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机械原理课程设计说明书机械原理课程设计说明书 二级斜齿轮减速器的设计二级斜齿轮减速器的设计 学 校 洛阳理工学院 系 别 机电工程系 专 业 模具设计与制造 学 号 Z09105844 姓 名 刘 勇 完成日期 2011 年 6 月 8 日 洛阳理工学院 机械原理课程设计 1 机机械械原原理理课课程程设设计计评评语语 系系 别 别 机电工程系 专专 业 业 模具设计与制造 设计题目 设计题目 二级斜齿轮减速器 小组成员 小组成员 Z09035715 杨燕洪 Z09035733 张中龙 Z09105844 刘 勇 Z09105841 韦亚伟 指指导导教教师师评评语语 指导教师 张张旦旦闻闻 年 月 日 洛阳理工学院 机械原理课程设计 2 目 录 第一章第一章 设计任务书设计任务书 3 第二章第二章 运动学与动力学计算运动学与动力学计算 4 第三章第三章 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 7 第四章第四章 轴的设计计算与校核轴的设计计算与校核 14 第五章第五章 轴承的选择与校核轴承的选择与校核 24 第六章第六章 键的选择与校核键的选择与校核 25 第七章第七章 减速器的润滑与密封减速器的润滑与密封 26 第八章第八章 设计心得设计心得 26 第九章第九章 参考资料参考资料 27 洛阳理工学院 机械原理课程设计 3 第一章第一章 设计任务书设计任务书 题目题目 设计用于带式运输机上两级斜齿轮减速器 学生姓名 刘 勇 指导老师 张旦闻 设计参数 设计参数 运输带工作拉力 N1200 F 运输带工作速度 m s2 1 V 卷筒直径 mm200 D 工作条件 工作条件 连续单向运转 载荷有轻微振动 室外工作 有粉尘 运输带速度 允许误差 两班制工作 3 年大修 使用期 10 年 卷筒支撑及卷筒与运输 5 带间的摩擦影响在运输带工作拉力 F 中已考虑 加工条件 加工条件 生产 20 台 中等规模机械厂 可加工 7 8 级齿轮 设计工作量 设计工作量 1 减速器装配图 1 张 A0或 A1 2 零件图 1 3 张 3 设计说明 书 1 份 洛阳理工学院 机械原理课程设计 4 第二章第二章 运动学与动力学计算运动学与动力学计算 1 电动机的选择电动机的选择 二级斜齿轮减速器运动简图 1 电动机类型的选择 据动力源和工作条件 选用 Y 系列三相异步电动机 2 电动机功率的选择 工作机所需要的有效功率为 kW53 1 94 0 1000 2 11200 1000 w w Fv P 其中 带式输送机的效率 查 4 附表 10 1 94 0 w 电动机的输出功率 w 0 P P 54 2 3 4 21 式中 为电动机至滚筒主动轴传动装置的总效率 为 V 带的传动效率 1 为一对滚动轴承的传动效率 2 为一对闭式齿轮的传动效率 3 洛阳理工学院 机械原理课程设计 5 为联轴器的传动效率 4 为滚筒的传动效率 5 由 4 附表 10 1 查得 96 0 99 0 97 0 99 0 96 0 5 4 3 2 1 因此 825 0 96 0 99 0 97 0 99 0 96 0 24 所以 kW855 1 kW 825 0 53 1 w 0 P P 根据选取电动机的额定功率 并 0 P m P kW 412 2 855 1 3 1 1 0m PP 由 4 附表 10 112 查得电动机的额定功率 kW2 2 m P 3 选择电动机的转速 选择常用同步转速 1000r min 和 1500r min 两种对比 先计算工作机主轴 的转速 也就是滚筒的转速 r min65 114r min 20014 3 2 1100060100060 w D v n 总传动比 其中为电动机的满载转速 wm n ni m n 现将两种电动机的有关数据列表比较 综合考虑电动机和传动装置的情况确定最后的转速 为降低电动机的重量 和成本 故决定选择方案 II 2 2 传动比的分配传动比的分配 1 总传动比 47 12 65 114 1430 w m n n i 2 分配各级传动比 为使带传动比的尺寸不至过大 可取传动比 则减2 1 i 方案电动机型号 额定功率 kW 同步转速 r min 满载转速 r min IY112M 62 21000940 IIY100L1 42 215001430 洛阳理工学院 机械原理课程设计 6 速器的传比为 考虑两级齿轮的润滑问题 两级大齿轮235 6 2 47 12 1 23 i i i 应有相近的浸油深度 两级齿轮减速器高速齿轮传动比与低速传动比的比 2 i 3 i 值取为 954 2 235 6 4 1 2 i111 2 954 2 235 6 2233 iii 3 传动装置的运动和动力参数计算 1 各轴的转速的计算 r min65 114 r min65 114r min111 2 04 242 r min04 242r min954 2 715 r min715r min21430 r min1430 w34 323 212 101 0 nnn inn inn inn n 2 各轴的功率计算 kW577 1 kW99 0 97 0 642 1 kW642 1 kW97 0 99 0 710 1 kW710 1 kW97 0 99 0 781 1 kW781 1 kW96 0 855 1 kW855 1 4334 3223 3212 101 0 PP PP PP PP P 3 各轴的输入转矩计算 mN359 131mN65 114577 1 95509550 mN77 136mN65 114642 1 95509550 mN48 67mN04 242710 1 95509550 mN79 23mN715781 1 95509550 mN388 12mN1430855 1 95509550 444 333 222 111 000 nPT nPT nPT nPT nPT 最后 将计算结果填入下表 轴名 参数 电动机轴1 轴2 轴3 轴滚筒轴 转速 v min r 1430715242 04114 65114 65 功率 P kW 1 8551 7811 7101 6421 577 转矩 T mN 12 38823 7967 48136 77131 359 洛阳理工学院 机械原理课程设计 7 第三章第三章 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 1 V 带的设计带的设计 1 确定设计功率 选取 V 带类型 c P 查 1 表 7 7 得工作情况系数 根据 1 式 7 17 有 2 1 A K kW226 2 kW855 1 2 1 mAc PKP 依据 从 1 图 7 9 中选用 Z 型普通 V 带 kW226 2 c Pr min1430 0 n 2 确定带轮基准直径 由 1 表 7 8 查得主动轮的最小直径 根据带轮的基准直径系mm50 d1min d 列 取 根据 1 式 7 13 计算从动轮基准直径 mm90 d1 d mm180mm290 d1d2 idd 根据基准直径系列 取 mm180 d2 d 3 验算带的速度 根据 1 式 7 12 有 m s735 6 m s 100060 143090 100060 0d1 1 nd v 速度在内 合适 m s25 5 4 确定普通 V 带的基准长度和传动中心距 根据 1 式 7 19 有 mm540 189mm 18090 2 7 0 0 a 初步确定中心距 mm400 0 a 根据 1 式 7 20 计算带的初选长度 mm96 1128 mm 4400 90180 18090 2 14 3 mm2400 42 2 0 2 d1d2 d2d100 a dd ddaL 根据 1 表 7 3 选取带的基准长度 mm1250 d L 根据 1 式 7 21 计算带的实际中心距 a 为 mm52 410mm 2 96 12281250 400 2 0d 0 LL aa 洛阳理工学院 机械原理课程设计 8 根据 1 式 7 22 可知 中心距可调整范围为 mm02 448mm031250 0 52 41003 0 mm 5 391mm0151250 0 52 410015 0 dmax dmin Laa Laa 即 mm448mm392 a 5 验算主动轮上的包角 1 167 3 57 345 90180 180 3 57180 d1d2 1 a dd 主动轮上的包角合适 6 计算 V 带的根数 Z 根据 1 式 7 24 有 L 00 cc KKPP P P P Z 由 Z 型普通 V 带 查 1 表 7 4 得r min1430 0 nmm90 d1 d kW37 0 0 P 由 查 1 表 7 6 得 2 1 ikW03 0 0 P 由 查 1 表 7 5 得 167 1 96 0 K 由 查 1 表 7 3 得 则 mm1250 d L11 1 L K 22 5 11 1 96 0 03 0 37 0 226 2 L 00 c KKPP P Z 取根 5 Z 7 计算初拉力 0 F 根据 1 式 7 25 有 2 c 0 1 5 2 500qv KvZ P F 查 1 表 7 2 得 故 Kg m06 0 q N741 55N735 6 06 0 1 96 0 5 2 5735 6 226 2 500 1 5 2 500 2 2 0 qv KvZ P F c 8 计算作用在轴上的压力 Q F 洛阳理工学院 机械原理课程设计 9 根据 1 式 7 26 有 N826 553 2 167 sin741 5552 2 sin2 1 0Q ZFF 2 齿轮的设计齿轮的设计 设计项目及依据设计项目及依据设计结果设计结果 1 选定齿轮类型 公差等级 材料 齿数及螺旋角 1 类型选择 根据题目要求 选用斜齿圆柱齿轮传动 2 精度选择 传动机为一般工作机 速度不高 故选用 8 级精度 3 材料选择 小齿轮 45 钢 调质处理 硬度为 240HBS 大齿轮 45 钢 正火处理 硬度为 195HBS 4 初选齿数 小齿轮齿数 大齿轮齿数25 1 z 取 则实际传动25954 2 122 ziz85 73 74 2 z 比 96 2 u 5 初选螺旋角 15 15 96 2 74 25 2 1 u z z 2 按齿面接触疲劳强度设计 3 d 1 2 H HE t1 12 u uKTZZ d 1 确定设计公式中各参数 初选载荷系数5 1 t K 小齿轮传递的转矩 mmN23790 mmN715781 1 1055 9 1055 9 6 11 6 1 nPT 选取齿宽系数 查 1 表 8 14 得0 1 d 选取弹性系数 查 1 表 8 13 得MPa 8 189 E Z 计算大小齿轮的接触疲劳极限 由 1 表 8 9 查得 limH MPa590240350HBS350 1Hlim1 MPa395195200HBS200 2Hlim2 计算应力循环次数 由 2 公式 10 31 得 N 5 1 t K mmN23790 1 T 0 1 d MPa 8 189 E Z MPa590 Hlim1 MPa395 Hlim2 洛阳理工学院 机械原理课程设计 11 99 12 9 h11 106957 0 96 2 100592 2 100592 2 103008271516060 uNN tnN 查取寿命系数 查 2 图 2 11 得 N Z92 0 N1 Z95 0 N2 Z 计算许用接触应力 取失效率为 1 查取 2 表 2 3 得最 H 小 安全系数 1 Hmin S MPa8 542MPa 1 92 0 590 Hmin N11Hlim H1 S Z MPa25 375MPa 1 95 0 395 Hmin N22Hlim H2 S Z 所以 MPa25 375 H 计算节点区域系数 由 3 P 278 得 H Z 205 2 cossin 2 H Z 2 设计计算 计算小齿轮分度圆直径 t1 d mm446 53 mm 25 375 8 1895 2 0 196 2 10379 2 96 35 12 3 2 4 t1 d 计算圆周速度v 2 000m sm s 100060 715446 53 100060 1t1 nd v 计算载荷系数 K 查 2 表 2 1 得使用系数 根据 8 级精度 1 A Km s000 2 v 计算动载系数查 3 表 12 13 得 查取齿间载荷分配系 v K2 1 v K 数 查 2 图 2 5 曲线 2 得齿向载荷分配系数 3 1 K449 1 K 则260 2 449 1 3 12 10 1 vA KKKKK 校正分度圆直径 1 d 9 2 9 1 106957 0 102 0592 N N 92 0 N1 Z 95 0 N2 Z 1 Hmin S MPa 8 542 H1 MPa25 375 H2 MPa25 375 H 2 5 H Z 53 446mm t1 d m s000 2 v 260 2 449 1 3 1 2 1 0 1 v A K K K K K 洛阳理工学院 机械原理课程设计 12 mm271 61mm5 1260 2 446 53 tt11 KKdd61 271mm 1 d 3 主要几何尺寸计算 1 计算模数 n m 按标准取 mm367 2cos 11n zdm mm5 2 n m 2 计算中心距 mm115 128mm7425 15cos2 5 2 cos2 21 n zz m a 3 重新计算螺旋角 990 12 1272 74255 2 arccos 2 arccos 21n a zzm 4 计算分度圆直径 1 d 2 d mm141 64mm 990 12cos 255 2 cos 1n 1 zm d mm859 189mm 990 12cos 745 2 cos 2n 2 zm d 5 计算齿宽b 64 141mmmm141 640 1 1d db 6 计算齿高h 5 625mmmm5 225 2 25 2 n mh mm5 2 n m mm127 a 990 12 mm65 mm859 189 mm141 64 2 1 b d d mm65 mm70 2 1 b b mm625 5 h 4 校核齿根弯曲疲劳强度 SaFa 1n 1 F 2 YYYY dbm KT 1 确定验算公式中各参数 大 小齿轮的许用弯曲应力为 F1 F2 计算大小齿轮的弯曲疲劳极限 Flim MPa 3 328MPa19574 0 184 MPa428MPa24045 0 320 Flim2 Flim1 查取弯曲寿命系数 查 2 图 2 8 得 N Y 0 93 0 91 MPa 3 328 MPa 0 428 N2 N1 Flim2 Flim1 Y Y 洛阳理工学院 机械原理课程设计 13 93 0 91 0 N2N1 YY 计算弯曲许用应力 取失效率为 1 查 2 表 2 3 最小安 F 全系数 25 1 Fmin S MPa244MPa 25 1 93 0 328 MPa312MPa 25 1 91 0 428 Fmin N2Flim2 F2 Fmin N11Flim F1 S Y S Y 所以 MPa244 F 计算当量齿数 v1 z v2 z 985 79 990 12cos 74 cos z 022 27 990 12cos 25 cos z 33 2 v2 33 1 v1 z z 计算当量齿轮的端面重合度 665 1 990 12cos 74 1 25 1 2 388 1 cos 11 2 388 1 21 zz 计算重合度系数 Y 700 0 665 1 75 0 25 0 75 0 25 0 v Y 计算螺旋角系数 Y 当时 按计算 75 0 125 0 125 0 1 min Y1 1 892 0 120 990 12 1 120 1 Y 查取齿型系数和应力修正系数 由 2 图 2 6 和 2 755 2 Fa1 Y Sa Y 得 77 1 22 2 61 1 57 2 Sa2Fa2Sa1Fa1 YYYY 校核强度计算 MPa244 MPa312 25 1 F2 F1 Fmin S MPa244 F 985 79 022 27 v2 v1 z z 665 1 700 0 Y 892 0 Y 61 1 22 2 57 2 Sa1 Fa2 Fa1 Y Y Y 洛阳理工学院 机械原理课程设计 14 26 13MPa MPa866 0 707 0 61 1 57 2 141 645 265 10379 2 260 2 2 4 F1 F2 Sa1Fa1 Sa2Fa2 F1F2 24 82MPa MPa 61 1 57 2 77 1 22 2 13 26 YY YY MPa13 26 77 1 F1 Sa2 Y MPa82 24 F2 5 结构设计及绘制齿轮零件工作图详见附图 现将高速级和低速级的大小齿轮归纳入下表现将高速级和低速级的大小齿轮归纳入下表 高速级齿轮 mm 低速级齿轮 mm 参数大齿轮小齿轮大齿轮 法面模数 n m 2 53 5 法面压力角 n 20 20 螺旋角 990 12 478 11 齿数 z 742757 传动比 i 2 9542 111 分度圆直径 d 184 85996 428203 571 齿顶圆直径 a d 194 859103 428210 571 齿根圆直径 f d 183 60987 678194 821 中心距 a 127150 齿宽 B 6510095 毂孔直径 d 4055 轮毂直径 3 D 6488 轮毂宽度 L 6595 腹板最大直径 0 D 164 859168 571 板孔分布圆直径 1 D 114 4295128 2855 板孔直径 2 D 3025 腹板厚度 C 1625 洛阳理工学院 机械原理课程设计 15 第四章第四章 轴的设计计算与校核轴的设计计算与校核 计算说明计算说明计算结果计算结果 1 选定轴的材料和估算轴的直径 确定轴的许用应力 选定轴的材料和估算轴的直径 确定轴的许用应力 1 根据工作条件 初选轴的材料为 45 钢 均为调质处理 按扭转强 度法进行最小直径估算 即 初算轴径时 若最小轴 3 min nPAd 段处开有键槽 还要考虑键槽对轴强度的影响 当该轴段截面上有一 个键槽时 增大 当有两个键槽时 增大 d 7 5d 15 10 值由 1 表 10 3 确定 A 118 107 A 2 由 1 表 10 1 查得其强度值 MPa650 B MPa360 S MPa270 1 MPa155 1 许用应力由 1 表 10 4 查得 MPa200 b1 MPa95 b0 MPa55 b1 mm118 A MPa55 MPa95 MPa200 b1 b0 b1 2 按扭矩估算轴的最小直径并确定轴的最小直径按扭矩估算轴的最小直径并确定轴的最小直径 1 高速轴 mm996 15 505 14 mm 715 781 1 118 107 3 3 1 1 min1 n P Ad 因高速轴最小直径处要安装大带轮 设有一个键槽 则 mm116 17 mm 71996 15 71 min1min1 dd 最后取整为 mm20 min1 d 2 中间轴 mm642 22 531 20 mm 04 242 710 1 118 107 3 3 2 2 min2 n P Ad 因轴有两个键槽 则 mm038 26 mm 151642 22 151 min2min2 dd 因最小轴径处要安装轴承 故取为标准值 即 mm20 min1 d 洛阳理工学院 机械原理课程设计 16 mm30 min2 d 3 低速轴 mm656 28 985 25 mm 65 114 642 1 118 107 3 3 3 3 min2 n P Ad 因低速轴最小轴径处要安装联轴器 设有一个键槽 则 mm662 30 mm 71656 28 71 min3min3 dd 因联轴器为标准值 故取为 mm35 min3 d mm30 min2 d mm35 min3 d 3 轴的结构设计轴的结构设计 1 高速轴的结构设计 高速轴的结构设计如图 1 所示 图 1 高速轴的结构设计 1 各轴段直径的确定 最小直径 安装大带轮的外伸轴段 故 11 d mm20 min11 dd 密封处轴段 根据大带轮的轴向定位要求 定位高度 12 d 以及密封圈的标准 拟采用毡圈密封 故 11 1 0 07 0 dh mm25 12 d 滚动轴承处轴段 选取的轴承型号为 6606 其 13 dmm30 13 d 尺寸为 mm20 11 d mm25 12 d 洛阳理工学院 机械原理课程设计 19 mm13mm55mm30 BDd 过渡轴段 由于各级齿轮的线速度均小于 滚动轴承拟 14 dm s2 采用脂润滑 考虑挡油盘的轴向定位 mm36 14 d 轴环直径 15 dmm52 15 d 齿轮处轴段 考虑齿轮的结构尺寸 采用齿轮和轴的连体设 16 d 计 即 mm141 69 16 d 同 即 17 d 15 d mm52 1517 dd 轴承处轴段 同 即 18 d 13 d mm30 1318 dd 2 各轴段长度的确定 由大带轮的毂孔确定 故取 11 lmm62 B mm70 11 l 由箱体结构 轴承端盖 装配关系确定 12 l mm45 12 l 由滚动轴承及装配关系确定 13 lmm28 13 l mm28mm12313 13 l 过渡轴段由箱体的装配关系确定 14 lmm110 14 l 轴环长度 15 lmm8 15 l 齿轮处长度 由齿轮轮毂宽度决定 16 lmm70 16 lB 同 即 17 l 15 lmm8 1517 ll 轴承处段 同 即 18 l 13 l mm30 13 d mm36 14 d mm52 15 d mm141 69 16 d mm52 17 d mm30 18 d mm70 11 l mm45 12 l mm28 13 l mm110 14 l mm8 15 l mm70 16 l mm8 17 l 洛阳理工学院 机械原理课程设计 20 mm39mm5 413205 2 18 l 2 中间轴的结构设计 中间轴的结构设计如图 2 所示 图 2 中间轴的结构设计 1 各轴段直径的确定 最小直径处 取圆锥滚子轴承为 21 d mm30 2min21 dd 齿轮处轴段直径 考虑到齿轮的安装和拆卸方便 22 d 齿轮的孔径应略大于通过的轴径 故 mm40 右22 dd 轴环直径 齿轮用轴肩定位 根据轴颈 23 dmm50 23 d 轴环高度 取mm40 22 d mm4 8 21 0 07 0 22 dh 故轴环直径为 mm5 h mm50mm2540 23 d 齿轮处轴段直径 考虑到齿轮的安装和拆卸方便以及从整体 24 d 考虑 mm40 2224 dd 结构设计同 即 25 d 21 d mm30 2min2125 ddd 2 各轴段长度的确定 由所选轴承 滚筒等确定 即 21 lmm48 21 l mm48mm25 3 25 17255 2 21 l mm 5 28 18 l mm30 21 d mm40 22 d mm50 23 d mm40 24 d mm30 25 d mm48 21 l 洛阳理工学院 机械原理课程设计 21 由低速级小齿轮轮毂宽度决定 即 22 lmm 5 97 22 l mm 5 97mm5 2100 22 l 轴环长度 23 lmm10 23 l 由高速级大齿轮轮毂宽度决定 即 24 lmm 5 62 24 l mm 5 62mm5 265 24 l 结构设计同 即 25 l 21 lmm48 2125 ll 3 低速轴的结构设计 低速轴的结构设计如图 3 所示 图 3 低速轴的结构设计 1 各轴段直径的确定 滚动轴承处轴段 拟选定轴承型号 31 dmm45 31 d 为 6309 其尺寸为 mm25mm100mm45 BDd 齿轮处轴段 考虑齿轮的结构尺寸和装拆方便 齿轮的孔径 32 d 大于所通过的轴径 取 mm55 32 d 轴环直径 齿轮用轴肩定位 根据轴颈 33 dmm70 33 d 轴环高度 取mm55 32 d mm5 5 85 3 1 0 07 0 32 dh 故轴环直径为 mm5 7 h mm70mm25 755 33 d 过渡轴段 由于各级齿轮的线速度均小于 34 dm s2 滚动轴承拟采用脂润滑 考虑挡油盘的轴向定位 以及 mm 5 97 22 l mm10 23 l mm 5 62 24 l mm48 25 l mm45 31 d mm55 32 d mm70 33 d 洛阳理工学院 机械原理课程设计 22 保持整体协调 取 mm55 34 d 结构设计同 即 35 d 31 dmm45 3135 dd 根据箱体的整体结构 取 36 d mm40 36 d 最小轴径处安装联轴器 根据所选联轴器的标准 取 37 d mm35 37 d 2 各轴段长度的确定 由所选轴承 滚筒等确定 即 31 lmm51 31 l mm51mm5 625205 2 31 l 由低速级大齿轮轮毂宽度决定 即 32 lmm 5 92 32 l mm 5 92mm5 295 32 l 轴环长度 33 lmm13 33 l 过渡轴段由箱体的装配关系确定 即 34 l mm62 34 l 即 35 lmm 5 48 35 l mm 5 48mm205 325 35 l 由箱体整体决定 36 lmm45 36 l 由联轴器的标准值确定 37 l mm70 37 l mm55 34 d mm45 35 d mm40 36 d mm35 37 d mm51 31 l mm 5 92 32 l mm13 33 l mm62 34 l mm 5 48 35 l mm45 36 l mm70 37 l 4 按弯曲和扭转复合强度对轴进行强度设计计算按弯曲和扭转复合强度对轴进行强度设计计算 1 轴的力学模型的建立 轴上力的作用点位置和支点跨距的确定支点跨距 mm228 l 低速级齿轮的作用点 C 到左支点 A 的距离为 洛阳理工学院 机械原理课程设计 23 实际为 76 625mm mm 5 76 AC1 ll 两齿轮的力作用点即从 C 到 D 之间的距离为 实际为 92 5mm mm 5 92 CD2 ll 高速级齿轮的作用点 D 到右支点 B 的距离为 实际为 59 125mm mm59 DB3 ll 2 绘制轴的力学模型图 如图 a h Fa3 Ft3 Fr3 Ft2 Fr2 Fr2 Fa2 Fa2 FRAV FRBV Fr3 Fa3 Ft3Ft2 FRBHFRAH 图 4 轴的力学模型及转矩 弯矩图 a 力学模型图 b V 面力学模型图 c V 面弯矩图 d H 面力学模型图 e H 面弯矩图 f 合成弯矩图 g 转矩图 h 当量弯矩图 初步选定高速级小齿轮为右旋 大齿轮为左旋 根据中间轴所受 轴向力最小的要求 选定低速级小齿轮为左旋 大齿轮为右旋 3 计算轴上的作用力 如图 a 齿轮 2 mm 5 76 1 l mm 5 92 2 l mm59 3 l N803 741 t2 F 洛阳理工学院 机械原理课程设计 24 N122 171N20tan803 741tan N085 277N 990 12cos 20tan 803 741 cos tan N803 741N 141 64 10379 2 22 t1a1a2 n t1r1r2 4 1 1 t1t2 FFF FFF d T FF 齿轮 3 N19 284N478 11tan593 1399tan N806 519N 478 11cos 20tan 593 1399 cos tan N593 1399N 428 96 10748 6 222 a3a1a3 n t3r1r3 4 3 3 t3 FFF FFF d T F 4 计算支反力 1 垂直面支反力 XZ 平面 如图 b 由绕支点 B 的力矩和 得 0 AV M N 5 151806 519 2 428 96 191 284 2 859 189 122 17159085 277 22 32r3 3 a3 2 a23r2321RAV llF d F d FlFlllF 所以 方向向下 N351 142N22808 32456 RAV F 同理 方向向上 N370 100 RBV F 由轴上的合力距 校核 0 V F 0NN001 0 N806 519085 277351 14237 100 r3r2RAVRBV FFFF 计算无误 2 水平面支反力 XY 平面 见图 c 由绕支点 B 的力矩和 得 0 BH M N255804 717N 5 151593 139959803 741 32t33t2321RAH llFlFlllF 所以 方向向下 N951 1121 RAH F 同理 方向向上 N445 1019 RBH F N085 277 r2 F N122 171 a2 F N593 1399 t3 F N806 519 r3 F N191 284 a3 F N351 142 RAV F N370 100 RBV F N951 1121 RAH F N445 1019 RBH F 洛阳理工学院 机械原理课程设计 25 由轴上的合力距 校核 0 H F 0NN001 0 N445 101995 1121593 1399803 741 RBHRAHt3t2 FFFF 计算无误 3 A 点的总支反力 N945 1130N95 1121351 142 222 RAH 2 RAVRA FFF B 点的总支反力 N374 1024N445 101937 100 222 RBH 2 RBVRB FFF 5 绘制转矩 弯矩图 1 垂直面内的弯矩图 见图 d C 处弯矩 mmN852 10889 mmN 5 76351 142 1RAV右CV lFM mmN836 24591 mmN 2 428 96 191 284 5 76351 142 2 3 a31RAVCV d FlFM 右 D 处弯矩 mmN700 10322 mmN 2 859 188 122 171 3759 100 2 2 2 3RBV右DV d FalFM mmN83 5921 mmN5937 100 3RBVDV lFM 右 2 水平面内的弯矩图 见图 e C 处弯矩 mmN 85829 252 mmN 5 76951 1121 1RAH CH lFM D 处弯矩 mmN255 60147 mmN59445 1019 3RBH DH lFM 3 合成弯矩图 见图 f C 处 N945 1130 RA F N374 1024 RB F mmN10889 右CV M mmN24591 CV 右 M mmN10322 右DV M mmN5921 DV 右 M mm85829N CH M mmN60147 DH M mmN86517 C 左 M 洛阳理工学院 机械原理课程设计 26 mmN09 86517 mmN252 85829852 10889 222 CH 2 CC MMM 左左 mmN80 89282 mmN252 85829836 24591 222 CH 2 CVC MMM 右右 D 处 mmN64 61026 mmN26 60147 7 10322 222 DH 2 DD MMM V左左 mmN07 6438 mmN26 6014783 5921 222 DH 2 DVD MMM 右右 4 绘制弯矩图 见图 g mmN67480 3 T 5 当量弯矩图 见图 h 因为是单向回转轴 所以扭转切应力视为脉动循环变应力 折算 系数 6 0 mm40488NmmN674806 0 3 T C 处 mmN163 98034 mmN40488803 89282 mmN086 86517 22 2 3 2 右CC 右cC TMM MM 右 右 D 处 mmN070 60438 mmN115 73236 mmN40488637 61026 右DD 22 2 3 2 D右D MM TMM 右 右 mmN89282 C 右 M mmN61026 D 左 M mmN6438 D 右 M mmN67480 3 T mm40488N 3 T mmN86517 右C M mmN98034 C 右M mmN73236 右D M mmN60438 右D M 5 进行校核时 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面的强度 进行校核时 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面的强度 因为因为 mmN163 98034 C 右M 所以 MPa892 5 MPa 551 0 163 98034 1 0 33 右C d M W M CC右右 校核结果 MPa55MPa892 5 b1右C 故强度足够 MPa892 5 右C MPa55 b1 故强度足够 洛阳理工学院 机械原理课程设计 27 第五章第五章 轴承的选择与校核轴承的选择与校核 设计内容及依据设计内容及依据计算结果计算结果 1 确定确定 30206 轴承的主要性能参数轴承的主要性能参数 1 根据载荷及速度情况 拟定选用圆锥滚子轴承 由中间轴的设计 根据 选取 30206 其基本参数查 4 表 10 38 得 mm30 2521 dd kN 2 43 r CkN 5 50 0r C0 37e 0 9 0 Y kN 2 43 r C kN 5 50 0r C 0 37e 0 9 0 Y 2 计算径向载荷 计算径向载荷 r1 F r2 F 1 根据轴的分析可知 1024 374N 1130 945N RBr2 RAr1 FF FF 1024 374N 1130 945N r2 r1 F F 3 计算轴向载荷 计算轴向载荷 a1 F a2 F F r2 F r1 F d1 FaeF d2 图 5 轴承受力图 1 外部轴向力 113 069N171 122N 284 191N a2a3ae FFF 从最不利受力情况考虑 指向 A 处 1 轴承 方向向左 轴承 ae F 派生轴向力由圆锥滚子轴承的计算公式 求出 YFF2 rd 方向向右 N420 353N2 3945 11302 r1d1 YFF 方向向左 N117 320N2 3374 10242 r2d2 YFF 洛阳理工学院 机械原理课程设计 2 因为 d1 d2ae N420 353N186 433 N117 320N069 113 F FF 所以 A 处 1 轴承被压紧 B 处 2 轴承放松 故 N186 433 d2aea1 FFFN420 353 d2a2 FF353 420N N186 433 a2 a1 F F 4 计算当量动载荷 计算当量动载荷 1 P 2 P 1 根据情况 由 1 表 11 8 查得载荷系数8 1p f 1 轴承 因 37 0 365 0 945 1130186 413 r1a1 FF0 1 11 YX N701 2035N945 11308 1 a11r11p1 FYFXfP 2 轴承 因 37 0 345 0 374 1024420 353 r2a2 FF0 1 22 YX N873 1843N374 10248 1 a22r22p2 FYFXfP N873 1843 2 P N701 2035 1 P N873 1843 2 P 5 计算载荷寿命 计算载荷寿命 h10 L 因 故只需验算 1 轴承 轴承预期寿命为三年 为 21 PP h14400163