毕业论文--箱体结构减速器设计

1 电动机的选择 计算项目计算及说明结果 1 选择电动机 的类型 按工作要求和工作条件 选用 Y 系列三相异步电动机 Y 系列三相异步 电动机 2 选择电动机 的容量 工作及输入功率 PW 3 15KW 从电动机到工作机之间的总效率为分别为 12 24 32 4 式中 1 2 3 4分别为联轴器 轴承 齿轮传动 卷筒的传动效率 由手册取 1 0 99 2 0 98 3 0 97 4 0 96 则 0 992 0 984 0 972 0 96 0 817 所以电机所需功率为 Pd 3 488KW PW 813 0 85 2 kw PW 2 85KW Pd 3 488KW 3 选择电动机的 转速 由相关手册推荐的传动比合理范围 二级圆柱齿轮减速器传动 比 8 40 而工作机的输入转速 min 75rnw 所以电动机转速可选范围 min 3000 600 min 75 40 8 rrnin wd 符合这一范围的同步转速有 750 r min 1000 r min 1500 r min 3000 r min 四种 综合考虑电动机和传动装置的尺寸 质量及 价格因素 为使传动装置结构紧凑 决定选用同步转速为 1000 r min 的电动机 由手册选定电动机型号 Y132M1 6 其满载转速960 d nmin r min 75rnw 960 d nmin r 二 计算传动装置的总传动比 并分配传动比 计算项目计算及说明结果 1 计算总传动比 运动装置的总传动比 8 12 75 960 w m n n i 12 8 i 2 分配传动比 考虑润滑条件 为使两级大齿轮直径相近 21i i i 取故高速级的传动比为 21 4 1 ii 233 48 124 14 1 1 ii 低速级的传动比为 024 3 02 4 57 11 1 2 i i i 4 233 1 i 3 024 2 i 三 计算传动装置各轴的运动和动力参数 计算项目计算及说明结果 1 各轴的转速 轴 min 960 1 rnn m 轴 min 79 226 233 4 min 960 1 1 2 r r i n n 轴 min 75 024 3 min 8 238 2 2 3 r r i n n 960 1 nmin r 226 79 2 n min r 75 3 nmin r 2 各轴的输入功 率 轴 3 488KW 0 99 3 453KW 1 P d P 1 轴 3 453KW 0 98 0 97 3 283KW 2 P 1 P 2 3 轴 3 283KW 0 98 0 97 3 027KW 3 P 2 P 2 3 3 453KW 1 P 3 283KW 2 P 3 027KW 3 P 3 各轴的输 入转矩 电动机的输出转矩为 d T mmN r KW n p T m d d 466 10470 3 min 960 488 3 1055 9 1055 9 mmNnTT d 5 11 10382 1 轴 mmN T 4 1 10440 3 mmN mmNiTT 5 3211 2 1045 1 97 098 002 438014 轴 mmN mmNiTT 5 10855 397 098 088 2 14271 322 23 轴 mmN T 5 210382 1 mmN T 5 3 10973 3 四 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 计算项目计算及说明结果 1 选精度等 级 材料及 齿数 1 运输机为一般工作机器 转速不高 故选用 8 级精度 2 材料选择 由 机械设计 第八版表 10 1 选择小齿轮材料为 40cr 调质 硬度为 280HBS 大齿轮材料为 45 钢 调质 硬度为 240HBS 二者硬度差为 40HBS 3 选小齿轮齿数 z1 24 大齿轮齿数 z2 z1 24 4 233 101 取 1 i 3 z2 101 则齿数比233 4 24 97 1 2 z z 4 可满足要求 5 3 54 0 042 4 02 4042 4 5 选取螺旋角 初选螺旋角 14 7 级精度 小齿轮材料为 40cr 调质 大齿轮材料为 45 钢 调质 z1 24 z2 101 14 2 按齿面接 触强度设计 3 2 1 1 12 H EH ad t t ZZTK d 1 确定公式内的各计算值 1 试选 6 1 t K 2 计算小齿轮传递的扭矩 mmNT 4 1 10420 3 3 由表 10 7 选取齿宽系数 1 0 d 4 由表 10 6 查得材料弹性影响系数189 8 E Z 2 1 MPa 6 1 t K 5 由图 10 30 选区域系数 2 433 H Z 6 由图 10 26 查得 则78 0 1 a 89 0 2 a 1 67 21aaa 7 由图 10 21d 查得小齿轮的接触疲劳强度极限 600MPa 1limH 齿轮的接触疲劳强度极限 550MPa 2limH 8 由式 10 13 计算应力循环次数 h jLnN 11 60 9 10682 1 365582 196060 1 2 N N 8 10184 4 02 4 9 10682 1 9 由图 10 19 取接触疲劳寿命系数 0 93 0 96 1HN K 2HN K 10 计算解除疲劳许用应力 取失效率为 1 安全系数 s 1 S K HHN H 1lim1 1 558MPaMPa 1 6000 93 S k HHN H 2lim2 2 MPaMPa528 1 55096 0 MPaMPa HH H 543 2 528558 2 21 2 设计计算 1 计算小齿轮分度圆直径时代入中较小值 H 3 2 1 1 12 H EH ad t t ZZTK d mm 3 2 4 543 8 189433 2 02 4 102 4 67 1 0 1 108 36 12 39 5 mm 2 计算圆周速度 m s94 1m s 100060 960 5 93 3 14 100060 11 nd v t 3 计算齿宽 b 及模数 nt m MPa H 543 39 5 t d1mm 1 94v mm b 39 5mm mmmmdb td 5 39 5 390 1 1 mmmm z d m t nt 53 2 24 14cos 5 39cos 1 1 4 计算齿宽齿高比 mmmmmh nt 69 5 53 2 25 2 25 2 11 9 336 4 5 39 h b 5 计算纵向重合度 903 1 14tan241318 0tan318 0 1 z d 6 计算载荷系数 由工作条件 查表 10 2 得使用系数 1 0 根据 v 0 246m s 7 级 A K 精度 由图 10 8 查得动载系数 1 08 v K 由表 10 3 查得 1 4 FH KK 由表 10 4 利用插值法查得 1 417 H K 由图 10 13 查得 1 34 故载荷系数 F K 028 24 142 1 02 1 1 HHVA KKKKK 7 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 由式 10 10a 得 mmmm K K dd t t 7 43 6 1 167 92 5 39 3 3 11 8 计算法面模数 mmmm z d mn767 1 24 14cos 7 43cos 1 1 2 53 t m mm 5 69hmm 1 903 2 14K 44 47 1 dmm 1 80 n mmm 3 按齿根弯 曲强度设计 3 2 1 2 1 cos2 F SaFa ad n YY z YKT m 1 确定计算参数 1 计算载荷系数 167 242 1 4 109 11 FFVA KKKKK 2 由图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 500MPa 1FE 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 400MPa 2FE 3 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 0 87 0 94 1FN K 2FN K 4 计算完全疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 MPaMPa S K FEFN F 71 310 4 1 50087 0 11 1 MPaMPa S K FEFN F 57 268 4 1 40094 0 22 2 5 根据纵向重合度 1 903 从图 10 28 查得螺旋角影响系数 0 88 Y 6 计算当量齿数 26 272 14cos 24 cos 33 1 1 z zv 108 66 14cos 101 cos 33 2 2 z zv 7 查取齿形系数 由表 10 5 利用插值法算得 2 592 2 175 1Fa Y 2Fa Y 8 查取应力校正系数 由表 10 5 利用插值法算得 1 596 1 795 1Sa Y 2Sa Y 9 计算大小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y 017124 0 71 310 596 1592 2 1 11 F SaFaY Y 2 167K 310 71 1F MPa 268 57 2F MPa 26 272 1v z 108 66 2v z 016733 0 57 268 795 1 175 2 2 22 F SaFa YY 大齿轮的数值大 2 设计计算 mmmm YY z YKT m F SaFa ad n 294 1 01454 0 67 1240 1 14cos88 0108 303 2 2 cos2 3 2 24 3 2 1 2 1 由于设计的是软齿面闭式齿轮传动 其主要失效是齿面疲劳点 蚀 取 1 5 已可满足弯曲强度 但为了同时满足接触 n mmm 疲劳强度 需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 44 47 1 dmm 来计算应有的齿数 于是 3 28 5 1 14cos47 44cos 1 1 n m d z 取 28 则 1 z11928233 4 12 zz 1 294 n mmm 28 1 z 119 2 z 4 几何尺寸计 算 1 计算中心距 mmmm mzz a n 76 109 14cos2 5 111329 cos2 21 将中心距圆整为 110 mm 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 55 4414 1132 5 111928 arccos 2 arccos 21 a mzz n 因值改变不多 故参数等不必修正 Ha ZK 3 计算打 小齿轮的分度圆直径 mmmm mz d n 29 43 11 4414cos 5 128 cos 1 1 mmmm mz d n 57 184 13 2914cos 5 1113 cos 2 2 4 计算齿轮宽度 109 76amm 14 29 13 43 29 1 dmm 184 57 2 dmm 43 29 bmm mmmmdb d 93 4493 440 1 1 圆整后取 45 50 2 Bmm 1 Bmm 45 2 Bmm 50 1 Bmm 五 低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 计算项目计算及说明结果 1 选定齿轮 的精度等级 材料及齿数 1 选用 7 级精度 2 材料选择 由 机械设计 第八版表 10 1 选择小齿轮材料为 40cr 调质 硬度为 280HBS 大齿轮材料为 45 钢 调质 硬度为 240HBS 二者硬度差为 40HBS 3 选小齿轮齿数 z1 24 大齿轮齿数 取73024 324 12 ZZ 则齿数比 69 2 Z875 2 24 69 1 2 z z 可满足要求 5 3 17 0 88 2 88 2 875 2 4 选取螺旋角 初选螺旋角 14 7 级精度 小齿轮材料为 40cr 调质 大齿轮材料为 45 钢 调质 z1 24 z2 73 14 2 按齿面接 触面强度设计 3 2 1 1 12 H EH ad t t ZZTK d 1 确定公式内的各计算值 1 试选6 1 t K 2 计算小齿轮传递的扭矩 mmN n P T 56 2 2 6 1 1045 1 8 238 63 3 1055 91055 9 3 由表 10 7 选取齿宽系数 1 0 d 4 由表 10 6 查得材料弹性影响系数189 8 E Z 2 1 MPa 5 由图 10 30 选区域系数 ZH 2 433 6 由图 10 26 查得 则78 0 1 a 87 0 2 a 65 1 21 aaa 6 1 t K 7 由图 10 21d 查得小齿轮的接触疲劳强度极限 600MPa 1limH 齿轮的接触疲劳强度极限 550MPa 2limH 8 由式 10 13 计算应力循环次数 60 238 8 1 2 8 365 5 4 184 108 h jLnN 11 60 8 1 2 10453 1 88 2 8 10184 4 N N 9 由图 10 19 取接触疲劳寿命系数 0 94 0 95 1HN K 2HN K 10 计算解除疲劳许用应力 取失效率为 1 安全系数 s 1 MPaMPa S K HHN H 564 1 60094 01lim1 1 MPaMPa S k HHN H 5 522 1 55095 02lim2 2 MPaMPa HH H 25 543 2 5 522564 2 21 2 设计计算 1 计算小齿轮分度圆直径 3 2 1 1 12 H EH ad t t ZZTK d mm 3 2 5 75 557 8 189433 2 024 3 1024 3 65 1 0 1 10382 1 6 12 62 53mm 2 计算圆周速度 smsm nd v t 81 0 100060 8 23853 6214 3 100060 21 3 计算齿宽 b 及模数 nt m 1 0 62 53 62 53 tdd b 1 mmmm 2 53 24 14cos53 62cos 1 1 z d m t nt mmmm 4 计算齿宽齿高比 MPa H 25 543 62 53 t d1mm 0 246v mm 62 53b mm 2 53 t m mm 2 25 2 53 5 69 nt mh25 2 mmmm 11 00 92 5 93 64 h b 5 计算纵向重合度 0 318 1 0 24 tan14 1 903 tan318 0 1 z d 6 计算载荷系数 由工作条件 查表 10 2 得使用系数 1 0 根据 v 0 81m s 7 级 A K 精度 由图 10 8 查得动载系数 1 04 v K 由表 10 3 查得 1 4 FH KK 由表 10 4 利用插值法查得 1 422 H K 由图 10 13 查得 1 32 故载荷系数 F K 1 0 1 04 1 4 1 422 2 07 HHVA KKKKK 7 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 由式 10 10a 得 70 75 3 3 11 6 1 07 2 93 64 t t K K ddmmmm 8 计算法面模数 2 86mm z d mn 24 14cos75 70cos 1 1 mm 5 92hmm 1 903 2 07K 70 75 1 dmm 2 86 n mmm 3 按齿根 弯曲强度设计 3 2 1 2 1 cos2 F SaFa ad n YY z YKT m 1 确定计算参数 1 计算载荷系数 1 0 1 04 1 4 1 32 1 92 FFVA KKKKK 2 由图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 500MPa 1FE 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 400MPa 2FE 1 92K 3 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 0 94 0 95 1FN K 2FN K 4 计算完全疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 335 71 MPa S K FEFN F 4 1 50094 0 11 1 MPa 271 43 MPa S K FEFN F 4 1 40095 0 22 2 MPa 5 根据纵向重合度 1 903 从图 10 28 查得螺旋角影响系数 0 88 Y 6 计算当量齿数 26 272 14cos 24 cos 33 1 1 z zv 75 53 14cos 69 cos 33 2 2 z zv 7 查取齿形系数 由表 10 5 利用插值法算得 2 592 2 229 1Fa Y 2Fa Y 8 查取应力校正系数 由表 10 5 利用插值法算得 1 596 1 761 1Sa Y 2Sa Y 9 计算大小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y 0 01232 71 335 596 1 592 2 1 11 F SaFaY Y 0 01446 43 271 761 1229 2 2 22 F SaFa YY 大齿轮的数值大 2 设计计算 mm YY z YKT m F SaFa ad n 3 2 25 3 2 1 2 1 01446 0 2465 1 0 1 14cos88 01045 1 92 1 2 cos2 1 91mm 335 71 1F MPa 271 43 2F MPa 26 272 1v z 75 53 2v z 1 91 n mmm 由于设计的是软齿面闭式齿轮传动 其主要失效是齿面疲劳点蚀 取 2 已可满足弯曲强度 但为了同时满足接触疲劳强度 n mmm 需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 70 75来计算应有的齿 1 dmm 数 于是 34 32 2 14cos75 70cos 1 1 n m d z 取 34 则 2 88 34 97 92 取 1 z 12 zz 98 2 Z 34 1 z 98 2 z 4 几何尺寸 计算 1 计算中心距 136 04 mm mzz a n 14cos2 29834 cos2 21 mm 将中心距圆整为 136 mm 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 13 58 11 1362 29834 arccos 2 arccos 21 a mzz n 因值改变不多 故参数等不必修正 Ha ZK 3 计算打 小齿轮的分度圆直径 70 06 1 1 115813cos 234 cos n mz dmm 201 94 2 2 115813cos 298 cos n mz dmm 4 计算齿轮宽度 1 70 06 70 06 1 db d mm 圆整后取 70 75 2 Bmm 1 Bmm 136 04amm 13 58 11 70 06 1 dmm 201 94 2 dmm 70 06 bmm 70 2 Bmm 75 1 Bmm 六 齿轮的主要参数 高速级低速级 齿数z 3310028119 中心距a 137114 法面模数 n m 2 01 5 端面模数 t m 1 5792 553 螺旋角 13 52 45 14 44 11 法面压力角 n 20 20 端面压力角 t 20 35 11 20 40 27 齿宽 b 50457570 齿根高系数标准值 an h 11 齿顶高系数 ath an h cos 0 9680 971 齿顶系数标准值 c0 250 25 当量齿数 v z 26 2779 9126 272108 66 分度圆直径d67 98206 0143 29184 57 齿顶高 a h 1 52 齿根高 f h 1 8752 5 齿全高h3 3754 5 齿顶圆直径 a d 47 93178 0774 06205 94 齿根圆直径 f d 50 93181 0778 06188 57 七 中间轴的设计 计算项目计算及说明结果 1 确定轴的 最小直径 因传递的功率不大 并对重量及机构无特殊要求 故选 45 钢 调质处理 取 C 112 取 30mmmm n p Cd 7 27 8 238 63 3 112 3 3 2 2 min min dmm 30 min dmm 2 轴的结构设 计 轴的装配方案如 IIIVVI ABCD 35 40 46 40 35 III IV 25 84 10567584522 75 48 25724248 25 10 5 1 查手册取 0 基本游隙组 标准精度等级的单列圆锥滚子轴承 30307 其尺寸 d D T 35 80 22 75 mmmmmm 故 mmllmmdd VIDAIVIVIII 75 2235 轴承用挡油环定位 2 取 齿轮用轴肩定位 轴肩高度mmdd VIVIIIII 40 h 0 07 0 1 3 轴环宽度 b 1 4h 8 左端齿轮 IIIII d mmmm 宽度 B1 75 为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮轴 II III 段mm 的尺寸应略短于齿轮宽度取 72 同样由 B2 45 IIIII l mm 取 42 mm VIV l mm 3 齿轮端面距机体内壁的距离 2 8取 2 12 5 mmmm 滚动轴承与内壁应有一段距离 s 10mm 4 确定圆角和倒角 查表 1 27 取轴端倒角为 C1 6 轴环两侧倒圆角 R 2 其余mm 倒圆角 R 2mm 轴承 30307 d D T 35 mm 80 22 75mmmm 轴端倒角为 C1 6 轴环两侧倒圆角 R 2mm 其余倒圆角 R 2mm 3 键的选择 齿轮与轴的周向定位采用平键连接 按选择 A 型平键 其 IIIII d b h 12 8键长 L 63 键槽距轴肩距离为 6 同时mmmmmmmm 为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性 选择齿轮与轴的配合为 6 7 n H 同样按选用 A 型平键 b h L 12 8 32 键槽 VIV d mmmmmm A 型平键 高速级 b h L 12mm 8 63mmmm 低速级 b h L 12mm 8 36mmmm 距轴肩距离为 7 齿轮与轴配合为 mm 6 7 n H 4 中间轴的校 核 为使中间轴上的轴向力相互抵消 高速级上小齿轮用右旋 大齿 轮用左旋 低速级上小齿轮用左旋 大齿轮用右旋 作用在齿轮上的力 高速级 NNFF NN F F NN d T F mmd ta t r t 15 428 13 2914tan48 1656tan 72 622 13 2914cos 20tan48 1656 cos tan 48 1656 07 175 1045 1 22 07 175 21 2 1 5 2 1 1 2 周向力 径向力 周向力 度圆直径与轴 相啮合的齿轮分 低速级 NNFF NN F F NN d T F mmd ta t r t 68 1026 11 5813tan31 4139tan 24 1552 11 5813cos 20tan31 4139 cos tan 31 4139 5 70 1045 1 22 06 70 22 1 2 5 3 2 2 3 周向力 径向力 周向力 度圆直径与轴 相啮合的齿轮分 所以 水平方向 75 646875 49 6875 49 75 49 21 2 tt h FF F NN3122 75 646875 49 6875 49 413975 491656 1656N 4139N 3112N 2673N 2211htth FFFF 将各力移到轴心 产生附加弯矩 21aa MM mmN d FM aa 37465 2 07 175428 2 2 11 mmNmmN d FM aa 35976 2 06 701027 2 3 22 1656 48N 1t F 622 72N 1r F 428 15N 1a F 4139 31 N 2t F 1552 24N 2r F 1026 68N 2a F 3122 N 1h F 2673N 2h F 37465 1a M mmN 35976 2a M mmN 铅垂方向 75 646875 49 75 49 6875 49 1212 2 rAar v FMMF F N N 1 429 75 646875 49 75 496233597637465 6875 49 1552 1552N 623N 429 1N 499 9N 2121vrrv FFFF 则 B 截面的弯矩 mmNmmNFM mmNmmNFM vv hh 24870 9 49975 4975 49 3 134076269575 4975 49 11 11 C 截面的弯矩 mmN mmN FMFM mmNmmN FFM ravv thh 3 63762 6862337465 6875 49 9 499 68 6875 49 8 202137681656 6875 49 2673 68 6875 49 1112 112 mmNFM mmNMMM Vv ahh 3 2778475 64 1 42975 64 125953746524870 2 2 12 2 扭矩mmNT 5 1045 1 由弯矩 扭矩图可知 C 截面为危险截面 499 9N 1v F 429 1 N 2v F 134076 3 1h M mmN 24870 1v M mmN 202137 8 2h M mmN 63762 3 2v M mmN 2h M mmN 12595 2v M mmN 3 27784 T 145000 mmN Fa2 Fr2 Ft1 Fa1 Fr1 Ft2 Fh1 Fv1 Fv2 Fh2 49 75 6864 75 Fh1 Fh2 Ft1 Ft2 Fr1 Fr2 Fa1 Mh Mv M T Mh1 Mh2 Mv1 Mv2 M1 M2 Fa2 Fv1Fv2 A B C D A B CD A BC D 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时 通常只校核轴上受最大弯矩和扭矩的截面 危险截面 因轴单向旋转 扭转切应力为脉动循环变应力 取 0 6 C 截面的总弯矩 MPa MMM vhc 9 211955 8 202137 3 63762 22 2 2 2 2 轴的计算应力 MPa MPa W TMB ca 8 35 401 0 1450006 0 9 211955 3 2 22 2 2 前面已选定轴的材料为 45 钢 调质处理 由表查得 Mc MPa9 211955 35 8k ca MPa MPa60 1 安全 1 ca 故安全 MPa60 1 1 ca 5 键的校核 普通平键连接的强度条件为 pp kld 3 102 其中为键 轴 齿轮三者中最弱材料的许用应力 故 p 100 120MPa p 因齿轮 2 处的键较 1 处短 而其他参数一样 故只需校核齿轮 2 处的 键 aa kld p 5 75 40 1236 4 1045 1 2102 53 2 2 安全 75 5 2p a 6 轴承的校核 选用的是圆锥滚子轴承 为缩短支撑距离选择正装 1 求出轴承所受的径向力 21rr FF NNFFF HVr 2719 9 4992673 222 1 2 11 NNFFF HVr 3151 1 4293122 222 2 2 22 2 求出轴承所受的轴向力 21aa FF 派生轴向力 由轴承代号 30307 查表得 Y 1 9 e 0 31 Y F F r d 2 NC 4 1052 7 因此 NN Y F F r d 716 9 12 2719 2 1 1 N Y F F r d 829 9 12 3151 2 2 2 外加轴向载荷 12 1428829599 dda FNFF 所以轴承 1 被压紧 轴承 2 被放松 于是 NFFF daa 1428 2 1 NFF da 829 2 2 2719 1r FN 3151 2r FN 716 1d FN 829 2d FN 1428 1a FN 829 2a FN 3 求轴承的当量动载荷 e N N F F e N N F F r a r a 263 0 3151 829 525 0 2719 1428 2 2 1 1 由表查得 1 轴承 x 1 Y 0 2 轴承 x 0 4 Y 1 9 因轴承在运动中有轻微冲击 取 1 22 1 0 1 p f p f NNYFXFfP NNYFXFfP arp arp 34038299 131514 02 1 32630271912 1 222 111 4 验算轴承寿命 因 故只需验算轴承 2 21 PP 3 10 hhLh29200536582 轴承因具有的基本额定动载荷 hhh p c n Lh2113492 3403 1052 7 8 23860 10 60 10 3 10 46 2 6 满足寿命要求 hh LL 3263 1 PN 3403 2 PN 29200 h Lh 2113492 h Lh 满足 hh LL 寿命要求 八 高速轴的设计 计算项目计算及说明结果 1 确定轴的最 小直径 因高速轴为齿轮轴 材料与小齿轮材料相同为 40cr 调质处理 取 C 112 mm n p Cd75 17 960 82 3 112 3 3 1 1 min 轴上有键槽计算值加大 3 18 28 min dmm 18 28 min dmm 2 选择联轴器 根据传动装置的工作条件拟用 HL 型弹性柱销联轴器 计算转矩 为 mNmNKTTC 4 49383 1 由手册 ML4 型联轴器中 HL1 型联轴器能满足传动转矩的要求 Tn 140N m Tc 其轴孔直径 d 24 40 mm 可满足电动机的轴径要求 半联轴器长度 L 114mm 半联轴器与 轴配合孔毂长度最后确定减速器高速轴轴伸处的直径mmL52 1 mmd24 min ML4 型联轴器 d 24 40 mm L 114 mm mmL52 1 3 轴的结构设 计 轴的装配方案如下 506650 8 8 IIIIIIIVVVIVII 24 28 30 36 45 30 28 759128 75 1 为了满足半联轴器的轴向定位要求 I II 轴段mmd III 24 右端需制出一轴肩 故 II III 段的直径 左端用mmd IIIII 28 轴端挡圈定位 按轴端直径取挡圈直径 D 32 为了保证轴端mm 挡圈不压在轴的断面上 I II 段的长度应比 L1短一些 现取 mml III 50 2 初步选择轴承 因轴承同时收到径向力和轴向力的作用 参照 工作要求并根据 由手册查取 0 基本游隙组 标mmd IIIII 28 准精度等级的单列圆锥滚子轴承 30306 其中mmmmmmTDd75 207230 故 mmlmmdd VIIVIVIIVIIVIIII 75 2030 3 轴承端面应与箱体内壁保持一定的距离 轴承端面到箱体内 壁距离 齿轮端面到内壁的距离 为了保mm8 3 mm10 2 证轴承端盖的拆装及便于对于轴承添加润滑脂的要求取端盖与半 轴承 30306 轴的尺寸如左图 联轴器的距离为 30mm 所以mml IIIII 66 4 轴承用挡油板定位 取 至此已经mmll IVIIIVIIVI 75 28 初步确定了轴的各段直径和长度 5 确定圆角和倒角 查表 1 27 取轴端倒角为 C1 6 IV 和 VI 截面倒圆角 R 2 mm 其余倒圆角 R 1mm 轴端倒角为 C1 6 IV 和 VI 截面倒 圆角 R 2mm 其余倒圆角 R 1 mm 4 键的选择 齿轮与联轴器的周向定位采用平键连接 按选择 A 型平键 III d b h 8 7键长 L 40 键槽距轴肩距离为 3mmmmmmmm A 型平键 b h 8 7 mmmm 键长 L 70mm 九 低速轴的设计 计算项目计算及说明结果 1 确定轴的最 小直径 因传递的功率不大 并对重量及机构无特殊要求 故选 45 钢 调质处理 取 C 112 取 K 1 3 由 mmmm n p Cd 8 38 83 45 3 112 3 3 3 3 min 联轴器的计算转矩 mNmNKTTC 74 518 393 1 3 38 8 min dmm 2 选择联轴器 按照计算转矩小于联轴器公称转矩 由 38 8 查表选取 GYH6 min d 型联轴器 其公称转矩为 900 半联轴器孔径 d1 40 mN mm 半联轴器长度 L 112m 轴孔长度 L1 84 mm GYH6 型联轴器 d1 40 mm L 112 mm L1 84 mm 3 轴的结构设 轴的装配方案如下 4554 25 3 10 15 57 256786082 IIIIII IVVVIVIIVIII 50 55 63 58 50 46 40 1 为了满足半联轴器的轴向定位要求 VII mmdd VIIIVII 40 1 VIII 轴段左端需制出一轴肩 故 VI VII 段的直径 左端用轴端挡圈定位 按轴端直径取挡圈直径 D 50mmd IIIII 46 为了保证轴端挡圈不压在轴的断面上 VII VIII 段的长度应mm 比 L1短一些 现取 mml VIIIVII 82 2 初步选择轴承 因轴承同时收到径向力和轴向力的作用 参照工 作要求并根据 由手册查取 0 基本游隙组 标准精度mmd VIIVI 46 等级的单列圆锥滚子轴承 30310 其 mmmmmmTDd25 2911050 故mmlmmdd VIVVIVIII 25 4350 3 轴承端面应与箱体内壁保持一定的距离 轴承端面到箱体内 壁距离 齿轮端面到内壁的距离 为了保mm10 3 mm15 2 证轴承端盖的拆装及便于对于轴承添加润滑脂的要求取端盖与半 联轴器的距离为 30mm 所以mml V