沈阳航空航天大学机械设计课程设计任务书

0 一一 课程设计书课程设计书 1 设计课题 带式运输机用两级圆柱齿轮减速器 2 设计原始数据 表格 1 1 设计原始设计 参数运输带工作拉力 F kN 运输带工作速度 V m s 卷筒直径 D mm 2 51 0250 3 传动示意图 4 工作条件及设计要求 连续工作 不逆转 载荷平稳 工作环境清洁 使用 3 年 每日工作一班 中小批量生产 总传动比误差不超过 5 1 设计计算说明书的及格式设计计算说明书的及格式 计算及说明计算结果 2 1 电动机的选择计算 1 1 计算电动机功率 工作机功率 kW Fv P 8 31 1000 5 06000 1000 皮带传动效率 96 0 1 齿轮啮合效率 97 0 2 滚动轴承效率 99 0 3 联轴器效率 99 0 4 滚筒效率 96 0 5 总的机械效率 825 0 96 0 99 0 99 0 94 0 97 0 96 0 442 54321 电机功率所需 kW P P W r 64 3 825 0 0 3 根据资料 1 可选 Y 系列三相异步电动机 型号 Y112M 4 额定功率 P 4kW 额定转速 n 1000r min 1 2 确定工作机转速 min 8 31 3 0 5 06060 r D v nw 2 分配传动比 2 1 总传动比 电动机满载转速为min 960 0 rn 总传动比 19 30 8 31 960 0 w n n i总 2 2 减速器传动比 根据资料 2 取 则减速器传动比5 2 带 i 076 12 5 2 19 30 带 减 i i i 2 3 减速器高速级传动比 Y112M 4 P 4kW n 1000r min 5 2 带 i 076 12 减 i 3 设计计算说明书的内容设计计算说明书的内容 设计任务书 目录 标题及页次 1 电动机的选择计算 1 1 计算电动机功率工作机功率 1 2 确定工作机转速 2 分配传动比 2 1 总传动比 2 2 减速器外各传动装置的确定 2 3 减速器传动比 2 3 1 减速器高速级传动比 2 3 2 低速级传动 3 传动装置的运动与动力参数的选择和计算 计算减速器各轴的功率 P 转速 n 和扭矩 3 1 电动机轴的参数 3 2 减速器高速轴的参数 3 3 减速器中间轴的参数 3 4 减速器低速轴的参数 3 5 4 传动零件的设计计算 4 1 减速器外部零件的设计计算 4 1 1 带传动的设计计算 4 1 2 链传动的设计计算 4 1 3 4 2 减速器内部传动零件的设计计算 4 2 1 高速级齿轮的设计计算 1 齿轮各分力计算 2 齿轮的弯曲强度计算 3 齿轮的接触强度计算 4 2 2 低速级齿轮的设计计算 1 齿轮各分力计算 2 齿轮的弯曲强度计算 3 齿轮的接触强度计算 5 轴的设计计算 5 1 高速轴的设计 5 1 1 高速轴的结构设计 1 初估直径 2 确定各轴段的尺寸 5 1 2 高速轴的强度校核 1 轴的受力分析 2 按弯扭合成条件校核计算 计算各点弯矩 合成弯矩及扭矩图 并绘制轴的弯矩图 合成弯矩图及扭矩图 找出危险截面 按弯扭合成校核危险截面 3 按疲劳强度条件进行精确校核 5 2 中间轴的设计 4 5 2 1 中间轴的结构设计 1 初估直径 2 确定各轴段的尺寸 5 1 2 中间轴的强度校核 1 轴的受力分析 2 按弯扭合成条件校核计算 计算各点弯矩 合成弯矩及扭矩图 并绘制轴的弯矩图 合成弯矩图及扭矩图 找出危险截面 按弯扭合成校核危险截面 3 按疲劳强度条件进行精确校核 5 3 低速轴的设计 5 3 1 低速轴的结构设计 1 初估直径 2 确定各轴段的尺寸 5 3 2 轴的强度校核 1 轴的受力分析 2 按弯扭合成条件校核计算 计算各点弯矩 合成弯矩及扭矩图 并绘制轴的弯矩图 合成弯矩图及扭矩图 找出危险截面 按弯扭合成校核危险截面 3 按疲劳强度条件进行精确校核 6 轴动轴承的选择和寿命计算 6 1 高速轴的轴承校核计算 包括轴承受力分析图 派生轴向力计算 轴向力计算 当量包括轴承受力分析图 派生轴向力计算 轴向力计算 当量 定动载荷及寿命计算定动载荷及寿命计算 6 2 中间轴的轴承校核计算 6 3 低速轴的轴承校核计算 7 键联接的选择和验算 7 1 高速轴 7 1 1 键的型号 7 1 2 键校核计算 7 2 中间轴 7 1 1 键的型号 7 1 2 键校核计算 7 3 低速轴 7 1 1 键的型号 7 1 2 键校核计算 8 联轴器的选择 9 减速器的润滑方式及密封形式的选择 润滑油牌号的选择及装油量的计算 10 参考目录 11 总结 5 机械设计中注意事项机械设计中注意事项 4 一律采用手工绘图 5 图面必须干净 清晰 线条必须光滑符合制图标准 6 说明书字迹要工整 内容要完整 且符合说明书要求 7 结构正确 标准正确 8 标准件要严格按尺寸绘制 机械设计进度安排 序号时间应完成的工作 1 2 天完成动力参数和运动计算 齿轮参数计算 2 2 天完成草图 并进行轴的校核计算 3 3 天完成轴的校核 轴承校核 键的校核 和部分装配图 4 1 天完成装配图 5 1 天完成零件图 6 1 天完成说明书 7 答辩 6 机械设计课程设计任务书机械设计课程设计任务书 7 班级 姓名 学号 指导教师 2014 年 6 月 一 课程设计的目的 1 培养学生综合运用机械设计及相关课程知识解决机械 工程问题的能力 并使所学知识得到巩固和发展 2 学习机械设计的一般方法和步骤 3 进行课程设计基本技能的训练 如计算 绘图 其中 8 包括计算机辅助设计 和学习使用设计资料 手册 标准 和规范 二 课程设计的内容 1 设计题目 带式运输机用两级圆柱齿轮减速器 2 设计原始数据 组序F kN V m s D mm 81 61 0400 3 传动示意图 4 工作条件及设计要求 连续工作 不逆转 载荷变化 冲击 工作环境 多尘 使用 3 年 每日工作 2 班 中小批量生产 总传动比误差不超过 5 9 三 计算及说明 10 计算及说明 结果 1 电动机的选择与计算 1 1 电动机工作功率 工作机功率 p Fv 1000 1600 1 1000 1 6 kw 圆柱齿轮传动 8 级 1 0 97 轴承效率 圆锥轴承 稀油润滑 2 0 98 联轴器传动效率 3 0 99 卷筒效率 4 0 96 总效率 1 2 2 4 3 2 4 0 97 2 0 98 4 0 99 2 0 96 0 8166 电动机功率 Pr p 1 6 0 8166 1 959kw 根据质料电动机型号为 Y132S 8 额定功率 2 2kw 满 载转数 710r min 同步转数 750 r min d 电机 38 mm 轴伸长 E 80 mm 1 2 确定工作机转速 n 60v D 60 1 0 4 47 75 r min 2 分配传动比 2 1 总传动比 总传动比 i n 满 n 710 47 75 14 87 2 2 减速器外各传动装置的确定 i 联 1 11 i 减 i i 联 14 87 1 14 87 2 3 减速器传动比 2 3 1 减速器高速级传动比 高速级 i1 1 3 1 4 i2 低速级 i1 1 3 1 4 i 减 0 5 i1 1 35 14 87 0 5 4 48 2 3 2 低速级传动 i2 i 减 i1 14 87 4 48 3 32 3 传动装置的运动与动力参数的选择和计算 计算减速器 各轴的功率 P 转速 n 和扭矩 3 1 电动机轴的参数 轴 0 即电动机机轴 P0 Pr 1 959 kw n0 710 r min T0 9 55P0 n0 9 55 1 959 10 3 710 26 350 N m 3 2 减速器高速轴的参数 减速器高速轴 即轴 1 P1 P0 01 P0 联 1 959 0 99 1 939 kw n1 n0 i01 710 1 710 r min T1 9 55 P1 n1 9 55 1 939 10 3 710 26 081 N m 3 3 减速器中间轴的参数 减速器中间轴 即轴 2 P2 P1 12 P1 齿 承 1 863 0 97 0 98 1 843 kw 12 n2 n1 i12 710 4 48 158 5 r min T2 9 55 P2 n2 9 55 1 843 10 3 158 5 111 045 N m 3 4 减速器低速轴的参数 减速器低速轴 即轴 3 P3 P2 23 P2 齿 承 1 843 0 97 0 98 1 752 kw n3 n2 i23 182 3 3 82 47 7 r min T3 9 55 P3 n3 9 55 1 752 10 3 47 7 350 767 N m 3 5 传动滚筒轴的参数 传动滚筒轴 即轴 4 P4 P3 34 P3 承 联 1 752 0 98 0 99 1 700 kw n4 n3 47 7 r min T4 9 55 P4 n4 9 55 1 700 10 3 47 7 340 356 N m 4 传动零件的设计计算 4 1 减速器外部零件的设计计算 联轴器 过程在轴的计算 4 2 减速器内部传动零件的设计计算 4 2 1 高速级齿轮的设计计算 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 选用斜齿圆柱齿轮 2 运输机为一般工作机器 速度不高 故选用 8 级 精度 GB 10095 88 13 3 材料选择 由表 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 22 大齿轮齿数 z2 22 i1 22 4 48 98 56 99 5 选取螺旋角 初选螺旋角 压力角 14 20 2 按齿面接触强度设计 由教材计算公式 9 10a 进行计算 即 3 2 1 1 H 1u 2KZ T d H E d t Z u 1 试选定载荷系数 K 2 由图 10 30 选取区域系数433 2 ZH 2 小齿轮传递的转矩 T1 26 081 N m 3 由教材中表 10 7 选取齿宽系数1 d 4 由表 10 6 查得材料弹性影响系数 2 1 E MPa 8 189 Z 5 由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极 限 大齿轮接触疲劳强度极限MPa600 Hlim MPa550 2Hlim 6 由式 10 13 计算应力循环次数 h j 114400283003Lh 8 1 101344 660N h jL 8 8 2 103693 1 48 4 101344 6 N 7 由图 10 19 取接触疲劳寿命系数 14 97 0 92 0K 21 HNHN K 8 计算许用接触应力 取失效概率为 1 安全系数为 S 1 由 10 12 得 MPa H 75 542 2 5 533552 2 MPa 5 533MPa55097 0 S K MPa552MPa60092 0 S K 21H H 2limHN2 2H 1limHN1 1H 9 由图 10 26 查得 645 1 88 0765 0 2121 10 计算 a 计算小齿轮分度圆直径 d1t 3 38 75 542 8 189433 2 48 4 48 5 645 11 10081 2622 H 1u 2K 3 2 3 3 2 1 1 Z T d H E d t Z u b 计算圆周速度 v sm n 1 42 100060 710 3 38 100060 d v 11t c 计算齿宽 b 38 3mm38 31 1d t db d 计算齿宽与齿高之比 b h 15 08 10 80 3 3 38 80 3 69 1 25 225 2 h 69 1 22 14cos3 38 1 cos m 1 h b mmm mm z d t t t 齿高 模数 e 计算纵向重合度 744 1 14tan221318 0 tan318 0 1d Z f 根据 v 1 69m s 8 级精度 由图 10 8 查 动载系数 Kv 1 15 由表 10 3 齿轮 41KK FH 由表 10 2 查得使用系数50 1KA 由表 10 4 用插值法查得 8 级精度 小齿轮相对支承 非对称布置时 1 449 H K 由 b h 10 08 查图 10 13 得449 1 KH 36 1 KF 故载荷系数500 3 449 14 115 1 50 1 KKKKK HHVA 故按实际载荷系数校正所算得分度圆直径 由 10 10a 得mm K d t 2 46 6 1 500 3 3 38 K d 3 3 t 11 f 计算模数 m mm z d 04 2 22 14cos 2 46cos m 1 1 3 按齿根弯曲强度设计 由 10 17 得弯曲强度的设计公式为 3 1 2 d 3 1 cosYKT2 m F SaFa n YY z 1 确定公式内的各计算数值 16 a 由图 10 20c 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限为 大齿轮的疲劳弯曲强度极限aMP500 1FE aMP380 FE2 b 计算系数 K 1 50 1 15 1 4 1 36 3 28 FFvA KKKKK C 根据重合度 从图744 1 14tan221318 0 tan318 0 1d Z 10 28 查得螺旋角影响系数0 88 Y e 计算当量齿数 37 108 14cos 99 cos 08 24 14cos 22 cos z 33 2 2 33 1 1 z z z v v f 查取系数 由表 10 5 查得齿形系数182 2Y72 2Y FaFa1 由表 10 5 查得应力校正系数789 1 Y 1 57Y Sa2Sa1 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 93 0 K0 90K FN2FN1 g 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 由式 10 12 得 MPa43 252 4 1 MPa38093 0 S K MP43 321 1 4 5000 90 S K 2FEFN2 2F 1FEFN1 1F a p 计算大小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y 17 01255 0 43 321 57157 2YY 1F Sa1Fa1 01546 0 43 252 789 1 182 2 YY 2F Sa2Fa2 大齿轮的数值大 2 设计计算 40 1 01546 0 645 1221 14cos88 0 10081 2628 3 2 cosKT2 m 3 2 23 3 1 2 d 2 1 F SaFa n YY z 教材 P220 的理由 m 1 40 取标准值 m 2 mm 取 z1 23 4 22 2 14cos 2 46cos1 1z n m d Z2 4 48 30 103 04 取 z2 103 48 4 23 103 i 1 2 12 z z 新的传动比 4 几何尺寸计算 1 计算中心距 9 129 14cos2 2 10323 cos2 21 a n mzz 将中心距调为 130 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 a2 21 arccos n mzz 001514 3 验算 100150001514 14 18 符合要求 4 计算大小齿轮的分度圆直径 mm540 212 cos 2103 cos 2 mm460 47 001514cos 223 cos 1 d 2 1 n n mz d mz 4 计算齿宽 47 5 47 5 1b 1dd 取整后 B2 50 B1 55 4 2 2 低速级齿轮的设计计算 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 选用斜齿圆柱齿轮 2 运输机为一般工作机器 速度不高 故选用 8 级精度 GB 10095 88 3 材料选择 由表 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 22 大齿轮齿数 z2 24 i2 22 3 32 73 04 73 5 选取螺旋角 初选螺旋角 14 2 按齿面接触强度设计 由教材计算公式 9 10a 进行计算 即 19 3 2 1 1 H 1u 2KZ T d H E d t Z u 1 试选定载荷系数 K 2 由图 10 30 选取区域系数433 2 ZH 2 小齿轮传递的转矩 T1 111 045 N m 3 由教材中表 10 7 选取齿宽系数1 d 4 由表 10 6 查得材料弹性影响系数 2 1 E MPa 8 189 Z 5 由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳 极限 大齿轮接触疲劳强度极限MPa600 Hlim MPa550 2Hlim 6 由式 10 13 计算应力循环次数 h j 114400283003Lh 8 1 103694 1 1440015 15860n60N h jL 8 8 2 104125 0 32 3 103694 1 N 7 由图 10 19 取接触疲劳寿命系数 98 0 95 0K 21 HNHN K 8 计算许用接触应力 取失效概率为 1 安全系数为 S 1 由 10 12 得 MPa H 5 554 2 539570 2 MPa539MPa55098 0 S K MPa570MPa60095 0 S K 21H H 2limHN2 2H 1limHN1 1H 20 9 由图 10 26 查得 637 1 872 0765 0 2121 10 计算 a 计算小齿轮分度圆直径 d1t 6 62 5 554 8 189433 2 323 32 4 637 11 10045 11122 H 1u 2K 3 2 3 3 2 1 1 Z T d H E d t Z u b 计算圆周速度 v sm n 0 52 100060 5 158 6 62 100060 d v 11t c 计算齿宽 b 62 6mm62 61 1d t db d 计算齿宽与齿高之比 b h 08 10 21 6 6 62 21 6 76 2 25 2 25 2 h 76 2 22 14cos 5 62 1 cos m 1 h b mmm mm z d t t t 齿高 模数 e 计算纵向重合度 744 1 14tan221318 0 tan318 0 1d Z f 根据 v 0 52m s 8 级精度 由图 10 8 查 动载系数 Kv 1 03 由表 10 3 齿轮 41KK FH 由表 10 2 查得使用系数50 1KA 21 由表 10 4 用插值法查得 8 级精度 小齿轮相对支承 非对称布置时 1 457 H K 由 b h 10 08 查图 10 13 得457 1 KH 40 1 KF 故载荷系数151 3457 1 4 103 1 50 1 KKKKK HHVA 故按实际载荷系数校正所算得分度圆直径 由 10 10a 得mm K d t 8 72 2 151 3 6 62 K d 3 3 t 11 f 计算模数 m mm z d 21 3 22 14cos 8 72cos m 1 1 4 按齿根弯曲强度设计 由 10 17 得弯曲强度的设计公式为 3 1 2 d 3 1 cosYKT2 m F SaFa n YY z 1 确定公式内的各计算数值 a 由图 10 20c 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限为 大齿轮的疲劳弯曲强度极限aMP500 1FE aMP380 FE2 b 计算系数 K 1 50 1 03 1 4 1 40 3 0282 FFvA KKKKK C 根据重合度 从图744 1 14tan221318 0 tan318 0 1d Z 10 28 查得螺旋角影响系数0 88 Y e 计算当量齿数 22 9 79 14cos 73 cos 08 24 14cos 22 cos z 33 2 2 33 1 1 z z z v v f 查取系数 由表 10 5 查得齿形系数234 2 Y72 2 Y FaFa1 由表 10 5 查得应力校正系数756 1 Y 1 57Y Sa2Sa1 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 97 0 K0 94K FN2FN1 g 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 由式 10 12 得 MPa 3 263 4 1 MPa38097 0 S K MP 7 335 1 4 5000 94 S K 2FEFN2 2F 1FEFN1 1F a p 计算大小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y 01272 0 7 335 57172 2YY 1F Sa1Fa1 01490 0 3 263 756 1 234 2 YY 2F Sa2Fa2 大齿轮的数值大 2 设计计算 19 2 01490 0 638 1 221 14cos88 0 10045 1110282 3 2 cosKT2 m 3 2 23 3 1 2 d 2 1 F SaFa n YY z 教材 P220 的理由 m 2 19 23 取标准值 m 2 5 mm 取 z1 28 3 28 5 2 14cos 8 72cos1 1z n m d Z2 3 32 31 92 96 92 29 3 28 92 i 1 2 12 z z 新的传动比 5 几何尺寸计算 1 计算中心距 6 154 14cos2 5 2 2892 cos2 21 a n mzz 将中心距调为 155 3 按圆整后的中心距修正螺旋角 a2 21 arccos n mzz 333514 4 校核 133530335314 14 符合要求 4 计算大小齿轮的分度圆直径 mm994 237 cos 5 292 cos 2 mm433 72 335314cos 5 228 cos 1 d 2 1 n n mz d mz 4 计算齿宽 72 4 72 4 1b 1dd 取整后 B2 75 B1 80 5 校核传动比 24 5 08 1 100 87 14 71 1487 14 100 i i i 71 141 28 92 23 103 ii ii 总 联总 符合设计要求 5 1 轴的设计 5 1 1 中间轴的设计 25 1 中间轴上的功率 转数和转矩 P2 1 843 kw n2 158 5 r min T2 111 045 N m 2 初选轴的最小直径与计算各段轴长 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 由教材表 15 3 取 A0 112 于是得 输出mm n p Ad 4 25 5 158 843 1 112 3 3 2 2 0min 轴的最小直径显然是是安装滚动轴承处的直径 查文献 表 4 6 3 根据轴最小直径 25 4 mm 可选圆锥滚子轴承 的安装直径为 30mm 即轴的直径为 30 mm 轴承基本参 数为 d D T 30 62 17 25 代号为 30206 d12 d56 30 mm 3 安装轮处的轴段 2 3 4 5 的直径为 d4 5 d2 3 36 mm 高速级中的大齿轮轴毂为孔 50 L45 46mm 低速级中的小齿轮轴毂孔为 80 L23 76 mm 两齿轮之间采用轴肩定位 d34 42 mm 轴肩宽度 b 1 4h 1 4 3 4 2 取 b 16 L34 20 mm 4 在考虑箱体的铸造误差 在确定轴承位置的时候 26 应距箱体内壁一段距离 S 取 S 10mm 取齿轮距箱体内 壁的距离 a 20 L12 17 25 10 20 80 76 51 25 mm L56 17 25 10 20 50 46 51 25 mm 箱体内壁宽 L 内壁 L45 L23 b 2a 46 76 20 40 182 mm 5 1 2 高速轴的设计 高速轴 1 高速轴上的功率 转数和转矩 P1 1 939 kw n1 710 r min T1 26 081 N m 2 作用在齿轮上的力 高速级上小齿轮分度圆直径 d1 47 5 mm N13 279001514tan07 1099tanF 73 412 001514cos 20tan 07 1099 cos tan F N07 1099 460 47 10081 2622 F a r 3 1 1 t t n t F NF d T 3 初选轴的各段轴的最小直径及计算各段轴长 27 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 根据表 15 3 取 A0 112 mm n p Ad7 15 710 939 1 112 1 3 3 2 0min 减速器外伸段轴径为轴的最小直径 即联轴器相联的部 分 选择联轴器确定减速器外伸段轴径 d 0 8 1 38 30 4 38mm 选用 TL 型弹性套柱销联轴器 计算转矩 Tc 为 T 9 55 2 2 10 3 710 29 6 查教材中表 14 1 工况系数 K 1 5 Tc KT 1 5 29 6 44 4 查 TL6 联轴器 公称转矩 Tn 250 Nm Tc 44 4 许用 转速 n 3300 r min n0 710 r min 轴孔直径 dmin 32 mm 可选联轴器轴孔 d1 d 电机 38 mm d2 d 32 mm 所以 TL6 联轴器满足要求 毂孔长85 4323GB82386TL 联轴器 L1 60 mm 5 轴的结构设计 a 1 2 段 毂孔长 L1 60 取 L12 58mm d12 d 32 mm b 2 3 段用于安装轴承端盖 轴承端盖的总宽度为 20 由减速器及轴的结构设计而定 根据轴承端盖的拆 卸及便于对轴承添加润滑油的要求 取端盖与 1 2 段右端 的距离为 26 mm 故取 L 46 mm 因其右端面需制出 一轴肩故取 d23 37 mm 28 c 初步选择轴承 选择单列圆锥滚子轴承参照工 作要求及 D23 38mm 由轴承产品目录初步选取 0 组基本游 隙组 标准精度及的单列圆锥滚子轴承 30208 其基本尺 寸 d D T 40 80 19 75 GB T297 94 故 d34 d67 40 d 在考虑箱体的铸造误差 在确定轴承位置的时候 应距箱体内壁一段距离 S 取 S 10mm 取齿轮距箱体内 壁的距离 A 17 5mm L56 55 mm L45 L 内壁 55 17 5 182 55 17 5 109 5 mm L34 19 75 10 29 75 mm L78 17 5 10 19 75 47 25 mm e 采用齿轮轴 5 3 低速轴的设计 29 5 3 1 低速轴的结构设计 1 低速轴上的功率 转数和转矩 P3 1 752 kw n3 47 7 r min T3 350 767 N m 2 作用在齿轮上的力 低速级大齿轮分度圆直径 d1 237 994 mm N41 767333514tan70 2947tanF 64 1108 333514cos 20tan 70 2947 cos tan F N70 2947 994 237 10767 35022 F a r 3 1 1 t t n t F NF d T 3 初步确定轴的最小尺寸 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 更具教材中表 15 3 取 A0 112 于是得 mm n p A23 37 7 47 752 1 112d 3 3 3 3 0min 30 计算转矩 Tc 为 Tc KT 查教材中表 14 1 工况系数 K 1 5 Tc KT 1 5 350 767 526 1505 查 HL3 型弹性柱销联轴器 公称转矩 Tn 630Nm Tc 526 1505 许用转速 n 5500 r min n0 47 7 r min 半联轴器的孔径 d1 38mm 故取 d12 38mm 其毂孔长 L1 60 mm 4 轴的结构设计 a 拟定轴上零件的转配方案 P369 图 15 22a 类似 b 为了满足半联轴器的定位要求 1 2 段右端需制出 轴肩 故取 2 3 段的直径 d2 3 45 mm 左端用轴端挡圈定 位 D 50 mm L12 57mm c 初步选择轴承 选择单列圆锥滚子轴承参照工作要 求及 D23 45mm 由轴承产品目录初步选取 0 组基本游隙组 标准精度及的单列圆锥滚子轴承 30209 其基本尺寸 d D T 45 85 20 75 GB T297 94 d34 d78 45 mm d45 54 d 安装轮处的轴段 6 7 的直径为 d67 50 mm 已知齿轮轮毂孔宽度为 75mm L67 72 31 轴环处的直径为 d56 58 mm L56 b 10 mm e 2 3 段用于安装轴承端盖 轴承端盖的总宽度为 20 由减速器及轴的结构设计而定 根据轴承端盖的拆 卸及便于对轴承添加润滑油的要求 取端盖与 1 2 段右端 的距离为 26mm 故取 L23 46mm f 在考虑箱体的铸造误差 在确定轴承位置的时候 应距箱体内壁一段距离 S 取 S 10mm 取齿轮距箱体内 壁的距离 a 22 5mm L78 20 75 10 22 5 75 72 56 25 mm L34 20 75 10 30 75 mm L45 L 内壁 b L67 75 72 22 5 74 5 mm 5 3 2 轴的强度校核 1 中间轴 1 轴的受力分析 2 按弯扭合成条件校核计算 计算各点弯矩 合成 弯矩及扭矩图 并绘制轴的弯矩图 合成弯矩图及扭矩 图 找出危险截面 按弯扭合成校核危险截面 3 按疲劳强度条件进行精确校核 1 中间轴 1 轴的受力分析 2 按弯扭合成条件校核计算 计算各点弯矩 合成 弯矩及扭矩图 并绘制轴的弯矩图 合成弯矩图及扭矩 32 图 找出危险截面 按弯扭合成校核危险截面 3 按疲劳强度条件进行精确校核 2 低速轴 1 轴的受力分析 2 按弯扭合成条件校核计算 计算各点弯矩 合成 弯矩及扭矩图 并绘制轴的弯矩图 合成弯矩图及扭矩 图 找出危险截面 按弯扭合成校核危险截面 3 按疲劳强度条件进行精确校核 3 高速轴 1 轴的受力分析 2 按弯扭合成条件校核计算 计算各点弯矩 合成 弯矩及扭矩图 并绘制轴的弯矩图 合成弯矩图及扭矩 图 找出危险截面 按弯扭合成校核危险截面 3 按疲劳强度条件进行精确校核 6 轴动轴承的选择和寿命计算 P338 6 1 高速轴的轴承校核计算 6 2 中间轴的轴承校核计算 6 3 低速轴的轴承校核计算 7 键联接的选择和验算 7 1 高速轴 P108 33 7 1 1 键的型号 7 1 2 键校核计算 7 2 中间轴 7 1 1 键的型号 7 1 2 键校核计算 7 3 低速轴 7 1 1 键的型号 7 1 2 键校核计算 8 减速器的润滑方式及密封形式的选择 润滑油牌号的 选择及装油量的计算 9 参考目录 10 总结 高速级中的大齿轮 D0 da 12 2 216 540 24 192 54 mm Ds 33 D3 1 6 33 52 8 mm D1 D0 D3 2 192 540 52 8 2 122 67 D2 20 mm 锻造 C 0 25 50 12 5mm r 0 5 12 5 6 mm 低速级中的小齿轮 Ds 33 mm 4 两齿轮中间轴肩为 36 高速取整后 B2 50 B1 55 34 低速轴取整后 B2 75 B1 80 低速级的大齿轮 da 242 994 mm Ds d45 54 mm D3 1 6 54 86 4 D1 D0 D3 2 86 4 212 994 2 149 697 mm D0 da 12m 242 994 12 2 5 212 994 mm C 0 25 80 20 mm r 05 20 10 mm D2 20 mm 35 高速低速名称符号 小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮 螺旋角 001514 333514 法面模数 n m 22 5 端面模数 t m 2 06352 5869 法面压力角 n 20 端面压力角 t 20 5824 度20 6144 度 法面齿距 n p 6 2837 854 端面齿距 t p 6 4838 156 法面齿顶高系数 an h 1 法面顶隙系数 n c 0 25 法面基圆齿距 bn p 5 9047 380 齿数z231032892 分度圆直径d47 460212 54072 433237 994 齿顶高 a h a h 222 52 5 齿根高 f h 2 52 5 3 1253 125 法面齿厚 n s 3 1423 1423 9273 927 齿顶圆直径 a d 49 460216 5477 433242 994 齿根圆直径 f d 42 460207 5466 183231 744 基圆直径 b d 44 431198 97367 795222 756 36 7 1 I 轴的设计计算 1 求轴上的功率 转速和转矩 由前面算得 P 5 76KW n 440r min T 1 3N 1 1 1 5 10 mm 2 求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为 d 70mm 1 而 F 3625N t 1 1 2 d T 70 1300002 F F3625 1319N r tan t 20tan 压轴力 F 1696N 3 初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调质处理据 2 表 15 3 取 A 110 于是得 0 d A26mm min 0 3 3 1 1 440 0 75 110 n P 因为轴上应开 2 个键槽 所以轴径应增大 5 7 故 d 20 33mm 又此段轴与大带轮装配 综合考虑两者要求取 d 32mm 查 4 P表 14 16 知带轮宽 B 78mm 故此段轴长取 min 620 76mm 4 轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较 装配示意图 7 1 37 图 7 1 2 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1 I II 段是与带轮连接的其 d 32mm l 76mm III III 2 II III 段用于安装轴承端盖 轴承端盖的 e 9 6mm 由减速 器及轴的结构设计而定 根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润 滑油的要求 取端盖与 I II 段右端的距离为 38mm 故取 l 58mm 因其右端面需制出一轴肩故取 d 35mm IIIII IIIII 3 初选轴承 因为有轴向力故选用深沟球轴承 参照工作要 求并据 d 35mm 由轴承目录里初选 6208 号其尺寸为 IIIII d 40mm 80mm 18mm 故 d 40mm 又右边采用轴肩定位 BD IVIII 取 52mm 所以 l 139mm 58mm 12mm d d l 4 取安装齿轮段轴径为 d 46mm 齿轮左端与左轴承之间 用套筒定位 已知齿轮宽度为 75mm 为是套筒端面可靠地压紧齿轮 此轴段应略短于齿轮宽度故取 l 71mm 齿轮右边 段为轴 套定位 且继续选用 6208 轴承 则此处 d 40mm 取 l 46mm 3 轴上零件的周向定位 38 齿轮 带轮与轴之间的定位均采用平键连接 按 d由 5 P 表 4 1 III 53 查得平键截面 b 键槽用键槽铣刀加工长为 70mm 同时为 810 h 了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性 故选择带轮与轴之间的 配合为 同样齿轮与轴的连接用平键 14 齿轮与轴之间 6 7 n H 639 的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的 此处选 6 7 n H 轴的直径尺寸公差为 m6 4 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考 2 表 15 2 取轴端倒角为 2 其他轴肩处圆觉角见图 45 5 求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图 7 2 39 图 7 2 现将计算出的各个截面的 M M 和 M 的值如下 H V F 1402N F 1613N F 2761N F 864N 1NH2NH1NV2NV M 86924N 1Hmm M 103457 H2mmN M 171182N Vmm M N 1 522 10 717 80 5 10 02 mm M M 103457N 2H2mm T 1 3N 1 5 10 mm 6 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时 通常只校核危险截面的强度 从轴的结构图以及 弯矩图和扭矩图中可以看出截面 A 是轴的危险截面 则根据 2 式 15 5 及上面的数据 取 0 6 轴的计算应力 W TM ca 2 3 2 1 23 7MP 3 522 461 0 10 1 36 0 2 0 前面选用轴的材料为 45 钢 调制处理 由 2 表 15 1 查得 60Mp 故安全 1 1 ca 7 2 II 轴的设计计算 1 求轴上的功率 转速和转矩 由前面的计算得 P 5 76KW n 440 T 1 3N 1 1 min r 1 5 10 mm 2 求作用在齿轮上的力 40 已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为 d 327 5mm d 108mm 2 3 而 F 767N 1t 2 1 2 d T 5327 103 12 5 F F767 279N 1r tan 1t 20tan 同理可解得 F 10498N F F1730N 2t 4 2 2 d T 108 10 652 5 2r tan 1t 3 初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调质处理据 2 表 15 3 取 A 110 于是得 0 d A43 0mm min 0 3 3 2 2 192 55 110 n P 因为轴上应开 2 个键槽 所以轴径应增大 5 7 故 d 45 2mm 又此段轴与轴承装配 故同时选取轴承 因为轴承上 min 承受径向力 故选用深沟球轴承 参照工作条件可选 6210 其尺寸为 d 50故 d 50mm 右端用套筒与齿轮定位 套筒长度 B D2090 III 取 24mm 所以 l 48mm III 4 轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案通过分析比较 装配示意图 7 4 41 图 7 4 2 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1 II III 段为高速级大齿轮 由前面可知其宽度为 70mm 为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度 故取 l 64mm d 56mm IIIII IIIII 2 III IV 段为大小齿轮的轴向定位 此段轴长度应由同轴条 件计算得 l 15mm d 68mm IVIII IVIII 3 IV V 段为低速级小齿轮的轴向定位 由其宽度为 113mm 可取 l 109mm d 56mm VIV VIV 4 V VI 段为轴承同样选用深沟球轴承 6210 左端用套筒与 齿轮定位 取套筒长度为 24mm 则 l 48mm d 50mm VIV VIV 3 轴上零件的周向定位 两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接 按 d由 5 P 表 53 4 1 查得平 b 按 d得平键截面 b 16 631016 LhVIV Lh 其与轴的配合均为 轴承与轴之间的周向定位是用过渡 11010 6 7 n H 配合实现的 此处选轴的直径尺寸公差为 m6 4 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考 2 表 15 2 取轴端倒角为 2 个轴肩处圆觉角见图 45 5 求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图 7 4 现将计算 出的各个截面的 M M 和 M 的值如下 H V F 719N F 2822N F 4107N F 7158N 1NH2NH1NV2NV 42 M 49611N 1Hmm M 253980N mm 1H M 283383N 1Vmm M 644220N 2Vmm M 284000N 1 522 100 58 2 mm M 690000N 2 522 10 2 5 6 4 mm T 5 6N 2 5 10 mm 图 7 4 6 按弯扭合成应力校核轴的强度 43 进行校核时 通常只校核危险截面的强度 从轴的结构图以及弯 矩图和扭矩图中可以看出截面 B 和 的右侧是轴的危险截面 对该轴 进行详细校核 对于截面 B 则根据 2 式 15 5 及上面的数据 取 0 6 轴的计算应力 W TM ca 2 3 2 2 50 6MP 3 522 561 0 10 656 0 96 前面选用轴的材料为 45 钢 调制处理 由 2 表 15 1 查得 1 60Mp 1 ca 对于 的右侧 333 17561561 01 0mmdW 33 35123562 0mmWt abMP W M 3 39 17561 690000 a T TMP W T 1 16 35123 560000 由 2 表 15 1 查得 aBMP640 aMP2751 aMP1551 由 2 表 3 8 查得 64 2 k 11 2 k 由 2 附图 3 4 查得92 0 由 2 中和得碳钢的特性系数 取 13 23 1 0 05 0 故综合系数为 73 2 1 92 0 1 64 2 1 1 k K 44 20 21 92 0 1 11 2 1 1 k K 故 右侧的安全系数为 56 2 01 03 3973 2 2751 maK S 56 8 2 1 16 05 0 2 1 16 2 2 1551 maK S S 1 546 2 56 856 2 56 8 56 2 2222 SS SS Sca 故该轴在截面 的右侧的强度也是足够的 综上所述该轴安全 7 3 III 轴的设计计算 1 求轴上的功率 转速和转矩 由前面算得 P 5 28KW n 28 6r min T 1 76N 33 3 6 10 mm 2 求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d 352mm 4 而 F 10081N t 4 3 2 d T 352 101 762 6 F F100813669N r tan t 20tan 3 初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调质处理据 2 表 15 3 取 A 110 于是得 0 d A62 8mm min 0 3 3 3 3 628 8 25 110 n P 同时选取联轴器型号 联轴器的计算转矩 T K查 2 表 14 1 取 ca3 T A 45 K 1 3 则 T A mmNTKA ca 2288000106 71 31 6 3 按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查 5 P 表 8 7 可选 99 用 LX4 型弹性柱销联轴器 其公称转矩为 2500000N 半联轴器 mm 孔径 d 63mm 故取 d 63mm 半联轴器长度 L 142mm 半联轴 III 器与轴配合的毂孔长度 l 132mm 1 9 轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案通过分析比较 装配示意图 7 5 图 7 5 2 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1 为满足半联轴器的轴向定位 I II 右端需制出一轴肩故 II III 段的 直径 d 65mm 左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径 D 65mm IIIII 半联轴器与轴配合的毂孔长为 132mm 为保证轴端挡圈只压在联轴 器上而不压在轴上 故 I II 段长度应比 L 略短一些 现取 1 l 132mm III 2 II III 段是固定轴承的轴承端盖 e 12mm 据 d 65mm 和方 II