二级直齿圆柱齿轮减速器

二级直齿圆柱齿轮减速器二级直齿圆柱齿轮减速器 目录目录 1 题目 1 2 传动方案的分析 2 3 电动机选择 传动系统运动和动力参数计算 2 4 传动零件的设计计算 5 5 轴的设计计算 16 6 轴承的选择和校核 26 7 键联接的选择和校核 27 8 联轴器的选择 28 9 减速器的润滑 密封和润滑牌号的选择 28 10 减速器箱体设计及附件的选择和说 明 29 11 设计总结 31 12 参考文献 31 1 题目 题目 设计一带式输送机使用的 V 带传动或链传动及直齿圆柱齿轮 减速器 设计参数如下表所示 1 基本数据 数据编号 QB 5 运输带工作拉力 F N 2000 运输带工作速度 v m s 1 4 卷筒直径 D mm 340 滚筒效率 0 96 2 工作情况 两班制 连续单向运转 载荷平稳 3 工作环境 室内 灰尘较大 环境最高温度 35 度左右 4 工作寿命 15 年 每年 300 个工作日 每日工作 16 小时 5 制作条件及生产批量 一般机械厂制造 可加工 7 8 级齿轮 加 工条件 小批量生产 生产 30 台 6 部件 1 电动机 2 V 带传动或链传动 3 减速器 4 联轴器 5 输送 带 6 输送带鼓轮 7 工作条件 连续单向运转 工作时有轻微振动 室内工作 运输带速度允许误差 5 两班制工作 3 年大修 使用期限 15 年 卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉 力 F 中已考虑 8 设计工作量 1 减速器装配图 1 张 A0 或 sA1 2 2 零件图 1 3 张 3 设计说明书一份 2 传动方案的分析 1 电动机 2 弹性联轴器 3 两级圆柱齿轮减速器 4 高速级 齿轮 5 低速级齿轮 6 刚性联轴器 7 卷筒 方案分析 由计算 下页 可知电机的转速的范围为 674 410 3372 04r min 由 经济上考虑可选择常用电机为 1500r min 功率为 4kw 又可知总传 动比为 17 082 如果用带传动 刚减速器的传动比为 5 10 用二级圆 3 柱齿轮减速器则传动比太小 而用一级则有点过大 从而齿轮过大 箱 体就随着大 因而不用带传动直接用联轴器 因有轻微振动 因而用弹 性联轴器与电机相连 两级展开式圆柱齿轮减速器的特点及应用 结构简单 但齿轮相对 于轴承的位置不对称 因此要求轴有较大的刚度 高速级齿轮布置 在远离转矩输入端 这样 轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在 弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消 以减缓沿齿宽载荷 分布不均匀的现象 高速级一般做成斜齿 低速级可做成直齿 两 级同轴式圆柱齿轮减速 特点及应用 减速器横向尺寸较小 两对 齿轮浸入油中深度大致相同 但轴向尺寸大和重量较大 且中间轴 较长 刚度差 使载荷沿齿宽分布不均匀 高速级齿轮的承载能力 难于充分利用 从性能和尺寸以及经济性上考虑选择两级展开式圆柱齿轮减速 卷筒同输出轴直接同联轴器相连就可以 因为这样可以减少能量的损 耗 3 电动机选择 传动系统运动和动力参数计算 一 电动机的选择 1 确定电动机类型 按工作要求和条件 选用 y 系列三相交流异步电动机 2 确定电动机的容量 4 1 工作机卷筒上所需功率 Pw Pw Fv 1000 2000 X 1 4 1000 2 8kw 2 电动机所需的输出功率 为了计算电动机的所需的输出功率Pd 先要确定从电动机到工 作机之间的总功率 总 设 1 2 3 4 分别为弹性联轴器 闭式齿轮传动 设齿轮精度为7级 滚动轴承 弹性联轴器 工作 机的效率 由 2 表2 2 P6查得 1 0 99 2 0 98 3 0 99 4 0 99 5 0 96 则传动装置的总效率为 总 12 22 33 4 0 992 x 0 982 x 0 993 x 0 96 0 877 2 8 0 877 3 193kw 总 w d P P 3 选择电动机转速 由 2 表 2 3 推荐的传动副传动比合理范围 联轴器传动 i联 1 两级减速器传动 i减 8 40 i齿 3 6 则传动装置总传动比的合理范围为 i总 i联 i齿 1 i齿 2 i 总 1 8 40 8 40 电动机转速的可选范围为 nw 60 x1000 x1 4 3 14x340 78 68r min D V 60 nd i 总 nw 8 40 nw 8nw 40nw 629 34 3147 2r min 根据电动机所需功率和同步转速 查机械设计手册 软件版 R2 0 电 器设备 常用电动机规格 符合这 5 一范围的常用同步加速有 3000 1500 1000 minr 选用同步转速为 1500r min 输出轴直径为 28j6mm 选定电动机型号为 Y112M 4 二 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 1 传动装置总传动比 i总 nm nw 1440 78 68 18 30 式中 nm 电动机满载 转速 1440 r min nw 工作机的转速 78 68 r min 2 分配传动装置各级传动比 i总 i联 i齿 1 i齿 2 分配原则 1 i齿 3 6 i齿 1 1 3 1 4 i齿 2 减速器的总传动比为 i i总 i联 18 30 双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为 i齿1 4 877 i 3 1 低速级的传动比 i齿2 i i齿1 8 30 4 877 3 752 三 运动参数和动力参数计算 1 各轴转速计算 n0 nm 1440 r min n nm i联 1440 r min 6 n n i齿1 1440 4 877 295 26 r min n n i齿 2 295 26 3 752 78 69r min 2 各轴输入功率 P0 Pd 3 193kw P Pd 4 3 193x0 99 3 163kw P P 2 3 3 163x0 98x0 99 3 067kw P P 2 3 3 067x0 98x0 99 2 976kw 3 各轴输入转矩 T0 9550Pd n0 9550 x3 193 1440 21 176mN T 9550P n 9550 x3 161 1440 20 964mN T 9550P n 9550 x3 067 295 26 99 20mN T 9550P n 9550 x2 9767 78 69 361 174mN 表 1 传动装置各轴运动参数和动力参数表 项目 轴号 功率 kw转速 minrn转矩 mNT 传动比 0 轴 3 193144021 1761 轴 3 161144020 964 4 877 轴 3 067 295 26 99 200 轴 2 9767 78 69361 174 3 752 7 4 4 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 一 渐开线斜齿圆柱齿轮设计一 渐开线斜齿圆柱齿轮设计 一 高速级直齿圆柱齿轮设计计算表 一 高速级直齿圆柱齿轮设计计算表 项目计算 或选择 依据 计算过程单 位 计算 或确定 结果 1 选齿轮精度 等级 查 1 P208 表 10 8 传输机为一般工作 机速度不高 级7 2 材料选择查 1 P180 表 10 1 小齿轮 40Cr 调质 大齿轮 45 钢 调质 小齿轮 280HBS 大齿轮 240HBS 3 选择齿数 Z 40 20 1 Z 12 iZZ 1 2 Z Z U Z1 24 Z2 4 877x24 117 3 U 117 24 4 875 个 24 1 Z 117 2 Z U 4 875 5 按齿面接触疲劳强度设计 1 试选Kt试选 1 3 Kt 1 3 2 计算小齿轮 传递的转矩T1 T 9550XP1 n1T 9550 x3161 1440 2 0963X10 4 Nmm T1 2 096x 10 4 3 齿宽系数 d由 1 P201 表 10 7 d 0 7 1 15 d 1 4 材料的弹性由 1 P198 表锻钢 MP1 2 ZE 189 8 8 影响系数 ZE 10 6 5 齿轮接触疲 劳强度极限 limH 由 1 P207 图 600 1limH 550 2limH MPa 600 1limH 550 2limH 6 应力循环 次数 N 由 1 式 N1 60n1jLh 60X1440X16X300X 15 6 2208X109 112 齿 iNN 6 22X109 4 877 1 275X109 N1 6 22X109 N2 1 28X109 7 接触疲劳 强度寿命系数 KHN 由 1 P203 图 10 19 KHN1 0 90 KHN2 0 95 KHN1 0 90 KHN2 0 95 8 计算接触 疲劳强度许用应 力 H 取失效概率为 安全系 数为 S 1 由 1 式 得 H 1 S K HHN1lim1 0 90X600 1 540 H 2 S K HHN2lim2 0 95X550 1 522 5 MPa H 1 540 H 2 522 5 9 试算小齿 轮分度圆直径 t d1 按 1 式 10 21 试 算 3 2 1 1 1 32 2 H E d t t Z u uTk d 37 8225 mm 37 823 9 10 计算圆周 速度 v 100060 11 nd v t V 3 14X37 823X1440 60X1000 2 85034 m sV 2 85 11 计算齿宽 B b dd1tB1 1 37 823 mmB1 37 823 12 模数 nt m 1 1 z d m t nt 37 823 24 1 57 nt m 6 h 2 25mnt 3 546 b h 37 823 3 546 10 576 9 度 1 576 nt m h 3 546 b h 10 577 13 计算载荷 系数 K 由 1 表 10 2 查得使用系数1 A K 根据 v 2 85 级精度 由 1 P190 图 10 8 查得动载荷系数1 10 V K 由 1 表 P194 查得 KH 1 12 0 18 1 0 6 d2 d2 0 23 10 3b 1 12 0 18 1 0 6X 2 1 2 1 0 23X10 3X37 823 1 417 由 1 图 P195 查得 KF 1 34 假定 由mmN d FK tA 100 1 1 P193 表 10 3 查得1 2 FH KK 故载荷系数 K 1 870 10 K KAKVKH KH 1X1 10X1 2X1 417 1 870 14 按实际的 载荷系数校正分 度圆直径 由 1 式 10 10 d1 d1t 3 t KK 42 696mmd1 42 70 15 计算模数 n m 42 70 24 1 1 z d mn 1 779 mm mn 1 78 6 按齿根弯曲疲劳强度设计 1 计算载荷 系数 K K KAKVKF KF K 1x1 10 x1 2X1 34 1 7688 K 1 769 2 齿形系数 Fsa由 1 P197 表 10 5 Fsa1 2 65 Fsa2 2 18 2 14 2 18 117 100 150 100 2 1664 Fsa1 2 65 Fsa2 2 166 3 应力校正 系数 YSa 由 1 P197 表 YSa1 1 58 YSa2 1 79 1 83 1 79 117 100 150 100 1 8036 YSa1 1 58 YSa2 1 804 4 齿轮的弯 曲疲劳强度极限 FE 由 1 P204 图 500 1FE 380 2FE MPa 500 1FE 380 2FE 5 弯曲疲劳 强度寿命系数 1FN K 由 1 P202 图 0 84 1FN K 0 88 2FN K 0 84 1FN K 0 88 2FN K 11 6 计算弯曲 疲劳许用应力 F 取弯曲疲劳安 全系数 S 1 35 由式 10 12 得 F 1 S K FEFN11 0 85X500 1 35 314 8148 F 2 S K FEFN22 0 88X380 1 35 247 7037 MPa F 1 314 815 F 2 247 704 7 计算大小 齿轮的并 F SaFaY Y 加以比较 2 65x1 58 1 11 F SaFaY Y 314 815 0 013299 2 166x1 8 2 22 F SaFa YY 04 247 704 0 0157 7499 结论 取 0 01577 0 01330 1 11 F SaFaY Y 0 01577 2 22 F SaFa YY 大齿轮值大 8 齿根弯曲 强度设计计算 由 1 式 5 3 2 1 1 2 F SF d n YY Z KT m 1 10 3 2 1 1 2 F SF d n YY Z KT m 298 mm 1 103 结论 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲 n m 疲劳强度计算的法面模数 取 2mm 已可满足弯曲强度 但为了同时满 n m 足接触疲劳强度 须按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1 42 70 应有的齿数 于是由 42 70 2 21 35 取 Z1 21 Z2 Z1 i齿 1 21x4 877 102 417 n m d z 1 1 12 取 Z2 102 3 几何尺寸计算 1 计算中心 距 a 2 21n mzz a A 21 102 2 2 123 mma 123 2 计算齿轮 的分度圆直径 d d zmn d1 2x21 42 d2 2x102 204 mmd1 42 d2 204 3 计算齿轮的 齿根圆直径 df nf mdd5 2 42 nf mdd5 2 11 5 37 204 nf mdd5 2 22 5 199 mm df1 37 df2 199 4 计算齿轮 宽度 B b dd1 圆整后取 B1 50 B2 45 mm B1 50 B2 45 5 验算 2x20960 42N 998 10N 1 1 2 d T Ft 1x998 10 45N mm 22 18N mm 100N mm b FK tA 合适 二 低速级直齿圆柱齿轮设计计算表 二 低速级直齿圆柱齿轮设计计算表 项目计算 或选择 依据 计算过程单位计算 或确定 结果 13 1 选齿轮 精度等级 查 1 表 10 8传输机为一般工 作机速度不高 级7 2 材料选 择 小齿轮 40Cr 调 质 大齿轮 45 钢 调 质 小齿轮 280HBS 大齿 轮 240HBS 3 选择齿 数 Z 40 20 3 Z 34 iZZ 3 4 Z Z U 23 3Z 3 752x23 86 4Z 3U 86 23 3 7391 个 23 3Z 86 4Z U 3 739 5 按齿面接触强度设计 1 试选 Kt Kt 1 3 2 计算小 齿轮传递的 转矩T T 9550P nT 9550 x3067 2 95 26 99200 2 Nmm T 99 20X103 3 齿宽系数 d 由 1 P203 表 10 7 d 0 7 0 115 d 1 4 材料的 弹性影响系 数 ZE 由 1 P198 表 10 6 锻钢 MPa1 2 ZE 189 8 5 齿轮接由 1 P207 图600 3limH 600 3limH 14 触疲劳强度 极限 limH 10 21 550 4limH MPa550 4limH 6 应力 循环次数 N 由 1 式 10 13 N3 60n3jLh 60 x295 26x16x300 x15 1 27 55x109 N4 N3 i齿 2 1 28x109 3 752 0 34x109 N3 1 28X109 N4 0 34x109 7 接触 疲劳强度寿 命系数 KHN 由 1 P203 图 10 19 KHN3 0 90 KHN4 0 95 KHN3 0 90 KHN4 0 95 8 计算 接触疲劳强 度许用应力 H 取失效概率为 安全系 数为 S 1 由 1 式 得 H 3 S K HHN3lim3 600X0 90 1 540 H 4 S K HHN4lim4 0 95x550 1 522 5 MPa H 3 540 H 4 522 5 9 试算 小齿轮分度 圆直径 t d3 按 1 式 10 21 试 算 3 2 2 3 1 32 2 H E d t t Z u uTk d 64 5788 mm 64 579 10 计算 圆周速度 v 100060 23 nd v t v 3 14x64 579x2 95 26 60 x1000 0 99787 m s v 0 998 15 11 计算 齿宽 B b dd3t B 1X64 579 64 5 79 mmB 64 579 12 模数 nt m 3 3 z d m t nt mnt 64 579 23 2 808 h 2 25mnt 6 318 b h 64 579 6 318 10 221 度mnt 2 808 h 6 318 b h 10 221 13 计算 载荷系数 K 由 1 P190 表 10 2 查得使用系数 1 A K 根据 v 0 998 级精度 由 1 P192 图 10 8 查得动载荷系数1 06 V K 由 1 表 P194 查得 KH 1 12 0 18 1 0 6 d2 d2 0 23 1 03b 1 12 0 18 1 0 6X 2 1 2 1 0 23X103X64 579 1 42 由 1 图 10 13P195 查得 KF 1 35 假定 由 1 P193mmN d FK tA 100 1 表 查得1 2 故载 FH KK 荷系数 K KAKVKH KH 1X1 06X1 2X1 42 1 806 K 1 806 16 14 按实 际的载荷系 数校正分度 圆直径 d3 由 1 式 10 10 D3 d3t 72 3 t KK 058mmD3 72 058 15 计算 模数 n m 72 058 23 3 3 z d mn 3 133 mm 3 133 n m 6 按齿根弯曲强度设计 1 计算 载荷系数 K K KAKVKF KF K 1X1 06X1 2X1 35 1 7172 K 1 717 2 齿形 系数 YFa 由 1 P197 表 YFa3 2 69 YFa4 2 22 2 20 2 22 86 80 90 80 2 208 YFa3 2 69 YFa4 2 208 3 应力 校正系数 YSa 由 1 P197 表 10 5 YSa3 1 575 YSa4 1 77 1 78 1 77 86 80 90 80 1 776 YSa3 1 575 YSa4 1 776 4 齿轮 的弯曲疲劳 强度极限 由 1 P204 图 10 20 500 3FE 380 4FE MPa 500 3FE 380 4FE 17 FE 5 弯曲 疲劳强度寿 命系数 FN K 由 1 P202 图 10 18 0 85 3FN K 0 88 4FN K 0 85 3FN K 0 88 4FN K 6 计算 弯曲疲劳许 用应力 F 取弯曲疲劳安 全系数 S 1 35 由式 10 2 得 F 3 S K FEFN33 0 85x500 1 35 314 8148 F 4 0 88x380 1 3 S K FEFN44 5 247 7037 MPa F 3 314 815 F 3 247 704 7 计算 大小齿轮的 并加 F SaFaY Y 以比较 2 69 1 575 314 3 33 F SaFaY Y 815 0 013547 2 208 1 776 247 4 44 F SaFaY Y 704 0 016083 结论 大齿轮值大 大齿轮值大 8 齿根 弯曲强度设 计计算 由 1 式 3 2 3 2 2 F SF d n YY Z KT m 3 2 3 2 2 F SF d n YY Z KT m 2 1796 2 18 n m 结论 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿 n m 根弯曲疲劳强度计算的法面模数 取 2 5mm 已可满足弯曲强度 n m 但为了同时满足接触疲劳强度 须按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d3 18 72 058mm 来计算应有的齿数 于是由 72 058 2 5 28 8 取 n m d z 3 3 29 则 Z4 Z3 i齿 2 29x3 752 108 8 取 Z4 109 3 z 3 几何尺寸计算 1 计算 中心距 a 2 43n mzz a A 29 109 2 5 2 172 5 将中心距圆整为 173 mma 173 2 计算 齿轮的分度 圆直径 d n zm d d3 29x2 5 72 5 d4 109x2 5 272 5 mmd3 72 5 d4 272 5 3 计算 齿轮的齿根 圆直径 df nf mdd5 2 72 5 nf mdd5 2 11 6 25 66 25 272 5 nf mdd5 2 22 6 25 266 25 mmdf1 66 25 df2 266 25 4 计算 齿轮宽度 B b dd3 圆整后取 B3 80 B4 75 mm B3 80 B4 75 5 验算 2x99 2x103 72 5 N 2 7366x103N 3 2 2 d T Ft 1x2 7366x103 75N mm 36 488N mm 100N mm b FK tA 19 合适 三 直齿轮设计参数表 三 直齿轮设计参数表 传动类型模数齿数中心距齿宽 高速级 直齿圆柱 齿轮 2 21 102 123 50 45 低速级 直齿圆柱 齿轮 2 5 29 109 173 80 75 5 联轴器的选择 轴的联轴器 由于电机的输出轴轴径为 28mm 查 1 表 14 1 由于转矩变化很小可取 KA 1 3 343 P 1 3 20 964 27 253N m 3 TKT Aca 又由于电机的输出轴轴径为 28mm 查 2 p128表 13 5 选用弹性套柱销联轴器 TL4 钢性 其许用转矩 n 63N m 许用最大转速为 5700r min 轴径为 20 28 之间 由于电机的 轴径固定为 28mm 而由估算可得 1 轴的轴径为 20mm 故联轴器合用 的联轴器 20 查 1 表 14 1 转矩变化很小可取 KA 1 3 343 P 1 3 361 174 469 52 N m 3 TKT Aca 查 2 p128表 13 5 选用弹性套柱销联轴器 TL7 其许用转矩 n 500N m 许 用最大转速为 3600r min 轴径为 40 48 之间 由估算可选两边的轴径 为 40mm 联轴器合用 5 轴的设计计算轴的设计计算 减速器轴的结构草图减速器轴的结构草图 一 一 轴的结构设计轴的结构设计 1 1 选择轴的材料及热处理方法 选择轴的材料及热处理方法 查 1 表 15 1 选择轴的材料为 21 40Cr 根据齿轮直径 热处理方法为正火 mm100 2 2 确定轴的最小直径 确定轴的最小直径 查 1 式 15 2 的扭转强度估算轴的最小直径的公式 362 P 14 296mm 再查 1 表 15 3 A0 112 97 D 13 546mm 考虑键 有一个键槽 D 14 296 1 5 15 01mm 3 3 确定各轴段直径并填于下表内 确定各轴段直径并填于下表内 名称依据单位确定结果 1 d 大于轴的最小直径 15 01 且 考虑与联轴器内孔标准直 径配合 mm20 2 d 大带轮定位 d2 d1 2 0 07 0 1 d1 20 2 8 4 22 8 24 考虑密封圈查 2 表 15 8 P143 得 d 25 mm 25 3 d 考虑轴承 d3 d2 选用 6206 轴承从机械设计手册软件 R2 0 mm 30 3 1 1 0 33 6 2 0 1055 9 n P A n P d 22 B 16mm da 36mm d3 30mm D 6 2 4 d 考虑轴承定位 查表 2 9 7 da 36 4 d 40R mm36 5 d 考虑到齿轮分度圆与轴径 相差不大齿跟查表 2 9 7 6 d 7 d mm36 7 d 同一对轴承 7 d 3 d mm30 4 4 选择轴承润滑方式 确定与轴长有关的参数 选择轴承润滑方式 确定与轴长有关的参数 查 2 2 润滑方式 及说明书 12 计算齿轮圆周速度 20 Pv 3 467 故选用油润滑 将与轴长度有关的各参数填入下表vsm2 名称依据单位确定结果 箱体壁厚 查 3 表 3P26 8 03 0 025 0 a 小于 8 选 8 mm8 地脚螺栓直 查 3 表 3P26 df 0 036a 12 20 f d 23 径及数 f d 目 n a 考虑联轴器定位 2 d 1 d 查 并考虑与密一般标准表79 2 封垫配合 查附表 15 8 接触式密封 d 45 mm45 28 3 d 考虑与轴承公称直径配合 3 d 2 d 轴承代号 6210 B 20 da 57 mm 50 4 d d4 da 57 mm 57 5 d 考虑到齿轮定位 d5 d4 5 10 63 查一般标准表79 2 mm63 6 d 6 d4d mm57 7 d 7 d6d mm 50 4 4 选择轴承润滑方式 确定与轴长有关的参数 选择轴承润滑方式 确定与轴长有关的参数 查 2 二 滚动轴承的润滑 及说明书 六 计算齿轮速度 25 Pv 由于第一轴选用了油润滑 故也用油润滑 0 900 2vm sAA 名称依据单位确定结果 轴承支点距 轴承宽边端 面距离 a 从机械手册软件版 mm10 5 5 计算各轴段长度计算各轴段长度 29 名称计算公式单位计算结果 1 l 与联轴器配合长度短 2 3mm 84 2 3 82 1 l mm82 2 l 8 22 20 5 8 29 20 2 l 4 5 67 5 mm67 5 3 l 20 3 l mm 20 4 l 4 5 10 2 5 45 10 2 5 4 l 12 62 5 mm62 5 5 l 轴肩 mm12 6 l 75 2 73 6 lmm73 7 l 20 2 4 5 10 2 5 2 37 7 lmm37 L 总长 L 82 67 5 20 62 5 12 73 37 354 mm354 L 支点距离 L 354 82 67 5 20 2 186 5mm186 5 四 校核四 校核 轴的强度轴的强度 齿轮的受力分析 30 齿轮 2 上的圆周力小齿轮上的经向 力 小齿轮上的轴 向力 2 2 2 2T F d 3 2X99 2X 10 972 549 204 N 972 549 0 tan20 353 979N 0 齿轮 3 上的圆周力小齿轮上的经向 力 小齿轮上的轴 向力 2 3 3 2T F d 3 2X99 2X 10 2736 552 72 5 N 2736 552 996 023 0 tan20 N 0 1 1 求支反力 绘弯矩 扭矩图 求支反力 绘弯矩 扭矩图 31 Z y x Raz Ray Rby Rbz Ft2 Fr2 Ft3 Fr3 Ray Ft2 Ft3 Rby Raz Fr2 Fr3 Rbz 轴的跨度和齿轮在轴上的位置的受力如上图 AC 8 5 17 48 45 2 CD 10 72 5 45 2 80 2 BD 8 5 4 5 10 40 63 在 XAY 平面上 X48 X 72 5 48 48 72 5 63 2t F 3t F BY R 972 549X48 2736 552X120 5 183 5 BY R 所以 2051 427N 1657 674N BY R AY R 2t F 3t F BY R 所以 C 断面 48 79 568X CZ M AY R 3 10N mmA D 断面 63 129 24X DZ M BY R 3 10 N mmA 32 在 XAZ 平面上 x48 X183 5 x 48 72 5 2r F BZ R 3r F 353 979x48 x183 5 996 023x120 5 BZ R 所以 561 47N 80 574N BZ R AZ R 所以 C 断面 X48 3 868X CY M AZ R 3 10N mmA X63 35 373X DY M BZ R 3 10N mmA 合成弯矩 C 断面 79 662X C M 22 CZCY MM 3 23 2 79 568 10 3 868 10 XX 3 10 合成弯矩 D 断面 133 99X D M 22 DZDY MM 3 23 2 129 24 10 35 373 10 XX 3 10 因为 所以 D 断面为危险截面 D M C M 22 91MPa ca 2 3 D MaT W 3 23 2 3 133 99 10 0 699 2 10 0 140 XXX X 查表 15 1 得 60mpa 因为 16 300 15 h 6 3 10 60 r h C L nP 6 3 1025500 60 295 26 2339 5636 72000h 结论 所选的轴承满足寿命要求 7 键联接的选择和校核 一 一 轴大齿轮键轴大齿轮键 1 键的选择 选用普通 圆头平键 A 型 轴径 d 40mm 查 1 表 6 1 得宽度 103 P b 12mm 高度 h 8mm 2 键的校核 键长度小于轮毂长度 35 且键长不宜超过 前面算得大齿轮宽度 45 根mmmm10 5d8 1 6 1 据键的长度系列选键长 L 36mm 查 1 表 6 1 103 P 键 轴 轮毂的材料都为钢 查 1 6 2 得许用挤压应力 p 100 120Mpa 取 p 100Mpa 键的工作长度 L b 36 12 24mm l 键与轮毂键槽的接触高度 k 0 5h 0 5 8 4mm 由式 1 6 1 得 p 51 67Mpa 33 2102 99 20 10 42440 T kld 所以所选用的平键强度足够 9 减速器的润滑 密封和润滑牌号的选择 一 传动零件的润滑 1 齿轮传动润滑 因为齿轮圆周速度 故选择浸油润滑 smsmv12 2 滚动轴承的润滑 因为 I 轴 II 轴齿轮圆周速度 v 2m s 滚动轴承采用油润滑而 III 轴的 齿轮圆周速度 v 2m s 由于第一轴选用了油润滑 故也用油润滑 但由 于齿轮不能飞溅润滑 故要用刮油板把油从三轴大齿轮边引到槽从而 达到润滑轴承目的 二 减速器密封 1 轴外伸端密封 I 轴 与之组合的轴的直径是 25mm 查 2 表 15 8P143 选 d 25mm 毡圈油封 36 II 轴 无需密封圈 III 轴 与之配合的轴的直径是 45mm 查 2 表 15 8P143 选 d 45mm 选毡圈油封 2 箱体结合面的密封 软钢纸板 10 减速器箱体设计及附件的选择和说明 一 箱体主要设计尺寸 名称计算依据计算过程计算结果 mm 箱座壁厚 8 03 0 025 0 a 0 025 123 3 6 075 8 箱盖壁厚 1 8 85 0 8 0 8 0 85 0 8 0 8x8 6 4 8 箱座凸缘 厚度b 5 1 1 5 8 12 箱盖凸缘 厚度 1 b 1 5 1 1 5 8 12 箱座底凸 缘厚度 2 b 5 2 2 5 8 20 地脚螺栓0 036a 12 0 036x123 1220 37 直径 f d 16 428 查 3 表 3P26 地脚螺钉 数目n 250 4an 时 4 轴承旁联 接螺栓直 径 1 d f d75 0 0 75 20 15 16 箱盖与箱 座联接螺 栓直径 2 d f d6 0 5 0 0 5x20 1010 联接螺栓 d2 的间距 查 3 表 3P26150 200160 轴承端盖 螺钉直径 3 d 查 3 表 3P26 0 4 0 5 df 0 4x20 8 3 d8 定位销直 径d 2 8 0 7 0d 0 7 0 8 10 8 f d 1 d 至外箱 2 d 壁距离 1 C 查 3 表 4 27P 26 22 16 至 f d 2 d 凸缘边缘 距离 2 C 查 3 表 4 27P 24 14 38 轴承旁凸 台半径 1 R 10 1 R 凸台高度h作图得到h 54 轴承座宽 度 1 B 10 5 21 CC 8 22 20 555 大齿轮顶 圆与内箱 壁距离 1 2 11 2 8 9 6 10 齿轮端面 与内箱壁 距离 2 10 15 10 箱盖 箱 昨筋厚 1 m m 11 85 0 m 85 0 m 0