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机械毕业设计全套

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JC01-121@简易半自动三轴钻床,机械毕业设计全套

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1 机械 设计 课程设计 计算说明书 姓名： 学号： 指导老师： nts 2 前 言 简易半自动三轴钻床 用于在零件上钻孔，由电动机驱动，室内工作，通过传动装置使钻头持续转动，在零件上打孔。 要求使用期限是双班制 10 年。 目 录 一、 设计任务书 3 二、 总体方案设计 . . 3 、 传动方 案拟定 . 3 、 电动机的选择 . .4 、 传动系统的运动和动力参数 .5 三、 传动零件的设计计算 6 （ 1） 圆锥齿轮 设计 . .6 （ 2） 圆柱 齿轮设计 .11 （ 3）轴的设计和校核计算 . 16 （ 4）键联接设计计算 . 21 （ 5）滚动轴承的选择及寿命计算 . .22 四、 减速器箱体及附件的设计 .26 (1)润滑和密封形式的选择，润滑油和润滑脂的选择 .26 (2)箱体设计 . . 26 (3)技术要求 . . 26 五、 参考资料 . 27 nts 3 一、 设计任务书 1、 设计题目： 简易半自动三轴钻床 2、 设计背景： （ 1） 题目简述 ： 简易半自动三轴钻床 用于 在零件上钻孔 ，由电动机驱动，室内工作，通过传动装置使 钻头持续转动 ， 在零件上打孔 。 （ 2） 使用状况 ： 生产批量为 5 台；动力源为三相交流电 380/220V，电机单向转动，载荷较平稳；使用期限为 10 年，每年工作 300 天，每天工作 5 小时；检修期为三年大修。 （ 3） 生产状况 ： 生产厂具有 加工 7、 8 级精度齿轮、蜗轮 的能力 。 3、 设计参数 ： 选择第 4 组数据：切削速度 v=0.21m/s，孔径 D=8mm，切削阻力矩 T=120N.m，切削时间 7s，切削阻力 F=1280N。 4、 设计任务： （ 1） 三个钻头以相同的切削速度 v 作切削主运动，安装工件的工作台作进给运动。每个钻头轴向进给阻力为 F，被加工零件上三孔直径均为 D，每分钟加工两件。 （ 2） 室内工作，生产批量为 5 台。 （ 3） 动力源为三相 380/220V，电机单相运转，载荷较平稳。 （ 4） 使用期限为 10 年，大修周期为三年，双班制工作。 （ 5）专业机械厂制造，可加工 7、 8 级精度的齿轮、蜗轮。 二、 总 体方案设计 1、 传动方案的拟定 根据设计任务书，该传动方案的设计分成 原动机和传动装置 两 部分： （ 1） 原动机的选择 设计要求：动力源为三相交流电 380/220v. 故，原动机选用电动机。 （ 2） 传动装置的选择 减速器 电动机输出转速较高，并且输出不稳定，同时在运转故障或严重过载时，可能烧坏电动机，所以要有一个过载保护装置。 可选用的有：带传动，链传动，齿轮传动，蜗杆传动。 链传动与齿轮传动虽然传动效率高，但会引起一定的振动，且缓冲吸振能力差，也没有过载保护； 带传动平稳性好，噪音小，有缓冲吸震及过 载保护的 能力，精度要求不高，制造、安装、维护都比较方便，成本也较低，但是 传动 效率较低，传动比不恒定，寿命短；但还是比较符合本设计的要求，所以采用蜗杆传动 。 总 传动 比为 1，要实现传动方向改变 90 度，因而可以考虑 采用 蜗轮蜗杆nts 4 加 斜齿轮 或者是锥齿轮加斜齿轮 减速器 ，但考虑到蜗轮蜗杆效率较低，而且安装精度、润滑要求高等因素，因而决定采用后者， 即锥齿轮加斜齿轮减速器。 机构简图： 电动机的选择 （ 1） 类型和结构形式的选择： 按工作条件和要求 选用一般用途的 Y 系列三相异步卧式电动机，封闭结构。 （ 2） 电动机功率计算 传动效率： 带传动： V 带 1 0.96一对轴承： 2 0.99锥齿轮 ： 油润滑 8 级精度齿轮 一对 圆柱 斜 齿轮： 级精度 3 0.97联轴器效率 4 0.99总 传动效率 ： 5 4 2 5 4 21 2 3 4 = 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 7 0 . 9 9 = 0 . 7 9 2 nts 5 钻头转速 ：w 6 0 1 0 0 0n 5 0 1 . 3 4VDr/min （ 3） 电动机转速计算 确定传动比范围： 齿轮传动比范围 52齿i； 在相关手册中查阅符合这一转速范围的电机，综合考虑总传动比，结构尺寸及成本，选择 Y160M1-2 型 ，额定功率 11kW 电动机，满载转速 3 0 0 0 / m i nmnr 传动系统的运动和动力参数 计算总传动比： 3 0 0 0 / m i n5 . 9 85 0 1 . 3 4 / m i nMa Wn ri nr 1、 分配减速器 的各级传动比： 带传动的传动比为0 2i 若 齿轮 的传动比取23 1.461i ，则 锥齿轮 的传动比为 12 1 .4 2 .0 4 6ii2、 计算传动装置的运动和动力参数 （） 计算各轴转速 电机轴： 3 0 0 0 / m i nMnr 轴： 1 1 5 0 0 / m i nMn n r 轴： 12121 5 0 0 / m i n 7 3 3 . 1 3 8 / m i n2 . 0 4 6n rnri 轴： 23347 3 3 . 1 3 8 / m i n 5 0 1 . 8 / m i n1 . 4 6 1n ri （） 计算各轴输入功率 电机轴： 11dp kw1 轴： 1 0 1 1 1 0 . 9 6 7 . 6 3 2P P k W k W 2 轴： 2 1 2 3 7 . 6 3 2 0 . 9 9 0 . 9 7 7 . 3 2 9P P k W k W 3 轴： 3 2 2 3 7 . 3 2 9 0 . 9 9 0 . 9 7 7 . 0 4P P k W k W a、 计算各轴输入转矩 nts 6 电动机输出转矩： 9 5 5 0 9 5 5 0 7 . 9 5 3 0 0 0 2 5 . 3 0 7 5ddMPT N mn 1 轴： 1119 5 5 0 9 5 5 0 7 . 6 3 2 2 1 5 0 0 4 8 . 5 9PT N mn 2 轴： 229 5 5 0 9 5 5 0 7 . 3 2 9 7 3 3 . 1 3 8 9 5 . 4 7d PT N mn 3 轴： 339 5 5 0 9 5 5 0 7 . 0 4 5 0 1 . 8 1 3 3 . 9 8d PT N mn 将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表： 轴名 功率 P / kW 转矩 T /N m 转速 n r/min 传动比 i 效率 输入 输出 输入 输出 电机轴 7.95 25.3075 3000 2 0.96 轴 7.632 7.557 48.59 48.10 1500 2.046 0.96 轴 7.329 7.256 95.47 94.51 733.138 1.461 0.96 轴 7.04 6.969 133.98 132.64 501.8 三、 传动零件的设计计算 圆锥齿轮 设计 计算项目 计算内容 计算结果 选材、精度 选用 直 齿轮，批量较小，小齿轮用 45 钢 ，调质处理，硬度平均取220HB，大齿轮用 45 钢， 正火处理，硬度 平均取 190HB。 8 级精度。 nts 7 工作时间及部分参数 闭式直齿圆锥齿轮传动，轴夹角 90o ， 传递功率1 7.632P kw，转速1 1 5 0 0 / m innr传动比 2.046i 。 两班制工作，寿命 10 年（每年按 300 天计算） 小齿轮做悬臂布置，使用时间内，工作时间占 23.3% 90o 1 7.632P kw1 1 5 0 0 / m innr2.046i 寿命 10 年， 300 天 /年， 工作时间占 23.3% 初步计算小齿轮直径1d因为采用闭式软齿面传动 ,按齿面接触强度初步估算小齿轮分度圆直径 初选小齿轮齿数 取1 18z ,2 2 . 0 4 6 1 8 3 6 . 8 2 8 ,z 2Z 3721Z 37 2 . 0 5 6Z 1 8i ， 传动比相对误差 0 . 0 1 0 . 4 9 % 5 %2 . 0 4 6iii ，合适 小齿轮转矩 1 48590T N m m 初选载荷系数 ： A V F FK K K K K， 1.25AK ， 1.2VK ， 1.6tK 取齿宽系数 0.30R 确定弹性影响系数 1 8 9 .8EZ M P a 确定区域载荷系数 ： 标准直齿圆锥齿轮传动 2.5HZ 确定接触许用应力 循环次数 8116 0 6 0 1 5 0 0 1 1 6 3 0 0 1 0 0 . 2 3 9 . 9 3 6 1 0hN n j L 82 2 16 0 / 4 . 8 5 6 1 0hN n j L N i 6.1K MPaZ E 8.1891 4 8 5 .9T N mli m 1li m 2600570HHlM P aM P a12 6 0 0 5 9 8 . 5HPHPM P aM P a1.25AK 1.2VK 1.6tK 0.30R 2.5HZ 81 9 .9 3 6 1 0N 82 4 .8 5 6 1 0N nts 8 查教材图 10-19 曲线得 1 1HNK ，2 1.05HNK 查教材图 10-21（ d）得 li m 1 600H M P a ，li m 2 570H M P a 取安全系数 1.0HS 1 1 l i m 12 2 l i m 2 / 1 6 0 0 / 1 6 0 0 / 1 . 0 5 5 7 0 / 1 5 9 8 . 5H P H N H HH P H N H HK M P a M P aK M P a M P a 由接触强度计算小齿轮的分度圆直径 2131RRKTE2 . 9 2uHZd 2（ 1-0.5 ）（ ） 2131RR232KTE2 . 9 2uH1 8 9 . 8 1 . 6 4 8 5 9 07 5 6 ( ) 7 5 . 9 95 9 8 . 5 0 . 3 (1 0 . 5 0 . 3 ) 2 . 0 4 6Zdmm 2（ 1-0.5 ）（ ）确定基本参数 验算载荷系数 11 ( 1 0 . 5 ) 7 5 . 9 9 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 6 4 . 6mRd d m m 齿轮 圆周速度 11 6 4 . 6 1 5 0 0 5 . 0 7 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s 精度等级取 8 级精度合理 由教材图 10-8 查得 1 .2HFKK1 . 2 5 2 4 8 5 9 0 9 7 . 0 2 1 0 0 / m i n6 4 . 6 6 4 . 6 0 . 3AtKF Nb 查教材表 10-9 得出轴承系数 1.25H beK ，由公式得 1 . 5 1 . 8 7 5H F H b eK K K 接触强度载荷系数 ： 1 . 2 1 . 2 5 1 . 8 7 5 1 . 2 3 . 3 7 5A V H HK K K K K 校正直径： 3311 3 . 3 7 57 5 . 9 9 9 7 . 4 51 . 6ttKd d m mK 8 级精度合理 1 18z 2 37z 取 6nm nts 9 校核传动比误差：因齿数未做圆整，传动比不变。 确定主要传动尺寸 确定模数 9 7 . 4 5 / 1 8 5 . 4 1 4m , 查表取 6m 小齿轮直径1 t 1d m z 1 0 8 m m 大齿轮直径2 t 2d m z 2 2 2 m m 锥距 221u 1 2 . 0 4 6 1R = d = 1 0 8 1 0 9 . 3 144 齿宽R1b R 0 . 3 1 0 9 . 3 1 3 2 . 7 9 m m 圆整，取2 33b mm，1 36b mm12d 1 0 8 m md 2 2 2 m mb 3 2 .7 9 m m109.31R mm 2 33b mm校核 齿根弯曲疲劳强度 确定弯曲强度载荷系数：与接触强度系数相同 3.395K 计算当量齿数 11118 2 0 . 0 3c o s 0 . 8 9 8VZZ 22237 8 4 . 2 8c o s 0 . 4 3 9VZZ 1 2.8FY ,2 2 .1 7FY 55.11 SY , 2 1.85SY 确定许用应力： 由教材图 10-18 1K 0.92FN ，2K 0.95FN 取安全系数 1.4FS 由教材图 10-20（ C）得，F N 1 440 M P a ，F N 2 425 M P a 按脉动循环变应力确定许用弯曲应力，即 F N 10 . 9 4 4 0 2 8 91 . 4F M F MFK M P aS F N 2 2 8 8 . 4 M P a 校核弯曲强度 5.1AK 4.1VK 2.1FK775.21 FY 42.22 FY 55.11 SY675.12 SY 69.0Y 45.1FK F N 1 440 M P a F N 2 425 M P a F N 1 2 8 9 MP F N 2 2 8 8 . 4 M P a nts 10 1 1 1F 1 12 2 212 2 3 . 3 7 5 4 8 5 9 0 2 . 8 1 . 5 5 8 4 . 4 5(1 0 . 5 ) 3 6 6 0 . 8 5 1 8F a S a FRK T Y Y M P ab m Z F 2 222 3 . 3 7 5 4 8 5 9 0 2 . 1 7 1 . 8 5 8 5 . 2 23 6 6 0 . 8 5 3 7 FM P a F1 8 8 . 4 5 MP 2 8 5 . 2 2F M P a 合格 静强度校核 静强度校核 ,因传动无严重过载 ,故不作静强度校核 圆柱 齿轮设计 计算项 目 计算内容 计算结果 选材、精度 选用斜 齿轮，批量较小，小齿轮用 45 钢 ，调质处理，硬度 210HB 230HB，平均取 220HB，大齿轮用 45 钢，正火 处理，硬度为 170HB 210HB，平均取 190HB。 8 级精度。 初步计算小齿轮直径 1d 因为采用闭式软齿面传动 ,按齿面接触强度初步估算小齿轮分度圆直径 ,由附录 A 表3 211 1uuKTAdHPdd 由表A1 取 756dA， 动 载 荷 系 数221301 . 217001 . 2 ( 2 2 0 1 3 0 ) / 1 7 0 0 1 . 1 4 7WHBZ ， 转矩1 9 5 .4 1T N M， 由表 27.11 查取 0.1d接触疲劳极限 li m 1 610H M P a li m 2 550H M P a 1 l i m 12 l i m 20 . 9 0 . 9 6 1 0 5 4 90 . 9 0 . 9 5 5 0 4 9 5H P HH P H lM P a M P aM P a M P a 4.1K 1 9 5 .4 1T N mli m 1li m 2610550HHlM P aM P a12549495HPHPM P aM P a取1 123mmd nts 11 131 2 1 7 9 . 1 1dd H PKT udAu 初 取1 123d 确定基本参数 圆周速度 11 1 2 3 7 3 3 . 1 3 8 4 . 7 2 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s 精度等级取 8 级精度合理 取2 69z ,1 47,z 69 1 . 4 6 8 1 . 4 6 147i 确定模数11/ 1 2 3 / 4 7 2 . 6 7tm d z ,查表取 2.5nm nt1 t 1m 2 . 5a r c c o s a r c c o s 1 7 . 1 9 7m 2 . 6 1 7d m z 2 . 6 1 7 4 7 1 2 3 . 0 3 m m o确 定 螺 旋 角 ：小 齿 轮 直 径2 t 2d m z 2 . 6 1 7 6 9 1 8 0 . 5 7 m mb 7 0 大 齿 轮 直 径初 步 尺 宽 校核传动比误差：因齿数未做圆整，传动比不变。 8 级精度合理 1 47z 2 69z 取 2.5nm 12d 1 2 3 .0 3 m md 1 8 0 .5 7 m mb 7 0 m m校齿核面接触疲劳强度 HPtHHVAEHH uubdFKKKKZZZZ 111 计算齿面接触应力 节点区域系数 :查图 27-16非变位斜 齿轮 43.2HZ 弹性系数 :查表 27.11 MPaZ E 8.189 重合度系数Z: 端面重合度 t a nt a nt a nt a n212211aazznt t a n t a n 2 0a r c t a n ( ) a r c t a n ( ) 2 0 . 8 5 7c o s c o s 1 7 . 1 9 7 o oo2221 8 0 . 5 7 c o s 2 0a r c c o s a r c c o s 2 4 . 61 8 0 . 5 7 2 2 . 5ba add o o tt 2 0 . 8 5 7 o由 于 没 有 变 位 所 以 端 面 啮 合 角1 .6 8 43.2HZ MPaZ E 8.189 872.20t nts 12 11 0 . 7 71 . 6 8Z 螺 旋 角 系 数 c o s 0 . 9 7 7Z 1.25AK 1.2VK 78.1co s/ 2 bHK 23123101 . 1 7 0 . 1 6 1 . 0 0 . 6 1 1 0 1 2 3 1 . 4 0 5HbK A B C bd 12 / 2 9 4 . 5 1 / 1 2 3 1 5 3 6 . 7 4 8/ 1 5 . 6 1 7 1 0 0 /tAtF T d NK F b N m m 齿面接触应力 22 . 4 3 1 8 9 . 8 0 . 7 7 0 . 9 7 71 5 3 6 . 7 4 8 1 . 4 6 1 11 . 2 5 1 . 2 0 . 7 8 1 . 3 81 2 3 7 0 1 . 4 6 13 0 3 . 7 4 /HN m m 2计算许用接触应力 HP l iml imHXWRVLNTHHP S ZZZZZZ 总工作时间 1 0 3 0 0 1 6 0 . 2 3 1 1 2 0 0hth 1196 0 6 0 3 7 3 3 . 1 3 8 1 1 2 0 01 . 3 4 5 6 1 0LhN n t 应 力 循 环 次 数921 / 0 . 9 2 1 0LLN N i 接触寿命系数NTZ由图 27-23 查出 （单向运转取 1 ） 齿面工作硬化系数 1.68 767.0Z 0 .9 7 7Z 1.82AK 1.405VK 78.1HK 1 .4 0 5HK 23 0 3 . 7 4 /H N m m nts 13 22 1301 . 2 17001 . 2 (1 9 0 1 3 0 ) / 1 7 0 0 1 . 1 6 5WHBZ 111301 . 217001 . 2 ( 2 2 0 1 3 0 ) / 1 7 0 0 1 . 1 4 7WHBZ 接触强度尺寸系数 XZ 由表 27.15 按调质钢查 润滑油膜影响系数取为 1212121 VVRRLL ZZZZZZ 由表 27.14 取最小安全系数lim 1 .0 5HS 许用接触应力 : 1222 6 1 0 1 . 0 5 1 1 1 1 . 1 4 7 1 / 1 . 0 56 6 6 . 3 5 / 5 5 0 1 . 1 6 5 1 1 1 1 . 1 4 1 / 1 . 0 56 1 0 . 2 /HPHPN m mN m m 3验算 : 2 125 4 9 / m i n , 6 1 0 . 2H H P H PN m m M P a 1 1 .1 6 5WZ 0.1 21 XX ZZ 05.1lim HS 12226 6 6 .3 5 /6 1 0 .2 /HPHPN m mN m m接触疲劳强度较为合适 ,齿轮尺寸无须调整 确定主要传动尺寸 113 4 n3 4 na ( d d ) / 2 (1 8 0 . 5 2 1 2 31 5 1 . 7 6 , a 1 5 2 m ma ( z z ) m c o s / 2( z z ) ma r c c o s2a( 4 7 6 9 ) 2 . 5a r c c o s 1 7 . 1 6 5 52 1 5 1 . 7 6mm o中 心 距 ）圆 整 取因 为精 确 的tn: m m / c o s 2 . 6 1 6 mm端 面 模 数小齿轮直径 1 t 3 2 . 6 1 6 4 7 1 2 2 . 9 5 8d m z m m 大齿轮直径 2 t 2 2 . 6 1 6 6 9 1 8 0 . 5 0 4 m md m z 齿宽 70b mm 1 7 .1 6 6 5 1 1 2 2 . 9 5 8d m m2 1 8 0 . 5 0 4d m mmmb 8113 mmb 1244 nts 14 齿根弯曲疲劳强度验算 1 由式 27.11 FPSaFantFFVAF YYYYmbFKKKK 11.25AK , 1.2VK , 1 . 4FHKK 1 2 .5 4FY ,2 2 .3 8FY , 1 1.63SY ,2 1.67SY 67.0/75.025.0 vY 09.2 , 87.0Y 1.4FK 齿根弯曲应力 : 1 1 141 5 3 6 . 7 4 81 . 2 5 1 . 2 1 . 7 8 1 . 4 2 . 5 41 2 3 2 . 51 . 6 3 0 . 6 7 0 . 8 3 1 0 1 . 6 7tF A V F F F a S anFK K K K Y Y Y YbmM P a 21 2 . 3 8 1 . 6 7 / 2 . 5 4 / 1 . 6 39 7 . 6FFM P a 2 计算许用弯曲应力 FP 由式 27.17l i ml i mFXR r e lTV r e lTNTSTFFP S YYYYY 试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限 limF 查图 27-24c l i m 1 265F M P a ，l i m 2 220F M P a 另外取 1 2 1 21 2 1 22 . 0 , 11 , 0 . 8 9 , 0 . 9 3S T S T V r e l T V r e l TR r e l T R r e l T N T N TY Y Y YY Y Y Y 由图 27-26 确定尺寸系数 1XY = 12 XY 由表 27.14 查最小安全系数 25.1min FS 1.25AK 1.2VK 1.4FK 1 2 .5 4FY 2 2 .3 8FY 1 1.63SY 2 1.67SY 67.0Y 0.83Y 1.4FK 1 1 0 1 . 6 7F M P a 2 9 7 . 6F M P a l i m 1 265F M P a l i m 2 220F M P a 1 0 .8 9NTY 2 0 .9 3NTY 1XY = 12 XY nts 15 12 6 5 2 0 . 8 9 1 1 1 3 7 7 . 3 61 . 2 5FP M P a 22 2 0 2 0 . 9 3 1 1 1 3 2 7 . 3 61 . 2 5FP M P a 3 弯曲疲劳强度验算 1 1 0 1 . 6 7F F PM P a229 7 . 6F F PM P a25.1min FS 12212121RrelTRrelTVrelTVrelTSTSTYYYYYY1 3 7 7 . 3 6FP M P a 2 3 2 7 . 3 6FP M P a 合格 静强度校核 静强度校核 ,因传动无严重过载 ,故不作静强度校核 3、 轴的设计和校核计算 1 小锥齿轮 轴的 校核 计算项目 计算内容 计算结果 材料的选择 考虑到相互摩擦作用，材料选择与齿轮相同，为 45号钢，调质处理，MPaB 650 材料系数 查表 16.2有 C=112 估算轴径 33 7 . 6 3 21 1 2 1 9 . 2 61500Pd C m mn mmd 50m in 取 所受转矩 1 4 8 . 5 9T N m 齿轮圆周力 12 8 9 9 . 8ttF F N m m g 2 8 9 9 .8tFN 齿轮径向力 12 2 9 4 . 2 6rrF F N 2 2 9 4 . 2 6rFN水平 面反力 1 5 9 2 . 2 2 0 0 8 9 9 . 8 4 0120AHF 1 5 9 2 . 2 8 0 8 9 9 . 8 1 6 0 2 2 6 1 . 2120BHFN 1 2 0 1 5 9 2 . 2 8 0 1 2 7 3 7 6H A QM F N m m 4 0 8 9 9 . 8 4 0 3 5 9 9 2H B tM F N m m 2 3 5 3 . 7 3AHFN 2 2 6 1 .BHFN 垂直 面反力 2 9 4 . 2 6 4 0 1 4 3 . 7 7 5 4 1 6 2 . 7 8120AvF 2 9 6 . 2 6 1 6 0 1 4 3 . 7 7 5 4 457120BvFN 1 6 2 . 7 8AvFN 54840VM N m m nts 16 计算项目 计算内容 计算结果 1 2 0 5 4 8 4 0V B VM F N m m 弯矩图 见图 1 合成弯矩图 22 HV MMM 取 A 点 127376M N m m 转矩图 48590T N m m 应力校正系数 用插入法由表 16.3中求得 ， 106 0 , 1 0 3bbM P a M P a 1060 0 . 5 8 3103bb 0.583 当量弯矩图 22()1 2 7 3 7 6 ( 0 . 5 8 3 4 8 5 9 0 )130488eM M TN m m 130488eM N m m 校核 强度 33130488 4 8 . 3 6 00 . 1 0 . 1 3 0bc M M P a M P ad 合格 2 大锥齿轮 轴 的校核 （计算时由于轴上三个圆柱齿轮的对称布置，因而弯矩因素消除） 计算项目 计算内容 计算结果 材料的选择 考虑到相互摩擦作用，材料选择与齿轮相同，为 45 号钢，调质处理，MPaB 650 材料系数 查表 16.2有 C=112 估算轴径 33 9 5 . 4 71 1 2 2 47 3 3 . 1 3 8Pd C m mn m i n 45d m m取所受转矩 mNT 6.4691 mNT 2982 齿轮圆周力 2 8 6 0 . 0 9tFN3 1 4 9 1 . 7 2tFN2 8 6 0 . 0 9tFN齿轮径向力 12 1 4 3 . 7 7rrF F N12 5 4 2 . 9 4rrF F N2 5 4 2 . 9 4rFNnts 17 计算项目 计算内容 计算结果 齿轮轴向力 1 5 0 1 0 9 . 3 8 1 5 0 1 6 4 2 4 4 . 4 8 .A V A VM F N m m 3 3 8 2 .7 8 6aF 垂直面反力 3 0 0/2 3 043.2 6 8 3 AvF N 3.205743.2683 BvF N 1 5 0 1 0 9 . 3 8 1 5 01 6 4 0 7 . 4 8 .A V A VMF N m m 6 0 2 4 6 . 8 5 6 0 1 4 8 1 1 .B V B VM F N m m 1 4 8 1 1 1 6 4 0 7 3 1 2 1 8 .V A V B VM M M N m m NF Av 3.2057 NF Bv 13.626 3 1 2 1 8 .VM N m m 水平面反力 8 6 0 . 0 9 1 5 0 6 1 4 . 3 5210AHFN 8 6 0 . 0 9 6 0 2 4 5 . 7 4210BH 6 0 3 6 8 6 1 .H B HM F N m m 6 1 4 . 3 5AHFN 2 4 5 . 7 4BHFN3 6 8 6 1 .HM N m m 弯矩图 见图 2 合成弯矩图 2 2 2 23 1 2 1 8 3 6 8 6 14 8 3 0 4 . 5 5VHM M MN m m 4 8 3 0 4 . 5 5 .M N m m转矩图 95470T N m m 应力校正系数 用插入法由表 16.3 中求得 ， 106 0 , 1 0 3bbM P a M P a 1060 0 . 5 8 3103bb 0.583 当量弯矩图 222()4 8 3 0 4 . 5 57 3 6 9 7 .eM M TN m m 2（ 0 . 5 8 3 9 5 4 7 0 ） 73697eM N m m 校核强度 337 3 6 9 7 . 0 5 6 . 6 6 6 00 . 1 0 . 1 4 5bc M M P a M P ad 合格 3 圆柱齿轮轴 的校核（计算时由于轴上三个圆柱齿轮的对称布置，因而弯矩因素消nts 18 除） 计算项目 计算内容 计算结果 材料的选择 考虑到相互摩擦作用，材料选择与齿轮相同，为 45号 钢，调质处理，MPaB 650 材料系数 查表 16.2有 C=112 估算轴径 33 7 . 0 41 1 2 2 75 0 1 . 8Pd C m mn m i n 48d m m取所受转矩 mNT 2981 齿轮圆周力 3 1 4 7 5 .6tFN 3 1 4 9 1 . 7 2tFN 齿轮径向力 5 5 4 .4 7rFN 5 5 4 .4 7rFN 齿轮 轴向力 1 4 7 5 . 6 1 4 . 3 9 2 3 7 8 . 5 6aF t g N o3 7 8 .5 6aFN 垂直面反力 1 4 7 5 . 6 8 0 / 2 1 0 5 6 2 . 1 3 3BvFN 1 4 7 5 . 6 1 3 0 2 1 0 9 1 3 . 4 6 7Av 8 0 9 1 3 . 4 6 7 8 0 7 3 0 7 7 . 3 6 m mV B VM F N 5 6 2 . 1 3 3BvFN 9 1 3 . 4 6 7AvFN7 3 0 7 7 . 3 6 m mVMN 水平面反力 5 5 4 . 4 7 1 3 0 3 7 8 . 6 5 9 0 . 6 1 7 9 . 8 8210AHFN 5 5 4 . 4 7 8 0 3 7 8 . 6 5 9 0 . 6 3 7 4 . 5 9210BH 1 4 3 9 0 N m mAHM B 1 3 0 3 7 4 . 5 9 1 3 0 4 8 6 9 6 . 8 9 m mH B HM F N 4 8 6 9 6 . 3 N m mH B HMM 1 7 9 . 8 8AHFN 3 7 4 . 5 9BHFN 4 8 6 9 6 . 8 9 m mHMN 水平面弯矩图 见图 3 合成弯矩图 22224 8 6 9 6 . 3 7 3 0 7 7 . 38 7 8 1 5 . 8 9C B C V HM M M MN m m 8 7 8 1 5 . 8 9CM N m m 转矩图 133980T N m m 应力校正系数 用插入法由表 16.3 中求得 ， 计算方法同前 0.583 nts 19 计算项目 计算内容 计算结果 当量弯矩图 222()8 7 8 1 5 . 8 9 ( 0 . 5 8 3 1 3 3 9 8 0 )1 1 7 5 2 8 . 1ecM M TN m m 1 1 7 5 2 8 . 1eM N m m 校核强度 331 1 7 5 2 8 . 1 5 . 4 4 7 00 . 1 0 . 1 6 0eb M M P a M P ad 合格 图 1 nts 20 图 2 图 3 4、键的选择和校核 键的选择主要考虑所传递的扭矩的大小，轴上零件是否需要沿轴向移动，零件的对中要求等等。 计算项目 计算内容 计 算 结 果 （ 1）小锥齿轮轴 。 带 轮 键的选择与校核 nts 21 键的选择和参数 与联轴器相联接，为静联接，选用普通平键，圆头。 由手册查得 d=24mm 时，应选用 键 8 40 GB1096-79 转 矩 4 8 .5 9T N m 键 长 40L mm 接触长度 4 0 8l L b 32l mm 许用挤压应力 P校 核 查表可得钢的许用挤压应力为 P =（ 70-80） MPa 4 4 4 8 5 9 0 8 . 5 67 8 4 0P T M P ah l d PP 故满足要求 （ 1）小锥齿轮轴 小锥齿轮 键的选择与校核 键的选择和参数 与联轴器相联接，为静联接，选用普通平键，圆头 。 由手册查得 d=24mm 时，应选用 键 8 22 GB1096-79 4 8 .5 9T N m 转 矩 22L mm 接触长度 16l mm 许用挤压应力 P校 核 查表可得钢的许用挤压应力为 P =（ 70-80） MPa 4 4 4 8 5 9 0 6 3 . 22 4 8 1 6P T M P ah l d PP 故满足要求 （ 2） 大锥齿轮轴键的选择和校核 静联接 ,选用普通平键，圆头，由手册查得 d=64mm时，同时考虑到同一跟轴上尽量选用相同公称尺寸的键，故应选用键 12 45 GB1096-79 键的选择和参数 1 3 3 .9 8T N m转 矩 45L mm 键 长 4 5 1 2l L b 33l mm 接 触长度 查表可得钢的许用挤压应力为 P =（ 70-80） MPa 4 4 1 3 3 9 8 09 3 3 4 83 7 . 5 9PT M P ah l dM P a 3 7 .5 9P M P a PP 故满足要求 许用挤压应力 P 校 核 nts 22 （ 3） 圆柱齿轮轴键的选择和校核 静联接 ,选用普通平键，圆头 由手册查得 d=4860mm 时，两键应分别选用 轴二圆柱齿轮 键 14 63 ， 轴三圆柱 键 14 50 GB1096-79 键的选择和参数 9 5 .4 7T N m 133980T N m 转 矩 63L mm 50L mm 键 长 bLl 36l mm 36l mm 接触长度 查表可得钢的许用挤压应力为 P =（ 70-80） MPa 4 4 9 5 4 7 09 4 8 4 91 8 . 0 4PT M P ah l dM P a 4 4 1 3 3 9 8 09 3 6 4 83 4 . 4 6PT M P ah l dM P a 1 8 .0 4p M P a 3 4 .4 6p M P a PP 故满足要求 许用挤压应力 P校 核 5滚动轴承的选择及寿命计算 15000103005 hL 1小锥齿轮 轴轴承的校核 角接触球 轴承 30206（一对），其尺寸 ： D=62mm,d=30mm, B=16mm 计算项目 计算内容 计算结果 轴承主要性能参数 查表得轴承 30206主要性能参数如下： 4 3 .2rC kN 0 5 0 .5rC kNX、 Y 值 , 1 , 0, 0 . 4 , 1 . 4 9 3ararF e X YFF e X YF 当当nts 23 0.371.6eY 轴承受力情况 2 2 2 21 2 3 8 3 . 1 2 7 0 . 6 12 3 9 8 . 4 2 Nr A H A VF F F 2 2 2 21 2 2 6 1 . 2 2 7 0 . 6 12 2 7 7 . 3 3 5r B H B VF F FN 11 2 3 9 8 . 4 2 8 0 3 . 2 22 2 1 . 4 9 3rs FFNY 向 右 22 2 2 7 7 . 3 3 5 7 6 2 . 6 72 2 1 . 4 9 3rs F Y 向左 122 S 21 S 2 a11 1 1121 1 124 3 6 . 8 0BF F 7 6 2 . 6 7 ,F F + F 1 4 3 . 7 7 7 6 2 . 6 79 0 6 . 4 4F, 1 . 1 ( 0 . 4 F 1 . 6 F )F1 . 12 4 0 9 . 6 7 2 NF, 1 . 1 ( F 0 F )F1 . 1 2ssaaararararFFANNepNep 有 向 左 运 动 的 趋 势 ， 轴 承 受 压 ，