二级直齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书

1 计算及说明结果 第一章设计任务书第一章设计任务书 1 1 1 设计任务设计任务 1 设计带式输送机的传动系统 采用两级圆柱齿轮减速器的齿轮传动 2 工作条件 一班制 连续单向运转 载荷平稳 室内工作 有粉尘 运输带与 卷筒及支承间 包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已在 F 中考虑 3 使用期限 十年 大修期三年 4 生产批量 10 台 5 生产条件 中等规模机械厂 可加工 7 8 级精度齿轮及涡轮 6 动力来源 电力 三相交流 220 380V 7 运输带速度允许误差 土 5 8 原始数据 输送带的工作拉力 F 2600N 输送带的工作速度 v 1 1sm 输送带的卷筒直径 d 200mm 第二章传动系统方案的总体设计第二章传动系统方案的总体设计 一 带式输送机传动系统方案如下图所示 0 4 3 皮带轮 1 2 电动机 联轴器 2 计算及说明结果 2 1 2 1 电动机的选择电动机的选择 1 电动机容量选择 根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率 kw pv Pw86 2 1000 1 12600 1000 设 对滚动轴承效率 0 99 轴 轴 为齿式联轴器的效率 0 99 01 01 为 7 级齿轮传动的效率 0 98 齿 齿 输送机滚筒效率 0 96 筒 筒 估算传动系统的总效率 86 0 96 0 98 0 99 0 99 0 242242 01 筒齿轴 工作机所需的电动机攻率为 kw p p w r 33 3 86 0 86 2 Y 系列三相异步电动机技术数据中应满足 因此综合应选电动机额定功 rm pp 率kwpm4 2 电动机的转速选择 根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速 min1 105 14 3200 1 110006060 r D v nw 方案比较 方案号型号 额定功率 KW 同步转速 r min 满载转速 r min 1Y112M 2 4 0KW30002890 2Y112M 4 4 0KW15001440 3Y132M1 6 4 0KW1000960 4Y160M1 8 4 0KW750720 kwPw86 2 86 0 kwpr33 3 min1 105rnw 3 计算及说明结果 综合考虑电动机和传动装置的尺寸 重量 和带传动 减速器的传动比 可见第 3 种方案比较合适 因此选用电动机型号为 Y132M1 6 其主要参数如下表 方 案 号 型号 额定功 率 KW 同步转 速 r min 满载转 速 r min 堵转转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 3Y132M1 6 4 0KW10009602 0 2 0 主要外形和安装尺寸见下表 2 2 2 2 传动比的分配传动比的分配 带式输送机传动系统的总传动比 13 9 1 105 960 w m n n i 65 23 1 13 93 1 2 ii 45 3 65 2 13 9 2 3 i i i 传动系统各传动比为 1 45 3 65 2 1 43201 iiii 2 3 2 3 传动系统的运动和动力学参数设计传动系统的运动和动力学参数设计 传动系统各轴的转速 功率和转矩的计算如下 0 轴 电动机轴 min960 0 rn kwp33 3 0 mN n p T 13 33 960 33 3 95509550 0 0 0 1 轴 减速器中间轴 min960 01 0 1 r i n n kwpp297 399 033 3 0101 13 9 i 65 2 2 i 45 3 3 i 4 计算及说明结果 mNiTT 8 3299 0 113 33 010101 2 轴 减速器中间轴 min 3 278 45 3 960 3 1 2 r i n n kwpp2 397 0 297 3 1212 mNiTT 5 10697 0 97 0 45 3 8 32 12312 3 轴 减速器低速轴 min02 105 65 2 3 278 2 2 3 r i n n kwpp104 3 97 0 2 3 2323 mNiTT 8 27397 0 65 2 5 106 23223 4 轴 工作机 min02 105 34 rnn kwpp04 39801 0 104 3 3434 mNiTT 4 2689801 018 273 34434 电动机减速器工作机 轴号 0 轴1 轴2 轴3 轴4 轴 转速 r min960960278 3105 02105 02 功率 kw3 333 2973 23 1043 04 转矩 N m33 1332 8106 5273 8268 4 联接 传动件联轴器齿轮齿轮联轴器 传动比13 452 651 传动效率0 990 970 970 9801 第三章高速级齿轮设计第三章高速级齿轮设计 已知条件为3 297kW 小齿轮转速 960r min 传动比3 45 由电动机 1 1 驱动 工作寿命 10 年 一班制 载荷平稳 连续单向运转 各参数如左图所示 5 计算及说明结果 一 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 一 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 选用直齿圆柱齿轮传动 2 运输机为一般工作机 速度不高 故用 7 级精度 GB10095 88 3 材料选择 由机械设计第八版课本表 10 1 可选小齿轮材料为 40Cr 调质 硬度为 280HBS 大齿轮材料为 45 钢 调质 硬度为 240HBS 二者材料硬差为 40HBS 4 选取小齿轮齿数 Z1 24 大齿轮齿数 Z2 iZ1 3 45 24 82 8 取 Z2 83 3 1 3 1 按齿面强度设计按齿面强度设计 由设计计算公式 10 9a 进行试算 即 2 32 1 3 KT 1 2 1 确定公式内的各计算数值确定公式内的各计算数值 1 试选 Kt 1 3 2 计算小齿轮传递的转矩 N mm 3 28 1 95 5 105 95 5 105 3 N mm 104 1 由表 10 7 选取齿宽系数 1 2 由表 10 6 查得材料的弹性影响系数189 8 1 2 3 由图 10 21d 按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限600M 1 大齿轮的接触疲劳强度极限 550M 2 4 计算齿轮应力循环次数 60609601 1836510 1 68192 1 109 4 88 2 1 1 1 68192 109 3 45 108 7 由图 10 19 取接触疲劳强度寿命系数0 88 0 91 1 2 8 计算接触疲劳需用应力 取失效概率为 1 安全系数 S 1 由式 10 12 得 0 88600M 528M 1 1 1 Nmm T 4 1 1028 3 6 计算及说明结果 0 91550M 500 5M 2 2 2 2 计算 计算 1 试算小齿轮分度圆直径 代入中较小的值 2 32 1 1 2 32mm46 21mm 3 1 1 2 3 1 3 3 28 104 1 4 46 3 46 189 8 500 5 2 2 计算圆周速度 v vm s2 32m s 1 1 60 1000 3 14 46 21 960 60 1000 3 计算齿宽 b b 146 21mm 46 21mm 1 4 计算齿宽与齿高之比 模数 mm 1 93mm 1 1 46 21 24 齿高 h 2 25 2 251 93mm 4 34mm 10 65 46 21 4 34 5 计算载荷系数 根据 v 2 32m s 7 级精度 由图 10 8 查得动载系数1 20 直齿轮 1 由表 10 2 查得使用系数1 由表 10 4 用插值法的 7 级精度 小齿轮相对支承非对称布置时 1 417 由 10 65 1 417 查图 10 13 得1 35 故载荷系数 K 11 201 417 1 7004 1 6 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径 由式 10 10a 得 mmd t 21 46 1 s m v 32 2 mmmt93 1 7004 1 K mmd 4 50 1 7 46 21mm 50 4mm 1 1 3 3 1 7004 1 3 计算及说明结果 8 7 计算模数 m mmm 2 1mm 1 1 50 4 24 3 2 3 2 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 由式 10 5 得弯曲强度的设计公式为 m 3 2 2 1 1 确定公式内的各计算数值确定公式内的各计算数值 1 由图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500 M 大齿轮的弯曲疲 1 劳强度极限380 M 2 2 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 0 85 0 87 1 2 3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 由式 10 12 得 M 303 57M 1 1 1 0 85 500 1 4 M 236 14M 2 2 2 0 87 380 1 4 4 计算载荷系数 K K 11 2011 35 1 62 5 查取齿形系数 由表 10 5 查得2 65 2 206 1 2 6 查取应力校正系数 由表 10 5 查得 1 58 1 745 1 2 7 计算大 小齿轮的并加以比较 0 0138 1 1 1 2 65 1 58 303 57 0 0163 2 2 2 2 206 1 14 因此 大齿轮的数值大 设计计算设计计算 mmm 1 44mm 3 2 1 62 3 28 104 1 242 0 0163 m 2 1mm K 1 62 计算及说明结果 9 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 的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力 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 由弯曲强度算的得模数 1 44mm 并就近圆整为标准模数 1 5 按接触强度算得的分 度圆直径 50 40mm 1 算出小齿轮齿数 33 634 1 1 50 40 1 5 大齿轮齿数34 117 3 取 2 3 45 2 118 这样设计出来的齿轮传动 即满足了齿面的接触疲劳强度 又满足了齿根弯曲疲 劳强度 并做到结构紧凑 避免浪费 3 几何尺寸计算几何尺寸计算 1 计算分度圆直径 m 341 5mm 51mm 1 1 m 1181 5mm 177mm 2 2 2 计算中心距 a mm 114mm 1 2 2 51 177 2 3 计算齿轮宽度 b 151mm 51mm 1 取51mm 56mm 2 1 第四章第四章低速级齿轮传动设计低速级齿轮传动设计 已知条件为输入功率3 2kW 小齿轮转速 278 3r min 传动比 2 2 2 65 由电动机驱动 工作寿命 10 年 一班制 载荷平稳 连续单向运转 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 传动方案为直齿圆柱齿轮传动 2 运输机为一般工作机器 速度不高 故选用 7 级精度 GB10095 88 3 材料选择 由教材 机械设计 第八版 表 10 1 选择小齿轮材料为 40 调质 硬度为 280HBS 大齿轮材料为 45 钢 调质 硬度为 240HBS 二者材料硬度 差为 40HBS Z1 34 Z2 118 mmd51 1 mmd177 2 mm114 a mmB56 1 mmB51 2 10 计算及说明结果 4 选小齿轮齿数24 2 6524 63 6 取64 2 4 1 4 1 按齿面强度设计按齿面强度设计 设计公式为 2 32 2 3 1 2 1 确定公式内的各计算数值确定公式内的各计算数值 1 试选载荷系数 1 3 2 计算小齿轮传递的转矩 N mm 2 95 5 105 2 2 95 5 105 3 2 278 3 1 098 N mm 105 2 由表 10 7 选取齿宽系数 1 3 由表 10 6 查得材料的弹性影响系数189 8 1 2 4 由图 10 21d 按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限600M 大 3 齿轮的接触疲劳强度极限 550M 4 5 计算齿轮应力循环次数 6060278 31 1836510 4 876 3 2 108 1 84 4 1 2 4 876 108 2 65 108 7 由图 10 19 取接触疲劳强度寿命系数0 91 0 921 3 4 8 计算接触疲劳需用应力 取失效概率为 1 安全系数 S 1 由式 10 12 得 0 9600M 546M 3 3 3 1 0 92550M 506 55M 4 4 4 1 2 2 计算计算 Nm T 5 2 10098 1 11 1 试算小齿轮分度圆直径 代入中较小的值 2 计算及说明结果 12 2 32 2 3 2 1 2 2 32mm70 11mm 3 1 3 1 098 105 1 3 65 2 65 189 8 506 55 2 2 计算圆周速度 v vm s1 02m s 2 2 60 1000 3 14 70 11 278 3 60 1000 3 计算齿宽 b b 170 11mm 70 11mm 2 4 计算齿宽与齿高之比 模数 mm 2 92mm 2 3 70 11 24 齿高 h 2 25 2 252 92mm 6 57mm 10 671 70 11 6 57 5 计算载荷系数 根据 v 1 02m s 7 级精度 由图 10 8 查得动载系数1 1 直齿轮 1 由表 10 2 查得使用系数1 由表 10 4 用插值法的 7 级精度 小齿轮相对支承非对称布置时 1 420 由 10 671 1 420 查图 10 13 得1 38 故载荷系数 K 11 11 420 1 562 1 6 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径 由式 10 10a 得 70 11mm74 4mm 2 2 3 3 1 562 1 3 7 计算模数 m mmm 3 1mm 2 3 74 4 24 mmd t 11 70 2 s m v02 1 mmmt92 2 H 6 57mm 562 1 K mmd4 74 2 mmm1 3 13 计算及说明结果 4 2 4 2 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 由式 10 5 得弯曲强度的设计公式为 m 3 2 2 2 3 1 确定公式内的各计算数值 确定公式内的各计算数值 1 由图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500 M 大齿轮的弯曲疲 3 劳强度极限380 M 4 2 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 0 87 0 89 3 4 3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 由式 10 12 得 M 310 70M 3 3 3 0 87 500 1 4 M 241 57M 4 4 4 0 89 380 1 4 4 计算载荷系数 K K 11 111 38 1 518 5 查取齿形系数 由表 10 5 查得2 65 2 256 3 4 6 查取应力校正系数 由表 10 5 查得 1 58 1 738 3 4 7 计算大 小齿轮的并加以比较 0 0135 3 3 3 2 65 1 58 310 70 0 0162 4 4 4 2 256 1 57 因此 大齿轮的数值大 2 设计计算设计计算 mmm 2 11mm 3 2 1 518 1 098 105 1 242 0 0162 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 的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力 而齿面接触疲 518 1 K 14 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 可取由弯 曲强度算的得模数 3mm 按接触强度算得的分度圆直径 70 11mm 2 计算及说明结果 15 算出小齿轮齿数 23 3724 3 2 70 11 3 大齿轮齿数2 6524 63 6 取 4 4 64 这样设计出来的齿轮传动 即满足了齿面的接触疲劳强度 又满足了齿根弯曲疲 劳强度 并做到结构紧凑 避免浪费 3 几何尺寸计算几何尺寸计算 1 计算分度圆直径 m 243mm 72mm 3 3 m 643mm 192mm 4 4 1 计算中心距 a mm 132mm 3 4 2 72 192 2 3 计算齿轮宽度 b 172mm 72mm 3 取72mm 77mm 4 3 第五章各轴设计方案第五章各轴设计方案 5 1 5 1高速轴的高速轴的的结构设计的结构设计 1 求 轴上的功率KWp297 3 1 转速min r960 1 n 转矩min N 8 32 1 T 2 计算作用在齿轮上的力 转矩 1 16 1 1055 9 n P T 圆周力 N d T Ft 3 1286 1051 8 3222 3 1 径向力 NFF tr 17 46836397 0 3 128620tan 3 初步估算轴的直径 选取 45 号钢作为轴的材料 调质处理 硬度为 217 255HBS 查表取 A0 112 根据公式计算轴的最小直径 并加大 3 以考虑mmmmAd 9 16 960 297 3 3 0 键槽的影响 24 3 Z 64 4 Z mmd72 3 mmd192 4 mma132 mmB77 3 mmB72 4 16 计算及说明结果 4 轴的结构设计 1 确定轴的结构方案 该轴 输入轴 的轴承分别从两端装入 由挡油盘定位 如图 3 2 1 1 2 3 4 5 6 7 图 3 2 1 输入轴 轴段 主要用于安装联轴器 其直径应于联轴器的孔径相配合 因此要先选 择联轴器 联轴器的计算转矩为 考虑到转矩变化很小 根据工作情况 1 TKT Aca 选取 则 3 1 A K mNTKT Aca 64 42 8 323 1 1 根据工作要求选用弹性套柱销联轴器 型号为 TL4 与输入轴联接的半联轴器孔径 因此选取轴段 的直径为 半联轴器轮毂总长度 mmd20 1 mmd20 1 mmL52 J 型轴孔 与轴配合的轮毂孔长度为 mmL38 1 2 确定各轴段的直径和长度 轴段 1 为配合轴颈 按半联轴器孔径 选取轴段 直径为mm 为保证定位 1 20d 要求 半联轴器右端用需制出一轴肩 轴段 的长度应比半联轴器配合段轮毂孔 长度略短mm 轴段 总长为 3 2mmL36 轴段 2 此轴段为连接轴身 为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为 对于轴承端盖的宽度有取轴承端盖的宽度为mmd23 2 1 2 6 7 2 取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 故取 41 30 2 71 轴段 3 为支撑轴颈 用来安装轴承 预选轴承型号为 6305 深沟球轴承 宽度 所以轴段 直径应为轴承内圈直径 为保证轴承的轴向定位mmB17 mmd25 2 用挡油盘定位 17 计算及说明结果 轴段 4 取齿轮距箱体内壁的距离 考虑到箱体的铸造误差 在确 11 定滚动轴承位置时应距箱体内壁一定距离 s 取已知滚动轴承宽度 10 为在轴承左侧有一挡油盘 取其 17 第一个小齿轮轮毂宽度为77 长度为 则此段轴的长 30 4 77 10 11 10 6 30 72 3 56 52 42 取其直径为 4 32 轴段 5 齿轮的右端采用轴肩定位 轴肩高度 0 07 故 0 07 28 则轴环处直径轴环宽度 1 96 4 5 34 1 4 取 5 8 轴段 6 为安装齿轮部分 齿轮的左端与轴承之间采用挡油盘定mmd28 4 位 已知齿轮轮毂宽度为 56mm 为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮 此轴段应略短 于轮毂宽度 取其长度 mmL52 4 轴段 7 为支撑轴颈 用来安装轴承 直径为 长度为 25 47 5 2 5 2 中间轴的结构设计中间轴的结构设计 1 求 2 轴上的功率KWp2 3 2 转速min r 3 278 2 n 转矩min N 5 106 2 T 2 计算作用在齿轮上的力 转矩 2 26 2 1055 9 n P T 圆周力 N d T Ft 4 1203 10177 5 10622 3 2 径向力 NFF tr 43836397 0 4 120320tan 18 计算及说明结果 3 初步估算轴的直径 选取 45 号钢作为轴的材料 调质处理 硬度为 217 255HBS 查表取 A0 112 根据公式计算轴的最小直径 并加大 3 以考虑键槽的mmmmAd 3 25 3 278 2 3 3 0 影响 轴结构如图 3 2 2 所示 1 2 3 4 5 图 3 2 2 中间轴 4 轴的结构设计 1 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 该轴 中间轴 的轴承分别从两端装入 由挡油盘定位 轴段 1 为支撑轴颈 用来安装轴承 预选轴承型号为 6306 深沟球轴承 宽度 所以轴段 直径应为轴承内圈直径 为保证轴承的轴向mmB17 mmd30 2 定位用挡油盘定位 轴段 2 为安装齿轮部分 齿轮的左端与轴承之间采用挡油盘定位 mmd36 2 已知齿轮轮毂宽度为 51mm 为了使挡油盘的端面可靠地压紧齿轮 此轴段应略短于 轮毂宽度 取其长度 mmL48 2 轴段 3 齿轮的右端采用轴肩定位 轴肩高度 则轴环处直径轴 0 07 故 0 07 35 5 2 485 取 4 3 43 环宽度 1 4 取 3 12 轴段 4 为安装齿轮部分 齿轮的右端与轴承之间采用挡油盘定位 已知mmd36 4 齿轮轮毂宽度为 77mm 为了使挡油盘的端面可靠地压紧齿轮 此轴段应略短于轮毂 宽度 取其长度 mmL73 4 轴段 为支撑轴颈 用来安装轴承 所以轴段 直径应为轴承内圈直径 为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位 长度mmd30 5 mmL45 5 19 计算及说明结果 5 3 5 3 低速轴的结构设计低速轴的结构设计 1 求 轴上的功率KWp104 3 3 转速min r02 105 3 n 转矩min N 8 273 3 T 2 计算作用在齿轮上的力 转矩 3 36 3 1055 9 n P T 圆周力 N d T Ft 9 4591 10192 8 27322 3 3 径向力 NFF tr 3 167136397 0 9 459120tan 3 初步估算轴的直径 选取 45 号钢作为轴的材料 调质处理 硬度为 217 255HBS 查表取 A0 112 根据公式计算轴的最小直径 并加大 3 以mmmmAd63 34 02 105 104 3 3 0min 考虑键槽的影响 4 轴的结构设计 1 确定轴的结构方案 该轴 输入轴 的轴承分别从两端装入 由挡油盘定位 如图 3 2 3 7 6 54 3 2 1 图 3 2 3 输出轴 选择联轴器 联轴器的计算转矩为 考虑到转矩变化很小 根据工 3 TKT Aca 作情况选取 则 3 1 A K mNTKT Aca 94 355 8 2733 1 3 20 计算及说明结果 根据工作要求选用弹性柱销联轴器 型号为 HL3 与输出轴联接的半联轴器孔径 因此选取轴段 的直径为 半联轴器轮毂总长度mmd40 1 mmd40 6 J 型轴孔 与轴配合的轮毂孔长度为 mmL112 mmL84 1 2 确定各轴段的直径和长度 轴段 为支撑轴颈 用来安装轴承 预选轴承型号为 6309 深沟球轴承 宽度 所以轴段 直径应为轴承内圈直径 为保证轴承的轴向定位mmB25 mmd45 1 用挡油盘定位 取挡油盘宽度为 30mm 则轴段 的长度为mmL55 1 轴段 2 为安装齿轮部分 齿轮的右端与轴承之间采用挡油盘定位 mmd50 4 已知齿轮轮毂宽度为 72mm 为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮 此轴段应略短于轮 毂宽度 取其长度 mmL69 4 轴段 齿轮的左端采用轴肩定位 轴肩高度 则轴环处直径轴环 0 07 故 0 07 50 3 56 取 4 3 58 宽度 1 4 取 3 10 轴段 4 此轴段为连接轴身 为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为 长度为综合计算后得到的mmd50 2 mmL50 4 段 为支撑轴颈 用来安装轴承 所以轴段 直径应为轴承内圈直径 为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位 其长度为mmd45 5 mmL50 5 轴段 此轴段为连接轴身 为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为 轴承端盖的宽度为 取端盖的外端面与半联轴器右端面间的mmd43 6 35 4 距离 故取 30 6 65 4 轴段 为配合轴颈 按半联轴器孔径 选取轴段 直径为 为保证mmd40 7 定位要求 半联轴器左端用一套筒定位 轴段 的长度应比半联轴器配合段轮毂孔 长度略短mm 轴段 总长为 3 2mmL82 7 第六章第六章 轴的强度校核轴的强度校核 6 1 6 1 高速轴的校核高速轴的校核 根据轴的结构图做出轴的计算简图 根据计算简图做出弯矩图 先将三维坐标 转为平面 最后求合力 作用在齿轮上的力 51 1 d mm 21 计算及说明结果 而 圆周力N d T Ft 3 1286 1051 8 3222 3 1 1 径向力NFF tr 17 46820tan3 1286tan 在垂直面上 0 1 2 020457 0 2 NVr FFM 解得 1 417 41 2 161 85 mmNMv 37 237925741 417 在水平面上 020457 0 0 2 21 NHt NHNHt FFM FFFF 解得 1 1130 2 2 360 mmNM H 2 54001572 1130 危险截面在安装齿轮处 25 3 33 2150 32 2514 3 32 mm d W mmNMMM VH 694212379274 65368 22 22 MPaMPa W TM ca 6070 34 1 2 1 2 所以轴安全 弯矩图如图 3 2 4 22 计算及说明结果 6 2 6 2中间轴的校核中间轴的校核 根据轴的结构图做出轴的计算简图 根据计算简图做出弯矩图 先将三维坐标 转为平面 最后求合力 作用在大齿轮上的力 圆周力 N d T Ft 4 1203 10177 5 10622 3 1 2 1 径向力NFF tr 43820tan4 1203tan 1 作用在小齿轮上的力 圆周力 N d T Ft33 2958 1072 5 10622 3 1 2 2 径向力NFF tr 7 107620tan33 2958tan 2 在垂直面上 0 1 2 1 2 438 1076 7 1514 7 020613558 0 221 NVrr FFFM 解得 1 862 46 2 1034 75 mmNMV 68 500225846 862 1 mmNMH 82 96735879 166 1 mmNMMM VH 5 50949 2 1 2 11 在水平面上 013520658 0 0 221 2211 tHt NHtNHt FFFM FFFFF 23 计算及说明结果 解得 1 166 79 2 1979 68 mmNMv 25 734677175 1034 2 mmNM H 28 1405577168 1979 2 mmNMMM VH 45 158599 2 2 2 22 3 3 1 0 32 d d W MPaMPaMpa W TM ca 6073 21 5 351 0 1379806 0 5 50949 1 3 2 2 2 2 2 1 MPaMPaMpa W TM ca 6099 39 5 351 0 1379806 045 158599 1 3 2 2 2 2 2 2 所以轴安全 6 3 6 3 低速轴的校核低速轴的校核 根据轴的结构图做出轴的计算简图 根据计算简图做出弯矩图 先将三维坐标 转为平面 最后求合力 作用在齿轮上的力 227 5 1 d mm 而圆周力N d T Ft1 2852 10192 8 27322 3 1 3 径向力NFF tr 103720tan 1 2852tan 在垂直面上 0 1 2 0212138 0 2 NVr FFM 解得 1 450 08 2 839 35 mmNMv 04 6211113808 450 在水平面上 0212138 0 0 2 21 NHt NHNHt FFM FFFF 解得 1 1236 6 2 2306 08 mmNMH 8 170650138 6 1236 危险截面在安装齿轮处 50 24 计算及说明结果 3 3 12500 32 mm d W mmNMMM VH 8 18160104 62111 8 170650 22 22 MPaMPaMpa W TM ca 6019 24 12500 4029806 0 8 181601 1 2 2 2 3 2 所以轴安全 弯矩图如图 3 2 6 25 计算及说明结果 第七章第七章 滚动轴承选择和寿命计算滚动轴承选择和寿命计算 1 高速轴上轴承采用 6305 型深沟球轴承 主要承受径向载荷也可 同时承受小的轴向载荷 大量生产 价格最低 内径 d 25mm 外径 D 62mm 宽度 B 17mm 校核 轴轴承是否满足工作要求 1 求轴承径向支反力 1r F 2r F a 垂直平面支反力 1v F 2v F NFV41 417 1 NFV85 161 2 b 水平面支反力 1H F 2H F NFH82 1146 1 NFH68 444 2 c 合成支反力 1r F 2r F NFFF HVr 42 122082 114641 417 222 1 2 11 NFFF HVr 22 47368 44485 161 222 2 2 22 5 计算轴承的当量载荷 1r P 2r P 查表 13 5 有 0 1 11 YX 取1 1 P f 得 NNFfFYFXfP rparPr 46 134242 12201 1 111111 26 计算及说明结果 查表 13 5 有 取 得 0 1 22 YX 1 1 P f NFfP rPr 542 520 22 21rr PP 因此轴承 1 危险 6 校核所选轴承 由于两支承用相同的轴承 故按当量动载荷较大的轴承计算 对于球轴 承 查表 13 7 取温度系数 1 计算轴承工作寿命 3 t f 6 3 10 60 r h C L nP h95 36513 46 1342 17200 96060 10 3 6 满足使用寿命要求 结论 轴承型号最终确定为 6305 2 中间轴上轴承采用 6306 型深沟球轴承 主要承受径向载荷也可同 时承受小的轴向载荷 大量生产 价格最低 内径 d 30mm 外径 D 72mm 宽度 B 19mm 校核 轴轴承是否满足工作要求 1 求轴承径向支反力 1r F 2r F a 垂直平面支反力 1v F 2v F NFV46 862 1 NFV75 1034 2 27 计算及说明结果 b 水平面支反力 1H F 2H F NFH79 166 1 NFH68 1979 2 c 合成支反力 1r F 2r F NFFF HVr 44 87879 16646 862 222 1 2 11 NFFF HVr 79 223368 197975 1034 222 2 2 22 5 计算轴承的当量载荷 1r P 2r P 查表 13 5 有 0 1 11 YX 取1 1 P f 得 NFfFYFXfP rparPr 28 96644 8781 1 111111 查表 13 5 有 取 得 0 1 22 YX 1 1 P f NFfP rPr 169 2457 22 12rr PP 因此轴承 2 危险 6 校核所选轴承 由于两支承用相同的轴承 故按当量动载荷较大的轴承计算 对于球轴承 查表 13 7 取3 温度系数 1 计算轴承工作寿命 t f 2 低速轴上轴承采用 6309 型深沟球轴承 主要承受径向载荷也可同时承受小的轴 向载荷 大量生产 价格最低 内径 d 45mm 外径 D 100mm 宽度 B 25mm 校核 轴轴承是否满足工作要求 1 画轴的受力简图如图 3 3 3 28 计算及说明结果 2 求轴承径向支反力 1r F 2r F a 垂直平面支反力 1v F 2v F NFV08 450 1 NFV35 839 2 b 水平面支反力 1H F 2H F NFH 6 1236 1 NFH08 2306 2 c 合成支反力 1r F 2r F NFFF HVr 96 1315 6 123608 450 222 1 2 11 NFFF HVr 08 245408 230635 839 222 2 2 22 5 计算轴承的当量载荷 1r P 2r P 查表 13 5 有 0 1 11 YX 取1 1 P f 得 NFfFYFXfP rparPr 56 144796 13151 1 111111 查表 13 5 有 取 得 0 1 22 YX 1 1 P f 29 计算及说明结果 NFfP rPr 49 2699 22 12rr PP 因此轴承 2 危险 6 校核所选轴承 由于两支承用相同的轴承 故按当量动载荷较大的轴承计算 对于球轴承 查3 表 13 7 取温度系数 1 计算轴承工作寿命 t f 6 3 10 60 r h C L nP h08 665224 49 2699 40800 5 8660 10 3 6 满足使用寿命要求 结论 轴承型号最终确定为 6309 第八章第八章 键连接选择和校核键连接选择和校核 8 1 8 1 高速轴上键的选择和校核高速轴上键的选择和校核 1 键的选择 选用普通圆头平键 A 型 轴径 查表 13 20 得mmdmmd28 20 21 联轴器 键 1 66 11 hb 小齿轮 键 2 78 22 hb 2 键的校核 键长度小于轮毂长度且键长不宜超过 前面算得大齿轮mmmm10 5d8 1 6 1 宽度 根据键的长度系列选键长 键 1 键 2 mmL32 1 mmL40 2 查表 6 2 得 键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为 则 MPa P 120 100 键 1 1 42 26203 108 322102 3 111 3 1 1PP MpaMPa dlK T 30 计算及说明结果 键 2 9 20 28325 3 10 8 322102 3 222 3 1 2PP MpaMPa dlK T 所以所选用的平键强度足够 取键标记为 键 1 6 32 GB1096 79 键 2 8 40 GB1096 79 8 2 8 2 中间轴上键的选择和校核中间轴上键的选择和校核 1 键的选择 选用普通圆头平键 A 型 轴径 查表 13 20 得mmdmmd36 36 21 大齿轮 键 1 810 11 hb 小齿轮 键 2 810 22 hb 2 键的校核 键长度小于轮毂长度且键长不宜超过 前面算得大齿轮mmmm10 5d8 1 6 1 宽度 根据键的长度系列选键长 键 1 键 2 mmL40 1 mmL63 2 查表 6 2 得 键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为 则 MPa P 120 100 键 1 31 49 36304 10 5 1062102 3 111 3 2 1PP MpaMPa dlK T 键 2 91 27 36534 10 5 1062102 3 222 3 1 2PP MpaMPa dlK T 所以所选用的平键强度足够 取键标记为 键 1 10 40 GB1096 79 键 2 10 63 GB1096 79 31 计算及说明结果 8 3 8 3 低速轴上键的选择和校核低速轴上键的选择和校核 1 键的选择 选用普通圆头平键 A 型 轴径 查表 13 20 得 mmdmmd40 50 21 大齿轮 键 1 914 11 hb 联轴器 键 2 812 22 hb 2 键的校核 键长度小于轮毂长度且键长不宜超过 前面算得大mmmm10 5d8 1 6 1 齿轮宽度 根据键的长度系列选键长 键 1 键 2 mmL63 1 mmL70 2 查表 6 2 得 键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为 则 MPa P 120 100 键 1 7 49 50495 4 108 2732102 3 111 3 3 1PP MpaMPa dlK T 键 2 59 40584 10 8 2732102 3 222 3 3 2PP MpaMPa dlK T 所以所选用的平键强度足够 取键标记为 键 1 14 63 GB1096 79 键 2 12 70 GB1096 79 第九章第九章 联轴器的选择和计算联轴器的选择和计算 高速轴上联轴器选择 联轴器的计算转矩为 考虑到转矩变化 1 TKT Aca 很小 根据工作情况选取 则 3 1 A K mNTKT Aca 64 42 8 323 1 1 根据工作要求选用弹性柱销联轴器 型号为 TL4 与输入轴联接的半联轴器孔径 半联轴器轮毂总长度 J 型轴孔 与轴配合的轮毂孔mmd20 1 mmL52 长度为 mmL38 1 32 计算及说明结果 低速轴上选择联轴器 联轴器的计算转矩为 则 3 TKT Aca mNTKT Aca 94 355 8 2733 1 3 根据工作要求选用弹性柱销联轴器 型号为 HL3 与输出轴联接的半联轴器孔径 半联轴器轮毂总长度 J 型轴孔 与轴配合的轮毂孔mmd40 1 mmL112 长度为 mmL84 1 第十章第十章 润滑和密封形式的选择润滑和密封形式的选择 10 1 10 1传动零件的润滑传动零件的润滑 1 齿轮传动润滑 因为齿轮圆周速度 并且传动装置属于轻型的 且传速较低 所以采用smv12 油润滑 箱体内选用 SH0357 92 中的 50 号油润滑 装至规定高度 圆柱齿轮浸 入油的深度约一个齿高 三分之一齿轮半径 大齿轮的齿顶到油底面的距离 30 60mm 2 滚动轴承的润滑 轴承润滑采用润滑脂 润滑脂的加入量为轴承空隙体积的 采用稠度较 2 1 3 1 小润滑脂 二 减速器密封二 减速器密封 为防止外界的灰尘 水分等侵入轴承 并阻止润滑剂的漏失 1 轴外伸端密封 毛毡圈油封 2 轴承靠箱体内侧的密封 挡油环 3 箱体结合面的密封 箱体结合面的密封性要求是指在箱体剖分面 各接触面及密封处均不允许出现漏油和 渗油现象 剖分面上不允许加入任何垫片或填料 为了保证机盖与机座联接处密封 联接 凸缘应有足够的宽度 联接表面应精创 其表面粗糙度应为 6 3 密封的表面要经过刮研 而且 凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大 不大于 150 200 33 计算及说明结果 第十一章第十一章 箱体及附件的结构设计和选择箱体及附件的结构设计和选择 箱座壁厚 而 2 0 02538amm 0 025 151 25 3 6 78 所以 取 10mm 箱盖壁厚 所以 取 12 0 02538amm mm10 箱座 箱盖 箱底座凸缘的厚度 b 12mm b1 12mm b2 20mm 箱座 箱盖的加强肋厚 5 885 0 1 m 地脚螺钉的直径 20mm 数目 6 f d 轴承旁联接螺栓的直径 1 0 75 0 75 20 15取 1 16 箱盖 箱座联接螺栓的直径 12mm 2 d 轴承盖螺钉直径和数目 轴 3 6 4 轴 3 8 4 轴 3 8 4 轴承盖外径 其 mmDD mmDD mmDD 1408 5212012085 21003 1128 5292928 52722 9265 277 7765 2621 20 20 20 轴 轴 轴 中 D 为轴承外径 为轴承盖螺钉的直径 3 d 轴承旁凸台高度和半径 22mm 12 Rc 外箱壁到轴承座端面的距离 1 5