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二级减速器链传动课程设计


1 传动简图的拟定
1.1 技术参数: 输送链的牵引力: 输送链的速度 9 kN ,

:0.35 m/s,

链轮的节圆直径:370 mm。 1.2 工作条件: 连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期 10 年(每年 300 个工作日,小批量生产, 两班制工作,输送机工作轴转速允许误差±5%。链板式输送机的传动效率为 95%。

1.3 拟定传动方案 传动装置由电动机,减速器,工作机等组成。减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器。外传 动为链传动。方案简图如图。

方案图

2 电动机的选择

2.1 电动机的类型:三相交流异步电动机(Y 系列) 2.2 功率的确定 2.2.1 工作机所需功率 Pw (kw): Pw = Fw v w /(1000 η w )=7000×0.4/(1000×0.95)= 3.316kw 2.2.2 电动机至工作机的总效率η: η= η1 × η 2 × η 3 × η 4 × η 5 × η 6
3

=0.99× 0.99 3 ×0.97×0.98×0.96×0.96=0.841 ( η1 为联轴器的效率, η 2 为轴承的效率, η 3 为圆锥齿轮传动的效率, η 4 为圆柱齿轮的传动 效率, η 5 为链传动的效率, η 6 为卷筒的传动效率) 2.2.3 所需电动机的功率 Pd (kw): Pd = Pw /η=3.316Kw/0.841=3.943kw

2.2.4 电动机额定功率: Pm ≥ Pd 2.4 确定电动机的型号 因同步转速的电动机磁极多的,尺寸小,质量大,价格高,但可使传动比和机构尺寸 减小,其中 Pm =4kN,符合要求,但传动机构电动机容易制造且体积小。 由此选择电动机型号:Y112M—4 电动机额定功率 Pm =4kN,满载转速 =1440r/min

工作机转速 n筒 =60*V/(π*d)=18.0754r/min
电动机型号 额定功率 (kw) 满载转速 (r/min) 起动转矩/额 定转矩 最大转矩/额 定转矩

Y112M1-4 选取 B3 安装方式

4

1440

2.2

2.3

3 传动比的分配
总传动比: i总 = nm / n筒 =1440/18.0754=79.667 设高速轮的传动比为 i1 ,低速轮的传动比为 i2 ,链传动比为 i3 ,减速器的传动比为 i减 ,链传 动的传动比推荐<6,选 i3 =5.3 则 i2 = i减 / i1 =4.29 。 , i减 = i总 / i3 =15.0315 , i1 ≈ 0.25 i减 =3.758,选 i1 =3.5,

i = i1 i2 i3 =3.5×4.3×5.3=79.765

? i =( i - i总 )/ i总 =(79.765-79.667)/79.667=0.123%

符合要求。

4 传动参数的计算
4.1 各轴的转速 n(r/min) 高速轴Ⅰ的转速: n 1 = n m =1440 r/min 中间轴Ⅱ的转速: n 2 = n 1 / i1 =1400/3.5=411.43 r/min 低速轴Ⅲ的转速: n 3 = n 2 / i2 =411.43/4.3=95.681 r/min 滚筒轴Ⅳ的转速: n 4 = n 3 / i3 =95.681/5.3=18.05 r/min 4.2 各轴的输入功率 P(kw) 高速轴Ⅰ的输入功率: P1 = p m × η1 = 4 × 0.99 = 3.96kw 中间轴Ⅱ的输入功率: P2 = p1 × η 3η 2 = 3.96 × 0.97 × 0.99 = 3.80kw 低速轴Ⅲ的输入功率: P3 = p 2 × η 4η 2 = 3.80 × 0.98 × 0.97 = 3.61kw 滚筒轴Ⅳ的输入功率: P4 = p3 ×η 5η 2 = 3.61 × 0.96 × 0.99 = 3.43kw 4.3 各轴的输入转矩 T(N·m) 高速轴Ⅰ的输入转矩: T1 = 9550 P1 / n1 = 26.26N·m 中间轴Ⅱ的输入转矩: T2 = 9550 P2 / n2 = 88.20N·m 低速轴Ⅲ的输入转矩: T3 = 9550 P3 / n3 = 360.32N·m 滚筒轴Ⅳ的输入转矩: T4 = 9550 P4 / n4 = 1814.76N·m

链传动的设计与计算 5 链传动的设计与计算
5.1 选择链轮齿数 取小齿轮齿数 z1 =11,大链轮的齿数 z 2 = i3 × z1 =5.3×11≈58.3 取 59 。 5.2 确定计算功率 查表 9-6 得 K A =1.0,查图 9-13 得 K z =2.5,单排链,功率为 Pca = K A K z P3 =1.0×2.5×3.61=9.025kW 5.3 选择链条型号和节距 根据 Pca 9.025kW 和主动链轮转速 n 3 =95.681(r/min) ,由图 9-11 得链条型号为 24A,由 表 9-1 查得节距 p=38.1mm。 5.4 计算链节数和中心距 初选中心距 a 0 =(30~50)p=(30~50)×38.1=1143~1905mm。取 a 0 =1200mm,按下式计算

链节数 L p 0 :

=2×1200/38.1+(11+59)/2+[(59-11)/ 2π] 2 ×38.1/1200 ≈99.74 故取链长节数 L p =100 节

由( L p - z1 )/( z 2 - z1 )=(100-11)/(59-11)=2.04,查表 9-7 得 f1 =0.24421,所以 得链传动的最大中心距为: a 0 = f1 p[2 L p -( z1 + z 2 )] =0.22648×31.75×[2×128-(11+59)]≈1209.57mm 5.5 计算链速 v,确定润滑方式 v= z1 n3 p/60×1000=11×95.681×38.1/60×1000≈0.668m/s 由图 9-14 查得润滑方式为:滴油润滑。 5.6 计算链传动作用在轴上的压轴力 FP 有效圆周力: Fe =1000P/v =1000×3.61/0.668=5404.2N 链轮水平布置时的压轴力系数 K Fp =1.15 则 FP ≈ K Fp Fe =1.15×5404.2≈6214.8N 计算链轮主要几何尺寸 p 38.1 d1 = = = 135.23mm o 180 180 o sin sin z1 11 p 38.1 d2 = = = 715.86mm o 180 180 o sin sin z2 59 5.7 链轮材料的选择及处理 根据系统的工作情况来看,链轮的工作状况是,采取两班制,工作时由轻微振动。每年 三百个工作日,齿数不多,根据表 9-5 得 度为 40—50HRC 。 材料为 40 号钢,淬火 、回火,处理后的硬

6 圆锥齿轮传动的设计计算
6.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

6.1.1 选用闭式直齿圆锥齿轮传动,按齿形制 GB / T 12369 ? 1990 齿形角 α = 20o ,顶隙系数

c* = 0.2 ,齿顶高系数 ha* = 1 ,螺旋角 β m = 0o ,轴夹角 ∑ = 90 o ,不变位,齿高用顶隙

收缩齿。 6.1.2 根据课本表 10-1,材料选择,小齿轮材料为 40Cr(调质) ,硬度为 280HBS,大齿轮材 料为 45 钢(调质) ,硬度为 240HBS。 6.1.3 根据课本表 10-8,选择 7 级精度。 6.1.4 传动比 u= z 2 / z1 =3.5 节锥角 δ 1 = arctan (1 / u ) = 15.945 o , δ 2 = 90 o ? 15.945 o = 74.055 o 不产生根切的最小齿数: Z min = 2ha * cos δ 1 / sin 2 α =16.439 选 z1 =18, z 2 =u z1 =18×3.5=63 6.2 按齿面接触疲劳强度设计

? Z ? KT1 公式: d1t ≥2.92 3 ? E ? ? [δ ] ? φ (1 ? 0.5? )2 u ? H ? R R
6.2.1 试选载荷系数 K t =2 6.2.2 计算小齿轮传递的扭矩 T1 =95.5×10 5 P1 / n 1 =2.63×10 4 N·mm 6.2.3 选取齿宽系数 φ R =0.3 6.2.4 由课本表 10-6 查得材料弹性影响系数 Z E = 189.8MPa 2 。
1

2

6.2.5 由图 10-21d 按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 σ H lim1 = 600 MPa ,大齿轮 的接触疲劳极限 σ H lim 2 = 550 MPa 。 6.2.6 计算应力循环次数 N1 = 60n1 jLh = 60 × 1440 × 1 × (2 × 8 × 300 × 10) = 4.15 × 10 9 N 2 = N1 / u = 1.18 × 10 9 6.2.7 由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 K HN 1 = 0.87 6.2.8 计算接触疲劳许用应力 K HN 2 = 0.90

[σ H ]1 = K HN 1σ lim 1 / S = 0.87 × 600 = 522MPa [σ H ]2 = K HN 2σ lim 2 / S = 0.90 × 550 = 495MPa
6.2.9 试算小齿轮的分度圆直径 代入 [σ H ] 中的较小值得

? Z ? KT1 d1t ≥2.92 3 ? E ? ? [δ ] ? φ (1 ? 0.5φ )2 u =63.325 mm ? H ? R R 6.2.10 计算圆周速度 v
d m1 = d1t (1 ? 0.5φ R ) = 63.325 × (1 ? 0.5 × 0.3) = 53.825 mm

2

v = ( π d m 1 n 1 ) /( 60 × 1000 )
=(3.14159×53.825×1440)/(60×1000)=4.058m/s 6.2.11 计算载荷系数 齿轮的使用系数载荷状态均匀平稳,查表 10-2 得 K A =1.0。 由图 10-8 查得动载系数 K V =1.1。 由表 10-3 查得齿间载荷分配系数 K Hα = K Fα =1.1。 依据大齿轮两端支承,小齿轮悬臂布置,查表 10-9 得轴承系数 K 由公式 K Hβ = K Fβ =1.5 K Hβbe =1.5×1.25=1.875 接触强度载荷系数
K = K A K V K Hα K Hβ =1×1.1×1.1×1.875=2.27
H β be

=1.25

6.2.12 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径

d1 = d1t 3 K / Kt

=63.325× 3 2.27 / 2 =66.06 mm

m= d1 / z1 =66.06/18=3.67 mm 取标准值 m = 4 mm 。

6.2.13 计算齿轮的相关参数

d1 =m z1 =4×18=72 mm d 2 =m z 2 =4×63=252 mm

δ 1 = arctan (1 / u ) = 15.945 o = 15
R = d1

o

56'42"

δ 2 =90 o - δ 1 =74 o 3'18"

u2 +1 3.5 2 + 1 = 72 × = 131.04 mm 2 2

6.2.14 确定并圆整齿宽

b= φ R R=0.3×131.04=39.3 mm 圆整取 B2 = 40mm 6.3 校核齿根弯曲疲劳强度

B1 = 45mm

6.3.1 确定弯曲强度载荷系数 K= K A K V K Fα K Fβ =2.06 6.3.2 计算当量齿数
z v1 = z1 /cos δ 1 =18/cos 15 o 56'42" =18.7 z v 2 = z 2 /cos δ 2 =63/cos74 o 3'18" =229.3

6.3.3 查表 10-5 得 YFa1 =2.91, YSa1 =1.53, YFa 2 =2.29, YSa 2 =1.71 6.3.4 计算弯曲疲劳许用应力 由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数
K FN 1 =0.82, K FN 2 =0.87

取安全系数 S F =1.4 由图 10-20c 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限

σ FN 1 =500Mpa

σ FN 2 =380Mpa

按脉动循环变应力确定许用弯曲应力

[σ F ]1 = K FN 1σ FN 1 / S F = 0.82 × 500 / 1.4 = 292.85MPa [σ F ]2 = K FN 2σ FN 2 / S F = 0.87 × 380 / 1.4 = 236.14MPa
6.3.5 校核弯曲强度 根据弯曲强度条件公式 2 KT1YFa1YSa1 σF = ≤ [σ F ] bm 2 (1 ? 0.5φ R ) 2 z 2 KT Y Y 2 × 2.06 × 26300 × 2.91 × 1.53 MPa σ F 1 = 2 1 Fa1 Sa12 = 2 bm (1 ? 0.5φ R ) z1 40 × 4 2 × (1 ? 0.5 × 0.3) × 18 =57.96 MPa ≤ [σ F ]1 2 KT1YFa 2YSa 2 2 × 2.06 × 26300 × 2.29 × 1.71 = = MPa 2 2 2 bm (1 ? 0.5φ R ) z 2 40 × 4 2 × (1 ? 0.5 × 0.3) × 18 =50.98 Mpa ≤ [σ F ]2

σ F2

满足弯曲强度要求,所选参数合适。

7 圆柱齿轮传动的设计计算
7.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

7.1.1 选用闭式直齿圆柱齿轮传动。 7.1.2 根据课本表 10-1,选择小齿轮材料 40Cr 钢,调质处理,硬度 280HBS;大齿轮材料 45 钢,调质处理,硬度 240HBS 。 7.1.3 根据课本表 10-8,运输机为一般工作机器,速度不高,故选用 7 级精度。 7.1.4 试选小齿轮齿数 z1 =21,则 z 2 =u z1 = i2 z1 =4.3×21≈89 7.2 按齿面接触疲劳强度设计
3 2

KT1 u ±1 ? Z E ? ? 公式: d1t ≥ 2.32 ? ? ? u ? [σ H ] ? φd ? 7.2.1 试选载荷系数 K t =1.3 7.2.3 由表 10-7 选取齿宽系数 φ d =1

7.2.2 计算小齿轮传递的转矩 T =95.5×10 5 P2 / n 2 =8.82×10 4 N·mm
1

7.2.4 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 Z E =189.8 MPa 2 7.2.5 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 σ H lim 1 =600Mpa,大齿轮的接 触疲劳强度极限 σ H lim 1 =550Mpa。 7.2.6 计算应力循环次数
N 1 = 60n 2 jLh =60×274.3×1×(2×8×300×10)=7.90×10 8

N 2 = N 1 /u=7.90×10 8 /4.3=1.8372×10 8 7.2.8 由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K HN 1 = 1.02 , K HN 2 = 0.96 。
7.2.9 计算接触疲劳许用应力 取安全系数 S=1.4 MPa

[σ H ]1 = K HN 1σ H lim 1 =1.02×600/1.4=437.14
S

[σ H ]2 = K HN 2σ H lim 2
S

=0.96×550/1.4=377.14MPa

7.2.10 试算试算小齿轮的分度圆直径,带入 [σ H ] 中的较小值得

d1t ≥ 2.32

K tT

φd

u +1? ZE ? 1.3 × 8.82 × 10 4 4.3 + 1 ? 189.8 ? ? ? = 2.323 ? ? ? ? 1 4.3 ? 424 ? u ? [σ H ] ? ? ?

2

2

mm=70.716mm

7.2.11 计算圆周速度 πd1t n2 3.14 × 70.716 × 411 v= = m/s=1.523m/s 60 × 1000 60 × 1000 7.2.12 计算齿宽 b
b = φ d ? d 1t =1×70.716mm=70.716mm

7.2.13 计算齿宽与齿高之比

b h

模数 mt =

d1t =70.716/21=3.367mm z1

齿高 h = 2.25mt =2.25×3.367=7.576mm
b =70.716/7.576=9.33 h

7.2.14 计算载荷系数 根据 v=1.523m/s,由图 10-8 查得动载荷系数 K V =1.04; 直齿轮, K Hα = K Fα =1 由表 10-2 查得使用系数 K A =1 由表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时, K Hβ =1.316。 由
b =9.33, K Hβ =1.316 查图 10-13 得 K Fβ =1.28;故载荷系数 h

K = K A K V K Hα K Fβ =1×1.04×1×1.28=1.331

7.2.15 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径

d1 = d1t 3

K 1.331 = 70.716 × 3 =71.27mm Kt 1.3

7.2.16 计算模数 m:

m=
7.3

d1 =71.27/21=3.39mm z1

按齿根弯曲强度设计 公式为 m = 3

2 KT φ d z12

? YFa YSa ? ? [σ ] F ?

? ? ? ?

7.3.1 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 σ FE1 = 500 MPa ,大齿轮的弯曲疲劳强度

σ FE 2 = 380MPa
7.3.2 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K FN 1 =0.87, K FN 2 =0.89 7.3.3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,则

[σ F ]1 = K FN 1σ FE1 =0.87×500/1.4=310.71
S

Mpa

[σ F ]2 = K FN 2σ FE 2 =0.89×380/1.4=241.57
S

Mpa

7.3.4 计算载荷系数 K
K = K A K V K Fα K Fβ =1×1.04×1×1.28=1.331

7.3.5 查取齿形系数 由表 10-5 查得 YFa1 =2.76, YFa 2 =2.198 7.3.6 查取应力校正系数 由表 10-5 查得 YSa1 =1.56, YSa1 =1.768

YFa YSa
7.3.7 计算大、小齿轮的

[σ F ]

并加以比较

YFa1YSa1

[σ F ]1

=2.76×1.56/310.71=0.01385

YFa 2YSa 2

[σ F ]2

=2.198×1.758/241.57=0.01599

大齿轮的数值大。 7.3.8 设计计算

m=3

2 KT φ d z12

? YFa YSa ? ? [σ ] F ?

? ? ? ?

=3

2 × 1.331 × 8.82 × 10 4 × 0.01599 mm=2.04mm 1 × 212

对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数 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 劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取由弯曲强度算得的模数 2.04 并就 近圆整为标准值 m=2.5,按接触强度算得的分度圆直径 d1 =69.444,算出小齿轮齿数:

z1 =

d1 = 70.716/2.5 ≈ 28 m

大齿轮齿数: z 2 =4.3×28=120.4,即取 z 2 =120

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,并做到了结构紧凑,避免浪费。 7.4 几何尺寸计算

7.4.1 计算分度圆直径

d1 = z1 m=28×2.5mm =70mm d 2 = z 2 m=120×2.5mm =300mm 7.4.2 计算中心距
a=( d1 + d 2 )/2=(70+300)/2=185mm 7.4.3 计算齿轮宽度 b= φ d d1 =1×70mm=70mm 取 B2 =70mm, B1 =75mm 。

8 轴的设计计算
8.1 输入轴设计

8.1.1 求输入轴上的功率 p1 、转速 n 1 和转矩 T1 p1 =3.96kW 8.1.2 求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为 d m1 = d1 (1 ? 0.5φ R ) = 72 × (1 ? 0.5 × 0.3) = 61.2 mm 2T1 2 × 26300 Ft = = = 859 . 5 N d m1 61 . 2 Fr = Ft ? tan α ? cos δ 1 = 859 .5 × tan 20 o × cos 15 .945 o = 300.8 N Fa = Ft ? tan α ? sin δ 1 = 859.5 × tan 20 o × sin 15.945o = 85.9N

n 1 =1440r/min

T1 =26.26 N·m

8.1.3

初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢(调质) ,根据课本表 15-3,取 A0 = 112 ,得

d min = A0 3

P1 3.96 = 112 × 3 = 15.69mm n1 1440

因轴上有两个键槽,故直径增大 10%—15%,取 d12 =18 mm 左右。 为了使所选的轴直径 d12 与联轴器的孔径 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径 d12 ,

相适应,故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩 Tca = K AT1 ,查课本表 14-1,由于转矩变化很小,故取 K A = 1.3 , 则 Tca = K AT = 1.3 × 26300 = 34190 N ? mm = 34.19 N ? m ,因输入轴与电动机相连,转速 高, 转矩小, 选择弹性套柱销联轴器。 电动机型号为 Y112M—4,由指导书表 17-9 查得, 电动机的轴伸直径 D= 28 mm 。查指导书表 17-4,选 LT4 型弹性套柱销联轴器,其公 称转矩为 63 N ? m , 半联轴器的孔径 d1 =28mm, 故取 d12 =28mm, 半联轴器长度 L1 = 62mm , 半联轴器与轴配合的毂孔长度为 60mm。 8.1.4 拟定轴上零件的装配方案

8.1.5

为了满足半联轴器的轴向定位,1-2 轴段右端需制出一轴肩,故取 2-3 段的直径
d 23 =32 mm 。左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径 D= 38 mm ,半联轴器与

轴配合的毂孔长度为 L=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 1-2 轴段的长度应比 L 略短一些,现取 l12 = 59mm 。 8.1.6 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力,故选用圆锥滚子轴承,参照 工作要求并根据 d 23 =32 mm ,由指导书表 15-1,初步选取 02 系列, 30207 GB/T 276, 其尺寸为 d × D × T × B = 35 × 72 × 18.25 × 17 ,故 d 34 = d 56 = 35mm ,而为了利于固定
l 34 = 17 mm 。由指导书表 15-1 查得 d 45 = 43mm 。

8.1.7

取安装齿轮处的轴段 6-7 的直径 d 67 = 28mm ;齿轮的左端与套筒之间采用套筒定 位。已知齿轮轮毂的宽度为 45mm,应使套筒端面可靠地压紧轴承, l 67 由套筒长度, 挡油环长度以及略小于轮毂宽度的部分组成, l 67 = 70mm 。 故 为使套筒端面可靠地压 紧轴承,5-6 段应略短于轴承宽度,故取 l 56 = 16mm 。

8.1.8

轴承端盖的总宽度为 30mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求, 求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离 l = 20 mm ,故取 l23 = 50mm

8.1.9

l 45 = 2.5d 34 ? l 34 = 70.5mm 至此,已经初步确定了轴的各段直径和长度。

8.1.10

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连接 轴与半联轴器之间的平键,按 d12 =28mm, 查得平键截面 b × h = 8 × 7 mm ,长 50mm 轴与锥齿轮之间的平键按 d 67 = 28mm ,由课本表 6-1 查得平键截面 b × h = 8 × 7 mm , 长为 40mm,键槽均用键槽铣刀加工。 为保证齿轮、半联轴器与轴配合有良好的对中性,故选择半联轴器与轴配合为
H 7 / k 6 ,齿轮轮毂与轴的配合为 H 7 / m6 ;滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合

来保证的,此处选轴的尺寸公差为 m6。 8.1.11 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-2,取轴端倒角为 2 × 45 o ,其他均为 R=1.6

8.2 8.2.1

中间轴设计 求输入轴上的功率 p 2 、转速 n 2 和转矩 T2
p 2 =3.80kW

n 2 =411.43r/min

T2 =88.20N·m

8.2.2

求作用在齿轮上的力 已知小圆柱直齿轮的分度圆半径 d1 =70 mm 2T 2 × 88200 Ft1 = 2 = = 2520 N d1 70
Fr1 = Ft1 tan α =2520 × tan 20 o =917.2N

已知大圆锥齿轮的平均分度圆半径 d m 2 = d 2t (1 ? 0.5φ R ) = 300 × (1 ? 0.5 × 0.3) = 255 mm

Ft 2 =

2T2 2 × 88200 = = 691.76 N d m2 255

Fr 2 = Ft 2 ? tan α ? cos δ 1 = 691.76 × tan 20 o × cos 15.945 o = 242.09N Fa 2 = Ft 2 ? tan α ? sin δ 1 = 691.76 × tan 20 o × sin 15.945 o = 69.17 N

8.2.3

初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢(调质) ,根据课本表 15-3,取 A0 = 112 ,得

d min = A0 3

P2 3.80 = 112 × 3 = 23.50mm n2 411.43

中间轴的最小值显然是安装滚动轴承的直径。 因轴上有两个键槽,故直径增大 10%—15%,故 d min = 27mm 8.2.4 拟定轴上零件的装配方案如图

8.2.5

初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力,故选用圆锥滚子轴承,参照

由指导书表 15-1 中初步选取 03 系列, 标准精度级的单 工作要求并根据 d12 = d 56 > 27.00mm , 列圆锥滚子轴承 30306,其尺寸为 d × D × T × B = 30 × 72 × 20.75 × 19 ,所以 d12 = d 56 =30mm。这 对轴承均采用套筒进行轴向定位,由表 15-7 查得 30306 型轴承的定位轴肩高度,因此取套 筒外直径 37mm,内直径 35mm。 8.2.6 取安装圆锥齿轮的轴段 d 23 = d 45 = 35mm ,锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位, 已知锥齿轮轮毂长 L = 40mm ,为了使套筒端面可靠地压紧端面,此轴段应略短于轮 毂长,故取 l 23 = 36mm ,齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度 h > 0.07 d = 2.45,故取
h = 3 ,则轴环处的直径为 d 34 = 41mm 。

8.2.7

已知圆柱直齿轮齿宽 B1 =75mm,为了使套筒端面可靠地压紧端面,此轴段应略短于轮 毂长,故取 l 45 =72mm。

8.2.8

箱体以小圆锥齿轮中心线为对称轴,由圆锥齿轮的啮合几何关系,推算出,箱体对 称线次于截面 3 右边 16mm 处,设此距离为 l O = 16mm 则:取轴肩 l 34 = 9mm 有如下长度关系: l12 + l 23 +16mm= l 45 + l56 -7mm 由于 l12 要安装轴承与甩油环与套筒、还有插入轮毂中的 4mm,取 l12 ≥ 50mm 由于 l56 要安装轴承与甩油环与套筒、还有插入轮毂中的 3mm l56 ≥ 49mm 综合 以上关系式,求出 l56 = 49mm , l12 = 62mm

8.2.9 轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接, d 23 由课本表 6-1 查得平键截面 b × h = 10 × 8mm , 按 键槽用键槽铣刀加工,长为 32mm,同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择 H7 齿轮轮毂与轴的配合为 ;圆柱齿轮的周向定位采用平键连接,按 d 45 由课本表 6-1 m6 查得平键截面 b × h = 10 × 8mm ,键槽用键槽铣刀加工,长为 63mm,同时为保证齿轮与 H7 轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ;滚动轴承与轴的周向定 m6 位是由过渡配合来保证的,此处选轴的尺寸公差为 m6。 8.2.10 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 15-2,取轴端倒角为 2 × 45 o 。 8.3 8.3.1 输出轴的设计 求输入轴上的功率 p1 、转速 n 1 和转矩 T1
P3 =3.61kW
n 3 =95.681r/min

T3 =360.32N·m

8.3.2

求作用在齿轮上的力 已知大圆柱直齿轮的分度圆半径 d 2 =300mm 2T 2 × 360320 Ft = 3 = = 2402 N d2 300
Fr = Ft tan α =2402 × tan 20 o =874.2N

8.3.3

初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢(调质) ,根据课本表 15-3,取 A0 = 112 ,得

d min = A0 3

P3 3.61 = 112 × 3 = 37.56mm n3 95.681

中间轴的最小值显然是安装滚动轴承的直径。 因轴上有两个键槽,故直径增大 10%—15%,故 d min = 43.19mm 8.3.4 拟定轴上零件的装配方案如图。

8.3.5

由图可得 d12 为整个轴直径最小处选 d12 =45 mm 。 为了满足齿轮的轴向定位,取 d 23 = 48mm 。根据链轮宽度及链轮距 箱体的距离综合考虑取 l12 = 60mm , l 23 = 50mm 。

8.3.6

初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力,故选用圆锥滚子轴承,参照 工作要求并根据 d12 = d 67 > 47 mm ,由指导书表 15-1 中初步选取 03 基本游隙组,标准 精度级的单列圆锥滚子轴承 30310,其尺寸为 d × D × T = 50 × 110 × 29.25 ,所以
d 34 = d 67 =50mm。这对轴承均采用套筒进行轴向定位,由表 15-7 查得 30310 型轴承的

定位轴肩高度,因此取 d 45 = 60mm 。去安装支持圆柱齿轮处直径 d 56 = 56mm 。 8.3.7 已知圆柱直齿轮齿宽 B2 =70mm,为了使套筒端面可靠地压紧端面,此轴段应略短于轮 毂长,故取 l56 =68mm。 由于中间轴在箱体内部长为 228mm, 轴承 30310 宽为 29.25mm, 可以得出 l34 = 50.5mm ,
l 45 = 59mm , l67 = 50.5mm 。

8.3.8

至此,已经初步确定了轴的各段直径和长度。 8.3.9 轴上的周向定位

圆柱齿轮的周向定位采用平键连接,按 d 56 由课本表 6-1 查得平键截面
b × h = 16 × 10mm ,键槽用键槽铣刀加工,长为 63mm,同时为保证齿轮与轴配合有良好 H7 的对中性, 故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ; 链轮的周向定位采用平键连接, d12 由 按 m6 课本表 6-1 查得平键截面 b × h = 12 × 8mm ,键槽用键槽铣刀加工,长为 56mm,同时为 H7 ;滚动轴承与 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 m6 轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的尺寸公差为 m6。 8.3.10 确定轴上圆角和倒角尺寸

参考表 15-2,取轴端倒角为 2 × 45 o 。 8.3.11 求轴上的载荷

根据轴的结构图,做出轴的计算简图,支承从轴的结构图,以及弯矩和扭矩图中可以看 出圆柱齿轮位置的中点截面是轴的危险截面。

计算出的圆柱齿轮位置的中点截面处的 M H 、 M V 及 M 的值列于下表 8.3.12 按弯 载荷 校核轴的强 根据 据及 转, 扭 脉动 力, 取 的计 支反力 F 水平面 H
FNH 1 = 3158.5 N FNH 2 = 2102.2 N

扭合成应力 垂直面 V
FNV 1 = 536.2 N FNV 2 = ?425.2 N M v = 132.7 N ? m

度 上表中的数 轴的单向旋 转切应力为 循环变应 α = 0.6 ,轴 算应力

弯矩 M 总弯矩 扭矩 T

M H = 294.2 N ? m

M = 294.2 2 + 132.7 2 = 322.74 N ? m
T3 =360.32N·m

322.74 2 + (0.6 × 360320 ) = = 12.31MPa σ ca = W 0.1 × 56 3 前已选定轴的材料为 45 钢, 调质处理, 由课本表 15-1 查得许用弯曲应力 [σ ?1 ] = 60MPa , 因此 σ ca < [σ ?1 ] ,故安全。
2 2

M 2 + (αT3 )

8.3.13 判断危险截面:截面 6 右侧受应力最大 8.3.14 截面 6 右侧
W = 0.1d 3 = 0.1 × 50 3 = 12500mm 3 Wt = 0.2d 3 = 0.2 × 50 3 = 25000mm 3 80.25 ? 35 截面 6 右侧弯矩 M = 200700 × = 113167 N ? mm 80.25 截面 6 上的扭矩 T3 =360.32N·m M 113167 σb = = = 9.1MPa 截面上的弯曲应力 W 12500 T 360320 截面上的扭转切应力 τ T = 3 = = 14.41MPa WT 25000

抗弯截面系数 抗扭截面系数

轴的材料为 45,调质处理。由表 15-1 查得 σ B = 640MPa σ ?1 = 275MPa τ ?1 = 155MPa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 α σ 及 α τ 按课本附表 3-2 查取。因 r 2 D 56 = = 0.04 , = = 1.12 ,经插值后查得 d 50 d 50 α σ =2.018 α τ =1.382 又由课本附图 3-1 可得轴的材料敏感系数为
qσ = 0.81

q r = 0.85

故有效应力集中系数为 kσ = 1 + qσ (α σ ? 1) = 1 + 0.81 × (2.018 ? 1) = 1.82
kτ = 1 + qτ (α τ ? 1) = 1 + 0.85 × (1.382 ? 1) = 1.32

由课本附图 3-2 查得尺寸系数 ε σ = 0.73 ,附图 3-3 查得扭转尺寸系数 ε τ = 0.84 。轴按 磨削加工,由课本附图 3-4 得表面质量系数为 β σ = β τ =0.92 轴未经表面强化处理,即 β q = 1 ,则综合系数为
K σ = kσ / ε σ +1/ β σ ? 1 =1.82/0.73+1/0.92 ? 1 =2.58 K τ = kτ / ε τ +1/ β τ ? 1 =1.32/0.84+1/0.92 ? 1 =1.66 计算安全系数 Sca 值 σ ?1 275 Sσ = = = 11.53 K σ σ b + ?σ σ m 2.58 × 9.2 + 0.1 × 0

Sτ =
S ca =

τ ?1 155 = = 12.58 K τ τ a + ?τ τ m 1.66 × 14.41 / 2 + 0.05 × 14.41 / 2
S σ Sτ S σ + Sτ
2 2

=

11.53 × 12.58 11.532 + 12.58 2

= 8.49 >>S=1.5

故可知安全。

8.3.15 截面 6 左侧
W = 0.1d 3 = 0.1 × 56 3 = 17561.6mm 3 Wt = 0.2d 3 = 0.2 × 56 3 = 35123.2mm 3 82 ? 35 M = 200700 × = 113167 N ? mm 截面 6 左侧弯矩 82 截面 6 上的扭矩 T3 =360.32N·m M 113167 截面上的弯曲应力 σb = = = 6.44 MPa W 17561.6 T 360320 截面上的扭转切应力 τ T = 3 = = 10.286 MPa WT 35123.2

抗弯截面系数 抗扭截面系数

由课本附表 3-8 用插值法求得
kσ / ε σ =3.75,则 kτ / ε τ =0.8 × 3.75=3

轴按磨削加工,有附图 3-4 查得表面质量系数为 β σ = β τ =0.92 故得综合系数为
K σ = kσ / ε σ +1/ β σ ? 1 =3.75+1/0.92 ? 1 =3.84 K τ = kτ / ε τ +1/ β τ ? 1 =3+1/0.92 ? 1 =3.09

又取碳钢的特性系数 ? σ = 0.1, ?τ = 0.05 所以轴的截面 5 右侧的安全系数为 σ ?1 275 Sσ = = = 10.08 K σ σ a + ?σ σ m 3.84 × 6.44 + 0.1 × 0

Sτ =
S ca =

τ ?1 155 = = 9.60 K τ τ a + ?τ τ m 3.09 × 10.28 / 2 + 0.05 × 10.28 / 2
S σ Sτ S σ + Sτ
2 2

=

10.08 × 9.60 10.08 2 + 9.60 2

= 6.95 >>S=1.5

故可知其安全。

9
9.1

键连接的选择和计算
输入轴与联轴器的链接

轴径 d12 = 28mm , 选取的平键界面为 b × h = 8× 7 mm , L=50mm。 长 由指导书表 14-26 得, 键在轴的深度 t=4.0mm,轮毂深度 t 1 = 3.3mm。圆角半径 r=0.2mm。查课本表 6-2 得,键 的许用应力 σ p = 120MPa 。

[ ]

4T 4 × 262600 = = 93.78 ≤ σ p 满足强度要求。 dhl 28 × 8 × 50 9.2 输入轴与小圆锥齿轮的链接 轴径 d 67 = 28mm , 选取的平键界面为 b × h = 8× 7 mm , L=40mm。 长 由指导书表 14-26 得,

σp =

[ ]

键在轴的深度 t=4.0mm,轮毂深度 t 1 = 3.3mm。圆角半径 r=0.2mm。查课本表 6-2 得,键 的许用应力 σ p = 120MPa 。

[ ]

4T 4 × 262600 = = 116.58 ≤ σ p 满足强度要求。 dhl 28 × 8 × 40 9.3 中间轴与大圆锥齿轮的链接 轴径 d 23 = 35mm ,选取的平键界面为 b × h = 10 × 8mm ,长 L=32mm。由指导书表 14-26

σp =

[ ]

得,键在轴的深度 t=5.0mm,轮毂深度 t 1 = 3.3mm。圆角半径 r=0.3mm。查课本表 6-2 得,键的许用应力 σ p = 120MPa 。

[ ]

4T 4 × 88200 = = 39.37 ≤ σ p 满足强度要求。 dhl 35 × 8 × 32 9.4 中间轴与小圆柱齿轮的链接 轴径 d 45 = 35mm ,选取的平键界面为 b × h = 10 × 8mm ,长 L=63mm。由指导书表 14-26

σp =

[ ]

得,键在轴的深度 t=5.0mm,轮毂深度 t 1 = 3.3mm。圆角半径 r=0.3mm。查课本表 6-2 得,键的许用应力 σ p = 120MPa 。

[ ]

4T 4 × 88200 = = 20.00 ≤ σ p 满足强度要求。 dhl 35 × 8 × 63 9.5 输出轴与大圆柱齿轮的链接 轴径 d12 = 40mm ,选取的平键界面为 b × h = 12 × 8mm ,长 L=56mm。由指导书表 14-26 得,键在轴的深度 t=5.0mm,轮毂深度 t 1 = 3.3mm。圆角半径 r=0.3mm。查课本表 6-2 得,键的许用应力 σ p = 120MPa 。

σp =

[ ]

[ ]

4T 4 × 360320 = = 82.42 ≤ σ p 满足强度要求。 dhl 40 × 8 × 56 9.6 输出轴与滚子链轮的链接 轴径 d 56 = 56mm ,选取的平键界面为 b × h = 16 × 10mm ,长 L=63mm。由指导书表 14-26

σp =

[ ]

得,键在轴的深度 t=6.0mm,轮毂深度 t 1 = 4.3mm。圆角半径 r=0.3mm。查课本表 6-2 得,键的许用应力 σ p = 120MPa 。

[ ]

σp =

4T 4 × 360320 = = 40.85 ≤ σ p dhl 56 × 10 × 63

[ ]

满足强度要求。

10 滚动轴承的设计和计算
10.1 输入轴上的轴承计算

10.1.1 已知: n 1 =1440r/min, Ft = 859.5 N , Fr = 300.8 N , Fa = 85.9 N C 0r = 63.5 KN C r = 54.2KN e=0.37,Y=1.6 10.1.2 求相对轴向载荷对应的 e 值和 Y 值 F 85.9 相对轴向载荷 a = = 0.0013 C 0 63500

Fa 85.9 = = 0.286 比 e 小 Fr 300.8 10.2.2 求两轴承的轴向力 Fd1 = Ft1 /(2Y ) = 859.5 /(2 × 1.6) N = 268.59 N Fd 2 = Fr 2 /(2Y ) = 300.8 /(2 × 1.6) N = 94 N Fa1 = Fd 1 = 268.59 N
10.1.3 求轴承当量动载荷 P1 和 P2 Fa1 268.59 Fa2 94 = = 0.31 < e = = 0.31 < e Fr1 859.5 Fr2 300.8 由指导书表 15-1 查的 P1 = Fr1 =859.5N , P2 = Fr 2 =300.8N 10.1.4 验算轴的寿命
10 6 ? C ? 10 6 ? 54200 ? 6 Lh = ? ? = ? ? = 2.9 × 10 h >48000h 60n ? P ? 60 × 1440 ? 859.5 ?
ε
3

Fa 2 = 94 N

故可以选用。 故可以选用。 10.2 中间轴上的轴承计算

10.2.1 已知: n 2 =411.43r/min, Ft1 = 2520 N , Fr1 = 917.2 N
Ft 2 = 1089 N , Fr 2 = 242.9 N , Fa 2 = 69.17 N C 0 = 63000N , C = 59000N ,e=0.31,Y=1.9

10.2.2 求两轴承的轴向力
Fd1 = Ft1 /(2Y ) = 2520 /(2 × 1.9) N = 663.15 N Fd 2 = Fr 2 /( 2Y ) = 242.9 /(2 × 1.9) N = 63.92 N Fa1 = Fd 1 = 663.15 N Fa 2 = 63.92 N 10.2.3 求轴承当量动载荷 P1 和 P2 Fa1 663.15 Fa2 63.92 = = 0.263 < e = = 0.264 < e Fr1 2520 Fr2 242.9 由指导书表 15-1 查的 P1 = Fr1 =2520N , P2 = Fr 2 =1089N

10.2.4 验算轴的寿命
10 6 ? C ? 10 6 ? 59000 ? 5 Lh = ? ? = ? ? = 5.2 × 10 h >48000h 60n ? P ? 60 × 411.42 ? 2520 ?
ε
3

故可以选用。

10.3 输出轴上的轴承计算 10.3.1 已知: n 3 =95.68r/min, Ft1 = 2402 N , Fr1 =874.2N,
C 0 = 158000N , C = 130000N ,e=0.35,Y=1.7

10.3.2 求两轴承的轴向力
Fa = Fd = Fr /(2Y ) = 2402 /(2 × 1.7) N = 706.8 N 10.3.3 求轴承当量动载荷 P Fa 706.8 = = 0.29 < e Fr1 2402 由指导书表 15-1 查的 P1 = Fr1 =2402 N

10.2.4 验算轴的寿命
10 6 ? C ? 10 6 ? 130000 ? 7 Lh = ? ? = ? ? = 2.7 × 10 h >48000h 60n ? P ? 60 × 95.68 ? 2402 ?
ε
3

故可以选用。

11 联轴器的选择
在轴的计算中已选定联轴器型号, LT4 型弹性套柱销联轴器。 选 其公称转矩为 63N ? m , 许用转速为 5700 r/min。

12 箱体的设计
12.1 箱体的基本结构设计 箱体是减速器的一个重要零件,它用于支持和固定减速器中的各种零件,并保证传动 件的啮合精度,使箱体有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂,其重量约占减速 器的一半,所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗,重量及成本等 有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂,各部分民尺寸一般按经验公式在减速器装 配草图的设计和绘制过程中确定。 12.2 箱体的材料及制造方法 选用 HT200,砂型铸造。 12.3 箱体各部分的尺寸(如表 1、2)





符 号

机座壁厚

δ

表 1:箱体参数 圆锥圆柱齿轮减速器 计算结果 8 0.025a+3mm≥8mm

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 机座与机盖连接螺栓直径 连接螺栓 d2 的间距 轴承端螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 定位销直径 df、d1 、d2 至外机壁距离 d1 、d2 至缘边距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外机壁到轴承端面距离 内机壁到轴承端面距离 大齿轮齿顶圆与内机壁距 离 齿轮端面与内机壁的距离 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

δ1
b

(0.8~0.85) δ ≥8mm 1.5δ 1.5δ 2.5δ 0.036a+12mm a ≤ 250mm 0.75 df (0.5~0.6) df 150~200mm (0.4~0.5) df (0.3~0.4) df (0.7~0.8) d2 见表 2 见表 2

8 12 12 20 20 4 16 12

b1
p df n d1 d2 l d3 d4 d

10 8 9

c1 c2 R1
h

c2
根据低速轴承座外径确 定 c1+ c2+(5~8)mm δ+ c1+ c2+(5~8)mm ≥1.2δ ≥δ m1≈0.85δ1,m≈0.85 δ 轴承座孔直径+(5~5.5) d3 (1~1.2) d3 尽量靠近, Md1 和 Md3 以 不发生干涉为准 50 50 58 10 10 7 110 / 130 10

l1 l2 ?1 ?2 m1 、m D2
e s

螺栓直径

M8 13

表 2:连接螺栓扳手空间 c1 、c2 值和沉头座直径 M10 M12 M16 M20 M24 M30 16 18 22 26 34 40

c min 1

c min 2
沉头座直径

11 18

14 22

16 26

20 33

24 40

28 48

34 61

13 润滑和密封设计
13.1 润滑 齿轮圆周速度 v<5m/s 所以采用浸油润滑,轴承采用脂润滑。浸油润滑不但起到润 滑的作用,同时有助箱体散热。为了避免浸油的搅动功耗太大及保证齿轮啮合区的充 分润滑,传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅,设计的减速器的合适浸油深度 H1 对 于圆柱齿轮一般为 1 个齿高,但不应小于 10mm,保持一定的深度和存油量。油池太浅 易激起箱底沉渣和油污, 引起磨料磨损, 也不易散热。 取齿顶圆到油池的距离为 50mm。 换油时间为半年,主要取决于油中杂质多少及被氧化、被污染的程度。查手册选择 L-CKB 150 号工业齿轮润滑油。 13.2 密封

减速器需要密封的部位很多,有轴伸出处、轴承内侧、箱体接受能力合面和轴承盖、窥视孔 和放油的接合面等处。

13.2.1

轴伸出处的密封: 作用是使滚动轴承与箱外隔绝, 防止润滑油漏出以及箱体外杂质、

水及灰尘等侵入轴承室,避免轴承急剧磨损和腐蚀。由脂润滑选用毡圈密封,毡圈密封结构 简单、价格便宜、安装方便、但对轴颈接触的磨损较严重,因而工耗大,毡圈寿命短。

13.2.2 轴承内侧的密封:该密封处选用挡油环密封,其作用用于脂润滑的轴承,防止过多 的油进入轴承内,破坏脂的润滑效果。 13.2.3 箱盖与箱座接合面的密封:接合面上涂上密封胶。

设计总结
虽然这次课程设计只有短短的三周,但是使我体会到了很多。明白了一张比较完美的装 配图是要付出多少努力,加强了我的动手、思考和解决问题的能力,使我对机械设计有更深 刻的认识。

同时要感谢肖老师多次亲自进入我们寝室,给我们指出了多处制图上不妥的地方。也要 感谢学校为我们提供了良好的教学环境,为我们设计提供了硬件支持和提供了各种参考资 料。

参考文献
[1] 濮良贵、纪名刚主编.机械设计.北京:高等教育出版社,2006. [2] 李育锡主编,机械设计课程设计指导书,北京:高等教育出版社,2008.6. [3] 孙恒、陈作模主编.机械原理.第七版.北京:高等教育出版社,2006. [4] 裘文言、张祖继、瞿元赏主编.机械制图.高等教育出版社,2003. [5] 刘鸿文主编.材料力学.第四版.高等教育出版社,2004. [6] 吴宗泽、罗国圣主编.机械设计课程设计手册.北京:高等教育出版社,2004.


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