二级斜齿减速器课程设计12218%1.1%350%132%145
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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12218%1.1%350%132%145,减速器课程设计
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机械设计课程设计 吉林化工学院 机电工程学院 第 1 页 目 录 前 言 . 2 第一章 电动机的选择 4 1.1 电动机类型和结构形式的选择 . 4 1.2 电动机功率的选择 .4 1.3 电动机转速和型号的选择 .4 1.4 传动比的分配 .5 1.5 传动装置的运动和动力参数计算 . 5 第二章 斜齿圆柱齿轮减速器的设计 6 2.1 高速级的大小齿轮参数设计 . .6 2.2 低速级的大小齿轮参数设计 . 10 第三章 轴的结构设计和计算 . .15 3.1 轴的选择与结构设计 . . 15 3.2 中间轴的校核 18 第四章 联轴器的选择及计算 .22 4.1.联轴器的选择和结构设计 22 第五章 键联接的选择及计算 . . .23 5.1 键的选择与结构设计 . . .23 第六章 滚动轴承的选择及计算 24 6.1 轴承的选择 24 6.2 轴承的校核 24 第七章 润滑和密封方式的选择 30 7.1 齿轮润滑 30 7.2 滚动轴承的润滑 30 第八章 箱体及设计的结构设计和选择 . 31 8.1减速器箱体的结构设计 . 31 8.2 减速度器的附件 32 设计小结 . 37 nts机械设计课程设计 吉林化工学院 机电工程学院 第 2 页 前 言 本次课程设计于 2011 年 11 月 20 日开始，经历了三周时间的设计，时间仓促，设计任务较重。设计过程中或多或少的存在一些错误。希望广大审阅者提出宝贵意见，以便及时改正，力争达到合格要求。 本次设计的内容：明确课程设计的目的，内容和进行方式，机械设计的一般过程，课程设计中注意的 一些问题。具体的设计过程是审阅题目要求。计算，核算，制图，最后修改。总结等过程。整个过程都要求严谨。求实 .经过细心计算 .校核 .具有一定参考价值。 这次课程设计经高 路 老师的指导，审阅，并提出宝贵意见，特此表示感谢。 参加本次课程设计的有限于设计者水平有限，不妥之处欢迎审阅者指示。 2011 年 12 月 nts机械设计课程设计 吉林化工学院 机电工程学院 第 3 页 设计任务书 一、设计题目：二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器 二、工作条件及生产条件： 1、该减速器用于带式运输机的传动装置。工作时有轻微振动，经常满载，空载启动，单向运转，单班制工作。运 输带允许速度差为 5%，减速器小批量生产，使用期限为 5 年（每年 300 天）。 三、完成任务 : 1、减速器装配图一张（ A0）； 2、中间轴上大齿轮和中间轴零件图各一张（ A2）； 3、设计说明书一份（ 4000 字）。 四、第 12 组课程设计原始数据 ： 卷筒直径 D(mm)： 350 运输带速度 v(m/s)： 1.10 运输带 拉力 (N): 18000 卷筒 联轴器 联轴器 带式输送机 圆柱齿轮减速器 V F 电动机机 nts机械设计课程设计 吉林化工学院 机电工程学院 第 4 页 第 一 章 电动 机的选择 选择电动机包括电动机的类型、结构形式、功率、转速和型号。 1.1 电动机类型和结构形式的选择 根据电动机的电源种类、工作条件、工作时间的长短、载荷条件以及过载情况等条件来选择。一般情况下，多采用 Y 系列三相交流异步电动机。 1.2 电动机功率的选择 根据已知条件可以计算出工作机 功率 为： KWFp w 98.1100010.1180001000 工作机的转速 n(r/min)为： m i n05.6035014.3/1.1601 0 0 0601 0 0 0 rDn 为 计算电动机的所需功率dP，先要确定从电动机到工 作机之间的总效率 。 查表可知传动装置中每对运动副或传动副的效率选择如下 ： 类型 数量 效率 弹性 联轴器 2 个 99.01 滚动轴承 4 对 99.02 圆柱齿轮 2 对 97.03 运输机滚筒 1 个 96.04 则传动装置的总效率为： 8504.096.097.099.099.0 2424234221 电动机所需的功率为 KWPP wd 3283.28504.0/98.1/ 根据电动机所需功率选取电动机的额定功率为 3KW。 1.3 电动机转速和型号的选择 常用的电动机同步转速为 1500 r/min 和 1000r/min，查表可以分别选取Y100L2-4 和 Y132S-6 型电动机。 根据电动机的满载转速 nm 和滚筒转速 nw 可算出总传动比。 （ 1） 电动机 同步转速为 1500r/min 时， 满载转速 min/1430 rn m ，传动装置的总传动比： nts机械设计课程设计 吉林化工学院 机电工程学院 第 5 页 812.2305.60/1430/ wm nni （ 2） 电动机同 步转速为 1000r/min 时，满载转速 min/960 rnm ，传动装置的总传动比： 987.1505.60/960/ wm nni （ 3） 现将此两种电动机的数据和总传动比列于下表中 电动机 型号 额定 功率 同步 转速 满载 转速 总 传 动 比 外 伸 轴 径 轴 外 伸 长 度 Y100 L 2-4 3 kw 1500r/min 1430 r/min 23.812 009.0 004.028mm 60mm Y132 S-6 3 kw 1000r/min 960 r/min 15.987 018.0002.038 mm 80mm 由表可知，方案 1 虽然电动机转速高，价格低，但总传动比大。为了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案 2，即电动机型号为 Y132S-6。 1.4 传动比的分配 双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为： 559.4987.1535.135.11 ii 低速级的传动比为： 2i =i /1i =15.987/4.559=3.507 1.5 传动装置的运动和动力参数计算 (1)各轴的转速计算 ： 1n = mn =960r/min 2n = 1n /1i =960/4.65=206.45r/min 3n = 2n / 2i =164.970/3.44=60.015r/min 4n = wn =60.015r/min （ 2)各轴的输入功率计算： 1P = dP 1 =2.3283 0.99=2.305kW 2P = 1P 2 3 =2.305 0.99 126.297.0 kW nts机械设计课程设计 吉林化工学院 机电工程学院 第 6 页 3P =2P 2 3 =2.213 0.99 0.97=2.216kW 4P =3P 1 2 =2.216 0.97 0.99=2.0412kW (3)各轴的输入转矩计算： 1T =9550 1P / 1n =9550 2.305/960=22.930N m 2T =95502P / 2n =9550 2.213/206.45=102.369N m 3T =95503P / 3n =9550 2.126/60.015=338.304N m 4T =95504P / 4n =9550 2.0412/60.105=324.810 N m 第二章 斜齿圆柱齿轮减速器的设计 2.1 高速 级 的大小齿轮 参数 设计 选用标准斜齿轮圆柱齿轮传动： （ 1） 齿轮材料的选择 由 10-1 查得： 小齿轮选择 45 钢调质 ,HBS1=217 255，选 250 HBS； 大齿轮选择 45 刚常化 ,HBS2=162 217，选 210HBS； 因输送为一般通用机械，故选齿轮精度等级为 8 级。 (2) 齿数的选择 ： 现为软齿面齿轮，齿数应比根切齿数较多为宜，初选 Z1=23 Z2= 11Zi =4. 565 23=104.995 取大齿轮齿数 Z2=105，则齿数比为 u= 21/ZZ =105/23=4.565， 与原要求 差据小于 -0.5%，故可以满足要求。 各轴运动的动力参数 轴号 转速 n （ r/min） 功率 P（ KW） 转矩 T（ N.m） 传动比 1 960 2.305 22.930 4.565 2 206.45 2.213 102.369 3 60.015 2.126 338.304 3.520 4 60.015 2.041 324.810 1 nts机械设计课程设计 吉林化工学院 机电工程学院 第 7 页 (3) 选择 螺旋角 ：按经验 ， 8 N0，故 KHN=1。 许用接触应力 ： M P aSKHHHNH 182.5381.1 5921 1l i m1 M PaSKHHHNH 636.4631.1 5101 2l i m2 计算小齿轮的分度圆直径，代较小值： mmZZuuKTdHEHd4 0 5 7.36)636.4638.18943.2(65.4165.464.112 2 9 3 04.12)(12323211 (8) 按齿根弯曲疲劳强度校核： 由图 10-16 查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳强度极限： MP aMP aFF 1902101lim1lim 取安全系数 SF=1.3，计算弯曲疲劳寿命系数 ; M P aSKM P aSKKNntNNKFFFNFFFFNFFNhFN15.1463.1190154.1613.1210111041086.1110186.1601042l i m21l i m168896许用应力：。所以取因计算当量齿数 ，查齿形系数： Zv1= Z1 /cos3 =23/ cos3 14 =23.704 nts机械设计课程设计 吉林化工学院 机电工程学院 第 9 页 Zv2= Z2/cos3 =105/ cos3 14 =108.214 查 图 10-11 10-12 查得 ： 6.21 F 52.11 S 15.22 F 75.12 S 计算齿形系数与许用应力之比值： M Pazm YYdSF 96.5952.16.22321 2 2 9 3 04.122 K T 23213111F1 1F M P aYY SFF 12.5752.16.22321229304.12YY 23S1F1 111F2 2F所 以齿轮弯曲疲劳强度满足要求。 (9)初算中心距 ： 92.13114c o s2 )10523(2c o s2 )( 21 ZZma n mm 标准化后取 a=132mm (10)修正螺旋角 ： 141.141322 )10523(2a r c c o s2 )(a r c c o s 21 a zzm n (11) 计算端面模数 ： mmmm nt 0625.2141.14c o s 2c o s (12)计算传动的其他尺寸 ： mmzmd t 437.47230625.211 mmzmd t 563.2101050625.222 mmdb d 437.47437.47111 取 1b 50mm )105(21 bb 所以取 2b 45mm nts机械设计课程设计 吉林化工学院 机电工程学院 第 10 页 因 1d 36.4075mm，所以可同时保证接触疲劳强度。 (13)计算齿面上的载荷： NdTF t 756.966437.47 2 2 9 3 02211 NFF ttr 866.362141.14c o s 20t a n756.966t a n NFF ta 568.243141.14t a n866.362t a n 2.2 低速 级 的大小齿轮 参数 设计 选用标准斜齿轮圆柱齿轮传动： (1)齿轮材料的选择 由 表 10-1 查得： 小齿轮选择 45 钢调质 ,HBS1=217 255，选 250HBS； 大齿轮选择 45 刚常化 ,HBS2=162 217，选 210HBS； 因输送为一般通用机械，故选齿轮精度等级为 8 级。 (2) 齿数的选择 ： 现为软齿面齿轮，齿数应比根切齿数较多为宜，初选 Z1=25 Z2= 12Zi =3.507 25=87.67 取大齿轮齿数 Z2=88，则齿数比为 u= 21/ZZ =88/25=3.52，与原要求仅差(3.52-3.507)/3.507=0.003707=-0.3707%， 在 5%范围内， 故可以满足要求。 (3) 选择螺旋角 ：按经验 ， 8 N0，故 KHN=1。 取安全系数 SH=1.1， 许用接触应力 ： M P aSKHHHNH 182.5381.1 5921 1l i m1 M PaSKHHHNH 636.4631.1 5101 2l i m2 对于斜齿圆柱齿轮，应以大齿轮的材料所决定的较小的许用接触应力M PaH .636.4632lim 为准来进行计算。 75.01 85.02 6.175.085.0 nts机械设计课程设计 吉林化工学院 机电工程学院 第 12 页 mmZZuuKTdHEHd095.61)636.4638.18943.2(52.4152.46.10.11023694.12)(12323211 计算法面模 数 mn mn =d1 cos /Z1= 61.095 cos13 /25=2.38mm (8) 按齿根弯曲疲劳强度校核 ： 由图 10-16 查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳强度极限： MP aMP aFF 1902101lim1lim 取安全系数 SF=1.3，计算弯曲疲劳寿命系数 ; M P aSKM P aSKKNntNNKFFFNFFFFNFFNhFN15.1463.1190154.1613.1210111041086.1110186.1601042l i m21l i m168896许用应力：。所以取因计算齿形系数与许用应力之比值： Y 1Fa / 1F =2.528/147.436=0.0171 Y 2Fa / 2F =2.158/137.197=0.0158 由于 Y 1Fa / 1F 较大，用大齿轮的参数 Y 1Fa / 1F 代入公式 M Pazm YYdSF 11652.16.2255.21 1023694.122 K T 23213111F1 1F(9) 按接触强度决定模数值，取 mn =2.5mm (10) 初算中心距： nts机械设计课程设计 吉林化工学院 机电工程学院 第 13 页 965.14413c o s2 )8825(5.2c o s2 )( 21 ZZma n mm 标准化后取 a=145mm (11) 修正螺旋角 ： 059.131452 )8825(5.2a r c c o s2 )(a r c c o s 21 a zzm n (12) 计算端面模数： mmmm nt 566.2059.13c o s5.2c o s (13) 计算传动的其他尺寸 ： mmzmd t 159.6425566.211 mmzmd t 841.22588566.222 mmdb d 65159.64159.640.111 )105(21 bb 所以， 2b 取 60mm。 nts机械设计课程设计 吉林化工学院 机电工程学院 第 14 页 齿轮的主要参数 高速级 低速级 齿数 z 23 105 25 88 中心距 a 132 145 法面模数 nm 2 2.5 端面模数 tm 2.0625 2.566 螺旋角 141.14 059.13 法面压力角 n 20 20 端面压力角 t 410.20 344.20 齿宽 b 50 45 65 60 标准 齿 顶 高系 数 *mah 1 1 标准顶隙 系数 *c 0.25 0.25 分度圆直径 d 47.437 216.563 64.159 225.841 齿顶高 ah 2 2.5 齿根高 fh 2.5 3.125 齿全高 h 4.5 5.625 齿顶圆直径 ad 51.437 220.563 69.159 230.841 齿根圆直径 fd 42.437 211.563 57.909 219.591 基圆直径 bd 44.576 203.503 60.29 212.221 nts机械设计课程设计 吉林化工学院 机电工程学院 第 15 页 第三章 轴的结构设计和计 算 轴是组成机器的主要零件之一，一切作回转运动的传动零件（如齿轮），都必须安装在轴上才能进行运动及动力传动。因此，轴的主要功能是支承回转零件及传递运动和动力。 3.1 轴的选择与结构设计 一、 高速轴 1、 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 号钢调质处理，查表（ 12 2），取 A0=115 mmnPAd 399.15960305.2115 33 110m i n 输入轴受扭段的最小直径是安装联轴器处的轴径。为了使所选的轴径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器 减速器高速轴外伸端轴颈，用电动机直径 D 估算 d=(0.8 1.2)D=0.8 38=30.4mm 因为该轴段截面上有一个键槽， d 增大 5% 故 d=30.4 (1+5%)=31.92mm，可取 32mm。 联轴器的计算转矩 Tca = AkT ,取 Ak =1.4，则 3 2 1 0 22 2 9 3 04.1 TkT Aca N.mm 根据工作要求 ，选用弹性 套 柱销联轴器，型号为 LT5，联轴器的许用转矩T=125N m， 许用转速 n=4600r/min， 半联轴器的外孔径 d=32mm,故取与输入轴相连处 d1-2=32mm,半联轴器长度 L=82mm（ Y 型孔），与轴段长度 L1=80mm. 2、 拟定轴上零件的装配方案 按轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 1） 考虑联轴器的定位要求， 1 2 轴段需定位轴肩 h=（ 0.070.1） d d1-2=32mm，取轴肩高度 h=2mm，则 d2-3=34mm；为 安装轴承端盖 ， L2-3=35mm。 2） 联轴器左端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合长度 L=82mm，为了保证轴挡圈压紧半联轴器，故 1-2 轴段的长度应比 L 略短一些，故 L1-2=80mm 轴段 2-3 的直径需对 1-2 轴段有定位轴肩，故 d2-3=34mm。轴承端盖的总宽度为 49mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 L=55mm,故取 L2-3=55mm。 3） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力作用，故选择深沟球轴承，取安装轴承段直径 d3-4=d7-8=35mm,选取 6207 型深沟球轴承，其尺寸为，177235 BDd ， 3-4 轴段 应为轴承宽度 B 再加伸出 1mm 倒角长度，所以L3-4=18mm， 7-8 轴段除了安装轴承外，另外还要留 2mm 的挡油牌厚度，故L7-8=19mm. nts机械设计课程设计 吉林化工学院 机电工程学院 第 16 页 4） 对 4-5 段，由于低速级小齿轮宽度 B=65mm，而装配时高速级大齿轮和箱体内壁有一段距离，由中间轴可知 L4-5=95mm, 由轴肩定位 轴承，故d4-5=42mm。 5） 取安装齿轮处的轴段 5-6 的直径，由于 df1=42.437mm,则取 d5-6=42mm，由于高速轴为齿轮轴， 所以齿轮的右端无须轴肩定位， 5-6 轴段长度即为小齿轮齿宽， L5-6=50mm，在确定轴段直径时，还应考虑左端轴承的轴肩定位高度是否合适，从手册中查得， 6207 型的轴肩定位高度轴肩定位高度 h=3.5mm， da=42mm，所以 d5-6=42mm 满足轴承定位要求。 6） 取齿轮距箱体内壁的距离 =12mm,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置应距箱体内壁一段距离 s，现取 s=5mm,再减去挡油牌厚度 2mm， 则 L6-7= +s-2=12+5-2=15mm，右端轴承的轴肩定位从手册中查得 6207 型的因此d6-7=14mm。 二、中间轴 1.初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 号钢调质处理，查表（ 12 2），取 A0=110 mmnPAd 254.24450.206 213.2110 33220m i n 2.拟定轴上零件的装配方案 1） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和较小的轴向力作用，故选择深沟球轴承，取安装轴承段直径 d1-2=d7-8=40mm,选取 6208 型深沟球轴承，其尺寸为， 188040 BDd ，小齿轮处应加挡油牌，厚度 2mm，故该轴nts机械设计课程设计 吉林化工学院 机电工程学院 第 17 页 段的长度 L1-2=20mm. 2） 由于轴承的定位轴间查手册可知最小为 47mm，现取 d2-3=48mm，低速级小齿轮距箱体内壁的距离 =12mm,由于已选择油润滑，所以滚动轴承位置应距箱体内壁距离 s，现取 s=4mm,另外减去挡油牌厚度 2mm，则 L2-3=+s-2=12+4-2=14mm。 3） 由于低速级小齿轮也为齿轮轴，轴段 3-4 的长度应为低速级小齿轮的齿宽， L3-4=65mm，该段为齿轮轴，所以齿轮的右端无须轴肩定位，在确定轴段直径时，还应考虑左端轴承的轴肩定位高度是否合适，从手册中查得， 6208 型的轴肩定位高度 mmh 8.2 ， da=48mm，所以 d3-4=48mm，满足轴承定位要求。 4） 中间轴的两齿轮间轴段 4-5 的直径 d4-5=d2-3=48mm， 4-5 轴段为中间轴上两个齿轮之间的距离，一般取 10 15mm 左右即可，所以 L4-5=15mm。 5） 取安装齿轮处的轴段 5-6 的直径 d5-6=42mm，由于高速级大齿轮的齿宽为45mm，且高速级大齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位，该轴段长度应比齿宽短 2 3mm 左右 ，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，故取 L5-6=43mm。 6） 高速级大齿轮距箱 体内壁的距离 =12mm,由于已选择油润滑，所以滚动轴承位置应距箱体内壁距离 s，取 s=5mm，由于高速级大齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位，另外还要安装轴承，故轴颈 d6-7=40mm，轴段 长度取 L6-7=40mm。 三、 低速轴 1.初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 号钢调质处理，查表（ 12 2），取 A0=105 mmnPAd 48.34015.10 216.2105 33330m i n 由于轴的右端有一个键槽，故轴颈需增大 5%， mmd 2.36%)51(48.37mi n 输入轴受扭段的最小直径是安装联轴器处的轴径。为了使所选的轴径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器。 nts机械设计课程设计 吉林化工学院 机电工程学院 第 18 页 联轴器的计算转矩 TkT Aca ,查表 11 1，取 Ak =1.5，则 mNTkT Aca .458.507305.3385.1 根据工作要求，选用弹性柱销联轴器，型号为 HL3，联轴器的 许用转矩 T=630N m， 材料为钢时许用转速 n=5000r/min， 半联轴器的外孔径d=40mm,故取与输入轴相连处 d1-2=40mm,半联轴器长度 L=112mm（ Y 型孔） 。 2.拟定轴上零件的装配方案 按轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 1） 考虑联轴器的定位要求， 1 2 轴段需定位轴肩，取轴肩高度 h=3mm，则d2-3=46mm；联轴器左端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合长度 L=112mm，为了保证轴挡圈压紧半联轴器，故 1-2 轴段的长度应比 L 略短一些，故 L1-2=110mm。 2） 轴段 2-3 的直径需对 1-2 轴段有定位轴肩，故 d2-3=46mm。轴承端盖的总宽度为 48mm,根据轴承端盖的装拆及便 于对轴承添加润滑油的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 L=50mm,故取 L2-3=50mm。 3） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力作用，故选择角接触 球轴承，取轴承段 安装 直径 d3-4=d8-9=57mm,选取 7210AC 型深沟球轴承，其尺寸为， 209050 BDd ，轴段 L3-4=20mm。 4） 对 4-5 段，查得手册 7210AC 型球轴承的 轴承段安装直径 为 57mm，取d4-5=57mm，由中间轴可知 L4-5=67mm，对 5-6 轴段，为定位 轴段，用于定位齿轮，所以 d5-6=64mm， L5-6=15mm。 5） 取安装齿轮处的轴段 6-7 的直径 d6-7=57mm，由于高速级大齿轮的轮毂宽为 60mm，且由于高速级大齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，故取 L6-7=57mm. 6） 低速级大齿轮距箱体内壁的距离 =11mm,由于已选择油润滑，所以滚动轴承位置应距箱体内壁距离 s，取 s=5mm，由于高速级大齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位， 且安装轴承 ，故取 d7-8=50mm， L7-8=42mm。 nts机械设计课程设计 吉林化工学院 机电工程学院 第 19 页 3.2 中间轴的校核 ： （ 1） 中间轴的各参数如下 ： T 2 =102.369N m 2n =206.45r/min 2P =2.213kW （ 2） 中间轴上的各力 ： 高速级大齿： Ft2=945.40N Fr2=354.85N Fa2=238.19N d2=216.563mm 低速级小齿轮 ： Ft3=3191.10N Fr3=1192.30N Fa3=740.19N d3=64.159mm （ 2） 绘制轴的计算简图 铅垂面： mmNCDFMmmNABFMNFFFFNADFCDFBDFVDVCVAVBVAttVDttVA6.8 7 6 8 73.1 3 8 4 3 63.16862.24502323水平面： mmNdFCDFMmmNCDFMmmNdFABFMmmNABFMNADdFdFACFABFFNADFCDFBDdFdFFaHDHCHDHCaHAHBHAHBaarrHDrraaHA217.4482276.213134.48435214.2415788.4092256.427222233332223233322合成弯矩图 ： nts机械设计课程设计 吉林化工学院 机电工程学院 第 20 页 :369.102.1.878027.90240.9.146664.2.14052822222222当量弯矩图mNTmmNMMMmmNMMMmmNMMMmmNMMMHCVCCHCVcCHBVBBHBVBB由于轴上的扭转剪应力为脉动循环变应力，所以 586.08751560010 1 M PaM PaM PabbBbb，T2=102.369N.m， 扭矩： mNTT .369.102586.02 计算弯矩由合成弯矩与扭矩再次合成，即 222 )( TMM ca mmNMM BeB 3.140528 mmNTMM BeB 3.158458)( 222 mmNMM CeC 7.90240 mmNTMM Cec 8.106338)( 222 nts机械设计课程设计 吉林化工学院 机电工程学院 第 21 页 FFFFFr2nts机械设计课程设计 吉林化工学院 机电工程学院 第 22 页 校核 -、 -截面 : 332C333B23. 6 m727321.0m.22696121.0mm46dCmm57dBmdWmdW面模量分别为：则危险剖面处的抗弯剖。处；截面处截面由计算弯矩图可见， 两 剖面处得计算弯矩最大，该处得计算应力为： M P aWMM P aWMCeccaBeBca 64.14/ 89.5/ 查表轴的材料为 45 号钢正火 ，可知,5 6 0 M PaB .,564.501.009.011 因此该轴满足强度要求故bcaBb MP a nts机械设计课程设计 吉林化工学院 机电工程学院 第 23 页 第四章 联轴器的选择及计算 联轴器是机械传动常用的部件，它主要用来联接轴与轴（有时也联接其它回转零件）。以传递运动与转矩。用联轴器连接的两根轴只有在机器停车后用拆卸的方法才能把两轴分离 4.1.联轴器的选择和结构设计 以输入轴为例进行联轴器的介绍： 根据所选电动机的公称直径 38mm 和设计所要求的机械特性选择弹性套柱销联轴器。因其结构简单装配维护方便使用寿 命长和应用较广。且联轴器已经在前面校核过了，所选联轴器的各种性能参数如下表： 型号 公称转矩N.m 许用转 速 轴孔直径 轴孔长度 钢（ r/min） Y 型 （ mm） LT5 125 4600 30 32 35 82 HL3 630 5000 40， 42 112 nts机械设计课程设计 吉林化工学院 机电工程学院 第 24 页 第五章 键联接的选择及计算 键是标准件，通常用于联接轴和轴上的零件，起到周向固定的作用并传递转矩。有些类型的键还可以实现轴上零件的轴向固定或轴向移动。根据所设计的要求。此次设计采用平键联接。 5.1 键的选择与结 构设计 取本设计中间轴段的平键进行说明，根据中间轴段的轴径 以及轴段的长度 ，可以选出适当的平键。本次设计中，所有平键都用 A 型普通平键。键的长度比轴短 5 10mm，在此范围内取标准长度 体主要参数如下： 轴 键 键槽 键长 公称直径d 公称尺寸 bxh 宽度 b 深度 公称尺寸 b 极限偏差 轴 t 毂 t1 一般键联接 轴 N9 毂 JS9 3022 78 8 0 -0.036 +0.018 -0.018 4.0 3.3 65 4438 812 12 0 -0.043 0.0215 -0.0215 5.0 3.3 35、100 5850 1016 16 0 -0.043 +0.0215 -0.0215 6.0 4.3 46、50 nts机械设计课程设计 吉林化工学院 机电工程学院 第 25 页 第六章 滚动轴承的选择及计算 轴承是支承轴的零件，其功用有两个：支承轴及轴上零件 ，并保持轴的旋转精度，减轻转轴与支承之间的摩擦和磨损。 与滑动轴承相比，滚动轴承具有启动灵活、摩擦阻力小、效率高、润滑简便及易于互换等优点，所以应用广泛。它的缺点是抗冲击能力差，高速时有噪声，工作寿命也不及液体摩擦滑动轴承。 6.1 轴承的选择 由于转速较高，轴向力又比较小，故选用深沟球轴承。下面以中间轴为例初选轴承型号为 6208 型。： 滚动轴承的类型应根据所受载荷的大小，性质，方向，轴的转速及其它工作要求进行选择。若只承受径向载荷或主要是径向载荷而轴向载荷较小，轴的转速较高，则选择深沟球轴承。若轴承承受径向 力和较大的轴向力或需要调整传动件的轴向位置，则应选择角接触球轴承或圆锥滚子轴承。 根据初算轴径，考虑轴上零件的定位和固定，估计出装轴承处的轴径，再假设选用轻系列轴承，这样可初步定出滚动轴承的型号。轴承具体结构如下 6.2 轴承的校核 根据已知工作条件，轴承的工作时间为 hL 1200053008 。 一、 高速轴轴承的校核： 高速级小齿轮： Ft1=966.756N Fr1=362.866N Fa1=243.568N d1=47.437mm 1） 选用深沟球轴承 ， 型号为 6207。 查轴承样表可知： 6207 轴承的基本额定动载荷 Cr=25.5KN，基本额定静载荷 C0r=15.2KN。 01586.015200 568.24301 raCF 根据课程设计教材表 13-7，用插值法求出 e 194.0)014.001586.0(014.0028.0 19.022.019.0 e nts机械设计课程设计 吉林化工学院 机电工程学院 第 26 页 由于 eFFra 601.011，所以 径向载荷系数 X=0.56，用插值法求出 轴向载荷系数 Y： 26.2)194.019.0(19.022.0 30.299.130.2 Y (2)计算当量动载荷 P： 由受力分析 可知： 铅垂面上NRNRRdFFMRFRFvvvarvrv85.3415.2160)12949(249000212111211水平面上：nts机械设计课程设计 吉林化工学院 机电工程学院 第 27 页 NRNRRFRHHHtH19.26969.6970)12949R49F0M00F212Ht1211（则轴承所受合力为： NRRRNRRRHvHv44.27141.7302222221211 26.2,56.0194.0846.0533.212827.17926.2,56.0194.033.041.730568.24122211111YXeRFYXeRFaa因轴承在运转中有轻微冲击载荷，按表 10-5 查得 2.1pf,则有 : P=fp（ XR+YFa） P1=fp（ X1R1+Y1Fa1） = N833.940568.24126.241.73056.0(2.1 ） P2=fp（ X2R2+Y2Fa1） = N89.656568.24126.234.3056.0(2.1 ） 由于 P1P2，故用 P1 来校核轴承寿命。 （ 3） 验算轴承寿命 对于球轴承 3 ： h5361r6h 10001.2304.1127 2550096060 10pCn6010L ）（）（ 12000h nts机械设计课程设计 吉林化工学院 机电工程学院 第 28 页 所以 LhL =12000h,故 6207 轴承能满足预期计算寿命要求 . 二、 中间轴轴承的校核 : 1）选用深沟球轴承 型号为 6208。查轴承 样表可知： 6208 轴承的基本额定动载荷 Cr=29.5KN，基本额定静载荷 C0r=18KN。 高速级大齿轮： Ft1=966.88N Fr1=362.91N Fa1=241.1N d2=216.563mm 低速级小齿轮： Ft2=1595.35N Fr2=596.15N Fa2=370.093N d3=64.159mm 由中间轴校核时所得： N4.1735RN2.2487R.88.409,56.427;3.1686,2.24502H22222H12112H121RRRRNRNRNRNRvvHvvN993.128Fa-FaF 12a 07166.018000 993.1280raCF根据课程设计教材表 13-7，用插值法求出 e 278.0)26.028.0(056.0084.0 056.00 7 1 6 6.026.0 e eRF a 2.2487993.1281，所以 X1=0.56， Y1=0. 278.00 7 1 6.05.1 8 0 1 993.1282 eRF a ，所以 X2=1， Y2=0。 (2)计算当量动载荷 P： 因轴承在运转中有轻微冲击载荷，按表 10-5 查得 5.1pf,则有 : P=fp（ XR+YFa） P1=fp（ X1R1+Y1Fa1） = N64.298402.24871(2.1 ） P2=fp（ X2R2+Y2Fa1） = N48.2 0 8 20469.2 1 7 81(2.1 ） 由于 P1P2，故用 P1 来校核轴承寿命。 （ 4） 验算轴承寿命 对于球轴承 3 ： h4362r6h 107951.764.29842950045.20660 10PCn6010L ）（）（ 12000h 所以 LhL =12000h,故 6208 轴承能满足预期计算寿命要求 三、 低速轴轴承的校核： （ 1） 选用 角接触 球轴承 7210AC 型轴承 ，基本额定动载荷 Cr=40.8KN， 基本额定静载荷 C0r =30.5KN。 低速级大齿轮： Ft2=1595.55N Fr2=596.15N Fa2=370.093N d4=225.841mm nts机械设计课程设计 吉林化工学院 机电工程学院 第 29 页 0121.030500 093.370CF 0ra2 用插 值法求得： 184.0)19.022.0(014.0028.0 0121.0014.019.0 e ，则 X=0.56。 同理，用插值法得： 2 . 3 6 2)184.019.0(19.022.0 30.299.130.2 Y （ 2） 受力分析 铅垂面NRvNRvRdFFMRFRFvarvrv313.7112463.1 3 0 710)60101(21010002422221水平面上：nts机械设计课程设计 吉林化工学院 机电工程学院 第 30 页 NRNRRFRHHHtH9.100065.5940)60101R101F0M00F212Ht2221（则轴承所受合力为： NRRRNRRRHvHv91.122734.14362222221211 362.2,56.03.091.1227093.370362.2,56.0184.0258.034.1436093.37022221112YXeRFYXeRFaa因轴承在运转中有轻微冲击载荷，按表 10-5 查得 2.1pf,则有 : P=fp（ XR+YFa） P1=fp（ X1R1+Y1Fa2） = N088.2031093.370362.234.143656.0(2.1 ） P2=fp（ X2R2+Y2Fa2） = N024.1891 由于 P1 P2，故用 P1 来校核轴承寿命。 （ 3） 验算轴承寿命 对于球轴承 3 ： hLh 1200010255.2088.2031 40800015.6060 10pCn6010L 6362r6h ）（）（ 所以 LhL =12000h,故 6210 轴承能满足预期计算寿命要求 . 轴承型号系列 基本尺寸 安装尺寸 D（ mm） D(mm) B(mm) Da
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