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 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 用于链式运输机的圆锥圆柱齿轮减速器说明书 . 设计目录 1. 题 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 目及总体 分析 定性数据统计分析pdf销售业绩分析模板建筑结构震害分析销售进度分析表京东商城竞争战略分析 …………………………………………………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 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 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 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 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 查简明机械工程师手册-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 .