机械设计课程设计-二级同轴式圆柱齿轮减速器.doc

燕 山 大 学机 械 设 计 课 程 设 计 报 告题目： 二级同轴式圆柱齿轮减速器 全套图纸加扣3012250582 学 院： 机械工程学院 年级专业： 13机控1班 学 号： 学生姓名： 指导教师： 燕山大学课程设计报告燕山大学机械设计课程设计说明书班级：13-1班 姓名：1、 设计题目：带 式 输 送 机 传 动 装 置2、 传动装置简图： 3、 原始数据及要求：F=2174N D=0.20m V=0.51m/s4、 其他条件：使用地点：煤场 生产批量：中批载荷性质：中等冲击 使用年限：八年一班5、 完成期限6、 工作计划及工作量 1、传动方案及总体设计计算 2天 2、装配草图 8天 3、装配图抄正 5天 4、零件图 2天 5、编写说明书 2天 6、答辩 1天7、 参考资料 1.许立忠 ，周玉林主编.机械设计.北京：机械工业出版社，2009. 2.韩晓娟主编.机械设计课程设计指导手册.北京：高等教育出版社，2001 3.龚溎义主编.机械设计课程设计图册.北京： 高等教育出版社，1989 指导教师 周玉林目 录1项目设计目标与技术要求 12传动系统方案制定与分析 13 传动方案的技术设计与分析23.1电动机选择与确定23.1.1电动机类型和结构形式选择23.1.2 电动机容量确定 23.1.3 电动机转速选择33.2 传动装置总传动比确定及分配 33.2.1传动装置总传动比确定 33.2.2 各级传动比分配 33.2.2.1分配方案 33.2.2.2各级传动比确定44 关键零部件的设计与计算 5 4.1 设计原则制定 54.2 齿轮传动设计方案5 4.3 第一级齿轮传动设计计算 64.3.1第一级齿轮传动参数设计64.3.2 第一级齿轮传动强度校核 9 4.4第二级齿轮传动设计计算104.4.1 第二级齿轮传动参数设计 104.4.2 第二级齿轮传动强度校核 12 4.5 轴的计算 14 4.6 键的选择及键联接的强度计算164.6.1 键联接方案选择 16 4.6.2 键联接的强度计算174.7 滚动轴承选择 175传动系统结构设计与总成 17 5.1装配图设计及部件结构选择 执行机械设计标准与规范17 5.1.1装配图整体布局 17 5.1.2 轴系结构设计与方案分析 195.1.2.1高速轴结构设计与方案分析205.1.2.2中间轴结构设计与方案分析205.1.2.3低速轴结构设计与方案分析20 5.2主要零部件的校核与验算21 5.2.1 轴系结构强度校核215.2.2 滚动轴承的寿命计算236主要附件与配件的选择24 6.1联轴器选择24 6.2润滑与密封的选择 256.2.1 润滑方案确定256.2.2 密封方案确定25 6.3 通气器25 6.4油标 26 6.5螺栓及吊环螺钉 266.6放油孔及螺塞 267 零部件精度与公差的制定277.1 精度制定原则277.1.1尺寸精度设计原则277.1.2形位公差的设计原则277.2减速器主要结构 配合要求277.3减速器主要技术要求278 项目经济性与安全性分析28 8.1 零部件材料 工艺 精度等选择经济28 8.2 减速器总重量估算及加工成本初算28 8.3安全性分析 28 8.4 经济性与安全性综合分析 289 设计小结2810 参考文献29附页30 1、项目设计目标与技术要求 任务描述 设计题目：带式输送机传动装置 设计带式输送机传动装置，用以满足工作中的使用需求。该装置由原动机、传动装置和工作机三部分组成。设计的主要任务是对传动装置的设计，它的重量和成本在机器中占有很大的比重其性能和质量对机器的工作影响也较大，根据具体的要求选用合理的方案。选用合适型号的电动机，根据电动机转速与所要求的工作机工作状态，确定总传动比，按照传动比分配原则选定各级传动比，计算传动装置的运动和动力参数，设计传动装置主要工作结构以及外形结构。技术要求 原始数据要求： 工作机受力F=1378 N ，卷筒直径D=0.26 m ，卷筒速度V=0.79 m/s其他条件： 使用地点：室外 生产批量：小批 载荷性质：微振 使用年限：四年二班2、传动系统方案制定与分析根据带式运输机具体的工作需求，设计制定下列传动方案并分析其适宜工作环境及优点。方案 高速级为普通V带传动，低速级为渐开线圆柱齿轮减速器的传动系统该方案在高速级使用普通V带传动，降低了在传动系统工作时的噪音，能够缓冲系统震动，而且结构简单，有着较大的轴间距，制造成本低。与渐开线圆柱齿轮减速器结合使用能够达到较大的传动比，装配和维修也比较简单。但V带传动外廓尺寸过大，且无法保证准确恒定的传动比，工作过程中磨损严重，使用寿命短。在本次任务中，工况为微震，不需要减震降噪，所以方案不适用。方案 高速级为圆锥齿轮传动，低速级为圆柱齿轮减速器的二级齿轮减速器该方案在高速级使用圆锥齿轮传动，轴向力较小，而且两级均为齿轮传动，传动比准确，可加工为鼓形齿，以减小载荷分布不均现象。但圆锥齿轮加工困难，而且精度低，无法完成大功率传动。而且在本次任务中，没有改变轴方向的必要，所以方案不适用。方案 二级同轴式渐开线圆柱齿轮减速器该方案高速级与低速级均使用渐开线圆柱齿轮传动，呈同轴式分布，横向尺寸较小，可传动的速度与功率范围很大，传动效率高，对中心距的敏感性较小，方便装配维修。但其轴向尺寸大，中间轴较长，刚度差，高速级齿轮承载能力难以得到充分利用。方案 二级同轴式渐开线圆柱齿轮减速器该方案高速级与低速级同样使用渐开线圆柱齿轮传动，且呈同轴式分布。可传动的速度与功率范围很大，传动效率高，对中心距的敏感性较小，方便装配维修，使用斜齿轮可增大重合度，使传动平稳。此种方案结构简单，应用广泛，但由于齿轮相对轴承为不对称分布，因而沿齿向载荷分布不均，对轴刚度要求较大适用于载荷较为平稳的场合，满足本次任务需求。方案与方案相比，同轴式齿轮减速器应用程度更高，更加符合本次任务需要，所以选用方案，使用二级同轴式渐开线圆柱齿轮减速器作为传动装置。则其传动简图如下所示：3 、传动方案的技术设计与分析 3.1、电动机的选择与确定 3.1.1、选择电动机类型与结构形式 根据工作要求中等冲击和室外的普通工作环境，无特殊需要，不需要有较大的允许冲击，故宜选用Y系列三相笼型异步电动机。方案 IP23系列电动机 作为Y系列三相笼型异步电动机的一种，其具有高效、节能、噪声小、振动小、运行安全可靠的特点安装尺寸也符合标准，适用于无特殊要求的机械设备。但是其电机功率较大，本任务所需要的功率较小，功率成本略高。方案 IP44系列的电动机 IP44系列电动机为封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机，能够在灰尘杂物较多的环境下运行，适用于传动工作的环境条件需求。而且其额定功率适宜，满足使用要求。 3.1.2、确定电机容量 其中，联轴器 =0.99， 轴承=0.99，齿轮=0.97，卷筒=0.96所以，可求得 PI=1.09kw P电 =1.33 kw3.1.3 选择电动机转速 卷筒轴工作转速为 n= =58.1 r/min按推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器 =840，故电动机转速可选范围为=(840)58.1=464.82324（r/min）符合这一范围的同步转速有750、1000、1500r/min 。综合考虑电动机的传动装置的尺寸、重量、价格等因素，决定选用同步转速为1000 r/min的电动机，型号为Y112M-6，其主要性能如下表 电动机型号额定功率（）同步转速(r/min)实际转速(r/min)起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y100L-61.510009402.02.23.2、 传动装置总传动比确定及分配 工作机的输出速度 58.1（r/min） 3.2.1 传动装置总传动比确定 传动装置总传动比 其中，n电是电动机满载转速，n卷是工作机转速。 3.2.2分配各级传动比3.2.2.1分配方案 对于两级同轴式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮的材质和热处理条件相同、齿宽系数相等时，为使高、低速级大齿轮浸油深度大致相近，且低速机齿轮直径略大，为充分考虑浸油深度和润滑条件，传动比可按下式分配： =4.594.93 取=4.68 ，则低速级传动比 =16.18/4.68=3.46 3.2.2.2 各级传动比确定 =4.68 3.46 由齿轮传动比可知 各轴转速 电机轴rpm 轴 rpm 轴 =940/4.68=200.9rpm 轴 =200.9/3.46=58.1rpm 卷筒轴 rpm 各轴输入功率 电机轴 轴 kw 轴 kw 轴 kw 卷筒轴kw 各轴转矩电动机轴输出转矩为：=9.55106=9.551061.33/940=1.35104 Nmm轴 =1.351040.99=1.18104 Nmm轴 = =1.181044.680.980.97=5.94104 Nmm轴 = =5.941043.460.980.97=19.6104 Nmm 卷筒轴 =19.61040.980.9916.2104 Nmm 运动和动力参数计算结果整理得下表: 表1 传动与动力装置运动学参数表轴号功率P/kW转矩T/（Nm）转速n/（r/min）传动比i效率电机轴1.3313.519401.000.99轴1.3211.89404.680.96轴1.2559.4200.93.460.96轴1.2019658.11.000.98卷筒轴1.1816258.14、 关键零部件的设计与计算4.1 设计原则制定 a.齿轮零件的安全系数确定 齿轮零件在工作中主要为轮齿受力，不同的工况与加工工艺条件下，主要失效形式不同。在进行设计时，实际圆周力要比名义圆周力大一些，利用各种系数对其进行修正。分析其主要失效形式时，按照该失效形式所对应的设计原则进行设计，并且对其进行校正。在设计完成后，取其非主要失效形式所对应的校核原则进行校核。 b.轴类零件的安全系数确定 在一般情况下，轴的工作能力决定于它的强度和刚度，对于高速转轴，有时还决定于它的振动稳定性。在设计轴时，除了按照这些工作能力准则进行设计计算或校核计算以外，在结构设计上还需使轴能满足其他一系列要求，例如轴上零件固定的要求，热处理要求，运转维护要求等。对于重型轴，还需考虑毛坯制造和探伤等问题。在设计与校核中，还需考虑由于加工和结构带来的应力集中问题。c.键类零件的安全系数确定 键按照等强度设计的观点，其强度计算与安全系数确定与其连接件有关d.齿轮零件的材料与加工工艺 对于齿轮零件来说，由于其工作受力的特殊性，所以对其材料的基本要求是：齿面要硬，齿心要韧，以抵抗齿面失效和轮齿折断。制造齿轮最常用的材料是钢，其次是铸铁以及非金属材料。除了大尺寸齿轮外，一般均使用锻钢制造齿轮。软齿面齿轮多经过调质或正火处理后切齿，其精度可达8到7级。硬齿面齿轮一般为切齿后热处理再磨齿。常用的热处理方式有表面淬火、渗碳淬火、调质、正火、渗氮等。e.轴零件的材料与加工工艺 轴的材料主要采用碳素钢和合金钢，碳素钢笔合金钢价廉，对应力集中敏感性较小，所以应用比较广泛。最常用的碳素钢为45钢，为保证其力学性能，应进行调质会正火处理，不重要的或受力较小的轴以及一般传动轴可用Q235、 Q255等。f.键零件的材料与加工工艺 键的材料要有足够的硬度，最常用的中碳键用精拔钢。4.2齿轮传动设计方案a.传动类型：圆柱斜齿轮传动b.精度等级： 圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故初选8级精度按GB/T 10095. c.材料选择及热处理方法： 选择软齿面齿轮，抗点蚀能力强。在任务要求工作条件下齿轮所受载荷不高，所以选用软齿面齿轮，降低制造成本。小齿轮：45号钢 调质 大齿轮：45号钢 正火 （括号内为计算用数值）考虑到大小齿轮的同寿命因素 d.校核原则 该减速器为闭式减速器，齿面类型为软齿面，故按照齿轮齿面接触疲劳强度设计，按齿根弯曲疲劳强度校核。4.3 第一级齿轮传动设计计算4.3.1第一级齿轮传动参数设计 初选部分参数 a.选取齿数：小齿轮齿数：Z1=2040 取Z1=20大齿轮齿数：Z2 =Z1i=94,取Z2 =94真实传动比i=4.7,传动比误差为0.004% 5%,（Z2=93100)所以，满足要求 b. 选取螺旋角： 一般斜齿轮的螺旋角在825之间，因而在此初选螺旋角15 c. 齿宽系数 初取b=1.1 初定小齿轮分度圆直径 该减速器为闭式减速器，齿面类型为软齿面，故按照齿轮齿面接触疲劳强度设计 由公式： (1)、确定公式中各参数数值: a. 载荷系数 （1） 使用系数KA 取KA =1.0 机械设计P62表6-4 （2）动载系数Kv 齿轮取八级精度 v12m/s 初取v=7m/s得：vz/100=1.4 Kv=1.11 机械设计P82 图6-11（b） （3）齿间载荷分配系数K = 1.88-3.2 ( ) =1.633 =1.88 =+=1.633+1.88=3.51 K=1.44 机械设计P84 图 6-13 （4）齿向载荷分布系数K K =1.17 机械设计P85 图6-17=1.01.111.441.17=1.87 b.弹性系数ZE 材料弹性模量E和泊松比对接触应力的影响用弹性系数ZE修正。小齿轮材料为45号钢，取ZE=189.8 机械设计P87表6-5 c.节点区域系数ZH 用以考虑节点处齿廓曲率对接触应力的影响，与螺旋角及变位系数有关。 取ZH=2.42 机械设计P87 图6-19 d.重合度系数 用以考虑重合度对单位齿宽载荷的影响，其计算公式如下：=1.88 则取=1 计算得=0.78 e.螺旋角系数 =0.966 f.齿轮传动许用应力H 齿轮的许用应力按下式计算： SH为疲劳安全系数 取其值SH=1。 KN为考虑应力循环次数影响的系数，称为寿命系数。其值与应力循环次数N有关。 N1=60njLh =60940（483002）=1.08109 N2=N1/i=2.30108 则KN1=1 KN2=1 机械设计P95图6-25 为齿轮材料的接触疲劳极限 小齿轮为45号钢调质处理，大齿轮为正火处理。则取： 小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限 取H=450 Mpa 计算得： 将上述参数代入计算公式中得 =30.64mm 校核齿轮圆周速度 =30.64=1.51m/s7m/s 修正 =1.51=0.302 查得动载系数=1.04 = = 29.97 mm 确定尺寸参数 a.选定法面模数 =1.45mm 取mn=2 mm 机械设计P76表6-1a. 确定中心距a =118.02 mm 圆整取a=120mmb. 修正螺旋角 =181142c. 计算分度圆直径d1 =42.11mm =197.89 mmd. 确定齿轮宽度 =1.142.11=46.32 mm 圆整取b2=47mm ， b1=b2+5=5mm4.3.2 第一级齿轮传动强度校核 按照齿根弯曲疲劳强度校核，校核公式如下： 上式中各项参数计算如下：a. 重合度系数 b.螺旋角系数 =0.85c.齿形系数 齿形系数与当量齿数相关，计算当量齿数： =23.34 =109.68则齿形系数取值为 YF1=2.65 YF2=2.15 机械设计P89 图6-21d.应力修正系数 应力修正系数取值为 YS1=1.57 YS2=1.8 机械设计P89 图6-22e.弯曲应力极限 小齿轮调质HB1=240，大齿轮正火HB2=190，材质均为45号钢 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 机械设计P96图6-28 SH为疲劳安全系数 取其值SH=1。 计算知 N1=1.09109 N2=2.30108 取 KFN1=1 KFN2=1 机械设计P95图6-26 将所得参数代入公式，得： 校核合格 4.4第二级齿轮传动设计计算 4.4.1第二级齿轮传动参数设计 初选部分参数 a.选取齿数：小齿轮齿数：Z3=2040 取Z3=20大齿轮齿数：Z4 =Z3i=69真实传动比i=3.45,传动比误差为0.003 5%,所以，满足要求 b. 选取螺旋角： 一般斜齿轮的螺旋角在825之间，因而在此初选螺旋角15 c. 齿宽系数 初取b=1.1 初定小齿轮分度圆直径 该减速器为闭式减速器，齿面类型为软齿面，故按照齿轮齿面接触疲劳强度设计 由公式： (1)、确定公式中各参数数值: a. 载荷系数 （1） 使用系数KA 取KA =1.0 机械设计P62表6-4 （2）动载系数Kv 齿轮取八级精度 v12m/s 初取v=7m/s得：vz/100=1.4 Kv=1.11 机械设计P82 图6-11（b） （3）齿间载荷分配系数K K=1.44 机械设计P84 图 6-13 （4）齿向载荷分布系数K K =1.17 机械设计P85 图6-17 b.弹性系数ZE材料弹性模量E和泊松比对接触应力的影响用弹性系数ZE修正。小齿轮材料为45号钢，取ZE=189.8 机械设计P87表6-5 c.节点区域系数ZH用以考虑节点处齿廓曲率对接触应力的影响，与螺旋角及变位系数有关。 取ZH=2.42 机械设计P87 图6-19 d.重合度系数 用以考虑重合度对单位齿宽载荷的影响，其计算公式如下：=1.12 则取=1 计算得=0.79 e.螺旋角系数 f.齿轮传动许用应力H 齿轮的许用应力按下式计算： SH为疲劳安全系数 取其值SH=1。 KN为考虑应力循环次数影响的系数，称为寿命系数。其值与应力循环次数N有关。 N3=60njLh =60200.9（430082）=2.31108 N4=N1/i=6.71107 则KN3=1 KN4=1.02 机械设计P95图6-25 为齿轮材料的接触疲劳极限 小齿轮为45号钢调质处理，大齿轮为正火处理。则取： 小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限 取= 机械设计P95图6-27 计算得： 将上述参数代入计算公式中得 校核齿轮圆周速度 修正 查得动载系数 = =51.26 mm 确定尺寸参数 a.选定法面模数 取 机械设计P76表6-1e. 确定中心距a 圆整取a=140mmf. 修正螺旋角 g. 计算分度圆直径d3 = 62.93 mm = 217.09 mm h. 确定齿轮宽度 =1.162.93=69.22 mm 圆整取b2=70 mm ， b1=b2+5=75 mm 4.4.2 第二级齿轮传动强度校核 按照齿根弯曲疲劳强度校核，校核公式如下： 上式中各项参数计算如下：b. 重合度系数b.螺旋角系数=0.88c.齿形系数 齿形系数与当量齿数相关，计算当量齿数： =22.09 =76.21则齿形系数取值为YF1=2.64 Yf2=1.56 机械设计P89 图6-21d.应力修正系数应力修正系数取值为YS1=2.23 YS2=1.74 机械设计P89 图6-22e.弯曲应力极限 小齿轮调质HB1=240，大齿轮正火HB2=190，材质均为45号钢 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 机械设计P96图6-28 SH为疲劳安全系数 取其值SH=1。 计算知 N3=2.31108 N4=6.71107 取 KFN3=1 KFN4=1.02 机械设计P95图6-26 将所得参数代入公式，得： 校核合格4.5 轴的计算轴为输入轴，轴为传动轴，轴为输出轴。在轴径估算时，遵循原则轴轴轴，其外形决定于轴的毛坯种类，轴上作用力大小和分布情况，轴上零件的布置以及固定方式，轴承类型以及位置，轴的加工和装配工艺性以及其他要求。尤其是与轴上零件配合的轴段，要注意零件的直径要求。 a.轴轴径初估 选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计课程设计指导手册公式 =13.2 mm计算齿轮圆周速度可知，该减速器选用油润滑。为满足使用要求，最小轴径18mm 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 查机械设计课程设计指导手册表15-5，选LT3型弹性套柱销联轴器，其轴孔直径18mm，孔长42mm 按照零件装配要求确定轴各轴段直径。 轴段1 轴段1和联轴器相配合，所以，其长度和直径均由联轴器确定。由于联轴器轴孔直径为18mm，所以第一轴段的直径为d1=18mm，L1=40mm 轴段2为满足联轴器定位要求，d2比d1大3-8mm，且轴段2与密封毡圈配合，其直径应以0、2、5、8结尾，所以取d2=22mm，L2=59mm 轴段3 轴段3与轴承配合，且为安装方便，d3d2。与轴承配合，直径应以0或5结尾，选定d3=25mm，L3=15mm 轴段4 轴段4无配合关系，为给轴承定位，轴段3、4之间应为定位轴肩，即 d3+（3-8）mm=d4 所以得 d4=30mm，L4=99.25mm 轴段5 轴段5为齿轮轴分度圆直径为d5=42mm，L5=52mm 轴段6 轴段6与轴承配合，同一根轴上两端轴承型号相同，取d7=25mm，L7=31.75mm b.轴轴径初估 选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计课程设计指导手册公式 = 21.7 mm 轴段1 遵循设计原则轴轴轴，可知轴轴承内径应大于等于轴轴承内径，所以d1=30mm，L1=34.75mm 轴段2 轴段2与齿轮配合，与轴段1之间为非定位轴肩，取d2=32mm，L2=73mm 轴段3 轴段3给轴段2上的齿轮定位，所以为定位轴肩，取d3=38mm，L3=10mm 轴段4 轴段4与齿轮配合，与轴段3之间为定位轴肩，取d4=32mm，L4=45mm 轴段5 轴段5与轴承配合，同一根轴上两端的轴承应相同，取d5=30mm，L5=37.55mm c.轴轴径初估 选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计课程设计指导手册公式 =32.3mm 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 查机械设计课程设计指导手册表15-5，选LT6型弹性套柱销联轴器，其轴孔直径38mm，孔长60mm 按照零件装配要求确定轴各轴段直径。 轴段1 轴段1和联轴器相配合，所以，其直径由联轴器确定。由于联轴器轴孔直径为38mm，所以第一轴段的直径为d1=38mm,L1=80mm 轴段2 为满足联轴器定位要求，d2比d1大3-8mm，且轴段2与密封毡圈配合，其直径应以0、2、5、8结尾，所以取d2=42mm，L2=55mm 轴段3 轴段3与轴承配合，且为安装方便，d3d2。与轴承配合，直径应以0或5结尾，选定d3=45mm。L3=19mm 轴段4 轴段4与轴段3之间为定位轴肩，取轴段4直径d4=53mm，L4=68.75mm 轴段5 轴段4与轴段3之间为非定位轴肩，取d5=55mm，L5=10mm 轴段6 轴段6与齿轮配合，与轴段5之间为定位轴肩，与轴段5之间为非定位轴肩， 所以得 d6=48mm，L6=68mm 轴段7 轴段7与轴承配合，同一根轴上两端轴承型号相同，取d7=45mm，L7=40mm4.6 键的选择及键联接的强度计算4.6.1 键联接方案选择 a.普通平键联接平键联接为松联接，侧面为工作面。普通平键用于静联接。分为圆头、方头、一端圆头一端方头三种，在此处无法使用螺钉紧固，所以选用圆头平键联接。平键联接是最常用的键连接方式，对轴强度破坏最小。 b.半圆键联接半圆键联接用于静联接，侧面为工作面，工艺性好但由于键槽较深，对轴削弱较大。主要用于载荷较小的联接。 c.斜键联接斜键能够传递转矩和单向轴向力，但会引起轴上零件与轴的偏心，在冲击振动载荷下容易松动。不适宜使用。 对比上述键连接方案，选择普通平键联接为键连接方式。 4.6.2 键联接的强度计算键连接的主要失效形式是压溃和磨损。轴与齿轮均为45钢，联接为静联接,轻微冲击载荷，则选取许用挤压应力p=110MPa。静联接所能传递转矩为： 机械设计P39表3-1a.键尺寸选择轴联轴器配合轴段有键槽部分的轴径为18mm，轴长40mm，则选用普通圆头平键 键 A634 GB/T 1096-79轴左右两侧齿轮配合轴段有键槽部分的轴径均为32mm，轴长分别为45mm、73mm，所以选择普通圆头平键左侧 键 A1039 GB/T 1096-79右侧 键 A1067 GB/T 1096-79轴齿轮配合轴段部分的轴径为48mm，轴长为68mm，所以选择普通圆头平键 键 A1656 GB/T 1096-79 轴端联轴器配合轴段有键槽部分的轴径为38mm，轴长为80mm，所以选择普通圆头平键 键 A1074 GB/T 1096-79b.键强度校核轴联轴器配合轴段键的强度计算键所能传递的转矩为： (2)II轴上高速级齿轮端键的强度计算键所能传递的转矩为： (3)II轴上低速级齿轮端键的强度计算 键所能传递的转矩为：(4)III轴上低速级齿轮端键的强度计算键所能传递的转矩为：(5)III轴联轴器配合轴段键的强度计算键所能传递的转矩为：所选用的键均符合要求。 4.7 滚动轴承选择 传动装置采用二级同轴式渐开线圆柱斜齿轮减速器传动，轴上滚动轴承既受径向力也承受轴向力。则滚动轴承选择方案如下： 方案 选用深沟球轴承深沟球轴承主要承受径向载荷和一定的双向轴向载荷，极限转速高，结构简单，价格低廉。 方案 选用角接触球轴承角接触轴承能同时承受较大的径向载荷和单向轴向载荷，宜成对使用，适用于旋转精度高的支承。 方案 选用圆锥滚子轴承与角接触轴承类似，因滚动体与套圈之间为线接触，故能同时承受的径向载荷和单向轴向载荷的能力比角接触轴承要大，但其极限转速低，宜成对使用。在本减速器中，轴所受轴向力较小，从经济方向上考虑，选用角接触球轴承。根据实际使用要求以及经济性要求，选用宽度系列窄（0）直径系列轻（2）的轴承，即轴选用代号7206的轴承，轴选用代号7207的轴承,轴选用代号7209的轴承，所选轴承各项参数见下表：轴承型号7206256215720730721672094585195 传动系统结构设计与总成5.1装配图设计及部件结构选择、执行机械设计标准与规范5.1.1装配图整体布局主视图 俯视图 左视图 5.1.2 轴系结构设计与方案分析5.1.2.1 高速轴结构设计与方案分析 a.齿轮结构形式选择 轴为高速轴，与之配合的齿轮1分度圆直径为42mm，配合轴段初估轴径为d=38mm，则齿根圆直径与初估轴径之差为4mm2.5mn=5mm，所以该齿轮选择齿轮轴结构。 b.轴上零件固定方案 联轴器：联轴器的周向固定使用普通平键固定，方便拆装，轴向固定为轴肩定位。 轴 承：轴承为标准件，不能进行二次加工，所以其周向固定采用过盈联接的固定方式。其轴向位置的限定与支承结构的基本型式种类有关，主要有以下三种支承结构的基本型式： 方案 两端固定支承(两支承端各限制一个方向的轴向位移）此种支承形式可以在安装或检修时，通过调整某个轴承套圈的的轴向位置，使轴承达到所要求的游隙或预紧量。轴承能够限定轴的位置，多采用角接触轴承组成固定支承，适用于对旋转精度要求高的机械。 方案 固定-游动支承（一端固定一端允许游动）此种支承方式中轴的轴向定位精度取决于固定端轴向游隙的大小，游动端能够实现对轴的长度变化的补偿。其运转精度高，对各种工作条件的适应性强。 方案 两端游动支承（两端都不对轴作精确定位）此种支承方式常用于轴的轴向位置已经由其他零件所限定的场合（例如双斜齿轮传动）。几乎所有不需要调整的轴承，均可作游动支承。其不需要精确的限定轴向位置， 因此安装时不必调整轴承的轴向游隙，即使处于不利的发热状态，轴承也不会卡死。对比上述三种方案，考虑到在减速器中轴承给轴限定轴向位置，最终选择方案作为轴的支承型式。在此种支承型式下轴承的轴向定位采用端盖+套筒定位。5.1.2.2 中间轴结构设计与方案分析a. 齿轮结构形式选择轴上配合的大齿轮与主动轴的齿轮啮合，其分度圆直径为197.89mm，配合轴段直径为32mm，两者相差较大，故选用孔板式齿轮结构，任务要求中批量为小批量，故选用自由锻的加工方式，轮缘轮毂无拔模斜度。小齿轮为主动轮，与输出轴上大齿轮配合，其分度圆直径为62mm，其配合轴段直径为32mm，采用锻造小齿轮与轴配合的形式。b. 轴上零件固定方案 齿轮： 轴上有两个齿轮配合，齿轮是主要工作零件，为便于装卸和维修，其周向定位采用圆头普通平键联接。轴向定位有如下方案： 方案 轴肩-锁紧挡圈定位 此种定位方式采用一侧轴肩定位，一侧锁紧挡圈定位，可承受较大的单向轴向力，但钉端会引起应力集中。 方案 轴肩-套筒定位此种定位方式结构简单，能够承受较大的双向轴向力，便于轴上零件的拆装。套筒不宜太长，需要有其他轴肩或零件对套筒进行限制。 方案 双锁紧挡圈定位此种定位方式可任意调整轴上零件位置， 装卸方便，但不能承受太大的轴向力，且钉端会引起应力集中。上述三种方案对比，考虑到对轴强度的影响，选用方案对齿轮进行定位。 联轴器：联轴器的周向固定使用普通平键固定，方便拆装，轴向固定为轴肩定位。 轴 承：轴承为标准件，不能进行二次加工，所以其周向固定采用过盈联接的固定方式。其支承形式与轴相同，轴向固定采用端盖+套筒定位。5.1.2.3 低速轴结构设计与方案分析a. 齿轮结构形式选择轴上配合的齿轮为大齿轮，与轴上小齿轮啮合，其分度圆直径为217mm，配合轴段直径为48mm，两者相差较大，故选用孔板式齿轮结构，任务要求中批量为小批量，故选用自由锻的加工方式，轮缘轮毂无拔模斜度。b.轴上零件固定方案齿轮： 轴上有两个齿轮配合，齿轮是主要工作零件，为便于装卸和维修，其周向定位采用圆头普通平键联接。轴向采用轴肩-套筒进行定位。联轴器：联轴器的周向固定使用普通平键固定，方便拆装，轴向固定为轴肩定位。 轴 承：轴承为标准件，不能进行二次加工，所以其周向固定采用过盈联接的固定方式。其支承形式与轴相同，轴向固定采用定位轴肩定位。输入轴与输出轴相距260mm，输入端与输出端置于同侧可以节省安装空间，但这样会引起输出轴的载荷分布不均，故输入端与输出端至于不同侧。 三根轴轴上零件安装配合如下图示：5.2 主要零部件的校核与验算5.2.1 轴系结构强度校核（校核输出轴） 轴整体受力如下： 水平面受力示意图： 铅垂面受力示意图： 计算受力及支反力 水平面弯矩图：铅垂面弯矩图： 合成弯矩图：转矩图：分析弯矩图可知，齿轮配合轴段端面力矩最大， 按许用弯曲应力对其进行校核，轴承配合端面有圆角以及过盈配合，按安全系数法进行校核。 齿轮配合轴段端面强度校核（按许用弯曲应力） M=110070.0N*m所受转矩为脉动转矩，则 机械设计P143表10-3应用公式205880.8Nm 校核合格轴承配合端面强度校核（安全系数法） 材料对循环载荷的敏感性系数轴材料选用45钢调质，由机械设计查得 由机械设计P147 表10-5所列公式可求得疲劳极限得 求截面的应力集中 计算安全系数 有效应力集中系数取 机械设计P154 表10-9 表面状态系数 取=0.90 机械设计P156 表10-13 尺寸系数 取 机械设计P156表10-14 取寿命系数KN=1，代入计算得：S最小值S取S=1.5 校核合格5.3.2 滚动轴承的寿命计算输出轴使用轴承型号为7209，查表得参数：d=45mm D=85mm B=19mm 基本额定动载荷 C=38500N，基本额定静载荷 Co=28500N，采用油润滑，极限转速为9000r/min. 手册P138表16-2a.寿命计算 轴承A承受轴向力Fa=1335N 、径向力Ra=889N 取e=0.38 机械设计P168 表11-6 Fa/Ra=0.388e 所以取X=0.44 Y=1.48 机械设计P168 表11-6 取fp=2.0 机械设计P169 表11-7 将参数代入PA=fp(XRa+YFa