展开式二级减速器设计说明书_机械课程设计.doc

课程名称： 机械设计基础 设计课题： 二级展开式圆柱齿轮减速器 专 业： 材料成型及控制工程 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 1 - 目录目录 前前 言言 3 第一章第一章 设计任务书设计任务书 4 1.1 设计题目4 1.2 设计参数4 1.3 传动方案分析4 第二章第二章 电动机类型和结构形式选择电动机类型和结构形式选择 5 2.1 类型选择5 2.2 功率选择5 2.3 转速确定 .5 第三章第三章 计算传动装置的运动参数计算传动装置的运动参数 6 3.1 传动装置的总传动比及其分配6 3.2 各轴转速的确定6 3.3 各轴功率的确定6 3.4 各轴转矩7 第四章第四章 v v 带的设计带的设计7 4.1 选择 v 带型号 .7 4.2 确定带轮 .7 4.3 确定带长和中心距 .8 4.4 验算包角8 4.5 确定 v 带根数8 4.6 确定拉力和压力9 4.7 带轮的结构设计9 第五章第五章 传动件设计（齿轮）传动件设计（齿轮） 9 5.1 高速级齿轮传动设计（斜齿轮）9 5.1.1 齿轮精度及材料选择 .9 5.1.2 确定许用应力 .9 5.1.3 按齿轮强度计算.10 5.1.4 验算齿面强度 11 5.2 低速级齿轮(直齿轮)11 5.2.1 齿轮精度材料选择.11 5.2.2 确定许用应力.12 5.2.3 按齿面强度计算.12 5.2.4 验算齿面强度.13 第六章第六章 轴的设计轴的设计 13 6.1 高速轴的设计.13 6.1.1 轴的材料及结构设计 13 6.1.2 轴的受力分析及校核 15 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 2 - 6.1.3 轴承寿命校核.18 6.2 中间轴的设计 18 6.2.1 轴的材料及结构设计.18 6.2.2 轴的受力分析及校核.19 6.2.3 轴承寿命校核.21 6.3 低速轴的设计.22 6.3.1 轴的材料的确定 22 6.3.2 初选联轴器和轴承 22 6.3.3 轴的结构设计.23 第七章第七章 键连接设计及校核键连接设计及校核 24 7.1 高速轴连接设计及校核 24 7.2 中间轴连接设计及校核 24 7.3 低速轴连接及校核.25 第八章第八章 箱体及其附件的结构设计箱体及其附件的结构设计 25 8.1 箱体的结构设计 25 8.2 附件的结构设计 26 设计总结设计总结 28 参考文献参考文献 29 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 3 - 前言前言 机械设计课程设计是机械设计基础中一项重要的综合性与实践性过程，是培养学 生动手 能力的重要方法，通过课程设计可以让我们综合运用机械设计课程和其他相关 课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固、加深和拓展所学的知识。通过 设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关资料，进行全面的机械设 计基本技能的训练。 本次课程设计的题目选择通用机械的传动装置减速器。设计 内容包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择； 装配图零件图的设计；编写设计计算说明书等。 通过这些设计及计算让我们将课堂中 所学的知识与实践充分的结合起来，并学会查阅各种资料及相关的机械工具书。 在课 程设计中应熟悉和正确采用各种有关技术标准与规范，尽量采用标准件。另外 在设计 中应吸收和应用先进的设计手段，运用计算机辅助设计，优化设计方案，提高设计质 量。 然而由于涉及但本人的水平有限及各种因素，在设计过程定会存在某些不合理的 设计规范，出现一些错误。王老师能够批评指正。 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 4 - 设计内 容 计算及说明结 果 第一章、第一章、 设计任设计任 务书务书 1.1、设计题目：带式运输机两级斜齿圆柱齿轮减速器、设计题目：带式运输机两级斜齿圆柱齿轮减速器 1.2、设计参数及要求：、设计参数及要求： 1 1） 、设计参数：、设计参数： 运输带工作拉力: f = 1200 n 运输带工作速度: v = 1.2 m/s 卷筒直径 : d = 400 mm 2 2）、工工作作条条件件 ： 连续单向运转，载荷有轻微振动， 室外工作，有粉尘； 运输带速度允许误差土5； 两 班制工作， 3 年大修，使用期 10 年。 (卷筒支承及卷 筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力f 中已考虑 ) 。 3 3）、加加工工条条件件 : : 生产 20 台，中等规模机械厂，可加 工 78 级。 1.3、传动方案的分析、传动方案的分析 带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入 减速器,再经联轴器将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。 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 齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级 和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。 将带传动布置于高速级将传动能力较小的带传动布置在高 速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。同时，将带传动 布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的 特点。 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 5 - 设计内 容 计算及说明结 果 第二第二 章、电章、电 动机类动机类 型和结型和结 构形式构形式 的选择的选择 2.12.1、类型选择、类型选择 电动机的类型根据动力源、场所和工作条件、,选用具有防 止灰尘、铁屑或其他杂物入侵作用的全封闭自扇冷龙式三相异 步电动机 y 系列。 2.22.2、功率选择、功率选择 (1)设电动机机工作功率 p 查2表得， =0.96带 42 =0.99 =0.97 =0.96 =0.99 = 轴承 齿轮 滚筒 联轴器 总带轴承齿轮联轴器滚筒 代入数据得： 42 =0.96 0.990.970.96 0.99 =0.825 总 总 电动机工作功率为： 1200 1.2 = 10001000 0.825 fv pkw 总 式中，代入上式得： 1200fn400mmv 1.745pkw 因为电动机的额定功率应略大于或等于其工作功率，查表 得 y 系列电动机的技术参数知，确定电动机的功率为 2.2kw 。 2.32.3、转速的确定、转速的确定 60 1000 =min =57.32min v nr d nr 筒 筒 查表得，皮带的传动比为；二级圆柱齿轮的传动 1 24i : 比范围为。则， 2 840i : 12 . .nn n n 筒 =0.825总 1.745pkw 电动机的型号 1126ym 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 6 - 代入数据求得：917.129171.2minnr: 查阅设计手册知，符合电动机转速及确定的额定功率的电 动机由三 种，。考虑到电动机的价格及902, 100 1 4, 1126ylylym 经济实用性，选用型号的电动机。其主要性能如下：1126ym 电动机型号额定功率满载转速 额定转矩 堵转转矩 额定转矩 最大转矩 1126ym 2.2kw940r/min2.02.0 第三章、第三章、 计算传计算传 动装置动装置 的运动的运动 参数参数 3.13.1、传动装置的总传动比及其分配、传动装置的总传动比及其分配 根据电动机的满载转速和滚筒转速，可算出传动装置总传动 比为：,取，又因16.40 n ii n 筒 ，则 12 =3. .iii i i 带带 ，且有 为： 121212 (1.31.5) ,1.42.77,1.98iiiiii:此处取, 解得： 二级圆柱齿轮减速器分配到各级传动比为：高速级的传动 比为：低速级的传动比为 1 2.77i 2 1.98i 3.23.2、各轴的转速的确定、各轴的转速的确定 将传动装置各轴由高速到低速依次定为 1 轴、2 轴、3 轴，则： 1 1 2 11 2 3 212 960 min320min 3 960 min113.11min .3 2.77 960 min58.35min . .3 2.77 1.98 n nrr i nn nrr ii i nn nrr ii i i 带 带 带 3.33.3、各轴功率的确定、各轴功率的确定 16.4i 1 2.77i 2 1.98i 各轴转速 1 2 3 320 / min 113.11 / min 58.35 / min nr nr nr 各轴功率 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 7 - 1 2 2222 3 2323 4 .=1.745 0.961.68 .=1.745 0.96 0.99 0.971.59 .=1.745 0.96 0.970.991.53 =1.745 0.96 0.970.991.50 ppkwkw ppkwkw ppkwkw ppkwkw 带 带齿轮轴承 带齿轮轴承 带齿轮轴承联轴器 3.43.4、各轴的转矩、各轴的转矩 输出转矩： 2.2 9550955022.35 940 p tn mn m n 1 211 322 43 =22.35 3 0.9664.37 =64.37 2.77 0.99 0.97169.46 =169.46 1.98 0.970.99322.20 =322.20 0.990.99315.79 tt in mn m tt in mn m tt in mn m ttn mn m 带带 轴承齿轮 轴承齿轮 轴承联轴器 机构参数 项 目电动机轴高速轴中间轴低速轴 转速(r/min) 940320113.1158.35 功率（kw） 2.21.681.591.53 转矩（nm） 22.3564.37169.46322.20 1 2 3 4 1.68 1.59 1.53 1.50 pkw pkw pkw pkw 各轴的转矩 1 2 3 4 22.35 64.37 169.46 322.20 315.79 tn m tn m tn m tn m tn m 第四章、第四章、 v v 带的带的 4.14.1、选择、选择 v v 带型号带型号 查表得,由式得:1.2 a k ca pkp 1.2 1.7452.09 c pkwkw 则由，查阅得：选用 a 型 v 带，2.094,940min c pkw nr 4.24.2、确定带轮的基准直径，并验算带速、确定带轮的基准直径，并验算带速 查表得，小带轮的直径推荐范围：， 1 80100dmm: 2.09 c pkw 选取 a 型 v 带 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 8 - 设计设计 则取，且，则 1 90dmm 211 1 = n ddd i n 带 （1- ）（1- ) ，查表取。 2 90 3 (1 0.02)264dmmmm 2 265dmm 带速 1 3.14 90 940 4.43 60 100060 1000 dn vm sm s 4.34.3、确定带长和中心距、确定带长和中心距 查阅资料得：中心距，则此 12012 0.7()2()ddadd 处 取值 012 1.5 ()1.5 (26590)532.50addmmmm 且有下式 2 21 0012 0 2 0 0 () 2) 24 (26590) 2532.5090) 24 532.50 1637.01 dd ladd a lmm lmm （ （265 查表得取带长，实际中心距：1800 d lmm 0 0 2 d ll aa 所以，则取 0 1800 1637 532.50 2 amm 614amm 4.44.4、验算小带轮包角、验算小带轮包角 1 a 21 1 1 26590 18057.318057.3 614 163.67120 dd a a a 有以上验算可知，包角合适。 4.54.5、求、求 v v 带根数带根数 z z 查表得，由 000 (+) cc l pp z ppp k k 。可知，且传动比： 1 940min,90nrdmm 0 0.77pkw 2 265dmm 4.43vm s 1800 d lmm 614amm 1 163.67a 3.00i 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 9 - 00 . 3 )02 . 0 1 (90 265 )1 ( 1 2 d d i 查表得，由查表知，kwp11 . 0 0 67.163 1 ,1,95 . 0 l kk 则,圆整后取504 . 2 195 . 0 )77 . 0 11 . 0 ( 09. 2 z3z 4.64.6、确定初拉力、确定初拉力和带对轴上的压力和带对轴上的压力 0 f q f 查表取 2 0 5 . 2500 qv k k zv p f c 0.1qkg m 则nnf47.18043 . 4 1 . 0 95 . 0 95 . 0 5 . 2 43 . 4 3 049 . 2 500 2 0 且nsin a sinzffq84.1071 2 67.163 47.18032 2 2 1 0 4.74.7、带轮的结构设计、带轮的结构设计 查表知，当带轮基准直径（为轴的直径）ddd)35 . 2(d 时，可采用实心式结构；当时，采用腹板式结构；mmdd300 当时，采用轮复式结构。根据设计数据，大小带轮mmdd300 均采用腹板式结构。 3z 0 180.47fn 1071.84 q fn 带轮采用腹板式 结构 第五章、第五章、 传动件传动件 设计设计 （齿轮）（齿轮） 5.15.1、高速级齿轮传动设计（斜齿轮）、高速级齿轮传动设计（斜齿轮） 5.1.15.1.1、齿轮的精度及材料选择、齿轮的精度及材料选择 由于本设计为二级展开式圆柱齿轮传动运输机机构，考虑 到齿轮的传动稳定性，高速级齿轮的设计采用斜齿轮。该机构 为一般机器，运转速度不高，查阅机械设计手册，选用 8 级精 度。 小齿轮材料为 40cr（调质） ，取齿面硬度 280hbs，接触疲 劳极限，取,弯曲疲劳极 lim1 650750hmpa: lim1 600 h mpa 限； 11 560620,500 fefe mpampa:取 齿轮精度为 8 级 小齿轮为 40cr（调质处理） 硬度 280hbs lim1 600 h mpa 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 10 - 大齿轮材料为 45 钢（调质处理） ，取齿面硬度 240hbs，接 触疲劳极限，弯曲疲劳强度极限 lim2 550 h mpa ；二者材料硬度差为 40hbs；因为减速器要求mpa fe 450 2 结构紧凑，故采用硬齿面组合。 5.1.25.1.2、确定许用应力、确定许用应力 查表得，取1.25,1;2.5,189.8 fhhe sszz 1 1 0.70.7 500 280 1.25 fe f f mpampa s 2 2 0.70.7 450 252 1.25 fe f f mpampa s lim1 1 600 600 1 h h h mpampa s lim1 1 600 600 1 h h h mpampa s 5.1.35.1.3、按齿轮弯曲强度计算、按齿轮弯曲强度计算 因为齿轮精度等级为 8 级精度；取载荷系数 k=1.3。 齿宽系数：由于齿轮选取的为硬齿面，且为非对称布置， ，又由于过大增大了齿宽和轴向尺寸，增加了0.61.2 d : d 载荷的分布不均匀性，故取。0.6 d 初选螺旋角：一般制造精度的斜齿轮螺旋角常用值为 ，当精度较高或对振动、噪声有特殊要求的齿轮，815 : 取或更大值，故在本设计中取。1020 :15 齿数：在硬齿面的传动中，由于齿根弯曲度较弱，需适当 减少齿数，以保证有较大的模数 m，推荐,则取,17z 1 19z 所以 211 2.77 1953zz i 1 500 fe mpa 大齿轮为 45 钢 （调质处理） 硬度 240hbs lim2 550 h mpa mpa fe 450 2 1 2 280 252 f f mpa mpa 1 2 600 550 h h mpa mpa k=1.3 0.6 d 15 1 19z 2 53z 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 11 - 齿形系数： 12 22 1953 21.08 ,58.81 1515 vv zz coscos 查表得， 1212 2.88,2.35;1.57,1.71 fafasasa yyyy 则 11 1 2211 21 2.88 1.57 0.01614857 280 2.35 1.71 0.015946 252 fasa f fasafasa ff yy yyyy 所以应对小齿轮进行弯曲强度计算： 法向模数 代入数据求得： 3 2 1 2 f safa d yy z kt m 代入数据得， 3 3 2 2 2 1.3 64.37 10 0.0161 cos 15 0.6 19 m ，查表圆整后取2.26m 3m 中心距： 12 ()3 (1953) 111.81 2cos2 cos15 m zz ammmm 确定螺旋角： 12 ()3 (1953) coscos15.36 22 187 m zz arar a 齿轮分度圆直径： 1 1 3 19 59.11 coscos15.36 mz dmmmm 齿宽： ，0.6 59.1135.47 d bdmmmm 取 21 40,45bmm bmm 5.1.45.1.4、验算齿面的接触强度、验算齿面的接触强度 1 2 1 3 2 21 189.8 2.5cos15.36 1.3 2 64.37 103.77 60 59.112.77 heh ktu z z z bdu 1 2 21.08 58.81 v v z z 3m 111.81amm 15.36 1 59.11dmm 2 1 40, 45 bmm bmm 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 12 - 则,故安全。 1 465.95600 hh mpampa 齿轮的圆周速度： 1 1 59.11 320 0.99 60 100060000 d n vm sm s 对照表选 8 级制造精度合适。 5.25.2、低速级齿轮（直齿轮）、低速级齿轮（直齿轮） 5.2.15.2.1、齿轮的精度材料选择、齿轮的精度材料选择 由于本设计为二级展开式圆柱齿轮传动运输机机构，考虑 到 齿轮的传动稳定性，且低速级齿轮转速较小，采用直齿轮。 该机构为一般机器，运转速度不高，查阅机械设计手册，选用 8 级精度。 小齿轮材料为 40cr（调质） ，取齿面硬度 280hbs，接触疲 劳极限，取,弯曲疲劳极 lim1 650750hmpa: lim1 600 h mpa 限 ； 11 560620,500 fefe mpampa:取 大齿轮材料为 45 钢（调质处理） ，取齿面硬度 240hbs， 接触疲劳极限，弯曲疲劳强度极限 lim2 550 h mpa ；二者材料硬度差为 40hbs；因为减速器要求mpa fe 450 2 结构紧凑，故采用硬齿面组合。 初选小齿轮的齿数为，则大齿轮齿数 1 25z ，查表得， 221 25 1.9849.5ziz 2 50z 5.2.25.2.2、确定许用应力、确定许用应力 查表得，取1.25,1;2.5,189.8 fhhe sszz 1 1 500 400 1.25 fe f f mpampa s 465.95 h mp 0.99vm s 选用 8 级精度 小齿轮 40cr 齿面硬度 280hbs lim1 600 h mpa 1 500 fe mpa 大齿轮为 45 钢 （调质处理） 硬度 240hbs lim2 550 h mpa mpa fe 450 2 1 25z 2 50z 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 13 - 2 2 450 360 1.25 fe f f mpampa s lim1 1 600 600 1 h h h mpampa s lim2 2 550 550 1 h h h mpampa s 5.2.35.2.3、按齿面接触强度计算、按齿面接触强度计算 取载荷系数;齿宽系数1.3k 0.8 d 齿轮分度圆直径为: 3 2 1 1 2 h he d zz u ukt d 代入数据得： 3 2 3 1 2 1.3 169.46 102.98189.8 2.5 ()118.45 0.60.98550 dmmmm 实际传动比；模数,圆整后 50 2 25 i 1 118.45 4.738 25 d m z 取。齿宽， 5m 1 0.6 118.4571.07 d bdmmmm 取 。则分度圆直径 12 72,77bmm bmm 中心 1122 5 25125,5 50250dmzmmmm dmzmmmm 距 12 125250 187.5 22 dd ammmm 5.2.45.2.4、验算齿轮弯曲强度、验算齿轮弯曲强度 齿形系数： 1212 2.95,2.77;1.56,1.58 fafasasa yyyy 3 111 1 22 1 22 1.3 169.46 102.95 1.56 45.06 72 525 fasa f ktyy mpa bm z 则 11 400 ff mpa 1 2 1 2 400 360 600 550 f f h h mpa mpa mpa mpa 1.3k 0.8 d 5m 1 2 72, 77 bmm bmm 1 2 125 250 dmm dmm 187.5amm 1 2 1 2 2.95, 2.77; 1.56, 1.58 fa fa sa sa y y y y 1 39.11 f mpa 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 14 - 22 21 11 2.77 1.58 45.0642.85 2.95 1.56 fasa ff fasa yy mpampa yy 则 22 360 ff mpa 齿轮的圆周速度： 12 3.14 125 113.11 0.73 60 100060000 d n vm sm s 2 42.85 f mpa 0.73vm s 设计内 容 计算及说明结 果 第六章第六章 轴的设轴的设 计计 6.16.1、高速轴的设计、高速轴的设计 6.1.16.1.1、轴的材料及结构设计、轴的材料及结构设计 选取轴的材料为 45 号钢，调质处理。 按扭转强度法估算高速轴的直径，由1表 14-2，取常数 ，由公式(14-2)，轴的最小直径满足：116c ； 33 min 1.68 11620.16 320 p dcmmmm n 且根据经验公式，高速输入轴的轴径可按与其相连的电d 动机的直径 d 估算，,则查表得(0.81.2)dd: ，又因为此轴需要安装带轮，则需28,22.433.6dmm dmm: 配合带轮的孔径。 选取带轮的材料为 ht150 或 ht200，则轮毂宽 ,轮缘宽 0 (1.52)ld ，并(1)2 ,(190.4,10,)bzefemm fmm z为带轮的宽度 与小带轮的数据相同，所以。61bmm 段： 考虑到该段轴安装带轮需要开设键槽，则此段轴的轴径需在 增加 5%，所以， min(1 5%) 20.16 (1 5%)21.168ddmmmm 圆整后取整数为。长度。22dmm 43lmm 段：- 45 钢调质处理 61bmm 22dmm 43lmm 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 15 - 为满足带轮的的轴向定位要求，轴段右端要求制出一轴- 肩，故取段的直径；轴承端盖的总宽度为-25dmm （由减速器和轴承端盖的机构设计而定） ，根据轴承的装30mm 拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与带轮的距 离为 10mm。故取。34lmm 段v 此段要安装轴承，因此首先选取轴承型号，考虑到轴主要承 受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。 在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许一定的内外圈轴 线偏斜量，大量生产价格最低等因素，根据1表 16-2 选用深 沟球轴承。又根据设计尺寸，由2表 18-2 选用30 iiiiv dmm 轴承型号为 6306，其。并且为了防止箱体30,19dmm bmm 内的稀油 进入轴承内需在轴承与箱体间安装密封圈，根据密封圈的尺寸 要 求，轴承的综合考虑取。33 iiiiv lmm 段:为满足轴承的轴向定位要求，及其与轴的配合，取vv 。35,87.5 iv viv v dmm lmm 段：有前面计算的齿轮分度圆直径知，齿轮的分度圆vvi 直径较小，故此段的齿轮采用齿轮轴， 。45,45 v viv vi dmm lmm 段：由右端轴承轴向固定定位需求，取直径viviivivii ，长度；35 vi vii dmm 7.5 vi vii lmm 段：此处安装轴承viiviii 。30,33 vii viiiiiiivvii viiiiiiv ddmm llmm 轴的结构及尺寸： 25dmm 34lmm 选用 6306 深沟球 轴承 30 iiiiv dmm 33 iiiiv lmm 35, 87.5 iv v iv v dmm lmm 45 v vi dmm 45 v vi lmm 35 vi vii dmm 7.5 vi vii lmm 30 vii viii dmm 33 vii viii lmm 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 16 - 6.1.26.1.2、轴的受力分析及校核、轴的受力分析及校核 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。确定轴的支点位置， 对于轴承 6306，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中 位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为 266.5mm。 轴上齿轮的圆周力：， 3 1 1 22 64.37 10 2258.56 57 t t fnn d 径向力：tan2258.60 tan20822.06 rt ffnn 作用在轴 1 带轮上的外力： 1071.8 q ffn 求垂直面的支反力： 2 1 12 146.5 822.06637.21 146.542.5 r v l f fnn ll 21 822.06637.21184.85 vrv fffn 求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图： 3 22 184.85 146.5 10.27.08 avv mf ln mn m 3 11 637.21 42.5 10.27.08 avv mf ln mn m 求水平面的支承力： 由得 1122 () ht fllfl 2 1 12 146.5 2258.61750.71 42.5 146.5 ht l ffnn ll 21 2258.60 1750.71507.85 hth fffn 求并绘制水平面弯矩图： 3 11 1750.71 42.5 10.74.41 ahh mf ln mn m 3 22 507.85 146.5 10.74.40 ahh mf ln mn m 求 f 在支点产生的反力： 1 637.21 v fn 2 184.85 v fn 27.08 av mn m 27.08 av mn m 1 1750.71 h fn 2 507.85 h fn 74.41 ah mn 74.40 ah mn m 1 490.55 f fn 2 1562.39 f fn 2 92.71 f mn 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 17 - 3 1 12 86.5 1071.84 490.55 42.5 146.5 f l f fnn ll 21 490.55 1071.841562.39 ff fffn 求并绘制 f 力产生的弯矩图： 3 23 1071.84 86.5 1092.71 f mfln 3 11 490.55 42.5 1020.85 aff mf ln f 在 a 处产生的弯矩： 3 11 490.55 42.5 1020.85 aff mf ln 求合成弯矩图： 考虑最不利的情况，把与直接相加。 af m 22 avah mm 2222 20.8527.0874.71100.32 aafavah mmmmn m 2222 20.8527.0874.40100.03 aafavah mmmmn m 求危险截面当量弯矩： 从图可见，m-m 处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数 ）0.6 2222 ()100.32(0.6 64.37)107.50 a e mmtn m 计算危险截面处轴的直径： 因为材料选择调质，查课本 225 页表 14-1 得， # 45650 b mpa 查课本 231 页表 14-3 得许用弯曲应力，则： 1 60 b mpa 3 3 3 1 107.50 10 26.17 0.10.1 60 e b m dmm 因为，所以该轴是安全的。4526.17 v vi dmmdmm 由以上计算所得的数据画出各不同力的图示分析轴的受力分析 图如下 20.85 af mn 100.32 a mn m 100.03 a mn m 107.50 e mn m 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 18 - 6.1.36.1.3、轴承寿命校核、轴承寿命校核 因为采用的是深沟球轴承 6306 型号，查表得基本额定动载 荷，轴承寿命可由式进行校核，由27.0ckn 6 10 () 60 t h p cf lh n pf 于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本 259 页1.2 p f 表 16-9，10 取温度系数载荷系数，取寿命指数1, t f 1.2 p f 。按最不利考虑，则有： 3 2222 1111 637.211750.71490.552353.62 rvhf ffffn 2222 2222 184.85507.851562.392102.84 rvhf ffffn 1 2353.62 r fn 2 2102.84 r fn 45 钢调质处理 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 19 - 则 ，根据 663 3 1 10101 27.0 10 ()()7.2 6060 3201.2 2102.84 t h p cf lh nf p 年 设计要求知，所选该轴承符合要求。 6.26.2、中间轴的设计、中间轴的设计 6.2.16.2.1、轴的材料及结构设计、轴的材料及结构设计 选取轴的材料为 45 号钢，调质处理。 按扭转强度法估算高速轴的直径，由1表 14-2，取常数 ，由1公式(14-2)，轴的最小直径满足：116c ； 33 3 2 min 2 1.59 11628 113.11 pp dccmm nn 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当 量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容 许一 定的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低等因素，根据1表 16-2 选用深沟球轴承。又根据设计尺寸取， min 30dmmd 由2表 18-2 选用轴承型号为 6206，其，mmd30 。mmb16 1、拟定轴的结构方案如图： 2、各轴段直径与长度的确定 1)、根据所选轴承的直径，取中间轴最小直径mmd30 ；综合壁厚及箱体尺寸等因素，现取mmdd30 - ；58.5lmm 2)、为满足齿轮的轴向定位要求，轴段右端及轴- 段左端要求制出一轴肩，并且这两段轴要安装齿轮，需要开键 槽，因此轴径应在原有的设计基础上，增加 5%，用来弥补开键 槽带来的应力不足，故取，同时为了保证mmdd36 - 齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合 轴承型号 6206 mmdd30 - 58.5lmm mmdd36 - 52lmm 45lmm 10lmm 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 20 - 选 h7/n6。 根据高速级大齿轮及低速级小齿轮的齿宽，分别取 ，；52lmm 45lmm 3)、为满足齿轮的轴向定位要求，取。根据齿mmd43 轮间间隙推荐值，取；10lmm 至此已初步确定各轴段的直径与长度。 6.2.26.2.2、轴的受力分析及校核、轴的受力分析及校核 作用在大（表示为 2）小齿轮（表示为 3）上的圆周力 轴上齿轮的圆周力： ， 3 2 3 2 22 169.46 10 2711.36 5 25 t t fnn d 3 2 2 4 22 169.46 10 2131.57 3 53 t t fnn d 径向力： 33tan 2711.36 tan20986.65 rt ffnn 22tan 2131.57tan20775.82 rt ffnn 求垂直面的支反力 2233 3 1 123 1 ()775.82 (58.576.5)986.85 76.5 58.576.555 156.50 rr v v fllf l f lll fn 2312 986.85 156.5775.82367.53 vrvr ffffn 计算垂直弯矩： 3 11 156.5 55 108.61 avmv mf ln m 3 1122 2 ()156.5 (5558.5)775.82 58.510 27.62 avnvr avn mfllf l mn m 求水平面的支承力： 3 2711.36 t fn 2 2131.57 t fn 3 986.65 r fn 2 775.82 r fn 1 156.50 v fn 2 367.53 v fn 8.61 avm mn m 27.62 avn mn m 1 2606.22 h fn 2 2236.71 h fn 143.34 ahm mn m 95.25 ahn mn m 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 21 - 3 3223 1 123 1 ()2711.36 76.52131.57 (76.558.5) 5558.576.5 2606.22 tt h h f lfll f lll fn 2231 2131.572711.362606.222236.71 htth ffffn 计算、绘制水平面弯矩图： 3 11 2606.22 55 10143.34 ahmh mf ln m 3 3 2212 ()2711.36 58.52236.71 (5558.5) 1095.25 ahnth mf lfll n m 求合成弯矩图，按最不利情况考虑： 2222 8.61143.34143.59 amavmahm mmm 2222 ( 27.62)( 95.25)99.17 anavnahn mmmn m 求危险截面当量弯矩： 从图可见，m-m,n-n 处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合 系数）0.6 2222 2 ()99.17(0.6 169.46)142.03 enan mmtn m em m 2222 2 ()143.59(0.6 16.946)143.95 . am mtn m 计算危险截面处轴的直径： n-n 截面: 3 3 3 1 142.03 10 28.71 0.10.1 60 en b m dmm m-m 截面: 3 3 3 1 143.95 10 28.84 0.10.1 60 em b m dmm 与前面所取得轴径比较，所取得轴是安全的。 轴的受力分析图如下图所示 143.59 am mn m 99.17 an mn m 142.03 en mn m 143.95 em mn m 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 22 - 6.2.36.2.3、轴承寿命校核：、轴承寿命校核： 查表得，,轴承寿命可由式 3 19.5 10cn 进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用， 6 10 () 60 t h p cf lh n pf 所以，查课本 259 页表 16-9，10 取温度系数 载荷 r pf1, t f 系数取寿命1.1, p f 指数。3 2222 111 156.52606.222610.91 rvh fffn 2222 222 367.532236.712266.70 rvh fffn 1 2610.91 r fn 2 2266.70 r fn 45 号钢调质处理 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 23 - 则，轴承使 663 3 2 10101 19.5 10 ()()10.3 6060 681.2 2266.70 t h p cf lh npf 年 用寿命在 3 年范围内，因此该轴承符合要求。 6.36.3、低速轴的设计、低速轴的设计 6.3.16.3.1、轴的材料、轴的材料 选取轴的材料为 45 号钢，调质处理。 按扭转强度法估算高速轴的直径，由1表 14-2，取常数 ，由1式(14-2)，轴的最小直径满足：116c ； 33 3 3 min 3 1.53 11634.46 58.35 pp dccmm nn 此轴的最小直径即安装在联轴器处轴的最小直径， min d d 为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，所以需要 d 同 时选取联轴器的型号。 6.3.26.3.2、初选联轴器及轴承、初选联轴器及轴承 查1表 17-1，取, ,则计算转矩：5 . 1 a k ； 3 1.5 315.79473.69 ca tk tn m 按照及电动机轴尺寸等限制条件，查3表 13-1，选 nc tt 用 hl3 型弹性柱销联轴器。其公称转矩，半联轴mntn 630 器的孔径，故取低速轴的最小直径mmd4230 。 min- 35dmmd 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量 摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许 一定的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低等因素，根据1 表 16-2 选用深沟球轴承。又根据设计尺寸，由2mmd42 表 18-2 选用轴承型号为 6209，其，。mmd45mmb19 6.3.36.3.3、轴的结构设计、轴的结构设计 轴的结构如下图所示 hl3 型弹性柱销联 轴器 轴承型号为 6209 mmd35 - mml80 mmd42 mml40 - 45dmm 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 - 24 - 1、各轴段直径与长度的确定 1)、由所选半联轴器的孔径，取低速轴最小mmd4230 直 径；半联轴器与轴配合的毂孔长度为，mmd35 - mml82 段的长度应比略短一些，现取；-lmml80 2)、为满足半联轴器的轴向定位要求，