二级圆柱齿轮减速箱课程设计说明书.doc

1 设计说明书设计说明书 目录目录 设计说明书设计说明书 3 设计题目设计题目 4 一 设计要求一 设计要求 4 二 原始技术数据二 原始技术数据 4 三 设计任务三 设计任务 4 第一部分第一部分 传动装置总体设计传动装置总体设计 4 一 方案提出一 方案提出 5 二 系统方案总体评价及确定二 系统方案总体评价及确定 5 三 方案的确定三 方案的确定 5 四 方案论证四 方案论证 6 第二部分第二部分 电动机的选择及传动比分配电动机的选择及传动比分配 6 一 电动机的选择一 电动机的选择 6 二 计算总传动比及分配各级的传动比二 计算总传动比及分配各级的传动比 7 第三部分第三部分 V V 带设计带设计 9 一 一 确定皮带轮确定皮带轮 9 二 确定二 确定 v v 带的中心距带的中心距 a a 和基准长度和基准长度 9 d L 第四部分第四部分 齿轮的设计齿轮的设计 10 一 高速级斜齿轮副的设计计算一 高速级斜齿轮副的设计计算 10 二 低速级直齿轮的设计计算二 低速级直齿轮的设计计算 15 2 第五部分第五部分 轴的设计轴的设计 20 一 以输出轴为例说明轴的设计过程一 以输出轴为例说明轴的设计过程 20 二 其他轴的设计二 其他轴的设计 22 第六部分第六部分 轴承和联轴器的选择轴承和联轴器的选择 23 一 联轴器的选择一 联轴器的选择 23 二 轴承的选择二 轴承的选择 24 第七部分第七部分 轴 键及轴承寿命的校核轴 键及轴承寿命的校核 24 一 轴的强度校核一 轴的强度校核 24 二 二 键的强度校核键的强度校核 25 三 轴承的校核三 轴承的校核 25 第八部分第八部分 润滑油及其润滑方式的选择润滑油及其润滑方式的选择 25 一 齿轮的润滑一 齿轮的润滑 25 二 二 滚动轴承的润滑滚动轴承的润滑 25 第九部分第九部分 箱体及其他附件箱体及其他附件 26 总结总结 27 参考文献参考文献 27 3 设计题目设计题目 一 设计要求一 设计要求 1 设计用于爬杆式加料机的传动装置 2 小车的原始数据 装料量为 速度为 轨距为 轮距为 3500N0 4m s662mm500mm 3 工作条件 单班制 间歇工作 轻微振动 使用寿命 5 年 工作环境灰尘较大 二 原始技术数据二 原始技术数据 绳牵引力 F KN绳牵引力速度 v m s 卷筒直径 D mm 3 030 4300 三 设计任务三 设计任务 1 根据设计任务提出两种以上传动方案 并进行比较 2 完成主要传动装置的结构设计 其中 减速器的级别至少是二级 3 完成减速器装配图 1 张 A1 零件工作图 2 张 A3 或 A4 建议选择非标准 件 轴 齿轮 4 编写设计计算说明书 1 份 4 第一部分第一部分 传动装置总体设计传动装置总体设计 一 方案提出一 方案提出 根据设计要求提出以下三种系总体设计方案参考 方案 1 二级圆柱齿轮 方案 2 二级圆柱圆锥 方案 3 涡轮蜗杆减速器 二 系统方案总体评价及确定二 系统方案总体评价及确定 比较上述四种方案发现 在方案 1 中 结构简单 传动稳定 但是无过载 保护 方案 2 中布局较小 但圆锥齿轮加工困难 特别是大直径 大模数的锥 轮所以一般不用 方案 3 中整体布局较小 传动不稳定 虽然可以实现较大的 传动比 但是传动效率低 三 方案的确定三 方案的确定 传动方案由以下各部分组成包括 传动装置由电机 减速器和工作机 设 计方案所具有的 2 特点 齿轮相对于轴承不对称分布 故沿轴向载荷分布不均 匀 要求轴有较大的刚度 考虑到电机转速高 传动功率大 将 V 带设置在高 速级 5 其传动方案如下 2 3 5 4 1 I II III IV Pd Pw 四 方案论证四 方案论证 本设计中原动机为电动机 工作机为皮带输送机 传动方案采用了两级传 动 第一级传动为带传动 第二级传动为二级斜齿圆柱齿轮减速器 带传动承载能力较低 在传递相同转矩时 结构尺寸较其他形式大 但有 过载保护的优点 还可缓和冲击和振动 故布置在传动的高速级 以降低传递 的转矩 减小带传动的结构尺寸 齿轮传动的传动效率高 适用的功率和速度范围广 使用寿命较长 是现 代机器中应用最为广泛的机构之一 本设计采用的是展开式两级直齿轮传动 总体来讲 该传动方案满足工作机的性能要求 适应工作条件 工作可靠 此外还结构简单 尺寸紧凑 成本低传动效率高 采用皮带和二级齿轮减速器配合的颤动装置 其传动系统为 电动机 传动 系统 执行机构见下图皮带二级圆柱齿轮 第二部分第二部分 电动机的选择及传动比分配电动机的选择及传动比分配 一 电动机的选择一 电动机的选择 1 传动装置的总效率 54 2 3 4 21 按表 2 5 查得各部分效率为 带传动效率为 滚动轴承效率 一 1 0 96 对 闭式齿轮传动效率为 联轴器效率为 传动 2 0 98 97 0 3 99 0 4 滚筒效率为 代入得96 0 5 42 0 96 0 980 970 99 0 960 8163 2 工作机所需的输入功率 6 其中 w d P P 1000 FV kwPW 所以1 47kw 3 3 031 100 4 0 8163 1000 d P 使电动机的额定功率 P 1 1 3 P 由查表得电动机的额定功率 P edd 1 5KW 3 确定电动机转速 计算滚筒工作转速 60 1000 0 460 1000 0 4 25 5 300 w nr nin D 由于推荐的传动比合理范围 二级圆柱齿轮减速器的传动比一般范围 则总传动比的范围为 故电机的可选转速为 3 6i齿 2 18 144ii i 总带齿 18 144 25 5459 3672 min dw ninr 总 4 确定电动机型号 根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有 750r min 1000r min 1500r min 3000r min 综合考虑电动机和传动装置的 情况 同时也要降低电动机的重量和成本 最终可确定同步转速为 1000r min 根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为 Y100L 6 满载转速 940r min 其主要性能 额定功率 1 5KW 满载转速 940r min 额定转矩 2 0 二 计算总传动比及分配各级的传动比二 计算总传动比及分配各级的传动比 1 总传动比 940 25 536 86i 总 2 分配各级传动比 根据设计方案 减速器的传动比 i 为 36 86 14 744 2 5 i i i 总 带 取两级援助齿轮减速器高速级的传动比 12 1 3ii 则低速级的传动比为 2 3 37 1 3 i i 高速级的传动比为 1 4 38i 7 3 运动参数及动力参数计算 电动机轴 0 1 47 d PPKW 0 940 min m nnr 0 1 47 955014 93 940 TNmNm 轴 高速轴 101 1 47 0 961 41PPKW 0 1 1 1 1 940 376 min 2 5 1 41 9550955037 3 376 n nr i P TNm n 带 轴 中间轴 2123 1 2 1 2 2 2 1 41 0 98 0 971 34 376 85 84 min 4 38 1 34 95509550149 1 85 84 PPKW n nr i P TNm n 轴 低速轴 3223 2 3 2 3 3 3 1 34 0 98 0 971 27 85 84 25 47 min 3 37 1 27 95509550476 2 25 47 PPKW n nr i P TNm n 轴 滚筒轴 4324 43 4 4 4 1 27 0 99 0 981 23 25 47 min 1 23 95509550461 2 25 47 PPKW nnr P TNm n 各轴运动和动力参数如下表 参数电动机1 轴2 轴3 轴卷筒 功率 p kw 94037685 8425 4725 47 转速 n r m 1 1 471 411 341 271 23 转矩 14 9337 3149 1476 2461 2 8 T N m 传动 比 i 2 54 383 371 效率 0 960 950 950 97 第三部分第三部分 V V 带设计带设计 一 一 确定皮带轮确定皮带轮 1 确定计算功率 由表 8 7 查得工作情况系数 故 ca P1 4 A K 1 4 1 52 1 caA PK Pkw 2 选取 v 带带型 根据 由图 8 11 选用 A 型 确定带轮的基本直径 ca P 1 n 并验算带速 v 1d d 3 初选小带轮的基准直径 由表 8 6 和表 8 8 取小带轮的基准直径 1d d 验算带速 v 按式 8 13 验算带的速度 1 106 d dmm 因为 5m s v 30m s 故带速合适 计 1 1 3 14 106 940 5 21 60 100060 1000 d d n vm s 算带轮的基准直径 根据式 8 15a 计算大带轮的基准直径 根据表 8 8 取 250mm 21 2 5 106265 dd di dmm 带 二 确定二 确定 v v 带的中心距带的中心距 a a 和基准长度和基准长度 d L 1 根据式 8 20 得 0 1212 0 72 aaaa a dddd 0 249 2712a 初定中心距 0 500amm 由式 8 22 计算带所需的基准长度 22 21 0012 0 250 1063 14 2 2 5001062501569 6 2424 500 dd dd dd Laddmm a 由表 8 2 选带的基准长度 1600mm 9 按式 8 23 计算实际中心距 a 0 0 1600 1569 6 5000515 22 dd LL aamm 由式 8 24 max 0 03 515 20 03 1600 563 d ammmm aL 得中心距的变 min 0 015 515 20 015 1600 491 d ammmm aL 化范围为 563 491mm 2 验算小带轮上的包角 00 0000 121 57 357 3 180180250 10616490 500 dd dd a 3 计算带的根数z 计算单个 v 带的额定功率 由 查表 8 4a r P 11 106n940 min d dmmr 和 得 0 1 24PKW 根据 10 940 min 2 584b0 1nriAPKW 带 和型带 查表得 查表 8 5 得 表 8 2 得 于是0 96K 0 99 L K 0 1 240 10 96 0 991 27 rL PPPKKKW 计算 v 带的根数 z 圆整为 2 2 1 1 65 1 27 ca r P z P 4 计算单根 v 带初拉力的最小值 min 0 F 由表 8 3 得 A 型带的单位长度质量 q 0 1Kg m 所以 22 0 min 2 52 50 962 1 7007000 1 5 2164 7 0 96 2 5 2 ca KP FqvN K zv 应使带的初拉力 min00 FF 5 计算压轴力 p F 压轴力的最小值为 1 min0min 164 2 sin2 2 164 7 sin326 2 22 p Fz FN 第四部分第四部分 齿轮的设计齿轮的设计 10 一 高速级斜齿轮副的设计计算一 高速级斜齿轮副的设计计算 1 选齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 齿轮类型 按展开式结构设计齿轮箱 为了是传动平稳 满足强度要求 选用斜齿圆 柱齿轮传动 2 材料及热处理 由表 10 1 小齿轮材料为 调制 硬度为 280HBS 大齿轮材料为40 r c 45 钢 调制 硬度为 240HBS 二者硬度差为 40HBS 3 精度等级选用 7 级 选取小齿轮比为 则大齿轮 1 22z 圆整为 螺旋角 211 22 4 3896 36zzi 2 96z 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 4 1 3 73 10TN mm 3 由表 10 7 取 1 d 4 由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 189 8 Ea zMP 5 由图 10 21d 按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限 小齿轮 lim1 600H MPa 大齿轮 lim2 550H MPa 6 由式计算应力循环次数60 h Nn jL 8 1 6060 376 15 360 83 24 10 h jL Nn 7 22 6060 85 84 15 360 87 4 10 h jL Nn 7 由图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 1 0 92 HNK 2 0 95 HNK 8 计算接触疲劳许用应力 失效概率 1 安全系数 S 1 11 1lim1 1 0 92 600552 HNH H MPa S K 2lim2 2 0 95 550522 5 HNH H MPa S K 9 许用接触应力 12 552522 5 537 25 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 1 0 765 2 0 87 则 12 0 7650 871 64 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 4 4 38 12 433 189 8 40 42 1 1 644 38537 25 2 1 6 3 73 10 t mmmm d 2 计算齿轮的圆周速度 1 3 14 40 42 376 0 8 60 100060 1000 t d n m v s 3 计算齿宽 b 及模数 ntm 1 1 40 4240 42 dt bdmmmm 1 1 cos 40 42 cos14 1 78 22 t nt d mm z m 2 252 25 1 784 005 nt hmmm 40 42 10 09 4 005 b h 4 计算纵向重合度 1 0 318tan0 318 1 22 tan141 744 dZ 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1 A K 0 80mv s 系数由表 10 3 查得 从表 10 4 中的硬齿面栏查得小齿1 03 V K 1 2 HF KK 12 轮相对轴承非对称布置 7 级精度 另由图 10 13 查得1 417 H K 故载荷系数1 35 F K 1 1 03 1 2 1 4171 75 AVHH KK K KK 6 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 3 3 11 1 75 40 4341 65 1 6 t t K mm K dd 7 计算模数 nm 1 1 cos14 41 65 cos14 1 84 22 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 03 1 2 1 351 67 AVFF KK K KK 2 根据纵向重合度 从图 10 28 查得螺旋角影响系数 1 744 0 87Y 3 由图 10 20d 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 小齿轮 1 500 FE MPa 大齿轮 2 380 FE MPa 4 由图 10 18 查得弯曲疲劳寿命系数 1 0 88 FNK 2 0 92 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 88 500 314 29 1 4 FNFE FMPa S K 22 2 0 92 380 249 71 1 4 FNFE FMPa S K 6 计算当量齿数 1 1 33 22 24 07 coscos 14 v z z 13 2 2 33 96 105 03 coscos 14 v z z 7 查取齿形系数 由表 10 5 查得 1 2 648 Fa Y 2 2 176 Fa Y 8 查取应力校正系数 由表 10 5 查得 1 1 581 Sa Y 2 1 794 Sa Y 9 计算大小齿轮的并加以比较 FaSa F Y Y 11 1 2 648 1 581 0 01332 314 29 FaSa F YY 22 2 2 176 1 794 0 01563 249 71 FaSa F YY 经比较得大齿轮的数值大 2 设计计算 2 42 1 3 3 22 1 2cos 2 1 67 3 73 100 87 cos 14 0 015631 26 1 221 64 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大于由齿根弯曲 nm 疲劳强度计算的模数 取 可满足弯曲强度 但为了同时满足接触1 5 n mm m 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 1 41 65mm d 数 于是由 取 1 1 cos41 65cos14 26 94 1 5 n d Z m 1 27 Z 则取 21 27 4 38118i ZZ 4 几何尺寸计算 1 计算中心距 12 27 1181 5 112 08 2cos2cos14 n m amm ZZ 14 将中心距圆整后取 112amm 2 按圆整后的中心距修整螺旋角 12 27 1181 5 arccosarccos13 49 56 22 112 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 27 1 5 41 71 coscos13 49 56 n dmm mZ 2 1 118 1 5 182 29 coscos13 49 56 n dmm mZ 4 计算齿轮宽度 1 1 41 7141 71 d bmm d 取齿宽 42mm 47mm 2 B 1 B 二 低速级直齿轮的设计计算二 低速级直齿轮的设计计算 1 选齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 齿轮类型 按展开式结构涉及齿轮箱 为了是传动平稳 满足强度要求 选用斜齿圆 柱齿轮传动 2 材料及热处理 由表 10 1 小齿轮材料为 调质 硬度为 280HBS 大齿轮材料为40 r c 45 钢 调质 硬度为 240HBS 二者硬度差为 40HBS 3 精度等级选用 7 级 选取小齿轮比为则大齿轮 1 24z 取 螺旋角 211 24 3 3780 88zzi 2 81z 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 15 由前面计算可知 5 2 1 491 10TN mm 3 取 1 d 4 由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 189 8 Ea zMP 5 由图 10 21d 按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限 小齿轮 lim1 600H MPa 大齿轮 lim2 550H MPa 6 由式计算应力循环次数60 h Nn jL 8 1 6060 376 15 360 83 24 10 h jL Nn 7 22 6060 85 84 15 360 87 4 10 h jL Nn 7 由图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 1 0 92 HNK 2 0 94 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 92 600552 HNH H MPa S K 2lim2 2 0 94 550517 HNH H MPa S K 9 许用接触应力 12 552517 534 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 1 0 775 2 0 87 则 12 0 770 871 645 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 3 37 12 433 189 8 65 46 1 1 6453 37534 5 2 1 6 1 49 10 t mmmm d 2 计算齿轮的圆周速度 16 1 3 14 65 46 85 84 0 29 60 100060 1000 t d n m v s 3 计算齿宽 b 及模数 ntm 1 1 65 4665 46 dt bdmmmm 1 1 cos 65 46 cos14 2 65 24 t nt d mm z m 2 252 25 2 655 9625 nt hmmm 65 46 10 98 5 9625 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 已知使用系数 根据 7 级精度 由图 10 8 查得动载荷1 A K 0 29mv s 系数由表 10 3 查得 从表 10 4 中的硬齿面栏查得小齿1 02 V K 1 2 HF KK 轮相对轴承非对称布置 8 级精度 另由图 10 13 查得 1 423 H K 1 4 F K 故载荷系数 1 1 02 1 2 1 4231 742 AVHH KK K KK 6 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 3 3 11 1 742 65 4667 34 1 6 t t K mm dd K 7 计算模数m 1 1 cos14 67 34 cos14 2 7 24 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 02 1 2 1 41 714 AVFF KK K KK 2 根据纵向重合度 从图 10 28 查得螺旋角影响系数 1 903 0 88Y 17 3 由图 10 20d 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 小齿轮 1 500 FE MPa 大齿轮 2 380 FE MPa 4 由图 10 18 查得弯曲疲劳寿命系数 1 0 88 FNK 2 0 91 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 88 500 314 29 1 4 FNFE FMPa S K 22 2 0 91 380 247 1 4 FNFE FMPa S K 6 计算当量齿数 1 1 33 24 26 27 coscos 14 v z z 2 2 33 81 88 67 coscos 14 v z z 7 查取齿形系数 由表 10 5 查得 1 2 595 Fa Y 2 2 203 Fa Y 8 查取应力校正系数 由表 10 5 查得 1 1 596 Sa Y 2 1 779 Sa Y 9 计算大小齿轮的并加以比较 FaSa F Y Y 11 1 2 595 1 596 0 01318 314 29 FaSa F YY 22 2 2 203 1 779 0 01587 247 FaSa F YY 经比较得大齿轮的数值大 2 设计计算 18 2 52 1 3 3 22 1 2cos 2 1 742 1 491 100 88 cos 14 0 015871 933 1 241 645 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大于由齿根弯曲 nm 疲劳强度计算的模数 取 可满足弯曲强度 但为了同时满足接触2 5 n mm m 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 1 67 34mm d 数 于是由 取 1 1 cos67 34cos14 26 14 2 5 n d Z m 1 26 Z 则 取 21 26 3 3787 62i ZZ 2 87 Z 4 几何尺寸计算 1 计算中心距 12 26872 5 145 57 2cos2cos14 n m amm ZZ 将中心距圆整后取 146amm 2 按圆整后的中心距修整螺旋角 12 26872 5 arccosarccos14 39 19 22 146 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 26 2 5 67 18 coscos14 39 19 n dmm mZ 2 1 87 2 5 224 81 coscos14 39 19 n dmm mZ 4 计算齿轮宽度 1 1 67 1867 18 d bmm d 取齿宽 67mm 72mm 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 112146 19 法面摸数 mm 1 52 5 螺旋角 13 49 56 14 39 19 齿顶高系数 a h 11 顶隙系数c 0 250 25 压力角 20 20 2726 齿 数 11887 m m 41 7167 18 分度 圆 直径 mm 182 29224 81 m m 4772 齿 宽 m m 4267 齿轮等级精度 77 材料及热处理小齿轮材料为 调制 硬度为40 r c 280HBS 大齿轮材料为 45 钢 调制 硬度为 240HBS 二者硬度差为 40HBS 小齿轮材料为 调制 硬度为40 r c 280HBS 大齿轮材料为 45 钢 调制 硬度为 240HBS 二者硬度差为 40HBS 第五部分第五部分 轴的设计轴的设计 一 以输出轴为例说明轴的设计过程一 以输出轴为例说明轴的设计过程 1 求输出轴上的功率 转速 转矩 3 P 3 n 3 T 20 P 1 27KW 3 25 47r min 3 n 476 2N m 3 T 2 求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 224 81 2 dmm 而 F t 2 3 2 d T 3 2 2549 2 4447 4 224 81 10 N F F rt tan cos4447 4 tan20 cos14 651669 8N 3 初步确定轴的最小直径 按式 15 2 初步估算轴的最小直径 选取轴的材料为 45 刚 调质处理 取 于是得 0 120A 3 3 3 min0 3 1 27 12044 2 25 47 P dAmm n 4 轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案 轴的各段直径 轴的各段长度 21 6 5 4 3 2 1 1 2 3 4 5 6 50 52 56 50 49 48 84 39 70 54 64 46 dmm dmm dmm dmm dmm dmm Lmm Lmm Lmm Lmm Lmm Lmm 轴上零件的周向定位 齿轮 半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接 根据于齿轮配合的轴直 径由表 6 1 1 查得平键截面 键槽用键槽铣刀加552dmm 1610b hmmmm 工 长为 56mm 同时为了保证齿轮和轴配合有良好的对中性 故选择齿轮轮毂 与轴的配合为 同样 半联轴器与轴的联接 选用平键为 7 6 H r 半联轴器与轴的配合为 滚动轴承与轴的周向14970b h lmmmmmm 7 6 H m 定位是由过渡配合来保证的 此处选轴配合的直径尺寸为 6 k 确定轴上圆角与倒角尺寸 取轴端倒角为 各轴端倒角见详图 0 1 45 二 其他轴的设计二 其他轴的设计 由输出轴的设计及同样求得 22 中间轴 1 主动轴 高速轴 的相关参数 选取轴的材料为 45 刚 调质处理 取 于是得120 0 A 其尺寸 1 3 3 min0 1 1 47 12018 64 940 P dAmm n min 19dmm 7 6 5 4 3 2 2 1 2 3 4 5 6 7 30 35 42 35 30 28 26 40 60 29 86 5 47 12 5 25 dmm dmm dmm dmm dmm dmm dmm Lmm Lmm Lmm Lmm Lmm Lmm Lmm 2 中间轴的相关参数 选取轴的材料为 45 刚 调质处理 取 于是得 0 110A 2 3 3 min0 2 1 34 11027 49 85 84 P dAmm n min 28dmm 23 6 5 4 3 2 1 1 2 3 4 5 6 30 38 46 67 46 30 30 8 72 10 40 40 dmm dmm dmm dmm dmm dmm Lmm Lmm Lmm Lmm Lmm Lmm 第六部分第六部分 轴承和联轴器的选择轴承和联轴器的选择 一 联轴器的选择一 联轴器的选择 根据联轴器的计算公式 查表 14 1 取 则有 3 TKT Aca 1 5 A K 查 GB T5843 1986 选用 GYS6 凸缘 3 1 5 476 2714 3 caA TK TNmm 联轴器 其公称转矩为 半联轴器的孔径 半联轴器长度900Nm 1 48dmm L 112mm 二 轴承的选择二 轴承的选择 初步选择滚动轴承 根据工作条件选用角接触球轴承 参照工作要求 由轴承产品目录中初步 选用 0 基本游隙组 标准精度等级的 7010Ac 其尺寸为 508016dDBmmmmmm 第七部分第七部分 轴 键及轴承寿命的校核轴 键及轴承寿命的校核 一 轴的强度校核一 轴的强度校核 求轴上载荷 在水平面上 24 t ymax Fab4447 4 62 116 M 179694 9 178 Nmm l 最大弯矩为 在垂直面上有 r zmax Fab1669 8 62 116 M 67467 4 178 Nmm l 总弯矩 2222 maxmax 179694 967467 4191942 9 yz MMMN mm 扭矩 4 4447 4 52 115632 4 22 t Fd TN mm 作出扭矩图 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时候 通常只是校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度根据 式 15 5 及上面的数据 以及轴单向旋转 扭转切应力为脉动循环应力 取 轴的计算应力1 2222 3 191942 9 1 115632 4 15 94 0 1 52 ca MT MPa W 由表 15 1 查得 45 刚的 因为 故安全 MPa60 1 1 ca 二 二 键的强度校核键的强度校核 25 做键连接强度计算1610b hmmmm 根据式 6 1 1 得 33 2102 115 6 10 12 7 5 70 52 p T MPa kld 查表 6 2 1 得 因为 故键槽的强度足够 其它MPa p 110 pp 键的验算方法同上 经过计算可知它们均满足强度要求 三 轴承的校核三 轴承的校核 校核轴承 7010AC 1 当量动载荷 用插值法由表 13 5 1 查得 X 1 Y 0 故基本动载荷为 1 1 71 7 ra PXFYFkN 2 轴承的额定寿命 66 35 101019 5 9 8 10 6060 25 47 1 7 h C Lh n P 显然 轴承的额定寿命远远大于减速器的工作时数 14400h 其它的轴承验