机械设计课程设计-圆锥斜齿圆柱齿轮减速器_百度文库
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机械设计课程设计-圆锥斜齿圆柱齿轮减速器
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机械设计课程设计-一级带式运输机传动装置F=2300，V=1.1，D=300.doc 35页
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机械设计课程设计
计算说明书
带式运输机传动装置
一. 课程设计任务书 - 2 -
二. 设计要求 - 2 -
三. 设计步骤 - 3 -
传动装置总体设计方案 - 3 -
2、电动机的选择 - 4 -
3.计算传动装置的总传动比并分配传动比 - 5 -
4. 计算传动装置的运动和动力参数 - 6 -
5. 设计V带和带轮 - 7 -
6. 齿轮的设计 - 9 -
7. 滚动轴承和传动轴的设计 - 15 -
8. 键联接设计 - 26 -
9.箱体结构的设计 - 27 -
10. 润滑密封设计 - 29 -
11.联轴器设计 - 29 -
设计小结 - 29 -
参考资料 - 30 -
一. 课程设计任务书
课程设计题目：
设计带式运输机传动装置（简图如下）
3——一级圆柱齿轮减速器
4——联轴器
5——电动机
原始数据：
运送带工作拉力F/N
运输带工作速度v/(m/s)
卷筒直径D/mm
工作条件：连续单向运转，载荷平稳，使用期限8年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为±5%
二. 设计要求
1.减速器装配图1张。
2.零件工作图各1~3张。
3.编写设计设计说明书1份。
三. 设计步骤
传动装置总体设计方案
本组设计数据：
第十一组数据：运送带工作拉力F/N
运输带工作速度v/(m/s)
卷筒直径D/mm
1）减速器为二级同轴式斜齿轮减速器。
3) 方案简图如上图
4）该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分一级圆柱齿轮减速，这是一级减速器中应用最广泛的一种。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。
2、电动机的选择
1）选择电动机的类型
按工作要求和工作条件选用Y系列异步电动机，电压380V。
2）选择电动机的容量
工作机的有效功率为
从电动机到工作机传送带间的总效率为
由《机械设计课程设计手册》表1-7可知：
： V带传动效率 0.96
：球轴承效率 0.99
：齿轮传动效率 0.97 （8级精度一般齿轮传动）
：联轴器传动效率 0.99（弹性联轴器）
：卷筒传动效率 0.96
所以电动机所需工作功率为
3）确定电动机转速
按机械设计手册表13-2推荐的传动比合理范围V带传动2~4，表1-8圆柱齿轮的传动比4~6，所以合适的传动比为8~24。
而工作机卷筒轴的转速为
所以电动机转速的可选范围为
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，决定选用同步转速为960的电动机。
根据电动机类型、容量和转速，由《机械设计课程设计手册》表12-1选定电动机型号为Y132s-6。
电动机型号
额定功率/kw
满载转速/(r/min)
3.计算传动装置的总传动比并分配传动比
(1).总传动比为
(2).分配传动比
考虑润滑条件等因素，初定
4. 计算传动装置的运动和动力参数
1).各轴的转速
2).各轴的输入功率
3）.各轴的输入转矩
电动机轴的输出转矩为
将上述计算结果汇总与下表，以备查用。
转矩T/(N·m)
转速n/(r/min)
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V带一级齿轮减速器课程设计说明书
机械设计课程设计计算说明书设计题目减速器的设计专业班级设 计 人完成日期设计要求：含有单级圆柱齿轮减速器及带传动的传动系统运输带工作拉力 F= 2300 N 运输带工作速度 卷筒直径 v = 1.1 m/s D= 250 mm工作条件：两班制工作，常温下连续单向运转，空载起动，载荷平稳，室内工作， 环境有轻度粉尘，每年工作 300 天，减速器设计寿命 10 年，电压为三相交流电 （220V/380V）.目 录一、 运动参数的计算………………………………………4 运动参数的计算………………………………………4 ……………………………………… 二、 带传动的设计 ………………………………………6 ……………………………………… 三、 齿轮的设计 …………………………………………8 …………………………………………8 四、 轴的设计 ……………………………………………12 ……………………………………………12 五、 齿轮结构设计…………………………………………18 齿轮结构设计…………………………………………18 ………………………………………… 六、 轴承的选择及计算……………………………………19 轴承的选择及计算……………………………………19 …………………………………… 七、 键连接的选择和校核…………………………………23 键连接的选择和校核…………………………………23 ………………………………… 八、 联轴器的选择 ………………………………………24 ………………………………………24 九、 箱体结构的设计 ……………………………………24 ……………………………………24 十、 润滑密封设计…………………………………………26 润滑密封设计…………………………………………26 …………………………………………一．运动参数的计算1．电动机的选型 电动机的选 电动机的1）电动机类型的选择 按工作要求选择 Y 系列三相异步电机，电压为 380V。 2）电动机功率的选择 滚筒转速： nω =60v 60 × 1.1 = = 84.0 r min π D π × 0.25负载功率: Pw = FV /1000 = 2300 ×1.1/1000 = 2.52 p 电动机所需的功率为： pd = w kwKWηa（其中： p d 为电动机功率， pw 为负载功率，η a 为总效率。 ）为了计算电动机所需功率 pd ， 先确定从电动机到工作机只见得总效率 η a ， η1 、 设η 2 、η3 、η 4 分别为 V 带传动、闭式齿轮传动（齿轮精度为 8 级） 、滚动轴承和联轴器的效率 查《机械设计课程设计》表 2-2 得 η1 =0.95 η 2 =0.97 η3 =0.99 η 4 =0.99ηa = η1η2η33η4= 0.95 × 0.97 × 0.993 × 0.99 = 0.8852折算到电动机的功率为:pd =ηapw=2.53 = 2.858 kw 0.8852选取额定功率未 3kw 3）电动机转速的选择 选择常用的同步转速为 1500 r/min 和 1000 r/min。 4）电动机型号的选择 电动 机型号 Y100 L2-4 额定 功率 3.0k w 同步 转速 1500 r/min 满载 转速 1430 r/min 总传 动比 17.02 轴外 伸轴径 28m m 轴外 伸长度 60m mY132 S-63.0k w1000 r/min960 r/min11.4338m m80m m为了合理分配传动比，使机构紧凑，选用电动机 Y132S-62．计算传动装置的总传动比和分配传动比(1)总传动比:ia = nm 960 = = 11.43 nw 84.0（2）选择带传动的传动比 i1 = 3 （3）齿轮的传动比 i2 =ia 11.43 = = 3.81 i1 33．计算传动装置的运动和动力参数： ．（1）计算各轴的转速: I轴转速： nI = nm / i1 = 960 / 3 = 320r / minnII = nI / i2 = 320 / 3.81 = 83.99r / min nIII = nII = 83.99r / min（2）各轴的输入功率 I 轴上齿轮的输入功率:P = Pwη1η3 = 4.416 × 0.95 × 0.99 = 2.715KW 1 II 轴输入功率： PII = P ?η2 ?η3 = 4.328 × 0.97 × 0.99 = 2.607 KW 1 III 轴输入功率： PIII = PII ?η3 ?η4 = 2.607 × 0.99 × 0.99 = 2.556KW（3）各轴的转矩 电动机的输出转矩：T1 = 9550 P / n1 = 9550 × 2.715 / 320 = 81.026 N ? m 1 TII = 9550 PII / n II = 9550 × 2.607 / 83.99 = 296.426 N ? m TIII = 9550 PIII / n III = 9550 × 2.556 / 83.99 = 290.627 N ? m运动和动力参数如下表轴号 电动机轴 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴转速 n/(r/min) 960 960 83.99 83.99输入功率 P（kW） 2.858 2.715 2.607 2.556转矩 T N ?m） （ 28.431 81.026 296.426传动比 i 3 3.81 1290.627二．带传动的设计 1. 确定计算功率 查课本表 8-7 得： K A = 1.1Pca = k A × P = 1.1× 3 = 3.3kW ,式中率,即电机的额定功率. 2. 3. 选择带型号 选取带轮基准直径 d d 1 , d d 2为工作情况系数， p 为传递的额定功根据 Pca = 3.3 ， k A = 1.1 ,查课本图 8-11 选用带型为 A 型带． 1）初选小带轮基准直径 查课本表 8-6 和表 8-8 取小带轮基准直径 d d 1 = 100mm 2）验算带速 v π d d 1nm π × 100 × 960 V= = = 5.03m / s 60 × 1000 60 × 1000 在 5～25m/s 范围内，故 V 带合适 3）计算大带轮基准直径d d 2 = i1 × dd 1 = 3 ×100 = 300mm查课本表 8-8 后取 d d 2 = 315mm 4. 确定中心距 a 和带的基准长度 根据课本式 8-20 ，初步选取中心距 a0 = 500mm 所以带长, L = 2a0 +′ dπ2(d d1 + d d2 ) +(d d 2 ? d d1 )2 4a0= 1675mm查课本表 8-2 选取基准长度 Ld = 1600mm 得实际中心距Ld ? L′d 1600 ? 1675 = 50 + = 462mm 2 2 由 8-24 式得中心距地变化范围为 438~510mm a = a0 +5.验算小带轮包角 α 1α1 = 180o ?6.d d 2 ? d d 1 180 × = 159o ，包角合适。 π a 确定 v 带根数 z1）计算单根 V 带额定功率 Pr 由 d d 1 = 100mm 和 n1 = 960r / min 查课本表 8-4a 得 p0 = 0.9576kW 转速 n1 = 960r / min ，传动比 i1 = 3 ,查课本 8-4a 得 ?p0 = 0.11kW 查课本表 8-2 得 K L = 0.99 查课本表 8-5,并由内插值法得 K ? =0.946Pr = ( P0 + ?P0 ) Kα K L = (0.9576 + 0.11) × 0.946 × 0.99 = 0.9999kW2）带的根数 p 3.3 Z = ca = = 3.30 pr 0.9999 故选 Z=4 根带。 7.计算初拉力 由 8-3 得 q=0.1kg/m，（2.5-Kα） 2 单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为 F0） = 500 （ min + qv = 137.2 N Kα zv 8.计算作用在轴上的压轴力 F p2 9.V 带轮的结构设计Fp = 2 z × F0 sinα1= 2 × 4 × 137.2 × sin159° = 1081N 2（1）B=（Z-1）t+2s=（4-1）×16+2×10=68mm⑵、小带轮的设计 采用材料 HT150 铸铁 ∵D1=100mm＞3d， d 为电机轴的直径 d=38mm， 且 D1 ＜300mm，故采用腹板式。腹板上不开孔。 a)、部分结构尺寸确定： d1=1.8d=1.8×38=69mmC = 0.2 B = 0.2 × 63 = 12.6mmDw1 = D1 + 2ha = 100 + 2 × 2.5 = 105mmL=1.8d=1.8×38=69mm⑶、大带轮的设计 由于 D2=300mm， 故采用孔板式。a） 、有关结构尺寸如下： d=38 第 I 轴直径d1=1.8×38=69mm L=1.8d=38×1.8=69mmDw2 = D2 + 2ha = 300 + 2 × 2.5 = 305mm三.齿轮的设计 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 （2）运输机为一般工作状态的机器，转速不高，故齿轮选择 8 级精度。 （3）材料选择 根据课本表 10-1： 小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度 280HBS 大齿轮材料为 45＃钢（调质）HB2=240 大小齿轮齿面的硬度差为 280－240=40，是合理的。当运转过程中较硬的 小齿轮齿面对较软的大齿轮齿面，会起较明显的冷作硬化效应，提高了大齿 轮齿面的疲劳极限，从而延长了齿轮的使用寿命。 （4）选小齿轮的齿数 Z1=23； 则大齿轮齿数 Z2= i1 ? Z1=3.81×23=87.6，去 Z2=8 2、按齿面接触疲劳强度设计k T ? +1 ? Z ? 由由设计公式（10-9a）进行试算，即 d1t ≥ 2.32 3 t 1 ? ?? ? ? φd ? ? [σ H ] ? ?2（1）确定公式内的各计算数据 1)、试选 Kt=1.3； 2)、 T1 = 81.026N ? m = 81026N ? mm ；3)、由课本表 10-7 选取Фd=1；14)、由课本表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8 MPa 2 5）由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的解除疲劳强度极限 σ H lim1 = 600MPa大齿轮的解除疲劳强度极限 σ H lim 2 = 550 MPa 6）由课本式 10-13 计算应力循环次数N1 = 60n1 jL h N1 = 60n1 jL h = 60 × 320 × 1 × (2 × 8 × 300 × 10) = 9.22 × 108N1 9.22 × 108 N2 = = = 2.42 × 108 i2 3.81 7）由课本图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KNH1=0.90，KNH2=0.95 8）计算接触疲劳许用应力 去失效概率 1%，安全系数 S=1，由课本式（10-12）得K NH 1 ? σ H lim1 = 0.9 × 600 = 540 MPa S K ?σ [σ H ]2 = NH 2 H lim 2 = 0.95 × 550 = 522.5MPa S [σ H ]1 =（2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径 d1tk T ? +1 ? Z ? d1t ≥ 2.32 3 t 1 ? ?? ? ? φd ? ? [σ H ] ? ? = 2.3221.3 ×
+ 1 189.2 2 ) ? ?( 1 3.81 522.5 = 60.287 mm2)、计算圆周速度 V=πd1t n 1 π × 60.287 × 320 = =1.01m/s 60 × 1000 60 × 10003)、计算齿宽b = φb ? d1t = 1× 60.287 = 60.287mm4）计算齿宽和齿高的比b h模数 mt =d1t = 60.287 / 23 = 2.61mm z1齿高 h=2.25 mt =5.898mmb =60.287/5.898=10.22 h5)计算载荷系数 根据 v=1.01m/s，8 级精度，由课本图 10-8 查得动载荷系数 KV=1.10 直齿轮 K Hα = K Fα = 1 由课本表 10-2 查得使用系数 K A = 1 由 课 本 表 10-4 用 插 值 法 查 得 8 级 精 度 、 小 齿 轮 相 对 支 承 对 称 布 置 时K H β = 1.1349由b = 10.22 ， K H β = 1.1349 查得 K F β = 1.30 h故载荷系数 K = K A KV K H α K H β = 1× 1.10 × 1 × 1.349 = 1.484 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得d1 = d1t 3K 1.484 = 60.287 × 3 = 63.007 1.3 Kt7）计算模数m= d1 63.007 = = 2.74mm z1 233、按齿根弯曲强度设计2k T ? Y Y 由课本式（10-5）得弯曲强度计算公式 m ≥ 3 t 1 ? Fa Sa Φ d z12 ? [σ F ] ?? ? ? ?2（1）确定公式内的各个计算数值 1）由课本图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 σ FE1 = 500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 σ FE 2 = 380MPa2）由课本图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K FN 1 = 0.88 , K FN 2 = 0.92 3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由课本式（10-12）得[σ F ]1 = K FN 1σ FE1 0.88 × 500 = = 314.29 MPa S 1.4 K σ 0.92 × 380 [σ F ]2 = FN 2 FE 2 = = 249.71MPa S 1.44)计算载荷系数 KK = K A KV K Fα K F β = 1 × 1.10 × 1× 1.3 = 1.435)查取齿形系数 由表 10-5 查得 YFa1 = 2.69 ， YFa 2 = 2.204 6）查取应力校正系数 由表 10-5 查得 YSa1 = 1.575 , YSa 2 = 1.778 7)计算大、小齿轮的YFaYSa [σ F ]YFa1YSa1 2.69 × 1.575 = = 0.01348 [σ F ]1 314.29 YFa 2YSa 2 2.204 × 1.778 = = 0.01569 [σ F ]2 249.71大齿轮的数值大 （2）设计计算2k T ? Y Y m ≥ 3 t 1 ? Fa Sa Φ d z12 ? [σ F ] ? ? 2 ×1.43 × 81026 × 0.01569 = 1.90 ? =3 ? 1× 232 ?2对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模式 m 大于由齿根弯曲疲劳强度 计算的模数，由于齿轮模数 m 的大少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，仅与齿轮的直径（即模数）与齿轮的乘 积有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数 1.90 并就近圆整为标准值 m=2mm，按 接触疲劳强度计算分度圆直径 d1 =63.007mm，算出小齿轮齿数z1 = d1 63.007 = = 31.5 ，取 z1 =32 m 2大齿轮齿数： z2 = i2 z1 = 3.81× 32 ≈ 122 这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳 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d1 = z1m = 32 × 2 = 64mmd 2 = z12 m = 122 × 2 = 244mm（2）计算中心距a= d1 + d 2 64 + 244 = = 154mm 2 2（3）计算齿宽b = φb d1 = 1× 64 = 64mm取 B2 = 65mm ， B1 = 70mm 名称 齿数 分度圆直 径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直 径 齿根圆直 径 中心距 齿宽 符 号z公式z齿1 32 64 2*齿2 122 244 2 2.5 248 239dhahfd = mz* ha = ha mh f = (h + c )m* a2.5 68 59 154 70dadfd a = d + 2h a d f = d ? 2h faba = m( z1 + z 2 ) /b = φd d165四．轴的设计 （一）Ⅱ轴的设计1.轴上的功率 P2 、转速 n2 和转矩 T2P2 = 2.607kW n2 = 83.99r / min T2 = 296.426 N ? m2.作用在齿轮上的力 切向力 Ft =2T2 2 × 296426 = = 2430 N d2 244径向力 Fr = Ft tan α = 884 N 3.初定轴的最小直径 先按课本式（15-2）初步估计轴的最少直径。 材料为45钢，调质处理。根据课本表15-3，取 A0 = 112d II m in? P2 ? 3 ? 2.607 ? 3 = A0 ? ? ? = 112 × ? ? = 35.2mm ? 83.99 ? ? n2 ?11输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d I ? II ，故先选联轴器。 联轴器的计算转矩 Tca = K aT2 ，查课本表14-1，考虑到转矩的变化很小，故K a =1.3,，则： Tca = K aT2 = 1.3 × 296426 = 385354 N ? mm选择弹性柱销联轴器,型号为:HL3型联轴器,其公称转矩 为: 630 N ? m & 385.354 N ? m 半联轴器 I 的孔径: d I = 38mm ,故取: d1 = 38mm . 半联轴器长度 L = 82mm , 半联轴器与轴配合的毂孔长度为: LI = 60mm . 4、轴的结构设计(1)轴上零件的定位,固定和装配 单级减速器中可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布.齿轮左面 由套筒定位,右面由轴肩定位,联接以平键作为过渡配合固定,两轴承均以轴肩定位. (2)确定轴各段直径和长度 &1&为了满足半联轴器的轴向定位要求, I ? II 轴段右端需制出一轴肩,故取II ? III 段的直径 d II ? III = 43mm ,左端用轴端挡圈定位,查手册表按轴端去挡圈直径 d = 50mm ,半联轴器与轴配合的毂孔长度: L1 = 60mm ,为了保证轴端挡圈只压 在半联轴器上而不压在轴的端面上,故段的长度应比略短,取: LI ? II = 58mm . &2&初步选择滚动轴承,因轴承只受有径向力的作用 ,故选用深沟球轴承,参 照工作要求并根据: d II ? III = 43mm . 由《机械设计课程设计》表12-5，选取6209型轴承,尺 寸: d × D × B = 45 × 85 ×19 ，轴肩 d a min = 52mm 故 d III ? IV = dVII ?VIII = 45mm, lVII ?VIII = 19mm ，左端滚动轴承采用套筒进行轴向定 位,右端滚动轴承采用轴肩定位.取 dⅥ-Ⅶ =53mm &3&取安装齿轮处轴段 IV 的直径： d IV ?V = 50mm ，齿轮左端与左轴承之间采 用套筒定位,已知齿轮轮毂的宽度为 65mm ,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此 轴段应略短与轮毂宽度,故取： lIV ?V = 61mm ,齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度h & 0.07d ,取 h = 5mm ,则轴环处的直径： dV ?VI = 50 + 2h = 60mm & d轴环宽度： b ≥ 1.4h ,取 lV ?VI = 10mm 。 &4&轴承端盖的总宽度为： 20mm ,取： lII ? III = 50mm . &5&取齿轮距箱体内壁距离为: a = 18mm ，s=8mm,T=19mma min= 52mm ，lIII ? IV = T + s + a + (65 ? 61) = 18 + 8 + 19 + 4 = 49mm ,由于这是对称结构，算出 lVI ?VII = 18 + 8 ? 10 = 16mm . 至此,已初步确定了轴的各段直径和长度. (3)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平键联接 1）齿轮与轴的连接按 d IV ?V = 50mm 查课本表6-1,得:平键截面 b × h = 14 × 9 ,键槽用键槽铣刀加 工,长为: 50mm . 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 n62）半联轴器与轴的联接, 查课本表6-1，选用平键为: b × h × L = 10 × 8 × 45 , 半联轴器与轴的配合为:H7 . n6滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差 为: m6 . (4)确定轴上圆角和倒角尺寸 参照课本表15-2,取轴端倒角为: 1.6 × 45o ,Ⅵ处圆角取R2，各轴肩处圆角半径 取 R1.6 (5)求轴上的载荷 在确定轴承的支点位置时,深沟球轴承的作用点在对称中心处，作为简支梁 的轴的支撑跨距 L2 + L3 = 68mm + 68mm ,据轴的计算简图作出轴的弯矩图,扭矩 图和计算弯矩图,可看出截面处计算弯矩最大 ,是轴的危险截面. (6)按弯扭合成应力校核轴的强度.
&1&作用在齿轮上的力 切向力 Ft =2T2 2 × 296426 = = 2430 N d2 244径向力 Fr = Ft tan α = 884 N &2&求作用于轴上的支反力 水平面内支反力:垂直面内支反力: &3&作出弯矩图 分别计算水平面和垂直面内各力产生的弯矩. M H = FNH 2l3 = 1215 × 68 = 82620 N ? mm, M V = FNV 2l3 = 442 × 68 = 30056 N ? mm. 计算总弯矩: M = M H + M v2 2M 1 = 82620 2 + 30056 2 = 87917 N ? mm&4&作出扭矩图: αT2 = 0.6 × 296426 = 177856 N ? mm . &5&作出计算弯矩图: M ca = M 2 + (αT ) ,2M ca 2 = M1 = 87917 N ? mmM ca1 = M 2 + (α T ) = 87917 2 + 1778562 = 198399 N ? mm2&6&校核轴的强度 对轴上承受最大计算弯矩的截面的强度进行校核.危险截面在A的左侧。W = 0.1d 3 = 12500 ,σ ca =M ca 198399 = = 15.87 MPa W 12500由表15-1查得 [σ ?1 ] = 60MPa ，因此 σ ca & [σ ?1 ] ，故安全。（二）Ⅰ轴的设计 1.轴上的功率 P2 、转速 n2 和转矩 T2P2 = 2.715kW n2 = 83.99r / min T2 = 81026 N ? m2.作用在齿轮上的力 切向力 Ft =2T2 2 × 81026 = = 2493 N d2 65径向力 Fr = Ft tan α = 884 N 3.初定轴的最小直径 先按课本式（15-2）初步估计轴的最少直径。 材料为45钢，调质处理。根据课本表15-3，取 A0 = 112d1m in? P ?3 ? 2.715 ? 3 = A0 ? ? 1 ? = 112 × ? ? = 22.84mm n1 ? ? 83.99 ? ?11输出轴的最小直径显然是安装带轮处轴的直径 dVII ?VIII ， dVII ?VIII =38mm 电动机轴外伸80mm，配合轮毂长度69mm 4、轴的结构设计(1)轴上零件的定位,固定和装配 单级减速器中可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布.齿轮右面 由套筒定位,左面由轴肩定位,联接以平键作为过渡配合固定,两轴承均以轴肩定位. (2)确定轴各段直径和长度 &1&为了满足带轮的轴向定位要求, VII ? VIII 轴段左端需制出一轴肩,故取Ⅵ-Ⅶ 段的直径 dⅥ?VII = 46mm ,左端用轴端挡圈定位,查手册表按轴端去挡圈直径 d = 50mm ,带轮与轴配合的毂孔长度: L1 = 69mm ,为了保证轴端挡圈只压在半 联轴器上而不压在轴的端面上,故段的长度应比略短,取: LVII ?VIII = 67mm . &2&初步选择滚动轴承,因轴承只受有径向力的作用 ,故选用深沟球轴承,参 照工作要求并根据: dⅥ?VII = 46mm . 由《机械设计课程设计》表12-5，选取6209型轴承,尺 寸: d × D × B = 50 × 90 × 20 ，轴肩 d a min = 57mm 故 d I ? II = dV ?VI = 50mm, lI ? II = 20mm ，左端滚动轴承采用绉件进行轴向定位, 右端滚动轴承采用套筒定位.取 d II ? III =58mm。 &3&取安装齿轮处轴段 IV 的直径： d IV ?V = 55mm ，齿轮右端与右轴承之间采 用套筒定位,已知齿轮轮毂的宽度为 70mm ,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此 轴段应略短与轮毂宽度,故取： lIV ?V = 66mm ,齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度h & 0.07d ,取 h = 5mm ,则轴环处的直径： III ? IV = 55 + 2h = 65mm & d d轴环宽度： b ≥ 1.4h ,取 lIII ? IV = 10mm 。 &4&轴承端盖的总宽度为： 20mm , 根据对称结构： lII ? III = 14mm, lⅤ?Ⅵ = 27mm . 至此,已初步确定了轴的各段直径和长度. (3)轴上零件的周向定位 齿轮,带轮与轴的周向定位均采用平键联接 1）齿轮与轴的连接a min= 57mm ，按 d IV ?V = 50mm 查课本表6-1,得:平键截面 b × h = 16mm ×10mm ,键槽用键槽 铣刀加工,长为: 50mm .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; 2）带轮与轴的联接H7 n6查课本表6-1，选用平键截面 b × h = 10mm × 8mm ,键槽用键槽铣刀加工,长 为: 56mm . 带轮与轴的配合为:H7 . n63）滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公 差为: m6 . (4)确定轴上圆角和倒角尺寸 参照课本表15-2,取轴端倒角为: 1.6 × 45o ,Ⅲ处、Ⅳ处取圆角半径R2，其余各 轴肩处圆角半径取 R1.6五、齿轮结构设计 齿轮结构设计 1、小齿轮结构设计 当齿根圆到键槽顶部 e＜2mt 时，宜将齿轮做成齿轮轴， ∵ mt = 2mm ∴ e＜4mm 由于第一轴的结构设计中小齿轮处的轴 d=55,而小齿轮的齿根圆。 显然 e＜2mt 故需做成齿轮轴。2、对于大齿轮： 当 da≤500mm 时，采用腹板式结构。有关参数：d a 2 = ( z2 + 2 h* ) m = (122 + 2) × 2 = 248mmD4 = dⅡ = 50mm ,dⅡ为Ⅱ轴安装大齿轮处的轴径。 D3 = 1.6D4 = 80mm d0 = d a 2 ? 12mn = 248 ? 12 × 2 = 224mm D2 = 0.3(D0－D3 ) = 0.35(224－80) ≈ 43mmD1=D0 + D3 = n = 0.5mn = 0.5 × 2 = 1mm mm 2C = 0.25 × B2 = 0.25 × 65 = 17.5mm ，取 C=16mm n = 0.5mn = 0.5 × 2 = 1mm r=5mm。高速级大齿轮结构图如下：六. 轴承的选择及计算 1.轴承的选择： 轴承1：深沟球轴承6209 轴承2：深沟球轴承6210 2.校核轴承： 1）校核深沟球轴承6210，查《机械设计课程设计》表12-5得：Cr = 35KN , Cor = 23.2KN由课本表13-6，取 f P = 1.2Fr1 = FNV 12 + FNH 12 = 12912 + 442 2 = 1971N Fr 2 = FNV 2 2 + FNH 2 2 = 6282 + 4422 = 768 N由于轴承只受径向力作用P = f d Fr1 = 1.2 ×1971 = 2365 N对于球轴承， ε = 3106 ? C ? 106 ? 3500 ? Lh = = ? ? ? ? = n ? P ? 60 × 320 ? 2365 ?ε3按每年 300 个工作日，每天两班制，寿命为 35 年，所以合适 2）校核深沟球轴承6209，查《机械设计课程设计》表12-5得：Cr = 31.5KN , Cor = 20.5KN由课本表13-6，取 f P = 1.2Fr1 = FNV 12 + FNH 12 = 12152 + 442 2 = 1293 N Fr 2 = FNV 2 2 + FNH 2 2 = 12152 + 442 2 = 1293 N由于轴承只受径向力作用P = f d Fr1 = 1.2 ×1293 = 1552 N对于球轴承， ε = 3106 ? C ? 106 ? 3150 ? 6 Lh = = ? ? ? ? = 1.6 ×10 h 60n ? P ? 60 × 83.99 ? 1552 ?ε3按每年 300 个工作日，每天两班制，寿命为 345 年，所以合适 七、键连接的选择和校核 1.选择键联接的类型一般 8 级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求， 应用平键.键的材料为钢，[σ p ] = 125MPa2.轴Ⅰ与带轮相联处键的校核 键 A： b × h × L = 10mm × 8mm × 56mm ,单键由课本式（6-1）得σp =2T × 103 2 × 81026 = = 12 MPa & [σ p ] kld 38 × 8 × 46故满足要求3.轴Ⅱ与带轮相联处键的校核 1）齿轮与轴Ⅱ相联处 键 A： b × h × L = 14mm × 9mm × 50mm ,单键由课本式（6-1）得2T2 × 103 2 × 296426 σp = = = 37 MPa & [σ p ] kld 50 × 9 × 36故满足要求2）联轴器与轴Ⅱ相联处 键 A： b × h × L = 10mm × 8mm × 45mm ,单键由课本式（6-1）得σp =2T2 × 103 2 × 296426 = = 56 MPa & [σ p ] kld 38 × 8 × 35故满足要求 因此，全部键满足要求。八、联轴器的选择 选择弹性柱销联轴器,型号为:HL3型联轴器,其公称转矩为: 630N ? m ， 能够满 足要求。 半联轴器的孔径: d I = 38mm ,故取: d1 = 38mm . 半联轴器长度 L = 82mm ,半 联轴器与轴配合的毂孔长度为: LI = 60mm .九.箱体结构的设计 减速器机体结构尺寸如下：名称 箱座壁厚 箱盖壁厚符 号计算公式结果 8 8δδ = 0.03a + 1 = 6.6 & 8mmδ1 = 0.8δ = 0.64 & 8δ1箱盖凸缘厚 度 箱座凸缘厚 度 箱座底凸缘 厚度 地脚螺钉直 径 地脚螺钉数 目 轴承旁联接 螺栓直径 机盖与机座 联接螺栓直径 轴承端盖螺 钉直径 视孔盖螺钉 直径 定位销直径b1b1 = 1.5δ112bb = 1.5δb2 = 2.5δ查《机械设计课程设 计》 查《机械设计课程设 计》d1 = 0.75d f12 20b2df16n4 12d1d2d 2 =（0.5~0.6） d f8d3d 3 =（0.4~0.5） d f8d4d 4 =（0.3~0.4） d f6dd =（0.7~0.8） d 2查机械课程设计指 导书表 46 34 22d f ，d1 ，d 2C1至外机壁距离18d d f ， 2 至凸缘边缘距离 外机壁至轴 承座端面距离 大齿轮顶圆 与内机壁距离 齿轮端面与 内机壁距离 机盖，机座 肋厚C2查机械课程设计指 导书表 420 16 45 15l1 ?1l1 = C1 + C 2 +（8~12） ? 1 &1.2 δ?2?2 &δ15.m1 ,m1 ≈ 0.85δ1 , m ≈ 0.85δm1 = 7, m2 = 7十. 润滑密封设计 对于一级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以采 用飞溅润滑，箱体内选用全 AN150 全耗损系统用油（GB443-1989） ，装至规定高 度. 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联 接表面应精创，其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之 间的距离不宜太大，并匀均布置，保证部分面处的密封性。
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