搅拌机的传动装置.doc

机械设计课程设计 1 目录 第一章 设计题目 任务及具体作业 3 一 设计题目 3 二 设计任务 3 三 具体作业 3 第二章 确定传动方案 4 第三章 选择电动机 6 一 选择电动机类型和结构形式 6 二 选择电动机的容量 6 三 确定电动机的转速 6 四 传动装置的总传动比 7 五 传动装置的运动和动力参数 7 六 各轴的转速 功率和转矩 8 第四章 齿轮设计 9 一 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 9 二 按齿面接触强度计算 9 三 按齿根弯曲强度计算 12 四 几何尺寸计算 14 五 验算 15 六 各齿轮主要的相关参数 15 第五章 轴的设计 16 一 高速轴 16 二 中速轴 17 机械设计课程设计 2 三 低速轴 19 第六章 键的设计选择 24 一 输入轴上的键选择 24 二 中间轴上的键的选择 24 三 输出轴上的键的选择 24 第七章 轴承的选择 25 一 输入轴的轴承的选择 25 二 中间轴的轴承的选择 25 三 输出轴的轴承的选择 25 第八章 箱体的结构设计 26 一 箱体的结构 26 二 箱体上附件的设计 27 第九章 设计小结 30 第十章 主要参考文献 31 机械设计课程设计 3 第一章 设计题目 任务及具体作业 一 设计题目一 设计题目 用于搅拌机的传动装置 传动装置简图 如图 1 1 所示 图 1 1 传动装置简图 1 工作条件 单班制工作 空载启动 单向 连续运 转 载荷平稳 工 作环境灰尘较大 2 原始数据 传动装置输出转矩 T 26N mT 3 传动装置输出转速 n 180r minn 4 使用期限 工作期限为八年 5 生产批量及加工条件 小批量生产 二 设计任务二 设计任务 1 选择电动机型号 2 设计减速器 3 选择联轴器 三 具体作业三 具体作业 1 减速器装配图一张 2 零件工作图二张 大齿轮 输出轴 3 3 设计说明书一份 1 开式齿轮传动 2 搅拌机 3 电动机 4 传动装置 机械设计课程设计 4 第二章 确定传动方案 传动方案反映的是运动和动力传动路线和各部件的组成和联系关系 合理的 传动方案首先要满足机器的功能要求 例如 传递功率的大小 转速和运动方式 此外还要适应工作条件 工作场地 环境 工作制度等 满足工作的可靠 结 构简单 尺寸紧要 传动效率高 使用便利 工艺性和经济性合理等要求 根据 机器的功能要求以及传动比大小 拟定以下几种传动方案 一 采用二级圆柱直齿轮减速器 如图 2 1 所示 图 2 1 二级圆柱直齿轮减速器 该减速器的特点是 适于繁重及恶劣条件下长期工作 使用维护方便 但结 构尺寸较大 二 采用一级蜗杆减速器 如图 2 2 所示 图 2 2 一级蜗杆减速器 该减速器的特点是 结构紧凑 简单 加工装配方便 但传动效率较低 在 长期连续使用时就不经济 适用于载荷较小 间歇工作的场合 机械设计课程设计 5 三 采用二级圆锥 圆柱齿轮加带传动 如图 2 3 所示 图 2 3 二级圆锥 圆柱齿轮加带传动 该减速器的特点是 减速器内部结构简单 易于加工安装 尺寸较小 但外 部由于加上一级带传动而使尺寸明显增大 使整体尺寸比较大 最优方案的选择 经过各方面的综合考虑 选择方二级圆柱直齿轮减速器 机械设计课程设计 6 第三章第三章 选择电动机选择电动机 一 选择电动机类型和结构形式一 选择电动机类型和结构形式 电动机的类型和结构形式是通过电源 工作条件和载荷等特点来选择的 对于搅拌机来说选择 Y 系列电动机 主要用于不易燃 不易爆 无腐蚀性气 体的场合 以及具有良好启动性能的场合 电动机的结构选择开启式 二 选择电动机的容量二 选择电动机的容量 按照给定的实验数据 输出转速为 输出转速为 180r minn 26N mT 则工作所需的功率为 由设计为二级圆柱直齿轮减速传动 则设计使用以下零件以及零件的传动效 率如下 8 级精度的一般圆柱齿轮 油润滑 0 97 深沟球轴承 稀油润滑 0 99 弹性联轴器 0 99 则电动机至动作机之间传动的总效率为 232232 123 0 97 0 99 0 990 85 工作机实际所需要的电动机输出功率为 由所选的电动几的额定功率应等于或大于所需要的功率 选用 Y801 2 额定 功率为 0 75 满载转速 2825 kwr min 三 确定电动机的转速三 确定电动机的转速 按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围则电动机转速的可选范围 为 1 2 4 4 1802880 w nii nkw 所以选用额定功率 3000的电动机 选用 Y801 2 电动机 kw 182 26 0 49 95509550 w w Tn pkw 0 49 0 576 0 85 w d pkw Pkw 机械设计课程设计 7 四 传动装置的总传动比四 传动装置的总传动比 传动装置的总传动比应 传动装置的各级传动比 由展开式二级圆柱齿轮减速器高速级传动比为 取 有 则 12 1 31 5 ii 12 1 4ii 2 1 2222 1 41 415 69iiiiii 2 3 35i 即高速减速的传动比为 低速传动比为 二级圆柱齿 1 4 69i 1 4 69i 2 3 35i 轮减速器单级减速器的传动比 均在此范围内 所以传动比适合 46 12 ii 五 传动装置的运动和动力参数五 传动装置的运动和动力参数 0 0 轴 电动机轴 轴 电动机轴 转速 0 2825min m nnr 功率 0 0 576 d ppkw 转矩 0 0 0 0 576 955095501 947 2825min d pkw TTNm nr 1 1 轴 高速轴 轴 高速轴 转速 1 0 2825min 2825min 1 m nr nr i 功率 101 0 576 0 990 564 d ppkw 转矩 1 1 1 0 564 955095501 907 2825min pkw TNm nr 2 2 轴 中速轴 轴 中速轴 转速 1 2 1 2825min 602 345min 4 49 nr nr i 功率 2112 0 564 0 99 0 970 537ppkw 转矩 2 2 2 0 537 955095508 514 602 345min pkw TNm nr 3 3 轴 低速轴 轴 低速轴 转速 2 3 2 602 345min 179 80min 3 35 nr nr i 2825 15 69 180 m w n i n 机械设计课程设计 8 功率 3223 0 537 0 99 0 970 510ppkw 转矩 3 3 3 0 510 9550955027 09 179 80min pkw TNm nr 4 4 轴 输出轴 轴 输出轴 转速 3 4 3 179 80min 179 80min 1 nr nr i 功率 4334 0 510 0 99 0 990 4896ppkw 转矩 4 4 4 0 4896 9550955026 00 179 80min pkw TNm nr 六 各轴的转速 功率和转矩六 各轴的转速 功率和转矩 表 3 1 各轴的转速 功率和转矩 轴0 轴1 轴2 轴3 轴4 轴 转速 n r min 28252825602 35179 8179 8 功率 P Kw 0 5670 5640 5370 5100 490 转矩 T Nm 1 9471 9078 51427 0926 00 机械设计课程设计 9 第四章第四章 齿轮设计齿轮设计 一 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数一 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 齿轮类型 按传动方案 选用直齿圆柱齿轮传动 2 齿轮精度等级 搅拌机为一般工作机器 速度不高 故选用 8 级精度等级 3 齿轮材料选择 由机械设计 表 10 1 选择小齿轮材料为 40Cr 调质 硬度为 280HBS 大齿轮材料为 45 号钢 硬度为 240HBS 二者材料硬度差为 40HBS 4 齿轮齿数 选择小齿轮齿数高速轴齿数为 中速轴齿数为 则大齿轮的齿 1 20Z 3 24Z 数高速轴齿数为 取 中速轴齿数为 21 1 20 4 6993 8ZZ i 3 94Z 取 43 2 24 3 3580 4ZZ i 4 80Z 二 按齿面接触强度计算二 按齿面接触强度计算 由设计计算公式 10 9a 进行计算即 1 确定公式中的各计算数值 A 试选择载荷系数1 3 t K B 计算高速轴小齿轮传递的转矩 1 1 1 0 564 955095501 907 2825min pkw TNm nr C 由表 10 7 选取齿宽系数1 d D 由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 1 2 189 8 E ZMPa E 由表 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮接触强度极限 为 大齿轮的接触强度极限为 1 600 HLim MPa 2 550 HLim MPa mm Z u uKT d H E d 3 2 1 1 1 32 2 机械设计课程设计 10 F 由式 10 13 计算应力循环次数 9 11 6060 2825 1 1 8 300 8 3 69 10Nn jLh 9 8 1 2 1 3 96 10 8 82 10 4 69 N N i 8 8 2 3 2 8 82 10 2 67 10 3 35 N N i G 由图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 1 0 92 HN K 2 0 94 HN K 3 0 96 HN K H 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 由式1s 10 12 得 11 1 0 92 600552 HNHLim H K MPaMPa S 22 2 0 94 550517 HNHLim H K MPaMPa S 33 3 0 94 600564 HNHLim H K MPaMPa S 44 4 0 96 550528 HNHLim H K MPaMPa S 2 相关计算 1 高速轴的相关计算 A 计算高速轴小齿轮分度圆直径 代入中较小值 1t d H 22 1 3 3 1 11 3 1097 4 69 1 189 9 2 32 2 32 17 17 14 69517 tE t dH K TZu dmm u B 计算圆周速度 11 1 17 17 2825 2 54 60 100060 1000 t d n vm s C 计算齿宽 11 1 17 1717 17 dt bdmm D 计算齿宽与齿高之比 模数 1 1 1 17 17 0 8585 20 t d mmm Z 齿高 11 2 252 25 0 85851 93hmmm 齿宽与齿高之比 1 1 17 17 8 90 1 93 b h 机械设计课程设计 11 E 计算载荷系数 根据 齿轮为 8 级精度 由图 10 8 查得动载荷系数 1 2 54vm s 1 12 V K 直齿轮 假设 由表 10 3 查得 由表 10 2 查得100 At K F bN m 1 2 HF KK 使用系数 由表 10 4 查得 8 级精度小齿轮相对支承非对称布置时 1 A K 223 1 150 18 1 0 6 0 31 10 Hdd K 代入数据得 3 1 150 18 1 0 6 0 31 1017 171 443 H K 由 查图 10 13 得 故载荷系数8 90b h 1 443 H K 1 35 F K 1 1 2 1 2 1 4431 939 AVHH KK K KK F 按实际的载荷系数校正所计算得的分度圆直径 由式 10 10a 得 33 11 17 171 939 1 319 62 tt ddK Kmm G 计算模数 1 1 19 62 0 963 20 d mmm Z 2 低速轴的相关计算 A 计算低速轴小齿轮分度圆直径 代入中较小值 2t d H 22 3 3 3 3 11 3 8514 3 35 1 189 9 2 32 2 32 28 52 13 35528 tE t dH KTZu dmm u B 计算圆周速度 33 3 28 52 602 345 0 899 60 100060 1000 t d n vm s C 计算齿宽 33 1 28 5228 52 dt bdmm D 计算齿宽与齿高之比 模数 3 3 3 28 52 1 19 24 t d mmm Z 齿高 33 2 252 25 1 192 678hmmm 齿宽与齿高之比 3 3 28 52 10 07 2 678 b h E 计算载荷系数 根据 齿轮为 8 级精度 由图 10 8 查得动载荷系数 3 0 926vm s 1 12 V K 直齿轮假设 由表 10 3 查得 由表 10 2 查得使100 At K F bN m 1 2 HF KK 机械设计课程设计 12 用系数 由表 10 4 查得 8 级精度小齿轮相对支承非对称布置时 1 A K 223 1 150 18 1 0 6 0 31 10 Hdd K 代入数据得 3 1 150 18 1 0 6 0 31 1028 521 447 H K 由 查图 10 13 得 故载荷系数10 65b h 1 447 H K 1 40 F K 1 1 08 1 2 1 4471 875 AVHH KK K KK F 按实际的载荷系数校正所计算得的分度圆直径 由式 10 10a 得 33 33 28 111 875 1 331 76 tt ddK Kmm G 计算模数 3 3 31 76 1 32 24 d mmm Z 三 按齿根弯曲强度计算三 按齿根弯曲强度计算 由式 10 5 得弯曲强度设计公式为 3 2 2 FS dF Y YKT m Z 1 高速轴的齿根弯曲强度计算 1 确定公式中的各计算值 A 由图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿 1 500 FE MPa 轮的弯曲强度极限 2 380 FE MPa B 由图 10 18 查得弯曲疲劳寿命系数 1 0 85 FN K 2 0 88 FN K C 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 由式 10 12 得1 4s 11 1 0 85 500 303 57 1 4 FNFE F K MPa S 22 2 0 88 380 238 86 1 4 FNFE F K MPa S D 计算载荷系数 K 1 1 12 1 2 1 351 8144 AVHH KK K KK E 查取齿数及应力校正系数 由表 10 5 查得 1 2 80 Fa Y 1 1 55 sa Y 2 2 26 Fa Y 2 1 74 sa Y F 计算大小齿轮的并加以比较 FaSaF Y Y 机械设计课程设计 13 11 1 2 80 1 55 0 014297 303 57 FaSa F YY 22 2 2 26 1 74 0 016463 238 86 FaSa F YY 2 设计计算 3 1 2 2 1 8144 2825 0 0164630 65 20 mmm 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数大于齿根弯曲疲劳强度的计 算的模数 由于齿轮模数的大小主要是取决于弯曲强度所决定的承载能力 而齿 面接触疲劳强度所决定的承载能力 仅与齿轮直径有关 可以取弯曲强度算得的 模数 由于要求模数 所以取模数 按接触强度计算的分度圆直径1 5m 1 5m 算出小齿轮的齿数 1 19 62dmm 1 1 19 62 13 1 5 d Z m 由生产批量及加工条件为小批量生产 所以齿数最适宜 则取 17Z 1 20Z 大齿轮齿数 取 21 4 69 2093 8ZuZ 2 94Z 2 低速轴的齿根弯曲强度计算 1 确定公式中的各计算值 A 由图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿 1 500 FE MPa 轮的弯曲强度极限 2 380 FE MPa B 由图 10 18 查得弯曲疲劳寿命系数 1 0 85 FN K 2 0 88 FN K C 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 由式 10 12 得1 4s 33 3 0 85 500 303 57 1 4 FNFE F K MPa S 44 4 0 88 380 238 86 1 4 FNFE F K MPa S D 计算载荷系数 K 1 1 08 1 2 1 401 8144 AVHH KK K KK E 查取齿数及应力校正系数 由表 10 5 查得 3 2 65 Fa Y 3 1 58 sa Y 4 2 226 Fa Y 4 1 764 sa Y F 计算大小齿轮的并加以比较 FaSaF Y Y 机械设计课程设计 14 33 3 2 65 1 58 0 01379 303 57 FaSa F YY 44 4 2 226 1 764 0 01644 238 86 FaSa F YY 2 设计计算 3 3 2 2 1 8144 602 345 0 016440 39 24 mmm 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数大于齿根弯曲疲劳强度的计 算的模数 由于齿轮模数的大小主要是取决于弯曲强度所决定的承载能力 而齿 面接触疲劳强度所决定的承载能力 仅与齿轮直径有关 可以取弯曲强度算得的 模数 由于要求模数 所以取模数 按接触强度计算的分度圆直径1 5m 1 5m 算出小齿轮的齿数 3 32 32dmm 3 3 31 76 21 1 5 d Z m 由生产批量及加工条件为小批量生产 所以齿数最适宜 则取 17Z 3 21Z 大齿轮齿数 43 3 35 2471ZuZ 四 几何尺寸计算四 几何尺寸计算 1 计算分度圆直径 11 20 1 530dZ mmm 22 94 1 5141dZ mmm 33 21 1 531 5dZ mmm 44 71 1 5106 5dZ mmm 2 计算中心矩 12 1 30 141 85 5 22 dd amm 34 3 31 5 106 5 69 22 dd amm 3 计算齿轮宽度 取 11 1 3030 d bdmm 1 35Bmm 2 30Bmm 取 33 1 31 531 5 d bdmm 3 37Bmm 4 32Bmm 机械设计课程设计 15 五 验算五 验算 1 1 1 22 1907 127 13 30 t T FN d 合适 1 1 1 127 13 4 24100 30 At K F N mmN mm b 2 3 3 22 8514 540 57 31 5 t T FN d 合适 3 3 1 540 57 17 16100 31 5 At K F N mmN mm b 六 各齿轮主要的相关参数六 各齿轮主要的相关参数 表 4 1 各齿轮主要的相关参数 齿轮 1齿轮 2齿轮 3齿轮 4 模数1 51 51 51 5 齿数20942171 分度圆直径3014131 5106 5 齿轮宽度35303732 齿根圆直径26 25137 2527 75102 75 机械设计课程设计 16 第五章第五章 轴的设计轴的设计 一 高速轴一 高速轴 1 高速轴上的功率 转速 转矩 转速 1 0 2825min 2825min 1 m nr nr i 功率 101 0 576 0 990 564 d ppkw 转矩 1 1 1 0 564 955095501 907 2825min pkw TNm nr 2 求作用在齿轮上的力 圆周力 1 1 1 22 1907 127 13 30 t T FN d 径向力 11tan 127 13 tan2046 27 rt FFN 3 初步确定轴的最小直径 选取轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 根据表 15 3 取 于是得 0 112A 1 3 3 min0 1 0 564 1126 5 2825 P dAmm n 为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应 故需同时选联轴器的型号 联轴器的计算转矩 由表 14 1 考虑到转矩变化很小 故取 1caA TK T 1 3 A K 则 1 1 3 19072479 1 caA TK TN mm 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件 查表 GB4323 84 选用 TL2 型 ca T 弹性柱塞联轴器 其公称转矩为 31500 半联轴器的孔径 故取N mm 12dmm 半联轴器的长度为 32 半联轴器与轴配合的毂孔长度12 A B dmm mm 1 20lmm 4 轴的结构设计 A 根据轴向定位的要求确定轴各段直径长度 机械设计课程设计 17 为了满足半联轴器的轴向定位要求 A B 轴段右端需制出轴肩 故 B C 段的直 径 左端用轴端挡圈定位 按轴端直径取挡圈直径 半联18 b c dmm 20Dmm 轴器与轴配合的毂孔长度 为了保证轴端挡圈压在半联轴器上而不是压 1 20lmm 在轴的端面上 故 A B 的长度比 略短一点 取 1 l18 A B lmm B 初步选择滚动轴承 因为轴承同时受有轴向力的作用 故选用深沟球轴承 参照工作要求并根据 由轴承产品目录中初步选定 0 基本游离组标准精度级的深沟球轴18 B C dmm 承 轴承 6004 其尺寸为 故204212dDBmmmmmm 右端球轴承采用轴肩进行轴向定位 由手册查 6004 型轴承20 C DF G ddmm 的定位轴肩高度为 故取 3hmm 26 E F dmm C 取安装齿轮处的轴段 D E 的直径 由齿轮 1 直径为 30 则轴与齿轮可以为一起 则 轴承端盖mm35 D E lmm 的宽度为 20 便于安装拆装方便则取 所以 取齿轮距mm30lmm 50 B C lmm 箱体内壁之间的距离为 考虑到箱体铸造误差则球轴承于箱体内壁之间10amm 有一端的距离 取 小齿轮 2 的齿宽为 取 则 s4smm 37lmm 5cmm 537 10456 E F lclasmm 12 10426 C D lBasmm 5 轴上零件的轴向定位 半联轴器与周的轴向定位均采用平键连接 半联轴器与轴的联接选用平键 GB 1095 79 键槽用键槽铣刀加工长度为 10 半联轴器44b hmmmm mm 与轴的配合为 滚动轴承的轴向定位是借过渡配合来保证的此处选轴的直 76 HK 径公差为 6m 6 确定轴上倒角的倒角尺寸 参考表 15 2 取轴端倒角 各轴肩处的圆周半径为0 8 45 1 0Rmm 7 高速轴的结构 如图 6 1 所示 图 6 1 高速轴 二 中速轴二 中速轴 1 中速轴上的功率 转速 转矩 机械设计课程设计 18 转速 1 2 1 2825min 602 345min 4 49 nr nr i 功率 2112 0 564 0 99 0 970 537ppkw 转矩 2 2 2 0 537 955095508 514 602 345min pkw TNm nr 2 求作用在齿轮上的力 圆周力 2 2 2 22 8514 120 77 141 t T FN d 径向力 22tan 120 77tan2043 96 rt FFN 3 轴的结构设计 A 初步选择滚动轴承 因为轴承同时受有轴向力的作用 故选用深沟球轴承 由轴承产品目录中初 步选定 0 基本游离组标准精度级的深沟球轴承 轴承 6004 其尺寸为 故 球轴承采用挡圈进行轴204212dDBmmmmmm 20 A BE F ddmm 向定位 故取挡圈直径为 20mm B 取安装齿轮处的轴段 B C D E 的直径 由齿轮 2 的分度圆直径为 141mm 则取 齿轮右侧由轴肩定位 22 B C dmm 由手册查 6004 型轴承的定位轴肩高度为 故取 由齿轮 33hmm 26 C D dmm 直径为 31 5 则轴与齿轮可以为一起 则 mm37 D E lmm 4 轴上零件的轴向定位 齿轮与轴的轴向定位均采用平键连接 齿轮与轴的联接选用平键 GB 1095 79 键槽用键槽铣刀加工长度为 26 半联轴器66b hmmmm mm 与轴的配合为 滚动轴承的轴向定位是借过渡配合来保证的此处选轴的直 76 HK 径公差为6m 5 确定轴上倒角的倒角尺寸 参考表 15 2 取轴端倒角 各轴肩处的圆周半径为1 0 45 1 0Rmm 6 中速轴的结构 如图 6 2 所示 图 6 2 中速轴 机械设计课程设计 19 三 低速轴三 低速轴 1 低速轴上的功率 转速 转矩 转速 2 3 2 602 345min 179 80min 3 35 nr nr i 功率 3223 0 537 0 99 0 970 510ppkw 转矩 3 3 3 0 510 9550955027 09 179 80min pkw TNm nr 2 求作用在齿轮上的力 圆周力 3 3 3 22 27090 1720 31 5 t T FN d 径向力 33tan 1720 tan20626 rt FFN 3 初步确定轴的最小直径 选取轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 根据表 15 3 取 于是得 0 112A 3 3 3 min0 3 0 510 11215 85 179 80 P dAmm n 为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应 故需同时选联轴器的型号 联轴器的计算转矩 由表 14 1 考虑到转矩变化很小 故取 3caA TK T 1 3 A K 则 3 1 3 2709035217 caA TK TN mm 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件 查表 GB4323 84 选用 TL4 型 ca T 弹性柱塞联轴器 其公称转矩为 63000 半联轴器的孔径 故N mm 20dmm 取 半联轴器的长度为 52 半联轴器与轴配合的毂孔长度20 A B dmm mm 1 38lmm 4 轴的结构设计 A 根据轴向定位的要求确定轴各段直径长度 为了满足半联轴器的轴向定位要求 A B 轴段右端需制出轴肩 故 B C 段的直 径 左端用轴端挡圈定位 按轴端直径取挡圈直径 半联25 b c dmm 30Dmm 轴器与轴配合的毂孔长度 为了保证轴端挡圈压在半联轴器上而不是压 1 38lmm 在轴的端面上 故 A B 的长度比 略短一点 取 1 l36 A B lmm 机械设计课程设计 20 B 初步选择滚动轴承 因为轴承同时受有轴向力的作用 故选用深沟球轴承 参照工作要求并根据 由轴承产品目录中初步选定 0 基本游离组标准精度级的深沟球轴25 B C dmm 承 轴承 6004 其尺寸为 故305513dDBmmmmmm 30 C DG H ddmm C 取安装齿轮处的轴段 G H 的直径 由齿轮 4 直径为 106 5 齿轮的右端左轴承采用套筒定位 已知齿轮轮mm 毂的宽度为 32 为了使套筒端面可靠地压紧齿轮 此轴段应略短于轮毂长度 mm 故取 齿轮的左端采用轴肩定位 轴肩高度 取 30 G H lmm 0 07hd 3hmm 则轴环处的直径 轴环宽度 取 轴承端盖的总38 C D dmm 1 4bh 6 E F lmm 宽度为 20 便于安装拆装方便则取 所以取齿轮距箱体mm30lmm 50 B C lmm 内壁之间的距离为 考虑到箱体铸造误差则球轴承于箱体内壁之间有一13amm 端的距离 取 则 s4smm 213 134232 G H lBasmm 13 13430 C D lBasmm 5 轴上零件的轴向定位 齿轮 半联轴器与周的轴向定位均采用平键连接 按由手册查的平键截 F G d 面 GB 1095 79 键槽用键槽铣刀加工 长度为 32同时108b hmmmm mm 为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性 故选用齿轮轮毂与轴的配合为 76Hn 半联轴器与轴的联接选用平键 GB 1095 79 键槽用键槽铣刀66b hmmmm 加工长度为 32 半联轴器与轴的配合为 滚动轴承的轴向定位是借过mm76Hn 渡配合来保证的此处选轴的直径公差为 6m 6 确定轴上倒角的倒角尺寸 参考表 15 2 取轴端倒角 各轴肩处的圆周半径为0 8 45 1 0Rmm 7 求轴上的载荷 作出轴的简图 图 6 4 在确定轴的支点位置时 应从手册中查取值 对a 于 6006 深沟球轴承由手册中查的 因此作为简支梁轴承的跨矩为26aBmm 117 根据轴的计算图作出轴的弯矩图和扭矩图 如图 6 3 所示 从轴的结mm 构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 是危险截面 现计算 处的 的值列如下表 6 1 中 HV MMM 表 6 1 处 的 载荷水平面 H垂直面 V 1 819 NH FN 1 298 1 NV FN 支反力 F 2 901 NH FN 2 327 9 NV FN 弯矩 M49549 5 H MN 18033 82 V MN 总弯矩52729MN 扭矩 T27090TN mm 机械设计课程设计 21 的值 HV MMM 图 6 3 轴的弯矩图和扭矩图 8 按弯矩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 15 5 及上表中的数值 并取 轴的计算应力0 3 2222 33 3 52729 0 3 27090 13 57 0 1 34 MT caMPa W 前面已经选用 45 钢 调质处理 由表 15 1 查得 因此 1 60MPa 故安全 1 60 ca MPa 9 精度校核轴的疲劳强度 A 判断危险截面 截面 A B C D 只受扭转作用 虽然键槽 轴肩及过渡配合所引起的应力 集中均将削弱轴的疲劳强度 但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定 所以截面 A B C D 均无需校核 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看 截面 F G 处为过盈配合引起的应 力集中严重 从受载的情况来看 截面 上的应力较大 截面 的应力最大 但 应力集中不大 而且这里轴的直径最大 故截面 也不必校核 截面 F G 显然 更不必校核 因键槽的应力集中系数比过盈配合的小 因而该轴只需校核截面 G 机械设计课程设计 22 左右两侧即可 B 截面 G 左侧 抗弯截面系数 333 0 10 1 343930 4Wdmm 抗扭截面系数 333 0 20 2 347860 8Wdmm 截面 G 左侧的弯矩为 55 5 17 5272936577 8 55 5 MN mN m 截面 G 上的扭矩为 3 27090TN mm 截面上的弯曲应力 365 778 9 31 3930 4 b M MPaMPa W 截面上的扭转切应力 3 27090 3 45 7860 8 T T T MPaMP W 轴的材料为 45 钢 调质处理 由表 15 1 查得 640 B MPa 1 275MPa 1 155MPa 过盈配合处的值 由附表 3 8 用于插入法求出 并取 k 0 8kk 于是得 2 54k 0 80 8 2 542 032kk 轴按磨削加工 由附图 3 4 得表面质量系数为 0 92 由碳钢的特性系数 取 取0 10 2 0 1 0 050 1 0 05 故得综合系数为 11 12 5412 63 0 92 k K 11 12 03212 14 0 92 k K 所以截面 G 左侧的安全系数为 1 275 11 23 2 63 9 31 0 1 0 am S K 1 155 41 03 3 453 45 2 140 05 22 am S K 2222 11 23 41 03 10 831 5 11 2341 03 ca S S SS SS 故可知其安全 C 截面 G 右侧 机械设计课程设计 23 抗弯截面系数 333 0 10 1 302700Wdmm 抗扭截面系数 333 0 20 2 305400Wdmm 截面 G 右侧的弯矩为 55 5 17 5272936577 8 55 5 MN mN m 截面 G 上的扭矩为 3 27090TN mm 截面上的弯曲应力 365 778 13 55 2700 b M MPaMPa W 截面上的扭转切应力 3 27090 5 02 5400 T T T MPaMP W 轴的材料为 45 钢 调质处理 由表 15 1 查得 640 B MPa 1 275MPa 1 155MPa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 按附表 3 2 查取 因 经插值后可查得 1 300 033r d 34 301 13D d 2 02 1 40 又由附图 3 1 可得轴的材料的敏性系数为 0 82q 0 85q 故有效应力集中系数按式 附 3 4 为 1 1 1 0 82 2 02 1 1 84kq 1 1 1 0 85 1 4 1 1 34kq 由附图 3 2 得尺寸系数 由附图 3 3 得扭转尺寸系数 0 85 0 9 轴按磨削加工 由附图 3 4 得表面质量系数为 0 92 故得综合系数为 11 841 112 25 0 850 92 k K 11 341 111 54 0 920 92 k K 所以截面 G 右侧的安全系数为 1 275 8 12 2 25 13 550 1 0 am S K 1 155 38 84 1 54 2 51 0 05 2 51 am S K 2222 8 12 38 84 7 951 5 8 1238 84 ca S S SS SS 机械设计课程设计 24 故该轴在截面 G 右侧的强度也是安全的 第六章 键的设计选择 一 输入轴上的键选择 输入轴上的键选择 1 连接键的选择 其轴段直径为 12mm 查得键的截面尺寸为 宽度 b 4mm 高度 h 4mm 有带 轮的宽度并参考键的长度系列 取键长 L 10mm 2 校核键连接的强度 由式得 3 210 p T kld 合适 3 2 1 907 10 26 49 2 6 12 pp MPa 二 二 中间轴上的键的选择中间轴上的键的选择 1 大齿轮上键的选择 其轴段直径为 22mm 查得键的截面尺寸为 宽度 b 6mm 高度 h 6mm 由齿 轮的宽度并参考键的长度系列 取键长 L 28mm 2 校核键连接的强度 由式得 3 210 p T kld 合适 3 2 8 514 10 11 73 3 22 22 pp MPa 三 三 输出轴上的键的选择输出轴上的键的选择 1 齿轮键的选择 其轴段直径为 34mm 查得键的截面尺寸为 宽度 b 10mm 高度 h 8mm 由齿 轮的宽度并参考键的长度系列 取键长 L 26mm 校核键连接的强度由式得 3 210 p T kld 合适 3 2 27 09 10 15 3 26 4 34 pp MPa 2 连接键的选择 其轴段直径为 20mm 查得键的截面尺寸为 宽度 b 6mm 高度 h 6mm 由齿 轮的宽度并参考键的长度系列 取键长 L 28mm 校核键连接的强度 由式得 3 210 p T kld 适合 3 2 27 09 10 32 25 3 28 20 pp MPa 机械设计课程设计 25 第七章第七章 轴承的选择轴承的选择 因为轴上为直齿圆柱齿轮 没有轴向力 所以选择深沟球轴承 根据机械的 运转时间 得轴承的最少寿命 0 8 300 1024000 h Lh 一 一 输入轴的轴承的选择输入轴的轴承的选择 选取 6004 型轴承 校核轴承寿命 则 9380CN 1 5 46 2769 405 Pr Pf FNN 得 合适 3 3 66 7 0 10109380 1 456 10 606069 405 hh P c LhL nf Pn 二 二 中间轴的轴承的选择中间轴的轴承的选择 选取 6004 型轴承 校核轴承寿命 则 9380CN 1 5 43 9665 94 Pr Pf FNN 得 适合 3 33 666 7 0 1010109380 7 96 10 60606065 94 hhh P cc LLhL n Pnf Pn 三 三 输出轴的轴承的选择输出轴的轴承的选择 选取 6006 型轴承 校核轴承寿命 则 13200CN 1 5 626939 Pr Pf FNN 得 合适 3 3 66 5 0 101013200 2 575 10 6060939 hh P c LhL nf Pn 机械设计课程设计 26 第八章第八章 箱体的结构设计箱体的结构设计 一 箱体的结构一 箱体的结构 根据箱体与轴的配合 与轴承的配合 与齿轮的配合 取铸铁减速器箱体其主要 结构尺寸如表 9 1 所示 表 9 1 尺寸表 名 称符号减速器型式及尺寸关系 箱座厚度 10mm 箱盖厚度 1 8mm 箱盖凸缘厚度b112mm 箱座凸缘厚度b15mm 箱座底凸缘厚度b225 mm 地脚螺钉直径df24 mm 地脚螺钉数目n6 轴承旁边联结螺栓直径d116 mm 盖与座联结螺栓直径d214 mm 联接螺栓 d2 的间距l344mm 轴承端盖螺钉直径d310 mm 视孔盖螺钉直径d48mm 定位销直径d13 mm 至外箱壁距离 至凸缘边缘 距离 C1 C2 30mm 26mm 轴承旁凸台半径R120mm 凸台高度h7mm 外箱壁至轴承座端面距离l160mm 铸造过度尺寸x yX 3mm y 15mm 机械设计课程设计 27 大齿轮顶圆与内箱壁距离 1 9 6mm 齿轮端面与内箱壁距离 2 10mm