机械设计课程设计计算说明书慢动卷扬机传动装置设计（含图纸）.doc

机械设计课程设计 计算说明书 设计题目慢动卷扬机传动装置设计 全套设计加 QQ 174320523 机电工程学院 机械设计制造及其自动化专业 A08 机械 1 班 设计者 指导教师 一 设计任务书一 设计任务书 3 二 传动装置的总体设计二 传动装置的总体设计 4 一 传动方案拟定 一 传动方案拟定 4 二 电动机的选择 二 电动机的选择 4 三 传动装置的总传动比的计算和分配 三 传动装置的总传动比的计算和分配 6 三 传动零件的设计计算三 传动零件的设计计算 8 一 一 V 型带及带轮的设计计算型带及带轮的设计计算 8 二 高速级斜齿轮副的设计计算 二 高速级斜齿轮副的设计计算 10 三 低速级直齿轮的设计计算 三 低速级直齿轮的设计计算 14 四 轴系零件的设计计算四 轴系零件的设计计算 18 一 一 输入轴的设计计算 输入轴的设计计算 18 二二 中间轴的设计计算 中间轴的设计计算 23 三 输出轴的设计计算 三 输出轴的设计计算 27 四 四 滚动轴承的校核 滚动轴承的校核 31 1 高速轴上轴承的寿命计算 31 2 中间轴上轴承的寿命计算 33 3 低速轴上轴承的寿命计算 35 五 联轴器和键联接的选用说明和计算 五 联轴器和键联接的选用说明和计算 36 五 减速器的润滑设计五 减速器的润滑设计 38 六 箱体 机架及附件的设计六 箱体 机架及附件的设计 39 一 一 减速器箱体的结构设计 减速器箱体的结构设计 39 二 二 减速器箱体的附件设计 减速器箱体的附件设计 40 一 设计任务书一 设计任务书 原始数据 钢绳拉力 F kN 28 钢绳速度 V m min 20 滚筒直径 D mm 300 已知条件 1 钢绳拉力 F 2 钢绳速度 V 3 滚筒直径 D 4 工作情况 单班制 间歇工作 经常正反转 启动和制动 载荷变动小 5 工作环境 室内 灰尘较大 环境最高温度 35 C 左右 三相交流电 6 使用折旧期 10 年 3 年大修一次 7 制造条件及生产批量 专门机械厂制造 小批量生产 8 提升速度允许误差 5 参考传动方案 二 传动装置的总体设计二 传动装置的总体设计 一 传动方案拟定 一 传动方案拟定 1 由参考方案可知电动机经联轴器将动力直接传到高速轴上 然后通过二级圆柱齿轮 减速器减速 考虑到二级圆柱齿轮减速器的传动比不宜过大 否则会导致减速器尺寸很大 因此在参考方案的基础上添加一个带传动 2 将带传动布置于高速级 带传动的承载能力小 传递相同转矩时结构尺寸较其他传动形式大 但传动平稳 能 缓冲减震 因此宜布置在高速轴 3 高速级齿轮选用斜齿圆柱齿轮 斜齿轮传动的平稳性较直齿轮传动好 常用在高速轴和要求传动平稳的场合 4 低速级选用直齿圆柱齿轮 考虑到功率较大 低速级受到转矩很大 所以采用直齿圆柱齿轮以减小轴向压力 综上所述 本方案具有一定的合理性及可行性 二 电动机的选择 二 电动机的选择 1 选择电动机类型 按工作要求和条件 选用三相笼型异步电动机 封闭式结构 电压 380V Y 型 2 选择电动机的容量 电动机工作功率为kW kW w d a p p 1000 w FV p 因此 kW 1000 d a FV p 由电动机至运输带的传动效率为 42 12345a 式中 分别为带传动 轴承 齿轮传动 联轴器 卷筒的传动效率 1234 5 取 则 1 0 95 2 0 98 3 0 97 4 0 99 5 0 95 42 0 950 980 970 99 0 960 78 a 所以 28 1000 1 3 11 97 10001000 0 78 d a FV pkW 3 确定电动机转速 卷筒工作转速为 10001000 20 21 22 min 300 v nr D 按指导书上表 1 推荐的传动比合理范围 取 V 带传动的传动比 二级圆柱齿轮减 1 2 4i 速器传动比 则总传动比合理范围为 故电动机的转速范围为 2 8 40i 16 160 a i 16 160 21 22339 52 3395 2 min da ninr 符合这一范围的同步转速有 750 1000 和 1500 minr minr minr 根据容量和转速 由有关手册查出有四种适用的电动机型号 因此有四种传动比方案 如表 电动机转速 r min 传动装置的传动比方案电动机型 号 额定 功率 k ed p W 同步转 速 满载转 速 总传动 比 V 带传 动比 减速器 1Y160M2 21530002930138 083 539 45 2Y160L 4151500146068 80322 93 3Y180L 615100097045 712 816 33 4Y200L 81575073034 432 513 76 综合考虑电动机和传动装置的重量 噪声和带传动 减速器的传动比 可见方案 1 比较适 合 因此选定电动机型号为 Y180L 6 其主要性能见下表 型号 额定 功率 kW 满载时 转速 r min 电流 380V 时 A 效率 功率 因数 堵转电流 额定电流 堵转转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 Y180L 615 97031 489 50 816 51 82 0 4 电动机主要外形和安装尺寸列于下表 中心高 H外形尺寸 2 LACADHD 底脚安装 尺寸 A B 地脚螺栓 孔直径 轴伸尺寸 DE 装键部位 尺寸 FG 160710 475 430 279 279 1548 110 14 42 5 三 传动装置的总传动比的计算和分配 三 传动装置的总传动比的计算和分配 1 总传动比 970 45 71 21 22 m a n i n 2 分配传动装置传动比 0a iii 式中分别为带传动和减速器的传动比 0 ii 为使 V 带传动外廓尺寸不致过大 初步取 实际的传动比要在设计 V 带传动时 0 2 8i 由所选大 小带轮的标准直径之比计算 则减速器传动比为 0 45 71 16 33 2 8 a i i i 3 分配减速器的各级传动比 展开式布置 考虑润滑条件 为使两级大齿轮直径相近 可由指导书图 12 展开式曲线查得 则 1 4 80i 2 1 16 33 3 40 4 80 i i i 四 传动装置的运动和动力参数计算 1 各轴转速 轴 0 970 346 43 min 2 8 m n nr i 轴 1 346 43 72 17 min 4 80 n nr i 轴 2 72 17 21 22 min 3 40 n nr i 2 各轴输入功率 轴 011 11 97 0 9511 37 dd pppkW 轴 1223 11 37 0 98 0 9710 81pppkW 轴 2323 10 81 0 98 0 9710 28ppkW 卷筒轴 3424 10 28 0 98 0 999 97 V pppkW 3 各轴输出功率 轴 0 9811 37 0 9811 14ppkW 轴 0 9810 81 0 9810 59ppkW 轴 0 9810 28 0 9810 07ppkW 卷筒轴 0 989 97 0 989 77 VV ppkW 4 各轴输入转矩 电动机轴输出转矩 11 97 95509550117 85 970 d d m p TN m n 轴 00011 117 85 2 8 0 95313 48 dd TTiTiN 轴 111223 313 48 4 80 0 98 0 971430 37TT iT iN m 轴 222323 1430 37 3 40 0 98 0 974623 01TTiTiN m 卷筒轴 24 4623 01 0 98 0 994485 25 V TTN m 5 各轴输出转矩 轴 0 98313 48 0 98307 21TTN m 轴 0 981430 37 0 981401 76TTN m 轴 0 984623 01 0 984530 55TTN m 卷筒轴 0 984485 25 0 984395 55 VV TTN m 运动和动力参数计算结果整理于下表 效率 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 11 97117 85970 轴 11 3711 14313 48307 21346 43 轴 10 8110 591430 371401 7672 17 轴 10 2810 074623 014530 5521 22 卷筒轴 9 979 774485 254395 5521 22 2 8 4 80 3 40 1 三 传动零件的设计计算三 传动零件的设计计算 一 一 V 型带及带轮的设计计算型带及带轮的设计计算 1 确定计算功率 ca p 由书本表 8 7 查得工作情况系数1 2 故1 1 A K 15 1 1 1 219 8 caA pKPkW 2 选择 V 带的带型 根据 由书本图 8 11 选用 B 型带 19 8970 min cam pkWr n 3 确定带轮的基准直径 实际传动比并验算带速 V d d 1 初选小带轮的基准直径 由书本表 8 6 和表 8 8 取小带轮的基准直径 1d d 1 180 d dmm 2 验算带速 V 1 180 970 9 14 60 100060 1000 dm d n vm sm s 因为 5m s V 30m s 故带速合适 3 计算大带轮的基准直径 圆整为 021 2 8 180504 dd ddimm 2 500 d dmm 4 确定 V 带的中心距和基准长度a d L 1 由得 初定中心距 12012 0 7 2 dddd ddadd 0 4761360a 0 800amm 2 计算带所需的基准长度 22 21 0012 0 3203 14 2 16006802700 2424 800 dd ddd dd Laddmm a 由表 8 2 选带的基准长度 2800 d Lmm 3 计算实际中心距a 0 0 28002700 800 850 22 dd LL aammmm 中心距的变化范围为 808 934mm 5 验算小带轮上的包角 1 121 57 357 3 180 180320158120 850 dd dd a 6 计算带的根数 Z 1 由 查表 8 4a 得 1 180 970 min dm dmm nr 0 3 27pkW 根据和 B 型带 查表 8 4b 得 0 2 8970 min m nri 0 0 306pkW 查表 8 5 得 表 8 2 得 于是0 942K 1 05 L K 00 3 270 306 0 942 1 053 54 rL pppKKkW 2 计算 V 带的根数 Z 取 6 根 19 8 5 59 3 54 ca r p Z p 7 计算单根 V 带的初拉力的最小值 0min F 由表 8 3 得 A 型带的单位长度质量 所以0 18 qkg m 22 0min 2 5 2 50 942 19 8 500 5000 18 9 14 313 6 0 942 6 9 14 ca Kp FqvN K zv 应使带的实际初拉力 00min FF 8 计算压轴力 p F 1 min0min 158 2 sin2 6 313 6 sin3694 22 p Fz FNN 9 带传动主要参数汇总表 带型 Ld mm Z dd1 mm dd2 mm a mm F0 N FP N B28006180500850313 63694 二 高速级斜齿轮副的设计计算 二 高速级斜齿轮副的设计计算 1 选精度等级 材料及齿数 1 材料及热处理 由表 10 1 选得大 小齿轮的材料均为并经调质及表面淬火 齿面硬度为 48 至40 r c 55HRC 2 精度等级选用 7 级 选取小齿轮比为 则大齿轮 1 18z 211 18 4 8086 4zzi 取 螺旋角 2 87z 14 2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算 即 2 11 3 1 1 1 2 HE t d H i t i T kZ Z d 1 确定公式内的各计算数值 1 试选载荷系数 1 6 tk 2 计算小齿轮传递的转矩 由前面计算可知 5 1 3 1348 10TN mm 3 由表 10 7 取 0 8 d 4 由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 1 2 189 8 Ea zMP 5 由图 10 21e 按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限 lim1lim2 1100 HH MPa 6 由式计算应力循环次数60 h Nn jL 8 1 6060 346 43 18 300 104 989 10 h jL Nn 8 8 2 4 989 10 1 039 10 4 80 N 7 由图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 1 0 94 HNK 2 0 97 HNK 8 计算接触疲劳许用应力 失效概率 1 安全系数 S 1 1lim1 1 0 94 11001034 HNH MPa S K 2lim2 2 0 97 11001067 HNH MPa S K 9 许用接触应力 12 1034 1067 1050 5 22 H HH MPaMPa 10 由图 10 30 选取区域系数 2 433 H z 11 1 由图 10 26 查得 则 1 0 73 2 0 88 12 0 730 881 61 2 计算 1 试计算小齿轮的分度圆直径 由计算公式得 1t d 3 2 1 5 4 80 12 433 189 8 56 65 0 8 1 614 81050 5 2 1 6 3 1348 10 t mmmm d 2 计算齿轮的圆周速度 1 3 14 56 65 346 43 1 028 60 100060 1000 t d n m v s 3 计算齿宽 b 及模数 ntm 1 0 8 56 6545 32 dt bdmmmm 1 1 cos 56 65 cos14 3 05 23 t nt d mm z m 2 252 25 3 056 68 nt hmmm 45 32 6 61 6 68 b h 4 计算纵向重合度 1 0 318tan0 318 0 8 18 tan141 142 dZ 5 计算载荷系数 已知使用系数 根据 8 级精度 由图 10 8 查得动载荷系数1 AK 1 028mv s 由表 10 3 查得 从表 10 4 中的硬齿面栏查得小齿轮相对轴承1 05 vK 1 2 HF KK 非对称布置 6 级精度 考虑到齿轮为 7 级精度 取 另由1 288 HK 1 298 HK 图 10 13 查得 1 25 故载荷系数 FK 1 1 05 1 2 1 2981 625 AVHHKK K K K 6 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 3 3 11 1 625 56 6556 94 1 6 t t K mm dd K 7 计算模数 nm 1 1 cos14 56 94 cos14 3 07 18 n mm d m Z 3 按齿根弯曲强度设计 由式 2 1 3 2 1 2cos FaSa n F d KTY Y Y m Z 1 确定公式内的各计算数值 1 计算载荷系数 1 1 05 1 2 1 251 575 AVFFKK K K K 2 根据纵向重合度 从图 10 28 查得螺旋角影响系数 1 142 0 88Y 3 由图 10 20d 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 12 620 FEFE MPa 4 由图 10 18 查得弯曲疲劳寿命系数 1 0 94 FNK 2 0 97 FNK 5 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 11 1 0 94 620 416 29 1 4 FNFE FMPa S K 22 2 0 97 620 429 57 1 4 FNFE FMPa S K 6 计算当量齿数 1 1 33 18 19 70 coscos 14 v z z 2 2 33 87 95 29 coscos 14 v z z 7 查取齿形系数 由表 10 5 查得 1 2 815 Fa Y 2 2 189 Fa Y 8 查取应力校正系数 由表 10 5 查得 1 1 547 Sa Y 2 1 785 Sa Y 9 计算大小齿轮的并加以比较 FaSa F Y Y 11 1 2 815 1 547 0 01046 416 29 FaSa F YY 22 2 2 189 1 785 0 00910 429 57 FaSa F YY 经比较得小齿轮的数值大 2 设计计算 2 52 1 3 3 22 1 2cos 2 1 575 3 1348 100 88cos 14 0 010462 76 1 61 0 8 18 FaSa n F d KTY Y Y mm m Z 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算得法面模数与由齿根弯曲疲劳强度计算的模 nm 数相差不大 取 已可满足弯曲强度 但为了同时满足接触疲劳强度 需3 n mm m 按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数 于是由 1 56 94mm d 取 1 1 cos56 94cos14 18 4 3 n d Z m 1 19 Z 则 取 21 19 4 8091 2i ZZ 2 92 Z 4 几何尺寸计算 1 计算中心距 12 19923 171 60 2cos2cos14 n m amm ZZ 将中心距圆整后取 172amm 2 按圆整后的中心距修整螺旋角 12 19923 arccosarccos14 53 22 172 n m a ZZ 因值改变不大 所以参数 等不必修正 K H Z 3 计算大小齿轮的分度圆直径 1 1 19 3 58 88 coscos14 50 n dmm mZ 2 1 92 3 285 12 coscos14 53 n dmm mZ 4 计算齿轮宽度 1 0 8 58 8847 10 d bmm d 取齿宽 50mm 55mm 2 B 1 B 三 低速级直齿轮的设计计算 三 低速级直齿轮的设计计算 1 精度等级 材料及齿数 1 材料及热处理 由表 10 1 选得大 小齿轮的材料均为并经调质及表面淬火 齿面硬度为 48 至40 r c 55HRC 2 精度等级选用 7 级 选取小齿轮比为 则大齿轮 1 20z 211 20 3 4068zzi 取 2 68z 2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算 即 2 22 3 1 2 1 2 32 E t d H i i T kZ d 1 确定公式内的各计算 数值 1 试选载荷系数 1 3 tk 2 计算小齿轮传递的转矩 由前面计算可知 6 2 1 430 10TN mm 3 取 0 8 d 4 由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 1 2 189 8 Ea zMP 5 由图由图 10 21e 按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限 lim1lim2 1100 HH MPa 6 由式计算应力循环次数60 h Nn jL 8 2 1 6060 72 17 18 300 101 039 10 h jL Nn 8 7 2 1 039 10 3 057 10 3 4 N 7 由图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 1 0 97 HNK 2 0 98 HNK 8 计算接触疲劳许用应力 失效概率 1 安全系数 S 1 1lim1 1 0 97 11001067 HNH H MPa S K 2lim2 2 0 98 11001078 HNH H MPa S K 2 计算 1 试计算小齿轮的分度圆直径 代入中较小的值 1t d H 3 2 1 6 3 4 1189 8 2 32 105 92 0 83 41067 1 3 1 430 10 t mmmm d 2 计算齿轮的圆周速度 1 3 14 105 92 72 117 0 400 60 100060 1000 t d n m v s 3 计算齿宽 b 1 0 8 105 9284 736 dt bdmmmm 4 计算齿宽与齿高之比b h 1 1 105 92 5 296 20 t t d mm z m 2 252 25 5 29611 916 nt hmmm 84 736 7 11 11 916 b h 5 计算载荷系数 已知使用系数 根据 7 级精度 由图 10 8 查得动载荷系数1 AK 0 400mv s 1 02 vK 直齿轮1 HF KK 从表 10 4 中的硬齿面栏查得小齿轮相对轴承非对称布置 6 级精度 考虑1 294 HK 到齿轮为 7 级精度 取 另由图 10 13 查得 1 28 故载荷系数1 304 HK FK 1 1 02 1 1 3041 330 AVHHKK K K K 6 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 3 3 11 1 330 105 92106 73 1 3 t t K mm dd K 7 计算模数m 1 1 106 73 5 34 20 mm d m Z 3 按齿根弯曲强度设计 由式 2 3 2 1 2 FaSa F d Y YKT m Z 1 确定公式内的各计算数值 1 计算载荷系数 1 1 02 1 1 281 306 AVFFKK K K K 2 由图 10 20d 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 12 620 FEFE MPa 3 由图 10 18 查得弯曲疲劳寿命系数 1 0 97 FNK 2 0 98 FNK 4 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 11 1 0 97 620 429 57 1 4 FNFE FMPa S K 22 2 0 98 620 434 1 4 FNFE FMPa S K 5 查取齿形系数 由表 10 5 查得 1 2 80 Fa Y 2 2 248 Fa Y 6 查取应力校正系数 由表 10 5 查得 1 1 55 Sa Y 2 1 746 Sa Y 7 计算大小齿轮的并加以比较 FaSa F Y Y 11 1 2 80 1 55 0 01010 429 57 FaSa F YY 22 2 2 248 1 746 0 00904 434 FaSa F YY 经比较得小齿轮的数值大 2 设计计算 6 3 2 2 1 330 1 430 10 0 010104 58 1 20 mm m 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算得法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的 m 模数 取 已可满足弯曲强度 但为了同时满足接触疲劳强度 需按接触5mm m 疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数 于是由 1 106 73mm d 取 1 1 106 73 21 346 5 d Z m 1 22 Z 则 取 21 22 3 474 8i ZZ 2 75 Z 4 几何尺寸计算 1 计算大小齿轮的分度圆直径 1 1 22 5110dmm mZ 2 2 75 5375dmm mZ 2 计算中心距 12 110375 242 5 22 amm dd 3 计算齿轮宽度 1 0 8 11088 d bmm d 取齿宽 90mm 95mm 2 B 1 B 高 低速级齿轮参数 名称高速级低速级 中心距 a mm 172242 5 法面摸数 mm 35 螺旋角 14 53 无 齿顶高系数 a h 11 顶隙系数c 0 250 25 压力角 20 20 1922齿 数 9275 mm 58 88110分度圆 直径 mm 285 12375 mm 55 95齿 宽 mm 50 90 齿轮等级精度 7 7 材料及热处理大 小齿轮的材料均为 并经调质及表面淬火 40 r c 齿面硬度为 48 至 55HRC 大 小齿轮的材料均为 并经调质及表面淬火 40 r c 齿面硬度为 48 至 55HRC 高速级大齿轮参数 高速 级大 a d f d 0 D 1 D 2 D 3 D 4 D C 齿轮 291 12266 87256 12180 06461046515 四 轴系零件的设计计算四 轴系零件的设计计算 一 一 输入轴的设计计算 输入轴的设计计算 1 输入轴上的功率 转速 转矩及带传动的轴压 1 p 1n1TpF 11 1 11 37 346 43 min 313 48 3694 p KWrN mN p nTF 2 求作用在齿轮 1 上的力 因已知齿轮分度圆直径 1 58 88mm d 3 1 1 1 2 2 313 48 10 10648 1N 58 88 T d tF 1 tan 10648 1 tan20 3994 2N coscos14 53 Ftn rF 1 tg 10648 114 53 2654 9N Fat tg F 3 初步确定轴的最小直径 先按式 15 2 初步估算轴的最小直径 选取轴的材料为 40Cr 调质处理 根据表 15 3 取 于是得 0 110A 1 3 3 omin 1 11 37 110 35 2mm 346 43 dA P n 高速轴的最小直径显然是装带轮处的直径 即大带轮的轴孔直径 因为带轮上有键槽 故 将最小直径增加 7 又因为装小带轮的电动机轴径 d 48mm 因此高速 min 37 7dmm 轴装大带轮处的直径 故取 0 8 1 2 48dmm 1 2 42dmm 4 轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案 如下所示 2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1 根据计算的最小直径取轴的直径 42mm 为了满足带轮得轴向定位要求 1 2 轴 1 2d 右端需制出一轴肩 故 2 3 段得直径 由带轮宽度确定 2 3 48dmm 1 99mm L 2 初步选择滚动轴承 因轴承同时受到径向力和轴向力的作用 故选用单列圆锥滚子轴承 参照工作要求 并根 据 由轴承产品目录中初步选取单列圆锥滚子轴承 其型号为 30310 其尺寸 2 3 48dmm 为 查得 a 23 0mm 故 而5011029 25dD Tmmmmmm 3 47 8 50mm dd 7 8 29 25mm l 左边轴承采用套筒定位 右端滚动轴承采用轴肩进行定位 由手册查得 30310 型轴承的定 位高度 h 5mm 因此取 6 7 60dmm 3 取安装齿轮处的轴段 4 5 的直径 根据齿轮的轮毂宽度 取 4 5 58 88mm d 4 5 55mm l 取 5 6 50mm d 4 轴承端盖的总宽度为 20mm 根据轴承端盖的装拆 及便于对轴承添加润滑脂的要求 取端盖的外端面与带轮右端面间的距离 L 30 故取 2 3 50mm l 5 取齿轮距箱体内壁之间的距离 考虑到箱体的铸造误差 在确定滚动轴承位置16amm 时 应距箱体内壁一段距离 s 取是 已知滚动轴承宽度 T 29 25mm 则8smm 3 4 29 258 1653 25Tsamm l 6 7 16824samm l 中间轴两齿轮间的距离取 20mm 第二对齿轮的主动轮齿宽为 95mm 则 5 6 110mm l 致此已初步确定了轴的各段直径和长度 3 轴上零件的周向定位 带轮与轴的周向定位均采用平键连接 按 由教材表 6 1 查得平键截面 1 2 42mm d 键槽用键槽铣刀加工 长为 70mm 齿轮轮毂与轴的配合配合采mmmmhb812 用 带轮与轴的配合采用 滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的 7 6 H n 7 6 H k 此处选轴的直径尺寸公差为 m6 将各轴段直径长度列于下表 1 2 d 2 3 d 3 4 d 4 5 d 5 6 d 6 7 d 7 8 d 42485058 88506050 1 2 l 2 3 l 3 4 l 4 5 l 5 6 l 6 7 l 7 8 l 995053 25551102429 25 4 确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表 15 2 取左轴端与 2 处倒角为 2 3 处圆角 R 1 6mm 其余圆角 R 2mm 1 6 45 5 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图 从上已经知道 对于圆锥滚子轴承 30310 由手册中可 查得 a 23 0mm 作为简支梁的轴的支承跨距 对轴 23 57 75 167 75225 5mm ll 进行计算并做出弯矩图和扭矩图 如下 对水平面进行计算 121 21 232 10648 1 NHNHt NHt FFFN FF lll 1 2 7921 2727 NH NH FN FN 12 457446 HNH N mm lMF 对垂直面进行计算 121 21 1232 7688 2 NVNVrp NVr a FFFFN FF lllM 1 2 6318 1370 NV NV FN FN 1 12 1 73376 a vP NV MN mm F lMF 1 223 307978 a vNV MN mm lMF 1 3694 122 5452515 P P FLN mm M 求总的弯矩 即合成弯矩 1 452515N mm M 2222 1 2 457446 73376 463294 HV MMN mm M 2222 2 3 457446 307978 551459 HV MMN mm M 将计算结果列于下表 载荷水平面 H垂直面 V 支反 力 F 12 7921 2727 NHNH FN FN 12 6318 1370 NVNV FN FN 弯矩 M457446 H MN mm 1 2 452515 73376 307978 pV V MN mm MN mm MN mm 总弯 矩 M 23 1 452515 463294 551459N mm MN mm MN mm M 扭矩 T 313480TN mm 6 按弯曲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的强度 由上表的数据 以及轴 单向旋转 扭转切应力为脉动循环变应力 取 0 6 则 222 2 3 3 5514590 6 313480 66 1 20 1 58 88 caa T MP W M 222 2 1 3 2 3 5514590 6 313480 28 5 20 1 58 88 caa T MP W M 前以选定轴的材料为 40Cr 钢 调质处理 查表的 70Mpa 因此均小于 1 12 caca 故安全 1 二二 中间轴的设计计算 中间轴的设计计算 1 中间轴上的功率 转速及转矩 2 p 2n2T 12 2 10 81 72 17 min 1430 37KWrN m p nT 2 求作用在齿轮上的力 21 10648 1 tt N FF 21 3994 2 rr N FF 21 2654 9 aa N FF 因已知齿轮分度圆直径 3 110mm d 3 2 3 3 22 1430 37 26006 7N 110 T10 d tF 33 tan 26006 7tan20 9465 7N FrtnF 3 初步确定轴的最小直径 先按式 15 2 初步估算轴的最小直径 选取轴的材料为 40Cr 调质处理 根据表 15 3 取 于是得 0 110A 2 3 3 omin 2 10 81 110 58 4mm 72 17 dA P n 中间轴的最小直径显然是轴承处直径 图 4 为了使所选的轴直径 dd 与轴承的孔径相适应 故需同时选取轴承型号 dd 选取型号为 30312 单列圆锥滚子轴承 0 基本游隙组 标准精度级 其尺寸为 查得 a 26 6mm 所以mmmmmmTDd 5 3313060 1 25 6 60ddmm 4 轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案如下图 2 根据轴向定位的要求确定轴各段的直径和长度 1 取安装圆锥齿轮处的轴段 2 3 的直径 齿轮的左端与左轴承之间采用mmd65 32 套筒定位 已知齿轮轮毂的长度为 50mm 为了使套筒端面可靠地压紧大齿轮 此轴段应 略短于轮毂长度 故取 48mm 齿轮右端采用轴肩定位 轴肩高度 故取 32 l0 07hd 则轴环 处的直径 取 mmh5 mmd75 43 mml20 43 2 5 处为非定位轴肩 则取 由于小直齿轮的齿宽 所以除去mmd65 54 mmB95 轴向紧固空隙 mml93 54 3 确定两端轴承处的轴段长度 取齿轮距箱体内壁之距离 考虑到箱体的制造误差 在确定滚动轴承位置时应mma16 距箱体内壁一段距离 S 取 S 值为 8mm 已知轴承宽度 T 33 5mm 则 1 2 L mmasT 5 592168 5 33 4850 mmasTl 5 592816 5 33 9395 65 3 轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位采用平键连接 按截面 查表查得平键截面 2 3 65mm d 键长为 46mm 按截面 查表查得平键截面18 11b hmm 4 5 65mm d 键长为 80mm 齿轮轮毂与轴的配合配合采用 滚动轴承与轴的18 11b hmm 7 6 H n 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 1 2 d 2 3 d 3 4 d 4 5 d 5 6 d 6065756560 1 2 l 2 3 l 3 4 l 4 5 l 5 6 l 59 548209359 5 4 确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表 15 2 取轴端倒角为 其余各处取圆角为 R 2mm 2 45 mm 5 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图 从上已经知道 对于圆锥滚子轴承 30211 由手册中可 查得 a 21mm 作为简支梁的轴的支承跨距 对轴进行计算并做出弯矩图和扭矩图 如下 123 55 992 578 4226 8mm l ll 图 对水平面进行计算 12 23 12 3123233 0 0 NHNH tt NHt t FFN FFN FF l lllllF 1 2 17014 19641 NH NH FN FN 111 951083 HNH N mm lMF 223 1539854 HNH N mm lMF 对垂直面进行计算 123 2 33 2 31231 2 NVNVr r ar r FFF o NV F FFl llMFlll 1 2 1409 6878 NV NV FN FN 111 457078 vNVa N mm lMFM 111 299888 vNVa N mm lMFM 223 539235 vNV N mm lMF 求总的弯矩 即合成弯矩 2222 11 1 951083 457078 1055215 HV MMN mm M 2 222 11 1 951083 299888 997242 HV MMN mm M 2222 22 2 1539854 539235 1631541 HV MMN mm M 将各计算结果列于下表 载荷水平面 H垂直面 V 支反 力 F 12 17014 19641 NHNH FN FN 12 1406 6878 NVNV FN FN 弯矩 M 1 2 951083 1539854 H H MN mm MN mm 1 1 2 457078 299888 539235 V V V MN mm MN mm MN mm 总弯 矩 M 11 1055215997242 1631541MN mmMN mm MN mm 2 扭矩 T 1430370TN mm 6 按弯曲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的强度 由上表的数据 以及轴 单向旋转 扭转切应力为脉动循环变应力 取 0 6 则 222 2 2 1 3 1631540 6 1430370 67 1 0 1 65 caa T MP W M 前以选定轴的材料为 40Cr 调质处理 查表的 70Mpa 因此0 07d 故取 h 8mm 则取 5 6 88mm l 直径 4 5 116mm d 左端轴承用套筒定位 4 轴承端盖的总宽度为 20mm 根据轴承端盖的装拆 及便于对轴承添加润滑脂的要求 取端盖的外端面与半联轴器的右端面间的距离 故取 30mm l 2 3 50mm l 取齿轮距箱体内壁之距离 考虑到箱体的制造误差 在确定滚动轴承位置时应mma16 距箱体内壁一段距离 S 取 S 值为 8mm 已知轴承宽度 T 32mm 则 6 7 9088 32 168258Tasmm l 3 4 3216856Tsamm l 由于跟中间轴在同一水平面上右一对齿轮啮合 故取 4 5 75mm l 致此已初步确定了轴的各段直径和长度 3 轴上零件的周向定位 联轴器 齿轮与轴的周向定位采用平键连接 按截面 查表查得平键截面 1 2 85mm d 键长为 88mm 按截面 查表查得平键截面2214b hmmmm 5 6 100mm d 键长为 75mm 齿轮轮毂与轴的配合配合采用 半联轴器与2816b hmmmm 7 6 H n 轴的配合采用 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 7 6 H k 寸公差为 m6 1 2 d 2 3 d 3 4 d 4 5 d 5 6 d 6 7 d 85929511610095 1 2 l 2 3 l 3 4 l 4 5 l 5 6 l 6 7 l 985056758858 4 确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表 15 2 取轴端倒角为 3 处圆角半径 R 1 5mm 其余圆角半径2 5 45 mm R 2