二级圆锥圆柱减速器课程设计402.2%1.8%355
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减速器课程设计
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二级圆锥圆柱减速器课程设计402.2%1.8%355,减速器课程设计
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机 械 设 计 设计说明书 * 带 式 输 送 机 传 动 系 统 设 计 起止日期： 2011 年 12 月 21 日 至 2011 年 12 月 31 日 学生姓名 谭清奇 班级 机械设计 092 学号 09405700420 成绩 指 导 教 师 (签字 ) nts课程设计任务书 2010-2011 学年第一学期 机械工程 学院 机械设计制造及自动化 专业 机设 092 班级 课程名称： 机 械 设 计 课 程 设 计 设计题目： 带式输送机传动系统设计 完成期限：自 2011 年 12 月 21 日 至 2011年 12 月 31 日 内 容 及 任 务 一、 设计的主要技术参数： 输送带牵引力 2200（ F/N）： 输送带速度 v: 1.8(m/s)： 输送机滚筒直径 D： 355(mm)： 工作条件 带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷有中等冲击；输送带工作速度 v 的允许误差为 5；二班制（每班工作 8h），要求减速器设计寿命为 8年，大修期为 2 3 年，小批量生产；三相交流电源的电压为 380/220V。 二、 设计任务：传动系统的总体设计； 电动机的选择； 传动零件的设计计算； 轴的设计计算；轴承，联接件，润滑密封及联轴器的选择和验算 ； 箱体结构及附件设计； 装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写 ，总结答辩 。 三、 每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务： （ 1） 减速机装配图 1张 A0； （ 2） 零件工作图 2张 A3； （ 3） 设计说明书 1份（ 60008000 字）。 进 度 安 排 起止日期 工 作 内 容 12 月 20 日至 12 月 21 日 传动系统总体设计 ，电动机的选择 12 月 21 日至 12 月 22 日 传动零件的设计计算； 轴的设计计算 12 月 23 日至 12 月 24 日 轴承，联接件，润滑密封及联轴器的选择和验算 ；箱体结构及附件设计 12 月 25 日至 12 月 29 日 减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书 12 月 29 日至 12 月 31 日 交图纸并答辩 主 要 参 考 资 料 1濮良贵，纪名刚 .机械设计 .北京：高等教育出版社， 2010. 2王洪，刘扬 .机械设计课程设计 .北京 ： 北京交通大学 出版社， 2010. 3陈铁鸣 . 机械设计 . 北京： 机械出版社 .2007 指导老师（签字）： 年 月 日 系 （教研室）主任（签字）： 年 月 日 nts目录 一、设计任务 4 二、传动系统参考方案 5 三、电动机的选择 6 四 、 传动系统运动和动力 参数 设计 7 五、动件的设计计算 8 六、轴的设计计算 15 七、滚动轴承的选择及计算 24 八、键联接的选择及校核计算 27 九、联轴器的选择 29 十、箱体设计 30 十一、润滑与密封 32 十二、减速器附件的设计 33 十三、设计小结 36 nts一 、 设计 任务 设计带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有两级圆锥 -圆柱齿轮减速器。 原始数据（见表 1-1） 设输送带最大有效拉力为 F（ N），输送带工作速度为 v（ m/s），输送机滚筒直径为 D（ mm），其具体数据见表 2-6。 表 1 设计的原始数据 分组号 1 2 3 4 5 6 7 F（ N） 2000 4000 3000 2200 3800 3500 4000 v（ m/s） 1.4 1.5 1.1 1.8 1.3 1.0 1.2 D（ mm） 350 325 365 355 350 335 380 工作条件 带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷有中等冲击；输送带工作速度 v 的允许误差为 5；二班制（每班工作 8h），要求减速器设计寿命为 8年，大修期为 2 3年，小批量生产；三相交流电源的电压为 380/220V。 nts二 、 传动系统 参考 方案 传动系统参考方案（见图 1-1） 带式输送机由电动机驱动。电动机 1 通过联轴器 2 将动力传入两级圆锥 -圆柱齿轮减速器 3，再通过联轴器 4，将动力传至输送机滚筒 5，带动输送带 6 工作。 图 1 带式输送机传动系统简图 1 电动机； 2 联轴器； 3 两级圆锥 -圆柱齿轮减速器； 4 联轴器； 5 滚筒； 6 输送带 nts三 .电动机的选择 3.1电动机类型的选择。 根据动力源和工作条件，并参照第 8 章选用一般用途的 Y 系列三项交流异步电动机 ，电源的电压为 380V。 3.2电动机容量的选择。 根据已知条件，工作机所需要的有效功率为 Pw=Fv/1000=2200 1.8 1000=3.96KW 设： c 联轴器效率 c=0.99 (查表 3-3) g 闭式圆柱齿轮传动效率（ 8 级） g=0.97 (查表 3-3) g 闭式圆锥齿轮传动效率（ 8级） g =0.95 (查表 3-3) b 一对滚动轴承效率 b=0.99 (查表 3-3) cy 输送机滚筒效率 cy=.96 (查表 3-3) 估算传动系统各效率为 01= C=0.99 12= g b=0.95 0.99=0.9405 23= b g=0.99 0.97=0.9603 34= b c=0.99 0.99=0.9801 4w= b cy=0.99 0.96=0.9504 估算传动系统总效率为 = 01 12 23 34 4w=0.8329 电动机所需功率： Pd=Pw/ =3.96 0.8329=4.75KW 由表 8-53，满足 Pe Pd条件的 Y 系列三项交流异步电动机额定功率 Pe 应取为 5.5KW。 3.3电动机转速的选择。 根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速 ： =60000v/ D=60000 1.8 （ 3.14 355） =96.89（ r/min） 由于两级圆锥 -圆柱齿轮减速器的传动比一般为 8-15，故电动机转速可选范围为 775.1-1453.3r/min。 可见同步转速为 1000r/min ， 1500r/min 的电动机都符合，这里初选同步转速为 1000r/min ， 1500r/min 的两种电动机进行比较，而转速越高总传动比越大传动装置的结构会越大，成本越高。所以应综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格及总传动比。 方案 电 动 机 型号 额 定 功 率（ kw） 电动机转速（ r/min） 电 动 机质量（ kg） 传动装置总传动比 同步 满载 1 Y132M2-6 5.5 1000 960 73 9.9 2 Y132S-4 5.5 1500 1440 43 14.9 表 2 由表 2 中数据可知，方案 1 的总传动比小，传种装置结构尺寸小，因此可采用方案 1，选定电动机型号为 Y132M2-6 。 nts四 .传动系统的运动和动力参数设计 4.1 各级传动比的分配 由传动系统方案知 i01=1; i12=2.75, i23=4, i34=1 4.2 运动和动力参数计算 传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下所示： 0 轴（电动机轴） : n0=nm=960(r/min) P0=Pd=4.75KW T0=9550P0/n0=9550 4.75/960=47.25(N m) 1 轴 (减速高速轴 ) : n1=n0/i01=960/1=960(r/min) P1=P0 01 =4.75 0.99=4.7KW T1=9550P1/n1=9550 4.7/960=46.76(N m) 2 轴（减速器中间轴） : n2=n1/ i12=960/2.75=349.1(r/min) P2=P1 12 =4.7 0.9405=4.4KW T2=9550P2/n2=9550 4.4/349.1=120.4(N m) 3 轴（减速器低速轴） : n3=n2/ i23=349.1/4=87.35(r/min) P3=P2 23 =4.4 0.9603=4.2KW T3=9550P3/n3=9550 4.2/87.35=459.2(N m) 4 轴（输送机滚筒轴） : n4=n3/i34=87.35/1=87.35 (r/min) P4=P3 34 =4.2 0.9801=4.1KW T4=9550P4/n4=9550 4.1/87.35=448.6(N m) 表 3 传动系统的运动和动力参数 （以上数据选自机械设计课程设计） 轴号 电动机 两级圆柱齿轮减速器 工作机 0 轴 1轴 2轴 3轴 4轴 转速n/(r/min) 960 960 349.1 87.35 87.35 功率 P/kW 4.75 4.7 4.4 4.2 4.1 转矩 T/(Nm) 47.25 46.76 120.4 459.2 448.6 传动比 i 1 2.75 4 1 nts五 .传动件的设计计算 锥齿轮的设计计算 已知输入功率为IP=4.7kw、小齿轮转速为 n =349.1r/min、齿数比为 2.27由电动机驱动。 工作寿命 8 年（设每年工作 300 天）， 二 班制（每班工作 8h），带式输送，工作平稳，转向不变。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （ 1） 圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用 7 级精度（ GB10095-88） （ 2） 材料选择 由机械设计（第八版）表 10-1 小齿轮材料可选为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料取 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度相差 40HBS。 （ 3） 选 小齿轮 齿数 Z1 =24， 取大齿轮 Z2 =64， u =64/24=2.67 u/u=0.08/2.75=0.03 在允许范围内 2、按齿面接触疲劳强度设计 设计计算公式： 1td 3 2122 . 9 2 ( 1 0 . 5 )EF R RZ K Tu （ 1） 、确定公式内的各计算值 1） 试选载荷系数 1tk =1.8 2） 小齿轮传递的转矩 1T =95.5 105 11/nP =47.25KN.Mm 3） 取齿宽系数 0.35R 4） 查图 10-21 齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 650Mpa 大齿轮的接触疲劳极限 Hlim2 550Mpa 5） 查表 10-6选取弹性影响系数 EZ =189.8 12MPa 6） 由教材公式 10-13计算应力值环数 N1 =60njhL=60 960 1（ 2 8 300 8） =2.2118 109 h N2 =0.8043 109 h 7)查教材 10-19图得： K 1 =0.89 K 2 =0.9 8)齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用公式（ 10-12）得 : nts H 1 = SK HHN 1lim1 =0.89 650=578.5 MPa H 2 =SK HHN 2lim2=0.9 550=495MPa （ 2） 设计计算 1） 试算小齿轮的分度圆直径， 代 入 H 中的较小值得 1td mm55.8075.235.05.0135.04 7 2 5 08.14 9 58.1 8 992.2 322 2） 计算圆周速度 V 100060V 11nd t4.05m/s 3） 计算载荷系数 系数 AK =1，根据 V=4.05m/s， 7级精度查图表（图 10-8）得动载系数 vK =1.15 查图表（表 10-3）得齿间载荷分布系数 HFKK =1 根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置 查表 10-9 得 beHK =1.25的 FH KK =1.5X1.25=1.875 得载荷系数 A V H HK K K K K =2.156 4） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 3ttKddK= mm54.858.11 5 6.255.80 3 5）计算模数 M mm56.324 54.85zd 11 m 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 设计公式： m 312 2 214( 1 0 . 5 ) 1F a S aFRRYYKTzu （ 1） 确定公式内各计算数值 nts1） 计算载荷系数 A V F FK K K K K =1X1.15X1X1.875=2.156 2） 计算当量齿数 11v1 cosZZ =26.3 22v2 cosZZ =155.4 3） 由教材表 10-5 查得齿形系数 60.21 FY14.22 FY应力校正系数 595.11 SY83.12 SY4) 由教材图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限aFE MP5201 ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限aFE MP4002 5) 由 机械设计图 10-18取弯曲疲劳寿命系数 K1FN=0.83 K2FN=0.85 6) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 1.4S ，得 F 1 =aFEFN MPSK 28.3084.1 52083.011 F 2 =aFFFN MPSK 86.2424.1 40085.022 7) 计算大小齿轮的 FSaFaFY,并加以比较 013 3.028.308595.160.2Y111 FSaFaY 016107.086.24283.114.2 2 22 FSaFa YY 大齿轮的数值大 ,选用大齿轮的尺寸设计计算 . （ 2） 设计计算 mmmmm 668.2175.22535.05.0135.0016107.047250156.242223 取 M=2.75mm nts 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，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径。按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取 m=2.75mm 但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1 =85.54mm 来计算应有的齿数 . 计算齿数 z1= m1d33 取 z1 =33 那么 z2 =2.2 33=73 4、计算几何尺寸 （ 1） d1 = 3375.21 mz =90.75 （ 2） d2 = 7375.22 mz =200.75 （ 3） 211 ddarccot=24. 039124325 （ 4） 03046590 12 （ 5） 65.1092175.2d21dR 2121 mm （ 6） RRb =38.37 圆整取 2B =36mm 1B =41mm 圆柱齿轮的设计计 已知输入功率为 P24.4KW ，小齿轮转速为 n2= 349.1(r/min)、齿数比为 4。工作寿命 8年（设每年工作 300天）， 二 班制，带式输送，工作平稳，转向不变 1 选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数 1）按图 2-1所示的传动方案，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 7级精度（ GB 10095-88） 3）材料选择。由 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 z1=24，大齿轮齿数 =4 24=96。 2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式（ 10-9a）试算，即 3 2111 )(132.2HEdtzuuKTd （ 1）确定公式内的各计算数值 1） 试选载荷系数 =1.3。 2） 计算小齿轮传递转矩。 T=12040N mm 3） 表 10-7选取齿宽系数。 nts4） 由表 10-6查得 材料的弹性影响系数 121 8 9 .8EZ M P a。 5） 由图 10-21d按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度极限 ； Hlim1=760MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2=500Mpa。 6） 计算应力循环次数。 N1= N1 =60njhL=60 349.1 1 (2 8 300 8)=8.04 108 N2=N1/4=4.01 108 7) 由图 10-19取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.91; KHN2=1.02 8) 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 aSKM P aSKHHNHHHNH51050002.16.69176091.02l i m221l i m11（ 2）初步计算各值 1）试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得 3 2111 )(132.2HEdtzuuKTd = mm34.32)5108.189(4141120403.132.2 3 2 2）计算圆周速度 v。 smndv t /5908.0100060 1.34934.32100060 1 3）计算齿 宽 b。 mmdbtd 34.3234.3211 4）计算尺宽与齿高之比hb64.1004.334.3204.335.125.225.235.12434.3211hbmmmhmmzdmttt5）计算载荷系数。 根据 v=0.5908 m/s， 7级精度，由图 10-8查得动载系数 Kv=1.11 直齿轮 KH =KF =1 nts 由表 10-2查得使用系数 .25 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，KH =1.417。 由hb=10.64, KH =1.417 查图 10-13得 KF =1.35； 故载荷系数 K=KAKvKH KH =1.25 1.11 1 1.417=1.966 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（ 10-10a）得 mmKKddtt 12.373.1966.134.32 3311 计算模数 m。 mmzdm 55.124 12.3711 3按齿根弯曲强度设计 由式 （ 10-5）的弯曲强度的设计公式为 （ 1） 确定公式内各计算参数 1)由图 10-20c查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=620Mpa; 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2=430Mpa; 2) 由图 10-18取弯曲疲劳寿命系数 KF1=0.85,KF2=0.88 3) 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由（ 10-12）得： M P aSKM P aSKFEFNFFEFNF29.2 704.14 8088.043.3 764.16 2085.02221114) 计算载荷系数 K： 873.135.1111.125.1 FFVA KKKKK5) 查取齿形系数 由表 10-5查得： YF1=2.65， YF2=2.196 6) 查取应力校正系数 由表 10-5查得： YS1=1.58， YS2=1.786 7) 计算大小齿轮的 ，并加以比较： nts 0 14 5 1.029.2 707 86.11 96.20 11 1 2.043.3 7658.165.2222111FSaFaFSaFaYYYY 大齿轮的数值大 (2)设计计算 mmYYzKTmFSaFad043.1241014 51.0120 40873.12)2(323211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，仅与齿轮直径有关，取m=1.5mm，按接触强度算得的分度直径 d1=42.764mm,算出小齿轮齿数 z1=d1/m=37.12/1.5=25 z2=d2/m=4 25=100 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，并做到了结构紧凑，避免浪费。 4 几何尺寸的计算 （ 1）计算分度圆直径 d1=z1 m=25 1.5=37.5mm d2=z2 m=100 1.5=150mm （ 2） 计算中心距 a=(d1+ d2)/2=(37.5+150)/2=93.5mm （ 3） 计算齿轮宽度 b= d d1=1 37.5mm=37.5mm 取 B2=38mm, B1=43mm nts六 .轴的设计计算 A.输入轴设计 1、 求输入轴上的功率 1p 、转速 1n 和转矩 1T P1=4.75KW min/9601 rn mNT 25.471 2、 求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为 mmdd Rm 75)35.05.01(75.90)5.01(11 而 NFFNFFNdTFtatrmt6.187409.020t a n1260s int a n5.4189125.020t a n1260c ost a n1260751025.4722113113、 初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45钢（调质），根据机械设计（第八版）表 15-3，取 0 112A ，得 mmnPAd 1.19960 75.4112 33110m i n 取高速轴的输入轴的最小直径为安装联轴器的直径 12d ，为 了使所选的轴直径 12d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 2ca AT K T ，查机械设计（第八版）表 14-1，由于转矩变化很小，故取 1.3AK ， 则 mNTKTAca 175.675.43.11由于该轴与连轴器相连的一端直径要与电机相同，所以查机械设计课程设计，选 TL3 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 mN 5.31 ，半联轴器的孔径mmd 221 ，故取 mmd 2221 ，半联轴器长度 mmL 52 ，半联轴器与轴配合的毂nts孔长度为 38mm 。 1-2段应比 L略短， L1-2=35mm 。 4、 轴的结构设计 （ 1） 拟定轴 上零件的装配方案（见图 ） 图 2 （ 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1） 为了满足半联轴器的轴向定位， 1-2 轴段右端需制出一轴肩，故取 2-3 段的直径 mmd 2832 ，取 L2-3=50mm 2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 mmd 3143 ，由机械设计课程设计表 15-3中初步选取 0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30306，其尺寸为 mmmmmmTDd 75.207230 ， mmdd 316543 。 由于需要套筒固定， L3-4= 20mm ， L5-6=20， L4-5=65mm， d4-5=37mm。 根据结构上的要求，将轴设计成齿轮轴（如图） 6-7段为齿轮 ,取 ,d6-7=38mm，L6-7=60mm （ 3） 轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 mm35d67 由机械设计（第八版）表6-1 nts查得平键截面 mmmmhb 810 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 45mm，同时为保 证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 67nH ；同样，半联轴器处平键截面为 mmmmmmlhb 50810 与轴的配合为 67kH ；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 k5。 （ 4） 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 451 B.中间轴设计 1、 求输入轴上的功率 2p 、转速 2n 和转矩 2T kwp 4.42 min/1.3492 rn mNT 4.1202 2、 求作用在齿轮上的力 已知圆锥齿轮的分度圆半径为 mmdd Rm 6.165)35.05.01(75.200)5.01(22 NFFNFFNdTFtatrmt48191.020t a n1.145 4s int a n218412.020t a n1.145 4c ost a n1.145 46.165104.120222222223222 已知圆柱齿轮分度圆直径 mmd 1501 03.58420t a n1605t a n1605150104.120221113221atrtFNFFNdTF3、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 40rC （调质），根据机械设计（第八版）表 15-3， 取 A0=105，得 mm4.241.3494.4105 33220m i n nPAd ，中间有两个键槽， d= mind （ 1+10） =26.9mm；轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径 12d和 56d nts4、轴的结构设计 （ 1）拟定轴上零件的装配方案（见下图） 图 3 （ 2 ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1） .初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径 向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承 , 参照工作要求并 12d = 56d 26.9mm, 由机械设计课程设计表 15-3中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30306，其尺寸为3 0 7 2 2 0 . 7 5d D T m m m m m m , 1 2 5 6 30d d m m。 这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计课程设计表 13.1 查得 30306型轴承的定位轴肩高度 37mm，因此取套筒直径 37mm。 2）取 安装齿轮的轴段 2 3 4 5 35d d m m，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂宽 42L mm ，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取 2338l mm ，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 0.07hd ，故取 4h mm ，则轴环处的直径为 34 43d mm 。 mm50ll6521 3）已知圆柱直齿轮齿宽 1B =43mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴 nts段应略短于轮毂长，故取 mml 4054 。 34 20l mm （ 3）轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 23d 由机械设计（第八版）表 6-1查得平键截面 mmmmhb 810 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 30mm，同时为保证齿轮 与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为6H7m；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，54d由机械设计（第八版）表 6-1 查得平键截面 mmmmhb 810 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 42mm，保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为6H7m。 （ 4）确定轴上圆角和 倒角尺寸 取轴端倒角为 1 45 C.输出轴设计 1、求输出轴上的功率3p、转速3n和转矩3Tkwp 2.43 min/35.873 rn mNT 2.4593 2、求作用在齿轮上的力 已知圆柱直齿轮的分度圆半径 3d=150mm 0F185 720t a n510 2t a n510 2180102.45922 333 NFFNdTFtrtntsFtF NH2F NH1F NV1FrF NV2TM VMM H图 4 3、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45钢（调质），根据机械设计（第八版）表 15-3，取 A0=116，得 mm2.4235.872.4116 33330m i n nPAd ，两个键槽，增大 10%， mind =46mm； 输出轴的最小直径为安装联轴器的直径 21d ，为了使所选的轴直径 21d 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 2ca AT K T ，查机械设计（第八版）表 14-1，由于转矩变化很小，故取 1.3AK ，则 5972.4593.13 TKT Aca N m 查机械设计课程设计表 16-3，选 TL8 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为710N m，半联轴器的孔径 mmd 481 ，故取 mmd 4821 ，半联轴器长度 mmL 112 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 l1 =84mm。 4、轴的结构设计 nts 图 5 （ 1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位， 1-2 轴段右端需制出一轴肩，故取 2-3段的直径 mmd 5532 ,长度 100mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 821 ，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 1-2段的长度应比1L 略短些，现取 mml 8021 2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 mmd 5532 ,由轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承 6212，其尺寸 d D B=60mm 110mm 22mm,故8743 dd =60mm，43l=22mm，87l=48mm。深沟球轴承右端轴肩高 3.5mm，则54d=67mm，比较中间轴，可算出54l=75mm。 3）65l为轴肩，长为 20mm，65d=70mm 4）轴上 6-7段安装齿轮，齿宽为 38mm，则取76l=35mm，76d=67mm。 （ 2）轴上的周向定位 齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按 67d 由机械设计（第八版）表 6-1查得平键截面 hb = 1220 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 50mm，同时为nts保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 76Hm ；半联轴器与轴的连接，选用平键 hb L= mmmmmm 70914 ，半联轴器与轴的配合为67kH， 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为5m 。 （ 3）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 2 45 （ 3） 求轴上的载荷 表 4 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 0.6 ，轴的计算应力 M Pa9.11671.0 )5920046.0(295842)( 3 22212 W TMca 前已 选定轴的材料为 45 钢（调质），由机械设计（第八版）表 15-1 查得 116 0 , caM P a ，故安全 7、精确校核轴的疲劳强度 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F N1783FNH1 N649FNV1 N3319FNH2 N2081FNV2 弯矩 M N .m m157382M H N. mm78523M V1 总弯矩 mmN229 584126 84. 25347 9.5M 22 扭矩 T mmN592004T nts齿轮中间截面右端处为危险截面 抗弯截面系数 333 3.00763761.00 . 1 dW mm 抗扭截面系数 333T 6.6 0 1 5 2472.00 . 2 dW mm 弯矩 M为 mmN229584M 扭矩 2T 为 mmN592004T 截面上的弯曲应力 M Pa67.3 0 0 76 .32 2 9 58 4 WMb截面上的扭转切应力 M P a6.76 0 1 5 2 .6459200TT Wb 轴的材料为 45钢，调质处理。由表 15-1查得 116 4 0 , 2 7 5 , 1 5 5B M P a M P a M P a 此轴安全 。 nts七 、滚动 轴承的选择及计算 1输入轴滚动轴承计算 初步选择滚动轴承，由机械设计（机械设计基础）课程设计表 15-7 中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30305，其尺寸为mmmmmmTDd 75.207230 ， e=0.31,Y=1.9, NCr 59 表 5 NFFFNFFFNVNHrNVNHr11488297941233114246622222222221211 则NYFFNYFFrdrd1.3029.12114825.3249.12123322211则NFFNFFFdaada 1.3 0 2 1.5 0 26.1 8 75.3 2 42211 则 3.026.011481.3023.040.012331.5022211 rara FFFF则 NYFFParr 14471.5029.112334.04.0 111 NFP rr 114822 ； h1L =8 2 360 8=46080h 则 hpCnLrrh 631066 106.7)1 1 4 85 9 0 0 0(9 6 060 10)(6010 h1L 故合格 2中间轴滚动轴承计算 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNH 4661 NFNV 1142-1 NFNH 7942 NFNV 8292 nts标 准 精 度 级 的 单 列 圆 锥 滚 子 轴 承 30304 ， 其 尺 寸 为mm25.16mm52mm20TDd , e=0.3,Y=2, kNCr 5.31 表 6 NFFFNFFFNVNHrNVNHr8542978015633556222222222221211 则NYFFNYFFrdrd5.21322854275.1402256322211 则NFFNFFFdaaa 5.213 5.329222d1 则 35.025.08545.2133.058.05635.3292211 rara FFFF则 NYFFParr 1 0 6 1)5.32925634.0(2.14.0f 11p1 ）（NFP rr 10242.1 22 ； h1L =8 2 365 8=46720h hpCnLrrh 631066 1054.2)1 0 6 13 1 5 0 0(09.5 0 960 10)(6010 h1L 故合格 3.输出轴滚动轴承计算 标准精度级的深沟球轴承 60212，其尺寸 d D B=60mm 110mm 22mm, kNCr 8.36 NFr 1857 0aF 0raFF取 2.1fp ， X1=1则 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNH 5621 NFNV 351 NFNH 8012 NFNV 2972 ntsP=pf X1 rF =2228.4N h1L =8 2 360 8=46080h hpCnLrrh 5366 106.8)4.222836800(35.8760 10)(6010 h1L nts八、键联接的选择及校核计算 输入轴键计算 1、 校核联轴器处的键连接 该 处 选 用 普 通 平 键 尺 寸 为 mmmmmmlhb 50810 ， 接 触 长 度mmbLl 401050 ，则键联接所能传递的转矩为： mNmNk ldT p 0.96.19310002 110224085.010002 故单键即可。 2校核圆锥齿轮的周向定位采用平键连接 该处选用普通平键尺寸为 mmmmmmlhb 50810 ，接触长度 mmbLl 401050 ,则键联接所能传递的转矩为 mNmNk ldT p 0.96.19310002 110224085.010002 中间轴键计算 1校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通 平键尺寸为 mmmmmmLhb 30810 ，接触长度mmbLl 201030 ，则键联接 所能传递的转矩为： mNmNk ldT p 4.1201541 0 0 02 110352085.01 0 0 02 故单键即可。 2圆柱齿轮的周向定位采用平键连接 mmmmmmLhb 42810 ,显然锥柱 TT ， 故单键即可。 输出轴键计算 1、 校核联轴器处的键连接 该 处 选 用 普 通 平 键 尺 寸 为 mmmmmmhb 501220L ， 接 触 长 度mmbLl 302050 ，则键联接 所能传递的转矩为： mNmNk ldT p 2.4592.4751 0 0 02 1104830125.01 0 0 02 故单键即可。 2圆柱齿轮的周向定位采用平键连接 hb L= mmmmmm 70914 ，接触长度ntsmmbLl 561470 ，则键联接所能传递的转矩为： mNmNk ldT p 2.4596.92810002 110675695.010002 故单键即可。 nts九 、联轴器的选择 在轴的计算中已选定联轴器型号。 输入轴 TL3 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 mN 5.31 ，半联轴器的孔径mmd 221 ，故取 mmd 2221 ，半联轴器长度 mmL 52 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 38mm 。 输出轴选 TL8 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 710N m，半联轴器的孔径mmd 481 ，故取 mmd 4821 ，半联轴器长度 mmL 112 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 l1 =84mm nts十 、 箱体设计 名称 符号 计算公式 结果 箱座厚度 0.025a+3 8 8mm 箱盖厚度 1 0.8 8 8mm 箱盖凸缘厚度 1b 1.5 1 12mm 箱座凸缘厚度 b 1.5 12mm 箱座底凸缘厚度 2b 2.5 20mm 地脚螺钉直径 fd 查 表 6-1 M16 地脚螺钉数目 n 查表 6-1 6 通孔直径 D0 查表 6-1 20mm 轴承旁联结螺栓直径 1d 1d =0.75 fd M12 盖与座联结螺栓直径 2d 2d =（ 0.5 0.6） fd M10 联接 螺栓 直径 d 查表 6-1 M10 通孔直径 d 查表 6-1 11mm 沉头座直径 D 查表 6-1 32mm 轴承端盖螺钉直径 3d 3d =（ 0.4 0.5） fd M8 视孔盖螺钉直径 4d 4d =（ 0.3 0.4） fd 6mm 定位销直径 d d =（ 0.7 0.8） 2d 8mm fd， 1d ， 2d 至外箱壁的距离 1C 查表 6-1 22 18 16 fd， 2d 至凸缘边缘距离 2C 查表 6-1 20 14 外箱壁至轴承端面距离 1l 1l = 1C + 2C +（ 5 10） 40 大齿轮顶圆与内箱壁距离 1 1 1.2 14mm 齿轮端面与内箱壁距离 2 2 15mm nts箱盖，箱座肋厚 mm,1 85.0,85.0 11 mm 8mm 8mm 表 7 根据设计手册查得 吊 环 螺钉 结构参数： d=8mm,D=20mm,h=18mm,b=10mm,l=16mm,h=7mm 吊钩结构参
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