机械设计课程设计-二级展开式圆柱齿轮减速器F=2.6KN,V=1.8ms,D=280mm【3张图】.doc

设计题目：二级展开式圆柱齿轮减速器设计题目：二级展开式圆柱齿轮减速器 F=2.6KN,V=1.8m/s,D=280mmF=2.6KN,V=1.8m/s,D=280mm 目目 录录 一、传动方案的拟订.4 二 电动机的选择及运动参数的计算.5 21 电动机的选择.5 22 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比.6 23 计算传动装置的运动和动力参数.7 三 直齿圆柱齿轮的设计.8 3. 1 高速级齿轮设计.8 3.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿 数8 3.1.2 按齿面接触强度设计8 机械设计机械设计 课程设计课程设计 说明书说明书 - 1 - 3.1.3 按齿根弯曲强度设计10 3.1.4 几何尺寸计算11 3.1.5 总结12 3.2 低速级齿轮设计.12 3.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数.12 3.2.2 按齿面接触强度设计12 3.2.3 按齿根弯曲强度设计15 3.2.4 几何尺寸计算16 3.2.5 总结16 四 轴、键、轴承的设计计算 17 4. 1 高速轴 I I 的设计.17 42 中间轴 IIII 的设计.19 43 低速轴 IIIIII 的设计及计算.24 五 减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选择 .27 5. 1 齿轮和轴承的润滑方式及润滑剂的选择.27 5. 2 密封方式的选择.28 六 减速器箱体及附件的设计.28 6.1 箱体设计.28 62 减速器附件设计.29 七 减速器技术要求.31 结束语.32 参考文献.33 - 2 - 机械设计（课程设计任务书）机械设计（课程设计任务书） 一题目一题目：设计带式运输机传动装置 二传动系统图二传动系统图 - 3 - 三原始数据及工作条件 连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动，使用期 8 年，小批量生产， 单班制工作，运输带速度允许误差为。%5 四要求 1）按第 3.7 组数据进行设计 2）设计工作量： 设计说明书 1 份 减速器装配图（A0） 1 张 零件图（A2） 2 张 F=2.6KN,V=1.8m/s,D=280mmF=2.6KN,V=1.8m/s,D=280mm 一、传动方案的拟订一、传动方案的拟订 工作条件及生产条件: 连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动，使用期 8 年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为。%5 减速器设计基础数据 输送带工作拉力F（N） 2600 输送带速度 v(m/s) 1.8 卷筒直径 D(mm) 280 - 4 - 图图 1-11-1 带式输送机传动方案带式输送机传动方案 减速器类型:二级展开式直齿圆柱齿轮减速器 设计原则：结构简单，制造方便，成本低廉，传动效率高，使用维护方便。 传动方案：电机联轴器两级直齿圆柱齿轮减速器工作机 方案分析： 带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经连轴器将动 力传至输送机滚筒,带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其 结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级 都采用直齿圆柱齿轮传动。 5 计算与说明结果 二、电动机的选择及运动参数的计算二、电动机的选择及运动参数的计算 2.12.1 电动机的选择电动机的选择 （1）选择电动机类型 按已知工作要求和条件选用卧式全封闭的 Y 系列鼠 笼型三相异步交流电动机。 （2）确定电动机的功率 工作装置所需功率的计算 w P kw vF P w ww w 1000 式中，,，工作装置的效率 2600 w FNsmvw/8 . 1 。代入上式得： 96 . 0 w 2600 1.8 4.875 10001000 0.96 ww w w Fv Pkw 电动机的输入功率的计算 0 P kw P P w 0 式中，为电动机轴至卷筒轴的转动装置总效率。 ；取滚动轴承效率，7 级精度齿轮传 232 crg t 99 . 0 r 效率 0.96，联轴器的效率，传动滚筒的效率 99 . 0 c 则 96. 0 t 8416 . 0 96 . 0 x99 . 0 96 . 0 99 . 0 223 故 0 4.875 5.79 0.8416 w P Pkw 电动机额定功率=（11.3）=5.797.527kw m P 0 P 电动机的功率有 5.5kw 和 7.5kw，故选择 7.5kw 的电机。 4.875 w Pkw 8416 . 0 kwP5 . 7 0 34 （3）确定电动机转速 卷筒轴作为工作轴，其转速为： 44 6 106 101.8 122.78 /min 280 w w v nr D 齿轮的传动比范围：单级圆柱齿轮传动比范围 ，则总传动比范围应为， 53 g i 2595533 i 可见电动机转速的可选范围为： (9 25) 122.781105.02 3069.5 /min w ni nr 符合这一范围的同步转速有 1500r/min 的电机，查表 知选用 Y 系列电动机 Y132M-4 型三相异步电机，其满载转 速。电动机的安装结构型式以及其中心高、min/1440rnw 外形尺寸如下： 电动 机型 号 额定 功率 （KW ） 同步 转速 n（r /min ） 满载 转速 n（r /min ） 机座 中心 高 H 外伸 轴颈 轴伸尺 寸 Y132 M-4 7.51500 1400 132 38mm80mm 2.22.2 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比计算传动装置的总传动比和分配各级传动比 （1）传动装置总传动比 1440 11.73 122.78 m w n i n （2）分配传动装置各级传动比 输入轴和中间轴的传动比为，圆周齿轮的传动比为 35， 12 i 可取 4，则 12 i 34 11.73 2.93 4 i 122.78 /min w n r 1105.02 3069.5 /min n r min/1440rnw 11.73i 12 4i 34 2.93i - 2 - 2.32.3 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数 （1）各轴的转速 计算输入轴转速min/1440nm 1 rn 计算中间轴转速 1 2 12 1440 360 /min 4 n nr i 计算输出轴转速 2 3 2 360 122.78 /min 2.93 n nr i 工作轴 3 122.78 /min w nnr （2）各轴输入功率 输入轴功率kwP06 . 7 99 . 0 x96 . 0 x99 . 0 x5 . 7 1 中间轴功率 kwPP gr 71 . 6 96 . 0 99 . 0 06 . 7 12 输出轴功率kwPP r 57 . 6 99 . 0 99 . 0 71 . 6 c23 （3）各轴输入转矩 输入轴= w TmN n P T74.49 1440 5 . 7 95509550 m m 1 中间轴 2 2 2 6.71 95509550178 360 P TN m n 输出轴 3 3 3 6.57 95509550511.02 122.78 P TN m n 将以上算的的运动和动力参数列表如下： 轴名 参数 I 轴 II 轴 III 轴工作轴 转速 n(r/min) 1440360122.78122.78 功率 P(kW) 7.066.716.576.57 转矩 T(Nm) 49.74178511.02511.02 传动比 i 33.491 效率0.9490.9790.99 min/ 1440 1 r n 2 360 /min n r 3 122.78 /min n r 122.78 /min w n r kwP06 . 7 1 kwP71 . 6 2 kwP57 . 6 3 mNT74.49 1 2 178 .mTN 3 511.02TN m - 2 - 三、三、直齿圆柱齿轮减速器的设计直齿圆柱齿轮减速器的设计 3.13.1 高速级齿轮的设计高速级齿轮的设计 3.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用直齿圆柱齿轮传动 2）选用 7 级精度 3）材料选择，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 4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为。24 1 z 2 4 2496z 3.1.2 按齿面接触强度设计 按设计计算公式（109a）进行试算，即 2.32 t d1 3 2 1 1 H E d Z u uKT （1）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 Kt1.3 计算小齿轮传递的转矩。 mmN n 49740 P1095.5 T 1 5 1 由表 107 选取尺宽系数 d1 由表 106 查得材料的弹性影响系数 2 1 a 8 . 189 MPZE 由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极 限MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限600 1lim H MPa；550 2lim H 由式 1013 计算应力循环次数 60n1jLh60 1440 1 （8 300 8）1.66 1 N 9 10 24 1 z =96 2 z mmN 4 1 10 974 . 4 T =1.66 1 N 9 10 2 8 4.15 10 N - 2 - 9 8 2 1.66 10 4.15 10 4 N 由图 1019 查得接触疲劳寿命系数: 0.9；0.95 1HN K 2HN K 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 N1lim1 0.9 600540 H H K MPaMPa S N2lim2 0.95 550522.5 H H K MPaMPa S （2）计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入中较小的值。 H t d1 3 2 1 1 32 . 2 H E d t Z u uTK =51.068mm 3 2 4 1.3 4.974 104 1 189.8 2.32 14522.5 计算圆周速度 V V=3.85m/s 100060 11 nd t 51.068 1440 60 1000 计算齿宽 b b=d=151.068mm=51.068mm t d1 计算齿宽与齿高之比 h b 模数=2.128mm t m 1 1 z d t 51.068mm 24 齿高=2.252.128mm=4.79mm t 2.25mh b/h=51.068/4.79=10.66 计算载荷系数。 根据 v=3.85m/s,7 级精度，由图 108 查得动载系数 =1.2； v K 540 H MPa 522.5 H MPa =51.068mm t d1 V=3.85m/s B=51.068mm b/h=10.66 - 2 - 直齿轮=1 FH KK 由表 10-2 查得使用系数 KA=1.25 由表 104 查得 7 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时, =1.420 H K 由 b/h=10.66，=1.420.查图 1013 查得 =1.35； H K F K 故载荷系数 K=KAKV=1.251.211.420=2.13 F K H K 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10 10a）得 =mm=60.20mm 1 d 3 1 / tt KKd 3 51.0682.13/1.3 计算模数 m m=mm=2.51mm 1 1 z d 60.20 24 3.1.3 按齿根弯曲强度设计 由式(105)得弯曲强度的设计公式为 m 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT （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 =500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强度=380MPa 1FE 2FE 由 10-18 取弯曲寿命系数=0.85 =0.88 1FN K 2FN K 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 见表（10-12）得 =（）/S=303.57Mpa 11 FE 11FEFN K 4 . 1 50085 . 0 = （）/S=238.86Mpa 22 FE 22FEFN K 4 . 1 38088 . 0 计算载荷系数 K K=2.13 =60.20mm 1 d m=2.51mm =303.57Mpa 11 FE =238.86Mp 22 FE a K=2.025 - 2 - K= KAKV=1.251.211.35=2.025 F K H K 查取应力校正系数 由表 105 查得 =1.58；=1.786 1Sa Y 2Sa Y 查取齿形系数 由表 105 查得 =2.18865 . 2 1Fa Y 2Fa Y 计算大、小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y =0.01378 1 11 F SaFaY Y 71.310 58. 165. 2 =0.01582 2 22 F SaFa YY 247 80 . 1 17 . 2 大齿轮的数值大。 (2)设计计算 m=1.77mm 3 4 2 22.0254.974 10 0.01582 1 24 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由m 齿根弯曲疲劳计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取m 决于弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定 的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与直径的乘积）有关， 可取由弯曲强度算得的模数 1.66mm 并就近圆整为标准值 （第一系列）m=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径 d=57.17，算出小齿轮齿数 小齿轮齿数 =/m=60.20/231 1 Z 1 d 大齿轮齿数 =4 31=124 2 Z 11Z i 3.1.4 几何尺寸计算 (1)计算大、小齿轮的分度圆直径 =31 2=62mm 1 dm 1 Z =0.01378 1 11 F SaFaY Y =0.01582 2 22 F SaFa YY m=1.77mm =31 1 Z =124 2 Z =62mm 1 d =248mm 2 d - 2 - =m=124 2 =248mm 2 d 2 Z (2)计算中心距 a=(+)/2=(62+248)/2=155mm， 1 d 2 d (3)计算齿轮宽度 b=d=62mm 1 d =67mm，=62mm 1 B 2 B 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm 3.1.5 小结 由此设计有 模数分度圆直径齿宽齿数 小齿轮 2626731 大齿轮 224862124 3.23.2 低速级齿轮的设计低速级齿轮的设计 3.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用直齿圆柱齿轮传动 2）选用 7 级精度 3）材料选择，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（调质后表面淬火） ， 硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS 4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为 30 1 z ，取 2 2.93 3087.9z 2 88z 3.2.2 按齿面接触强度设计 按设计计算公式（109a）进行试算，即 2.32 t d1 3 2 1 1 H E d Z u uKT （1）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 Kt1.3 a=155mm =67mm 1 B =62mm 2 B 30 1 z 2 88z - 2 - 计算小齿轮传递的转矩。 55 5 2 2 2 95.5 10 P95.5 106.71 T1.78 10 360 N mmN mm n 由表 107 选取尺宽系数 d1 由表 106 查得材料的弹性影响系数 2 1 a8 .189 MPZE 由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度 极限MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限 600 1lim H MPa； 550 2lim H 由式 1013 计算应力循环次数 60n1jLh60 360 （8 300 8）4.15 1 N 8 10 8 8 2 4.15 x10 1.42 10 2.93 N 由图 1019 查得接触疲劳寿命系数:0.95； 1HN K 0.97 2HN K 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 N1lim1 0.95 600570 H H K MPaMPa S N2lim2 0.97 550533.5 H H K MPaMPa S （2）计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入中较小的值。 H t d1 3 2 2 1 32 . 2 H E d t Z u uTK =78.87mm 3 2 5 1.3 1.78 102.93 1 189.8 2.32 12.93533.5 计算圆周速度 V 5 1 T1.335 10 N mm =4.15 1 N 8 10 8 2 1.42 10N 570 H MPa 533.5 H MPa d1t=78.87mm V=1.49m/s - 2 - V=1.49m/s 100060 11 nd t 78.87 360 60 1000 计算齿宽 b b=d=178.87mm=78.87mm t d1 计算齿宽与齿高之比 h b 模数=2.629mm t m 1 1 z d t 78.87 30 齿高 =2.252.629mm=5.915mm t 2.25mh b/h=78.87/5.915=13.333 计算载荷系数。 根据 v=1.49m/s,7 级精度，由图 108 查得动载系数 =1.07； v K 直齿轮=1 FH KK 由表 10-2 查得使用系数 KA=1.25 由表 104 查得 8 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时, =1.426 H K 由 b/h=13.333，=1.426.查图 1013 查得 H K F K =1.39；故载荷系数 K=KAKVKHKH=1.251.0711.426=2.3 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式 （1010a）得 =mm=95.39mm 1 d 3 1 / tt KKd 3 78.872.3/1.3 计算模数 m m=mm=3.18 mm 1 1 z d 95.39 30 3.2.3 按齿根弯曲强度设计 由式(105)得弯曲强度的设计公式为 =78.87mmb b/h=13.333 K=2.3 =95.39mm 1 d =3.18mmm - 2 - m 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT （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 =500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强度=380MPa 1FE 2FE 由 10-18 取弯曲寿命系数=0.85 =0.88 1FN K 2FN K 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 见表（10-12）得 =（）/S=303.57Mpa 11 FE 11FEFN K 4 . 1 50085 . 0 = （）/S=238.86Mpa 22 FE 22FEFN K 0.88 380 1.4 计算载荷系数 K K=KAKVKF KF=1.251.211.39=2.502 查取应力校正系数 由表 105 查得 =1.625；=1.778 1Sa Y 2Sa Y 查取齿形系数 由表 105 查得 =2.20452 . 2 1 Fa Y 2Fa Y 计算大、小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y =0.0135 1 11 F SaFaY Y 57.303 625 . 1 52. 2 =0.0164 2 22 F SaFa YY 2.204 1.778 238.86 大齿轮的数值大。 (2)设计计算 m=2.53mm 3 5 2 22.502 1.78 10 0.0164 1 30 对结果进行处理取 m=2.5mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由m 齿根弯曲疲劳计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取m 决于弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定 = 11 FE 303.57Mpa = 22 FE 238.86Mpa K=2.502 =0.0135 1 11 F SaFaY Y =0.0164 2 22 F SaFa YY m=2.5mm - 2 - 的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与直径的乘积）有关， 可取由弯曲强度算得的模数 2.53mm 并就近圆整为标准值 （第一系列）m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径 d=95.39，算出小齿轮齿数 小齿轮齿数 =/m=95.39/2.538 1 Z 1 d 大齿轮齿数 =2.93 38=112 2 Z 11Z i 3.2.4 几何尺寸计算 (1)计算大、小齿轮的分度圆直径 =m=38 2.5=95mm 1 d 1 Z =m=112 2.5 =280mm 2 d 2 Z (2)计算中心距 a=(+)/2=(95+280)/2=187.5mm190mm 1 d 2 d (3)计算齿轮宽度 b=d=95mm 1 d =100mm，=95mm 1 B 2 B 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm 3.2.5 小结 实际传动比为： 1 112 2.947 38 i 误差为： 2.9472.93 0.59%5% 2.93 由此设计有 模数分度圆直径齿宽齿数 小齿轮 2.59510038 大齿轮 2.528095112 =38 1 Z =112 2 Z =95mm 1 d =280mm 2 d a=190mm =100mm 1 B =95mm 2 B - 2 - 四四 轴、键、轴承的设计计算轴、键、轴承的设计计算 4.14.1 高速轴高速轴的设计的设计 4.1.1 总结以上的数据及轴上力的计算。 功率转矩转速齿轮分度 圆直径 压力角 7.06Kw 46.82Nm 1440/min62mm 20 初步确定轴上的力 : 轴（高速级）的小齿轮的直径为 62mm， 圆周力: F 1 t 1 22x46820 1510 d62 T N 径向力：Fr ttan 550FN 4.12 初步确定轴的直径 先按式 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 15-3 选取 A0=112。于是有: dmm03.19 1440 06 . 7 x112 n p 33 0min A 由于轴上必须开键槽，所以最小直径按 5%增大： mm98.1905 . 0 x03.1903.19dmin 这是安装联轴器处的轴的直径，为使其与联轴器相适合， 取 20mm 圆周力 1510N 径向力 550N =19.98mm min d - 2 - 4.1.3 轴的设计 1）联轴器的型号的选取 为了满足联轴器的轴向定位要求，1-2 轴段右端需制出 一轴肩，取 h=0.08d，故 2-3 段的直径h=d（0. 07 0. 1） d=20+0.1x2x20=24mm，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径 取挡圈直径 D=25。选用 HL 型弹性柱销联轴器，与轴配合 1 的毂孔长度 L=52mm， 2）初步选择滚动轴承。 因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工 作要求并根据 d2-3=24mm，由机械设计手册选型号为 6206， 得尺寸为 dxDxB=30 x62x16。故 d3-4= d7-8=30mm,而 3-4 轴段 的长度可取为 L3-4=16mm,右端应用轴肩定位，取 d4- 5=30+2x0.08x30=35mm. 3）在 6-7 段，因为齿轮直径较小，但为了保证齿轮强 度，可做成齿轮轴。 齿轮右端用套筒固定，为使套筒端面紧凑在齿轮做断 面上 6-7 轴段的长度应比齿轮毂长略短，已知齿宽 B=67mm，故选取 6-7 轴段的长度为 L6-7=64mm，齿轮左端用 轴肩固定，由此可确定 5-6 轴段的直径， 取 d5-6=32+2x0.1x32=38.4mm 而 L5-6=1.4h=1.4x0.1x3.2=4.48mm,取 L5-6=5mm 4）轴承端盖的总宽度为 20mm（由减速机器轴承端盖的 结构而定） 。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂 的要求，取端盖的外端面与联轴器右端面的距离 l=30mm， d1-2=20mm d2-3=24mm L1-2=52mm 轴承代号 6206 d3-4= d7-8=30mm, L3-4=16mm, d4-5=35mm. L6-7=61mm d5-6=38.4mm L5-6=5mm L2-3=50mm L7-8=34mm - 2 - 故取。 2 3 203050lmmmm 5）取齿轮距箱体内避之距离 a=10mm，同时考虑到箱 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，s=8mm。故在轴的右端取 =67+10+8+16-64=37mm。 7 816 7 73 168 127039lBasBlmmmm 6）经画图计算可得 L4-5=123 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 4.1.4 键的设计 轴上零件的轴向定位，轴上的圆角和倒角尺寸 齿轮、联轴器与轴的周向定位均采取平键联接， 查表 6-1，得 齿轮：键尺寸参数 bxh=10mmx8mm,L=45mm，t=4mm； 联轴器：键尺寸参数 b*h=6mmx6mm,L=45mm，t=4mm。 参考教材表 15-2，轴段左端倒角，右端倒角取1 45 。各轴肩处的圆角半径为 R=1.2mm。1 45 4.24.2 中间轴中间轴的设计的设计 4.2.1.中间轴上的功率、转速和转矩 功率转矩转速 6.71Kw 133.50Nm 480/min 4.2.2.初步确定轴上的力 : 小齿轮： 轴（高速级）的小齿轮的直径为 95mm， 有圆周力: F 1 t -3 1 22x178 3747 d70 x10 T N 径向力：Fr ttan 1364FN 大齿轮： L4-5=123mm 小齿轮上的力 F t 3747N F r 1364N 大齿轮上的力 F t 1435N F r 522N - 2 - 轴（高速级）的小齿轮的直径为 2448mm， 有圆周力: F 1 t -3 1 22x178 1435 d248x10 T N 径向力：Fr ttan 522FN 4.2.3 初步确定轴的直径 先按式 15-2 初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45 号钢，调制处理。根据表 15-3 选取 A0=112。于是有: d 33 min0 p6.71 112x28.57mm n360 A 由于轴上必须开键槽，所以最小直径按 5%增大： min d28.5728.57x0.0530mm 4.24 轴的设计 （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 1）初步选择滚动轴承。 因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工 作要求与之相配合的轴的直径的最小直径为 30mm，由机 械设计手册选型号为 6206，得尺寸为 dxDxB=30 x62x16。故 d1-2= d7-8=30mm, 左右端滚动轴承 采用套筒进行轴向定位，可取 d2-3= d4-5=30+2x0.1x30=36mm. 安装大小齿轮的轴段也为轴肩定位，故可取 D3-4= d5-6=36+2x0.1x36=43mm. =30mm min d 滚动轴承型号 6206 d1-2= d5-6=30mm d2-3=36mm D3-443mm 2 3 97mmL 4-5 59mmL， - 2 - 2）大齿轮的右端与右轴承、小齿轮的左端与左轴承都常用 套筒定位。大、小齿轮的轮毂宽度分别为 ,为了使套筒端面可靠地压紧齿 21 62mm100mmBB， 轮，此轴段应略短于轮毂宽度约为 23mm,故取 。大齿轮的左端与小齿轮的右 2 34-5 97mm59mmLL ， 端采用轴环定位，轴肩高度 h0.070.1d，则轴环处的 直径 D3-4=36+2x0.1x36=43mm 由前面主动轴的计算可知轴 环宽度，即两齿轮间隙。由前面主动轴的计 3 4 15Lmm 算，可以得到。 1-25-6 42mm42mmLL， 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 4.25 键的设计 轴上零件的轴向定位，轴上的圆角和倒角尺寸 齿轮、联轴器与轴的周向定位均采取平键联接， 查表 6-1，得 小齿轮：键尺寸参数 bxh=12mmx8mm,L=63mm，t=4mm； 大齿轮：键尺寸参数 b*h=12mmx8mm,L=40mm，t=4mm。 参考教材表 15-2，轴段左端倒角，各轴肩处的圆角 1 45 半径为 R=1.6mm。 4.26 轴的强度校核 轴的受力分析，取齿轮齿宽中间点为力的作用点 1）根据轴向所受的支反力，作出弯矩图；利用轴所传 递的扭矩，作出扭矩图。 D3-4=4352mm 1-2 42mmL， 4-5 42mmL - 2 - (注：轴的受力图、弯矩图和扭矩图是为了直观说明问题的 关键所在。故只示意表示。) 2）计算支反力 水平支反力： 0 A M x 235 C FN 2077 Ax FN 垂直面支反力： 0 A M 1467 Cz FN x 235 C FN Ax F2077N - 2 - 419 Az FN 计算轴 O 处弯矩 水平面弯矩： 1 822077170.314 . OXAX MFLXN m BB3 63.5 143591.123 . XX MFLXN m 垂直面弯矩：N.m，N.m34.358 OZ M33.147.m BZ MN 合成弯矩： .m 22 ()173.7 OOXOZ MMMN .m 22 ()97.0 BBXBZ MMMN 计算转矩：T= N.m 2 178T 校核轴的强度： 由合成弯矩图和转矩图知，O 剖面处弯矩最大，还有键 槽引起的应力集中，故 O 处剖面左侧为危险截面，该 处轴的抗弯截面系数为 3 23 62.7801 32 4314 . 3 32 mm Xd W 按弯矩合成应力校核轴的强度，对于单向转动的转轴， 通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数 ，则 )(14 43 mmL 22 1 () 29.6 O ca MT MPa W =26Mpa 前面已选定轴的材料为 45 刚，调制处理，由表 15-1 查得，因，故安全。 1 60MPa 1 ca 4.27 校核键的连接强度 1）小齿轮的键： = p kLd 10 x2 3 1 T 3 2 178 10 41 pa 45143 XX M XX 1467 Cz FN = Az F419N = .m O MN813 1 ca 轴的强度符合要求 - 2 - 查表 6-2 得，。故100 120 p MPa pp 强度足够，键校核安全 2）大齿轮的键： = p kLd 10 x2 3 1 T 3 2 178 10 74pa 42843 XX M XX 查表 6-2 得，。故强度足100 120 p MPa pp 够，键校核安全 4.2.8 校核轴承的寿命 1）校核轴承 A 和计算寿命 径向载荷,查表 13-6，按 22 AAXAZ FFF2119 r N 载荷系数得，取，当量动载荷1.0 1.2 p f 1.1 p f ,校核安全。233116600 AAArr Pf FCN 该轴承寿命为： 3 6 2 10 16720 60 r Ah A C Lh nP 2）校核轴承 B 和计算寿命 径向载荷,查表 13-6，按 22 CXCZ FFF1486 Br N 载荷系数得，取，当量动载荷1.0 1.2 p f 1.1 p f ,校核安全。163416600 BBBrr Pf FCN 该轴承寿命为： 3 6 2 10 48542 60 r Bh B C Lh nP 4.34.3 从动轴从动轴的设计的设计 4.3.1 轴上的力的计算 从动轴上的功率、转速和转矩 功率转矩转速 6.57Kw 511.02Nm 122.78/min 初步确定轴上的力 : 已知低速级大齿轮的分度圆直径 d=280mm 作用在齿轮上的圆周力： pp 键满足要求 轴承 A 安全 寿命为 16720h 轴承 B 安全 寿命为 48542h - 2 - F 3 t -3 22x511.02 3650 d280 x10 T N 作用在齿轮上的径向力： Fr ttan 1329FN 4.3.2 初步确定从动轴的最小直径 初步确定从动轴的最小直径，同时选择联轴器。 由于减速器的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求， 故选取轴的材料为 45 刚，调制处理。 。根据表 15-3 选取 A0=112。于是有: d 33 min0 p6.57 112x42.21mm n122.78 A 由于轴上必须开键槽，所以最小直径按 5%增大： min d42.2142.21x0.0544.31mm 为使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故同 7 8 d 时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表 3caA TK T 14-1，考虑到转矩变化很小，故取，于是：1.3 A K 1.3x511.02=613.2N.m。 3 1.3 2925.203803 caA TK TN m 按照计算转矩应小于连轴器公称转矩的条件，查手册， ca T 选用 HL3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 HL7,其公称 转矩为 630.半联轴器的孔径 d=40mm，故取N m ，半联轴器长度 L=112mm，半联轴器与轴配mm40d 8-7 合的毂孔长度。mm84 1 L 43.3 轴的设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 F =3650 t N F= r 1329N min d44mm mm40d 8-7 mm84 1 L - 2 - （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 轴段左端需 制出一轴肩，故 6-7 段的直径 ，右端用轴端挡圈定位， 6-7 d442x0.1x4450mm 按轴端直径取挡圈直径 D=55mm。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 的长度应比半联轴器与轴配合的毂孔长度 L =84mm 1 略短一些，现取 L。mm80 87 2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用， 故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 d ，由机械设计手册选型号为：6011，得其mm50 7-6 尺寸为 dxDxB=55x90 x18。故 d1-2= d5-6=55mm，而 5-6 轴段长度可取为=18mm，左端应用轴肩定位，取 d 5 6 16lmm 。mm6455x08 . 0 x255 5-4 3）1-2 轴段右端用轴肩定位，为了便于 2-3 轴段齿轮 的安装，该段直径应略大于 1-2 轴段的直径，可取 d2- 3=60mm。齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面靠紧在 齿轮左端面上，2-3 轴段的长度应比齿轮毂长度略短， 已知齿宽 B2=95mm，故取 2-3 轴段的长度为 L2-3=92mm 4）齿轮右端用轴肩定位，由此可确定 3-4 轴段的直径， 取 d，而 3-4 602x0.08x6070mm ，取=8mm。在轴 3 4 1.41.4 0.08 606.72lhmm 43 l 的左端，由前面的计算可得。同样可前面 1 2 47lmm 的计算得出。 4 5 90lmm 7-6 dmm50 Lmm80 87 滚动轴承型号为： 6011 d1-2= d5-6=55mm d 5-4 mm64 d2-3=50mm L2-3=92mm d 4- 3 70mm - 2 - 5）轴承端盖的总宽度为 20mm（有减速器机轴承端盖的 结构设计的、而定） 。根据轴承端盖的装拆及便于对 轴承添加润滑剂的要求，取端盖的外端面与半联轴器 右端面的距离，故取30lmm 。 6 7 (2030)50lmmmm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 4.3.4 键的设计 轴上零件的轴向定位，轴上的圆角和倒角尺寸 齿轮、联轴器与轴的周向定位均采取平键联接， 查表 6-1，得 齿轮：键尺寸参数 bh=14mm9mm,L=56mm； 联轴器：键尺寸参数 bh=12mm8mm,L=70mm。 （平头平键） 参考教材表 15-2，轴端倒角取，各轴肩处 451 的圆角半径为 R=2.0mm。 五、减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选五、减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选 择择 5.15.1 齿轮和轴承的润滑方式及润滑剂的选择齿轮和轴承的润滑方式及润滑剂的选择 在减速器中，有效的润滑可以减少相对运动表面间的 摩擦、磨损和发热，还可起到冷却、散热、防锈、冲洗金 属磨粒和降低噪声等作用，保证了减速器的正常工作及其 寿命。 齿轮润滑方式的选择 高速轴齿轮圆周速度： /s 1t1 12 d n62 1440 vv4.67 60 100060 1000 m /s 1t1 34 d n95 360 vv1.79 60 100060 1000 m 由于齿轮的圆周速度均小于 12m/s，可以将箱体内最大 =8mm 43 l =50mm 76 l - 2 - 的齿轮轮齿侵入油池中进行侵油润滑