一级圆柱直齿减速器课程设计633.1%2.1%300%231.doc
一级圆柱直齿减速器课程设计633.1%2.1%300%231
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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633.1%2.1%300%231,减速器课程设计
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1 学 号： 200830110226 课 程 设 计 题 目 铸造车间型砂输送 设备的传动装备设计 教 学 院 机电工程学院 专 业 机械制造及自动化 班 级 08 机电专 2 姓 名 邓子云 指导教师 * * * 2010 年 6 月 10 日 nts 2 目录 一 前言 6 二 电动机的选择 6 三 总传动比和分 配传动比 7 四 运动与动力参数的计算 8 五 带传动的设计 8 六 齿轮传动的设计计算 10 七 减速器箱体基本尺寸设计 12 八 轴的设计 14 九 联轴器的选择 19 十 对轴承的校核 19 十一 普通平键的选择及校核 20 十二 润滑方式与密封形式的选择 22 十三 设计小结 22 十四 参考 文献 23 十五 附图 24 nts 3 2009 2010 学年第 2 学期 机械部件设计课程设计任务书 设计名称 带式运输机 传动装置设计 班级 08机电专 2 地点 J2 502 一、课程设计目的 课程设计是机械设计基础课程重要的实践性教学环节。课程设计的基本目的是： 1综合运用机械设计基础和其它先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固、加深和拓宽所学的知识。 2通过设计实践，逐步树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意见，熟悉掌握机械设计的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力。 3通过设计计算、绘图以及运用技 术标准、规范、设计手册等有关设计资料，进行全面的机械设计基本技能的训练。 二、课程设计内容 课程设计的内容主要包括：分析传动装置的总体方案；选择电动机；传动系统计算；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；装配图和零件图设计；编写设计计算说明书。 课程设计中要求完成以下工作： 1减速器装配图 1 张 (A1 图纸 )； 2减速器零件图 2 张 (A3 图纸 )； 3设计计算说明书 1 份。 附： （一） 设计数据 原始数据 题 号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 运输带 拉 力 F(N) 3000 2800 2700 2600 2600 2500 2750 3100 3000 2900 运输带速度V(m/s) 1.8 2.2 2.4 2.5 2.6 2.7 2.5 2.1 2.3 2.4 滚筒直径 D(mm) 300 330 340 350 360 380 380 300 360 320 （二）工作条件 该传动装备单向传送，载荷 有轻微冲击 ，空载起动，两班制工作，使用期nts 4 限 10 年（每年按 300 天计算），运输带容许速度误差为 5%。 （三）运动简图 （四） 设计计算说明书内容 0、封面（题目、班级、姓名、学号、指导老师、时间） 1、目录（标题、页次） 2、设计任务书（装订原发的设计任务书） 3、前言（题目分析、传动方案的拟订等） 4、电动机的选择，传动系统计算（计算电动机所需的功率、选择电动机、分配各级传动比，计算各轴转速、功率和扭矩） 5、传动零件的设计计算（带传动设计计算，齿轮传动设计计算） 6、轴的设计计算及校核 7、轴承的选择和计算 8、键联接的选择和校核 9、联轴器的选择 10、箱体的设计（主要结构和设计计算及必要的说明） 11、润滑和密封的选择、润滑剂的型号及容量、减速器的附件及说明 12、设计小结（设计体会、本次设计的优缺点及改进意见等） 13、参考资料（资料的编号 ，作者，书名，出版单位和出版年、月） nts 5 三、进度安排 第 14 周 周一 电动机选择和 机械 传动 系统计算 、 带传动的设计计算 周二 齿轮传动的设计计算 、低速轴的设计 周三 低速轴的校核、高速轴的设计、轴承的选择、联轴器的选择 周 四 轴承的校核、普通平键的选择及校核、箱体的结构设计 、润滑方式和密封型式的选择等 周五 减速器装配图的草图设计 第 15 周 周一 周二 画减速器装配图 周三 画零件图 周四 编写课程设计说明书；课程设计总结 周五 答辩 四、基本要求 课程设计教学的基本要求是： 1 能从机器功能要求出发，分析设计方案，合理地选择电动机、传动机构和零件。 2 能按机器的工作状况分析和计算作用在零件上的载荷，合理选择零件材料，正确计算零件工作能力和确定零件主要参数及尺寸。 3 能考虑制造工艺、安装与调整、使用与维护、经济性和安全性等问题，对零件进行结构设计。 4. 绘图表达设计结果，图样符合国家制图标准，尺寸及公差标注完 整、正确，技术要求合理、全面。 5. 在客观条件允许的情况下，初步掌握使用计算机进行设计计算和使用计算机绘制装配图、零件图的方法。 机电基础 教研室 2010.5.15 nts 6 一 前言 1. 题目分析 运动简图 根据任务书的要求，我们得知本设计为降速传动，同时将电动机的输出的转矩升高。又由上运动简图可知，本设计中的机械为二级传动机械，其中第一级为带传动（存在一定误差），第二级为齿轮传动（精度较高，可调整误差）。故 在选定电动机并计算出总传动比后要将传动比进行合理分配，以达到最佳传动效果。 2. 原始数据： 运输带的有效拉力： F=3100N 运输带的有效速度： v=2.1m/s 滚筒直径： D=300mm 二 电动机的选择 1. 选择电动机类型： 根据任务书要求可知：本次设计的机械属于恒功率负载特性机械，且其负载较小 ，故采用 Y 型三相异步电动机（全封闭结构）即可达到所需要求。另外，根据此处工况，采用卧式安装。 2. 选择电动机的 功率： 工作机功率： P 6 . 5 11000Fv kW nts 7 工作机所需电动机输出功率： PP （ 为传动总机械效率） 由任务书中的运动简图分析可知： 1 V 带传动效率； 2 齿轮传动的轴承效率； 3 齿轮传动的效率； 4 联轴器的效率； 5 滚筒轴承的效率； 6 滚筒效率。 查【 2】表 1-7 得： 1 2 34 5 60 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 70 . 9 7 0 . 9 8 0 . 9 6 、 、 、 、 。（初选齿轮为八级精度） 则 有： 221 2 3 4 5 6 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 7 0 . 9 7 0 . 9 8 0 . 9 6 0 . 8 3 （减速器内部有 2对轴承，其机械效率相同，均为2） P 6 . 5 1P 7 . 8 4 k W0 . 8 3 3. 确定电动机转速： 滚筒转速为： 6 0 1 0 0 0n 1 3 3 . 6 9 / m i nv rD 取 V 带传动的传动比范围为： 1 24i :取单级齿轮传动的传动比范围为： 2 35i :（工程经验） 则可得合理总传动比的范围为： 12 6 2 0i i i :故电动机转速可选的范围为： 8 0 2 . 1 4 2 6 7 3 . 8 / m i ndn i n r :查【 2】表 12-1，得 满足要求的可选用电动机转速为： 970 r/min、 1460 r/min。为了使得电动机与传动装置的性能均要求不是过高，故择中选用 1460 r/min 的转速。 其 初定 总传动比为： 1460 1 0 . 9 21 3 3 . 6 9dni n 综上，可选定电动机型号为： Y160M-4。 其相应参数列于表 1： 表 1.所选用电动机的相关参数。 电动机型号 额定功率 同步转速 满载转速 总传动比 Y160M-4 11KW 1500 r/min(4 级 ) 1460 r/min 10.92 nts 8 三 总传动比和分配传动比 1. 总传动比：由上一步算得知 10.92i 2. 分配传动比： 由工程经验知顶分配传动比除了满足 1 24i :、 2 35i :外，还应满足12ii。故取： V 带传动比为1 2.79i ，齿轮传动比为2 1 3 .9 1 4ii i 。 四 运动与动力参数的计算 1 各轴转速： 轴：11460 5 2 3 . 3 / m i n2 . 7 9dnnri ；轴：25 2 3 . 3 1 3 3 . 7 / m i n3 . 9 1 4nnri 。 2 各轴功率： 轴：1P = P = 7 . 8 4 0 . 9 6 = 7 . 5 2 6 4 k W ； 轴：23P = P = 7 . 5 2 6 0 . 9 9 0 . 9 7 = 7 . 2 2 8 k W 。 3 各轴转矩： 轴： P 7 . 5 2 6 4T 9 5 5 0 1 3 7 . 3 5 N m5 2 3 . 3n ； 轴： P 7 . 2 2 8T 9 5 5 0 5 1 6 . 2 9 N m1 3 3 . 7n 。 表 2.初步计算传动参数 功率（ kW） 初算转速 (r/min) 初算转矩 (N*m) 轴 7.5264 523.3 137.35 II 轴 7.228 133.7 516.29 带轮传 动比 齿轮传动比 2.79 3.914 五 带传动的设计 a. 带型号、长度、根数； b. 中心距、带轮直径、宽度； c. 安装初拉力、对轴作用力。 1 求计算功率 带轮 （小） 输入功率 ： 7.84kWP ，根据任务书所述要求及所选电动机（三相一步电动nts 9 机，工作于 16 小时内（两班制），载荷变动小（带式输送机）查【 1】表 13-8，得工况系数： 1.2AK 。故有 9 . 4 0 8P P K k W CA=。 2 选 V 带型号 ： 由于此处传动功率适中，考虑到成本，故选用普通 V 带。根据 9.408P kWC =、1 4 6 0 / m innr 查【 1】图 13-15，可得该交点位于 A、 B 型交界处，且稍偏向 B 型，故选用 B 型 V 带。 3 挑小径（求大小带轮基准直径）： 查【 1】表 13-9 可知1 125d mm（带轮直径不可过小，否则会使带的弯曲应力过大，降低其寿命）。查【 2】表 12-4 得1 320d mm（小轮下端不可超过电动机底座，否则于地面相干涉，设计不合理）。查【 1】表 13-9 下方1d推荐值，稍比其最小值大即可，故取1 132d mm。 由 【 1 】式 13-9 得12121460( 1 ) 1 3 2 ( 1 0 . 0 2 ) 3 6 0 . 95 2 3 . 3nd d m mn ，其中0 .0 1 0 .0 2 : 为滑动率（见【 1】的 211 页，此取 0.02）。 查【 1】表 13-9 下方带轮直径推荐值，寻其最近值得2 355d m m。虽2d实际取之交原定只小，但 实际传动比 211355 2 . 7 4 4( 1 ) 1 2 3 ( 1 0 . 0 2 )di d ，其误差111 1 1 0 0 % 1 . 6 5 % 5 %iiwi ，故满足误差范围。 4 验算带速： 11 3 . 1 4 1 5 9 1 3 2 1 4 6 0 1 0 . 0 9 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s ，在 5 2 5 /v m s : 内，适合。（功率恒定时，速度越大则受力越小；但根据公式 2cqvA 知，速度越大 会使带的安装初拉力及其对轴 压力增大，故应适中；根据工程实践，得此范围 5 到 25 间 ） 5 估中定周长及反求实中（求 V 带基长与中心距 a） : 初步估算中心距：0 1 21 . 5 ( ) 1 . 5 ( 1 3 2 3 5 5 ) 7 3 0 . 5a d d m m ，为圆整计算，取0 750a mm（满足1 2 0 1 20 . 7 ( ) 2 ( )d d a d d ，工程经验）。 由【 1】式 13-2 得带长： 2120 0 1 20()2 ( ) 2 3 4 4 . 0 324ddL a d d m ma ，查【 1】表 13-2，对于 B 型带选用带长 2500dL mm。 nts 10 再由【 1】式 13-16 反求实际中心距：00 8282dLLa a m m 。 6 验算小轮包角： 由【 1】式 13-1 得：211 1 8 0 5 7 . 3 1 6 4 . 5 7 1 2 0dda ，合适。 7 求 V 带根数 z： 由【 1】式 13-15 得：0()cLPz P P K K 。 此处 111 4 6 0 / m i n , 1 3 2n r d m m查 【 1】表13-3 得0 2.82P kW；根据 2.744i ，查【 1】表 13-5 得 0 .4 6P kW ；由 1 6 4 .5 7 查【 1 】表 13-7 得 0.95K ，查【 1 】表 13-2 得 1.03LK 。故9 . 4 0 8 2 . 9 3( 2 . 8 2 0 . 4 6 ) 0 . 9 5 1 . 0 3z ，取整 3z 根。 8 求作用在带轮轴上的压力QF: 查【 1】表 13-1 得 0 .1 7 /q kg m 。由【 1】式 13-17 得20 500 2 . 5( 1 ) 2 7 0 . 8 6cPF q v Nz v K 为其安装初拉力。 作用在轴上的压力为：102 s i n 1 6 1 0 . 4 52QF z F N。 9 V 带轮宽度的确定： 查【 1 】表 13-10 得 B 型 带 轮m i n1 9 0 . 4 , 1 1 . 5ef ， 故 有 带 轮 宽 度m i n2 ( ) 6 1 0 . 8B e f ，故取 62B 。 表 3.所设计带传动中基本参数 带型号 长度 根数 B 型 2500mm 3 根 中心距 带 轮直径 宽度 828mm d1=132,d2=355 61mm 安装初拉力 对轴压力 实际传动比 270.86N 1610.45N 2.744 六 齿轮传动的设计计算 1. 选择材料及确定许用应力： 小齿轮：初选 45 钢，调制处理。查【 1】表 11-1 得知其力学性能如下： 硬度 1 9 7 2 8 6 H B S: ，接触疲劳极限H l i m 5 5 0 6 2 0 M P a :（取 585 计算，试其为线性变nts 11 化取均值），弯曲疲劳极限FE 4 1 0 4 8 0 M P a :（取 445 计算）。 大齿轮：初选 45 钢，正火处理（当大小齿轮都为软齿面时，考虑到校齿轮齿根较薄，弯曲强度较低，且受载次数较多，故在选择材料和热处理时，一般使小齿轮齿面硬度比大齿轮高20-50HBS）。查【 1】表 11-1 得知其力学性能如下： 硬度 1 5 6 2 1 7 H B S: ，接触疲劳极限H l i m 3 5 0 4 0 0 M P a :（取 375 计算），弯曲疲劳极限FE 2 8 0 3 4 0 M P a :（取 310 计算）。 由表【 1】 11-5 得：li m m i n1 .1 3 , 1 .3HFSS（一般可靠度，取值稍偏高用于安全计算）。由此得：11H l i ml i m 5 1 8HHM P aS ， 22 H l i ml i m 3 3 2HHM P aS ； 11FEm i n 3 4 2FFM P aS ， 22 FEm i n 2 3 8FFM P aS 。 2. 按齿面接触强度设计： 根据前计算 11 0 . 9 2 , 2 . 7 4 4ii可得齿轮传动所需传动比为 2 3.98i ，轴实际转速为 5 3 2 . 0 7 / m i nnr。 设齿轮按 8 级精度制造，查【 1】表 11-3 得 1.2 1.6K : (电动机，中等冲击 )，此取 1.3 计算。查【 1】表 11-6 得齿宽系数为 0.8 1.4d :（软齿面，对称分布），此取 1 计算。则小齿轮上转矩为：6 6 51 7 . 5 2 69 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 1 . 3 5 1 1 05 3 2 . 0 7PT N m mn 。 查【 1 】表 11-4 取 189.8EZ （ 锻 钢 ） ， 令 取 2.5HZ ，故 有：22123m i n252321()2 1 . 3 1 . 3 5 1 1 0 3 . 9 8 1 1 8 9 . 8 2 . 5()1 3 . 9 8 3 3 29 6 . 4 6 m mEHdHK T i Z Zdi 上公式中所代2H是为了安全计算，使得两齿轮均适用。 齿数取131z （软齿面1 24 40z :，硬齿面1 17 20z :）， 则 有2 1 2 3 1 3 . 9 8 1 2 3 . 3 8z z i ，取整得 2 123z （满足传动比的前提下，尽可能使两齿数互质）。 nts 12 故实际传 动比 221123 3 . 9 6 831zi z ； 其误差为 222 21 0 0 % 0 . 3 % 5 %iiw i ； 故满足误差范围。 初估模数为 m i n13 . 1 1dm m mz ，查【 1】表 4-1 得标准模数为 3m mm ，故实际分度圆直径为：1 1 2 23 1 3 9 3 , 1 2 3 3 3 6 9d z m m m d z m m m 。 中 心 距 为 ：12 2312dda m m。 初估齿宽为：m i n 9 6 . 4 6db d m m，圆整 取211 0 0 , 1 0 5bb（保证啮合，故取小 齿轮比大齿轮宽 5 到 10 毫米）。 3. 验算齿轮弯曲强度： 查【 1】图 11-8，可得齿形系数122 . 5 6 , 2 . 1 2F a F aYY；齿根修正系数121 . 6 2 , 1 . 8 2S a S aYY。 由【 1 】式 1-5 知：111112 12 5 4 . 1 2 3 4 2F a S aFFK T Y Y M P a M P ab m z ，222 1 2115 0 . 3 5 2 3 8F a S aF F FF a S aYY M P a M P aYY 。安全。 4. 齿轮的圆周速度： 1 2 . 5 6 m / s6 0 1 0 0 0dnv ，对照【 1】表 11-2 知 6m/sv 即可，故选取 8 级便可达到要求。 表 4.齿轮传动设计的基本参数 材料 热处理 齿数 分度圆直径 齿宽 小齿轮 45 钢 调制 31 93 105 大齿轮 45 钢 正火 123 369 100 模数 实际传动比 中心距 3 3.97 231 七 减速器箱体基本尺寸设计 根据【 2】表中 11-1 中的箱体基本尺寸经验公式可算出如下数据： 1. 箱体壁厚： 箱座： 0 . 0 2 5 1 0 . 0 2 5 1 5 4 1 4 . 8 5 8a m m m m （取 8mm）； 箱盖：1 0 . 0 2 1 0 . 0 2 1 5 4 1 4 . 0 8 8a m m m m （取 8mm）。 nts 13 2. 凸缘： 箱盖凸缘厚度111 .5 1 2b m m，箱座凸缘厚度 1 .5 1 2b m m ，箱座底凸缘厚度2 2 .5 2 0b m m。 3. 螺钉及螺栓： 地脚螺钉直径 0 . 0 3 6 1 2 2 0 . 3 1 6 2 0fd a m m M ； 地脚螺钉 数目： 4 ( 2 5 0 )na ；轴 承 旁 连 接 螺 栓 直 径1 0 . 7 5 1 5 . 2 3 7 1 6fd d m m M ；盖与 座 连 接 螺 栓 直 径2 ( 0 . 5 0 . 6 ) 1 0 . 1 5 8 1 0fd d m m M :；连接螺栓2d的间距 1 2 0 (1 5 0 2 0 0 )l m l ；轴 承 端 盖 螺 钉 直 径3 ( 0 . 4 0 . 5 ) 8 . 1 2 6 8fd d m m M :； 视 孔 盖 螺 钉 直 径4 ( 0 . 3 0 . 4 ) 6 . 0 9 5 6fd d m m M :；定位销直径2( 0 . 7 0 . 8 ) 7 . 1 1 1d d m m:（取 整得 8 ）。 4. 螺钉螺栓到箱体外避距离： 查【 2】表 11-2 得：1fd 2、 d 、 d至箱体外壁距离为：1 , 1 ,1 1 , 22 6 , 2 2 , 1 6fC m m C m m C m m ；12fd d d、 、到凸缘边缘距离：2 , 2 ,1 2 , 22 4 , 2 0 , 1 4fC m m C m m C m m ； 轴承旁凸台半径：1 , 2 , 1 , 2 2 , 22 4 , 1 4ffR C m m R C m m ； 箱 体 外 壁 至 轴 承 端 面 距 离 ：1 1 ,1 2 ,1 ( 5 1 0 ) 2 2 2 0 8 5 0l C C m m :。 5. 箱体内部尺寸： 大齿轮齿顶圆与箱体内壁距离111 0 ( 1 . 2 )mm ；齿 轮端面到箱体内壁的距离221 0 ( )mm （ 增 加 散 热 ） ； 箱 盖 、 箱 座 肋 厚110 . 8 5 6 . 8 , 0 . 8 5 6 . 8m m m m m m 。 6. 视孔盖 由于单级减速器中心距为 231mm，故查【 2】表 11-2 得：视孔盖长1 120l mm，横向螺栓分布距离2 105l mm，视孔盖宽1 90b mm，纵向螺栓分布距离2 75b mm，螺栓孔直径7d ，孔数 4 个。 7. 其中吊耳 和吊钩 吊耳环的结构设计：根据【 2 】表 11-3 中的推荐设计公式知：吊耳肋厚度为1( 1 . 8 2 . 5 ) 2 . 5 8 2 0b m m :， 吊 耳 环 孔 径 为 20db ， 倒 角 为nts 14 (1 1 . 2 ) 1 . 2 2 0 2 4R d R : ，吊耳环空心到箱体外壁距离为 ( 0 . 8 1 ) 2 0e d m m: 。 吊钩的结构设计： 吊钩长12 1 6 1 4 3 0K C C m m ，吊钩高 0 . 8 2 4H K m m，吊钩内深 0 . 5 1 2h H m m ，吊钩内圆半径 0 . 2 5 7 . 5r K m m，吊钩厚度(1 . 8 2 . 5 ) 2 . 5 8 2 0b m m : 。 八 轴的设计 A. 高速轴 : 1. 选择轴的材料、热处理方式： 由于无特殊要求，选择最常用材料 45 钢，调制处理。查【 1】表 14-1 得知： 硬度： 2 1 7 2 5 5 H B S: ；强度极限： 650B MPa ；屈服极限： 360s MPa ；弯曲疲劳极限：1 300M Pa 。 查 【 1】表 14-3 得：弯曲需用应力（静）1 6 0b M Pa 。 2. 初步估算轴最小直径： 由【 1】式 14-2 得： 63 33m i n 9 . 5 5 1 00 . 2 PPdCnn ，查【 1】表 14-2 得 1 0 7 1 1 8C :（取 118 计 算 ）。 故3m i n 7 . 5 2 61 1 8 2 8 . 5 45 3 2 . 0 7d m m ，由于开了一个键槽，故m i n m i n( 1 5 % ) 2 9 . 9 6 4 3 0d d m m m m （圆整）。 3. 轴的结构设计： 根据高速轴上所需安装的零件，可将其分为 7 段，以1 2 3 4 5 6 7d d d d d d d、 、 、 、 、 、表示各段的直径，以1 2 3 4 5 6 7x x x x x x x、 、 、 、 、 、表示各段的长度。（1d处安装大带轮，2d处安装轴承端盖，3d处安装一号轴承与套筒，4d处安装小齿轮，7d处安装二号轴承） 1) 径向尺寸： 根 据 常 用 结 构 ， 取1 m in 30d d m m； 查 【 2 】 1-27 知 倒 角 倒 圆 推 荐 值 为 ：1 8 3 0 , 13 0 5 0 , 1 . 65 0 8 0 , 2R C m mR C m mR C m m:，故 30 孔 （ 大 带 轮 ） 倒 角 推 荐 值 为 1mm ， 故 取21 ( 1 0 . 5 ) 2 3 3d d m m ， 由于查【 2】表 7-12 得知毡圈 系列中要求的轴径均为 0、 5nts 15 圆整数，故此修正为2 35d mm；此先选轴承为 6208 型号轴承（无 轴向力，故选深沟球轴承，直径系列选 2 号轻系列；为便于安装及轴上尺寸基准，选 08 号内径 ） ， 查【 3】 表 16-1知所选轴承内径为 40mm，且轴承宽度 18B mm ，故取3 40d mm；为方便加工测量，取4 45d mm（此也为小齿轮内孔直径）； 查【 3】表 16-1得安装直径 4 7 5 2 . 8am m d m m，故查【 4】 表 11-3 选取“ 4 0 5 0 2 5 / 2 5 0 9 1 9 8 1G B T 套 筒 ” ，故 50ad mm； 对齿轮内孔倒角 1.6mm，故取54 ( 1 . 6 1 . 5 ) 2 5 1 . 2d d m m （取 52mm） ;由于对称分布故7340d d m m，6 50ad d m m。 2) 轴向尺寸： 由【 1】图 13-17 得：根据大带轮的内孔宽1( 1 . 5 2 ) ( 1 . 5 2 ) 1 . 5 2 0 4 5sL d d m m :（取 1.5 计算），为防止由于加工 误差造成的带轮晃动，取1 42x mm； 确定轴承润滑方式： 53 3 5 5 3 2 . 0 7 1 8 6 2 2 . 4 5 / m i n ( 1 . 5 2 ) 1 0 / m i nv d n m m r m m r :轴 承 ，故选取脂润滑方式 ；为防止箱体内部润滑油渐到轴承上冲走润滑脂，将轴承与箱体内壁距离取大于 8mm（由于所选套筒长度 25mm，故轴承断面到箱体内壁的距离取 15mm） ，为适宜齿轮传动时散热，取齿轮距箱体内壁为 8 10mm: （此取 10mm） ,故有3 1 0 1 5 4 3x B m m ；套筒档齿轮时，为保证精度 取41 ( 2 3 ) 1 0 5 2 1 0 3x b m m m m :，故同时将3x修正为3 45x mm；轴环取 58mm: ，故取5 5x mm； 由于安装时齿轮箱体轴承均对称分布，取651 0 1 5 2 0x x m m ，7 18x B mm（包括越程槽尺寸）；轴承到端盖内壁的距离 1 1 5 2 5x l B m m ， 前所选轴承端盖螺钉3 8dM知：由【 2】 11-10 中公式得轴承端盖厚度31 .2 9 .6e d m m，查【 2】表 3-9 可取 A 级 M8 非全螺线 40l mm 的螺栓（即 / 5 7 8 2 8 4 0G B T M）此时取 端盖到大带轮的扳手空间为 ( 3 5 ) 4 8x l K m m m m :，此时取 2 9 . 6 4 8 2 5 8 3x x e x m m 。 nts 16 图 1. 高速轴结构设计示意图 4. 对高速轴进行弯扭强度校核： 据【 1】式 11-1 可求得：圆周力12 2 9 6 4 . 3tTFNd ，径向力 t a n 1 0 7 8 . 9 2rtF F N（标准安装，故压力角 为 20） ；根据前轴的结构设计可得：带轮中心到一号轴承中的距离2 9 8 3 2 2 . 5 1 1 522BLK x m m ； 一 号 轴 承 到 齿 轮 中 心 的 距 离 12 1 0 1 5 8 6 . 522bBL m m ；齿轮中心到二号轴承中心的距离 12 8 6 .5L L m m ；故有两轴承中心距为 12 173L L L m m 。 1) 求垂直面的支承反力： 根据受力分析，可列方程：1 2 1 2,v v r v vF F F F F （齿轮在两轴承中心）。故可求得：12 5 3 9 . 4 62 rvv FF F N 。 2) 求水平支撑反力： 12 1 4 8 2 . 1 52 tHH FF F N 3) 带轮对轴的作用力QF在指点产生的反力： 1, 1 6 1 0 . 4 5 1 1 5 1 0 7 0 . 5 3173QFFKFNL ；2 , 1 , 1 0 7 0 . 5 3 1 6 1 0 . 4 5 2 6 8 0 . 9 8F F QF F F N nts 17 （ 外力 F 作用方向与带传动的布置有关，在具体布置尚未确定前，可按最不利情况考虑 ） 。 4) 绘制垂直面的弯矩图（如图 b）： 2 4 6 . 6 62a v vLM F N m 。 5) 绘制水平面的弯矩图（如图 c）： 1 1 2 8 . 2 0 52a H HLM F N m 。 6) QF力产生的弯矩图（如图 d）： 2 1 6 1 0 . 4 5 1 1 5 1 8 5 . 2FQM F K N m 。 7) 求合成弯矩图（如图 e）： 考 虑最不利情况，直接由公式 得 22 2 2 9 . 1 8 2Qa a F a v a HM M M M N m （其中2 9 2 . 7 52QFaF MM N m ）。 8) 折合当量弯矩（如图 f）： 由前算出 1 3 7 .8 4T N m,查【 1】中 246 面“由转矩性质而定的折合系数”知 0.6 ，故 22( ) 2 4 3 . 6 4 8a e aM M T N m ， 222 ( ) 2 0 2 . 8 3b e FM M T N m 。 图 2. 高速轴弯扭强度校核图 nts 18 9) 计算危险截面处轴的许 用直径： 由（图 1 ）知轴上安装 小齿轮 的截面为危险截面，故由【 1 】式 14-6 可得：333m i n12 4 3 . 6 4 8 1 0 3 4 . 3 7 2 4 50 . 1 0 . 1 6 0ae bMd m m m m 。由此可知，此轴安全。 B. 低速轴 ： 1. 选择轴的材料、热处理方式： 由于无特殊要求，选择最常用材料 45 钢，调制处理。查【 1】表 14-1 得知： 硬度： 2 1 7 2 5 5 H B S: ；强度极限： 650B MPa ；屈服极限： 360s MPa ；弯曲疲劳极限：1 300M Pa 。 查【 1】表 14-3 得：弯曲需用应力（静）1 6 0b M Pa 。 2. 初步估算轴最小直径： 由【 1】式 14-2 得： 63 33m i n 9 . 5 5 1 00 . 2 PPdCnn ，查【 1】表 14-2 得 1 0 7 1 1 8C :（取 118 计 算 ）。 由 前 计 算 可 知 ： 2 1 3 3 . 6 8 6 / m i nnnri， 故3m i n 7 . 5 2 2 81 1 8 4 4 . 6 21 3 3 . 6 8 6d m m ，由于开了一个键槽，故m i n m i n( 1 5 % ) 4 6 . 8 5 1d d m m 。 3. 轴的结构设计： 根据低 速轴上所需安装的零件，可将其分为 7 段，以1 2 3 4 5 6 7d d d d d d d、 、 、 、 、 、表示各段的直径，以1 2 3 4 5 6 7x x x x x x x、 、 、 、 、 、表示各段的长度。（1d处安装 联轴器 ，2d处安装轴承端盖，3d处安装三 号轴承与套筒，4d处安装大 齿轮，7d处安装四 号轴承） 1) 径向尺寸： 联轴器的 初步 选择：根据低速轴的计算转矩与转速查【 2】表 8-2 可选用凸缘联轴器，型号为“1Y 5 0 1 1 2Y S 6 / 5 8 4 3 2 0 0 3J 5 0 8 4G G B T 型 凸 缘 联 轴 器”，可得其轴孔直径为 50 ，深孔长度为 112L mm 。 根据 上所选联轴器 ，取1 50d mm； 根据密封毡圈 的标准，取2 55d mm；根据 此处尺寸选择 6212 型号轴承 （查【 3】表 16-1 知所选轴承内径为 60mm， 外径为 110mm， 且轴承宽度 22B mm ） ，故取3 60d mm；为方便测量取4 65d mm； 查【 3】表 16-1 得安装直nts 19 径 6 9 7 6am m d m m，故查【 4】表 11-3 选取“ 6 0 7 0 4 0 / 2 5 0 9 1 9 8 1G B T 套 筒 ”，故 70ad mm； 查【 2】 1-27 知倒角倒圆推荐值为： 1 8 3 0 , 13 0 5 0 , 1 . 65 0 8 0 , 2R C m mR C m mR C m m:，故 60 孔（大齿 轮）倒角推荐值为 2mm，故取54 ( 2 1 . 5 ) 2 7 2d d m m ；为对称分布，故取6 70ad d m m，7360d d m m。 2) 轴向尺寸： 确定轴承润滑方式： 53 3 5 5 3 2 . 0 7 1 8 6 2 2 . 4 5 / m i n ( 1 . 5 2 ) 1 0 / m i nv d n m m r m m r :轴 承故选取脂润滑方式 。 根据上定箱体两内壁间的宽度可算 得大齿轮到箱体内壁的距离为 12.5mm, 为防止箱体内部润滑油渐到轴承上冲走润滑脂，将轴承与箱体内壁距离取大于 8mm（为套筒尺寸此取27.5mm ）， 故有3 1 2 . 5 2 7 . 5 6 2x B m m ； 套 筒 档 齿 轮 时 ， 为 保 证 精 度 取42 ( 2 3 ) 1 0 0 2 9 8x b m m m m :，故同时将3x修正为3 64x mm；轴环取 58mm: ，故取5 5x mm；由于安装时齿轮箱体轴承均对称分布，取651 2 . 5 2 7 . 5 3 5x x m m ，7 22x B m m（ 包 括 越 程 槽 尺 寸 ）； 轴 承 到 端 盖 内 壁 的 距 离 1 2 7 . 5 8 . 5x l B m m ， 由于轴承外径为 110mm 故，选端盖螺钉为 10M ， 由【 2】11-10 中公式得轴承端盖厚度31 .2 1 2e d m m，查【 2】表 3-9 可取 A 级 M8 非全螺线40l mm 的螺栓（即 / 5 7 8 2 1 0 4 0G B T M ）此时取端盖到大带轮的扳手空间为 ( 3 5 ) 5 0x l K m m m m :， 故此 取 2 8 . 5 1 2 5 0 7 0x x e x m m ，由上选联轴器可知1 112x L m m。 nts 20 附图 3. 低速轴结构设计示意图 4. 对高速轴进行弯扭强度校核（略）。 九 联轴器的选择 根据前选出的联轴器设计的低速轴校核得知，轴满足要求，故联轴器定为： 1Y 5 0 1 1 2Y S 6 / 5 8 4 3 2 0 0 3J 5 0 8 4G G B T 型 凸 缘 联 轴 器。 十 对轴承的校核 A. 对轴承 6208 的寿命计算： 将任务书中的使用期限换算为小时得其使用寿命必须大于48000 小时。根据【 1】式 16-2 知其寿命计算为 610 ()60h CL nP，查【 1】附表 1 可知其径向基本额定动载荷为 29.5rC kN，而球轴承取 3 ，由上轴的校核计算得知其当量 动 载 荷 为 1.578P kN ， 故 带 入 公 式 得 ： 其 寿 命 为16 31 0 2 9 . 5( ) 2 0 4 6 5 6 . 2 6 4 8 0 0 06 0 5 3 2 . 0 7 1 . 5 7 8hL h h ，满足要求。 B. 对轴承 6212 的寿命计算： 将任务书中的使用期限换算为小时得其使用寿命必须大于48000 小时。根据【 1】式 16-2 知其寿命计算为 610 ()60h CL nP，查【 1】附表 1 可知其nts 21 径向基本额定动载荷为 47.8rC kN，而球轴承取 3 ，由上轴的校核计算得知其当量动载荷为 3.588P kN ， 故 带 入 公 式 得 ： 其 寿 命 为16 31 0 4 7 . 8( ) 2 9 7 2 2 1 . 4 4 8 0 0 06 0 1 3 3 . 7 3 . 5 7 8hL h h ，满足要求。 十一 普通平键的选择及校核 根据工程经验，此处无特殊要求，故均选用 A 型平键连接。 1. 带轮处键连接： 由于此处轴径为 30mm，查【 1】表 10-9 得：选用 8 , 7b m m h m m， 1 8 9 0L m m : ，由于此处转矩不大， 选取铸铁为材料， 故由表下的 L 系列选取 36L mm ，即8 3 6 / 1 0 9 6 2 0 0 3G B T键 。 对平键进行强度校核： 查【 1】表 10-10 得其许用挤压应力为 5 0 6 0p M P a :（轻微冲击）， 根据【 1】式 10-26 得： 4 4 1 3 7 . 3 5 0 . 1 3 0 8 ( 2 ) 3 0 7ppT M P ad h L b （ 3 6 - 2 8 ），故符合要求。 2. 小齿轮处键连接： 由于此处轴径为 45mm，查【 1】表 10-9 得：选用 1 4 , 9b m m h m m， 3 6 1 6 0L m m : ，由于此处转矩不大，选取铸铁为材料，故由表下的 L 系列选取 90L mm ，即1 4 9 0 / 1 0 9 6 2 0 0 3G B T键 。 对平键进行强度校核：查【 1】表 10-10 得其许用挤压应力为 5 0 6 0p M P a :（轻微冲击），根据【 1】式 10-26 得： 4 4 1 3 7 . 3 5 0 . 0 2 1 9 ( 2 ) 4 5 9 1 4ppT M P ad h L b （ 90-2 ），故符合要求。 3. 大齿轮处键连接： 由于此处轴径为 65mm，查【 1】表 10-9 得：选用 1 8 , 1 1b m m h m m， 5 0 2 0 0L m m : ，由于此处转矩不大，选取铸铁为材料，故由表下的 L 系列选取 80L mm ，即1 8 8 0 / 1 0 9 6 2 0 0 3G B T键 。 对平键进行强度校核：查【 1】表 10-10 得其许用挤压应力为 5 0 6 0p M P a :（轻微冲击），根据【 1】式 10-26 得：II4 4 5 1 6 . 2 9 0 . 0 6 5 6 ( 2 ) 6 5 1 1 1 8ppT
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