二级圆锥圆柱减速器课程设计2230%10mmin%124.doc
二级圆锥圆柱减速器课程设计2230%10mmin%124
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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2230%10mmin%124,减速器课程设计
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浙江海洋学院工程学院机械设计课程设计报告 1 Zhejiang Ocean University 机械课程设计说明书 带式运输机 传动装置设 计 班级： A04 机械（ 1）班 学号 ： 040101109 姓名： yaoshuaicn 指导老师： 章 海 nts浙江海洋学院工程学院机械设计课程设计报告 2 目 录 第一节 设计任务 -(3) 第二节 电动机的选择和计算 -(4) 第三节 涡杆 齿轮的设计和计算 -(8) 第四节 轴的设计和校核 - -(12) 第五节 轴承的选择及寿命计算 -(24) 第六节 键的校核 -(28) 第七节 箱体的设计计算 - - (30) 第八节 设计结果附录 -(32) 第九节 小结 -(34) nts浙江海洋学院工程学院机械设计课程设计报告 3 第一节 设计任务 推力机的原理是通过螺旋传动装置给推头传替力和运动速度。它在社会生产中广泛应用，包括在建筑、工厂、生活等方面。其执行机构如下： 1、 原始数据 执行机构的推力为 8kN，推头速度为 1.56m/min. 传动装置参考方案： 推力机传动装置设计 1.原始数据和条件 1)钢绳拉力 F=30kN； 2)钢绳速度 V=10m/min； 3)工作情况： 三班制，间歇工作，单向负载，载荷平稳； 4)工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度为 35 C 左右； 5)使用折旧期 15 年， 3 年大修一次； 6)制造条件及生产批量：专门机械厂制造，小批量生产。 2.参考传动方案 nts浙江海洋学院工程学院机械设计课程设计报告 4 圆 柱 - - 齿 轮第二节 电动机的选择 一 滑动螺旋传动的计算 1. 螺杆的耐磨性计算 螺杆材料选择 钢 -青铜 滑动螺旋的耐磨性计算主要是限制螺纹工作面上的压力 P，使其小于材料的许用压力。螺纹工作面上的耐磨性条件为 p=AF= 2phHdFP 校核用。为了导出设计计 算式，令2dH ，则 H= 2d 代入上式得螺纹中径 d2 phFP 选用梯形螺纹， h=0.5p （ 1.2 2.5 ）取 1.2 材料的许用压力范围（ 11-18）取 p=11mp 则 d28.0 pF=0.8112.1108 3 =19.40mm 取 d2 =20.00mm 查机械设计手册表 螺距 P=8 mm 公称直径 d=24 mm 大径 D4 =25mm 小径d1 =16mm 螺母高度 H= 2d =1.2 20.0 =24 mm 螺纹角 =30 为侧角 152302 为螺纹升角 87.515c o s 1.0a r c t a na r c t a nc o sa r c t a n fvfv 取 5 2.螺杆的强度计算 危险截面的计算应力ca，其强度条件 )(3)(3 2222 Tca WTAF 注： F螺杆所受的轴向压力，单位为 N nts浙江海洋学院工程学院机械设计课程设计报告 5 A螺杆螺纹段的危险截面积 A= 221 00.3144 mmd T 螺杆螺纹段的抗扭截面系数 3131 1570416 mmdAdT d1 螺杆螺纹小径 单位 mm T螺杆所受的扭距 T=Ftan(v)22d=8220)87.55ta n(10 3 =8.290 410 N M 螺杆许用应力53 =11/3=3.7 3.螺母螺纹牙的强度计算 螺纹牙多发生剪切和挤压破坏，一般螺母的材料强度低于螺杆，故只需校核螺母螺纹牙的强度。 如图 如果将一圈螺纹沿螺纹大径 D（单位 mm）处展开，则可看作宽度为 D 的悬臂梁。假设螺母每圈螺纹所承受的平均压力为uF，并作用在以螺纹中径 D2 （单位为 mm）为直径的圆周上，则螺纹牙危险截面 a-a的剪切强度条件为uDbF 螺纹牙危险截面 a-a的弯曲条件 62 bb uDbFL 式中螺纹牙根部的厚度，单位为 mm.b=0.65p,p 为螺纹螺距。 L 弯曲力臂，单位为 mm 螺母材料的许用切应力 mpab 螺母材料的许用弯曲应力，单位为 mpa故 0195.02014.3865.02014.3 108 23 mpa 32.27.36.0 bb /6 = 7.30225.0865.0 0195.06 bamp 因为螺杆和螺母的材料相同，螺杆的小径 d1 小于螺母螺纹的大径 D。故应校核螺杆螺纹牙的强度。 32.3026.014.3865.05.114.3 108 23 ampD 7.303.0865.0 026.066 bab mpb 4.螺母外径与凸缘的强度计算 螺母悬置部分危险截面 b-b 内 的 最 大 拉 伸 应 力7.383.0)2540(414.31082.1)(42.1223223 DDF 凸缘与底座接触表面的挤压强度计算)(4 2324 pp DDF p=(1.51.7)b nts浙江海洋学院工程学院机械设计课程设计报告 6 ap mp54.77.32.17.13.6)4055(414.3108223 凸缘根部的弯曲强度计算 )(5.161)(4122342234bb aDDDFaDDDFwm a mmDDDFB238.1454.74014.3 40561085.15.1 3334 ）（）（ 凸缘根部很少发生剪断，强度计算（略） 二 .初步确定传动系统总体方案如图 2 6 所示。 根据螺杆的计算确定螺距 P=8 mm 则工作机的转速 V= m in/1 9 48 1056.13 r 二级齿轮传动比范围（ 840），故电动机的转速 V=194 （ 840） =15527760r/min PW执行机构的输出功率 = KWVF 208.0601 0 0 0 56.11081 0 0 03 传动装置的总效率 1 32 2324 0.4 0.983 0.972 0.982 0.34； 按工作要求，选用三向异步电动机，封闭式结构，型。 所须工作效率可按如下公式电动机 kWPP awd / 为 螺纹螺杆 的传动效率， 为轴承的效率， 3为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为 6级精度，稀油润滑）， 4 联轴器的传动效率。 电动机所需工作功率为： P P / 34.0208.0 0.61176 kW 执行机构的曲柄转速为 n 194r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比 i 8 40，则总传动比合理范围为 i 840，电动机转速的可选范围为n i n（ 840） 194 15527760r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺 寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为 Y802-2 的三相异步电动机，额定功率为 1.1kW，额定电流 7A，满载转速 n 2830 r/min，同步转速 3000r/min。 6. 电动机的外形如图 : nts浙江海洋学院工程学院机械设计课程设计报告 7 三 .传动装置的总传动比和传动比分配 （ 1） 总传动比 由选定的电动机满载转速 n 和工作机主动轴转速 n，可得传动装置总传动比为 i n/n1942830 14.588 （ 2） 传动装置传动比分配 i i i 式中 i ， i 分别为减速器的高速级齿轮和低速级齿轮的传动比。 高速级齿轮的传动比取 i 4.7，则低速级齿轮的传动比为 i i / i 14.588/4.73.104。 四 .传动装置运动和动力参数的计算 （ 1） 各轴转速 n 0/inm 720r/min n n / i1 720/20.3 35.47 r/min n nn / 35.47/ 5=7.09r/min （ 2） 各轴输入功率 P P 42 0.612 0.98 98.0 0.588kW P P 3 0.588 0.97 0.98 0.559 kW P P 2 0.559 0.97 0.98 0.531kW （ 3） 各轴输入转矩 轴 T 9550 P / n =9550 0.588/2830=1.984 kNm 轴 T 9550 P / n =9550 0.559/602.13=8.866 kNm nts浙江海洋学院工程学院机械设计课程设计报告 8 轴 T 9550 P / n =9550 0.531/194=26.139 kNm 运动和动力参数计算结果整理与下表 0.531 轴名 效率 P（ KW） 转距 T (NM) 转速 n min/r 传动比 i 输入 输出 输入 输出 电动机 0.6112 0.6112 2830 轴 0.6112 0.6010 1.984 1.980 2830 4.7 轴 0.558 0.552 8.866 8.862 602.13 3.104 轴 0.531 0.527 26.139 26.134 194 第三节 .齿轮的设计计算 （一）高速级齿轮传动的设计计算 选定齿轮类型，精度 等级， 材料及齿数 1）按 照推力机机构的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动 2）推力机为一般工作机器，故选用 8级精度（ GB10095-88）。 3）材料的选择： 查机械手册表选择小齿轮材料为 45 钢（调质），硬度 250HBS，大齿轮材料为 45钢（调质）硬度为 240HBS。二者材料硬度差 10HBS。 4）选小齿轮齿数 Z1 =17，大齿轮 Z 112 zi =4.7 9.7917 取 80 。 按齿面接触强度计算：由计算公式 d3 211 )()1(32.2HEdtt ZuuTk 进行计算 确定公式内的各计算值： 试选定载荷系数 tK1.3 计算小齿轮的转距：mNnPT 33111 10984.12830/588.0105.955.95 查表选得： 齿宽系数 0.1dnts浙江海洋学院工程学院机械设计课程设计报告 9 由查表得，材料的弹性影响系数 218.189 MPZ E 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 600MPa 小齿轮的 ,62 01 MPaHLIM 大齿轮的 ,60 01 MPaHLIM 由公式计算压力循环次数， N1 =60hjLn1=60 10104 4 5.2)203 0 083(12 8 3 0 N2 =N1i 2 02.57.4104 45.2 31 910 查得接触疲劳寿命系数 ，85.01HN ，92.02 HN 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为 1，安全叙述为 S=1，得可得， H 1 = M P aSK H IMHN 52762085.011 H 2 = M P aSK H IMHN 55260092.022 2） 计算： 计 算 小 齿 轮 的 分 度 圆 直 径 ,1td代入 H 中 的 较 小 值 ，d3 211 )()1(32.2HEdtt ZuuTk =18.46mm 取 35.0mm 计算圆周速度 v： smndv t /184.5100060 28300.3514.3100060 11 假设 KmNF btA /100，可查表得， 2.1 FH KK计算齿宽 b: b= dd t11 mm0.350.35 计 算齿宽与齿高之比 b/h 模数： m= dt1 059.2170.351 z齿高： h=2.25 m=2.25 632.4059.2 则 b/h=35.0/4.632=7.556 计算载荷系数：根据 v=5.184m/s ， 8级精度，查得动载系数 Kv=1.2 查得使用系数： K 0.1A 查得 8级精度的小齿轮相对支承非对称分布时：K bddH 322 1023.06.0118.015.1 ）（代入数据得： Kh=1.448 有由 b/h=7.556查表得， KF=1.36 故载荷系数 K=KA KVKHKF=1.20 079.2444.12.11 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， d311tt KKd = mm92.406.1 010.2406.18 31 计算模数： m= 11 zd40.92/17=2.4 取 2.5 3）按齿根弯曲强度设计： 得弯曲强度的设计公式为 m3 211 )(2FSaFadT YYzK 确定各项计算值； 查得小齿轮的弯曲强度极限： MPaFE 5001 ，大齿轮的弯曲强度极限为MPaFE 3802 nts浙江海洋学院工程学院机械设计课程设计报告 10 查得弯曲疲劳寿命系数 K ，90.01FNK 95.02FN 计 算 弯 曲 疲 劳 许 用 应 力 ： 取 弯 曲 疲 劳 安 全 系 数 ， S=1.4 ， 则 可 得 F 1 = 43.3214.1 5009.011 SK FEFN F 2 = 86.2574.1 38095.022 SK FEFN 计算载荷系数 K： K=KA KVKFKF=1 958.136.12.120.1 查取齿型系数 Y 97.2Fa， Y 22.22Fa，查取应力校正系数得： Y 52.11sa, Y 77.12sa 计 算 大 小 齿 轮 的1 FSaFaYY， 并 加 以 比 较 ： 01404.043.32152.197.2 1 11 FSaFa YY 01524.086.257 77.122.22FSaFa YY设计计算： m3 211 )(2FSaFadT YYzK = 734.001524.0171 10984.1958.12323 ,取整为 2.5按接触强度算得的分度圆直径 d 5.425.21711 mz 则小齿轮齿数 Z1 175.2 92.401 md， Z 805.2172 几何尺寸计算： d mmmz 5.425.21711 , d mmmz 20 05.28022 计算中心距： a= 25.1212 2005.422 21 dd计算齿轮宽度： b= mmdd 5.425.4211 取 B mmBmm 48,5.42 12 验算： Ft= 48.945.4210984.122 311 d T mNb FK tA 249.25.42 48.941 100N m 所以设计符合条件。 （一）低速级齿轮传动的设计计算 齿轮材料，热处理及精度 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 （ 1） 齿轮材料及热处理 大小齿轮材料为 45 钢（调质） 。齿面渗碳淬火，硬度为 250HRC。 （ 2） 齿轮精度：按 GB/T10095 1998，选择 8级，齿根喷丸强化。 试选小齿轮的齿数为 1Z =17， 2Z = 1Z i2 =17 3.104=52.76 取 53 按齿面接触强度计算：由计算公式 d3 221 )()1(32.2HEdtt ZuuTk 进行计算 确定公式内的各计算值： 试选定载荷系数 tK1.3 计算小齿轮的转距：mNnPT 35222 10869.813.602559.0105.955.95 nts浙江海洋学院工程学院机械设计课程设计报告 11 查表选得： 齿宽系数 0.1d由查表得，材料的弹性影响系数 218.189 MPZ E 取 620 MPa 600MPa， 500Mpa。 380Mpa。 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 600MPa ,60 01 MPaHLIM 大齿轮的 ,55 01 MPaHLIM 由公式计算压力循环次数， N1 =60hjLn1=60 910204.5)2030083(113.602 N2 =60hjLn2=5.204 10 104.39 =1.677 910 查得接触疲劳寿命系数 K 92.01HNK 93.02HN 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为 1，安全叙述为 S=1，得可得， H 1 = M P aSK H IMHN 4.57062092.011 H 2 = M P aSK H IMHN 0.55860093.022 2） 计算： 计 算 小 齿 轮 的 分 度 圆 直 径 ,1td代入 H 中 的 较 小 值 ，d3 221 )()1(32.2HEdtt ZuuTk =28.030mm 取 50.0mm 计算圆周速度 v： smndv t /45.9100060 13.6020.5014.3100060 11 计算齿宽 b: b= dd t11 mm0.500.50 计算齿宽与齿高之比 b/h 模数： m= dt1 94.2170.501 z齿高： h=2.25 m=2.25 448.1994.2 则 b/h=50.0/19.448=2.571 计算载荷系数：根据 v=9.45m/s ， 8级精度，查得动载系数 Kv=1.27 假设 KmNF btA /100，可查表得， 2.1 FH KK查得使用系数： K 0.1A 查得 8级精度的小齿轮相对支承非对称分布时：K bddH 322 1031.06.0118.015.1 ）（代入数据得： KH=1.454 有由 b/h=2.571查表得， KF=1.26 故载荷系数 K=KA KVKHKF=1 216.2454.12.127.1 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， d311tt KKd = mm728.593.1 216.20.50 31 计算模数： m= 11 zd59.728/17=3.51 3）按齿根弯曲强度设计： nts浙江海洋学院工程学院机械设计课程设计报告 12 得弯曲强度的设计公式为 m3 211 )(2FSaFadT YYzK 确定各项计算值； 查得小齿轮的弯曲强度极限： MPaFE 5001 ，大齿轮的弯曲强度极限为MPaFE 3802 查得弯曲疲劳寿命系数 K ，95.01FNK 97.02FN计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数， S=1.0，则可得 F 1 = 29.3390.1 50095.011 SK FEFN MPa F 2 = 29.2630.1 38097.022 SK FEFN MPa 计算载荷系数 K： K=KA KVKFKF=1 92.126.12.127.1 查取齿型系数 Y 97.2Fa， Y 32.22Fa，查取应力校正系数得： Y 52.11sa, Y 70.12sa计算大小齿轮的1 FSaFaYY，并加以比较： 01336.029.339 52.197.2111 FSaFa YY 014 98.029.26370.132.2 2 FSaFa YY设计计算： m3 211 )(2FSaFadT YYzK = 765.101498.0171 8869920.1232 , 取整为 2.5,按接触强度算得的分度圆直径 d 5.425.21711 mz 则小齿轮齿数 :Z1 2489.235.2 728.591 md， Z 7549 6.742410 4.32 , 几何尺寸计算： d mmmz 0.605.22411 , d mmmz 5.1875.27522 计算中心距： a= mmdd 75.1232 5.1870.602 21 计算齿轮宽度： b= mmdd 0.600.6011 取 B mmBmm 70,60 12 验算： Ft= 63.2956010869.822 312 d T N mNb FK tA 927.460 63.2951 100N m 所以设计符合条件。 第四节 .具体二级齿轮减速器轴的方案设计 第一根轴的设计 nts浙江海洋学院工程学院机械设计课程设计报告 13 1 确定输出轴上的功率 P1 ，转速 n1 和转距 T1 。由前面可知 P1 =9.01KW， n1 =730r/min, T1 =117.91NM。 2 求作用在轴上的力：已知高 速级 大 齿轮的分度圆直径为d2 =75mm,Ft=22 1dT= 144.375 91.1172 N, Fr = Ft Ntg n 15.1364.0144.3 1. 初步确定轴的最小直径： 低 速轴材料为 45 钢， 经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，取 1123 Ad mmnPA 88.2573001.9112 3331 ,显然此处为轴的最小直径为使得出轴与联轴器的孔径相同，需确定联轴器的型号。联轴器的转距： 取 K ,3.1A T 28.15391.1173.11 TK AcaN m 。 查机械零件设计手册 ,按照计算转矩 Tca应小于联轴器公称转矩的条件 ,采用弹性块联轴器 HTL 1A 型 半联轴器的孔径 d ,121 mm 长度 27mm，联轴器与轴的配合长度为L .301 mm ，取 d =12mm。 2. 轴的结构设计： 1）拟定轴上零件的装配方案； 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。 （ 1）为了满足轴向定位要求，在轴 处左边设一轴肩，取 d ，mm35 右端用轴端挡圈挡住，按轴端直径取挡圈直径 38mm,为保证轴端挡圈只压在半联轴上，故 段长度比 L1 稍短些 ，现取 L .282 mm （ 2）初选轴承为深沟球轴承，根据 d ，mmIV 35在轴承中选取 0基本游隙组， 基本尺 寸 为 d ，124725 TD 故取 d ，mmIVIII 25L 24IVIII而d mmVIIVI 25L ,24 mm 其右端采用轴肩进行定位，取 h=3mm,故 d ,31mmVIIVI 轴的最大直径取 dVIV=37mm. (3)由于轮觳宽度为 50mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮觳宽度，故取 L ,48 mm 左端采用轴肩定位，轴肩高度 h 4 .5 m m .h,07.0 则d 所以d 12 m m .1. 4hb,455.4228 轴环的宽度mm (4)轴承盖的总宽度取为 30mm,轴承距离箱体内壁为 8mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加以添加润滑剂的要求。取端盖的外端与半联轴器左端的距离为 20mm. (5)齿轮距左端箱体的距离为 35mm, 距右端箱体的距离为 38mm。则可算得 L .24 mm至此轴 的各端长度和直径都已确定。 3）轴上零件的周向定位： 齿轮和半联轴器与轴的联接都采用平键联接。按 d mmVIV 31有手册查得平键截面b ,810 mmmmh 键槽采用键槽铣刀加工，长度为 50mm,同时为了保证齿轮与轴具有良nts浙江海洋学院工程学院机械设计课程设计报告 14 好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为 H7/n6;同样，半联轴器与轴的联接也选用平键截面为 8mm 7 mm,长度 20mm, 半联轴器与轴的配合为 H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处的选轴的尺寸公差为 m6. 4)确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴左端的倒角为 2.5 045 ，其右端倒角 2.0 045 。从左至右轴肩的圆角半径分别为 2.5mm， 2.5mm， 2.5mm， 2.5mm， 2.0mm. 5)首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定支点位置时承，应从手册中查无 a值。对于 32017型深沟球轴承由手册查得 a=23mm,因此，作为简支梁的轴的支承跨距为70+106=176mm,根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C是危险截面。现将计算出的截面 C处的， MV， M值列于下表： 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 FNNH 60.571 ,F NNH 75.352 F NNV 59.41 ,F NNV 39.292 弯矩 M MH mmN 88.5414 MV = 2645.1 N mm 总弯矩 M=nm40.6 0 2 6)1.2 6 4 5()88.5 4 1 4( 22 扭矩 T TmN 19843 6）按弯扭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 C的强度。查表可得M P aW TM 974.0311.0 )19846.0(1.2645)( 3 222321ca 前已选轴的材料为 45 钢，调质处理。查得 1 =60MPa,因此ca 1 。故安全。 7）精确校核轴的疲劳强度 （ 1）判断危险截面：截面 A， , ， B只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面 A， , ，无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最为严重：从受载的情况 来看，截面 C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴的直径也较大，故不必作强度校核。截面 C上虽然应力最大，但应力集中不大，而且轴径也最大，故截面 C也不必强度校核。截面和显然更不必校核，因为是键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因此只需校核截面左右两侧即可。 （ 2）截面左端： 抗弯截面系数： W=0.1 333 1.2979311.0d mm 抗扭截面系数： W mmdT 2.5958312.02.0 33 截面左侧的弯矩 M： M= mmN 1.2645 nts浙江海洋学院工程学院机械设计课程设计报告 15 截面上的扭矩 T1 ： T1 =1984Nm 截面上的弯曲应力： M P aWM 8 8 8.01.2 9 7 9 1.2 6 4 5b 截面上的扭转切应力： M P aWTTT776.12.5958 1.26451 轴的材料为 45钢，调质处理。查得B=640MPa, MPa2751 , MPat 155.截面由于轴肩而形成的理论应力集中系数及可查表得出，由于17.1851 0 0,0 2 9 4.085 5.2 dDdr ，经插值 后可查得 =2.0， =1.31。则可查得材料敏性系数为 q 85.0,82.0 q,故有效集中系数按下公式可得k 1q 1)1( 0.82(2.0-1)=1.82, k 1q 1)1( 0.85(1.31-1)=1.26.得材料尺寸系数 ,67.0又可查得扭转尺寸系数 82.0，轴按磨削加工，得表面质量系数为 92.0 轴未经表面强化处理，即 ,1q则可公式可得综合 系数值为 80.111 KKK 62.111 K，由此得到碳钢的特性系数： 2.01.0a，取 1.0a， 取,1.005.0 05.0于是，计算安全系数 Sca值，可按以下公式获得：S 22.601.079.1580.22751 maK S52.11213.1605.0213.1662.11551 maK S5.147.552.1122.6 52.1122.6 2222 SSSSca故可知其安全。 （ 3）截面的右侧： 抗弯截面系数： W=0.1 333 4.1382241.0d mm nts浙江海洋学院工程学院机械设计课程设计报告 16 抗扭截面系数： W mmdT 8.2 7 6 4242.02.0 33 截面右侧的弯矩： M= mmN 1.2645 截面上的弯曲应力： M P aWM 913.14.1382 1.2645b 截面上的扭矩： T1 =1984Nm 截面上的扭转切应力： M P aWTTT718.08.276 4198 41 。过盈配合处的 /k 值，用插入法取出，并取 k/=08 /k,于是得： ,60.3k68.260.38.0 k轴按磨削加工，得表面质量系数为 92.0 ,则可公式可得综合系数值为68.311 KK, K 77.211 K所以轴在截面右侧的安全系数为： S 7.701.07.968.32751 maK S1.1129.905.029.977.21551 maK S5.133.61.117.7 1.117.7 2222 SSSSca故可知其安全 第 二 根轴的设计 1. 确定输出轴上的功率 P2 ，转速 n2和转距 T2 。由前面可知 P2 =0.559， n2 =602.13r/min, T3=8.866 310 N mm 2. 求作用在轴上的力： 已知小齿轮的分度圆直径为 d1 =60mm, 大齿轮的分度圆直径为 d2 =200.0mm, F1t=132dT= 5.29560 10866.823 N, F2t =232dT= 66.880.200 10866.823 N, F1r = F1t Ntg n 5 6 2.1 0 73 6 4.05.2 9 5 F2r = F2t Ntg n 272.32364.066.88 3. 初步确定轴的最小直径： 轴材料为 45 钢， 经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，取 1123 Ad mmnPA 925.1013.602559.0112 3333 。取为 25mm. 显然，此处为轴的最小直径，即此处轴与轴承的内径相同。 nts浙江海洋学院工程学院机械设计课程设计报告 17 3. 轴的结构设计： 1）拟定轴上零件的装配方案； 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。 （ 1）为了满足轴向定位要求，在轴 处右边设一轴肩，取 d ，mm52 左右两端用轴承端盖封闭。 （ 2）初选轴承为深沟球轴承，根据 d ，mm40 选取 型号为 6008， 基本尺寸为d ，156840 BD 取 d ，mm52 齿轮和轴承之间用轴环确定距离，取其宽度为34mm,而 L mmI 491534 ,轴的 -左端采用轴肩结构，取 h=6mm,故 d 52 mm,轴的最大直径取 70mm.取 d mm70 ,由前面可知 d mm56 ,取 L mm10 。 (3)由于右边的轮觳宽度为 70mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮觳宽度，故取 L mmVIV 66.同理，取 LIVIII mm38(4)轴承盖的总宽度取为 30mm,轴承距离箱体内壁为 8mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加以添加润滑剂的要求。取端盖的外端与半联轴器左端的距离为 20mm. (5)左齿轮距左端箱体的距离为 36mm, 右齿轮距右端箱体的距离为 14.6mm。至此轴 的各端长度和直径都已确定。 3）轴上零件的周向定位： 齿轮和轴的联接都采用平键联接。按 d ,52 mmIV 有手册查得平 键截面，b ,812 mmmmh 键槽采用键槽铣刀加工，长度为 28mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为 H7/n6;同样，按 d ,56mm有手册查得平键截面 b ,1016 mmmmh 键槽采用键槽铣刀加工，长度为 56mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为 H7/n6。 4)确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴左端的倒角为 2.5 045 ，其右端 倒角 2.0 045 。从左至右轴肩的圆角半径分别为 1.2mm， 2.0mm， 2.0mm， 2.5mm. 5)首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。轴承由手册查得宽度为 15mm，因此，作为简支梁的轴的支承跨距为 79+64+84=227mm,根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C是危险截面。现将计算出的截面 C处的， MV，M值列于下表： nts浙江海洋学院工程学院机械设计课程设计报告 18 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 FNNH 38.161 ,F NNH 22.2332 F NNV 7.571 F NNV 425.152 弯矩 M MH mmN 88.5414 M mmNV 6.62311 M mmNV 15.18202总弯矩 M=nm40.6 0 2 6)1.2 6 4 5()88.5 4 1 4( 22 扭矩 T TmN 88663 6）按弯扭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 C的强度。查表可得M P aW TM 3.30521.0 )88666.0()6.6231()( 3 222321ca 前已选轴的材料为 45 钢，调质处理。查得 1 =60MPa,因此ca 1 。故安全。 7）精确校核轴的疲劳强度 （ 1）判断危险截面：截面 A， , ， B只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面 A， , ，无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最为严重：从受载的情 况来看，截面 C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴的直径也较大，故不必作强度校核。截面 C上虽然应力最大，但应力集中不大，而且轴径也最大，故截面 C也不必强度校核。截面和显然更不必校核，因为是键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因此只需校核截面左右两侧即可。 （ 2）截面左端： 抗弯截面系数： W=0.1 333 2.19511581.0d mm 抗扭截面系数： W 333 4.3 9 0 2 2582.02.0 mmdT 截面左侧的弯矩 M： M= mmN 2.6231 截面上的扭矩 T3： T3=8866Nm 截面上的弯曲应力： M P aWM 3194.02.19511 2.6231b 截面上的扭转切应力： M P aWTTT2272.04.3902288663 nts浙江海洋学院工程学院机械设计课程设计报告 19 轴的材料为 45钢，调质处理。查得B=640MPa, MPa2751 , MPat 155.截面由于轴肩而形成的理论应力集中系数及可查表得出，由于17.1851 0 0,0 2 9 4.085 5.2 dDdr ，经插值 后可查得 =2.0， =1.31。则可查得材料敏性系数为 q 85.0,82.0 q,故有效集中系数按下公式可得k 1q 1)1( 0.82(2.0-1)=1.82, k 1q 1)1( 0.85(1.31-1)=1.26.得材料尺寸系数 ,67.0又可查得扭转尺寸系数 82.0，轴按磨削加工，得表面质量系数为 92.0 轴未经表面强化处理，即 ,1q则可公式可得综 合系数值为 80.111 KKK 62.111 K，由此得到碳钢的特性系数： 2.01.0a，取 1.0a， 取,1.005.0 05.0于是，计算安全系数 Sca值，可按以下公式获得：S 22.601.079.1580.22751 maK S52.11213.1605.0213.1662.11551 maK S5.147.552.1122.6 52.1122.6 2222 SSSSca故可知其安全。 （ 3）截面的右侧： 抗弯截面系数： W=0.1 333 6.1 7 5 6 1561.0d mm 抗扭截面系数： W mmdT 2.3 5 1 2 3562.02.0 33 3 截面右侧的弯矩： M= mmN 15.1820 截面上的弯曲应力： M P aWM 104.06.1 7 56 1 15.1 8 20b 截面上的扭矩： T3=8866Nm nts浙江海洋学院工程学院机械设计课程设计报告 20 截面上的扭转切应力： M P aWTTT253.02.3512388663 。过盈配合处的 /k 值，用插入法取出，并取 k/=08 /k,于是得： ,60.3k68.260.38.0 k轴按磨削加工，得表面质量系数为 92.0 ,则可公式可得综合系数值为68.311 KK, K 77.211 K所以轴在截面右侧的安全系数为： S 7.701.07.968.32751 maK S1.1129.905.029.977.21551 maK S5.133.61.117.7 1.117.7 2222 SSSSca故可知其安全 第三根轴的设计 3 确定输出轴上的功率 P3，转速 n3和转距 T3。由前面可知 P3=0.531KW， n3=194r/min, T3=26.139NM。 4 求作用在轴上的力：已知低速级齿轮的分度圆直径为d2 =187.5mm,Ft=232dT= 8.2 7 85.1 8 7 101 3 9.2623 N, Fr = Ft Ntg n 4 7 5.1 0 13 6 4.08.2 7 8 4. 初步确定轴的最小直径： 低速轴材料为 45 钢， 经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，取 1203 Ad mmnPA 78.16194531.0120 3333 ,显然此处为轴的最小直径为使得出轴与联轴器的孔径相同 ，需确定联轴器的型号。联轴器的转距： 取 K ,3.1A T 981.33139.263.13 TK AcaN mm 。 采用弹性块联轴器 HL 4 型，半联轴器的孔径 d ,201 mm 长度 52mm，联轴器与轴的配合长度为 L .401 mm ，取 d =20mm。 5. 轴的结构设计： 1）拟定轴上零件的装配方案； 2）根据轴向定位 的要求确定
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