二级减速器说明书.doc

目 录 一 前言 1 二 电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算 2 三 传动零件的 设计计算 5 四 轴的设计计算及校核 11 五 箱体的设计及说明 10 六 键连接的选择与计算 22 七 滚动轴承的选择及计算 24 八 联轴器的选择 25 九 润滑与密封的 26 十 减速器附件设计 27 十一 设计小结 29 参考资料 31 一 前言 传动方案 带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器 原始数据 1 运输带工作拉力 F 1900 N 2 运输带工作速度 v 1 3 m s 3 卷筒直径 D 250 mm 工作条件 连续单向运转 工作时有轻微振动 空载启动 使用期限为 8 年 小批量生产 单班制工作 运输带速度允许误差为 5 减速器部分为两级展开式圆柱齿轮减速 这是两级减速器中应用最广泛的一种 齿轮相对于轴承不对称 要求轴具有较大的刚度 高速级齿轮常布置在远离扭矩输 入端的一边 以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象 原动机部分为 Y 系列三相交流 异步电动机 总体来讲 该传动方案满足工作机的性能要求 适应工作条件 工作可靠 此 外还结构简单 尺寸紧凑 成本低传动效率高 二 电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算 电动机的选择 1 选择电动机类型 按工作要求选用 Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机 电压 380V 2 选择电动机功率 1 传动装置的总效率 确定各部分效率 滚动轴承的效率 五对 球轴承 0 99 闭式齿轮传动效率 齿轮 0 97 联轴器效率 联轴器 0 99 传动卷筒效率 卷筒 0 96 滚子链 0 96 总 5 球轴承 2 齿轮 2 联轴器 卷筒 滚子链 0 995 0 972 0 992 0 96 0 96 0 808 2 所需电动机功率 kwFvd 06 38 109P 3 确定电动机转速 计算卷筒的工作转速 min 31 9 50 2 6 rDvnw 通常 取二级圆柱齿轮减速器传动比范围 套筒滚子链的传动比为 8 40减 速 器 1 5 则总传动比的范围为 8 200 故电动机转速的可选范围为 滚 子 链i ai 8 5200 99 31 795 19862r min dnaiw 符合这一范围的同步转速有 1000 1500 3000r min 根据容量和转速 由有关 手册查出有三种适用的电动机型号 因此有三种传动比方案 综合考虑电动机和传 动装置尺寸 重量 价格和链传动 减速器的传动比 可见第 3 方案比较适合 则 选 140 minnr 4 确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型 所需的额定功率及同步转速 选定电动机型号为 Y112M 4 4 级 其主要性能 额定功率 4KW 满载转速 1440r min 额定转矩 2 2N m 三 计算总传动比及分配各级的传动比 1 总传动比 由选定的电动机满载转数 nm工作机主动轴转速 可得传动装置总传动比为 wn4 501 3 9 wmani 2 分配传动装置各级传动比 1 取套筒滚子链传动的传动比 为 2 则减速器的传动比 为链i 总i25 70 14 链总 ia 2 两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比 3 186总ii 1 3 则低速级齿轮传动比 276 18 352 i总 四 计算传动装置的运动和动力参数 1 0 轴 电机轴 mNnPTrkwmd 3 20146 950i 3 2 1 轴 高速轴 kw94 63 100 in4in01r mNPT 0 21 95 3 2 轴 中间轴 kwP91 27 00294 3 211 min856 4in12rNT 619 90 4 3 轴 低速轴 kwP7 2 01 2 3 mNTr 7 4in5986n3 5 4 轴 小滚轮轴 TrnkwP 28 13in9 4 5 5 轴 滚筒轴 mNTrnkwP 10 249in5 1 至 4 轴的输入功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输出转矩乘轴承效率 0 99 1 轴的输出功率 kwP0 3 9024 3 9 1 1 轴的输出转矩 mNT 81 2 轴的输出功率 k 2 2 轴的输出转矩 609461 3 轴的输出功率 wP7 3 3 轴的输出转矩 mNT 8132 4 轴的输出功率 k0 92 4 4 轴的输出转矩 7813 5 轴的输出功率 wP56 5 5 轴的输出转矩 mNT 1249024 运动和动力参数如下表 功率 P kW 转矩 T 轴名 输入 输出 输入 输出 转速 n r min 传动比 i 效率 电动机轴 3 06 20 3 1440 1 轴 3 03 3 00 20 09 19 89 1440 2 轴 2 91 2 88 61 49 60 88 451 98 3 轴 2 79 2 76 134 17 132 8 198 59 4 轴 2 73 2 70 139 28 129 97 198 59 滚筒轴 2 59 2 56 249 10 246 61 99 295 1 0 99 3 186 0 96 2 276 0 96 1 0 99 2 0 96 0 96 三 传动零件的设计计算 3 1 链传动设计 1 选择链轮齿数 取小链轮齿数 大链轮齿数19Z 21 62931Zi 2 确定计算功率 查得 单排链 1 0AK 28Z 当量动载荷 1 03 74caAPKW 3 选择链条型号和节距 由 可选 16A 型号的链 节距 P 25 4mm14 7n29 mincaPkwr 及 4 计算链节数和中心距 初选中心距 0 3 5 30 25 476 120pm 取 则 01a 0 2210 19395 42 3 85 4PZZPLa 取链节数 0PL 节 由 所以12 97 83PZ10 2497f 则链传动的最大中心距为 112 0 495 5 102 PafpLz m 5 确定链的速度 V 以及润滑方式 查表得 采用滴油润滑 12915 40 6060pnzv ms 6 计算压轴力 有效圆周力 3 71005 14PFNr 链轮水平布置 则压轴力1 5FPK 1 5384092PFeKN 3 2 齿轮的结构设计及计算 高速级齿轮传动的设计计算 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 根据传动方案 选用直齿圆柱齿轮轴传动 运输机为一般工作机器 速度不高 故选用 7 级精度 GB10095 88 材料选择 由 机械设计 表 10 1 选择小齿轮材料为 40Cr 调质 硬度为 280HBS 大齿轮材料为 45 钢 调质 硬度为 240HBS 二者材料硬度差为 40HBS 选小齿轮齿数 28 大齿轮齿数 32 8916 312 iz 圆整后齿数取 902 z 2 按齿面接触疲劳强度设计 1 按照下式试算 32 21 1 HEdtt ZiTK 确定有关参数如下 1 传动比 实际传动比 214 389012 i 齿数比 u 2 转矩 mNT 41 3 试选载荷系数 tK 3 4 由 机械设计 表 10 7 选取齿宽系数 1 d 5 由 机械设计 表 10 6 查得材料的弹性影响系数 218 9aEMPZ 6 由 机械设计 图 10 30 选取区域系数 425 H 7 由 机械设计 图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限aHMP0 1lim aP0 2lim 8 由 机械设计 图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 93 01 HNK8 02HN 9 计算接触疲劳应力 取失效概率为 1 安全系数 S 1 由式 10 12 得 aHNHMPSK48 52lim2li1 因此 许用接触应力 aHMP521 1 10 由 机械设计 式 10 13 计算应力循环次数 8912 9103 624 0 0 60 iNjLnh 2 设计计算 1 试算小齿轮分度圆直径 1tdmdt31 8 2 计算圆周速度 snvt9 2106 3 计算齿宽 b 及模数 nt6 1085 327 1 hbmzdnttnt 4 计算载荷系数 根据 7 级精度 由 机械设计 图 10 8 查得动载荷系数 1 12 sv 89 2 VK 直齿轮 查表 10 3 得 HFK 1 2 查 机械设计 表 10 2 得使用系数 1 A 由 机械设计 表 10 4 用插值法查得 7 级精度 小齿轮相对支承非对称布置时 35 1 HK 由 机械设计 图 10 13 以及 查得 1 375 故载荷系数b 10 6h35 1 HK F8 HVAK 5 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由式 10 10a 得 mdtt531 6 计算模数 21 zmn 3 按齿根弯曲强度设计 按式 10 5 得弯曲强度的设计公式为 3 23 cos FSadn YzKTm 确定公式内的各计算数值 1 由 机械设计 图 10 20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿aFEMP50 1 轮的弯曲疲劳强度极限 aFEMP380 2 2 由 机械设计 图 10 18 查得弯曲疲劳寿命系数 8 1FNK8 2FN 3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 由式 10 12 得 aFEKNFMPS86 23 57 0211 4 计算载荷系数 5 1 FVA 5 查取齿形系数 由 机械设计 表 10 5 查得 65 21 FaY17 2Fa 6 查取应力校正系数 由 机械设计 表 10 5 查得 58 1 SaY0 12Sa 7 计算小 大齿轮的 并加以比较 FSa 01635 79 21 FSaFY 大齿轮的数值较大 设计计算 3n2 1 85790 1635m 984 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn大于由齿根弯曲疲劳 强度计算的法面模数 取 m 2 0mm 已可满足弯曲强度 4 计算几何尺寸 1 小 大齿轮的分度圆直径 mzdn180562 2 计算中心距 an21 3 计算齿宽 mdb5 1 圆整后 小齿轮齿宽 大齿轮齿宽 B51 mB502 低速级齿轮传动的设计计算 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 根据传动方案 选用直齿圆柱齿轮传动 精度等级仍选用 7 级精度 GB10095 88 材料选择 由 机械设计 表 10 1 选择小齿轮材料为 40Cr 调质 硬度为 280HBS 大齿轮材料为 45 钢 调质 硬度为 240HBS 二者材料硬度差为 40HBS 选小齿轮齿数 30 大齿轮齿数 圆整齿数取 69 28 67 3024 iz 2 按齿面接触疲劳强度设计 1 按照下式试算 32 21 1 HEdtt ZiTK 确定有关参数如下 1 实际传动比 69 30 2 334i 齿数比 2 3u 2 转矩 mNT 105 643 3 试选载荷系数 3tK 4 由 机械设计 P201 表 10 6 查得材料的弹性影响系数 218 9aEMPZ 5 由 机械设计 表 10 7 选取齿宽系数 1 d 6 由图 机械设计 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限aHMP0 3lim aHP50 4lim 7 由 机械设计 式 10 13 计算应力循环次数 88234 81079 26 104 6 13 65 iNjLnh 8 由 机械设计 图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 90 3HNK95 4 HN 9 计算接触疲劳应力 取失效概率为 1 安全系数 S 1 由式 10 12 得 aHNHMPSK48 52lim2li1 因此 许用接触应力 aHMP521 1 2 设计计算 1 试算小齿轮分度圆直径 d3t mdt45 7 3 2 计算圆周速度 vsnvt 361 06 23 3 计算齿宽 b 及模数 ntm6 1039 5 4782 457 3 hbzdnttnt 5 计算载荷系数 查 机械设计 表 10 2 得载荷系数 1AK 根据 v 1 36m s 7 级精度 由图 10 8 查得动载荷数 1 10VK 由 机械设计 表 10 4 查得的值与直齿轮的相同 故 42 1 HB 由 机械设计 表 10 13 查得 1 35 FK 因此 载荷系数 56 1 HVA 6 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 mKdtt 13 63 7 计算模数 5 23zmn 3 按齿根弯曲强度设计 根据教材 P201 公式 10 5 得弯曲强度的设计公式为 21 323 FaSdFmKTYZ 确定有关参数和系数 根据教材 P208 图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮350FEMPa 的弯曲疲劳强度极限 4380FEMPa 根据教材 P206 图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 30 8FNK 40 86FN 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 根据教材 P205 公式 10 12 得340 85 296 431 63 4FNEMPaaS 计算载荷系数 K 1 2501 3572AVHK 查取齿形系数 根据教材 P200 表 10 5 查得 3 6FaY4 Fa 查取应力校正系数 根据教材 P200 表 10 5 查得 31 58Sa 41 765Sa 计算大 小齿轮的 并加以比较 FaSY 342 65180 42 93 7 6aSFY 大齿轮的数值大 设计计算 21 3 21 750 168 4 48mm 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 算的模数 由于齿轮模数 m 的大小主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 即模数与齿数的乘积 有关 可 取 m 3mm 4 计算几何尺寸 1 小 大齿轮的分度圆直径 mzdn207943 2 计算中心距 an5 1821 3 计算齿宽 mdb65 1 圆整后 小齿轮齿宽 大齿轮齿宽 B703 mB654 四 轴的设计计算 高速轴的设计计算 1 按扭矩初算轴径 图 7 1 I 轴示意图 选用 45 钢调质 硬度 217 255HBS 根据教材 P370 15 2 式 并查表 15 3 取 015A d 115 3 0294 1440 1 3mm 14 7mm 输入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与联轴 器的孔径相适应 故需同时选取联轴器型号 联轴器的计算转矩 根据教材 P351 表 14 1 考虑到转矩变化很小 1caATK 故取 则1 3AK 3485 29caNm 按照计算转矩 应小于连轴器公称转矩的条件 根据 机械设计综合课程设计 caT P146 表 6 100 选用 LX3 型弹性柱销联轴器 公称转矩为 半联轴器的轴10Nm 孔直径为 30mm 故取输入轴最小直径为 30mm 2 轴的结构设计 1 轴上零件的定位 固定和装配 考虑到齿轮分度圆与轴径相差不太大 选用齿轮轴 半联轴器与轴2ad 的周向定位采用平键连接 选用圆头 A 型 普通平键 键的尺寸为 半联轴器与轴的配合为 滚动轴承与轴的周向定8756bhlm 76HK 位是由过渡配合来保证的 此时选轴的直径尺寸公差为 m6 2 确定轴各段直径和长度 表 7 1 I 各轴段直径 名称 依据 确定结果 mm 1d 大于轴最小径 17 7mm 电机轴径 38mm 且考虑与联轴器内孔标准直1 0 8 2 D 径配合 联轴器选择 LX3 型 302 联轴器定位 211 0 7 34632dd 353d 考虑轴承 选用代号为 6008 轴承轴承2 内经 外径 宽度0dm 8Dm 15B404 考虑轴承定位 465d 考虑到齿轮分度圆与轴径相差不太大 60 选用齿轮轴 此时2ad 5160am6d4d 467 同一轴承 73 40 3 确定轴各段直径和长度 1 轴段安装联轴器 半联轴器宽度 取 82Lm180L 2 轴段的长度 其中 为联轴器的内端面至轴承端盖凸缘厚度 21sLta 1s 取 为轴承端盖凸缘厚度 为轴承盖15 0sLm 0st tma 的上端面至轴承座孔边缘的距离 取齿轮距箱体内壁之间的距离 考虑到16 箱体铸造误差 在确定轴承位置时 应距内壁一段距离 s 取 已知轴承宽8 度 箱座厚度 则15B 8m 125alsB 206L 3 轴段的长度 应略小于或等于深沟球轴承宽度 3L 325Lm 4 轴段长度 取 轴上两齿轮间的距离 4 2314 123268901Bs 5 轴段长度 其长度与齿宽相同 5L5Lm 6 轴段长度 614s 7 轴段长度 其长度为轴承宽度与挡油环宽度和 7 725Lm 3 按弯扭合成应力校核轴的强度 求轴上的载荷 1 求垂直面的支承反力 NllFrt 8 25332112 NFr2 51321 2 求水平面的支承反力 llFttH6 932113 NFtHt 5 4031 3 绘垂直面的弯矩图 mllMrr 3 121312 4 绘水平面的弯矩图 NlFltt 6 521312 5 合成弯矩图 maHva 3 1 22 6 轴的转矩 T 09 现将计算出的截面 C 处的 及 的值列于下表 HMV 载 荷 水平面 H 垂直面 V 支承反力 F NNH5 140 692 NFv2 51 83 弯矩 M mH 3 mMv 6 总弯矩 N 1 扭矩 T 09 2 图 7 2 I 轴的载荷分析图 根据教材 P373 公式 15 5 及上表中的数据 以及轴单向旋转 扭转切应力为 脉动循环变应力 取 0 6 抗弯截面系数 331 5126 Wd 轴的计算应力 前已选定轴的 2222 5873 0 64837 4 715ca aaMTMP 材料为 45 钢 调质处理 查得 因此 故轴的强度符合要 a 1 c 求 中速轴的设计计算 1 按扭矩初算轴径 图 7 3 II 轴示意图 选用 45 钢调质 硬度 217 255HBS 根据教材 P370 15 2 式 并查表 15 3 取 015Am d 115 2 49 156 39 1 3mm 28 93mm 2 轴的结构设计 1 轴上零件的定位 固定和装配 齿轮与轴的周向定位采用平键连接 大小齿轮安装轴段直径相同 查得平键截 面 键槽用铣刀加工 长为 36mm 为了保证齿轮与轴配合有良28bhm 好的对中性 故选择齿轮轮毂与轴的配合为 滚动轴承与轴的周向定位是由过76Hn 渡配合来保证的 此时选轴的直径尺寸公差为 m6 2 确定轴各段直径和长度 表 7 2 II 各轴段直径 名称 依据 确定结果 mm 1d 大于轴最小径 28 93mm 选择轴承 6307 轴承 内径 d 35mm 外径 D 80mm 宽度 B 21mm 352 安装齿轮段 21d 21 0 7 354934d 413d 轴肩段 取 h 3 5mm hd484 42 415 同一对轴承 51d 35 3 确定轴各段直径和长度 1 轴段的长度 1L34218249Bm 轴承型号为 6207 轴承宽度 B 17mm 为齿轮端面与箱体内壁的距离 为3 4 轴承内端面与箱体内壁之间的距离 2 轴段的长度 齿宽 2L2564B 256B 3 轴段的长度 10mm 为两齿轮间距 3 4 轴段长度 齿宽 90mm 43908m3 5 轴段长度 5L62347B 轴承宽度 B 21mm 为 I 轴轴段 4 的长度 122mm 为 II 轴上两齿轮间的23 距离 1 求垂直面的支承反力 NllFrt 2 98321212 r4 021 2 求水平面的支承反力 NllFFttH97 123213 tHt 5031 3 绘垂直面的弯矩图 mNlFlMcrr 9 621312 4 绘水平面的弯矩图 lltt 3 521312 5 合成弯矩图 mNaHva 4 16 90 6222 6 轴的转矩 mNT 4 1 现将计算出的截面 C 处的 及 的值列于下表 HMV 载 荷 水平面 H 垂直面 V 支承反力 F NNH7 2501 9NF2 981 402 弯矩 M mH 3 6mMv 5 总弯矩 N 41 扭矩 T 9 根据教材 P373 公式 15 5 及上表中的数据 以及轴单向旋转 扭转切应力为 脉动循环变应力 取 0 6 抗弯截面系数 32 351 35 94 2dbtW 轴的计算应力 22221 975 0 697 54 41831 93 60ca aaaMTMPWPP 所以轴的强度符合要求 低速轴的设计计算 1 按扭矩初算轴径 图 7 5 III 轴示意图 选用 45 钢调质 硬度 217 255HBS 根据教材 P370 15 2 式 并查表 15 3 取 015Am d 115 2 79 198 59 1 3 26 54m 输入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与联轴 器的孔径相适应 故需同时选取联轴器型号 联轴器的计算转矩 根据教材 P351 表 14 1 考虑到转矩变化很小 3caATK 故取 则1 3AK 1 472 85614 7caNm 按照计算转矩 应小于连轴器公称转矩的条件 根据 机械设计综合课程设计 caT P146 表 6 100 选用 LX3 型弹性柱销联轴器 公称转矩为 半联轴器的轴250Nm 孔直径为 故取输入轴最小直径为 45m45 2 轴的结构设计 1 轴上零件的定位 固定和装配 齿轮 半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接 齿轮与轴的连接 查得平键 截面 键槽用铣刀加工 长为 为了保证齿轮与轴配合有610bhm 63m 良好的对中性 故选择齿轮轮毂与轴的配合为 同样 半联轴器与轴的连接 76Hn 选用平键为 半联轴器与轴的配合为 滚动轴承与轴的周向1490m k 定位是由过渡配合来保证的 此时选轴的直径尺寸公差为 m6 2 确定轴各段直径和长度 表 7 3 III 各轴段直径 名称 依据 确定结果 mm 1d 大于轴最小径 42 23mm 考虑与联轴器内孔 标准直径配合 联轴器选择 LX3 型 取145dm 452 联轴器定位 21 0 7 63954d 533d 考虑轴承 选用代号为 6011 轴承轴承32d 内经 外径 宽度5m 0Dm 18B554 考虑轴承定位 615d 取 4 0 7 27 6 hd 5h 51m 716 考虑到齿轮的轴向定位采用套筒 取 67d 577d 同一轴承 73 55 3 确定轴各段直径和长度 1 轴段安装联轴器 半联轴器宽度 L 112mm 取 10Lm 2 轴段的长度 其中 为联轴器的内端面至轴承端盖凸缘厚度 21sLta 1s 取 为轴承端盖凸缘厚度 为轴承盖15 20sLm 120sLm t 1tm a 的上端面至轴承座孔边缘的距离 取齿轮距箱体内壁之间的距离 考虑到6 箱体铸造误差 在确定轴承位置时 应距内壁一段距离 s 取 s 8mm 已知轴承宽 度 B 15mm 箱座厚度 则8 125alsB 20156Lm 3 轴段的长度 应略小于或等于深沟球轴承宽度 28mm 3L 3L 4 轴段长度 4 34122107 5BB 5 轴段长度 该轴段为齿轮定位轴环 其长度为5L 取 1 4 hm 510L 6 轴段长度 该轴段为安装齿轮轴段 其长度略小于齿轮宽度 6 83L 7 轴段长度 该轴段为齿轮安装段并加套筒来保证齿轮和轴承的轴向定位 7L 34216 5Bm 3 按弯扭合成应力校核轴的强度 求轴上的载荷 1 求垂直面的支承反力 NldFarv 450232442 Fvrv 1 87 9641 2 求水平面的支承反力 NltH3 12324 FHt 7 841 3 绘垂直面的弯矩图 mNlFMva 321 4 绘水平面的弯矩图 lHa 5 932 5 合成弯矩图 mNava 3 97 122 6 轴的转矩 NT 7 134 现将计算出的截面 C 处的 及 的值列于下表 HMV 载 荷 水平面 H 垂直面 V 支承反力 F NNH7 81 326NF1 2871 450 弯矩 M mH 5 9mMv 3 总弯矩 N 7 扭矩 T 1 34 图 7 6 III 轴的载荷分析图 根据教材 P373 公式 15 5 及上表中的数据 以及轴单向旋转 扭转切应力为 脉动循环变应力 取 0 6 抗弯截面系数 323 5716 57 190 62dbtW 轴的计算应力 22221 946 7 0 4 15919 0ca aaaMTMPPP 所以轴的强度符合要求 五 箱体的设计及说明 5 1 减速器结构 减速器由箱体 轴系部件 附件组成 其具体结构尺寸见装配图及零件图 一般使用情况下 为制造和加工方便 采用铸造箱体 材料为铸铁 箱体结构 采用剖分式 剖分面选择在轴线所在的水平面上 为了保证箱体轴承座处有足够的壁厚 在外壁轴承盖的附近加支撑肋 为了提高箱体轴承座孔处的连接刚度 座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近 但不 要与端盖螺钉孔及箱内导油沟发生干涉 为此 轴承座孔附近做出凸台 使凸台高 度有足够的扳手空间 现将箱体结构的基本尺寸列于下表 见参考文献 机械设计手册 P46 表 2 9 表 12 1 箱体结构尺寸 名称 符号 推荐尺寸 选取值 箱座壁厚 0 025a 3 8 8 箱盖壁厚 10 002a 2 8 8 箱座凸缘厚度 b1 5 12 箱盖凸缘厚度 1 12 箱座底凸缘厚度 22 20 地脚螺栓直径 fd0361a M20 地脚螺栓数目 n 542 8n 时 时 时 4 轴承旁联 接螺栓直径 1d0 75fdM12 箱盖与箱座 连接螺栓直 径通孔直径 2 6 fM12 连接螺栓 的间距2dl1502120 轴承端盖 螺钉直径 3 d 4 fdM10 窥视孔盖 螺钉直径 4 0 3 fM8 定位销直径 d2 7 8d8 轴承旁 凸台半径 1RC16 凸台高度 h 根据位置及轴座外径 确定 以便于扳手操 作为准 46 外箱壁至轴承 座端面距离 1 l12 5 8 C 40 大齿轮顶圆 与内壁距离 1 1 2 10 齿轮端面与 内壁距离 2 8 箱盖 箱座肋厚 1m2110 85 1m 轴承端盖外径 D3 d 50D 轴承端盖 凸缘厚度 t 211 轴承旁连接 螺栓距离 S S 5 2 注意事项 1 装配前 所有的零件用煤油清洗 箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料 2 齿轮啮合侧隙用铅丝检验 高速级侧隙应不小于 0 211mm 低速级侧隙也不应 小于 0 211mm 3 齿轮的齿侧间隙最小 0 09mm 齿面接触斑点高度 45 长度 60 4 深沟球轴承 6205 6207 6208 的轴向游隙均为 0 10 0 15mm 用润滑油润滑 5 箱盖与接触面之间禁止用任何垫片 允许涂密封胶和水玻璃 各密封处不允许 漏油 6 减速器装置内装 CKC150 工业用油至规定的油面高度范围 7 减速器外表面涂灰色油漆 8 按减速器的实验规程进行试验 六 键联接的选择及计算 6 1 输入轴与联轴器连接采用平键连接 一般 8 级以上精度的齿轮有定心精度要求 应选用平键连接 由于齿轮在两支 撑点中间 故选用圆头 A 型 普通平键 键的尺寸为 8756bhlm 键的工作长度 则48Lm 键的挤压应力 332104 8105 8 2PaPaTkLdMM 传递扭矩 TNm 键与轮毂键槽的接触高度 k 0 5kh 键的工作长度 mm L 轴的直径 mm d 所以键符合强度要求 6 2 传动轴与齿轮 2 3 连接用平键连接 因为大齿轮和小齿轮轴段的轴径相同 所以只需校核工作长度较短的键 工作长度较短的键的尺寸为 12836bhlm 键的工作长度 则3684Ll 键的挤压应力 3321052 1047 6 PaPaTkLdMM 所以键符合强度要求 6 3 输出轴与联轴器连接采用平键连接 键的尺寸为 1490bhlm 键的工作长度 则76Lm 键的挤压应力 3321042 8510766 45 PaPaTkLdMM 所以键符合强度要求 6 4 输出轴与齿轮连接采用平键连接 键的尺寸为 16063bhlm 键的工作长度 则47Lm 键的挤压应力 33210472 85107 6 PaPaTkLdMM 所以键符合强度要求 七 滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件 轴承预计寿命 8 365 8 23360 小时 7 1 计算高速轴轴承 轴承型号 6205 基本额定动载荷 转速 轴承组中17 0rCKN 710 minr 较大载荷 22289 36 859 NHVPF 载荷系数 取 1 2 温度系数 取 1 对于球轴承 寿命系数 则轴承寿f tf 3 命 6631007 0 648 1201295trhPfCL hn 所以 所选轴承符合强度要求 7 2 计算传动轴轴承 轴承型号 6207 基本额定动载荷 转速 轴承组3 2rCKN 156 39 minnr 中较大载荷 222197 40 8 7NHVPF 载荷系数 取 1 2 温度系数 取 1 对于球轴承 寿命系数 则轴承寿命f tf 3 66012 05 394571584 2trhPCLnfh 所以 所选轴承符合强度要求 7 3 计算传动轴轴承 轴承型号 6008 基本额定动载荷 转速 轴承组30 2rCKN 48 27 minnr 中较大载荷 222197 340 835 7NHVPFN 载荷系数 取 1 2 温度系数 取 1 对于球轴承 寿命系数 则轴承寿命f tf 663100 2 6850 1248 74trhPfCL hn 所以 所选轴承符合强度要求 八 联轴器的选择及计算 8 1 联轴器选择的步骤 1 类型选择 弹性柱销联轴器 由于工作载荷有轻微冲击 这种联轴器工作时转矩是通过主动轴上的键 半联 轴器 弹性注销 另一半联轴器及键而传到从动轴上去的 传递转矩的能力很大 结构简单 安装 制造方便 耐久性好 弹性注销有一定的缓冲和吸振能力 允许 被连接两轴有一定的轴向位移以及少量的径向位移和角位移 故选择弹性柱销联轴 器 2 载荷计算 001133442 649535 170 9 82 950472 58 36 9PTNmnnPTNm 3 型号选择 1 连接输入轴和电机轴的联轴器选用型号 TL3 公称转矩为 半联轴1250Nm 器的轴孔直径为 30mm 电机轴直径为 38mm 2 连接输出轴和滚筒轴的联轴器选用型号 TL6 公称转矩为 半联轴 器的轴孔直径为 45mm 九 减速器的润滑与密封 1 齿轮的润滑 由于减速器内的大齿轮传动的圆周速度 12m s 64 310698 54 31062ndV d2 为齿轮 2 分度圆直径 d 2 154mm n 2 为齿轮 2 的转速 n 2 451 98r min 采用润滑油池润滑 飞溅出的润滑油可润滑其他齿轮 2 滚动轴承的润滑 因润滑油中的传动零件 齿轮 的圆周速度 V 1 5 2m s 所以采用飞溅润滑 箱盖凸缘面在箱盖接合面与内壁相接的边缘处制出倒棱 以便于润滑油流入油沟润 滑轴承 也可达到散热降温的功能 3 密封 1 高速轴轴颈的圆周速度为 5m s 6 106421 3061dnV 见参考文献 设计手册 P54 故高速轴轴颈采用圆形间隙油沟式密封 2 低速轴轴颈的圆周速度为 5 s 13 06027 48531 603dnV 见参考文献 设计手册 P54 故低速轴轴颈采用圆形间隙油沟式密封 轴承盖上均装垫片密封 十 减速器附件设计 1 窥视孔及其视孔盖 为了检查传动零件的啮合情况 接触斑点 侧隙 并向箱体内注入润滑油 应在箱体的适当位置设置窥视孔 窥视孔设在上箱顶盖能够直接观察到齿轮啮合部 位的地方 平时 窥视孔的视孔盖用螺钉固定在箱座上 窥视孔为长方形 其大小 应适当 以手能伸入箱内为宜 以便检查齿轮啮合情况 2 通气器 减速器工作时 箱体内温度升高 气体膨胀 压力增大 为使箱内受热膨 胀的空气能自由排除 以保持箱体内外压力平衡 不致使润滑油沿分箱面或轴伸密 封件等缝隙渗漏 在箱体顶部装设通气器 3 轴承盖 由于采用的是圆柱直齿轮传动 所以传动轴并不承受轴向载荷 进而将轴 承选用的是深沟球轴承 6025 所以在轴承的端面也不会承受轴向力 在嵌入式和凸 缘式的轴承端盖 选择了嵌入式的端盖 该端盖的外缘爪内采用的是 O 型橡胶密封 圈 来保证端盖的密封性能 4 定位销 为了精确地加工轴承座孔 同时为了在每次拆装箱盖时仍保持轴承座孔制 造加工时的位置精度 应在精加工轴承孔前 在箱盖与箱座的连接凸缘上配装定位 销 图中采用的是两个定位圆锥销 安置在箱体纵向两侧连接凸缘上 对称箱体应 呈非对称布置 以免错装 5 油面指示器 为了检查减速器内油池油面的高度 以便经常保持油池内有适当的油量 一 般在箱体便于观察 油面较稳定的部位 装设油面指示器 图中的指示器为油标尺 6 放油螺塞 换油时 为了排放污油和清洗剂 应在箱座底部 油池的最低位置处开设放 油孔 平时用螺塞将放油孔堵住 放油螺塞和箱体接合面应加防漏用的垫圈 7 启盖螺钉 为了加强密封效果 通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶 因 而在拆卸时往往因胶结紧难于开箱 为此常在箱盖连接凸缘的适当位置 加工出 1 2 个螺孔 旋入启箱用的圆柱端或半圆端的启箱螺钉 旋动启箱螺钉可将箱盖顶 起 启箱螺钉的大小可同于凸缘连接螺栓 8 起吊装置 图中箱盖装有两个吊环 用于吊起箱盖 箱座两端的凸缘下面铸出四个吊钩 用于吊运整台减速器 十一 设计小结 这次关于带式运输机上的二级圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系 实际 深入了解设计概念和设计过程的实践考验 对于提高我们机械设计的综合素 质大有用处 通过这三个星期的设计实践 使我对机械设计有了更多的了解和认识 为我们以后的学习和工作打下了坚实的基础 机械设计是机械工业的基础 是一门综合性相当强的技术课程 它融 机械原理 机械设计 理论力学 材料力学 互换性与技术测量 工程 材料 等于一体 这次的课程设计 对于培养我们理论联系实际的设计思想 训练综合运用机械设 计和有关先修课程的理论 结合生产实际反应和解决工程实际问题的能力 巩固 加 深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用 一是由于经验问题 二是由于时间问题 所以这次的设计存在许多缺点 我相 信 通过这次的实践 能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作 设计中还存 在不少错误 需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识 继续培养设计习惯和 思维从而提高设计实践操作能力 在这次设计的过程中 我感觉到自己还学到了很多的其他的计算机方面的知识 经过训练能够非常熟练的使用 Word 和 AUTOCAD 我觉得受益匪浅 本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持 衷心地感谢老师的指导和帮助 参考文献 1 濮良贵 纪名刚 机械设计 第八版 M 北京 高等教育出版社 2006 2 卢颂峰 王大康 机械设计课程设计 M 北京 机械工业出版社 2002 3 叶伟昌 机械工程及自动化简明设计手册 上册 M 北京 机械工业出版社 2007 4 龚溎义 潘沛霖 机械设计课程设计图册 M 北京 高等教育出版社 2011