直齿轮减速器设计【任务书+CAD+说明书】.rar

减速器设计说明书 系 别：班 级：姓 名：学 号：指导教师：职 称：1目录第一部分 设计任务书.11.1 设计题目.11.2 设计计算步骤.11.3 传动方案特点.1第二部分 选择电动机.32.1 电动机类型的选择.32.2 确定传动装置的效率.32.3 选择电动机容量.32.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比.42.5 动力学参数计算.5第三部分 减速器齿轮传动设计计算.83.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数.83.2 按齿面接触疲劳强度设计.83.3 确定传动尺寸.103.4 校核齿根弯曲疲劳强度.113.5 计算齿轮传动其它几何尺寸.12第四部分 链传动设计计算.14第五部分 开式圆柱齿轮传动设计计算.175.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数.175.2 按齿根弯曲疲劳强度设计.175.3 确定传动尺寸.205.4 校核齿面接触疲劳强度.205.5 计算齿轮传动其它几何尺寸.22第六部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计.246.1 输入轴设计计算.246.2 输出轴设计计算.29第七部分 轴承的选择及校核计算.367.1 输入轴的轴承计算与校核.367.2 输出轴的轴承计算与校核.37第八部分 键联接的选择及校核计算.398.1 输入轴键选择与校核.398.2 输出轴键选择与校核.392第九部分 联轴器的选择.409.1 输入轴上联轴器.40第十部分 减速器的润滑和密封.4110.1 减速器的润滑.4110.2 减速器的密封.41第十一部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸.4311.1 减速器附件的设计与选取.4311.2 减速器箱体主要结构尺寸.50第十二部分 设计小结.52参考文献.521第一部分 设计任务书1.1 设计题目一级直齿圆柱减速器，每天工作小时数：24 小时，工作年限（寿命）：5 年，每年工作天数：250 天，配备有三相交流电源，电压 380/220V。表 1-1 设计数据拉力 F6000N速度 v0.45m/s直径 D200mm1.2 设计计算步骤1.确定传动装置的传动方案2.选择合适的电动机3.计算减速器的总传动比以及分配传动比4.计算减速器的动力学参数5.齿轮传动的设计6.传动轴的设计与校核7.滚动轴承的设计与校核8.键联接设计9.联轴器设计10.减速器润滑密封设计11.减速器箱体结构设计1.3 传动方案特点1)组成:传动装置由电机、减速器、联轴器、工作机组成。2)特点:齿轮相对于轴承对称布置3)确定传动方案,根据任务书要求，选择传动方案为电动机-一级直齿圆柱齿轮减速器-工作机。23第二部分 选择电动机2.1 电动机类型的选择按照工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为 380V，Y 型。2.2 确定传动装置的效率查表得：联轴器的效率：1=0.99滚动轴承的效率：2=0.99滑动轴承的效率：h=0.97闭式圆柱齿轮的效率：3=0.98链传动的效率：c=0.96开式圆柱齿轮的效率：o=0.96工作机的效率：w=0.97a=1 22 h 3 c o w=0.99 0.992 0.97 0.98 0.96 0.96 0.97=0.8252.3 选择电动机容量工作机所需功率为Pw=F V1000=6000 0.451000=2.7kW电动机所需额定功率:Pd=Pwa=2.70.825=3.27kW工作机轴转速：nw=60 1000 V D=60 1000 0.45 200=42.97rmin查课程设计手册表选取推荐的合理传动比范围，一级圆柱齿轮传动比范围为：35，开式圆柱齿轮传动比范围为：25，链传动比范围为：24，因此合理的总传动比范围为：12100。电动机转速的可以选择的范围为 nd=ianw=(12100)42.97=5164297r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、价格、重量、和减速器、传动比等因素，4选定电机型号为：Y112M-4 的三相异步电动机，额定功率 Pen=4kW，满载转速为nm=1440r/min，同步转速为 nt=1500r/min。表 2-1 电机选择方案对比方案型号额定功率/kW同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-2430002890图 2-1 电机尺寸表 2-2 电动机尺寸中心高 H外形尺寸LHD安装尺寸AB地脚螺栓孔直径 K轴伸尺寸DE键部位尺寸 FGACAD1124002651901401228608242301902.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比的计算由选定的电动机满载转速 nm和工作机主动轴转速 nw，可以计算出传动装置总传动比5为：ia=nmnw=144042.97=33.512（2）分配传动装置传动比取链传动比：ic=3取开式圆柱齿轮传动比：id=2.5减速器传动比为i1=iaicid=4.472.5 动力学参数计算（1）各轴转速：输入轴：n1=nm=1440.00rmin输出轴：n2=n1i1=14404.47=322.15rmin轴：n3=n2ic=322.153=107.38rmin工作机轴：n4=n3id=107.382.5=42.95rmin（2）各轴输入功率：输入轴：P1=Pd 1=3.27 0.99=3.24kW输出轴：P2=P1 2 3=3.24 0.99 0.98=3.14kW轴：P3=P2 2 c=3.14 0.99 0.96=2.98kW工作机轴：P4=P3 h o w=2.98 0.97 0.96 0.97=2.69kW则各轴的输出功率：输入轴：P1=P1 2=3.24 0.99=3.21kW输出轴：P2=P2 2=3.14 0.99=3.11kW轴：P3=P3 h=2.98 0.97=2.89kW6工作机轴：P4=P4 w=2.69 0.97=2.61kW（3）各轴输入转矩：电机轴：Td=9550 Pdnm=9550 3.271440=21.69Nm输入轴：T1=9550 P1n1=9550 3.241440=21.49Nm输出轴：T2=9550 P2n2=9550 3.14322.15=93.08Nm轴：T3=9550 P3n3=9550 2.98107.38=265.03Nm工作机轴：T4=9550 P4n4=9550 2.6942.95=598.13Nm则各轴输出转矩：输入轴：T1=9550 P1n1=9550 3.211440=21.29Nm输出轴：T2=9550 P2n2=9550 3.11322.15=92.19Nm轴：T3=9550 P3n3=9550 2.89107.38=257.03Nm工作机轴：T4=9550 P4n4=9550 2.6142.95=580.34Nm各轴转速、功率和转矩列于下表表 2-3 各轴动力学参数表轴名称转速 n/(r/min)功率 P/kW转矩 T/(Nm)电机轴14403.2721.69输入轴14403.2421.49输出轴322.153.1493.08轴107.382.98265.03工作机轴42.952.69598.137第三部分 减速器齿轮传动设计计算3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为=20。参考表 10-6 选用 7 级精度。材料选择由表 10-1 选择小齿轮 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮 45（调质），硬度为 240HBS选小齿轮齿数 z1=24，则大齿轮齿数 z2=z1i=244.47=107。3.2 按齿面接触疲劳强度设计由式(10-11)试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHt Td u+1u ZH ZE ZH2确定公式中的各参数值试选 KHt=1.3计算小齿轮传递的扭矩:T=9550 Pn=9550 3.241440=21.49Nm由表 10-7 选取齿宽系数 d=1由图 10-20 查得区域系数 ZH=2.49由表 10-5 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa。由式(10-9)计算接触疲劳强度用重合度系数 Z。a1=arccosz1 cos z1+2han=arccos24 cos 2024+2 1=29.841a2=arccosz2 cos z2+2han=arccos107 cos 20107+2 1=22.713=z1(tan a1 tan)+z2(tan a2 tan)2=24 (tan 29.841 tan 20)+107 (tan 22.713 tan 20)2=1.738Z=4 3=4 1.733=0.87计算接触疲劳许用应力H由图 10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa由式(10-15)计算应力循环次数：NL1=60 n j Lh=60 1440 1 24 250 5=2.592 109NL2=NL1u=2.592 1094.47=5.799 108由图 10-23 查取接触疲劳系数KHN1=0.86，KHN2=0.92取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得H1=Hlim1 KHN1SH=600 0.861=516MPaH2=Hlim2 KHN2SH=550 0.921=506MPa取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=506MPa试算小齿轮分度圆直径d1t32KHt Td u+1u ZH ZE ZH2=32 1.3 214901 10724+110724 2.49 189.8 0.875062=35.613mm1)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=d1t n60 1000=35.613 144060 1000=2.69ms齿宽 bb=d d1t=1 35.613=35.613mm计算实际载荷系数 KH。9由表 10-2 查得使用系数 KA=1根据 v=2.69m/s、7 级精度，由图 10-8 查得动载系数 Kv=1.04齿轮的圆周力。Ft=2 Td1=2 2149035.613=1206.86NKAFt/b=11206.86/35.613=34Nmm100Nmm查表 10-3 得齿间载荷分配系数 KH=1.2由表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承对称布置时，得齿向载荷分布系数KH=1.309由此，得到实际载荷系数KH=KA KV KH KH=1 1.04 1.2 1.309=1.634由式(10-12)，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t 3KHKHt=35.613 31.6341.3=38.434mm确定模数m=d1z1=38.43424=1.6mm，取 m=2mm。3.3 确定传动尺寸1)计算中心距a=m2(z1+z2)=22(24+107)=131mm2)计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1 m=24 2=48.00mmd2=z2 m=107 2=214.00mm3)计算齿宽b=d d1=48mm取 B1=55mmB2=50mm103.4 校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KF T YFa YSa Yd m3 z21 FT、m 和 d1同前齿宽 b=b2=50齿形系数 YFa和应力修正系数 YSa：由图 10-17 查得齿形系数YFa1=2.65，YFa2=2.17由图 10-18 查得应力修正系数YSa1=1.58，YSa2=1.8试选 KFt=1.3由式(10-5)计算弯曲疲劳强度用重合度系数 Y。Y=0.25+0.75=0.25+0.751.73=0.684圆周速度v=d1 n60 1000=48 144060 1000=3.619ms宽高比 b/hh=(2 ha +c )m=(2 1+0.25)2=4.5mmbh=504.5=11.111根据 v=3.619m/s，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数 Kv=1.05查表 10-3 得齿间载荷分配系数 KF=1.2由表 10-4 查得 KH=1.312，结合 b/h=50/4.5=11.111 查图 10-13，得 KF=1.06。则载荷系数为KF=KA KV KF KF=1 1.05 1.2 1.06=1.336由图 10-24c 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa、Flim2=380MPa11由图 10-22 查取弯曲疲劳系数KFN1=0.87，KFN2=0.9取弯曲疲劳安全系数 S=1.25，由式(10-14)得F1=Flim1 KFN1S=500 0.871.25=348MPaF2=Flim2 KFN2S=380 0.91.25=273.6MPa齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KF T YFa1 YSa1 Yd m3 z21=2 1.336 21490 2.65 1.58 0.6841 23 242=35.688MPa F1F2=2KF T YFa2 YSa2 Yd m3 z21=2 1.336 21490 2.17 1.8 0.6841 23 242=33.293MPa 100Nmm查表 10-3 得齿间载荷分配系数 KF=1.1由表 10-4 用插值法查得 KH=1.388，结合 b/h=6.399 查图 10-13，得 KF=1.075。则载荷系数为KF=KA KV KF KF=1 1.056 1.1 1.075=1.249由式(10-13)，按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mt 3KFKFt=2.342 31.2491.3=2.311mm取 m=3mm计算分度圆直径d1=m z1=3 24=72mm5.3 确定传动尺寸1)计算中心距a=m2(z1+z2)=32(24+61)=128mm2)计算小、大齿轮的分度圆直径19d1=z1 m=24 3=72.00mmd2=z2 m=61 3=183.00mm3)计算齿宽b=d d1=43.2mm取 B1=50mmB2=45mm5.4 校核齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度条件为H=2KH Td d31 u+1u ZH ZE ZT、d和 d1同前v=d1 n60 1000=72 107.3860 1000=0.405ms根据 v=0.405m/s、7 级精度，由图 10-8 查得动载系数 Kv=0.99齿轮的圆周力。Ft=2 Td1=2 26503072=7361.944NKAFt/b=17361.944/50=147Nmm100Nmm查表 10-3 得齿间载荷分配系数 KH=1.1由表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承悬臂布置时，得齿向载荷分布系数KH=1.39由此，得到实际载荷系数KH=KA KV KH KH=1 0.99 1.1 1.39=1.514由图 10-20 查取区域系数 ZH=2.49查表 10-5 得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa由式(10-9)计算接触疲劳强度用重合度系数 Z。a1=arccosz1 cos z1+2han=arccos24 cos 2024+2 1=29.841a2=arccosz2 cos z2+2han=arccos61 cos 2061+2 1=24.51420=z1(tan a1 tan)+z2(tan a2 tan)2=24 (tan 29.841 tan 20)+61 (tan 24.514 tan 20)2=1.69Z=4 3=4 1.693=0.877计算接触疲劳许用应力H由图 10-25 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：Hlim1=1100Mpa，Hlim2=1100Mpa由式(10-15)计算应力循环次数NL1=60 n j Lh=60 107.38 1 24 250 5=1.933 108NL2=NL1u=1.933 1082.5=7.731 107由图 10-23 查取接触疲劳系数：KHN1=0.94，KHN2=0.95取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式(10-14)得接触疲劳许用应力H1=Hlim1 KHN1S=1100 0.941=1034MPaH2=Hlim2 KHN2S=1100 0.951=1045MPaH=2KH Td d31 u+1u ZH ZE Z=2 1.514 2650300.6 723 2.5+12.5 2.49 189.8 0.877=928.35MPa H=1034MPa齿轮的圆周速度v=d1 n60 1000=72 107.3860 1000=0.405ms选用 7 级精度是合适的主要设计结论齿数 z1=24，z2=61，模数 m=3mm，压力角=20，中心距 a=128mm，齿宽B1=50mm、B2=45mm已知小齿轮的分度圆直径为：d5=72mm，则：21Ft5=2 Td5=2 26503072=7361.94NFr5=Ft5 tan =7361.94 tan 20=2679.53NFq=F2r+F2t=2679.532+7361.942=7834.41N5.5 计算齿轮传动其它几何尺寸计算齿顶高、齿根高和全齿高ha=m han=3 1=3mmhf=m(han+cn)=3 (1+0.25)=3.75mmh=ha+hf=m(2han+cn)=6.75mm计算小、大齿轮的齿顶圆直径da1=d1+2ha=72+2 3=78.00mmda2=d2+2ha=183+2 3=189.00mm计算小、大齿轮的齿根圆直径df1=d1 2hf=72 2 3.75=64.50mmdf2=d2 2hf=183 2 3.75=175.50mm注：han=1.0，cn=0.251)齿轮参数和几何尺寸总结表 5-1 齿轮主要结构尺寸代号名称计算公式小齿轮大齿轮模数 m33螺旋角 右旋 000左旋 000齿顶高系数 ha*1.01.0顶隙系数 c*0.250.25齿数 z2461齿宽 B5045齿顶高 hamha*33齿根高 hfm(ha*+c*)3.753.75分度圆直径 d72183齿顶圆直径 dad+2ha7818922齿根圆直径 dfd-2hf64.5175.5中心距a12812823第六部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计6.1 输入轴设计计算1)求输入轴上的功率 P1、转速 n1和转矩 T1P1=3.24kW；n1=1440r/min；T1=21.49Nm2)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 40Cr（调质），硬度为 280HBS，根据表，取 A0=110，于是得dmin A0 3Pn=110 33.241440=14.41mm输入轴的最小直径是安装联轴器的轴径，由于安装键将轴径增大 5%dmin=(1+0.05)14.41=15.13mm输入轴的最小直径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=KAT1，查表，考虑平稳，故取 KA=1.3，则:Tca=KA T=1.3 21.49=27.94Nm按照计算转矩 Tca应小于联轴器公称转矩的条件，同时兼顾电机轴直径 28mm，查标准或手册，选用 LX2 型联轴器。半联轴器的孔径为 25mm，故取 d12=25mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 62mm。3)轴的结构设计图24图 6-1 高速轴示意图为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径 d23=30mm。半联轴器与轴配合的轮毂长度 L=62mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比 L 略短一些，现取 l12=60mm。4)初步选择滚动轴承。因轴承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 d23=30mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承 6207，其尺寸为dDB=357217mm，故 d34=d78=35mm，则 l34=l78=B=17mm。由手册上查得 6207 型轴承的定位轴肩高度 h=3.5mm，因此，取 d45=d67=42mm。5)由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以 l56=55mm，d56=52mm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=5mm6)取轴承端盖厚度 e=10，端盖垫片厚度 t=2，为了便于轴承端盖装拆，保证轴承端盖的外端面与外接传动部件有一定距离，取 K=24，螺钉 C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，则轴承座宽度为L=+C1+C2+5=8+20+18+5=51mml23=L+t+e+K B s=51+2+10+24 17 5=65 mm7)取小齿轮距箱体内壁之距离 1=10mm,则l45=l67=1+s=10+5=15 mm258)轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键链接,半联轴器与轴的配合为 H7/k6,按机械设计手册查得截面尺寸 bh=87mm，长度 L=50mm,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 H7/k69)确定轴上圆角和倒角尺寸根据表，取轴端倒角为 C1.5,各轴肩处的圆角半径则由各轴肩决定。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表 6-1 轴的直径和长度轴段1234567直径25303542524235长度60651715551517已知小齿轮的分度圆直径为：d1=48mm，则：Ft1=2 Td1=2 2149048=895.42NFr1=Ft1 tan =895.42 tan 20=325.91N根据 6207 深沟球查手册得压力中心 a=8.5mm齿轮轮毂宽度 B=55mm第一段轴中点到轴承压力中心距离:l1=L12+L2+a=602+65+8.5=103.5mm轴承压力中心到齿轮支点距离:l2=L3+L4+B2 a=17+15+552 8.5=51mm齿轮中点到轴承压力中心距离:l3=l2=51mm计算轴的支反力水平支反力FNH1=Ft l3l2+l3=895.42 5151+51=447.71N26FNH2=Ft l2l2+l3=895.42 5151+51=447.71N垂直支反力FNV1=Fr l3l2+l3=325.91 5151+51=162.96NFNV2=Fr l2l2+l3=325.91 5151+51=162.96N计算轴的弯矩，并做弯矩图截面 C 处的水平弯矩MCH1=FNH1 l2=447.71 51=22833.21Nmm截面 C 处的垂直弯矩MCV1=FNV1 l2=162.96 51=8310.96Nmm分别作水平面的弯矩图（图 b）和垂直面弯矩图（图 c）截面 C 处的合成弯矩MC1=M2CH1+M2CV1=22833.212+8310.962=24298.71Nmm作合成弯矩图（图 d）T=21490Nmm作转矩图（图 e）2728图 6-2 高速轴受力及弯矩图10)按弯扭合成应力校核轴的强度通常只校核轴上承受最大弯矩和扭转的截面（即危险截面 C 左侧）的强度。必要时也对其他危险截面（扭矩较大且轴径较小的截面）进行强度校核。取=0.6（单向传动），则有抗弯截面系数为W=0.1 d3=0.1 423=7408.8mm抗扭截面系数为WT=0.2 d3=0.2 423=14817.6mm当量应力为ca=McaW=M2+(T)2W=24298.712+(0.6 21490)27408.8=3.71MPa 1b=70Mpa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）。6.2 输出轴设计计算1)求输出轴上的功率 P2、转速 n2和转矩 T2P2=3.14kW；n2=322.15r/min；T2=93.08Nm2)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（调质），硬度为 240HBS，根据表，取 A0=110，得:dmin A0 3Pn=110 33.14322.15=23.5mm输出轴的最小直径是安装链轮的轴径，由于安装键将轴径增大 7%dmin=(1+0.07)23.5=25.15mm故选取:d12=28mm3)轴的结构设计图29图 6-3 低速轴示意图为了满足链轮的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径d23=35mm。链轮轮毂宽度 L=42mm,为了保证轴端挡圈只压在链轮上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比链轮轮毂宽度 L 略短一些，现取 l12=40mm。4)初步选择滚动轴承。因轴承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 d23=35mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承 6208，其尺寸为dDB=408018mm，故 d34=d67=40mm。5)取安装齿轮处的轴段的直径 d45=44mm；已知大齿轮轮毂的宽度为 b2=50mm，为了使定距环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 l45=49mm。齿轮的右端采用轴肩定位，由轴径 d45=44mm，故取 h=3.5mm，则轴环处的直径 d56=51mm。6)取大齿轮距箱体内壁之距离 2=12.5mm，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=5mm，已知滚动轴承的宽度 B=18mm7)取轴承端盖厚度 e=10，端盖垫片厚度 t=2，为了便于轴承端盖装拆，保证轴承端盖的外端面与外接传动部件有一定距离，取 K=24，螺钉 C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，则轴承座宽度为L=+C1+C2+5=8+20+18+5=51mm30l23=L+t+e+K B s=51+2+10+24 18 5=64 mm齿轮倒角为 1mml34=B+s+2+1=18+5+12.5+1=36.5 mml56=s+2=5+12.5=17.5 mm8)轴上零件的周向定位链轮与轴的周向定位采用平键链接,大齿轮与轴的联接选用 A 型键，按机械设计手册查得截面尺寸 bh=128mm，长度 L=40mm。链轮与轴的联接选用 A 型键，按机械设计手册查得截面尺寸 bh=87mm，长度 L=28mm。齿轮、链轮与轴的周向定位采用平键链接,链轮与轴的配合为 H7/k6,同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7/r6,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 H7/k69)确定轴上圆角和倒角尺寸根据表，取轴端倒角为 C1.5,各轴肩处的圆角半径则由各轴肩决定。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表 6-2 轴的直径和长度轴段123456直径283540445140长度406436.54917.518已知大齿轮的分度圆直径为：d2=214mm，则：Ft2=2 Td2=2 93080214=869.91NFr2=Ft2 tan =869.91 tan 20=316.62N根据 6208 深沟球查手册得压力中心 a=9mm因齿轮倒角为 1齿轮轮毂宽度 B=50mm轴承压力中心到第一段轴支点距离:l1=L12+L2+a=402+64+9=93mm齿轮中点到轴承压力中心距离:31l2=B2+L3 1 a=502+36.5 1 9=51.5mm轴承压力中心到齿轮支点距离:l3=l2=51.5mm计算轴的支反力低速轴上外传动件压轴力 Fq=2521.95N水平支反力FNH1=Ft l3l2+l3=869.91 51.551.5+51.5=434.96NFNH2=Ft l2l2+l3=869.91 51.551.5+51.5=434.96N垂直支反力FNV1=Fr l3 Fq(l1+l2+l3)l2+l3=316.62 51.5 2521.95 (93+51.5+51.5)51.5+51.5=4640.74NFNV2=Fr l2+Fq l1l2+l3=316.62 51.5+2521.95 9351.5+51.5=2435.41N计算轴的弯矩，并做弯矩图截面 C 处的水平弯矩MCH1=FNH1 l2=434.96 51.5=22400.44Nmm截面 B 处的垂直弯矩MBV=Fq l1=2521.95 93=234541.35Nmm截面 C 处的垂直弯矩MCV1=FNV1 l2+Fq(l1+l2)=(4640.74)51.5+2521.95 (93+51.5)=125423.66NmmMCV2=MCV1=125423.66Nmm分别作水平面的弯矩图（图 b）和垂直面弯矩图（图 c）截面 B 处的合成弯矩MB=M2BH+M2BV=02+234541.352=234541.35Nmm截面 C 处的合成弯矩MC1=M2CH1+M2CV1=22400.442+125423.662=127408.30Nmm32作合成弯矩图（图 d）T=93080Nmm作转矩图（图 e）3334图 6-4 低速轴受力及弯矩图10)按弯扭合成应力校核轴的强度通常只校核轴上承受最大弯矩和扭转的截面（即危险截面 B）的强度。必要时也对其他危险截面（扭矩较大且轴径较小的截面）进行强度校核。取=0.6（单向传动），则有抗弯截面系数为W=0.1 d3=0.1 403=6400mm抗扭截面系数为WT=0.2 d3=0.2 403=12800mm当量应力为ca=McaW=M2+(T)2W=234541.352+(0.6 93080)26400=37.67MPa 30000h由此可知该轴承的工作寿命足够。7.2 输出轴的轴承计算与校核表 7-2 轴承参数表轴承代号d(mm)D(mm)B(mm)Cr(kN)C0r(kN)620840801829.518图 7-2 低速轴轴承示意图根据前面的计算，选用 6208 深沟球轴承，内径 d=40mm，外径 D=80mm，宽度B=18mm轴承基本额定动载荷 Cr=29.5kN，额定静载荷 C0r=18kN。要求寿命为 Lh=30000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：FN1=F2NH1+F2NV1=434.962+4640.742=4661.08NFN2=F2NH2+F2NV2=434.962+2435.412=2473.95N查表得 X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知 ft=1，fp=137因为不受轴向力，所以 Fa1=Fa2=0Pr1=X1 FN1+Y1 Fa1=1 4661.08+0 0=4661.08NPr2=X2 FN2+Y2 Fa2=1 2473.95+0 0=2473.95N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660n ft Crfp Pr3=30013.12h 30000h由此可知该轴承的工作寿命足够。38第八部分 键联接的选择及校核计算8.1 输入轴键选择与校核(1)输入轴与联轴器键选择与校核该处选用普通平键尺寸为 bhL=8750，型号为 A 型键（GB/T1096-2003）接触长度为 l=L-b=42mm联轴器材料为 45，查表得其许用挤压应力p=120MPa。故挤压应力为p=4 Th l d=12MPa p=120MPa故键满足强度要求。8.2 输出轴键选择与校核(1)输出轴与大齿轮键选择与校核该处选用普通平键尺寸为 bhL=12840，型号为 A 型键（GB/T1096-2003）接触长度为 l=L-b=28mm大齿轮材料为 45，查表得其许用挤压应力p=120MPa。故挤压应力为p=4 Th l d=38MPa p=120MPa故键满足强度要求。(2)输出轴与链轮键选择与校核该处选用普通平键尺寸为 bhL=8728，型号为 A 型键（GB/T1096-2003）接触长度为 l=L-b=20mm链轮材料为 45，查表得其许用挤压应力p=120MPa。故挤压应力为p=4 Th l d=95MPa p=120MPa故键满足强度要求。39第九部分 联轴器的选择9.1 输入轴上联轴器(1)联轴器载荷的计算查表得载荷系数 KA=1.3因此，公称转矩为：Tc=KAT=1.321.49=27.94Nm(2)联轴器型号的选择采用 LX2 弹性柱销联轴器（GB/T5014-2017），查表得该联轴器的许用公称转矩Tn=560Nm，许用转速n=6300r/min，主动端轴孔直径 d=28mm，轴孔长度 L=62mm。从动端轴孔直径 d=25mm，轴孔长度 L=62mm。Tc=27.94NmTn=560Nmn=1440r/minn=6300r/min所以该联轴器满足要求。40第十部分 减速器的润滑和密封10.1 减速器的润滑(1)齿轮的润滑齿轮圆周速度v=d1 n60 1000=48 144060 1000=3.619ms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，现取大齿轮齿顶距油池底面距离为47mm，,由于大齿轮全齿高 h=4.5mm2m/s，所以采用油润滑。这是闭式齿轮传动装置中的轴承常用的润滑方式，即利用齿轮的转动把润滑齿轮的油甩到四周壁面上，然后通过适当的油槽把油引入到轴承中去10.2 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，在构成箱体的各零部件间，如箱盖与箱座间、外伸轴的输出、输入与轴承盖间，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41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 v3m/s，输出轴与轴承盖间 v 1.2=1.2 8=9.6取 12mm齿轮端面与内箱壁距离3 =8取 10mm箱盖、箱座肋厚m1、m 0.851=0.85 8取 8mm高速轴承端盖外径D1D+(55.5)d3；D-轴承外径112mm低速轴承端盖外径D2D+(55.5)d3；D-轴承外径120mm51第十二部分 设计小结通过这次对一级直齿圆柱减速器的设计，使我们真正的了解了机械设计的概念，在这次设计过程中，反反复复的演算一方面不断的让我们接进正确，另一方面也在考验我们我们的耐心，思维的严密性和做研究的严谨性。我想这也是这次设计我们是哟应该达到的。这些让我感受颇深。通过几周的设计实践，我们真正感受到了设计过程的谨密性，为我们以后的工作打下了一定的基础。机械设计是机械这门学科的基础的基础，是一门综合性较强的技术课程，他融汇了多门学科中的许多知识，例如，机械设计，材料力学，工程力学，机械设计课程设计等，我们对先前学的和一些未知的知识都有了新的认识。也让我们认识到，自己还有好多东西还不知道，以后更要加深自己的知识内涵，同时，也非常感谢老师对我们悉心的指导，得已让我们能更好的设计。参考文献1 濮良贵.机械设计第九版.西北工业大学出版社2 吴宗泽.机械设计课程设计手册第 4 版.高等教育出版社3 机械设计手册编委会.机械设计手册（第 1 卷、第 2 卷、第 3 卷）（新版）北京机械工业出版社，20044 周开勤主编.机械零件手册（第四版）.北京：高等教育出版社，19945 龚桂义主编.机械设计课程设计图册（第三版）6 徐灏主编.机械设计手册.北京：机械工业出版社，199152减速器设计说明书 系 别：班 级：姓 名：学 号：指导教师：职 称：1目录第一部分 设计任务书.11.1 设计题目.11.2 设计计算步骤.11.3 传动方案特点.1第二部分 选择电动机.32.1 电动机类型的选择.32.2 确定传动装置的效率.32.3 选择电动机容量.32.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比.42.5 动力学参数计算.5第三部分 减速器齿轮传动设计计算.83.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数.83.2 按齿面接触疲劳强度设计.83.3 确定传动尺寸.103.4 校核齿根弯曲疲劳强度.113.5 计算齿轮传动其它几何尺寸.12第四部分 链传动设计计算.14第五部分 开式圆柱