[毕业论文]螺旋传输机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器.doc

毕业论毕业论文文 课题名称课题名称 螺旋传输机传动装置中的一级圆柱齿轮减速螺旋传输机传动装置中的一级圆柱齿轮减速 器器 系 别 机电学院 专 业 机电一体化 班 级 机电 200901 班 姓 名 学 号 指导教师 i 摘摘 要要 齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式 它的主要优点是 1 瞬时传动比恒定 工作为平稳 传动准确可靠 可传递空间任意两轴之间运动和 动力 2 适用的功率和速度范围广 3 传动效率高 0 92 0 98 4 工作为可靠 使用寿命长 5 外轮廓尺寸小 结构运送 由齿轮 轴 轴承及箱体组成的齿轮减速器 用于原 动机和工作为机或执行机构之间 起匹配转速和传递转矩的作为用 在现代机械中应 用极为广泛 6 国内的减速器多以齿轮传动 蜗杆传动为主 但普遍存在着功率与重量比小 或 者传动比大而机械效率过代的问题 另外 材料品质和工世水平上还有许多弱点 特 别是大型的减速器问题更突出 使用寿命不长 国外的减速器 以德国 丹麦和日本 处于依靠地位 特别在材料和制造工世方面占据优势 减速器工作为可靠性好 使用 寿命长 但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主 体积和重量问题也未解决好 当今的 减速器是向着大功率 大传动比 小体积 高机械效率以及使用寿命长的方向发展 减速器与电动机的连体结构 也是大力开拓的形式 并已生产多种结构形式和多种功 率型号的产品 近十几年来 由于近代计算机技术与数控技术的发展 使得机械加工 精度 加工效率大大提高 从而失去了机械传动产品的多样化 整机配套的模块化 标准化 以及造型设计艺术化 使产品更加精致 美观化 在 21 世纪成套机械装备中 齿轮仍然是机械传动的基本部件 cnc 机床和工世技术的 发展 失去了机械传动结构的飞速发展 在传动系统设计中的电子控制 液压传动 齿轮 带链的混合传动 将成为变速箱设计中优化传动组合的方向 在传动设计中的 学科交叉 将成为新型传动产品发展的重要趋势 关键字关键字 减速器 轴承 齿轮 机械传动 ii abstract wheel gear s spreading to move is a the most wide kind of the application spreads to move a form in the modern machine its main advantage be the 1 spreads to move to settle work than in a moment steady spread to move accurate credibility can deliver space arbitrarily sport and the motive of the of two stalds power and speed scope 2 applies are wide 3 spreads to move an efficiency high 0 92 0 98 4 work is dependable service life long 5 ortline size outside the is small structure tightly pacded the wheel gear constituted to from wheel gear stalk bearings and boxbody decelerates a machine useding for prime mover and work machine or performance organization of have already matched to turn soon and deliver a function of turning the application is extremely extensive in the modern machine 6 local deceleration machine much with the wheel gear spread to move the pole spread to move for lord but widespread exist power and weight ratio small or spread to move ratio big but the machine efficiency lead a low problem there are also many weadnesses on material quality and craft level moreover the especially large deceleration machine s problem is more outstanding the service life isn t long the deceleration machine of abroad with germany denmark and japan be placed in to lead a position occupying advantage in the material and the manufacturing craft specially decelerating the machine work credibility like service life long but it spreads to move a form to still take settling stalk wheel gear to spread to move as lord physical volume and weight problem don t also resolve like the direction which decelerates a machine to is the facing big power and spread to move ratio small physical volume high machine efficiency and service life to grow greatly nowadays develops decelerating the connecting of machine and electric motor body structure is also the form which expands strongly and have already produced various structure forms and various products of power model numbers be close to ten several in the last yearses control a technical development because of the modern calculator technique and the number made the machine process accuracy process an efficiency to raise consumedly pushed a machine to spread the diversification of movable property article thus the mold piece of the whole machine kit turns standardizing and shape design the art turn making product more fine the beauty turns become a set a machine material in 21 centuries medium the wheel gear is still a machine to spread a dynamic basic parts cnc tool machine and the craft technical development pushed a machine to spread to move structure to fly to develop soon be spreading to move the electronics control liquid in the system design to press to spread to move wheel gear take the mixture of chain to spread to move will become become soon a box to design in excellent turn to spread to move a combination of direction the academics that is in spread move the design crosses will become new spread a moveable property article the important trend of the development key words reduction gear bearing gear mechanical drive 0 目录目录 一一 设计目的设计目的 2 二二传动方案的拟定传动方案的拟定 3 1 传动方案的分析 3 2 传动方案的拟定 3 三三电动机的选择及传动比的确定电动机的选择及传动比的确定 5 1 电动机类型和结构型式的选择 5 2 确定电动机的功率 5 3 确定电动机转速 5 4 确定电动机型号 6 四四 运动参数及动力参数计算运动参数及动力参数计算 7 1 计算各轴转速 r min 7 2 计算各轴的功率 kw 7 3 计算各轴转矩 7 五五 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 8 1 皮带轮传动的设计计算 8 2 齿轮传动的设计计算 9 六六 轴的设计计算轴的设计计算 12 1 从动轴的设计 12 2 主动轴设计 16 七七键联接的选择及校核计算键联接的选择及校核计算 21 1 根据轴径的尺寸选择键 21 2 键的强度校核 21 八八轴承寿命的校核轴承寿命的校核 22 1 校核 46208 轴承 22 2 校核 46211 轴承 22 九九减速器箱体 箱盖及附件的设计计算减速器箱体 箱盖及附件的设计计算 23 十十润滑与密封润滑与密封 24 1 齿轮的润滑 24 4 密封方法的选取 24 十一十一减速器装配图如下减速器装配图如下 25 致致 谢谢 26 参考文献参考文献 27 1 一一 设计目的设计目的 1 通过本次设计 综合运用 机械设计基础 及其它有关先修课程的理论和实 际知识 使所学的知识进一步巩固 深化 发展 2 本次设计是高等工科学校学生第一次进行比较完整的机械产品设计 通过此 次设计培养学生正确的设计思想和分析问题 解决问题的能力 掌握机械设计的基本 方法和步骤 3 使学生能熟练的应用有关参考资料 图册和手册 并熟悉有关国家标准和其 它标准 以完成一个工程技术人员在机械设计方面所必须具备的基本训练 2 二二 传动方案的拟定传动方案的拟定 1 1 传动方案的分析传动方案的分析 机器一般是由原动机 传动装置和工作装置组成 传动装置是用来传递原动机的运动 和动力 变换其运动形式以满足工作装置的需要 是机器的重要组成部分 传动装置 是否合理将直接影响机器的工作性能 重量和成本 合理的传动方案除满足工作装置 的功能外 还要结构简单 制造方便 成本低廉 传动效率高和使用维护方便 本设计中原动机为电动机 工作机为皮带输送机 传动方案采用了两级传动 第一级 传动为带传动 第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器 带传动承载能力较低 在传递相同转矩时 结构尺寸较其他形式大 但有过载保护的 优点 还可缓和冲击和振动 故布置在传动的高速级 以降低传递的转矩 减小带传 动的结构尺寸 齿轮传动的传动效率高 适用的功率和速度范围广 使用寿命较长 是现代机器中应 用最为广泛的机构之一 本设计采用的是单级直齿轮传动 减速器的箱体采用水平剖分式结构 用 ht200 灰铸铁铸造而成 2 2 传动方案的拟定传动方案的拟定 1 工作条件 使用年限 10 年 每年按 300 天计算 单班制工作 载荷平稳 2 原始数据 输送带拉力 f 4 2kn 滚筒带速 v 1 15m s 滚筒直径 d 250mm 运动简图如下 1 电动机 2 带传动 3 单级圆柱齿轮减速器 4 齿轮 5 联轴器 6 滚筒 7 带式输送机 3 4 三三 电动机的选择及传动比的确定电动机的选择及传动比的确定 1 1 电动电动 机类型机类型 和结构和结构 型式的型式的 选择 选择 2 2 确定确定 电动机电动机 的功率 的功率 1 传 动装置的 总效率 2 电 动机所需 的工作功 率 3 3 确定确定 电动机电动机 转速 转速 按已知的工作要求和条件 选用 y 系列三相异步电动机 由传动图可以看出总计需要 轴承 两对 齿轮 一对 联轴器 一个 带传动 一副 滚筒 一个 由参考文献 1 p22 表 2 4 得 轴承 0 99 齿轮 0 97 滚筒 0 95 联轴器 0 99 总 轴承 2 齿轮 滚筒 联轴器 0 992 0 97 0 95 0 99 0 8762 pd fv 总 4 2 1 15 0 8762 5 48kw 滚筒轴的工作转速 nw 60 1000v d 60 1000 1 15 250 109 2r min 选用 y 系 列三相异 步电动机 总 0 8762 pd 5 48kw nd 654 218 0r min 1 4 4 确定确定 电动机电动机 型号型号 5 5 总传动总传动 比 比 6 6 分配各分配各 级传动比级传动比 根据参考资料 1 p20 表 2 2 中推荐的合理传动比范围 取 v 带传动比 i带 2 4 单级圆柱齿轮传动比范围 i齿 3 5 则合理总传动比 i总的范围为 i 6 20 故电动机 转速的可选范围为 nd i nw 6 20 109 19 654 2180r min 由参考资料 1 p19 表 2 1 选择 y 系列三相异步电动机得出以下三 种符合条件的电动机 由以上电机对比及从经济上考虑 选择 y132m 47 5 型电 动机 其主要参数如下 额定功率 7 5kw 满载转速 1440r min 额定转矩 2 2 总传动比 i总 i总 n电 n筒 1440 109 2 13 19 1 取 i带 3 其符合 v 带传动一般传动比范围 2 i总 i齿 i带 故 i齿 i总 i带 13 19 3 4 40 则 i齿 4 4 符合一般单级直齿圆柱齿轮减速器的传动比 范围 选择 y132m 47 5 型电 动机 其主要参 数如下 额定功率 7 5kw 满载转速 1440r mi n 额定转矩 2 2 i总 13 19 i带 3 i齿 4 4 电机型号额定 功率 满载 转速 起动 转矩 y132m 47 514402 2 y160m 67 59702 0 y160l 87 57202 0 1 四四 运动参数及动力参数计算运动参数及动力参数计算 设电动机轴为 0 轴 减速器高速轴为 轴 减速器低速轴为 轴 1 1 计算各计算各 轴转速轴转速 r minr min 2 2 计算各计算各 轴的功轴的功 率率 kwkw 3 3 计算 计算 各轴转各轴转 矩矩 n0 1440r min n n0 i带 1440 3 480r min n n i齿 109 2r min p0 7 5kw pi p0 带 带 7 5 0 98 7 35kw pii pi 轴承 齿轮 7 35 0 99 0 97 7 06kw t0 9 55p0 n0 9550 7 5 1440 49 74n m ti 9 55pi ni 9550 x7 35 480 146 23n m tii 9 55pii nii 9550 x7 06 109 2 617 43n m n0 1440r min n 480r min n 109 2 r min p0 7 5kw pi 7 35kw pii 7 06k w t0 49 74 n m ti 146 23n m tii 617 4 3n m 1 五五 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 1 1 皮带皮带 轮传动轮传动 的设计的设计 计算计算 1 确 定普通 v 带截型 2 确 定带轮基 准直径 并验算带 速 3 确 定大带轮 的基准直 径 4 确 定带长和 中心距 初定中心 距 a0 600mm 带基准长 度 5 验算 小带轮包 角 由参考资料 2 p174 表 9 3 得 ka 1 1 p0 7 5kw pd kap0 1 1 7 5 8 25kw 据 pd 8 25kw 和 n0 1440r min 由参考资料 2 p174 图 9 10 得 选用 b 型 v 带 dd 125 140mm 由参考资料 2 p175 表 9 4 取 dd1 125mm 带速 v v dd1n0 60 1000 125 1440 60 1000 9 42m s 在 5 25m s 范围内 带速合适 通常带传动的滑动系数 0 01 0 02 则取 0 02 dd2 i带dd1 1 3 100 1 0 02 375mm 查参考资料 2 p174 表 9 4 取标准值 dd2 400mm ld0 2a0 dd1 dd2 2 dd2 dd1 2 4a0 2 600 125 400 2 400 125 2 4 600 2055 76mm 根据参考资料 2 p178 表 9 8 选取标准值 ld 2240mm 确定中心距 a a0 ld ld0 2 600 2240 2055 76 2 692mm 1 180 57 30 dd2 dd1 a 180 57 3 400 125 692 157 2 选用 b 型 v 带 dd1 125mm 带速合适 dd2 400mm ld0 2055 76mm a 692mm 1 157 2 120 故小带轮 符合设计 要求 6 确定 带的根数 1 7 单根 v 带的拉 力 8 作用 在轴上的 力 2 2 齿轮传齿轮传 动的设动的设 计计算计计算 1 选 择齿轮材 料与热处 理 2 按齿 面接触疲 劳强度设 计 许用接触 力 h 齿宽系数 d 据 dd1和 n1 查参 考资料 2 p176 表 9 5 得 p1 2 1kw i 1 时单 根 v 带的额定功率增量 据带型及 i带查参考资料 2 p177 表 9 6 得 p1 0 46kw 查参考资料 2 p178 表 9 7 得 k 0 94 查参考资料 2 p178 表 9 8 得 kl 1 0 z pd p1 p1 k kl 8 25 2 1 0 46 0 94 1 0 3 4 取 z 4 根 查参考资料 2 p170 表 9 1 取 q 0 17kg m 则 f0 500 2 5 ka 1 pd zv qv2 500 2 5 0 94 1 8 25 4 9 42 0 17 9 422 196 78 n m fq 2zf0sin 1 2 2 4 196 78 sin 1 2 610 04n 所设计齿轮传动属于闭式传动 通常齿轮采用软齿面 查阅参考资料 2 p200 表 11 3 选用价格便宜便于制造 的材料 小齿轮材料为 45 钢 调质 齿面硬度 230hbs 大齿轮材料也为 45 钢 正火处理 硬度为 200hbs 精度等级 查阅参考资料 2 p201 表 11 5 运输机是一般机器 速度 不高 故选 8 级精度 1 157 2 120 故小带轮符合设计要求 按中等质量查参考资料 2 p200 表 11 3 得 h 520mpa 单级齿轮减速器中齿轮相对轴承呈对称布置 由于是软 齿面的闭式齿轮传动 查参考资料 2 p200 表 11 4 选 取 z 4 根 f0 196 78 n m fq 610 04 n 小齿轮材 料为 45 钢 调质 齿面硬度 230hbs 大齿轮材 料也为 45 钢 正火 处理 硬 度为 200hbs 8 级精度 h 520 mpa 2 材料弹性 系数 ze 载荷系数 k 按齿面接 触强度疲 劳强度设 计 选择齿 轮齿数 模数 计算主 要几何尺 寸 3 校核 齿根弯曲 疲劳强度 计算齿 根弯曲许 用应力 d 1 0 查参考资料 2 p204 表 11 7 材料弹性系数 ze 189 8 查参考资料 2 p203 表 11 6 取 k 1 5 u i齿 4 4 计算小轮直径 d1 d1 3 2 1 2 e 1 kt 3 52zuhu d 3 22 4 41520 14 4 23 1465 1 8 52189 3 76 3mm 取小齿轮齿数 z1 24 则大齿轮齿数 z2 z1i 24 4 4 105 6 取标准值 z2 106 齿轮模数 m d1 z1 76 3 24 3 188 参考资料 2 p193 表 11 1 取标准模数 m 4mm 分度圆 d1 mz1 4 24 96mm d2 mz2 4 106 424mm 中心距 a m z1 z2 2 4 24 106 2 260mm 齿宽 b dd1 1 0 106 106mm 取 b2 106mm b1 b2 5 10 取 b1 114mm 按中等质量查参考资料 p200 2 表 11 3 得 f1 310mpa f2 290mpa 查参考资料 2 204 表 11 8 得 yf1 2 68 yf2 2 18 ys1 1 59 ys2 1 8 f1 1 2 111 2 zbm yykt sf 244106 59 1 68 2 23 1465 12 2 45 9n mm2 f2 f1 11 22 sf sf yy yy d 1 0 ze 189 8 k 1 5 d1 76 3 mm z1 24 z2 106 m 4mm d1 96mm d2 424mm a 260mm b2 106mm b1 114mm f1 31 0mpa f2 29 0mpa f1 45 9n m m2 f2 42 3 n mm2 3 验算齿 根弯曲应 力 4 计算 齿轮的圆 周速度 v 计算圆周 速度 68 3 59 1 68 2 18 2 8 1 42 3 n mm2 由于 f1 f1 f2 f2 故满足齿根弯曲强度要求 设计合理 v 2 4m s 100060 n 11 d 100060 96480 因为 v 6m s 故取 8 级精度合适 由上可得 齿轮设计合理 确定有关参数如下 传动比 i齿 4 4 小齿轮齿数 z1 24 大齿轮齿数 z2 106 中心距 a 260mm i齿 4 4 a 260mm z2 106 z1 24 满足弯曲 强度要求 设计合理 v 2 4m s 齿轮设计 合理 六六 轴的设计计算轴的设计计算 26 1 1 从动轴的设计从动轴的设计 1 选择轴 的材料 确定许用 应力 2 按扭转 强度估算 轴的最小 直径 3 轴承的 确定 4 联轴器 的选择 5 设计轴 的结构并 绘制轴的 结构蓝图 确定轴 上零件的 位置和固 定方式 选轴的材 料为 45 号钢 调 质处理 查参考资料 2 p200 表 11 3 可知 b 650mpa 查参考资料 2 p200 表 11 4 可知 b 1 b 60mpa 单级齿轮减速器的低速轴为转轴 输出端与联轴器相接 从结构要求考虑 输出端轴径应最小 最小直径为 d c 查参考资料 2 p208 表 11 8 可得 45 钢取 c 118 107 则 d 118 107 3 n p 118 107 3 2 109 06 7 47 2 43mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准 取标准值 d 50mm 为简化安装 选择两轴承一致 据参考资料 1 p211 附表 4 1 选择角接触球轴承 46211 型 其内径 d 55mm 可采用弹性柱销联轴器 查参考资料 1 p231 附表 6 3 可取联轴器的型号为 hl5 联轴器 由于设计的是单级减速器 可将齿轮布置在齿轮箱体的 中内 将轴承对称安装在齿轮两侧 轴的外伸端安装联 轴器 如下图所示 要确定轴的结构 先确定轴上零件的装配顺序和固定方 式 b 650m pa b 1 b 60mp a d 50mm 角接触球 轴承 46211 型 hl5 联轴 器 1 确定各 段轴的直 径 确定各 轴段的长 度 6 轴上作 用力的计 算 确定齿轮 从轴的右端装入 齿轮的左端用轴肩定位 右端用套筒 固定 这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定 齿轮的 周向固定采用平键连接 轴承对称安装于齿轮的两侧 其轴上采用轴肩固定 周向采用过盈配合固定 将估算轴 d 50mm 作为外伸端直径 d1 与联轴器相 配 如上图 考虑联轴器用套筒实现轴向定位 取第 二段直径为 d2 53mm 齿轮和左端轴承从左侧装入 考 虑装拆方便以及零件固定的要求 装轴处 d3 应大于 d2 取 d3 55mm 为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径 d4 应大于 d3 取 d4 60mm 齿轮左端用用套筒固定 右端用 套筒定位 轴肩直径 d5 60 2 0 1 60 72mm 满足齿轮定位的同时 还应满足右侧轴承的安装要求 根 据选定轴承型号确定 右端轴承型号与左端轴承相同 取 d6 55mm 由于齿轮轮毂宽度为 106mm 为保证齿轮固定可靠 轴 段 的长度略短于齿轮轮毂宽度 取轴段 长度为 100mm 为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰 齿轮端面与 箱体内壁间就留有一定的间距 取该间距为 25mm 为保 证轴承安装在箱体轴承座孔中 轴承宽 21mm 并考虑 轴承的润滑 取轴承端面距箱体内壁的距离为 5mm 故取 轴段 长度为 30mm 轴承支点距离 c 185mm 由齿轮宽度 及套筒宽度和轴承宽度得 取轴段 长度为 56mm 由轴 承盖宽度及装配要求选择轴段 长度为 57mm 考虑联轴 器装配要求取轴段 为 90mm 在轴段 上分别加工出键槽 使两键槽处于轴的同一 圆柱母线上 键槽长度比相应的轮毂宽度小约 5 10mm 键槽宽度按轴段直径查手册得得 选定轴的结构结节 轴两端的倒角均为 2 45 轴段 上的倒角为 2 5 2 5 轴段 上的圆角均为 2 r2 轴段 上的圆角均为 2 r1 轴所受力如下图所示 d1 50mm d2 53mm d3 55mm d4 60mm d5 72mm d6 55mm l4 100mm l3 56 l2 57 l5 30 l6 40 l1 90 2 7 7 按弯矩按弯矩 合成强度合成强度 校核轴径校核轴径 是否合格是否合格 做出水平 面弯矩图 支点反力 截 面处弯矩 为 截 面处弯矩 为 做出垂直 面弯矩图 截 面 轴上所受的转矩 t 9 55 1000 n p 9 55 1000 2 109 06 7 617 43n m 轴上作用力 圆周力 ft 2t d2 2 617 43 0 424 2912 41n 径向力 fr fttan20 2912 41 tan20 1060 03n fha fhb 1456 2n 2 t f 支点反力 f 530 02n 2 r f mhi fhac 2 1456 2 185 2 134698 5n mm mh 1456 2 35 5 51712 85n mm mvi fc 2 530 02 185 2 49026 85n mm t 617 4 3n m ft 1060 03 n fr 2912 41 n fha fhb 1456 2n f 530 02n mhi 134698 5 n mm mh 5171 2 85n mm mvi 49026 8 5n mm 截 面 3 做出合成 弯矩图 截 面合成弯 矩 截 面合成弯 矩 做出转矩 图 截 面 截 面 mv f 3 5 5 530 02 35 5 18815 71n mm m 22 vh mm mi 2 2 vh mm 22 49026 85134698 5 143343 36n mm m 2 2 vh mm 22 18815 7151712 85 55029 54n mm t 9 55 106p n 617430n mm a 0 6 d3 55mm me 2 2 atm 22 617430 6 0 143343 36 397223 42 n mm me 2 2 atm 22 617430 6 0 55029 54 374522 87 n mm mv 8815 71 n mm mi 143343 36n mm m 55029 5 4n mm me 397223 42 n mm me 374522 87 n mm 4 截 面 截 面 e 13 49mpa w me 2 3 e 0 1d m e 12 38 mpa w me 2 3 e 0 1d m 查参考资料 2 p200 表 11 4 可知 1 b 60mpa 满足 e 1 b 的条件 故设计的从动轴有足够的强 e 13 49mpa e 12 38 mpa e 1 b 的条 件 故设 计的从动 轴有足够 的强度 设计合理 2 2 主动轴设计主动轴设计 1 选择 轴的材料 确定许用 应力 2 按扭 转强度估 算轴的最 小直径 3 轴承 的确定 选轴的材料为 45 号钢 调质处理 查参考资料 2 p200 表 11 3 可知 b 650mpa 参考资料 2 p200 表 11 4 可知 b 1 b 60mpa 单级齿轮减速器的低速轴为转轴 输出端与联轴器相接 从结构要求考虑 输出端轴径应最小 最小直径为 d c 查参考资料 2 p208 表 11 8 可得 45 钢取 c 118 107 则 d 118 107 3 n p 118 107 3 480 35 7 29 30 26 57mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准 取标准值 d 35mm 为简化安装 选择两轴承一致 据参考资 料 1 p211 附表 4 1 选择 深沟球轴 承 46208 型 轴的材料 为 45 号 钢 调质 处理 b 650m pa b 1 b 60mp a d 35mm 1 深沟球轴 承 46208 型 4 设计 轴的结构 并 绘制轴的 结构蓝图 定轴上 零件的位 置和固定 方式 各段轴 的直径 定各轴 段的长度 其内径 d 40mm 由于设计的是单级减速器 可将齿轮布置在齿轮箱体的 中内 将轴承对称安装在齿轮两侧 轴的外伸端安装联 轴器 要确定轴的结构 须先确定轴上零件的装配顺序和固定 方式 确定齿轮从轴的右端装入 齿轮的右端用轴肩定位 左 端套筒固定 这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定 齿轮的周向固定采用平键连接 轴承对称安装于齿轮的 两侧 其轴上采用轴肩固定 周向采用过盈配合固定 轴的结构如下图所示 将估算轴 d 35mm 作为外伸端直径 d1 与带轮相配 如上 图 考虑轴承盖的装配 取第二段直径为 d2 38mm 齿轮和左端轴承从左侧装入 考虑装拆方便以及零件固 定的要求 装轴处 d3 应大于 d2 取 d3 40mm 为便于齿 轮装拆与齿轮配合处轴径 d4 应大于 d3 取 d4 45mm 齿 轮左端用用套筒固定 右端用轴肩定位 轴肩直径 d5 45 2 0 1 45 54mm 满足齿轮定位的同时 还应满足 右侧轴承的安装要求 根据选定轴承型号确定 右端轴承 型号与左端轴承相同 取 d6 40mm 轴段 为装配轴承 取其长 25mm 由于齿轮轮毂宽度为 114mm 为保证齿轮固定可靠 轴段 的长度略短于齿轮 轮毂宽度 取轴段 长度为 100mm 为 保证齿轮 端面与箱 体内壁不 相碰 齿 轮端面与 箱体内壁 间就留有 一定的间 距 取该 间距为 2mm 为保 证轴承安 装在箱体 轴承座孔 中 轴承 宽 18mm 并考虑轴 承的润滑 取轴承端 面距箱体 内壁的距 离为 5mm 故取轴段 长度为 25mm 轴 承支点距 离 c 185mm 由齿轮宽 度及套筒 宽度和轴 承宽度得 取轴段 长度为 57mm 由 轴承盖宽 度及装配 要求选择 轴段 长 度为 2 47mm 考 虑带轮装 配要求取 轴段 为 90mm 在轴段 上分 别加工出 键槽 使 两键槽处 于轴的同 一圆柱母 线上 键 槽长度比 相应的轮 毂宽度小 约 5 10mm 键 d1 35mm d2 38mm d3 40mm d4 45mm d5 54mm d6 40mm l1 25mm l2 25mm l3 100mm l4 57mm l5 47mm l6 90mm 5 轴上作用力的计算 轴所受力如图 轴上所受的转矩 轴上作用力 6 6 按弯矩合成强度校核轴径是否合格 按弯矩合成强度校核轴径是否合格 作出水平面弯矩图 截 面处弯矩 为 截 面处弯矩 为 槽宽度按 轴段直径 查手册得 得 选定轴的 结构结节 轴两端的 倒角均为 2 45 轴段 上 的倒角为 5 45 轴段 上的圆角 均为 2 r2 轴段 上的圆角 均为 2 r1 t 9 55 3 n p 1000 9 55 480 35 7 1000 146 2 3n m 圆周力 ft 2t d2 2 146 23 0 096 3046 55 n 径向力 fr fttan2 0 3046 5 5 tan20 1108 85n fha fhb 1523 2 2 t f 8n 支点反力 f 55 2 r f 4 43n mhi fhac 2 140903 4n mm mh fha 35 5 54076 44n mm t 146 23n m ft 3046 55n fr 1108 85n fha fhb 1523 28n f 554 43n mi 149946 31n mm m 57546 96n mm 作出垂直面弯矩图 截 面 截 面 作出合成 弯矩图 截 面合成弯 矩 截 面合成弯 矩 作出转矩 图如下 4 mvi fc 2 51284 78 n mm mv f 3 5 5 1968 2 27n mm m 22 vh mm mi 2 2 vh mm 149946 31n mm m 2 2 vh mm 57546 9 6n mm t 9 55 106p n 146230n mm a 0 6 d3 40mm mvi 51284 78n mm mv 19682 27n mm 截 面 截 面 截 面 截 面 5 me 2 2 atm 173729 25n mm me 2 2 atm 104926 6 9n mm e w me 1 2 3 e 0 1d m 0 86mpa e 6 56mpa w me 2 3 e 0 1d m 查参考资料 2 p200 表 11 4 可知 1 b 60mpa 满足 e 1 b 的条件 故设计的主动轴有足够的强 度 设计合理 me 1737 29 25n m m me 104926 6 9n mm e 10 86mpa e 6 56mpa e 1 b 故设 计的主动 轴有足够 的强度 设计合理 七七 键联接的选择及校核计算键联接的选择及校核计算 1 1 根据 根据 轴径的轴径的 尺寸选尺寸选 择键择键 2 2 键的强度校核 键的强度校核 1 由参考资 料 1 p211 附表 4 1 中取 小齿轮与 轴连接的 键为 键 14 90 gb1096 79 大齿轮与 轴连高速 轴 主动轴 与 v 带轮联接的键为 键 14 70 gb1096 79 接的键为 键 12 90 gb1096 79 轴与联轴器的键为 键 12 70 gb1096 79 大齿轮与轴上的键 键 12 90 gb1096 79 b h 14 9 l 90 则 ls l b 76mm p 4t dhl 21 38mpa r 110mpa 因此剪切强度足够 另外三个键均按照以上校核 强度均符合要求 p 21 38mp a r 110mpa 因此剪切 强度足够 另外三个 键均按照 以上校核 强度均符 合要求 八八 轴承寿命的校核轴承寿命的校核 设计时粗选角接触球轴承 46208 型与 46211 型 校核轴承的寿命 由设计要求使用年限 10 年 每年按 300 天计算 单班制工作 载荷平稳得大约总工 作为时间 t 10 300 8 21000h 1 1 校核校核 4620846208 轴轴 承承 1 轴承的技 术标准 2 计算轴承的寿命 2 2 校核校核 4621146211 轴轴 承承 1 轴承的 技术标准 1 2 计算轴 承的寿命 查手册 46208 轴 承所具有 的径向基 本额定动 载荷 cr 28800 n 查参考资 料 1 p221 附表 5 5 对于角接 触球轴承 取 3 fr 1108 85n 取 pr fr 1108 85n lh 16670 p cr n 3 1108 85 28800 480 16670 608490h 21000h 即该轴承符合设计要求 查手册 46211 轴承所具有的径向基本额定动载荷 cr 39200n 查参考资料 1 p221 附表 5 5 对于角接触球轴承 取 3 由 6 1 得 fr 1060 03n 取 pr fr 1060 03n lh 16670 p cr n 3 1060 03 39200 2 109 16670 7719989h 21000h 即该轴承符合设计要求 cr 28800 n 3 fr 1108 85n pr fr 11 08 85n lh 608490h 21000h 该轴承符 合设计要 求 cr 39200 n 3 fr 1060 03n pr fr 10 60 03n lh 7719989 h 21000 h 该轴承符 合设计要 求 九九 减速器箱体 箱盖及附件的设计计算减速器箱体 箱盖及附件的设计计