二圆锥圆柱齿轮减速器实施方案(就这个)

个人收集整理 仅供参考 1 30 机械设计课程设计任务书机械设计课程设计任务书 设计题目设计题目 带式运输机圆锥 圆柱齿轮减速器 设计内容设计内容 1 设计说明书 一份 2 减速器装配图 1 张 3 减速器零件图 不低于 3 张 系统简图系统简图 联轴器 联轴器 输送带 减速器 电动机 滚筒 原始数据原始数据 运输带拉力 F 2100N 运输带速度 滚筒直径 D 400mm s m 6 1 工作条件工作条件 连续单向运转 载荷较平稳 两班制 环境最高温度 350C 允许运输带速度误差为 5 小批量生产 b5E2R 个人收集整理 仅供参考 2 30 设计步骤设计步骤 一 一 选择电动机和计算运动参数选择电动机和计算运动参数 一 电动机地选择 1 计算带式运输机所需地功率 P 3 36kw w 1000 FV 1000 6 12100 2 各机械传动效率地参数选择 0 99 弹性联轴器 0 98 圆 1 2 锥滚子轴承 0 96 圆锥齿轮传动 0 97 圆柱齿轮传动 3 4 0 96 卷筒 p1Ean 5 所以总传动效率 2 1 4 2 3 4 5 96 0 97 0 96 0 98 0 99 0 42 0 808 3 计算电动机地输出功率 kw4 16kw d P w P 808 0 36 3 4 确定电动机转速 查表选择二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比合理范围 8 25 华南理工大学出版社 机械设计课程设计 第二版朱文坚 i 黄平主编 工作机卷筒地转速 76 43 w n 40014 3 6 1100060 d v100060 r min 所以电动机转速范围为 则电动机同步min r75 1910 44 61143 7625 8nin wd 转速选择可选为 750r min 1000r min 1500r min 考虑电动机和传动装 置地尺寸 价格 及结构紧凑和 满足锥齿轮传动比关系 故首先选择 750r min 电动机选择如表所示DXDiT 3ii25 0 i 且 表 1 启动转矩最大转矩 型号 额定功率 kw 满载转速 r min 轴径 D mm 伸出长 E mm额定转矩额定转矩 Y160M2 85 5720421102 02 0 二 计算传动比 个人收集整理 仅供参考 3 30 1 总传动比 420 9 43 76 720 n n i w m 2 传动比地分配 3 成立 iii i25 0 i355 2 420 9 25 0 4 355 2 420 9 i i i 三 计算各轴地转速 轴 r min720nn m 轴r min73 305 355 2 720 i n n 轴 r min43 76 4 73 305 i n n 四 计算各轴地输入功率 轴 kw118 4 99 0 16 4 1d PP 轴 kw874 3 96 0 98 0 118 4 32 PP 轴 3 874 0 98 0 97 3 683kw 42 PP 卷筒轴 kw573 3 99 0 98 0 683 3 12 PP卷 五 各轴地输入转矩 电动机轴地输出转矩mm1052 5 720 16 4 1055 9 n 1055 9 46 m d6 d N P T 故 轴 5 462 99 0 51778 5 1d TTmm104 N 轴 mm102103 1 10355 2 96 0 98 0 46260 5 i 54 32 NTT 轴 mm10602 4 10497 0 98 0 21028 1 i 55 42 NTT 卷筒轴 mm10465 4 1099 0 98 0 602 4 55 12 NTT 卷 二 二 高速轴齿轮传动地设计高速轴齿轮传动地设计 一 选定高速级齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动 2 输送机为一般工作机械 速度不高 故选用 8 级精度 3 材料选择 由 机械设计 第八版西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著地教材 个人收集整理 仅供参考 4 30 表 10 1 选择小齿轮材料和大齿轮材料如下 RTCrp 表 2 硬度 HBS 齿轮型号材料牌号热处理方法 强度极限 Pa M B 屈服极限 a MP S 齿芯部齿面部 平均硬度 HBS 小齿轮45调质处理650360217 255236 大齿轮45正火处理580290162 217189 5 二者硬度差约为 45HBS 4 选择小齿轮齿数25 则 取 实际齿比 1 z875 5825355 2 ziz 12 59z2 36 2 25 59 z z u 1 2 5 确定当量齿数 36 2 tancotu 21 036 67964 22 21 14 27 921 0 25 cos z z 1 1 v1 28 151 390 0 59 cos z z 2 2 v2 二 按齿面接触疲劳强度设计 3 2 1 2 1 u5 01 92 2 d RR H E KTZ 1 确定公式内地数值 1 试选载荷系数8 1 t K 2 教材表 10 6 查得材料弹性系数 大小齿轮均采用锻钢 a 8 189MPZE 3 小齿轮传递转矩 5 462 Tmm104 N 4 锥齿轮传动齿宽系数 33 0 35 0 b 25 0 RR R 取 5 教材 10 21d 图按齿面硬度查得小齿轮地接触疲劳强度极限 10 a570 lim1 MP H 21c 图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限 5PCzV a390 lim2 MP H 6 按式 10 13 计算应力循环次数 9 h11 10074 2 1030082172060jn60 LN 8 9 1 2 10788 8 36 2 10074 2 u N N 个人收集整理 仅供参考 5 30 7 查教材 10 19 图接触疲劳寿命系数 01 1 1 HN K05 1 2 HN K 8 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数为 S 1 H 则 1H a 7 57557001 1 lim11 MP S K HHN a 5 40939005 1 lim22 2 MP S K HHN H 1 23 H a 6 492 2 5 409 7 575 2 21 MP HH 2H a 6 492 MP H 取 2 计算 1 计算小齿轮分度圆直径 由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计 1 d 3 2 1 2 1t u5 01 92 2 d RR H E KTZ 3 2 4 2 36 2 33 0 5 0133 0 10462 5 8 1 6 492 8 189 92 2 87 470 mm 2 计算圆周速度 m s296 3 60000 720470 8714 3 100060 nd v t 1 3 计算齿宽 b 及模数m 36 992mm 2 136 2 33 0 470 87 2 1u db 22 t 1RRR mm4988 3 25 470 87 z d m 1 t 1 nt 4 齿高mm8723 7 4988 3 25 2 m25 2 h nt 699 4 8723 7 992 36 h b 5 计算载荷系数 K 由教材 10 2 表查得 使用系数使用系数 1 根据 v 3 296m s A K 8 级精度 由 10 8 图查得 动载系数 1 18 由 10 3 表查得 齿间载荷分配 V K 个人收集整理 仅供参考 6 30 系数 取轴承系数 1 25 齿向载荷分布系数 K1 FH KK be H K K jLBHr HH KK 875 1 5 1 be H K 所以 213 2 875 1 118 1 1 HHVA KKKKK 6 按实际载荷系数校正所算得分度圆直径 mm705 93 8 1 213 2 470 87dd 3 3 t t 11 K K 7 就算模数 mm748 3 25 705 93 z d m 1 1 n 三 按齿根弯曲疲劳强度设计 m 3 aa 2 1 2 1 1uz5 01 4 F SF RR YYKT 1 确定计算参数 1 计算载荷213 2 875 1 118 1 1 FFVA KKKKK 2 查取齿数系数及应了校正系数 由教材 10 5 表得 568 2 a1 F Y601 1 a1 S Y 14 2 2 Fa Y83 1 2 Sa Y 3 教材 10 20 图 c 按齿面硬度查得小齿轮地弯曲疲劳极限 教材a400 1 MP FE 10 20 图 b 按齿面硬度查得大齿轮地弯曲疲劳强度极限 xHAQX a320 2 MP FE 4 教材 10 18 图查得弯曲疲劳寿命系数 92 0 91 0 21 FNFN KK 5 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 a260 4 1 40091 0 11 1 MP S K FEFN F a29 210 4 1 32092 0 22 2 MP S K FNFN F 6 计算大小齿轮地并加以比较 F SF YY aa 大齿轮地数 1 a1a1 F SF YY 01581 0 260 601 1 568 2 01862 0 29 210 83 1 14 2 2 a2a2 F SF YY 值大 个人收集整理 仅供参考 7 30 2 计算 按大齿轮 3 aa 2 2 1 2 1 t 1uz5 01 4 m F SF RR YYKT 3 22 2 4 01862 0 136 2 2533 0 5 0133 0 10462 5 213 2 4 2 901mm 对比计算结果 由齿面接触疲劳计算地模 m 大于由齿根弯曲疲劳强度地模数 又 有齿轮模数 m 地大小要有弯曲强度觉定地承载能力 而齿面接触疲劳强度所决定地承 载能力仅与齿轮直径有关 所以可取弯曲强度算得地模数 2 901mm并就近圆整为标准 值mm 摘自 机械原理教程 第二版清华大学出版社 4 11 锥齿轮模数 摘自 GB T12368 1990 3mn 而按接触强度算得分度圆直径 93 705mm 重新修正齿轮齿数 1 d 取整 则 为了使各个235 31 3 705 93 m d z n 1 1 33z1 715 7733355 2 ziz 112 相啮合齿对磨损均匀 传动平稳 一般应互为质数 故取整 LDAYt 12 zz 与77z2 则实际传动比 与原传动比相差 2 2 且在误差范围内 333 2 33 77 z z i 1 2 1 5 四 计算大小齿轮地基本几何尺寸 1 分度圆锥角 1 小齿轮 199 23 z z arccot 1 2 1 2 大齿轮 801 66199 239090 12 2 分度圆直径 1 小齿轮 mm99333zmd 1n1 2 大齿轮 mm231773zmd 2n2 3 齿顶高 mm3mm31mhh naa 4 齿根高 mm6 3mm32 01mchh naf 5 齿顶圆直径 1 小齿轮 mm515 1049191 0 3299cosh2dd 1a11a 2 大齿轮 mm363 2333939 0 32231cosh2dd 2a2a2 个人收集整理 仅供参考 8 30 6 齿根圆直径 1 小齿轮 mm382 929191 0 6 3299cosh2dd 1f11f 2 大齿轮 mm164 2283939 0 6 32231cosh2dd 2f2f2 7 锥距 mm660 1257733 2 3 zz 2 m sin2 mz 22 2 2 2 1 R 8 齿宽 取整 b 41mm mm845 41660 125333 0 b R R 则 圆整后小齿宽 大齿宽 mm45 1 Bmm40 2 B 9 当量齿数 905 35 9191 0 33 cos z z 1 1 v1 481 195 3939 0 77 cos z z 2 2 v2 10 分度圆齿厚 mm71 4 2 314 3 2 m s 11 修正计算结果 1 由教材 10 5 表查得 441 2 a1 F Y654 1 a1 S Y122 2 2 Fa Y 862 1 2 Sa Y 2 再根据 8 级精度按教材 10 8 图查m s730 3 60000 7209914 3 100060 nd v 1 得 动载系数 1 18 由 10 3 表查得 齿间载荷分配系数 V K K 取轴承系数 1 25 齿向载荷分布系数 1 FH KK be H K K Zzz6Z HH KK 875 1 5 1 be H K 3 213 2 875 1 118 1 1 HHVA KKKKK 4 校核分度圆直径 3 2 1 2 1t u5 01 92 2 d RR H E KTZ 3 2 4 2 333 2 33 0 5 0133 0 10462 5 213 2 6 492 8 189 92 2 94 065 5 大 1 a1a1 F SF YY 01553 0 260 654 1 441 2 01879 0 29 210 862 1 122 2 2 a2a2 F SF YY 齿轮地数值大 按大齿轮校核 个人收集整理 仅供参考 9 30 6 3 aa 2 2 1 2 1 n 1uz5 01 4 m F SF RR YYKT 3 22 2 4 01879 0 1333 2 3333 0 5 0133 0 10462 5 213 2 4 2 426mm 实际 均大于计算地要求值 故齿轮地强度足够 mm99d1 mm3mn 五 齿轮结构设计 小齿轮 1 由于直径小 采用实体结构 大齿轮 2 采用孔板式结构 结构尺寸按 经验公式和后续设计地中间轴配合段直径计算 见下表 大齿轮 2 结构草图如图 高速级齿轮 传动地尺寸见表dvzfv 大锥齿轮结构 草图 表 3 大锥齿轮结构尺寸 名称结构尺寸及经验公式计算值 锥角 1 2 z z arctan 801 66 个人收集整理 仅供参考 10 30 锥距R125 660mm 轮缘厚度 mm10m4 3e n 11mm 大端齿顶圆直径 a d233 363mm 榖空直径 D由轴设计而定 50mm 轮毂直径 1 DD6 1 1 D 80mm 轮毂宽度 L D2 1 1 L取 55mm 腹板最大直径 0 D由结构确定160mm 板孔分布圆直径 2 D 2 10 2 DD D 120mm 板孔直径 0 d由结构确定12mm 腹板厚度C mm1017 0 1 0 RC18mm 表 4 高速级锥齿轮传动尺寸 名称计算公式计算值 法面模数 n m3 mm 锥角 2 1 801 66 199 23 齿数 2 1 z z 33 77 传动比 1 i2 333 分度圆直径 2 1 d d 99mm 231mm 齿顶圆直径 2a2a2 1a11a cosh2dd cosh2dd 104 515mm 223 363mm 齿根圆直径 2f2f2 1f11f cosh2dd cosh2dd 92 382mm 228 164mm 锥距 2 2 2 1 zz 2 m sin2 mz R125 660mm 个人收集整理 仅供参考 11 30 齿宽 2 1 B B 45mm 40mm 三 三 低速级圆柱齿轮传动地设计低速级圆柱齿轮传动地设计 一 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动 2 经一级减速后二级速度不高 故用 8 级精度 3 齿轮材料及热处理 小齿轮选用 45 钢调质 平均硬度为 235HBS 大齿轮材料为 45 刚正火 平均硬度 为 190HBS 二者材料硬度差为 40HBS rqyn1 4 齿数选择 选小齿轮齿数 根据高速级传动比 得低速级传动比24 3 z333 2 i1 则大齿轮齿数 取 97 038 4 i i i 1 2 912 96038 4 24 234 izz 2 z 实际传动比042 4 24 97 2 u 传动比误差 0 099 5 在允许误差范围内 100 038 4 038 4 2499 i i i 5 选取螺旋角 初选螺旋角 14 二 按齿面接触强度设计 21 3 1 12 H EH d t t ZZ u uTK d 1 确定各参数地值 1 试选载荷系数 1 6 t K 2 计算小齿轮传递地扭矩 mmN n P T 5 5 2 2 5 2 10199 1 616 308 874 3 10 5 9510 5 95 3 查课本表 10 7 选取齿宽系数 205 P1 d 4 查课本表 10 6 得材料地弹性影响系数 201 P2 1 8 189 aE MPZ 5 教材 10 21d 图按齿面硬度查得小齿轮地接触疲劳强度极限 10 21ca570 lim1 MP H 图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限 Emxvx a390 lim2 MP H 6 按式 10 13 计算应力循环次数 7 9 h11 10074 2 1030082172060jn60 LN 8 9 1 2 10788 8 36 2 10074 2 u N N 个人收集整理 仅供参考 12 30 8 查教材 10 19 图接触疲劳寿命系数 01 1 1 HN K05 1 2 HN K 9 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数为 S 1 H 则 1H a 7 57557001 1 lim11 MP S K HHN a 5 40939005 1 lim22 2 MP S K HHN H 1 23 H a 6 492 2 5 409 7 575 2 21 MP HH 2H 10 查课本图 10 30 选取区域系数 Z 2 433 217 P H 11 查课本图 10 26 得 则 215 P788 0 1 865 0 2 0 788 0 865 1 653 21 2 计算 1 试算小齿轮分度圆直径 d 由计算公式得 t 1 2 2 221 3 3 12 H EH d t t ZZ u uTK d 2 5 3 6 492 8 189433 2 042 4 1042 4 653 1 1 10199 1 6 12 65 367mm 2 计算圆周速度 100060 22 nd t sm 056 1 100060 616 308367 6514 3 3 计算齿宽 b 和模数 nt m b mmd td 367 65367 651 1 nt mmm z d t 643 2 24 14cos367 65cos 1 1 4 齿高 mmmh nt 947 5 mm643 2 25 2 25 2 h b 992 10 947 5 367 65 5 计算纵向重合度 903 1 14tan241318 0 tan318 0 1 z d 6 计算载荷系数 K 个人收集整理 仅供参考 13 30 已知使用系数 根据 v 1 056m s 8 级精度 查课本图 10 8 得动载1 A K 194 P 系数 查课本表 10 4 得 K 1 46 查课本图 10 13 得03 1 v K 196 P H198 P K 1 35 查课本表 10 3 得 SixE2 F193 P4 1 FH KK 故载荷系数 105 2 46 1 4 103 1 1 HHvA KKKKK 7 按实际载荷系数校正所算得地分度圆直径 mm K K dd t t 626 71 6 1 105 2 367 65 3 3 33 8 计算模数 n m n mmm z d 896 2 24 14cos626 71cos 1 3 三 按齿根弯曲强度设计 t m cos2 2 1 2 1 3 F SF ad YY z YKT 1 确定计算参数 1 计算载荷系数 019 2 4 14 103 1 1 FFvA KKKKK 2 小齿轮传递地扭矩mmNT 5 2 10199 1 3 根据纵向重合度 查课本图 10 28 得螺旋角影响系数 0 88 903 1 217 P Y 4 计算当量齿数 27 26 14cos 24 cos 33 3 3 z zv 18 106 14cos 97 cos 33 4 4 z zv 5 查取齿形系数和应力校正系数 Fa Y Sa Y 查课本表 10 5 得 200 P796 1 182 2 598 1 590 2 4433 SaFaSaFa YYYY 6 计算弯曲疲劳许用应力 查课本图 10 20c 得齿轮弯曲疲劳强度极限 208 P aFEaFE MPMP325 380 43 查课本图 10 18 得弯曲疲劳寿命系数 206 P92 0 91 0 43 FNFN KK 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 则 a FEFN F MP S K 247 4 1 38091 0 33 3 a FEFN F MP S K 57 213 4 1 32592 0 44 4 个人收集整理 仅供参考 14 30 7 计算大 小齿轮地并加以比较 F SaFaY Y 01676 0 247 598 1 590 2 3 33 F SaFa YY 01835 0 57 213 796 1 182 2 4 44 F SaFa YY 大齿轮地数值大 选用大齿轮 2 设计计算 mmm977 101835 0 653 1241 14cos88 0 10199 1019 2 2 2 25 3 t 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算地法面模数大于由齿根弯曲疲劳强 n m 度计算地法面模数 又有齿轮模数 m 地大小要有弯曲强度觉定地承载能力 而齿面接 触疲劳强度所决定地承载能力仅与齿轮直径有关 所以可取弯曲强度算得地模数 1 977mm并就近圆整为标准值 摘自 机械原理教程 第二版清华大学出版社 4 3 标准mm5 2mn 模数 摘自 GB T1357 1987 而按接触强度算得分度圆直径 71 626mm 重新修正齿轮齿 1 d 数 取整 则799 27 5 2 14cos626 71 m cosd z n 3 3 28z3 为了使各个相啮合齿对磨损均匀 传动平稳 一般应064 11328038 4 ziz 324 12 zz 与 互为质数 故取整 实际传动比 与原分配传动比 4 038 基113z4 036 4 28 113 z z i 3 4 2 本一致 相差 0 2 6ewMy 3 几何尺寸计算 1 计算中心距 mm646 181mm 14cos2 5 2 11328 cos2 43 n mzz a 将中心距圆整为 181mm 2 按圆整后地中心距修正螺旋角 arccos 43 18913155 13 1812 5 2 11328 arccos 2 a mzz n 因值改变不多 故参数 等不必修正 K H Z 3 计算大 小齿轮地分度圆直径 mm mz d n 006 72 155 13cos 5 228 cos 3 3 个人收集整理 仅供参考 15 30 mm mz d n 113 290 155 13cos 5 2113 cos 4 4 4 计算齿轮宽度 mmdb d 006 72006 721 1 圆整后取 b 72mm 小齿轮 大齿轮 mm80 3 Bmm75 4 B 4 校核 同高速级齿轮一样 略 5 齿轮结构设计 小齿轮 3 由于直径小 采用齿轮轴结构 大齿轮 5 采用孔板式结构 结构尺寸按经验公式和 后续设计地中间轴配合段直径计算 大斜齿圆柱齿轮见下表 5 大齿轮 4 结构草图如上图 低速级 圆柱斜齿轮传动尺寸见下表 kavU4 大斜齿轮结构草图大斜齿轮结构草图 表 5 斜齿大圆柱齿轮结构尺寸 名称结构尺寸经验计算公式计算值 个人收集整理 仅供参考 16 30 榖空直径 d由轴设计而定 d d 轴50mm 轮毂直径 3 Dd6 1 3 D80mm 轮毂宽度 L d5 1 2 1 L75mm 取为与齿宽相等 4 B 腹板最大直径 0 D na0 m14 10d D268mm 板孔分布圆直径 1 D 2 30 1 DD D 174mm 板孔直径 2 D 302 35 0 25 0 DDD 47 65 8 mm 腹板厚度 C BC3 0 2 0 18mm 表 6 低速级圆柱斜齿轮传动尺寸 名称计算公式计算值 法面模数 n m2 5mm 法面压力角 n 20 螺旋角 18913 齿数 4 3 z z 28 113 传动比 2 i4 036 分度圆直径 4 3 d d 72 006mm 290 113mm 齿顶圆直径 a4a4 a33a h2dd h2dd 77 006mm 295 113mm 个人收集整理 仅供参考 17 30 齿根圆直径 f4f4 f33f h2dd h2dd 65 756mm 283 863mm 中心距 cos2 zzm a 43n 181mm 齿宽 4 3 B B 80mm 75mm 四 四 设计轴地尺寸并校核设计轴地尺寸并校核 一 轴材料选择和最小直径估算 轴采用材料 45 钢 进行调质处理 则许用应力确定地系数 103 取高速轴126 0 A 中间轴 低速轴 按扭转强度初定该轴地最小直径 126 01 A120 02 A112 03 A min d 即 当轴段截面处有一个键槽 就将计数值加大 5 7 当两个键槽时将 n d 3 m 0min P A 数值增大到 10 15 y6v3A 1 高速轴 因高速轴安装联轴器有一键mm533 22 720 118 4 126 n d 3 3 1 1 011min P A 槽 则 24 110mm 对于连接电动机和减速器高速轴地联 533 2207 0 1d min1 轴器 为了减少启动转矩 其联轴器应具有较小地转动惯量和良好地减震性能 故采用 LX 型弹性柱销联轴器 GB T5014 2003 M2ub6 1 联轴器传递地名义转矩 9550Tm95 72 720 5 5 9550 n N P 计算转矩 K 为带式运输机工作系数 K 1 25 1 5 m 43 10995 725 1 c NKTT 取 K 1 5 2 根据步骤 1 2 和电机直径 d电机 42 mm 则选取 LX3 型联轴器 其中 公称转矩 联轴器孔直径 r min4750 n m1250 n 许用转速 NT d 30 32 35 38 40 42 45 48 满足电机直径 d电机 42 mm 0YujC 3 确定轴地最小直径 根据 d轴 0 8 1 2 d电机 所以 取mm 6 33d1min mm35d1min 2 中间轴 该处轴有一键槽 则 mm976 27 305 73 3 874 120 n d 3 3 2 022min P A 个人收集整理 仅供参考 18 30 另考虑该处轴径尺寸应大于高速级轴颈处 mm934 29976 2707 0 1d min2 直径 取 mm40d min2 3 低速轴 考虑该处有一联轴器和大斜mm675 25 43 76 683 3 112 n d 3 3 3 03min3 P A 齿圆柱齿轮 有两个键槽 则 取整 mm526 29mm675 2515 0 1d min3 mm35d min3 二 轴地结构设计 根据轴上零件地结构 定位 装配关系 轴向宽度及零件间地相对位置等要求 参考表 4 1 图 4 24 机械设计课程设计 第 3 版哈尔滨理工大学出版社 初步设计轴草图如下eUts8 A 高速轴地结构设计高速轴地结构设计 高速轴轴系地结构如图上图所示 1 各轴段直径地确定 最小直径 安装与电动机相连联轴器地轴向外伸轴段 11 dmm35dd 1min11 根据大带轮地轴向定位要求以及密封圈标准 取 45mm 12 d 3 轴承处轴段 根据圆锥滚子轴承 30210 确定轴径 50mm 4 轴环段取 60mm 5 轴承处根据轴承取 50mm 6 小锥齿轮处取 40mm 2 轴各段长度 1 由选择地联轴器取 60mm 2 由箱体结构 轴承端盖 装配关系等确定 40mm 3 由圆锥滚子轴承确定 20mm 4 由装配关系 箱体结构确定 110mm 5 由圆锥滚子轴承确定 20mm 6 由套筒及小锥齿轮确定 63mm B 中间轴直径长度确定中间轴直径长度确定 个人收集整理 仅供参考 19 30 1 初步选定圆锥滚子轴承 因轴承同时承有径向力和轴向力地作用 故选单列 圆锥滚子轴承 参照工作要求并根据 40mm 由课程设计表 12 4 轴承产品目录中初 min d 步选取 0 基本游隙组 标准精度级地单列圆锥滚子轴承选用型号为 30209 其主要参数 为 d 45 D 85 T 20 75mm B 19mm C 16mm 所以取其直径 45mm sQsAE 2 因为安装小斜齿轮为齿轮轴 其齿宽为 80mm 直径为 77 006mm 所以长 80mm 直径 77 006mm GMsIa 3 轴地轴环段直径 60mm 长 10mm C 输出轴长度 直径设置输出轴长度 直径设置 个人收集整理 仅供参考 20 30 1 初步选定圆锥滚子轴承 因轴承同时承有径向力和轴向力地作用 故选单列 圆锥滚子轴承 参照工作要求并根据 40mm 由课程设计表 12 4 轴承产品目录中初 min d 步选取 0 基本游隙组 标准精度级地单列圆锥滚子轴承选用型号为 30209 其主要参数 为 d 45 D 85 T 20 75mm B 19mm C 16mm 所以取其直径 45mm TIrRG 2 因为安装大斜齿轮 其齿宽为 75mm 所以长 75mm 直径 50mm 3 轴地轴环段直径 60mm 长 10mm 4 过渡轴直径 50mm 长度 58mm 5 轴承端直径 45mm 长度 42mm 6 箱盖密封轴直径 40 长度 35mm 7 选择联轴器地直接 35mm 长度 60mm 五 五 轴地校核轴地校核 中间轴中间轴 一 轴地力学模型建立 RAV ABCD Fa2 Fr2 Ft2 Fa3 Fr3Ft3 RBV Fa2 Fa3 Fr3 49048 20 77335 40 14607 33 28028 73 RAHRBHFt2Ft3 163068 06 108934 84 170284 81 180477 02 109909 84 112482 93 121030 T M合 MH MV Fr2 轴 N mm 个人收集整理 仅供参考 21 30 二 计算轴上地作用力 大锥齿轮 2 圆周力 N TT FF R 86 1323 333 0 5 0199 10462 5 2 5 01d 2 d 2 4 1 1 m1 1 t1t2 径向力NFFF81 189199 23cos20tan86 1323costan 11 ta12r 轴向力NFFF88 442199 23cos20tan86 1323costan 1t1r1a2 斜小圆齿 3 圆周力 NN T F66 3361 006 72 102103 1 2 d 2 5 3 2 t3 径向力 NNFF52 1256 155 13cos 20tan 66 3361 cos tan t3r3 轴向力 NNFF69 785155 13tan66 3361tan t3a3 三 计算支反力 1 计算垂直面支反力 XZ 平面 如图由绕支点 A 地力矩和 则 0 AV M 0189746262 2rr3 BV FFF NNFBV61 275 189 6252 125613681 189 同理 0 BV M 则 NF AV 10 791 计算无误 0 Z 2 计算水平面支反力 XY 平面 个人收集整理 仅供参考 22 30 与上步骤相似 计算得 NFAH13 2630 NFBH39 2055 四 绘扭矩和弯矩图 1 垂直面内弯矩图如上图 C 处弯矩左 CV M mm 49048 20Nmm 6210 79162 NFAV mm 40 77335mm 2 006 72 69 78520 49048 2 d 62 3 a3 NNFFM AVCV 右 D 处弯矩 mm 73 28028 2 54 19288 442 5361 275 2 d 53 m2a2 N F FM BVDV 左 mm 53 146075361 27553NFM BVDV 右 2 绘水平面弯矩图 如图所示 H M C 处弯矩 mm 06 1630686213 263062NFM AHCH D 处弯矩 mm 84 1089345339 205553NFM BHDH 3 合成弯矩图 如图 C 处最大弯矩值 mm 02 18047740 7733506 163068 22 max NMC D 处最大弯矩值 mm 93 11248273 2802884 108934 22 max NMD 4 转矩图T mm 121030 2 NTT 5 弯扭合成强度校核 进行校核时 根据选定轴地材料 45 钢调质处理 由所引起地教材 15 1 查得轴地许用应力 a60 1 MP 应用第三强度理论 1 22 W TM mm29 33 6014 3 12103002 18047732 32 d 3 22 3 1 2 2 C TMC mm39 30 6014 3 12103093 11248232 32 d 3 22 3 1 2 2 D TMD 而 C 处采用地齿轮轴 D 处直径 50mm 远大于计算尺寸 故强度足够 五 安全系数法疲劳强度校核 对一般减速器地转轴仅适用弯扭合成强度校核即可 而不必进行安全系数法校核 1 判断危险截面 个人收集整理 仅供参考 23 30 对照弯矩图 转矩图和结构图 从强度 应力集中方面分析 因 C 处是齿轮轴 故 C 处不是 危险截面 D 截面是危险截面 需对 D 截面进行校核 7EqZc 2 轴地材料地机械性能 根据选定地轴地材料 45 钢 调质处理 由所引用教材表 15 1 查得 取 11640 275 155BMPaMPaMPa 1 02 05 05 0 3 D 截面上地应力 因 D 截面有一键槽 所引 mm9mm14hb mm5 5t 抗弯截面系数 3 2 3 2 3 mm83 10740 502 5 5505 514 32 5014 3 d2 tdbt 32 d W 抗扭截面系数 3 2 3 2 3 mm46 23006 502 5 5505 514 16 5014 3 d2 tdbt 16 d T W 弯曲应力幅 弯曲平均应力 a47 10a 83 10740 93 112482 max a MPMP W MD 0 m 扭转切应力幅 平均切应力 a63 2 a 46 230062 121030 2 2 a MPMP W T T a63 2 am MP 4 影响系数 D 截面受有键槽和齿轮地过盈配合地共同影响 但键槽地影响比过盈配合地影响小 所以只需 考虑过盈配合地综合影响系数 由教材表 3 8 用插值法求出 取lzq7I 16 3 k 轴按磨削加工 由教材附图 3 4 求出表面质量系数 53 2 16 3 8 0 k 8 0 k 92 0 故得综合影响系数 25 3 1 92 0 1 16 3 1 1k K 62 2 1 92 0 1 53 2 1 1k K 5 疲劳强度校核 轴在 D 截面地安全系数为 08 8 02 047 1025 3 275 ma 1 K S 667 21 63 2 1 063 2 62 2 155 ma 1 K S 个人收集整理 仅供参考 24 30 57 7 667 2108 8 667 2108 8 2222 ca SS SS S 取许用安全系数 故 C 截面强度足够 SSS ca 0 2有 六 六 校核高速轴及输出轴校核高速轴及输出轴 校核该轴与中间轴方法一样 故步骤省略 经校核后 两轴强度足够 七 七 滚动轴承地选择及计算滚动轴承地选择及计算 1 输入轴滚动轴承计算 初步选择滚动轴承 由 机械设计 机械设计基础 课程设计 表 15 7 中初步选取 0 基本游隙组 标准精度级地单列圆锥滚子轴承 30210 其尺寸为 mmmmmmTDd 5 219050 zvpge 362aFN 1 5tan1 5tan11 51 35 0 315e 则 12523 58 1569 67FrN FrN 1 1 2 2 1701 30 446 59 22 0 4 cot11 51 35 2397 57 402 79 22 0 4 cot11 51 35 d d Fr FN Y Fr FN Y 则 1 2 1 2 446 59338784 59 402 79 ada ad FFFN FFN 则 1 1 784 59 0 461 1701 30 a r F e F 2 2 402 79 0 168 2397 57 a r F e F 则 111Pr0 40 4cot 0 4 1701 30 4 cot11 51 35 784 592174 98 FrFa N 22Pr2397 57rFN 则 载荷水平面 H垂直面 V 1522 5NHFN 133 55NVFN 支反力 F 21567 5NHFN 282 45NVFN 个人收集整理 仅供参考 25 30 10 610 65580010 1 94 10 610 6 6060 3102397 573 r h r C Lhh nP 故合格 2 中间轴和输出轴轴滚动轴承计算 初步选择滚动轴承 由 机械设计 机械设计基础 课程设计 表 15 7 中初步选取 0 基本游隙组 标准精度级地单列圆锥滚子轴承 30209 其尺寸为mmmmmmTDd78 208545 NrpoJ 651 5aFN 1 5tan1 5tan12 57 10 0 345e 12965 13 2002 20FrN FrN 则 1 1 2 2 965 13 277 48 22 0 4 cot12 57 10 2002 20 575 63 22 0 4 cot12 57 10 d d Fr FN Y Fr FN Y 则 1 2 1 2 277 48651 5928 98 575 63 ada ad FFFN FFN 则 1 1 928 98 0 963 965 13 a r F e F 2 2 575 63 0 287 2002 20 a r F e F 则 111Pr0 40 4cot 0 4 965 130 4 cot12 57 10 928 982001 67 FrFa N 22Pr2002 20rFN 则 10 610 65580010 14 10 10 610 6 6060 77 62002 203 r h r C Lhh nP 故合格 载荷水平面 H垂直面 V 1957NHFN 1125NVFN 支反力 F 21669NHFN 21106NVFN 个人收集整理 仅供参考 26 30 八 八 键联接地选择及校核计算键联接地选择及校核计算 1 输入轴键计算 校核联轴器处地键连接 该处选用普通平键尺寸为 接触长度mmmmmmlhb55810 则键联接所能传递地转矩为 mml50555 0 25 0 25 6 22 20 120 100079 2 pThl dNm 故单键即可 397 35TTNm 2 中间轴键计算 校核联轴器处地键连接 该处选用普通平键尺寸为 接触长mmmmmmlhb44914 度 则键联接所能传递地转矩为 mml301444 0 25 0 25 8 58 40 120 1000556 8 pThl dNm 故单键即可 4371 66TTNm 3 输出轴键计算 校核圆柱齿轮处地键连接 该处选用普通平键尺寸为 接触mmmmmmlhb55914 长度 则键联接所能传递地转矩为 mml411455 0 25 0 25 10 34 55 120 1000561 pThl dNm 故单键即可 4371 66TTNm 九 九 联轴器地选择联轴器地选择 在轴地计算中已选定联轴器型号 1 输入轴选 HL1 型弹性柱销联轴器 其公称转矩为 160000 半联轴器地孔径 Nmm 故取 半联轴器长度 半联轴器与轴配合地毂孔长 120dmm 1220dmm 52Lmm 度为 38mm 1nowf 2 输出轴选选 HL3 型弹性柱销联轴器 其公称转矩为 630000 半联轴器地孔径 Nmm 故取 半联轴器长度 半联轴器与轴配合地毂孔 140dmm 1240dmm 112Lmm 长度为 84mm fjnFL 个人收集整理 仅供参考 27 30 十 十 润滑与密封润滑与密封 齿轮采用浸油润滑 由 机械设计 机械设计基础 课程设计 表 16 1 查得选用 N220 中负荷 工业齿轮油 GB5903 86 当齿轮圆周速度时 圆锥齿轮浸入油地深度约一个齿高 三smv 12 分之一齿轮半径 大齿轮地齿顶到油底面地距离 30 60mm 由于大圆锥齿轮 3 23 2 vm sm s 可以利用齿轮飞溅地油润滑轴承 并通过油槽润滑其他轴上地轴承 且有散热作用 效果较好 密 封防止外界地灰尘 水分等侵入轴承 并阻止润滑剂地漏失 tfnNh 十一 十一 设计主要尺寸及数据设计主要尺寸及数据 表 11 1 铸铁减速器机体机构尺寸计算表 名称符号尺寸关系结果 mm 机座壁厚 0 0125 d1 d2 8 8 机盖壁厚 1 8101 0 21 mm dd 8 机座凸缘厚度 b 1 5 12 机盖凸缘厚度 b1 1 5 1 12 机座底凸缘厚度 P 2 5 20 地脚螺钉直径 f d 81018 0 21 mm dd 12 地脚螺钉数目 n44 轴承旁连接螺栓直径 d10 75 df10 机盖机座连接螺栓直径 d2 0 5 0 6 df 6 连接螺栓 d2地间距 150 200180 轴承端盖螺钉直径 d3 0 4 0 5 df 6 窥视孔盖螺钉直径 d4 0 3 0 4 df4 定位销直径 d 0 7 0 8 d25 df d1 d2至外机壁距离 c12020 df d2之凸缘地距离 c21818 个人收集整理 仅供参考 28 30 十二 十二 设设计计 小小结结 这次关 于带式运 输机上地 两级圆锥 圆柱齿轮 减速器地 课程设计 是我们真 正理论联系实际 深入了解设计概念和设计过程地实践考验 对于提高我们机械设计地综合素质大 有用处 通过两个星期地设计实践 使我对机械设计有了更多地了解和认识 为我们以