《兩級展開式圓柱齒輪減速器設(shè)計-用于帶式運輸機的傳動裝置F=2600Nv=1.1m.sD=200mm》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《兩級展開式圓柱齒輪減速器設(shè)計-用于帶式運輸機的傳動裝置F=2600Nv=1.1m.sD=200mm（30頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。
1、 目 錄 目 錄 .1 1 設(shè)計任務(wù)書 .3 11 設(shè)計題目.3 12 設(shè)計要求.3 13 設(shè)計數(shù)據(jù).3 2 傳動方案的擬訂 .4 2.1 擬定傳動方案的任務(wù) .4 22 選擇傳動機構(gòu)類型.5 2.3 多級傳動的合理布置 .6 2.4 分析比較 .6 2.5 傳動方案擬定 .7 3 電動機的選擇，傳動系統(tǒng)的運動學(xué)和動力學(xué)的計算 .7 3.1 電動機類型和結(jié)構(gòu)型式 .7 3.2 電動機容量 .7 3.3 電動機的轉(zhuǎn)速 .8 3.4 確定電動機型號 .8 3.5 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 .9 3.6 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) .9 4 零件的設(shè)計計算 .10 4.1 傳動零件（齒
2、輪）的設(shè)計計算 .10 4.2 軸的設(shè)計計算及校核 .15 （1）0 軸的設(shè)計計算 .16 （2）軸的設(shè)計計算 .20 (3)軸的設(shè)計計算 .22 4.3 軸承的選擇和計算 .24 4.4 鍵連接的選擇和校核 .24 4.5 聯(lián)軸器的選擇和校核 .25 4.6 箱體的設(shè)計 .26 1.箱體的尺寸設(shè)計 .26 2.箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 .26 5 潤滑和密封的選擇和計算 .27 1.潤滑的選擇和計算.27 2.密封的選擇.28 6 減速器附件的選擇 .28 6.1 通氣器.28 6.2 軸承蓋（材料為 HT150） .28 6.3 油面指示器.28 6.4 油塞.28 6.5 窺視孔及視孔蓋.29 6
3、.6 起吊裝置.29 6.7 起蓋螺釘.29 6.8 定位銷.29 7 設(shè)計小結(jié) .29 參考文獻 .30 Z1Z 2 1 設(shè)計任務(wù)書 11 設(shè)計題目 設(shè)計用于帶式運輸機的傳動裝置。 12 設(shè)計要求 工作條件：一班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)。載荷平穩(wěn)， 室內(nèi)工作，有粉塵（運輸帶與卷筒及支承間，包括 卷筒軸承的摩擦阻力影響已在 F 中考慮） 。 使用期限：十年，大修期三年。 生產(chǎn)批量：10 臺。 生產(chǎn)條件：中等規(guī)模機械廠，可加工 7-8 級精度 齒輪及蝸輪。 動力來源：電力，三相交流（220/380V） 。 運輸帶速度允許誤差：5%。 圖 1-1 13 設(shè)計數(shù)據(jù) 運輸帶工作拉力 F=2600N，運輸帶工作
4、速度 v=1.1m/s，卷筒直徑 D=200mm。 參考傳動方案如下圖 1-2： （a）方案 1 （b）方案 2 動 力 及 傳 動 裝 置FDv 軸 軸 0 軸 z 3 z 4 z 2 z 1 （c） 方案 3 （d）方案 4 （e） 方案 5 圖 1-2 2 傳動方案的擬訂 2.1 擬定傳動方案的任務(wù) 機器通常由原動機、傳動裝置和工作機等三部分組成。傳動裝置位于原動 機和工作機之間，用來傳遞運動和動力，并可用以改變轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩的大小或改 變運動形式，以適應(yīng)工作機功能要求。傳動裝置的設(shè)計對整臺機器的性能、尺 寸、重量和成本都有很大的影響，因此應(yīng)當(dāng)合理地擬定傳動方案。 傳動方案一般用運動簡圖表示
5、。擬定傳動方案就是根據(jù)工作機的功能要求 和工作條件，選擇合適的傳動機構(gòu)類型，確定各類傳動機構(gòu)的布置順序以及各 組成部分的聯(lián)接方式，繪出傳動裝置的運動簡圖。 滿足同一種工作機的性能要求往往有多種方案：可以通過選用不同的傳動 機構(gòu)來實現(xiàn)；當(dāng)采用幾種傳動型式組成的多級傳動時，亦可有不同的排列順序 與布局；還可按不同方法分配各級傳動比。圖 1-2 所示即為一帶式輸送機的五 種傳動方案。 在擬定傳動方案時，通?？商岢龆喾N方案進行比較分析，擇優(yōu)選定。 22 選擇傳動機構(gòu)類型 合理地選擇傳動型式是擬定傳動方案時的重要環(huán)節(jié)。常用的傳動機構(gòu)的類型、 性能和適用范圍可參閱機械設(shè)計教材。表 1-1 中列出了常用機械
6、傳動的單級傳 動比推薦值。在機械傳動裝置中，各種減速器應(yīng)用很多，為便于選型，可參考 機械手冊查閱各常用減速器的類型和特點。 表 1-1 常用機械傳動的單級傳動比推薦值 類型 平帶傳 動 V 帶傳 動 圓柱齒輪傳 動 圓錐齒輪傳 動 蝸桿傳 動 鏈傳動 推薦值 24 24 36 直齒 23 1040 25 最大值 5 7 10 直齒 6 80 7 選擇傳動機構(gòu)類型時應(yīng)綜合考慮各有關(guān)要求和工作條件，例如工作機的功 能；對尺寸、重量的限制；環(huán)境條件；制造能力；工作壽命與經(jīng)濟性要求等。 選擇類型的基本原則為： （1）傳遞大功率時，應(yīng)充分考慮提高傳動裝置的效率，以減少能耗、降低 運行費用。這時應(yīng)選用傳動
7、效率高的傳動機構(gòu)，如齒輪傳動。而對于小功率傳 動，在滿足功能條件下，可選用結(jié)構(gòu)簡單、制造方便的傳動型式，以降低初始 費用（制造費用） 。 （2）載荷多變和可能發(fā)生過載時，應(yīng)考慮緩沖吸振及過載保護問題。如選 用帶傳動、采用彈性聯(lián)軸器或其它過載保護裝置。 （3）傳動比要求嚴(yán)格、尺寸要求緊湊的場合，可選用齒輪傳動或蝸桿傳動。 但應(yīng)注意，蝸桿傳動效率低，故常用于中小功率、間歇工作的場合。 （4）在多粉塵、潮濕、易燃、易爆場合，宜選用鏈傳動、閉式齒輪傳動或 蝸桿傳動，而不采用帶傳動或摩擦傳動。 2.3 多級傳動的合理布置 許多傳動裝置往往需要選用不同的傳動機構(gòu)，以多級傳動方式組成。合理 布置各種傳動機構(gòu)
8、的順序，對傳動裝置和整個機器的性能、傳動效率和結(jié)構(gòu)尺 寸等有直接影響。 布置傳動機構(gòu)順序時應(yīng)注意以下幾個原則： （1）傳動能力較小的帶傳動及其它摩擦傳動宜布置在高速級，有利于整個 傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊、勻稱。同時，帶傳動布置在高速級有利于發(fā)揮其傳動平穩(wěn)、 緩沖吸振、減小噪聲的特點。 （2）閉式齒輪傳動、蝸桿傳動一般布置在高速級，以減小閉式傳動的外廓 尺寸、降低成本。開式齒輪傳動制造精度較低、潤滑不良、工作條件差，為減 小磨損，一般應(yīng)放在低速級。 （3）當(dāng)同時采用直齒輪傳動和斜齒輪傳動時，應(yīng)將傳動較平穩(wěn)、動載荷較 小的斜齒輪傳動布置在高速級。鏈傳動運轉(zhuǎn)不平穩(wěn)，為減小沖擊和振動，一般 應(yīng)將其放在低速級
9、。 （4）當(dāng)同時采用齒輪傳動及蝸桿傳動時，宜將蝸桿傳動布置在高速級，使 嚙合面有較高的相對滑動速度，容易形成潤滑油膜，提高傳動效率。 （5）圓錐齒輪尺寸過大時加工有困難，可將其布置于高速級，并對其傳動 比加以限制，以減小大錐齒輪的尺寸。 2.4 分析比較 一個好的傳動方案，除了首先應(yīng)滿足機器的功能要求外，還應(yīng)當(dāng)工作可靠、 結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、成本低廉以及使用維護方便。要完全滿足 這些要求是困難的。在擬定傳動方案和對多處方案進行比較時，應(yīng)根據(jù)機器的 具體情況綜合考慮，選擇能保證主要要求的較合理的傳動方案。 現(xiàn)對圖 1-1 所示帶式輸送機的五種傳動方案進行分析。方案 1 制造成本低，
10、但寬度尺寸大，帶的壽命短，而且不宜在惡劣的環(huán)境中工作。方案 2 工作可靠、 傳動效率高、維護方便、環(huán)境適應(yīng)性好，但寬度較大。方案 3 傳動效率高，但 結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛性差，且中間軸承潤滑較困難。方 案 4 結(jié)構(gòu)緊湊，環(huán)境適應(yīng)性好，但傳動效率低，不適于連續(xù)長期工作，且制造 成本高。方案 5 具有方案 2 的優(yōu)點，而且尺寸較小，但制造成本較高。 2.5 傳動方案擬定 為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構(gòu)和擬定傳動 方案，可先由已知條件計算其驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速 nw,即 nw= =D106201.min/5r 一般常選用同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min 或 1500
11、r/min 的電動機作為原動機,因此傳 動裝置總傳動比約 i 。根據(jù)總傳動比數(shù)值，可初步擬定出以二級傳動為149或 主的多種傳動方案。 經(jīng)前面對五種方案的分析比較，方案 1 帶的壽命短，且不宜在惡劣的環(huán)境 中工作，方案 3 結(jié)構(gòu)復(fù)雜且中間軸承潤滑困難，方案 4、5 制造成本較高。根據(jù) 該帶式輸送機工作條件，可選用傳動效率高，維護方便，且環(huán)境適應(yīng)性好的方 案 2。 3 電動機的選擇，傳動系統(tǒng)的運動學(xué)和動力學(xué)的計算 3.1 電動機類型和結(jié)構(gòu)型式 按工作要求和工件條件，選用一般用途的 Y（IP44）系列三相異步電動機。 它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。 3.2 電動機容量 （1）卷筒軸的輸出功率 Pw Pw= =
12、 =2.86KW10F1.26 （2）電動機輸出功率 Pd Pd= w 傳動裝置的總效率 423421 式中， 、 、 、 為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構(gòu)和軸承的1234 效率。查表可得：彈性聯(lián)軸器 =0.99；滾動軸承 =0.99；圓柱齒輪傳動12 =0.97；卷筒軸滑動軸承 =0.96，則3 4 85.096.7.09.0242 故 Pd= = =3.36w85.6 （3）電動機額定功率 Ped 查表選取電動機額定功率 Ped=4KW。 3.3 電動機的轉(zhuǎn)速 為了便于選擇電動機轉(zhuǎn)速，先推算電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍。查表可得單級 圓柱齒輪傳動比范圍 =36,則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為i = =9
13、453780r/mindniw 可見同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min、1500r/min 和 3000r/min 的電動機均符合。 3.4 確定電動機型號 這里初選同步轉(zhuǎn)速分別為 1000r/min 和 1500r/min 的兩種電動機進行比較， 如下表： 電動機轉(zhuǎn)速 （r/min） 傳 動 裝 置 的 傳 動 比 方 案 電 動 機 型 號 額 定 功 率 （KW ） 同 步 滿 載 電動機 質(zhì) 量 （kg） 總傳 動比 高速級 圓柱齒輪 傳動 低速級 圓柱齒輪 傳動 1 Y112M-4 4 1500 1440 43 13.71 3.88 3.53 2 Y132M1-6 4 1000 960
14、73 9.14 3.3 3.0 由表中數(shù)據(jù)可知兩個方案均可行,但方案 2 的傳動比較小,傳動裝置結(jié)構(gòu)尺寸 較小。因此，可采用方案 2，選定電動機的型號為 Y132M1-6，其伸出軸徑為 38mm。 3.5 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 （1）傳動裝置總傳動比 14.9056wmni （2）分配各級傳動比 對于兩級臥式圓柱齒輪減速器（展開式） ，為使兩級的大齒輪有相近的浸油 深度，高速級傳動比 和低速級傳動比 可按 =（1.11.5 ） 分配，此處可取1i2i12i 值 =1.1 進行計算。則低速級圓柱齒輪傳動比為1i2 = =2i1.490.3 高速級圓柱齒輪傳動比為 .21i 所得
15、、 值符合一般圓柱齒輪傳動比常用范圍 =36。1i2 i 3.6 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （）各軸轉(zhuǎn)速 電動機軸為軸，減速器高速軸為軸，低速軸為軸，各軸轉(zhuǎn)速為 min/9600rn min/2913.601rin i/7.2i （）各軸輸入功率 按電動機額定功率 計算各軸輸入功率，即edP KWed40 KW80.397.0.321 P658 （）各軸轉(zhuǎn)矩 mNnT79.3604950 P 1.28. mNnT36.597.950 4 零件的設(shè)計計算 4.1 傳動零件（齒輪）的設(shè)計計算 （1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（高速級） 1）按圖 1-1 所示的傳動方案 2，選用斜齒圓柱
16、齒輪傳動。 2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度（GB10095-88） 3）材料選擇。查常用齒輪材料及力學(xué)特性表，選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào) 質(zhì)） ，硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 240HBS，二者材 料硬度差為 40HBS。根據(jù)題目條件，采用軟齒面齒輪即可。 4）選小齒輪齒數(shù) z1=24，大齒輪齒數(shù) z2= ，取 Z2=79。.79243.1 5）選取螺旋角。初選螺旋角 14 （2）按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計計算公式進行試算，即 3 2112HEdtt ZTK 1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 a) 試選載荷系數(shù) =1.6。t b) 計算
17、小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1。 3.97901TmN4 c) 查表選取齒寬系數(shù) 。d d) 查表可得材料的彈性影響系數(shù) 218.9aEMPZ e) 查圖選取區(qū)域系數(shù) 。43.2H f) 由 z1=24，z 2=79， ，查標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動的端面重合度 圖1 可得 ， ，則 = 。78.08.026.121 g) 按齒面硬度查圖可得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ；大aHP01lim 齒輪的接觸疲勞強度極限 。aHP502lim h) 計算大、小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 （設(shè)每年工作 300 天） 91 382.)18(196060 hjLnN 12 .43.82 i) 查圖可取接觸疲勞壽命系數(shù) ； 。94.01
18、HNK97.02HN j) 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，可得 aaHNMPS56.1lim1 K.30972li2 則 aaHH 75.48.56421 2）計算 a) 試算小齒輪分度圓直徑 ，由計算公式得td1 mdt 46.075.481932.6.097323 241 b)計算圓周速度。 smsndt /98.1/1064.106 c)計算齒寬 b 及模數(shù) 。ntm dt 4.41 mztnt 64.12cos60cos1 mhnt 7.34.52. 76.340/b d)計算縱向重合度 。 903.14tan2138.0tan18.01 Zd e)計算
19、載荷系數(shù) 。K 由載荷狀態(tài)平穩(wěn)可知使用系數(shù) ，根據(jù) ，7 級精度，可Asm/8. 查得 動載系數(shù) ；97.0V 接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數(shù) ；419.HK 彎曲強度計算用的齒向載荷分布系數(shù) ；35F 齒間載荷分配系數(shù) ；2.1FHK 故載荷系數(shù) 65.149.97.0VAK f)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，即 mdtt .6.154.331 g)計算模數(shù) 。nm zdn 8.124cos5.cos1 （3）按齒根彎曲強度設(shè)計 由設(shè)計計算公式進行試算，即 321cosFSadn YzYKTm 1）確定計算參數(shù) a) 查齒輪的接觸疲勞強度極限圖可得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；
20、大齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；aFEMP501 aFEMP3802 b) 查圖可取彎曲疲勞壽命系數(shù) ；.,85.01NFNK c) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) ，則可得4.S aaFENF MPK57.30.15801 S862422 d) 計算載荷系數(shù)。 57.13.9701FVAK e) 根據(jù)縱向重合度 ，由圖可查得螺旋角影響系數(shù) 。3. 8.0Y f) 計算當(dāng)量齒數(shù)。 27.614cos3131zv 8.93132zv g)查取齒形系數(shù)。 查表可得 207.;59.21FaFaY h)查取應(yīng)力校正系數(shù)。 查表可得 5.1;6.21SaSa i) 計算大、小齒輪的 并加以比較。
21、FY 0136.57.3921FSaY 2.8.02FSa 大齒輪的數(shù)值大。 2）設(shè)計計算 mmn 68.1023.6.1244cos8097.35123 2 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) 大于由齒根彎n 曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 ，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿mn 足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 來計算應(yīng)有md5.41 的齒數(shù)。于是由 589.241cos5.4cos11 nmdz 取 ，則 ，取 。261.63.12z72z （4）幾何尺寸計算 1）計算中心距 mmzan 74.1594cos2876cos21 將中心距圓整為 。60 2）按圓整后
22、的中心距修正螺旋角 211 1265102876arcosarcos mzn 因 值改變不多，故參數(shù) 、 、 等不必修正。1 KHZ 3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 mmzdn89.53126cos11 mmzdn 8.26515cos8712 4）計算齒輪寬度 bd 9.38.1 圓整后取 。mB60;52 5）結(jié)構(gòu)設(shè)計 對于直徑較小的小齒輪，可以將齒輪與軸做成一體，即做成齒輪軸；而直 徑較大的大齒輪，其齒頂圓直徑 ，所以可將其做成實心結(jié)構(gòu)的齒輪。da160 （1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（低速級） 1）仍選用斜齒圓柱齒輪傳動。 2）精度等級仍選 7 級精度（GB10095-88）
23、 3）材料選擇如高速級，即小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 280HBS，大 齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)） ，硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS，仍采 用軟齒面齒輪即可。 4）選小齒輪齒數(shù) =27，大齒輪齒數(shù) = ，取 =82。3z4z81270.324z 5）選取螺旋角。初選螺旋角 12 設(shè)計計算方法如上，所得參數(shù)如下表： 模數(shù) m m螺旋角 23 齒輪 3z23 齒輪 4z71 齒寬 B80齒寬 Bm75 齒輪 3 分度圓直徑 3d1.7齒輪 4 分度圓直徑 4d08.2 中心距 a2圓周速度 s/361 5）結(jié)構(gòu)設(shè)計 對于直徑較小的小齒輪，可以將齒輪與軸做成一體，
24、即做成齒輪軸；而直徑較 大的大齒輪，其齒頂圓直徑 ，所以可將其做成腹板式結(jié)構(gòu)mda50160 的齒輪，腹板上開孔的數(shù)目 n=6,孔徑為 40mm。 4.2 軸的設(shè)計計算及校核 齒輪機構(gòu)的參數(shù)列于下表： 級 別 1z （ ）3 （2 ）4mn/t/n ah 齒寬 m/ 高 速 級 26 87 2 2.07 1265 。B5;6021 低 速 級 23 71 3 3.1 483 0 1 。m7,843 已知各軸轉(zhuǎn)速為： min/9600rnin/291.601ri i/7.321i 各軸輸入功率為： KWPed40 KW80.397.0.321 658 各軸轉(zhuǎn)矩為： mNnPT79.3604950
25、 1.28. mNnPT36.597.950 （1）0 軸的設(shè)計計算 1）求作用在齒輪上的力 因已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 mzmdt 82.53607.21 而 NTFt 16.9 41 NFntr 702165cos2tan18cosa ta 8t1 圓周力 ，徑向力 及軸向力 的方向如圖 4-1 所示。tFra 2）初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。取 ，于是得120A mnPd02.8964330min 0 軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的 孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 ，查表，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故
26、取 0TKAca 3.1AK ，則： mNAca 51723970.10 按照計算轉(zhuǎn)矩 應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，及電動機軸伸直徑為 ，caT 38 查機械手冊，可選用 TL6 型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 ，0 許用最大轉(zhuǎn)速為 ，半聯(lián)軸器的孔徑 ，故取 0 軸主動端min/380r 432 半聯(lián)軸器的孔徑 ，從動端半聯(lián)軸器的孔徑 ，半聯(lián)軸器長度d mdz1 ，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 ，為保證聯(lián)軸器嚴(yán)格壓在L82L601 軸的端面上，取 。L581 3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （a）擬定軸上零件的裝配方案 選用如圖 4-2 所示的裝配方案。 圖 4-2 （b）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑
27、和長度 i. 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，A-B 軸段右端需制出一軸肩， 故取 B-C 段的直徑 ；左端用軸端擋圈定位，按軸端直mdCB35 徑取擋圈直徑 。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 ，mD37 mL601 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故 A-B 段的長度應(yīng)比 略短一些，現(xiàn)取 。1LmlBA58 ii. 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選 用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) ，由軸承dCB35 產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸 承 30308，其尺寸為 ，故TDd2.904 。 mdHGDC4 由手冊上查得
28、 30308 型軸承的定位軸肩高度 。mh5.4 iii. 軸段 E-F 的長度即為齒輪 的齒寬，即 ，軸上齒輪1zBlFE601 右端開出砂輪越程槽，其長度取值 ，即 。5G iv. 軸承端蓋的總寬度為 。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添m20 加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ，故取 。l30lCB v. 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 ，考慮到箱體的鑄造誤差，在確a16 定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 ，取 ，已知滾sm8 動軸承寬度 ，則mT25. slHF 25.4)16825.（ 考慮到齒輪 3 齒寬 ，取齒輪 2 與齒輪 3 間的越程槽寬B803 為 10
29、，則l mlsaTlED 5.19)1625.3（ 至此，已初步確定了 0 軸的各段直徑和長度。 c）軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用普通平鍵（C 型）連接。按從動端半聯(lián)器 的孔徑 可查得選用平鍵為 ，mdz321lhb50810 半聯(lián)軸器與軸的配合為 。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合67kH 來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6。 d）確定軸上圓角和倒角尺寸 查表，取軸端倒角為 1.0,各軸肩處圓角半徑取值 R2。 e)求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖 4-2）做出軸的計算簡圖（圖 4-1） 。在確定軸承 的支點位置時，應(yīng)從手冊查 a 值。對于 30308 型圓錐滾
30、子軸承，由手冊中查得 a=19.5mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距 mmL 75.24)5.192.460()5.192.315602.(32 。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖 4-1） 。 圖 4-1 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C 是軸的危險截面。現(xiàn)將 計算出的截面 C 處的 、 及 的值列于下表（參看圖 4-1） 。HMV 載荷 水平面 垂直面 V 支反力 FNFNN1234,6271 NFNV39,3021 彎矩 H58 mMm1782648 總彎矩 mNM35914278354 621 扭矩 TT00 f)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只
31、校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 C）的強度。根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng) 力，取 ，則軸的計算應(yīng)力為6.0 aaca MPWTM5.10701.3963598 222021 前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表可得 。因此61 ，故安全。1ca （2）軸的設(shè)計計算 (a) 擬定軸上零件的裝配方案 選用如圖 4-3 所示的裝配方案。 圖 4-3 (b)計算方法如上，所得參數(shù)如下表： 齒輪 4 分度圓直徑 d2 220.1mm 聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩 Tca 467168Nmm 圓周力 Ft 3822N 軸承定位軸肩高 H 5mm 徑向力 Fr 1437
32、N 支承跨距 L2 92.5mm 軸向力 Fa 991N 支承跨距 L3 162.25mm 半聯(lián)軸器型號 HL3(L=82,L1=60) 滾動軸承 30310(dDT=5011029.25,a=23mm) C 型平鍵 12850 A 型平鍵 161045 (c)根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖 4-4） 。 圖 4-4 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 C 是軸的危險截面?，F(xiàn)將 計算出的截面 C 處的 、 及 的值列于下表（參看圖 4-4） 。HMV 載荷 水平面 垂直面 V 支反力 FNFNHNH1248,25931 NFNNV1,15482 彎矩 MmNH13548 m
33、NMmNVV 127,8031 總彎矩 69274 521 扭矩 TT390 (d)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 C）的強度。根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng) 力，取 ，則軸的計算應(yīng)力為6.0 aaca MPWTM8.7701.359659 222021 前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表可得 。因此01 ，故安全。1ca (3)軸的設(shè)計計算 選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。取 A0=112， (a) 擬定軸上零件的裝配方案 選用如圖 4-5 所示的裝配方案。 圖 4-5 (b)計算方法如上，
34、所得參數(shù)如下： 齒輪 2 分度圓直徑 d2 180mm 齒輪 3 分度圓直徑 d2 71.3mm 圓周力 Ft2 1766N 圓周力 Ft3 4023N 徑向力 Fr2 666N 徑向力 Fr3 1513N 軸向力 Fa2 482N 軸向力 Fa3 1043N 軸上最小直徑 26.4mm 滾動軸承 30306(dDT=307220.75,a=15mm) 軸承定位軸肩高 H 3mm 支承跨距 L2 64.75mm 支承跨距 L3 97.5mm 支承跨距 L4 92.5mm A 型平鍵 121845 (c)根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖 4-6） 。 圖 4-6 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和
35、扭矩圖中可以看出截面 c 和截面 d 是軸的危險截 面?，F(xiàn)將計算出的截面 c 和截面 d 處的 、 及 的值列于下表（參看圖HMV 4-6） 。 載荷 水平面 垂直面 支反力 FNFNHNH219,581 NFVNV837,102 彎矩 Mm463 mMmVV 450,741351 總彎矩 NNM5320,15260432 扭矩 TT71 (d)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 d）的強度。根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng) 力，取 ，則軸的計算應(yīng)力為6.0 aaca MPWTM3.5701.24653 2223
36、 前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表可得 。因此601 ，故安全。1ca 4.3 軸承的選擇和計算 在軸的設(shè)計計算及校核中，0 軸端選用 0 基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列 圓錐滾子軸承 30308。其尺寸為 dDT=40mm90mm25.25mm。 采用相同的計算方法，軸、軸均選用單列圓錐滾子軸承。選用的軸承 各尺寸如表 4.3-1 所示。 表 4.3-1 減速器選用軸承各尺寸 0 軸 軸 軸 軸承代號 30308 30306 30310 d（mm） 40 30 50 D（mm） 90 72 110 T（mm ） 25.25 20.75 29.25 4.4 鍵連接的選擇和校核 a.主
37、動軸上同聯(lián)軸器相聯(lián)的鍵的設(shè)計 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 選擇單圓頭普通平鍵（C 型） 根據(jù) d=32mm，查表?。烘I mLhb5081 校核鍵聯(lián)接的強度 查表可得： =110paMP 工作長度 =L-b/2=50-10/2=45mml 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 K=0.5h=0.58=4mm 由式（6-1）得： （合適）pap MPkldT8.13245079.3102 取鍵標(biāo)記為：鍵 C1050 GB/T1096-79 b.中間軸上定位高速級大齒輪鍵的設(shè)計 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 齒輪有定心精度要求，采用普通平鍵（A 型）。 根據(jù) d=40mm，查表?。烘I 45106Lhb 校和鍵聯(lián)接的強度 查
38、表可得： =110paMP 工作長度 =L-b=45-16=29mml 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 K=0.5h=0.510=5mm 由式（6-1）得： （合格）pap PkldT 43029517.102 3 取鍵標(biāo)記為： 鍵 1645 GB/T1096-79 c.從動軸上定位低速級大齒輪鍵和聯(lián)軸器相聯(lián)的鍵的設(shè)計 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 定位低速級大齒輪鍵采用普通平鍵（A 型），和聯(lián)軸器相連的鍵采用普通平鍵 （C 型）。 根據(jù) d =55mm d =38mm12 查表可?。?鍵 451061Lhb 鍵 822 校和鍵聯(lián)接的強度 查表可得， =110paMP 工作長度： 45mm-16mm=29m
39、m11lLb 50mm-12/2mm=44mm2/2 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 1220.5.0584Khm 由式（6-1）得： （合格）pap MPdlkT9052136.1 31 （合格）l84.02 32 取鍵標(biāo)記為： 鍵 1645 GB/T1096-79 鍵 C1250 GB/T1096-79 4.5 聯(lián)軸器的選擇和校核 在軸的設(shè)計計算及校核中，已經(jīng)對輸入軸和輸出軸的聯(lián)軸器作出了選擇， 即：輸入軸軸端聯(lián)軸器選用 TL6 型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其半聯(lián)軸器的孔徑 d1=32mm，長度 L=82mm，L 1=60mm。 輸出軸軸端聯(lián)軸器選用 HL3 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其半聯(lián)軸器的孔徑 d1=42
40、mm，長度 L=82mm，L 1=60mm。 4.6 箱體的設(shè)計 1.箱體的尺寸設(shè)計 減速器箱體采用剖分式結(jié)構(gòu)，材料為 HT200 鑄造箱體。減速器箱體結(jié)構(gòu)尺 寸如表 4.6-1 所示。 表 4.6-1 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸（單位：mm） 名稱 尺寸數(shù)值 箱座壁厚 ,取 =1081.937205.2.0a 箱蓋壁厚 1 ，取 1=841 箱體凸緣厚度 b、b 1、b 2 箱座 ；5.1b 箱蓋 ； 箱底座 202 加強肋厚 m、m 1 箱座 ；.8.85.0m 箱蓋 611 地腳螺釘直徑 df ，取 df=20736036. a 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁連接螺栓直徑 d1 ,取 d 1=16
41、520.5.fd 箱蓋、箱座連接螺栓直徑 d2 ；螺栓間距1f 0L 軸承蓋螺釘直徑 d3和數(shù)目 n d3=8,n=8； d3=10， n=6 軸承蓋（軸承座端面）外 徑 D2 D2=150 觀察孔蓋螺釘直徑 fd 603.0fd df、 d1、 d2至箱外壁距離 C1； df、 d2至凸緣邊緣的 距離 C2 C1=16； C2=14 軸承旁凸臺半徑 R1 R1=C2=14 箱體外壁至軸承座端面距 離 l1 C1+C2+5=16+14+10=40 2.箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）箱座高度 對于傳動件采用浸油潤滑的減速器，箱座高度除了應(yīng)滿足齒頂圓到油池底 面的距離不小于 3050mm 外，還能使箱體能容
42、納一定量的潤滑油，以保證潤滑 和散熱。 箱座高度為 mdHa )04.213.9(24)503(28.7)503(2 取 H=210mm。 2）箱體要有足夠的剛度 箱座、箱蓋、軸承座、底座凸緣等的壁厚尺寸、肋板和軸承座螺栓凸臺的 設(shè)計如表 4.6-1 所示。 3）箱蓋外輪廓的設(shè)計 大齒輪所在一側(cè)的箱蓋外表面圓弧半徑 mdRa 1568.72108.21 通常情況下，軸承座旁螺栓凸臺處于箱蓋圓弧內(nèi)側(cè)。 4）箱體凸緣尺寸 軸承座外端面應(yīng)向外凸出 510mm，以便切削加工。箱體內(nèi)壁至軸承座孔外端 面的距離 L1（軸承座孔長度）為 L1= +C1+C2+(510)=10+16+14+(510)=(45
43、50)mm 取 L1=50mm。 5 潤滑和密封的選擇和計算 1.潤滑的選擇和計算 （1）齒輪的潤滑 在摩擦面間加入潤滑劑不僅可以降低摩擦，減輕磨損，保護零件不遭銹蝕， 而且在采用循環(huán)潤滑時還能起到散熱降溫的作用。由于液體的不可壓縮性，潤 滑油膜還具有緩沖、吸振的能力。使用膏狀的潤滑脂，既可防止內(nèi)部的潤滑劑 外泄，又可阻止外部雜質(zhì)侵入，避免加劇零件的磨損，起到密封作用。 減速器中傳動件通常用浸油潤滑。 因為高速級齒輪圓周速度 v=1.98m/s，查得 45 鋼閉式齒輪傳動潤滑油運動 粘度（ ）的薦用值為 220mm2/s；低速級齒輪圓周速度 v=1.36m/s，運動粘Cv40 度的薦用值為 3
44、30mm2/s；故傳動所需粘度的平均值為 275mm2/s，因此，選用代 號為 N320 的中負荷工業(yè)齒輪油（GB5903-86） 。 （2） 軸承的潤滑 運轉(zhuǎn)過程中，軸承內(nèi)部各元件間，均存在不同程度的相對滑動，從而導(dǎo)致 摩擦發(fā)熱和元件的磨損。因此工作中必須對軸承進行可靠的潤滑。選擇潤滑劑 時需考慮的因素有： 軸承的工作溫度。正常的工作溫度，應(yīng)使?jié)櫥偷恼扯葘L子軸承不低于 210-5m2/s。由齒輪選用的潤滑油的粘度范圍（288352）mm 2/s210-5m2/s， 因此所選潤滑油粘度合適。 1）軸承的工作載荷。 潤滑油的粘度是隨壓力而變化的，當(dāng)軸承所受載荷增大時，潤滑區(qū)內(nèi)潤滑 油的壓力增
45、加、粘度降低，從而導(dǎo)致油膜厚度減薄，甚至破裂。因此，軸承工 作載荷越大，所選潤滑油的粘度也應(yīng)越大。 2）軸承的工作轉(zhuǎn)速。 工作中，軸承轉(zhuǎn)速愈高，內(nèi)部發(fā)熱量愈大。為控制軸承的溫升，通常軸承 的 dn 值加以限制。查表得，圓錐滾子軸承在脂潤滑方式下軸承的允許 dn 值為 100000mm r/min。 0 軸 min/3840in/96040 rrmnd 軸 7.213 軸 i/5i/75rr 由計算知，三對軸承的 dn 值均小于允許值。綜上所述，低速級大齒輪（即浸油 齒輪）的圓周速度 ，故選smsmndv /2/38.1/106978.21062 用代號為 2 號的鈉基潤滑脂（GB492-89）
46、 。 2.密封的選擇 輸入端和輸出端滾動軸承選用氈圈密封。其密封效果是靠矩形氈圈安裝于 梯形槽中所產(chǎn)生的徑向壓力來實現(xiàn)的。其特點是結(jié)構(gòu)簡單、廉價，但磨損較快、 壽命短。它主要用于軸承采用脂潤滑，且密封處軸的表面圓周速度較小的場合。 輸入端選用氈圈 16FZ/T92010-91，輸出端選用氈圈 55FZ/T92010-91。 6 減速器附件的選擇 6.1 通氣器 減速器工作時箱體內(nèi)溫度升高，氣體膨脹，箱內(nèi)氣壓增大。為了避免由此 引起密封部位的密封性下降造成潤滑油向外滲漏，多在視孔蓋上設(shè)置通氣器， 使箱體內(nèi)的熱膨脹氣體能自由逸出，保持箱內(nèi)壓力正常，從而保證箱體的密封 性。 故選用經(jīng)兩次過濾的 M1
47、81.5 通氣器。 6.2 軸承蓋（材料為 HT150） 選用凸緣式軸承蓋。30308 型軸承外徑 D=90mm，螺釘直徑 d3=8mm，螺釘 數(shù)為 4；30306 型軸承外徑 D=72mm，螺釘直徑 d3=8mm，螺釘數(shù)為 4, 30310 型 軸承外徑 D=110mm，螺釘直徑 d3=10mm，螺釘數(shù)為 6。 6.3 油面指示器 用于檢查箱內(nèi)油面高度，以保證傳動件的潤滑。一般設(shè)置在箱體上便于觀 察且油面較穩(wěn)定的部位（如低速級齒輪附近） 。 選用 M12 的油標(biāo)尺。 6.4 油塞 選用 外六角油塞及封油墊。封油墊材料為耐油橡膠；螺塞材料為5.14M Q235。 6.5 窺視孔及視孔蓋 窺視孔
48、用做檢查箱內(nèi)傳動零件的嚙合情況以及將潤滑油注入箱體內(nèi)。為防 止?jié)櫥惋w濺出來和污染物進入箱體內(nèi)，在窺視孔上應(yīng)加設(shè)視孔蓋。 故選用板結(jié)構(gòu)視孔蓋。窺視孔的長度為 100mm，寬度為 75mm，圓角半徑 R=12mm，其上螺釘尺寸為 M822，螺釘個數(shù)為 4。 6.6 起吊裝置 為了搬運和裝卸箱蓋，在箱蓋上裝有吊環(huán)螺釘，或鑄出吊耳，或吊鉤。為 了搬運箱座或整個減速器，在箱座兩端連接凸緣處鑄出吊鉤。 箱蓋上的吊耳厚度 b(1.52.5)1=(1220)mm，故取 b=15mm；孔徑 d=b=15mm。箱座上的吊鉤厚度 b(1.82.5)=(1825)mm，故取 b=20mm；長 度 B=C1+C2=16+14=30mm；高度 H0.8B=24mm；小圓弧的半徑 r0.25B=7.5mm，取 r=10mm；小圓弧離最低處的距離 h0.5H=12mm。 6.7 起蓋螺釘 為了保證減速器的密封性，常在箱體剖分接合面上涂有水玻璃或密封膠。 為便于拆卸箱蓋，在箱蓋凸緣上設(shè)置 1 個或 2 個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，擰動 起蓋螺釘，便可頂起箱蓋。 根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計，選用 M8 的螺釘。 6.8 定位銷 為了保證每次拆裝箱蓋時，仍
兩級展開式圓柱齒輪減速器設(shè)計-用于帶式運輸機的傳動裝置F=2600Nv=1.1m.sD=200mm
