级直齿圆柱齿轮课程设计.doc

- 2 - 精密机械课程设计说明书精密机械课程设计说明书精密机械课程设计说明书精密机械课程设计说明书 课程名称： 精密机械学课程设计 设计题目： 带式运输机传动装置 院 系： 班 级： 设 计 者： 学 号： 指导教师： 设计时间： - 3 - 目目 录录 一、传动装置的总体设计一、传动装置的总体设计-4 4 1.1 设计题目 -4 1.2 选择电动机 -4 1.3 计算传动装置的总传动比 -5 1.4 计算传动装置各轴的运动和动力参数 -6 二二. .传动零件的设计计算传动零件的设计计算-7 7 2.1 高速齿轮传动 -7 2.2 低速速齿轮传动（二级传动） -9 2.3 直齿轮设计参数表-11 2.4 验证两个大齿轮润滑的合理性 -12 三三. .轴的设计计算轴的设计计算-1 12 2 3.1 高速轴(即轴)的设计计算 -13 3.2 中间轴(即轴)的设计计算 -17 3.3 输出轴(即轴)的设计计算 -22 4.4.联轴器的选择联轴器的选择-2727 5.轴承的选择轴承的选择2727 6.轴承润滑方式及密封方式轴承润滑方式及密封方式2828 7.减速器附件及其说明减速器附件及其说明28 8.8.设计总结设计总结2929 九九. .参考文献参考文献3 30 0 - 4 - 1 1、传动装置的总体设计传动装置的总体设计 1.1 设计题目 带式运输机传送装置 1.1.1.设计数据及要求： 运输带工作拉力 F/N 3200 运输带工作速度 v/(m/s) 1.0 卷筒直径 D/mm 300 滚筒效率 0.96 机器最短工作年限：使用八年，每日两班，每两年大修一次。 部件：1.电动机，2.V 带传动或链传动,3.减速器,4.联轴器,5.输送带 1.1.2.传动装置简图 两级展开式圆柱齿轮减速器的特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要 求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴 在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般 做成斜齿，低速级可做成直齿。两级同轴式圆柱齿轮减速: 特点及应用：减速器横向尺寸较小，两对 齿轮浸入油中深度大致相同。但轴向尺寸大和重量较大，且中间轴较长、刚度差，使载荷沿齿宽分布 不均匀，高速级齿轮的承载能力难于充分利用。 从性能和尺寸以及经济性上考虑选择两级展开式圆柱齿轮减速. 卷筒同输出轴直接同联轴器相连就可以,因为这样可以减少能量的损耗. 1.2 选择电动机 1.2.1.选择电动机的类型 电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于生产单位一般多采用三相交流电源，因此，无特殊 要求时应选用三相交流电动机，其中以三相交流异步电动机应用广泛。所以选择使用三相交流异步电 - 5 - 动机Y 系列三相鼠笼型异步电动机，全封闭自冷式。电压 380V。 1.2.2.选择电动机的容量（功率） 工作机的有效功率为： kW smNFv Pw2 . 3 1000 /13200 1000 从电动机到工作机传送带间的总效率为： 792 . 0 96 . 0 97 . 0 98 . 0 99 . 0 342 4 3 3 4 2 2 1 式中：分别为联轴器、轴承、齿轮、卷筒的传动效率。由表 9.1 取, 4321 。齿轮为 8 级精度。96 . 0 ,97 . 0 ,98 . 0 ,99 . 0 4321 所以电动机所需要的工作功率为：。kW kWP P w d 04 . 4 792 . 0 2 . 3 1.2.3.确定电动机转速 按表 9.1 推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比 i=840，而工作机卷筒轴的转速为： min/66.63 300 1100060100060 r D v nN 所以电动机转速的可选范围为： min/) 4 . 254628.509(66.63)408(rinn Nd 符合这一范围的同步转速有 750 r/min、1000 r/min、1500 r/min 三种。综合考虑电动机和传动装置 的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为 1500r/min 的电动机，另 需要其中电机工作所需工作功率：。 d PP 根据电动机类型、容量和转速，由本书的表 14.1 或有关手册选定电动机型号为 Y132S2-4。其主 要性能如下表： 电动机的主要安装尺寸及外形尺寸如下： 型号 HABCDEFGK Y132S2-4132216140893880103312 1.3 计算传动装置的总传动比 1.3.1.总传动比 i 为62.22 66.63 1440 N d i i i 电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/min)起动转矩/ 额定转矩最大转矩/ 额定转矩 Y132S2-45.514402.22.3 - 6 - 1.3.2.分配传动比 ， 式中分别为 V 带、一级、二级齿轮传动比。 210 iiii, 210 iii 考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相接近，取，故： 210 3 . 1, 3 . 2iii 58. 33 . 1 75 . 2 3 . 13 . 2 21 2 ii i i 1.4 计算传动装置各轴的运动和动力参数 1.4.1.各轴的转速 轴min/09.626 3 . 2 1440 0 1 r i n n 轴min/88.174 58 . 3 09.626 1 1 2 r i n n 轴min/59.63 75 . 2 88.174 2 2 3 r i n n 卷筒轴min/59.63 34 rnn 1.4.2.各轴的输入功率 轴kWPP d 28 . 5 96 . 0 5 . 5 41 轴kWPP016 . 5 97 . 0 98 . 0 28 . 5 3212 轴kWPP765 . 4 97 . 0 98 . 0 016 . 5 3223 卷筒轴kWPP62 . 4 99 . 0 98 . 0 765 . 4 1234 1.4.3.各轴的输出转矩 电动机轴的输出转矩为mN n P T d d 48.36 1440 5 . 5 95509550 所以： 轴mN n P T54.80 09.626 28 . 5 95509550 1 1 1 轴mN n P T92.273 88.174 016. 5 95509550 2 2 2 - 7 - 轴mN n P T61.715 59.63 765 . 4 95509550 3 3 3 卷筒轴mN n P T84.693 59.63 62 . 4 95509550 4 4 4 将上述计算结果汇总于下表得: 轴名功率 kW转矩 T/(Nm) 转速 n/(r/min) 传动比 i效率 电机轴 5.536.4814402.30.96 轴 5.2880.54626.09 3.580.95 轴 5.016273.92174.88 轴 4.765715.6163.59 2.750.95 卷筒轴 4.62693.8463.5910.97 二二.传动零件的设计计算传动零件的设计计算 2.1 高速齿轮传动 2.1.1选择材料、热处理方式及精度等级 考虑到此考虑到卷筒机为一般机械并且速度不高，且该齿轮传动为闭式传动。故大、小齿轮均选 用 45 钢。 小齿轮调质，由表 6.2（参考文献【1】 ）得到齿面硬度为 235HBS；大齿轮正火，由表 6.2（参考 文献【1】 ）得到齿面硬度为 190HBS，均选用 8 级精度，直齿圆柱齿轮。 2.1.2. 初步计算传动主要尺寸 由于是闭式硬齿面齿轮传动，抗点蚀能力强，其主要失效形式是齿根折断。故按照齿根弯曲疲劳 强度进行校核。 A 按齿面接触疲劳强度进行计算。 1)小齿轮传递的扭矩mmNTT d 44 11 1061 . 3 99 . 0 10648 . 3 2）初选小齿轮齿数 z1=27，则大齿轮。977 .96 12 ziz 3)初选。K1.3 t 4)硬齿面非对称布置，按表 6.6 选取1 a 5)材料的弹性影响系数 ZE,按表知锻钢选取 Ze=190MPa 6) 齿轮接触疲劳强度极限，按表选取，。 limH MPa H 570 1lim MPa H 390 2lim 7) 应力循环次数 N - 8 - ， 9 11 100366. 483651614406060 h jLnN 99 112 1012. 159. 31004 . 4 /iNN 8）接触疲劳强度寿命系数，按表选取， HN K90. 0 1HN K95. 0 2 HN K 9）计算接触疲劳强度许用应力，取失效概率为，安全系数为 S=1，按表计算得 H ，MPa SH H H 570 1 570 1lim 1 MPa SH H H 390 1 390 2lim 2 10) 试算小齿轮分度圆直径 d， 。 mm Z i iTK d H E d t t 0 .65) 540 8 .189 ( 59 . 3 59 . 4 4 . 0 1061 . 3 3 . 1 32. 2) ( 1 32 . 2 3 2 4 3 2 1 1 11)计算圆周速度 v， 12）计算载荷系数 K，按表查得使用系数 ，查得动载系数，查得齿向载荷分 25 . 1 A K14 . 1 v K 布系数，查得齿间载荷分布系数，则 08 . 1 K4 . 1 K72 . 1 K KKKK vA 13）按实际的载荷系数校正分度圆直径 。取 d=72mm 4 .71/ 3 1 t KKdd 14)计算齿宽 b，圆整取为 75mm。 mmdb d 72 15）计算模数 m，。37 . 2 27 72 1 1 z d m75 . 6 25 . 2 mh 7 . 10 h b B 再按齿根弯曲疲劳强度设计校核 1）计算载荷系数 K，由上可知 K=1.72 2）齿形系数，由图查得 F Y22 . 2 ,65 . 2 21 FF YY 3）齿轮的弯曲疲劳强度极限应力，MPaMPa FF 170,220 2lim1lim 4）弯曲疲劳强度寿命系数，25 . 1 F S 5）计算弯曲疲劳许用应力F， MPa S MPa S F F F F F F 136 25 . 1 170 ,176 25. 1 220 1lim 2 1lim 1 sm nd v/58. 4 100060 144065 100060 11 - 9 - 6）计算齿轮的并加以比较，取 F F Y 0163 . 0 136 02 . 2 ,0151 . 0 17665 . 2 2 2 1 1 F F F F YY 0.0163。 7）齿根弯曲强度设计计算，。3 . 2 13627) 159 . 3 (4 . 0 22 . 2 1061 . 3 7 . 14 ) 1( 4 3 2 4 3 2 2 1 21 Fa F zi YKT m 8）校核齿根弯曲疲劳强度， 1 4 1 2 11 1 1 .36 27975 65. 21061 . 3 7 . 122 F F F zbm YKT 2 1 2 12 2 . 30 65 . 2 02 . 2 1 . 36 F F F FF Y Y 结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数， 取 m 3mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆 直径 d1= 81mm 应有的齿数。于是由 z1=d1/m=81/3 =27，取 Z1=27,Z2 = Z1i1 =27x3.59=97。 2.1.3. 计算传动尺寸 1）计算中心距 a，mm186 2 )( 21 zzm a 2）计算齿轮的分度圆直径 d，mmzmd81273 11 mmzmd291973 22 3）计算齿轮的齿根圆直径 df，mmmddf 5 . 735 . 2 11 mmmddf 5 . 2835 . 2 22 4）计算齿轮宽度 B，b=75mm。 5）验算， ， mmN d T Ft/6 .1988 81 10054 . 8 22 4 1 1 ，故合适。 mmNmmN b FK tA /100/ 1 . 33 75 198925. 1 2.2 低速速齿轮传动（二级传动） 2.2.1选择材料、热处理方式及精度等级 考虑到此考虑到卷筒机为一般机械并且速度不高，且该齿轮传动为闭式传动。故大、小齿轮均选 用 45 钢。 小齿轮调质，由表 6.2（参考文献【1】 ）得到齿面硬度为 235HBS；大齿轮正火，由表 6.2（参考 文献【1】 ）得到齿面硬度为 190HBS，均选用 8 级精度，直齿圆柱齿轮。 2.2.2. 初步计算传动主要尺寸 由于是闭式硬齿面齿轮传动，抗点蚀能力强，其主要失效形式是齿根折断。故按照齿根弯曲疲劳 强度进行校核。按齿面接触疲劳强度进行计算。 1)小齿轮传递的扭矩mmNTT 44 212 1043 . 3 95 . 0 1061 . 3 2）初选小齿轮齿数 z1=33，则大齿轮。917 .90 12 ziz - 10 - 3)初选。K1.3 t 4)硬齿面非对称布置，按表 6.6 选取9 . 0 a 5)材料的弹性影响系数 ZE,按表知锻钢选取 Ze=190MPa 6）齿轮接触疲劳强度极限，按表选取，。 limH MPa H 570 1lim MPa H 390 2lim 7)应力循环次数 N ， 8 31 1079 . 1 836516646060 h jLnN 78 112 105 . 675 . 2 1079 . 1 /iNN 8）接触疲劳强度寿命系数，按表选取， HN K90. 0 1HN K95. 0 2 HN K 9）计算接触疲劳强度许用应力，取失效概率为，安全系数为 S=1，按表计算得 H ，MPa SH H H 570 1 570 1lim 1 MPa SH H H 390 1 390 2lim 2 10）试算小齿轮分度圆直径 d， 。 mm Z i iTK d H E d t 1 .100) 570 8 . 189 ( 75 . 2 59 . 4 1 1043 . 3 3 . 1 32. 2) ( 1 32 . 2 3 2 4 3 2 1 2 11）计算圆周速度v， 12）计算载荷系数 K，按表查得使用系数 ，查得动载系数，查得齿向载荷分 25 . 1 A K14 . 1 v K 布系数，查得齿间载荷分布系数，则 08 . 1 K4 . 1 K72 . 1 K KKKK vA 13）按实际的载荷系数校正分度圆直径 。取 d=72mm mmKKdd t 6 . 107/ 3 2 14)计算齿宽 b，圆整取为 100mm。 mmdb d 3 .96 15）计算模数 m，取 m=4，。1 . 3 33 100 1 2 z d mmmmh925 . 2 B 再按齿根弯曲疲劳强度设计校核 9）计算载荷系数 K，由上可知 K=1.72 10）齿形系数，由图查得 F Y24 . 2 ,55 . 2 21 FF YY sm nd v/64 . 7 100060 88.174 1 . 100 100060 22 - 11 - 11）齿轮的弯曲疲劳强度极限应力，MPaMPa FF 170,220 2lim1lim 12）弯曲疲劳强度寿命系数，25 . 1 F S 13）计算弯曲疲劳许用应力F， MPa S MPa S F F F F F F 136 25 . 1 170 ,176 25. 1 220 1lim 2 1lim 1 14）计算齿轮的并加以比较，取 F F Y 0165 . 0 136 24 . 2 ,0145 . 0 17655. 2 2 2 1 1 F F F F YY 0.0165。 15）齿根弯曲强度设计计算，。3 . 3 17633) 175. 2(4 . 0 55. 21043 . 3 7 . 14 ) 1( 4 3 2 4 3 1 2 1 11 Fa F zi YKT m 16）校核齿根弯曲疲劳强度， 1 4 1 2 11 1 7 . 39 3316100 55 . 2 1061 . 3 7 . 122 F F F zbm YKT 2 1 2 12 9 . 34 55 . 2 24 . 2 1 . 36 F F F FF Y Y 结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数， 取 m 4mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆 直径 d1= 132mm 应有的齿数。于是由 z1=d1/m=132/4 =33，取,Z2 = Z1i1 =33x2.75=91。 2.2.3. 计算传动尺寸 1）计算中心距 a，mm248 2 )( 21 zzm a 2）计算齿轮的分度圆直径 d，mmzmd132334 11 mmzmd364914 22 3）计算齿轮的齿根圆直径 df，mmmddf1275 . 2 11 mmmddf3595 . 2 22 4)计算齿轮宽度 B，b=100mm。 5)验算， ， mmN d T Ft/1159 132 1043. 322 4 1 1 ，故合适。 mmNmmN b FK tA /100/5 .14 75 115925. 1 2.3 直齿轮设计参数表 传动类型模数齿数中心距齿宽 - 12 - 高速级 直齿圆柱齿轮3 27 97186 80 75 低速级 直齿圆柱齿轮4 33 91248 110 100 2.4 验证两个大齿轮润滑的合理性 两个大齿轮直径分别为：291mm，364mm。浸油深度不能过深也不能过浅，通常一般的推荐 值为，满足浸油润滑的条件为油的深度大于 10mm，小于三个全齿高，又。 ，即三mmhhh fa 9 个全齿高 27mm。验证可以知道，两个齿轮同时满足浸油条件，可以正常使用。 3.轴的设计计算轴的设计计算 减速器轴的结构草图 3.1 高速轴(即轴)的设计计算 3.1.1. 轴的基本参数-轴： 轴转速min/09.626 3 . 2 1440 0 1 r i n n - 13 - 功率kWPP d 28 . 5 96 . 0 5 . 5 41 转矩mN n P T54.80 09.626 28 . 5 95509550 1 1 1 作用在齿轮上的力： 圆周力 N d T Ft1989 81 10054 . 8 22 4 1 1 径向力 NFF tr 72420tan1989tan 轴向力 0 3.1.2. 选择轴的材料 考虑结构尺寸可能出现的特殊要求，选用 45 号钢调质处理，以获得良好的综合机械性能。 3.1.3. 初算轴径 mm n P Cd4 .22 09.626 28 . 5 100 3 3 1 1 考虑到轴上键槽适当增加轴直径，增大 5%，圆整后取 d=25mm。 式中， C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献2P193 页表 10.2，考虑扭矩大于弯矩，取 小值，C=100。 P轴传递的功率（单位 kW） 。 n轴的转速（单位 r/min） 。 3.1.4. 轴承部件的结构设计 A 轴承部件的结构形式 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构形式。因传递功率小，齿轮减速器效率高，发 热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如 图：输出轴的草图 1 所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端 1 开始设计。 B 联轴器及轴端 1 上述所求的的，轴段 1 的直径 20mm，又考虑到轴段 1 上安装联轴器，因此 1 的设计与mmd25 联轴器的设计同时进行。 为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表 12.1(参考文献1)可 取：K=1.5，则计算转矩： - 14 - 。mmNTKTd 54 1 1021 . 1 10054 . 8 5 . 1 其中型号为 LX1 的联轴器系列公称转矩满足，故可定制直径为 20mm 的 LX1 联轴器，记作 LX1 2052 GB/T 5014。轴段 1 的长度应比联轴器的轴孔长度略短，故取 50mm。 C 轴段 2 在确定轴段 2 的直径时候，应该考虑联轴器的固定与密封两个方面。 由于联轴器只传递转矩，轴段 2 的轴径可与轴段 1 相同。由唇形密封圈的标准。可取轴段 2 的轴 径为 20mm.轴段 2 的长度由轴承座的长度和轴段 1 决定。 轴承座长为.由表参考文献24.1 计算知，取轴承端面螺栓为 M8。由此得 mmccl)85( 21 ,取为 32mm，轴承靠近箱体内表面的端面到mmmmccl3431)85(1214)85( 21 箱体内表面的距离为 5mm.(高速轴大齿轮齿轮齿顶圆处速度大于 2m/s，由经验，轴承取油润滑) 则轴 段 2 长度为 38mm。 D 轴段 3 和轴段 7 考虑使用直齿轮，轴承类型为深沟球轴承。考虑轴径及安装，暂取 6205，查得 d=25mm，D=52mm，B=15mm。故取轴段 3 的直径为 25mm，长度 14mm。 E 轴段 4 轴段 4 的轴肩也为（0.070.1）20=1.42mm。轴肩取 2mm,则直径为 29mm。 但考虑到可能使用齿轮轴，需进行计算，知 eFr2，故只需校核轴承 I。 计算当量动载荷，冲击载荷系数，查表 188 得，取 X=1，Y=0。2 . 1fd NYFXFfP ard 7 . 1538)( 轴承在以下工作，由表 10.10 查得。微振，由表 10.11 查得。 100 C 1Tf 1.5pf 轴承 I 的寿命为8 年hhh P C n L r h 53 66 10 1001 . 2 ) 7 . 1538 14000 ( 1 . 62660 10 )( 60 10 因此所该轴承符合要求。 3.2 中间轴(即轴)的设计计算 3.2.1. 轴的基本参数-轴： 转速min/88.174 58 . 3 09.626 1 1 2 r i n n 功率kWPP016 . 5 97 . 0 98 . 0 28 . 5 3212 转矩mN n P T92.273 88.174 016. 5 95509550 2 2 2 作用在齿轮上的力： 圆周力 N d T Ft4150 132 1074. 222 5 2 2 径向力 NFF tr 5 . 151020tan4150tan 轴向力 0 3.2.2. 选择轴的材料 考虑结构尺寸可能出现的特殊要求，选用 45 号钢调质处理，以获得良好的综合机械性能。 3.2.3.初算轴径 mm n P Cd 7 . 33 88.174 016 . 5 100 3 3 2 2 考虑到轴上键槽适当增加轴直径，增大 5%，圆整后取 d=35mm。 式中， C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献2P193 页表 10.2，考虑扭矩大于弯矩，取 小值，C=100。 P轴传递的功率（单位 kW） 。 n轴的转速（单位 r/min） 。 3.2.4.轴承部件的结构设计 - 18 - A 轴承部件的结构形式 轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：中间轴草图 1 所示， 然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端 1 开始设计。 B 轴段 1 与轴段 5 初选深沟球轴承 6207,查得 d=35mm,D=72mm,B=17mm。故取轴段 1 的直径为 35mm。 轴段 1 与 5 长 度均为 32mm。 C 轴段 2 齿轮端面距箱体内壁应为 10mm,油润滑，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁的距离为 5mm。考虑 轴毂配合及齿轮，所以轴段 2 的轴径为 45mm，长度为 108mm，且需加套筒起轴向固定齿轮的作用。 D 轴段 3 轴段 3 的轴肩也为 1.752.5mm，轴肩取 2.5mm,则直径为 50mm，长度为 12mm。 E 轴段 4 轴段 4 与中间轴大齿轮的轮毂配合。直径可取 40mm,长度略小于高速级大齿轮齿宽。取轴段 4 的 长度为 78mm。 3.2.5.轴上键校核 中间轴轴段 2 与轴段 4 上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，其键长大于所需最短工作长度 即可。 连接为动连接，载荷轻微振动，且键材料均选用 45 号钢，查表可得：，MPa p 120100 取。需满足：，其中由轴的直径 40mm，可取键的尺寸MPa p 110 2 pp dkl T bh=128mm。 键可选长度为 90mm。 轴的直径 45mm，可取键的尺寸 bh=149mm。键可选长度为 63mm。 3.2.6轴的受力分析 A 画轴的受力简图 中间轴受力： - 19 - 作用在齿轮上的力： 圆周力 N d T Ft1876 291 1073 . 2 22 5 2 2 2 N d T Ft4150 132 1074. 222 5 3 2 3 径向力 NFF tr 68320tan1876tan 22 NFF tr 5 . 151020tan4150tan 33 轴向力 0 B 计算支承反力 L1=55mm,L2=100mm，L3=75mm。 在水平面上 N lll llFlF F tt H 2780 7510055 )75100(1876754150)( 321 23233 1 NFFFF tHtH 3246187627804150 2132 在垂直平面上 N lll llFlF F rr V 3 . 27 7510055 )75100(683751510)( 321 23233 1 NFFFF rVrv 855683271510 2132 轴承 I 的总支承反力： NFFF VHR 2780272780 22 2 1 2 11 轴承 II 的总支承反力： NFFF VHR 33578553246 22 2 2 2 22 - 20 - C 画弯矩图 在水平面上，断面 1 处 mmNLFM HH 152900552780 111 断面 2 处 mmNLFLLFM tHH 8813010041501553246)( 232122 在垂直平面上，弯矩为断面 1 处 mmNLFM VV 1502553 .27 111 断面 2 处 mmNLFLLFM rVV 411510068315527)( 222112 合成弯矩，断面 1 处 mmNMMM VHR 1529071520152900 22 2 1 2 11 断面 2 处 mmNMMM VHR 108984411588130 22 2 2 2 22 - 21 - Z y x Raz Ray Rby Rbz Ft2 Fr2 Ft3 Fr3 Ray Ft2 Ft3 Rby Raz Fr2 Fr3 Rbz D 画转矩图 T=2.73X105Nmm 因为，所以 2 断面为危险截面。查课本 225 页表 14-1 得，查课本 231 页表 12RR MM650 B MPa 14-3 得许用弯曲应力，则：，因为各处直径 1 60 b MPamm M d b R 4 . 29 601 . 0 152907 1 . 0 3 3 1 2 大于 d，故该轴是安全的。 3.2.7.校核轴承寿命（油润滑） 由表 12.3（参考文献 2）查得 6207 轴承的 Cr=25.5kN，Co=15.2kN。 计算轴承的轴向力 轴承 I、II 内部轴向力分别为 - 22 - NFFF VHR 2780272780 22 2 1 2 11 NFFF VHR 33578553246 22 2 2 2 22 比较两轴承的受力，因 Fr18 年hhh P C n L r h 43 66 10 107 . 5) 4028 25500 ( 17560 10 )( 60 10 4 108 . 3 因此所该轴承符合要求。 3.3 低速轴(即轴)的设计计算 3.3.1. 轴的基本参数-轴： 转速min/59.63 75 . 2 88.174 2 2 3 r i n n 功率kWPP765 . 4 97 . 0 98 . 0 016 . 5 3223 转矩mN n P T61.715 59.63 765 . 4 95509550 3 3 3 作用在齿轮上的力： 圆周力 N d T Ft3634 394 1016. 722 5 3 3 径向力 NFF tr 132320tan3634tan 轴向力 0 3.3.2. 选择轴的材料 考虑结构尺寸可能出现的特殊要求，选用 45 号钢调质处理，以获得良好的综合机械性能。 3.3.3.初算轴径 mm n P Cd7 .46 59.63 765 . 4 100 3 3 3 3 考虑到轴上键槽适当增加轴直径，增大 5%，圆整后取 d=50mm。 式中， C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献2P193 页表 10.2，考虑扭矩大于弯矩，取 - 23 - 小值，C=100。 P轴传递的功率（单位 kW） 。 n轴的转速（单位 r/min） 。 3.3.4. 轴承部件的结构设计 A 轴承部件的结构形式 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构形式。因传递功率小，齿轮减速器效率高，发 热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如 图：输出轴的草图 1 所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端 7 开始设计。 B 轴段 7 及联轴器 轴段 7 的直径，需要考虑到上述所求的 d=50mm 及轴段 1 上安装联轴器，因此与联轴器的设计同 时进行。 为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表 12.1(参考文献1)可 取：K=1.5，则计算转矩：。mmNTKTd 64 3 1007 . 1 10156 . 7 5 . 1 其中型号为 LX3 的弹性柱销联轴器公称转矩满足，但直径不满足，则定制直径为 50mm 的联轴器， 型 号记作 LX3 5080 GB/T 5014。轴段 1 的长度应略短于联轴器的长度。可取长 l1=75mm。 C 轴段 6 考虑联轴器的轴向固定，轴段 6 直径 d=45mm，长度 l=40mm。 D 轴段 5 和轴段 1 考虑使用直齿轮，齿轮有轴向力，轴承类型为深沟球轴承。轴段 5 需要考虑轴承直径及安装，查 表 12.2（参考文献2）深沟球轴承，暂取 6210,查得 d=50mm,D=90mm,B=20mm。一根轴上两个轴承应 该为相同型号，故取轴段 5 和轴段 1 的直径为：d=50mm，轴段 5 长度为 19mm，轴段 1 长度为 28mm。 E 轴段 4 轴段 4 的轴肩取 3mm,则直径为 56mm，轴段 4 长度由另外两根轴决定。 F 轴段 3 由图 9.8 中的公式计算得，轴段 6 的轴肩应为 4mm。初取轴肩 h=5.0mm,则初算可得直径为 65mm， 长度为 12mm。 G 轴段 2 轴段 2 处用以安装低速轴大齿轮-齿轮 4，轴段 3 处为方便定位，直径为 55mm，长度为 108mm。 3.3.5. 轴上键校核 轴段 7 与轴段 4 上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，其键长大于所需最短工作长度即可。 - 24 - 连接为动连接，载荷轻微振动，且键材料均选用 45 号钢，查表可得：，MPa p 120100 取。需满足：。MPa p 110 2 pp dkl T A 轴段 4 与大齿轮连接处的键 其中轴段 4 的直径 55mm，可取键的尺寸 bh=1610mm，则可解得: ，4 号齿轮，其齿宽为 100mm，键可选长度为 90mm。mm dk T l p 3 .47 555110 1015. 722 5 3 B 轴段 7 与联轴器连接处的键 其中轴段 7 的直径 40mm，可取键的尺寸 bh=128mm。则可解得: mm dk T l p 3 .81 440110 1015. 722 5 3 查表取键长为 85mm。 3.3.6. 轴的强度校核 A 画轴的受力简图 作用在齿轮上的力： 圆周力 N d T Ft3634 394 1016. 722 5 3 3 径向力 NFF tr 132320tan3634tan 轴向力 0 B 计算支承反力 L1=90mm,L2=150mm，L3=70mm 在水平面上 - 25 - NF ll l F tH 22713634 15090 150 21 2 1 NFFF HtH 136322713634 12 在垂直平面上 NF ll l F rV 8271323 15090 150 21 2 1 NFFF VrV 4968271323 12 轴承 I 的总支承反力： NFFF VHR 24178272271 22 2 1 2 11 轴承 II 的总支承反力： NFFF VHR22 2 2 2 22 C 画弯矩图 在水平面上，a 剖面左侧： mmNLFM HH 204390902271 111 a 剖面右侧： mmNLFM HH 2044501501363 222 在垂直平面上，弯矩为 a 剖面左侧： mmNLFM VV 7443090827 111 a 剖面右侧： mmNLFM VV 74400150496 222 合成弯矩，a 剖面左侧： mmNMMM VHR 21752074430204390 22 2 1 2 11 a 剖面右侧： mmNMMM VHR 21756674400204450 22 2 2 2 22 - 26 - D 画转矩图 T=7.16X105Nmm 因为，所以 2 断面为危险截面。查课本 225 页表 14-1 得，查课本 231 页表 12RR MM650 B MPa - 27 - 14-3 得许用弯曲应力，则：，因为各处直径 1 60 b MPamm M d b R 1 . 33 601 . 0 217566 1 . 0 3 3 1 2 大 于 d，故该轴是安全的。 3.3.7.校核轴承寿命（油润滑） 由表 12.3（参考文献 2）查得 6210 轴承的 Cr=35.0kN，Co=23.2kN。 计算轴承的轴向力 轴承 I、II 内部轴向力分别为 NFFF VHR 24178272271 22 2 1 2 11 NFFF VHR22 2 2 2 22 比较两轴承的受力，因 Fr1Fr2，故只需校核轴承 I。 计算当量动载荷，冲击载荷系数，查表 188 得，取 X=1，Y=0。2 . 1fd NYFXFfP ard 290024172 . 1)( 轴承在以下工作，由表 10.10 查得。微振，由表 10.11 查得。 100 C 1Tf 1.5pf 轴承 I 的寿命为8 年hhh P C n L r h 53 66 10 106 . 4) 2900 35000 ( 6 .6360 10 )( 60 10 因此所该轴承符合要求。 四四联轴器的选择联轴器的选择 4.1 输入轴联轴器 因为减速器应用场合高速，选用弹性柱销联轴器，根据使用的电机型号 Y132S2-4，由参考文献表 选取 LX1 型号，公称转矩 250 Nm 满足使用要求。输入端选取直径为 20 mm 的联轴器。 4.2 输出轴联轴器 输出联轴器根据输出轴尺寸，选取弹性柱销联轴器。联轴器选取 LX3 型号，内径选取 50mm，长度 L=80mm。 5 5轴承的选择轴承的选择 根据之前轴的结构计算设计， 可知三个轴选择的轴承分别为： 轴承型号 d/mmD/mmB/mm 输入轴 6205255215 中间轴 6207357217 - 28 - 输出轴 6210509020 六六润滑方式及密封方式润滑方式及密封方式 由上述齿轮设计的陈述，对于本展开式二级圆柱直齿轮减速器，其高速级大齿轮的齿顶圆上的 线速度略大于 5m/s，由经验选取油润滑。在箱体上铸出油沟。由课程设计指导书第 48 页经验公式 选取油沟尺寸为距箱体内壁 a=5mm,油沟宽 b=5mm,深 c=4mm。 由于是油润滑，密封采用唇形密封圈.润滑油采用 LAN-32，装油量在油标尺的最大和最小高度之间。 对于轴承，综合考虑采用脂润滑，需要挡油环。工作环境清洁，密封方式暂采用毛毡圈。 7减速器附件及其说明减速器附件及其说明 附件设计 A 窥视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操 作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与铸造的凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片 加强密封，盖板用钢板焊接制成，用 M6 螺栓紧固。由要求选取 A=100,B=90，A1=140，B1=120，C=125，C1=80，C2=105，R=5,螺钉尺寸 M615 螺钉数目为 6.具体尺 寸见参考文献2P167 页。 B 油螺塞： 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器中部，以便放油，放油