两级直齿圆柱齿轮减速器课程设计

两级直齿圆柱齿轮减速器课程设计 学院: 专业:机械设计制造及其自动化 班级: 姓名: 学号: 指导老师: 目录 第一章设计任务书………………………………………………1 ?1-1设计任务 第二章传动系统的总体设计………………………………1 ?2-1传动方案的概述 ?2-2电动机的选择 ?2-3传动比的分配 第三章高速级齿轮设计…………………………………………4 ?3-1按齿面强度设计 ?3-2 按齿根弯曲强度设计 第四章低速级齿轮传动设计……………………………………12 ?4-1按齿面强度设计 ?4-2 按齿根弯曲强度设计 第五章各轴设计方案……………………………………………17 ?5-1高速轴的的结构设计 ?5-2中间轴的结构设计 ?5-3低速轴的结构设计 第六章 轴的强度校核…………………………………………22 ?6-1高速轴的校核 ?6-2中间轴的校核 ?6-3低速轴的校核 第七章 滚动轴承选择和寿命计算……………………………26 第八章 键连接选择和校核……………………………………28 ?8-1轴1上键的选择和校核 I ?8-2轴2上键的选择和校核 ?8-3 低速轴上键的选择和校核 第九章 联轴器的选择和计算…………………………………28 第十章 润滑和密封形式的选择………………………………29 ?10-1传动零件的润滑 第十一章 箱体及附件的结构设计和选择……………………31 总 结……………………………………………………………32 参考文献…………………………………………………………32 II 第一章设计任务书 ?1-1设计任务 1、设计带式输送机的传动系统，采用两级直齿圆柱齿轮减速器的齿轮传动。 2、工作条件:二班制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，清洁。 3、使用期限:八年。 4、生产批量:小批量。 5、生产条件:中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮及涡轮。 6、动力来源:电力，三相交流(220/380V)。 7、运输带速度允许误差:土4% 8、原始数据: 输送带的工作拉力 F1460N 输送带的工作速度 v=1.9m/s 输送带的卷筒直径 d=300mm 第二章传动系统方案的总体设计 ?2-1传动方案的概述 带式输送机传动系统方案如下图2.1所示 1 图2.1 0—电动机;1—高速级; 2—中速级; 3—低速级; 4—联轴器; 带式输送机由电动机驱动。电动机0通过联轴器将动力传入两集圆柱齿轮减速器，再通过联轴器，将动力传至输送机滚筒，带动输送带工作。传动系统采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其机构简单，但齿轮箱对轴承位置不对称，因此轴有较大的刚度。两级齿轮均为直齿圆柱齿轮的传动，高速级小齿轮位置远离电动机，齿面接触更均匀。 ?2-2电动机的选择 1(电动机容量选择 根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率 Fv1460，19)(1p,,,2.774 w10001000 (2)确定传动总效率 经查得: 一对滚动轴承效率=0.99; ,1 闭式圆柱齿轮传动为7级的效率=0.98; ,2 2 弹性联轴器的效率=0.99; ,3 输送机滚筒效率=0.96。 ,4 估算传动系统的总效率: 322322 ,,,,,,0.99，0.98，0.99，100%,91.33%d123 输送带卷筒的总效率为: ,,,,,0.96，0.99，100%,95.04%w14 ,,,,,0.9133，0.9504，100%,86.8%dw (3)选择电动机电动 ped 电动机类型:推荐Y系列380v，三相异步电动机。 (4)选择功率 工作机所需要的电动机输出功率计算如下: pd p2.774wkw ,,,3.2pd,0868 查取手册Y系列三相异步电动机技术数据中应满足:p,p md p电动机的额定功率=4kw工作机所需的电动机 ed (5)电动机的转速选择 根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速 60v60，1000，1.9n,,,121r/min,经查表按推荐的传动比合理,D3.14，300 范围,二级圆柱斜齿轮减速器传动比 i,8,25 a ni所以电动机转速的可选范围为=×n,(8,25)n=968,da 3 3025r/min,在该范围内的转速1000r/min,1500r/min,3000r/min, 其主要数据及计算的减速器传动比，列表如下: 表2.1 电动机转速 方 额定功率 电机型号 同步满载 传动比 案 KW r/min r/min 1 Y132M1—6 4.0KW 1000 960 7.9 2 Y112M—4 4.0KW 1500 1440 11.9 3 Y112M—2 4.0KW 3000 2890 23.8 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第2种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y112M—4。 其主要参数:额定功率=4kw大于工作机所需的电动机输出ped 功率p=3.2kw同步满载转速=1500r/min,其主要性能参数如下ndm 表2.2所示: 表2.2 外型尺寸: 轴伸尺装键部位中心高 底脚安装地脚螺栓寸D×尺寸F×LAC/2+，尺寸A×B 孔直径K AD×HD ，E GD 400115 ，190 ×140 132 60 824 12 28，，190265 ，， 4 图2.2 主要外形和安装尺寸见下表2.3所示 表2.3 额定功率 满载转速 中心高 伸出直径 伸出长度 (kw) (r/min) (mm) (mm) (mm) 4 1440 112 28 60 ?2-2传动比的分配 1带式输送机传动系统的总传动比: n1500m(1) i,,,11.9an121 i(2) 分配减速器传动比。浸油图深度如图2.4所示， a 5 尽量使高速级和低速级大齿轮浸油深度相当，故取高速级传动比 与低速级传动比。由此得减速器总的传动比关系为: i,1.3i12 2 i,1.3ia2 i11.9ai,低速级齿轮传动比:==2.975 21.31.3 i11.9a高速级齿轮传动比: i,,,41i2,9752 ?3-3 传动系统的运动和动力学参数设计 传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下: 0轴——电动机轴 n,n,1440r/min0m p,p,3.2kw0d p3.2dT,9550,9550,21.22N,m 0n1440m 1轴——减速器中间轴 n,n,1440r/min 10 p,p,,3.2，0.99kw,3.168kw 103 T,T,,21.22，0.99N,m,21N,m 103 2轴——减速器中间轴 n14401n,,r/min,360r/min 2i41 p,p,,,3.168，0.99，0.98kw,3.07kw2112 6 T,Ti,,,21，4，0.99，0.98N,m,81.5N,m21112 3轴——减速器低速轴 n3602 n,,r/min,121r/min3i2.9752 p,p,,,3.01，0.99，0.98kw,2.979kw3212 T,Ti,,,81.5，2.975，0.99，0.98N,m,235.237N,m32212 4轴——工作机 n,n,121r/min43 p,p,,,2.979，0.99，0.99kw,2.92kw4313 T,T,,,235.277，0.99，0.99N,m,230.595N,m4313 将计算结果汇表，如下表3.1所示。 表3.1 电动机 减速器 工作机 轴代号 0轴 1轴 2轴 3轴 4轴 转速r/min 1440 1440 360 121 121 功率kw 3.2 3.168 3.07 2.979 2.92 转矩N•m 21.22 21 81.5 235.24 230.595 联接、传动件 联轴器 齿轮 齿轮 联轴器 传动比 1 3.45 2.65 1 传动效率 0.99 0.97 0.97 0.9801 第三章高速级齿轮设计 ?3-1按齿面强度设计 已知条件为3.297kW，小齿轮转速=1440r/min，传动比4，由电动机驱动，工作寿命8年，二班制，载荷平稳，连续单向运转。 7 1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 (1) 按图1.1所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力 ,角取为 20 (2) 带式输送机为一般工作机器，按GB/T10095,1998，选择 7级精度，齿根喷丸强化。 (3) 材料选择。由课本表10-1，选择小齿轮材料为45钢(调 质)，齿面硬度250HBS。大齿轮材料为45钢(正火)齿 面硬度210HB (4) 初选小齿轮齿数,大齿轮齿数z,271 = zzi,27，4,108211 2按齿面接触疲劳强度设计 (1) 由课本式(10-11)试算小齿轮分度圆直径，即 2,,kTZZZ2i，1HtHE1,,,d,3,, 1t,,,i[,]dH,, 确定公式中各参数的值: ?试选K=1.3。 Ht ?计算小齿轮传递的转矩。 66T,9,55，10P/n,9.55，10，3.168/1440N,mm,21010N,mm11 ,?由表10-7选取齿轮系数=1。 d ?由图10-20查得区域系数=2.5。 ZH ?由表10-5查得材料的弹性影响系数=189.8MPa。 ZE 8 ?由式(10-9)计算接触疲劳强度用重合度系数。 Z, , ,,arccos[zcos/(z，2h)]11aa1 ,, ,arccos[27，cos20/(27，2，1)],28.968 , ,,arccos[zcos/(z，2h)]22aa1 ,, ,arccos[108，cos20/(108，2，1)],22.69 ，， ,,[z(tan,,tan,)，z(tan,,tan,)]/2,,1a12a2 ,,,,=[]/27，(tan28.968,tan20)，108，(tan22.69,tan20) 2, =1.746 4-,4-1.711,Z,,,0.867 ,33 ?计算接触疲劳许用应力[]。 ,H 由课本图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 ,。 ,,600MPa,,400MPaHlim1Hlim2 由式(10-15)计算应力循环次数: 9，1440，1，(2，8，300，8)njL=60=60=3.31776 N，101h1 98=8.2944 N,N/u,3.31776，10/(108/27)，1021 K,0.90K,0.95由手册查取接触疲劳寿命系数，取失效HN1HN2概率1%，安全系数1。由公式， K0.90，600,HN1Hlim1,,,,MPa,540MPa ,H1S1 9 K0.95，400,HN2Hlim2 ,,,,MPa,380MPa,H2S1取和中较小者作为该齿轮副的接触疲劳需用应力，[,][,]H1H2 ==380MPa [,][,]HH2 2)试算小齿轮分度圆直径: 2,,2kTZZZi，1HtHE,1,, d,,,31t,,,i[,]dH,, 2，1.3，210104，12.5，189.8，0.87323，()，()=mm=44mm 14380 (2)调整小齿轮分度圆直径 计算实际载荷系数前的数据准备 1) ?圆周速度v dn，44，1440,,11 v,,m/s,3.3m/s60，100060，1000? 齿宽b b=,d,1，44mm,44mm d1 2)计算实际载荷系数。 KH ?由表(10-2)查得使用系数。 K,1A?根据v=3.3m/s,7级精度，由图(10-8)查得动载系数 K,1.12 v F,2T/dKF/b?齿轮圆周力=221010/44N=955N, ，t111At1 =1955/44N/mm=21.7N/mm<100N/mm，查表(10-3)的齿间载， K,1.2荷分配系数。 H, 10 ? 查表(10-4)用插值法查得7级精度，小齿轮相对于支承非对称布置时的齿向载荷分布系数。由此得实际载荷系数K,1.425H, 为: K,KKKK,1，1.12，1.2，1.425,1.915HAVH,H, 由式(10-12)，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 K1.915H33d,d,44，mm,50.06mm t11K1.3Ht 齿轮模数=50.06/27mm=1.854mm。 m,d/z11 ?3-2按齿面强度设计 (1) 由课本式(10-7)试算模数，即 ,,2kTYYYFtFasa1,,,3 ,,mt2,,,[,]zdF,1, 1) 确定公式中的各参数值 ?试选 K,1.3Ft ?由式(10-5)计算弯曲疲劳强度用重合度系数: 0.750.75Y,0.25，,0.25，,0.68 ,,1.711, YYFasa?计算 [,]F YY由课本图(10-17)查得齿形系数=2.6F、=2.16 Fa1Fa2 YY由课本图(10-18)查得应力修正系数=1.62、=1.81。 sa1sa2 11 由课本图(10-24c)查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分 别为。 ,,380MPa、,,320MPaFlim1Flim2 由图(10-22)查得弯曲疲劳寿命系数=0.85, =0.88。 KKFN1FN2 取弯曲疲劳安全1系数S=1.4，由式(10-14)得 K0.85，380,FN1Flim1 ,,,,MPa,230.7MPa,F1S1.4 K0.88，320,FN2Flim2 ,,,,MPa,201MPa,F2S1.4 YY2.6，1.62Fa1sa1 ,,0.01826,[]230.7F1 YY2.16，1.81Fa2sa2,0.01945 ,[]201F2 YYFasa因为大齿轮的大于小齿轮，所以取 [,]F YYYYFa2sa2Fasa,0.01945= [,],[]F2F 2)试算模数 ,,22，1.3，21010，0.688kTYYYFtFasa1,3,,3,,,，0.01945,0.997mt22,,,,[]1，27zdF1,, (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。 d,mz,0.997，27mm,26.919mm 1t1 dn，26.919，1440,,11v,,m/s,2.03m/s 60，100060，1000 ?齿宽b。 12 b= ,d,1，26.919mm,26.919mmd1 ? 宽高比b/h。 ,, h,(2h，c)m,(2，1，0.25)，0.997mm,2.24325mmat b/h=26.919/2.24325=12 2)计算实际载荷系数。 KF ?根据v=2.07m/s,7级精度，由图(10-8)查得动载系数 K,1.08v =221010/26.919N=1561N,=11561/26.91F,2T/dKF/b，，t111At1 9N/mm=58N/mm<100N/mm，查表(10-3)的齿间载荷分配系数 。 K,1.0Fa K,14124)用插值法查得，结合b/h=12查表?查表(10-H, K,1.36(10-13)，得。 F, 则载荷系数为 K,KKKK,1，1.08，1.2，1.36,1.76 FAVF,F, 由(10-13)，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 K1.76F33m,m,0.997，mm,1.1mm tK1.3Ft 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模数，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，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计算的模数1.1mm，按GB/T1357-1987圆整为模数,取m=1.25mm，但为了 13 同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径=50.06,算出小齿轮齿数 dz,d/m,50.06/1.25,40.048111 取则大齿轮齿数,取;与z,41z,iz,41，4,164z,164zz121212于是由: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 d,zm,41，1.25mm,51.25mm11 d,zm,164，1.25mm,205mm22 (2) 计算中心距 a=()/2=(68+218)/2mm=128.125mm,将中心距圆整为128mm。 d，d12 (3)计算齿轮宽度 b,,d,1，51.25mm,51.25mm,将齿宽圆整为51mm。 d1 考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽(5-10)mm，即b,b，(5,10)mm=51+(5-10)mm=56-61mm。取=58mm。而使大齿b11 轮的齿宽等于设计齿宽，即=b=68。 b2 5齿面弯曲疲劳强度校核按前述类似方法，先计算式10-6中的各参数 N,mmK,1.76YYY, =21010， =2.6， =1.62, =2.16, TfFa1Sa2Fa21 YY,=1.81, =0.68, =1,m=1.25, =41。将它们带入式zdSa2,1 (10-6)，得到 14 2KTYYY2，1.76，21010，2.6，1.62，0.68FFaSa111,,,,,64.5MPaF13232,mz1，1.25，41d1 小于许用的应力 [,]F1 2KTYYY2，1.76，21010，2.16，1.81，0.68FFaSa111,, ,,,60MPaF23232,mz1，1.25，41d1 小于许用的应力 [,]F2 齿根弯曲疲劳强度满足要求，所以设计合理。 第四章低速级齿轮设计 ?4-1按齿面接触疲劳强度设计 1选定齿轮材料、热处理方式、精度等级、 (1) 按图?所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角 ,取为 20 (2) 带式输送机为一般工作机器，按GB/T10095,1998，选择 R,7.4,6.57级精度，齿面粗糙度要求,齿根喷丸强化。 a (3) 材料选择。由课本表10-1，选择小齿轮材料为45钢(调 质)，齿面硬度250HBS。大齿轮材料为45钢(正火)齿 面硬度210HB (4) 初选小齿轮齿数,大齿轮齿数z,241 = zzi,24，2.975,71.4,71211 2按齿面接触疲劳强度设计 15 由课本式(10-11)试算小齿轮分度圆直径，即 2,,2kTZZZ，1iHtHE,2,, ,,,d32t,,,[,]idH,,确定公式中各参数的值: ?试选=1.3。 KHt ?计算小齿轮传递的转矩。 66T,9.55，10P/n,9.55，10，3.07/360N,mm,81440N,mm222 ?由表10-7选取齿轮系数=1。 ,d ?由图10-20查得区域系数=2.5。 ZH ?由表10-5查得材料的弹性影响系数=189.8MPa。 ZE?由式(10-9)计算接触疲劳强度用重合度系数。 Z, , ,,arccos[zcos/(z，2h)]11aa1 ,, ,arccos[24，cos20/(27，2，1)],29.841 ,,,arccos[zcos/(z，2h)] 22aa2 ,, ,arccos[77，cos20/(77，2，1)],23.666 ，，,,[z(tan,,tan,)，z(tan,,tan,)]/2, ,1a12a2 ,,,,2,=[24]/ (tan29.841,tan20)，77，(tan23.666,tan20)， =1.711 4-,4-1.711,Z,,,0.873 ,33 16 ?计算接触疲劳许用应力[]。 ,H 由课本图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 ,。 ,,600MPa,,550MPaHlim1Hlim2 由式(10-15)计算应力循环次数: 8=60=60，360，1，(2，8，300，8)=8.29 njLN，102h1 88=2.788 N,N/i,8.29，10/(77/24)，1021 由手册查取接触疲劳寿命系数，取失效概K,0.92K,0.96HN1HN2率1%，安全系数1。由公式， K0.92，60,HN1Hlim1 ,,,,MPa,552MPa,H1S1取和中较小者作为该齿轮副的接触疲劳需用应力，[,][,]H1H2 [,]==384MPa [,]HH2 2)试算小齿轮分度圆直径 2,,2kTZZZ，1iHtHE2,,,,,,d3 2t,,,[,]idH,, 2，1.3，814402.975，12.5，189.8，0.87323，()，()=mm=69mm 12.975384调整小齿轮分度圆直径 3)计算实际载荷系数前的数据准备 ?圆周速度v dn，69，360,,22v,,m/s,1.3m/s 60，100060，1000? 齿宽b。 17 b= ,d,1，69mm,69mmd2 2)计算实际载荷系数。 KH ?由表(10-2)查得使用系数。 K,1A ?根据v=1.3m/s,7级精度，由图(10-8)查得动载系数 K,1.09v?齿轮圆周力=281440/69N=2360.58N, F,2T/dKF/b，t222At2=12360.58/69N/mm=342N/mm<100N/mm，查表(10-3)的齿间载荷， 分配系数。 K,1.2Ha ? 查表(10-4)用插值法查得7级精度，小齿轮相对于支承非对 K,1.422称布置时的齿向载荷分布系数。由此得实际载荷系H, 数为: K,KKKK,1，1.09，1.2，1.422,1.86 HAVH,H, ? 由式(10-12)，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 K1.86H33d,d,69，mm,77.75mm t22K1.3Ht 及相应的齿轮模数=77.75/1.0889mm。 m,d/z22 ?3-1按齿根弯曲疲劳强度设计 ?由课本式(10-7)试算模数，即 ,,2kTYYYFtFasa1,,,3,, mt2,,,[,]zdF,1, 确定公式中的各参数值 K,1.3? 试选 Ft 18 ? 由式(10-5)计算弯曲疲劳强度用重合度系数。 0.750.75 Y,0.25，,0.25，,0.68,,1.711, YYFasa? 计算 [,]F 由课本图(10-17)查得齿形系数=2.65，=2.23 YYFa1Fa2由课本图(10-18)查得应力修正系数=1.51、=1.76。 YYsa1sa2由课本图(10-24c)查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为。 ,,380MPa、,,320MPaFlim1Flim2 由图(10-22)查得弯曲疲劳寿命系数=0.85, =0.88。 KKFN1FN2取弯曲疲劳安全1系数S=1.4，由式(10-14)得 K0.85，380,FN1Flim1 ,,,,MPa,230.7MPa,F1S1.4 K0.88，320,FN2Flim2 ,,,,MPa,201MPa,F2S1.4 YY2.65，1.58Fa1sa1,,0.018 ,[]230.7F1 YY2.23，1.76Fa2sa2,0.0195 ,[]201F2 YYFasa因为大齿轮的大于小齿轮，所以取 [,]F YYYYFa2sa2Fasa,0.0195= [,],[]F2F 2)试算模数 19 ,,22，1.3，8140，0.688kTYYYFtFasa2,3,,3,,,，0.0195,1.702mt22,,,,[]1，24zdF1,, (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。 d,mz,1.702，24mm,41.259mm1t1 dn，41.259，360,,11 v,,m/s,0.777m/s60，100060，1000? 齿宽b。 b= ,d,1，41.259mm,41.259mmd1 2)宽高比b/h。 ,, h,(2h，c)m,(2，1，0.25)，1.702mm,3.83mmat b/h=41.259/3.83=10.77 3)计算实际载荷系数。 KF ?根据v=0.777m/s,7级精度，由图(10-8)查得动载系数 K,1.02，F,2T/d=281440/41.259N=3948N, ，vt121 KF/b=13948/41.259N/mm=95.7N/mm<100N/mm， ，At2 K,1.2查表(10-3)的齿间载荷分配系数。 F, K,1.417?查表(10-4)用插值法查得，结合b/h=10.77查H, K,1.34图(10-13)，得。 F, 则载荷系数为: K,KKKK,1，1.02，1.2，1.34,1.64 FAVF,F, 20 ? 由(10-13)，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 K1.64F33m,m,1.702，mm,1.839mm tK1.3Ft 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模数，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，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计算的模数1.839mm，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径=69,算出d1小齿轮齿数 z,d/m,69/2,34.511 取，则大齿轮齿数,取;z,35z,iz,35，2.975,104z,104z12121与于是由:互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接z2 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 d,zm,35，2mm,70mm11 d,zm,104，2mm,208mm22 (2)计算中心距 a=()/2=(70+208)/2mm=139mm。 d，d12 (3)计算齿轮宽度 b,,d,1，70mm,70mm。 d1 21 考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽(5-10)mm，达到设计所需的要求，即 =70+(5-10)mm=75-80mm。取=76mm。而使大齿b,b，(5,10)mmb11轮的齿宽等于设计齿宽，即=b=70。 b2 5齿根弯曲疲劳强度校核 按前述类似方法，先计算式(10-6)中的各参数。，K,1.64F N,mm=81440，=2.65，=1.58, =2.23, =1.76, YYYYTSa1Fa1Fa2Sa21 =0.68, =1,m=2, =35。将它们带入式(10-6)，得到 Y,zd,1 2KTYYY2，1.64，81440，2.65，1.58，0.68FFaSa111,,,,,78.5MPaF13232,mz1，2，35d1 小于许用的应力 [,]F1 2KTYYY2，1.64，81440，2.23，1.76，0.68FFaSa111,,,,,73.6MPaF23232,mz1，2，35d1 小于许用的应力，齿根弯曲疲劳强度满足要求，所以设计合[,]F2 理。 齿轮参数如下表5.3: 表5.3 22 名称 高速级 低速低 中心距(a) 128 139 模数 1.25 2 齿数 Z1=41 Z2=164 Z1=35 Z2=104 分度圆直径 D1=51 d2=205 d1=70 d2=208 齿顶圆直径 d,53.5，d,207.5d,74，d,212a1a3a1a2 齿根圆直径齿宽 d,58d,76，d,70d,5114f1f2f2 精度等级 IT7 IT7 热处理 正火 调质 第五章各轴设计方案 ?5-1中间轴的的结构设计 1已知条件 中间轴的传动功率，转速,高速级大齿P,3.07kwn,360r/min,,, 轮分度圆直径,小齿轮分度圆直径为d,mz,205mm222 ，低速级大齿轮分度圆直径,d,mz,51mmd,mz,208mm111222小齿轮分度圆直径为，齿轮宽度d,mz,70mm111 b,51mmb,76mm,。 高2低1 2选择轴的材料 中间轴II材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要 23 求，故查表选常用的材料用45钢调质处理。 3初算轴直径 p3.07,33d,C,105，,22.47mmC,106~97,取105min, n3602 轴与半联轴器连接，有一个键槽，轴径应增加3%到5%，轴段最细处直径为: d,22.47，(0.035，0.05)，22.47,23.75~28.1724。 由于轴承寿命，故取=45mm。 dmin 4轴结构设计 (1)轴承部件的结构设计,轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后按轴上零件的安装顺序，从 开始设计。 dmin (2)轴承的选择与轴段?及轴段?的设计:该轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑直齿轮无轴向力，才用深沟球轴承。暂取6009，轴承内径为45mm，外径D=75mm,宽度为16mm， Dad定位轴肩直径=54.2mm,外径定位直径=65.9mm，故=45mm。da1 24 通常同一根轴上取相同轴承，则=45mm。 d5 (3)轴段?上安装齿轮齿轮3，轴段?上安装齿轮2，为了便于齿轮3和齿轮2的安装应分别略大于和，可初定和ddd512=49mm。 d4 齿轮2轮毂宽度范围为(1.2-1.5)=51-60mm，取其轮毂宽d2 度与齿轮宽度相等为51mm，左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。由于齿轮3的直径比较小，采用实心式取其轮毂宽度与齿宽相等76mm。其右端采用轴肩定位左端采用套筒固定。为了使套筒能够顶到齿轮断面，轴段?和轴段?的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取。 L,74mm,L,49mm24 (4)轴段? 该段为中间轴上两个齿轮提供定位，其轴肩高度H=(2-3)R，故取其高度为h=(2-3)1.6=3.2-4.8mm，取h=4mm。， 故=57mm。 d3 齿轮3左端与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取=10mm，齿轮2与齿轮3的距离初定为,=10mm，则减,31 速器的箱体内壁之间的距离 b，b51，5812B,2,，,，b，,(2，10，10，76，)mm,156mmx13322 齿轮2的右端面与减速器的箱体内壁之间的距离 (b，b)12L,,,13.5mm=13.5mm，则轴段?的长度为。 ,,,，33212 (5)轴段?及轴段?的长度:该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s，故轴承采用脂润滑，需加挡油环，轴承内端面的距离取Δ=12mm，中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段?的长度为: 25 =48.5mm。 L,B，,，,，211 轴段?的长度为: =49.5mm。 L,B，,，,，252 (6)轴上力的作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈端面 距离=8mm, a3 b3mm=66.5mm, l,L，,a,21132 b，b32l,L，,80.5mm232 b2l,L，,2mm,57mm352 5轴的受力分析 (1) 画轴的受力简图，如图5.1所示: 图5.1 (2)计算支承反力: F已知: =794.54N, =289N。 Ftr 高速级: 26 T2，281440,2F,,,N794.54t1,d2082, ,,,F,Ftan,,794.54，tan20,289Nr1t,, 低速级: T2，281440,2F,,,N2260t2,d702, ,,,F,Ftan,,2260，tan20,822Nr2t,, 在水平面上受力如图5.2所示: 图5.2 列平衡方程得: ,,,0RR，R,F，F,3055,,(a)1H2Ht2t1,, ,,,F，66.5，F，(66.5，80.5),R,204R,,0,t2t12Hy,, 解之得:=1746N, =1309N。 RR1H2H 在垂直面上受力如图5.3所示: 27 列平衡方程得: ,,,0RR，R，F,F,,(b)1V2Vr2r1,, ,,FFR,，66.5,(66.5，80.5)，，204,0R,,0,r2r12Vy,, 解之得:=593N, =60N。 RR1V2V 轴承1的总反力为: 2222R,R，R,1746，593,1844N HV111轴承2的总反力为: 2222R,R，R,1309，60,1310N HV222(3)画弯矩图 水平弯矩: M,,Rl,,1745，66.5,,116043N,mm1H1H1 M,,Rl,,1310，57,,74670N,mm 2H2H3 画水平弯矩图如图5.4所示: 图5.4 28 铅垂弯矩: M,,Rl,,593，66.5N,m,,39434.5N,mm1V1V1 M,,Rl,,60，57N,m,3420N,mm2V2V1 画出垂直平面弯矩图如图5.5所示: 图5.5 轴承一处合弯矩: 2222M,M，M,(,116043)，(,39434.5),122560N,mm HV111 轴承二处合弯矩: 2222M,M，M,(,74670)，(,3420),74748N,mm HV22 29 (4)画出合弯矩图如图5.6所示: 图5.6 (5)画出扭矩图如图5.7所示: 图5.7 ?5-2高速轴的的结构设计 1高速轴的传动功率，转速,小齿轮分P,3.168kwn,1440r/min,,度圆直径，齿轮宽度。 d,34mmb,58mm112选择轴的材料 高速轴I材料用45钢，调质处理。 3初算轴直径 查课本表得考虑轴端既承受转矩，有承受弯矩，故取C,106-135 中间值C=120，则: 30 p3.168,33d,C,120，,15.6mmminn14401 轴与半联轴器连接，有一个键槽，轴径应增加3%到5%，轴段最细 d,15.6，(0.035，0.05)，15.6,16.23~17.204处直径为。 取。 d,16mmmin 4轴结构设计 (1)轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式的结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方然后按轴上零件的安装顺序，从轴的最细处开始设计(2)轴段?上安装半联轴器，此段轴的设计应与半联轴器轮毂轴孔设计同步进行。初定最小直径20mm，半联轴器轮毂的宽度查表，取半联轴器轮毂的宽度为52mm，轴段,的长度略小于轮毂的宽度，取=50mm。L1 (3)密封圈与轴段? 在确定轴段?的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。半联轴器采用轴肩定位，轴肩高度: 31 h,(0.07~0.1)d,(0.07~0.1)，25,1.75~2.5mm1 轴段?的轴径，该处圆周速d,d，2，(1.75,2.5),23.5,25mm21 为1.507m/s小于3m/s，可选用毡圈油封，选用毡圈30 JB/ZQ 4606-1997，取。 d,25mm2 (4)轴承与轴段?及轴段? 考虑齿轮轴向力比较小，选用深沟球轴承。轴段?上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。现暂取轴承为6006，由课本表查得轴承内径d=20mm，外径D=55mm，宽度B=13mm，内圈定位轴肩直径，外圈定位轴肩,在轴上力作用点与外d,36mmD,49mmaa 圈大段面的距离,故取轴段?的直径。轴承a,6.5mmd,30mm33 采用脂润滑，需要挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装误差，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取，挡油环的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁1—2mm,挡油, 环轴孔宽度初定为,则L,B，B,(13，12),25mm。B,12mm311 通常同一根轴上取相同轴承，则d=45mm。 5 (5)齿轮与轴段? 齿轮轮毂宽度范围为(1.2-1.5)=51-60mm，取其轮毂宽度d2 与齿轮宽度相等为58mm，左端采用轴环定位，右端采用套筒固定。由于齿轮的直径比较小，采用实心式取其轮毂宽度与齿宽相等78mm。其右端采用轴肩定位左端采用套筒固定。为了使套筒能够顶到齿轮断面，轴段?长度应比相应齿轮的轮毂略短1-2mm，故取L,56mmd。该轴段上安装齿轮，为了便于齿轮的安装，应略大65 32 于，可初定=34mm。由表查出该处键的截面尺寸为=10mm b，hdd，35 8mm。轮毂键槽深度为=3.3mm,则该处齿根圆与毂孔槽顶部的距离t1 为: dd4630n3 e,,,t,(,3.3)mm,14.7mm,2.5m1n2222 =2.52=5mm,故该轴段做成键槽齿轮，=34mm，=58mm。 dL，55(6)轴段?的设计 为了给齿轮轴向固定，同时加工方便，所以轴段?需要设置一个轴环以用来固定。该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，查课本表的此处倒角为R=1.6mm,有经验公式的定位轴肩高 hhb,1.4h度=(2-3)R=3.2-4.8mm,取=3mm。轴环宽度,故取轴 。 段?L,10mm5 (7)轴段?的设计 该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承宽度及轴承端 盖等零件有关。轴承座的宽度为,由 L,,，c，c，(5,8)mm12 表查出下箱体壁厚为: ,,0.025a，3mm,(0.025，189，3)mm2 ,=7.75mm<8mm,取=8mm，mm<400mm,取轴承旁边的 a，a,26712 连接螺栓为M8,则=14mm,=12mm,箱体轴承座宽度 cc12 L=[8+14+12+(5-8)] 取L=30mm,为方便半联轴器的螺栓的安装空间，取联轴器的凸缘端面距轴承的端盖的距离为30mm,则=50mm。 L2 (8)轴上力的作用点的间距 33 轴承反力的作用点距轴承外圈端面距离=6mm,由构想图a3得出轴的支点及受力点间的距离为: B mm=50+50+6=106mm, l,L，L，1122 Bl,L，L，L，L,，2,147mm234562 LB6l,，L-mm,57mm3722 5轴的受力分析 (1)画轴的受力简图如图5.8所示: 图5.8 (2)计算支承反力: 高速级: T2，281440,2F,,,N794.54t1,d2082, ,,F,F,，,N,tan,794.54tan20289r1t,, 在水平面上画受力图如图5.9所示: 图5.9 34 由平衡方程得: ,,,0R,R，R,F(a)1H2Ht, ,R,,0F，147,F,(147，57),yt2H, 解之得:=222N, =572.54N。 RR1H2H 在垂直面上画受力图如图5.10所示: 图5.10 由平衡方程得: ,,,0R,R，R,F(b)1V2Vr, ,R,,0F，147,F,(147，57),yr2v, RR解之得:=81N, =208N。 1V2V 轴承1的总反力为: 35 2222R,R，R,222，81,236.3N HV111 轴承2的总反力为: 2222R,R，R,572.54，208,609N HV222 (3)画弯矩图 水平弯矩: M,,Rl,,222，147,,32634N,mm1H1H1 画水平弯矩图如图5.11所示: 图5.11 铅垂弯矩: M,,Rl,,208，57N,m,,11856N,mm 1V1V1 画铅垂面弯矩图如图5.12所示: 图5.12 36 轴承一处合弯矩: 2222M,M，M,(,32634)，(,11856),34721N,mm HV11 (4)画合弯矩图如图5.13所示: 图5.13 (5)画出转矩图如图5.14所示: 图5.14 6.2低速轴的设计与计算 37 1低速轴的传动功率，转速,大齿轮分P,2.979kwn,121r/min,, 度圆直径，齿轮宽度。 d,208mmb,70mm11 2选择轴的材料 低速轴材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故查表选常用的材料用45钢调质处理。 3初算轴直径 查课本表得考虑轴端既承受转矩，有承受弯矩，故C,106-135 取中间值C=120，则: p2.979333d,C,120，,30.546mmminn1213 轴与半联轴器连接，有一个键槽，轴径应增加3%到5%，轴段最细 d,30.546，(0.035，0.05)，15.6,31.213~33.034mm4。 处直径为 取。 d,32mmmin 4轴结构设计 (1)轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式的结构， 38 该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方然后按轴上零件的安装顺序，从轴的最小轴径处开始设计。 (2)联轴器及轴段? 轴段?上安装半联轴器，此段轴的设计应与半联轴器轮毂轴 表，孔设计同步进行。初定最小直径32mm，半联轴器轮毂的宽度查取半联轴器轮毂的宽度为60mm，轴段,的长度略小于轮毂的宽度，取=58mm。 L1 (3)密封圈与轴段? 在确定轴段?的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。半联轴器采用轴肩定位，轴肩高度: h,(0.07~0.1)d,(0.07~0.1)，25,1.75~2.5mm1 轴段?的轴径，该处圆周速d,d，2，(1.75,2.5),23.5,25mm21 为1.507m/s小于3m/s，可选用毡圈油封，选用毡圈30 JB/ZQ 4606-1997，取。 d,35mm2 (4)轴承与轴段?及轴段? 考虑齿轮轴向力比较小，选用深沟球轴承。轴段?上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。现暂取轴承为6008，由课本表查得轴承内径d=40mm，外径D=68mm，宽度B=16mm，内圈定位轴肩 d,48.8mmD,59.2mm直径，外圈定位轴肩,在轴上力作用点与aa a,8mmd,40mm外圈大段面的距离,故取轴段?的直径。轴承33 采用脂润滑，需要挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装误差，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内 ,壁距离取，挡油环的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁1—2mm,挡油 39 环轴孔宽度初定为,则。L,B，B,(13，12),25mmB,12mm311 通常同一根轴上取相同轴承，则=40mm。 d5 (5)齿轮与轴段? 齿轮轮毂宽度:取其轮毂宽度与齿轮宽度相等为70mm， 端采用轴环定位，右端采用套筒固定。由于齿轮的直径比较小，采用实心式取其轮毂宽度与齿宽相等70mm。其右端采用轴肩定位左端采用套筒固定。为了使套筒能够顶到齿轮断面，轴段?长度应比相应齿轮的轮毂略短1-2mm，故取。该轴段上安装L,68mm6 齿轮，为了便于齿轮的安装，应略大于，可初定=45mm。ddd676 b，h由表查出该处键的截面尺寸为=14mm9mm。轮毂键槽深度为， =5.5mm,则该处齿根圆与毂孔槽顶部的距离大于2.5,故该轴mtn1 段做成键槽齿轮，=45mm，=70mm。 dL66 (6)轴段?的设计 为了给齿轮轴向固定，同时加工方便，所以轴段?需要设置一轴环以用来固定。该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径， h查课本表的此处倒角为R=1.6mm,有经验公式的定位轴肩高度= hd(2-3)R=3.2-4.8mm,取=4mm。轴段直径=53mm，轴环宽度 5 b,1.4hL,10mm,故取轴段?。 5 (7)轴段?的设计 该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为,由表 L,,，c，c，(5,8)mm12 出下箱体壁厚为: 40 ,,0.025a，3mm,(0.025，189，3)mm2 =7.75mm<8mm,取=8mm，mm<400mm,取轴承旁边的 ,a，a,26712 连接螺栓为M8,则=14mm,=12mm,箱体轴承座宽度 cc12 L=[8+14+12+(5-8)] 取L=30mm,为方便半联轴器的螺栓的安装空间，取联轴器的凸缘端面距轴承的端盖的距离为30mm,则=50mm。 L2 (8)轴上力的作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈端面离=6mm,由构想图得出轴的支点及受力点间的距离为: a3 B mm=86.5mm, l,L，L，1122 Bl,L，L，L，L,，2,137.5mm234562 LB6l,，L-mm,66.5mm3722 6轴的受力分析 (1)画轴的受力简图如图 5.15所示: 图5.15 41 (2)计算支承反力: 低速级: T2，2235000,2F,,,N2260t1,d2082, ,,,F,Ftan,,2260，tan20,822Nr1t,, 在水平面上画受力图如图5.16所示: 图5.16 由平衡方程得: ,,,0R,R，R,F(a)1H2Ht, ,R,,0F，l,F,(l，l),yt22H23, 解之得:=1574N, =686N。 RR1H2H 在垂直面上画受力图如图5.17所示: 图5.17 42 由平衡方程得: ,,,0R,R，R,F(b)1V2Vr, ,R,,0F，(l，l),F,l,y2V12r2, 解之得:=572N, =250N。 RR1V2V 轴承1的总反力为: 2222R,R，R,1574，572,1674.7N HV111 轴承2的总反力为: 2222R,R，R,686，250,730N HV222(3)画弯矩图 水平弯矩: M,Rl,1574，152.2,240035N,mm1H1H2 画水平弯矩图如图5.18所示: 图5.18 铅垂弯矩: 43 M,Rl,572，152.5N,m,87250N,mm1V1V2 画垂直弯矩图如图5.19所示: 图5.19 轴承一处合弯矩: 2222M,M，M,240035，87250,255394N,mm HV11 (4)画合弯矩图如图5.20所示: 图5.20 (5)画出扭矩图如图5.21所示: 图5.21 44 第六章 轴的强度校核 ?6-1中间轴的校核 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)的强度。由于低速级齿轮的弯矩大于高速级齿轮的弯矩，所以按低速级齿轮处为危险截面校核。根据课本公式(15-5)及上表中的数据，以及单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6，轴的计算应力: , 由于低速级齿轮的弯矩大于高速级齿轮的弯矩，所以按低速级齿轮处为危险截面校核: 抗弯截面系数: 3232dbt(d,t)，4914，5.5，(49,5.5),,322W,,,,,10057.5mm322d322，492 弯曲应力: Ma122560 ,,,,12.19MPabW10057.5 抗扭截面系数: 3232dbt(d,t)，4914，5.5，(49,5.5),,322W,,,,,21602mmT162d162，492 剪切应力: T814402,,,,3.77MPa W21602T 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转抽按脉动循环 22,,0.6,,,，4(,,),11.2MPa理，故取折合系数，，查课eb [,],60MPa本表(15-1)得到40钢，调质处理，的许用弯曲应力,1a 45 强度满足要求。 ?6-2高速轴的校核 7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)的强度。由于低速级齿轮的弯矩大于高速级齿轮的弯矩，所以按低速级齿轮处为危险截面校核。根据课本公式(15-5)及上表中的数据，以及单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6，轴的计算应力: , 由于低速级齿轮的弯矩大于高速级齿轮的弯矩，所以按低速级齿轮处为危险截面校核: 抗弯截面系数: 3232dbt(d,t)，346，3.5，(34,3.5),,322 W,,,,,3569mm322d322，342 弯曲应力: Ma34721 ,,,,9.73MPabW3569 抗扭截面系数: 3232dbt(d,t)，346，3.5，(34,3.5),,322 W,,,,,7426mmT162d162，342 剪切应力: T210002,,,,3MPa W7426T 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转抽按脉动循环 22,,0.6,,,，4(,,),10.8MPa处理，故取折合系数，，查eb 课本表(15-1)得到40钢，调质处理，的许用弯曲应力 46 ，强度满足要求。 [,],60MPa,1a ?6-3低速轴的校核 1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)的强度。由于低速级齿轮的弯矩大于高速级齿轮的弯矩，所以按低速级齿轮处为危险截面校核。根据课本公式(15-5)及上表中的数据，以及单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6，轴的计算应力: , 由于低速级齿轮的弯矩大于高速级齿轮的弯矩，所以按低速级齿轮处为危险截面校核: 抗弯截面系数: 3232dbt(d,t)，4514，5.5，(45,5.5),,322W,,,,,7607mm322d322，452 弯曲应力 Ma255394 ,,,,33.57MPabW7607 抗扭截面系数: 3232dbt(d,t)，4514，5.5，(45,5.5),,322W,,,,,16548mmT162d162，452 剪切应力: T2352372,,,,14.2MPa W16548T 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转抽按脉动循环 22,,0.6,,,，4(,,),37.6MPa处理，故取折合系数，，查eb 课本表(15-1)得到40钢，调质处理，的许用弯曲应力 47 ，强度满足要求。 [,],60MPa,1a 8精确校核轴的疲劳强度 (1)判断危险截面 截面A、?、?、B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所应起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但是由于轴的最小直径是按扭矩强度较为宽裕确定的，所以截面A、?、?、B均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面?和?处过盈配合引起的应力集中最严重;从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面?的应力集中的影响和截面?的相近，但截面?不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)，而且这里轴的直径最大，故截面C不比校核。截面?和?显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面?的左右两侧即可。 (2)截面?左侧 抗弯截面系数: 3333d,0.1，53mm,14887.7mmW=0.1 抗扭截面系数: 3333 W,0.2d,0.2，53mm,29775.4mmT 截面?左侧的弯矩: 152.5,35M,255394，N,mm,196779N,mm 152.5 截面?上的扭矩: T,235237N,mm1 48 截面上的弯曲应力: M196779 ,,,MP,13.22MPbaaW14887.7 截面上的扭转切应力: T2352373 ,,,MP,7.9MPTaaW29775.4T 轴的材料为45钢，调质处理。由课本表(15-1)查得 ,。截面上由于轴肩而形成的理论应力集,,275MP,,155MP,1a,1a r2.0中系数及按附表(3-2)查取。因、,,,,0.038,,d5.3D53,经插值后可得 ,,1.18d45 =2.01，=1.31 ,,,,又由附图(3-1)可得轴的材料的敏性系数为 , q,0.82q,0.85,,故有效应力集中系数按式(附3-4)为 k,1，q(,,1),1，0.82(2.0,1),1.82) ,,, k,1，q(,,1),1，0.85(1.31,1),1.26) ,,, ,,0.67由附图(3-2)的尺寸系数;由附图(3-3)得扭转尺寸系, ,,0.82数。 , 轴按磨削加工，由附图(3-4)的表面质量系数为: ,,,,0.92 ,, ,,1轴未经表面强化处理，即,则按式(3-12)及式(3-14b)得q 综合系数为: 49 k11.821, ,，,1,，,1,2.80K,,,0.670.92,, k11.261, ,，,1,，,1,1.62K,,,0.820.92,, 又由?3-1及?3-2得碳钢的特性系数为: ,取=0.1 ,,0.1,0.2,,, ,取=0.05 ,,0.05,0.1,,,于是，计算安全系数值，按式(15-6)-(15-8)则得: Sca ,275,1S ,,,7.43,K,,,，2.80，13.22，0.1，0,,am ,155,1 S,,,23.5,7.97.9K,,,，,,am1.62，，0.05，22 SS7.43，23.5,,S>>S=1.5 ,,,7.08ca2222SS，7.43，23.5,, 故可知其安全。 (3)截面?右侧 抗弯截面系数: 3333d,0.1，45mm,9112.5mmW=0.1 抗扭截面系数: 3333 W,0.2d,0.2，45mm,18225mmT 截面?左侧的弯矩: 152.5,35M,255394，N,mm,196779N,mm 152.5 截面?上的扭矩 50 T,235237N,mm3 截面上的弯曲应力: M196779 ,,,MP,21.6MPbaaW9112.5截面上的扭转切应力: T2352373 ,,,MP,13MPTaaW18225T ,kkk,,过盈配合处的,由附表(3-8)用插值法求出，并取,,0.8,,,,,, ,kkk,,于是的,3.16，,0.8,0.8，3.16,2.53 ,,,,,, -4)的表面质量系数为: 轴按磨削加工，由附图(3 ,,,,0.92,, ,,1轴未经表面强化处理，即,则按式(3-12)及式(3-14b)得q 综合系数为: k11,,，,1,3.16，,1,3.25 K,,,0.92,, k11,,，,1,2.53，,1,2.62K ,,,0.92,, 又由?3-1及?3-2得碳钢的特性系数为: ,,0.1,0.2,,取=0.1 ,, ,,0.05,0.1,,取=0.05 ,, S于是，轴在截面?右侧安全系数值为: ca 51 ,275,1 S,,,3.92,K,,,，3.25，21.6，0.1，0,,am ,155,1 S,,,8.9,1313K,,,，,,am1.62，，0.05，22 SS3.92，8.9,,>S=1.5 S,,,3.59ca2222SS，3.92，8.9,, 故该轴在截面?右侧的强度也是足够的，可知其安全。 第七章 滚动轴承寿命计算 ?7-1中间轴的寿命计算 校核轴承寿命 (1)求比值: F0a,,0 F289r 根据课本表(13-5)，深沟球轴承的最大e值为0.44，故此时 Fa,e Fr (2)初步计算当量动载荷P，根据课本公式(13-8a) P,f(XF，YF) dra ff按照表(13-6)，=1.0-1.2，取=1。 dd 按照表(13-5)，X=1，则 P,1，(1，1844)N=1844N。 (3)根据式(13-6)，求轴承应有的基本额定动载荷值 52 663C10102110，，, =68379h>38400h ,故 L()(),,，hnP606014401844， 合格。 ?7-2高速轴的寿命计算 9校核轴承寿命 (1)求比值 F0a ,,0F289r 根据课本表(13-5)，深沟球轴承的最大e值为0.44，故此时 Fa,e Fr (2)初步计算当量动载荷P，根据课本公式(13-8a) P,f(XF，YF)dra 按照表(13-6)，=1.0-1.2，取=1.2。 ffdd按照表(13-5)，X=1，则 P,1.2，(1，609)N=731N。 (3)根据式(13-6)，求轴承应有的基本额定动载荷值 663C101013.210，，,L()(),,， =68148h>38400h，hnP60601440731， 合格。 ?7-3低速轴的寿命计算 9校核轴承寿命 53 (1)求比值 F0a ,,0F1674.7r 根据课本表(13-5)，深沟球轴承的最大e值为0.44，故此时 Fa ,eFr (2)初步计算当量动载荷P，根据课本公式(13-8a) P,f(XF，YF)dra 按照表(13-6)，=1.0-1.2，取=1.2。 ffdd 5)，X=1，则 按照表(13- =1674.7N。 P,1.2，(1，1674.7)N (3)根据式(13-6)，求轴承应有的基本额定动载荷值 663C101021，10，,3L,(),，() =271442h>38400h，合hnP6060，1211674.7 格。 第八章 键连接选择和校核 ?8-1中速轴上键的选择和校核 1.键的选择 14，9GB/T1096,2003齿轮与轴间采用A型普通平键连接，选择键 16，9GB/T1096,2003和键。 54 2键的校核 齿轮2处的键连接的挤压应力为: 4T4，814402， ,,,,23.8MPapdhl49，9，(45,14)4 取键轴和轮毂的材料都为钢，静载荷，查课本表(6-2)得许用挤压应力，,强度足够，齿轮3处的键长于[,],100~120,,[,]ppp 齿轮2处的键长，故强度也足够。 ?8-2高速轴上键的选择和校核 1.键的选择 半联轴器与轴间采用A型普通平键连接，选择键6，6GB/T1096,2003。 2校核键连接的强度 齿轮2处的键连接的挤压应力为: 4T4，210001,,,,9.36MPa pdhl34，6，(50,6)4 取键轴和轮毂的材料都为钢，静载荷，查课本表(6-2)得许用挤 [,],100~120,,[,]压应力，,强度足够。 ppp ?8-3低速轴上键的选择和校核 1键的选择 半联轴器与轴间采用A型普通平键连接，选择键14，9GB/T1096,2003。 2.校核键连接的强度 齿轮2处的键连接的挤压应力为: 55 4T4，2352372 ,,,,43MPapdhl45，9，(63,9)4 取键轴和轮毂的材料都为钢，静载荷，查课本表(6-2)得许用挤压应力，,强度足够。 [,],100~120,,[,]ppp 第九章 联轴器的选择和计算 高速轴上联轴器选择,联轴器的计算转矩为，考虑T,KTcaA到转矩变化很小，根据工作情况选取，则: K,1.3A 。 T,KT,1.3，21,27.3N,mcaA 根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为TL4,与输入轴联接的 L,52mm半联轴器孔径。半联轴器轮毂总长度，(J型d,28mm1 轴孔)，与轴配合的轮毂孔长度为。 L,50mm1 低速轴上选择联轴器,联轴器的计算转矩为，则: T,KTcaA 。 T,KT,1.3，230.575,299.77N,mcaA 根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为HL3,与输出轴联接的 L,82mm半联轴器孔径。半联轴器轮毂总长度，(J型d,35mm1 轴孔)，与轴配合的轮毂孔长度为。 L,58mm1 第十章 润滑和密封形式的选择 ?10-1传动零件的润滑 1(齿轮传动润滑 v,12m/s因为齿轮圆周速度，并且传动装置属于轻型的，且传速较低，所以采用油润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号油润滑， 56 装至规定高度。圆柱齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离?30-60mm。 2(滚动轴承的润滑 11轴承润滑采用润滑脂，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的，,32采用稠度较小润滑脂。 二、减速器密封 为防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。 1.轴外伸端密封 毛毡圈油封。 2.轴承靠箱体内侧的密封 挡油环 3.箱体结合面的密封 箱体结合面的密封性要求是指在箱体剖分面、各接触面及密封处均不允许出现漏油和渗油现象，剖分面上不允许加入任何垫片或填料。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，其表面粗糙度应为6.3,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，不大于。 第十一章 箱体及附件的结构设计和选择 ,,,0.025a，1,8mm箱座壁厚:，所以，取=8mm。 箱盖壁厚:，所以，取=8。 ,,(0.8,0.85),,8mm,11 箱座、箱盖、箱底座凸缘的厚度:b=12mm, =12mm, =20mm. bb12 箱座、箱盖的加强肋厚:。 m,0.85,,8.51 d地脚螺钉的直径:=20mm;数目:6。 f 57 轴承旁联接螺栓的直径:; 箱盖、箱座联接螺栓的直径:=12mm d4 轴承盖螺钉直径和数目:6 轴承盖外径:(其中，D为轴承外径，为轴承盖螺钉的直径)。 d3轴承旁凸台高度和半径: =22mm R,C11 外箱壁到轴承座端面的距离:。 齿轮顶圆与内箱壁距离:取:=10mm。 ,1 齿轮端面与内箱壁距离:取:=11mm。 ,2 轴承端面至箱体内壁的距离，脂润滑时:=10mm ,3旋转零件间的轴向距离:=14.5mm ,4 齿顶圆至轴表面的距离: ,,10mm5 大齿轮顶圆至箱底内表面的距离:=40mm ,6箱底至箱底内壁的距离:,=20mm 7 减速器中心高: R，,，,,96，40，20,156mm a67 箱体内壁轴向距离: L,147mm2 附件的设计 1)视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，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 58 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，用M6紧固 2)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，以防油进入油尺座孔而溢出。 3)油塞: 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。 4)起盖螺钉: 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。 5)通气孔:减速器每工作一段时间后,温度会逐渐升高,这将引起箱内空气膨胀,在机盖顶部的窥视孔盖上安装通气孔，油蒸汽由该孔及时排出,以便达到箱体内为压力平衡。 从而保证箱体密封不致被破坏。 6)吊钩: 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。 7)定位销: 为保证箱体轴承座孔的镗制和装配精度,在加工时,要先将箱盖和箱座用两个圆锥销定位,并用联接螺栓紧固,然后再镗轴承孔.以后的安装中,也由销定位.通常采用两个销,在箱盖和箱座联接凸缘上,沿对角线布置,两销间距应尽量远些. 59 经过三周的二级减速器的课程设计，让我对机械部分零件有了更深刻的了解与运用，知道在二级减速器中选择符合规格的组装零件很重要，因为这些参数直接影响着二级减速器的使用寿命及是否能正常运转等条件。怎样选轴承，是否能承受其带来的转矩，不能应及时改进，二就是怎么选轴承，斜齿轮要用角接触的轴承，不能用深沟球轴承;直齿轮要用深沟球轴承类的，而不能用角接触之类的轴承，三是齿轮的选择，有直齿轮和斜齿轮之分，其选着则需要根据设计人员要求来选着，三者的材料的选择也是很重要的，要能承受他们之间的互相挤压。再就是减速器设计时密封性要好，不然灰尘进入，有可能使齿轮产生点蚀破坏之类的，影响齿轮的寿命。总之，二级减速器的设计有很多细节值得注意的东西，也值得我们努力学习，同时这次也使我对二级减速器有了更深的了解。让我对设计产生了浓厚的兴趣，给我以后的工作中打下了坚实的基础。 参考文献 [1] 《机械设计(第九版)》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2006年5月第九版; [2] 《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编; [3]《机械设计课程设计手册》，高等教育出版社，吴宗泽，罗圣国主编，2006年5月第三版; [4]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版; [5] 《机械制图(第五版)》，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版; [6]《互换性与技术测量(第四版)》，中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2001年1月第四版; 60 61