 15 20 s lmm 1 20 s lmmt11tmma 的上端面至軸承座孔邊緣的距離，取齒輪距箱體內壁之間的距離，考慮到16mm 箱體鑄造誤差，在確定軸承位置時，應距內壁一段距離 s，取 s=8mm，已知軸承寬 度 b=15mm，箱座厚度，則8mm 1 25alsbmm 。 2 20 112556lmm 3 軸段的長度：應略小于或等于深溝

44、球軸承寬度， =28mm。 3 l 3 l 3 l 4 軸段長度： 4 l 3412 4223 16104 22 74.5 bbbb lb mm 5 軸段長度：該軸段為齒輪定位軸環，其長度為 5 l ，取。 5 1.41.5 57lhmm 5 10lmm 6 軸段長度：該軸段為安裝齒輪軸段，其長度略小于齒輪寬度， 6 l 。 6 83lmm 7 軸段長度：該軸段為齒輪安裝段并加套筒來保證齒輪和軸承的軸向定位， 7 l 。 34 7 432 146.5 2 bb lmm 3 按彎扭合成應力校核軸的強度 求軸上的載荷: 1求垂直面的支承反力 n ll d flf f ar v 450 2 32 4

45、 424 2 nfff vrv 1 . 287 2 . 339946 241 2求水平面的支承反力 n ll lf f t h 3 . 1263 32 24 2 nfff hth 7 . 788 241 3繪垂直面的彎矩圖 mnlfm vav 33 21 4繪水平面的彎矩圖 mnlfm hah 5 .91 32 5合成彎矩圖 mnmmm ahava 3 . 97 5 . 9133 2222 6軸的轉矩 mnt17.134 現將計算出的截面 c 處的、及的值列于下表。 h m v mm 載 荷水平面 h垂直面 v 支承反力 f nfnh 7 . 788 1 nfnh 3 . 1263 2 nf1

46、.287 1 nf450 2 彎矩 m mnmh 5 . 91mnmv 33 總彎矩 mnm 3 . 97 扭矩 tmnt17.134 圖 7-6 iii 軸的載荷分析圖 根據教材 p373 公式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為 脈動循環變應力，取。0.6 抗彎截面系數 323 ()5716 6 (576) 15990.96 322322 57 dbt dt w d 軸的計算應力 2222 1 ()194696.7(0.6 420000) 15990.96 19.9160 caa aa mt mp w mpmp 所以軸的強度符合要求。 五、箱體的設計及說明 5.15.1

47、 減速器結構減速器結構 減速器由箱體、軸系部件、附件組成，其具體結構尺寸見裝配圖及零件圖。 一般使用情況下，為制造和加工方便，采用鑄造箱體，材料為鑄鐵。箱體結構 采用剖分式，剖分面選擇在軸線所在的水平面上。 為了保證箱體軸承座處有足夠的壁厚，在外壁軸承蓋的附近加支撐肋。 為了提高箱體軸承座孔處的連接剛度，座孔兩側的連接螺栓應盡量靠近， （但不 要與端蓋螺釘孔及箱內導油溝發生干涉） ，為此，軸承座孔附近做出凸臺，使凸臺高 度有足夠的扳手空間。 現將箱體結構的基本尺寸列于下表：（見參考文獻機械設計手冊p46 表 2- 9） 表 12-1 箱體結構尺寸 名稱符號推薦尺寸選取值 箱座壁厚0.025a+

48、388 箱蓋壁厚 1 0.002a+288 箱座凸緣厚度b1.512 箱蓋凸緣厚度 1 b 1 1.5 12 箱座底凸緣厚度 2 b2.5 20 地腳螺栓直徑 f d 0.03612am20 地腳螺栓數目n 2504 250 5006 5008 an an an 時， 時， 時， 4 軸承旁聯 接螺栓直徑 1 d0.75 f d m12 箱蓋與箱座 連接螺栓直 徑通孔直徑 2 d(0.5 0.6) f d m12 連接螺栓 的間距 2 d l150 200120 軸承端蓋 螺釘直徑 3 d(0.4 0.5) f d m10 窺視孔蓋 螺釘直徑 4 d(0.3 0.4) f d m8 定位銷直徑

49、d 2 (0.7 0.8)d 8 軸承旁 凸臺半徑 1 r 2 c 16 凸臺高度h 根據位置及軸座外徑 確定，以便于扳手操 作為準 46 外箱壁至軸承 座端面距離 1 l 12 (5 8)cc 40 大齒輪頂圓 與內壁距離 1 1.2 10 齒輪端面與 內壁距離 2 8 箱蓋、箱座肋厚、 1 m 2 m 11 0.85 0.85 m m 1 8 8 m m 軸承端蓋外徑 2 d 3 (5 5.5)dd 50d 軸承端蓋 凸緣厚度 t 3 (11.2)d 11 軸承旁連接 螺栓距離 s 2 sd50d 5.25.2 注意事項注意事項 （1）裝配前，所有的零件用煤油清洗，箱體內壁涂上兩層不被機油

50、浸蝕的涂料； （2）齒輪嚙合側隙用鉛絲檢驗，高速級側隙應不小于 0.211mm，低速級側隙也不應 小于 0.211mm； （3）齒輪的齒側間隙最小= 0.09mm，齒面接觸斑點高度45%，長度60%； （4）深溝球軸承 6205、6207、6208 的軸向游隙均為 0.100.15mm；用潤滑油潤滑； （5）箱蓋與接觸面之間禁止用任何墊片，允許涂密封膠和水玻璃，各密封處不允許 漏油； （6）減速器裝置內裝 ckc150 工業用油至規定的油面高度范圍； （7）減速器外表面涂灰色油漆； （8）按減速器的實驗規程進行試驗。 六、鍵聯接的選擇及計算 6.1 輸入軸與聯軸器連接采用平鍵連接輸入軸與聯軸器

51、連接采用平鍵連接 一般 8 級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪在兩支 撐點中間，故選用圓頭（a 型）普通平鍵。 鍵的尺寸為8756b h lmmmmmm 鍵的工作長度，則56848llbmmmmmm 鍵的擠壓應力 33 2102 34.84 10 3.5 48 30 13.83100 120 p apa t kld mpmp 傳遞扭矩（） t n m 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度， k 0.5kh 鍵的工作長度（mm） l 軸的直徑（mm） d 所以鍵符合強度要求。 6.2 傳動軸與齒輪傳動軸與齒輪 2、3 連接用平鍵連接連接用平鍵連接 因為大齒輪和小齒輪軸段的軸徑相同，所以只

52、需校核工作長度較短的鍵。 工作長度較短的鍵的尺寸為12836b h lmmmmmm 鍵的工作長度，則36824llbmmmmmm 鍵的擠壓應力 33 2102 152.05 10 4 24 41 77.26100 120 p apa t kld mpmp 所以鍵符合強度要求。 6.3 輸出軸與聯軸器連接采用平鍵連接輸出軸與聯軸器連接采用平鍵連接 鍵的尺寸為14990b h lmmmmmm 鍵的工作長度，則901476llbmmmmmm 鍵的擠壓應力 33 2102 472.85 10 4.5 76 45 61.45100 120 p apa t kld mpmp 所以鍵符合強度要求。 6.4

53、輸出軸與齒輪連接采用平鍵連接輸出軸與齒輪連接采用平鍵連接 鍵的尺寸為161063b h lmmmmmm 鍵的工作長度，則631647llbmmmmmm 鍵的擠壓應力 33 2102 472.85 10 5 47 57 70.6100 120 p apa t kld mpmp 所以鍵符合強度要求。 七、滾動軸承的選擇及校核計算 根據根據條件，軸承預計壽命：83658=23360 小時。 7.1 計算高速軸軸承計算高速軸軸承 軸承型號 6205，基本額定動載荷，轉速，軸承組中17.0 r ckn 710 /minnr 較大載荷 2222 898.03326.85 955.66 nhnv pffn

54、載荷系數取 1.2；溫度系數取 1；對于球軸承，壽命系數，則軸承壽 p f t f3 命 663 3 10101 17.0 10 ()()76468.612000 6060 7101.2 955.66 tr h p f c lhh nf p 所以，所選軸承符合強度要求。 7.2 計算傳動軸軸承計算傳動軸軸承 軸承型號 6207，基本額定動載荷，轉速，軸承組33.2 r ckn156.39 /minnr 中較大載荷 2222 1971.131430.842435.7 nhnv pffn 載荷系數取 1.2；溫度系數取 1；對于球軸承，壽命系數，則軸承壽命 p f t f3 663 3 10101

55、 32.2 10 ()() 6060 156.391.2 2435.7 156184.812000 tr h p f c l nf p hh 所以，所選軸承符合強度要求。 7.3 計算傳動軸軸承計算傳動軸軸承 軸承型號 6008，基本額定動載荷，轉速，軸承組30.2 r ckn48.27 /minnr 中較大載荷 2222 1971.131430.842435.7 nhnv pffn 載荷系數取 1.2；溫度系數取 1；對于球軸承，壽命系數，則軸承壽命 p f t f3 663 3 10101 30.2 10 ()()368560.812000 6060 48.271.2 2464.52 tr

56、 h p f c lhh nf p 所以，所選軸承符合強度要求。 八、聯軸器的選擇及計算 8.1 聯軸器選擇的步驟：聯軸器選擇的步驟： 1、類型選擇：彈性柱銷聯軸器 由于工作載荷有輕微沖擊，這種聯軸器工作時轉矩是通過主動軸上的鍵、半聯 軸器、彈性注銷、另一半聯軸器及鍵而傳到從動軸上去的，傳遞轉矩的能力很大， 結構簡單，安裝、制造方便，耐久性好，彈性注銷有一定的緩沖和吸振能力，允許 被連接兩軸有一定的軸向位移以及少量的徑向位移和角位移，故選擇彈性柱銷聯軸 器。 2、載荷計算 0 0 0 1 1 1 3 3 3 4 4 4 2.64 9550955035.51 710 2.59 955095503

57、4.84 710 2.39 95509550472.85 48.27 2.34 95509550462.96 48.27 p tn mn m n p tn mn m n p tn mn m n p tn mn m n 3、型號選擇 （1）連接輸入軸和電機軸的聯軸器選用型號 tl3，公稱轉矩為，半聯軸1250n m 器的軸孔直徑為 30mm，電機軸直徑為 38mm。 （2）連接輸出軸和滾筒軸的聯軸器選用型號 tl6，公稱轉矩為，半聯軸1250n m 器的軸孔直徑為 45mm。 九、減速器的潤滑與密封 1、齒輪的潤滑、齒輪的潤滑 由于減速器內的大齒輪傳動的圓周速度： 12m/s/64 . 3 100060 98.45115414 . 3 100060 22 sm nd v d2為齒輪 2 分度圓直徑，d2=154mm，n2為齒輪 2 的轉速,n2=451.98r/min。 采用潤滑油池