展開式二級圓柱齒輪減速器課程設(shè)計說明書

.34/34機械設(shè)計課程設(shè)計題目題號：展開式二級圓柱齒輪減速器學(xué)院：機械工程學(xué)院專業(yè)__機械11-1學(xué)生__劉毅學(xué)號：20112001021指導(dǎo)朱茵2013年1月20日目錄一課程設(shè)計任務(wù)書………3二設(shè)計要求………………3三設(shè)計步驟………………41.傳動裝置總體設(shè)計方案………52.電動機的選擇…………………53.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比……74.傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算……………75.設(shè)計V帶和帶輪………………96.齒輪的設(shè)計……………………127.軸的設(shè)計計算…………………228.滾動軸承的選擇及壽命計算…………………289.鍵聯(lián)接的選擇及校核計算……3010.聯(lián)軸器的選擇…………………3111.減速器箱體及附件……………3212.潤滑密封設(shè)計…………………36.四設(shè)計小結(jié)………………38.五參考資料………………39一課程設(shè)計任務(wù)書展開式二級圓柱齒輪減速器的設(shè)計設(shè)計題目用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器。傳動裝置簡圖如右圖所示。<1>帶式運輸機數(shù)據(jù)見數(shù)據(jù)表格。<2>工作條件單班制工作,空載啟動,單向、連續(xù)運轉(zhuǎn),工作中有輕微振動。運輸帶速度允許速度誤差為±5%。<3>使用期限工作期限為十年,檢修期間隔為三年。<4>生產(chǎn)批量及加工條件小批量生產(chǎn)。2.設(shè)計任務(wù)1>選擇電動機型號；2>確定帶傳動的主要參數(shù)及尺寸；3>設(shè)計減速器；4>選擇聯(lián)軸器。3.具體作業(yè)1>減速器裝配圖一張；2>零件工作圖二張〔大齒輪,輸出軸；3>設(shè)計說明書一份。4.數(shù)據(jù)表運輸機工作軸轉(zhuǎn)矩T/<N·m>800850900950800850900800850900運輸帶工作速度v/<m/s>1.21.251.31.351.41.451.21.31.551.4運輸帶滾筒直徑D/mm360370380390400410360370380390工作條件：<1>單班制工作,空載啟動,單向、連續(xù)運轉(zhuǎn),工作中有輕微振動。運輸帶速度允許速度誤差為±5%。<2>使用期限工作期限為十年,檢修期間隔為三年。<3>生產(chǎn)批量及加工條件<4>小批量生產(chǎn)。原始數(shù)據(jù)：運輸機工作軸轉(zhuǎn)矩T〔N.m800運輸帶工作速度V〔m/s1.4卷筒直徑〔mm400二.設(shè)計要求<1>選擇電動機型號；<2>確定帶傳動的主要參數(shù)及尺寸；<3>設(shè)計減速器；<4>選擇聯(lián)軸器。三.設(shè)計步驟1.傳動裝置總體設(shè)計方案2.電動機的選擇3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4.傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算5.設(shè)計V帶和帶輪1.傳動裝置總體設(shè)計方案1傳動裝置由三相交流電動機、二級減速器、工作機組成。2齒輪相對于軸承不對稱分布,故沿軸向載荷分布不均勻,要求軸有較大的剛度。3電動機轉(zhuǎn)速較高,傳動功率大,將帶輪設(shè)置在高速級。傳動裝置簡圖：2.電動機的選擇電動機所需工作功率為：Pw=Tw*nw/9550=Tw*60*1000V/<πd*9550>=800*60*1000*1.4/<3.14*400*9550>=5.6kw執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為：nw=60×1000v/πd=66.9r/min效率范圍:η1：帶傳動：V帶0.95η2：圓柱齒輪0.997級η3：滾動軸承0.98η4：聯(lián)軸器浮動聯(lián)軸器0.97~0.99,取0.99ηw滾筒：0.99η=η1*η2*η2*η3*η3*η3*η4*ηw=0.95*0.97*0.97*0.99*0.99*0.99*0.98*0.99=0.839Pd=Pw/η=5.6/0.839=6.67Kw又因為額定轉(zhuǎn)速Ped≥Pd=6.67Kw取Ped=7.5kw常用傳動比：V帶：i1=2~4圓柱齒輪：i2=3~5圓錐齒輪：i3=2~3i=i1×i2×i2=2~4×3~5×3~5=18~100取i=18~40N=Nw×i=〔18~40×57.83=1041~2313.2r/min取N=1500r/min選Y132M-4電動機Nm=1440r/min型號額定功率Ped滿載轉(zhuǎn)速nm啟動轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩中心高H

Y132M-4

7.5KW

1440r/min

2.2.

2.2132mm3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比總傳動比i=Nm/Nw=iv×i減=i0×i1×i2i0為帶傳動傳動比；i1為高速齒輪傳動比；i2為低速級齒輪傳動比；總傳動比i=Nm/Nw=1440/67.7=21.27取V帶傳動比i0=3減速箱的傳動比i減=i/i0=i1×i2=7.09按浸油深度要求推薦高速級傳動比：一般i1=〔1.1~1.2i2,取i1=1.1*i2。i1*i2=1.1*i2i2=2.5,i1=1.1*i2=2.754.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1各軸轉(zhuǎn)速<r/min>n0=nm=1440r/minnⅠ=nm/i0=480minnⅡ=nⅠ/i1=174.55r/minnⅢ=nⅡ/i2=69.82r/min2各軸輸入功率〔kWP0=Pd=6.67kWPⅠ=P0×η1=6.67×0.95=6.34kWPⅡ=PⅠ×η2×η3=6.34×0.97×0.98=6.03kWPⅢ=PⅡ×η2×η3=6.03×0.99×0.98=5.85kWPⅣ=PⅢ×η3×η4=5.85×0.98×0.99=5.68kWη1=ηv=0.95,η2=η齒=0.99,η3=η滾=0.98,η4=η聯(lián)=0.99；注意：滾筒軸負(fù)載功率是指其輸出功率,即：Pw=PⅣηw=5.68*0.99=5.62kW3各軸輸入扭矩〔N.mT0=9550×Pd/nm=44.24N.mTⅠ=9550×PⅠ/nⅠ=126.14N.mTⅡ=9550×PⅡ/nⅡ=329.91N.mTⅢ=9550×PⅢ/nⅢ=800.16N.mTⅣ=9550×PⅣ/nⅢ=776.91N.m運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表編號理論轉(zhuǎn)速〔r/min輸入功率〔kw輸入轉(zhuǎn)矩<N·mm>傳動比效率電機軸14406.6744.2430.95高速軸4806.34126.142.750.97中間軸174.556.03329.912.50.97低速軸Ⅲ69.825.85800.16滾筒軸57.835.62848.04\0.995.設(shè)計V帶和帶輪電動機功率P=6.67KW,轉(zhuǎn)速n=1440r/min傳動比i0=3確定計算功率Pca由《機械設(shè)計》課本表8-7查工作情況系數(shù)KA=1.1Pca=KA×P=1.1×6.67KW=7.34KW2.選擇V帶的帶型根據(jù)Pca,Nm查圖8-11,選A帶確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd和驗算帶速V初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1由表8-6和表8-8,取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=160mm驗算帶速v,按式〔8-13驗算帶的速度V=π×n1Dd1/<60*1000>=3.14*160*1440/<60*1000>=12.06m/s又5m/s<V<25m/s故帶速合適3．計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)式〔8-15a,計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2dd2=i0*98%*dd1=3*160*98%=470.4mm根據(jù)表8-8圓整為200mm此時帶傳動實際傳動比i0’=dd2/dd14.確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld1>0.7〔dd2+dd1a02〔dd2+dd1460mma01320mm取a0=500mm2>由式〔8-22計算帶所需的基準(zhǔn)長度：Ld0=2a0+π/2〔dd2+dd1+〔dd2+dd1×〔dd2+dd1/4a0=2×500+3.14×660/2+340×340/〔4*500=2094mm查表8-2,選Ld=2000mm,帶的修正系數(shù)KL=1.033按式〔8-23計算實際中心距aa=a0+〔Ld-Ld0/2=500+〔2094-2000/2=547mmamin=a-0.015Ld=517mmamax=a+0.03Ld=560mm所以中心距變化范圍517~560mm5．驗算小帶輪上的包角α1α1=180°-〔dd2-dd1×57.3°/a=180°-<500-160>×57.3°/538=144°90°滿足要求7計算帶的根數(shù)1>計算單根V帶的額定功率PrN1=1440r/min,dd1=160mm查表8-4a得,P0=2.73KW查表8-4b得,△P0=0.17KW查表8-5得,Ka=1.03查表8-2得,KL=0.961于是Pr=〔P0+△P0*Kα*KL=〔2.73+0.17*0.91*1.03=2.69KW2>計算V帶的根數(shù)zz=Pca/Pr=7.34/2.69=2.73取Z=36.齒輪設(shè)計〔一高速級齒輪傳動的設(shè)計計算輸入功率PⅠ=6,34KW,小齒輪轉(zhuǎn)速nⅠ=480r/min齒數(shù)比u=3.04,工作壽命10年〔每年工作300天,一班制選定高速級齒輪的類型,精度等級,材料<1>選用直齒圓柱齒輪；<2>由于工作平穩(wěn),速度不高,選用7級精度；<3>材料選擇：由表10-1選擇小齒輪材料為45〔調(diào)質(zhì),硬度為240HBS,大齒輪材料為45鋼〔正火硬度為200HBS,二者材料硬度差為40HBS；<4>選小齒輪齒數(shù)為Z1=24,大齒輪齒數(shù)為Z2=3.04*24=72.96取Z2=73；5選取螺旋角。初選螺旋角β=15°按齒面接觸強度設(shè)計由計算公式〔10-21進行計算,即d1t≥確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值：試選Kt=1.6由圖10-30,選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.425由圖10-26,查的εa1=0.765εa2=0.87εa=εa1+εa2=1.65〔4計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=126000N.mm<5>由表10-7選取齒寬系數(shù)φd=1<6>由表10-6,查的材料的彈性影響系數(shù)Ze=189.8Mpa1/2〔7由圖10-21d,按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限бHlim1=570Mpa,由圖10-21c,按齒面硬度查的大齒輪的接觸疲勞強度極限бHlim2=350Mpa〔8計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60njLh=60×480×1×〔1×10×300×8=6.912×108N2=N1／u=2.5×108<9>由圖10-19,查的接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.95,KHN2=0.92<10>計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,由式〔10-12,得[бH]1=бHlim1KHN1／S=600×0.95＝570Mpa[бH]2=бHlim2KHN2／S=350×0.92=322Mpa[бH]=〔[бH]1+[бH]2／2=〔570+350／2=460Mpa2計算〔1試算小齒輪分度圓直徑d1t,由公式得d1t≥=69.10mm〔2計算圓周速度V=πd1tn1／60000=π×69.10×480／60／1000=1.74m／s〔3計算齒寬b及模數(shù)mntB=φdd1t=1×69.10=69.10mmmnt=d1tcosβ／Z1=〔69.10×cos15°／24=2.78mmh=2.25mnt=6.25mmb／h=11.05〔4計算縱向重合度εβεβ=0.318φdZ1tanβ=0.318×1×24×tan15=2.045〔5計算載荷系數(shù)KKA=1,根據(jù)V=1.74m/s,7級精度,由圖10-8,查的動載荷系數(shù)Kv=1.08；由表10-4,查的KHβ=1.420；由圖10-13,查得KFβ=1.35;由表10-3,查得KHα=KFα=1.2K=KAKvKHαKHβ=1×1.08×1.2×1.42=1.84<6>按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑,由式〔10-10a得d=d1t=69.1×=72.39mm<7>mn=d1cosβ/Z1=2.78mm3.按齒面接觸強度設(shè)計由式10-17,得mn確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù)K=KαKvKFαKFβ＝1×1.08×1.2×1.35＝1.75〔2根據(jù)縱向重合度=2.045,由圖10-28,得螺旋線影響系數(shù)Yβ=0.875〔3計算當(dāng)量齒數(shù)Zv1=Z1／cos3β=24／cos315°=26.63Zv2=Z2／cos3β=73／cos315°=75.26〔4查表10-5取齒形系數(shù),應(yīng)力校正系數(shù)YFa1=2.60Ysa1=1.595YFa2=2.14Ysa2=1.83<5>由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限бFE1=500Mpa;由圖10-20b查得大齒輪的彎曲疲勞強度極限бFE2=380Mpa;〔6由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.88KFN2=0.90〔7計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4[бF]1=KFN1бFE1／S=0.88×500/1.4=314.29Mpa[бF]2=KFN2бFE2／S=0.90×380／1.4=244.3Mpa〔9計算YFaYsa1／[бF]并加以比較YFa2Ysa1/[бF]1=2.60×1.595/314.29=0.0132YFa2Ysa2/[бF]2=0.01601大齒輪的數(shù)值大設(shè)計計算mn=2.35mm對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù),mn大于由彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù),取mn=2.5mm,已可以滿足彎曲疲勞強度,但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=69.1mm來計算應(yīng)有的齒數(shù),于是由Z1=d1cosβ／mn=69.1×cos15°／2.5=26.70取Z1=27Z2=uZ1=27×3.04=82.08取Z2=82此時u=Z2/Z1=82／27=3.04在誤差范圍內(nèi)4.幾何尺寸計算計算中心距a=<Z1+Z2>mn／2cosβ=<27+82>×2.5／2／cos15°=141.06mm圓整為141mm2>按圓整后的中心距修正螺旋角ββ=arccos<Z1+Z2>mn／2a=arccos[<27+82>×2.5／2／141]=14.913>d1=Z1mn／cosβ=27×2.5／cos14.91o=69.85mmd2=Z2mn／cosβ=82×2.5／cos14.91o=212.14mm4>計算齒輪寬度b=φdd1=1×69.85=69.85mm圓整后取B2=70mm,B1=75mm〔二低速級齒輪傳動的設(shè)計計算輸入功率PⅡ=6.03KW,小齒輪轉(zhuǎn)速nⅡ=174.55r/min齒數(shù)比u=2.34,工作壽命10年〔每年工作300天,一班制1選定低速級齒輪的類型,精度等級,材料<1>選用直齒圓柱齒輪；<2>由于工作平穩(wěn),速度不高,選用7級精度；<3>材料選擇：由表10-1選擇小齒輪材料為45〔調(diào)質(zhì),硬度為240HBS,大齒輪材料為45鋼〔正火硬度為200HBS,二者材料硬度差為40HBS；<4>選小齒輪齒數(shù)為Z1=24,大齒輪齒數(shù)為Z2=24*2.34=55.16取Z2=56；5選取螺旋角。初選螺旋角β=15°按齒面接觸強度設(shè)計由計算公式〔10-21進行計算,即d1t≥確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值：試選Kt=1.6由圖10-30,選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.425由圖10-26,查的εa1=0.79εa2=0.86εa=εa1+εa2=1.65〔4計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=329914N.mm<5>由表10-7選取齒寬系數(shù)φd=1<6>由表10-6,查的材料的彈性影響系數(shù)Ze=189.8Mpa1/2〔7由圖10-21d,按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限бHlim1=600Mpa,由圖10-21c,按齒面硬度查的大齒輪的接觸疲勞強度極限бHlim2=350Mpa〔8計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60njLh=60×174.55×1×〔1×10×300×8=0.25×109N2=N1／u=0.11×108<9>由圖10-19,查的接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.95,KHN2=0.98<10>計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,由式〔10-12,得[бH]1=бHlim1KHN1／S=600×0.95＝570Mpa[бH]2=бHlim2KHN2／S=350×0.98=343Mpa[бH]=〔[бH]1+[бH]2／2=〔570+343／2=456.5Mpa2計算〔1試算小齒輪分度圓直徑d1t,由公式得d1t≥=97.61mm〔2計算圓周速度V=πd1tn1／60000=π×97.61×174.55／60／1000=0.89m／s〔3計算齒寬b及模數(shù)mntB=φdd1t=1×97.61=97.61mmmnt=d1tcosβ／Z1=〔97.61×cos15°／24=3.93mmh=2.25mnt=8.84mmb／h=11.04〔4計算縱向重合度εβεβ=0.318φdZ1tanβ=0.318×1×24×tan15=2.045〔5計算載荷系數(shù)KKA=1,根據(jù)V=0.89m/s,7級精度,由圖10-8,查的動載荷系數(shù)Kv=1.04；由表10-4,查的KHβ=1.429；由圖10-13,查得KFβ=1.425;由表10-3,查得KHα=KFα=1.2K=KAKvKHαKHβ=1×1.04×1.2×1.429=1.783<6>按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑,由式〔10-10a得d=d1t=97.61×=101.29mm<7>mn=d1cosβ/Z1=3.93mm3.按齒面接觸強度設(shè)計由式10-17,得mn確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù)K=Kα*Kv*KFα*KFβ＝1×1.04×1.2×1.425＝1.7784〔2根據(jù)縱向重合度=2.556,由圖10-28,得螺旋線影響系數(shù)Yβ=0.875〔3計算當(dāng)量齒數(shù)Zv1=Z1／cos3β=24／cos315°=26.67Zv2=Z2／cos3β=56／cos315°=62.22〔4查表10-5取齒形系數(shù),應(yīng)力校正系數(shù)YFa1=2.65Ysa1=1.58YFa2=2.28Ysa2=1.73<5>由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限бFE1=500Mpa;由圖10-20b查得大齒輪的彎曲疲勞強度極限бFE2=380Mpa;〔6由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.95KFN2=0.96〔7計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4[бF]1=KFN1бFE1／S=0.95×500／1.4=339.3Mpa[бF]2=KFN2бFE2／S=0.96×380／1.4=260.57Mpa〔9計算YFaYsa1／[бF]并加以比較YFa2Ysa1/[бF]1=2.65×1.58／339.3=0.01234YFa2Ysa2/[бF]2=0.015038大齒輪的數(shù)值大設(shè)計計算mn=2.37mm對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù),mn大于由彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù),取mn=2.5mm,已可以滿足彎曲疲勞強度,但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=101.29mm來計算應(yīng)有的齒數(shù),于是由Z1=d1cosβ／mn=101.29×cos15°／2.5=39.1取Z1=40Z2=uZ1=40×2.34=93.6取Z2=95此時u=Z2/Z1=95/40=2.375在誤差范圍內(nèi)4.幾何尺寸計算計算中心距a=<Z1+Z2>mn／2cosβ=<95+40>×2.5／2／cos15°=174.87mm圓整為175mm2>按圓整后的中心距修正螺旋角ββ=arccos<Z1+Z2>mn／2a=arccos[<40+95>×2.5／2／175]=15.36°3>d1=Z1mn／cosβ=40×2.5／cos15.36o=103.7mmd2=Z2mn／cosβ=95×2.5／cos15.36o=246.29mm4>計算齒輪寬度b=φdd1=1×103.7=103.7mm圓整后取B2=100mm,B1=105mm7.軸的設(shè)計計算高速軸：1求輸出軸上的功率P=6.34kw,轉(zhuǎn)速n=480r/min,轉(zhuǎn)矩T=126.14N.m2>作用在齒輪上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為d=72.39mmFt=3485.01N1315.46Fa=Ft*tanβ=1268.44N3>初步確定軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本表15—3,取=25.96mm又軸上有單個鍵槽,軸徑增加百分之5,取d=35mm,電動機軸的直徑為38mm,整體具有一定的協(xié)調(diào)性。4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計〔1端蓋端面距離帶輪端面30mm；〔2初步選取軸承因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用角接觸球軸承,0組游隙,7208AC型?！?取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=10mm?？紤]到箱體的鑄造誤差,在確定軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=25mm；〔4又齒輪為油潤滑,軸承為脂潤滑,添加擋油環(huán),擋油環(huán)和軸肩長為24mm；〔5齒輪的寬度為B=85mm,且為齒輪軸；〔6軸承內(nèi)壁內(nèi)軸的總長為L=<84+70+24+200+17>=395mm；〔7為方便軸承的安裝,軸承兩端做成階梯。中間軸：1求輸出軸上的功率P=6.03kw,轉(zhuǎn)速n=174.55r/min,轉(zhuǎn)矩T=329.91N.m2>作用在齒輪上的力中速級小齒輪：分度圓直徑為101.29mmFt=6514.1NFr=2458.79Fa=Fttanβ=1789.25N中速級大齒輪：因為中速級大齒輪和高速級小齒輪嚙合,所以他們之間的力的大小相等,即Ft=3504.0NFr=1322.9NFa=Ft*tanβ=965.82N3>初步確定軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)參考文獻2,表15—3,取A0=110=35.81mm又軸上有1個鍵槽,軸徑增加百分之五,取d=50mm4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計〔1初步選取軸承軸承用7210AC型；〔2又軸承為油潤滑,添加擋油環(huán)；〔3總長L=262mm〔4為使套筒能夠壓緊齒輪,軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,取寬度為60mm；〔5齒輪軸向采用軸肩與軸環(huán)定位,軸肩高度4mm,取d=58mm。低速軸1求輸出軸上的功率P=5.85kw,轉(zhuǎn)速n=69.82r/min,轉(zhuǎn)矩T=800.16N.m2>作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d=246.29mmFt=6498.0NFr=2452.89Fa=Fttanβ=1785.1N3>初步確定軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本表15—3,取=48.18mm因為軸上有兩個鍵槽,軸頸增加10％-15％所以dmin=〔10％+1*48.18=53.0mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號：齒式聯(lián)軸器。4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計〔1為了半聯(lián)軸器的軸向定位,軸段右端需要制出一軸肩,直徑d=65mm.〔2選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用角接觸球軸承,7213AC型。〔3采用軸套進行軸向定位?！?取安裝齒輪處的軸段d=67mm;齒輪的左端與左軸承之間采用軸套定位。為了使軸套端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,取寬度為95mm。齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高5mm,取d=77mm；<5>求軸上的載荷及校驗對于7213AC型角接觸球軸承,a=38.9mm,簡支梁的軸的支承跨距如下L2=83.1mm,L3=119.1mmFt=FNH1+FNH2FNH1×L2=FNH2×L3得,FNH1=4176.71N,FNH2=2920.78NMNH=FNH1×L2=347.08N·mFr=FNv1+FNv2FNv1×L2=FNv2×L3+MaMa=Fa×D/2=240.8得,FNV1=1835.3N,FNV2=653.6NMv1=127.5N·mMv2=74.15N·mM1=183.07N·mM2=131.36N·m載荷水平垂直支反力FFNH1=1889.3NFNH2=1317.1NFNV1=1835.3NFNV2=653.6N彎矩MH=156.74N.mMv1=127.5N.mMv2=74.15N.m總彎矩M1=183.07N.mM2=131.36N.m扭矩TT=800.16N.m5.軸的載荷分析圖6.按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強度===7.69MPa選軸材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得[]=60MPa〈[]此軸安全8.滾動軸承設(shè)計減速器各軸所用軸承代號及尺寸型號外形尺寸〔mm安裝尺寸〔mm內(nèi)徑d外徑D寬度TdaminDamaxramax高速軸7208AC40801847731中間軸7210AC50902057831低速軸7213AC6512023721132輸出軸軸承計算角接觸球軸承7213AC的α=25°,其基本額定動載荷C=85kN,基本額定靜載荷C0=74.5kN預(yù)期壽命=3×300×8=7200h1>軸承所受的徑向載荷Fr和軸向載荷Fd內(nèi)部軸向力:Fd1=0.68Fr1=2152.58NFd2=0.68Fr2=787.44NFae=1885N因為Fae+Fd2>Fd1所以被"壓緊"的軸承1Fa1=Fae+Fd2=2672.44N被"放松"的軸承2Fa2=Fd2=787.44N2>當(dāng)量動載荷P1和P2低速軸軸承選用7213AC,由于有輕微震動,取,Fa1/Fr1=0.84>e,查表13-5取X=0.41,Y=0.87P1=fp<XFr1+YFa1>=3985.19NFa2/Fr2=e,取X=1,Y=0P2=fp<XFr2+YFa2>=1158.0N取Pmax=3985.19N3驗算軸承壽命因為>,所以按軸承1的受力大小驗算L>>L′h所選軸承可滿足壽命要求。9.鍵聯(lián)接設(shè)計1．高速軸帶輪的鍵聯(lián)接根據(jù)d=35mm,查機械課程設(shè)計手冊,選用A型,b×h=10×8,L=32mm2．中間軸齒輪的鍵聯(lián)接根據(jù)d=54mm,查機械課程設(shè)計手冊,選用A型,b×h=16×10,L=50mm3．低速軸齒輪的鍵聯(lián)接〔1選擇類型及尺寸根據(jù)d=67mm,查機械課程設(shè)計手冊,選用A型,b×h=20×12,L=70mm〔2鍵的強度校核<1>鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度kl=L-b=70-20=50mmk=0.5h=6mm<2>強度校核此處,鍵、軸和輪轂的材料都是鋼,查表6-2,有輕微震動,取[σp]=110MPaTⅢσp=[σp]鍵安全合格4.低速軸聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接1選擇類型及尺寸根據(jù)d=60mm,查機械課程設(shè)計手冊,選用C型,b×h=18×11L=70mm2鍵的強度校核<1>鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度kl=L–b/2=61mmk=0.5*h=6mm<2>強度校核此處,鍵、軸和輪轂的材料都是鋼,查表6-2,有輕微震動,取[σp]=110MPaT=884.08N.mσp=[σp]鍵安全合格10.聯(lián)軸器選擇1.類型選擇.選取聯(lián)軸器的型號：齒式聯(lián)軸器11.減速器箱體及附件箱體主要尺寸采用HT200鑄造箱體,水平剖分式箱體采用外肋式結(jié)構(gòu)。箱內(nèi)壁形狀簡單,潤滑油流動阻力小,鑄造工藝性好,但外形較復(fù)雜。箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號尺寸關(guān)系箱座壁厚δδ=10mm箱蓋壁厚δ1δ1=10mm箱體凸緣厚度b,b1,b2箱座b=1.5*δ=15mm箱蓋b1=1.5*δ=15mm箱底座b2=2.5*δ=25mm肋厚m,m1箱座m=0.85*δ=8mm箱蓋m=0.85*δ=8mm地腳螺釘直徑df0.036*a+12=21.08mm取M22地腳螺釘數(shù)目nn=6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1d1=0.75*df=18mm取M20箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑d2<0.5～0.6>*df取M10軸承端蓋螺釘直徑d3d3=〔0.4～0.5*df取M8窺視孔蓋螺釘直徑d4d4=<0.3～0.4>*df取M10定位銷直徑dd=〔0.7～0.8*d2=10mmdf、d1、d2至箱壁外距離C1df:C1=30mmd1:C1=30mmd2:C1=30mmdf、d2至凸緣邊緣的距離C2df:C2=26mmd1：C2=26mmd2:C2=26mm軸承旁凸臺高度半徑R1R1=C2=26mm箱體外壁至軸承座端面的距離l1l1=C1+C2+<5～10>=66mm大齒輪頂圓至箱體內(nèi)壁的距離△1≥1.2δ取18mm齒輪端面至箱體內(nèi)壁的距離△2>δ取15mm軸承端蓋外徑+〔5~5.5*120〔1軸140〔2軸176〔3軸軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離120〔1軸140〔2軸176〔3軸主要附件a窺視孔和視孔蓋窺視孔應(yīng)設(shè)在箱蓋頂部能夠看到齒輪嚙合區(qū)的位置,其大小以手能伸進箱體進行檢查操作為宜;窺視孔處應(yīng)設(shè)計凸臺以便于加工。視孔蓋可用螺釘緊固在凸臺上,并應(yīng)考慮密封。b>通氣器通氣器設(shè)置在箱蓋頂部或視孔蓋上。較完善的通氣器內(nèi)部制成一定曲路,并設(shè)置金屬網(wǎng)?？紤]到環(huán)境因素選用了防塵性能好的二次過濾通氣器。通氣器選M22油面指示器用油標(biāo)尺,其結(jié)構(gòu)簡單、在低速軸中常用。油標(biāo)尺上有表示最高及最低油面的刻線。油標(biāo)尺的安裝位置不能太低,以避免有溢出油標(biāo)尺座孔。油標(biāo)尺選用M22c>放油孔和油塞放油孔應(yīng)設(shè)置在油池的最低處,平時用螺塞堵住。采用圓柱螺塞時,箱座上裝螺塞處應(yīng)設(shè)有凸臺,并加封油墊片。放油孔不能高于油池底面,以免排油不凈。選M22d>起吊裝置減速器箱體沉重,采用起吊裝置起吊,在箱蓋上鑄有箱蓋吊耳,為搬運整個減速箱,在箱座兩端凸緣處鑄有箱座吊耳。結(jié)構(gòu)簡單,加工方便。示意圖:e>定位銷常采用圓錐銷做定位銷。兩定位銷間的距離越遠越可靠,因此,通常將其設(shè)置在箱體聯(lián)接凸緣的對角處,并做非對稱布置。取位銷直徑d≈8mmf>起蓋螺釘起蓋螺釘螺紋有效長度應(yīng)大于箱蓋凸緣厚度。