二级斜齿减速器课程设计140.9%0.75%320%147%175.doc
二级斜齿减速器课程设计140.9%0.75%320%147%175
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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140.9%0.75%320%147%175,减速器课程设计
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机械设计课程设计原始资料 一、设计题目 热处理车间零件输送设备的传动装备 二、运动简图 图 1 1 电动机 2 V 带 3 齿轮减速器 4 联轴器 5 滚筒 6 输送带 nts 1 三、工作条件 该装置单向传送 ,载荷平稳 ,空载起动 ,两班制工作 ,使用期限 5 年 (每年按 300天计算 ),输送带的速度容许误差为 5%. 四、原始数据 滚筒直径 D（ mm）： 320 运输带速度 V（ m/s）： 0.75 滚筒轴转矩 T（ N m）： 900 五、设计工作量 1 减速器总装配图一张 2 齿轮、轴零件图各一张 3 设计说明书一份 六、设计说明书内容 1. 运动简图和原始数据 2. 电动机选择 3. 主要参数计算 4. V 带传动的设计计算 5. 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 6. 机座结构尺寸计算 7. 轴的设计计算 8. 键、联轴器等的选择和校核 9. 滚动轴承及密封的选择和校核 10. 润滑材料及齿轮、轴承的润滑方法 11. 齿轮、轴承配合的选择 12. 参考文献 七、设计要求 nts 2 1. 各设计阶段完成 后 ,需经指导老师审阅同意后方能进行下阶段的设计 ; 2. 在指定的教室内进行设计 . 一 . 电动机的选择 一、电动机输入功率wP6 0 6 0 0 . 7 5 2 4 4 . 7 8 5 / m i n2 2 3 . 1 4 0 . 3 2w vnrRn 9 0 0 4 4 . 7 8 5 4 . 2 1 99 5 5 0 9 5 5 0ww TnP k w 二、电动机输出功率dP其中总效率为 3 2 3 20 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 7 0 . 9 9 0 . 9 6 0 . 8 3 3v 带 轴 承 齿 轮 联 轴 滚 筒 4 . 2 1 9 5 . 0 8 30 . 8 3 3wdPP k w 查表可得 Y132S-4 符合要求 ,故选用它。 Y132S-4(同步转速 1440 minr ， 4 极 )的相关参数 表 1 额定功率 满载转速 堵转转矩 额定转矩 最大转矩额定转矩 质量 5.5kw 1440 minr 2200N mm 2300N mm 68kg 二 . 主要参数的计算 一、确定总传动比和分配各级传动 比 传动装置的总传动比 1440 3 2 . 1 54 4 . 7 8 5mwni n 总查表可得 V 带传动单级传动比常用值 24，圆柱齿轮传动单级传动比常用值为 35，展开式二级圆柱齿轮减速器 121 .3 1 .5ii。 初分传动比为 2.5Vi 带，1 4.243i ，2 3.031i 。 nts 3 二、计算传动装置的运动和动力参数 本装置从电动机到工作机有三轴，依次为，轴，则 1、各轴转速 1440 5 7 6 m i n2 . 5mVnnri 带21 3 5 . 7 5 3 4 4 . 2 8 8 m i n3 . 0 3 1nnri 2、各轴功率 0 5 . 5 0 . 9 6 5 . 2 8dd VP P P k w 带5 . 2 8 0 . 9 9 0 . 9 7 5 . 0 7 0P P P k w 轴 承 齿 轮 5 . 0 7 0 0 . 9 9 0 . 9 7 4 . 8 6 9P P P k w 轴 承 齿 轮 3、各轴转矩 5 . 59 5 5 0 9 5 5 0 3 6 . 4 7 61440dd dPT N mn 0 3 6 . 4 7 6 2 . 5 0 . 9 6 8 7 . 5 4 2d VT T i N m 带1 8 7 . 5 4 2 4 . 2 4 3 0 . 9 9 0 . 9 7 3 5 6 . 6 9 5T T i N m 2 3 5 6 . 6 9 5 3 . 0 3 1 0 . 9 9 0 . 9 7 1 0 3 8 . 2 2 1T T i N m 表 2 项目 电机轴 高速轴 中间轴 低速轴 转速 ( min)r 1440 576 135.753 62.706 功率 ()kw 5.5 5.28 5.070 4.869 1576 1 3 5 . 7 5 3 m i n4 . 2 4 3ni nts 4 转矩 Nmg 36.476 87.542 356.695 1038.221 传动比 2.5 4.243 3.031 效率 0.96 0.96 0.922 三 V 带传动的设计计算 一、确定计算功率caP查表可得工作情况系数 1.2Ak 故 1 . 2 5 . 5 6 . 6c a AP k P k w 二、选择 V 带的带型 根据caPn、，由图可得选用 A 型带。 三、确定带轮的基准直径d并验算带速 v 1、初选小带轮的基准直径1d。 查表 8-6 和 8-8 可得选取小带轮的基准直径1 90dd mm2、验算带速 v 按计 算式验算带的速度 1 9 0 1 4 4 0 6 . 7 8 26 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0ddnv m s 因为 5 3 0m s v m s ， 故此带速合适。 3、计算大带轮的基准直径2dd按式 (8-15a)计算大带轮的基准直径21 2 . 5 9 0 2 2 5ddVd i d m m 带 根据教材表 8-8，圆整得 2 224dd mm 。 4、确定 V 带的中心距 a 和基准直径dL（ 1）按计算式初定中心距0 500a mm1 2 0 1 2( 0 . 7 ( ) 2 ( ) )d d d dd d a d d （ 2）按计算式计算所需的基准长度 nts 5 2210 0 1 2 0()2 ( )24 ddd d dddL a d da 2( 2 2 4 9 0 )2 4 3 0 ( 9 0 2 2 4 )2 4 4 3 0 =1364mm 查表可选带的基准长度 1400dL mm（ 3）按计算式计算实际中心距 a 00 1 4 0 0 1 3 6 4( 4 3 0 ) 4 4 822ddLLa a m m m m 中心距的变化范围为 4 2 7 4 9 0m m m m: 。 5、验算小带轮上的包角1 1 2 1 5 7 . 3 5 7 . 31 8 0 1 8 0 2 2 4 9 0 1 6 3 1 2 0448dddd a ooo o o o 6、计算带的根数 （ 1）计算单根 V 带的额定功率rP由1 9 0 1 4 4 0 m i ndd m m n r和查表可得0 1.064P kw根据 1 4 4 0 m i n 2 . 7n r i，和 A 型带，查表可得0 0.169P kw、 0.956k 、0.96Lk 。 故 r 0 0P 1 . 0 6 4 0 . 1 6 9 0 . 9 5 6 0 . 9 6 1 . 1 3 2LP P k k k w （ 2）计算 V 带的根数 Z r6 . 6 5 . 8 3 0P 1 . 1 3 2caP 故取 V 带根数为 6 根 7、计算单根 V 带的初拉力的最小值 0 minF查表可得 A 型带的单位长度质量 0.10q kg m 20 m i n 2 . 5500 cakPF q vk Z v 22 . 5 0 . 9 5 6 6 . 6( 5 0 0 0 . 1 6 . 7 8 2 ) 1 3 60 . 9 5 6 6 6 . 7 8 2 NN 应使带的实际初拉力 00minFF。 8、计算压轴力pFnts 6 压轴力的最小值为 10m i n m i n2 s i n 2PF Z F 1632 6 1 3 6 s i n 2 。1614N 四 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 一、高速级齿轮 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿 数 （ 1） 按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 （ 2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度。 （ 3）材料选择：查表可选择小齿轮材料为 40Cr (调质 )，硬度为 280HBS；大齿轮材料为 45钢 (调质 )，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 （ 4）选小齿轮齿数1 20Z ，大齿轮齿数2 4 . 2 4 3 2 0 8 5Z ，取2 85Z （ 5）选取螺旋角，初选螺旋角 14 o 2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即 3 2112 1t HEtdHkT ZZudu （ 1）确定公式内的各计算数值 试选 1.6tk ，由图 10-261 0.740 ，2 0.820 则有12 1 . 5 6 0 小齿轮传递转矩 1 8 7 .5 4 2T N m g 查图 10-30可选取区域系数 2.433HZ 查表 10-7可选取齿宽系数 1d查表 10-6可得材料的弹性影响系数 121 8 9 .8EZ M P。 查图 10-21d 得 按齿面 硬度 选取 小 齿轮的 接触 疲劳 强 度极限lim 1 600HaMP ，大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2 550HaMP 。 按计算式计算应力循环次数 8116 0 6 0 5 7 6 1 2 8 3 0 0 5 8 . 2 9 4 1 0hN n j L 8 828 . 2 9 4 1 0 1 . 9 5 1 04 . 2 4 3N 查图可选取接触疲劳寿命系数1 1.02HNk ，2 1.12HNk 。 nts 7 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 1S ，按计算式 (10-12)得 1 l i m 11 1 . 0 2 6 0 0 6 1 2H N HHak MPS 2 l i m 22 1 . 1 2 5 5 0 6 1 6H N HHak MPS （ 2）计算相关数值 试算小齿轮分度圆直径1td，由计算公式得 3 212 1 . 6 8 7 . 5 4 2 1 0 0 0 5 . 2 4 2 . 4 3 3 1 8 9 . 8 5 0 . 0 71 1 . 5 6 0 4 . 2 4 6 1 4td m m 计算圆周速度 11 5 0 . 0 7 5 7 6 1 . 5 0 96 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s 计算齿宽 b 及模数ntm1 1 5 0 . 0 7 5 0 . 0 7dtb d m m 11c o s 5 0 . 0 7 c o s 1 4 2 . 4 2 920tntdm m mZ o 2 . 2 5 2 . 2 5 2 . 4 2 9 5 . 4 6 6nth m m m m m 5 0 . 0 7 9 . 1 65 . 4 6 6bh 计算总相重合度10 . 3 1 8 t a n 0 . 3 1 8 1 2 0 t a n 1 4 1 . 5 8 6d Z o计算载荷系数 k 查表可得使用系数 1Ak ，根据 1.509v m s ， 7级精度，查表 10-8可得动载系数 1.07Vk ，由表 10-4 查得 HK 的值与直齿轮的相同，为 1.419 1.350Fk ， 1 .4HFkk 12 6 1 2 6 1 6 61422HH MP nts 8 故载荷系数 1 1 . 0 7 1 . 4 1 . 4 1 9 2 . 1 2 6A V H Hk k k k k 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得 33112 . 1 2 64 5 . 8 1 4 5 5 . 0 4 61 . 6t tkd d m mk 计算模数nm11c o s 5 5 . 0 4 6 c o s 1 4 2 . 6 7 120ndm m mZ o 3 、 按 齿 根 弯 曲 强 度 设 计 ， 按 计 算 式 (10-17) 试算即 3 21212 c o s F a S anFdk T Y YYmZ （ 1）确定公式内的各计算数值 、计算载荷系数 1 1 . 0 7 1 . 4 1 . 3 5 2 . 0 2 2A V F Fk k k k k 根据纵向重合度 1.586 ，查图 10-28可得螺旋角影响系数 0.88Y 。 查 图 可 选 取 区 域 系 数 2.433HZ ，3 0.795 ，4 0.875 则有34 1 . 6 7 查表取应力校正系数1 1.569SaY ，2 1.783SaY 。 查表取齿形系数1 2.724FaY ，2 2.194FaY 。 (线性插值法 ) 查图 10-20C 可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1 500FE aMP ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限2 380FE aMP 。 查图可取弯曲疲劳寿命系数1 0.87FNk ，2 0.90FNk 。 计算弯曲疲劳许用应力 ，取弯曲疲劳安全系数 1.4S ，按计算式 (10-22)计算得 111 0 . 8 7 5 0 0 3 1 0 . 7 1 41 . 4F N F EFak MPS 222 0 . 9 0 3 8 0 2 4 4 . 2 8 61 . 4F N F Ek MPS nts 9 计算大、小齿轮的 Fa SaFYY并加以计算 111 2 . 7 2 4 1 . 5 6 9 0 . 0 1 43 1 0 . 7 1 4F a S aFYY 2222 . 1 9 4 1 . 7 8 3 0 . 0 1 62 4 4 . 2 8 6F a S aFYY大齿轮的数值较大。 （ 2）设计计算 3 222 2 . 0 2 2 8 7 . 5 4 2 1 0 0 0 0 . 8 8 c o s 1 4 0 . 0 1 6 1 . 9 7 91 2 0 1 . 5 8 6nm m m o 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取 2nm mm，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径1 5 5 .0 4 6d m m来计算应有的齿数，于是有 11 c o s 5 5 . 0 4 6 c o s 1 4 2 6 . 7 0 52ndZm o 取1 27Z ，则2 1 1 4 . 2 4 3 2 7 1 1 5Z i Z 4、几何尺寸计算 （ 1）计算中心距 12 2 7 1 1 5 2 1 4 6 . 3 4 72 c o s 2 c o s 1 4nZ Z ma m m o将中心距圆整为 147a mm 。 （ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 12 2 7 1 1 5 2a r c c o s a r c c o s 1 4 . 9 8 62 2 1 4 7nZ Z ma 。 因 值改变不多，故参数、 k、HZ等不必修正。 （ 3）计算大、小齿轮的分度圆直径 nts 10 11 2 7 2 5 5 . 9 0 1c o s c o s 1 4 . 9 8 6nZmd m m 。22 1 1 5 2 2 3 8 . 0 9 9c o s c o s 1 4 . 9 8 6nZmd m m 。（ 4）计算齿轮宽度 1 1 5 5 . 9 0 1 5 5 . 9 0 1db d m m 圆整后取1 55B mm，2 60B mm。 二、低速级齿轮 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （ 1） 按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 （ 2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度。 （ 3）材料选择，在同一减速器各级小齿轮 (或大齿轮 )的材料，没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求，故查表可选择小齿轮材料为 40Cr (调质 )，硬度为 52HRC；大齿轮材料为 45钢 (调质 )，硬度为 45HRC. （ 4）选小齿轮齿数3 23Z ，大齿轮齿数 4 2 3 3 . 0 3 1 7 0 . 9 2 4 7 0Z （ 5）选取螺旋角，初选螺旋角 14 o 2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即 3 2232 1 t HEtdHkT ZZudu （ 1）确定公式内的各计算数值 试选 1.6tk 小齿轮传递转矩2 356.695T N m g查表 10-7 可选取齿宽系数 1d, 查图 10-26 可选取区域系数2.433HZ ， 3 0.765 ， 4 0.870 则有 34 1 . 6 3 5 查表可得材料的弹性影响系数 121 8 9 .8EZ M P 。 查图得按齿面硬度选取小齿轮 的接触疲劳强度极限lim 3 600HaMP ，大齿nts 11 轮的接触疲劳强度极限lim 4 550HaMP 。 按计算式计算应力循环次数 8326 0 6 0 1 3 5 . 7 5 3 1 2 8 3 0 0 5 1 . 9 5 5 1 0hN n j L 8 741 . 9 5 5 1 0 6 . 4 5 0 1 03 . 0 3 1N 查图可选取接触疲劳寿命系数3 1.12HNk ，4 1.18HNk 。 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 1S ,于是 得 3 l i m 33 1 . 1 2 6 0 0 6 7 2H N HHak MPS 4 l i m 44 1 . 1 8 5 5 0 6 4 9H N Hk MPS 34 6 7 2 6 4 9 6 6 0 . 522HHHa MP （ 2）计算相关数值 试 算小齿轮分度圆直径1td，由计算公式得 3 2532 1 . 6 3 . 5 6 7 1 0 4 . 0 3 1 2 . 4 3 3 1 8 9 . 8 7 6 . 8 4 81 1 . 6 7 3 . 0 3 1 6 6 0 . 5td m m 计算圆周速度 32 7 6 . 8 4 8 1 3 5 . 7 5 3 0 . 5 4 66 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s 计算齿宽 b 及模数 ntm3 1 7 6 . 8 4 8 7 6 . 8 4 8dtb d m m 33c o s 7 6 . 8 4 8 c o s 1 4 3 . 2 4 023tntdm m mZ o 2 . 2 5 2 . 2 5 3 . 2 4 0 7 . 2 9nth m m m 7 6 . 8 4 8 1 0 . 5 4 7 . 2 9bh 计算总相重合度 nts 12 3 0 . 3 1 8 t a n 0 . 3 1 8 1 2 3 t a n 1 4 1 . 8 2 4d Z o计算载荷系数 k 查表可得使用系数 1Ak ，根据 0 .5 4 6v m s ， 7 级精度，查表可得动载系数 1.04Vk ， 1.425Hk ， 1.36Fk ， 1 .4HFkk故载荷系数 1 1 . 0 4 1 . 4 1 . 4 2 4 2 . 0 7 5A V H Hk k k k k 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得 3333 2 . 0 7 57 6 . 8 4 8 8 3 . 8 0 41 . 6t tkd d m mk 计算模数 nm33c o s 8 3 . 8 0 4 c o s 1 4 3 . 5 3 523ndm m mZ o 3、按齿根弯曲强度设计，按计算式试算即 3 22232 c o sF a S anFdk T Y YYmZ （ 1）确定公式内的各计算数值 计算载荷系数 1 1 . 0 4 1 . 1 1 . 3 6 1 . 5 5 6A V F Fk k k k k 根据纵向重合度 1.824 ，查图可得螺旋角影响系数 0.88Y 。 计算当量齿数 33 33 23 2 5 . 1 7 8c o s c o s 1 4V ZZ o44 33 70 7 6 . 6 2 8c o s c o s 1 4V ZZ o查表可取齿形系数3 2.616FaY ，4 2.227FaY 。 查表可取应力校正系数3 1.591SaY ，4 1.763SaY 。 (线性插值法 ) 查图可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限3 500FE aMP ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限4 380FE aMP 。 nts 13 查图可取弯曲疲劳寿命系数3 0.90FNk ，4 0.93FNk 。 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 1.4S ，按计算式计算 333 0 . 9 0 5 0 0 3 2 1 . 4 2 91 . 4F N F EFak MPS 444 0 . 9 3 3 8 0 2 5 2 . 4 2 91 . 4F N F Ek MPS 计算大、小齿轮的 Fa SaFYY并加以计算 333 2 . 6 1 6 1 . 5 9 1 0 . 0 1 33 2 1 . 4 2 9F a S aFYY 444 2 . 2 2 7 1 . 7 6 3 0 . 0 1 62 5 2 . 4 2 9F a S aFYY 大齿轮的数值较大。 （ 2）设计计算 3 222 1 . 5 5 6 3 5 6 . 6 9 5 1 0 0 0 0 0 . 8 8 c o s 1 4 0 . 0 1 6 2 . 5 7 21 2 3 1 . 6 3 5nm m m o 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取 3nm mm，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径3 8 3 .8 0 4d m m来计算应有的齿数，于是有 33 c o s 8 3 . 8 0 4 c o s 1 4 2 7 . 1 0 53ndZm o 取3 26Z ，则4 2 3 3 . 0 3 1 2 8 8 4 . 8 6 8 8 5Z i Z 4、几何尺寸计算 （ 1）计算中心距 34 2 8 8 5 3 1 7 4 . 6 8 92 c o s 2 c o s 1 4nZ Z ma m m o将中心距圆整为 175a mm 。 nts 14 （ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 34 2 8 8 5 3 a r c c o s a r c c o s 1 4 . 4 0 32 2 1 7 5nZ Z ma 。 因 值改变不多，故参数 、 k、 HZ等不必修正。 （ 3）计算大、小齿轮的分度圆直径 33 2 8 3 8 6 . 7 2 6c o s c o s 1 4 . 4 0 3nZmd m m 。44 8 5 3 2 6 3 . 2 7 4c o s c o s 1 4 . 4 0 3nZmd m m 。（ 4）计算齿轮宽度 3 1 8 6 . 7 2 6 8 6 . 7 2 6db d m m 圆整后取3 90B mm，4 95B mm。 五 轴的设计计算 一、高速轴的设计 1、求作用在齿轮上的力 高速级齿轮的分度圆直径为 d1 5 1 .7 6 1d m m112 2 8 7 5 4 2 33985 1 . 7 6 1teTFNd t a n t a n 2 0 3 3 9 8 1 2 7 5c o s c o s 1 4 2 1 4 1 nr e t eF F N oot a n 3 3 9 8 t a n 1 3 . 7 8 4 6a e t eF F N 。 2、选取材料 可选轴的材料为 45钢，调质处理。 3、计算轴的最小直径，查表可取0 112A 3 31m i n 015 . 2 81 1 2 2 3 . 4 4576Pd A m mn 应该设计成齿轮轴，轴的最小直径显然是安装连接大带轮处，为使 d -与带nts 15 轮相配合，且对于直径 100d mm 的轴有一个键槽时，应增大 5%-7%，然后将轴径圆整。故取 25d mm -。 4、拟定轴上零件 的装配草图方案 (见下图 ) 5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度 （ 1）根据前面设计知大带轮的毂长为 93mm,故取 90L mm ，为满足大带轮的定位要求，则其右侧有一轴肩，故取 32d mm ，根据装配关系，定35L mm （ 2）初选流动轴承 7307AC，则其尺寸为 3 5 8 0 2 1d D B m m m m m m ，故 35d m m d ， 段挡油环取其长为 19.5mm, 则4 0 .5L m m 。 （ 3） 段右边有一定位轴肩，故取 42d mm ，根据装配关系可定100L m m ， 为 了 使 齿 轮 轴 上 的 齿 面 便 于 加 工 ， 取5 , 4 4L L m m d m m 。 （ 4）齿面和箱体内壁取 a=16mm,轴承距箱体内壁的距离取 s=8mm,故右侧挡油环的长度为 19mm,则 42L m m （ 5）计算可得1 2 31 0 4 . 5 , 1 5 1 , 5 0 . 5L m m L m m L m m 、 （ 6）大带轮与轴的周向定位采用普通平键 C 型连接，其尺寸为1 0 8 8 0b h L m m m m m m ,大带轮与轴的配合为 76Hr，流动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为 m6. 求两轴承所受的径向载荷1rF和2rF带传动有压轴力PF(过轴线，水平方向 )， 1614PFN。 将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系 图一 nts 16 图二 图三 注 图二中aeF通过另加弯矩而平移到 作用轴线上 图三中teF通过另加转矩而平移到指向轴线 12 1 5 1 5 0 1 5 1 02r V a e r edF F F 2 2163rVFN12r V re r VF F F 1824N同理 nts 17 2 853rHFN12 3 3 9 8 8 5 3 2 5 4 5r H t e r HF F F N 2 2 2 21 1 1 1 8 2 4 2 5 4 5 3 1 3 1r r V r HF F F N 2 2 2 22 2 2 2 1 6 3 8 5 3 2 0 1 4r r V r HF F F N 6 、求两轴承的计算轴向力1aF和2aF对于 70000AC 型轴承，轴承的派生轴向力 0.68drFF110 . 6 8 0 . 6 8 3 1 3 1 2 1 2 9 . 0 8drF F N 220 . 6 8 0 . 6 8 2 0 1 4 1 3 6 9 . 5 2drF F N 218 4 6 1 3 6 9 . 5 2 2 2 1 5 . 2a e d dF F N F 故2112 2 1 5 . 2 , 1 3 6 9 . 5 2a a dF N F F N 7、求轴承的当量动载 荷1P和2P对于轴承 1112 2 1 5 . 2 0 . 7 0 0 . 6 83131arFF 对于轴承 2221 3 6 9 . 5 2 0 . 6 82014arFF 查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为： 对于轴承 11 0.41X ，1 0.87Y 对于轴承 22 1X ，2 0Y 1 1 1 1 1 1 0 . 4 1 3 1 3 1 0 . 8 7 2 2 1 5 . 2 3 2 1 0 . 9 3 4P r aP f X F Y F N 2 2 2 2 2 1 1 2 0 1 4 0 2 0 1 4P r aP f X F Y F N 8、求该轴承应具有的额定载荷值 因为12PP则有 3 311 666 0 6 0 5 7 6 2 8 3 0 0 53 2 1 0 . 9 3 4 2 4 9 9 3 . 11 0 1 0h rnLC P N C nts 18 故 7307AC 符合要求。 9、弯矩图的计算 水平面： 1 853NHFN,2 2545NHF N,则其各段的弯矩为： BC段： 由弯矩平衡得 M-1 0NHFx 8 5 3 ( 0 1 5 1 )M x x CD段： 由弯矩平衡得 1 ( 1 5 1 ) 0 2 5 4 5 5 1 3 0 9 8 ( 1 5 1 2 0 1 . 5 )NHM F x x M x x 8 5 3 1 5 1 1 2 8 8 0 3 .HM N m m N m m gg 铅垂面：122 1 6 3 , 1 8 2 4 , 1 6 1 4 ,N V N V PF N F N F N 则其各段弯矩为： AB段： 则 0 1 6 1 4PM F x M ( 0 1 0 4 .5 )x nts 19 BC段： 则1 ( 1 0 4 . 5 ) 0 5 4 9 2 2 6 0 3 4P N VM F x F x M x (1 0 4 . 5 2 5 5 . 5 )xCD段： 则1 ( 1 0 4 . 5 ) ( 2 5 5 . 5 ) 0p N V r aM F x F x F x M 1 8 2 4 5 6 7 5 5 5Mx ( 2 5 5 . 3 0 6 )x 做弯矩图如下 nts 20 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计nts 21 算出的截面 C 处的HM、VM及 M 的值列于下表 表 3 载荷 水平面 H 垂直面 V 支持力F 1 2545rHFN2 853rHFN1 1824rVFN2 2163rVFN弯矩 M 128803HM N m m1 85765VM N m m2 101523VM N m m总弯矩 2 2 2 211 1 2 8 8 0 3 8 5 7 6 5 1 5 4 7 4 5HVM M M N m m 2 2 2 222 1 2 8 8 0 3 1 0 1 5 2 3 1 6 4 0 0 3HVM M M N m m 扭矩 T 1 87542T N m m10、 按弯扭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 (即危险截面 B )的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 0.6 ，轴的计算应力 2222131 6 8 6 6 3 0 . 6 8 7 5 4 2 3 5 . 70 . 1 3 5Bc a aMT MPW 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表可得 1 60 aMP ，因此 1ca ，故安全。 11、键的选择和校核 高速轴上与大带轮相配合的轴上选择键连接，由于大带轮在轴端部，故选用单圆头平键（ C型） 根据 35d mm ，从表 6-1中查得键的截面尺寸为：宽度： 10 ,b mm 高度：8h mm ,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为： 80L mm 键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得 1 2 0 1 5 0PaMP nts 22 取其平均植， 135PaMP 键的工作长度 8 0 5 7 52bl L m m 键和轮毂键槽的接触高度 0 . 5 0 . 5 8 4k h m m 则 42 2 8 . 7 5 4 1 0 1 7 . 04 7 5 3 5P a PT MPk l d ，故合适。 所以选用：键 C 1 0 8 8 0m m m m m m GB/T 1096-2003 12、确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 1.6 ，各轴肩处圆角半径为 2。 二、中间轴的设计 1、求作用在齿轮上的力 因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的teF、reF、aeF都是作用力与反作用力的关系，则大齿轮上所受的力为 1 3398teFN1 1275reFN1 846aeFN中速轴小齿轮上的三个力分别为 2 3944teFN2 1482reFN 2 1013aeFN 2、选取材料 可选轴的材料为 45钢，调质处理。 3、计算轴的最小直径，查表可取0 112A 3 32m i n 025 . 0 71 1 2 3 7 . 4 41 3 5 . 7 5 3Pd A m mn 轴的最小直径显然是安装轴承处，为使轴承便于安装，且对于直径 100d mm的轴有一个键槽时，应增大 5%-7%，然后将轴径圆整。故取 40d mm -。 4、拟定轴上零件的装配草图方案 (见下图 ) 5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度 （ 1）初选滚动轴承 7008AC,则其尺寸为： 4 0 6 8 1 5 .d D B m m m m m m nts 23 故 40 .d mm 用挡油环定位轴承，故 2 1 ,L m m 段右边有一定位轴肩，故 4 8 .d mm 低速级小齿轮与箱体内壁距离为 16mm ,与箱体内壁距离为 8mm ，故左边挡油环长为 24mm ，则 2 0 .L mm （ 2）低速级小齿轮轮毂为 95mm ，即 9 5 .IVL mm 取两齿面的距离为 8mm ，即 8.IV VL mm （ 3 ） 右 边 也 用 挡 油 环 定 位 轴 承 和 低 速 级 大 齿 轮 ， 故2 1 , 2 6 . 5V I I V I I I V I V I IL m m L m m。 V VI 段轴长略短与其齿轮毂长，又毂长为55mm ，故取 51 .V VIL mm V 、 VI 、 VII 各有一定位轴肩，故依次可取 6 0 , 5 2 , 4 6 .I V V V V I V I V I Id m m d m m d m m （ 4）计算可得1 2 36 8 . 4 , 8 3 , 5 5 .L m m L m m L m m 6、轴上零件的周向定位 低速级大齿轮的轴采用普通平键 A型连接。 其尺寸为 1 6 1 0 4 0 ,b h L m m m m m m 齿轮与轴的配合为 76Hr，滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为 6m 。 求两轴承所受的径向载荷1rF和2rF将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系 图一 图二 nts 24 图三 7、求两轴承的计算轴向力1aF和2aF 由齿轮中计算得 ， 121 1 2 8 , 1 6 2 9r v r vF N F N 121 1 1 8 , 1 6 6 4r H r HF N F N1 1 12 2 2 21 1 2 8 1 6 2 9 1 5 8 8r r V r HF F F N 2 2 22 2 2 21 6 2 9 1 6 6 4 2 3 2 9r r v r HF F F N 对于 70000AC 型轴承，轴承的派生轴向力 0.68drFF 110 . 6 8 0 . 6 8 9 5 2 . 8 9 5 2 . 8drF F N N 220 . 6 8 0 . 6 8 2 3 2 9 1 3 9 7 . 4drF F N N 算得 2 11 5 6 4 . 4a e d dF F N F 所以 12 1 5 6 4 . 4a a e dF F F N 22 1 3 9 7 . 4adF F N 8、求轴承的当量动载荷1P和2P对于轴承 1111 5 6 4 . 4 0 . 9 8 0 . 6 81588arFF nts 25 对 于轴承 2221 3 9 7 . 4 0 . 6 0 . 6 82329arFF 查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为： 对于轴承 11 0.41X ，1 0.87Y 对于轴承 22 1X ，2 0Y 1 1 1 1 1 1 0 . 4 1 1 5 8 8 0 . 8 7 1 5 6 4 . 4 2 0 1 2 . 1 0 8P r aP f X F Y F N 2 2 2 2 2 1 1 2 3 2 9 0 2 3 2 9P r aP f X F Y F N 9、求该轴承应具有的额定载荷值 因为12PP则有 3 31 666 0 2 6 0 1 2 7 2 8 3 0 0 55 3 9 1 . 4 5 4 3 0 6 0 2 . 8 1 01 0 1 0h rnLC P N C 故 7208AC 符合要求。 10、弯矩图的计算 水平面：121 6 6 4 , 1 1 1 8N H N HF N F N。 AB段： 则1 ,NHM F x即 1664Mx (0 6 8 .4 )x BC段： nts 26 则13 ( 6 8 . 4 ) 0 2 2 8 0 2 6 9 7 7 0N H tM F x F x M x ( 6 8 . 4 1 5 1 . 4 )x CD段： 则1 3 2( 6 8 . 4 ) ( 1 5 1 . 4 ) 0N H t tM F x F x F x 1 1 1 8 7 8 4 2 2 7Mx (1 5 1 . 4 2 0 6 . 4 )x 。 铅垂面：121 6 2 9 , 1 1 2 8N V N VF N F N AB段： 0 1 6 2 9NVM F x M x (0 6 8 .4 )x BC段： nts 27 13 ( 6 8 . 4 ) 0 1 4 7 1 4 5 2 9 6N V rM F x F x M x ( 6 8 . 4 1 5 1 . 4 )x CD段： 1 3 2 3 2( 6 8 . 4 ) ( 1 5 1 . 4 ) 0N V r r a aM F x F x F x M M 1 1 2 8 2 3 2 8 1 9Mx (1 5 1 . 4 2 0 6 . 4 )x 1 6 2 9 0 6 8 . 41 4 7 1 4 5 2 9 6 6 8 . 4 1 5 1 . 42 3
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