二级直齿减速器课程设计922%1.2%260%133%160
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减速器课程设计
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二级直齿减速器课程设计922%1.2%260%133%160,减速器课程设计
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1 华 南 农 业 大 学 课程设计说明书 课程名称： 机械设计 /基础 题目名称： 二级减速器 学 院： 工程学院 姓 名： 曹新榕 学 号： 200630510101 班 级： 06 机制（ 1）班 指导老师： 卿艳梅 nts 2 目录 1 设计要求 3 2 传动装置总体设计方案 2.1 拟定传动方 案 4 2.2 电动机的选择 4 2.3 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 2.4 计算传动装置的运动和动力参数 5 3 传动零件的设计计算 3.1 齿轮的设计 7 4 轴系零 、部件的设计计算 4.1 高速速轴传动轴的设计 16 4.2 中间轴传动轴的设计 20 4.3 低 速轴传动轴的设计 22 4.4各轴轴承设计校核 24 5 联接部件的设计计算 5.1 键联接设计 27 5.2 联轴器设计 27 6 其它零、部件的设计计算 6.1 箱体结构的设计 28 6.2 减速器的零件位置尺 29 6.3 润滑密封设计 29 6.4 其他附件设计 29 7 维护与注意事项 30 设计小结 30 参考资料 31 nts 3 一、 设计要求 1、数据编号： A 运输带有效拉力 F（ N） 2000N 运输带速度 V（ m/s） 1.2m/s 卷筒直径 D（ mm） 260 2、两班制工作常温下连续单向运转，空载起动，载荷平稳，室内工作环境有轻度粉尘，每年工作 300 天，减速器设计寿命 10 年，电压为三相交流电（ 220V/380V）运输带允许速度误差 +5% 3、方案 B1，要求传动系统中含有两级圆柱齿轮减速器 二级展开式圆柱齿轮减速器 1、电动机 2、 6联轴器 3、箱体 4、 5齿轮 7卷筒 nts 4 计算及 说明 结果 二 、传动装置的总体设计 （一）、选择电动机 1、电动机的类型： 按工作要求和工作条件，选用 Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇式结构 2、确定电机容量： 电机的输出功率 waawd FvFP 1000(w为卷筒效率，取w=0.96) 则 kwPw 5.296.01 00 0 2.12 00 0 传动装置总效率 2241 2 3a 其中1为联轴器效率（弹性联轴器）1=0.99; 2为齿轮传动效率（ 8精度等级的一般齿轮传动）2=0.97；3为轴承效率（滚动轴承）3=0.98 则a= 2 2 40 .9 9 0 .9 7 0 .9 8 =0.85 2 . 5 0 2 . 9 40 . 8 5wd aPP k w k w 3、电动机转速 卷筒轴工作转速为 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 1 . 2 8 8 . 2 / m i n3 . 1 4 2 6 0vnrD 按推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器 8 40i 则电动机转速的可选范围为 ( 8 4 0 ) 8 8 . 2 / m i n 7 0 5 . 6 3 5 2 8 ( / m i n )iidn i n r r 符合这一范围的同步转速有： 750、 1000、 1500、 3000r/min 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格等因素。决定选用 2.94dP kwnts 5 计算及说明 结果 同步 转速为 1000r/min 的电动机，型号 Y112M-6 其中主要性能： 电动机 型号 额定功 率 （ kw） 同步转 速 （ r/min） 满载时 转速 （ r/min） 起 动 转 矩额 定 转 矩 最 大 转 矩额 定 转 矩 Y132s-6 3.0 1000 960 2.0 2.2 （二）传动装置总传动比的确定及其分配 1、传动装置总传动比 960 1 0 . 8 88 8 . 2ma nn i其中mn为电动机满载时转速， n为工作机主动轴转速 则高速及传动比为 1 ( 1 . 3 1 . 5 ) ( 1 . 3 1 . 5 ) 1 0 . 8 8 3 . 7 6 4 . 0 4aii 取1 3.80i 2 1 2 .8 6aii i（三）计算各轴的转速、功率和转矩等 设0i、1i为相邻两轴间的传动比；01、12为相邻两轴的传动效率； P、 P为各轴转速（ r/min），其余， nm为电动机满载转速，0i为电动机轴至轴的传动比；dP为电动机的实际输出功率；01为电动机轴至轴间的传动效率；dT为电动机的输出转矩。 1、 各轴转速 轴 ： 9 6 0 r / m i nmnn轴：1 9 6 0 / 3 . 8 0 / m i n 2 5 2 . 6 3 / m i nn n i r r 轴：2/ 2 5 2 . 6 3 / 2 . 8 6 / m i n 8 8 . 3 3 / m i nn n i r r 卷筒轴： 8 8 . 3 3 / m i nn n r Y112M-6型电动机 1i=3.80 2i=2.96 nts 6 计算及说明 结果 各轴输入功率： 轴：d 0 1 d 1 2 . 9 4 0 . 9 9 2 . 9 1P P P k w k w 轴：1 2 3 2 2 . 9 1 0 . 9 8 0 . 9 7 2 . 7 7P P P k w k w 轴：2 3 3 2 2 . 7 7 0 . 9 8 0 . 9 7 2 . 6 3P P P k w k w 卷筒轴：3 4 3 1 2 . 6 3 0 . 9 8 0 . 9 9 2 . 5 5P P P k w k w 2、 各轴输入转矩： 电动机轴输出转矩为： 9 5 5 0 / 9 5 5 0 2 . 9 4 / 9 6 0 2 9 . 2 5d d mT P n N m N m 轴：0 0 1 1 2 9 . 2 5 0 . 9 9 2 8 . 9 5ddT T i T N m N m 轴：1 1 2 1 3 2 2 8 . 9 5 3 . 8 0 0 . 9 8 0 . 9 7T T i T i N m 1 0 4 .5 9 Nm 轴：2 2 3 2 3 2T T i T i 1 0 4 . 5 9 2 . 8 6 0 . 9 8 0 . 9 7 Nm 2 8 4 .3 5 Nm 卷筒轴：3 3 4 3 1 2 8 4 . 3 5 0 . 9 8 0 . 9 9T T i T N m 2 7 5 .8 8 Nm 3、 运动和动力参数计算结果整理于表： 轴号 功率 P/kw 转矩 T/（ r/min） 转速 n/(r/min) 电机轴 2.94 29.25 960 轴 2.91 28.95 960 轴 2.77 104.59 252.63 轴 2.63 284.35 88.33 卷筒轴 2.55 275.88 88.33 nts 7 计算及说明 结果 三、各级传动件设计计算 A（以下 表示来源于机械设计课本的表或者图） 、选定齿轮类型、精度等级、材料及其齿数 （高速级齿轮） 1、 按 B方案，选用直齿圆柱齿轮 2、 运输机为一般工作机器，速度不高，选用 8级精度 3、 材料选择 ：大、小齿轮材料选 45钢（调质处理），硬度为 220HBS 4、 初选小齿轮齿数1z=23，大齿轮齿数2z=3.8 23=87.4，取2z=87 、按齿轮接触强度设计： 由 213112 . 3 2 EtdHk T zudu 进行计算 1、 确定公式内的各计算数值 、 试选载荷系数 1.3tk 、计算小齿轮传递的转矩 41 9 5 5 0 1 0 0 0 2 . 9 1 2 . 8 9 5 1 0960T N m m N m m 、 由于两支持相对齿轮做不对称布置，选取齿宽系数 1d、材料弹性影响系数 121 8 9 .8Eaz M P、 由（20910 21）齿轮的接触疲劳强度极限limH表，按齿面硬度查得大、小齿轮的接触疲劳强度极限lim1H=470aMP、由公式计算应力循环次数 116 0 6 0 9 6 0 1 2 8 3 0 0 1 0hN n j L 92 .2 7 6 4 8 1 0 812 7 . 2 7 6 1 03 . 8 0NN 、由（20710 19）接触疲劳寿命系数HNK图， 接触疲劳寿命系数 1HNK=0.88 2HNK=0.93 1N= 2.27648 910 2N= 87.276 10 nts 8 计算及说明 结果 、计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1 由公式 1 l i m 11 4 7 0 0 . 8 8 4 1 2 . 6H N HH a aK M P M PS 2 l i m 22 4 7 0 0 . 9 3 4 3 7 . 1H N HH a aK M P M PS 2、计算 、计算小齿轮分度圆直径1td，代入 1H 412.6 aMP 2131112 . 3 2 t EtdHkT zudu 243 1 . 3 2 . 8 9 5 1 0 4 . 8 1 8 9 . 82 . 3 2 1 3 . 8 4 1 3 . 6 50.02mm 、计算圆周速度 v 11 5 0 . 0 2 9 6 0 2 . 5 1 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s m s 、计算齿宽 b 1 1 5 0 . 0 2 5 0 . 0 2tdb d m m m m 、计算齿宽与齿高之比 bh模数 115 0 . 0 2 2 . 1 723ttdm m m m mz 齿高 2 . 2 5 2 . 2 5 2 . 1 7 4 . 8 8th m m m m m 5 0 . 0 2 1 0 . 2 14 . 8 8bh 、计算载荷系数： 根据 v=2.51m/s， 8 精度等级，由（19410 8）动载荷系数vK值图得 1.21vK 1td=50.02mm v=2.51m/ s nts 9 计算及说明 结果 直齿轮： 1HFKK由（19310 2）使用系数aK表 得 AK=1 由（19610 2）接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数HK表，用插值法 查得 8级精度，小齿轮相对支持非对称布置时 HK=1.452 再由 bh=10.21、HK=1.452 查（19810 13）弯曲强度计算的齿向载荷分布系数FKFK=1.40 则 1 1 . 2 1 1 1 . 4 5 2 1 . 7 5 7A H v HK K K K K 、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由公式 3311 1 . 7 5 75 0 . 0 2 5 5 . 31 . 3ttKd d m m m mK 、计算模数 m 115 5 . 3 2 . 423dm m m m mz 、按齿根弯曲强度设计 由公式 13 212 aF S adFYYKTmz 进行设计 1、确定公式内的各计算数值 、由（20910 20c）正火处理的结构钢和铸钢的limH图查得大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限 12 380F E F E aMP、由（20610 18）弯 曲疲劳寿命系数FNK图中取 K=1.757 1d=55.3mm m=2.4mm nts 10 计算及说明 结果 1FNK=0.85 2FNK=0.88 、计算弯矩疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 由公式 111 0 . 8 5 3 8 0 2 3 0 . 7 11 . 4F N F EF a aK M P M PS 222 0 . 8 8 3 8 0 2 3 8 . 8 61 . 4F N F EF a aK M P M PS 、计算载荷系数 K 1 1 . 2 1 1 1 . 4 0 1 . 7 4 2A V F FK K K K K 、由（20010 5）齿形系数FaY和应力校正系数SaY表查得 齿形系数 1 2.69FaY 2 2.206FaY 应力 校正系数 1 1.575SaY 2 1.774SaY 、计算大、小齿轮的 Sa FaFYY，并加以比较 111 2 . 6 9 1 . 5 7 5 0 . 0 1 8 3 62 3 0 . 7 1S a F aFYY 222 2 . 2 0 6 1 . 7 7 4 0 . 0 1 6 3 82 3 8 . 8 6S a F aFYY 小齿轮的数值大 2、设计计算 111 33 221 12 2 1 . 7 4 2 2 8 9 5 0 0 . 0 1 8 3 6 1 . 4 71 2 3aF S adFYYKTm m mz 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。由于齿轮模数 m的大小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。可取弯曲疲劳强度算 K=1.568 nts 11 计算及说明 结果 得的模数 1.47mm，并就近圆整为标准值 m=1.5mm，按接触疲劳强度计算得得分度圆直径1d=55.3mm 算出小齿轮的齿数 11 5 5 . 3 3 6 . 8 7 3 71 . 5dz m 则，大齿轮齿数 2 3 . 8 3 7 1 4 0 . 6 1 4 1z 、几何尺寸计算 1、计算分度圆直径 11 3 7 1 . 5 5 5 . 5d z m m m 22 1 4 1 1 . 5 2 1 1 . 5d z m m m 2、计算齿轮宽度 1 1 5 5 . 5 5 5 . 5db d m m m m 则取 2B=60mm 1B=65mm 3、计算中心距 12 5 5 . 5 2 1 1 . 5 1 3 3 . 522ddd m m m m B 慢速级齿轮 、 选择齿轮 1、 小齿轮材料选 40Gr（调质处理），硬度为 260HBS；大齿轮材料为45钢（调制处理），硬度为 220HBS，二者材料硬度差为 40HBS 同高速级一样试选小齿轮齿数为1z=23则2 2 1 2 . 8 6 2 3 6 6z u z 2、齿轮类型为直齿圆柱齿轮，精度等级为 8，有 P=2.77kw 2 2 5 2 .6 3 / m i nnr、 计算 m=1.5mm 1z=37 2z=141 2B=60mm 1B=65mm nts 12 计算及说明 结果 按齿面接触疲劳强度设计 由公式 13 212 abFFdFYYKTmz 进行计算 1、 确定公式内的各计算数值 、试选载荷系数 1.3tk 、计算小齿轮传递的转矩 41 9 5 5 0 1 0 0 0 2 . 9 1 2 . 8 9 5 1 0960T N m m N m m 、由于两支持相对齿轮做不对称布置，选取齿宽系数 1d、材料弹性影响系数 121 8 9 .8Eaz M P、由（20910 21）齿轮的接触疲劳强度极限limH表 ，按齿面硬度查得大、小齿轮的接触疲劳强度极限lim1H=550aMP，lim2H=470aMP、由公式计算应力循环次数 126 0 6 0 2 5 2 . 6 3 1 2 8 3 0 0 1 0hN n j L = 87.276 10 812 2 . 5 4 1 02 . 8 6NN 、由（20710 19）接触疲劳寿命系数HNK图，接触疲劳寿命系数 1HNK=0.90 2HNK=0.93 、计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1 由公式 1 l i m 11 5 5 0 0 . 9 0 4 9 5H N HH a aK M P M PS 2 l i m 22 4 7 0 0 . 9 3 4 3 7 . 1H N HH a aK M P M PS 1N87.276 10 2N82.54 10 nts 13 计算及说明 结果 2、计算 、计算小齿轮分度圆直径2td，代入 2H 437.1 aMP 2232212 . 3 2 t EtdHkT zudu 243 1 . 3 2 . 8 9 5 1 0 3 . 8 6 1 8 9 . 82 . 3 2 1 2 . 8 6 4 3 7 . 1 57.74mm 、计算圆周速度 v 22 5 7 . 7 4 2 5 2 . 6 3 1/6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s m s 、计算齿宽 b 2 1 5 7 . 7 4 5 7 . 7 4tdb d m m m m 、计算齿宽与齿高之比 bh模数 2215 7 . 7 4 3 . 2 923ttdm m m m mz 齿高 22 . 2 5 2 . 2 5 3 . 2 9 7 . 4th m m m m m 5 7 . 7 4 1 0 . 2 17 . 4bh 、计算载荷系数： 根据 v=1m/s， 8 精度等级，由（19410 8）动载荷系数vK值图得 1.11vK 直齿轮： 1HFKK由（19310 2）使用系数AK表 得 AK=1 同时查得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数FK=1.452 则 1 1 . 1 1 1 1 . 4 5 2 1 . 6 1 2A H v HK K K K K 2td 57.74 Mm K=1.612 nts 14 计算及说明 结果 、按实际的载荷系数校 正所算得的分度圆直径，由公式 3322 1 . 6 1 25 7 . 7 4 8 1 . 3 71 . 3ttKd d m m m mK 、计算模数 m 218 1 . 3 7 3 . 5 423dm m m m mz 、按齿根弯曲强度设计 由公式 23 212 aF S adFYYKTmz 进行设计 1、确定公式内的各计算数值 、由（20910 20c）正火处理的结构钢和铸钢的limH图查得大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1 500FE aMP 、由（20610 18）弯曲疲劳寿命系数FNK图中取 1FNK=0.88 2FNK=0.90 、计算弯矩疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 由公式 111 0 . 8 8 5 0 0 3 1 4 . 2 91 . 4F N F EF a aK M P M PS 222 0 . 9 0 3 8 0 2 4 4 . 2 91 . 4F N F EF a aK M P M PS 、计算载荷系数 K 1 1 . 1 1 1 1 . 4 0 1 . 5 5 4A V F FK K K K K 、由（20010 5）齿形系数FaY和应力校正系数SaY表查得 K=1.554 nts 15 计算及说明 结果 齿形系数 1 2.69FaY 2 2.256FaY 应力校正系数 1 1.575SaY 2 1.742SaY 、计算大、小齿轮的 Sa FaFYY，并加以比较 111 2 . 6 9 1 . 5 7 5 0 . 0 1 3 4 83 1 4 . 2 9S a F aFYY 222 2 . 2 5 6 1 . 7 4 2 0 . 0 1 6 0 82 4 4 . 2 9S a F aFYY 大齿轮的数值大 2、设计计算 3222 33221 22 2 1 . 5 5 4 1 0 4 . 5 9 1 0 0 . 0 1 6 0 81 2 3aF S adFYYKTmz 2.15mm 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。由于齿轮模数 m的大小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。可取弯曲疲劳强度算得的模数2.15mm，并就近圆整为标准值 m=2.5mm，按接触疲劳强度计算得得分度圆直径1d=81.37mm 算出小齿轮的齿数 11 8 1 . 3 7 3 2 . 5 3 32 . 5dz m 则，大齿轮齿数 2 2 . 8 6 3 3 9 4 . 3 8 9 5z 、几何尺寸计算 1、计算分度圆直径 11 3 3 2 . 5 8 2 . 5d z m m m m=2.5mm 1z=33 2z=95 1d=82.5 mm nts 16 计算及说明 结果 22 9 5 2 . 5 2 3 7 . 5d z m m m 2、计算齿轮宽度 1 1 8 2 . 5 8 2 . 5db d m m m m 则取 2B=85mm 1B=90mm 3、计算中心距 12 8 2 . 5 2 3 7 . 5 16022ddd m m m m 、整理齿轮数据于表 轴号 齿轮类型 齿数 模数 mm 分度圆直径 mm 材料 齿厚 mm 轴 小齿轮 37 1.5 55.5 45钢（调质） 65 轴 33 2.5 82.5 40Gr（调质） 90 大齿轮 141 1.5 211.5 45钢（调质） 60 轴 95 2.5 237.5 85 四减速器内部传动零件的设计计算 、 轴的结构设计 1、选择轴的材料 因为轴无特殊要求，故选用 45钢，调制处理 2、粗选轴外伸直径 d 、由公式3 PdAn确定最小直径 查有关表有 45钢： A=126103 轴：1 2 8 .9 5T N m2.91P kw9 6 0 m innr 33 2 . 9 11 2 6 1 0 3 960Pd A m mn 1 8 . 2 4 1 4 . 9 1 mm 2d=237.5 mm 2B=85mm 1B=90mm d=160mm nts 17 计算及说明 结果 、由 于此轴式通过联轴器与电动机联接的。 电动机 Y132S-6 公称转矩 69 . 5 5 1 0 2 9 . 2 5PT m mn 查资料有 1.5AK 2 9 . 2 5 1 . 5 4 3 . 8 7 5c a AT K T N m N m 查得 TL6 型弹性套柱销联轴器：许用转矩为 250Nm ，许用最大转速为3800r/min，轴径为 3242之间。故选 GB/T4323-1984 TL6联轴器 38 8232 82YAYA （ d=3218.24 可用） ,即轴外伸直径 d=32mm 3、轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案，并根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如图： 1)、各轴段直径 ： 、1d：1d=d=32mm 、2d：这里为定位轴肩，2d应在1d的基础上加上两倍轴肩的高度，所以 2 1 12 0 . 0 7 3 6 . 4 8d d d m m 。考虑到该轴段安装密封圈，所以直径2d还应该符合密封圈的标准，取2d=40mm 、3d：此处为非定位轴肩，所以32 2 2 4 4d d m m m m ，由于这里安装轴承，故取轴承内径标准3d=45mm 、4d：43 2 2 . 5 5 0d d m m m m d=32mm 1d=32mm 2d=40mm 3d=45mm 4d=50mm nts 18 计算及说明 结果 、5d：此处为连轴齿轮，所以5d等于齿轮齿顶圆直径 *5 1 12 3 7 2 1 1 . 5 5 8 . 5aad d z h m m m m m 齿根圆直径 *112 2 3 7 2 0 . 5 1 . 5 5 1 . 7 5fad z h c m m m m m 3fdd（所以可用） 、6d、7d：7d=3d=45mm；6d=4d=50mm 2）、各轴段的长度： 、1l：此段轴与联轴器配合， 左端用挡圈定位，为了保证轴段挡圈压在半联轴器上面而不压在轴端上，所以1l要略小于联轴器孔长：1l=80mm 、2l、初步选定轴承：因只受径向载荷，故选深沟球轴承 GB/T 272-1994 61909；其尺寸为 4 5 7 5 1 0d D B m m m m m m 。轴承座孔 L 应该等于底座壁厚 +轴承旁连接螺栓至箱体外壁距离2C与至凸缘边缘距离1C+510mm 12 5 1 0 8 2 2 2 0 8 5 8L C C m m m m 所以轴承端盖定位环长度 m 等于坐孔长度减去轴承宽度，再减去轴承面至箱体内 表面的距离3=35，再加上垫圈厚。所以 m=L-B-3+2=58-10-5+2=45mm。根据轴承的拆装要求，取端盖的外断端面与联轴器右端面的间距 l =20mm。则2l=l +e+m=20+9.6+45=74.6mm 、3l： 由于深沟球轴承为固定间隙轴承，为补偿轴受热伸长量，则3l=B+0.4=10.4mm 、4l：根据轴间接求得。4l=5+10+90+10-2.5=112.5mm。 、5l：此处的长度等于齿轮的宽度，5l=65mm 、6l：齿轮端面至箱体内表面的距离1大于壁厚 =8mm，取1=10mm（此处为小齿轮轮宽比配对大齿轮大，所以大齿轮肯定不会碰到内壁，反而会离得更 5d=58.5mm 6d=45mm 7d=50mm 1l=80mm 2l=74.6mm 3l=10.4mm nts 19 计算及说明 结果 远）。6l=1+3=10+5=15mm 、7l、此处英爱略大于轴 承宽度， B=10mm。所以7l=12mm。 3）、强度校核 分析图： 3112 2 2 8 . 9 5 1 . 0 4 1 05 5 . 5tTFNd 3t a n 1 . 0 4 1 0 t a n 2 0 3 7 9rtF F N o所以 xz平面内的弯矩：m a x 1 4 . 7ry F a bM N mlxy平面的弯矩：m a x 4 0 . 4tx F a bM N ml则所合成的弯矩： 22m a x m a x 43yxM M M N m 所以许用应力 nts 20 计算及 说明 结果 2 2 2 2331 3 2 4 3 2 8 . 9 5( 5 0 1 0 ) aM T PW 4 . 2 5 5aaM P M P 所以此轴安全 （二）、轴的结构设计 1、材料 45钢，正火处理 轴有： P=2.77kw n=252.63r/min 2、初选轴最小直径 33 2 . 7 71 2 6 1 0 3 2 5 2 . 6 3Pd A m mn =2822.87mm 取 d=30mm 考虑到键槽的削弱，轴 径增大 5%7% 则 d=30+30 5%=31.5mm 与轴承联接，圆整为 35mm 3、轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案，并根据轴的定位的要求确定各段直径及长度 1）、各轴段直径 、1d、5d：1d=5d=d=35mm 、2d、4d：2d=4d=1d+0.11d 2=42mm 、3d：3d=2d+2 0.12d=50.4mm 取3d=50mm 2）、各轴段长度： 、1l： 由该轴段的直径选轴承 GB/T 272-1994 61906，数据 d=35mm nts 21 计算 及说明 结果 3 5 5 5 1 0d D B m m m m m m 。 1l 由轴承宽 B、轴承内端面与内壁距离 3 ，齿轮端面到内壁距离1壁厚 =8mm，取 =10mm 所以1l=B+1+3=25mm，又因为 轴承靠外面端面轴应该外伸一点， 齿轮外伸了一点， 所以1l应该再加上 2 2mm，得1l=29mm 、2l：2l等于小齿轮的宽度，为了装配，齿轮外伸一点，则应该略小于齿轮宽度，2l=88mm 、3l：3l应该大于 1.4倍轴肩高度，取3l=10mm 、4l：4l与2l同理，4l=58mm 、5l：考虑小齿轮比大齿轮宽了 5mm。5l=31.5.5mm 、闷盖定位环长度 m，座孔长 58mm，所以 m=L-B-3+2=45mm 4、 校核 分析图： nts 22 计算及说明 结果 22 2 1 0 4 . 5 9 9892 1 1 . 5tbbTF N Nd t a n 3 6 0r b tbF F N22m a x 14rbby F a bM N ml 22m a x 3 8 . 4tbbx F a bM N ml 合成矩 ： 22m a x m a x 4 3 . 2b b y b xM M M N m 同理：m a x 112axM N mm a x 4 0 . 7ayM N m1 1 9 .1aM N m所以总合成矩 1 6 2 . 3baM M M N m 许用应力： 221 2 6 . 5aM T M PW T。符合 3、轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案，并根据轴的定位要求确定各段的直径及长度 =26.5 aMPnts 23 计算及说明 结果 再此不在复述： 、各轴段直径： 1d=5d=55mm 2d=4d=66mm 3d=79mm 6d=50mm 7d=42mm 、个轴段长度： 1l=34.5mm 2l=83mm 3l=10mm 4l=80mm 5l=13.4mm 6l=71.6mm 7l=110mm 3、校核 nts 24 计算及说明 结果 同理有 tF=2446N nF=890N m a x 40ry F a bM N ml m a x 1 1 7 . 1tx F a bM N ml 22m a x m a x 124yxM M M N m 许用应力： 221 11 aM T M PW =55 aMP （四）、各轴轴承校核 1 、 高 速 级 轴 承 ， 深 沟 球 轴 承 GB/T 272-1994 61909 ；其尺寸为4 5 7 5 1 0d D B m m m m m m 。 15.6rC kN ， 0 12.2rC kN =11 aMPnts 25 计算及说明 结果 两轴承的径向力： 1150 3 7 9 1 5 0 022 8 0 . 71 5 0 5 2 . 5 2 0 2 . 5r a erVdFFFN 21 3 7 9 2 8 0 . 7 9 8 . 3r V r r VF F F N N N 1 1 5 0 1 5 0 1 0 4 0 7 7 0 . 41 5 0 5 2 . 5 2 0 2 . 5r H tF F N N 21 1 0 4 0 7 7 0 . 4 2 6 9 . 6r H t r HF F F N N N 2 2 2 21 1 1 2 8 0 . 7 7 7 0 . 4 8 1 9 . 9r r V r HF F F N N 2 2 2 22 2 2 9 8 . 3 2 6 9 . 6 2 8 7r r V r HF F F N N 由于深沟球轴承的轴向力很小，所以忽略 取Pf=1 则当量载荷 1 8 1 9 .9rP F N轴承 1的 Fr 大于轴承 2，故轴承 1危险，校核轴承 1即可： 验算轴承寿命： 36641 0 1 0 1 5 6 0 0 1 2 1 06 0 6 0 9 6 0 8 1 9 . 9rh CL h hnP =25年 满足要求 2、低速轴轴承校核： .深沟球轴承 GB/T 272-1994 61909；其尺寸为 5 5 8 0 1 3d D B m m m m m m 15900rCN，0 13200rCN两轴承径向力： 16 6 . 5 8 9 0 6 6 . 5 022886 6 . 5 1 3 9 2 0 5 . 5r a erVdFFFN 21 8 9 0 2 8 8 6 0 2r V r r VF F F N N N 1 6 6 . 5 6 6 . 5 2 4 4 6 7 9 1 . 56 6 . 5 1 3 9 2 0 5 . 5r H tF F N N 21 2 4 4 6 7 9 1 . 5 1 6 5 4 . 5r H t r HF F F N N N hL=25年 nts 26 计算及说明 结果 2 2 2 21 1 1 2 8 8 7 9 1 . 5 8 4 2 . 3r r V r HF F F N N 2 2 2 22 2 2 6 0 2 1 6 5 4 . 5 1 7 6 0 . 6r r V r HF F F N N 同理 1 1 7 6 0 .6rP F N验算轴承寿命： 3661 0 1 0 1 5 9 0 0 500006 0 6 0 2 5 2 . 6 3 1 7 6 0 . 6rhCL h hnP =10.4年 满足要求 3、中间轴轴承校核： 深沟球轴承 GB/T 272-1994 61909；其尺寸为 4 5 7 5 1 0d D B m m m m m m 9500rCN，0 6800rCN165 3 6 0 6 5 021 1 5 . 66 5 1 3 7 . 5 2 0 2 . 5r A a er A VdFFFN 21 3 6 0 1 1 5 . 6 2 4 4 . 4r A V r A r A VF F F N N N 1 6 5 6 5 9 8 9 3 1 7 . 56 5 1 3 7 . 5 2 0 2 . 5r A H t AF F N N 21 9 8 9 3 1 7 . 5 6 7 1 . 5r A H t A r A HF F F N N N 2 2 2 21 1 1 1 1 5 . 6 3 1 7 . 5 3 3 7 . 9r A r A V r A HF F F N N 2 2 2 22 2 2 2 4 4 . 4 6 7 1 . 5 7 1 4 . 6r A r A V r A HF F F N N 同理： 221 1 1 1999r B r A V r A HF F F N 222 2 2 6 9 9 . 7r B r A V r A HF F F N 1 1 1 1 9 9 9 3 3 7 . 9 1 6 6 1 . 1r r B r AF F F N N N 2 2 2 7 1 4 . 6 6 9 9 . 7 1 4 . 9r r B r AF F F N N N hL=10.4年 nts 27 计算及说明 结果 则 1 1 6 6 1 .1rP F N验算轴承寿命： 3661 0 1 0 9 5 0 0 485686 0 6 0 8 8 . 3 3 1 6 6 1 . 1rhCL h hnP =10.12年 符合要求 五、连接部件设计计算 1、键的选择 、 按一般使用情况选择采用 A型普通评鉴联接，得参数于表： d bh l 电动机轴 38 10 8 70 轴 32 10 8 70 轴 42 12 8 80 轴 42 12 8 50 轴 66 20 12 70 轴 42 12 8 100 卷筒轴 40 12 8 100 、强度校核： 电动机轴、轴 、轴 d=42 的键、卷筒轴的键安装在联轴器上，联轴器的材料为铸铁，载荷性质为轻微冲击， 5 0 6 0PaMP 其余安装齿轮，齿轮材料为钢，载荷性质为轻微冲击， 1 0 0 1 2 0PaMP 静联接校核挤压强度： 电动机轴： 4 4 2 9 . 2 5 2 0 . 8 91 0 8 7 0P a aT M P M Pdhl P轴 ： 4 4 2 8 . 9 5 2 0 . 6 71 0 8 7 0P a aT M P M Pdhl P轴 :1 4 4 1 0 4 . 5 9 5 4 . 4 71 2 8 8 0PaT MPdhl P2 4 4 1 0 4 . 5 9 8 7 . 1 61 2 8 5 0T MPdhl PhL=10.12年 nts 28 计算及说明 结果 轴 ：1 4 4 2 8 4 . 3 8 6 7 . 7 12 0 1 2 7 0P a aT M P M Pdhl P2 4 4 2 8 4 . 3 8 1 1 8 . 4 91 2 8 1 0 0P a aT M P M Pdhl P卷筒轴： 4 4 2 7 5 . 8 8 1 1 4 . 9 51 2 8 1 0 0P a aT M P M Pdhl P均符合强度要求。 2、联轴器的选择： 、电动机跟轴联接 选 GB/T4323-1984 TL6 联轴器 38 8232 82YAYA 、卷筒跟轴联接 选 GB/T4323-1984 TL6 联轴器 42 11240 112YAYA 六、其他零部件的设计计算 1、箱体的结构设计 箱座壁厚 8mm 箱盖壁厚 18mm 箱体凸缘厚度 b 、1b、2b箱座 b =12mm、箱盖1b=12mm、 箱底座2b=20mm 加强肋厚 m 、1m箱座 m =7mm、箱盖1m=7mm 地脚螺栓直径 fd20mm 地脚螺栓数目 n 6 轴承旁连接螺栓直径 1d16mm 箱盖、箱座连接螺栓直径 2d10mm 窥视孔盖螺钉直径 4d6mm fd、1d、2d至箱外壁距离、 至凸缘边缘距离 1C、2Cfd1d2d16 22 26 14 20 24 箱体外壁至轴承端面的距离 1l55 nts 29 计算及说明 结果 2、减速器零件的位置尺寸 1齿顶圆至箱体内壁的距离 30mm 2齿轮端面至箱体内壁的距离 10mm 3轴承端面至箱体内壁的距离 5mm 4旋转零件之间的轴向 距离 15mm 5齿轮顶圆至轴便面的距离 20mm 6大齿轮定员至箱底内壁的距离 30mm l 轴承端盖凸缘厚度 11mm 3、润滑密封设计 轴承采用有润滑，从凹槽引入。详情看装配图 箱体内齿轮采用浸油润滑。齿轮的滑动速度 1 V 2.5,选用 N220 工业齿轮油 ，装至
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