二级齿轮减速器

机械设计课程设计 1 机械设计课程设计机械设计课程设计 设计题目 设计题目 两级圆柱齿轮减速器 分 院 机电与能源工程分院 专业班级 机械电子工程082班 姓 名 胡凯都 学 号 3080612050 指导老师 沈萌红 日 期 2011 年6月 机械设计课程设计 2 目目 录录 一 设计任务书 3 二 前言 4 三 设计内容 4 1 电动机的选择 5 2 齿轮的设计 8 3 轴的设计 18 4 轴承的校核 28 5 键的连接选择校核 30 6 箱体结构的设计 31 四 设计小 结 23 7 参考文献 24 机械设计课程设计 3 一 设计任务书一 设计任务书 设计一用于胶带输送机卷筒 如图 的传动装置 原始条件和数据 胶带输送机两班制连续单向运转 载荷平稳 空载起动 室内工作 有粉 尘 使用期限10 年 大修期3 年 该机动力源为三相交流电 在中等规模机 械厂批生产 输送带速度允许误差为 5 选择I02组数据 输送带工作拉力 F 1800 N 输送带速度 v 1 1 m s 卷筒直径 D 350 mm Fv 输送带 卷筒 机械设计课程设计 4 二 前言二 前言 1 题目分析 根据题目 此胶带输送机每日工作16 小时 载荷平稳 空载起动 无需考 虑起动力矩 在室内工作 因此 结构不能太大 有粉尘 采用闭式结构 密 封 要求较高 使用期限十年 大修期限三年 在大修期时更换滚动轴承等零部件 使用期限较长 在中等规模机械厂小批生产 2 传动方案的拟定 根据以上的条件 决定采用普通齿轮传动 因为齿轮传动具有外廓尺寸小 传动精度高 工作寿命长等优点 因为有较大的传动比 采用两级闭式齿轮传动 考虑工况 要求箱体的长度 较小 因此采用二级展开式圆柱齿轮传动 3 传动装置运动简图如下图 机械设计课程设计 5 三 设计内容三 设计内容 机械设计课程设计 6 一 传动装置的运动 和动力参数计算 选择电动机1 1 选择电动机类型 2 确定电动机功率 按已知条件和工作要求选用系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相Y 异步电动机 工作装置所需功率按中式 2 2 计算 w P 2 1000 ww w w Fv PKW 式中 1800 W FN 1 1 w vm s 0 94 w h 1800 1 1 2 106 10001000 0 94 WW w W FV pKW 电动机的输出功率按中式计算 o P 2 2 1 w o p pkw 式中 为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率 由中式计算式中 为电动机和 轴之间 2 24 32 crgc c 联轴器的效率 为第一对齿轮的效率 为第二对齿轮的效率 r g 为轴和工作轴之间联轴器的效率 由中表得 c 224 0 98 cc 0 995 r h 0 97 g 32 32 0 98 0 9950 970 98 0 89 crgc 故 0 2 106 2 366 0 89 w p pkwkw 因载荷平稳 电动机额定功率只需略大于即可 按中表 m P o P 2 系列电动机技术数据 选电动机的额定功率为 8 184 Y m P3 0 m pkw 2 106 w pkw 0 89 0 2 366pkw 机械设计课程设计 35 3 确定电动机 转速 计算传动装2 置的总传动比和分 配各级传动比 1 传动装置 总传动比 2 分配传动 装置各传动比 计算传动装3 卷筒轴作为工作轴 其转速为 44 6 106 101 1 60 05min D350 w w v nr 按表推荐的各传动机构传动比的范围 单级圆柱齿轮传动 22 1 比范围为 则总传动比范围为 可 3 5 g i 3 3 5 59 25i 见电动机转速的可选范围为 9 2560 05540 45 1501 25min w ni nr A 符合这一范围的同步转速为 750r min1000r min1500r min 为减少电动机的重量和价格 由中表选常用的同步转速为 28 184 的系列电动机 其满载转速为1000r minY1124YM 960min m nr 960 16 60 05 m w n i n 对于两级展开式圆柱齿轮减速器 一般按齿轮浸油润滑要求 即各 级大齿轮直径相近的条件分配传动比 常取 式中 1 3 1 6 fs ii f i 分别为减速器高速级和 低速级的传动比 s i 取 4 9 f i 1 163 26 4 9 s i 由中式 已知 2 26 0 1i 4 9 f ii 3 26 s ii 1 w i 60 05min w nr 960min m nr 16i 3 54 s i 5 31 f i 机械设计课程设计 31 置的运动和动力 参数 1 各轴转速计 算 2 各轴输入功 率计算 3 各轴输入转 矩计算 0 960 960min 1 m n nr i 960 195 92min 4 9 n nr i 195 92 60 098min 3 26 n nr i 60 098 60 098min 1 w n nr i w 由中式 2 27 2 366 m pkw 2 366 0 982 32 mc ppkw A 2 32 0 995 0 972 23 rg ppkw AA 2 23 0 995 0 972 15 rg ppkw AA 2 15 0 98 0 9952 106 wcr ppkw AA 由中式 2 28 0 2 366 9550955022 59 1000 m m P TN m n 2 32 9550955023 08 960 p TN m n 2 23 95509550108 70 195 92 P TN m n 2 15 95509550341 65 60 098 P TN m n 2 106 95509550334 66 60 098 w W w p TN m n 960minnr 195 92minnr 60 098minnr 60 098min w nr 2 366 m pkw 2 32pkw 2 23pkw 2 15pkw 2 106 w pkw 0 22 59TN m 23 08TN m 108 70TN m 341 65TN m 机械设计课程设计 31 二 带式输送机减 速器的高速级齿轮 传动设计 选定齿轮类型 1 精度等级 材料及 齿数 按齿面接触强2 度计算 轴名 参数 电动机轴 轴 轴 轴工作轴 转速 n minr 960960195 9260 09860 098 功率 P kw 2 3662 322 232 152 106 转 矩 T N m 23 5423 08108 70341 65334 66 传动比i14 93 261 效率 0 98 0 950 910 89 1 选用斜齿圆柱齿轮传动 2 输送机为一般工作机器 速度不高 故选用八级精度 8 FK 3 材料选择 由中表选择小齿轮材料为Cr 调质 硬度 1 10 1 40 为 大齿轮材料为40 Cr 钢 调质 硬度为 二者材料280H BS240H BS 硬度差为 40H BS 4 选小齿轮齿数 大齿轮齿数 取 1 24z 2 24 4 9118z 2 118z 5 选取螺旋角 初选螺旋角 14 由中设计计算公式进行试算 即 1 1021 2 1 3 1 21 EH t dH kTZ Zu d u 334 66 W TN m 斜齿圆柱齿轮 八级精度 小齿轮Cr40 大齿轮钢Cr40 1 24z 2 118z 14 机械设计课程设计 31 1 确定公式内 的各计算数值 1 试选载荷系数 1 6 t K 2 计算小齿轮传递的转矩 55 4 1 1 1 95 5 1095 5 102 32 2 31 10 960 P TN mm n 3 由中表选取齿宽系数 1 107 1 d 4 由中表查得材料的弹性影响系数 1 106 1 2 189 8 Ea ZMP 5 由中图选取区域系数 1 1030 2 433 H Z 6 由中图查得 则 1 1026 1 0 78 2 0 87 12 1 65 7 由中图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 1 1021d 大齿轮的接触疲劳强度极限 lim1 600 Ha MP lim2 550 Ha MP 8 由中式计算应力循环次数 1 10 13 9 11 6060 960 12 8 365 103 4 10 h Nn jL 9 8 1 2 3 36 10 6 86 10 5 314 9 N N 式中 为齿轮每转一圈时 同一齿面啮合的次数 为齿轮的工作 j h L 寿命 单位为 一年工作365天 h 9 由中图取接触疲劳寿命系数 1 10 19 1 0 95 HN K 2 1 05 HN K 10 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 安全系数 由中式得1 1S 1 10 12 1lim1 1 0 95 600570 HN H K MPaMPa S 2lim2 2 1 05 550577 5 HN H K MPa S 4 1 2 31 10TN mm 1 d 1 2 189 8 Ea ZMP 2 433 H Z 1 65 lim1 600 Ha MP lim2 550 Ha MP 9 1 3 4 10N 8 2 6 86 10N 1 0 95 HN K 2 1 05 HN K 1 570 H MPa 2577 5 H MPa 573 75 H MPa 机械设计课程设计 31 2 计算 12 573 75 2 HH H MPa 1 试算小齿轮分度圆直径 代入中较小的值 1t d H 2 4 3 1 2 1 6 2 31 10 5 9 2 433 189 8 32 69 1 1 654 9573 75 t dmmmm 2 计算圆周速度v 11 32 69 960 1 642 60 100060 1000 t d n vm sm s 3 计算齿宽及模数b nt m 1 1 32 6932 69 dt bdmmmm 1 1 cos32 69 cos14 1 32 24 t nt d mmm z 4 齿高之比 b h 齿高 2 251 66 1 322 97 nt hmmmmm 32 69 11 2 97 b h 5 计算载荷系数 K 已知使用系数 根据 8 级精度 由中图1 A K 1 642vm s 1 查得动载荷系数 由表查得的值与直齿轮108 1 113 V K 104 H K 的相同 故 1 45 H K 由图查得1013 1 4 F K 由表查得103 1 4 HF KK 故载荷系数 1 1 13 1 4 1 452 29 AVHH KK K KK 6 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由中式 1 1 32 69 t dmm 1 642vm s 32 69bmm 1 32 nt mmm 2 97hmm 11 b h 1 113 V K 1 4 HF KK 1 A K 1 45 H K b 1 4 FB K 2 29K 1 36 84dmm 机械设计课程设计 31 按齿根弯曲强3 度计算 1 确定公式内的各 计算数值 得 10 10a 3 3 11 2 29 32 6936 84 1 6 t t K ddmmmm K 7 计算模数 n m 1 1 cos36 84 cos14 1 49 24 d mmmmm z 由中式得弯曲强度的设计式为 1 105 2 1 3 2 1 2cos FaSa n dF KTY Y Y m z 1 计算载荷系数 1 1 13 1 4 1 42 215 AVFF KK K KK 2 根据纵向度 从图查得螺旋角影响系数1 903 1028 0 88Y 3 计算当量齿数 1 1 33 24 26 27 coscos 14 v z z 2 2 33 118 129 17 coscos 14 v z z 4 查取齿形系数 由表查得 105 1 2 592 Fa Y 2 2 16 Fa Y 5 查取应力校正系数 由表查得 105 1 1 596 Sa Y 2 1 81 Sa Y 6 由中图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1 1020c 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 1 500 FEa MP 2 380 FEa MP 7 由中图取弯曲疲劳寿命系数 1 10 18 1 0 85 FN K 2 0 88 FN K 1 49mmm 2 215K 0 88Y 1 26 27 v z 2 129 17 v z 1 2 592 Fa Y 2 2 16 Fa Y 1 1 596 Sa Y 2 1 81 Sa Y 1 500 FEa MP 2 380 FEa MP 1 0 85 FN K 2 0 88 FN K 1 303 57 Fa MP 机械设计课程设计 31 2 设计计算 几何尺寸计算4 1 计算中心距 2 按圆整后的 中心距修正螺旋角 8 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 由中式得 1 4S 1 10 12 11 1 303 57 FNFE Fa K MP S 22 2 238 86 FNFE Fa K MP S 9 计算大 小齿轮的并加以比较 FaSa F Y Y 11 1 2 592 1 596 0 01363 303 57 FaSa F YY 22 2 2 16 1 81 0 01637 238 86 FaSa F YY 大齿轮的数值大 取大齿轮数据 2 4 3 2 2 2 215 2 31 100 88cos14 0 016371 135 1 241 65 n mmmmm 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根 n m 弯曲疲劳强度计算的法面模数 取 按接触疲劳强度算得的2 n mmm 分度圆直径 算出小齿轮齿数 1 38 8dmm 取 大齿轮齿数 1 1 cos36 84 cos14 17 87 2 n d z m 1 18z 取 2 4 9 1888z 2 88z 12 1 18882 109 25 2cos2cos14 n zz m ammmm 将中心距圆整为 109mm 12 18882 arccosarccos14 01 22 109 25 n zzm a 因 值改变不多 故参数 K ZH等不必修正 2238 86 Fa MP 11 1 0 01363 FaSa F YY 22 2 0 01637 FaSa F YY 1 135 n mmm 2mmm 1 18z 2 88z 1 109amm 14 01 1 37 10dmm 2 181 40dmm 37 10bmm 机械设计课程设计 31 3 计算大 小齿 轮的分度圆直径 4 计算齿轮宽度 三 带式输送机 减速器的低速级齿 轮传动设计 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及 齿数 按齿面接触强2 度计算 1 确定公式内 的各计算数值 1 1 18 2 37 10 cos2cos14 01 n z m dmmmm 2 2 88 2 181 40 coscos14 01 n z m dmmmm 1 1 37 1037 10 d bdmmmm 圆整后取 2 37Bmm 1 42Bmm 齿轮1齿轮2 模数m2mm 中心距a109mm 齿数Z1888 分度圆直径d37 10mm181 40mm 齿顶圆直径 a d41 10mm185 40mm 齿根圆直径 f d 32 10mm176 40mm 齿宽B42mm37mm 1 选用斜齿圆柱齿轮传动 2 输送机为一般工作机器 速度不高 故选用八级精度 8 FK 3 材料选择 由中表选择小齿轮材料为Cr 调质 硬度 1 10 1 40 为 大齿轮材料为40 Cr 钢 调质 硬度为 二者材料280H BS240H BS 硬度差为 40H BS 4 选小齿轮齿数 大齿轮齿数 取 3 24z 4 24 3 2677z 4 77z 5 选取螺旋角 初选螺旋角 14 由中设计计算公式进行试算 即 1 1021 1 42Bmm 2 37Bmm 直齿圆柱齿轮 八级精度 小齿轮Cr45 大齿轮钢45 3 24z 4 77z 5 2 1 09 10TN mm 机械设计课程设计 31 2 计算 2 1 3 3 21 EH t dH kTZ Zu d u 1 试选载荷系数 1 6 t K 2 计算小齿轮传递的转矩 3 55 5 2 2 2 95 5 1095 5 102 23 1 09 10 195 92 P TN mm n 4 由中表选取齿宽系数 1 107 1 d 5 由中表查得材料的弹性影响系数 1 106 1 2 189 8 Ea ZMP 6 由中图选取区域系数 1 1030 2 433 H Z 7 由中图查得 则 1 1026 1 0 78 2 0 87 12 1 65 8 由中图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 1 1021d 大齿轮的接触疲劳强度极限 lim3 600 Ha MP lim4 550 Ha MP 9 由中式计算应力循环次数 1 10 13 8 31 6060 195 92 12 8 365 106 9 10 h Nn jL 8 8 1 4 6 9 10 2 12 10 3 263 26 N N 式中 为齿轮每转一圈时 同一齿面啮合的次数 为齿轮的工作j h L 寿命 单位为 一年工作天 h365 10 由中图取接触疲劳寿命系数 1 10 19 3 1 05 HN K 4 1 1 HN K 11 计算接触疲劳许用应力 12 取失效概率为 安全系数 由中式得1 1S 1 10 12 3lim3 3 1 05 600630 HN H K MPaMPa S 1 d 1 2 189 8 Ea ZMP 2 433 H Z 1 65 lim3 600 Ha MP lim4 550 Ha MP 8 3 6 9 10N 8 4 2 12 10N 3 1 05 HN K 4 1 1 HN K 3 630 H MPa 4605 H MPa 617 5 H MPa 3 52 9 t dmm 0 54vm s 机械设计课程设计 31 4lim4 4 1 1 550605 HN H K MPa S 34 617 5 2 HH H MPa 1 试算小齿轮分度圆直径 代入中较小的值 1t d H 2 5 3 3 2 1 6 1 04 10 4 2 2 433 189 8 52 9 1 1 653 2617 5 t dmmmm 2 计算圆周速度v 32 52 9 195 92 0 54 60 100060 1000 t d n vm sm s 3 计算齿宽及模数b nt m 3 1 52 952 9 dt bdmmmm 3 3 cos52 9cos14 2 14 24 t nt d mmm z 4 齿高之比 b h 齿高 2 252 14 2 254 82 nt hmmmmm 59 47 10 99 5 4 b h 5 计算载荷系数 K 已知使用系数 根据 8 级精度 由中图1 A K 0 54vm s 1 查得动载荷系数 由表查得的值与直齿轮的108 1 1 V K 104 H K 相同 故 由图查得由表查得1 45 H K 1013 1 45 F K 103 1 2 HF KK 故载荷系数 1 1 1 1 2 1 451 9 AVHH KK K KK 6 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由中式 1 得 10 10a 52 9bmm 2 14 nt mmm 4 82hmm 10 99 b h 1 A K 1 1 V K 1 2 HF KK 1 45 H K 1 45 F K 1 9K 3 56 02dmm 2 26mmm 机械设计课程设计 31 按齿根弯曲强3 度设计 1 确定公式内 的各计算数值 3 3 33 1 9 52 956 02 1 6 t t K ddmmmm K 7 计算模数 n m 3 3 cos56 02 cos14 2 26 24 d mmmmm z 由中式得弯曲强度的设计式为 1 105 2 1 3 2 1 2cos FaSa n dF KTY Y Y m z 1 计算载荷系数 1 1 1 1 2 1 451 9 AVFF KK K KK 2 根据纵向度 从图查得螺旋角影响系数1 903 1028 0 88Y 3 计算当量齿数 3 3 33 24 26 27 coscos 14 v z z 4 4 33 79 84 29 coscos 14 v z z 4 查取齿形系数 由表查得 105 3 2 592 Fa Y 4 2 211 Fa Y 5 查取应力校正系数 由表查得 105 3 1 596 Sa Y 4 1 774 Sa Y 6 由中图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1 1020c 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 3 500 FEa MP 4 380 FEa MP 7 由中图取弯曲疲劳寿命系数 1 10 18 3 0 85 FN K 4 0 88 FN K 8 计算弯曲疲劳许用应力 1 9K 0 88Y 3 26 27 v z 4 84 29 v z 3 2 592 Fa Y 4 2 211 Fa Y 3 1 596 Sa Y 4 1 774 Sa Y 3 500 FEa MP 4 380 FEa MP 3 0 85 FN K 4 0 88 FN K 3 303 57 Fa MP 4238 86 Fa MP 机械设计课程设计 31 2 设计计算 几何尺寸计算4 1 计算中心距 2 按圆整后的 中心距修正螺旋角 3 计算大 小齿 轮的分度圆直径 4 计算齿轮宽 度 取弯曲疲劳安全系数 由中式得 1 4S 1 10 12 33 3 0 85 500 303 57 1 4 FNFE Faa K MPMP S 44 4 0 88 380 238 86 1 4 FNFE Faa K MPMP S 9 计算大 小齿轮的并加以比较 FaSa F Y Y 33 3 2 592 1 596 0 01363 303 57 FaSa F YY 44 4 2 211 1 774 0 01642 238 86 FaSa F YY 大齿轮的数值大 取大齿轮数据 2 5 3 2 2 1 9 1 04 100 88cos14 0 0164211 78 1 241 65 n mmmmm 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根 n m 弯曲疲劳强度计算的法面模数 取 已可满足弯曲强度 按2 n mmm 接触疲劳强度算得的分度圆直径 算出小齿轮齿数 1 59 47dmm 取 大齿轮齿数 3 3 cos56 02 cos14 27 18 2 n d z m 3 27z 取 4 3 26 2788z 4 88z 34 2 27882 118 52 2cos2cos14 n zz m ammmm 将中心距圆整为 119mm 34 2 27882 arccosarccos14 54 22 119 n zzm a 因 值改变不多 故参数 K ZH等不必修正 33 3 0 01363 FaSa F YY 44 4 0 01642 FaSa F YY 1 78 n mmm 2mmm 3 27z 4 88z 2 119amm 14 54 3 49 67dmm 4 161 43dmm 49 67bmm 3 55Bmm 机械设计课程设计 31 四 高速轴 轴 的设计 1 确定轴上的功 率 转速和转矩 2 确定作用在齿 轮上的力 3 初步确定轴的 最小直径 3 3 24 2 49 67 coscos14 54 n z m dmmmm 4 4 77 2 161 43 coscos14 54 n z m dmmmm 1 1 49 6749 67 d bdmmmm 圆整后取 4 50Bmm 3 55Bmm 齿轮1齿轮2 模数m2mm 中心距a119mm 齿数Z2788 分度圆直径d49 67mm161 43mm 齿顶圆直径 a d53 67mm165 43mm 齿根圆直径 f d 44 67mm156 43mm 齿宽B55mm50mm 已知 1 2 32Pkw 1 960minnr 1 23 08TN mm 1 36dmm 3 1 1 1 22 23 08 10 1282 36 t T FN d 1 1 tan1282tan20 480 9 coscos14 01 tn r F FN 11 tan1282 tan14 01319 9 at FFN 4 50Bmm 1 2 32Pkw 1 960minnr 1 23 08TN mm 1 36dmm 1 1282 t FN 1 480 9 r FN 1 319 9 a FN min 13 42dmm 机械设计课程设计 31 4 轴的结构设 1 根据轴向定位的 要求确定轴的各段 直径和长度 先按中式初步估算轴的最小直径 选取轴的材料为 1 152 钢 调质处理 40Cr 根据中表 取 于是得 1 153 0 100A 1 3 3 min0 1 2 32 10013 42 960 P dAmmmm n 高速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 为了使所选的d 轴的直径与联轴器的孔径相适应 故需同时选取联轴器型号 d 联轴器的计算转矩 查中表 考虑到转矩变化很 ca1A TK T 1 14 1 小 故取 则 1 3 A K ca1 1 3 23 0830 A TK TN mN m 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件 查中表 ca T 2 8 177 选用型凸缘联轴器 其公称转矩为 半联轴器的孔径2GYS63N m 故取 半联轴器与轴配合的毂孔长度 25dmm 22dmm 52Lmm 1 为满足半联轴器的轴向定位要求 轴段右端需制出一轴肩 故 取段的直径 左端用轴端挡圈定位 按轴端直径取 30dmm 挡圈直径 半联轴器与轴配合的毂孔长度 为保30Dmm 52Lmm 证轴端挡圈只压在半联轴器上面而不压在轴的端面上 故段的长度 应比略短一些 现取 L 45lmm 2 初选角接触球轴承 参照工作要求 并根据 查 30dmm 中 2 表初步选取角接触轴承 7206C 其尺寸为8 158 故 306216dDBmmmmmm 34ddmm ca 30TN m 型凸缘联轴器3GYS 22dmm 30dmm 30Dmm 45lmm 角接触轴承 7206C 34ddmm 20llmm 52lmm 10amm 5smm 145 5lmm 平键 6625b h lmmmmmm 机械设计课程设计 31 2 轴上零件的周向 定位 3 确定轴上圆角与 倒角尺寸 5 求轴上的载荷 20llmm 3 轴承端盖的总宽度为 根据轴承端盖的装拆的要求 取端盖42mm 的 外端面与半联轴器右端面间的距离为 故取 10lmm 52lmm 4 取齿轮距箱体内壁的距离 考虑到箱体的铸造误差 在确8amm 定 滚动轴位置时 应距箱体内壁一段距离 取 取s4smm 145 5lmm 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接 按由中表查得d 1 6 1 平键截面 键槽用键槽铣刀加工 长为 半66b hmmmm 25mm 联轴器与轴配合为 角接触球轴承与轴的周向定位是由过渡配合来 7 6 H k 保证的 选轴的直径尺寸公差为 6m 参考中表 取轴端倒角为 各轴肩处的圆角半径 1 152 1 45 1234 1 0RRRRmm 轴段12345 直径 dmm 2226303230 长度 lmm455220145 520 轴端倒角1 45 1234 1 0RRRRmm 1 936 NH FN 2 346 NH FN 1 47434 H MN mm 1 259 83 NV FN 机械设计课程设计 31 6 按弯扭合成应 力校核轴的强度 五 轴的设计 中间轴 1 确定轴上的功 率 转速和转矩 2 确定作用在齿 轮上的力 垂直面 0F 121 0 NHNHt FFF 0M 11212 0 NHt FLLFL 得 1 936 NH FN 2 346 NH FN 1 47434 H MN mm 水平面 0F 121 0 NVNVr FFF 0M 112121 0 rNVa F LFLLM 得 1 259 83 NV FN 2 221 07 NV FN 1 17152 88 V MN mm 2 11686 48 V MN mm 总弯距55920 MAX MN mm 2222 1 3 55920 0 6 23080 12 35 0 1 0 036 MAX ca MT MPa W 选用 45 号钢的 安全 1 60MPa 1ca 2 221 07 NV FN 1 17152 88 V MN mm 2 11686 48 V MN mm 55920 MAX MN mm 12 35 ca MPa 2 2 23Pkw 2 195 92minnr 2 108 70TN m 2 50dmm 3 183dmm 2 1036 8 t FN 2 1631 06 r FN 2 1084 89 a FN 3 1188 t FN 3 445 6 r FN 3 296 42 a FN 机械设计课程设计 31 3 初步确定轴的 最小直径 4 轴的结构设计 1 根据轴向定位要 求确定轴的各段直 径和长度 2 轴上零件的周向 定位 已知 2 2 23Pkw 2 195 92minnr 2 108 70TN m 2 50dmm 3 183dmm 3 2 2 2 22 114 45 10 1036 8 205 4 t T FN d 2 2 1 tan4348 tan20 1631 06 coscos14 01 tn r F FN 221 tan1084 89 at FFN 3 2 3 3 22 108 70 10 1188 183 t T FN d 3 3 2 tan 445 6 cos tn r F FN 332 tan296 42 at FFN 先按中式初步估算轴的最小直径 选取轴的材料为钢 1 152 45 调质处理 根据中表 取 于是得 1 153 0 100A 3 2 3 min0 2 2 23 10022 49 195 92 P dAmmmm n 中间轴的最小直径下显然是安装轴承处轴的直径和 为使所d d 选的轴直径和与滚动轴承的孔径相适应 故需同时选取角接触d d min 22 49dmm 角接触球轴承 7205C 25ddmm 20lmm 36dmm 32dmm 38lmm 5hmm 10lmm 10 5ammmm 8 4smm 91lmm 25lmm 机械设计课程设计 31 3 确定轴上圆角和 倒角尺寸 5 求轴上的载荷 球轴承的型号 参照工作要求并根据 由中表 min 22 49dmm 2 选择角接触球轴承 7205C 其尺寸为8 158 故 255215dDBmmmmmm 25ddmm 20lmm 因安装齿轮的段其直径 齿轮 3 的齿根圆直径 36dmm 3 44 67 f dmm 取安装齿轮处的轴段的直径 齿轮的右端与右轴 25dmm 2 承之间采用套筒定位 已知齿轮轮毂的宽度为 为了使套筒可 240mm 靠地压紧齿轮 此轴段应略短于轮毂宽度 故取 齿轮 2 38lmm 的左端采用轴肩定位 轴肩高度 故取 则轴环0 07hd 5hmm 处的直径 轴环宽度 取 42dmm1 4bh 10lmm 取齿轮和齿轮 距箱体内壁的距离为和 考虑到箱体的2310 5mm8mm 铸造误差 在确定滚动轴承位置时 应距箱体内壁一段距离 取s 则 4smm 91lmm 30 5lmm 齿轮的周向定位采用平键连接 按 由中表2 25dmm 1 查得平键截面 键槽用键槽铣刀加工 长分别861 87b hmmmm 为 同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性 故选择齿轮轮30mm 毂与轴的配合均为 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证 7 6 H r 的 此处选轴的直径尺寸公差为 6k 参考中表 取轴端倒角 1 152 1 45 1234 1RRRRmm 轴端 轴径 dmm25363225 长度 lmm13913830 5 8730b hmmmmmm 轴端倒角1 45 1234 1RRRRmm 3 3372 NH FN 4 2163 6 NH FN 2 77 72 H MN m 3 1265 NV FN 4 811 6 NV FN 机械设计课程设计 31 6 按弯扭合成应 力校核轴的强度 六 轴的设计 及计算 低速轴 1 确定轴上的功 率 转速和转矩 2 确定作用在齿 轮上的力 3 初步确定轴的 最小直径 垂直面 0F 2333 0 tNHNHt FFFF 0M 334523433 0 NHtt FLLLFLLFL 得 3 3372 NH FN 4 2163 6 NH FN 2 77 72 H MN m 水平面 0F 3423 0 NVNVrr FFFF 0M 23433334523 0 rrNVaa FLLF LFLLLMM 得 3 1265 NV FN 4 811 6 NV FN 3 134 88 V MN m 总弯距155 67 MAX MN m 2222 2 3 155 67 0 6 108 70 13 5 0 1 0 05 MAX ca MT MPa W 选用 45 号钢的 安全 1 60MPa 1ca 3 134 88 V MN m 155 67 MAX MN m 13 5 ca MPa 3 2 15Pkw 3 60 098minnr 3 341 65TN mm 4 162dmm 4 4218 t FN 4 1582 r FN 4 1502 a FN 机械设计课程设计 31 4 轴的结构设计 1 根据轴向定位要 求确定轴的各段直 径和长度 已知 3 2 15Pkw 3 60 098minnr 3 341 65TN mm 4 162dmm 3 3 4 4 22 341 65 10 4218 162 t T FN d 4 4 2 tan 1582 cos tn r F FN 442 tan1502 at FFN 先按中式初步估算轴的最小直径 选轴的材料为钢 1 152 45 调质处理 根据中表 取 于是得 1 153 0 100A 3 3 3 min0 3 2 15 10032 95 60 098 P dAmmmm n 低速轴的最小直径显然是安装联轴器处的轴的直径 为了使所d 选的轴直径与联轴器的孔径相适应 故需同时选取联轴器的型号 d 联轴器的计算转矩 查中表 取 则 3caA TK T 1 14 1 1 5 A K min 32 95dmm 512 475 ca TN m 型凸缘联轴器6GYS 38dmm 35dmm 80lmm 35ddmm 16lmm 40dmm 63lmm 机械设计课程设计 31 2 轴上零件的周向 定位 3 确定轴上圆角和 倒角尺寸 3 1 5 341 65 512 475 caA TK TN mN m 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件 查中表 选 2 8 177 用型凸缘联轴器 其公称转矩为 半联轴器的孔径6GYS900N m 故取 半联轴器与轴配合的毂孔长度为 38dmm 38dmm 82Lmm 为了满足半联轴器的轴向定位要求 段左端需制出一轴肩 故取 段的直径 半联轴器与轴配合的毂孔长度 35dmm 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上 82Lmm 故段的长度应比略短一些 现取 L 80lmm 初步选择角接触轴承 因轴承不仅承受径向力还承受轴向力的作用 故 选用角接触球轴承 参照工作要求并根据 由中表35dmm 2 选择尺寸系列角接触球轴承 其尺寸为8 158 0 17207C 故 357217dDBmmmmmm 35dmm 16lmm 取安装齿轮的轴段的直径 齿轮的左端与左边的轴 40dmm 承之间采用套筒定位 已知齿轮轮毂的宽度为 为了使套筒可靠65mm 地压紧齿轮 此轴段应略短于轮毂宽度 故取 齿轮的右63lmm 端采用轴肩定位 轴肩高度 故取 则轴环处的直径0 07hd 5hmm 轴环宽度 取 57dmm 1 4bh 10lmm 轴承端盖的总宽度为 根据轴承端盖的装拆 取端盖的外端面与75mm 半联轴器左端面间的距离 故取 10lmm 53lmm 取齿轮距箱体内壁的距离 考虑到箱体的铸造误差 在确定10 5amm 滚动轴承位置时 应距箱体一段距离 取 则 s 4smm31 5lmm 57lmm 57dmm 10lmm 53lmm 10 5amm 4smm 31 5lmm 57lmm 平键1 12845mmmmmm 平键2 10855mmmmmm 轴端倒角1 45 1234 56 1 RRRR RRmm 机械设计课程设计 31 5 求轴上的载荷 齿轮 半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接 按 42dmm 由中表查得平键截面 键槽用键槽铣刀加 1 6 1 128b hmmmm 工 长为 同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性 故选择45mm 齿轮轮毂与轴的配合为 同样 半联轴器与轴的连接 选用平键为 7 6 H r 配合为 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡10855mmmmmm 7 6 H m 配合来保证的 此处选轴的直径尺寸公差为 6m 参考中表 取轴端倒角为 1 152 1 45 123456 1RRRRRRmm 轴段 轴径 dmm 38394044454235 长度 lmm 31 5631057155380 5 1355 NH FN 6 2683 NH FN 4 126 H MN m 5 1130 NV FN 6 452 NV FN 7 105 09 V MN mm 机械设计课程设计 31 6 按弯扭合成应 力校核轴的强度 七 轴承的校核 1 高速轴的轴承 寿命校核 2 中速轴的轴承 寿命校核 垂直面 0F 564 0 NHNHt FFF 0M 66746 0 NHt FLLF L 得 5 1355 NH FN 6 2683 NH FN 4 126 H MN m 水平面 0F 564 0 NVNVr FFF 0M 466674 0 rNVa F LFLLM 得 5 1130 NV FN 6 452 NV FN 7 105 09 V MN m 164 MAX MN m 0 167 ca MPa 机械设计课程设计 31 3 低速轴的轴承 寿命校核 总弯距164 MAX MN m 2222 3 3 164 0 6 341 65 0 167 0 1 0 162 MAX ca MT MPa W 选用 45 号钢的 安全 1 60MPa 1ca 1 319 9 a FN 1 936 NV FN 2 346 NV FN 11 0 68636 48 dNV FFN 22 0 68235 28 dNV FFN 112 81 2 dad FFFFN 316 5 A FN 压紧 636 48 A FN 放松 0 68 A R F e F 放松 316 5 1 345 235 28 A R F e F 压紧 0 41 0 87xy 1 p f 11 936 nv PF 2 417 215 pR PfXFYFA 48000 h Lh 2 3 2 6 60 5 814 5 10 h n L cPKNKN 选择一对 7206C 轴承合适 机械设计课程设计 31 八 键连接强度校 核 九 箱体结构的设 2 1084 88 a FN 3 296 42 a FN 3 3372 NV FN 4 2163 6 NV FN 33 0 682292 dNV FFN 44 0 681471 dNV FFN 4323 32 54 daad FFFFFN 2259 A FN 压紧 2292 A FN 放松 2259 0 67 3372 A R F e F 压紧 1 06 A R F e F 放松 0 41 0 87xy 1 p f 1 2881 pR PfXFYFA 48000 h Lh 2 3 2 6 60 10 8K16 5 10 h n L cPNKN 选择一对 7205C 轴承合适 4 1052 a FN 5 1355 NV FN 6 2863 NV FN 55 0 68921 4 dNV FFN 66 0 681824 44 dNV FFN 机械设计课程设计 31 计 1 机体有足够的 刚度 2 考虑到机体内 零件的润滑 密封 散热 3 机体结构有良 好的工艺性 4 对附件设计 546 148 96 dad FFFFN 921 4 A FN 放松 772 44 A FN 压紧 5 921 4 0 68 1355 A NV F e F 放松 6 772 44 0 27 2863 A NV F e F 压紧 3 1355P 48000 h Lh 4 2863P 3 3 3 6 60 7 5K30 5 10 h n L cPNKN 选择一对 7207C 轴承合适 3 3 4 6 60 15 9K36 8 10 h n L cPNKN 选择一对 7208C 轴承合适 键 1 1 23 08TN mm 3K 22dmm 25lmm 33 1 1 2102 23 08 10 28 3 25 22 P T MPa kld 键 2 2 108 7TN mm 3K 22dmm 25lmm 33 1 1 2102 108 7 10