二级减速器(机械课程设计)(含总结)

机械设计课程设计机械设计课程设计 姓名 班级 学号 指导教师 成 绩 1 43 日期 2011 年 6 月 目 录 1 设计目的 2 2 设计方案 3 3 电机选择 5 4 装置运动动力参数计算 7 5 带传动设计 9 6 齿轮设计 18 7 轴类零件设计 28 8 轴承的寿命计算 31 9 键连接的校核 32 10 润滑及密封类型选择 33 11 减速器附件设计 33 12 心得体会 34 13 参考文献 35 2 43 1 设计目的 机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课 课 程设计则是机械设计课程的实践性教学环节 同时也是高等工 科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练 其目的是 1 通过课程设计实践 树立正确的设计思想 增强创新意 识 培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与实际 知识去分析和解决机械设计问题的能力 2 学习机械设计的一般方法 掌握机械设计的一般规律 3 通过制定设计方案 合理选择传动机构和零件类型 正 确计算零件工作能力 确定尺寸和掌握机械零件 以较全面的 考虑制造工艺 使用和维护要求 之后进行结构设计 达到了 解和掌握机械零件 机械传动装置或简单机械的设计过程和方 法 4 学习进行机械设计基础技能的训练 例如 计算 绘 图 查阅设计资料和手册 运用标准和规范等 2 设计方案及要求 据所给题目 设计一带式输送机的传动装置 两级展开式圆柱直 齿轮减速器 方案图如下 3 43 技术与条件说明 1 传动装置的使用寿命预定为 8 年每年按 350 天计算 每天 16 小时计算 2 工作情况 单向运输 载荷平稳 室内工作 有粉尘 环境 温度不超过 35 度 3 电动机的电源为三相交流电 电压为 380 220 伏 4 运动要求 输送带运动速度误差不超过 滚筒传动效率 5 0 96 5 检修周期 半年小修 两年中修 四年大修 设计要求 1 减速器装配图 1 张 2 零件图 2 张 低速级齿轮 低速级轴 1 1 输送带输送带 2 2 电动机电动机 3 3 V V 带传动带传动 4 4 减速器减速器 5 5 联轴器联轴器 4 43 3 设计计算说明书一份 按指导老师的要求书写 4 相关参数 F 8KN V 0 6 D 400mm sm 3 电机选择 3 1 电动机类型的选择 按工作要求和工作条件选用 Y 系列鼠笼三相异步电动机 其结 构为全封闭自扇冷式结构 电压为 380V 3 2 选择电动机的容量 工作机有效功率 P 根据任务书所给数据 F 8KN V 0 6w 1000 vF 则有 P 4 8KW s m w 1000 vF 1000 6 08000 从电动机到工作机输送带之间的总效率为 1 54 2 3 4 2 式中 分别为 V 带传动效率 滚动轴承效率 1 2 3 4 5 齿轮传动效率 联轴器效率 卷筒效率 据 机械设计手册 知 0 96 0 99 0 97 0 99 0 99 则有 1 2 3 4 5 0 96 4 99 0 2 97 0 99 0 99 0 0 85 所以电动机所需的工作功率为 P 5 88KW d 9 0 wP 85 0 96 0 8 4 取 P 6 0KWd 3 3 确定电动机的转速 5 43 按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比 I 8 40 和带的 齿 传动比 I 2 4 则系统的传动比范围应为 带 I I 8 40 2 4 16 200 齿带i 工作机卷筒的转速为 n w D v 100060 min 7 28 40014 3 6 0100060 r 所以电动机转速的可选范围为 n I 16 200 28 7d wn min r 459 5740 min r 符合这一范围的同步转速有 750r min 1000r min 和 1500r min 三 种 由于本次课程设计要求的电机同步转速是 1000r min 查询 机械设计手册 软件版 常有电动机 三相异步电动机 三相异步电动机的选型 Y 系列 IP44 三相异步电动机 技术条件 电动机的机座号与转速对应关系 确定电机的型 号为 Y160M 6 其满载转速为 970r min 额定功率为 7 5KW 4 装置运动动力参数计算 4 1 传动装置总传动比和分配各级传动比 1 传动装置总传动比 I 8 33 7 28 970 w d n n 2 分配到各级传动比 因为 I 已知带传动比的合理范围为 2 4 故取 V 带的传动a齿带i i 6 43 比则 I分配减速器传动比 参考机械设计指导01i2 2 齿 5 15 01 i ia 书图 12 分配齿轮传动比得高速级传动比 低速级传动比 0 74 12 i 为27 3 70 4 5 15 23 i 4 2 传动装置的运动和动力参数计算 电动机轴 转速 n 9700min r 输入功率 P P 6 0KW0d 输出转矩 T 9 55 9 550 10 6 0n Pd 6 10 970 0 6 5 9N 4 10 mm 轴 高速轴 转速 n 1min 440min r 2 2 9700 r i n 带 输入功率 P P 1 KWP76 5 96 0 0 610010 输入转矩 T 9 55 1 1 1 6 1055 9 n P 6 10 mmN 5 103 1 440 76 5 轴 中间轴 转速 n 2min 6 93 7 4 440 12 1 r i n 输入功率 P P 2 97 099 076 5 321121 P 5 5KW 输入转矩 T 9 552 2 2 6 1055 9 n P 6 10 mmN 5 106 5 6 93 5 5 轴 低速轴 7 43 转速 n 3min 6 28 27 3 6 93 23 2 r i n 输入功率 PP 397 0 99 05 5322232 P 5 28KW 输入转矩 TN 66 3 36 3 106 71 628 28 5 1055 91055 9 n p mm 卷筒轴 转速 nmin 6 28n3r 卷 输入功率 P P 5 28 卷3 42334 P99 099 0 5 17KW 输入转矩 N 66 4 4 6 103 71 628 17 5 1055 9 1055 9 n p T卷 mm 各轴运动和动力参数表 4 1 轴 号功率 KW 转矩 N mm 转速 min r 电机轴65 9 4 10 970 1 轴5 761 3 5 10 440 2 轴5 55 6 5 10 93 6 3 轴5 281 76 6 10 28 6 卷同轴5 171 73 6 10 28 6 图 4 1 8 43 5 带传动设计 5 1 确定计算功率 Pca 据 2 表 8 7 查得工作情况系数 K 1 1 故有 A P KP ca A KW 66 061 1 5 2 选择 V 带带型 据 P 和 n 有 2 图 8 11 选用 A 带 ca 5 3 确定带轮的基准直径 d 并验算带速 1d 1 初选小带轮的基准直径 d 有 2 表 8 6 和 8 8 取小带轮直 1d 径 d 125mm 1d 2 验算带速 v 有 100060 09725114 3 100060 01 nd v d 6 35 s m 因为 6 35m s 在 5m s 30m s 之间 故带速合适 3 计算大带轮基准直径 d 2d 取 280mm75mm22512 2d 1d2 带 idd 2dd 新的传动比 i 2 24带 125 280 5 4 确定 V 带的中心距 a 和基准长度 L d 1 据 2 式 8 20 初定中心距 a 700mm0 2 计算带所需的基准长度 9 43 0 2 21 21 00 4 2 2 a dd ddaL dd dd d 7004 125280 125280 2 14 3 7002 2 2044mm 由 2 表 8 2 选带的基准长度 L 2000mmd 3 计算实际中心距 2 20442000 700 2 0 0 dd LL aa mm678 中心局变动范围 mmdaa648015 0 min mmdaa73803 0 max 5 5 验算小带轮上的包角 90 9166 3 57 180 12 a dd dd 5 6 计算带的根数 z 1 计算单根 V 带的额定功率 Pr 由和r min 查 2 表 8 4a 得mmdd125 1 970 0 n P 1 39KW0 据 n 970 i 2 2 和 A 型带 查 2 8 4b 得0 min r P 0 11KW 0 查 2 表 8 5 得 K 0 96 K 1 03 于是 L P P P KK r 0 0 L 1 39 0 11 0 96 1 03 1 48KW 2 计算 V 带根数 z 10 43 46 4 48 1 6 6 r ca P p Z 故取 5 根 5 7 计算单根 V 带的初拉力最小值 F 0 min 由 2 表 8 3 得 A 型带的单位长质量 q 0 1 所以 m kg 2 min0 5 2 500 qv vzK PK F ca 2 35 61 0 35 6 596 0 66 96 0 5 2 500 170 76N 应使实际拉力 F 大于 F 00 min 5 8 计算压轴力 F p 压轴力的最小值为 F 2 F sin 2 5 179 96 0 99 p min z 0 min 2 1696 45N 5 9 带轮设计 1 小带轮设计 由 Y160M 电动机可知其轴伸直径为 d mm 故因小带轮与其 装配 故小带轮的轴孔直径 d 42mm 有 4 P表 14 18 可知0 622 小带轮结构为实心轮 2 大带轮设计 大带轮轴孔取 32mm 由 4 P表 14 18 可知其结构为辐板式 622 11 43 6 齿轮设计 6 1 高速级齿轮设计 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及模数 1 按要求的传动方案 选用圆柱直齿轮传动 2 运输机为一般工作机器 速度不高 故用 8 级精度 GB10095 88 3 材料的选择 由 2 表 10 1 选择小齿轮材料为 45 钢 调质 硬 度为 240HBS 大齿轮的材料为 45 钢 正火 硬度为 200HBS 两 者硬度差为 40HBS 4 选小齿轮齿数为 Z 24 大齿轮齿数 Z 可由 Z 得 1 22 12 i 1 Z Z 112 8 取 113 2 2 按齿面接触疲劳强度设计 按公式 2 3 1 1 1 32 2 H H d t t Z u uTK d 1 确定公式中各数值 1 试选 K 1 3 t 2 由 2 表 10 7 选取齿宽系数 1 d 3 计算小齿轮传递的转矩 由前面计算可知 T 1 3N 1 5 10 mm 12 43 4 由 2 表 10 6 查的材料的弹性影响系数 Z 189 8MP E 2 1 5 由 2 图 10 21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 580MP 大齿轮的接触疲劳强度极限 560MP 1limH 2limH 6 由 2 图 10 19 取接触疲劳寿命系数 K 0 95 1HN K 1 05 2HN 7 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 S 1 有 0 0 0 95 580 551MP H 1 S KHHN1lim1 1 05 560 588MP H 2 S KHHN1lim1 2 计算 确定小齿轮分度圆直径 d 代入 中较小的值 t 1 H 1 计算小齿轮的分度圆直径 d 由计算公式可得 t 1 66 7mm 2 3 5 1 551 8 189 74 75 1 10 313 1 32 2 td 2 计算圆周速度 v 1 54m s 100060 440 7 6614 3 100060 11 nd v t 3 计算齿宽 b b 1 66 7 66 7mm td d1 4 计算模数与齿高 模数mm z d m t t 8 72 24 766 1 1 齿高mmmht6 268 7225 2 25 2 13 43 5 计算齿宽与齿高之比 h b 65 10 6 26 766 h b 6 计算载荷系数 K 已知使用系数 K 1 据 v 1 54 8 级精度 由 2 图 10 8 As m 得 K 1 07 K 1 46 由 2 图 10 13 查得 K 1 40 由 2 图 v H F 10 3 查得 K K 1 H H 故载荷系数 K KKKK v A H H 1 1 56 46 1107 1 7 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 mm K K dd t t 9 70 3 1 56 1 67 6 3 311 8 计算模数 mn m n mm Z d mn95 2 24 9 70 1 1 3 按齿根弯曲疲劳强度设计 按公式 3 2 1 1 2 F SaFa d n YY Z KT m 1 确定计算参数 1 计算载荷系数 K K K KK 1 A V F F40 1 170 1 2 35 2 查取齿形系数 14 43 由 2 表 10 5 查得 Y 2 65 Y 2 17 1Fa2Fa 3 查取应力校正系数 由 2 表 10 5 查得 Y 1 58 Y 1 80 1Sa2Sa 4 由 2 图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 330MP 大 1FE 齿轮的弯曲疲劳强度极限 310MP 2FE 5 由 2 图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 K 0 90 K 0 95 1FN2FN 6 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 则有 212Mp F 1 S K FEFN11 4 1 03390 0 210MP F 2 S K FEFN22 4 1 01395 0 7 计算大 小齿轮的 并加以比较 F SaFaY Y 0 01975 1 11 F SaFaY Y 212 85 156 2 0 0186 2 22 F SaFa YY 102 8 117 2 经比较大齿轮的数值大 2 设计计算 m 2 3501975 0 421 101 3498 1 2 2 5 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根 弯曲疲劳强度计算的法面模数 取 m 2 5mm 已可满足弯曲疲劳 强度 于是有 15 43 28 36 m d Z 1 1 5 2 70 9 取 Z 28 则 Z4 7 131 6 1 1122 Zi28 取 131 新的传动比 i4 68 2 z 12 28 131 4 几何尺寸计算 1 计算分度圆直径 mm 70282 5 11 mzd 327 5mm3112 5 22 mzd 2 计算中心距 a 2 21 mZZ 2 2 5 31128 198 75mm 3 计算齿轮宽度 b mmd d 70701 1 B 75mm B 70mm 12 5 大小齿轮各参数见下表 高速级齿轮相关参数 单位 mm 表 6 1 名称符号计算公式及说明 模数m2 5 压力角 o 20 齿顶高 a h 2 5 a ahh m 16 43 齿根高f h m 3 75 f h a h c 全齿高h m 5 62 h a h2 c 1 d m Z 70 1 d 1分度圆直径 2 d327 5 2 2mzd 1a d m 75 1a d 2 1 a hz齿顶圆直径 2a d 332 5 2a d a hz2 2 1f d 22 1 chz a 63 75 齿根圆直径 2f d 22 2 chz a 321 25 1b d 1 d 65 78cos 基圆直径 2b d 2 d 07 753cos 中心距a 198 75 2 21 dd 表 6 1 6 2 低速级齿轮设计 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及模数 1 按要求的传动方案 选用圆柱直齿轮传动 2 运输机为一般工作机器 速度不高 故用 8 级精度 GB10095 88 3 材料的选择 由 2 表 10 1 选择小齿轮材料为 45 调质 硬度 17 43 为 240HBS 大齿轮的材料为 45 钢 正火 硬度为 200HBS 两者 硬度差为 40HBS 4 选小齿轮齿数为 Z 24 大齿轮齿数 Z 可由 Z 122 23 i 得 Z 78 48 取 78 1 Z 2 2 按齿面接触疲劳强度设计 按公式 d2 32 t 1 2 3 1 1 H H d t Z u uTK 1 确定公式中各数值 1 试选 K 1 3 t 2 由 2 表 10 7 选取齿宽系数 1 d 3 计算小齿轮传递的转矩 由前面计算可知 5 6N 2 T 5 10 mm 4 由 2 表 10 6 查的材料的弹性影响系数 Z 189 8MP E 2 1 5 由 2 图 10 21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 580MP 大齿轮的接触疲劳强度极限 560MP 1limH 2limH 6 由 2 图 10 19 取接触疲劳寿命系数 K 1 07 1HN K 1 13 2HN 7 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 S 1 有 0 0 1 07 580 620 6MP H 1 S K HHN1lim1 1 13 560 632 8MP H 2 S K HHN2lim2 18 43 2 计算 确定小齿轮分度圆直径 d 代入 中较小的值 t 1 H 1 计算小齿轮的分度圆直径 d 由计算公式可得 t 1 d2 32 104 3mm t 1 2 3 5 6620 8 189 7 23 7 24 1 10 653 1 2 计算圆周速度 v 0 51m s 100060 11 nd t 100060 693 310414 3 3 计算齿宽 b b 1 104 3 104 3mm td d1 4 计算模数与齿高 模数mm z d m t t 5 34 24 3104 1 1 齿高 h 2 25 2 25 t m mm9 795 34 5 计算齿宽与齿高之比h b 10 7 h b 9 79 3104 6 计算载荷系数 K 已知使用系数 K 1 据 v 0 51 8 级精度 由 2 图 10 8 As m 得 K 1 03 K 1 47 由 2 图 10 13 查得 K 1 38 由 2 图 v H F 10 3 查得 K K 1 H H 故载荷系数 19 43 K KKKK v A H H 1 1 51 47 1 103 1 7 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 d d 104 3 109 6mm 1 t 1 3 t K K 3 3 1 51 1 8 计算模数 mn m 4 57mm n 1 1 Z d 24 6109 3 按齿根弯曲疲劳强度设计 按公式 mn3 2 1 1 2 F SaFa d YY Z KT 1 确定计算参数 1 计算载荷系数 K K K KK 1 A V F F38 1103 1 1 42 2 查取齿形系数 由 2 表 10 5 查得 Y 2 65 Y 2 224 1Fa2Fa 3 查取应力校正系数 由 2 表 10 5 查得 Y 1 58 Y 1 766 1Sa2Sa 4 由 2 图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 330MP 大 1FE 齿轮的弯曲疲劳强度极限 310MP 2FE 5 由 2 图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 K 0 95 K 0 97 1FN2FN 6 计算弯曲疲劳许用应力 20 43 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 则有 223 9Mp F 1 S K FEFN11 4 1 33095 0 214 8MP F 2 S K FEFN22 4 1 31097 0 7 计算大 小齿轮的 并加以比较 F SaFaY Y 0 0187 1 11 F SaFaY Y 9223 58 1 65 2 0 0182 2 22 F SaFa YY 8214 766 1 224 2 经比较大齿轮的数值大 2 设计计算 m3 7mm 0187 0 241 10 65421 1 2 2 5 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿 根弯曲疲劳强度计算的法面模数 取 m 4mm 已可满足弯曲疲劳 强度 于是有 Z 27 4 1 m d1 4 6109 取 Z 27 则 Z3 27 27 88 29 取 88 1 1232 Zi 2 z 新的传动比 i3 26 23 27 88 4 几何尺寸计算 1 计算分度圆直径 mmmzd108274 11 mmmzd352884 22 21 43 2 计算中心距 a230mm 2 21 mZZ 2 4 8827 3 计算齿轮宽度 b108 108mm 1 1 d d B 113mm B 108mm 12 5 大小齿轮各参数见下表 低速级齿轮相关参数表 6 2 单位 mm 名称符号计算公式及说明 模数m4 压力角 o 20 齿顶高 a h 4 a h a h m 齿根高f h m 5 f h a h c 全齿高h 2 m 9 h a h c 1 d m Z 108 1 d 1分度圆直径 2 d m352 2 d 2 z 1a d m 116 1a d a hz2 1齿顶圆直径 2a d m 360 2a d a hz2 2 齿根圆直径1f d m chz a 22 1 98 22 43 2f d m chz a 22 2 342 1b d 1 d 5101cos 基圆直径 2b d 2 d 8330cos 表 6 2 7 轴类零件设计 7 1 I 轴的设计计算 1 求轴上的功率 转速和转矩 由前面算得 P 5 76KW n 440r min T 1 3N 1 1 1 5 10 mm 2 求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为 d 70mm 1 而 F 3625N t 1 1 2 d T 70 1300002 F F3625 1319N r tan t 20tan 压轴力 F 1696N 3 初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调质处理据 2 表 15 3 取 A 110 于是得 0 d A26mm min 0 3 3 1 1 440 0 75 110 n P 因为轴上应开 2 个键槽 所以轴径应增大 5 7 故 23 43 d 20 33mm 又此段轴与大带轮装配 综合考虑两者要求取 d 32mm 查 4 P表 14 16 知带轮宽 B 78mm 故此段轴长取 min 620 76mm 4 轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较 装配示意图 7 1 图 7 1 2 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1 I II 段是与带轮连接的其 d 32mm l 76mm III III 2 II III 段用于安装轴承端盖 轴承端盖的 e 9 6mm 由减速 器及轴的结构设计而定 根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润 滑油的要求 取端盖与 I II 段右端的距离为 38mm 故取 l 58mm 因其右端面需制出一轴肩故取 d 35mm IIIII IIIII 3 初选轴承 因为有轴向力故选用深沟球轴承 参照工作要 求并据 d 35mm 由轴承目录里初选 6208 号其尺寸为 IIIII d 40mm 80mm 18mm 故 d 40mm 又右边采用轴肩定位 BD IVIII 24 43 取 52mm 所以 l 139mm 58mm 12mm d d l 4 取安装齿轮段轴径为 d 46mm 齿轮左端与左轴承之间 用套筒定位 已知齿轮宽度为 75mm 为是套筒端面可靠地压紧齿轮 此轴段应略短于齿轮宽度故取 l 71mm 齿轮右边 段为轴 套定位 且继续选用 6208 轴承 则此处 d 40mm 取 l 46mm 3 轴上零件的周向定位 齿轮 带轮与轴之间的定位均采用平键连接 按 d由 5 P 表 4 1 III 53 查得平键截面 b 键槽用键槽铣刀加工长为 70mm 同时为 810 h 了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性 故选择带轮与轴之间的 配合为 同样齿轮与轴的连接用平键 14 齿轮与轴之间 6 7 n H 639 的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的 此处选 6 7 n H 轴的直径尺寸公差为 m6 4 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考 2 表 15 2 取轴端倒角为 2 其他轴肩处圆觉角见图 45 5 求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图 7 2 25 43 图 7 2 现将计算出的各个截面的 M M 和 M 的值如下 H V F 1402N F 1613N F 2761N F 864N 1NH2NH1NV2NV M 86924N 1Hmm M 103457 H2mmN M 171182N Vmm M N 1 522 10 717 80 5 10 02 mm M M 103457N 2H2mm T 1 3N 1 5 10 mm 6 按弯扭合成应力校核轴的强度 26 43 进行校核时 通常只校核危险截面的强度 从轴的结构图以及 弯矩图和扭矩图中可以看出截面 A 是轴的危险截面 则根据 2 式 15 5 及上面的数据 取 0 6 轴的计算应力 W TM ca 2 3 2 1 23 7MP 3 522 461 0 10 1 36 0 2 0 前面选用轴的材料为 45 钢 调制处理 由 2 表 15 1 查得 60Mp 故安全 1 1 ca 7 2 II 轴的设计计算 1 求轴上的功率 转速和转矩 由前面的计算得 P 5 76KW n 440 T 1 3N 1 1 min r 1 5 10 mm 2 求作用在齿轮上的力 已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为 d 327 5mm d 108mm 2 3 而 F 767N 1t 2 1 2 d T 5327 103 12 5 F F767 279N 1r tan 1t 20tan 同理可解得 F 10498N F F1730N 2t 4 2 2 d T 108 10 652 5 2r tan 1t 3 初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调质处理据 2 表 15 3 取 A 110 于是得 0 d A43 0mm min 0 3 3 2 2 192 55 110 n P 27 43 因为轴上应开 2 个键槽 所以轴径应增大 5 7 故 d 45 2mm 又此段轴与轴承装配 故同时选取轴承 因为轴承上 min 承受径向力 故选用深沟球轴承 参照工作条件可选 6210 其尺寸为 d 50故 d 50mm 右端用套筒与齿轮定位 套筒长度 B D2090 III 取 24mm 所以 l 48mm III 4 轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案通过分析比较 装配示意图 7 4 图 7 4 2 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1 II III 段为高速级大齿轮 由前面可知其宽度为 70mm 为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度 故取 l 64mm d 56mm IIIII IIIII 2 III IV 段为大小齿轮的轴向定位 此段轴长度应由 65 同轴 条件计算得 l 15mm d 68mm IVIII IVIII 3 IV V 段为低速级小齿轮的轴向定位 由其宽度为 113mm 可取 l 109mm d 56mm VIV VIV 4 V VI 段为轴承同样选用深沟球轴承 6210 左端用套筒与 齿轮定位 取套筒长度为 24mm 则 l 48mm d 50mm VIV VIV 28 43 3 轴上零件的周向定位 两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接 按 d由 5 P 表 53 4 1 查得平 b 按 d得平键截面 b 16 631016 LhVIV Lh 其与轴的配合均为 轴承与轴之间的周向定位是用过渡 11010 6 7 n H 配合实现的 此处选轴的直径尺寸公差为 m6 4 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考 2 表 15 2 取轴端倒角为 2 个轴肩处圆觉角见图 45 5 求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图 7 4 现将计算 出的各个截面的 M M 和 M 的值如下 H V F 719N F 2822N F 4107N F 7158N 1NH2NH1NV2NV M 49611N 1Hmm M 253980N mm 1H M 283383N 1Vmm M 644220N 2Vmm M 284000N 1 522 100 58 2 mm M 690000N 2 522 10 2 5 6 4 mm T 5 6N 2 5 10 mm 29 43 图 7 4 6 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时 通常只校核危险截面的强度 从轴的结构图以及弯 矩图和扭矩图中可以看出截面 B 和 的右侧是轴的危险截面 对该轴 进行详细校核 对于截面 B 则根据 2 式 15 5 及上面的数据 取 0 6 轴的计算应力 W TM ca 2 3 2 2 50 6MP 3 522 561 0 10 656 0 96 30 43 前面选用轴的材料为 45 钢 调制处理 由 2 表 15 1 查得 1 60Mp 1 ca 对于 的右侧 333 17561561 01 0mmdW 33 35123562 0mmWt abMP W M 3 39 17561 690000 a T TMP W T 1 16 35123 560000 由 2 表 15 1 查得 aBMP640 aMP2751 aMP1551 由 2 表 3 8 查得 64 2 k 11 2 k 由 2 附图 3 4 查得92 0 由 2 中和得碳钢的特性系数 取 13 23 1 0 05 0 故综合系数为 73 2 1 92 0 1 64 2 1 1 k K 20 21 92 0 1 11 2 1 1 k K 故 右侧的安全系数为 56 2 01 03 3973 2 2751 maK S 56 8 2 1 16 05 0 2 1 16 2 2 1551 maK S S 1 546 2 56 856 2 56 8 56 2 2222 SS SS Sca 故该轴在截面 的右侧的强度也是足够的 31 43 综上所述该轴安全 7 3 III 轴的设计计算 1 求轴上的功率 转速和转矩 由前面算得 P 5 28KW n 28 6r min T 1 76N 33 3 6 10 mm 2 求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d 352mm 4 而 F 10081N t 4 3 2 d T 352 101 762 6 F F100813669N r tan t 20tan 3 初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调质处理据 2 表 15 3 取 A 110 于是得 0 d A62 8mm min 0 3 3 3 3 628 8 25 110 n P 同时选取联轴器型号 联轴器的计算转矩 T K查 2 表 14 1 取 ca3 T A K 1 3 则 T A mmNTKA ca 2288000106 71 31 6 3 按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查 5 P 表 8 7 可选 99 用 LX4 型弹性柱销联轴器 其公称转矩为 2500000N 半联轴器 mm 孔径 d 63mm 故取 d 63mm 半联轴器长度 L 142mm 半联轴 III 器与轴配合的毂孔长度 l 132mm 1 4 轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案通过分析比较 装配示意图 7 5 32 43 图 7 5 2 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 65 1 为满足半联轴器的轴向定位 I II 右端需制出一轴肩故 II III 段的 直径 d 65mm 左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径 D 65mm IIIII 半联轴器与轴配合的毂孔长为 132mm 为保证轴端挡圈只压在联轴 器上而不压在轴上 故 I II 段长度应比 L 略短一些 现取 1 l 132mm III 2 II III 段是固定轴承的轴承端盖 e 12mm 据 d 65mm 和方 IIIII 便拆装可取 l 95mm IIIII 3 初选轴承 因为有轴向力故选用深沟球轴承 参照工作要求 d 70mm 由轴承目录里初选 6214 号其尺寸为 d 70mm 125mm 24mm l 24mm 由于右边是轴肩定位 BD IVIII d 82mm l 98mm d 88mmmm l 12mm 4 取安装齿轮段轴径为 d 80mm 已知齿轮宽为 108mm 取 l 104mm 齿轮右边 段为轴套定位 轴肩高 h 6mm 则此处 d 70mm 取 l 48mm 3 轴上零件的周向定位 齿轮 半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接 按 d由 5 P III 表 4 1 查得平键截面 b键槽用键槽铣刀加工长为 531118 h 33 43 125mm 选择半联轴器与轴之间的配合为 同样齿轮与轴的连 6 7 k H 接用平键 22齿轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位 14 6 7 n H 是用过渡配合实现的 此处选轴的直径尺寸公差为 m6 4 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考 2 表 15 2 取轴端倒角为 2 个轴肩处圆觉角见图 45 5 求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图 7 6 现将计算出各个截面处的 M M 和 M 的值如下 H V F 12049N F 2465N F 3309N F 6772N 1NH2NH1NV2NV M 211990N M 582384N Hmm Vmm M 620000N 1 522 10 85 12 mm T 1 76N 1 6 10 mm 34 43 图 7 6 6 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时 通常只校核危险截面的强度 从轴的结构图以及弯 矩图和扭矩图中可以看出截面 A 是轴的危险截面 则根据 2 式 15 5 及上面的数据 取 0 6 轴的计算应力 W TM ca 2 3 2 1 24 0MP 3 522 801 0 10 6176 0 26 35 43 前面选用轴的材料为 45 钢 调制处理 由 2 表 15 1 查得 60Mp 故安全 1 1 ca 8 轴承的寿命计算 8 1 I 轴上的轴承 6208 寿命计算 预期寿命 hLh44800163508 已知N 29500C min 044 2761P rnN 3 47000h 44800h hL P C n60 106 3 6 2761 29500 44060 10 故 I 轴上的轴承 6208 在有效期限内安全 8 2 II 轴上轴承 6210 的寿命计算 预期寿命 hLh44800163508 已知 35000C min 693 7158P rnN 20820h44800h hL P C n60 106 3 6 6772 60800 28 660 10 故 III 轴上的轴承 6214 满足要求 9 键连接的校核 9 1 I 轴上键的强度校核 36 43 查表 4 5 72 得许用挤压应力为 ap MP110 段键与键槽接触疲劳强度 mmbL601070l apap MPMP T 110 833 1032608 50 1302 kld 2 9 故此键能安全工作 段与键槽接触疲劳强度 mmbLl531467 apap MPMP T 110 134 1032539 50 1302 kld 2 9 故此键能安全工作 9 2 II 轴上键的校核 查表 4 5 72 得许用挤压应力为 ap MP110 II III 段键与键槽接触疲劳强度 mmbLl471663 apap MPMP d T 110 185 10564710 50 5602 kl 2 9 故此键能安全工作 IV V 段与键槽接触疲劳强度 mmbLl8416100 apap MPMP d T 110 647 10568410 50 5602 kl 2 9 故此键能安全工作 9 3 III 轴上键的校核 查表 4 5 72 得许用挤压应力为 ap MP110 I II 段键与键槽接触疲劳强度 mmbLl10718125 apap MPMP d T 110 994 106310711 50 17602 kl 2 9 故此键能安全工作 段与键槽接触疲劳强度 mmbLl7822100 apap MPMP d T 110 6 80 10807814 50 17602 kl 2 9 37 43 故此键能安全工作 10 润滑及密封类型选择 10 1 润滑方式 齿轮采用飞溅润滑 在箱体上的四个轴承采用脂润滑 在中间支撑 上的两个轴承采用油润滑 10 2 密封类型的选择 1 轴伸出端的密封 轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封 2 箱体结合面的密封 箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封 3 轴承箱体内 外侧的密封 1 轴承箱体内侧采用挡油环密封 2 轴承箱体外侧采用毛毡圈密封 11 减速器附件设计 11 1 观察孔及观察孔盖的选择与设计 观察孔用来检查传动零件的啮合 润滑情况 并可由该孔向 箱内注入润滑油 平时观察孔盖用螺钉封住 为防止污物进入箱内 及润滑油渗漏 在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片 油孔处还有 虑油网 查表 6 表 15 3 选观察孔和观察孔盖的尺寸分别为 和 120140 90110 11 2 油面指示装置设计 油面指示装置采用油标指示 38 43 11 3 通气器的选择 通气器用来排出热膨胀 持气压平衡 查表 6 表 15 6 选 236 M 型通气帽 11 4 放油孔及螺塞的设计 放油孔设置在箱座底部油池的最低处 箱座内底面做成外 5 1 倾斜面 在排油孔附近做成凹坑 以便能将污油放尽 排油孔平时 用螺塞堵住 查表 6 表 15 7 选型外六角螺塞 5 120 M 11 5 起吊环的设计 为装卸和搬运减速器 在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖 11 6 起盖螺钉的选择 为便于台起上箱盖 在上箱盖外侧凸缘上装有 1 个启盖螺钉 直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同 11 7 定位销选择 为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度 在精加工