二级减速器课程设计完整版

目录 1 设计任务 2 2 传动系统方案的拟定 2 3 电动机的选择 3 3 1 选择电动机的结构和类型 3 3 2 传动比的分配 5 3 3 传动系统的运动和动力参数计算 5 4 减速器齿轮传动的设计计算 7 4 1 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 7 4 2 低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算 11 5 减速器轴及轴承装置的设计 16 5 1 轴的设计 16 5 2 键的选择与校核 23 5 3 轴承的的选择与寿命校核 25 6 箱体的设计 28 6 1 箱体附件 28 6 2 铸件减速器机体结构尺寸计算表 29 7 润滑和密封 30 7 1 润滑方式选择 30 7 2 密封方式选择 30 参考资料目录 30 2 计算及说明 结果 1 设计任务 1 1 设计任务 设计带式输送机的传动系统 工作时有轻微冲击 输送带允许速度误差 4 二班制 使用期限 12 年 每年工作日 300 天 连续单向运转 大修期三年 小批量生产 1 2 原始数据 滚筒圆周力 90FN 输送带带速 2 4 vms 滚筒直径 5 1 3 工作条件 二班制 空载起动 有轻微冲击 连续单向运转 大修期三年 三相交流电源 电压为 380 220V 2 传动系统方案的拟定 带式输送机传动系统方案如下图所示 带式输送机由电动机驱动 电动机 1 通过联轴器 2 将动力传入两级齿轮减 速 3 计算及说明 结果 器 3 再经联轴器 4 将动力传至输送机滚筒 5 带动输送带 6 工作 传动系统中 采用两级展开式圆柱齿轮减速器 高速级为斜齿圆柱齿轮传动 低速级为直齿 圆柱齿轮传动 高速级齿轮布置在远离转矩输入端 以减轻载荷沿齿宽分布的 不均匀 展开式减速器结构简单 但齿轮相对于轴承位置不对称 因此要求轴 有较大的刚度 3 电动机的选择 3 1 选择电动机的结构和类型 按设计要求及工作条件 选用 Y 系列三相异步电动机 卧式封闭结构 电 压 380V 3 1 1 选择电动机的容量 根据已知条件计算 工作机所需要的有效功率 902 4 161wFvPkW 设 4w 输送机滚筒轴至输送带间的传动效率 c 联轴器效率 c 0 99 见 机械设计课程设计 西安交通大学出 版社 表 3 1 g 闭式圆柱齿轮传动效率 g 0 98 同上 b 滚动轴承 一对球轴承 b 0 99 同上 cy 输送机滚筒效率 cy 0 96 同上 估算传动装置的总效率 01234 式中 01 9c 2 8 97bg 302 4 1bc 9654wy 传动系统效率 012340 9720 9801 540 86 Pw 2 16k W 传动总效 率 0 8680 Pr 2 4884kW 4 工作机所需要电动机功率 2 16 4808wrPkW 计算及说明 结果 选择电动机容量时应保证电动机的额定功率 Pm 等于或大于工作机所需的 电动机动率 Pr 因工作时存在轻微冲击 电动机额定功率 Pm 要大于 Pr 由 机械设计课程设计 西安交通大学出版社 表 3 2 所列 Y 系列三相异步电 动机技术数据中可以确定 满足选 Pm P r 条件的电动机额定功率 Pm 应取为 3kW 3 1 2 确定电动机转速 由已知条件计算滚筒工作转速 32 4601 9 in315wvn rd 传动系统总传动比 mw ni 由 机械设计 高等教育出版社 表 18 1 查得 展开式两级圆柱齿轮减 速器推荐传动比范围为 i 8 60 故电动机转速的可选范围为 8 60 1 985 2 64 minmwni r 由 机械设计课程设计 西安交通大学出版社 表 3 2 可以查得电动机 数据如下表 方案 电动机型号 额定功率 kw 满载转速 r min 总传动比 1 Y100L 2 3 2880 28 26 2 Y100L2 4 3 1440 14 13 3 Y132S 6 3 960 9 42 通过对以上方案比较可以看出 方案 1 选用的电动机转速最高 尺寸最小 重量最低 价格最低 总传动 比为 28 26 但总传动比最大 传动系统 减速器 尺寸大 成本提高 方案 2 选用的电动机转速中等 质量较轻 价格较低 总传动比为 14 13 传动系统 减速器 尺寸适中 方案 3 选用的电动机转速最低 质量最重 价格高 总 传动比为 9 42 对于展开式两级减速器 i 8 60 综合考虑电动机和传动装置 的尺寸 质量及价格等因素 为使传动装置结构紧凑 选用方案 2 比较合理 Y100L2 4 型三相异步电动机的额定功率 Pm 3kw 满载转速 nm 1440r min 由 机械设计课程设计 西安交通大学出版社 表 3 3 电动机的安装及外型尺 寸 单位 mm 如下 A B C D E F G H K AB AC AD HD BB L 160 140 63 28 0 009 0 004 60 8 24 100 12 205 205 180 245 170 380 Pm 3kW 电动机 Y100L2 4 型 电动机转 速 nm 1440 r min 总传动比 i 14 13 5 计算及说明 结果 6 查得电动机电动机基本参数如下 中心高 10mH 轴伸出部分用于装联轴器轴端的直径 0 9428 mD 轴伸出部分长度 6E 3 2 传动比的分配 带式输送机传动系统的总传动比 i 14 13 由传动系统方案可知 0134i 因此 两级圆柱齿轮减速器的总传动比 0134 i 为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑 当两级齿轮的配对材料相同 齿面硬度 HBS 350 齿宽系数相等时 考虑齿面接触强度接近相等的条件 取高速级传动比 12 31 28 64 ii 低速级传动比 231 3 97486i 传动系统各传动比分别为 01i 124 86i23 97i 34i 3 3 传动系统的运动和动力参数计算 取电动机轴为 0 轴 减速器高速轴为 1 轴 中速轴为 2 轴 低速轴 3 轴 带式输送机滚筒轴为 4 轴 各轴的转速如下 040 minmnr 101 ii 12436 in 8nri 124 86i 397 计算及说明 结果 7 236102 min 97nri 34 ii 计算出各轴的输入功率 02 8rPkW 1140 92 4635k 22 635701W 33 89Pk 44 18902 计算出各轴的输入转矩 00 2 9556 510T Nmn 1016 9 34i 223428726 95T 337 5 0 1i Nm441693 运动和动力参数的计算结果如下表格所示 电动机 两级圆柱齿轮减速器 工作机轴号 0 轴 1 轴 2 轴 3 轴 4 轴 转速 n r min 1440 1440 336 102 102 功率 P Kw 2 4884 2 4635 2 3901 2 3189 2 2728 转矩 T N m 16 50 16 34 67 95 217 36 213 03 两轴联接 传动件 联轴器 齿轮 齿轮 联轴器 传动比 i 1 4 286 3 297 1 传动效率 0 99 0 9702 0 9702 0 9801 注 除了电动机轴的转矩为输出转矩外 其余各轴的转矩为输入转矩 计算及说明 结果 8 4 减速器齿轮传动的设计计算 4 1 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 1 初选精度等级 材料及齿数 1 材料及热处理 选择小齿轮材料 40Cr 调质 齿面硬度 280HBS 大 齿轮材料为 45 钢 调质 齿面硬度 240HBS 2 齿轮精度 7 级 3 初选小齿轮齿数 z1 24 大齿轮齿数 z2 103 4 初选螺旋角 14 5 压力角 20 2 按齿面接触疲劳强度设计 1 由 机械设计 高等教育出版社 第九版 式 10 24 试算小齿轮分度 圆直径 即 3 2112 HEdHtt ZuTK 确定公式中的各参数值 试选载荷系数 KHt 1 0 由式 10 23 可得螺旋角系数 Z 0 98514cos Z 计算小齿轮传递的转矩 664119 509 52 31 60PT Nmn 由图 10 20 查取区域系数 4HZ 由表 10 7 选取齿宽系数 d 由表 10 5 查得材料的弹性影响系数 1 2E89 MPa 由式 10 21 计算接触疲劳强度用重合度系数 Zat111t222rcn t os arctn 0 os14 56 s rc 20 241cos 29 74 a3 3t ttanzh 1 2d1 3 t 4tan9 7t0 56 n ta 56 5 4a1 9a tzz 20 计算及说明 结果 9 4 4 1 651 905 1 633z 计算接触疲劳许用应力 H 由图 10 25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 和lim10HMPa lim250aHMP 由式 10 15 计算应力循环次数 916140 28301 4 7hNnjL 92 7 60u 由图 10 23 查取接触疲劳寿命系数 1 HNK2 HN 取失效概率为 1 安全系数 S 11lim 89 534aH MPS 2li2061NH 取 和 中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力 即1 H 2 2 5a 计算小齿轮分度圆直径 313 242H12 06 03 1 4389 06 985 254 5HEdttZKTum 2 调整小齿轮分度圆直径 1 计算实际载荷系数前段数据准备 圆周速度 v124 3510 836 606tdnms 齿宽 b 1 dt 2 计算实际载荷系数 KH 查得使用系数 A 根据 v 2 183m s 7 级精度 由图 10 8 查得动载荷系数 Kv 1 08 齿轮的圆周力 43112 6310 28 51 0tttFTd N 31 085 AtKbNm 0 6z 506 HMPa 计算及说明 结果 10 查表 10 3 得齿间载荷分配系数 1 4HK 由表 10 4 用插值法查得 7 级精度 小齿轮相对支承非对称分布时 1 4HK 其载荷系数为 1 0841 2 38AVH 3 可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 331 2 5 7tHtd mK 1cos 407cos1 4382nmz 3 按齿根弯曲疲劳强度设计 1 由式 10 20 试算齿轮模数 即 2312cs Ft Fasnt dKTYYmz 1 确定公式中的各参数值 试选载荷系数 Ft 由式 10 19 可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数 Y 22arctn os arctn 14cos20 56 13 40 1 65 3 780 57 0 btvbvY 由式 10 19 可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 Y 141 950 7822 计算 Fas 由当量齿数 查图 10 17 得齿形系数 3312 cos4 cs16 0275vz 1 6FaY 8Fa 由图 10 18 查得应力修正系数 sa1sa2 8Y 由图 10 24c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯lim10MPaF 曲强度极限 MP302lim F 由图 10 22 查得弯曲疲劳寿命系数 1 5FNK 2 8N 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 由式 10 14 1lim108 304Pa FN S 2li2 29M1 134 07dm 1 304MPaF 29 设计及说明 结果 11 a1sa2s 60 13834 8 659FFY 因为大齿轮的 大于小齿轮 所以取 asFY asa2s0 165FFY 2 试算模数 2 233 41a 21 6cos0 87cos140 65 8tFSntdKTYm mz 2 调整齿轮模数 1 计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度 v 110 85240 592ntdzm 1 3 66sms 齿宽 b 120 59 2d 宽高比 h 2 81 93atcm 0 59 36b 2 计算实际载荷系数 FK 根据 7 级精度 由图 10 8 查得动载系数 1 3 vs 0vK 由 4 32 1 20 591 870tFTdN 31 580 AKbmNm 查表 10 3 得齿间载荷分配系数 F 由表 10 4 用插值法查得 结合 查图 10 13 可得 HK 6bh 32F 则载荷系数为 1 0341 298FAVF 3 由式 10 13 可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 331 980 5 7mFnttmK 由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力 取由弯曲疲劳强 度算得的模数 m 1 037mm 并从标准中就近取 而齿面接触疲劳强度所决定的承1 5n 载能力 仅与齿轮直径有关 取按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算134 07dm 小齿轮的齿数 即 1cos 34 07cos 2 6nzd 计算及说明 结果 12 取 则大齿轮的齿数 取 两齿轮齿数互为12z 2103294 zu 295z 质数 4 几何尺寸计算 1 计算中心距 12 z m 95 04coscos1nam 考虑模数从 1 037mm 增大圆整至 2mm 为此将中心距圆整为 90 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 12 z 295 1 ss2 8390nrar 3 计算分度圆直径 12 3 cos895 146 5nmdmz 4 计算齿轮宽度 13 8 db 取 24m10b 5 圆整中心距后的强度校核 齿轮副的中心距在圆整之后 应重新校核齿轮强度 以明确齿轮的工作能力 1 齿面接触疲劳强度校核 H1433 2 8 60 295 1 489 061 9849531 tHEdHKTuZaMP 满足齿面接触疲劳强度条件 2 齿根弯曲疲劳强度校核 2 21a 413 232cos1 3 180 6478cos1 3950 604 FtSdnKTYzm 2 21a23 234 9 tSFdnFMP 6 主要设计结论 齿数 模数 压力角 螺旋角1z 2951 5n 0 变位系数 中心距 齿宽2 8390 20 x9am 小齿轮选用 40Cr 调质 大齿轮选用 45 钢 调质 齿轮按照124 bm 7 级精度设计 齿顶圆大齿轮齿顶圆直径 做成实心式齿轮 6ad 4 2 低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算 1 初选精度等级 材料及齿数 12z 9590am 12 83 2 546 d 140bm 2390am 12 835 计算及说明 结果 13 材料及热处理 选择小齿轮材料 40Cr 调质 齿面硬度 280HBS 大齿轮材料为 45 钢 调质 齿面硬度 240HBS 1 齿轮精度 7 级 2 初选小齿轮齿数 z1 24 大齿轮齿数 z2 79 3 压力角 20 2 按齿面接触疲劳强度设计 1 由 机械设计 高等教育出版社第九版 式 10 24 试算小齿轮分度圆直径 即 3 211 HEdHtt ZuTK 1 确定公式中的各参数值 1 试选载荷系数 1 0t 2 计算小齿轮传递的转矩 66 49 5 9 52 391 6 793210TPn Nm 3 由图 10 20 查取区域系数 2 433 4HZ 4 由表 10 7 选取齿宽系数 0d 5 由表 10 5 查得材料的弹性影响系数 1 2E8 aMP 6 由式 10 21 计算接触疲劳强度用重合度系数 Z 111222 112arcos arcos 4 9 8479035 tn ttn t 4a9 8a0 ta azhz 3 582 tan 1 774 3Z 计算接触疲劳许用应力 H 由图 10 25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 和lim160HMPa lim250aH 由式 10 15 计算应力循环次数 91 9260361 283 0 742hNnjLu 由图 10 23 查取接触疲劳寿命系数 12 0HNHNK 取失效概率为 1 安全系数 S 1 lim6 5aP 2li 941HNM 取 和 中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力 即1 H 2 2 495HMPa 2 计算小齿轮分度圆直径 23 24231 0679 2 1 80 73149549 78tHEdtKTZum 20 495 Ha 计算及说明 结果 14 调整小齿轮分度圆直径 1 计算实际载荷系数前段数据准备 圆周速度 v 1249 87360 87 6001tdnms 齿宽 b 1 dtb 2 计算实际载荷系数 查得使用系数 1 根据 v 0 877m s 7 级精度 查得动载荷系数 1 0 齿轮的圆周力 431 39 873 2 410 2 10 56 N 67mttAKFbNmTd 查得齿间载荷分配系数 1 2 用表 10 4 插值法查得 7 级精度 小齿轮相对支承非对称分布时 得齿向载荷分布系数 1 420H 其载荷系数为 1 02 41 70AVH 3 可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 331 749 859 6ttKd m 及相应的齿轮模数 1 7 2 0mzm 3 按齿根弯曲疲劳强度设计 1 试算齿轮模数 即 312 FtasntdFKTYz 1 确定公式中的各参数值 试选 Ft 由式 10 5 计算弯曲疲劳强度的重合度系数 Y 075 2 0 6814aY 计算 Fs 由图 10 17 查得齿形系数 12 FaY 2 1Fa 由图 10 18 查得应力修正系数 ss576 由图 10 24c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲强度极限lim150MPa MP3802lim F 由图 10 22 查得弯曲疲劳寿命系数 1 8FNK2 8FN 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 得 159 6dm 计算及说明 结果 15 1lim1085 30 57MPa1 4FNK S 86 2 2li2 a1sa2s 650 337 168FFY 因为大齿轮的 大于小齿轮 所以取 asFY asa2s0 16FFY 2 试算模数 331a2 4221 67930 68 01 59tFStdKTYm mz 2 调整齿轮模数 1 计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度 1 592436 5tdzm 1436 0 41 6001dnvmss 齿宽 b 16 5 d 宽高比 h 2 2 93 418atcm 36 45 807b 2 计算实际载荷系数 FK 根据 7 级精度 由图 10 8 查得动载系数 0 1vs 07vK 由 2 34 9 36 5 21tFTdN 13 0 AKb mN 查表 10 3 得齿间载荷分配系数 1 F 由表 10 4 用插值法查得 结合 查图 10 13 可得 7HK 67bh1 34F 则载荷系数为 134 FAV 3 由式 10 13 可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 31 4 59 569Fttmm 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 的大小主要取决与于弯曲疲劳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 仅与齿轮直径有关 可取由弯曲疲劳强度算得的模数 1 569mm 并近 1 30 57MPaF 286 计算及说明 结果 16 圆取整为标准值 m 2mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径 算出小齿轮1 49 873dm 齿数 1 49 873 2 zdm 取 则大齿轮的齿数 取 两齿轮齿数互为5 213 9725 zu 2z 质数 和 互为质数 这样设计出的齿轮传动 既满足了齿面接触疲劳强度 又满足了 1 2 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 计算分度圆直径 12 508164dzm 2 计算中心距 1 7a 3 计算齿轮宽度 50db 考虑不可避免的安装误差 为了保证设计齿宽 b 的节省材料 一般将小齿轮略为加宽 5 10 mm 即1 1 560mm 取 而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽 即28 250 5 圆整中心距后的强度校核 上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造 为此 可以通过调整传动比 改变齿数或变位法进行圆整 将中心距圆整为 在圆整之后 齿轮副几何尺寸1a 发生变化 应重新校核齿轮强度 以明确齿轮的工作能力 1 计算变位系数和 1 计算啮合角 齿数和 变位系数和 中心距变动系数和齿顶高降低系数 12 arcos arcos 07s2 0 3 927 58107x 2tn 1 tan0 1 65 1 5 6 zinvzivinym 从图 10 21b 可知 当前的变位系数和提高了齿轮强度 但重合度有所下降 2 分配变位系数 1 2x 由图 10 21b 可知 坐标点 位于 L17 和 L16 之间 按这 2 53 082 zx 两条线做射线 再从横坐标的 处做垂直线 与射线交点的纵坐标分别是12 120 74 85x 3 齿面接触疲劳强度校核 24133H 0679 258 1 4589 064548 tHEdHKTuZMPa 满足齿面接触疲劳强度条件 4 齿根弯曲强度校核 m 2mm1258z 150dm 264 158bm 20a 120 7485x 17 计算及说明 结果 小齿轮 2a13231 4 07 5160 894 6 FtSdKTYzmMP 大齿轮 2a23 231 4 7 17 FtSdz 齿根弯曲疲劳强度满足要求 并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿 轮 6 主要设计结论 齿数 模数 m 2mm 压力角 变位系数125z820 中心距 齿宽 小齿轮选用10 74 0 x 10am 158 bm 40Cr 调质 大齿轮选用 45 钢 调质 齿轮按照 7 级精度设计 齿顶圆大齿轮齿顶圆直 径 做成实心式齿轮 6adm 4 3 两级圆柱齿轮减速器的传动误差校核 高速级斜齿轮传动 低速级直齿轮传动 可求出两12 952iz 231 85iz 级圆柱齿轮减速器的实际传动比 123814 6i 传动误差 0 2vi 传动误差在题目给定的允许速度误差 4 之内 符合设计要求 5 减速器轴及轴承装置的设计 5 1 轴的设计 5 1 1 高速轴的的结构设计 一 输入轴的功率 转速和转矩 转速 功率 转矩140r minn 12 4635PWk 16 34N mT 二 计算作用在高速斜齿轮轴上的力 圆周力 132 80 95tTFNd 径向力 an tan2 6 1cos cos 9rt 作用在高速 斜齿轮轴上 的力 820 tFN r361a95 18 轴向力 atn 820 tan1 8396 5FN 计算及说明 结果 19 三 初步估算轴的最小直径 选取 45 号钢作为轴的材料 调质处理 硬度为 217 255HBS 查表取 A0 112 根据公式 330m1in12 46513 4d0AmP 计算轴的最小直径 并加大 5 以考虑键槽的影响 in10 54 四 轴的结构设计 1 确定轴的结构方案 该轴 输入轴 的轴承分别从两端装入 由套筒定位 如下图 轴段 1 主要用于安装联轴器 其直径应于联轴器的孔径相配合 因此要先选择联轴器 联 轴器的计算转矩为 1TKAca 考虑到转矩变化小 根据工作情况选取 3 1 AK 则 1 36502 4caATKNm 根据国标 GB T4323 2002 要求选用弹性套柱销联轴器 型号为 LT3 与输入轴联接的半联轴 器孔径 8dm 因此选取轴段 1 的直径为 18d 半联轴器轮毂总长度L52 J 型轴孔 与轴配合的轮毂孔长度为 mL3 2 确定各轴段的直径和长度 轴段 1 为配合轴颈 按半联轴器孔径 选取轴段 1 直径为 为保证定位要18d 求 半联轴器右端用需制出一轴肩 轴段 1 的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短 2 3mm 轴段 1 总长为 136L 轴段 2 此轴段为连接轴身 为了保证定位轴肩有一定的高度 其直径确定为 取轴承端盖的宽度为 40mm 取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离2dm 故取 270m 30L 轴段 3 为支撑轴颈 用来安装轴承 取其直径为 325dm 预选轴承型号为 7205AC 角接触球轴承 宽度 B15 轴承内圈直径 为保证轴承的轴向定 位用套筒定位 套筒 d 则此轴段的长 317LB 轴段 4 过渡轴段 轴肩用来轴向定位套筒 其高度 取3 0 d 52hm 取中间轴一级齿轮与二级齿轮间的距离 ar 二级齿轮距箱体左内壁的429d 距离 考虑到箱体的铸造误差 在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一定距离 s m1a 取 在轴承右侧有一套筒 已知二级输入齿轮齿宽为 则此0s m21d 2 8b 段轴的长 4581078L A0 112014 md mNT ca 52 37 18d 36Lm270 35dL4978m 计算及说明 结果 20 轴段 5 此段为齿轮轴段 此段的长 5140Lbm 轴段 6 此段为过渡轴段 同轴段 4 取 628d 取齿轮距箱体右内壁的距 离 m1a 考虑到箱体的铸造误差 在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一定距离 s 取 0s 在轴承左侧有一套筒 1 则此段轴的长 轴段 7 此段为轴承及套筒轴段 已知滚动轴承宽度为 m15B d1527LBm 取其直径 732d 3 轴上零件的轴向定位 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接 按 18由表 6 1 查得平键截面 b h 6mm 6mm 键槽用键槽铣刀加工 长为 30mm 同时为了保证半联轴器与轴配合有 良好的对中性 故选择半联轴器轮毂与轴的配合为 H7 k6 滚动轴承与轴的周向定位是由 过盈配合来保证的 此处选轴的直径尺寸公差为 m6 4 确定轴上圆角与倒角尺寸 参考表 15 2 取轴端倒角为 C1 各轴肩处圆角半径为 R1 0 五 求轴上载荷 1 画轴的受力简图 在确轴承的支点位置时 从手册中查得 7205AC 型角接触球轴承轴承 25d 6 4m 因此 作为简支架的轴的支承距由图可知作为支梁的轴的支承跨距 0839 148 2Lm 根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下所 示 540Lm 629d75 2Lm 半联轴器轮 毂与轴的配 合为 H7 k6 轴端倒角为 C1 各轴肩处圆 角半径为 R1 计算及说明 结果 1 计算支反力 6029s 21 240 9NVaF 18653 3724 98DMNm 312 14 2tNHL 3060 18tF 127 9306 9arNV NL 23 2 72481 251raM 2 计算弯矩 M 129 0 630 9HNFLNmNm 181658V 21 5 724 7 a 3 计算总弯矩 22211380 916 8648 01HVMNmNm 222 57507 V 4 计算扭矩 T 164Nm 现将计算出的截面 C 处的 及 的值列于下表 HVM 载荷 水平面 垂直面 支反力 F129 8N 60H106 9NF 25V 弯矩 M3 5m 1 8m 2790VM 总弯矩 12648 0N 56 N 扭矩 T3 计算及说明 结果 六 按弯矩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 由上 22 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 6 0 则轴的计算 应力为 333 1406282dWm 221 68 4 50caMTMPa 根据选定轴的材料为 45 钢 调质处理 由机械设计第八版表 15 1 查得 Pa61 因此 1 ca 故安全 5 1 2 中间轴的的结构设计 一 中间轴上的功率 2 3901PWk 转速 12i 43 475r minmn 转矩 267 NT 二 作用在齿轮上的力 高速级斜齿轮上 圆周力 180 tF 径向力 362r 轴向力 95aN低速级主动直齿轮上 2317 2180tantan09 7trTdFN 三 初步估算轴的最小直径 选取 45 号钢作为轴的材料 调质处理 硬度为 217 255HBS 查表取 A0 112 根据公式 计算轴的最小直径 并加大 3 以 330m1in12 1 6d74AmP 考虑键槽的影响 min 9d 四 轴的结构设计 1 确定轴的结构方案 中间轴的轴承分别从两端装入 由套筒定位 其初步确定结构如下图 作用中间轴 上的力1820 tFN 36r1 95a278tFN r 计算及说明 结果 2 确定各轴段的直径和长度 23 轴段 1 为支撑轴颈 用来安装轴承 预选轴承型号为 7205AC 角接触球轴承 宽度mB15 轴承内圈直径 125dm 为保证轴承的轴向定位用套筒定位 为保证定位要 求 高速级齿轮中心线要对齐 轴段 1 总长为 14Lm 轴段 2 此轴段为支撑轴颈 用来安装齿轮 为了保证定位轴肩有一定的高度 其直 径确定为 为保证高速级齿轮准确定位 应使 9d 234bm 23Lm 轴段 3 为定位轴颈 因为前面高速轴的计算取中间轴上两齿轮距离 1ra 所 以 1 取其直径为 32dm 轴段 4 此轴段为支撑轴颈 用来安装低速级输入齿轮 其直径 为保429dm 证轴长略小于毂长 所以 4586L 轴段 5 为支撑轴颈 用来安装轴承 预选轴承型号为 7205AC 角接触球轴承 宽度mB1 轴承内圈直径 12dm 为保证轴承的轴向定位用套筒定位 为保证定位要 求 参考高速轴 1L 轴段 5 的轴长 541L 3 轴上零件的轴向定位 斜齿轮与轴的周向定位采用平键连接 按 28dm 由表 6 1 查得平键截面 b h 8mm 7mm 键槽用键槽铣刀加工 长为 28mm 同样 直齿轮与轴的周向定位采用平 键连接 按 428dm 由表 6 1 查得平键截面 b h 8mm 7mm 键槽用键槽铣刀加工 长 为 48mm 同时为了保证斜齿轮与轴配合有良好的对中性 故选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7 k6 滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的 此处选轴的直径尺寸公差为 m6 4 确定轴上圆角与倒角尺寸 参考表 15 2 取轴端倒角为 C1 轴段 3 轴肩处圆角半径 R 为 1 2 其余轴段轴肩处圆角半 径为 R1 五 轴的校核 校核方法如前文所述 5 1 3 低速轴的的结构设计 一 低速轴 即输出轴 的功率 转速和转矩 功率 32 465PWk 转速 310 67r minn 转矩 3395012 78NPTmn 各轴段直径 和长度125dm 4L23d 31Lm429d56 m 541L 斜齿轮轮毂 与轴的配合 为 H7 k6 24 计算及说明 结果 25 二 作用在从动直齿轮上的力 23167 952180tantan09 27trTFNd 三 初步估算轴的最小直径 选取 45 号钢作为轴的材料 调质处理 硬度为 217 255HBS 查表取 A0 112 根据公式30mindAP 计算轴的最小直径 并加大 5 以考虑键槽的影响330min2 131 8d0796AmP in 54 d 低速轴 输出轴 最小直径是用于安装联轴器处轴的直径 其直径应于联轴器的孔径 相配合 因此要先选择联轴器 联轴器的计算转矩为 1TKAca 查表 14 1 根据工作 情况选取 1 5AK 则 55278103 2670caTNmNm 根据国标 GB T4323 2002 要求选用弹性套柱销联轴器 型号为 LT7 孔径 40ldm 半联轴器轮毂总长度 L J 型轴孔 与轴配合的轮毂孔长度为 165L A 型键槽 因此选取轴段 1 的直径为 14d 四 轴的结构设计 1 确定轴的结构方案 低速轴 输入轴 只需要安装一个齿轮 由两个滚动轴承支撑 初定其结构如下图所示 轴段 1 配合轴颈 按半联轴器孔径 选取直径为 140dm 为保证定位要求 半联 轴器右端用需制出一轴肩 轴段 1 的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短 2 3mm 轴 段 1 总长为 162Lm 轴段 2 此轴段为连接轴身 为了保证定位轴肩有一定的高度 使 取轴承端246d 盖的宽度为 40mm 取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 故取 5L25m 轴段 3 和 7 为支撑轴颈 用来安装轴承 为了保证定位轴肩有一定的高度取 h 4 5mm 使直径 预选轴承型号为 6011 的深沟球轴承 宽度 365d 18B 为保证轴承的轴向固定 使用套筒定位 套筒 则此轴段的长b12m 3b1820LBm 轴段 4 轴段 4 为连接轴身 为了保证定位轴肩有一定的高度 使 463dm 作用在低速 轴上的力 2718tFN 9 r14 d 140d 140d 62L 2537d 0L46 计算及说明 结果 26 轴段 6 轴段 6 为支撑轴颈 用来安装齿轮 为了保证定位轴肩有一定的高度 轴段 6 长度应少于齿轮轮毂长度 已知二级输出齿轮齿宽为 使65dm 250bm 2048Lb 轴段 5 其轴环用来确定齿轮的轴向固定 为了保证定位轴肩有一定的高度 直径 轴环宽度 取 576d 1 46 591bhm 510L 为保证齿轮啮合良好以及定位要求 参考中间轴的轴长确定 4m745L 3 轴上零件的轴向定位 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接 按 由表 6 1 查得平键截面140d b h 12mm 8mm 键槽用键槽铣刀加工 长为 56mm 同样 直齿轮与轴的周向定位采 用平键连接 按 由表 6 1 查得平键截面 b h 18mm 11mm 键槽用键槽铣65dm 刀加工 长为 43mm 同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性 故选择半联轴器 轮毂与轴的配合为 H7 k6 同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性 故选择齿轮轮毂 与轴的配合为 H7 k6 滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的 此处选轴的直径 尺寸公差为 m6 4 确定轴上圆角与倒角尺寸 参考表 15 2 确定轴端倒角与各轴肩处圆角半径 五 轴的校核 校核方法如前文所述 5 2 键的选择与校核 5 2 1 高速轴上键联接的选择 前面已确定键截面 b h 6mm 6mm 键槽长 30mm 选取键长 键 轴28Lm 和轮毂的材料都是钢 由表 6 2 查得许用挤压应力 取其平均值 MPaP10 键的工作长度 键与轮毂键槽的接触高度 MPaP10 2862lLbm 0 5 3 kh 由计算公式可得 33126 4127 11028P PTMPaakld 可见键的挤压强度满足要求 5 2 2 中间轴上键联接的选择 1 从动斜齿轮的键联接 1 键联接的类型和尺寸选择 由于精度等级为 7 级 应选用平键联接 由于齿轮不在轴端 故选用圆头普通平键 A 型 前面已确定键截面 b h 8mm 7mm 键槽长 28mm 选取键长 24Lm 65d 48L57m10475m 半联轴器轮 毂与轴的配 合为 H7 k6 齿轮轮毂与 轴的配合为 H7 k6 27 设计及说明 结果 2 键联接强度的校核 键 轴和轮毂的材料都是钢 由表 6 2 查得许用挤压应力 取其平均 10 2PMa 值 键的工作长度 键与轮毂键槽的接触高度 MPa10 2486lLbm 5 73 5khm 由计算公式可得 3269103 610 2P PTPaMald 可见联接的挤压强度满足要求 2 小齿轮键联接 1 键联接的类型和尺寸选择 由于精度等级为 7 级 应选用平键联接 由于齿轮不在轴端 故选用圆头普通平键 A 型 前面已确定键截面 b h 12mm 8mm 键槽长 48mm 选取键长 45Lm 2 键联接强度的校核 键 轴和轮毂的材料都是钢 由表 6 2 查得许用挤压应力 取 MPaP120 其平均值 键的工作长度 键与轮毂 MPaP10 453lLb 键槽的接触高度 0 5 8khm 由计算公式可得 33267 91 01042P PTPaMakld 可见联接的挤压强度满足要求 5 2 3 低速轴上键联接的选择 1 从动直齿轮的键联接键联接的类型和尺寸选择 由于精度等级为 7 级 应选用平键联接 由于齿轮不在轴端 故选用圆头普通平键 A 型 前面已确定键截面 b h 18mm 11mm 键槽长 43mm 选取键长 40Lm 2 键联接强度的校核 键 轴和轮毂的材料都是钢 由表 6 2 查得许用挤压应力 取其平 MPaP12 均值 键的工作长度 键与轮毂键槽 MPaP10 408lLb 的接触高度 mhk5 15 0 由计算公式可得 332127 674 81058P PTMPaakld 可见联接的挤压强度满足要求 28 计算及说明 结果 5 3 轴承的的选择与寿命校核 一 高速轴的轴承选择与寿命校核 已知 820 tFN 306 21rFN 86 95aF 轴承预期计算寿命 轴的转速为 8hLh 140 minnr 查机械设计手册可知角接触球轴承 7205AC 的基本额定动载荷 8CN 求两轴承受到的径向载荷 和 将轴系部件受到空间力系分解为铅垂面和水平面两1r2 个平面力系 由力分析可知 280hL 15CN 29 计算及说明 结果 1 39 8539 6306 219 6 26 9184rarVdF N 2 5 rrVN 1 81839604 2rHt211960 trHF 2215 6 39rV N 22 5 8rr 分别为左右轴承的水平面方向径向载荷和铅垂面方向径向载荷 1rv1H2F 30 分别为左右轴承的径向载荷 1rF2 3 求两轴承的计算轴向力 和1aF2 对于 7205AC 型轴承 按表 13 7 轴承派生轴向力 YFrd2 查表 13 5 得 则 0 57e Y 1 639 021 drN 2 8542rF 按式 13 11 得235 4adN 4 求当量载荷 1P2152 37 69arFe 计算及说明 结果2 40 5683ar e 由表 13 5 分别查表或插入值得径向载荷系数和轴向载荷系数为 对轴承 1 110 XY 对轴承 2 2 因轴承运转中载荷变动较小 按表 13 6 1 2 01 PPff取 故左右轴承当量动载荷为 111 04326 95 3760 9PrafXFYN 2225812r 因为 所以按左边轴承的受力大小验算 1 366 120010241 5280475 9h hCLhLnP 故所选角接触球轴承 7205AC 可满足寿命要求 二 中间轴的轴承的的选择与寿命校核 由前面计算结果可知作用在中间轴上的力有 高速级从动斜齿轮上 1820 tFN 136 2r186 95aFN 低速级主动直齿轮上 7t 7r 高速轴所选 轴承为角接 触球轴承 7205AC 中间轴所选 轴承为角接 触球轴承 7205AC 31 选择轴承型号为 7205AC 其计算校核过程和高速轴轴承的的选择与寿命校核的步骤相类 似 详细过程略 三 低速轴的轴承选择与寿命校核 由计算结果可知作用在低速轴上的力有 2718tFN 29 7r 轴承预期计算寿命 轴的转速为 310 6r minn 1300hLh 查机械设计手册可知轴承型号为 6011 的深沟球轴承的基本额定动载荷 2CN 计算比值 098 27arFe 查表 13 5 得 X 1 Y 0 查表 13 6 根据工作状况 选取 1 Pf 计算及说明 结果 1 98 270 N8 2PrafXFY 663 3 100591 0280 Ah hCLhLn 故轴承型号为 6011 的深沟球轴承安全 符合设计要求 6 箱体的设计 6 1 箱体附件 1 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔 能看到传动零件啮合区的位置 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 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 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 低速轴轴 承型号为 6011 的深 沟球轴承 32 以防油进入油尺座孔而溢出 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 5 螺钉 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度 钉杆端部要做成圆柱形 以免破坏螺纹 6 位销 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度 在机体联结凸缘的长度方 向各安装一圆锥定位销 以提高定位精度 7 吊钩 在机盖上直接铸出起吊孔 用以起吊 33 6 2 铸件减速器机体结构尺寸计算表 名称 符号 减速器及其形式关系 机座壁厚 0 025a 3mm 8mm 取 8mm 机盖壁厚 1 0 02a 3 7mm 8mm 取 8mm 机座凸缘厚度 b 1 5 12mm 机盖凸缘厚度 b1 1 5 12mm 机座底凸缘厚度 p 2 5 20mm 取 25mm 地脚螺钉直径 df 0 036a 12 18mm 取 20mm 地脚螺钉数目 n a 250mm n 6 轴承旁连接螺栓直径 d1 0 75df 15mm 取 16mm 机盖与机座连接螺栓直径 d2 0 5 0 6 df 10 12mm 取 10mm 窥视孔盖螺钉直径 d4 0 3 0 4 df 6 8mm 取 M6 定位销直径 d 0 7 0 8 df 14 16mm 取 M14 df d2 d3 至外机壁距离 c1 24mm d1 d2 至凸缘边缘距离 c2 20mm 轴承旁凸台半径 R1 R1 C2 20mm 凸台高度 h 根据低速轴轴承座外径 D 和 螺栓扳手1Md 空间 的要求 由结构确定1c 外机壁至轴承座端面距离 L1 c1 c2 5 8 50 内机壁至轴承座端面距离 L2 c1 c2 5 8 58 机盖 机座肋厚 m1 m m1 m 0 85 1 6 8mm 取 7mm 轴承端盖外径 D2 98mm 124mm 轴承端盖凸缘厚度 e 1 1 2 d3 9mm 取 12mm 轴承旁连接螺栓距离 s s D2 34 计算及说明 结果 7 润滑和密封 7 1 润滑方式选择 减速器齿轮圆周速度 v 12m s 可采用浸油润滑 浸油润滑是将传动件一部分浸入油中 传动件回转时 粘在其上的润滑油被带到啮合区进行润滑 同时 油池中的油被甩到箱壁 上可以散热 箱体内应有足够的润滑油以保证润滑及散热需要 为避免大齿轮回转时将油 池底部的沉积物搅起 大齿轮齿顶圆到油池底面的距离应大于 30 50mm 为保证齿轮充分 润滑且避免搅油损失过大 齿轮应该有合适的浸油深度 查 机械设计课程设计 高等教 育出版社 表 5 4 确定高速大齿轮的浸油高度 低速大齿轮的浸油高度10 5fhm 可取齿顶圆到油池底面的距离为 40mm 则箱内润滑油的高度 2shm 061 5mh 查 机械设计课程设计 高等教育出版社 表 16 1 润滑油选全损耗系统用油 GB443 1989 代号 L AN22 轴承用润滑脂方式润滑 轴承室内填装润滑脂 用挡油环将轴承室与减速箱箱体内部 隔开 查 机械设计课程设计 高等教育出版社 表 16 2 润滑脂选通用锂基润滑脂 GB7324 1994 代号 ZL 1 7 2 密封方式选择 为了防止润滑油漏出和外界杂质 灰尘等侵入轴承并阻止润滑剂流失 需对轴伸出箱 体部分设置密封装置 由于高速轴和低速轴与轴承接触处的线速度 所以采用smv10 毡圈密封方式 在轴承盖上开出梯形槽 将毛毡制成环形放置在梯形槽内 参考资料目录 1 孙桓 陈作模 葛文杰主编 机械原理 M 北京 高等教育出版社 2013 年 4 月第 8 版 2 濮良贵 陈国定 吴立言语主编 机械设计 M 北京 高等教育出版社 2013 年 5 月第 9 版 3 任金泉主编 机械设计课程设计 M 西安 西安交通大学出版社 2003 年 2 月第 1 版 4 周静卿 张淑娟 赵凤芹主编 机械制图与计算机绘图 M 北京 中国 农业大学出版社 2007 年 9 月第 1 版 5 刘鸿文主编 材料力学 M 北京 高等教育出版社 2011 年 2 月第 1 版 6 杨晓辉主编 简明机械实用手册 M 北京 科学出版社 2006 年 8 月 第 1 版 7 李育锡主编 机械设计课程设计 M 北京 高等教育出版社 2008 年 6 月第 1 版 箱内润滑 油的高度062h 1 5f2sh