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【免费】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





农业机械化及其自动化





完成日期

2011-1-5

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 二、 带传动的设计 三、 齿轮的设计 四、 轴的设计 ………………………………………6 …………………………………………8 ……………………………………………12

五、 齿轮结构设计…………………………………………18

六、 轴承的选择及计算……………………………………19 七、 键连接的选择和校核…………………………………23 八、 联轴器的选择 九、 箱体结构的设计 ………………………………………24 ……………………………………24

十、 润滑密封设计…………………………………………26

一.运动参数的计算
1.电动机的选型
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: n? ?
60v 60 ?1.1 ? ? 84.0 r min ? D ? ? 0.25

负载功率: Pw ? FV /1000 ? 2300 ?1.1/1000 ? 2.52 KW p 电动机所需的功率为: pd ? w kw ?a ? (其中: p d 为电动机功率, pw 为负载功率, 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?a , ?1 、 设

?2 、?3 、?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 ?1 =0.95 ?2 =0.97 ?3 =0.99 ?4 =0.99

?a ? ?1?2?33?4
? 0.95 ? 0.97 ? 0.993 ? 0.99 ? 0.8852
折算到电动机的功率为:

pd ?

pw 2.53 ? ? 2.858 kw ?a 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 Y132 S-6 额定 功率 3.0k w 3.0k w 同步 转速 1500 r/min 1000 r/min 满载 转速 1430 r/min 960 r/min 11.43 总传 动比 17.02 轴外 伸轴径 28m m 38m m 轴外 伸长度 60m m 80m m

为了合理分配传动比,使机构紧凑,选用电动机 Y132S-6

2.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 3

3.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 / min

nII ? 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 ? Pw?1?3 ? 4.416 ? 0.95 ? 0.99 ? 2.715KW 1 II 轴输入功率: PII ? P ??2 ??3 ? 4.328 ? 0.97 ? 0.99 ? 2.607KW 1 III 轴输入功率: PIII ? PII ??3 ??4 ? 2.607 ? 0.99 ? 0.99 ? 2.556KW
(3)各轴的转矩 电动机的输出转矩:

T1 ? 9550P / n1 ? 9550 ? 2.715 / 320 ? 81.026N ? m 1 TII ? 9550PII / n II ? 9550 ? 2.607 / 83.99 ? 296.426N ? m TIII ? 9550PIII / n III ? 9550 ? 2.556 / 83.99 ? 290.627N ? m
运动和动力参数如下表 输入功率 转矩 T P(kW) ( N ?m) 2.858 28.431 2.715 81.026 2.607 2.556 296.426 1 Ⅲ轴 83.99 290.627

轴号 电动机轴 Ⅰ轴 Ⅱ轴

转速 n/(r/min) 960 960 83.99

传动比 i 3 3.81

二.带传动的设计 1. 确定计算功率 查课本表 8-7 得: K A ? 1.1

P ? k A ? P ? 1.1? 3 ? 3.3kW ,式中 ca
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 d1 , d d 2

为工作情况系数, p 为传递的额定功

根据 P ? 3.3 , k A ? 1.1 ,查课本图 8-11 选用带型为 A 型带. ca 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 dd1 ? 100mm 2)验算带速 v ? d d 1nm ? ?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

dd 2 ? i1 ? dd1 ? 3?100 ? 300mm
查课本表 8-8 后取 dd 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?d = 2a0 ?

?
2

(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 a ? a0 ? ? 50 ? ? 462mm 2 2

由 8-24 式得中心距地变化范围为 438~510mm 5. 验算小带轮包角 ?1
d d 2 ? d d 1 180 ? ? 159? ,包角合适。 a ? 确定 v 带根数 z

?1 ? 180? ?
6.

1)计算单根 V 带额定功率 Pr 由 dd1 ? 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 ? =0.946

Pr ? ( P ? ?P )K? KL ? (0.9576 ? 0.11) ? 0.946 ? 0.99 ? 0.9999kW 0 0
2)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-K?) 2 单根普通V带张紧后的初拉力为 F0) ? 500 ( min ? qv ? 137.2 N K? zv

8.计算作用在轴上的压轴力 Fp
2 9.V 带轮的结构设计 Fp ? 2 z ? F0 sin

?1

? 2 ? 4 ?137.2 ? sin

159? ? 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=69mm

C ? 0.2 B ? 0.2 ? 63 ? 12.6mm

Dw1 ? D1 ? 2ha ? 100 ? 2 ? 2.5 ? 105mm
L=1.8d=1.8×38=69mm

⑶、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=38mm; 第 I 轴直径

d1=1.8×38=69mm L=1.8d=38×1.8=69mm

Dw2 ? 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 ? ?? ? ?d ? ? ?? H ? ? ? ?
(1)确定公式内的各计算数据

2

1)、试选 Kt=1.3; 2)、 T1 ? 81.026N ? m ? 81026N ? mm ; 3)、由课本表 10-7 选取Ф d=1;
1

4)、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 ? H lim1 ? 600MPa 大齿轮的解除疲劳强度极限 ? H lim2 ? 550MPa 6)由课本式 10-13 计算应力循环次数
N1 ? 60n1 jLh N1 ? 60n1 jLh ? 60 ? 320 ?1? (2 ? 8 ? 300 ?10) ? 9.22 ?108

N1 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
[? H ]1 ? K NH 1 ? ? H lim1 ? 0.9 ? 600 ? 540 MPa S K ?? [? H ]2 ? NH 2 H lim 2 ? 0.95 ? 550 ? 522.5MPa S

(2)计算 1)试算小齿轮分度圆直径 d1t

k T ? ?1 ? Z ? d1t ? 2.32 3 t 1 ? ?? ? ?d ? ? ?? H ? ? ? ? ? 2.32

2

1.3 ? 81026 3.81 ? 1 189.2 2 ? ?( ) 1 3.81 522.5 ? 60.287mm
2)、计算圆周速度 V=

?d1t n1 ? ? 60.287 ? 320 = =1.01m/s 60 ?1000 60 ? 1000

3)、计算齿宽

b ? ?b ? d1t ? 1? 60.287 ? 60.287mm

4)计算齿宽和齿高的比 模数 mt ?

b h

d1t ? 60.287 / 23 ? 2.61mm z1

齿高 h=2.25 mt =5.898mm
b =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 KH? ? KF? ? 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
KH ? ? 1.1349



b ? 10.22 , KH ? ? 1.1349 查得 KF ? ? 1.30 h

故载荷系数 K ? K A KV KH? KH ? ? 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 3

K 1.484 ? 60.287 ? 3 ? 63.007 Kt 1.3

7)计算模数
m? d1 63.007 ? ? 2.74mm z1 23

3、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 ? ?d z12 ? ?? F ? ? ? ?
(1)确定公式内的各个计算数值

2

1)由课本图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ? FE1 ? 500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ? FE 2 ? 380MPa 2)由课本图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 ? 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
[? F ]1 ? K FN 1? FE1 0.88 ? 500 ? ? 314.29MPa S 1.4 K ? 0.92 ? 380 [? F ]2 ? FN 2 FE 2 ? ? 249.71MPa S 1.4

4)计算载荷系数 K
K ? K A KV KF? KF ? ? 1?1.10 ?1?1.3 ? 1.43

5)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 [? F ]

YFa1YSa1 2.69 ?1.575 ? ? 0.01348 [? F ]1 314.29 YFa 2YSa 2 2.204 ?1.778 ? ? 0.01569 [? F ]2 249.71

大齿轮的数值大 (2)设计计算

2k T ? Y Y ? 2 ?1.43 ? 81026 m ? 3 t 1 ? Fa Sa ? ? 3 ? 0.01569 ? 1.90 2 ? ? ?d z1 ? ?? F ? ? 1? 232
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

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 d2 ? z12m ? 122 ? 2 ? 244mm
(2)计算中心距
a? d1 ? d 2 64 ? 244 ? ? 154mm 2 2

(3)计算齿宽

b ? ?b 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 公式 齿1 32 64 2
*

齿2 122 244 2 2.5 248 239

z
d

z
d ? mz
* ha ? ha m

ha
hf

h f ? (h ? c )m
* a

2.5 68 59 154 70

da
df

d a ? d ? 2h a

d f ? d ? 2h f

a
b

a ? m( z1 ? z 2 ) / 2
b ? ?d d1

65

四.轴的设计 (一)Ⅱ轴的设计
1.轴上的功率 P2 、转速 n2 和转矩 T2

P2 ? 2.607kW

n2 ? 83.99r / min T2 ? 296.426N ? m
2.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 ? ? 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 ? 112

d II m in

? P2 ? 3 ? 2.607 ? 3 ? A0 ? ? ? ? 112 ? ? ? ? 35.2mm ? 83.99 ? ? n2 ?

1

1

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 ? KaT2 ,查课本表14-1,考虑到转矩的变化很小,故

K a =1.3,,则:
Tca ? KaT2 ? 1.3? 296426 ? 385354N ? 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: dI ? 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 da min ? 52mm 故 dIII ?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: 20 mm ,取: lII ?III ? 50mm . <5>取齿轮距箱体内壁距离为: a ? 18mm ,s=8mm,T=19mm

a 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 n6

2)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: m 6 . (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 ? 45? ,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 ? ? 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, MV ? FNV 2l3 ? 442 ? 68 ? 30056 N ? mm.
计算总弯矩: M ? M H ? M v
2 2

M 1 ? 826202 ? 300562 ? 87917 N ? mm

<4>作出扭矩图: ?T2 ? 0.6 ? 296426 ? 177856N ? mm . <5>作出计算弯矩图: M ca ? M 2 ? ??T ? ,
2

M ca 2 ? M1 ? 87917 N ? mm
M ca1 ? M 2 ? ??T ? ? 879172 ? 1778562 ? 198399 N ? mm
2

<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 ,

? ca ?

M ca 198399 ? ? 15.87 MPa W 12500

由表15-1查得 [? ?1 ] ? 60MPa ,因此 ? ca ? [? ?1 ] ,故安全。

(二)Ⅰ轴的设计 1.轴上的功率 P2 、转速 n2 和转矩 T2

P2 ? 2.715kW n2 ? 83.99r / min T2 ? 81026 N ? m
2.作用在齿轮上的力 切向力 Ft ?
2T2 2 ? 81026 ? ? 2493N d2 65

径向力 Fr ? Ft tan ? ? 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 ? 112

d1m in

? P ?3 ? 2.715 ? 3 ? A0 ? ? 1 ? ? 112 ? ? ? ? 22.84mm ? 83.99 ? ? n1 ?

1

1

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 da min ? 57mm 故 dI ?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: 20 mm , 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 . n6

3)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: m 6 . (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 ? 45? ,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 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 ? 2h* ? m ? (122 ? 2) ? 2 ? 248mm

D4 ? dⅡ ? 50mm ,dⅡ为Ⅱ轴安装大齿轮处的轴径。

D3 ? 1.6D4 ? 80mm
d0 ? da 2 ?12mn ? 248 ?12 ? 2 ? 224mm D2 ? 0.3(D0-D3 ) ? 0.35(224-80) ? 43mm
D1=

D0 ? D3 = n ? 0.5mn ? 0.5 ? 2 ? 1mm mm 2

C ? 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 ? 1.2

Fr1 ? FNV 12 ? FNH 12 ? 12912 ? 4422 ? 1971N Fr 2 ? FNV 22 ? FNH 22 ? 6282 ? 4422 ? 768N
由于轴承只受径向力作用

P ? fd Fr1 ? 1.2 ?1971 ? 2365N
对于球轴承, ? ? 3

106 ? C ? 106 ? 3500 ? Lh ? ? ? ? ? ? ? 168814h 60n ? P ? 60 ? 320 ? 2365 ?
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:

?

3

Cr ? 31.5KN , Cor ? 20.5KN
由课本表13-6,取 f P ? 1.2

Fr1 ? FNV 12 ? FNH 12 ? 12152 ? 4422 ? 1293N Fr 2 ? FNV 2 2 ? FNH 2 2 ? 12152 ? 4422 ? 1293N
由于轴承只受径向力作用

P ? fd Fr1 ? 1.2 ?1293 ? 1552N
对于球轴承, ? ? 3

106 ? C ? 106 ? 3150 ? 6 Lh ? ? ? ? ? ? ? 1.6 ?10 h 60n ? P ? 60 ? 83.99 ? 1552 ?
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

?

3

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,

[? p ] ? 125MPa
2.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

?p ?

2T ?103 2 ? 81026 ? ? 12MPa ? [? 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 ?p ? ? ? 37 MPa ? [? 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

?p ?

2T2 ?103 2 ? 296426 ? ? 56MPa ? [? 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: dI ? 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 8

?

? ? 0.03a ? 1 ? 6.6 ? 8mm

?1

?1 ? 0.8? ? 0.64 ? 8
b1 ? 1.5?1
b ? 1.5?

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

b1

12

b

12 20

b2

b2 ? 2.5?
查《机械设计课程设 计》 查《机械设计课程设 计》
d1 ? 0.75d f

df

16

n

4 12

d1

d2

d 2 =(0.5~0.6) d f

8

d3

d 3 =(0.4~0.5) d f

8

d4

d 4 =(0.3~0.4) d f

6

d

d =(0.7~0.8) d 2
查机械课程设计指 导书表 4

6 34 22

d f ,d1 ,d 2

C1

至外机壁距离

18

d 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 4

20 16 45 15

l1
?1

l1 = C1 + C 2 +(8~12)
? 1 >1.2 ?

?2

?2 >?

15.

m1 , m

m1 ? 0.85?1, m ? 0.85?

m1 ? 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 neng。


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