二级同轴式圆柱齿轮减速器课程设计说明书(王辉)

湖南湖南电电子科技子科技职业职业技技术术学院学院 课课 程程 设设 计计 说说 明明 书书 学生姓名 学 号 系 部 专 业 题 目 指导教师 指导教师 职称职称 年 月 日 目 录 一 设计任务 书 二 传动方案分 析 三 电机的选 择 四 传动比分 配 五 运动及动力参数计 算 六 齿轮转动的设 计 七 轴的结构设计及计 算 八 滚动轴承的选择及寿 命 九 键的选择及强度计 算 十 联轴器的选 择 十一 箱体的结构设 计 十二 密封件 润滑剂及润滑方式的选 择 十三 设计小 结 十四 参考文 献 一 设计任务书 1 设计目的 1 综合运用本课程的理论和生产实际知识进行设计训练 使所学的知识得 到进一步的巩固和发展 2 学习机械设计的一般方法和步骤 初步培养学生分析和解决工程实际问 题的能力 树立正确的设计思想 为今后毕业设计设计和工作打下良好的基础 3 进行方案设计 结构设计 机械制图和运用设计手册 标准及规范等技能的 训练 使学生具有初步机械设计的能力 2 设计内容和要求 技术要求 技术要求 工作条件 连续单向运转 工作平稳 室内工作 输送带速度允许误差 5 每 天两班制工作 每年工作 300 天 使用期限 10 年 加工条件 减速器成批生产 可加工 7 8 级齿轮 1 电动机 2 6 联轴器 3 减速器 4 高速级齿轮 5 低速级齿轮 7 输送机滚筒 原始数据 原始数据 输送滚筒工作扭矩T 工作工作 670 滚筒直径 330 mN Dmm 输送带速度 0 75 vsm 3 设计工作任务及工作量的要求 电动机的选择与运动参数计算 直齿齿轮传动设计计算 轴的设计 滚动轴承的选择 键和连轴器的选择与校核 装配图 零件图的绘制 设计计算说明书的编写 4 设计成果形式及要求 1 完整合理的设计计算说明书 1 本 25 35 页 不少于 3000 字 2 齿轮减速箱总装配图 1 张 A1 图纸 手绘 3 轴类零件 1 张 A3 图纸 要求 CAD 出图 4 齿轮零件 1 张 A3 图纸 要求 CAD 出图 5 专业资料和参考文献阅读 不少于 5 篇专业文献 5 工作计划及进度 2010 年 12 月 12 月 6 日 12 月 9 日 完成方案设计及相关参数的选择及计算 12 月 10 日 12 月 13 日 轴与轴系零件的设计 12 月 14 日 12 月 20 日 轴 轴承 联轴器 键的校核及草图绘制 12 月 21 日 12 月 22 日 装配图 零件图的绘制及计算说明书的编写 12 月 23 日 12 月 24 日 答辩成绩考核 二 二 传动方案分析 由题目所知传动机构类型为 同轴式二级圆柱齿轮减速器 故只要对本传动机构进行 分析论证 本传动机构的特点是 减速器横向尺寸较小 两大齿轮浸油深度可以大致相同 结构 较复杂 轴向尺寸大 中间轴较长 刚度差 中间轴承润滑较困难 考虑到使用寿命以及承载能力 减速器中齿轮采用圆柱斜齿轮 轴承选用滚动轴承 由于弹性联轴器的诸多优点 所以考虑选用它 三 电动机的选择 1 电动机类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是 载荷平稳 单向旋转 所以选用常用的封闭式 Y IP44 系列的电动机 2 电动机容量的选择 1 工作机所需功率 W P 由任务书可知 工作机的扭矩 滚筒直径 330 输送带速度m670 NT工作Dmm 0 75 可得滚筒转速vsm min 43 43 33014 3 75 0 100060100060 r D v nw 由式子 05 3 9550 43 43670 9550 9550kw Tn P n P T w 2 电动机的输出功率 查课程设计指导书表 12 7 效率的选择 弹性套柱销联轴器 1 0 99 8 级精度圆柱齿轮传动 2 0 97 滚动轴承 3 0 99 传动滚筒效率 4 0 96 传动装置总效率为 85 0 4 4 3 2 2 2 1 588 3 85 0 05 3 kwPP wd 3 电动机转速的选择 根据工作条件 本传动选用 Y 系列异步电机为原动机 由前面计算可知工作机转速 43 43r min 根据课程指导书表 12 6 常用机械传动的单级 w n 传动比推荐值 可选电动机主要有下表所列几种范围 电动机同步转速min nmr750100015003000 系统总传动比 a i17 04522 72756 81868 182 综合考虑电动机和传动装置的尺寸 重量 价格以及总传动比 750 转的低速电动机传 动比虽小 但电动机极数大价格高 故不可取 3000 转的电动机重量轻 价格便宜 但总 传动比大 传动装置外廓尺寸大 制造成本高 结构不紧凑 也不可取 剩下两种相比 如为使传动装置结构紧凑 选用 1000 转的电动机较好 如考虑电动机重量和价格 则应选 用 1500 转的电动机 综合考虑各方面因素 现选用同步转速为 1000 转的电动机 4 电动机型号的确定 因载荷平稳 电动机额定功率略大于即可 由 Y 系列电动机技术数据 选电动机 ed p d p 的额定功率为 4 KW 结合其同步转速 由课程设计指导书表 13 1 查出各项参数如下 ed p 取同步转速 1000 r min 6 级电动机 型号 Y131M1 6 额定功率 4kW 满载功率 960 r min 堵转转矩 额定转矩 2 0 最大转矩 额定转矩 2 0 安装高度 H 160mm 输出端轴径 d 38mm 四 传动比分配 1 传动装置的总传动比及其分配 总传动比 a i i m w n n 10 21 43 43 960 2 合理分配各级传动比 由于减速箱是同轴式布置 所以 1 i 2 i 因为 21 10 4 70i 1 i 2 i 五 运动及动力参数计算 计算与说明结果 1 各轴的转速计算 960 1 m nnmin r 26 204 70 4 960 1 1 2 i n nmin r 46 43 70 4 26 204 2 2 3 i n nmin r 速度偏差为 0 05 5 所以可行 2 各轴输入功率的计算 按电动机的额定功率 5 5kw ed P 计算各轴输入功率 I 轴的输入功率 45 599 0 5 5 11 ed PPkw 轴的输入功率 28 5 98 0 97 0 45 5 321122 PPPkw 轴的输入功率 02 5 98 0 97 0 28 5 3223 PPkw 3 各轴的输入转矩计算 I 轴的转矩N m22 54 960 45 5 95509550 1 1 1 n P T 轴的转矩N m29 245 57 205 28 5 95509550 2 2 2 n P T 轴的转矩N m 07 1089 02 44 02 5 95509550 3 3 3 n P T 960 1 nmin r 57 205 2 nmin r 02 44 3 nmin r 45 5 1 Pkw 28 5 2 Pkw 02 5 3 Pkw N m22 54 1 T N m29 245 2 T N m07 1089 3 T 各轴转速 输入功率 输入转矩 项 目电动机轴高速轴 I中间轴 II低速轴 III鼓轮轴 转速 r min 960960205 5744 0244 02 功率 kW 5 55 455 285 024 82 转矩 N m 54 7154 22245 291089 071056 53 传动比114 674 671 效率10 990 950 950 95 六 齿轮转动的设计 计算与说明结果 1 齿轮设计 齿轮设计 1 选择材料及硬度 考虑到减速器的使用地为室内 因此要求结构紧凑 所以各齿轮选用 45 号钢 调质并高频感应加热淬火 硬度 强度计算时取HRCH50 45 硬度质量要求为 ML 表面粗糙度 HRCH48 mRa 2 3 6 1 因为同轴式布置 为保证中心距一致 所以按低速齿轮计算 然后高速级 齿轮的法面模数和压力角以及大小齿轮齿数直接参照低速级同类参数 2 许用应力 1 确定 Hlim和 Flim 查 1 图 10 21e 得 Hlim1 Hlim2 960 MPa 查 1 图 10 20d 得 Flim1 Flim2 480 MPa 2 确定寿命系数 8 21 1088 5 103001626 2046060 h LJnN 8 32 1025 1 103001646 436060 h LJnN 查教材图 6 24 的 ZNT1 ZNT2 0 99 YNT1 YNT2 0 95 3 安全系数取 SH 1 00 SF 1 25 MPa S Z H NTH HHH 950 1 99 0 960 1lim 21 MPa S Y F NTF FFF 364 25 1 95 0 480 1lim 21 3 按齿根弯曲疲劳强度设计 3 2 1 2 2 cos2 F FS d nt Y z YKT m 式中参数 1 转矩mmNmNT 5 2 10777 1 67 177 MPa H 950 MPa F 364 2 查教材表 6 8 的取为 0 8 d 3 齿数 取 Z1 20 Z2 取 Z2 949470 420 1 iZ 4 螺旋角 初设 14 5 载荷系数 K 查教材表 6 5 设 K 1 4 6 计算纵向重合度及 27 1 14208 0318 0 318 0 1 tgtgZ d 查 1 图 10 26 的 77 0 1 86 0 2 63 1 86 0 77 0 21 7 计算螺旋角系数 Y 86 0 120 14 21 1 1 120 1 Y 8 初算当量齿数 Zv 89 21 14cos 20 cos 33 1 1 Z ZV 81 101 14cos 93 cos 33 2 2 Z ZV 查 2 图 8 43 的复合齿形系数 YFS1 4 38 YFS2 4 0 9 计算大 小齿轮的并比较 F FS Y 01203 0 364 38 4 1 1 FS Y 01099 0 364 0 4 2 2 FS Y 取小齿轮的值代入公式计算 F FS Y 将以上数据带入齿根弯曲疲劳强度计算公式有 26 2 01099 0 65 1 208 0 14cos86 0 10453 2 4 12 3 2 25 mmmnt Z1 20 Z2 93 初算分度圆直径 mm 58 46 14cos 2026 2 cos 1 1 Zm d n t 10 计算圆周速度 m s 5 0 100060 56 20458 4614 3 100060 11 nd v t 11 初算齿宽及齿高 t bh mm 26 3758 468 0 1 tdt db mm 085 5 26 2 25 2 25 2 n mh 33 7 085 5 26 37 t t h b 12 计算载荷系数 K 根据m s 初定为 8 级精度 由 1 图 10 8 查得 动载系数 1 05 16 2 v V K 由 1 表 10 2 得使用系数 KA 1 查 1 表 10 3 得齿间载荷分配系数 查 1 表 10 4 中的硬齿面栏查得小齿轮相对支承对称布置 4 1 HF KK 6 级精度 时34 1 H K bK ddH 322 1016 0 6 01 26 0 05 1 故 286 1 26 371016 0 8 0 8 06 01 26 0 05 1 322 H K 考虑硬齿面减速器 中等速度 齿轮定为 8 级精度 故取 查 1 3 1 H K 图 10 1324 1 F K 故载荷系数 8228 1 24 1 4 105 1 1 FFVA KKKKK 13 修正 n m 考虑到估算值与计算值差距较大 应修正 47 2 4 1 8228 1 26 2 3 3 tntn KKmm 4 按齿面接触疲劳强度计算 3 2 1 1 12 H HEZ Z u uKT d 8228 1 K 1 弹性系数 ZE 查教材表 6 6 得 ZE 189 8 MPa 2 区域系数 ZH 查 1 图 10 30 取 ZH 2 43 3 齿数比65 4 20 93 1 2 Z Z u 4 911 1 3 14 105 1 1 HHVA KKKKK m89 57 950 43 2 8 189 65 4 165 4 65 1 8 0 10453 2 911 1 2 3 2 5 1 d 4 计算 n m 81 2 20 14cos89 57cos 1 1 Z d mn 综合比较后取 3 n m 5 确定传动尺寸 1 计算中心距 mm 69 174 9320 14cos2 3 cos2 21 ZZ m a n 取整数 mm 175 a 2 计算螺旋角 21 0924144027 14 1752 93203 arccos 2 arccos a ZZmn 1 3 cos n t m m 变动不大 ZH无需修正 mm 95 61 092414cos 203 cos 1 1 zm d n mm 05 288 092414cos 933 cos 2 2 zm d n mm 95 673295 612 11 na mdd mm 05 2943205 2882 22 na mdd 3 n m 1 3 t m mm175 a 09 2414 mm95 61 1 d mm05 288 2 d mm95 67 1 a d mm05 294 2 a d mm 45 5435 295 615 2 11 nf mdd mm 55 27735 205 2885 2 22 nf mdd 确定齿宽 mm 56 4995 618 0 1 db d 取mm mm55 2 bb60 1 b 6 齿轮的结构设计 1 估计齿轮处的轴径 轴材料初选 45 号钢 估算伸出端轴 考虑到轴的设计 取齿轮孔处轴mm n P Ads87 34 56 204 28 5 118 3 3 1 0 颈 接近小齿轮齿根圆mm 小齿轮采用轴齿轮结构 mmds45 1 45 54 1 f d 大齿轮采用腹板式结构 根据 m s66 0 100060 56 20495 6114 3 100060 11 nd v 考虑到硬齿面减速器 速度中等 查 3 表 17 16 取齿轮精度等级为 8 8 7 齿厚偏差查 3 表 17 19 小齿轮上偏差取 G 下偏差取 J 大齿轮上偏差取 H 下偏差取 K 2 公法线长度 Wn及偏差计算 标准斜齿圆柱齿轮 014 0 5 0 9521 2 ZkmW nn 当量齿数 n t inv inv ZZ 3758 0 092414cos 20tan cos tan tan n t 5962 20 t 01625 0 35895 0 37745 0 tan ttt inv 81 21 014904 0 01625 0 20 1 Z 36 101 014904 0 01625 0 93 2 Z mm45 54 1 f d mm55 277 2 f d mm50 2 b mm55 1 b 5962 20 t 81 21 1 Z 36 101 2 Z 3 1 k 跨齿数 取923 2 5 0 9 81 21 5 0 9 1 1 z k3 1 k 取76 115 0 9 36 101 5 0 9 2 2 z k12 2 k mm 01 23 7 20014 0 5 03 9521 2 3 1 n W mm 07 97 04 97014 0 5 012 9521 23 2 n W 由于 可测量公法线长度bWn 145 24092414sin07 97sin 偏差计算 查 3 表 17 19 得 小齿轮齿厚上偏差 齿厚下偏差12 0 1 ss E2 0 1 si E 大齿轮齿厚上偏差 齿厚下偏差176 0 2 ss E264 0 2 si E 查 3 表 17 21 得 小齿轮齿圈径向跳动公差036 0 1 r F 大齿轮齿圈径向跳动公差050 0 2 r F 故 公法线平均长度上偏差 mm FEE rSSWS 073 0 20sin036 0 72 0 20cos12 0 sin72 0 cos 111 mm FEE rSSWS 105 0 20sin050 0 72 0 20cos176 0 sin72 0 cos 222 公法线平均长度下偏差 mm FEE rSiWi 105 0 20sin036 0 72 0 20cos2 0 sin72 0 cos 111 mm FEE rSiWi 141 0 20sin050 0 72 0 20cos264 0 sin72 0 cos 222 其他有关尺寸参看齿轮零件图 齿轮的参数列表如下齿轮的参数列表如下 12 2 k mm01 23 1 n W mm07 97 2 n W 12 0 1 ss E 2 0 1 si E 176 0 2 ss E 264 0 2 si E mm073 0 1 WS E mm105 0 1 Wi E mm105 0 2 WS E mm141 0 2 Wi E 名称名称高低速齿轮高低速齿轮 端面模数 t m 3 1 中心距 a mm 175 法向模数 n m 3 螺旋角 09 2414 小齿轮左 旋旋 向向 大齿轮右 1 Z 20 齿齿 数数 2 Z 93 1 dmm 61 95 分度圆直分度圆直 径径 mm 2 dmm 288 05 1a dmm 67 95 齿顶圆直齿顶圆直 径径 mm 2a dmm 294 05 1f dmm 54 45 齿根圆直齿根圆直 径径 mm 2f dmm 277 55 1 b mm 55 齿齿 mm 宽宽 2 bmm 50 材料及热处理材料及热处理 45 调质表面淬火 七 轴的结构设计及计算 计算与说明结果 I 轴 1 材料及热处理 考虑到 I 轴为高速 以及齿轮材料后 选 I 轴材料为 45 号钢 调质 220 240HBS 查 2 表 14 1 得 查 2 表 14 8 得 MPa b 650 MPa b 55 1 2 估算直径 查 2 表 14 7 取 A 115 考虑到与联轴器联接键槽 A 增大 5 最后取 A 120 75 根据公式有 3 min nPAd mm55 21 960 45 5 75 120 3 min d 3 初选联轴器 轴伸出段装有联轴器 考虑到补偿轴的可能位移 选用弹性柱销联轴器 查 2 表 4 1 取 K 1 5 由 根据速度mNKTTc 33 8122 545 1 1 考虑电机轴直径 查 3 表 14 47 选用 HL3 弹性柱销联轴器 标min 960 1 rn 准孔径 所以轴伸出段直径 mmd38 1 mmd38 1 4 I 轴结构初步设计 因为 I 轴为装有联轴器的斜齿轮轴 所以 结构采用外伸梁布局 外伸部分装联 轴器 两轴承布置在齿轮轴段两端 轴系采用两端单向固定布置 左右轴承均采 用加轴肩定位 为避免因温度升高而卡死 轴承端盖与轴承外圈端面留出 0 2mm 0 4mm 的热补偿间隙 轴的初步结构图如下 5 确定各轴段直径及长度 1 段装 HL1 型联轴器 查 3 表 14 47 取 左端用轴端挡圈定位 1 dmmd38 1 按轴端直径取挡圈直径 半联轴器与轴配合的毂孔长度为 82mm 为mmD45 了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上 故 L1的长度略短一些 I 轴轴 mmd38 1 mmdd45 62 mmd95 67 4 mmdd50 53 mmL80 1 mmL50 2 mmL60 4 mmLL10 53 现取 mmL80 1 2 初选滚动轴承 轴上装有斜齿轮 根据公式和 cos tan2 n r d T F 可知 径向力大于轴向力 为了减少成本选用深沟球轴承 参照工 tan 2 d T Fa 作要求并根据 由 3 表 15 1 所列深沟球轴承系列表初选 6309 其尺mmd24 1 寸为 故 考虑到段还mmmmmmBDd2510045 mmdd40 62 2 d 要装轴承端盖和毡圈油封 查 3 表 16 11 槽宽 并考虑到轴承端盖mmB12 min 厚度 故 L2 应取长一点 现取 mmL50 2 mmL25 6 3 左右轴承都采用轴肩定位 由 3 表 15 1 查的 6309 型轴承的定位轴肩高度 因此 取 由轴环宽度 取mmh5 4 mmdd50 53 hb4 1 mmLL10 53 4 由于是轴齿轮 所以 mmdd a 95 67 14 mmbL60 14 综上所述 轴的总长为 235mm 两轴承跨度为 105mm 6 轴上零件径向定位 1 半联轴器与轴采用 C 型平键联接 查 3 表 14 35 得键尺寸 键槽采用键槽铣刀加工 加工长度为 70mm mmmmhb810 2 半联轴器与轴的配合为 H7 k6 3 滚动轴承与轴的轴向定位采用过渡配合来保证 所以两轴颈处的尺寸公差取 m6 7 确定轴上零件的圆角和倒角尺寸 查 3 表 12 11 取轴齿轮处倒角为 2 45 轴端倒角为 1 45 各段过渡圆角为 R 1mm 8 轴的强度计算 略 以上各尺寸和结构都为初定 实际尺寸以图上尺寸为准 以上各尺寸和结构都为初定 实际尺寸以图上尺寸为准 III 轴 1 材料及热处理同 I 轴 2 估算最小直径 查 2 表 14 7 取 A 115 考虑到与联轴器联接键槽以及齿轮与轴的键槽 A 增大 10 最后取 A 126 5 根据公式有 3 min nPAd mmL25 6 mm45 61 02 44 02 5 5 126 3 min d 3 初选联轴器 1 轴伸出段装有联轴器 考虑到补偿轴的可能位移 选用弹性柱销联轴器 查 2 表 4 1 取 K 1 5 由 根据速度mNKTTc 6 163307 10895 1 1 查 3 表 14 47 选用 HL5 弹性柱销联轴器 标准孔径min 02 44 1 rn 既轴伸出段直径 mmd65 1 mmd65 4 III 轴结构初步设计 因为 III 轴为装有联轴器的轴 所以 结构采用外伸梁布局 外伸部分装联轴器 两轴承布置在齿轮轴段两端 轴系采用两端单向固定布置 左轴承采用轴肩定位 右轴承采用套筒和轴承端盖定位 为避免因温度升高而卡死 轴承端盖与轴承外 圈端面留出 0 2mm 0 4mm 的热补偿间隙 轴的初步结构图如下 5 确定各轴段直径及长度 1 段装 HL5 型联轴器 查 3 表 14 47 取 右端用轴端挡圈定位 5 dmmd63 5 按轴端直径取挡圈直径 半联轴器与轴配合的毂孔长度为 142mm 为mmD70 了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上 故 L5的长度略短一些 现取 mmL140 5 2 初选滚动轴承 轴上装有斜齿轮 根据公式和 cos tan2 n r d T F 可知 径向力大于轴向力 为了减少成本选用深沟球轴承 参照工 tan 2 d T Fa 作要求并根据 由 3 表 15 1 所列深沟球轴承系列表初选 6214 其尺mmd65 5 III 轴 mmdd70 41 mmd82 2 mmd72 3 mmd63 5 mmL24 1 mmL10 2 mmL53 3 mmL80 4 mmL140 5 寸为 故 考虑到段还mmmmmmBDd2412570 mmdd70 41 4 d 要装轴承端盖 毡圈油封和套筒 查 3 表 16 11 槽宽 并考虑到套mmB12 min 筒长度 套筒长度定 15mm 故 L4应取长一点 现取 mmL80 4 mmL35 1 3 右轴承都采用轴肩定位 由 3 表 15 1 查的 6314 型轴承的定位轴肩高度 因此 取 由轴环宽度 取 mmh6 mmd82 2 hb4 1 mmL10 2 4 处装有大齿轮 大齿轮为腹板式结构 齿轮与轴承采用 3 dmmda24 281 2 套筒进行轴向定位 所以不考虑定位功能 考虑到圆角值 取 大 3 dmmd72 3 齿轮的齿宽为 55mm 所以 L3 应略小于大齿轮齿宽 故取 mmL53 3 综上所述 轴的总长为 307mm 两轴承跨度为 102mm 6 轴上零件径向定位 1 半联轴器与轴采用 C 型平键联接 查 3 表 14 35 得键尺寸 键槽采用键槽铣刀加工 加工长度为 110mm 齿轮与轴mmmmhb1118 采用 A 型平键联接 查 3 表 14 35 得键尺寸 键槽采用键mmmmhb1220 槽铣刀加工 加工长度为 50mm 2 半联轴器与轴的配合为 H7 k6 3 滚动轴承与轴的轴向定位采用过渡配合来保证 所以两轴颈处的尺寸公差取 m6 7 确定轴上零件的圆角和倒角尺寸 查 3 表 12 11 轴端倒角为 2 45 各段过渡圆角为 R 2mm 8 轴的强度计算 略 以上各尺寸和结构都为初定 实际尺寸以图上尺寸为准 以上各尺寸和结构都为初定 实际尺寸以图上尺寸为准 II 轴 1 材料及热处理同 I 轴 2 估算最小直径 查 2 表 14 7 取 A 115 考虑到与大齿轮联接键槽 A 增大 5 最后取 A 120 75 根据公式有 3 min nPAd mm62 35 57 205 28 5 75 120 3 min d 查轴系列取mmd36 min 3 II 轴结构初步设计 因为 II 轴为装有联轴器的轴 所以 结构采用简支梁布局 因为有两个斜齿轮 需要考虑轴向力的影响 采用角接触轴承 成对正安装 两轴承布置在轴两端 轴系采用两端单向固定布置 左轴承采用套筒和轴承端盖定位 右轴承采用轴肩 和轴承端盖定位 为避免因温度升高而卡死 右轴承端盖与轴承外圈端面留出 0 2mm 0 4mm 的热补偿间隙 轴的初步结构图如下 4 确定各轴段直径及长度 1 初选滚动轴承 轴上装有斜齿轮 根据公式和 cos tan2 n r d T F 可知 径向力大于轴向力 为了减少成本选用角接触球轴承 参照 tan 2 d T Fa 工作要求并根据 由 3 表 15 5 所列角接触球轴承系列表初选mmd36 min 7309C 其尺寸为 故 考mmmmmmBDd2510045 mmdd40 81 虑到段还要装轴承端盖和毡圈油封 查 3 表 16 11 槽宽 并考虑 8 dmmB12 min 到轴承端盖厚度 故 L8应取长一点 现取 mmL40 8 mmL25 1 2 左右轴承都采用轴肩定位 由 3 表 15 1 查的 7309C 型轴承的定位轴肩高度 但考虑 L2段需要轴套定位大齿轮以及 L6段为轴齿轮结构所以 取mmh5 4 由轴环宽度 取 mmdd50 72 hb4 1 mmLL10 72 3 段为大齿轮装配轴段 参照 III 轴 取 3 dmmd72 3 mmL53 3 4 段为大齿轮右轴向定位轴环 由计算后取 4 ddhd1 007 0 mmh5 因此 轴环宽度 取 mmd82 4 hb4 1 mmL10 4 4 段为过渡轴段 考虑到相连轴段直径 轴齿轮齿根圆直径以及估算最小直 5 d 径 取 轴段长度应考虑同轴式减速器结构要求 所以mmd50 5 4 d mmL80 5 II 轴 mmdd45 81 mmdd50 72 mmd72 3 mmd82 4 mmd50 5 mmd95 67 6 mmL25 1 mmLL10 72 mmL53 3 mmL10 4 mmL80 5 mmL60 6 mmL40 8 5 由于是轴齿轮 所以 mmdd a 95 67 16 mmL60 6 综上所述 轴的总长为 288mm 考虑到角接触轴承实际支撑点 经计算后两轴承 跨度为 244mm 6 轴上零件径向定位 1 大齿轮与轴采用 A 型平键联接 查 3 表 14 35 得键尺寸 键槽采用键槽铣刀加工 加工长度为 50mmmmmmhb1220 2 滚动轴承与轴的轴向定位采用过渡配合来保证 所以两轴颈处的尺寸公差取 m6 7 确定轴上零件的圆角和倒角尺寸 查 3 表 12 11 取轴齿轮处倒角为 2 45 轴端倒角为 1 45 各段过渡圆角为 R 1mm 以上各尺寸和结构都为初定 实际尺寸以图上尺寸为准 以上各尺寸和结构都为初定 实际尺寸以图上尺寸为准 8 轴的强度计算 1 轴的受力分析 由轴的初步结构图可知 II 轴为一简支梁结构 在大齿轮处输入转矩 小齿轮处输 出转矩 其受力分析图如下 2 由前面计算知 mNT 22 54 1 mNT 29 245 2 mNT 07 1089 3 20 0314 N d T Ft1846 76 58 22 5422 1 1 2 N d T Ft7914 24 275 07 108922 2 3 3 NFF ntr 693 092414cos 20tan1846 cos tan 22 NFF ntr 1972 092414cos 20tan7913 cos tan 33 NFF ta 463092414tan1846tan 22 NFF ta 1983092414tan7914tan 33 3 求支座反力 铅直面支座反力 0 32 rrBVAV FFFF 019549244 32 rrBV FFF 解联立方程得 NFAV950 NFBV 2 1715 水平面支座反力 0 32 BHttAH FFFF 019549244 32 ttBH FFF 解联立方程得 NFAH114 NFBH5954 4 计算弯矩和扭矩 铅直面弯矩 mmNFM AVCV 4655049mmNFM BVDV 9090653 水平面弯矩 mmNFM AHCH 558649mmNFM BHDH 31556253 总弯矩 mmNMC 1021329090646550 22 mmNMD 3156123155625586 22 扭矩 mmNTT 245290 2 当量弯矩 单向旋转 转矩为脉动循环 取6 0 mmNT 1471742452906 0 mmNTMM cec 179140 2 2 mmNTMM DeD 348240 2 2 5 分别校核 C 点和 D 点截面 mm M d b ce c 94 31 551 0 179140 1 0 3 3 1 mm M d b De D 86 39 551 0 348240 1 0 3 3 1 考虑到 C 点轴段为装配大齿轮而开有键槽 轴径放大 5 强度足够强度足够 刚度足够刚度足够 而初步轴结构设计中 C 点所在轴段直径为mmdc52 3305 1 94 31 75mm D 点处为轴齿轮 其齿根圆直径为 54 45mm 且轴的最小直径为 45mm 也大于计算轴直径 所以整轴强度足够 因为实际轴径远大于计算轴径 且两轴承跨度也不大 所以刚度也足够 八 滚动轴承的选择及寿命 计算与说明结果 I 轴 轴系采用两端单向固定 初选轴承为 6309 1 计算支承的受力 铅直面 左右支承反力相等 等于N Fr 5 346 2 1 水平面 左右支承反力相等 等于N Ft 923 2 1 总支承力NF986923 5 346 22 轴向力NFF aa 463 1 参考 II 受力分析 轴向力由右轴承承受 可见 右轴承受载较大 2 求当量动载荷 查 3 表 15 1 可知 6309 的 kNC 8 52 kNC 8 31 0 参照 2 表 14 9 用插入法求得 0193 0 31800 463 0 C Fa 201 0 e 利用插入法查 2 表 14 9 得eFF ra 336 1 5 346 463 X 0 56 Y 2 19 查 2 表 14 10 取 Kp 1 5 NYFXFKP arP 1813 46319 2 5 34656 0 5 1 3 校核轴承寿命 Lh 球轴承取 3 hh P C n Lh48000197866 1813 52800 960 1666716667 3 轴承选择合适 II 轴 轴系采用两端单向固定 初选轴承为 7309C 1 计算支承的受力 参照 II 轴受力计算结果 铅直面 NFAV950 NFBV 2 1715 水平面 NFAH114 NFBH5954 总支承力 NFA957114950 22 合适 NFB61975954 2 1715 22 轴向力 因为两轴向力方向相反 且往 B 点支承的轴向NFa463 2 NFa1983 3 力远大于往 A 点的轴向力 所以 B 点处的轴承受载较大 2 求当量动载荷 PB 查 3 表 15 5 可知 7309C 的 kNC 2 49 kNC 8 39 0 参照 2 表 14 9 用插入法求得 05 0 39800 1983 0 C Fa 434 0 e 利用插入法查 2 表 14 9 得eFF ra 156 1 2 1715 1983 X 0 44 Y 1 29 查 2 表 14 10 取 Kp 1 5 NYFXFKP arPB 4970 198329 1 2 171544 0 5 1 3 校核轴承寿命 Lh 球轴承取 3 hh P C n Lh4800078654 4970 49200 57 205 1666716667 3 轴承选择合适 III 轴 轴系采用两端单向固定 初选轴承为 6214 1 计算支承的受力 铅直面 左右支承反力相等 等于N Fr 669 2 水平面 左右支承反力相等 等于N Ft 3957 2 1 总支承力NF40143957669 22 轴向力NFa1983 参考 II 受力分析 轴向力由右轴承承受 可见 左轴承受载较大 2 求当量动载荷 查 3 表 15 1 可知 6314 的 kNC 8 60 kNC45 0 参照 2 表 14 9 用插入法求得 0441 0 45000 1983 0 C Fa 423 0 e 合适 利用插入法查 2 表 14 9 得eFF ra 96 2 669 1983 X 0 56 Y 1 034 查 2 表 14 10 取 Kp 1 5 NYFXFKP arP 3638 1983034 1 66956 0 5 1 3 校核轴承寿命 Lh 球轴承取 3 hh P C n Lh480001767380 3638 60800 02 44 1666716667 3 轴承选择合适 合适 九 键连接的选择及校核计算 代号 b h L 直径 mm 工作长度 mm 工作高度 mm 转矩 N m I 轴 10 8 70 C 型 3865554 22 II 轴 20 12 50 A 型 72357 5245 29 20 12 50 A 型 72357 5III 轴 18 11 100 C 型 63917 1089 07 由于键采用静联接 冲击轻微 所以许用挤压应力为 校核后上述键皆安MPa p 120 全 十 连轴器的选择 由于弹性联轴器的诸多优点 所以考虑选用它 1 高速轴用联轴器的设计计算 由于装置用于运输机 原动机为电动机 所以工作情况系数为 5 1 A K 计算转矩