減速器設(shè)計說明書二級圓錐圓柱齒輪減速器

1、目錄 1 傳動簡圖的擬定2 2 電動機的選擇 2 3 傳動比的分配3 4 傳動參數(shù)的計算4 5 鏈傳動的設(shè)計與計算4 6 圓錐齒輪傳動的設(shè)計計算6 7 圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算9 8 軸的設(shè)計計算13 9鍵連接的選擇和計算30 10滾動軸承的設(shè)計和計算 31 11聯(lián)軸器的選擇 33 12箱體的設(shè)計33 13潤滑和密封設(shè)計35 設(shè)計總結(jié)36 參考文獻(xiàn) 36 1 傳動簡圖的擬定 1.1 技術(shù)參數(shù)： 輸送鏈的牽引力：9 kN 輸送鏈的速度：0.35 m/s 鏈輪的節(jié)圓直徑：370 mm 1.2 工作條件： 連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，使用期 10年（每年300個工作日， 小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸

2、送機工作軸轉(zhuǎn)速允許誤差土 5%鏈板式輸 送機的傳動效率為95% 1.3 擬定傳動方案 傳動裝置由電動機，減速器，工作機等組成。減速器為二級圓錐圓柱齒 輪減速器。外傳動為鏈傳動。方案簡圖如圖。 1匚 2電動機的選擇 2.1電動機的類型：三相交流異步電動機(丫系列) 2.2 功率的確定 2.2.1工作機所需功率FW Pw =3.316 kw n =0.816 Pw = FwVw/(1000 w) =9000X 0.4/(1000 X 0.95)= 3.316 kw 2.2.2電動機至工作機的總效率n : n =1 X 23 X 3 X 4 X 5 =0.99X 0.993 X 0.97 X 0.9

3、8 X 0.96=0.841 (1為聯(lián)軸器的效率，2為軸承的效率，3為圓錐齒輪傳動的效率, 4為圓柱齒輪的傳動效率，5為鏈傳動的效率) 2.2.3所需電動機的功率Pd Pd =3.943 kw R =Pv/ n =3.316Kw/0.841=3.943 kw 2.2.4電動機額定功率： Pm - Pd 2.4 確定電動機的型號 因同步轉(zhuǎn)速的電動機磁極多的，尺寸小，質(zhì)量大，價格高，但可使傳動 比和機構(gòu)尺寸減小，其中Pn=4kN,符合要求，但傳動機構(gòu)電動機容易制造且 體積小。 由此選擇電動機型號：丫112M 4 電動機額定功率： 巳=4 kN 滿載轉(zhuǎn)速： Hi =1440 r/min 電動機型號

4、額定功率 滿載轉(zhuǎn)速 起動轉(zhuǎn)矩/額 最大轉(zhuǎn)矩/額 (kw) (r/mi n) 定轉(zhuǎn)矩 定轉(zhuǎn)矩 工作機轉(zhuǎn)速： n筒=60*V/( n *d)=18.0754 r/min n 筒=18.0754 r/mi n 電動機型號： Y112M1-4 4 1440 2.2 2.3 選取B3安裝方式 r=1440 r/mir 3傳動比的分配 總傳動比： i總=nm/ r筒 =1440/18.0754=79.667 設(shè)高速輪的傳動比為ii,低速輪的傳動比為i2,鏈傳動比為i3，減速器的傳動 比為im。 鏈傳動的傳動比推薦6,選i3=5.3 i減日總 / i3 =15.0315 h ： 0.25 i減=3.758

5、選i1 =3.5, 則i2 = i 減 /i1=4.29 i =i1 i2 i3 =3.5 x4.3 x 5.3=79.765 .： i = ( i - i總)/ i總=(79.765-79.667 ) /79.667=0.123% 符合要求。 4傳動參數(shù)的計算 4.1 各軸的轉(zhuǎn)速r 高速軸I的轉(zhuǎn)速： m =rm =1440 r/mir 中間軸U的轉(zhuǎn)速： r2 = r1 / h =1400/3.5=411.43 r/mir 低速軸川的轉(zhuǎn)速： r3 = r2/i2=411.43/4.3=95.681 r/mir 滾筒軸W的轉(zhuǎn)速： r4 = r3/ L =95.681/5.3=18.05 r/mi

6、r 4.2 各軸的輸入功率P 高速軸I的輸入功率： i 總=79.667 總、 i3 =5.3 i1 =3.5 i2=4.3 r1 =1440r/m ir r2 =411.43r/mir r 3=95.681r/mir r4 =18.05r/m ir R = Pm 城 “1 = 4 疋 0.99 = 3.96 kw 中間軸U的輸入功率： P?二 Pi3 2 二 3.96 0.97 0.99 二 3.80 kw 低速軸川的輸入功率： P3 = P24 2 = 3.80 0.98 0.97 = 3.61 kw 滾筒軸W的輸入功率： P4 = p35 2 =3.61 0.96 0.99 = 3.43

7、 kw 4.3 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T 高速軸I的輸入轉(zhuǎn)矩： T1 -9550P1/ n1 = 26.26 N m 中間軸U的輸入轉(zhuǎn)矩： T2 =9550P2/n2 二 88.20 N m 低速軸川的輸入轉(zhuǎn)矩： T3 =9550R/ n3 二 360.32 N m 滾筒軸W的輸入轉(zhuǎn)矩： T4 =9550P4/ n4 二 1814.76 N m 5鏈傳動的設(shè)計與計算 5.1 選擇鏈輪齒數(shù) 取小齒輪齒數(shù) Z1=11 大鏈輪的齒數(shù) Z2=i3 X Z1 =5.3 X 11 58.3 取 z2=59 5.2 確定計算功率 查表9-6得 Ka=1.0 R =3.96kW P2=3.80kW R=3.61kW

8、P4=3.43kW T1 =26.26 N m T2=88.20N m T3 =360.32N m T4=1814.76N m z1=11 z2=59 Kz=2.5 單排鏈，功率為 Pca = KA Kz P3=1.0 X 2.5 X 3.61=9.025 kW 5.3 選擇鏈條型號和節(jié)距 根據(jù) Pea =9.025 kW 和主動鏈輪轉(zhuǎn)速 n3=95.681 （ r/min） 由圖9-11得鏈條型號為24A 由表9-1查得節(jié)距 p=38.1mm p=38.1 mm 5.4 計算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初選中心距 a。=（30 50）p=（30 50） X 38.1=1143 1905 mm 取 a0

9、=1200 mm 按下式計算鏈節(jié)數(shù)Lp0 =2 X 1200/38.1+(11+59)/2+(59-11)/ 2n 2 X 38.1/1200 Lp=100 節(jié) 99.74 故取鏈長節(jié)數(shù)Lp =100節(jié)。 由 (Lp- Z1) /(Z2-Z1) = (100-11) / (59-11 ) =2.04 查表9-7得 f1 =0.24421 所以得鏈傳動的最大中心距為: a = f1p2 Lp-（ Z1 + Z2） =0.22648 X 31.75 X 2 X 128-(11+59)1209.57 mm 5.5計算鏈速v，確定潤滑方式。 v= z1 n3 p/60 X 1000 =11X 95.6

10、81 X 38.1/60 X 1000 0.668 m/s 滴油潤滑 由圖9-14查得潤滑方式為：滴油潤滑。 5.6 計算鏈傳動作用在軸上的壓軸力 FP 有效圓周力： Fe=1000P/v =1000 X 3.61/0.668=5404.2 N 鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù) 4=1.15 則 FP KFp Fe=1.15 X 5404.2 6214.8 N 5.7 計算鏈輪主要幾何尺寸 d1 =135.23 mm p38.1 d1135.23mm .180. 180 sinsin z111 d2 =715.86 mm p38.1 d2715.86mm .180 . 180 sinsin Z259

11、 5.8 鏈輪材料的選擇及處理 根據(jù)系統(tǒng)的工作情況來看，鏈輪的工作狀況是，采取兩班制，工作時由 輕微振動。每年三百個工作日，齒數(shù)不多，根據(jù)表9-5得 材料為40號鋼, 淬火、回火，處理后的硬度為40 50HRC。 6圓錐齒輪傳動的設(shè)計計算 6.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 6.1.1選用閉式直齒圓錐齒輪傳動 按齒形制 GB/T12369 -1990 齒形角 0 =20 頂隙系數(shù) * 齒頂高系數(shù) * ha T 軸夾角 =90 不變位，齒咼用頂隙收縮齒。 6.1.2根據(jù)課本表10-1，材料選擇，小齒輪材料為40Cr （調(diào)質(zhì)），硬度 為280HBS大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HB

12、S 6.1.3根據(jù)課本表10-8，選擇7級精度。 6.1.4傳動比 u=z2 / 乙=3.5 節(jié)錐角 =arctan1/u =15.945 、2 =90 -15.945 =74.055 不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)： - 2 Zmin =2ha cosM /sin : =16.439 選 6.2 乙=18 z2 =uz1=18X 3.5=63 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 z1=18 Z2 =63 公式: d1t 2.92 z2 R 1 -0.5 R KT1 2u 6.2.1試選載荷系數(shù) Kt =2 6.2.2計算小齒輪傳遞的扭矩 T1 =95.5 X 105 R/n1=2.63 X 104 N mm 6.

13、2.3選取齒寬系數(shù) r =0.3 624由課本表10-6查得材料彈性影響系數(shù) 1 ZE =189.8MPaP 6.2.5由圖10-21d按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 5mi OOMPa 大齒輪的接觸疲勞極限 二 Hlim2 = 550MPa 6.2.6計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) M =60mjLh =60 1440 12 8 300 10=4.15 109 N2 二 N1 /u =1.18 109 6.2.7由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)： K hn 1 = 0.87 K HN 2 0.90 6.2.8計算接觸疲勞許用應(yīng)力： H 1 = KHN1U|im1 / S = 0.87 漢 60

14、0 = 522MPa L h 2 二 KHN2；iim2/S = 0.90 550 = 495MPa 6.2.9試算小齒輪的分度圓直徑,代入匕H 1中的較小值得 d1t 2.92 3 (IzZKT =63.325 mm 飛丿 (1 -0.5% )u 6.2.10計算圓周速度v 二d1t 1 -0.5 R 1=63.325 (1 -0.5 0.3) = 53.825mm v =(二 d m 1 n1) /( 601000 ) =(3.14159 X 53.825 X 1440) / (60X 1000) =4.058m/s 6.2.11計算載荷系數(shù) 齒輪的使用系數(shù)載荷狀態(tài)均勻平穩(wěn)， 查表10-2

15、得 Ka=1.0 由圖10-8查得動載系數(shù) 由表10-3查得齒間載荷分配系數(shù) 依據(jù)大齒輪兩端支承，小齒輪懸臂布置， 查表10-9得軸承系數(shù) K hbe =1.25 由公式 Kh -：=Kf =1.5 KH be=1.5 X 1.25=1.875 接觸強度載荷系數(shù) K =Ka Kv Kh 一 Kj=1X 1.1 X 1.1 X 1.875=2.27 6.2.12按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 d =d1t3K/K =63.325 X 3 2.27/2 =66.06 mm m=d1/ z-i =66.06/18=3.67 mm 取標(biāo)準(zhǔn)值 m = 4 mm m = 4 mm 6.2.13計算齒

16、輪的相關(guān)參數(shù) d1 =mz1 =4X 18=72 mm d1 =72 mm d2 =mz2 =4X 63=252 mm -$=GOaQ aQ 二arctan 1/u =15.945 =15 56422 =90 -=74 318 d2 =252 mm RM =72352 1 = 131.04 mm 6.2.14確定并圓整齒寬： b= R R=0.3 X 131.04=39.3 mm 圓整取 B2 二 40mmB2 二 40mm B1 =45mmB45mm 6.3校核齒根彎曲疲勞強度 6.3.1確定彎曲強度載荷系數(shù) K=Ka Kv Kf： Kl=2.06 6.3.2計算當(dāng)量齒數(shù) ZV1 =乙/CO

17、S 1 =18/C0S 15 5642 =18.7 zv2=z2/cos2 =63/cos74 318 =229.3 6.3.3 查表10-5得 YFa1=2.91 YSa1 =1.53 YFa2 =2.29 Ysa2 =1.71 6.3.4計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) K fn 1 =0.82 Kfn 2=0.87 取安全系數(shù)： Sf =1.4 由圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 二 FN1 =500Mpa 二 FN2=380Mpa 按脈動循環(huán)變應(yīng)力確定許用彎曲應(yīng)力： !f 1 二 KfnQfn1/Sf =0.82 500/1.4 =292.85MPa f

18、 2 二 Kfn2二fn2/Sf =0.87 380/1.4 = 236.14MPa 6.3.5校核彎曲強度 根據(jù)彎曲強度條件公式 2KYFa1Ysa1 bm2(1 -0.5 r)2z 2KT1YFa1YSa12 漢 2.06 漢 26300 匯 2.911.53 bm2(1 0.5r)2Z140 漢42 匯(1 0.5漢 0.3 j 匯 18 MPa =57.96 MPa 2KYFa2Ysa2 bm2(1 _0.5 R)2z2 =50.98 Mpa 2 2.06 26300 2.29 1.71 22 MPa 40 x4 x(1 0.5x0.3 ) x18 -L丁 滿足彎曲強度要求，所選參數(shù)合

19、適。 7圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算 7.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 7.1.1選用閉式直齒圓柱齒輪傳動。 7.1.2根據(jù)課本表10-1，選擇小齒輪材料40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 280HBS大齒輪材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度240HBS。 7.1.3根據(jù)課本表10-8，運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度。 7.1.4試選小齒輪齒數(shù) Z1=21 則 乙=21 z2=89 7.2.1 公式: 試選載荷系數(shù)： z2=uz1 = i2 z1 =4.3 x 2189 7.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 Kt=1.3 7.2.2計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： T =95.5 x 105 R/ n2=

20、8.82 x 104 N mm 7.2.3 由表10-7選取齒寬系數(shù)： d=1 7.2.4 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)： 1 ZE =189.8 MP， 7.2.5 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 -h nm 1 =600 Mpa 精品文檔 大齒輪的接觸疲勞強度極限 你我共享 -Hiim4.3+1 *189.8 Y I 4.3 h 1中的較小值得 *2.32d KtT u+1zE 2 =2 323：1.3X8.82O04 mm=70.716 mm 7.2.11 7.2.12 計算齒寬b 計算圓周速度 兀 d1t n23.14X70.716411 / / v=m/

21、s=1.523 m/s 60 1000 60 1000 b 二 d d1t=1X 70.716mm=70.716 mm 7.2.13 計算齒寬與齒咼之比 h 模數(shù) d1t mt比=70.716/2 仁3.367 mm Z1 齒高 h 二 2.25mt=2.25 X 3.367=7.576 mm K =70.716/7.576=9.33 h 7.2.14計算載荷系數(shù) 根據(jù) v=1.523 m/s 由圖10-8查得動載荷系數(shù)： Kv=1.04 直齒輪 5=心口 由表10-2查得使用系數(shù)： Ka=1 由表10-4用插值法查得7級精度 小齒輪相對支撐非對稱布置時 K h =1.316 由 b =9.3

22、3， K =1.316 h 查圖10-13得： 心：=1.28 故載荷系數(shù)： K =KA KV Kh_. K:=1X 1.04 X 1 X 1.28=1.331 7.2.15按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 dd1t3 K =70.716 3 1.331 =71.27 mm Kt1.3 7.2.16計算模數(shù)m d1 m1 =71.27/2 仁 3.39 mm z 7.3 按齒根彎曲強度設(shè)計 公式為 =3 731由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限: :_-FE1 =500MPa 大齒輪的彎曲疲勞強度： 二 fe2 =380MPa 7.3.2由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) Kfni

23、=0.87 Kfn 2=0.89 733計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 則 I 1 Kfnfei =0.87 X 500/1.4=310.71 Mpa S bF 2 二仏 空=0.89 X 380/1.4=241.57 Mpa S 7.3.4計算載荷系數(shù)K K =Ka Kv K. Kf ：=1X 1.04 X 1X 1.28=1.331 7.3.5查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 YFa1=2.76 YFa2 =2.198 7.3.6查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查得 YSa1=1.56 Y$a1=1.768 7.3.7計算大、小齒輪的#片 并加以比較 YFa1YSal T

24、7T =2.76 X 1.56/310.71=0.01385 丫Fa 2丫Sa2 =2.198 X 1.758/241.57=0.01599 大齒輪的數(shù)值大。 3 2 1.331 8.82 104 V1匯212 0.01599 mm=2.04 mm 7.3.8設(shè)計計算 32KT YFaYsa g2 Al丿 m = 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲 疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m的大小主要取決于彎曲強度所決定的 承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)。 可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.04并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=2.5 按接觸強度算得的分度圓直

25、徑 m =2.5 d1 =69.444 算出小齒輪齒數(shù)： 乙=乞=70.716/2.528 m 大齒輪齒數(shù): 即取 z2 =4.3 X 28=120.4 z1=28 Z2=120 Z2=120 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒 根彎曲疲勞強度，并做到了結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 7.4 幾何尺寸計算 7.4.1計算分度圓直徑 d1 =乙 m=28X 2.5 mm =70 mm d2 =z2 m=12X 2.5 mm =300 mm d1 =70 mm d2 =300mm a=185mm 742計算中心距 a=( d1 +d2 )/2=(70+300)/2=185 mm 74

26、3計算齒輪寬度 b= d d! =1 x 70mm=70 mm 取 B2=70 mm B2 =70mm B1 =75mm B! =75 mm 8軸的設(shè)計計算 8.1輸入軸設(shè)計 8.1.1求輸入軸上的功率p!、轉(zhuǎn)速ni和轉(zhuǎn)矩Ti P! =3.96kW n1 =1440r/m in =26.26 N m 8.1.2求作用在齒輪上的力 已知高速級小圓錐齒輪的分度圓半徑為 dm1 二d11-0.5R =72 （1 -0.5 0.3 61.2mm 2T1226300 dm1 61 .2 -859.5N Fr = Ft tan二 cos = 859.5 tan 20cos15.945 =300.8 N F

27、t 二 859.5 N Fr =300.8N Fa 二 85.9 N 寸 fJ (I w 8.1.5為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故 取2-3段的直徑 d23=32 mm d23 =32 mm l12 = 59mm d34 二 35mm d56 二 35mm l34 = 17mm d45 = 43mm d67 =28mm l67 二 70mm 左端用軸端擋圈定位， 按軸端直徑取擋圈直徑 D= 38 mm 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為 L=60 mm 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2軸段 的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取 1伐二 59mm 8.1.

28、6 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力， 故選用圓 錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù) d23 =32 mm，由指導(dǎo)書表15-1，初 步選取02系列，30207 GB/T 276，其尺寸為 d D T B =35 72 18.25 17， 故 d34 =d56 =35mm 而為了利于固定 134 二 17mm 由指導(dǎo)書表15-1查得 d45 = 43mm 8.1.7 取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑 d67 二 28mm 齒輪的左端與套筒之間采用套筒定位。 已知齒輪輪轂的寬度為45mm應(yīng)使套筒端面可靠地壓緊軸承，l67由套 筒長度，擋油環(huán)長度以及略小于輪轂寬度的部分組成， 故 l67 =

29、 70mm 為使套筒端面可靠地壓緊軸承，5-6段應(yīng)略短于軸承寬度， 故取 156 二 16mm。 8.1.8 軸承端蓋的總寬度為30mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承 添加潤滑油的要求， 求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 l56 二 16mm 故取 l = 20 mm 8.1.9 G 二 50mm l23 二 50mm 145 2.5d34 一 134 二 70.5mm l45 二 70.5mm 至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度 8.1.10軸上零件的周向定位軸全長282.5mm 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接 軸與半聯(lián)軸器之間的平鍵，按 d12=28 mm 查得平鍵截

30、面 b h = 8 7mm 長 50 mm 軸與錐齒輪之間的平鍵按 d67 = 28mm 由課本表6-1查得平鍵截面 b h = 8 7mm 長為40 mm，鍵槽均用鍵槽銑刀加工。 為保證齒輪、半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器 與軸配合為H7/k6，齒輪輪轂與軸的配合為H7/m6 ； 滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸 公差為m6 8.1.11確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為2 45，其 他均為R=1.6 8.2中間軸設(shè)計 8.2.1求輸入軸上的功率p2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2 P2 =3.80 kW n2 =411.43 r/min T2

31、=88.20 N m 8.2.2求作用在齒輪上的力 已知小圓柱直齒輪的分度圓半徑 d1 =70 mm ZG =2x88200“I Ft12 =2520N a 70 Fr1 = Ft1 ta n j =2520 ta n20 =917.2 N 已知大圓錐齒輪的平均分度圓半徑 dm2 二 d2t 1 -0.5 r =300 (1 -0.5 0.3)=255 mm 2T22 X88200 Ft2 2691.76N d m2255 Fr2 = Ft2 tan、f cos =691.76 tan20 cos15.945 二 242.09 N Fa2 = Ft2 tan: si= 691.76 tan20

32、 sin 15.945 =69.17 N 8.2.3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(diào)質(zhì)）， 根據(jù)課本表15-3，取 A =112 得 dmin = Ac 巻豆=112= 23.50mm ；n2411.43 中間軸的最小值顯然是安裝滾動軸承的直徑。 因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大10%-15%故dmin =27mm 8.2.4擬定軸上零件的裝配方案如圖 825初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓 錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù) d12 = d5627.00mm 由指導(dǎo)書表15-1中初步選取03系列，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸 承30306,

33、其尺寸為 d D T B =30 72 20.75 19 所以 d12 = d56 =30mm d12 = 30 mm 這對軸承均采用套筒進(jìn)行軸向定位， d56 = 30 mm 由表15-7查得30306型軸承的定位軸肩高度，因此取套筒外直徑37mm d23 二 35 mm 內(nèi)直徑35mm 8.2.6取安裝圓錐齒輪的軸段d23二d45 = 35mm，錐齒輪左端與左軸承 之間采用套筒定位，已知錐齒輪輪轂長 L =40mm，為了使套筒端面可 d45 = 35 mm 123 二 36mm 靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長，故取G = 36mm，齒輪的右 端采用軸肩定位，軸肩高度h 0.07d =2

34、.45，故取h =3，則軸環(huán)處的 直徑為d34 =41mm。 827已知圓柱直齒輪齒寬Bi=75mm為了使套筒端面可靠地壓緊端面, 此軸段應(yīng)略短于輪轂長，故取l45=66mm 8.2.8箱體以小圓錐齒輪中心線為對稱軸，由圓錐齒輪的嚙合幾何關(guān)系, 推算出，箱體對稱線次于截面3右邊16mm處，設(shè)此距離為 lO = 16mm 則取軸肩 134 =9mm d34 二 41mm I45 =66mm I34 二 9mm 有如下長度關(guān)系: l12 +l23+16mm=5 + l56 -7mm 由于112要安裝軸承與甩油環(huán)與套筒、還有插入輪轂中的 I12 _ 50mm 由于I56要安裝軸承與甩油環(huán)與套筒、還有

35、插入輪轂中的 156 _49mm 4mm取 3mm 綜合以上關(guān)系式，求出 l56 二 50mm l12 = 59mm 8.2.9軸上的周向定位 圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接， 按d23由課本表6-1查得平鍵截面 b 漢 h = 10 漢 8mm 鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm同時為保證齒輪與軸配合有良好的 對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 也； m6 156 二 50mm I12 = 59mm 軸總長：220mm 圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接， 按d45由課本表6-1查得平鍵截面 b h = 10 8mm 鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm同時為保證齒輪與軸配合有良好的 對中性，故選擇齒

36、輪輪轂與軸的配合為 H7 ； m6 滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公 差為m6 8.2.10確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為2 45。 8.3 輸出軸的設(shè)計 8.3.1求輸入軸上的功率 J、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1 R=3.61kW n3=95.681r/min T3 =360.32N m 8.3.2 求作用在齒輪上的力 已知大圓柱直齒輪的分度圓半徑d2 =300mm 廠2Ts 2 360320 Ft3 = 2402N d2 300 Fr = Ft tan =2402 tan 20 =874.2N 8.3.3 初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直

37、徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)課本 表15-3，取 傀=112 得 叵I 3.61 dmin 二 A03112 337.56mm ,na- 95.681 中間軸的最小值顯然是安裝滾動軸承的直徑。 因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大10% 15%故 dmin = 43.19mm 8.3.4擬定軸上零件的裝配方案如圖。 835由圖可得di2為整個軸直徑最小處選 d12 =45 mm 為了滿足齒輪的軸向定位，取 d23 = 48mm 根據(jù)鏈輪寬度及鏈輪距箱體的距離綜合考慮取 112 = 60mm G 二 50mm。 8.3.6 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓 錐滾子軸承，

38、參照工作要求并根據(jù) di2=d67 47mm，由指導(dǎo)書表15-1 中初步選取03基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30310, 其尺寸為 d D T =50 110 29.25 所以 d34 =d67 =50mm 這對軸承均采用套筒進(jìn)行軸向定位。 由表15-7查得30310型軸承的定位軸肩高度，因此取 d45 = 62mm 去安裝支持圓柱齒輪處直徑 d56 = 56mm o 8.3.7已知圓柱直齒輪齒寬 B2=70mm 為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長， 故取 l56 =60mm 8.3.8 由于中間軸在箱體內(nèi)部長為 228mm軸承30310寬為29.25mm可 以得出

39、 134 = 48mm d12=45 mm d23 二 48mm l12 = 60mm l23 二 50mm d34 =d67 =50mm d45 = 62mm d56 二 56mm l56 =60mm l34 二 48mm 145 二 59mm 167 二 53mm 167 = 53mm 至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度 839軸上的周向定位 圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接， 按d56由課本表6-1查得平鍵截面 b h = 16 10mm 鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm同時為保證齒輪與軸配合有良好的 對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 也； m6 鏈輪的周向定位采用平鍵連接， 按di

40、2由課本表6-1查得平鍵截面 b h = 12 8mm 鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm同時為保證齒輪與軸配合有良好的 對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為-H-7 ； m6 滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公 差為m6 8.3.10確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為2 45 8.3.11 求軸上的載荷 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計算簡圖，支承從軸的結(jié)構(gòu)圖，以及彎 矩和扭矩圖中可以看出圓柱齒輪位置的中點截面是軸的危險截面。 計算出的圓柱齒輪位置的中點截面處的Mh、 Mv及M的值列于下表 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F Fnhi =3158.5N Fn

41、vi = 536.2 N Fnh2 =2102.2N Fnv2 = -425.2N 彎矩M Mh = 294.2N m Mv =132.7N m 總彎矩 M = J294.22 +132.72 =322.74N m 扭矩T T3=360.32N m 8.3.12按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力, 取 軸的計算應(yīng)力 -ca W0.1 X563 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理， 由課本表15-1查得許用彎曲應(yīng)力 t J - 60MPa y?742 叫36032。2 -“MPa 因此 故安全。 8.3.13判斷危險截面：截面6右側(cè)受應(yīng)力最大

42、8314截面6右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 333 W =0.1d -0.1 50 -12500mm 抗扭截面系數(shù) Wt 截面6右側(cè)彎矩 = 0.2d3 =0.2 50 25000mm3 = 200700 80.25 一35 =113167N mm 80.25 截面6上的扭矩 T3=360.32N m 截面上的彎曲應(yīng)力 -b M嗨“噸 12500 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 360320 TWT 14.41MPa 25000 軸的材料為45,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 ；b =640MPa 二=275MPa 4 = 155MPa 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)：上及按課本附表3-2查 取。因 r 2 0

43、.04 d 50 D 56 1.12 , d 50 經(jīng)插值后查得 ：；_=2.018 :=1.382 又由課本附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為 二 0.81 = 0.85 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 k：；=1-1 =1 0.812.018 1=1.82 k =1 q ：-1 =1 0.85 1.382-1 =1.32 由課本附圖3-2查得尺寸系數(shù)十=0.73，附圖3-3查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) ；二 0.84 軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 =.=0.92 軸未經(jīng)表面強化處理，即q =1，則綜合系數(shù)為 K；_ = k；_/ ；_+1/-1=1.82/0.73+1/0.92-1=2.58 K

44、 二 k / ； +1/ I-1=1.32/0.84+1/0.92-1=1.66 計算安全系數(shù)Sca值 275 2.58 9.2 0.1 0 = 11.53 155 1.66 14.41/2 0.05 14.41/2 = 12.58 ca S： s2 _11.53_12.58_ 、11.532 12.582 -8.49S=1.5 故可知安全 8.3.15截面6左側(cè) 抗彎截面系數(shù) W=0.1d3 = 0.1 563 = 17561.6mm3 抗扭截面系數(shù) Wt =0.2d3 =0.2 56 35123.2mm3 截面6左側(cè)彎矩 8235 M =200700113167N mm 82 截面6上的扭

45、矩 精品文檔 你我共享 T3=360.32N m 截面上的彎曲應(yīng)力 -b 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 113167 17561.6 = 6.44MPa 7360320 Wr - 35123.2 = 10.286MPa 由課本附表3-8用插值法求得 k J ；_=3.75，貝U k / : =0.83.75=3 軸按磨削加工，有附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)為 =0.92 故得綜合系數(shù)為 K十./ ；+/、-仁3.75*1/。.92 -1=3.84 K = k / ； +1/ -1=3+1/0.92 -1=3.09 又取碳鋼的特性系數(shù)廠=0.1二0.05 所以軸的截面5右側(cè)的安全系數(shù)為 275 3.84 6

46、.440.1 0 -10.08 -9.60 S 二 _10.08_9.60_ 10.082 9.602 故可知其安全 4T4 262600 dhl28 8 50 = 93.78 乞 滿足強度要求 155 3.09 10.28/2 0.05 10.28/2 = 6.95S=1.5 9 鍵連接的選擇和計算 9.1 輸入軸與聯(lián)軸器的鏈接 軸徑d12=28mm，選取的平鍵界面為bh=88mm ,長L=32mm由 指導(dǎo)書表14-26得，鍵在軸的深度t=5.0mm,輪轂深度t3.3mm圓角 半徑r=0.3mm 查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力 匕120MPa。 4T dhl 4 88200 35 8 32

47、= 39.37 J；打 滿足強度要求 9.4 中間軸與小圓柱齒輪的鏈接 軸徑d45 =35mm，選取的平鍵界面為b h =10 8mm，長L=63mm由指 導(dǎo)書表14-26得，鍵在軸的深度t=5.0mm,輪轂深度t3.3mm圓角半 徑r=0.3mm 查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力t J=120MPa。 4T dhl 4 88200 35 8 63 -20.00 滿足強度要求 9.5 輸出軸與大圓柱齒輪的鏈接 軸徑d12 =40mm，選取的平鍵界面為b h =12 8mm，長L=56mm由指 導(dǎo)書表14-26得，鍵在軸的深度t=5.0mm,輪轂深度t3.3mm圓角半 徑r=0.3mm 查課本表6

48、-2得，鍵的許用應(yīng)力t J=120MPa。 9.6 4T 恥360320 p dhl 40 心 56 輸出軸與滾子鏈輪的鏈接 = 82.42 豈 tp 1 滿足強度要求 軸徑d56 =56mm,選取的平鍵界面為b h =16 10mm，長L=63mm由 指導(dǎo)書表14-26得，鍵在軸的深度t=6.0mm,輪轂深度t4.3mm圓角 半徑r=0.3mm 查課本表6-2得，鍵的許用應(yīng)力 t/-120MPa。 4T dhl 4 360320 56 10 63 = 40.85 乞 tp 1 滿足強度要求 10滾動軸承的設(shè)計和計算 10.1輸入軸上的軸承計算 10.1.1 已知： n1 =1440r/m i

49、n Ft = 859.5 N Fr =300.8N Fa =85.9N 6 二 63.5KN Cr =54.2KN e=0.37 Y=1.6 10.1.2求相對軸向載荷對應(yīng)的e值和Y值 相對軸向載荷Fa = 85.9 =0.0013 C063500 Fr 1022 85.9 300.8 二 0.286 求兩軸承的軸向力 Fd1 =Ft1/(2Y) =859.5/(2 1.6)N 二 26859N Fd2 = Fr2/(2Y) =300.8/(2 1.6)N =94N Fa1 = Fd1 = 268.59N Fa2 = 94N 268.59 859.5 Fa2 f-T 10.1.3求軸承當(dāng)量動載

50、荷R和F2 =0.31 亦心148000 h I = I 60n f 丿 60 漢 14401859.5 丿 故可以選用 10.2中間軸上的軸承計算 10.2.1 已知： n 2 =411.43r/mi n Ft1 =2520N ， Fr1 =917.2N Ft2 =1089N，F(xiàn)r2 = 242.9N， Fa2 =69.17N Co =63000N ，C= 59000 N e=0.31，Y=1.9 10.2.2求兩軸承的軸向力 Fd1 = Ft1/(2Y) = 2520/(2 1.9)N = 663.15N Fd2 =Fr2/(2Y) =242.9/(2 1.9)N =63.92N Fa1

51、= Fd1 = 663.15N Fa2 =63.92N 10.2.3求軸承當(dāng)量動載荷R和F2 Fa1 663.15 Fr12520 =0.263 e 63.92 242.9 二 0.264 48000h 106_106(59000 f 60n J 一 60 漢 411.42 i 2520 丿 故可以選用 10.3輸出軸上的軸承計算 10.3.1 已知： n 3=95.68 r/mi n Ft1=2402N Fr1 =874.2 N Co =158000N ，C= 130000 N e=0.35，Y=1.7 10.3.2 求兩軸承的軸向力 Fa 二 Fd 二 Fr/(2Y) =2402/(2 1

52、.7)N =706.8N 10.3.3求軸承當(dāng)量動載荷P Fa706.8一 厶 0.29 48000 h 60n iP 丿6025.68 1 2402 丿 故可以選用。 11聯(lián)軸器的選擇 在軸的計算中已選定聯(lián)軸器型號， 選LT4型彈性套柱銷聯(lián)軸器。其公 稱轉(zhuǎn)矩為63N m，許用轉(zhuǎn)速為5700 r/min。 12箱體的設(shè)計 12.1 箱體的基本結(jié)構(gòu)設(shè)計 箱體是減速器的一個重要零件，它用于支持和固定減速器中的各種 零件，并保證傳動件的嚙合精度，使箱體有良好的潤滑和密封。箱體的 形狀較為復(fù)雜，其重量約占減速器的一半，所以箱體結(jié)構(gòu)對減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗，重量及成本等有很大的影響。箱體結(jié)構(gòu) 與受力均較復(fù)雜，各部分民尺寸一般按經(jīng)驗公式在減速器裝配草圖的設(shè) 計和繪制過程中確定。 12.