一级圆柱直齿减速器课程设计572.8%1.4%350%150.doc
一级圆柱直齿减速器课程设计572.8%1.4%350%150
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减速器课程设计
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一级圆柱直齿减速器课程设计572.8%1.4%350%150,减速器课程设计
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机械设计课程设计 计算说明书 设计题目 带式运输机传动装置 信息与工程学院 090826 班 设计者 林意 指导教师 2011 年 12 月 4 日 湖州师范学院 nts - 1 - 目 录 一 课程设计任务书 . - 2 - 二 . 设计要求 . - 3 - 三 . 设计步骤 . - 3 - 1. 传动装置总体设计方案 . - 3 - 2、电动机的选择 . - 4 - 3.计算传动装置 的总传动比i并分配传动比 . - 5 - 4. 计算传动装置的运动和动力参数 . - 6 - 5. 设计 V 带和带轮 . - 7 - 6. 齿轮的设计 . - 10 - 7. 滚动轴承和传动轴的设计 . - 15 - 8. 键联接设计 . - 29 - 9.箱体结构的设计 . - 30 - 10. 润滑密封 设计 . - 32 - 11.联轴器设计 . - 32 - 四 设计小结 . - 33 - nts - 2 - 111 一 课程设计任务书 课程设计题目： 设计带式运输机传动装置（简图如下） 1 V带传动 2 运输带 3 一级圆柱齿轮减速器 4 联轴器 5 电动机 6 卷筒 原始数据： nts - 3 - 1传动装置总体设计方案 题号 1 2 3 4 5 6 7 8 运送带工作拉力F/N 1500 2200 2300 2500 2800 3300 4000 45000 运输带工 作速度v/(m/s) 1.1 1.1 1.1 1.1 1.1 1.4 1.2 1.6 卷筒直径 D/mm 220 240 300 400 220 350 350 400 工作条件：连续单向运转，载荷平稳，使用期限 8 年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为 5% 二 . 设计要求 1.减速器装配图 1 张。 2.零件 工作 图各 13 张。 3.编写设计 设计说明书 1份。 三 . 设计步骤 1. 传动装置总体设计方案 本组设计数据 ： 第十一组数据 ： 运送带工作拉力 F/N 2800 。 运输带工作速度 v/(m/s) 1.4 。 卷筒直径 D/mm 350 。 1）减速器为二级同 轴式 斜 齿轮减速器。 NF 2800 smv 4.1 mmD 350 nts - 4 - 2、电动机的选择 1）选择 电动机 的类型 2）选择 电动机 的容量 3）确定电动机转速 3) 方案简图如上图 4）该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于 V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用 V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分一级圆柱齿轮减速，这是一级减速器中应用最广泛的一种。原动机部分为 Y系列三相交流 异步电动机。总体 来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。 2、电动机的选择 1）选择电动机的类型 按工作要求和工作条件选用 Y系列异步电动机，电压 380V。 2）选择电动机的容量 工作机的有效功率为 vPw F 从电动机到工作机传送带间的总效率为 543221 kwPw 76.4 84.0 kwPd 76.4 min76 rnw nts - 5 - 3、计算传动装置的总传动比和分配传动比（ 1）总由机械设计课程设计指导书表 9.1可知： 1 ： V带传动效率 0.96 2 ： 角接触球轴承 0.99球 轴承） 3 ：齿轮传动效率 0.98 （ 7级精度一般齿轮传动） 4 ：联轴器传动效率 0.99（弹性联轴器） 5 ：卷筒传动效率 0.96 所以电动机所需工作功率为 wPPd 3）确定电动机转速 按表 13-2推荐的传动比合理范围， 圆柱齿轮的传动比 35， V 带传动 24，所以合适的传动比为 620。 而工作机卷筒轴的转速为 Dvnw 60*1000 所以电动机转速的可选范围为 m i n)1520456(m i n76)206( rrnin wd 符合这一范围的同步转速有 750 minr 、 1000 minr 、 1500 minr 三 种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为 1000 minr 的电动机。 根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计指导书表 14.1选定电动机型号为 Y132M2-6。 电动机型号 额定功率 /kw 满载转速 /(r/min) 额定转矩启动转矩额定转矩最大转矩Y132M2-6 5.5 960 2.0 2.0 电动机轴高 H为 132mm。 3.计算传动装置的总传动比i并分配传动 比 选定电动机型 号 Y132M2-6 6.12i nts - 6 - 传动比i(2) 分配传动比 4.计算传动装置的运动和动力参数 1）各轴的转速 2）各轴的输入功率 3）各轴的输入转矩 (1).总传动比i为 wmnni (2).分配传动比 iii考虑润滑条件等因素，初定 3i 2.4i 4. 计算传动装置的运动和动力参数 1).各轴的转速 I轴 m in960 rnn m II轴 m in320 rinn III轴 m in76 rinn 卷筒轴 m in76 rnn w 2).各轴的输入功率 I轴 kwPPd 76.4II轴 kwPP 48.421 III轴 kwPP 30.423 卷筒轴 kwPP 17.424 卷3） .各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩 dT 为 3i 2.4i min960 rn min320 rn min76rn min76 rnw kwP 76.4 kwP 48.4 kwP 17.4 kwP 17.4卷 nts - 7 - 5.设计V 带和带轮 1). 确定计算功率caP2). 选择 V带类型 3). 确定带轮的基准直径mmNnPTmdd 46 1073.41055.9I轴 mmNTTd 41073.4II轴 mmNiTT 521 1033.1 III轴 mmNiTT 523 1039.5卷筒轴 mmNTT 524 1039.5卷将上述计算结果汇总与下表，以备查用。 轴名 功率 P/kw 转矩 T/(N mm) 转速 n/(r/min) 传动比 i 效率 I轴 4.76 41073.4 960 3 0.95 II轴 4.48 51033.1 320 4.2 0.97 III轴 4.30 51039.5 76 1 0.95 卷筒轴 4.13 51039.5 76 5. 设计 V 带和带轮 电动机输出功率 kwPd 76.4，转速 m in9601 rnn m ，带传动传动比 i=3，每天工作 16小时。 1).确定计算功率 caP 由机械设计表 8-7查得工作情况系数 2.1AK ，故 kwPKPdAca 71.5kwPca 71.5 选用 A型带 mmdd 1401 nts - 8 - 1dd并验算带速 4). 确定 V带的中心距 a 和基准长度dL5). 验算小带2).选择 V带类型 根据 caP ， 1n ，由机械设计图 8-11可知，选用 A型带 3).确定带轮的基准直径1dd并验算带速 (1).初选小带轮基准直径1dd由机械设计表 8-6 和 8-8，选取小带轮基准直径 mmdd 1401 ，而mmHd d 1322 1 ，其中 H为电动机机轴高度，满足安装要求。 (2).验算带速 v smndv d 03.71 0 0 060 11 因为 smvsm 305 ，故带速合适。 (3).计算大带轮的基准直径 mmdiddd 45012 根据机械设计表 8-8，选取 mmdd 4502 ，则传动比 21.312 ddddi ， 从动轮转速 m in7.29812 rinn 4).确定 V带的中心距 a 和基准长度dL(1).由式 )(2)(7.02121 0 dddd ddadd 得 11804130 a，取 mma 10000 (2).计算带所需的基准长度dLmmaddddaL ddddd 29504)()(22 020 12210 由机械设计表 8-2选取 V带基准长度 mmLd 2800(3).计算实际中心距 a smv 03.7 mmd d 4502 选取 mmd d 4502 mma 9250 mmLd 2800 mma 925mma 1009max mma 883min nts - 9 - 轮上的包角1 6). 计算带的根数 z 7). 计算单根V 带的初拉力的最小值min0)(F8). 计算压轴力pF9). 带轮的结构设计 mmLLaa dd 9252 00 mmLaad 100903.0max mmLaad 883015.0m i n 5).验算小带轮上的包角 1 901603.57)(180121 add dd6).计算带的根数 z (1) 计算单根 V带的额定功率 rP 由 mmdd 1401 和 min9601 rn ，查机械设计表 8-4a得 kwP 62.10 根据 min9601 rn ， 3i 和 A型带，查机械设计表 8-4b得 kwP 11.00 查机械设计表 8-5得 95.0K，查表 8-2得 03.1LK ，于是 kwKKPPPLr 69.1)( 00 (2)计算 V带的根数 z 37.369.171.5 rcaPPz 取 3根。 7).计算单根 V带的初拉力的最小值min0)(F由机械设计表 8-3得 A型带的单位长度质量 mkgq 1.0 ，所以 NqvzvK PKF ca 3.171)5.2(500)( 2m i n0 应使带的实际初拉力min00 )( FF 。 8).计算压轴力pFkwPr 69.14z NF 3.171)( min0 NFp 1349)( min 选用 斜 齿圆柱齿轮传动 7 级精度 nts - 10 - 6. 齿轮的设计 1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 2) 初步设计齿轮主要尺寸 压轴力的最小值为 NFzFp 13492s in)(2)( 1m i n0m i n 9).带轮的结构设计 小带轮采用腹板式，大带轮为 轮辐 式，由单根带宽为 13mm，取带轮宽为 70mm。 6. 齿轮的设计 1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)按简图所示的传动方案，选用 斜 齿 圆柱齿 轮传动。 (2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度 (GB10095-88)。 (3)材料选择。由机械设计表 10-1选择小齿轮材料为 45钢（调质），硬度为 280HBS，大齿轮为 45钢（正火），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 (4)选小齿轮齿数 241 z ，则大齿轮齿 数 10012 ziz 2) 初步设计齿轮主要尺寸 (1) 设计准则 :先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 (2) 按齿面接触疲劳强度设计，即 23 11 )(12HHEdtZZuuKTd 1 确定公式内的各计算数值 .试选载荷系数 3.1tK。 .计算小齿轮传递的转矩 mmNnPT 5251 1033.1105.95 .由机械设计表 10-7选取齿宽系数 1d。 .由机械设计表 10-6查得材料的弹性影响系数 21188 MP aZ E 。 .由机械设计图 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 M PaH 6001lim ；大齿轮的接触疲劳强度极限 M PaH 5502lim 。 小齿轮材料45 钢 （调质） 大齿轮材料45 钢 (正火 ) 241 z1002 znts - 11 - .计算应力循环次数 821 102.960 hjLnN 812 102.2 iNN .由机械设计图 10-19取接触疲劳寿命系数 00.11 HNK； 15.12 HNK。 .由机械设计图 10-30取区域系数 433.2HZ。 .由机械设计图 10-26查得 9.01 77.02 ， 77.121 。 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%,安全系数 S=1 M P aM P aSK HNH 60060000.1 1l i m1 1 MP aMP aSK HNH 5.63255015.1 2l i m22 2.6162 21 HHH 2.计算 . 试算小齿轮分度圆直径td1，代入 H 中的值。 5.57)(12 23 11 HHEdtZZuuKTd mm .计算圆周速度 v 。 smndv t 96.0.100060 21 .计算齿宽 b 。 mmdb td 5.571 .计算齿宽与齿高之比hb mmd t 5.571 smv 96.0mmb 5.57 0.11hb nts - 12 - 模数 mmzdm tnt 32.2c o s11 齿高 mmmhnt 23.525.2 0.1123.5 5.57 hb .计算纵向重合度 。 90.1ta n13 1 8.0 Z .计算载荷系数 根据 smv 96.0 ， 7级精度，由机械设计图 10-8查得动载系数 96.0VK； 斜 齿轮， 2.1 FH KK； 由机械设计表 10-2查得使用系数 1AK ； 由机械设计表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支撑对称分布时，315.1HK ； 由 0.11hb ， 315.1HK 查机械设计图 10-13得 25.1FK 故载荷系数 51.1 HHVA KKKKK .按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 mmKKddttt 4.6031 .计算模数 mmzdm t 44.2c o s1 (3).按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式 3 211 )(2c o s 2FSaFadYYzYKTm1.确定公式内的各计算数值 51.1K mmd t 4.60mmm 44.244.1K nts - 13 - .由机械设计图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 ；大齿轮的弯曲强度极限 MPaFE 3802 ； .由机械设计图 10-18取弯曲疲劳寿命系数 87.01 FNK， 90.02 FNK； .根据纵向重合度，从 机械设计 图 10-28查得螺旋角影响系数 87.0Y .计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数 S=1，有 MP aSK FEFNF 435 111 MP aSK FEFNF 342 222 .计算载荷系数 K ； 44.1 FFVA KKKKK .查取齿形系数； 由机械设计表 10-5查得 65.21 FaY； 18.22 FaY .查取应力校正系数； 由机械设计表 10-5查得 58.11 SaY； 79.12 SaY .计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较； 3111 106.9 FSaFa YY 011.0 2 22 F SaFaYY大齿轮的数值较大。 .设计计算 53.1)(2c o s 23211 FSaFadYYzYKTm mmm 2 291 z 1162 z mma 150nts - 14 - 7. 滚动轴承和传动轴的设计 ( 一 ).对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的 模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮的模数 m 的大小主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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.53并就近圆整为标准值 mmm 2 ，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 29c o s11 mdz 大齿轮齿数，取 1162 z 。 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 (4).几个尺寸计算 1.计算中心距 mmmzza n 150c o s2)( 21 2.按修整后的中心距修正螺旋角 8142 )(a r c c o s 21 a mzz n2.计算分度圆直径 mmmzd n 60c o s11 mmmzd n 2 4 0c o s22 3.计算齿轮宽度 mmdb d 601 取 mmB 602 ， mmB 651 。 (5).结构设计及绘制齿轮零件图 首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按机械设计图 10-39 荐用的结构尺寸设计，并绘制大齿轮零件图如下。 mmd 601 mmd 2402 mmB 651 mmB 602 nts - 15 - 轴的设计 其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采 用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。 7. 滚动轴承和传动轴的设计 (一 ).轴的设计 .输出轴上的功率 P 、转速 n 和转矩 T 由上可知 kwP 30.4 ， min76 rn ， mmNT 51039.5 .求作用在齿轮上的力 因已知低速大齿轮的分度圆直径 mmmzd 2 4 0c o s 22 而 NdTFt 4 4 9 222 NFFtr 1 6 9 1c o sta n NFt 4492 NFr 16911186aF mmd 5.43min mmd 45nts - 16 - NFFta 1 1 8 6ta n .初步确定轴的最小直径 材料为 45钢， 调质 处理。根据机械设计表 15-3，取 1100 A，于是 mmnPAd 2.4230m in ，由于键槽的影响，故 mmdd 5.4303.1 m inm in 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d 。为了使所选的轴直径 d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩 TKT Aca，查机械设计表 14-1，取 3.1AK ，则： mmNTKTAca 7 0 0 7 0 0按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件，查 课程设计 手册 表 8-5，选用 LT8 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 mmN 710000 。半联轴器的孔径 mmd 45 ，故取 mmd 45 ，半联轴器长度 mmL 112 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 84 A B C D .轴的结构设计 (1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1).为了满足办联轴器的轴向定位要求， -段右端需制出一轴肩，故取 -段的直径 mmd 52；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度mmL 84 ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 -段的长度应比 L 略短一些，现取 mml 822).初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用 角接触球轴承球 轴承。按照工作要求并根据 mmd 50，查手册选取单列 角接触球轴承 7011AC，mmd 52mml 82选取 角接触球轴承7011AC mmd 55mmd 55mml 35mmd 60mml 62mmd 64mml 10mml 50mml 45nts - 17 - 其尺寸为 mmmmmmBDd 189055 ，故 mmdd 55 ；而 mml 35。 3).取安装齿轮处的轴端 -的直径 mmd 60；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的 跨度为 65mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取 mml 62。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 dh 07.0 ，故取 mmh 4 ，则轴环处的直径 mmd 64。轴环宽度 hb 4.1 ，取 mml 10 。 4).轴承端盖的总宽度为 mm30 (由减速 器及轴承端盖的结构设计而定 )。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 mml 20 ，故 mml 50。 5).取齿轮距箱体内壁的距离 mma 11 ，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s ，取 mms 10 ，已知滚动轴承宽度 mmT 21 ，大齿轮轮毂长度 mmL 65 ，则 mmmmasTl 45)3111021()6265( 至此，已初步确定了轴的各段和长度。 (2).轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 d由机械设计表 6-1查得平键截面 mmmmhb 1118 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 mm50 ，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性， 故选择齿轮轮毂与轴的配额为67nH；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为 mmmmmm 70914 ，半联轴器与轴的配合为67kH。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 6m 。 (3).确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计表 15-2，取轴端圆角 452 。 nts - 18 - .求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计 算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取 a 值。对于 30211 圆锥滚子 轴承，由手册中查得 mma 21 。因此。作为简支梁的轴的支撑跨距 mmmmmmLL 110555532 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算处的截面 C处的 HM 、VM及 M 的值列于下表。 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNFNHNH 2246 ,224621 NFNF NVNV 845,845 21 弯矩 M mmNMH 1 2 3 5 3 0 ,46475,46475 21 mmNMmmNM VV 总弯矩 mmNM 480881 ， mmNM 480882 扭矩 T mmNT 539000 nts - 19 - .按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 6.0 ，轴的计nts - 20 - 算应力 MP aW TMca 5.19)( 221 前已选定轴的材料为 45钢， 调质 处理，由机械设计表 15-1查得 MPa60 1 因此 1 ca，故安全。 .精确校核轴的疲劳强度 (1).判断危险截面 截面 A， , ,B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A, , ,B均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面 C 上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。 截面 C 上最然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面 C 也不必校核。截面显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。 (2).截面左侧 抗弯截面系数 333 5.1 6 6 3 7551.01.0 mmdW 抗扭截面系数 333 3 3 2 7 5552.02.0 mmdW T 截面左侧的弯矩 M 为 mmNMM 2229555 5.29551截面 上的扭矩 T 为 mmNT 539000 截面上的弯曲应力 M P aWMb 34.15.1 6 6 3 72 2 2 9 5 nts - 21 - 截面上的扭转切应力 M P aWTTT2.163 3 2 7 55 3 9 0 0 0 轴的材料为 45 钢， 调质 处理， 由机械设计表 15-1 得 MPa640B ，MPa2751 ， MPa1551 。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计附表 3-2查取。因 033.0600.2 dr， 09.15560 dD，经差值后可查得 47.1， 26.1又由机械设计附图 3-1可得轴的材料的敏性系数为 82.0q， 85.0q故有效应力集中系数为 385.1)1(1 qk221.1)1(1 qk由机械设计附图 3-2 的尺寸系数 73.0；由附图 3-3的扭转尺寸系数 85.0轴按磨削加工，由附图 3-4得表面质量系数为 93.0 轴未经表面强化处理，即 1q，则综合系数为 97.111 kK51.111 kK查手册得碳钢的特性系数 2.01.0，取 1.01.005.0，取 05.0nts - 22 - 于是，计算安全系数caS值，则 1 0 41 maKS 3.121 maKS 5.121.1222 SSSSSSca故可知其安全。 (3).截面右侧 抗弯截面系数 333 21600601.01.0 mmdW 抗扭截面系数 333 4 3 2 0 0601.02.0 mmdW T 截面右侧的弯矩 M 为 mmNMM 2229555 5.29551截面 上的扭矩 T 为 mmNT 539000 截面上的弯曲应力 MP aWMb 03.1截面上的扭转切应力 MP aWTTT5.12 过盈配合处的k ，由附表 3-8用插值法求出，并取 kk 8.0 ， 于是得 20.2k， 76.1k轴按磨削加工，由附图 3-4得表面质量系数为 93.0 nts - 23 - ( 二 ).齿轮轴的设计 故得综合系数为 83.111 kK27.211 kK所 以轴在截面右侧的安全系数为 9.1451 maKS 69.101 maKS 5.166.1022 SSS SSS ca故该轴在截面右侧的强度也是足够的。 .绘制轴的工作图，如下： nts - 24 - (二 ).齿轮轴的设计 .输出轴上的功率 P 、转速 n 和转矩 T 由上可知 kwP 48.4 ， min300 rn ， mmNT 51033.1 .求作用在齿轮上的力 因已知低速大齿轮的分度圆直径 mmmzd 60cos 11 而 NdTFt 4 4 3 321 NFFtr 1 6 6 9c o sta n 1 1 7 1ta n ta FF .初步确定轴的最小直径 材料为 45钢， 调质 处理。根据机械设计表 15-3，取 1150 A，于是 mmnPAd 3.2830m in ，由于键槽的影响，故 mmdd 2903.1 m inm in 输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径 d，取 mmd 40，根据带轮结构和尺寸，取 mml 70。A B C D .齿轮轴的结构设计 nts - 25 - (1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1).为了满足带轮的轴向定位要求， -段右端需制出一轴肩，故取 -段的直径mmd 45 ； 2).初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用 圆锥滚子轴承。按照工作要求并根据 mmd 45，查手册 选取 角接触球轴承 7011AC，其尺寸为 mmmmmmBDd 168050 ，故 mmddI 50 ；而mmll VIV 10 。 3).由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端 -的直径 mmd 60， mml 60。轴肩高度 dh 07.0 ，故取 mmh 3 ，则轴环处的直径 mmdd 56 。轴 环宽度 hb 4.1 ，取 mmll 56 。 4).轴承端盖的总宽度为 mm35 (由减速器及轴承端盖的结构设计而定 )。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 mml 15 ，故 mml 50。 5).取齿轮距箱体内壁的距离 mma 5.10 ，考虑到箱体的铸造误差 ，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s ，取 mms 5.13 ，已知滚动轴承宽度mmT 75.21 ，则 mmmmlasTl 35)105.105.1321( 至此，已初步确定了轴的各段和长度。 (2).轴上零件的周向定位 带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按 d由机械设计表 6-1 查得平键截面mmmmhb 812 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 mm56 。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 6m 。 (3).确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计表 15-2，取轴端圆角 452 。 nts - 26 - .求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取 a 值。对于 30210 型 圆锥滚子 轴承，由手册中查得 mma 20 。因此。作为简支梁的轴的支撑跨距 mmmmmmLL 108545432 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算处的截面 C处的 HM 、VM及 M 的值列于下表。 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNFNHNH 5.2216 ,5.221621 NFNF NVNV 5.834,5.834 21 弯矩 M mmNMH 1 1 9 6 6 4 ,45063,45063 21 mmNMmmNM VV 总弯矩 mmNM 1278671 ， mmNM 1278672 扭矩 T mmNT 133000 nts - 27 - ( 三 ).滚动轴承的校核 .按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 6.0 ，轴的计算应力 MP aW TMca 98.6)( 221 前已选定轴的材料为 45钢 调质 处理，由机械设计表 15-1查得 MPa60 1 因此 1 ca，故安全。 (三 ).滚动轴承的校核 轴承的预计寿命 hL H 3 8 4 0 0300288 计 算输入轴承 (1).已知 min320 rn ，两轴承的径向反力 NFF rr 5.221621 由选定的 角接触球轴承 7010AC，轴承内部的轴向力rd FF 68.0NFFFrdd 150768.021 (2).因为21 daed FFF ，所以 0aFnts - 28 - 8. 键联接设计 故 NFFrd 150711 ， NFFrd 150722 (3). 68.011 ra FF， 68.022 ra FF，查手册可得 68.0e 由于 eFF RA 11 ，故 0,1 11 YX ; eFF RA 22 ,故 0,1 22 YX (4).计算当量载荷 1P 、 2P 由机械设计表 13-6，取 5.1pf，则 NFYFXfPArp 5.2 2 6 0)( 111 NFYFXfPArp 5.2260)( 222 (5).轴承寿命计算 由于 21 PP ，取 NP 2260 ，角 接触球轴承，取 3 ， 1tf查手册得 7011AC 型角接触球轴承的 kNC r 2.25 ，则 6 7 2 0 9 0)(6010 HtH LhPCfnL 故满足预期寿命。 . 计算输出轴承 (1).已知 min76 rn ，两轴承的径向反力 NFF rr 224621 由选定的 圆锥滚子 轴承 7011AC，轴承内部的轴向力rd FF 68.0NFFFrdd 152768.021 (2).因为21 daed FFF ，所以 0aF故 NFFda 152711 ， NFFda 152722 (3). 68.011 RA FF ， 68.022 RA FF ，查手册可得 68.0e 由于 eFF RA 11 ，故 0,1 11 YX ; eFF RA 22 ,故 0,1 22 YX nts - 29 - 9.箱体 结构的 设计 (4).计算当量载荷 1P 、 2P 由机械设计表 13-6，取 5.1pf，则 NFYFXfPArp 2 2 9 0)( 111 NFYFXfPArp 2290)( 222 (5).轴承寿命计算 由于 21 PP ，取 NP 2290 ，角接触球轴承，取 3 ， 1tf查手册得 7011AC 型角接触球轴承的 2.35rC ，则 6 79627)(6010 HtH LhPCfnL 故满足预期寿命。 8. 键联接设计 .带轮与输入轴间键的选择及校核 轴径 mmd 40 ，轮毂长度 mmL 70 ，查手册，选 A型平键，其尺寸为 mmb 12 ， mmh 8 ， mmL 56 (GB/T 1095-2003) 现校核其强度： mmbLl 44 , mNT 133 ，2hkM P akldTp 78.37102 3 查手册得 MPap 110 ，因为 pp ，故键符合强度要求。 .输出轴与齿轮间键的选择及校核 轴径 mmd 60 ，轮毂长度 mmL 65 ，查手册，选 A型平键，其尺寸为 mmb 18 ， mmh 11 ， mmL 50 (GB/T 1095-2003) 现校核其强度： mmbLl 32 , mNT 539 ，2hkM P akldTp 102102 3 查手册得 MPap 110 ，因为 pp ，故键符合强度要求。 nts - 30 - .输出轴与联轴器间键的选择及校核 轴径 mmd 45 ，轮毂长度 mmL 70 ，查手册，选 A型平键，其尺寸为 mmb 14 ， mmh 9 ， mmL 70 (GB/T 1095-2003) 现校核其强度： mmbLl 56 , mNT 539 ，2hkM P akldTp 95102 3 查手册得 MPap 110 ，因为 pp ，故键符合强度要求。 9.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佳合质量， 大端盖分机体采用67isH配合 . 1. 机体有足够的刚度 在机体为加肋，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 大于 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 3.6 3. 机体结构有良好的工艺性 . 铸件壁厚为 8mm，圆角半径为 R=5。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
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