用于帶式運輸機的同軸式二級圓柱齒輪減速器

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1、目錄 1) 前言1 2) 設計任務書2 3) 傳動方案的擬定及說明3 4) 電動機的選擇3 5) 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算5 6) 傳動件的設計計算6 7) 軸的結構設計及強度校核計算13 8) 滾動軸承的選擇和壽命計算25 9) 鍵的選擇和校核27 10) 聯(lián)軸器的選擇28 11) 箱體的結構及其附件的設計28 12) 潤滑和密封的設計29 13) 設計小結30 14) 參考資料30 刖百 機械課程設計是考察學生全面掌握機械設計基礎知識的主要環(huán)節(jié)，將“機械原理課程設計”和“機械 設計課程設計”的內(nèi)容體系有機整合為一個新的綜合課程設計體系，使機械運動方案

2、設計、機械運動尺寸 設計、機械傳動強度設計、零部件結構設計及現(xiàn)代設計方法應用等內(nèi)容有機結合，培養(yǎng)學生的機械系統(tǒng)設 計意識、現(xiàn)代設計意識和創(chuàng)新意識以及提高學生在設計、繪圖等的綜合能力，培養(yǎng)學生的專業(yè)素質。本次 課題為設計一單級圓錐齒輪減速器，減速器是用于電動機和電動機之間獨立的閉式傳動裝置。課程設計的 主要內(nèi)容包括:設計題目，傳動效率的計算，電機的選擇，傳動裝置的運動及動力參數(shù)的計算，軸和軸承的 選擇及相關計算，鍵的選擇與校核，聯(lián)軸器的選擇，箱體結構設計，潤滑和密封的設計等。課程設計的目 的： 1、綜合運用機械設計及其他先修課的知識，進行機械設計訓練，使已學知識得以鞏固、加深和擴展

3、； 2、學習和掌握通用機械零件、部件、機械傳動及一般機械的基本設計方法和步驟，培養(yǎng)學生工程設計 能力、分析問題及解決問題的能力； 3、提高學生在計算、制圖、運用設計資料（手冊、圖冊）進行經(jīng)驗估算及考慮技術決策等機械設計方 面的基本技能和機械CAD技術。 具體任務： 1、傳動方案的分析和擬定； 2、電動機的選擇，傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算； 3、傳動件的設計（齒輪傳動、錐齒傳動）； 4、軸的設計（所有軸的結構設計，低速軸的彎、扭組合強度校核及安全系數(shù)校核）； 5、軸承的設計（所有軸承的組合設計，低速軸上軸承的壽命計算）； 6、鍵的選擇及強度校核； 7、減速器的潤滑與密

4、封； 8、減速器裝配圖設計（箱體、箱蓋、附件設計等） 9、零件工作圖設計； - 1 - 設計任務書 【設計一用于帶式運輸機上的同軸式二級圓柱齒輪減速器O 1 .總體布置簡圖 2 .工作情況 工作平穩(wěn)，單向運轉 3 .原始數(shù)據(jù) 運輸機卷筒扭矩 （N?m） 運輸帶速度 （m/s） 卷筒直徑 （mm） 帶速允許偏差（%） 使用年限（年） 工作制度 （班/日） 1400 0.75 350 5 10 2 4 .設計內(nèi)容 1）電動機的選擇與參數(shù)計算 2）傳動部分設計計算 3）軸的設計 4）滾動軸承的選擇 5）鍵和聯(lián)軸器的選擇與校

5、核 6）裝配圖、零件圖的繪制 7）設計計算說明書的編寫 5 .設計任務 1）減速器裝配圖一張（1號圖幅） 2）零件工作圖2張（3號圖幅2張繪制輸出軸及其上齒輪工作圖各一張） 3）設計計算說明書一份 傳動方案的擬定及說明 1 .傳動方案：V帶加同軸式二級圓柱齒輪減速箱 2 .特點：采用V帶可起到過載保護作用；減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。 3 .說明如下： 為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構和擬定傳動方案可先由已知條件計算 般常選用同步轉速為1000r/min或150

6、0r/min的電動機作為原動機。 1. 電動機類型和結構的選擇 四. 電動機的選擇 按工作要求和工作條件，選用一般用途的 Y132S-4系列三項異步電動機，它為臥室封閉結構。 2. 電動機容量的選擇 -27 - 1）卷筒軸的輸出功率 c Fv Pw = 1000 2T v D 1000 2 1400 0.350 1000 0.75 =6kW 2）電動機輸出功率Pd Pd=N 傳動裝置的總效率二式中\(zhòng)=0.955——V帶傳動效率; 2=0.9875——軸承傳動效率（球軸承） %=0.97——齒輪的傳動效率，齒

7、輪精度8級; 4 =0."25——彈性聯(lián)軸器傳動效率 5 =0.955——卷筒軸滑動軸承的傳動效率； 則=0.9550.987530.9720.99250.9550.82015 P,6 故Pd7.3157kW 0.82015 3)電動機額定功率Ped 查表，選取電動機額定功率Ped=7.5kW 3.電動機轉速的選擇 查表得V帶傳動常用傳動比范圍i1'=2?4；兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動比范圍i2'=8?60 則電動機轉速可選范圍為nd'=nw彳門2'=655?9827r/min 可見同步轉速為750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/min

8、的電動機均符合。這里初選同步轉速 分別為1000r/min和1500r/min的兩種電動機進行比較，如下表所示： 方 電動機 額定功率(kW) 電動機轉速(r/min) 電動機 傳動裝置的傳動比 案 型號 同步 質量(kg) 總傳動比 V帶傳動 兩級減速器 1 Y132M-4 7.5 1500 1440 81 34.468 2.5 13.787 2 Y160M-6 7.5 1000 970 119 23.218 2.2 10.554 由表中數(shù)據(jù)可知兩個方案均可行，但方案1的電動機質量較小，且比價低。 因此，采用方案1,

9、選定電動機型號為Y132M-4。 3.電動機的技術數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸 查表得出出Y132M-4型電動機的主要技術數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸，并列表記錄備份。 型號 額定功率 (kw) 同步轉速(r/min) 滿載轉速(r/min) 堵轉轉矩額定轉矩 最大轉矩額定轉矩 Y132M-4 7.5 1500 1440 2.2 2.3 H D E G K L FXGD 質量(kg)： 132 38 80 33 12 515 10X8 81 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算 1 .傳動裝置總傳動比 nm 1440 40.9463

10、 = 35.168 2 .分配各級傳動比 取V帶傳動的傳動比i1=2.5,則兩級圓柱齒輪減速器的傳動比為: i2 i 3 35.168 2.5 = 14.067 i21=3.75 所得i2i3符合一般圓柱齒輪傳動和兩級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍 3 .各軸轉速 電動機軸為0軸，減速器高速軸為I軸，中速軸為n軸，低速軸為出軸，各軸轉速為 n0=nm=1440r/min n。1440 n：=576r/min 11 2.5 ni576 nn=—==153.6r/min 12 3.75 nn153.6 nm=——==40.96r/min

11、 13 3.75 4.各軸輸入功率 按電動機額定功率Ped計算各軸輸入功率，即 P0=Ped=7.5kW R=P01=7.50.955=7.1625kW Pn=R23=7.16250.98750.97=6.8608kW Pm=Pu23=6.86080.98750.97=6.5718kW 5.各軸轉矩 Po7.5 To=9550-0=9550——=49.74Nmno1440 Pt71625 T=9550—=9550—6~5=118.75Nmn576 Tn=9550—=95506.8608=426.57Nmnn153.6 Pm6.5718 Tm=9550——=9550父

12、=1532.24Nm nm40.96 電動機軸 高速軸I 中速軸n 低速軸m 轉速（r/min） 1440 576 153.6 40.96 功率（kW） 7.50 7.1625 6.8608 6.5718 轉矩（Nm） 49.74 118.75 426.57 1532.24 總結： 六.傳動件的設計計算 1.V帶傳動設計計算 1）確定計算功率 由于是帶式輸送機，每天工作兩班，查《機械設計》中表得：工作情況系數(shù)KA 則計算功率為： 1.2 Pa=KAPed=1.27.5=9kWcaaed 2）選擇V帶的帶型 由Pca、n0查圖，

13、選用A型 3）確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v ①初選小帶輪的基準直徑dd1:由表取得小帶輪的基準直徑dd1=125mm 二dd1n°二1251440 ②驗算帶速v：v===9.425m/s 601000 601000 因為5m/s:v330m/s,故帶速合適。 ③計算大帶輪的基準直徑dd2.dd2=i〔ddi=2.5x125=312.

14、5mm 根據(jù)表得圓整為dd2=315mm 4）確定V帶的中心距a和基準長度Ld ①初定中心距a0=500mm。 ②計算帶所需的基準長度 22 (dd2-dd1)(dd2-dd1) Ld02a0-(dd1dd2)-2a0—(dd1dd2) 24a024a0 _2 二(315-125) 二2500(125315)()1709.2mm 24500 由表選得的基準長度Ld-1750mm ③計算實際中心距a Ld - Ld1 a :' a0 - = 500 1750 -1709.2 2 =520.4mm 中心距變化范圍為494.15?572.9mm。

15、 5)驗算小帶輪上的包角?1 57.357.3 ：1180-(dd2-dd1)=180-(315-125)-160-120 a545.4 6)確定帶的根數(shù) ①計算單根V帶的額定功率 由dd1=125mm和n0=1440r/min,查表得P0=1.91kW 根據(jù)n°=1440r/min,i=2.5和A型帶，查表得^P0=0.03kW 查表得K=0.95,Kl=0.99。于是: Pr=(P0P0)KKl=1.91kW=1.8246kW P ca z 二— Pr ②計算V帶的卞!!數(shù)z 9 =4.93 1.8246 取5根。 7)計算單根V帶的初拉力的最小值(

16、Fo)min 由表得A型帶的單位長度質量q=0.1kg/m,所以 (Fo)min=500(2.5-K：)Pcaqv2 K:zv (2.5-0.95)921z =[5000.19.425]N 0.9559.425 =165N 應使帶的實際初拉力F0.(F0)min 8)計算壓軸力Fpp i152 (Fp)min=2z(F°)minsin萬=25165sin—-11622N 總結: 帶基準長度 Ld(mm) 小帶輪基準直徑dd1(mm) 大帶輪基準直徑dd2(mm) 中心距范圍 a(mm) 單根帶初拉力 Fo(N) V帶/輪槽數(shù) z 1750 125

17、 312.5 494.15?572.9 165 5 2.斜齒輪傳動設計計算 按低速級齒輪設計：小齒輪轉矩T1=5=426.57N.m,小齒輪轉速m=nn=153.6r/min, 傳動比i=i3=3.75。 3 (1)選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) ①選用斜齒圓柱齒輪 ②運輸機為一般工作機器，速度不高，故選7級精度(GB10095-88) ③由《機械設計》表選擇小齒輪材料為40Cr(調質)，硬度為280HBS; 大齒輪材料為45鋼(調質)，硬度為240HBS,二者硬度差為40HBSo ④選小齒輪齒數(shù)乙=24：大齒輪齒數(shù)z2=i，乙=3.75父24=90 ⑤初

18、選取螺旋角一：=14 (2)按齒面接觸強度設計 2KHtT1 公式：d1t -3' 1(ZhZeZ；z： [二 h] )2 ①確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 a）試選載荷系數(shù)KHt=1.6 b）選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433 c）由圖查得名d=0.7&名d=0.88,名a=考8+名槃=0.78+0.88=1.66 d）小齒輪傳遞的傳矩Ti=426.57N，m e）由表選取齒寬系數(shù)①d=1 f)工二0AtMM=lx24xtan(W)h二眺 g) ￡1口 *P (1- 1.905) + ^^ = 0.665 h）”廂『軻C埠『解 1 i）由表查得

19、材料彈性影響系數(shù)Ze=189.8MPa5 j）由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限仃hlim1=600MPa;大齒輪的接觸疲勞強度極限 :Hlim2=550MPa k）計算應力循環(huán)次數(shù): N1=60nljLh=60153.61(2836510)=5382144005.38108 5382144008 i1 1435238401.43510 3.75 l）由圖查得接觸疲勞壽命系數(shù)Khni=0.90,Khn2=0.94 m）計算接觸疲勞許用應力： 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1得 !"hi K ?■: 一 K HN1 - H lim1 S K HN 2 H

20、lim 2 S 0.90 600 — MPa =540MPa; 1 0.94 550 MPa =517MPa n）許用接觸應力 540 517 = 528.5MPa ②計算 a）試算小齒輪分度圓直徑dit, 由計算公式得 82.737mm ,二2父1.6父426.57父1033.75+1/2.433父189.8父0.665父0.985' dit>3父,父Imm V13.75、528.5) b）計算圓周速度 二 d〔t n v = 60 1000 二 82.737 153.6 60 1000 m. s = 0

21、.665m s c）齒寬b b=：3d1t=1.082.737mm=82.737mm d）計算載荷系數(shù)Kh 由表查得使用系數(shù)KA=1 根據(jù)v=0.665m/s,7級精度，查得動載系數(shù)Kv=1.05； 由表查得KhP的值與直齒輪的相同，故KhP=1.321; 因KAFt/b=1[426.57/(109.7/2)]/109.7=70.9N/mm：：100N/mm 查表得KHa=KFa=1.4;KfB=1.18 故載荷系數(shù)： Kh=KaKvKh：Kh：=11.051.41.321=1.94 e)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d1=d1t3^KH-=8

22、2.737父31194mm=88.225mm 1\KHt1.6 及其相應的齒輪模數(shù)mn mn 88.225 cos14 24 mm = 3.57mm （3）按齒根彎曲強度設計 mt_32KFtT1YYcos2-YFaYSa mnt；d*[%] ①確定計算參數(shù) a）試選載荷系數(shù)KFt=1.6 b）計算玩去疲勞強度的重合度系數(shù)Y￡ 4=arrtanftanPcosc^)=arctan(tanl4ocos20.526o)=13.140, e郎=Ea/cos:^=1.66/cos:13,140?=175 Y￡=0,2S+0.75/e^=0.25+0.75/1.7S=

23、0.679 gw c)螺旋角系數(shù)Ya=1_Eft—二1-1905X—二0*778 EP120:1冊 d）計算當量齒數(shù) Zvi 二 乙 cos3 : 24 一326.27 cos14 Zv2 二 Z2 cos3 : 90屋=98.52 cos 14 e）查取齒形系數(shù) 查表得YFai=2.592,YFa2=2.185 f）查取應力校正系數(shù) 查表得Ysai=1.596,Ysa2=1.787 g）計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限仃FE1=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限 二吒2=380MPa h）由圖查得彎曲疲勞壽命

24、系數(shù)Kfn1=0.84,Kfn2=0.88 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4得 0.84500 1.4 =300.0MPa KFN2FE2 S 0.88500 1.4 =238.9MPa i）計算YaY紋，并加以比較 [二f] YFa1Ysa1 上F1 2.5921.596 300 =0..01379 = 0.01634 YFa2YSa22.1851.787 Fa2sa2 □L238.9 大齒輪的數(shù)值大，值為0.01634 ②設計計算 mnt 3 - 2 2 1.6 426.57 103 0.778 0.679 c

25、os14 1 242 0.01634mm = 2.68mm 調整齒輪模數(shù) a)圓周速度d工二舊汨/c哪=2.68K24/cM4'mm=662 b）齒寬 60 -1000 nx ^.29X153.6 60X1C0C m/s = 0.533 上。兒力/二媼 B * c)齒高h及寬高比b/h h=(2h；1t+3)巾就=(2x1+025)x2.63rr6.03 b/h=66.29/6.03=1 d）計算實際載荷系數(shù) KF=KaKVKF.KF：=11.051.41.18=1.73 e）得出按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 對比計算的

26、結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)。 從滿足彎疲勞強度出發(fā)，從標準中就近取mn=3mm。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞 強度算得的分度圓直徑匕二88,225師來計算小齒輪應有的齒數(shù)。于是： 乙=d1cosP=88225cos14、28.53取乙=29；則z2=3.75父29=108.75,取Z2=109。mn3 (4)幾何尺寸計算 ①計算中心距 29 109 3 mm = 213.34mm 2 cos14 考慮到模數(shù)從2.75mm增大整圓至3mm,為此將中心距減小圓整為213mm。 ②按圓整后的中心距修正螺旋

27、角 - =arccos-Z—Z2^n = arccos(29 109) 3 =13 37'48'' 2a 2 213 因P值改變不多，故參數(shù)%Kp,ZH等不必修正 ③計算大、小齒輪的分度圓直徑 ④計算齒輪寬度 b=：，dd1=189.52mm=89.52mm 圓整后取b1=95mm,b2=90mm 由于是同軸式二級齒輪減速器，因此兩對齒輪取成完全一樣，這樣保證了中心距完全相等的要求,且根據(jù)低速級傳動計算得出的齒輪接觸疲勞強度以及彎曲疲勞強度一定能滿足高速級齒輪傳動的要求。 為了使中間軸上大小齒輪的軸向力能夠相互抵消一部分，故采用高速級小齒輪左旋，大齒輪右旋,低速級小齒輪

28、右旋，大齒輪左旋的方案。 總結： 高速級 低速級 小齒輪 大齒輪 小齒輪 大齒輪 傳動比 3.75 法向模數(shù)（mm） 3 螺旋角 13°37'48'' 中心距（mm） 213 齒數(shù) 29 109 29 109 齒覽（mm） 95 90 95 90 直徑 (mm) 分度圓 87 327 87 327 齒根圓 79.5 319.5 79.5 319.5 齒頂圓 93 333 93 333 旋向 左旋 右旋］ 右旋 左旋 七.軸的結構設計及強度校核計算 1.高速軸的設計 （1）高速軸上的功率、

29、轉速和轉矩 轉速n〔(r/min) 高速軸功率P/kw） 轉上1T1(Nm) 576 7.1625 118.75 （2）作用在軸上的力 已知高速級齒輪的分度圓直徑為di=87mm,根據(jù)《機械設計》中公式得: Ft 2T1 2 118.75 7 = 87 10工 = 2729.89N Fr Ft tan : n cos : tan20 =2729.89=1022.39N cos13.63 Fa=Fttan:=2729.89tan13.63‘-661.94N (3)初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表得

30、A0=103~126取A0=112，于是 得%=43"=11232等=25.95mm 'n1576 軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應增大3%~5%,軸端最細處直徑應為 L>2535mmi(0.03^0,05)x25.95mm=261302715mm 1)擬訂軸上零件的裝配方案(如圖) I n 1111V v vi vn (4)軸的結構設計 2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 a)軸段I-n的設計。i-n軸段上安裝帶輪，此段設計應與帶輪輪轂孔的設計同步進行。初定I-n段軸徑d1=30mm,帶輪輪轂的寬度為(1.5~2.0)d1=(1.5~2.0)x30mm=45~60

31、mm,結合帶輪結構取L帶輪=60mm。為了保證軸端檔圈只壓在V帶輪上而不壓在軸的端面上，故I-n軸段長度 略小于輪轂寬度，取L1=58mm。 b)密封圈與軸段n-m的設計。為了滿足V帶輪的軸向定位，I-n軸段右端需制出一軸肩，軸肩 高度h=(0.07~0.1)d1=(0.07?0.1)x30mm=2.1~3mm。軸段n-出的軸徑d2=d1+2x(2.1~3)mm=34.1~36mm,其最終由密封圈確定。查表選取氈圈35JB/ZQ4606-1997,故取n-出段的直徑 d2=35mm。 c)初步選擇滾動軸承與軸段m-IV和vi-vn的設計。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選 用

32、單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d2=35mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙 組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30208,其尺寸為dxDXT=40mmx80mmx19.75mm, B=18mm；為補償箱體鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，靠近箱體內(nèi)壁的軸承端面距箱體內(nèi)壁距離取4 =12mm。通常一根軸上的兩個軸承取相同型號，故d3=d6=40mm；而Ls=B=18mm。 d)齒輪與軸段IV-V的設計。為便于齒輪的安裝，d4應略大于d3,課初定d4=42mm,齒輪分度圓 直徑比較小，采用實心式。齒輪寬度為bi=95mm,齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位， 為保證套筒能夠頂?shù)烬X輪左

33、端面，該處軸徑長度應比齒輪寬度略短，取L4=93mm。 e)軸段V-VI的設計。齒輪右側采用軸肩定位，定位軸肩的高度h=(0.07~0.1)d4=(0.07~0.1) x42mm=2.94~4.2mm,取h=3mm,則軸肩直徑d5=48mm,取l_5=Ai=10mmo該軸段也可提供右側軸承的軸向定位。齒輪左端面與箱體內(nèi)壁距離以及齒輪右端面與右軸承左端面的距離均取為 △i,則箱體內(nèi)壁與高速軸右側軸承座端面的距離Bxi=2Ai+bi=(2x10+95)mm=115mmo f)軸段n-出和m-iv的設計。軸段n-m的長度除了與軸上的零件有關外，還與軸承座寬度及軸承 端蓋等零件有關。軸承座的

34、厚度L=5+Ci+Ca+(5~8,查表得下箱座壁厚 5=O.O25a+3mm：=0.025x213mm+3mm=8.325mm<取S=( a=213mm<300mm,取軸承旁連接螺栓為M12,則ci=20mm,C2=16mm,箱體軸承座寬度 L=[9+20+16+(5~8)]mm=50~53mm，取L=50m；可取箱體凸緣連接螺栓為M10,地腳螺栓為d

35、為在不拆卸帶輪的條件下，可以裝拆軸承端蓋連接螺釘，取帶輪凸緣端面距軸承端 蓋表面距離K=30mm,帶輪采用輪輻式，螺釘?shù)牟鹧b空間足夠，則: 軸段n-m的長度 軸段m-IV的長度 =(50+10+30+2+^-12-8)nira=64J L3=A+B+Ai+2mm=(12+18+10+2)mm=42mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 3)軸上零件的軸向定位 V帶輪與軸的周向定位選用A型普通平鍵連接，查表選其型號為8x45GB/T1096-1990,尺寸為 8mmx7mmx45mm,V帶輪與軸的配合為H7/r6; 齒輪與軸的周向定位選用A型普通平鍵連接，查表選其型號為

36、12x80GB/T1096-1990,尺寸為 12mmx8mmx80mm,為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6; 滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 4)確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角1.2m45\各圓角半徑見圖,總結： 軸段編號 長度（mm） 直徑（mm） 配合說明 I-n 58 30 與V帶輪鍵聯(lián)接配合 n-m 64.5 35 定位軸肩 m-w 42 40 與滾動軸承30208配合，套筒定位 w-v 93 42 與小齒輪鍵聯(lián)接配合 V-VI 10 48 定

37、位軸環(huán) vi-vn 18 40 與滾動軸承30208配合 總長度 285.5mm （5）求軸上的載荷 軸上力作用點間距。軸承反力的作用點與軸承外圈大斷面的距離a3=16.9mm。因此，軸的支點及 受力點間的距離為： mm = 109.65mm I：=+L:+a3-T+B=+64.5+16,9^19.75+18l2=T+A+4+t-a3=(19.75-12+10+?-16*72.35mm 「占+%+T-與二(-+1Q+19J5-16.9)mm=645m J3sJUJ 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。 載荷 水平囿H 垂直面V 從軸的結構圖以及彎

38、矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的Mh、Mv及 M的值列于下表。 a = 0.6 ,軸的計算應力 0.1 403 2. 中間軸的設計 支反力 F Fnhi=68N FNH2=6186N Fnvi=1382N Fnv2=2682N C截回彎矩M Mh=Fnh2ML3=460875Nmm Mv=FNV2^L3+Ma

39、2 =353536Nmm 總彎矩 Mmax=JM；+M；=,4608752十3535362=580856N.mm 扭矩 T=422360Nmm (6)按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)公式及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力，取 (j = ca Mpa = 28.61Mpa M2(:T)216864620.61187502 已選定軸的材料為45Cr,調質處理。由表查得[o_1]=70MPa。因此aca<[0-1],故安全。 中間軸上的功率、轉速和轉矩 (2) 作用在軸上的力 轉速(r/min) 中速軸功率(kw) 轉矩T(N-m)

40、153.6 6.86 426.57 已知高速級齒輪的分度圓直徑為d2=327mm,根據(jù)公式得: Ft2 2T2 2 426.57 d2 327 10， =2608.99N Fr2 Ft2 tan 二 n =2608.99 tan20 = 977.11 N cos13.63 Fa2 =Ft2 tan B =2608.99 tan20 = 949.60N 已知低速級齒輪的分度圓直徑為 d3=87mm,根據(jù)公式得: Ft3 Fr3 2 426.57 87 10” Ft3 tan 二 n = 9806.2N cos = 9806.2 tan20

41、=3672.6N cos13.63 Fa3 =Ft3 tan = 9806.2 tan 20 =3659.2N 初步確定軸的最小直徑 先按公式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45鋼，調質處理。根據(jù)表取 A0 = 112,于是得 dmin =A0 3'n2 =112父 6.86 39.74mm 153.6 3 (4)軸的結構設計 1)擬訂軸上零件的裝配方案(如圖) U1 IV V VI 2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ①初步選擇滾動軸承與軸段I -n和v -VI的設計。 因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用

42、單列圓錐滾子軸承。暫取軸承為 30208 ,經(jīng)過驗算，軸承 30208的壽命不滿足減速器的預期壽命要求， 改變直徑系列，選 30210進行設計計算，由表得軸承尺寸為 d x DX T=50mm x 90mm x 21.75mm , B=20mm,通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則 d1二d5=50mm ②齒輪軸段n-m和iv-v的設計。軸段n-出上安裝齒輪2,軸段W-V上安裝齒輪3.為便于齒輪的安 裝，d2和d4應分別略大于d1和ds,可初定d2=d4=55mm。查表知該處鍵的界面尺寸為16mmx10mm, 輪轂鍵槽深度t1=4.3mm,齒輪3上齒根圓與鍵槽頂面的

43、距離e=df3/2-d4/2-t尸(82.25/2-55/2-4.3) mm=9.325>2.5mn=2.5X3mm=7.5mm,故取d4=55mm,L4應略短于b3=95mm,故L4=93mm。 齒輪2右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定，其輪轂寬度范圍為(1.2~1.5)d2=66~82.5mm,取其輪 轂寬度與齒輪寬度相等。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段n-m的長度應比相應齒輪的輪轂略短， 因b2=90mm,故取L2=88mm。 ③軸段m-IV的設計。該段為齒輪2提供定位，其軸肩高度范圍為(0.07~0.1)d2=3.85~5.5mm,取其 高度為h=4mm。故d3=63m

44、m。 齒輪3右端面距離箱體內(nèi)壁距離取為△1,齒輪2的左端面距離箱體內(nèi)壁的距離為 (瓦一％)/2=10mm4-95-90/2mm=125mm 高速軸右側的軸承與低速軸左側的軸承共用一個軸承座，其寬度為l5=53.5mm,則箱體內(nèi)壁寬度為 Bx=Bxi+Bx：+lg={105+111.5+53.5)mm=270mm 則軸段m-IV的長度為 La=-瓦(270-90—95-10_12,5)nini=62.5mm ④軸段I-11和曠-V1長度。由于軸承采用脂潤滑，故軸承內(nèi)端面距箱體內(nèi)壁的距離取為4,則 軸段I-n的長度為L=B+a+占+2mm=(20+12+125+2)mni=4&5n

45、nn 軸段v-w的長度為15=B+a+a1=(20+12+10)mm=42mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 3）軸上零件的軸向定位 大小齒輪與軸的周向定位都選用A型普通平鍵連接，查表選其型號為16x70GB/T1096-1990,尺寸 為16mmx10mmx70mm,為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6; 滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角1.2m45°,各圓角半徑見圖 總結： 軸段編號 長度（mm） 直徑（mm） 配合說明 I-n 46.

46、5 50 與滾動軸承30210配合，套筒定位 n-m 88 55 與大齒輪鍵聯(lián)接配合 m-w 62.5 63 定位軸環(huán) w-v 93 55 與小齒輪鍵聯(lián)接配合 V-VI 42 50 與滾動軸承30210配合 總長度 332mm （5）求軸上的載荷 軸上力作用點間距。軸承反力的作用點與軸承外圈大斷面距離a3=20mm,則可得軸的支點及受力 點間的距離為： 114+/+A+T-?125+12+2175-20）nun=7L25mm k%+凈，625+蜉）mm=155mm b=?+及+a+T-Sg=+10+12+2U5-20jmni=JlJSnm

47、i 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖: Frl  從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的Mh、Mv及 M的值列于下表。 載荷 水平囿H 垂直向V 支反力 F Fnhi=68N Fnh2=6186N Fnvi=1382N Fnv2=2682N C截回彎矩M Mh=Fnh2ML3=460875Nmm Mv=FNV2ML3+Ma2 =353536Nmm 總彎矩 Mmax=JM；+M；=.4608752+3535362=580856Nmm 扭矩 T=422360Nmm (6)按彎扭合成應力校核軸的強度

48、 根據(jù)公式及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力，取a=0.6,軸的計算應力 M2 (: T)2 W 58085620.64223602 0.1503 Mpa =50.70Mpa 已選定軸的材料為45Cr,調質處理。由表15-1查得[仃-1]=70MPa。因此仃ca<[a-1],故安全。 3.低速軸的設計 (1)低速軸上的功率、轉速和轉矩 轉速(r/min) 中速軸功率(kw) 轉矩T(N-m) 40.96 6.57 1532.24 (2)作用在軸上的力 Ft4 2T4 d4 2 1532.24 327 10“ = 9371.5N 已知低

49、速級齒輪的分度圓直徑為d4=327mm,根據(jù)公式得 Fr4 tan20 =9371.53509.79N cos13.63 Fa4=Ft4tan=9371.5tan20=3410.95N (3)初步確定軸的最小直徑 先按公式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表取A0=112,于是得 min 『r112中果 =60.85mm 軸與聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應增大3%~5%,所以軸端最細處直徑為: &>60,35+60.85X(0.03~0.05)mm=(62r68~6189)mm (4)軸的結構設計 1)擬訂軸上零件的裝配方案 I

50、111111VvVIvn 2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ① 聯(lián)軸器及軸段I-n的設計。為補償聯(lián)軸器所連接兩周的安裝誤差、隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián) 軸器。查表取Ka=1.5,則計算轉矩為Tc=KaT3=1.5x1532240N-mm=2298360N-mm。查表得GB/T 5014-2003中的LX4型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉矩為2500N-mm,許用轉速為3870r/min,軸孔范 圍為40~75mm?？紤]d>(62.68~63.89)mm,取聯(lián)軸器轂孔直徑為63mm,軸孔長度107mm,J 型軸孔，A型鍵。相應軸段I-n的直徑d1=63mm,其長度略小于轂孔寬度，取

51、L1=105mm ② 密封圈與軸段n-m的設計。聯(lián)軸器用軸肩定位，軸肩高度h=(0.07~0.1)d1=(0.07~0.1) x63mm=4.41~6.3mm。軸段n-出的軸徑d2=d〔+2xh=(71.82~75.6)mm,最終由密封圈確定。查表選取氈圈70JB/2Q4606-1997,貝U取d2=70mm ③ 軸承與軸段m-IV和VI-vn的設計。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子 軸承?，F(xiàn)暫取軸承為30215,由表得其尺寸為dXDXT=75mmX130mmx27.25mm,B=25mm,通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，故d3=d6=75mm。該減速器齒輪的

52、圓周速度小于2m/s,故左 端軸承采用脂潤滑，需要擋油環(huán)。為補償箱體鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面與 箱體內(nèi)壁距離取4=12mm。因為是同軸式減速器，該軸上右端軸承的軸承座完全處于箱體內(nèi)部，該 處軸承采用油潤滑，潤滑油由低速級大齒輪輪緣上刮取，可使軸承內(nèi)圈端面與軸承座端面共面，故 可取L6=B=25mm。該處軸承與高速軸右端軸承共用一個軸承座，兩軸承相鄰端面間距離取為6.5mm, 滿足安防拆卸軸承工具的空間要求，則軸承座寬度等于兩軸承的總寬度與其端面間距的和，即 l5=(19.75++27.75+6.5)mm=53.5mm ④ 齒輪與軸段IV-V的設計。為便于齒輪的

53、安裝，d4應略大于d3,可初定d4=77mm。齒輪4輪轂的 寬度范圍為14電(L2ML5)山=(9L2~H4,取其輪轂寬度為l4=91.5mm,其左端面與齒輪左側 輪緣處于同一平面內(nèi)，采用軸肩定位，有段采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段 IV-V的長度應比齒輪4的輪轂寬度略短，故取L4=88mm ⑤ 軸段V-VI的設計。齒輪左側采用軸肩定位，定位軸肩高度為h=(0.07~0.1)d4=(0.07~0.1)x76mm= (5.32~7.6)mm,取h=5.5mm,則軸肩直徑d5=87mm,齒輪左端面與輪轂右端面距箱體內(nèi)壁距離均取為△i=iomm,則箱體內(nèi)壁與低速軸左側軸

54、承座端面的距離 Bq=+1&=2X51Tlm=11L,取L5=Ai=iomm,該軸段也可提供軸承的軸向 定位。 ⑥軸段n-出與m-IV的長度。軸段n-m的長度除了與軸上的零件有關外，還與軸承座寬度及軸承 端蓋等零件有關。為在不拆聯(lián)軸器的條件下可以裝拆軸承端蓋帶連接螺栓，取聯(lián)軸器轂端面與軸承 端蓋表面距離K=35mm,則有 La二L+瓦+K_B=(50+10+35+2-12-25)mm=60nlm L3=a+B+a1+14-L4=(12+25+10+9L5-88)mm=505mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 3)軸上零件的軸向定位 半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用A型普通

55、平鍵連接，查表選其型號為18x100GB/T1096-1990,尺寸為 18mmx11mmx100mm,半聯(lián)軸器與軸的配合為H力k6。 齒輪與軸的聯(lián)接，選用A型普通平鍵連接，查表選其型號為22x80GB/T1096-1990,尺寸 20X80GB/T1096-1990,尺寸為22mmx14mmx80mm,為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。 4)確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角2.0父45?,各圓角半徑見圖 總結: 軸段編號 長度(mm) 直徑(mm) 配合說明 I-n 105 63 與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合 n-m 60 70

56、 與端蓋配合，做滾動軸承的軸向定位 m-w 50.5 75 與滾動軸承30215配合 w-v 88 77 與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位 V-VI 10 87 軸環(huán) vi-vn 25 75 與滾動軸承30215配合 總長度 338.5mm (5)求軸上的載荷 軸上力作用點間距。 受力點間的距離為： 軸承反力的作用點與軸承外圈大斷面距離 a3=27.4mm ,則可得軸的支點及 l1=7i+L5+T-a3=(-+10+27125-27.4)mm=54,85mm 1?=T+A+&+l「3-aw=f27.25+12+10+91.5-7

57、-27.4jmm=68,35mm l3=^+L2+a3-T+B=(53.5+60+27.4-27.25+25)mm=138.65mm 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖: Fr 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險截面。先計算出截面B處的Mh、Mv及 M的值列于下表 載荷水平面H垂直面V 支反力 F Fnh1=3943.35N FNH2=3522.72N Fnv1=-2039.50N FNV2=4831.04N B? 彎矩M Mh=Fnh1MLi=264204Nmm MV—FNV2ML2 =362325Nmm 總彎矩 Mma

58、x=V'M2+MV2=42642042十3623252=448423N.mm 扭矩 T=1370920N-mm （6）按彎扭合成應力校核軸的強度 M 2 ： (T)2 W 根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力，取?=0.6,軸的計算應力 Mpa = 22.21Mpa 44842320.613709202 0.1753 已選定軸的材料為45Cr,調質處理。由表15-1查得[仃-1]=70MPa。因此aca（叵-1],故安全。 八.滾動軸承的選擇和壽命計算 -A.r.p-T-jj-i-f—人?'■ 軸承預期壽命Lh=1030082=480h0

59、 1 .高速軸的軸承 1）計算軸承的軸向力。查表得30208軸承的G=63000N,C0r=74000N,e=0.37,丫=1.6。查表得其內(nèi)部 軸向力計算公式，則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為： _23122 2Y = 2 X 1.6 =722.6N _R2_ 2354,3 Sa = 2Y=2xL6 =7357N -36 - 外部軸向力A=734.6N,各軸向力方向如軸力圖所示。 Ss+A=7357N+7316N=1470,3N>S] 則兩軸承的軸向力分別為 Fal=S2+A=14703N Ffl2=S2=735,7N 2）計算當量動載荷。 因為

60、=14073/23126=0研軸承1的當量動載荷為 &=04瓦+16PHi=04x231Z6N+1,6x14701=32775N 因為除低二7357/23543=0,31<§,軸承2的當量動載荷為P2=?=2354.3n。 3）校核軸承壽命。因Pi>P2,故只需交合軸承1,P=P1。軸承在100c一下工作，查表得后=1。對于 減速器，查表得載荷系數(shù)fp=1.5o軸承1的壽命為： 10fifrCE1061x6300f, 昆=甌（釬）'=60x576（1.5x32775）"=142488h>% 故軸承壽命足夠。 2 .中間軸的軸承 1）計算軸承的軸向力。查表得30210軸承的C

61、r=73200N,Cor=92000N,e=0.42,丫=1.4。查表得其內(nèi)部 軸向力計算公式，則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為： =662.6N _瓦_1855,4 1. =2Y=2x1.4 R2_ 8239,1 2Y= 2x1.4 =2942,5N 外部軸向力A=1840.9N,各軸向力方向如軸力圖所示。 S2+A=2942,5N+1840.9N=47834N>工 則兩軸承的軸向力分別為 Ffll=S2+A=U703N Fa2=S:=29425N 2）計算當量動載荷。因為Fal/Ri=4783.4/1855.4=2,5E,軸承1的當量動載荷為 P1=04瓦+

62、1.6Fh1=04x1855.4N+1,6x4783.4N=74389N 因為跖/卜二2942.5/82391=0136<凡軸承2的當量動載荷為昨的=8239.小。 3）校核軸承壽命。因P2>R,故只需交合軸承2,P=歷。軸承在100c一下工作，查表得、=1。對于 減速器，查表得載荷系數(shù)fp=1.5。軸承1的壽命為： 10fifTC,1x73200_0*一 Z"甌（哥）"=60x1516（1.SX8239,P40793,5h胎小于％ 但在允許范圍內(nèi)，故軸承壽命足夠。 3 .低速軸的軸承 1）計算軸承的軸向力。查表得30215軸承的G=138000N,Cor=185000N,e

63、=0.44,丫=1.4。查表得其內(nèi) 部軸向力計算公式，則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為： R1 6095.6 2Y = 2 x 1.4 =2177.0N R2_ 6508,7 2Y= 2x1.4 =2324,5N 外部軸向力A=2575.5N,各軸向力方向如軸力圖所示。 S1+A=2177,0N+2575,5N=4752,5N>S2 則兩軸承的軸向力分別為 Fa2=Si+A=47525N Fai=S1=2177,0N 2）計算當量動載荷。因Ri>R2,F睚二,故只需校核軸承2,因為 =4752.5/65U8J=0,7:,軸承2的當量動載荷為 艮=0.4R

64、:+L6Ffl2=04x6503.7N+L4X4752.5N=9257J0N fp=1.5o 軸承 3）校核軸承壽命。軸承在100c一下工作，查表得fT=1。對于減速器，查表得載荷系數(shù) 1的壽命為： 10fi10fi71X139000…一 Z=甌3'=60x4096,1.5x92570）h=813485,1>Lh 故軸承壽命足夠。 九.鍵的選擇和校核 【取鍵、軸、帶輪、齒輪及聯(lián)軸器的材料都為鋼，查表得[dp=125~150MPa】 1 .高速軸 1）帶輪處。選才iA型普通平鍵連接，型號8x45GB/T1096-1990,尺寸為8mmx7mmx45mm。 該處擠壓應力為

65、4Tl4X109260 啞二面T30x7x（45-8）=56'0MPa<皿 2）齒輪處。 選才I A型普通平鍵連接，型號 12x80GB/T1096-1990,尺寸為12mmx8mmx80mm。 該處擠壓應力為 4Tj4X109260 陽二麗二42x8x(80-12)=19<1MPa<同? 2 .中間軸 兩齒輪處均選擇A型普通平鍵連接，型號16x70GB/T1096-1990,尺寸為16mmx10mmx70mm。 該處擠壓應力為 404X383070. 與二疝二SSxlOx(70-16)=S1，6MPa,回「 3 .低速軸 1)聯(lián)軸器處。選擇A型普通平鍵連接，型號18

66、x100GB/T1096-1990,尺寸為18mmx11mmx100mm。 該處擠壓應力為 4 口4X1342830 -VT7=77―n―TTT-r——-99.2MP1<[a]p pld5hl60x11x(100-18)1JP 2)齒輪處。選擇A型普通平鍵連接，型號22x80GB/T1096-1990,尺寸為22mmx12mmx80mm。 該處擠壓應力為 4Ti4X1342830 毗二/二76x14x(80-22)=870MPa<皿 故各處鍵強度均足夠。 十.聯(lián)軸器的選擇 為補償聯(lián)軸器所連接兩周的安裝誤差、隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表取。=1.5,則計 算轉矩為Tc=KaT3=1.5M1532240N-mm=2298360N-mm。查表得GB/T5014-2003中的LX4型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉矩為2500N-mm,許用轉速為3870r/min,軸孔范圍為40~75mm。 考慮d>(62.68~63.89)mm,取聯(lián)軸器轂孔直徑為63mm,軸孔長度107mm,J型軸孔，A型鍵。 十一.箱體的結構及其附件的設計 1.附件的設計與選擇 1)窺視孔和視