机械设计课程设计减速器齿轮轴设计与校核DOC.docx

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机械设计课程设计减速器齿轮轴设计与校核DOC

）.齿轮轴的设计

I.输出轴上的功率Pj!

、转速5和转矩Tjj

由上可知=8.63kw，n=303^125r/min，\=2.719咒105Nmm

n.求作用在齿轮上的力

因已知高速小齿轮的分度圆直径

d1=m召=3咒29=87mm

F2m=2"719“05=6250.57Nch87

Fr=Fttana=2275N

m.初步确定轴的最小直径

材料为45钢，调质处理。

根据《机械设计》表15-3，取Ao=115，于是

d—册35.115mm

由于键槽的影响，故dmin=1.03dmin=36.仃mm

输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径di』，取di』=38mm，根据带

轮结构和尺寸，取ly=100mm。

IV.齿轮轴的结构设计

（1）.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）.为了满足带轮的轴向定位要求，1-n段右端需制出一轴肩，故取n-m段的

2）.初步选择滚动轴承。

因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角

接触球轴承。

按照工作要求并根据dn_m=42mm，查手册选取单列角接触球轴

承7209AC，其尺寸为dXDXB=45mmx85mmx19mm，故

dm~dvii-VIII-45mm;而1切^viii-19mm。

lV-VI=92mm。

轴肩高度h>0.07dIII-IV，故取h=3.5mm，则轴环处的直径dw』=dwJ=52mm。

轴环宽度b>1.4h，取l』=6.5mm，因为要使大小

齿轮对齐啮合，故lVI-VII=26.5mm。

4）.轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。

根

据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮右

端面间的距离l=30mm，故ln』=50mm。

5）.取齿轮距箱体内壁的距离a=15mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8.5mm，已知滚动轴承宽度T=19mm，贝U

l皿』=T+s+a-lj=（19+8.5+15-6）mm=36.5mm

（2）.轴上零件的周向定位

m6。

带轮与轴的周向定位均采用平键连接。

按di_n由《机械设计》表6-1查得平键截面b^h=10mmx8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为80mm。

滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为

（3）.确定轴上圆角和倒角尺寸

参考《机械设计》表15-2，取轴端圆角2x45'"。

至此，已初步确定了轴的各段和长度，简图如下：

V.求轴上的载荷

首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。

在确定轴承的支点位置时，应从手

册中查取a值。

对于7209AC型角接触球轴承，由手册中查得a=24.7mm。

因

此。

作为简支梁的轴的支撑跨距L2+L3=130.6mm。

根据轴的计算简图做出轴

的弯矩图和扭矩图。

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出齿轮所在截面是轴的危险截面。

现将计算处的此截面处的MH、MV及M的值列于下表。

载荷

水平面H

垂直面V

支反力F

Fnhi=3197.O8N,

Fnvi=1163.6N,

FnH2=3O535N

Fnv2=1111.4N

弯矩M

MH=203973.8N”mm

Mv=74241.52N”mm

总弯矩

M=217064.77Nmm

扭矩T

T=271900Nmm

m.按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的

强度。

根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取

a=0.6，轴的计算应力

丁研+（订）2=J173675.22^6：

271900）2.3.6MPa

W0.仆873

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计》表15-1查得

[b』]=60MPa，因此bcac<[bj]，故安全。

三）.滚动轴承的校核

轴承的预计寿命L'h=8咒8咒2x300=38400h

I计算输入轴承

（1）.已知n][=303.125r/mi，两轴承的径向反力

Fr1=3197.08N,Fr2=3053.5N

由选定的角接触球轴承7209AC查《机械设计》表13-7可知：

轴承派生轴向

力Fs=0.63Fr,g卩F&=0.68x3197.08=2174.0144N，Fs^2076.38N

⑵.

⑶.

因为Fs1+Fa=Fs2，所以Fa=-97.6344N

故Fa1=F&=2174.0144N，Fa^Fs2+F^2174.0144N

FaJFp=0.68,Fa2/Fr2=0.71，查手册可得e=0.68

由于Fai/Fri

Fa2/Fr2Ae,故X2=0.41,丫2二0.87

由《机械设计》表13-6，取fp=1.2，则

P=fp（X1Fr+Y1FA）=3836.5N

P2=fp（X2Fr+Y2Fa）=3772N

（5）.轴承寿命计算

由于P1>P2，取P=3836.5N，角接触球轴承，取s=3，1

查手册得7209AC型角接触球轴承的G=36.8，则

故满足预期寿命。

计算输出轴承

Fri=2872.82N,Fr2=3089.62N

F&=0.63Fr=1809.9N,Fs^0..63Fr=1946.5N

（2）.

（3）.

因为Fs1+Fa=Fs2，所以F厂136.6N

故Fa1=Fs1+Fa=1946.5N，Fa2=Fs2=1946.5N

Fa1/Fr1=0.67，Fa2/Fr2=0.63，查手册可得e=0.68

由于Fa1/Fr1ce，故X1=0；

Fa2/Fr2ve,故X2=1,丫2=0

计算当量载荷R、P2由《机械设计》表13-6，取fp=1.2，则

P=fp（X1Fr+Y1FA）=3447.384N

P2=fp（XzFr+Y2FA）=3707.544N

（5）.轴承寿命计算

由于R=P2，取P=3707.544N，角接触球轴承，取s=3，ft=1

查手册得7214AC型角接触球轴承的Cr=69.2KN，则

6

『冷乎一174508/"

故满足预期寿命。

8.键联接设计

I.带轮与输入轴间键的选择及校核

轴径d=38mm,轮毂长度L=100mm，查手册，选A型平键，其尺寸为

b=10mm，h=8mm，L=80mm（GB/T1096-79）

现校核其强度：

I=L-b=70mm,T=271900Nmm，k=』

2

=gP110L2"0"71.900=51.109MPa

Pkid4^70天38

查手册得［bp］=（100〜120）MPa，因为cTpcpp］，故键符合强度要求。

n.输出轴与齿轮间键的选择及校核hb

轴径d=75mm，轮毂长度L=85mm，查手册，选A型平键，其尺寸为

b=20mm，h=12mm，L=70mm（GB/T1096-79）

现校核其强度：

I=L-b=50mm,T=1270000Nmm，k=-

2

kid

=m=22g0=113MPa

P46%50X75

查手册得［bp］=（100〜120）MPa,因为bp＜［bp］，故键符合强度要求。

m.输出轴与联轴器间键的选择及校核

轴径d=60mm，轮毂长度L=105mm，查手册，选C型平键，其尺寸为

b=18mm，h=11mm，L=90mm（GB/T1096-79）

现校核其强度：

I=L-b=72mm,T=1210000N-mm，

2

kid

=十="103纠210=102mPa

p45.5x72x60

查手册得［升］=（100〜120）MPa,因为bp<2p］，故键符合强度要求。

9.箱体结构的设计

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啮合质量，大端盖分机体采用巴配合.

k6

1.机体有足够的刚度

在机体外加肋，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。

Ra6.3。

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大于40mm。

为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为

3.机体结构有良好的工艺性.

铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。

机体外型简单，拔模方便.

4.对附件设计

A视孔盖和窥视孔

在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固

B油螺塞：

放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。

C油标：

油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。

油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.

D通气孔：

由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.

E位销：

为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.

F吊钩：

在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体减速器机体结构尺寸如下：

名称

符号

计算公式

结果

箱座壁厚

CT=0.025a+1>8

8

箱盖壁厚

bi

F=0.02a+1>8

8

箱盖凸缘厚度

bi

3=1.5^

12

箱座凸缘厚度

b

^1.50"

12

箱座底凸缘厚度

b2

b2=2.53

20

地脚螺钉直径

df

df=0.036a+12

M20

地脚螺钉数目

n

查手册

4

轴承旁联接螺

栓直径

di

a=0.75df

M16

机盖与机座联接螺栓直径

d2

d2=（0.5~0.6）df

M12

轴承端盖螺钉

直径

d3

d3=（0.4~0.5）df

M10

视孔盖螺钉直径

d4

d4=（0.3~0.4）df

M8

定位销直径

d

d=（0.7~0.8）d2

10

df，di，d2至

外机壁距离

Ci

查《机械设计课程设

计指导书》表5-3

24

22

18

df，d2至凸缘

边缘距离

C2

查《机械设计课程设

计指导书》表5-3

24

16

外机壁至轴承座端面距离

li

l1=C1+C2+（8~12）

48

大齿轮顶圆与

内机壁距离

Ai

亠>1.2CT

10

齿轮端面与内

机壁距离

也2

A2>0-

>8

机座肋厚

m

m止0.85D

m=8

10.润滑密封设计

对于单级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以

其速度远远小于⑴5〜2^1mmr.zmi所以采用脂润滑，箱体内选用

SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。

油的深度为H+h，H=40h=20。

所以H+h=40+20=6a其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。

从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连

接表面应精刨，密封的表面要经过刮研。

而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，并均匀布置，保证部分面处的密封性。

轴承端盖采用嵌入式端盖，易于加工和安装。

1.联轴器设计

1.类型选择.

为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器

2.载荷计算.

见轴的设计。