机械设计课程设计设计计算说明书-设计铸造车间碾砂机的传动装置--一级圆柱圆锥齿轮减速器.doc

目录目录 一 课程设计任务书 1 二 传动方案的拟定 1 三 电动机的选择 2 四 确定传动装置的有关的参数 4 五 传动零件的设计计算 7 六 轴的设计计算 20 七 滚动轴承的选择及校核计算 28 八 连接件的选择 31 九 减速箱的附件选择 34 十 润滑及密封 36 十一 减速箱的附件选择 37 十二 课程设计小结 39 十三 参考资料 40 1 一 课程设计任务书一 课程设计任务书 1 设计题目 设计铸造车间碾砂机的传动装置 2 设计条件 使用寿命为 8 年 每日三班制工作 连续工作 单向转动 工作中载荷有轻度冲击 允许转速偏差为 5 3 工作原理图 1 电机 2 传动装置 3 碾机主轴 4 碾盘 5 碾轮 4 已知条件 碾机主轴转速 31 r min 碾机主轴转矩 1300 N m 0 二 传动方案的拟定二 传动方案的拟定 根据设计要求拟定了如下两种传动方案 a c 方案对比 方案对比 方案方案传动方式传动方式评价评价 a 电机一级圆柱直齿 轮 一级锥齿输 出 对轴刚度要求较大 结 构简单 有较大冲击 外形尺寸太大 b 电机联轴器二 级斜齿轮一级锥齿 输出 工艺简单 精度易于保 证 一般工厂均能制造 适合于小批量生产 根据题目要求 结构要求碾砂机主轴垂直布置 卧式 电机轴水平布置 使用寿命为 8 年 每日三班制工作 连续工 作 单向转动 工作中载荷有轻度冲击 允许转速偏差为 5 我们选用 b 方案 选择方案 b 1 三 电动机的选择三 电动机的选择 电动机特点电动机特点 选择电动机类型和结构形式 电动机分交流电动机和直流电动机两种 由于直流电动机需要 直流电源 结构较复杂 价格较高 维护比较不方便 因此 通常采用交流电动机 生产单位一般用三相交流电源 其中 以普通笼型异步电机应用最多 在经常启动 制动和反转的 场合 如起重机等 要求电机转动惯量小和过载能力大 应 选用起重及冶金用三相异步电动机 型或 型 绕线 型 电动机的额定电压一般为 380 选择电机的容量 电动机的容量 功率 选得合适与否 对电动机的工作和 经济性都有影响 容量小于工作要求 就不能保证工作的正常 工作 或使长期过载而过早损坏 容量过大则电动机价格高 能力不能充分利用 由于经常不满载运行 效率和功率因素都 较低 增加电能消耗 造成很大浪费 标准电动机的容量有额定功率表示 所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率 容量小于工作要求 则不能保证工作机正常工作 或使电动机 长期过载 发热大而过早损坏 容量过大 则增加成本 并且 由于效率和功率低而造成浪费 4 电动机的容量主要由运行时发热条件限定 在不变或 变化很小的载荷下长期连续运行的机械 只要起电动机的负载 不超过额定值 电动机便不会过热 通常不必检验和启动力矩 按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围 可以 推算电动机转速的可选范围 n i i i i nw r min 式中 n 电动机可选转速范围 r min 电动机类型的选择电动机类型的选择 1 传动装置的总效率 0 983 0 982 0 97 0 99 0 868 43 2 2 3 1 式中 0 98 滚动轴承传动效率 1 2 0 98 圆柱斜齿传动效率 2 0 97 圆锥齿轮传动效率 3 0 99 联轴器 4 2 电动机所需的工作功率 4 25kw 9550 Tn Pw 4 90kw 868 0 4 25 W d P P 电动机功率 4 90kw d P 3 确定电动机转速 按 机械设计课程设计指导书 P7 表 1 推荐的传动比合 理范围 一级圆锥齿轮减速器传动比 ia 2 4 二级圆柱齿轮减 速器传动比 ib 8 40 则总传动比合理范围为16 160 a i 故电机转速的可选范围为 16 160 31 496 4960 d n nia 可选电机 Y132S1 25 5KW2900r min Y132S 45 5KW1440r min Y132M2 65 5KW960r min Y160M2 85 5KW720r min 根据以上选用的电机类型 所需的额定功率及满载转速 选定电动机型号 Y132M2 6 其主要性能 额定功率 5 5kw 满载转速 960r min 1 0 98 2 0 95 3 0 98 4 0 95 0 840 4 90kw d P 电动机型号 Y132M2 6 3 四 确定传动装置的有关的参数四 确定传动装置的有关的参数 确定传动装置的总传动比和分配传动比确定传动装置的总传动比和分配传动比 1 总传动比的计算 由选定电动机满载转速和工作主动轴转速 可得传动 m nn 装置总传比 960 30 97 31 m n n i n 式中 r min 960 m n r min 2 分配传动装置传动比 0 a iii 式中 分别为圆锥齿轮传动和减速器的传动比 0 ii 为使圆锥齿轮传动外廓尺寸不致过大 初步取 2 14 0 i 则减速器传动比为 0 30 97 14 47 2 14 a i i i 其中 12 ii i 为高速级传动比 为低速级传动比 1 i 2 i 由二级圆柱齿轮减速器传动比分配 图 b 4 5 所以 1 i 2 28 94 9 i in 18 84 16i 1 4 5i 2 28 94 9i 4 计算传动装置的运动和动力参数 计算传动装置的运动和动力参数 1 各轴的转速 轴 r min960 m nn 轴 r min3 213 5 4 960 1 i n n I II 轴 r min60 2 i n n 式中 分别为 轴的转速 nnn 电机满载转速 m n 2 各轴输入功率 轴 KW4 7599 0 98 0 4 90 3113 ddI PPP 轴 KW4 5297 098 0 4 75 2112 IIII PPP 轴 KW4 3097 0 98 0 4 52 2112 PPP 式中 Pd 电动机的输出功率 轴的输入功率 P 滚子轴承 齿轮精度96 0 1 98 0 2 97 0 3 为 7 级 不包括轴承效率 齿轮联轴器 99 0 4 3 各轴输入转矩 电机输出转矩 960r min I n 213 3r min II n 60r min III n 4 75KW I P 4 52KW II P 4 30KW III P 5 N m48 75 960 4 90 95509550 m d d n P T 轴 N m 3 dI TT 99 0 48 75 48 26 轴 211121 iTiTT IIII 97 0 98 05 448 26 206 44 N m 轴 212122 iTiTT 97 0 98 0 56 3 206 44 698 62 N m 48 75 N m d T 48 26 N m I T 206 44 N m II T 698 62 N III T m 6 五 传动零件的设计计算五 传动零件的设计计算 5 1 高速级齿轮设计 高速级齿轮设计 5 1 1 选择齿轮材料及精度等级 选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大 所以齿轮采用软齿面 小齿轮 选用 40Cr 调质 齿面硬度为 240 260HBS 大齿轮选用 45 钢 调质 齿面硬度 220HBS 根据教材 P210 表 10 8 选 7 级精度 齿面粗糙度 Ra 1 6 3 2 m 5 1 2 按齿面接触强度设计 按齿面接触强度设计 由标准斜齿圆柱齿轮的设计公式 教材 P218 式 10 21 3 21 1 12 H EH d t t ZZ u uTK d 确定公式内的个计算数值确定公式内的个计算数值 1 试选6 1 t k 2 由教材 P217 图 10 30 选取区域系数433 2 H Z 3 传动比 5 4 1 i 取小齿轮 20 1 Z 大齿轮 905 420 112 iZZ 4 初选取螺旋角 14 查教材 P215 图 10 26 得 Z 对应的 0 87 72 0 1 22 所以59 1 21 5 许用接触应力 H 取失效概率为 1 通用齿轮和一般工业齿轮 按一般可 靠度要求选取安全系数安全系数 S 1 由教材 205 式 10 12 得 S KN lim 由教材 P209 图 10 21 查得 HlimZ1 520Mpa HlimZ2 460Mpa 由教材 P206 式 10 13 计算应力循环次数 N N1 60njLh 60 960 1 24 365 8 2 901 109 6 1 t k 20 1 Z 433 2 H Z 14 7 N2 N1 i 2 901 109 4 5 0 645 109 式中 n 齿轮转速 j 每转一圈同一齿面的系数 Lh 齿轮的工作寿命 由教材 P207 图 10 19 查得接触疲劳的寿命系数 KHN1 0 90 KHN2 0 94 H 1 Hlim1 KHN1 S 520 0 90 1 0Mpa 468Mpa H 2 Hlim2 KHN2 S 460 0 94 1 0Mpa 432 4Mpa 所以 Mpa HH H 450 2 2 4 432468 2 21 6 小齿轮的传递转矩 9604 7510 5 9510 5 95 55 1 II nPT N mm 4 104 73 7 由教材 P205 表 10 7 取 d 1 8 由教材 P201 表 10 6 查得材料的弹性系数 2 1 8 189 MPaZE 计算计算 1 小齿轮分度圆直径 根据教材 P218 式 10 21 得 t d1 mm mmd t 49 723 450 2 8 189433 2 5 4 15 4 1 591 104 736 12 3 2 4 1 2 计算圆周速度 sm nd v t 50 2 100060 96049 72314 3 100060 11 3 计算齿宽及模数b nt m 16 9 5 42 49 723 5 4225 2 41 2 20 14cos49 723cos 9 7234 1 1 1 h b mh mm z d m mmdb nt t nt td N T 4 104 73 mm 2 50vm s 8 4 计算纵向重合度 586 1 14tan20318 0 tan318 0 1 z d 5 计算载荷系数 K 已知使用系数m s 7 级精度 由教材50 2 1 vKA P194 图 10 8 查得动载系数的值 查得由表 Hv KK410 1 1 用差值法计算得 得出 417 1 426 1 417 1 4080 4049 723 H K 941 1 H K 由教材 P198 图 10 13 查得 3 1 F K 由教材 P195 表 10 3 查得 2 1 FH KK 故载荷系数 87 1 941 1 2 11 11 HHVA KKKKK 6 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由教材 P204 式 10 10a 得 mm K K dd t t 52 38 6 1 87 1 49 723 3 3 11 7 计算模数 n m mm z d mn54 2 20 14cos52 38cos 1 1 5 1 3 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 由教材 P216 式 10 17 即 3 2 1 2 1 cos2 F SaFa d n YY z YKT m 确定计算参数确定计算参数 1 计算载荷系数 716 13 12 11 11 FFVA KKKKK 2 由纵向重合度从教材 P217 图 10 28 查得 586 1 螺旋角影响系数88 0 Y 49 723 2 41 5 42 9 16 nt bmm mmm h b h 3 1 F K 941 1 H K 9 3 计算当量齿数 521 98 14cos 90 cos 894 21 14cos 20 cos 33 2 2 33 1 1 Z Z Z Z v v 4 查取齿形系数 由教材 P200 表 10 5 计算如下 182 2 521 98100 150100 18 2 14 2 18 2 72424 2 21894 21 2122 76 2 76 2 72 2 2 2 1 1 Fa Fa Fa Fa Y Y Y Y 得到 得到 5 查取应力校正系数 由教材 P200 表 10 5 计算如下 789 1 100521 98 100150 79 1 79 1 83 1 579 1 21894 21 2021 57 1 56 1 57 1 2 2 1 1 Sa Sa Sa Sa Y Y Y Y 算得 算得 6 由教材 P208 图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 限 大齿轮的弯曲疲劳极限 MPa FE 410 1 MPa FE 380 2 7 由教材 P206 图 10 18 取弯曲疲劳强度寿命系数 91 0 84 0 21 FNFN KK 8 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数为 1 4S 由教材 P205 式 10 12 得 MPa S K MPa S K FNFN F FNFN F 247 4 1 38091 0 246 4 1 41084 0 22 2 11 1 9 计算大小齿轮的并加以比较小齿轮的数值大 F FaFaY Y 0158 0 247 789 1 182 2 0175 0 246 579 1 7242 2 2 22 1 11 F FaFa F FaFa YY YY 设计计算设计计算 586 1 88 0 Y MPa FE 410 1 MPa FE 380 2 1 4S 10 mmmn57 1 017 0 59 1 201 87 0 14cos104 7387 1 2 3 2 24 对比结果 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于 n m 齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数 取 2mm 可满足弯曲 n m 强度 但为了同时满足疲劳强度 需按接触疲劳强度算得的分 度圆直径来计算应有的齿数 于是有 取 26 5 412 2 14cos52 38cos 1 1 n m d z 1 z 则 4 5 26 117 2 z 实际传动比 5 4 62 171 u 传动比误差 i u i 4 5 4 5 4 5 0 5 可用 几何尺寸的计算几何尺寸的计算 1 计算中心距 mm mzz a n 1 371 14cos2 2 17162 cos2 21 取中心距137amm 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 o 4 051 137 12 17162 2 arccos 2 arccos 21 a mzz n 由于值改变不多 故参数等不必修正 H ZK 3 算大小齿轮的分度圆直径 mm mz d mm mz d n n 41 222 14 05cos 2171 cos 3 605 14 05cos 262 cos 2 2 1 1 4 计算齿轮宽度 mmdb d 53 603 6051 1 圆整后取mmBmmB60 54 21 5 结构设计 以大齿轮为例 因齿轮齿顶圆直径大于 160mm 而又小于 1 2 0 84 0 91 FN FN K K 26 1 z 137amm d 48mm 11 500mm 故选用腹板式结构为宜 5 2 低速级齿轮设计 低速级齿轮设计 5 2 1 选择齿轮材料及精度等级 选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大 所以齿轮采用软齿面 小齿轮 选用 40Cr 调质 齿面硬度为 240 260HBS 大齿轮选用 45 钢 调质 齿面硬度 220HBS 根据教材 P210 表 10 8 选 7 级精度 齿面粗糙度 Ra 1 6 3 2 m 5 2 2 按齿面接触强度设计 按齿面接触强度设计 由标准斜齿圆柱齿轮的设计公式 教材 P218 式 10 21 3 21 1 12 H EH d t t ZZ u uTK d 确定公式内的计算数值确定公式内的计算数值 1 试选6 1 t k 2 由教材 P218 图 10 3 选取区域系数433 2 H Z 3 传动比 9 32 1 i 取小齿轮 27 1 Z 大齿轮94 9 32 27 112 iZZ 4 初选取螺旋角 14 查教材 P215 图 10 26 得 Z 对应的 0 85 77 0 1 22 所以62 1 21 5 许用接触应力 H 取失效概率为 1 通用齿轮和一 般工业齿轮 按一般可靠度要求选取安全系数安全系数 S 1 由 教材 205 式 10 12 得 S KN lim 由教材 P209 图 10 21 查得 HlimZ1 520Mpa HlimZ2 460Mpa 由教材 P206 式 10 13 计算应力循环次数 N 1 2 54 60 Bmm Bmm 6 1 t k 433 2 H Z 27 1 Z 14 77 0 1 0 85 2 12 N3 60njLh 60 213 3 1 24 365 8 8 97 108 式中 n 齿轮转速 j 每转一圈同一齿面的系数取 Lh 齿轮的工作寿命 N4 N3 i 8 97 108 3 56 2 52 108 由教材 P207 图 10 19 查得接触疲劳的寿命系数 KHN1 0 94 KHN2 0 96 H 1 Hlim1 KHN1 S 560 0 94 1 0Mpa 526 4Mpa H 2 Hlim2 KHN2 S 460 0 96 1 0Mpa 443 52Mpa 所以 Mpa HH H 96 484 2 52 443 4 526 2 21 6 小齿轮的传递转矩 N mm 3 2134 5210 5 9510 5 95 55 1 II nPT 5 102 02 7 由教材 P205 表 10 7 取 d 1 8 由教材 P201 表 10 6 查得材料的弹性系数 2 1 8 189 MPaZE 计算计算 1 小齿轮分度圆直径 根据教材 P218 式 10 21 得 t d1 mm mmd t 583 77 96 484 8 189433 2 56 3 156 3 62 1 1 102 026 12 3 2 5 1 2 计算圆周速度 sm nd v t 638 0 100060 3 21377 38514 3 100060 11 3 计算齿宽及模数b nt m 4 12 6 26 7 3857 66 225 2 8 2 27 14cos77 385cos 7 3857 1 1 1 h b mh mm z d m mmdb nt t nt td HlimZ1 520 Mpa HlimZ2 460 Mpa KHN1 0 94 KHN2 0 96 T 5 102 02 N mm 2 1 8 189 MPaZE 0 863vm s 13 4 计算纵向重合度 14 2 14tan27318 0 tan318 0 1 z d 5 计算载荷系数 K 已知使用系数 7 级精度 由教材smvKA638 0 1 P194 图 10 8 查得动载系数用差值法计算得 05 1 v K 得出 417 1 426 1 417 1 4080 407 3857 H K 442 1 H K 由教材 P198 图 10 13 查得 23 1 F K 由教材 P195 表 10 3 查得 2 1 FH KK 故载荷系数 88 1424 1 2 11 11 HHVA KKKKK 6 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由教材 P 式 10 10a 得 mm K K dd t t 81 66 6 1 88 1 77 385 3 3 13 7 计算模数 n m mm z d mn93 2 27 14cos81 66cos 1 1 5 2 3 按齿根弯曲强度设计 按齿根弯曲强度设计 由教材 P218 式 10 17 即 3 2 1 2 1 cos2 F SaFa d n YY z YKT m 确定计算参数确定计算参数 1 计算载荷系数 7424 1 32 1 2 11 11 FFVA KKKKK 2 由纵向重合度从教材 P216 图 10 28 查得螺 586 1 77 385 2 8 6 26 12 4 nt bmm mmm h b h 1 0 863 A K vm s 05 1 v K 442 1 H K 23 1 F K 2 1 FH KK 3 81 66dmm 14 旋角影响系数88 0 Y 3 计算当量齿数 9 102 14cos 94 cos 556 29 14cos 27 cos 33 2 2 33 1 1 Z Z Z Z v v 4 查取齿形系数 由教材 P200 表 10 5 计算如下 178 2 9 102100 150100 18 2 14 2 18 2 524 2 29556 29 2930 53 2 53 2 52 2 2 2 1 1 Fa Fa Fa Fa Y Y Y Y 得到 得到 5 查取应力校正系数 由教材 P200 表 10 5 计算如下 792 1 100 9 102 100150 79 1 79 1 83 1 623 1 29556 29 2930 62 1 62 1 625 1 2 2 1 1 Sa Sa Sa Sa Y Y Y Y 算得 算得 6 由教材 P208 图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 限 大齿轮的弯曲疲劳极限 MPa FE 410 1 MPa FE 380 2 7 由教材 P206 图 10 18 取弯曲疲劳强度寿命系数 95 0 92 0 21 FNFN KK 8 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数为 4 1 S 由教材 P205 式 10 12 得 MPa S K MPa S K FNFN F FNFN F 1 255 4 1 38094 0 4 269 4 1 41092 0 22 2 11 1 9 计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大 F FaFaY Y 0153 0 1 255 792 1 178 2 0152 0 4 269 623 1 524 2 2 22 1 11 F FaFa F FaFa YY YY 2 93 n mmm 1 7424K 88 0 Y MPa FE 410 1 MPa FE 380 2 4 1 S 15 设计计算设计计算 mmmn96 1 0153 0 62 1 271 88 0 14cos102 027424 1 2 3 2 25 对比结果 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于 n m 齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数 取 2mm 可满足弯曲 n m 强度 但为了同时满足疲劳强度 需按接触疲劳强度算得的分 度圆直径来计算应有的齿数 于是有 取 40 39 6 2 14cos81 66cos 1 3 n m d z 3 z 则 40 142 2 取 4 z 9 32 431 4 Z 实际传动比85 3 40 431 u 传动比误差 i u i 3 56 3 58 3 56 0 6 5 可用 几何尺寸的计算几何尺寸的计算 1 计算中心距 mm mzz a n 188 6 14cos2 2 43140 cos2 21 取中心距mma188 6 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 o 13 99 188 62 43140 2 arccos 2 arccos 21 a mzz n 由于值改变不多 故参数等不必修正 H ZK 3 算大小齿轮的分度圆直径 1 3 2 4 40 2 79 45 coscos13 99 143 2 294 74 coscos13 99 n n z m dmm z m dmm 4 计算齿轮宽度 3 1 82 4579 45 d bdmm 圆整后取 34 80 75Bmm Bmm 40 3 z 431 4 Z 188 6amm 13 99 16 5 结构设计 以大齿轮为例 因齿轮齿顶圆直径大于 160mm 而又小 于 500mm 故选用腹板式结构为宜 5 3 直齿圆锥齿轮传动的设计计算 直齿圆锥齿轮传动的设计计算 5 3 1 选择齿轮材料及精度等级 选择齿轮材料及精度等级 考虑到减速器传递功率不大 所以齿轮采用软齿面 小 齿轮选用 40Cr 调质 齿面硬度为 2280HBS 大齿轮选用 45 钢 调质 齿面硬度 240HBS 二者材料硬度差 40HBS 根据教材 P210 表 10 8 选 7 级精度 齿面粗糙度 Ra 1 6 3 2 m 5 3 2 按齿面接触疲劳强度设计 按齿面接触疲劳强度设计 由标准圆锥齿轮的设计公式 教材 P227 式 10 2 3 12 d2 92 1 0 5 E H RR zKT 26 确定公式内的个计算数值确定公式内的个计算数值 1 试选载荷系数 1 3 t K 2 传动比 i2 14 圆锥 小齿轮齿数 Z1 20 大齿轮齿数 21 20 2 1443ZZi 圆锥 实际传动比 i43 202 15 实际 传动比误差 2 152 14 2 140 55 iiI 圆锥实际 3 计算小齿轮传递的转矩 66 9 55 109 55 104 30 0 98 60TPn 小轴承 670728mmN 由教材 P224 得齿宽系数 0 3 R 4 由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 189 8 E ZMpa 5 由表 10 21d 按齿面硬度查得小 大齿轮的接触疲劳 强度极限 lim1 600p H M a lim2 550p H M a 6 由教材 P206 式 10 13 计算应力循环次数 3 4 80 75 Bmm Bmm 1 3 t K i2 14 圆锥 Z1 20 0 3 R 17 8 1 6060 60 124 365 82 52 10 h Nn jL 87 21 2 52 10 2 151 17 10NNi 圆锥 7 由教材 P207 式 10 19 取接触疲劳寿命系数 12 0 91 0 94 HNHN KK 8 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 安全系数为 S 1 由教材 P205 式1 10 12 得 1lim1 1 2lim2 2 0 91 600 1546pa 0 94 550 1517pa HHN HHN KSM KSM 计算 计算 1 试算小齿轮分度圆直径 代人中较小的值得 1t d H 2 2 3 1 2 921 0 5 tEHtRR dZK T 小 22 3 2 92189 8 5171 3 670728 0 3 1 0 5 0 32 15 184 48mm 2 计算圆周速度 1 60 10003 14 184 48 60 60 10000 58 t d nm s 3 计算载荷系数 由教材 P193 表 10 2 查得使用系数 1 A K 由教材 P194 图 10 8 中低一级的精度线及查得动载系数 1 05 v K 1 HF KK 4 齿向载荷分布系数 be 1 51 5 1 251 875 HFH KKK 故载荷系数 1 1 05 1 1 8751 969 AVHH KKKKK 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由教材 P204 式 10 10a 得 33 11 184 48 1 969 1 3211 86mm tt ddK K 大端模数 11 m 211 86 2010 59dZmm 标注化模数 取m 12mm lim1 600p H M a lim2 550p H M a 1 2 0 91 0 94 HN HN K K 1 A K 1 05 v K 1 HF KK 18 5 3 3 校核齿根弯曲疲劳强度 校核齿根弯曲疲劳强度 由教材 P226 式 10 23 得弯曲强度的校核公式 1 0 5 FtFSRF KFY Ybm 确定公式内的各计算参数确定公式内的各计算参数 1 弯曲疲劳强度极限 由教材 P208 图 10 20c 查得小 大齿轮的弯曲疲劳强度极 限 1 550p FE M a 2 380p FE M a 2 弯曲疲劳寿命系数 由教材 P206 图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 1 0 85 FN K 2 0 88 FN K 3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 由教材 P205 式 10 12 得 11 1 0 85 550 1 4333 9pa FFNFE KSM 22 2 0 88 380 1 4238 9pa FFNFE KSM 4 大端分度圆直径 11 12 20240dmzmm 22 12 43516dmzmm 5 节锥顶距 22 1 11 12402 151284 54 22 Rdmm 6 节圆锥角 1 arctan1arctan1 2 1524 43 19 21 909024 43 19 65 16 41 7 大端齿顶圆直径 111 2cos2402 12 cos24 43 19 261 75mm a ddm 222 2cos5162 12 cos6516 41 526 14mm a ddm 8 齿宽 m 12mm 1 550p FE M a 2 380p FE M a 1 0 85 FN K 2 0 88 FN K 1 24 43 19 19 B 0 3 284 5485 362mm RR 圆整得 12 B86mmB 9 载荷系数 1 1 05 1 1 8751 969 AVFF KKKKK 10 周向力 1 2m 1 0 52 670728 121 0 5 0 320 6575 76 tR FTZ N 小 齿形系数和应力修正系数 F Y S Y 11 圆锥齿轮的当量齿轮为 111 cos20 cos24 43 19 22 07 V ZZ 222 cos43 cos65 16 41 101 75 V ZZ 圆整得 12 22 102 VV ZZ 由教材 P200 表 10 5 得 1 2 72 F Y 1 1 57 S Y 2 2 12 F Y 2 1 86 S Y 计算计算 弯曲疲劳许用应力 1111 1 0 5 1 969 6575 76 2 72 1 57 86 12 1 0 5 0 3 63 3pa 247pa FtFSR F KFYYbm MM 2222 1 0 5 1 969 6575 76 2 12 1 86 86 12 1 0 5 0 3 58 20pa 247 FtFSR F KFYYb m MMpa 所以强度足够 2 65 16 41 12 B86mmB 1 2 22 102 V V Z Z 1 2 72 F Y 1 1 57 S Y 2 2 12 F Y 2 1 86 S Y 20 六 轴的设计计算六 轴的设计计算 一 输入轴的设计计算 一 输入轴的设计计算 1 按扭矩初算轴径 按扭矩初算轴径 选用 45 调质 硬度 217 255HBS 根据教材 P370 15 2 式 并查表 15 3 取 A0 115 P 为传递功率为 KW 为一级输入轴转速 r min 4 75 I PPnn960 I n 实心轴 3 0 n P Ad 则 19 60mm 3 960 4 75 115 d 考虑有键槽 将直径增大 5 则 d 19 60 1 5 20 58 mm 圆整后取 d 22mm 2 轴的结构设计 轴的结构设计 1 轴上的零件定位 固定和装配 二级斜齿轮减速器可将齿轮和轴做成一体相对两轴承做不 对称布置 两轴承分别以轴肩和端盖固定 联轴器轴向用轴肩 和螺母固定 周向采用键做周向定位 轴呈阶梯状 左轴承从 左面装入 右轴承从右面装入 2 确定轴的各段直径和长度 因为输出轴的最小直径显然是安装联轴器出轴的直径 联 轴器的计算转矩 Tca KAT1 查教材 P351 表 14 1 取 KA 1 3 则 Tca KAT1 1 3 48 26 62 74Nm 查标准 GB T5014 1985 选 HL2 型弹性柱銷联轴器 其公 称转矩为 315N m 半联轴器孔径 d 20 28mm 半联轴器长 度 L 52mm L1 38mm 初选 320 22 型圆锥滚子轴承 其尺寸为 d D T 22mm 44mm 15mm 考虑齿轮端面和箱体内壁 d 22mm Tca 62 74Nm L 52mm 21 轴承端面与箱体内壁应有一定矩离 取齿轮距箱体内壁的距离 a 18mm 滚动轴承距箱体内壁的距离 s 8mm 各段长度及直 径如下 3 按弯扭复合强度计算 求分度圆直径 已知 mt 2 mm mz d n 53 6 4 051cos 262 cos 1 1 求转矩 已知 T1 48 26N m 求圆周力 Ft 根据教材 P213 10 14 式得 Ft 2T1 d1 1800 7N 求径向力 Fr 根据教材 P213 10 14 式得 Fr Ft tan n cos 1800 7 tan20 cos14 05 675 6N 求轴向力 Fa 根据教材 P213 10 14 式得 Fa Ft tan 1800 7 tan14 05 450 6N 由于该轴两轴承非对称 根据几何尺寸算得 L1 153 5mm L2 65mm 由上图及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下 FBZ 539N FDZ 1616N L1 38mm Ft 1800 7N Fa 450 6N L1 153 5mm L2 65mm FBZ 539N FDZ 1616N FBY 273N FDY 535N M1 106722N 22 FBY 273N FDY 535N M1 106722N mm M2 54054N mm T1 76000N mm MC M12 M22 1 2 1067222 540542 1 2 119630N mm 转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化 取 0 6 截面 C 处的当量弯矩 Mec MC2 T 2 1 2 1196302 0 6 76000 2 1 2 校核危险截面 C 的强度 由式 15 5 e Mec 0 1d33 3 96MPa 1 b 60MPa 该轴强度足够 二 中间轴的设计计算 二 中间轴的设计计算 1 按扭矩初算轴径 按扭矩初算轴径 选用 45 调质 硬度 217 255HBS 根据教材 P370 15 2 式 并查表 15 3 取 A0 115 P 为传 递功率为KW n 为一级输入轴转速4 52 PP n r min 3 213 n 实心轴 3 0 n P Ad 则 31 82mm 3 3 213 4 52 115 d 考虑有键槽 将直径增大 5 则 d 31 82 1 5 33 41 mm 圆整后取 d 35mm 2 轴的结构设计 轴的结构设计 1 轴上的零件定位 固定和装配 二级斜齿轮减速器可将齿轮和轴做成一体相对两轴承做不对称 布置 所以将齿轮与轴做成一体 齿轮用轴肩与套筒固 3 Z 2 Z 定 两个滚动轴承两端分别用端盖和套筒固定 齿轮周向 2 Z 采用键做周向定位 轴呈阶梯状 左轴承从左面装入 右轴承 从右面装入 mm M2 54054N mm MC 119630N mm T1 76000N mm d 35mm 23 2 确定轴的各段直径和长度 初选 32007 型圆锥滚子轴承 其尺寸为 d D T 35mm 62mm 18mm 考虑齿轮端面和箱体内壁 轴承端面与箱体内壁应有一定矩离 取齿轮距箱体内壁的距离 a 18mm 滚动轴承距箱体内壁的距离 s 8mm 各段长度及直径如上图 3 按弯扭复合强度计算 求分度圆直径 已知 mt2 2 mm mz d n 41 222 4 051cos 2171 cos 2 2 mm mz d n 82 45 3 991cos 240 cos 1 3 求转矩 已知 T2 206 44N m 求圆周力 Ft 根据教材 P213 10 14 式得 Ft2 2T2 d2 2 206 44 241 22 1711 6N Ft3 2T2 d3 2 206 44 82 45 5007 6N 求径向力 Fr 根据教材 P213 10 14 式得 Fr2 Ft2 tan n cos 1711 6 tan20 cos14 05 642 2N Fr3 Ft3 tan n cos 5007 6 tan20 cos13 99 1878 3N 求轴向力 Fa 根据教材 P213 10 14 式得 Fa2 Ft2 tan 1711 6 tan14 05 428 3N Fa3 Ft3 tan 5007 6 tan13 99 1247 6N 由于该轴两轴承非对称 根据几何尺寸算得 L1 78mm L2 77 5mm L3 68 mm Ft2 1711 6N Ft3 5007 6N Fa2 428 3N Fa3 1247 6N 24 由上图及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下 FAZ 4754N FDZ 593N FAY 1087N FDY 2535N M1 528891N mm M2 765120N mm T2 350000N mm MC M12 M22 1 2 5288912 7651202 1 2 765120N mm 三 输出轴的设计计算 三 输出轴的设计计算 1 按扭矩初算轴径 按扭矩初算轴径 选用 45 调质 硬度 217 255HBS 根据教材 P370 15 2 式 并查表 15 3 取 A0 115 P 为传 递功率为KW n 为一级输入轴转速4 30 I PP n r min 60 n 实心轴 3 0 n P Ad 则 47 8mm 3 60 4 30 115 d 考虑有键槽 将直径增大 5 则 L1 78mm L2 77 5mm L3 68 mm FAZ 4754N FDZ 593N FAY 1087N FDY 2535N M1 528891N mm M2 765120N mm T2 350000N m m d 55mm 25 d 47 8 1 5 50 19 mm 圆整后取 d 55mm 2 轴的结构设计 轴的结构设计 1 轴上零件的定位 固定和装配 二级斜齿轮减速器联轴器一端用轴肩固定另一端用螺母固定 齿轮相对于轴承做不对称转动 齿轮一端由轴肩定位 右面用 套筒轴向固定 周向用平键连接 两轴承分别以轴肩和套筒定 位 2 确定轴各段直径和长度 1 段 d1 48mm 长度取 L1 82mm 第 II 为定位轴肩 h 3 5mm 2 段 d2 d1 2h 55 2 3 5 55mm d2 55mm 取长度 L2 50mm 3 段为非定位轴肩 初选用 32012 型单列圆锥滚子轴承 其尺寸为 d D T 60mm 95mm 23mm 60 54 3 d 3 L 因为第 6 段位定位轴肩取 h 6mm d6 d3 2h 72mm L6 65mm 4 段为定位轴肩 取 d4 70mm 为了使套筒端面可靠的压紧齿 轮 此轴段应略短于轮毂宽度故取 L4 78mm 5 段位定位轴肩取 h 6mm 则轴环直径 d5 d4 2 h 82mm 5 60 49 5 L 6 d 6 L 考虑齿轮端面和箱体内壁 轴承端面和箱体内壁应有一定 距离 取套筒长为 24mm 取齿轮距箱体内壁的距离 a 18mm 滚动轴承距箱体内壁的距离 s 8mm 具体如下图 3 轴上零件的周向定位 由表 6 1 按齿轮和半连轴器的直径查得如下 1 段的键的尺寸 b h l 14mm 9mm 63mm 其配合为 H7 m6 4 段的键的尺寸 b h l 16mm 10mm 70mm 其配合为 H7 n6 4 确定轴上圆角和倒角尺寸 轴端倒角为 2 45 圆角半径 R 1 6mm 5 按弯矩复合强度计算 求分度圆直径 已知 mt 2 T3 698 62N m 26 mm mz d n 294 7 13 99cos 2431 cos 2 4 求转矩 已知 T3 698 62N m 求圆周力 Ft 根据教材 P213 10 14 式得 Ft 2T3 d4 2 698 62 294 7 4741 2N 求径向力 Fr 根据教材 P213 10 14 式得 Fr Ft tan n cos 4741 2 tan20 cos13 99 1778 4N 求轴向力 Fa 根据教材 P213 10 14 式得 Fa Ft tan 4741 2 tan13 99 1181 2N 由于该轴两轴承非对称 根据几何尺寸算得 L1 91mm L2 157mm 由上图及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下 FBZ 5023N FDZ 2479N FBY 693N FDY 2121N M1 381748N mm M2 326663N mm T3 1099000N mm L1 91mm L2 157mm FBZ 5023N FDZ 2479N FBY 693N FDY 2121N M1 381748N mm M2 326663N mm 27 MC M12 M22 1 2 3817482 3266632 1 2 502434N mm 转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化 取 0 6 截面 C 处的当量弯矩 Mec MC2 T 2 1 2 5024342 0 6 1099000 2 1 2 校核危险截面 C 的强度 由式 15 5 e Mec 0 1d33 24 2MPa h L 故所选轴承可满足寿命要求 7 2 2 中间轴的轴承进行寿命校核中间轴的轴承进行寿命校核 由 查教材 P321 表 13 5 得44 0 466 0 e F F r a 65BDd 100 23 3 10 X 0 4 Y 1 5 X 0 4 Y 1 4 29 X 0 4 查 机械设计手册 第二版第四卷 P39 81 得 Y 1 4 2497 96 247 614 1878 314 0 1 arp YFXFfP 则 2h L 6 10 60 t II f C nP 3 6 2497 96 0043200 1 3 21360 10 404159 41h h L 故所选轴承可满足寿命要求 7 2 3 输出轴的轴承进行寿命校核 输出轴的轴承进行寿命校核 由 查教材 P321 表 13 5 得14 0466 0 e F F r a X 0 4 查 机械设计手册 第二版第四卷 P39 81 得 Y 1 5 2483 16 1181 25 1778 414 0 1 arp YFXFfP 则 2h L 60 106 P Cf n t 3 6 2483 16 0080200 1 6060 10 9358503 5h h L 故所选轴承可满足寿命要求 八 连接件的选择八 连接件的选择 8 1 联轴器的选择 联轴器的选择 根据传递载荷的大小 轴转速的高低 被连接件的安装精 404159 2h L 41h X 0 4 Y 1 5 935850 2h L 3 5h 30 度等 参考各类联轴器特性 选择一种合用的联轴器类型 8 2 联轴器的设计计算 联轴器的设计计算 由于装置原动机为电动机 联轴器一端与电动机相连 其 孔径受电动机外伸轴径限制 所以选用弹性柱销联轴器 HL2 GB T5014 1985 其主要参数如下 表 8 1 材料HT200 公称转矩315N m 轴孔直径20 28mm 轴孔长52mm 装配尺寸38mm 8 2 18 2 1 载荷计算 载荷计算 名义转矩 9550 9550 4 75 960 47 3N m I T I I P n 联轴器的计算转矩 Tca KAT1 查教材 P351 表 14 1 取 KA 1 3 则 Tca KAT3 1 3 48 26 62 74N m 通过比较可知 所选联轴器合适 8 3 键的选择计算 键的选择计算 键的选择包括类型选择