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1、二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 编 号 带式运输机传动装置的设计 题目: 二级展开式圆柱齿轮减速器的设计 机械工程 学 院 过程设备与控制工程专 业 学 号 1040212205 学生姓名 付永生 指导教师 陆凤翔 副教授 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 带式运输机传动装置的设计 一设计任务书 1. 带式运输机工作原理 如图 1.1 所示 图 1.1 带式运输机传动示意图 2. 已知条件 1)运输带工作拉力:2600 2)运输带工作速度:V1.1m/s 3)卷筒直径:220mm 4)工作条件:两班制,连续单向运转,载荷平稳,室内工作,有粉尘,环境最高温度 35C; 5)使用
2、折旧期:8 年; 6)检修间隔期:四年一次大修,两年一次中修,半年一次小修; 7)动力来源:电力,三相交流,电压 380/220 8)运输带速度允许误差:5; 9)制造条件及生产批量:一般机械厂制造,小批量生产。 3.设计数据 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 运输带工作拉力 F=2600N 运输带工作速度 V=2.2m/s 卷筒直径 D=220mm 二传动方案的拟定,比较,选择确定 项目 设计过程 评价 结果 传动方案的拟定,比较,选择确定 (a)带-单级圆柱齿轮减速器 优点:传动平稳,有缓冲减震作用,和过载保护作用,价格较低。 缺点:宽度和长度尺寸较大,带传动部适应繁重的工作条件和
3、高温或低温等恶劣的工作环境,传动比不恒定,带的寿命较短。 选用二级展开式圆柱式齿轮减速器。 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 传动方案的拟定,比较,选择确定 (c)二级展开式圆柱齿轮减速器 优点:有恒定的传动比,传动效率高,传动平稳,结构紧凑。 缺点:成本较高,制造和安装成本高。 选用二级展开式圆柱式齿轮减速器。 (e)锥圆柱齿轮减速器 优点:承载能力强,体积小,噪声低,宽度尺寸小,能改变轴的方向,适合在恶劣环境下长期连续工作。 缺点:圆锥齿轮为悬臂支撑,加工比圆柱齿轮困难,特别是大模数的锥齿轮。 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 传
4、动方案的拟定,比较,选择确定 (f)单级蜗杆减速器 优点:传动比大,零件数目又少,因而结构很紧凑,冲击载荷小,传动平稳,噪声低。 缺点:啮合处有相对滑动,摩擦严重,传动效率低,常需耗用有色金属制造。 选用二级展开式圆柱式齿轮减速器。 三传动功率计算,电动机的选择 项目 设计过程 结果 电动机的选择 1.计算总效率 卷筒效率=0.96,轴承效率1=0.98,啮合效率2=0.97,搅油效率3=0.96,联轴器效率4=0.99 总=13223242=0.80 2运输机工作所需功率 Pw=1000=26001.1100096=2.98kw 3电动机所需功率 Pd=总=2.980.80=3.725kw
5、选用 Y112M-4型电动机 P额=4KW nm=1440r/min T额=2.3kw 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 电动机的选择 4.运输机工作转速 nw=601000220=600001.1220=95.49r/min 5.电动机的转速范围 nd=n*i总=95.49(35)2=(859.41 2387.25)r/min 6.选择电动机 同步转速可选 1000 或 1500r/min 查手册表 12-1,可选 Y112M-4 型。其参数如下: Pd=4KW,n同=1500r/min, nd=1440r/min,T额=2.3kw 选用 Y112M-4型电动机
6、 Pd=4KW nd=1440r/min T额=2.3kw 四,总传动比计算和进行传动比分配 项目 设计过程 结果 总传动比计算及分配 i总=nd/n=1440/95.49=15.08 由 i总=i1*i2,且 i1=(1.31.5)i2 选用 i1=1.4i2,,则 i1=4.595,i2=3.282 i总=15.08 i1=4.595 i2=3.282 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 各轴上的 转速,功率,转矩 用 1,2,分别表示轴,轴,轴,计算如下: 各轴转速: n1=nd=1440r/min n2=n1/i1=1440/4.595=313.384r/m
7、in n3=n2/i2=313.384/3.282=95.486r/min 各轴功率: P1=Pd*14=40.980.99=3.881KW P2=P112=3.8810.980.97=3.689KW P3=P2123=3.6890.980.97 0.96=3.366KW 各轴转矩: Td=9550Pd/nd=955041440=26.528Nm T1=Td14=26.5280.980.99=25.737 Nm T2=T112i1=25.7370.980.97 4.595=112.419 Nm T3=T2123i2=112.4190.980.970.96 3.282=336.703 Nm 见下
8、表 4.1 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 轴 转速 n r/min 功率 P kw 转矩 T Nm 1440 3.881 25.737 313.384 3.689 112.419 95.486 3.366 336.703 表 4.1 五、各轴上零件的设计计算 项目 设计过程 结果 高速级齿轮设计 1. 选择齿轮类型,精度等级,材料及齿数 1)选用斜齿圆柱齿轮传动 2)运输机为一般工作机器,速度不高,故选用 7 级精度 3)材料选择。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;二者材料硬度差为 40 HBS。 4)
9、初选小齿轮齿数 Z1=22,大齿轮齿数 Z2=Z1i1=224.595=101.09,取 Z2=101 5) 选取螺旋角。初选螺旋角=14。 2.按齿面接触强度设计 由设计计算公式(10-21)进行试算 321112HEHadttZZTKd 选用 7 级精度斜齿圆柱齿轮,小齿轮材料为40Cr(调质),大齿轮材料为45 钢(调质) 初选小齿轮齿数 Z1=22, 大齿轮齿数 Z2=101, 初选螺旋角=14。 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 高速级齿轮的设计 (1)确定公式内的各计算数值 1)试选 Kt=1.6 2)从上可知,小齿轮传递的转矩mNT 25.7371
10、3)由图 10-30 选取区域系数433.2HZ 4)由表 10-6 查得材料的弹性影响系数218.189MPaZE 5)由表 10-7 选取齿宽系数1d 6)由图 10-26 查得76.01a,890.02 , 则65.1890.0765.021aaa 7)由图 10-21d 按齿面材料强度度查得, 小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim, 大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502lim。 8)计算应力循环次数 91110318. 3830082114406060hjLnN 8911210221.7595.410318.3iNN 9)由图 10-19 查得 接触疲劳寿命系数88.01
11、HNK,92.02HNK 10)计算接触疲劳许用应力 取 失 效 概 率 为1 , 安 全 系 数1s, MPasKHHNH52860088.01lim11 小齿轮 m=1.5 Z1=24 d1=37.152mm B1=45mm 大齿轮 m=1.5 Z2=110 d2=170.281mm B2=40mm 中心距 a=104mm 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 高速级齿轮的设计 MPasKHHNH50655092.02lim22 MPaHHH5172506528221 (2)计算 1)计算小齿轮分度圆直径1 td,得 mmdt465.365178.189433.2
12、595.4595.565.1110737.256.123231 2)计算圆周速度 smndt/749.21000601440465.3610006011 3)计算齿宽 b 及模数ntm mmdbtd465.36465.3611 mmZdmtnt608.12214cos465.36cos11 mmmhnt618.3608.125.225.2 079.10618.3465.36hb 4)计算纵向重合度。 744.114tan221318.0tan318.01Zd 5)计算载荷系数 K。 已知使用系数1AK,根据smv/749.2,7 级精度, 小齿轮 m=1.5 Z1=24 d1=37.152mm
13、 B1=45mm 大齿轮 m=1.5 Z2=110 d2=170.281mm B2=40mm 中心距 a=104mm 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 高速级齿轮的设计 由图 10-8 查得动载系数10.1vK; 由表 10-2 查得使用系数 KA=1 由表 10-4 查得小齿轮相对支承非对称布置时,417.1HK 由图 10-13 查得34.1FK 由表 10-3 查得2 . 1FHKK 所以载荷系数870.1417.12.110.11HHvAKKKKK 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 mmKKddtt411.386.1870.1465.363311
14、 7)计算模数 mmZdmn694.12214cos411.38cos11 3、齿根弯曲强度设计 32121cos2FSFdnYYZYKTm (1)确定各计算参数 1)计算载荷系数。 769.134.12.11.11FFvAKKKKK 2)根据纵向重合度744.1,由图 10-28 查得螺旋角影响系数87.0Y。 3)计算当量齿数 小齿轮 m=1.5 Z1=25 d1=38.411mm B1=45mm 大齿轮 m=1.5 Z2=115 d2=170.281mm B2=40mm 中心距 a=104mm 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 高速级齿轮的设计 083.24
15、14cos2214cos3311ZZv 562.11014cos10114cos3322ZZv 4)由表 10-5 查得齿型系数65.21FY;17.22FY 5)由表 10-5 查得应力校正系数58.11SY;80.12SY 6)由图 10-20c 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限MPaFE5001 大齿轮弯曲疲劳强度极限MPaFE3802 7)由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数83.01FNK;88.02FNK 8)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数4 .1s, MPasKFNFNF428.2964.150083.0111 MPasKFNFNF857.2384.138088.0222
16、9)计算大、小齿轮的 FSFYY并加以比较 01412.0428.29658.165.2111FSFYY 01635.0857.23880.117.2222FSFYY 大齿轮的数值大。 mmmn152.101635.065.122114cos87.010737.25769.123223 小齿轮m=1.5 Z1=24 d1=37.152 mm B1=45mm 大齿轮 m=1.5 Z2=110 d2=170.281 mm B2=40mm 中心距 a=104mm 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 高速级齿轮的设计 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm =1
17、.694大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数nm =1.152,由于齿轮模数大小主要取决于弯曲疲劳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,故可取由弯曲 疲劳强度算得的模数 1.152 并就近圆整为标准值m=1.5mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径mmd683.371来计算应有的齿数。于是有 846.245.114cos411.38cos11nmdZ 故取251Z,则875.114595.425112iZZ 可取 Z2=115 4、几何尺寸计算 1)计算中心距 mmmZZan214.10814cos25.1115
18、25cos221 将中心距圆整为mm108。 2)按取整后的中心距修正螺旋角 536.1310825.111525arccos2arccos21amZZn 因值改变不多,故参数、K、HZ等不必修正。 3)计算大、小齿轮的分度圆直径 小齿轮 m=1.5 Z1=25 d1=38.571mm B1=45mm 大齿轮 Z2=115 d2=177.428mm B2=40mm 中心距 a=108.214mm 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 高速级齿轮的设计 mmmZdn571.38536.13cos5.125cos11 mmmZdn428.177536.13cos5.111
19、5cos22 4)计算齿轮宽度mmdbd571.38571.3811 取整后取mmB402,mmB451。 5、结构计算 小齿轮:因为小齿轮齿顶圆的直径2ad过小,所以直接做齿轮轴。 大齿轮:大齿轮齿圆的直径2ad大于mm160,而小于mm500 故选用腹板式结构的齿轮。其尺寸设计如下 初选轴直径为 D4=35mm, 齿轮为铸铁,D31.7D4=1.735=59.5mm, 不进行变位,da=d2+2mn=177.428+21.5=180.428mm 圆柱齿轮,D0=da-(1014) mn=180.428(1014)1.5= (159.428428)mm, 取 D0=160mm D1(D0+D
20、3)/2=109.75mm D2 (0.250.3)(D0-D3) =25.12530.15mm, 取 D2=30mm n10.5 mn=0.75mm,取 n1=1mm, r=5mm C(0.20.3)B2=(812)mm,取 C=10mm 小齿轮做成齿轮轴 大齿轮采用腹板式结构 D4=35mm D3=59.5mm da= 180.428mm D0=160mm D1=109.75mm D2=30mm C=10mm 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 低速级齿轮的设计 1、选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1)选用直齿圆柱齿轮传动 2)运输机为一般工作机器,速度不高
21、,故选用 7 级精度 3) 材料选择。 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;二者材料硬度差为 40 HBS。 4 ) 初 选 小 齿 轮 齿 数22 , 大 齿 轮 齿 数204.72282.322234iZZ,取 Z4=72 2、按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算 32131232.2HEdttZTKd (1)确定公式内的各计算数值 1)试选 Kt=1.3 2)从上可知,小齿轮传递的转矩mNT419.1122 3)由表 10-7 选取齿宽系数1d 4)由表 10-6 查得材料的弹性影响系数218 .18
22、9 MPaZE 5)由图 10-21d 按齿面材料硬度查得, 小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6003lim, 选用 7 级精度直齿圆柱齿轮 小齿轮材料为40Cr(调质) ,大齿轮材料为45 钢(调质) 初选 Z3=22 Z4=72 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 低速级齿轮的设计 大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5504lim 6)计算应力循环次数 8231022.78300821384.3136060hjLnN 882341020.2282.31022.7iNN 7)由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数93. 03HNK,95. 04HNK 8)计算接触疲
23、劳许用应力 取失效概率为 1,安全系数1s,由式(10-12)得 MPasKHHNH55860093.03lim33 MPasKHHNH5 .52255095. 04lim44 MPaHHH25.54025.522558243 (2)计算 mmdt484.6625.5408.189282.3282.4110419.1123.132.23233 2)计算圆周速度 v smndt/091.1100060384.313484.6610006023 3)计算齿宽 b 及模数ntm 小齿轮 m=2.5 Z1=28 d1=70mm B1=75mm 大齿轮 m=2.5 Z2=92 d2=230mm B2=7
24、0mm 中心距 a=150mm 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 低速级齿轮的设计 mmdbtd484.66484.6613 mmZdmtnt022.322484.6633 4)计算齿宽与齿高之比 mmmhnt800.6022.325.225.2 777.9800.6484.66hb 5)计算载荷系数 K。 根据smv/091.1,7 级精度, 由表 10-2 查得使用系数1AK,由图 10-8 查得动载系数 05.1vK; 直齿轮,KHa=KFa=1 由图 10-4 插值法查得小齿轮相对支承非对称布置时, HK=1.424 由 b/h=9.777, HK=1.4
25、24,查图 10-13,得55.1FK 故载荷系数495.1424.1105.11HHvAKKKKK 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 mmKKddtt655.693.1495.1484.663333 7)计算模数 小齿轮 m=2.5 Z1=28 d1=70mm B1=75mm 大齿轮 m=2.5 Z2=92 d2=230mm B2=70mm 中心距 a=150mm 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 低速级齿轮的设计 mmZdm166.322655.6933 2. 按齿根弯曲强度设计 由式(10-5)得弯曲强度设计公式为 32112FSFdYYZKTm
26、(1)确定各计算参数 1)由图 10-20c 查得 小齿轮弯曲疲劳强度极限MPaFE5001 大齿轮弯曲疲劳强度极限MPaFE3802 2)由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 86. 01FNK;90.02FNK 3)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数4 . 1s,得 MPasKFNFNF143.3074.150086.0111 MPasKFNFNF2474.138090.0222 4)计算载荷系数。 628.155.10.105.11FFvAKKKKK 5)查取齿形系数 小齿轮 m=2.5 Z1=28 d1=70mm B1=75mm 大齿轮 m=2.5 Z2=92 d2=230mm
27、B2=70mm 中心距 a=150mm 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 低速级齿轮的设计 由表 10-5 查得72.21FY;24.22FY 6)查取应力校正系数 由表 10-5 查得57.11SY;75.12SY 7)计算大、小齿轮的 FSFYY并加以比较 01390.0143.30757.172.2111FSFYY 01587.024775.124.2222FSFYY 大齿轮的数值大。 (2)设计计算 mmm290.201587.022110419.112628.12323 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m=3.166 大于由齿根弯曲疲劳强度
28、计算的法面模数 m=2.290, 由于齿轮模数大小主要取决于弯曲疲劳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, 故可取由弯曲 疲劳强度算得的模数 2.290 并就近圆整为标准值 m=2.5mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲 劳 强 度 , 需 按 接 触 疲 劳 强 度 算 得 的 分 度 圆 直 径mmd655.691来计算应有的齿数。于是有 Z3=d1/m=69.655/2.5=27.86228 小齿轮 m=2.5 Z1=28 d1=70mm B1=75mm 大齿轮 m=2.5 Z2=92 d2=230mm B2=70mm 中心距 a=150mm
29、二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 低速级齿轮的设计 Z4=Z3*i2=28*3.282=91.89692 这样设计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。 4.几何尺寸计算 (1) 计算分度圆直径 d1=z1m1=28*2.5=70mm d2=z2m2=92*2.5=230mm (2) 计算中心距 a=(d1+d2)/2=(70+230)/2=150mm (3) 计算齿轮宽度 mmdbd707011 取 B1=70mm,B2=75mm 5、结构计算 小齿轮: 因为小齿轮齿顶圆的直径2ad过小, 所以直接做成实心结构
30、齿轮。 大齿轮:大齿轮齿圆的直径2ad大于mm160,而小于mm500 故选用腹板式结构的齿轮。其结构尺寸设计如下: 初选轴直径为 D4=55mm, 齿轮为铸铁,D31.7D4=1.755=93.5mm, 小齿轮 m=2.5 Z1=28 d1=70mm B1=75mm 大齿轮 m=2.5 Z2=92 d2=230mm B2=70mm 中心距 a=150mm 小齿轮做成实心结构 大齿轮采用腹板式结构 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 低速级齿轮的设计 不进行变位,da=d2+2mn=230+22.5=235mm 圆柱齿轮,D0=da-(1014) mn=230(10
31、14)2.5= (195205)mm, 取 D0=200mm D1(D0+D3)/2=146.75mm D2(0.250.3) (D0-D3)=26.62531.95mm, 取 D2=30mm n20.5 mn=1.25mm,r=5mm C(0.20.3)B2=(1421)mm,取 C=20mm 大齿轮 D4=55mm D3=93.5mm da= 235mm D0= 200mm D1=146.75mm D2=30mm n2 =1.25 C=20mm 六、轴的结构设计 项目 设计过程 结果 轴的设计 1. 求输出轴上的功率,转速和转矩。根据前面计算: n1=1440r/min P1=3.881k
32、w T1=25.737Nm n1=1440r/min P1=3.881kw T1=25.737Nm 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的设计 2. 求作用在齿轮上的力 (1) 对于轴,因已知轴上小齿轮分度圆直径为 38.571mm, NdTFt526.1334571.3810737.25223111 NFFntr605.499536.13cos20tan526.1334costan11 NFFt278.321536.13tan526.1334tan11 3.初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢,调处理处理。 根据表 15-3,取 A0=112,于是得
33、mmnPAd586.151440881.311233110min1 4.联轴器的选择 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径21d。为了使所选的轴直径21d与联轴器的孔径相同,取21d=18,故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩1TKTAca,查表14-1,考虑到转矩变化很 NFt526.13341 NFr605.4991 NF278.3211 mmd586.15min1 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的设计 小,故取3 . 1AK,则: 1)输入轴端联轴器 mmNTKTAca1.3345810737.253.1311 按照计算转矩caT就小于联轴
34、器公称转矩的条件,查手册,选用 218421830型凸缘联轴器, 其公称转矩为 63000Nmm。 半联轴器的孔径mmd181, 故取相应段的轴直径也为 18mm, 半联轴器长度mmL30,半联轴器 s=6mm。 5.轴的结构设计 (1)拟定轴的装配方案。 由于联轴器与齿轮位置相差较大,故应选图 15-22b 所示方案,同时,将轴肩向远离轴承的方向移一段。如下图所示。 选用218421830型凸缘联轴器 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 (2)向定位的要求确定轴的各段直径与长度。 1) 为了满足半联轴器的轴向定位要求, 12 轴段端需制出一轴肩,故 23 段的直径
35、mmd1832;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡 圈直径mmD18。半联轴器与轴配合的毂孔长 度mmL30,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 12 段的长度应比1L略短一此,现取mml2821。 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,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据mmd2232,由轴承产品目录中初步选取 0 组游隙、0 级公差的单列圆锥滚子轴承 30305,其尺寸为mmmmmmTDd25.186225, 故mmdd258743;而mmll25.188743。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。 由表查得 30305 型轴承的安装尺寸m
36、mda32, 因此可取mmd3254。 选用单列圆锥滚子轴承 30305。 mmd1832mml2821mmdd2510943 mml25.1843 mmd2454 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的设计 3) 齿轮分度圆直径过小,需做成齿轮轴,故 d5-6=da1=d1+2mn1= 38.571+2 1.5=41.571mm, 由 于 已 知 齿 轮 的 宽 度mmB451,故取mmBl4576, 。 4) 轴承端盖的总宽度为mm20(根据减速箱体及轴承端盖的结构) 。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mm
37、l20,所以取mml5032。 5) 取齿轮距箱体右侧内壁的距离mma16,轴 3 上两齿轮间的距离mmc20。考虑到箱体的加工误差,取滚动轴承 距离箱体内壁的距离mms8,已知轴 2 上小齿轮的宽度mmB703,考虑到高速级齿轮宽度21BB ,43BB 则 左右内壁间距为 l=a+B3+c+(B1+B2)/2+a=16+75+20+(45+40)/2+16=169.5 116.5mm=816455.169s154aBll 至此,已初步了轴的各段直径和长度。 (3)轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用平键联接。按21 d 的尺寸由手册查得平键 dbh=1866,半联轴器与轴的配合为H
38、7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的, mmd2865 mml865mml2476mml5032 5.11654l 内壁左右间距为l=169.5mm 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的设计 这里选取轴的直径尺寸公差为 m6。 3)确定轴上圆角和倒角的尺寸 查表 15-2 得,取轴端倒角为458.0,各轴肩的圆角半径均取mm1。未注圆角半径 R1。 5.求轴上的载荷 根据轴的结构图,做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查取a的值(参考图 15-23) 。 对于轴承 30304 型圆锥滚子轴承,从手册中查得 a=13, 因此,作为简
39、支梁的轴的支承跨距mmmmmmLLL19675.5125.14432。 根据轴的计算简图做出轴的弯矩和扭矩图。 由前面计算可知, NFt526.13341 NFr605.4991 NF278.3211 故 FNH1=Ft1L3/(L2+L3) =352.36 N FNH2=Ft1L2/(L2+L3) =982.17 N FNV1=(Fr1L3- Fa1d1/2) /(L2+L3)100.30 N 半联轴器与轴的连接选用 dbh=1866 NFt526.13341NFr605.4991 NF278.3211FNH1= =352.36 N FNH2= =982.17 N FNV1100.30 N
40、二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的设计 FNV2=(Fr1L2 - Fa1d1/2) /(L2+L3)336.08 N MH1=FH1L2=50.828 Nm Ma=1Fd1/2=321.278=6.196Nm MV1=-FNV1L2+Ma= -8.272Nm MV2=-FNV2L3-Ma= -20.664Nm M1 =21v21MMH = 22282.8828.50=51.498 Nm M2 =22v22MMH = 22224.25828.50=54.868 Nm T1= 25.737 Nm 扭转切应力为脉动循环应力,取=0.6 Me1= 221TM=227
41、37.25*6.0498.51 =53.763 Nm Me1=M2=54.868 Nm FNV2336.08 N MH1=50.828 Nm MV1=-8.272Nm MV2=-20.664Nm M1=51.498 Nm M2=54.868 Nm Me1=53.763 Nm Me1=54.868 Nm 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的强度校核 6. 按弯扭合成应力校合轴的强度 校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 (危险截面) 的强度。根据公式 WTM22,可得: 齿轮轴的齿根圆直径df=d1-2.5mn1=34.821mm MPaWTM996.12821.34
42、1.0100054.868322 式中,W 为轴的抗弯截面系数。 前已选定轴的材料为 45 钢,调质处理,由表 15-1 查得MPa701。因为1ca,故安全。 轴安全 轴的设计 1. 求输出轴上的功率,转速和转矩。根据前面计算: n2=313.384r/min P1=3.689kw T1=112.419Nm 2 已知轴上的力 高速级大齿轮分度圆直径为 d2=170.281mm, 所以NdTFt21.1267428.17710419.112223222 NFFntr44.474536.13cos20tan21.1267costan22 n2=313.384r/min P1=3.689kw T1
43、=112.419Nm NFt21.12672 NFr44.4742 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的设计 NFFt07.305536.13tan21.1267tan22 已知轴上低速小齿轮分度圆直径为 d3=70mm, 所以 NdTFt97.32117010419.112223323 NFFntr06.11690cos20tan97.3211costan33 3.初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢,调处理处理。 根据表 15-3,取 A0=112,于是得 mmnPAd478.25384.313689.311233220min2 3. 轴的结构设计
44、。 (1) 拟定轴上零件的装配方案。 (2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 1)初步选用单列圆锥滚子轴承, 参照mmd478.25min2可知,最小直径为轴承的直径, 选取 0 组游隙,标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30306 其尺寸为 dDT=307220.75,故mmdd308631 而mml75.20l8721。 2)高速级齿轮的右端与轴承之间采用套筒进行定位,已知齿轮的宽度mmB401,为了使套筒的端面可以压 NF07.3052 NFt97.32113 NFr06.11693 mmd478.25min2 选用单列圆锥滚子轴承30306 其尺寸为 dDT=307220.75
45、 mmdd308631 mml75.20l8721 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的设计 紧齿轮,此轴段应略短于齿轮宽度,故取mml3865。 低速级齿轮的左端与轴承之间采用套筒进行定位,已知齿轮的宽度mmB751,为了使套筒的端面可以压紧齿轮,此轴段应略短于齿轮宽度,故取mml7343。 两齿轮之间采用轴肩定位,轴肩高度 dh07. 0,取mmh5 所以,mmd4554, 轴肩宽度hb4 . 1,因为在两个齿轮之间, 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的设计 取mml2054 3)因为轴承位于轴的两端,故可知 L13=T+a
46、+s=20.75+8+16+2=46.75mm L68=(B1-B2)/2+2+a+s+L7-8=(45-40)/2+2+16+8+20.75=49.25mm 至此,已初步了轴的各段直径和长度。 (3)轴上零件的轴向定位。 齿轮与轴的周向定位均采用平键联接。 按43d 的尺寸由手册查得平键截面mmmmhb81035d, 键槽用键槽铣刀来加工,取标准长度mm70,同时为了保证齿轮与轴有良好的对中性,故选择齿轮与轴的配合为H7/n6 。 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,这里选取轴的直径尺寸公差为 m6。 (4)确定轴上圆角和倒角的尺寸 查表 15-2 得,取轴端倒角为458.0,各轴肩
47、的圆角半径均取mm1。未注圆角半径 R1。 mml3865 mml7343 mmd4554mml2054 L13 =46.75mm L68=49.25mm 齿轮与轴的周向定位均采用平键 mmmmhb81035d 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的设计 5.求轴上的载荷 根据轴的结构图,做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查取a的值(参考图 15-23) 。 对于轴承 30305 型圆锥滚子轴承,从手册中查得 a=15.3. 因此,作为简支梁的轴的支承跨距mmmmmmmmLLLL4.19695.515.7795.66321。 根据轴的计算简图做出
48、轴的弯矩和扭矩图。 由前面计算可知, 高速级大齿轮 NFt21.12672 NFr44.4742 NF07.3052 低速级小齿轮 NFt97.32113 NFr06.11693 求出各点力,弯矩 1=23+3(2+3)= 2452.25N,水平向外 选用 30305 型圆锥滚子轴承 a=15.3mm 支撑跨距L=196.4mm 1= 2452.25N 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 齿轮的设计 2=31+2(1+2)= 2066.05N,水平向外 1=23+3(2+3)= 645.05N,竖直向下 2=312(1+2)= 49.57N,竖直向下 M1= 1 1
49、= 164.178 M2= 2 3= 107.331 2= 222= 27.064 M1= 1 1= 43.186 M2= 1 (1+2) +321= 29.639 M3= 2 3+1= 24.489 1= 12+12= 169.763 2= 22+22= 111.348 3= 22+32= 110.089 1= 12+()2= 182.672 2= 22+()2= 130.185 3= 32+()2= 129.110 2= 2066.05N 1= 645.05N 2= 49.57N M1= 164.178 M2= 107.331 M1= 43.186 M2= 29.639 M3= 24.48
50、9 1= 169.763 2= 111.089 3= 110.089 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的疲劳强度校核 6. 按弯扭合成应力校合轴的强度 1)校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(危险截面 B)的强度。根据公式,可得: MPaWTMB606.42351.01000672.1823221 2)校核轴上最小直径处面 3 处的强度。 M3= 166.95752+266.95= 79.747 MPaWTM536.292700100079747301.010000747.793222223 式中,W 为轴的抗弯截面系数。 前已选定轴的材料为 45 钢,调质处理
51、,由表 15-1 查得MPa701。因为 1Ba, 13a,故安全。 7.精确校准轴的疲劳强度 (1)判端危险截面 截面 2,3,6,7 只受弯矩作用,虽然键槽,轴肩,及过渡配合都将消弱轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按弯扭强度较为充裕确定的,所以无需校核。 。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面 4,5 处过 按弯扭合成应力校合轴的强度足够,轴安全 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的疲劳强度校核 盈配合引起的应力集中最严重。从受载荷来看,齿轮中心处 B 的应力最大,但其应力集中不大。截面 C 不如截面 B应力大,无需校核。截面 5 和截面 4 相比,
52、截面 5 的应力不如截面 4 大,故无需校核,因此,需校核截面 B 与截面4 左右两侧即可。 (3) 截面 B 左右两侧, 弯截面系数 W = 0.1d3= 0.1 353= 4287.53 抗扭截面系数 W= 0.2d3= 0.2 35 = 85753 截面 B 处的弯矩为 1= 169763 截面 B 上的扭矩为 T=112419Nmm 截面上的弯曲应力 =1=1697634287.5= 39.595 截面上的扭转切应力 =1124198575= 13.110 弯曲正应力为对称循环弯应力, 轴的疲劳强度足够,轴安全 MT0m二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴
53、的疲劳强度校核 扭转切应力为脉冲循环应变力, =2=13.1102= 6.555 = = 39.595 = = 6.555 轴的材料为 45 钢,调质处理, 由表15-1得,。 过盈处配合的,由附表 3-8 用插值法求出。并取 = 0.8,于是得, = 2.90,= 2.90 0.8 = 2.32 轴按磨削加工,由附图 3-4 得表面质量系数为 = = 0.92 故得综合系数为 =k+1 1 = 2.987 =k+1 1 = 2.407 已知碳钢的特性系数 ,取 ,取 于是,计算安全系数值,则 轴的疲劳强度足够,轴安全 MPa640BMPa2751MPa15512 . 01 . 01 . 01
54、 . 005. 005. 0caS二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的疲劳强度校核 =1+ =2752.987 39.595 + 0.1 0= 2.325 =1+=2752.4076.555+0.056.555= 17.075 =2+ 2= 2.304 = 1.5 故该轴在截面 B 左右两侧的强度都是足够的。 综上,该轴是安全的。 (4) 截面 4 的左侧 抗弯截面系数 W = 0.1d3= 0.1 353= 4287.53 抗扭截面系数 W= 0.2d3= 0.2 35 = 85753 截面 B 处的弯矩为 面 4= 1(12) 75 277.5= 14137
55、2 截面 B 上的扭矩为 T=112419Nmm 截面上的弯曲应力 =1413724287.5= 32.973 截面上的扭转切应力 =1124198575= 13.110 轴的疲劳强度足够,轴安全 MT二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的疲劳强度校核 弯曲正应力为对称循环弯应力, 扭转切应力为脉冲循环应变力, =2=13.1102= 6.555 = = 32.973 = = 6.555 轴的材料为 45 钢,调质处理, 由表 15-1 得,。 过盈处配合的,由附表 3-8 用插值法求出。并取 = 0.8,于是得, = 2.90,= 2.90 0.8 = 2.32
56、 轴按磨削加工,由附图 3-4 得表面质量系数为 = = 0.92 故得综合系数为 故得综合系数为 =k+1 1 = 2.987 =k+1 1 = 2.407 已知碳钢的特性系数 轴的疲劳强度足够,轴安全 0mMPa640BMPa2751MPa1551二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的疲劳强度校核 ,取 ,取 于是,计算安全系数值,则 =1+ =2752.987 32.973 + 0.1 0= 2.792 =1+=2752.4076.555+0.056.555= 17.075 =2+ 2= 2.755 = 1.5 故该轴在截面 4 左侧的强度也是足够的。 (5
57、) 截面 4 右侧 抗弯截面系数 W = 0.1d3= 0.1 453= 9112.53 抗扭截面系数 W= 0.2d3= 0.2 373= 182253 截面 4 左侧的弯矩为 4= 141372 截面 B 上的扭矩为 T=112419Nmm 截面上的弯曲应力 =1413729112.5= 15.514 轴的疲劳强度足够,轴安全 2 . 01 . 01 . 01 . 005. 005. 0caSMT二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的疲劳强度校核 截面上的扭转切应力 =11241918225= 6.168 弯曲正应力为对称循环弯应力, 扭转切应力为脉冲循环应变
58、力, =2=6.1682= 3.084 = = 15.514 = = 3.084 轴的材料为 45 钢,调质处理, 由表15-1得,。 过盈处配合的,由附表 3-8 用插值法求出。并取 = 0.8,于是得, = 3.36,= 3.36 0.8 = 2.68 轴按磨削加工,由附图 3-4 得表面质量系数为 = = 0.92 故得综合系数为 =k+1 1 = 3.447 =k+1 1 = 2.767 轴的疲劳强度足够,轴安全 0mMPa640BMPa2751MPa1551二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的疲劳强度校核 已知碳钢的特性系数 ,取 ,取 于是,计算安全
59、系数值,则 =1+ =2753.447 15.514+ 0.1 0= 5.142 =1+=2752.7673.084+0.053.084= 31.654 =2+ 2= 5.075 = 1.5 故该轴在截面右侧的强度也是足够的。 综上,该轴是安全的。 轴的疲劳强度足够,轴安全 轴的设计,计算 1. 求输出轴上的功率,转速和转矩。根据前面计算: n3=95.486r/min P3=3.366kw T3=336.703Nm 2.求作用在齿轮上的力 。 NdTFt85.292723010703.336223434 NFFntr65.10650cos20tan85.2927costan44 n3=95.
60、486r/min P3=3.366kw T3=336.703Nm NFt85.29274 NFr65.10654 2 . 01 . 01 . 01 . 005. 005. 0caS二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的设计,计算 3.初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢,调处理处理。 根据表 15-3,取 A0=112,于是得 mmnPAd723.36486.95366.311233330min3 4.联轴器的选择 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径98d。 为了使所选的轴直径98d与联轴器的孔径相同, 取21d=40, 故需同时选取联轴器型号。
61、 联轴器的计算转矩1TKTAca, 查表 14-1, 考虑到转矩变化很小,故取3 . 1AK,则: 1)输入轴端联轴器 mmNTKTAca714.43710703.3363.1332 按照计算转矩caT就小于联轴器公称转矩的条件, 查手册, 选用 6401124084型凸缘联轴器, 其公称转矩为 900000Nmm。 半联轴器的孔径mmd401,故取相应段的轴直径也为40mm,半联轴器长度mmL112,半联轴器 s=8mm。 mmd723.36min3 选用 6401124084型凸缘联轴器 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结 轴的设计,计算 5.轴的结构设计 (1)
62、拟定轴的装配方案。 由于联轴器与齿轮位置相差较大,故应选图 15-22b 所示方案,同时,将轴肩向远离轴承的方向移一段。 (2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径与长度。 1)为了满足半联轴器的轴向定位要求,89 轴段端需制出一轴肩,故 89 段的直径mmd4098;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径mmD40。半联轴器与轴配合的毂孔长度mmL112,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 12 段的长度应比1L略短一此,现取mml11098。 2 ) 初步选择滚动轴承。因轴承仅受径向力的作用,故选用深沟球轴承。参照 d98l198 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 /
63、 1 项目 设计过程 结果 轴的设计,计算 工作要求并根据mmd4098,由轴 5.轴的结构设计 (1)拟定轴的装配方案。 由于联轴器与齿轮位置相差较大,故应选图 15-22b 所示方案,同时,将轴肩向远离轴承的方向移一段。 (2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径与长度。 1)为了满足半联轴器的轴向定位要求,89 轴段端需制出一轴肩, 故 89 段的直径mmd4098; 左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径mmD40。半联轴器与轴配合的毂孔长度mmL112,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 12 段的长度应比1L略短一此,现取mml11098。 2 ) 初步选择滚动
64、轴承。因轴承仅受径向力的作用,故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据mmd4098,由轴 承产品目录中初步选取 0 组游隙、 0 级公差的深沟球轴承6209,其尺寸为mmmmmmBDd198545, 故mmdd457631;而mmL19L9821。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。 由表查得 6209 型轴承的安装尺寸mmda52, mmd4098 mml11098 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的设计,计算 因此可取mmd5565。 3)取安装齿轮处的轴段 3-4 的直径 d3-4=55mm,大齿轮的右端采用轴肩进行定位,轴肩高度dh07. 0,取mmh5
65、,所以mmd6565,宽度hb4 . 1,故取mml865 齿轮的左端与轴承之间采用套筒进行定位, 已知齿轮的宽度mmB451,为了使套筒的端面可以压紧齿轮,此轴段应略短于齿轮宽度,故取mml6843, 。 4)轴承端盖的总宽度为mm20(根据减速箱体及轴承端盖的结构) 。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mml30,所以取mml5086。 5) 取齿轮距箱体右侧内壁的距离mma16,考虑到箱体的加工误差,滚动轴承距离箱体内壁的距离 mms8,已知轴上大齿轮的宽度mmB703, 根据前面分析可知, L2-3=a+B3/2-B4/2+a=16+
66、(75-70)/2+2+16=26.5 L1-3=L2-3+L1-2=26.5+19=45.5 L5-6=77.5+20+18.5+8=124 深沟球轴承 6209 mmmmmmBDd198545 mmdd457631 mmL19L9821 mmd5565 d3-4=55mm mmd6565 mml6843 mml5086 L2-3 =26.5 L1-3 =45.5 L5-6=124 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的设计,计算 至此,已初步了轴的各段直径和长度。 (3)轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位采用平键联接, 按43d 的尺寸由手册查得平键截面m
67、mmmhb101655d,键槽用键槽铣刀来加工, 取标准长度mm70, 同时为了保证齿轮与轴有良好的对中性, 故选择齿轮与轴的配合为 H7/n6。 半联轴器与轴的连接选用 dbh=40128,半联轴器与轴的配合为 H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,这里选取轴的直径尺寸公差为 m6 3)确定轴上圆角和倒角的尺寸 查表 15-2 得,取轴端倒角为456.1,面 3,6 轴肩的圆角半径均取mm6.1, 面 4, 5 处轴肩圆角取 2.0mm,未注圆角半径 R1。 5.求轴上的载荷 根据轴的结构图,做出轴的计算简图。由轴承的支点位置 在轴承中心,因此,作为简支梁的轴的支承跨距 m
68、mmmmmLLL5.2025.1336921。 根据轴的计算简图做出轴的弯矩和扭矩图。 (如下图) 齿轮与轴的周向定位采用平键 101655dhb 半联轴器与轴的连接选用 dbh=40128 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的设计,计算 由前面计算可知, NFt97.32113 NFr06.11693 故 FNH1=Ft3L2/(L2+L2)=2117.52N FNH1=Ft3L1/(L2+L2)=1094.45N FNV1=Fr3L2/(L1+L2)= 770.71 N FNV2=Fr3L1/(L1+L2)= 398.35 N MH1=FNH1L1=146.
69、109 Nm MV1=FNV1L1=53.179 Nm M=2221HHMM =155.486 Nm T3= 336.703Nm 扭转切应力为脉动循环应力,取=0.6 Me1=M=155.486 Nm Me2= 22TM=2236.7033*6.0486.155 =254.929 Nm mmL5.202 NFt97.32113 NFr06.11693 FNH1=2117.52N FNH1=1094.45N FNV1=770.71 N FNV2=398.35 N MH1=146.109Nm MV1=53.179Nm M=155.486Nm Me=254.929 Nm 二级展开式圆柱齿轮减速器设计
70、 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的强度校核 6. 按弯扭合成应力校合轴的强度 校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(危险截面 B)的强度。根据公式 WTM22,可得: MPaWTMB323.15551.01000929.254322 式中,W 为轴的抗弯截面系数。 前已选定轴的材料为 45 钢,调质处理,由表 15-1 查得MPa701。因为1ca。 轴的强度足够,轴安全。 七、轴承的校核 项目 设计过程 结果 轴承的选择和计算 1. 求两轴承受到的径向载荷1rF和2rF 根据轴的结构设计,已初步选取轴 1 上的轴承为单列圆锥滚子轴 30305,查手册得,NC46800,NC4800000。
71、轴上高速级小齿轮受到的切向力、径向力和轴向力已在上面算出,分度直径mmd38.5711。 根据力学分析可算出轴承受到的径向载荷, NC46800,NC480000 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴承的校核 左边轴承:FNH1 =352.36N, FNV1100.30 N 故F1= 12+ 12= 366.357 右边轴承:FNH2 =982.17 N, FNV2336.08 N F2= 22+ 22= 1038.079 3. 求两轴承的计算轴向力1F和2F 斜齿轮作用在轴上的轴向力 Fa= 321.278N 对于圆锥滚子轴承 30304 型,其派生轴向力 YF
72、Frd2/,查表得2Y。于是由公式可得 NYFFrd589.9122366.357211 NYFFrd520.25922079.1038222 NFFFd798.580520.259278.32121 NFFd520.25922 由表 13-5 进行插值计算,得 10=580.79848000= 0.01210 20=259.52033200= 0.00541 3、求轴承的当量动载 P1和 P2 由手册查得系数3.0e,而 F1= 425.503 F2= 988.579 NFd376.1061 NFd145.2472 NF479.6001 NF145.2472 31.0e 二级展开式圆柱齿轮减
73、速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴承的校核 eFFr585.1357.366798.58011 eFFr250.0079.1038520.25922 由表 13-5,可查得对于两轴承56.01X,0.21Y, 12X,02Y。 由表 13-6,查得 fp=1.01.2,取 fp=1.2,则 NFYFXfPrP107.1640798.5802357.36656.02.111111NFYFXfPrP695.1245520.2590079.103812.122222 1、 验算轴承寿命 因为21PP ,所以按1P进行验算,对于圆锥滚子轴承, 取310,则 hPCnLh821735107.
74、164046800144060106010310616 预期寿命 Lh= 83008=19200h 由于 LhLh,故所选轴承可以满足寿命要求。 轴承寿命大于预期,轴承安全 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 八、键的校核 项目 设计过程 结果 键的校核 1.查表得钢材键连接许用挤压应力为 MPaP120100 2.轴: 对于轴与联轴器上的联接键截面 dbh=1866,由于是在轴端,故选用型圆头普通平键,取mmL22。键的工作长度mmbLl16622, 键与联轴器上键槽的接触高度mmhk365.05.0。 由普通平键连接的强度条件,可得: PPMPakldT576.59181631073
75、7.252102331 符合强度要求。 轴上的键安全 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 键的校核 3. 轴: 1)对于轴 2 上的连接键,由于不在轴端,故选用型圆头普通平键。高速级和低速级齿轮上键均mmmmhb81035d, 2)高速级齿轮取 mmL32。键的工作长度mmbLl221032,键与齿轮2 上键槽的接触高度mmhk485.05.0。由普通平键连接的强度条件,可得: PPMPadklT6.683532410419.112210233 符合强度要求。 3)低速级齿轮取 mmL62。键的工作长度mmbLl521062,键与齿轮2 上键槽的接触高度mmhk48
76、5.05.0。由普通平键连接的强度条件,可得: PPMPadklT903.253562410419.112210233 符合强度要求。 4. 轴: 1)对于轴上的连接键,齿轮上键由于不在轴端,故选用型圆头普通平键,联轴器上键由于在轴端,故选用型 轴上的键安全 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 键的校核 圆头普通平键。 2)齿轮上键截面mmmmhb101655d, 取mmL60。键的工作长度mmbLl461660,键与齿轮 4 上键槽的接触高度mmhk5105.05.0。由普通平键连接的强度条件,可得: PPMPakldT234.535546510703.336210233 符合强度要求。 3)联轴器上键截面 dbh=40128,取mmL100,键的工作长度mmbLl6012100, 键与联轴器上键槽的接触高度mmhk485 . 05 . 0。于是得 PPMPakldT327.514082410703.336210233 符合强度要求。 轴上的键安全