带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器课程设计报告.doc

沈沈 阳阳 工工 程程 学学 院院 课 程 设 计 设计题目 设计题目 带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器 系系 别别 能源与动力学院能源与动力学院 班级班级 热动本热动本 111111 学生姓名学生姓名 王成王成 学号学号 20111011052011101105 指导教师指导教师 徐秀玲 张陈徐秀玲 张陈 职称职称 讲师 教授讲师 教授 起止日期 起止日期 20132013 年年 1212 月月 2323 日起日起 至至 20142014 年年 1 1 月月 1010 日止日止 沈沈 阳阳 工工 程程 学学 院院 展开式二级圆柱斜齿轮减器课程设计成绩评定表课程设计成绩评定表 系 部 系 部 能源与动力学院能源与动力学院 班级 班级 热动本热动本111111 学生姓名 学生姓名 王成王成 指指 导导 教教 师师 评评 审审 意意 见见 评价 内容 具 体 要 求权重评 分 加权 分 调研 论证 能独立查阅文献 收集资料 能制定课程设计方案 和日程安排 0 15 54 43 32 2 工作 能力 态度 工作态度认真 遵守纪律 出勤情况是否良好 能够独立完成设计工作 0 25 54 43 32 2 工作 量 按期圆满完成规定的设计任务 工作量饱满 难 度适宜 0 25 54 43 32 2 说明 书的 质量 说明书立论正确 论述充分 结论严谨合理 文 字通顺 技术用语准确 符号统一 编号齐全 图表完备 书写工整规范 0 55 54 43 32 2 指导教师评审成绩指导教师评审成绩 加权分合计乘以 加权分合计乘以 1212 分分加权分合计加权分合计 指指 导导 教教 师师 签签 名 名 年年 月月 日日 评评 阅阅 教教 师师 评评 审审 意意 见见 评价 内容 具 体 要 求权重评 分 加权 分 查阅 文献 查阅文献有一定广泛性 有综合归纳资料的能力 0 25 54 43 32 2 工作 量 工作量饱满 难度适中 0 55 54 43 32 2 说明 书的 质量 说明书立论正确 论述充分 结论严谨合理 文 字通顺 技术用语准确 符号统一 编号齐全 图表完备 书写工整规范 0 35 54 43 32 2 评阅教师评审成绩评阅教师评审成绩 加权分合计乘以 加权分合计乘以 8 8 分分加权分合计加权分合计 评评 阅阅 教教 师师 签签 名 名 年年 月月 日日 课课 程程 设设 计计 总总 评评 成成 绩绩分分 机械设计基础机械设计基础 课程设计任务书课程设计任务书 专业 热动本 班级 111 姓名 王成 学号 2011101105 一 设计题目一 设计题目 设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器 二 原始数据二 原始数据 运输机工作轴转矩 T 850 Nm 运输带工作速度 v 1 25 m s 卷筒直径 D 370 mm 三 工作条件三 工作条件 连续单向运转 工作时有轻微振动 使用期限为 10 年 小批量生产 单班 制工作 运输带速度允许误差为 5 四 应完成的任务四 应完成的任务 1 减速器装配图一张 A0 图 2 零件图两张 A2 图 五 设计时间五 设计时间 2013 年 12 月 23 日至 2014 年 1 月 10 日 六 要求六 要求 1 图纸图面清洁 标注准确 符合国家标准 2 设计计算说明书字体端正 计算层次分明 七 设计说明书主要内容七 设计说明书主要内容 1 内容 1 封面 2 课程设计成绩评定表 3 课程设计任务书 4 目录 标题及页次 5 题目分析 传动方案设计 6 电动机选择及传动装置的运动和动力参数计算 7 传动零件的设计计算 确定带传动及齿轮传动的主要参数 8 箱体设计及说明 9 轴的设计计算及校核 10 键联接的选择和计算 11 滚动轴承的选择和计算 12 联轴器的选择 13 润滑和密封的选择 14 减速器附件设计 15 参考资料 资料的编号 及书名 作者 出版单位 出版年月 2 要求和注意事项 必须用钢笔工整的书写在规定格式的设计计算说明书上 要求计算正确 论述清楚 文字精炼 插图简明 书写整洁 本次课程设计说明书要求字数不少于 6 8 千字 或 30 页 A4 纸打印 也 可手写 要装订成册 沈阳工程学院 机械原理与设计教研室 目目 录录 一 前言一 前言 6 6 二 电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算二 电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算 7 7 三 传动零件的三 传动零件的设设计计算计计算 1010 四 箱体的设计及说明四 箱体的设计及说明 1 15 5 五 轴的设计计算及校核五 轴的设计计算及校核 1 16 6 六 键连接的选择与计算六 键连接的选择与计算 2 26 6 七 滚动轴承的选择及计算七 滚动轴承的选择及计算 2 29 9 八 联轴器的选择八 联轴器的选择 3232 九 润滑与密封的选择九 润滑与密封的选择 3333 十 减速器附件设计 十 减速器附件设计 3535 十一十一 设计小结 设计小结 3737 参考资料参考资料 3838 一 前言一 前言 1 1 题目分析 题目 题目 设计用于运输机的展开式二级圆柱斜齿轮减速器 要求要求 拟定传动关系 有电动机 减速器 联轴器 工作机构 工作条件 工作条件 连续单向运转 工作时有轻微振动 使用期限 10 年 小批量生产 单班制工作 运输带速度允许误差 5 已知条件 已知条件 运输带的拉力 运输带工作速度 卷筒直径 1 1 1 本传动机构的特点 该减速器结构简单 效率高 容易制造 使用寿命长 维护方便 但齿轮相对轴承的位置 不对称 因此轴应具有较大刚度 高速级齿轮布置在远离转矩输入端 这样 轴在转矩的 作用下产生的扭转变形将能减缓轴在弯矩作用下产生弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不 均匀的现象 斜齿轮的特点 是传动的平稳性较直齿轮传动好 且结构紧凑 承载能力高 常用于速度 高 载荷大或要求传动紧凑的场合 1 1 2 本传动机构的作用 齿轮减速器介于机械中原动机与工作机之间 主要将原动机的运动和动力传给工作机 在 此起减速作用 并降低转速和相应的增大转矩 1 2 传动方案拟定 此方案选用了联轴器和闭式齿轮传动 联轴器布置于高速级 能发挥它的传动平稳 缓冲吸振和过载保护的优点 二 电动机的选择及传动装置的运动和动 力参数计算 2 1 选择电动机的容量 2 1 1 电动机的类型 按工作要求选用 Y 系列 IP23 防护式笼型三相异步电动机 电压为 380V 2 1 2 选择电动机容量 选择电动机所需功率 6 9643kW P p w d kW 选择电动机时应保证电动机的额定功率略大于工作机所需的电动机的功率即 ed p d p 可 即 ded PP 工作机所需功率为 KW Tn P w w 9550 kW743 5 9500 522 64850 传动装置总效率 卷联齿承 24 每对滚动轴承的传动效率 0 99 承 闭式圆柱斜齿轮的传动效率 0 97 齿 弹性联轴器的传动效率 0 99 联 传动卷筒的传动效率 0 96 卷 V 带传动的效率 0 96v 带入得 卷联齿承带 24 8246 0 96 099 0 97 0 99 0 96 0 24 w d P p kW9643 6 8246 0 743 5 因工作时有轻微震动 电动机额定功率 Ped略大于 Pd即可 由表 17 1 Y 系列电动 机技术数据 选电动机的额定功率 Ped为 7kW 2 2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 总传动比 318 22 522 64 1440 i w m a n n 157 11 2 31 22 i ia i 减 分配传动比 取二级圆柱斜齿轮减速器高速级的传动比 091 411 157 5 15 1 1 减 ii 则低速极的传动比 727 2 091 4 157 11 1 2 i i i 减 2 3 计算传动装置的运动和动力参数 将传动装置各轴由高速轴到低速轴依次编号 定为 0 轴 电动机轴 1 轴 高速轴 2 轴 中间轴 3 轴 低速轴 4 轴 滚筒轴 相邻两轴间的传动比表示为 01 i 12 i 依次是电动机与 1 轴 轴 1 与轴 2 轴 2 与轴 3 轴 3 23 i 34 i 01 12 23 34 与轴 4 之间的传动效率 各轴的转速为 各轴输入转矩为 1 n 2 n 3 n 4 n 1 T 2 T 3 T 4 T 则各轴的运动和动力参数为 0 轴 电机轴 kW964 6 0 d pp mN n P T rnn m 18 46 1440 964 6 95509550 min 1440 0 0 0 0 1 轴 高速轴 kW685 6 96 0 964 6 00101 ppp mN n P T rn i n n 67 88 720 685 6 95509550 min 720 1 1 1 0 0 1 2 轴 中间轴 kW420 6 96 0 98 0 685 6 11212 齿承 ppp mN n P T r i n n 36 348 176 42 6 95509550 min 176 091 4 720 2 2 2 12 1 2 3 轴 低速轴 kW165 6 96 098 0 42 6 22323 齿承 ppp mN n P T r i n n 8 912 5 64 165 6 95509550 min 5 64 727 2 176 3 3 3 23 2 3 4 轴 滚筒轴 kW042 6 98 0 99 0 615 6 33434 联承 ppp mN n P T r i n n 6 894 5 64 042 6 95509550 min 5 64 1 5 64 4 4 4 34 3 4 三 传动零件的设计计算 3 1 设计 V 带和带轮 3 1 1 设计计算普通 V 带传动 1 计算功率 P 6 42kW n 1440r min kWkWPP dc 685 6 685 6 0 1 2 选 V 带型号 选用普通 V 带 根据 由表 13 15 选择 A 型普通 V 带 kWPP dc 6 685 min 1440rnm 3 求大 小带轮基准直径取 1 d 2 d 表 13 9 得 应不小于 75mm 现取mmd90 1 由式 13 9 得mmd n n d180 10 01 90 720 1440 1 1 2 1 2 1 100 2 2 02 2 99 0 90 180 01 0 1 n i 1 2 2 1 i d d n 由表 13 9 取mmdd180 2 4 验算带速 sm nd v 79 6 100060 144090 100060 11 带速在 5 25m s 范围内 合适 5 取 V 带基准长度和中心距 a d L 由于 0 7 2 即 21 dd 0 a 21 dd mmamm540189 0 取mmdda405 18090 5 1 5 1 210 由式 13 2 得带长 教材 205 P mm a dd ddaL1250 904 90180 18090 2 4052 4 2 2 2 0 2 12 2100 查课本 212 页表 13 2 取 由式 13 16 计算实际中心距 教材 mmLd1600 220 P amm LL a d 410 2 1229 1250 405 2 0 0 6 验算小带轮包角 教材 205 P oo a dd 120716 3 57 410 90180 180 3 57180 12 1 主动轮上的包角合适 否则加大中心距或者增设张紧轮 7 计算 V 带根数 Z 由式 13 15 教材 得 Z 218 P L c KKPP P 00 由 1440 min 90mm 查表 13 3 得 0 n 1 d 由查表 13 7 得 查表 13 2 得 169 1 968 0 k99 0 L k 则12 6 99 0 968 0 17 0 97 10 95 6 Z 取 Z 7 根 8 求作用在带轮上的压力 FQ 查表 13 1 得 q 0 1kg m 得单根 V 带的初拉力 F0 qv2 0 1 6 492 103 47 1 5 2 500 KZv Pc 1 968 0 5 2 49 6 7 95 6 410 作用在轴上的压力 FQ 2ZF0sin 2 7 126 n 1753N 2 1 2 169 9 带轮材料和结构的选择 材料 带速 V 6 49m s 可选用铸铁 结构 直径均较小 所以选用实心式带轮 3 2 齿轮的结构设计及计算 3 2 1 高速级齿轮设计 3 2 1 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 按题目传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动 2 运输机为一般工作机器 速度不变 所以选用 8 级精度 3 材料选择由表 10 1 选择 小齿轮用 20CrMnTi 调质 齿面硬度为 56 62HRC MPa1500 1lim MPa FE 850 1 由表 11 5 取 1 25FS 1HS MPaMPa S MPaMpa S H H F FE F 1500 1 1500 680 25 1 850 1lim 1 1 1 4 按齿面接触强度设计计算 由表 11 3 取载荷系数 K 1 3 由表 11 6 取齿宽系数6 0 d 小齿轮上的转矩mmNT 4 1 1024 9 选取螺旋角 初选螺旋角 15 由表 11 4 取 o 8 189 E Z5 2 H Z 82 1 1500653 0 4006 0 1024 9 3 12 2 3 2 4 3 2 1 21 2 1 1 COSCOS YY z KT Mn F FaFa d 取模数 Mn 2 选小齿轮齿数为 则 则实际传动比20z1 82091 420 12 izz1 4 20 82 i 齿形系数 19 22 15cos 20 cos 33 1 1 z ZV99 90 15cos 82 cos 33 2 2 z ZV 查图 11 8 得 由图 11 9 得 83 2 1 Fa Y25 2 2 Fa Y57 1 1 Sa Y81 1 2 Sa Y 5 中心距 取 a 106mm 6 105 cos2 21 1 zzMn a 6 确定螺旋角 25 4715 1062 8220 2 arccos 2 arccos 21 a zzm 7 则分度圆直径 4257 41 25 4715cos 202 cos 1 1 mm mz d mm mz d85 25 4715cos 822 cos 2 2 8 齿宽 故取 mmdb d 94 24 12 mmb30 2 mmb35 1 10 验算齿面接触强 MPaMPa u u bd KT ZZZ FHEH 1500 528 1117 12 1 2 1 1 故安全 11 齿轮的圆周速度 sm nd v 57 1 60000 144057 41 100060 11 选 8 级制造精度 是合宜的 3 2 2 低速级齿轮设计 3 2 2 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 按题目传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动 2 运输机为一般工作机器 速度不变 所以选用 8 级精度 3 材料选择由表 11 1 选择 小齿轮用 20CrMnTi 渗碳淬火 齿面硬度为 56 62HRC MPa1500 1lim MPa FE 850 1 大齿轮用 20Cr 渗碳淬火 齿面硬度为 56 62HRC MPa1500 2lim MPa FE 850 2 由表 11 5 取 0 1 25FS 1HS MPa S MPa S F FE F H H 680 25 1 850 1500 0 1 1500 1 1 1lim 1 MPa MPa F H 680 1500 2 2 4 按轮齿弯曲强度设计计算 由表 11 3 取载荷系数 由表 11 6 取齿宽系数5 1 K6 0 d 小齿轮上的转矩mmNT 4 1 1024 9 选小齿轮齿数为 则 则实际传动比30 3 z8282 81091 4 20 34 izz 733 2 30 82 i 选取螺旋角 初选螺旋角 15 由表 11 4 取 o 8 189 E Z5 2 H Z 98 0cos Z 齿形系数 29 33 15cos 30 cos 33 1 1 z ZV99 90 15cos 82 cos 33 2 2 z ZV 查图 11 8 得 由图 11 9 得 55 2 1 Fa Y25 2 2 Fa Y65 1 1 Sa Y81 1 2 Sa Y 5 模数 13 2 1500653 0 4006 0 1024 9 3 12 2 3 2 4 3 2 1 21 2 1 1 COSCOS YY z KT Mn F FaFa d 故取5 2 2 n m 实际 mm m d68 77 15cos 5 230 cos z 23 3 mm mz d67 211 15cos 5 282 cos 24 4 6 中心距 mm dd a145 2 21278 2 43 2 7 确定螺旋角 24 515 1452 8230 5 2 arccos 2 arccos 432 a zzm 8 则分度圆直径mm zm d68 77 24 515cos 305 2 cos 32 3 mm zm d212 24 515cos 825 2 cos 42 4 9 齿宽 故取 mmdb d 61 4668 776 0 34 mmb50 4 mmb55 3 10 验算齿面接触强度 MPaMPa u u bd KT ZZZ FHEH 1500 64 943 12 1 2 1 1 11 齿轮的圆周速度 sm nd v 23 1 60000 17668 77 100060 11 选 8 级制造精度是合宜的 四 箱体的设计及说明 减速器箱体结构尺寸 mm 名称符号计算公式结果 箱座厚度 825 7 3025 0 a 8 箱盖厚度 1 89 5302 0 1 a 8 箱盖凸缘厚度 1 b125 1 11 b 12 箱座凸缘厚度b 125 1 b 15 箱座底凸缘厚度 2 b205 2 2 b 2020 地脚螺栓直径 f d58 1712036 0 ad f 20M 地脚螺钉数目n4250则取 a4 轴承旁联接螺栓 直径 1 d185 1375 0 1 f dd 16M 箱盖与箱座联接 螺栓直径 2 d584 10 79 8 6 0 5 0 2 f dd 10M 轴承端盖螺钉直 径 3 d10 5 0 4 0 3 f dd 10M 窥视孔盖螺钉直 径 4 d023 7 274 5 4 0 3 0 4 f dd 8M 定位销直径d 8 7 8 0 7 0 2 dd8M 连接螺栓的间距l200 150 l170 至 f d 1 d 2 d 外箱壁的距离 1 C 查手册表 4 126 22 18 至 f d 1 d 2 d 凸缘边缘距离 2 C 查手册表 4 124 20 16 外箱壁至轴承座 端面距离 1 l 10 5 211 CCl 50 大齿轮顶圆与内 箱壁距离 1 6 92 1 1 20 齿轮端面与内箱 壁距离 2 8 2 10 箱盖 箱座肋厚 mm 1 85 0 85 0 11 mm 6 8 轴承端盖外径 2 D 32 5 5 5 dDD 轴 1 96 轴 2 102 轴 3 128 轴承旁联结螺栓 距离 S 2 DS 96 1 轴 102 2 轴 128 3 轴 五 轴的设计计算及校核 5 1 高速轴 5 1 1 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 20CrMnTi 渗碳淬火 根据表 14 2 取 45MPa 100 C 考虑有键槽取 d 23mm mm n p cd0179 21 3 5 1 2 求作用在齿轮上的受力 圆周力 N d T Ft3891 40 8867022 1 1 径向力 N F F nt r 7 1472 cos tan 轴向力 NFF ta 1100tan 法向力 Fn1 Ft1 n acos 5 1 3 轴的结构设计 5 1 3 1 拟定轴上零件的装配方案 1 输出轴的最小直径显然是安装联轴器的直径 如上图 根据轴最小直径的计算 查 d1 阅书籍 故 1 段 d1为 23mm 长度 l1 72mm 2 根据的轴向定位要求 d2取为 26mm 由箱体结构和轴承段 轴承为标准件 考虑相互关系 等确定 l2为 53mm 3 角接触轴承段 d3取为 30mm 轴承型号为 7206c 档油环及装配关系等确定 l3为 25mm 4 过渡轴段 考虑轴肩定位 故取 d4为 38mm 由装配关系 确定该段的 l4为 72 5mm 5 5 为高速级齿轮轴段 l5为 30mm 6 角接触轴承段与 3 相同 d7为 30mm l7为 23mm 5 1 4 求轴上的载荷 1 求垂直面的支承反力 N ll d FlF F ar v 901 5 147 2 42 11001061472 2 21 2 1 NFFF vrv 571 12 2 求水平面的支承反力 N ll lF F t H 2796 21 2 1 N ll lF F t H 7 109 21 1 2 3 绘垂直面的弯矩图 mNlFM vav 526 60 22 mNlFM v av 3915 371015 4 901 3 11 4 绘水平面的弯矩图 mNlFM HaH 034 1161015 4 2796 3 11 5 合成弯矩图 mNMMMM aFaHava 8 173 22 mNMMMM aFaH aV a 8 164 2 2 8 轴的转矩 mNT 711 81102 423891 3 9 求危险截面的当量弯矩 从图中可以看出 低速的齿轮中心线处最危险 其当量弯矩为6 0 mNTMM ae 76 181 67 886 0 8 173 2222 10 计算危险截面处轴的直径 轴的材料为 20MnCrTi 渗碳淬火 由表 14 1 查得MPa B 1080 由表 14 3 查得 则MPa b 90 1 mm M d b e 23 27 901 0 181760 1 0 3 1 3 考虑到键槽对轴的削弱 将 d 增加大 5 故 mmd59 2823 2705 1 11 连接 V 带处的强度校核 mNMMMM aFaHava 9359 42 22 mNTMM ae 4 55 22 mm M d b e 33 18 901 0 551400 1 0 3 1 3 考虑到键槽对轴的削弱 将 d 增加大 5 故 mmmmd232465 1933 1805 1 所以 高速轴安全合理 载 荷水平面 H垂直面 V 支承反力 FNFH2796 1 NFv901 1 NF v 571 2 弯矩 MmNMaH 034 116 mNMav 526 60 mNMav 3915 37 总弯矩 mNMa 8 173 mNMa 8 164 扭矩 TmNT 711 81 弯矩图如图所示 5 2 中间轴 5 2 1 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 根据表 15 3 取 C 110 于是得 mm n P Cd48 36 176 72 6 110 33 5 2 2 求作用在齿轮上的受力 1 作用在大齿轮 圆周力 N d T Ft 5 4906 2 2 2 2 径向力 N F F nt r 9 1855 cos tan 2 2 轴向力 NFF ta 5 1387tan 22 2 作用在小齿轮 圆周力 N d T Ft8843 2 3 2 3 径向力 N F F nt r 5 3333 cos tan 3 3 轴向力 NFF ta 5 1387tan 33 5 2 3 轴的结构设计 5 2 3 1 拟定轴上零件的装配方案 1 角接触轴承段处 d1取为 40mm 轴承型号为 7008C b1为 35mm 2 低速级小齿轮轴段 按与齿轮的装配关系定 d2为 42mm b2为 27 5mm 3 轴环 根据齿轮的轴向定位要求取 d3为 60mm b3按照要求取为 912 5mm 4 高速级大齿轮轴段 按与齿轮的装配关系定 d4为 42mm b4为 25mm 5 角接触轴承段同 1 相同 d5为 40mm b5为 37 5mm 5 2 4 求轴上的载荷 n 1 求垂直面的支承反力 N lll d FlF d FllF F arar v 5 3223 22 321 3 333 2 2322 1 NFFFF vrrv 9 1965 1322 2 求水平面的支承反力 N lll llFlF F tt H 8 6758 321 32233 1 NFFFF tHtH 3 222 2132 3 绘垂直面的弯矩图 mNlFM vav 12 108 32 4 绘水平面的弯矩图 mNlFM HaH 23 155 11 mNdFMM aaH Ha 544 682 07356 0 70 661207 442 33 5 合成弯矩图 mNMMM aHava 17 189 22 6 轴的转矩 mNT 36 348 7 求危险截面的当量弯矩 从图中可以看出 低速的齿轮中心线处最危险 其当量弯矩为6 0 mNTMM ae 9 281 22 8 计算危险截面处轴的直径 轴的材料为 45 号钢 调质处理 由表 14 1 查得MPa B 650 由表 14 3 查得 则MPa b 60 1 mm M d b e 08 36 601 0 10 9 281 1 0 3 3 1 3 考虑到键槽对轴的削弱 将 d 增加大 5 故 mmmmd40884 3708 3605 1 所以 中间轴安全合理 载 荷水 0 平面 H垂直面 V 支承反力 F NF H 8 6758 1 NF H 3 2822 2 NFv5 3223 1 NF v 9 1965 2 弯矩 MmNMaH 23 155mNMav 12 108 总弯矩mNMa 17 189 扭矩 TmNT 36 348 弯矩图如上图所示 5 3 低速轴 5 3 1 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 20CrMnTi 渗碳淬火 根据表 15 3 取 C 100 于是得 mmd mm n P Cd 49 51 31min 81 46 5 64 6165 100 33 以考虑到轴上有键槽 所 取最短直径取 50mm 5 3 2 求作用在齿轮上的受力求作用在齿轮上的受力 圆周力 N d T Ft 6 1825 2 4 3 4 径向力 N F F nt r 2 688 24 515cos 20tan 6 1825 cos tan 4 4 轴向力 NFF ta 2 492tan 44 5 3 3 轴的结构设计 5 3 3 1 拟定轴上零件的装配方案 i 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 如上图 为了使所选的轴直 d1 径与联轴器的孔径相适应 故需同时选取联轴器的型号 联轴器的计算转矩 d1 查表 14 1 考虑到转矩变化很小 故取1 5 则 转矩 3 TKT Aca A K mNmNTca 5 135567 9035 1 ii 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件 查手册 144 页 选用弹性柱销联轴 器 GB T5014 2003LX2 其公称转矩为 2500N 半联轴器与轴配合的毂孔长度m 112mm 轴孔直径为 50mm 故 1 段 b1为 112mm d1为 50mm 1 L iii 密封处轴段 根据联轴器的轴向定位要求 以及密封圈的标准 采取毡圈油封 故 d2取为 52mm 由箱体结构和轴承段 端盖装配关系等确定 b2为 55mm iv 滚动轴承处段 d3取为 55mm 轴承型号为 7011C 由滚动轴承 档油环及装配关系等确定 b3mmmmmmBDd189055 为 30mm v 过渡轴段 考虑挡油环的轴向定位 故取 d4为 57mm 由装配关系 箱体结构等确 定该段的 b4为 41mm vi 轴环 根据齿轮的轴向定位要求取 d5为 61mm b5按照要求取为 10mm vii 低速级大齿轮轴段 按与齿轮的装配关系定 d6为 57mm b6为 50mm viii 滚动轴承段同 3 相同 d7为 55mm b7为 40 5mm 5 3 4 求轴上的载荷 1 求垂直面的支承反力 N ll d FlF F ar v 5 343 2 32 4 424 1 NFFF vrv 7 344 241 2 求水平面的支承反力 N ll lF FF t HH 6 1153 32 24 12 3 绘垂直面的弯矩图 mNlFM vav 44 332 197 0 41 515 22 4 绘水平面的弯矩图 mNlFM HaH 18 652 197 0 54 1024 31 5 合成弯矩图 mNMMM aHava 26 73 22 6 轴的转矩 mNT 8 912 9 求危险截面的当量弯矩 从图中可以看出 低速的齿轮中心线处最危险 其当量弯矩为6 0 mNTMM ae 5 552 22 10 计算危险截面处轴的直径 轴的材料为 20CrMnTi 渗碳淬火 由表 14 1 查得MPa B 1080 由表 14 3 查得 则MPa b 90 1 mm M d b e 45 39 901 0 10 5 552 1 0 3 3 1 3 考虑到键槽对轴的削弱 将 d 增加大 5 故 mmmmd50 4 4145 3905 1 所以 低速轴安全合理 载 荷水平面 H垂直面 V 支承反力 F NF H 672 1 NF H 6 1153 2 NFv 7 344 1 NF v 5 343 2 弯矩 MmNMaH 18 65mNMav 44 33 总弯矩mNMa 26 73 扭矩 TmNT 8 912 弯矩图如上图所示 六 键的选择与校核 6 1 低速轴键选择 低速轴转矩mNT 8 912 查表 10 10 查得许用取 140Mpa p 与联轴器联接处键为键 8014 AmmmmmmLhb80914 与齿轮接处键为键 4316 AmmmmmmLhb451016 6 1 1 低速轴键校核 键工作长度 mmbLl mmbLl 661480 291645 222 111 得 79 4 121 4 22 2 11 1 pp pp MPa hld T MPa hld T 故合格 6 2 中间轴键选择 中间轴转矩mNT 36 348 查表 10 10 查得许用应力 100 120MPa 取 120MPa p p 与小齿轮联接处键为键 3012 AmmmmmmLhb36812 与大齿轮联接处键为键 2812 AmmmmmmLhb28812 6 2 1 中间轴键校核 键工作长度 mmbLl mmbLl 161228 241236 22 11 115 4 110 4 22 2 11 1 pp pp MPa hld T MPa hld T 故合格 6 3 高速轴键选择 中间轴转矩mNT 43 17 查表 10 10 查得许用应力 100 120Mpa 取 100Mpa p p 与带轮联接处键为键 508 AmmmmmmLhb5078 6 3 1 高速轴键校核 键工作长度 mmbLl42850 得 4 52 4 pp MPa dhl T 故合格 七 滚动轴承的选择及校核 7 1 低速轴轴承 取 C7011 25 mmd55 mmD90 mmB18 1 先计算轴承载荷 内部轴向力 NFFF Hvr 2 755102433 268 222 1 2 11 NFFF Hvr 6 1203102441 515 222 2 2 22 NFF rS 536 051368 0 11 NFF rS 45 81868 0 22 NFa2 492 12 65 1310 SSa FNFF 则轴承 1 为压紧端 NFFF aSa 65 1310 21 轴承 2 为放松端 NFa45 818 2 2 计算轴承 1 2 的当量动载荷 由表 16 11 查得68 0 e e F F r a 36 1 1 1 e F F r a 68 0 2 2 查表 16 11 得 41 0 1 X87 0 1 Y1 2 X0 2 Y NFYFXP ar 9 1449 11111 NFYFXP ar 6 1203 22222 3 计算轴承寿命为 Lh 轴两端所选为同尺寸轴承 今故应以轴承 1 的径向当量动载荷为计算依据 21 PP 1 P 受中等冲击载荷 查表 16 9 得 工作温度正常 查表 16 8 得1 1 p f3 1 t f hLh576083602 1 4 查得 轴承径向基本额定动载荷 Cr 15200 54 1 1 Sa Y 则 h Pf Cf n L p rt h 436419 9 14491 1 372001 60 5 164 10 60 10 3 66 hh LL 1 故所选 7209C 轴承适合 7 2 中间轴轴承 取 C7008 25 mmd40 mmD68 mmB15 1 先计算轴承载荷 内部轴向力 NFFF Hvr 8 74802 71333 154 222 1 2 11 NFFF Hvr 9 343317138 222 2 2 22 NFF rS 1 50968 0 11 NFF rS 88 23368 0 22 NFa 5 1387 21SSa FFF 则轴承 2 为压紧端NFFF aSa 2 3704 12 轴承 1 为放松端NFF sa 6 5091 11 2 计算轴承 1 2 的当量动载荷 由表 16 11 查得68 0 e e F F r a 68 0 1 1 e F F r a 07 1 2 2 查表 16 11 得 Y2 0 871 1 x0 1 Y41 0 2 X NFYFXP ar 7 748 11111 NFYFXP ar 2 463 22222 3 计算轴承寿命为 Lh 轴两端所选为同尺寸轴承 今故应以轴承 1 的径向当量动载荷 P1为计算依据 12 PP 受中等冲击载荷 查表 16 9 得 工作温度正常 查表 16 8 得1 1 p f3 1 t f hLh576083602 1 4 查得 轴承径向基本额定动载荷NCr20000 则 h Pf Cf n L p rt h 180500 60 106 hh LL 1 故所选 7008C 轴承适合 7 3 高速轴轴承 取 C7206 25 mmd30 mmD62 mmB16 1 先计算轴承载荷 内部轴向力 NFFF Hvr 2 3972 2 1 2 11 NFFF Hvr 3214 2 2 2 22 NFF rS 270168 0 11 NFF rS 5 218568 0 22 NFa1100 12 5 3385 SSa FNFF 则轴承 2 为压紧端NFFF aSa 3801 12 轴承 1 为放松端NFF sa 2701 11 2 计算轴承 1 2 的当量动载荷 由表 16 11 查得68 0 e e F F r a 68 0 196 464 65328 315 1 1 e F F r a 29 1 955 491 14 639 2 2 查表 16 11 得 41 0 2 X87 0 2 Y1 1 X0 1 Y NFYFXP ar 2 397265328 3150196 4641 11111 NFYFXP ar 6 462414 63987 0 9554 49141 0 22222 3 计算轴承寿命为 Lh 今故应以轴承 2 的径向当量动载荷 P2为计算依据 12 PP 受中等冲击载荷 查表 16 9 得 工作温度正常 查表 16 8 得1 1 p f3 1 t f hLh576083602 1 4 查得 轴承径向基本额定动载荷NCr15200 则 h Pf Cf n L p rt h 8745 196 4641 1 152001 601430 10 60 10 3 66 hh LL 1 故所选 7206C 轴承适合 八 连轴器的选择 由于凸缘联轴器德结构简单 使用方便 可传递的转矩较大 等优点 且常用于载荷较平 稳的两轴连接首先考虑此联轴器 联轴器的设计计算 由于装置用于联轴器传动 原动机为电动机 所以工作情况系数为 5 1 A K 计算转矩为mNTca 5 135567 9035 1 查手册选用弹性柱销联轴器 LX4 其主要参数如下 公称转矩mNTn 2500 轴孔直径 mmd50 1 半联轴器与轴配合的毂孔长度 L 112mm 九 润滑与密封 9 1 齿轮的润滑 采用浸油润滑 浸油高度约为低速级大齿轮的一个齿高 取为 10mm 9 2 滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度为均小于 2m s 所以采用脂润滑 9 3 润滑油的选择 考虑到该装置用于小型设备 选用全消耗系统用油 L AN15 润滑油 9 4 密封方法的选取 在轴和轴承配合处内端镶入挡油环 轴承用脂润滑确定挡油环的尺寸以达到最好的密封效 果 轴承端盖内加垫 O 型密封圈 轴承端盖结构设计 材料 HT150 高轴承 7206C D 62mm d 30mm mmDD mmdDD mmDD mmde mmdDD mmdDD mmdd 50 4 2 603 40 15 10 122 1 1125 2 805 2 91 6 305 4 3 302 30 30 透盖 mmDD mmdDD mmDD mmde mmdDD mmdDD mmdd 44 4 2 443 40 15 10 122 1 1125 2 805 2 91 6 305 4 3 302 30 30 中轴承及闷盖 7008C D 68mm d3 10mm mmDD mmdDD mmDD mmde mmdDD mmdDD mmdd 73 4 2 733 60 15 10 122 1 1185 2 935 2 111 6 305 4 3 302 30 30 低轴承 7206C D 62mm d3 10mm mmDD mmdDD mmDD mmde mmdDD mmdDD mmdd 60 4 2 573 50 15 10 122 1 1405 2 875 2 111 6 305 4 3 302 30 30 透盖 mmDD mmdDD mmDD mmde mmdDD mmdDD mmdd 60 4 2 573 50 15 10 122 1 1405 2 875 2 111 6 305 4 3 302 30 30 十 减速器附件设计 1 窥视孔及其视孔盖 为了检查传动零件的啮合情况 接触斑点 侧隙 并向箱体内注入润滑油 应在 箱体的适当位置设置窥视孔 窥视孔设在上箱顶盖能够直接观察到齿轮啮合部位的地方 平时 窥视孔的视孔盖用螺钉固定在箱座上 窥视孔为长方形 其大小应适当 以手能伸 入箱内为宜 以便检查齿轮啮合情况 2 通气器 减速器工作时 箱体内温度升高 气体膨胀 压力增大 为使箱内受热膨胀的空 气能自由排除 以保持箱体内外压力平衡 不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等缝隙渗 漏 在箱体顶部装设通气器 3 轴承盖 为了固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷 轴承座孔两端用轴承盖封闭 轴 承盖有凸缘式和嵌入式两种 图中采用的是凸缘式轴承盖 利用六角螺栓固定在箱体上 在外伸轴处的轴承盖是透盖 透盖中装有密封装置 4 定位销 为