搓丝机传动装置设计（含SW三维和CAD图纸和说明书）

搓丝机传动装置设计（含SW三维和CAD图纸和说明书）,搓丝机,传动,装置,设计,SW,维和,CAD,图纸,说明书 机械设计课程设计机械设计课程设计 计算说明书计算说明书 设计题目：设计题目：搓丝机传动装置搓丝机传动装置设计设计 交通科学与工程学院交通科学与工程学院 131314131314 班班 设计者设计者：_ _ _ _ _ 指导教师指导教师：_ _ _ _年_月_日 北京航空航天大学 1 目录目录 前言 . 2 一、设计任务：搓丝机传动装置设计 . 0 1.设计要求 . 0 2.原始技术数据 . 0 3.设计任务 . 1 二、 机械装置的总体设计方案 . 1 1.传动方案 . 1 2.电动机的选择 . 3 3.运动和动力参数 . 3 三、主要零部件的设计计算 . 5 1. V 带设计计算 . 5 2. 齿轮设计计算 . 6 1) 高速级齿轮 . 6 2) 低速级齿轮 . 12 3. 轴系设计 . 17 1) 输入轴的设计与校核 . 17 2) 中间轴的设计与校核 . 21 3) 输出轴的设计 . 24 4. 滚动轴承的选择和计算 . 27 1) 高速（输入）轴轴承的选择 . 27 2) 中间轴轴承的选择 . 27 3) 输出轴轴承的选择 . 28 5. 键的设计和校核 . 29 四、减速器机体各部分结构尺寸 . 32 五、润滑和密封形式的选择 . 33 1. 二级减速齿轮的润滑 . 33 2. 滚动轴承的润滑 . 33 3. 密封形式的选择 . 33 六、技术说明 . 34 七、参考资料 . 35 2 前言前言 本设计为机械设计基础课程设计的内容， 是先后学习过画法几何、 机械原理、机械设计、工程材料、加工工艺学等课程之后的一次综合的练习和应用。本设计说明书是对搓丝机传动装置设计的说明，搓丝机是专业生产螺丝的机器，使用广泛，本次设计是使用已知的使用和安装参数自行设计机构形式以及具体尺寸、选择材料、校核强度，并最终确定形成图纸的过程。通过设计，我们回顾了之前关于机械设计的课程，并加深了对很多概念的理解，并对设计的一些基本思路和方法有了初步的了解和掌握。 本说明书书正文主要分为设计任务书、机械装置的总体方案设计、主要零部件的设计计算、减速器箱体及附件设计、其他需要说明的内容等。在说明书最后将附上所用到的参考资料。一一、设计任务设计任务：搓丝机传动装置设计：搓丝机传动装置设计 1. 1.设计要求设计要求 1. 该机用于加工轴辊螺纹，其结构见下图，上搓丝板安装在机头上，下搓丝板安装在滑块上。 加工时， 下搓丝板随着滑块作往复运动。 在起始 （前端）位置时，送料装置将工件送入上、下搓丝板之间，滑块往复运动时，工件在上、下搓丝板之间滚动，搓制出与搓丝板一致的螺纹。搓丝板共两对，可同时搓出工件两端的螺纹。滑块往复运动一次，加工一件。 2. 室内工作，生产批量为 5 台。 3. 动力源为三相交流 380/220V，电动机单向运转，载荷较平稳。 4. 使用期限为 10 年，大修周期为 3 年，双班制工作。 5. 专业机械厂制造，可加工 7、8 级精度的齿轮、蜗轮。 图 1.1: 搓丝机简图 2. 2.原始技术数据原始技术数据 数据组编号 3 最大加工直径 14mm 最大加工长度 200mm 滑块行程 340360mm 公称搓动力 10kN 生产率 24件/min 1 3. 3.设计任务设计任务 1. 完成搓丝机传动装置总体方案的设计和论证， 绘制总体设计原理方案图。 2. 完成主要传动装置的结构设计。 3. 完成装配图 1 张（用 A0 或 A1 图纸） ，零件图 2 张。 4. 编写设计说明书 1 份。 二、二、 机械装置的机械装置的总体设计方案总体设计方案 1. 1.传动方案传动方案 执行机构应该采用往复移动机构。可选择的有：连杆机构，凸轮机构，齿轮齿条机构，螺旋机构，楔块压榨机构，行星齿轮简谐运动机构。本设计是要将旋转运动转换为往复运动， 且无须考虑是否等速， 是否有急回特性。 所以连杆机构，凸轮机构，齿轮齿条机构均可，但凸轮机构和齿轮齿条机构加工复杂，成本都较高，所以选择连杆机构。 根据系统要求可知： 滑块每分钟要往复运动 24 次，所以机构系统的原动件的转速应为 24r/min。以电动机作为原动机，则需要机构系统有减速功能。运动形式为连续转动往复直线运动。根据上述要求，可采用曲柄滑块机构，有机构尺寸较小，结构简洁的特点。利用曲柄和连杆共线，滑块处于极限位置时，可得到瞬时停歇的功能。同时该机构能承受较大的载荷。整个搓丝机由电动机、带传动、二级减速器、曲柄滑块机构、最终执行机构组成。 结构简图如下图。 图 2.1 搓丝机机构运动简图 下面进行运动机构参数计算： 设计基本参数：极位夹角 18，偏心距 180mm。 （采用作图法） 2 图 2.2 曲柄滑块机构运动简图 由作图得：l1=160mm，l2=480mm。 最小传动角min=45 40 此时，急回特性系数 k=12=180+180=198162=1.22 （1.2，1.5） 故此时急回特性显著。 综上取两杆长 l1=160mm，l2=480mm，偏心距 e=180mm，此时传力特性和急回特性都在所要求范围内。 图 2.3 搓丝机简图 3 2. 2.电动机电动机的选择的选择 2.2.1 2.2.1 选择选择电动机的类型电动机的类型 按工作要求选用 Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压 380V。 2.2.2.2.2 2 选择选择电动机容量电动机容量 各机构传动效率： V 带 96% 联轴器 2 99% 二级圆柱齿轮 3 97% 一对轴承 4 99% 机构摩擦 5 96% 曲柄滑块 6 87% 总的传动效率为 =0.960.9720.994 0.990.960.87=0.717 已知水平搓丝力大小为 10KN，生产率为 24 件/min，则有滑块最大速度为 =2rT=21601036024= 0.4021m/s 则工作机的功率为 = F= 10000 0.4021 = 4021 工作机所需电动机功率为=w= 5608W 因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可，故选电动机的额定功率为 7.5kW 2.2.3 2.2.3 确定电动机转速确定电动机转速 搓丝机工作转速：n = 24r/min，通常，V 带传动的传动比常用范围为 24，二级圆柱齿轮减速器为 840，则总传动比的范围为 ia =16160 故电动机转速的可选范围为= = (16160) 24 / = 3843840r/min 符合这一范围的同步转速有 750、1000、1500 和 3000r/min，当满载转速为750r/min 时，电机的质量较重，价格较贵，而满载转速 3000r/min 时则减速器的尺寸较大，综合价格、传动比、质量等因素，选用电机 Y160M-6（同步转速 1000r/min） ，满载转速 970r/min。 3.3.运动和运动和动力参数动力参数 1.1.11.1.1 分配分配传动比传动比 1) 总传动比 =97024= 40.4 2) 各级传动比 取 V 带轮的传动比为1= 3，则减速器的传动比为i =1=13.466，取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比12= 1.4 = 4.342 4 则低速级的传动比为23=12= 3.101 以上传动比的分配只是初步的，传动装置的实际传动比必须在各级传动零件的参数，如带轮直径、齿轮齿数等确定以后才能计算出来。一般，总传动比的实际值与设计要求值的允许误差为 3% 5%。 1.1.21.1.2 运动和动力参数运动和动力参数计算计算 1) 计算各轴转速 0 轴（电机轴） 0= = 970/ 1 轴（高速轴） 1=01=9703= 323.33/ 2 轴（中间轴） 2=112=323.334.342= 74.47/ 3 轴（低速轴） 3=223=74.473.101= 24.00/ 2) 计算各轴输入功率 0 轴（电机轴）P0= = 5.608 1 轴（高速轴） P1= 012 = 5.608 0.96 0.99 = 5.330 2 轴（中间轴） P2= 134 = 5.330 0.97 0.99 = 5.118 3 轴（低速轴） P3= 234 = 5.118 0.97 0.99 = 4.915 3) 计算各轴输入转矩 T0= 9550 P0n0= 9550 5.608970N m = 55.21N m T1=9550 P1n1=9550 5.330kw323.33r/min= 157.43N m T2= 9550 P2n2= 9550 5.11874.47N m = 656.33N m T3= 9550 P3n3= 9550 4.91524.00N m = 1955.76N m 将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表： 轴名 功率 P/kW 转矩 T/Nm 转速 n r/min 传动比 效率 输入 输出 输入 输出 电机轴 5.608 55.21 970 3 0.95 1轴 5.330 5.277 157.43 155.86 323.33 4.3448 0.96 2轴 5.118 5.067 656.33 649.77 74.47 3.1025 0.96 3轴 4.915 4.866 1955.76 1936.20 24.00 5 三三、主要零部件的主要零部件的设计设计计算计算 1. 1. V V 带设计带设计计算计算 1. 确定计算功率 Pc 由公式 Pc=KAP，查机械设计150 页表 4-7 取 KA = 1.1（载荷变动较小，金属切削机床） Pc = 1.1 5.608 = 6.169kW 2. 选择带型 根据 Pc =6.169kW 和 nm=970r/min 选取 V型带型号为 A 型。 3. 确定带轮直径和带速 查机械设计146 页表 4-3 选取小带轮直径：A型带 dd1 =125mm。大带轮直径为（取滑动率 = 0.01） 2=12 1(1 ) = 970323.33 125 (1 0.01) = 371.25 按机械设计152 页表 4-8 所列的 V 带轮的基准直径系列加以圆整，取 dd2 = 375mm。小带轮带速为 v =1160 1000=3.14 125 97060 1000= 6.345/ 满足 5m/s 120 满足 120的要求。 6. 确定带的根数 查机械设计146 页表 4-3 得单根 V 带基本额定功率0= 1.4，传动比i = 3，查 147 页表 4-4 得基本额定功率增量P0= 0.11，包角系数k= 0.95，长度系数k= 1.06，则 z =PcP=Pc(P0+ P)kkL=6.169(1.4 + 0.11) 0.95 1.06= 4.05 取 z=4 根。 7. 确定带的初拉力0 10. 0)15. 2(5002llcovKvzPF其中 计算初拉力0= 202.31 8. 计算传动带在轴上的作用力 作用力为 = 2 202.31 sin2= 1593.9 9. 带轮与张紧装置 带轮均使用 HT150，结构均采用幅板式。张紧装置使用定期张紧装置：滑动式张紧装置。查表得知带轮轮毂孔径 D=42mm，轮毂宽度 L=50mm 2. 2. 齿轮设计齿轮设计计算计算 1)1) 高速级齿轮高速级齿轮 参数要求： 1= 323.33r/min, 2= 74.47r/min, i = 4.342。生产批量 5 台，预期使用寿命 10 年，每年 365 个工作日，一天工作 16 小时。 7 考虑到主动轮的转速不是很高，传动尺寸无严格的限制，批量较小，故小齿轮用40Cr，调质处理，硬度为 HB=241286，平均取为 260HB，大齿轮用 45 号钢，调质处理，硬度 HB=229286，平均取 240HB，精度等级选为 8 级。 计算项目 计算内容 计算结果 （1）初步计算 转矩1T 1611055. 9nPT T1=157.43Nm 齿宽系数d 由机械设计265 页附录 B-3，取d= 1.1 d= 1.1 接触疲劳极限limH 由机械设计84 页图 2-24 得到 MPaMPaHlH5807102lim1lim 初步计算需用接触应力HP 1lim12lim20.90.9 7100.90.9 580HPHHPHlMPaMPa MPaMPaHPHP5226392! dA值 由机械设计265 页表 B-1，估计 15取756dA， 756dA 动载荷系数K 由机械设计265 页表 B-1 K=1.4 初步计算小齿 径（闭式软齿面） 1d da AdkT1dHP2u + 1u3 =756 1.4157.431.252224.342+14.3423mm = 71.02 初取 d1=75mm 初步齿宽b 1dbd b=83mm （2）校核计算 圆周速度 v =d1 n160 1000= 75 323.3360000= 1.27m/s V=1.27m/s 精度等级 由机械设计53 页表 2-1 选择 8 级精度合理 齿数z、模数m和螺旋角 取 z1=29 则 z2=iz1=125.9 一般1z与2z应取为互质数 取 z1=29,z2=126 8 i=126/29=4.3448 （4.3448-4.342）/4.342=0.06% 传动比误差为 0.06% mt=d1z1=7529= 2.586 d2= mt z2= 2.586 126 = 325.86mm mt=2.586 d2=325.86mm 由机械设计54 页表 2-4 取mn= 2.5 mn= 2.5 = arccosmnmt= arccos2.52.586= 14.82 = 14.82 与估计值 15 度十分接近 使用系数 由机械设计61 页表 2-7 原动机均匀平稳，工作机有中等冲击 1.25AK 动载系数 由机械设计62 页图 2-6 1 . 1VK 齿间载荷分配系数 先求 Ft=2T1/d1 Ft=4198.1N KA Ftb= 63.22N/mm KA Ftb 1 Z= 0.773 螺旋角系数 cosZ Z= 0.983 许用接触应力 由机械设计83 页表 2-17 取一般可靠度系数limHS 总工作时间1630010ht 5.01limHS hth48000 接触寿命系数NTZ由机械设计86页图 2-27 查出 ZNT1=1.06 ZNT2=1.17 齿面工作硬化系数 17001302.1221HBZZWW 14. 121WWZZ 接触强度尺寸系数XZ由机械设计87 页表 2-18 按调质钢查 0. 121XXZZ 润滑油膜影响系数取为 1212121VVRRLLZZZZZZ limlimHXWRVLNTHHPSZZZZZZ HP1= 817.1MPa HP2= 736.8MPa 验算 H= ZHZEZZKAKvKHKHFtd1 bu + 1u =593.99MPa 21,minHPHPH 合格 （3）确定主要传动尺寸 10 中心距 = (d1+ d2)/2=200.4 取整 = 200 螺旋角 = arccos(z1+ z2)mn2a= arccos(29 + 126) 2.52 200= 142141 = 142141 端面模数 mt=mncos=2.5cos142141= 2.5806 mt= 2.5806 分度圆直径 cos/zmdn d1= 74.839mm d2= 325.156mm 齿宽 1dbd 取 b小=82.32mm b大=83mm （4）齿根弯曲疲劳强度验算 齿形系数FaY 计算当量齿数Zn1=Z1cos3= 31.9 Zn2=Z2cos3= 138.6 由机械设计80 页图 2-20,查得FaY YF1= 2.48 YF2= 2.24 应力修正系数SaY 由机械设计81 页图 2-21 查得 YS1= 1.63 YS2= 1.78 螺旋角系数Y 由机械设计82 页图 2-22 查取 Y= 0.87 齿向载荷分布系数FK bh= 83/(2.25 2.5) = 14.76 由机械设计64 页图 2-9 查取 KF= 1.45 许用弯曲应力FP 89 页图 2-30 试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限limF 由 83 页表 2-17 查最小安全系数minFS 由 83 页图 2-33 确定尺寸系数XY 由 91 页图 2-32 确定弯曲寿命系数NTY 22lim21lim/270/300mmNmmNFF25.1minFS 0 . 121XXYY YNT1= 0.89 YNT2= 0.93 FP1= 427MPa 11 另外取112212121RrelTRrelTVrelTVrelTSTSTYYYYYY limlimFXRrelTVrelTNTSTFFPSYYYYY FP2= 401MPa 验算 YYYYmbFKKKKSaFantFFVAF1 F1= 142MPa FP1, F2= 140MPa 100 由机械设计63 页表 2-8，软齿面斜齿轮，精度等级 8 级 KH= KF=1.1 齿向载荷分布系齿向载荷分布系数数 KH= A + B(bd1)2+ C 103b = 1.17 +0.16(132120)2+ 0.61 103 132 =1.444 KH= 1.444 区域系数区域系数 由 76 页图 2-18 查出 ZH=2.43 ZH=2.43 弹性系数弹性系数 由 77 页表 2-15 查出MPaZE8.189 MPaZE8.189 重合度系数重合度系数 由机械设计56 页表 2-5 得 t= arctan(tanncos) = arctan(tan20cos12.845)= 20.471 at1= arccosdb1da1= arccos(d1costda1)= 26.844 at2= arccosdb2da2= arccos(d2costda2)= 22.781 由于无变位，端面啮合角t= t t= 20.471 at1= 26.844 at2= 22.781 t= 20.592 14 tattatzztantantantan212211 =bsinmn=132 sin12.845 3= 3.11 Z= 1=11.723= 0.762 = 1.723 = 3.11 1 Z= 0.762 螺旋角系数螺旋角系数 cosZ Z= 0.987 许用接触应力许用接触应力 由机械设计83 页表 2-17 取一般可靠度系数limHS 总工作时间1630010ht 5.01limHS hth48000 接触寿命系数NTZ由机械设计86页图 2-27 查出 ZNT1=1.06 ZNT2=1.17 齿面工作硬化系数 17001302.1221HBZZWW 14. 121WWZZ 接触强度尺寸系数XZ由机械设计87 页表 2-18 按调质钢查 0 . 121XXZZ 润滑油膜影响系数取为 1212121VVRRLLZZZZZZ limlimHXWRVLNTHHPSZZZZZZ HP1= 817MPa HP2= 736MPa 验算验算 H= ZHZEZZKAKvKHKHFtd1 bu + 1u =487.4MPa 21,minHPHPH 合格 （3 3）确定主要传动尺寸）确定主要传动尺寸 中心距中心距 = (d1+ d2)/2=246.1 取整 = 245mm 15 螺旋角螺旋角 = arccos(z1+ z2)mn2= arccos(39 + 121) 32 245= 11.79 = 114724 端面模数端面模数 mt=mncos=3cos11.79= 3.065 mt= 3.065 分度圆直径分度圆直径 cos/zmdn d1= 119.52mm d2= 370.82mm 齿宽齿宽 1dbd 取 b小=131mm b大=132mm （4 4）齿根弯曲疲劳强度验算）齿根弯曲疲劳强度验算 齿形系数齿形系数FaY Zn1=Z1cos3= 42 Zn2=Z2cos3= 129 由 80 页图 2-20,查得FaY YF1= 2.42 YF2= 2.21 应力修正系数应力修正系数SaY 由 81 页图 2-21 查得 YS1= 1.68 YS2= 1.78 螺旋角系数螺旋角系数Y 由 82 页图 2-22 查取 Y= 0.90 齿向载荷分布系齿向载荷分布系数数FK bh= 132/(2.25 3) = 19.56 由 64 页图 2-9 查取 KF= 1.46 许用弯曲应许用弯曲应力力FP 试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限limF 由 83 页表 2-17 查最小安全系数minFS 由 87 页图 2-18 确定尺寸系数XY 由 91 页图 2-32 确定弯曲寿命系数NTY 另外取112212121RrelTRrelTVrelTVrelTSTSTYYYYYY 22lim21lim/270/300mmNmmNFF25.1minFS 0 . 121XXYY YNT1= 0.89 YNT2= 0.93 FP1= 427MPa FP2= 401MPa 16 limlimFXRrelTVrelTNTSTFFPSYYYYY 验算验算 YYYYmbFKKKKSaFantFFVAF1 F1= 151MPa FP1，= 146MPa FP1合格 （5 5）小结：齿轮主要传动尺寸列表）小结：齿轮主要传动尺寸列表 模数模数nmm 3mm 压力角压力角n 20 螺旋角螺旋角 分度圆直分度圆直d d1=119.52mm d2=370.82mm 齿顶高齿顶高ah h= hm = 1 3 3 齿根高齿根高fh hf= hfm = 1.25 3 3.75 齿顶间隙齿顶间隙C C = 0.25 m = 0.25 3 0.75 齿根圆直齿根圆直fd ffhdd211 ffhdd222 df1= 112.02mm df2= 363.32mm 中心距中心距a 2121dda 245mm 齿齿 宽宽b 12dbbd mmbb1051 b1=138mm b2=132mm 齿顶圆直齿顶圆直ad aahdd211 aahdd222 da1=125.52mm da2=376.82mm 17 3. 3. 轴系设计轴系设计 1)1) 输入轴的设计与校核输入轴的设计与校核 计算项目计算项目 计算内容计算内容 计算结果计算结果 材料的选择材料的选择 根据轴的使用条件，选择 45 号钢，正火处理，硬度 HB=170217 材料系数材料系数 查机械设计38 页表 1-3 C=112 估算轴径估算轴径 d Cpn3= 1125.33323.333mm = 28.5mm 由于有一个键，扩大 5%，根据带轮轮毂宽度，该轴段长度为 65mm 取dmin= 30mm 初步设计初步设计轴的结构轴的结构 初选滚动轴承 6209，轴承尺寸为外径 D =85mm，宽度 B =19mm。 初步设计轴（齿轮轴）的结构如下图所示。 所受转矩所受转矩 T1= 157.43N m 齿轮圆周力齿轮圆周力 Ft1=2T1d1=2 157.4375 103= 4198N Ft1= 4198N 齿轮径向力齿轮径向力 Fr1= Fttanncos= 4198 tan20cos142141= 1577N Fr1= 1577N 齿轮轴向力齿轮轴向力 F1= Ft1 tan = 4198 tan142141 = 1075N F1= 1075N 带轮带轮作用在轴作用在轴上上的力的力 Fq= 1593.9N Fq= 1593.9N 18 轴受力图轴受力图 垂直面反力垂直面反力 = 228+ ( + .) + ( + .)= . + ( + + .) = = 竖直面内收力竖直面内收力图图 水平面反水平面反力力 = ( + .) ( + .) = . = = 水平面受水平面受力图力图 78.5 228 103 78.5 228 103 78.5 228 103 19 垂直面弯矩图垂直面弯矩图 水平面弯矩图水平面弯矩图 合成弯矩图合成弯矩图 合成弯矩合成弯矩 22HVMMM = = = 转矩图转矩图 = = . 应力校正应力校正系数系数 用插入法求得用插入法求得 ，MPaMPabb95,5511 579.0755511bb 579. 0 78.5 228 103 103 228 78.5 78.5 228 103 20 当量弯矩当量弯矩图图 计算当量弯矩计算当量弯矩 22)( TMM 截面 C 出是危险面 Mec= 268331N mm 校核校核 需用弯曲应力为 MPab551 31.0 dMWMeeb b= 6.36Mpa 55 合格 21 2)2) 中间轴的设计与校核中间轴的设计与校核 计算项目计算项目 计算内容计算内容 计算结果计算结果 材料的选择材料的选择 为为 45 号钢，正火处理，硬度号钢，正火处理，硬度 HB=170217 材料系数材料系数 查查机械设计机械设计38 页页表表 1-3 有有 C=112 估算轴径估算轴径 d CPn3= 1125.11874.473= 45.9mm 由于有一个键槽，轴径增加 5% 取d2=50mm 所受转矩所受转矩 6.56 105N mm 齿轮圆周力齿轮圆周力 Ft2=2T2d2= 10938N Ft2= 10938N 齿轮径向齿轮径向力力 Fr2= Fttanncos= 10938 tan20cos114724= 4067N Fr2= 4067N 齿轮轴向齿轮轴向力力 Fa2= Ft2 tan = 10938 tan114724= 2283N Fa2= 2283N 轴受力图轴受力图 79 124 105.5 22 垂直面反力垂直面反力 Fr2 105.5 + Fa21202+ Fr1 229.5= Fa13172+ Fdv 308.5 Fav 308.5 + Fa21202= Fr2 203 + Fr1 79 + Fa13172 Fav= 3188N Fdv= 2455N 竖直面受竖直面受力图力图 水平面反力水平面反力 Ft2 105.5 + Ft1 229.5 = Fdh 308.5 Fah 308.5 = Ft1 79 + Ft2 203 Fah= 6122N Fdh= 617N 水平面受力图水平面受力图 垂直面弯矩图垂直面弯矩图 水平面弯矩图水平面弯矩图 合成弯矩图合成弯矩图 79 124 105.5 79 124 105.5 79 124 105.5 79 124 105.5 79 124 105.5 23 合成弯矩计算合成弯矩计算 22HVMMM 转矩图转矩图 应力校正系数应力校正系数 用插入法得用插入法得 ，MPaMPabb95,5511 579.0755511bb 579. 0 当量弯矩图当量弯矩图 计算当量弯矩计算当量弯矩 22)( TMM 截面 B 出是危险面 Meb= 799142N mm 校核校核 需用弯曲应力为 MPab551 31.0 dMWMeeb bc= 45.17MPa 55 合格 79 124 105.5 79 124 105.5 24 3)3) 输出轴的设计输出轴的设计 计算项目计算项目 计算内容计算内容 计算结果计算结果 材料的选择材料的选择 为为 45 号钢，正火处理，硬度号钢，正火处理，硬度 HB=170217 材料系数材料系数 查查机械设计机械设计38 页页表表 1-3 有有 C=112 估算轴径估算轴径 d CPn3= 1124.915243= 66.0mm 有一个键，轴径增加 5% 取d3=70mm 所受转矩所受转矩 T3= 1.9558 106N mm 齿轮圆周力齿轮圆周力 Ft3=2T3d3= 10543N Ft3= 10543N 齿轮径向力齿轮径向力 Fr3= Fttanncos= 10543 tan20cos114724= 3920N Fr3= 3920N 齿轮轴向力齿轮轴向力 Fa3= Ft3 tan = 10543 tan114724= 2200N Fa3= 2200N 轴受力图轴受力图 109.5221 25 垂直面反力垂直面反力 Fr3 109.5 = Fcv 330.5 + Fa3702 Fav 330.5 = Fr3 221 + Fa33702 Fcv= 67.3N Fav= 3852.7N 竖直面受竖直面受力图力图 水平面反力水平面反力 Fah 330.5 = Ft3 221 Fch 330.5 = Ft3 109.5 Fah= 7050N Fch= 3493N 水平面受力图水平面受力图 垂直面弯矩图垂直面弯矩图 水平面弯矩图水平面弯矩图 109.5 221 109.5 221 109.5 221 26 合成弯矩图合成弯矩图 合成弯矩计算合成弯矩计算 22HVMMM Mb1= 879727N mm Mb2= 772118N mm 转矩图转矩图 T = T3= 1955760N mm 应力校正系数应力校正系数 用插入法由用插入法由 39 页页表表 1-4 中中得，得，MPaMPabb95,5511 579.0755511bb 579. 0 当量弯矩图当量弯矩图 计算当量弯矩计算当量弯矩 22)( TMM 截面 B 出是危险面 Meb= 1433951N mm 校核校核 需用弯曲应力为 MPab551 31.0 dMWMeeb b= 21MPa ，Fa2F2= 0.334 X1/2= 0.56，Y1/2= 1.74 X1、2= 0.56， Y1、2= 1.74 冲击载冲击载荷系数荷系数 由机械设计245 页表 8.8 查得 fd= 1.2 B 端轴承当端轴承当量载荷量载荷 ardYFXFfP P1=4019N P2=4405N 轴承寿轴承寿命命 PCnLrh1667010（球轴承3） L10h= 3.15 年 寿命合格 结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。 2)2) 中间轴轴承的选择中间轴轴承的选择 该轴为工作于普通温度下的短轴，故支点采用两端单向固定的方式选用一对深沟球轴承，按轴径初选深沟球轴承 6210。下面进行校：28 计算项目计算项目 计算内容计算内容 计算结果计算结果 轴承主要性轴承主要性能参数能参数 查手册 6210 轴承主要性能参数如下： d=50mm,D=90mm,B=20mm, C0r= 23200N，Cr= 35000； C0r= 51800N Cr= 35000 确定确定 AB 端端X、Y 值值 Fa= 1208,Fr1= 6902,Fr2= 2531由机械设计244 页表 8.7,FaC0r= 0.052,取 e=0.25 Fa1Fr1= 0.175 e,X2 = 0.56,Y2 = 1.72 X1=1,Y1=0 X2 = 0.56,Y2 = 1.72 冲击载荷系冲击载荷系数数 由机械设计245 页表 8.8 查得 fd= 1.1 B 端轴承当端轴承当量载荷量载荷 ardYFXFfP P1=7590N P2=3495N 轴承寿命轴承寿命 PCnLrh1667010（球轴承3） L10h= 3.3 年 寿命合格 3)3) 输出轴轴承的选择输出轴轴承的选择 该轴为工作于普通温度下的短轴，故支点采用两端单向固定的方式选用一对角接触球轴承，按轴径初选 6217 轴承，下面进行校核： 计算项目计算项目 计算内容计算内容 计算结果计算结果 轴承主要性轴承主要性能参数能参数 查手册 6217 轴承主要性能参数如下： d=85mm,D=150mm,B=28mm, C0r= 63800N； Cr= 83200N C0r= 45000N Cr= 83200N 确定确定 AB 端端X、Y 值值 由机械设计244 页表 8.7 FaC0r= 0.025,取 e=0.21 Fa1Fr1= 0.31e， X1=0.56，Y1=2 Fa2Fr2= 0.42 e X2 = 0.56,Y2 = 2 X=0.56,Y=2 29 冲击载荷系冲击载荷系数数 由机械设计245 页表 8.8 查得 fd= 1.5 B 端轴承当端轴承当量载荷量载荷 ardYFXFfP P1=12250N P2=9533N 轴承寿命轴承寿命 PCnLrh1667010（球轴承3） L10h= 24 年 寿命合格 5. 5. 键的键的设计设计和校核和校核 键的选择主要考虑所传递的扭矩的大小，轴上零件是否需要沿轴向移动，零件对中要求等等。 计算项目计算项目 计算内容计算内容 计计 算算 结结 果果 （1）高速轴（输入轴）与带轮连接键的选择和校核）高速轴（输入轴）与带轮连接键的选择和校核 键的选择和参键的选择和参数数 静联接,选用普通平键，圆头，由手册查得d=35mm 时，故应选用键10 8，标记为 键 108 GB/T 1096 2003 键 108 GB/T 1096 2003 转转 矩矩 T=157.43Nm 键键 长长 选择标准键长 L=56mm 接触长度接触长度 l = L b l = 46mm 许用挤压应力许用挤压应力 P校校 核核 查机械设计224 页表 7-1 可得铸铁的许用挤压应力为 p=（7080）MPa p=4Thld=4 157.43 1038 46 35= 48.9MPa p= 48.9MPa PP 故满足要求 （2）中间轴与一级减速大齿轮连接键的选择和校核）中间轴与一级减速大齿轮连接键的选择和校核 30 键的选择和参数 静联接,选用普通平键，圆头 由手册查得 d=58mm 时，选用键16 10 标记为 键 1610 GB/T 1096 2003 此处使用双键，对称分布。 键 1610 GB/T 1096 2003 此处使用双键，对称分布。 转 矩 T=656Nm 键 长 L=70mm 接触长度 bLl l=54mm 许用挤压应力 P校 核 查机械设计224 页表 7-1 可得铸铁的许用挤压应力为 p=（7080）MPa p=4Thld=4 656 1031.5 10 54 58= 55.8MPa p= 55.8MPa PP故满足要求 （3）中间轴与二级减速小中间轴与二级减速小齿轮连接键的选择和校核齿轮连接键的选择和校核 键的选择和参数 静联接,选用普通平键，圆头 由手册查得 d=58mm 时，选用键16 10，键 16 10 GB/T1096 键 1610 GB/T1096 转 矩 T=656Nm 键 长 L=100mm 接触长度 bLl l=84mm 许用挤压应力 P校 核 查机械设计224 页表 7-1 可得铸铁的许用挤压应力为 p=（7080）MPa p=4Thld=4 656 10310 84 58= 53.8MPa p= 53.8MPa PP故满足要求 31 （4）输出轴与二级减速大输出轴与二级减速大齿轮连接键的选择和校核齿轮连接键的选择和校核 键的选择和参数 静联接,选用普通平键，圆头，由手册查得d=93mm 时，故两键应分别选用键25 14，键25 14 GB/T1096 键25 14 GB/T1096 转 矩 T=1955Nm 键 长 L=125mm 接触长度 bLl l=100mm 许用挤压应力 P校 核 查机械设计224 页表 7-1 可得铸铁的许用挤压应力为 p=（7080）MPa p=4Thld=4 1955 10314 100 93= 60.06MPa p= 60.06MPa PP故满足要求 （5）输出轴与输出轴与联轴器联轴器连接键的选择和校核连接键的选择和校核 键的选择和参数 静联接,选用普通平键，圆头，由手册查得d=70mm 时，故两键应分别选用键20 12，键20 12 GB/T1096 键20 12 GB/T1096 转 矩 T=1955Nm 键 长 L=125mm 接触长度 bLl l=105mm 许用挤压应力 P校 核 查机械设计224 页表 7-1 可得钢的许用挤压应力为 p=（125-150）MPa p=4Thld=4 1955 10312 105 70= 88MPa p= 88MPa PP故满足要求 32 四四、减速器机体各部分结构尺寸减速器机体各部分结构尺寸 名称名称 符号符号 减速器型式及尺寸减速器型式及尺寸 单位单位：mm 箱座壁厚箱座壁厚 通过计算，并考虑铸造工艺，壁厚取 = 10mm 箱盖壁厚箱盖壁厚 1 通过计算，并考虑铸造工艺，壁厚取1= 8mm 箱座凸缘厚度箱座凸缘厚度 b b = 1.5 = 15mm ， 取 b=15mm 箱盖凸缘厚度箱盖凸缘厚度 1b b1= 1.51= 12mm ， 取 b1=12mm 箱座底凸缘厚度箱座底凸缘厚度 2b b2= 2.5 = 25mm ， 取 b2=25mm 地脚螺钉直径地脚螺钉直径 fd 0.036a + 12， 取df= 20mm 地脚螺钉数目地脚螺钉数目 n 取 n=4mm 轴承旁连接螺栓直径轴承旁连接螺栓直径 2d fd6. 05. 0 取d2= 12mm 轴承端盖螺钉直径轴承端盖螺钉直径 3d fd5. 04. 0 取d3= 8mm 窥视孔盖螺钉直径窥视孔盖螺钉直径 4d fd4. 03. 0 取d4= 6mm 定位销直径定位销直径 d 取mmd10 大齿轮顶圆与内壁大齿轮顶圆与内壁距离距离 1 15mm 齿轮轮毂端面与内齿轮轮毂端面与内机壁距离机壁距离 2 2 ,取2= 10mm 轴承端盖外径轴承端盖外径 2D 35.55dD 取mmD1901402 轴承端盖凸缘厚度轴承端盖凸缘厚度 t 32.11d 取mmt10 33 五五、润滑和密封形式的选择润滑和密封形式的选择 1. 1. 二级减速齿轮的润滑二级减速齿轮的润滑 减速器中的二级减速齿轮,由于齿轮外缘的回转速度小于 12m/s，因此采用浸油润滑，选用22ANL全损耗系统用油（GB443-1989）,浸油深度应没过至少 1 到 2 个齿高，一般不应小于 10mm。 2. 2. 滚动轴承的润滑滚动轴承的润滑 三对深沟球轴承轴承处的零件轮缘线速度均小于sm/2，所以应考虑使用油脂润滑，但应对轴承处nd 值进行计算。nd 值小于rpmmm5102时宜用油脂润滑；否则应设计辅助润滑装置。这里都选择脂润滑。 采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油板将轴承与箱体内部隔开。 在选用润滑脂的牌号时，根据手册查得常用油脂的主要性质和用途。因为本设计的减速器为室内工作，环境一般，不是很恶劣，所以选用通用锂基润滑脂（19877324GB） ，它适用于C12020宽温度范围内各种机械设备的轴承，选用牌号为1ZL的润滑脂。 3. 3. 密封形式的选择密封形式的选择 为防止机体内润滑剂外泄和外部杂质进入机体内部影响机体工作，在构成机体的各零件间，如机盖与机座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度不是很大，采用接触式密封，输入轴与轴承盖间 V 3m/s，采用粗羊毛毡封油圈，输出轴与轴承盖间也为 V 3m/s，故采用粗羊毛毡封油圈。 、 34 六六、技术说明技术说明 1. 减速器装配前， 必须按图纸检验各个部分零件， 然后需用煤油清洗， 滚动轴承用汽油清洗，内壁涂刷抗机油浸蚀的涂料两次。 2. 在装配过程中轴承装配要保证装配游隙。 3. 轴承部位油脂的填入量要小于其所在轴承腔空间的 2/3。 4. 减速器的润滑剂在跑合后要立即更换， 其次应该定期检查， 半年更换一次。 润滑轴承的润滑脂应定期添加。 5. 在机盖机体间，装配是涂密封胶或水玻璃，其他密封件应选用耐油材料。 6. 对箱盖与底座结合面禁用垫片， 必要时可涂酒精漆片或水玻璃。 箱盖与底座装配好后，在拧紧螺栓前应用 0.05mm 塞尺检查其密封性。在运转中不许结合面处有漏油渗油现象。 7. 减速器装配完毕后要进行空载试验和整机性能试验。 空载实验：在额定转速下正反转各 1 2 小时，要求运转平稳、声响均匀、各联接件密封处不得有漏油现象。 负载实验：在额定转速及额定载荷下，实验至油温不再升高为止。通常，油池温生不得超过 35 C，轴温升不得超过 40 C。 8. 搬动减速器应用底座上的钓钩起吊。箱盖上的吊环仅可用与起吊箱盖。 9. 机器出厂前， 箱体外表面要涂防护漆， 外伸轴应涂脂后包装。 运输外包装后要注明放置要求。35 七七、参考参考资料资料 1. 机械设计综合课程设计 ，王之栋、王大康主编，北京：机械工业出版社， 2007 2. 机械设计 ，王之栋，马纲，陈心颐等编著，北京：北京：北京航空航天大学出版社， 2005 3. 减速器选用手册 ，化学工业出版社，周明衡主编， 2002 年 6 月第一版 4. 机械制图（第四版） ，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编， 2001 年 8 月第四版