二展开式圆柱斜齿轮减速器实施方案说明书

个人收集整理 仅供参考 1 29 目录目录 一 电动机地选择 3 1 选择电动机地类型 3 2 确定电动机地转速 3 3 选择电动机 3 二 计算传动装置地总传动比 并分配传动比 4b5E2R 1 计算运动装置地总传动比 4 2 分配传动比 4 三 计算传动装置各轴地运动和动力参数 4 1 各轴地转速 4 2 各轴地输入功率 5 3 各轴地输入转矩 5 四 传动零件地设计计算 6 1 高速级斜齿圆柱齿轮传动地设计计算 6 1 选定齿轮地精度等级 材料及齿数 6 2 按齿面接触面强度设计 6 3 按齿根弯曲强度设计 8 4 几何尺寸计算 10 2 低速级斜齿圆柱齿轮传动地设计计算 10 1 选定齿轮地精度等级 材料及齿数 10 2 按齿面接触面强度设计 11 3 按齿根弯曲强度设计 13 4 几何尺寸计算 14 五 轴地设计 16 1 中间轴地设计 16 1 作用在齿轮上地力 16 2 确定轴地最小直径 16 3 轴地结构设计 16 4 中间轴地校核 17 2 高速轴地设计 20 1 作用在齿轮上地力 20 2 确定轴地最小直径 20 3 选择联轴器 20 4 轴地结构设计 21 3 低速轴地设计 22 1 作用在齿轮上地力 22 2 确定轴地最小直径 22 3 选择联轴器 22 4 轴地结构设 22 六 轴承寿命地校核 24 1 中间轴承地校核 24 1 轴承所受地轴向力和径向力 24 2 求轴承地当量动载荷 24 个人收集整理 仅供参考 2 29 3 验算轴承寿命 25 七 箱体结构及减速器附件设计 25 1 减速器箱体结构表 25 2 箱体附件地设计 26 个人收集整理 仅供参考 3 29 一 电动机地选择 一 电动机地选择 1 选择电动机地类型 选择电动机地类型 按工作要求和工作条件 选用 Y 系列三相异步电动机 1 选择电极地容量 工作及输入功率 PW 2 95KW 从电动机到工作机之间地总效率为分别为 12 24 32 4 式中 1 2 3 4分别为联轴器 轴承 齿轮传动 卷筒地传动效率 由相关手册取 1 0 99 2 0 98 3 0 97 4 0 95 则p1Ean 0 992x0 984x0 972x0 95 0 808 所以电机所需功率为 Pd 3 651KWDXDiT PW 2 95KW 0 808 2 确定电动机地转速 确定电动机地转速 由相关手册推荐地传动比合理范围 二级圆柱齿轮减速器传动比 8 40 而工作机地转速 min 78rnw 所以电动机转速可选范围 min 3120 624 min 78 40 8 rrnin wd 符合这一范围地同步转速有 750r min 1000r min 1500r min 3000r min 四种 综合考虑电 动机和传动装置地尺寸 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 1000r min 地电动机 RTCrp 3 选择电动机 选择电动机 根据电动机类型 容量和转速 有相关手册选定电动机型号 Y132M1 6 其性能如下表 电动机型号额定功率 KW 满载转速nm r min 启动转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 个人收集整理 仅供参考 4 29 Y132M1 64 960 2 0 2 0 电动机地主要安装尺寸 型号 HABCDE GDF GKb 1 b 2 b hAABBFAL1 Y132M1 613221617889388010 x 8 33122802101353156023818515 二 计算传动装置地总传动比 二 计算传动装置地总传动比 并分配传动比并分配传动比 1 计算运动装置地总传动比 计算运动装置地总传动比 总传动比 为 3 308 12 78 960 w m n n i 式中为工作机输入转速 w n 2 分配传动比 分配传动比 21i i i 考虑润滑条件 为使两级大齿轮直径相近 取 故 21 4 1 ii 高速级地传动比为 151 4 308 124 14 1 1 ii 低速级地传动比为 965 2 151 4 308 12 1 2 i i i 个人收集整理 仅供参考 5 29 三 计算传动装置各轴地运动和动力参数 三 计算传动装置各轴地运动和动力参数 1 各轴地转速 各轴地转速 轴 min 960 1 rnn m 轴 min 27 231 151 4 min 960 1 1 2 r r i n n 轴 min 78 965 2 min 27 231 2 2 3 r r i n n 卷筒轴 min 78 3 rnnw 2 各轴地输入功率 各轴地输入功率 轴 3 651KW 0 99 3 614KW 1 P d P 1 轴 3 614KW 0 98 0 97 3 435KW 2 P 1 P 2 3 轴 3 435KW 0 98 0 97 3 265KW 3 P 2 P 2 3 卷筒轴 3 265KW 0 99 0 98 3 168KW 卷 P 3 P 1 2 3 各轴地输入转矩 各轴地输入转矩 电动机地输出转矩为 d T mmN r KW n p T m d d 36320 min 960 651 3 1055 9 1055 9 66 轴 363200 99 35 957 1 T d T 1 mmN mmN 轴 35 9574 1510 980 97 141 8842T 1 T 1 i 2 3 mmN mmN 轴 141 8842 9650 980 97 399 904 4 3T2T 2 i 2 3 mmN mmN 个人收集整理 仅供参考 6 29 卷筒轴 399 9040 990 98 387 987 卷 T3T 1 2 mmN mmN 将上述结果汇总于下表 以备查用 轴名功率 P KW转矩 T mmN 转速 n r min 传动比 i效率 电机轴3 6513632096010 99 轴3 614 359570 960 4 1510 951 轴 3 43527 2 9650 951 轴 3 265 3999040078 卷筒轴 3 168 3879870078 10 970 四 传动零件地设计计算 四 传动零件地设计计算 斜齿圆柱齿轮减速器地设计选用标准斜齿圆柱齿轮传动 标准结构参数压力角 齿顶高系数 顶隙系数 20 n 1 an h 0 25 n c 1 高速级斜齿圆柱齿轮传动地设计计算 高速级斜齿圆柱齿轮传动地设计计算 1 选定齿轮地精度等级 材料及齿数 选定齿轮地精度等级 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 4 151 99 624 取 z2 97 则齿数比 1 i 可满足要求 5PCzV 042 4 24 97 1 2 z z 5 3 7 2 042 4 151 4 042 4 4 选取螺旋角 初选螺旋角 14 个人收集整理 仅供参考 7 29 2 按齿面接触面强度设计 按齿面接触面强度设计 3 2 1 1 12 H EH ad t t ZZTK d 确定公式内地各计算值 1 试选 4 1 t K 2 计算小齿轮传递地扭矩 9550000 3 614 960 3 595x104 6 I 9 550 10 n I I P T mmN 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1 62 755 0 1 a 865 0 2 a 21aaa 7 由图 10 21d 查得小齿轮地接触疲劳强度极限 600MPa 齿轮地接触疲劳强度 1limH 极限 550MPa 2limH 8 由式 10 13 计算应力循环次数 60 x960 x1 2x8x365x5 1 682x109 h jLnN 11 60 1 682x109 4 042 4 16x108 1 2 N N 9 由图 10 19 取接触疲劳寿命系数 0 91 0 94 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 0 91x600MPa 546MPa S K HHN H 1lim1 1 0 94x550MPa 517MPa S k HHN H 2lim2 2 2 设计计算 1 计算小齿轮分度圆直径时代入中较小值 H 个人收集整理 仅供参考 8 29 3 2 1 1 12 H EH ad t t ZZTK d 3 2 4 517 8 18943 2 042 4 1042 4 62 1 0 1 10595 3 4 12 39 512 mm 2 计算圆周速度 3 14 x 39 512 x 960 60 x 1000 m 1 985 100060 11 nd v t sm sm 3 计算齿宽 b 及模数 nt m 1 0 x 39 512 39 512 tdd b 1 mmmm 1 597 24 14cos512 39cos 1 1 z d m t nt mmmm 4 计算齿宽齿高比 2 25 x 1 597 3 593 nt mh25 2 mmmm 10 997 593 3 512 39 h b 5 计算纵向重合度 0 318 x 1 0 x 24 x 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 00 根据 v 1 985m s 8 级精度 由图 10 8 查得动 A K 载系数 1 15 jLBHr v K 由表 10 3 查得 1 2 FH KK 由表 10 4 利用插值法查得 1 4498 H K 由图 10 13 查得 1 38 故载荷系数 F K 1 00 x 1 15 x 1 2 x 1 4498 2 0 HHVA KKKKK 7 按实际地载荷系数校正所得地分度圆直径 由式 10 10a 得 44 500 3 3 11 4 1 2 512 39 t t K K ddmmmm 8 计算法面模数 1 799mm z d mn 24 14cos500 44cos 1 1 mm 个人收集整理 仅供参考 9 29 3 按齿根弯曲强度设计 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 00 x 1 15 x 1 2 x 1 38 1 904 FFVA KKKKK 2 由图 10 20c 查得小齿轮地弯曲疲劳强度极限 500MPa 大齿轮地弯曲疲劳强度极限 1FE 380MPa xHAQX 2FE 3 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 0 91 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 4 325 MPa S K FEFN F 4 1 50091 0 11 1 MPa 257 857 MPa S K FEFN F 4 1 38095 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 106 184 14cos 97 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 计算大小齿轮地并加以比较 F SaFaY Y 0 01273 325 596 1 592 2 1 11 F SaFaY Y 个人收集整理 仅供参考 10 29 0 01514 857 257 795 1 175 2 2 22 F SaFa YY 大齿轮地数值大 2 设计计算 mm YY z YKT m F SaFa ad n 3 2 3 2 1 2 1 01514 0 62 1 0 1 14cos88 0 35950824 1 2 cos2 1 198mm 由于设计地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 n mmm 弯曲强度 但为了同时满足接触疲劳强度 需按接触疲劳强度算得地分度圆直径 44 5来计 1 dmm 算应有地齿数 于是LDAYt 28 7855 5 1 14cos 5 44cos 1 1 n m d z 取 29 则 4 042 x 29 117 1 z 12 zz 4 几何尺寸计算 几何尺寸计算 1 计算中心距 112 852 mm mzz a n 14cos2 5 111729 cos2 21 mm 将中心距圆整为 113 mm 2 按圆整后地中心距修正螺旋角 14 17 51 1132 5 111729 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 小齿轮地分度圆直径 44 890 1 1 511714cos 5 129 cos n mz dmm 181 109 2 2 511714cos 5 1117 cos n mz dmm 4 计算齿轮宽度 1 x 44 890 44 890 1 db d mm 个人收集整理 仅供参考 11 29 圆整后取 45 50 2 Bmm 1 Bmm 2 低速级斜齿圆柱齿轮传动地设计计算 低速级斜齿圆柱齿轮传动地设计计算 1 选定齿轮地精度等级 材料及齿数 选定齿轮地精度等级 材料及齿数 1 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 2 965 71 16 取 z2 72 则齿数比 1 i3 24 72 1 2 z z 可满足要求 Zzz6Z 5 3 2 1 965 2 965 23 4 选取螺旋角 初选螺旋角 14 2 按齿面接触面强度设计 按齿面接触面强度设计 3 2 1 1 12 H EH ad t t ZZTK d 1 确定公式内地各计算值 1 试选4 1 t K 2 计算小齿轮传递地扭矩 9550000 3 435 231 27 3 595x104 2 2 6 1 1055 9 n P TmmN 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1 605755 0 1 a 85 0 2 a 21aaa 7 由图 10 21d 查得小齿轮地接触疲劳强度极限 600MPa 齿轮地接触疲劳强度 1limH 个人收集整理 仅供参考 12 29 极限 550MPa 2limH 8 由式 10 13 计算应力循环次数 60 x231 27x1 x 2x8x365x5 4 052x108 h jLnN 11 60 4 052x109 3 1 351x108 1 2 N N 9 由图 10 19 取接触疲劳寿命系数 0 94 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 0 94x600MPa 564MPa S K HHN H 1lim1 1 0 96x550MPa 528MPa S k HHN H 2lim2 2 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 3 2 5 528 8 18943 2 3 13 605 1 0 1 10418 1 4 12 63 136mm 2 计算圆周速度 3 14 x 63 136 x 231 27 60 x 1000 m 0 764 100060 11 nd v t sm sm 3 计算齿宽 b 及模数 nt m 1 0 x 63 136 63 136 tdd b 1 mmmm 2 553 24 14cos136 63cos 1 1 z d m t nt mmmm 4 计算齿宽齿高比 2 25 x 2 553 5 744 nt mh25 2 mmmm 10 992 744 5 136 63 h b 5 计算纵向重合度 0 318 x 1 0 x 24 x tan14 1 903 tan318 0 1 z d 6 计算载荷系数 个人收集整理 仅供参考 13 29 由工作条件 查表 10 2 得使用系数 1 00 根据 v 0 764 m s 8 级精度 由图 10 8 查得 A K 动载系数 1 06 dvzfv v K 由表 10 3 查得 1 2 FH KK 由表 10 4 利用插值法查得 1 458 H K 由图 10 13 查得 1 4 故载荷系数 F K 1 00 x 1 06 x 1 2 x 1 458 1 855 HHVA KKKKK 7 按实际地载荷系数校正所得地分度圆直径 由式 10 10a 得 69 345 3 3 11 4 1 855 1 136 63 t t K K ddmmmm 8 计算法面模数 2 804mm z d mn 24 14cos345 69cos 1 1 mm 3 按齿根弯曲强度设计 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 00 x 1 06 x 1 2 x 1 4 1 781 FFVA KKKKK 2 由图 10 20c 查得小齿轮地弯曲疲劳强度极限 500MPa 大齿轮地弯曲疲劳强度极限 1FE 380MPa rqyn1 2FE 3 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 0 93 0 97 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 4 332 143 MPa S K FEFN F 4 1 50093 0 11 1 MPa 263 286 MPa S K FEFN F 4 1 38097 0 22 2 MPa 个人收集整理 仅供参考 14 29 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 78 817 14cos 72 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 2 222 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 1 769 1Sa Y 2Sa Y 9 计算大小齿轮地并加以比较 F SaFaY Y 0 01245 143 332 596 1 592 2 1 11 F SaFaY Y 0 01493 286 263 769 1 222 2 2 22 F SaFa YY 大齿轮地数值大 2 设计计算 mm YY z YKT m F SaFa ad n 3 2 2 3 2 1 2 1 01493 0 24605 1 0 1 14cos88 0 141800781 1 2 cos2 1 891mm 由于设计地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 n mmm 曲强度 但为了同时满足接触疲劳强度 需按接触疲劳强度算得地分度圆直径 69 345来计 1 dmm 算应有地齿数 于是Emxvx 33 642 2 14cos345 69cos 1 1 n m d z 取 34 则 3 x 34 102 1 z 12 zz 个人收集整理 仅供参考 15 29 4 几何尺寸计算 几何尺寸计算 1 计算中心距 140 163 mm mzz a n 14cos2 210234 cos2 21 mm 将中心距圆整为 141 mm 2 按圆整后地中心距修正螺旋角 15 18 14 1412 210234 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 小齿轮地分度圆直径 70 5 1 1 141815cos 234 cos n mz dmm 211 5 2 2 141815cos 2102 cos n mz dmm 4 计算齿轮宽度 1 x 70 5 70 5 1 db d mm 圆整后取 71 76 2 Bmm 1 Bmm 齿轮地主要参数齿轮地主要参数 高速级低速级 齿数z 2911734102 中心距a 112 852140 163 法面模数 n m 1 52 端面模数 t m 1 5792 553 螺旋角 14 17 51 15 18 14 法面压力角 n 20 20 端面压力角 t 20 35 11 20 40 27 齿宽 b 50457671 齿根高系数标准值 an h 11 个人收集整理 仅供参考 16 29 齿顶高系数 ath an h cos 0 96900 9810 齿顶系数标准值 c0 250 25 当量齿数 v z 26 272106 18426 27278 817 分度圆直径d44 89181 10970 5211 5 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 89184 10974 5215 5 齿根圆直径 f d 41 14177 35965 5206 5 五 轴地设计 五 轴地设计 1 中间轴地设计 中间轴地设计 1 作用在齿轮上地力 作用在齿轮上地力高速级齿轮上地力 低速级齿轮上地力 NFF N F F N d T F ta t r t 44 407 51 1714tan76 1598tan 5 600 51 1714cos 20tan76 1598 cos tan 76 1598 89 44 3595622 22 2 2 1 1 2 NFF N F F N d T F ta t r t 56 1101 514 1815tan53 4025tan 1519 14 1815cos 20tan53 4025 cos tan 53 4025 5 70 14190022 21 1 1 2 2 1 2 确定轴地最小直径 确定轴地最小直径 因传递地功率不大 并对重量及机构无特殊要求 故选 45 钢 调质处理 取 C 135 个人收集整理 仅供参考 17 29 取 35mm n p Cd09 34 27 231 435 3 135 3 3 2 2 min min dmm 3 轴地结构设计 轴地结构设计 轴地装配方案如下 1 查手册取 0 基本游隙组 标准精度等级地单列圆锥滚子轴承 30307 其尺寸 d x D x T 35x80 x22 75 故 轴承用套筒定mmmmmmmmllmmdd VIDAIVIVIII 75 2235 位 SixE2 2 取 齿轮用轴肩定位 轴肩高度 h 0 07 0 1 3 轴环宽度mmdd VIVIIIII 40 IIIII d b 1 4h 6 左端齿轮宽度 B1 76 为了使套筒端面可靠地压紧齿轮轴 II III 段地尺寸应略短于 齿轮宽度故取 74 同样由 B2 45取 43 6ewMy IIIII l mmmm VIV l mm 3 齿轮端面距机体内壁地距离 2 8取 2 10 滚动轴承与内壁应有一段距离 s 4 mmmm mm 4 轴上零件地周向定位 齿轮与轴地周向定位采用平键连接 按查得平键截面 b x h 12x8键长 L 63 键 IIIII d mmmmmm 槽距轴肩距离为 5 同时为了保证齿轮与轴配合有良好地对中性 选择齿轮与轴地配合为mm 同样按选用平键 b x h x L 12x8x36 键槽距轴肩距离为 3 齿轮 6 7 n H VIV d mmmmmmmm 个人收集整理 仅供参考 18 29 与轴配合为 kavU4 6 7 n H 5 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 4 其余倒圆角 R 2mmmm 4 中间轴地校核 中间轴地校核 为使中间轴上地轴向力相互抵消 高速级上小齿轮用左旋 大齿轮用右旋 低速级上小齿轮用右 旋 大齿轮用左旋 根据轴地结构 做出轴地计算简图y6v3A 个人收集整理 仅供参考 19 29 个人收集整理 仅供参考 20 29 水平方向 22 N FF F tt h 155 76 1598 5 3753 4025 5 37 5 64 53 5 64 5 37 5 37 5 37 5 64 21 1 62 26N 40205 53N 1598 76N 2262 26N 164 51N 1212htth FFFF 铅垂方向 将各力移到轴心 产生附加弯矩 21aa MM 38800 2 5 70 56 1101 2 1 11 d FM aa mmN mmN 24100mmN d FM aa 2 5 70 44 407 2 2 22 mmN 则 N 155 15191022410038800 5 600 5 37 5 37 5 6453 5 64 5 37 5 37 1212 1 rAar v FMMF F 1260N 600 5N 1519N 1260N 314 5N 1122vrrv FFFF B 截面地弯矩 mmNmmNFM mmNmmNFM vv hh 4 11 5 11 10678 612605353 102 126 22625353 C 截面地弯矩 mmNmmNFM mmNmmNFM vv hh 4 22 3 22 1018 1 5 314 5 37 5 37 1017 6 51 164 5 37 5 37 扭矩mmNT 5 10419 1 由弯矩 扭矩图可知 B 截面为危险截面 按弯扭合成应力校核轴地强度 进行校核时 通常只校核轴上受最大弯矩和扭矩地截面 危险截面 因轴单向旋转 扭转切应力 为脉动循环变应力 取 a 0 6 M2ub6 B 截面地总弯矩 MPaMMMM avhB 5 2 11 2 1 106 1 轴地计算应力 25 04 MPa W aTMB ca 3 2 52522 401 0 10419 1 6 0 106 1 MPa 前面已选定轴地材料为 45 钢 调质处理 由表查得 故安全 MPa60 1 1 ca 个人收集整理 仅供参考 21 29 2 高速轴地设计 高速轴地设计 1 作用在齿轮上地力 作用在齿轮上地力 NFF N F F N d T F ta t r t 44 407 51 1714tan76 1598tan 5 600 51 1714cos 20tan76 1598 cos tan 76 1598 89 44 3595622 22 2 2 1 1 2 2 确定轴地最小直径确定轴地最小直径 因传递地功率不大 并对重量及机构无特殊要求 故选 45 钢 调质处理 取 C 135 mm n p Cd 7 17 960 4 100 3 3 2 2 min 该段轴上有一键槽 将计算值加大 3 应为 18 32 min dmm 3 选择联轴器 选择联轴器 根据传动装置地工作条件拟用 HL 型弹性柱销联轴器 计算转矩为 mNmNKTTC 7 59 8 395 1 式中 T 联轴器所传递地名义转矩 mNmN n P T m 8 39 960 4 95509550 K 工情况系数 查有关教科书得 工作机为带式运输机时 K 1 25 1 5 该处取 K 1 5 由手册 HL 型联轴器中 HL1 型联轴器就能满足传动转矩地要求 Tn 160N m Tc 但其轴孔直径 范围为 d 12 22 mm 满足不了电动机周径 d 38 地要求 最后选择 HL3 型联轴器 Tn 630N m n 5000 r min n 其轴孔直径 d 30 42 mm 可满足电动机地轴径要求 半联轴 器长度 L 112 mm 半联轴器与轴配合地孔毂长度 最后确定减速器高速轴轴伸处地直mmL84 1 径0YujC mmd30 min 个人收集整理 仅供参考 22 29 4 轴地结构设计 轴地结构设计 轴地装配方案如下 1 为了满足半联轴器地轴向定位要求 I II 轴段右端需制出一轴肩 故 II IIImmd III 30 段地直径 左端用轴端挡圈定位 按轴端直径取挡圈直径 D 40 为了保证轴端mmd IIIII 33 mm 挡圈不压在轴地断面上 I II 段地长度应比 L1短一些 现取 eUts8 mml III 82 2 初步选择轴承 因轴承同时收到径向力和轴向力地作用 参照工作要求并根据 mmd IIIII 33 由手册查取 0 基本游隙组 标准精度等级地单列圆锥滚子轴承 30307 其 故mmmmmmTDd75 228035 sQsAE mmlmmdd VIIVIVIIVIIVIIII 75 2235 3 轴承端面应与箱体内壁保持一定地距离 轴承端面到箱体内壁距离 齿轮端面到内mm4 3 壁地距离 为了保证轴承端盖地拆装及便于对于轴承添加润滑脂地要求取端盖与半联mm12 2 轴器地距离为 30mm GMsIa 所以mml IIIII 42 4 轴承用轴肩定位 取轴肩高度为 3 则 至此已经初步确定了轴地各段直径mmmmd VIV 41 和长度 5 齿轮与轴地周向定位采用平键连接 按查得平键截面 b x h 8x7键长 L 70 III d mmmmmm 键槽距轴肩距离为 5mm 6 确定圆角和倒角 查表 1 27 取轴端倒角为 C1 6 定位轴承地轴肩倒圆角 R 2 其余倒圆角 R 1mmmm 个人收集整理 仅供参考 23 29 3 低速轴地设计 低速轴地设计 1 作用在齿轮上地力 作用在齿轮上地力 NFF N F F N d T F ta t r t 56 1101 514 1815tan53 4025tan 1519 14 1815cos 20tan53 4025 cos tan 53 4025 5 70 14190022 21 1 1 2 2 1 2 确定轴地最小直径确定轴地最小直径 因传递地功率不大 并对重量及机构无特殊要求 故选 45 钢 调质处理 取 C 112 mmmm n p Cd 9 38 78 265 3 112 3 3 2 2 min 3 选择联轴器 选择联轴器 取 K 1 3 由 38 9 min dmm 联轴器地计算转矩 mNmNKTTC 57 50 9 383 1 3 按照计算转矩小于联轴器公称转矩 由 38 9 查表选取 LH3 型联轴器 其公称转矩为 630 min d 半联轴器孔径 d1 40 轴孔长度 L1 84TIrRG mN mmmm 4 轴地结构设轴地结构设计 轴地装配方案如下 个人收集整理 仅供参考 24 29 1 为了满足半联轴器地轴向定位要求 VII VIII 轴段左端需制出一轴肩 mmdd VIIIVII 40 1 故 VI VII 段地直径 左端用轴端挡圈定位 按轴端直径取挡圈直径 D 50 为mmd IIIII 46 mm 了保证轴端挡圈不压在轴地断面上 VII VIII 段地长度应比 L1短一些 现取 mml VIIIVII 82 7EqZc 2 初步选择轴承 因轴承同时收到径向力和轴向力地作用 参照工作要求并根据 mmd VIIVI 46 由手册查取 0 基本游隙组 标准精度等级地单列圆锥滚子轴承 30310 其 故lzq7I mmmmmmTDd25 2911050 mmlmmdd VIVVIVIII 25 2950 3 轴承端面应与箱体内壁保持一定地距离 轴承端面到箱体内壁距离 齿轮端面到内mm4 3 壁地距离 为了保证轴承端盖地拆装及便于对于轴承添加润滑脂地要求取端盖与半联mm12 2 轴器地距离为 30mm zvpge 所以mml VIIVI 42 4 取 齿轮右端用轴肩定位 轴肩高度 h 0 07 0 1 5 轴环宽度 b 1 4h 10 左mmd IIIII 56 IIIII d 端用套筒定位 齿轮宽度 B2 71 为了使套筒端面可靠地压紧齿轮轴 II III 段地尺寸应略短于齿 轮宽度故取 69 至此已经初步确定了轴地各段直径和长度 NrpoJ IIIII l mm 5 联轴器与轴地周向定位采用平键连接 按查得平键截面 b x h 12x8键长 L 70 VIIIVII d mmmm 键槽距轴肩距离为 51nowf mmmm 6 确定圆角和倒角 查表 1 27 取轴端倒角为 C1 6 轴环左侧倒圆角 R 5 轴环右侧倒圆角 R 4 定位轴承地mmmm 轴肩倒圆角 R 4 其余倒圆角 R 2fjnFL mm 个人收集整理 仅供参考 25 29 六 轴承寿命地校核 六 轴承寿命地校核 1 中间轴承地校核 中间轴承地校核 选用地是圆锥滚子轴承 为缩短支撑距离选择正装 1 轴承所受地轴向力和径向力 轴承所受地轴向力和径向力 1 求出轴承所受地径向力 21rr FF 2589 5 NFFF HVr 222 1 2 11 26 22621260N 354 9 NFFF HVr 222 2 2 22 5 164 5 314N 2 求出轴承所受地轴向力 21aa FF 派生轴向力 由轴承代号 30307 查表得 Y 1 9 e 0 35 Y F F r d 2 因此 NN Y F F r d 54 681 9 12 5 2589 2 1 1 N Y F F r d 39 93 9 12 9 354 2 2 2 外加轴向载荷1101 56N 407 44N 694 12N 因 所以轴承 21aaae FFF 12ddae FFF 1 被压紧 轴承 2 被放松 于是tfnNh NNNFFF daea 51 78739 9312 694 21 NFF da 54 681 12 2 求轴承地当量动载荷 求轴承地当量动载荷 查表 e 0 35 92 1 9 354 54 681 304 0 5 2589 51 787 2 2 1 1 N N F F N N F F r a r a 由表查得 1 轴承 X 1 Y 0 个人收集整理 仅供参考 26 29 2 轴承 X 0 4 Y 1 9 因轴承在运动中有轻微冲击 取 1 12 1 0 1 p f p f NNYFXFfP NNYFXFfP arp arp 57 158054 6819 1 9 3544 01 1 45 28480 5 258911 1 222 111 3 验算轴承寿命 验算轴承寿命 因 故只需验算轴承 1 21 PP 3 10 hhLh28480535682 轴承因具有地基本额定动载荷 hh P C n Lh 5 3948452 45 2848 1052 7 27 23160 10 60 10 3 10 46 2 6 由表查得 30307 轴承地基本额定动载荷NC 4 1052 7 满足寿命要求 hh LL 七七 箱体结构及减速器附件设计箱体结构及减速器附件设计 1 减速器箱体结构表 减速器箱体结构表 减速器形式及尺寸关系 名称符号 齿轮减速器 机体壁厚 8mm 机盖壁厚 1 8mm 机座凸缘厚度b12mm 机盖凸缘厚度 1 b 12mm 机座底凸缘厚度p20mm 地脚螺钉直径 f d 17mm 个人收集整理 仅供参考 27 29 地脚螺钉数目n4 轴承旁连接螺钉直径 1 d 12mm 机盖与机座连接螺钉直径 2 d 10mm 连接螺栓地间距 2 dl 180mm 轴承端盖螺钉直径 3 d 8mm 窥视孔盖螺钉直径 4 d 6mm 定位销直径d12mm 至外机壁距离 f ddd 21 1 c 18mm 至凸缘边缘距离 21 d d 2 c 16mm 轴承旁凸台半径 1 R 16mm 凸台高度h140mm 外机壁至轴承座端面距离 1 l 40mm 内机壁至轴承座端面距离 2 l 48mm 大齿轮顶圆与内机壁距离 1 10mm 齿轮端面与内机壁距离 2 8mm 机盖 机座肋厚 mm 1 mmmmmm8 6 8 6 1 轴承端盖外径 2 D mm150 轴承端盖凸缘厚度e8mm 轴承旁连接螺栓直径smm150 2 箱体附件地设计 箱体附件地设计 1 窥视孔和窥视孔盖 窥视孔是为了观察