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1、滚动轴承的选择5.键和连轴器的选择与校核；6.装配图、零件图的绘制7.设计计算说明书的编写五设计任务1减速器总装配图一张2齿轮、轴零件图各一张3设计说明书一份六设计进度1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、第二阶段：轴与轴系零件的设计3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。电动机的选择1电动机类

2、型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。2电动机容量的选择1）工作机所需功率PwPw3.4kW2）电动机的输出功率PdPw/0.904Pd3.76kW3电动机转速的选择nd（i1?i2in）nw初选为同步转速为1000r/min的电动机4电动机型号的确定由表201查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：inm/nwnw38.4

3、i25.142合理分配各级传动比由于减速箱是同轴式布置，所以i1i2。因为i25.14，取i25，i1=i2=5速度偏差为0.5%5%，所以可行。各轴转速、输入功率、输入转矩项电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III鼓轮转速（r/min）96019238.4功率（kW）43.963.843.723.57转矩（N?m）39.839.4191925.2888.4传动比1效率0.990.97传动件设计计算选精度等级、材料及齿数材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。精度等级选用7级精度；3）试选小齿

4、轮齿数z120，大齿轮齿数z2100的；4）选取螺旋角。初选螺旋角142按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（1021）试算，即dt确定公式内的各计算数值（1）试选Kt1.6（2）由图1030选取区域系数ZH2.433（3）由表107选取尺宽系数d1（4）由图1026查得10.75，20.87，则121.62（5）由表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa（6）由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；（7）由式1013计算应力循环次数N160n1jLh6

5、01921（283005）3.3210e8N2N1/56.64107（8）由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.95；KHN20.98（9）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得H10.95600MPa570MPaH20.98550MPa539MPaHH1H2/2554.5MPa计算试算小齿轮分度圆直径d1td1t=67.85计算圆周速度v=0.68m/s计算齿宽b及模数mntb=dd1t=167.85mm=67.85mmmnt=3.39h=2.25mnt=2.253.39mm=7.63mmb/h=67.85/7.63=8.89计算纵向重合度=0.318ta

6、n14=1.59计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=0.68m/s,7级精度，由图108查得动载系数KV=1.11；由表104查的KH的计算公式和直齿轮的相同，故KH=1.12+0.18（1+0.6）1+0.231067.85=1.42由表1013查得KF=1.36由表103查得KH=KH=1.4。故载荷系数K=KAKVKHKH=11.031.41.42=2.05按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得d1=mm=73.6mm计算模数mnmnmm=3.743按齿根弯曲强度设计由式（1017mn确定计算参数计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.36=1.96根据

7、纵向重合度=0.318dz1tan=1.59，从图1028查得螺旋角影响系数Y0。88计算当量齿数z1=z1/cos=20/cos14=21.89z2=z2/cos=100/cos=109.47查取齿型系数由表105查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798计算FF1=500MpaF2=380MPaKFN1=0.95KFN2=0.98F1=339.29MpaF2=266MPa计算大、小齿轮的并加以比较=0.0126=0.01468大齿轮的数值大。设计计算=2.4mn=2.54几何尺寸计算计算中心距z1=32.9，取z1

8、=33z2=165a=255.07mma圆整后取255mm按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos=135550”计算大、小齿轮的分度圆直径d1=85.00mmd2=425mm计算齿轮宽度b=dd1b=85mmB1=90mm，B2=85mm5）结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。轴的设计计算拟定输入轴齿轮为右旋II轴：1初步确定轴的最小直径d=34.2mm2求作用在齿轮上的受力Ft1=899NFr1=Ft=337NFa1=Fttan=223N；Ft2=4494NFr2=1685NFa2=1115N3轴的结构设

9、计拟定轴上零件的装配方案i.I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。ii.II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。iii.III-IV段为小齿轮，外径90mm。iv.IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。v.V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。vi.VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。IV-V段用于隔

10、开两个齿轮，长度为120mm。V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。VI-VIII长度为44mm。4求轴上的载荷66207.563.5Fr1=1418.5NFr2=603.5N查得轴承30307的Y值为1.6Fd1=443NFd2=189N因为两个齿轮旋向都是左旋。故：Fa1=638NFa2=189N5精确校核轴的疲劳强度判断危险截面由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面截面IV右侧的截面上的转切应力为由于轴选用40cr，调质处理，所以（2P355表15-1）a）综合系数的计算由，经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为（2P38附表3-2经直线插入

11、）轴的材料敏感系数为（2P37附图3-1）故有效应力集中系数为查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为（2P37附图3-2）（2P39附图3-3）轴采用磨削加工，表面质量系数为（2P40附图3-4）轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为b）碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为c）安全系数的计算轴的疲劳安全系数为故轴的选用安全。I轴：1作用在齿轮上的力FH1=FH2=337/2=168.5Fv1=Fv2=889/2=444.52初步确定轴的最小直径确定轴上零件的装配方案2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度d）由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选

12、为25mm。e）考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。f）该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。g）该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。h）为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。i）轴肩固定轴承，直径为42mm。j）该段轴要安装轴承，直径定为35mm。各段长度的确定各段长度的确定从左到右分述如下：该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。该段安装齿轮，要求长

13、度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。该段由联轴器孔长决定为42mm4按弯扭合成应力校核轴的强度W=62748N.mmT=39400N.mm45钢的强度极限为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。III轴FH1=FH2=4494/2=2247NFv1=Fv2=1685/2=842.5N轴上零件的装配方案据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I-IIII-IVIV-VV-VIV

14、I-VIIVII-VIII直径6070758779长度105113.758399.533.255求轴上的载荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm弯扭校合滚动轴承的选择及计算1求两轴承受到的径向载荷5、轴承30206的校核径向力派生力轴向力由于所以轴向力为当量载荷所以由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为轴承寿命的校核6、轴承30307的校核III轴：7、轴承32214的校核键连接的选择及校核计算代号（mm）工作长度工作高度转矩（N?极限应力（MPa）高速轴760（单头）25353.526.01280（单头）40687.32中间轴70（单头）5841.2低速轴20668.51

15、811110（单头）5.552.4由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。连轴器的选择由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。二、高速轴用联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为计算转矩为所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）其主要参数如下：材料HT200公称转矩轴孔直径轴孔长装配尺寸半联轴器厚（1P163表17-3）（GB4323-84三、第二个联轴器的设计计算所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）减速器附件的

16、选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M181.5油面指示器选用游标尺M16起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞选用外六角油塞及垫片M16润滑与密封一、齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。二、滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。三、润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。四、密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。设计小结由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设计图纸不好上创有邮箱在发你