带式输送机使用的V带传动或链传动及直齿圆柱齿轮.doc
二级直齿减速器课程设计932%1.4%340%123%173
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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932%1.4%340%123%173,减速器课程设计
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目录 1. 题目 1 2. 传动方案的分析 2 3. 电动机选择，传动系统运动和动力参数计算 2 4. 传动零件的设计计算 5 5. 轴的设计计算 16 6. 轴承的选择和校核 26 7. 键联接的选择和校核 27 8. 联轴器的选择 28 9. 减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择 28 10.减 速 器 箱 体 设 计 及 附 件 的 选 择 和 说明 29 11. 设计总结 31 12. 参考文献 31 nts 1 广东技术师范学院机电系 机械设计课程设计 设 计 任 务 书 题目： 设计一带式输送机使用的 V 带传动或链传动及直齿圆柱齿轮减速器。设计参数如下表所示。 1、基本数据 数据编号 QB-5 运输带工作拉力 F/N 2000 运 输 带 工 作 速 度v/(m/s) 1.4 卷筒直径 D/mm 340 滚筒效率 0.96 2.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳； 3.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度 35 度左右。 4.工作寿命 15 年，每年 300 个工作日，每日工作 16 小时 5.制作条件及生产批量 : 一般机械厂制造，可加工 7 8 级齿轮；加工条件：小批量生产。生产 30 台 6.部件： 1.电动机 ， 2.V 带传动或链传动 ,3.减速器 ,4.联轴器 ,5.输送带6.输送带鼓轮 7.工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，室内工作； 运输带速度允许误差 5%； nts 2 两班制工作， 3 年大修，使用期限 15 年。 (卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力 F 中已考虑。 ) 8.设计工作量： 1、减速器装配图 1 张 (A0 或 sA1)； 2、零件图 1 3 张； 3、设计说明书一份。 2 传动方案的分析1 电动机， 2 弹性联轴器， 3 两级圆柱齿轮减速器， 4 高速级齿轮， 5 低速级齿轮 6 刚性联轴器 7 卷筒 nts 3 方案分析 : 由计算 (下页 )可知电机的转速的范围为 : 674.410 3372.04r/min 由经济上考虑可选择常用电机为 1500r/min .功率为 4kw.又可知总传动比为 17.082.如果用带传动 ,刚减速器的传动比为 5 10,用二级圆柱齿轮减速器则传动比太小 ,而用一级则有点过大 ,从而齿轮过大 ,箱体就随着大 .因而不用带传动直接用联轴器 ,因有轻微振动 ,因而用弹性联轴器与电机相连 . 两级展开式圆柱齿轮减速器的 特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置 在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿 。两级同轴式圆柱齿轮减速 : 特点及应用：减速器横向尺寸较小，两对齿轮浸入油中深度大致相同。但轴向尺寸大和重量较大，且中间轴较长、刚度差，使载荷沿齿宽分布不均匀，高速级齿轮的承载能力难于充分利用 。 从性能和尺寸以及经济性上考虑选择两级展开式圆柱齿轮减速 . 卷筒同输出轴直接同联轴器相连就可以 ,因为这样可以减少能量的损耗 . 3 电动机选择， 传动系统运动和动力参数计算 一、电动机的选择 nts 4 1.确定电动机类型 按工作要求和条件 ,选用 y 系列三相交流异步电动机。 2.确定电动机的容量 （ 1）工作机卷筒上所需功率 Pw Pw = Fv/1000 =2000 X 1.4/1000 =2.8kw (2)电动机所需的输出功率 为了计算电动机的所需 的输出 功率 Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率 总 。设 1、 2、 3、 4、分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为 7级）、滚动轴承、弹性联轴器、工作机的效率，由 2表 2-2 P6查得 1 = 0.99， 2 = 0.98， 3 = 0.99， 4 = 0.99， 5 = 0.96，则传动装置的总效率为 总 =1222334 = 0.992 x 0.982 x 0.993 x 0.96=0.877 总wd PP2.8/0.877=3.193kw 3.选择电动机转速 由 2表 2-3 推荐的传动副传动比合理范围 联轴器传动 i 联 =1 两级减速器传动 i 减 =8 40(i 齿 =3 6) 则传动装置总传动比的合理范围为 i 总 = i 联 i 齿 1 i 齿 2 i 总 =1（ 8 40） =（ 8 40） 电动机转速的可选范围为 nts 5 nw=DV60=60x1000x1.4/3.14x340 78.68r/min nd=i 总 nw=（ 8 40） nw=8nw 40nw=629.34 3147.2r/min 根据电动机所需功率和同步转速 ， 查 机械设计手册 (软件版 )R2.0-电器设备 -常用电动机规 格， 符合这一范围的常用同步加速有 3000、 1500、1000 minr 。 选用同步转速为 1500r/min，输出轴直径为 28j6mm 选定电动机型号为 Y112M-4。 二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 1.传动装置总传动比 i 总 = nm / nw=1440/78.68 18.30 式中 nm-电动机满载转速 ， 1440 r/min; nw-工作机的转速 ， 78.68 r/min。 2.分配传动 装置各级传动比 i 总 =i 联 i 齿 1 i 齿 2 分配原则：（ 1） i 齿 =3 6 i 齿 1=（ 1.3 1.4） i 齿 2 减速器的总传动比为 i = i总 / i联 =18.30 双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为 i齿 1 = i3.1 = 4.877 低速级的传动比 i齿 2 = i/i齿 1 = 8.30/4.877 =3.752 nts 6 三、运动参数和动力参数计算 1.各轴转速计算 n0= nm =1440 r/min n = nm / i联 =1440 r/min n = n / i齿 1 = 1440/4.877=295.26 r/min n = n / i 齿 2 =295.26/3.752=78.69r/min 2.各轴输入功率 P0= Pd=3.193kw P = Pd 4 = 3.193x0.99=3.163kw P = P 2 3 =3.163x0.98x0.99=3.067kw P = P 2 3 =3.067x0.98x0.99=2.976kw 3.各轴输入转矩 T0 = 9550Pd/n0 =9550x3.193/1440=21.176 mN T = 9550P /n =9550x3.161/1440=20.964 mN T = 9550P /n = 9550x3.067/295.26=99.20 mN T = 9550P /n = 9550x2.9767/78.69=361.174 mN 表 1 传动装置各轴运动参数和动力参数表 项目 轴号 功率 kw 转速 minrn 转矩 mNT 传动比 0 轴 3.193 1440 21.176 1 轴 3.161 1440 20.964 4.877 轴 3.067 99.200 nts 7 295.26 3.752 轴 2.9767 78.69 361.174 4 传动零件的设计计算 一、渐开线斜齿圆柱齿轮设计 （一）高速级直齿圆柱齿轮设计计算表 项 目 计算（或选择）依据 计算过程 单位 计算（或确定）结果 1选齿轮精度等级 查 1P208 表10-8 传输机为一般工作机速度不高 级 7 2材料选择 查 1P180 表 10-1 小齿轮 40Cr(调质 ) 大齿轮 45 钢 (调质 ) 小齿轮 280HBS,大齿轮 240HBS 3选择齿数 Z )4020(1 Z 12 iZZ 12ZZU Z1=24 Z2=4.877x24 =117.3 U=117/24=4.875 个 1Z 24 2Z 117 U 4.875 5按齿面接触疲劳强度设计 （ 1）试选 Kt 试选 1.3 Kt=1.3 (2)计算小齿轮T=9550XP1/n1 T=9550x3161/1440Nmm T1=2.096x 104 nts 8 传递的转矩 T1 =2.0963X104 (3)齿宽系数 d 由 1P201 表10-7 d=0.71.15 d=1 (4)材料的弹性影响系数 ZE 由 1 P198 表10-6 锻钢 MP1/2 ZE=189.8 (5) 齿轮接触疲劳强度极限 limH 由 1P207 图 1limH 600 2limH 550 MPa1limH 600 2limH 550 （ 6）应力循环次数 N 由 1式 N1=60n1jLh= 60X1440X16X300X15 6.2208X109 112 / 齿iNN =6.22X109/4.877=1.275X109 N1=6.22X109 N2=1.28X109 （ 7）接触疲劳强度寿命系数 KHN 由 1P203 图10-19 KHN1 = 0.90 KHN2 = 0.95 KHN1 = 0.90 KHN2 = 0.95 （ 8）计算接触疲劳强度许用应力 H 取失效概率为，安全系数为 S=1，由 1式得 H1= SK HHN 1lim1=0.90X600/1=540 H2= SK HHN 2lim2=0.95X550/1=522.5 MPa H1= 540 H2= 522.5 nts 9 （ 9）试算小齿轮分度圆直径 td1 按 1式（ 1021）试算 3 211 )(132.2HEdtt ZuuTkd 37.8225 mm 37.823 （ 10）计算圆周速度 v 100060 11 ndv tV=3.14X37.823X1440/60X1000=2.85034 m/s V=2.85 （ 11）计算齿宽 B b = dd1t B1=1 37.823 mm B1=37.823 （ 12）模数 ntm 11zdm tnt ntm 37.823/24 1.576 h = 2.25mnt =3.546 b/h =37.823/3.546=10.5769 度 ntm =1.576 h =3.546 b/h= 10.577 （ 13）计算载荷系数 K 由 1表 10-2 查得使用系数 1AK 根据 v= 2.85 级精度，由 1P190 图10-8 查得动载荷系数 VK1.10 由 1表 P194 查得 KH =1.12+0.18(1+0.6 d2) d2+0.23 10-3b=1.12+0.18(1+0.6X21 )21 + 0.23X10-3X37.823=1.417 由 1图 P195 查得 KF=1.34 假定 mmNdFK tA /1001 ，由1P193 表 10-3 查得 FH KK1.2 故载 荷 系 数 K=KAKVKH KH K=1.870 nts 10 =1X1.10X1.2X1.417=1.870 （ 14） 按实际的载荷系数校正分度圆直径 由 1式 10-10 d1=d1t 3 / tKK = 42.696 mm d1=42.70 （ 15）计算模数nm 11zdmn 42.70/24=1.779 mm mn=1.78 6按齿根弯曲疲劳强度设计 （ 1）计算载荷系数 K K=KAKVKF KF K1x1.10x1.2X1.34=1.7688 K 1.769 (2)齿形系数 Fsa 由 1P197 表10-5 Fsa1=2.65 Fsa2=2.18+(2.14-2.18)(117-100)/(150-100)=2.1664 Fsa1=2.65 Fsa2=2.166 （ 3）应力校正系数 YSa 由 1 P197 表 YSa1=1.58 YSa2=1.79+(1.83-1.79)(117-100)/(150-100)=1.8036 YSa1=1.58 YSa2=1.804 （ 4）齿轮的弯曲疲劳 强度极 限FE 由 1P204 图 1FE 500 2FE 380 MPa 1FE 500 2FE 380 （ 5）弯曲疲劳强度寿命系数1FNK由 1P202 图 1FNK 0.84 2FNK 0.88 1FNK 0.84 2FNK 0.88 （ 6）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1.35， F1= SK FEFN 11 0.85X500/1.35=314.8148 MPa F1=314.815 nts 11 F 由式 10-12 得 F2=SK FEFN 22 0.88X380/1.35=247.7037 F2=247.704 （ 7）计算大小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 111 FSaFaYY2.65x1.58/314.815=0.013299 222 FSaFaYY2.166x1.804/247.704=0.01577499 结论：取 0.01577 111 FSaFaYY 0.01330 222 FSaFaYY=0.01577大齿轮值大 （ 8）齿根弯曲强度设计计算 由 1式 5 3 211 2FSFdnYYZKTm 3 211 2FSFdnYYZKTm =1.10298 mm 1.103 结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 nm 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 nm 2mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1= 42.70 应有的 齿数。于是由nmdz 11 =42.70/2 =21.35， 取 Z1=21,Z2 = Z1 i 齿 1 =21x4.877=102.417 取 Z2 =102 3几何尺寸计算 nts 12 （ 1）计算中心距a 2 )( 21 nmzza A=(21+102)2/2= 123 mm a=123 （ 2）计算齿轮的分度圆直径 d d=zmn d1=2x21=42 d2=2x102=204 mm d1=42 d2=204 3）计算齿轮的齿根圆直径 df nf mdd 5.2nf mdd 5.211 =42-5=37 nf mdd 5.222 =204-5=199 mm df1=37 df2=199 （ 4）计算齿轮宽度 B b = dd1 圆整后取： B1 = 50 B2 = 45 mm B1 = 50 B2 = 45 （ 5）验算 112dTFt =2x20960/42N =998.10N bFK tA=1x998.10/45N/mm = 22.18N/mm 100N/mm 合适 （二）低速级直齿圆柱齿轮设计计算表 项目 计算（或选择）依据 计算过程 单位 计算（或确定）结果 1选齿轮精度等级 查 1表 10-8 传输机为一般工作机速度不高 级 7 nts 13 2材料选择 小齿轮 40Cr(调质 ) 大齿轮 45 钢 (调质 ) 小齿轮280HBS,大齿轮 240HBS） 3选择齿数Z )4020(3 Z 34 iZZ 34ZZU 3Z=23 4Z=3.752x23=86.3U=86/23=3.7391 个 3Z =23 4Z=86 U=3.739 5按齿面接触强度设计 （ 1 ）试选Kt Kt=1.3 (2) 计 算 小齿轮传递的转矩 T T= 9550P/n T =9550x3067/295.26=99200.2 Nmm T= 99.20X103 (3)齿宽系数 d 由 1P203 表10-7 d=0.70.115 d=1 (4) 材 料 的弹性 影响系数 ZE 由 1P198 表10-6 锻钢 MPa1/2 ZE=189.8 (5) 齿轮接触疲劳强度极限 limH 由 1P207 图10-21 3limH 600 4limH 550 MPa 3limH 600 4limH 550 nts 14 （ 6）应力循环次数 N 由 1式 10-13 N3=60n3jLh=60x295.26x16x300x15=1.2755x109 N4 = N3/ i 齿 2 =1.28x109/3.752=0.34x109 N3=1.28X109 N4=0.34x109 （ 7）接触疲劳强度寿命系数 KHN 由 1P203 图10-19 KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95 KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95 （ 8）计算接触疲劳强度许用应力 H 取失效概率为，安全系数为 S=1，由 1式得 H3= SK HHN 3lim3=600X0.90/1 540 H4= SK HHN 4lim4 0.95x550/1 522.5 MPa H3=540 H4=522.5 （ 9）试算小齿轮分度圆直径td3按 1式（ 1021）试算 3 223 )(132.2HEdtt ZuuTkd 64.5788 mm 64.579 （ 10）计算圆周速度 v 100060 23 ndv tv=3.14x64.579x295.26/60x1000=0.99787 m/s v=0.998 （ 11）计算齿宽 B b = dd3t B=1X64.579=64.579 mm B=64.579 （ 12）模数33zdm tnt mnt=64.579/23=2. 度 mnt=2.808 nts 15 ntm 808 h=2.25mnt =6.318 b/h =64.579/6.318 =10.221 h=6.318 b/h =10.221 （ 13）计算载荷系数 K 由 1P190 表 10-2 查得使用系数1AK 根据 v= 0.998 级精度，由 1P192 图10-8 查得动载荷系数 VK1.06 由 1表 P194 查得 KH=1.12+0.18(1+0.6d2)d2+0.23103b=1.12+0.18(1+0.6X 21 ) 21 + 0.23X103X64.579=1.42 由 1 图10-13P195 查得 KF=1.35 假定 mmNdFK tA /1001 ，由 1P193 表查得 FH KK1.2 故载荷系 数K=KAKVKHKH=1X1.06X1.2X1.42=1.806 K=1.806 （ 14） 按实际的载荷系数校正分度由 1式 10-10 D3=d3t 3 / tKK =72.058 mm D3=72.058 nts 16 圆直径 d3 （ 15）计算模数 nm 33zdmn =72.058/23 =3.133 mm nm =3.133 6按齿根弯曲强度设计 （ 1）计算载荷系数 K K=KAKVKF KF K=1X1.06X1.2X1.35=1.7172 K=1.717 （ 2）齿形系数 YFa 由 1P197 表 YFa3=2.69 YFa4=2.22+(2.20-2.22)(86-80)/(90-80)=2.208 YFa3=2.69 YFa4=2.208 （ 3）应力校正系数 YSa 由 1P197 表 10-5 YSa3=1.575 YSa4=1.77+(1.78-1.77)(86-80)/(90-80)=1.776 YSa3=1.575 YSa4=1.776 （ 4）齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE 由 1P204 图 10-20 3FE 500 4FE 380 MPa 3FE 500 4FE 380 （ 5）弯曲疲劳强度寿命系数FNK由 1P202 图 10-18 3FNK 0.85 4FNK 0.88 3FNK 0.85 4FNK 0.88 nts 17 （ 6）计 算弯曲疲劳许用应力 F 取弯曲疲劳安全系数 S 1.35，由式 10-2 得 F3= SK FEFN 33=0.85x500/1.35=314.8148 F4= SK FEFN 44=0.88x380/1.35=247.7037 MPa F3=314.815 F3=247.704 （ 7）计算大小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 333 FSaFaYY =(2.69+1.575)/314.815=0.013547 444 FSaFaYY =2.208+1.776/247.704=0.016083结论： 大齿轮值大 大齿轮值大 （ 8）齿根弯曲强度设计计算 由 1式 3 232 2FSFdnYYZKTm 3 232 2FSFdnYYZKTm =2.1796 nm 2.18 结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 nm 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 nm 2.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的 分度圆直径 d3= 72.058mm 来计算应有的齿数。于是由nmdz 33 =72.058/2.5= 28.8 取3z 29，则 Z4 = Z3 i 齿 2 = 29x3.752=108.8 取 Z4 = 109 3几何尺寸计算 nts 18 （ 1）计算中心距 a 2 )( 43 nmzza A=(29+109)2.5/2 =172.5 将中心距圆整 为173 mm a=173 （ 2）计算齿轮的分度圆直径 d nzmd d3=29x2.5=72.5 d4=109x2.5=272.5 mm d3=72.5 d4=272.5 （ 3）计算齿轮的齿根圆直径 df nf mdd 5.2nf mdd 5.211 =72.5-6.25=66.25 nf mdd 5.222 =272.5-6.25=266.25 mm df1=66.25 df2=266.25 （ 4）计算齿轮宽度 B b = dd3 圆整后取： B3 =80 B4 = 75 mm B3 =80 B4 = 75 （ 5）验算 322dTFt =2x99.2x103 /72.5 N = 2.7366x103N bFK tA=1x2.7366x103 /75N/mm = 36.488N/mm 100N/mm 合适 （三）直齿轮设计参数表 传动类型 模数 齿数 中心距 齿宽 nts 19 高速级 直齿圆柱齿轮 2 21 102 123 50 45 低速级 直齿圆柱齿轮 2.5 29 109 173 80 75 5 联轴器的选择 轴的联轴器 : 由于电机的输出轴轴径为 28mm 查 1343P表 14-1 由于转矩变化很小可取 KA=1.3 3TKT Aca 1.3 20.964=27.253N.m 又由于电机的输出轴轴径为 28mm 查 2p128 表 13-5，选用弹性套柱销联轴器 :TL4(钢性 ),其许用转矩n=63N.m,许用最大转速为 5700r/min,轴径为 2028 之间，由于电机的轴径固定为 28mm,而由估算可得 1 轴的轴径为 20mm。 故 联轴器 合用 : 的联轴器 : 查 1343P表 14-1 转矩变化很小可取 KA=1.3 3TKT Aca 1.3 361.174=469.52 N.m 查 2p128 表 13-5，选用弹性套柱销联轴器 :TL7,其许用转矩 n=500N.m,nts 20 许用最大转速为 3600r/min, 轴径为 4048 之间 ,由估算可选两边的轴径为 40mm.联轴器合用 . 5 轴的设计计算 减速器轴的结构草图 一、 轴的结构设计 1选择轴的材料及热处理方法 查 1表 15-1 选择轴的材料为 40Cr；根据齿轮直径 mm100 ，热处理方法为正火。 2确定轴的最小直径 查 1362P式 15-2 的扭转强度估算轴的最小直径的公式： nts 21 =14.296mm 再查 1表 15-3， A0=(112 97) D 13.546mm 考虑键：有一个键槽， D 14.296（ 1+5 ） =15.01mm 3确定各轴段直径并填于下表内 名称 依据 单位 确定结果 1d 大于轴的最小直径 15.01且 考虑与联轴器内孔标准直径配合 mm 20 2d 大带轮定位 d2= d1+2（ 0.070.1） d1 =20+2.84=22.824 考虑密封圈查 2表 15-8 P143得 d=25 mm 25 3d考虑轴承 d3 d2 选用 6206轴承从机械设计手册软件（ R2.0） B=16mm， da=36mm，d3=30mm,D=62 mm 30 4d 考虑轴承定位 查表 2 9-7 mm 36 3 1103362.01055.9nPAnPd nts 22 4d da 40R 36 5d考虑到齿轮分度圆与轴径相差不大齿跟 7d查表 2 9-7 mm 36 7d7d3d（同一对轴承） mm 30 4选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参 数。 查 220P（ 2）“润滑方式”，及说明书“（ 12）计算齿轮圆周速度 v ” v =3.467 sm2 ，故选用油润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表 名称 依据 单位 确定结果 箱体壁厚 查 3表 3P26 8)03.0025.0( a 小于 8 选 8 mm 8 地脚螺栓直径fd及数目 n 查 3表 3P26 df=0.036a+12 a 1d ,考虑联轴器定位 查 一般标准表 792 ,并考虑与密封垫配合 查附表： 15 8 接触式密封 d=45 mm 45 3d考虑与轴承公称直径配合3d2d，轴承代号： 6210 B 20 da 57 mm 50 4d d4=da 57 mm 57 5d考虑到齿轮定位 , d5 =d4+(510)=63 查 一般标准表 792 mm 63 nts 28 6d6d= 4d mm 57 7d7d= 6d mm 50 4选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。 查 225P（二）“滚动轴承的润滑”，及说明书“六、计算齿轮速度 v ” 0 .9 0 0 2v m snn，由于第一轴选用了油润滑 ,故也用油润滑 , 名称 依据 单位 确定结果 轴承支点距轴承宽边端面距离 a 从机械手册软件版 mm 10 5.计算各轴段长度 名称 计算公式 单位 计算结果 1l 与联轴器配合长度短 23mm 1l 84-（ 2 3） 82 mm 82 2l 2l 8+22+20+5+8+29-20-4.567.5 mm 67.5 3l3l 20 mm 20 4l 4l 4.5+10+2.5+45+10+2.5-12mm 62.5 nts 29 62.5 5l轴肩 mm 12 6l6l 75-2 73 mm 73 7l7l 20-2+4.5+10+2.5+2 37 mm 37 L（总长） L 82+67.5+20+62.5+12+73+37 354 mm 354 L(支点距离 ) L 354-82-67.5-20+2 186.5 mm 186.5 四、校核轴的强度 齿轮的受力分析： nts 30 齿轮 2上的圆周力 小齿轮上的经向力 小齿轮上的轴向力 2222TF d =32 X 9 9 .2 X 1 0 9 7 2 .5 4 9204 N 972.549* 0tan20=353.979N 0 齿轮 3上的圆周力 小齿轮上的经向力 小齿轮上的轴向力 2332TF d =32 X 9 9 .2 X 1 0 2 7 3 6 .5 5 27 2 .5 N 2736.552*0tan20 =996.023N 0 1求支反力、绘弯矩、扭矩图 nts 31 ZyxR a zR a yR b yR b zF t 2F r 2F t 3F r 3R a yF t 2F t 3R b yR a zF r 2F r 3R b z轴的跨度和齿轮在轴上的位置的受力如上图。 AC=8.5+17+452=48 CD= +10+80=72.5 BD=8.5+4.5+10+40=63 在 XAY平面上： 2tFX48+3tFX（ 72.5+48） =BYR（ 48+72.5+63） 972.549X48+2736.552X120.5=183.5BYR所以，BYR=2051.427N AYR=2tF+3tFBYR=1657.674N 所以， C 断面 CZM=48AYR=79.568X 310 N mmg D断面 DZM=63BYR=129.24X 310 N mmg nts 32 在 XAZ平面上： 2rFx48+BZRX183.5=3rFx（ 48+72.5） 353.979x48+BZRx183.5=996.023x120.5 所以，BZR=561.47N AZR=80.574N 所以， C断面 CYM=AZRX48=3.868X 310 N mmg DYM=BZRX63=35.373X 310 N mmg 合成弯矩 C断面 CM= 22C Z C YMM=3 2 3 2( 7 9 . 5 6 8 1 0 ) ( 3 . 8 6 8 1 0 )XX=79.662X 310 合成弯矩 D断面 DM= 22D Z D YMM=3 2 3 2(1 2 9 . 2 4 ) ( 3 5 . 3 7 3 1 0 )=133.99X 310 因为DMCM, 所以 D 断面为危险截面。 ca= 2 3()DM aTW =3 2 3 23(1 3 3 . 9 9 1 0 ) ( 0 . 6 9 9 . 2 1 0 )0 . 1 4 0X X XX=22.91MPa 查表 15-1 得 1 =60mpa,因为ca(16 300 15)h=72000h 结论：所选的轴承满足 寿命要求。 7 键联接的选择和校核 一、 轴大齿轮键 1键的选择 选用普通 圆头平键 A 型 ,轴径 d=40mm ,查 1103P表 6-1，得宽度b=12mm,高度 h=8mm, 2键的校核 键长度小于轮毂长度 mmmm 105 且键长不宜超过 d8.16.1 ，前面算得nts 35 大齿轮宽度 45 ,根据键的长度系列选键长 L=36mm 。 (查 1103P表 6-1) 键，轴，轮毂的材料都为钢，查 16-2得许用挤压应力 p=100120Mpa,取 p=100Mpa. 键的工作长度 l =L b=36 12=24mm, 键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5 8=4mm 由式 16-1 得 p=332 1 0 2 9 9 . 2 0 1 04 2 4 4 0T k l d =51.67Mpa 所以所选用的平键强度足够。 9 减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择 一、传动零件的润滑 1齿轮传动润滑 因为齿轮圆周速度 smsmv 12 ，故选择浸油润滑。 2滚动轴承的润滑 因为 错误 !未找到引用源。 轴 错误 !未找到引用源。 轴齿轮圆周速度v2m/s,滚动轴承采用油润滑而 错误 !未找到引用源。 轴的齿轮圆周速度 v2m/s,由于第一轴选用了油润滑 ,故也用油润滑 ,但由于齿轮不能飞溅润滑 ,故要用刮油板把油从三轴大齿轮边引到槽从而达到润滑轴承目的。 二、减速器密封 1.轴外伸端密封 错误 !未找到引用源。 轴：与之组合的轴的直径是 25mm，查 2表15-8P143，选 d=25mm 毡圈油封 nts 36 错误 !未找到引用源。 轴：无需密封圈 错误 !未找到引用源。 轴：与之配合的轴的直径是 45mm，查 2表15-8P143，选 d=45mm 选毡圈油封 2.箱体结合面的密封 软钢纸板 10 减速器箱 体设计及附件的选择和说明 一、箱体主要设计尺寸 名称 计算依据 计算过程 计算结果)(mm 箱座壁厚 8)03.0025.0( a 0.025*123+36.075 8 箱盖壁厚1 8)85.08.0( )85.08.0( 8=0.8x8=6.4 8 箱座凸缘厚度 b 5.1 1.5 8 12 箱盖凸缘厚度 1b 15.1 1.5 8 12 箱座底凸缘厚度 2b 5.2 2.5 8 20 地脚螺栓 0.036a+12=0.036x123+12 20 nts 37 直径fd=16.428 查 3表 3P26 地脚螺钉数目 n 2 5 0 , 4an时4 轴承旁联接螺栓直径 1d fd75.00.75 20=15 16 箱盖与箱座联接螺栓直径 2d fd6.05.0 0.5x20=10 10 联接螺栓d2 的间距 查 3表 3P26 150 200 160 轴承端盖螺钉直径3d查 3表 3P26 (0.4-0.5)df 3d 0.4x20=8 8 定位销直径 d 28.07.0 d （ 0.7 0.8） 10 8 fd、 1d 、 2d至外箱壁距离 1C 查 3 27P表 4 26 22 16 fd、 2d 至凸缘边缘距离 2C 查 3 27P表 4 24 14 nts 38 轴承旁凸台半径 1R 1R 10 凸台高度 h 作图得到 h=54 轴承座宽度 1B )105(21 CC 8+22+20+5 55 大齿轮顶圆与内箱壁距离 1 2.1 1.2 8=9.6 10 齿轮端面与内箱壁距离 2 1015 10 箱盖、箱昨筋厚 1m 、 m 11 85.0 m 85.0m 0.85 8 6.8 6.
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