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带式输送机传动装置二级展开式圆柱齿轮减速器课程设计计算说明书

发布时间:

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《机械设计》课程设计说明书
设计题目: 用于带式运输机的减速器设计 学院名称: 专 业: 班 级: 姓 名: 学 号: 指导教师姓名:
.

机械设计课程设计

目录
一、设计任务.......................................................

二、传动方案的确定及简要说明.......................................

三、.选择电动机

....................

四、传动比分配。计算各轴转速,计算各轴扭



.....................................

五、齿轮传动设计..................................................

六计算轴类零件

........................................

七 键连接的选择及计算

....................................................

八 滚动轴承的选择及校核计



..........................

......................26

九 参考文献....................................................

1

机械设计课程设计

摘要

本说明书主要针对用于带式运输机的减速器设计过程作了较为详细的阐

述。该减速器的布置形式为单级直齿轮传动,设计参数分别为带的工作拉力 F =

N,带速? = 1.1 m s ,滚筒直径 D = 300 mm 。全书主要分为

9大

部分,包括设计的原始数据,设计方案的确定,电动机的选型,联轴器的选择,传动

零件的设计计算,轴的初步设计,轴承的选择、寿命计算及其润滑密封,轴系结构

设计与强度校核,减速器附件结构设计等。在主要传动零件齿轮的设计中,运用

了齿根弯曲疲劳强度准则和齿面接触疲劳强度准则;在轴的设计中,首先按照扭

矩估算了轴的最小直径,然后进行轴系的结构设计,最后对轴的抗弯强度作了较

为详细的校核。

2

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计算项目及内容
一:设计任务 题目:设计一带式输送机传送装置
1、传动简图

主要结果

第 2 章 传动方案设计
传动方案应首先满足工作机的工作要求,如所传递的功 率及转速。此外,还应具有结构简单、尺寸紧凑、加工方 便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便等特点,以保 证工作机的工作质量和可靠性。要同时达到这些要求,常常

确定传动 简图
3

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是困难的,设计时要统筹兼顾,保证重点要求。

图 2.1 减速器传动方案
任务书上图所示为带式运输机的四种传动方案。我选 择第四组,如图 2.1 所示。该方案减速器的长度较短,但尺 寸及重量较大两对齿轮浸入油中深度大致相等,高速级齿轮 的承载能力难于充分利用;中间轴承润滑困难;中间轴较长, 刚性差,载荷沿齿宽分布不均匀。

三、电动机的选择。

1、功率的确定
1)工作机所需功率 Pw (kw) PW=FWVW/(1000η w)=1.8×103×1.1/1000=1.98
式中 FW 为工作机的阻力,N;VW 为工作机的线速度,m/s;η w 为工作机效率.

2)电动机至工作机的总效率η

选取卷筒效率 η 1=0.96

选取齿式联轴器效率 η 2=0.99

选取 8 精度齿轮效率 η 3=0.97

选取 滚动轴轴承效率

η 4=0.99

η =η 齿轮 2×η 轴承 3×η 联轴器 2=0.96×0.973×0.992×0.99=0.86

选择圆柱齿轮传动 8 级精度,滚动轴承。

3)电动机所需功率 Pd (kw) Pd=pw/η =1.6/0.86=1.86KW
2.电动机转速的运算

作机转速 nw :

因:V= (π Dn)/60*1000 (m/s)

故:nw=(V*60*1000)/ π D(rpm)

因为减速器为开式,所以选择传动比 i=3~5,2 级减速器 i=9~25

Nw=70.1m/min

所以电动机转速可选范围

Nd=i*70.1=(630.9-1752.5)

4

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4)电动机型号的确定 初选电动机为同步转速 1500r/min 的电动机。查表查处电动机型为为 Y100L
—4,其额定功率为 2.2kW,满载转速 1430r/min,堵转/额定转矩 2.2 最大转矩 2.3 ,质量 34

Pw ? 4kw

四、传动比的分配 1)计算总传动比:

? ? 0.91
Pd ? 4.4kw

电动机选定后,根据电动机的满载转速 nm 和工作机主动轴转速 nw 可确定传

动装置应有的总传动比 i 总传动比 i
i=nm/nw=1430/70.2=20.4
2)合理分配各级的传动比: 为了使两个大齿轮具有相近的浸油深度,应该使两级的大齿轮具有相近的直径。设高速 级传动比为 i1,低速级传动比为 i2,减速器的总传动比为 i,对于二级展开式圆柱齿轮减速 器,传动比按照以下分配:
i 总=i 减=i 高*i 低=nm/nw i 高=(1.2--1.3)i 低 i 减= (1.2--1.3) i 低 2 取 i 低=3,i 高=6.8
3) 计算各轴转速 1. I 轴 nI=nm=1430 II 轴 nII=P I I= P I * ?12=210.29r/min
III 轴 nIII=70.09
4)各轴输出功率 I 轴 PI=1.84 II 轴 PII=1.84 *0.97 *0.99=1.77
III 轴 PIII=1.77 *0.97 *0.99=1.58
5)各轴扭矩 Td=9550*1.86/1430=12.4
I 轴 T1=12.4 II 轴 T2=T1*0.99*0.97*6.8=80.9 III 轴 T3=T2*n23*i 低=233.1
6)各轴转速、输入功率、输入扭矩、传动比、效率:

电动机型 号 Y132S--4
i ? 22.6
i1 ? 5.4 i2 ? 4.1

5

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项目

电动机轴 高速轴Ⅰ 中间轴Ⅱ 低速轴Ⅲ

转速(r/min) 1430

1430

210.29

70.09

功率(kw)

2.2

1.84

1.77

1.58

转矩(N·m) 12.4

12.4

80.9

233.1

传动比

1

1

6.8

3

效率

1

0.99

0.97

0.97

五 齿轮传送设计:
。 1、高速斜齿齿轮传动的设计计算

1)材料选择。由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Gr(调质),硬度为 280 HBS, 大齿轮材料为 45 钢(调质),硬度为 240 HBS,二者材料硬度相差为 40 HBS。两 者皆为软齿面。

2)初选小齿轮齿数为 Z1=21,大齿轮齿数 Z2=6.8×24=142.6,取 Z2=143 。

初选螺旋角β =14 2、按齿面接触强度设计

由设计计算公式(10-9a)进行式算,即

3
d1t≥ 2.32

KtT φd

·u

? u

1

????

ZE
?σ H

?

????

2

(1)确定公式内的各计算数值

1)试选载荷系数 Kt=1.6。 2)小齿轮传递的转矩 T1=2.63×104 N ? mm

3)由表 10-7 选取齿宽系数 ?d ?1。

1

Z MPa Z 4)由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 =188 .9 E

2。 H ?2.433

6

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5 ) 由 图 10 - 21d 按 齿 面 硬 度 查 得 小 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限

? ? =600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限

=550MPa 。

H lim1

H lim 2

6)由公式 10—13 计算应力循环次数。

N1=60n1jLh=60×1430×1×(1×8×300×10)=2.059×109

10 N2= 2.059?

9
= 3.27×108

6.8

7)由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.90 ,KHN2=0.95 。

8)计算接触疲劳应力。

取失效概率为 1%,安全系数 S=1 ,由式 10-12 得

?? ?H

= KHN1? lim1 =0.90? 600=540MPa

1

S

?? ?H

= KHN 2? lim2 =(540 ? 522.5) ?=531.25MPa

2

S

? ? ? 许用接触应力

H



??

H

? ???
2

H

?
1



540

?

522.5

=531.25MPa

2

2

(2)计算

?? ? 1)试计算小齿轮分度圆直径 d1t,代入

中取较小的值。
H

3
d? 1t

2KtT φd

·u

? u

1

????

ZH


ZE
H?

???

23


?

2

?1.6 ?12.4 1

?

7.8 6.8

?

?? ?

188.9?2.433 531.25

2
? ? ?

=39.37

mm

2)计算圆速度? 。

d n ?=? 1t 1=? ? 39.37 ?1430 m / s=2.94m/s

60

60 ?1000

3)计算齿宽 b。

? d b= ? =1?39.37mm=39.37 mm d 1t

7

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4)计算齿宽与齿高之比 b 。 h

模数

d ? 1t ? 39.37 mm ? 1.87mm

mt

21

z1

齿高

h ? 2.25mt ? 2.25?1.87 ? 4.21

b ? 39.27 ? 9.35 h 4.2

5)计算载荷系数 K。

根据 v=2.94m/s,8 级精度,由图 10—8 查得动载系数 KV ? 1.10;

由 10-4 查的斜齿轮与直齿相同, K H? ? 1.41 ;

K 由表 10-13 查得使用系数 H? ?1.35

K ?K 由表 10-3 查的, H?

H? ?1.4 ;

故载荷系数

K K K K K ? A V H? H? ?1?1.1?1.4?1.41? 2.17
6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式 10-13a 得

7)计算模数 m 。

?

3

K

3
? 39.27?

2.17mm ? 43.19mm

d d 1

1t

1.6

Kt

m ? d1 ? 43.19? 0.97 mm ? 1.99m

z1

21

3、按齿根弯曲强度设计

由式 10-5 得弯曲强度计算公式为

(1)确定计算参数 1)计算载荷系数;

? ?? ? 3 2K
T Y Y m ?

? 1? 2?

Zd 1 ?

? Fa Sa ?
? F?

K K K K K ? A V H? H? ?1?1.1?1.4?1.35 ? 2.079

2)查表得根据纵向重合度 ?? ? 1.744;从图查螺旋角影响系数Y? ? 0.88

8

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3)计算当量齿数

Zv1 ? z1 ? 21 mm ? 24.08
cos3 ? cos3 ?

Zv2

?

z2 cos3

?

?

142
cos3 ?

mm ? 119.32

4 查取齿形系数

Y Y 由表 10-5 查的 ? 2.65, ? 2.17 。

F? 1

F? 2

5)查取应力校正系数。

Y Y 由表 10-5 查得

?1.58; ?1.814。

Sa1

Sa 2

6.由 10-20C 查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限? PE1 ? 500 MPa ,大齿轮的弯曲疲劳

强 度 极 限 ? PE2 ? 380 MPa , 由 图 10-18 取 弯 曲 疲 劳 寿 命 系 数

KPN1 ? 0.85, KPN 2 ? 0.90

7.计算弯曲疲劳应力

?? F

?1

?

? KFN1 FN1 S

?

0.85 ? 500 1.4

MPa ?

303.57MPa

?? F ?2

?

? KFN 2 FN 2 S

?

0.9?380 MPa ? 1.4

244.28MPa

?? ? Y Y 8)计算大、小齿轮的 Fa Sa 并加以比较。 F

?? ? Y Y Fa1 Sa1 ? 2.65?1.58 ? 0.01379

F1

303.57

?? ? Y Y Fa2 Sa2 ? 2.17?1.80 ? 0.01599

F2

244.28

大齿轮的数值大。

(2)设计计算

? ?? ? 3 2K
T Y Y 10 m ?

1 ?? 2?

Z 22 d 1 ?

Fa

F

Sa ?? ? ?

?

3

2?1.46? 2.805? 4 ? 0.88

1? 2 ?1.66

? 0.01599 ? 1.24

由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于齿根弯曲疲劳强度计算的模

9

机械设计课程设计

数,由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面

接触疲劳的强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)

有关,可取由弯曲强度算得的模数 1.5 优先采用第一系列并就近圆整为标准 m ?1.5

值 m=1.5mm,按接触疲劳强度算的的分度圆直径的 d ? 43.706mm ,算出小齿

轮齿数

d ? Z1

1? m

43.2? cos? 14 1.5

? 26.27 取 Z1 ? 27

大齿轮齿数

Z Z 2 ? 6.8? 29 ? 157

取 ?157。 2

Z1 ? 29 Z2 ?157

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

m
Z ? 1 ? 26?1.5mm ? 40mm d1 cos?

d1 ? 43.5mm d 2 ? 235.5m

m
Z ? 2 ? 157?1.5mm ? 200mm d 2 cos?
(2)计算中心距

a ?139.5mm

a ? d1 ? d 2 ? 119 .81mm ,将中心距元整为 120mm 2 (3)计算齿轮宽度

b1 ? 50mm

? d b ?

? 40mm

d1

取 B2 ? 45.1mm , B1 ? 45mm 。

5、高速传动几何尺寸

名称

结果

模数

1.5

法面压力角

20

分度圆直径

40

b2 ? 43.5mm

200

10

齿顶圆直径
齿根圆直径
中心距 齿宽

机械设计课程设计
43
203
36
196
120 40
45

六 轴的设计计算

第一部分 初估轴径、结构设计

1、高速轴Ⅰ的结构设计

由于高速轴转速高,传动载荷不大时,为保证传动平稳,提高传动效率,将

高速轴取为齿轮轴,使用深沟球轴承承载,一轴端连接电动机,采用刚性联轴器,

对中性好。

1)初轴的最小直径。

先按公式 15-2 初步估计轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢,根据

表 15-3,选取 A0=110,于是得到

P ?

3

1

3
? 112 ?

5.445 mm

? 17.448 mm

d A min1

0

1440

n1

高速轴Ⅰ的最小直径和联轴器的孔径相适应,所以同时选取联轴器的型号。

T K 联轴器的计算转 矩 ? T ,查表 14-1,考 虑转矩变化很小 ,选 取

ca

A

K A ?1.3,则: T ca ? K AT1 ?1.3? 2.63?104 N ? mm ? 31490N ? mm
T 按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩条件,查标准 GB/T 5014-2003,选用 GY3 ca

d 型凸缘联轴器。半联轴器的孔径 ? 20mm,所以选用高速轴的最小直径为 20mm。 1 2)轴的结构设计。(见草图)

11

机械设计课程设计

根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:

①为了满足半联轴器的轴向定位要求,A 轴端一端需制出一轴肩,故取 b 段

的轴颈 D=22mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度 L=42mm,A 段的长度应比 L 略短一

些,故取 LA=40

②因轴承同时受到轴向力和径向力作用,故选用圆锥滚动轴承,选取

dn=22mm, 选 取 轴 承

30305 , 其 尺 寸

d ? D ?T ? 25mm ? 60mm ?18.25mmf ,故dc ? d f ? 25mm,而lc ? 18.25 ,右端滚动轴

承采用轴肩进行轴向定位,故 d=32mm。 。 ③因为齿轮 1 的齿根圆直径 d ? 36mm与齿轮相近,故选用齿轮轴,所以取

Dn ? 36mm ,取齿轮处的长度 Ln=45mm。

④轴承盖的总长度取 18mm,根据轴承端盖的拆装既便于对轴承添加润滑脂 的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端的间距取 27mm,故取 Ln=45mm。
⑤取齿轮据箱体内壁的距离 a=16mm,考虑到箱体的制造误差,在确定滚动

轴承的位置时,应据箱体内部一段距离 S=8mm 故 Ln ? a ? s ? T ? 45.25 。

⑥由各轴位置及箱体宽度决定,故 Ld=104.5mm。

2、中速轴Ⅱ的结构设计:

低速啮合、高速啮合均用锻造齿轮,低速啮合齿轮左端用甩油环定位,右端

用轴肩定位,高速啮合齿轮左端用轴肩,右端用甩油环定位,两端深沟球轴承承

载。

1)初轴的最小直径。

先按公式 15-2 初步估计轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢,根据

表 15-3,选取 A0=110,于是得到

P ?

3

3
2 ? 112 ?

5.28 mm ? 27.18mm

d A min2

0

266 .7

n2

两端选用深沟球轴承,初选深沟球轴承代号为 6208。所以选取轴的最小直

12

径 Dmin=40mm。 2)轴的结构设计。

机械设计课程设计

根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度: ①该处安装轴承,初选轴承型号为 6208,根据轴承的尺寸要求,选取该段 直径为 D=40mm。此段需安装轴承和甩油杯,用甩油杯以及端盖定位,故选取此 段长度为 L=38mm。 ②该处需安装低速齿轮啮合中的小齿轮,考虑到轴肩需要有圆角过度,初步 经过强度计算选取此处直径为 D=46mm。小齿轮的齿宽 B=73mm。为了使甩油杯 端面可靠的压紧齿轮,此轴段应短于齿轮宽度,所以选取此段长度为 L=71mm。 ③此段为轴肩,轴肩高度 h=0.1d=0.1×46=4.6mm 选取故选取此处直径为 D=56mm。此段是定位轴肩宽度 b≥1.4h=1.4×5=7mm,所以选取 L=8mm。 ④该处需安装高速齿轮啮合中的大齿轮,考虑到轴肩需要有圆角过度,初步 经过强度计算选取此处直径为 D=46mm。大齿轮的齿宽 B=43.5mm。为了使甩油
13

机械设计课程设计
杯端面可靠的压紧齿轮,此轴段应短于齿轮宽度,所以选取此段长度为 L=42mm。 ⑤该处安装轴承,初选轴承型号为 6208,根据轴承的尺寸要求,选取该段
直径为 D=40mm。此段需安装轴承和甩油杯,用甩油杯以及端盖定位,故选取此 段长度为 L=38mm。

3、低速轴Ⅲ的结构设计 采用锻造齿轮,齿轮左端用甩油环定位,右端用轴肩定位,为减轻轴的重量采用

中轴颈,使用角接触球轴承承载,右端连接单排滚子链。

1)初轴的最小直径。 先按公式 15-2 初步估计轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢,根据
表 15-3,选取 A0=110,于是得到

P ?

3

3
3 ? 112 ?

5.122

mm ? 38mm

d A min3

0

127 .43

n3

低速轴Ⅲ的最小直径和联轴器的孔径相适应,所以同时选取联轴器的型号。

T K 联轴器的计算转 矩 ? T ,查表 14-1,考 虑转矩变化很小 ,选 取

ca

A

m ? 2.5

K A ?1.3,则:

T ca ? K TA 1 ?1.3?5.477?105 N ? mm ? 711991N ? mm T 按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩条件,查标准 GB/T 5014-2003,选用 GY6
ca

Z1 ? 27 Z2 ?111

d 型凸缘联轴器。半联轴器的孔径 ? 45mm,所以选用低速轴的最小直径为 45mm。 1 2)轴的结构设计。

d1 ? 67.5mm d2 ? 277.5mm

a ?172.5mm 14

机械设计课程设计

b1 ? 73mm b2 ? 67.5mm

根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度: ①该处安装轴承,初选轴承型号为 6211,根据轴承的尺寸要求,选取该段 直径为 D=55mm。此段需安装轴承和甩油杯,用甩油杯以及端盖定位,故选取此 段长度为 L=43mm。 ②该处需安装低速齿轮啮合中的大齿轮,考虑到轴肩需要有圆角过度,初步 经过强度计算选取此处直径为 D=60mm。大齿轮的齿宽 B=67.5mm。为了使甩油 杯端面可靠的压紧齿轮,此轴段应短于齿轮宽度,所以选取此段长度为 L=66mm。 ③此段为轴肩,轴肩高度 h=0.1d=0.1×60=6mm 选取故选取此处直径为 D =72mm。此段是定位轴肩宽度 b≥1.4h=1.4×6=8.4mm,所以选取 L=9mm。 ④此段与安装大齿轮直径相同,取 D=60mm。此段长度与高速齿轮啮合的宽 度有关。选取 L=47mm。 ⑤该处安装轴承,初选轴承型号为 6211,根据轴承的尺寸要求,选取该段 直径为 D=55mm。此段需安装轴承和甩油杯,用甩油杯以及端盖定位,故选取此 段长度为 L=43mm。 ⑥该段需要轴有一定的伸出长度与联轴器相配合,考虑到轴肩要有 2mm 的圆 角。故选取直径 D=50mm。长度 L=40. ⑦该段与联轴器相配合,尺寸受联轴器限制。选取联轴器的型号为 GY6 型凸
d 缘联轴器。半联轴器的孔径 ? 45mm,所以此段直径为 D=45mm。该段轴连接 1
15

机械设计课程设计
联轴器,半联轴器与轴配合的毂孔长度为 L=84mm,该段长度定为 L=80mm。

强度校核
选取中间轴Ⅱ进行强度校核: 1、轴的强度校核计算:按弯扭合成强度计算。
通过轴的结构设计,轴的主要结构尺寸,轴上零件的位置,以及

外载荷和支反力的作用位置均已确定,轴上的载荷已可以求得,因而

可按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。

d ? 20mm min

1)做出轴的计算简图

轴上的分布载荷简化为集中力,其作用点取为载荷分布的中点。

作用在轴上的扭矩,从传动件轮毂宽度中点算起。 (简图和弯矩图

一起)

2)做出弯矩图 根据计算简图,分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩。

校核该轴 L1 ? 63.5mm L2 ? 66.5mm

作用在齿轮上的圆周力:

F

t1

?

2T
d1

?

2 ?137.5 ?103
67.5

?

4074N

Ft2

?

2T
d2

?

2 ?137.5 ?103
235.5

? 1168N

径向力:

L3 ? 49.25mm

F F 20 ? tan 0 ?1483N

r1

t1

F F 20 ? tan 0 ? 425N

r2

t2

水平面支承力:

F L L F L ? F L L L NH1

( ? )?

t1 2

3

t2 3 ? 3205N

??

1

2

3

16

机械设计课程设计

F F F F ? ? ?

? 2037 N

NH 1

t1

t2

NH 1

垂直面的反支力:

F L L F L ? F L L L NV1

( ? )?

r1 2

3

r2 3 ? 1483?115.5 ? 425? 49.25 ? 912N

??

164.75

1

2

3

F F F F ? ?

? ? 146 N

NV 2

r1

NV 1

r1

水平面弯矩

M F L ?

? 3205 ? 63.5 ? 203517 .5N ? mm

H1

NH 1 1

M F L ?

? 2037 ? 49.25 ? 100322 .25 N ? mm

H2

NH 2 3

垂直弯矩

M F L ?

? 912 ? 63.5 ? 57912 N ? mm

V1

NV 1 1

M ?F L ?

? ?146 ? 49.25 ? ?7190 .5N ? mm

V2

NV 2 3

总弯矩

M1 ?

M M 2 ? H1

2?
V1

203517.52 ? 579122 ? 211596 .7N ? mm

M2 ?

M M 2 ? H2

2?
V2

100322.252 ? 7190.52 ?100579 N ? mm

轴的载荷分析图:

轴Ⅰ的长 度直径确 定

d ? 40mm min

17

机械设计课程设计

进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据公式

轴Ⅱ的长 度尺寸确 定

15-5 及上面的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环切应力,取α =0.6,

轴的抗弯截面系数W ? 0.1d 3 。轴的计算应力

?? ca

M

2 2

?

(?

T

2)2

?

W

1005792 ? (0.6?137500)2

0.1? 463

? 13.37MPa

?? ? 选择的材料为 45 钢,调质处理,由表 15-1 查得 ? 60MPa。 ?1

18

机械设计课程设计

? ?? ? ?

因此材料安全。

ca

?1

七 键连接的选择和计算。

1、中间轴Ⅱ中大齿轮的选择和校核:

1)选择键连接的类型和尺寸

因齿轮的精度为 7 级具有定心要求,应选用平键连接。由于齿轮不在轴

端,故选用圆头普通平键(A 型)。

根据轴的直径 D=46mm,中查得键的截面尺寸为:宽度 b=14mm,高度

h=9mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列,取键长 L=36mm。

2)校核键连接的强度

键 、 轴 、 轮 毂 的 材 料 都 是 45 钢 , 查 表 6-2 查 得 许 用 挤 压 应 力

? ? ? ? ? ? ?100 ~ 120MPa , 取 平 均 值 ,

?110MPa 。 键 的 工 作 长 度

p

p

d ? 45mm min

l ? L ?b ? 36mm?14mm ? 22mm , 键 与 轮 毂 的 键 槽 的 接 触 高 度

k ? 0.5h ? 0.5?9mm ? 4.5mm 。由式 6-1 得

? ? ? ? ? 2T ?103 ? 2?137 .5?103 ? 60.38MPa ?

? 110 MPa

p

kld

4.5? 22 ? 46

p

(合适)

2、中间轴Ⅱ中小齿轮的选择和校核:

1)选择键连接的类型和尺寸

因齿轮的精度为 7 级具有定心要求,应选用平键连接。由于齿轮不在轴

端,故选用圆头普通平键(A 型)。

根据轴的直径 D=46mm,中查得键的截面尺寸为:宽度 b=14mm,高度

h=9mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列,取键长 L=63mm。

2)校核键连接的强度

键 、 轴 、 轮 毂 的 材 料 都 是 45 钢 , 查 表 6-2 查 得 许 用 挤 压 应 力

? ? ? ? ? ? ?100 ~ 120MPa , 取 平 均 值 ,

?110MPa 。 键 的 工 作 长 度

p

p

l ? L ?b ? 63mm?14mm ? 49mm , 键 与 轮 毂 的 键 槽 的 接 触 高 度

k ? 0.5h ? 0.5?9mm ? 4.5mm 。由式 6-1 得

? ? ? ? ? 2T ?103 ? 2?137 .5?103 ? 27.11MPa ?

? 110 MPa

p

kld

4.5? 49 ? 46

p

(合适)

19

机械设计课程设计

3、低速轴Ⅲ中大齿轮的选择和校核:

1)选择键连接的类型和尺寸

因齿轮的精度为 7 级具有定心要求,应选用平键连接。由于齿轮不在轴

端,故选用圆头普通平键(A 型)。

根据轴的直径 D=60mm,中查得键的截面尺寸为:宽度 b=18mm,高度

h=11mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列,取键长 L=56mm。

2)校核键连接的强度

键 、 轴 、 轮 毂 的 材 料 都 是 45 钢 , 查 表 6-2 查 得 许 用 挤 压 应 力

? ? ? ? ? ? ?100 ~ 120MPa , 取 平 均 值 ,

?110MPa 。 键 的 工 作 长 度

p

p

l ? L ?b ? 56mm?18mm ? 38mm , 键 与 轮 毂 的 键 槽 的 接 触 高 度 k ? 0.5h ? 0.5?11mm ? 5.5mm 。由式 6-1 得

? ?? ? ? 2T ?103 ? 2?535 .93 ?103 ? 85.47MPa ?

p

kld

5.5? 38 ? 60

? 110 MPa
p

(合适) 轴 Ⅲ 长 度
直径确定

代号

直径 (mm)

高速



14×9×36(圆

中间

头)

46



14×9×63 (圆 头)

46

低 速 18×11×56(圆



头)

60

工作长 度
(mm)

工作高 度
(mm)

无键安装

22

4.5

49

4.5

38

5.5

转矩 (N·m)
137.5 137.5 535.93

极限应力 (MPa)
60.38 27.1 85.47

由于键采用静联接,材料钢,冲击轻微,所以许用挤压应力为[? p ] ? 110MPa, 所以上述键皆安全。

八 滚动轴承的选择和计算

1、高速轴Ⅰ: 轴承 6206 的校核,即轴承寿命校核。

?

轴承寿命可由式

Lh

?

106
60n

?? ?

C P

?? ?

进行校核,轴承只承受径向载荷的作用,

20

机械设计课程设计

由于工作温度不高且冲击不大,故查表 13-4 和 13-6 可取 f ? 1.00 , f ? 1.1 。

t

p

c 取 ? ? 3。基本额定动载荷 ?19500N 。 r

F 因传动采用圆柱直齿轮传动。所以只考虑受径向力,即 p ? r

F F F 510 186 ?

2? 2 ?

r1

NH 1

NV 1

2?

2 ? 543 N

F F F 1243 452 ? r2

2? 2 ?

NH 2

NV 2

2?

2 ? 1323 N

?

3



Lh

?

106
60n

?? ?

C P

?? ?

?

106
60?1440

?? ?

19500 1.1?1323

?? ?

? 27844h ? 48000h

c 以题意不符合,重新选取轴承为 6306 型,基本额定动载荷 ? 27000N 。 r
此时

?

3

Lh

?

106
60n

?? ?

C P

?? ?

?

106
60?1440

?? ?

27000 1.1?1323

?? ?

? 73913h ? 48000h

符合设计要求,可以达到使用寿命。

2、中间轴Ⅱ: 轴承 6208 的校核,即轴承寿命校核。

?

轴承寿命可由式

Lh

?

106
60n

?? ?

C P

?? ?

进行校核,轴承只承受径向载荷的作用,

由于工作温度不高且冲击不大,故查表 13-4 和 13-6 可取 f ? 1.00 , f ? 1.1 。

t

p

c 取 ? ? 3。基本额定动载荷 ? 29500N 。 r

F 因传动采用圆柱直齿轮传动。所以只考虑受径向力,即 p ? r

F F F 3205 912 ?

2? 2 ?

r1

NH 1

NV 1

2?

2 ? 3332 N

F F F 2037 146 ? r2

2?
NH 2

2?
NV 2

2?

2 ? 2042 N

?

3



Lh

?

106
60n

?? ?

C P

?? ?

?

106
60? 266.7

?? ?

29500 1.1?3332

?? ?

? 32583h ? 48000h

21

机械设计课程设计

c 以题意不符合,重新选取轴承为 6308 型,基本额定动载荷 ? 40800N 。 r
此时

?

3

Lh

?

106
60n

?? ?

C P

?? ?

?

106
60? 266.7

?? ?

40800 1.1?3332

?? ?

? 86201h ? 48000h

符合设计要求,可以达到使用寿命。

3、低速轴Ⅲ: 轴承 6211 的校核,即轴承寿命校核。

?

轴承寿命可由式

Lh

?

106
60n

?? ?

C P

?? ?

进行校核,轴承只承受径向载荷的作用,

由于工作温度不高且冲击不大,故查表 13-4 和 13-6 可取 f ? 1.00 , f ? 1.1 。

t

p

c 取 ? ? 3。基本额定动载荷 ? 43200N 。 r

F 因传动采用圆柱直齿轮传动。所以只考虑受径向力,即 p ? r

F F F 2661 968 ?

2? 2 ?

r1

NH 1

NV 1

2?

2 ? 2831 N

F F F 1200 437 ? r2

2? 2 ?

NH 2

NV 2

2?

2 ? 1277 N

?

3



Lh

?

106
60n

?? ?

C P

?? ?

?

106
60? 65.04

?? ?

43200 1.1?2831

?? ?

? 684524h ? 48000h

符合设计要求,可以达到使用寿命。

联轴器的选择。

1、高速轴Ⅰ与电动机处联轴器的选择

初 步 选 择联 轴器 型 号为 GY3 型 ,公 称转矩 T ?112N ? m , 许 用转 速 为 9500r/min。

计算电动机所需的转矩

公称转矩

T

?

9.55?106

P n

?

9.55

?106

?

4 1440

?

26527.8N

?

mm

K 由表 14-1 查得 ?1.5,故由式 14-1 计算转矩为 A

22

机械设计课程设计

T K ? T ? 1.5? 26.5N ? mm ? 39.75 N ? mm

ca

A

所选联轴器符合设计要求,可以选用。

2、低速轴Ⅲ与工作机处联轴器的选择

初步选择联 轴器型 号 为 GY6 型,公 称转 矩 T ? 900N ? m ,许用转 速为 6800r/min。

计算电动机所需的转矩

公称转矩

T

?

9.55?106

P n

?

9.55?106 ?

3.66 65.04

?

5.37 ?105

N

?

mm

K 由表 14-1 查得 ?1.5,故由式 14-1 计算转矩为 A

T K ? T ? 1.5? 537 N ? mm ? 806 N ? mm

ca

A

所选联轴器符合设计要求,可以选用。

强度符合
箱体的设计。
减速器的箱体是用以支持和固定轴系零件,保证传动件的啮合精度、良好轮 滑及密封的重要零件。箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、质 量及成本有很大的影响,设计时必需全面考虑。
1、减速器采用铸造箱体的方法获得,并采用剖分式。

名称 箱座壁厚

符号
?

公式 ? ? 0.025a ? 3mm ? 8mm

取值 (mm)
8

b=14mm h=9mm L=36mm

箱盖壁厚

?1

? ? ?0.8 ~ 0.85?? ? 8mm 1

8

地脚螺栓直径

df

d f ? 0.036a ?12mm

20

地脚螺栓数目

n

a ? 250mm时,n ? 4

4

注:对于二级圆柱齿轮减速器,a 为低速级中心距。

23

由表 5-2 的箱体结构尺寸:

机械设计课程设计

名称

符号

箱座凸缘厚度

b

箱盖凸缘厚度

b1

箱座底凸缘厚度

b2

轴承旁连接螺栓直径

d1

箱盖与箱座连接螺栓直



d2

连接螺栓 d2 的间距

L

轴承盖螺钉直径

d3

视孔盖螺钉直径

d4

定位销直径

d

d 、 d1 、 d2 至外箱壁距

c1



d f 、 d2 至凸缘边缘距离

c2

轴承旁凸台半径

R1

凸台高度

h

公式 1.5 ? 1.5 ?1 2.5 ? 0.75 d f 0.5 ~ 0.6 d f 150 ~ 200 0.4 ~ 0.5 d f 0.3 ~ 0.4 d f 0.7 ~ 0.8 d2 查表 5-3 查表 5-3
c2 图 7-2

取值 (mm)
12

b=14mm
h=9mm L=63mm

12

20

M16

M12

150

8

b=18mm

h=11mm

L=56mm

8

10

24

机械设计课程设计

外箱壁至轴承座端面距



L1

大齿轮顶圆与内箱壁距



?1

齿轮端面与内箱壁距离

?2

c1 + c2 +(5 ~ 8)mm

>= ?

10

>= ?

10

箱盖肋厚

m1

0.85 ?1

6.8

箱盖肋厚

m2

0.85 ?

6.8

轴承盖外径

D2

D2 = D0 +2.5 d3 mm

轴承旁连接螺栓距离

s

图 7-2 凸台外径

D c c 螺栓的扳手空间尺寸 、 和沉头座坑直径

1

2

0

mm

螺栓直径

M12

M16

M20

至外箱壁距离 c1 ?

18

至凸缘边距离 c2 ?

16

D 沉头座坑直径 ? 0

26

22

26

20

24

33

40

2、附件的选择: 为了使减速器具有较完善的性能,如注油、排油、通气、吊运、
检查油面高度、检查传动件啮合情况、保证加工精度和拆装方便等, 在减速器箱体上常需设置一些附加装置或零件,简称为附件。包括视
25

机械设计课程设计

孔与视孔盖、通气孔、油标、放油螺塞、定位销、启盖螺钉、吊运装 高速轴采

置、油杯等。

用轴承 6306

1)视孔和视孔盖:

视孔用于检查传动件的啮合情况、轮滑状态、接触斑点及齿轮间

隙,还可以用来注入轮滑油。视孔设置在箱盖的上部,便于观察传动

件啮合区的位置。

视孔盖用轧制钢板,和箱体之间用石棉橡胶纸密封垫片,防止漏

油。

2)通气器:

通气器用于通气,是箱内外气压相同,避免由于运转时箱内温度

升高,压强增大引起减速器漏油。选用一次过滤通气器,采用 M16×

1.5。

3)油标指示器:

油标是用来指示油面高度,设置在便于检查和油面较稳定之处。

因油尺结构简单,故选取油尺。采用油尺为 M12. 4)放油孔和油塞:

中间轴采 用轴承 6308

为了将污油排放干净,应在池底的最低位置设置放油孔,放油孔

安装在减速器与其他部件不靠近的一侧,便于放油。平时放油孔用油

塞堵住,选取石棉橡胶纸密封。选取螺塞的尺寸为 M16×1.5.

5)启盖螺钉:

为了防止漏油,在箱座和箱盖结合面上涂有密封胶,结合面被粘

住不易分开。所以在箱盖凸缘上设置 2 个启盖螺钉。拆卸箱盖时先拧

26

机械设计课程设计

动此螺钉将箱盖顶起。螺钉直径等于凸缘连接直径,选取 M12×30.

6)定位销:

为了保证箱体轴承座孔和镗孔精度和装配精度,在箱体连接凸缘

长度方向的两端面安置两个定位销,两个定位销相距远些可以提高定

位 精 度 。 分 配 在 凸 缘 的 两 边 , 定 位 销 直 径 d ? ?0.7 ~ 0.8?d2 , 选 取

d ?10mm。

低速轴采 用轴承

7)起吊装置:

6211

为了拆装和搬运减速器,在箱体上设置吊耳和吊钩。箱盖采用吊

耳,箱座采用吊钩。

联轴器型 号 GY3

参考文献
27

机械设计课程设计

[1]濮良贵,纪明刚.机械设计[M].北京:高等教育出版社,2006. [2]吴宗泽.机械结构设计[M].北京:机械工业出版社,1988.

联轴器型 号 GY6

[3]邱宣怀. 机械设计手册. 北京:机械工业出版社,1998.

[4]《现代机械传动手册》编辑委员会.现代机械传动手册[M]. 北京:机械工业

出版社,2002.

[5]成大先.机械设计手册[M].北京:化学工业出版社,1994.

[6]孟宪源.现代机构手册[M].北京:机械工业出版社,1994. 确定箱体
[7]机电一体化手册编委会.机电一体化技术手册[M].北京:机械工业出版社, 各项参数 1994.

[8]徐灏.机械设计手册[M]. 北京:机械工业出版社,1992.

[9]谈嘉祯. 机械设计基础[M]. 北京:中国标准出版社,1994.

28

机械设计课程设计 29

机械设计课程设计 30

机械设计课程设计

通气孔选 用 M16× 1.5
油尺为 M12 螺塞 M16 ×1.5
启盖螺钉 M12×30
d ?10mm

31

机械设计课程设计
L-AN68 润滑油
32

机械设计课程设计 33

机械设计课程设计 34



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