二级直齿减速器课程设计392.35%0.8%320%127.5%165.doc
二级直齿减速器课程设计392.35%0.8%320%127.5%165
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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392.35%0.8%320%127.5%165,减速器课程设计
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机械设计课程设计计算说明书 第 1 页 共 33 页 计 算 内 容 计算结果 1 引言 （ 1） 绳索牵引力 F(N) 2350 （ 2） 牵引速度 v(m/s) 0.8 （ 3） 卷筒直径 D（ mm） 320 （ 4） 寿命 10 年，单班制 （ 5）滚筒工作效率 868.0p（ 6）工作条件： 在室外工作 ， 有中等程度冲击 2 传动装置设计 2.1 传动方案 展开式二级圆柱齿轮减速器，如图 1 所示。 运动简图： vD 图 1 nts机械设计课程设计计算说明书 第 2 页 共 33 页 计 算 内 容 计算结果 2.2 选择电动机 2.2.1 电动机类型的选择 按工作要求和工作条件，选用一般用途的卧式封闭型系列三相异步电动机。 2.2.2 电动机容量 1、工作机所需功率WPkw 2.02WP 2、电动机的输出功率总Wd PP 传动装置总效 率 342321 总查参考文献 2表 2-2得： 弹性联轴器传动功率 9.901 弹性 联轴器传动效率 9.902 闭式圆柱齿轮 效率 7.903 查参考文献 1表 1-7得： 深沟球轴承传动功率 3.904 342321 n = 32 98.07.909.909.90 68.80 kwPPnWd 33.2868.0 02.2 3、电动机的额定功率 查参考文献 1表 12-1选取 Y132S-6型号电动机 额定功率 kwPed 3kwPw 02.2 868.0n kwPd 33.2 kwPed 3 nts机械设计课程设计计算说明书 第 3 页 共 33 页 计 算 内 容 计算结果 2.2.3 电动机的转速 1、工作机主轴转速 min/r7.47w n2、各级传动比可选范围 查参考文献 2 表 2-3得 两级展开式圆柱齿轮减速器的传动比范围总i为 40,8 3、电动级转速的确定 电动机可选转速范围 1908,6.3817.4740,8 wm nin 总 查参考文献 1表 12-1查得： 同步转速为 1000r/min 满载转速为 960r/min 电动机额定功率 kWPed 3。制表如下： 电动机型号 额定功率（ kw） 电动机转速（ r/min） 同步 满载 Y132S-6 3 1000 960 额定转矩堵转转矩额定转矩最大转矩kg/质量 2.0 2.0 63 4、电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸； 查参考文献 1 表 12-3 查得： 电动机型号为 Y132S-6，主要技术数据如下： 型号 B C E L Y132S-6 140 89 80 475 min/r7.47w 同步转速 min/1000 r 满载转速 min/960 rnm nts机械设计课程设计计算说明书 第 4 页 共 33 页 计 算 内 容 计算结果 nts机械设计课程设计计算说明书 第 5 页 共 33 页 2.3 传动装置的动力参数 2.3.1 传动装置的总传动比及其分配 1、总传动比 0.208.47960w nni m总 2、分配各级传动比 21 iii 总21 4.1 ii 取高速级直齿轮传动比 29.51 i 取低速级值齿轮传动比 78.32 i 取 , 3、各轴转速 n（ r/min） 减速器高速到低速各轴依次为 1、 2、 3号轴 m in/48m in/48m in/78.347.18 1m in/47.18 1m in/29.596 0m in/96 0342231121rnnrrinnrrinnrnn m0.20总i 29.51 i 78.32 i min/48min/48min/47.181min/9604321rnrnrnrn计 算 内 容 计算结果 nts机械设计课程设计计算说明书 第 6 页 共 33 页 4、各轴输入功率 P（ kW） kwkwkwPPkwkwPPkwkwPPkwkwPP d02.2022 2.298.099.0084 4.2084 4.298.097.0192 7.2192 7.298.097.0306 7.2306 7.299.033.2343423231212115、各轴扭矩 T（ mN ） mNmNnPTmd 95.2299.0960 33.295509550 11 mNmNiTT 4.11529.598.097.095.2211212 mNmNiTT 66.41478.398.097.04.11522323 mNmNTT 30.40298.099.066.4143434 最终数据如下： 项目 电动机 轴 轴 轴 轴 转速（ min/r ） 960 960 181.47 48 48 功率（ kw ） 2.33 2.30 2.19 2.08 2.02 转矩（ mN ） 23.18 22.95 115.4 414.66 402.3 传动比 1 5.29 3 78 1 效率 0.990 0.951 0.951 0.970 2.3.2 减速器设计方案检查及评价 1、 齿轮与轴的干涉 检查 为保证中间轴上的高速级大齿轮不与低速轴干涉 ,应有如下几何关系 : mmda 50302- 2 低mmda 5075.572 5.2141652- 2 低kwPkwPkwPkwP0222.20844.21927.23067.24321mNTmNT4.11595.2221 mNTmNT30.40266.41443nts机械设计课程设计计算说明书 第 7 页 共 33 页 2、 高、低速级大齿轮尺寸检查 设高速级大齿轮齿根至低速级大齿轮齿顶之间的距离为 h 5.44611 2 5.282 75.2 1 02 6 72 424 afa dddh 3、 轴承润滑方式的选择 高速级大齿轮的圆周速度 smv /22 ，油飞溅量小，应采用脂润滑方式 4、 总中心距的检查 mmmmaaa 3 0 02 9 2 . 51 6 51 2 7 . 5 高低总 计 算 内 容 计算结果 nts机械设计课程设计计算说明书 第 8 页 共 33 页 3 传动零件 设计 3.1 高速级直齿圆柱齿轮传动设计 1、选定齿轮类型、旋向、精度等级、材料及齿数 （ 1）按照给定的设计方案可知齿轮类型为直齿圆柱齿轮； （ 2）碾砂机为一般工作机器 ,速度不高 ,故选用 7级精度 (GB 10095-88) （ 3）材料选择 : 查参考文献 3 表 10-1 选取：小齿轮的材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS， 大齿轮的材料为 45钢（调质），硬度为 240HBS， 二者硬度差为 40HBS； （ 4）选小齿轮的齿数为1 24,z 大齿轮的齿数为 96.12 629.524112 izz ，取1272 z 2、按齿面接触强度设计：（公式系参考文献 3） 由设计计算公式 (10-9a)进行计算，即 3 211 )(132.2HEdtZuuKTd （ 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 mmNT 41 10288.2 3）由参考文献 3表 10-7选取齿宽系数 1d4）由参考文献 3表 10-6 查得材料的弹性影响系数：218.189 MPaZ E 5）由参考文献 3 图 10-21d按齿面硬度查得， 1 24,z 1272 z 3.1tK mmNT 41 10288.21d 218.189 MPaZ E 计 算 内 容 计算结果 nts机械设计课程设计计算说明书 第 9 页 共 33 页 小齿轮的接触疲劳强度极限： lim 1 600H M pa 大齿轮的接触疲劳强度极限： lim 2 550H M pa 6）由式 10-13计算应力循环次数： 911103 8 2 4.1)1030081(19606060 hjLnN 892 106132.229.5 103824.1 N 7）由参考文献 3 图 10-19 取接触疲劳寿命系数： 91.01 HNK ， 09.12 HNK 8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 1S ，得： M P aSK HNH 63770095.01l i m11 M P aSK HNH 5.59955009.12l 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。 mmmmZuuTkdHEdtt97.33)5.5998.189(29.5129.5110288.23.132.2)(132.23 2432112）计算圆周速度 v smsmndv t/70.1/100060 196097.33100060 11 3）计算齿宽 b lim 1 600H M pa lim 2 550H M pa 91 103824.1 N 82 106132.2 N 91.01 HNK ，09.12 HNK 1S MPaH 6371 MPaH 5.5992 mmd t 97.331 smv /70.1 700Mpa 700Mpa nts机械设计课程设计计算说明书 第 10 页 共 33 页 计 算 内 容 计算结果 mmmmdb td 97.3397.3311 4）计算齿宽与齿高比hb模数 mmmmzdm tt 415.12497.3311 齿高 mmmht 15.3415.125.225.2 67.1015.3 97.33 hb5）计算载荷系数 根据 smv /10.1 ， 7级精度，由图 10-8查得 动载系数 04.1vk直齿轮， 1 FH kk由表 10-2查得使用系数 5.1Ak 由表 10-4 用插值法得 7 级精度、小齿轮相对支承并非对称布置时， 13.41Hk由 67.10hb、 16.41Hk查图 10-13 得34.1Fk ； 故载荷系数： 20.2416.1104.15.1 HHvA kkkkk 6）按实际载荷系数校正所 得分度圆直径，由式 （ 10-10a） 得 mmmmkkddtt 484.40.3120.2972.33 3311 7）计算模数 m mmmmzdm 68.124484.4011 mmb 97.33 mmm t 415.1 mmh 15.3 67.10hb 04.1vk 1 FH kk 5.1Ak 13.41Hk 34.1Fk 20.2k mmd 484.401 mmm 68.1 nts机械设计课程设计计算说明书 第 11 页 共 33 页 计 算 内 容 计算结果 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 32211 FSaFadYYzKTm（ 1）确定公式内的各 计算数值 1）由参考文献 3图 10-20c查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限aFE MP5001 大齿轮的弯曲疲劳强度极限aFE MP3802 2)由参考文献 3图 10-18取弯曲疲劳寿命系数 90.0,87.0 21 FNFN kk 3)计算弯曲疲劳强度许用应力 取弯曲疲劳安全系数 1.4S ，由式（ 10-12）得 aaFEFNFaaFEFNFMPMPSkMPMPSk29.2444.13809.071.3104.150087.02221114）计算载荷系数 K 2 . 0 9 0. 3 4114.015.1 FFvA kkkkK5）查取齿形系数 由参考文献 3表 10-5 得 65.21 FaY； 158.22 FaY6）查取应力校正系数 58.11 SaY； 8212.12 SaY7）计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 aFE MP5001 aFE MP3802 87.01 FNK ；90.02 FNK 1.4S MPaF 71.3101 MPaF 29.2442 090.2K 65.21 FaY ；158.22 FaY 58.11 SaY ；8212.12 SaY nts机械设计课程设计计算说明书 第 12 页 共 33 页 计 算 内 容 计算结果 0 16 0 1.029.2 448 12.11 58.20 13 4 8.071.3 1058.165.2222111FSaFaFSaFaYYYY 大齿轮的数值大 （ 2）设计计算 mmmmYYzKTmFSaFad385.101601.024110288.2090.2223243211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，可取由弯曲疲 劳强度算得的模数 1.385并就近圆整为标准值 mmm 5.1 ，按接触疲劳强度算得的分度圆直径 mmd 484.401 ，算出小齿轮齿数 2798.265.1 484.4011 mdz 大齿轮齿数 14383.1422729.5112 ziz 4、几何尺寸的计算 （ 1）计算分度圆直径 mmmmmzdmmmmmzd5.2 1 45.11 4 35.405.1272211 （ 2）计算中心距 mmmmdda5.1272)5.2145.40(2211 （ 3）计算齿轮宽度 mmmmdbd 484.40484.4011 01601.001348.0222111FSaFaFSaFaYYYY mmm 385.1 mmm 5.1 1432721zz mmdmmd5.2145.4021 mma 5.1271 mmb 484.40 nts机械设计课程设计计算说明书 第 13 页 共 33 页 取 mmBmmB 50,45 12 mmBmmB42,3712 计 算 内 容 计算结 果 nts机械设计课程设计计算说明书 第 14 页 共 33 页 3.2 低速级直齿圆柱齿轮传动设计 （ 1）材料选择 : 查参考文献 3 表 10-1 选取：小齿轮的材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS， 大齿轮的材料为 45钢（调质），硬度为 240HBS， 二者硬度差为 40HBS； （ 2）选小齿轮的齿数为 243 z大齿轮的齿数为 72.9078.324234 izz，取 914 z 1、按齿面接触强度设计：（公式系参考文献 3） 由设计计算公式 (10-9a)进行计算，即 3 211 )(132.2HEdtZuuKTd （ 1）确定公式内的各计算数值： 1）试选载荷系数 3.1tK2）计算小齿轮传递的转矩 mmNT 52 10153.1 3）由参考文献 3表 10-7选取齿宽系数 1d4）由参考文献 3表 10-6 查得材料的弹性影响系数：218.189 MPaZ E 5）由参考文献 3 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 7004lim 243 z 914 z 3.1tK mmNT 52 10153.1 1d 218.189 MPaZ E MPaH 6003lim MPaH 7004lim 计 算 内 容 计算结果 nts机械设计课程设计计算说明书 第 15 页 共 33 页 6）由式 10-13计算应力循环次数： 813 106132.2 )1030081(147.1816060 hjLnN 784 109131.678.3 106132.2 N 7）由参考文献 3 图 10-19 取接触疲劳寿命系数： 09.13 HNK ， 4.904 HNK 8）计算接触疲 劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 1S ，得： M P aSK HNH 76370009.13l i m33 M P aSK HNH 65870094.04l i m44 （ 2）计算 1)试算小齿轮分度圆直径td3，代入 H 中较小的值。 mmmmZuuTkdHEdtt17.58)6588.189(78.3178.3110153.13.132.2)(132.23 2532132）计算圆周速度 v smsmndv t/5 5 3.0/1 0 0 060 47.1 8 117.581 0 0 060 33 3）计算齿宽 b mmmmdb td 17.5817.5813 4）计算齿宽与齿高比hb83 106132.2 N 74 109131.6 N 09.13 HNK4.904 HNK 1S MPaH 7633 MPaH 6584 mmd t 17.583 smv /553.0 mmb 17.58 nts机械设计课程设计计算说明书 第 16 页 共 33 页 模数 mmmmzdm tt 424.22417.5833 齿高 mmmht . 4 5 45424.225.225.2 6.610454.5 17.58 hb5）计算载荷系数 根据 smv /.5530 ， 7级精度，由图 10-8查得 动载系数 008.1vk直齿轮， 1 FH kk由表 10-2查得使用系数 5.1Ak 由表 10-4 用插值法得 7 级精度、小齿轮相对支承并非对称布置时， 2.41Hk由 66.10hb、 2.41Hk查图 10-13得 35.1Fk； 故载荷系数： 14.242.11008.15.1 HHvA kkkkk 6）按实际载荷 系数校正所得分度圆直径，由式（ 10-10a） 得 mmmmkkddtt 34.67.3114.217.598 3333 7）计算模数 m mmmmzdm 80.224 34.6733 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 mmm t 424.2 mmh 454.5 66.10hb 008.1vk 1 FH kk 5.1Ak 2.41Hk 35.1Fk 14.2k mmd 34.673 mmm 80.2 计 算 内 容 计算结果 nts机械设计课程设计计算说明书 第 17 页 共 33 页 3 2 211 FSaFadYYzKTm（ 1）确定公式内的各计算数值 1）由参考文献 3图 10-20c查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限aFE MP5003 大齿轮的弯曲疲劳强度极限aFE MP3804 2)由参考文献 3图 10-18取弯曲疲劳寿命系数 93.0,9.0 43 FNFN kk 3)计算弯曲疲劳强度许用应力 取弯曲疲劳安全系数 1.4S ，由式（ 10-12）得 aaFEFNFaaFEFNFMPMPSkMPMPSk43.2524.138093.043.3214.15009.04443334）计算载荷系数 K 045.235.111.015.1 FFvA kkkkk5）查取齿形 系数 由参考文献 3表 10-5 得 56.23 FaY； 178.24 FaY6）查取应力校正系数 58.13 SaY； 789.14 SaY7）计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 01551.043.252781.1198.201303.043.32158.165.2444333FSaFaFSaFaYYYY 大齿轮的数值大 aFE MP5003 aFE MP3804 93.09.043 FNFNkk ； 1.4S MPaF 43.3213 MPaF 43.2524 045.2K 56.23 FaY ；198.24 FaY 58.13 SaY ；781.14 SaY 015 51.0013 03.0444333FSaFaFSaFaYYYY计 算 内 容 计算结果 nts机械设计课程设计计算说明书 第 18 页 共 33 页 （ 2）设计计算 mmmmYYzKTmFSaFad56.201 55 1.02411015 3.104 5.2223253211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，可取由弯曲疲劳强度算得的模数 2.56并就近圆整为标准值 mmm 3 ，按接触疲劳强度算得的分度圆直径 mmd 34.673 ，算出小齿轮齿数 2345.223 34.6733 mdz 大齿轮齿数 88794.862378.3 4424 zziz 取 4、几何尺寸的计算 （ 1）计算分度圆直径 mmmmmzdmmmmmzd261387693234433 （ 2）计算中心距 mmmmdda1652)26169(2432 （ 3）计算齿轮宽度 mmmmdb d 34.6734.6713 取 mmBmmB 75,7034 mmm 56.2 mmm 3 872343zz mmdmmd2616943 mma 1652 mmb 34.67 mmBmmB757034 计 算 内 容 计算结果 nts机械设计课程设计计算说明书 第 19 页 共 33 页 齿轮参数如表 2： 表 2 高速级 模数 mmmn1 1.5 低速级 模数 mmmn2 3 小 齿轮 传动比 1i 5.29 小 齿轮 传动比 2i 3.78 齿数 1z 27 齿数 3z 23 分度圆 1d（ mm） 40.5 分度圆 3d （ mm） 69 齿根圆1fd（ mm） 36.755 齿根圆 3fd （ mm） 61.5 齿顶圆1ad（ mm） 43.5 齿顶圆 3ad （ mm） 75 齿宽 1b （ mm） 50 齿宽 3b （ mm） 75 大 齿轮 齿数 2z 143 大 齿轮 齿数 4z 87 分度圆 2d（ mm） 214.5 分度圆 4d （ mm） 261 齿根圆2fd（ mm） 210.75 齿根圆 4fd （ mm） 253.5 齿顶圆2ad（ mm） 217.5 齿顶圆 4ad （ mm） 267 齿宽 2b （ mm） 45 齿宽 4b （ mm） 70 中心距 mma1 127.5 中心距 mma2 165 计 算 内 容 计算结果 nts机械设计课程设计计算说明书 第 20 页 共 33 页 4 轴的设计 4.1.高速轴的设计参数 及材料 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 . 1.初估轴径 按联轴器初估轴的直径 ,查表 10-2,得 A=106 至 117,取A=115，则 : mmnpA 4.1596030.2115D 331101 m i n 即 联 轴 器 最 小 孔 径 为 15.4mm ， 联 轴 器 的 转 矩mNTKT Aca .835.29950.223.11 ，查手册选用 LT3 弹性套柱销联轴器，公称转矩为 31.5N.m，孔径为 20mm。 2.高速轴的结构 3.各轴直径的确定 初估轴径后 ,可按轴上零件的安装顺序 ,从左端开始确定直径 . 1d =30mm, 2d =36mm,3d=36mm, 4d =30mm,5d=26mm，6d=20 4.各轴段长度的确定 1l =25mm， 2l =6mm。3l=93mm， 4l =20mm，5l=40mm，6l=28 5.轴上倒角与圆角 为保证 6006轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为 1.5mm根据标准 GB6403.4-1986，轴 nts机械设计课程设计计算说明书 第 21 页 共 33 页 计 算 内 容 计算结果 的左右端倒角均为 452 。 由于齿轮的齿根圆直径为 36.75mm（齿顶圆直径为 43.5mm），固考虑做成齿轮轴 。 A段做成齿轮轴，其长度为 50mm. 4.2 中间轴的设计 参数 及材料 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 . 1.初估轴径 按滚动轴承初估轴的直径 ,查表 10-2,得 A=106 至 117,取A=115，则 : mmnpA 34.2647.18119.2115D 332202 m i n 即滚动轴承的最小孔径为 26.34mm，查手册选取 6006型号轴承，其 d D B= 135530 的轴承。 2.中间轴的结构 3.各轴段直径的确定 初估轴径后 ,可按轴上零件的安装顺序 ,从左端开始确定直径 . 1d =30mm, 2d =35mm,3d=40mm, 4d =35mm,5d=30mm。 4.各轴段长度的确定 1l =36mm， 2l =42mm, 3l=10mm， 4l =70mm，5l=35mm。 5.轴上倒角与圆角 为保证 6006轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为 1.5mm 根据标准 GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为 452 。 nts机械设计课程设计计算说明书 第 22 页 共 33 页 计 算 内 容 计算结果 4.3 低速轴的设计 参数 及材料 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 . 1.初估轴径 按联轴器初估轴的直径 ,查表 10-2,得 A=106 至 117,取A=112，则 : mmnpA 23.374808.2112D 333303 m i n 即 联 轴 器 的 最 小 孔 径 为 39.33mm ， 联 轴 器 的 转 矩 ：mNTKT Aca .82.4 9 83 ，查手册选取 LT7弹性套柱销 联轴器 ，公称转矩为 500N.m, 孔径为 40mm。 3.低速轴的结构 3.各轴段直径的确定 初估轴径后 ,可按轴上零件的安装顺序 ,从左端开始确定直径 . 1d =40, 2d =44mm, 3d =50mm, 4d =55mm, 5d =63mm, 6d =55mm, 7d =50mm 4.各轴段长度的确定 1l =84mm ， 2l =37mm ，3l=35mm ， 4l =68mm ，5l=6mm ，mml 626 , mml 257 . 5.轴上倒角与圆角 为保证 6010轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为 1.5mm根据标准 GB6403.4-1986，轴 nts机械设计课程设计计算说明书 第 23 页 共 33 页 计 算 内 容 计算结果 的左右端倒角均为 452 。 4.4 轴的周边固定 1.联轴器的选择 高速轴： LT3弹性套柱销联轴器。 低速轴： LT7弹性套柱销 联轴器 。 2.滚动轴承的选择 高速轴： 6006 30x55x13 中间轴： 6006 30x55x13 低速轴： 6010 50x80x16 3.键的选择 高速轴：联轴器处： 6 6 L=6x6x22； 中间轴：大齿轮处： b h L =10x8x32， 小齿轮处： b h L=10x8x63； 低速轴 ：大齿轮处： b h L=16x10x56， 联轴器处： b h L =10x8x70； nts机械设计课程设计计算说明书 第 24 页 共 33 页 计 算 内 容 计算结果 4.5 校核中间轴的强度 (1) 计算支反力。 高速级大齿轮 NTFt 33.7693301095.222d2 3112 NFF tr 13.280020ta n22 低速级小齿轮 NTFt 6.11057751066.4142d2 3433 NFF tr 64.402420ta n33 在垂直面上 2233 NVttNV FFFF )5.445.169(5.585.169 232 ttNV FFF NF NV 01.14552 NF NV 52.18063 在水平面上 0)4 . 54-5.169(5.1695.58 223 rNHr FFF 3223 rNHrNH FFFF NF r 13.28002 NF r 64.40243 NF NV 01.14552 NF NV 52.18063 nts机械设计课程设计计算说明书 第 25 页 共 33 页 计 算 内 容 计算结果 NF NH 93.782 NF NH 09.4973 4.5.1 轴的弯矩和扭矩 轴的扭矩与弯矩图如下：力的单位（ N） ，扭矩（ N.M） NF NH 93.782 NF NH 09.4973 mNM V 68.105 mNM H 0 79.29 mNM 61.109 mNT 88.852 nts机械设计课程设计计算说明书 第 26 页 共 33 页 计 算 内 容 计算结果 4.5.2 校核轴的强度 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出小齿轮所在截面为危险截面。先将计算出的截面处的值列于下表： 22 VH MMM 载 荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NF NH 93.782 NF NH 09.4973 NF NV 014.14552 NF NV 52.18063 弯矩 M mNMH 790.29 mNM V 68.105总弯矩 mNM 61.10968.105079.29 22 扭矩 T mNT 88.852 按第三强度理论 ,计算应力 22 4 ca 式 1 通常用由弯矩产生的弯曲应力 是对称循环应力 ,而由扭矩产生的扭转切应力 则常常不是对称循环变应力 .为了考虑两者循环特性的不同影响 ,引入折合系数 ,则计算应力为 22 4 ca 式 2 扭转切应力为脉动循环变应力，取 .60 对于直径为 d 的圆轴，弯曲应力为WM,扭转应力为TWT ，将 和 代入式 2，则 轴 的弯扭合成强度条件为 122 4 Tca WTWM d tdbtdW 232 23 ， d tdbtdWT 21623 327.3240 mmW ， 394.7098 mmW T nts机械设计课程设计计算说明书 第 27 页 共 33 页 计 算 内 容 计算结果 M p apa 8.36108.36 6ca 前已选定轴的材料为 45钢，调质处理，由表 15-1查得 MPa601 。因此 1-ca ，故安全。 nts机械设计课程设计计算说明书 第 28 页 共 33 页 计 算 内 容 计算结果 5 滚动轴承的选择 由于轮齿为直齿，承受径向载荷，选用深沟球轴承。 三轴所用轴承型号及尺寸列表如下： 轴号 轴承型号 d D B 轴 6006 30 55 13 轴 6006 30 55 13 轴 6010 50 80 16 5.1 轴承所受的径向支反力 21, rr FF NFFF tarar 2.23 7512.5361.23 74 22221 NFFF rbtbr 98.208892.200179.596 22222 5.2 求当 量动载荷 1rP 和 2rP 由于 Fa=0 查表得 X1=1， Y1=0，取载荷系数 1.1pf N72.2 6 1 22 3 7 5 . 21.1 .1FXfP r11p1 查表得 X2=1， Y2=0，取载荷系数 1.1pf 2 2 9 7 .8 7 8 N2 0 8 8 .9 811 .1XFfP r2p2 5.3 轴承寿命 由式 )(6010max6P CfnL rt 计算轴承寿命，取 2612.72NPP max =3 ， ft=1.0查表 6006深沟球轴承的基本额定动载荷 kNCr 36 hrtII LhPCfnL 67.101428)72.2612 10361(85.42960 10)(60 10 336m a x6 满足寿命要求。 nts机械设计课程设计计算说明书 第 29 页 共 33 页 6 联轴器、键连接的选择 6.1 联轴器的选择 按联轴器初估轴的直径 ,查表 10-2,得 A=106 至 117,取A=112，则 : mmnpA 4.1596030.2115D 331101 m i n 即 联 轴 器 最 小 孔 径 为 15.4mm ， 联 轴 器 的 转 矩mNTKT Aca .8 3 5.2995.223.11 ，查手册选用 LT3弹性套柱销联轴器 ，公称转矩为 31.5N.m，孔径为 20mm。 按联轴器初估轴的直径 ,查表 10-2,得 A=106至 117,取 A=112，则 : mmnpA 33.394808.2112D 333303 m i n 即 联 轴 器 的 最 小 孔 径 为 39.33mm ， 联 轴 器 的 转 矩 ：mNTKT Aca .82.4 9 83 ，查手册选取 LT7 弹性套柱销 联轴器
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