课程设计用于链式运输机的圆锥圆柱齿轮减速器说明书

课程用于链式运输机的圆锥圆柱齿轮减速器 . 设计目录 1. 目及总体分析…………………………………………………3 2. 各主要部件选择…………………………………………………3 3. 选择电动机………………………………………………………4 4. 分配传动比………………………………………………………4 5. 传动系统的运动和动力参数计算………………………………5 6. 设计高速级齿轮…………………………………………………6 7. 设计低速级齿轮…………………………………………………11 8. 减速器轴及轴承装置、键的设计………………………………15 ,轴(输入轴)及其轴承装置、键的设计………………………15 ,轴(中间轴)及其轴承装置、键的设计………………………17 ,轴(输出轴)及其轴承装置、键的设计………………………20 9. 滚动轴承及键的校和计算寿命…………………………………24 10. 润滑与密封………………………………………………………27 11. 箱体结构尺寸……………………………………………………27 12. 设计总结…………………………………………………………29 13. 参考文献…………………………………………………………29 . . 设计任务书 题目: 设计用于链式运输机的二级圆锥-圆柱齿轮减速器 1)参考传统 2)工作条件 连续单向工作，工作时有轻微振动，使用期10年，经常满载荷，两班制工作，运输链工作速度允许误差为5%，减速器由一般厂中小量生产。 3)原始数据 题 号 E3 F(N)运输链工作拉力 4000 运输链工作速度 0.90 ,1 v(m,s) 10 运输链链轮齿数 Z p(mm)运输链节距 60 一.各主要部件选择 主要结果 目的 设计计算与说明 动力源 电动机 联轴器 弹性联轴器 高速级做成锥齿，低齿 轮 锥齿—直轮传动 速级做成直齿 轴 承 此减速器轴承所受轴向力不大 球轴承 . . 链 轮 滚子链 二:电动机的选择 主要结果 设计计算与说明 要求电动机输3工作机所需有效功率为P,F×V,4000N×0.9m/s=3.6 ，10Ww出功率为: 电锥齿轮的传动(7级精度)效率为η=0.97 =4.15kw P1o动 机圆柱齿轮传动(7级精度)效率为η,0.982 4 的球轴承传动效率(四对)为η,0.993输 弹性联轴器传动效率(一个)取η,0.994出 运输链轮效率为η,0.96 功5 率要求电动机输出的有效功率为: 的3计P3.6，10wP,,,4.15kw 0算34 0.97，0.98，0.99，0.99，0.96,,,,,，，，，12345 选用Y(IP44)类型 根据有粉尘的要求选用Y(IP44)系列的电动机 系列 查得型号Y132S—4封闭式三相异步电动机参数如下 选用Y(IP44) =5.5KW 额定功率P系列Y132M2-6 e 满载转速n=1440 r/min 型封闭式三相满载时效率=85.3% ,异步电动机 cos,,0.78功率因数 选用 额定转矩T=2.2 满载时输出功率为 P,P，,,5500，0.853,4691.5Wre PP略大于，在允许范围内 ro 三:分配传动比 主要结果 设计计算与说明 . . i,16 nm传动系统的总传动比为: i, i,4n1w 60，1000,v60，1000，0.9分n,,,90r/min工作机满载时输入轴的转速 i,4w2Z,P10，60配 电动机的满载转速 n,1440r/min传m 动1440i,,16故总传动比 比90 i16i,,,4 i,0.25i,0.25，16,421i41 四:传动装置的运动和动力参数计算 设计计算与说明 设:从电动机到输送机滚筒轴分别为0轴、1轴、2轴、3轴、4轴; 对应于各轴的转速分别为 、 、 、 、 ; 对应于0轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为 、 、 、 、 ; 对应于0轴的输出转矩和其余名轴的输入转矩分别为 、 、 、 、 ; 相邻两轴间的传动比分别为 、 、 、 ; 传 动相邻两轴间的传动效率分别为 、 、 、 。 系 统 的根据 n= n，i21 运12动 和n= n 32，i 23动 力 参P= P，, 10 数1 计 算 ，, P= P 212 T,9550，P/,000 T,9550，P/, 111 …… 可以算出如下结果: 结轴号 发动机 两级锥-圆柱减速器 工作机 果 . . 0轴 1轴 2轴 3轴 4轴 转速n(r/min) n=1440 n=1440 n=720n=180 n=90 012 34 转矩T T=27.52 T=27.25 T=52.92 T,207.45 T,397.9 01234(N?m) 功率P P=4.15 P=4.11 P=3.99 P=3.91 P=3.75 01234 (kw) 两轴联接 联轴器 锥齿轮 圆柱齿轮 链 轮 传动比 i i=1 i=2 i=4 i=2 01122334 传动效率η 0.98 0.96 ,,,,,,0.990.97 ,,23340112 五:高速级齿轮的设计,锥齿轮的设计, 设计计算与说明 主要结果 ,,,, 1选,)选用直齿锥齿轮传动。 精Z=75 2度,)速度不高，故选用,级精度 等 级,)材料选择。由机械设计表6.1选取小齿轮材料为,,,,(调质)，硬度为,,,、 材,,,，大齿轮材料为,,钢(调质)，硬度为,,,HBS，二者材料硬度差为料 和 ,,HBS。 齿 数 ,)选小齿轮齿数,,,,，大齿轮齿数,,,?,,2×24=48,取Z=49。 11212 符合互为质数。 . . 由设计计算公式进行试算，即 32,,ZKTE1,, d,2.921t2,,,,,，，,1,0.5,uH,,RR ,)确定公式内的各计算数值 (,)试选载荷系数K,1.4 t (2)计算小齿轮传递的转矩 554N,mm T,95.5，10P/n,95.5，10，4.11/1440,5.416，10111 (3)选取齿宽系数 ,,1/3R (4)知齿轮，查得节点区域系数 Z,2.5H按 齿1/2面(4)由表6.3查得材料的弹性影响系数 Z,189.8MPaE接 触 强(5)由图6.14按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大,,600MPaHlim1度 设 计齿轮的接触疲劳强度极限 ,,500MPa Hlim2 (6)由式6.11计算应力循环次数 9 NnjL,,，，，，，，,，60609601(825028)1.84310h1 99N,，,，1.84310/3.140.58710 2 (7)由图6.16查得接触疲劳强度寿命系数 Z,0.90Z,0.95N1N2 (8)计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为,,，安全系数为S=1 Z,NH1lim1[]0.9600540,,，,MPaMPa, H1S 主要结果 设计计算与说明 . . Z,NH2lim2[]0.95550522.5,,，, MPaMPa, H2S [,],([,]，[,])/2,(540，522.5)/2MPa,531.25MPaHH1H2 ,)计算 (,)试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 d1t 3 24,,189.81.4，4.11，10 d,2.92,69.21mm,, 1t2,,,,531.2511,,,, 1,0.5，，3.14,,33,, (,)计算圆周速度 dn3.14，69.21，1440,11tv,,,3.48m/sm,3.0 460，10006，10 d,721(,)模数及主要尺寸的确定 d69.21 d,14712m,3.0 模数:，取。 m,,,2.8z241按 齿 面 分度圆直径: d,m,z,3，24,72mm11接 触 强 d,m，z,3，49,147mm22度 设 z24计 ,1,,arctg,arctg,26.1 节锥角: 1z492 ,, ,,90,,,63.921 122R,d，d,81.5锥距 122 平均分度圆直径: d,d(1,0.5,),49，(1,0.5，0.3),41.65mmm11R 齿宽 b,,R,0.3，81.5,24.45mmR b,25 取 3 )校核齿根弯曲疲劳强度 (1) 弯曲强度校核公式: F,K,K,K,tmAV, ,,Y,YFF,,,b,m,cos,(1,0.5)mR . . 主要结果 设计计算与说明 (2)确定各参数 平均分度圆处螺旋角，则 ,,0cos,,1mm 查得动载系数1.15 齿向载荷分布系数 K,K,1.12V, 使用系数 故 K,1K,KKK,1.288AAV, (3)分度圆圆周力 F,1805t42T2T2，2.725，10311 F,,,,1.805，10 t1,dm(1,0.5)zmR13.0，(1,0.5，)243 (4)齿轮系数Y和应力修正系数Y FS u3.14 cos,,,,0.95122u，13.14，1 11 cos,,,,0.304222u，13.14，1 齿 根z241 ,,,25.26Z弯1e,,coscos曲11疲 劳49z2强,,,185.7 Z 2e度 ,,coscos22 查表6.4得Y,2.65 Y,2.23 F1F2 Y,1.58Y,1.76S1S2 ,Y,Y,FlimNX(5)许用弯曲应力可由下式算得, ,FPS,YFminsr 由机械设计图6.15可查出弯曲疲劳极限应力 ,,230MPa ,,170MPa FlimFlim2 查得寿命系数 Y,Y,1.0N1N2 查得 ， Y,0.85Y,1.12sr1sr2 S,1.25查得安全系数是 F 故许用弯曲应力 . . 主要结果 设计计算与说明 ,Y,Y,230，1，1Flim1NX ,,,225.49MPa,FP1S,Y1.2，0.85Fminsr1 ,Y,Y,170，1，1Flim2NX ,,,126.49MPa,FP2S,Y1.2，1.12齿Fminsr2根 弯31.805，10，1，1.15，1.12曲,,，2.65，1.58F1疲 36，3.0，1，(1,0.5，0.33)劳,25.78MPa,,强FP1度 Y2.23F2 ,,,,,25.78，,21.69MPa,,F2F1FP2Y2.65F1 因此满足齿根弯曲疲劳强度 ,)齿面接触强度验算 齿 面2F,K,K,K接u，1tmAV,, ,,,z,z触HEH,b,d(1,0.5)uR强1 度 验接触强度寿命系数 Z,1N算 最小安全系数 S,1.1Hmin ,Z,Z,600，1，1HlimNW ,,,545MPa,HP2S1.1Hmin 2F,K,K,Ku，1tmAV,,,,,z,zHEH,b,d(1,0.5)u1R 321.805，10，1，1.15，1.123.14，13 ,，，2.5，189.8，10,63.1436，72，10，(1,0.5，0.33) ,494.5MPa,[,]H 因此齿面强度足够 . . 六.设计低速级圆柱直齿传动 主要结果 设计计算与说明 ,)选用,级精度 ,)由表6.1选择小齿轮材料为,,,,(调质)，硬度为,,,,,,，大齿轮材料 Z,241为,,钢(调质)，硬度为,,,HBS。 ,)选小齿轮齿数， Z,24Z,9612 大齿轮齿数 Z,iZ,4，24,96221 取 Z,962 由设计计算公式进行试算，即 kTZ1u，t21E32.32()d,,t1,[],udH 1) 确定公式各计算数值 (1)试选载荷系数 K,1.3t (2)计算小齿轮传递的转矩 55T,95.5，10P/n,95.5，10，3.99/720222 4,5.292，10N,mm ,,1按d(3)选取齿宽系数 齿 面1/2Z,198.8MPa接E(4)由表6.3查得材料的弹性影响系数 触 疲(5)由图6.14按齿面硬度查得 劳 强小齿轮的接触疲劳强度极限,,600MPa Hlim1度 设 计 大齿轮的接触疲劳强度极限 ,,500MPaHlim2 (,)由式6.11计算应力循环次数 8 NnjL,,，，，，，，,，6060305.71(825028)5.8710h11 88N,，,，5.8710/41.4810 2 (,)由图6.16查得接触疲劳强度寿命系数 Z,0.96Z,1.05N1N2 . . (,)计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为,,，安全系数为S=1，由式,,,,,得 Z,NH1lim1[]0.96600576,,，, ,MPaMPaH1S Z,NH2lim2[]1.05550577.5,,，, ,MPaMPaH2S ,) 计算 (,) 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值 d[,]1tH 51.3，1.615，105189.823 d,2.32,(),70.86mmt114576 (,) 计算圆周速度v dn,3.14，70.86，305.71t1 v,,,1.134m/s 60，1000600000 (,) 计算齿宽, 按 齿 b,,d,1，70.86,70.86mm面d1t接 触(,) 计算齿宽与齿高之比,,, 疲 劳d70.861t强模数 m,,,2.95mmnt度Z241设 计 h,2.25m,2.25，2.95,6.64mmnt 齿高 b/h,70.86/6.64,10.67 (,) 计算载荷系数K v,1.134m/s 根据，,级精度，查得动载荷系数 K,1.09V 假设，由表查得 KF/b,100N/mmAt K,K,1.2H,F, 由表6.2查得使用系数K,1 A 由表查得 22,3,1.12，0.18(1，0.6,),，0.23，10KbH,dd 22,3,1.12，0.18(1，0.6，1)，1，0.23，10，70.86,1.424 查得 K,1.35F, . . 主要结果 设计计算与说明 按故载荷系数 K,KKKK,1，1.09，1.2，1.424,1.862AVH,H,齿 面 (,)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得 接 触33d,dK/K,70.861.862/1.3,79.87mm 疲tt11劳 强(,)计算模数, 度 设 m,d/Z,70.86/24,2.95311计 弯曲强度的设计公式为 2YYKTFS,,1 ,,m3n2[,],FZd1 ,)确定公式内的计算数值 (,) 由图6.15查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ,,500MPaFE1 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ,,380MPaFE2 (,) 由图6.16查得弯曲疲劳寿命系数 Z,0.85Z,0.88N1N2 (,) 计算弯曲疲劳许用应力 按 齿 取失效概率为,,，安全系数为S=1.3，由式,,,,,得 根 弯Z,0.85500，NFE11曲 []326.92,,,,MPaMPaF1强S1.3度 设Z,0.88380，计NFE22 []257.23,,,,MPaMPaF21.3S (,) 计算载荷系数 K,KKKK,1，1.09，1.2，1.35,1.766AVF,F, (,)查取齿形系数 由表6.4查得 Y,2.65Y,2.26Fa1Fa2 (,)查取应力校正系数 由表6.4查得 Y,1.58 Y,1.74 Sa1Sa2 . . 主要结果 设计计算与说明 YYFaSa (,)计算大小齿轮的，并比较 [,]F YY2.65，1.58Fa1Sa1,,0.01281m,2.5 ,[]326.92F1 Z,28YY2.26，1.741Fa2Sa2,,0.01527[]257.23,F2 Z,1122 大齿轮的数据大 按,) 设计计算 齿 根4弯2，1.766，16.15，103 m,，0.01527,2.47mm曲21，24强 度对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数,大于由齿根弯曲疲劳强度计算的设 计 模数，可取有弯曲强度算得的模数2.47，并就近圆整为标准值 ,,2.5,, 按接触强度算得的分度圆直径 d,70.86mm1 算出小齿轮齿数 取 Z,28Z,d/m,70.86/2.5,28.3111 大齿轮齿数 取 Z,112Z,iZ,4，28,1122221 ,)计算分度圆直径 d,701 d,Zm,28，2.5,70mm11 d,280d,Zm,112，2.5,280mm222 几,)计算齿根圆直径 何 d,m(Z,2.5),2，(28,2.5),51mm尺f11寸 d,m(Z,2.5),2，(112,2.5),119mm计f22算 ,)计算中心距 a,(d，d)/2,(70，280)/2,175mm12 ,)计算齿宽宽度 b,,d,1，70.86,70.86d1 2T2，1615001 F,,,4893.9Ntd661 验 算 KF1，4893.9At,,74.15N/mm,100N/mm b66 合适 . . 七.减速器轴及轴承装置、键的设计 主要结果 设计计算与说明 1( 轴1的设计: a) 求作用在锥齿轮上的力:因为锥齿的d=72mm，节锥角 бm1 =26.1?，则周向分力为:F=2T/ d=2*72/0.061=1769.9N，垂直12tm1 于分度圆圆锥母线分力为:F′= Ftgα=1390.29*tg26.1=566.38N，t 径向分力为:F= F′cosб=458.77N，轴向分力为F= F′sinб1r1a1 =169.98N，法向载荷为F= F/cosα=1966.5N，如图: 1nt ab) 初步确定轴最小半径:先按式?15-2估算轴最小直径。选轴材料为 a45钢(调质)，由?表11.3取C=112，则有d=19.088mm，这是安min 装联轴器的直径，为使所选的轴直径d与联轴器孔径相适应，故要1 选联轴器的型号:联轴器计算转矩T=KT=1.3*54.16=66508Nmm(查2caA a?表得取K=1.3)，则查表选用YL5YLD5型联轴器，其公称转矩为A 63Nm，半联轴器孔径为d=24mm，故取d=24mm，半联轴器长L=40mm，1?-? 半联轴器与轴配合毂长为L=38mm。 1 c) 轴的结构设计:轴上零件装配如图: ? ??? ??? . . ??????? 为了满足半联轴器的轴向定位，?-?轴段右端要有一轴肩，故取?-? 段直径为d=28mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径??- D=35mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=38mm，为了保证轴端挡圈只压1 在半联轴器上不压在轴端面上，取L=36mm。 ?-? 初步选定滚动轴承，因轴承同时受径向力，根据d=28mm，取用30206??- 型号单列圆锥滚子轴承，其尺寸为d*D*T=30mm*62mm*17.25mm，则有d?- =d=30mm，L=17.25mm，轴承中间处用轴肩定位，这段取直径d??-???-? =36mm。 右端轴承与齿轮之间应有一套同固定，?-?长应为:取L=17.5mm，?-? 取套同长10mm。 设装齿轮处轴段的直径为d=25mm，此轴段应短于轮宽，取L=36mm。 ?-??-? 取轴承端盖总宽为20mm，外端面与半联轴器右端面间距离为20mm，故取 L=40mm。 ??- 结合变速箱结构，取L=60mm。 ?-? 轴上零件的周向定位:齿轮、半联轴器与轴的周向定位均用平键联接。按d?-?=30mm由?c查得平键截面b*h=8mm*7mm，键槽用铣刀加工，长20mm，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配合为H6/n5;同样，半联轴器与轴的连接，用平键为5*4*30，半联轴器与轴的配合为H6/k5，滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，选轴的直径尺寸公差为H6/js5。 求轴上的载荷:先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承支点的 c位置时，从?查得a=13.8mm，因此作出简支梁的轴支承夸距:为L=86.9mm。. . 由上可知B 截面为危险截面。将B面的个数列于下表: 载荷 水平面 垂直面 支反力 F=340.43N =117.71N F=363.01N FNH1NV1NV2 F=1049.86N NH2 弯矩 M=29821.72Nmm M=10311.444Nmm HV1 总弯矩 M=31554.09Nmm 扭矩 T=54.16Nm 2 按弯扭合成应力校核轴的强度:由?a式及上表的数值，取α=0.6，轴的计算应力为: 32T2，161.50，1032 16.014Mpa，因为轴的材料前以选定为F,,,4.49，10Nt3d721 45钢，由?a表查得其[σ-1]=60Mpa，故安全。 2(轴2的设计: 1) 轴1、2的转速和功率转矩: P1=4.11Kw，n1=1440r/min，T1=27.25N.m P2=3.99Kw，n2=720r/min，T2=52.92N.m 2) 求作用在齿轮上的力 (1)求作用在低速级小齿轮上的力 32T2，2.725，1032 圆周力: F,,,4.49，10Nt3d701 径向力: F,F,tan,,4490，tan20:,1634.23Nr3t3n 轴向力: F,0a3 (2)求作用在高速级大齿轮上的力。因大齿轮为从动轮，所以作用在其上 的力与主动轮上的力大小相等方向相反。 圆周力: F,F,1759.9Nt2t1 径向力: F,F，tan,，cos,,1769.9，0.36，0.31,196.9Nr2t12 轴向力: F,F，tan,，sin,,1769.9，0.36，0.95,605.34Na2t12 3)初步确定轴的最小直径 P3 先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调dC,,n C,112质处理。根据机械设计-表15-3，取，于是得: . . P5.17233 dCmm,,,，,11228.75n305.72 ?轴的最小直径显然是轴承处轴的直径和 dd,,,,,,, 取 d,d,30mm,,,,,,, 4)轴的结构设计 (1)拟定轴上零件的装配方案 (2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (a)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选 用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，根据 ，d,d,30mm,,,,,,, 选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承32006型，其尺寸 d，D，T,30mm，55mm，17mm为， 得: l,l,17mm,,,,,,, h,2.5mm32006型轴承的定位轴肩高度，因此取 d,d,35mm,,,,V,, 取安装齿轮处的轴段?-?，?-?的直径，，d,d,40mm,,,,VV,,V,, 取，， d,d,50mmd,40mm,V,VV,,V,V,V, ，，l,1.1，d,45mml,80mmVII,VIIIVII,VIIIIII,IV ，，l,23mm，l,l,12mml,48mm,,,,,V,VV,,V,V,V, l,25mmV,,,,, (3)轴上零件的周向定位 齿轮采用平键联接，按，查机械设计表得平d,d,40mm,,,,VV,,V,, b，h,12mm，8mm键截面，联接圆柱齿轮的平键长度为63mm，联接 圆锥齿轮的平键长度为36mm. 5)求轴上的载荷 a,12mm 对于32006型圆锥滚子轴承， . . 计得:，，根据轴的计算简图作出轴L,73mmL,170mmL,84mm123 的弯矩图和扭矩图。如下图所示 . . 载荷 水平面 垂直面 支反力F F,2230.5NF,732.3NNH1NV1 F,2269.5NF,557NNH2NV2 弯矩M M,547010N,mmM,162245N,mm V1H1 M,102313.5N,mm M,109421.3N,mmV2H2 总弯矩 22M,M，M,57056.4N,mm HV111 22M,M，M,47372N,mm HV222 扭矩T T,161500N,mm 2 6)按弯扭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，即圆柱齿轮的截 . . ,,0.6面，取，轴的计算应力: 2222M，(,,T)57056.4，(0.6，161500)12,,,47.5MPa 前已选定轴的,ca32W3.14，2512，4，(25,4),322，25 材料为45钢，调质处理，由机械设计表，查得，因此,,,,60MPa,1 ，安全。 ,,,,,ca,1 3.轴3的设计即输出轴及其轴承装置、键的设计 1)3轴上的功率P3,转速n3和转矩T3 5 ，， P,3.91kwn,180r/minT,2.07，10N,mm333 2)求作用在齿轮上的力 2T2，2074503 圆周力: F,,,1935.71N4td2802 径向力: F,F,tan,,1935.7，tan20:,464.7Nr4t4n 轴向力: F,0a4 3)初步确定轴的最小直径 P3先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。根dC,,n C,112据机械设计表11.3，取，于是得: p3.91333d,C,112，,45.03mm n1803 ?轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径。为了使所选的轴直径dV,,V,, d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V,,V,, 矩，取K,1.4。 T,K,TAcaA3 T,K,T,1.4，621000,86940N,mmcaA3 T 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计师手 ca 册(软件版)选用TL8型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为710N.m。半 联轴器的孔径为45mm，故取;半联轴器长度为d,45mmV,,V,, L,112mmL,84mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。 1 . . 4)轴的结构设计 (1)拟定轴上零件的装配方案 (2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (a)为了满足半联轴器的轴向定位的要求，??-??轴段左 端需制出轴肩，故取??-??段的直径，半联轴d,50mmV,,V, 器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半L,84mm1 联轴器上面而不压在轴的端面上，故??-??段的长度应比L1略 短一些，现取。 l,80mmV,,V,, (b) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选 用单列圆锥滚子轴承。根据，查机械设计师手册(软d,50mmV,,V, 件版)选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承32011， d，D，T,55mm，90mm，23mm其尺寸为，故 ，而，滚动轴承采用轴d,d,55mml,l,23mmV,V,,,,V,V,,,, h,2.5mm肩进行轴向定位，轴肩高度，因此，取. d,60mm,,,,(c)取安装齿轮处的轴的直径;齿轮左端与左轴承之间采d,65mm,,,v, 用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为75mm，为了使套筒端面可靠地 压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮l,70mm,,,v, h,6h,0.07d的右端采用轴肩定位，轴肩高度，取，则 ，。因?、?两轴在箱体内的长度d,77mmd,60mmvI,,,,,,V 大致相等，取l,30mm， 。。l,12mml,100mm,,,,v,,,,V,,V, 。 l,166mm,,,V 3)轴上零件的周向定位 查机械设计表，联接联轴器的平键截面 b，h，l,14mm，9mm，63mm;联接圆柱齿轮的平键截面b，h，l,18mm，11mm，56mm 4)求轴上的载荷 a,19mm 对于32011型圆锥滚子轴承， . . 载荷 水平面 垂直面 支反力F F,1900.3NF,823NNH1NV1 F,1085.2NF,263.6NNH2NV2弯矩M M,63249N,mm M,154235N,mmVH 总弯矩 22M,M，M,166697N,mm HV 扭矩T T,621000N,mm3 5) 按弯扭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，即安装齿轮 ,,0.6处，取，轴的计算应力: 2222M，(,T),166698，(0.6，492600)3,,,11.5MPa ,ca32W3.14，6518，5.5，(65,5.5),322，65 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计， 查得,,，因此，安全。 ,,60MPa,,,,,,1ca,1 计得:，，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。L,80mmL,235mm12 如下图所示。 . . . . 九(滚动轴承及键的校和计算寿命 主要结果 主要结果 1，输入轴的轴承 1).按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式 轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承的预期寿命取为:L',29200h h 由上面的计算结果有轴承受的径向力为F=340.43N， r1 轴向力为F=159.90N， a1 2)(初步选择滚动轴承型号为30206，其基本额定动载荷为C=51.8KN，基本r 额定静载荷为C=63.8KN。 0r 22223)(径向当量动载荷F,F，F,543.1，187.6,340.43N rNHNV111 2222 F,F，F,1943.1，671.2,2055.8NrNHNV222 Y,1.6动载荷为，查得，则有 P,0.4F，YFrra P,0.4，340.43，1.6，159.90,392.012Nr a 由?式13-5得 10,663,,C101051800,,6r,, L,,,53.4，10,L',,hh,,60nP60，960392.012,,r,, 满足要求。 输入轴的键 1)选择键联接的类型和尺寸 b，h，l,5mm，4mm，30mm联轴器处选用单圆头平键，尺寸为 b，h，l,8mm，7mm，20mm 圆锥齿轮处选用普通平头圆键，尺寸为。 2)校核键联接的强度 键、轴材料都是钢，由机械设计查得键联接的许用挤压力为 ,, ,,120MPaP b5l,l,,20,,17.5mm键的工作长度，l,l,20mm 1222 32T，102，541601，合适 ,,,,,,82.5MPa,,1PPk,l,d0.5，6，17.5，251 32T，102，541601，合适 ,,,,72.2MPa,,,,2PPk,l,d0.5，6，20，252 2( 2轴的轴承 (1)选择的圆锥滚子轴承型号为32006，尺寸为 C,34000Nd，D，T,30mm，55mm，17mm，基本额定动载荷。 (2) 当量动载荷 . . 前面已求得，，，F,2230.5NF,2269.5NF,732.3NNH1NH2NV1 Fa,340.4N， F,557NNV2 轴承 1、2受到的径向载荷为: 2222 F,F，F,2230.5，732.3,1054N rNHNV111 2222 F,F，F,2269.5，557,1632NrNHNV222 轴承 1、2受到的轴向载荷为: Y,1.7 查简明机械师手册-表7.7-39得 F1054r1 F,,,310Nd12Y2，1.7 F1632r2 F,,,480Nd22Y2，1.7 F,F，F,340.4，310,650.4Na1ad1 F,F,480Na2d2 轴承的当量动载荷为: P,f(X,F，Y,F)Pra 按机械设计-表13-6查得 f,1.2P P,f(X,F，Y,F),1.2，(0.4，1054，1.7，650.4),1832.7N1P1r11a1 P,f(X2,F，Y2,F),1.2，(0.4，1632，1.7，480),1425N2Pr2a2 (3)验算轴承寿命 因为P,P，所以按轴承2的受力验算。 12 ,,10/3 对于滚子轴承，。 6610C10340.410/3 L,,(),，(),38320hh60nP60，320142522 , 减速器的预定寿命 L,10，365，8,29200hh , ，合适。 L,Lhh 3( 3轴的键 1)选择键联接的类型和尺寸 b，h,12mm，8mm，36mm联接圆柱齿轮处选用圆头平键，尺寸为 联接圆锥齿轮处选用普通平头圆键，尺寸为 b，h,12mm，8mm，36mm。 2)校核键联接的强度 键、轴材料都是钢，由机械设计查得键联接的许用挤压力为 ,,,,120MPa。键的工作长度，l,l,b,63,12,51mmP1 l,l,36mm 2 . . 32T，102，1122102，合适 ,,,,,,32.2MPa,,1PPk,l,d0.5，8，51，361 32T，102，1122102，合适 ,,,,43.8MPa,,,,2PPk,l,d0.5，8，36，362 4( 输出轴的轴承 (1)选择的圆锥滚子轴承型号为32011，尺寸为 d，D，T,55mm，90mm，23mm，基本额定动载荷 C,44400N。 (2) 当量动载荷 前面已求得 ，，，F,1900.3NF,1085.2NF,823NNH1NH2NV1 F,263.6NNV2 轴承 1、2受到的径向载荷为: 2222F,F，F,1900.3，823,1123N rNHNV111 2222 F,F，F,1085.2，263.6,678NrNHNV222 轴承 1、2受到的轴向载荷为: Y,1.6 查简明机械工程师手册-表7.7-39得 F1123r1 F,,,350.9N d12Y2，1.6 F678r2F,,,211.9N d22Y2，1.6 F,F,350.9Na1d1 F,F,211.9Na2d2 轴承的当量动载荷为: P,f(X,F，Y,F)Pra 按机械设计查得 f,1.2P P,f(X,F，Y,F),1.2，(0.4，1123，1.6，350.9),1212.8N1P1r11a1 P,f(X2,F，Y2,F),1.2，(0.4，678，1.6，211.9),732.3N2Pr2a2 (3)验算轴承寿命 P,P因为，所以按轴承1的受力验算。 12 ,,10/3 对于滚子轴承，。 6610C104440010/3 L,,(),，(),4550282hh60nP60，70.181212.831 , 减速器的预定寿命 L,10，365，8,29200hh , L,L，合适。 hh 输出轴的键 1)选择键联接的类型和尺寸 . . 联轴器处选用单圆头平键，尺寸为b，h，l,14mm，9mm，63mm 圆柱齿轮处选用普通平头圆键，尺寸为b，h，l,18mm，11mm，56mm。 2)校核键联接的强度 键、轴材料都是钢，由机械设计查得键联接的许用挤压力为 b14l,l,,63,,56mm。键的工作长度，,,,,120MPa1P22 l,l,56mm2 32T，102，4926003，合适 ,,,,,,97.7MPa,,1PPk,l,d0.5，8，56，451 32T，102，4926003，合适 ,,,,67.7MPa,,,,2PPk,l,d0.5，8，56，652 十.润滑与密封 1( 润滑方式的选择 齿轮用润滑油润滑，并利用箱内传动件溅起的油润滑轴承。 dn 根据I，II，III轴的速度因子，I，II，III轴的轴承用脂润滑 2(密封方式的选择 由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度v,10ms，所以采用毡圈密封 3.润滑油的选择 因为该减速器属于一般减速器，查机械设计课程设计可选用中负载 工业齿轮油N100号润滑油。 十一(减速器箱体结构尺寸: 取9mm， ,,0.0125(d，d)，,,81 箱座壁厚 m1m2 ,,0.01(d，d),9mm 2 箱盖壁厚 1m1m2 b,1.5,,13.5mm3 箱座凸缘厚度 b,1.5,,13.5mm 4 箱盖凸缘厚度 11 b,2.5,,22.5mm 5 箱座底凸缘厚度 2 ，取M24 d,0.018(d，d)，1,126 地底螺钉直径 f1m2m n,47 地底螺钉数目 ，取M18 d,0.75d,18mm8 轴承旁联接螺栓直径 1f . . 箱盖与箱座联接螺栓直 取M12 d,(0.5~0.6)d,12mm9 2f径 l,150mm10 联接螺栓的间距 ,取M8 d,(0.3~0.4)d,7.2mm12 窥视孔盖螺钉直径 4f d,(0.7~0.8)d,9.6mm13 定位销直径 2 ，d，d至外箱壁d12f''14 C,22，C,20,C,26,C,24单位mm1212 距离 R,C,20mm15 轴承旁凸台半径 12 h,58mm16 凸台高度 箱体外壁至轴承座端面 l,C，C，(5~10),47mm17 112距离 大齿轮顶圆与内箱壁距 ,,1.2,,12mm19 1离 ,,12mm20 齿轮端面与内箱壁距离 2 m,0.85,,8.5mm21 箱盖，箱座筋厚 m,0.85,,8.5mm ， 11 ''''''22 轴承端盖外径 D,160mmD,160mmD,130mm222 '23 轴承旁联接螺栓距离 S,D,200mm2大齿轮齿顶圆至箱底内 ,,40.5mm24 6壁的距离 ,,20mm25 箱底至箱底内壁的距离 7 da H,，,，,,218mm26 减速器中心高 672箱体内壁至轴承座孔端 L,,，C，C，(5~10),57mm27 112面的距离 e,5mm28 轴承端盖凸缘厚度 轴承端面至箱体内壁的 ,,5mm29 3距离 ,,14mm 30 旋转零件间的轴向距离 4 齿轮顶圆至轴表面的距 ,,10mm31 5离 .