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带式运输机传动装置设计


机械设计课程设计说明书

题目名称 专业班级 姓 学 名 号

带式运输机传动装置设计 机械 114 Jackson 201110824406 姚华平

指导教师

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机械设机基础课程设计任务书 ............

.............................. 错误!未定义书签。 一、传动方案的拟定及说明 ................................................................................ 3 二、电动机选择 .................................................................................................... 4 三、计算传动装置的运动和动力参数 ................................................................ 5 四、传动件的设计计算 ........................................................................................ 6 五、轴的设计计算 .............................................................................................. 16 六、滚动轴承的选择及计算 .............................................................................. 22 七、键联接的选择及校核计算 .......................................... 错误!未定义书签。 八、联轴器的选择 .............................................................................................. 26 九、减速器附件的选择 ...................................................................................... 29 十、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择) ........................... 31 十一、参考资料目录 .......................................................................................... 31

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一、课程设计的内容
设计一带式运输机传动装置(见 图 1) 。设计内容应包括:传动装置的总体设计;传动零件、轴、 轴承、联轴器等的设计计算和选择;减速器装配图和零件工作图设计;设计计算说明书的编写。 图 2 为参考传动方案。
D

F

v

动力及传动装置

图 1 带式运输机传动装置

图 2 参考传动方案

二、课程设计的要求与数据
已知条件: 1.运输带工作拉力: T = 600 N.m; 2.运输带工作速度: v = 0.9 m/s; 3.卷筒直径: D = 360 mm; 4.使用寿命: 8 年; 5.工作情况:两班制,连续单向运转,载荷较平稳; 6.制造条件及生产:一般机械厂制造,小批量。

设计计算及说明





一、传动方案的拟定及说明 传动方案给定为三级减速器(包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动减 速) ,说明如下: 为了估计传动装置的总传动比范围,以便选择合适的传动机构和拟定 传动方案,可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速 nW ,即

nW ?

60 ? 1000v

?D

?

60 ? 1000 ? 0.9 ? 47.77 r min ? ? 360

nW ? 47.77 r min

一般常选用同步转速为 3000r min 的电动机作为原动机,因此传动装
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设计计算及说明 置总传动比约为 16--23。 根据总传动比数值, 可采用任务书所提供的 传动方案就是以带轮传动加二级圆柱直齿轮传动





二、电动机选择 1.电动机类型和结构型式 按工作要求和工作条件,选用一般用途的 Y132S1-2 系列三项异步电 动机。它为卧式封闭结构 2.电动机容量 1) 卷 筒 轴 的 输 出 功 率 P


2vT 2 ? 0.9 ? 600 PW ? ? ? ? 3kW 1000 D? 360

Fv

PW ? 3kW

2) 电动机输出功率Pd 传动装置的总效率

Pd ?

pW

?

3 2 ? ? ?12 ? ?2 ? ?3 ? ?4 ? ?5

式中,?1 ??2 ... 为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。 查得: 弹性联轴器?1 ? 0.96 ;滚子轴承?2 ? 0.98 ;圆柱齿轮传动?3 ? 0.97 ; 卷筒轴滑动轴承?4 ? 0.99 ;V 带传动?5 =0.96 则? ? 0.99 ? 0.984 ? 0.972 ? 0.95? 0.96 ? 0.79 故

? ? 0.79
Pd ? 3.79 7kW

Pd ?

pW 3 ? ? 3.80 kW ? 0.79

3.电动机额定功率 Ped 由选取电动机额定功率 Ped ? 4kW 4.电动机的转速 为了便于选择电动机转速,先推算电动机转速的可选范围。 可见只有同步转速为 1500r/min 的电动机均符合。选定电动机的型号 为 Y112M-4。
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设计计算及说明 主要性能如下表: 电机型号 Y112M-4 额定功率 4KW 满载转速 1440r/min 起运转矩 2.2 最大转矩 2.3





5、计算传动装置的总传动比 i ? 并分配传动比 1) 、总传动比 i? =27.317(符合 24< i ? <34) 2)、分配传动比 假设 V 带传动分配的传动比 i1 ? 2 .9,则二级展开 式圆柱齿轮减速器总传动比 i ?。 = 二级减速器中: 高速级齿轮传动比 i 2 ? 1.2 * i ?。 ? 1.2 * 9.94 ? 3.36 低速级齿轮传动比 i3 ?

i ? =27.317

i? ? 9.94 i1

i ?。 9.94 ? ? 2.80 i 2 3.36

i 2 =3.36

i 3 =2.80

三、计算传动装置的运动和动力参数 1.各轴转速 减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为:Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ 轴。 各轴转速为:
n0 n? n ?? n ???
? ? ?

nm nm
i1

? 1440 r / min ? 1440 2.9 ? 497 r / min

n? 497 ? ? 148 r / min i2 3.36 n ?? 148 ? ? ? 53r / min i3 2.80

n 0 ? 1440 r / min n ? ? 497 r / min n ?? ? 148 r / min n ??? ? 53r / min

2.各轴输入功率 按电动机所需功率 Pd 计算各轴输入功率,即
电动机的输入功率, P0 ? Pd ? 3.80 kW 第一根轴的功率, P? ? Pd ?5 ? 3.80 ? 0.96 ? 3.65 kW 第二根轴的功率, P?? ? P??2?3 ? 3.65 ? 0.98 ? 0.97 ? 3.47kW 第三根轴的功率, P??? ? P???2?3 ? 3.47 ? 0.98 ? 0.97 ? 3.30kW

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设计计算及说明 3.各轴输入转矩 T(N?m)
T0 ? 9.55 ? 10 6 ? P0 3.80 ? 9.55 ? 10 6 ? N ? mm ? 2.5201 ? 10 4 N ? mm n0 144 0





P0 ? 3.80 kW P? ? 3.65 kW P?? ? 3.47kW P??? ? 3.30kW

T? ? T0 ? ?5i1 ? 2.5201 ? 10 4 N ? mm ? 0.96 ? 2.9 ? 7.0159 ? 10 4 N ? mm
T?? ? T??2? i2 ? 7.0159 ? 10 4 N ? mm ? 0.98 ? 0.97 ? 3.36 ? 22.4089 ? 10 4 N ? mm
3

T??? ? T???2?3i3 ? 22.4089 ? 10 4 N ? mm ? 0.98 ? 0.97 ? 2.80 ? 59.6453 ? 10 4 N ? mm

将计算结果汇总列表备用。 项目 电动机 高速轴Ⅰ 497 3.65 7.0159 3.36 0.95 中间轴Ⅱ 148 3.47 22.4089 2.80 0.95 低速轴Ⅲ 53 3.30 59.6453

T0 ? 2.5201 ? 10 4 N ? mm T? ? 7.0159 ? 10 4 N ? mm
T?? ? 22.4089 ? 10 4 N ? mm T??? ? 59.6453 ? 10 4 N ? mm

N 转速(r/min) 1440 P 功率(kW) 转矩 T(104N?m) i 传动比 效率 ? 3.80 2.5201 2.9 0.96

四、传动件的设计计算 1.设计带传动的主要参数。 已知带传动的工作条件: 两班制 (共 10h) , 连续单向运转, 载荷平稳, 所需传递的额定功率 p=3.80kw 小带轮转速 n1 ? 1440 r / m 转速 n2 ? 497r / m ,传动比 i1 ? 2.9 。 设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材 料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等(因为之前已经按 大带轮

?5 选择了 V 带传动,所以带的设计按 V 带传动设计方法进行)
1) 、计算功率 pa 2)、选择 V 带型 —140mm) 3) 、确定带轮的基准直径 d d 并验算带速 v (1)、初选小带轮的基准直径 d d ,由( 《机械设计》 ,取小带轮基准直 径 dd1 ? 125mm
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pa = K A ? P ? 1 ? 3.80 kw ? 3.80 kw
根据 pa 、 n1 由《机械设计》选择 A 型带(d1=112

设计计算及说明 (2) 、验算带速 v





v ?

? ? d d ? n1
1

60 ? 1000

?

? ? 125 ? 1440
60 ? 1000

m / s ? 9.42 m / s

因为 5m/s<19.0m/s<30m/s,带轮符合推荐范围 (3) 、计算大带轮的基准直径

dd 2 ? i ? dd1 ? 2.9 ?125mm ? 362.5mm,
初定 d d 2 =362.5mm (4) 、确定 V 带的中心距 a 和基准长度 Ld a、 0.7 (dd1 ? dd2 ) ? a0 ? 2(dd1 ? dd2 ) 0.7 ? (125? 362.5) ? a0 ? 2 ? (125? 362.5) 341.25 ? a ? 1225 初定中心距 a0 =500mm b、由式 8-22 计算带所需的基准长度 V=9.42m/s

l 0 =2 a0 +

?
2

?d d1 ? d d 2 ? ?

?d d1 ? d d 2 ?2
4a0

d d 2 =362.5mm

=2×365+π ×0.5×(125+362.5)+(362.5-125) (362.5-125) /4×500 =1973.9mm 先带的基准长度 l d =2000mm c.计算实际中心距 a= a0 +( l d - l 0 )/2=500+(2000-1973.9)/2=513.05mm 中心距满足变化范围:341.25—1225 (5).验算小带轮包角

a0 =500mm

?1 =180°-( d d 2 - d d 1 )/a×57.3°
=180°-(362.5-125)/513.05×57.3° =167°>90° (6).计算带的根数
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包角满足条件

设计计算及说明 单根 V 带所能传达的功率 根据 n1 =1440r/min 和 d d 1 =125mm 用插值法求得 p 0 =3.04kw 单根 v 带的传递功率的增量 Δ p 0 已知 A 型 v 带,小带轮转速 n1 =2900r/min 转动比 i=





l d =2000mm

n1 = d d 1 / d d 2 =2 n2

得 Δ p 0 =0.34kw 计算 v 带的根数 包角修正系数 k? =0.96,得带长修正系数 k L =1.03

?1 =167.435°

p r =( p 0 +Δ p0 )× k? × k L =(4.177+0.34) ×0.96×1.03=4.094KW
Z=
pc =3.80/4.094=0.93 Pr

故取 1 根.

(7) 、计算单根 V 带的初拉力和最小值

F0 min =500*

(2.5 ? k? ) pc +qV*V=212.597N ZVk ?

对于新安装的 V 带,初拉力为:1.5 F0 min =318.896N 对于运转后的 V 带,初拉力为:1.3 F0 min =276.376N (8) .计算带传动的压轴力 FP

FP =2Z F0 sin( ? 1 /2)=442.64N
(9).带轮的设计结构 A.带轮的材料为:HT200 B.V 带轮的结构形式为:腹板式. 2、齿轮传动设计 选择斜齿轮圆柱齿轮 V 带取 1 根.

先设计高速级齿轮传动 1) 、选择材料热处理方式 根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面
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设计计算及说明 计算说明 (HB<=350HBS),8 级精度 , 小齿轮 HB1=280HBS 大齿轮 45 钢 调质处理 HB2=240HBS 40Cr 调质处理





F0 min =212.597N

2)、按齿面接触强度计算: 取小齿轮 z 1 =20,则 z 2 = i 2 z 1 , z 2 =20 ? 3.36=67.2,取 z 2 =68 并初步选 定 β =15°

FP =442.64N

确定公式中的各计算数值 a.因为齿轮分布非对称,载荷比较平稳综合选择 Kt=1.6 b 选取区域系数 Zh=2.425 c. ? ?1 ? 0.76 , ? ?2 ? 0.84 ,则 ? ? ? ? ?1 ? ? ? 2 ? 1.60 d.计算小齿轮的转矩: T1 ? 37.141?104 N ? mm 。确定需用接触应力 e.材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa f.小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效 ,故先按齿面接触强度设计 公式确 定传 动的 尺寸 , 然后 验算 轮齿 的弯 曲强度 , 齿 轮接 触应 力

?? lim1 ? =800MPa 大齿轮的为 ?? lim2 ?=600MPa
h.计算应力循环次数

N1 ? 60n1 jLh ? 60?1000?1? (8 ?10? 365) ? 1.752?109
1.752? 109 N2 ? ? 5.214? 108 3.36

i.取接触疲劳寿命系数 K HN 1 =0.90

K HN 2 =0.96

?? H ?1

= K HN 1 ?? lim1 ? /S=720Mpa

? ? ? 1.60

?? H ?2 =

K HN 2 ?? lim2 ? /S=576 Mpa
Mpa
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?? H ? =( ?? H ?1 + ?? H ?2 )/2=648

设计计算及说明 3) 、计算 (1)计算圆周速度: V= d1t л n1/60000=2.558m/s (2)计算齿宽 B 及模数 m nt B=φ d d1t =1X42.9mm=48.878mm





N1 ? 1.752?109
N2 ? 5.214?108

m nt = d1t cosβ / z 1 =2.36mm
H=2.25 m nt =5.31mm B/H=42.9/4.66=9.205 (3) 、计算纵向重合度 ? ?

? ? =0.318φ d z 1 tanβ =1.704
(4) 、计算载荷系数

?? H1 ? ? 720Mpa ?? H 2 ? ? 576MPa

K A ? 1, KV ? 1.08, KH? ? 1.36, KF? ? 1.29, KH? ? KF? ? 1.2
故载荷系数 V=2.558m/s

K ? K A ? KV ? KH? ? KH? ? 1?1.08?1.2 ?1.36 ? 1.7626
(5) 、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,

d1 = d1t

3

k =50.481mm Kt

(6) 、计算模数 m nt

m nt = d1 Cosβ /Z1=2.438mm
4) 、按齿根弯曲强度设计
mn1 ? 3 2 KT1YF 1Ysa 1 cos 2 ? ? a (u ? 1) z12 ?? F 1 ?

? ? =1.704

(1)、计算载荷系数:

K=2.001

K ? K A ? KV ? KF? ? KF? ? 1?1.08?1.2 ?1.29 ? 1.672
(2)、根据纵向重合度 ? ? =1.704,查得螺旋角影响系数 Y? ? 0.87 (3)、计算当量齿数
- 10 -

d1 =50.481

设计计算及说明 齿形系数
z v1 ? 68 20 ? 22.19 , zv2 ? ? 75.45 3 ? cos 3 15? cos 15





(4) 、 YFa 1 ? 2.72 ,YFa 2 ? 2.25

mn1 ? 2mm

YSa 1 ? 1.57,YSa 2 ? 1.748

?? FE1 ? =500

MPa ?? FE 2 ?=380 MPa

取弯曲疲劳极限 K FN1 =0.85, K FN 2 =0.88 计算弯曲疲劳应力:取安全系数 S=1.4:

?? F1 ?= K FN1 ?? FE1 ? /S=303.57
?? F 2 ? = K FN 2 ?? FE2 ?/S=238.86

MPa MPa

(5) 、计算大小齿轮的

YF 1Ysa 1

?? F 1 ?

,并比较

YF 1Ysa 1

?? F1 ?

? ?

2.72 ? 1.57 ? 0.01407 303.57 2.25 ? 1.748 ? 0.0165 238.86

YF 2Ysa 2

?? F 2 ?



YF 1Ysa1

?? F1 ?

?

YF 2Ysa 2

?? F 2 ?

,故应将

YF 2Ysa 2

?? F 2 ?

代入[1]式(11-15)计算。

(6) 、计算法向模数
mn1 ? 3 2 KT1YF 1Ysa1 cos2 ? ? a (u ? 1) z12 ?? F 1 ? 2 ? 1.672? 3.714? 104 ? cos2 15? ? 0.0165 ? 1.685 1? 202

?3

对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径

d1 =50.481mm 来计算应有的数,于是有:
取 mn1 ? 2mm; (7) 、则 z1 ?
d1 ? cos ? 50.481? cos15? ? ? 24.38 ,故取 z1 =24 mn 2
- 11 -

设计计算及说明 .则 z2 = i2 z1 =80.64,取 z2 ? 80 (8) 、计算中心距
a1 ? mn ( z1 ? z2 ) 2 ? (24 ? 80) ? ? 107.67mm 2 cos ? 2 ? cos15?





取 a1=108mm (9) 、确定螺旋角
mn ( z1 ? z 2 ) 2a 2 ? (24 ? 80) ‘ ” ? arccos ? 15.642? ? 15?38 31 2 ? 108

? 1 ? arccos

(10) 、计算大小齿轮分度圆直径:

d1 =

Z1mn ? 45.69 mm cos 15.09? Z 2 mn ? 166 .15mm d2 = cos 15.09?

(11) 、确定齿宽

b2 ? ? a d1 ? 1? 45.69 ? 45.69mm
取 B2 ? 45mm,B1 ? 50mm 5) 、结构设计。 (略)配合后面轴的设计而定 a1=108mm

低速轴的齿轮计算 1) 、选择材料热处理方式(与前一对齿轮相同)(HB<=350HBS),8 级精 度 小齿轮 大齿轮 40Cr 45 钢 调质处理 调质处理 HB1=280HBS HB2=240HBS 取 z4 =56,初步选定
‘ ” ?1 ? 15?38 31

2) 、取小齿轮 z3 =20,则 z4 = i 3 ? z3 ? 2.8 ? 20 =56 β =15° 3) 、按齿面接触强度计算:

d1 = 45.69 mm
d 2 = 166 .15 mm

B2 ? 45mm, B1 ? 50mm

确定公式中的各计算数值
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设计计算及说明 a.因为齿轮分布非对称,载荷比较平稳综合选择 Kt=1.6 b.选取区域系数 zH ? 2.425 c.查得 ??1 ? 0.76, ??2 ? 0.85, 则 ?? ? ??1 ? ??2 ? 1.61 d.计算小齿轮的转矩: T2 ? 1.19?105 N ? mm 确定需用接触应力 e.查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa f.查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效 ,故先按齿面接触强度设计 公式确定传动的尺寸 ,然后验算轮齿的弯曲强度 ,查表得齿轮接触应 力 ?? lim1 ? =800MPa 大齿轮的为 ?? lim2 ? =600MPa h.计算应力循环系数





N1 ? 60n1 jLh ? 60? 297.619?1? (8 ?10? 365) ? 5.214?108
N2 ? 5.214? 108 ? 1.862? 108 2.8

i.取接触疲劳寿命系数 K HN 1 =0.96

K HN 2 =0.97

?? H ?1

= K HN 1 ?? lim1 ? /S=768Mpa

?? H ?2 =

K HN 2 ?? lim2 ? /S=582 Mpa
Mpa

?? H ? =( ?? H ?1 + ?? H ?2 )/2=675
4) 、计算 (1)、圆周速度: V= d1t л n1/60000=0.708m/s (2) 、计算齿宽 b 及模数 m nt B=φ d d1t =1X65.87=45.44mm

m nt = d1t cosβ / z 1 =2.195mm
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设计计算及说明 H=2.25 m nt =4.939mm b/h=65.87/7.16=9.200 (3)、计算纵向重合度 ? ?





? ? =0.318φ dZ1tanβ =1.704
a 由表 10-8.10-4.10-13.10-3 分别查得:

K A ? 1, KV ? 1.12, KH? ? 1.36, KF? ? 1.32, KH? ? KF? ? 1.2
故 载荷系数 K=1*1.12*1.2*1.36=1.828 (4) 、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式 10-10a 得 V=0.708m/s

d1 = d1t

3

k =47.50mm Kt

(5)计算模数 m nt

m nt = d1 cosβ / z3 =2.294mm
5) 、按齿根弯曲强度设计 由式 10-17
mn1 ? 3 2 KT1YF 1Ysa 1 cos 2 ? ? a (u ? 1) z12 ?? F 1 ?

a 上式中 K ? K A ? KV ? KF? ? KF? ? 1?1.12?1.2 ?1.32 ? 1.774 b 根据纵向重合度 ? ? = c 计算当量齿数 齿形系数
z v1 ? 56 20 ? 22.19 , zv2 ? ? 62.138 3 ? cos 3 15? cos 15 bsin? ? 1.633,查得螺旋角影响系数 Yβ =0.87 π m

K=1.828

查得 YF1 ? 2.72,YF 2 ? 2.30 得 ?? FE1 ? =500 MPa ?? FE 2 ?=380 MPa 取弯曲疲劳极限 K FN1 =0.9, K FN 2 =0.94 d 计算弯曲疲劳应力:取安全系数 S=1.4,得:

?? F1 ?= K FN1 ?? FE1 ? /S=360

MPa

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设计计算及说明





?? F 2 ? = K FN 2 ?? FE2 ?/S=285.76
YF 1Ysa1
e 比较

MPa

?? F1 ?

? ?

2.8 ? 1.57 ? 0.01186 360 2.30 ? 1.72 ? 0.01384 285.76

YF 2Ysa 2

?? F 2 ?



YF 1Ysa1

?? F1 ?

?

YF 2Ysa 2

?? F 2 ?

,故应将

YF 2Ysa 2

?? F 2 ?

代入[1]式计算。

f 法向模数
mn1 ? 3 2 KT1YF 1Ysa1 cos2 ? ? a (u ? 1) z12 ?? F 1 ? 2 ? 1.744? 1.18629? 105 ? 0.01384 ? 2.44 202

?3

对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径

d1 =47.50mm 来计算应有的数,于是有:
取 mn1 ? 2.5mm g 中心距
a1 ? mn ( z3 ? z4 ) 2 ? (19 ? 51) ? ? 90.59mm 2 cos ? 2 ? cos15?

z3 ? 18.4 .则 z4 ? 50.4

取 a1=90mm h 确定螺旋角
mn ( z3 ? z4 ) 2a 2 ? (19 ? 51) ? arccos ? 13.54? ? 13?32 ‘24 “ 2 ? 90.59

?1 ? arccos

i 计算大小齿轮分度圆直径:
Z 3mn ? 48.86 mm cos 13.54 ? Z 4 mn ? 131 .55mm d4 = cos 13.54?

d3 =

J 齿宽

B4 ? ? a d3 ? 1? 48.86 ? 48.86mm

mn1 ? 2.5mm z3 ? 19
z4 ? 51

取 B4 ? 50mm,B3 ? 55mm 4)、齿轮结构设计, (略)配合后面轴的设计而定
- 15 -

设计计算及说明





五、轴的设计计算 为了对轴进行校核,先求作用在轴上的齿轮的啮合力。 第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为

a1=90mm

Ft1 ? Fr1 ?

2T1 2 ? 37.141? 104 ? ? 1626N d1 45.69 Ft1 ? tg? n 1626? tg 20 ? ? 615N cos ?1 cos15?38?31"
?

?1 ? 13?32?24??

Fa1 ? Ft1tg?1 ? 1626? tg15?38?31" ? 455N Ft 2 ? Fr2 ? 2T2 2 ? 315.75 ? 105 ? ? 4800N d3 131.55 Ft 2 ? tg? n 4800? tg 20? ? ? 1797N cos ? 2 cos13?32?24"

d3 =48.86mm
d4 =131.55mm

Fa2 ? Ft 2tg? 2 ? 4461? tg13?32?24" ? 1156N
1.高速轴Ⅰ设计 1)按齿轮轴设计,轴的材料取与高速级小齿轮材料相同,40Cr,调 质处理,取 A0 ? 100 2)初算轴的最小直径

B4 ? 50mm, B3 ? 55mm

d min ? A0 ? 3

p 4.01 ? 100? 3 ? 15.887mm n 1000

高速轴Ⅰ为输入轴,最小直径处跟 V 带轮轴孔直径。因为带轮轴上有 键槽,故最小直径加大 7%, d min =18.375mm。由《机械设计手册》查 得带轮轴孔有 20,22,24,25,28 等规格,故取 d min =18mm

首先确定个段直径
- 16 -

设计计算及说明 A 段: d1 =20mm 有最小直径算出)





B 段: d 2 =25mm,根据油封标准,选择毡圈孔径为 25mm 的 C 段: d 3 =30mm,与轴承(圆锥滚子轴承 30206)配合,取轴承内径 D 段: d 4 =36mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度 h=3mm E 段: d 5 =45.69mm,将高速级小齿轮设计为齿轮轴,考虑依据《课程 设计指导书》 G 段, d7 =30mm, 与轴承(圆锥滚子轴承 30206)配合,取轴承内径 F 段: d 6 =36mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度 h=3mm 第二、确定各段轴的长度 A 段: L1 =1.6*20=32mm,圆整取 L1 =30mm B 段: L2 =54mm,考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取 54mm C 段: L3 =28mm, 与轴承(圆锥滚子轴承 30206)配合,加上挡油盘长 度(参考《减速器装配草图设计》 )

d min =20mm

L3 =B+△3+2=16+10+2=28mm
G 段: L7 =29mm, 与轴承(圆锥滚子轴承 30206)配合,加上挡油盘长 度(参考《减速器装配草图设计》 ) F 段: L6 ? 8mm, L6 =△2-2=10-2=8mm E 段: L5 ? 50mm,齿轮的齿宽 B1 ? 50mm D 段: L4 =92mm, 考虑各齿轮齿宽及其间隙距离,箱体内壁宽度减去 箱体内已定长度后圆整得 L4 =92mm 轴总长 L=290mm 两轴承间距离(不包括轴承长度)S=174mm, 2、轴Ⅱ的设计计算 1) 、按齿轮轴设计,轴的材料取与高速级小齿轮材料相同,40Cr,调
- 17 -

设计计算及说明 质处理,取 A0 ? 100 2)初算轴的最小直径





d min ? A0 ? 3

p 3.89 ? 100? 3 ? 23.56mm n 297.619

因为带轮轴上有键槽,故最小直径加大 7%, d min =25.209mm。根据减 速器的结构,轴Ⅱ的最小直径应该设计在与轴承配合部分,初选圆锥 滚子轴承 30206,故取 d min =30mm 首先,确定各段的直径 A 段: d1 =23mm,与轴承(圆锥滚子轴承 30206)配合 F 段: d6 =23mm,与轴承(圆锥滚子轴承 30206)配合 E 段: d5 =29mm,非定位轴肩 B 段: d 2 =36mm, 非定位轴肩,与齿轮配合 C 段: d3 =48.86mm, 齿轮轴上齿轮的分度圆直径 D 段: d4 =38mm, 定位轴肩 然后确定各段距离: A 段: L1 =29mm, 考虑轴承(圆锥滚子轴承 30207)宽度与挡油盘的 长度 B 段: L2 =8mm,根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度 段: L3 =75mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽 E 段: L5 =43mm, 根据高速级大齿轮齿宽减去 2mm(为了安装固定) F 段: L6 =41.5mm,考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离 L=290mm S=174mm

d min =30mm
D 段: L4 =9.5mm, 由轴Ⅰ得出的两轴承间距离(不包括轴承长度) S=174mm 减去已知长度 得出 3、轴Ⅲ的设计计算 输入功率 P=3.37KW,转速 n =106.29r/min,T=31575NmmC
- 18 -

设计计算及说明 轴的材料选用 40Cr(调质) ,可由表查得 A0 =106 所以轴的直径: dmin ? A0 3





P =33.549mm。因为轴上有两个键槽,故最 n

小直径加大 12%, d min =38.037mm。 由表 (机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为 LH3 轴孔的直径 d1 =45mm 长度 L=84mm

首先,确定各轴段直径 A 段: d1 =30mm, 与轴承(圆锥滚子轴承 30211)配合 B 段: d 2 =40mm,非定位轴肩,h 取 2.5mm C 段: d 3 =45mm,定位轴肩,取 h=6mm D 段: d 4 =43mm, 非定位轴肩,h=6.5mm E 段: d 5 =35mm, 与轴承(圆锥滚子轴承 30211)配合 F 段: d 6 =40mm,按照齿轮的安装尺寸确定 G 段: d 7 =30mm, 联轴器的孔径

然后、确定各段轴的长度 A 段: L1 =46.5mm,由轴承长度,△3,△2,挡油盘尺寸 B 段: L2 =68mm,齿轮齿宽减去 2mm,便于安装 C 段: L3 =10mm, 轴环宽度,取圆整值 根据轴承(圆锥滚子轴承 30212)宽度需要 D 段: L4 =57.5mm,由两轴承间距减去已知长度确定 E 段: L5 =33mm, 由轴承长度,△3,△2,挡油盘尺寸 F 段: L6 =65mm, 考虑轴承盖及其螺钉长度,圆整得到
- 19 -

设计计算及说明 G 段: L7 =84mm,联轴器孔长度





轴的校核计算, 第一根轴: 求轴上载荷 已知:

d min =38.1mm

Ft ? 1626N , Fr ? 615N , Fa ? 455N , Fp ? 754N
设该齿轮轴齿向是右 旋,受力如右图:

L1 ? 81.75mm, L2 ? 132.25mm L3 ? 48.25mm
由材料力学知识可求得 水平支反力:

FNH 1 ? 435N FNH 2 ? 1191 N M H ? 57529 N ? mm
垂直支反力:

F ' NV 1 ? Fa ? 455N , M a ? 10395 N ? m m, FNV 1 ? 222N , FNV 2 ? 393N
M V 1 ? 29360 N ? mm ,M V 2 ? 18962 N ? mm
合成弯矩

M1 ? 84315 N ? mm,M 2 ? 60573 N ? mm
由图可知,危险截面在 C 右边 W=0.1 d 3 =9538

? ca = M ca /W=4.42MPa<70MPa
轴材料选用 40Cr 查手册 ?? ?1 ? ? 70MPa 符合强度条件!
- 20 -

设计计算及说明 第二根轴 求轴上载荷 已知:





Ft ? 1626N , Fr ? 615N Fa ? 455N F ' t ? 4856N , F ' r ? 1818N F 'a ? 1169N
设该齿轮轴齿向两个都是左旋,受力如右图:

L1 ? 60.75mm, L2 ? 69.5mm L3 ? 48.25mm
由材料力学知识可求得 水平支反力:

FNH 1 ? 2751 N, FNH 2 ? 466N M H 1 ? 167123 N ? mm, M H 2 ? ?2248N ? mm
垂直支反力:

M a ? 58559 N ? m m, FNV 1 ? 1358N , FNV 2 ? 440N M V 1 ? 82499 N ? m m, M V 2 ? 21230 N ? mm
合成弯矩

FNH 1 ? 435N FNH 2 ? 1191 N M H ? 57529 N ? mm

M1 ? 85187N ? mm
由图可知,危险截面在 B 右边 W=0.1 d 3 =11664

? ca = M ca /W=3.65MPa<70MPa
轴材料选用 40Cr 查手册 ?? ?1 ? ? 70MPa 符合强度条件!

? ca =4.42MPa
- 21 -

设计计算及说明 第三根轴: 求轴上载荷 已知:





Ft ? 4856N , Fr ? 1818N , Fa ? 1169N
设该齿轮齿向是右旋,受力如图:

L1 ? 62.25mm, L2 ? 121.25mm
由材料力学知识可求得 水平支反力:

FNH 1 ? 3209N FNH 2 ? 1647N M H ? 199760 N ? mm
垂直支反力:

M a ? 76891 N ? m m, FNV 1 ? 782N , FNV 2 ? 1036N M V 1 ? 48680 N ? m m, M V 2 ? 125615 N ? mm
合成弯矩
FNH 1 ? 2751 N, FNH 2 ? 466N M H 1 ? 167123 N ? mm, M H 2 ? ?2248N ? mm

M1 ? 205606 N ? mm, M 2 ? 235973 N ? mm

由图可知,危险截面在 B 右边 算得 W=19300

? ca = M ca /W=5.33MPa<70MPa
轴材料选用 40Cr 查手册 ?? ?1 ? ? 70MPa 符合强度条件!
M1 ? 85187 N ? mm,

六、滚动轴承的选择及计算 1.Ⅰ轴轴承 型号为 30206 的圆锥滚子轴承 1)计算轴承的径向载荷:
- 22 -

? ca =5.98MPa

设计计算及说明
2 2 Fr1 ? FrNH 4352 ? 2222 ? 488N 1 ? FrNV 1 ? 2 2 2 2 Fr 2 ? FrNH N 2 ? FrNV 2 ? 1191 ? 393 ? 1254





2) 计算轴承的轴向载荷

(查指导书)

30206 圆锥滚子轴承的基本额

定动载荷 Cr=43.3KN,基本额定静载荷 Cor=50.5KW,e=0.37,Y=1.6 两轴承派生轴向力为:
Fd1 ? Fr1 F ? 153 N , Fd 2 ? r 2 ? 392 N 2Y 2Y

因为 Fa ? Fd 2 ? 455N ? 392N ? 847N ? Fd1 ? 356N 轴左移,左端轴承压紧,右端轴承放松

Fa1 ? Fa ? Fd 2 ? 847N 、 Fa 2 ? Fd1 ? 392N
2)计算轴承 1、2 的当量载荷,取载荷系数 f p ? 1.5 因为
Fa1 847 ? ? 1.74 ? e ? 0.37 X1 ? 0.4, Y 1 ? 1.6 Fr1 488

FNH 1 ? 3209N FNH 2 ? 1647N M H ? 199760 N ? mm

p1 ? f p ? XFr1 ? YFa1 ? ? 2362
因为
Fa 2 392 ? ? 0.315 ? e , X 2 ? 1,Y2 ? 0 Fr 2 1254

p2 ? f p ? XFr 2 ? YFa 2 ? ? 1881
所以取 P ? P2 ? 2326N 3)校核轴承寿命
Lh ? 106 C ? 106 43.3 ? 103 3 ( ) h? ( ) h ? 87700 h 60n P 60 ? 1000 2326

M1 ? 205606 N ? mm, M 2 ? 235973 N ? mm

? ca =5.33MPa

按一年 300 个工作日,每天 2 班制.寿命 36 年.故所选轴承适用。 2.Ⅱ轴轴承 1)计算轴承的径向载荷:
2 2 2 2 Fr1 ? FrNH 2751 ? 1358 ? 3068N 1 ? FrNV 1 ? 2 2 Fr 2 ? FrNH 4662 ? 4402 ? 641N 2 ? FrNV 2 ?

2 )计算轴承的轴向载荷

30206 圆锥滚子轴承的基本额定动载荷

Cr=43.3KN,基本额定静载荷 Cor=50.5KW,e=0.37,Y=1.6 两轴承派生轴向力为:
- 23 -

Fr1 ? 488N Fr 2 ? 1254N

设计计算及说明
Fd1 ? Fr1 F ? 959 N , Fd 2 ? r 2 ? 200 N 2Y 2Y





因为 Fd1 ? Fa ? 959N ? 455N ? 1414N ? F 'a ? Fd 2 ? 1369N 轴右移,左端轴承放松,右端轴承压紧

Fa 2 ? Fa ? Fd1 ? 1414N 、 Fa1 ? Fd 2 ? 200N
2)计算轴承 1、2 的当量载荷,取载荷系数 f p ? 1.5 因为
Fa1 200 ? ? 0.065 ? e ? 0.37 X1 ? 1, Y 1 ? 0 Fr1 3068

p1 ? f p ? XFr1 ? YFa1 ? ? 4602N
因为
Fa 2 1414 ? ? 2.21 ? e , X 2 ? 0.4,Y2 ? 1.6 Fr 2 641

p2 ? f p ? XFr 2 ? YFa 2 ? ? 3778N
所以取 P ? P N 1 ? 4602 3)校核轴承寿命
106 C ? 106 43.3 ? 103 3 Lh ? ( ) h? ( ) h ? 46648 h 60n P 60 ? 297.619 4602

按一年 300 个工作日,每天 2 班制.寿命 19 年.故所选轴承适用。 2.Ⅲ轴轴承 1)计算轴承的径向载荷:
2 2 Fr1 ? FrNH 32092 ? 7822 ? 3303N 1 ? FrNV 1 ? 2 2 2 2 Fr 2 ? FrNH N 2 ? FrNV 2 ? 1647 ? 1036 ? 1946

P ? P2 ? 2326N

Lh ? 107518 h

2 )计算轴承的轴向载荷

30211 圆锥滚子轴承的基本额定动载荷

Cr=90.8KN,基本额定静载荷 Cor=114KW,e=0.4,Y=1.5 两轴承派生轴向力为:
F F Fd1 ? r1 ? 1101 N , Fd 2 ? r 2 ? 649 N 2Y 2Y

Fr1 ? 3068 N Fr 2 ? 641 N

因为 Fd1 ? Fa ? 1101 N ? 1169N ? 2270N ? Fd 2 ? 539N 轴右移,左端轴承放松,右端轴承压紧

Fa 2 ? Fd 2 ? 1101 N 、 Fa 2 ? Fa ? Fd1 ? 2270N
- 24 -

设计计算及说明 2)计算轴承 1、2 的当量载荷,取载荷系数 f p ? 1.5 因为
Fa1 1101 ? ? 0.333 ? e ? 0.37 X1 ? 1, Y 1 ? 0 Fr1 3303





p1 ? f p ? XFr1 ? YFa1 ? ? 4955N
F 2270 因为 a 2 ? ? 1.17 ? e , X 2 ? 0.4,Y2 ? 1.5 Fr 2 1946

Fa 2 ? 1414N

Fa1 ? Fd 2 ? 200N

p2 ? f p ? XFr 2 ? YFa 2 ? ? 6275N
所以取 P ? P N 2 ? 6275 3)校核轴承寿命
Lh ? 106 C ? 106 43.3 ? 103 3 ( ) h? ( ) h ? 51520 h 60n P 60 ? 106.29 6275

按一年 300 个工作日,每天 2 班制.寿命 21 年.故所选轴承适用。

七、键联接的选择及校核计算

P?P N 1 ? 4602

?P ?

4T ? ?? P ? dhl 125 ~ 150 ?? P ? ? ? ? ? 70 ~ 80

钢 铸铁

Lh ? 46648 h

1.Ⅰ轴上与带轮相联处键的校核 键 A10×28,b×h×L=6×6×20 单键

键联接的组成零件均为钢, ?? P ? =125MPa
?P ?
4T 4 ? 1.334? 10 ? ?? P ? ? ? 22.23 ? ?? P ? =125MPa dhl 20 ? 6 ? 20
4

Fr1 ? 3303 N Fr 2 ? 1946 N

满足设计要求 2.Ⅱ轴上大齿轮处键 键 A12×25,b×h×L=10×8×36 单键

键联接的组成零件均为钢, ?? P ? =125MPa

4T 4 ?1.186? 105 ?P ? ? ? 43.35Mpa ? ? p ? 125MPa dhl 38? 8 ? 36

? ?

Fa 2 ? 1101 N

- 25 -

设计计算及说明 满足设计要求 3.Ⅲ轴上 1)联轴器处 采用键 A,b×h×L=14×9×70 单键





Fa 2 ? 2270N

?P ?


4T 4 ? 3.1575? 105 ? ? 44.55Mpa ? ?? P ? ? 125MPa 满 足 设 计 要 dhl 45? 9 ? 70

2)联接齿轮处 采用 A 型键 A
b ? h ? L ? 14 ? 9 ? 70

单键

4T 4 ? 3.1575? 105 ?P ? ? ?? P ? ? ? 66.42Mpa ? ?? P ? =125Mpa dhl 45? 14 ? 56
满足设计要求

P?P N 2 ? 6275

八、高速轴的疲劳强度校核 (1)判断危险截面 在 A-B 轴段内只受到扭矩的作用,又因为 e<2m 高速轴是齿轮轴,轴 的最小直径是按照扭转强度较为宽裕是确定的,所以 A-B 内均无需疲 劳强度校核。 从应力集中疲劳强度的影响来看,E 段左截面和 E 段右截面为齿轮轴 啮合区域,引起的应力集中最为严重,截面 E 左端面上的应力最大。 但是由于齿轮和轴是同一种材料所受的应力条件是一样的,所以只需 校核 E 段左右截面即可。 (2).截面右侧:
.6mm3 抗弯截面系数 w ? 0.1d 3 ? 0.1? 363 ? 4665 mm3 抗扭截面系数 Wt ? 0.2d 3 ? 0.2 ? 363 ? 93312

Lh ? 51520 h

左截面上的扭矩 T3 为 T3 ? 37141 N ? mm 截面上的弯曲应力 ? b ? 截面上的扭转应力 ? T ?
M 60573 ? ? 12 .98 MPa W 4665 .6

? P ? 22.23

T3 37141 ? ? 0.398MPa WT 93312
- 26 -

设计计算及说明 轴 的 材 料 为 40Cr, 调 质 处 理 。 由 表 查 得 :





? B ? 685MPa ;? ?1 ? 335MPa ;? ?1 ? 185MPa
截面上理论应力系数 ? ? 及?? 。因
r 2.0 D 50 ? ? 0.043; ? ? 1.389 d 31 d 36

? P ? 43.35Mpa

经查之为: ?? ? 2.25;?? ? 1.80 ; 可查取轴的材料敏性系数 q? ? 0.83;q? ? 0.81; 故有效应力集中系数按式为:

K? ? 1 ? q? (? ? ?1) ? 1 ? 0.83(2.25 ? 1) ? 2.04 K? ? 1 ? q? (?? ? 1) ? 1 ? 0.81? (1.8 ? 1) ? 1.65
皱眉经过表面硬化处理,即 ? q ? 1 ,得到综合系数为:

? P ? 44.55Mpa

K? ?

??

k?

?

1

??

?1 ?

2.04 1 ? ? 1 ? 2.92 ; 0.72 0.92

尺寸系数 ? ? ? 0.72 扭转尺寸系数为 ? r ? 0.85 轴按磨削加工,表面质量系数为: ?? ? ?? ? 0.92 ;

? P ? 66.42Mpa

K? ?


??

k?

?

1

?

?1 ?

1.65 1 ? ? 1 ? 2.03 0.85 0.92
40Cr 的 特 性 系 数



?? ? 0.1 ? 0.2,取?? ? 0.1;?? ? 0.05 ? 0.1取?? ? 0.05
则界面安全系数:
S? ? S? ? S ca ?

?

?1

K ? ? a ? ?? ? m

?

335 57.43 2.80 ? 1.71? 0.1? 0

? ?1 185 ? ? 68.4 k ? ? ? ? ? ? ? m 2.03? 10.9 ? 0.05? 10.9
S? S ?
2 S? ? S ?2

?

57.43? 68.4 ? 44 ?? 1.5 89.32

故可知道其右端面安全; 同理可知:E 段左端面校核为:
- 27 -

设计计算及说明
mm3 抗弯截面系数 w ? 0.1d 3 ? 0.1? 503 ? 12500 mm3 抗扭截面系数 Wt ? 0.2d 3 ? 0.2 ? 503 ? 25000





截面 IV 上的扭矩 T3 为 T3 ? 41910 N ? mm 截面上的弯曲应力 ? b ? 截面上的扭转应力 ? T ?
M 125132 ? ? 10.00 MPa W 12500

T3 37141 ? ? 1.48564 MP a WT 25000

? b ? 28.9MPa
? T ? 0.45MPa

查得: ? B ? 685MPa ;? ?1 ? 335MPa ;? ?1 ? 185MPa 可查取轴的材料敏性系数 q? ? 0.83;q? ? 0.81; 用插值法查得:

??

k?

? 0.8

??

k?

? 2.124; 其中

??

k?

? 2.655

轴按磨削加工,得表面质量系数为: ?? ? ?? ? 0.92 ;

K? ? K? ?

??

k?

?

1

??
1

? 1 ? 2.655?

1 ? 1 ? 2.74 ; 0.92

??

k?

?

?

? 1 ? 2.124 ?

1 ? 1 ? 2.21 0.92
得 到 40Cr 的 特 性 系 数

又 由 § 3-1

及 § 3-2

K? ? 2.04 K? ? 1.65

?? ? 0.1 ? 0.2,取?? ? 0.1;?? ? 0.05 ? 0.1取?? ? 0.05
则界面安全系数:
K? ? 2.92

S? ? S? ? S ca ?

?

?1

K ? ? a ? ?? ? m

?

335 ? 17.95 2.74 ? 5.59 ? 0.1 ? 0

?? ? 0.72
? r ? 0.85

? ?1 185 ? ? 9.84 k? ? ? ? ?? ? m 2.21? 7.13 ? 0.05 ? 7.13
S? S ?
2 S? ? S?2

?

17.95 ? 9.84 ? 8.6 ?? 1.5 20.47

故 E 段左端截面的左端面都安全!

- 28 -

设计计算及说明 九、箱体设计
1、减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证





齿轮佳合质量, 大端盖分机体采用 1. 2.
H7 配合. is 6

机体有足够的刚度 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。

S? ? 57.43 S? ? 68.4 S ca ? 44

在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 因其传动件速度小于 12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得 沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离 H 为 40mm 为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面 应精创,其表面粗糙度为 6.3 ? 3. 4. A 机体结构有良好的工艺性. 对附件设计 视孔盖和窥视孔 铸件壁厚为 10,圆角半径为 R=3。机体外型简单,拔模方便.

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 B 油螺塞: 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。 C 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. D 通气孔: 由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机 盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡. E 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. F 位销: 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度,在机体联结凸缘的 长度方向各安装一圆锥定位销,以提高定位精度.

? b ? 10.00MPa
? T ? 3.353MPa

K? 1 ? 2.74

K? ? 2.21

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设计计算及说明 G 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. 减速器机体结构尺寸如下: 名称 机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁连接螺栓直 径 机盖与机座连接螺 栓直径 连接螺栓 d2 的间距 轴承端盖螺钉直径 符号 δ δ 1 b b1 p df n d1 减速器及其形式关系 0.025a+3mm=6.84mm,取 8mm 0.02a+3=6.06mm<8mm,取 8mm 1.5δ =12mm 1.5δ =12mm 2.5δ =20mm 取 30mm 0.036a+12=12.288mm 取 16mm a<250mm,n=4 0.75df=13.15mm 取 8mm (0.5~0.6)df=8.76~10.52mm 取 10mm 150~200mm 取 180mm (0.4~0.5)df=7.01~8.76mm 取 M8 (0.3~0.4)df=5.26~7.01mm 取 M6 (0.7~0.8)df=12.27~14.02mm 取 M12





S? ? 1 7.9 5 S? ? 9.8 4 S ca ? 8.6

d2 l d3

窥视孔盖螺钉直径

d4

定位销直径 df、d2、d3 至外机壁 距离 d1、 d2 至凸缘边缘距 离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外机壁至轴承座端

d

c1

c2 R1 h L1 c1+c2+(5~8)=44
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R1=C2=20

设计计算及说明 面距离 内机壁至轴承座端 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 轴承端盖外径 轴承端盖凸缘厚度 轴承旁连接螺栓距 离 L2 δ +c1+c2+(5~8)=52





△1

≥1.2δ =9.6mm 取 14mm

△2 m1,m D2 e s

≥δ =8mm 取 10mm m1=m≈0.85δ 1=6.8mm,取 7mm

(1~1.2)d3=9mm 取 12mm s≈D2

2、减速器附件的选择,在草图设计中选择 包括:轴承盖,窥视孔,视孔盖,压配式圆形油标,通气孔,吊耳, 吊钩,螺塞,封油垫,垫圈等。

十. 润滑密封设计 对于二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低, 所以其速度远远选用 SH0357-92 中的 50 号润滑,装至规定高度.
5 油的深度为 H+ h1 小于 (1.5 ~ 2) ?10 mm.r / min , 所以采用脂润滑, 箱体

内 H=30, H+ h1 =34 所以 H+ h1 =30+34=64 其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。

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,国 150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。
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设计计算及说明 十一.联轴器设计 1.类型选择. 为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器 2.载荷计算. 公称转矩:T=9550 查课本,选取 Ka ? 1 所以转矩
3.77 p ? 9550 ? 338.7 n 106 .29





Tca ? KaT3 ? 1? 315.75 ? 315.75N ? m

因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 选取 LT7 型弹性套柱销联轴器其公称转矩为 500Nm

参考资料目录
【1】吴宗泽,高志,罗圣国,李威主编:《机械设计课程设计手册》 高等教育出版社 第四版 【2】百度文库

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