基于proe的二级圆柱斜齿轮减速器设计_图文

1、摘要减速器是一种用途十分广泛且比较典型的机械传动装置,在原动机和工作机或执行机构之间起匹配转速和传递转矩的作用,并具有功率范围大,传动效率高,传动比准确,使用寿命长,工作安全可靠等特点。本设计是一台二级圆柱齿轮减速器,完成了齿轮减速器的计算(包括选择电动机、设计齿轮传动、轴的结构设计、选择并验算滚动轴承、选择并验算联轴器、校核平键联接、选择齿轮传动和轴承的润滑方式九部分内容。并且采用Pro/E三维造型和装配,使设计结果得到最直接的体现。关键词:减速器;Pro/E;三维造型;模型装配AbstractThe reducer,widely and typically used,is one of m

2、echanical transmission devices.It plays a role in matching speed and transmitting torque between the prime mover and working machine or the implementing agency,and has the characteristics of high power range,high transmission efficiency,accurate transmission ratio,long service life,work safety and r

3、eliability.This paper is about the design of a two-cylinder gear reducer(including motor selection,design,gear,shaft,the structure design,selection and calculation of rolling bearing,selecting and calculating the coupling,check flat key link,and the choice of gear and bearing lubrication part nine.W

4、ith three-dimensional modeling and assembly by Pro/E,the results have the most direct manifestation.Key words:Reducer;Pro/E;Three-dimensional Modeling;Assembly Modeling目录摘要.I Abstract.II 1绪论. (41.1本课题的目的、意义 (21.2国内外发展现状 (21.3研究内容与方案步骤 (32减速器的设计 (42.1传动方案的分析与拟定 (42.1.1设计参数 (42.1.2传动方案选择 (42.1.3电动机的选择

5、 (52.1.4传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配 (52.1.5计算传动装置的运动和动力参数 (62.2高速级齿轮传动的设计 (72.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (72.2.2按齿面接触疲劳强度设计 (72.2.3按齿根弯曲强度设计 (92.2.4.几何尺寸的计算 (102.3低速级齿轮传动设计 (102.3.1选择齿轮类型,精度等级,材料和齿轮齿数 (102.3.2按齿面接触强度计算 (112.3.3按齿根弯曲强度设计 (132.3.4几何尺寸的计算 (142.4轴的设计与计算 (142.4.1高速轴的设计与计算 (152.4.2中间轴的设计与计算 (182.4.3低速

6、轴的设计与计算 (212.5轴承的选择与校核 (242.5.1高速轴轴承选择与校核 (242.5.2中间轴轴承选择与验算 (252.5.3低速轴轴承选择与校核 (262.6键的设计和计算 (272.7轴系部件的结构设计 (282.8.减速器箱体及附件设计 (282.9润滑密封设计 (303减速器的三维造型 (313.1Pro/E介绍 (313.2部分零件的绘制 (313.2.1低速轴的绘制 (313.2.2深沟球轴承的绘制 (323.2.3箱盖的绘制 (343.3部分零件的装配 (353.4生成爆炸图 (373.5装配体干涉检查 (383.6平面图形的生成 (394.总结 (41致谢 (42参

7、考文献 (431绪论1.1本课题的目的、意义减速器是一种介于原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置,主要作用是用来传递动力和增大转矩,广泛应用于机械传动行业,如矿业生产、化工设备、汽车制造、农业生产等领域。而在种类繁多的减速器中,圆柱齿轮减速器是较为普遍使用的传动装置,其设计过程几乎涉及机械设计各个方面,如几何参数设计、结构设计、标准件选型、强度设计、动力学设计、润滑与密封设计等。如果采用传统的设计方法,则因计算过程相当繁琐,容易出错,而且设计周期长、浪费人力财力。而随着计算机技术、信息技术在机械制造中的广泛应用,改变了制造业的传统观念和生产组织方式。利用计算机辅助手段进行设计,可提高设计质量

8、,缩短设计周期。计算机辅助设计(Computer Aided Design,简称CAD是指工程技术人员以计算机为工具进行设计活动的全过程:包括资料检索、方案构思、分析计算、工程绘图和编制技术文件等,是随着计算机、外围设备及软件的发展而形成的一门综合性很高的新技术。经过多年发展,CAD技术的广泛应用己经引起了一场工程设计领域的技术革命,特别是近二十年来,由于计算机硬件性能的不断提高,CAD技术有了大规模的发展。目前CAD技术己经应用于许多领域,如机械、汽车、飞机、船舶、电子、建筑、化工、纺织及服装等。在这种背景下,本设计是以二级圆柱齿轮减速器为例,完成一台减速器的设计计算,并基于Pro/E软件进

9、行三维造型和装配,使设计结果的正确性最终得到最直接的体现。采用此方法实现一台减速器,可缩短设计周期,节约设计成本,提高设计正确性。通过完成本设计,可使我们掌握简单机械设计的一般程序,了解现代CAD设计方法,为以后的学习和工作积累经验,锻炼解决问题的能力。1.2国内外发展现状自20世纪60年代以来,我国先后制订了中华人民共和国第一机械工业部部标准圆柱齿轮减速器等一批通用减速器标准,20世纪60年代的减速器大多数是参照前苏联20世纪4050年代的技术制造的,后来虽有所发展,但其总体水平与国际水平仍有较大差距。改革开放以来,我国相继制订了近100各齿轮和蜗杆减速器的标准,引进了一批先进的加工装备。许

10、多产品达到了80年代的国际水平。我国进入90年代中后期,又陆续推出了更新换代的减速器,不但更突出了模块化设计的特点,而且在承载能力、总体水平、外观质量方面又有明显提高。国外的减速器,以德国、丹麦和日本处于领先地位,特别在材料和制造工艺方面占据优势,减速器工作可靠性好,使用寿命长。20世纪70-80年代,世界上减速器技术有了很大的发展,且与新技术革命的发展紧密结合。当今国外的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。因此,除了不断改进材料品质、提高工艺水平外,还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新,平动齿轮传动原理的出现就是一例。减速器与电动机的一体结构也是大力发

11、展的方向,并已成功生产多种结构和多种功率型号的产品。1.3研究内容与方案步骤本次设计的二级圆柱齿轮减速器主要由电动系统、主传动系统、进给伺服系统、冷却润滑系统等几大部分组成。期间对减速器的轴,齿轮等进行了分析计算,以选择最适合自己的减速器。本课题技术路线如下:1先认真分析设计参数,通过查阅参考资料及工具书,完成减速器的常规设计计算;2利用Pro/E软件绘制各零件三维实体图;3装配各三维实体,并生成减速器的三维效果图与爆炸图。2减速器的设计2.1传动方案的分析与拟定2.1.1设计参数设计用于带式输送机的的减速器,运输机的原始参数如表2.1表2.1参数表传送带拉力F(N传送带速度V(m/s滚筒直径

12、D(mm40000.85350工作条件双班制,使用年限为5年,连续单向于运转,载荷平稳,小批量生产,允许误差为%5 。2.1.2传动方案选择带式输送机由电动机驱动,电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3,在经联轴器4传至输送机滚筒5,带动输送带6工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器,其结构简单,但齿轮相对于轴承位置不对称,因此要求轴有较大的刚度。传动方案示意图 1电动机;2联轴器;3齿轮减速器;4带式运输机;5联轴器图2.1传动方案简图2.1.3电动机的选择1.电动机类型选择:选择电动机的类型为三相异步电动机,额定电压交流380V。2.电动机容量选择:(1工作机所需功率kw V F p

13、 w 4.3100085.040001000=(2电动机输出功率d P ,考虑传动装置的功率损耗,电动机的输出功率为总/w d p P =其中总为从电动机到工作机主轴之间的总效率,即85.096.099.098.0223341223=联轴器轴承总kwp P w d 485.0/4.3/=总(3电动机额定功率edP 选取电动机额定功率kw5.5P ed =3.电动机的转速确定滚筒转速min/38.4635085.0100060D 100060r v n w =综合考虑电动机功率及转速,选择Y132M2-6号电机,参数如表2.2表2.2电动机的性能参数表电动机型号额定功率ed p /kw电动机转速

14、n(r/min中心高度H/mm轴段伸出尺寸D E /mm 装键部位尺寸F GD /mm 同步满载Y132M2-6 5.5100096013238801082.1.4传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配1.总传动比70.2038.46960=w m n n i 2.分配各级传动比:高速级传动比1i ,低速级传动比2i 按等浸油原则取216.13.1i i (=,则42=i ,2.51=i 2.1.5计算传动装置的运动和动力参数1.各轴的转速(各轴的标号均已在图中标出min/9601/960/0101r i n n =min/62.1842.5/960/212r i n n =min /15.

15、464/62.184/2323r i n n =min/15.461/15.46/434r i n n =2.各轴输入功率kw p p d 212.499.0255.411=kw p p 963.396.098.0212.41212=kw p p 728.396.098.0963.32323=kwp p 508.399.099.096.0728.33434=3.各轴转矩M N n P T =900.41960255.495509550111M N n P T =003.205615.184963.395509550222M N n P T =449.77115.46728.3955095503

16、33M N n P T =924.72515.46508.395509550444将上述计算结果和传动比及传动效率汇总如下表2.3表2.3各轴动力参数表轴号输入功率P/kw 转矩T/N.M 转速n/r/min 传动比i 效率14.21241.90096010.992 3.963205.003184.6240.943 3.728771.44946.15 5.20.9443.508725.92446.1510.942.2高速级齿轮传动的设计2.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.确定齿轮类型,两齿轮均为斜齿轮;2.材料选择,选择小齿轮材料为40Cr(调质处理硬度为270-290HBS.大齿

17、轮材料为45钢(调质处理硬度为230-250HBS,硬度差为40HBS;3.运输机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度4.选择小齿轮齿数为201=Z ,则大齿轮的齿数1042.5202=Z 取1042=Z5.初选螺旋角=142.2.2按齿面接触疲劳强度设计(321121H E Z H Z uu a d T t k t d ±(文献210-211.确定式中各值(1试取载荷系数为0.2=t K .(2查文献2图10-30取区域系数433.2=H Z .(3查文献2表10-7取齿宽系数0.1=d .(4查文献2表10-6查得材料弹性影响系数218.189MPa Z E =.(5查文献2

18、图10-26查得齿轮端面重合度为76.01=a ,87.02=a 63.187.076.021=+=+=a a a (6查文献2图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限mpa 6001lim =,大齿轮的接触疲劳强度极限mpa 5502lim =.(7查文献2由式10-13计算应力循环次数.102345.310682.182365596060608112911=i N N L n N h (8查文献2由图10-19取接触疲劳寿命系数95.090.021=HN HN K K ,(9计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%.安全系数为S=1.由式(10-12可得MPa sK HN H 5

19、.52255095.02lim 22=MPas K HN H 5406009.01lim 11=MPa H H H 25.53125.522540221=+=+=2.计算(1小齿轮分度圆直径.(321121H E Z H Z u u a d T t k t d ±mm16.4525.5318.189433.2(2.512.5639.1110900.4122323=+=(2计算圆周速度s m n d v t /27.26000096016.4514.310006011=(3宽度b 及模数ntm 16.993.4/16.45/93.4191.225.225.2191.22014cos 1

20、6.45cos 16.4516.450.1111=h b mmm h z d m mmd b nt t nt t d (4计算纵向重合度586.114tan 200.1318.0tan 318.01=z d (5计算载荷系数K由表10-2得使用系数1=A K ,根据s m V /27.2=,7级精度等级由图10-8查的动载系数1.1=v K ,由表10-4查的42.1=H K ,由图10-13查的35.1=F K ,由表10-3查得齿间载荷分配系数4.1=F H K K 8681.24.142.11.11=H H V A K K K K K (6按实际载荷系数下的校正分度圆直径由式10-10a

21、 可得mm K K d d t t 62.4628681.216.453311=(7计算模数mm z d m n 26.22014cos 62.46cos 11=2.2.3按齿根弯曲强度设计32121cos 2F S F d n Y Y z Y KT m (文献210-171.确定参数(1计算载荷系数.97.024.135.11.11=F F V A K K K K K .(2根据纵向重合度586.1=查文献2由图10-28查得螺旋角影响系数88.0=Y .(3计算当量齿数.85.11314cos 104cos 89.2114cos 20cos 33223311=Z Z Z Z v v ,.(

22、4查文献2由表10-5查得齿形系数和应力矫正系数为18.272.221=F F Y Y ,79.157.121=S S Y Y ,.(5查文献2由图10-20C 查得小齿轮弯曲疲劳强度MPaFE 5001=大齿轮弯曲疲劳强度MPa FE 3802=.(6计算2F Sa Fa Y Y 016347.086.23879.118.2014067.057.30357.172.2222111=F S F F S F Y Y Y Y 2.设计计算32121cos 2F S F d n Y Y z Y KT m =mm 87.0016337.0639.1104114cos 88.010003.205079.

23、223223=综合考虑取m=2mm 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mm d 15.461=来计算应有的齿数61.22214cos 15.46cos 11=n m d Z 1Z 取为236.119232.512=Z u Z 2Z 取1202.2.4.几何尺寸的计算1.计算几何中心距mm37.147cos 2(21=+=nm z z a 圆整后取中心距148=a 2.按圆整后的中心距修正螺旋角=+=39.132(arccos 21a m z z n因为值改变不多。故参数,H a K Z 等不必修正。3.计算大小齿轮的分度圆直径mmm z d mmm

24、z d nn 7.246cos 2120cos 3.47cos 223cos 2211=4.计算齿轮宽度mmd b d 3.471=圆整后取mmB mm B 55,5012=2.3低速级齿轮传动设计2.3.1选择齿轮类型,精度等级,材料和齿轮齿数1.确定齿轮类型,两齿轮均为斜齿轮;2.材料选择,选择小齿轮材料为30CrMnSi(调质处理硬度330-350HBS.大齿轮材料为QT600-2钢硬度为270-290HBS,硬度差为60HBS.3.选用7级精度4.选择小齿轮齿数为25=1Z ,则大齿轮的齿数1004252=Z ,取1005.初选螺旋角=142.3.2按齿面接触强度计算(321211H

25、E H a d t Z Z u u T k t d ±(文献210-211.确定式中各值(1试取载荷系数为0.2=t K .(2查文献2图10-30取区域系数433.2=H Z .(3查文献表10-7取齿宽系数0.1=d .(4查文献表10-6查得材料弹性影响系数214.181Mpa Z E =.(5查文献图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Mpa7301lim =大齿轮的接触疲劳强度极限Mpa 6502lim =。(6查文献图10-26查得端面重合度78.01=a ,87.02=a 65.187.078.021=+=+=a a a (7查文献2由式10-13计算应

26、力循环次数7112811100862.8102345.3823655615.1846060=i N N L n N h (8查文献图10-19取接触疲劳寿命系数98.095.021=HN HN K K ,(9接触疲劳许用应力:取失效概率为1%.安全系数为S=1由式(10-12可得MPaS K MPaSK lin HN H lin HN H 6375.693222111=则Mpa H H H 25.665221=+=2.计算(1小齿轮分度圆直径.(321211H E H a d t Z Z u u T k t d ±mm66.64665.254.181433.2(41469.11100

27、03.20522323=+=(2计算圆周速度s m n d v t /625.010006062.18466.6414.310006021=(3宽度b 及模数ntm 44.1165.5/66.64/65.551.225.225.251.22514cos 66.64cos 66.6466.640.1111=h b mmm h mm z d m mmd b nt t nt t d (4计算纵向重合度982.114tan 250.1318.0tan 318.01=z d (5计算载荷系数K查文献2表10-2得使用系数1=A K 根据v=0.625m/s,7级精度等级由图10-8查的动载系数05.1=

28、V K 由表10-4查的42.1=H K ,由图10-13查的35.1=F K ,表10-3查得4.1=F H K K 08.24.142.105.11=H H V A K K K K K (6按实际载荷系数下的校正分度圆直径mm K K d d t t 94.65208.266.643311=(7计算模数mm z d m n 56.22514cos 94.65cos 11=2.3.3按齿根弯曲强度设计32121cos 2F S F d n Y Y z Y KT m (文献210-51.确定参数(1计算载荷系数9845.14.135.105.11=F F V A K K K K K (2根据纵

29、向重合度982.1=查文献2图10-28查得螺旋角影响系数88.0=Y (3计算当量齿数468.109cos 37.27cos 321311=Z Z Z Z v v 。(4查文献2表10-5查得齿形系数和应力矫正系数为18.2,57.221=F F Y Y 79.1,60.121=S S Y Y (5查文献2图10-20C 查得小齿轮弯曲疲劳强度MPa FE 6001=大齿轮弯曲疲劳强度MPaFE 4002=(6计算1F S F YY 014226.0010903.0222111F S F F S F YY Y Y ,2.设计计算32121cos 2F S F d n Y Y z Y KT m

30、 mm3.1014226.0669.125114cos 88.010449.7719845.123223=综合考虑取mm m 2=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mm d 94.651=来计算应有的齿数9.31214cos 94.65cos 11=n m d Z 经估算1Z 取32中间轴大齿轮与低速轴发生干涉。故取,351=Z 1404352=Z ,为保证磨合均匀,故取1392=Z验算总传动比:72.203523120139=÷÷=i 05.0001.07.207.2072.20<=-=-u u i 2.3.4几何尺寸的计

31、算1.计算几何中心距mm m z z a n 32.17914cos 2214035cos 2(21=+=+=(,圆整后取中心距mma 180=2.按圆整后的中心距修正螺旋角=+=+=57.131802214035(arccos 2(arccos 21a m z z n 因为值改变不多。故参数,H a K Z 等不必修正。3.计算大小齿轮的分度圆直径mmm z d mmm z d n n 98.28557.13cos 2139cos 01.7257.13cos 235cos 2211=4.计算齿轮宽度mm d b d 01.7201.720.11=圆整后取mm B mm B 777221=,齿

32、轮参数汇总如表2.4:表2.4各齿轮参数表参数齿轮类型高速级齿轮低速级齿轮大齿轮小齿轮大齿轮小齿轮齿数Z 1202314035齿宽B(mm50557277模数M(mm22分度圆直径D(mm246.747.3285.9870.01中心距a(mm148180螺旋角(°13.3913.572.4轴的设计与计算为使中间轴所受的轴向力小,则中间轴的两个齿轮的旋向以及各轴的受力如图2.2: 图2.2各齿轮旋向及受力图2.4.1高速轴的设计与计算1.已知该轴的功率1P ,转速1n ,转矩1T mmN T r n kw P =41111019.4min,/960,212.42.作用在齿轮上的力已知该

33、轴上小齿轮的分度圆直径为mmd 3.471=Nd T F t 67.17713.471019.4224111=N F F n tr 48.66439.13cos 20tan 67.1771cos tan =NF F t a 74.42139.13tan 67.1771tan =3.初步确定轴的最小直径查文献2表15-1选择轴的材料为40Cr,调质处理241-286HBS MPa 701-=根据表15-3,取1100=A ,于是得mm n P A d 00.18960212.4110330min =显然,轴的最小直径是安装连轴器处的直径。按安装两个键槽处增大直径7%,得mm d 3.19min

34、=。同时选择联轴器,联轴器的计算转矩为1T K T a a =,查文献14-1考虑转矩的变化,取5.1=a K ,则m N T K T a a =85.629.415.11。按计算的转矩应小于联轴器的公称转矩的条件,查标准,选用ML3型梅花形弹性联轴器(ML3联轴器85527238226038-GB JA JA 。其从动端公称转矩为90m N 直径22mm,则取mm d a 22=,半联轴器的长度为38mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1取34mm。4.轴的结构(1拟订轴上各零件的装配方案根据设计要求,选择如图2.3的方案,因为轴经与小齿轮的分度圆直径相差不大,故轴与齿轮采用一体的加工方案。(

35、2根据轴向定位的要求确定各段轴的直径和长度1为满足半联轴器的定位要求,要制出一轴肩,取该段的直径为28mm,长度为34mm。2初步选择轴承因轴承同时受经向和轴向力,轴向力不是很大,故选用单列的深沟球轴承,参照工作要求,根据mm d III II 30=-,由轴承目录中初步选择中窄(3系列,标准精度级的角接触球球轴承,型号为6306AC,尺寸mm mm mm B D d 917230=,故mm d d VI V IVv III 63=-,其余尺寸参见图2.3。图2.3高速轴尺寸图(3键的选择选取键的代号为键6×28GB1096-795.轴的弯扭强度计算1高速轴的弯扭组合强度的校核分析高

36、速轴所受的力及弯扭矩受力如图2.4: 图2.4高速轴弯扭矩图轴上各力力矩参数如下表2.5:表2.5轴上各力参数2弯扭合成校核轴的强度根据轴的弯扭合成条件,取6.0=,336.46651.0mm d W =按第三强度理论,轴的计算应力为MPaWT M ca 187.81(232+=载荷水平面H 垂直面V支反力FN F NH 72.5111=N F NH 95.12592=N F NV 6.4211=N F NV 89.2152=弯矩MmmN M H =98.49667mmN M mm N M V V =0791*总弯矩mmN M mm N M =024.10448055.7803721扭矩TmN

37、 T =41.9因此1-ca <,故安全2.4.2中间轴的设计与计算1.已知该轴的功率2P ,转速2n ,转矩2T mmN T r n kw P =52221005.2min,/615.184,963.32.求作用在齿轮上的力已知该轴上大齿轮的分度圆直径为mmd 7.2461=Nd T F t 96.16617.24620500322=NF F n t r 6.62339.13cos 20tan 96.1661cos tan =N F F t a 64.39539.13tan 96.1661tan =该轴上小齿轮的分度圆直径为mmd 722=Nd T F t 53.56947220500

38、322=NF F n t r 52.213757.13cos 20tan 53.5694cos tan =N F F t a 50.137457.13tan 53.5694tan =3.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为40cr,调质处理241-286HBS,MPa 701-=根据文献2表15-3,取105A 0=,于是得mm n P A d 57.30615.184963.3105330min =中间轴的最小直径是与轴承配合处的直径,根据轴承内径系列,选择轴承代号为7307AC 取d=35mm,尺寸外形为mm mm mm B D d 218035=,其余尺寸见图2.5。4.轴的结构设计安装大

39、齿轮处的键1245GB1096-79安装小齿轮处的键1270GB1096-79轴上尺寸如图2.5: 图2.5中间轴尺寸5.轴的弯扭强度计算1,中间轴的弯扭组合强度的校核分析高速轴所受的力及弯扭矩受力如图2.6: 图2.6中间轴弯扭矩图将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及扭矩列表2.6:表2.6轴上受力参数表载荷水平面H 垂直面V支反力FNF NH 89.42401=N F NH 54.31152=N F NV 6.7291=N F NV 7.7842=弯矩MmmN M H =955.252332mmN M mm N M V V =36.928952.4341121总弯矩mmN M mm N

40、 M =32.2688891256039.94321(2弯扭合成校核轴的强度根据轴的弯扭合成条件,取6.0=,339.59311.0mm d W =轴的计算应力为MPaMPa WT M ca 7085.49(1232=<+=-故安全。2.4.3低速轴的设计与计算1.已知该轴的功率3P ,转速3n ,转矩3T KW P 728.33=min /15.463r n =mmN T =77144932.求作用在齿轮上的力已知该轴上齿轮的分度圆直径为mmd 2861=Nd T F t 75.539428677144922=N F F ntr 00.2025cos tan =NF F t a 14.

41、1302tan =3.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为40cr,调质处理241-286HBS,MPa 701-=。根据表15-3,取100A 0=,于是得mm n P A d 44.4315.46728.3100330min =。安装两个键槽增大直径7%,得mm d 480.46min =,取mm d 47min =,此轴的最小直径是与联轴器配合处的直径,选取联轴器(同前面的方法一样的型号为HL4的弹性柱销联轴器(HL4联轴器48×112GB5014-85,主动端d=48mm,长L=112mm,与联轴器配合处轴长L1=108mm。查文献1表15-6,选择轴承代号为7311AC 的角

42、接触球轴承,尺寸外形为mmmm mm B D d 2912055=4.轴的结构设计安装大齿轮的键为键1863GB1096-97安装联轴器的键为键14100GB1096-97轴上尺寸如图2.7:扭矩TmN T =003.052 图2.7低速轴尺寸5.轴的弯扭强度计算(1低速轴的弯扭组合强度的校核分析高速轴所受的力及弯扭矩,受力如图2.8: 图2.8低速轴受力弯扭矩图将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及扭矩列表2.7:表2.7低速轴弯扭力矩参数表(2弯扭合成校核轴的强度根据轴的弯扭合成条件,取6.0=,339.205371.0mm d W =轴的计算应力为MPaMPa WT M ca 7020

43、.27(1232=<+=-故安全。2.5轴承的选择与校核2.5.1高速轴轴承选择与校核根据轴承型号6306取轴承基本额定动载荷为:KN C r 8.20=,静载荷为:KNC r 2.140=1.求两轴承的计算轴向力1a F 和2a F 对于6306型的轴承,判断系数其值由C F a的大小来确定,现在取N F F F a a a 87.2102/21=,故取e=0.19,因此可取Y=2.3;NF F F N F F F V r H r r V r H r r 12.3664.29842222221211=+=+=因此轴承1载荷较大,验算轴承一的寿命。.2.求轴承当量动载荷1P 和2P 载荷

44、水平面H 垂直面V支反力FN F NH 63.35551=NF NH 12.18392=NF NV 06.21811-=NF NV 06.1562=弯矩MmmN M H =25.266672mmN M mm N M V V =-=7.226635.16357921总弯矩mmN M mm N M =58.2676335557.12845321扭矩TmN T =449.771因为222111e F Fe F F r a r a >>,查文献2表13-5得3.2,56.0111=Y X :对轴承因轴承运转中有轻微冲击,按表13-62.1=p f (111a r p F Y F X f P

45、 +=N4.124387.2103.224.98456.0(2.1=+=3.验算轴承寿命(106PC h L h =年年314812684.124320800(960601036>=h 故轴承使用寿命足够、合格。2.5.2中间轴轴承选择与验算根据轴承型号7307AC 取轴承基本额定动载荷为:KN C r 2.34=;基本额定静载荷为:KNC r 8.260=1.求两轴承的计算轴向力1a F 和2a F 对于7307AC 型的轴承,查文献表13-7.轴承的派生轴向力r d F F 68.0=,因此N F F F N F F F V r H r r V r H r r 19.430384.3

46、2122222221211=+=+=,N F d 73.21841=,N F d 17.29262=因此轴承1被压,轴承2被放松.NF F N F F F d a d ae a 17.292659.31632211=+=,2.求轴承当量动载荷1P 和2P 因为68.068.09847.02211=>=r a r a F FF F ,查表得1287.0,41.012211=Y X Y X ,=:对轴承:对轴承因轴承运转中有轻微冲击,按表13-62.1=p f (111a r p F Y F X f P +=N 51.488359.316387.084.321241.0(2.1=+=222(

47、p r a P f X F Y F =+N83.516319.43032.1=3.验算轴承寿命因为21p p <,(106P C h L h =年年342313683.516332400(615.184601036>=h 寿命合格.2.5.3低速轴轴承选择与校核根据轴承型号7311AC 取轴承基本额定动载荷为:KN C r 5.70=;基本额定静载荷为:KNC r 5.600=1.求两轴承的计算轴向力1a F 和2a F 对于7311AC 型的轴承,查文献2表13-7.轴承的派生轴向力r d F F 68.0=,因此N F F F N F F F V r H r r V r H r

48、 r 73.184527.41712222221211=+=+=,N F d 46.28361=,N F d 10.12552=因此轴承1被放松,轴承2被压.N F F F N F F A d a d a 32.153414.130246.283646.28361211=-=-=,2.求轴承当量动载荷1P 和2P 因为68.083.068.02211>=r a r a F FF F ,查表得87.041.020,112211=Y X Y X ,=:对轴承:对轴承因轴承运转中有轻微冲击,按表13-62.1=p f (111a r p F Y F X f P +=N52.500527.417

49、11(2.1=(222a r p F Y F X f P +=N93.250932.153487.073.184541.0(2.1=+=3.验算轴承寿命(106PC h L h =年年3115100901352.500570500(15.46601036>=h 故轴承使用寿命足够、合格。2.6键的设计和计算查文献2式(6-1得p p kldT 1023=,键,轴和轮毂的材料都是港,查文献2由表6-2,取MPa p 110=.1高速轴上键的设计(1取普通平键6×28GB1096-79(2工作长度mmb L l 22628111=-=-=(3键与轮毂键槽的接触高度mm h K 36

50、5.05.0=(4=kld T p 3102MPa 71.5722223109.4123=<p ,安全.2中间轴上键的设计(1大齿轮处取普通平键12×45GB1096-79小齿轮处取普通平键12×70GB1096-79(2工作长度mmb L l 331245111=-=-=mmb L l 581270222=-=-=(3键与轮毂键槽的接触高度485.05.011=h K mmh K 485.05.022=(4=kldT p 3102MPa 64.793933410003.20523=<p ,安全.=kld T p 3102MPa 31.453958410003.

51、20523=<p ,安全.3.低速轴上键的设计(1齿轮处取普通平键18×63GB1096-79联轴器处取普通平键14×100GB1096-79(2工作长度mmb L l 451863111=-=-=mmb L l 8614100222=-=-=(3键与轮毂键槽的接触高度5.45.095.05.55.0115.02211=h K h K (4=11131102d l K T p p MPa 66.10559455.510449.77123=安全=22232102d l K T p p MPa 06.8348865.510449.771243=安全2.7轴系部件的结构设计

52、1.轴的支撑结构形式和轴系的轴向固定普通的齿轮减速器,其轴的支撑跨度较小,采用两端固定支撑,轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒做轴向固定,轴承外圈用轴承端盖定位。设计两端固定支撑时,应适当留有轴向间隙,以补偿工作时轴的热伸长量。2.轴承盖的设计轴承用箱体内的油润滑,采用密封性较好的凸缘式轴承盖,各结构尺寸见装配图。3.滚动轴承的润滑与密封因为两对齿轮的平均速度在1.5-2之间所以采用油润滑,但是需要用毡圈来密封。2.8.减速器箱体及附件设计减速器的箱体采用铸造(HT200制成,采用剖分式结构为了保证齿轮配合质量。1.机体有足够的刚度在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度2.考虑到机体内零件的润滑,密封散热。因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H 为40mm 3.机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10,圆角半径为R=10。机体外型简单,拔模方便.4.对附件设计具体附件尺寸参看三维模型。A