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二级圆柱直齿齿轮减速器

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二级圆柱直齿齿轮减速器
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机械毕业设计全套
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二级圆柱直齿齿轮减速器,机械毕业设计全套
内容简介:
2 004 级 专 科毕业设计论文 第 1 页 共 33 页 1 引言 齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它的主要优点是:瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠,可传递空间任意两轴之间的运动和动力;适用的功率和速度范围广;传动效率高, =0.92-0.98;工作可靠、使用寿命长;外轮廓尺寸小、结构紧凑。由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器 ,用于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 ,在现代机械中应用极为广泛。 国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主,但普遍存在着功率与重量比小,或者传动 比大而机械效率过低的问题。另外,材料品质和工艺水平上还有许多弱点,特别是大型的减速器问题更突出,使用寿命不长。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。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主,体积和重量问题,也未解决好。 当今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。减速器与电动机的连体结构,也是大力开拓的形式,并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。近十几年来 ,由于近代计算机技术与数控技术的发展,使得机械加 工精度,加工效率大大提高,从而推动了机械传动产品的多样化,整机配套的模块化,标准化,以及造型设计艺术化,使产品更加精致,美观化。 在 21世纪成套机械装备中 ,齿轮仍然是机械传动的基本部件。 CNC 机床和工艺技术的发展 ,推动了机械传动结构的飞速发展。在传动系统设计中的电子控制、液压传动 、齿轮、带链的混合传动 ,将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的学科交叉 ,将成为新型传动产品发展的重要趋势。 nts 2 004 级 专 科毕业设计论文 第 2 页 共 33 页 2 传动装置总体设计 2.0 设计任务书 1设计任务 设计带式输送机的传动系统 ,采用两级圆柱直齿齿 轮减速器传动。 2 设 计要求 ( 1)外形美观,结构合理,性能可靠,工艺性好; ( 2)多有图纸符合国家标准要求; ( 3)按毕业设计(论文)要求完成相关资料整理装订工作。 3 原始数据 ( 1)运输带工作拉力 F=4KN ( 2)运输带工作速度 V=2.0m/s (3)输送带滚筒直径 D=450mm ( 4)传动效率 96.0 4工作条件 两班制工作,空载起动,载荷平稳,常温下连续(单向)运转,工作环境多尘,中小批量生产,使用期限 10年,年工作 300 天。 2.1 确定传动方案 nts 2 004 级 专 科毕业设计论文 第 3 页 共 33 页 图 2-1(a) 图 2-1(b) 方案( a)为展开式两级圆柱齿轮减速器,其推荐传动比 =8 40。展开式圆柱齿轮减速器的特点是其结构简单,但齿轮的位置不对称。高速级齿轮布置在远离转矩输入端,可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯矩变形部分地nts 2 004 级 专 科毕业设计论文 第 4 页 共 33 页 互相抵消,以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。 方案( b)为同轴式两级圆柱齿轮减速器,其推荐传动比 =8 40。同轴式圆 柱齿轮减速器的特点是减速器横向尺寸较小,两对齿轮浸入油中深度大致相同。但轴向尺寸和重量较大,且中间轴较长、刚度差,使载荷沿齿宽分布不均匀,高速级齿轮的承载能力难于充分利用。 综合比较展开式与同轴式圆柱齿轮减速器的优缺点,在本设计中,我将采用展开式圆柱齿轮减速器为设计模版。 2.2 电动机的 选择 2.2.1 电动机的容量 选择 根据已知条件 可以计算出 工作 机所需有效功率 wP 81000 0.240001000 FV.0 kW 设 w 输送机滚筒轴至输送带间的传动效率; c 联轴器效率 , c =0.99 g 闭式圆柱齿轮传动效率, g =0.97 b 一对滚动轴承效率, b =0.99 cy 带式 输送机滚筒效率。 cy =0.96 估算运动系统 总传递效率: w 34231201 式中: 9504.096.099.09801.099.099.09603.097.099.09603.097.099.099.034231201cybwcbgbgbc得传动系统总效率 8 5 0 4.09 5 0 4.09 8 0 1.09 6 0 3.09 6 0 3.099.0 总 工作 机 所需电动机功率 nts 2 004 级 专 科毕业设计论文 第 5 页 共 33 页 41.98504.0 8 wd PP kW 由 表 2-1 所列 Y 系列三相异步电动机技术数据 中 可 以确定 , 满足 dw PP 条件的电动机额定功率 wP 应取为 11kW 。 表 2-1 电动机型号 额定功率 /kW 满载转速 /( min/r ) 额定转矩堵转转矩额定转矩最大转矩Y100L-4 3 1420 2.2 2.2 Y112M-4 4 1440 2.2 2.2 Y132S-4 5.5 1440 2.2 2.2 Y132M-4 7.5 1440 2.2 2.2 Y160M-4 11 1460 2.2 2.2 Y160L-4 15 1460 2.2 2.2 Y160L-6 11 970 2.0 2.0 2.2.2 电动机转速的选择 根据已知条件 由计算 得知 输送机滚筒的工作转速 926.8445014.3 0.26000060000 d vn w min/r 19.179 2 6.841 4 6 0 wmnni 总由表 2-1初选同步转速为 1500 min/r 和 1000 min/r 的电动机,对应用于额定功率kWPw 11 的电动机型号应分别为 Y160M-4型和 Y160L-6型。把 Y160M-4型和 Y160L-6型 电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于表 2-2: 表 2-2 方案的比较 方案号 电动机型号 额定功率 ( kW ) 同步转速( min/r ) 满载转速( min/r ) 总传动比 Y160M-4 11.0 1500 1460 17.19 Y160L-6 11.0 1000 970 11.42 nts 2 004 级 专 科毕业设计论文 第 6 页 共 33 页 通过对这两种方案比较可以看出:方案选用的电动机 转速高、质量轻、价值低,总传动比为 17.19,比较合适,故选用方案。 2.2.3 电动机型号的确定 根据工作条件: 两班制工作 ,空载起动,载荷平稳,常温下连续(单向)运转,工作环境 多尘 ,中小批量生产,使用期限 为 10 年,年工作 300 天,工作机所需电动机功率 kWPd 41.9 及电动机的同步转速 min/1500 rn 等,选用 Y 系列三项异步 电动机,卧式封闭结构,型号为 Y160M-4,其主要性能数据如下: 电动机额定功率 kwPw 11 电动机满载转速 min/1460 rn m 电动机轴身直径 mmD 42 电动机轴身长度 mmE 110 2.2.4 传动比的分配 带式输送机传动系统的总传动比 19.17926.841460 wmnni 由 传动 系统方案知 101i 134i 所以 圆柱齿轮总传动比 19.1734013412 ii iiii为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑,当两对 齿轮 材料相同、 齿面硬 度350HBS 、 齿宽系数相等时 ,考虑齿面接触强度接近相等的条件,取高速级传动比 7 2 7.419.173.13.112 ii 低速级传动比 6 3 7.37 2 7.4 19.171223 iii 传动系统各传动比分别为: nts 2 004 级 专 科毕业设计论文 第 7 页 共 33 页 101i , 727.412 i , 637.323 i , 134i 2.2.5 传动系统的运动和动力参数计算 传动系统各轴的转速、功率和转 矩计算: 0轴(电动机轴): m imrnn m 14600 KwPP d 41.90 mNnPT 55.611460 41.995509550 0001轴(减速器高速轴): m in1460114600101 rinn KwPP 3159.999.041.90101 mNiTT 9345.60199.055.61010101 2轴( 减速器 中间轴): m in86.308727.4146012 12 rinn KwPP 9 4 6 1.89 6 0 3.03 1 5 9.91212 mNiTT 60.2769603.0727.49345.60121212 3轴( 减速器 低速轴): m in92.84637.3 86.3082323 rinn KwPP 5910.89603.09461.82323 mNiTT 77.9689603.0637.360.276232323 将上述结果和传动比 及传动效率汇总如表 2-3: 表 2-3 传动系统的运动和动力参数 3 传动零件的设计计算 3.1 高速级齿轮的参数计算 nts 2 004 级 专 科毕业设计论文 第 8 页 共 33 页 3.1.1 材料选择及热处理 减速器要求结构紧凑,故小齿轮 选 用 调质 HBS1=240 270 的 45 钢, 大齿轮 选 用 正火HBS2=200 230的 45钢; 载荷稳定,齿速不高,初选 8级精度。 3.1.2 确定许用接触应力 21 HPHP 和 3.1.1 齿根弯曲疲劳强度设计 ( 1) 确定公式中的参数值 3 212c o s2FSaFadnt YYZ YYKTm 1) 载荷系数 tK 试选 tK =1.5 2) 小齿轮传递的转矩 mNT 9345.601 3) 大小齿轮的弯曲 疲劳强度极限 1limF , 2limF 1limF = 2limF =380 aMP (查图 6.1 机械设计 徐锦康主编) 4) 应力循环次数 911 102 0 4 8.4163001011 4 6 06060 hjLnN 8912112 10895.8727.4102 0 4 8.4 iNNN 5) 弯曲疲劳寿命系数 1FNK , 2FNK 1FNK =0.86 2FNK =0.90(查图 6.7机械设计 徐锦康主编) 6) 许用弯曲应力计算(取弯曲疲劳安全系数 4.1FS ,应力修正系数 0.2STY ) 则 1l i m11 FSTFNF YK / FS = aMP86.4664.186.02380 aFFSTFNF MPSYK 57.4884.19.023802l i m22 7) 查取齿形系数和应力校正系数 根据当量齿数 62.2113c o s20c o s 3311 ZZ V 70.10213c o s95c o s 3322 ZZ V 查表 3-1取齿形系数和应力修正系数 73.21 FaY 18.22 FaY 565.11 SaY 79.12 SaY 表 3-1 齿形系数 FaY 及应力修正系数 SaY nts 2 004 级 专 科毕业设计论文 第 9 页 共 33 页 )(vzz 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 FaY 2.97 2.91 2.85 2.80 2.76 2.72 2.69 2.65 2.62 2.60 2.57 SaY 1.52 1.53 1.54 1.55 1.56 1.57 1.575 1.58 1.59 1.595 1.60 )(vzz 30 35 40 45 50 60 70 80 90 100 150 FaY 2.52 2.45 2.40 2.35 2.32 2.28 2.24 2.22 2.20 2.18 2.14 SaY 1.625 1.65 1.67 1.68 1.70 1.73 1.75 1.77 1.78 1.79 1.83 8) 计算大小齿轮的 F FaFa YY并加以比较 0 0 9 1 5 1.086.4 6 6 5 6 5.173.21 11 F SaFa YY 007987.057.488 79.118.22 22 F SaFa YY 因为 2 221 11 F SaFaF SaFa YYYY ,故按小齿轮进行齿根弯曲疲劳强度设计 9) 重合系数 Y 及螺旋角系数 Y 取 Y =0.7 , Y =0.86 ( 2) 设计计算 1) 试计算齿轮模数 ntm mmYYZ YYKTm F SaFadnt 440.1c os23 121 2) 计算圆周速度 smnZmv nt 2 6 0.213c o s1 0 0 060 1 4 6 0204 4 0.1c o s1 0 0 060 11 3) 计算载荷系数 查表 6.2(机械设计 徐锦康主编)得 1AK ; 根据 smv 260.2 、 8级精度,查图 6.10(机械设计 徐锦康主编)得 1.1vK ;斜齿轮传动取2.1aK ;查图 6.13(机械设计 徐锦康主编)得 25.1K 。 则载荷系数 65.125.12.11.11 KKKKK avA 4) 校正并确定模数 nm nts 2 004 级 专 科毕业设计论文 第 10 页 共 33 页 mmKKmm tntn 486.15.165.144.1 33 (取 nm =2mm ) ( 3) 计算齿轮传动几何尺寸 1) 中心距 a mmZZma n 02.118)9520(13c o s2 2)(c o s2 21 (圆整为 a =119mm) 2) 螺旋角 5753141192 )9520(2a r c c o s2 )(a r c c o s 21 a ZZm n3) 两分度圆直径 1d , 2d 39.41525314c o s 202c o s 11 Zmd nmm 61.1 9 6525314c o s 952c o s 22 Zmd nmm 4) 齿宽 1b , 2b 112.3339.418.01 db d mm 取 2b =35mm 1b = 5(b 10) mm 1b =40mm (4) 校核齿面接触疲劳强度 HEHH bdKTZZZZ 12 211 1) 大小齿轮的接触疲劳强度极限 1limH , 2limH 1limH = 2limH =1170 aMP 2) 接触疲劳 寿命系数 1HNK , 2HNK 查图 6.6(机械设计 徐锦康主编)得 1HNK =0.88, 2HNK =0.92 3) 计算许用接触应力 取安全系数 1HS ,则 aHHHNH MPSK 6.10291l i m11 aHHHNH MPSK 4.1076117092.02l i m22 aHHH MP10532)4.11766.1029(221 4) 节点区域系数 HZ 查图 6.19(机械设计 徐锦康主编)得 HZ =2.44 5) 重合度系数 Z Z =0.8 6) 螺旋角系数 Z Z = 983.0525314co sco s nts 2 004 级 专 科毕业设计论文 第 11 页 共 33 页 7) 材料系数 EZ 查表 6.3(机械设计 徐锦康主编)得 EZ =189.8 aMP 8) 校核计算 HaaEHHMPMPbdKTZZZZ 11.734727.41727.439.41355.60 9 3465.12983.08.08.18944.2122211接触疲劳强度满足要求 ( 5) 齿轮结构设计及绘制齿轮零件图 大齿轮:齿顶圆直径大于 160mm,但小于 500mm,故采用腹板式结构,如图3-1为齿轮零件图。 图 3-1 3. 2 低速级齿轮的计算 减速器要求结构紧凑,故大齿轮用 40Cr 调质处理后表面淬火,小齿轮用 45 钢,载荷稳定,齿速不高 ,初选 8级精度,闭式硬齿面齿轮传动,传动平稳,齿数宜多,选 1Z =25, 2Z = 1Z 825.91637.32512 i (取 2Z =92)。按硬齿面齿轮非对称安装,查nts 2 004 级 专 科毕业设计论文 第 12 页 共 33 页 表选齿宽系数 8.0d 。 初选螺旋角 = 13 1 齿根弯曲疲劳强度设计 ( 1) 确定公式中的参数值 3 212c o s2FSaFadnt YYZ YYKTm 1) 载荷系数 tK 试选 tK =1.5 2) 小齿轮传递的转矩 mNT 60.2761 3) 大小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1limF , 2limF 1limF = 2limF =380 aMP (查图 6.1 机械设计 徐锦康主编 ) 4) 应力循环次数 811 10895.81630010186.3086060 hjLnN 8812112 10446.2637.310895.8 iNNN 5) 弯曲疲劳寿命系数 1FNK , 2FNK 1FNK =0.90 2FNK =0.92(查图 6.7机械设计 徐锦康主编 ) 6) 许用弯曲应力计算(取弯曲疲劳安全系数 4.1FS ,应力修正系数 0.2STY ) 则 1l i m11 FSTFNF YK / FS = aMP57.4884.190.02380 aFFSTFNF MPSYK 43.4994.192.023802l i m22 7) 查取 齿形系数和应力校正系数 根据当量齿数 03.2713c o s25c o s 3311 ZZ V 45.9913c o s92c o s 3322 ZZ V 查表 3-1取齿形系数和应力修正系数 57.21 FaY 18.22 FaY 60.11 SaY 79.12 SaY 8) 计算大小齿轮的 F FaFa YY并加以比较 0 0 8 4 1 6.057.4 8 8 60.157.21 11 F SaFa YY nts 2 004 级 专 科毕业设计论文 第 13 页 共 33 页 007813.043.499 79.118.22 22 F SaFa YY 因为 2 221 11 F SaFaF SaFa YYYY ,故按小齿轮进行齿根弯曲疲劳强度设计 9) 重合系数 Y 及螺旋角系数 Y 取 Y =0.68 , Y =0.86 ( 2) 设计计算 1) 试计算齿轮模数 ntm mmYYZ YYKTm F SaFadnt 999.1c os23 121 2) 计算圆周速度 smnZmv nt 83.013c o s100060 86.30825999.1c o s100060 11 3) 计算载荷系数 查表 6.2(机械设计 徐锦康主编)得 1AK ; 根据 smv 83.0 、 8级精度,查图 6.10(机械设计 徐锦康主编)得 06.1vK ;斜齿轮传动取2.1aK ;查图 6.13(机械设计 徐锦康主编)得 24.1K 。 则载荷系数 577.124.12.106.11 KKKKK avA 4) 校正并确定模数 nm mmKKmm tntn 03 3.25.157.199 9.1 33 (取 nm =2.5mm ) ( 3) 计算齿轮传动几何尺寸 1) 中心距 a mmZZma n 097.150)9225(13c o s2 5.2)(c o s2 21 (圆整为 a =151mm) 2) 螺旋角 3324141512 )9225(5.2a r c c os2 )(a r c c os 21 a ZZm n3) 两分度圆直径 1d , 2d 53.64332414c o s255.2c o s11 Zmd n mm nts 2 004 级 专 科毕业设计论文 第 14 页 共 33 页 47.237332414c o s 925.2c o s 22 Zmd nmm 4) 齿宽 1b , 2b 624.5153.648.01 db d mm 取 2b =55mm 1b = 5(b 10) mm 1b =60mm (4) 校核齿面接触疲劳强度 HEHH bdKTZZZZ 12 211 1) 大小齿轮的接触疲劳强度极限 1limH , 2limH 1limH = 2limH =1170 aMP 2) 接触疲劳寿命系数 1HNK , 2HNK 查图 6.6(机械设计 徐锦康主编)得 1HNK =0.92, 2HNK =0.96 3) 计算许用接触应力 取安全系数 1HS ,则 aHHHNH MPSK 4.10761l i m11 aHHHNH MPSK 2.1123117096.02l i m22 aHHH MP8.10992)4.11762.1123(221 4) 节点区域系数 HZ 查图 6.19(机械设计 徐锦康主编)得 HZ =2.43 5) 重合度系数 Z Z =0.8 6) 螺旋角系数 Z Z = 984.0332414co sco s 7) 材料系数 EZ 查表 6.3(机械设计 徐锦康主编)得 EZ =189.8 aMP 8) 校核计算 HaaEHHMPMPbdKTZZZZ 11.800637.31637.353.645527 6 60 0577.12984.08.08.18943.2122211接触疲劳强度满足要求 ( 5) 齿轮结构设计及绘制齿轮零件图 nts 2 004 级 专 科毕业设计论文 第 15 页 共 33 页 大齿轮:齿顶圆直径大于 160mm,但小于 500mm,故采用腹板式结构,如图3-2为齿轮零件图。 图 3-2 4 轴及轴承装置的设计计算 4. 1 轴的设计 轴 是减速器的主要零件之一,轴 的结构决定轴上零件的位置和有关尺寸。如图 4-1为两级圆柱齿轮减速器轴的布置状况。 nts 2 004 级 专 科毕业设计论文 第 16 页 共 33 页 图 4-1 两级圆柱齿轮减速器轴的布置 考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉,计入尺寸 s,可取 s=10mm。 考虑齿轮与箱体内壁 沿轴向不发生干涉,计入尺寸 k,可取 k=10mm。 为 保证滚动轴承放在箱体 轴承座孔 内 ,计入尺寸 c=5mm。 初取轴承宽分别为 n1=20mm,n2=22mm,n3=22mm。 3根轴的支承跨距分别为 4.1.1 中间轴的设计 nts 2 004 级 专 科毕业设计论文 第 17 页 共 33 页 图 4-2 中间轴 轴的材料选用 45钢,调质处理,查表 11.3(机械设计 徐锦康主编)确定 C值。 mmnPcd 68 44.3560.27 694 61.811 2 33m i n0 (取 mmd 36min0 ) 即取段上轴的直径 mmd 401 。 由 mmd 401 可初选轴承,查表 11-4(机械设计课程设计 王大康 卢颂峰主编)选 7008C型轴承,其内径 mmd 40 ,外径 D=68mm ,宽度 B mm15 。 处轴肩的高度 h=( 1.007.0 ) mmd 48.21 ,但因为该轴肩几乎不受轴向力,故取 mmh 2 ,则此处轴的直径 mmd 442 。又因为此处与齿轮配合,故其长度应略小于齿宽,取 mml 322 。 齿轮的定位轴肩高度 mmdh 4.408.31.007.0 2 ,但因为它承受轴向力,故取 mmh 4 ,即 mmd 5242443 。而此处轴的长度: mmhl 4.644.14.13 (取 mml 83 ) 处也与齿轮配合,其直径与处相等,即 mmd 444 。该处的长度应略小于齿轮宽度,取 mml 574 。 结合图 4-1和图 4-2可得段和段处轴的长度: mmllkcBl 37135.25.1051515.2 21 齿宽 mmllkcBl 341310515145 齿宽 nts 2 004 级 专 科毕业设计论文 第 18 页 共 33 页 综上,中间轴各段长度和直径已确定: mml 371 mml 322 mml 83 mml 574 mml 345 mmd 401 mmd 442 mmd 523 mmd 444 mmd 405 mmllllll 16834578323754321 总 4.1.2 输入轴的设计 图 4-3 输入轴 轴的材料选用 45钢,调质处理。 ( 1) 估算轴的最小直径 min0d 3min0 nPCd 查表 11.3(机械设计 徐锦康主编)确定 C值。 mmnPCd 77.2014603159.9112 33m i n0 单键槽轴径应增大 %7%5 即增大至 mm22.228085.21 (取 mmd 22min0 )。 ( 2)选择输入轴的联轴器 1)计算联轴器的转矩 caT TKT Aca 查表 10.1(机械设计 徐锦康主编)确定工作情况系数 3.1AK mNTKT Aca 2 1 4 8 5.799345.603.1 选择弹性柱销联轴器,按 mNTT ca 21 48 5.79 , min1460 rn ,查标准GB/T5014-1985,选用 HL2型弹性联轴器 mNT 315 , min560 0 rn 。 半联轴器长度 L mmL 52 nts 2 004 级 专 科毕业设计论文 第 19 页 共 33 页 与轴配合毂孔长度 1L mmL 381 半联轴器 孔径 2d mmd 222 ( 3)确定轴的最小直径 min1 dd 应满足 min0min1 ddd (取 mmd 22min ) ( 4) 确定各轴段的尺寸 段轴的长度及直径 1l 应略小于 1L 取 mml 361 mmd 221 段轴的尺寸 处轴肩高度 mmdh 2.254.11.007.0 1 (取 mmh 2 ), 则 mmhdd 262222212 ;为便于轴承端盖拆卸,取mml 502 。 段轴的尺寸 该处安装轴承,故轴的直径应与轴承配合,查表 11-4 (机械设计课程设计 王大康 卢颂峰主编)选 7006C 型轴承,其内径 mmd 30 ,外径 D=55mm ,宽度 B mm13 。 mmdd 303 , mmBl 133 。 段轴的尺寸 该处轴的直径应略大于处轴的直径,取 mmd 354 ;参照 图 4-1,可知 mml 8155.105.28604 。 段轴的尺寸 该轴处为齿轮轴,该处为齿轮,故 mml 405 段轴的尺寸 由图 4-3可知 mmckl 155106 , mmdd 3546 段轴的长度 mmdd 3037 , mmBl 1417 mmllllllll 249141540811350367654321 总 4.1.3 输出轴的设计 图 4-4 输出轴 轴的材料选用 45 钢,调质处理。 ( 1) 估算轴的最小直径 min0d 3min0 nPCd nts 2 004 级 专 科毕业设计论文 第 20 页 共 33 页 查表 11.3(机械设计 徐锦康主编)确定 C值。 mmnPCd 187.5292.845910.8112 33m i n0 单键槽轴径应增大 %7%5 即增大至 mm5 5 .8 4 0 0 95 4 .7 9 6 3 5 (取 mmd 55min0 )。 ( 2)选择输入轴的联轴器 1)计算联轴器的转矩 caT TKT Aca 查表 10.1(机械设计 徐锦康主编)确定工作情况系数 3.1AK mNTKT Aca 401.125977.9683.1 选择弹性柱销联轴器,按 mNTT ca 401.1259 , min92.84 rn ,查标准GB/T5014-1985,选用 HL5型弹性联轴器 mNT 2000 , min250 0 rn 。 半联轴器 长度 L mmL 142 与轴配合毂孔长度 1L mmL 1071 半联轴器孔径 2d mmd 552 ( 3)确定轴的最小直径 min1 dd 应满足 min0min1 ddd (取 mmd 55min ) ( 4) 确定各轴段的尺寸 段轴的长度及直径 1l 应略小于 1L 取 mml 1051 mmd 551 。 段轴的尺寸 处轴肩高度 mmdh 5.585.31.007.0 1 (取 mmh 3 ),则 mmhdd 613255212 ;为便于 轴承端盖拆卸,取 mml 502 。 段轴的尺寸 该处安装轴承,故轴的直径应与轴承配合,查表 11-4 (机 械设计课程设计 王大康 卢颂峰主编)选 7013C型轴承, 其内径 mmd 65 ,外径 D=100mm ,宽度 B mm18 。 mmdd 653 , mmBl 183 。 段轴的尺寸 处轴肩高度 mmdh 5.655.41.007.0 3 (取 mmh 6 ),取 mmd 716654 。 段轴的尺寸 处轴肩高度 mmdh 1.797.41.007.0 4 (取 mmh 6 ), 即 mmd 8362715 ;轴肩宽度mmhl 4.864.14.15 (取 mml 105 )。 nts 2 004 级 专 科毕业设计论文 第 21 页 共 33 页 段轴的尺寸 此处安装齿轮,故其长度应略小于齿轮宽度, mml 536 ; mmdd 7146 。 段轴的长 mmdd 6537 , mmckBl 3915.25.2511187 mml 535103354 mmllllllll 3731853391053501057654321 总 4. 2 轴的校核 4.2.1 输入轴的校核 ( 1) 求轴上受力 1) 计算齿轮受力 齿轮分度圆直径 mmd 39.411 圆周力 NdTF t 41.29 4 439.415.60 9 3422 11 径向力 NFF ntr 95.1108525314c os20t a n41.2944c ost a n 轴向力 NFF ta 68.107120t a n41.2944t a n aF 对轴心产生的弯矩 mNdFM aa 42.22 1 78239.4168.10 7 121 2) 求支反力 参见图 4-3 轴承的支点位置 由 7006C 型角接触轴承可知 mma 2.12 齿宽中心距左支点的距离 mmL 3.682.1235.472402 齿宽中心距右支点的距离 mmL 8.352.1213152403 左支点水平面的支反应力 0 DM , NLLFLF tNH 58.10123231 右支点水平面的支反应力 0 BM , NLLFLF tNH 83.19313222 左支点垂直面的支反应力 NLLMFLF arNV 42.5943231 右支点垂直面的支反应力 NLLMFLF arNV 53.5143222 左支点的轴向支反力 NFF aNV 68.1071 ( 2) 绘制弯矩图和扭矩图 参见图 4-5 nts 2 004 级 专 科毕业设计论文 第 22 页 共 33 页 图 4-5 截面 C处水平弯矩 mNLFM NHH 21.691593.6858.101221 截面 C处垂直弯矩 mNLFM NVV 89.405983.6842.594211 mNLFM NVV 17.184208.3553.514322 截面 C处合成弯矩 mmNMMM Vh 18.8 0 1 9 522 11 mmNMMM Vh 24.7 1 5 7 022 22 ( 3) 弯矩合成强度校核 通常只校核轴上受最大弯矩和最大扭矩的截面强度 截面 C处计算弯矩 考虑启动,停机影响,扭矩为脉动循环变应力, 6.0 , mmNTMM ca 98.8 8 1 3 522 11 截面 C处应力计算 acaca MPWM 77.13401.098.8 8 1 3 5 3 强度校核 45钢调质处理,由表 11.2(机械设计 徐锦康主编)查得 aMP601 1 ca ,弯矩合成强度满足要求 图 4-5 轴的力分析图 ( 4) 疲劳强度安全系数校核 nts 2 004 级 专 科毕业设计论文 第 23 页 共 33 页 1) 经判断,如图 4-3中,齿轮面为危险截面 2) 截面左侧截面校核 抗弯截面系数 333 5.4287351.01.0 mmdW 抗扭截面系数 333 8575352.02.0 mmdW T 截面左侧弯矩 mNM 18.80195 截面上的弯曲应力 ab MPWM 70.185.42 8718.80 19 5 截面上的扭转切应力 aTt MPWT 11.785 7 55.60 9 341 平均应力 am MP55 5.3211.72m i nm a x , 0m 应力幅 aba MP70.182m i nm a x ama MP555.32m i nm a x 材料的力学性能 45钢调质查表 11.2(机械设计 徐锦康主编) ab MP640 , aMP2751 , aMP1551 轴肩理论应力集中系数 05 7.0352 dr , 178.13522.41 dD 查附表 1.6(机械设计 徐锦康主编)并经插值 计算 7.1 , 3.1r 材料的敏感系数 由 mmr 2 , ab MP640 查图 2.8 (机械设计 徐锦康主编)并经插值得 82.0q , 85.0rq 有效应力集中系数 57 4.117.182.0111 qk 255.113.185.0111 qk 尺寸及截面形状系数 由 mmh 5 、 mmd 35 查图 2.9 (机械设计 徐锦康主编)得 8.0 扭转剪切尺寸系数 由 mmd 35 查图 2.10 (机械设计 徐锦康主编)得87.0 表面质量系数 轴按磨削加工,由 ab MP640 查图 2.12 (机械设计 徐锦康主编)得 9.0 表面强化系数 轴未经表面强化处 理 1q nts 2 004 级 专 科毕业设计论文 第 24 页 共 33 页 疲劳强度综合影响系数 079.219.018.0574.111 kK 554.119.0187.0255.111 kK 等效系数 45钢: 2.01.0 取 1.0 1.005.0 取 05.0 仅 有弯曲正应力时计算安全系数 25.51 maKS 仅有扭转切应力时计算安全系数 18.271 maKS 弯扭联合作用下的计算安全系数 15.522 SSSSS ca 设计安全系数 材料均匀,载荷与应力计算精确时: 5.13.1S 取 5.1S 疲 劳强度安全系数校核 SSca 左侧疲劳强度合格 3) 截面右侧疲劳强度校核 抗弯截面系数 333 5.4287351.01.0 mmdW 抗扭截面系数 333 8575352.02.0 mmdW T 截面左侧弯矩 mNM 24.71570 截面上的弯曲应力 ab MPWM 70.165.42 8724.71 57 0 截面上的扭转切应力 aTt MPWT 11.785 7 55.60 9 341 平均应力 am MP55 5.3211.72m i nm a x 应力幅 aba MP70.162m i nm a x ama MP555.32m i nm a x 材料的力学性能 45钢调质查表 11.2(机械设计 徐锦康主编) ab MP64
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