盘磨机传动装置的设计说明.doc

机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 盘磨机传动装置 成成 果果 说明书 报告 论文 课题名称课题名称 机械设计基础课程设计 院院 系系 机械学院 专专 业业 机电一体化 姓姓 名名 金豪东 学学 号号 201531027 指导教师指导教师 吴卫峰 时时 间间 2017 年 2 月 13 日至 2017 年 2 月 26 日 完成时间完成时间 2017 年 3 月 11 日 机械与汽车工程学院 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 摘 要 在本次设计中 我设计了盘磨机的传动装置 先进行了传动方案的选取 通过选定 的传动方案进行了一系列传动零件的选择和设计 电动机 联轴器 键和轴承的选择主要通过查 表并结合与其他零件的配合和题目要求选择 然后进行运动参数及动力参数的计算 在齿轮的设 计中详细介绍了齿轮材料的选择及许用应力的确定 按齿根弯曲疲劳强度设计计算确定齿轮参数 及主要尺寸 其后对轴进行了设计 确定了各阶梯轴的尺寸 对轴 轴承 键 联轴器等进行校 核 最后对减速器的外形进行了设计 应用 Solidworks 软件的建模技术 实现了减速器的三维造 型及主要零件的建模 完成了整机的 3D 建模 为传动系统的结构设计提供了有价值的参数依据 关键词 盘磨机 传动装置 锥齿轮 solidworks 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 目目 录录 1 引言引言 1 1 1 盘磨机的课题研究背景 1 1 2 盘磨机的课题研究意义 1 2 设计任务书设计任务书 2 2 1 设计任务 2 2 2 系统的传动原理图 2 2 3 系统总体方案的比较与设计 2 3 电动机的选择 传动系统的运动和动力参数计算电动机的选择 传动系统的运动和动力参数计算 3 3 1 电动机类型的选择 3 3 2 电动机功率选择 3 3 3 确定电动机转速 3 3 4 确定电动机型号 4 3 5 计算总传动比及分配各级的传动比 4 3 6 传动参数的计算 4 4 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 5 4 1 锥齿轮的设计和计算 5 4 2 高速级斜齿轮的设计和计算 8 4 3 低速级斜齿轮的设计和计算 14 5 轴的设计计算轴的设计计算 19 5 1 高速轴的设计计算 19 5 2 中间轴的设计计算 24 5 3 低速轴的设计计算 29 6 键连接的选择和计算键连接的选择和计算 34 6 1 高速轴上的键的设计与校核 34 6 2 中间轴上的键的设计与校核 34 6 3 低速轴上的键的设计与校核 34 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 7 滚动轴承的选择和计算滚动轴承的选择和计算 35 7 1 计算高速轴的轴承 35 7 2 计算中间轴的轴承 35 7 3 计算低速轴的轴承 36 8 联轴器的选择联轴器的选择 37 9 箱体设计箱体设计 37 9 1 箱体尺寸 37 9 2 减速器附件设 38 10 润滑和密封设计润滑和密封设计 39 参考文献 49 9 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 0 1 引言引言 1 1 盘磨机的课题研究背景盘磨机的课题研究背景 盘磨机中最重要的部件就是齿轮减速器 齿轮减速器在各行各业中十分广 泛的使用着 是一种不可缺少的机械传动装置 圆柱齿轮减速器是最常用的机 械传动机构之一 具有传递功率大 制造简单 维修方便 使用寿命长等许多 优点 是通用的机械部件 被广泛应用于冶金 矿山 建筑 物料搬运等行业 国外的减速器起步比较早 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 轴传动为主 体积和重量问题也未解决好 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还有许多弱点 特别是大型减速器问题更突出 使用寿 命不长 当今世界各国减速器及齿轮技术发展总趋势是向六高 二低 二化方向 发展 六高即高承载能力 高齿面硬度 高精度 高速度 高可靠性和高传动 效率 二低即低噪声 低成本 二化即标准化 多样化 技术发展中最引人注 目的是硬齿面技术 功率分支技术和模块化设计技术 硬齿面技术到20世界80 年代在国外日趋成熟 采用优质合金钢锻件渗碳淬火磨齿的硬齿面齿轮 精度高 综合承载能力为中硬齿面调质齿轮的4倍 为软齿面齿轮的5 6倍 一个中等规格 的硬齿面齿轮减速器的重量仅为软齿面齿轮减速器的三分之一左右 1 2 盘磨机的课题研究意义盘磨机的课题研究意义 研究盘磨机的实质就是研究减速器 减速器中齿轮传动具有传动比准确 可用的传动比 圆周速度和传递功率范围都很大 以及传动效率高 使用寿命 长 瞬时传动比为常数 结构紧凑 工作可靠等一系列优点 因此 齿轮及传 动装置是机械工业中一大类重要的基础件 齿轮的设计是组织该类机械产品生 产的依据和头道工序 因而是决定该产品技术性能和经济效益的重要环节 然 而齿轮传动在使用上也受某些条件的限制 如齿轮制造需专用机床和设备 成 本较高 特别是高精度齿轮 震动和噪声较大 精度低的齿轮 使用和维护 的要求高等 虽然存在这些局限性 考虑周到 齿轮传动总不失为一种最可靠 最经济 用的最多的传动形式 因此 对减速器的齿轮传动进行研究具有重大 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 1 的现实意义 2 设计任务书设计任务书 2 1 设计任务设计任务 1 设计一盘磨机传动装置 2 已知技术参数和条件 技术参数如下表2 1所示 表2 1 盘磨机的技术参数 主轴的转速45 锥齿轮传动比3 5 电机功率5 5kW 电机转速1500 r min 每日工作时数8h 传动工作年限8 2 2 系统的系统的传动原理图传动原理图 方案图如下 1 图 2 1 传动原理图 1 电动机 2 5 联轴器 3 圆柱斜齿轮减速器 4 碾轮 6 锥齿轮传动 7 主轴 2 3 系统总体方案的比较与设计系统总体方案的比较与设计 图2 2 带式传动方案 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 2 图 2 3 联轴器传动方案 3 电动机的选择 传动系统的运动和动力参数计算电动机的选择 传动系统的运动和动力参数计算 3 1 电动机类型的选择电动机类型的选择 Y系列三相异步电动机 工作要求 连续工作机器 3 2 电动机功率选择电动机功率选择 P 3 5Kw 3 3 确定电动机转速确定电动机转速 1500r min 3 4 确定电动机型号确定电动机型号 综合考虑电动机和传动装置的尺寸 重量 因此选定电动机型号为Y132S 4额定功率为5 5Kw 满载转速1500r min 3 5 计算总传动比及分配各级的传动比计算总传动比及分配各级的传动比 高速级的传动比 低速级传动比 锥齿轮传动比 减速箱传动比 1 i 2 i 3 i i 总传动比 i nw nm 1500 5 5 27 27 锥齿轮传动比 i3 3 5 减速器传动比 i i i3 27 27 3 5 7 8 高速级传动比 i1 1 3i 3 18 低速级传动比 i2 i1 1 3 2 45 3 6 传动参数的计算传动参数的计算 3 6 1 各轴的转速各轴的转速 n r min 高速轴一的转速 n1 nm 1500r min 中间轴二的转速 n2 n1 i1 1500 3 18 471 70r min 低速轴三的转速 n3 n2 i2 471 70 2 45 192 53r min 主轴 7 的转速 n7 n3 i3 192 53 3 5 55 01r min 3 6 2 各轴的输入功率各轴的输入功率 P KW 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 3 高速轴一的输入功率 P1 Pm x nc 5 5x0 99 5 44KW 中间轴二的输入功率 P2 P1x n1ng 5 44x0 98x0 99 5 28KW 低速轴三的输入功率 P3 P2x n2ng 5 28x n2ng 5 12KW 主轴7的转速 P7 P3x ngngnd 5 12x0 99x0 99x0 97 4 87KW 其中电动机的额定功率为 为联轴器的效率 0 99 为一对轴Pm c c g 承的效率 0 99 为高速级齿轮传动的效率 0 98 为低速级齿轮传 g 1 1 2 动的效率 0 98 为锥齿轮传动的效率 0 97 2 g g 3 6 3 各轴的输入转矩各轴的输入转矩T N mm 高速轴一的输入转矩 T1 9 55x105xP1 n1 34 6N m 中间轴二的输入转矩 T2 9 55x105xP2 n2 118 3N m 低速轴三的输入转矩 T3 9 55x105xP3 n3 309 2N m 主轴 6 的输入转矩 T7 9 55x105xP7 n7 1032 3N m 4 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 4 1 锥齿轮的设计和计算锥齿轮的设计和计算 4 1 1 选定圆锥齿轮类型 精度等级 材料及齿数 选定圆锥齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 按照传动方案选用直齿圆锥齿轮传动交角 90 2 由于直齿圆锥齿轮的小齿轮转速不高 初选7级精度 3 材料选择由直齿锥齿轮加工多为直齿 不宜采用硬齿面 小齿轮选用 40Cr 钢 调质处理 齿面硬度取280HBS 大齿轮选用45钢 调质 齿面硬度 240HBS 4 取小齿轮齿数为 则 Z2 24x3 51 84 24取84 124Z 4 1 2 按齿面接触疲劳强度设计按齿面接触疲劳强度设计 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 4 按机械设计式10 26试算 即 2 1 3 2 1 2 92 1 0 5 E H RR KT Z u d 确定公式内各计算数值 1 确定公式内的各计算数值 1 试选载荷系数K 1 6 2 计算小齿轮传递的转矩 6 5 1 9 55 103 73 3 96 10 89 97 TN mm 3 选取齿宽系数 0 3 R 4 由机械设计表10 6查得材料的弹性影响系数 1 2189 8 E ZMPa 5 由机械设计图10 21d按齿面强度查得小 大齿轮的接触疲劳强度极限 12740 580HHimimMPaMPa 6 由式计算应力循环次数 8 13 8 8 1 2 1 6060 89 97 1 2 8 365 10 3 15 10 3 15 10 1 05 10 3 h Nn jL N N i 7 由机械设计图10 19取接触疲劳寿命系数 120 960 98HNHNKK 8 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为0 01 安全系数S 1 由机械设 计式10 12得 11 1 22 2 740 0 96 710 4 1 580 0 98 568 4 1 HLimHN H HLimHN H K MPa S K MPa S 9 2 3tanu 10 许用接触力 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 5 12 710 4568 4 639 4 22 HH H MpaMpa 2 计算 1 试算 2 2 3 1 2 2 5 3 2 2 92 1 0 5 189 81 6 3 96 10 2 92 639 40 3 1 0 5 0 3 3 128 82 E HRR ZKT d u mm 锥距 22 e1 131 R128 82 203 68 22 u d 确定大端模数取 取m 6mm 2222 12 2Re2 203 68 5 37 2472 e m zz 确定锥距Re 2222 e12 6 R 2472227 68 22 e m zzmm 分度圆直径 d1 maZ1 6x24 144mm d2 maZ2 6x84 504mm 分度圆锥角 2 2 1 12 Z72 arctanarctan71 57 24 909071 5718 43 Z 齿宽b e0 3 227 6868 304 R bRmm 最大齿宽为 小齿轮宽 2 70bmm 1 75bmm 当量齿数 VZ 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 6 1 1 1 2 2 2 24 25 30 coscos18 43 72 227 74 coscos71 57 v v Z Z Z Z 4 2 3 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 由机械设计式10 24得弯曲强度的设计公式为 1 2 3 22 1 4 1 10 5 FaSa F RR KTY Y m u z 1 确定公式内的各计算数值 试选K 1 6 由机械设计图10 20c查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 lim 620 F MPa 小 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 lim 450 F MPa 大 2 计算当量齿数 1 1 1 2 2 2 24 25 30 coscos18 43 72 227 74 coscos71 57 v v Z Z Z Z 3 查取齿形系数 由机械设计表10 5查得 122 6182 10YFaYFa 4 查取应力校正系数 由机械设计表10 5查得121 5901 868SSY aY a 5 由机械设计图10 18取弯曲疲劳寿命系数120 890 91FNFNKK 6 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S 1 4 由式得 1 1 1 2 2 2 0 89 620 394 14 1 4 0 91 450 292 5 1 4 FE FN H FN FE H K MPa S K MPa S 7 计算大 小齿轮的并加以比较 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 7 1 11 1 1 22 2 2 618 1 590 0 01056 394 14 2 10 1 868 0 01341 292 5 FaSa F FaSa F YY MPa YY MPa 大齿轮的数值大 设计计算 1 2 2 2 1 222 4 1 10 5 4 1 6 396000 0 013414 42 0 3 24 1 0 5 0 3 31 FaSa n F RR KTY Y u z mm m 4 2高速级斜齿轮的设计和计算高速级斜齿轮的设计和计算 4 2 1 选精度等级 材料及齿数选精度等级 材料及齿数 1 齿轮的材料 精度和齿数选择 因传递功率不大 转速不高 小齿轮用 40Cr 大齿轮用45号钢 锻选项毛坯 大齿轮 正火处理 小齿轮调质 均用 软齿面 小齿轮硬度为280HBS 大齿轮硬度为240HBS 2 齿轮精度用7级 软齿面闭式传动 失效形式为点蚀 3 考虑传动平稳性 齿数宜取多些 取 则 取1 24Z2 24 4 56 109 44Z 2 110Z 4 选取螺旋角 初选螺旋角 14 4 2 2 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计 由设计公式 2 1 1t 21 3 t HE a Hd ZZ u K T d u 试算 1 确定公式内的各计算数值 1 试选载荷系数Kt 1 6 2 计算小齿轮传递的转矩 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 8 1 66 14 1 9 5595 53 96 1010 2 63 10 1440 P N mm T n 3 由机械设计表10 7选取齿宽系数 1 d 4 由机械设计表10 6查得材料的弹性影响系数 1 2189 8 E ZMPa a2 1 5 由机械设计图10 21d按齿面强度查大小 大齿轮的接触疲劳强度极限 12740 580HHimimMPaMPa 6 由机械设计式10 13计算应力循环次数 9 1 1 9 9 1 2 1 6060 1440 1 2 8 365 10 5 05 10 5 05 10 1 11 10 4 56 h Nn jL N N i 7 由机械设计图10 19取接触疲劳寿命系数 120 89 0 91HNHNKK 8 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为0 01 安全系数S 1由机械设计 式10 12得 11 1 22 2 740 0 89 658 6 1 580 0 91 527 8 1 HLimHN H HLimHN H K MPa S K MPa S 9 由机械设计图10 30选取区域系数 2 433HZ 10 由机械设计图10 26查得 则 1 0 78 a 2 0 89 a 12 1 67 aaa 11 许用接触力 12 658 6527 8 593 2 22 HH H MpaMpa 2 计算 1 试算 2 1 1t 4 2 21 2 1 6 2 63 102 433 189 85 56 33 39 1 1 67593 24 56 a t HE d H ZZ u K T d u mm 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 9 2 圆周速度 11 60 1000 2 52 t Vm s d n 3 齿宽 1 33 39 t d bmm d 模数 1 1cos 33 39cos14 241 35 ntt mm mdz 2 252 25 1 353 04 10 98 nt hmm m b h 4 计算纵向重合度 903 1 14tan241318 0 tan318 0 1 Z d 5 计算载荷系数K 根据V 2 76m s 7级精度 由机械设计图10 8查得动载系数 1 10 VK 由机械设计表10 2查得使用系数 1 25 由机械设计表10 4查1 4 HFKK AK 得7级精度 小齿轮相对支承非对称布置时 查机械设计图10 131 41 HK 得 故载荷系数 1 34 FK 1 25 1 10 1 4 1 412 73 AVHH K K K KK 6 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由机械设计式10 10a得 1 1 3 3 11 2 73 33 39 39 90 1 6 t t KKmm dd 7 计算模数 nm 1 1 cos 1 61 n mm md z 4 2 3 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 由机械设计式10 5得弯曲强度的设计公式为 cos 2 2 2 1 1 F SaFa d n YY z YT K m a 1 定公式内的各计算数值 1 计算载荷系数K 1 25 1 10 1 4 1 342 58 AVFaFKK K KK 2 根据纵向重合度 从机械设计图10 28查得螺旋角影响系数1 903 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 10 0 88 Y 3 计算当量齿数 1 2 1 3 2 3 26 27 cos 120 41 cos v v z Z z Z 4 查取齿形系数 由机械设计表10 5查得 12 2 5922 164 FaFaYY 5 查取应力校正系数 由机械设计表10 5查得 12 1 596 1 806 SaSaYY 6 由机械设计图10 20c查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1 620 FE MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2 450 FE MPa 7 由机械设计图10 18取弯曲疲劳寿命系 12 0 830 86 FNFNKK 8 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S 1 4 由机械设计式10 12 11 1 22 2 740 0 89 658 6 1 580 0 91 527 8 1 HLimHN H HLimHN H K MPa S K MPa S 9 计算大 小齿轮的 并加以比较 F FaSaYY 1 1 1 1 1 2 2 2 2 592 1 596 367 570 01125 2 164 1 806 233 4 30 01414 H FaSa H FaSa MP YY a MPa YY 大齿轮的数值大 2 设计计算 2 4 3 2 2 2 58 2 63 100 88 cos14 0 014141 18 11 67 24 n mm m 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度 计算的模数 由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力 而 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 11 齿面接触疲劳强度所决定的承载能力 仅与齿轮直径 即模数与齿数的乘积 有关 可取 2mm 按接触强度算得的分度圆直径 39 90mm 算出小齿轮 nm1d 齿数 1 1 2 cos 19 3520 4 56 2091 291 ndmz z 3 几何尺寸计算 高速级齿轮传动的几何尺寸如表4 1所示 表4 1 高速级齿轮传动的几何尺寸 名称计算公式结果 mm 法面模数mn2 法面压力角 n 20 螺旋角 13 17 d141 08 分度圆直径 d2186 91 齿顶圆直径 11 2 41 082 1 2 aa n m ddh 22 2 186 912 1 2 aa n m ddh 45 08 190 91 齿根圆直径 11 2 41 082 1 25 2 ff n m ddh 22 2 186 91 2 1 25 2 ff n m ddh 36 08 181 91 中心距 12 21 872 2cos2cos13 17 a zz 114 40 齿宽 b B 1 mmBB5 12 45 50 4 齿轮的结构设计 小齿轮1由于直径较小 采用齿轮轴结构 大齿轮2的结构和后续设计出的轴孔直径计算如表4 2所示 表4 2 大齿轮2的结构 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 12 代 号结构尺寸计算公式结果 mm 轮毂处直径D1 d D 6 1 1 54 4 轮毂轴向长LdL 5 12 1 47 6 倒角尺寸n n mn5 0 1 齿根圆处厚度 n m5 2 5 腹板最大直径 0 D na mdD10 0 170 91 孔板分布圆直径 2 D 5 0 102 DDD 112 66 孔板直径 1 d 25 0 101 DDd 29 13 腹板厚C2 3 0 bC 15 4 3 低速级斜齿轮的设计和计算低速级斜齿轮的设计和计算 4 3 1 选精度等级 材料及齿数选精度等级 材料及齿数 1 齿轮的材料 精度和齿数选择 因传递功率不大 转速不高 小齿轮用 40Cr 大齿轮用45号钢 锻选项毛坯 大齿轮 正火处理 小齿轮调质 均用 软齿面 小齿轮硬度为280HBS 大齿轮硬度为240HBS 2 齿轮精度用7级 软齿面闭式传动 失效形式为点蚀 3 考虑传动平稳性 齿数宜取多些 取 则 1 24Z224 3 5184 24Z 取 284Z 4 选取螺旋角 初选螺旋角 14 4 3 2 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计 由设计公式 3 2 1 1 1 2 u u ZZ TK d H EH d t t a 试算 1 确定公式内的各计算数值 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 13 1 试选载荷系数Kt 1 6 2 计算小齿轮传递的转矩 2 66 25 2 9 559 553 84 1010 1 16 10 315 79 P N mm T n 3 由机械设计课本表10 7选取齿宽系数 1 d 4 由机械设计表10 6查得材料的弹性影响系数 1 2 189 8EZMPa 5 由机械设计图10 21d按齿面强度查小 大齿轮的接触疲劳强度极限 12740 580HHimimMPaMPa 6 由机械设计式10 13计算应力循环次数 1 9 1 9 8 1 2 1 6060 315 792 8 365 101 11 10 1 11 10 3 2 10 3 51 h j NnL N N i 7 由机械设计图10 19取接触疲劳寿命系数 120 92 0 97HNHNKK 8 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为0 01 安全系数S 1 由机械设 计式10 12得 11 1 22 2 740 0 92 680 8 1 580 0 97 562 6 1 HLimHN H HLimHN H K MPa S K MPa S 9 由机械设计图10 30选取区域系数 2 433 Hz 10 由机械设计图10 26查得则 12 0 78 0 86 aa 12 1 64 aaa 11 许用接触力 12 680 8562 6 621 7 22 HH H MpaMpa 2 计算 1 试算 2 1 3 5 2 3 21 2 1 6 1 16 102 433 189 84 51 54 34 1 1 64621 73 51 E t lt a d H ZZ u K T H d u mm 2 圆周速度 12 60 10000 898 tVdnm s 3 齿宽 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 14 1 54 34 cos 54 34 cos14 242 16 2 252 25 2 164 86 11 18 lt nt d ntlt bmm d mm mdz hmmmm m b h 4 计算纵向重合度 1 0 318tan0 318 1 24 tan141 903 dz 5 计算载荷系数K 根据V 0 898m s 7级精度 由机械设计图10 8查得动载系数Kv 1 03 由机械设计表10 2查得使用系数 由机械设计10 41 4 HaFaKK 1 25AK 查得精度等级为7级 小齿轮相对支承非对称布置时 查机械设1 421 H K 计 图10 13得载荷系数 1 25 1 03 1 4 1 4212 56 AVHH K K K KK 6 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由机械设计式10 10a得 1 3 63 56 1 lt t KKmm dd 7 计算模数 nm 11cos 2 57 n mm mdz 4 3 3 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 由机械设计式10 5得弯曲强度的设计公式为 3 2 2 1 1 cos 2 F YY z YT K m SaFa d n 1 确定公式内的各计算数值 1 由机械设计图10 20c查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1 620 FE Mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2 450 FE Mpa 2 由机械设计图10 18取弯曲疲劳寿命系数 120 860 90HNHNKK 3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S 1 4 由机械设计式10 12得 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 15 11 1 22 2 0 86 620 1 4380 86 0 90 450 1 4289 29 FNFE F FNFE F SMpa F SMpa F 4 计算载荷系数K 1 25 1 03 1 4 1 352 43 AVFFK K K KK 5 根据纵向重合度 从机械设计图10 28查得螺旋角影响系1 903 数 0 88 Y 6 计算当量齿数 27 26 cos3 1 1 z ZV 2 2 3 91 95 cos VZ z 7 查取齿形系数 由机械设计表10 5查得 12 2 592 2 20 FaFaYY 8 查取应力校正系数 由机械设计表10 5查得 12 1 596 1 78 SaSaYY 9 计算大 小齿轮的并加以比较 FFaSaYY 1 11 1 2 592 1 596 380 860 01086 FaSa F Mpa YY 1 22 2 2 20 1 78 289 290 01354 FaSa F Mpa YY 大齿轮的数值大 2 设计计算 2 3 2 2 2 43 116000cos14 0 013541 88 11 64 24 n mm m 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强 nm 度计算的模数 由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力 nm 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力 仅与齿轮直径 即模数与齿数的乘积 有关 可取 按接触强度算得的分度圆直径 算出小齿 2 5 n mm m 1 63 56mm d 轮齿数 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 16 取 1 cos24 67 1 ndmZ 2 25 Z 取 1 2 87 75i ZZ 2 88 Z 3 几何尺寸计算 低速级齿轮传动的几何尺寸如表4 3所示 表4 3 低速级齿轮传动的几何尺寸 名称计算公式结果 mm 法面模数mn2 5 法面压力角 n 20 螺旋角 14 66 d169 49 分度圆直径 d2244 51 齿顶圆直径 11 2 69 49 2 1 2 5 aa n m ddh 11 2 227 40 2 1 2 5 aa n m ddh 69 60 232 40 齿根圆直径 11 2 69 402 1 25 2 5 f n m ddhf 22 2 227 402 1 25 2 5 f n m ddhf 58 35 221 15 中心距 12 27952 5 2cos2cos14 66 a zz 145 57 齿宽 b B 1 mmBB5 12 65 70 4 齿轮的结构设计 小齿轮1由于直径较小 采用齿轮轴结构 大齿轮2的结构和后续设计出的轴孔直径计算如表4 4所示 表4 4 大齿轮2的结构 代 号结构尺寸计算公式结果 mm 轮毂处直径 1D d D 6 1 1 83 2 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 17 轮毂轴向长LdL 5 12 1 78 倒角尺寸n n mn5 0 1 25 齿根圆处厚度 n m5 2 6 25 腹板最大直径 0 D na mdD10 0 207 4 孔板分布圆直径 2 D 5 0 102 DDD 145 3 孔板直径 1 d 25 0 101 DDd 31 05 腹板厚C 2 3 0 bC 21 5 轴的设计计算轴的设计计算 5 1 高速轴的设计计算高速轴的设计计算 5 1 1 求高速轴上的功率求高速轴上的功率 P 转速 转速 n 和转矩和转矩 T 由已知 得 113 961440 minPPKwnnr 664 1 1 1 3 96 9 55 109 55 102 63 10 1440 P TN mm n 5 1 2 初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径 先按机械设计式 15 2 初步估算轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调 质处理 根据机械设计表 15 3 取 A0 112 得 mm n P Ad 69 15 1440 96 3 112 33 0min 5 1 3 轴的结构设计轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案 轴的设计示意图如图 5 1 所示 图 5 1 轴的设计示意图 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 18 2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1 高速轴的最小直径为安装联轴器处轴的直径 为了使所选的轴直 d 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 d 按照计算转矩应小于联轴器公 1 T KTAca 44 1 3 2 633 419 1010N mm Tca 称转矩的条件 查手册 选用 GY3 型联轴器 左端用轴端挡mmd24 圈定位 按轴端直径取挡圈直径 D 26 mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上 故取138Lmm 段的长度应比略短一些 现取 L 36 mm 1L 2 初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据 选轴承型号mmd24 6305 其尺寸 d D B 25 mm 62 mm 17 mm 故 根25ddmm 据耳机减速器的图纸取 左端滚动轴承采用178 1 224LLmm 轴肩进行轴向定位 取 30dmm 3 因为高速轴上的小齿轮的尺寸较小 故通常设计成齿轮轴 4 轴承端盖的总宽度取为 16 mm 取端盖的外端面与联轴器端面间的距 离为 30 mm 则 mmL46 5 取齿轮距箱体内壁的距离 a 10 mm 已知滚动轴承的宽度 B 15mm 低速级小齿轮轮毂长 L 70mm 由二级减速器的图纸可得 1070 102 5 1 586mm L I V V 3 轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接 按由表 11 27 查得平键截 d 面 b h 6 mm 6 mm 键槽用键槽铣刀加工 长为 22 mm 滚动轴承与轴的周 向定位是由过渡配合来保证的 此处选轴的直径尺寸公差为 m6 4 确定轴上的圆角和倒角尺寸 根据设计要求 取轴端倒角为 1 45 5 轴的校核 1 绘轴的受力图 见图5 2 a 所示 2 计算轴上的作用力 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 19 齿轮1 4 1 1 22 63 10 21280 41 08 tantan20 1280478 coscos13 17 tan1280tan13 17300 t n rt at T FN d FFN FFN 3 计算支反力 垂直面支反力 XZ平面 见图5 2 b 绕支点B的力矩和 得0 BZ M 1 123 12347 2 41 08 478 123300 170 2 382 AZra d RFF N 同理 0 AZ M 1 47 170 2 41 08 478 47300 170 2 96 BZra d RFF N 校核 964783820 AZrBZ ZRFR 计算无误 水平平面 XY平面 见图5 2 c 同样 绕支点B的力矩和 得0 BY M 123 170 1280 123 170 926 AYt RF N 同理 0 AY M 47 170 128047 170 354 BYt RF N 校核 926354 12800 AYBY YRRF 计算无误 4 转矩 绘弯矩图 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 20 垂直平面内的弯矩图 见图5 2 b C处弯矩 BZ 12396 12311808N 473824717954 CZ AZCZ MRmm MRN mm 左 右 水平面弯矩图 见图5 2 c C处弯矩 123 354 12343542 CYBY MRN mm 5 合成弯矩图 见图5 2 d C处 2222 CYCZ 2222 CYCZ MM11808 43542 45115N MM17954 43542 47098N C C Mmm Mmm 左左 右右 6 转矩及转矩图 见图5 2 e 4 1 2 63 10TN mm 7 计算当量转矩 绘弯矩图 见图5 2 f 应力校正系数 10 55 950 58 bb a 4 1 0 58 2 63 1015254TN mm D处 2222 1CC CC MT 451151525447624 M45115N MN mm Mmm 左左 右右 8 校核轴径 C剖面 3 3 1 47624 20 5336 0 1 0 1 55 C c b M dmmmm 左 强度足够 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 21 图5 2 轴的校核图 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 22 5 2 中间轴的设计计算中间轴的设计计算 5 2 1 中间轴上的功率中间轴上的功率 P 转速 转速 n 和转矩和转矩 T 由已知 得 223 84 315 79 minPPKw nnr 665 2 2 2 3 84 9 55 109 55 101 16 10 315 79 P TN mm n 5 2 2 确定轴的最小直径确定轴的最小直径 先按机械设计式 15 2 初步估算轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调 质处理 根据机械设计表 15 3 取 A0 112 得 33 0min 3 84 11225 76 315 79 P mm dA n 5 2 3 轴的结构设计轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案 轴的设计示意图如图 5 3 所示 图 5 3 轴的设计示意图 2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1 由于 轴上开有两键槽 增加后轴径 d 30 mm 取安装 min 25 76mm d 轴 承处 该轴直径最小处 轴径 d 30 mm 则 30ddmm 2 初步选择滚动轴承 根据要求选深沟球轴承 参照工作要求并根据 选轴承型号为 6206 其尺寸为 d D B 30 mm 62 30dmm mm 16mm 考虑到箱体铸造误差 使轴承距箱体内壁 6 mm 3 取轴上安装大齿轮和小齿轮处的轴段 II III 和 IV V 的直径 两端齿轮与轴承之间采用挡油板定位 已知大齿轮轮毂34ddmm 的宽度为 45 mm 小齿轮的轮毂宽度为 70 mm 为了使套筒可靠地压紧齿轮 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 23 此轴段应略短于轮毂宽度 故分别取 两齿轮的另67 42Lmm Lmm 一端采用轴肩定位 轴肩高度 h 0 07d 轴环处的直径 轴环宽40dmm 度 取 10Lmm 4 由二级减速器的内部轴上的装配可得 16 10 102236 16 10 102236 Lmm Lmm I I I V VI 3 轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位均采用平键连接 按和分别由机械设计课d d 程 设计指导书表 11 27 查得平键截面 b h 10 mm 8 mm 长度分别为 63mm 36mm 同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性 故选择齿轮轮毂与轴的 配 合为 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的 此处选轴的直径 7 6 H n 尺 寸公差为 m6 4 确定轴上的圆角和倒角尺寸 根据设计要求 取轴端倒角为 2 45 5 轴的校核 1 绘轴的受力图 见图5 4 a 2 计算轴上的作用力 齿轮2 5 2 2 2 22 2 222 21 16 10 21796 64 6 tantan20 1796676 coscos14 66 tan1796tan14 66470 t n rt at T FN d FFN FFN 齿轮3 5 3 3 3 33 3 333 21 16 10 21241 186 91 tantan20 1241464 coscos13 17 tan1241 tan13 17290 t n rt at T FN d FFN FFN 3 计算支反力 垂直面支反力 XZ平面 见图5 4 b 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 24 绕支点B的力矩和 得0 BZ M 32 2233 64 539 39 155 22 64 6186 91 676 103 547029046439 155 22 62 AZraar dd RFFFF N 同理 0 AZ M 32 3233 51 564 5 51 5 155 22 64 6186 91 464 11647029067651 5 155 22 150 BZraar dd RFFFF N 校核 32 62464676 1500 AZrrBZ ZRFFR 计算无误 水平平面 XY平面 见图5 4 c 同样 绕支点B的力矩和 得0 BY M 23 64 539 39 155 1796 103 51241 39 155 1512 AYtt RFF N 同理 0 AY M 32 51 564 5 51 5 155 1241 1161796 51 5 155 1525 BYtt RFF N 校核 23 1512 1525 1796 12410 AYBYtt YRRFF 计算无误 4 转矩 绘弯矩图 垂直平面内的弯矩图 见图5 4 b C处弯矩 AZ 22 51 562 51 53193N 51 5 2 319347064 6 218374 CZ AZaCZ MRmm MRF d N mm 左 右 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 25 D处弯矩 BZ33 39 2 150 39290 186 91 221252N 395850 aDZ BZDZ MRF d mm MRN mm 左 右 水平面弯矩图 见图5 4 c C处弯矩 51 51512 51 577868 CYAY MRN mm D处弯矩 391525 3959475 DYBY MRN mm 5 合成弯矩图 见图5 4 d C处 2222 CYCZ 2222 CYCZ MM31937786877933N MM183747786880006N C C Mmm Mmm 左左 右右 D处 2222 DYDZ 2222 DYDZ MM 21252 5947563158N MM58505947559762N D D Mmm Mmm 左左 右右 6 转矩及转矩图 见图5 4 e 5 2 1 16 10TN mm 7 计算当量转矩 绘弯矩图 见图5 4 f 应力校正系数 10 55 950 58 bb a 5 2 0 58 1 16 1067280TN mm C处 C 2222 2C M77933N MT 800066728092280 C C Mmm MN mm 左左 右右 D处 2222 2DD DD MT 631586728092280 M59762N MN mm Mmm 左左 右右 8 校核轴径 C剖面 3 3 1 104535 26 6934 0 1 0 1 55 C c b M dmmmm 右 强度足够 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 26 D剖面 3 3 1 92280 25 634 0 1 0 1 55 D d b M dmmmm 左 强度足够 图 5 4 轴的校核图 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 27 5 3 低速轴的设计计算低速轴的设计计算 5 3 1 求低速轴上的功率求低速轴上的功率 P 转速 转速 n 和转矩和转矩 T 由已知 得 333 73n89 97 minPPKwnr 665 3 3 3 3 73 9 55 109 55 103 96 10 89 97 P TN mm n 5 3 2 初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径 先按机械设计式 15 2 初步估算轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调 质处理 根据表 15 3 取 A0 112 得 33 0min 3 73 11238 76 89 97 P mm dA n 5 3 3 轴的结构设计轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案 轴的设计示意图如图 5 5 所示 图 5 5 轴的设计示意图 2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1 低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 为了使所选的d 轴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d 算转矩按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件 查机械设计课程设计 Tca 手册 选用 GY6 刚性联轴器 其公称转矩为 半联轴器与轴配合的毂900N m 孔长度 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上 184Lmm 故取 段的长度应比略短一些 现取 为了满足半联轴器的1L80IIILmm 轴向定位要求 轴段左端需制出一轴肩 故取 段的直径 48IIIIIdmm 右端挡圈定位 按轴端直径取挡圈直径 D 50 mm 2 初步选择滚动轴承 根据设计要求选则深沟球轴承 参照工作要求并根 据 选轴承型号 6210 其尺寸为 d D B 50 mm 90 mm 20 48IIIIIdmm 机械与汽车工程学院课程设计成果 说明书 报告 论文 28 mm 故 50 VIVII dmm d 3 取安装齿轮处的轴段 V VI 的直径 齿轮的的左端与左52 VVI mm d 端轴承之间采用挡油板和套筒定位 已知齿轮毂的宽度为 65mm 为了使套筒 端面可靠地压紧齿轮 此轴段应略短于轮毂宽度 故取 齿轮的右62 V VI mm L 端采用轴肩定位 轴肩高度