带式输送机减速器设计

机械设计课程设计 1 带式输送机 设计说明书 二级锥齿轮减速器设计 起止日期 起止日期 20122012 年年 1212 月月 2424 日日 至至 20132013 年年 1 1 月月 6 6 日日 学 生 姓 名 班 级 学 号 成 绩 指 导 教 师 签 字 机械工程学院 2012 年 12 月 20 日 2 湖南工业大学湖南工业大学 学年论文任务书学年论文任务书 20122012 20132013 学年第一学期学年第一学期 机械工程 学院 系 部 机械工程及其自动化 专业 机工 1002 班 级 课程名称 机械设计 设计题目 二级锥齿轮减速器 起止日期 自 2012 年 12 月 24 日至 2013 年 1 月 6 日共 2 周 内 容 及 任 务 一 设计任务 二级锥齿轮减速器 二 设计的主要技术参数 运输带工作拉力 F N 运输带工作速度 m s 卷筒直径 mm 65500 65320 工作条件 连续单向运转 载荷平稳 空载起动 使用期 10 年 小批量生产 二班 制工作 运输带速度允许误差为5 三 设计工作量 设计计算说明书一份 零件图 3 张 A3 图纸 装配图 1 张 A0 图纸 起止日期工作内容 2012 12 24 2012 12 25设计方案分析 电动机选择 运动和动力参数设计 2012 12 26 2013 1 1齿轮及轴的设计 2013 1 2 2013 1 3轴承及键强度校核 箱体结构及减速器附设计 进 度 安 排 2013 1 4 2013 1 6零件图和装配图绘制 主 要 参 考 资 料 1 机械设计 银金光 刘扬主编 清华大学出版社 2 机械设计课程设计 银金光 刘扬主编 清华大学出版社 3 目目 录录 一 课程设计任务书课程设计任务书 2 二 设计要求设计要求 2 三三 设计步骤设计步骤 1 传动装置总体设计方案 4 2 电动机的选择 5 3 确定传动装置的总传动比和分配传动比 6 4 计算传动装置的运动和动力参数 6 5 齿轮的设计 7 6 滚动轴承和传动轴的设计 19 7 键联接设计 26 8 箱体结构的设计 34 9 润滑密封设计 35 四四 设计小结设计小结 31 4 机械设计机械设计 课程设计任务书课程设计任务书 设计题目设计题目 带式运输机圆锥 圆柱齿轮减速器 设计内容设计内容 1 设计说明书 一份 2 减速器装配图 1 张 3 减速器零件图 不低于 3 张 系统简图系统简图 联轴器 联轴器 输送带 减速器 电动机 滚筒 原始数据原始数据 运输带拉力 F 6550N 运输带速度 滚筒直径 s m 65 0 D 320mm 工作条件工作条件 连续单向运转 载荷较平稳 两班制 环境最高温度 350C 允许运输带速 度误差为 5 小批量生产 设计步骤设计步骤 5 设计计算及说明结果 一 电动机的选择 1 计算带式运输机所需的功率 P 4 26kw w 1000 FV 1000 65 0 6550 2 各机械传动效率的参数选择 0 99 弹性联轴器 1 0 98 圆锥滚子轴承 2 0 96 圆锥齿轮传动 3 0 97 圆柱齿轮传动 4 0 96 卷筒 5 所以总传动效率 2 1 4 2 3 4 5 96 0 97 096 098 0 99 0 42 0 808 3 计算电动机的输出功率 kw5 27kw d P w P 808 0 26 4 4 确定电动机转速 查表选择二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比合理范 围 8 25 工作机卷筒的转速 i 38 81 r min 所以电动机转速范 w n 32014 3 65 0 100060 d v100060 围为 则电min r75 1910 44 61143 7625 8nin wd 动机同步转速选择可选为 750r min 1000r min 1500r min 考虑电 动机和传动装置的尺寸 价格 及结构紧凑和 满足锥齿轮传动比关 系 故首先选择 750r min 电动机选择如表所3ii25 0i 且 示 设计计算及说明结果 6 表 1 启动转矩最大转矩 型号 额定功率 kw 满载转速 r min 轴径 D mm 伸出长 E mm额定转矩额定转矩 Y160M2 85 5715421102 02 0 二 计算传动比 1 总传动比 42 18 81 38 715 n n i w m 2 传动比的分配 3 77 iii89 4 i 3 1i 89 4 42 18 i i i 三 计算各轴的转速 轴 r min720nn m 轴 r min22 146 89 4 715 i n n 轴 r min79 38 77 3 22 146 i n n 四 计算各轴的输入功率 轴 kw22 5 99 0 27 5 1d PP 轴 kw9 496 0 98 0 22 5 32 PP 轴 4 9 0 98 0 97 4 66kw 42 PP 卷筒轴 kw52 4 99 0 98 0 66 4 12 PP卷 五 各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩mm1004 7 715 27 5 1055 9 n 1055 9 46 m d6 d N P T 故 轴 6 97 99 0 04 7 1d TTmm104 N 轴 mm1098 2 10355 2 96 0 98 0 97 6 i 54 32 NTT 设计计算及说明结果 7 轴 mm10068 1 1077 3 97 0 98 0 98 2i 65 42 NTT 卷筒轴 mm1003 1 1099 098 0 68 10 66 12 NTT 卷 高速轴齿轮设计高速轴齿轮设计 直齿圆锥齿轮设计直齿圆锥齿轮设计 1 选择齿轮材料 热处理方法 齿数 1 选择齿轮材料与热处理 根据工作条件 一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动 查表 7 1 取 小齿轮材 料为 40Gr 钢 调质处理 硬度 HBS1 260 大齿轮材料为 45 钢 调质处理 硬度 HBS2 230 两齿轮齿面硬度差为 30HBS 符合软齿面传动的设计要求 2 选齿数 取 1 25z 21 4 89 25122zuz 2 确定材料许用接触应力 1 确定接触疲劳极限 由图 7 18 a 查 MQ 线得 limH lim1 720 H MPa lim2 580 H MPa 2 确定寿命系数 由已知条件 取 N Z 12 1 NN ZZ 3 确定尺寸系数 由图 7 20 查得 X Z 12 1 XX ZZ 4 确定安全系数 由表 7 8 取 1 05 H S H S 5 计算许用接触应力 按式 7 20 计算得 H lim2 1 1 1 720 686 1 05 NXH H H Z Z MPa S lim2 2 1 1 580 552 1 05 NXH H H Z Z MPa S 3 根据设计准则 按齿面接触疲劳强度设计 按式 7 35 计算接触强度 其公式为 2 1 3 1 2 4 1 0 5 HE RRH KTZ Z d u 设计计算及说明结果 8 确定上式中的各计算数值如下 1 试选载荷系数 1 5 t K 2 选取齿宽系数 0 3 R 3 由表 7 5 得材料的弹性影响系数 1 2 189 8 E ZMPa 4 由图 7 14 确定节点区域系数 2 5 H Z 5 试算所需小齿轮直径 d1t 4 22 1 3 3 1 22 44 1 56 97 102 5 189 8 112 10 5 0 3 10 5 3552 HE t RRH KTZ Z dmm u 4 确定实际载荷系数K与修正所计算的分度圆 1 确定使用系数 按电动机驱动 载荷平稳 查表 2 取 1 A K A K 2 确定动载系数 v K 计算平均圆周速度 1111 1 0 5 98 5 1 0 5 0 3 715 3 56 60 100060 100060 1000 mtR m dndn vm s 查表 7 7 7 级精度 由齿轮的速度与精度查图 7 8 得 1 19 v K 3 确定齿间载荷分配系数K 锥距 22 1 1 21124 891 2279 4 t Rdumm 齿宽初定 0 3 279 4 83 83 mm R bR 圆周力计算 1 1 20002000 69 7 1464 3 112 1 0 5 0 3 t m T FN d 单位载荷计算 1464 3 17 46 100 83 83 t F N mmN mm b 由表 7 11 查得 1 2 K 4 确定齿向载荷分布系数 H K 由表 7 12 取 1 1 有效工作齿宽 按式 7 34 计算得 H K e 0 85 e bb 1 51 5 1 11 65 HHe KK 5 计算载荷系数1 1 19 1 2 1 652 36 AvH KK K K K 6 按实际载荷系数修正所算的分度圆直径 由式 7 12 计算得 3 3 11 2 36 112130 26 1 5 t t K ddmm K 7 试算模数 1 1 130 26 5 2 25 d mmm z 设计计算及说明结果 9 5 齿根弯曲强度计算 按式 7 38 计算弯曲强度 其公式为 1 3 222 1 4 1 0 5 1 FaSa F RR Y YKT m zu 确定上式中的各计算数值如下 1 由图 7 21 a 确定弯曲极限应力值 取 lim1 300 F MPa lim2 220 F MPa 2 由已知条件取弯曲疲劳寿命系数 12 1 NN YY 3 由表 7 8 确定弯曲疲劳安全系数 查得1 25 F S 4 由图 7 23 确定尺寸系数 得 X Y 5 按式 7 22 计算弯曲强度许用应力得 lim1 1 300 2 1 1 480 1 25 FSTNX F F Y Y Y MPa S lim2 2 2202 1 1 352 1 25 FSTNX F F Y Y Y MPa S 6 确定齿形系数 1Fa Y 2Fa Y 计算分度圆锥角 2 arctanarctan 4 8978 4u 12 909078 411 6 计算当量齿数 为 1v z 2v z 111 cos25 cos11 625 5 v zz 222 cos122 cos78 4608 7 v zz 查图 7 16 取 1 2 61 Fa Y 2 2 12 Fa Y 7 确定应力校正系数 根据 由图 7 17 查得 1v z 2v z 1 1 59 sa Y 1 1 85 sa Y 8 计算大小齿轮的值 Fasa F Y Y 11 1 2 61 1 59 0 0086 480 Fasa F YY 22 2 2 12 1 85 0 01114 352 Fasa F YY 设计计算及说明结果 10 大齿轮的数值大 9 将以上各值代入公式计算得 1 3 222 1 4 1 0 5 1 FaSa F RR Y YKT m zu mm 4 3 222 4 2 36 6 97 10 0 011142 57 0 3 1 0 5 0 3 2531 由于齿轮的模数 的大小主要取决于弯曲强度 所以将计算出来的 3 27 按表 7 9 圆整为 m 3 再根据接触疲劳强度计算出的分度圆直径 130mm 协调相关参数与尺寸 1 d 为 取 1 1 130 43 3 3 d z m 1 44z 21 4 89 44212zuz 锥齿轮分度圆直径为 11 3 44132dmzmm 2 3 212636dmm 1 80 2 74 这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提下 取较多的齿数 做到结构紧 凑 减少浪费 且重合度增加 传动平稳 锥齿轮详细参数 齿轮12 锥角11 5678 44 法面模数33 齿数44212 分度圆直径132636 齿宽8074 锥距279 4 传动比4 89 设计计算及说明结果 11 低速级齿轮设计 圆柱斜齿轮设计 齿轮 3 4 设计计算 1 选择齿轮材料 热处理方法 精度等级及齿数 1 选择齿轮材料与热处理 根据工作条件 一般用途的减速器可采用闭式软齿面传 动 查表 7 1 取小齿轮材料为 40Gr 钢 调质处理 硬度 HBS1 260 大齿轮材料为 45 钢 调质处理 硬度 HBS2 230 两齿轮齿面硬度差为 30HBS 符合软齿面传动的设计要求 表 7 1 齿轮常用材料及其力学性能 材料力学性能 MPa硬 度 材料牌号热处理 b s HBSHRC 应 用 范 围 正火580290 162 21 7 调质650360 217 25 5 一般传动 45 表面淬火40 50 小型闭式传动 重载有 冲击 40MnB调质750500 240 28 0 调质750470 217 28 9 中低速 中载齿轮 42SiMn 表面淬火45 55重载 有冲击 调质700500 241 28 6 一般传动 40Cr 表面淬火48 55重载 有冲击 20Cr 渗碳 淬 火 63539056 62冲击载荷 20CrMnTi 渗碳 淬 火 108083556 62 38CrMoAlA 调质 氮 化 1000850229 氮化 HV 850 无冲击载荷 ZG310 570正火569314 163 20 7 低速重载 HT300300 187 25 5 低速中载 无冲击 QT500 5正火500300 147 24 1 代替铸钢 夹布胶木10025 35高速轻载 设计计算及说明结果 12 2 选择齿轮的精度 此减速器为一般工作机 速度不高 参阅表 7 7 初定为 8 级精度 表 7 7 齿轮的精度等级的适用范围 圆柱齿轮的线速度 m s 锥齿轮的线速度 m s 齿轮精度 直齿轮斜齿轮直齿曲齿 5 级及以上 15 30 12 20 6 级 15 30 12 20 7 级 10 15 8 10 8 级 6 10 4 7 3 初选齿数 取 24 1 z 21 3 72489zuz 2 确定材料许用接触应力 1 确定接触疲劳极限 由图 7 18 a 查 MQ 线得 limH lim1 720 H MPa lim2 580 H MPa 2 确定寿命系数 N Z 小齿轮循环次数 9 11 6060 300 1 2 8 300 15 1 3 10 h Nn jL 大齿轮循环次数 98 2 1 3 10 3 73 51 10N 设计计算及说明结果 13 由图 7 19 查得 12 1 NN ZZ 3 确定尺寸系数 由图 7 20 取 X Z 12 1 XX ZZ 4 确定安全系数 由表 7 8 取 1 05 H S H S 5 计算许用接触应力 按式 7 20 计算 得 H lim2 1 1 1 720 686 1 05 NXH H H Z Z MPa S lim2 2 1 1 580 552 1 05 NXH H H Z Z MPa S 14 设计计算及说明结果 表 7 8 最小安全系数参考值 最小安全系数可靠度 要求 齿轮使用场合 SHminSFmin 高可靠 度 特殊工作条件下要求可靠度很高的齿轮1 5 1 6 2 0 较高可 靠度 长期运转和较长的维修间隔 齿轮失效会造成 严重的事故和损失 1 25 1 3 1 6 一般可 靠度 通用齿轮和多数工业齿轮1 0 1 1 1 25 3 根据设计准则 按齿面接触疲劳强度设计 齿面接触强度按式 7 25 计算 其公式为 2 1 3 1 21 EH dH Z Z Z Z KTu d u 确定上式中的各计算数值如下 1 初定螺旋角 15 并试选载荷系数 1 3 t K 2 计算小齿轮传递的转矩 6 6 41 1 1 9 55 109 55 105 25 3 6 10 1440 P TN mm n 3 确定齿宽系数 由表 7 6 选取齿宽系数 0 8 d d 4 确定材料弹性影响系数 由表 7 5 查得 E Z 1 2 189 8 E ZMPa 5 确定节点区域系数 由图 7 14 得 2 43 H Z H Z 6 确定重合度系数Z 由式 7 27 可得端面重合度为 12 1111 1 883 2cos1 883 2cos151 647 2477zz 轴面重合度 1 0 8 24 tantan151 63 dz 15 设计计算及说明结果 因 1 由式 7 26 得重合度系数 11 0 779 1 647 Z 7 确定螺旋角系数coscos150 98Z 8 试算所需小齿轮直径 1t d 2 1 3 1 2 5 3 21 2 1 3 3 6 104 70 779 189 8 2 43 0 98 39 25 0 83 7552 EH t dH Z Z Z Z KTu d u mm 取 242mm 1 4 确定实际载荷系数与修正所计算的分度圆直径K 1 确定使用系数 按电动机驱动 载荷平稳 查表 2 取 1 A K A K 2 确定动载系数 v K 计算圆周速度 11 70 715 5 28 60 100060 1000 t d n vm s 故前面取 8 级精度合理 由齿轮的速度与精度查图 7 8 得 1 11 v K 3 确定齿间载荷分配系数K 齿宽初定 0 6 242 145mm 1dt bd 计算单位宽度载荷值为 4 1 1 22 1 3 6 10 18 37 100 56 70 AtA K FK T N mmN mm bbd 查表 7 3 取 1 4K 4 确定齿向载荷分布系数 由表 7 4 得 H K 242 244 1 150 183 1 100 108 1 150 18 0 83 1 10560 108 0 80 203 Hdd Kb 5 计算载荷系数1 1 11 1 1 1 330 326 AvH KK K K K 6 按实际载荷系数修正所算的分度圆直径 由式 7 12 得 3 3 11 0 326 70145 1 3 t t K ddmm K 16 设计计算及说明结果 7 计算模数 6mm 1 1 145 24 d m z 5 齿根弯曲疲劳强度计算 由式 7 28 得弯曲强度的设计公式为 2 1 3 2 1 2cos FaSa n dF KTY Y Y Y m z 确定上式中的各计算数值如下 1 由图 7 21 a 取 lim1 300 F MPa lim2 220 F MPa 2 由图 7 22 查得弯曲疲劳寿命系数 12 1 NN YY 17 设计计算及说明结果 3 由表 7 8 查得弯曲疲劳安全系数1 25 F S 表 7 8 最小安全系数参考值 最小安全系数 可靠度要求齿轮使用场合 SHminSFmin 高可靠度特殊工作条件下要求可靠度很高的齿轮1 5 1 6 2 0 较高可靠度长期运转和较长的维修间隔 齿轮失效会造成严重的事故 和损失 1 25 1 3 1 6 一般可靠度通用齿轮和多数工业齿轮1 0 1 1 1 25 4 由图 7 23 得尺寸系数 X Y 5 由式 7 22 得许用弯曲应力 lim1 1 3002 1 1 480 1 25 FSTNX F F Y Y Y MPa S lim2 2 2202 1 1 352 1 25 FSTNX F F Y Y Y MPa S 6 确定计算载荷K 初步确定齿高 2 25 2 25 6 13 5 0 8 145 13 5 8 59hm b h 查图 7 12 得 1 23 计算载荷 F K 1 1 15 1 4 1 231 98 AvF KK K K K 18 设计计算及说明结果 7 确定齿形系数当量齿数为 Fa Y 3 1 24 cos 1526 6 v z 3 2 77 cos 1585 5 v z 由图 7 16 查得 12 2 6 2 22 FaFa YY 8 由图 17 查得应力校正系数 1 1 59 sa Y 2 1 76 sa Y 19 设计计算及说明结果 9 计算大小齿轮的值 Fasa F Y Y 11 1 2 6 1 59 0 0086 480 Fasa F YY 22 2 2 22 1 76 0 0112 352 Fasa F YY 大齿轮的数值大 10 求重合度系数Y 端面压力角 tantan20 arctanarctan20 647 coscos15 n t 基圆螺旋角的余弦值为 coscoscos coscos15 cos20 cos20 6470 97 bnt 当量齿轮端面重合度 由式 7 30 得 22 1 647 1 75 cos0 97 a an b 按式 7 30 计算 0 750 75 0 250 250 679 1 75 an Y 11 由图 7 25 得螺旋角影响系数0 87Y 12 将上述各值代入公式计算 得 2 1 22 3 2 21 42 3 2 2cos 21 983 610 cos 150 870 679 0 0112 1 157 0 824 FaSa n Fd KTY Y YY m z mm 由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度 所以将计算出来的 1 157 按国标取为 n m 1 25 并根据接触强度计算出的分度圆直径 70mm n m 1 d 协调相关参数与尺寸为 1 1 cos145 cos15 112 1 25 n d z m 取 21 3 7 112414zuz 2 414z 这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提下 取较多的齿数 做到结构紧凑 减少浪费 且重合度增加 传动平稳 20 设计计算及说明结果 6 齿轮几何尺寸计算 1 中心距 12 112414 3 340 2cos2 cos15 n zzm amm 把中心距圆整成 216mm 2 修正螺旋角 12 34 126 1 25 arccosarccos15 22 102 n zzm a 螺旋角变化不大 所以相关参数不必修正 3 分度圆直径 1 1 112 1 25 145 coscos15 n z m dmm 2 2 414 1 25 536 coscos15 n z m dmm 4 确定齿宽 取 b2 70mm b1 80mm 1 0 8 1451161bdmm 7 齿轮各部分详细尺寸汇总 齿轮34 分度圆直径 d145536 模数 Mn1 251 25 齿数 Z112414 齿宽 b8070 中心距 a340 螺旋角1515 旋向左右 21 设计计算及说明结果 设计轴的尺寸并校核设计轴的尺寸并校核 一 轴材料选择和最小直径估算 轴采用材料 45 钢 进行调质处理 则许用应力确定的系数 103 取高126 0 A 速轴 中间轴 低速轴 按扭转强度初定该轴的最126 01 A120 02 A112 03 A 小直径 即 当轴段截面处有一个键槽 就将计数值加大 min d n d 3 m 0min P A 5 7 当两个键槽时将数值增大到 10 15 1 高速轴 因高速轴安装联轴器有一mm52 24 715 27 5 126 n d 3 3 1 1 011min P A 键槽 则 26 23mm 对于连接电动机和减速器高速 52 2407 0 1d min1 轴的联轴器 为了减少启动转矩 其联轴器应具有较小的转动惯量和良好的 减震性能 故采用 LX 型弹性柱销联轴器 GB T5014 2003 1 联轴器传递的名义转矩 9550Tm95 72 720 5 5 9550 n N P 计算转矩 K 为带式运输机工作系数 m 43 10995 725 1 c NKTT K 1 25 1 5 取 K 1 5 2 根据步骤 1 2 和电机直径 d 电机 42 mm 则选取 LX3 型联轴器 其中 公称转矩 联轴器孔直径 r min4750 n m1250 n 许用转速 NT d 30 32 35 38 40 42 45 48 满足电机直径 d 电机 42 mm 3 确定轴的最小直径 根据 d 轴 0 8 1 2 d 电机 所以 mm 6 33d1min 取mm35d1min 2 中间轴 该处轴有一键槽 则 mm 7 38 146 4 9 120 n d 3 3 2 022min P A 另考虑该处轴径尺寸应大于高速级轴颈处直 mm41 7 3807 0 1d min2 径 取 mm45d min2 22 设计计算及说明结果 3 低速轴 考虑该处有一联轴器和大斜mm16 55 39 66 4 112 n d 3 3 3 03min3 P A 齿圆柱齿轮 有两个键槽 则 取整 mm48 63mm5515 0 1d min3 mm65d min3 二 轴的结构设计 根据轴上零件的结构 定位 装配关系 轴向宽度及零件间的相对位置等要求 参考表 4 1 图 4 24 机械设计课程设计 第 3 版哈尔滨理工大学出版社 初步设 计轴草图如下 A 高速轴的结构设计高速轴的结构设计 高速轴轴系的结构如图上图所示 1 各轴段直径的确定 最小直径 安装与电动机相连联轴器的轴向外伸轴段 11 dmm35dd 1min11 根据大带轮的轴向定位要求以及密封圈标准 取 45mm 12 d 23 设计计算及说明结果 3 轴承处轴段 根据圆锥滚子轴承 30210 确定轴径 50mm 4 轴环段取 60mm 5 轴承处根据轴承取 50mm 6 小锥齿轮处取 40mm 2 轴各段长度 1 由选择的联轴器取 60mm 2 由箱体结构 轴承端盖 装配关系等确定 40mm 3 由圆锥滚子轴承确定 20mm 4 由装配关系 箱体结构确定 110mm 5 由圆锥滚子轴承确定 20mm 6 由套筒及小锥齿轮确定 63mm B 中间轴直径长度确定中间轴直径长度确定 24 设计计算及说明结果 1 初步选定圆锥滚子轴承 因轴承同时承有径向力和轴向力的作用 故选单列圆 锥滚子轴承 参照工作要求并根据 40mm 由课程设计表 12 4 轴承产品目录中初步 min d 选取 0 基本游隙组 标准精度级的单列圆锥滚子轴承选用型号为 30209 其主要参数为 d 45 D 85 T 20 75mm B 19mm C 16mm 所以取其直径 45mm 2 因为安装小斜齿轮为齿轮轴 其齿宽为 80mm 直径为 77 006mm 所以长 80mm 直径 77 006mm 3 轴的轴环段直径 60mm 长 10mm C 输出轴长度 直径设置输出轴长度 直径设置 1 初步选定圆锥滚子轴承 因轴承同时承有径向力和轴向力的作用 故选单列圆 锥滚子轴承 参照工作要求并根据 40mm 由课程设计表 12 4 轴承产品目录中初步 min d 选取 0 基本游隙组 标准精度级的单列圆锥滚子轴承选用型号为 30209 其主要参数为 d 45 D 85 T 20 75mm B 19mm C 16mm 所以取其直径 45mm 2 因为安装大斜齿轮 其齿宽为 75mm 所以长 75mm 直径 50mm 3 轴的轴环段直径 60mm 长 10mm 4 过渡轴直径 50mm 长度 58mm 5 轴承端直径 45mm 长度 42mm 6 箱盖密封轴直径 40 长度 35mm 7 选择联轴器的直接 35mm 长度 60mm 25 设计计算及说明结果 二 二 轴的校核轴的校核 中间轴中间轴 一 轴的力学模型建立 RAV ABCD Fa2 Fr2 Ft2 Fa3 Fr3Ft3 RBV Fa2 Fa3 Fr3 49048 20 77335 40 14607 33 28028 73 RAHRBHFt2Ft3 163068 06 108934 84 170284 81 180477 02 109909 84 112482 93 121030 T M合 MH MV Fr2 轴 N mm 26 设计计算及说明结果 二 计算轴上的作用力 大锥齿轮 2 圆周力 N TT FF R 86 1323 333 0 5 0199 10462 5 2 5 01d 2 d 2 4 1 1 m1 1 t1t2 径向力 NFFF81 189199 23cos20tan86 1323costan 11 ta12r 轴向力 NFFF88 442199 23cos20tan86 1323costan 1t1r1a2 斜小圆齿 3 圆周力 NN T F66 3361 006 72 102103 1 2 d 2 5 3 2 t3 径向力 NNFF52 1256 155 13cos 20tan 66 3361 cos tan t3r3 轴向力 NNFF69 785155 13tan66 3361tan t3a3 三 计算支反力 1 计算垂直面支反力 XZ 平面 如图由绕支点 A 的力矩和 则 0 AV M 0189746262 2rr3 BV FFF NNFBV61 275 189 6252 125613681 189 同理 0 BV M 则 NF AV 10 791 计算无误 0 Z 1 计算水平面支反力 XY 平面 与上步骤相似 计算得 NFAH13 2630 NFBH39 2055 27 设计计算及说明结果 四 绘扭矩和弯矩图 1 垂直面内弯矩图如上图 C 处弯矩 左 CV M mm 49048 20Nmm 6210 79162 NFAV mm 40 77335mm 2 006 72 69 78520 49048 2 d 62 3 a3 NNFFM AVCV 右 D 处弯矩 mm 73 28028 2 54 19288 442 5361 275 2 d 53 m2a2 N F FM BVDV 左 mm 53 146075361 27553NFM BVDV 右 2 绘水平面弯矩图 如图所示 H M C 处弯矩 mm 06 1630686213 263062NFM AHCH D 处弯矩 mm 84 1089345339 205553NFM BHDH 3 合成弯矩图 如图 C 处最大弯矩值 mm 02 18047740 7733506 163068 22 max NMC D 处最大弯矩值 mm 93 11248273 2802884 108934 22 max NMD 1 转矩图T mm 121030 2 NTT 2 弯扭合成强度校核 进行校核时 根据选定轴的材料 45 钢调质处理 由所引起的教材 15 1 查得轴的许 用应力 a60 1 MP 应用第三强度理论 1 22 W TM mm29 33 6014 3 12103002 18047732 32 d 3 22 3 1 2 2 C TMC mm39 30 6014 3 12103093 11248232 32 d 3 22 3 1 2 2 D TMD 而 C 处采用的齿轮轴 D 处直径 50mm 远大于计算尺寸 故强度足够 28 设计计算及说明结果 五 安全系数法疲劳强度校核 对一般减速器的转轴仅适用弯扭合成强度校核即可 而不必进行安全系数法校核 1 判断危险截面 对照弯矩图 转矩图和结构图 从强度 应力集中方面分析 因 C 处是齿轮轴 故 C 处不是危险截面 D 截面是危险截面 需对 D 截面进行校核 2 轴的材料的机械性能 根据选定的轴的材料 45 钢 调质处理 由所引用教材表 15 1 查得 取 11640 275 155BMPaMPaMPa 1 02 05 05 0 3 D 截面上的应力 因 D 截面有一键槽 所引 mm9mm14hb mm5 5t 抗弯截面系数 3 2 3 2 3 mm83 10740 502 5 5505 514 32 5014 3 d2 tdbt 32 d W 抗扭截面系数 3 2 3 2 3 mm46 23006 502 5 5505 514 16 5014 3 d2 tdbt 16 d T W 弯曲应力幅 弯曲平均应力 a47 10a 83 10740 93 112482 max a MPMP W MD 0 m 扭转切应力幅 平均切应力a63 2 a 46 230062 121030 2 2 a MPMP W T T a63 2 am MP 4 影响系数 D 截面受有键槽和齿轮的过盈配合的共同影响 但键槽的影响比过盈配合的影响小 所以只需考虑过盈配合的综合影响系数 由教材表 3 8 用插值法求出 取16 3 k 轴按磨削加工 由教材附图 3 4 求出表面质量系数 53 2 16 38 0 k 8 0 k 92 0 故得综合影响系数 25 3 1 92 0 1 16 3 1 1k K 29 设计计算及说明结果 62 2 1 92 0 1 53 2 1 1k K 5 疲劳强度校核 轴在 D 截面的安全系数为 08 8 02 047 1025 3 275 ma 1 K S 667 21 63 2 1 063 2 62 2 155 ma 1 K S 57 7 667 2108 8 667 2108 8 2222 ca SS SS S 取许用安全系数 故 C 截面强度足够 SSS ca 0 2有 30 设计计算及说明结果 滚动轴承的选择及计算滚动轴承的选择及计算 1 输入轴滚动轴承计算 初步选择滚动轴承 由 机械设计课程设计 表 15 3 中初步选取 标准精度级的单 列圆锥滚子轴承 30210 其尺寸为 mmmmmmTDd 5 219050 362aFN 1 5tan1 5tan11 51 35 0 315e 则 12523 58 1569 67FrN FrN 1 1 2 2 1701 30 446 59 22 0 4 cot11 51 35 2397 57 402 79 22 0 4 cot11 51 35 d d Fr FN Y Fr FN Y 则 1 2 1 2 446 59338784 59 402 79 ada ad FFFN FFN 则 1 1 784 59 0 461 1701 30 a r F e F 2 2 402 79 0 168 2397 57 a r F e F 则 111Pr0 40 4cot 0 4 1701 30 4 cot11 51 35 784 592174 98 FrFa N 22Pr2397 57rFN 则 10 610 65580010 1 94 10 610 6 6060 3102397 573 r h r C Lhh nP 故合格 载荷水平面 H垂直面 V 1522 5NHFN 133 55NVFN 支反力 F 21567 5NHFN 282 45NVFN 31 设计计算及说明结果 2 中间轴滚动轴承计算 初步选择滚动轴承 由 机械设计课程设计 表 15 3 中初步选取 0 基本游隙组 标准 精度级的单列圆锥滚子轴承 30209 其尺寸为 mmmmmmTDd78 208545 651 5aFN 1 5tan1 5tan12 57 10 0 345e 12965 13 2002 20FrN FrN 则 1 1 2 2 965 13 277 48 22 0 4 cot12 57 10 2002 20 575 63 22 0 4 cot12 57 10 d d Fr FN Y Fr FN Y 则 1 2 1 2 277 48651 5928 98 575 63 ada ad FFFN FFN 则 1 1 928 98 0 963 965 13 a r F e F 2 2 575 63 0 287 2002 20 a r F e F 则 111Pr0 40 4cot 0 4 965 130 4 cot12 57 10 928 982001 67 FrFa N 22Pr2002 20rFN 则 10 610 65580010 14 10 10 610 6 6060 77 62002 203 r h r C Lhh nP 故合格 载荷水平面 H垂直面 V 1957NHFN 1125NVFN 支反力 F 21669NHFN 21106NVFN 32 设计计算及说明结果 3 输出轴设计计算 由 机械设计课程设计 表 15 3 中初步选取 0 基本游隙组 标准精度级的单列圆锥 滚子轴承 30215 其尺寸为mmmmmmTDd25 2713075 键联接的选择及校核计算键联接的选择及校核计算 1 输入轴键计算 校核联轴器处的键连接 该处选用普通平键尺寸为 接mmmmmmlhb55810 触长度 则键联接所能传递的转矩为 mml50555 0 25 0 25 6 22 20 120 100079 2 pThl dNm 故单键即可 397 35TTNm 2 中间轴键计算 校核联轴器处的键连接 该处选用普通平键尺寸为 mmmmmmlhb44914 接触长度 则键联接所能传递的转矩为 mml301444 0 25 0 25 8 58 40 120 1000556 8 pThl dNm 故单键即可 4371 66TTNm 3 输出轴键计算 校核圆柱齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为 mmmmmmlhb55914 接触长度 则