二级直齿减速器课程设计617%0.35%300%155%205.5.doc
二级直齿减速器课程设计617%0.35%300%155%205.5
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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617%0.35%300%155%205.5,减速器课程设计
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1 （ 带式输送机 ） 姓 名： 年 级： 05 级 班 级： 机化 2 班 学 号： 200530500203 指导老师： 2008 年 1 月 17 日 nts 2 目 录 设计任务书 3 传动方案分析 4 电机选择计算 4 传动装置运动和动力参数的选择计算 5 传动零件的设计计算 6 轴的设计计算 18 键的设计计算 28 润滑和密封方式的选择 ,润滑油 和牌 号的确定 29 箱体及附件的结构设计和选择 29 设计小结 31 参考资料 31 nts 3 设 计 任 务 书 课程设计题目：带式输送机传动装置 设计带式运输机传动装置（简图如下） 设计参数 : 传动方案 输送带的牵引力 F,(KN) 输送带的速度 V,(m/s) 提升机鼓轮的直径 D,(mm) 一 7 0.35 300 设计要求 : 1).输送机运转方向不变 ,工作载荷稳定 . 2).输送带鼓轮的传动效率取为 0.97. 3).工作寿命为 8 年 ,每年 300个工作日 ,每日工作 16小时 . 设计内容 : 1) 装配图 1张 ; 2) 零件图 3张 ; 3) 设计说明书一份 . nts 4 传动方案分析 传动方案（已给定） 1） 外传动为 V带传动。 2） 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。 3） 方案简图如下： 该方案的优缺点： 该工作机有轻微振动，由于 V 带有缓冲吸振能力，采用 V 带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用 V 带这种简单的结构， 并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为 Y系列三相交流 异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。 电机选择计算 1根据已知条件，选择 Y 系列三相交流异步电动机 ， Y 系列电动机为全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机 2电动机功率由机械设计课程设计（第二版）表 2 2 得齿轮按 78 级精度计算， 且 齿轮 传动效率 1 0.98 V 带传动效率 2 0.96 每对滚动轴承的传动效率 3 0.99 弹性连轴器的传动的效率 4 0.99 运输就滚动筒的传动效率 5 0.97 减速器的总效率 = 12 2 34 4 5 0.982 0.96 0.994 0.99 0.97 nts 5 0.850 滚筒转矩 T和转速 n0、 功率 Pw T D*F/2 0.30 7000/2 1050N*m n0 60*v/(3.14*D)=60 0.35/(3.14 0.30) 22.293r/min 输出功率： Pw=F*V/1000=7000 0.35/1000=2.450kw 电动机额定功率： P Pw/ 2.450/0.850 2.883kw 选取电动机的功率要列大于额定功率 由机械设计课程设计（第二版）表 16 1取 PM 3.0kw 3. 选取电动机 因为滚筒转速较慢，综合考虑，参照机械设计课程设计（第二版）表 16 1，选用同步转速为 1500r/min的 Y100L2-4电动机 ,具体数据如下： 电动机型号 额定功率 （ KW） 满载转速 (r/min) 额定转距 （ KNm） Y100L2-4 3 1420 2.2 传动装置运动和动力参数的选择计算 1. 计算总传动比 i: 电动机满载转速 nm=1420r/min 工作所需转速 n0 22.293r/min i=nm /n0 1420/22.293 63.697 2.分配传动比： 根据机械设计课程设计（第二版）所推荐的参考值 选 i 轮 20，设 i1 , i2分别为高速级和低速级的传动比，由下图可取 i1 5.000, i2 i 轮 /i1 4.000 所以 i 带 i/i 轮 3.185 3. 计算 各轴的转速： 0轴（电动机轴） n=nm=1420r/min 高速轴 n1=n/i 带 =445.840/min 中间轴 n2=n1/i1=89.168r/min nts 6 低速轴 n3=n2/i2=22.293r/min 滚动筒 n4=n3=22.293r/min 4. 计算各轴功率 : 输出功率 : p0=p 2.883kw p1=p0* 2* 3=2.883 0.96 0.99 2.739 kw p2=p1* 1* 3=2.739 0.98 0.99 2.658 kw p3=p2* 1* 3=2.658 0.98 0.99 2.579 kw p4=p3* 4* 3* 5=2.579 0.99 0.99 0.97 2.451 kw 输入功率 : p1=p0 2=2.883 0.96 2.767 kw p2=p1 1 3=2.767 0.98 0.99 2.685 kw p3=p2 1 3=2.685 0.98 0.99 2.605 kw p4=p3 4 3=2.605 0.99 0.99 2.553 kw 5. 计算各轴转矩 : 输出转距 : T0=9550P0/nm=9550 2.883/1420 19.385 N*m T1=T0 2 3i 带 =19.385 0.96 0.99 3.185 58.676 Nm T2=T1 1 3i1 =58.676 0.98 0.99 5.000 284.636 Nm T3=T2 1 3i2=284.636 0.98 0.99 4.000 1104.615 Nm T4=T3 4 3 5=1104.615 0.99 0.99 0.97 1050.155 Nm 输入转距 : T1=T0 2 i 带 =19.385 0.96 3.185 59.268 Nm T2=T1 1 3i1 =59.268 0.98 0.99 5.000 287.511 Nm T3=T2 1 3i2=287.511 0.98 0.99 4.000 1115.773 Nm T4=T3 4 3=1115.773 0.99 0.99 1093.569 Nm 4. 运动和动力参数结果如下表 : 轴名 功率 P(KW) 转矩 T(N*m) 转速 r/min 输入 输出 输入 输出 0轴（电 动机轴） 2.883 19.385 1420 高速轴 2.767 2.739 59.268 58.676 445.840 中间轴 2.685 2.658 287.511 284.636 89.168 低速轴 2.605 2.579 1115.773 1104.615 22.293 滚动筒 2.553 2.451 1093.569 1050.155 22.293 传动零件的设计计算 一 .设计带 1.计算功率cap查课本 156P 表 8-7，选得工作情况系数 2.1AK nts 7 故 kwK ppAca 459.3883.22.10 2.V带带型 ，确定带轮基准直径 d1、 d2根据 kwpca 459.3, min/14200 rn ,由课本157P图 8-11，选择 A型 V带，取 mmd 901 。 mmdnnd 905.28098.090185.311212 查课本第 157 页表 8-8取 mmd 2802 。 为带传动的滑动率，取值范围为 0.01 至 0.02。 实际传动比 :111.39028012 ddi 带3.验算带速： smv nd /692.6100060 142090100060 1 带速在 5到 25m/s 之间，合适。 4.定 V带的基准长度和传动中心距 初步选取中心距 a： mmdda 555280905.15.1 210 ， 取 mma 5550 。 由课本第 158 页式（ 8-22）得： mma ddddaL d 456.17074 1222022100 查课本第 146 页表 8-2选取带的基准长度 mmLd 1800。 由课本第 158 页式 8-23计算实际中心距： mmLLaa dd 272.6012 00 。 中心距 的变化范围为 574.272655.272mm 5.主动轮上的包角1 908 3 0.1 6 13.571 8 0 121 add 所以主动轮上的包角合适。 6.窄 V带的根数 z nts 8 由式 8-22知 KKpp pppz Lcarca 00 由 min/14201 rn , mmd 901 , 111.3 i带， 查表 8 4a 和表 8 4b,得 kwp 0532.10 ， kwp 1676.00 ， 查 表 8 5,得 954.0k ， 查 表 8 2,得 01.1kL ， 代入上式得： 940.201.1954.0168.0053.1 459.3 z取 3z 7.单根带的单位拉力的最小 F0min由式 8-27 知 vk pkF qzv ca 2m i n5.25000 查表 8-3 得 mkgq /100.0 故 NF 085.144100.0692.63954.0 459.3954.05.25000 692.6 2m i n 应使带的实际拉力 FF 0min08.算作用在轴上的压轴力 FP压轴力的最小值为 Nzp FF 665.8532830.161s in085.144322s in02 1m i nm i n 取为 860N 9定带轮的结构尺寸 由 mmmmd 300901 ，采用腹板式结构， nts 9 mmmmd 3002802 ，采用腹板式结构。 由 V带设计可知 z=3根， 则由课本表 8-10可得 mme 15 , mmf a 9min , mmh a 75.2min 则带轮的宽度为 mmfezB 4892151321 小带轮的外径 mmhdd aa 5.9575.22902 m i n11 大带轮的外径 mmhdd aa 5.28575.222802 m i n22 二设计齿轮 一）高速齿轮设计 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 ） 按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动 ） 运输机为一般工作机器，速度不高故选用级精度（ GB 10095-88） ） 由表 10 1 选择小 齿轮材料为 40Cr（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。 ） 选小齿轮齿数 241 z， 大齿轮齿数 120524112 izz因大小齿轮齿数需互质，故 取 1212 Z 故高速级实际传动比042.5121 zzi2. 按齿面接触强度设计 由设计计算公式（ 10-9a）进行试算，即 3211132.2 HEuu ZTKddt(1) 确定公式内的各计算数值 1) 试选载荷系数 3.1Kt2) 计算小齿轮传递的转距 nts 10 mmNn pT 101010 451151 927.5840.445767.25.955.95 3) 由表 10-7选取齿宽系数 1d4) 由表 10-6查得材料的弹性影响系数 Pz aME 218.18 9 5) 由图 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 paH M6001l i m ；大齿轮的接触疲劳强度极限 paH M5502l i m 6) 由式 10-13计算应力循环次数 10 911 027.18300161840.4456060 LnN hj 1010 89112 037.2042.5027.1 iNN7）由图 10-19取接触疲劳寿命系数 990.01 K HN； 090.12 K HN8）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 pK aKN MSH 594600990.01l i m11 pK aKN MSH 5.599550090.12l i m22 （ 2）计算 1)试算小齿轮分度圆直径 dt1，代入 H中较小的值。 2)计算圆周速度 v1smndv t /144.1100060 840.445009.49100060 111 3)计算齿宽 b1mmdb td 00 9.4900 9.49111 mmHEZiiTKd dtt 009.49042.5 042.61927.53.132.2132.2324321111 5 9 48.1 8 910 nts 11 4)计算齿宽与齿高之比hb11模数 042.224009.49111 zdm tt齿高 mmmht 595.4042.225.225.2 11 故 666.10595.4009.4911 hb5)计算载荷系数 根据 smv /144.11 ， 7级精度，由图 10-8查得动载系数 057.1Kv直齿轮， 1 KKFH 由表 10-2查得使用系数 1KA由表 10-4用插值法查得 7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， 419.1KH 由 666.1011 hb， 419.1KH 查图 10-13 得 375.1KF ；故载荷系数 500.1419.11057.11 KKKKK HHvA 7) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（ 10-10a）得 mmKKddtt 4 0 2.513.15 0 0.10 0 9.49 3311 8）计算模数 m mmmmzdm 142.224 402.5111 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 21 12 F SaFad YYzTKm （ 1） 确定公式内的各计算数值 ） 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 paFE M5001 ；大齿轮的弯曲强度极限 paFE M3 8 02 nts 12 ） 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 88.01 K FN， 89.02 K FN） 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 pK aFEFN MSF 286.3144.1 50088.0111 pK aFEFN MSF 571.2414.1 38089.0222 ） 计算载荷系数 K 453.1375.11057.11 KKKKK FFvA ） 查取齿形系数 由表 10-5查得 65.21 Y Fa； 163.22 Y Fa） 查取应力校正系数 由表 10-5查得 58.11 Y Sa； 773.12 Y Sa） 计算大，小齿轮的 F SaFaYY并加以比较 0133223.0286.314 58.165.21 11 FYY SaFa 0158753.0571.241 773.1163.22 22 FYY SaFa 大齿轮的数值大 ，取大齿轮的数值 （ 2） 设计计算 681.10158753.01 927.5453.122 3 243 2112410 F SaFadYYzTKm 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 1.681并就近圆整为标准值 m=2.0mm,接触强度 算得的分度圆直径 mmd 40 2.511 ，算出小齿轮齿数 267 0 1.250.2 4 0 2.5111 mdz nts 13 大齿轮齿数 1 2 95 0 5.1 2 80.2 3 0 2.5652 z这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费 高速级实际传动比 962.426129121 zzi4.几何尺寸计算 （ 1）计算分度圆直径 mmmzd 2580.21292 2 （ 2） 计算中心距 mmdda 1 5 52 2 5 8522 21 (3)计 算齿轮宽度 mmdb d 525211 取 mmB 552 ， mmB 601 5.验算 NdTF t 6 1 5.2 2 7 952/9 2 7.522 10 411 mmNmmNbFK tA /100/839.4352/786.21161 合适 高速齿轮传动的相关数值 模数 m 2.0 分度圆直径 521 d , 2582 d 齿顶高 0.20.21 mhh aa 齿根高 5.20.225.01 mchh af 全齿高 5.45.20.2 fa hhh 齿顶圆直径 56211 aa hdd , 26 2222 aa hdd 齿根圆直径 47211 ff hdd , 2 5 3222 ff hdd mmmzd 520.2261 1 nts 14 中心距 mma 155 齿宽 601 B , 552 B 二）低速齿轮设计 1.选定齿轮类型、精度 等级、材料及齿数 1)按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动 2)运输机为一般工作机器，速度不高故选用级精度（ GB 10095-88） 3)由表 10 1 选择小齿轮材料为 40Cr（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 253z， 大齿轮齿数 100425234 izz2. 按齿面接触强度设计 由设计计算公式（ 10-9a）进行试算，即 3211132.2 HEuu ZTKddt(2) 确定公式内的各计算数值 8) 试选载荷系数 3.1Kt9) 计算小齿轮传递的转距 mmNn pT 101010 552252 876.2168.89685.25.955.95 10) 由表 10-7 选取齿宽系数 1d11) 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 Pz aME 218.18 9 12) 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 paH M6001l i m ；大齿轮的接触疲劳强度极限 paH M5502l i m 13) 由式 10-13 计算应 力循环次数 10 823 054.28300161168.896060 LnN hj 1010 79234 136.54054.2 iNNnts 15 7）由图 10-19取接触疲劳寿命系数 090.13 K HN； 200.14 K HN8）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 pK aKN MSH 654600090.13l i m33 pK aKN MSH 660550200.14l i m44 （ 2）计算 1)试算小齿轮分度圆直径 dt1， 代入 H中较小的值。 2)计算圆周速度 v3smndv t /368.0100060 168.89919.78100060 213 3)计算齿宽 b3mmdb td 919.78919.78113 4)计算齿宽与齿高之比hb33模数 157.325919.78311 zdm tt齿高 mmmht 103.7157.325.225.2 13 故 111.11103.7919.7833 hb5)计算载荷系数 根据 smv /368.03 ， 7级精度，由图 10-8查得动载系数 018.1Kv直齿轮， 1 KKFH 由表 10-2查得使用系数 1KA由表 10-4用插值法查得 7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， 426.1KH mmHEZiiTKddtt 919.78451876.23.132.2132.2325322221 6548.18910 nts 16 由 111.11hb， 426.1KH查图 10-13得 400.1KF ；故载荷系数 452.1426.11018.11 KKKKK HHvA 14) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（ 10-10a）得 mmKKddtt 876.813.1452.1919.78 3313 8）计算模数 m mmmmzdm 275.325876.8133 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 21 12 F SaFad YYzTKm （ 3） 确定公式内的各计算数值 ） 由图 10-20c 查得小齿轮的弯 曲疲劳强度极限 paFE M5 003 ；大齿轮的弯曲强度极限 paFE M3 8 04 ） 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 89.03 K FN， 92.04 K FN） 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 pK aFEFN MSF 857.3174.1 50089.0333 pK aFEFN MSF 714.2494.1 38092.0444 ） 计算载荷系数 K 425.1400.11018.11 KKKKK FFvA ） 查取齿形系数 由表 10-5查得 62.23 Y Fa； 18.24 Y Fa） 查取应力校正系数 由表 10-5查得 59.13 Y Sa； 79.14 Y Sants 17 ） 计算大，小齿轮的 F SaFaYY并加以比较 01310589.0857.317 59.162.23 33 FYY SaFa 01562 668.0714.249 79.118.24 44 FYY SaFa 大齿轮的数值大，取大齿轮的数值 （ 4） 设计计算 737.201562668.01 876.2425.122 3 253 23125 10 F SaFad YYzTKm 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 2.737并就近圆整为标准值 m=3.0mm,接触强度算得的分度圆直径 mmd 87 6.813 ，算出小齿轮齿数 27296.270.3 876.8133 mdz 大齿轮齿数 1 1 01 6 8.1 0 90.38 7 6.8144 z这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费 高速级实际传动比 074.427110342 zzi 4.几何尺寸计算 （ 1）计算分度圆直径 mmmzd 810.3273 3 mmmzd 3300.31104 4 （ 2） 计算中心距 mmdda 5.2052 330812 43 (3)计算齿轮宽度 mmdb d 818113 nts 18 取 mmB 814 ， mmB 853 5.验算 NdTF t 235.7 1 0 181/876.222 10 532 mmNmmNbFK tA /100/670.8781/235.71011 合适 低 速齿轮传动的相关数值 模数 m 3.0 分度圆直径 813 d , 3304 d 齿顶高 0.30.31 mhhaa齿根高 75.30.325.01 mchh af 全齿高 75.675.30.3 fa hhh 齿顶圆直径 87233 aa hdd, 3 3 6244 aa hdd 齿根圆直径 5.73233 ff hdd, 5.222244 ff hdd中心距 mma 5.205 齿宽 814 B , 853 B 轴的设计计算 一高速轴设计 输入轴上的功率 m in/84 0.44 5n,76 7.2 11 rkwP 转速 转矩 mmNT 41 10927.5 求作用在 齿 轮上的力 NFFNdTFtrt712.82920t a n615.2279t a n615.227952 10927.52214111初定轴的最小直径 选轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 15-3，取 110A （以下轴均取此nts 19 值 ） ， 于 是 由 式 15-2 初 步 估 算 轴 的 最 小 直 径mmnPAd 21 5.2084 0.44 5/76 7.211 0/ 33 11 因 轴上要开键槽，故将轴的直径扩大 5%，即 mmd 2 2 6.21%)51(2 1 5.20 故取 mind mmd 2521 轴的结构设计 ）拟定轴上零件的装配方案 ）根 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （）为满足带轮的轴向定位要求， 1-2 级轴段右端需制处一轴肩，故取 2-3级段的直径 mmd 3032 ，左端用轴端挡圈定位，按轴直径取挡圈直径 D 30。21l 比 mmdL 458.1 min 略短，取 mml 4221 （）采用油润滑，取 20， a 16。 （） 初选型号 6207的深沟球轴承，参数如下 177235 TDd mmda 42 mmDa 65 基本额定动载荷 nts 20 KNC r 5.25 基本额定静载荷 KNC r 2.15 故 mmdd 358743 mmddda 427654 mmdd a 94.44)07.01(65 ,取 mmd 4565 ; mml 2.44.1365 ，取 mml 565 mmBl 564176 ， mmsaTl 45487 mmlsacBl 12465354 ， mmTl 1743 mml 5032 求轴上的载荷并校核 跨度为 mmTlLL 812/2/321 mmBllTL 5.1672/2/165542 mmBlTlL 5.622/2/ 176873 ） 计算支反力 （） 连心线方向 面 的 支反力 0AM ，有 0)(32211 LLFLFLF BXrpNLLLFLFF rpBX 116.907)/( 32211 0BM，有 0)()(3132321 LFLLFLLLF rAXpNLLLFLLLFF rpAX 404.937)/()( 3231321 （） 与连心线方向 垂直面支反力 0AM，有 0)( 3221 LLFLF BZt NLLLFFtBZ 154.1660)/( 3221 0BM ，有 0)( 3231 LLFLF AZt NLLLFF tAZ 4 6 1.6 1 9)/( 3231 ）计算弯矩并作弯矩图 （）连心线方向面弯矩图 在 A处， mNLFMpAX 660.69001.0818601nts 21 在 C处， mNLFMBXCX 045.57001.05.62725.9123（）与连心线方向垂直面弯矩图 在 A处， mNMCZ 0在 C处， mNLFMBZCZ 760.103001.05.62154.16603（）合成弯矩图 在 A处， mNMMMAZAXA 660.690660.69 2222在 C处 ， mNMMMCZCXC 407.118760.103045.57 2222） 计算转矩并作转矩图 在 A处， mNTT A 268.591 C处左侧 mNTTC 268.591左C处右侧 mNTC 0右） 轴计算截面的当量弯矩 由合成弯矩图和转矩图知， C处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面。根据式 15-5，并取 6.0 ，轴的计算应力 M P aWTM AAAa 0 5 6.50/)( 22 M P aWTM CCa 687.16/)( 22 左 由表 15-1查得 MPa60 1 ， 1 ca，故安全 校核轴承和计算寿命 （） 校核轴承 A和计算寿命 径向载荷 NFFFAZAXAr 5 9 2.1 1 2 322 轴向载荷 NFAa 0由 0/ ArAa FF，在表 13-5查得 X 1， Y=0 由表 13-6取 2.1pf则， A轴承的当量动载荷 rAaArpA CNYFXFfP 3 1 0.1 3 4 8)(，校核安全 该轴承寿命该轴承 寿命 hhPCnL ArAh 3 8 4 0 02 5 2 8 8 3)(6010 316 ）校核轴承 B 和计算寿命 nts 22 径向载荷 NFFFBZBXBr 817.189122 当量动载荷rBrpB CNFfP 180.2270，校核安全 该轴承寿命该轴承寿命 hhPCnL BrBh 3 8 4 0 05 2 9 7 9)(6010 316 二中速轴设计 输入轴上的功率 m in/168.89n,685.2 22 rkwP 转速 转矩 mmNT 52 10875.2 求作用在齿轮上的力 大齿轮：NFFNdTFtrt174.81120t a n682.2228t a n682.2228258 10875.222225222小齿轮：NFFNdTFtrt739.25 8 320t a n765.70 9 8t a n765.70 9 881 10875.222335323初定轴的最小直径 选轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 15-3，取 110A （以下轴均取此值 ） ， 于 是 由 式 15-2 初 步 估 算 轴 的 最 小 直 径mmnPAd 222.34168.89/685.2110/ 33 22 因轴上要开键槽，故将轴的直径扩大 5%，即 mmd 933.35%)51(222.34 故取 mind 40mm 轴的结构设计 ）拟定轴上零件的装配方案 ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （ 1）初选型号 6308的深沟球轴承，参数如下 239040 TDd mmd a 49 mmDa 81 基本额定动载荷 KNC r 8.40 基本额定静载荷 KNC r 0.24 故 mmdd 406521 mmddda 495432 mmdd a 43.52)07.01(43 ,取 mmd 5343 ; nts 23 mmmml 6.54.145.225.22043 ; mmasTl 51421 ， mmBl 814332 mmBl 514254 ， mmTsal 5.5345.265 求轴上的载荷并校核 跨度为 mmBTllL 782/2/332211 mmBlBL 5.922/2/24332 mmBlTlL 5.652/2/ 265543 ） 计算支反力 （）连心线方向面的支反力 0AM ，有 0)()(32121213 LLLFLLFLF BXrrNLLLLLFLFF rrBX 909.267)/()( 32121213 0BM，有 0)()(32132332 LLLFLLFLF AXrrNLLLLFLLFF rrAX 656.1504)/()( 32132323 （）与连心线方向垂直面支反力 0AM ，有 0)()( 32121213 LLLFLLFLF BZtt NLLLLLFLFF ttBZ 074.736)/()( 32121213 0BM ，有 0)()( 32132332 LLLFLLFLF AZtt NLLLLFLLFF ttAZ 009.4134)/()( 32132323 ）计算弯矩并作弯矩图 （）连心线方向面弯矩图 在 C处， mNLFMAXCX 3 6 3.1 1 70 0 1.0786 5 6.1 5 0 41在 D处， mNLFMBXDX 548.17001.05.65909.2673（）与连心线方向垂直面弯矩图 在 C处， mNLFMAZCZ 453.322001.078009.41341在 D处， mNLFMBZDZ 213.48001.05.65074.7363（）合成弯矩图 nts 24 在 C处， mNMMMCZCXC 147.343453.322363.117 2222在 D处， mNMMMDZDXD 307.51213.48548.17 2222） 计算转矩并作转矩图 C处左侧 mNTC 0左C处右侧 mNTTC 511.2872右D处左侧 mNTTD 511.2872左D处右侧 mNTD 0右） 轴计算截面的当量弯矩 由合成弯矩图和转矩图知， C处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面。根据式 15-5，并取 6.0 ，轴的计算应力 M P aWTM CCCa 645.32/)( 22 右 M P aWTM DDDa 298.15/)( 22 左 由表 15-1查得 MPa60 1 ， 1 ca，故安全 校核轴承和计算寿命 （） 校核轴承 A和计算寿命 径向载荷 NFFF AZAXAr 3 2 1.4 3 9 922 nts 25 当量动载荷 rArpA CNFfP 1 8 5.5 2 7 9，校核安全 该轴承寿命该轴承寿命 hhPCnL ArAh 3840086281)(6010 326 ）校核轴承 B 和计算寿命 径向载荷 NFFFBZBXBr 314.78322 当量动载荷rBrpB CNFfP 9 7 6.9 3 9，校核安全 该轴承寿命该轴承寿命 hhPCnL BrBh 3840015285157)(6010 326 三 低 速轴设计 输入轴上的功率 m in/2 9 3.22n,6 0 5.233 rkwP 转速转矩 mmNT 62 10116.1 求作用在齿轮上的力 NFFNdTFtrt762.246120t a n636.6763t a n636.676333010116.122446444初定轴的最小直径 选轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 15-3，取 110A （以下轴均取此值 ） ， 于 是 由 式 15-2 初 步 估 算 轴 的 最 小 直 径mmnPAd 7 7 8.532 9 3.22/6 0 5.21 1 0/ 33 33 因轴上要开键槽，故将轴的直径扩大 3%，即 mmd 391.55%)31(778.53 查表 14-1，取 3.1AK 连轴器的计算转矩 mNTKTAca 33 10451.1选用 LX4 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 2500 mN ，半连轴器的孔径 mmd 561 ，半连轴器长度L=112mm， 半连轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 841 故取 871min ddd56mm 轴的结构设计 nts 26 ）拟定轴上零件的装配方案 ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （ 1） 为满足连轴器的的轴向定位要求， 7-8 级轴段左端需制处一轴肩，故取6-7 级段的直径 mmd 6276 ，右端用轴端挡圈定位，按轴直径取挡圈直径 D 65。半连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连轴器上而不压在轴的断面上，故 7-8 级的长度应比 1L 略短一些， 现取mml 8287 （ 2） 初选型号 6213 的深沟球轴承，参数如下 2312065 TDd mmd a 74 mmD a 111 基本额定动载荷 KNC r 2.57 基本额定静载荷 KNC r 0.40 故 mmdd 656521 mmddda 745432 mmdd a 81.79)07.01(43 ,取 mmd 8043 ; nts 27 mml 4.84.1643 ; 取 mml 1043 mmasTl 535.2421 ， mmBl 774432 mmlasBcl 962 43154 ， mmTl 2365 mml 5076 求轴上的载荷并校核 跨度为 mmBTllL 5.782/2/432211 mmTlllBL 5.1582/2/65544342 ） 计算支反力 （）连心线方向面的支反力 0AM ，有 0)( 2114 LLFLF BXr NLLLFF rBX 384.815)/( 2114 0BM，有 0)( 2124 LLFLF AXr NLLLFF rAX 368.1646)/( 2124 （）与连心线方向垂直面支反力 0AM ，有 0)( 2114 LLFLF BZt NLLLFF tBZ 2 7 6.2 2 4 0)/( 2114 0BM ，有 0)( 2124 LLFLF AZt NLLLFF tAZ 360.4523)/( 2124 ）计算弯矩并作弯矩图 （）连心线方向面弯矩图 在 C处， mNLFMAXCX 240.129001.05.78368.16461（）与连心线方向垂直面弯矩图 在 C处， mNLFMAZCZ 084.355001.05.78360.45231（）合成弯矩图 在 C处， mNMMMCZCXC 872.377084.355240.129 2222） 计算转矩并作转矩图 C处左侧 mNTC 0左nts 28 C处右侧 mNTTC 773.11152右
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