单级斜齿轮圆柱齿轮减速器课程设计
镇江高等专科学校课程设计报告书
题 目：单级斜齿轮圆柱齿轮减速器课程设计（III）
院 部：现代装备制造学院
专 业：机械制造及其自动化
班 级：机制202
姓 名：**
学 号：20223235
目录
第一部分 设计任务书 |
第二部分 传动装置总体设计方案 |
第三部分 选择电动机 |
3.1电动机类型的选择 |
3.2确定传动装置的效率 |
3.3选择电动机容量 |
3.4确定传动装置的总传动比和分配传动比 |
3.5动力学参数计算 |
第四部分 V带传动的设计 |
第五部分 减速器齿轮传动设计计算 |
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 |
6.2输出轴设计计算 |
第七部分 轴承的选择及校核计算 |
7.1输入轴的轴承计算与校核 |
7.2输出轴的轴承计算与校核 |
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 |
8.2输出轴键选择与校核 |
第九部分 联轴器的选择 |
9.1输出轴上联轴器 |
第十部分 减速器的润滑和密封 |
10.1减速器的润滑 |
10.2减速器的密封 |
第十一部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸 |
11.1减速器附件的设计与选取 |
11.2减速器箱体主要结构尺寸 |
第十二部分 设计小结 |
计算过程及计算说明 | 结果 | |||
第一部分 设计任务书 1.1设计题目 一级斜齿圆柱减速器，扭矩T=85N•m，转速nw=160r╱min，每天工作小时数：8小时，工作年限（寿命）：8年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。 1.2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.计算传动装置的运动和动力参数 5.普通V带设计计算 6.减速器内部传动设计计算 7.传动轴的设计 8.滚动轴承校核 9.键联接设计 10.联轴器设计 11.润滑密封设计 12.箱体结构设计 | ||||
第二部分 传动装置总体设计方案 2.1传动方案 传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。 1)该方案的优缺点 由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。 一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机 | ||||
第三部分 选择电动机 3.1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。 3.2确定传动装置的效率 查表得： 联轴器的效率：η1=0.99 滚动轴承的效率：η2=0.99 闭式圆柱齿轮的效率：η3=0.98 V带的效率：ηv=0.96 工作机的效率：ηw=0.95 3.3选择电动机容量 工作机所需功率为 电动机所需额定功率: 工作机轴转速： 查表课程设计手册，使用推荐的传动比范围，V带传动比范围为：2～4，一级圆柱齿轮传动比范围为：3～5，所以合理的总传动比范围为：6～20。可选择的电动机转速范围为 nd=ia×nw=(6～20)×160=960～3200r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y100L1-4的三相异步电动机，额定功率Pen=2.2kW，满载转速为nm=1430r/min，同步转速为nt=1500r/min。 | ||||
方案 | 电机型号 | 额定功率(kW) | 同步转速(r/min) | 满载转速(r/min) |
1 | 132S-8 | 2.2 | 750 | 710 |
2 | Y112M-6 | 2.2 | 1000 | 940 |
3 | Y100L1-4 | 2.2 | 1500 | 1430 |
4 | Y90L-2 | 2.2 | 3000 | 2840 |
图3-1电机尺寸
中心高 | 外形尺寸 | 地脚安装尺寸 | 地脚螺栓孔直径 | 轴伸尺寸 | 键部位尺寸 |
H | L×HD | A×B | K | D×E | F×G |
100 | 380×245 | 160×140 | 12 | 28×60 | 8×24 |
3.4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为：
（2）分配传动装置传动比
取普通V带的传动比：iv=2.5
减速器传动比为
3.5动力学参数计算
3.5.1计算各轴转速
3.5.2计算各轴输入功率
3.5.3计算各轴输入转矩
各轴转速、功率和转矩列于下表
轴名 | 输入功率/kW | 输出功率/kW | 输入转矩/N•mm | 输出转矩/N•mm | 转速n/(r/min) | 运行比i | 效率η |
电机轴 | 1.64 | 1.64 | 10952.45 | 10952.45 | 1430 | 2.5 | |
输入轴 | 1.57 | 1.55 | 26285.88 | 26023.02 | 572 | 3.58 | 0.96 |
输出轴 | 1.52 | 1.5 | 91299.17 | 90386.18 | 159.78 | 1 | 0.98 |
工作机轴 | 1.42 | 1.35 | 85008.2 | 85008.2 | 159.78 | 0.99 |
Pd=1.64 nw=160 ia=8.938 iv=2.5 i1=3.58 n1=572r╱min n2=159.78r╱min n3=159.78r╱min P1=1.57kW P2=1.52kW P3=1.42kW Td=10952.45N▪mm T1=26285.88N▪mm T2=91299.17N▪mm T3=85008.2N▪mm | |||
第四部分 V带传动的设计 4.1确定计算功率Pca 由表8-8查得工作情况系数KA=1，故 4.2选择V带的带型 根据Pca 、n1 由图8-11选用A型。 4.3确定带轮的基准直径dd并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径dd1 。由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径dd1=90mm。 2）验算带速v。按式（8-13）验算带的速度 带速在5～30m/s范围内，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 根据表8-9，取标准值为dd2=224mm。 4.4确定V带的中心距a和基准长Ld度 根据式（8-20），初定中心距a0=470mm。 由式（8-22）计算带所需的基准长度 由表选带的基准长度Ld=1430mm。 按式（8-23）计算实际中心距a。 按式（8-24）,中心距的变化范围为443--507mm。 4.5验算小带轮的包角αa 4.6计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=90mm和n1=1430r/min,查表8-4得P0=1.06kW。 根据n1=1430r/min，i=2.5和A型带，查表8-5得△P0=0.168kW。 查表8-6得Kα=0.957，表8-2得KL=0.96，于是 2）计算带的根数z 取2根。 4.7计算单根V带的初拉力F0 由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以 4.8计算压轴力Fp 1)带轮结构设计 1）小带轮的结构设计 小带轮的轴孔直径d=28mm 因为小带轮dd1=90 小带轮结构选择为实心式。 因此小带轮尺寸如下： 由于当B<1.5×d时
图4-1小带轮结构示意图 2）大带轮的结构设计 大带轮的轴孔直径d=18mm 因为大带轮dd2=224mm 因此大带轮结构选择为孔板式。 因此大带轮尺寸如下：
图4-2大带轮结构示意图 2)主要设计结论 选用A型V带2根，基准长度1430mm。带轮基准直径dd1=90mm，dd2=224mm，中心距控制在a=443～507mm。单根带初拉力F0=102.85N。 | |||
带型 | A | V带中心距 | 464mm |
小带轮基准直径 | 90mm | 包角 | 163.45° |
大带轮基准直径 | 224mm | 带长 | 1430mm |
带的根数 | 2 | 初拉力 | 102.85N |
带速 | 6.74m/s | 压轴力 | 407.12N |
KA=1 Pca=1.64kW A型 dd1=90mm v=6.74m/s dd2=224mm a0=470mm Ld=1430mm a=464mm α1=163.45° P0=1.06kW △P0=0.168kW KL=0.96 Z=2 q=0.105kg/m F0=102.85N Fp=407.12N | |||
第五部分 减速器齿轮传动设计计算 5.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 ①根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力取为α=20°，初选螺旋角β=13°。 ②参考表10-6选用7级精度。 ③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 ④选小齿轮齿数z1=25，则大齿轮齿数z2=z1×i=25×3.58=91。 5.2按齿面接触疲劳强度设计 ①由式(10-24)试算小齿轮分度圆直径，即 ②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: 由表10-7选取齿宽系数φd=1 由图10-20查得区域系数ZH=2.46 由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8√MPa。 由式(10-9)计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。 由公式可得螺旋角系数Zβ。 计算接触疲劳许用应力[σH] 由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 由式(10-15)计算应力循环次数： 由图10-23查取接触疲劳系数 取失效概率为1%，安全系数S=1，得 取 [σH]1 和 [σH]2 中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 ③试算小齿轮分度圆直径 1)调整小齿轮分度圆直径 ①计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度ν 齿宽b ②计算实际载荷系数KH。 由表10-2查得使用系数KA=1 根据v=0.94m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.03 齿轮的圆周力。 KA×Ft/b=1×1677.41/31.341=54N╱mm<100N╱mm 查表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.4 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KHβ=1.309 由此，得到实际载荷系数 ③由式(10-12)，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 ④确定模数 5.3确定传动尺寸 1)计算中心距 圆整为a=149mm β=13°18'21" 2)计算小、大齿轮的分度圆直径 3)计算齿宽 取B1=70mm B2=65mm 5.4校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 ①T、mn 和d1 同前 齿宽b=b2=65 齿形系数YFa 和应力修正系数YSa ，当量齿数为： 小齿轮当量齿数： 大齿轮当量齿数： 由图10-17查得齿形系数 由图10-18查得应力修正系数 试选载荷系数KFt=1.3 由式(10-18)，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε。 上式得 由式(10-19)，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ。 ②圆周速度 ③宽高比b/h 根据v=1.92m/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KFα=1.4 由表10-4查得KHβ=1.316，结合b/h=65/5.62=11.566查图10-13，得KFβ=1.061。 则载荷系数为 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 由图10-22查取弯曲疲劳系数 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式(10-14)得 齿根弯曲疲劳强度校核 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。 ④齿轮的圆周速度 选用7级精度是合适的 主要设计结论 齿数z1=25，z2=91，模数m=2.5mm，压力角α=20°，螺旋角β=13.3061°=13°18'21"，中心距a=149mm，齿宽B1=70mm、B2=65 1)计算齿轮传动其它几何尺寸 (1)计算齿顶高、齿根高和全齿高 (2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径 (3)计算小、大齿轮的齿根圆直径 2)齿轮参数和几何尺寸总结 | |||
代号和名称 | 公式 | 小齿轮 | 大齿轮 |
模数m | 2.5 | 2.5 | |
齿数z | 25 | 91 | |
齿宽b | 70 | 65 | |
分度圆直径d | 64.22 | 233.78 | |
螺旋角β | 左旋13°18'21" | 右旋13°18'21" | |
齿顶高系数ha* | 1.0 | 1.0 | |
顶隙系数c* | 0.25 | 0.25 | |
齿顶高ha | m×ha* | 2.5 | 2.5 |
齿根高hf | m×(ha*+c*) | 3.125 | 3.125 |
齿顶圆直径da | d+2×ha | 69.22 | 238.78 |
齿根圆直径df | d-2×hf | 57.97 | 227.53 |
中心距 | a | 149 | 149 |
ZH=2.46 ZE=189.8 Zε=0.674 Zβ=0.987 Zβ=0.987 [σH1]=552MPa [σH2]=522.5MPa v=0.94m╱s a=149mm a=149mm β=13°18'21" d1=64.22mm d2=233.78mm Yε=0.681 εα=1.66 v=1.92m╱s [σF1]=364MPa [σF2]=279.68MPa v=1.92m╱s ha=2.5mm hf=3.125mm h=5.625mm da1=69.22mm da2=238.78mm df1=57.97mm df2=227.53mm | ||||||
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)输入轴上的功率P1、转速n1 和转矩T1 由前面计算可知，P1=1.57kW；n1=572r/min；T1=26285.88N•mm 2)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=112，于是得 输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5% 故选取:d12=18mm 3)轴的结构设计图
图6-1高速轴示意图 ①为了满足大带轮的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径d23=23mm。大带轮轮毂宽度L=36mm,为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比大带轮轮毂宽度L略短一些，现取l12=34mm。 4)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据d23= 23 mm，由轴承产品目录中选择角接触轴承7205AC，其尺寸为d×D×B = 25×52×15mm，故d34=d67 = 25 mm。 5)取小齿轮距箱体内壁之距离Δ1 =10 mm。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 = 10 mm 由结构得左侧挡油环宽度s1=Δ1 +s =10+10 =20,则 6)采用分体式齿轮，该段安装齿轮，l45 略短于齿轮宽度，则l45=68mm。轴肩h34=1.5mm，则d45=28mm。轴肩h45=2.5， 则d56=33mm。轴环宽度b≥1.4h，取l56=4mm。 7)取轴承端盖厚度e=10，端盖垫片厚度Δt=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δ=8mm，则轴承座宽度为 由结构得右侧挡油环宽度s2=Δ1 +s -l56=10+10 -4=16,则 8)轴上零件的周向定位 齿轮、大带轮与轴的周向定位采用平键链接,大带轮与轴的配合为H7/k6,按机械设计手册查得截面尺寸b×h = 6×6mm，长度L=25mm,小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b×h = 8×7mm，长度L=56mm。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/k6 9)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。 | ||||||
轴段 | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 |
直径 | 18 | 23 | 25 | 28 | 33 | 25 |
长度 | 34 | 60 | 39 | 68 | 4 | 33 |
小齿轮所受的圆周力（d1为小齿轮的分度圆直径）
小齿轮所受的径向力
小齿轮所受的轴向力
根据7205AC角接触查手册得压力中心a=16.4mm
因齿轮倒角为2
齿轮轮毂宽度B=70mm
第一段轴中点到轴承压力中心距离:
轴承压力中心到齿轮支点距离:
齿轮中点到轴承压力中心距离:
①计算轴的支反力
高速轴上外传动件压轴力Fq=407.12N
水平支反力
垂直支反力
②计算轴的弯矩，并做弯矩图
截面C处的水平弯矩
截面B处的垂直弯矩
截面C处的垂直弯矩
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
截面C处的合成弯矩
③作合成弯矩图（图d）
作转矩图（图e）
图6-2高速轴受力及弯矩图
10)校核轴的强度
因C左侧弯矩大，且作用有转矩，故C左侧为危险剖面
抗弯截面系数为
抗扭截面系数为
最大弯曲应力为
剪切应力为
按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为
查表得45(调质)处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。
6.2输出轴设计计算
1)输出轴上的功率P2、转速n2 和转矩T2
由前面计算可知，P2=1.52kW；n2=159.78r/min；T2=91299.17N•mm
2)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=116，得:
输出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7%
故选取:d12=28mm
输出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= KA×T2，查表，考虑平稳，故取KA = 1.3，则:
按照计算转矩Tca 应小于联轴器公称转矩的条件，查标准或手册，选用LX2型联轴器。半联轴器的孔径为28mm，故取d12=28mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为62mm。
3)轴的结构设计图
图6-3低速轴示意图
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=33mm。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Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L略短一些，现取l12=60mm。
4)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据d23 = 33 mm，由轴承产品目录中选择角接触轴承7207AC，其尺寸为d×D×B = 35×72×17mm，故d34=d67 = 35 mm。
由结构得左侧挡油环宽度s1=Δ2 +s =12.5+10 =22.5,则
5)取安装齿轮处的轴段的直径d45 = 38 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B = 65 mm，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l45 = 63 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，由轴径d45 = 38 mm故取h = 3.5 mm，则轴环处的直径d56 = 45 mm。轴环宽度b≥1.4h，取l56 = 5 mm。
6)取大齿轮距箱体内壁之距离Δ2 = 12.5 mm，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 = 10 mm，已知滚动轴承的宽度B = 17 mm
7)取轴承端盖厚度e=10，端盖垫片厚度Δt=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δ=8mm，则轴承座宽度为
由结构得右侧挡油环宽度s2=Δ2+s -l56=12.5+10 -5=17.5,则
8)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,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b×h = 10×8mm，长度L=50mm。半联轴器与轴的联接选用A型键，按机械设计手册查得截面尺寸b×h = 8×7mm，长度L=50mm。
齿轮、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,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/k6
9)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。
轴段 | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 |
直径 | 28 | 33 | 35 | 38 | 45 | 35 |
长度 | 60 | 57 | 44.5 | 63 | 5 | 37.5 |
大齿轮所受的圆周力（d2为大齿轮的分度圆直径）
大齿轮所受的径向力
大齿轮所受的轴向力
根据7207AC角接触查手册得压力中心a=21mm
因齿轮倒角为2
齿轮轮毂宽度B=65mm
轴承压力中心到第一段轴支点距离:
齿轮中点到轴承压力中心距离:
轴承压力中心到齿轮支点距离:
①计算轴的支反力
水平支反力
垂直支反力
②计算轴的弯矩，并做弯矩图
截面C处的水平弯矩
截面C处的垂直弯矩
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
③作合成弯矩图（图d）
作转矩图（图e）
图6-4低速轴受力及弯矩图
10)校核轴的强度
因C左侧弯矩大，且作用有转矩，故C左侧为危险剖面
抗弯截面系数为
抗扭截面系数为
最大弯曲应力为
剪切应力为
按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为
查表得45(调质)处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。
dmin=16.46mm Ft1=818.62N Fr1=306.17N Fa1=193.61N Fq=407.12 FNH1=409.31N FNH2=409.31N FNV1=-540.08N FNV2=439.13N MCH1=22757.64N•mm MBV=38025.01N•mm MCV1=30632.43N•mm MCV2=24415.61N•mm MB=38025.01N•mm MC1=38160.92N•mm MC2=33377.12N•mm T=26285.88 W=1533.98mm³ WT=3067.96mm³ σ=24.88MPa τ=8.57MPa σca=26.92MPa dmin=26.3mm d12=28mm L12=60mm d23=33mm L23=57mm d34=35mm L34=44.5mm d45=38mm L45=63mm d56=45mm L56=5mm d67=35mm L67=37.5mm Ft2=781.07N Fr2=292.13N Fa2=184.72N FNH1=390.54N FNH2=390.54N FNV1=345.99N FNV2=-53.86N MCH1=21089.16N•mm MCV1=18683.46N•mm MCV2=-2908.46N•mm MC1=28174.89N•mm MC2=21288.77N•mm T=91299.17 W=4670.6mm³ WT=10057.64mm³ σ=6.03MPa τ=9.08MPa σca=12.45MPa | ||||
第七部分 轴承的选择及校核计算 7.1输入轴的轴承计算与校核 | ||||
轴承型号 | 内径d(mm) | 外径D(mm) | 宽度B(mm) | 基本额定动载荷(kN) |
7205AC | 25 | 52 | 15 | 15.8 |
根据前面的计算，选用7205AC角接触球轴承，内径d=25mm，外径D=52mm，宽度B=15mm
轴承基本额定动载荷 Cr=15.8kN，额定静载荷 C0r=9.88kN，轴承采用正装。
要求寿命为 Lh=19200h。
当Fa/Fr≤0.68时，Pr=Fr 当Fa/Fr>0.68，Pr=1Fr+0.87Fa
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：
由前面计算可知轴向力Fae=193.61N
由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。
查表得 X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0
查表可知 ft=1，fp=1
取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式
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
轴承型号 | 内径d(mm) | 外径D(mm) | 宽度B(mm) | 基本额定动载荷(kN) |
7207AC | 35 | 72 | 17 | 29 |
根据前面的计算，选用7207AC角接触球轴承，内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm
轴承基本额定动载荷 Cr=29kN，额定静载荷 C0r=19.2kN，轴承采用正装。
要求寿命为 Lh=19200h。
当Fa/Fr≤0.68时，Pr=Fr 当Fa/Fr>0.68，Pr=1Fr+0.87Fa
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：
由前面计算可知轴向力Fae=184.72N
由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。
查表得 X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0
查表可知 ft=1，fp=1
取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式
由此可知该轴承的工作寿命足够。
选用7205AC轴承 FN1=677.66N FN1=677.66N Fd1=460.81N Fd2=408.21N Fa1=601.82N Fa2=408.21N Pr1=801.42N Pr2=600.31N Pr1=801.42N Pr2=600.31N 寿命足够 选用7207AC轴承 FN1=521.76N FN1=521.76N Fd1=354.8N Fd2=268.08N Fa1=452.8N Fa2=268.08N Pr1=607.86N Pr2=394.24N Pr1=607.86N Pr2=394.24N 寿命足够 | |||
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 8.1.1输入轴与大带轮键连接校核 选用A型键，查表得b×h=6mm×6mm（GB/T 1096-2003）,键长25mm。 键的工作长度 l=L-b=19mm 大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=60MPa。 键连接工作面的挤压应力 8.1.2输入轴与小齿轮键连接校核 选用A型键，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003）,键长56mm。 键的工作长度 l=L-b=48mm 小齿轮材料为40Cr，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力 8.2输出轴键选择与校核 8.2.1输出轴与大齿轮键连接校核 选用A型键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T 1096-2003）,键长50mm。 键的工作长度 l=L-b=40mm 大齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力 8.2.2输出轴与联轴器键连接校核 选用A型键，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003）,键长50mm。 键的工作长度 l=L-b=42mm 联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力 | 选用A型键 b×h=6mm×6mm，键槽深度t=3.5mm l=19mm σp=51MPa 选用A型键 b×h=8mm×7mm，键槽深度t=4mm l=48mm σp=11MPa 选用A型键 b×h=10mm×8mm，键槽深度t=5mm l=40mm σp=30MPa 选用A型键 b×h=8mm×7mm，键槽深度t=4mm l=42mm σp=44MPa | ||
第九部分 联轴器的选择 9.1输出轴上联轴器 （1）计算载荷 由表查得载荷系数K=1.3 计算转矩Tc=K×T=1.3×91.3=118.69N•m （2）选择联轴器的型号 轴伸出端安装的联轴器初选为LX2弹性柱销联轴器（GB/T 5014-2017），公称转矩Tn=560N•m，许用转速[n]=6300r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=28mm，轴孔长度L=62mm。从动端孔直径d=28mm，轴孔长度L=62mm。 Tc=118.69N•m<560N•m n=159.78r/min<6300r/min | K=1.3 Tc=118.69N•m 选用弹性柱销联轴器（GB/T5014-2017） Tc=118.69N•m n=159.78r/min | ||
第十部分 减速器的润滑和密封 10.1减速器的润滑 10.1.1齿轮的润滑 齿轮圆周速度 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，暂取齿顶距箱体内底面距离为30mm,实际油面根据实际结构变化。由于大齿轮全齿高h=5.625mm<10mm，取浸油深度为10mm，则油的深度H为 H=30+10=40mm 根据齿轮圆周速度查表选用工业闭式齿轮油（GB 5903-2011），牌号为L-CKC320润滑油，黏度推荐值为288～352cSt 10.1.2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，可以根据大齿轮的圆周速度判断。 根据齿轮速度，采用脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开，且轴承与箱体内壁需保持一定的距离。在本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离10mm，故选用通用锂基润滑脂(GB/T 7324-1987)，它适用于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。 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 | v=1.92m╱s | ||
第十一部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸 11.1减速器附件的设计与选取 11.1.1检查孔和视孔盖 检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，故检查孔应开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。 视孔盖可用铸铁、钢板制成，它和箱体之间应加密封垫，还可在孔口处加过滤装置，以过滤注入油中的杂质。视孔盖示意图及相应尺寸计算如下：
图11-1窥视孔盖示意图 L1=90，L2=75，b1=70，b2=55 δ=4mm d4=7mm R=5mm 11.1.2放油螺塞 放油孔应设在箱座底面最低处或设在箱底。箱外应有足够的空间，以便于放容器，油孔下也可制出唇边，以利于引油流到容器内。放油塞通常为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处，应加封油圈密封。放油螺塞及对应油封圈尺寸如下图所示：
图11-2放油塞 11.1.3油标(油尺) 油标用来指示油面高度，应设置在便于检查及油面较稳定之处。本设计采用杆式油标，杆式油标结构简单，其上有刻线表示最高及最低油面。油标安置的位置不能太低，以防油溢出。其倾斜角度应便于油标座孔的加工及油标的装拆。查辅导书手册，具体结构和尺寸如下：
图11-3杆式油标 11.1.4通气器 通气器用于通气，使箱体内外气压一致，以免由于运转时箱体内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。简易的通气器钻有丁字形孔，常设置在箱顶或检查孔盖上，用于较清洁的环境。较完善的通气器具有过滤网及通气曲路，可减少灰尘进入。查辅导书手册，本设计采用通气器型号及尺寸如下：
图11-4通气器 11.1.5起吊装置 起吊装置用于拆卸及搬运减速器。它常由箱盖上的吊孔和箱座凸缘下面的吊耳构成。也可采用吊环螺钉拧入箱盖以吊小型减速器或吊起箱盖。本设计中所采用吊孔（或吊环）和吊耳的示例和尺寸如下图所示：
图11-5起盖螺钉 吊孔尺寸计算： 吊耳尺寸计算： 11.1.6起盖螺钉 为便于起箱盖，可在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。 起盖螺钉头部应为圆柱形，以免损坏螺纹。本设计起盖螺钉尺寸如下：
图11-6起盖螺钉 11.1.7定位销 为保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度，应在箱体链接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，并尽量放在不对称位置，以使箱座与箱盖能正确定位。 为便于拆装，定位销长度应大于链接凸缘总厚度。本设计定位销尺寸如下：
图11-7销 11.2减速器箱体主要结构尺寸 箱体是减速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。设计减速器的具体结构尺寸如下表： | |||
箱座壁厚 | δ | 0.025a+1=0.025×149+1≥8 | 8mm |
箱盖壁厚 | δ1 | 0.02a+1=0.02×149+1≥8 | 8mm |
箱盖凸缘厚度 | b1 | 1.5δ1 | 12mm |
箱座凸缘厚度 | b | 1.5δ | 12mm |
箱座底凸缘厚度 | b2 | 2.5δ | 20mm |
地脚螺栓的直径 | df | 0.036a+12=0.036×149+12 | M18 |
地脚螺栓的数目 | n | 4 | |
轴承旁连接螺栓直径 | d1 | 0.75df | M14 |
盖与座连接螺栓直径 | d2 | (0.5～0.6)df | M10 |
轴承端盖螺钉直径 | d3 | (0.4～0.5)df | M8 |
视孔盖螺钉直径 | d4 | (0.3～0.4)df | M6 |
定位销直径 | d | (0.7～0.8)d2 | 8mm |
df、d1、d2至外箱壁距离 | C1 | 查表 | 24mm、20mm、16mm |
df、d1、d2至凸缘边缘距离 | C2 | 查表 | 22mm、18mm、14mm |
轴承旁凸台半径 | R1 | C2 | 18mm |
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 | 42mm |
外箱壁至轴承座端面距离 | l1 | C1+C2+(5～10) | 43mm |
大齿轮顶圆与内箱壁距离 | △1 | >1.2δ | 12mm |
齿轮端面与内箱壁距离 | △3 | >δ | 10mm |
箱盖、箱座肋厚 | m1、m | m1≈0.85×δ1、m≈0.85×δ | 8mm、8mm |
高速轴承端盖外径 | D1 | D+(5～5.5)d3；D--轴承外径 | 92mm |
低速轴承端盖外径 | D2 | D+(5～5.5)d3；D--轴承外径 | 112mm |
第十二部分 设计小结 机械设计式机电类专业的主要课程之一，它要求我们能结合课本的学习，综合运用所学的基础和技术知识，联系生产实际和机器的具体工作条件，去设计合用的零部件及简单的机械，起到从基础课程到专业课程承前启后的桥梁作用，有对机械设计工作者进行基础素质培养的启蒙作用。 机械设计课程设计的过程是艰辛而又充满乐趣的，在这短暂的几个星期里，我们不仅对机械的设计的基础过程有了一个初步的认识和了解，即初步接触到了一个真机器的计算和结构的设计，也通过查阅大量的书籍，对有关机械设计的各种标准有了一定的认识，也加强了对课本的学习和认识。 设计过程有时很灵活，有时又很死板，某些方面我们可以发挥想象空间，但有的地方又必须查阅各种书籍和手册，将设计的结果标准化，只有利用现有的资源再加上自己的构想和创新，才能真正完成一个具有既有前景和使用价值又能普遍推广，价格低廉的新产品。因此，权利追索不断增值的设计能力才是学习机械设计的中心思想。 |
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，2004
[4] 周开勤主编.机械零件手册（第四版）.北京：高等教育出版社，1994
[5] 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，1991
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