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[分享] 二级直齿圆柱齿轮减速器课程设计的分享

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发表于 2010-12-20 09:00 | 显示全部楼层 |阅读模式
一. 课程设计书% c: G! f" {! S; ^. H. m1 m
设计课题:4 d# k) A6 w$ F3 P
设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V2 K2 N$ u" L, I5 B
表一: $ C# n7 s) T) w7 a9 i
         题号
: D- A' {* p1 A. k/ m+ y' C$ c3 ~0 q0 q& `' \6 o+ U
参数 1 2 3 4 59 x1 o3 {2 Z" Y! g4 `/ j7 h- C+ b5 A& |
运输带工作拉力(kN) 2.5 2.3 2.1 1.9 1.8; Z0 t4 \, {# x  O2 P6 z
运输带工作速度(m/s) 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4; e. y- h- p  k6 d
卷筒直径(mm) 250 250 250 300 300' d  c2 v! Z8 w( F; K" |
% \  O# E& t, J. K  O7 @
二. 设计要求; L/ G& v5 e. ~: K/ C2 F
1.减速器装配图一张(A1)。
/ L4 E- c3 Q; R( s2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
" w5 P$ A. F/ M! q( Q6 _0 R% {3.设计说明书一份。
1 t# g2 O- |) V2 L& f- X( M, k; E( |. [# s) o8 U4 N# k
三. 设计步骤  U3 ~: E5 |8 S( b' t% A( `
1.  传动装置总体设计方案- z1 D( E  d6 A; Y7 n
2.  电动机的选择
" T. Q# n; B# P8 b4 w3.  确定传动装置的总传动比和分配传动比
3 X! I4 c$ K. i7 R6 U4.  计算传动装置的运动和动力参数: ^/ h, d4 ], [$ q& [, x' v
5.  设计V带和带轮
( y9 p8 V* l: q5 y6.  齿轮的设计" J: n" x; U2 r/ s- N+ V  m8 s
7.  滚动轴承和传动轴的设计% X8 ~6 w" I8 g! Q+ J
8.  键联接设计
2 @; G: p# A: A2 r3 R9 S9.  箱体结构设计
: Z" ~' D$ ]5 \/ z* t" e10. 润滑密封设计
4 p# t, D( {4 w) V  Q- H2 i8 N11. 联轴器设计+ R1 N" @) }# h" O+ M: P, i

* P% X  I. l$ E; W; f1.传动装置总体设计方案:  r9 o) h- k  S  X& H
/ g+ r6 R5 e; p- J& X
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。! B) C8 E" ~" P6 J$ y
2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀,
& R- g8 }7 Q4 `要求轴有较大的刚度。2 R( F" ^9 B1 n$ f7 {2 o" i0 |" ~
3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。' l% \, [/ ]% s" h# \
其传动方案如下:; k! C- B& O' t

( ^* b) [7 _. `6 S8 `4 c, N4 J; ]* b* b$ A! P# M
   图一传动装置总体设计图)
, u" F1 N( T1 c. e4 K% q* m/ w( f! _1 H8 y
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。; j: i8 Z  q* a8 i! |) @
选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器(展开式)。" O9 e* }: E$ [
传动装置的总效率
2 M! S5 u- \7 z3 J8 v =0.96× × ×0.97×0.96=0.759;; S9 x5 q5 }2 S7 }4 k
为V带的效率, 为第一对轴承的效率,
, F) h( H$ Y' c' c& M) I' } 为第二对轴承的效率, 为第三对轴承的效率,
5 W- t* \$ m& l) g* s$ L) a/ h 为每对齿轮啮合传动的效率(齿轮为7级精度,油脂润滑.
+ h! j9 ^' ~( w% {: d因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。9 n0 g) {# i" f% k
" J1 _4 F# [/ ~2 f0 A4 q$ O7 A# [
: r' _0 P- ~+ ^: S
2.电动机的选择% [( n4 |) M* ^6 \' s( H) W( T

+ K7 y3 Y( ^' L- n电动机所需工作功率为: P =P /η =1900×1.3/1000×0.759=3.25kW, 执行机构的曲柄转速为n= =82.76r/min,0 M  m$ V- r; p- n, z) v# `" a5 ~9 O
经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i =2~4,二级圆柱斜齿轮减速器传动比i =8~40,
* v3 L8 M, [: K$ c& r" h0 @) U则总传动比合理范围为i =16~160,电动机转速的可选范围为n =i ×n=(16~160)×82.76=1324.16~13241.6r/min。
  g5 g7 l# c% m7 b" e* h) S综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,
6 y8 o, ~) J0 P1 k+ `9 n) z8 a选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.09 W! L; [1 R9 W% A/ w% p" R
额定电流8.8A,满载转速 1440 r/min,同步转速1500r/min。
* i% S/ O( ]- r                                               1 V+ G9 m9 W5 W* a7 ?- M; X
% v& N( L# d; z
方案 电动机型号 额定功率
6 N+ x0 u% G: [  n% \# XP
' y* X' E" ], g0 r2 x# Xkw 电动机转速, X( p+ Q+ N' L( H9 {8 U. j
" u; M" d! g. t5 I2 V" I
电动机重量$ }! G# L1 \& S3 a
N 参考价格# S9 k5 X) ?5 f1 v) t+ J
元 传动装置的传动比# `8 Z* @8 Q6 R' Z' A$ S( }
   同步转速 满载转速   总传动比 V带传动 减速器' A9 ]9 n, y8 X' V* ]0 Y1 f/ P* L
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02- U$ m; U4 w4 g% y8 k1 m
' O6 {8 d* Z' t7 E

, ]" C& G" m1 B8 M6 B4 [. y; m5 \. y; ]8 N* D

" x1 H) |+ O, y1 G5 b! a) t
1 U+ u6 @( l! f, n9 B' `3 E, ^- Z8 T9 Q0 w4 W4 R
& n  n  p- [* q7 t' h& X* {) J) m
中心高
1 S: ?- g9 h7 D' B8 S# {" ^" P; r+ @ 外型尺寸
* D+ N4 k( x: o7 a" h) z3 u+ vL×(AC/2+AD)×HD 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD
: l7 y( b8 _; x/ w7 [3 X132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
1 `0 a  X, N' L* F( ~7 a2 D$ m5 a2 g$ H. Q( P2 C+ \

& E+ I7 x0 u; u0 c0 d  r# p8 T  `) @2 @( f# }8 L; y' ]
# n( s5 {1 d0 ?6 f
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比+ {# Z* F9 ^7 ~; \- a2 B
0 q. ~/ `' F, N6 w( Q
(1)       总传动比2 x- k# e% r+ z; |# D
由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为 =n /n=1440/82.76=17.40
$ \1 P' l, k8 J8 x, V(2)       分配传动装置传动比
* c, P' w, f2 {: S2 P; E = ×
; h; B$ D; i- ^0 ]0 D0 R" s式中 分别为带传动和减速器的传动比。
) V+ w/ G% M% Y7 f为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取 =2.3,则减速器传动比为 = =17.40/2.3=7.57' ^/ C2 [0 w2 q' {2 B% v9 o
根据各原则,查图得高速级传动比为 =3.24,则 = =2.33
% C8 W6 \) ?4 h  @; D
) O$ F6 K6 X% j& k4.计算传动装置的运动和动力参数
) L& v( c) n) j2 h$ J(1) 各轴转速
+ c. ]9 m% D: _. x# h& b   = =1440/2.3=626.09r/min
, a9 B  q8 u2 Q3 p3 j: Q, r2 z   = =626.09/3.24=193.24r/min
" q' ]: e2 i2 T* x- E   =  /  =193.24/2.33=82.93 r/min
4 n' }: T/ @# y$ ] = =82.93 r/min
5 @  v9 L4 T" F. x" S(2) 各轴输入功率* x# }& j% |! ^% r) s
= × =3.25×0.96=3.12kW- i$ S" K2 i3 f! ]; p: Q
   = ×η2× =3.12×0.98×0.95=2.90kW
+ _  |. ?( g  h6 G+ P   = ×η2× =2.97×0.98×0.95=2.70kW
* t+ c# z$ f# _ = ×η2×η4=2.77×0.98×0.97=2.57kW
; V& o; y. O- x5 f; T. k则各轴的输出功率:  4 x3 z' ], q( y
= ×0.98=3.06 kW
3 K( [3 w" R5 u: f. q = ×0.98=2.84 kW
% k) r/ C4 [3 q0 W' t = ×0.98=2.65kW
7 I* R& E4 w0 Y0 `4 l = ×0.98=2.52 kW8 L" `" A- y5 K, N. [9 }; @' ]0 G! ?
(3) 各轴输入转矩
+ D& c# v7 W: N: M5 ~    = × ×   N?m1 q( m. Z8 L# U+ ^1 X
电动机轴的输出转矩 =9550  =9550×3.25/1440=21.55 N?8 ^- F$ g0 m( m% g/ o8 Z- |5 K9 H6 b5 _
所以:  = × ×  =21.55×2.3×0.96=47.58 N?m: T0 [% I% e/ d; E" d' k# ^
= × × × =47.58×3.24×0.98×0.95=143.53 N?m
7 G5 I( F8 N. w0 ~& F = × × × =143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N?m$ w; w4 R/ S- H# A& z! |8 U0 J4 e; D
= × × =311.35×0.95×0.97=286.91 N?m6 j" h, A' c: @) x
输出转矩: = ×0.98=46.63 N?m5 Q4 F- K' K4 @
= ×0.98=140.66 N?m
2 w1 T6 U9 Y& [7 G# d; g6 T$ ~ = ×0.98=305.12N?m
7 k5 i( P% Y) a7 M# d = ×0.98=281.17 N?m: O9 s. a/ K3 O6 F; N$ x4 G) E1 J, G
运动和动力参数结果如下表
, n6 r- {- `! k6 K$ T; ^, {轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
0 p% P8 b4 p7 F 输入 输出 输入 输出 2 V; e$ c$ q2 u$ a
电动机轴  3.25  21.55 14403 U' t1 h# Q! T) J0 d
1轴 3.12 3.06 47.58 46.63 626.09& Q) @2 N, I4 \9 K8 c8 W: d
2轴 2.90 2.84 143.53 140.66 193.24- |: {! J3 m. ]) f* D: _8 Q
3轴 2.70 2.65 311.35 305.12 82.93
# w5 E! o8 |) l$ ?2 v3 K4轴 2.57 2.52 286.91 281.17 82.93$ p# _, v7 I  E1 }  Y6 B( S+ D+ B; I

4 o( W. G9 ~$ A/ {$ O! R* _
  l" m6 b5 x: T" `$ L! R6.齿轮的设计
6 G# _# D* Q8 x' f" n, K% y0 J3 Q# M( w. N1 c
(一)高速级齿轮传动的设计计算
5 O/ \; \5 ]7 n+ m) o0 S2 N; o# `8 L# D, w9 q
1. 齿轮材料,热处理及精度
- F& \, m& P2 W+ }考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
  M, r" N5 l0 Q  I% ?2 N: }(1)       齿轮材料及热处理
, a* I( I9 y5 Q/ v1 l" r) F   ① 材料:高速级小齿轮选用 钢调质,齿面硬度为小齿轮  280HBS  取小齿齿数 =24. n0 W; ]% n8 [6 _
高速级大齿轮选用 钢正火,齿面硬度为大齿轮  240HBS    Z =i×Z =3.24×24=77.76   取Z =78.: Z! ~8 h8 \/ ^: K# s- [: j
      ② 齿轮精度9 G0 U+ k  P- D( Q0 A
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。% `4 _; m# y* q3 u6 ^4 a; e  Y0 n

1 B  h# O+ Z7 t) Q2.初步设计齿轮传动的主要尺寸
) C5 ~: g. M# u" T% G/ s按齿面接触强度设计
3 ?. u2 r* b; A  t9 S, }" K+ i / v% C$ L( r4 j* g; [
确定各参数的值:$ b: w$ S% m" A% c/ Y
①试选 =1.6
0 V, {; E) K3 q3 |; W查课本 图10-30  选取区域系数 Z =2.433  
- T* A9 o) Y0 d5 O* a3 f由课本 图10-26       : g) G0 z1 W. g: g

' ~' I! n( C' ^# k# l  W②由课本 公式10-13计算应力值环数/ L- }2 v$ Q( ~. _+ d" E7 V
N =60n j  =60×626.09×1×(2×8×300×8)/ ?8 [$ }7 _& L
=1.4425×10 h% S1 @$ w' T  h( }( v0 C
N = =4.45×10 h  #(3.25为齿数比,即3.25= )$ H8 M- A" _! K9 p7 x
③查课本  10-19图得:K =0.93   K =0.96
: p6 U2 _4 A, s( c1 e  n, x④齿轮的疲劳强度极限5 m& V) _: `' r& p: L
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用 公式10-12得:
+ s( n$ a9 n) L* M[ ] = =0.93×550=511.5  
; R3 r# G* ^1 i3 W5 z; @9 V0 @) b) K( y7 @9 S
[ ] = =0.96×450=432          ( c8 N7 C# S1 B) M( \
许用接触应力  . |8 f( A! m# K  a% f
# I1 X0 V  Y: a( f8 r
$ C! V3 I8 I+ q( F/ o
⑤查课本由 表10-6得:  =189.8MP   , c& B# @+ u- a% J0 w1 M6 l$ `7 e
        由 表10-7得:  =16 l+ B* I* C" {; {+ n: n
T=95.5×10 × =95.5×10 ×3.19/626.096 Q$ a* f! B4 ?" v" @( V
=4.86×10 N.m
& a3 I# t/ |% ]* f) N3 s  F3.设计计算
9 U. D5 e, c1 L. T" M* B①小齿轮的分度圆直径d / O( S9 f) j' _9 _
: E. e3 g: ?) |: {* o& ]
= - d; T. E/ K) u$ Y
②计算圆周速度
4 V0 }8 A' S- S0 _   
5 u$ K5 R+ q& g. d# e- h③计算齿宽b和模数
* k5 a, j  Q; U% L计算齿宽b" \4 J- Y  F, r+ r3 v
       b= =49.53mm, e; K7 ?4 T4 H; ]' m% O
计算摸数m
" F& N6 J8 h. Y  初选螺旋角 =14
! l! z4 @" b2 a5 L = . Q: I9 U  o; A+ n  W  Q
④计算齿宽与高之比
5 N8 o* O$ \/ P( R齿高h=2.25  =2.25×2.00=4.50 1 o  ~& \' E7 B! m/ j! }  n7 c, j. A
  =  =11.01' b4 L" V: [4 K- b8 q4 K9 e; D
⑤计算纵向重合度, ^0 o: _8 U6 a# i# L9 J
=0.318  =1.903
8 C% E8 [8 P) A⑥计算载荷系数K
: N9 o6 o) M% n! }& o使用系数 =1
. D# X5 {1 E" j7 V" K0 m- i* I: M' P0 Y根据 ,7级精度, 查课本由 表10-8得$ _8 L2 A% D) e& l  \" b' o
动载系数K =1.07,
& X  A+ y! }" \) K3 J+ p查课本由 表10-4得K 的计算公式:5 A, x7 k# D- {* s: }0 O) B. G9 o, m0 [
K =   +0.23×10 ×b! ]* Y9 T9 G' j% h9 C
  =1.12+0.18(1+0.6 1) ×1+0.23×10 ×49.53=1.42- L2 P  c  h0 J) W
查课本由 表10-13得: K =1.35
  x5 P: m; c* W* [查课本由 表10-3 得: K = =1.20 \- w/ g3 w/ k0 s' d( G' H
故载荷系数:
. u/ J5 {0 G1 B- u5 k! a1 t3 ~K=K  K  K  K  =1×1.07×1.2×1.42=1.82
% B1 a/ w5 ]8 @+ |) T+ y& X⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
) w6 T5 A6 i/ yd =d  =49.53× =51.73 # m" F% H! y+ w- Y' `* v! @& N
⑧计算模数 9 O$ y! ?0 x; w+ N
=
( F; w6 }, s4 X! d4. 齿根弯曲疲劳强度设计
1 R0 P( a: d% s- X; K+ b9 c由弯曲强度的设计公式
# _% O# @% T, X9 Y) [; ?* Y
" Q4 p3 ?+ K+ O$ B
8 j1 S$ s3 f. ^" D⑴   确定公式内各计算数值
2 Y% I" B5 V5 O; ^8 q. a①   小齿轮传递的转矩 =48.6kN?m
2 j3 ~9 N/ h/ A& \     确定齿数z' G1 R0 K' {2 q
因为是硬齿面,故取z =24,z =i  z =3.24×24=77.76
. |) O: ^5 M7 ?传动比误差  i=u=z / z =78/24=3.25
1 E1 w+ i! @! T- S3 qΔi=0.032% 5%,允许
, v! g' O1 [% G  h7 q- ^* f②      计算当量齿数
/ A; L& a1 s) x% T, [z =z /cos =24/ cos 14 =26.27  % x  e- H+ j$ b2 q7 L, t
z =z /cos =78/ cos 14 =85.43! B' Z6 D: R/ O0 B! K3 o5 g
③       初选齿宽系数 5 `! }/ M4 b7 v  j: p0 N7 p/ y
     按对称布置,由表查得 =1. u2 d' H9 S' T6 c. K
④       初选螺旋角
4 {- h$ Q6 N! z$ d) Y; c' L    初定螺旋角  =14
+ ^1 [+ e/ V5 X1 S" }⑤       载荷系数K( ?& l9 l/ T( F8 w/ b3 l9 w% ]
K=K  K  K  K =1×1.07×1.2×1.35=1.73
5 Y9 ~' [3 k1 k6 O. O! ^⑥       查取齿形系数Y 和应力校正系数Y
& H; e% S+ {' F$ N- S查课本由 表10-5得:
9 b' y$ {9 |5 e齿形系数Y =2.592  Y =2.211 8 ^+ r' ]& j! Q, T/ h/ \9 f
应力校正系数Y =1.596  Y =1.774
  Q) v/ `' J* R4 G- F' R3 {8 z% y3 |- |6 X
⑦       重合度系数Y # }4 j* |1 d: ]8 s7 N) Z' Z2 i
端面重合度近似为 =[1.88-3.2×( )] =[1.88-3.2×(1/24+1/78)]×cos14 =1.655" b* q, L3 Z; Y
=arctg(tg /cos )=arctg(tg20 /cos14 )=20.64690 ! o8 S8 A" a- c9 e7 p; p$ }& x% c+ i
=14.07609 : O6 c: i4 W# R+ m8 t$ J7 R
因为 = /cos ,则重合度系数为Y =0.25+0.75 cos / =0.673
" t% d6 |& C. q; d" g; i9 J⑧       螺旋角系数Y
* v* ^! k  Z" B; L2 ? 轴向重合度  = =1.825,
  v6 Y  Z1 q1 Y4 OY =1- =0.78. w1 S, l) B2 T4 k/ d

; P, p0 B% |4 o' Z⑨       计算大小齿轮的   ( O" N1 g# B  e' o, N- j$ p' ], T
安全系数由表查得S =1.25
, F! N4 h; `* l0 `, e: m* m工作寿命两班制,8年,每年工作300天; ?' A2 t6 q) c1 x$ E2 _+ M* V
小齿轮应力循环次数N1=60nkt =60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10
* r( Q0 Y: j* R大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10 /3.24=1.9305×10
0 B9 f3 ]6 z" n; T) q0 ]4 A查课本由 表10-20c得到弯曲疲劳强度极限                  7 `' L* @6 X4 D. d4 @
小齿轮      大齿轮 $ o- `  |2 g2 B& L$ O
查课本由 表10-18得弯曲疲劳寿命系数:+ P+ R5 K2 x1 U  @
K =0.86        K =0.93  ' e) x! O) D" ~/ ~1 x, E/ y
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
6 v1 o$ H& m1 X; |1 k* R' W[ ] = + N" S( S# D; r3 G
[ ] =
2 p) ]8 D0 _, W1 I6 O  * j# ^4 h( R% `

& h% j4 {1 K6 G大齿轮的数值大.选用.9 F0 H# ]9 a0 ~2 e

6 p+ y8 Y" f* S% m⑵   设计计算
& ^4 L( J: g4 C/ Q: N$ u①  计算模数
# U' X* U; m! \4 {
4 P8 J$ I% a$ b5 B8 z对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m =2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d =51.73 来计算应有的齿数.于是由:
) L3 K  S9 r" ]5 I3 iz = =25.097  取z =25& s$ ]* n7 d* N, ~- Q# v
那么z =3.24×25=81          " S& w  c+ J2 X' [
②   几何尺寸计算% R8 l( m' m; a6 F8 x. o2 H
计算中心距     a= = =109.25 0 t# X- v3 Z# m# d1 ?2 T( S5 j+ R2 k
将中心距圆整为110
- b9 U/ [, }& B' a, a; L按圆整后的中心距修正螺旋角9 U' O- A. N% s( I8 t- G: }
=arccos 2 X' v( }# p2 {! y
因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正.+ p5 o2 |3 l/ S/ p
计算大.小齿轮的分度圆直径
+ s! a% P! w7 D, A! o& Od = =51.53
7 s$ S5 `8 _4 F4 J( O" ]/ ^d = =166.97
% F9 S+ k5 B$ v计算齿轮宽度
* c* s9 G& m4 Z; RB=
* H8 ^7 s" k9 n  K& P7 j6 ]% O3 p圆整的      
& g1 x5 I" k( ]
9 P8 V2 r/ J! U" H(二)  低速级齿轮传动的设计计算
* e1 T4 m; K/ J; w⑴   材料:低速级小齿轮选用 钢调质,齿面硬度为小齿轮  280HBS  取小齿齿数 =30
& _# x$ r! V1 D3 l速级大齿轮选用 钢正火,齿面硬度为大齿轮  240HBS    z =2.33×30=69.9  圆整取z =70.
, J1 [9 {! S+ e( t, d* e ⑵   齿轮精度: r  _. l+ ?9 C7 U
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。
; `* r" b7 g* y+ a3 @# N- F7 p⑶  按齿面接触强度设计
$ u. f  E& V+ J2 M1.  确定公式内的各计算数值
& y! u7 ^7 @2 F9 |/ u" P' ^①试选K =1.6
" j& E! P4 D5 |1 R) M- Y+ F②查课本由 图10-30选取区域系数Z =2.45( Z; X2 L2 L4 {; L6 F6 Q; ~& }! v( l
③试选 ,查课本由 图10-26查得
4 j/ q, z$ l; D$ y+ m! Y9 ? =0.83    =0.88   =0.83+0.88=1.71
! X1 \8 a8 f/ I应力循环次数
7 j1 p$ f3 b+ ]N =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)& {8 v9 J/ l8 e6 T8 ~9 n4 V
=4.45×10  
9 \% c; V/ Y- m3 Q7 KN = 1.91×10 , T: w) Y  s$ X' g, k
由课本 图10-19查得接触疲劳寿命系数' }( k" Z$ ]3 ~( u) Q
K =0.94                   K = 0.97
# h  x# ~: k/ B& m  H3 S' w8 G& {查课本由 图10-21d
& k6 T+ X3 W8 E  {. z按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ,
3 j6 U1 t& ]+ a5 t  T+ b大齿轮的接触疲劳强度极限
( ~2 c6 A  c7 Y  q, R/ `取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力% a8 m  U: j6 p  r
[ ] = =  ' s9 J* R3 o% e! k5 ?
[ ] = =0.98×550/1=517  ; t  e+ o5 F$ N
[ 540.5 ' \+ o: C! Q% Y8 r
查课本由 表10-6查材料的弹性影响系数Z =189.8MP 8 v% A/ o! U, U3 F
选取齿宽系数       1 i( x+ f9 v8 t, K7 {
T=95.5×10 × =95.5×10 ×2.90/193.24# m- }3 }. S& G) f/ c* Y5 i" q% N4 s
=14.33×10 N.m8 e. l- l# c' |
                           =65.71
, A6 v! V' b4 |% e( J6 O/ g2.   计算圆周速度
  W/ S& a% [. N1 Q' c3 n4 V               0.665 - I7 ]0 v7 J5 j& k) J% X5 C4 j% b
3.   计算齿宽, f7 w' b# _: V' P# x
b= d =1×65.71=65.71 1 s0 ?9 M7 y) X8 m) Y2 Z
4.   计算齿宽与齿高之比 3 V7 f. J1 m5 z0 f# V: g( r
  模数   m =  7 A7 l# m+ \, W
齿高   h=2.25×m =2.25×2.142=5.4621 0 s. g: V9 w" j" H
  =65.71/5.4621=12.034 V* X5 j' Z7 h1 R% F  t
5.   计算纵向重合度5 p& i7 Q9 O& _; ~7 a5 l/ c
0 S8 [5 y8 k% `+ t+ K: @2 v
6.   计算载荷系数K2 [; Q3 F' q. P- y- M  r4 E
K =1.12+0.18(1+0.6 +0.23×10 ×b
; g% u0 E0 v$ W* x+ D          =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10 ×65.71=1.4231
3 F) x$ Q# l* n0 C: y& _使用系数K =1   & M9 `9 W* V. D. p
同高速齿轮的设计,查表选取各数值
* L; D7 l7 U3 {' V/ [5 t7 a/ b8 h =1.04   K =1.35    K =K =1.2
) W4 A. {6 a1 E2 G故载荷系数
+ K' }9 O0 k  F- s( pK= =1×1.04×1.2×1.4231=1.776* v; _6 Z7 R( s1 n  F  ^9 M
7.   按实际载荷系数校正所算的分度圆直径2 G) `7 c% f% g0 Y% M2 N+ s# O5 K
d =d  =65.71× " F" }+ N. G, o) l1 R7 ^# y
计算模数 8 T) n/ z# ~; T$ ]  ]! [: O
3.   按齿根弯曲强度设计
' L4 E$ H' D+ h8 V* Z& v( tm≥
5 f2 Z8 F' T/ o% h* r一确定公式内各计算数值
: ^/ K: E* G2 |  I+ n% e(1)       计算小齿轮传递的转矩 =143.3kN?m
2 L! }6 \( m1 D1 C: D(2)       确定齿数z
6 C) w" Q  {) A因为是硬齿面,故取z =30,z =i ×z =2.33×30=69.9
0 G- O  }9 m$ w8 P9 ]0 m2 v9 U传动比误差  i=u=z / z =69.9/30=2.33
3 ~" j, w) P4 O! {Δi=0.032% 5%,允许
! ^1 f, h; v# q(3)       初选齿宽系数
3 Q4 D& x$ _% g9 r! S. y$ _1 B   按对称布置,由表查得 =1
$ l8 ?. ]: E. G  g& C(4)      初选螺旋角
% H6 [& U' ]) ?2 _7 R2 n7 ^: ^  初定螺旋角 =12 " r  y5 A2 t* U/ Z% Q/ D
(5)      载荷系数K
' O0 Q8 N# X. f2 @2 `K=K  K  K  K =1×1.04×1.2×1.35=1.68482 h! l& y' n: \- }
(6) 当量齿数     
; x' z* K( o- ^# }* C5 e      z =z /cos =30/ cos 12 =32.056  
; t# i4 l% a* f7 Y& ~( Iz =z /cos =70/ cos 12 =74.797
" O3 D& r  H3 ?/ W0 X. u& Q: R由课本 表10-5查得齿形系数Y 和应力修正系数Y # A( h5 b" |1 r) o  Y( |( l! a" J
       : W' f, p; z- D3 y# i
(7)       螺旋角系数Y
: D0 j5 M. G8 Y5 r; G! b+ S) P 轴向重合度  = =2.03
- t" F4 }* W% b: q) fY =1- =0.797( [0 E9 ^9 f5 ^1 I
(8)       计算大小齿轮的   
# ^! ~7 G; c* z1 S' j+ k7 M  _5 B
查课本由 图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限. x0 s7 N3 i) {' j4 _' {+ ^
        
& J6 P" g" w5 {7 y# o/ e6 V0 R( L8 c9 O查课本由 图10-18得弯曲疲劳寿命系数8 C% v# R" i: K/ m
K =0.90      K =0.93    S=1.46 V( T: Q( ]) ]' m3 x7 i0 n
[ ] =
- r6 U! T! k8 z# O3 V[ ] = # \+ E) F# v* {6 t' `
    计算大小齿轮的 ,并加以比较
6 l' ?2 h1 \* z. Z, q- _' _# ~  & ?3 {# m8 J- e5 h
                  1 g  p5 u7 \; V. j/ |
大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.
1 w5 D. _& x: s3 G6 l5 J①  计算模数
1 P- k2 `5 d8 G4 | & S  L* ^  H" ~, X
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m =3mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d =72.91 来计算应有的齿数.
0 J/ M; T6 _3 l% X9 `& |( bz = =27.77  取z =303 h6 P$ m6 b2 V4 B4 n0 y- U7 B
z =2.33×30=69.9     取z =705 ~% b  ]) \7 W# ]; y
    ②   初算主要尺寸3 l6 n: z+ l; V: {, h
计算中心距   a= = =102.234
! N+ d6 y& k  ^3 L  D将中心距圆整为103  2 S2 E$ M& z. T3 `" i/ `/ a( N* s: Y7 s
修正螺旋角
7 G; I5 Q; `% E =arccos 7 @, R8 K& m. X( F! Y8 D
因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正
, o' g) m8 n( r8 N3 _   分度圆直径
" }; ]' D5 e' h( U3 O" F6 `7 M      d = =61.34 / y! l+ n! i* b& a9 ~4 q
d = =143.12    O( J% i$ V1 U- V3 M) `- X( f
计算齿轮宽度
: a6 t5 T' K7 u) O3 y
) l$ e3 r, n" I' b圆整后取      
8 B) ?  Y& Y: b- `0 f5 |' M& e* t4 g% q' O. |0 B8 F
                                         低速级大齿轮如上图:! Z! u% {5 O/ K- I& w3 b
* [- N5 M( W4 }/ \" o( W
: c, |! h1 ^1 N) ~* L
5 W- L/ q; L/ u6 S; \4 D, |
V带齿轮各设计参数附表
% }* C8 v0 m% G* Y- f8 M8 Z" z7 E) q2 A- B( c; g) H6 @
1.各传动比5 |* _/ g% ^- D& L+ I
V带 高速级齿轮 低速级齿轮
/ Z- `: a) \: z1 }, x: R4 ~- w6 @4 u# n2.3 3.24 2.33
) e0 H# S& \- l/ x3 \: r" T! F/ a8 d3 x7 ?" [9 ]% @9 b
2. 各轴转速n! X( E. v; s: {$ P3 h/ z
(r/min)) h" f* J& }" H' Y$ q
(r/min)  (r/min)  ! h1 K4 q1 g) |$ p5 u
(r/min)
  r1 t/ l8 q5 C! N626.09 193.24 82.93 82.93
: L; H/ @) w! G9 E' `6 t) L) ?* o- Y5 Y% j
3. 各轴输入功率 P
- b4 Z6 k$ |% o3 _8 L1 ]0 B (kw)
' E2 n, L# D0 [ (kw)
" l; V* t! x& i9 O6 U$ N( B& r" k. S (kw)8 L( `# a4 K6 b, K7 Y
(kw)/ ^9 \& n: }5 ?; E  w) B
; n# a4 \$ H+ d7 e
3.12    2.90 2.70 2.57
- R! j' u8 S% P
, G) n3 q/ j+ V. x9 \+ {+ S# p8 N4. 各轴输入转矩 T
8 G% Z6 @# Y' P/ ^. K (kN?m)/ E7 @% [. l! U. [5 o8 e
(kN?m)  (kN?m)   (kN?m)$ s& D- b; C* e2 \. {5 f
47.58 143.53 311.35 286.91
3 [# ~' Q$ g4 w5 Z6 j; q8 [( R2 v0 S# E
5. 带轮主要参数! ], B2 `% h/ X, _) ~7 H
小轮直径 (mm) 大轮直径 (mm)
# B8 ^+ ?1 @! ^( [0 T中心距a(mm) 基准长度 (mm) 7 M, m1 T+ c9 a) Y! A
带的根数z
8 S+ Y, P1 h9 _9 ]90 224 471 1400 5
7 A5 K( W0 e: x! h. D , O0 v  s( x% L3 D% p
+ r8 F' F9 B; _$ E
0 o8 k2 s, c5 z: V  e- y

$ ~* T( i* G0 g$ L8 |) P4 p* s/ O% v9 ?( M4 t
7.传动轴承和传动轴的设计# x0 K1 B1 S3 Q, Y' T. B
7 R6 U$ B. f' m+ |& E2 b
1.  传动轴承的设计
$ ^! Y) }; v' u; M8 s! L) h3 X( ~# d
⑴.  求输出轴上的功率P ,转速 ,转矩 5 @0 a, g" o) ~# R# `4 ^
P =2.70KW             =82.93r/min% f2 k! v* H# i9 @' M7 e
=311.35N.m# U9 J& T6 n7 v; K& w: [7 C
⑵.  求作用在齿轮上的力
- y" ~/ r; X3 v. ^已知低速级大齿轮的分度圆直径为( a( N9 D/ ~8 ?" y
         =143.21  2 c; T- y* G6 x  A
而  F =  
( ^& o& T8 s# o' y4 ^6 y7 O     F = F  8 D; r2 _, h% J9 W+ y
+ x9 {0 g, Q$ N: ]
     F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N
) _% v8 I5 p* m( g% U3 j' o
+ Z# E6 c0 I3 U/ z4 L1 t1 X圆周力F ,径向力F 及轴向力F 的方向如图示:# B; L. D8 A$ j7 w! ~

. `1 f& t; t8 D$ {3 U5 o* A; Q⑶.   初步确定轴的最小直径# n, m  e( g% y1 u; j7 c
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本 取
1 _# V/ c/ W6 z$ n2 v; R
! v6 L1 Q5 {) O/ Y( P3 V输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 ,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号
; C# S" y; e3 [9 u查课本 ,选取
) c( l, I. Z6 [; s8 b
9 P. Z- Z/ u, U% p% _1 E# T因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
; z4 `& o  O; O9 x( ]( M+ n) t查《机械设计手册》
6 Z( w/ |$ e1 E' p7 Z0 K选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径
5 G& U7 O$ H0 s# d8 O. q$ i& [, L3 Y# g3 F5 ^/ Z& y# l" L$ g  d

; N1 j+ e3 J4 u1 |4 j9 A8 x- d/ n" z⑷.   根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度4 i. {! d% D. A6 d; O7 l8 b& w" L" f
① 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径 ;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径 半联轴器与   为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故Ⅰ-Ⅱ的长度应比 略短一些,现取 & W2 U3 |, ^& {
② 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,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据 ,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.
" ?! n3 _; Y. }9 H5 G6 n& ~0 X& L/ f" v/ I& H

  ?7 I! p5 k1 D4 PD B  
* b- e- x5 ?3 ~0 p/ | 6 w0 S8 S) K% h# N
轴承代号; }1 r6 _+ S) N1 J6 j2 I1 s9 d
   45 85 19 58.8 73.2 7209AC/ N  D2 X. A9 z1 X7 D. u: K
   45 85 19 60.5 70.2 7209B2 C, _+ u2 X2 t: A& w7 M
   45 100 25 66.0 80.0 7309B+ ^8 ], L; @. r
   50   80   16   59.2 70.9 7010C) f: E4 N. P9 j+ \+ p4 g
   50   80   16   59.2 70.9 7010AC
) Z6 s- W$ _9 y- n0 u# \  h3 x   50   90   20   62.4 77.7 7210C
  q0 \$ Y( z4 w0 i' a3 v         
4 H5 ~& d4 {! s/ c, ^2.  从动轴的设计 9 I( f) R7 y2 Q* i& ^; C7 r

/ ?6 V) z$ i2 u7 V   对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 ,故 ;而   ." ?0 n8 U7 T. D1 G5 r" t6 K& `
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度 mm,
# G# n4 P: q2 b8 E( B③   取安装齿轮处的轴段 ;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮 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 . 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取 .轴环宽度 ,取b=8mm.    $ T* U+ s( |5 X5 r
; ?# a8 r0 d0 B# u2 A% F$ {5 @
④    轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及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面间的距离  ,故取 .; Z) p+ Z/ W& k. y# b0 N" w  O
⑤    取齿轮距箱体内壁之距离a=16 ,两圆柱齿轮间的距离c=20 .考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8 ,已知滚动轴承宽度T=16 ,, ~4 T( }# S" ]$ n1 @) w0 A
高速齿轮轮毂长L=50 ,则3 k4 t5 T- _6 K8 b
- z+ N! [5 F% @/ r% Z% c) W

) r% E" o* t- {  \* [! I至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
7 n+ o+ U6 b* q9 c! v' E5 h4 u5 K  D; M/ [$ P
5.    求轴上的载荷  ) ~: q7 e. ?$ x" P+ x4 N
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,
0 w% _8 P1 G& w, X/ {查《机械设计手册》20-149表20.6-7.
1 M# F2 D4 V# n: t& o3 {对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.
- e- l3 R& ^* i' u2 a% _: S  % H6 k& q  L( }: N  h6 d+ {- x* I3 o

' s6 E9 ^8 N$ `3 C: g1 x " m, k6 l! V  |) ^2 i

* N3 d. `6 U0 @+ ?8 Y- Y0 [. E* M
; N2 A+ f# A; ]/ `) s" [
9 {. q# f4 a8 ?
" L1 k- ]6 x: l; Y: Z
9 _9 t1 x% [$ l+ x' G& r, t0 Z4 n     
/ e# E+ h- k8 Z; s; J2 e2 U % g5 K" Q# l. w; Q6 w
传动轴总体设计结构图:, [9 H) O; t# q2 {

% C# I6 D9 i! C: i' K4 o; u                             (从动轴)
, y! Q7 l0 f* v1 J! `8 }
4 j3 c% I% \8 L' Z' m
; V' P" p3 T) v
4 P0 v1 @3 Q( g4 w5 C  l2 t                (中间轴)
4 R! d" }& m9 l  \$ P
, {% M( D) T3 G( ^$ e8 B( g# v& U: [                             (主动轴)
1 H5 L. Y; _, i7 ?: X
! W  D7 r% Y  F& q/ p$ X& R' d+ K) `( g$ _
        从动轴的载荷分析图:
- W( R$ F: B1 g0 S
6 Z, h6 Z' J' B" J6.     按弯曲扭转合成应力校核轴的强度: h4 l6 J4 F5 Q% ~% y
根据7 Z. h; \1 I5 C3 N
= =   I' l/ P6 z" w
前已选轴材料为45钢,调质处理。
- i5 t/ @; W. P# }" \" p- ?9 U查表15-1得[ ]=60MP
: L# B2 e7 i3 y 〈 [ ]    此轴合理安全
0 {; l, V5 p) H" x4 g% j5 n
8 `! m7 y" e1 ?8 f7.     精确校核轴的疲劳强度.: l2 b# E, R' l% i) R
⑴.   判断危险截面0 K) ?6 s$ [" D
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A  Ⅱ Ⅲ  B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可.; C4 c9 k3 p5 @- l* L& }
⑵.  截面Ⅶ左侧。, ~( n7 b* x# ?8 u  f
抗弯系数   W=0.1 = 0.1 =12500
# ?& H1 m8 X3 l* c抗扭系数    =0.2 =0.2 =25000
6 L& U# I, T# c截面Ⅶ的右侧的弯矩M为  + Q8 z, p) V) B2 ~; _
截面Ⅳ上的扭矩 为  =311.35
7 Q9 ]9 ^- ^- `/ ]截面上的弯曲应力
- u. G) q  G: `& V  . ], `0 i7 h7 J
截面上的扭转应力* Y5 k5 F2 j9 v% l
  = =
) ?: P) O3 `. i' a8 j3 Q轴的材料为45钢。调质处理。
% p; h1 ?" |, Y) |4 ~7 e3 K- T由课本 表15-1查得:
! G0 z! U2 t+ t6 ^4 W- y( [             2 d( ?* B  y# @2 A
因                 3 M1 k) _) M& S# B
经插入后得1 _9 U) U5 Q5 @. k
  2.0          =1.31
/ G* q. A: Z+ E. V. K2 T, `轴性系数为6 F7 U( \/ i9 ]9 `: D
         =0.857 B' ]0 W- ]7 v4 \
K =1+ =1.82
9 M! ~7 k& q; |  |4 G# PK =1+ ( -1)=1.263 ?3 h: _1 R+ u) h. \! C* u& H* ]
所以               
- a9 h1 j! h" T0 s 0 \" J' [$ U6 v# ]
综合系数为:    K =2.8, Z% X4 l/ D3 ~8 ]
K =1.62
- C# ^( _% Y4 ?* D. H碳钢的特性系数         取0.1
) D' Y9 u( o8 L    取0.05
0 o$ }5 @: C! r4 x- L8 D安全系数
" u; ~+ ~  q2 rS = 25.13; s4 w; m9 y6 O" d. k! R; B
S  13.71# C9 @/ L0 y' k6 F$ i2 `3 s
  ≥S=1.5    所以它是安全的" @6 l, q" q% L3 P
截面Ⅳ右侧9 n  b( k) i% O' F
抗弯系数    W=0.1 = 0.1 =12500* v8 b+ q3 a% d, g; N* l

# X2 q, F7 B: ]抗扭系数    =0.2 =0.2 =25000
( Z8 o2 h  h& M8 S& D) L- H
3 I( ~5 ^2 B# v0 P$ i4 @* }截面Ⅳ左侧的弯矩M为   M=133560/ N; `! I* r6 x
6 E. a- ^$ N5 D. g, ?
截面Ⅳ上的扭矩 为    =295& f3 h0 u( [  _4 E9 _) E
截面上的弯曲应力     
. h# o; ^2 A+ X+ h; a! n截面上的扭转应力
+ C: c; ~5 Q3 i% q5 W  = =  K =
6 [, ]. W- S+ d- m% jK = : y$ r' O0 S/ x7 k: S
所以                     t7 ^8 H5 @' Q. f. z9 s
综合系数为:! n8 I# e9 _( y3 B+ v9 Z
K =2.8    K =1.62+ d& o8 g4 S+ Q9 \
碳钢的特性系数$ B& w: ?  x. G" n! w2 M5 F$ B
     取0.1        取0.05+ v( r, l! J+ q; Z  _- g( s: y& g. A
安全系数
. B7 m. @% N4 ^5 K+ N- QS = 25.130 v2 ^- d1 V1 e, i: B# i  V
S  13.71
4 ]' V" x7 w4 c  ≥S=1.5    所以它是安全的; T+ w3 a8 I+ m) i
$ a( ~; b' M% N" F# x% H
8.键的设计和计算
& W+ E' z9 g: v: t. ?2 }
  z' n3 V3 c% p1 G5 C; g①选择键联接的类型和尺寸( e9 D6 {% Q4 L8 x4 Y
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求,应用平键.* E2 @/ y# \( _) u- ]
根据    d =55    d =65) q; Y5 Z5 }6 h* M2 z
查表6-1取:   键宽  b =16     h =10      =364 }# K; L9 Q) ]8 v! P
                     b =20     h =12      =50
2 l5 N7 n1 i6 A- ~6 `6 V5 ]) \) v. `+ O
②校和键联接的强度6 {/ N. |, O& ]( T- i% I+ |3 w
  查表6-2得      [ ]=110MP
2 K: a, p" H8 r3 j4 d+ q工作长度   36-16=201 i7 `% i% x1 O6 s: a: u7 |
50-20=300 ]0 m+ u( R  V/ b$ {0 F$ z
③键与轮毂键槽的接触高度2 @& Q8 b9 X! `% F' W7 S3 A6 {$ F
K =0.5 h =5
  V9 \& ~! I+ b( fK =0.5 h =6/ s2 H9 f" _. Y8 B
由式(6-1)得:* T4 _) M3 b" h$ r
         <[ ]0 c; n2 g$ H, A0 p
         <[ ]
. z$ d% v# T; v" g. {两者都合适
1 Y+ p( I6 q  L& b0 _取键标记为:
6 c) n& B& W- G; T$ ^2 e! E0 n           键2:16×36 A GB/T1096-19793 a' i2 r! L# Z1 }
键3:20×50 A GB/T1096-1979
. u' T# t5 ^: `# E6 Q9.箱体结构的设计
8 E/ L. d2 w) Q# l% B4 s' d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,! @% \  w+ W/ B% P
大端盖分机体采用 配合.
% G) {$ p9 o! d3 P& ], h
$ m) M0 l1 }& T1 E( X5 L1.   机体有足够的刚度8 x# S/ d1 R: r0 A5 O& _  V
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度7 ?! @- \  z3 ]9 W+ _  _
. ~: d! v0 M9 n$ Y4 }1 Y6 d
2.   考虑到机体内零件的润滑,密封散热。
; D4 _% J/ L0 j+ a
: R; e9 O# E. F# e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
) l5 }3 A  E$ j- n% `$ A$ d/ X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
- f8 q0 Q5 H3 V6 z% ?$ i
5 c5 j9 b, W! {( D3.   机体结构有良好的工艺性.0 j# r+ v- w$ T6 _, A6 g" h
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。机体外型简单,拔模方便.
  S$ ]+ q1 C3 ]6 t0 `7 a$ B; s  C/ e+ F6 M" p( W: U, S
4.   对附件设计
3 _# m7 c7 K( W: {- c( r9 n- R A  视孔盖和窥视孔, T4 X4 L2 x# f5 N5 F9 S) X3 ]
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" ^) b7 y" ]) L9 X6 I: [. o' U
B  油螺塞:
& z2 Z* A- N5 {" `4 ^$ V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。' {: j& v2 w+ @* o
C  油标:
$ j7 B; ]' n1 S2 `! G! R: F4 o0 A油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。6 L# S8 r) X  T. A8 |5 J
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出.
5 T6 D9 w8 V# R) C0 S; x. Y+ e' E+ X; T% A2 p5 R. z
D  通气孔:
, a+ A  H* _8 f6 D: c; W/ f; K% X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.
" Z: H6 N7 c$ @' n7 u1 hE  盖螺钉:
9 P( [5 P, r1 `7 |启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。5 a2 |, t5 w1 M/ D# V
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹.
6 R6 t0 `! x: Z& @3 bF  位销:
. D' U2 T- j3 ^8 _) d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.9 f) M, K' Y/ h6 `' O. E" [& S2 w* W
G  吊钩:
) i9 d) p3 u% V1 |8 P8 c* S, {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.: |2 A9 `) T9 l
* J  u, S+ r+ @( D
减速器机体结构尺寸如下:
3 `, D5 H! [- @# I% w2 J& |& j6 B, H0 P( ?) {, n
名称 符号 计算公式 结果, _: J) ]+ B* o
箱座壁厚  
8 d6 ^' s. X4 l5 p5 X
2 b, n2 b2 X& D( A& \8 k1 u10
! B% X1 R/ K6 ]9 g# j箱盖壁厚  6 j! N) ?  Q8 Y
" o! q! K* r8 i8 c
9
+ [2 q' m! y! A/ o, o9 T箱盖凸缘厚度  
" z( z! s4 d, K1 E' Y 7 j6 E/ z$ C. _% L; k5 ?" k: R
12
4 G! S# A1 Q+ B6 I/ }+ N箱座凸缘厚度  , V" M* v% T3 U/ Z) n& v

: F# E; n* R: P15: u2 Z+ E$ W/ y* q
箱座底凸缘厚度    N: V' E9 o2 C8 e* B$ Q
- L% a" Q" T8 L8 m  ?9 Z9 c* Q
25
# {. s+ d: o  F4 w7 [% ^地脚螺钉直径  
! _& h( T/ n7 ]" A- R& r
, ^( Q6 @, k6 ]: HM240 u# }- A8 F7 v' o
地脚螺钉数目  
7 K5 C# z8 \" I! ^查手册 6
: F  F! ~9 a4 q, q6 \# O9 ?( Z4 b" |轴承旁联接螺栓直径  
2 ~1 v3 a7 I7 K: k" u0 X- l2 B: ~ + n4 _: @# f' C4 X% ]7 ~& \8 l
M12
& q* X3 c' W0 H& w( N" ?3 u机盖与机座联接螺栓直径  ' N7 Y- Y- V( X# b. G
=(0.5~0.6)
& J! X& W" s+ o8 ~+ Q1 r* EM10
  J" d! t+ x6 A- z( a$ a. r2 {轴承端盖螺钉直径  ) S# i/ s; h2 N/ I
=(0.4~0.5) 5 D: O9 r9 q4 N) Y4 y) j" M3 D
10
  c' g9 O4 c+ P( {, H4 E- Y  @视孔盖螺钉直径  
7 @  @( o+ _' [  E6 X/ }. n7 a( s =(0.3~0.4) + w, h5 l% E% B- @6 z+ L7 I
8
6 J- \+ O! H1 I; x& a$ D; H定位销直径  ' t7 e% `5 V: T1 X: \% k, s
=(0.7~0.8) $ h: {7 C" b0 N/ L8 [8 v
8& U9 o4 p; N% N3 D
, , 至外机壁距离  
% i, V3 ~3 Z& N2 j6 ^# K查机械课程设计指导书表4 34' x1 z6 d4 y5 ]9 J2 P2 m5 j
223 M) C( \& Q9 ?6 h0 u9 c. A
18
9 d& T- W* c' ]- h , 至凸缘边缘距离  
9 q) E' {3 a  n/ Q- ]查机械课程设计指导书表4 288 y% `- H# a" [7 ~! `# j, @% c2 p
167 m/ X4 K7 s6 N1 l- n
外机壁至轴承座端面距离  6 V3 C1 Z) R) I2 q4 g
= + +(8~12)
0 S. P( c. q5 m7 g50/ s( _* E% G3 f% O/ m! s
大齿轮顶圆与内机壁距离  
# ]3 [7 F$ P8 s+ f3 B >1.2
# l& B" P2 x3 T7 Y3 }. c2 t+ N15
( Y& g& N7 f2 |. {: N. ^) r齿轮端面与内机壁距离  1 [  _/ J9 v, f' h' l; G
> ; |' U7 k5 h: c" D& ]
10
3 P9 v- n- B- G1 F机盖,机座肋厚  
: v" |1 B/ s3 w
1 @6 Y- K% @! f 9     8.5
$ `  z5 ^) @3 W2 R. n# p
. V) p5 {/ A+ s- t, x3 _轴承端盖外径  
0 M. E' Z) v  i* j3 `% `* R$ U0 s +(5~5.5) $ S7 t* _) O5 y
120(1轴)125(2轴)
* m# J' [4 @0 F& j1 S150(3轴)2 R% d$ i9 a+ U3 b3 L! ^
轴承旁联结螺栓距离    P; Z4 \7 a" S

! }0 |; K8 P( F9 r$ o7 V120(1轴)125(2轴)* c8 O$ s, D$ _7 y6 o
150(3轴)+ t. z; [3 H, D$ w- {

+ X2 }9 A" {- T% H7 z. G4 Y10. 润滑密封设计) _, s& {+ a1 L7 e3 h* M$ r; x
1 v/ D* y9 m) N, i0 }* j" k
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,所以其速度远远小于 ,所以采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度.
+ K5 W, T) f0 U+ m$ d& P油的深度为H+
: H. O1 ?1 _6 }( b     H=30   =34
# a5 C& N3 ^& g% I, j所以H+ =30+34=64
% P5 ?1 p$ z8 S( n" {其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。
: L+ U. y6 k: p" C; o+ n
) S( R9 R# h7 o0 b, {7 @$ T密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接
5 B6 O! E; V0 c5 [8 m0 `9 ~凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为    1 k9 J2 Y1 q1 |" X9 H
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
) ~7 S) j' \8 P大,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。# g0 ?4 U* E+ Z7 ^

$ D. M. {' m; z4 @11.联轴器设计& ?3 t0 T4 @8 M+ ~' d9 i( R1 w
" ~" H8 p4 N4 D
1.类型选择.9 ~) R. x1 i" i: T0 l8 ?' k4 H
为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器
/ i0 O4 z$ Q8 m9 L# K% w2.载荷计算.
' Z' W! Z8 t& |- Y  C公称转矩:T=9550 9550 333.5
3 b0 }+ j( X6 q, Q查课本 ,选取 ) E$ T+ w5 v  x, b
所以转矩   
# }0 b  f5 |( q因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
) [: }2 ?: ^, Z0 x1 a% q: [. r5 r; a查《机械设计手册》
- n- j- D# u+ {1 v7 L& A' G选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm
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