机械设计课程设计计算说明书-二级展开式圆柱齿轮减速器.doc

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 二级展开式圆柱齿轮减速器二级展开式圆柱齿轮减速器 学院 学院 班级 机械班级 机械 08050805 姓名 姓名 学号 学号 2008559720085597 指导教师 赵登峰指导教师 赵登峰 一一 传动方案的拟定 传动方案的拟定 1 二 电动机的选择二 电动机的选择 1 三 确定传动装置的总传动比和分配各级传动比 三 确定传动装置的总传动比和分配各级传动比 2 四 传动装置的运动参数和动力参数 四 传动装置的运动参数和动力参数 3 五 传动零件的设计计算 五 传动零件的设计计算 5 六 轴的结构设计六 轴的结构设计 12 七 按弯扭合成应力校核轴的强度七 按弯扭合成应力校核轴的强度 16 八 轴承的寿命校核八 轴承的寿命校核 24 九 键的校核九 键的校核 26 十 设计小结十 设计小结 27 十一 参考文献十一 参考文献 27 1 一一 传动方案的拟定 传动方案的拟定 设计带式运输机的二级展开式圆柱齿轮减速器 1 工作条件 两班制 连续单向运转 载荷较平稳 室内工作 有粉尘 环境最高温 度 35 2 使用折旧期 8 年 3 检修间隔期 四年一次大修 两年一次大修 半年一次小修 4 动力来源 电力 三相交流 电压 380 220V 5 运输带速度允许误差 5 6 制造条件及生产批量 一般机械厂制造 小批量生产 7 设计数据 题号 2 运输带工作拉力 2200N 运输带工作速度 1 1m s 卷筒直径 240mm 二 电动机的选择二 电动机的选择 1 电动机类型和结构的选择 选择 Y 系列三相异步电动机 此系列电动机属于一般用途 的全封闭自扇冷电动机 其结构简单 工作可靠 价格低廉 维护方便 适用于不易 燃 不易爆 无腐蚀性气体和无特殊要求的机械 2 电动机容量选择 电动机所需工作功率为 式 1 Pd Pw a KW 式 2 Pw FV 1000 KW 因此 Pd FV 1000 a KW 由电动机至运输带的传动总效率为 总 0 4 2 2 式中 0 1 2 分别为弹性联轴器 1 个 齿式联轴器 1 个 滚 动轴承 4 对 卷筒 1 个 和圆柱齿轮传动 两对 的传动效率 取 0 0 99 1 0 99 2 0 99 0 96 0 97 则 总 0 99 0 99 0 994 0 96 0 972 0 85 所以 电机所需的工作功率 Pd FV 1000 总 2200 1 1 1000 0 85 2 85 KW 3 确定电动机转速 卷筒工作转速为 n卷筒 60 1000 V D 60 1000 1 1 240 87 58 r min 根据手册 192 表 13 5 二级圆柱齿轮减速器传动比范围为 8 40 故电动机转速的可选范围为 8 40 87 58 700 64 3503 18 r min 则符合这一范围的同步转速有 750r min 1000r min 1500r min 和 3000r min 根据容量和转速 由相关手册查出三种适用的电动机型号 如下表 电动机转速 r min 方案 电 动机 型号 额定功 率同步转速 满载转速 电动机重量 kg 1Y100L 233000287033 2Y100L2 431500143038 3Y132S 63100096063 4Y132M 8375071079 综合考虑 第 2 方案比较适合 此选定电动机型号为 Y100L2 4 三 确定传动装置的总传动比和分配各级传动比 三 确定传动装置的总传动比和分配各级传动比 由选定的电动机满载转速 nm和工作机主动轴转速 nw 1 可得传动装置总传动比为 i nm nw 1440 87 58 16 33 2 分配各级传动装置传动比 3 总传动比等于各传动比的乘积 i i1 i2 式中 i1为减速器中 1 轴和 2 轴的传动比 i2 为 2 轴和 3 轴的传动比 根据手册 P196 的推荐 展开式二级圆柱齿轮减速器 i1 1 3 1 5 i2 取 i1 1 4i2 联合上式 解得 i1 4 78 i2 3 42 四 传动装置的运动参数和动力参数 四 传动装置的运动参数和动力参数 将传动装置各轴由高速至低速依次定为 1 轴 2 轴 3 轴 i1 i2 为 1 轴与 2 轴 以及 2 轴与 3 轴的传动比 01 12 23 为 1 轴 2 轴 3 轴传动效率 P1 P2 P3 为各轴的输入功率 KW T1 T2 T3 为各轴的输入转矩 N m n1 n2 n3 为各轴的输入转矩 r min 可按电动机轴至工作运动传递路线推算 得到各轴的运动和动力参数 1 计算各轴的转速 1 轴 n1 nm 1430 r min 2 轴 n2 n1 i1 1430 4 78 299 16r min 3 轴 n3 n2 i2 299 16 3 42 87 47r min 卷筒轴 n4 n3 87 47r min 2 计算各轴的输入功率 1 轴 P1 Pd 01 2 85 0 99 2 82 KW 2 轴 P2 P1 12 2 82 0 97 0 99 4 2 71 KW 3 轴 P3 P2 23 2 71 0 97 0 99 2 60 KW 卷筒轴 P3 P3 34 2 60 0 99 0 99 2 55 KW 各轴的输出功率分别为其输入功率乘以轴承效率 0 99 即各轴的输出功率为 1 轴 P1 2 82 0 99 2 80 KW 2 轴 P2 2 71 0 99 2 68 KW 3 轴 P3 2 60 0 99 2 57 KW 卷筒轴 P4 2 55 0 99 2 52 KW 3 计算各轴的输入转矩 电动机轴输出转矩为 Td 9550 Pd nm 9550 2 85 1430 19 03 N m 1 轴 T1 Td i0 01 19 03 1 0 99 18 84 N m 2 轴 T2 T1 i1 12 19 84 4 78 0 97 0 99 86 49 N m 3 轴 T3 T2 i2 23 86 49 3 42 0 97 0 99 284 06 N m 卷筒轴 T4 T3 1 2 284 06 0 99 0 99 278 41 N m 输出转矩分别为输入转矩乘以轴承效率 0 99 即各轴的输出转矩为 1 轴 T1 18 84 0 99 18 65 N m 5 2 轴 T2 86 49 0 99 85 63 N m 3 轴 T3 284 06 0 99 281 22 N m 卷筒轴 T4 178 41 0 99 275 63 N m 综合以上数据 得表如下 功率 P KW 转矩 T N m 轴名 输入输出输入输出 转速 n r min 传动比 i 电动机轴 2 8519 031430 1 轴 2 822 8018 8418 651430 2 轴 2 712 6886 4985 63299 16 3 轴 2 602 57284 06281 2287 47 卷筒轴 2 552 52278 41275 6387 47 i1 4 7 8 i2 3 4 2 五 传动零件的设计计算 五 传动零件的设计计算 减速器外只有两个联轴器 因此只有减速器内的传动零件的设计计算 即齿轮传动的设计 计 算 1 计算高速级齿轮 1 选定齿轮材料 热处理方式 精度等级 小齿轮选轮齿面硬度较大比较合适 大齿轮选软齿面 小齿轮的材料为 45 号钢调质 查表机械设计书 P132 表 6 1 齿面硬度范围为 229 286HBS 取 250HBS 大齿轮选用 45 号 钢正火 查表机械设计书 P132 表 6 1 齿面硬度范围 169 217HBS 取 200HBS 由于减速器单向传动 载荷平稳 所以选用直齿圆柱齿轮 齿轮精度初选 8 级 2 按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径公式为 d1 2 d 1 3 12 H HE ZZZ u ukT 确定各参数值 载荷系数 K KA KV K K 1 查表 P133 表 6 2 使用系数 KA取 1 00 动载系数 KV范围为 1 05 1 4 取 1 10 齿间载荷分配系数 K 取值范围为 1 1 2 取 1 10 6 齿向载荷分布系数 K 取值范围为 1 1 2 取 1 10 那么 K KA KV K K 1 00 1 10 1 10 1 10 1 33 小齿轮名义转矩 2 T1 9 55 106 P1 n1 9 55 106 2 82 1430 1 88 104 N mm 材料系数 3 查机械设计表 6 3 ZE 189 8MPa 节点区域系数 4 查机械设计教材图 6 12 ZH取 2 50 重合度系数 5 Z 取值范围为 0 85 0 92 取 0 90 齿宽系数 d取值范围为 0 8 1 4 取 1 0 6 许用应力 查机械设计图 6 14 MPa H 610 1lim MPa H 570 2lim SHmin 取值范围为 1 0 1 6 取 1 2 应力循环次数 9 11 1059 3 300882114306060 h jLnN 8 112 1089 6 iNN 又查图可知 则 1 21 NN ZZ MPa S Z H NH H 3 508 2 1 1610 lim 11lim 1 MPa S Z H NH H 475 2 1 1610 lim 22lim 2 取两式计算中的较小值 即 H 475Mpa 于是有 2 1 1 12 3d H HE ZZZ u u d kT 2 4 475 90 0 5 2 8 189 78 4 178 4 0 1 1088 1 33 12 3 36 56 mm 7 3 确定中心距a mmi d a67 105 78 41 2 56 36 1 2 1 1 尽量圆整成尾数为 0 或 5 以得于制造和测量 所以初定 mma110 4 确定模数 mn 齿数 Z1 Z2 2 21 zz m a n 一般 初选 则 30 17 1 z20 1 z962078 4 12 izz 90 1 9620 11022 21 zz a mn 取标准模数 mn 2 mm 则 Z1 Z2 m 2 110 2 110a2 取 Z1 19 Z2 91 那么 Z2 Z1 91 19 4 80 与传动比 i1相比 误差为 4 80 4 78 4 78 0 2 满足要求 所以 确定小齿轮的齿数为 19 大齿轮齿数为 91 5 计算齿轮分度圆直径 小齿轮 mmzmd n 38192 11 大齿轮 mmzmd n 182912 22 6 齿轮宽度 mmdb d 56 3656 360 1 12 圆整大齿轮宽度 mmb40 2 取小齿轮宽度 mmb45 1 7 按齿根弯曲疲劳强度校核计算 按 校核 FsaFa n F YYY mbd KT 11 1 1 2 式中 小轮分度圆直径 d1 38 mm 1 齿轮啮合宽度 b 45mm 2 8 名义转矩 T1 1 88 104Nmm 3 模数 mn 2mm 4 载荷系数 K 1 33 许用应力 查机械设计表 6 4 当 z1 19 时 齿形系数 85 2 1 Fa Y54 1 1 sa Y 当 z2 91 时 齿形系数 20 2 2 Fa Y78 1 2 sa Y 取值范围为 0 65 0 85 取 0 7 Y 查图 6 15 可知 MPa F 230 1lim MPa F 220 2lim 又因为应力循环次数 9 11 1059 3 300882114306060 h jLnN 8 112 1089 6 iNN 所以 YN1 1 YN2 1 根据国家标准YST 2 0 查表 6 5 SFmin 1 4 3 0 取 1 5 则 MPaY S Y N F STF F 67 3061 5 1 2230 1 min 1lim 1 MPaY S Y N F STF F 33 2931 5 1 2220 2 min 2lim 2 1 4 11 1 1 1 9 447 054 1 85 2 23845 1088 1 33 1 22 F saFa n F MPaYYY mbd KT 2 11 22 12 06 40 54 1 85 2 78 120 2 9 44 F saFa saFa FF MPa YY YY 故满足齿根弯曲疲劳强度要求 设计合理 2 计算低速级齿轮 1 选定齿轮材料 热处理方式 精度等级 小齿轮选轮齿面硬度较大比较合适 大齿轮选软齿面 小齿轮的材料为 45 号钢调质 查表机械设计书 P132 表 6 1 齿面硬度范围为 229 286HBS 取 250HBS 大齿轮选用 45 号 钢正火 查表机械设计书 P132 表 6 1 齿面硬度范围 169 217HBS 取 200HBS 由于减速器单向传动 载荷平稳 所以选用直齿圆柱齿轮 9 2 按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径公式为 其中 u i2 1 d 2 2 3 12 H HE ZZZ u u d kT 确定各参数值 载荷系数 K KA KV K K 1 查表 P133 表 6 2 使用系数 KA取 1 00 动载系数 KV范围为 1 05 1 4 取 1 10 齿间载荷分配系数 K 取值范围为 1 1 2 取 1 10 齿向载荷分布系数 K 取值范围为 1 1 2 取 1 10 那么 K KA KV K K 1 00 1 10 1 10 1 10 1 33 小齿轮名义转矩 2 T2 9 55 106 P2 n2 9 55 106 2 71 299 16 8 65 104 N mm 材料系数 3 查机械设计表 6 3 ZE 189 8 MPa 节点区域系数 4 查机械设计教材图 6 12 ZH取 2 50 重合度系数 5 Z 取值范围为 0 85 0 92 取 0 90 齿宽系数 d取值范围为 0 8 1 4 取 1 0 6 许用应力 查机械设计图 6 14 MPa H 610 1lim MPa H 570 2lim SHmin 取值范围为 1 0 1 6 取 1 2 应力循环次数 8 21 1089 6 300882116 2996060 h jLnN 8 112 1001 2 iNN 又查图可知 则 1 21 NN ZZ 10 MPa S Z H NH H 3 508 2 1 1610 lim 11lim 1 MPa S Z H NH H 475 2 1 1610 lim 22lim 2 取两式计算中的较小值 即 H 475Mpa 于是 其中 u i2 1 d 2 2 12 3 H HE ZZZ u u d kT 2 4 3 475 90 05 2 8 189 42 3 142 3 0 1 1065 8 33 1 2 62 18 mm 3 确定中心距 a mmi d a 4 137 42 3 1 2 18 62 1 2 2 1 尽量圆整成尾数为 0 或 5 以得于制造和测量 所以初定mma140 4 确定模数 齿数 n m 21 zz 2 21 zz m a n 一般 初选 则30 17 1 z25 1 z862542 3 122 ziz 52 2 8625 1402 2 21 zz a mn 取标准模数 2 5 mm n m 则1125 2 1402 2 21 mazz 取 8725 1 z 2 z 那么 87 25 3 48 1 z 2 z 与传动比 i2相比 误差为 3 48 3 42 3 48 1 75 满足要求 所以 确定小齿轮的齿数为 25 大齿轮齿数为 87 5 计算齿轮分度圆直径 小齿轮 mmzmd n 5 62255 2 11 11 大齿轮 mmzmd n 5 217875 2 22 6 齿轮宽度 mmdb d 18 6218 620 1 12 圆整大齿轮宽度 mmb65 2 取小齿轮宽度 mmb70 1 7 按齿根弯曲疲劳强度校核计算 按 校核 FsaFa n F YYY mdb KT 11 11 2 2 式中 小轮分度圆直径 62 5 mm 1 1 d 齿轮啮合宽度 70mm 2 1 b 名义转矩 T2 8 65 104 3 模数 2 5 4 n m 载荷系数 K 1 33 许用应力 查机械设计表 6 4 当 25 时 齿形系数 1 z62 2 1 Fa Y59 1 1 sa Y 当 87 时 齿形系数 2 z20 2 2 Fa Y78 1 2 sa Y 取值范围为 0 65 0 85 取 0 7 Y 查图 6 15 可知 MPa F 230 1lim MPa F 220 2lim 又因为应力循环次数 8 21 1089 6 300882116 2996060 h jLnN 8 212 1001 2 iNN 所以 1 1 1 N Y 2N Y 根据国家标准 2 0 ST Y 查表 6 5 SFmin 1 4 3 0 取 1 5 则MPaY S Y N F STF F 67 3061 5 1 2230 1 min 1lim 1 12 MPaY S Y N F STF F 33 2931 5 1 2220 2 min 2lim 2 MPaMPaYYY mdb KT FsaFa n F 30634 617 059 1 62 2 5 2 5 6270 1065 833 1 2 2 1 4 11 11 2 1 MPaMPa YY YY F saFa saFa FF 33 29366 57 59 162 2 78 1 20 2 34 61 2 11 22 12 故满足齿根弯曲疲劳强度要求 设计合理 齿轮的基本参数如下表所示 六 轴的结构设计六 轴的结构设计 1 高速轴的设计 1 选择轴的材料 选择轴的材料为 45 钢 调质处理 其机械性能由表 11 1 和 11 4 查 60MPa 640MPa 275MPa 155MPa b 1 b 1 1 2 初步确定轴的最小直径 轴的输入功率为 P1 2 82 KW 转速为 n1 1430 r min 根据机械设计课本 P232 11 2 式 并查表 11 3 取 C 110 dmin mm n P C794 13 1430 82 2 110 3 1 1 3 高速轴的最小直径 dmin显然是安装联轴器的直径 为了使所选的轴的直径与联轴器 的孔径相适应 故需同时选取联轴器型号 名称符号公式1 轴的小齿轮 2 轴的 大齿轮 2 轴的 小齿轮 3 轴的 大齿轮 齿数zz 19912587 分度圆直径 mm dmzd 38 18262 5 217 5 齿顶高 mm a hmhh aa 222 52 5 齿根高 mm f h mchh af 2 52 53 1253 125 齿顶圆直径 mm a d aa hdd2 4218667 5222 5 齿根圆直径 mm f d ff hdd2 3317756 25211 25 中心距 mm a 2 21 zzma 110140 齿宽 mm b 1 db d 45407065 13 联轴器的计算转矩 Tca KA T1 查表 10 2 考虑到转矩变化很小 故取 KA 1 3 则 Tca KA T1 1 3 1 88 104 2 44 104Nmm 查 GB T4323 2002 选用弹性套柱销联轴器 型号为 LT3 公称转矩为 31 5 Nm 许 用转速 6300r min Y 型轴孔长 52mm 轴孔直径 22mm 3 确定轴各段直径和长度 从装有联轴器的一段开始算起 第一段 由于轴通过弹性套柱销联轴器联接 则轴的直径与联轴器的孔相适应 1 则第一段直径 d1 22mm 长度 l1 52mm 第二段 为了满足半联轴器的定位要求 第二段的右端需要制出一轴肩 一般轴 2 肩高度 h 0 07 0 1 d1 那么 h 1 5 2 2mm 取 h 1 5mm 那么直径 d2 d1 2h 22 1 5 2 25mm 根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的 厚度 取 l2 40mm 第三段 该段装有滚动轴承 轴直径应与轴承相配合 经考虑 选用深沟球轴承 3 则轴承有径向力 而轴向力为零 选用 6206 型轴承 其尺寸为 d D B 30 62 16 那么该 段的直径为 d3 30mm 长度为 l3 16mm 第四段 为滚动轴承的定位轴肩 其直径应小于滚动轴承的内圈外径 经考虑 取 4 d4 36mm 长度取 l4 80mm 第五段 该段为齿轮轴段 由于轴的最小直径与齿轮的分度圆直径差值较小 所以 5 将轴做成齿轮轴 由于齿轮的齿顶圆直径为 42mm 齿轮的宽度为 45mm 则此段的直径 为 d5 42mm 长度为 l5 45mm 第六段 为滚动轴承的定位轴肩 其直径应小于滚动轴承的内圈外径 取 6 d6 36mm 长度取 l6 10mm 第七段 该段为滚动轴承安装出处 取轴径为 d7 30mm 长度 l7 18mm 7 至此 已初步确定了高速轴的各段直径和长度 2 中间轴的设计 1 选择轴的材料 选择轴的材料为 45 钢 调质处理 其机械性能由表 11 1 和 11 4 查 60MPa 640MPa 275MPa 155MPa b 1 b 1 1 2 初步确定轴的最小直径 14 轴的输入功率为 P2 2 71 KW 转速为 n1 299 16 r min 根据机械设计课本 P232 11 2 式 并查表 11 3 取 C 110 dmin mm n P C 93 22 16 299 71 2 110 3 2 2 3 高速轴的最小直径 dmin显然是安装轴承的直径 为了使所选的轴的直径与轴承的孔 径相适应 故需同时选取轴承型号 3 确定轴各段直径和长度 从装有轴承 靠近小齿轮的一段开始算起 第一段 该段装有滚动轴承 轴直径应与轴承相配合 经考虑 选用深沟球轴 1 承 则轴承有径向力 而轴向力为零 选用 6207 型轴承 其尺寸为 d D B 35 72 17 那么该段的直径为 d1 35mm 长度为 l1 30mm 第二段 为滚动轴承的定位轴肩 其直径应小于滚动轴承的内圈外径 取 2 d2 43mm 长度取 l2 10mm 第三段 该段为齿轮轴段 由于轴的最小直径与齿轮的分度圆直径差值较小 所 3 以将轴做成齿轮轴 由于齿轮的齿顶圆直径为 67 5mm 齿轮的宽度为 70mm 则此 段的直径为 d3 67 5mm 长度为 l3 70mm 第四段 为与高速轴传动的齿轮的定位轴肩 经考虑 取 d4 43mm 长度取 4 l4 5mm 第五段 该段为中间轴上与高速轴传动的齿轮的安装轴 齿轮的宽度为 40mm 为 5 了保证套筒充分接触到齿轮 需此段的长度略比齿宽略短一点 因此为 l5 38mm 经考虑 直径 d5 38mm 第六段 该段为滚动轴承安装出处 同取深沟球轴承 6207 型 其 6 d D B 35 72 17 所以轴径为 d6 35mm 长度 l6 30mm 至此 已初步确定了中间轴的各段直径和长度 3 低速轴的设计 1 选择轴的材料 选择轴的材料为 45 钢 调质处理 其机械性能由表 11 1 和 11 4 查 60MPa 640MPa 275MPa 155MPa b 1 b 1 1 15 2 初步确定轴的最小直径 轴的输入功率为 P3 2 60 KW 转速为 n3 87 47 r min 根据机械设计课本 P232 11 2 式 并查表 11 3 取 C 110 dmin mm n P C07 34 47 87 60 2 110 3 3 3 3 高速轴的最小直径 dmin显然是安装联轴器的直径 为了使所选的轴的直径与联轴器 的孔径相适应 故需同时选取联轴器型号 联轴器的计算转矩 Tca KA T3 查表 10 2 考虑到转矩变化很小 故取 KA 1 3 则 Tca KA T3 1 3 2 84 105 3 69 105Nmm 查 JB T8854 3 2001 选用 GICL 型鼓形齿式联轴器 型号为 GICL3 公称转矩为 2800 Nm 许用转速 5900r min Y 型轴孔长 82mm 轴孔直径 35mm 3 确定轴各段直径和长度 从装有联轴器的一段开始算起 第一段 由于轴通过齿式联轴器联接 则轴的直径与联轴器的孔相适应 则第 1 一段直径 d1 35mm 长度 l1 82mm 第二段 为了满足半联轴器的定位要求 第二段需要制出一轴肩 一般轴肩高度 2 h 0 07 0 1 d1 那么 h 2 45 3 5mm 取 h 3 5mm 那么直径 d2 d1 2h 35 2 3 5 42mm 根 据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度 取 l2 40mm 第三段 该段装有滚动轴承 轴直径应与轴承相配合 经考虑 选用深沟球轴承 3 则轴承有径向力 而轴向力为零 选用 6209 型轴承 其尺寸为 d D B 45 85 19 那么该 段的直径为 d3 45mm 长度为 l3 35mm 其中 16mm 为套筒长度 第四段 该段为安装齿轮段 由于齿轮的齿顶圆直径为 222 5mm 与轴的直径 4 相差较大 所以不做成齿轮轴 经考虑 直径为 d4 50mm 齿轮的宽度为 65mm 则此 段的长度为 l4 63mm 第五段 为滚动轴承的定位轴肩 其直径应小于滚动轴承的内圈外径 同时也是齿 5 轮的定位轴肩 综合考虑 取 d5 54mm 长度取 l5 59mm 16 第六段 该段为滚动轴承安装出处 同样选取的是深沟球轴承 6209 型 其尺寸为 6 d D B 45 85 19 取轴径为 d6 45mm 长度 l6 19mm 至此 已初步确定了低速轴的各段直径和长度 七 按弯扭合成应力校核轴的强度七 按弯扭合成应力校核轴的强度 1 高速轴强度校核 1 画受力简图 如图 a 将轴上作用力分解为水平面受力图 b 和 c 分别求出水平 面上的支反力和垂直面上的支反力 对于零件作用于轴上的分布载荷或扭矩可当作集中力 作用于轴上零件的宽度中点 对于支反力的位置 随轴承类型和布置方式的不同而异 L1 101mm L2 49mm L3 113mm 2 求作用在齿轮上的力 小齿轮分度圆直径 d1 38mm 1 作用在齿轮上的转矩为 T1 1 88 104 N mm 2 求圆周力 Ft 2T1 d1 2 1 88 104 38 1028N 3 17 求径向力 Fr 4 Fr Ft tan 1028 tan20 374N 3 求作用于轴上的支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置 建立力学模型 水平面内的支反力 RH1 RH2 Ft 49Ft 49 113 RH2 由上面两式 求得 RH1 717N RH2 311N 垂直面内的支反力 由于选用深沟球轴承则 Fa 0 RV1 RV2 Fr 18 49Fr 49 113 RV2 由上面两式 求得 RV1 261N RV2 113N 4 作出弯矩图 根据上述简图 分别求水平面和垂直面内各力产生的弯矩 水平面的弯矩 MH RH1 49 35149 17Nmm 垂直面的弯矩 MV RV1 49 12793 41Nmm 并按计算结果分别作出水平面上的弯矩 MH 如图 d 和垂直面上的弯矩图 MV 如图 e 然后按公式计算总弯矩并作出 M 图 如图 f 合成弯矩 NmmMMM VH 02 3740541 1279317 35149 22 22 5 作出扭矩图 如图 g T Ft d1 2 1 88 104 Nmm 6 作出当量弯矩图 根据已作出的总弯矩图和扭矩图 求出当量总弯矩图 Mca 如图 h 因为是单向回转 转矩为脉动循环 0 6 可得 NmmTMMca84 39068 2 2 7 校核轴的强度 第五段剖面 C 处当量弯矩最大 而其直径与相邻段相差不大 所以剖面 C 为危险 1 截面 已知 Mca 37405 02Nmm 1 60Mpa 则 ca Mca W 39068 84 10 3 0 1 42 10 3 3 5 273 Mpa 1 60Mpa 右起第一段 D 处虽仅受转矩但其直径较小 故该面也为危险截面 2 NmmTM11280 2 W 11280 0 1 D13 M 11280 10 3 0 1 40 10 3 3 1 76Mpa 1 60Mpa 所以确定的尺寸是安全的 此轴设计合理 2 低速轴强度校核 1 画受力见图 如图 a 将轴上作用力分解为水平面受力图 b 和 c 分别求出水平 19 面上的支反力和垂直面上的支反力 对于零件作用于轴上的分布载荷或扭矩可当作集中力 作用于轴上零件的宽度中点 对于支反力的位置 随轴承类型和布置方式的不同而异 L1 130 5mm L2 57mm L3 105 5mm 2 求作用在齿轮上的力 分度圆直径 d3 217 5mm 1 作用在齿轮上的转矩为 T3 2 84 105 N mm 2 求圆周力 Ft 3 20 Ft 2T3 d3 2 2 84 105 217 5 2610 29N 求径向力 Fr 4 Fr Ft tan 2610 29 tan20 950 07N 3 求作用于轴上的支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置 建立力学模型 水平面内的支反力 RH1 RH2 Ft 57Ft 57 105 5 RH2 由上面两式 求得 RH1 1694 68N RH2 915 61N 垂直面内的支反力 由于选用深沟球轴承则 Fa 0 RV1 RV2 Fr 57Fr 57 105 5 RV2 由上面两式 求得 RV1 616 81N RV2 333 26N 4 作出弯矩图 根据上述简图 分别求水平面和垂直面内各力产生的弯矩 水平面的弯矩 MH RH1 57 96596 76Nmm 垂直面的弯矩 MV RV1 49 35158 17Nmm 并按计算结果分别作出水平面上的弯矩 MH 如图 d 和垂直面上的弯矩图 MV 如图 e 然后按公式计算总弯矩并作出 M 图 如图 f 合成弯矩 NmmMMM VH 06 10279617 3515876 96596 22 22 5 作出扭矩图 如图 g T Ft d3 2 2 84 105 Nmm 6 作出当量弯矩图 根据已作出的总弯矩图和扭矩图 求出当量总弯矩图 Mca 如图 h 因为是单向回转 转矩为脉动循环 0 6 21 可得 NmmTMMca08 198938 75 2838686 0 06 102796 222 2 7 校核轴的强度 第四段剖面处当量弯矩最大 而其直径与相邻段相差不大 所以剖面 C 为危险截 1 面 已知 Mca 198938 08Nmm 1 60Mpa 则 ca Mca W 198938 08 10 3 0 1 50 10 3 3 15 9 Mpa 1 60Mpa 第一段 D 处虽仅受转矩但其直径较小 故该面也为危险截面 2 NmmTM 52 3 10 704 1 W 1 704 105 10 3 0 1 d13 M 1 704 102 0 1 35 10 3 3 39 7Mpa 1 60Mpa 所以确定的尺寸是安全的 此轴设计合理 3 中间轴强度校核 1 画受力见图 如图 a 将轴上作用力分解为水平面受力图 b 和 c 分别求出水 平面上的支反力和垂直面上的支反力 对于零件作用于轴上的分布载荷或扭矩可当 作集中力作用于轴上零件的宽度中点 对于支反力的位置 随轴承类型和布置方式 的不同而异 L1 53 5mm L2 59mm L3 39mm 2 求作用在齿轮上的力 大齿轮分度圆直径 d2 182mm 1 小齿轮分度圆直径 d2 62 5mm 作用在大齿轮上的转矩为 8 65 104 N mm 2 求圆周力 3 因为中间轴的大齿轮和小齿轮分别与高速轴和低速轴相啮合 所以根据作用力与反 作用力 可求得大齿轮和小齿轮受到的周向力 且方向相同 小齿轮 Ft 2610 29N 大齿轮 Ft 1028 39N 22 求径向力 4 因为中间轴的大齿轮和小齿轮分别与高速轴和低速轴相啮合 所以根据作用力与反 作用力 可求得大齿轮和小齿轮受到的径向力 且方向相反 小齿轮 Fr 950 07N 大齿轮 Fr 374 30N 3 求作用于轴上的支反力 23 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置 建立力学模型 水平面内的支反力 RH1 RH2 Ft Ft 53 5 5Ft 53 5 59 Ft 53 5 59 39 RH2 由上面两式 求得 RH1 2019 90N RH2 1618 78N 垂直面内的支反力 由于选用深沟球轴承则 Fa 0 RV1 RV2 Fr Fr 53 5Fr 53 5 59 Fr 53 5 59 39 RV2 由上面两式 求得 RV1 535 90N RV2 39 87N 4 作出弯矩图 根据上述简图 分别求水平面和垂直面内各力产生的弯矩 水平面的弯矩 MH1 RH1 53 5 2019 90 48 5 97965 15Nmm MH2 RH2 39 1618 78 39 63132 42Nmm 垂直面的弯矩 MV1 RV1 53 5 535 90 48 5 25991 15Nmm MV2 RV2 39 39 87 39 1554 93Nmm 并按计算结果分别作出水平面上的弯矩 MH 如图 d 和垂直面上的弯矩图 MV 如图 e 然后按公式计算总弯矩并作出 M 图 如图 f 合成弯矩 NmmMMM VH 38 10135415 2599115 97965 22 2 1 2 11 NmmMMM VH 57 6315193 155442 63132 22 2 2 2 22 5 作出扭矩图 如图 g T2 86510 56 Nmm 6 作出当量弯矩图 根据已作出的总弯矩图和扭矩图 求出当量总弯矩图 Mca 如图 h 因为是单向回转 转矩为脉动循环 0 6 可得 NmmTMMca64 113872 2 2 2 11 24 NmmTMMca88 81745 2 2 2 22 7 校核轴的强度 小齿轮截面为危险截面 1 已知 Mca1 113872 64Nmm 1 60Mpa 则 ca1 Mca1 W1 113872 10 3 0 1 67 5 10 3 3 3 70Mpa 1 60Mpa 大齿轮截面也为危险截面 2 已知 Mca2 81745 88Nmm 1 60Mpa 则 ca2 Mca2 W2 81745 88 10 3 0 1 38 10 3 3 14 90Mpa 1 60Mpa 所以确定的尺寸是安全的 此轴设计合理 综上 三根轴的强度都满足 所以设计合理 八 轴承的寿命校核八 轴承的寿命校核 由于在轴的结构设计中已经选择了各个轴承 所以此处只需校核其是否满足规定要求 高速轴 深沟球轴承 6206 GB T292 94 中间轴 深沟球轴承 6207 GB T292 94 低速轴 深沟球轴承 6209 GB T292 94 1 高速轴上的轴承寿命校核 1 查手册 P64 表格 6 1 深沟球轴承 GB T276 1994 查得深沟球轴承 6206 的基本额 定动负荷 Cr 19 5 103N 2 查机械设计教材 P175 表 8 3 因为轴承工作温度 120 取温度系数 ft 1 00 3 计算当量动负荷 P NRRP H 38 76333 71709 261 22 2 1 2 v11 NRRP H 71 32006 31121 113 22 2 2 2 v22 择大值代入公式进行寿命校核 4 轴承的预期寿命 LH 2 8 300 8 38400h 5 校核轴承的寿命 25 hLh P Cf n L h t h 84003 84 942641 38 763 10 5 1900 1 143060 10 60 10 3 366 预期寿命足够 此轴承合格 2 低速轴上的轴承寿命校核 1 查手册 P64 表格 6 1 深沟球轴承 GB T276 1994 查得深沟球轴承 6209 的基本额 定动负荷 Cr 31 5 103N 2 查机械设计教材 P175 表 8 3 因为轴承工作温度 120 取温度系数 ft 1 00 3 计算当量动负荷 P NRRP H 44 180381 61668 1694 22 2 1 2 v11 NRRP H 37 97426 33361 915 22 2 2 2 v22 择大值代入公式进行寿命校核 4 轴承的预期寿命 LH 2 8 300 8 38400h 5 校核轴承的寿命 hLh P Cf n L h t h 84003 15350 9801 44 1803 10 5 3200 1 47 8760 10 60 10 3 36 3 6 预期寿命足够 此轴承合格 3 中间轴上的轴承寿命校核 1 查手册 P64 表格 6 1 深沟球轴承 GB T276 1994 查得深沟球轴承 6207 的基本额 定动负荷 Cr 25 5 103N 2 查机械设计教材 P175 表 8 3 因为轴承工作温度 120 取温度系数 ft 1 00 3 计算当量动负荷 P NRRP H 78 208990 53590 2019 22 2 1 2 v11 NRRP H 27 161987 3978 1618 22 2 2 2 v22 择大值代入公式进行寿命校核 4 轴承的预期寿命 LH 2 8 300 8 38400h 5 校核轴承的寿命 26 hh P Cf n L t h 84003 L101219 47 78 2089 105 2500 1 16 29960 10 60 10 h 3 36 2 6 预期寿命足够 此轴承合格 九 键的校核九 键的校核 根据轴的各个阶梯的直径和长度尺寸选取键的尺寸 本减