展开式二级圆柱齿轮减速器设计说明书.doc

兰州交通大学博文学院 课程设计说明书 课题名称 二级展开式圆柱齿轮减速器 学 院 兰州交通大学博文学院 专 业 金属材料工程专业 班 级 09 材料班 学 号 20090820 学 生 范兆乐 指导教师 雒晓兵 2011 年 6 月 30 日 2 目录目录 前前 言言 4 第一章第一章 设计说设计说明明书书 5 设计题目 5 工作条件 5 原始技术数据 表 1 5 设计工作量 5 第二章 机械装置的总体设计方案 6 电动机选择 6 选择电动机类型 6 6 选择电动机容量 6 6 确定电动机转速 6 6 传动比分配 7 总传动比 7 7 分配传动装置各级传动比考虑到传动装置的外部空间尺寸取 v 7 7 运运动动和和动动力参数力参数计计算算 7 7 0 轴 电动机轴 7 7 1 轴 高速轴 7 7 2 轴 中间轴 8 8 3 轴 低速轴 8 8 4 轴 卷筒轴 8 8 第三章 主要零部件的设计计算 8 3 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计 9 高速级齿轮传动设计 9 9 低速级齿轮传动设计 1212 第四章 轴系结构设计 15 高速轴的轴系结构设计 1616 中间轴的轴系结构设计 1818 低速轴的轴系结构设计 2121 第五章第五章键键的的设计计设计计算算 31 第六章箱体第六章箱体结结构的构的设计设计 34 第七章设计小结 37 参考文献参考文献 38 前前 言言 机械设计综合课程设计在机械工程学科中占有重要地位 它是理论应用于 实际的重要实践环节 本课程设计培养了我们机械设计中的总体设计能力 将机 械设计系列课程设计中所学的有关机构原理方案设计 运动和动力学分析 机械 零部件设计理论 方法 结构及工艺设计等内容有机地结合进行综合设计实践训 练 使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密 此外 它还培养了我们机械系 统创新设计的能力 增强了机械构思设计和创新设计 本课程设计的设计任务是展开式二级圆柱齿轮减速器的设计 减速器是一 4 种将由电动机输出的高转速降至要求的转速比较典型的机械装置 可以广泛地 应用于矿山 冶金 石油 化工 起重运输 纺织印染 制药 造船 机械 环保及 食品轻工等领域 本次设计综综合运用机械设计及其他先修课的知识 进行机械设计训练 使 已学知识得以巩固 加深和扩展 学习和掌握通用机械零件 部件 机械传动及一 般机械的基本设计方法和步骤 培养学生工程设计能力和分析问题 解决问题的 能力 提高我们在计算 制图 运用设计资料 手册 图册 进行经验估算及考虑 技术决策等机械设计方面的基本技能 同时给了我们练习电脑绘图的机会 最后借此机会 对本次课程设计的各位指导老师以及参与校对 帮助的同学 表示衷心的感谢 由于缺乏经验 水平有限 设计中难免有不妥之处 恳请各位老师及同学提 出宝贵意见 第一章第一章 设计说明书设计说明书 设计题目 用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器 传动装置简图如下图 1 所示 5 图 1 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 原始技术数据 表 1 表表 1 展开式二级圆柱齿轮减速器设计原始技术数据展开式二级圆柱齿轮减速器设计原始技术数据 题号 参数 12345678910 运输带工作拉力 f n 1500220023002500260028003300400045004800 6 运输带工作速度 v m s 1 11 11 11 11 11 41 21 61 81 25 卷筒直径 d mm220240300400220350350400400500 本组设计数据 第 6 组数据 运输带工作拉力 f n 2800 运输带工作速度 v m s 1 4 卷筒直径 d mm 350 设计工作量设计工作量 1 减速器装配图一张 零号图纸 2 零件工作图二张 大齿轮 输入轴 3 号图纸 3 设计说明书一份 第二章第二章机械装置的总体设计方案机械装置的总体设计方案 电动机选择 选择电动机类型选择电动机类型 按工作要求选用 y 系列 ip44 全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机 该电 动机的工作条件为 环境温度 15 40 相对湿度不超过 90 电压 380v 频 率 50hz 选择电动机容量选择电动机容量 电动机所需工作功率 kw 为 d p w d p p 工作机所需功率 kw 为 28001 4 3920 w w p www pfv 传动装置的总效率为 4 4 3 2 2 2 1 按 机械课程设计手册 表 2 4 确定各部分效率为 联轴器效率为 闭99 0 1 式齿轮传动效率 滚动轴承 卷筒效率 代入得96 0 2 98 0 3 96 0 4 7 8 096 0 98 0 96 0 99 0 422 所需电动机功率为 kw kwp p w d 9 4 8 0 92 3 因载荷平稳 电动机额定功率略大于即可 由 机械课程设计手册 表 20 ed p d p 1 y 系列电动机技术数据 选电动机的额定功率为 5 5kw ed p 确定电动机转速确定电动机转速 卷筒轴工作转速 min 31 74 36014 3 4 1100060100060 r d v nw 通常 二级圆柱齿轮减速器为 故电动机转速的可选范围为60 8 2 i min 6 4458 594min 31 74 60 8 rrnin wd 符合这一范围的同步转速有 750 r min 1500r min 和 3000r min 其中减速器以 1500 和 1000r min 的优先 所以现以这两种方案进行比较 由 机械课程设计手 册 第十二章相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表 2 表表 2 2 额定功率为时电动机选择对总体方案的影响额定功率为时电动机选择对总体方案的影响 方案电动机型号 额定功率 kw 同步转速 满载转速 r min m n 电动机质量 kg 1y132s 45 51500 144068 2y132m2 65 51000 96084 表 2 中 方案 1 与方案 2 相比较 综合考虑电动机和传动装置的尺寸 重量 及总传动比 为使传动装置结构紧凑 兼顾考虑电动机的重量和价格 选择方案 2 即所选电动机型号为 y132m2 6 传动比分配 8 总传动比总传动比 9 12 31 74 960 w m a n n i 分配传动装置各级传动比分配传动装置各级传动比 减速器的传动比 为 12 9 对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器的i 为了分配均匀取 计算得两级圆柱齿轮减速器高速级的 21 5 1 1 1 ii 21 2 1 ii 传动比 低速级的传动比 93 3 1 i28 3 2 i 运动和动力参数计算运动和动力参数计算 0 0 轴 电动机轴 轴 电动机轴 mn n p t rnn kwpp m d 71 549550 min 960 5 5 0 0 0 0 0 1 1 轴 高速轴 轴 高速轴 mn n p t rnn kwkwpp 17 549550 min 960 445 5 99 0 5 5 1 1 1 01 101 2 2 轴 中间轴 轴 中间轴 mn n p t r i n n kwkwpp 28 2009550 min 275 244 93 3 960 123 5 98 0 96 0 445 5 2 2 2 1 1 2 3212 3 3 轴 低速轴 轴 低速轴 9 mn n p t r i n n kwkwpp 11 6189550 min 47 74 82 4 98 0 96 0 123 5 3 3 3 2 2 3 3223 4 4 轴 卷筒轴 轴 卷筒轴 mn n p t rnn kwkwpp 16 6009550 min 47 74 68 4 98 0 99 0 82 4 4 4 4 34 4234 运动和动力参数的计算结果加以汇总 列出表 3 如下 项目电动机 轴 高速轴中间轴低速轴卷筒轴 转速 r min 960960244 27574 4774 47 功率 kw 5 55 4455 1234 824 68 转矩 n m 54 1754 17200 28618 11600 16 传动比 13 933 281 效率0 990 940 940 98 第三章第三章 主要零部件的设计计算主要零部件的设计计算 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计 高速级齿轮传动设计 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 按以上的传动方案 选用直齿圆柱齿轮传动 10 2 运输机为一般工作 速度不高 故选用 7 级精度 gb 10095 88 3 材料选择 考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性 两级 圆柱齿轮的大 小齿轮材料均用合金钢 热处理均为调质处理且大 小齿轮的齿 面硬度分别为 240hbs 280hbs 二者材料硬度差为 40hbs 4 选小齿轮的齿数 大齿轮的齿数为 取 20 z 6 782093 3 2 z79 2 z 2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算 即 1 32 2 3 21 1 h e d t z u ukt d 1 确定公式内的各计算数值 1 试选载荷系数3 1 t k 2 由以上计算得小齿轮的转矩mnt 17 54 1 3 查表及其图选取齿宽系数 材料的弹性影响系数 按1 d 2 1 8 189 mpaze 齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强mpa h 600 1lim 度极限 550 2lim mpa h 4 计算应力循环次数 9 11 107648 2 1030082 19606060 h jlnn 91 2 107 0 93 3 7648 2 n n 5 按接触疲劳寿命系数 92 0 1 hn96 0 2 hn 6 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 s 1 11 由 得 s nlim mpa s mpa s hn h hn h 52855096 0 5526002 0 lim2 2 1lim1 1 2 计算 1 带入中较小的值 求得小齿轮分度圆直径的最小值为 h td1 mm z u ukt d h e d t 79 54 528 8 189 93 3 93 4 1 10417 5 5 1 32 2 1 32 2 3 2 4 3 21 1 2 圆周速度 sm nd t 75 2 100060 96079 5414 3 100060 1 3 计算齿宽 mmdb td 79 5479 541 1 4 计算齿宽与齿高比 模数 mm d m t t 74 2 20 79 54 1 1 齿高 mmmh t 165 6 74 2 25 2 25 2 89 8 165 6 79 54 h b 5 计算载荷系数 根据 7 级精度 查 10 8 得 动载系数 sm 75 2 1 1 v 对于直齿轮 1 fh 查 10 2 得使用系数 由表 10 4 用插值法查得 7 级1 a 精度小齿轮非对称布置时 由 42 1 h 89 8 h b 可查 10 13 得 42 1 h 32 1 f 故载荷系数 562 1 42 1 11 11 hhva 6 按实际载荷系数校正分度圆直径 12 mmdd t t 25 58 3 1 562 1 79 54 3 3 11 7 计算模数 mm d m9125 2 20 25 58 1 1 3 按齿根弯曲强度计算 弯曲强度设计公式为 3 2 1 1 2 f safa d yy z kt m 1 确定公式内的各计算数值 1 查图 10 20c 得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲 500 1 mpa fe 劳强度极限 mpa fe 380 2 2 查 10 18 图取弯曲疲劳寿命系数 88 0 85 0 21 fnfn kk 3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 s 1 4 得 mpa s k mpa s k fnfn f fefn f 86 238 4 1 38088 0 58 303 4 1 50085 0 22 2 11 1 4 计算载荷系数 k 452 1 32 1 11 1 1 ffva kkkkk 5 查取齿形系数 查 10 5 表得 35 2 80 2 21 fafa yy 6 查取应力校正系数 查 10 5 表得 70 1 55 1 21 sasa yy 7 计算大 小齿轮的并加以比较 f safay y 13 016725 0 86 238 7 135 2 014296 0 58 303 55 1 8 2 2 22 1 11 f safa f safa yy yy 大齿轮的数值大 2 设计计算 mmmmm874 1 0016725 201 10417 5 452 1 2 3 2 4 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强m 度计算的模数 由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力 而齿面 接触疲劳强度所决定的承载能力 仅与齿轮直径 即模数与齿数的成积 有关 可取 弯曲强度算得的模数 1 874 并接近圆整为标准值 按接触强度算得的分度2 m 圆直径 算出小齿轮齿数mmd25 58 1 29 2 25 58 1 1 m d z 大齿轮齿数 取 11429 93 3 2 z114 2 z 这样设计出的齿轮传动 即满足了齿面接触疲劳强度 又满足齿根弯曲疲劳强 度 并做到结构紧凑 避免浪费 4 几何尺寸计算 1 分度圆直径 mmmd mmmd 2281142 58292 22 11 2 中心距 mm dd a143 2 22858 2 21 14 3 齿轮宽度 mmdb d 58 1 取 mmb58 2 mmb65 1 低速级齿轮传动设计低速级齿轮传动设计 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 按以上的传动方案 选用直齿圆柱齿轮传动 2 运输机为一般工作 速度不高 故选用 7 级精度 gb 10095 88 3 材料选择 考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性 两级 圆柱齿轮的大 小齿轮材料均用合金钢 热处理均为调质处理且大 小齿轮的齿 面硬度分别为 240hbs 280hbs 二者材料硬度差为 40hbs 4 选小齿轮的齿数 大齿轮的齿数为 取24 z72 7828 3 24 2 z 79 2 z 2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算 即 1 32 2 3 21 1 h e d t z u ukt d 2 确定公式内的各计算数值 1 试选载荷系数3 1 t k 2 由以上计算得小齿轮的转矩mnt 28 200 1 3 查表及其图选取齿宽系数 材料的弹性影响系数 按1 d 2 1 8 189 mpaze 齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲mpa h 600 1lim 劳强度极限 550 2lim mpa h 4 计算应力循环次数 9 11 1070272 0 1030082 12446060 h jlnn 9 9 1 2 1021424 0 28 3 10 70272 0 n n 15 5 按接触疲劳寿命系数 96 0 1 hn99 0 2 hn 6 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 s 1 由 得 s nlim mpa s mpa s hn h hn h 5 54455099 0 57660096 0 lim2 2 1lim1 1 2 计算 1 带入中较小的值 求得小齿轮分度圆直径的最小值为 h 1t d 84 39 528 8 189 28 3 128 3 1 100028 2 5 1 32 2 1 32 2 3 2 4 3 21 1 h e d t z u ukt d 2 圆周速度 sm nd t 5093 0 100060 275 24484 3914 3 100060 1 3 计算齿宽 mmdb td 84 3984 391 1 4 计算齿宽与齿高比 模数 mm d m t t 66 1 24 84 39 1 1 齿高 mmmh t 735 3 66 1 25 2 25 2 67 10 h b 5 计算载荷系数 查 10 8 得 动载系数 1 1 v 对于直齿轮 1 fh 查 10 2 得使用系数 用 10 4 插值法查得 7 级精度1 a 16 小齿轮非对称布置时 由 42 1 h 67 10 h b 可查得 42 1 h 34 1 f 故载荷系数 562 1 hhva 6 按实际载荷系数校正分度圆直径 mmdd t t 35 42 3 1 562 1 84 39 3 3 11 7 计算模数 mm d m76 1 24 35 42 1 1 3 按齿根弯曲强度计算 弯曲强度设计公式为 3 2 1 1 2 f safa d yy z kt m 3 确定公式内的各计算数值 查 10 20c 图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲 500 1 mpa fe 劳强度极限 查 10 18 图取弯曲疲劳寿命系数mpa fe 380 2 计算弯曲疲劳许用应力 88 0 85 0 21 fnfn kk 取弯曲疲劳安全系数 s 1 4 得 mpa s k mpa s k fnfn f fefn f 86 238 4 1 38088 0 57 303 4 1 50085 0 22 2 11 1 计算载荷系数 k 474 1 34 1 11 1 1 ffva kkkkk 8 查取齿形系数 查 10 5 表得 22 2 65 2 21 fafa yy 17 9 查取应力校正系数 查表得 77 1 58 1 21 sasa yy 10 计算大 小齿轮的并加以比较 f safay y 0165 0 86 238 77 1 22 2 0138 0 57 303 58 1 65 2 2 22 1 11 f safa f safa yy yy 大齿轮的数值大 4 设计计算 mmmmm35 1 0165 0 201 100028 2 474 1 2 3 2 4 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强m 度计算的模数 由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力 而齿面 接触疲劳强度所决定的承载能力 仅与齿轮直径 即模数与齿数的成积 有关 可取 弯曲强度算得的模数 1 35 并接近圆整为标准值 按接触强度算得的分度5 1 m 圆直径 105 算出小齿轮齿 29 5 1 35 42 1 1 m d z 大齿轮齿数 取 12 952928 3 2 z96 2 z 这样设计出的齿轮传动 即满足了齿面接触疲劳强度 又满足齿根弯曲疲劳强 度 并做到结构紧凑 避免浪费 4 几何尺寸计算 1 分度圆直径 mmmd mmmd 1445 196 5 435 129 22 11 18 2 中心距 mm dd a75 93 2 144 5 43 2 21 3 齿轮宽度 mmdb d 5 43 1 取 5 43 2 bmmb 5 48 1 第四部分 轴的设计 1 选择轴的材料及热处理 由于减速器传递的功率不大 对其重量和尺寸也无特殊要求 故选择常用材料 45 钢调质处理 2 初估轴径 按扭矩初估轴的直径 查表 15 3 课本 取 c 110 19 73 mm 1 3 1 1 p dc n 30 3 mm 2 3 2 2 p dc n 44 1 mm 3 3 3 3 p dc n 3 初选轴承 深沟球轴承 查表 6 1 手册 轴承型号 1 d 1 d 1 b 轴600840 6815 19 轴6007356214 轴6010508016 4 结构设计 1 轴 结构设计 a 草图 b 各轴段直径及联轴器的确定 初估轴经后 即可按轴上零件的安装顺序开始确定轴径 该轴 1 段安装轴承 6005 故该段直径为 40mm 2 段装齿轮 为了便于安 装 取 2 段为 44mm 取 3 段为 53mm 5 段装轴承 直径和 1 段一 样为 40mm 4 段不装任何零件 但考虑到轴承的轴向定位及轴承安 20 装 取 4 段为 42mm 第 6 段 36mm 由电动机 d 42mm 转矩 t 108 3n m 转速 n 960r min 查表 8 5 手册 选 lt6 型弹性套柱销联轴器 公称转矩为 250 n m 半联轴器的孔径 28mm 故取该轴 7 段直径 32mm 半联轴 1 d 器长度 l 112mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度为 84mm 1 l 2 轴 结构设计 a 草图 3 2 4 1 5 b 各轴段直径的确定 从左端开始确定直径 该轴 1 段安装轴承 6007 故该段直径 为 45mm 2 段安装齿轮 为了便于安装 取 2 段为 49mm 齿轮 右端用轴肩固定轴肩高度为 5mm 取 3 段为 59mm 5 段装轴承 直径和 1 段一样为 45mm 4 段安装齿轮 为了便于安装 取 4 段为 49mm 3 轴 结构设计 a 轴 草图 21 b 各轴段直径及联轴器的选择 从左段开始确定直径 该轴轴 1 段安装轴承 6010 故该段 直径为 50mm 2 段装齿轮 为了便于安装 取 2 段为 54mm 齿轮 右端用轴肩固定 轴肩高度为 5mm 取 3 段为 64mm 5 段装轴承 轴径和 1 段一样为 50mm 4 段不装任何零件 但考虑到轴承的轴向 定位及轴承的安装 取 4 段为 60mm 第 6 段为 42mm 由 轴转矩 t 618 11 n m 转速 n 74 7r min 查表 8 5 手册 选 lt10 型弹性套柱销联轴器 公称转矩为 2000n m 半联轴器的孔径 50mm 故取该轴 7 段直径 35mm 半 1 d 联轴器长度 l 142mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度为 107mm 1 l 5 各轴段长度的确定 22 2 啮合线 啮合线 2 齿 轮 1 轴 齿 轮 3 齿 轮 2 轴 齿 轮 4 轴 18 10 7 10 18 综上 1 段 2 段 3 段 4 段 5 段 6 段 7 段 dldldldldldldl 轴 4032447353642109401536613290 轴 4530499859749504535 轴 50805440643060675064279357 6 轴上零件的周向固定 为了保证良好的对中性 齿轮与轴选用过盈配合 与轴承7 6hr 内圈配合轴径选用 k6 7 轴上的倒角与圆角 为保证轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面 根据手册推荐 取 轴肩圆角半径为 1mm 其他轴肩圆角半径均为 2mm 轴的左右端倒 角均为 1 45 8 轴的校核 轴的受力分析 圆周力 径向力 法向力 54 17 2 25 4337n 1 1 2 t t f d tan20 43370 3639 1578n r f t f 4337n 0 9397 n cos20 t n f f 4337n t f 1578n r f 4615 3n n f 23 水平面支反力 垂直面支反力 画水平面弯矩 图 画垂直面弯矩 图 画合成弯矩图 画轴转矩图 许用应力 许用应力值 应力校正系数 画当量弯矩图 92 302 4337n 1321 2n 1t f 2 12 t l f ll 4337n 1321 2n 3015 8n 2t f t f 1t f 92 302 1578n 480 7n 1r f 2 12 r l f ll 1578n 480 7n 1057 3n 2r f r f 1r f 1321 2210 277452 1h m 1t f 1 l nmm 3015 892 277453 6 2h m 2t f 2 l nmm 480 7210 100947 1v m 1r f 1 l nmm 1057 392 97271 6 2v m 2r f 2 l nmm 183792 22 hv mm m 1 mnmm 183795 9 2 mnmm 104 0t 1 t 3 10 nmm 轴材料选用 45 钢调质处理 650mpa 360 mpa b s 用插入法由表 16 3 课本 查得 102 5 mpa 0b 65mpa b 0 634 0 b b 65 102 当量转矩 0 634104 0 65936t 3 10 nmm 当量弯矩 在小齿轮中间截面处 195261 5 22 mmt nmm 1321 2n 1t f 3015 8n 2t f 480 7n 1r f 1057 3n 2r f 277452 1h mnmm 277453 6 2h mnmm 100947 1v mnmm 97271 6 2v mnmm 183792 1 mnmm 183795 9 2 mnmm 104 0t 3 10 nmm 102 5 mpa 0b 65mpa b 0 634 65936t nmm 195261 5 mnmm 24 210 92 1r f 2r f 1t f r f 2t f n f h m t f 1h m 2h m v m 1v m 2v m t m 1 m 2 m m m 校核轴径 齿根圆直径 f d 2 22 a dhfzhc m 26 2 1 2 0 5 2 47mm 轴径 31 1mm 47mm 1 d 3 0 1 b m 3 195261 5 0 1 65 故此轴合理 9 轴的校核 轴的受力分析 25 圆周力 径向力 法向力 水平面支反力 垂直面支反力 画水平面弯矩 图 2 200 28 35 1144n 2 1 2 2 t t f d 8915 6n 2 2 3 2 t t f d 3 2 401 2 10 90 tan20 3479 50 3639 1364 4n 1r f 1t f tan20 8915 60 3639 3244 4n 2r f 2t f 3749 5n 0 9397 3990 1n 1 1 cos20 t n f f 8915 6n 0 9397 9487 7n 2 2 cos20 t n f f 3t f 323 12 123123 tt lll ff llllll 59142 3749 58915 6 220220 6760 1n 4t f 112 21 123123 tt lll ff llllll 78161 6760 13749 5 220220 5140 8n 3r f 323 12 123123 rr lll ff llllll 59142 1364 43244 4 200220 2460 0n 4r f 112 21 123123 rr lll ff llllll 78161 3244 41364 4 200220 2148n 6760 178 527287 8 1h m 3t f 1 l nmm 5140 859 303307 2 2h m 4t f 3 l nmm 1144n 1t f 8915 6 n 1t f 1364 4n 1r f 3244 4n 2r f 3990 1n 1n f 9487 7n 2n f 6760 1n 3t f 5140 8n 4t f 2460 0n 3r f 2148n 4r f 527287 8 1h mnmm 26 画垂直面弯矩 图 画合成弯矩图 画轴转矩图 许用应力 许用应力值 应力校正系数 画当量弯矩图 2460 078 191880 1v m 3r f 1 l nmm 2148 859 126779 2 2v m 4r f 3 l nmm 3244 483 269285 2 3v m 2r f 2 l nmm 1364 483 113245 2 4v m 1r f 2 l nmm 561115 3 22 hv mm m 1 mnmm 328737 3 2 mnmm 401 2t 2 t 3 10 nmm 轴材料选用 45 钢调质处理 650mpa 360 mpa b s 用插入法由表 16 3 课本 查得 102 5 mpa 0b 65mpa b 0 634 0 b b 65 102 当量转矩 0 634401 2 254360 8t 3 10 nmm 当量弯矩 在大齿轮中间截面处在 1 m 2 m 小齿轮中间截面处 616076 1 22 11 mmt nmm 415653 3 22 22 mmt nmm 303307 2 2h mnmm 191880 1v mnmm 126779 2 2v mnmm 269285 2 3v mnmm 113245 2 4v mnmm 561115 3 1 mnmm 328737 3 2 mnmm 401 2t 3 10 nmm 102 5 mpa 0b 65mpa b 0 634 254360 8t nmm 616076 1 1 mnmm 415653 3 2 mnmm 27 78 83 59 1n f 1t f 4r f 3t f 2r f 3r f 4t f 3r f h m h m 1h m 2v m 3v m 4v m v m 1v m t 2 t m 2 m 1 m m 2 m 1 m 校核轴径 齿根圆直径 1f d 2 22 a dhfzhc m 107 2 1 2 0 5 2 209mm 1f d 2 22 a dhfzhc m 36 2 1 2 0 5 2 5 83 75mm 轴径 45 6mm 83 75mm 2 d 1 3 0 1 b m 3 616076 1 0 1 65 28 故此轴合理 8 轴的校核 轴的受力分析 圆周力 径向力 法向力 水平面支反力 垂直面支反力 画水平面弯矩 图 画垂直面弯矩 图 画合成弯矩图 画轴转矩图 许用应力 许用应力值 8360 7n 3 4 2 t t f d 3 2 1170 5 10 280 tan20 8360 70 3639 3042 5n r f t f 8360 7n 0 9397 8897 2n cos20 t n f f n 5396 5n 1t f 2 12 t l f ll 142 8360 7 220 8360 7n 5396 5n 2927 3n 2t f t f 1t f n 1963 8n 1r f 2 12 r l f ll 142 3042 5 220 3042 5n 1963 8n 1078 7n 2r f r f 1r f 5396 578 420927 1h m 1t f 1 l nmm 2964 2142 420916 5 2h m 2t f 2 l nmm 1963 878 153176 4 1v m 1r f 1 l nmm 1078 7142 153175 4 2v m 2r f 2 l nmm 447931 4 22 hv mm m 1 mnmm 447921 2 2 mnmm 1170 5t 3 t 3 10 nmm 轴材料选用 45 钢调质处理 650mpa 360 mpa b s 用插入法由表 16 3 课本 查得 102 5 mpa 0b 65mpa b 8360 7n t f 3042 5n r f 8897 2n n f 5396 5n 1t f 2927 3n 2t f 1963 8n 1r f 1078 7n 2r f 420927 1h mnmm 420916 5 2h mnmm 153176 4 1v mnmm 153175 4 2v mnmm 447931 4 1 mnmm 447921 2 2 mnmm 1170 5t 3 10 nmm 102 5 mpa 0b 29 应力校正系数 画当量弯矩图 0 634 0 b b 65 102 当量转矩 0 6341170 5 742097t 3 10 nmm 当量弯矩 在大齿轮中间截面处 866804 8 22 mmt nmm 65mpa b 0 634 742097t nmm 866804 8 mnmm t f n f 1t f r f 2t f 1r f 2r f 1h m 2h m h m 1v m 2v m v m 3 t t 1 m 2 m m m m 30 校核轴径 齿根圆直径 f d 2 22 a dhfzhc m 112 2 1 2 0 5 2 5 273 75mm 轴径 51 1mme 1 1 a r f f 311 6 1065 5 0 3 e 2 2 a r f f 查表 18 7 课本 得 0 56 1 45 1 x 1 y 0 56 1 45 2 x 2 y 考虑到轻微冲击查表 18 81 课本 1 2 d f 496 8n 1 p 1111 dra fx fy f 1355 3n 2 p 2222 dra fx fy f 因为 所以只计算轴承 2 寿命 2 p 1 p 10h l 6 2 10 60 r c n p 2 16670 r c np 158774h 46720h 故轴 轴承寿合适 311 6n 2a f 0 56 1 45 1 x 1 y 0 56 1 45 2 x 2 y 1 2 d f 496 8n 1 p 1355 3n 2 p 2 轴 轴承寿命计算 转速 n 236 59r min 支反力 3460 0n 2148 8n 1r f 2r f 轴承选用 6007 型深沟球轴承 查表 6 1 手册 得 21n 14 8n 8000r min 脂润滑 r c 3 10 or c 3 10 o n 由 913 14 8 0 06 取 e 0 26 y 1 71 a or f c 3 10 附加轴向力 1 1 3460 0 1011 7 22 1 71 r s fn fn y 1 1011 7 s fn 32 轴承轴向力 x y 值 冲击载荷系数 d f 当量动载荷 轴承寿命 2 2 2148 8 628 3 22 1 71 r s fn fn y 由 0 a f 1011 7n 1a f 1s f 628 3n 2a f 2s f 1011 7 3460 0 0 29 e 1 1 a r f f 628 3 2148 8 0 29 e 2 2 a r f f 查表 18 7 课本 得 0 56 1 71 1 x 1 y 0 56 1 71 2 x 2 y 考虑到轻微冲击查表 18 81 课本 1 2 d f 4401n 1 p 1111 dra fx fy f 2733n 2 p 2222 dra fx fy f 因为 所以只计算轴承 1 寿命 1 p 2 p 10h l 6 2 10 60 r c n p 1 16670 r c np 76549 6h 46720h 故轴 轴承寿合适 2 628 3 s fn 1011 7n 1a f 628 3n 2a f 0 56 1 71 1 x 1 y 0 56 1 71 2 x 2 y 1 2 d f 4401n 1 p 2733n 2 p 3 轴 轴承寿命计算 转速 n 76 3r min 支反力 1963 8n 1078 7n 1r f 2r f 轴承选用 6010 型深沟球轴承 查表 6 1 手册 得 32n 24 8n 5600r min 脂润滑 r c 3 10 or c 3 10 o n 33 由 913 24 8 0 037 取 e 0 26 y 1 71 a or f c 3 10 附加轴向力 轴承轴向力 x y 值 冲击载荷系数 d f 当量动载荷 轴承寿命 1 1 1963 8 574 2 22 1 71 r s fn fn y 2 2 1078 7 315 4 22 1 71 r s fn fn y 由 0 a f 574 2n 1a f 1s f 315 4n 2a f 2s f 574 2 1963 8 0 29 e 1 1 a r f f 315 4 1078 7 0 29 e 2 2 a r f f 查表 18 7 课本 得 0 56 1 71 1 x 1 y 0 56 1 71 2 x 2 y 考虑到轻微冲击查表 18 81 课本 1 2 d f 2497 9n 1 p 1111 dra fx fy f 1372 1n 2 p 2222 dra fx fy f 因为 所以只计算轴承 1 寿命 1 p 2 p 10h l 6 2 10 60 r c n p 1 16670 r c np 459341 6h 46720h 故轴 轴承寿合适 1 574 2 s fn 2 315 4 s fn 574 2n 1a f 315 4n 2a f 0 56 1 71 1 x 1 y 0 56 1 71 2 x 2 y 1 2 d f 2497 9n 1 p 1372 1n 2 p 第五部分 键的设计和计算 1 轴上同联轴器相连的键的设计 34 1 选择键连接的类型和尺寸 选择单圆头普通平键 由 d 40mm 查表 4 1 手册 取 键宽 b 10mm 键高 h 8mm 键长 l 70mm 2 校核键连接的强度 由表 6 2 课本 110mpa p 工作长度 l l b 2 65 3 健与轮毂键槽的接触高度 k 0 5h 4mm 由式 36 1mpa p 3 210t kld p 所以此键安全 取键标记 gb t1096 2003 键 c12 8 40 2 轴上小齿轮同轴相连的键的设计 1 选择键连接的类型和尺寸 选择圆头普通平键 由 d 34mm 查表 4 1 手册 取 键宽 b 10mm 键高 h 8mm 键长 l 70mm 2 校核键连接的强度 由表 7 1 课本 110mpa p 工作长度 l l b 60 3 健与轮毂键槽的接触高度 k 0 5h 4mm 35 由式 51mpa p 3 210t kld p 所以此键安全 取键标记 gb t1096 2003 键 10 8 40 3 轴上大齿轮同轴相连的键的设计 1 选择键连接的类型和尺寸 选择圆头普通平键 由 d 49mm 查表 4 1 手册 取 键宽 b 14mm 键高 h 9mm 键长 l 50mm 2 校核键连接的强度 由表 7 1 课本 110mpa p 工作长度 l l b 36 3 健与轮毂键槽的接触高度 k 0 5h 4 5 mm 由式 101 1mpa p 3 210t kld p 所以此键安全 取键标记 gb t1096 2003 键 14 9 50 4 轴上小齿轮同轴相连的键的设计 1 选择键连接的类型和尺寸 选择圆头普通平键 由 d 49mm 查表 4 1 手册 取 键宽 b 14mm 键高 h 9mm 键长 l 50mm 36 2 校核键连接的强度 由表 7 1 课本 110mpa p 工作长度 l l b 36 3 健与轮毂键槽的接触高度 k 0 5h 4 5 mm 由式 101 1mpa p 3 210t kld p 所以此键安全 取键标记 gb t1096 2003 键 14 9 50 5 轴上大齿轮同轴相连的键的设计 1 选择键连接的类型和尺寸 选择圆头普通平键 由 d 69mm 查表 4 1 手册 取 键宽 b 20mm 键高 h 12mm 键长 l 63mm 2 校核键连接的强度 由表 7 1 课本 110mpa p 工作长度 l l b 55 3 健与轮毂键槽的接触高度 k 0 5h 6mm 由式 103mpa p 3 210t kld p 所以此键安全 取键标记 gb t1096 2003 键 20 12 75 37 6 轴上同联轴器相连的键的设计 1 选择键连接的类型和尺寸 选择单圆头普通平键 由 d 63mm 查表 4 1 手册 取 键宽 b 18mm 键高 h 11mm 键长 l 80mm 2 校核键连接的强度 由表 7 1 课本 110mpa p 工作长度 l l b 2 72 3 健与轮毂键槽的接触高度 k 0 5h 5 5 mm 由式 93 8mpa p 3 210t kld p 所以此键安全 取键标记 gb t1096 2003 键 c18 11 80 第六部分 箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造 ht200 制成 采用剖分式结构为了保证 齿轮啮合质量 大端盖分机体采用配合 6 7 is h 1 机体有足够的刚度 在机体外加肋 外轮廓为长方形 增强了轴承座刚度 2 考虑到机体内零件的润滑 密封散热 因其传动件速度小于 12m s 故采用侵油润油 同时为了避免油搅 得沉渣溅起 齿顶到油池底面的距离 h 为 40mm 为保证机盖与机座连接处密封 联接凸缘应有足够的宽度 联接表 面应精创 其表面粗糙度为 3 机体结构有良好的工艺性 38 铸件箱盖壁厚为 9mm 箱座壁厚 10mm 圆角半径为 r 50mm 机 体外型简单 拔模方便 4 对附件设计 a 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔 能看到 传动零件齿合区的位置 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 盖板用铸铁制成 用 m6 紧固 b 油塞 放油孔位于油池最底处 并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧 以便放油 放油孔用螺塞堵住 因此油孔处的机体外壁应凸起一块 由机械加工成螺塞头部的支承面 并加封油圈加以密封 c 油标 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处 油尺安置的部位不能太低 以防油进入油尺座