二级斜齿减速器课程设计593.2%36rmin%126%135.doc
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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593.2%36rmin%126%135,减速器课程设计
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华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 1 页 共 43 页 一、 目的与要求 1 机械 设计 课程设计是机械原理课程的最后一个教学环节，其目的是： 1 1 通过课程设计， 培养学生综合运用所学知识，结合生产实际分析解决机械工程问题的能力 ，并使所学知识进一步巩固、加深； 1 2 学习机械设计的一般方法，了解和掌握简单机械传动装置的设计过程和进行方式， 培养学生开发和创新机械产品的能力； 1 3 通过课程设计，进一步提高学生的 设计基本技能 能力， 如计算、绘图、查阅资料、熟悉标准和规范。 2 机械设计课程设计要求： 2 1 能够树立正确的设计思想，力求所做设计合理、实用、经济； 2 2 提倡独立思考，反对盲目抄袭和“闭门造车” 两种错误倾向，反对知错不改，敷衍了事的作风。 2 3 掌握边画、边计算、边修改的设计过程，正确使用参考资料和标准规范。 2 4 要求图纸符合国家标准，计算说明书正确、书写工整。 二、 设计内容及要求 1 设计题目 设计螺旋输送机用二级齿轮减速器 已知条件： 1 螺旋筒轴上的功率 KwP 2.3 nts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 2 页 共 43 页 2 螺旋筒轴上的转速 min/36 rn （允许转速误差为 5% ） 3 工作情况 三班制连续单向运转，载荷较平稳 4 使用折旧期 10 年 5 动力来源：电力，三相交流，电压 380V 6 制造条件及生产机量 一 般机械厂制造，单件生产 螺旋输送机用减速器方案如下图所示： 2设计内容 1）传动装置的总体方案设计；选择电动机；计算运动和动力参数；传动零件的设计。 2）绘制装配图和零件图。 3）设计计算说明书一份，包括：确定传动装置的总体方案，选择电动机，计算运动和动力参数，传动零件的设计，轴、轴承、键的校核，联轴器的选择，箱体的设计等。 12 345678nts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 3 页 共 43 页 三、 进度计划 序号 设计内容 完成时间 备注 1 传动装置的总体方案设计 0.5周 2 装配草图和装配图的绘制 1.5 周 3 零件图的绘制、编写设计计算说明书 4 天 ： 4 提交设计、 教师审图、评定成绩 1天： 四、 课程设计成果要求 1）减速器装配图 1 张（ 0 号）； 2）大齿轮零件图 1 张（ 2 号）、低速轴零件图 1 张（ 2 号）。 3）设计说明书一份。 二 课程设计正文 第一节 电动机的选择 一 . 选择电动机 ,确定传动方案及计算传动参数 选用 Y系列三相异步电动机 1.运输机所需功率 wPw k2.32.电动机的容量 nts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 4 页 共 43 页 由电动机到工作机的总传动效率为： 4321 总式中各部分效率由设计资料查得：一对滚动轴承的效率为 99.01 （初选球轴承），闭式齿轮传动效率 97.02 （初定 8级精度 ），开式锥齿轮传动效率 95.03 （初选 8级精度 ），十字滑块联轴器效率 98.04 。 由 以 上 数 据 可 以 得 出 传 动 总 效 率 为 ： 84.095.098.097.099.0 24432241 总 3.初估电动机额 定功率 kw8.384.00.3 总wd PP4.确定电动机转速 取锥齿轮的传动比为 2 5，二级减速器的传动比为 8 40，则总传动比合理范围为 16 200，所以电动机转速可选范围为 576 7200r/min，所以选择同步转速为 1500 min/r 电动机 ,型号为 4-Y112M 。 电机各尺寸及主要性能如下 : 额定率Kw 同步转速min/r 满载转速min/r 堵转转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 质量 (kg) 4.0 1500 1440 2.2 2.2 43 机座号 中心高 安装尺寸 轴伸尺寸 平键尺寸 外形尺寸 112M 112 A B D E F G L HD AC/2 AD 190 140 28 60 10 24 400 265 115 190 nts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 5 页 共 43 页 第二节 分配各级传动比 40361440 wmnni 总由 21 )5.13.1( ii ，开式锥齿轮传动 53i初选 .13,3.4 21 ii ， 33i第三节 传动装置运动和动力参数的计算 1.各轴转速 取高速轴为 I轴，中速轴为 II轴，低速轴为 III轴。 电动机轴 min/1440 rnm I轴 m in/1 4 4 0 rnnmI II轴 m in/88.3343.41 4 401rinn mII III轴 m in/03.1083/401440. 21 riinn II I I 2.各轴输入功率 I轴 KwPPdI 724.398.088.31 II轴 KwPPIII 576.397.099.0724.332 III轴 KwPPIII I I 434.397.099.0576.354 3.各轴输入转矩 I轴 mNnPTIII 7.241440 724.395509550II轴 mNnPTIIIIII 10288.334 576.395509550. nts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 6 页 共 43 页 III轴 mNnPTI I II I II I I 57.30303.108 434.39 5 5 09 5 5 0第四节 减速器外传动零件的设计 一 . 开式锥齿轮传动的设计 1. 选定齿轮类型 ,精度等级 ,材料及齿数 1) 由表 10-1选小齿轮为 45调质钢 ,硬度为 240HBS,大齿轮为 45钢（ 常化 ），硬度 210HBS， 两者硬度相差 30HBS。 2) 初选 8级精度 3) 开式齿轮传动， 2517 Z ，故选用小齿轮齿数 175 Z， 大齿轮齿数51173536 ZiZ 2. 按齿根弯曲疲劳强度设计 3 22523 1)5.01(4FSaFaRRt YYuZTKm 确定公式内的各计算数值 1) 试选载荷系数 5.1tK2) 计算小齿轮传递的转矩 mNT 5100357.3 3) 选取齿宽系数 3.0R 4) 2156 ta nc o t ZZu 33 iu 57.71ar ct an2 u 43.1890 21 当量齿数 92.1743.18c os17c os 155 ZZvnts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 7 页 共 43 页 32.16157.71c os51c os 266 ZZv5) 由表 10-5查得齿形系数和应力校正系数 83.1,14.2;53.1,91.26655 SaFaSaFa YYYY6) 计算应力循环次数 (每年按 300天计算 ) 835 1067.4)103 0 083(11 0 86060 j L hnN88356 1056.13 1067.4 iNN 7) 计算大小齿轮的FSaFa YY 由 齿 面 硬 度 查 图 10-20c 查 得 大 小 齿 轮 的 弯 曲 疲 劳 强 度 极 限M P aM P a FEFE 320,380 65 由图 10-18查得弯曲疲劳寿命系数 92.0,87.065 FNFN KK取弯曲疲劳强度的安全系数 1.4S ，由式 10-12得 M P aSK FEFNF 14.2 3 64.1 3 8 087.0 655 M P aSK FEFNF 29.2 1 04.1 3 2 092.0 666 则 0 1 8 85.014.23653.191.2 5 55 FSaFa YY 01862.029.210 83.114.2 6 66 F SaFa YY 8） 555 FSaFa YY 666 FSaFa YY 所以 小 齿轮的数据大。 mmm 53.601885.01317)3.05.01(3.0100357.314.2432225 。取 7mnts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 8 页 共 43 页 3. 验算 1) mmmZd 11917755 mmmzdm 35775155 2) smndv m /822.0100060 03.10831.14514.3100060 355 由 smv /822.05 查图 10-8得动载系数 07.1vK（ 取 8 级精度） 3) 已知传动平稳 ,原动机为电动机，查表 10-2取使用系数 1AK 4) 由于是锥齿轮 ,教材给出齿间载荷分配系数 1 FH KK5) 齿向载荷分布系数beHHF KKK 5.1,且小齿轮和大齿轮均是工业用悬臂 ,查表 10-9取轴承系数 50.1beHK 则 25.250.15.1 HF KK所 以载荷系数 408.225.2107.11 FFvA KKKKK6) mmKKdd tt 20.1 6 15.14 0 8.231.1 4 5 3355 模数 48.9172.161m55 zd对比计算结果，齿面接触强度计算的模数大于齿根设计的模数， 取 7m 已可满足弯曲强度。 4.几何尺寸计算 mmmZd 11917755 mmmZd 35751766 mmdd Rm 15.1 0 1)3.05.01(1 1 9)5.01(55 mmdd Rm 45.303)3.05.01(357)5.01(66 smndv mm /57.01 0 0 060 03.1 0 815.1 0 114.31 0 0 060 355 nts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 9 页 共 43 页 57.71ar ct an2 u 43.1890 21 校核传动比： i=3 没有改变， 第五节 减速器内传动零件的设计计算 一 . 高速级斜齿轮设计 1. 选定齿轮类型 ,精度等级 ,材料及齿数 1由表 10-1选小齿轮为 45调质钢 ,硬度为 240HBS,大齿轮为 45钢（ 常化 ），硬度 210HBS， 两者硬度相差 30HBS。 2 取 8级精度等级 3 闭式传动， 40201 Z ，取小齿 轮齿数 221 Z , 大齿轮齿数6.94223.4112 ZiZ ， 取 Z2为 95 4 选取螺旋角 ,初选 14 2. 按齿面接触强度设计 按式 10-21计算 , 即3 211 )(12HEHdtt ZZuuTKd 1) 确定公式内的各计算数值 1 试选 5.1tK2 由图 10-30选取区域系数 433.2HZ 3 由 图 10-26查得 77.01 , 87.02 , 则 64.121 4 由表 10-7选取齿宽系数 0.1d, 小齿轮传动转矩 mNT I 47.2 5 由表 10-6查得材料的弹性影响系数 M P aZ E 8.189 nts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 10 页 共 43 页 6 由图 10-21d 查得大小齿轮的接触疲劳强度 M P aM P a HH 410,550 2l i m1l i m 7 大小齿轮 应力循环 911 1022.6)1030083(11 4 4 06060 hjLnN99112 1044.12.4 1015.4 iNN8由图 10-19查得接触疲劳寿命系数 96.0,88.021 HNHN KK9 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1% , 安全系数 1.0s , 由式 10-12 得 pasK HHNH 4840.1 55088.0 1l i m11 pasK HHNH 6.3 9 30.1 4 1 096.0 2l i m22 则许用接触应力 paHHH 8.4382/)( 21 2) 计算 1 试算小齿轮分度圆直径td1, 由计算公式得 mmdt 526.39)8.4388.189433.2(3.413.4638.10.1107.245.123 231 2 计算圆周速度 smndv t /98.2100060 1440526.3914.3100060 11 3 计算齿宽 b及模数ntm096.10915.3/526.39915.374.125.225.274.12214c os526.39c os526.39526.390.1111hbmhZdmmmdbnttnttdnts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 11 页 共 43 页 4 计算纵向重合度 744.114220.1318.0318.01 tgtgZd 5 计算载荷系数 K 载荷平稳取使用系数 1AK , 2.73m/sv ,8级精度 ,由图 10-8查得动载系 15.1vK 由表 10-4查得 45.1HK 由图 10-13查得 36.1FK假设 mmNbKKtA /100/ 由表 10-3查得 4.1 FH KK故载荷系数 33.245.14.115.11 HFvA KKKKK6 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 ,由式 10-10a得 mmKKdd tt 809.455.133.2526.39 3311 7 计算模数nm98.12214c o s8 0 9.45c o s11 Zdm n 3. 按齿根弯曲强度设计 按式 10-17计算 , 即 3 2121 c os2 F saFadnYYZYKTm 1)确定计算参数 1 计算载荷参数 , 19.236.14.115.11 HFvA KKKKK2 根据纵向重合度 744.1,从图 10-28查得螺旋角影响系数 86.0Y3 计算当量齿数 nts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 12 页 共 43 页 99.10314c os95c os08.2414c os22c os33223311ZZZZvv4 由表 10-5查取齿形系数和应力校正系数 793.1,177.2;581.1,648.22211 SaFaSaFa YYYY5 由图 10-20c 查得大小齿轮弯曲疲劳强度极限 M P aM P a FEFE 320,380 21 由图 10-18查得弯曲疲劳寿命系数 87.0,83.021 FNFN KK6 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4 , 由式 10-12得 M P asK FEFNF 29.2 2 54.1 3 8 083.0 111 M P asK FEFNF 86.1 9 84.1 3 2 087.0 222 7 计算大小齿轮的FSaFa YY , 并加以比较 0 1 8 5 8.029.2 2 55 8 1.16 4 8.2 1 11 FSaFa YY ， 01963.086.198 793.1177.2222 FSaFa YY 大齿轮数值大 2) 设计计算 mmm on 336.101963.0638.1221 14c o s86.01047.219.223 2 24 按接触疲劳设计得 66.1nm，按弯曲疲劳设计得 336.1nm，故取2nm 均能满足弯曲和接触疲劳。 nts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 13 页 共 43 页 224.22214c o s809.45c o s11 nmdz 231 Z ， 9.9823*2.42 Z 。 992 Z 4. 几何尺寸计算 1)计算中心距 mmmZZa n 73.12514c o s2 2)9723(c o s2 )( 211 圆整取后 mma 1261 2)按圆整后的中心距修正螺旋角 因为 值改变很小，故 4828142 )(a r c c o s 1 21 a mZZ n参数、K、 HZ等不必修正。 3)计算大小齿轮的分度圆直径 mmmZdn 51.47482814c o s 223c o s11 mmmZd n 49.204482814c o s 299c o s22 4)计算齿轮宽度 mmdbd 51.4751.4711 圆整后 mmB 502 ， mmB 551 5. 验算 Nd TF t 78.103951.47 1047.222 411 mmNmmNb FK tA /100/86.2151.47 78.10391 nts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 14 页 共 43 页 故设计合理。 修正传动比 22.42397121 zzi ，则 16.322.4*3 40*212 iiii 二 . 低速级斜齿轮设计 1. 选定齿轮类型 ,精度等级 ,材料及齿数 1表 10-1选小齿轮为 45钢 ,调质处理， 硬度为 240HBS,大齿轮 为 45钢， 常化处理， 硬度 210HBS， 两者硬度相差 30HBS。 2 取为精度等级 8级。 3 选小齿轮齿数 243 Z, 大齿轮齿数 4.74241.3324 ZiZ ， 754 Z4 选取螺旋角 ,初选 18 2. 按齿面接触强度设计 按式 10-21计算 , 即3 223 )(12HEHdtt ZZuuTKd 1) 确定公式内的各计算数值 1 试选 6.1tK2 由图 10-30选取区域系数 392.2HZ 3 由图 10-26查得 75.03 , 826.04 , 则 576.143 4 由表 10-7选取齿宽系数 0.1d, 小齿轮传动转矩 m in/88.3343.41 4 401rinn mII ， mNnPTIIIIII 10223.341 7.395509550mmNT II 310102 5 由表 10-6查得材料的弹性影响系数 M P aZ E 8.189 6 由图 10-21d 查得大小齿轮的接触疲劳强度 nts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 15 页 共 43 页 MPaH 5503lim ， M P aH 4104lim 7 大小齿轮应力循环次数为 923 10447.1)1030083(123.3416060 hjLnN89234 1066.416.3 10474.1 iNN 8 由图 10-19查得接触疲劳寿命系数 96.0,94.043 HNHN KK9 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1% , 安全系数 1.0s , 由式 10-12得 pasK HHNH 5170.1 55094.0 3l i m33 pasK HHNH 6.3 9 30.1 4 1 096.0 4l i m44 则许用接触应力 paHHH 3.4552/)6.393517(2/)( 43 2) 计算 1 试算小齿轮分度圆直径td3, 由计算公式得 mmdt 816.64)3.4558.189392.2(1.311.3576.10.11098.1016.123 233 2 计算圆周速度 smndv t /137.11 0 0 060 88.334816.6414.31 0 0 060 23 3 计算齿宽 b及模数ntmnts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 16 页 共 43 页 218.11788.5816.64778.5568.225.225.2568.22418c os816.64c os816.64816.640.1333hbmhZdmmmddbnttntt4 计算纵向重合度 48.218240.1318.0318.03 tgtgZd 5 计算载荷系数 K 载荷平稳，取使用系数 1AK 1.02m/sv ,8级精度 ,由图 10-8查得动载系 085.1vK 由表 10-4 查得 46.1HK , 由图 10-13查得 4.1FK假设 mmNbKKtA /1 0 0/. 由表 10-3查得 4.1 FH KK故载荷系数 20.246.14.1085.11 HHvA KKKKK6 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 ,由式 10-10a得 mmKKdd tt 075.726.120.2816.64 3333 7 计算模数nm86.22418c o s075.72c o s33 Zdm n 3.按齿根弯曲强度设计 按式 10-17计算 , 即 3 2322 c os2 F saFadnYYZYKTm 1） 确定计算参数 1 计算载荷参数 , 13.24.14.1085.11 FFvA KKKKKnts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 17 页 共 43 页 2 根据纵向重合度 48.2,从图 10-28 查得螺旋角影响系数 85.0Y3 计算当量齿数 19.8714c o s83c o s,90.2714c o s26c o s 4433 ZZZZ vv4 由表 10-5查取齿形系数和应力校正系数 777.1,206.2;609.1,552.24433 SaFaSaFa YYYY5 由图 10-20c 查得大小齿轮弯曲疲劳强度极限 MPaFE 3803 , MPaFE 3204 由图 10-18查得弯曲疲劳寿命系数 92.0,87.043 FNFN KK6 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 1.4s , 由式 10-12得 M P asK FEFNF 14.2 3 64.1 3 8 087.0 333 M P asK FEFNF 29.2104.1 32092.0 444 7 计算大小齿轮的FSaFa YY , 并加以比较 01739.014.236 609.1552.2 3 33 F SaFa YY 0 1 8 6 4.029.210 777.1206.2444 FSaFa YY 大齿轮数值大 2) 设计计算 mmm on 900.101864.0576.124118c o s85.01098.10113.223223 按弯曲疲劳设计得 87.1nm，故取 0.2nm均能满足弯曲和接触疲劳。 nts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 18 页 共 43 页 68.29218c o s221.64c o s23 nmdz 313 Z ， 1.9631*1.34 Z 。 974 Z 4. 几何尺寸计算 1)计算中心距 mmmZZa n 59.1 3 418c o s2 0.2)9731(c o s2 )( 432 圆整取 mma 1352 2)按圆整后的中心距修正螺旋角 483118135220)9731(a r c c o s2)(a r c c o s243 a mZZ n因为 值改变很小，故参数、K、 HZ 等不必修正。 3)计算大小齿轮的分度圆直径 mmmZdn 39.65483118c o s 231c o s33 mmmZdn 61.204483118c o s 297c o s44 4)计算齿轮宽度 mmdbd 39.6539.650.13 圆整取 mmB 704 ， mmB 753 5. 验算 NdTF t 13.311939.65 1098.10122 332 = mmNmmNb FK tA /100/7.4739.65 13.31191 故设计合理。 nts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 19 页 共 43 页 6. 验算总传动比 %5%98.0404039.404036144039.40175131972399564312321iiinniZZZZZZiiiiwm故设计符合要求 第六节 绘图准备与轴的设计 一 . 绘制装配草图的准备工作 1. 按已知选定的电动机查得其轴伸直径 D=38mm , 轴伸长度 E=80mm , 中心高 H=132mm , 2. 确定各传动零件的主要尺寸 1)高速级斜齿轮 mma 1261 mmd 51.471 mmd 49.2042 mmmn 2 齿顶高 mmXhmhnanna 2)01(2)( * 齿根高 mmXChmhnnannf 5.2)025.01(2)( * 齿全高 mmhhhfa 5.45.221 mmhdd ff 51.42211 mmhdd aa 51.51211 mmB 551 mmhdd ff 49.1 9 9222 mmhdd aa 49.208222 mmB 502 2)低速级斜齿轮 mma 1352 mmd 39.653 mmd 61.2044 mmmn 2 齿顶高 mmXhmhnanna 2)01(2)( * 齿根高 mmXChmhnnannf 5.2)025.01(2)( * nts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 20 页 共 43 页 齿全高 mmhhhfa 5.45.221 mmhdd ff 39.60233 mmhdd aa 39.69233 mmB 753 mmhdd ff 61.199244 mmhdd aa 61.208244 3)初选滚动轴承类型及润滑密封方式 轴 I、轴均选角接触球轴承 ,轴选圆锥滚轴承 ,由于 smv /2高,故采用稀油润滑。 二 . 装配草图的初步绘制 1. 传动零件中心线、轮廓线及箱体内壁线的确定 1 估算减速器的外轮廓尺寸 二级圆柱齿轮减速器 A=4a , B=2a , C=2a 即 mmA 5401354 ， mmB 2701352 ， mmC 2701352 2 画传动零件中心线和外部轮廓 3 确定箱体内壁线 取箱体壁厚为 mm8 ，为避免齿轮与箱体内壁干涉 ,齿轮与箱体的内壁应留有一定的距离 ,大齿轮齿顶圆与箱体内壁距离 ),( 11 取 mm121 ，小齿轮端面与箱体内壁 ),2.1( 22 取 ,132 mm 两级齿轮端应留有间隙 , 3 8mm15 ,取 mm133 ,小齿轮齿顶圆与箱体内壁的距离暂不能确定 ,待完成主视图中箱体结构的设计后才能确定。另外 ,输入轴的齿距最好布置在远离输入端的位置。 2. 箱体轴承座及轴承的位置确定 对于剖分式齿轮减速器 :箱体轴承座内端面为箱体内壁 ,轴承座的宽度 B 为nts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 21 页 共 43 页 ,)108(21 mmCCB 其中 为箱体壁厚 , 21 CC、 为轴承旁螺栓所需扳手的空间。地脚螺栓直径 mmadf 86.16120 3 6.0 2 ，取地脚螺栓为 420M ；，取 轴 承 旁 连 接 螺 栓 为 12M , ,8,20,22 21 mmmmCmmC 所以取mmB 608202210 ,取轴承内端面至箱体内壁的距离为 mm4 。 三 . 轴的设计 装配总体 方案如图：各轴转向已知，锥齿轮所受轴向力 Fa5 始终由小端指向大端，为使轴所受轴向力较小，则齿轮 4 所受轴向力应与之相反。轴同理，故由此可知各齿轮所受轴向力，结合主动轮转向，可以得出齿轮旋向。受力图及转旋向标示如图。 )轴 I的设计 求轴 I的功率 IP , 转速 In , 转矩 IT nts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 22 页 共 43 页 kwPI 724.3 , min/144 0 rn I , mNT I 7.24 2 求作用在齿轮上的力 因已知高速级小齿轮的分度圆直径 mmd 537.411 则 NtgtgFFNtgtgFFNdTFtaetrt52.26848281478.103 986.390482814c os2078.103 9c os78.103 951.47107.2422111113111圆周力tF、径向力 rF 和轴向力aF的方向如图二所示 3 初步确定轴的最小直径 按式 15-2初步估算轴 的最小直径 .选取轴的材料为 45 钢 ,调质处理 根据表 15-3,取 1140 A,于是得 mmnPAd 648.151440724.3114 33110m i n 此轴的最小直径显然是安装联轴器处的最小直径 ,为使所选轴径 d 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 TKT ACA转矩变化很小，查表 14-1，取 3.1AK mNTCA 11.327.243.1CAT应小于联轴器公称转矩，故选用 TL4 型弹性套柱销联轴器，公称转矩为 mN63 ,半联轴器 的直径 mmd 28 ，半联轴器长度 mmL 42 ， 半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmLI 42 。 nts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 23 页 共 43 页 4 轴的结构设计 . 拟定轴上零件的装配方案如上图一 . 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a.高速轴的各端长度的确定 (1)半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmLI 42 ， I-II 段长度应比 IL 略短一些， 故取 mmL III 40 。 初步选择角接触球轴承 参照工作要求并根据 mmd IIIII 32 ,由轴承产品目录中初选角接触球轴承7207AC,期尺寸为 177235 BDd 。 挡油板需轴向定位，故取 mmLVIIVI 8,考虑到需安装挡油板 ,以及安装齿轮 1需离箱体内壁 ,132 mm 轴承安装离箱体内壁 4mm 及轴承宽度，因此取mmLL V IIIV IIIVIII 35 。 由于齿轮 1 分度圆直径 mmd 51.471 ，轴段 mmddV IIVIVIV 41 ，故只能将齿轮设计为齿轮轴， mmBLVIV 511 。轴与齿轮的材料均为 45钢，二者不矛盾，设计可行。 (5) 根据轴承外径 mmD 72 ,取螺钉直径 mmd 63 ,则轴承端盖的各尺寸可计算如下 : nts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 24 页 共 43 页 mmdemmdDDmmdDDmmdd2.762.12.1,10265.2875.28765.2725.2,716133023030 （ 6）根据轴的装配可求得箱体内壁宽度为 mm177 ,则 mmLVIV 95为使轴承端盖螺钉能顺利旋出，取 mme 151 。故取 mmL IIIII 55b.高速轴各段直径的确定 符号（ mm） 确定方法及说明 mmd III 28 按相配 合的半联轴器的孔径要求及轴颈的初估值综合考虑确定，还应满足键联接强度要求，并按标准选取尺寸。 mmd IIIII 32 IIIIId 密封元件的孔径为轴肩高度，还应符合hhd III ,2 mmd IVIII 35 合轴承的要求段与轴承配合，必须符IVI I Id mmd VIV 41 ,230 hd VIV mmd VIV 44 径为齿轮轴的齿顶圆的直VIVd mmd VIIVI 41 应该大于齿根圆直径 36.537mm mmd VIIIVII 35 个型号的，同一轴上的轴承去一一般与 mmd IVI I I 30 综合数据： I-II II-III III-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII d（ mm ) 28 32 35 41 44 41 35 L(mm ) 40 55 35 95 51 8 23 nts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 25 页 共 43 页 . 轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用平键联接 ,可选用平键为 2866 ,半联轴器与轴的配合为67 mH。 . 确定轴上圆角和倒角尺寸 参照表 15-2取轴端倒角 450.1 ,各轴肩处的圆角半径见大图 . . 求轴上的载荷 根据结构图可作出轴的计算简图如下 : nts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 26 页 共 43 页 1tFL3=42.8 L1=90.7 L2=150.8 HMVMT 1M2M 1VM2VM2NVF1NVFFaFr aM1NHF1NVF1aF2NVF1NHF2NHF2NHF1tFD C B A nts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 27 页 共 43 页 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 1NHF=229.87N 2NHF=809.91N 1NVF=53.46N 2NVF=337.40N 弯矩M HM =20849.21 mmN 1VM =8061.77 mmN 2VM= 14440.72 mmN 总弯矩 1M = mmNMM VH 56.223532 12 2M = mmNMM VH 86.2 5 3612 22 扭矩T mmNT 3107.24 计算弯矩 mmNTMM Ca 42.29374)6.0( 222 . 按弯扭合成应力校核轴的强度 1由以上 分析可知 C截面弯矩最大 ,是危险截面。 C处为齿轮轴，最小直径为齿轮齿根圆 mmdf 51.421 。 77.7541032 51.4214.32 )(32 323 d tdbtdW 由式 15-5及上表中的数值可得 M P aWM CaCa 89.377.7541 42.293741 根据轴所选定的材料 45Cr,由表 15-1查得 ,60 1 MPa 由于 1 Ca,故轴安全。 nts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 28 页 共 43 页 . 校核轴承寿命 (1) 派生轴向力计算 NFFFNFFFNVNHrNVNHr38.8 7 700.2 3 62222221211 对于 7006AC 型轴承 ,按表 13-7查得派生轴向力rd FF 68.0,则有 NFFNFFrdrd 62.59668.0 48.16068.02211 NFae 52.268由于 NFNFFdaed 62.59642952.26848.160 21 ,所以轴承 1 被压紧 NFFFaeda 1.32821 ,轴承 2被放松 , NFFda 62.59622 根据 68.039.1236 1.32811 eFF ra, eFF ra 68.038.877 62.59622,查表 13-5 得0,1;87.0,41.0 2211 YXYX ,载荷平稳 ,取 1.1pf ,则有 NFYFXfPNFYFXfParparp12.965)038.8771(1.1)(43.420)1.32887.023641.0(1.1)(2222211111 计算载荷寿命 由于 21 PP ,角接触球轴承 3 ,7207AC 轴承基本动载荷 KNC 0.29 ,则寿命 年年 317.543.3 7 1 9 7)12.1 9 6 5 100.29(1 4 4 060 10)(6010 3366 hPCnL h 1 2 Fd1 Fd2 Fr1 Fr2 Fae nts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 29 页 共 43 页 所以轴承满足寿命要求。 . 键联接强度的校核 根据所选平键 2866 查表 6-2 得键的许用挤压应力 MPaP 110 ,因为PIP M P ak l dT 73.2628)628(65.0107.242102 33 所以键合格。 2） 轴 II的设计 1 求轴 II的功率 IIP , 转速 IIn , 转矩 IIT KwPII 576.3 , min/88.334 rn II , mNT II 0.102 2 求作用在齿轮上的力 已知 2、 3齿轮的分度圆直径分别 mmdmmd 39.65,49.20432 则 NtgtgFFNtgtgFFNdTFNFFNFFNFFtaetrtaarrtt67.104 548311874.311 958.119 7483118c os2074.311 9c os74.311 939.65101022252.26886.39078.103 92332333323121212圆周力tF、径向力 rF 和轴向力aF的方向如图四所示 3 初步确定轴 的最小直径 按式 15-2初步估算轴的最小直径 .选取轴的材料为 #45 钢 ,调质处理 根据表 15-3,取 1140 A,于是得 轴选用 7207AC，轴承 177235 BDd 。 nts华 北 电 力 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 第 30 页 共 43 页 4轴的结构设计 . 拟定轴上零件的装配方案如
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