机械设计减速器设计说明书范本,机械设计减速器设计说明书

("机械设计减速器设计说明书系别：专业：学生姓名：学号：指导教师：职称：3目录第一部分拟定传动方案..............................................4第二部分电机动机的选择传动比的分配.......................52.1电动机的选择............................................52.2确定传动装置的总传动比和分配传动比........................6第三部运动和动力分析...........................第四部分齿轮设计计算.........................................134.1高速级齿轮传动的设计计算................................134.2低速级齿轮传动的设计计算..............................第五部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计..........................255.1输入轴的设计...........................................255.2中间轴的设计...........................................305.3输出轴的设计...........................................35第六部分齿轮的结构设计及键的计算.................................416.1输入轴齿轮的结构设计及键选择与校核.........................416.2中间轴齿轮的结构设计及键选择与校核..................416.3输出轴齿轮的结构设计及键选择与校核.........................41第七部分轴承的选择及校核计算....................................427.3输出轴的轴承计算与校核...................................43设计小结.......................................................494参考文献.......................................................50第一部分拟定传动方案1.1．初始数据1.工作要求；设计一带式运输机上的传动装置，工作中有轻微振动，经常满载工作，空载启动，单向运转，单班制工作（每天8小时）运输带运输带容许误差为5%。减速器为小批量生产，使用年限为5年。2.工况数据：F=2000ND=300mmV=1m/s1.2.传动方案特点1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有一定的刚度。53.确定传动方案：考虑到电机转速较高采用二级直齿圆柱齿轮减速器，。备选方案方案一：对场地空间有较大要求，操作较为便捷方案二：对场地要求较小，操作不便1.3方案分析方案一的场地空间有着较大要求，操作较为便捷。方案二对场地要求较小，但操作不便。由设计要求可知场地不收限制，故选择方案一。6第二部分电动机的选择及传动比的分配2.1电机的选择1.带轮的转速：2.工作机的功率3.计算传动装置总效率电机功率：4.电机的选择查电机类型适用Y型电机，同步转速为1000/min，满载转速为940r/min，功率为2.2kw的电机型号为Y112M-6.72.2传动比的分配1.总传动比的计算:轴号功率P/KW转矩T/N·m转速传动比i效率电机轴2.221.011000高速轴2.1620.65100010.903中间轴2.0766.41298.53.350.96低速轴1.9929963.654.690.96工作轴1.9629963.6510.9832.传动比的分配结合课程设计指导书推荐公式：，此处取1.4计算，可算得，符合齿轮单级传动比的规定。第三部分运动及动力分析经计算可得各轴的速度与受力：8第四部分齿轮传动的设计4.1高速级齿轮传动的设计计算1.齿面接触疲劳强度计算初选齿数：小齿轮数z1=19大齿数z2=19×3.35=63.65取64压力角\uf061=20°初选螺旋角β=14°按齿面接触疲劳强度计算:试选载荷系数KHt=1.3计算小齿轮传递的转矩T1=20.65N·m选取齿宽系数φd=1;由图查取区域系数ZH=2.433;传动比u=2.433切向压力角αt=arctan(tanαn/cosβ)=arctan(tan20°/cos140°)=20.562°\uf061a1=arccos[z1cos\uf061/(z1+2ha)]=arccos[19×cos20.562°/(19+2×1×cos14°)]=31.84°\uf061a2=arccos[z2cos\uf061/(z2+2ha)]=arccos[64×cos20.562°/(64+2×1×cos14°)]=24.668°端面重合度\uf065\uf061=[z1(tan\uf061a1-tan\uf061)+z2(tan\uf061a2-tan\uf061)]/2π=1.60069切面重合度\uf065β=φdZ1tanβ/π=1.5079重合度系数Z\uf065\uf020\uf03d\uf03d\uf030\uf02e\uf037\uf033\uf032\uf03b\uf05aβ=查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为\uf073Hlim1=600MPa、\uf073Hlim2=550MPa查取接触疲劳寿命系数:KHN1=1.03、KHN2=1.1小齿轮应力循环次数N1=60nkth=60×1000×1×300×5×8=7.2×108大齿轮应力循环次数N2=N1/u=7.2×108/3.35=2.149×108[\uf073H]1==618MPa;[\uf073H]2==605MPa取[\uf073H]1和[\uf073H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[\uf073H]=[\uf073H]2=605Mpa9试算小齿轮分度圆直径==59.55mm调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v==3.118m/s;齿宽b==59.55mm计算实际载荷系数KH由表查得使用系数KA=1.25;根据v=3.118m/s;7级精度由图查得动载系数KV=1.12齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=693.53N；KAFt1/b=1.25×693.53/59.55=14.56查表得齿间载荷分配系数KH\uf061=1.4；KH\uf062=1.42KH=KAKVKH\uf061KH\uf062=1.25×1.12×1.4×1.42=2.783可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1==59.55×=76.749mm及相应的齿轮模数mα=d1cosβ/z1=3.919mm2.齿面弯曲疲劳应力校核按齿轮弯曲疲劳强度设计KFt=1.3；βb=arctan(tanβcosαt)=13.14°εαv=εα/cos2βb=1.688;Y=0.25+0.75/εαv=0.694Yβ=1-εβ=0.824;Yε=0.25+0.75/\uf065\uf061\uf03d\uf030\uf02e\uf030\uf037\uf031\uf038\uf03510由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1=2.84YFa2=2.25YSa1=1.55YSa2=1.76计算Zv1=z1/cos3β=20.8同理Zv2=70.06查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为\uf073Flim1=500MPa、\uf073Flim2=380MPaKFN1=0.85;KFN2=0.88取安全系数S=1.4，得[\uf073F]1==303.57MPa[\uf073F]2==238.86MPa=0.0145;=0.0166取=0.0166试算模数mt计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v==1.204m/s;d1=m1z1=22.99mm齿宽b==22.99mm宽高比h=(2ha+c)mt=2.7225;b/h=22.99/2.7225=8.44计算实际载荷系数KF根据v=1.204m/s7级精度查表Kv=1.08由Ft1=2T1/d1=2×20.65/22.99=1.796×103NKAFt1/b=1.25×1.796×103/22.99=97.65N/mm﹤100N/mm查表得KFα=1.4由差值法KHβ=1.372结合b/h=8.44查表得KFβ=1.26；KF=KAKvKF\uf061KF\uf062=1.25×1.08×1.4×1.26=2.38111按实际载荷算得齿轮模数m=取标准值m=2mm按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=76.749mm算得小齿轮齿数z1=d1cosβ/m=37.23取z1=37则z2=uz1=3.35×37.23=123.95取z2=124z1和z2互质新传动比i=z2/z1=3.3513.几何尺寸计算计算中心距a=(d1+d2)/2=165.925mm中心距圆整为165mm修正后螺旋角β=arccos大小齿轮分度圆半径d1=;d2=齿宽b=φdd1=75.84mm取b2=76mm;b1=80mm调整后强度校核4.齿面接触疲劳强度校核Ft1=2T1/d1=516.25N;KAFt1/b=1.25×516.25/80=8.066<100查10-3表KHα=1.39；KH=KAKVKHαKHβ=2.76T1=20.65N·m;Φd=1;d1=75.84mm;u=3.351;ZH=2.45;ZE=189.8MPaZε=0.64;Zβ=0.99σH=<[σH]12齿根弯曲疲劳校核KF=2.4;T1=20.65N·m;YFa1=2.81;YFa2=1.74;Ysa1=1.50Ysa2=2.22;Yε=0.715;Yβ=0.82;β=12.64°;Φd=1;m=2mm;z1=37\uf073F1==21.29MPa≤[\uf073F]1\uf073F2==11.26MPa≤[\uf073F]2压力角α=20°;螺旋角β=12.64°变位系数x1=x2=0;中心距a=165mm;齿宽b1=65mm;b2=60mm小齿轮选用40Cr(调制),大齿轮选用45钢(调制),7级精度5.齿轮参数总结和计算代号名称高速级小齿轮高速级大齿轮模数m2mm2mm齿数z37124齿宽b6560mm分度圆直径d74mm248mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高ha2mm2mm齿根高hf2.5mm2.5mm全齿高h4.5mm4.5mm齿顶圆直径da78mm252mm齿根圆直径df69mm243mm6.2低速级齿轮传动的设计计算131.初选数据斜齿圆柱齿轮传动,压力角α=20°选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS初选小齿轮齿数z1=20大齿轮z2=93;u=4.65初选β=14°2.齿面接触疲劳强度计算按齿面接触疲劳强度计算:试选载荷系数KHt=1.2;选取齿宽系数φd=1;由图查取区域系数ZH=2.433切向压力角αt=arctan(tanαn/cosβ)=20.562°\uf061a1=arccos[z1cos\uf061/(z1+2ha)]=31.408°\uf061a2=arccos[z2cos\uf061/(z2+2ha)]=23.486°端面重合度\uf065\uf061=[z1(tan\uf061a1-tan\uf061)+z2(tan\uf061a2-tan\uf061)]/2π=1.629切面重合度\uf065β=φdZ1tanβ/π=1.587;重合度系数Z\uf065\uf020\uf03d\uf03d\uf030\uf02e\uf037\uf031\uf034\uf05aβ==0.985;T1=66.41×103N·mm查表得材料影响系数ZE=189.8Mpa查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为\uf073Hlim1=600MPa、\uf073Hlim2=550MPa查取接触疲劳寿命系数:KHN1=1.13、KHN2=1.18小齿轮应力循环次数N1=60nkth=2.15×108大齿轮应力循环次数N2=N1/u=4.6×107[\uf073H]1==452MPa;[\uf073H]2==432.68Mpa取[\uf073H]1和[\uf073H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[\uf073H]=432.68MPa试算小齿轮分度圆直径=47.81mm调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v==0.747m/s;齿宽b==47.81mm计算实际载荷系数KH由表查得使用系数KA=1.25;根据v=0.747m/s;7级精度由图查得动载系数KV=1.03齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2.79×103;KAFt1/b=72.94<100N·m查表得齿间载荷分配系数KH\uf061=1.4；KH\uf062=1.51114KH=KAKVKH\uf061KH\uf062=2.724可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1==62.83mm及相应的齿轮模数mα=d1cosβ/z1=3.05mm3.按齿轮弯曲疲劳强度设计4.KFt=1.2；βb=arctan(tanβcosαt)=13.14°εαv=εα/cos2βb=1.718;Y=0.25+0.75/εαv=0.687Yβ=1-εβ=0.815;Yβ=1-εβ=0.815由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1=2.75;YFa2=2.157YSa1=1.57;YSa2=1.81计算Zv1=z1/cos3β=21.89同理Zv2=101.81查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为\uf073Flim1=500MPa、\uf073Flim2=380MPaKFN1=0.83;KFN2=0.95取安全系数S=1.4，得[\uf073F]1==310MPa[\uf073F]2==240.67MPa=0.0139;=0.0162取=0.0139试算模数mt计算实际载荷系数前的数据准备15圆周速度v==0.46m/s;d1=m1z1=29.45mm齿宽b==29.45mm宽高比h=(2ha+c)mt=3.125mm;b/h=9.16计算实际载荷系数KF根据v=0.46m/s;7级精度查表Kv=1.02由Ft1=2T1/d1=4.51×103;KAFt1/b=183.769N/mm>100N/mm查表得KFα=1.2;查表得KHβ=1.51结合b/h=9.16由差值法KHβ=1.4KF=KAKvKF\uf061KF\uf062=2.056按实际载荷算得齿轮模数m=取标准值m=2mm按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=62.83mm算得小齿轮齿数z1=d1cosβ/m=30.48取z1=31则z2=uz1=146;d2=292mm4.几何尺寸计算计算中心距a=(d1+d2)/2=182.419mm取180mm修正后螺旋角β=arccos大小齿轮分度圆半径d1=;d2=齿宽b=φdd1=63.05mm取b2=60;b1=65调整后强度校核齿面接触疲劳强度校核KH=KAKVKHαKHβ=2.587T1=6.41×103N·m;d1=65mm;u=4.709;ZH=2.46;ZE=189.8MPa16Zε=0.657;Zβ=0.992σH=<[σH]齿根弯曲疲劳校核KF=2.2;T1=66.41×103N·mm;YFa1=2.52;YFa2=2.157Ysa1=1.64;Ysa2=1.83;Yε=0.689;Yβ=0.82\uf073F1==137.64MPa≤[\uf073F]1\uf073F2==76MPa≤[\uf073F]25.主要设计结论齿数z3=31、z4=143，模数m=2mm，压力角\uf061=20°，中心距a=187.5mm，齿宽b3=60mm、b4=65mm。6.齿轮参数总结和计算代号名称低速级小齿轮低速级大齿轮模数m2mm2mm齿数z31143齿宽b65mm60mm分度圆直径d62mm286mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高ha2mm2mm齿根高hf2.5mm2.5mm全齿高h5mm5mm齿顶圆直径da66mm290mm17齿根圆直径df58mm282mm第五部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计7.1高速轴的设计1.轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1=2.16KWn1=1000r/minT1=21.01Nm2.求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为:d1=74mm则:Fr=Ft×tan\uf061=558.1×tan20°=203.1N3.初步确定轴的最小直径:先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取A0=112，得：mm4.联轴器的选择18由题设知减速器工作具有轻微振动，故选弹性联轴器补偿两轴相对位移，初步选定弹性柱销联轴器，由公称转矩和轴径选定HL2，公称转矩为315Nm，高速轴直径为20mm，电机轴直径28mm。5.轴的设计图根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，由联轴器的选择确定输入轴ab段，轴径为20mm，长度为45mm。轴段bc由以下公式确定联轴器的倒角取为2mm，考虑到密封垫圈的内径，所以取，透盖高66mm，考虑到螺栓的长度此处取。选择型号为7028AC的角接触球轴承，其内径为40mm，宽为18mm，由此确定轴段cd，，轴环de段用以轴承的定位，故轴段gh由齿轮与端盖共同决定取，至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。196.轴的受力分析和校核1）计算出轴承支点的位置选择型号为7028AC的角接触球轴承由图知30tan25º=14mm两轴承之间的距离为L=190mm所以支点之间的距离为S=L-2T=190mm-28mm=164mm2）计算轴的支反力：N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：C左截面在垂直面上的弯矩：20C右截面在垂直面上的弯矩：弯矩图如下：21C点的合成弯矩为扭矩图如下：5按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。根据公式（14-4），取\uf061=0.6，则有：其中所以=0.49MP<60MP故设计的轴有足够的强度7.2中间轴的设计1.求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2=2.07KWn2=298.51r/minT2=299Nm2.求作用在齿轮上的力22已知高速级大齿轮的分度圆直径为：d2=248mm则:Fr1=Ft1×tan\uf061=3490.5×tan20°=1269.7N已知低速级小齿轮的分度圆直径为：d3=87mm则:Ft2===9709.2NFr2=Ft2×tan\uf061=9709.2×tan20°=3531.9N3.初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取：A0=107，得:dmin=A0×=107×=37.8mm4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d56,因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据dmin=37.8mm由轴承产品目录中选取深沟球轴承6208，其尺寸为d×D×T=40×80×18mm，故d12=d56=40mm。2）取安装大齿轮处的轴段V-VI的直径d45=45mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度B=56mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=54mm。齿轮的左端23采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由轴径d45=45mm查表，得R=1.6mm，故取h=4mm，则轴环处的直径d34=53mm。轴环宽度b≥1.4h，取l34=14.5mm。3）左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6208型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此，取d23=45mm。4）考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为B=92mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l23=90mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm，高速小齿轮和低速小齿轮之间的距离c=12mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=18mm，则l12=T+Δ+s+2=18+16+8+2=44mml56=T2T+s+Δ+2.5+2=18+8+16+2.5+2=46.5mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）:根据6208深沟球轴承查手册得T=18mm高速大齿轮齿宽中点距右支点距离L1=(56-2)/2+46.5-18/2mm=64.5mm中间轴两齿轮齿宽中点距离L2=(56/2+14.5+92/2)mm=88.5mm低速小齿轮齿宽中点距左支点距离L3=(92-2)/2+44-18/2)mm=80mm2）计算轴的支反力：24水平面支反力（见图b）：FNH1===5857.9NFNH2===7341.8N垂直面支反力（见图d）：FNV1===-294.5NFNV2===-1967.7N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面B、C处的水平弯矩：MH1=FNH1L1=5857.9×64.5Nmm=377835NmmMH2=FNH2L3=7341.8×80Nmm=587344Nmm截面B、C处的垂直弯矩：MV1=FNV1L1=-294.5×64.5Nmm=-18995NmmMV2=FNV2L3=-1967.7×80Nmm=-157416Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面B、C处的合成弯矩：M1==378312NmmM2==608073Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面B）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取\uf061=0.6，则有：25\uf073ca===MPa=50MPa≤[\uf073\uf02d\uf031]=60MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：267.3输出轴的设计1.求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T327P3=4.76KWn3=33.98r/minT3=1338.42Nm2.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为:d4=288mm则:Ft===9294.6NFr=Ft×tan\uf061\uf020\uf03d\uf020\uf039\uf032\uf039\uf034\uf02e\uf036\uf0d7\uf074\uf061\uf06e\uf032\uf030\uf0b0\uf03d\uf020\uf033\uf033\uf038\uf031\uf02e\uf031\uf020\uf04e3.初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取:A0=112，于是得dmin=A0×=112×=58.2mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT3，查表，考虑转矩变化很小，故取KA=1.3，则:Tca=KAT3=1.3×1338.42=1739.9Nm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T4323-2002或手册，选用LT10型联轴器。半联轴器的孔径为63mm故取d12=63mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为107mm。4.轴的结构设计图285.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23=68mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=73mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=107mm，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，故I-II段的长度应比L略短一些，现取l12=105mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23=68mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6214，其尺寸为d×D×T=70mm×125mm×24mm，故d34=d78=70mm，取挡油环的宽度为15，则l34=24+15=39mm左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6214型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，取d45=79mm。293）取安装齿轮处的轴段VI-VII段的直径d67=75mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知低速大齿轮轮毂的宽度为B=87mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l67=85mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由轴径d67=75mm查表，得R=2mm，故取h=6mm，则轴环处的直径d56=87mm。轴环宽度b≥1.4h，取l56=12mm。4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离，取l23=50mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm，低速小齿轮和高速小齿轮之间的距离c=12mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承的宽度T=24mm高速大齿轮轮毂宽度B2=56mm，则l45=B2+c+5+2.5+Δ+s-l56-15=56+12+5+2.5+16+8-12-15=72.5mml78=T+s+Δ+2.5+2=24+8+16+2.5+2=52.5mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）:根据6214深沟球轴承查手册得T=24mm齿宽中点距左支点距离L2=(87/2+12+72.5+39-24/2)mm=155mm齿宽中点距右支点距离L3=(87/2-2+52.5-24/2)mm=82mm2）计算轴的支反力：30水平面支反力（见图b）：FNH1===3215.9NFNH2===6078.7N垂直面支反力（见图d）：FNV1===1169.8NFNV2===2211.3N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH=FNH1L2=3215.9×155Nmm=498464Nmm截面C处的垂直弯矩：MV=FNV1L2=1169.8×155Nmm=181319Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M==530418Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取\uf061=0.6，则有：\uf073ca===MPa=16.3MPa≤[\uf073\uf02d\uf031]=60MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽31的影响）。轴的弯扭受力图如下：32第六部分齿轮的结构设计和键的选择及校核6.1齿轮1的结构设计与轴键选择由机械设计教材知可以做成实心齿轮该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=12mm×8mm×56mm，接触长度:l'=40-8=32mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'd[\uf073F]=0.25×7×32×26×120/1000=174.7NmT≥T1，故键满足强度要求。2.齿轮2的结构设计与轴键选择该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=14mm×9mm×50mm，接触长度:l'=50-14=36mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'd[\uf073F]=0.25×9×36×45×120/1000=437.4Nm33T≥T2，故键满足强度要求。2）中间轴与低速小齿轮处键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=14mm×9mm×80mm，接触长度:l'=80-14=66mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'd[\uf073F]=0.25×9×66×45×120/1000=801.9NmT≥T2，故键满足强度要求。8.3输出轴键选择与校核1）输出轴与低速大齿轮处的键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=20mm×12mm×80mm，接触长度:l'=80-20=60mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'd[\uf073F]=0.25×12×60×75×120/1000=1620NmT≥T3，故键满足强度要求。2）输出轴与联轴器处键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=18mm×11mm×100mm，接触长度:l'=100-18=82mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'd[\uf073F]=0.25×11×82×63×120/1000=1704.8NmT≥T3，故键满足强度要求。第七部分轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：Lh=8×300=2400h349.1输入轴的轴承计算与校核1）初步计算当量动载荷P:因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×1335+0×=1335N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=P=1335×=14872N3）选择轴承型号:查课本表11-5，选择:6207轴承，Cr=25.5KN，由课本式11-3有：Lh===2.42×105≥Lh所以轴承预期寿命足够。9.2中间轴的轴承计算与校核1)初步计算当量动载荷P:因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×3531.9+0×=3531.9N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=P=3531.9×=24233N3）选择轴承型号:查课本表11-5，选择:6208轴承，Cr=29.5KN，由课本式11-3有：Lh===8.66×104≥Lh所以轴承预期寿命足够。359.3输出轴的轴承计算与校核查手册可知，角接处球轴承7028AC的基本额定动载荷C=35.2KN。已知Fa=0.39kN,Ft=2.1kN,Fr=0.78kN1）受力分析，求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2.由受力分析可知：Fr2v=Ft1H=Ft2H=36Fr1=Fr1=Fr2=2)1）初步计算当量动载荷P:因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×3381.1+0×=3381.1N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:10-。C=P=3381.1×=15581N3）选择轴承型号:查课本表11-5，选择:6214轴承，Cr=60.8KN，由课本式11-3有：Lh===2.85×106≥Lh所以轴承预期寿命足够。第十部分联轴器的选择1.载荷计算公称转矩：T=T3=1338.42Nm37由表查得KA=1.3，故得计算转矩为：Tca=KAT3=1.3×1338.42=1739.9Nm2.型号选择选用LT10型联轴器，联轴器许用转矩为T=2000Nm，许用最大转速为n=2300r/min，轴孔直径为63mm，轴孔长度为107mm。Tca=1739.9Nm≤T=2000Nmn3=33.98r/min≤n=2300r/min联轴器满足要求，故合用。第十一部分减速器的润滑和密封11.1减速器的润滑1）齿轮的润滑通用的闭式齿轮传动，其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。由于低速大齿轮的圆周速度v≤12m/s，将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。这样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高，但一般亦不应小于10mm。为了避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30mm，取齿顶距箱体内底面距离为30mm。由于低速大齿轮全齿高h=6.75mm≤10mm，取浸油深度为10mm，则油的深度H为38H=30+10=40mm根据齿轮圆周速度查表选用中负荷工业齿轮油（GB5903-2011），牌号为220润滑油，粘度荐用值为177cSt。2）轴承的润滑轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外，也有使用固体润滑剂润滑的。选用哪一类润滑方式，可以根据低速大齿轮的圆周速度判断。由于低速大齿轮圆周速度v=0.61m/s≤2m/s，所以采用脂润滑。润滑脂形成的润滑膜强度高，能承受较大的载荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以维持相当长的一段时间。滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的1/3~2/3为宜。为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开。在本设计中选用通用锂基润滑脂，它适用于温度宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。11.2减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间v＜3m/s，输出轴与轴承盖间v＜3m/s，故均采用半粗羊毛毡密封圈。39第十二部分减速器附件及箱体主要结构尺寸名称符号公式与计算结果取值箱座壁厚δ0.025a+3=0.025×187.5+3=7.7取8mm箱盖壁厚δ10.02a+3=0.02×187.5+3=6.8取8mm箱盖凸缘厚度b11.5δ1=1.5×8=12取12mm箱座凸缘厚度b1.5δ=1.5×8=12取12mm箱座底凸缘厚度b22.5δ=2.5×8=20取20mm地脚螺钉直径df0.036a+12=0.036×187.5+12=18.8取M20地脚螺钉数目na≤250时，取n=4取4轴承旁连接螺栓直径d10.75df=0.75×20=15取M16盖与座连接螺栓d2(0.5-取M1040直径0.6)df=(0.5-0.6)×20=10-12连接螺栓d2的间距l150-200取150轴承端盖螺钉直径d3(0.4-0.5)df=(0.4-0.5)×20=8-10取M8视孔盖螺钉直径d4(0.3-0.4)df=(0.3-0.4)×20=6-8取M6定位销直径d(0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)×10=7-8取8mmdf、d1、d2至外箱壁距离C1根据螺栓直径查表取26、22、16df、d1、d2至凸缘边缘距离C2根据螺栓直径查表取24、20、14轴承旁凸台半径R1=20取20凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准41外箱壁至轴承座端面距离L1C1+C2+(5-10)=22+20+(5-10)取47大齿轮顶圆与内箱壁距离Δ1＞1.2δ=1.2×8=9.6取12齿轮端面与内箱壁距离Δ＞δ=8取16箱盖、箱座肋厚m1、m≈0.85δ=0.85×8=6.8取7设计小结这次关于减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过两个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础。机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《互换性与技术测量》、《工程材料》、《机械设计（机械设计基础）课程设计》等于一体。42这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想、训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反应和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助。设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。参考文献[1]濮良贵、陈国定、吴立言.机械设计.9版.北京：高等教育出版社，2013.05[2]陈立德.机械设计课程设计指导书[3]龚桂义.机械设计课程设计图册[4]机械设计手册委员会.机械设计手册(新版).北京机械工业出版社，2004",)