优秀课程设计

南 湖 学 院 课程设计报告书 题 目 起重机传动装置的设计 系 部 机械与电子工程系 专 业 机械设计制造及自动化 班 级 N 机自 08 1F 姓 名 张三 学 号 00081234567 序 号 01 2010 年 12 月 25 日 南 湖 学 院 课程设计任务书 设计题目设计题目 起重机传动装置的设计 系系 部 部 机械与电子工程系 专专 业 业 机械设计制造及自动化 学生姓名学生姓名 张三 学学 号号 00081234567 起迄日期起迄日期 2010 年 12 月 4 日至 2010 年 12 月 25 日 指导教师指导教师 谭湘夫 I 机械设计课程设计任务书课程设计任务书 1 课程设计的内容和要求 包括原始数据 技术要求 工作要求等 一 设计题目 起重机传动装置的设计 1 传动布置方案 图图 1 传动布置方案传动布置方案 1 电动机 2 联轴器 3 制动器 4 减速器 5 联轴器 6 卷筒支承 7 钢丝绳 8 吊钩 9 卷筒 2 已知条件 1 提升重量 G 780N 2 重物提升速度 V 0 50m s 允许重物提升速度误差 5 3 滚筒槽底直径 D 220mm 钢丝绳直径 d 9 3mm 4 滚筒效率 0 96 包括滚筒轴承的效率损失 3 设备工作条件 常温下工作 连续单向运转 载荷平稳 每日两班 工作 10 年 车间有三 相交流电源 二 技术要求 1 电动机的选择与运动参数计算 2 齿轮传动的设计计算 3 轴的设计 4 滚动轴承的选择 5 键和联轴器的选择与校核 6 装配图 零件图的绘制 7 设计计算说明书的编写 三 工作要求 1 学生应当在指导老师指导下完成设计 必须独立完成设计任务 严禁抄袭 一经发现成绩以 不及格计 并给予批评教育各严肃处理 2 课程设计期间要严格遵守学习纪律 在此期间缺勤 1 3 以上 成绩以不及格计 3 课程设计报告书一律打印在 A4 纸上 同时配上封面装订成册 II 机械设计课程设计任务书 2 对课程设计成果的要求 包括图表 实物等硬件要求 1 要求 1 说明书要认真 准确 条理清晰 参考文献要注明出处 2 按 word 排版 公式编辑器编辑公式 3 图纸按 CAD 作图 数据准确 图面整洁 2 任务 1 减速器总装配图一张 2 齿轮 轴零件图各一张 3 设计说明书一份 3 主要参考文献 要求按国标 GB 7714 87 文后参考文献著录规则 书写 例如 1 濮良贵 纪名刚 机械设计 第七版 北京 高等教育出版社 2001 2 吴宗泽 罗圣国 机械设计课程设计手册 第二版 北京 高等教育出版社 1999 3 常明 画法几何及机械制图 第二版 武汉 华中科技大学出版社 2000 4 甘永立 几何量公差与检测 第七版 上海 上海科学技术出版社 2005 4 课程设计工作进度计划 序号起 迄 日 期工 作 内 容 112 4 12 6 设计前准备工作 接受设计任务 收集资料 准备工具 212 7 12 13 确定传动方案 选择电动机 传动零件设计计算 312 14 12 16 轴的设计计算 412 17 12 18 轴承 键 联轴器及润滑剂的选择 512 19 12 22 装配图设计及复核计算 612 23 12 24 零件工作图设计 712 25 整理设计说明书及课程设计体会和收获 812 25 上交机械课程设计成果 指导教师谭湘夫 日期 2010 年 12 月 4 日 南湖学院课程设计 i 目录目录 1 前言 1 2 设计任务 1 2 1 设计题目 起重机传动装置的设计 1 2 2 技术要求 2 3 电动机的选择与运动参数计算 3 3 1 电机的选择 3 3 2 传动参数的计算 4 4 齿轮传动的设计计算 5 4 1 选定齿轮的类型 精度等级 材料及齿数 5 4 2 按齿面接触强度设计 5 4 3 按齿根弯曲强度设计 8 4 4 几何尺寸的计算 10 5 轴的设计 12 5 1 高速轴 的设计 12 5 2 中间轴 的设计 17 5 3 低速轴 的设计 22 6 滚动轴承的选择 27 6 1 高速轴 配合轴承的选择 27 6 2 中间轴 配合轴承的选择 28 6 3 低速轴 配合轴承的选择 29 7 键选择与校核 30 7 1 高速轴上键的选择 30 7 2 中间轴上键的选择 30 7 3 低速轴上键的选择 31 8 联轴器的选择与校核 32 8 1 高速轴上联轴器的选择 32 8 2 低速轴上联轴器的选择 32 9 润滑方式 润滑剂牌号及密封装置的选择 32 9 1 润滑方式 32 南湖学院课程设计 ii 9 2 润滑油牌号 32 9 3 密封装置 32 10 其他技术说明 33 11 设计总结 33 图表目录 图 1 传动布置方案 1 图 2 齿轮减速器内部各间隙简图 2 图 3 齿轮 3 的三维简图 1 12 图 4 高速轴的载荷分析图 1 13 图 5 高速轴的结构与转配 1 14 图 6 中间轴的载荷分布图 1 18 图 7 中间轴的结构与装配 1 19 图 8 中间轴的三维模型 1 22 图 9 高速轴的载荷分析 1 23 图 10 高速轴的结构与装配 1 24 图 11 高速轴的三维模型 1 26 表 1 电机的参数 1 3 表 2 轴的传动参数 1 5 表 3 齿轮的参数 1 11 表 4 高速轴的载荷表 1 16 表 5 中间轴的载荷表 1 22 表 6 低速轴的载荷表 1 27 南湖学院课程设计 第 1 页 共 34 页 1 前言前言 本次课程设计的内容是起重机传动装置的设计 主要内容是综合运用机械课程 和其他所学课程的知识 通过对减速器的设计来熟悉掌握机械设计的一般规律 培养分 析问题和解决问题的能力 从而进一步巩固 加深和开阔所学知识 同时通过设计计算 绘图及运用技术标准 规范 设计手册等有关资料 熟练掌握公式编辑器 AutoCAD 绘 图 MATLAB 计算编程 CATIA 绘图的能力 掌握全面的机械设计技能 齿轮传动具有传动比准确 可用的传动比 圆周速度和传递的范围都很大 以及传 动效率 使用寿命长 结构紧凑 工作可靠等一系列优点 因此 齿轮传动式各机器中 应用最广的机械传动形式之一 齿轮是机械工业中的重要的基础件 由于齿轮传动在减速器装置中使用广泛 以此 人们都十分重视研究这个基础部件 无论在减小体积 减轻重量 提高效率 改善工艺 延长使用寿命和提高承载能力以及 降低成本等等方面 有所改进的话 都会促进资源 包括人力 材料和动力 的节省 于是我们研究起重机的传动部分 通过给定条件选择了展开式双极圆柱斜齿齿轮减速器 通过计算 设计了主要的传动零件 减速器的输入轴 输出轴 和中间轴 以及齿轮 从而达到传动的需要 满足了设计任务 本文在完成设计任务的前提下 编写了大量的 MATLAB 程序 以及用 CATIA 绘制了部 分三维模型 为下一步的深入研究 减速器数据库的设计 三维建模提供了保障条件 2 设计任务设计任务 2 1 设计题目 起重机传动装置的设计设计题目 起重机传动装置的设计 2 1 1 传动布置方案传动布置方案 图图 1 1 传动布置方案传动布置方案 1 电动机 2 联轴器 3 制动器 4 减速器 5 联轴器 6 卷筒支承 7 钢丝绳 8 吊钩 9 卷筒 南湖学院课程设计 第 2 页 共 34 页 2 1 2 已知条件已知条件 1 提升重量N780 G 2 重物提升速度m s 允许重物提升速度误差 5 50 0 V 3 滚筒槽底直径mm 钢丝绳直径 mm220 D3 9 d 4 滚筒效率 包括滚筒轴承的效率损失 96 0 2 1 3 设备工作条件 常温下工作 连续单向运转 载荷平稳 每日两班 工作 10 年 车间有三相交流电源 2 2 技术要求技术要求 1 电动机的选择与运动参数计算 2 齿轮传动的设计计算 3 轴的设计 4 滚动轴承的选择 5 键和联轴器的选择与校核 6 装配图 零件图的绘制 7 设计计算说明书的编写 图图 2 2 齿轮减速器内部各间隙简图齿轮减速器内部各间隙简图 南湖学院课程设计 第 3 页 共 34 页 3 电动机的选择与运动参数计算电动机的选择与运动参数计算 3 1 电机的选择电机的选择 3 1 1 工作机所需功率工作机所需功率kW w P 3 1 w wW W F P 1000 式中 为工作机的阻力 即已知条件中的提升重量 G 2 为工作机的线速度 即重物 W F w 提升速度 V 2 为工作机的效率 即滚筒的效率 w 3 1 2 电动机到工作机的总效率电动机到工作机的总效率 3 2 2 3 2 2 3 1 式中 分别为传动系统中轴承 齿轮 联轴器的效率 查 机械设计课程设计 1 2 3 表 3 1 的 99 0 1 97 0 2 99 0 3 3 1 3 所需电动机的功率所需电动机的功率 d P kW 3 3 w d P P 由式 3 1 3 2 3 3 得 kWPd454 0 3 1 4 电动机额定功率电动机额定功率 m P 按来选取电动机型号 查 机械设计课程设计 表 17 7 得 dm PP 表表 1 1 电机的参数电机的参数 1 电动机 型号 额定功率 kW 满载转速 m s 堵转转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 质量 Kg Y8010 5513902 42 317 3 1 5 传动比的分配传动比的分配 总传动比i 3 4 w m n n i 式中 为电动机满载转速 为工作机的转速 m n w n 3 5 21i ii 南湖学院课程设计 第 4 页 共 34 页 式中 分别为高速传动比 低级传速传动比 21 i i 3 6 D n w w 60 3 7 ii4 1 1 由式 3 4 3 5 3 6 3 7 得 6 4 1 i5 3 2 i 将 反相带回得m s 6 4 1 i5 3 2 i4968 0 V 误差为 1372 0 100 0 5 0 5 V 所求误差在允许误差之内 所以 选取合理 5 6 4 1 i5 3 2 i 3 2 传动参数的计算传动参数的计算 3 2 1 各轴的转速各轴的转速 m s n 高速轴 的转速 1390 m nn 中间轴 的转速 1739 302 1 i n n 低速轴 的转速 3354 86 2 i n n 滚筒轴 的转速 3354 86 nn 3 2 2 各轴输入功率各轴输入功率 kW P 高速轴 的输入功率 5445 0 3 m PP 中间轴 的输入功率 5229 0 211 nnPP 低速轴 的输入功率 5021 0 21 nnPP 滚筒轴 的输入功率 4772 0 3 w nnPP 3 3 3 各轴的输入转矩各轴的输入转矩 N m T 高速轴 的转速 7410 3 9550 n P T 中间轴 的转速 5259 16 9550 n P T 低速轴 的转速 5398 55 9550 n P T 南湖学院课程设计 第 5 页 共 34 页 滚筒轴 的转速 7855 52 9550 n P T 3 3 4 传动参数数据表传动参数数据表 表表 2 2 轴的传动参数轴的传动参数 1 电机轴轴 轴 轴 滚筒轴 功率 kW P0 550 54450 52290 50210 4772 转矩 N m T2 43 741016 525955 539852 7855 转速 r min 173986 335486 3354 传动比i14 63 51 效率 0 990 960 960 95 4 齿轮传动的设计计算齿轮传动的设计计算 4 1 选定齿轮的类型 精度等级 材料及齿数选定齿轮的类型 精度等级 材料及齿数 1 由于传动方案已给出 选用斜齿圆柱齿轮传动 2 起重机为一般工作机 速度不高 故选用 7 级精度 10095 88 GB 3 材料选择 由 机械设计 P191 表 10 1 可知 齿轮材料均有 45 号钢调质 小齿轮 1 和小齿轮 3 齿面硬度为 250 HBS 大齿轮 2 和大齿轮 4 齿面硬度为 220 HBS 4 选小齿轮 1 齿数 大齿轮 2 齿数 取 选小齿轮 324 1 z 4 1106 424 2 z110 2 z 齿数 大齿轮 4 齿数 30 3 z1055 330 4 z 5 选取螺旋角 初选螺旋角 14 4 2 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计 按 机械设计 P218 式 10 21 试算 即 2 3 1 12 H EH d t ZZ u uKT d 4 2 1 确定公式内的各计算数值 确定公式内的各计算数值 1 试选 6 1 t K 2 由 机械设计 P217 图 10 30 选取区域系数 433 2 H Z 3 由 机械设计 P205 表 10 7 选取齿宽系数 1 d 南湖学院课程设计 第 6 页 共 34 页 4 由 机械设计 P201 表 10 6 查的材料的弹性影响系数 2 1 8 189 MPaZE 5 由 机械设计 P215 图 10 26 查得 78 0 1 95 0 2 81 0 3 91 0 4 所以高速传动齿轮72 1 211 低速传动齿轮72 1 432 6 由 机械设计 P209 图 10 21d 按齿面硬度查的齿轮 1 的接触疲劳强度极限 MPa 齿轮 2 的接触疲劳强度极限 MPa 齿轮 3 的接触疲劳强600 1lim H 550 2lim H 度极限 MPa 齿轮 4 的接触疲劳强度极限 MPa 590 3lim H 540 4lim H 7 计算应力循环次数 9 11 100032 4 1030082 113906060 h jLnN 81 2 107026 8 6 4 N N 8 h13 108 691030082130260L60 jnN 83 4 10485 2 5 3 N N 8 由 机械设计 P207 图 10 19 取接触疲劳寿命系数 9 0 1 NH K92 0 2 NH K 92 0 3 NH K94 0 4 NH K 9 计算接触疲劳需用应力 取失效概率为 1 安全系数 S 1 得 MPa 540 0MPa 6009 0 1lim1 1 S KHN H MPa 506 0MPa 55092 0 2lim2 2 S KHN H MPa 542 8MPa 59092 0 3lim3 3 S KHN H MPa 507 6MPa 54094 0 4lim4 4 S KHN H 所以齿轮 1 和齿轮 2 的接触应力为 523 00MPa 2 21 12 HH H 南湖学院课程设计 第 7 页 共 34 页 齿轮 3 和齿轮 4 的接触应力为 MPa 25 525 2 43 34 HH H 4 2 2 计算计算 1 试计算小齿轮分度圆直径 由计算公式得 t d mm40 42 1 t d mm35 67 3 t d 2 计算圆周速度 m s9418 2 100060 1 1 nd v t m s0650 1 100060 3 3 nd v t 3 计算尺宽 b 及模数 nt m mm42 4042 401 11 tdd b mm35 6735 671 33 tdd b mm6791 1 24 14cos42 40 1 1 1 z codd m t nt mm0056 2 30 14cos35 60cos 3 1 3 z d m t nt mm7780 3 6791 1 25 2 25 2 11 mh mm5126 4 0056 2 25 2 25 2 33 mh 6988 10 7780 3 42 40 1 1 h b 9249 14 5126 4 35 67 3 3 h b 4 计算纵向重合度 5948 0 14tan241318 0 tan318 0 112 z d 7435 0 14tan301318 0 tan318 0 334 z d 南湖学院课程设计 第 8 页 共 34 页 5 计算载荷系数 K 已知使用系数 根据m s m s 7 级精度 由 机械设1 A K9418 2 1 v0650 1 3 v 计 P194 图 10 8 查得动载荷系数 由 机械设计 P196 表 10 411 1 1 v K01 1 3 v K 查得 由图 10 13 查得 由表 10 3417 1 1 H K417 1 2 H K35 1 1 Fb K35 1 2 Fb K 查得 故载荷系数2 1 11 FH KK2 1 22 FH KK 8874 1 417 1 2 111 1 1 1111 HHVA KKKKK 7174 1 417 1 2 101 1 1 3333 HHVA KKKKK 6 按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径 mm4757 42 6 1 8874 1 42 40 3 3 1 11 t t K K dd mm9585 68 6 1 7174 1 35 67 3 3 3 33 t t K K dd 7 计算模数 n m mm7645 1 24 14cos4757 42cos 1 1 1 z d mn mm1920 2 30 14cos9585 68cos 3 3 3 z d mn 4 3 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 由 机械设计 P216 式 10 17 3 2 1 2 1 cos2 F SaFa d n YY z YKT m 4 3 1 确定计算参数确定计算参数 1 计算载荷系数 7982 1 35 1 2 111 1 1 1111 FFvA KKKKK 6362 1 35 1 2 101 1 1 3333 FFvA KKKKK 2 根据纵向重合度 从 机械设计 P217 图 10 28 得螺旋角5948 0 12 7435 0 34 影响系数 93 0 12 Y91 0 34 Y 3 计算当量齿数 南湖学院课程设计 第 9 页 共 34 页 2190 24 14cos 24 cos 33 1 1 z zv 0037 111 14cos 110 cos 33 2 2 z zv 2737 30 14cos 30 cos 33 3 3 z zv 9581 105 14cos 105 cos 33 4 4 z zv 4 查取齿形系数 由 机械设计 P200 表 10 5 查得 65 2 1 Fa Y17 2 2 Fa Y52 2 3 Fa Y175 2 4 Fa Y 5 查取应力校正系数 由 机械设计 P200 表 10 5 查得 58 1 1 Sa Y80 1 2 Sa Y625 1 3 Sa Y79 1 4 Sa Y 6 由 机械设计 P208 图 10 20c 查得齿轮 1 的弯曲疲劳强度极限MPa 齿轮500 1 FE 2 的弯曲疲劳强度极限MPa 齿轮 3 的弯曲疲劳强度极限MPa 齿380 2 FE 480 3 FE 轮 4 的弯曲疲劳强度极限MPa 360 4 FE 7 由 机械设计 P206 图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 85 0 1 FN K86 0 2 FN K 86 0 3 FN K89 0 4 FN K 8 计算弯曲疲劳需用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 MPa 5714 303 4 1 50085 0 11 1 S K FEFN F MPa 4286 233 4 1 38086 0 22 2 S K FEFN F MPa 8571 294 4 1 48086 0 33 3 S K FEFN F MPa 8571 228 4 1 36089 0 44 4 S K FEFN F 9 计算齿轮的并加以比较 F SaFaY Y 南湖学院课程设计 第 10 页 共 34 页 0138 0 5714 303 58 1 65 2 1 11 F SaFaY Y 0167 0 4286 233 80 1 17 2 2 22 F SaFa YY 齿轮 2 的数值大 0139 0 8571 294 625 1 52 2 3 33 F SaFa YY 0170 0 8571 228 79 1 175 2 4 44 F SaFa YY 齿轮 3 的数值大 4 3 2 设计计算设计计算 mm1 2798mm3 2 24 12 0167 0 72 1 241 14cos93 0 107410 3 7982 1 2 n m mm 1 7514mm 3 24 34 0170 0 72 1 301 14cos91 0 105259 166362 12 n m 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于有齿根弯曲疲劳强度计 n m 算的法面模数 取mm mm 已知可满足弯曲强度 但为了同时满足接5 1 1 n m2 3 n m 触疲劳强度 需按接触疲劳强度算得的分度圆直径mm mm 来算4757 42 1 d9585 68 3 d 应有齿数 于是由 2315 28 5 1 14cos4757 42cos 1 1 1 n m d z 取 则 28 1 z129286 4 112 zuz 34 2 14cos9858 68cos 3 3 3 n m d z 取 则 34 3 z119345 3 324 zuz 4 4 几何尺寸的计算几何尺寸的计算 4 4 1 计算中心距计算中心距 mm 1071 118 14cos2 5 112928 cos2 121 12 n mzz a 将中心距圆整为 118mm mm 0980 115 14cos2 211934 cos2 443 34 n mzz a 将中心距圆整为 115mm 4 4 2 按圆整后的中心距修正螺旋角按圆整后的中心距修正螺旋角 南湖学院课程设计 第 11 页 共 34 页 12 121 12 1535 14 1182 5 112928 arccos 2 arccos a mzz n 34 343 34 1543 14 1152 211934 arccos 2 arccos a mzz n 因为值改变不多 故参数 等不必修正 K H Z 4 4 3 计算齿轮的分度圆直径计算齿轮的分度圆直径 mm1365 42 1535 14cos 5 128 cos 11 1 n mz d mm1295 194 1535 14cos 5 1129 cos 22 2 n mz d mm2212 68 1535 14cos 234 cos 33 3 n mz d mm7743 238 1535 14cos 2119 cos 44 4 n mz d 4 4 4 计算齿轮的宽度计算齿轮的宽度 mm1365 42 112 db d 圆整后取mm mm 45 2 B50 1 B mm2212 68 334 db d 圆整后取mm mm 65 4 B70 3 B 4 4 5 结构设计结构设计 因为齿轮齿顶与圆直径大于 160mm 而又小于 500mm 故应选用腹板式结构为宜 所以齿轮 1 齿轮 2 选取腹板式结构 表表 3 3 齿轮的参数齿轮的参数 1 齿数模数 分度圆 直径 齿根圆 直径 齿顶圆 直径 结构 齿轮 1281 542 136538 250045 0000齿轮轴 齿轮 21291 5194 1295189 7500196 5000腹板式 齿轮 334268 221263 000072 0000实心式 齿轮 41192238 7743233 0000242 0000腹板式 南湖学院课程设计 第 12 页 共 34 页 图图 3 3 齿轮齿轮 3 3 的三维简图的三维简图 5 轴的设计轴的设计 5 1 高速轴高速轴 的设计的设计 5 1 1 求作用在齿轮上的力求作用在齿轮上的力 N6079 177 1365 42 374122 1 1 d T Ft N98803 19 1535 14cos 20tan 6079 177 cos tan n tr FF N3383 141535 14tan6079 177tan ta FF 圆周力 径向力及轴向力的方向如图 4 所示 t F r F a F 5 1 2 初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 根据 机械设计 P370 表 15 3 取 112 于是 0 A 得 mm 17 6555mm 3 3 1 1 0min 1390 5445 0 112 n P Ad 南湖学院课程设计 第 13 页 共 34 页 图图 4 4 高速轴的载荷分析图高速轴的载荷分析图 1 a F NV2 Fa b c e d T M21 M1 MV2 MV11 Fa FNH1 FNH1 MH MH FNH2 D L3L2L1 F NV1 FNH2 Fa A T B Ft FNV2 FNV1FNH1 w C Ft FNV2 Fr Ma FaD 2 MV1 M T Fr 南湖学院课程设计 第 14 页 共 34 页 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 图 5 为了使所选的轴直径与 d d 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 机械设计 P351 表 14 1 考虑到转矩变化很小 故 3 TKT Aca 取 1 3 则 A K 1 3 3741N mm 4863 3N mm 3 TKT Aca 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件 查表准 GB T5843 2003 选用 GY2 型 ca T 凸缘联轴器 其公称转矩为 63000N mm 半联轴器的孔径mm 故取18 d 18mm 半联轴器长度mm d42 1 L 5 1 3 轴的结构设计轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案 图图 5 5 高速轴的结构与转配高速轴的结构与转配 1 2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1 为了满足半联轴器的轴向定位要求 轴端右端需制出一轴肩 故取 段的直径 22mm 左端用轴端挡圈定位 按轴端直径取挡圈直径mm 半联轴 d24 D 器与轴配合的毂孔长度mm 为了保证轴端挡圈只压在半联轴上而不压在轴的断面42 1 L 上 故 段的长度应比略短一些 现取mm 1 L40 l 2 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 参照工作要求并根据 22mm 由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组 d 标准精度等级的单列圆锥滚子轴承 30305 其尺寸为25mm 62mm 18 25mm TDd 故 25mm 而 18 25mm d d l 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位 由手册查得 30305 型轴承的定位轴肩高度 h 2 5mm 因此 取 30mm d 南湖学院课程设计 第 15 页 共 34 页 3 因为此轴为齿轮轴 所以 的直径 45mm 已知齿轮轮毂的宽度为 50mm d 4 轴承端盖的总宽度为 15mm 根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要 求 取端盖的外端面与半联轴器右端面的间距 l 20mm 故取 35mm l 5 取齿轮距箱体内壁之距离 a 10mm 齿轮 3 到此齿轮之间的距离 c 15mm 考虑 到箱体的铸造误差 在确定滚动轴承的位置时 应距箱体内壁一段距离 s 5mm 已知滚 动轴承的宽度 T 18 25mm 齿轮 3 的轮毂长 L 70mm 则 mm25 36310525 18 4750 asTl mm8965101570 lsacLl 至此 已初步确定了轴的各段直径和长度 3 轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接 选用平键为 6mm 6mm 32mm 半联轴器 与轴的配合为 滚动轴承与轴的定位是由过渡配合来保证 此处选轴的直径尺寸公差 6 7 k H 为 m6 4 确定轴轴上的的圆角和倒角尺寸 参考 机械设计 P265 表 15 2 取轴端倒角为 2 45o 各轴肩处的圆倒角半径为 2mm 5 1 4 求轴上的载荷求轴上的载荷 首先根据轴的结构图 15 26 做出轴的计算简图 15 24 在确定轴承的支点位置时 应从手册中查取 a 值 对于 30305 型圆锥滚子轴承 由手册查 a 13mm 因此 作为简支 梁的轴的支承跨距mm 25 16725 12542 32 LL 1 求求支反力 水平面支反力 104 6511N6079 177 5 148 5 87 32 3 1 tNH F LL L F 70 5648N6079 177 5 148 59 32 2 2 tNH F LL L F 垂直面支反力 25 69N 5 148 2 1356 42 3383 148803 199 5 148 59 2 1 32 2 1 L d FF LL L F ar NV 12 241N 5 148 2 1356 42 3383 148803 199 5 148 5 87 2 1 32 2 2 L d FF LL L F ar NV 南湖学院课程设计 第 16 页 共 34 页 2 作弯矩图水平弯矩 MH图 如图 4 所示 6174 4N mm 596511 104 21L FM NHH 垂直面弯矩图 如图 4 所示 V M C 点左边 1515 7N mm5969 25 211 LFM NVV C 点右边 1071 1N mm 5 87241 12 322 LFM NVV 3 求合成弯矩 M 做出合成弯矩图 如图 4 所示 C 点左边 6357 7N mm 2 1 2 1VH MMM C 点右边 6266 6N mm 2 2 2 2VH MMM 做弯矩图 如图 4 所示 T 37410N mm 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 是轴的危险截面 现将计算出截面 c 处 的 及的值列于下表 H M v MM 表 4 高速轴的载荷表 1 载 荷水平面 H垂直面 V 支反力 F N 104 6511 70 5648 1NH F 2NH F 25 69 12 241 1NV F 1NV F 弯矩 M N mm 6174 4 H M 1515 7 1071 1 1V M 2V M 总弯矩 N mm 6357 7 2 1 2 1VH MMM 6266 6 2 2 2 2VH MMM 扭矩 T N mm T 37410 5 1 5 按弯曲合成应力校核轴的强度按弯曲合成应力校核轴的强度 进行校核时 通常只校核该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度 根据 机械设 计 式 15 5 及上表中的数据 以及轴单向旋转 扭矩切应力为脉动循环变应力 取 6 0 南湖学院课程设计 第 17 页 共 34 页 轴的计算应力 11 488MPa W TM ca 2 2 1 前以选定轴的材料为 45 钢 调质处理 由 机械设计 表 15 1 查得 60 MPa 因此 1 故安全 ca 1 5 2 中间轴中间轴 的设计的设计 5 2 1 求作用在齿轮上的力求作用在齿轮上的力 齿轮 2 N6079 177 1365 42 374122 1 1 2 d T Ft N9880 19 1535 14cos 20tan 6079 177 cos tan 2 n tr FF N3383 141535 14tan6079 177tan 2 ta FF 齿轮 3 N 2 1628 2212 28 8 5553922 3 3 3 d T Ft N2533 182 1535 14cos 20tan 2 1268 cos tan 33 n tr FF N4472 1311535 14tan 2 1268tan 33 ta FF 圆周力 径向力及轴向力的方向如图所示 t F r F a F 南湖学院课程设计 第 18 页 共 34 页 图图 6 6 中间轴的载荷分布图中间轴的载荷分布图 1 5 2 2 初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 根据 机械设计 P370 表 15 3 取 112 于是 0 A 南湖学院课程设计 第 19 页 共 34 页 得 mm 28 9693mm 3 3 2 2 0min 1739 302 5229 0 112 n P Ad 5 2 3 轴的结构设计轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案 图 7 中间轴的结构与装配 1 2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1 初步选择滚动轴承 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用 故选用单列圆锥滚 子轴承 参照工作要求并根据 28 9693mm 由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙 min d 组 标准精度等级的单列圆锥滚子轴承 30306 其尺寸为 30mm 72mm 20 75mm 故 30mm 而 20 75mm TDd d d l l 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位 由手册查得 30305 型轴承的定位轴肩高度 h 3mm 因此 取 36mm d d 2 取安装齿轮 2 的轴端 36mm 齿轮的左端与左轴承之间采用轴套定位 已知 d 齿轮轮毂的宽度为 45mm 为了使套筒端面可靠的压紧齿轮 此轴端应略短于轮毂宽度 故取 42mm 齿轮的右端采用轴肩定位 轴肩高度 h 0 07d 故取 h 3mm 则轴环 l 处的直径 42mm 轴环宽度 b 1 4h 取 15m d l 取安装齿轮 3 的轴端 36mm 齿轮的右端与右轴承之间采用轴套定位 已知齿轮轮 d 毂的宽度为 70mm 为了使套筒端面可靠的压紧齿轮 此轴端应略短于轮毂宽度 故取 南湖学院课程设计 第 20 页 共 34 页 67mm 齿轮的右端采用轴肩定位 轴肩高度 h 0 07d 故取 h 3mm 则轴环处的直 l 径 42mm 轴环宽度 b 1 4h 取 15mm d l 3 取齿轮距箱体内壁之距离 a 10mm 齿轮 3 到此齿轮之间的距离 c 15mm 考虑 到箱体的铸造误差 在确定滚动轴承的位置时 应距箱体内壁一段距离 s 5mm 已知滚 动轴承的宽度 T 20 75mm 齿轮 3 的轮毂长 L 70mm 则 mm25 435310575 205 4245 asTl mm75 38351075 20 6770 saTl 至此 已初步确定了轴的各段直径和长度 3 轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位采用平键连接 按由手册查得齿轮 2 与轴的链接平键 d 8mm 7mm 键槽用键槽铣刀加工 长为 36mm 同时为了保证齿轮与轴配合有良h b 好的对中性 故选择齿轮轮毂与轴的配合 按由手册查得齿轮 3 与轴的链接平 6 7 n H d 键 8mm 7mm 键槽用键槽铣刀加工 长为 56mm 同时为了保证齿轮与轴配合有h b 良好的对中性 故选择齿轮轮毂与轴的配合 6 7 n H 4 确定轴轴上的的圆角和倒角尺寸 参考 机械设计 P265 表 15 2 取轴端倒角为 2 45o 各轴肩处的圆倒角半径为 2mm 5 2 4 求轴上的载荷求轴上的载荷 首先根据轴的结构图 15 26 做出轴的计算简图 15 24 在确定轴承的支点位置时 应从手册中查取 a 值 对于 30306 型圆锥滚子轴承 由手册查 a 15mm 因此 作为简支 梁的轴的支承跨距mmmmmm 根据轴的计算简图做出轴的25 49 1 L 5 69 2 L25 57 3 L 弯矩图和扭矩图 如图 6 1 求求支反力 水平面支反力 401 7197N 176 25 57 2 162875 1266078 177 132 33322 21 LLL LFLLF F tt NH 1049 1N 321 12213 22 LLL LFLLF F tt NH 垂直面支反力 南湖学院课程设计 第 21 页 共 34 页 135 1746N 321 3 3 2 212213 22 22 LLL d F d FLFLLF F aarr NV 27 3212N 321 3 3 2 233222 21 22 LLL d F d FLFLLF F aarr NV 2 作弯矩图水平弯矩 MH图 如图 6 所示 19785N mm 25 497197 401 12121 LFM NHH N mm6006125 57 1 1049 32222 LFM NHH 垂直面弯矩图 如图 6 所示 V M B 点左边 1345 6N mm25 493212 27 12121 LFM NVVB B 点右边 38 9988N mm 2 182 253314 3383 6 1345 2 22 12122 dF LFM a NVVB C 点右边 7738 7 N mm25 571746 135 32222 LFM NVVc C 点左边 3255 0N mm 2 68 2212131 4472 7 7738 2 33 32221 dF LFM a NVVc 3 求合成弯矩 M 做出合成弯矩图 如图 6 所示 B 点左边 19831N mm 2 21 2 2121VBHB MMM B 点右边 19785 mm 2 2 2 2122VBHB MMM C 点左边 60149N mm 2 21 2 2221VcHc MMM C 点右边 60558N mm 2 22 2 2222VcHcx MMM 做弯矩图 如图 6 所示 T 16525 9N mm 南湖学院课程设计 第 22 页 共 34 页 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 是轴的危险截面 现将计算出截面 c 处 的 及的值列于下表 H M v MM 表 5 中间轴的载荷表 1 载 荷水平面 H垂直面 V 支反力 F N 401 7197 1049 1 21NH F 22NH F 135 1746 27 3212 22NV F 21NV F 弯矩 M N mm 19785 21H M 22H M60061 1345 6 38 9988 21VB M 22VB M 3255 0 7738 7 21Vc M 22Vc M 总弯矩 N mm 19831 2 21 2 2121VBHB MMM 19785 2 2 2 2122VBHB MMM 60149 2 21 2 2221VcHc MMM 60558 2 22 2 2222VcHcx MMM 扭矩 T N mm T 16525 9 5 2 5 按弯曲合成应力校核轴的强度按弯曲合成应力校核轴的强度 进行校核时 通常只校核该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度 根据 机械设 计 式 15 5 及上表中的数据 以及轴单向旋转 扭矩切应力为脉动循环变应力 取 6 0 轴的计算应力 22 3638MPa W TMc ca 2 2 2 22 2 前以选定轴的材料为 45 钢 调质处理 由 机械设计 表 15 1 查得 60 MPa 因此 1 故安全 2ca 1 图 8 中间轴的三维模型 1 南湖学院课程设计 第 23 页 共 34 页 5 3 低速轴低速轴 的设计的设计 b a c e d FNH32 MV31 FNV31 T2 M32 M31 MV32 MV31 Fa FNH31 FNH3 1 MH3 MH3 FNH32 D L3L2L1 F NV31 Fa3 A T B Ft3 Fr3 FNV3 FNH31 w C Ft3 FNV2 Fr3 F NV31 Fa3Ma3 Fa3D 2 M3 T2 南湖学院课程设计 第 24 页 共 34 页 图 9 高速轴的载荷分析 5 3 1 求作用在齿轮上的力求作用在齿轮上的力 N 3 3257 212 68 8 5553922 3 3 3 d T Ft N5597 364 1535 14cos 20tan 3 3257 cos tan 33 n tr FF N262 96151535 14tan 3 3257tan 33 ta FF 圆周力 径向力及轴向力的方向如图 9 所示 t F r F a F 5 3 2 初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 根据 机械设计 P370 表 15 3 取 112 于是 0 A 得 mm 39 5534mm 3 3 1 1 0min 1390 5445 0 112 n P Ad 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 为了使所选的轴直径与联轴 d d 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 机械设计 P351 表 14 1 考虑到转矩变化很小 故 3 TKT Aca 取 1 3 则 A K 1 3 55 5398N mm 72201 7N mm 3 TKT Aca 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件 查表准 GB T5843 2003 选用 GYH5 ca T 型凸缘联轴器 其公称转矩为 400000N mm 半联轴器的孔径mm 故取40 d 40mm 半联轴器长度mm d84 1 L 5 3 3 轴的结构设计轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案 如图 南湖学院课程设计 第 25 页 共 34 页 图 10 高速轴的结构与装配 1 2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1 为了满足半联轴器的轴向定位要求 轴端右端需制出一轴肩 故取 段的 直径 43mm 左端用轴端挡圈定位 按轴端直径取挡圈直径mm 半联轴器与 d47 D 轴配合的毂孔长度mm 为了保证轴端挡圈只压在半联轴上而不压在轴的断面上 84 1 L 故 段的长度应比略短一些 现取mm 1 L75 l 2 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 参照工作要求并根据 44mm 由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组 标准 d 精度等级的单列圆锥滚子轴承 30309 其尺寸为45mm 100mm 27 75mm 故 TDd 45mm d d 3 齿轮的右端与右轴承之间采用轴套定位 已知齿轮轮毂的宽度为 65mm 为了使套筒 端面可靠的压紧齿轮 此轴端应略短于轮毂宽度 故取 60mm 齿轮的左端采用轴肩 l 定位 轴肩高度 h 0 07d 故取 h 3mm 则轴环处的直径 50mm 轴环宽度 b 1 4h d 取 65mm l 4 轴承端盖的总宽度为 15mm 根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求 取端盖的外端面与半联轴器右端面的间距 l 30mm 故取 45mm l 5 取齿轮距箱体内壁之距离 a 10mm 齿轮 3 到此齿轮之间的距离 c 15mm 考虑到箱 体的铸造误差 在确定滚动轴承的位置时 应距箱体内壁一段距离 s 5mm 已知滚动轴 承的宽度 T 18 25mm 齿轮 3 的轮毂长 L 70mm 则 mm75 47510575 27 6065 asTlV 至此 已初步确定了轴的各段直径和长度 3 轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接 选用平键为 14mm 9mm 65mm 半联轴 南湖学院课程设计 第 26 页 共 34 页 器与轴的配合为 滚动轴承与轴的定位是由过渡配合来保证 此处选轴的直径尺寸公 6 7 k H 差为 m6 齿轮与轴的周向定位采用平键连接 按由手册查得齿轮 4 与轴的链接平键 d 12mm 8mm 键槽用键槽铣刀加工 长为 55mm 同时为了保证齿轮与轴配合有h b 良好的对中性 故选择齿轮轮毂与轴的配合 6 7 n H 4 确定轴轴上的的圆角和倒角尺寸 参考 机械设计 P265 表 15 2 取轴端倒角为 2 45o 各轴肩处的圆倒角半径为 2mm 图 11 高速轴的三维模型 1 5 3 4 求轴上的载荷求轴上的载荷 首先根据轴的结构图 15 26 做出轴的计算简图 15 24 在确定轴承的支点位置时 应从手册中查取