双级减速器铸钢车间型砂传送带传动装置设计

《双级减速器铸钢车间型砂传送带传动装置设计》由会员分享，可在线阅读，更多相关《双级减速器铸钢车间型砂传送带传动装置设计（48页珍藏版）》请在金锄头文库上搜索。

1、 设 计 计 算 及 说 明 机械设计机械设计 A 课程设计 课程设计 设计题目 双级：铸钢车间型砂传送带传动装置设计 设计题目 双级：铸钢车间型砂传送带传动装置设计 内装： 内装：1. 机械设计 A 课程设计任务书 机械设计 A 课程设计任务书 2. 草图草图 1 张张 3. 展开式两级圆柱齿轮减速器装配图展开式两级圆柱齿轮减速器装配图 1 张张 4. 低速轴零件图低速轴零件图 1 张张 5. 低速轴大齿轮零件图低速轴大齿轮零件图 1 张张 6. 机械设计机械设计 A 课程设计说明书课程设计说明书 1 份份 设 计 计 算 及 说 明 二级直齿轮减速器设计二级直齿轮减速器设计 一 设计说明书

2、 1.1 题目：基于 SolidWorks 减速器参数化设计及运动仿真 1.2 任务： （1）减速器装配图（0 号） 1 张 （2）低速轴零件图（2 号） 1 张 （3）低速级大齿轮零件图（2 号） 1 张 （4）设计计算说明书 1 份 1.3 传动方案： 图（1）传动方案示意图 1电动机 2V 带传动 3展开式双级齿轮减速器 4连轴器 5底座 6传送带鼓轮 7传送带 各轴代号见第六页 设 计 计 算 及 说 明 1.4 设计参数： （1）传送速度 V=0.74m/s （2）鼓轮直径 D=330mm （3）鼓轮轴所需扭矩 T=900Nm 1.5 其它条件： 工作环境通风不良、单向运转、双班制工

3、作、试用期限为 7 年、小批量生产、底座（为传动装置的独立底座）用型钢焊接。 二传动方案简述 2.1 传动方案说明（简述） 2.1.1 将带传动布置于高速级 将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。另外，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。 2.1.2 选用闭式斜齿圆柱齿轮 闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。 2.1.3 将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方 由

4、于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。本方案将齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象。 综上所述，本方案从任务书所给定的条件设计的方案具有合理性，可行性。 2.2 电动机的选择 2.2.1 电动机类型和结构型式 根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流电，所以选用三相交流电动机。又由于 Y 系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低等优点均能满足工作条件和使用条件。根据需要运送型砂，为防止型砂等杂物掉入电动机，故选用封闭式电动机。根据本装置的安装需要和防护要求，采用卧式封

5、闭型电动机。Y(IP44)笼型封闭自扇冷式电动机,具有防止灰尘或其他杂物侵入之特点。故优先选用卧式封闭型 Y 系列三相交流异步电动机。 设 计 计 算 及 说 明 2.2.2 选择电动机容量 (1)工作机所需功率 Pw 工作机所需功率wP及所需的转速 wn 9550wwTnP = kw 由2 P7 式（2-3） DVnw100060= r/min =33074. 0100060=42.827r/min =4.4kw 式中： V -传送速度; D -鼓轮直径; T-鼓轮轴所需的功率 (2) 由电动机至工作机的总效率 带传动 V 带的效率1=0.940.97 取1= 0.96 一对滚动轴承的效率2

6、=0.980.995 取2= 0.99 一对齿轮传动的效率3=0.960.98 取3= 0.97 联轴器的效率4=0.990.995 取4= 0.99 87. 099. 097. 099. 096. 023423321= (3) 电动机所需的输出功率dP dP=652. 4=wpKW (4) 确定电动机的额定功率Ped 又Ped Pd 取 P ed= 5.5kw 2.2.3 电动机额定转速的选择 直接选择转速为 1500r/min 的电动机 则其满载时的转速为 1440r/min 设 计 计 算 及 说 明 2.2.4 确定电动机的型号 初选方案： 电动机型号 额定功率 kw 同步转速 r/m

7、in 最大转矩 额定转矩 满载转速 r/min 质量 kg Y132S 5.5 1500 2.3 1440 68 2.3 总传动比的确定及各级传动比的分配 2.3.1 理论总传动比 i 624.33827.421440=wmnn 式中：nm 电动机满载转速 2.3.2 各级传动比的分配 (1)V 带传动的理论传动比vi 初取=vi2.5 则450.135 . 2624.33=i (2)两级齿轮传动的传动比 取高速齿轮的41=i 则低速齿轮的传动比363. 34450.132=i (3)齿轮传动中，高低速级理论传动比的分配 取lhii ，可使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。同时

8、还可以使传动装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。但hi过大，有可能会使高速极大齿轮与低速级轴发生干涉碰撞。所以必须合理分配传动比，一般可在)5 . 11 . 1 (lhii=中取，演算有189. 1363. 34=hi符合。 2.4 各轴转速，转矩与输入功率 2.4.1 各轴理论转速 设定：电动机轴为 0 轴， 高速轴为轴， 设 计 计 算 及 说 明 中间轴为轴， 低速轴为轴， 联轴器为 IV 轴 (1)电动机 1440=mdnn r/min (2)轴 5765 . 21440=vdinn r/min (3)轴 1445 . 2576421II=innr/min (4)轴 819.422

9、=innIIIII r/min 2.4.2 各轴的输入功率 (1)电动机 652. 4=dPkw (2)轴 466. 497. 099. 0652. 4=IIIDIPP (3)轴 289.497. 099. 0466. 4=IIPkw (4)轴 119. 497. 099. 0289. 4=IIIP kw 2.4.3 各轴的理论转矩 (1)电动机 mNPT=476.361440652. 49550n9550ddd (2)轴 mNPT=542.87576466. 49550n955011d (3)轴 设 计 计 算 及 说 明 mNPT=240.336144289. 49550n955022d

10、(4)轴 mNPT=942.1085819.42119. 49550n955033d (5)轴 2.4.4 各轴运动和动力参数汇总表（理论值） 2.5 v带传动的设计计算 一、确定计算功率caP 查表可得工作情况系数1.2Ak= 故1.2 5.56.6caAPkPkw= 二、选择 V 带的带型 根据caPn、，由图可得选用 A 型带。 三、确定带轮的基准直径dd 并验算带速v 1、初选小带轮的基准直径1dd 。 查表 8-6 和 8-8 可得选取小带轮的基准直径190ddmm= 轴号 理论转速（r/min） 输入功率（kw） 输入转矩(Nmm) 传动比 电动轴 1440 4.652 36.47

11、6 / 第 I 轴 576 4.466 87.542 2.5 第 II 轴 144 4.289 336.240 4 第 III 轴 42.819 4.119 1085.942 3.336 设 计 计 算 及 说 明 2、验算带速v 按计算式验算带的速度190 14406.78260 100060 1000dd nvm s= 因为530m svm s。 8、计算压轴力pF 压轴力的最小值为 ()()10minmin2sin2PFZ F=1632 6 136 sin2= 。1614N= 3.1 高速级齿轮传动设计 3.1.1 原始数据 输入转矩T= 74046 Nmm 小齿轮转速In=576 r/

12、min 齿数比=4 由电动机驱动单向运转、双班制工作、工作寿命为 7 年、工作机为带式运输机、载荷较平稳。 （设每年工作日为 300 天） 3.1.2 设计计算 一 选精度等级、材料及齿数 1 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮 2 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动。 小齿轮材料：40cr 调质 HBS1=280 接触疲劳强度极限6001lim=HMPa 弯曲疲劳强度极限5001=FE Mpa 大齿轮材料：45 号钢调质 HBS2=240 接触疲劳强度极限5502lim=H MPa （由1P206 图 10-21c） 设 计 计 算 及 说 明 弯曲疲劳强度极限3802=FE Mp

13、a （由1P204 图 10-20b） 3 精度等级选用 7 级精度 4 初选小齿轮齿数211=Z 大齿轮齿数 Z2 = Z1hi = 214=84 5 初选螺旋角=14t 二 按齿面接触强度设计 计算公式： 321112+HHEdttZZuuTKd mm 1 确定公式内的各计算参数数值 初选载荷系数6 . 1=tK 小齿轮传递的转矩T=74046Nmm 齿宽系数 1=d 材料的弹性影响系数 区域系数433. 2=HZ 75. 01=，87. 02= 62. 121=+= 应力循环次数 h9h11101.413283657157660jL60nN= =1.536 81210533. 34NN=

14、 接触疲劳寿命系数 06. 1,98. 021=HNHNKK 接触疲劳许用应力 取安全系数1=HS MPaSKHHNH588160098. 01lim11= 设 计 计 算 及 说 明 MPaSKHHNH583155006. 12lim22= MPaHHH5 .5852583588221=+=+= 2 计算 （1）试算小齿轮分度圆直径td1 321)(12HEHdttZZTKd+ 321)8 .5858 .189425. 2(4562. 111000046.746 . 12td =48.327 （2）计算圆周速度 smndVt/458. 1100060576327.4810006011= （3

15、）计算齿宽 b 及模数 mnt mmdbtd327.48327.4811= mmzdmtnt233. 22114cos527.48cos11= mmmh024. 5361. 225. 225. 2= 098. 9312. 5327.48=hb 4计算纵向重合度 =665. 114tan211318. 0= （5） 计算载荷系数 HHVAHKKKKK= 使用系数AK 0 . 1=AK 动载系数VK 根据 v=1.541 m/s 7 级精度 设 计 计 算 及 说 明 07. 1=VK 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数HK 根据小齿轮相对支承为非对称布置、 7 级精度、d=1 、 b=48.

16、327mm，得 419. 1=HK 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数FK 根据 098. 9312. 5327.48=hb , 419. 1=HK 350. 1=FK 齿向载荷分配系数HK、FK 4 . 1=FHKK 126. 2419. 14 . 107. 11=KKKKKva （6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 1d mmKKddtHt86.536 . 1126. 210.513311= （7） 计算模数nm 489. 22114cos86.53cos11=zdmn 三 按齿根弯曲强度设计 3max212cos2FSaFadnYYZYKTm 1 确定计算参数 （1）计算载

17、荷系数K 022. 235. 14 . 107. 11=FFvaKKKKK 设 计 计 算 及 说 明 （2）螺旋角影响系数Y 根据纵向重合系数665. 1=，得 =Y0.88 （3）弯曲疲劳系数KFN 得 9 . 01=FNK,9 . 02=FNK （4）计算弯曲疲劳许用应力F 取弯曲疲劳安全系数 S=1.40 得 MPaSKFEFNF486.3214 . 15009 . 0111= MPaSKFEFNF286.2444 . 13809 . 0222= （5）计算当量齿数ZV 988.2214cos21cos3311=ZZV 取 23 95.9114cos84cos3322=ZZV 取 92

18、 （6）查取齿型系数YF 应力校正系数YS 得 76. 21=FaY 21. 22=FaY 56. 11=SaY 77. 12=SaY （7）计算大小齿轮的YYFaSaF 并加以比较 0134. 0111=FSaFaYY 016. 0222=FSaFaYY 设 计 计 算 及 说 明 比较 111FSaFaYY222FSaFaYY 所以大齿轮的数值大，故取 0.0185。 2 计算 3max212cos2FSaFadnYYZYKTm =322016. 062. 121114cos046.74022. 22nm 四 分析对比计算结果 对比计算结果，取mn=2.0已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满

19、足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的 d1=53.86来计算应有的2Z1Z 13.26cos11=nmdZ 取271=Z 1082=Z 五 几何尺寸计算 1 计算中心距阿a mmmZZan133.13914cos22)10827(cos2)(21=+=+= 将a圆整为139mm 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 414613778.132)(arccos21=+=amZZn 3 计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2 mmmZdn600.55778.13cos227cos11= mmmZdn400.222778.13cos2108cos22= 4 计算齿轮宽度b 设 计 计 算 及 说 明 60.

20、5511=dbd=55.60mm 圆整后 =2b60mm =1b55 mm 六 验算 NdTFt331110712. 2600.5410046.7422= mmNbFKtA/21.456010712. 213= 100N/mm 原假设成立。 3.2.3 由设计计算得 实际传动比：412=ZZih 实际转速：14449576=hinn r/min 实际转矩：5661084. 2144289. 41055. 91055. 9=nPTNmm 3.3 低速级齿轮传动设计 3.3.1 原始数据 输入转矩T=444.284 Nm 小齿轮转速n=144 r/min 初选小齿轮齿数231=Z 大齿轮齿数 Z2

21、 = Z1hi = 233.363=77.349 取 77 初选螺旋角=14t 齿数比=347. 3=li 由电动机驱动单向运转、双班制工作、工作寿命为 7 年工作机为带式运输机、载荷较平稳。 （设每年工作日为 365 天） 3.3.2 设计计算 设 计 计 算 及 说 明 二 按齿面接触强度设计 计算公式： 32312+HHEdttZZuuTKd mm （由1P216 式 10-21） 1 确定公式内的各计算参数数值 初选载荷系数6 . 1=tK 齿宽系数1=d （由1P201 表 10-7） 材料的弹性影响系数 8 .189=EZ Mpa1/2 （由1P198 表 10-6） 区域系数42

22、5. 2=HZ （由1P215 图 10-30） 763. 03=，87. 04= （由1P214 图 10-26） 633. 143=+= 应力循环次数 811053. 3365782160144603=njLnN 8410054. 1=Nr 接触疲劳寿命系数07. 13=HNK 135. 14=HNK （由1P203 图 10-19） 接触疲劳许用应力 取安全系数1=HS MPaSKHHNH6423lim33= MPaSKHHNH25.6244lim44= MPaHHH125.633243=+= 取633=H MPa 2 计算 （1）试算小齿轮分度圆直径td3 设 计 计 算 及 说 明

23、323)(12HEHdttZZTKd+ 72.59469.194mm （2）计算圆周速度 =1000603ndvt0.547m/s (3)计算齿宽 b 及模数 mnt 594.72594.7213=tddb mm 0625. 32314cos594.72cos33=Zdmtntmm mmmhnt891. 60625. 325. 225. 2= b/h=10.53 (4)计算纵向重合度 824. 114231318. 0318. 03=tgtgZtd (5) 计算载荷系数 HHVAHKKKKK= 使用系数AK 根据电动机驱动得0 . 1=AK 动载系数VK 根据 v=0.547m/s、 7 级精

24、度 04. 1=VK 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数HK 根据小齿轮相对支承为非对称布置、 7 级精度、d=1、194.69=b mm，得 =HK1.457 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数FK 根据 b/h=10.53、457. 1=HK 36. 1=FK 齿向载荷分配系数HK、FK 设 计 计 算 及 说 明 假设mmNbFKtA/100/ ，根据 7 级精度，软齿面传动，得 1 . 1=FHKK HHVAHKKKKK=11.041.11.457=1.667 (6) 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 3d 593.736 . 1/667. 1594.72/3333=tH

25、tKKddmm (7) 计算模数nm 105. 32314cos593.73cos33=zdmnmm 三 按齿根弯曲强度设计 3max232cos2FSaFadnYYZYKTm 1 确定计算参数 （1）计算载荷系数K 556. 11 . 136. 104. 11=FFVAKKKKK （2）螺旋角影响系数Y 根据纵向重合系数824. 1=，得 =Y0.88 （3）弯曲疲劳系数KFN 得 90. 03=FNK 90. 04=FNK （4）计算弯曲疲劳许用应力F 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 得 MPaSKFEFNF429.3214 . 150090. 0333= MPaSKFEFNF286.24

26、44 . 138090. 0444= 设 计 计 算 及 说 明 （5）计算当量齿数ZV 178.2514cos23cos3333=ZZV 取 26 628.7614cos70cos3344=ZZV 取 77 （6）查取齿型系数YF 应力校正系数YS 得 616. 23=FaY 211. 24=FaY 591. 13=SaY 745. 14=SaY （7）计算大小齿轮的YYFaSaF 并加以比较 0129. 0429.321591. 1616. 2333=FSaFaYY 0158. 0286.244745. 1211. 2444=FSaFaYY 比较 333FSaFaYY444FSaFaYY

27、所以大齿轮的数值大，故取 0.0158。 2 计算 3max232cos2FSaFadnYYZYKTm 32230158. 0633. 123114cos10444.2845562. 12= =2.338mm 四 分析对比计算结果 对比计算结果，取mn=3 可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的3d=69.190mm 来计算应有的3Z4Z 设 计 计 算 及 说 明 8 .23314cos593.73cos33=nmdZ 取=3Z24 34.8034= uZZ 取804=Z 需满足3Z、4Z互质 五 几何尺寸计算 1 计算中心距阿 a 775.16014cos2

28、3)8024(cos2)(43=+=+=nmZZa 将 a 圆整为 231mm 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 4311914317.1416123104arccos2)(arccos=+=amZZn 3 计算大小齿轮的分度圆直径 308.74317.14cos324cos33=nmZd mm 693.247317.14cos380cos44=nmZdmm 4 计算齿轮宽度b 593.73593.7313=dbdmm 圆整后 =4b80 mm =3b75mm 六 验算 NdTFt3332102308.7410046.7422= mmNbFKtA/176.27593.7310213= 100N/

29、mm 原假设成立。 3.3.3 由设计计算得 实际传动比：333. 3248034=ZZil 设 计 计 算 及 说 明 实际转速：243.4333. 3144=linn=36.87 r/min 实际转矩：84.11907. 51055. 91055. 966=nPT =51004. 4 Nmm 验算：87.36=nn r/min %3%2 . 27 .3787.367 .37=wwnnnn齿轮速度合适 四.轴及轮毂连接 4.1 高速轴的结构设计 4.1.1 高速轴上的功率 P、转速 n、转矩 T P=4.466kw n=576 r/min T=8.754 104 Nmm 4.1.2 确定轴的

30、具体尺寸 低速轴选用材料：45 号钢，调质处理。 取 A 0 =120 考虑到此段轴需要与 v 带连接，所取的轴径应与所选用的 v 带轮的轴孔直径相适应，与电机 0.8 倍轴伸直径的大小作比较。 mmnPAd751.23576466. 4120330=， 考虑到此轴需要开一个键槽， 23.751(1+5%)=24.9639mm 所以，dmin=d1=25(取圆整) （d1 为最小段轴的轴径） 毂轮长度即最小轴长度 L1=90mm, 第二段轴 d2=d1+(510)=30 第三段轴 d3=d2+(15)=35 确定第四段轴 d4 第三段轴也为轴承内径（此轴外套滚动轴承） 取深沟球轴承中窄系列；

31、d=40对应可以选择轴承7307AC， 则对应与D=80(外径),B=21,安装尺寸 D1min=42 即为下一段轴的轴径。即 d4=42mm 设 计 计 算 及 说 明 d5=d3=40mm (第五段轴外也套一滚动轴承) L 的确定：L1=90mm,其余根据结构而定。 L2 为第一段轴下端到轴承上端面的距离。尺寸分析详见 L2=60 ,L3 为轴承上端面到箱体内壁的距离 L3=B=21 同理，参见均可计算出长度 L4= 91.5 L5=55 L6=21 高速轴的结构设计 L、d 完成。 轴上带的周向定位均采用键联结。取轴段倒角均为 245，各轴肩处圆角半径 R=2.0mm. L1 段键为 C

32、 型键，b*h=8*7 4.2 中间轴的结构设计 4.2.1 低速轴上的功率 P、转速 n、转矩 T P=5.070kw n=144r/min T=336240Nmm 4.2.2 确定轴的具体尺寸 中间轴选用材料:45 号钢, 调质处理 取 A 0 =112 确定轴的最小直径: mmnPAd817.37144289. 4112330min= d1=dmin (第一段轴即为最小轴径轴),d1=40(圆整) 此轴为一对滚动轴承的内径。 取脚接触球轴承系列。d=40 对应可以选择轴承 7308AC，则对应与 D=90(外径),B=23,安装尺寸 D1min=44 即为下一段轴的轴径。即 d2=4mm

33、 d3=74.308 d4=40 又第二段轴处齿轮的同向定位采用键联接 键的尺寸为 14*9 图 确定 L 的长度： L1 为轴承下端面到套筒上端面的距离，即 L1=44 同理，其余各结构尺寸可得： 设 计 计 算 及 说 明 L2=80 L3=5 L4=53 L5=40 取轴段倒均为 245，各轴肩处的圆角半径 2mm 4.3 低速轴的结构设计 4.3.1 低速轴上的功率 P、转速 n、转矩 T P=4.119 kw n=42.819 r/min T=918668 Nmm 4.3.2 确定轴的最小直径 低速轴选用材料：45 号钢，调质处理。 取 A 0 =103 mmnPAd402.5081

34、9.42110330min= 由于需要考虑轴上的键槽放大 5%-7%， d0 %)51 (min+ d=53.93mm 整合为 56mm 另因此段轴需与联轴器连接，所取的轴径应与所选用的联轴器的轴孔直径相适应 。由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。 因此选用弹性套柱销联轴器，查表，使用 TL7 4.3.3 轴的结构设计(直径,长度来历) 一 低速轴的结构图 二 根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度 (1)段与联轴器配合 设 计 计 算 及 说 明 取 dI-II=56 mm， 为了保证轴端挡圈只压在

35、半联轴器上而不压在轴的端面上 取 LI-II=83 mm。 (2)为了满足半联轴器的轴向定位，段右侧设计定位轴肩， 毡圈油封的轴径 取 dII-III=66 mm 取 LII-III=65mm。 (3)轴肩为非定位轴肩，初选滚动轴承为 6314 取 dIII-IV =70mm, 考虑轴承定位稳定，LIII-IV略小于轴承宽度加挡油环长度 取 LIII-IV=50mm。 (4)根据轴上零件（轴承）的定位要求及箱体之间关系尺寸 取 dIV-V =80mm，LIV-V =62mm (5)轴肩、为定位轴肩 取 dV-VI=85mm，LV-VI=12mm (6)段安装齿轮，由低速级大齿轮内径 取 dVI

36、-VII=74mm 考虑齿轮轴向定位，LVI-VII略小于齿宽，齿轮右端用套筒定位。 取 LVI-VII =73mm。 (7)轴肩至间安装滚动轴承为 6314 取 dVII-VIII =60mm 根据箱体结构 设 计 计 算 及 说 明 取 LVII-VIII=63.5mm 轴上齿轮、半联轴器零件的周向定位均采用键联接 。 由2P119 表（11-5） ，取轴端倒角1.545，各轴肩处圆角半径R=2.0mm 低速轴尺寸示意图 5.2 减速器各轴所用轴承代号 普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两端固定

37、支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。 轴号 型号 7307 7308 7314 五五 轴的强度校核轴的强度校核 一、高速轴一、高速轴 1、求作用在齿轮上的力 高速级齿轮的分度圆直径为 d151.761dmm= 1122 87542339851.761teTFNd= tantan2033981275coscos14 2141nreteFFN= tan3398 tan13.7846aeteFFN=。 大带轮与轴的配合为76Hr，流动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为 m6. 求两轴承所受的径向载荷1rF 和2rF 带传动有压轴力PF (过轴线，水平方向)，

38、1614PFN=。 将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系 图一 设 计 计 算 及 说 明 图二 图三 注图二中aeF 通过另加弯矩而平移到作用轴线上 图三中teF通过另加转矩而平移到指向轴线 ()12151 5015102r VaeredFFF+= 22163r VFN= 12r Vrer VFFF=1824N 同理 2853r HFN= 设 计 计 算 及 说 明 1233988532545r Hter HFFFN= 2222111182425453131rr Vr HFFFN=+=+= 222222221638532014rr Vr HFFFN=+=+= 6 、求两

39、轴承的计算轴向力1aF 和2aF 对于70000AC型轴承，轴承的派生轴向力0.68drFF= 110.680.68 31312129.08drFFN= 220.680.68 20141369.52drFFN= 21846 1369.522215.2aeddFFNF+=+= 故2112215.2,1369.52aadFN FFN= 7、求轴承的当量动载荷1P 和2P 对于轴承 1112215.20.700.683131arFF= 对于轴承 2221369.520.682014arFF= 查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为： 对于轴承 110.41X =，10.87Y = 对于轴承 221

40、X = ，20Y = ()()111111 0.41 3131 0.87 2215.23210.934PraPfX FY FN=+=+= ()()222221 1 201402014PraPfX FY FN=+=+= 8、求该轴承应具有的额定载荷值 因为12PP则有 3311666060 576 2 8 300 53210.93424993.11010hrn LCPNC = 故7307AC符合要求。 9、弯矩图的计算 水平面： 1853NHFN=,22545NHF=N,则其各段的弯矩为： BC 段： 设 计 计 算 及 说 明 由弯矩平衡得 M-10NHFx =853 (0151)Mxx= C

41、D 段： 由弯矩平衡得 1(151)02545513098(151201.5)NHMFxxMxx+= + 853 151128803.HMN mmN mm= 铅垂面：122163 ,1824,1614,NVNVPFN FN FN=则其各段弯矩为： AB 段： 则01614PMF xM= (0104.5)x BC 段： 设 计 计 算 及 说 明 则1(104.5)0549226034PNVMF xFxMx+= +(104.5255.5)x CD 段： 则1(104.5)(255.5)0pNVraMF xFxF xM+= 1824567555Mx= + (255.5306)x 做弯矩图如下 设

42、计 计 算 及 说 明 设 计 计 算 及 说 明 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的HM、VM及M的值列于下表 表表 3 3 载荷 水平面H 垂直面V 支 持 力F 12545r HFN= 2853r HFN= 11824r VFN= 22163r VFN= 弯矩M 128803HMN mm= 185765VMN mm= 2101523VMN mm= 总弯矩 22221112880385765154745HVMMMN mm=+=+= 222222128803101523164003HVMMMN mm=+=+= 扭矩T 187542TN mm=

43、10、按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面B )的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6=，轴的计算应力 ()()2222131686630.6 8754235.70.1 35BcaaMTMPW+= 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表可得160aMP=，因此1ca，故安全。 11、键的校核 高速轴上与大带轮相配合的轴上选择键连接，由于大带轮在轴端部，故选用单圆头平键（C型） 根据mmd25=，从表 6-1 中查得键的截面尺寸为：宽度：10,bmm=高度：8hmm=,由轮毂宽度并参考键的长

44、度系列，取键长为：80Lmm= 键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得120 150PaMP= 取其平均植，135PaMP= 设 计 计 算 及 说 明 键的工作长度805752blLmm= 键和轮毂键槽的接触高度0.50.5 84khmm= = 则422 8.754 1017.04 75 35PaPTMPkld= 所以121564.4aaedFFFN=+= 221397.4adFFN= 8、求轴承的当量动载荷1P 和2P 对于轴承 1111564.40.980.681588arFF= 设 计 计 算 及 说 明 对于轴承 2221397.40.60.682329arFF= 查表可得径向载荷系数和轴

45、向载荷系数分别为： 对于轴承 110.41X =，10.87Y = 对于轴承 221X = ，20Y = ()()111111 0.41 15880.87 1564.42012.108PraPfX FY FN=+=+= ()()222221 1 232902329PraPfX FY FN=+=+= 9、求该轴承应具有的额定载荷值 因为12PP则有 3316660 260 1272 8 30055391.45430602.8101010hrn LCPNC = 故7208AC符合要求。 10、弯矩图的计算 水平面：121664,1118NHNHFN FN=。 AB 段： 则1,NHMFx= 即16

46、64Mx= (068.4)x BC 段： 设 计 计 算 及 说 明 则13(68.4)02280269770NHtMFxFxMx+= (68.4151.4)x CD 段： 则132(68.4)(151.4)0NHttMFxFxFx+= 1118784227Mx= + (151.4206.4)x。 铅垂面：121629,1128NVNVFN FN= AB 段： 01629NVMFxMx= (068.4)x BC 段： 设 计 计 算 及 说 明 13(68.4)0147145296NVrMFxFxMx+=+ (68.4151.4)x CD 段： 13232(68.4)(151.4)0NVrra

47、aMFxFxFxMM+= 1128232819Mx= + (151.4206.4)x ()()()1629068.4147145296 68.4151.4232819 1128151.4206.4xxMxxxx=+ 做弯矩图如下 设 计 计 算 及 说 明 设 计 计 算 及 说 明 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的HM、VM及M的值列于下表 表表 4 4 载荷 水平面H 垂直面V 支 持 力F 11118r HFN= 21664r HFN= 11128r VFN= 21629r VFN= 弯矩M 270928.860HMN mm= 11634

48、19.598VMN mm= 286873.080VMN mm= 总弯矩 222211270928.860163419.598316399.134HVMMMN mm=+=+= 222222270928.86086873.080284516.044HVMMMN mm=+=+= 扭矩T 522.77327 10TN mm= 11、按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6=，轴的计算应力 ()()22252113316399.1340.62.77327 1032.3

49、250.1 48caaMTMPW+= 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表可得160aMP=，1ca，故安全。 12、键的校核 一般的 7 级以上精度的齿轮有空心精度要求，应选用平键连接，由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A 型）52,16,10.dmm bmm hmm= 取键长40Lmm=， 键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得120 150PaMP= 设 计 计 算 及 说 明 取其平均植，135PaMP= 键的工作长度40 1624lLbmm= 键和轮毂键槽的接触高度0.50.5 105khmm= 则522 3.56695 101104 25 52PaPTMPkld=，故合适。

50、所以选用：键 161040mmmmmm GB/T 1096-2003 13、确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245，各轴肩处圆角半径见 365 页 三低速轴的校核 因为低速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的teF、reF 、aeF 都是作用力与反作用力的关系，则 3422 1038223944263.274tTFNNd= 00tantan2039441482coscos14.403nrtaFFNN= tan3944 tan14.4031013atFFN= 7、轴上齿轮所受切向力3944teFN=，径向力1482reFN=，轴向力1013aeFN= 31038221TN mm=

51、，4263.274dmm=。 8、求两轴承所受的径向载荷1rF 和2rF 将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系 图一 设 计 计 算 及 说 明 图二 图三 41263.274146.81482 146.8 1013221740.605146.854.8201.6reaer VdFFFN+=+ 211482 1740.605258.605r Vrer vFFF= 设 计 计 算 及 说 明 1146.82871.921146.854.8r HteFFN=+ 2139442871.9211072.079r Hter HFFF= 221113029705.768247930.

52、233358.219rr Vr HFFFN=+=+= 2222266876.546 1149353.3821102.828rr Vr HFFFN=+=+= 9、求两轴承的计算轴向力1aF 和2aF 对于7315AC型轴承，轴承的派生轴向力0.68drFF= 110.680.68 3358.2192283.589drFFNN= 220.680.68 1102.828749.923drFFNN= 121762.923,aeddFFF+=则有6631101046800()()757006060 44.7883358.219hcLhn P= 预期寿命5 300 1624000hLh= = 故合格 12

53、、弯矩图的计算 设 计 计 算 及 说 明 水平面： 11072NHFN= ,22852NHFN=. AB 段：弯矩为 0 BC 段： 101072NHMFxMx= (0132.5)x CD 段： 1(132.5)02852568974NHtMFxF xMx+= + (132.5199.5)x ()10720132.52852568974(132.5199.5)xxMxx=+ 铅垂面：1259NVFN=,21741NVFN=. AB 段弯矩为 0 BC 段: 10259NVMFxMx+= (0132.5)x CD 段： 设 计 计 算 及 说 明 1(132.5)01731345335NVra

54、MFxF xMMx+= + (132.5199.5)x ()2590132.51731345335(132.5199.5)VxxMxx=+ 做弯矩图如下 设 计 计 算 及 说 明 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的HM、VM及M的值列于下表 表表 5 5 设 计 计 算 及 说 明 载荷 水平面H 垂直面V 支 持 力F 12871.921r HFN= 21072.079r HFN= 11740.605r VFN= 2258.605r VFN= 弯矩 142040HMN mm= 134318VMN mm= 299031VMN mm= 总弯矩 2

55、22211142040( 34318)161909HVMMMN mm=+=+ =22222214204099031184000HVMMMN mm=+=+= 扭矩T 31038221TN mm= 13、按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环 变应力，取0.6=，轴的计算应力 前 已 选 定 轴 的 材 料 为45钢 ， 调 质 处 理 ， 查 表 可 得160aMP=， 因 此22222313()184000(0.6 1038221)6495398.910.1 907290

56、0caMT+=，故安全。 5.2 减速器各轴所用轴承代号 普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两端固定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。 轴号 型号 7307 7308 7314 设 计 计 算 及 说 明 六. 减速器的润滑与密封 6.1 齿轮传动的润滑 本减速器各级齿轮的圆周速度分别为： 高速轴 smndv/20. 310006033.57660.551000601= 中间轴 smndv/67. 1100060144400.2221000602= smndv/55. 010006

57、0144308.7310006033= 低速轴 smndv/55. 0100060819.42693.2471000604= 以上各级齿轮的圆周速度均小于 2m/s，所以采用脂润滑。 6.2 轴承的润滑 由于高速级齿轮的圆周速度小于 2m/s，所以轴承采用脂润滑，所以没有导油沟。 6.3 减速器的密封 减速器外伸轴采用 2P158 表（16-9）的密封件，具体由各轴的直径取值定，此标准适用于密封处速度v5m/s，轴承旁还设置挡油盘或套筒。 七. 减速器箱体及其附件 7.1 箱体结构形式及材料 本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内

58、传动件轴心线平面重合。 此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。 箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。 减速器箱体用 HT200 制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。 7.2 箱体主要结构尺寸表（单位：mm） 名称 符号 尺寸关系 箱座壁厚 8 设 计 计 算 及 说 明 箱盖壁厚 1 8 箱体凸缘厚度 b,b1,b2 15, 15, 25 加强肋厚 m,m1 7.7, 7.7 地脚螺栓直径 df M18 地脚螺栓数目 n a=200250, n=4 轴承旁联

59、接螺栓直径 d1 M14 箱盖箱座联接螺栓直径 d2 M10 轴承盖螺钉直径和数目 d3,n M8, 4 M8, 4 M12, 6 观察孔螺钉直径 d4 M6 df,d1,d2至箱外壁距离, df,d2至凸缘边缘的距离 C2 C1 按 M24 取 C1=30, C2=30 轴承旁凸台高度、半径 h,R h 由结构确定，R= C1 外壁至轴承端面的距离 l1 l1= C2+C1+(5-10)=68 7.3 主要附件作用及形式 1 通气器 齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所受负荷，设通气器及时将箱内高压气体排出。 由选用通气器尺寸 M18 2 窥视孔和视孔盖

60、为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。 为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。 由 取 A=100mm 3 油标尺油塞 为方便的检查油面高度，保证传动件的润滑，将油面指示器设在低速级齿轮处油面较稳定的部位。 由 选用油标尺尺寸 M16(16) 4 油塞 为了排出油污，在减速器箱座最低部设置放油孔，并用油塞和封油垫将其住。 由 选用油塞尺寸 M161.5 设 计 计 算 及 说 明 5 定位销 保证拆装箱盖时，箱盖箱座安装配合准确，且保持轴承孔的制造精度，在箱盖与箱座的联接凸缘上配两个定位销。 由 GB117-86 A1040 7 起吊装置 减速器箱体沉重，采用起重装置起吊，在箱盖上铸有吊耳。 为搬运整个减速器，在箱座两端凸缘处铸有吊钩 尺寸见 附： 资料索引 1. 濮良贵, 纪名刚主编 【机械设计】 高等教育出版社第八版 2. 王昆, 何小伯, 汪信远主编 【机械设计,机械设计基础课程设计】 高等教育出版 1995 年 12 月第一版 3. 陈秀,严国良主编. 【机械设计课程设计图册】 高等教育出版第三版