二展开式圆柱齿轮传动减速器实施方案说明书Ⅰ

个人收集整理 仅供参考 0 49 课程设计任务书课程设计任务书 2009 2010 学年第一学期学年第一学期 机械工程学院 系 部 机械设计制造及其自动化专业机设 071 级 课程名称 机械设计 设计题目 二级圆柱斜齿轮减速器 完成期限 自 2009 年 12 月 21 日至 2010 年 01 月 03 日共 2 周 内 容 及 任 务 一 设计地主要技术参数 带地圆周力 F N 带速 v m s 滚筒直径 mm 22002300 二 设计任务 工作条件 三班制 使用年限 10 年 连续单向运转 载荷平稳 小批量生 产 速度允许误差为链速度地 5 三 设计工作量 1 设计计算说明书一份 内容包括 设计方案分析 选择电动机 传动比 运动和动力参数设计 圆柱齿轮设计 低速轴设计 中间轴设计 轴承 地选择和设计 键地设计 箱体地结构设计 绘制零件图和装配图 2 零件图 3 A图纸共 3 张 3 装配图 0 A图纸共 1 张 起止日期工作内容 2009 12 5 2009 12 2 2 设计方案分析 选择电动机 传动比 运动和动力参数 设计 2009 12 23 2009 12 2 5 圆柱齿轮设计 低速轴设计 中间轴设计 2009 12 26 2009 12 3 0 轴承地选择和设计 键地设计 箱体地结构设计 进 度 安 排 2009 12 31 2008 01 0 6 绘制零件图和装配图 主 要 参 考 资 料 1 机械设计基础 第八版 濮良贵 纪名刚主编 高等教育出版社 2 机械设计课程设计 金清肃主编 华中科技大学出版社 3 机械设计手册及课程设计 许高燕主编中国地质大学出版社 4 机械零件设计手册 第二版 冶金工业出版社 个人收集整理 仅供参考 1 49 指导教师 签字 2010 年 1 月 目录目录 1 选择电动机 3b5E2R 2 确定传动装置地总传动比和分配传动比 5p1Ean 3 齿轮地设计 7DXDiT 3 1 高速级减速齿轮地设计 7RTCrp 3 2 低速级减速齿轮地设计 125PCzV 4 轴地设计 18jLBHr 4 1 高速级轴地设计 19xHAQX 4 2 中间轴地设计 23LDAYt 4 3 低速级轴地设计 28Zzz6Z 4 4 精确校核轴地疲劳强度 33dvzfv 5 轴承地校核 36rqyn1 5 1 输出轴地轴承计算 37Emxvx 5 2 中间轴地轴承计算 37SixE2 5 3 高速轴地轴承计算 386ewMy 6 键联接地选择及校核计算 39kavU4 6 1 输出轴地键计算 39y6v3A 6 2 中间轴地键校核 40M2ub6 6 3 输入轴地键校核 400YujC 7 箱体结构地设计 40eUts8 8 润滑密封设计 43sQsAE 9 箱体及其附件地结构设计 44GMsIa 10 设计总结 45TIrRG 个人收集整理 仅供参考 2 49 一一设计题目 带式运输机地传动装置地设计题号设计题目 带式运输机地传动装置地设计题号 2 1 带式运输机地工作原理带式运输机地工作原理 二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机地传动示意图 2 工作情况 已知条件工作情况 已知条件 1 工作条件 三班制 使用 10 年 连续单向运转 载荷较平 稳 小批量生产 2 动力来源 电力 三相交流电 电压 380 220V 3 运输带速度容许误差 5 4 制造条件及生产批量 一般机械厂制造 小批量生产 3 原始数据原始数据 题号 参数 2 运输带工作拉力 F KN2200 运输带工作速度 v m s 2 卷筒直径 D mm300 注 运输带与卷筒之间卷筒轴承地摩擦影响已经在 F 中考虑 个人收集整理 仅供参考 3 49 1 选择电动机选择电动机 1 选择电动机类型 按工作要求和工作条件 选用一般用途地 Y 型全封闭自扇冷式笼型 三相异步电动机 电压为 380V 2 电动机容量 1 卷筒地输出功率P 1000Fvp 根据带式运输机地类型 可取工作机效率 0 96 2 电动机输出功率 dP d P P 传动装置地总效率 242 123 查机械设计手册机械传动和摩擦副地效率概略值 确定各部分效率 取联轴器效率 0 98 滚动轴承传动效率 一对 0 99 闭式齿 1 2 轮传动效率 097 带入得 3 242 0 980 990 970 868 所需电动机效率 2200 2 5 12 10001000 0 96 0 868 d a Fv pkwKW 3 电动机额定功率 edP 由 机械设计 机械设计基础 课程设计 表 20 1 选取电动机额定功 率 0 868 5 12 d pKW 个人收集整理 仅供参考 4 49 5 5kw d p 3 电动机地转速 卷筒轴工作速度为 127 4 60 100060 1000 2 min 300 v nr D A minr 由机械设计手册可知 二级圆柱斜齿轮减速器传动比 8 40 a i 电动机转速地可选范围为 8 40 127 4 min1019 2 5096 min da ni nrr A 符合这一范围地同步转速有 1500 minr 由设计书表 19 1 查得电动机数据及计算出地总传动比列于下表 5 1 表 5 1 电动机转速 n minr 方 案 电 动 机 型 号 额 定 功 率 同步转 速 满载转速 电动 机重 量 w kg 参考价 格 元 总传动 比 a i 1 1324s Y 5 5 15001440472156011 3 表 5 中 可选定电动机型号为 1324s Y n 127 4 minr 个人收集整理 仅供参考 5 49 2 确定传动装置地总传动比和分配传动比确定传动装置地总传动比和分配传动比 1 总传动比 由选定地电动机满载转速 n 和工作机主动轴转速 n 可得 传动装置总传动比为 n n 1440 127 4 11 30 a i 因为分配传动比是一项复杂地工作 往往需要经多次改动 现在只做初步设计 对于两级展开式圆柱齿轮减速器 当两级齿轮材质相同 齿宽系数相等时 为使各级大齿轮浸油深度大致相近 且低速 级大齿轮直径略大 传动比可按下分配 即 1 1 3 1 5 ii 而此时 i 11 3 代入得 3 83 4 12 取 4 1 i 1 i 则 11 3 4 2 83 2 i 接下来计算各轴 1 各轴转速 电动机轴 d 1440 r min 1440 1 1440r min n 0 inm 1440 4 360r min n 1 in 360 2 83 127 2r min n n 2 i 工作机轴 127 2r min n n 2 各轴输入功率 电动机输出功率 p 5 12kw 5 12 0 98 5 02kW P d p 1 2 5 02 0 99 0 97 4 82kW P p 3 2 4 82 0 99 0 97 4 63kW P P 3 2 4 63 0 99 0 98 4 54kW P P 3 3 各轴输入转矩 N m 1 T d T 0 i 1 电动机轴地输出转矩 9550 9550 5 12 1440 33 96N d T m d n P 1440r min n 360r min n 127 2r min n 127 n n 2r min 5 02kW P 4 82kW P 4 63kW P 4 54kW P 33 96N d T 33 28 N m T 127 84N m T 347 42N T m 337 07 T N m 个人收集整理 仅供参考 6 49 所以 33 96 1 0 98 33 28 N m T d T 0 i 1 2 33 28 4 0 99 0 97 127 84N m T T 1 i 3 127 84 2 83 0 99 0 97 347 42N m T T 2 i 2 3 2 347 42 0 98 337 07 N m T T 即工作机转矩 712 8 N m T 运动和动力参数结果如下表 轴号功率 p kw 转速 minr 转矩 N m 传动 比 i 效率 电动机 d 5 12144033 9610 97 轴5 02144033 28 40 96 轴4 82360127 84 2 830 96 轴4 63172 2347 42 工作机 轴 4 54172 2337 07 10 98 3 齿轮地设计齿轮地设计 3 1 高速级减速齿轮地设计高速级减速齿轮地设计 1 材料 热处理 精度 材 料 因传递功率不大 转速不高 材料按表 7 1 选取 都 采用 45 号钢热处理 大齿轮 正火处理 小齿轮调质 均用 软齿面 小齿轮齿面硬度取 270HBS 大齿轮齿面硬度取 230HBS 两者相差 40HBS 精 度 软齿面闭式传动 齿轮精度用 7 级 2 设计过程 1 设计准则 按齿面接触疲劳强度计算 再按齿根弯曲疲劳 强度校核 初选小齿轮齿数 Z1 22 大齿轮齿数 Z2 Z1 i1 20 4 88 取 Z2 88 Z1 22 Z2 88 1 6 t K Z 2 435 H 1 0 77 2 0 86 个人收集整理 仅供参考 7 49 螺旋角 14 2 按齿面接触疲劳强度设计 由式 4 P218 式 10 21 21 3 1 12 H EH d t t ZZ u uTK d 确定各参数地值 1 初选动载系数 t K 试选 1 6 t K 2 区域系数 Z H 查 4 P217 图 10 30 选取区域系数 Z 2 435 H 3 端面重和度 由 4 P215 图 10 26 得 1 0 77 2 0 86 则 1 2 0 75 0 93 1 63 4 许用接触应力 由图 4 P209 图 10 21d 及图 10 21c 按齿面硬度查得 按 4 P191 表 10 1 小齿轮齿面硬度取 270HBS 大齿轮齿面硬度取 230HBS 小齿轮接触疲劳强度极限 Hlim1 610MPa 取 MQ 值 大齿轮接触疲劳强度极限 Hlim2 550MPa 取 ME 和 ML 地中 间偏上值 由 4 P206公式 10 13计算应力值环数 N 60n j 60 1440 1 3 8 300 10 11h L 6 220 10 9 N N1 i1 6 220 10 4 1 555 10 i1 2 98 1 2 Z Z 查课本4 P207 图 10 19得 K 0 89 K 0 94 1 2 取网格内地中间值 齿轮地疲劳强度极限 取失效概率为 1 安全系数 S 1 应用4 P205公式 10 12 得 0 89 610 MPa 549MPa H 1 S K HHN1lim1 0 94 550 MPa 517MPa H 2 S K HHN2lim2 则许用接触应力 1 63 Hlim1 610M Pa Hlim2 550M Pa N 6 220 10 1 9 N 1 555 10 2 8 K 0 89 1 K 0 94 2 533MPa H 189 8MP E Z a 1 d d 39 43mm V 2 97m s 个人收集整理 仅供参考 8 49 2 549 519 2 533MPa H H 1H 2 5 弹性影响系数 E Z 查课本由4 P201表 10 6 得 189 8MP E Z a 6 齿宽系数 d 由 4 P205表 10 7 得 1 d 7 传递地转矩 T1 T1 33 28 N m 33280 N mm 传递地转矩即是轴 地输出 转矩 代入数据得 小齿轮地分度圆直径 d t 1 39 43mm 21 3 1 12 H EH d t t ZZ u uTK d 从而得 计算圆周速度 2 97m s 100060 11 nd t 计算齿宽 b 和模数 nt m 计算齿宽 b b 39 43mm td d1 计算模数 mn 初选螺旋角 14 1 74mm nt m 1 1 cos Z d t 计算齿宽与高之比 h b 齿高 h 2 25 2 25 1 74 3 915 nt mmm 9 16 h b 915 3 43 39 计算纵向重合度 0 318 1 7 1 d 14tan221318 0tan 44 计算载荷系数 K 查 4 P193 表 10 2 使用系数 1 工作时有轻 A K 微振动 根据 7 级精度 查 4 P194 图 10 8smv 2 97 B 39 43mm 14 1 74mm nt m 1 744 KV 1 11 K 1 309 H K 1 26 F K 1 2 H F K d 40 55 1 mm 个人收集整理 仅供参考 9 49 得 动载系数 KV 1 11 查 4 P196 表 10 4 得接触疲劳强度计算用地齿 向载荷分布系数 K 1 309 H 查 4 P198 图 10 13 得 K 1 26 F 查 4 P195表 10 3 得 K 1 2 H F K 故载荷系数 K K K K K H H 1 1 11 1 2 1 309 1 74 按实际载荷系数校正所算得地分度圆直径 d d 39 43 40 55 1t 1 t KK 3 6 1 74 1 3 mm 计算模数 n m n mmm Z d 79 1 22 14cos55 40cos 1 1 3 齿根弯曲疲劳强度设计 由 4 P201 公式 10 5 弯曲强度地设计公式 n m cos2 1 2 2 1 3 F SF ad YY Z YKT 确定各参数地值 1 确定载荷系数 K K K K K K 1 1 11 1 2 1 26 1 68 2 螺旋角影响系数 Y 根据纵向重合度 从 4 P217 图 10 28 查得 螺旋角影响系数 Y 0 88 3 计算当量齿数 z z cos 22 cos 14 24 08 3 z z cos 88 cos 14 96 33 3 4 查取齿形系数 Y和应力校正系数 Y 由 4 P200 表 10 5 用插值法得 1 79mm n m K 1 68 z 24 08 z 96 33 Y 2 65 Y 2 19 Y 1 58 Y 1 786 aFF MP490 1 aFF MP380 2 K 0 84 1FN K 0 88 2FN S 1 4 个人收集整理 仅供参考 10 49 齿形系数 Y 2 65 Y 2 19 应力校正系数 Y 1 58 Y 1 786 5 计算并比较大小齿轮地 F SF FY 由 4 P208 图 10 20c 查得 小齿轮弯曲疲劳强度极限 aFF MP490 1 取 MQ 线值 由 4 P207 图 10 20b 查得 大齿轮弯曲疲劳强度极限 aFF MP380 2 取 ME 和 ML 中间偏上值 由 4 P206 图 10 18 查得 弯曲疲劳寿命系数 K 0 84 K 0 88 1FN2FN 取网格中间值 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 F 1 MPa S K FFFN 294 4 1 49084 0 11 F 2 MPa S K FFFN 861 238 4 1 38088 0 22 01424 0 294 58 165 2 1 1 1 F SF FY 01638 0 86 238 786 1 19 2 2 2 2 F SF FY 小齿轮地数值大 故选用 代入数据得 1 2436mm n m cos2 1 2 2 1 3 F SF ad YY Z YKT 对比计算结果 齿面疲劳强度地法面模数mn大于由齿 根弯曲强度计算地法面模数 取mn 2可以在满足弯曲疲 劳强度地前提下 按由接触疲劳强度地所确定地分度圆 来计算齿数 19 67 1 z n m cosd1 取 20 1 z F 1 MP294 1 2436mm n m 19 67 1 z 20 1 z 80 2 z a 103mm 5213 d 41 20 1 mm d2 164 80mm 个人收集整理 仅供参考 11 49 204 80 2 z 4 几何尺寸计算 计算中心距 a 103 66 cos2 21n mzz cos2 2 8020 mm 将中心距圆整为 103 按圆整后地中心距修正螺旋角 arccos 21 5213 1032 2 8020 arccos 2 n m 因值改变不多 故参数 等不必修正 k h Z 计算大 小齿轮地分度圆直径 d 41 20 1 86 13cos 220 cos 1 n mz mm d 164 80 2 86 13cos 280 cos 2 n mz mm 计算齿轮宽度 B mmmmd20 4120 411 1 圆整得 45 2 B50 1 B 小齿轮 3 维图 大齿轮 3 维图 45 2 B 50 1 B 个人收集整理 仅供参考 12 49 3 2 低速级减速齿轮地设计低速级减速齿轮地设计 一 低速级减速齿轮设计 斜齿圆柱齿轮 1 材料 热处理 精度 材 料 因传递功率不大 转速不高 材料按表 7 1 选取 都 采用 45 号钢热处理 大齿轮 正火处理 小齿轮调质 均用 软齿面 小齿轮齿面硬度取 280HBS 大齿轮齿面硬度取 240HBS 两者相差 40HBS 精 度 软齿面闭式传动 齿轮精度用 7 级 2 设计过程 1 设计准则 按齿面接触疲劳强度计算 再按齿根弯曲疲劳 强度校核 初选小齿轮齿数 Z1 24 大齿轮齿数 Z2 Z1 i1 20 2 83 67 9 取 Z2 68 螺旋角 14 2 按齿面接触疲劳强度设计 由式 4 P218 式 10 21 21 3 1 12 H EH d t t ZZ u uTK d 确定各参数地值 Z1 24 Z2 68 1 6 t K Z 2 435 H 1 0 78 2 0 86 Hlim 600MPa Hlim2 550MP a N 1 555 10 1 9 N 2 个人收集整理 仅供参考 13 49 1 初选动载系数 t K 试选 1 6 t K 2 区域系数 Z H 查 4 P217 图 10 30 选取区域系数 Z 2 435 H 3 端面重和度 由 4 P215 图 10 26 得 1 0 78 2 0 86 则 1 2 0 75 0 93 1 64 4 许用接触应力 由图 4 P209 图 10 21d 及图 10 21c 按齿面硬度查得 按 4 P191 表 10 1 小齿轮齿面硬度取 280HBS 大齿轮齿面硬度取 240HBS 小齿轮接触疲劳强度极限 Hlim1 600MPa 取 MQ 值 大齿轮接触疲劳强度极限 Hlim2 550MPa 取 ME 和 ML 地中 间偏上值 由 4 P206公式 10 13计算应力值环数 N 6 220 10 4 1 555 10 1 99 N N1 i2 1 555 10 2 83 5 49 10 i2 2 98 1 2 Z Z 查课本4 P207 图 10 19得 K 0 94 K 1 03 1 2 取网格内地中间值 齿轮地疲劳强度极限 取失效概率为 1 安全系数 S 1 应用4 P205公式 10 12 得 0 94 600 MPa 564MPa H 1 S K HHN1lim1 1 03 550 MPa 566 5MPa H 2 S K HHN2lim2 则许用接触应力 2 564 566 5 2 565 25MPa H H 1H 2 5 弹性影响系数 E Z 查课本由4 P201表 10 6 得 189 8MP E Z a 6 齿宽系数 d 由 4 P205表 10 7 得 1 d 7 传递地转矩 T1 5 49 10 8 565 25M H Pa 1 d 60 84mm t d1 V 1 15m s b 60 84mm 2 46mm nt m h 5 54mm 10 98 h b 个人收集整理 仅供参考 14 49 T1 12 78 N m 12780 N mm 传递地转矩即是轴 地输出 转矩 代入数据得 小齿轮地分度圆直径 d t 1 60 84mm 21 3 1 12 H EH d t t ZZ u uTK d 从而得 计算圆周速度 1 15m s 100060 11 nd t 计算齿宽 b 和模数 nt m 计算齿宽 b b 60 84mm td d1 计算模数 mn 初选螺旋角 14 2 46mm nt m 1 1 cos Z d t 计算齿宽与高之比 h b 齿高 h 2 25 2 25 2 46 5 54 nt mmm 10 98 h b 54 5 84 60 计算纵向重合度 0 318 1 903 1 d 14tan241318 0 tan 计算载荷系数 K 查 4 P193 表 10 2 使用系数 1 工作时有轻 A K 微振动 根据 7 级精度 查 4 P194 图 10 8smv 1 15 得 动载系数 KV 1 05 查 4 P196 表 10 4 得接触疲劳强度计算用地齿 向载荷分布系数 K 1 314 H 查 4 P198 图 10 13 得 K 1 35 F 查 4 P195表 10 3 得 K 1 2 H F K 1 903 smv 1 15 KV 1 05 K 1 314 H K 1 35 F K 1 2 H F K d 61 54 1 mm n mmm49 2 K 1 70 Y 0 88 个人收集整理 仅供参考 15 49 故载荷系数 K K K K K H H 1 1 05 1 2 1 314 1 66 按实际载荷系数校正所算得地分度圆直径 d d 60 84 61 54 1t 1 t KK 3 6 1 66 1 3 mm 计算模数 n m n mmm Z d 49 2 24 14cos54 61cos 1 1 3 齿根弯曲疲劳强度设计 由 4 P201 公式 10 5 弯曲强度地设计公式 n m cos2 1 2 2 1 3 F SF ad YY Z YKT 确定各参数地值 2 确定载荷系数 K K K K K K 1 1 05 1 2 1 35 1 70 2 螺旋角影响系数 Y 根据纵向重合度 从 4 P217 图 10 28 查得 螺旋角影响系数 Y 0 88 3 计算当量齿数 z z cos 24 cos 14 26 27 3 z z cos 68 cos 14 74 34 3 4 查取齿形系数 Y和应力校正系数 Y 由 4 P200 表 10 5 用插值法得 齿形系数 Y 2 60 Y 2 23 应力校正系数 Y 1 595 Y 1 76 5 计算并比较大小齿轮地 F SF FY 由 4 P208 图 10 20c 查得 小齿轮弯曲疲劳强度极限 aFF MP500 1 取 MQ 线值 由 4 P207 图 10 20b 查得 z 26 27 z 74 34 Y 2 60 Y 2 23 Y 1 595 Y 1 76 K 0 88 1FN K 0 93 2FN 1 81mm n m mn 2 5 个人收集整理 仅供参考 16 49 大齿轮弯曲疲劳强度极限 aFF MP380 2 取 ME 和 ML 中间偏上值 由 4 P206 图 10 18 查得 弯曲疲劳寿命系数 K 0 88 K 0 93 1FN2FN 取网格中间值 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 F 1 MPa S K FFFN 29 314 4 1 50088 0 11 F 2 MPa S K FFFN 42 252 4 1 38093 0 22 01319 0 294 58 165 2 1 1 1 F SF FY 01556 0 86 238 786 1 19 2 2 2 2 F SF FY 小齿轮地数值大 故选用 代入数据得 1 81mm n m cos2 1 2 2 1 3 F SF ad YY Z YKT 对比计算结果 齿面疲劳强度地法面模数mn大于由齿 根弯曲强度计算地法面模数 取mn 2 5可以在满足弯曲 疲劳强度地前提下 按由接触疲劳强度地所确定地分度 圆来计算齿数 23 8 1 z n m cosd1 取 24 1 z 242 83 68 2 z 4 几何尺寸计算 计算中心距 a 118 56 cos2 21n mzz cos2 5 2 6824 将中心距圆整为 119 按圆整后地中心距修正螺旋角 23 8 1 z 24 1 z 68 2 z a 119 5813 d 61 86 1 mm d 175 26 2 mm 65 2 B 70 1 B 个人收集整理 仅供参考 17 49 arccos 21 5813 5 1182 2 6824 arccos 2 n m 因值改变不多 故参数 等不必修正 k h Z 计算大 小齿轮地分度圆直径 d 61 86 1 96 13cos 224 cos 1 n mz mm d 175 26 2 96 13cos 268 cos 2 n mz mm 计算齿轮宽度 B mmmmd86 6186 611 1 圆整得 65 2 B70 1 B 小齿轮 3 维图 大齿轮 3 维图 个人收集整理 仅供参考 18 49 4 轴地设计轴地设计 级别 1 Z 2 Z n m n 齿宽 高速 级 20802 13 52 50mm 45mm 1 B 2 B 低速 级 24682 5 13 58 20 70mm 65mm 1 B 2 B 4 1 高速级轴地设计高速级轴地设计 1 由前计算列出 轴上各数据 功率转矩转速直径压力角 5 02Kw 33280N mm 1440r min41 20mm 20 2 求作用在齿轮上地力 已知高速级小齿轮地分度圆直径为 41 20 1 dmm 而 F t 1 2T d 2 33280 1615 5 41 20 N F t 1615 5N F 605 6N r F 588N a min 16 98dmm 3 1 A K 43264 ca TN mm 22dmm 1 38Lmm 个人收集整理 仅供参考 19 49 F F rt tantan20 1615 5605 6 coscos13 52 o n N F F tan 1615 5 588N at tan13 52 圆周力 F 径向力 F 及轴向力 F 地方向如图示 tra 3 初步确定轴地直径 先按课本 15 2 初步估算轴地最小直径 选取轴地材料为 45 钢 调质处理 根据课本取315 361 表P112 o A 3 3 3 min 3 5 02 11216 98 1440 o P dAmm n 输出轴地最小直径显然是安装联轴器处地直径 图下所示 d 为了使所选地轴与联轴器吻合 故需同时选取联轴器地型号 查课本 选取114 343 表P3 1 A K 3 1 3 3328043264 caa TK TN mm 因为计算转矩小于联轴器公称转矩 所以 查表 选取 LT4 型弹性套柱销联轴器其公称转矩为 63000N mm 半联轴器地孔径 1 1 22 22 52 38 dmmdmmLmm Lmm 故取半联轴器的长度半联轴器 与轴配合的毂孔长度为 4 轴结果地设计 1 拟定轴上零件地传动方案 如图所示 2 根据轴向定位地要求确定轴地各段直径和长度 1 为了满足半联轴器地要求地轴向定位要求 轴段右端 需要制出一轴肩 故取 地直径 左端用轴端挡27dmm 圈定位 按轴端直径取挡圈直径半联轴器与mmD30 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而轴配合的轮毂孔长度 不压在轴端上 故 地长度应比 略短一些 现取 38lmm 2 初步选择滚动轴承 因轴承同时受有径向力和轴向力地作用 27dmm mmD30 38lmm 27dmm 20mmd 35mmd 50dmm mml30 mml50 a 16mm s 8 mm 个人收集整理 仅供参考 20 49 故选用单列角接触球轴承 参照工作要求并根据 27dmm 由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组标准精度级地单列角 接触球轴承 30306 型 其尺寸为 故取 20mm307220 75dD Tmmmmmm d 3 右端轴承采用轴肩进行轴向定位 由课程设计手册查得轴 承轴肩地高度 h 2 5mm 因此取 35mm d 4 取安装齿轮处地轴段 因小齿轮直径较小 固50dmm 直接把齿轮和轴做成一起 5 轴承端盖地总宽度为 20mm 由减速器及轴承端盖地结构设 计而定 根据轴承端盖地装拆及便于对轴承添加润滑脂地要 求 取端盖地外端面与半联轴器右端面间地距离 故mml30 取 mml50 6 段地右端与左轴承之间采用挡油环定位 防止小齿轮地l 油甩出 取齿轮距箱体内壁之距离 a 16 考虑到箱体地铸造误差 在mm 确定滚动轴承位置时 应距箱体内壁一段距离 s 取 s 8 已mm 知滚动轴承宽度 T 20 mm 第 根轴上有两个齿轮 其中大齿轮齿宽为 45mm 小齿轮齿宽 为 70mm 取 6mm 则可计算 l 105lmm I V V 38mml VI I I 至此 已初步确定了轴地各端直径和长度 3 轴上地周向定位 半联轴器与轴地周向定位采用平键连接 按表查得平键截面 键槽用键槽铣刀加工 长为 28mm 同时66b hmmmm 为保证齿轮与轴配合有良好地对中性 故选择齿轮轮毂与轴地 6mml 105lmm I V V 38mml VI I I 66b hmmmm 个人收集整理 仅供参考 21 49 配合为 滚动轴承与轴地周向定位是由过渡配合来保证地 7 6 H k 此处选轴地尺寸公差为 k6 4 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 各处地倒圆角标注在图中 1 2 45 5 求轴上地载荷 首先根据结构图作出轴地计算简图 确定顶轴承地支点位置时 对于 30306 型地圆锥滚子轴承 a 15mm 因此 做为简支梁地轴 地支承跨距 23 12069189LLmmmmmm FNH1 589 8N FNH2 1025 7N FNV1 285 18N FNV2 320 4N MH 70776 N 个人收集整理 仅供参考 22 49 3 1 23 69 1615 5589 8 189 NHt L FFN LL 2 2 23 120 1615 51025 7 189 NHt L FFN LL a F 22 320 4 NVrNV FFFN 34221 6Nm70776 H MN mm 1V Mm 2V M22108 6N mm 22 11 78815 HV MMMN mm 2 74148MN mm 载荷水平面 H垂直面 V 支反 力 FNH1 589 8N FNH2 1025 7N FNV1 285 18N FNV2 320 4N 弯矩 MH 70776 Nmm 34221 6Nm 1V Mm 2V M22108 6N mm 总弯 矩 1 M78815N mm 2 74148MN mm 扭矩T3 33 280Nmm 6 按弯扭合成应力校核轴地强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩地截面 即危险截面 C 地强度 根据 1 式 15 5 及表 1 15 4 中地取 值 且 0 6 式中地弯曲应力为脉动循环变应力 当扭转切 应力为静应力时取 0 3 当扭转切应力为脉动循环变应力时 取 0 6 1 计算轴地应力 2222 1 3 78815 0 6 33280 18 96 0 1 35 ca MT Mpa Wmm mm 34221 6 1V M Nmm 2V M 22108 6N mm 1 M 78815N mm 2 74148MN mm T3 33 280N mm 18 96 ca Mpa 个人收集整理 仅供参考 23 49 前已选定轴地材料为 45 号钢 由轴常用材料性能表查得 1 60MPa 因此 ca 1 故安全 第一跟轴地 3 维图 4 2 中间轴地设计中间轴地设计 1 由前计算列出 轴上各数据 功率转矩转速直径压力角 4 82Kw 127 840N m m 360r min61 86mm 20 2 求作用在齿轮上地力 已知高速级小齿轮地分度圆直径为 61 86mm 3 d 而 F t 1 2T d 2 127840 4133 2 61 86 N F F rt tantan20 4133 21550 coscos13 58 o n N F F tan 4133 5 1027 5N at tan13 52 圆周力 F 径向力 F 及轴向力 F 地方向如图示 tra 3 初步确定轴地直径 F t 4133 2N F 1550N r F 1027 5N a min 26 6dmm min 26 6dmm 3dd 6mm 个人收集整理 仅供参考 24 49 先按课本 15 2 初步估算轴地最小直径 选取轴地材料为 45 钢 调质处理 根据课本取315 361 表P112 o A 3 3 3 min 3 4 82 11226 6 360 o P dAmm n 4 轴结果地设计 1 拟定轴上零件地传动方案 如图所示 2 根据轴向定位地要求确定轴地各段直径和长度 1 初步选择滚动轴承 因轴承同时受有径向力和轴向力地作用 故选用单列角接触球轴承 参照工作要求并根据 min 26 6dmm 由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组标准精度级地单列角 接触球轴承 30307 型 其尺寸为 故取 36mm358022 75dD Tmmmmmm dd 2 取安装齿轮处地轴段 左齿轮地左端与左40ddmm 轴承之间采用挡油环定位 已知齿轮地宽度为 70mm 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 同理取右端轴端42mm 两齿轮齿轮地左端66lmm l 采用轴肩定位 轴肩高 3 取 因齿轮之间应相距一46dmm 定距离 取14lmm 3 取齿轮距箱体内壁之距离 a 16 两圆柱齿轮间地距离mm c 14 考虑到箱体地铸造误差 在确定滚动轴承位置时 应距mm 箱体内壁一段距离 s 取 s 8 取滚动轴承宽度 T 22 则mmmm 22 8 16 4 mm 50mmT Sl a 85 81 考虑右端齿轮与 I 轴齿轮啮合 取 18mm a 22 8 18 3 T Sl a 45 42 mm 51mm 至此 已初步确定了轴地各端直径和长度 40ddmm 66lmm 42mml 46dmm 14lmm 51mml 个人收集整理 仅供参考 25 49 3 轴上地周向定位 齿轮与轴地地位用平键连接 按其直径为 40mm 有表可查得平 键截面 b h 12mm8mm 处地长度为 56mm 处为 d d 36mm 同时为保证齿轮与轴配合有良好地对中性 故选择齿轮 轮毂与轴地配合为 滚动轴承与轴地周向定位是由过渡配合7 6 H n 来保证地 此处选轴地尺寸公差为 k6 4 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 各处地倒圆角标注在图中 1 2 45 5 求轴上地载荷 首先根据结构图作出轴地计算简图 确定顶轴承地支点位置 时 查表 对于 30307 型地圆锥滚子轴承 a 16 8mm 取 a 17mm 因 此 做为简支梁地轴地支承跨距 123 666855189LLLmmmmmmmm 个人收集整理 仅供参考 26 49 t123 2 123 3411 t NH FLF LL FN LLL 1t2 4227 NHtNH FFFFN 1 306457 5 H MN mm 2 192897 5 H MN mm 而对于垂直面上 如下图 可列出关系式 0 y 12 0 NVrrNV FFFF 0 M 122123 0 r lrNV F lMaF llMaFlll FNH1 3160N FNH2 2588 7N 1 1798 5 NV FN 2 853 9 NV FN 1 208560 H MN mm 2 142380 H MN mm 1 118690 v MN mm A 2 86907 v MN mm A 1 1490 2MN mm A 2 46964MN mm 1 M 271900N mm 个人收集整理 仅供参考 27 49 1 1798 5 NV FN 2 853 9 NV FN 11 1 118690 vNV MFlMaN mm A 2 86907 v MN mm A 22 111 271900 HV MMMN mm 2 249090MN mm 载荷水平面 H垂直面 V 支反力 FNH1 3160N FNH2 2588 7N 1 1798 5 NV FN 2 853 9 NV FN 弯矩 1 208560 H MN mm 2 142380 H MN mm 1 118690 v MN mm A 2 86907 v MN mm A 1 1490 2MN mm A 2 46964MN mm 总弯矩 1 M271900N mm 2 249090MN mm 扭矩T3 215 3Nm 6 按弯扭合成应力校核轴地强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩地截面 即危险截 面 C 地强度 根据 1 式 15 5 及表 1 15 4 中地取值 且 0 6 式 中地弯曲应力为脉动循环变应力 当扭转切应力为静应力时取 0 3 当扭转切应力为脉动循环变应力时取 0 6 1 计算轴地应力 2222 1 3 271900 0 6 127840 45 21 0 1 40 ca MT Mpa Wmm 前已选定轴地材料为 45 号钢 由轴常用材料性能表查得 1 60MPa 因此 ca0 07d 则 h 5 轴肩宽度55 1065 V VI dmmmm b 1 4h 取10 V VI lmm 5 轴承端盖地总宽度为 20mm 由减速器及轴承端盖地结构设计 而定 根据轴承端盖地装拆及便于对轴承添加润滑脂地要求 取端盖地外端面与半联轴器右端面间地距离 故取mml30 mml50 6 段地右端与左轴承之间采用挡油环定位 防止小齿轮地l 油甩出 取齿轮距箱体内壁之距离 a 16 考虑到箱体地铸造误差 在mm 确定滚动轴承位置时 应距箱体内壁一段距离 s 取 s 8 已mm 知滚动轴承宽度 T 29 mm 第 根轴上有两个齿轮 其中大齿轮齿宽为 45mm 小齿轮齿宽 为 70mm 取 6mm 则可计算 l 78lmm I V V 58mml VI I I 至此 已初步确定了轴地各端直径和长度 3 轴上地周向定位 半联轴器与轴地周向定位采用平键连接 按表查得平键截面 同时为保证齿轮与轴配合有良好12870b hmmmmmm 地对中性 故选择齿轮轮毂与轴地配合为 滚动轴承与轴地 7 6 H k 周向定位是由过渡配合来保证地 此处选轴地尺寸公差为 k6 齿轮与轴用平键连接 b h 16mm10mm 长度为 56mm 4 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 各处地倒圆角标注在图中 2 45 5 求轴上地载荷 首先根据结构图作出轴地计算简图 确定顶轴承地支点位置 时 对于 30310 型地圆锥滚子轴承 a 29mm 因此 做为简支梁地轴 地支承跨距 23 64127191LLmmmmmm 个人收集整理 仅供参考 31 49 2 233406MN mm T3 374420N mm 19 47 ca Mpa 个人收集整理 仅供参考 32 49 载荷水平面 H垂直面 V 支反 力 FNH1 2748N FNH2 1385N FNV1 559 2N FNV2 990 8N 弯矩 MH 175872 Nmm 63411 2Nm 1V Mm 2V M153451N mm 总弯 矩 1 M186954N mm 2 233406MN mm 扭矩T3 374420Nmm 6 按弯扭合成应力校核轴地强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩地截面 即危险截面 C 地强度 根据 1 式 15 5 及表 1 15 4 中地取 值 且 0 6 式中地弯曲应力为脉动循环变应力 当扭转切 应力为静应力时取 0 3 当扭转切应力为脉动循环变应力时 取 0 6 1 计算轴地应力 2222 1 3 233406 0 6 374420 19 47 0 1 55 ca MT Mpa Wmm 前已选定轴地材料为 45 号钢 由轴常用材料性能表查得 1 60MPa 因此 caL0 300 3 8 10 72000h 7 故轴承符合要求 5 2 中间轴地轴承计算中间轴地轴承计算 2 对于 2 轴轴承 30307 查询机械设计手册得到 基本额定动载荷 Cr 75 2kN 基本额定静载荷 C0r 82 5kN 由上述轴地计算得 轴 2 所受轴向力 12 1027 5588 439 5 aaa FFFNN 因此只有支点 1 处受轴向力 支点 1 处轴承所受地合力 1 F 222 11VaH FFF 3662 4N 222 3160439 51798 5 支点 2 处轴承所受地合力 2725 9N 2 F 22 22VH FF 22 2588 7853 9 支点 1 处地轴承容易坏 得 Fa 439 5N Fr 3662 4N 又 Fa Fr 439 5 3662 4 0 12 e 0 31 得径向动载荷系数 X 0 4 轴向动载荷系数 Y 1 9 从而据 4 P320 公式 13 8 得 左边地轴承地当量动载荷 P X Fr Y Fa 2300N 根据 4 P319 公式 13 5 得 因为是圆锥滚子轴承 其中 取 转速 n 360r min 3 10 Lh 左边轴承 5 174 10 h L0 300 3 8 10 72000h 5 故轴承符合要求 3662 4N 1 F 2725 9N 2 F Fa 439 5N Fr 3662 4N P 2300N Fa1 588N 880 3N 1 F 1074 6N 2 F Fr 1074 6 2 F 个人收集整理 仅供参考 38 49 5 3 高速轴地轴承计算高速轴地轴承计算 3 对于输入轴轴承 30310 查询机械设计手册得到 基本额定动载荷 Cr 59kN 基本额定静载荷 C0r 63kN 由上述轴地计算得 轴 3 所受轴向力 Fa1 Ft1 tan cos 588N 方向向左 因此右端地轴承不受轴向力 支点 1 处轴承所受地合力 1 F 222 11VaH FFF 880 3N 222 589 8285 18588 支点 2 处轴承所受地合力 1074 6N 2 F 22 22VH FF 22 1025 7320 4 支点 2 处地轴承容易坏 Fr 1074 6N 2 F 又 Fa Fr 0 1074 6 0L0 300 3 8 10 72000h 6 故轴承符合要求 6 键联接地选择及校核计算 键联接地选择及校核计算 6 1 输出轴地键计算输出轴地键计算 校核联轴器处地键连接 择键联接地类型和尺寸 第 3 根轴处地键校核 N X 0 4 Y 1 7 P Fr 1074 6N d 40 2 d 55 3 K 4 2 K 5 3 2p MPa875 74 个人收集整理 仅供参考 39 49 一般 7 级以上精度地尺寸地齿轮有定心精度要求 应用平键 根据 d 40 d 55 23 查表 6 1 取 半联轴器处键宽 b 12 h 8 70 222 L 齿轮处键宽 b 16 h 10 56 333 L 校和键联接地强度 查表 6 2 得 110MP p a 工作长度 70 12 58 222 bLl 56 16 40 333 bLl 键与轮毂键槽地接触高度 K 0 5 h 4 22 K 0 5 h 5 33 由式 6 1 得 222 3 3 2 102 dlK