二级斜齿减速器课程设计969%0.5%450%108%108.doc
二级斜齿减速器课程设计969%0.5%450%108%108
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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969%0.5%450%108%108,减速器课程设计
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河北工程大学 机电学院 机械设计课程设计 第 1 页 共 33 页 机械设计课程设计任务书 专业班级 ：机 2007 机械电子方向 学生姓名 ： 学号 ： 一、设计题目 ： 带式输送机传动装置的设计。 1.已知条件 （ 1）机器功用 由输送带传送机器的零、部件； （ 2）工作情况 单向运输，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境温度不超过 35 C； （ 3）运动要求 输送带运动速度误差不超过 5%；滚筒传动效率为 0.96； （ 4）使用寿命 8 年，每年 350 天，每天 16 小时； （ 5）动力来源 电力拖动，三相交流，电压 380/220V； （ 6）检修 周期 半年小修，二年中修，四年大修； （ 7）生产规模 中型机械厂， 小批量生产 。 2.主要技术数据 （ 1）输送带工作拉力 F= 9kN； （ 2）输送带工作速度 v= 0.5m/s； （ 3）滚筒直径 D= 450mm； （ 4）电机转速 n= 750r/min. 3.传动方案 传动方案如下图所示： 二、设计任务 1.设计工作内容 论述传动方案的特点； 电机选型（应有方案比较）； 传动装置的运动和动力参数计算； 二级 减速器设计 (传动零件、轴的设计计 算，轴承、连接件、润滑和密封方式选择，机体结构及其附件的设计 )； nts 2 联轴器选型设计； 绘制减速器装配图和零件工作图； 编写设计说明书； 设计答辩 。 2.提交设计成品： 减速器装配图一张； 齿轮、轴的零件图 2 张； 设计计算说明书一份。 三、设计中应注意事项 1.计算和绘图应交替进行，并注意随时整理结果，列表保存。 2.设计中要贯彻标准。（标准件和标准尺寸） 3.全面考虑问题：强度、结构、加工工艺等。 4.设计应有创造性，多方案比较，择优选用。 5.设计过程中注意培养独立工作能力。 四、完成时间 要求在 2010 年 6 月 30 日之前完成全部设计任务。 指导教师：姚贵英 2010 年 4 月 28 日 nts 3 1、 传动方案（已给定） 1） 外传动为 V带传动。 2） 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。 3） 方案简图如下： 2、该方案的优缺点： 该工作机有轻微振动，由于 V 带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用 V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器 部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机。 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。 设计内容 计算及说明 结 果 3、电机选型 3.1 电动机类型的选择 按工作要求和工作条件选用 Y 系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为 380V。 3.2 选择电动机的容量 工作机有效功率 Pw=1000FV,根据任务书所给数据 F=9kN， V=0.5 sm 。则有： Pw=1000FV=1000 5.09000 =4.5KW 从电动机到工作机输送带之间的总效率为 = 1542342 nts 4 式中 1 ， 2 ，3， 4 ，5分别为联轴器，轴承，齿轮传动，卷筒和 V 带传动效率。据 1表 9.1 知 1 =0.99， 2 =0.98，3=0.97， 4 =0.96，5=0.96，则有： =0.99 96.096.097.098.0 24 =0.792 所以电动机所需的工作功率为： Pd=wP=792.0 5.4=5.68kW 3.3 确定电动机的转速 按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比 i齿=840 和带的传动比 i带=24。则系统的传动比范围 应为： i =i齿 带i=（ 840） （ 24） =16200 工作机卷筒的转速为 nw=d v 100060=m in23.2145014.3 5.0100060 r 所以电动机转速的可选范围为 nd=iwn=（ 16200） 21.23 =3404246 minr 符合这一范围的同步转速有 750 minr 、 1000 minr 、 1500 minr 和 3000 minr四种，但是综合考虑电动机和传动装置的尺寸 ，质量和价格因素，决定选用同步转速为 750 minr 的电动机。 据 1表 15.1 和 15.2 可选择 Y160L 8 电动机，其主要参数如表 3.1 所示 表 3.1 Y160L 8 型电动机主要参数 型号 额定功率 满载时 转速r/min 电流（ 380V时） A 效率 % 功率因数 Y160L8 7.5 720 17.7 85 0.75 型号 启动电流额 定电流 启动转矩额 定转矩 最大转矩额 定转矩 792.0 Pd=5.68kW nw=21.23 minr nts 5 4. 、传动装置运动和动力参数计算 Y160L 8 5.5 2 2 4.1 传动装置总传动比和分配各级 传动比 1）传动装置总传动比 i = 33.3523.21750 wdnn2）分配到各级传动比 因为 i =齿带 ii 已知带传动比的合理范围为24。故取 i 2带则 i 665.17齿在 840 的范围内故合适。分配减速器传动比，因为 i齿=i1 2i 其中 i1 为齿轮高速级的传动比， i2 为齿轮低速级的传动比。故可先取 i1 =5.2，则 i2 =3.4 4.2 传动装置的运动和动力参数计算 电动机： 转速： n0=720 minr 输入功率： P0=Pd=5.68kW 输出转矩： T0=9.55 10 60nPd =9.55 610 72068.5 =75.34N m 1 轴： 转速： n1 =m in0 3602720 rin 带输入功率： P1 =P 45.596.068.550 kW 输入转矩： T1 =T0 5 i带=75.34 296.0 =144.65N m 2 轴： 转速： n2 =m in11 23.692.5360 rin 输入功率： P2 =P 97.098.045.5321 =5.18kW 输入转矩： T13212 iT 2.597.098.065.1 4 4 =715.02N m i齿=17.665 i1 =5.2 i2 =3.4 nts 6 5、带传动设计 3 轴： 转速： nm in223 36.204.3 23.69 rin 输入功率： P 97.098.018.53223 P=4.92kW 输入转矩： T23223 iT =715.02 4.397.098.0 =2310.97 mN 卷筒轴： 转速： nm inr3 36.20n 卷输入功率： P卷=P3 12 =4.92 99.098.0 =4.77kW 输入转矩： T123T 卷=2310.97 99.098.0 =2240.10N m 表 4.1 各轴运动和动力参数 轴 号 功率（ kW） 转矩（ N m ） 转速（ minr ） 电机轴 5.68 75.34 720 1 轴 5.45 144.65 360 2 轴 5.18 715.02 69.23 3 轴 4.92 2310.97 20.36 卷筒轴 4.77 2240.10 20.36 5.1 确定计算功率 Pca据 2表 8-7 查得工作情况系数 KA =1.1。故有： Pca=KA P kW25.85.71.1 5.2 选择 V 带带型 据 Pca和 n 有 2图 8-11 选用 B 带。 5.3 确定带轮的基准直径 d1d并验算带速 （ 1）初选小带轮的基准直径 d1d有 2表 8-6 和 8-8，取小带轮直径d1d=180mm nts 7 d1d=180mm。 （ 2）验算带速 v，有： v=1 0 0 060 7 2 01 8 014.31 0 0 060 01 nd d=6.79 sm 因为 6.79 sm 在 5 sm 30 sm 之间，故带速合适。 （ 3）计算大带轮基准直径 d2dd mm3601802d1d2 带id5.4 确定 V 带的中心距 a 和基准长度 Ld(1)据 2式 8-20 初定中心距 a0=600mm (2)计算带所需的基准长度 L0d 2a0+021221 4)()(2 adddd dddd =2214.3600 （ 180+360） +6004 )180360(2=2061.3mm 由 2表 8-2 选带的基准长度 Ld=2000mm （ 3）计算实际中心距 a2 3.2 0 6 12 0 0 06002 00 dd LLamm569 5.5 验算小带轮上的包角 901623.57)(180 12 add dd 5.6 计算带的根数 z （ 1）计算单根 V 带的额定功率 Pr 由 d mmd 1801和 n 7200 minr查 2表 8-4a 得 P0=2.586kW d2d=360mm Ld=2000mm a=569mm nts 8 6、齿轮设计 据 n0=720 minr ， i=2 和 B 型带，查 28-4b 得 P0=0.226kW 查 2表 8-5 和 8-2 得 K=0.95， KL =0.98，于是： Pr =(P0+ P0) KL K=（ 2.586+0.226） 0.95 0.98 =2.62kW （ 2）计算 V 带根数 z z=rcaPP=62.225.8=3.15 故取 4 根。 5.7 计算单根 V 带的初拉力最小值（ F0） min 由 2表 8-3 得型带的单位长质量 q=0.18 mkg 。所以 （ F0） min =5002)5.2( qvvzK PK ca =500 279.618.079.6495.0 25.8)95.05.2( =256N 应使实际拉力 F0大于（ F0） min 5.8 计算压轴力 Fp压轴力的最小值为： （ Fp） min =2 z （ F0） min sin2=2 4 256 0.99 =2028N 5.9 带轮设计 （ 1）小带轮设计 由 Y160L 电动机可知其轴伸直径为 d=28mm，故因小带轮与其装配，故小带轮的轴孔直径 d0=28mm。有 4P62表 14-18 可知小带轮结构为实心轮。 （ 2）大带轮设计 大带轮轴孔取 22mm，由 4P62表 14-18 可知其结构为辐板式。 6.1 速级齿轮设计 1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数 z=4 nts 9 1）按要求的传动 方案，选用圆柱斜齿轮传动； 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用 7 级精度；（ GB10095 88） 3）材料的选择。由 2表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质）硬度为 280HBS，大齿轮的材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS，两者硬度差为 40HBS； 4）选小齿轮齿数为 Z1 =24，大齿轮齿数 Z2 可由 Z2 =i1 1Z 得 Z2 =87.36，取 87； 5）初选螺旋角 =14 。 2.按齿面接触疲劳强度设计 按公式： dt1 23 1 )(12HEHddt ZZuuTK （ 1）确定公式中各数值 1）试选 Kt=1.3。 2）由 2图 10-30 选取区域系数 ZH =2.433 3）由 3图 16.2-10 可得：1=0.78，2=0.87 则21 =0.78+0.87=1.65。 4）由 2表 10-7 选取齿宽系数d=1。 5）计算小齿轮传递的转矩， 由前面计算可知： T1 =3.96 410 N mm 。 6）由 2表 10-6 查的材料的弹性影响系数 ZE =189.8MP21 7）由 2图 10-21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限1limH =600MP；大齿轮的接触疲劳强度极限 2limH =550MP。 8）由 2图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K1HN=0.90； K2HN=0.95。 9）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1 00 ，安全系数 S=1，有 nts 10 H 1 =SK HHN 1lim1=0.9 600=540MP H 2 =SK HHN 2lim2=0.95 550=522.5MP 所以 H =2 21 HH =2 5.522540 =531.25MP (2) 计算 1）计算小齿轮的分度圆直径 dt1，由计算公式可得： dt1 234 )25.5318.189433.2(64.364.465.111096.33.12 =39.17mm 2)计算圆周速度。 v=100060 11 nd t=100060 72017.3914.3 =1.48 sm 3）计算齿宽 b 及模数。 b=td d1=1 39.17=39.17mm mnt=11 cosZd t =1.58mm h=2.25mnt=2.25 1.58=3.56mm b/h=56.3 17.39=11.00 4）计算纵向重合度。 =0.318 tan1 Zd=0.318 1 24 tan14 =1.903 5）计算载荷系数 K。 已知使用系数 KA =1，据 v=1.57 sm ， 7 级精度。由 2图 10-8得 Kv=1.08， KH=1.417。由 2图 10-13 查得 KF=1.35，由2图 10-3 查得 KH=KH=1.4 nts 11 故载荷系数： K=Kv KA KH KH=1 417.14.108.1 =2.14 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： d1 =dt1 3tKK =39.17 3 3.114.2 =46.25mm 7）计算模数 mnmn=11 cosZd =24 14cos25.46 =1.86mm 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 按公式： mn 3 2121c o s2FSaFadYYZYKT （ 1）确定计算参数 1）计算载荷系数。 K=KA KVKFKF=1 35.14.108.1 =2.04 2）根据纵向重合度=1.903，由 2图 10-28 查得螺角影响系数Y=0.88。 3）计算当量齿数。 Z1v=31cosZ =14cos243=26.29 Z2v= 14cos87cos 332 Z =95.29 4）查取齿形系数 由 2表 10-5 查得 Y1Fa=2.592， Y2Fa=20216 5）查取应力校正系数 由 2表 10-5 查得 Y1Sa=1.596， Y2Sa=1.777 6）由 2图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 1FE =500MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2FE =380MP nts 12 7）由 2图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K1FN=0.85， K2FN=0.88 8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，则有： F 1 =SK FEFN 11=4.1 50085.0 =303.57Mp F 2 =SK FEFN 22=4.1 38088.0 =238.86MP 9）计算大、小齿轮的 FSaFaYY，并 加以比较 111 FSaFaYY=57.303 596.1592.2 =0.01363 222 FSaFa YY=86.238 777.1216.2 =0.01649 （ 2）设计计算 mn 0 1 6 4 9.065.1241 14c o s88.01069.304.223 24 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn=1.5mm，已可满足弯曲疲劳强度，用接触疲劳强度算得分度圆直径 d1 =46.25mm 来计算应有的齿数。于是由： Z1 =nmd cos1 = 5.1 14cos25.46 =29.9 取 Z1 =30，则 Z 112 Zi =3.64 30 =109 4.几何尺寸计算 （ 1）计算中心距 a= cos2)( 21 nmZZ 14cos2 5.1)10930( =107.9mm 圆整为 108mm （ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccosa mZZ n2 )( 21 mn=1.5 Z 301 Z 1092 a=108mm nts 13 =arccos1082 5.1)10930( =14.45 因 值在允许范围内，故等参数比用修正 （ 3）计算大，小齿轮的分度圆直径 d 14c o s5.130c o s11 nmZ 46.63mm d 14c o s 5.1109c o s22 nmZ =169.43mm （ 4）计算齿轮宽度 b= 11dd46.63=46.63mm 圆整后取 B1 =47mm， B2 =52mm 5. 大小齿轮各参数见下表 高速级齿轮相关参数 名称 符号 计算公式及说明 法面模数 nmmmmn 5.1端面模 数 tmmmmm ont 55.145.14co s 5.1co s 法面压力角 non 20端面压力角 tooont 6.2045.14cos 20tanarctancostanarctan 螺旋角 o45.14 齿顶高 ahmmmhh nana 5.15.11 齿根高 fhmmmchh nnanf 875.15.1)25.01()( 全齿高 h mmhhh fa 375.3875.15.1 分度圆直径 1d mmzmd o 63.4645.14co s 305.1co s 111 2d mmzmd o 43.16945.14co s 1095.1co s 222 齿顶圆直径 1admmhdd aa 63.495.1263.46211 2admmhdd aa 43.1725.1243.169222 45.14 B mm471 B mm522 nts 14 齿根圆直径 1fdmmhdd ff 88.42875.1263.46211 2fdmmhdd ff 68.165875.1243.169222 基圆直径 1bdmmdd otb 59.438.20co s63.46co s11 2bdmmdd otb 39.1588.20co s43.169co s22 中心距 a mmzzma on 9.107)10930(45.14co s2 2)(co s2 21 6.2 低速级齿轮设计 1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1）按选定的齿轮传动方案，选用圆柱斜齿轮； 2）选用 7 级精度；（ GB10095-88） 3）材料的选择。由 2表 10-1 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 二者的硬度差为 40HBS； 4）初选小齿轮齿数为 Z3=24，大齿轮 Z2 =2.6 24 =62.4，取 63； 5）初选螺旋角 14 。 2.按齿面接触疲劳强度设计 dt3 3 22 )(12HEHdt ZZuuTK （ 1）确定公式内各数值 1）初选 Kt=1.3 2）由 2图 10-30 选区域系数 ZH =2.433 3）由 3图 16.2-10可取：3=0.78，4=0.86 则=43 =0.78+0.86=1.64 4）由 2表 10-7选取齿宽 系数d=1 5）计算小齿轮传递的转矩： T2 =2261055.9 n P=8.197 84.21055.96 nts 15 =13.7 410 N mm 6)由 2表 10-6查得材料的弹性影响系数 ZE =189.8MP21 7）由 2图 10-21d 按齿面硬度得小齿轮齿面接触疲劳强度极限3limH=600MP，大齿轮的齿面接触疲劳强度极限 4limH =551MP 8）由 2图 10-19取接触疲劳寿命系数 K3HN=0.90， K4HN=0.95 9）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%。安全系数 S=1，有 H 3=SK HHN 3lim3=0.9 600 =540MP H 4 =SK HHN 4lim4=0.95 550 =522.5MP 所以 H =2 43 HH =2 5.522540 =531.25MP （ 2）计算 1）计算小齿轮分度圆直径 dt3。由公式得 dt3 3 24 )25.5318.189433.2(6.26.364.11107.133.12 2）计算圆周速度 V=100060 23 nd t=100060 8.19702.6114.3 =0.632 sm 3）计算齿宽 b及模数 b=tdd3=1 61.02=61.02mm mnt=2414c o s02.61c o s33 Zd t =2.47mm h=2.25mnt=2.25 2.47=5.56mm nts 16 b/h=56.5 02.61=10.97 4)计算纵向重合度=0.318 tan3Zd=0.318 14tan241 =1.903 5）计算载荷系数 K 已知使用系数 KA =1，据 v=0.632 sm ， 7级精度。由 2图 10-8 得 KV=1.02， KH=1.424 由 2图 10-13 查得KF=1.38，由 2表 10-13查得 K FH K=1.4.故动载系数 K=KA KVKHKH=1 1.02 1.4 1.424 =2.03 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 d3=dt3 3tKK =61.02 3 3.103.2 =70.79mm 7）计算模数 mnmn=11 cosZd =2.86 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 由 2式 10-17 可知 mn 3 2122c o s2FFaSadYYZYKT （ 1）确定计算参数 1）计算载荷系数 K=KA KVKFKF=1 1.02 1.4 1.38 =1.97 2）计算纵 向重合度 =1.903，由 2图 10-28 查得螺旋角影响系数Y=0.88. 3）计算当量齿数 Z3V=33cosZ =14cos243=26.29 nts 17 Z4V=34cosZ =14cos633=69 4）查取齿形系数 由 2表 10-5查得 Y3Fa=2.592， Y4Fa=2.239 5）查取应力校正系数 由 2表 10-5查得 Y3Sa=1.596， Y4Sa=1.748 6）由 2图 10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限3FE=500MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 4FE =380MP。 7）由 2图 10-18取弯曲疲劳寿命系数 K3FN=0.85， K4FN=0.88. 8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4。则有： F3=SK FEFN 33=4.1 50085.0 =303.57MP F 4SK FEFN 44=4.1 38088.0 =238.86MP 9）计算大小齿轮的 FSaFaYY，并加以比较 01363.057.303596.1592.2 3 33 FSaFa YY 01639.086.238748.1239.2 4 44 FSaFa YY （ 2）设计计 算 mn 3 225 01639.064.124114c o s88.01037.197.12 可取 mn=2mm，又由于两级中心距相等，所以由 Z34 6.2 Z和a=cos2)( 43 nmZZ 以及算得的 a=108mm 联立解得 Z3 =29， Z4 =76 4.几何尺寸计算 （ 1）按圆整后的数值修正螺旋角 mn=2mm nts 18 =arccoscos2)( 43 nmZZ = 9.02 2)7629( =13.53 因 值相差不多，故参数等不用修正 （ 2）计算大小齿轮的分度圆直径 d3=cos3 nmZ =53.13cos 229 =59.7mm d4 = 53.13c o s 276c o s4 nmZ =156.3mm （ 3）计算齿轮宽度 b=1dd=1 59.7=59.7mm 圆整后取 B4 =60mm， B3=65mm 5.大小齿轮各相关参数见下表 低速级大小齿轮各相关参数 名称 符号 计算公式及说明 法面模数 nmmmmn 2端面模数 tmmmmm ont 06.253.13co s 2co s 法面压力角 non 20端面压力角 tooont 5.2053.13cos 20tanarctancostanarctan 螺旋角 o53.13 齿顶高 ahmmmhh nana 221 齿根高 fhmmmchh nnanf 5.22)25.01()( 全齿高 h mmhhh fa 5.45.22 分度圆直径 3dmmzmd on 7.5953.13co s 292co s 33 4d mmzmd on 3.15653.13c o s 762c o s 44 齿顶圆直径 3admmhdd aa 7.63227.59233 Z 293Z 764 53.13 B mm603B mm654 nts 19 7、轴类零件的设计 4admmhdd aa 3.160223.156244 齿根圆直径 3fdmmhdd ff 7.545.227.59233 4fdmmhdd ff 3.1515.223.156244 基圆直径 3bdmmdd otb 93.5546.20co s7.59co s33 4bdmmdd otb 44.16446.20co s3.156co s44 中心距 a mma 9.107 7.1 I轴的设计计算 1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得 P1 =2.99KW， n1 =720 minr ， T 1 =2.06 410 N mm 2.求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为 d1 =46.63mm 而 Ft=112dT=63.46206002=884N Fr =Fcostan nt=88445.14cos 20tan=332N Fa=Fttan =884 45.14tan =228N 3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理据 2表 15-3，取 A0=118，于是得： dmin =A0 30311 72099.2AnP =19mm 因为轴上应开 2个键槽，所以轴径应增大 5%-7%故 d=20.33mm，又此段轴与大带轮装配，综 合考虑两者要求取 dmin =22mm，查 4P620表 14-16 知带轮宽 B=56.4mm故此段轴长取 55mm。 4.轴的结构设计 （ 1）拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较，选用 2图 15-1的装配方案 mmd 22min nts 20 I II III IV V VI VII VIII （ 2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1） I-II段是与带轮连接的其 d III =22mm， l III =55mm。 2） II-III段用于安装轴承端盖，轴承端盖的总宽度为 20mm（由减速器及轴的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与 I-II 段右端的距离为30mm。故取 l IIIII =50mm，因其右端面需制出一轴肩故取d IIIII =29mm。 3）初选轴承，因为有轴向力和径向力故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并据 d IIIII =29mm，由轴承目录里初选 30207号其尺寸为 d BD =35mm 72mm 18.25mm故 dIVIII=35mm。又右边套筒长取 32.75mm 所以 lIVIII=18.25=32.75=51mm 4）取安装齿轮段轴径为 dVIV=40mm，齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为 52mm 为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取 lVIV48mm。齿轮右边 V-VI段为轴肩定位，轴肩高 h 0.07d，故取 h=4mm 则此处dVIV=48mm。宽度 b 1.4h取 lVIV=10mm 5） VI-VII段右边为轴承用轴肩定位，因为轴承仍选用圆锥滚子30207所以 dVIIIVII=35mm，所以此处轴肩高 h 0.07d取 h=5mm故 dVIIVI=45mm 轴肩宽度 b 1.4h，取 lVIIVI=8mm，lVIIIVII=22mm （ 3）轴上零件的周向定位 齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按 d III =22mm l III =55mm l IIIII =50mm d IIIII =29mm dIVIII=35mm lIVIII=51mm dVIV=48mm lVIV=10mm dVIIVI=45mm nts 21 d III 由 5P53表 4-1查得平键截面 b 78h 键槽用键槽铣刀加 工长为 45mm。同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为67nH，同样齿轮与轴的连接用平键 12 368 齿轮与轴之间的配合为67nH轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。 （ 4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考 2表 15-2取轴端倒角为 2 45 .个轴肩处圆觉角 见图。 5.求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图 面面从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算出的截面 C处的 MH ， MV和 M的值如下： lVIIVI=8mm dVIIIVII=35mm lVIIIVII=22mm ca=5.2MP nts 22 F1NH=440N F2NH=444N F1NV=208N F2NV=124N MH =27720N mm M1V=13104N mm M2V=7788N mm M1 = 22 1310427720 =30661N mm M2 = 22 778827720 =28793N mm T1 =2.06 410 N mm 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度，则根据 2 式 15-5及上面的数据，取 =0.6，轴的计算应力 WTMca2321 )( =322401.0)2 0 6 0 06.0(3 0 6 6 1 =5.2MP 前面选用轴的材料为 45 钢，调制处理，由 2表 15-1 查得 1 =60Mp， 1 ca，故安全。 7.2 III轴的设计计算 1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得 P3=2.69KW， n3=76 minr ， T3=3.39 510 N mm 2.求作用在齿轮上的力 已知低速级小齿轮的分度圆直径为 d3=156.3mm 而 Ft=332dT=3.156 1039.325 =4338N Fr =Fcostan nt=433853.13cos 20tan=1625N Fa=Fttan =4338 53.13tan =1044N 3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理据 2nts 23 表 15-3，取 A0=112，于是得： dmin =A0 3333 7669.2112 nP=36.8mm 显然最小直径处安装联轴器，为使所选轴直径 d III 与联轴器的孔径相适应。故同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 Tca=K3TA查 2表 14-1取 KA =1.3.则： T mmNTKAca 4 4 0 7 0 01039.33.1 53按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查 5P99表 8-7 可选用 LX3型弹性柱销联轴器。其公称转矩为 1250000N mm 。半联轴器孔径 d=40mm，故取 d III =40mm 半联轴器长度 L=112，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1 =84mm 4.轴的结构设计 （ 1） 拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较，选用 2图 15-8的装配方案 I II III IV V VI VII VIII （ 2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为满足半联轴器的轴向定位， I-II 右端需制出一轴肩故II-III 段的直径 d IIIII =45mm；左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径 D=46mm。半联轴器与轴配合的毂孔长为 84mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故 I-II段长度应比 L1 略短一些，现取 l III =82mm. 2） II-III段是固定轴承的轴承端盖取其宽度为 20mm。据 d IIIII =45mm可取 l IIIII =50mm。 mmd 8.36min d IIIII =45mm l III =82mm d IIIII =45mm l IIIII =50mm dIVIII=50mm lIVIII=41.75mm dVIV=66mm lVIV=10mm dVIIVI=60mm lVIIVI=8mm lVIIIVII=21.75mm nts 24 3）初选轴承，因为有轴向力和径向力故选用圆锥滚子轴承，参照工作 要求并据 d IIIII =45mm，由轴承目录里初选 30210号其尺寸为 d BD =50mm 90mm 21.75mm 故 dIVIII=50mm。又右边套筒长取 20mm 所以lIVIII=20+21.75=41.75mm. 4）取安装齿轮段轴 径为 dVIV=54mm，已知齿轮宽为 65mm 取lVIV=63mm。齿轮右边 V-VI段为轴肩定位，轴肩高 h 0.07d，故取 h=6mm则此处 dVIV=66mm。宽度 b 1.4h取 lVIV=10mm 5） VI-VII段右边为轴承用轴肩定位，因为轴承仍 选用圆锥滚子30210所以 dVIIIVII=50mm，所以此处轴肩高 h 0.07d取 h=5mm故 dVIIVI=60mm 轴肩宽度 b 1.4h，取 lVIIVI=8mm，lVIIIVII=21.75mm （ 3）轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器与轴之间的定 位均采用平键连接。按 d III 由5P53表 4-1查得平键截面 b 812 h 键槽用键槽铣刀加工长为 63mm。选择半联轴器与轴之间的配合为67kH，同样齿轮与轴的连接用平键 16 10 齿轮与轴之间的配合为67nH轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。 （ 4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考 2表 15-2取轴端倒角为 2 45 .个轴肩处圆觉角见图。 5.求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图 7.2.1 从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算出的截面 C处的 MH ， MV和 M的值如下： F1NH=2199N F2NH=2139N F1NV=260N F2NV=1365N MH =156680N mm M1V=99986N mm dVIIIVII=50mm nts 25 M2V=18397N mm M1 = 22 99986156680 =185865N mm M2 = 22 18397156680 =157756N mm T1 =3.39 510 N mm 图 7.2.1 面面6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度，则根据 2 式 15-5及上面的数据，取 =0.6，轴的计算应力 WTMca2321 )( =322541.0)3 3 9 0 0 06.0(1 8 5 8 6 5 =17.5MP 前面选用轴的材料为 45 钢，调制处理，由 2表 15-1 查得 1 =60Mp， 1 ca，故安全。 dmin =29.2mm l III =51mm nts 26 7.3 II轴的设计计算 1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得 P1 =2.84KW， n1 =197.8 minr ， T 1 =1.37 510 N mm 2.求作用在齿轮上的力 已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为 d1 =169.43mm d2 =59.3mm 而 F1t=112dT=43.169 1037.125 =1617N F1r =Fcostan1 nt=88445.14cos 20tan=608N F1a=Fttan =884 45.14tan =417N 同理可解得： F2t=4621N， F2r =1730N， F2a=1112N 3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理据 2表 15-3，取 A0=112，于是得： dmin =A0 3322 8.197 84.2112 nP=27.2mm 因为轴上应开 2 个键槽，所以轴径应增大 5%-7%故 dmin =29.2mm，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上同时承受轴向力和径向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作条件可选 30206其尺寸为： d TD =30 25.1762 故 d III =30mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取 33.75mm所以 l III =51mm 4.轴的结构设计 （ 1）拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较，转配示意图如下 l IIIII =45mm d IIIII =50mm dIVIII=50mm lVIV=58mm dVIV=48mm nts 27 I II III IV V VI （ 2）据轴向定位 的要求确定轴的各段直径和长度 1） I-II 段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为 47mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取 l IIIII =45mm， d IIIII =50mm。 2） III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得 lIVIII=80mm， dIVIII=50mm。 3） IV-V 段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为 60mm 可取lVIV=58mm， dVIV=48mm 4） V-VI 段为轴承同样选用单列圆锥滚子轴承 30206，左端用套筒 与 齿 轮 定 位 ， 取 套 筒 长 度 为 24.5mm 则 lVIV=24.5+17.25=41.75mm dVIV=30mm （ 3）轴上零件的周向定位 两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按 d III 由 5P53表4-1 查得平 b 404914 Lh 按 dVIV得平键截面 b Lh =14 4549 其与轴的配合均为67nH。轴承与轴 之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。 （ 4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考 2表 15-2取轴端倒角为 2 45 .个轴肩处圆觉角见图。 5.求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图 7.3.1 从轴
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