设计用于链式运输机的圆锥圆柱齿轮减速器说明书

2009 级机械设计课程设计 1 设计目录 1 题目及总体分析 3 2 各主要部件选择 3 3 选择电动机 4 4 分配传动比 4 5 传动系统的运动和动力参数计算 5 6 设计高速级齿轮 6 7 设计低速级齿轮 11 8 减速器轴及轴承装置 键的设计 15 轴 输入轴 及其轴承装置 键的设计 15 轴 中间轴 及其轴承装置 键的设计 17 轴 输出轴 及其轴承装置 键的设计 20 9 滚动轴承及键的校和计算寿命 24 10 润滑与密封 27 11 箱体结构尺寸 27 12 设计总结 29 13 参考文献 29 2009 级机械设计课程设计 2 设计任务书设计任务书 题目 题目 设计用于链式运输机的二级圆锥设计用于链式运输机的二级圆锥 圆柱齿轮减速器圆柱齿轮减速器 1 参考传统方案 参考传统方案 2 工作条件 工作条件 连续单向工作 工作时有轻微振动 使用期 10 年 经常满载荷 两班制工作 运输链 工作速度允许误差为 5 减速器由一般厂中小量生产 3 原始数据 原始数据 题 号E3 运输链工作拉力 NF4000 运输链工作速度 1 smv 0 90 运输链链轮齿数Z10 运输链节距 mmp60 一一 各主要部件选择各主要部件选择 目的设计计算与说明主要结果 动力源 电动机 联轴器弹性联轴器 齿 轮锥齿 直轮传动 高速级做成锥齿 低 速级做成直齿 2009 级机械设计课程设计 3 轴 承此减速器轴承所受轴向力不大球轴承 链 轮滚子链 二 电动机的选择 设计计算与说明主要结果 电动机的输出功率的计算 工作机所需有效功率为 Pw F V 4000N 0 9m s 3 6W 3 10 锥齿轮的传动 7 级精度 效率为 1 0 97 圆柱齿轮传动 7 级精度 效率为 2 0 98 球轴承传动效率 四对 为 3 0 99 4 弹性联轴器传动效率 一个 取 4 0 99 运输链轮效率为 5 0 96 要求电动机输出的有效功率为 kw P P w 15 4 96 099 0 99 0 98 097 0 106 3 4 3 54 3 321 0 要求电动机输 出功率为 Po 4 15kw 类型根据有粉尘的要求选用 Y IP44 系列的电动机 选用 Y IP44 系列 选用 查得型号 Y132S 4 封闭式三相异步电动机参数如下 额定功率 Pe 5 5KW 满载转速 n 1440 r min 满载时效率 85 3 功率因数78 0cos 额定转矩 T 2 2 满载时输出功率为 WPP er 5 4691853 0 5500 略大于 在允许范围内 r P o P 选用 Y IP44 系列 Y132M2 6 型封闭式三相 异步电动机 三 分配传动比 设计计算与说明主要结果 2009 级机械设计课程设计 4 分配传动比 传动系统的总传动比为 w m n n i 工作机满载时输入轴的转速min 90 6010 9 0100060100060 r PZ v nw 电动机的满载转速 min 1440rnm 故总传动比16 90 1440 i 41625 0 25 0 1 ii 4 4 16 1 2 i i i 16 i 4 1 i 4 2 i 四 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 设计计算与说明 设 从电动机到输送机滚筒轴分别为 0 轴 1 轴 2 轴 3 轴 4 轴 对应于各轴的转速分别为 对应于 0 轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为 对应于 0 轴的输出转矩和其余名轴的输入转矩分别为 相邻两轴间的传动比分别为 相邻两轴间的传动效率分别为 根据 n2 n1 12 i n3 n2 23 i P1 P0 1 P2 P1 2 000 9550 PT 111 9550 PT 可以算出如下结果 传动系统的运动和动力参数计算 结果 轴号发动机两级锥 圆柱减速器工作机 2009 级机械设计课程设计 5 0 轴1 轴2 轴3 轴4 轴 转速 n r min n0 1440n1 1440n2 720n3 180n4 90 转矩 T N m T0 27 52T1 27 25T2 52 92T3 207 45T4 397 9 功率 P kw P0 4 15P1 4 11P2 3 99P3 3 91P4 3 75 两轴联接联轴器锥齿轮圆柱齿轮链 轮 传动比 ii01 1i12 2i23 4i34 2 传动效率 99 0 01 0 97 12 0 98 23 0 96 34 五 高速级齿轮的设计 锥齿轮的设计 五 高速级齿轮的设计 锥齿轮的设计 设计计算与说明主要结果 选精度等级 材料和齿数 选用直齿锥齿轮传动 速度不高 故选用 级精度 材料选择 由机械设计表 6 1 选取小齿轮材料为 调质 硬度为 大齿轮材料为 钢 调质 硬度为 HBS 二者材料硬 度差为 HBS 选小齿轮齿数 1 大齿轮齿数 2 1 1 2 24 48 取 Z2 49 符合互为质数 1 Z2 75 2009 级机械设计课程设计 6 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算 即 u KTZ d RR H E t 2 1 2 3 1 5 01 92 2 确定公式内的各计算数值 试选载荷系数4 1 t K 2 计算小齿轮传递的转矩 45 11 5 1 10416 5 1440 11 4 105 95 10 5 95 nPTmmN 3 选取齿宽系数 3 1 R 4 知齿轮 查得节点区域系数5 2 H Z 4 由表 6 3 查得材料的弹性影响系数 2 1 8 189 MPaZE 5 由图 6 14 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 大MPa H 600 1lim 齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 500 2lim 6 由式 6 11 计算应力循环次数 9 1 6060 960 1 8 250 2 8 1 843 10 h NnjL 99 2 1 843 10 3 140 587 10N 7 由图 6 16 查得接触疲劳强度寿命系数 1 0 90 N Z 2 0 95 N Z 8 计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为 安全系数为 S 1 1lim1 1 0 9 600540 NH H Z MPaMPa S 设计计算与说明主要结果 2009 级机械设计课程设计 8 按齿面接触强度设计 2lim2 2 0 95 550522 5 NH H Z MPaMPa S MPaMPa HHH 25 5312 5 522540 2 21 计算 试算小齿轮分度圆直径 由计算公式得 t d1 mmd t 21 69 14 3 3 1 5 01 3 1 1011 4 4 1 25 531 8 189 92 2 2 4 2 3 1 计算圆周速度 sm nd v t 48 3 106 144021 6914 3 100060 4 11 模数及主要尺寸的确定 模数 取 8 2 24 21 69 1 1 z d m0 3 m 分度圆直径 mmzmd72243 11 mmzmd147493 22 节锥角 1 26 49 24 2 1 1 arctg z z arctg 9 6390 12 锥距 5 81 2 1 2 2 2 1 ddR 平均分度圆直径 mmdd Rm 65 41 3 05 01 49 5 01 11 齿宽mmRb R 45 24 5 813 0 取25 b 3 校核齿根弯曲疲劳强度 1 弯曲强度校核公式 YY mb KKKF F Rm VAtm F 5 01 cos 0 3 m 72 1 d 147 2 d 2009 级机械设计课程设计 9 设计计算与说明主要结果 齿根弯曲疲劳强度 2 确定各参数 平均分度圆处螺旋角 则0 m 1cos m 查得动载系数1 15 齿向载荷分布系数 V K12 1 K 使用系数 故1 A K288 1 KKKK VA 3 分度圆圆周力 3 4 1 11 10805 1 24 3 1 5 01 0 3 10725 2 2 5 01 22 zm T d T F Rm t 4 齿轮系数 YF和应力修正系数 YS 95 0 114 3 14 3 1 cos 22 1 u u 304 0 114 3 1 1 1 cos 22 2 u 26 25 cos 24 cos 11 1 1 z Ze 7 185 cos 49 cos 22 2 2 z Ze 查表 6 4 得 65 2 1 F Y23 2 2 F Y 58 1 1 S Y76 1 2 S Y 5 许用弯曲应力可由下式算得 srF XNF FP YS YY min lim 由机械设计图 6 15 可查出弯曲疲劳极限应力 MPa F 230 lim MPa F 170 2lim 查得寿命系数 0 1 21 NN YY 查得 85 0 1 sr Y12 1 2 sr Y 查得安全系数是 25 1 F S 故许用弯曲应力 1805 t F 2009 级机械设计课程设计 10 设计计算与说明主要结果 齿根弯曲疲劳强度 MPa YS YY srF XNF FP 49 225 85 0 2 1 11230 1min 1lim 1 MPa YS YY srF XNF FP 49 126 12 1 2 1 11170 2min 2lim 2 1 3 1 78 25 58 1 65 2 33 0 5 01 10 336 12 1 15 1 110805 1 FP F MPa 2 1 2 12 69 21 65 2 23 2 78 25 FP F F FF MPa Y Y 因此满足齿根弯曲疲劳强度 齿面接触强度验算 齿面接触强度验算 HE R VAtm H zz u u db KKKF 1 5 01 2 1 接触强度寿命系数1 N Z 最小安全系数1 1 min H S MPa S ZZ H WNH HP 545 1 1 11600 min lim 2 5 494 10 8 1895 2 14 3 114 3 33 0 5 01 107236 12 1 15 1 110805 1 1 5 01 3 2 6 3 2 1 H HE R VAtm H MPa zz u u db KKKF 因此齿面强度足够 2009 级机械设计课程设计 11 六六 设计低速级圆柱直齿传动设计低速级圆柱直齿传动 设计计算与说明主要结果 选用 级精度 由表 6 1 选择小齿轮材料为 调质 硬度为 大齿轮材料 为 钢 调质 硬度为 HBS 选小齿轮齿数 24 1 Z 大齿轮齿数 96244 122 ZiZ 取 96 2 Z 24 1 Z 96 2 Z 按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式进行试算 即 3 21 1 1 32 2 H E d t t Z u uTk d 1 确定公式各计算数值 1 试选载荷系数3 1 t K 2 计算小齿轮传递的转矩 mmN nPT 4 5 22 5 2 10292 5 720 99 3 10 5 95 10 5 95 3 选取齿宽系数 1 d 4 由表 6 3 查得材料的弹性影响系数 2 1 8 198 MPaZE 5 由图 6 14 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 500 2lim 由式 6 11 计算应力循环次数 8 11 6060 305 7 1 8 250 2 8 5 87 10 h Nn jL 88 2 5 87 10 41 48 10N 由图 6 16 查得接触疲劳强度寿命系数 1 0 96 N Z 2 1 05 N Z 2009 级机械设计课程设计 12 按齿面接触疲劳强度设计 计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为 安全系数为 S 1 由式 得 1lim1 1 0 96 600576 NH H Z MPaMPa S 2lim2 2 1 05 550577 5 NH H Z MPaMPa S 计算 试算小齿轮分度圆直径 代入中的较小值 t d1 H mmd t 86 70 576 8 189 4 5 1 10615 1 3 1 32 2 3 2 5 1 计算圆周速度 v sm nd v t 134 1 600000 7 30586 7014 3 100060 11 计算齿宽 mmdb td 86 7086 701 1 计算齿宽与齿高之比 模数mm Z d m t nt 95 2 24 86 70 1 1 齿高 67 1064 6 86 70 64 6 95 2 25 2 25 2 hb mmmh nt 计算载荷系数 K 根据 级精度 查得动载荷系数smv 134 1 09 1 V K 假设 由表查得mmNbFK tA 100 2 1 FH KK 由表 6 2 查得使用系数1 A K 由表查得 424 1 86 701023 0 1 16 01 18 0 12 1 1023 0 6 01 18 0 12 1 322 322 bK ddH 查得35 1 F K 2009 级机械设计课程设计 13 设计计算与说明主要结果 按齿面接触疲劳强度设计 故载荷系数862 1 424 1 2 109 1 1 HHVA KKKKK 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由式可得 mmKKdd tt 87 793 1 862 1 86 70 3 3 11 计算模数 953 224 86 70 11 Zdm 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为 3 2 1 1 2 F SF d n YY Z KT m 确定公式内的计算数值 由图 6 15 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 由图 6 16 查得弯曲疲劳寿命系数 1 0 85 N Z 2 0 88 N Z 计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为 安全系数为 S 1 3 由式 得 11 1 0 85 500 326 92 1 3 NFE F Z MPaMPa S 22 2 0 88 380 257 23 1 3 NFE F Z MPaMPa S 计算载荷系数 766 1 35 1 2 109 1 1 FFVA KKKKK 查取齿形系数 由表 6 4 查得 65 2 1 Fa Y26 2 2 Fa Y 查取应力校正系数 由表 6 4 查得 58 1 1 Sa Y74 1 2 Sa Y 2009 级机械设计课程设计 14 设计计算与说明主要结果 按齿根弯曲强度设计 计算大小齿轮的 并比较 F SaFaY Y 01527 0 23 257 74 1 26 2 01281 0 92 326 58 1 65 2 2 22 1 11 F SaFa F SaFa YY YY 大齿轮的数据大 设计计算 mmm47 201527 0 241 1015 16766 1 2 3 2 4 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数 大于由齿根弯曲疲劳强度计算 的模数 可取有弯曲强度算得的模数 2 47 并就近圆整为标准值 2 5 按接触强度算得的分度圆直径mmd86 70 1 算出小齿轮齿数 取 3 285 2 86 70 11 mdZ28 1 Z 大齿轮齿数 取112284 122 ZiZ112 2 Z 5 2 m 28 1 Z 112 2 Z 几何尺寸计算 计算分度圆直径 mmmZd mmmZd 2805 2112 705 228 22 11 计算齿根圆直径 mmZmd mmZmd f f 119 5 2112 2 5 2 51 5 228 2 5 2 22 11 计算中心距 mmdda1752 28070 2 21 计算齿宽宽度86 7086 701 1 db d 70 1 d 280 2 d 验算 N d T Ft 9 4893 66 16150022 1 1 mmNmmN b FK tA 100 15 74 66 9 48931 合适 2009 级机械设计课程设计 15 七七 减速器轴及轴承装置 键的设计减速器轴及轴承装置 键的设计 设计计算与说明 主要结果 1 1 轴轴 1 1 的设计 的设计 a 求作用在锥齿轮上的力 因为锥齿的 dm1 72mm 节锥角 1 26 1 则周向分力为 Ft 2T2 dm1 2 72 0 061 1769 9N 垂直于分度圆圆锥母线分力为 F Fttg 1390 29 tg26 1 566 38N 径向分力为 Fr1 F cos 1 458 77N 轴向分力为 Fa1 F sin 1 169 98N 法向载 荷为 Fn Ft cos 1966 5N 如图 b 初步确定轴最小半径 先按式15 2 估算轴最小直径 选轴材料 a 为 45 钢 调质 由表 11 3 取 C 112 则有 dmin 19 088mm 这 a 是安装联轴器的直径 为使所选的轴直径 d1与联轴器孔径相适应 故要选联轴器的型号 联轴器计算转矩 Tca KAT2 1 3 54 16 66508Nmm 查表得取 KA 1 3 则查表选用 a YL5YLD5 型联轴器 其公称转矩为 63Nm 半联轴器孔径为 d1 24mm 故取 d 24mm 半联轴器长 L 40mm 半联轴器与轴配 合毂长为 L1 38mm c 轴的结构设计 轴上零件装配如图 2009 级机械设计课程设计 19 为了满足半联轴器的轴向定位 轴段右端要有一轴肩 故取 段直径为 d 28mm 左端用轴端挡圈定位 按轴端直径取挡圈直径 D 35mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1 38mm 为了保证轴端挡圈只 压在半联轴器上不压在轴端面上 取 L 36mm 初步选定滚动轴承 因轴承同时受径向力 根据 d 28mm 取用 30206 型号单列圆锥滚子轴承 其尺寸为 d D T 30mm 62mm 17 25mm 则有 d d 30mm L 17 25mm 轴承中间处用轴肩定位 这段取 直径 d 36mm 右端轴承与齿轮之间应有一套同固定 长应为 取 L 17 5mm 取套同长 10mm 设装齿轮处轴段的直径为 d 25mm 此轴段应短于轮宽 取 L 36mm 取轴承端盖总宽为 20mm 外端面与半联轴器右端面间距离为 20mm 故 取 L 40mm 结合变速箱结构 取 L 60mm 轴上零件的周向定位 齿轮 半联轴器与轴的周向定位均用平键联接 按 d 30mm 由 查得平键截面 b h 8mm 7mm 键槽用铣刀加工 长 20mm 同时为了 c 保证齿轮与轴配合有良好的对中性 故选择齿轮轮毂与轴配合为 H6 n5 同样 半联 轴器与轴的连接 用平键为 5 4 30 半联轴器与轴的配合为 H6 k5 滚动轴承与轴的 周向定位是借过渡配合来保证的 选轴的直径尺寸公差为 H6 js5 2009 级机械设计课程设计 20 求轴上的载荷 先根据轴的结构图作出轴的计算简图 在确定轴承支点 的位置时 从查得 a 13 8mm 因此作出简支梁的轴支承夸距 为 c L 86 9mm 由上可知 B 截面为危险截面 将 B 面的个数列于下表 载荷水平面垂直面 支反力 FNH1 340 43N FNH2 1049 86N FNV1 117 71N FNV2 363 01N 弯矩 MH 29821 72NmmMV1 10311 444Nmm 总弯矩 M 31554 09Nmm 扭矩 T2 54 16Nm 按弯扭合成应力校核轴的强度 由 式及上表的数值 取 0 6 轴的计算应力为 a 16 014Mpa 因为轴的材料前以选定为N d T Ft 3 3 1 2 3 1049 4 72 1050 16122 45 钢 由 表查得其 1 60Mpa 故安全 a 2 2 轴 轴 2 2 的设计 的设计 1 轴 1 2 的转速和功率转矩 P1 4 11Kw n1 1440r min T1 27 25N m P2 3 99Kw n2 720r min T2 52 92N m 2 求作用在齿轮上的力 1 求作用在低速级小齿轮上的力 圆周力 N d T Ft 3 3 1 2 3 1049 4 70 10725 2 22 径向力 NFF ntr 23 163420tan4490tan 33 轴向力 0 3 a F 2 求作用在高速级大齿轮上的力 因大齿轮为从动轮 所以作用在其 上的力与主动轮上的力大小相等方向相反 圆周力 NFF tt 9 1759 12 径向力 NFF tr 9 19631 0 36 0 9 1769costan 212 轴向力 NFF ta 34 60595 0 36 0 9 1769sintan 212 3 初步确定轴的最小直径 先按式初步估算轴的最小直径 选取轴的材料 45 钢 3 P dC n 2009 级机械设计课程设计 21 调质处理 根据机械设计 表 15 3 取 于是得 112C 2 3 3 2 5 17 11228 75 305 7 P dCmm n 轴的最小直径显然是轴承处轴的直径和 d d 取 mmdd30 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 a 初步选择滚动轴承 因轴承同时受有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 根据 选取 0 基本游隙组 标准精度级的单列圆锥mmdd30 滚子轴承 32006 型 其尺寸为 mmmmmmTDd175530 得 mmll17 32006 型轴承的定位轴肩高度 因此取mmh5 2 mmdd V 35 取安装齿轮处的轴段 的直径 取 mmdd VVV 40 mmdd VVVV 50 mmd VV 40 mmdl VIIIVIIVIIIVII 451 1 mml IVIII 80 mmll VVVV 12 mml VV 48 mml23 mmlV25 3 轴上零件的周向定位 齿轮采用平键联接 按 查机械设计表得mmdd VVV 40 平键截面 联接圆柱齿轮的平键长度为 63mm mmmmhb812 联接圆锥齿轮的平键长度为 36mm 5 求轴上的载荷 2009 级机械设计课程设计 22 对于 32006 型圆锥滚子轴承 mma12 计得 根据轴的计算简图作出mmL73 1 mmL170 2 mmL84 3 轴的弯矩图和扭矩图 如下图所示 2009 级机械设计课程设计 23 载荷水平面垂直面 支反力 F NFNH 5 2230 1 NFNH 5 2269 2 NFNV 3 732 1 NFNV557 2 弯矩 M mmNMH 162245 1 mmNMH 3 109421 2 mmNMV 547010 1 mmNMV 5 102313 2 总弯矩 mmNMMM VH 4 57056 2 1 2 11 mmNMMM VH 47372 2 2 2 22 扭矩 T mmNT 161500 2 6 按弯扭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 即圆柱齿轮的截 2009 级机械设计课程设计 24 面 取 轴的计算应力 6 0 前已选定轴的MPa W TM ca 5 47 252 425 412 32 2514 3 1615006 0 4 57056 23 222 2 2 1 材料为 45 钢 调质处理 由机械设计表 查得 因此 MPa60 1 安全 1 ca 3 3 轴轴 3 3 的设计即输出轴及其轴承装置 键的设计的设计即输出轴及其轴承装置 键的设计 1 3 轴上的功率 P3 转速 n3 和转矩 T3 kwP91 3 3 min 180 3 rn mmNT 5 3 1007 2 2 求作用在齿轮上的力 圆周力 N d T Ft71 1935 280 20745022 2 3 4 径向力 NFF ntr 7 46420tan 7 1935tan 44 轴向力 0 4 a F 3 初步确定轴的最小直径 先按式初步估算轴的最小直径 选取轴的材料 45 钢 调质处理 根 3 P dC n 据机械设计表 11 3 取 于是得 112C mm n p Cd03 45 180 91 3 112 3 3 3 3 轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 为了使所选的轴直径 VV d 与联轴器的孔径相适应 故需同时选取联轴器型号 联轴器的计算转 VV d 矩 取 3 TKT Aca 4 1 A K mmNTKT Aca 869406210004 1 3 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件 查机械设计师 ca T 手 册 软件版 选用 TL8 型弹性套柱销联轴器 其公称转矩为 710N m 半联轴器的孔径为 45mm 故取 半联轴器长mmd VV 45 度为 半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL112 mmL84 1 2009 级机械设计课程设计 25 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 a 为了满足半联轴器的轴向定位的要求 轴段左 端需制出轴肩 故取 段的直径 半联轴mmd VV 50 器与轴配合的毂孔长度 为了保证轴端挡圈只压在半mmL84 1 联轴器上面而不压在轴的端面上 故 段的长度应比 L1 略短一些 现取 mml VV 80 b 初步选择滚动轴承 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用 故选 用单列圆锥滚子轴承 根据 查机械设计师手册mmd VV 50 软件版 选取 0 基本游隙组 标准精度级的单列圆锥滚子轴承 32011 其尺寸为 故mmmmmmTDd239055 而 滚动轴承采用mmdd VV 55 mmll VV 23 轴肩进行轴向定位 轴肩高度 因此 取mmh5 2 mmd60 c 取安装齿轮处的轴的直径 齿轮左端与左轴承之间mmd v 65 采用套筒定位 已知齿轮轮毂的宽度为 75mm 为了使套筒端面可 靠地压紧齿轮 此轴段应略短于轮毂宽度 故取 mml v 70 齿轮的右端采用轴肩定位 轴肩高度 取 则dh07 0 6 h 因 两轴在箱体内的长度mmdvI77 mmd V 60 大致相等 取 mml30 mmlv12 mml VV 100 mml V 166 3 轴上零件的周向定位 查机械设计表 联接联轴器的平键截面 联接圆柱齿轮的平键截面mmmmmmlhb63914 mmmmmmlhb561118 4 求轴上的载荷 对于 32011 型圆锥滚子轴承 mma19 2009 级机械设计课程设计 26 载荷水平面垂直面 支反力 F NFNH3 1900 1 NFNH 2 1085 2 NFNV823 1 NFNV6 263 2 弯矩 M mmNMH 154235mmNMV 63249 总弯矩 mmNMMM VH 166697 22 扭矩 T mmNT 621000 3 5 按弯扭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 即安装齿 轮处 取 轴的计算应力 6 0 MPa W TM ca 5 11 652 5 565 5 518 32 6514 3 4926006 0 166698 23 222 3 2 前已选定轴的材料为 45 钢 调质处理 由机械设计 查得 因此 安全 MPa60 1 1 ca 计得 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩mmL80 1 mmL235 2 图 如下图所示 2009 级机械设计课程设计 27 2009 级机械设计课程设计 28 九 滚动轴承及键的校和计算寿命九 滚动轴承及键的校和计算寿命 主要结果主要结果 1 输入轴的轴承 输入轴的轴承 1 按承载较大的滚动轴承选择其型号 因支承跨距不大 故采用两端固定式 轴承组合方式 轴承类型选为圆锥滚子轴承 轴承的预期寿命取为 L h 29200h 由上面的计算结果有轴承受的径向力为 Fr1 340 43N 轴向力为 Fa1 159 90N 2 初步选择滚动轴承型号为 30206 其基本额定动载荷为 Cr 51 8KN 基本 额定静载荷为 C0r 63 8KN 3 径向当量动载荷NFFF NVNHr 43 340 6 187 1 543 22 2 1 2 11 NFFF NVNHr 8 2055 2 671 1 1943 22 2 2 2 22 动载荷为 查得 则有 arr YFFP 4 06 1 Y NPr012 39290 1596 143 3404 0 由式 13 5 得 a h r r h L P C n L 10 4 53 012 392 51800 96060 10 60 10 6 3 10 66 满足要求 输入轴的键输入轴的键 1 选择键联接的类型和尺寸 联轴器处选用单圆头平键 尺寸为mmmmmmlhb3045 圆锥齿轮处选用普通平头圆键 尺寸为 mmmmmmlhb2078 2 校核键联接的强度 键 轴材料都是钢 由机械设计查得键联接的许用挤压力为 MPa P 120 键的工作长度 mm b ll 5 17 2 5 20 2 1 mmll20 2 合适 PP MPa dlk T 5 82 25 5 1765 0 541602102 1 3 1 1 合适 PP MPa dlk T 2 72 252065 0 541602102 2 3 1 2 2 2 轴的轴承轴的轴承 1 选择的圆锥滚子轴承型号为 32006 尺寸为 基本额定动载荷 mmmmmmTDd175530 NC34000 2 当量动载荷 2009 级机械设计课程设计 1 前面已求得 NFNH 5 2230 1 NFNH 5 2269 2 NFNV 3 732 1 NFNV557 2 NFa 4 340 轴承 1 2 受到的径向载荷为 NFFF NVNHr 1054 3 732 5 2230 22 2 1 2 11 NFFF NVNHr 1632557 5 2269 22 2 2 2 22 轴承 1 2 受到的轴向载荷为 查简明机械工程师手册 表 7 7 39 得7 1 Y N Y F F r d 310 7 12 1054 2 1 1 N Y F F r d 480 7 12 1632 2 2 2 NFFF daa 4 650310 4 340 11 NFF da 480 22 轴承的当量动载荷为 arP FYFXfP 按机械设计 表 13 6 查得2 1 P f NFYFXfP arP 7 1832 4 6507 110544 0 2 1 11111 NFYFXfP arP 1425 4807 116324 0 2 1 22 222 3 验算轴承寿命 因为 所以按轴承 2 的受力验算 21 PP 对于滚子轴承 3 10 h P C n Lh38320 1425 4 340 32060 10 60 10 3 10 6 22 6 减速器的预定寿命hLh29200836510 合适 hh LL 3 3 轴的键轴的键 1 选择键联接的类型和尺寸 联接圆柱齿轮处选用圆头平键 尺寸为mmmmmmhb36812 联接圆锥齿轮处选用普通平头圆键 尺寸为 mmmmmmhb36812 2 校核键联接的强度 键 轴材料都是钢 由机械设计查得键联接的许用挤压力为 键的工作长度 MPa P 120 mmbll511263 1 mmll36 2 2009 级机械设计课程设计 1 合适 PP MPa dlk T 2 32 365185 0 1122102102 1 3 2 1 合适 PP MPa dlk T 8 43 363685 0 1122102102 2 3 2 2 4 输出轴的轴承输出轴的轴承 1 选择的圆锥滚子轴承型号为 32011 尺寸为 基本额定动载荷mmmmmmTDd239055 NC44400 2 当量动载荷 前面已求得 NFNH 3 1900 1 NFNH 2 1085 2 NFNV823 1 NFNV 6 263 2 轴承 1 2 受到的径向载荷为 NFFF NVNHr 1123823 3 1900 22 2 1 2 11 NFFF NVNHr 678 6 263 2 1085 22 2 2 2 22 轴承 1 2 受到的轴向载荷为 查简明机械工程师手册 表 7 7 39 得6 1 Y N Y F F r d 9 350 6 12 1123 2 1 1 N Y F F r d 9 211 6 12 678 2 2 2 NFF da 9 350 11 NFF da 9 211 22 轴承的当量动载荷为 arP FYFXfP 按机械设计查得2 1 P f NFYFXfP arP 8 1212 9 3506 1