链式运输传动减速器系统设计

链式运输传动减速器系统设计 1.设计任务 设计一用于链式运输机的传动装置。三班制连续工作，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为运输链速度的 %5 。 已知数据： 运输链牵引力 F/(kN):5 输送速度 v/(m/s):0.6 链轮节圆直径 D/(mm):280 使用年限、年： 10 2.传动方案分析 合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。任何一个方案，要 满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。 本装置采用展开式两级圆柱齿轮传动， 高速轴端连接选择弹性柱销联轴器，低速轴端采用齿式联轴器。 3.原动件的选择与传动比的分配 3.1 原动件的选择 设计任务要求减速器的输入功率为 3.6kw。而传动装置的效率： = 1 2 n 式中： 1-齿轮传动效率 2-滚动轴承的效率 3-联轴器的效率 常见机械效率参见附表 1 附表 1 常用机械 传动效率 机械传动类型 传动效率 圆柱齿轮传动 闭式传动 0.96 0.98（ 7-9级精度） 开式传动 0.94 0.96 圆锥齿轮传动 闭式传动 0.94 0.97（ 7-8级精度） 开式传动 0.92 0.95 链传动 齿形链 0.97 滚子链 0.96 滚动轴承（一对） 0.98 0.995 联轴器 0.99-0.995 电动机所需功率为 Pd = PW / Pw=Fv/1000 w kW 根据链式运输机工作机的类型，可取工作机效率 w=0.96. 传动装置的总效率 = 12 23 32 齿轮传动效率 1=0.99 滚动轴承的效率 2=0.99 联轴器的效率 3=0.98 =0.992 0.993 0.982 =0.913 所需电动机的功率为 Pd=3.43 kW 链轮的转速 n=60 1000v / D=41r/min nd=ia n=(810) 41r/min=3281640r/min 查参考书 2表 (9 39)初步确定原动机的型号为 Y132M1-6 额定功率为 Pcd =4 kW。 满载转速 nm=960r/min 额定转矩为 2.0N m，最大转矩为 2.2N m. 3.2 传动比的分配 由 原 始 数 据 以 及 初 步 确 定 的 原 动 机 的 转 速 可 确 定 总 传 动 比 ：i=nm/n=960/41=23.4，根据 i1= i)5.13.1( 一级齿轮传动的传动比： i1=6 二级齿轮的传动比 :i2=3.9 4.各轴动力与 运动参数的计算 将各轴从高速级到低速级依次编号为轴、轴 、 轴 4.1 各轴的转速 n =960r/min n = nm/i1=960/6=160r/min n =n /i2=160/3.9=41r/min 4.2 各轴的的输入功率 Pd=4kw P =Pd* 01=(4 0.99 0.98) kw =3.88 kw P =P * 12= (3.88 0.99 0.99) kw =3.802 kw P =P * 23=(3.802 0.99 0.98) kw=3.689 kw 4.3 各轴的转矩 T =9.55 610 *p/n=9.55 610 3.88 960=3.85 104N mm T =9.55 610 *p/n=9.55 610 3.802 160= 22.68 104N mm T =9.55 610 *p/n=9.55 610 3.689 41= 85.92 104N mm 5 传动零件的计算 5.1 选高速级齿轮计算 5.1.1选高速级齿轮类型、精度等级材料及齿数 按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（ GB 10095 88） 由表 10 1 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。 选小齿轮齿数 Z1=20,大齿轮齿数 Z2 = Z1 i1=20 6=120。 5.1.2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式（ 10 9a）进行试算，即 32.21 td 3 21 1 HdZEIIKT 5.1.2.1 确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 Kt=1.3。 计算小齿轮传递的转矩 T1=3.88 104N mm 由表 10 7选取齿宽系数 1d 。 由表 10 6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa21 由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的 接触疲劳强度极限 MPa6001 lim ；大齿轮的接触疲劳强度极限 a 5502lim 。 由式 10 13 计算应力循环次数。 N1=60n1jLh=60 960 1 (3 8 300 10)=4.147 109 N2= 89 10911.66 10147.4 由图 10 19 取接触疲劳寿命系数 KHN1 =0.93； KHN2=0.98 计算接触疲劳许用应力 。 取失效概率为 1%，安全系数 S=1,由式（ 10 12）得 aSK HNH 558a60093.01l i m11 aaSHN 53955098.02l i m22 5.1.2.2 计算 5.1.2.2.1 试算小齿轮分度圆直径 d1t,代入 H 中较小的值 。 32.21 td 3 21 1 dKT =2.32 mmmm 88.445398.1896711085.33.13 24 5.1.2.2.2 计算圆周速度 。 smsmn /25.2/100060 96088.44100060 d 1t1 5.1.2.2.3 算尺宽 b。 b= mmmmdtd 88.4488.4411 5.1.2.2.4 算尺宽与齿高之比 。hb 模数 mt= mmzd t 244.22088.4411 齿高 h=2.25 mt=2.25 mm049.5mm24.2 ， 8.8049.5 88.44 hb8 5.1.2.2.5 计算载荷系数 根据 v=2.25m/s,7 级精度，由图 10 8 查得动载系数 Kv=1.06 直齿轮 K 1 FH K； 由表 10 2查得使用系数 KA=1； 由表 10 4用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， KH =1.490。 由 49.188.8 ，hb查图 10 13 得 故载荷系数；4.1F 5794.1149.106.11v A 实际的载荷系数 校正所算得的分度圆直径，由式（ 10 10a）得 mmddtt89.473.15794.188.44 3311 , 5.1.2.2.6 计算模数 m。 m= ,394.220 89.4711 mmmmzd 5.1.3 按齿根弯曲强度设计 由式（ 10 5）得弯曲强度的设计公式为 3 21d 12m H SaFa YYz 5.1.3.1 确定公式内的各计算数值 由图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；5001 aFE 大齿轮的弯曲强度极限 ；3802 aFE 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 K ,9.01FN K ；93.02FN 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 (10 12)得 aSK FEFNF 43.321a4.1 5009.0111 aSK FEFNF 43.252a4.1 38093.0222 5.1.3.1.1 计算载荷系数 K。 484.114.106.11v A 5.1.3.1.2 查取齿形系数。 由表 10 5 查得 ；80.21 FaY ；16.22 FaY 5.1.3.1.3 查取应力校正系数 由表 10 5查得 ；55.11 SaY ；81.12 SaY 5.1.3.1.4 计算大、小齿轮的 FSaFaY并加以比较。 01350.043.321 55.180.21 F SaFaY 01549.043.252 81.116.22 F SaFaY 大齿轮的数值大。 5.1.3.1.4.1 设计计算 64.10 1 5 4 9.02011085.3484.12m 324 mm 对比计 算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数1.64 并就近圆整为标准值 m=2mm，按接触强度计算 得的分度圆直径 d1 =47.89mm，算出小齿轮齿数 242 89.4711 mdz ， 1442462 z 大齿轮齿数。 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度 ，并做到结构紧凑，避免浪费。 5.1.4 几何尺寸计算 5.1.4.1 计算分度圆直径 mmmmmzd 4822411 mmmmmzd 288214422 5.1.4.2 计算中心距 mmdda 1682 21 5.1.4.3 计算齿轮宽度 mmmmdb ld 48481 B2 =48mm,B1 =52mm 5.2 选低速级齿轮计算 5.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（ GB 10095 88） 由表 10 1 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。 选小齿轮齿数 Z3=20,大齿轮齿数 Z4 = Z3 i2=20 4=80。 5.2.2按齿面接触强度设计 由设计计算公式（ 10 9a）进行试算，即 32.23 td 3 22 1 HdZEiiKT 5.2.2.1 确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 Kt=1.3。 计算小齿轮传递的转矩 T2=22.68 104 N mm 由表 10 7选取齿宽系数 1d 。 由表 10 6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa21 由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPa6001 lim ；大齿轮的接触疲劳强度极限 a 5502lim 。 由式 10 13 计算应力循环次数。 N1=60n1 jLh=60 160 1 (3 8 300 10)=6.91 108 N2= 88 1072.14 1091.6 由图 10 19 取接触疲劳 寿命系数 KHN3 =0.93； KHN4=0.98 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数 S=1,由式（ 10 12）得 aSK HNH 558a60093.03l i m33 SHN 4lim44 0.98 550MPa 539MPa 5.2.2.2 试算小齿轮分度圆直径 d3t,代入 H 中较小的值 。 32.23 td 3 22 1 HdZEIIKT =2.32 mmmm 945.825398.1894511068.223.13 24 5.2.2.3 计算圆周速度 。 smsmn /694.0/1 0 0 060 160945.821 0 0 060 d 2t3 5.2.2.4 计 算尺宽 b。 b= mmmmdtd 945.82945.8213 5.2.2.5 算尺宽与齿高之比 。hb 模数 mt= mmzd t 1 4 7.4209 4 5.8231 齿高 h=2.25 mt=2.25 mm33.9mm147.4 88.833.9 945.82 hb8 5.2.2.6 计算载荷系数 根据 v=0.694m/s,7 级精度，由图 10 8查得动载系数 Kv=1.06 直齿轮 K 1 FH K； 由表 10 2查得使用系数 KA=1； 由表 10 4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， KH =1.490。 由 49.189.8 ，hb查图 10 13 得 故载荷系数；4.1F 5374.1149.103.11v A 实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（ 10 10a）得 mmddtt71.873.15374.1945.82 3333 , 5.2.2.7 计算模数 m。 m= ,38.42071.8733 mmmmzd 5.2.3按齿根弯曲强度设计 由式（ 10 5）得弯曲强度的设计公式为 3 23d 22m H SaFa YYz 5.2.3.1 确定公式内的各计算数值 由图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；5003 aFE 大齿 轮的弯曲强度极限 ；3804 aFE 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 K ,9.03FN K ；93.04FN 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 (10 12)得 aSK FEFNF 43.321a4.1 5009.0333 aSK FEFNF 43.252a4.1 38093.0444 5.2.3.1.1 计算载荷系数 K。 484.114.106.11v A 5.2.3.1.2 查取齿形系数 。 由表 10 5查得 ；80.23 FaY ；22.24 FaY 5.2.3.1.3 查取应力校正系数 由表 10 5查得 77.1；55.143 SaSaY ；81.12 SaY 5.2.3.1.4 计算大、小齿轮的 并加以比较。F SaFaY 01350.043.321 55.180.23 33 F SaFaY 01556.043.252 77.122.24 44 F SaFaY 大齿轮的数值大。 5.2.3.1.5 设计计算 97.20 1 5 5 6.02011068.22484.12m 324 mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数 2.97 并就近圆整为标准值 m=3mm，按接触强度计算 得的分度圆直径 d3 =87.71mm，算出小齿轮齿数 303 71.87233 mdz， 1204304 z大齿轮齿数。 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿轮弯曲疲劳 强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 5.2.4几何尺寸计算 5.2.4.1 计算分度圆直径 mmmmmzd 9033033 mmmmmzd 360312044 5.2.4.2 计算中心距 mmdda 2252 360902 432 5.2.4.3 计 算齿轮宽度 mmmmdb d 909013 取 B3 =95mm, B4 =90mm 5.3 减速器高速级轴的设计 由 以前的设计计算有下列已知齿轮机构的参数如下表示； 级别 Z1 Z2 mt/mm ah 齿宽 /mm 高速级 24 144 2 20 1 B1=48,B2=52 级别 Z3 Z4 mt/mm 齿宽 /mm 低速级 30 120 3 B3=90,B4=94 5.3.1 由前面可知轴上的功率 P 、转速 n 和转矩 T mmNnpTmmNnpTmmNnpTkwpkwpkwprnrnnn8 5 9 2 0 041689.31055.91055.92 2 6 8 0 0160802.31055.91055.93 8 5 0 096088.31055.91055.9689.3802.388.3m i n/41m i n/160r / m i n9606111111611161111611611611111111111101 5.3.2 求作用在齿轮上的力 mmd 482241 NFF tr 96.538t a n77.1480t a nN77.1480483 8 5 0 02d T2F1t NFF tn 80.1575c o s 77.1480c o s 径向载荷，法相载荷，切向载荷的方向如下图 5.3-1示； 图 5.3-1 5.3.3 初步确定轴的最小直径 根据式（ 15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 Cr40 ，调质处理。根据表 15-3，取 1000 A，于是得 mmmmnPAd 8.17960 88.3100 3310m i n 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 21d 。考虑到在轴的截面上需开两个键槽时 ,轴径要增大 10% 15%；取轴径增大 10%。则 mmmmdd 58.198.1710.1%)101(mi n 为了使所选的轴直径21d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 TKT Aca，查表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取3.1AK ，则： mmNmmNTKTAca 50050385003.11 按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T5015-2003或手册，选用弹性套柱销联轴器 4LT ，其公称转矩为 63000N.mm。半联轴器的孔径 mmd 201 ，故取 mmd 2021 ，半联轴器长度 mmL 52 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 381 。 5.3.4 轴的结构设计 5.3.4.1 拟定轴上零件的装配方案 选用如 5.3-2图所示的装配方案。 5.3.4.2 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， 1-2轴段右端需制出一轴肩，故取 2-3 段的直径 mmd 2532 ；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径mmD 25 。半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 381 ，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 1-2段的长度应比1L略短一些，现取mml 3621 。 （ 2）初步选择滚动轴承。因此处为直齿圆柱齿轮传动，轴承主要承受径向力的作用，故可选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 mmd 2532 ，由轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承 6306，脂润滑，其基本尺寸为 mmmmmmBDd 197230 ，故 mmdd 308743 。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得 6306 型轴承的定位轴肩高度 mmh 5.3 ，因此，取 mmd 3576 。 （ 3）取安装齿轮处的轴段 6-7 的直径 mmd 3576 ；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 mmB 521 ，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮此轴端应略短于齿轮的轮毂宽度，故取 mml 4876 。齿轮的右端采用轴肩定位， 轴肩高 度 h 0.07 d ,故取 mmh 5.2 ，则轴环处 的直径mmd 4065 。轴环宽度 hb 4.1 ，故取 mml 1065 。 （ 4）轴承端盖的总宽度为 mm26 。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器有端面间的距离 mml 24 ，故取mml 5032 。 （ 5）取齿轮 1 和 3 分别均距箱体内壁的距离 mma 15 ，圆柱齿轮 2与圆柱齿轮 3 之间的距离 mmc 20 （参 5.3-2图）。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s ,取 mms 12 ，已知滚动轴承宽度 mmB 19 ，又因轴承为脂 润滑所以需封油盘，封油盘外侧端面与箱体内壁距离为 2mm，封油盘的右端采用轴肩定位 h =2，故 mmd 3454 所以圆柱齿轮 3的齿宽为 mmB 943 ， mmmsBl 33)21219(243 mmmmlcal 115)2210209415(22 2165354 mmmasBl 50)4151216()4852(87 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 5.3.4.3 轴上零件的轴向定位 齿轮、半联轴器与轴向定位均 采用平键连接。按 mmd 3554 由表 6-1 查得平键截面 mmmmhb 810 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 mm40 ，同时为了保证齿轮与轴有良好的配合性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为67hH；同样半联轴器与轴的连接，选用平键为 mmmmmm 3266 ，半联轴器与轴的配合为67kH。滚动轴承与轴的周向定位是通过过渡配合来保证的，此处选用轴的直 径尺寸公差为m6。 5.3.4.4 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 15-2，取轴端倒角为 452 ，各轴肩处的圆角半径见图 5.3-3。 图 5.3-3 5.4 减速器轴的设计 5.4.1 求作用在齿轮上的力 5.4.1.1 作用在齿轮 2 的力 mmZmd 288144222 而 NFF tr 25.57320t a n1 5 7 5t a nN1 5 7 52882 2 6 8 0 02dT2F2t NFF tn 08.1 6 7 620c o s1 5 7 5c o s 5.4.1.2 作用在齿轮 3 的力 mmZmd 9030333 而 NFF tr 4.1 8 3 420t a n5 0 4 0t a nN5 0 4 0902 2 6 8 0 02dT2F3t NFF tn 46.5 3 6 320c o s5 0 4 0c o s 径向载荷，法相载荷，切向载荷的方向如下图示 5.4-1； 图 5.4-1 5.4.2 初步确定轴的最小直径 根据式（ 15-2）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 15-3，取 1000 A，于 是得 mmmmnPAd 75.28160802.3100 331110m i n 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 21d 。考虑到在轴的截面上需开两个键槽时 ,轴径要增大 10% 15%；取轴径增大 10%。则 mmmmdd 06.3375.2815.1%)101(mi n 5.4.3 轴的结构设计 5.4.3.1 拟定轴上零件的装配方案 在图 5.3-2 已示出。 5.4.3.2 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 因为轴的两端直接装轴承，且此处为直齿圆柱齿轮传动，轴承主要承受径向力的作用， 故可选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 mmd 06.33min 由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承 6307，脂润滑 ， 需 封 油 盘 其 基 本 尺 寸 为 mmmmmmBDd 218035 ，故mmdd 356521 。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，取 mmd 5065 。 （ 2）取安装齿轮 3 处的轴段 2-3的直径 mmd 4532 ；知齿轮轮毂的宽度为 mmB 943 ，为了使 套筒端面可靠地压紧齿轮此轴端应略短于齿轮的轮毂宽度，故取 mml 9032 。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h 0.07d ,故取 mmh 5.5 ， 则 轴 环 处 的 直 径 mmd 5543 ，且轴环宽度为mml 20c43 。 （ 3）接下来取 安装齿轮 2处的轴段 4-5的直径 mmd 5054 ，齿轮 2的轮毂宽度为 48mm,所以 mml 4454 （ 5）从上的步骤已知 mma 15 ，圆柱齿轮 2与圆柱齿轮 3之间的距离mmc 20 （参看 5.3-2 图）。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s ,取 mms 12 ，则 mmmmsaBlmmmmasl54)42121521()4852()2 4852(48)4151221)9094(6521 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 5.4.3.3 轴上零件的轴向定位 齿轮与 轴向定位采用平键连接。按 mmd 4532 由表 6-1 查得平键截面mmmmhb 914 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 mmL 80 ，同时为了保证齿轮与轴有良好的配合性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为67hH；同样齿轮 2与轴的连接，选用平键为 mmmmmm 40914 ，齿轮轮毂与轴的配合为67kH。滚动轴承与轴的周向定位是通过过渡配合来保证的，此处选用 轴的直径尺寸公差为 m6。 5.4.3.4 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 15-2，取轴端倒角为 452 ，各轴肩处的圆角半径见图 5.4-2。 5.5 减速器轴的设计 5.5.1 求作用在齿轮上的力 mmZmd 360120344 而 NFF tr 35.173720t a n33.4773t a nN33.47733608592002d T2F43t 径向载荷，法相载荷，切向载荷的方向如下图示 5.5-1 ； 5.5.2 初步确定轴的最小直径 根据式（ 15-2）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 15-3，取 1000 A ，于是得 mmmmnPAd 8.4441689.3100 331 1 1110m i n 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径21d。考虑到在轴的截面上需开两个键槽时 ,轴径要增大 10% 15%；取轴径增大 10%。则 mmmmdd 2.498.4410.1%)101(m i n 为了使所选的轴直径87d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111TKT Aca ，查表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取3.1AK ，则： mmNmmNTKTAca 11169608592003.11 11 按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T5015-2003 或手册，选用固定式联轴器 5LX ，其公称转矩为 mmN 1250000 。半联轴器的孔径mmd 501 ，故取 mmd 5087 ，半联轴器长度 mmL 112 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 841 。 5.5.3 轴的结构设计 5.5.3.1 拟定轴上零件的装配方案 在图 5.3-2 已示出。 5.5.3.2 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， 7-8轴段右端需制出一轴肩，故取 6-7 段的直径 mmd 5776 ；左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径取 轴承直径 mmD 60 。半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 841 ，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 7-8 段的长度应比 1L 略短一些，现取 mml 8287 。 （ 2）初步选择深沟球轴承。因此处为直齿圆柱齿轮传动，轴承主要承受径向力的作用，故可选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 mmd 5776 ，由轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组、标准精度 级的深沟球轴承 6212，其基本尺寸为 mmmmmmBDd 2111060 ，故 mmdd 606521 。 左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得 6212 型轴承的定位轴肩高度 mmh 5.4 ，因此，取 mmd 6954 。 （ 3）取安装齿轮处的轴段 2-3 的直径 mmd 6532 。已知齿轮轮毂的宽度为 mmB 904 ，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮此轴端应略短于齿轮的轮毂宽度 ，故取 mml 8632 。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 h 0.07d ,故取 mmh 6 ，则轴环处的直径 mmd 7743 。轴环宽度 hb 4.1 ，故取mmbl 1043 。 （ 4）轴承端盖的总宽度为 mm20 。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的 要求，取端盖的外端面与半联轴器有端面间的距离 mml 30 ，故取mml 5076 。 （ 5）已知齿轮距箱体内壁的距离 mma 16 ，圆柱齿轮 2与圆柱齿轮 3 之间的距离 mmc 20 （参看上图）。封油盘的外侧端面与箱体内壁距离为 2mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s ,取 mms 12 ，已知滚 动轴承宽度 mm22 ，圆柱齿轮 2 的齿宽为 mmB 482 ，则 mmsBlmmmmlaclmmsal3621222275)224821520(22)29094(55241215222)8690(6543212544321 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 5.5.3.3 轴上零件的轴向定位 齿轮、半联轴器与轴向定位均采用平键连接。按 mmd 6532 由表 6-1 查得平键截面 mmmmhb 1118 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 mmL 80 ，同时为了保证齿轮与轴有良好的配合性，故选择齿 轮轮毂与轴的配合为67hH；同样半联轴器与轴的连接，选用平键为 mmmmmm 80914 ，半联轴器与轴的配合为67kH。滚动轴承与轴的周向定位是通过过渡配合来保证的，此处选用轴的直径尺寸公差为 m6。 5.5.3.4 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 15-2，取轴端倒角为 452 ，各轴肩处的圆角半径见图 5.3-2。 5.5.4 求轴上的载荷 首先根据轴的结构参看图 5.5-2 做出轴的计算简 图 5.5-3。 图 5.5-3 在确定轴承的支点位置时，参看图（ 5.5-2）因采用的是深沟球轴承故支承点 即 轴 承 中 心 点 。 因 此 ， 作 为 简 支 梁 的 轴 的 支 承 跨 距mmmmLL 240)15585(32 .根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图5.5-3。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计出的截面 C 处的HM、VM及 M 的值列入下表（参看图 5.5-3）。 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 NFNF NHNH 1691,3082 21 NFF NVNV 616,1121 21 弯矩 M mmNM H 2 6 2 1 05 mmNM V 95480 总弯矩 mmNM 2 7 8 9 5 49 5 4 8 02 6 2 1 0 5 22 扭矩 T mmNT 859200111 5.5.5 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度。根据式（ 15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 6.0 ，轴的计算应力 M P aM P aWTMca 34.21651.08592006.027895432221 1 12 前已选轴单向的材料 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得 MPa601 。此 1 ca ,故安全。 5.5.6 精确校 核轴的疲劳强度 5.5.6.1 判断危险截面 截面 BA ,33,44, 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面 BA ,33,44 均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 55,22 处过盈配合引起的应力集 中最严重；从受载的情况来看，截面 C上的应力最大。截面 55 不受扭矩作用，同时轴径也较 大， 故不必做强度校核。截面 C 上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中日均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面 C 也不必校核。截面 77,66 显然更不必校核。由第三章 【 1】 附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面 44 左右两侧即可。 5.5.6.2 截面 22 左侧 抗弯截面系数 3333 21600601.01.0 mmmmdW 抗扭截面系数 3333 43200602.02.0 mmmmdW T 截面 22 左侧的弯矩 M 为 mmNmmNM 7.1 4 4 3 9 985 41852 7 8 9 5 4 截面 22 上的扭矩 mmNT 859200111 截面上的弯曲应力 M P aM P aWMb 69.621600 7.144399 截面上的扭转切应 M PaM PaWTTT89.19432008592001 1 1 由于轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得 M p aM p aM p aB 155,275,640 11 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按附表 3-2 查取。因08.16580,033.060 0.2 dDdr 经 插 值 后 查得 31.1,0.2 。又由附图 3-1 可得轴的材料的敏感系数为 85.0,82.0 qq 故有效应力集中系数按式（附表 3-4）为 26.1)131.1(85.01)1(182.1)10.2(82.01)1(1 qk qk 由附图 3-2 的尺寸系数 67.0；由附图 3-3 的扭转尺寸系数 82.0轴按磨削加工，由附图 3-4得表面质量系数为 92.0 轴末经表面强化处理，即 1q，则按式（ 3-12）及式（ 3-12a）得综合系数为 62.1192.0182.026.1118.2192.0166.082.111kKkK 又由 3-1 及 3-2得碳钢的特性系数 05.01.005.01.0,2.01.0 ，取取 于是，计算安全系数caS值，根据式（ 15-6）至（ 15-8）则得 10.1105.1312.2105.1312.2105.13264.1505.0264.1562.115512.2101.065.480.2275222211SSSSSKSKScamama 可知caS 1.5，故安全。 5.5.6.3 截面 22 右侧 抗弯截面系数 W按表 15-4 中的公式计算。 3333 27463651.01.0 mmmmdW 抗扭截面系数 3333 54925702.02.0 mmmmdW T 截面 22 左侧的弯矩 M 为 mmNmmNM 7.1 4 4 3 9 985 41852 7 8 9 5 4 截面 22 上的扭矩 mmNT 859200111 截面上的弯曲应力 M P aM P aWMb 25.527463 7.144399 截面上的扭转切应 M PaM PaWTTT6.15549258592001 1 1 过盈配合处的k，由附表 3-8用插值法求出，并取 kk 8.0，于是得 04.3k 43.204.38.0 k 轴按磨削加工， 由附图 3-4 得表面质量系数为 92.0 故得综合系数为 51.2192.0143.21113.3192.0104.311kKkK 所以轴在截面 22 右侧的安全系数为 04.776.774.1676.774.1676.726.1505.026.1551.215574.1601.025.513.3275222211SSSSSKSKScamama 可知caS 1.5，故该轴在截面 22 右侧的强度也是足够的。 5.5.7 绘制轴的工作图。 5.6 轴承、键的校核计算 5.6.1轴承寿命校核计算 5.6.1.1 轴上轴承寿命校核计算 知轴上的滚动轴承型号为 6306，查滚动轴承样本可知该深沟球轴承的基本额定动载荷 NC 27000 。 求两轴承受到的径向载荷 21 rr FF 和 将部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面（图 5.6-1）两个平面力系。由力的分析可知： 图 5.6-1 前面已知； NFNFr 17.160487.583 t ，。 则 NFFFNFFFNFFFNFFNFFFNFFrHrVrrHrVrrHtHrtHrrVrrVrrV11.1262118666.43144518.41821.15218.418118617.1604118617.16042341736117317321.15266.43187.58366.43187.5832341736117317322222222221211112212 2)求轴承的当量动载荷 21 PP和 因为轴承只受纯径向载荷故 rFP ，故 NFPNFPrr 11.12624452211 3)验算轴承的寿命 因为 21 PP ,所以按轴承 2 的受力大小验算。知寿命要求是 10 年，则hhL h 7 2 0 0 02430010 故 3616 9.16997111.12622700096060106010hh LhPCnL 所选轴承 满足寿命要求。 5.6.1.2 轴上轴承寿命校核计算 知轴上的滚动轴承型号为 6307，查滚动轴承样本可知该深沟球轴承的基本额定动载荷 NC 33200 。 1)求两轴承受到的径向载荷 21 rr FF 和 将部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面（图 5.6-2）两个平面力系。由力的分析可知： 图 5.6-2 前面已知；NFNFNFNFrr 17.160487.583 .50404.1834t22t11 ，。 则 NFFFNFFFNFFFFNFFFFFNFFFFNFFFrHrVrHrVrrrHttrHttttHrrVrrVrrrVr9.123483.60327.107731332832134183.603283217.1604504028322395.63)5.6391(5.63915.845.635.639127.1077134187.5834.183413412397.5835.635.1544.18345.63915.845.635.6391222222222212111122212111212211 ）（）（ 2)求轴承的当量动载荷21 PP和 因为轴承只受纯径向载荷故 rFP ，故 NFPNFPrr 9.123431332211 3)验算轴承的寿命 因为 21 PP ,所以按轴承 1 的受力大小验算。知寿命要求是 10 年，则hhL h 7 2 0 0 02430010 故 3616 36.12395418.3452332005.16560106010hh LhPCnL 所选轴承满足寿命要求。 5.6.1.3 轴上轴承寿命校核计算 知轴上的滚动轴承型号为 6212，查滚动轴承样本可知该深沟球轴承的基本 额定动载荷 NC 47800 。 1)求两轴承受到的径向载荷 21 rr FF 和 在前面轴的校核中以求出轴上轴承的受力（图 5.6-3）分别如下； 图 5.6-3 NFNFNFNFNFNFrrrVrHrVrH7.1799616169153.3279112130826161691112130822222212211 2)求轴承的当量动载荷 21 PP和 因为轴承只受纯径向载荷故 rFP ，故 NFPNFPrr 7.1799 53.32792211 3)验算轴承的寿命 因为 21 PP ,所以按轴承 1 的受力大小验算。知寿命要求是 10 年，则hhL h 7 2 0 0 02430010 故 3616 44.125867553.3279478004160106010hh LhPCnL 所选轴承满足寿命要求。 5.6.2.键联接强度校核计算 5.6.2.1 轴键联接强度校核计算 普通平键连接的强度条件为 102 3 pp kldT 式中： T 传递的转矩， mN 。 k 键与轮毂键槽的接触高 度， 。为键的高度，此处的 mmhhk ,5.0 l 键的工作长度 ；为键的公称长度，这里圆头平键 mmLbLl b 为键的宽度， mm ； d 轴的直径， mm ； p 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力， MPa ，见表 126 。 对于键 mmmmmm 3266 已知； 。， mmdmmlmmkmmNT 202633 8 5 0 0 于是有； 35.4920263 3 8 5 0 021023pp MP ak l dT （合适） 对于键 mmmmmm 40810 已知； 。， mmdmmlmmkmmNT 353043 8 5 0 0 于是有； 33.1835304 3850021023pp M P ak l dT （合适） 5.6.2.2 轴键联接强度校核计算 对于键 mmmmmm 80914 已知； 。， mmdmmlmmkmmNT 45665.42 2 6 8 0 0 于是有； 9.3345665.4 2 2 6 8 0 021023pp MP ak l dT （合适） 对于键 mmmmmm 40914 已知； 。， mmdmmlmmkmmNT 50265.42 2 6 8 0 0 于是有； 538.7750265.4 22680021023pp M P ak l dT （合适） 5.6.2.3 轴键联接强度校核计算 对于键 mmmmmm 801220 已知； 。， mmdmmlmmkmmNT 65605.5859200 于是有； 1.8065605.5 85920021023pp M P ak l dT （合适） 对于键 mmmmmm 80914 已知； 。， mmdmmlmmkmmNT 50735.4859200 于是有； 6.10450735.4 8 5 9 2 0 021023pp MP ak l dT （合适） 6. 箱体及附件设计 设计中应按先箱体、后附件；先主体、后局部；先轮廓、后细节的结构设计顺序。并应注意视图的选择 、表达及视图的关系。 表 4-1【 2】 铸铁减速器箱体结构尺寸 mm 名 称 符号 减速器类型及尺寸关系 圆柱齿轮减速器 圆锥齿轮减速器 蜗杆减速器 箱座壁厚 一级 0.025a+1 8 0.0125（ dm1+dm2） +1 8 或 0.01（ d1+d2） +1 8 dm1、 dm2小、大圆锥齿轮的平均直径 d1、 d2小、大圆锥齿轮的大端直径 0.04a+3 8 二级 0.025a+3 8 三级 0.025a+5 8 考虑到铸造工艺，所有壁厚都不应小于 8 箱盖壁厚 1 一级 0.02a+1 8 0.01（ dm1+dm2） +1 8 或 0.0085（ d1+d2） +1 8 蜗杆在上： 蜗杆在下： 0.85 8 二级 0.02a+3 8 三级 0.02a+5 8 箱座、箱盖、箱座底凸缘厚度 b、 b1、 b2 b 1.5； b1 1.51； b2 2.5 地脚螺栓直径 df 0.036a+12 0.018（ dm1+dm2） +1 12 或 0.015（ d1+d2） +1 12 0.036a+12 地脚螺栓数目 n a 250 时 ， n 4 a250 500 时， n 6 a500时， n 8 n 4 4 轴承旁联接螺栓直径 d1 0.75 df 箱盖与箱座联接螺栓直径 d2 （ 0.5 0.6） df 200 300 箱座底凸缘周长之半 联接螺栓 d2的间距 l 150 200 轴承盖螺钉直径 d3 （ 0.4 0.5） df 视孔盖螺钉直径 d4 （ 0.3 0.4） df 定位销直径 d （ 0.7 0.8） d2 df 、 d1、 d2至外箱壁距离 c1 见表 4-2 df 、 d2至凸缘边缘距离 c2 见表 4-2 轴承旁凸台半径 R1 c2 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 外箱壁至轴承座端面距离 l1 c1 +c2+（ 5 10） 大齿轮顶圆（蜗轮外圆）与箱体内壁距离 1 1.2 齿轮端面与箱体内壁距离 2 箱盖、箱座肋厚 m1、 m m1 0.851， m 0.85 轴承端盖外径 D2 、 D3 凸缘式： D2 D+(5 5.5) d3；嵌入式： D3 D+8 12； D 为轴承座孔直径 轴承旁联接螺栓距离 S 尽量靠近，以 M d1 和 M d3互不干涉为准，一般取 S D2 注：多级传动时， a 取 低速级中心距；对圆锥圆柱齿轮减速器，按圆柱齿轮传动中心距取值。 表 4-2【 2】 c1、 c2值 mm 螺栓直径 M8 M10 M12 M16 M20 M24 M30 c1min 14 16 18 22 26 34 40 c2min 12 14 16 20 24 28 35 沉头座直径 18 22 26 33 40 48 61 6.1 箱体结构设计 箱体结构设计时，要保证箱体有足够的刚度、可靠的密封和良好的工艺性。 6.1.1箱体的刚度 为了避免箱体在 加工和工作过程中产生不允许的变形，从而引起轴承座中心线歪斜，使齿轮产生偏载，影响减速器正常工作，在设计箱体时，首先应保证轴承座的刚度。为此应使轴承座有足够的壁厚，并加设支撑肋板或在轴承座处采用凸壁式箱体结构，当轴承座是剖分式结构时，还要保证箱体的联接刚度。 6.1.1.1 轴承座应有足够的壁厚 当轴承座孔采用凸缘式轴承盖时，由于安装轴承盖螺钉的需要，所确定的轴承座壁厚已具有足够的刚度 （图 6.1-1） 。 图 6.1-1 轴承座孔壁厚 6.1.1.2 加支撑肋板或采用凸壁式箱体提高轴承座刚度 为提高轴承座刚度，一般减速器采用平壁式箱体加外肋结构（见图6.1-2a） 。大型减速器也可以采用凸壁式箱体结构 （ 见图 6.1-2b） ，其刚度大，外表整齐、光滑，但箱体制造工艺复杂。 6.1.1.3 为提高剖分式轴承座刚度设置凸台 为提高剖分式轴承座的联接刚度，轴承座孔两侧的联接螺栓要适当靠近，相应在孔两旁设置凸台。 1） s值的确定 轴承座孔两侧螺栓的距离 s 不宜过大也不宜过小，一般取 s=D2， D2为凸缘式轴承盖的外圆直径。 s过大（ 见 图 6.1-3），不设凸台，轴承座刚度差。 s 过小（ 见图 6.1-4） ，螺栓 孔可能与轴承盖螺孔干涉，还可能与输油沟干涉，为保证扳手空间将会不必要地加大凸台高度。 2） 凸台高度 h 值的确定 凸台高度 h 由联接螺栓中心线位置 (s值 )和保证装配时有足够的扳手空间(c1 值 )来确定（ 见图 6.1-5） 。为制造加工方便，各轴承座凸台高度应当一致，并且按最大轴承座凸台高度确定。 凸台结构三视图关系如图 6.1-6 所示。位于高速级一侧箱盖凸台与箱壁结构的视图关系如图 6.1-7（凸台位置在箱壁外侧 ） 所示。 图 6.1-2 提高轴承座刚度的箱体结构 a) 平壁式箱体加外肋 b）凸壁式箱体 图 6.1-3 s 值过大 图 6.1-4 s值过小 图 6.1-5 凸台高度的确定过程 图 6.1-6 箱盖凸台 图 6.1-7 凸台在箱壁外侧 3）凸缘应有一定厚度 为了保证箱盖与箱座的联接刚度，箱盖与箱座的联接凸缘应较箱壁 mm8厚些，约为 mm125.1 （ 见图 6.1-8a） 。 为了保证箱体底座的刚度，