一级圆柱直齿减速器课程设计695%2.0%400%165带.doc
一级圆柱直齿减速器课程设计695%2.0%400%165带
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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695%2.0%400%165带,减速器课程设计
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1 目 录 第一章 前言 . 1 第二 章 计算 说明 3 2.1.1传动方案 拟定 . 3 2.1.2电动机的选择 . . .4 2.1.3 确定传动装置总传动比及分配各级的传动比 . . .6 2.1.4传动装置的运动和动力设计 .7 2.2 普通 V带的设计 .10 2.3 齿轮传动的设计 . .15 2.4 传动轴的设计 . . .18 2.5 箱体的设计 . . .27 2.6 键连接的设计 29 2.7 滚动轴承的设计 . 31 2.8 润滑和密封的设计 . 32 2.9 联轴器的选择 . 33 第三章 轴的数控加工与编程 36 3.1.1轴的加工参数及工艺分析 . 39 3.1.2 加工程序的编制 40 设计小结 . . .41 参考文献 . . 43. 附录 (程序 ) . . 44 nts 2 前言 当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的 方向发展。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。近十几年来 ,由于近代计算机技术与数控技术的发展，使得机械加工精度，加工效率大大提高，从而推动了机械传动产品的多样化，整机配套的模块化，标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致，美观化。 在 21世纪成套机械装备中 ,齿轮仍然是机械传动的基本部件。 CNC机床和工艺技术的发展 ,推动了机械传动结构的飞速发展。在传动系统设计中的电子控制、液压传动、齿轮、带链的混合传动 ,将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的 学科交叉 ,将成为新型传动产品发展的重要趋势 。 关键字： 减速器 轴承 齿轮 机械传动 一、 计算说明 设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动 、工作条件：使用年限年，工作为一班工作制，载荷平稳，环境清洁。 、原始数据：滚筒圆周力 F=5000N； 带速 V=2.0m/s； 滚筒直径 D=400mm； 方案拟定： 采用带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便 。 nts 3 1.电动机 2.V带传动 3.圆柱齿轮减速器 4.连轴器 5.滚筒 6.运输带 2.1.2 电动机选择 1、电动机类型和结构的选择：选择 Y 系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2、电动机容量选择： 电动机所需工作功率为： 式（ 1）： d a (kw) 由式 (2)： V/1000 (KW) 因此 Pd=FV/1000 a (KW) 由电动机至运输带的传动总效率为： 总 = 5 式中： 1、 2、 3、 4、 5 分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。 取 =0.96， 0.98， 0.97， . 则： 总 =0.96 0.98 0.97 0.99 0.96 =0.83 所以：电机所需的工作功率： Pd = FV/1000 总 nts 4 =(5000 2.0)/(1000 0.83) = 12.05 (kw) 3、确定电动机转速 卷筒工作转速为： n 卷筒 60 1000 V/（ D） =(60 1000 2.0)/（ 0） =95.49 r/min 根据手册 表推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围 =3。 取带传动比 = 。则总传动比理论范围为： a 1。 故电动机转速的可选范为 N d=Ia n 卷筒 =(16 24) 95.49 =1527.84 2291.76 r/min 则符合这一范围的同步转速有： 750、 1000 和 1500r/min 根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表） 方 案 电 动 机 型 号 额定功率 电动机转速 (r/min) 电动机重量 N 参 考 价 格 传动装置传动比 同步转速 满载转速 总传动比 V 带传动 减速 器 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 650 1200 18.6 3.5 5.32 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 800 1500 12.42 2.8 4.44 3 Y160M2-8 5.5 750 720 1240 2100 9.31 2.5 3.72 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格 nts 5 2.1.3 确定传动装置的总传动比和分配级传动比： 由选定的电动机满载转速 nm 和工作机主动轴转速 n 1、 可得传动装置总传动比为 ： ia=nm/n=nm/n 卷筒 =960/95.49=10.05 总传动比等于各传动比的乘积 分配传动装置传动比 ia=i0 i （ 式中 i0、 i 分别为带传动 和减速器的传动比 ） 2、分配各级传动装置传动比： 根据指导书 P7 表 1， 取 i0=2.8（ 普通 V 带 i=2 4） 因为： ia i0 i 所以： i ia i0 10.05/2.8 3.59 四、传动装置的运动和动力设计： 将传动装置各轴由 高速至低速依次定为轴，轴， .以及 i0,i1， .为相邻两轴间的传动比 01， 12， .为相邻两轴的传动效率 和带传动、减速器传动比，可见第 2 方案比较适合。 此选定电动机型号为 Y132M2-6，其主要性能： 电动机主要外形和安装尺寸 ： nts 6 P， P， .为各轴的输入功率 （ KW） T， T， .为各轴的输入转矩 （ N m） n ,n ,.为各轴的输入转矩 （ r/min） 可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数 2.1.4 运动参数及动力参数的计算 1）计算各轴的转数： 轴： n =nm/ i0 =960/2.8=342.86 （ r/min） 轴： n = n / i1 =324.86/3.59=90.49 r/min 卷筒轴： n = n （ 2）计算各轴的功率 ： 轴： P =Pd 01 =Pd 1 =12.05 0.96=11.57（ KW） 轴： P = P 12= P 2 3 =11.57 0.98 0.97 =11（ KW） 卷筒轴： P = P 23= P 2 4 =11 0.98 0.99=10.67（ KW） 计算各轴的输入转矩： 电动机轴输出转矩为： Td=9550 Pd/nm=9550 12.05/960 =119.87 N m 轴： T = Td i0 01= Td i0 1 =119.87 2.8 0.96=322.22 N m nts 7 轴： T = T i1 12= T i1 2 4 =322.22 3.59 0.98 0.99=1122.29 N m 卷筒轴输入轴转矩 ： T = T 2 4 =1088.84 N m 计算各轴的输出功率： 由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率： 故： P =P 轴承 =11.57 0.98=11.34 KW P = P 轴承 =11 0.98=10.78 KW 计算各轴的输出转矩： 由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则： T = T 轴承 =322.22 0.98=315.78 N m T = T 轴承 =1122.29 0.98=1099.84 N m 综 合以上数据，得表如下 = 轴名 效率 P （ KW） 转矩 T （ N m） 转速 n r/min 传动比 i 效率 输入 输出 输入 输出 电动机轴 4.5 44.77 960 2.8 0.96 轴 4.32 4.23 120.33 117.92 342.86 4.44 0.95 轴 4.11 4.02 518.34 507.97 77.22 1.00 0.97 卷筒轴 4.07 3.99 502.90 492.84 77.22 nts 8 带速验算： V=n1 d1 /（ 1000 60） =960 100 /（ 1000 60） =5.024 m/s 介于 525m/s 范围内，故合适 确定带长和中心距 a： 0.7 （ d1+d2） a0 2（ d1+d2） 0.7（ 100+274） a0 2（ 100+274） 262.08 a0 748.8 初定中心距 a0=500 ，则带长为 L0=2 a0+（ d1+d2） +（ d2-d1） 2/(4 a0) =2 500+（ 100+274） /2+（ 274-100） 2/(4 500) =1602.32 mm 由表 9-3选用 Ld=1400 mm 的实际中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1400-1602.32)/2=398.84 mm 验算小带轮上的包角 1 1=180-(d2-d1) 57.3/a 2.2 V 带的设计 （ 1）选择普通 V 带型号 由 PC=KA P=1.1 5.5=6.05（ KW） 根据课本 P134表 9-7得知其交点在 A、 B 型交 界线处，故 A、 B型两方案待定： 方案 1：取 A型 V带 确定带轮的基准直径，并验算带速： 则取小带轮 d1=100mm d2=n1 d1 (1- )/n2=i d1 (1- ) =2.8 100 (1-0.02)=274.4mm 由表 9-2 取 d2=274mm (虽使 n2略有减少 ， 但其误差小于 5%，故允许 ) nts 9 =180-(274-100) 57.3/398.84=155.01120 合适 确定带的根数 Z=PC/（ (P0+ P0) KL K ） =6.05/（ 0.95+0.11） 0.96 0.95） = 6.26 故要取 7根 A型 V带 计算轴上的压力 由书 9-18的初拉力公式有 F0=500 PC（ 2.5/K -1） /z c+q v2 =500 6.05（ 2.5/0.95-1） /（ 7 5.02） +0.17 5.022 =144.74 N 由课本 9-19得作用在轴上的压力 FQ=2 z F0 sin( /2) =2 7 242.42 sin(155.01/2)=1978.32 N 方案二：取 B型 V 带 确定带轮的基准直径，并验算带速： 则取小带轮 d1=140mm d2=n1 d1 (1- )/n2=i d1 (1- ) =2.8 140 (1-0.02)=384.16mm 由表 9-2取 d2=384mm (虽使 n2略有减少，但其误差小于 5%，故允许 ) 带速验算： V=n1 d1 /（ 1000 60） =960 140 /（ 1000 60） =7.03 m/s 介于 525m/s 范围内，故合适 确定带长和中心距 a： 0.7（ d1+d2） a0 2 （ d1+d2） 0.7（ 140+384） a0 2（ 140+384） 366.8 a0 1048 nts 10 初定中心距 a0=700 ，则带长为 L0=2 a0+（ d1+d2） +（ d2-d1） 2/(4 a0) =2 700+（ 140+384） /2+（ 384-140） 2/(4 700) =2244.2 mm 由表 9-3选用 Ld=2244 mm的实际中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2244-2244.2)/2=697.9mm 验算小带轮上的包角 1 1=180-(d2-d1) 57.3/a =180-(384-140) 57.3/697.9=160.0120 合适 确定带的根数 Z=PC/（ (P0+ P0) KL K ） =6.05/（ 2.08+0.30） 1.00 0.95） = 2.68 故取 3根 B型 V 带 计算轴上的压力 由书 9-18的初拉力公式有 F0=500 PC（ 2.5/K -1） /z c+q v2 =500 6.05（ 2.5/0.95-1） /（ 3 7.03） +0.17 7.032 =242.42 N 由课本 9-19得作用在轴上的压力 FQ=2 z F0 sin( /2) =2 3 242.42 sin(160.0/2) =1432.42 N 综合各项数据比较得出 方案二 更适合带速验算： V=n1 d1 /（ 1000 60） =960 140 /（ 1000 60） =7.03 m/s 介于 525m/s 范围内，故合适 确定带长和中心距 a： nts 11 0.7（ d1+d2） a0 2 （ d1+d2） 0.7（ 140+384） a0 2（ 140+384） 366.8 a0 1048 初定中心距 a0=700 ，则带长为 L0=2 a0+（ d1+d2） +（ d2-d1） 2/(4 a0) =2 700+（ 140+384） /2+（ 384-140） 2/(4 700) =2244.2 mm 由表 9-3选用 Ld=2244 mm的实际中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2244-2244.2)/2=697.9mm 验算小带轮上的包角 1 1=180-(d2-d1) 57.3/a =180-(384-140) 57.3/697.9=160.0120 合适 确定 带的根数 Z=PC/（ (P0+ P0) KL K ） =6.05/（ 2.08+0.30） 1.00 0.95） = 2.68 故取 3根 B型 V 带 计算轴上的压力 由书 9-18的初拉力公式有 F0=500 PC（ 2.5/K -1） /z c+q v2 =500 6.05（ 2.5/0.95-1） /（ 3 7.03） +0.17 7.032 =242.42 N 由课本 9-19得作用在轴上的压力 FQ=2 z F0 sin( /2) =2 3 242.42 sin(160.0/2) =1432.42 N 综合各项数据比较得出 方案二 更适合 d0 d H L nts 12 2.3 齿轮传动的设计 ： (1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。 小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为 45号钢调质，齿面硬度为 250HBS，大齿轮选用 45号钢正火，齿面硬度为 200HBS。 齿轮精度初选 8级 (2)、初选主要参数 Z1=20 ， u=4.5 Z2=Z1 u=20 4.5=90 S1 斜度 1:25 S S2dr dkdhd daL B S2nts 13 取 a=0.3，则 d=0.5（ i+1） =0.675 （ 3）按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径 d1 21 123 HHE ZZZuudkT确定各参数值 1 载荷系数 查课本表 6-6 取 K=1.2 2 小齿轮名义转矩 T1=9.55 106 P/n1=9.55 106 4.23/342.86 =1.18 105 N mm 3 材料弹性影响系数 由课本表 6-7 ZE=189.8 MPa 4 区域系数 ZH=2.5 5 重合度系数 t=1.88-3.2（ 1/Z1+1/Z2） =1.88-3.2 （ 1/20+1/90） =1.69 Z = 77.0369.1434 t 6 许用应 力 查课本图 6-21（ a） MPaH 6101li m MPaH 56 02l im 查表 6-8 按一般可靠要求取 SH=1 则 M P aS HHH 6101l i m1 M P aS HHH 5602l i m2 取两式计算中的较小值 ，即 H =560Mpa nts 14 于是 d1 21 123 HHE ZZZuudkT= 2556077.05.28.1895.415.411018.12.123 =52.82 mm (4)确定模数 m=d1/Z1 52.82/20=2.641 取标准模数值 m=3 (5) 按齿根弯曲疲劳强度校核计算 FFSF YYmbdKT 112校核 式中 1 小轮分度圆直径 d1=m Z=3 20=60mm 2齿轮啮合宽度 b= d d1 =1.0 60=60mm 3复合齿轮系数 YFS1=4.38 YFS2=3.95 4重合度系数 Y =0.25+0.75/ t =0.25+0.75/1.69=0.6938 5许用应力 查图 6-22（ a） Flim1=245MPa Flim2=220Mpa 查表 6-8 ，取 SF=1.25 则 aFFF MPS 19625.12451l i m1 aFFF MPS 17625.12202l i m2 6计算大小齿轮的FFSY并进行比较 02234.019638.411 FFSY02244.017695.322 FFSY11 FFSY22 FFSYnts 15 取较大值代入公式进行计算 则有 6 9 3 8.095.336060 1018.12.122 52112 YYmbd KT FSF =71.86 F 2 故满足齿根弯曲疲劳强度要求 （ 6） 几何尺寸计算 d2=m Z1=3 90=270 mm a=m （ Z1+Z2） =3（ 20+90） /2=165 mm b=60 mm b2=60 取小齿轮宽度 b1=65 mm （ 7）验算初选精度等级是否合适 齿轮圆周速度 v= d1 n1/（ 60 1000） =3.14 60 342.86/（ 60 1000） =1.08 m/s 对照表 6-5 可知选择 8级精度合适。 2.4 齿轮轴的设计 (1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） 1， 5 滚动轴承 2 轴 3 齿轮轴的轮齿段 4 套筒 nts 16 6 密封盖 7 轴端挡圈 8 轴承端盖 9 带轮 10 键 d1=m (2)按扭转强度估算轴的直径 选用 45#调质，硬度 217255HBS 轴的输入功率为 P =4.32 KW 转速为 n =342.86 r/min 根据课本 P205（ 13-2） 式，并查表 13-2，取 c=115 d mmnPC 76.2686.34232.4115 33 (3)确定轴各段直径和长度 1 从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加 5%，取 D1= 30mm，又带轮的宽度 B=（ Z-1） e+2 f =（ 3-1） 18+2 8=52 mm 则第一段长度 L1=60mm 2右起第二段直径取 D2= 38mm 根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为 30mm，则取第二段的长度 L2=70mm 3右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用 6208型轴承，其尺寸为 d D B=40 80 18，那么该段的直径为 D3= 40mm，长度为 L3=20mm 4右起第四段，为滚动轴承的定位轴径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4= 48mm，长度取 L4= 10mm 5右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为 66mm，分度圆直径为 60mm，齿轮的宽度为 65mm，则，此段的直径为 D5= 66mm，长度为L5=65mm nts 17 6右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩 ,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取 D6= 48mm 长度取 L6= 10mm 7右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为 D7= 40mm，长度L7=18mm (4)求齿轮上作用力的大小、方向 1小齿轮分度圆直径： d1=60mm 2作用在齿轮上的转矩为： T1 =1.18 105 N mm 3求圆周力： Ft Ft=2T2/d2=2 1.18 105/60=1966.67N 4求径向力 Fr Fr=Ft tan =1966.67 tan200=628.20N Ft， Fr的方向如下图所示 （ 5）轴长支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力： RA=RB=Ft/2 =983.33 N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 Fa=0 那么 RA =RB =Fr 62/124=314.1 N （ 6）画弯矩图 右起第四段剖面 C处的弯矩： 水平面的弯矩： MC=PA 62=60.97 Nm 垂直面的弯矩 ： MC1= MC2=RA 62=19.47 Nm 合成弯矩： NmMMMMCCCC 0.6447.1997.60 2221221 （ 7）画转矩图： T= Ft d1/2=59.0 Nm （ 8）画当量弯矩图 nts 18 因为是单向回转，转矩为脉动循环， =0.6 可得右起第四段剖面 C处的当量弯矩 ： NmTMM CeC 14.73)( 2222 （ 9）判断危险截面并验算强度 1 右起第四段剖面 C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面 C为危险截面 。 已知 MeC2=73.14Nm ,由课本表 13-1有 : -1 =60Mpa 则 ： e= MeC2/W= MeC2/(0.1 D43) =73.14 1000/(0.1 443)=8.59 Nm -1 2右起第一段 D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： NmTM D 4.35596.02 ）（ e= MD/W= MD/(0.1 D13) =35.4 1000/(0.1 303)=13.11 Nm -1 所以确定的尺寸是安全的 。受力图如下 nts 19 ： 输出轴的设计计算 (1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图 ） 1， 5 滚动轴承 2 轴 3 齿轮 4 套筒 6 密封盖 nts 20 7 键 8 轴承端盖 9 轴端挡圈 10 半联轴器 (2)按扭转强度估算轴的直径 选用 45#调质，硬度 217255HBS 轴的输入功率为 P =4.11 KW 转速为 n =77.22 r/min 根据课本 P205（ 13-2）式，并查表 13-2，取 c=115 d mmnPC 28.4322.7711.4115 33 (3)确定轴各段直径和长度 1从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加 5%，取 45mm，根据计算转矩 TC=KA T =1.3 518.34=673.84Nm，查标准 GB/T 5014 2003，选用 LXZ2 型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为 l1=84mm,轴段长 L1=82mm 2右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取 52mm,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左端面的距离为 30mm，故取该段长为 L2=74mm 3右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用 6211 型轴承，其尺寸为 d D B=55 100 21，那么该段的直径为 55mm，长度为 L3=36 4右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加 5%，大齿轮的分度圆直径为 270mm，则第四段的直径取 60mm,齿轮宽为 b=60mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为 L4=58mm 5右起第五段，考虑齿轮的轴向定位 ,定位轴肩，取轴肩的直径为 D5= 66mm ,长度取 L5=10mm 6右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为 D6= 55mm，长度 L6=21mm (4)求齿轮上作用力的大小、方向 1大齿轮分度圆直径： d1=270mm 2 作用在齿轮上的转矩为： T1 =5.08 105N mm nts 21 3求圆周力： Ft Ft=2T2/d2=2 5.08 105/270=3762.96N 4求径向力 Fr Fr=Ft tan =3762.96 tan200=1369.61N Ft， Fr的方向如下图所示 （ 5）轴长支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力： RA=RB=Ft/2 = 1881.48 N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 Fa=0 那么 RA =RB =Fr 62/124= 684.81 N （ 6）画弯矩图 右起第四段剖面 C处的弯矩： 水平面的弯矩： MC=RA 62= 116.65 Nm 垂直面的弯矩： MC1 = MC2 =RA 62=41.09 Nm 合成弯矩： NmMMMMCCCC 68.1 2 347.1997.60 2221221 （ 7）画转矩图： T= Ft d2/2=508.0 Nm （ 8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环， =0.6 可得右起第四段剖面 C处的当量弯矩： NmTMM CeC 56.3 0 7)( 2222 （ 9）判断危险截面并验算强度 1右起第四段剖面 C 处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面 C为危险截面。 已知 MeC2=307.56Nm ,由课本表 13-1有 : -1 =60Mpa 则： e= MeC2/W= MeC2/(0.1 D43) nts 22 =307.56 1000/(0.1 603)=14.24 Nm -1 2右起第一段 D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： NmTM D 8.3 0 40.5 0 86.02 ）（ e= MD/W= MD/(0.1 D13) =304.8 1000/(0.1 453)=33.45 Nm -1 所以确定的尺寸是安全的 。 以上计算所需 的图如下： 2.5 箱体结构设计 nts 23 (1)窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。 (2)放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。 (3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。 (4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通 气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。 (5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。 (6)定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。 (7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。 (8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。 (9)密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。 箱体结构尺寸选择如下表： 名称 符号 尺寸（ mm） 机座壁厚 8 机盖壁厚 1 8 机座凸缘厚度 b 12 机盖凸缘厚度 b 1 12 机座底凸缘厚度 b 2 20 地脚螺钉直径 df 20 地脚螺钉数目 n 4 nts 24 轴承旁联结螺栓直径 d1 16 机盖与机座联接螺栓直径 d2 12 联轴器螺栓 d2 的间距 l 160 轴承端盖螺钉直径 d3 10 窥视孔盖螺钉直径 d4 8 定位销直径 d 8 df， d1, d2 至外机壁距离 C1 26, 22, 18 df， d2 至凸缘边缘距离 C2 24, 16 轴承旁凸台半径 R1 24, 16 凸台高度 h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准 外机壁至轴承座端面距离 l1 60， 44 大齿轮顶圆与内机壁距离 1 12 齿轮端面与内机壁距离 2 10 机盖、机座肋厚 m1 ,m2 7， 7 轴承端盖外径 D2 90， 105 轴承端盖凸缘厚度 t 10 轴承旁联接螺栓距离 S 尽量靠近，以 Md1 和 Md2 互不干涉为准，一般 s=D2 2.6 键联接设计 1输入轴与大带轮联接采用平键联接 此段轴径 d1=30mm,L1=50mm 查手册得，选用 C 型平键，得： A键 8 7 GB1096-79 L=L1-b=50-8=42mm T=44.77N m h=7mm 根据课本 P243（ 10-5）式得 p=4 T/(d h L) =4 44.77 1000/（ 30 7 42） =20.30Mpa R (110Mpa) 2、 输入轴与齿轮 1联接采用平键联接 轴径 d2=44mm L2=63mm T =120.33N m 查手册 选 A型平键 GB1096-79 B键 12 8 GB1096-79 l=L2-b=62-12=50mm h=8mm nts 25 p=4 T /（ d h l） =4 120.33 1000/（ 44 8 50） = 27.34Mpa p (110Mpa) 3、输出轴与齿轮 2 联接用平键联接 轴径 d3=60mm L3=58mm T =518.34Nm 查手册 P51 选用 A 型平键 键 18 11 GB1096-79 l=L3-b=60-18=42mm h=11mm p=4 T /（ d h l） =4 518.34 1000/（ 60 11 42） =74.80Mpa p (110Mpa) 十滚动轴承设计 根据条件，轴承预计寿命 Lh5 365 8=14600 小时 1.输入轴的轴承设计计算 （ 1）初步计算当量动载荷 P 因该轴承在此工作条件下只受到 Fr径向力作用，所以 P=Fr=628.20N 2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 5 0 4 8 .3 8 N1 4 6 0 010 86.342601 20.6282.110 601616 ）（）（ htd LnfPfC （ 3）选择轴承型号 查课本表 11-5，选择 6208轴承 Cr=29.5KN 由课本式 11-3有 146002913133820.622.1 29500186.34260 10)(6010 366 ）（Pf CfnLdth 预期寿命足够 此轴承合格 nts 26 2.输出轴的轴承设计计算 （ 1）初步计算当量动载荷 P 因该轴承在此工作条件下只受到 Fr径向力作 用，所以 P=Fr=1369.61N （ 2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 6 6 9 6 .6 3 N1460010 22.77601 61.13692.110 601616 ）（）（ htd LnfPfC （ 3）选择轴承型号 查课本表 11-5，选择 6211轴承 Cr=43.2KN 由课本式 11-3有 1 4 6 0 03 9 1 9 5 4 561.1 3 6 92.1 4 3 2 0 0122.7760 10)(6010 366 ）（Pf CfnLdth 预期寿命足够 此轴承合格 十一、密封和润滑的设计 1.密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛 毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑 。 2润滑 (1) 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度 v 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离 H 不应小于 3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动 ,每传递 1KW 需油量V0=0.350.7m3。 (2) 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密 封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分nts 27 开的一层薄膜。 十二联轴器的设计 （ 1）类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单， 对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。 （ 2）载荷计算 计算转矩 TC=KA T =1.3 1022.29=1158.98Nm， 其中 KA为工况系数，由课本表 14-1得 KA=1.3 （ 3）型号选择 根据 TC，轴径 d，轴的转速 n， 查标准 GB/T 5014 2003，选用 LXZ2 型弹性柱销联，其额定转矩 T=1250Nm, 许用转速 n=3750r/m ,故符合要 求。 第三章 轴的数控加工于编程 3.1.1 齿轮轴加工参数及工艺分析 切削用量的选择 对于高效率的金属切削机床加工来说，被加工材料、切削刀具、切削用量是三大要素。这些条件决定着加工时间、刀具寿命和加工质量。经济的、有效的加工方式，要求必须合理地选择切削条件。 在确定每道工序的切削用量时，应根据刀具的耐用度和机床说明书中的规定去选择。也可以结合实际经验用类比法确定切削用量。在选择切削用量时要充 分保证刀具能加工完一个零件，或保证刀具耐用度不低于一个工作班，最少不低于半个工作班的工作时间。 背吃刀量主要 受机床刚度的限制，在机床刚度允许的情况下，尽可能使背吃刀量等于工序的加工余量，这样可以减少走刀次数，提高加工效率。对于表面粗糙度和精度要求较高的零件，要留有足够的精加工余量，数控加工的精加工余量可比通用机床加工的余量小一些。 在确定切削用量时，要根据被加工工件材料、硬度、切削状态、背吃刀量、进给量，刀具耐用度，最后选择合适的切削速度。车削加工时的切削条件可参考nts 28 表 4-1 表 4-1车削加工时的选择切削条件的参考数据 根据经验选择，一般粗车切削深度为 2 3mm,半精车切削深度为 0.5 2mm，精车切削深度为0.2 0.5mm。本课题所加工的为 45钢，由表可知：切削速度应在 70 220mm/min。 用硬质合金车刀精车时，一般多采用较高的切削速度。 根据经验 ,我们选择 Vc=120mm/min.由公式 n=1000v/ dw (dw-未加工工件的直径 )可以计算出 ,粗车时 n=500r/min;精车时 n=1200r/min. 车削时主轴转速的确定 主轴转速的确定应根据被加工部位的直径，并按照零件和刀具的材料及加工性质等条件所允许的切削速度来确定。切削速度可通过计算、查表和实践经验获取。表 4-2为硬质合金外圆车刀切削速度 的参考值，可结合实践经验参考选用。 进给速度的确定 单一方向进给速度包括纵向进给速度和横向进给速度，其值可通过进给量与主轴转速得到，具体按 F= f n计算（式中： f为进给量， n为转速）。粗车时进给量一般取 0.3 0.8mm/r，精车时常取 0.1 0.3mm/r，切断时常取 0.05 0.2mm/r。表 4-3为硬质合金车 刀粗车外圆、端面进给量参考值 。 3.1.2 加工 程序编制 一 、 (1)粗加工阶段 nts 29 A.毛胚处理 毛胚备料锻造和正火 B.粗加工 车端面打中心孔和车外圆 这阶段的主要目的是：用大量的切削用量切除 大部分余量，把毛胚加工至接近工件的最终形状和尺寸，只留下少量的加工余量。通过这阶段还及时发现锻件裂纹等缺陷，作出相应措施 (2).半精加工阶段 A.半精加工前热处理 对于 45钢一般采用调质处理以达到 HBS235 B.半精加工 半精车外圆 这阶段的主要目的是：为精加工作好准备，尤其是为精加工作好基面准备，对一些要求不高的表面，在这个阶段达到图纸规定的要求。 (3).精加工阶段 A.精加工前热处理 局部高频淬火 B.精加工前各种加工 粗磨外圆 铣键槽 C.精加工 精磨外圆保证齿轮轴表面的精度 这阶段的目的是 ：把各表面部加工到图纸规定的要求 二、在两顶尖间车外圆 工件一端外圆车好后，需将工件调头装夹，为不破坏已加工表面精度，传动装置与加工表面要垫铜皮 三、车槽的方法 （ 1） 车轴肩沟槽 采用等于槽宽的车槽刀，沿着轴肩将槽车出，直到符合图样要求为止。 （ 2） 车非轴肩沟槽 车非轴肩沟槽时，需确定沟槽的位置。确定方法有两种：一种是用钢直尺测量槽刀的工作位置，车刀纵向移动，使左侧的刀头与钢直尺上所需的长度对齐；另一种是利用床鞍或小滑板的刻度盘控制车槽的正确位置。车削方法与车轴肩沟槽基本相同。 （ 3） 车宽矩形槽 首先确定沟槽的正确位 置。常用的方法有刻线痕法和钢直尺测量法。沟槽位置确定后，可分粗精车将沟槽车至尺寸。粗车一般要分几刀将槽车出，槽的两侧和槽底要各留 0.5mm的精车余量。车最后一刀的同nts 30 时应在槽底纵向进给一次，将槽底车平整。精车时，应先车沟槽的位置尺寸，然后再车槽宽尺寸，直至符合图样要求为止。 十四、加工程序的编 制 加工路线的确定 最短的切削进给路线 切削进给路线最短，可有效提高生产效率，降低刀具损耗。安排最短切削进给路线时，同时还要保证工件的刚性和加工工艺性等要求。 因本次加工的材料是圆棒料，所以经综合考虑选择矩形进给路 线。 程序编制方法的确定 13 程序编制分为：手工编程和自动编程两种。 1.手动编程：整个编程过程由人工完成。对编程人员的要求高（不仅要熟悉数控代码和编程规则，而且还必须具备机械加工工艺知识和数值计算能力）手工编程适用于：几何形状不太复杂的零件。 2.自动编程：编程人员只要根据零件图纸的要求，按照某个自动编程系统的规定， 将零件的加工信息用较简便的方式送入计算机，由计算机自动进行程序的编制，编程系统能自动打印出程序单和制备控制介质。自动编程适用于：形状复杂的零件、虽不复杂但编程工作量很大的零件（如有数千 个孔的零件）、虽不复杂但计算工作量大的零件（如轮廓加工时，非圆曲线的计算）。 根据以上各种程序编制的特点，对轴的加工程序的编制进行以下选择：由于轴的几何形状不太复杂，因此对其外圆表面的加工，选择手工编程；其轴上键槽的加工采用自动编程。 数控指令简介及加工程序 一、数控指令 数控程序的指令由一系列的程序
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