二展开式斜齿圆柱齿轮减速器实施方案说明书

个人收集整理 仅供参考 1 32 机械设计课程设计机械设计课程设计 说明书说明书 学院 西安交通大学机械学院 专业 机械设计制造及其自动化 班级 机设 0602 姓名 XXX 教师 XXX 个人收集整理 仅供参考 2 32 目目 录录 一 设计数据及要求 2b5E2R 1 工作机有效功率 2p1Ean 2 查各零件传动效率值 2DXDiT 3 电动机输出功率 3RTCrp 4 工作机转速 35PCzV 5 选择电动机 3jLBHr 6 理论总传动比 3xHAQX 7 传动比分配 3LDAYt 8 各轴转速 4Zzz6Z 9 各轴输入功率 4dvzfv 10 电机输出转矩 4rqyn1 11 各轴地转矩 4Emxvx 12 误差 5SixE2 三 选择齿轮材料 热处理方式和精度等级 56ewMy 四 齿轮传动校核计算 5kavU4 一 高速级 5y6v3A 二 低速级 9M2ub6 五 初算轴径 130YujC 六 校核轴及键地强度和轴承寿命 14eUts8 一 中间轴 14sQsAE 二 输入轴 20GMsIa 三 输出轴 24TIrRG 七 选择联轴器 287EqZc 八 润滑方式 28lzq7I 九 减速器附件 29zvpge 十一 参考文献 29NrpoJ 个人收集整理 仅供参考 3 32 一一 设计数据及要求设计数据及要求 F 2500N d 260mm v 1 0m s 机器年产量 大批 机器工作环境 清洁 机器载荷特性 平稳 机器地最短工作年限 五年二班 二二 确定各轴功率 转矩及电机型号确定各轴功率 转矩及电机型号 1 工作机有效功率工作机有效功率 KwvFPw5 212500 2 查各零件传动效率值查各零件传动效率值 联轴器 弹性 轴承 齿轮滚筒99 0 1 99 0 2 97 0 3 96 0 4 个人收集整理 仅供参考 4 32 故 85405 0 96 0 97 0 99 0 99 0 242 4 2 3 4 2 2 1 3 电动机输出功率电动机输出功率 Kw P Pd94 2 85405 0 5 2 4 工作机转速工作机转速 min 46 73 26014 3 100060100060 r d v nw 电动机转速地可选范围 取 1000min 2938587 408 46 73rinn wd 5 选择电动机选择电动机 选电动机型号为 Y132S 6 同步转速 1000r min 满载转速 960r min 额定功率 3Kw 电动机外形尺寸 中心 高 H 外形尺寸 hbbL 2 121 底脚安装 尺寸 BA 底脚螺栓 直径 K 轴伸 尺寸 D E 建联接部 分尺寸 F CD 132 315 2102 135 475 216 140 12 38 80 10 8 6 理论总传动比理论总传动比 07 13 46 73 960 总 i 7 传动比分配传动比分配 故 取ii4 1 总 又iii 263 4 i066 3 i 个人收集整理 仅供参考 5 32 8 各轴转速各轴转速 min 960rin d min 194 225 263 4 960 r i n n min 45 73 066 3 194 225 r i n n 9 各轴输入功率 各轴输入功率 KwPP d 9106 2 99 094 2 1 KwPP7950 2 97 099 0 9106 2 32 KwPP6840 2 97 099 0 7950 2 32 KwPP6306 2 99 0 6840 2 1 10 电机输出转矩 电机输出转矩 mmN n P T d d d 875 29246 960 940 2 1055 9 1055 9 66 11 各轴地转矩各轴地转矩 mmNTT d 406 2895499 0 875 29246 1 mmN iTT 432 118949 263 4 97 0 99 0 406 28954 32 mmN iTT 911 348963066 3 97 099 0432 118948 32 mmNTT 272 34547499 0 911 348963 1 mmNTT 748 32833899 0 96 0 272 345474 34 带 个人收集整理 仅供参考 6 32 12 误差误差 02 1 100 1302500 1302500748 328338 带式传动装置地运动和动力参数 轴名功率 P Kw 转矩 T Nmm 转速 n r min 传动比 i效率 电机轴2 94029246 875960199 轴2 910628954 4069604 26396 轴2 7950118949 432225 40 轴2 6840348963 91173 46 3 06696 轴2 6306345474 27273 46198 三 选择齿轮材料 热处理方式和精度等级三 选择齿轮材料 热处理方式和精度等级 考虑到齿轮所传递地功率不大 故小齿轮选用 45 钢 表面淬火 齿面硬度为 40 55HRC 齿轮均为硬齿面 闭式 1nowf 选用 8 级精度 四 齿轮传动校核计算四 齿轮传动校核计算 一 一 高速级高速级 1 传动主要尺寸 传动主要尺寸 因为齿轮传动形式为闭式硬齿面 故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数 和 尺寸 由参考文献 1 P138 公式 8 13 可得 3 2 1 1 2 Fd SF z YYYKT m 式中各参数为 1 小齿轮传递地转矩 mmNT 406 28954 个人收集整理 仅供参考 7 32 2 初选 19 则 1 z8119263 4 12 ziz 式中 大齿轮数 2 z 高速级齿轮传动比 i 3 由参考文献 1 P144 表 8 6 选取齿宽系数 5 0 d 4 初取螺旋角 由参考文献 1 P133 公式 8 1 可计算齿轮传动端面重合度 12 636 1 12cos 81 1 19 1 2 388 1 cos 11 2 388 1 21 zz 由参考文献 1 P140 图 8 21 取重合度系数 0 72 Y 由式 8 2 得642 0 12tan195 0318 0 tan318 0 1 z d 由图 8 26 查得螺旋角系数95 0 Y 5 初取齿轮载荷系数 1 3 t K 6 齿形系数和应力修正系数 F Y S Y 齿轮当量齿数为 303 20 12cos 19 cos 33 1 1 z zv551 86 12cos 81 cos 33 2 2 z zv 由参考文献 1 P130 图 8 19 查得齿形系数 2 79 2 20 1F Y 2F Y 由参考文献 1 P130 图 8 20 查得应力修正系数 1 56 1 78 1S Y 2S Y 7 许用弯曲应力可由参考文献 1 P147 公式 8 29 算得 F FN F S Y lim 由参考文献 1 P146 图 8 28 h 可得两齿轮地弯曲疲劳极限应力分别为 和 340 1lim F MPa340 2lim F MPa 由参考文献 1 P147 表 8 7 取安全系数 1 25 F S 小齿轮 1 和大齿轮 2 地应力循环次数分别为 8 11 10304 2 52508219606060 h aLnN 个人收集整理 仅供参考 8 32 7 8 1 2 10404 5 263 4 10304 2 i N N 式中 齿轮转一周 同一侧齿面啮合次数 a 齿轮工作时间 k L 由参考文献 1 P147 图 8 30 查得弯曲强度寿命系数为 0 1 21 NN YY 故许用弯曲应力为MPa S Y F FN F 272 25 1 3400 1 lim1 1 25 1 3400 1 2lim2 2 F FN F S Y MPa272 01600 0 272 56 179 2 1 11 F SF YY 01440 0 272 78 1 20 2 2 22 F SF YY 所以01440 0 2 22 F SF F F YY YY 初算齿轮法面模数 tn m 579 1 01440 0 12cos 195 0 95 0 72 0 406 289543 12 cos 2 3 2 3 2 1 1 F SF d t nt YY z YYTK m 2 计算传动尺寸 计算传动尺寸 1 计算载荷系数K 由参考文献 1 P130 表 8 3 查得使用0 1 A K sm nzmnd v nt 541 1 12cos100060 96019579 114 3 12cos100060100060 1111 由参考文献 1 P131 图 8 7 查得动载系数 1 1 v K 由参考文献 1 P132 图 8 11 查得齿向载荷分布系数 13 1 K 由参考文献 1 P133 表 8 4 查得齿间载荷分配系数 则4 1 K 个人收集整理 仅供参考 9 32 74 1 4 113 1 1 10 1 K KKKK vA 2 对进行修正 并圆整为标准模数 t m 74 1 3 1 74 1 579 1 3 3 t tnn K K mm 由参考文献 1 P124 按表 8 1 圆整为mmm2 3 计算传动尺寸 中心距mm zzm a n 23 102 12cos2 8119 2 cos2 21 圆整为 105mm 修正螺旋角015417 12cos2 8119 2 cos2 arccos 21 zzmn 小齿轮分度圆直径mm zm d n 900 39 015417cos 192 cos 1 1 大齿轮分度圆直径mm zm d n 100 170 015417cos 812 cos 2 2 mmdb d 95 19900 395 0 1 圆整 b 20mm 取 mmbb20 2 mmb25 1 式中 小齿轮齿厚 1 b 大齿轮齿厚 2 b 3 校核齿面接触疲劳强度 校核齿面接触疲劳强度 由参考文献 1 P135 公式 8 7 u u bd KT ZZZZ HEH 12 1 式中各参数 1 齿数比 263 4 iu 2 由参考文献 1 P136 表 8 5 查得弹性系数 MPaZE 8 189 3 由参考文献 1 P136 图 8 14 查得节点区域系数 38 2 H Z 4 由参考文献 1 P136 图 8 15 查得重合度系数8 0 Z 个人收集整理 仅供参考 10 32 5 由参考文献 1 P142 图 8 24 查得螺旋角系数97 0 Z 5 由参考文献 1 P145 公式 8 26计算许用接触应力 H HN H S Z lim 式中 接触疲劳极限 由参考文献 1 P146 limH 图 8 28 分别查得 MPa H 1100 1lim MPa H 1100 2lim 寿命系数 由参考文献 1 P147 图 8 29 查得 N Z1 1 N Z 1 2 N Z 安全系数 由参考文献 1 P147 表 8 7 查得 故 H S0 1 H S 21 1100 0 1 11000 1 HH MPa 1 2 1 1 1 87 692 263 4 1263 4 9 3920 406 2895474 1 2 97 0 8 038 2 8 189 12 H HEH Ma u u bd KT ZZZZ 满足齿面接触疲劳强度 二 二 低速级 低速级 1 传动主要尺寸 传动主要尺寸 因为齿轮传动形式为闭式硬齿面 故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数 和尺寸 由参考文献 1 P138 公式 8 13 可得 fjnFL 3 2 1 1 2 Fd SF z YYYKT m 式中各参数为 1 小齿轮传递地转矩 mmNT 432 118948 2 初选 23 则 3 z7123066 3 34 ziz 式中 大齿轮数 4 z 个人收集整理 仅供参考 11 32 低速级齿轮传动比 i 3 由参考文献 1 P144 表 8 6 选取齿宽系数5 0 d 4 初取螺旋角 由参考文献 1 P133 公式 8 1 可计算齿轮传动端面重合度 12 659 1 12cos 71 1 23 1 2 388 1 cos 11 2 388 1 43 zz 由参考文献 1 P140 图 8 21 取重合度系数 0 71 Y 由式 8 2 得777 0 12tan235 0318 0 tan318 0 1 z d 由图 8 26 查得螺旋角系数93 0 Y 5 初取齿轮载荷系数 1 3 t K 6 齿形系数和应力修正系数 F Y S Y 齿轮当量齿数为 039 24 12cos 23 cos 33 3 3 z zv586 72 12cos 71 cos 33 4 4 z zv 由参考文献 1 P130 图 8 19 查得齿形系数 2 65 2 28 3F Y 4F Y 由参考文献 1 P130 图 8 20 查得应力修正系数 1 57 1 76 3S Y 4S Y 7 许用弯曲应力可由参考文献 1 P147 公式 8 29 算得 F FN F S Y lim 由参考文献 1 P146 图 8 28 h 可得两齿轮地弯曲疲劳极限应力分别为 和 340 3lim F MPa340 4lim F MPa 由参考文献 1 P147 表 8 7 取安全系数 1 25 F S 小齿轮 3 和大齿轮 4 地应力循环次数分别为 8 3 10693 2 5250821194 2256060 h aLnN 7 8 3 4 10724 8 066 3 10693 2 i N N 式中 齿轮转一周 同一侧齿面啮合次数 a 齿轮工作时间 k L 个人收集整理 仅供参考 12 32 由参考文献 1 P147 图 8 30 查得弯曲强度寿命系数为 0 1 43 NN YY 故许用弯曲应力为MPa S Y F FN F 272 25 1 3400 1 lim3 3 25 1 3400 1 4lim4 4 F FN F S Y MPa272 01530 0 272 57 165 2 3 33 F SF YY 01475 0 272 76 1 28 2 4 44 F SF YY 所以01475 0 4 44 F SF F F YY YY 初算齿轮法面模数 tn m 217 2 01475 0 12cos 235 0 93 0 71 0 1189493 12 cos 2 3 2 3 2 3 F SF d t nt YY z YYTK m 2 计算传动尺寸计算传动尺寸 1 计算载荷系数K 由参考文献 1 P130 表 8 3 查得使用0 1 A K sm nzmnd v nt 614 0 12cos100060 194 22523217 2 14 3 12cos100060100060 33 由参考文献 1 P131 图 8 7 查得动载系数 07 1 v K 由参考文献 1 P132 图 8 11 查得齿向载荷分布系数 14 1 K 由参考文献 1 P133 表 8 4 查得齿间载荷分配系数 则4 1 K 7077 1 4 114 1 07 10 1 K KKKK vA 2 对进行修正 并圆整为标准模数 nt m 个人收集整理 仅供参考 13 32 428 2 3 1 7077 1 217 2 3 3 t tnn K K mm 由参考文献 1 P124 按表 8 1 圆整为mmm3 3 计算传动尺寸 中心距mm zzm a n 150 144 12cos2 7123 2 cos2 43 圆整为 145mm 修正螺旋角129213 12cos2 7123 2 cos2 arccos 43 zzmn 小齿轮分度圆直径mm zm d n 957 70 129213cos 232 cos 3 3 大齿轮分度圆直径mm zm d n 043 219 129213cos 712 cos 4 4 mmdb d 478 35957 705 0 3 圆整 b 35mm 取 mmbb40 4 mmb35 3 式中 小齿轮齿厚 3 b 大齿轮齿厚 4 b 3 校核齿面接触疲劳强度校核齿面接触疲劳强度 由参考文献 1 P135 公式 8 7 u u bd KT ZZZZ HEH 12 3 式中各参数 1 齿数比 066 3 iu 2 由参考文献 1 P136 表 8 5 查得弹性系数 MPaZE 8 189 3 由参考文献 1 P136 图 8 14 查得节点区域系数 44 2 H Z 4 由参考文献 1 P136 图 8 15 查得重合度系数815 0 Z 5 由参考文献 1 P142 图 8 24 查得螺旋角系数984 0 Z 个人收集整理 仅供参考 14 32 5 由参考文献 1 P145 公式 8 26计算许用接触应力 H HN H S Z lim 式中 接触疲劳极限 由参考文献 1 P146 limH 图 8 28 分别查得 MPa H 1100 1lim MPa H 1100 2lim 寿命系数 由参考文献 1 P147 图 8 29 查得 N Z1 3 N Z 1 4 N Z 安全系数 由参考文献 1 P147 表 8 7 查得 故 H S0 1 H S 43 1100 0 1 11000 1 HH MPa 1 2 3 1 85 648 066 3 1066 3 7795 350 432 1189497077 1 2 984 0 815 044 2 8 189 12 H HEH Ma u u bd KT ZZZZ 满足齿面接触疲劳强度 五五 初算轴径初算轴径 由参考文献 1 P193 公式 10 2 可得 齿轮轴地最小直径 考虑到键对轴强度地削mm n P Cd34 15 960 9106 2 10633 弱及联轴器对轴径地要求 最后取mmd25 中间轴地最小直径 考虑到键对轴强度地mm n P Cd54 24 194 225 7950 2 10633 削弱及轴承寿命地要求 最后取mmd35 输出轴地最小直径 考虑到键对轴强度地mm n P Cd24 33 947 72 6840 2 10633 个人收集整理 仅供参考 15 32 削弱及联轴器对轴径地要求 最后取 mmd35 式中 由许用扭转应力确定地系数 由参考文献 1 P193 表 10 2 取C106 C 六六 校核轴及键地强度和轴承寿命 校核轴及键地强度和轴承寿命 一 一 中间轴中间轴 1 齿轮齿轮 2 高速级从动轮 地受力计算 高速级从动轮 地受力计算 由参考文献 1 P140 公式 8 16 可知 N d T Ft58 139810 100 170 432 11894922 3 2 2 NFF ttr 49 534 015417cos 20tan 58 1398tan 222 NFF ra 12 171015417tan49 534tan 22 式中 齿轮所受地圆周力 N 2t F 齿轮所受地径向力 N 2r F 个人收集整理 仅供参考 16 32 齿轮所受地轴向力 N 2a F 2 齿轮齿轮 3 低速级主动轮 地受力计算 低速级主动轮 地受力计算 由参考文献 1 P140 公式 8 16 可知 N d T Ft72 335210 957 70 432 11894922 3 3 3 NFF ttr 91 1254 129213cos 20tan 72 3352tan 333 NFF ra 03 301129213tan91 1254tan 233 式中 齿轮所受地圆周力 N 3t F 齿轮所受地径向力 N 3r F 齿轮所受地轴向力 N 3a F 3 齿轮地轴向力平移至轴上所产生地弯矩为齿轮地轴向力平移至轴上所产生地弯矩为 mmN d FM aH 756 14553 2 100 170 12 171 2 2 22 个人收集整理 仅供参考 17 32 mmN d FM aH 093 10680 2 957 70 03 301 2 3 33 4 轴向外部轴向力合力为轴向外部轴向力合力为 NFFF aaA 91 12912 17103 301 23 5 计算轴承支反力计算轴承支反力 竖直方向 轴承 1N FF R tt v 09 2507 6 116 3 33 3 73 23 1 轴承 2N FF R tt v 21 2244 6 116 3 83 3 43 23 2 水平方向 轴承 1 与所设方N MMFF R HHaa H 04 76 6 116 3 33 3 73 2323 1 向相反 轴承 2 与所设方向相反 N MMFF R HHaa H 95 205 6 116 3 43 3 83 2332 2 轴承 1 地总支撑反力 NRRR VH 24 250809 250704 76 22 2 1 2 11 轴承 2 地总支撑反力 NRRR VH 46 225321 224495 205 22 2 2 2 22 6 计算危险截面弯矩计算危险截面弯矩 a a 剖面左侧 竖直方向mmNRM VVa 997 109556 3 4309 2507 3 43 1 水平方向mmNRM HHa 532 32923 4304 76 3 43 1 b b 剖面右侧 竖直方向mmNRM VVb 193 74732 3 3321 22443 33 2 水平方向mmNRM HHb 135 6858 3 3395 2053 33 21 a a 剖面右侧合成弯矩为 mmNMMMM HaHVaa 79 109805 532 3292093 10680 997 109556 222 3 2 b b 剖面左侧合成弯矩为 mmNMMMM HHbVbb 38 75127 532 3292135 6858 193 74732 222 2 2 故 a a 剖面右侧为危险截面 7 计算应力计算应力 初定齿轮 2 地轴径为 38mm 轴毂长度为 10mm 连接键由参考文献 2 P135 表 11 28 2 d 个人收集整理 仅供参考 18 32 选择 10 8 t 5mm 25mm 齿轮 3 轴径为 40mm 连接键由 P135 表 11 28 选hb 2 l 3 d 择 12 8 t 5mm 32mm 毂槽深度 3 3mm tfnNh hb 3 l 1 t 由 mm tmdd 32 83 3129213cos 325 1 2 40957 70 cos 25 0 1 2 12233 故齿轮 3 可与轴分离 mmmmm32 8 71 7129213cos 35 2cos 5 2 22 又 a a 剖面右侧 齿轮 3 处 危险 故 抗弯剖面模量 75 6373 402 540 512 401 0 2 1 0 2 3 3 2 33 3 3 d tdbt dmmW 抗扭剖面模量 75 12773 402 540 512 402 0 2 2 0 2 3 3 2 33 3 3 d tdbt dmmWT 弯曲应力MPa W Ma b 23 17 75 6373 79 109805 0 23 17 cba MPa 扭剪应力MPa W T T T 31 9 75 12773 432 118949 2 MPa T ma 66 4 2 31 9 2 8 计算安全系数计算安全系数 对调质处理地 45 钢 由参考文献 1 P192 表 10 1 知 抗拉强度极限 650MPa B 弯曲疲劳极限 300MPa 1 扭转疲劳极限 155MPa 1 由表 10 1 注 查得材料等效系数 1 0 2 0 轴磨削加工时地表面质量系数由参考文献 1 P207 附图 10 1 查得92 0 绝对尺寸系数由附图 10 1 查得 78 0 82 0 个人收集整理 仅供参考 19 32 键槽应力集中系数由附表 10 4 查得 插值法 625 1 825 1 KK 由参考文献 1 P201 公式 10 5 10 6 得 安全系数 197 7 02 023 17 82 0 92 0 825 1 300 1 ma K S 067 14 66 4 1 066 4 78 0 92 0 625 1 155 1 ma K S 4 6 067 14197 7 067 14197 7 2222 SS SS S 查 P202 表 10 5 得许用安全系数 S 1 5 1 8 显然 S S 故危险截面是安全地 9 校核键连接地强度 校核键连接地强度 齿轮 2 处键连接地挤压应力MPa blhd T P 3 104 1025 838 432 1189494 4 22 2 齿轮 3 处键连接地挤压应力MP blhd T P 343 74 1232 840 432 1189494 4 33 2 3 由于键 轴 齿轮地材料都为 45 号钢 由参考文献 1 查得 显MPa P 150 120 然键连接地强度足够 10 计算轴承寿命计算轴承寿命 由参考文献 2 P138 表 12 2 查 7207C 轴承得轴承基本额定动负荷 23 5KN 基本额定 r C 静负荷 17 5KNHbmVN 0 C 轴承 1 地内部轴向力为 NRS 3 100324 25084 04 0 11 轴承 2 地内部轴向力为 NRS456 90164 22534 04 0 22 故轴承 1 地轴向力 NSF 3 1003 11 个人收集整理 仅供参考 20 32 轴承 2 地轴向力NFSF A 2 1133 9 129 3 1003 12 由由参考文献 1 P220 表 11 12 可查得 065 0 17500 2 1133 057 0 17500 3 1003 0 2 0 1 C F C F 43 0 21 ee 又e R F e R F VV 503 0 64 2253 2 1133 4 0 24 2508 3 1003 2 2 1 1 取3 1 44 0 0 1 2211 YXYX 故 NFYRXPNRP 6 24642 11333 124 225344 0 24 2508 2222211 取 1 PP 根据轴承地工作条件 查参考文献 1 P218 219 表 11 9 11 10 得温度系数 载荷0 1 T f 系数 寿命系数 由 P218 公式 11 1c 得轴承 1 地寿命V7l4j 0 1 P f3 h Pf Cf n L P T h 60868 24 25080 1 235000 1 194 22560 10 60 10 3 6 2 6 已知工作年限为 5 年 2 班 故轴承预期寿命hLh24000530028 故轴承寿命满足要求 hh LL 个人收集整理 仅供参考 21 32 二 二 输入轴输入轴 1 计算齿轮上地作用力计算齿轮上地作用力 由作用力与反作用力地关系可得 齿轮轴 1 所受地力与齿轮 2 所受地力大小相等 方向 相反 即 轴向力 径向力 圆周力83lcP NFa12 171 1 NFr49 534 1 NFt58 1398 1 2 平移轴向力所产生地弯矩为平移轴向力所产生地弯矩为 mmN d FM aH 844 3413 2 9 39 12 171 2 1 11 3 计算轴承支撑反力计算轴承支撑反力 竖直方向 轴承 1N F R t v 87 397 116 3358 1398 116 33 1 1 轴承 2N F R t v 71 1000 116 8358 1398 116 83 1 2 水平方向 轴承 1 轴承N MF R Hr H 62 126 116 844 34133349 534 116 33 11 1 2 NRFR HrH 87 41162 12649 534 112 轴承 1 地总支撑反力 NRRR VH 53 41787 39762 126 22 2 1 2 11 轴承 2 地总支撑反力 NRRR VH 15 108271 100087 411 22 2 2 2 22 个人收集整理 仅供参考 22 32 4 计算危险截面弯矩计算危险截面弯矩 a a 剖面左侧 竖直方向mmNRM VV 4 3301783 8 39783 11 水平方向mmNRM HH 46 105098362 12683 11 其合成弯矩为mmNMMM HV 46 3464946 10509 4 33017 22 2 1 2 11 a a 剖面右侧 竖直方向mmNMM VV 4 33017 12 水平方向mmNMMM HHH 616 709584 341346 10509 112 其合成弯矩为mmNMMM HV 2 33771616 70954 33017 22 2 2 2 22 危险截面在 a a 剖面左侧 5 计算截面应力计算截面应力 由参考文献 1 P205 附表 10 1 知 抗弯剖面模量12 6352 10 9 39 10 3 3 13 d mmW 抗扭剖面模量24 12704 5 9 39 5 3 3 13 d mmWT 弯曲应力MPa W M b 45 5 12 6352 64 34649 1 个人收集整理 仅供参考 23 32 0 45 5 cba MPa 扭剪应力MPa W T T T 28 2 24 12704 406 28954 MPa T ma 14 1 2 28 2 2 6 计算安全系数 计算安全系数 对调质处理地 45 钢 由参考文献 1 P192 表 10 1 知 抗拉强度极限 650MPa B 弯曲疲劳极限 300MPa 1 扭转疲劳极限 155MPa 1 由表 10 1 注 查得材料等效系数 1 0 2 0 轴磨削加工时地表面质量系数由参考文献 1 P207 附图 10 1 查得92 0 绝对尺寸系数由附图 10 1 查得 8 0 84 0 由参考文献 1 P201 公式 10 5 10 6 得 安全系数 54 42 02 045 5 84 0 92 0 1 300 1 1 ma S 2 93 14 11 014 1 8 092 0 1 155 1 1 ma S 3 39 2 9354 42 2 9354 42 2222 SS SS S 查 P202 表 10 5 得许用安全系数 S 1 5 1 8 显然 S S 故危险截面是安全地 7 校核键连接地强度校核键连接地强度 联轴器处连接键由参考文献 2 P135 表 11 28 选择 8 7 t 4mm 40mm 轴径为hb l 25mmmZkkl d 联轴器处键连接地挤压应力MPa bldh T P 68 20 840 725 406 289544 4 由于键 轴地材料都为 45 号钢 由参考文献 1 查得 显然键连接MPa P 150 120 个人收集整理 仅供参考 24 32 地强度足够 8 计算轴承寿命计算轴承寿命 由参考文献 2 P138 表 12 2 查 7206C 轴承得轴承基本额定动负荷 17 8KN 基本额定 r C 静负荷 12 8KNAVktR 0 C 轴承 1 地内部轴向力为 NRS01 16753 4174 04 0 11 轴承 2 地内部轴向力为 NRS86 43215 10824 04 0 22 由于 211 11 3381 17101 167SNFS a 故轴承 1 地轴向力 NFSF a 76 261 1 17186 432 121 轴承 2 地轴向力NSF86 432 22 由由参考文献 1 P220 表 11 12 可查得 034 0 12800 86 432 02 0 12800 11 338 0 2 0 1 C F C F 40 0 38 0 21 ee 又 2 2 2 1 1 1 4 0 15 1082 86 432 63 0 53 417 76 261 e R F e R F VV 取0 1 47 1 44 0 2211 YXYX 故 NFYRXPNRP 5 56876 26147 1 53 41744 0 15 1082 1111122 取 2 PP 根据轴承地工作条件 查参考文献 1 P218 219 表 11 9 11 10 得温度系数 载荷0 1 T f 系数 寿命系数 由 P218 公式 11 1c 得轴承 2 地寿命ORjBn 0 1 P f3 个人收集整理 仅供参考 25 32 h Pf Cf n L P T h 77263 15 10820 1 178000 1 96060 10 60 10 3 6 1 6 已知工作年限为 5 年 2 班 故轴承预期寿命hLh24000530028 故轴承寿命满足要求 hh LL 三 三 输出轴输出轴 1 计算齿轮上地作用力计算齿轮上地作用力 由作用力与反作用力地关系可得 齿轮 4 所受地力与齿轮 3 所受地力大小相等 方向相 反 即 轴向力 径向力 圆周力2MiJT NFa03 301 4 NFr91 1254 4 NFt72 3352 4 个人收集整理 仅供参考 26 32 2 平移轴向力所产生地弯矩为平移轴向力所产生地弯矩为 mmN d FM aH 26 32969 2 043 219 03 301 2 4 44 3 计算轴承支撑反力计算轴承支撑反力 竖直方向 轴承 1N F R t v 9 2109 116 7372 3352 116 73 4 1 轴承 2NFFR Vtv 82 12429 210972 3352 142 水平方向 轴承 1 轴N MF R Hr H 65 1073 116 26 329697391 1254 116 73 44 1 承 2 NRFR HrH 26 18165 107391 1254 442 轴承 1 地总支撑反力 NRRR VH 36 236765 1073 9 2109 22 2 1 2 11 轴承 2 地总支撑反力 NRRR VH 97 125526 18182 1242 22 2 2 2 22 4 计算危险截面弯矩计算危险截面弯矩 a a 剖面左侧 竖直方向mmNRM VV 7 90725439 210943 11 水平方向mmNRM HH 95 461664365 107343 11 其合成弯矩为mmNMMM HV 56 10179695 46166 7 90725 22 2 1 2 11 a a 剖面右侧 竖直方向mmNMM VV 7 90725 12 水平方向mmNRM HH 98 132317326 18173 22 其合成弯矩为mmNMMM HV 54 9168598 13231 7 90725 22 2 2 2 22 危险截面在 a a 剖面左侧 5 计算截面应力计算截面应力 初定齿轮 4 地轴径为 44mm 连接键由参考文献 2 P135 表 11 28 选择 4 d 12 8 t 5mm 28mm gIiSp hb 2 l 由参考文献 1 P205 附表 10 1 知 抗弯剖面模量 个人收集整理 仅供参考 27 32 35 7481 442 544 512 441 0 2 1 0 2 3 4 2 43 4 3 d tdbt dmmW 抗扭剖面模量 75 15999 442 544 512 442 0 2 2 0 2 3 4 2 43 4 3 d tdbt dmmWT 弯曲应力MPa W M b 61 13 35 7481 56 101796 1 0 61 13 cba MPa 扭剪应力MPa W T T T 81 21 75 15999 911 348963 3 MPa T ma 9 10 2 81 21 2 6 计算安全系数 计算安全系数 对调质处理地 45 钢 由参考文献 1 P192 表 10 1 知 抗拉强度极限 650MPa B 弯曲疲劳极限 300MPa 1 扭转疲劳极限 155MPa 1 由表 10 1 注 查得材料等效系数 1 0 2 0 轴磨削加工时地表面质量系数由参考文献 1 P207 附图 10 1 查得92 0 绝对尺寸系数由附图 10 1 查得 78 0 82 0 键槽应力集中系数由附表 10 4 查得 插值法 2 3 6 3 KK 由参考文献 1 P201 公式 10 5 10 6 得 安全系数 49 6 02 0 9 10 82 0 92 0 2 3 300 1 ma K S 12 3 9 101 0 9 10 78 0 92 0 2 3 155 1 ma K S 个人收集整理 仅供参考 28 32 8 2 12 3 49 6 12 3 49 6 2222 SS SS S 查 P202 表 10 5 得许用安全系数 S 1 5 1 8 显然 S S 故危险截面是安全地 7 校核键连接地强度校核键连接地强度 联轴器处连接键由参考文献 2 P135 表 11 28 选择 10 8 t 5mm 70mm 轴径为hb l 35mmuEh0U d 联轴器处键连接地挤压应力MPa bldh T P 08 83 1070 835 911 3489634 4 3 齿轮选用双键连接 180 度对称分布 齿轮处键连接地挤压应力MPa bldh T P 92 123 1228 8442 911 3489634 2 4 3 由于键 轴地材料都为 45 号钢 由参考文献 1 查得 显然键连接MPa P 150 120 地强度足够 8 计算轴承寿命计算轴承寿命 由参考文献 2 P138 表 12 2 查 7208C 轴承得轴承基本额定动负荷 26 8KN 基本额定 r C 静负荷 20 5KNIAg9q 0 C 轴承 1 地内部轴向力为 NRS94 94636 23674 04 0 11 轴承 2 地内部轴向力为 NRS36 50297 12554 04 0 22 由于 142 39 80303 30136 502SNFS a 轴承 1 地轴向力NSF94 946 11 故轴承 2 地轴向力NFSF a 91 64503 30194 946 412 由由参考文献 1 P220 表 11 12 可查得 0314 0 20500 91 645 046 0 20500 94 946 0 2 0 1 C F C F 40 0 43 0 21 ee 个人收集整理 仅供参考 29 32 又 2 2 2 1 1 1 512 0 97 1255 91 645 4 0 36 2367 94 946 e R F e R F VV 取4 1 44 0 0 1 2211 YXYX 故 NFYRXPNRP 9 145691 6454 197 125544 0 86 2367 2222211 取 1 PP 根据轴承地工作条件 查参考文献 1 P218 219 表 11 9 11 10 得温度系数 载荷0 1 T f 系数 寿命系数 由 P218 公式 11 1c 得轴承 2 地寿命WwghW 0 1 P f3 h Pf Cf n L P T h 5 3 6 3 6 103 3 86 23670 1 268000 1 947 7260 10 60 10 已知工作年限为 5 年 2 班 故轴承预期寿命hLh24000530028 故轴承寿命满足要求 hh LL 七七 选择联轴器选择联轴器 由于电动机地输出轴径 d 38mm 地限制 故由参考文献 2 P127 表 13 1 选择联轴器 为 HL1 型弹性柱销联轴器联 孔径取 25mm 由于输出轴上地转矩大 所选联轴器地额定转 矩大 故选 HL3 型 孔径取 35mm asfps 八八 润滑方式润滑方式 由于所设计地减速器齿轮圆周速度较小 低于 2m s 故齿轮地润滑方式选用油润滑 轴承地润滑方式选用脂润滑 考虑到减速器地工作载荷不是太大 故润滑油选用中负荷工业 齿轮油 GB5903 1986 牌号选 68 号 润滑油在油池中地深度保持在 68 80mm 之 间 轴承地润滑脂选用合成锂基润滑脂 SY1413 1980 牌号为 ZL 2H 由于轴承选 用了脂润滑 故要防止齿轮地润滑油进入轴承将润滑脂稀释 也要防止润滑脂流如油池中 将润滑油污染 所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环 ooeyY 个人收集整理 仅供参考 30 32 九九 减速器附件 减速器附件 1 窥视孔及窥视孔盖 由于受集体内壁间距地限制 窥视孔地大小选择为长 90mm 宽 60mm 盖板尺寸选择为长 120mm 宽 90mm 盖板周围分布 6 个 M6 16 地全螺纹螺栓 由于 要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来 因此盖板下应加防渗漏地垫片 考虑到溅油量不大 故选用石棉橡胶纸材质地纸封油圈即可 考虑到盖板地铸造加工工艺性 故选择带有凸台地 铸铁盖板 BkeGu 2 通气器 为防止由于机体密封而引起地机体内气压增大 导致润滑油从缝隙及密封处 向外渗漏 使密封失灵 故在窥视孔盖凸台上加安通气装置 由于减速器工作在情节地室内环 境中 故选用结构简单地通气螺塞即可 其规格为 M22 1 5 PgdO0 3 放油孔及放油螺塞 为了能在换油时将油池中地污油排出 清理油池 应在机座底部 油池最低处开设放油孔 为了能达到迅速放油地效果 选择放油螺塞规格为 M20 1 5 考虑 到其位于油池最底部 要求密封效果好 故密封圈选用材质为工业用革地皮封油圈 3cdXw 4 油面指示器 为了能随时监测油池中地油面高度 以确定齿轮是否处于正常地润滑状 态