二级同轴减速器课程设计142%1.3%240%98.doc
二级同轴减速器课程设计142%1.3%240%98
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减速器课程设计
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二级同轴减速器课程设计142%1.3%240%98,减速器课程设计
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机械工程 学 院 机械设计 课程设计说明书 设 计 题 目： 机械设计课程设计 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 08 二班 姓 名： 刘茂 学 号 089290141107 指 导 教 师： 侍红岩 2010 年 7 月 20 日nts机械工程 学院 机械设计基础课程设计 目 录 一、 设计任务书 二、 传动方案分析 三、 电机的选择 四、 传动比分配 五、 运动及动力参数计算 六、 齿轮转动的设计 七、 轴的结构设计及计算 八、 滚动轴承的选择及 寿命 九、 键的选择及强度计算 十、 联轴器的选择 十一、 箱体的结构设计 十二、 密封件，润滑剂及润滑方式的选择 参考文献 nts机械工程 学院 机械设计基础课程设计 一、设计任务书 1设计目的： 1)、综合运用本课程的理论和生产实际知识进行设 计训练，使所学的知识得到进一步的巩固和发展； 2)、学习机械设计的一般方法和步骤，初步培养学生分析和解决工程实际问题的能力，树立正确的设计思想，为今后毕业设计设计和工作打下良好的基础； 3)、进行方案设计、结构设计、机械制图和运用设计手册、标准及规范等技能的训练， 使 学生具有初步机械设计的能力。 2设计内容和要求 技术要求 ： 工作条件： 连续单向运转，工作 平稳 ，室内工作；输送带速度允许误 差 5% ； 每天两 班制工作， 每年工作 300 天， 使用期限 10 年。 加工条件： 减速器成批生产， 可加工 7 8 级齿轮原始数据： 输送滚筒工作扭矩 F 2000 mN ，滚筒直径 D =240 mm ， 输送带速度 v 1.3 sm/ 。 3设计工作任务及工作量的要求 电动机的选择与运动参数计算； 直齿齿轮传动设计计算 1、电动机 2（ 6）、联 轴器 3、减速器 4、高速级齿轮 5、低速级齿轮 7 输送机滚筒 nts机械工程 学院 机械设计基础课程设计 轴的设计 滚动轴承的选择 键和连轴器的选择与校核； 装配图、零件图的绘制 设计计算说明书的编写 4设计成果形式及要求： 1、完整合理的设计计算说明书 1 本 (25 35 页，不少于 3000 字 ) 2、齿轮减速箱总装配图 1 张 A1 图纸（手绘） 3、轴类零件 1 张 A3 图纸（手绘 ） 4、齿轮零件 1 张 A3 图纸（手绘 ） 5 草图 1 张 5 工作计划及进度： 2011 年 6 月 6 月 20 日 6 月 25 日 ： 完成方案设计及相关参数的选择及计算 6 月 25 日 6 月 28 日 ： 轴与轴系零件的设计 6 月 28 日 6 月 30 日 ： 轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 6 月 30 日 7 月 9 日 ： 装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 7 月 9 日 7 月 10 日 ：答辩成绩考核 nts机械工程 学院 机械设计基础课程设计 二、 传动方案分析 由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 考虑到使用寿命以及承载能力，减速器中齿轮采用圆柱斜齿轮；轴承选用滚动轴承；由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 三、 电动机的选择 1 电动机类型和结构的选择 因为本传动的工作 状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式 Y 系列的 三相异步 电动机。 2 电动机容量的选择 1） 工作机所需功率WP由任务书可知：工作机的扭矩 F 工作 =2000N， 滚筒直径 D 240mm ，输送带速度 v 1.3 sm/ ， 得 滚筒转 速 min)/(5.10333014.3 3.1100060100060 rD vn w 由式子： )(6.2100 0 3.1200 0100 0 kwFvP w 2） 电动机的输出功率 查课程设计指导书表 2-2 效率的选择： 弹性套柱销联轴器： 1 = 0.99 8 级精度圆柱齿轮传动： 2 = 0.97 滚 动 轴承： 3 = 0.99 传动 滚筒效率 ： 4 = 0.96 传动装置总效率 为 85.04432221 )(05.385.0/6.2/ kwPP wd 3 电动机转速的选择 根据工作条件，本传动选用 Y 系列异步电机为原动机。 nts机械工程 学院 机械设计基础课程设计 由前面计算可知工作机转速wn=103.5r/min，根据课程指导书表 12-6 常用机械传动的单级传动比推荐值，可选电动机主要有下表所列几种范围。 电动机同步转速 min)/(n m r 750 1000 1500 3000 系统总传动比ai7.25 9.26 13.913 28098 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格以及总传动比， 750 转的低速电动机传动比虽小，但电动机极数大价格高，故不可取。 3000 转的电动机重量轻，价格便宜，但总传动 比大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑，也不可取。剩下两种相比，如为使传动装置结构紧凑，选用 1000 转的电动机较好；如考虑电动机重量和价格，则应选用1500 转的电动机。综合考虑各方面因素，现选用同步转速为 1500 转的电动机。 4电动机型号的确定 因载荷平稳，电动机额定功率edp略大于dp即可。由 Y 系列电动机技术数据，选电动机的额定功率edp为 4 KW，结合其同步转速，由课程设 计指导书表 13 1 查出各项参数如下：取同步转速： 1500r/min 4 级电动机 型号： Y112M-4 额定功率： 4kW 满载功率： 1440 r/min 堵转转矩 /额定转矩： 2.2 最大转矩 /额定转矩： 2.3 安装高度 H： 112mm 输出端轴径 d: 28mm 四、传动比分配 1、 传动装置的总传动比及其分配 总传动比 ai i = mwnn = 913.135.1031440 2、 合理分配各级传动比 ： 由于减速箱是同轴式布置，所以 1i 2i 。 因为 i 13.913， 1i 2i =3.73 nts机械工程 学院 机械设计基础课程设计 五、运动及动力参数计算 计算与说明 结果 1、各轴的转速计算 14401 n min/r 05.38673.31440112 innmin/r 0 5 0 1.10373.3 05.386223 innmin/r 速度偏差几乎为零 ，所以可行。 2、各轴输入功率的计算 按电动机的额定功率edP=4kw 计算各轴输入功率 : I 轴的输入功率 : 96.399.0411 edPP kw 轴的输入功率：80.399.097.096.3321122 PPP kw 轴的输入功率： 65.399.097.080.33223 PP kw 3、各轴的输入转矩计算 I 轴的转矩 26.26144096.395509550111 nPT N m 轴 转矩 00.9405.38680.395509550222 nPT N m 轴 转矩 78.3365.10365.39 5 5 09 5 5 0333 nPT N m 14401 nminr 05.3862 n rmin 5.1033 nmin/r 41P kw 80.32 P kw 65.33 P kw 26.261 T N m 00.942 T N m 78.3363 T N m nts机械工程 学院 机械设计基础课程设计 各轴转速、输入功率、输入转矩 项 目 电动机轴 高速轴 I 中间轴 II 低速轴 III 鼓轮 轴 转速（ r/min） 1440 1440 386.05 103.5 103.5 功率（ kW） 4 3.96 3.80 3.65 3.58 转矩（ N m） 40 26.26 94 336.78 336.09 传动比 1 1 3.73 3.73 1 效率 1 0.99 0.96 0.96 0.98 六、 齿轮转动的设计 计算与说明 结果 nts机械工程 学院 机械设计基础课程设计 1、齿轮 设计 ： 1）选择材料及 硬度 考虑到 减速器的使用地为室内，因此要求结构紧凑，所以 各 齿轮选用 45 号钢调质并 高频感应加热淬火 ， 硬度 HRCH 5045 。强度计算时取HRCH 48 ，硬度质量要 求为 ML，表面粗糙度 mR a 2.36.1 。 因为同轴式布置，为保证中心距一致，所以按低速齿轮计算，然后高速级齿轮的法面模数和压力角以及大小齿轮齿数直接参照低速级同类参数。 2）许用应力 （ 1）确定 Hlim 和 Flim 查 1图 10-21e 得 Hlim1= Hlim2=960(MPa) 查 1图 10-20d 得 Flim1= Flim2=480(MPa) （ 2）确定寿命系数 112.1103001605.3866060 21 hLJnN 832 1098.210300165.1036060 hLJnN 查教材 图 6-24 的 ZNT1= ZNT2=0.99 YNT1=YNT2=0.95 （ 3） 安全系数取： SH=1.00 SF=1.25 MPaS ZHNTHHHH 9501 99.09601l i m21 MPaS YFNTFFFF 36425.1 95.04801l i m21 3）按齿根弯曲疲劳强度设计 3 2122 c os2FFSdntYzYKTm 式中参数 ： （ 1） 转矩 mmNmNT 52 1094.000.94 （ 2）查 教材表 6-8 的d取为 0.8 （ 3）齿数 取 Z1=20， Z2= 6.7473.3201 iZ ，取 Z2=75 （ 4）螺旋角 初设 =14 （ 5）载荷系数 K 查教材表 6-5 设 K=1.4 MPaH 950 MPaF 364 Z1=20 Z2=75 nts机械工程 学院 机械设计基础课程设计 （ 6） 计算 纵向重合度及27.114208.0318.0318.0 1 tgtgZd 查 1图 10-26 的 76.01 ， 86.02 62.186.077.021 （ 7） 计算 螺旋角系数Y85.01201427.111201 Y （ 8） 初 算当量齿数 Zv 89.2114c o s20c o s 3311 ZZ V 15.8214cos 75cos 3322 ZZ V 查 2图 8-43 的复合齿形系数 YFS1=4.34 YFS2=3.9248 （ 9）计算大、小齿轮的 FFSY并比较 0119 13.036438.411 FSY0 1 1 7 8.0364 0.422 FSY取小齿轮的 FFSY值代入公式计算 将以上数据带入齿根弯曲疲劳强度计算公式有 )(69.10 1 1 9 2 3.062.1208.0 14c o s85.0104.94.123 2 24 mmm nt 初算 分度圆直径 85.3414c o s 2069.1c o s 11 Zmd nt（ mm） （ 10）计算圆周速度 704.01 0 0 060 05.38685.3414.31 0 0 060 11 ndv t （ m/s） nts机械工程 学院 机械设计基础课程设计 （ 11） 初 算齿宽tb及齿高 h 88.27mm85.348.01 tdt db （ mm） 8 0 2 5.368.125.225.2 nmh （ mm） 3 32.78 02 5.3 88.27 tthb（ 12）计算载荷系数 K 根据 704.0v m/s， 初定为 8 级 精度 ，由 1图 10-8 查得：动载系数VK=1.06，由 1表 10-2 得使用系数 KA=1，查 1表 10-3 得齿间载荷分配系数4.1 HF KK ，查 1表 10-4 中的硬齿面栏查得小齿轮相对支承对称布置、6 级精度、 223.1HK考虑 硬齿面减速器，中等速度， 齿轮 定为 8 级精度， 查 1图 10-13 16.1FK故载荷系数： 721.116.14.106.11 FFVA KKKKK （ 13）修正nm考虑到估算值与计算值差距较大，应修正 81.14.1/721.168.1/ 33 tntn KKmm 4）按齿面接触疲劳强度 计算 ： 3211 12 HHE ZZuuKTd （ 1） 弹性系数 ZE 查教材表 6-6 得 ZE=189.8 MPa （ 2）区域系数 ZH 查 1图 10-30，取 ZH=2.43 （ 3）齿数比 75.3207512 ZZu（ 4） 79.4295043.28.18975.3)175.3(62.18.01094.081.123 251 d mm （ 4）计算nm07.220 14c o s79.42c o s11 Zdm n 721.1K nts机械工程 学院 机械设计基础课程设计 综合比较后取 2nm5）确定传动尺寸 （ 1）计算中心距 94.97)7520(14c o s2 2)(c o s2 21 ZZma n （ mm） 取整数 98a （ mm） （ 2）计算螺旋角 21 4812142 1 3 4.14982 75202a r c c o s2 )(a r c c o s a ZZm n 06.2cos nt mm 变动不大， 、 、 ZH 无需修正 26.41481214c o s 202c o s 11 zmd n （ mm） 73.154481214c o s 942c o s 22 zmd n （ mm） 26.452226.41211 na mdd （ mm） 73.1582273.154222 na mdd （ mm） 26.3625.226.415.211 nf mdd （ mm） 73.14925.273.1545.222 nf mdd （ mm） 确定齿宽 01.3326.418.01 db d（ mm） 取 352 bb mm， 401 b mm 6） 齿轮的结构设计 （ 1）估计齿轮处的轴径 ： 轴材料初选 45 号 钢，估算伸出端轴mmnPAd s 65.2405.386 8.3115 3310 。考虑到轴的设计，取齿轮孔处轴颈 mmds 301 ，接近小齿轮齿根圆 26.361 fdmm，小齿轮采用轴齿轮结构。 大齿 轮 采用实心 结构。 2nm 06.2tm 98a mm 、 481214 26.411 d mm 73.1542 d mm 26.451 ad mm 73.1582 ad mm 26.361 fd mm 73.1492 fd mm 352 b mm 401 b mm nts机械工程 学院 机械设计基础课程设计 根据 : 83.0100060 05.38626.4114.3100060 11 ndv m/s 考虑到硬齿面减速器，速度中等， 查 3表 18-2， 取 齿轮 精度等级为 8-8-7。 齿厚偏差 查 3表 18-6，小齿轮上偏差取 G，下偏差取 J，大齿轮上偏差取 G，下偏差取 G。 （ 2） 公法线 长度 Wn 及偏差计算 标准斜齿圆柱齿轮 )0 1 4.0)5.0(9 5 2 1.2 ZkmW nn 当量齿数ntinvinvZZ 3775.0481214c os 20t a nc ost a nt a n nt 5793.20t 01664.035886.03751.0t a n tttin v 33.220 1 49 0 4.0 0 1 66 4.0201 Z 74.83014904.0 01664.0752 Z 跨齿数 98.25.09 33.225.0911 zk 取 31k 8.95.09 74.835.0922 zk 取 102 k 39.15)33.22014.0)5.03(9521.231 nW mm 43.58)74.830 1 4.0)5.012(9 5 2 1.232 nW mm 由于 bWn 35.14481214s in43.58s in 可测 量公法线长度 偏差计算 查 3表 18-6 得 小齿轮齿厚上偏差 12.01 ssE，齿厚下偏差 2.01 siE大齿轮齿厚上偏差 132.02 ssE，齿厚下偏差 220.02 siE查 3表 18-11 得 5612.20t 79.211 Z 42.1022 Z 31k 102 k 39.151 nW mm 43.582 nW mm nts机械工程 学院 机械设计基础课程设计 小齿轮齿圈径向跳动公差 032.01 rF 大齿轮齿圈径向跳动公差 055.02 rF 故 公法线平均长度上偏差 mmFEE rSSWS1206.020s in032.072.020c os12.0s in72.0c os 111 mmFEE rSSWS1376.020s in055.072.020c os132.0s in72.0c os 222 公法线平均长度下偏差 mmFEE rSiWi1958.020s in032.072.020c os2.0s in72.0c os 111 mmFEE rSiWi2203.020s in055.072.020c os22.0s in72.0c os 222 其他有关尺寸参看齿轮零件图 。 齿轮的参数列表如下 名称 高低速齿轮 端面模数tm2.06 中心距 a(mm) 98 法向模数nm2 螺旋角 o 481214 旋 向 小齿轮 左 大齿轮 右 12.01 ssE 2.01 siE 132.02 ssE 220.02 siE 1206.01 WSE mm 1376.01 WiE mm 1958.02 WSE mm 2203.02 WiE mm nts机械工程 学院 机械设计基础课程设计 齿 数 1Z20 2Z75 分度圆直径 (mm） 1d mm 41.26 2d mm 154.73 齿顶圆直径（ mm） 1ad mm 45.26 2ad mm 158.73 齿根圆直径（ mm） 1fd mm 36.26 2fd mm 149.73 齿（ mm） 宽 1b mm 40 2b mm 35 材料及热处理 45 调质 表面淬火 七、轴的结构设计及计算 计算与说明 结果 nts机械工程 学院 机械设计基础课程设计 I 轴： 1）材料及热处理 考虑到 I 轴为高速，以及齿轮材料后，选 I 轴材料为 45 号钢，调质 220240HBS。查 2表 14-1 得 MPab 640，查 1表 15-1 得 MPab 601 。 2）估算直径 查 2表 14-7 取 A=115， 考虑到与联轴器联接键槽 ， A 增大 5%， 最后 取 A=120.75， 根据公式 3min / nPAd 有 ： 92.161440 96.375.120 3m i n d mm 3） 初选 联轴器 轴伸出段装有联轴器，考虑到补偿轴的可能位移，选用弹性柱销联轴器。查1 表 14-1 取 K=1.5 由 mNKTTc 39.3926.265.11， 根 据 速 度min/14401 rn ， 考虑电机轴直径， 查 3表 13-5 选用 HL2 弹性柱销联轴器，标准孔径 mmd 281 ，所以 轴伸出段直径 mmd 281 。 4） I 轴 结构 初步设计 因为 I 轴为装有联轴器的斜齿轮轴， 所以， 结构采用 外伸 梁布局， 外伸部分装联轴器 ，两轴承布置在齿轮轴 段两端。轴系采用 两端单向固定 布置，左 右 轴承 均 采用加轴肩定位， 为避免因温度升高而卡死，轴承端盖与轴承外圈端面留出 0.2mm0.4mm的热补偿间隙 。轴的初步结构图如下。 5）确定各轴段直径及长度 （ 1） 1d 段装 HL2 型联轴器，查 3表 13-5 取 mmd 281 ；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 mmD 30 。半联轴器与轴配合的毂孔长度为 62mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面 上，故 L1 的长度略短一些，现取 mmL 601 。 （ 2） 初选滚动轴承。轴上装有斜齿轮，根据公式costan2 nr dTF 和 tan2dTFa I 轴 mmd 281 mmdd 3062 mmd 26.454 mmdd 3553 mmL 601 mmL 502 mmL 404 mmLL 1053 mmL 256 nts机械工程 学院 机械设计基础课程设计 可知，径向力大于轴向力，为了减少成本选用深沟球轴承。参照工作要求并根据mmd 281 ，由 3 表 12-5 所列深沟球轴承系列表初选 6206 ，其尺寸为mmmmmmBDd 197232 ，故 mmdd 3062 。考虑到 2d 段还要装轴承端盖 和毡圈油封 ， 查 3表 15-8 槽宽 mmB 12min ，并考虑到轴承端盖厚度， 故L2 应取长一点，现取 mmL 502 ， mmL 256 。 （ 3）左右轴承都采用轴肩定位，由 3表 12-5 查的 6206 型轴承的定位轴肩高度mmh 5 ，因此，取 mmdd 3553 。由轴环宽度 hb 4.1 ，取 mmLL 1053 。 （ 4）由于是轴齿轮，所以 mmdda 26.4514 ， mmbL 4014 。 综上所述，轴的总长为 195mm，两轴承跨度为 79mm。 6）轴上零件径向定位。 （ 1）半联轴器与轴采用 C 型平键联接。查 3表 11-28 得键尺寸 mmmmhb 78 ，键槽采用键槽铣刀加工，加工长度为 50mm。 （ 2）半联轴器与轴的配合为 H7/k6。 （ 3）滚动轴承与轴的轴向定位采用过渡配合来保证，所以两轴颈 处的尺寸公差取m6。 7）确定轴上零件的圆角和倒角尺寸 查 3表 12-11 取 轴齿轮 处倒角为 2 45， 轴端 倒角为 1 45。各段过渡圆角为R=1mm。 以上各尺寸和结构都为初定，实际尺寸以图上尺寸为准。 III 轴： 1）材料及热处理同 I 轴。 2）估算最小直径 查 1表 15-3 取 A=115，考虑到与联轴器联接键槽以及齿轮与轴的键槽， A 增大 10%，最后取 A=126.5， 根据公式 3min / nPAd 有： 48.415.103 65.35.126 3m i n d mm 3）初选联轴器 （ 1）轴 伸出段装有联轴器，考虑到补偿轴的可能位移，选用弹性柱销联轴器。查2 表 4-1 取 K=1.5 由 mNKTTc 17.50578.3365.11， 根 据 速 度min/501.1053 rn ，查 3表 13-7 选用 HL3 弹性柱销联轴器，标准孔径mmd 455 ，既轴伸出段直径 mmd 45 。 nts机械工程 学院 机械设计基础课程设计 4） III 轴结构初步设计 因为 III 轴为装有联轴器的轴，所以，结构采用外伸梁布局，外伸部分装联轴器，两轴承布置在齿轮轴段两端。轴系采用两端单向固定布置， 左轴承采用轴肩定位，右轴承采用套筒和轴承端盖定位。为避免因温度升高而卡死，轴承端盖与轴承外圈端 面 留 出 0.2mm0.4mm 的 热 补 偿 间 隙 。 轴 的 初 步 结 构 图 如 下 。5）确定各轴段直径及长度 （ 1）5d段装 HL3 型联轴器，查 3表 13-7 取 mmd 455 ；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 mmD 65 。半联轴器与轴配合的毂孔长度为 112mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 L5 的长度略短一些，现取 mmL 1105 。 （ 2）初选滚动轴承。轴上装有斜齿轮，根据公式costan2 nr dTF 和 tan2dTFa 可知，径向力大于轴向力，为了减少成本选用深沟球轴承。参照工作要求并根据mmd 455 ，由 3表 12-5 所列深沟球轴承系列表初选 6309，其尺寸为mmmmmmBDd 2510045 ，故 mmdd 4541 。考虑到 4d 段还要装轴承端盖 、 毡圈油封 和套筒 ，查 3表 12-8 槽宽 mmB 12min ，并考虑到 套筒长度 ，套筒长度 定 15mm,，故 L4 应取长一点，现取 mmL 804 ， mmL 251 。 （ 3） 右轴承都采用轴肩定位，由 3表 15-1 查的 6313 型轴承的定位轴肩高度mmh 5 ，因此，取 mmd 552 。由轴环宽度 hb 4.1 ，取 mmL 102 。 （ 4）3d处装有大齿轮，大齿轮 mmda 73.1582为腹板式结构，齿轮与轴承采用套III 轴 mmdd 4541 mmd 552 mmd 503 mmd 455 mmL 251 mmL 102 mmL 333 mmL 804 mmL 1105 nts机械工程 学院 机械设计基础课程设计 筒进行轴向定位，所以3d不考虑定位功能，考虑到圆角值，取 mmd 503 。 大齿轮的齿宽 35mm，所以 L3 应略小于大齿轮齿宽，故取 mmL 333 。 综上所述，轴的总长为 258mm，两轴承跨度为 85mm。 6）轴上零件径向定位。 （ 1 ） 半 联 轴 器 与 轴 采 用 C 型 平 键 联 接 ， 查 3 表 11-28 得 键 尺 寸mmmmhb 914 ，键槽采用键槽铣刀加工，加工长度为 90mm。 齿轮与轴采用A 型平键联接，查 3表 11-28 得键尺寸 mmmmhb 914 ，键槽采用键槽铣刀加工，加工长度为 30mm。 （ 2）半联轴器与轴的配合为 H7/k6。 （ 3）滚动轴承与轴的轴向定位采用过渡配合来保证，所以两轴颈处的尺寸公差取m6。 7）确定轴上零件的圆角和倒角尺寸 查 3表 12-11 轴端 倒角为 2 45。各段过渡圆角为 R=2mm。 以上各尺寸和结构都为初定，实际尺寸以图上尺寸为准。 II 轴： 1）材料及热处理同 I 轴。 2）估算最小直径 查 2表 14-7 取 A=115，考虑到与 大齿轮 联接键槽， A 增大 5%，最后取 A=120.75， 根据公式 3min / nPAd 有： 878.2505.386 80.375.120 3m i n d mm 查轴系列 取 mmd 26min 3） II 轴结构初步设计 因为 II 轴为装有联轴器的轴，所以，结构采用简支梁布局， 因为有两个斜齿轮 ，需要考虑轴向力的影响，采用角接触轴承，成对正安装， 两轴承布置在轴两端。轴系采用两端单向固定布置，左轴承采用套筒和轴承端盖定位，右轴承采用轴肩和轴承端盖定位。为避免因温度升高而卡死，右轴承端盖与轴承外圈端面留出0.2mm0.4mm 的热补偿间隙。轴的初步结构图如下。 nts机械工程 学院 机械设计基础课程设计 4）确定各轴段直径及长度 （ 1）初选滚动轴承。轴上装有斜齿轮，根据公式costan2 nr dTF 和 tan2dTFa 可知，径向力大于轴向力，为了减少成本选用 角接触 球轴承。参照工作要求 并根据mmd 30min ，由 3表 12-6 所列 角接触 球轴承系列表初选 7306C，其尺寸为mmmmmmBDd 197230 ，故 dd 3081 。考虑到 8d 段还要装轴承端盖和毡圈油封，查 3表 15-8 槽宽 mmB 12min ，并考虑到轴承端盖厚度，故L8 应取长一点，现取 mmL 408 ， mmL 251 。 （ 2）左右轴承都采用轴肩定位，由 3表 12-6 查的 7306C 型轴承的定位轴肩高度mmh 5 ， 但考虑 L2 段需要轴套定位大齿轮以及 L6 段为轴齿轮结构所以， 取mmdd 4072 。由轴环宽度 hb 4.1 ，取 mmLL 1072 。 （ 3）3d段为大齿轮装配轴段，参照 III 轴，取 mmd 503 ， mmL 333 。 （ 4） 4d 段为大齿轮右轴向定位轴环，由 dhd 1.007.0 计算后取 mmh 5 ，因此， mmd 604 轴环宽度 hb 4.1 ，取 mmL 104 。 （ 4）5d段为过渡轴段，考虑到相连轴段直径、轴齿轮齿根圆直径以及估算最小直径，取 mmd 355 。 4d 轴段长度应考虑同轴式减速器结构要求， 所以 mmL 805 。 （ 5）由于是轴齿轮，所以 mmdda 26.4516 ， mmL 406 。 综上所述，轴的总长为 248mm， 考虑到角接触轴承实际支撑点，经计算后 两轴承跨度为 202mm。 6）轴上零件径向定位。 （ 1） 大齿轮 与轴采用 A 型平键联接。 查 3表 11-28 得键尺寸 mmmmhb 914 ，键槽采用 键槽铣刀加工，加工长度为 30mm （ 2）滚动轴承与轴的轴向定位采用过渡配合来保证，所以两轴颈处的尺寸公差取II 轴 mmdd 3081 mmdd 4072 mmd 503 mmd 604 mmd 355 mmd 26.456 mmL 251 mmLL 1072 mmL 333 mmL 104 mmL 805 mmL 406 mmL 408 nts机械工程 学院 机械设计基础课程设计 m6。 7）确定轴上零件的圆角和倒角尺寸 查 3表 12-11 取轴齿轮处倒角为 2 45，轴端倒角为 1 45。各段过渡圆角为R=1mm。 以上各尺寸和结构都为初定，实际尺寸以图上尺寸为准。 8）轴的强度计算 （ 1）轴的受力分析 由轴的初步结构图可知 II 轴为一简支梁结构，在大齿轮处输入转矩，小齿轮处输出转矩，其受力分析图如下 （ 2 ） 由前 面计算知 mNT 26.261 ， mNT 942 ， mNT 78.3363，481214 NdTF t 127326.41 1026.2622 3111 ， NdTFt 434573.1541078.33622 3233 NFF ntr 4 7 8481214c o s 20t a n1 2 7 3c o s/t a n 11 NFF ntr 1635481214c o s 20t a n4345c o s/t a n 33 NFF ta 322481214t a n1273t a n 11 NFF ta 1 1 0 3481214t a n4 3 4 5t a n 33 （ 3）求支座反力 铅直面支座反力 ： 031 rrBVAV FFFF 05.1 6 3352 0 2 31 rrBV FFF 解联立方程得 ： NFAV 706, NFBV 2.1406水平面支座反力 ： 031 BHttAH FFFF nts机械工程 学院 机械设计基础课程设计 05.16335202 31 ttBH FFF 解联立方程得： NFAH 222 , NF BH 2.1406 （ 4）计算弯矩 和扭矩 铅直面弯矩 ： mmNFM AVCV 2473835 ， mmNFM BVDV 7.541385.38 水平面弯矩 ： mmNFM AHCH 95.7 7 9 635 ， mmNFM BHDH 645.12 71 565.38 总弯矩： mmNM C 64.2593795.779624738 22 mmNM D 07.1 3 8 2 0 2645.1 2 7 1 5 607.1 3 8 2 0 2 22 nts机械工程 学院 机械设计基础课程设计 扭矩 ： mmNTT 94 00 02 当量弯矩： 单向旋转， 转矩为脉动循环 ，取 6.0 mmNT 56400940006.0 mmNTMM cec 347.6 2 0 7 822 mmNTMM DeD 45.149 2 6722 强度足够 刚度足够 nts机械工程 学院 机械设计基础课程设计 （ 5）分别校核 C 点和 D 点截面 mmMd bcec 8.21601.0 347.620781.0 33 1 mmMd bDeD 19.29601.0 45.149 2671.0 33 1 考 虑 到 C 点 轴 段 为 装 配 大 齿 轮 而 开 有 键 槽 ， 轴 径 放 大 5% ，mmd c 89.2205.18.21 。而初步轴结构设计中 C 点所在轴段直径为 50mm，D 点处为轴齿轮，其齿根圆直径为 36.26mm，且轴的最小直径 30mm，也大于计算轴直径，所以整轴强度足够。 因为实际轴径远大于计算轴径 ，且两轴承跨度也不大，所以刚度也足够。 nts机械工程 学院 机械设计基础课程设计 八 、滚动轴承的 选择及寿命 计算与说明 结果 I 轴 轴系采用两端单向固定， 初选轴承为 6306。 （ 1）计算支承的受力 铅直面 左右支承反力相等，等于 NFr 23921 水平面 左右支承反力相等，等于 NFt 5.63621 总支承力 NF 89.6795.636239 22 轴向力 NFFaa 3221 参考 II 受力分析，轴向力由右轴承承受 ，可见，右轴承受载较大。 （ 2）求当量动载荷 查 3表 12-5可知， 6306的 kNC 0.27 ， kNC 2.150 。 0212.0152003220 CF a,参照 1表 13-5，用插入法求得 22.0e 。 eFFra 347.1239/322/，利用插入法查 1表 13-5，得 X=0.56， Y=1.4。查 1表 13-6，取 fp=1.5： NYFXFP arP 96.876)3224.123956.0(5.1)(f （ 3） 校核 轴承寿命 Lh 球轴承 取 3 hhPCnL h 4 8 0 0 03 3 7 7 8 196.8 7 7 62 7 0 0 01 4 4 01 6 6 6 71 6 6 6 7 3 轴承选择合适 II 轴 轴系采用两端单向固定，初选轴承为 7306C （ 1）计
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