资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共27页)
编号：552641
类型：共享资源
大小：332.77KB
格式：ZIP
上传时间：2015-12-05
上传人：QQ28****1120
认证信息
个人认证
孙**（实名认证）
辽宁
IP属地：辽宁
6
积分
- 关 键 词：
-
毕业设计论文
- 资源描述：
-
机械专业减速器设计论文,毕业设计论文
- 内容简介：
-
. 设计 题目： 带式运输机传动装置的设计 专 业： 机械设计制造及其自动化 nts 目 录 设计任务书 .- 1 - 一、课程设计题目：设计带式运输机传动装置 . - 1 - 二、设计任务： . - 1 - 三、课程设计内容： . - 1 - 四、设计进度： . - 1 - 第一部分 传动装置的总体设计 .- 1 - 一、传动方案： . - 1 - 二、该方案的优缺点： . - 2 - 三、电动机的选择： . - 2 - 四、传动装置总传动比的确定及个积分传动比的分配： . - 3 - 五、计算传动装置的运动和动力参数 . - 3 - 第二部分各齿轮的设计计算 .- 4 - 一、高速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮） . - 4 - 二、低速级齿轮（斜齿圆柱齿轮）的设计 . - 11 - 第三部分 轴的设计 . - 13 - 一、高速级轴的设计计算与校核 . - 13 - 二、中间轴的结构设计 . - 18 - 三、低速轴的结构设计 . - 19 - 第四部分 键的选择与校核 . - 21 - 二 . 中间轴上键的选择与校核 . - 21 - 三 . 低速轴上键的选择与校核 . - 21 - 第五部分 滚动轴承的选择与校核 . - 21 - 第六部分 联轴器的选择 . - 22 - 第七部分 箱体及附件设计 . - 23 - nts第 - 1 - 页 共 27 页 - 1 - 设计任务书 一、 课程设计题目：设计带式运输机传动装置 （简图如下） 原始数据： 8 运输机的工作拉力 F/(N) 4000 运输带的工作速度 V(m/s) 1.6 卷筒直径 D(mm) 400 已知条件： 1）、 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度 35。 2)、使用折旧期： 8 年 （寿命 小时38400283008 h ） 3)、检修间隔期：四年一大修，两年一中修，半年一小修 。 4)、动力源：电力，三相交流，电压 380/220 5)、运输机速度允许误差 5 6)、一般机械厂制造，小批量生产。 二、 设计任务： 1) 按给定的原始数据（编号 8），传动方案（编号 d） 设计减速器装置。 2) 减速器装配图 1 张（ A0） 3) 零件图（齿轮、轴） 2 张 （ A3） 4) 设计说明书一份。 三、课程设计内容： 1)传动方案的选择 2)电动机的选择 3)斜齿轮传动的设计计算 4)轴的设计 5)滚动轴承的选择 6)联轴器与键的选择、校核 7)零件图、装配图的绘制 8)设计计算说明书的编写 四、设 计进度： 1)、第一阶段：总体计算和传动件的参数计算 2)、第二阶段：轴与轴系零件的设计 3)、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核 4)、第四阶段：零件图、装配图的绘制 第一部分 传动装置的总体设计 一、传动方案： 二 级 同 轴 式 圆 柱 斜 齿 轮 减 速 器 （ 方 案 简 图 如 下 ）题 号 参 数 nts第 - 2 - 页 共 27 页 - 2 - 二、该方案的优缺点： 减速器横向尺寸较小，两大轮浸油深度可大致相同。齿轮相对于轴承对称布置。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差、润滑困难。 三、电动机的选择： (1) 确定运输机所需功率 Pw 由设计手册表 1 7 查得：卷筒效率 96.0w ， 已知运输带的工作拉力 F 4000 N， 工作速度 1.6 m/s 将数据代入公式 PwwFV1000 96.01000 6.14000 67.6 kw (2) 确定电动机额定功率 WP 由课程设计手册表 1-7 查得：弹性联轴器效率 99.0联 一对滚动轴承（球轴承）的效率 99.0承 8 级精度一般齿轮啮合 传动效率 97.0齿 据设计手册第 18 页公式（ 13-4） n 210 则： 传动装置的总效率 232齿承联 904.097.099.099.0 232 nts第 - 3 - 页 共 27 页 - 3 - 电动机所需的实际功率 kwkwPP wm 38.79 0 4.0 67.6 上式中 wP 运输机所需效率。 (3) 确定电动机转速 mn 卷筒转速： m in4.7640014.3 6.1100060 rn w 上式中： D 卷筒直径， 卷筒线速度（运输带工作速度）。 根据设计手册第 185 页式（ 13-5）得，电动机转速可选范围： mn = wnii 齿齿 式中： 齿i 圆柱齿轮传动比 ， wn 卷筒转速 由设计手册表 1-8 查得，单机圆柱齿轮传动比的范围 齿i =46 将数 据代入得： m in275012224.7664 2rn m 根据电动机所需功率 kwPm 38.7 ，转速 mn =12222750 ，由课程设计手册表 1-2 Y系列（ IP44）电动机的技术数据选定电动机型号 Y132M-4 ,技术数据如下图： 型号 额定功率 /kw 满载转速 r/min 堵转转矩 最大转矩 质量 kg Y132M-4 7.5 1440 2.2 2.3 81 外型尺寸如下（有设计手册表 12-3 查得）： 机座号 A B C D E F G L 132M 216 178 89 28 80 10 33 515 四、传动装置总传动比的确定及个积分传动比的分配： 计算总传动比 ： 低速级齿轮传动比高速级齿轮传动比减速器总传动比式中同时212185.184.761440iiiiiinniwm由 机械设计手册推荐，同轴式二级圆柱齿轮减速器34.434.485.182121iiiii则五、 计算传动装置的运动和动力参数 (1) 电动机轴 ： mNnpTkwprnmmmmm74.4914405.7955095505.7m in1440nts第 - 4 - 页 共 27 页 - 4 - (2) 减速器高速轴 1： kw75.4899.099.074.49Tkw35.799.099.05.7m i n1440承联承联mmmTPPrnn (3) 减速器中间轴 2：mNiTTkwpprinn5.20997.099.034.475.4806.799.099.035.7m i n8.33134.41 4 4 01121211齿承齿齿承齿 (4) 减速器低速轴 3：mNiTTkwPPrinn13.87397.099.034.45.20978.697.099.006.7m i n45.7634.48.33122323223齿承齿齿承齿 (5) 卷筒轴 ： mNTT 75.8 5 599.099.013.8 7 334 联承 将运动和动力参数计算结果整理并列于下表： 电动机轴 高速轴 1 中间轴 2 低速轴 3 卷筒轴 转速 n(r/min) 1440 1440 331.8 76.45 76.45 功率 P(kw) 7.5 7.35 7.06 6.78 转矩 T(Nm) 49.74 48.75 209.5 873.13 855.75 传动比 i 1 34.41 i 34.42 i 1 效率 99.099.0 97.099.0 97.099.0 第二部分各齿轮的设计计算 一、高速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮） (1) 齿轮的材料，精度和齿数选择 因传递功率不大，转速不高，均用软齿面。齿轮精度用 7级 ，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀。 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。 (2) 设计计算 1) 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 2) 按齿面接触疲 劳强度设计，由 机械设计式（ 10-21） 3 21 121 HEHdt ZZuuTKd 轴 名 参 数 nts 计算过程 结果 nts第 - 6 - 页 共 27 页 - 6 - 计算过程 结果 (3) 初定齿数比 u 和大小齿数以及螺旋角 12ZZu 由 机械 传动装 置设计 手册 （ 上册） 第 168 页 推荐值 ，取434.41 齿iu 取小齿轮齿数 241 Z 大齿轮齿数 9612 uZZ 初选螺旋角 15 (4) 按接触强度设计 由机械设计公式（ 10-21）试算 3 211 12 HEHdt ZZuuTKd 1) 确定公式中的计算数值 a. 试选载荷系数 6.1tK b. 由机械设计图 10-26 查得： 61.1609.184.0769.02121 则 c. 由机械设计图 10-30 选取区域系数 443.2HZ d. 计算小齿轮传递转矩 1T mmNmNT4110874.4144035.79550 e. 由机械设计表 10-7 选取齿宽系数 1d f. 由机械设计表 10-6 查得材料弹性影响系数 218.189 aE MPZ g. 由机械设计图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限aH MP6001lim 大齿轮的接触强度极限 aH MP5502lim h. 由机械设计 10-13 计算应力循环次数 N 434.4 u 241 Z 9612 uZZ 15 61.121 41 10874.4 T 1d aH MP6001lim aH MP5502lim nts第 - 7 - 页 共 27 页 - 7 - 计算过程 结果 91 10318.3830082114406060 hn j LN 9992 10829.04 10318.310318.3 uN i. 由机械设计图 10-19 取接触疲劳寿命系数 96.091.0 21 HNHN KK j. 计算接触疲劳许用应力 H取失效概率 0.9，安全系数 S=1 由机械设计式 10-12 得： aHHNHaHHNHMPSKMPSK528155096.0546160091.02l i m221l i m11则，许用接触应力 aHHH MP53725285462 21 2) 计算： （以下式子中下标 t 表示试算值） 计算小齿轮 1 的分度圆直径 td1 ，代人 H 中较小值 mmd t86.445398.189443.24561.1110874.46.123241 计 算圆周速度： smsmnd t 38.3100060 144086.44100060 11 计算齿宽 b，法向模数 ntm 及齿高 h 39.1194.386.4494.375.125.225.275.12415c o s86.44c o s86.4486.441111hbmmmmmhmmmmZdmmmmmdbnttnttd齿宽与齿高之比齿高模数齿宽计算纵向重合度 96.091.0 21 HNHN KK 537H mmd t 86.441 75.1ntm nts第 - 8 - 页 共 27 页 - 8 - 计算过程 结果 04.215t an2413 1 8.0t an3 1 8.0s i n 1 Zmb dnt 计算载荷系数 K 根据 sm38.3 ,7 级精度，由机械设计图 10-8 查得动载系数2.1VK 由表 10-2 查得使用系数 1AK 由表 10-4 查得 7 级精度，小齿轮相对于支承非对称布置时，齿 向载荷分布系数 423.1HK 由图 10-13 查得 37.1FK 由表 10-3 查得齿间载荷系数 2.1 FH KK 故载荷系数 728.12.12.12.11 HHVA KKKKK 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由机械设计式 10-10a 得： 齿轮分度圆直径 mmKKddtt03.466.1 728.186.44 3311 计算法向模数 nm mmZdm n 85.12415co s03.46co s11 (5) 按 齿根弯曲强度校核 由机械设计式（ 10-17） F saFadn YYZYKTm2121 c os2 1) 确定计算参数 a. 计算载荷系数 97.137.12.12.11 FFVA KKKKK b. 据纵向重合度 04.2 ，螺旋角 15，从图 10-28 查得螺旋角影响系数875.0Y c. 计算当量齿数 04.2 2.1VK 423.1HK 37.1FK 2.1 FH KK 728.1K mmd 03.461 875.0Y nts第 - 9 - 页 共 27 页 - 9 - 计算过程 结果 11034.11015c o s96c o s2859.2787.02415c o s24c o s33223311ZZZZVVd. 查取应力校正系数 由表 10-5 查得： 7 9 8.161.1 21 sasa YY 1 7 2.255.2 21 FaFa YY e. 由图 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 MPaFE 3852 f. 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 89.085.0 21 FNFN KK g. 计算弯曲疲劳许用应力 F 由 机 械 设 计 第 206 页 推 荐 值 得 ： aFEFNFaFEFNFMPSKMPSK6.2633.138589.09.3263.150085.0222111h. 计算大小齿轮的 FsaFaYY并加以比较，取其较大值用以计算模数 01482.06.263798.1172.201256.09.32661.155.2222111FsaFaFsaFaYYYY2) 设计计算 法面模数 mmm n36.101482.061.124115c o s875.010874.497.123224 对比计算结果，由齿面接触强度计算的法面模数 36.175.1 nnt mm由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按 简明机械零件 设计手册第 305 页 渐开线圆柱齿轮模数 GB1357-87标准，取 nm =2.0mm可满足弯曲强度。但为了281 VZ 1102 VZ 798.161.1 21 sasa YY 172.255.2 21 FaFa YY aFE MP5001 MPaFE 3852 89.085.0 21 FNFN KK 9.3261 F 9.2632 F 01482.02 22 F saFa YY mmm n 36.1 nm =2.0 nts第 - 10 - 页 共 27 页 - 10 - 计算过程 结果 同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 mmd 03.461 来计算应有齿数。 23.222 15co s03.46co s11 nmdZ 取 221 Z 则 48.952234.412 uZZ 取 952 Z (6) 几何尺寸的计算 1) 计算中心距 a mmmmmZZa n 13.12115co s2 29522co s2 )( 21 将中心距圆整并取标准中心距 mma 125 2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 4363206 0 9 7.201 2 52 29522ar cco s2ar cco s 21 a mZZ n 因 值变化大，故需修正 参数HZK ， 等值 ： 查机械设计图 10-26 得 54.181.073.02121 则 查图 10-30 得 36.2HZ 修正 小齿轮 1 的分度圆直径 38.441 td 圆周速度 sm34.3 纵向重合度 63.2 3) 计算大小齿轮分度圆直径 mmmZdmmmZdnn99.2026097.20c o s295c o s01.476097.20c o s222c o s2211 4) 计算齿轮宽度 221 Z 952 Z mma 125 436320 6097.20 54.1 36.2HZ mmdmmd99.20201.4721 nts第 - 11 - 页 共 27 页 - 11 - 计算过程 结果 mmdb d 01.4701.4711 根据机械设计第 205 页，将小齿轮宽度在圆整后加宽 510mm，所以4550 21 bb取 5) 主要几何参数和几何尺寸计算结果 目 模数 mmmn 2 齿数 221 Z 952 Z 螺旋角 4363206 0 9 7.20 分度圆直径 mmdmmd99.20201.4721 齿顶圆直径 99.206201.5122211 nana mdd mdd 齿根圆直径 99.1975.201.425.22211nfnfmddmdd 中心距 mma 125 齿宽 4550 21 bb 二、低速级齿轮（斜齿圆柱齿轮）的设计 1、 齿轮材料、精度和齿数的选择 因传递功率不大，转速不高，均用软齿面。齿轮精度用 7 级，轮齿表面精糙度为 Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀。 选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HB S，大齿轮材料为 45 钢 （调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 2、 设计计算 (1) 初定齿数比 u 和大小齿数以及螺旋角 43ZZu 由机械传动装置设计手册（上册）第 168 页推荐值，取434.42 齿iu 取小齿轮齿数 193 Z 4550 21 bb 434.42 齿iu 193 Z 结 果 项 nts第 - 12 - 页 共 27 页 - 12 - 计算过程 结果 大齿轮齿数 7634 uZZ 初选螺旋角 15 (2) 几何尺寸计算 计算中心距 a mmammmmmZZa n1259.12215c os2 5.27619c os2 )( 43 中心距将中心距圆整并取标准 按圆整后的中心距修正螺旋角 1411181949.181252 5.27619a r c c o s2a r c c o s 43 a mZZ n (3) 计算齿轮 3、齿轮 4 的分度圆直径 mmmZdmmmZdnn00.2001 9 4 9.18c o s5.276c o s00.501 9 4 9.18c o s5.219c o s4433 (4) 计算齿轮宽度 b mmdb d 5050133 根据机械设计第 205 页，将小齿轮 3 的宽度圆整后加宽 510mm，所以4550 43 bb取 (5) 低速级齿轮 3、 4 的主要几何尺寸计算结果 目 法面 模数 mmm n 5.2 齿数 Z 193 Z 764 Z 螺旋角 1411181 9 4 9.18 分度圆直径 d 00.2 0 000.50 43 dd 齿顶圆直径 ad 20525524433 nana mdd mdd 7634 uZZ 15 141118 1949.18 00.20000.5043 dd 结 果 项 nts第 - 13 - 页 共 27 页 - 13 - 计算过程 结果 齿根圆直径 fd 75.3915.275.435.24433nfnfmddmdd 中心距 mma 125 齿宽 4550 43 bb 第三部分 轴的设计 一、高速级轴的设计计算 与校核 1. 求轴 1 传递 的功率 1P 、转速 1n 、转矩 1T mmNTrnkwP411110875.4m in144035.7 2. 求作用在齿轮 1 上的力 齿轮 1 分度圆直径 mmd 01.471 NFFNFFNdTFtantrt7806097.20t a n2074t a n8066097.20c o s20t a n2074c o st a n207401.4710875.422 411圆周力 tF ，径向力 rF ，轴向力 aF 的方向如图所示。 3. 初步确定轴的最小直径 按机械设计式 15-2 初步估计轴的最小直径。选取材料为 45 钢，调质处理。根据表 15-3，取 1180 A , mmnpAd 317.201440 35.711833110m i n 轴上开一个键槽，轴径增大 5% 3.21%5317.20317.20m i n d 为了与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。 联轴器计算转矩 1TKT Aca ，查表 14-1 取 5.1AK ,则： mNmNT ca 1 2 5.7375.485.1 按计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计手册选mmNTrnkwP411110875.4m in144035.7 3.21min d nts第 - 14 - 页 共 27 页 - 14 - 计算过程 结果 LX3 型 弹性 柱销联轴器，其公称转矩 1250Nm.半联轴器的孔径 301 d 故取 A-B段直径 mmd BA 30 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度 60L ,半联轴器总长度 82 型号 公称转矩 许用转速 轴孔直径 轴孔长度 D D1 B S Tn/(Nm) n/(r/min) d 1,d2,dz/mm Y /mm J、 J1， Z /mm /mm /mm /mm /mm L L L1 LX3 1 250 4 700 30,32,35,38 82 60 82 160 75 36 2.5 4. 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直径和长度 1) A-B段 安装联轴器，联轴器孔长 L=60,取 mmL BA 58 ,轴的 左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 38D . 2) A-B段右端需配合轴肩，故 B-C段直径 34430 CBd 。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取 端盖 的外端面与半联轴器右端面间的距离 mml 30 ，故取 mmL CB 40 。 3) 取滚动轴承左边缘距箱体 内壁之距离 mms 8 初选深沟球轴承型号 6007，基本尺寸如下 型号 基本尺寸 安装尺寸 d D B sr (min) ad (min) aD (max) asr (max) mmd BA 30 mmL BA 58 34430 CBd mmL CB 40 nts第 - 15 - 页 共 27 页 - 15 - 计算过程 结果 6007 35 62 14 1 41 56 1 4) 轴承端盖的总宽度为 19mm。 滚动轴承宽度 mmB 14 。取轴与滚动轴承配合的 C-D 段直径 mmd DC 35 , 22DCL 。 5) 取齿轮端面距箱体 内壁之距离 7a 。小齿轮齿宽 501 b 齿根圆直径 01.425.211 nf mdd ，所以 mmL FD 80 , mmd FD 38 6) F-G段与滚动轴承配合，故取 mmLd GFGF 17,35 。至此， 已初步确定高速轴的各段直径和长度。 （ 3） 轴上零件的周向固定 半联轴器与轴的周 向定位采用平键连接 。 按 mmd BA 30 由机械设计表 6-1 查得平键截面 78 hb ，键长为 mmL 50键。半联轴器和轴的配合 67 jH 。滚动轴承与轴采用轴肩定位。 （ 4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 按机械设计课程设计手册表 1-27，取轴端倒角 452 ，各轴肩处圆角半径 见零件图。 5. 求轴上载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图如下。 mmd DC 35 22DCL mmL FD 80 mmd FD 38 mmLd GFGF 17,35 mmL 50键 nts第 - 16 - 页 共 27 页 - 16 - 计算过程 结果 轴的支承跨距 113IHL ， 47JIL , mmL KJ 47 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 从轴的结构图以及玩具和扭矩图可以看出截面 J是轴的危险截面截面， 现将计算出的截面 J 处的 MMMYJXJ的值列于下表。 载荷 水平面 X-Y 垂直面 Z-Y 支反力 F NFNFXNXN1037103721 NFNFZNZN54.59846.20721 弯矩 M mmNM XJ 48739mmNMmmNMZJZJ9 7 5 02 8 1 3 121总弯矩 mm1 4 9 2 0 3 N2813148739 221 M mm3 0 4 4 4 N9 7 5 04 8 7 3 9 222 M 扭矩 T mmNT 48750 6. 按弯扭合成应力校核州的强度 只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 J）的强度。根据机械设计 式 15-15 及上表中的数据，以及轴单向旋转 ，扭转切应力为脉动循环变应力，取折合系数 6.0 ，轴的计算应力为 2 7 . 7 M P381.0487506.0149203322221 WTMca 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由机械设计表 15-1 查得 aMP601 。因此 1 ca ，故安全。 7. 精确校核轴的疲劳强度 (1) 判断危险截面 由轴的结构图知，截面 A、 B、 C、 D 只受扭矩作用， 轴的最小直径是按扭转强度较宽裕确定的，所以这四个截面无需校核。 齿轮强度也无需校核。 只校核截面 E右 侧。 (2) 截面 E右 侧 抗弯截面系数 333 5 4 8 7 m m381.01.0 dW 抗扭截面系数 333 1 0 9 7 4 m m382.02.0 dW T 截面 E右 侧的弯矩 M 为 2247472 MMMPca 7.27 aMP601 35487mmW f 3mm10974TW nts第 - 17 - 页 共 27 页 - 17 - 计算过程 结果 mmNmmNM 1619447 224730444 截面 E上的扭矩 mmNT E 48750 截面上的弯曲应力aab MPMPWM 95.25 48 71 61 9 4 截面上的扭转切应力aaTET MPMPWT 44.41 0 9 7 44 8 7 5 0 轴的材料为 45 钢 ， 调质处理 ，由 机械设计 表 15-1 查得aaaB MPMPMP 155275640 11 。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按 机械设计 附表 3-2 查得 。 34.138 01.510256.0381 dDdr 9.1 0.2 由附图 3-1 得轴的材料敏性系数为 84.081.0 qq 有效应力集中系数按式 （附表 3-4） 73.119.181.0111 qk 84.110.284.0111 qk 由附图 3-2 得尺寸系数 65.0 ； 由附图 3-3 得扭转尺寸系数 84.0 ， 轴按磨削加工 ， 由附图 3-4 得表面质量系数为 92.0 轴未经表面强化处理 ，即 1q， 按式 3-12 及式 1-12a 得综合系数为 2 . 2 8192.0184.084.1112 . 7 5192.0165.073.111kkkk又由 机械设计 3-1 及 3-2 得碳钢的特性系数 05.01.005.01.0,2.01.0 ，取 取 计算安全系 数 caS 值 ， 按式 （ 15-6） （ 15-8）得 NmmM 16194 mmNT E 48750 ab MP95.2 aT MP44.4 aB MP640 aMP2751 aMP1551 9.1 0.2 84.081.0 qq 65.0 84.0 92.0 1q 1.0 05.0 nts第 - 18 - 页 共 27 页 - 18 - 2 2 . 4 597.293 3 . 8 9 897.293 3 . 8 9 897.29244.405.0244.428.21553 3 . 8 9 801.095.275.2275222211SSSSSKSKScamama设计安全数值为 S=1.5 5.145.22 SS ca 故可知其安全。轴的强度足够。 高速轴的设计计算完毕 。 二、中间轴的结构设计 1. 求轴 2 传递的功率 2P 、转速 2n 、转矩 2T mmNTrnkwP5222100 9 5.2m in8.3 3 106.7 2. 初步确定轴的最小直径 根据机械设计表 15-3，取 1120 A mmnpAd 8.338.33106.711233110m in 初步选取滚动轴承的型号为 6007 。 mmd 353. 结构设计 1) 拟定轴上零件的装配方案 2) 确定轴上各段直径和长度（ mm ） 12d ： 最小直径，滚动轴承处轴段 3512 d 。 滚动轴承选取 6007。 3912 L ， 滚动轴承和大齿轮用套筒作轴向固定 。 23d ： 安装大齿轮轴段 。 4023 d 齿轮轮毂宽 50l 。 考虑齿轮的轴向定位 ， 轴的宽度比轮毂短nts第 - 19 - 页 共 27 页 - 19 - 2mm, 4823 L 。 键 812 hb （ 3.3,5 1 tt ） 齿轮右端定位轴环直径 48,宽度 6 34d ： 6640 3434 Ld 45d ： 小齿轮采用齿轮轴 ， 齿宽为 50. 56d ： 过渡轴段 。 1540 5656 Ld 67d ： 安装滚动轴承轴段 。 2235 6767 Ld 3) 细部结构设计 滚动轴承与轴的配合用过盈配合，轴端倒角 1. 6 45 .轴肩过渡圆角 6.1r 。 三、低速轴的结构设计 1. 求轴 3 传递的功率 3P 、转速 3n 、转矩 3T mmNTrnkwP53331073.8m in45.7678.6 2. 确定轴 3 的最小直径 3110minnpAd ，取 1120 A mmnpAd 9.4545.76 78.610333330m i n 轴上开两个键槽 ， 轴径增大 10% ， mmd 49.50%109.459.45m i n 。 为了与联轴器的孔径相适应 ，故需同时选取联轴器的型号 。 3. 联轴器计算转矩 3TKT Aca ，查表 14-1 取 5.1AK ,则： mNmNT ca 1 3 0 9 . 6 9 513.8735.1 按计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计手册选 LX4 型弹性柱销联轴器，其公称转矩 2500Nm.半联轴器的孔径 50d ，半联轴器与轴配合的毂孔长度 84L 。 联轴器尺寸如下表： 型号 公称转矩 许用转速 轴孔直径 轴孔长度 D D1 B L 1L LX4 2500 3870 50 84 112 195 100 45 4. 初选滚动轴承型号 6010 nts第 - 20 - 页 共 27 页 - 20 - 基本尺寸 安装尺寸 d D B sr(min) ad(min) aD(max) asr(max) 型号 6011 55 90 18 1.1 62 83 5. 结构设计 (1) 拟定轴上零件的转配方案 (2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （ mm） 12d ： 最小直径， 安装联轴器 处轴段 5012 d ,联轴器 选取 LX4。 8212 L ， 联轴器和轴 用 普通平键作周 向固定 ， 轴肩作轴向固定 ， 轴肩高度为 2.5. 23d ： 安装 滚动轴承 和轴承挡圈 轴段 。 滚动轴承宽度为 18， 6723 d 。滚动轴承和齿轮之间用套筒作轴向固定。 34d ： 安装套筒轴段 。 2655 3434 Ld 45d ： 安装 齿轮 4 的轴段。 齿宽为 45。 轮毂宽 80l 。 考虑齿轮的轴向定位 ， 该轴段的宽度比轮毂短2mm, 7845 L ， 6745 d 。 键 1220 hb （ 9.4,5.7 1 tt ） 齿轮右端定位轴环 高度 5a ,宽度7b 67d ： 过渡轴段 。 6267 d ， 1067 L . 78d ： 安装滚动轴承轴段 。 2155 7878 Ld 。 (3) 细部设计 （尺寸单位 mm） 轴端 倒 角 452 ， 1-2 段轴肩倒圆角 r=2。 轴承端盖总长度 19mm， 根据轴承段改的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与半联轴器 右端面间的距离 30l 。 套筒总长度 24。 3-4 段轴肩倒圆角 r=4。4-5 段齿轮定位轴肩倒圆角 r=2 。 7-8 段倒圆角 r=1 ，轴端倒角 452 轴的 设计计算完毕。 nts第 - 21 - 页 共 27 页 - 21 - 第四部分 键的选择与校核 一 . 高速轴上键的选择与校核 （尺寸单位 mm） 键的尺寸 ： 78 hb （ 3.30.4 1 tt ）倒角 r=0.16 0.25,键长 50mm. 键的强度校核 ： ap MPk l dT 223085075.0 1075.48210233 键的材料用钢 ， ap MP150120所以 pp ， 键的强度足够 。 二 . 中间轴上键的选择与校核 键的尺寸 ： 812 hb （ 3.30.5 1 tt ）倒角 r=0.25 0.40,键长 45mm. 键的强度校核 ： ap MPk l dT 7940124585.0 105.209210233 键的材料用钢 ， ap MP150120所以 pp ， 键的强度足够 。 三 . 低速轴上键的选择与校核 键的尺寸 ： 914 hb （ 8.35.5 1 tt ）倒角 r=0.25 0.40,键长 70mm. 键的强度校核 ： ap MPk l dT 13850147095.0 1013.873210233 键的材料用钢 ， ap MP150120所以 pp
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号