慢动卷扬机传动装置设计课程设计.doc

1 机机械械设设计计课课程程设设计计成成果果说说明明书书 题 目 慢动卷扬机传动装置设计 2 毕业设计 论文 原创性声明和使用授权说明毕业设计 论文 原创性声明和使用授权说明 原创性声明原创性声明 本人郑重承诺 所呈交的毕业设计 论文 是我个人在指导教 师的指导下进行的研究工作及取得的成果 尽我所知 除文中特别 加以标注和致谢的地方外 不包含其他人或组织已经发表或公布过 的研究成果 也不包含我为获得 及其它教育机构的学位 或学历而使用过的材料 对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人 或集体 均已在文中作了明确的说明并表示了谢意 作 者 签 名 日 期 指导教师签名 日 期 使用授权说明使用授权说明 本人完全了解 大学关于收集 保存 使用毕业设计 论 文 的规定 即 按照学校要求提交毕业设计 论文 的印刷本和 电子版本 学校有权保存毕业设计 论文 的印刷本和电子版 并 提供目录检索与阅览服务 学校可以采用影印 缩印 数字化或其 它复制手段保存论文 在不以赢利为目的前提下 学校可以公布论 文的部分或全部内容 作者签名 日 期 3 学位论文原创性声明学位论文原创性声明 本人郑重声明 所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行 研究所取得的研究成果 除了文中特别加以标注引用的内容外 本 论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品 对本 文的研究做出重要贡献的个人和集体 均已在文中以明确方式标明 本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担 作者签名 日期 年 月 日 学位论文版权使用授权书学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解学校有关保留 使用学位论文的规定 同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版 允许论文被查阅和借阅 本人授权 大学可以将本学位 论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索 可以采用影印 缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文 涉密论文按学校规定处理 作者签名 日期 年 月 日 导师签名 日期 年 月 日 4 目录 一 设计任务书 3 二 传动装置的总体设计 4 一 传动方案的分析和拟定 4 二 电动机的选择 4 三 传动装置的总传动比的计算和分配 5 四 传动装置的运动和动力参数计算 5 三 传动零件的设计计算 7 一 V 型带及带轮的设计计算 7 二 高速级齿轮的设计计算 12 三 低速级齿轮的设计计算 16 四 轴系零件的设计计算 17 一 轴的设计计算 17 1 输入轴的设计计算 17 2 中间轴的设计计算 22 3 输出轴的设计计算 28 二 滚动轴承的校核 33 五 减速器的润滑设计 37 六 箱体 机架及附件的设计 37 一 减速器箱体的结构设计 38 二 减速器箱体的附件设计 39 设计小结 42 参考资料 42 5 一 设计任务书一 设计任务书 原始数据 钢绳拉力 F kN 20 钢绳速度 V m min 20 滚筒直径 D mm 350 已知条件 1 钢绳拉力 F 2 钢绳速度 V 3 滚筒直径 D 4 工作情况 单班制 间歇工作 经常正反转 启动和制动 载荷变动小 5 工作环境 室内 灰尘较大 环境最高温度 35 C 左右 三相交流电 6 使用折旧期 10 年 3 年大修一次 7 制造条件及生产批量 专门机械厂制造 小批量生产 8 提升速度允许误差 5 参考传动方案 6 二 传动装置的总体设计二 传动装置的总体设计 一 传动方案的分析和拟定 1 将带传动布置于高速级 将传动能力较小的带传动布置在高速级 有利于整个传动系统结构紧凑 匀称 同时 将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳 缓冲吸振 减少噪声的特点 2 选用闭式斜齿圆柱齿轮 闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好 而在相同的工况下 斜齿轮传动可获得较 小的几何尺寸和较大的承载能力 采用传动较平稳 动载荷较小的斜齿轮传动 使结 构简单 紧凑 而且加工只比直齿轮多转过一个角度 工艺不复杂 3 将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方 由于齿轮相对轴承为不对称布置 使其沿齿宽方向载荷分布不均 固齿轮布置在 距扭矩输入端较远的地方 有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象 使轴能获 得较大刚度 综上所述 本方案具有一定的合理性及可行性 二 电动机的选择 1 选择电动机类型 按工作要求和条件 选用三相笼型异步电动机 封闭式结构 电压 380V Y 型 2 选择电动机的容量 电动机工作功率为kW kW w d a p p 1000 w FV p 因此 KW 1000 d a FV p 由电动机至运输带的传动效率为 242 1234a 式中 分别为联轴器 轴承 齿轮传动 卷筒的传动效率 1234 取 滚子轴承 齿轮精度为 8 级 不包括轴承效率 1 0 96 2 0 98 3 0 97 则 4 0 96 242 0 960 980 970 960 79 a 所以 20 1000 20 8 43 10001000 0 79 60 d a FV pkW 3 确定电动机转速 卷筒工作转速为 60 100060 1000 20 18 20 min 3 14 350 60 v nr D 按指导书上表 1 推荐的传动比合理范围 取 V 带传动的传动比 二级圆柱齿轮减 1 2 4i 速器传动比 则总传动比合理范围为 故电动机的转速范围为 2 8 40i 16 160 a i 16 160 18 2291 2 2912 min da ninr 符合这一范围的同步转速有 750 和 1500 minr minr 根据容量和转速 由有关手册查出有二种适用的电动机型号 因此有两种传动比方案 如表 方案电动机 型号 额定功 率 电动机转速 r min 传动装置的传动比 7 kW ed p 同步转 速 满载转 速 总传动 比 V 带传 动比 减速器 1Y132M 811750730121 863 238 08 2Y160M 61115001460125 653 535 90 综合考虑电动机和传动装置的重量 噪声和带传动 减速器的传动比 可见方案 1 比较适 合 因此选定电动机型号为 Y132M 8 其主要性能见下表 型号 额定 功率 kW 满载时 转速 r min 电流 380V 时 A 效率 功率 因数 堵转电流 额定电流 堵转转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 Y132M 811 7306 5870 786 522 三 传动装置的总传动比的计算和分配 1 总传动比 730 40 1 18 2 m a n i n 2 分配传动装置传动比 0a iii 式中分别为带传动和减速器的传动比 0 ii 为使 V 带传动外廓尺寸不致过大 初步取 实际的传动比要在设计 V 带传动时 由 0 3i 所选大 小带轮的标准直径之比计算 则减速器传动比为 0 40 1 13 33 3 a i i i 3 分配减速器的各级传动比 展开式布置 考虑润滑条件 为使两级大齿轮直径相近 可由指导书图 12 展开式曲线查得 则 1 4 3i 2 1 13 33 3 1 4 3 i i i 四 传动装置的运动和动力参数计算 1 各轴转速 轴 0 730 243 min 3 m n nr i 轴 1 243 56 59 min 4 3 n nr i 轴 2 56 59 18 25 min 3 1 n nr i 2 各轴输入功率 轴 011 8 43 0 968 09 dd pppkW 轴 1223 8 09 0 98 0 977 69pppkW 8 轴 2323 7 69 0 98 0 977 31pppkW 卷筒轴 3424 7 31 0 98 0 997 10 V pppkW 3 各轴输出功率 轴 0 988 09 0 987 93ppkW 轴 0 987 69 0 987 54ppkW 轴 0 987 31 0 987 16ppkW 卷筒轴 0 987 10 0 986 96 VV ppkW 4 各轴输入转矩 电动机轴输出转矩 8 43 95509550110 28 730 d d m p TN m n 轴 00011 110 28 3 0 96317 6 dd TTiTiN m 轴 111223 317 61 4 3 0 98 0 971298 28TT iT iN m 轴 222323 1298 28 3 1 0 98 0 973825 84TTiTiN m 卷筒轴 24 3825 84 0 98 0 963711 83 V TTN m 5 各轴输出转矩 轴 0 98317 61 0 98311 26TTN m 轴 0 981298 28 0 981272 31TTN m 轴 0 983825 84 0 983749 32TTN m 卷筒轴 0 983711 83 0 983637 59 VV TTN m 运动和动力参数计算结果整理于下表 效率 P kW 转矩 T N m 轴名 输入输出输入输出 转速 n r min 传动比 i 电动机轴 8 43110 28730 轴 8 097 93317 61311 26243 轴 7 697 541298 281272 3156 59 轴 7 317 163825 843749 3218 25 卷筒轴 7 106 963637 593537 5918 25 3 4 3 3 1 9 三 传动零件的设计计算三 传动零件的设计计算 一 V 型带及带轮的设计计算 1 确定计算功率 ca p 由书本表 8 7 查得工作情况系数 故1 1 A K 11 1 112 1 caA pKPkW 2 选择 V 带的带型 根据 由书本图 8 11 选用 A 型带 12 1730 min cam pkWr n 3 确定带轮的基准直径 实际传动比并验算带速 V d d 1 初选小带轮的基准直径 由书本表 8 6 和表 8 8 取小带轮的基准直径 1d d 1 150 d dmm 2 验算带速 V 1 3 14 150 730 5 73 60 100060 1000 dm d n vm sm s 因为 5m s V试选载荷系数 1 6 tk 2 计算小齿轮传递的转矩 11 1 317000 TN mm 3 由表 10 7 取 1 d 4 由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 1 2 189 8 Ea zMP 5 由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的 lim1 600 H MPa 接触疲劳强度极限 lim2 550 H MPa 6 由式计算应力循环次数60 h Nn jL 9 1 6060 243 18 300 101 056 10 h jL Nn 9 8 2 1 05 10 2 28 10 4 6 N 7 由图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 1 1 0 HNK 2 1 06 HNK 8 计算接触疲劳许用应力 失效概率 1 安全系数 S 1 1lim1 1 1 600600 HNH MPa S K 2lim2 2 1 06 550583 HNH MPa S K 9 许用接触应力 12 600583 591 5 22 H HH MPaMPa 10 由图 10 30 选取区域系数 2 433 H z 11 由图 10 26 查得 则 1 0 78 2 0 9 12 0 790 891 68 2 计算 1 试计算小齿轮的分度圆直径 由计算公式得 1t d 2 3 1 2 1 6 3174 6 12 433 189 8 78 5 1 1 684 6583 t mmmm d 2 计算齿轮的圆周速度 1 3 14 78 5 243 0 99 60 100060 1000 t d n m v s 3 计算齿宽 b 及模数 ntm 1 1 78 578 5 dt bdmmmm 1 1 cos 78 5 cos14 3 78 30 t nt d mm z m 12 2 252 25 3 788 505 nt hmmm 78 5 9 2 8 505 b h 4 计算纵向重合度 1 0 318tan0 318 1 20 tan141 586 dZ 5 计算载荷系数 已知使用系数 根据 8 级精度 由图 10 8 查得动载荷系数1 AK 0 99mv s 由表 10 3 查得 从表 10 4 查得 由图 10 13 查1 11 vK 1 2 HF KK 1 421 HK 得 1 35 故载荷系数 FK 1 1 1 11 1 421 1 21 89 AVHHKK K K K 6 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 3 3 11 1 89 78 582 44 1 6 t t K mm dd K 7 计算模数 nm 1 1 cos14 82 44 cos14 3 99 20 n mm d m Z 3 按齿根弯曲强度设计 由式 2 1 3 2 1 2cos FaSa n F d KTY Y Y m Z 1 确定公式内的各计算数值 1 计算载荷系数 1 1 11 1 2 1 351 798 AVFFKK K K K 2 根据纵向重合度 从图 10 28 查得螺旋角影响系数 1 586 0 88Y 3 由图 10 20d 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度 1 500 FE MPa 极限 2 380 FE MPa 4 由图 10 18 查得弯曲疲劳寿命系数 1 0 85 FNK 2 0 88 FNK 5 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 11 1 0 85 500 303 57 1 4 FNFE FMPa S K 22 2 0 88 380 238 86 1 4 FNFE FMPa S K 6 查取齿形系数 由表 10 5 查得 1 2 74 Fa Y 2 2 18 Fa Y 7 查取应力校正系数 由表 10 5 查得 1 1 56 Sa Y 2 1 79 Sa Y 13 8 计算大小齿轮的并加以比较 FaSa F Y Y 11 1 2 74 1 56 0 01408 303 57 FaSa F YY 22 2 2 18 1 79 0 01634 238 86 FaSa F YY 经比较得大齿轮的数值大 9 计算当量齿数 1 1 33 20 21 89 coscos 14 v z z 2 2 33 92 100 71 coscos 14 v z z 2 设计计算 2 42 1 3 3 22 1 2cos 2 1 798 31 7 100 88cos 14 0 016344 2 1 201 68 FaSa n F d KTY Y Y mm m Z 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算得法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的 nm 模数 取 已可满足弯曲强度 但为了同时满足接触疲劳强度 需按接4 5 n mm m 触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数 于是由 1 82 44mm d 取 1 1 cos82 44cos14 18 4 5 n d Z m 1 18 Z 则 取 21 18 4 683i ZZ 2 83 Z 4 几何尺寸计算 1 计算中心距 12 18831 5 208 2cos2cos14 n m amm ZZ 将中心距圆整后取 205amm 2 按圆整后的中心距修整螺旋角 12 18834 5 arccosarccos14 06 22 205 n m a ZZ 因值改变不大 所以参数 等不必修正 K H Z 3 计算大小齿轮的分度圆直径 1 1 18 4 5 74 2 coscos14 06 n dmm mZ 2 2 83 4 5 342 coscos14 06 n dmm mZ 4 计算齿轮宽度 14 1 1 74 274 2 d bmm d 取齿宽 75mm 80mm 2 B 1 B 三 低速级齿轮的设计计算 1 选精度等级 材料及齿数 1 材料及热处理 由表 10 1 选得小齿轮的材料均为 调质 硬度为 280HBS 40 r c 大齿轮的材料为 45 钢 调质 硬度为 240HBS 二者的硬度差为 40HBS 2 精度等级选用 8 级 选取小齿轮比为 则大齿轮 取 1 20z 211 20 3 162zzi 螺旋角 2 62z 14 2 按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算 即 1 2 211 3 1 1 i T kt ZZ HE dt i H d 1 确定公式内的各计算 数值 1 试选载荷系数 1 6 tk 2 计算小齿轮传递的转矩 6 1 2 9550000 7 69 95500001 298 10 56 59 p TN mmN mm n 3 由表 10 7 取 1 d 4 由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 1 2 189 8 Ea zMP 5 由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的 lim1 600 H MPa 接触疲劳强度极限 lim2 550 H MPa 6 由式计算应力循环次数60 h Nn jL 7 1 6060 56 59 18 300 108 149 10 h jL Nn 7 7 2 8 149 10 2 63 10 3 1 N 7 由图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 1 1 16 HNK 2 1 22 HNK 8 计算接触疲劳许用应力 失效概率 1 安全系数 S 1 1lim1 1 1 16 600696 HNH MPa S K 2lim2 2 1 22 550671 HNH MPa S K 15 9 许用接触应力 12 696671 683 5 22 H HH MPaMPa 10 由图 10 30 选取区域系数 2 433 H z 11 由图 10 26 查得 则 1 0 79 2 0 85 12 0 790 851 64 2 计算 1 试计算小齿轮的分度圆直径 由计算公式得 1t d 3 2 3 1 2 1 6 1298 103 1 12 433 189 8 92 1 1 1 643 1671 t mmmm d 2 计算齿轮的圆周速度 1 3 14 92 1 56 59 0 27 60 100060 1000 t d n m v s 3 计算齿宽 b 及模数 ntm 1 1 92 192 1 dt bdmmmm 1 1 cos 92 1 cos14 4 46 20 t nt d mm z m 2 252 25 4 4610 044 nt hmmm 92 1 9 2 10 044 b h 4 计算纵向重合度 1 0 318tan0 318 1 20 tan141 586 dZ 5 计算载荷系数 已知使用系数 根据 8 级精度 由图 10 8 查得动载荷系数1 1 AK 0 27mv s 由表 10 3 查得 从表 10 4 查得 由图 10 13 查1 05 vK 1 2 HF KK 1 421 HK 得 1 35 故载荷系数 FK 1 1 05 1 421 1 21 79 AVHHKK K K K 6 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 3 3 11 1 79 92 195 616 1 6 t t K mm dd K 7 计算模数 nm 1 1 cos14 95 616 cos14 4 626 20 n mm d m Z 3 按齿根弯曲强度设计 由式 2 1 3 2 1 2cos FaSa n F d KTY Y Y m Z 1 确定公式内的各计算数值 16 1 计算载荷系数 1 1 05 1 2 1 351 701 AVFFKK K K K 2 根据纵向重合度 从图 10 28 查得螺旋角影响系数 1 903 0 88Y 3 由图 10 20d 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度 1 500 FE MPa 极限 2 380 FE MPa 4 由图 10 18 查得弯曲疲劳寿命系数 1 0 92 FNK 2 0 95 FNK 5 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 11 1 0 92 500 328 57 1 4 FNFE FMPa S K 22 2 0 95 380 257 86 1 4 FNFE FMPa S K 6 查取齿形系数 由表 10 5 查得 1 2 74 Fa Y 2 2 26 Fa Y 7 查取应力校正系数 由表 10 5 查得 1 1 56 Sa Y 2 1 74 Sa Y 8 计算大小齿轮的并加以比较 FaSa F Y Y 11 1 2 74 1 56 0 0130 328 57 FaSa F YY 22 2 2 26 1 74 0 0150 257 86 FaSa F YY 经比较得大齿轮的数值大 9 计算当量齿数 1 1 33 20 21 89 coscos 14 v z z 2 2 33 62 67 87 coscos 14 v z z 2 设计计算 2 62 1 3 3 22 1 2cos 2 1 701 1 298 100 88cos 14 0 0154 8 1 201 64 FaSa n F d KTY Y Y mm m Z 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算得法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的 nm 模数 取 已可满足弯曲强度 但为了同时满足接触疲劳强度 需按接触5 n mm m 疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数 于是由 1 95 6mm d 取 1 1 cos95 6 cos14 19 5 n d Z m 1 19 Z 则 取 21 19 3 159i ZZ 2 115 Z 17 4 几何尺寸计算 1 计算中心距 12 19595 200 9 2cos2cos14 n m amm ZZ 将中心距圆整后取 269amm 2 按圆整后的中心距修整螺旋角 12 19595 arccosarccos14 07 22 200 n m a ZZ 因值改变不大 所以参数 等不必修正 K H Z 3 计算大小齿轮的分度圆直径 1 1 19 5 97 9 coscos14 07 n dmm mZ 2 2 59 5 304 coscos14 07 n dmm mZ 4 计算齿轮宽度 1 1 97 997 9 d bmm d 取齿宽 98mm 103mm 2 B 1 B 18 高 低速级齿轮参数 名称高速级低速级 中心距 a mm 208 200 法面摸数 mm 4 55 螺旋角 14 06 14 07 齿顶高系数 a h 11 顶隙系数c 0 250 25 压力角 20 20 1819 齿 数 8159 mm 74 297 9 分度圆 直径 mm 342304 mm 80 103 齿 宽 mm 75 98 齿轮等级精度 8 8 材料及热处理 45 并经调质及表面40 r c 淬火 齿轮硬度分别为 280HBS 240HBS 45 并经调质及表面40 r c 淬火 齿轮硬度分别为 280HBS 240HBS 19 四 轴系零件的设计计算四 轴系零件的设计计算 1 输入轴的设计计算 1 输入轴上的功率 转速及转矩 1 p 1n1T 11 1 8 09 243 min 317KWrN m p nT 2 求作用在齿轮 1 上的力 因已知齿轮分度圆直径 1 74 2mm d 3 1 1 1 2 2 317 10 19812 5N 74 2 T d tF 1 tan 19812 5 tan20 7434N coscos14 06 t n r F F 1 tg 19812 514 06 4962N Fat tg F 3 初步确定轴的最小直径 先按式 15 2 初步估算轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 根据表 15 3 取 于是得 0 100A 1 3 3 omin 1 8 09 120 39mm 243 dA P n 4 轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案 如图所示 2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1 根据计算的最小直径取轴的直径 39mm 为了满足带轮得轴向定位要求 1 2 轴右 1 2d 端需制出一轴肩 故 2 3 段得直径由带轮宽度确定 2 3 42dmm 1 100mm L 2 初步选择滚动轴承 因轴承同时受到径向力和轴向力的作用 故选用单列圆锥滚子轴承 参照工作要求 并根 据 由轴承产品目录中初步选取单列圆锥滚子轴承 其型号为 30209 其尺寸 2 3 42dmm 为 查得 a 17 根据轴肩选 而45 85 20 75dD Tmm 3 47 8 45mm dd 20 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位 因此 取 7 83 4 20 75mm ll 6 7 52mm d 3 取 4 5 段的直径 取安装齿轮处的轴段 5 6 的直径 根据 4 5 52mm d 5 6 57mm d 齿轮宽度 80mm 取 5 6 80mm l 4 轴承端盖的总宽度为 32mm 根据轴承端盖的装拆 及便于对轴承添加润滑脂的要求 取 端盖的外端面与带轮右端面间的距离 L 26mm 故取 2 3 58mm l 轴上零件的周向定位 带轮与轴的周向定位采用平键连接 按截面 39mm 查表查得平键截面 1 2d 键长为 56mm 它们之间的配合采用 12 8b hmm 7 6 H k 4 确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表 15 2 取轴端倒角为 mm 左段 2 3 4 处轴肩的倒角为mm 右端轴肩1 6 45 2R 角半径 R 2mm 5 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图 从上已经知道 对于圆锥滚子轴承 30209 由手册中 可查得 a 18 6mm 作为简支梁的轴的支承跨距 对 23 57 15 157 15214 3mm ll 轴进行计算并做出弯矩图和扭矩图 21 对水平面进行计算 12 2 233 19812 5 NHNHt NHt FFFN FF lll 1 2 14528 9 5283 6 NH NH FN FN 12 830326 6 HNH N mm lMF 对垂直面进行计算 12 2 233 7434 NVNVr NVr a FFFN FF lllM 1 2 3972 2 3461 8 NV NV FN FN 112 227011 2 vNV N mm lMF 223 544021 9 vNV N mm lMF 求总的弯矩 即合成弯矩 2222 1 1 227011 2 830326 6 860799 8 HV MMN mm M 2222 2 2 830326 6 544021 9 992674 2 HV MMN mm M 22 扭矩317000TN mm 载荷水平面 H垂直面 V 支反 力 F 12 14528 9 5283 6 NHNH FN FN 12 3972 2 3461 8 NVNV FN FN 弯矩 M 830326 6 H MN mm 12 227011 2 544021 9 VV MN m MN m 总弯 矩 M 12 860799 8 992674 2MN mm MN mm 扭矩 T 317000TN mm 6 按弯曲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的强度 由上表的数据 以及轴 单向旋转 扭转切应力为脉动循环变应力 取 0 6 则 222 2 1 3 992674 20 6 317000 54 58 0 1 57 caa T MP W M 前以选定轴的材料为 45 钢 调质处理 查表的 60Mpa 因此判断危险截面 从受载情况来看 截面 c 上的应力最大 截面 c 上虽然应力最大 但应力集中不大 而且 这里轴的直径最大 故截面 c 也不必校核 因而只需校核截面 5 左右两侧即可 2 截面 5 左侧 抗弯截面系数 333 0 10 1 5214060 8Wdmm 抗弯截面系数 333 0 20 2 5228121 6 T Wdmm 截面左侧的弯矩 M 为 12 12 30 835188 7692624 5 MN mm l l l l 截面上的扭矩 T 为 T 317000N mm 截面上的弯曲应力 692624 5 49 26 14060 8 b M Mpa W 截面上的扭转应力 317000 11 27 28121 6 T T T Mpa W 材料 45 钢 调质处理 查表 15 1 得 640 B Mpa 1 275Mpa 1 155Mpa 截面上由于轴肩形成的理论应力集中系数 因 查得 2 0 04 52 r d 57 1 10 52 D d 2 0 1 32 23 由附图 3 1 得轴材料的敏性系数 0 82q 0 85q 应力集中系数为 1 1 1 0 82 2 0 1 1 82kq 1 1 1 0 85 1 32 1 1 27kq 由附图 3 2 查得尺寸系数 由附图 3 3 得扭转尺寸系数 0 72 0 82 轴按磨削加工 由附图 3 4 查得表面质量系数 0 92 轴未进行表面强化处理 即 则得综合影响系数 1 q 11 821 112 61 0 720 92 k K 11 271 111 64 0 820 92 k K 碳钢的特性系数 取 0 10 1 0 2 取0 050 1 0 05 计算安全系数 则得 ca S 1 275 2 14 2 5 49 260 1 0 am S K 1 155 16 28 11 2711 27 1 640 05 22 am S K 2222 2 14 16 28 2 121 5 2 1416 28 ca S S SS SS 故可知其安全 3 截面 5 右侧 抗弯截面系数 333 0 10 1 5718569 3Wdmm 抗弯截面系数 333 0 20 2 5737038 6 T Wdmm 截面左侧的弯矩 M 为 424121 MN mm 截面上的扭矩 T 为 T 317000N mm 24 截面上的弯曲应力 835188 7 44 98 18569 3 b M Mpa W 截面上的扭转应力 317000 8 56 37038 6 T T T Mpa W 过盈配合处的值 由附表 3 8 求出 并取 k 0 8 kk 2 25 k 0 8 2 251 84 k 轴按磨削加工 由附图 3 4 查得表面质量系数 0 92 11 12 2512 37 0 92 k K 1 1 8411 89 0 92 K 计算安全系数 则得 ca S 1 275 2 58 2 37 44 980 1 0 am S K 1 155 18 67 8 568 56 1 890 05 22 am S K 2222 2 58 18 67 2 561 5 2 5818 67 ca S S SS SS 故可知其截面右侧强度也是足够的 2 中间轴的设计计算 1 中间轴上的功率 转速及转矩 2 p 2n2T 12 2 7 7 56 59 min 1298KWrN m p nT 2 求作用在齿轮 3 上的力 因已知齿轮分度圆直径 3 97 9mm d 3 2 3 3 2 2 1298 10 26516 9N 97 9 T d tF 3 3 tan 26516 9 tan20 9946 8N coscos14 06 Ftn rF 33 tan 26516 9 tan14 06 6611 4N FatF 25 3 初步确定轴的最小直径 先按式 15 2 初步估算轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 根据表 15 3 取 于是得 0 120A 3 3 3 omin 3 7 7 120 44 3mm 56 59 dA P n 4 轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案 如图所示 2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 0 07d 取 h 6mm 直径 4 5 70mm l 3 4 85mm d 2 为了满足轴向定位要求 1 2 轴段右端需制出一轴肩 故取 2 3 段的直径 2 3 71mm d 齿轮 3 的宽度为 130mm 故取 2 3 100mm l 轴上零件的周向定位 26 齿轮与轴的周向定位采用平键连接 按截面 查表查得平键截面 2 3 71mm d 键长为 90mm 按截面 查表查得平键截面20 12b hmm 4 5 70mm d 键长为 63mm 它们之间的配合采用 20 12b hmm 7 6 H k 6 确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表 15 2 取轴端倒角为 轴段 2 6 处轴肩的倒角为mm 轴段2 45 mm 1 6R 3 4 5 的倒角为 R 2mm 5 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图 从上已经知道 对于圆锥滚子轴承 30211 由手册中 可查得 a 18 6mm 作为简支梁的轴的支承跨距 对轴进行计算并做出弯矩图和扭矩图 对水平面进行计算 12 32 11 2123323 0 0 NHNH tt NHt t FFN FFN FF l lllllF 1 2 3185 1 14195 7 NH NH FN FN 11 1 1456840 HNH N mm lMF 左 27 232 2 12 1659695 9 t HNH llF lN mm MF 右 223 1278995 9 HNH N mm lMF 右 213122 1076140 1 HNHt N mm l llMFF 左 对垂直面进行计算 122 3 11 223333 2 1 NVNVr r NV rra FFF MFo F llll FMFMl 2 l 1 2 22710 23619 4 NV NV FN FN 113122 2882444 5 vNVr N mm l llMFF 左 123 1229746 5 vNV N mm lMF 右 211 1515184 5 vNV N mm lMF 左 222322 2757346 5 vNVr N mm lllMFF 右 求总的弯矩 即合成弯矩 22 11 1 1684540 1 Hv MMN mm M 右左 上 22 11 1 1906478 2 vH MMN mm M 右左 下 22 22 2 2959904 9 Hv MMN mm M 右左 上 22 22 2 1982829 9 vH MMN mm M 右左 下 扭矩1298000TN mm 载荷水平面 H垂直面 V 支反 力 F 12 3185 1 14195 7 NHNH FN FN 12 23619 4 22710 NVNV FN FN 弯矩 M 1 1 2 2 1659695 9 1456840 1 1278995 9 1076140 1 H H H H MN mm MN mm MN mm MN mm 右 左 右 左 1 1 2 2 2882444 5 1229746 5 1515184 5 2757346 5 V V V V MN mm MN mm MN mm MN mm 左 右 左 右 总弯 矩 M 11 1684540 11906478 2 2959904 91982829 9 MN mmMN mm MN mmMN mm 下上 2下2上 扭矩 T 1298000TN mm 6 按弯曲合成应力校核轴的强度 28 进行校核时 通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度 由上表的数据 以及轴 单向旋转 扭转切应力为脉动循环变应力 取 0 6 则 222 2 1 1 3 1906478 20 6 1298000 57 5 0 1 71 caa T MP W M 222 2 1 2 3 2959904 90 6 1298000 59 8 0 1 80 caa T MP W M 前以选定轴的材料为 45 钢 调质处理 查表的 60Mpa 因此判断危险截面 从受载情况来看 截面 c 上的应力最大 截面 c 上虽然应力最大 但应力集中不大 而且 这里轴的直径最大 故截面 c 也不必校核 因而只需校核截面 5 左右两侧即可 2 截面 5 左侧 抗弯截面系数 333 0 10 1 8561412 5Wdmm 抗弯截面系数 333 0 20 2 85122825 T Wdmm 截面左侧的弯矩 M 为 2929904 9 MN mm 截面上的扭矩 T 为 T 1298000 mm 截面上的弯曲应力 2959904 9 48 2 61412 5 b M Mpa W 截面上的扭转应力 1298000 10 57 122825 T T T Mpa W 材料 45 钢 调质处理 查表 15 1 得 640 B Mpa 1 275Mpa 1 155Mpa 截面上由于轴肩形成的理论应力集中系数 因 查得 2 0 02 62 r d 80 1 20 62 D d 1 35 1 14 由附图 3 1 得轴材料的敏性系数 0 82q 0 85q 应力集中系数为 1 1 1 0 82 1 35 1 1 29kq 1 1 1 0 85 1 14 1 1 12kq 由附图 3 2 查得尺寸系数 由附图 3 3 得扭转尺寸系数 0 72 0 82 轴按磨削加工 由附图 3 4 查得表面质量系数 0 92 29 轴未进行表面强化处理 即 则得综合影响系数 1 q 11 291 112 07 0 720 92 k K 11 121 111 50 0 820 92 k K 碳钢的特性系数 取 0 10 1 0 2 取0 050 1 0 05 计算安全系数 则得 ca S 1 275 2 77 2 07 48 20 1 0 am S K 1 155 18 92 10 5710 57 1 50 05 22 am S K 2222 2 77 18 92 2 71 5 2 7718 92 ca S S SS SS 故可知其安全 3 截面 5 右侧 抗弯截面系数 333 0 10 1 8051200Wdmm 抗弯截面系数 333 0 20 2 80102400 T Wdmm 截面左侧的弯矩 M 为 1982829 9 MN mm 截面上的扭矩 T 为 T 1298000N mm 截面上的弯曲应力 1982829 9 38 7 51200 b M Mpa W 截面上的扭转应力 1298000 13 102400 T T T Mpa W 过盈配合处的值 由附表 3 8 求出 并取 k 0 8 kk 2 3 k 0 8 2 31 84 k 轴按磨削加工 由附图 3 4 查得表面质量系数 0 92 30 11 12 312 39 0 92 k K 1 1 8411 93 0 92 K 计算安全系数 则得 ca S 1 275 2 97 2 39 38 70 1 0 am S K 1 155 12 1313 1 930 05 22 am S K 2222 2 97 12 2 81 5 2 9712 ca S S SS SS 故可知其截面右侧强度也是足够的 3 输出轴的设计计算 1 输入轴上的功率 转速及转矩 3 p 3n3T 11 3 7 31 18 25 min 3825840mKWrN m p nT 2 作用在齿轮 1 上的力 因已知齿轮分度圆直径 1 304mm d 4 2T2 3637590 23931 5 d304 t N F t4 4 tan F8977 0 cos r n N F t4 4 F tan5966 8 aF 3 初步确定轴的最小直径 先按式 15 2 初步估算轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 根据表 15 3 取 于是得 0 120A 3 3 3 omin 3 7 31 120 88 5mm 18 25 dA P n 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 为了使所选的轴得直径和联轴器的 7 8d 孔径相适应 故需同时选取联轴器型号 查表 14 1 考虑到转矩变化很小 故取 KA 1 3 则 联轴器的转矩计算 按照计算转矩 T ca3 1 3 38258404973592 A N mm TK T 31 应小于联轴器公称转矩得条件 查手册 ca 选用 HL 7 型弹性柱销联轴器 其公称转矩为 6300000N mm 联轴器的孔径 1 80mm d 故取 半连轴器长度 L 172mm 半连轴器与轴配合的毂孔长度 2 3 80mm d 132mm 1L 4 轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案 如图所示 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要求 7 8 轴段左端需制出一轴肩 故 6 7 段得直径 左端用轴端挡圈定位 按轴端直径取挡圈直径 D 95mm 为了保证轴端挡 6 7 93mm d 圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上 故 7 8 段的长度应比略短一些 现取 1L 7 8 130mm l 2 初步选择滚动轴承 因轴承同时受到径向力和轴向力的作用 故选用单列圆锥滚子轴承 参照工作要求 并根 据 90mm 由轴承产品目录中初步选取单列圆锥滚子轴承 其型号为 30219 其尺寸为 2 3 d 查得 a 34 5 根据轴肩选 而95 170 34 5dD Tmm 5 6 95mm d 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位 因此 取 5 6 34 5mm l 4 5 107mm d 0 07d 故取 h 8mm 则 2 3 95mm l 轴环处的直径 轴环宽度 b 1 4h 取 3 4 130mm d 3 4 15mm l 32 轴上零件的周向定位 联轴器 齿轮与轴的周向定位采用平键连接 按截面 查表查得平键截面 2 3 125mm d 键长为 90mm 按截面 查表查得平键截面28 16b hmm 7 8 90mm d 键长为 110mm 它们之间的配合采用 25 14b hmm 7 6 H k 8 确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表 15 2 取轴端倒角为 轴肩圆角半径 R 2 5mm 2 5 45 mm 5 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图 从上已经知道 对于圆锥滚子轴承 30218 由手册中 可查得 a 34m 作为简支梁的轴的支承跨距 对轴进行计算并做出弯矩图和扭矩图 33 对水平面进行计算 12 2 122 NHNHt NHt FFF FF l ll 1 2 171757 2 67557 8 NH NH FN FN 11 10133673 5 HNH N mm lMF 对垂直面进行计算 12 1 212 NVNVr NVr FFF FFM lll 1 2 6642 8 2534 2 NV NV FN FN 111 391925 2 vNV N mm lMF 222 380130 vNV N mm lMF 求总的弯矩 即合成弯矩 22 1 1 10141249 6 HV MMN mm M 22 2 2 10140800 6 HV MMN mm M 扭矩3825840TN mm 34 载 荷 水平面 H垂直面 V 支 反 力 F 12 171757 2 67557 8 NHNH FN FN 12 6642 8 2534 2 NVNV FN FN 弯 矩 M 10133673 5 H MN mm 12 391925 2 380130 VV MN mm MN mm 总 弯 矩 M 12 10141249 6 10140800 6Mmm MN m 扭 矩 T 3825840TN mm 6 按弯曲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的强度 由上表的数据 以及轴 单向旋转 扭转切应力为脉动循环变应力 取 0 6 则 222 2 1 3 10141249 60 6 38258