二级减速器课程设计

键入公司名称 键入文档标题 键入文档副标题 键入作者姓名键入作者姓名 选取日期选取日期 在此处键入文档摘要 摘要通常为文档内容的简短概括 在此处键入文档摘要 摘要 通常为文档内容的简短概括 减速器设计减速器设计 班级 姓名 学号 组成员 机械 设计 机械与材料工程学院 九江学院 1 前言前言 机械设计课程设计是高等工业学校多数专业第一次全面的机械设 计训练 是机械设计课的最后一个重要教育环节 其目的是 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 进行机械设计基本技能的训练 如计算 绘图 其中包括计 算机辅助设计 和学习使用设计资料 手册 标准和规范 此外 机械设计课程设计还为专业课设计和毕业设计奠定了基础 此书是我们组在完成此次课程设计之后对整个设计计算过程的整 理总结 主要包括整个设计的主要计算及简要说明 对于必要的地 方 还有相关简图说明 对于一些需要的地方 还包括一些技术说 明 例如在装配和拆卸过程中的注意事项 传动零件和滚动抽成的 润滑方式及润滑剂的选择 使我们图纸设计的理论依据 当然 由于我们是第一次进行机械设计 还有很多考虑不到或不 周的地方 有很多零件尺寸材料选择的时候考虑不周全 希望老师 在审阅时予以指正 九江学院 2 20112011 年年 5 5 月月 1818 日日 目录目录 第一部分 设计任务书 3 第二部分 传动装置的总体设计 3 第三部分 传动装置的运动和动力参数计算 5 第四部分 传动零件的设计计算 6 第五部分 轴的设计计算 18 第六部分 减速器的附件 32 第七部分 主要尺寸及数据 36 第八部分 润滑油及润滑方式的选择 37 第九部分 密封及密封的选择 38 总结 39 参考文献 39 九江学院 3 第一部分第一部分 设计任务书设计任务书 设计题目 带式输送机传动装置的设计 1 已知条件 1 机器功用 由输送带传送机器的零 部件 2 工作情况 单向运输 载荷较平稳 室内工作 有粉尘 环境温度不超过 35 C 3 运动要求 输送带运动速度误差不超过 5 滚筒传动效率为 0 96 4 使用寿命 8 年 每年 350 天 每天 16 小时 5 动力来源 电力拖动 三相交流 电压 380 220V 6 检修周期 半年小修 二年中修 四年大修 7 生产规模 中型机械厂 批量生产 2 设计数据 详见下表 输送带工作拉力 F kN3 2 输送带速度 1 sm 0 5 卷筒直径mmD 350 电机同步转速 1000r min 3 要求 1 完成传动装置的计算 2 完成各零件的设计 选择计算 3 认真计算和制图 保证计算正确 第二部分第二部分 传动装置的总体设计传动装置的总体设计 一 传动方案 九江学院 4 1 设计要求 卷筒直径 D 350mm 牵引力 F 3200N 运输带速度 V 0 5m s 连续单向运转 载荷平衡 空载启动 使用年限 8 年 每年使 用 350 天 每天 16 小时 运输带的速度误差允许5 2 减速器采用二级圆柱齿轮减速器 总体布局如图所示 1 电机 2 传送带 3 减速器 4 联轴器 5 轮 6 传送带 7 轴承 六个 二 电动机的选择 1 电动机类型的选择 Y 系列三相异步电动机 工作要求 连续工作机器 2 电动机功率选择 1 传动装置的总功率 查指导书表 1 7 0 99 0 833 32 承联带轮滚筒 32 0 990 96 0 970 96 卷筒所需要的有效效率 3200 0 5 1 6 10001000 FV PKW 所需电动机功率 KW 1 6 1 921 0 833 P P 九江学院 5 滚筒轴转速 6060 0 5 n 27 30r min 0 35 V D 2 确定电动机的型号 根据指导书 12 1 表中 Y 型电动机数据选择 因为在设计任务书中必须选择同步转速为 1000r min 的电动机 1 921 2 2 所以选择 Y112M 6 型电动机 电动机转速 r min 电动机型号 额定功率 P P kW ed同步转速满载转速 总传动 比 Y112M 62 2100094034 44 三 计算总传动比及分配各传动比 总传动比 940 i 34 44 27 30 分配传动装置的传动比 由指导书 P5 及 P196 可知 i 3 00 带12 i1 3i 1 5 12 2 12 i ii i 2 91 1 35 i 1 35 i 3 94 i 减 减 第三部分第三部分 传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数计算 1 1 各轴的转速 n r min 高速轴一的转速 940r min 1m nn 中间轴二的转速 211 940 5 31177 024 min nnir 低速轴三的转速 322 177 024 3 9444 930 min nnir 滚筒轴四的转速 43 44 930 min nnr 九江学院 6 2 各轴的输入功率 P kW 高速轴一的输入功率 1m 2 2 0 96 2 112PPKW 带 中间轴二的输入功率 21 2 112 0 99 0 97 2 028PPKW 承轮 低速轴三的输入功率 32 2 028 0 99 0 97 1 948P PKW 承轮 滚筒轴四的输入功率 43 1 948 0 99 0 991 909PPKW 承联 滚筒轴四的输入转矩 T4 9550P4 n4 405 76 N m 根据以上数据列出各轴的传动参数的数据表 传动参数的数据表传动参数的数据表 电机轴轴 1轴 2轴 3滚动轴 4 功率 P kW 2 22 1122 0281 9481 909 转矩 T N m 22 3521 46109 41414 05405 76 转速 n r min 940940177 02444 93044 930 传动比 i 3 03 942 911 0 效率 0 960 970 970 99 第四部分第四部分 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 一 带的设计与计算 1 确定计算功率 选取 V 带型号 c P 查表得1 3 A K 3 各轴的输入转矩 T N m 高速轴一的输入转矩 T1 9550P1 n1 21 46 N m 中间轴二的输入转矩 T2 9550P2 n2 109 41 N m 低速轴三的输入转矩 T3 9550P3 n3 414 05 N m 九江学院 7 1 3 2 22 86 caA PK PKW 940r min 1 n 由图 8 11 可选 A 型 机械设计 第八版 2 确定带轮的基准直径 验证带速 v 1d d 2d d 由表 8 6 和 8 8 取小带轮的基准直径 118mm 1d d i 3 354mm 2d d 1d d 1d d 根据表 8 8 取整 355mm 2d d 1 1 112 940 5 80 60 100060 1000 d d n vm s 5 5 80 30m s 故带速合适 3 初定中心距 0 a 由式 12120 20 7 dddd adddd 366 5mm946mm 故 500mm 0 a 0 a 4 初算带的基准长度 0 L 2 0 L 0 a 2 1d d 2d d 1d d 2d d 2 0 a 2 500 118 355 355 118 4 500 2023 46 2 2 由表 8 2 选取带的基准长度 2000mm d L 5 实际中心距 中心距可调整 则a 2 500 2000 2023 46 2 488mm a 0 a d L 0 L 取 400a 考虑到安装调整和补偿初拉力需要 中心距调整余量为 03 0 015 0 dd lala 则中心距的取值范围为 470 560mm 九江学院 8 6 小带轮包角 1 3 57180 12 a dd dd 能满足要求 355 118 18057 3152 8490 500 7 计算 V 带根数 z 1 计算单根 V 带的额定功率 r P 由表 8 4a 得 1 06KW 8 4b 得 0 11KW 0 P 0 P 由表 8 5 得 由表 8 2 得0 92K 1 01 L K 1 02KW r P 00 l PP K K 2 计算 V 带的根数 z z 取 3 根 00 2 2 2 26 1 02 c l P PP K K 8 作用在带轮轴上的力 由表 8 3 得 A 带的单位长度质量 q 0 1kg m 所以 F 166N 0 500 c P zv 2 1 5 2 qv K 压力轴的最小值为 F2Z F 0 1 152 sin2 2 166 sin644 22 N 二 齿轮的设计与计算 4 2 1 高速级传动斜齿圆柱齿轮的设计计算 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 选用斜齿圆柱齿轮传动 2 运输机为一般工作机器 速度不高 由有机设书表 10 8 知 选用 7 级精 度 GB10095 88 3 材料选择 有机设书表 10 1 选择小齿轮材料为 40Cr 钢 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 九江学院 9 4 选小齿轮齿数为 大齿轮齿数23 1 Z 21 23 3 9491ZZ i 5 初选螺旋角14 2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式 10 9a 进行试算 即 3 2 1 1 21 tHE t dH K TZ Zu d u 1 确定公式内的各计算数值 1 试选载荷系数 6 1 t K 2 计算小齿轮传递的转矩 33 1 1 1 T95500 98 1021 03 10 N m P n 3 由表 10 7 选取齿宽系数 1 d 4 由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 2 1 8 189 MPaZE 5 由图 10 21d 按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度极限 MPa H 600 1lim 大齿轮的接触疲劳强度极限 MPa H 550 2lim 6 由式 10 13 计算应力循环次数 9 11 6060 940 1 2 8 300 8 2 16576 10 h Nn jLh 98 211 2 16576 103 945 5 10NN ih 7 由图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 93 0 1 HN K98 0 2 HN K 8 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 S 1 得 S KK HHNHHN HH H 22 2lim21lim121 MPaMPa 5 548 12 55098 060093 0 9 由图 10 30 选取区域系数43 2 H Z 九江学院 10 10 由图 10 26 查得 则 765 0 1 885 0 2 65 1 21 2 计算 1 试算小齿轮分度圆直径 代入数值 t d1 3 2 1 1 12 H EH d t t ZZ u uTK d 3 2 3 2 1 6 21 03 103 94 12 43 189 8 32 68 1 1 653 94548 5 mmmm 2 计算圆周速度 v 11 32 68 940 1 61 60 100060000 t d n vm sm s 3 计算齿宽 b 1 1 32 6832 68 dt bdmmmm 4 计算齿宽与齿高比 b h 模数 1 1 cos32 68 cos14 1 38 23 t nt d mmmmm z 齿高 2 252 25 1 383 105 nt hmmmmm 32 683 10510 52b h 5 计算纵向重合度 83 1 14tan231318 0 tan318 0 1 z d 6 计算载荷系数 根据 7 级精度 由图 10 8 机设书 查得动载系数1 61 vm s 08 1 v K 由表 10 2 查得使用系数1 A K 因斜齿轮 假设 mmNbFK tA 100 由表 10 3 查得 4 1 FaHa KK 由表 10 4 插值查得 7 级精度 小齿轮相对支承非对称布置式 417 1 H K 由 b h 10 53 查图 10 13 得 故载荷系数417 1 H K325 1 F K 14 2 417 14 108 1 1 HHVA KKKKK 九江学院 11 7 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由式 10 10a 得 3 3 11 2 14 32 6837 79 1 6 t t K ddmmmm K 8 计算模数 m 1 1 cos37 79 cos14 1 59 23 n d mmmmm z 3 按齿根弯曲强度设计 由式 10 17 得弯曲强度的设计公式为 3 2 1 2 1 2cos FaSa n dF KTYY Y m z 1 确定公式内各计算数值 1 计算载荷系数 2325 14 108 11 FFVA KKKKK 2 根据纵向重合度 从图 10 28 查得螺旋角影响系数 83 1 88 0 Y 3 计算当量齿数 20 25 14cos 23 cos 33 1 1 Z Zv67 133 14cos 122 cos 33 2 2 Z Zv 4 查取齿形系数 由表 10 5 查得 616 2 1 F Y153 2 2 F Y 5 查取应力较正系数 由表 10 5 查得 591 1 1 S Y817 1 2 S Y 6 由图 10 20c 查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPa FE 500 1 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPa FE 380 2 7 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 86 0 1 FN K91 0 2 FN K 8 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 九江学院 12 MPaMPa S K FEFN F 14 307 4 1 50086 0 11 1 MPaMPa S K FEFN F 247 4 1 38091 0 22 2 9 计算大 小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y 01355 0 14 307 591 1 616 2 1 11 F SaFaY Y 01584 0 247 817 1 153 2 2 22 F SaFa YY 大齿轮的数值大 2 设计计算 3 2 1 2 1 cos2 F SaFa d n YY z YKT m 3 32 2 2221 03 100 88 cos 14 0 015841 09 1 231 65 mmmm 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度 计算的模数 由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力 仅与齿轮直径 即模数与齿数的乘积 有关 可取由弯曲强度算得的模数 1 09mm 并就近圆整为标准值 mmm25 1 1 但为了同时满足接触疲劳强度 需按接触疲劳强度算得分度圆直径 来计算应有的齿数 于是有 1 37 79dmm 小齿轮齿数 取 1 1 cos37 79 cos14 29 33 1 25 n d z m 1 30z 大齿轮齿数 21 3 94 30119zuz 这样设计出的齿轮传动 既满足了齿面接触疲劳强度 又满足了齿根弯曲疲 劳强度 并做到结构紧凑 避免浪费 4 几何尺寸计算 九江学院 13 1 计算中心距 121 1 30 119 1 25 96 04 2cos2 cos14 zz m ammmm 将中心距圆整为 97mm 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 121 30119 1 25 arccos15 11 22 96 04 zzm a 因 值改变不多 故 等不必修正 20 8 K H Z 3 计算大 小齿轮的分度圆直径 111 1 12 22 96 04 30 39 84 cos30 119 z maz dmmmm zz 212 2 12 22 96 04 119 153 34 cos30 119 z maz dmmmm zz 4 计算齿轮宽度 1 1 38 8439 84 d bdmmmm 取 1 45Bmm 2 40Bmm 5 验算 4 1 1 22 2 103 10 1082 90 38 84 t T FNN d 合适 1 1082 90 27 88 100 38 84 At K F N mmN mmN mm b 4 2 2 低速级减速齿轮设计 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 选用斜齿圆柱齿轮传动 2 运输机为一般工作机器 速度不高 有机设书表 10 8 知 选用 7 级精度 GB10095 88 3 材料选择 由机设书表 10 1 选择小齿轮材料为 40Cr 钢 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 九江学院 14 4 选小齿轮齿数为 大齿轮齿数23Z3 432 ZZ i23 2 9167 5 初选螺旋角14 2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式 10 21 进行试算 即 3 2 2 3 21 tHE t dH K TZ Zu d u 1 确定公式内的各计算数值 1 试选载荷系数 61 Kt 2 计算小齿轮传递的转矩 33 2 2 2 T95500 98 10107 22 10 N m P n 3 由表 10 7 选取齿宽系数 1 d 4 由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 2 1 8 189 MPaZE 5 由图 10 21d 按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度极限 MPa H 600 3lim 大齿轮的接触疲劳强度极限 MPa H 550 4lim 6 由式 10 13 计算应力循环次数 8 32 4 0781 60 NNh 88 432 4 0786 102 911 40 10NNih 7 由图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 93 0 3 HN K95 0 4 HN K 8 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 S 1 得 S KK HHNHHN HH H 22 4lim43lim321 MPaMPa25 540 12 55095 0 60093 0 9 由图 10 30 选取区域系数 43 2 H Z 九江学院 15 10 由图 10 26 查得 则 765 0 3 87 0 4 635 1 43 2 计算 1 试算小齿轮分度圆直径 代入数值 t d3 3 2 2 3 12 H EH d t t ZZ u uTK d 3 2 3 2 1 6 107 22 102 91 12 433 189 8 57 71 1 1 6352 91540 25 mmmm 2 计算圆周速度 v 32 57 71 177 024 0 54 60 100060000 t d n vm sm s 3 计算尺宽 b 3 1 57 7157 71 dt bdmm 4 计算尺宽与齿高比 b h 模数 3 3 cos57 71 cos14 2 44 23 t nt d mmmmm z 齿高 2 252 25 2 445 48 nt hmmmmm 5 计算纵向重合度 83 1 14tan231318 0 tan318 0 3 z d 6 计算载荷系数 根据 7 级精度 由图 10 8 机设书 查得动载系数smv 62 0 02 1 v K 由表 10 2 查得使用系数1 A K 斜齿轮 假设mmNbFK tA 100 由表 10 3 查得4 1 FaHa KK 由表 10 4 查得 7 级精度 小齿轮相对支承非对称布置式 423 1 H K 由 b h 10 53 查图 10 13 得 故载荷系数423 1 H K335 1 F K 03 2 423 1 4 102 1 1 HHVA KKKKK 7 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由式 10 10a 得 九江学院 16 33 33 2 03 57 7162 33 1 6 t t K ddmmmm K 8 计算模数 m 3 3 cos62 33 cos14 2 63 23 n d mmmmm z 3 按齿根弯曲强度设计 由式 10 17 得弯曲强度的设计公式为 3 2 2 2 3 2cos FaSa n dF KT YY Y m z 1 确定公式内的各计算数值 1 计算载荷系数 91 1335 14 102 11 FFVA KKKKK 2 根据纵向重合度 从图 10 28 查得螺旋角影响系数 83 1 88 0 Y 3 计算当量齿数 18 25 14cos 23 cos 33 3 3 Z Zv 4 4 33 91 99 62 coscos 14 v Z Z 4 查取齿形系数 由表 10 5 查得 616 2 3 F Y190 2 4 F Y 5 查取应力较正系数 由表 10 5 查得 591 1 3 S Y785 1 4 S Y 6 由图 10 20c 查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPa FE 500 3 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPa FE 380 4 7 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 91 0 3 FN K92 0 4 FN K 8 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 九江学院 17 MPaMPa S K FEFN F 325 4 1 50091 0 33 3 MPaMPa S K FEFN F 71 249 4 1 38092 0 44 4 9 计算大 小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y 014368 0 325 591 1 616 2 3 33 F SaFa YY 015655 0 71 249 785 1 190 2 4 44 F SaFa YY 大齿轮的数值大 2 设计计算 3 2 2 2 3 2cos FaSa dF KT YY Y m z 3 32 2 2 1 91 107 22 100 88 cos 14 0 0156551 83 1 231 635 mmmm 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强 度计算的模数 由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能 力 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力 仅与齿轮直径 即模数与齿数 的乘积 有关 可取由弯曲强度算得的模数 1 83mm 并就近圆整为标准值 但为了同时满足接触疲劳强度 需按接触疲劳强度算得分度圆直 2 2mmm 径 来计算应有齿数 于是有 3 62 33dmm 小齿轮齿数 取 3 3 cos62 33 cos14 30 24 2 n d z m 3 31z 大齿轮齿数 取 43 2 91 3191zuz 4 91z 这样设计出的齿轮传动 既满足了齿面接触疲劳强度 又满足了齿根弯 曲疲劳强度 并做到结构紧凑 避免浪费 4 几何尺寸计算 九江学院 18 1 计算中心距 342 2 31 91 2 127 70 2cos2 cos14 zz m ammmm 将中心距圆整为 128mm 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 342 31 123 2 arccos14 41 22 127 70 zzm a 因 值改变不多 故 等不必修正 20 8 K H Z 3 计算大 小齿轮的分度圆直径 323 3 34 22 127 70 31 64 01 cos31 91 z maz dmmmm zz 324 4 34 22 127 70 91 190 50 cos31 91 z maz dmmmm zz 4 计算齿轮宽度 取 3 1 64 0164 01 d bdmmmm 1 70Bmm 2 65Bmm 5 验算 3 2 3 22 107 22 10 3350 10 64 01 t T FNN d 合适 1 3350 10 52 34 100 64 01 At K F N mmN mmN mm b 第五部分第五部分 轴的设计计算轴的设计计算 一 高速轴的设计 1 选择轴的材料 由于减速器传递的功率不大 其重量无特殊要求故选择和小齿轮一样的材料 40Cr 钢 调质处理 2 初步计算轴的最小直径 用初步估算的方法 即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径 d 计算公 九江学院 19 式 选用 40Cr 调质钢 查机设书 P370 表 15 3 得 3 0 n P Ad 106 0 A 3 2 112 10613 88 940 dmm 在第一部分中已经选用的电机 Y112M 6 D 28 mm 0 8 1 2822 4 2825 o d 因为此段上要开键槽 故要扩大 3 来增加强 则mm 0 25 1 0326d 0 62Lmm 1 考虑到轴承盖得装卸问题 1 32dmm 1 50Lmm 2 因齿轮为斜齿轮则轴承受径向力和轴向力作用 高速级转速较高 载荷 一般 故选用角接触球轴承 7007AC 故 mmmmmmBDd156235 mmd35 3 mmL14 3 3 当直径变化处的端面是为了固定轴上零件或承受轴向力时 则相邻直径 变化要大些 故 mmd40 4 4 96 5Lmm 4 由于第五段上轴的直径和此段上齿轮的直径相差不大 故采取直接 在轴上加工齿轮的加工制造方式 4 42dmm 4 45Lmm 5 轴径变化仅为了装配方便或区别加工表面时 不承受轴向力也不固定轴上 零件的 则相邻直径变化较小 即 5 35dmm 5 34 5Lmm 3 确定轴向圆角和倒角尺寸 参照机设书 P365 表 15 2 取轴端倒角 各轴肩出圆角半径见轴 456 1 九江学院 20 的零件图 选轴的直径尺寸公差 m6 4 5 求轴上的载荷 小齿轮分度圆直径 1 39 84dmm 3 1 1 1 22 21 03 10 1082 90 39 84 t T FNN d 1 tan201082 90 tan20 408 27 coscos15 11 t r F FNN 1 tan1082 90 tan15 11292 39 at FFNN 九江学院 21 1 3 1 23 1082 9044 280 28 12644 t NH F l FNN ll 九江学院 22 1 2 2 23 1082 90 126 802 62 12644 t NH F l FNN ll 11 2 280 28 12635 32 HNH MFlNmmNm 22 3 1082 90 4435 32 HNH MFlNmmNm 1 292 39 39 84 5 69 22 a a F D MNmmNm 3 1 3 1 23 408 27 445 69 10 151 15 12644 ra NV F lM FNN ll 3 1 2 2 23 408 27 1265 69 10 257 12 12644 ra NV F lM FNN ll 11 2 151 15 12619 05 VNV MFlNmmNm 22 3 257 12 4411 31 VNV MFlNmmNm 2222 111 19 0535 3243 78 VH MMMNmNm 2222 222 11 3135 3237 09 VH MMMNmNm 1 21 03TTNm 载荷水平面 H垂直面 V 支持力 F 1 2 280 28 802 62 NH NH FN FN 1 2 151 15 257 12 NV NV FN FN 弯矩 M 35 32 H MNm 1 2 19 05 11 31 V V MNm MNm 总弯矩 1 2 43 78 37 09 MNm MNm 扭矩21 03TNm 6 按弯矩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强度 根据 P373 式 15 5 及表中数据 以及轴单向旋转 扭转切应力为脉动循环变应力 故取 0 6 轴的计算应力 九江学院 23 2222 13 3 43 78 0 6 21 03 107 58 0 1 38 84 ca MT MPaMPa W 其中 3 3 10 32 d d W 前面以选定轴的材料为 40Cr 钢 调质 查机设书 P362 表 15 1 得 因此 故安全 a MP 70 1 1 ca 7 精确校核轴的疲劳强度 1 判断危险截面 由轴的结构图以及受力图和各平面的弯矩图综合可知齿轮左端截面 5 因 加工齿轮有尺寸变化 引起应力集中 故该截面左侧需校核验证 2 截面左侧 抗弯截面系数 3333 0 10 1 354287 5W d mmmm 抗扭截面系数 3333 0 20 2 358575 T Wdmmmm 截面左侧的弯矩 M 为 1 126 92512620 43 7836 83 126 9126 MMNmNmNm 截面上的扭矩为 T 1 21 03TTNm 截面上的弯曲应力 3 36 83 10 8 59 4287 5 b M MPaMPa W 截面上的扭转应力 3 21 03 10 2 45 8575 T T T MPaMPa W 轴的材料为 40Cr 钢 调质处理 由机设书 P362 表 15 1 查得 aB MP 735 a MP 355 1 a MP155 1 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机设书 P40 附表 3 2 查取 因 经插入后得 0250 40 1 d r 231 40 84 2 d D 232 02 2 又由附图 3 1 可得轴的材料敏性系数为 780 q 80 0 q 九江学院 24 则 8211022800111 9611232780111 qk qk 由附图 3 2 的尺寸系数 由附图 3 3 的扭转尺寸系数 770 860 轴按磨削加工 由附图 3 4 得表面质量 950 轴未经表面强化处理 即 则按式 3 12 及 3 14b 得综合系数为 1 q 1721 950 1 860 821 1 1 6021 950 1 770 961 1 1 k K k K 合金钢的特性系数 取3020 2 0 取15010 1 0 则可计算安全系数 ca S 75 31 02030 4 62 355 1 K S maa 82 73 285 1 10285 1 172 155 1 K S m 故可知其安全5117 29 82 7375 31 82 7375 31 2222 S SS SS S ca 二 中速轴的设计 1 选择轴的材料 该轴选取 45 钢 调质处理 2 初步计算轴的最小直径 根据表 15 3 取 于是根据公式有110 0 A 3 0 P dA n 选定 3 2 028 11024 80 177 024 dmmmm mmd40 min 第一段轴的长度 0 36Lmm 3 轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案 经分析比较 选用如下方案 九江学院 25 2 各轴的直径和长度 1 根据 选用角接触球轴承 7208AC 尺寸mmd40 min 188040 BDd 得mm 为了使齿轮 3 便于安装 故取 mmdd40 51 mmd42 2 2 68Lmm 2 第二段和第四段是装齿轮的 为了便于安装 L2和 L4都要比齿轮三和齿轮二 的齿宽略小所以 由指导书得 44 4238dmm Lmm 34 8Lmm 3 第五段轴和第二段轴直径相同 52 40ddmm 5 39Lmm 3 轴上零件的轴向定位 轴上轴承轴向定位采用凸缘式端盖与挡油环定位 齿轮采用挡油环与轴肩 定位 选轴的直径尺寸公差 m6 4 确定轴上圆角和倒角尺寸 参照表 15 2 取轴端倒角 各轴肩出圆角半径为 1mm 456 1 5 求轴上的载荷 1 求轴上的力 已知 222 2 028 177 024min 109 41PKW nrTNm 3 2 2 2 22 109 41 10 1056 28 153 34 t T FNN d 2 2 1 tan201056 28tan20 398 23 coscos15 11 t r F FNN 221 tan1056 28tan15 11285 20 at FFNN 3 3 3 3 22 109 413418 53 10 3418 53 64 01 t T FNN d 九江学院 26 3 3 2 tan203418 53 tan20 1284 71 coscos14 41 t r F FNN 332 tan3418 53tan14 41878 37 at FFNN 首先根据轴的结构图作出以下受力分析图 在确定轴承的支撑点位置时 应从手册中查取 a 的值 对于 7208AC 型角接触球轴承 由指导书查得 a 23mm 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图 从轴的结构图以及弯矩 图可以看出两齿轮中心截面受弯矩较大 分别计算两截面处的力与矩 2123 1 2 123 1056 2849703418 53 49 1928 98 457039 tt NH F ll F l FNN lll 2 3323 3 123 1056 28 393418 533965 2610 02 456539 tt NH F lF ll FNN lll 22 3 1928 98 3975 23 HNH MFlNmmNm 33 1 2610 02 45117 45 HNH MFlNmmNm 2 2 285 20 196 47 29 54 22 a a F D MNmmNm 3 3 878 37 64 01 28 11 22 a a F D MNmmNm 321 3213212 2 lll MMlFllF F aarr NV 398 23 4570 1284 71 452954028110 302 35 456539 NN 321 3232323 3 lll MMlFllF F aarr NV 1284 71 7039 398 23 392954028110 1402 73 457039 NN 22 3 33 1 302 35 3911 79 1402 73 4563 12 VNV VNV MFlNNm MFlNNm 2222 max33 117 4563 12133 34 HV MMMNmNm 109 41TNm 九江学院 27 载荷水平面 H垂直面 V 支持力 F 2 3 1928 98 2610 02 NH NH FN FN 2 3 302 35 1402 73 NV NV FN FN 弯矩 M 2 3 75 23 117 45 H H MNm MNm 2 3 11 79 63 12 V V MNm MNm 总弯矩 max 133 34MNm 九江学院 28 扭矩109 41TNm 6 按弯矩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强度 根据机 设书 P373 式 15 5 及表中数据 以及轴单向旋转 扭转切应力为脉动循环变 应力 故取 0 6 轴的计算应力 2222 3 3 133 34 0 6 109 41 1020 06 0 1 42 ca MaT MPaMPa W 其中 3 3 10 32 d d W 前面已选定轴的材料为 45 钢 调质 查机设书 P362 表 15 1 得 因此 故安全 1 60 a MP 1 ca 7 精确校核轴的疲劳强度 1 判断危险截面 由轴的结构图以及受力图和各平面的弯矩图综合可知两齿轮中间轴肩处 截面 3 和 4 因轴肩尺寸变化 引起应力集中 又截面 3 受弯矩等大于截面 4 故可只校核截面 3 左面 2 截面左侧 抗弯截面系数 3333 8 7408421010mmmm d W 抗扭截面系数 3333 6 14817422 02 0mmmmdWT 截面左侧的弯矩 M 为 1 54405040 159 0121 94 5450 MMNmNmNm 截面上的扭矩为 T109 41TNm 截面上的弯曲应力 3 21 94 10 2 96 7408 8 b M MPaMPa W 截面上的扭转应力 3 109 71 10 7 37 14817 6 T T T MPaMPa W 轴的材料为 40Cr 钢 调质处理 由机设书 P362 表 15 1 查得 九江学院 29 aB MP 735 a MP 355 1 a MP155 1 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机设书 P40 附表 3 2 查取 因 经插入后得 0240 42 1 d r 191 42 50 d D 142 89 1 又由附图 3 1 可得轴的材料敏性系数为 780 q 80 0 q 则 711189 1 800111 8911142780111 qk qk 由附图 3 2 的尺寸系数 由附图 3 3 的扭转尺寸系数 760 850 轴按磨削加工 由附图 3 4 得表面质量 950 轴未经表面强化处理 即 则按式 3 12 及 3 14b 得综合系数为 1 q 0621 950 1 850 711 1 1 5421 950 1 760 891 1 1 k K k K 合金钢的特性系数 取3020 2 0 取15010 1 0 则可计算安全系数 ca S 29 28 02094 4 542 355 1 K S maa 04 15 254 9 10254 9062 155 1 K S m 故可知其安全5128 13 04 1529 28 04 1529 28 2222 S SS SS S ca 三 低速轴的设计 1 选择轴的材料 该轴同样选取 45 钢 调质处理 2 初步计算轴的最小直径 九江学院 30 根据表 15 3 取 于是根据公式有112 0 A 3 0 P dA n 选定 3 1 948 11237 98 49 930 dmmmm mmd50 min 初选联轴器 HL4 初定轴的最小直径mmd50 min 3 轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案 经分析比较 选用如下方案 2 各轴的直径和长度 1 联轴器采用轴肩定位 半联轴器长度为 半联轴mmd50 6 mmL112 器与轴的配合的毂孔长度为 为了保证半联轴器轴向的可靠定位 故取mm84 mmL82 6 因轴承受径向力和轴向力作用大 转速较小 载荷大 故选用角接触球轴承 7012AC 故 为了便于齿轮安6010020dDBmmmmmm mmdd60 41 装 为了使齿轮有较好的轴向定位 取 轴 2 64dmm 3 70dmm mmd58 5 承 为了便于安装 其他长度由轴 1 和轴 2 的计算方法mmB22 mmL20 4 求得 123 42 63 72Lmm Lmm Lmm 5 50Lmm 3 轴上零件的轴向定位 轴承采用凸缘式端盖和挡油环来定位 齿轮轴向定位则采用轴肩与挡油环 定位 选轴的直径尺寸公差 m6 九江学院 31 4 确定轴向圆角和倒角尺寸 参照表 去轴端倒角 各轴肩处圆角半径为 1mm 450 2 5 求轴上的载荷 1 求轴上的力 已知 333 1 948 44 930min 414 05PKW nrTNm 九江学院 32 3 3 4 3 22414 05 10 4346 98 190 50 t T FNN d 4 4 2 tan204346 98 tan20 1631 10 coscos14 41 t r F FNN 442 tan4346 98 tan14 411116 92 at FFNN 4 2 4 12 4346 98 103 3066 71 43103 t NH F l FNN ll 4 1 5 12 3260 3643 1280 27 43103 t NH F l FNN ll 44 1 3066 71 43131 72 HNH MFlNmmNm 55 2 1280 27 103131 72 HNH MFlNmmNm 4 1116 92 190 50 106 39 22 ae a F D MNmmNm 3 4 24 4 12 1631 10 103 106 39 10 1879 41 43 103 ra NV F lM FNN ll 3 4 14 5 12 1631 10 43 106 39 10 248 31 43 103 ra NV F lM FNN ll 44 1 1879 41 4380 8 VNV MFlNmmNm 55 2 248 31 10325 58 VNV MFlNmmNm 2222 444 80 8131 12154 02 VH MMMNmNm 2222 555 25 58131 12133 59 VH MMMNmNm 载荷水平面 H垂直面 V 支持力 F 4 5 4346 98 1631 10 NH NH FN FN 4 5 1879 41 248 31 NV NV FN FN 弯矩 M 131 12 H MNm 4 5 80 8 25 58 V V MNm MNm 九江学院 33 总弯矩 4 5 154 02 133 59 MNm MNm 扭矩 414 05TNm 414 05TNm 6 按弯矩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强度 根据机 设书 P373 式 15 5 及表中数据 以及轴单向旋转 扭转切应力为脉动循环变 应力 故取 0 6 轴的计算应力 2222 43 3 154 2 0 6 414 05 1010 53 0 1 64 ca MaT MPaMPa W 其中 3 3 10 32 d d W 前面已选定轴的材料为 45 调质 查机设书 P362 表 15 1 得 因此 故安全 a MP70 1 1 ca 第六部分第六部分 减速器的附件减速器的附件 1 高速轴的附件 1 选用键的系列 50810 lhb21 03TN 选用直径尺寸公差 h6 2 键 轴和联轴器的材料都是钢 由表 6 2 查得许用挤压应力 取 键的工作长度 键的 MPa p120100 MPa p100 mmblL40 接触高度 由式 6 1 得 mmhk45 0 所以合适 33 2102 21 03 10 8 77110 4 40 30 p T MPaMPaMPa kLd 2 轴承寿命的校核 1 已知轴承的预计寿命 L 2 16 350 8 89600h 由所选轴承系列 7007AC 查指导书 P122 表知额定动载荷 C 19 0KN 2 求两轴承受到的径向载荷 九江学院 34 2222 111 2222 222 151 15280 28318 44 257 12802 62842 80 rNVNH rNVNH FFFN FFFN 3 求两轴承的计算轴向力 对于 70000AC 型轴承 按表 13 7 轴承派生轴向力 则有 rd FF68 0 11 22 0 680 68 318 44216 54 0 680 68 842 80573 11 dr dr FFNN FFNN 于是轴向力为 11 22 292 39216 54508 93 573 11 aaed ad FFFNN FFN 4 当量动载荷 P 因 1 1 1 508 93 1 60 318 44 a r F e F 2 2 2 573 11 0 68 842 80 a r F e F 由表 13 5 得径向载荷系数和轴向载荷系数为 轴承 1 41 0 1 X87 0 1 Y 轴承 2 1 2 X0 2 Y 因轴承运转中有轻微冲击载荷 故按表 13 6 取 则 2 1 p f 11111 22222 1 2 0 41 318 440 87 508 93 688 00 1 2 1 842 800 573 11 1011 36 pra pra PfX FY FNN PfX