二级圆锥圆柱减速器课程设计254%0.9%10z%60p%175%链.doc
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减速器课程设计
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二级圆锥圆柱减速器课程设计254%0.9%10z%60p%175%链,减速器课程设计
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2009 级机械设计课程设计 1 重庆交通大学 机械设计课程设计说明书 设计题目： 设计用于链式运输机的 二级 圆锥 -圆柱齿轮减速器 学生姓名： 学 号： 学 院： 机电学院 专 业： 机械设计自造及其自动化 班 级： 工程机械一班 指导教师： 胡 启国 2012 年 5 月 22 日 nts 2009 级机械设计课程设计 2 设计目录 1. 题目及总体分析 3 2. 各主要部件选择 3 3. 选择电动机 4 4. 分配传动比 4 5. 传动系统的运动和动力参数计算 5 6. 设计高速级齿轮 6 7. 设计低速级齿轮 11 8. 减速器轴及轴承装置、键的设计 15 轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计 15 轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计 17 轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计 20 9. 滚动轴承及键的 校和计算寿命 24 10. 润滑与密封 27 11. 箱体结构尺寸 27 12. 设计总结 29 13. 参考文献 29 nts 2009 级机械设计课程设计 3 设计任务书 题目： 设计用于链式运输机的 二级 圆锥 -圆柱齿轮减速器 1） 参考传统方案 2）工作条件 连续单向工作，工作时有轻微振动，使用期 10 年，经常满载荷，两班制工作，运输链工作速度允许误差为 5%，减速器由一般厂中小量生产。 3）原始数据 题 号 E3 运输链工作拉力 )(NF 4000 运 输 链 工 作 速 度)( 1smv 0.90 运输链链轮齿数 Z 10 运输链节距 )(mmp 60 一 .各主要部件选择 目的 设计计算与说明 主要结果 动力源 电动机 联轴器 弹性联轴器 齿 轮 锥 齿 直轮传动 高速级做成 锥 齿，低速级做成直齿 轴 承 此减速器轴承所受轴向力不大 球轴承 链 轮 滚子链 nts 2009 级机械设计课程设计 4 二：电动机的选择 设计计算与说明 主要结果 电动机的输出功率的计算 工作机所需有效功率为 Pw F V 4000N 0.9m/s=3.6 W310 锥齿 轮的 传动 (7 级精度 )效率为 1=0.97 圆柱齿轮传动 (7 级精度 )效率为 2 0.98 球轴承传动效率 (四对 )为 3 0.99 4 弹性联轴器传动效率 (一个 )取 4 0.99 运输链轮效率为 5 0.96 要求电动机输出的有效功率为： kwPP w 15.496.099.099.098.097.0 106.3 4 35433210 要求电动机输出功率为： Po=4.15kw 类型 根据有 粉尘的要求 选用 Y（ IP44）系列的电动机 选用 Y（ IP44）系列 选用 查得型号 Y132S 4 封闭式三相异步电动机参数如下 额定功率 Pe=5.5KW 满载转速 n=1440 r/min 满载时效率 =85.3% 功率因数 78.0cos 额定转矩 T=2.2 满载时输出功率为 WPPer 5.4691853.05500 rP 略大于 oP ，在允许范围内 选用 Y（ IP44）系列 Y132M2-6 型封闭式三相异步电动机 三：分配传动比 设计计算与说明 主要结果 nts 2009 级机械设计课程设计 5 分配传动比 传动系统的总传动比为： wmnni工作机满载时输入轴的转速 m in/906010 9.0100060100060 rPZ vn w 电动机的满载转速 min/1440 rnm 故总传动比 16901440 i41625.025.01 ii 441612 iii 16i 41i 42 i 四： 传动装置的运动和动力参数计算 设计计算与说明 传动系统的运动和动力参数计算 设：从电动机到输送机滚筒轴分别为 0 轴、 1 轴、 2 轴、 3 轴、 4 轴； 对应于各轴的转速分别为 、 、 、 、 ； 对应于 0 轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为 、 、 、 、 ； 对应于 0 轴的输出转矩和其余名轴的输入转矩分别为 、 、 、 、 ； 相邻两轴间的传动比分别为 、 、 、 ； 相邻两轴间的传动效率分别为 、 、 、 。 根据 n2= n112i n3= n223iP1= P0 1 P2= P1 2 000 /9550 PT 111 /9550 PT 可以算出如下结果： 结果 轴号 发动机 两级锥 -圆柱减速器 工作机 nts 2009 级机械设计课程设计 6 0 轴 1 轴 2 轴 3 轴 4 轴 转 速 n(r/min） n0=1440 n1=1440 n2=720 n3=180 n4=90 转矩 T (N m) T0=27.52 T1=27.25 T2=52.92 T3 207.45 T4 397.9 功率 P (kw) P0=4.15 P1=4.11 P2=3.99 P3=3.91 P4=3.75 两轴联接 联轴器 锥 齿轮 圆柱 齿轮 链 轮 传动比 i i01=1 i12=2 i23=4 i34=2 传动效率 99.001 12 0.97 23 0.98 34 0.96 五：高速级齿轮的设计（锥齿轮的设计） 设计计算与说明 主要结果 选精度等级、材料和齿数 ） 选用直齿锥齿轮传动。 ） 速度不高，故选用级精度 ） 材料选择。由机械设计表 6.1 选取小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为 HBS，二者材料硬度差为 HBS。 ） 选小齿轮齿数 1，大齿轮齿数 2 1 1 2 24=48,取 Z2=49。 符合互为质数。 1 Z2=75 nts 2009 级机械设计课程设计 7 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 uKTZdRRHEt 21231 5.0192.2 ）确定公式内的各计算数值 （）试选载荷系数 4.1tK （ 2）计算小齿轮传递的转矩 451151 10416.51440/11.4105.95/105.95 nPT mmN （ 3）选取齿宽系数 3/1R （ 4）知齿轮，查得节点区域系数 5.2HZ （ 4）由表 6.3 查得材料的弹性影响系数 2/18.189 MP aZ E （ 5）由图 6.14 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 6001lim ，大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5002lim （ 6）由式 6.11 计算应力循环次数 91 6 0 6 0 9 6 0 1 ( 8 2 5 0 2 8 ) 1 . 8 4 3 1 0hN n j L 992 1 . 8 4 3 1 0 / 3 . 1 4 0 . 5 8 7 1 0N （ 7）由图 6.16 查得接触疲劳强度寿命系数 1 0.90NZ 2 0.95NZ （ 8）计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为，安全系数为 S=1 1 l i m 11 0 . 9 6 0 0 5 4 0NHH Z M P a M P aS 设计计算与说明 主要结果 nts 2009 级机械设计课程设计 8 按齿面接触强度设计 2 l i m 22 0 . 9 5 5 5 0 5 2 2 . 5NHH Z M P a M P aS M P aM P aHHH 25.5312/)5.522540(2/)( 21 ）计算 （）试算小齿轮分度圆直径 td1 ，由计算公式得 mmd t 21.6914.3315.01311011.44.125.5318.18992.224231 （）计算圆周速度 smndv t /48.3106 144021.6914.3100060 411 （） 模数及主要尺寸的确定 模数： 8.22421.6911 zdm，取 0.3m 。 分度圆直径： mmzmd 7224311 mmzmd 14749322 节锥角：1.264924211 a rc tgzza rc tg 9.6390 12 锥距 5.8121 2221 ddR平均分度圆直径： mmddRm 65.41)3.05.01(49)5.01(11 齿宽 mmRb R 45.245.813.0 取 25b 3 ）校核 齿根弯曲疲劳强度 （ 1） 弯曲强度校核公式： YYmbKKKFFRm VAtmF )5.01(c o s0.3m 721 d 1472 d nts 2009 级机械设计课程设计 9 设计计算与说明 主要结果 齿根弯曲疲劳强度 （ 2）确定各参数 平均分度圆处螺旋角 0m，则 1cos m查得动载系数 VK1.15 齿向载荷分布系数 12.1K使用系数 1AK 故 2 8 8.1KKKK VA（ 3）分度圆圆周力34111 10805.124)315.01(0.310725.22)5.01(22 zmTdTFRmt （ 4）齿轮系数 YF和应力修正系数 YS 95.0114.314.31c o s 221 uu 304.0114.3111c o s222 u26.25c o s24c o s 1111 zZe7.185c o s49c o s 2222 zZe查表 6.4 得 65.21 FY 23.22 FY 58.11 SY76.12 SY（ 5）许用弯曲应力可由下式算得srFXNFFP YS YY m inlim由机械设计图 6.15可查出弯曲疲劳极限应力 MPaF 230lim MPaF 1702lim 查得寿命系数 0.121 NN YY查得 85.01 srY， 12.12 srY查得安全系数是 25.1FS 故许用弯曲应力 1805tF nts 2009 级机械设计课程设计 10 设计计算与说明 主要结果 齿根弯曲疲劳强度 M PaYS YYsrFXNFFP 49.22585.02.1 112301m i n1l i m1 M PaYS YYsrFXNFFP 49.12612.12.1 111702m i n2l i m2 13178.2558.165.2)33.05.01(10.336 12.115.1110805.1FPFM P a 21212 69.2165.223.278.25FPFFFF M PaYY 因此满足齿根弯曲疲劳强度 齿面接触强度验算 ） 齿面 接触强度验算 HERVAtmH zzuudbKKKF 1)5.01(21 接触强度寿命系数 1NZ最小安全系数 1.1min HS M PaS ZZHWNHHP 5451.1 11600m i nl i m2 5.494108.1895.214.3114.3)33.05.01(10723612.115.1110805.11)5.01(326321HHERVAtmHMP azzuudbKKKF 因此齿面强度足够 nts 2009 级机械设计课程设计 11 六 .设计低速级圆柱直齿传动 设计计算与说明 主要结果 ） 选用级精度 ） 由表 6.1 选择 小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为 HBS。 ） 选 小齿轮齿数 241 Z ， 大齿轮齿数 96244122 ZiZ取 962 Z241 Z 962 Z 按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式进行试算，即 3211 )(132.2HEdtt ZuuTkd 1） 确定公式各计算数值 （ 1）试选载荷系数 3.1tK（ 2）计算小齿轮传递的转矩 mmNnPT45225210292.5720/99.3105.95/105.95 （ 3）选取齿宽系数 1d （ 4）由表 6.3 查得材料的弹性影响系数 2/18.198 M PaZ E （ 5）由图 6.14 按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 6001lim 大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5002lim （）由式 6.11 计算应力循环次数 8116 0 6 0 3 0 5 . 7 1 ( 8 2 5 0 2 8 ) 5 . 8 7 1 0hN n j L 882 5 . 8 7 1 0 / 4 1 . 4 8 1 0N （ ）由图 6.16 查得接触疲劳强度寿命系数 1 0.96NZ 2 1.05NZ nts 2009 级机械设计课程设计 12 按齿面接触疲劳强度设计 （）计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为，安全系数为 S=1，由式得 1 l i m 11 0 . 9 6 6 0 0 5 7 6NHHZ M P a M P aS 2 l i m 22 1 . 0 5 5 5 0 5 7 7 . 5NHHZ M P a M P aS ） 计算 （） 试算小齿轮分度圆直径 td1 ，代入 H 中的 较小值 mmd t 86.70)576 8.189(451 10615.13.132.2 3 251 （） 计算圆周速度 v smndv t /1 3 4.16 0 0 0 0 0 7.3 0 586.7014.31 0 0 060 11 （） 计算齿宽 mmdbtd 86.7086.7011 （） 计算齿宽与齿高之比 模数 mmZdm tnt 95.22486.7011 齿高67.1064.6/86.70/64.695.225.225.2hbmmmh nt （） 计算载荷系数 K 根据 smv /134.1 ，级精度，查得动载荷系数 09.1VK假设 mmNbFK tA /10 0/ ，由表查得 2.1 FH KK 由表 6.2 查得使用系数 1AK 由表查得 424.186.701023.01)16.01(18.012.11023.0)6.01(18.012.1322322 bK ddH 查得 35.1FK nts 2009 级机械设计课程设计 13 设计计算与说明 主要结果 按齿面接触疲劳强度设计 故载荷系数 862.1424.12.109.11 HHVA KKKKK（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得 mmKKdd tt 87.793.1/862.186.70/ 3311 （）计 算模数 953.224/86.70/ 11 Zdm 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为 3 2112FSFdn YYZKTm ） 确定公式内的计算数值 （） 由图 6.15 查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 3802 （） 由图 6.16 查得弯曲疲劳寿命系数 1 0.85NZ 2 0.88NZ （） 计算弯曲疲劳许用应力 取失效概 率为，安全系数为 S=1.3，由式得 1110 . 8 5 5 0 0 3 2 6 . 9 21 . 3N F EFZ M P a M P aS 222 0 . 8 8 3 8 0 2 5 7 . 2 31 . 3N F EF Z M P a M P aS （） 计算载荷系数 766.135.12.109.11 FFVA KKKKK （）查取齿形系数 由表 6.4 查得 65.21 FaY 26.22 FaY （） 查取应力校正系数 由表 6.4 查得 58.11 SaY 74.12 SaY nts 2009 级机械设计课程设计 14 设计计算与说明 主要结果 按齿根弯曲强度设计 （） 计算大小齿轮的 FSaFaYY，并比较 01527.023.25774.126.201281.092.32658.165.2222111FSaFaFSaFaYYYY 大齿轮的数据大 ） 设计计算 mmm 47.201527.02411015.16766.12324 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数 2.47，并就近圆整为标准值 2.5 按接触强度算得的分度圆直径 mmd 86.701 算出小 齿轮齿数 3.285.2/86.70/11 mdZ 取 281 Z 大齿轮齿数 112284122 ZiZ 取 1122Z 5.2m 281 Z 1122 Z 几何尺寸计算 ） 计算分度圆直径 mmmZdmmmZd2805.2112705.2282211 ） 计算齿根圆直径 mmZmdmmZmdff119)5.2112(2)5.2(51)5.228(2)5.2(2211 ） 计算中心距 mmdda 1752/)28070(2/)( 21 ） 计算齿宽宽度 86.7086.7011 db d701 d 2802 d 验算 NdTF t 9.4 8 9 3661 6 1 5 0 02211 mmNmmNb FK tA /100/15.7466 9.48931 合适 nts 2009 级机械设计课程设计 15 七 .减速器轴及轴承装置、键的设计 设计计算与说明 主要结果 1 轴 1的设计： a) 求作用在锥齿轮上的力：因为锥齿的 dm1=72mm， 节锥角 1=26.1，则周向 分力为： Ft=2T2/ dm1=2*72/0.061=1769.9N，垂直于分度圆圆锥母线分力为： F = Fttg =1390.29*tg26.1=566.38N，径向分力为： Fr1= F cos 1=458.77N，轴向分力为 Fa1= F sin1=169.98N，法向载荷为 Fn= Ft/cos=1966.5N，如图： b) 初步确定轴最小半径：先按式 a 15-2 估算轴最小直径。选轴材料为45钢（调质），由 a 表 11.3取 C=112，则有 dmin=19.088mm，这是安装联轴器的直径，为使所选的轴直径 d1与联轴器孔径相适应，故要选联轴器的型号：联轴器计算转矩 Tca=KAT2=1.3*54.16=66508Nmm（查 a 表得取 KA=1.3），则查表选用 YL5YLD5 型联轴器，其公称转矩为63Nm，半联轴器孔径为 d1=24mm，故取 d - =24mm，半联轴器长 L=40mm，半联轴器与轴配合毂长为 L1=38mm。 c) 轴的结构设计：轴上零件装配如图： nts 2009 级机械设计课程设计 16 为了满足半联轴器的轴向定位， -轴段右端要有一轴肩，故取 -段直径为 d - =28mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=35mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=38mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上不压在轴端面上，取 L - =36mm。 初步选定滚动轴承，因轴承同时受径向力，根据 d - =28mm，取用 30206型号单列圆锥滚子轴承，其尺寸为 d*D*T=30mm*62mm*17.25mm，则有 d - =d - =30mm， L =17.25mm，轴承中间处用轴肩定位，这段取直径 d -=36mm。 右端轴承与齿轮之间应有一套同固定， -长应为：取 L - =17.5mm，取套同长 10mm。 设装齿轮处轴段的直径为 d - =25mm，此轴段应短于轮宽，取 L - =36mm。 取轴承端盖总宽为 20mm，外端面与半联轴器右端面间距离为 20mm，故取L - =40mm。 结合变速箱结构，取 L - =60mm。 轴上零件的周向定位：齿轮、半联轴器与轴的周向定位均用平键联接。按 d -=30mm 由 c查得平键截 面 b*h=8mm*7mm，键槽用铣刀加工，长 20mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为 H6/n5；同样，半联轴器与轴的连接，用平键为 5*4*30，半联轴器与轴的配合为 H6/k5，滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，选轴的直径尺寸公差为 H6/js5。 求轴上的载荷：先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承支点的位置时，从 c查得 a=13.8mm，因此作出简支梁的轴支承夸距：为 L=86.9mm。nts 2009 级机械设计课程设计 17 由上可知 B 截面为危险截面。将 B面的个数列于 下表： 载荷 水平面 垂直面 支反力 FNH1=340.43N FNH2=1049.86N FNV1=117.71N FNV2=363.01N 弯矩 MH=29821.72Nmm MV1=10311.444Nmm 总弯矩 M=31554.09Nmm 扭矩 T2=54.16Nm 按弯扭合成应力校核轴的强度：由 a式及上表的数值，取 =0.6，轴的计算应力为： NdTF t 33123 1049.472 1050.16122 16.014Mpa，因为轴的材料前以选定为45 钢，由 a表查得其 -1=60Mpa，故安全。 2轴 2的设计： 1） 轴 1、 2 的转速和功率转矩： P1=4.11Kw， n1=1440r/min， T1=27.25N.m P2=3.99Kw， n2=720r/min， T2=52.92N.m 2） 求作用在齿轮上的力 （ 1）求作用在低速级小齿轮上的力 圆周力： NdTFt 33123 1049.470 10725.222 径向力： NFFntr 23.163420t a n4490t a n33 轴向力： 03 aF（ 2）求作用在高速级大齿轮上的力。因大齿轮为从动轮，所以作用在其上的力与主动轮上的力大小相等方向相反。 圆周力： NFF tt 9.175912 径向力： NFFtr 9.19631.036.09.1769co st a n 212 轴向力： NFFta 34.60595.036.09.1769s i nt a n 212 3）初步确定轴的最小直径 先按式3 PdCn初步估算轴的最小直径。选取轴的材料 45 钢，调质处理。根据机械设计 -表 15-3，取 112C ，于是得： nts 2009 级机械设计课程设计 18 2 3325 . 1 71 1 2 2 8 . 7 53 0 5 . 7Pd C m mn 轴的最小直径显然是轴承处轴的直径 d 和 d 取 mmdd 30 4)轴的结构设计 （ 1）拟定轴上零件的装配方案 (2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (a)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，根据 mmdd 30 ，选取 0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 32006型，其尺寸为 mmmmmmTDd 175530 ， 得： mmll 17 32006 型 轴 承 的 定 位 轴 肩 高 度 mmh 5.2 ，因此取mmdd V 35 取安装齿轮处的轴段 -， -的直径， mmddVVV 40 ，取 mmddVVVV 50 ， mmdVV 40， mmdl VIIIVIIVIIIVII 451.1 ， mml IVIII 80 ，mmll VVVV 12 ， mml VV 48 ， mml 23 ，mmlV 25 (3)轴上零件的周向定位 齿轮采用平键联接，按 mmddVVV 40 ，查机械设计表 得平键截面 mmmmhb 812 ，联接圆柱齿轮的平键长度为 63mm，联接圆锥齿轮的平键长度为 36mm. 5）求轴上的载荷 对于 32006型圆锥滚子轴承 mma 12 ， nts 2009 级机械设计课程设计 19 计得： mmL 731 ， mmL 1702 ， mmL 843 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。如下图所示 nts 2009 级机械设计课程设计 20 载荷 水平面 垂直面 支反力 F NF NH 5.22301 NF NH 5.22692 NF NV 3.7321 NFNV 5572 弯矩 M mmNM H 1 6 22 4 51 mmNM H 3.1094212 mmNM V 5470101 mmNM V 5.1 0 2 3 1 32 总弯矩 mmNMMM VH 4.5 7 0 5 621211 mmNMMM VH 4737222222 扭矩 T mmNT 1615002 6）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 ，即圆柱齿轮的截nts 2009 级机械设计课程设计 21 面，取 6.0 ，轴的计算应力： M P aW TMca 5.47252)425(412322514.3)1615006.0(4.57056)(23222221 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由机械设计表，查得 MPa601 ，因此 1 ca ，安全。 3.轴 3 的设计即 输出 轴及其轴承装置、键的设计 1） 3轴上的功率 P3,转速 n3和转矩 T3 kwP 91.33 ， min/1803 rn ， mmNT 53 1007.22）求作用在齿轮上的力 圆周力： NdTFt 71.193528020745022234 径向力： NFFntr 7.46420t a n7.1935t a n44 轴向力： 04 aF3）初步确定轴的最小直径 先按式3 PdCn初步估算轴的最小直径。选取轴的材料 45 钢，调质处理。根据机械设计表 11.3，取 112C ，于是得： mmnpCd 03.45180 91.3112 3333 轴的最小直径显然是安 装联轴器处的直径 VVd。为了使所选的轴直径 VVd与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩3TKT Aca ，取 4.1AK 。 mmNTKT Aca 869406210004.13 按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计师手 册（软件版）选用 TL8 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩 为 710N.m。半联轴器的孔径为 45mm，故取 mmdVV 45；半联轴器长度为mmL 112 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 841 。 nts 2009 级机械设计课程设计 22 4）轴的结构设计 （ 1）拟定轴上零件的装配方案 （ 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （ a）为了满足半联轴器的轴向定位的要求， -轴段左 端需制出轴肩，故取 -段的直径 mmdVV 50，半联轴器与轴 配合的毂孔长度 mmL 841 ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上面而不压在轴的端面上，故 -段的长度应比 L1 略短一些，现取 mmlVV 80。 (b) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。根据 mmdVV 50，查机械设计师手册（软件版）选取 0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 32011，其 尺 寸 为 mmmmmmTDd 239055 ，故mmdd VV 55 ，而 mmll VV 23 ，滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，轴肩高度 mmh 5.2 ，因此，取 mmd 60 . (c)取安装齿轮处的轴的直径 mmdv 65；齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 75mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 mmlv 70。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 dh 07.0 ，取 6h ，则mmd vI 77 ， mmd V 60 。因、两轴在箱体内的长度大致相等，取 mml 30 ， mmlv 12。 mmlVV 100。mml V 166 。 3）轴上零件的周向定位 查机械设计表 ，联接联轴器的平键截面mmmmmmlhb 63914 ； 联 接 圆 柱 齿 轮 的 平 键 截 面mmmmmmlhb 561118 4）求轴上的载荷 对于 32011型圆锥滚子轴承 mma 19 ， nts 2009 级机械设计课程设计 23 载荷 水平面 垂直面 支反力 F NF NH 3.19001 NF NH 2.10852 NFNV 8231 NF NV 6.2632 弯矩 M mmNM H 154235 mmNM V 63249 总弯矩 mmNMMM VH 16669722 扭矩 T mmNT 6210003 5) 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，即安装齿轮处，取 6.0 ，轴的计算应力： M P aW TMca 5.11652)5.565(5.518326514.3)4926006.0(166698)(2322232 前已选定轴的材料为 45钢，调质处理，由机械设计， 查得 MPa601 ，因此 1 ca，安全。 计得： mmL 801 ， mmL 2352 ，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。如下图所示。 nts 2009 级机械设计课程设计 24 nts 2009 级机械设计课程设计 25 九滚动轴承及键的 校和计算寿命 主要结果 主要结果 1，输入轴 的轴承 1） .按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承的预期寿命取为： Lh 29200h 由上面的计算结果有轴承受的径向力为 Fr1=340.43N， 轴向 力为 Fa1=159.90N， 2）初步选择滚动轴承型号为 30206，其基本额定动载荷为 Cr=51.8KN，基本额定静载荷为 C0r=63.8KN。 3）径向当量动载荷 NFFFNVNHr 43.3406.1871.543 2221211 NFFF NVNHr 8.20552.6711.1943 2222222 动载荷为arr YFFP 4.0，查得 6.1Y ，则有 NP r 0 1 2.3 9 290.1 5 96.143.3 4 04.0 由 a 式 13-5得 hrrh LPCnL 104.53012.3925 1 8 0 096060106010 631066 满足要求。 输入轴 的键 1）选择键联接的类型和尺寸 联轴器处选用单圆头平键，尺寸为 mmmmmmlhb 3045 圆锥齿轮处选用普通平头圆键，尺寸为 mmmmmmlhb 2078 。 2)校核键联接的强度 键、轴材料都是钢，由机械设计查得键联接的许用挤压力为 MPaP 120 键的工作长度 mmbll 5.17252021 ， mmll 202 PP MP adlkT 5.82255.1765.0 5 4 1 6 021021311，合适 PP MP adlkT 2.72252065.0 5416021022312，合适 2 2 轴 的轴承 （ 1 ） 选 择 的 圆 锥 滚 子 轴 承 型 号 为 32006 ， 尺 寸 为mmmmmmTDd 175530 ，基本额定动载荷 NC 34000 。 （ 2） 当量动载荷 nts 2009 级机械设计课程设计 26 前面已求得 NFNH 5.22301 ， NFNH 5.22692 ， NFNV 3.7321 ，NFNV 5572 ， NFa 4.340 轴承 1、 2受到的径向载荷为： NFFFNVNHr 1 0 5 43.7 3 25.2 2 3 0 2221211 NFFFNVNHr 16325575.2269 2222222 轴承 1、 2受到的轴向载荷为： 查简明机械工程师手册 -表 7.7-39得 7.1Y NYFF rd 3107.1210542 11 NYFF rd 4807.1216322 22 NFFFdaa 4.6503104.34011 NFF da 48022 轴承的当量动载荷为： )(arP FYFXfP 按机械设计 -表 13-6查得 2.1Pf NFYFXfP arP 7.1832)4.6507.110544.0(2.1)( 11111 NFYFXfP arP 1425)4807.116324.0(2.1)22( 222 （ 3）验算轴承寿命 因为 21 PP ，所以按轴承 2的受力验算。 对于滚子轴承， 3/10 。 hPCnL h 38320)14254.340(3206010)(6010 3/106226 减速器的预定寿命 hLh 2 9 2 0 083 6 510 hh LL ，合适。 3 3 轴 的键 1）选择键联接的类型和尺寸 联接圆柱齿轮处选用圆头平键，尺寸为 mmmmmmhb 36812 联 接 圆 锥 齿 轮 处 选 用 普 通 平 头 圆 键 ， 尺 寸 为mmmmmmhb 36812 。 2)校核键联接的强度 键、轴材料都是钢，由机械设计查得键联接的许用挤压力为 MPaP 120 。键的工作长度 mmbll 5112631 ，mmll 362 nts 2009 级机械设计课程设计 27 PP MP adlkT 2.32365185.0 11221021021321，合适 PP MP adlkT 8.43363685.0 1 1 2 2 1 021022322，合适 4 输出轴 的轴承 （ 1 ） 选 择 的 圆 锥 滚 子 轴 承 型 号 为 32011 ，尺寸为mmmmmmTDd 239055 ， 基 本 额 定 动 载 荷NC 44400 。 （ 2） 当量动载荷 前面已求得 NF NH 3.19001 ， NF NH 2.10852 ， NFNV 8231 ，NF NV 6.2632 轴承 1、 2受到的径向载荷为： NFFFNVNHr 1 1 2 38233.1 9 0 0 2221211 NFFFNVNHr 6786.2632.1 0 8 5 2222222 轴承 1、 2受到的轴向载荷为： 查简明机械工程师手册 -表 7.7-39得 6.1Y NYFF rd 9.35
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