二级斜齿减速器课程设计1282.6%2.0%320%116%138
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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1282.6%2.0%320%116%138,减速器课程设计
- 内容简介：
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1运输带工作拉力： F = 2.6 kN； 2运输带工作速度： v = 2.0 m/s； 3卷筒直径： D = 320 mm； 4使用寿命： 8年；5工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。nts 课 程 设 计 课程名称 机械设计基础 题目名称 _带式运输机传动装置 _ 学生学院 材料与能源学院 专业班级 材料加工（ 2）班 学 号 学生姓名 指导教师 2008 年 7 月 11 日 nts 目 录 机械设计基础课程设计任务书 .1 一、传动方案的拟定及说明 .3 二、电动机的选择 .3 三、计算传动装置的运动和动力参数 .4 四、传动件的设计计算 .6 五、轴的设计计算 .15 六、滚动轴承的选择及计算 .23 七、键联接的选择及校核计算 .26 八、高速轴的疲劳强度校核 . .27 九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 .30 十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择 .31 参考资 料目录 nts- 1 - 题目名称 带式运输机传动装置 学生学院 专业班级 姓 名 学 号 一、课程设计的内容 设计一带式运输机传动装置（见 图 1）。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。 图 2 为参考传动方案。 二、 课程 设计的要求与数据 已知条件： 1运输带工作拉力： F = 2.6 kN； 2运输带工作速度： v = 2.0 m/s； 3卷筒直径： D = 320 mm； 4使用寿命： 8 年； 5工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； 6制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。 三、 课程 设计应完成的工作 1减速器装配图 1 张； 动力及传动装置DvF动力及传动装置图 1 带式运输机传动装置 图 2 参考传动方案 nts- 2 - 2零件工作图 2 张 （轴、齿轮各 1 张） ； 3设计说明书 1 份。 四、 课程 设计进程安排 序号 设计各阶段内容 地点 起止日期 一 设计准备 : 明确设计任务；准备设计资料和绘图用具 教 1-201 第 18 周 一 二 传动装置的总体设计 : 拟定传动方案；选择电动机； 计算传动装置运动和动力参数 传动零件设计计算 : 带传动、齿轮传动主要参数的设计计算 教 1-201 第 18 周 一 至 第 18 周 二 三 减速器装配草图设计 : 初绘减速器装配草图；轴系部件的结构设计；轴、轴承、键联接等的强度计算 ;减速器箱体及附件的设计 教 1-201 第 18 周 二 至第 19 周 一 四 完成 减速器装配图 : 教 1-201 第 19 周 二 至第 20 周 一 五 零件工作 图设计 教 1-201 第 20 周周 二 六 整理和编写 设计计算说明书 教 1-201 第 20 周 周 三 至周四 七 课程设计答辩 工字 2-617 第 20 周五 五、应收集的资料及主要参考文献 1 孙桓 , 陈作模 . 机械原理 M. 北京：高等教育出版社， 2001. 2 濮良贵 , 纪名刚 . 机械设计 M. 北京：高等教育出版社， 2001. 3 王昆 , 何小柏 , 汪信远 . 机械设计 /机械设计基础课程设计 M. 北京：高等教育出版社， 1995. 4 机械制图、机械设计手册等书籍。 发出任务书日期： 2008 年 6 月 23 日 指 导教师签名 ： 计划完成日期： 2008 年 7 月 11 日 基层教学单位责任人签章： 主管院长签章： nts- 3 - 设计计算及说明 结 果 一、传动方案的拟定及说明 传动方案给定为三级减速器（包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动减速），说明如下： 为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速Wn，即 m i n4.119320 2100060100060 rD vn W 一般常选用同步转速为 min3000 r 的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为 16-23。根据总传动比数值，可采用 任务书所提供的传动方案就是 以 带轮传动加 二级 圆锥斜齿轮 传动 二、电动机选择 1电动机类型和结构型式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的 Y132M-4吗系列三项异步电动机。它为卧式封闭结构 2电动机容量 1) 卷筒轴的输出功率 kWFvPW 2.51000 0.226001000 2) 电动机输出功率 d Wd pP 传动装置的总效率 54233221 式中， .21 为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书 1表 2-4查得： 弹性联轴器 99.01 ；滚子轴承 98.02 ；圆柱齿轮传动97.03 ；卷筒轴滑动轴承 95.04 ； V带传动 5 =0.96 则 784.096.095.097.098.099.0 24 min4.119 rn W kWPW 2.5 784.0 kWPd 63.6 nts- 4 - 设计计算及说明 结 果 故 kWpPWd 63.6784.0 2.5 3电动机额定功率edP由 1表 20-1选取电动机额定功率 kWPed 5.74电动机的转速 为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由任务书中推荐减速装置传动比范围 3424i ，则 电动机转速可选范围为 m i n/6.40598.2864)3421(4.1192 rinn Wd 可见只有同步转速为 3000r/min的电动机均符合。选定电动机的型号为 Y132S2-2。主要性能如下表： 电机型号 额定功率 满载转速 起运转矩 最大转矩 Y132S2-2 7.5KW 2900r/min 2.0 2.2 5、计算传动装置的总传动比i并分配传动比 1）、总传动比i=784.0 2.5Wp 24.29（符合 2490 包角满足条件 （ 6） .计算带的根数 单根 V带所能传达的功率 根据 1n =2900r/min 和1dd=125mm 表 8-4a 用插值法求得0p=3.04kw 单根 v带的传递功率的增量 0p已知 A型 v带，小带轮转速 1n =2900r/min 转动比 i=21nn=1dd/2dd=2 查表 8-4b得 0p=0.35kw 计算 v带的根数 查表 8-5 得包角修正系数k=0.96,表 8-2 得带长修正系数0a=500mm dl=1600mm 1 166 nts- 8 - 设计计算及说明 结 果 Lk =0.99 rp =( 0p + 0p ) k Lk =(3.04+0.35) 0.96 0.99=5.34KW Z= Prpc=7.29/5.34=1.37 故取 2根 . （ 7）、计算单根 V带的初拉力和最小值 min0F 500*ZVk pk c)5.2( +qVV=190.0N 对于新安装的 V 带 ,初拉力为 :1.5min0F=285N 对于运转后的 V 带 ,初拉力为 :1.3min0F=247N （ 8）计算带传动的压轴力 PF PF =2Z 0F sin( 1 /2)=754N （ 9） .带轮的设计结构 A.带轮的材料为 :HT200 B.V带轮的结构形式为 :腹板式 . C结构图 （略） 2、齿轮传动设计 选择斜齿轮圆柱齿轮 先设计高速级齿轮传动 1）、选择材料热处理方式 根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面 计算说明 (HB=350HBS),8 级精度 ,查表 10-1得 小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=280HBS 大齿轮 45钢 调质处理 HB2=240HBS 2)、按齿面接触强度计算 : 取小齿轮 1z =20，则 2z =2i 1z ， 2z =20 4.12=82.4，取 2z =83并初步选定 15 V 带取 2根 . min0F=190.0N PF =754N nts- 9 - 设计计算及说明 结 果 确定公式中的各计算数值 a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择 Kt=1.6 b.由图 10-30选取区域系数 Zh=2.425 c.由图 10-26查得 76.01 , 84.02 ,则 60.121 d.计算小齿轮的转矩 : mm10189.4 41 NT 。确定需用接触应力 e.由表 10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa f.由图 10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效 ,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸 ,然后验算轮齿的弯曲强度 ,查表 9-5得齿轮接触应力 1lim =600MPa大齿轮的为 2lim =550MPa h.由式 10-13计算应力循环次数 911 10065.4)365828(114506060 hjLnN 892 10866.912.4 10065.4 N i.由图 10-19取接触疲劳寿命系数1HNK=0.90 2HNK=0.96 1H=1HNK 1lim/S=540Mpa 2H = 2HNK 2lim /S=528 Mpa H =( 1H + 2H )/2=543 Mpa 3）、计算 （ 1）计算圆周速度 : V=td1 n1/60000=3.26m/s （ 2)计算齿宽 B及模数ntmB= dtd1=1X42.9mm=42.9mm ntm=td1cos /1z =2.07mm H=2.25ntm=4.66mm B/H=42.9/4.66=9.206 60.1 91 10065.4 N 82 10866.9 N M P a52854021HH M p aV=3.26m/s nts- 10 - 设计计算及说明 结 果 （ 3）、计算纵向重合度=0.318 d1z tan =1.704 （ 4）、计算载荷系数 由表 10-8.10-4.10-13.10-3分别查得 : 2.1,35.1,45.1,15.1,1 FHFHVA KKKKKK 故载荷系数 001.22.145.115.11 HHVA KKKKK （ 5）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， 由式 10 10a 得 1d =td1 3 Ktk=46.22mm （ 6）、计算模数ntmntm=1d Cos /Z1=2.232mm 4）、按齿根弯曲强度设计 由式 10-17 3 12121111 )1(c o s2FasaFn zu YYKTm (1)、计算载荷系数 : 863.135.12.115.11 FFVA KKKKK (2)、根据纵向重合度=1.704,从图 10-28 查得螺旋角影响 系数85.0Y (3)、计算当量齿数 齿形系数 19.2215c o s 203v1 z， 10.9215c o s 833v2 z（ 4）、由 1图 10-5查得 21.272.221 aa FF YY ，由表 10-5 查得 776.157.121 a SS YY a ，由图 10-20C但得 1FE =500 MPa 2FE =380 MPa =1.704 K=2.001 1d =46.22 1nm 2mm nts- 11 - 设计计算及说明 结 果 由图 10-18取弯曲疲劳极限1FNK=0.85,2FNK=0.88 计算弯曲疲劳应力 :取安全系数 S=1.4,由 10-12得 : 1F = 1FNK 1FE /S=303.57 MPa 2F = 2FNK 2FE /S=238.86 MPa （ 5）、 计算大小齿轮的 1 11FsaF YY，并比较 0 1 7 0 4.084.238794.1268.20147.057.30357.172.2222111FsaFFsaFYYYY 且 2 221 11 F saFF saF YYYY ，故应将 2 22FsaF YY代入 1式（ 11-15）计算。 （ 6）、计算法向模数 48.101704.0206.1115c o s85.010189.4863.12)1(c o s23224312121111FasaFn zuYYKTm对比计算结果 ,为同时满足接触疲劳强度 ,则需按分度圆直径1d =46.22mm来计算应有的数 ,于是有 : 取 1nm2mm； （ 7）、则 32.222 15c o s22.46c o s11 nmdz ，故取 1z =22 .则 2z =2i 1z =90.64，取 902 z （ 8）、计算中心距 mm95.11515c o s2 )9022(2c o s2 )( 211 zzma n取 a1=116mm （ 9）、确定螺旋角 a1=116mm ” 245151 nts- 12 - 设计计算及说明 结 果 ” 2451509.151162)90( 2 22a r c c o s2)(a r c c o s 211azzm n（ 10）、计算大小齿轮分度圆直径 : 1d = mmmZ n 58.4509.15c o s 1 2d = mmmZ n 42.1 8 609.15c o s 2 （ 11）、确定齿宽 mm57.4557.45112 db a取 mm50mm45 12 BB ， 5）、结构设计。（略）配合后面轴的设计而定 低速轴的齿轮计算 1）、选择材料热处理方式（与前一对齿轮相同） (HB=350HBS),8级精度 ,查表 10-1得 小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=280HBS 大齿轮 45钢 调质处理 HB2=240HBS 2）、取小齿轮3z=20，则 4z =3i 2095.23 z=59 取 4z =59，初步选定 15 3）、按齿面接触强度计算 : 确 定公式中的各计算数值 a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择 Kt=1.6 b.由图 10-30选取区域系数 425.2Hz c.由图 10-26查得 ,85.0,76.021 则 61.121 d.计算小齿轮的转矩 : mm1064.1 52 NT 1d = mm58.45 2d = mm42.186 mm50mm4512BB ， nts- 13 - 设计计算及说明 结 果 确定需用接触应力 e.由表 10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa f.由图 10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而 失效 ,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸 ,然后验算轮齿的弯曲强度 ,查表 9-5得齿轮接触应力 1lim =600MPa大齿轮的为 2lim =550MPa h.由式 10-13计算应力循环系数 811 10867.9)365828(13526060 hjLnN 882 10345.395.2 10867.9 N i.由图 10-19取接触疲劳寿命系数1HNK=0.96 2HNK=0.97 1H=1HNK 1lim/S=576Mpa 2H = 2HNK 2lim /S=533.5 Mpa H =( 1H + 2H )/2=554.8 Mpa 4）、计算 (1)、圆周速度 : V=td1 n1/60000=1.21m/s （ 2）、计算齿宽 b及模数ntmB= dtd1=1X65.87=65.87mm ntm=td1cos / 1z =3.18mm H=2.25ntm=7.16mm b/h=65.87/7.16=9.200 (3)、计算纵向重合度=0.318 dZ1tan =1.704 a 由表 10-8.10-4.10-13.10-3分别查得 : V=1.21m/s K=1.960 nts- 14 - 设计计算及说明 结 果 2.1,36.1,458.1,12.1,1 HHFHVA KKKKKK 故 载荷系数 K=1*1.12*1.2*1.458=1.960 （ 4）、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式 10-10a 得 1d = td1 3 Ktk =70.48mm （ 5）计算模数ntmntm=1d cos /3z=3.404mm 5）、按齿根弯曲强度设计 由式 10-17 3 12121111 )1(c o s2FasaFn zu YYKTm a上式中 829.136.12.112.11 FFVA KKKKKb 根据纵向重合度=1.704,从图 10-28 查得螺旋角影响系数 Y =0.85 c计算当量齿数 齿形系数 19.2215c o s 203v1 z， 32.6315c o s593v2 z由 1图 10-5查得 292.272.2 21 FF YY ， 由图 10-20C但得 1FE =500 MPa 2FE =380 MPa 由图 10-18取弯曲疲劳极限1FNK=0.86,2FNK=0.89 d计算弯曲疲劳应力 :取安全系数 S=1.4,由 10-12得 : 1F = 1FNK 1FE /S=307.14 MPa 2F = 2FNK 2FE /S=241.57 MPa e比较 01623.057.241772.1212.201363.014.307571.1715.2222111FsaFFsaFYYYY nts- 15 - 设计计算及说明 结 果 且 2 221 11 F saFF saF YYYY ，故应将 2 22FsaF YY代入 1式（ 11-15）计算。 f法向模数 263.20165.02061.1115c o s85.01056.1829.12)1(c o s23225312121111FasaFn zuYYKTm对比计算结果 ,为同时满足接触疲劳强度 ,则需按分度圆直径1d =70.48mm来计算应有的数 ,于是有 : 取 1nm2.5mm 27z3 .则 80z4 g中心 距 mm47.13815c o s2 )8027(2c o s2 )( 211 zzma n取 a1=138mm h确定螺旋角 “ 36151426.141382)80( 2 72a r c c o s2)(a r c c o s 211azzm ni计算大小齿轮分度圆直径 : 3d= mmmZ n 64.6926.14c o s 3 4d = mmmZ n 36.20626.14c o s 4 J 齿宽 mm64.6964.69134 dB a取 mm75mm7034 BB ，4)、齿轮结构 设计，（略）配合后面轴的设计而定 五、轴的设计计算 为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。 第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为 1nm 2.5mm 27z3 80z4 a1=138mm 1 “ 361514 3d=69.64mm 4d =206.36mm mm75mm7034BB ， nts- 16 - 设计计算及说明 结 果 1134N3651144461FN1675365114c o s204461c o sFN446136.20610603.422N496245151839FN69324515c o s209.18c o sFN183958.4510191.42222a222r2532211a111r14111tgtgFtgtgFdTFtgtgFtgtgFdTFtntttntt1高速轴设计 1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同， 40Cr，调质处理，查表 15-31，取 1000 A2）初算轴的最小直径 mm869.161450 36.6100d 330m i n npA 高速轴为输入轴，最小直径处跟 V带轮轴孔直径。因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大 6%， mind =18.375mm。由机械设计手册表 22-1-17查得带轮轴孔有 20， 22， 24， 25， 28等规格，故取 mind =20mm 高速轴工作简图如图 (a)所示 首先确定个段直径 A段： 1d =20mm 有最小直径算出） B段： 2d =25mm，根据油封标准，选择毡圈孔径为 25mm的 C段：3d=30mm，与轴 承（圆锥滚子轴承 30206）配合，取轴承内mind =20mm nts- 17 - 设计计算及说明 结 果 径 D段： 4d =36mm， 设计非定位轴肩取轴肩高度 h=3mm E段：5d=45.58mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据课程设计指导书 p116 G 段， 7d=30mm, 与轴承（圆锥滚子轴承 30206）配合，取轴承内径 F段：6d=36mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度 h=3mm 第二、确定 各段轴的长度 A段： 1L =1.6*20=32mm,圆整取 1L =30mm B段： 2L =54mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取 54mm C 段：3L=28mm, 与轴承（圆锥滚子轴承 30206）配合 ,加上挡油盘长度（参考减速器装配草图设计 p24） 3L=B+ 3+2=16+10+2=28mm G 段：7L=29mm, 与轴承（圆锥滚子轴承 30206）配合 ,加上挡油盘长度（参考减速器装配草图设计 p24） F段： mm86 L，6L= 2-2=10-2=8mm E段： mm505 L，齿轮的齿宽 mm501 B D 段： 4L =92mm, 考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度减去箱体内已定 长度后圆整得 4L =92mm 轴总长 L=290mm 两轴承间距离（不包括轴承长度） S=174mm， 2、轴的设计计算 1）、按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同， 40Cr，调质处理，查表 15-31，取 1000 A2）初算轴的最小直径 L=290mm S=174mm nts- 18 - 设计计算及说明 结 果 mm78.25352 03.6100d 330m i n npA 因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大 6%， mind =27.325mm。根据减速器的结构，轴的最小直径应该 设计在与轴承配合部分，初选圆锥滚子轴承 30206，故取 mind =30mm 轴的设计图如下： 首先，确定各段的直径 A段 :1d =30mm,与轴承（圆锥滚子轴承 30206）配合 F段：6d=30mm，与轴承（圆锥滚子轴承 30206）配合 E段：5d=38mm，非定位轴肩 B段： 2d =48mm, 非定位轴 肩，与齿轮配合 C段：3d=64.94mm, 齿轮轴上齿轮的分度圆直径 D段： 4d =50mm, 定位轴肩 然后确定各段距离： A 段： 1L =29mm, 考虑轴承（圆锥滚子轴承 30207）宽度与挡油盘的长度 B段： 2L =8mm,根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度 C段：3L=75mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽 E段：5L=43mm, 根据高速级大齿轮齿宽减去 2mm（为了安装固定） mind =30mm nts- 19 - 设计计算及说明 结 果 F 段：6L=41.5mm，考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离 D段： 4L =9.5mm,由轴得出的两轴承间距离（不包括轴承长度）S=174mm减去已知长度 得出 3、轴的设计计算 输入功率 P=5.58KW,转速 n =119r/min,T=460300Nmm 轴的材料选用 40Cr（调质），可由表 15-3查 得0A=110 所以轴的直径 : mind30 nPA=39.65mm。因为轴上有两个键槽，故最小直径加大 12%， mind =44.408mm。 由表 13.1(机械设计课程设计指导书 )选联轴器型号为 LH3 轴孔的直径 1d =45mm 长度 L=84mm 轴设计图 如下： 首先，确定各轴段直径 A段 : 1d =45mm, 与轴承（圆锥滚子轴承 30211）配合 B段 : 2d =60mm,非定位轴肩 ,h取 2.5mm C段 : 3d=72mm,定位轴肩，取 h=6mm D段 : 4d =68mm, 非定位轴肩， h=6.5mm E段 : 5d=55mm, 与轴承（圆锥滚子轴承 30211）配合 F段 : 6d=60mm,按照齿轮的安装尺寸确定 mind =45mm nts- 20 - 设计计算及说明 结 果 G段 : 7d=45mm, 联轴器的孔径 然后、确定各段轴的长度 A段 : 1L =46.5mm,由轴承长度， 3， 2，挡油盘尺寸 B段 : 2L =68mm，齿轮齿宽减去 2mm，便于安装 C段 : 3L=10mm, 轴环宽度，取圆整值 根据轴承（圆锥滚子轴承 30212）宽度需要 D段 : 4L =57.5mm,由两轴承间距减去已知长度确定 E段 : 5L=33mm, 由轴承长度， 3， 2，挡油盘尺寸 F段 : 6L=65mm, 考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到 G段 : 7L=84mm,联轴器孔长度 轴的校核计算 , 第一根轴 : 求轴上载荷 已知： NFNFNFNFpat 754,496 ,693,1 8 3 9 r 设该齿轮轴齿向是右 旋 ，受力如右图： mm25.48Lmm25.132mm75.81321LL ， 由材料力学知识可求得 水平支反力 : mm65013113670321NMNFNFHNHNH 垂直支反力 : mm65013113670321NMNFNFHNHNHnts- 21 - 设计计算及说明 结 果 NFNFmmNMNFFNVNVaNV 87,1360 ,1 1 3 0 4,49621a1 mm1069171182261640321 NM mmNMmmNMVVV ， 合成弯矩 mmNMmmNMNM 125132,134918m m ,61640 321 由图可知 ,危险截面在 C右边 W=0.1 3d =9469 ca=caM/W=14.49MPa70MPa 轴材料选用 40Cr 查手册 a701 MP 符合强度条件 ! 第二根轴 求轴上载荷 已知： NFNFNFNFNFNFat11341675,4461496693,1839artr设该齿轮轴齿向两个都 是左旋，受力如右图： mm25.48Lmm5.69mm75.60321LL ， 由材料力学知识可求得 水平支反力 : mm8552m m ,148595176,24462121NMNMNFNFHHNHNH垂直支反力 : ca=14.49MPa mm8552m m ,148595176,24462121NMNMNFNFHHNHNHnts- 22 - 设计计算及说明 结 果 NFNFmmNMNVNVa 65,917 ,3 9 4 8 621 mm8 6 6 4Mmm,4 2 5 1 39 5 1 9 45 5 7 0 8V4321NNMmmNMmmNMVVV ，合成弯 矩 mmNMmmNMmmNMNM1217443365176472m m ,158944321，由图可知 ,危险截面在 B右边 W=0.1 3d =33774 ca=caM/W=5.98MPa70MPa 轴材料选用 40Cr 查手册 a701 MP 符合强度条件 ! 第三根轴 : 求轴上载荷 已知： NFNFNFat 1 1 3 4 ,1 6 7 5,4 4 6 1 r 设该齿轮齿向是右旋，受力如图： mm25.121mm25.6221 LL ， 由材料力学知识可求得 水平支反力 : mm186 490151 3294 821NMNFNFHNHNH mmNMmmNMmmNMNM1217443365176472m m ,158944321，ca=5.98MPa mm186 490151 3294 821NMNFNFHNHNHnts- 23 - 设计计算及说明 结 果 垂直支反力 : NFNFmmNMNVNVa 568,1107 ,11700021 mmNMmmNMVV 1 8 5 9 0 26 8 8 9 721 ， 合成弯矩mmNMNM263321m m ,19981021 由图可知 ,危险截面在 B右边 算得 W=19300 ca=caM/W=19.77MPa70MPa 轴材料选用 40Cr 查手册 a701 MP 符合强度条件 ! 六、滚动轴承的选择及计算 1.轴轴承 型号为 30206的圆锥滚子轴承 1）计算轴承的径向载荷： NFFFNFFFr N Vr N HrNVr N Hr113987211361531136070322222222221r211 2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书 p125) 30206 圆锥滚子轴承的基本额定动载荷 Cr=43.3KN,基本额定静载荷 Cor=50.5KW，e=0.37， Y=1.6 两轴承派生轴向力为： NYFFNYFF rr 3 5 62,4 7 82 22d11d 因为 NFNNNFFdda 356852356496 12 轴左移，左端 轴承压紧，右端轴承放松 NFFF daa 85221 、 NFF da 35612 2）计算轴承 1、 2的当量载荷 ,取载荷系数 5.1pfmmNM NM 263321 m m ,19981021ca=19.77MPa NFNFrr1139153121 nts- 24 - 设计计算及说明 结 果 因为 37.056.053185211 eFF ra6.1,4.0 11 YX 2963111 arp YFXFfp 因为 eFF ra 3 1 2.01 1 3 93 5 622， 0,1 22 YX 1709222 arp YFXFfp所以 取 NPP 29632 3）校核轴承寿命 hhhPCnL h 87700)2963 103.43(145060 10)(6010 3366 按一年 300个工作日 ,每天 2班制 .寿命 18年 .故所选轴承适用。 2轴轴承 1）计算轴承的径向载荷： NFFFNFFFr N Vr N HrNVr N Hr188651762612917244622222222221r211 2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书 p125) 30206 圆锥滚子轴承的基本额定动载荷 Cr=43.3KN,基本额定静载荷 Cor=50.5KW，e=0.37， Y=1.6 两轴承派生轴向力为： NYFFNYFF rr 592,8162 22d11d 因为 NFFNNNFFd 11931312496816 2aa1d 轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧 NFFF daa 1 3 1 212 、 NFF da 592 2）计算轴承 1、 2的当量载荷 ,取载荷系数 5.1pf因为 37.0026.02 6 1 25911 eFF ra0,1 11 YX NYFXFfp arp 3918111 NPP 29632 hL h 87700 NFNFrr188261221NFa 13122 NFF da 5921 nts- 25 - 设计计算及说明 结 果 因为 eFF ra 98.6188131222， 6.1,4.0 22 YX 3262222 arp YFXFfpN 所以取 NPP 39181 3）校核轴承寿命 hhhPCnL h 142356)3918 103.43(35260 10)(6010 3366 按一年 300 个工作日 ,每天 2 班制 .寿命 29 年 .故所选轴承适用。 2轴轴承 1）计算轴承的径向载荷： NFFFNFFFr N Vr N HrNVr N Hr161626815133149110729482222222221r211 2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书 p125) 30211 圆锥滚子轴承的基本额定动载荷 Cr=90.8KN,基本额定静载荷 Cor=114KW，e=0.4， Y=1.5 两轴承派生轴向力 为： NYFFNYFF rr 5392,10502 22d11d 因为 NFNNNFFd 539218410501134 2a1d 轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧 NFF da 105012 、 NFFF a 2 1 8 41da2 2）计算轴承 1、 2的当量载荷 ,取载荷系数 5.1pf因为 37.03334.03149105011 eFF ra0,1 11 YX NYFXFfp arp 4724111 因为 eFF ra 35.11616218422， 5.1,4.0 22 YX NPP 39181 hL h 142356NFNFrr1616314921NFa 10502 NF a 21842 NPP 58852 nts- 26 - 设计计算及说明 结 果 NYFXFfparp 5 8 8 5222 所以取 NPP 58852 3）校核轴承寿命 hhhPCnL h 128066)5885 108.90(11960 10)(6010 3366 按一年 300 个工作日 ,每天 2 班制 .寿命 26 年 .故所选轴承适用。 七、键联接的选择及校核计算 1轴上与 带轮 相联处键的校核 键 A10 28， b h L=6 6 20 单键 键联接的组成零件均为钢， P =125MPa 38.3620620 10183.244 4PP d h lT P =125MPa 满足设计要求 2轴上大齿轮处键 键 A12 25， b h L=10 8 36 单 键 键联接的组成零件均为钢， P =125MPa M P aM p adhl T pP 12500.6036838 10642.144 5 满足设计要求 3轴上 ） 联轴器处 采用键 A， b h L=14 9 70 单 键 hL h 128066 38.36P MpaP 00.60 a94.64 MpP 钢 铸铁 80701501254PPP dhlTnts- 27 - 设计计算及说明 结 果 M P a12594.6470945 10603.444 5 PP Mp ad h lT 满足设计要求 2） 联接齿轮处 采用 A型键 A 561118 Lhb 单键 M p adhl T PP 42.66561145 10603.444 5 P 125Mpa 满足设计要求 八、 高速轴的疲劳强度校核 第一根轴结构如下： （ 1）判断危险截面 在 A-B轴段内只受到扭矩的作用，又因为 e2m 高速轴是齿轮轴，轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕是确定的，所以 A-B内均无需疲劳强度校核。 从应力集中疲劳强度的影响来看， E 段左 截面和 E 段右截面为齿轮轴啮合区域， 引起的应力集中最为严重，截面 E左端面 上的应力最大。但是由 于齿轮和轴是同一种材料所受的应力条件是一样的，所以只需校核 E段左右截面 即可。 （ 2） .截面右侧： 抗弯截面系数 333 6.4665361.01.0 mmdw 抗扭截面系数 333 9 3 3 1 2362.02.0 mmdWt 左截面 上的扭矩 T3 为 mmNT 419703a42.66 MpP ab MP9.28aT MP45.0nts- 28 - 设计计算及说明 结 果 截面上的弯曲应力ab MPWM 9.286.4665134918 截面上的扭转应力aTT MPWT 45.09 3 3 1 24 1 9 7 03 轴的材 料为 40Cr, 调 质 处 理 。 由 表 15-1 查得：aaaB MPMPMP 185;335;685 11 截 面 上 理 论 应 力 系 数 及按附表 3-2 查取。因389.13650;043.031 0.2 dDdr 经查之为： 80.1;25.2 ； 又由附图 3-1可查取轴的材料敏性系数 81.0;83.0 qq； 故有效应力集中系数按式（附表 3-4）为： 65.1)18.1(81.01)1(104.2)125.2(83.01)1(1 qK qK 皱眉经过 表面硬化处理，即 1q，则按式（ 3-12）及（ 3-12a）得到综合系数为： 92.2192.0 172.0 04.211 kK； 有附图 3-2的尺寸系数 72.0由附图 3-3的扭转尺寸系数为 85.0r 轴按磨削加工，由附图 3-4得表面质量系数为： 92.0 ； 03.2192.0 185.0 65.111 kK又由 3-1 及 3-2 得到 40Cr 的特性系数05.01.005.0;1.02.01.0 取，取 则界面安全系数： 65.104.2KK92.2K 72.0 85.0r 444.6843.57caSSSnts- 29 - 设计计算及说明 结 果 5.14432.894.6843.574.689.1005.09.1003.2185143.5701.071.180.2335221SSSSSkSKScamma故可知道其右端面安全； 同理可知： E段 左端面校核为： 抗弯截面系数 333 1 2 5 0 0501.01.0 mmdw 抗扭截面系数 333 2 5 0 0 0502.02.0 mmdWt 截面 IV上的扭矩 T3 为 mmNT 419103截面上的弯曲应力ab MPWM 00.101 2 5 0 01 2 5 1 3 2
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