带式运输机传动装置设计课程设计.doc

机械设计机械设计 课程设计说明书课程设计说明书 设计题目设计题目 带式运输机传动装置带式运输机传动装置 专业班级专业班级 机机 械械 13121312 姓姓 名名 学学 号号 指导老师指导老师 成绩评定成绩评定 等等 级级 评阅签字评阅签字 评阅日期评阅日期 湖北文理学院理工学院机械与汽车工程系湖北文理学院理工学院机械与汽车工程系 20162016 年年 1 1 月月 5 38 目录目录 第一章第一章 课程设计任务书课程设计任务书 1 1 1 主要内容 1 1 2 任务 1 1 3 进度安排 1 1 4 设计数据 2 1 5 传动方案 2 1 6 已知条件 2 第二章第二章 电动机的选择电动机的选择 3 2 1 电动机容量的选择 3 2 2电动机转速的选择 3 2 3 电动机型号的确定 4 第三章第三章 传动装置运动及动力参数计算传动装置运动及动力参数计算 4 3 1 分配传动比 4 3 1 1 总传动比 4 3 1 2 分配传动装置各级传动比 4 3 2 各轴转速 输入功率 输入转矩 转速的计算 5 第四章第四章 传动装置设计传动装置设计 6 4 1 高速齿轮的计算 6 4 1 1选精度等级 材料及齿数 6 4 1 2 按齿面接触强度设计 6 4 1 3 确定公式内的各计算数值 7 4 1 4按齿根弯曲强度设计 8 4 1 5 几何尺寸计算 10 4 2 低速齿的轮计算 11 4 2 1 选精度等级 材料及齿数 11 4 2 2 按齿面接触强度设计 11 4 2 3 确定公式内的各计算数值 11 4 2 4计算 12 4 2 5 确定计算参数 13 4 2 6 设计计算 14 4 2 7 几何尺寸计算 15 第五章第五章 轴的设计轴的设计 16 5 1 低速轴 3 的设计 16 5 1 1总结以上的数据 16 5 1 2求作用在齿轮上的力 16 5 1 3 初步确定轴的直径 16 5 1 4 联轴器的型号的选取 17 5 1 5 轴的结构设计 17 5 2 中间轴 2 的设计 23 6 38 5 2 1总结以上的数据 23 5 2 2求作用在齿轮上的力 23 5 2 3 初步确定轴的直径 23 5 2 4选轴承 24 5 3 第一轴 1 的设计 26 5 3 1总结以上的数据 26 5 3 2求作用在齿轮上的力 26 5 3 3 初步确定轴的直径 26 5 3 4 联轴器的型号的选取 26 5 3 5 联轴器的型号的选取 27 5 3 6 轴的结构设计 27 第六章 滚动轴承的计算第六章 滚动轴承的计算 28 第七章 连接的选择和计算第七章 连接的选择和计算 30 第八章 润滑方式 润滑油牌号及密封装置的选择第八章 润滑方式 润滑油牌号及密封装置的选择 31 第九章 箱体及其附件的结构设计第九章 箱体及其附件的结构设计 31 第十章第十章 总结总结 34 参考文献参考文献 35 1 38 第一章第一章 课程设计任务书课程设计任务书 班级 机械 1312 姓名 学号 指导老师 雷 芳 日期 2016 年 1 月 班级 机械 1312 姓名 学号 0 指导老师 雷 芳 日期 2016 年 1 月 设计题目 带式运输机传动装置的设计 设计时长 二周 1 1 主要内容主要内容 1 掌握减速器齿轮 轴 轴承 箱体 键等所有零件的设计计算 2 会用 机械设计手册 查取数据和标准件的型号 1 2 任务任务 1 按照设计数据 编号 a 和传动方案 编号 A0 高速级选用圆柱直齿轮 低速 级选用圆柱直齿轮设计减速器装置 2 绘制传动装置装配图一张 A0 A1 3 绘制传动装置中轴 齿轮零件图各一张 A3 4 编制设计说明书一份 字数在 8000 字左右 1 3 进度安排进度安排 时 间内 容 安 排 第 1 天布置任务 总体设计 第 2 天运动分析 计算传动比 计算功率 第 3 天齿轮的设计计算 第 4 天轴的结构设计计算 第 5 天轴的计算 箱体的设计 第 6 8 天绘制装配图 零件图 第 9 10 天编制设计说明书 答辩 2 38 1 4 设计数据设计数据 数 据 编 号 A0 运输带工作拉力 F N 4800 运输带速度 m s 1 25 卷筒直径 D mm 500 1 5 传动方案传动方案 a 二级展开式 1 6 已知条件已知条件 1 第四部分的设计数据 2 工作条件 两班制 连续单向运转 载荷平稳 室内工作 有粉尘 运输带 卷筒及 支撑包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已在 F 中考虑 环境最高温度 40 C 3 使用折旧期 8 年 检修间隔期 4 年一次大修 两年一次中修 半年一次小修 4 动力来源 电力 三相交流 380 220V 5 运输带速度允许误差 5 6 生产条件 中等规模制造厂 可加工 7 8 精度的齿轮及蜗轮 小批量生产 3 38 第二章第二章 电动机的选择电动机的选择 因为动力来源 电力 三相交流电 电压 380 220V 所以选用常用的封闭式 系列的 交流电动机 2 1 电动机容量的选择电动机容量的选择 1 工作机所需功率 Pw 由题中条件 查询工作情况系数 KA 查得 K A 1 3 设计方案的总效率 n0 n1 n2 n3 n4 n5 n6 nn 本设计中的 联 联轴器的传动效率 2 个 轴 轴承的传动效率 4 对 齿 齿轮的传动效率 2 对 本次设计中有 8 级传动效率 其中 联 0 99 两对联轴器的效率取相等 轴承123 0 99 123 为减速器的 3 对 轴承 轴承4 0 98 4 为卷筒的一对轴承 齿 0 95 两对齿轮的效 率取相等 总 联 3 轴承 123 齿 联 轴承4 0 841 2 2 电动机的输出功率 Pw kA 5 9592KW 4轴承 1000 FV Pd Pw 0 841 总 总 Pd 5 9592 0 841 3 464KW 2 2电动机转速的选择电动机转速的选择 由 v 1 25m s 求卷筒转速 n 4 38 V 1 25 nw 79 614r min 1000 60 w dn nd i1 i2 in nw 有该传动方案知 在该系统中只有减速器中存在二级传动比 i1 i2 其他 传 动比都等于 1 由 1 表 13 2 知圆柱齿轮传动比范围为 3 5 所以 nd i1 i2 nw 32 52 nw 所以nd 的范围是 859 88 2547 65 r min 初选为同步转速为 1430r min 的电动机 2 3 电动机型号的确定 电动机型号的确定 由表 12 1 2 查出电动机型号为 Y100L2 4 其额定功率为 3kW 满载转速 1430r min 基本符合题目所需的要求 电动机型 号 额定功 率 KW 满载转速 r min 堵转 转矩 额定 转矩 最大 转矩 额定 转矩 质量 Kg Y100L2 4 3 014302 22 338 第三章第三章 传动装置运动及动力参数计算传动装置运动及动力参数计算 3 1 分配传动比分配传动比 3 1 1 总传动比总传动比 96 17 614 79 1430 w m a n n i 5 38 3 1 2 分配传动装置各级传动比分配传动装置各级传动比 由于减速箱是展开式布置 所以 i1 1 3 1 5 i2 因为 i 17 96 取 i 18 估测选取 i1 5 2 i2 4 9 速度偏差为 0 3 所以可行 3 2 各轴转速 输入功率 输入转矩各轴转速 输入功率 输入转矩 转速的计算转速的计算 电动机转轴速度 n0 1430r min 高速 I n1 1430r min 中间轴 II n2 283 92r min 0 i nm 1 1 i n 低速轴 III n3 95 4r min 卷筒 n4 93 1r min 2 2 i n 各轴功率 电动机额定功率 P0 Pd 3Kw n01 1 01 高速 I P1 P0 n12 P0 3 0 99 0 99 2 9403 Kw 轴承联n n n12 0 99 0 99 0 98 轴承联n n 中间轴 II P2 P1 P1 n 2 9403 0 95 0 99 2 7653 Kw 23 轴承齿n n n23 0 95 0 99 0 94 轴承齿n n 低速轴 III P3 P2 n34 P2 2 7653 0 95 0 99 2 600 Kw 轴承齿n n n34 0 95 0 99 0 94 轴承齿n n 卷筒 P4 P3 n45 P3 2 600 0 98 0 99 2 523 Kw 轴承联n n n45 0 98 0 99 0 96 轴承联n n 各轴转矩 电动机转轴 T0 2 2 N m 6 38 高速 I T1 19 634 N 1 1 9550 n P 1430 9403 2 9550 中间轴 II T2 88 615 N 1 2 9550 n P 930 297 7645 2 9550 低速轴 III T3 264 118 N 3 3 9550 n P 1 93 5748 2 9550 卷筒 T4 256 239 N 4 4 9550 n P 1 93 4980 2 9550 其中 Td n m d d n P 9550 项 目电动机轴高速轴 I中间轴 II低速轴 III卷筒 转速 r min9293 193 1 功率 kW 32 793292 6282 42042 4204 转矩 N m 2 219 65488 6177264 1175256 2395 传动比114 83 21 效率10 980 940 940 96 第四章第四章 传动装置设计传动装置设计 4 1 高速齿轮的计算高速齿轮的计算 输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数 2 9403KW1430r min4 8 19 643N m 1 3 4 1 1选精度等级 材料及齿数选精度等级 材料及齿数 1 材料及热处理 选择小齿轮材料为 40Cr 调质 硬度为 280HBS 大齿轮材料为 45 钢 调 质 硬度为 240HBS 二者材料硬度差为 40HBS 2 精度等级选用 7 级精度 7 38 3 试选小齿轮齿数 z1 20 大齿轮齿数 z2 96 的 4 1 2 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷 所以通过低速级的数据进行计算 按 式 10 21 试算 即 dt 2 32 3 2 1 H E d t Z u uTK 4 1 3 确定公式内的各计算数值确定公式内的各计算数值 1 1 试选 Kt 1 3 2 由 1 表 10 7 选取尺宽系数 d 1 3 由 1 表 10 6 查得材料的弹性影响系数 ZE 189 8Mpa 4 由 1 图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极 Hlim1 600MPa 大齿轮的解除疲劳强度极限 Hlim2 550MPa 5 由 1 式 10 13 计算应力循环次数 N1 60n1jLh 60 1430 1 2 8 365 8 4 10e9 N2 N1 4 8 8 35 10e8 此式中 j 为每转一圈同一齿面的啮合次数 Ln 为齿轮的工作寿命 单位小时 6 由 1 图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 KHN1 0 90 KHN2 0 95 7 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 S 1 由式 10 12 得 8 38 H 1 0 90 600MPa 540MPa H 2 0 98 550MPa 522 5MPa 2 计算 1 试算小齿轮分度圆直径 d1t d1t 37 043 3 2 1 1 32 2 H E d t Z u uTK 3 2 3 5 522 8 189 8 4 18 4 1 106543 193 1 32 2 2 计算圆周速度 v 2 7739 100060 21 nd t 100060 043 37 3 计算齿宽 b 及模数 m b dd1t 1 37 043mm 37 043mm m 1 852 1 1 z d t 20 043 37 h 2 25mnt 2 25 1 852mm 4 1678mm b h 34 043 4 1678 8 89 4 计算载荷系数 K 由 1 表 10 2 已知载荷平稳 所以取 KA 1 根据 v 2 7739m s 7 级精度 由 1 图 10 8 查得动载系数 KV 1 14 由 1 表 10 4 查得 7 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时 KHB的计算公式和直齿 轮的相同 所以 KHB 1 12 0 18 1 0 6 d d 0 23 10 b 223 1 12 0 18 1 0 6 12 12 0 23 10e 3 37 043 1 41652 由b h 8 89 KHB 1 41652 查 1 表 10 13 查得 KFB 1 33 由 1 表 10 3 查得 KH KH 1 1 故载荷系数 K KAKVKH KH 1 1 14 1 1 1 41652 1 7763 5 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 由 1 式 10 10a 得 9 38 d1 mm 41 10968mm 3 1 tt KKd 3 3 1 7763 1043 37 6 计算模数m m mm 2 055 1 1 z d 20 10968 41 4 1 4按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 由 1 式 10 5 m 3 2 1 2 cos2 F SaFa d YY z K 1 确定计算参数 由 1 图 10 20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 F1 500Mpa 大齿轮得弯 曲疲劳极限强度 F2 380MPa 由 1 10 18 查得弯曲寿命系数 KFN1 0 85 KFN2 0 88 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数 S 1 4 见 1 表 10 12 得 F1 KFN1 F1 S 303 57Mpa 4 1 500 85 0 F2 KFN2 F2 S 238 86Mpa 4 1 380 88 0 1 计算载荷系数 K KAKVKF KF 1 1 12 1 2 1 33 1 7875 2 查取应力校正系数 由表 10 5 查得 Ysa1 1 55 Ysa2 1 79 3 计算大 小齿轮的并 加以比较 F SaFaY Y 0 014297 1 11 F SaFaY Y 29 339 569 1 74 2 10 38 0 016341 2 22 F SaFaY Y 266 798 1 172 2 大齿轮的数值大 2 设计计算 m 1 4212 3 2 016341 0 201 310 6543 197875 1 2 23 2 e 对结果进行处理取m 2 Z1 d1 m 41 1097 2 21 大齿轮齿数 Z2 u Z1 4 8 21 100 4 1 5 几何尺寸计算几何尺寸计算 1 计算中心距 d1 z1m 21 2 42 d2 z1m 100 2 200 a d1 d2 2 200 42 2 121 a圆整后取 121mm 2 计算大 小齿轮的分度圆直径 d1 42mm d2 200mmmz1 mz2 3 计算齿轮宽度 b dd1 b 42mm B1 47mm B2 42mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5 10mm 4 验算 Ft 2T1 d1 2 19 6543 10e3 42 935 919 N m s 10058 22 42 190 9359 1 A b Ftk 结果合适 11 38 5 由此设计有 模数分度圆直径齿宽齿数 小齿轮2424721 大齿轮220042100 6 结构设计 以大齿轮为例 因齿轮齿顶圆直径大于 160mm 而又小于 500mm 故以选用腹板式为宜 其他有关尺寸参看大齿轮零件图 4 2 低速齿的轮计算低速齿的轮计算 输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数 2 7654KW297 92r min3 288 6177N m1 3 4 2 1 选精度等级 材料及齿数选精度等级 材料及齿数 1 材料及热处理 选择小齿轮材料为 40Cr 调质 硬度为 280HBS 大齿轮材料为 45 钢 调质 硬度为 240HBS 二者材料硬度差为 40HBS 2 精度等级选用 7 级精度 3 试选小齿轮齿数 z1 24 大齿轮齿数 z2 77 的 4 2 2 按齿面接触强度设计 按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷 所以通过低速级的数据进行计算 dt 2 32 3 2 1 H E d t Z u uTK 4 2 3 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 Kt 1 3 12 38 2 由 1 表 10 7 选取尺宽系数 d 1 3 由 1 表 10 6 查得材料的弹性影响系数 ZE 189 8Mpa 4 由 1 图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 600MPa 大齿轮的解除疲劳强度极限 Hlim2 550MPa 5 由 1 式 10 13 计算应力循环次数 N1 60n1jLh 60 297 92 1 2 8 365 8 8 351 10e8 N2 N1 3 2 2 61 10e8 此式中 j 为每转一圈同一齿面的啮合次数 Ln 为齿轮的工作寿命 单位小时 6 由 1 图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 KHN1 0 90 KHN2 0 95 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 S 1 由式 10 12 得 H 1 0 90 600MPa 540MPa H 2 0 95 550MPa 522 5MPa 7 试算小齿轮分度圆直径 d1t d1t 3 2 1 1 32 2 H E d t Z u uTK 3 2 3 5 522 8 189 2 3 12 3 1 106177 883 1 32 2 62 9349 4 2 4 计算计算 1 计算圆周速度 v 100060 21 nd t 100060 92 297 9349 62 0 9810 m s 2 计算齿宽 b 及模数 m 13 38 b dd1t 1 62 9349mm 62 9349mm m 1 1 z d t 20 9349 62 3 1467 h 2 25mnt 2 25 3 1467mm 7 08mm b h 62 9349 7 08 8 89 计算载荷系数 K 由 1 表 10 2 已知载荷平稳 所以 KV 1 14 由 1 表 10 4 查得 7 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时的 KHB 计 算公式和直齿轮的相同 固 KHB 1 12 0 18 1 0 6 d 2 d 2 0 23 10 3 b 1 12 0 18 1 0 6 12 12 0 23 10e 3 27 122 1 414 由 b h 8 92 KHB 1 414 查 1 表 10 13 查得 KFB 1 33 由 1 表 10 3 查得 KH KH 1 1 故载荷系数 K KAKVKH KH 1 1 14 1 1 1 414 1 7731 4 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 由 1 式 10 10a 得 d1 3 1 tt KKd 3 3 1 7731 1 9349 62 mm 69 78mm 5 计算模数 m m 1 1 z d 20 78 69 mm 3 4890 6 按齿根弯曲强度设计 由 1 式 10 5 m 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT 4 2 5 确定计算参数确定计算参数 由 1 图 10 20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 F1 500Mpa 大齿轮 14 38 得弯曲疲劳极限强度 F2 380MPa 由 1 10 18 查得弯曲寿命系数 KFN1 0 85 KFN2 0 88 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数 S 1 4 见 1 表 10 12 得 F1 KFN1 F1 S 4 1 500 85 0 303 57Mpa F2 KFN2 F2 S 4 1 380 88 0 238 86Mpa 1 计算载荷系数 K KAKVKF KF 1 1 12 1 2 1 33 1 7875 2 查取应力校正系数 有 1 表 10 5 查得 YFa1 2 8 YFa2 2 18 由 1 表 10 5 查得 Ysa1 1 55 Ysa2 1 79 K 1 7875 1 11 F SaFaY Y 0 014297 2 22 F SaFa YY 0 016341 所以 大齿轮的数值大 4 2 6 设计计算设计计算 m 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT 3 2 016341 0 201 310 6177 887875 1 2 e 3 4485 对结果进行处理取 m 3 5 见机械原理表 5 4 根据优先使用第一序列 15 38 此处选用第一序列 小齿轮齿数 Z1 d1 m 69 9349 3 5 19 9814 20 大齿轮齿数 Z2 u Z1 3 2 20 64 4 2 7 几何尺寸计算几何尺寸计算 计算中心距 d1 z1m 20 3 5 70 d2 z2m 64 3 5 224 a d1 d2 2 70 224 2 147 a 圆整后取 147mm d1 11m Z 70 00mm 计算齿轮宽度 计算大 小齿轮的分度圆直径 b dd1 b 70mm B1 75mm B2 70mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5 10mm 验算 Ft 2T2 d2 2 88 6177 10e3 70 2531 934 N 10017 36 70 934 2531 1 A b Ftk N mm 结果合适 由此设计有 模数分度圆直径压力角齿宽 小齿轮3 570 20 75 大齿轮3 5224 20 70 16 38 第五章第五章 轴的设计轴的设计 5 1 低速轴低速轴 3 的设计的设计 5 1 1 总结以上的数据 总结以上的数据 功率转矩转速齿轮分 度圆直 径 压力 角 2 6 Kw 264 118N m 93 1r min224mm 20 5 1 2 求作用在齿轮上的力求作用在齿轮上的力 N d T Ft17 2358 224 10 118 264 22 3 2 3 Fr Ft tan 2358 17 tan20 858 30N 5 1 3 初步确定轴的直径初步确定轴的直径 先按式 1 15 2 初步估算轴的最小直径 选取轴的材料为 45 号钢 根据表 1 15 3 选取 A0 112 于是有 mm n P Ad02 34 1 93 6 2 112 3 3 3 3 0min 此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径 d1 2 为了使所选的轴的直 径 d1 2 与联轴器的孔径相适应 固需同时选取联轴器的型号 17 38 5 1 4 联轴器的型号的选取联轴器的型号的选取 查表 1 14 1 取 Ka 1 5 则 Tca Ka T3 1 5 264 118 396 177N m 按照计算转矩 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件 查标准 GB T5843 2003 见表 2 8 2 选用 GY5 型凸缘联轴器 其公称转矩为 400 N m 半联轴器的孔径 d1 35mm 固取 d1 2 35mm 5 1 5 轴的结构设计轴的结构设计 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要求 1 2 轴段右端要求制出一轴肩 固取 2 3 段的直径 d2 3 42mm 左端用轴端挡圈定位 按轴端直径取挡圈直径 D 45 半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1 82mm 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 固取 1 2 断的长 度应比 L1 略短一些 现取 L1 2 80mm b 初步选择滚动轴承 18 38 考虑到主要承受径向力 轴向也可承受小的轴向载荷 当量摩擦系数最少 在高速转时也可承受纯的轴向力 工作中容许的内外圈轴线偏斜量 8 16 大量生产价格最低 固选用深沟球轴承 又根据 d2 3 42mm 选 61909 号 右端采用轴肩定位 查 2 又根据 d2 3 42mm 和上表取 d3 4 d7 8 45 轴肩与轴环的高度 图中 a 建议取为轴直径的 0 07 0 1 倍 所以在 d7 8 45mm l6 7 12 c 取安装齿轮处的轴段 4 5 的直径 d4 5 50mm 齿轮的左端与左轴承之间采 用套筒定位 已知齿轮的轮毂的宽度为 70 为了使套筒能可靠的压紧齿轮 此轴段应略短于轮毂宽度 固取 l4 5 67mm 齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取 轴直径的 0 07 0 1 倍 这里 去轴肩高度 h 4mm 所以 d5 6 54mm 轴的宽度去 b 1 4h 取轴的宽度为 L5 6 6mm d 轴承端盖的总宽度为 15mm 有减速器和轴承端盖的机构设计而定 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求 取端盖外端面与联轴器的 距离为 25mm 固取 L2 3 40mm e 取齿轮与箱体的内壁的距离为 a 12mm 小齿轮与大齿轮的间距为 c 15mm 考虑到箱体的制造误差 在确定轴承的位置时 应与箱体的内壁 有一段距离 s 取 s 8mm 已知滚动轴承的宽度 T 7mm 小齿轮的轮毂长 L 50mm 则 L3 4 T s a 70 67 30mm L6 7 L c a s L5 6 50 15 12 8 6 79mm 19 38 至此已初步确定轴得长度 3 轴上零件得周向定位 齿轮 半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接 按 d4 5 50mm 由 手册 查得平键的截面 b h 16 10 mm 见 2 表 4 1 L 56mm 同理按 d1 2 35mm b h 10 8 L 70 同时为了保证齿轮与轴配合 得有良好得对中性 固选择齿轮轮毂与轴得配合选 H7 n6 半联轴器与轴得 配合选 H7 k6 滚动轴承与轴得周向定位 是借过渡配合来保证的 此处选 轴的尺寸公差为 m6 4 确定轴的的倒角和圆角 参考 1 表 15 2 取轴端倒角为 1 2 45 各轴肩处的圆角半径见上图 5 求轴上的载荷 见下图 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图 在确定轴的支点位置时 应从手册 中查出 a 值参照 1 图 15 23 对与 61809 由于它的对中性好所以它的支点 在轴承的正中位置 因此作为简支梁的轴的支撑跨距为 182mm 根据轴的计 算简图作出轴的弯矩图和扭矩图 计算齿轮 Ft 2T1 d1 2 264 1175 224 103 2358 19 N Fr Ft tana Ft tan20 858 31 N 通过计算有 FNH1 758N FNH2 1600 2 MH FNH2 58 5 93 61 N M 同理有 FNV1 330 267N FNV2 697 23N MV 40 788N M N M 22 VH MMM总11 102788 4061 93 22 载荷水平面 H垂直面 V 20 38 支反 力 FNH1 758N FNH2 1600 2 FNV1 330 267N FNV2 697 23N 弯矩MH 93 61 N m MV 40 788 N m 总弯 矩 M 总 102 11 N m 扭矩T3 264 117 N m 6 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面 即危险截面 C 的强 度 根据 1 式 15 5 及表 1 15 4 中的取值 且 0 6 式中的弯曲应力为 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 计算轴的应力 轴上载荷示意图 21 38 Mpa mmW TM ca 08 15 501 0 117 2646 0 11 102 3 222 3 2 前已选定轴的材料为 45 号钢 由轴常用材料性能表查得 1 60MPa 因此 ca 1 故安全 7 精确校核轴的疲劳强度 判断危险截面 截面 A B 只受扭矩作用 虽然键槽 轴肩及过渡配合所引起的应 力集中均将削弱轴的疲劳强度 但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕 地确定的 所以截面 A B 均无需校核 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看 截面和处过盈配合引起的应力 V V 集中最严重 从受载的情况来看 截面 C 上的应力最大 截面的 V 应力集中的影响和截面的相近 但截面不受扭矩作用 同时轴径也 V V 较大 故不必作强度校核 截面 C 上虽然应力最大 但应力集中不大 过盈 配合及键槽引起的应力集中均在两端 而且这里轴的直径最大 故截面 C 也不必校核 截面和 V 显然更不必校核 键槽的应力集中系数比过盈配 V 合的小 因而该轴只需校核截面左右两侧即可 IV 截面左侧 抗弯截面系数 IV 333 5 9112451 01 0mmdW 抗扭截面系数 333 18225452 02 0mmdWT 截面IV左侧的弯矩M mN L L MM 02 41 5 58 35 5 58 11 102 35 2 2 1 截面IV上的扭矩 3 T 为 T3 264 117 N m 22 38 截面上的弯曲应力 MPa mm MN W M 5 4 5 9112 02 41 3 截面上的扭转切应力 MPa mmW T T T 5 14 18225 m N 264 117 3 3 轴的材料为 45 号钢 调质处理 由 1 表 15 1 查得 MPa B 640 MPa275 1 MPa155 1 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按 1 附表 3 2 查取 因 036 0 45 6 1 d r 11 1 45 50 d D 经插值后可查得 2 32 1 又由 1 附图 3 1 可得轴的材料的敏性系数为 82 0 q 78 0 q 故有效应力集中系数按 1 式 附 3 4 为 82 1 12 82 01 1 1 qk 26 1 132 1 82 0 1 1 1 qk 由 1 附图 3 2 得尺寸系数 76 0 由 1 附图 3 3 得扭转尺寸系数 86 0 轴按磨削加工 由 1 附图 3 4 得表面质量系数为 轴未经表面强化处理 即 1 q 则按 1 式 3 12 及 3 12a 得综合系数 值为 23 38 48 2 1 92 0 1 76 0 82 1 1 1 k K 于是 计算安全系数 ca S 值 按 1 式 15 6 15 8 则得 64 24 01 05 448 2 275 1 m K S 32 16 2 5 14 05 0 2 5 14 26 1 155 1 m K S 5 1606 13 32 16 64 24 2 1664 24 2222 S SS SS Sca 故该轴在截面 V 右侧的强度也是足够的 本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性 故可略去静强度校 核 至此 轴 的设计计算结束 5 2 中间轴中间轴 2 的设计的设计 5 2 1 总结以上的数据 总结以上的数据 功率转矩转速齿轮分度 圆直径 压力 角 2 765 Kw 88 615N m 93 1r min 200mm 20 5 2 2 求作用在齿轮上的力求作用在齿轮上的力 N d T Ft15 886 200 10 615 88 22 3 2 2 Fr Ft tan 2358 17 tan20 322 53N 24 38 5 2 3 初步确定轴的直径 先按式 1 15 2 初步估算轴的最小直径 选取轴的材料为 45 号钢 根据表 1 15 3 选取 A0 112 于是有 mm n P Ad53 23 92 297 765 2 112 3 3 2 2 0min 5 1 SSca 5 2 4 选轴承选轴承 初步选择滚动轴承 考虑到主要承受径向力 轴向也可承受小的轴向载荷 当量摩擦系数最少 在高速转时也可承受纯的轴向力 工作中容许的内外圈轴线偏斜量 大量生产价格最低固选用深沟球轴承 在本次设计中尽可能统一型号 所以选择 6005 号轴承 5 轴的结构设计 A 拟定轴上零件的装配方案 B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 由低速轴的设计知 轴的总长度为 L 7 79 6 67 30 189mm 由于轴承选定所以轴的最小直径为 25mm 所以左端 L1 2 12mm 直径为 D1 2 25mm 左端轴承采用轴肩定位由 2 查得 6005 号轴承的轴肩高度为 2 5mm 所以 D2 3 30mm 25 38 同理右端轴承的直径为 D1 2 25mm 定位轴肩为 2 5mm 在右端大齿轮在里减速箱内壁为 a 12mm 因为大齿轮的宽度为 42mm 且采 用轴肩定位所以左端到轴肩的长度为 L 39 12 8 12 72mm 8mm 为轴承里减速器内壁的厚度 又因为在两齿轮啮合时 小齿轮的齿宽比大齿轮多 5mm 所以取 L 72 2 5 74 5mm 同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为 12mm 由于第三轴的设计时距离 也为 12mm 所以在该去取距离为 11mm 取大齿轮的轮毂直径为 30mm 所以齿轮的定位轴肩长度高度为 3mm 至此二轴的外形尺寸全部确定 C 轴上零件得周向定位 齿轮 轴的周向定位都采用平键联接 按 d4 5 30mm 由 手册查得平键的 截面 b h 10 8 mm 见 2 表 4 1 L 36mm 同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性 固选择齿轮轮毂与 轴得配合选 H7 n6 滚动轴承与轴得周向定位 是借过渡配合来保证的 此 处选轴的尺寸公差为 m6 D 确定轴的的倒角和圆角 参考 1 表 15 2 取轴端倒角为 1 2 45 各轴肩处的圆角半径见上图 26 38 5 3 第一轴第一轴 1 的设计的设计 5 3 1 总结以上的数据 总结以上的数据 功率转矩转速齿轮分 度圆直 径 压力 角 2 94Kw 19 634N m 1430r min42mm 20 5 3 2 求作用在齿轮上的力求作用在齿轮上的力 N d T Ft95 934 42 10 634 19 212 3 2 Fr Ft tan 2358 17 tan20 340 29N 5 3 3 初步确定轴的直径初步确定轴的直径 先按式 1 15 2 初步估算轴的最小直径 选取轴的材料为 45 号钢 根据表 1 15 3 选取 A0 112 于是有 mm n P Ad24 14 1430 94 2 112 3 3 2 1 0min 27 38 5 3 4 联轴器的型号的选取联轴器的型号的选取 查表 1 14 1 取 Ka 1 5 则 Tca Ka T3 1 5 19 634 29 451N m Tca Ka T3 1 5 19 634 29 451N m 按照计算转矩 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件 查标准 GB T5843 2003 见表 2 8 2 选用 GY2 型凸缘联轴器 其公称转矩为 63 N m 半联轴器的孔径 d1 16mm 固取 d1 2 16mm 5 3 5 联轴器的型号的选取联轴器的型号的选取 查表 1 14 1 取 Ka 1 5 则 Tca Ka T3 1 5 19 634 29 451N m 按照计算转矩 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件 查标准 GB T5843 2003 见表 2 8 2 选用 GY2 型凸缘联轴器 其公称转矩为 63 N m 半联轴器的孔径 d1 16mm 固取 d1 2 16mm 见下表 5 3 6 轴的结构设计轴的结构设计 A 拟定轴上零件的装配方案 B 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要求 1 2 轴段右端要求制出一轴肩 固取 2 3 段的直径 d2 3 18mm 左端用轴端挡圈定位 按轴端直径取挡圈直径 D 20 半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1 42mm 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 固取 1 2 断的长 度应比 L1 略短一些 现取 L1 2 40mm 28 38 b 初步选择滚动轴承 考虑到主要承受径向力 轴向也可承受小的轴向载荷 当量摩擦系数最少 在高速转时也可承受纯的轴向力 工作中容许的内外圈轴线偏斜量 8 16 大量生产价格最低固选用深沟球轴承 又根据 d2 3 18mm 所以选 6004 号轴承 右端采用轴肩定位 查 2 又根据 d2 3 18mm 和上表取 d3 4 20mm c 取安装齿轮处的轴段 4 5 的直径 d4 5 25mm d 轴承端盖的总宽度为 15mm 由减速器和轴承端盖的机构设计而定 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求 取端盖外端面与联轴器的 距离为 25mm 固取 L2 3 40mm c 15mm 考虑到箱体的制造误差 在确 定轴承的位置时 应与箱体的内壁有一段距离 s 取 s 8mm 已知滚动轴承的宽度 T 12mm 小齿轮的轮毂长 L 50mm 则 L3 4 12mm 至此已初步确定轴得长度 有因为两轴承距离为 189 含齿轮宽 度所以各轴段都已经确定 各轴的倒角 圆角查表 1 表 15 2 取 1 0mm 29 38 第六章 滚动轴承的计算第六章 滚动轴承的计算 根据要求对所选的在低速轴 3 上的两滚动轴承进行校核 在前面进行轴的 计算时所选轴 3 上的两滚动轴承型号均为 61809 其基本额定动载荷 基本额定静载荷 现对它们进行校核 由前面求得 NCr4650 NC r 4320 0 的两个轴承所受的载荷分别为 FNH1 758N FNV1 330 267N FNH2 1600 2 FNV2 697 23N 由上可知轴承 2 所受的载荷远大于轴承 2 所以只需对轴承 2 进行校核 如 果轴承 2 满足要求 轴承 1 必满足要求 1 求比值 轴承所受径向力 NNFr 5 174523 6972 1600 22 所受的轴向力 NFa0 它们的比值为 0 r a F F 根据 1 表 13 5 深沟球轴承的最小 e 值为 0 19 故此时 e F F r a 2 计算当量动载荷 P 根据 1 式 13 8a arP YFXFfP 按照 1 表 13 5 X 1 Y 0 按照 1 表 13 6 2 1 0 1 P f 取 则 1 1 P f NNP19200 5 174511 1 3 验算轴承的寿命 按要求轴承的最短寿命为 hhLh46720836582 工作时间 根据 1 式 13 5 30 38 hh h P C n L r h 4672053042 1920 12800 93 1r min60 10 60 10 3 66 3 对于球轴 承取 3 所以所选的轴承 61909 满足要求 第七章 连接的选择和计算第七章 连接的选择和计算 按要求对低速轴 3 上的两个键进行选择及校核 1 对连接齿轮 4 与轴 3 的键的计算 1 选择键联接的类型和尺寸 一般 8 以上的齿轮有定心精度要求 应选用平键联接 由于齿轮不在轴端 故可选用圆头普通平键 A 型 根据 d 52mm 从 1 表 6 1 中查得键的截面尺寸为 宽度 b 16mm 高度 h 10mm 由轮毂宽度并参照键的长度系列 取键长 L 63mm 2 校核键联接的强度 键 轴和轮毂的材料都是钢 由 1 表 6 2 查得许用挤压应力 MPa p 120 100 取平均值 MPa p 110 键的工作长度 l L b 63mm 16mm 47mm 键与轮毂键槽的接触高度 k 0 5h 0 5 10 5mm 根据 1 式 6 1 可得 MPaMPaMPa kld T pp 110 6 43 52475 1044 2662102 33 所以所选的键满足强度要求 键的标记为 键 16 10 63 GB T 1069 1979 31 38 2 对连接联轴器与轴 3 的键的计算 1 选择键联接的类型和尺寸 类似以上键的选择 也可用 A 型普通平键连接 根据 d 35mm 从 1 表 6 1 中查得键的截面尺寸为 宽度 b 10mm 高度 h 8mm 由半联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列 取键长 L 70mm 2 校核键联接的强度 键 轴和联轴器的材料也都是钢 由 1 表 6 2 查得许用挤压应力 MPa p 120 100 取其平均值 MPa p 110 键的工作长度 l L b 70mm 10mm 60mm 键与轮毂键槽的接触高度 k 0 5h 0 5 8 4mm 根据 1 式 6 1 可得 MPaMPaMPa kld T pp 110 4 63 35604 1044 2662102 33