二级直齿减速器课程设计131.6%1.69%460%130%155.doc
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减速器课程设计
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二级直齿减速器课程设计131.6%1.69%460%130%155,减速器课程设计
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目 录 摘要 -2 第一部分 传动 方案的拟定 -3 第二部分 电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算 -3 第三部分 传动零件的设计计算 -5 第 四 部分 主要尺寸及数据 -12 第 五 部分 润滑油及润滑方式的选择 -13 第六部分 轴的设计 及校核 -13 结论 -29 参考文献 -29 nts 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 - 1 - 摘 要 机械设计课程设计是在完成机械设计课程学习后，一次重要的实践性 教学环节。是高等工科院校大多数专业学生第一次较全面的设计能力训练，也是对机械设计课程的全面复习和实践。其目的是培养理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论，结合生产实际分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识。 本次设计的题目是带式运输机的减速传动装置设计。根据题目要求和机械设计的特点作者做了以下几个方面的工作：决定传动装置的总体设计方案，选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数，传动零件以及轴的设计计算，轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校验计 算， 机体结构及其附件的设计 和参数的确定 ，绘制装配图及零件图，编写计算说明书。 关键词：减速器 机械设计 带式运输机 nts 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 - 2 - 计算及说明 结果 第一部分 传动 方案的拟定 一、传动方案 1、 电动机直接由联轴器与减速器连接 2、 减速器用二级展开式圆柱直齿轮减速器 3、 方案简图如下： 轴 1轴 2轴 3原始数据如下表 1-1： 带拉力 F（ N） 带速度 V（ m/s） 滚筒直径 D（ mm） 1660 1.69 460 第二部分 电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算 一 、 电动机的选择 确定了传动方案，减速器的类型 为二级展开式圆柱直齿轮减速器 、 nts 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 - 3 - 1、选择电动机的类型 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压 380V， Y型。 2、选择电动机的容量 a：电动机至运输带的传动总效率。 4321 、 分别是 联轴器 、轴承、齿轮 、卷筒的传动效率 分别取 1 =0.99、 2 =0.98、 3 =0.97、 4 =0.96 有 电 动 机 至 运 输 带 的 传 动 总 效 率 为 ： 82.096.0*99.0*97.0*98.0 224 a 所以 KWVFad42.382.01 0 0 0 69.11 6 6 0*1 0 0 0 * 3、 确定电动机的转速 卷筒轴的工作转速为 m i n167.70460 69.1100060100060 rD Vn 按指导书表一，查二级圆柱齿轮减速器的传动比 408i ，故电动机转速的可选范围 m in)68.280634.561(167.70)408(*2 rnin d ，符合这一范围的同步转速有 750、 1000、 1500、 3000r/min. 根据容量和转速，有指导书 145P 查出 取 型号： Y132M2-6 二 、确定传动 装置 的总传动比和分配传动比 电动机型号为 Y132M2-6 min960 rn m 1、 总传动比 68.13nni ma2、 分配传动装置传动比 有公式21 iiia 21 )4.13.1( ii 求得 29.41 i 、 18.32 i 三 、计算传动装置的运动和动力参数 1、各轴转速 轴一 min9601 rn a =0.82 KWKWwd 93.2 42.3 电动机型号 Y132M2-6 min/9601 rn min/78.2232 rn min/37.703 rn KWP 385.31 nts 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 - 4 - 轴二 min78.22329.4960112 rinn 轴三 m in37.7018.3 78.223223 rinn 2、 各轴输入功率 轴一 KWPPd 3 8 5.399.042.331 轴二 KWPP 18.32112 轴三 KWPP 02.3*2123 卷筒轴 KWPP 93.2*1334 3、 各轴输入转矩 电动机输出转矩 MNnPTmdd 02.34960 42.3*9550*9550轴一 MNTTd 68.3399.0*02.34* 11 轴二 MNiTT 35.137*13212 轴三 MNiTT 20.415*23223 卷筒轴输入转矩 MNTT 82.40298.0*99.0*77.571*1234 1-3轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率 0.98 运动和动力参数计算结果整理与下 轴名 效率 P(KW) 转矩 T(N M) 转速 n（ r/min） 输入 输出 输入 输出 电机轴 3.42 34.02 960 轴 1 3.39 3.32 33.68 33 960 轴 2 3.18 3.12 137.35 134.60 223.78 轴 3 3.02 2.96 415.20 406.9 70.37 卷筒轴 2.93 2.87 402.82 394.77 70.37 第 三 部分 传动零件的设计计算 一、 高速级减速齿轮设计 1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用直齿圆柱齿轮传动 KWP 18.32 KWP 02.33 KWP 93.24 MNT 68.331 MNT 35.1372 MNT 20.4153 MNT 82.40 24 nts 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 - 5 - 2）运输机为一般工作机器，速度不高，有机设书表 10-8 知，选用 7 级精度（ GB10095-88） 3）材料选择：有机设书表 10-1选择小齿轮材料为 45钢（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为 240HBS。二者材料硬度差为 40HBS。 4)、选小齿轮齿数为 221 Z ，大齿轮齿数 9529.4*22*12 iZZ 2按齿面接触强度设计 由设计计算公式（ 10-9a）进行试算，即 3211132.2HEdttZuuTKd（ 1）确定公式内的各计算数值 1） 试选载荷系数 3.1tK 2） 计算小齿轮传递的转矩 mmNnpT 4111 10367.395503） 由 表 10-7选取齿宽系数 1d 4） 有表 10-6查得材料的弹性影响系数 218.189 MPaZ E 5） 由图 10-21d 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 5502lim ； 6） 由式 10-13计算应 力循环次数 hjLnN h 911 10382.1)530082(19606060 hiNN 89112 10221.329.4103824.1 7） 由图 10-19查得结束疲劳寿命系数 9.01 HNK95.02 HNK8） 计算接触疲劳许用应 力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（ 10-12）得 M P aSK HHNH 5401l i m11 M P asK HHNH 5.52258098.02l i m22 （ 2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径 td1 ，代入 H 中较小的值 hN 91 10382.1 hN 82 10221.3 mmd t 6796.431 nts 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 - 6 - 2432131 5.5228.1892.42.5110367.533.132.2132.2 HEdttZuuTKd=43.6796mm 2）计算圆周速度 v smsmndv t 244.260000 9606796.43100060 11 3）计算尺宽 b: mmdbtd 4 3 . 6 7 9 64 3 . 6 7 9 611 4）计算尺宽与齿高比 b/h 模数 mmzdmtt 029.2224 3 . 6 7 9 611 齿高 mmmht 565.425.2 778.9/ hb 5） 计算载荷系数 根据 smv /244.2 ，七级精度，由图 10-8（机设书）查得动载系数 1.1vK直齿轮，假设 mmNbFK tA /100/ 。由表 10-3查得 1 FaHa KK 由表 10-2查得使用系数 25.1AK 有表 10-4查得七级精度，小齿轮相对支承非对称布置式 418.1HK由 b/h=9.778, 418.1HK查图 10-13得 35.1FK，故载荷系数 9 4 9 8.14 1 8.111.125.1 HHVA KKKKK6)按实际的载荷系数校 正所算得的分度圆直径，由式（ 10-10a）得 mmKKdd tt 0 9 3 7.513.19 4 9 8.16 7 9 6.433311 7）计算模数 m 3 2 2 4.2220 9 3 7.5111 zdm3按齿根弯曲强度设计 由式（ 10-5）得弯曲强度的设计公式为 )(2 21 13FSaFadYYzKTm（ 1） 确定公式内的各计算数值 1） 由图 10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 ，大齿轮的弯smv 244.2 mmb 6796.43 mmm t 029.2 9498.1K nts 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 - 7 - 曲疲劳强度极限 MPaFE 3802 ； 2） 由图 10-18查得弯曲疲劳寿命系数 9.01 FNK, 95.02 FNK; 3） 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 paSK FEFNF 43.321111 m paSK FEFNF 857.257222 4)计算载荷系数 K 8 5 6 3.135.111.125.1 FFVA KKKKK5)查取齿形系数 由表 10-5查得 62.21 FaY； 176.22 FaY6）查取应力校正系数 由表 10-5查得 59.11 SaY； 79.12 SaY7）计算大、小齿轮的 FSaFaYY 并加以比较 01296.043.321 59.162.21 11 F SaFa YY 857.2557 79.1176.22 22F SaFa YY 0.01514 所以大 齿轮的数值大。 （ 2） 设计计算： mmYYzKTm F SaFad 576.1015 16.0221 10367.38563.12)(2 3 242113 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.7457并就近圆整为标准值 m=2mm，按接触强度算得分度圆直径 mmd 431.471 ，算出小齿轮齿数 z1=25 大齿轮齿数 25.10 729.42512 uzz 取 2z =105 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 mmm 576.1 251 z 1052 z mmd 501 mmd 2102 nts 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 - 8 - 4 几何 尺寸计算 （ 1）计算分度圆直径 mmmzd 5022511 mmmzd 21 0210 522 （ 2）计算中心距 1302/)( 211 dda mm （ 3） 计算齿轮宽度 mmdbd 501 取 mmB 502 ； mmB 551 5 验算 NdTFt 2.13475010368.322 411 mmNmmNb FK tA /100/944.2650 2.13471 ，合适 二、 低速级减速齿轮设计 1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用直齿圆柱齿轮传动 2）运输机为一般工作机器，速度不高，有机设书表 10-8 知，选用 7 级精度（ GB10095-88） 3）材料选择：有机设书表 10-1选择小齿轮材料为 45钢（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为 240HBS。二者材料硬度差为 40HBS。 4) 选小齿轮齿数为 283 Z，大齿轮齿数 04.8918.328*34 uZZ取904 Z 2按齿面接触强度设计 由设计计算公式（ 10-9a）进行试算，即 2233132.2HEdttZuuTKd（ 1）确定公式内的各计 算数值 1)试选载荷系数 3.1tK 2)计算小齿轮传递的转矩 mkNT 1352 1301 a mmB 502 mmB 551 选用直齿圆柱齿轮传动 nts 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 - 9 - 3)由 表 10-7选取齿宽系数 1d 4） 有表 10-6查得材料的弹性影响系数 218.189 MPaZ E 5） 由图 10-21d 按 齿 面 硬 度 查 得 小 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限MPaH 6003lim ，大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5504lim ； 6） 由式 10-13计算应力循环次数 823 1022.3 NN hiNN 88234 100 1 3 3.118.31022.3 7） 由图 10-19查得结束疲劳寿命系数 95.03 HNK95.04 HNK8） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（ 10-12）得 M P aSK HHNH 57060095.03l i m33 M P asK HHNH 5.52255095.04l i m44 （ 2）计算 1）试算小齿轮分度 圆直径 td1 ，代入 H 中较小的值 3253223 5.5228.189267.3267.411035.13.132.2132.2 HEdttZuuTKd=72.438mm 2）计算圆周速度 v smsmndv t 848.060000 78.223438.72100060 23 3）计算尺宽 b mmdbtd 4 3 8.724 3 8.7213 4）计算尺宽与齿高比 b/h 模数 mmzdmtt 587.228438.7233 齿高 mmmht 8207.5597.225.225.2 445.128207.5438.72/ hb 5）计算载荷系数 根据 smv /8596.0 ，七级精度，由图 10-8（机设书）查得动载系数 04.1vK 直齿轮，假设 mmNbFK tA /100/ 。由表 10-3查得 1 FaHa KK 83 1022.3 N hN 84 100133.1 MPaH 5703 MPaH 5.5224 mmd t 438.723 smv 848.0 mmb 438.72 nts 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 - 10 - 由表 10-2查得使用系数 05.1AK 有表 10-4查得七级精度，小齿轮相对支承非对称布置式 4243.1HK由 b/h=12.445, 424.1HK 查图 10-13得 35.1FK，故载荷系数 869.1424.1105.125.1 HHVA KKKKK6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（ 10-10a）得 mmKKdd tt 8959.753.1869.1438.72 3333 7）计算模数 m mmzdm 7105.2288959.7533 3按齿根弯曲强度设计 由式（ 10-5）得弯曲强度的设计公式为 3 232 )(2FSaFadYYzKTm （ 1） 确定公式内的各计算数值 1） 由图 10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5003 ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 3804 ； 2） 由图 10-18查得弯曲疲劳寿命系数 9.03 FNK, 95.04 FNK; 3） 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 aM P aSK FEFNF 429.3214.1 5009.0333 M P aSK FEFNF 184.1844.1 38095.0444 4)计算载荷系数 K 7719.135.1105.125.1 FFVA KKKKK5)查取齿形系数 由表 10-5查得 53.23 FaY； 19.24 FaY6）查取应力校正系数 由表 10-5查 得 62.13 SaY； 785.14 SaY869.1K mmd 8959.753 M PaF 429.3213 MPaF 1 8 4.1 8 44 7719.1K nts 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 - 11 - 7）计算大、小齿轮的 FSaFaYY 并加以比较 0 1 2 7 5.04 2 9.3 2 1 62.153.23 33 F SaFa YY 02123.0184.184 785.119.24 44 F SaFa YY 所以大 齿轮的数值大。 (2)设计计算： mmYYzKTm F SaFad 33.20 2 1 2.0281 1035.1869.12)(2 3 253 232 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲 疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 2.5,按接触强度算得分度圆直径mmd 8959.753 ，算出 小 齿 轮 齿 数 293 z ， 大 齿 轮 齿 数 22.9218.32934 uzz 取 4z =95 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度， 并做到结构紧凑，避免浪费。 4 几何 尺寸计算 （ 1）计算分度圆直径 mmmzd 5.725.22933 mmmzd 5.2375.29544 （ 2）计算中心距 1552/)5.2375.72(2/)(432 ddamm （ 4） 计算齿轮宽度 mmdbd 5.723 取 mmB 752 ； mmB 801 5 验算 NdTFt 96.3 7 8 85.72103 7 3 5.122 532 mmNmmNb FK tA /100/26.525.72 96.37881 ，合适 mmm 5.2 293 z 954 z mmd 5.723 mmd 5.2374 mma 1552 mmB 752 mmB 801 nts 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 - 12 - 第四部分 主要尺寸及数据 箱体尺寸 : 机座壁厚 mm8 机盖壁厚 mm81 机座凸缘厚度 b=12mm 机盖凸缘厚度 b1=12mm 机座底凸缘厚度 b2=20mm 地脚螺钉直径 df=M20 地脚螺钉数目 n=6 轴承 旁联接螺栓直径 d1=M16 20,22 21 CC 机盖与机座连接螺栓直径 d2=M12 16,18 21 CC 轴承端盖螺钉直径 d3=M8 定位销直径 d=9mm 大齿轮顶园与内机壁距离 mm101 齿轮端面与内机壁距离 mm92 齿轮 2端面和齿轮 3端面的距离 mm5.94 轴承端盖和齿轮 3 端面的距离 mm103 轴承端盖凸缘厚度 t=9.6mm 第五部分 润滑油及润滑方式的选择 1、 齿轮润滑 此减速器装置是采用闭式，齿轮传动为二级（圆柱）展开式，其齿轮的最大线速度： smsmndv /512.2/100060 96050100060m a x 12m/s。故选用机械油 AN15 型号（ GB443-89）浸油润滑方式，浸油深度为 h=4mm，二级圆柱齿轮减速器需设一个 (浸油 )小齿轮以使第一级齿轮得到良好的润滑，详见装配图。 1. 轴承润滑 滚动轴承在本设计中均采用 深沟球 轴承。 因为最大齿轮的速度smsmndV /2/875.0100060 344 ,故可以采用脂润滑，便于密封、维护、运转时间长且不易流失，查机械课程设计选用 1 号通用锂基润滑脂（ GB 7324-87）。 第六 部分 轴的设计 nts 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 - 13 - 一 高速轴的设计 1、 选择轴的材料 由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢 ,调质处理 . 2、 初步计算轴 的最小直径 当轴的支承距离为定时，无法有强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径 d，计算公式： 30 nPAd ，选用 45号调质钢，查机设书表 15-3，得 1030 Ammd 68.15960385.3103 3 在第一部分中已经选用的电机 Y132M2-6,D=38。查指导书 P128，选用联轴器 LH3，故 mmd 301 。 3、轴的结构设计 （ 1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案： （ 2）各轴的直径和长度 1）、联轴器采用轴肩定位 mmd 301 ， 半联轴器与轴的配合的毂孔长度L=82mm，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mmL 601 ； 2）、初步确定滚动轴承 因轴承受径向力和轴向力作用，高速转速较高，载荷大，故选用深沟球轴承 6008， mmmmmmBDd 156840 ，故 mmd 403 , mmL 133 ； 3） 、当直径变化处的端面是为了固定轴上零件或承受轴向力时，则直径变化值 要大些，一般可取 6-8mm,故 mmd 474 ， L4=98mm 4）、当轴径变化仅为了装配方便或区别加工表面时，不承受轴向力也不固定轴上零件的，则相邻直径变化较小，稍有查遍几颗，其变化应为 1-3，即 mmd 372 ， mmd 405 ， mmLmmLmmL 29,13,60 532 ； 选用深沟球轴承6008 mmL 801 mmd 403 mmL 133 mmd 474 mmL 984 V nts 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 - 14 - （ 3）轴上零件的轴向定位 半联轴器与轴的轴向定位均 采用平键连接， mmLmmd 80,30 11 ， 查表选用键为 ,5078 Lhb 滚动轴承与轴的轴向定位采用过度配合保证，选用直径尺寸公差 m6。 （ 4）确定轴向圆角和倒角尺寸 参照表，去轴端倒角 452.1 ，各轴肩出圆角半径为 1mm。 （ 5）求轴上的载荷 1）、求轴上的力 mmzmd 5022511 NdTF t 8.134650 1068.3322 311 NFF tr 195.49020t a n1 圆周力 ，径向力11 rt FF的方向如下图所示 ： mmd 372 mmd 405 mmLmmLmmL29,13,60532 公差 m6 倒角 452.1 圆角半径 1mm NFt 8.13461 NF r 195.4901 nts 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 - 15 - 首先根据轴的结构图作出以上受力分析图，确定轴承的支撑点位置， b=140mm，c=54mm，确定危险截面 rNVNV FFF 21 195.49021 NVNV FF45.1361 NVF021 cFbF NVNV 5414021 NVNV FF75.3532 NVF 1910314045.13611 bFMV NVtNHNH FFF 21 8.134621 NHNH FF88.3741 NHF021 cFbF NHNH 5414021 NHNH FF92.9712 NHF45.1361 NVF 75.3532 NVF 191031 MV 88.3741 NHF 92.9712 NHF 32.5248HM mmNT410367.3M=19810.84N mm 26.2ca NF r 30.1034 nts 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 - 16 - 32.5 2 4 814088.3741 bFM NHHmmNTT 41 10367.3 总弯矩 mm84.198 1 022 NMMMVH扭矩 mmNTT 41 10367.3 （ 6） 按弯矩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强度，根据式（ 15-5）及商标所给数据，并取 a=0.6 26.2501.0)3 3 6 7 06.0(84.1 9 8 1 0)(132222 WaTMca其中 33 1.032 ddW 前面以选定轴的材料为 45（调质），查 15-1得 aMP601 ，因此 1 ca 安全。 （ 7）轴承寿命的计算 1） 已知轴承的预计寿命 L=2 8 300 5=24000 由所选轴承系列 6008，可查表知额定动载荷 C=17KN NFr 30.1034)92.971()75.353( 22 2)当量动载荷 P NFfP rP 73.11373.10341.1 查表得 Pf =1.1 3）演算轴承寿命 2400008.57917)73.11371017(9606010)(6010 3366 pchL h所以该轴承寿命符合要求，确定深沟球轴承 6008 （ 8）键的校核 1）选用键的系列 5078 lhb T=33.68N m 2）键、轴和轮毂的材料都是钢，轴和轮毂的材料是钢，由教材查得许用应力 M Pap 1 2 01 0 0 ，取 p =110MPa， 键的工作长度 L=L-b=42mm，键与轮毂、键槽的接触高度 K=0.5h=3.5 有式 M P aM P ak ldTp 11027.1530425.3 3 3 6 8 021023 ， 所以 合适 4、轴的精确校核 （ 1）根据分析可得 V截面为危险截面。所以校核 V截面左右两面。 2 4 0 0 008.5 7 9 1 7 hL键5078 lhbMPaMPap11027.15 nts 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 - 17 - 1)、 V截面左面 抗弯截面系数： 333 3.1 0 3 8 2471.01.0 mmdW 抗扭截面系数： 33 6.2 0 7 6 42.0 mmdW T V 左面弯矩 M为： mmNM 425.1 5 9 19140 5.2714084.1 9 8 10扭矩： T=33670N mm 弯曲应力： M p aWMb 53.13.10382 425.15919 扭转 切应力： M p aWT TT 62.16.2076433670 轴选择 45 钢，查表 15-1 得b=640Mpa, Mpa2751 , Mpa1551 截面由于轴肩形成的理论应力集中系数 aa 及查表 3-2 得 04.0472 dr06.14750 dDa=1.90 a=1.30 又由图 3-1 得敏性系数 82.0q85.0q应为有效应力集中系数按式 255.113.185.0111 738.119.182.0111 aqk aqk由附图 3-2 得： 73.0由附图 3-3 得 85.0轴磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为： 92.0 轴未经表面强化 处理，即 1q，则按式 3-12 及式 3-12a 得 56.1192.0185.02 55.11147.2192.0173.07 38.111kkkk又由 3-1和 3-2 得碳钢的特性系数 05.01.005.01.02.01.0 ，取，取 nts 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 - 18 - 所以安全系数：caS按式 15-6 15-8得 5.106.6286.11877.7286.11877.7286.118262.105.0262.156.115577.7201.053.147.2275222211SSSSSSkSkScamama2)、 V截面右面 抗弯截面系数： 333 12500501.01.0 mmdW 抗扭截面系数： 33 2 5 0 0 02.0 mmdW T V 左面弯矩 M为： mmNM 425.1 5 9 19140 5.2714084.1 9 8 10扭矩： T=33670N mm 弯曲应力： M p aWMb 27.11 2 5 0 0 4 2 5.1 5 9 1 9 扭转切应力： M p aWT TT 27.12500033670 查附表 3-8 得1 12.264.28.08.064.2kkk轴磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为： 92.0 20.2192.01112.21173.2192.0164.211kkkk5.165.6212.10232.7912.10232.7912.102235.105.0235.12.215532.7901.027.173.2275222211SSSSSSkSkScamama所以 V截面安全。 mmd 45min nts 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 - 19 - 二 中速轴的设计 1、 选择轴的材料 该轴同样选取 45号钢、调质处理。查表得：许用弯曲应力 MPa601 ，屈服极限 MPas 355。 2、 初步计算轴的最小直径 根据表 15-3，取 1260 A，于是有 mmnPAd 52.3078.22318.3126 330m i n 选定 mmd 40min 。 3、轴的结构设计 （ 1）拟定轴上零件的 装配方案，经分析比较，选用如下方案： （ 2）各轴的直径和长度 1 ）根据 mmd 40min ，选用深沟球轴承 6208 ，尺寸参数188040 BDd 得 4051 ddmm，为了使齿轮 3便于安装，故取 mmd 432 ，轴承第三段启轴向定位作用，故 mmd 503 ，第四段装齿轮 2，直径 mmd 434 ； 2）第二段和第四段是装齿轮的，为了便于安装， L2和 L4都要比齿轮三和齿轮二的尺宽略小，所以 mmLmmL 48,78 42 ， 由 设 计 指 导 书 得mmLmmBLmmL 36359 53213 ， 。 （ 3）轴上零件的轴向定位 齿轮的轴向定位都采用普通平键连接，根据 mmd 432 ， mmL 782 ，查表 6-1 得第二段键的尺寸为 40812 lhb ，第四段键尺寸为70812 lhb ，滚动轴承与轴采用过度配合来保证，选用直径尺寸公差m6； （ 4）轴上零件的轴向定位 选用深沟球轴承 6208 188040 BDd4051 ddmmd 432 mmLmmL48,7842 mmLmmLmmL36359513， 第二段键 40812 lhb第四段键 70812 lhb倒角 452.1 圆角半径为 1mm NFt 1.13082 NF r 11.4762 NF t 97.37883 NF r 07.1 3 7 93 nts 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 - 20 - 轴上轴承轴向定位采用凸缘式端盖 和挡油板 定位，齿轮用 挡油板 与轴肩定位； （ 5）确定轴向圆角和倒角尺寸 参照表，去轴端倒角 452.1 ，各轴肩出圆角半径为 1mm。 （ 6）求轴上的载荷 1）求轴上的力 已知 MNTrnKWP 35.137m in78.22318.3 ，NdTF t 1.1 3 0 8210 1035.13722 322 NFF tr 11.4 7 620t a n22 NdTF t 97.37885.72 1035.17322 333 NFF tr 07.137920t a n33 圆周力 ，径向力11 rt FF的方向如下图所示： nts 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 - 21 - T=189.55 力矩图如下 由力和力矩平衡得： 水平 3221 rrVV FFFF 96.90221 VV FFNFV 79.7701 )(221 CDBCVBCrABV LLFLFLF 1307461168 221 VrV FFF NFV 17.1322 NFV 79.7701 NFV 17.1322 mmNM VB 72.52413mmNM VC 52.7401NF H 68.285 71 NF H 39.22392 MNM HB 32 2.19 4MNM HC 405.125MNM B 267.201MNM C 6 2 4.1 2 535.27caB 9.18caC NF r 81.2959 nts 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 - 22 - 所以 mmNLFMABVVB 72.524136879.7701, mmNLFM CDVVC 52.74015617.1322 竖直 2321 ttHH FFFF 07.50 9721 HH FF NF H 68.285 71 )(221 CDBCHBCtABH LLFLFLF 1 3 07468 221 HtH FFF NF H 39.22392 所以 MNLFM ABHHB 32 2.19 46868.28 571 , MNLFM CDHHC 405.1255639.22392 所以危险截面 B MNMMMVBHBB 26 7.20 122截面 C MNMMMVCHCC 62 4.12 522（ 6）按弯矩合成应力校核轴的强度 综上所述，校核危险截面 B、 C，根据式（ 15-5）及商标所给数据，并取 a=0.6 35.27431.0)1 3 7 3 5 06.0()10267.201()(1322322 WaTMc a B其 中 33 1.032 ddW 9.18431.0)1 3 7 3 5 06.0()10624.125()(1322322 WaTMc a C前面以选定轴的材料为 45（调质），查 15-1得 aMP601 ，因此 1 caB 1 caC 安全。 （ 7）轴承寿命的计算 1）已知轴承的预计寿命 L=2 8 300 5=24000 由所选轴承系列 6208，可查表知额定动载荷 C=29.5 NFr 81.2 9 5 9)68.2 8 5 7()79.7 7 0( 22 2)当量动载荷 P NFfP rP 78.32 5 581.29 5 91.1 查表得 Pf =1.1 3）演算轴承寿命 NP 78.3255 24 0
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