某车间零件传送设备的传动装置设计

南 湖 学 院 课程设计报告书 题 目 某车间零件传送设备传送装置设计 系 部 专 业 班 级 姓 名 学 号 年 月 日 精品文档 22欢迎下载2欢迎下载 南 湖 学 院 课程设计任务书 设计题目设计题目 某车间零件传送设备的传动装置设计 系系 部 部 专专 业 业 学生姓名学生姓名 序序 号 号 学学 号号 起迄日期起迄日期 年月日至年月日 指导教师指导教师 精品文档 11欢迎下载1欢迎下载 目录 第第 1 1 章章 概述概述 3 3 1 11 1 课程设计的目的课程设计的目的 3 1 1 2 2 设计的内容和任务设计的内容和任务 3 1 2 1 设计的内容 3 1 2 2 设计的任务 3 1 31 3 设计的步骤设计的步骤 3 3 第第 2 2 章章 传动装置的总体设计传动装置的总体设计 4 4 2 12 1 拟定传动方案拟定传动方案 4 4 2 22 2 选择原动机选择原动机 电动机电动机 4 4 2 2 1 选择电动机类型和结构型式 5 2 2 2 确定电动机的功率 5 2 2 3 确定电动机的转速 5 2 32 3 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 6 6 2 3 1 计算总传动比 6 2 3 2 合理分配各级传动比 6 2 42 4 算传动装置的运动和动力参数算传动装置的运动和动力参数 6 6 2 4 1 各轴转速计算 7 2 4 2 各轴输入功率计算 7 2 4 3 各轴扭矩计算 7 第第 3 3 章章 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 7 3 13 1 减速箱外传动零件减速箱外传动零件 带传动设计带传动设计 7 7 3 1 1 V 带传动设计计算 7 3 23 2 减速器内传动零件减速器内传动零件 高速级齿轮设计高速级齿轮设计 9 9 3 2 1 选择齿轮类型 精度等级 材料及齿数 9 3 2 2 按齿面接触强度设计 10 3 2 3 按齿根弯曲强度计算 11 3 2 4 高速级齿轮几何尺寸计算 12 3 33 3 减速器内传动零件减速器内传动零件 低速级齿轮设计低速级齿轮设计 1313 3 3 1 选择齿轮类型 精度等级 材料及齿数 13 3 3 2 按齿面接触强度设计 13 精品文档 22欢迎下载2欢迎下载 3 3 3 按齿根弯曲强度计算 15 3 3 4 低速级齿轮几何尺寸计算 16 3 43 4 轴的设计轴的设计 输入轴的设计输入轴的设计 1616 3 4 1 确定轴的材料及初步确定轴的最小直径 16 3 4 2 初步设计输入轴的结构 17 3 4 3 按弯曲合成应力校核轴的强度 18 3 53 5 轴的设计轴的设计 输出轴的设计输出轴的设计 2020 3 5 1 初步确定轴的最小直径 20 3 5 2 初步设计输出轴的结构 21 3 63 6 轴的设计轴的设计 中速轴的设计中速轴的设计 2525 第第 4 4 章章 部件的选择与设计部件的选择与设计 2525 4 14 1 轴承的选择轴承的选择 2525 4 1 1 输入轴轴承 25 4 1 2 输出轴轴承 26 4 1 3 中间轴轴承 26 4 24 2 输入轴输出轴键连接的选择及强度计算输入轴输出轴键连接的选择及强度计算 2626 4 34 3 轴承端盖的设计与选择轴承端盖的设计与选择 2828 4 3 1 类型 28 4 44 4 滚动轴承的润滑和密封滚动轴承的润滑和密封 2929 4 54 5 联轴器的选择联轴器的选择 2929 4 5 1 联轴器类型的选择 29 4 5 2 联轴器的型号选择 29 4 64 6 其它结构设计其它结构设计 2929 4 6 1 通气器的设计 29 4 6 2 吊环螺钉 吊耳及吊钩 30 4 6 3 启盖螺钉 30 4 6 4 定位销 30 4 6 5 油标 30 4 6 6 放油孔及螺塞 31 4 74 7 箱体箱体 3131 第第 5 5 章章 参考文献及心得体会参考文献及心得体会 3 33 3 精品文档 33欢迎下载3欢迎下载 第第 1 1 章章 概述概述 1 11 1 课程设计的目的课程设计的目的 课程设计目的在于培养机械设计能力 课程设计是完成机械设计专业全部 课程学习的最后一次较为全面的 重要的 必不可少的实践性教学环节 其目 的为 1 通过课程设计培养综合运用所学全部专业及专业基础课程的理论知识 解决工程实际问题的能力 并通过实际设计训练 使理论知识得以巩固和提高 2 通过课程设计的实践 掌握一般机械设计的基本方法和程序 培养独 立设计能力 3 进行机械设计工作基本技能的训练 包括训练 计算 绘图能力 计 算机辅助设计能力 熟悉和运用设计资料 手册 图册 标准 规范等 1 21 2 设计的内容和任务设计的内容和任务 1 2 1 设计的内容 本设计的题目为二级直齿圆柱齿轮减速器 设计的主要内容包括以下几方 面 1 拟定 分析传动装置的运动和动力参数 2 选择电动机 计算传动装置的运动和动力参数 3 进行传动件的设计计算 校核轴 轴承 联轴器 键等 4 绘制减速器装配图及典型零件图 5 编写设计计算说明书 1 2 2 设计的任务 1 减速器装配图 1 张 0 号图纸 2 输入轴零件图 1 张 3 齿轮零件图 1 张 4 设计说明书 1 份 1 31 3 设计的步骤设计的步骤 遵循机械设计过程的一般规律 大体上按以下步骤进行 1 设计准备 认真研究设计任务书 明确设计要求和条件 认真阅读减速器 参考图 拆装减速器 熟悉设计对象 2 传动装置的总体设计 根据设计要求拟定传动总体布置方案 选择原动机 精品文档 44欢迎下载4欢迎下载 计算传动装置的运动和动力参数 3 传动件设计计算 设计装配图前 先计算各级传动件的参数确定其尺寸 并选好联轴器的类型和规格 一般先计算外传动件 后计算内传动件 4 装配图绘制 计算和选择支承零件 绘制装配草图 完成装配工作图 5 零件工作图绘制 零件工作图应包括制造和检验零件所需的全部内容 6 编写设计说明书 设计说明书包括所有的计算并附简图 并写出设计总结 第第 2 2 章章 传动装置的总体设计传动装置的总体设计 传动装置的总体设计 主要包括拟定传动方案 选择原动机 确定总传 动比和分配各级传动比以及计算传动装置的运动和动力参数 2 12 1 拟定传动方拟定传动方案案 带传动传动平稳 吸振且能起过载保护作用 故在高速级布置一级带传动 在带传动与运输带之间布置一台二级圆柱齿轮减速器 轴端连接选择弹性柱销 联轴器 0 图 2 2 传动布置方案简图 1 减速器 2 联轴器 3 滚筒 4 运输带 5 电动机 6 带传动 2 22 2 选择原动机选择原动机 电动机电动机 电动机为标准化 系列化产品 设计中应根据工作机的工作情况和运动 动力参数 根据选择的传动方案 合理选择电动机的类型 结构型式 容量和 转速 提出具体的电动机型号 精品文档 55欢迎下载5欢迎下载 2 2 1 选择电动机类型和结构型式 电动机有交 直流之分 一般工厂都采用三相交流电 因而选用交流电动 机 交流电动机分异步 同步电动机 异步电动机又分为笼型和绕线型两种 其中以普通笼型异步电动机应用最多 目前应用较 300 广的 Y 系列自扇冷式笼 型三相异步电动机 电压为 380V 其结构简单 起动性能好 工作可靠 价 格低廉 维护方便 适用于不易燃 不易爆 无腐蚀性气体 无特殊要求的场 合 如运输机 机床 农机 风机 轻工机械等 2 2 2 确定电动机的功率 电动机功率选择直接影响到电动机工作性能和经济性能的好坏 若所选电 动机的功率小于工作要求 则不能保证工作机正常工作 若功率过大 则电动 机不能满载运行 功率因素和效率较低 从而增加电能消耗 造成浪费 1 带式输送机所需的功率 w P 由 1 中公式 2 3 得 kWkWFVPw0375 4 1000 95 0 42501000 2 计算电动机的输出功率 d P 根据文献 1 机械设计课程设计 杨光等编 高等教育出版社出版 表 4 4 确定部分效率如下 弹性联轴器 两个 99 0 1 滚动轴承 每对 五对 99 0 2 圆柱齿轮传动 精度 7 级 98 0 3 传动滚筒效率 96 0 4 V 带传动效率 95 0 5 传动系数总效率 825 095 096 098 0 99 0 99 0 25 54 2 3 5 21 电动机的输出功率 kWkWPP wd 9 4825 00375 4 2 2 3 确定电动机的转速 根据动力源和工作条件 电动机的类型选用 Y 系列三相异步电动机 电动 机的转速选择常用的两种同步转速 和 以便选择 min 1500rmin 1000r 1 计算滚筒的转速 w n 由公式计算输送带滚筒的转速 100060DVnw min7 56minr 320 95 0100060 100060rDVnw 2 确定电动机的转速 d n 精品文档 66欢迎下载6欢迎下载 由参考文献 2 机械设计 中表 18 1 可知两级圆柱齿轮减速器推荐传动 比范围为 由参考文献 1 V 带传动比范围为 所以总传动60 8 i4 2 i 比合理范围为 故电动机转速的可选范围是 240 16 总 i min 13608 2 907min 7 56 240 16 rrnd 符合这一范围的同步转速有 1000r min 1500r min 3000r min 由参考文献 1 中表 8 53 查得 电动机转速n r min 方案 电动机型号额定功率 kW 同步转速满载转速 1Y132S 45 515001440 2Y132M2 65 51000960 表 8 53 中 方案 1 转速高 电动机价格低 总传动比虽然大些 但完全 可以通过带传动和两级齿轮传动实现 所以选择方案 1 其主要参数如下 表 2 1 电动机相关参数 2 32 3 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 2 3 1 计算总传动比 由电动机的满载转速和工作机主动轴的转速min 1440rnm 可得总传动比 min 7 56 rnw 4 25 7 561440 wm nni 2 3 2 合理分配各级传动比 取带传动传动比 则两级减速器传动比 3 1 i47 8 3 4 25 1 iii j 则双级直齿圆柱齿轮减速器高速级传动比为 32 3 i 3 1 2 j i 低速级传动比为 55 232 3 47 8 23 iii j 型号额定功率 kW 满载转速 r min 外伸轴径 mm 外伸轴长度 mm 中心高 mm Y132S 45 514403880132 精品文档 77欢迎下载7欢迎下载 2 42 4 算传动装置的运动和动力参数算传动装置的运动和动力参数 2 4 1 各轴的转速计算 min 480 1 rinn m min 58 144 2 rinn min 7 56 3 rinnnIV 2 4 2 各轴输入功率计算 KWWPP dI 66 4 K95 0 9 4 5 KWKWPP III 52 4 98 0 99 0 66 4 32 KWKWPP IIIII 39 4 98 0 99 0 52 4 32 KWKWPP IIIIV 3 499 0 99 0 39 4 21 2 4 3 各轴输入扭矩计算 mNPT II 71 92n9550 I mNnPT IIIIII 56 2989550 mNnPT IIIIIIIII 41 7399550 mNnPT IVIVIV 25 7249550 各项指标误差均介于 5 5 之间 各轴运动和动力参数见表 4 表 2 4 各轴运动和动力参数 轴号功率 P kw 转矩 T mN 转速 n r min I 轴4 6692 71480 轴4 52298 56144 58 III 轴4 39739 4156 7 滚筒轴 IV 轴 4 3724 2556 7 第第 3 3 章章 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 3 13 1 减速箱外传动零件减速箱外传动零件 带传动设计带传动设计 3 1 1 V 带传动设计计算 1 确定计算功率 由 2 中表 8 7 查得工作情况系数1 1 A K 精品文档 88欢迎下载8欢迎下载 由 2 中公式 8 21 kWPKP dAca 39 5 9 41 1 2 选择 V 带的带型 根据及 由 2 中图 8 11 选用 A 型kWPca39 5 min 1440rnm 3 确定带轮的基准直径并验算带速 d d v 初选小带轮的基准直径 1d d 由 2 中表 8 6 和表 8 8 取小带轮的基准直径mmdd90 1 验算带速 按 2 中公式 8 13 验算带的速度 v 因为 故带速合适 sm n v d 78 6 100060 d 1 smvsm 25 5 计算大带轮的基准直径 根据 2 中公式 8 15a 计算大带轮的基准直径 mmidd dd 270903 12 由 2 中表 8 8 取mmdd280 2 4 确定 V 带的中心距和基准长度 0 a d L 根据 2 中公式 8 20 21021 27 0 dddd ddadd 初定中心距mma500 0 由 2 中公式 8 22 计算所需的基准长度 0 2 12 2100 4 22 a dd ddaL dd ddd mm1599 5004 90280 28090 2 5002 2 由 2 中表 8 2 选带的基准长度mmLd1600 计算实际中心距 由 2 中公式 8 23 计算a mm LL aa dd 500 2 15991600 500 2 0 0 5 验算小带轮上的包角 根据 2 中公式 8 25 计算 1 90 2 158 500 3 57 90280180 3 57 180 121 a dd dd 6 计算带的根数 z 计算单根 V 带的额定功率 r p 由和 查 2 中表 8 4a 得mmdd90 1 min 1440rnm KWP064 1 0 根据和 A 型带查 2 中表 8 4b 得3min 1440 irnm KWP17 0 0 精品文档 99欢迎下载9欢迎下载 查 2 中表 8 5 得 查 2 中表 8 2 得 94 0 K99 0 L K 于是由 2 中公式 8 26 KWKWKKPPP Lr 15 199 0 94 0 17 0 064 1 00 计算 V 带的根数 z 取 5 根69 4 15 1 39 5 a r c P P z 7 计算单根 V 带的初拉力的最小值 min0 F 根据 2 中公式 8 27 2 a min0 5 2 500 qv zvK PK F c N53 13678 61 0 78 6 594 0 39 594 0 5 2 500 2 其中 q 由 2 中表 8 3 得 A 型带mkgq 1 0 应使带的实际初拉力 min00 FF 8 计算压轴力 压轴力的最小值由 1 中公式 8 28 得 NFzFp67 1340 2 2 158 sin53 13652 2 sin2 1 min0 min 9 带轮结构设计 查 2 中表 8 10 得大 小带轮总宽度 mmB7892154 V 型带传动相关数据见表 3 0 表 3 0 V 型带传动相关数据 计算功率 kw ca P 传动比 i 带速 V m s 带型根数 单根初拉 力 N 压轴力 N 5 3936 78A5136 531340 67 小带轮直径 mm 大带轮直径 mm 中心距 mm 基准长度 mm 带轮宽度 mm 小带轮包角 90270500160078158 2 0 3 23 2 减速器内传动零件减速器内传动零件 高速级齿轮设计高速级齿轮设计 3 2 1 选择齿轮类型 精度等级 材料及齿数 按照已经选定的传动方案 高速级齿轮选择如下 1 齿轮类型 选用直齿圆柱齿轮传动 精品文档 1010欢迎下载10欢迎下载 2 齿轮精度等级 带式输送机为一般机器速度不高 按照 2 中表 10 8 选择 7 级精度 GB10095 88 3 材料 由 2 中表 10 1 选择 两者材料硬度差为 40HBS 小齿轮 40Cr 调质 硬度 280HBS 大齿轮 45 钢 调质 硬度 240HBS 4 试选择小齿轮齿数 大齿轮齿数 25 1 z832532 3 122 Ziz 3 2 2 按齿面接触强度设计 1 确定公式内各计算数值 试选载荷系数3 1 t k 小齿轮转矩mmN n P T I I 466 1 10271 9 480 66 4 1055 9 1055 9 由文献 2 中表 10 6 查得材料弹性影响系数 2 1 8 189 MPazE 齿宽系数 由文献 2 中表 10 7 知齿宽系数1 d 由文献 2 中图 10 21d 按齿面硬度查得齿轮接触疲劳强度极限 MPa H 600 1lim MPa H 550 1lim 计算应力循环次数 9 11 10106 1 83008214806060 h LjnN 8 9 112 10331 3 32 3 10106 1 uNN 由文献 2 中图 10 19 取接触疲劳寿命系数 90 0 1 HN K95 0 2 HN K 计算接触疲劳许应力 取失效概率为 1 安全系数 S 1 由文献 2 中式 10 12 MPa S KHN H 54060090 0 1lim1 1 MPa S KHN H 5 52255095 0 2lim2 2 计算 由式 3 2 1 1 d 1 1 1 32 2 H E t Z u uKT d 试算小齿轮分度圆直径 t d1 精品文档 1111欢迎下载11欢迎下载 3 2 21 11 1 1 32 2 H E d t t Z u uTK d 3 2 4 5 522 8 189 32 3 132 3 1 10271 9 3 1 32 2 mm694 63 计算圆周速度 vsm nd v t 6 1 100060 480694 63 100060 11 计算齿宽 b mmdb td 694 63694 631 1 计算齿宽与齿高比 h b 模数 齿高 548 2 25 694 63 1 1 Z d m t t 733 5548 2 25 2 25 2 t mh 11 11 733 5 694 63 h b 计算载荷系数 据 7 级精度 由图 10 8 查动载荷系数smv 6 1 08 1 v K 直齿轮 由文献 2 中表 10 2 查得使用系数1 FH KK1 A K 由文献 2 中表 10 4 用插值法查得 7 级精度 小齿轮相对支承非对称布置时 423 1 H K 由 在文献 2 中查图 10 13 得 11 11 h b 423 1 H K35 1 F K 故载荷系数537 1 423 1 108 1 1 HHvA KKKKK 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由文献 2 中式 10 10a 得 mm K K dd t t 351 67 3 1 537 1 694 63 3 3 11 计算模数 m mm Z d m69 2 25 351 67 1 1 3 2 3 按齿根弯曲强度计算 由文献 1 中式 10 5 弯曲强度设计公式 3 2 1 1 2 F SaFa d YY Z KT m 1 确定公式内各计算数值 精品文档 1212欢迎下载12欢迎下载 由文献 2 中图 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 由文献 2 中图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 85 0 1 FN K88 0 2 FN K 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数 由 2 中式 10 124 1 S MPa S K FEFN F 57 303 4 1 50085 0 11 1 MPa S K FEFN F 86 238 4 1 38088 0 22 2 计算载荷系数458 1 35 1 108 1 1 FFvA KKKKK 查取齿形系数 由 2 中表 10 5 查得 62 2 1 Fa Y214 2 2 Fa Y 查取应力校正系数 由 2 中表 10 5 查得 59 1 1 Sa Y773 1 2 Sa Y 计算大小齿轮的 F SaFa YY 01372 0 57 303 59 1 62 2 1 11 F SaFa YY 01643 0 86 238 773 1214 2 2 22 F SaFa YY 大齿轮的数值大 2 设计计算 mm YY Z KT m F SaFa d 92 1 01643 0 251 10271 9 458 1 22 3 2 4 3 2 1 1 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 m 算的模数 由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力 而 m 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 可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数 1 92 并根据 GB1357 87 就近圆整为 标准值 按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径 2 mmmd351 67 1 算出小齿轮的齿数 大齿轮的齿数 取34 2 351 67 1 1 m d z88 1123432 3 2 z113 2 z 3 2 4 高速级齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 mmmzd68234 11 mmmzd2262113 22 精品文档 1313欢迎下载13欢迎下载 中心距mma147 2 22668 齿轮宽度 取 mmdb d 68 1 mmB73 1 mmB68 2 圆周力 N d T Ft76 2726 1068 71 9222 3 1 1 1 径向力 NFF tr 46 99220tan76 272620tan 11 oo 表 3 1 高速级齿轮设计几何尺寸及参数 齿轮压力角模数中心距齿数比齿数 分度圆 直径 齿宽 小齿轮346873 大齿轮 20 21473 32 11322668 3 33 3 减速器内传动零件减速器内传动零件 低速级齿轮设计低速级齿轮设计 3 3 1 选择齿轮类型 精度等级 材料及齿数 选用直齿圆柱齿轮传动 传动速度不高 选择 7 级精度 GB10095 88 材料选择 小齿轮 40Cr 调质 硬度 280HBS 大齿轮 45 调质 硬度 240HBS 选择小齿轮齿数 大齿轮齿数 26 3 z67 3 66 334 Ziz 3 3 2 按齿面接触强度设计 3 2 2 23 3 1 32 2 H E d t Z u uKT d 1 确定公式内各计算数值 试选载荷系数 3 1 t k 小齿轮传递的扭矩mmN n P T 5 5 2 2 5 3 109856 2 58 144 52 4 10 5 9510 5 95 由 2 中表 10 6 查得材料弹性影响系数 2 1 8 189 MPazE 由 2 中表 10 7 选取齿宽系数1 d 精品文档 1414欢迎下载14欢迎下载 由 2 中图 10 21d 按齿面硬度查得 小齿轮接触疲劳强度极限 MPa H 600 3lim 大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 550 4lim 由 2 中式 10 13 计算应力循环次数 8 23 10331 3830082158 1446060 h LjnN 8 8 2 3 4 10306 1 55 2 10331 3 u N N 由 2 中图 10 19 取接触疲劳寿命系数 94 0 3 HN K98 0 4 HN K 计算接触疲劳许应力 取失效概率为 1 安全系数 S 1 由 2 中式 10 12 MPa S KHN H 56460094 0 3lim3 3 MPa S KHN H 53955098 0 4lim4 4 2 计算 计算小齿轮分度圆直径 代入 t d3 2H 3 2 42 23 3 1 32 2 H E d t Z u uKT d 3 2 5 539 8 189 55 2 155 2 1 109856 2 3 1 32 2 mm23 94 计算圆周速度 sm nd v t 713 0 100060 58 14423 94 100060 23 计算宽度 b mmdb td 23 9423 941 3 计算齿宽与齿高比 h b 模数 mm Z d m t t 62 3 26 23 94 3 3 齿高 mmmh t 15 8 62 325 2 25 2 56 11 15 8 23 94 h b 精品文档 1515欢迎下载15欢迎下载 计算载荷系数 据 7 级精度 由 2 中图 10 8 查动载荷系数 smv 713 0 02 1 v K 直齿轮 由 2 中表 10 2 查得使用系数 1 FH KK1 A K 由 2 中表 10 4 用插值法查得 7 级精度 小齿轮相对支承非对称布置时 由 查 2 中图 10 13 得 43 1 H K56 11 h b 43 1 H K4 1 F K 故载荷系数46 1 43 1 102 1 1 HHvA KKKKK 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由 2 中式 10 10a 得 mm K K dd t t 95 97 3 1 46 1 23 94 3 3 33 计算模数 m mm Z d m77 3 26 95 97 3 3 3 3 3 按齿根弯曲强度计算 由 2 中式 10 5 弯曲强度设计公式 3 2 1 2 F SaFa d YY Z KT m 1 确定公式内各计算数值 由 2 中图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮MPa FE 500 3 的弯曲疲劳强度极限MPa FE 380 2 由 2 中图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 95 0 3 FN K98 0 4 FN K 计算弯曲疲劳许应力 取弯曲疲劳安全系数 由 2 中式 10 124 1 S MPa S K FEFN F 29 339 4 1 50095 0 33 3 MPa S K FEFN F 266 4 1 38098 0 44 4 计算载荷系数 K 428 1 4 1102 11 FFVA KKKKK 查取齿形系数 由 2 中表 10 5 查得 6 2 3 Fa Y252 2 4 Fa Y 查取应力校正系数 由 2 中表 10 5 查得 595 1 3 Sa Y764 1 4 Sa Y 精品文档 1616欢迎下载16欢迎下载 计算大小齿轮的 F SaFa YY 01222 0 29 339 595 1 6 2 3 33 F SaFa YY 01493 0 266 764 1 252 2 4 44 F SaFa YY 2 设计计算 3 2 1 2 F SaFa d YY Z KT m mm YY dZ KT m F SaFa 21 5 01493 0 261 109856 2 428 122 3 2 5 2 1 根据 2 中表 10 1 就近圆整为标准值mmm6 计算小齿轮齿数 17 6 95 97 3 3 m d Z 计算大齿轮齿数 441755 2 4 Z 3 3 4 低速级齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 mmmZd102617 33 mmmZd264644 44 中心距mm dd a183 2 264102 2 43 2 齿轮宽度 mmdb d 1021021 3 mmB107 3 mmB102 4 表 3 2 低速级齿轮设计几何尺寸及参数 齿轮压力角模数 中心 距 齿数比齿数 分度圆 直径 齿根圆 直径 齿顶圆 直径 齿宽 小齿轮17102147 5170107 大齿轮 20 61832 55 44264477 5 500 102 3 43 4 轴的设计轴的设计 输入轴的设计输入轴的设计 3 4 1 确定轴的材料及初步确定轴的最小直径 1 确定轴的材料 输入轴材料选定为 40Cr 锻件 调质 2 求作用在齿轮上的力 根据输入轴运动和动力参数 计算作用在输入轴 的齿轮上的力 KWPI66 4 min 480rnI mNT 71 92 精品文档 1717欢迎下载17欢迎下载 圆周力 N d T Ft76 2726 1068 71 9222 3 1 1 1 径向力 NFF tr 46 99220tan76 272620tan 11 oo 3 初步确定轴的最小径 选取轴的材料为 45 号钢 调制处理 根据 2 中表 15 3 取 112 0 Amm n P Ad I 89 23 480 66 4 112 3 3 0min 3 4 2 初步设计输入轴的结构 根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度 已知轴最小直径为 由于是高速轴 显然最小直径处将装大mmd89 23 min 带轮 故应取标准系列值 为了与外连接件以轴肩定位 故取 B 段mmdA25 直径为 mmdB35 初选滚动轴承 因该传动方案没有轴向力 高速轴转速较高 载荷不大 故 选用深沟球轴承 采用深沟球轴承的双支点各单向固定 参照工作要求并根 据 由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组 标准精度级的深沟mmdB35 球轴承 6208 参考文献 1 表 8 32 其尺寸为 为防止箱内润滑油飞溅到轴承内使润滑脂稀mmmmmmBDd188040 释或变质 在轴承向着箱体内壁一侧安装挡油板 根据需要应分别在两个挡油 板的一端制出一轴肩 故 mmddmmd FED 6045 由于轴承长度为 21mm 根据 4 中图 5 3 挡油板总宽度为 18mm 故 根据箱座壁厚 取 12 且齿轮的右端面与箱内壁的距离mmll HC 39 则取 根据 4 中图 5 3 而挡油板内测与箱体内壁取 1 2 mm122 3mm 故 根据参考文献 1 表 3 1 知中间轴的两齿轮间的距mmlG9312 离 估取 且中间轴的小齿轮端面与箱体内壁距离为15 101 mm101 因 mm122 mmB107 3 mmB68 2 mmlB F 73 1 故 mmlD 5 111933731212 2 73 2 68 1010712 设计轴承端盖的总宽度为 45mm 由减速器及轴承端盖的结构设计而定 根 据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求 取端盖的外端面与外连接 件的右端面间的距离为 30mm 故 根据根据带轮宽度可确定mmlB75 精品文档 1818欢迎下载18欢迎下载 mmlA118 图 3 1 输入轴结构简图 3 4 3 按弯曲合成应力校核轴的强度 轴的受力简图 T D n AB Fr1 992 46N Ft1 2726 76N C Fp 1340 67N 图 3 2 输入轴的受力简图 计算支座反力 H 面 0 A m 0 5 144256 5 88256 1 prBH FFR N FF R pr BH 84 1299 5 344 67 1340 5 14446 992256 5 88256 5 144256 1 0 x F0 1 AHBHpr RRFF NFFRR rpBHAH 05 164846 99267 134084 1299 1 精品文档 1919欢迎下载19欢迎下载 V 面 N F R t AV 27 2026 5 344 25676 2726 5 344 256 1 计算 H 面及 V 面的弯矩 并作弯矩图 H 面 DA 段 xxFxM pH 67 1340 5 1440 x 当时 在 D 处0 x0 HD M 当时 在 A 处 5 144 xmmNMHA 23 238143 5 14405 1648 BC 段 xxRxM BHH 84 1299 5 880 x 当时 在 B 处0 x0 HB M 当时 在 C 处 5 88 xmmNMHC 84 115035 5 8884 1299 V 面 0 VBVAVD MMM mmNxRM AVVC 12 51872525627 2026 计算合成弯矩并作图 0 BD MMmmNMA 23 238143 mmNMMM VCHCC 58 531327 12 518725 84 115035 22 22 计算并作图T mmNTI 27813100071 923 0 校核轴的强度 按弯矩合成强度条件 校核危险点即 C 截面圆周表面处应力 扭转切应力为静 应力 取 由 2 中表 15 1 查得 轴弯曲疲劳极限3 0 MPa335 1 1 3 2 2 22 66 13 731 0 71 923 058 531327 MPa W TM IC ca 结论 强度足够结论 强度足够 精品文档 2020欢迎下载20欢迎下载 V z x y RAHRBH Fr1 X C Ft1 MHA X MHC C C AB B X X A B Fp RAV RBH X X MA MC T T D n AB Fr1 992 46N Ft1 2726 76N C Fp 1340 67N MVC O 图 3 3 轴的载荷分析图 3 53 5 轴的设计轴的设计 输出轴的设计输出轴的设计 3 5 1 初步确定轴的最小直径 精品文档 2121欢迎下载21欢迎下载 1 确定轴的材料 输出轴材料选定为 45 号钢 锻件 调质 2 求作用在齿轮上的力 根据输出轴运动和动力参数 低速级齿轮设计几何尺寸及参数 计算作用在输 出轴的齿轮上的力 KWP39 4 min 7 56 III rn mNT 41 739 III N d T F III t 6 5601 10264 41 73922 3 4 4 NFF tr 82 203820tan 6 560120tan 44 初步确定轴的最小直径 mm n P Ad III III 74 47 7 56 39 4 112 3 3 0min 3 5 2 初步设计输出轴的结构 输出轴最小直径显然是安装联轴器处的直径 为了使所选的轴直 g d 径与联轴器的孔径相适应 故需同时选取联轴器的型号 联轴器的计算转矩 查表 14 1 考虑到转矩变化很小故取 则 1 TKT Aca 3 1 A K mNmNTKT IIIAca 233 96141 7393 1 初选联轴器 按照计算应小于联轴器公称转矩的条件 由 1 中表 8 36 选用型号为 LX3 ca T 的 Y 型弹性柱销联轴器 其公称转矩为 半联轴器的孔径mN 1250 故取半联轴器长度 mmdg48 mmdg48 mmL112 3 根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度 图 3 4 输出轴结构简图 轴的结构设计 1 根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度 精品文档 2222欢迎下载22欢迎下载 根据已确定的 由于 g 段轴长与半联轴器的轴毂长相同 为了使联轴48 g d 器以轴肩定位 故取 f 段直径为 mmdf55 初选滚动轴承 因该传动方案没有轴向力 故选用深沟球轴承 采用深沟球 轴承的双支点各单向固定 参照工作要求并根据 由轴承产品目录mdf55 中初步选取 0 基本游隙组 标准精度级的深沟球轴承 6212 参考文献 1 表 8 32 其尺寸为 根据需要在挡油板的一端制mmmmmmBDd2211060 出一轴肩 故 mmdd67 由于轴承长度为 22mm 挡油板总宽为 18mm 故 根据两齿轮中心定mmle40 位 且中速轴上的小齿轮端面与箱体内壁为 12mm 而挡油板内测与箱体内壁取 3mm 另外为了使大齿轮更好的固定 则令轴端面在大齿轮空内 距离取 3mm 综上累加得出 根据高速轴的尺寸和低速轴的部分尺mmla 5 54 mmlb152 寸可以算出mmld108 设计轴承端盖的总宽度为 44mm 由减速器及轴承端盖的结构设计而定 根 据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求 取端盖的外端面与外连接 件的右端面间的距离为 30mm 故 mmlf74 按弯曲合成应力校核轴的强度 1 绘制空间受力图 2 作水平面 H 和垂直面 V 内的受力图 并计算支座反力 H 面 0 B mN F R r AH 33 696 5 345 11882 2038 5 345 118 4 NRFR AHrBH 49 134233 69682 2038 4 V 面 N F R t AV 14 1913 5 345 118 6 5601 5 345 118 4 NRFR AVtBV 46 368814 1913 6 5601 4 3 计算 H 面及 V 面内的弯矩 并作弯矩图 H 面 0 HBHA MM mmNRM AHHC 94 8216633 696118118 V 面 0 VBVA MM mmNRM AVVC 52 22575014 1913118118 4 计算合成弯矩并作图 0 BA MM 精品文档 2323欢迎下载23欢迎下载 mmNMMM VCHCC 85 24023852 225750 94 82166 2222 5 计算并作图T mmNTIII 443646100041 7396 0 A CB Fr4 Ft 4 n3 D T 图 3 5 输出轴的受力简图 6 校核轴的强度 按弯矩合成强度条件 校核危险点即 C 截面圆周表面处应力 扭转切应力为脉 动循环变应力 取 由 2 中表 15 1 查得 轴弯曲疲劳极限6 0 MPa335 1 1 3 2 2 22 16 9 641 0 41 7396 085 240238 MPaMPa W TM IIIC ca 所以 强度是足够的所以 强度是足够的 精品文档 2424欢迎下载24欢迎下载 ACB Fr4 Ft 4 n3 D T O y x Z RAH Fr4 Ft 4 RAV RBV RBH MH B M BV MB T 图 3 6 轴的载荷分析图 精品文档 2525欢迎下载25欢迎下载 3 63 6 轴的设计轴的设计 中速轴的设计中速轴的设计 1 中速轴 KWPII52 4 min 58 144 II nmNTII 56 298 2 初步确定轴的最小径 mmmm n P Ad II II 28 35 58 144 52 4 112 3 3 0min 因为中间轴最小径与滚动轴承配合 故同时选取滚动轴承 根据轴的最小径初 步选取型号为 6208 的深沟球轴承 其尺寸 mmmmBDd1880mm40 根据前两个轴的尺寸 不难得出中速轴的尺寸 故其各部分计算省略 N d T F II tII 12 5854 10102 56 29822 3 NFF tIIrII 72 213020tan12 585420tan oo 图 3 7 中速轴结构简图 第第 4 4 章章 部件的选择与设计部件的选择与设计 4 14 1 轴承的选择轴承的选择 轴系部件包括传动件 轴和轴承组合 4 1 1 输入轴轴承 1 轴承类型的选择 由于输入轴承受的载荷为中等 且只受径向载荷 于是选择深沟球轴承 轴承 承受的径向载荷 轴承转速 轴承的预期寿命NP46 992 min 480rnI hLh38400830028 精品文档 2626欢迎下载26欢迎下载 2 轴承型号的选择 求轴承应有的基本额定动载荷值 kN Ln PC h 26 10 10 3840048060 46 992 10 60 3 6 3 6 1 按照 1 表 8 32 选择的 6208 轴承 kNC 8 22 4 1 2 输出轴轴承 1 轴承类型的选择 由于输入轴承受的载荷为中等 且只受径向载荷 于是选择深沟球轴承 轴承承受的径向载荷 轴承承受的转速 NP82 2038 min 7 56 3 rn 轴承的预期寿命 hLh38400830028 2 轴承型号的选择 求轴承应有的基本额定动载荷值 kN Ln PC h 35 10 10 38400 7 5660 82 2038 10 60 3 6 3 6 3 按照 1 表 8 32 选择的 6212 轴承kNC 8 36 4 1 3 中间轴轴承 1 轴承类型的选择 由于中间轴承受的载荷为中等 且只受径向载荷 于是选择深沟球轴承 轴承承受的径向载荷 轴承承受的转速 NP72 2130 min 58 144 2 rn 轴承的预期寿命 hLh38400830028 2 轴承型号的选择 求轴承应有的基本额定动载荷值 kN Ln PC h 77 14 10 3840058 14460 72 2130 10 60 3 6 3 6 2 按照 1 表 8 32 选择的 6208 轴承 kNC 8 22 4 24 2 输入轴输出轴键连接的选择及强度计算输入轴输出轴键连接的选择及强度计算 1 输入轴键连接 由于输入轴上齿轮 1 的尺寸较小 采用齿轮轴结构 故只为其轴端选择键 输 入轴轴端选择 A 型普通平键 其尺寸依据轴颈 由 2 中表 6 1 选择mmd25 键长根据皮带轮宽度 B 78 选取键的长度系列取键长 L 70 78 hb 校核键连接的强度 键和联轴器的材料都是钢 由 2 中表 6 2 查得许用压应力 精品文档 2727欢迎下载27欢迎下载 取平均值 键的工作长度 MPa p 120 100 MPa p 110 键与轮毂键槽的接触高度 mmbLl62870 mmhK5 375 05 0 由 2 中式 6 1 得 强度足够 pp MPa dlK T 17 34 25625 3 1071 922102 33 键 GB T 1096 2003708 Lb 2 输出轴键连接 输出轴与齿轮 4 的键连接 选择键连接的类型与尺寸 一般 8 级以上的精度的齿轮有定心精度要求 应选用平键连接 由于齿轮不在 轴端 故选用圆头普通平键 A 型 据 由 2 中表 6 1 查得键的剖mmd64 面尺寸为 高度 由轮毂宽度及键的长度系列取mmb18 mmh11 mmB110 键长 mmL100 校核键连接的强度 键 齿轮和轮毂的材料都是钢 由 2 中表 6 2 查得许用压应力 取平均值 键的工作长度 MPa p 120 100 MPa p 110 键与轮毂键槽的接触高度mmbLl8218100 mmhK5 5115 05 0 由 2 中式 6 1 得 强度足 p III p MPa dlK T 23 51 64825 5 1041 7392102 33 够 键 GB T 1096 200310018 Lb 输出轴端与联轴器的键连接 据输出轴传递的扭矩应小于联轴器公称转矩 由 1 中表 8 36 选用型号为 T LX3 的 Y 型弹性柱销联轴器 其公称转矩为 半联轴器孔径mN 1250 mmd48 1 选择键连接的类型及尺寸 据输出轴轴端直径 联轴器 Y 型轴孔 轴孔长度mmd48 mmd48 1 选取 A 型普通平键mmL112 110914 Lhb 校核键连接的强度 键和联轴器的材料都是钢 由 2 中表 6 2 查得许用压应力 精品文档 2828欢迎下载28欢迎下载 取平均值 键的工作长度 MPa p 120 100 MPa p 110 键与轮毂键槽的接触高度mmbLl9614110 mmhK5 495 05 0 由 2 中式 6 1 得 强度足 p III p MPa dlK T 32 71 48965 4 1041 7392102 33 够 键 GB T 1096 200311014 Lb 4 34 3 轴承端盖的设计与选择轴承端盖的设计与选择 4 3 1 类型 根据箱体设计 选用凸缘式轴承端盖 各轴上的端盖 闷盖和透盖 参照 4 表 4 8 闷盖示意图