机械设计课程设计二级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书1

机械设计课程设计机械设计课程设计原始资料原始资料 一 设计题目一 设计题目 热处理车间零件输送设备的传动装备 二 运动简图二 运动简图 图图 1 1 电动机 2 V 带 3 齿轮减速器 4 联轴器 5 滚筒 6 输送带 1 三 工作条件三 工作条件 该装置单向传送 载荷平稳 空载起动 两班制工作 使用期限 5 年 每年按 300 天计算 输送带的速度容许误差为 5 四 原始数据四 原始数据 滚筒直径 D mm 320 运输带速度 V m s 0 75 滚筒轴转矩 T N m 900 五 设计工作量五 设计工作量 1 减速器总装配图一张 2 齿轮 轴零件图各一张 3 设计说明书一份 六 设计说明书内容六 设计说明书内容 1 运动简图和原始数据 2 电动机选择 3 主要参数计算 4 V 带传动的设计计算 5 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 6 机座结构尺寸计算 7 轴的设计计算 8 键 联轴器等的选择和校核 9 滚动轴承及密封的选择和校核 10 润滑材料及齿轮 轴承的润滑方法 11 齿轮 轴承配合的选择 12 参考文献 七 设计要求七 设计要求 2 1 各设计阶段完成后 需经指导老师审阅同意后方能进行下阶段的设计 2 在指定的教室内进行设计 一一 电动机的选择电动机的选择 一 电动机输入功率一 电动机输入功率 w P 6060 0 75 2 44 785 min 22 3 14 0 32 w v nr Rn 900 44 785 4 219 95509550 w w Tn Pkw 二 电动机输出功率二 电动机输出功率 d P 其中总效率为 3232 0 960 990 970 990 960 833 v 带轴承齿轮联轴滚筒 4 219 5 083 0 833 w d P Pkw 查表可得 Y132S 4 符合要求 故选用它 Y132S 4 同步转速 4 极 的相关参数1440minr 表表 1 额定功率满载转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量 5 5kw1440minr2200N mm 2300N mm 68kg 二二 主要参数的计算主要参数的计算 一 确定总传动比和分配各级传动比一 确定总传动比和分配各级传动比 传动装置的总传动比 1440 32 15 44 785 m w n i n 总 查表可得 V 带传动单级传动比常用值 2 4 圆柱齿轮传动单级传动比常用 值为 3 5 展开式二级圆柱齿轮减速器 12 1 3 1 5ii 初分传动比为 2 5 V i 带1 4 243i 2 3 031i 3 二 计算传动装置的运动和动力参数二 计算传动装置的运动和动力参数 本装置从电动机到工作机有三轴 依次为 轴 则 1 各轴转速 1440 576min 2 5 m V n nr i 带 2 135 753 44 288min 3 031 n nr i 2 各轴功率 0 5 5 0 965 28 ddV PPPkw 带 5 28 0 99 0 975 070PPPkw 轴承齿轮 5 070 0 99 0 974 869PPPkw 轴承齿轮 3 各轴转矩 5 5 9550955036 476 1440 d d d P TN m n 0 36 476 2 5 0 9687 542 d V TT iN m 带 1 87 542 4 243 0 99 0 97356 695TTiN m 2 356 695 3 031 0 99 0 971038 221TT iN m 表表 2 项目电机轴高速轴 中间轴 低速轴 转速 min r 1440576135 75362 706 功率 kw 5 55 285 0704 869 1 576 135 753min 4 243 n nr i 4 转矩 N m 36 47687 542356 6951038 221 传动比2 54 2433 031 效率0 96 0 960 922 三三 V V 带传动的设计计算带传动的设计计算 一 确定计算功率一 确定计算功率 ca P 查表可得工作情况系数1 2 A k 故1 2 5 56 6 caA PkPkw 二 选择二 选择 V 带的带型带的带型 根据 由图可得选用 A 型带 ca Pn 三 确定带轮的基准直径三 确定带轮的基准直径并验算带速并验算带速 d dv 1 初选小带轮的基准直径 1d d 查表 8 6 和 8 8 可得选取小带轮的基准直径 1 90 d dmm 2 验算带速v 按计算式验算带的速度 1 90 1440 6 782 60 100060 1000 d d n vm s 因为 故此带速合适 530m svm s 3 计算大带轮的基准直径 2d d 按式 8 15a 计算大带轮的基准直径 根据教材 21 2 5 90225 ddV didmm 带 表 8 8 圆整得 2 224 d dmm 4 确定 V 带的中心距和基准直径a d L 1 按计算式初定中心距 0 500amm 12012 0 7 2 dddd ddadd 2 按计算式计算所需的基准长度 5 2 21 0012 0 2 24 dd ddd dd Ladd a 2 22490 2 430 90224 24 430 1364mm 查表可选带的基准长度1400 d Lmm 3 按计算式计算实际中心距a 0 0 1400 1364 430 448 22 dd LL aammmm 中心距的变化范围为 427490mmmm 5 验算小带轮上的包角 1 121 57 357 3 18018022490163120 448 dd dd a 6 计算带的根数 1 计算单根 V 带的额定功率 r P 由查表可得 1 901440min d dmmnr 和 0 1 064Pkw 根据和 A 型带 查表可得 1440min2 7nri 0 0 169Pkw 0 96 L k 故 r00 P1 0640 1690 956 0 961 132 L PP k kkw 2 计算 V 带的根数 Z 故取 V 带根数为 6 根 r 6 6 5 830 P1 132 ca P 7 计算单根 V 带的初拉力的最小值 0 min F 查表可得 A 型带的单位长度质量0 10qkg m 2 0 min 2 5 500 ca kP Fqv k Zv 2 2 5 0 9566 6 5000 1 6 782 136 0 956 6 6 782 NN 应使带的实际初拉力 00 min FF 8 计算压轴力 p F 6 压轴力的最小值为 1 0 minmin 2sin 2 P FZ F 163 2 6 136 sin 2 1614N 四四 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 一 高速级齿轮一 高速级齿轮 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 按图所示的传动方案 选用斜齿圆柱齿轮传动 2 运输装置为一般工作机器 速度不高 故选用 7 级精度 3 材料选择 查表可选择小齿轮材料为 40 调质 硬度为 280HBS Cr 大齿轮材料为 45 钢 调质 硬度为 240HBS 二者材料硬度差为 40HBS 4 选小齿轮齿数 大齿轮齿数 取 1 20Z 2 4 243 2085Z 2 85Z 5 选取螺旋角 初选螺旋角14 2 按齿面接触强度设计 按计算式试算即 3 2 1 1 21 tHE t dH k TZ Zu d u 1 确定公式内的各计算数值 试选 由图 10 26 则有1 6 t k 1 0 740 2 0 820 12 1 560 小齿轮传递转矩 1 87 542TN m 查图 10 30 可选取区域系数 查表 10 7 可选取齿宽系数2 433 H Z 1 d 查表 10 6 可得材料的弹性影响系数 1 2 189 8 E ZMP 查图 10 21d 得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限 lim1 600 Ha MP lim2 550 Ha MP 按计算式计算应力循环次数 8 11 6060 576 12 8 300 58 294 10 h Nn jL 7 8 8 2 8 294 10 1 95 10 4 243 N 查图可选取接触疲劳寿命系数 1 1 02 HN k 2 1 12 HN k 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 按计算式 10 12 得1S 1lim1 1 1 02 600612 HNH Ha k MP S 2lim2 2 1 12 550616 HNH Ha k MP S 2 计算相关数值 试算小齿轮分度圆直径 由计算公式得 1t d 3 2 1 2 1 6 87 542 10005 242 433 189 8 50 07 1 1 5604 24614 t dmm 计算圆周速度 11 50 07 576 1 509 60 100060 1000 t d n vm s 计算齿宽及模数b nt m 1 1 50 0750 07 dt bdmm 1 1 cos50 07 cos14 2 429 20 t nt d mmm Z 2 252 25 2 4295 466 nt hmmmmm 50 07 9 16 5 466 b h 计算总相重合度 1 0 318tan0 318 1 20 tan141 586 dZ 计算载荷系数k 查表可得使用系数 根据 7 级精度 查表 10 8 可得动1 A k 1 509vm s 12 612616 614 22 HH Ha MP 8 载系数 由表 10 4 查得的值与直齿轮的相同 为 1 419 1 07 V k H K 1 350 F k 1 4 HF kk 故载荷系数1 1 07 1 4 1 4192 126 A VHH kk k kk 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 按计算式得 33 11 2 126 45 81455 046 1 6 t t k ddmm k 计算模数 n m 1 1 cos55 046 cos14 2 671 20 n d mmm Z 3 按齿根弯曲强度设计 按计算式 10 17 试算即 3 2 1 2 1 2cos FaSa n Fd kTY Y Y m Z 1 确定公式内的各计算数值 计算载荷系数 1 1 07 1 4 1 352 022 A VFF kk k kk 根据纵向重合度 查图 10 28 可得螺旋角影响系数 1 586 0 88Y 查图可选取区域系数 则有2 433 H Z 3 0 795 4 0 875 34 1 67 查表取应力校正系数 1 1 569 Sa Y 2 1 783 Sa Y 查表取齿形系数 线性插值法 1 2 724 Fa Y 2 2 194 Fa Y 查图 10 20C 可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯 1 500 FEa MP 曲疲劳强度极限 2 380 FEa MP 查图可取弯曲疲劳寿命系数 1 0 87 FN k 2 0 90 FN k 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 按计算式 10 22 计1 4S 9 算得 11 1 0 87 500 310 714 1 4 FNFE Fa k MP S 22 2 0 90 380 244 286 1 4 FNFE Fa k MP S 计算大 小齿轮的并加以计算 FaSa F Y Y 11 1 2 724 1 569 0 014 310 714 FaSa F YY 22 2 2 194 1 783 0 016 244 286 FaSa F YY 大齿轮的数值较大 2 设计计算 3 2 2 2 2 022 87 542 1000 0 88 cos 14 0 0161 979 1 201 586 n mmm 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疲劳 强度计算的法面模数 故取 已可满足弯曲强度 但为了同时满2 n mmm 足接触疲劳强度 需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计 1 55 046dmm 算应有的齿数 于是有 1 1 cos55 046 cos14 26 705 2 n d Z m 取 则 1 27Z 211 4 243 27115Zi Z 4 几何尺寸计算 1 计算中心距 12 27 1152 146 347 2cos2 cos14 n ZZm amm 将中心距圆整为 147amm 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 10 12 271152 arccosarccos14 986 22 147 n ZZm a 因值改变不多 故参数 等不必修正 k H Z 3 计算大 小齿轮的分度圆直径 1 1 272 55 901 coscos14 986 n Z m dmm 2 2 115 2 238 099 coscos14 986 n Z m dmm 4 计算齿轮宽度 1 1 55 90155 901 d bdmm 圆整后取 1 55Bmm 2 60Bmm 二 低速级齿轮二 低速级齿轮 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 按图所示的传动方案 选用斜齿圆柱齿轮传动 2 运输装置为一般工作机器 速度不高 故选用 7 级精度 3 材料选择 在同一减速器各级小齿轮 或大齿轮 的材料 没有特殊情 况 应选用相同牌号 以减少材料品种和工艺要求 故查表可选择小齿轮 材料为 40 调质 硬度为 52HRC 大齿轮材料为 45 钢 调质 硬度为Cr 45HRC 4 选小齿轮齿数 大齿轮齿数 3 23Z 4 23 3 03170 92470Z 5 选取螺旋角 初选螺旋角14 2 按齿面接触强度设计 按计算式试算即 3 2 2 3 2 1 tHE t dH k TZ Zu d u 1 确定公式内的各计算数值 试选1 6 t k 小齿轮传递转矩 2 356 695TN m 11 查表 10 7 可选取齿宽系数 查图 10 26 可选取区域系数1 d 则有2 433 H Z 3 0 765 4 0 870 34 1 635 查表可得材料的弹性影响系数 1 2 189 8 E ZMP 查图得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿 lim3 600 Ha MP 轮的接触疲劳强度极限 lim4 550 Ha MP 按计算式计算应力循环次数 8 32 6060 135 753 12 8 300 51 955 10 h Nn jL 8 7 4 1 955 10 6 450 10 3 031 N 查图可选取接触疲劳寿命系数 3 1 12 HN k 4 1 18 HN k 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 于是得 1S 3lim3 3 1 12 600672 HNH Ha k MP S 4lim4 4 1 18 550649 HNH Ha k MP S 34 672649 660 5 22 HH Ha MP 2 计算相关数值 试算小齿轮分度圆直径 由计算公式得 1t d 3 2 5 3 2 1 6 3 567 104 0312 433 189 8 76 848 1 1 673 031660 5 t dmm 计算圆周速度 32 76 848 135 753 0 546 60 100060 1000 t d n vm s 计算齿宽及模数 b nt m 3 1 76 84876 848 dt bdmm 12 3 3 cos76 848 cos14 3 240 23 t nt d mmm Z 2 25 2 25 3 2407 29 nt hmmm 76 848 10 54 7 29 b h 计算总相重合度 3 0 318tan0 318 1 23 tan141 824 dZ 计算载荷系数k 查表可得使用系数 根据 7 级精度 查表可得动载系1 A k 0 546vm s 数 1 04 V k 1 425 H k 1 36 F k 1 4 HF kk 故载荷系数 1 1 04 1 4 1 4242 075 A VHH kk kkk 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 按计算式得 33 33 2 075 76 84883 804 1 6 t t k ddmm k 计算模数 n m 3 3 cos83 804 cos14 3 535 23 n d mmm Z 3 按齿根弯曲强度设计 按计算式试算即 3 2 2 2 3 2 cos FaSa n Fd k T Y Y Y m Z 1 确定公式内的各计算数值 计算载荷系数 1 1 04 1 1 1 361 556 A VFF kk kkk 根据纵向重合度 查图可得螺旋角影响系数 1 824 0 88Y 计算当量齿数 3 3 33 23 25 178 coscos 14 V Z Z 13 4 4 33 70 76 628 coscos 14 V Z Z 查表可取齿形系数 3 2 616 Fa Y 4 2 227 Fa Y 查表可取应力校正系数 线性插值法 3 1 591 Sa Y 4 1 763 Sa Y 查图可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳 3 500 FEa MP 强度极限 4 380 FEa MP 查图可取弯曲疲劳寿命系数 3 0 90 FN k 4 0 93 FN k 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 按计算式计算1 4S 33 3 0 90 500 321 429 1 4 FNFE Fa k MP S 44 4 0 93 380 252 429 1 4 FNFE Fa k MP S 计算大 小齿轮的并加以计算 FaSa F Y Y 33 3 2 616 1 591 0 013 321 429 FaSa F YY 44 4 2 227 1 763 0 016 252 429 FaSa F YY 大齿轮的数值较大 2 设计计算 3 2 2 2 1 556 356 695 10000 0 88 cos 14 0 0162 572 1 231 635 n mmm 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 疲劳强度计算的法面模数 故取 已可满足弯曲强度 但为了同 3 n mmm 时满足接触疲劳强度 需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的齿数 于是有 3 83 804dmm 3 3 cos83 804 cos14 27 105 3 n d Z m 14 取 则 3 26Z 423 3 031 28 84 868 85Zi Z 4 几何尺寸计算 1 计算中心距 34 28853 174 689 2cos2 cos14 n ZZm amm 将中心距圆整为 175amm 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 34 28853 arccosarccos14 403 2 2 175 n ZZm a 因值改变不多 故参数 等不必修正 k H Z 3 计算大 小齿轮的分度圆直径 3 3 28 3 86 726 cos cos14 403 n Z m dmm 4 4 85 3 263 274 cos cos14 403 n Z m dmm 4 计算齿轮宽度 3 1 86 72686 726 d bdmm 圆整后取 3 90Bmm 4 95Bmm 五五 轴的设计计算轴的设计计算 一 高速轴的设计一 高速轴的设计 1 求作用在齿轮上的力 高速级齿轮的分度圆直径为 d 1 51 761dmm 1 1 22 87542 3398 51 761 te T FN d tantan20 33981275 coscos14 21 41 n rete FFN tan3398 tan13 7846 aete FFN 15 2 选取材料 可选轴的材料为 45 钢 调质处理 3 计算轴的最小直径 查表可取 0 112A 33 1 min0 1 5 28 11223 44 576 P dAmm n 应该设计成齿轮轴 轴的最小直径显然是安装连接大带轮处 为使与d 带轮相配合 且对于直径的轴有一个键槽时 应增大 5 7 然100dmm 后将轴径圆整 故取 25dmm 4 拟定轴上零件的装配草图方案 见下图 5 根据轴向定位的要求 确定轴的各段直径和长度 1 根据前面设计知大带轮的毂长为 93mm 故取 为满足大带90Lmm 轮的定位要求 则其右侧有一轴肩 故取 根据装配关系 定32dmm 35Lmm 2 初选流动轴承 7307AC 则其尺寸为 358021dDBmmmmmm 故 段挡油环取其长为 19 5mm 则35dmmd 40 5Lmm 3 段右边有一定位轴肩 故取 根据装配关系可定 42dmm 为了使齿轮轴上的齿面便于加工 取100Lmm 5 44LLmm dmm 4 齿面和箱体内壁取 a 16mm 轴承距箱体内壁的距离取 s 8mm 故右侧挡 油环的长度为 19mm 则42Lmm 5 计算可得 123 104 5 151 50 5Lmm Lmm Lmm 6 大带轮与轴的周向定位采用普通平键 C 型连接 其尺寸为 大带轮与轴的配合为 流动轴承与轴的10880b hLmmmmmm 7 6 H r 16 周向定位是过渡配合保证的 此外选轴的直径尺寸公差为 m6 求两轴承所受的径向载荷和 1r F 2r F 带传动有压轴力 过轴线 水平方向 P F1614 P FN 将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系 图一 图二 图三 注 图二中通过另加弯矩而平移到作用轴线上 ae F 17 图三中通过另加转矩而平移到指向轴线 te F 1 2 151 501510 2 r Vaere d FFF 2 2163 r V FN 12r Vrer V FFF 1824N 同理 2 853 r H FN 12 33988532545 r Hter H FFFN 2222 111 182425453131 rr Vr H FFFN 2222 222 21638532014 rr Vr H FFFN 6 求两轴承的计算轴向力和 1a F 2a F 对于型轴承 轴承的派生轴向力70000AC0 68 dr FF 11 0 680 68 31312129 08 dr FFN 22 0 680 68 20141369 52 dr FFN 21 846 1369 522215 2 aedd FFNF 故 2 11 2215 2 1369 52 aad FN FFN 7 求轴承的当量动载荷和 1 P 2 P 对于轴承 1 1 1 2215 2 0 700 68 3131 a r F F 对于轴承 2 2 2 1369 52 0 68 2014 a r F F 查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为 对于轴承 1 1 0 41X 1 0 87Y 对于轴承 2 2 1X 2 0Y 11111 1 0 41 3131 0 87 2215 23210 934 Pra PfX FY FN 18 22222 1 1 201402014 Pra PfX FY FN 8 求该轴承应具有的额定载荷值 因为则有 12 PP 33 1 1 66 60 60 576 2 8 300 5 3210 93424993 1 1010 h r n L CPNC 故符合要求 7307AC 9 弯矩图的计算 水平面 N 则其各段的弯矩为 1 853 NH FN 2 2545 NH F BC 段 由弯矩平衡得 M 1 0 NH Fx 853 0151 Mxx CD 段 由弯矩平衡得 1 151 02545513098 151201 5 NH MFxxMxx 853 151128803 H MN mmN mm 铅垂面 则其各段弯矩为 12 2163 1824 1614 NVNVP FN FN FN AB 段 19 则 01614 P MF xM 0104 5 x BC 段 则 1 104 5 0549226034 PNV MF xFxMx 104 5255 5 x CD 段 则 1 104 5 255 5 0 pNVra MF xFxF xM 1824567555Mx 255 5306 x 做弯矩图如下 20 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面 现将C 21 计算出的截面处的 及的值列于下表C H M V MM 表表 3 3 载荷水平面H垂直面V 支持力 F 1 2545 r H FN 2 853 r H FN 1 1824 r V FN 2 2163 r V FN 弯矩M 128803 H MN mm 1 85765 V MN mm 2 101523 V MN mm 总弯矩 2222 11 12880385765154745 HV MMMN mm 2222 22 128803101523164003 HV MMMN mm 扭矩T 1 87542TN mm 10 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时 通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 即危险截面 B 的强度 根据计算式及上表的数据 以及轴单向旋转 扭转切应力为脉动 循环变应力 取 轴的计算应力0 6 22 22 1 3 1686630 6 87542 35 7 0 1 35 B caa MT MP W 前已选定轴的材料为 45 钢 调质处理 查表可得 因此 1 60 a MP 故安全 1ca 11 键的选择和校核 高速轴上与大带轮相配合的轴上选择键连接 由于大带轮在轴端部 故选 用单圆头平键 C 型 根据 从表 6 1 中查得键的截面尺寸为 宽度 高度 35dmm 10 bmm 由轮毂宽度并参考键的长度系列 取键长为 8hmm 80Lmm 键 轴承和轮毂材料都为钢查表可得 120 150 Pa MP 22 取其平均植 135 Pa MP 键的工作长度80575 2 b lLmm 键和轮毂键槽的接触高度0 50 5 84khmm 则 故合适 4 22 8 754 10 17 0 4 75 35 PaP T MP kld 所以选用 键 C GB T 1096 200310880mmmmmm 12 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 各轴肩处圆角半径为 2 1 6 二 中间轴的设计二 中间轴的设计 1 求作用在齿轮上的力 因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合 故两齿轮所受的 te F re F 都是作用力与反作用力的关系 则大齿轮上所受的力为 ae F 1 3398 te FN 1 1275 re FN 1 846 ae FN 中速轴小齿轮上的三个力分别为 2 3944 te FN 2 1482 re FN 2 1013 ae FN 2 选取材料 可选轴的材料为 45 钢 调质处理 3 计算轴的最小直径 查表可取 0 112A 33 2 min0 2 5 07 11237 44 135 753 P dAmm n 轴的最小直径显然是安装轴承处 为使轴承便于安装 且对于直径 的轴有一个键槽时 应增大 5 7 然后将轴径圆整 故取100dmm 40dmm 4 拟定轴上零件的装配草图方案 见下图 23 5 根据轴向定位的要求 确定轴的各段直径和长度 1 初选滚动轴承 7008AC 则其尺寸为 406815 dDBmmmmmm 故用挡油环定位轴承 故段右边有一定位轴40 dmm 21 Lmm 肩 故低速级小齿轮与箱体内壁距离为 16 与箱体内壁距48 dmm mm 离为 8 故左边挡油环长为 24 则mmmm20 Lmm 2 低速级小齿轮轮毂为 95 即取两齿面的距离为 8mm95 IV Lmm 即mm8 IV V Lmm 3 右边也用挡油环定位轴承和低速级大齿轮 故 段轴长略短与其齿轮毂长 又毂长21 26 5 VII VIIIVI VII Lmm Lmm VVI 为 55 故取mm51 V VI Lmm 各有一定位轴肩 故依次可取VVIVII 60 52 46 IV VV VIVI VII dmm dmm dmm 4 计算可得 123 68 4 83 55 Lmm Lmm Lmm 6 轴上零件的周向定位 低速级大齿轮的轴采用普通平键 A 型连接 其尺寸为齿轮与轴的配合为 滚动轴承161040 b hLmmmmmm 7 6 H r 与轴的周向定位是过渡配合保证的 此外选轴的直径尺寸公差为 6m 求两轴承所受的径向载荷和 1r F 2r F 将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系 图一 24 图二 图三 7 求两轴承的计算轴向力和 1a F 2a F 由齿轮中计算得 12 1128 1629 rvr v FN FN 12 1118 1664 r Hr H FN FN 111 2222 112816291588 rrVr H FFFN 222 2222 162916642329 rr vr H FFFN 对于型轴承 轴承的派生轴向力70000AC0 68 dr FF 11 0 680 68 952 8952 8 dr FFNN 22 0 680 68 23291397 4 dr FFNN 算得 2 1 1564 4 aedd FFNF 所以 12 1564 4 aaed FFFN 22 1397 4 ad FFN 8 求轴承的当量动载荷和 1 P 2 P 25 对于轴承 1 1 1 1564 4 0 980 68 1588 a r F F 对于轴承 2 2 2 1397 4 0 60 68 2329 a r F F 查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为 对于轴承 1 1 0 41X 1 0 87Y 对于轴承 2 2 1X 2 0Y 11111 1 0 41 15880 87 1564 42012 108 Pra PfX FY FN 22222 1 1 232902329 Pra PfX FY FN 9 求该轴承应具有的额定载荷值 因为则有 12 PP 33 1 66 60 2 60 1272 8 3005 5391 45430602 810 1010 h r n L CPNC 故符合要求 7208AC 10 弯矩图的计算 水平面 12 1664 1118 NHNH FN FN AB 段 则即 1 NH MFx 1664Mx 068 4 x BC 段 26 则 13 68 4 02280269770 NHt MFxFxMx 68 4151 4 x CD 段 则 132 68 4 151 4 0 NHtt MFxFxFx 1118784227Mx 151 4206 4 x 铅垂面 12 1629 1128 NVNV FN FN AB 段 01629 NV MFxMx 068 4 x BC 段 27 13 68 4 0147145296 NVr MFxFxMx 68 4151 4 x CD 段 13232 68 4 151 4 0 NVrraa MFxFxFxMM 1128232819Mx 151 4206 4 x 1629068 4 147145296 68 4151 4 232819 1128151 4206 4 xx Mxx xx 做弯矩图如下 28 29 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面 现将计算C 出的截面处的 及的值列于下表C H M V MM 表表 4 4 载荷水平面H垂直面V 支持力 F 1 1118 r H FN 2 1664 r H FN 1 1128 r V FN 2 1629 r V FN 弯矩M 270928 860 H MN mm 1 163419 598 V MN mm 2 86873 080 V MN mm 总弯矩 2222 11 270928 860163419 598316399 134 HV MMMN mm 2222 22 270928 86086873 080284516 044 HV MMMN mm 扭矩T 5 2 2 77327 10TN mm 11 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时 通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 即危险截面 C 的强度 根据计算式及上表的数据 以及轴单向旋转 扭转切应力为脉动 循环变应力 取 轴的计算应力0 6 2 225 2 11 3 316399 1340 62 77327 10 32 325 0 1 48 caa MT MP W 前已选定轴的材料为 45 钢 调质处理 查表可得 1 60 a MP 故安全 1ca 12 键的选择和校核 一般的 8 级以上精度的齿轮有空心精度要求 应选用平键连接 由于齿轮 不在轴端 故选用圆头普通平键 A 型 52 16 10 dmm bmm hmm 取键长 40Lmm 30 键 轴承和轮毂材料都为钢查表可得 120 150 Pa MP 取其平均植 135 Pa MP 键的工作长度40 1624lLbmm 键和轮毂键槽的接触高度0 50 5 105khmm 则 故合适 5 22 3 56695 10 110 4 25 52 PaP T MP kld 所以选用 键 GB T 1096 2003161040mmmmmm 13 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 各轴肩处圆角半径见 365 页 245 三 低速轴的设计三 低速轴的设计 1 求作用在齿轮上的力 因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合 故两齿轮所受的 te F re F 都是作用力与反作用力的关系 则 ae F 3 4 22 103822 3944 263 274 t T FNN d 0 0 tantan20 39441482 coscos14 403 n rt a FFNN tan3944 tan14 4031013 at FFN 2 选取材料 可选轴的材料为 45 钢 调质处理 3 计算轴的最小直径 查表可取 0 112A 33 3 min0 3 4 869 11253 5 44 788 P dAmm n 轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 为了使所选的轴直径d 与联轴器的孔径相配合 且对于直径的轴有两个键槽时 d 100dmm 31 应增大 10 15 然后将轴径圆整 故取 并选取所需的联轴60dmm 器型号 联轴器的计算转矩 查表可得 考虑到转矩变化小 故取 3caA TK T 1 3 A K 3 1 3 10382211349687 caA TK TN mmN mm 其公称转矩为 半联轴器的孔径 长度 6 2 8 10 N mm 1 60dmm 142Lmm 半联轴器与轴配合的毂孔长度 1 107Lmm 4 拟定轴上零件的装配草图方案 见下图 5 根据轴向定位的要求 确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器安装的轴向定位要求 轴段右端需制出一轴肩 故 段的直径 72d mm 查手册 99 页 选用型弹性柱销联轴器 L4LX 初选滚动轴承 7051AC 则其尺寸为7511520 dDBmmmmmm 故左边轴承安装处有挡油环 取其长度为 20mm 75 IIIIVVII VIII ddmm 则40 IIIIV Lmm 挡油环右侧用轴肩定位 故可取88 IV V dmm 取齿面与箱体内壁距离轴承座距箱体内壁距离为 18 5 amm 8smm 用挡油环对齿面定位时 为了使油环可靠的压紧齿轮 段应略短于VIVII 轮毂宽度 故取所以取86 VI VII Lmm 53 VII VIII Lmm 齿轮左侧用轴肩定位 取则 轴换宽度 7 hmm 104 V VI dmm 1 4bh 取 12 V VI Lmm 由装配关系可确定60 IV V Lmm 计算得 1 145 5Lmm 2 132 5Lmm 3 67Lmm 32 6 轴上零件的周向定位 齿轮 半联轴器与轴的周向定位均采用普通平键型 连接 轴与齿轮 A 连接采用平键 L 70 齿轮轮毂与轴的配合为 2514b hmmmm mm 7 6 H n 同样半联轴器与轴连接 采用键 半联轴器1811100b hLmmmmmm 与轴的配合为 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合保证的 此外选 7 6 H k 轴的直径尺寸公差为 6m 7 轴上齿轮所受切向力 径向力 轴向力3944 te FN 1482 re FN 1013 ae FN 3 1038221TN mm 4 263 274dmm 8 求两轴承所受的径向载荷和 1r F 2r F 将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系 图一 图二 33 图三 4 1 263 274 146 81482 146 8 1013 22 1740 605 146 854 8201 6 reae r V d FF FN 21 1482 1740 605258 605 r Vrer v FFF 1 146 8 2871 921 146 854 8 r Hte FFN 21 39442871 9211072 079 r Hter H FFF 22 111 3029705 768247930 233358 219 rr Vr H FFFN 22 222 66876 546 1149353 3821102 828 rr Vr H FFFN 9 求两轴承的计算轴向力和 1a F 2a F 对于型轴承 轴承的派生轴向力7315AC0 68 dr FF 34 11 0 680 68 3358 2192283 589 dr FFNN 22 0 680 68 1102 828749 923 dr FFNN 1 2 1762 923 aedd FFF 故 12 5042 130 aaed FFFN 11 2283 589 ad FFN 21 520 666 adae FFFN 10 求轴承的当量动载荷和 1 P 2 P 查表可得径向载荷系数和轴 1 1 2283 589 0 68 3358 219 a r F F 2 2 520 666 0 47 1120 828 a r F F 向载荷系数分别为 对于轴承 1 1 1X 1 0Y 对于轴承 2 2 1X 2 0Y 因轴承运转载荷平稳 按表 13 6 取 1 01 2 p f 1 p f 则 11 111 1 1 3358 2193358 219 pra PfX FY FN 22222 1 1 1102 8281102 828 Pra PfX FY FN 11 求该轴承应具有的额定载荷值 因为则有 12 PP 66 3 1 101046800 75700 6060 44 7883358 219 h c Lh n P 预期寿命 故合格 5 300 1624000 h Lh 12 弯矩图的计算 水平面 1 1072 NH FN 2 2852 NH FN AB 段 弯矩为 0 BC 段 35 1 01072 NH MFxMx 0132 5 x CD 段 1 132 5 02852568974 NHt MFxF xMx 132 5199 5 x 10720132 5 2852568974 132 5199 5 xx M xx 铅垂面 1 259 NV FN 2 1741 NV FN AB 段弯矩为 0 BC 段 1 0259 NV MFxMx 0132 5 x CD 段 1 132 5 01731345335 NVra MFxF xMMx 132 5199 5 x 36 2590132 5 1731345335 132 5199 5 V xx M xx 做弯矩图如下 37 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面 现将C 计算出的截面处的 及的值列于下表C H M V MM 表表 5 5 载荷水平面H垂直面V 支持力 F 1 2871 921 r H FN 2 1072 079 r H FN 1 1740 605 r V FN 2 258 605 r V FN 弯矩 142040 H MN mm 1 34318 V MN mm 2 99031 V MN mm 总弯矩 2222 11 142040 34318 161909 HV MMMN mm 2222 22 14204099031184000 HV MMMN mm 扭矩T 3 1038221TN mm 13 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时 通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 即危险截面 C 的强度 根据计算式及上表的数据 以及轴单向旋转 扭转切应力为脉动 循环 变应力 取 轴的计算应力0 6 前已选定轴的材料为 45 钢 调质处理 查表可得 因此 1 60 a MP 2222 23 1 3 184000 0 6 1038221 649539 8 91 0 1 9072900 ca MT 故安全 14 键的选择和校核 选键型为普通平键 A 根据 从表 6 1 中查得键的截面尺寸为 90dmm 宽度 25 高度 取键长 键轴和毂的材料都是bmm14h mm70Lmm 钢 有表 6 2 查得许用挤压应力 取平均值120150 pa MP 键的工作长度 键与轮毂键槽的135 pa MP 702545lLbmm 38 接触高度 0 50 5 147khmm 故选取键 A 33 2102 1038 221 10 74 7 45 90 pap T MP kld GB T 1096 2003251470mmmmmm 7 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 各轴肩处圆角半径为 2 245 六六 箱体结构的设计箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造 HT200 制成 采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质 量 大端盖分机体采用配合 6 7 is H 1 机体有足够的刚度 在机体为加肋 外轮廓为长方形 增强了轴承座刚度 2 考虑到机体内零件的润滑 密封散热 因其传动件速度小于 12m s 故采用侵油润油 同时为了避免油搅得沉渣溅起 齿顶到油池底面的距离 H 为 40mm 为保证机盖与机座连接处密封 联接凸缘应有足够的宽度 联接表面应精创 其表面粗糙度为 3 6 3 机体结构有良好的工艺性 铸件壁厚为 10 圆角半径为 R 3 机体外型简单 拔模方便 4 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔 能看到 传动零件齿合区的位置 并有足够的空间 以 便于能伸入进行操作 窥视孔有盖板 机体上开窥视孔与凸缘一块 有便于机 械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封 盖板用铸铁制成 用 M6 紧固 B 油螺塞 放油孔位于油池最底处 并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧 以便放油 放