设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器设计机的圆柱齿轮减速器带式运输机圆柱齿轮.doc

1 目目 录录 一 前言一 前言 2 2 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 4 4 三 传动零件的三 传动零件的设设计计算计计算 8 8 四 箱体的设计及说明四 箱体的设计及说明 1414 五 轴的设计计算及校核五 轴的设计计算及校核 1616 六 键连接的选择与计算六 键连接的选择与计算 2828 七 滚动轴承的选择及计算七 滚动轴承的选择及计算 3030 八 联轴器的选择八 联轴器的选择 3333 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 设计小结十一 设计小结 3737 参考资料参考资料 3939 2 一 前言一 前言 1 11 1 题目分析题目分析 题目 题目 设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器 要求要求 拟定传动关系 有电动机 V 带 减速器 联轴器 工作机构成 工作条件 工作条件 连续单向运转 工作时载荷平稳 空载启动 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 F 2550N 运输带工作速度 V 1 40m s 卷筒直径 D 300mm 1 1 11 1 1 本传动机构的特点本传动机构的特点 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 21 1 2 本传动机构的作用本传动机构的作用 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 21 2 传动方案拟定 传动方案拟定 此方案选用了 V 带传动和闭式齿轮传动 V 带传动布置高于高速级 能发挥它的传动平稳 缓冲吸振和过载保护的优点 带传动的特点 是主 从动轮的轴间距范围大 工作平稳 噪声小 能缓和冲 击 吸收报动 摩擦型带传动有过载保护作用 结构简单 成本低 安装方 便 但外形轮廓较大 摩擦型带有滑动 不能用于分度系统 轴压力大 带的 寿命较短 不同的带型和材料适用的功率 带速 传动比及寿命范围各不相同 3 二 电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算 2 12 1 选择电动机的容量选择电动机的容量 2 1 12 1 1 电动机的类型 按工作要求选用 Y 系列 IP44 三相异步电动机 电压为 380V 2 1 22 1 2 选择电动机容量 选择电动机所需功率 kW P p w d 327 4 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 ed p 动机的功率即可 即 d p ded PP 工作机所需功率为 kW F Pw 1000 v kW57 3 1000 40 1 2550 传动装置总效率 卷联齿承带 24 V 带传动效率 0 96 带 每对滚动轴承的传动效率 0 99 承 闭式齿轮的传动效率 0 97 齿 联轴器的传动效率 0 99 联 传动卷筒的传动效率 089 卷 带入得 4 卷联齿承带 24 825 0 96 0 99 0 97 0 99 0 96 0 24 w d P p kW327 4 825 0 57 3 因载荷平稳 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 3kW 2 1 32 1 3 确定电动机转速 滚筒工作转速 r min w n12 89 300 40 1 100060100060 D v 通常取 V 带传动比常用范围 二级圆柱齿轮减速器4 2 1 i 8 40 则总传动比的范围为 i 16 160 所以电动机转速的可 2 i 选范围是 ir min d n 27 14260 02 142612 89160 16 w n 根据电动机所需功率和转速手册有一种适用的电动机型号 传动比 方案如下 电动机转速 r min 方案 电动机型 号 额定功率 Ped kw 同步转速满载转速 1Y132s 45 515001440 2 22 2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 确定传动装置的总传动比和分配传动比 总传动比 156 16 13 89 1440 i w m a n n 分配传动比 取则减速器的传动比 i 为 2 带 i 078 8 2 156 16 带 减 i i i a 取二级圆柱斜齿轮减速器高速级的传动比 336 3078 84 14 1 1 减 ii 则低速极的传动比402 2 363 3 078 8 1 2 i i i 减 5 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 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 依次是电 01 i 12 i 23 i 34 i 01 12 23 34 动机与 1 轴 轴 1 与轴 2 轴 2 与轴 3 轴 3 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 0 轴 电机轴 轴 电机轴 kW327 4 0 d pp mN n P T rnn m 696 28 1440 327 4 95509550 min 1440 0 0 0 0 1 1 轴 高速轴 轴 高速轴 kW154 4 96 0 327 4 00101 带 ppp mN n P T r i n n 64 82 480 154 4 95509550 min 720 2 1440 1 1 1 01 0 1 2 2 轴 中间轴 轴 中间轴 kW989 3 97 0 99 0 154 4 11212 齿承 ppp mN n P T r i n n 9 266 79 142 989 3 95509550 min 73 142 363 3 480 2 2 2 12 1 2 3 3 轴 低速轴 轴 低速轴 kW83 3 97 0 99 0 989 3 22323 齿承 ppp mN n P T r i n n 21 429 81 88 831 3 95509550 min 81 88 60 1 73 142 3 3 3 23 2 3 kWPd11 4 80 1 d 2 235 2 d smv 02 6 mma530 0 mmLd1600 mma21 611 38 165 6 4 4 轴 滚筒轴 轴 滚筒轴 kW755 3 99 0 99 0 831 3 33434 联承 ppp mN n P T r i n n 78 403 81 88 753 3 95509550 min 81 88 1 81 88 4 4 4 34 3 4 运动和动力参数如下表 功率 P kW转矩 T mN 轴名输入输出输入输出 转速 n r mi n 传动 比 i 效率 电动机轴 4 32 7 28 671440 1 轴4 154 1182 681 82480 2 轴3 993 95266 4264 9142 73 3 轴3 833 79 3 320 03429 288 81 4 轴3 753 72403 1438 988 81 2 5 3 2 32 1 00 0 96 0 96 0 96 0 98 三 传动零件的设计计算三 传动零件的设计计算 3 13 1 设计设计 V V 带和带轮 带和带轮 3 1 13 1 1 设计计算普通 V 带传动 1 计算功率 P 4 11kW n 1440r min kWPP dc 521 4 2 选 V 带型号 选用普通 V 带 根据 由课本 219 页图 13 15 kWPP dc 521 4 min 1440rnm 选择 Z 型普通 V 带 3 求大 小带轮基准直径取 1 d 2 d 由课本 219 页查表 13 9 得 应不小于 75mm 现取mmd80 1 由式 13 9 得mmd n n d 2 235 02 0 1 80 480 1440 1 1 2 1 2 5 Z NFQ8 128 368 3 i 5 2 1 m 7 由表 13 9 取 虽然使 n2略有减小 但其误差小于 5 mmdd265 2 故允许 4 验算带速 sm nd v 02 6 100060 144080 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 21dd dd 0 a 21dd dd mmamm800280 0 取 mma480 0 由式 13 2 得带长 mm a dd ddaL 6004 100300 2 23580 2 4802 4 2 2 2 0 2 12 2100 1468 79mm 查课本 212 页表 13 2 取 由式 13 16 计算实际中心距 mmLd1600 amm LL a d 21 611 2 79 14681600 480 2 0 0 6 验算小带轮包角 oo a dd 12038 165 3 57 21 611 80236 180 3 57180 12 1 主动轮上的包角合适 7 计算 V 带根数 Z 由式 13 15 得 Z L c KKPP P 00 由 1440 min 80mm 0 n 1 d 由式 13 9 得传动比 20 3 02 0 1 80 236 1 1 2 d d i 查表 13 5 得 kWp168 0 0 由查表 13 7 得 查表 13 2 得 163 1 95 0 k99 0 L k mmd mmd 170 50 2 1 mmb mmb 30 35 2 1 110 1 a MPa MPa F F 29 48 43 55 2 1 smv 795 3 mNT 266 1 mmd97 88 1 8 则86 4 99 095 0 168 0 81 0 521 4 Z 取 Z 5 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 1 402 648N 1 5 2 500 KZv Pc 1 95 0 5 2 40 1 5 521 4 500 作用在轴上的压力 FQ 2ZF0sin 2 5 648 sin 128 8N 2 1 2 163 3 23 2 齿轮的结构设计及计算 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 小齿轮用渗碳淬火 齿面硬度为 305HBS MPa1500 1lim MPa FE 850 1 大齿轮用球墨铸铁 齿面硬度为 305HBS MPa1550 2lim MPa FE 850 2 由表 11 5 取 Sf 2 0 Sh 1 5 MPaMPa S MPaMPa S MPaMPa S MPaMpa S H H H H F FE F F FE F 1000 50 1 150 1000 5 1 1500 425 2 850 425 2 850 2lim 2 1lim 1 2 2 1 1 4 按齿面接触强度设计计算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1 K5 0 d 77 32 2 1 Z Z mmm3 2 mmb75 2 80 1 b mma mmd mmd 160 112 96 2 1 MPa MPa F F 91 53 998 55 2 1 smv 34 2 9 小齿轮上的转矩mmNT 4 1 1026 8 初选螺旋角 15 齿数取 则 取19z1 89 6319363 2 2 z64 z2 实际传动比为368 3 19 64 i 齿形系数 21 08 15 19 z cos 3 1 v 71 032 15 64 z cos 3 2 v 查图 11 8 得 由图 11 9 得 89 2 1 Fa Y26 2 2 Fa Y57 1 1 Sa Y 74 1 2 Sa Y 004 0 1000 74 1 26 2 0106 0 425 74 1 26 2 2 22 1 11 F SaFa F SaFaYYYY 故应对小齿轮进行弯曲强度计算 5 法向模数 mm KT m F SaFa d YY Z 084 2 5 0 151026 812 1 2 3 2 2 4 3 2 1 11 2 1 1 19 cos cos 取mmmn5 2 6 中心距 取mm zz a mm nn 107 51 15cos2 6419 cos2 21 1 mma011 1 确定螺旋角 19 43834319 1102 6419 5 2 arccos 2 arccos 21 a zzmn 齿轮分度圆直径 mm d d zmn 31 169 50 37mm 834319cos 195 2 cos 2 1 1 7 齿宽 故取 mmdb d 185 2537 505 0 12 mmb30 2 mmb35 1 8 验算齿面接触强度 MPa38 10 MPMP u u b k HHE H d T zzz 1000 2 773 1 1 2 12 1 故安全 9 齿轮的圆周速度 sm nd v 795 3 60000 37 501440 100060 11 选 8 级制造精度 是合宜的 3 2 23 2 2 低速级齿轮设计 3 2 2 13 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 45 号钢调质 齿面强度为 268BS MPa670 1lim MPa FE 240 1 大齿轮用 45 号钢调质 齿面强度为 200HBS MPa570 2lim MPa FE 250 2 由表 11 5 取 SH 1 251HS MPa S MPa S F FE F H H 192 25 1 240 670 1 670 1 1 1lim 1 MPa MPa F H 200 25 1 250 570 1 570 2 2 4 按轮齿弯曲强度设计计算 由表 11 3 取载荷系数 1 由表 11 6 取齿宽系数 0 81 K 小齿轮上的转矩mNT 266 1 根据 11 4 0 188 E Z5 2 H Z mm ZZ u uKT d H HE d 97 88 570 5 2 0 188 402 2 402 3 1 10 6 261 12 12 3 2 4 3 21 1 mmd 1 23 min NF NF r t 1356 3524 NF NF v v 44 1278 56 77 2 1 NF NF H h 89 2718 91 791 2 1 NF NF F F 39 241 59 112 2 1 11 选小齿轮齿数为 则 则实际32 1 z77 4 76402 2 32 212 zizz取 传动比 4 2 32 77 i 5 模数 故取 78 2 32 97 88 1 1 2 z d m mmm3 2 6 齿宽齿宽 故取 mmdb d 176 7197 888 0 12 mmb75 2 mmb80 1 7 分度圆直径 mmzmdmmzmd231 96 222121 中心距 取 mm dd a5 163 2 23196 2 21 2 mma160 验算齿面接触强度 查图 11 8 得 由图 11 9 得 67 2 1 Fa Y25 2 2 Fa Y25 2 1 Sa Y 72 1 2 Sa Y MPaYY mbz KT FFaSa n F 19263 11864 1 67 2 232975 1066 121 122 111 5 2 1 1 1 MPa YY YY FF saFa saFa F 20084 10463 118 64 167 2 72 1 25 2 21 11 12 2 齿轮的圆周速度 sm nd v 34 2 60000 48014 93 100060 11 选 8 级制造精度是合宜的 mmN Mav 38350 mmN H 81960Ma mmN MaF 3377 mmN Ma 48480 mmN 88100T mmN Me 43 50915 mmd1 23 mmd 5 23 12 四 箱体的设计及说明 四 箱体的设计及说明 减速器箱体结构尺寸减速器箱体结构尺寸 mm 名称符号计算公式结果 箱座厚度 8625 6 3025 0 a 8 箱盖厚度 1 860 5 302 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 12 箱座底凸缘厚 度 2 b205 2 2 b 2020 地脚螺栓直径 f d 374 1612036 0 adf 16M 地脚螺钉数目n4250则取 a 4 轴承旁联接螺 栓直径 1 d285 1275 0 1 f dd 12M 箱盖与箱座联 接螺栓直径 2 d8244 9 187 8 6 0 5 0 2 f dd 10M 轴承端盖螺钉 直径 3 d817 8 55 6 5 0 4 0 3 f dd 8M 窥视孔盖螺钉 直径 4 d55 6 91 4 4 0 3 0 4 f dd 5M 定位销直径d 86 7 731 85 8 0 7 0 2 dd 6M 连接螺栓的间 距 l200 150 l80 f d 1 d 至外箱壁的 2 d 距离 1 C 查手册表 4 127 30 20 f d 1 d 2 C 查手册表 4 1 24 20 14 mmd33 NF NF r t 3 1117 76 3096 2 2 NF NF r t 9 3202 8800 3 3 13 至凸缘边缘 2 d 距离 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 10 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 6 8 轴承端盖外径 2 D 32 5 5 5 dDD 轴 1 85 轴 2 85 轴 3 115 轴承旁联结螺 栓距离 S 2 DS 85 1 轴 85 2 轴 115 3 轴 五 轴的设计计算及校核五 轴的设计计算及校核 5 15 1 高速轴 高速轴 5 1 15 1 1 初步确定轴的最小直径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 14 2 取 38MPa 于是110 C mmd mm n P Cd 1 23 51 22min 22 1440 11 4 110 33 以考虑到轴上有键槽 所 5 1 25 1 2 求作用在齿轮上的受力求作用在齿轮上的受力 NF NF v v 98 2266 32 109 2 1 NF NF H H 7 2701 06 3640 2 1 mmN Mav 4210 mmN MaH 140140 mmN Ma 196880 mmN M 214698 e mmd 6 34 mmd95 32 14 圆周力 N d T Ft3524 50 1018 8 22 4 1 1 径向力 N F F t r 1356 cos 20tan3524 cos tan 5 1 35 1 3 轴的结构设计轴的结构设计 5 1 3 15 1 3 1 拟定轴上零零件的装配方案 321 5 4 6 1 输出轴的最小直径显然是安装 V 带的直径 如上图 根据轴最小直 1 d 径的计算 和查阅书籍 故 6 段 b1为 60mm d1为 20mm 2 根据 v 带的轴向定位要求 d5取为 28mm 由箱体结构和轴承段 端盖装配 关系等确定 b2为 50mm 3 角触轴承段 d3取为 30mm 轴承型号为 6006 装配关系等确定 b3为 24mm 4 过渡轴段 考虑轴肩定位 故取 d4为 35mm 由装配关系 确定该段的 b4为 79mm 5 5 为高速级齿轮轴段 b5为 45mm 6 角接触轴承段与 3 相同 d7为 35mm b7为 33mm 5 1 4 求轴上的载荷 1 求垂直面的支承反力 N ll lF F r v 56 77 5 10330 301356 21 2 1 mmd mmd 37 17 36 min NFt5460 NFr37 1987 15 NFFF vrv 44 127856 771356 12 2 求水平面的支承反力 NF FFF N ll lF F H tHH t H 89 2718 91 791 5 10330 303524 2 21 21 2 1 3 F 力在支点产生的反力 NFFF N F ll lF F FF F 39 241 8 12859 112 59 112 5 10330 7 116 12 21 3 1 4 绘垂直面的弯矩图 mmNlFM vav 38350 11 mmNlFM vav 2326 21 5 绘水平面的弯矩图 mmNlFM HaH 23750 11 mmNlFM HaH 81960 11 6 F 力产生弯矩 mmNlFM Faa FaF 15030 7 116 8 128 11 力产生的弯矩为截面 7 合成弯矩图 mmNMMMM aFaHava 4848013 237702375038350 2222 mmNMMMM aFaHava 93640 22 8 轴的转矩 mmNT 88100 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 mmNTMM ae 71720 881006 0 48480 2222 10 计算危险截面处轴的直径 轴的材料为 45 号钢 调治质处理 由表 14 1 查得MPa B 650 由表 14 3 查得 则MPa b 60 1 NF NF v v 99 1156 38 830 1 2 NF NF H H 67 3178 33 2281 1 2 mmN Mav 86770 16 mm M d b e 86 22 601 0 71720 1 0 3 1 3 考虑到键槽对轴的削弱 将 d 增加大 5 故 mmmmd282486 2205 1 所以 高速轴安全合理 载 荷水平面 H垂直面 V 支承反力 F NF H 91 791 1 NF H 89 2718 2 NF v 56 77 1 NF v 84 1278 2 弯矩 M mmNMaH 81960mmNMav 38350 总弯矩 mmNMa 15030 扭矩 TmNT 1 88 mmN MaH 56 22236 mmN Ma 52 41986 mNMe 56 164 mmd15 30 mmd66 31 17 弯矩图如上图所示 5 25 2 中间轴中间轴 5 2 15 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 Cd304 33 279 142 949 3 110 33 5 2 25 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 Ft76 3069 172 104 2622 4 2 2 2 径向力 NFF tr 3 1117tan 2 2 作用在小齿轮 圆周力 N d T Ft8800 60 10 4 2622 4 3 2 3 径向力 NFF tr 9 3202tan 33 5 2 35 2 3 轴的结构设计轴的结构设计 5 2 3 15 2 3 1 拟定轴上零件的装配方案 NT88 425 mmL mmL 5 104 75 2 1 mml mml 47 49 2 1 MPa MPa p p 60 39 45 53 2 1 mml mml 36 60 2 1 MPa MPa p p 50 56 48 24 2 1 18 1 角接触轴承段处 d1取为 30mm 轴承型号为 6006 b1为 33mm 2 低速级小齿轮轴段 按与齿轮的装配关系定 d2为 35mm b2为 65mm 3 轴环 根据齿轮的轴向定位要求取 d3为 4mm b3按照要求取为 7 5mm 4 高速级大齿轮轴段 按与齿轮的装配关系定 d4为 35mm b4为 40mm 5 角接触轴承段同 1 相同 d5为 30mm b5为 35mm 5 2 45 2 4 求轴上的载荷求轴上的载荷 1 求垂直面的支承反力 98 2266 32 109 32 109 6167 5 38 61856167 5 38 2 2121 1 1 323213211 v rrvv v rar V rrv F FFFF NF N FFF F LFLLFLLLF 2 求水平面的支承反力 N lll llFlF F tt H 06 3640 321 32132 1 NFFFF tHtH 7 2701 1122 3 绘垂直面的弯矩图 mmNlFM vav 4210 31 mmNlFM vav 5 13828 32 4 绘水平面的弯矩图 mNlFM HaH 14 140 5 3806 3640 31 mNFM HaH 8 16461 2 5 合成弯矩图 mmL mml 32 27 7 MPa mml p 29 30 24 NF NF r r 13 1520 28 908 2 1 NCr4 20928 NF NF r r 8 3526 7 3641 2 1 19 mmNMMM aHava 19688014014 5 13828 2222 6 轴的转矩 mNT 729 142 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 698 214 729 1426 0 88 196 2222 10 计算危险截面处轴的直径 轴的材料为 45 号钢 调治质处理 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 95 32 601 0 10698 214 1 0 3 3 1 3 考虑到键槽对轴的削弱 将 d 增加大 5 故 mmmmd35 6 3495 3205 1 所以 中间轴安全合理 载 荷水平面 H垂直面 V 支承反力 F NF H 06 3640 1 NF H 7 2701 2 NF v 32 109 1 NF v 89 2266 2 弯矩 M mmNMaH 14 140mmNMav 8 164 总弯矩 mmNMa 196880 扭矩 TmNT 729 142 NCr19500 NF NF r r 7 2427 68 3382 2 1 NCr25800 20 弯矩图如上图所示 5 35 3 低速轴低速轴 5 3 15 3 1 初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 号钢 调质处理 根据表 15 3 取 C 110 于是得 mmd mm n P Cd 32 40 51 4 38min 4 38 1 88 793 3 110 33 考虑到轴上有键槽 所以 取最短直径为 40mm 5 3 25 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 Ft5460 156 10249 4 22 5 3 径向力 NFF tr 37 1987tan 5 3 35 3 3 轴的结构设计轴的结构设计 mNTca 354 21 5 3 3 15 3 3 1 拟定轴上零件的装配方案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处轴的直径 如上图 为 d1 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 d1 的型号 联轴器的计算转矩 查表 14 1 考虑到转矩变 3 TKT Aca 化很小 故取1 5 则 转矩 A KmNmNTca 63735424905 1 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 凸缘联轴器 GY5 其公称转矩为 400N 半联轴器与轴配合的毂m 孔长度 60mm 轴孔直径为 38mm 故 1 段 b1为 60mm d1为 38mm 1 L 2 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 43mm 由箱体结构和轴承段 端盖装配关系 等确定 b2为 60mm 3 滚动轴承处段 d3取为 45mm 轴承型号为 6009 由滚动轴承 档油环及装配关系等mmmmmmBDd167545 确定 b3为 27mm 4 过渡轴段 考虑挡油环的轴向定位 故取 d4为 50mm 由装配关系 箱体结构等确定该段的 b4为 49 5mm 5 轴环 根据齿轮的轴向定位要求取 d5为 58mm b5按照要求取为 12mm 6 低速级大齿轮轴段 按与齿轮的装配关系定 d6为 48mm b6为 22 62mm 7 滚动轴承段同 3 相同 d7为 45mm b7为 37 5mm 5 3 45 3 4 求轴上的载荷求轴上的载荷 1 求垂直面的支承反力 N ll lF F r v 99 1156 32 2 1 NFFF vrv 38 83099 115637 1987 22 2 求水平面的支承反力 N ll lF F t H 33 2281 32 2 2 NFFF HtH 67 317833 22815460 241 3 绘垂直面的弯矩图 mmNlFM vav 867707599 1156 21 4 绘水平面的弯矩图 mmNlFM HaH 2384007567 3178 32 5 合成弯矩图 mmNMMM aHava 25369023840086770 2222 6 轴的转矩 mNT 425880 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 07 360 88 4256 0 69 253 2222 10 计算危险截面处轴的直径 轴的材料为 45 号钢 调治质处理 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 15 39 601 0 1007 360 1 0 3 3 1 3 考虑到键槽对轴的削弱 将 d 增加大 5 故 mmmmd4810 4115 3905 1 所以 低速轴安全合理 23 载 荷水平面 H垂直面 V 支承反力 F NF H 67 3178 1 NF H 33 2281 2 NF v 99 1156 1 NF v 38 830 2 弯矩 M mmNMaH 238400mmNMav 86770 总弯矩 mmNMa 253690 扭矩 TmNT 425880 24 弯矩图如上图所示 六 键的选择六 键的选择 6 16 1 低速轴键选择 低速轴键选择 低速轴转矩mNT 9 424 查表 10 10 查得许用应力 125 150Mpa 取 100Mpa p p mmmmblL mm hd T l mmLmmblL mm hd T l p p 63L61 341661 18 61 18 1001057 2652004 4 7019 401419 26 19 26 100945 2652004 4 2222 22 2 1111 11 1 取 取 与联轴器联接处键为键 7012 AmmmmmmLhb70812 与齿轮接处键为键 6314 AmmmmmmLhb63914 6 26 2 中间轴键选择 中间轴键选择 中间轴转矩mNT 2 264 查表 10 10 查得许用应力 100 120MPa 取 100MPa p p mmLmmL mmblL mm dh T l p 36 70 69 241069 14 69 14 100837 1087004 4 21 取 与小齿轮联接处键为键 2212 AmmmmmmLhb22812 与大齿轮联接处键为键 7028 AmmmmmmLhb701628 6 36 3 高速轴键选择 高速轴键选择 中间轴转矩mNT 9 424 25 查表 10 10 查得许用应力 100 120Mpa 取 100Mpa p p mmL mmblL mm dh T l p 32 27 15827 7 27 7 100725 318004 4 取 与带轮联接处键为键 38 AmmmmmmLhb7068 七 滚动轴承的选择七 滚动轴承的选择 7 17 1 高速轴轴承高速轴轴承 取 6009 mmd30 mmD55 mmB13 1 先计算轴承载荷 内部轴向力 NFFFF FHvr 28 90859 11291 79156 77 22 1 2 1 2 11 NFFFF FHvr 13 152039 24189 271844 1278 22 2 2 2 2 22 2 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 2 的径向当量动载荷 12rr FF 为计算依据 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 p f3 1 t f hLh720083003 1 3 查得 轴承径向基本额定动载荷 P5 7006C 1520008 14796 7200 10 48060 1 8 24991 10 60 3 1 6 1 6 故可用 NNL n f Pf C h t p r 故所选 7006C P5 轴承适合 26 7 27 2 中间轴轴承中间轴轴承 取 7007C P5 mmd35 mmD62 mmB14 1 先计算轴承载荷 内部轴向力 NFFF Hvr 7 364106 364032 109 222 1 2 11 NFFF Hvr 8 3526 7 270198 2266 222 2 2 22 2 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 P2为 21 PP 计算依据 受中等冲击载荷 查表 16 9 得 工作温度正常 查表1 p f3 16 8 得1 t f hLh720083003 1 3 查得 轴承径向基本额定动载荷 P5 7007C 19500 8 18012 7200 10 729 14260 1 49 45591 10 60 3 1 6 1 6 故可用 NNL n f Pf C h t p r 故所选 7007C0 P5 轴承适合 7 37 3 低速轴轴承低速轴轴承 取 7009AC P5 mmd45 mmD75 mmB29 1 先计算轴承载荷 内部轴向力 NFFF Hvr 68 338267 317899 1156 222 1 2 11 NFFF Hvr 7 242733 228138 830 222 2 2 22 2 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 p f3 27 1 t f 3 查得 轴承径向基本额定动载荷 P5 7009AC 2580087 1408 7200 10 81 8860 1 68 33821 10 60 3 1 6 1 6 故可用 NNL n f Pf C h t p r 故所选 7009AC P5 轴承适合 八 连轴器的选择八 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 V 带传动 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mNmNTca 72 35448 2365 1 查手册选用凸缘联轴器 GY 5 其主要参数如下 公称转矩mNTn 400 28 轴孔直径 mmd38 1 半联轴器与轴配合的毂孔长度 L 70mm 九 润滑与密封九 润滑与密封 9 19 1 齿轮的润滑齿轮的润滑 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 29 2 滚动轴承的润滑滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度为均大于 2m s 所以采用油润滑 9 39 3 润滑油的选润滑油的选择择 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 49 4 密封方法的选取密封方法的选取 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 高中轴承 7006 D 55 d3 6 n 4 mmDD mmdDD mmDD mmee mmde mmdDD mmdDD mmdd 52 4 2 5 513 45 15 10 12 4 82 1 905 2 5 725 2 71 6 305 4 1 3 302 30 30 低轴承 7009 D 75 d3 8 n 4 29 mmDD mmdDD mmDD mmde mmdDD mmdDD mmdd 75 4 2 713 67 15 10 6 92 1 1155 2 955 2 91 6 305 4 3 302 30 30 十 减速器附件设计十 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