二级圆锥圆柱减速器课程设计142.5%1%300%178 (2).doc
二级圆锥圆柱减速器课程设计142.5%1%300%178 (2)
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减速器课程设计
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二级圆锥圆柱减速器课程设计142.5%1%300%178 (2),减速器课程设计
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摘要 减速机是一种 动力 传达机构，利用齿轮的速度转换器，将 电机 的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。在目前用于传递动力与运动的机构中，减速机的应用范围相当广泛。几乎在各式机械的传动系统中都可以见到它的踪迹，从交通工具的 船舶 、汽车、机车，建筑用的重型机具， 机械工业 所用的加工机具及自动化生产设备，到日常生活中常见的家电， 钟表 等等 .其应用从大动力的传输工作，到小负荷，精确的 角度 传输都可以见到减速机的应用，且在工业应用上，减速机具有减速及增加转矩功能。 本设计采用的是二级锥齿 斜齿圆柱齿 轮传动，先利用两个大小锥齿轮减速，然后利用两个大小斜齿轮减速，达到最终的目的，由于齿轮的效率高，传动比精确，所以可以实现很精准的传动。 nts 目 录 一 设计任务书 . 1 二 传动方案的拟定 .1 三 电动机的选择 1.选择电动机的类型 .1 2.选择电动机的功率 .2 3.确定电动机的转速 .2 四 传动比的计算 1.总传动比 .2 2.分配传动比 .2 五 传动装置、动力参数的计算 1.各轴的转速 .3 2.各轴功率计算 .3 3.各轴的转矩 .3 六 传动件的设计计算 （一）高速级锥齿轮传动的设计 计算 1.选择材料、热处理方式和公差等级 .3 2.初步计算传动的主要尺寸 .4 3.确定传动尺寸 .4 4.计算锥齿轮传动及其他几何尺寸 .5 （二）低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 nts 1.选择 材料、热处理方式和公差等级 .5 2.初步计算传动的主要尺寸 .6 3.确定传动尺寸 .7 4.计算锥齿轮传动其它几何尺寸 .8 七 齿轮上作用力的计算 1.高速级齿轮传动的作用力 .8 2.低速级齿轮传动的作用力 .9 八 减速器装配草图的设计 .9 九 联轴器的选择 .9 十 轴的设计计算 （一）高速轴的设计与计算 1.已知条件 .10 2.选择轴的材料 .10 3.初算轴径 .10 4.结构设计 .11 5.键连接的选择 .12 6.轴的受力分析 .13 （二）中间轴的设计与计算 1.已知条件 .15 2.选择轴的材料 .15 3.初算轴径 .15 4.结构设计 .15 5.键连接的选择 .17 6.轴的受力分析 .18 （三）低速轴的设计与计算 1.已知条件 .18 2.选择轴的材料 .18 3.初算轴径 .18 4.结构设计 .18 5.键连接的选择 .21 6.轴的受力分析 .21 十一 润滑油的选择与计算 .22 十二 装配图和零件图 .22 十三 设计体会 .23 十四 参考文献 .24 nts 一 传动方案的拟定 根据已知条件，运输带的有效拉力为 2500N，运输带的速冻为 1m/s，卷筒直径为300mm，三相交流电源，有粉尘，载荷平稳，常温下持续工作。 该设备的传动系统由电动机 (原动机 ) 减速器（传动装置） 带式运输机组成，工作机为型砂运输设备。简图如下： 1 电动机 2 联轴器 3 减速器 4 卷筒 5 传动带 减速器为展开式圆锥 斜齿圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用深沟球轴承，联轴器 2 选用凸缘联轴器， 8 选用齿式联轴器。 二 电动机的选择 计算名称 计算及说明 计算结果 1 电动机 根据用途选用 Y 系列三相异步电动机 nts的选择 2 选 择 电 动 机 的 功 率 输送带的功率为 Pw= 5.21000 Fvkw； 查机械设计手册，取一对轴承的效率 轴0.99；锥齿轮的传动效率 锥0.96；斜齿轮的传动效率斜 0.97；联轴器的传动效率 联 0.99；所以w 24 联齿锥轴总=0.88； 电动机所需的工作效率为 P0= 总wp2.28KW 根据附录九，选择电动机的功率为 3KW Pw= 5.21000 Fvkw 总 0.88 P0= 总wp2.28kw 3edp kw 3 确 定 电 动 机 的 转 速 输送带的转速 69.63601 0 0 0 D vn w r/min； 已知锥齿轮的传动比 32锥i；斜齿轮的传动比63斜i ；故 1866332 ）（）（总i ；电动机的转速范围： 总inn w063.69 （ 618 ） =（ 382.141146.42） r/min； 由附录九知道，符合这一要求的电动机同步转速有750r/min,1000r/min。本题选用 1000r/min,其满载转速为 960r/min，型号为 Y132S 6 69.63wn r/min 满n 960r/min 三 传动比的分配 计算名称 计算及说明 计算结果 1 总传动比 总i= 07.15wnn满 总i=15.07 2 分配传动比 高速级传动比 总ii 25.01 =3.77，因为锥齿轮的传动比不能大于 3，故取 31i ； 低速级的传动比 02.512 iii 总 31i 02.52 i nts四 传动装置动力参数的计算 计 算 名称 计算及说明 计算结果 1 各个轴的转速 min/9600 rn = 1n 112 inn =320r/min m in/75.63223 rinn min/9600 rn min/9601 rn min/3202 rn min/75.633 rn 2 各个轴的功率 联01 PP 2.28 99.0 2.26kw 锥轴 12 PP 2.26 96.099.0 2.15kw 斜轴 23 PP 97.099.015.2 2.06kw 联轴 34 PP 99.099.006.2 2.02kw 26.21 P kw 15.22 P kw 06.23 P kw 02.2wP kw 3 各个轴的转矩 68.22960 28.295509550000 n PT mN39.21960 15.295509550111 n PT mN48.61320 06.295509550222 n PT mN6.30275.63 02.295509550333 n PT mN68.220 T mN 39.211 T mN 48.612 T mN 6.3023 T mN 五 传动件的设计计算 （一） 高速级锥齿轮设计计算 计 算 项目 计算及说明 计算结果 1 材料考虑到带式输送机为一般机械，大小锥齿轮均选用 45 钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，小齿面硬度 HBS1 =216254，大齿45 钢 nts的选择，热 处 理方 式 和公 差 等级 轮齿面硬度 HBS2 =162217，平均硬度 HBS1 =235， HBS2 =190，HBS1 与 HBS2 相差 45，在 3050 之间，故选用 8 级精度 因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行计算，其设计公式为： 32211)5.01(92.2 HERRZuKTd小齿轮调质处理 大齿轮正火处理 8 级精度 2 初步计 算 传动 的 主要尺寸 （ 1） 小齿轮的转矩为 39.211 T mN （ 2） 因为 v 未知，VK的值不能确定，可初步选载荷系数tK=1.3 （ 3） 查得弹性系数为 MPaZ E 8.189 （ 4） 查得锥齿轮的节点区域系数为 5.2HZ （ 5） 齿数比 31 iu （ 6） 取 3.0R （ 7） 许用接触应力可用下式表示 SK NH lim ，由机械设计手册查得极限应力 MPa580lim1 ， MPa390lim2 大小齿轮的应力循环次数为： 911 1015.424103009606060 hLnN922 1038.124103003206060 hLnN 查得 11 NK， 1.12 NK， S 取 1 则有 MP aSK NH 580lim111 ； MP aSK NH 429li m222 ； 两者比较取较小的，故 MPaH 429 初算小齿轮的直径td1， 32211)5.01(92.2 HERRtZuKTdnts = mm29.594298.1893)3.05.01(3.0100039.213.192.2 3 22 3 确定传 动 尺寸 （ 1） 计算载荷系数：查得 0.1AK , 齿宽中点分度圆直径mmdd Rttm 4.5029.5985.0)5.01(11 故 smndvtmm /53.2100060/111 降低 1 级精度按 9 级精度 查得 2.1VK， 1.1K， 3.1K72.1 KKKKK VA 对td1进行修正，因为 K 与tK有较大差异，故先对tK进行计算而对td1进行修正 mmKKddtt 77.603.1/4.129.59/ 3311 （ 2） 确定齿数 初选小锥齿轮的齿数 1z 23，则 2z 69 （ 3） 大端模数 58.223 29.5911 zdm，查取标准模数为 2.75 （ 4） 大端的分度圆直径为： mmmzd 25.682375.211 mmmzd 75.1896975.222 （ 5） 锥齿齿距为： mmudR 74.93132 29.5912 221 （ 6）齿宽： mmRb R 12.2874.933.0 4 计算锥 齿 轮（ 1） mmmha 5.3（ 2） mmmh 3.32.11 （ 3） mmmC 55.02.0 （ 4） 95.0a r c c o s103a r c c o s1a r c c o s 21 uu （ 5） 32.0a r c c o s101a r c c o s11a r c c o s22 unts传 动 其他 几 何尺寸 （ 6） mmhdd aa 9.6995.05.3225.63co s2 111 （ 7） mmhddaa 99.19132.05.3275.189co s2 122 （ 8） mmhddff 6.5695.05.3225.63c o s2 111 （ 9） mmhddff 51.18732.05.3275.189c o s2 222 （二） 低速级 斜齿圆柱齿轮设计计算 计算名 称 计算及说明 计算结果 1 选择材料，热处理方式和公差 选择小齿轮的材料为 40Gr，进行调质处理，硬度为 280HBS；大齿轮为 45 钢，进行调质处理，硬度为 240HBS，二者材料相差 40HBS，在 3050HBS 之间。选择 8 级精度 小齿轮为 40Gr 大齿轮为 45 钢 8 级精度 2 初步计算传动的尺寸 因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行计算，其设计公式为： 3233 12 HEHdtt ZZuuTKd （ 1） mNT 48.613（ 2） 试选 4.1tK（ 3） 查得弹性系数 MPaZ E 8.189 （ 4） 初选螺旋角 12 ，查得区域系数为 45.2HZ （ 5） 齿数比 02.52 iu （ 6） 齿宽系数 2.1d（ 7） 初选 233 z， 46.11534 uzz，取 1164 z ,则查得端面重合度为： 92.1a； （ 8） 12t a n232.1318.0t a n318.03 zd1.87；查得重合度系数为 75.0Z（ 9） 查得螺旋角系数 96.0Znts（ 10） 许用接触应力可用下式计算： HNH SK lim1 ，由图查 得 接 触 疲 劳 极 限 应 力 为 MPa600lim3 ；MPa400lim4 大小齿轮的应力循环次数分别为： 93 1038.1243001032060 N84 1075.2243001075.6360 N 查得寿命系数 05.13 NZ； 14.14 NZ；取安全系 数 1HS M P aSZ HHHH 630/3l i m33 M PaSZ HHHH 456/4l i m44 取较小者，故 MPaH 456 初算小斜齿轮的分度圆直径 3233 12 HEHdtZZuuKTd = mm42.5745645.28.18931372.12.16.3024.123 2 MPaH 6303 MPaH 4564 3 确定传动尺寸 （ 1） 计算载荷系数： smv /96.01 0 0 060 32042.57 ，查得载荷系数 1.1VK； 15.1K； 2.1K； 1AK ； 52.115.12.11.11 KKKKK VA（ 2） 对td3进行修正 : mmKKddtt 02.594.152.142.57 3333 （ 3） 确定模数 51.22312c o s02.59c o s33 Zdm n ，查表取标准值nm=2.5 （ 4） 中心距 smv /96.0 52.1K mmd 02.593 5.2nm mma 178 nts mmzzma n 66.17712c o s2 )11623(5.2c o s2 )( 43 取整数 mma 178 螺旋角为 5.121782 1395.22 )(a r c c o s 43 a zzm n，与初选的螺旋角相差不大，所以 5.12 所以 mmzmdn 2975.12c o s 1165.2c o s 44 （ 5） mmdbd 82.7002.592.133 ，由于装配或者安装的误差，小斜齿轮应该 比大斜齿轮的宽度大 510mm ，故大斜齿轮的宽度 mmb 8.654 5.12 mmd 2974 mmb 82.703 mmb 8.654 4 计算齿轮传动其他几何尺寸 端面模数 mmmmn 56.25.12c o s 5.2c o s1 齿顶高 mmhmhanna 5.215.2 齿根高 mmchmhnannf 125.325.15.2)( 齿全高 mmhhhfa 6 2 5.5齿顶圆直径为： mmhddaa 02.645.2202.59233 mmhddaa 3025.22297244 齿根圆直径为： mmhddff 77.52125.3202.59233 mmhddff 75.290125.32297244 mmm 56.21 mmha 5.2 mmh f 125.3 mmh 625.5 mmd a 02.643 mmda 3024 mmd f 77.523 mmd f 75.2904 七 齿轮上作用力的计算 齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核，键的选择和验算及轴承的选择和校核提供数据 计算名称 计算及说明 计算结果 （ 1） 已知条件 高速轴传递的转矩为 mNT 39.211 ，nts 1 高速级齿轮传动的作用力 转 速 为 min/9601 rn ， 小 齿 轮 大 端 分 度 圆 直 径mmd 77.601 ， 95.0cos 1 ， 32.0sin 1 ， 181 （ 2） 锥齿轮 1 上的作用力 圆周力 Nd TF Rt 2.82885.077.60 2 1 3 9 02)5.01( 21 11 方向与力作用点圆周速度方向相反 径向力为： NNFF tr 37.28695.020t a n2.828c o st a n 111 其方向为由力的作用点指向轮 1 的中心 轴向力为： NNFF ta 46.9632.020t a n2.828s i nt a n 111 其方向为沿轴向从小锥齿轮的小端指向大端 法向力为： NNFF tn 35.88120c o s 2.828c o s 11 NFt 2.8281 NFr 37.2861 NFa 46.961 NFn 35.8811 2 低速级齿轮传动的作用力 （ 1） 已知条件：中间轴传递的转矩 mNT 48.612 ,转速min/3202 rn ，低速级斜齿圆柱齿轮的螺旋角 5.12 。为了使斜齿圆柱齿轮 3 的轴向力与锥齿轮 2 的轴向力相互抵消一部分，低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径为 mmd 02.593 （ 2） 齿轮 3 的作用力 圆周力为 NdTF t 36.208302.59 100048.6122 3 23 其方向与力作用点圆周速度方向相反 径向力为： NFF ntr 75.7765.12c o s20t a n36.2083c o st a n33 其方向由力的作用点指向轮 3 的转动中心 轴向力为： NFFta 87.4615.12t a n36.2083t a n33 其方向用右手定则来确定，即用右手握住轮 3 的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即改力的方NFt 36.20833 NFr 75.7763 NFa 87.4613 nts向 法向力为： NFFntn 87.22705.12c o s20c o s 36.2083c o sc o s 33 （ 3） 齿轮 4 的作用力 从动轮 4 的各个力与主动齿轮 3 上相应的力大小相等，作用方向相反 NFn 87.22703 八 联轴器的选择 （一）高速级 根据 mNTKTcaca 085.322，电动机直径为 38mm ，选择 LT6 型号的联轴器 （二）低速级 根据 mNTKTcaca 22.923，查附表 8-4，选择 LT6 型号的联轴器 九 减速器装配草图的设计 （一） 合理布置图面 该减速器的装配图一张，选择在0A纸上绘制。根据图纸图幅面大小与减速器两级齿轮传动的中心距，绘图比例定为 1:1，采用三视图来表达装配结构。 （二） 绘出 齿轮的轮廓尺寸 在俯视图上绘出锥齿轮和圆柱齿轮传动的轮廓尺寸 （三） 箱体内壁 在齿轮齿廓的基础上绘制出箱体的内壁、轴承端面、轴承座端面线 十 轴的设计计算 （一） 高速轴的设计与计算 计 算 名称 计算及说明 计算结果 1 已知条件 高速轴传递的功率 KWP 26.21 ，转矩 mmNT 213901 ,转速 min/9601 rn ，小齿轮的大端分度圆直径mmd 77.601 ，齿宽中点处的分度圆直径为mmdd Rm 65.51)5.01( 11 ， 轮 齿 的 宽 度mmRb R 12.28 2 选择轴 的 材因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的材料 45 钢，调质处理 45 钢 调质处理 nts料 3 初算轴径 查得 C=106135 ，取中间值 C=118 ，则mmnPCd 64.22320 26.2118 3311m i n ，轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大 %5%3 ，取中间值 4%，故轴端最细处直径 mmd 55.23%)41(64.221 mmd 64.22min mmd 55.231 4 结构设计 （ 1） 轴承部件的结构设计 为了方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，减速器发热小，轴不长，故轴承采用两段固定式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计 （ 2） 联轴器与轴段 1，轴段 1 上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查机械设计手册取动 载荷系数 5.1A K ，计算转矩为： mmNTKTAc 32085100039.215.11由表查得 GB/T4323 2002 中的 LT6 型联轴器符合要求：公称转矩为 mN125 ，许用转速 3800r/min。考虑到mmd 55.231 ，取 mmd 251 ，轴孔的长度为 联L =80mm， Y型轴孔， A 型键，联轴器从动端的代号为 LT6 25 42GB/T5014 2002，相应的轴段 1 的直径 mmd 251 ，其长度应略小于孔的长度，取 mmL 751 （ 3） 轴承与轴段 2 和 4 的设计 在确定轴段 2 的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。若联轴器采用轴肩定位，轴肩高度 mmmmdh )8.296.1(28)1.007.0()1.007.0( 1 轴段 2 的轴径 mmdd )6.3092.28()8.296.1(212 其值最终由密封圈确定，该处轴的圆周速度均小于 3m/s，可选用毡圈油封，查表初选毡圈的公称直径为 25mm，因为轴承的直径为 80mm，经过计算，这样选取的轴径过大，而且轴承寿命过长，故此处改用套筒定位，轴套内径为 25mm，外径既要满足密封要求 ，又要满足轴承定位的标准，考虑该轴为悬臂梁，且有轴向力的作用，选用圆锥滚子轴承，初选轴承 30205，由表得轴承的内径的 d=25mm，外径 52，宽度 B=15mm， T=21.4；内圈定位直径 mmda 31，外径定位 mmDa 41，轴上力作mmd 251 mmL 581 nts 用点与外圈大端面的距离 mma 5.32 ，故 mmd 352 ，联轴器定位轴套顶到轴承内圈端面，则该处轴段长度应略短于轴承内圈宽度，取 mmL 202 。该减速器锥齿轮的圆周速度大于2m/s，故轴承采用油润滑，由齿轮将油甩到导油沟内流入轴承座中。 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，、则 mmd 352 其右侧为齿轮 1 的定位轴套，为保证套筒能够顶到轴承内圈右端面，该处轴段长度应比轴 承内圈宽度略短，故取 mmL 202 （ 4） 轴段 3 的设计 该轴段为轴承提供定位作用，故取该段直径为轴承定位轴肩，即 mmd 423 ，该处长度与轴的悬臂梁长度有关，故先确定其悬臂梁的长度 （ 5） 齿轮与轴段 5 的设计 轴段 5 上安装齿轮，小锥齿轮所处的轴段采用悬臂梁结构，5d应小于 4d ，故初定5d=32mm 小锥齿轮齿宽中点分度圆与大端处径向端面的距离 M 由齿轮的结构确定，由于齿轮直径比较小，采用实心式，由图上量得M=32.9mm，锥齿轮大端侧径向端面与轴承套杯端面距离取为mm10 ，轴承外圈宽边侧距内壁距离，即轴承套杯凸肩厚C=8mm，齿轮大端侧径向端面与轮毂右端面的距离按齿轮结 构需要取为 56mm，齿轮左侧用轴套定位，右侧采用轴段挡圈固定，为使挡圈能够压紧齿轮端面，取轴与齿轮配合段比齿轮轮毂略短，差值为 0.75mm，则： mmLTCL 5.7575.05645 （ 6） 轴段 1 和轴段 3 的长度 轴段 1 的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承端盖等零件有关。由手册得，下箱体壁厚mm10 ， mmaR 74.27174.93178 ，取轴承旁联接螺栓为 M20，箱体凸缘连接螺栓为 M16，地脚螺栓为 M24，则有轴承端盖连接螺钉为 0.4 24=9.6mm，取其值为 M10。查手册，取轴承端盖凸缘厚度为 mmBd 12；取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为 mm2 ；告诉轴承端盖连接螺钉，查表取螺栓 GB/T5781 M10 35；其安装基准圆直径远大于联轴器轮毂外径，此处螺钉的拆装空间足够，取联轴器毂孔端面距轴承端盖表面距离 K=10mm，为便于结构尺寸取整，轴承端盖凸缘安装面与轴承左端面的距离取为 I4 =25.5mm，取轴段 1 端面与联轴器左端面的距离为 1.75mm ，则有mmd 352 mmL 202 mmd 354 mmL 204 mmd 423 mmL 5.755 mm10 nts K1 联LL + 75.124 LTIB d =110mm 轴段 3 的长度与该轴的悬臂梁长度 I3有关。小齿轮的受力作用点与右端轴承对轴的力作用点的距离为： I3=M+ +C+3a=66.5mm 两轴承对轴的力作用点间的距离为： I2 =（ 22.5） I3=133166.25mm L3= I2 +23a-2T=（ 133166.25） +2 15.3-2 18.3 =（ 127163.5） mm 取 L3=130mm，则有 I2 = I3+2T-2a =135.8mm 在其取值范围之内，合格 （ 7） 轴段 1 力作用点与左轴承对轴力作用点的距离： I1 =I2 -T+3a-31+1.75=94m 输入轴的结构图如下图（ 1）所示 1L 110mm I3=66.5mm I2 =135.8mm I1 =94mm 5 键连接 带轮与轴段 1 间采用 A 型普通平键连接，查机械设计课程设计选取其型号为 10 56GB/T1096-79,齿轮与轴段 4 间采用 A型平键连接，型号为 10 63GB/T1096-79 6 轴的受 力 分析 （ 1） 画轴的受力分析 轴的受力简图如下图所示 （ 2） 计算支承反力 在水平面上为 1HR NLdFLF mar 89.1218.135265.5146.965.6637.286221131 112 HrH RFR =408.25N (3)在垂直面上为 mmI IFR tv 56.4058.135 5.662.8282311 NRFR vtv 76.1233112 轴承 1 的总支承反力为： NRRR vH 48.42356.40589.121 2221211 轴承 2 的总支承反力： NRRR vH 55.129976.123325.408 2222222 1HR =121.89N 2HR =408.25N vR1=405.56N vR2=1233.76N 48.4231 RN 55.12992 Rnts（ 3） 画弯矩图 如下图（ 2）所示 N 图（ 1） 输入轴的结构图 （二） 中间轴的设计与计算 计算名称 计算及说明 计算结果 1 已知条件 高速轴传递的功率 KWP 15.22 ，转速 9601 n r/min，锥齿轮大端分度圆直径为 mmd 75.1892 ，齿宽中点处分度圆直径 mmdRm 3.161)5.01(2 ， 60,3.5933 bmmd2 选择轴的材料 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用45 钢，进行调质处理 45 钢进行调质处理 3 初算轴的直径 查表取 C=106135 之间 ，取平均值为 C=110， 则 mmnPCd 76.1932015.2110 3322m i n 76.19min d4 结构设计 轴的结构构想如图（ 3）所示， （ 1） 轴承部件的结构设计 为方便轴承的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两段固定方式，按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计 （ 2） 轴段 1 和 5 的设计 该轴段上安装轴承，此段设计应与轴承的选择设计同步，考虑到齿轮上作用较大的轴向力和圆周力，选用圆锥滚子轴承。轴段 1 和 5 上安装轴承，其直径应既 要便 于轴 承安装 ，又 要符 合 轴 承内径 系列 。根 据mmd 76.19min ，暂取轴承 32004，由表查得轴承内径mmd 20 ，外径 D=47mm，宽度 B=14mm，内圈定位直径ntsmmda 26 ，外径定位直径 mmDa 40 ，轴上力作用点与外圈大端面的距离 3a3.5mm，故 mmd 201 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则 mmd 205 （ 3） 齿轮轴段 2 与轴段 4 的设计 轴段 2 上安装齿轮 3，轴段 4 上安装齿轮 2。为便于齿轮安装， 2d 和 4d 应略大于 1d 和5d，此时安装齿轮 3 处的轴径可选为 23mm，经过验算，其强度不满足要求，可初定 2d 和 4d =25mm 由于齿轮的直径比较小，采用实心式，其右端采用轴 肩定位，左端采用套筒固定，齿轮 2 和轮廓的宽度范围为（ 1.21.5） 4d =（ 3037.5） mm，取其轮毂宽度 I4 =35mm，其左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段 2 长度应比齿轮 2 的轮毂略短， mmb 653 ，故取mmLmmL 33,63 42 （ 4） 轴段 3 的设计 该段为轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（ 0.070.1） 2d =（ 1.752.5） mm，取其高度h=2mm，故 mmd 303 齿轮 3 左端面与箱体内壁距离和齿轮 2 的轮毂右端面与箱体内壁的距离均取为 1 =10，且使箱体两侧内壁关于高速轴线对称，量得起宽度 mmB 52.193 ，取 mmB 194 ，则轴段 3 的长度 mmbLBL 7665203319423143 此时，锥齿轮没有处在正确安装的地方，在装配是可以调节两端盖下的调整垫片使其处于正确的安装位置 （ 5） 轴段 1 及轴段 5 的长度 由于轴承采用油润滑，故轴承内端面距箱体内壁距离取为 =5mm，则轴段 1 的长度为： mmLbBL 34)6365(10517)( 2311 轴段 5 的长度为： mmLIBL 34)3335(10517)( 4315 mmd 201 2d = 4d =25mm mmL 632 mmL 334 mmB 194mmL 763 mmL 341 nts（ 6）轴上力作用点的距离 轴承反力的作用点距轴承外圈大端的距离 mma 3.153 ，则由图可得轴的支点与受力点间的距离为：3311 2 abTI mm45.503.155.3210525.18 由装配图知 mmI 5.602 ， mmI 25.363 mmL 345 mmI 45.501 mmI 5.602 mmI 25.363 5 键连接的选择 齿轮与轴段间采用 A 型普通平键连接，查表取其型号为键12 100GB/T1096-90，齿轮与轴段 4 间采用 A 型普通平键连接，型号为 12 45GB/T1096-90 6 轴的受力分析 (1)画轴的受力简图 轴的受力简图如图所示 (2)计算支承反力 在水平面上为 321332131323122)(IIIdFdFIFIIFR amarrH 25.365.6045.50228946.9625.3637.286)25.365.60(75.776 + N275725.365.6045.50 202.5978.461 37.286275775.7761132 rHrH FRFR =-2266.62N 负号表示与所给的方向相反 在垂直平面内 25.365.6045.50 25.362.82875.9636.2083)( 321 323231 III IFIIFR ttvN8.2743 NRFFR vttv 76.1678.27432.82836.20831132 轴承 1 的总支承 反力为 NRRR vH 12.356962.22662757 2221211 轴承 2 的总支承反力为 NRRR vH 82.227262.226676.167 2222222 (4)画弯矩图 弯矩图如下图示 在水平面上 22 332133 dFIRdFMM aHaaHaH NR H 27571 HR2 =2266.62N vR1=2743.8N vR2=167.76N 82.22722 RN nts =-201145.5 mN mNdFIRdFMM aHabHbH 5.7 5 5 6 022 223222 在垂直面上为： mNIRM vav 71.13842445.508.274311 mNIRM vbv 3.608125.3676.16732 合成弯矩 22avaHa MMM138558.23 mN mNMMM avaHa 43.23751322 mNMMM avaHa 42.16820022 2222 3.60815.75560 bvbHb MMM mN 82.75804 mNMMM bvbHb 8802022 （ 4）画转矩图，如下图示 mNT 176502 aM 138558.23N bMmN 82.75804 mNT 176502图（ 3） （三）低速轴的设计与计算 计算名称 计算及说明 计算结果 1 已知条件 低速轴传递的功率 KWP 15.22 ，转矩 mNT 48.612 ，nts转速 min/3203 rn ，齿轮 4 的分度圆直径 mmd 2974 ，齿轮宽度 mmb 644 2 选择轴的材料 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用 45 钢调质处理 45 钢调质处理 3 初算轴径 查表得查表取 C=106135 之间 ，取 C=110， 则 mmnPCd 76.1932015.2110 3322m i n ，考虑到轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应该增大 3%5%,轴段最细直径为： mmmmd )68.203.20()05.003.0(7.197.191 76.19min dmm 4 结构设计 （ 1） 轴承部件的结构设计 为了方便轴承的安装与拆卸，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两段固定方式，按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计 （ 2） 联轴器与轴段 1 轴段 1 上安 装联轴器，此设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所连接轴两段的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查机械设计手册，取载荷系数 AK =1.5，计算转矩 caT= 1TKA =1.5 21.39=32.085N m，符合所选的联轴器。轴孔的范围为 1325mm。考虑到 mmd )68.203.20(1 ，取联轴器孔径为 1d 14mm，轴孔长度为 mm27联L，则相应的轴段的直径 mmd 141 ，其长度略短于孔的宽度，取mmL 251 （ 3） 密封圈与轴段 2 的设计 在确定轴段 2 的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。若联轴器采用轴肩定位，轴肩的高度为 h=(0.070.1) 1d =(0.981.4)mm。轴段 2的轴径 2d = )4.198.0(21 d =（ 15.9616.8） mm，其值最终由密封圈决定。该处的圆周速度均小于 3m/s，故可选用毡圈油封，查表选取毡圈 20JB/ZQ4606-1997，则 2d =20mm。 （ 4） 轴承与轴段 3 和轴段 7 的设计 考虑齿轮有轴向力存在，但是此处的轴径较大，选用单列的圆锥滚子轴承，在轴段 1 上安装轴承，其直径应既便于安装，又符合轴承的内径1d 14mm mmL 251 2d =20mm nts系列。现取轴承为 30110，则轴承内径为 50mm，外径为 80mm，宽度为 16mm，内圈定位直径ad=56mm，外径定为aD=74mm，轴上力作用点与外圈大端面的距离 5.253 amm ，故3d=50mm。由于该减速器锥齿轮的圆周速 度大于 2m/s，轴承采用油润滑，无需防挡油环，取 mmL 243 。为补偿箱体的铸造误差，取轴承靠近箱体内壁的端面与箱体内壁距离 =5mm。通常一根轴上的两个轴承选取的型号相同，则7d=50mm （ 5） 齿轮与轴段 6 的设计 轴段 6 上安装齿轮 4，为便于齿轮的安装，6d应略大于7d，可初定6d=55，齿轮 4 轮廓的宽度范围为（ 1.21.5）6d=（ 6682.5） mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度相等为 80mm，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒定位。为了使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴 段 6 长度应比齿轮 4 的轮毂略短，取为6L=78mm （ 6） 轴段 5 和轴段 4 的设计 轴段 5 为齿
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