展开式二级圆柱齿轮减速器设计说明书

目录目录 前前 言言 4 第一章第一章 设计说明书设计说明书 5 1 1 1 1 设计题目 5 1 2 1 2 工作条件 5 1 3 1 3 原始技术数据 表 1 5 1 4 1 4 设计工作量 5 第二章 机械装置的总体设计方案 6 2 1 电动机选择 6 2 1 1 选择电动机类型 6 6 2 1 2 选择电动机容量 6 6 2 1 3 确定电动机转速 6 6 2 2 传动比分配 7 2 2 1 总传动比 7 7 2 2 2 分配传动装置各级传动比考虑到传动装置的外部空间尺寸取 V 7 7 2 3 2 3 运动和动力参数计算运动和动力参数计算 7 7 2 3 1 0 轴 电动机轴 7 7 2 3 2 1 轴 高速轴 7 7 2 3 3 2 轴 中间轴 8 8 2 3 4 3 轴 低速轴 8 8 2 3 5 4 轴 卷筒轴 8 8 第三章 主要零部件的设计计算 9 3 1 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计 9 3 1 1 高速级齿轮传动设计 9 9 3 1 2 低速级齿轮传动设计 1212 3 3 轴系结构设计 16 3 3 1 高速轴的轴系结构设计 1616 3 3 2 中间轴的轴系结构设计 1818 3 3 3 低速轴的轴系结构设计 2121 第四章第四章 减速器箱体及其附件的设计减速器箱体及其附件的设计 25 4 1 箱体结构设计 25 4 2 减速器附件的设计 27 第五章第五章 运输 安装和使用维护要求运输 安装和使用维护要求 28 1 减速器的安装 减速器的安装 28 2 使用维护 使用维护 28 3 减减速速器器润润滑滑油油的的更更换换 28 参参 考考 文文 献献 28 小小 结结 30 机械设计 课程设计说明书 2 前前 言言 机械设计综合课程设计在机械工程学科中占有重要地位 它是理论应用于 实际的重要实践环节 本课程设计培养了我们机械设计中的总体设计能力 将 机械设计系列课程设计中所学的有关机构原理方案设计 运动和动力学分析 机械零部件设计理论 方法 结构及工艺设计等内容有机地结合进行综合设计 实践训练 使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密 此外 它还培养了我 们机械系统创新设计的能力 增强了机械构思设计和创新设计 本课程设计的设计任务是展开式二级圆柱齿轮减速器的设计 减速器是一 种将由电动机输出的高转速降至要求的转速比较典型的机械装置 可以广泛地 应用于矿山 冶金 石油 化工 起重运输 纺织印染 制药 造船 机械 环保及食品轻工等领域 本次设计综综合运用机械设计及其他先修课的知识 进行机械设计训练 使 已学知识得以巩固 加深和扩展 学习和掌握通用机械零件 部件 机械传动 及一般机械的基本设计方法和步骤 培养学生工程设计能力和分析问题 解决 问题的能力 提高我们在计算 制图 运用设计资料 手册 图册 进行经验 估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能 同时给了我们练习电脑绘图 的机会 最后借此机会 对本次课程设计的各位指导老师以及参与校对 帮助的同 学表示衷心的感谢 由于缺乏经验 水平有限 设计中难免有不妥之处 恳请各位老师及同学 提出宝贵意见 机械设计 课程设计说明书 3 第一章第一章 设计说明书设计说明书 1 1 1 1 设计题目 用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器 传动装置简图如下图 1 所示 图 1 1 2 1 2 工作条件 连续单向运转 有轻微振动 空载启动 运输带速度允许速度误差为 使 5 用期限为 10 年 小批量生产 两班制工作 1 3 1 3 原始技术数据 表 1 表表 1 展开式二级圆柱齿轮减速器设计原始技术数据展开式二级圆柱齿轮减速器设计原始技术数据 数据组编号 12345678910 运输机工作轴转矩 T N m 800850900950800850900800850900 运输带工作速度 v m s 1 21 251 31 351 41 451 21 31 351 4 运输带滚筒直径 D mm 360370380390400410360370380390 本设计说明书以第本设计说明书以第 1 1 组数据为设计依据组数据为设计依据 1 4 1 4 设计工作量设计工作量 1 减速器装配图一张 0 号图纸 2 零件工作图三张 大齿轮 轴 带轮 2 号图纸 3 设计说明书一份 机械设计 课程设计说明书 4 第二章第二章机械装置的总体设计方案机械装置的总体设计方案 2 1 2 1 电动机选择 2 1 1 2 1 1 选择电动机类型选择电动机类型 按工作要求选用 Y 系列 IP44 全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机 该 电动机的工作条件为 环境温度 15 40 相对湿度不超过 90 电压 380V 频率 50HZ 2 1 2 2 1 2 选择电动机容量选择电动机容量 电动机所需工作功率 kW 为 d P w d P P 工作机所需功率 kW 为 w PkW Tn P w w 4 5 9550 传动装置的总效率为 4 4 3 2 2 2 1 按 机械课程设计手册 表 2 4 确定各部分效率为 联轴器效率为 99 0 1 闭式齿轮传动效率 滚动轴承 卷筒效率 代入得96 0 2 98 0 3 96 0 4 8 096 0 98 0 96 0 99 0 422 所需电动机功率为 kW kWP P w d 5 7 8 0 4 5 因载荷平稳 电动机额定功率略大于即可 由 机械课程设计手册 表 ed P d P 20 1 Y 系列电动机技术数据 选电动机的额定功率为 7 5kW ed P 2 1 3 2 1 3 确定电动机转速确定电动机转速 卷筒轴工作转速 min 69 63 36014 3 2 1100060100060 r D v nw 通常 二级圆柱齿轮减速器为 故电动机转速的可选范围为60 8 2 i min 3840 512min 69 63 60 8 rrnin wd 机械设计 课程设计说明书 5 符合这一范围的同步转速有 750 r min 1500r min 和 3000r min 其中减速器以 1500 和 1000r min 的优先 所以现以这两种方案进行比较 由 机械课程设计 手册 第二十章相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表 2 表表 2 2 额定功率为时电动机选择对总体方案的影响额定功率为时电动机选择对总体方案的影响 方案电动机型号 额定功率 kW 同步转速 满载转速 r min m n 电动机质量 kg 总传动比 1Y132M 47 51500 14408122 5 2Y160M 67 51000 97011915 2 表 2 中 方案 1 与方案 2 相比较 综合考虑电动机和传动装置的尺寸 重 量及总传动比 为使传动装置结构紧凑 兼顾考虑电动机的重量和价格 选择 方案 2 2 2 2 2 传动比分配 2 2 1 2 2 1 总传动比总传动比 2 15 69 63 971 w m a n n i 2 2 2 2 2 2 分配传动装置各级传动比分配传动装置各级传动比 减速器的传动比 为 15 2 对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器的i 为了分配均匀取 计算得两级圆柱齿轮减速器高速级 21 5 1 1 1 ii 21 2 1 ii 的传动比 低速级的传动比 27 4 1 i56 3 2 i 2 3 2 3 运动和动力参数计算运动和动力参数计算 2 3 1 2 3 1 0 0 轴 电动机轴 轴 电动机轴 mN n P T rnn kWPP m d 739550 min 970 5 7 0 0 0 0 0 2 3 2 2 3 2 1 1 轴 高速轴 轴 高速轴 mN n P T rnn kWkWPP 739550 min 970 425 7 99 0 5 7 1 1 1 01 101 机械设计 课程设计说明书 6 2 3 3 2 3 3 2 2 轴 中间轴 轴 中间轴 mN n P T r i n n kWkWPP 2949550 min 2 227 27 4 970 99 6 98 0 96 0 425 7 2 2 2 1 1 2 3212 2 3 4 2 3 4 3 3 轴 低速轴 轴 低速轴 mN n P T r i n n kWkWPP 9839550 min 8 63 57 6 98 0 96 0 99 6 3 3 3 2 2 3 3223 2 3 5 2 3 5 4 4 轴 卷筒轴 轴 卷筒轴 mN n P T rnn kWkWPP 5 9539550 min 8 63 37 6 98 0 99 0 57 6 4 4 4 34 4234 运动和动力参数的计算结果加以汇总 列出表 3 如下 项目电动机 轴 高速轴中间轴低速轴卷筒轴 转速 r min 970970227 263 863 8 功率 kW 7 57 4256 996 576 5 转矩 N m 7373294983953 5 传动比 14 273 561 效率 0 990 940 940 98 第三章第三章 主要零部件的设计计算主要零部件的设计计算 3 1 3 1 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计 机械设计 课程设计说明书 7 3 1 1 3 1 1 高速级齿轮传动设计 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 按以上的传动方案 选用直齿圆柱齿轮传动 2 运输机为一般工作 速度不高 故选用 7 级精度 GB 10095 88 3 材料选择 考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性 两级 圆柱齿轮的大 小齿轮材料均用合金钢 热处理均为调质处理且大 小齿轮的 齿面硬度分别为 240HBS 280HBS 二者材料硬度差为 40HBS 4 选小齿轮的齿数 大齿轮的齿数为 取20 z 4 852027 4 2 z 86 2 z 2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算 即 1 32 2 3 21 1 H E d t z u uKT d 1 确定公式内的各计算数值 1 试选载荷系数3 1 t K 2 由以上计算得小齿轮的转矩mNT 73 1 3 查表及其图选取齿宽系数 材料的弹性影响系数 1 d 2 1 8 189 MPaZE 按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳MPa H 600 1lim 强度极限 550 2lim MPa H 4 计算应力循环次数 9 11 107936 2 1030082 19706060 h jLnN 91 2 1065 0 27 4 7963 2 N N 5 按接触疲劳寿命系数 92 0 1 HN96 0 2 HN 6 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 S 1 由 得 S Nlim MPa S MPa S HN H HN H 52855096 0 5526002 0 lim2 2 1lim1 1 机械设计 课程设计说明书 8 2 计算 1 带入中较小的值 求得小齿轮分度圆直径的最小值为 H 1t d 19 60 528 8 189 27 4 27 5 1 103 75 1 32 2 1 32 2 3 2 4 3 21 1 H E d t z u uKT d 2 圆周速度 sm nd t 055 3 100060 97019 6014 3 100060 1 3 计算齿宽 mmdb td 19 6019 601 1 4 计算齿宽与齿高比 模数 mm d m t t 0095 3 20 19 60 1 1 齿高 mmmh t 77 6 0095 3 25 2 25 2 89 8 77 6 19 60 h b 5 计算载荷系数 根据 7 级精度 查得 动载系数 sm 055 3 1 1 V 对于直齿轮 1 FH 查得使用系数 用插值法查得 7 级精度小齿轮25 1 A 非对称布置时 由 401 1 H 89 8 h b 48 1 H 可查得 3 1 F 故载荷系数 955 1 422 1 11 125 1 HHVA 6 按实际载荷系数校正分度圆直径 mmdd t t 75 65 5 1 955 1 19 60 3 3 11 7 计算模数 mm d m29 3 20 75 65 1 1 3 按齿根弯曲强度计算 弯曲强度设计公式为 机械设计 课程设计说明书 9 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT m 1 确定公式内的各计算数值 1 查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极 500 1 MPa FE 限 MPa FE 380 2 2 查图取弯曲疲劳寿命系数 88 0 85 0 21 FNFN KK 3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 得 MPa S K MPa S K FNFN F FEFN F 286 244 4 1 3809 0 143 307 4 1 50086 0 22 2 11 1 4 计算载荷系数 K 7875 1 3 111 125 1 FFVA KKKKK 5 查取齿形系数 查表得 21 2 80 2 21 FaFa YY 6 查取应力校正系数 查表得 776 1 55 1 21 SaSa YY 7 计算大 小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y 016067 0 286 244 776 1 21 2 014383 0 143 307 55 1 8 2 2 22 1 11 F SaFa F SaFa YY YY 大齿轮的数值大 2 设计计算 mmmmm2 2 201 103 77875 1 2 3 2 4 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强m 度计算的模数 由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力 而齿 面接触疲劳强度所决定的承载能力 仅与齿轮直径 即模数与齿数的成积 有关 可取弯曲强度算得的模数 2 2 并接近圆整为标准值 按接触强度算得的5 2 m 分度圆直径 算出小齿轮齿数mmd75 65 1 机械设计 课程设计说明书 10 26 5 2 75 65 1 1 m d z 大齿轮齿数 取 1122627 4 2 z112 2 z 这样设计出的齿轮传动 即满足了齿面接触疲劳强度 又满足齿根弯曲疲劳强 度 并做到结构紧凑 避免浪费 4 几何尺寸计算 1 分度圆直径 mmmd mmmd 2801125 2 65265 2 22 11 2 中心距 mm dd a 5 172 2 28065 2 21 3 齿轮宽度 mmdb d 65 1 取 mmB65 2 mmB70 1 3 1 2 3 1 2 低速级齿轮传动设计低速级齿轮传动设计 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 按以上的传动方案 选用直齿圆柱齿轮传动 2 运输机为一般工作 速度不高 故选用 7 级精度 GB 10095 88 3 材料选择 考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性 两级 圆柱齿轮的大 小齿轮材料均用合金钢 热处理均为调质处理且大 小齿轮的 齿面硬度分别为 240HBS 280HBS 二者材料硬度差为 40HBS 4 选小齿轮的齿数 大齿轮的齿数为 取24 z44 8556 3 24 2 z 86 2 z 2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算 即 1 32 2 3 21 1 H E d t z u uKT d 2 确定公式内的各计算数值 1 试选载荷系数5 1 t K 机械设计 课程设计说明书 11 2 由以上计算得小齿轮的转矩mNT 294 1 3 查表及其图选取齿宽系数 材料的弹性影响系数 1 d 2 1 8 189 MPaZE 按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触MPa H 600 1lim 疲劳强度极限 550 2lim MPa H 4 计算应力循环次数 9 11 10654336 0 1030082 12276060 h jLnN 91 2 10184 0 56 3 654336 0 N N 5 按接触疲劳寿命系数 96 0 1 HN99 0 2 HN 6 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 S 1 由 得 S Nlim MPa S MPa S HN H HN H 5 54455099 0 57660096 0 lim2 2 1lim1 1 2 计算 1 带入中较小的值 求得小齿轮分度圆直径的最小值为 H 1t d 56 96 528 8 189 56 3 156 3 1 1094 2 5 1 32 2 1 32 2 3 2 4 3 21 1 H E d t z u uKT d 2 圆周速度 sm nd t 1527 1 100060 2 22756 9514 3 100060 1 3 计算齿宽 mmdb td 56 9656 961 1 4 计算齿宽与齿高比 模数 mm d m t t 04 4 24 56 96 1 1 齿高 mmmh t 904 4 25 2 25 2 机械设计 课程设计说明书 12 77 10 h b 5 计算载荷系数 查得 动载系数 1 1 V 对于直齿轮 1 FH 查得使用系数 用插值法查得 7 级精度小齿轮25 1 A 非对称布置时 由 可43 1 H 89 8 h b 43 1 H 查得 43 1 F 故载荷系数 986 1 HHVA 6 按实际载荷系数校正分度圆直径 mmdd t t 106 5 1 986 1 95 96 3 3 11 7 计算模数 mm d m43 4 24 106 1 1 3 按齿根弯曲强度计算 弯曲强度设计公式为 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT m 3 确定公式内的各计算数值 查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度 500 1 MPa FE 极限 查图取弯曲疲劳寿命系数计算弯MPa FE 380 2 88 0 85 0 21 FNFN KK 曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 得 MPa S K MPa S K FNFN F FEFN F 14 255 4 1 38094 0 43 321 4 1 5009 0 22 2 11 1 计算载荷系数 K 7875 1 3 111 125 1 FFVA KKKKK 8 查取齿形系数 查表得 21 2 65 2 21 FaFa YY 机械设计 课程设计说明书 13 9 查取应力校正系数 查表得 775 1 58 1 21 SaSa YY 10 计算大 小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y 0154 0 286 244 776 1 21 2 013 0 143 307 55 1 8 2 2 22 1 11 F SaFa F SaFa YY YY 大齿轮的数值大 4 设计计算 mmmmm3 241 1094 27875 1 2 3 2 5 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强m 度计算的模数 由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力 而齿 面接触疲劳强度所决定的承载能力 仅与齿轮直径 即模数与齿数的成积 有关 可取弯曲强度算得的模数 3 并接近圆整为标准值 按接触强度算得的分5 2 m 度圆直径 105 算出小齿轮齿 33 3 105 1 1 m d z 大齿轮齿数 取 1173356 3 2 z117 2 z 这样设计出的齿轮传动 即满足了齿面接触疲劳强度 又满足齿根弯曲疲劳强 度 并做到结构紧凑 避免浪费 4 几何尺寸计算 1 分度圆直径 mmmd mmmd 3513117 99333 22 11 2 中心距 mm dd a225 2 35199 2 21 3 齿轮宽度 mmdb d 99 1 取 99 2 BmmB104 1 机械设计 课程设计说明书 14 3 3 轴系结构设计 3 3 1 3 3 1 高速轴的轴系结构设计高速轴的轴系结构设计 一 轴的结构尺寸设计 根据结构及使用要求 把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴 共分七段 其中第 5 段为齿轮 如图 2 所示 图图 2 2 由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴 因此其材料须与齿轮材料相同 均 为合金钢 热处理为调制处理 材料系数为 110 0 A 所以 有该轴的最小轴径为 76 21 970 425 7 110 3 3 1 1 011 n P Ad 考虑到该段开键槽的影响 轴径增大 6 于是有 标准化取06 2376 2106 1 61 1111 dd25 11 d 其他各段轴径 长度的设计计算依据和过程见下表 表表 6 6 高速轴结构尺寸设计高速轴结构尺寸设计 阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果 第 1 段 3 1 1 111 n P Cd 考虑键槽影响 1111 61 dd 60 11 L 21 76 25 60 第 2 段 111112 09 0 2ddd 由唇形密封圈尺寸确定 llBlBlL 0013212 30 27 848 50 第 3 段 由轴承尺寸确定 13 d 轴承预选 6007 14 1 B 35 机械设计 课程设计说明书 15 lBBL h 113 25 第 4 段 131314 09 0 2ddd 12014Z BLL 42 5 41 3 145 第 5 段 齿顶圆直径 15 d 齿宽 15 L 65 70 第 6 段 1416 dd 416 L 41 10 第 7 段 1317 dd h BBL 117 35 25 二 轴的受力分析及计算 轴的受力模型简化 见图 3 及受力计算 图图 3 3 L1 92 5 L2 192 5 L3 40 533 81720tan15 2245tan 15 2246 65 7300022 11 1 1 1 ntr t FF d T F 10 2661 40 5 192 40 5 817 40 5 192 5 92 43 386 40 5 192 4015 2246 22 32 31321 32 31 AVAHrA ry AV t AH FFF LL LFLLLF F LL LF F 机械设计 课程设计说明书 16 38 2330 75 2161 7 1859 40 5 192 5 19215 2246 22 32 21321 32 21 BVBHrB ry BV t BH FFF LL LFLLLF F LL LF F 三 轴承的寿命校核 鉴于调整间隙的方便 轴承均采用正装 预设轴承寿命为 3 年即 12480h 校核步骤及计算结果见下表 表表 7 7 轴承寿命校核步骤及计算结果轴承寿命校核步骤及计算结果 计算结果 6007 轴承 计算步骤及内容 A 端B 端 由手册查出 Cr C0r 及 e Y 值 Cr 12 5kN C0r 8 60kN e 0 68 计算 Fs eFr 7 类 Fr 2Y 3 类 FsA 1809 55 FsB 1584 66 计算比值 Fa Fr FaA FrA e FaB FrB e 确定 X Y 值 XA 1 YA 0 XB 1 YB 0 查载荷系数 fP 1 2 计算当量载荷 P Fp XFr YFa PA 981 039 PB 981 039 计算轴承寿命 max 16670 1 10 BA r h PP C n L 9425 45h 小于 12480h 由计算结果可见轴承 6007 合格 3 3 2 3 3 2 中间轴的轴系结构设计中间轴的轴系结构设计 一 轴的结构尺寸设计 根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴 共分五段 其中第 II 段 和第 IV 段为齿轮 如图 4 所示 图图 4 4 机械设计 课程设计说明书 17 由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴 因此其材料须与齿轮材料相同 均 为合金钢 热处理为调制处理 取材料系数 110 0 A 所以 有该轴的最小轴径为 56 34 2 227 99 6 102 3 3 2 2 221 n P Cd 因键槽开在中间 其影响不预考虑 标准化取40 21 d 其他各段轴径 长度的设计计算依据和过程见下表 表表 8 8 中间轴结构尺寸设计中间轴结构尺寸设计 阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果 第 1 段 3 2 2 221 n P Cd 由轴承尺寸确定 轴承预选 6008 15 2 B h BBL 121 33 6 40 25 第 2 段 212122 07 0 2ddd 考虑键槽影响 2222 121 dd 5 2 222 齿宽L 45 44 68 77 5 第 3 段 222223 07 0 2ddd 5 2 412 L 50 12 5 第 4 段 分度圆直径 24 d 齿宽 24 L 99 109 第 5 段 2125 dd 232422123025 BLBLL z 低 46 39 第 6 段 2126 dd h BBL 121 40 25 机械设计 课程设计说明书 18 二 轴的受力分析及计算 轴的受力模型简化 见图 5 及受力计算 L1 51 L2 105 75 L3 106 图图 5 5 由高速轴的受力分析知 533 81720tan15 2245tan 15 2246 65 7300022 11 1 1 1 ntr t FF d T F 76 216720tan39 5938tan 39 5938 99 29400022 22 2 2 2 nTr t FF d T F 40 6619 24 1559 13 6433 22 321 31322 321 32231 AVAHrA rr AV tt AH FFF LLL LFLLF F LLL LLFLF F 73 5438 53 122 35 5437 22 321 12211 321 21112 BVBHrB rr BV tt BH FFF LLL LFLLF F LLL LLFLF F 09 901 21 aaa FFF 三 轴承的寿命校核 机械设计 课程设计说明书 19 23 4 5 6 781 鉴于调整间隙的方便 轴承均采用正装 预设轴承寿命为 3 年即 12480h 校核步骤及计算结果见下表 表表 9 9 轴承寿命校核步骤及计算结果轴承寿命校核步骤及计算结果 计算结果 6007 计算步骤及内容 A 端B 端 由手册查出 Cr C0r 及 e Y 值 Cr 29kN C0r 19 2kN e 0 68 确定 X Y 值 X 1 Y 0 查载荷系数 fP 1 2 计算当量载荷 P Fp XFr YFa PA 4976 72 PB 5982 60 计算轴承寿命 max 16670 1 10 BA r h PP C n L 10179 13h 小于 12480h 由计算结果可见轴承 6007 合格 3 3 3 3 3 3 低速轴的轴系结构设计低速轴的轴系结构设计 一 轴的结构尺寸设计 根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴 共分八段 如图 6 所示 机械设计 课程设计说明书 20 图图 6 6 考虑到低速轴的载荷较大 材料选用 45 热处理调质处理 取材料系数 112 0 A 所以 有该轴的最小轴径为 49 52 8 63 57 6 112 3 3 3 3 031 n P Ad 考虑到该段开键槽的影响 轴径增大 6 于是有 标准化取64 5516 5106 1 61 3131 dd60 31 d 其他各段轴径 长度的设计计算依据和过程见下表 表表 1010 低速轴结构尺寸设计低速轴结构尺寸设计 阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果 第 1 段 3 3 3 331 n P Cd 考虑键槽影响 3131 61 dd 由联轴器宽度尺寸确定 11 L 52 49 60 55 64 142 第 2 段 313132 07 02ddd 由唇形密封圈尺寸确定 llBlBlL 0033232 64 63 84 50 第 3 段 323233 07 0 2ddd 16 33 L 66 16 第 4 段 由轴承尺寸确定 34 d 轴承预选 6014C 20 4 B lBBL h 333 70 24 第 5 段 8 3534 dd 202 21034 低低zz BBLL 78 75 第 6 段 363536 07 0 2ddd 88 机械设计 课程设计说明书 21 20 35 L 20 第 7 段 363637 07 0 2ddd 齿宽 10 35 L 80 79 8 119 第 8 段 3438 dd h BBL 338 70 24 二 轴的受力分析及计算 轴的受力模型简化 见图 7 及受力计算 图图 7 7 L1 71 5 L2 119 由中间轴的受力分析知 76 216720tan39 5938tan 39 5938 99 29400022 22 2 2 2 nTr t FF d T F 31 5269 42 1854 22 4932 22 21 22 21 22 AVAHrA r AV t AH FFF LL LF F LL LF F 60 3099 84 1090 31 2901 22 21 12 21 12 BVBHrB r BV t BH FFF LL LF F LL LF F 三 轴承的寿命校核 鉴于调整间隙的方便 轴承均采用正装 预设轴承寿命为 3 年即 12480h 校核步骤及计算结果见下表 表表 1111 轴承寿命校核步骤及计算结果轴承寿命校核步骤及计算结果 计算结果 计算步骤及内容 6014 机械设计 课程设计说明书 22 A 端B 端 由手册查出 Cr C0r 及 e Y 值 Cr 98 5kN C0r 86 0kN e 0 68 计算比值 Fa Fr FaA FrA e 确定 X Y 值 XA 1 YA 0 查载荷系数 fP 1 2 计算当量载荷 P Fp XFr YFa PA 5796 24 PB 6759 14 计算轴承寿命 max 16670 1 10 BA r h PP C n L 763399h 大于 12480h 由计算结果可见轴承 6014AC 6007 均合格 最终选用轴承 6014 四 轴的强度校核 经分析知 C D 两处为可能的危险截面 现来校核这两处的强度 1 1 合成弯矩 合成弯矩 60 3099 31 5269 22 22 BVBHrB AVAHrA FFF FFF 78 276638 rAC FM 2 2 扭矩 扭矩 T T 图图 910060 3 T 3 3 当量弯矩 当量弯矩 612046 2 3 2 TMM CC 4 4 校核 校核 由手册查材料 45 的强度参数 MPa b 59 1 C 截面当量弯曲应力 95 11 80 1 0 612046 1 0 1 33 b C C C d M 由计算结果可见 C 截面安全 3 3 4 3 3 4 各轴键 键槽各轴键 键槽 的选择及其校核的选择及其校核 因减速器中的键联结均为静联结 因此只需进行挤压应力的校核 机械设计 课程设计说明书 23 一 高速级键的选择及校核 带轮处键 按照带轮处的轴径及轴长选 键 B8X7 键长 50 GB T1096 联结处的材料分别为 45 钢 键 40Cr 轴 二 中间级键的选择及校核 1 1 高速级大齿轮处键高速级大齿轮处键 按照轮毂处的轴径及轴长选 键 B14X9GB T1096 联结处的材料分别为 20Cr 轮毂 45 钢 键 20Cr 轴 此时 键联结合格 三 低速级级键的选择及校核 1 1 低速级大齿轮处键低速级大齿轮处键 按照轮毂处的轴径及轴长选 键 B22X14 键长 GB T1096 联结处的材料分别为 20Cr 轮毂 45 钢 键 45 轴 其中键的强度最低 因此按其许用应力进行校核 查手册其MPa p 110 3 85 104 73280 91006022 3 36 3 3pp MPa lkd T 该键联结合格 2 2 联轴器处键联轴器处键 按照联轴器处的轴径及轴长选 键 16X10 键长 100 GB T1096 联结处的材料分别为 45 钢 联轴器 45 钢 键 45 轴 其中键的强度最低 因此按其许用应力进行校核 查手册其MPa p 110 4 25 80 58056 91006022 4 31 3 4pp lkd T 该键联结合格 第四章第四章减速器箱体及其附件的设计减速器箱体及其附件的设计 4 1 箱体结构设计 根据箱体的支撑强度和铸造 加工工艺要求及其内部传动零件 外部附件 的空间位置确定二级齿轮减速器箱体的相关尺寸如下 表中 a 225 表表 1212 箱体结构尺寸箱体结构尺寸 名称符号设计依据 设计结 果 0 025a 3 8 9 箱座壁厚 考虑铸造工艺 所有壁厚都不应小于 8 9 箱盖壁厚 10 02a 3 88 箱座凸缘厚度 b1 5 13 35 箱盖凸缘厚度 b11 5 112 箱座底凸缘厚度 b22 5 22 25 地脚螺栓直径 df0 036a 1220 1 地脚螺栓数目 n a 250 时 n 4 4 机械设计 课程设计说明书 24 轴承旁联结螺栓直 径 d10 75df16 箱盖与箱座联接螺 栓直径 d 2 0 5 0 6 df 12 轴承端盖螺钉直径 和数目 d3 n 0 4 0 5 df n 6 4 窥视孔盖螺钉直径 d4 0 3 0 4 df 8 定位销直径 d 0 7 0 8 d 2 8 轴承旁凸台半径 R1c216 凸台高度 h 根据位置及轴承座外径确定 以便于扳手 操作为准 34 外箱壁至轴承座端 面距离 l1 c1 c2 5 10 42 大齿轮顶圆距内壁 距离 1 1 2 10 10 7 10 120 安装螺栓 直径 dxM8M10M12M16 至外箱壁 距离 c1min13161822 至凸缘边 距离 c2min11141620 螺栓扳 手空间 与凸缘 厚度 沉头座直 径 Dmin20242632 油塞 1 机械设计 课程设计说明书 25 第五章第五章运输 安装和使用维护要求运输 安装和使用维护要求 1 减速器的安装 减速器的安装 1 减速器输入轴直接与原动机连接时 推荐采用弹性联轴器 减速器 输出轴与工作机联接时 推荐采用齿式联轴器或其他非刚性联轴器 联 轴器不得用锤击装到轴上 2 减速器应牢固地安装在稳定的水平基础上 排油槽的油应能排除 且冷却空气循环流畅 3 减速器 原动机和工作机之间必须仔细对中 其误差不得大于所用 联轴器的许用补偿量 4 减速器安装好后用手转动必须灵活 无卡死现象 5 安装好的减速器在正式使用前 应进行空载 部分额定载荷间歇 运转 1 3h 后方可正式运转 运转应平稳 无冲击 无异常振 动和噪