(样板)机械设计课程设计说明书.doc

1 35 Hefei University 课课程程设设计计 COURSE PROJECT 题目 两级斜齿圆柱齿轮减速器 系别 机械工程系 专业 机械设计制造及自动化 学制 四年 姓名 江恒 学号 1306032021 导师 徐启圣 汪珺 2013 年 12 月 22日 目目录录 第第 1 1 章章 机机械械设设计计课课程程设设计计任任务务书书 1 1 1 设计题目 1 1 3 设计要求 1 1 4 设计说明书的主要内容 2 1 5 课程设计日程安排 2 第第 2 2 章章 传传动动装装置置的的总总体体设设计计 3 2 1 传动方案拟定 3 2 2 电动机的选择 3 2 3 计算总传动比及分配各级的传动比 4 2 4 运动参数及动力参数计算 4 第第 3 3 章章 传传动动零零件件的的设设计计计计算算 6 第第 4 4 章章 轴轴类类零零件件的的选选择择及及校校核核计计算算 7 第第 5 5 章章 联联轴轴器器的的选选择择与与计计算算 9 第第 6 6 章章 减减速速器器的的润润滑滑方方式式和和密密封封类类型型的的选选择择 10 第第 7 7 章章 减减速速器器润润滑滑方方式式和和密密封封类类型型选选择择 11 第第 8 8 章章 减减速速器器附附件件的的选选择择与与设设计计 12 第第 9 9 章章 减减速速器器箱箱体体的的设设计计 13 设设计计小小结结 15 参参考考文文献献 16 第第 1 1 章章 机机械械设设计计课课程程设设计计任任务务书书 1 1 1 1 设设计计题题目目 设计用于带式运输机的两级斜齿圆柱齿轮减速器 图示如示 连续单向运转 载荷 平稳 两班制工作 使用寿命为5 年 作业场尘土飞扬 运输带速度允许误差为 5 图 1带式运输机 1 1 2 2 设设计计数数据据 表 1设计数据 运输带工作拉力 F N 运输带工作速度 V m s 卷筒直径 D mm 35000 64300 1 1 3 3 设设计计要要求求 1 设计要求达到 齿齿轮轮传传动动的的中中心心距距要要圆圆整整 0 0 5 5 结结尾尾 且且两两级级齿齿轮轮传传动动的的中中心心 距距之之和和小小于于 3 32 20 0m mm m 安安装装在在减减速速器器上上的的大大带带轮轮不不碰碰地地面面 减减速速器器的的中中间间轴轴上上的的 大大齿齿轮轮不不与与低低速速轴轴干干涉涉 运运输输带带速速度度允允许许误误差差为为 5 5 2 减速器装配图 A0 一张 1 35 3 零件图 2 张 0 4 设计说明书一份约 6000 8000 字 1 1 4 4 设设计计说说明明书书的的主主要要内内容容 1 封面 标题及班级 姓名 学号 指导老师 完成日期 2 目录 包括页次 3 设计任务书 4 传动方案的分析与拟定 简单说明并附传动简图 5 电动机的选择计算 6 传动装置的运动及动力参数的选择和计算 7 传动零件的设计计算 8 轴的设计计算 9 滚动轴承的选择和计算 10 键联接选择和计算 11 联轴器的选择 12 设计小结 体会 优缺点 改进意见 13 参考文献 1 1 5 5 课课程程设设计计日日程程安安排排 表 2课程设计日程安排表 1 1 准备阶段1 天 2 2 传动装置总体设计阶段1 天 3 3 传动装置设计计算阶段3 天 4 4 减速器装配图设计阶段5 天 5 5 零件工作图绘制阶段2 天 6 6 设计计算说明书编写阶段1 天 7 7 设计总结和答辩1 天 第第 2 2 章章 传传动动装装置置的的总总体体设设计计 2 1 传传动动方方案案拟拟定定 由题目和带式运输机的结构简图可知传动机构类型为 展开式二级圆柱齿轮 减速器 本传动机构的结构特点是 减速器横向尺寸小 2 2 2 2 电电动动机机的的选选择择 1 选择电动机的类型 选择 Y 系列三相异步电动机 2 选择电动机的功率 运输机主轴上所需功率 kw Fv Pw24 2 1000 64 0 3500 1000 传动装置总效率 54 4 3 2 2 1 V 带传送效率 96 0 1 齿轮传动 闭式 精度等级为 8 97 0 2 滚动轴承 角接触球轴承 4 对 99 0 3 联轴器 十字滑块联轴器 98 0 4 运输带的效率 注注 查查 课课程程设设计计手手册册 表表 1 1 5 596 0 5 8136 0 电动机所需功率为 kw P P w d75 2 8136 0 24 2 查 课程设计手册 表 12 1 可取电动机的额定功率为 Pd 3kw 3 确定电动机的转速 V 带的传动比 i1 2 4 二级圆柱齿轮减速器传动比 i2 8 40 总传动比 i 16 160 又 min 74 40 100060 r D v nw wdnin 即min 40 6518min 84 651 rrnd 又因为 Y 系列的转速有 750r min 1000r min 1500r min 3000r min 四种类型 这里选用 Y100L2 4 具体数据如下 方案电动机型号电动机额定功率 kw 同步转速 r min 1Y100L2 431500 3 35 2 3 计计算算总总传传动动比比及及分分配配各各级级的的传传动动比比 1 总传动比的计算 Y100L1 4 的满载转速为 1430r min 1 35 74 40 1430 w m n n i 2 多级传动中 总传动比 321ii ii 展开式二级圆柱齿轮 324 1 ii 为 V 带传动比1i7 21 i 为减速器高速级传动比2i 为减速器低速级传动比3i 266 4 2 i047 3 3 i 2 2 4 4 运运动动参参数数及及动动力力参参数数计计算算 1 各轴的转速的计算 电动机 min 1430rnm 高速轴 min 63 529 1 1r i n n m 中间轴 min 15 124 2 1 2r i n n 低速轴 min 74 40 3 2 3r i n n 即 min 74 4034rnnnw 2 各轴间的传动效率 电动机轴与减速器高速轴 轴 传动效率 97 0 1 d 减速器高速轴 轴 和减速器中间轴 轴 96 0 3212 减速器中间轴 轴 和减速器低速轴 轴 96 0 3223 减速器低速轴 轴 和卷筒轴的传动效率 97 0 4334 3 各轴输入功率计算 电动机输出功率 kwPd3 减速器高速轴 kwPPd88 2 11 减速器中间轴 kwPP765 2 3212 减速器低速轴 kwPP655 2 3223 卷筒轴 kwPP576 2 4334 4 各轴输出功率 减速器高速轴 kwPP85 2 3 1 1 减速器中间轴 kwPP737 2 32 2 减速器低速轴 kwPP628 2 33 3 卷筒轴 kwPP55 2 34 4 5 各轴输入转矩 电动机输出转矩 mN n P T m d d 03 209550 减速器高速轴 mN n P T 93 519550 1 1 1 减速器中间轴 mN n P T 69 2129550 2 2 2 减速器低速轴 mN n P T 37 6229550 3 3 3 卷筒轴 mN n P T 85 6039550 4 4 4 6 各轴输出转矩 减速器高速轴 mNTT 41 5131 1 减速器中间轴 mNTT 57 21032 2 减速器低速轴 mNTT 144 61633 3 卷筒轴 mNTT 81 59734 4 注 运动和动力参数的计算数值详见下表 轴转速 r min 输入功 率 kw 输出功 率 kw 输入转矩 N m 输出转矩 N m 传动 比 传动效 率 电动机 轴 1430320 03 2 70 97 减速器 高速轴 529 632 882 8551 9351 41 4 2660 96 减速器 中间轴 124 152 7652 737212 69210 57 3 0470 96 减速器 低速轴 40 742 6552 628622 37616 14 卷筒轴40 742 5762 55603 85597 81 10 97 5 35 第第 3 3 章章 传传动动零零件件的的设设计计计计算算 3 1 普通 V 带传动的设计计算 1 确定设计功率 因为带式运输机的载荷平稳 两班制工作即工作时长为16h 则工 作情况系数 注注 查查课课本本 P P1 10 02 2 表表 7 7 6 61 1 AK 设计功率 kwPKPA3 331 1 2 选取带型 设计功率 P 3 3kw 转速 min 1430rnnm 小带轮 经查课本 P103 图 7 11 可知 选取 A 型带 3 确定带轮的基准直径 根据课本 P103 表 7 7 可知 A 型 V 带戴路明最小基准直径 mmdd75min 故可选小带轮的直径mmdd1001 则大带轮直径为 mmdiddd2701007 2112 根据课本 P101 表 7 3 取mmdd2802 则其传动比误差为 故可用 05 0 037 0 i 4 验算带的速度 max 25 49 7 100060 1430100 10060 11 vsmsm nd v d 故符合要求 5 确定 V 带长度和中心距 2 7 021021ddddddadd 初步确定中心距 760 280100 2266 280100 7 00 a 又因为要考虑其结构紧凑故取偏小值mma3000 又 mm a dd ddL dd ddad90 1223 4 2 2 0 2 12 210 则根据课本 P95 表 7 2 选 V 带基准长度为mmLd1250 故实际中心距mm LL aa dd 1 326 2 90 12231250 300 2 0 6 计算小轮包角 37 148 3 57 1 326 100280 180 3 57180 12 1 a dddd 7 确定 V 带根数 根据课本 P101 表 7 3 可知单根 V 带所传递的功率kwp3 10 根据课本 P102 表 7 4 可查得弯曲影响系数 3 107725 0 bK 根据课本 P102 表 7 5 可查得传动比系数14 1 iK 故得 kw K nKP i b136 0 1 10 小带轮 根据课本 P104 表 7 8 可查得包角修正系数92 0 K 根据课本 P95 表 9 2 可查得长度系数87 0 LK 则 V 带的根数为87 2 87 0 92 0 136 0 3 1 3 3 00 LKKPP P z 取 z 3 根 8 计算初拉力 根据课本 P94 表 7 1 可查得单位长度质量mkgm 1 0 初拉力Nmv K K zv P F19 100 5 2 500 2 0 9 计算作用在轴上的压力 NzFQ38 578 2 37 148 sin19 10032 2 sin20 10 带轮的结构设计 在本设计中因其转速较高故设计时材料采用铸钢 又因为设计的大带轮 的直径为 200mm 则结构形式为腹板式 其小带轮的直径为75mm 则小带 轮的结构形式为实心式 V 带带轮轮槽尺寸如下表所示 小带轮大带轮 槽型A 型A 型 基准宽度 bd 1111 基准线上槽深 hamin 2 752 75 槽深 he 1212 槽间距 e 1515 槽边距 fmin 1010 轮缘厚min 66 带轮宽度 B3 5050 带轮结构腹板式腹板式 3 2 高速级斜齿圆柱齿轮传动设计计算 3 2 1 选择齿轮材料 热处理方式和精度等级 考虑到带式运输机为一般机械 故大 小齿轮的材料均选用45 钢 采用软齿面 查课本 P129 表 8 2 查取相关数值可得 小齿轮调质处理 齿 面硬度为 217 255HBW 平均硬度 236HBW 大齿轮正火处理 齿面硬度 为 162 217HBW 平均硬度为 190HBW 大 小齿轮齿面的平均硬度差为 46HBW 在 30 50HBW 范围内 故选用 8 级精度 3 2 2 初步计算传动主要尺寸 7 35 因为是软齿面闭式传动 故按齿面接触疲劳强度进行设计 3 2 1 1 12 H ZZZZ u uKT d HE d 式中各参数 1 小齿轮传递的转矩 m 41N151 T 2 设计时因圆周速度 v 圆周未知 即动载系数 Kv不能确定 故初选载荷系 数 Kt 1 1 1 8 故本题初取 Kt 1 4 3 根据课本 P144 表 8 6 查得齿宽系数1 1 d 4 根据课本 P136 表 8 5 查得材料弹性系数MPaZE 8 189 5 初选螺旋角则根据课本 P136 图 8 14 可查得节点区域系数 12 46 2 HZ 6 高速级传动比 u i2 4 266 7 初选 z1 23 则 故取 z2 9811 9823266 4 12 uzz 端面重合度67 1 cos 11 2 388 1 21 zz 轴面重合度71 1 tan318 0 1 zd 根据课本 P136 图 8 15 可查得重合度系数775 0 Z 根据课本 P143 图 8 24 可查得螺旋角系数99 0 Z 8 计算许用接触应力 根据课本 P146 图 8 28 e 查得 小齿轮的接触疲劳极限应力MPaH5701lim 根据课本 P146 图 8 28 a 查得 大齿轮的接触疲劳极限应力MPaH3902lim 小齿轮的应力循环次数 8 1110355 6 60 haLnN 大齿轮的应力循环次数 8 1049 1 2 1 2 i N N 根据课本 P147 图 8 29 查得接触强度寿命系数 允许局部点蚀 可得 小齿轮的接触强度寿命系数ZN1 1 08 大齿轮的接触强度寿命系数 ZN2 1 16 根据课本 P147 表 8 7 查取安全系数 SH 1 0 则 MPa S Z H HN H 6 615 1lim1 1 MPa S Z H HN H 4 452 2lim2 1 故取 MPaHH45221 初算小齿轮的分度圆的直径 d1t 得 mm ZZZZ u uKT d H HE d 64 46 452 99 0775 046 2 8 189 266 4 1266 4 1 1 514114 12 12 3 2 3 2 1 1 3 2 3 确定传动尺寸 1 计算载荷系数 根据课本 P130 表 8 3 查取使用系数 KA 1 0 圆周速度sm nd v t 40 1 100060 43 52940 50 100060 11 圆周 根据课本 P131 图 8 7 查取动载系数13 1 vK 根据课本 P132 图 8 11 查取齿向载荷分布系数 设轴刚性大 11 1 K 根据课本 P133 表 8 4 查取齿间载荷分配系数2 1 K 故 载荷系数51 1 2 111 113 10 1 KKKKKVA 2 对 d1t进行修正 因 K 与 Kt 有较大差异 故需对其进行修正 即 mm K K dd t t83 47 4 1 51 1 64 46 33 11 3 确定模数 mn mm z d mn05 2 23 12cos83 47cos 1 1 故根据课本 P124 表 8 1 查取模数 mn 2 4 计算传动尺寸 中心距 mm zzm a n 70 123 12cos2 9823 2 cos2 21 即圆整为 则螺旋角mma125 50 14 1252 9823 2 arccos 2 arccos 21 a zzmn 因为 值与初选值相差较大 故与 值相关的数值需要修正 修正后结 果是 65 1 08 2 显然 值改变后 d1的mmdmmdZZt48 4755 46981 0 78 0 11 计算值变化很小 因此不再修正mn和 a 故 mm zm d mmdmm zm d n n 45 202 5 14cos 982 cos 48 471 51 47 5 14cos 232 cos 2 2 1 1 合适 又mmmmdbbd53261 5251 471 1212 即取 mmbmmbb601 105 21 取又 9 35 3 2 4 校核齿根弯曲疲劳强度 FSF n FYYYY dbm KT 1 12 式中各参数 1 载荷系数 K 输出转矩 模数 mn 小齿轮分度圆直径 d1同前 1 T 2 齿宽mmbb532 3 齿形系数 YF和应力修正系数 YS 当量齿数 99 107 5 14cos 98 cos 35 25 5 14cos 23 cos 33 2 2 33 1 1 z Z z Z V V 由课本 P139 图 8 19 查取 YF1 2 61 YF2 2 25 由课本 P139 图 8 20 查取 YS1 1 59 YS2 1 80 4 由课本 P140 图 8 21 查取重合度系数0 72 Y 5 由课本 P143 图 8 26 查取螺旋角系数0 88 Y 6 许用弯曲应力 由课本 P146 图 8 28 f 查取弯曲疲劳极限应力MPaF2201lim 由课本 P146 图 8 28 b 查取弯曲疲劳极限应力MPaF1702lim 由课本 P147 图 8 30 查取弯曲强度寿命系数0 121 NNYY 由课本 P147 表 8 7 查取安全系数为故25 1 FS MPa S Y MPa S Y F FN F F FN F 136 25 1 1700 1 176 25 1 2201 2lim2 2 1lim1 1 即 2 11 22 12 1 11 1 1 11 79 59 1 61 2 80 1 25 2 06 81 06 81 88 072 0 59 1 61 2 51 47253 25141151 1 2 1 F SF SF FF F SF n F MPa YY YY MPa YYYY dbm KT 由计算可知满足齿根弯曲疲劳强度 3 2 5 计算大 小齿轮其他几何尺寸 名称计算公式计算数值 模数 mn2 螺旋角 14 5 压力角 20 法向齿距 Pn mn 6 28 齿顶高 ha mn2 齿根高 hf 1 25mn2 5 全齿高 h 2 25mn4 5 cos 1 1 zm d n 47 510 分度圆直径 cos 2 2 zm d n 202 450 namdd211 51 510齿顶圆直径 namdd222 206 450 nfmdd5 211 42 510 齿根圆直径 nfmdd5 222 197 510 中心距 2 21dd a 124 98 3 3 低速级斜齿圆柱齿轮传动设计 3 3 1 选择齿轮材料 热处理方式和精度等级 考虑到带式运输机为一般机械 故大 小齿轮的材料均选用40Cr 采 用硬齿面 查课本 P129 表 8 2 查取相关数值可得 小齿轮调质 表面淬火 处理 齿面硬度为 45 55HRC 平均硬度为 55HRC 大齿轮调质 表面淬火 处理 齿面硬度为 40 50HRC 平均硬度为 55HRC 选用 7 级精度 3 2 2 初步计算传动主要尺寸 因为是硬齿面闭式传动 故按齿根弯曲疲劳强度进行设计 3 2 1 2 2 cos2 F SF n YY dz YYKT m 式中各参数 1 小齿轮传递的转矩 mN57 210 2 T 2 初选 z3 26 则取 z4 79222 79047 3 26334 izz 3 由课本 P144 表 8 6 选取齿宽系数5 0 d 4 初选 12 则得 11 35 68 1 cos 11 2 388 1 21 zz 轴面重合度88 0 tan318 0 1 zd 根据课本 P140 图 8 21 可查得重合度系数696 0 Y 根据课本 P143 图 8 26 可查得螺旋角系数94 0 Y 5 初选3 1 tK 6 齿形系数 YF和应力修正系数 YS 当量齿数 48 85 12cos 80 cos 61 26 12cos 26 cos 33 4 4 33 3 3 z Z z Z V V 由课本 P139 图 8 19 查取 YF3 2 59 YF3 2 23 由课本 P139 图 8 20 查取 YS3 1 60 YS3 1 79 7 许用弯曲应力 由课本 P146 图 8 28 f 查取弯曲疲劳极限应力MPaF3603lim 由课本 P146 图 8 28 b 查取弯曲疲劳极限应力MPaF3604lim 由课本 P147 表 8 7 查取安全系数为25 1 FS 故小齿轮 3 与大齿轮 4 的应力循环系数分别为 7 8 3 3 4 8 13 1095 7 047 3 1042 2 1042 2 525082115 1246060 i N N aLnNh 由课本 P147 图 8 30 查取弯曲强度寿命系数 0 121 NNYY 故许用弯曲应力 0142 0 0139 0 288 79 1 23 2 0142 0 288 60 1 56 2 288 25 1 3600 1 288 25 1 3600 1 3 33 4 44 3 33 4lim4 4 3lim3 3 F SF F SF F SF F SF F FN F F FN F YYYY YY YY MPa S Y MPa S Y 所以 8 初算法面模数 mnt 3 2 1 2 2 cos2 F SF d t nt YY Z YYTK m mm49 2 0142 0 265 0 12cos21057092 0 696 0 3 12 3 2 2 3 3 3 计算传动尺寸 1 计算载荷系数 K 根据课本 P130 表 8 3 查取使用系数 KA 1 0 圆周速度sm nzm v nt 43 0 cos100060 15 1242649 2 cos100060 11 圆周 根据课本 P131 图 8 7 查取动载系数06 1 vK 根据课本 P132 图 8 11 查取齿向载荷分布系数 设轴刚性08 1 K 大 根据课本 P133 表 8 4 查取齿间载荷分配系数2 1 K 故 载荷系数374 1 2 111 1 13 1 0 1 KKKKKVA 2 对 mnt进行修正 mm K K mm t ntn53 2 3 1 374 1 49 2 33 根据课本 P124 表 8 1 查取为mmmn3 3 计算传动尺寸 中心距为mm zzm a n 01 161 12cos2 7926 3 cos2 21 圆整为mma160 修正螺旋角 26 10 1602 7926 3 arccos 2 arccos 21 a zzmn 所以 mm zm d mm zm d n n 851 240 26 10 cos 793 cos 268 79 26 10 cos 263 cos 4 4 3 3 mmbbmmdbd40634 39268 795 021 所以取 mmb451 3 2 4 校核齿面接触疲劳强度 HHEH u u bd KT ZZZZ 12 3 2 式中各参数 1 K b d1值同前 2 T 2 齿数比 u i3 3 047 3 由根据课本 P136 表 8 5 查得材料弹性系数MPaZE 8 189 13 35 4 根据课本 P136 图 8 14 可查得节点区域系数 ZH 2 48 5 根据课本 P136 图 8 15 可查得重合度系数83 0 Z 6 根据课本 P136 图 8 24 可查得螺旋角系数990 0 Z 7 许用接触应力 根据课本 P146 图 8 28 g 可查得接触疲劳极限为 MPaHH12004lim3lim 根据课本 P147 图 8 29 可查得寿命系数15 1 0 143 NNZZ 根据课本 P147 表 8 7 可查得安全系数 SH 1 0 则 MPa S Z MPa S Z H HN H H HN H 1380 0 1 120015 1 1200 0 1 12000 1 4lim 4 3lim 3 即许用接触应力 MPaH1200 MPaMPa u u bd KT ZZZZ H HEH 1200 5 675 047 3 1047 3 268 7940 210570374 1 2 990 083 0 48 2 8 189 12 2 3 2 所以满足齿面接触疲劳强度 3 3 5 计算齿轮传动其他几何尺寸 名称计算公式计算数值 模数 mn3 螺旋角 10 26 压力角 法向齿距 Pn mn 9 42 齿顶高 ha mn3 齿根高 hf 1 25mn3 75 全齿高 h 2 25mn6 75 cos 1 1 zm d n 79 268 分度圆直径 cos 2 2 zm d n 240 851 namdd211 85 268齿顶圆直径 namdd222 246 851 nfmdd5 211 71 768 齿根圆直径 nfmdd5 222 233 3351 中心距 2 21dd a 160 06 第第 4 章章 轴轴类类零零件件的的选选择择及及校校核核计计算算 一 初步设计 在展开式二级减速器中有低速轴 中间轴 高速轴 其中低速轴和高速级小 齿轮是在一起加工的 中间轴和高速级大齿轮 低速级小齿轮是装配在一起 的 低速轴和低速级大齿轮装配在一起 齿轮与轴是通过间接的 器装配简 图如下 4 1 减速器高速轴 轴 的设计计算 4 1 1 选择轴的材料 因轴传递的功率不大 并对质量及结构尺寸五特殊要求 故选用常用材 料 45 钢 调质处理 4 1 2 初算轴径 对于转轴 按扭转强度初算轴径 查取课本P193 表 10 2 得 C 106 118mm 考虑轴端弯矩比转矩小 故取 C 106 则 mm n P Cd575 18 63 529 85 2 1063 3 1 1 min 考虑键槽的影响 则取mmd50 1905 1 575 18min 4 1 3 轴的结构设计 1 轴承的结构形式 为方便轴承部件的装拆 减速器的机体采用剖分 15 35 式 因传递功率小 齿轮减速器效率高 估计轴不会长 故轴承部件的固定 方式可采用两端固定方式 由此 所涉及的轴承部件的结构形式如课本P 194 图 10 7 示 然后 可按轴上零件的安装顺序 从处开始设计 mind 2 带轮及轴段 取轴径 轴段 1 的长度应与带轮的宽 B20mmdmin 相同则 即轴段 的直径 d1 21mm50mml1 3 密封圈及轴段 在确定轴段 2 的直径时 应考虑密封圈的尺寸这 方面 查机械设计手册 可选用毡毛油封JB ZQ4606 1986 中的轴径为 25 mm 的 则轴段 2 的直径 mm25d2 4 轴承及轴段 与轴段 考虑齿轮的轴向力 轴承类 型选深沟球轴 承 轴段 上安装轴承 其直径应既便于轴承安装 又应符合轴承内径系 列 现暂取轴承型号为 6006C 查轴承手册 内径 d 30mm 外径 D 55mm 宽度 B 13mm 定位轴肩直径 轴上定位端面的圆角半径mm63da 故轴段 的直径 通常同一轴上的两个轴承取相同型 mm1rs a mm30d3 号 故轴段 的直径 轴段 的长度 l5 13mm mm30d7 5 齿轮及轴段 轴段 上带有齿轮齿轮 还要考虑到轴承的装卸 轴段直径应该根据应根据 6006C 轴承的定位轴肩直径 da确定 即 mmdda36 4 6 机体及轴段 的长度 轴段 的长度 l4除2l 3l 与轴上零件有关外 还与机体及轴承盖等零件有关 通常从齿轮端面开始向 两端展开来确定这些尺寸 为避免转动齿轮与不动机体相碰 应在齿轮端面 与机体内壁间留有足够间距 H 由课本 P198 表 10 3 可取 H 15mm 已知减 速器的转速与功率较低 为脂润滑 则设计有挡油环 另为补偿机体的铸造 误差 轴承应深入轴承座孔内适当距离 以保证轴承在任何时候都能坐落在 轴承座孔上 为此取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁间的距离 为保证拧紧上下轴承链接螺栓所需扳手空间 轴承座应有足够的mm10 宽度 C 故轴承座的宽度取 C 50mm 根据轴承 7006C 的外圈直径 由机械 设计的轴承盖凸缘厚度 e 8mm 为避免带轮端面转动时与不动的轴承盖连接 螺栓相碰 带轮端面与轴承盖间应有足够的间距K 可取 K 15mm 在确定 齿轮 机体 轴承 轴承盖与带轮的相互位置后 轴段2 3 6 的长度就 随之确定下来 即 mm13l3 B mm50l2 mml1654 轴的主要尺寸 单位 mm d1d2d3d4d5 2125303630 l1l2l3l4l5 48501316513 进而 轴承的支点及力的作用点键的跨距也随之确定下来 6006C 的轴承 力作用点距外环原边 6 5mm 取该点为支点 取带轮的的中心为力作用点 则可得跨距为mmLmmLmmL 5 61 5 116 5 80 321 7 键连接 带轮与轴的轴向连接采用A 型普通平键连接 则键 20031096 4578 TGB 8 设计草图 4 1 4 轴的受力分析 1 轴的受力分析图 2 计算支承反力 圆周力 N d T Ft18 2164 510 47 5141022 1 1 径向力 NFF n tr 61 813 5 14cos 20tan 18 2164 cos tan 轴向力 NFF ta 69 5595 14tan18 2164tan 法向力 N F F n t n 84 2378 5 14cos20cos 19 2164 coscos 在水平面上 N LL dFLF R ar H 8 355 5 61 5 116 2 510 4769 559 5 6161 8132 32 3 1 NRFR Hr H81 457 8 35561 813 1 2 在垂直平面上 NFRR t VV 1 10822 19 21642 21 轴承 I 的总支承反力 NRRR VH 36 1154 2 1 2 1 1 轴承 II 的总支承反力 NRRR VH 53 1159 2 2 2 2 2 3 画弯矩图 在水平面上 a a 剖面左侧 mmNLRM H H 7 414505 116 8 355 21 a 17 35 b b 剖面右侧 mmNLRM H H 315 28155 5 6181 4573 2 a 在垂直平面上 mmNLRM V V 65 126064 5 116 1 1082 21 a 合成弯矩 a a 剖面左侧 mmNMMM aVaH 8 132703 22 a a a 剖面右侧 mmNMMM aVaH 5 129170 2 2 a 4 1 5 校核轴的强度 a a 剖面左侧 因弯矩大 有转距 故a a 剖面左侧为危险剖面 由 于这是齿轮轴 则轴的强度在齿轮的地方强度最大 a a 剖面左侧 因弯矩较大 有转矩 还有键槽引起的应力集中 故 a a 剖面左侧为危险剖面 由附表 10 1 得 抗弯剖面模量 3 2 3 6 6187 2 1 0mm d tdbt dW 抗扭剖面模量 3 2 3 4 13596 2 2 0mm d tdbt dWT 弯曲应力 MPa W MaH b6 37 MPaba 6 37 0 m 扭剪应力 MPa W T T T2 43 MPaTma 6 212 对于调质处理的 40Gr 钢 由表 10 1 查得 MPaB750 MPas550 MPa3501 MPa2001 查得材料的等效 系数 15 03 0 键槽引起的应力集中系数 由附表10 4 查得 795 1 95 1 KK 绝对尺寸系数 由附图 10 1 查得 76 0 8 0 轴磨削加工时的表面质量系数由附图10 2 查得 0 91 所以求得安全系数 47 3 1 ma K S 38 3 1 ma K S 42 2 22 SS SS S 查表 10 5 得许用安全系数 显然 故剖面安全 1 3 1 5S SS aa 4 1 6 校核键的强度 带轮处键连接的挤压应力 a17 29 8 56620 102 44 dh 4 4 l pMP T 取键 轴及带轮的材料为钢 查表的 显然 故 a150 120 pMP p p 强度足够 4 1 7 校核轴承寿命 由机械设计手册查 6006 轴承得 C 13200N NC83000 1 计算轴承的轴向力 NAF69 559 显然 因此轴有左移趋势 但由轴承部件的结构图分析可知轴承12SAS I 将使轴保持平衡 故事两轴承的轴向力分别为 NF69 5591a NF812 4632a 比较两轴承的受力 及 故只需校核轴承 I 21rrFF 21aaFF 2 计算当量动载荷 由 查 1 表 11 084 0 8300 38 693 01a cF 12 得 e 0 28 因为 e F F 870 0 20 797 38 693 1r 1a 所以 X 0 44 Y 1 36 当量动载荷 NYFXFP ar 13 121369 55926 1 36 115444 0 11 3 校核轴承寿命 轴承在 100以下工作 查 1 表 11 9 得C 载荷变动小 为减速器用轴承查 1 表 11 10 得 0 1f T5 1fp 19 35 轴承 I 的寿命 h Pf Cf n L p T 85 95287 13 12135 1 132001 65060 10 60 10 3 6 3 6 h 已知减速器使用 10 年 每年按 300 天计 两班工作制 则预期寿命 h00002550228h L 显然 故轴承寿命充裕 hLL h 4 2 减速器高速轴 轴 的设计计算 4 2 1 选择轴的材料 因轴传递的功率不大 并对质量及结构尺寸五特殊要求 故选用常用材 料 45 钢 调质处理 4 2 2 初算轴径 对于转轴 按扭转强度初算轴径 查取课本P193 表 10 2 得 C 106 118mm 考虑轴不是外伸轴 故取 C 118 则 mm n P Cd04 33 15 124 74 2 118min 33 1 1 考虑键槽的影响 则取mmd344 361 140 33min 4 2 3 轴的结构设计 1 轴承的结构形式 为方便轴承部件的装拆 减速器的机体采用剖分 式 因传递功率小 齿轮减速器效率高 估计轴不会长 故轴承部件的固定 方式可采用两端固定方式 由此 所涉及的轴承部件的结构形式如课本P 194 图 10 7 示 然后 可按轴上零件的安装顺序 从处开始设计 mind 2 轴承轴段 及轴段 取轴径 又因为轴段 要与轴承36mmdmin 装配 则由设计手册 P77 表 7 7 可得应选轴承型号为 7008C 其内径 d 40 mm 外径 D 68mm 宽度 B 15mm 定位轴肩直径 轴上定位端面mm64da 的圆角半径 即轴段 的直径 d1 40mm 而且 l1 l5 15mmmm1rs a 3 轴段 和轴段 轴段 与大齿轮相连接 在确定轴段 的直径时 应考虑轴承的定位轴肩直径 轴段2 的直径 齿轮单向固定 mm46d2 故轴轴段 的长度 l2 79 5mm 和轴段 的长度 l4 66 5mm 4 齿轮与轴段 轴段 上安装齿轮 考虑到齿轮的轴向固定 即 故轴段 的直径为 d3 50mm 故轴段 的长度mmdh6 422 3 1 007 0 2 为 l3 15mm 表 7 1 II 轴的主要尺寸 单位 mm d1d2d3d4d5l1l2l3l4l5 40465046401566 51579 515 5 键连接 齿轮与轴的轴向连接采用A 型普通平键连接 则两键均选 键 20031096 40914 TGB 6 设计草图 7 键的强度校核 齿轮处的键连接压力为 MPa dh T p 86 115 5 1 4 1 故强度足够 120 150 p MPa Pp 4 3 减速器高速轴 轴 的设计计算 4 3 1 选择轴的材料 因传递功率不大 并对质量及结构尺寸无特殊要求 故选用常用材料 45 号钢 调质处理 4 3 2 初算轴径 对于转轴 按扭转强度初算轴径 查表10 2 得 C 126 103 考虑轴端 弯矩比转矩小 故取 C 106 则 mm n P Cd54 42 74 40 63 2 106min 33 1 1 考虑到键槽的影响 故mmd79 461 154 42min 4 3 3结结构构设设计计 1 轴承部件的结构形式 为方便轴承部件的拆装 减速器的机体采用剖 分式结构 因传递功率小 齿轮减速器效率高 发热小 估计轴不会长 故 轴承部件的固定方式可用两端固定方式 由此 所设计的轴承部件的结构形 式如结构草图图所示 然后 按轴上零件的安装顺序 从dmin处开始设计 2 联轴器及轴端 在本题中 dmin就是轴端 的直径 又考虑到轴端 上安装联轴器 因此 轴端 的设计应与联轴器的设计同时进行 通过计算得转矩mmNT 616410 3 为补偿联轴器所连接的俩轴的安装误差 隔离振动 选用滑块联轴器 查表 13 1 取 KA 1 3 则计算转矩 21 35 mmNTC 8013336164103 1 由机械设计手册查的 GB ZQ4384 2006 中的 WH7 型联轴器符合要求 公 称转矩为 900N m 许用转矩为 3200r min 轴孔直径范围为 40 48mm 考虑 dmin 46 79mm 故取联轴器轴孔直径 48mm 轴孔长度 84mm J 型轴孔 A 型键 联轴器主动端的代号为 WH748 84GB ZQ4384 2006 同理 轴端 的直径 dmin 48mm 轴端 的长度应比联轴器主动端轴孔 长度略短 故取 mml84 1 3 密封圈与轴端 在确定轴端 的直径时 应考虑联轴器的固定及密 封圈的尺寸俩个方面 当联轴器右端用轴肩固定时 由书图10 9 中公式 计算得轴肩高度 h 2 1 3mm 轴端 的直径最终由密封圈确定 查机械设 计手册 可选用毡圈油封 JB ZQ4606 1986 中的轴径为 50mm 的 则轴端 的直径 d2 50mm 4 轴承与轴端 及轴端 考虑齿轮有轴向力 轴承类型选角接触球轴 承 轴端 上安装轴承 其直径应既便于轴承安装 又应符合轴承内径系列 现暂取轴承型号为 6011C 查轴承手册 内径 d 50mm 外径 D 90mm 宽 度 B 18mm 定位轴肩直径 da 62mm 轴上定位断面的圆角半径 rAS 1mm 故轴端 的直径 d3 50mm 通常同一根轴上的俩个轴承取相同型号 故轴端 的直径 d7 50mm 轴端 的长度与轴承宽度相同 故取 l7 41mm 5 轴端 轴端 用于轴承的轴向固定 为减小应力集中 并考虑右端 的拆卸 段端 的直径应根据 7209C 轴承的定位轴肩 da确定 故取 d4 62mm 轴段 与轴端 都用于轴承的轴向固定 故 d6 d4 62mm 6 段端 与齿轮 齿轮右端用轴肩固定 由此可确定轴段 的直径 按书图 10 9 中公式计算得轴肩高度 h 3 01 4 3 取 d5 68mm 按书图 10 9 中公式计算得轴环宽度为 b 1 4h 1 4 d5 d4 2 1 4 50 43 2 4 9mm 可取轴段 长度 mml20 5 7 机体与轴端 的长度 由定轴 相关尺寸数据可得 l2 52mm l3 18mm l4 74mm l6 38mm 进而 轴承的支点及力的作用点间的 跨距也随之确定起来 取轴承中点为支点 取联轴器轮毂中点为力作用点 则可得跨距mmLmmLmmL103 103 50 321 表 7 2 III 轴的主要尺寸 单位 mm 7011C d1d2d3d4d5 d6d7 48505562686255 l1l2l3l4l5 l6l7 82521874203841 8 键连接 联轴器及齿轮与轴的周向连接均采用A 型普通平键连接 分 别为键及键45914 A361118 A 9 联轴器处的键连接压力为 MPa dh T p 36 112 5 1 4 1 显然 故强度足够 120 150 p MPa Pp 齿轮处的键连接压力为 MPa dh T p 06 123 5 1 4 1 故强度足够 120 150 p MPa Pp 10 结构设计草图如图所示 2 最终设计 在装配构成中 有考虑到了轴承的两端固定 而且轴承采用脂润滑要考 虑设计挡油环 而且在设计中考虑到的齿轮的轴向力 故齿轮也采用两向固 定故对三根轴局部尺寸进行调整 得最终装配图如下 23 35 故三根轴的尺寸调整如下 轴的主要尺寸 单位 mm d1d2d3d4d5键轴承 2125303630 l1l2l3l4l5 48501316513 14 9 456006C II 轴的主要尺寸 单位 mm d1d2d3d4d5键 1键 2轴承 4046504640 l1l2l3l4l5 1566 51579 515 14 9 4514 9 45 6008C III 轴的主要尺寸 单位 mm d1d2d3d4d5 d6d7键 1键 2轴承 48505562686255 l1l2l3l4l5 l6l7 82521874203841 14 9 45 18 11 36 6011C 第第 5 5 章章 联联轴轴器器的的选选择择与与计计算算 轴段最小直径为 45mm 可选为 LX4 型弹性柱销联轴器 由机械设计手 册查的 GB ZQ4384 2006 中的 WH7 型联轴器符合要求 公称转矩为 900N m 许用转矩为 3200r min 轴孔直径范围为 40 48mm 考虑 dmin 46 79mm 故取联轴器轴孔直径 48mm 轴孔长度 84mm J 型轴孔 A 型键 联轴器主动端的代号为 WH748 84GB ZQ4384 2006 25 35 第第 6 6 章章 减减速速器器的的润润滑滑方方式式和和密密封封类类型型的的选选择择 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 根据机械设计手册表7 11 查得润滑油可采用 代号为 L AN22 的全损耗系统用油 GB 443 1989 根据机械设计手册表 7 12 查得润滑脂可用代号为 L XACMGA2 的合成锂基润滑脂 GB T492 1989 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 轴承箱体内侧采用挡油环密封 轴承箱 体外侧采用毛毡圈密封 第第 7 7 章章 减减速速器器附附件件的的选选择择与与设设计计 7 1 窥视孔和视孔盖 窥视孔用于检查传动件的啮合情况等 并可用该孔向箱内注入润滑油 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M8 紧固 其结构设计如装 配图中所示 7 2 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 放油孔用螺塞堵住 因此油孔处的机体外壁应凸起一块 由机械加 工成螺塞头部的支承面 并加封油圈加以密封 其结构设计如装配图中所示 7 3 油标 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处 油尺安置的部位不能太 低 以防油进入油尺座孔而溢出 其结构设计如装配图中所示 7 4 通气孔 由于减速器运转时 机体内温度升高 气压增大 为便于排气 在机盖 顶部的窥视孔改上安装通气器 以便达到体内为压力平衡 其结构设计如 装配图中所示 7 5 吊钩 在机盖上直接铸出吊钩和吊环 用以起吊或搬运较重的物体 7 6 起盖螺钉 减速器在安装时 为了加强密封效果 防止润滑油从箱体剖分面处渗漏 通常在剖分面上涂水玻璃 因而在拆卸时往往因粘接较紧而不易分开 为了 27 35 便于开启箱盖 设置起盖螺钉 只要