二级斜齿减速器课程设计00.22%1.1%240%150%210.doc
二级斜齿减速器课程设计00.22%1.1%240%150%210
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减速器课程设计
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二级斜齿减速器课程设计00.22%1.1%240%150%210,减速器课程设计
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北 京 科 技 大 学 课程设计计算说明书 题 目 : 二级减速器设计 学 院 : 机械工程学院 专 业 : 车辆工程 班 级 : 车辆 101 学 生 : 黄靖远 学 号 : 41040062 指 导教师 : nts 一、 设计任务书 带式输送机传动装置课程设计任务书 1传动装置简图 带式输送机传动装置 2已知条件 1） 工作情况：两班工作制，单向连续运转，载荷平稳，输送带水平放置。 2） 工作 环境：室内，有灰尘，最高环境温度 35，通风条件一般。 3） 动力来源：电力，三相交流，电压 380V/220V。 4） 工作寿命： 8年。 5） 检修间隔期： 4年一次大修， 2年一次中修，半年一次小修。 6） 制造条件：一般机械制造厂，小批量生产。 7） 齿轮减速器浸油润滑；取大齿轮的搅油效率 98.0搅 ；取滚筒 -输送带效率96.0w 。 3设计任务 1） 选择电动机型号。 2） 选择联轴器类型和规格。 3） 设计圆柱齿轮减速器。 4） 设计滚筒轴滑动轴承。 5） 绘制圆柱齿轮减速器装配工作图。 6） 绘制 带式输送机总装图。 7） 绘制减速器中 2 3个零件工作图（由教师指定）。 8） 编写设计计算说明书。 4技术参数 题号 参数 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 输送带拉力 F/N 1500 2200 2300 2500 2600 2800 3300 4000 4500 4800 输送带速度 v/（ m/s） 1.1 1.1 1.1 1.1 1.1 1.4 1.2 1.6 1.8 1.25 滚筒直径 D/ mm 220 240 300 400 220 350 350 400 400 500 注：输 送带速度允许误差 5% nts 二、 传动方案分析 拟定传动方案时，往往由几种传动形式组成多级传动，要合理布置其传动顺序，常考虑以下几点： （ 1）带传动承载能力较低，传递相同转矩时，结构尺寸较大，但传动平稳，能缓冲吸震，因此，应布置在高速级。 （ 2）链传动运动不均匀，有冲击，宜布置在低速级。 （ 3）蜗杆传动能实现较大的传动比，结构紧凑，传动平稳，但效率低，多用于中、小功率间歇运动的场合。其承载能力较齿轮传动低，与齿轮传动同时应用时，宜布置在高速级，以获得较小的结构尺寸，同时较高的齿面相对滑动速度也 易于形成油膜，有利于提高承载能力及效率。 （ 4）圆锥齿轮的加工比较困难，特别是大模数圆锥齿轮，一般只在需要改变轴的布置方向时采用，并尽量布置在高速级和限制传动比，以减少大锥齿轮的直径和模数。 （ 5）斜齿轮传动的平稳性较直齿轮好，常用于高速级或要求传动平稳的场合。 （ 6）开式齿轮传动的工作环境一般较差，润滑条件不好，易磨损，寿命短，应布置在低速级。 定轴齿轮传动具有尺寸小、效率高、传动比恒定、圆周速度及功率范围大，工作可靠，寿命长，满足设计要求。由于使用环境有粉尘，应采用闭式传动 方式。 圆锥齿轮加工比较困难，因此成本较高；斜齿圆柱齿轮传动，因其接触线倾斜，同时啮合的齿数多，重合度大，故传动平稳，噪声小，承载能力高，常在高速传动系统中使用。 综上考虑，高速级选用闭式斜齿圆柱齿轮传动，低速级选用闭式直齿圆柱齿轮传动。 一、 nts 计 算 及 说 明 三电动机选择计算 电动机是一般机械广为使用的原动机，已经标准化、系列化。在机械设计中，通常是根据工作载荷、工作要求和工作环境等条件，从产品目录中选择电动机的型号、结构形式、容量（功率）和转速，确定具体型号。 1 、 已知条件 ： 1工作情况：两班工作制，单向连续运转，载荷平稳，输送带水平放置。 2工作环境：室内，有灰尘，最高环境温度 35，通风条件一般。 3动力来源：电力，三相交流 ，电压 380V/220V。 4工作寿命： 8年。 5检修间隔期： 4 年一次大修， 2年一次中修，半年一次小修。 6制造条件：一般机械制造厂，小批量生产。 7齿轮减速器浸油润滑；取大齿轮的搅油效率 98.0搅 ；取滚筒 -输送带效率96.0w 。 8输送带拉力 F=3300N 9输送带速度 v=1.2m/s 10滚筒直径 D=350mm 2、 功率的确定 工作机所需功率 KWFvPwW125.496.01000 2.133001000 联轴器的传动效率联=0.98（两对）； 滚动轴承的传动效率滚=0.99（三对）； 滑动轴承的传动效率滑=0.97（一对）； 圆柱齿轮啮合传动效率啮=0.97（两对）； 电动机至工作机的总效率为 滑搅啮滚联 2232n321 =0.85 式中 0、 1、 2 n为传动装置中每一传动副（齿轮、蜗杆、带或链）、每对轴承、每个联轴器 等的效率。 所需电动机的工作功率 KWPPWd 85.485.0 1 2 5.4 结 果 kWPw 125.4 85.0 kWPd 85.4 nts 3、 转速的确定 滚筒直径 mmD 350 不计效率损失的 滚筒转速 m in/5 1 4 1.656035.014.3 2.1 rDvn W 则电动机转速为 12 wdn i i n 圆柱齿轮传动单级减速器的传动比范围 4-6，则二级传动比范围 16-36， 则电动机转速为 9 5 1 . 2 - 2 1 4 0 . 2 m i nr 4、 类型的选 择： 通用的电动机为 Y系列三相交流异步电动机，系列是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机式，是我国新设计的统一系列，其安装尺寸和功率等级符合国家标准，具有高效、节能、起动转矩大、噪声底、振动小、运行安全可靠等优点，因此，工业上应用最为广泛，应优先选用。 经常起动、制动和正反转时，要求电机有较小的转动惯量和较大的过载能力，一般选用起重及冶金用三相电机，常用为 YZ或 YZR系列 各种型号电动机的技术数据、外型及安装尺寸可查阅有关机械设计手册或产品目录。 本二级同轴式圆柱齿轮减速器不要求经常起动、制动 和正反转，不用于起重及冶金，因此选择 Y系列三相交流异步电动机 所以选择功率为 5.5kw 的 Y系列的 Y132M2 6三相异步电动机，额定功率 P=5.5KW，满载转速 960r/min 主要参数： 同步转速 1000r/min ,6极 电动机型号 额定功率 /kW 满载转速/(r/min) 堵转转矩 最大转矩 质量 /kg Y132M2-6 5.5 960 2.0 2.0 84 底座尺寸 /mm 中心高 /mm 轴径 /mm 键槽宽 /mm 底座连接孔孔径 /mm 底座孔尺寸/mm 280 238 132 38 10 12 216 178 m in5141.65 rn w 电动机型号 Y132M2-6 min1000 rn d mmD 350 nts 四 传动装置的总传动比计算及各级传动比分配 由电动机的满载转速 nm和工作机的转速 nw可定出传动装置的总传动比 i i= nm /nw 总传动比为各级传动比 i1、 i2、 i3， ， in的连乘积，即 i = i1 i2 i3 in 各级传动比分配的合理与否将直接影响到传动装置的外廓尺寸、重量、润滑及减速器的中心距等很多方面，因此，必须认真对待。分配传动比的一般原则是： （ 1）各级传动比不应超过各自的合理范围，以符合各类传动方式的工作特点，并使结构比较紧凑。各种传动的传动 比荐用值见表 1 8。 （ 2）所设计的传动装置应具有最小的外廓尺寸，且各传动尺寸协调，结构匀称合理。 （ 3）减速器中各级大齿轮的浸油深度应大致相同，以实现浸油润滑。 （ 4）设计标准系列减速器时，应使各级圆柱齿轮传动的中心距保持一定比例。 对单级齿轮传动系统，一般应使带传动的传动比小于齿轮传动的传动比，以使整个传动系统结构紧凑，如果带传动传动比过大，就可能使大带轮半径大于减速器中心高，使带轮与底架相碰。 传动系统的实际传动比与原数值 i= nm /nw可能有误差 ，设计时应使其限制在容许范围内。若所设计的机器对传 动比的误差未作明确规定时，通常机器总传动比的误差应限制在 3% 5% 以内。 展开式： 21 5.13.1 ii 同轴式： 21 ii 二级圆柱齿轮减速器传动比一般 840，展开式二级圆柱齿轮减速器两级速比关系应满足 1i （ 1.31.5） 2i ，选择 1i =4.6， 2i =3.2， 1i 1.472i 。 5 9 .4 5 m i nw rn 65.14i 6.41 i 2.32 i nts 五 传动装置的运动与动力参数计算 （ 1） 轴的转速 mnn =960 r/min 1III inn =4.6960=208.7 r/min2IIinn = 22.652.3 7.208 r/min（ 2） 轴的输入功率 联d1 PP = 8015.499.085.4 kW 啮滚联啮滚 d1 PPP = 564.497.098.099.085.4 kW 搅啮滚联搅啮滚 22dPPP =252.498.097.098.099.085.4 22 kw 2232dV 搅啮滚联联搅滚 PPP = 125.498.097.098.099.085.4 2232 kw （ 3）各轴的转矩 ddd nPT 9550= 9550 25.4896085.4 N m 9 5 509 5 50111 nPT 77.47960802.4 N m 84.2087.208564.49 5 5 09 5 5 0T nP N m 61.62222.65252.495509550 nPT N m 01.60422.65125.495509550VVV nPTN m 式中， Td、 Pd、 nd 分别为电动机轴的转矩、功率和转速； Ti、 Pi、 ni 分别为任意轴的转矩、功率和转速。 min22.65min7.208min960rnrnrnkWPkWPkWPkWPV 125.4252.4564.4802.4mN?61.622mN?84.208mN?77.47TTT nts 运动和动力参数计算结果整理于下表： 转速 n（ minr ） 功率 P（ kW ） 转矩 T（ Nm ） 传动比 效率 电动机轴 960 4.850 48.25 1 0.99 轴 960 4.802 47.77 4.602 0.96 轴 208.7 4.564 208.7 3.2 0.941 轴 65.22 4.252 622.61 1 0.96 IV轴 65.22 4.125 604.01 nts 六传动零件的设计计算 （一）高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 设计分析： 要求结构紧凑，且为 二级圆柱齿轮减速器中的高速级齿轮，转速较高传动平稳性要求也高，故选用传动平稳性高、结构紧凑、承载能力高的斜齿圆柱齿轮。同时，为使结构更加紧凑，采用硬齿面齿轮传动。由于是闭式硬齿面齿轮，其主要失效形式是轮齿弯曲疲劳折断，故先按轮齿弯曲疲劳承载能力设计，然后验算它的齿面接触疲劳承载能力。 （ 1） 选择材料和热处理方法，确定许用应力： 参考机械设计教程 P111 表 6 1齿轮常用材料及力学性能 初选材料。 小齿轮： 17CrNiMo6,渗碳淬火， 5462HRC； 大齿轮： 37SiMn2MoV,表面淬火， 5055HRC。 根据小齿轮齿面硬度 58HRC和大齿轮齿面硬度 52HRC，按机械设计教程 P113 图 6 6 轮齿接触疲劳极限应力图查的齿面接触疲劳极限应力为： 1limH =1500Mpa，2limH =1180Mpa；按机械设计教程 P114 图 6 7 齿根弯曲疲劳极限应力图查得轮齿弯曲疲劳极限应力为： MpaFE 8501 , MpaFE 7202 。 由已知条件：两班工作制，单向连续运转 ，工作寿命 8年，可得 轮齿总工作时间：ht= 283308 h = 42240 h 齿轮每转一圈，轮齿同侧面啮合次数 1 齿轮转速： min/9601 rn ， min/7.2082 rn 齿轮循环次数： 911 10433024.24224096016060 htnN 822 102892928.5422407.20816060 htnN 按机械设计教程 P116 寿命系数图 6 8a 查的轮齿接触疲劳寿命系数 95.01 NZ， 05.12 NZ按 P116 寿命系数图 6 8b 查的齿根弯曲疲劳寿命系数 1NY0.87 ， 91.02 NY按机械设计教程 P117 6 3最小安全系数表查得， 接触强度计算最小安全系数 2.1min HS 弯曲强度计算最小安全系数 5.1min FS 硬齿面齿轮传动 小齿轮材料： 17CrNiMo6,渗碳淬火 大齿轮材料： 37SiMn2MoV,表面淬火 nts 求得： 齿面许用接触疲劳应力： M p aM p aZS NHHH 5.118795.02.1150011l i m1 M p aM p aZS NHHH 5.103205.12.1118022l i m2 齿根许用弯曲疲劳应力： M p aM p aYS NFFEF 49387.05.1850111 M p aM p aYS NFFEF 8.43691.05.1720222 （ 2） 分析失效，确定计算准则 由于要设计的齿轮传动是闭式齿轮传动，且为硬齿面齿轮，最大可能的失效是齿根疲劳折断 ，也可能发生 齿面 疲劳。因此，本齿轮传动可按轮齿弯曲疲劳承载能力进行设计，确定主要参数，再验算齿面接触疲劳承载能力。 （ 3） 按轮齿弯曲疲劳承载能力计算齿轮主要参数 根据式 3 2121 c o s2FFdnYzKTm 确定计算载荷： 小齿轮转矩： 9 5 509 5 50111 nPT 77.47960802.4 N m 11 TKKKKKT VA 考虑本齿轮传动是斜齿圆柱齿轮传动，电动机驱动，载荷平稳，轴承相对齿轮不 对称布置，取载荷系数 K=1.5,则 11 TKKKKKT VA = mNmN 655.7177.474.1 齿宽系数查表 6-11，硬齿面取 9.01 dbd ，初选 251 Z 120258.4112 ZiZ 011 则 43.2611c o s25c o s250331 VZ865.12611c o s120c o s1200332 VZ查图 6-16，得两齿轮 复合齿形系数 25.41 FY 01.42 FY 由于 0085.04932.411 FFY小于 0 0 9 1 8.08.4 3 601.422 FFY，将二齿轮参数代入计算，于是 许用应力： MPaMPaMPaMPaFFHH8.4364935.10325.118721219.0d 120,25 21 zz 2.41 FY 01.42 FY nts mmYzKTm FFdn 3 20233 21218.43601.4259.011c o s1077.974.12c o s21.63mm 取标准模数 nm2mm,则 a=1(cos2 zmn+z2 ） = mmmm 71.147)12025(11c o s2 2 取标准中心距 a=150mm，则 =arccos )12025(1502 2a r c c o s)(2 21 zzam n arccos0.96666=14.835 (4) 选择齿轮精度等级 d1 = mmmmzmn 724.51835.14c o s 252c o s 1 齿轮圆周速度 v= smsmnd /63.2/100060 970724.51100060 11 查表 6-9，并考虑该齿轮传动的用途，选择 7级精度。 （ 5） 精确计算计算载荷 KT1=KA KKKvT1 K=KA KKKv查表 6-4 ， KA =1； 查图 6-9， Kv=1.12； 齿轮传动啮合宽度 b=1dd=0.9 mmmm 55.46724.51 mm47 tF= kNkNdT 78.3724.5177.972211 查表 6-6得 4.1,/100/2.81/47 100078.31 KmmNmmNmmNb FK tA查表 6-5， 9.0d，减速轴刚度较大， K=1.17 K=KA KKKv=1 835.117.14.112.1 KT1=KA KKKvT1=1.835 mN 408.179Nm 77.97 KF1t= KN94.678.3835.1 mmmn 2 mma 150 o835.14 mmd 724.511 7级精度 0.1AK 12.1vK mmb 47 4.1aK 1.17K kNKTmNKTKt 94.6408.179835.1112.42HZ MPaZ E 9.18998.0Z MPaH 91.829 nts （ 6）验算轮齿接触疲劳承载能力 EHH ZZZ Ht uubdKF )1(1区域系数查图 6-13，标准齿轮 42.2HZ ，弹性系数查表 6-8得 189.8EZ ， 9833.08.14c o s Z ；因大齿轮的许用齿面接触疲劳应力值较小，故将 2H =1126.36Mpa代入，于是 Mp aMp auubdKFZZZHtEHH5.103291.8428.418.472.5155.461094.69833.08.18942.21231 所以齿面接触疲劳强度足够。 （ 7）验算轮齿弯曲疲劳 承载能力 bmKFtF FFYY 89.12 8.14s in55.46s in nmb 查图 6-20，得 875.0YM p aYYbmKF FtF 95.273875.02.4255.46 1094.6 3111 =436.8Mpa M p aYYbmKF FtF 55.261875.001.4255.46 1094.6 3222 =436.8Mpa 轮齿弯曲疲劳承载能力足够。 89.1 修正后： 766.127775.2721 VVZZ 1 4.16FY 2 3.96FY 875.0Y nts （ 8）斜齿圆柱齿轮传动几何尺寸计算 名称 计算公式 小齿轮 大齿 轮 法向模数/mm 2 2 法向压力角 /( 20 20 螺旋角 14.835 14.835 分度圆直径 d/mm =96667.0 252cos 1 zm n 51.724 = 276.24896667.0 1202c o s 2 zm n 齿顶高/mm = * =1 = * =1 齿根高/mm =( )m=(1+0.25) =2.5 = ( )m=(1+0.25) =2.5 全齿高h/mm = + =2+2.5=4.5 = + =2+2.5=4.5 齿顶圆直径 /mm = +2 =51.724+2 =55.724 = +2 =248.276+2 2=252.276 齿根圆直径 /mm = -2 =51.724-2 =46.724 = -2 =248.276-2 =243.276 顶隙 c/mm C= =0.25 2=0.5 标准中心距 a/mm a= 1501202596667.02 2c o s2 21 zzm n节圆直径/mm = =51.724 = =248.276 传动比 i i=4.8 中硬度齿面， 小齿轮： 40CrNi2Mo，调质 大齿轮： 37SiMn2MoV，调质 nts （二）低速级直齿圆柱齿轮的设计计算 设计分析： 要求结构紧凑，宜采用硬齿面齿轮，但由于是二级圆柱齿轮减速器中的低速级齿轮，转速较低，传递的转矩大，则大齿轮尺寸较大，不便于硬化处理。故采用中硬度齿面。 （ 1）选择材料和热处理方法，确定许用应力 参照机械设计教程 P111表 6-1初 选材料： 小齿轮： 40CrNi2Mo，调质，齿面硬度 294 326HBW 大齿轮： 37SiMn2MoV，调质，齿面硬度 263 294HBW。 根据小齿轮齿面硬度 310HBW 和大齿轮齿面硬度 280HBW，按图查得 齿面接触疲劳极限应力为 M P aM P aHH 750,770 4l i m3l i m 轮齿弯曲疲劳极限应力为 M P aM P aFEFE 620,640 43 。 循环次数： 833 1084.41626085.24216060 htnN 844 1051.116260878125.7516060 htnN 查图得 9.0,86.0,12.1,05.14343 NNNN YYZZ取最小安全系数 4.1,1.1 mi nmi n FH SS 于是 M PaM PaZS NHHH 73505.11.177033l i m3 M PaM PaZS NHHH 6.76312.11.175044l i m4 M P aM P aYSM P aM P aYSNFFEFNFFEF57.3989.04.162014.39386.04.1640444333(2)分析失效、确定设计原则 由于要设计的齿轮传动是闭式传动，且大齿轮是软齿面齿轮，最大可能失效是齿面疲劳；但如模数过小，也可能发生轮齿疲劳折断。因此，本齿轮传动可按齿面接触疲劳承载能力进行设计计算，确定主要参数，再验算齿轮的弯曲疲劳承载能力。 （ 3）按齿轮接触疲劳承 载能力计算齿轮主要参数 有 323312 HEHdZZuuKTd因为属于减速传动， 5.32 iu ， 许用应力： M PaM PaM PaM PaFFHH57.39814.3936.7637354343nts 确定计算载荷： 小齿轮转矩： mNmNnPT 12.44608.20244.995509550333， 33 TKKKKKT vA 考虑本齿轮传动是直齿圆柱齿轮传动，电动机驱动，载荷平稳，轴承相对齿轮不对称分布，取载荷系数 K=1.4，则 mNmNKT 568.62412.4464.13 查图标准齿轮区域系数 HZ =2.5,弹性系数 MPaZ E 8.189 ，软齿面齿宽系数1d ，因为小齿轮的齿面接触疲劳应力值较小，故取 MPaH 735 3 代入 所以 mmd 475.877358.1895.25.315.3110568.62423 233 mmdua 8.1962/475.87)5.31(2/)1( 3 ，取 a=200mm 按经验式 am 02.0007.0 ，取 mmmmam 3200015.0015.0 ，取标准模数 mmm 3 63.295.313 2002123 um az，考虑传动比精确及中心距 0、 5结尾，取109,31 43 zz 反算中心距 mmzzma 21010931232 43 ，符合要求。 检验传动比 516.33110934 zzu，传动比误差%46.0%1005.3 516.35.3%100 u uu 符合要求，可用。 （ 4）选择齿轮精度等级 mmmmmzd 9331333 齿轮圆周速度 smsmndv /984.0/100060 08.20293100060 33 查表，并考虑齿轮传动的用途，选择 8级精度 5.2HZ MPaZ E 8.189 1d mmm 3 343 1, 1 0 9zzmma 210 516.3u mmd 933 smv 984.0 8级精度 nts （ 5）精确计算计算载荷 33 TKKKKKT vA vA KKKKK 查表 0.1AK ,查图 08.1vK。 齿轮传动啮合宽度 mmmmdbd 939313 查表 2.1,/100/16.103/931093 12.44621 3 KmmNmmNmmNb FK tA查表 1d， 08.1K4.108.108.12.11 vA KKKKK mNmNTKKKKKTvA 568.6244.112.44633 kNkNdKTKFt 43.139312.4464.122333 （ 6）验算齿轮接触疲劳承载能力 MP auubdKFZZ tEHH 5.315.3939310618.128.1895.21 33 M PaM Pa H 73586.649 （ 7）验算齿轮弯曲疲劳承载能力 由 109,3143 zz，查图，得两轮复合齿形系数 95.3,12.443 FF YY,于是 M P aM P aM P aFF 14.39333.18612.439310618.12333 M P aM P aM P aFF 57.39864.17895.339310618.12434 轮齿弯曲疲劳承载能力足够。 0.1AK 08.1vK mmb 93 2.1K 08.1K kNKFmNKTKt 43.13568.6244.133MPaH 86.649 344 . 1 , 3 . 9 5FFYYnts （ 8）直齿圆柱齿轮传动几何尺寸计算 名称 计算公式 小齿轮 大齿轮 法向模数mmm/ 3 3 压力角 / 20 20 分度圆直 径d/mm 9331333 mzd327109344 mzd 齿顶高mmha / 331*3 mhh aa 331*4 mhh aa 齿根高mmhf / 75.3325.01*3 mchh af 75.3325.01*4 mchh af 全齿高 mmh/ 75.6325.0122 *333 mchhhh afa 75.6325.0122 *444 mchhh afa 齿顶圆直径mmda / 993293 2 333 aa hdd333323272 444 aa hdd 齿根圆直径mmdf / 5.8575.3293 2 333 ff hdd5.31975.323272 444 ff hdd 基圆直径mmdb / 4.8720c o s313 c o s33 mzd b28.30720c o s1093c o s44mzd b 齿距 p/mm 42.93 mp 基圆齿距mmpb / 85.820c o s3c o s mp 齿厚 s/mm 71.421 ps 齿槽宽 e/mm 71.421 pe 顶隙 c/mm 75.0325.0* mcc 标准中心距a/mm 2 1 0)1 0 931(232 43 zzma 节圆直径mmd / 9333 dd 32744 dd 传动比 i 516.3311093443 zznnints 七 轴 、 轴承 、联轴器及键的设计 计算 及校核 公共参数： mma 25.83210025.08025.0 9.925.82.12.11 则 1 取 10mm 25.82 则 2 取 8.5mm 3选取：根据润滑方式的不同，3有不同取值， 油润滑3=25 脂润滑3=810 润滑方式选择根据轴承内径 d与轴承转速 n 乘积大小确定 41016 dn 选择油润滑 41016 dn 选择脂润滑 mmbb 53647)105(1 斜 mmbb 472 斜 mmbb 100793)105(3 直 1 I 轴： 1）选择材料，初步计算参数 当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径 d。 如果还受不大的弯矩，则采用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。 并且 应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。 轴的扭转强度条件为 ： 2.01055.936TT dnPWT 可得轴最细部分直径 mmnPAd 97.2497093069.9115 33110 同一截面上开有一个键槽 ，因此轴径应加大 5%，则 mmdd 2185.2605.197.2405.11 取 mmd 301 101 5.82 mmb 531 mmb 472 mmb 1003 nts mmdd 401030)128(12 mmdd 45540)52(23 2）选择输入端联轴器 电动机轴与减速器高速级连接用的联轴器，由于轴的转速较高，为减小启动载荷、缓和冲击，应选用具有较小的转动惯量和具有弹性的联轴器，一般选用有弹性元件的挠性联轴器，例如弹性柱销联轴器。查阅手册，选择联轴器的标记及主要参数如下 型号 公称转矩N m 许用转速r/min 轴孔直径 mm 轴孔长度 Mm 转动惯量kg m2 质量 kg LX3 1250 4700 30、 42 82、 112 0.026 8 标记： LX3 联轴器 8230 11242 YAYAGB/T5014-2003 3）选择轴与联轴器的连接键 标记： GB/T 1096 键 7078 7078bA lh 、型）、圆头普通平键（ 4) 选择角接触球轴承 轴上因有一个斜齿轮而受轴向力作用，因此初选角接触球轴承 7209AC 4413 101610365.497045 nd 因此轴选用脂润滑，3=9.5mm 选择轴承类型、型号及主要参数 轴承代号 内径 d/mm 外径 D/mm 宽度 B/mm a/mm 45 85 19 24.7 7209AC 极限转速r/min 基本额定动载荷 Cr/KN 基本额定静载荷 Cor/KN 润滑方式 6700 36.8 27.2 脂润滑 查轴承安装尺寸，取 mmd 554 mmaBbbl A 8.1407.24195.95.8100524752 3232 mmaBbl B 8.387.24195.95.82532 321 nts 4） 各部分尺寸 设计如图： 5） 计算轮齿受力： 轴转矩 mNnPT 77.9797093069.995509550111圆周力 KNKNdTFt 7822.37.5177.972211 径向力 KNFF ntr 424.18.14c o s20t a n7822.3c o st a n 轴向力 KNFFta 9 9 9 3.08.14t a n7 8 2 2.3t a n 6） 校核： 轴承强度校核： 1、计算轴承支反力： 水平面 01 BrBA lFllF KNlllFFBABr 3076.08.388.140 8.38424.11 02 ArBA lFllF KNlllFFBAAr 1 1 6 4.18.388.140 8.140424.12 竖直面 01 BtBA lFllF KNlllFFBABt 817.08.388.140 8.387822.31 02 AtBA lFllF KNlllFFBAAt 965.28.388.140 8.1407822.32 合成轴承支反力： KNFFFR 8781.0817.03076.0 2221211 nts KNFFFR 1 6 3 2 4.3965.21164.1 2222222 2、计算两轴承轴向力： KNKNFFRS 5 9 7 1.08 7 8 1.068.068.0 11 KNKNFFRS 151.216324.368.068.0 22 KNFKNFF SaS 151.25964.19993.05971.0 21 因而轴有向右运动的趋势，即轴 承 1被压紧，轴承 2被放松 KNFFF aSA 1517.19993.0151.221 KNFF SA 151.222 3、计算当量动载荷 68.03116.18781.0 1517.111 eFFRAX=0.41,Y=0.87 68.068.016324.3 151.222 eFFRAX=1,Y=0 因此当量动载荷 KNFYFXP AR 362.11517.187.08781.041.011111 KNFYFXP AR 1 6 3 2 4.31 6 3 2 4.3122222 21 PP 所以只需要校核轴承 2的寿 命 4、求轴承 1的寿命 滚动轴承载荷系数 0.1Pf 滚动轴承温度系数 0.1Tf hhhPf CfnLPTh 1 6 6 4 0536.2 7 0 5 31 6 3 2 4.3 8.3697060 106010366 满足寿命要求。 轴的强度 校核： 、受力图 nts 水平面受力图： 水平面弯矩 及弯矩 图： 0 BA MM mNrFlFM aBC 65.17862.259993.0025.3911458.1112 竖直面受力图： 竖直面 弯矩及 弯矩图： mNMM BA 0 0 BA MM mNM C 65.17 nts mNlFM BC 528.115025.3996037.22 合成弯矩图： 扭矩图： 判断危险截面： 初步分析， 1-1截面有较大的应力和应力集中。 确定许用应力： 轴材料选用 17CrNiMo6，渗碳淬火， 5462HRC 查表 8-2得：抗拉强度 Mpab 640屈服强度 Mpas 355弯曲疲劳极限 Mpa2751 剪切疲劳极限 Mpa1551 mNMM BA 0 mNM C 528.115 nts 查表 1-1得： 34.021.0求危险截面应力： 弯矩： 2112112 12 1122 blFblFMMMAAVHmN 97.99253575.1408218.0253575.1403094.022 弯曲应力： M p aM p aWM 0087.6551.0 1097.99 3 31 切应力： Mp aMp aWTT938.2552.0 1077.97 3 3 由于弯曲应力属于对称循环变应力，所以 M paa 0087.6 0m由于扭转切应力属于脉动循环变应力，所以 Mp ama 469.12 求断面有效应力集中系数 1-1：因在此断面处，有轴的直径变化，过度圆角半径r=2mm, 1 3 8.42 7 2 4.4655 r dD， 04.05.462 dr。有效应力集中系数可由表1-3差得。由 Mpab 640，插值法计算： 600Mpa： k： 841.182.188.103.005.0 03.0043.088.1 k： 57.1 700Mpa： k： 901.188.194.103.005.0 03.0043.094.1 k： 59.1 865.1841.1901.1600700 600640841.1 k 578.157.159.1600700 60064057.1 k mNM 97.991 Mpa0087.6 Mpa938.2 Mpaa 0087.6 0m Mpama 469.1 841.1k 57.1k 901.1k 59.1k 865.1k 578.1k nts 表面质量系数 及绝对尺寸系数和查表 1-6，插值法计算得 92.090.095.0400800 40064095.0 查表 1-5得 84.078.0求安全系数 按应力循环特性 r=C的情况计算安全系数 轴只受正应力时的安全系数： 19.21034.00087.692.084.0 865.12751 makS 轴只受切应力时的安全系数： 57.47469.121.0469.192.078.0 578.11551 makS 计算安全系数： SSS SSS ca 356.1957.4719.21 57.4719.21 2222这里，设计安全系数取 S=1.5 结论：根据校核，断面 1-1足够安全。 键的强度校核： 键的许用挤压应 力 M PaP 120100 连接联轴器的键的规格为 4,30,70,78 tdlhb 。 04.3110477030 77.972)( 2 9 pp M P athdl T 满足要求 92.0 84.0 78.0 19.21S 57.47S SS ca 356.19 安全 nts 2. 轴 ： 1、选择材料，初步计算参数 选择 45 号钢， 1150 A可得轴最细部分直径 mmnPAd 42.4108.20244.9115 330 同一截面上开有一个键槽，因此轴径应加大 5%，则 mmdd 491.4305.142.4105.13 由于连接轴承部分轴的直径必须以 0或 5结尾，所以选择 mmd 453 mmdd 50545)52(35 mmdd 601050)128(54 2、选择圆锥滚子轴承 轴上因有一个斜齿轮而受轴向力作用，因此选用圆锥滚子轴承 43 10166.909308.20245 nd 因此轴选用脂润滑，3=9.5mm 选择轴承类型、型号及主要参数 轴承代号 内径 d/mm 外径 D/mm 宽度 B/mm a/mm 45 85 19 18.6 30209 极限转速r/min 基本额定动载荷 Cr/KN 基本额定静载荷 Cor/KN 润滑方式 4500 67.8 83.5 脂润滑 计算系数 e=0.4 ， Y=1.5 mmaTbl A 15.706.1875.205.95.821002 323 mmbbl AB 5.782
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