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展开式二级斜齿轮减速器说明书


机械设计课程设计 计算说明书
设计题目: 展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器

机械设计制造及其自动化专业 20130719 班 设计者:唐艺鹏 学号:2013071913 指导教师:李立全

2016 年 1 月 3 日

(哈尔滨工程大学机电工程学院)

1

目录

/>一.设计任务书及其传动方案的拟定 ................................................................. 2 二.传动方案的拟订及说明 ................................................................................ 4 三.齿轮设计计算 ................................................................................................. 7 四.轴的设计计算与校核 .....................................................................................15 五.轴、轴承、键的校核 .....................................................................................22 六.联轴器的选择 ................................................................................................35 七.减速器附件选择及箱体的设计 ......................................................................36 八.润滑与密封....................................................................................................39 九.设计心得与体会 ............................................................................................40 十.参考资料 .......................................................................................................41 十一.致谢 ...........................................................................................................42

2

一、设计任务书及其传动方案的拟定
(一)课程目的: 1、通过机械设计课程设计,综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理 论和生产实际知识去分析和解决机械设计问题,并使所学知识得到进一步地 巩固、深化和发展。 2、学习机械设计的一般方法。通过设计培养正确的设计思想和分析问题、解 决问题的能力。进行机械设计基本技能的训练,如计算、绘图、查阅设计资 料和手册,熟悉标准和规范。 (二)题目: 题目:设计带式运输机传动装置的二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器,如图所 示:

1—— 电 动 机 5——输送带

2—— 联 轴 器

3—— 减 速 器

4—— 联 轴 器

设计基础数据如下:

3

1、已知数据 工作情况 输送带牵引力 F/N 运输带速度 V(m/s) 滚筒直径 D/(mm) 2、工作条件 带式输送机用于锅炉房送煤;三班制工作;每班工作 8 小时,常温下连续、 单向运转,载荷平稳;输送带滚轮效率为 0.97。 3、使用期限及检修间隔 使用期限为 12 年;检修间隔为 3 年。 4、生产批量及生产条件 小批量生产(5 台) ,无铸钢设备。 5、要求完成工作量 1.减速器装配图一张(A0)。 2.设计说明书一份。 3.零件图一张。 4.草图一张。 (三)设计内容: 1. 电动机的选择与运动参数设计计算; 2. 斜齿轮传动设计计算; 3. 轴的设计; 4. 装配草图的绘制 5. 键和联轴器的选择与校核; 6. 滚动轴承的选择; 7. 装配图、零件图的绘制; 8. 设计计算说明书的编写。 (四)设计进度: 1、第一阶段:总体计算和传动件参数计算。 2、第二阶段:轴与轴系零件的设计。 3、第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制。 4、第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写。 载荷平稳 3200 0.6 300

4

二、传动方案的拟订及说明
计算项目及内容 主要结果

一:传动方案的总体设计 (一)对给定传动方案分析论证 总体布置见任务书 工作情况:工作有轻震,经常满载,空载启动,单向运动。 (二)选择电动机 1 选择电动机的类型 ○ 按工作条件和要求选用 Y 系列三相笼型异步电动机, 全封闭 自扇冷式结构,电压为 380V。 2 ○选择电动机型号 1)工作机有效功率为: 3200 ×0.6 Pw= = =1.92 KW 1000 1000 2)传动装置总效率 电动机到工作传输带间的总效率为: ηΣ = η1 2 ? η2 4 ? η3 2 ? η4 η1 、η2 、η3 、η4 分别为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒 传动的效率。 取η1 =0.99,η2 =0.98,η3 =0.97,η4 =0.96 则: ηΣ =0.817 3) 所需电动机功率 电动机所需的工作功率为: Pd= η =0.817 KW=2.35KW
Σ

Pw=1.92KW

Pw

1.92

Pd=2.35KW

4)确定电动机额定功率 所以应选额定功率大于 2.35kW 的电机。 3 ○计算电动机转速可选范围并选择电动机型号
` 二级圆柱齿轮减速器传动比Σ =8~40。

工作机卷筒轴的转速为: =
60×1000 60×1000 ×0.6

=

3.14×300

=38.2r/min

= 38.2r/min

电动机转速的可选范围为:
` =Σ ? =(8~40)× 38.2=(305.6~1528)r/min

5

选用同步转速为 1000r/min 的电动机。 由电机产品目录或有关手册选电动机型号为: Y132S-6
4 电动机的技术数据和外形,安装尺寸 ○ 由表 14-5、表 14-6 查出 Y132S2-6 型电动机的主要技术 数据和外形、安装尺寸。

电动机型号: Y132S-6

1) 外形、安装尺寸 尺寸 D=38mm,中心高度 H=132mm,轴伸长 E=80mm。 2)技术数据 型号 额定 转速 功率 r/min Y132S23 960 6

电流 /A 7.23

效率 /% 83

功率 因数 0.76

额定 转矩 2.0

质量 /kg 63

(三)计算传动装置总传动比和各级传动比 1 传动装置的总传动比 ○ Σ = =36.2=25.13




960

2 分配各级传动比 ○

因为是展开式二级齿轮传动,故 i1 ? 1.1 ~ 1.5i2 ,现取 1.4, 则
两级齿轮减速器高速级 的传动比为:

i1= 1.4i? ? 1.4 ? 25.13 ? 5.93
则低速级齿轮传动比为:

i2 ?

i? 25.13 ? ? 4.24 i1 5.93

i1 =5.93

3 传动装置中个轴的输入转矩计算 ○

?各轴的转速 n(r/min) : 减速器高速轴为 I 轴,中速轴为 II 轴,低速轴为 III 轴,

i 2 =4.24

nI ? nm ? 960r / min
nII ? n? 960 ? ? 161 .9r / min i1 5.93

6

nIII ?

n ?? 161 .9 ? ? 38.2r / min i2 4.24

?各轴的输入功率 按电动机额定功率 Pd 计算各轴输入功率,即

P? ? Pd ? ?1 ? 2.35 ? 0.99 ? 2.33kW

; ; ;

P?? ? P1 ? ?12 ? 2.33 ? 0.98 ? 0.97 ? 2.21kW

P??? ? P?? ? ?23 ? 2.21 ? 0.98 ? 0.97 ? 2.10kW
卷筒机 P 卷= P??? ??12 =2.10 × 0.98 × 0.99 = 2.04

?各轴的输入转矩 T(N?m)和输出转矩 T ' (kW)

Td ? 9550

Pd 2.35 ? 10 6 ? 9550 ? ? 23377 .6N ? mm nm 960

T ? ? Td?1
? 23377 .6 ? 0.99 ? 23143 .8N / mm

T? ? T? ?

2

?

3

i?

? 23143 .8 ? 0.98 ? 0.97 ? 5.93 ? 130463 .1N / mm

T ??? ? T ? ?

2

?

3

i?

? 130463 .1 ? 0.98 ? 0.97 ? 4.24 ? 525837 .3N / mm 卷筒机T卷 ? T ???

??
2

1

? 2.10 ? 0.98 ? 0.99 ? 510167 .3N / mm

4 汇总如下表: ○

7

项目 转速 (r/min) 功率(kW) 转矩(N?m m) 传动比

电动机 轴 960 2.35 23377.6 1

高速轴 I 960 2.33 23143.8

中间轴 II 161.9 2.21 130463.1 5.93

低速轴 III 38.2 2.10 525837.3 4.24

卷筒轴 38.2 2.04 510167.3

三.齿轮设计计算

8

计算项目及内容 (一)高速级齿轮的设计
1 选定齿轮类型、精度、材料及齿数 ○ 1)按图所示传动方案,选用斜齿圆柱齿轮 2)运输机为一般工作机器,速度不高,故选用 8 级精度 3)材料:选择小齿轮材料为 40Cr(调质,表面淬火) ,硬 度为 48~55HRC; 选择大齿轮材料为 45 钢(正火,表面淬火) ,硬度为 40~50HRC。

主要结果

4)初选小齿轮齿数 z 3

? 20 ;

Z3=20

大齿轮齿数4 = 3 Ⅱ = 20 × 4.24 = 84.8, 选 Z4=85. 5)初选螺旋角β = 14° . 2 按弯曲疲劳强度计算 ○


Z4=85



? ? [ ]

1) 初选各参数值 <1>初选载荷系数 Kt=1.4, <2>由表 7-5,由于齿轮相对于轴承为非对称布置,且齿轮 为硬齿面齿轮,故齿宽系数 =0.5.
1 2

<3>由表 7-6 得,弹性影响系数 Z E ? 189.8MPa <4>端面重合度 = 1.88 ? 3.2 = 1.88 ? 3.2 =1.688
1 3

+

1
4

? cos = 1.688

1 1 + ? cos 14° 20 85

<5>弯曲疲劳强度极限 由图 7-16 得, 3 = 710; 4 = 710 . <6>应力循环次数 N ? 60 ? n ?

j ? Ln

(n 为齿轮转速,单位 r/min;j 为齿轮转一圈,同一齿面啮合 次数,取 1;Ln 为齿轮的工作寿命,单位 h) 小齿轮:3 = 60 × 161.9 × 3 × 365 × 24

9

= 2.55 × 108 大齿轮:4 = 60 × 38.2 × 3 × 365 × 24 = 6.02 × 107 则3 = 0.9,则4 = 0.92 <7>取安全系数 SF=1.25 [ ]3 = [ ]4 =
3 ? 3 4 ? 4

=511.2MPa =522.56MPa

3 = 0.9 4 = 0.92

<8>齿形系数 YF 及应力校正系数 YS 的选取 计算当量齿数:

z v3 ? z v4 ?

z3
cos 3 ?

? ?

20 ? 21.89 cos 3 14? 85 ? 93.05 cos 3 14?
YS4=1.783 YF3=2.756 YS3=1.569 YF4=2.194 YS4=1.783

z4
cos ?
3

由表 7-4 可得:YF3=2.756 ,YS3=1.569; YF4=2.194 , <9>螺旋角系数 Yβ 的选取 = 0.318 1 ? tan

= 0.318 × 0.5 × 20 × tan 14°= 0.79 Yβ 由图 7-14 选为 0.91 <10>试算 [
?
]

? . × . = = 0.008 . ? . × . = = 0.007 [ ] .
代入较大值 [ =0.008 ]

?

2)确定传动尺寸 ≥
3

2 × 1.4 × 130463.1 × 3 14° 0.5 × 202 × 1.688

算得 ≥ 1.93 考虑到接触疲劳强度,选 = 3 <1>确定大小齿轮分度圆直径 3 =
3 cos

=cos 14°=61.8mm

3×20

= 3

10

4 =

4 cos

=cos 14°=262.8mm

3×85

<2>确定大小齿轮齿宽 b = Φ 3 = 0.5 × 61.8 = 30.9 取小齿轮齿宽 b3=39mm 大齿轮齿宽 b4=34mm <3>载荷系数的选取 由表 7-2 选使用系数 KA=1 齿轮圆周速度V = 60×1000 = 由图 7-7 选动载系数 Kv=1.1 由表 7-3 选择齿间载荷分配系数 =1.4 由图 7-8 选择齿向载荷分配系数 = 1.06. 故动载系数 K=KAKv =1.63 <4>模数、螺旋角的修正 =
3



×61.8×161.9 60×1000

=0.52m/s



=2.07×

3

1.63 1.4

=2.17

仍取 = 3 中心距: a ?

(z 3 ? z 4 )m n (20 ? 85) ? 3 ? ? 162 .3mm 2 cos ? 2 ? cos 14?

圆整为 a=162mm 则 β=13.97° 因 ? 值改变不多,故参数 ? ? 、 K ? 不用更改。 计算大小齿轮分度圆直径: 3 =
3 cos 3×20

=cos 13.97° =61.8mm =cos 13.97° =262.8mm
3×85

a=162mm β=13.97°

4 =

4 cos

3 = 61.8 4 = 262.8

3 校核齿根接触疲劳强度 ○

= ?

+ 1 ? ≤ [ ] 1
1

1)许用接触应力的计算 <1>弹性影响系数 Z E ? 189.8MPa 2 由图 7-19 选 ZN3=1 ZN4=1.07(允许局部点蚀)

11

由图 7-12 查得节点区域系数 ZH=2.43 <2>弯曲疲劳强度极限 由图 7-16 得, 3 = 950; 4 = 950 . <3>安全系数 SH=1 [ ]3 =
3 ? 3 4 ? 4

=950MPa =988MPa

[ ]4 =

u=4.24 2)齿根接触疲劳强度计算 1.63 × 2 × 130463.1 4.24 + 1 × 34 × 61.8 × 61.8 × 1.688 4.24

3 = 189.8 × 2.43 ×

=714MPa≤ 950MPa 4 = 189.8 × 2.43 × =346Pa≤ 988MPa 故齿根接触疲劳强度满足。 4 结构设计 ○ 大齿轮因齿轮齿顶圆直径大于 160mm, 而又小于 500mm, 故以选用腹板式结构为宜。小齿轮可采用实心式.。 5 高速轴齿轮参数汇总 ○ 齿轮 小齿轮 大齿轮 材料 40Cr 45 齿数 20 85 直径/mm 61.8 262.8 螺旋角/° 13.97° 齿宽/mm 39 34 模数 3
计算项目及内容 (二)低速级齿轮的设计
1 选定齿轮类型、精度、材料及齿数 ○ 1)按图所示传动方案,选用斜齿圆柱齿轮 2)运输机为一般工作机器,速度不高,故选用 8 级精度 3) 材料:选择小齿轮材料为 40Cr(调质,表面淬火) ,硬度 为 48~55HRC; 选择大齿轮材料为 45 钢 (正火, 表面淬火) , 硬度为 40~50HRC。

1.63 × 2 × 130463.1 4.24 + 1 × 34 × 262.8 × 61.8 × 1.688 4.24

主要结果

12

4)初选小齿轮齿数 z1

? 19 ;

Z1=19

大齿轮齿数2 = 1 Ⅰ = 19 × 5.93 = 112.67, 选 Z2=113 5)初选螺旋角β = 15° . 2 按弯曲疲劳强度计算 ○


Z2=113



? ? [ ]

2) 初选各参数值 <1>初选载荷系数 Kt=1.4, <2>由表 7-5,由于齿轮相对于轴承为非对称布置,且齿轮为硬 齿面齿轮,故齿宽系数 =0.5.
1 2

<3>由表 7-6 得,弹性影响系数 Z E ? 189.8MPa <4>端面重合度 = 1.88 ? 3.2 = 1.88 ? 3.2 =1.683
1 1

+

1
2

? cos

1 1 + ? cos 15° 19 113

= 1.683

<5>弯曲疲劳强度极限 由图 7-16 得, 1 = 710; 2 = 710 . <6>应力循环次数 N ? 60 ? n ?

j ? Ln

(n 为齿轮转速,单位 r/min;j 为齿轮转一圈,同一齿面啮合次数, 取 1;Ln 为齿轮的工作寿命,单位 h) 小齿轮:1 = 60 × 960 × 3 × 365 × 24 = 1.51 × 1010 大齿轮:2 = 60 × 960 × 3 × 365 × 24 = 2.55 × 109 则1 = 0.82,则2 = 0.85 <7>取安全系数 SF=1.25
? [ ]1 = 1 1

=466MPa

1 = 0.82 2 = 0.85

13

[ ]2 =

2 ? 2

=483MPa

<8>齿形系数 YF 及应力校正系数 YS 的选取 计算当量齿数:

z v1 ? z v2 ?

z1
cos ?
3

? ?

19 ? 21 cos 3 15? 113 ? 125 cos 3 15?
YF1=2.76 YS1=1.56 YF2=2.16 YS2=1.81

z2
cos 3 ?

由表 7-4 可得:YF1=2.76,YS1=1.56; YF2=2.16 , YS2=1.81 <9>螺旋角系数 Yβ 的选取 = 0.318 1 ? tan = 0.318 × 0.5 × 19 × tan 15°= 1.28 Yβ 由图 7-14 选为 0.809 <10>试算 [
?
]

? . × . = = 0.00924 ? . × . = = 0.00809 [ ]
代入较大值 [ =0.00924 ]

?

2)确定传动尺寸 ≥
3

2 × 1.4 × 23143.8 × 3 15° × 0.00924 0.5 × 192 × 1.683

算得 ≥ 1.21 考虑到接触疲劳强度,选 = 2 <1>确定大小齿轮分度圆直径 1 =
1 cos

=

2×19

cos 15°

=39.3mm = 2

2 =

2 cos

=cos 15°=234mm

2×113

<2>确定大小齿轮齿宽 b = Φ 1 = 0.5 × 39.3 = 19.65 取小齿轮齿宽 b1=29mm 大齿轮齿宽 b2=24mm <3>载荷系数的选取

14

由表 7-2 选使用系数 KA=1 齿轮圆周速度V = 60×1000 =
×39.3×960 60×1000

=1.97m/s

由图 7-7 选动载系数 Kv=1.13 由表 7-3 选择齿间载荷分配系数 =1.4 由图 7-8 选择齿向载荷分配系数 = 1.06. 故动载系数 K=KAKv =1.68 <4>模数、螺旋角的修正 =
3



=1.21×

3

1.68 1.4

=1.29

仍取 = 2 中心距: a ?

(z1 ? z 2 )m n (19 ? 113) ? 2 ? ? 136.7mm 2 cos ? 2 ? cos 15?
a=137mm

圆整为 a=137mm 则 β=15.5° 因 ? 值改变不多,故参数 ? ? 、 K ? 不用更改。 计算大小齿轮分度圆直径: 1 =
1 cos 2×19

=cos 15.5° =39.4mm β=15.5° =cos 15.5° =234.5mm 1 = 39.4 + 1 ? ≤ [ ] 1
1

2 =

2 cos

2×113

3 校核齿根接触疲劳强度 ○

= ? 1)许用接触应力的计算

2 = 234.5

<1>弹性影响系数 Z E ? 189.8MPa 2 由图 7-12 查得节点区域系数 ZH=2.42 由图 7-19 选 ZN1=0.8 ZN2=0.87 (允许局部点蚀) <2>弯曲疲劳强度极限 由图 7-16 得, 1 = 950; 2 = 950 . <3>安全系数 SH=1 [ ]1 =
1 ? 1

=760MPa

15

[ ]2 =

2 ? 2

=827MPa

u=5.93 2)齿根接触疲劳强度计算 1.68 × 2 × 23143.8 5.93 + 1 × 24 × 39.4 × 39.4 × 1.683 5.93

1 = 189.8 × 2.42 ×

=555.2MPa≤ 760MPa 2 = 189.8 × 2.43 × 1.68 × 2 × 23143.8 5.93 + 1 × 24 × 39.4 × 234.5 × 1.683 5.93

=227.6MPa≤ 827MPa 故齿根接触疲劳强度满足。 4 结构设计 ○ 大齿轮因齿轮齿顶圆直径大于 160mm,而又小于 500mm,故 以选用腹板式结构为宜。小齿轮可采用实心式,做成齿轮轴。
5 高速轴齿轮参数汇总 ○ 齿轮 材料 齿数 直径/mm 螺旋角/° 齿宽/mm 模数

小齿轮 40Cr 19 39.4 15.5° 29 2

大齿轮 45 113 234.5 24

四.轴的设计计算与校核
计算项目及内容 (一) 主要结果

高速轴结构设计 转矩 T( N ? mm ) 23143.8

1)高速轴上的功率、转速和转矩 转速(r/min) 960 高速轴功率(kw) 2.33

16

2)初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 40Cr 钢,调质处理,根据表 9-2,取 C=106,于是得:
3

d min ?C

P ? 106? n
轴的结构设计

3

2.35 ? 14 .2mm 960

轴上有两个键槽,则 dmin=1.1dmint=15.6mm 3)

注:本设计中定位轴肩直径为d = 1 + (0.071 ~0.11 ) 轴环的宽度l = 1.4h(h 为轴肩得而高度), 以下只写明计算 结果。 a 拟订轴上零件的装配方案,如图

IIIIIIIVVVIVIIⅧ

高速轴零件装配方案图
b 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 <一>各段直径的确定: Ⅰ-Ⅱ:该段连接半联轴器 选择联轴器: 计算转矩 =KT=1.5× 23.4 = 35.1(N ? m) 又电机输出轴直径 D=38mm, 选择 LX2 型联轴器 30×52
38×60

5014 ? 2003,

选择 LX2 型联 轴器

故选择高速轴外伸端直径选为 20mm。

38 × 60 由半联轴器长度 L=52mm,为了让联轴器与轴肩相配合,选 30 × 52 5014 择外伸端轴段长度为 50mm. ? 2003

17

Ⅱ-Ⅲ:考虑到联轴器的轴向定位可靠,此处有一定位轴环, 所以该段直径选为 24mm。 Ⅲ-Ⅳ:该段轴要安装轴承端盖,即该段直径定为 22mm。 轴段 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ ⅥⅦ Ⅶ-Ⅷ

Ⅳ-Ⅴ:该段轴要安装轴承以及挡油环,根据安装方便和轴 承内径的要求,确定安装处的轴径为 25mm,初选深沟球 轴承 6203,基本尺寸d × D × B = 25 × 52 × 15 在轴承后面加一挡油环起到固定轴承与齿轮的作用,并 且保证轴承良好的脂润滑。 考虑到齿轮与箱壁的距离为 10.5mm, 轴承与箱壁的距离 为 9mm,此段长度选为 32.5mm Ⅴ-Ⅵ:这一段有一定位轴肩,直径选为 30mm Ⅵ-Ⅶ:这一段为齿轮轴轴段。轴段与齿轮齿顶圆同高。 Ⅶ-Ⅷ:该段轴要安装轴承以及挡油环,同Ⅳ-Ⅴ。 <二>各段长度的确定: Ⅰ-Ⅱ: 由半联轴器长度 L=52mm, 为了让联轴器与轴肩相配合, 选择外伸端轴段长度为 50mm. Ⅱ-Ⅲ:轴环宽度根据规定 L=1.4h(h 为轴肩高度) ,轴环长 度为 3mm. Ⅳ-Ⅴ: 考虑到齿轮与箱壁的距离为 10.5mm,轴承与箱壁的 距离为 9mm,此段长度选为 32.5mm Ⅵ-Ⅶ:由齿轮的齿宽为 29mm,此段长度为 29mm。 Ⅶ-Ⅷ:该段轴要安装轴承以及挡油环,综合轴承齿轮与箱 壁的距离,该段长度选为 34.5mm。

18

直径 长度 配合

20 50 联轴 器

24 3 无

22 46 轴承 盖

25 32.5 轴承、 挡油环

30 43 无

43.3 29

25 34.5

齿轮 轴承、 轴 挡油环

高速轴各段参数汇总表

(二)

中间轴结构设计

1)中速轴上的功率、转速和转矩 转速(r/min) 161.9 2)初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢,调质处理,根据表 9-2,取 C=112, 于是得:
3

高速轴功率(kw) 2.21

转矩 T( N ? mm ) 130463.1

d min ?C

P ? 112? n

3

2.21 ? 26.8 mm 161.9

由于轴上有两个键槽,因此修正后的最小直径为:

d min ? 26.8 ? 1.1 ? 29.5mm
3)轴的结构设计 a 拟订轴上零件的装配方案,如图

b 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Ⅰ-Ⅱ&Ⅶ-Ⅷ:用于安装轴承,查表 11-2,选取 6406 型向心球轴 承,基本尺寸为基本尺寸d × D × B = 35 × 90 ×

19

23,则这两段轴直径为 30mm,长度为 23mm。 Ⅱ-Ⅲ:用于安装挡油环,固定齿轮的轴向位置。故这一段直径为 39mm。综合考虑轴承以及齿轮距箱体内壁的距离, 这一段长度为 22.5mm。 Ⅲ-Ⅳ:这一段与齿轮配合,直径为 42mm,长度比齿轮齿宽 24mm 短 2mm,故这一段长度为 22mm。 Ⅳ-Ⅴ:定位轴环。直径选为 49mm,长度为 5mm。 Ⅴ-Ⅵ:与齿轮配合,直径为 42mm,长度比齿轮齿宽 39mm 短 3mm, 这一段长度为 36mm。 Ⅵ-Ⅶ:用于安装挡油环,固定齿轮的轴向位置。故这一段直径为 39mm。综合考虑轴承以及齿轮距箱体内壁的距离, 这一段长度为 22mm。

中速轴各段参数汇总表 轴段 直径 长度 配合 Ⅰ-Ⅱ 30 23 轴承 Ⅱ-Ⅲ 39 22.5 挡油环 Ⅲ-Ⅳ 42 22 齿轮 Ⅳ-Ⅴ 49 5 无 Ⅴ-Ⅵ 42 36 齿轮 Ⅵ-Ⅶ 39 22 挡油环 Ⅶ-Ⅷ 30 23 轴承

(三)

低速轴结构设计

1)低速轴上的功率、转速和转矩 转速(r/min) 38.2 2)初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢,调质处理,根据表 9-2,取 C=110, 于是得: 高速轴功率(kw) 2.10 转矩 T( N ? mm ) 525837.3

20

3

d min ?C

P ? 110? n

3

2.10 ? 41.8mm 38.2

由于轴上有两个键槽,因此修正后的最小直径为:

d min ? 41.8 ? 1.1 ? 45.98mm
3)轴的结构设计 a 拟订轴上零件的装配方案,如图

b 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Ⅰ-Ⅱ:该段连接半联轴器 选择联轴器: 计算转矩 =KT=1.5× 525.8 = 788.7(N ? m) 查表 12-4 得, 选择 GY7/GYS7 JJ1 型联轴器
48×173
1 55×219

/ 5843 ? 2003,

故选择低速轴外伸端直径选为 48mm。 由半联轴器长度 L=173mm,为了让联轴器与轴肩相配合,选择 外伸端轴段长度为 170mm. Ⅱ-Ⅲ:该段轴与轴承端盖配合,且左端定位轴肩起到固 定联轴器的作用。该段直径定为 55mm,长度为 40mm。 Ⅲ-Ⅳ:该段轴要安装轴承以及挡油环,根据安装方便和 轴承内径的要求, 确定安装处的轴径为 65mm, 初选深沟球 轴承 6213,基本尺寸d × D × B = 65 × 120 × 23 ,故直 径选为 65mm。长度为 48mm。 Ⅳ-Ⅴ:该轴段不与其他零件配合,左端定位轴肩起到固

21

定挡油环位置的作用。该轴段的直径为 72mm,长度为 21mm。 Ⅴ-Ⅵ:这一段为轴环,直径选为 82mm,长度为 7mm,右 端起到固定齿轮轴向位置的作用。 Ⅵ-Ⅶ:这一段与齿轮配合,直径为 72mm,长度比齿轮齿 宽 34mm 短 2mm,故这一段长度为 32mm。

Ⅶ-Ⅷ:该段轴要安装轴承以及挡油环,根据安装方便和 轴承内径的要求,确定安装处的轴径为 65mm,初选深沟 球轴承 6213,基本尺寸d × D × B = 65 × 120 × 23 ,故 直径选为 65mm。在轴承后面加一挡油环起到固定轴承与 齿轮的作用,并且保证轴承良好的脂润滑。综合考虑轴 承以及齿轮距箱体内壁的距离,这一段长度为 46.5mm。 低速轴各段参数汇总表

轴段 Ⅰ-Ⅱ

Ⅱ-Ⅲ

Ⅲ-Ⅳ

Ⅳ-Ⅴ

Ⅴ-Ⅵ

ⅥⅦ

Ⅶ-Ⅷ

直径 长度 配合

48 170 联轴 器

55 40 轴承 盖

65 48 轴承、 挡油环

72 21 无

82 7 无

72 32

65 46.5

齿轮 轴承、 轴 挡油环

22

五.轴、轴承、键的校核
计算项目及内容 主要结果

(一)高速轴及其轴承、键的校核
1)齿轮受力分析

Ft ?

2T1

d1

? 594 .8N

Fr ? Ft

tan ? n ? 224 .13N cos ?

Fa ? Ft tan ? ? 159.4N
2)V 面上受力分析 = 0: = 0: ? × + × 1 ? 1 + 2 = 0 2 ? ? × × 1 + 1 + 2 = 0 2 = 49.73 = 174.4 = 49.73

得: = 174.4 3)H 面上受力分析 = ×

2 = 395.7 1 + 2 1 = × = 199.1 1 + 2

4)弯矩计算 此处只说明 M 合与 Mca 计算,其他计算结果见弯矩图
M合 ? MH
2 2

? MV
2

2

= 395.7 = 199.1

M ca ?

M

? ??T ?

根据轴的弯扭合成条件,取 = 0.58 5)受力分析及其弯矩图 = 0.58

23

A C B 根据弯矩图和扭矩图,可判断危险截面为齿轮中心面。 6)按弯扭合成强度校核

= 22.4 ?

M 2 ? (?T )2 ?e ? ? [? b ] W
根据表 9-4,查得 40Cr 钢: +1 = 270MPa 0 = 130MPa ?1 = 75MPa = 800Mpa = 0.58 则齿轮处的轴径: d≤
3

= 0.1 ?1

3

22.4 × 1000 = 14.4 ≤ 43.3 0.1 × 75

24

故轴径满足强度要求。 7)轴承寿命的校核

R rA ? FrB ?

R AH ? R AV R BH ? R BV
2

2

2

? 205 .2N ? 159 .4N

2

R rA ? 205 .2N F rB ? 159 .4 N F a = 157.4N

Fa = 157.4N
轴承 A:6205 轴承 B:6205 此处只需对轴承 A 进行强度校核。 根据轴承型号取轴承基本额定动载荷为: C r 静载荷为: C 0r

0

? 14.0KN ;

? 7.88KN

此处 = 0.02 故取 e=0.203.

由于

Fa 159 .4 ? ? 0.37 ? e Fr 432 .4

取 X=0.56, Y=2.2

P1 ? (X ? Fr ? Y ? Fa ) ? 0.56 ? 432.4 ? 2.2 ? 159.4 ? 592.82N
C` = 6.8KN

C` = P

3

60 ` 10 6
1

= 0.592

3

60×3×24×365×960 10 6 ×1

=6.8KN<Cr

故轴承寿命符合要求。 8)键校核 同联轴器相连的键校核: (1)键及键槽参数的确定 采用圆头普通平键,其优点为:结构简单,装拆方便,对中 性好。 则根据轴的直径 d=20mm 和轴段长为 50mm 以及半联轴器的 长度 L=52mm,选取键 尺寸为: 键的公称尺寸 键宽 b/mm 键高 h/mm 键长 L/mm

25

6

6

48

(2)键的强度校核 键传递的转矩T = 23143.8N ? mm,轴的直径 d=20mm 键的工作长度 l=L-b=48-6=42mm 键与半联轴器槽的接触高度 k=0.5h=0.5×6=3mm
?p ?
2T ? 10 3

kld

2 ? 23.14 ? 10 3 ? ? 18.4MPa ? [? P ] ? 110 MPa 3 ? 42 ? 20

? p =18.4MPa

则该键的强度符合要求。 (二)低速轴及其轴承、键的校核
1)齿轮受力分析

Ft ?

2T1

d1

? 4KN

Fr ? Ft

tan ? n ? 1.5KN cos ?

Fa ? Ft tan ? ? 1KN
2)V 面上受力分析 = 0: = 0: ? × + × 1 ? 1 + 2 = 0 2 ? ? × × 1 + 1 + 2 = 0 2 = ?0.43 = 1.93 = ?0.43

得: = 1.93 3) H 面受力分析 = ×

2 = 2.48 1 + 2 1 = × = 1.52 1 + 2

4)弯矩计算 此处只说明 M 合与 Mca 计算,其他计算结果见弯矩图
M合 ? MH
2 2

? MV
2

2

M ca ?

M

? ??T ?

根据轴的弯扭合成条件,取 = 0.58

26

5)受力分析及其弯矩图

= 0.58

根据弯矩图和扭矩图,可判断危险截面为 B 截面。 6)按弯扭合成强度校核

27

M 2 ? (?T )2 ?e ? ? [? b ] W
根据表 9-4,查得 45 钢: +1 = 200MPa 0 = 95MPa ?1 = 55MPa = 600Mpa = 0.58 在 B 截面处: 由于键槽(双键)存在,此处抗弯界面模量 W 为:

= 343.1 ?

bt ?d ? t ? ? ? 72 3 12 ? 8 ? ?72 ? 8? W ? ? ? ? 32 d 32 72 3 ? 31163 .6mm ?d 3
2

2

?e ?

M

2

? ??T ?

2

W

?

343 .1 MP a ? 11MP a ? [? - 1b ] 31163 .6

故轴径满足强度要求。 7)轴承寿命的校核

R rA ? FrC ?

R AH ? R AV R cH ? R cV
2

2

2

? 1.58KN ? 3.14 KN

2

R rA ? 1.58KN F rC ? 3.14 KN Fa = 1KN

Fa = 1KN
轴承 A:6213 轴承 C:6213 此处只需对轴承 C 进行强度校核。 根据轴承型号取轴承基本额定动载荷为: C r 静载荷为: C 0r

0

? 57.2KN ;

? 40.0KN

此处 = 0.025 故取 e=0.195.

由于

Fa 1 ? ? 0.32 ? e Fr 3.14

取 X=0.56, Y=2.06

P1 ? (X ? Fr ? Y ? Fa ) ? 0.56 ? 3.14 ? 2.06 ? 1 ? 3.82KN
C` = P
3

60 ` 10 6 1

= 3.82

3

60×3×24×365×38.2 10 6 ×1

=14.97KN<Cr

28

故轴承寿命符合要求。 8)键校核 同齿轮相连的键校核: (1)键及键槽参数的确定 采用圆头普通平键,其优点为:结构简单,装拆方便,对中 性好。 则根据轴的直径 d=72mm 和轮毂长为 32mm 和,选取双键 尺寸为: 键的公称尺寸 键宽 b/mm 键高 h/mm 键长 L/mm

12

8

31.5

(2)键的强度校核 键传递的转矩T = 525837.3N ? mm,轴的直径 d=72mm 键的工作长度 l=L-b=31-8=23mm 键与半联轴器槽的接触高度 k=0.5h=0.5×8=4mm

2T ? 10 3 2 ? 525 .8 ? 10 3 ?p ? ? ? 107 .3MPa ? [? P ] ? 110 MPa 1.5kld 4 ? 23 ? 72 ? 1.5
则该键的强度符合要求。 同联轴器相连的键校核: (1)键及键槽参数的确定 采用圆头普通平键,其优点为:结构简单,装拆方便,对中 性好。 则根据轴的直径 d=55mm 和轴段长为 170mm 以及半联轴器 的长度 L=173mm,选取键

? p =107.3MPa

尺寸为: 键的公称尺寸 键宽 b/mm 键高 h/mm 键长 L/mm

29

14 (2)键的强度校核

9

150

键传递的转矩T = 525837.3N ? mm,轴的直径 d=55mm 键的工作长度 l=L-b=150-14=136mm 键与半联轴器槽的接触高度 k=0.5h=0.5×9=4.5mm

2T ? 10 3 2 ? 525 .8 ? 10 3 ?p ? ? ? 31.2MPa ? [? P ] ? 110 MPa kld 4.5 ? 136 ? 55
则该键的强度符合要求。

? p =31.2MPa
(三)中间轴及其轴承、键的校核 中间轴上有大齿轮 2 以及小齿轮 3
1)齿轮受力分析 齿轮 2:

Ft 2 ?

2T2

d2

? 1115 .07N

Fr 2 ? Ft 2

tan ? n ? 420 .2N cos ?

Fa 2 ? Ft 2 tan ? ? 298.8N
齿轮 3:

Ft 3 ?

2T3

d3

? 4.22KN

Fr 3 ? Ft 3

tan ? n ? 1.58KN cos ?

Fa3 ? Ft 3 tan ? ? 1.05KN
2) V 面上受力分析

30

2 + 2 2 3 × 1 ? 3 × + + 3 2 = 0: 2 × × ? 1 + 2 + 3 = 0 2 ? 3 2 3 × 3 ? 3 × + + 3 × (1 + 2) 2 + 1 + 2 + 3 = 0 = 0: 2 × 得: = 0.86 3)H 面受力分析 = 0: 2 × 1 + 3 × (1 + 2 ) + 1 + 2 + 3 = 0 = 0: ? 3 × 3 ? 2 × (3 + 2 ) ? 1 + 2 + 3 = 0) 得: = ?2.34 = ?3 弯矩计算 此处只说明 M 合与 Mca 计算,其他计算结果见弯矩图
M合 ? MH
2 2

(1 + 2)

= 1.14

= 0.86 = 1.14

? MV
2

2

M ca ?

M

? ??T ?

根据轴的弯扭合成条件,取 = 0.58 4)受力分析及其弯矩图

31

= 0.58

32

根据弯矩图和扭矩图,可判断危险截面为 C、D 截面。 5)按弯扭合成强度校核

M 2 ? (?T )2 ?e ? ? [? b ] W
根据表 9-4,查得 45 钢: +1 = 200MPa 0 = 95MPa ?1 = 55MPa = 600Mpa = 0.58 在 D 截面处: 由于键槽(双键)存在,此处抗弯界面模量 W 为:
= 150.2 ?

W ?

?d 3

32 ? 5643 .8mm 3
M
2

?

bt ?d ? t ? ? ? 42 3 10 ? 5 ? ?42 ? 5? ? ? d 32 42
2

2

?e ?

? ??T ?

2

W

?

190 .2 MPa ? 33.7MPa ? [? - 1b ] 5643 .8 ? 10 ? 9

故轴径满足强度要求。 在 C 截面处: 由于键槽(双键)存在,此处抗弯界面模量 W 为:

bt ?d ? t ? ? ? 42 3 8 ? 4 ? ?42 ? 4 ? W ? ? ? ? 32 d 32 42 3 ? 6114 .7mm ?d 3
2

2

?e ?

M

2

? ??T ?

2

W

?

150 .2 6114 .7 ? 10 ? 9

MPa ? 24.6MPa ? [? - 1b ]

故轴径满足强度要求。 6)轴承寿命的校核

R rA ? FrB ?

R AH ? R AV R BH ? R BV
2

2

2

? 2.49KN ? 3.21KN

R rA ? 2.49 KN F rB ? 3.21KN Fa ? 0.751KN

2

Fa = Fa3 ? Fa2 ? 0.751KN
轴承 A:6406

33

轴承 B:6406 此处只需对轴承 B 进行强度校核。 根据轴承型号取轴承基本额定动载荷为: C r 静载荷为: C 0r 此处

0

? 47.5KN ;

? 24.5KN

= 0.031 故取 e=0.262.

C r ? 47.5KN

由于

Fa 0.751 ? ? 0.234 ? e Fr 3.21

取 X=0.56, Y=1.96

P1 ? (X ? Fr ? Y ? Fa ) ? 0.56 ? 3.21 ? 1.96 ? 0.751 ? 3.27KN
C` = P
3

60 ` 10 6
1

= 3.27

3

60×3×24×365×161.9 10 6 ×1

=20.7KN<Cr C` = 20.7KN

故轴承寿命符合要求。 7)键校核 同齿轮 3 相连的键校核: (1)键及键槽参数的确定 采用圆头普通平键,其优点为:结构简单,装拆方便,对中 性好。 则根据轴的直径 d=42mm 和轮毂长为 36mm,选取双键 尺寸为: 键的公称尺寸 键宽 b/mm 键高 h/mm 键长 L/mm

10

8

28

(2)键的强度校核 键传递的转矩T = 130463.1N ? mm,轴的直径 d=42mm 键的工作长度 l=L-b=28-10=18mm 键与半联轴器槽的接触高度 k=0.5h=0.5×8=4mm
?p ?
2T ? 103 2 ? 130 .4 ? 103 ? ? 57.5MPa ? [? P ] ? 110 MPa 1.5kld 4 ? 18 ? 42 ? 1.5

则该键的强度符合要求。

34

同齿轮 2 相连的键校核: (1)键及键槽参数的确定 采用圆头普通平键,其优点为:结构简单,装拆方便,对中 性好。 则根据轴的直径 d=42mm 和轮毂长为 22mm 和,选取双键 尺寸为: 键的公称尺寸 键宽 b/mm 键高 h/mm 键长 L/mm

? p =57.5MPa

8 (2)键的强度校核

7

20

键传递的转矩T = 130463.1N ? mm,轴的直径 d=42mm 键的工作长度 l=L-b=10-8=12mm 键与半联轴器槽的接触高度 k=0.5h=0.5×7=3.5mm

?p ?

2T ? 103 2 ? 130.4 ? 103 ? ? 98.6MPa ? [? P ] ? 110 MPa 1.5kld 3.5 ? 12 ? 42 ? 1.5

则该键的强度符合要求。

? p =98.6MPa

35

六.联轴器的选择
计算项目及内容 主要结果

1.输入轴联轴器的选择 根据轴的直径 d ? 20 mm ,选取 LX2 型联轴器,其主要参数如下 表: 型 号 许用转矩 许用转速 轴孔直径
d / mm

轴孔长 度
l / mm D / mm

Tp / ( N ? m)

np / (r / min)

LX2

560

6300

20

52

120

2.输出轴联轴器的选择 根据轴的直径 d ? 55mm ,选取 GY7 GYS7 型联轴器,其主要参 数如下表: 型 号 GY7 GYS 7 1600 4800 55 173 160 许用转矩 许用转速 轴孔直径 轴孔长 度
l / mm D / mm

Tp / ( N ? m)

np / (r / min)

d / mm

36

七.减速器附件选择及箱体的设计
计算项目及内容 主要结果

1.减速器附件的选择 (1)窥视孔和视孔盖 查《机械设计课程设计》表13-8,选取板结构视孔盖,其具体 尺寸参数如下表:

A

B

A1

B1

C

C1

C2

R

螺钉尺 寸

螺钉 数目

60

40

90

70

75

50

55

5

M 6 ?15

6

(2)通气器 查《机械设计课程设计》表13-10,选取带简易通气器 M10×1; (3)油面指示器 查《机械设计课程设计》表13-14,选用杆式油标 M 16 (4)放油孔和螺塞 查《机械设计课程设计》表 13-15,选用 M 18 ?1.5 的外六角螺 塞。 (5)定位销 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度, 在箱盖和 箱座的连接凸缘上不对称配装两个定位圆锥销,以提高定位精度。 查《机械设计课程设计》表 10-21,选择销 GB/T 119-2000 A6×34 (6)启盖螺钉 启盖螺钉的直径与箱盖凸缘连接螺栓直径相同, 螺纹长度要 大于箱盖凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹。 (7)吊钩 查《机械设计课程设计》表 10-9,选择螺钉 GB/T 825-1988 M8

37

2.减速器箱体的设计 减速器的箱体采用铸造(HT150)制成,采用剖分式结构为了保证齿 轮啮合质量。 (1)设计要求 a 机体有足够的刚度。 b 在机体外加肋板,外轮廓为长方形,增强轴承座刚度。 c 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 d 因其传动件速度小于 12m/s,故采用浸油润滑,同时为了 避免油搅得沉渣溅起,取浸油高度不超过一个齿高,约为六 分之一的大齿轮半径,油高 H=68mm,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?m 。 e 箱体结构有良好的工艺性。 f 铸件壁厚为 8mm,圆角半径为 R=5mm。机体外型简单,拔 模斜度为 1:10。 (2)箱体结构尺寸参数 名称 箱座 (体) 壁 厚 箱盖壁厚 箱盖上部凸 缘厚度 箱座上部凸 缘厚度 箱座底凸缘 厚度 机盖, 机座肋 厚 地脚螺钉直
m1 , m

符号

计算公式

结果 8

?
?1

? ? 0.025a ? 3 ? 8
(0.8 ~ 0.85)? ? 8

8 12

b1

b1 ? 1.5?1
b ? 1.5?

b

12

b2

b2 ? 2.5?
m1 ? 0.85?1 ,m ? 0.85?

20

m1 ? 7

m?7
df
查手册 M16

38

径 地脚螺钉数 目 底座突缘尺 寸 轴承旁联接 螺栓直径 /突缘尺寸 C2min 箱盖与箱座 联接螺栓直 径 /突缘尺寸 轴承端盖螺 钉直径 窥视孔盖螺 钉直径 定位销直径 外箱壁至轴 承座端面距 离 大齿轮顶圆 与内箱壁距 离 齿轮端面与 内箱壁距离
?2 ? 2 >? d4 d2

n
C1min C2min
d1

查手册

6

查手册 查手册

25 23 M12 20 16 M8 15 12 M6,M8,M10

d1 ? 0.75d f
查手册 查手册
d 2 =(0.5~0.6) d f

C1min

C1min C2min

查手册 查手册

d3

d 3 =(0.4~0.5) d f
根据表 4-2
d 4 =(0.3~0.4) d f

M6

d
l1

d =(0.7~0.8) d 2
l1 = 1 + 2 +(5~8)

M6 39

c c

?1

? 1 >1.2 ?

10

10.5

39

八.润滑与密封
计算项目及内容 主要结果

1.齿轮的润滑 采用浸油润滑, 由于高速级大齿轮浸油深度不小于 10mm, 取油 的高度为 H=68mm,选用全损耗系统用油 CKC220。 2.滚动轴承的润滑 由于浸油齿轮的圆周速度小于 2m/s,故滚动轴承采用脂润滑,轴承 内测设计有挡油板。 3.密封方法的选取 由于此处滚动轴承采用脂润滑,此处采用毛站圈密封。选用毛毡圈 FZ/T 92010-1991。

40

九.设计心得与体会
计算项目及内容 主要结果

接近四周的机械设计课程设计中,通过对展开式二级斜齿轮减速 器的设计,让我对机械设计的方法有了进一步深刻的认识。 课程设计虽然题为机械设计课程设计,但是运用了机械设计、 材料力学、机械工程材料、机械制图等多门学科的知识。身为将来 立志成为一名工程技术人员的我来说,熟练掌握并运用这些知识与 技能是今后学习与工作中不可缺少的,而要想真正锻炼提高自己这 方面的能力需要在实际问题与情境中去磨炼自己。由于本科生阶段 难以接触到真正的工程项目,因此课程设计成为了锻炼自己专业技 能的宝贵机会。 通过传动装置总体方案设计,电动机的选择,计算传动装置的 运动和动力参数,传动零件、轴的设计计算,轴承、联轴器、润滑、 密封和连接件的选择以及校核,箱体结构及其附件的设计,绘制装 配图及零件图,编写设计计算说明书等一系列工作,初步培养了自 己的工程设计能力,逐渐熟悉和掌握机械设计的基本技能。 通过这次课程设计,也发现了自己诸多不足。例如绘图不够规 范,部分结构设计不尽合理、完善;问题考虑不够周到;时间分配 不够合理等。也是只有通过这样的课程设计才能不断探索发现自己 身上的不足,也只有这样才能提高。 课程设计接近尾声,但机械设计的学习才刚刚起步与入门。路 漫漫其修远兮,不断的求索才能到达自己人生的顶峰。祝愿自己未 来好运!

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十.参考资料
计算项目及内容 [1]《机械设计》 ,哈尔滨工程大学出版社,杨恩霞,李立全主编,2012 年 7 月第二版; [2]《机械设计课程设计》 ,哈尔滨工程大学出版社,杨恩霞,刘贺平主编, 2012 年 7 月第二版; [3]《工程图学基础》 ,哈尔滨工程大学出版社,李广君,吕金丽,王彪主编, 2011 年 8 月第一版 [4]《机械精度设计与检测基础》 ,哈尔滨工程大学出版社,刘品,陈军主编, 2003 年 1 月第一版; [5]《材料力学》 ,哈尔滨工程大学出版社,杨在天,宋天舒,杨勇主编,2011 年 4 月第一版。 [6]《机械设计手册(新版) 》 ,机械工业出版社,机械设计手册编委会编著, 2004 年 8 月第一版。 主要结果

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十一. 致谢
计算项目及内容 在机械设计课程设计中,感谢李立全老师对我细心与耐心的指导,老师 给我传授的机械设计的基本方法与理论让我终身受益。同时也感谢机电工程 学院老师们所开展开展的这样对提高机械专业学生的专业知识水平的实践教 学环节。 主要结果


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