二级展开式圆柱齿轮减速器说明书(无图纸)二级展开式圆柱齿轮减速器说明书(无图纸)

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材料成型及控制工程 课程设计说明书 设计题目 二级展开式圆柱齿轮减速器 学生姓名 学号 学 院 专 业 班 级 指导教师 2011 年 6 月 2 目录 一、设计任务书 .. .. 3 二、动力机的选择 .. .. 4 三、计算传动装置的运动和动力参数 .... 5 四、传动件设计计算(齿轮) 6 五、轴的设计 . . . .. .. .. .. .. 12 六、滚动轴承的计算 .. .. ..18 七、连结的选择和计算 . . 19 八、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 ..20 九、箱体及其附件的结构设计 . . 20 十、设计总结 .. .21 十一、参考资料 . . . 21 3 一 设计题目带式运输机的传动装置的设计题号 1 1 带式运输机的工作原理 ( 二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图 ) 2 工作情况已知条件 1 工作条件两班制,连续单向运转,载荷较平稳,室内工作,有粉尘,环境最 高温度 35℃; 2 使用折旧期; 8年; 3 检修间隔期四年一次大修,两年一次中修,半年一次小修; 4 动力来源电力,三相交流电,电压 380/220V; 5 运输带速度允许误差 5; 6 制造条件及生产批量一般机械厂制造,小批量生产。 3 原始数据 题号 参数 3 运输带工作拉力 F/N 2300 运输带工作速度 v/m/s 1.1 卷筒直径 D/mm 300 注运输带与卷筒之间及卷筒轴承的摩擦影响已经在 F 中考虑。 二 动力机选择 因为动力来源电力,三相交流电,电压 380/220V; 所以选用常用的 封闭式系列的 交流电动机。 1. 电动机容量的选择 1) 工作机所需功率 Pw 由题中条件 查询工作情况系数 KA , 查得 K A1.3 设计方案的总效率 η 0η 1*η 2*η 3*η 4*η 5*η 6η n 本设计中的 联 联轴器的传动效率( 2个), 轴 轴承的传动效率 ( 4 对), 齿 齿轮的传动效率( 2对),本次设计 中有 8级传动 效率 其中 联 0.99 ( 两 对 联 轴 器 的 效 率 取 相 等 ) 123承轴 0.99( 123 为减速器的 3 对轴承) 4承轴 0.98( 4 为 卷筒的一对轴承) 齿 0.95(两对齿轮的效率取相等) 总 421 2 33 轴承’联齿轴承联 ηηηηη 98.0*99.0*95.0*99.0*99.0 23 0. 84110 2) 电动机的输出功率 PwkA* 41000 轴承 FV 3.3561KW Pd= Pw/ 总 , 总 0.84110 Pd= 3.3561/0.841103.990KW 2. 电动机转速的选择 由 v1.1m/s 求卷筒转速 nw V 1000*60 wdn 1.1 → nw140.127r/min nd=( i1’ i2’ in’) nw 根据该传动方案知,在该系统中只有减速 器中存在二级传动比 i1,i2, 其他 传动比都等于 1。由表 1 8 知圆柱齿轮传动比范围为( i1*i2)≤ 8。 所以 nd ≤ i1*i2 nw8* nw 所以 nd 的范围是≤ 1121.016r/min,初选为同步转速 为 1440r/min 的电动机 3.电动机型号的确定 由表 12 1 查出电动机型号为 Y112M 4,其额定功率为 4kW,满载转 速 1440r/min。基本符合题目所需的要求。 总 0.8411 Pw3.3561KW Pd= 3.990KW nw140.127r/min 电机 Y112M 4 5 电 动 机 型号 额定功 率 /KW 满载转速 r/min 堵转 转矩 额定 转矩 最大 转矩 额定 转矩 质量 /Kg Y112M 4 4.0 1440 2.2 2.3 43 三 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 总i = nm/nw nw= 140.127 nm1440r/min i= 10.276 2. 合理分配各级传动比 由于减速箱是展开式布置,所以 i1=( 1.3-1.5) i2。 因为 i= 10.276,取 i= 11,估测选取 i13.9 i22.8 速度偏差为 1,所以可行。 3 各轴转速、输入功率、输入转矩 转速的计算 电动机转轴速度 n01440r/min 高速 I n1 0i nm 1440r/min 中间轴 II n2 1 1in 369.23r/min 低速轴 III n3 2 2in 131.87r/min 卷筒 n4131.87r/min。各轴功率 电动机额定功率 P0Pd* 01 4KW n011 高速 I P1P0*n12P0* 轴承联 nn 4*0.99*0.99 3.92 KW n12 轴承联 nn 0.99*0.990.98 中间轴 II P2P1 23 P1*n 齿 *n 轴承 3.92*0.95*0.993.69 KW n23 轴承齿 nn 0.95*0.990.94 低速轴 III P3P2*n34P2* 轴承齿 nn 3.69*0.95*0.993.47 KW n34 轴承齿 nn 0.95*0.990.94 卷筒 P4P3*n45P3* 轴承联 nn 3.47*0.98*0.99 3.37KW ( n45 轴承联 nn 0 .98*0.990.96) 传动比 11 i13.9 i22.8 各轴速度 n01440r/min n11440r/min n2369.23r/min n3131.87r/min n4131.87r/min 各轴功率 P0 4KW P13.92KW P23.69KW P33.47KW P43.37KW 6 各轴转矩 电动机转轴 T02.2 N m 高速 I T19550*P1/n2 25.997 N m 中间轴 II T29550*P2/n2 95.441 N m 低速轴 III T3 9550*P3/n3 251.297N m 卷筒 T49550*P4/n4244.055 N m 其中 Td9550*Pd/nd n*m 项 目 电动机 轴 高速轴 I 中间轴 II 低速轴 III 卷筒 转速 ( r/min) 1440 1440 369.23 131.87 131.87 功率( kW) 4 3.92 3.69 3.47 3.37 转矩 ( N m) 2.2 25.997 95.441 251.297 244.055 传动比 1 1 3.9 2.8 1 效率 1 0.98 0.94 0.94 0.96 四 传动件设计计算(齿轮) A 高速齿轮的计算 输入功率 小齿轮转速 齿数 比 小齿轮转矩 载荷系 数 3.92KW 1440r/min 3.9 25.997N m 1.3 1. 选精度等级、材料及齿数 1) 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。 2) 精度等级选用 7 级精度; 3) 试选小齿轮齿数 z1= 20,大齿轮齿数 z2= 78; 2. 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。按下式计算 ,即 dt≥ 2.32*   3 21  H E d t Z u uTK σφ 各轴转矩 T125.997N m T295.441 N m T3251.297N m T4244.055N m T125.997Nm T295.441N m T3251.297 N m T4244.055 N m 7 级精度; z1= 20 z2= 78 7 3. 确定公式内的各计算数值 ( 1) 试选 Kt= 1.3 ( 2) 由表 选取尺宽系数φ d= 1 ( 3) 由表查得材料的弹性影响系数 ZE= 189.8Mpa ( 4) 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σ Hlim1= 600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σ Hlim2= 550MPa; ( 5) 计算应力循环次数 N1= 60n1jLh= 60 1440 1( 2 8 365 8)= 4 10e9 N2= N1/3.9= 10.26 10e8 此式中 j 为每转一圈同一齿面的啮合次数。 Ln 为齿轮的工作寿命,单 位小 时 ( 6) 由表查得接触疲劳寿命系数 KHN1= 0.90; KHN2= 0.95 ( 7) 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 [σ H]1= 0.90 600MPa= 540MPa [σ H]2= 0.95 550MPa= 522.5MPa 2) 计算 ( 1) 试算小齿轮分度圆直径 d1t d1t≥   3 2 1 1*32.2      H E d t Z u uTK σφ 3 23 .5522 .818910 3 . 9 1.93 1 97.9253.12.32      41.206 ( 2) 计算圆周速度 v 100060 21 nd tπ 1 0 0 060 1 4 4 02 0 6.4114.3   3.1053 ( 3) 计算齿宽 b 及模数 m bφ dd1t1 41.206mm41.206mm m 1 1zdt 20206.41 2.0603 h2.25mnt2.25 2.0603mm4.6357mm b/h41.206/4.63578.89 ( 4) 计算载荷系数 K 已知载荷平稳,所以取 KA1 根据 v3.1053m/s,7 级精度,查得动载系数 KV1.42;查表 得 7 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时 KHB的计算公式和 直齿轮的相同, Kt= 1.3 φ d= 1 N1= 4 10e9 N2= 10.26 10e8 KHN1= 0.90 KHN2= 0.95 S= 1 [σ H]1= 540MPa [σ H]2= 522.5MPa d1t 41.206 v 3.1053m/s b41.206mm m2.0603 h4.6357mm b/h8.89 KA1 8 故 KHB1.420.1810.6φ d2 φ d2 0.23 10 3 b 1.420.1810.6*12*120.23*10e-3*41.2061.7175 由 b/h8.89, KHB1.7175 查表 10 13 查得 KFB 1.45 由表 10 3 查得 KHα KFα 1.1。故载荷系数 KKAKVKHα KHβ 1 1.42 1.1 1.71752.6827 ( 5) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由 [1]式( 10 10a)得 d1 3 1 / tt KKd 3 45.168 27.2206.41  mm50.5850mm ( 6) 计算模数 m m 1 1zd 205850.50 mm2.530 4. 按齿根弯曲强度设计 由 [1]式 10 5 m≥  3 21 2 c o s2 F SaFa d YY z K σφ β 1) 确定计算参数 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 σ F1500Mpa;大齿轮得弯曲 疲劳极限强度σ F2380MPa 查得弯曲寿命系数 KFN10.85 KFN20.88 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数 S1.4 见表 10-12 得 [σ F1]( KFN1*σ F1) /S 4.1 500*85.0 303.57Mpa [σ F2] ( KFN2*σ F2) /S 4.1 380*88.0 238.86Mpa ( 1) 计算载荷系数 KKAKVKFα KFβ 1 1.42 1.1 1.452.2649 ( 3)查取齿形系数。 YFa12.80; YFa22.27 ( 2) 查取应力校正系数 Ysa11.55, Ysa21.79 ( 3) 计算大、小齿轮的并  FSaFaYYσ 加以比较  1 11F SaFa YYσ 57.303 55.180.2  0.01430  2 22F SaFa YYσ 86.238 79.127.2  0.01701 KHB1.41652 KFB 1.45 KHα KFα 1.1 K2.6827 d150.5850mm m2.530 σ F1500Mpa σ F2380MPa KFN10.85 KFN20.88 S1.4 [σ F1] 303.57Mpa [σ F2] 238.86Mpa K2.2649 Ysa11.55 Ysa21.79  1 11F SaFaYYσ 0.01430  2 22F SaFa YYσ 0.01701 9 大齿轮的数值大。 2) 设计计算 m≥ 3 2 0 1 7 0 1.0201 310997.252 6 4 9.22   e 1.7109 对结果进行处理取 m2 Z1d1/m50.5850/2≈ 26 大齿轮齿数, Z2u* Z13.9*26102 5. 几何尺寸计算 1) 计算中心距 d1z1m26*252 d2z1m102*2 204 ad1d2/220042/2128, a 圆整后取 128mm 2) 计算大、小齿轮的分度圆直径 d1 mz1 52mm, d2 mz2 204mm 3) 计算齿轮宽度 bφ dd1, b52mm B157mm, B252mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm 4) 验算 Ft2T1/d12*25.997*10e3/52999.885 N 23.1952 8 8 5.9 9 91 bK A F t < 100N/mm 结果合适 5) 由此设计有 模数 分度圆直径 齿宽 齿数 小齿轮 2 52 57 26 大齿轮 2 204 52 102 6) 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。 B 低速齿的轮计算 输入功率 小齿轮转速 齿数比 小齿轮转矩 载荷系数 3.69KW 369.23r/min 2.8 95.441N m 1.3 1.选精度等级、材料及齿数 1)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。 2)精度等级选用 7 级精度; 3)试选小齿轮齿数 z1= 24,大齿轮齿数 z2= 68 的; 2.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 m2 Z126 Z2102 d152 d2204 a128 B157mm B252mm Ft999.885 N 7 级 z1= 24 z2= 68 10 dt≥ 2.32*   3 21  H E d t Z u uTK σφ 3. 确定公式内的各计算数值 ( 1) 试选 Kt= 1.3 ( 2) 由 [1]表 10- 7 选取尺宽系数φ d= 1 ( 3) 由 [1]表 10- 6 查得材料的弹性影响系数 ZE= 189.8Mpa ( 4) 由 [1]图 10- 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强 度极限σ Hlim1= 600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限 σ Hlim2= 550MPa; ( 5) 由 [1]式 10- 13 计算应力循环次数 N1= 60n1jLh= 60 369.23 1( 2 8 365 8)= 1.0350 10e9 N2= N1/2.8= 3.696 10e8 此式中 j 为每转一圈同一齿面的啮合次数。 Ln 为齿轮的工作寿命,单 位小时 ( 6) 由 [1]图 10- 19 查得接触疲劳寿命系数 KHN1= 0.90; KHN2 = 0.95 ( 7) 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 [σ H]1= 0.90 600MPa= 540MPa [σ H]2= 0.95 550MPa= 522.5MPa 4. 计算 ( 8) 试算小齿轮分度圆直径 d1t d1t≥   3 2 1 1*32.2      H E d t Z u uTK σφ 3 2 5.522 8.189 8.2 18.2 1 310441.953.132.2      e65.2277 1 计算圆周速度 v 100060 21 nd tπ 1 0 0 060 23.3 6 92 2 7 7.6514.3   1.2604m/s 2 计算齿宽 b 及模数 m bφ dd1t1 65.2277mm65.2277mm m 1 1zdt 242277.65 2.7180 h2.25mnt2.25 2.7180mm6.1155mm b/h65.2277/6.1155 10.6660 3 计算载荷系数 K 由 [1]表 10 2 已知载荷平稳,所以 取 KA1 根据 v0.4230 m/s,7 级精度,由图 10 8 查得动载系数 KV1.14; Kt= 1.3 φ d= 1 ZE= 189.8Mpa 1limH 600MPa σ Hlim2 = 550MPa; N1= 1.035 10e9 N2= 3.696 10e8 KHN1= 0.90 KHN2= 0.95 [σ H]1= 540MPa M PaH 5.5222  d1t65.2277 v1.2604 m/s b65.2277mm m 1 1zdt 2.7180 KA1 KV1.14 11 由 [1]表 10 4查得 7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时的 KHB计算公式和直齿轮的相同,固 KHB1.120.1810.6 φ d 2 φ d 2 0.23 10 3 b 1.120.1810.6*12*120.23*10e-3*27.1221.414 由 b/h10.6660, KHB1.414 查 [1]表 10 13 查得 KFB 1.33 由 [1]表 10 3 查得 KHα KHα 1.1。故载荷系数 KKAKVKHα KHβ 1 1.14 1.1 1.4141.7731 4 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由 [1]式( 10 10a) 得 d1 3 1 / tt KKd 3 3.177 31.122 77.65  mm72.3368mm 5 计算模数 m m 1 1zd 243368.72 mm≈ 3.0140 6 按齿根弯曲强度设计。由 [1]式 10 5 m≥  3 211 2 F SaFad YYzKT σφ 5 确定计算参数 由 [1]图 10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 σ F1500Mpa; 大齿轮得弯曲疲劳极限强度σ F2380MPa 由 [1]10-18 查得弯曲寿命系数 KFN10.85 KFN20.88 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数 S1.4 见 [1]表 10-12 得 [σ F1] ( KFN1*σ F1) /S 4.1 500*85.0 303.57Mpa [σ F2] ( KFN2*σ F2) /S 4.1 380*88.0 238.86Mpa 1)计算载荷系数 KKAKVKFα KFβ 1 1.12 1.2 1.331.7875 2) 查取应力校正系数 有 [1]表 10-5 查得 YFa12.8; YFa22.18 由 [1]表 10- 5 查得 Ysa11.55; Ysa21.79 3)计算大、小齿轮的  FSaFaYYσ 并加以比较  1 11F SaFaYYσ 57.303 55.18.2  0.014297  2 22F SaFa YYσ 86.238 79.118.2  0.016341 KHB1.414 K1.7731 d172.3368mm m3.0140 1F 303.57Mpa 2F 238.86Mpa K1.7875  1 11F SaFaYYσ 0.014297  2 22F SaFa YYσ 0.016341 12 所以 大齿轮的数值大。 6 设计计算 m  3 211 2 F SaFad YYzKT σφ 3 2 0 1 6 3 4 1.0241 3104 4 1.957 8 7 5.12   e 2.13 1 对结果进行处理取 m3 ,(见机械原理表 5-4,根据优先使 用第一序列,此处选用第一序列) 小齿轮齿数 Z1d1/m72.3368/3≈ 24.1123≈ 25 大齿轮齿数 Z2u* Z12.8*2570 7 几何尺寸计算 1) 计算中心距 d1z1m25*375 , d2z2m70*3210 ad1d2/270224/2142.5, a 圆整后取 143mm , d1 11mZ 75mm 2) 计算齿轮宽度 3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 bφ dd1 b75mm B180mm, B275mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm 7) 验算 Ft2T2/d22*95.441*10e3/752545.093 N 935.3375 093.25451 bK A F t < 100N/mm。结 果合适 8) 由此设计有 模数 分度圆直径 压力角 齿宽 小齿轮 3 75 20 80 大齿轮 3 210 20 75 五 轴的设计 (在本次设计中由于要减轻设计负担,在计算上只校核 一根低速轴的强度) A 低速轴 3 的设计 1 总结以上的数据。 功率 转矩 转速 齿轮分度 圆直径 压力角 3.47Kw 251.297N m 131,81r/mi n 210mm 20 2 求作用在齿轮上的力 Nd TF t 305.2393210 10297.25122 3 2 3  FrFt*tan 2393.305*tan20 871.092N 3 初步确定轴的直径 m3 Z125 Z270 a147mm d175mm d2210mm B180mm B275mm bFtk 33.935N/m m 13 先 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 号钢。 根据表 15-3 选取 A0112。于是有  33 3 30m i n 81.131 47.3112npAd 33.320mm 此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径 d1-2 为了使所选的 轴的直径 d1-2 与联轴器的孔径相适应,固需同时选取联轴器的型号。 4 联轴器的型号的选取 查表 [1]14-1,取 Ka1.5 则; TcaKa*T31.5*251.297376.9455N m 按照计算转矩 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件,查标准 GB/T5843-2003(见表 [2]8-2),选用 GY5 型凸缘联轴器,其公称转矩 为 400 N m。半联轴器的孔径 d135mm .固取 d1-235mm。见下表 5. 轴的结构设计 1)拟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 a 为了满足半联轴器的轴向定位要求 1-2 轴段右端要求制出一轴肩; 固取 2-3 段的直径 d2-342mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡 圈直径 D45。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1 82mm , 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,固取 1-2 断的长 度应比 L1 略短一些,现取 L1-280mm b 初步选择滚动轴承。 考虑到主要承受径向力,轴向也可承受小 的轴向载荷。当量摩擦系数 最少。在高速转时也可承受纯的轴向力,工作中容许的内外圈轴线偏 斜量〈 8-16〉大量生产价格最低,固选用深沟球轴承 又根据 d2-342mm 选 61909 号 右端采用轴肩定位 查 [2] 又根据 d2-342mm 和上表取 d3-4d7-845 轴肩与轴环的高度(图中 a)建议取为轴直径的 0.070.1倍 所以在 d7-845mm l6-712 c 取安装齿轮处的轴段 4-5的直径 d4-550mm齿轮的左端与左轴承之 间采用套筒定位,已知齿轮的轮毂的宽度为 70,为了使 套筒能可靠的 压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,固取 l4-567mm ,齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取 ( 轴直径的 0.070.1倍)这里 GY5 凸缘联轴器 61909 号轴承 14 去轴肩高度 h4mm.所以 d5-654mm.轴的宽度去 b1.4h,取轴的宽度为 L5-66mm. d 轴承端盖的总宽度为 15mm(有减速器和轴承端盖的机构设计而定) 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖外端面与联 轴器的 ,距离为 25mm。固取 L2-340mm e 取 齿轮与箱体的内壁的距离为 a12mm 小齿轮与大齿轮的间距为 c15mm,考虑到箱体的制造误差,在确定轴承的位置时,应与箱体 的内壁 ,有一段距离 s,取 s8mm,已知滚动轴承的宽度 T7mm 小齿轮的轮毂长 L50mm 则 L3-4 Tsa70-6730mm L6-7Lcas-L5-65015128-679mm 至此已初步确定轴得长度 3 轴上零件得周向定位 齿轮,半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按 d4-550mm 由 手册查得平键的截面 b*h16*10 mm见 [2]表 4-1,L56mm 同理按 d1-235mm. b*h10*8 ,L70。同时为了保证齿轮与轴配合 得有良好得对中性,固选择齿轮轮毂与轴得配合选 H7/n6。半联轴器 与轴得配合选 H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位,是借过渡配合来保 证的,此处选轴的尺寸公差为 m6。 4 确定轴的的倒角和圆角 参考 [1]表 15-2,取轴端倒角为 1.2*45各轴肩处的圆角半径见上图 5 求轴上的载荷(见下图) 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在 确定轴的支点位置时,应 从手册中查出 a 值参照图 15-23。对与 61809,由于它的对中性好所以 它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为 182mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图 计算齿轮 Ft2T1/d1 210 10297.2512 3 2393.305 N Fr Ft tana Ft tan20 871.092N 通过计算有 FNH1758N FNH21600.2 MHFNH2*58.593.61 N M 同理有 FNV1330.267N FNV2697.23N MV40.788N M 2V2H MM 总M 22 788.4061.93  102.11 N m 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 FNH1758N FNH21600.2 FNV1330.267N FNV2697.23N 弯矩 MH 93.61 N m MV40.788 N m 总弯矩 M 总 102.11 N m 扭矩 T3251.297N m 6) 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面(即危险截面 C 的强度) 根据 [1]式 15-5 及表 [1]15-4 中的取值,且  ≈ 0.6(式中 15 的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取  ≈ 0.3; 当扭转切应力为脉动循环变应力时取  ≈ 0.6) 1)计算轴的应力 FNH1758N FNH21600.2 MH 93.61 N m 总M 102.11 N m (轴上载荷示意图)   3 22232 501.0 297.2516.011.102   W TM ca  14.57MPa 前已选定轴的材料为 45号钢,由 轴常用材料性能表 查得 [σ -1]60MPa 因此σ ca[σ -1],故安全。 4 选轴承 初步选择滚动轴承。 考虑到主要承受径向力,轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数 最少。在高速转时也可承受纯的轴向力,工作中容许的内外圈轴线偏 斜量 8-16,大量生产价格最低固选用深沟球轴承 在本次设计中 尽可能统一型号 ,所以选择 6005 号轴承 5. 轴的结构设计 A 拟定轴上零件的装配方案 B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 由低速轴的设计知 ,轴的总长 度为 6005 号轴承 16 L77966730189mm 由于轴承选定所以轴的最小直径为 25mm 所以左端 L1-212mm 直径为 D1-225mm 左端轴承采用轴肩定位由 [2]查得 6005 号轴承的轴肩高度为 2.5mm 所以 D2-330mm , 同理右端轴承的直径为 D1-225mm,定位轴肩为 2.5mm 在右端大齿轮在里减速箱内壁为 a12mm,因为大齿轮的宽 度为 42mm, 且采用轴肩定位所以左端到轴肩的长度为 L391281272mm 8mm 为轴承里减速器内壁的厚度 又因为在两齿轮啮合时,小齿轮的齿宽比大齿轮多 5mm,所以取 L722.574.5mm 同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为 12mm 由于第三轴的设计 时距离也为 12mm 所以在该去取距离为 11mm 取大齿轮的轮毂直径为 30mm,所以齿轮的定位轴肩长度高度为 3mm 至此二轴的外形尺寸全部确定。 C 轴上零件得周向定位 齿轮,轴的周向定位都采用平键联接。按 d4-530mm 由 手册查得平 键 的截面 b*h10*8mm见 [2]表 4-1,L36mm 同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性,固选择齿轮轮毂与 轴得配合选 H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位,是借过渡配合来保证 的,此处选轴的尺寸公差为 m6。 D 确定轴的的倒角和圆角 参考 [1]表 15-2,取轴端倒角为 1.2*45各轴肩处的圆角半径见下 图 C 第一轴 1 的设计 1 总结以上的数据。 功率 转矩 转速 齿轮分度圆直径 压力角 3.92Kw 25.997N m 1440r/min 52mm 20 L189mm D1-225mm L1-212mm D2-330mm 17 2 求作用在齿轮上的力 52 10997.2522 3 2 1  d TF t 999.88N FrFt*tan 999.88*tan20 363.93N 3 初步确定轴的直径 先按式 [1]15-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 号钢。根 据表 [1]15-3 选取 A0112。于是有 33 2 10m in 1 44 092.31 12  nPAd 15.64mm 4 联轴器的型号的选取 查表 [1]14-1,取 Ka1.5 则; TcaKa*T31.5*25.99739.00N m TcaKa*T31.5*25.99739.00N m 按照计算转矩 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件,查标准 GB/T5843-2003(见表 [2]8-2),选用 GY2 型凸缘联轴器,其公称转矩 为 63 N m。半联轴器的孔径 d116mm .固取 d1-216mm 4 联轴器的型号 的选取 查表 [1]14-1,取 Ka1.5 则; TcaKa*T31.5*25.99739.00N m 按照计算转矩 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件,查标准 GB/T5843-2003(见表 [2]8-2),选用 GY2 型凸缘联轴器,其公称转矩 为 63 N m。半联轴器的孔径 d116mm .固取 d1-216mm 见下表 5. 轴的结构设计 A 拟定轴上零件的装配方案 B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a 为了满足半联轴器的轴向定位要求 1-2 轴段右端要求制出一轴肩; 固取 2-3 段的 直径 d2-318mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡 圈直径 D20。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L142mm , 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,固取 1-2 断的长度应比 L1 略短一些,现取 L1-240mm b 初步选择滚动轴承。 考虑到主要承受径向力,轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数 最少。在高速转时也可承受纯的轴向力,工作中容许的内外圈轴线偏 斜量〈 8-16〉,大量生产价格最低固选用深沟球轴承 ,又根据 d2-318mm,所以选 6004 号轴承。右端采用轴肩定位 查 [2] 又根据 d2-318mm 和上表取 d3-420mm c 取安装齿轮处的轴段 4-5 的直径 d4-525mm d 轴承端盖的总宽度为 15mm(由减速器和轴承端盖的机构设计而定) 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖外端面与联 轴器的距离为 25mm。固取 L2-340mm , c15mm,考虑到箱体的制 tF 999.88N Fr 363.93N mind 15.64mm GY2 凸缘联轴器 Ka1.5 Tca39.00N m d116mm 18 造误差,在确定轴承的位置时,应与箱体的内壁有一段距离 s,取 s8mm 已知滚动轴承的宽度 T12mm 小齿轮的轮毂长 L50mm,则 L3-4 12mm 至此已初步确定轴得长度 又 因为两轴承距离为 189,含 齿轮宽度所以各轴段都已经确定,各轴的倒角、圆角查 表 15-2 取 1.0mm 六.滚动轴承的计算 根据要求对所选的在低速轴 3 上的两滚动轴承进行校核 ,在前面进行 轴的计算时所选轴 3 上的两滚动轴承型 号均为 61809,其基本额定动 载荷 NC r 4650 ,基本额定静载荷 NC r 43200  。现对它们进 行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为 FNH1758N FNV1330.267N FNH21600.2 FNV2697.23N 由上可知轴承 2 所受的载荷远大于轴承 2,所以只需对轴承 2 进行校 核,如果轴承 2 满足要求,轴承 1 必满足要求。 1)求比值 轴承所受径向力 NNF r 5.1 7 4 523.6 9 72.1 6 0 0 22  所受的轴向力 NF a 0 它们的比值为 0 r aFF 根据 [1]表 13-5,深沟球轴承的最小 e 值为 0.19,故此时 e FFra  。 2)计算当量动载荷 P,根据 [1]式( 13-8a) arP YFXFfP  按照 [1]表 13-5, X1, Y0,按照 [1]表 13-6, 2.10.1Pf , 取 1.1Pf 。则 NNP 1 9 2 005.1 7 4 511.1  )( 3)验算轴承的寿命 NC r 4650 NC r 43200  0 r aFF P1290N 19 按要求轴承的最短寿命为 hhL h 4 6 7 2 083 6 582  (工作时间) ,根据 [1]式( 13-5) hh hPCnL rh 4 6 7 2 05 3 0 4 2 1 9 2 0 1 2 8 0 0 9 3 . 1 r / m i n60 10 60 10 366   )()( Ⅲ  ( 3 对于球轴承取 3) 所以所选的轴承 61909 满足要求。 七.连接的选择和计算 按要求对低速轴 3 上的两个键进行选择及校核。 1)对连接齿轮 4 与轴 3 的键的计算 ( 1)选择键联接的类型和尺寸 一般 8 以上的齿轮有定心精度要求,应选用平键联接。由于齿轮不在 轴端,故可选用圆头普通平键( A 型)。 根据 d52mm 从 [1]表 6-1 中查得键的截面尺寸为宽度 b16mm,高 度 h10mm。由轮毂宽度并参照键的长度系列,取键长 L63mm。 ( 2)校核键联接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢,由 [1]表 6-2 查得许用挤压应力 M P ap 120100][  ,取平均值, MPap 110][  。键的工作长 度 lL-b63mm-16mm47mm。,键与轮毂键槽的接触高度 k0.5h0.5 105mm。根据 [1]式( 6-1)可得 M P aM P aM P ak l dT pp 1 1 0][6.4352475 1044.2 6 62102 33    所以 所选的键满足强度要求。键的标记为键 16 10 63 GB/T 1069-1979。 2)对连接联轴器与轴 3 的键的计算 ( 1)选择键联接的类型和尺寸 类似以上键的选择,也可用 A 型普通平键连接。 根据 d35mm 从 [1]表 6-1 中查得键的截面尺寸为宽度 b10mm,高 度 h8mm。由半联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列,取键长 L70mm。 ( 2)校核键联接的强度 键、轴和联轴器的材料也都是钢,由 [1]表 6-2 查得许用挤压应力 M P ap 120100][  ,取其平均值, MPap 110][  。键的工作 长度 lL-b70mm-10mm60mm。,键与轮毂键槽的接触高度 k0.5h0.5 84mm。根据 [1]式( 6-1)可得 M P aM P aM P ak l dT pp 1 1 0][4.6335604 1044.2 6 62102 33    所以所选的键满足强度要求。 键的标记为键 10 8 70 GB/T 1069-1979。 圆头普通平键 ( A 型) p 43.6Mpa 键 16 10 63 p 63.4Mpa 20 八.润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大,且它们的速度都不大, 所以齿轮传动可采用浸油润滑,查 [2]表 7-1,选用全损耗系统用 油( GB/T 433-1989),代号为 L-AN32。 由于滚动轴承的速度较低,所以可用脂润滑。查 [2]表 7-2,选用 钙基润滑脂( GB/T 491-1987),代号为 L-XAMHA1。 为避免油池中稀油溅入轴承座,在齿轮与轴承之间放置挡油环。 输入轴与输出轴处用毡圈密封。 九.箱体及其附件的结构设计 1)减速器箱体的结构设计 箱体采用剖分式结构,剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计 1.确定箱体的尺寸与形状 箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确定合理的箱体壁厚  。 根据经验公式 mmT 81.04  ( T 为低速轴转矩, N m) 可取 mm5.8 。 为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度,箱盖与箱座连接部分 都有较 厚的连接壁缘,箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。 2.合理设计肋板 在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋,减少了侧壁的弯曲变形。 3.合理选择材料 因为铸铁易切削,抗压性能好,并具有一定的吸振性,且减速器的 受载不大,所以箱体可用灰铸铁制成。 2)减速器附件的结构设计 ( 1)检查孔和视孔盖 检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间 隙,还可 用来注入润滑油,检查要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。视孔盖用铸铁制成,它和箱体之间加密 封垫。 ( 2)放油螺塞 放油孔设在箱座底面最低处,其附近留有足够的空间,以便于放容 器,箱体底面向放油孔方向倾斜一点,并在其附近形成凹坑,以便于 油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹,在六角头与放油孔 的接触面处加封油圈密封。 ( 3)油标 油标用来指示油面高度,将它设置在便于检查及油面较稳定之处。 ( 4)通气器 通气器用于通气,使箱内外气压一致,以避免由于运转时箱内温度 升高,内压增大,而引起减速 器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查 孔上,其里面还有过滤网可减少灰尘进入。 5)起吊装置 油 L-AN32。 油脂 L-XAMHA1。 mm5.8 。 起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔,箱座凸缘 下面设有吊耳,它们就组成了起吊装置。 ( 6)起盖螺钉 为便于起盖,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。 ( 7)定位销 在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销 ,保证箱体轴承孔 的加工精度与装配精度。 十 .设计总结 通过设计,该展开式二级圆柱齿轮减速器具有以下特点及优点 1)能满足所需的传动比 齿轮传动能实现稳定的传动比,该减速器为满足设计要求而设计了 1∶ 10.96 的总传动比。 2)选用的齿轮满足强度刚度要求 由于系统所受的载荷不大,在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够 满足强 度及刚度要求,而且节省材料,降低了加工的成本。 3)轴具有足够的强度及刚度 由于二级展开式齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称,当其产生弯 扭变形 时,载荷在齿宽分布不均匀,因此,对轴的设计要求 最高,通过了对 轴长时间的精心设计,设计的轴具有较大的刚度,保证传动的稳定性。 4)箱体设计的得体 设计减速器的具有较大尺寸的底面积及箱体轮毂,可以增加抗弯扭的 惯性,有利于提高箱体的整体刚性。 5)加工工艺性能好 设计时考虑到要尽量减少工件与刀具的调整次数,以提高加工的精度 和生产率。 此外,所设计的减速器还具有形状均匀、美观,使用寿命长等优点, 可以完全满足设计的要求。 ( 6)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备。 十一 .参考资料 [1]机械设计(第七版) 濮良贵,纪名刚主编 北京高等教育出版社, 2006。 [2]机械设计课程设计手册(第 3 版) 吴宗泽,罗盛国主编 北京高等教育出版社, 2006。 [3]简明机械设计手册,同济大学出版社,洪钟德主编, 2002 年 5 月第一版; 22 [4]减速器选用手册,化学工业出版社,周明衡主编, 2002 年 6 月 第一版; [5]工程机械构造图册,机械工业出版社,刘希平主编 [6]机械制图(第四版),高等教育出版社,刘朝儒,彭福荫,高治 一编, 2001 年 8 月第四版; [7]互换性与技术测量(第四版),中国计量出版社,廖念钊,古莹 庵,莫雨松,李硕根,杨兴骏编, 2001 年 1 月第四版。
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二级 展开式 圆柱齿轮 减速器 带式运输机的传动装置 F=2300N V=1.1M/S D=300mm
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