展开式二级减速器设计说明书机械课程设计.doc

课程名称 机械设计基础 设计课题 二级展开式圆柱齿轮减速器 专 业 材料成型及控制工程 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 1 目录目录 前前 言言 3 第一章第一章 设计任务书设计任务书 4 1 1 设计题目 4 1 2 设计参数 4 1 3 传动方案分析 4 第二章第二章 电动机类型和结构形式选择电动机类型和结构形式选择 5 2 1 类型选择 5 2 2 功率选择 5 2 3 转速确定 5 第三章第三章 计算传动装置的运动参数计算传动装置的运动参数 6 3 1 传动装置的总传动比及其分配 6 3 2 各轴转速的确定 6 3 3 各轴功率的确定 6 3 4 各轴转矩 7 第四章第四章 V V 带的设计带的设计 7 4 1 选择 V 带型号 7 4 2 确定带轮 7 4 3 确定带长和中心距 8 4 4 验算包角 8 4 5 确定 V 带根数 8 4 6 确定拉力和压力 9 4 7 带轮的结构设计 9 第五章第五章 传动件设计 齿轮 传动件设计 齿轮 9 5 1 高速级齿轮传动设计 斜齿轮 9 5 1 1 齿轮精度及材料选择 9 5 1 2 确定许用应力 9 5 1 3 按齿轮强度计算 10 5 1 4 验算齿面强度 11 5 2 低速级齿轮 直齿轮 11 5 2 1 齿轮精度材料选择 11 5 2 2 确定许用应力 12 5 2 3 按齿面强度计算 12 5 2 4 验算齿面强度 13 第六章第六章 轴的设计轴的设计 13 6 1 高速轴的设计 13 6 1 1 轴的材料及结构设计 13 6 1 2 轴的受力分析及校核 15 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 2 6 1 3 轴承寿命校核 18 6 2 中间轴的设计 18 6 2 1 轴的材料及结构设计 18 6 2 2 轴的受力分析及校核 19 6 2 3 轴承寿命校核 21 6 3 低速轴的设计 22 6 3 1 轴的材料的确定 22 6 3 2 初选联轴器和轴承 22 6 3 3 轴的结构设计 23 第七章第七章 键连接设计及校核键连接设计及校核 24 7 1 高速轴连接设计及校核 24 7 2 中间轴连接设计及校核 24 7 3 低速轴连接及校核 25 第八章第八章 箱体及其附件的结构设计箱体及其附件的结构设计 25 8 1 箱体的结构设计 25 8 2 附件的结构设计 26 设计总结设计总结 28 参考文献参考文献 29 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 3 前言前言 机械设计课程设计是机械设计基础中一项重要的综合性与实践性过程 是培养学 生动手 能力的重要方法 通过课程设计可以让我们综合运用机械设计课程和其他相关 课程的知识 分析和解决机械设计问题 进一步巩固 加深和拓展所学的知识 通过 设计计算 绘图以及运用技术标准 规范 设计手册等有关资料 进行全面的机械设 计基本技能的训练 本次课程设计的题目选择通用机械的传动装置 减速器 设计 内容包括 传动装置的总体设计 传动零件 轴 轴承 联轴器等的设计计算和选择 装配图零件图的设计 编写设计计算说明书等 通过这些设计及计算让我们将课堂中 所学的知识与实践充分的结合起来 并学会查阅各种资料及相关的机械工具书 在课 程设计中应熟悉和正确采用各种有关技术标准与规范 尽量采用标准件 另外 在设计 中应吸收和应用先进的设计手段 运用计算机辅助设计 优化设计方案 提高设计质 量 然而由于涉及但本人的水平有限及各种因素 在设计过程定会存在某些不合理的 设计规范 出现一些错误 王老师能够批评指正 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 4 设计内 容 计算及说明结 果 第一章 第一章 设计任设计任 务书务书 1 1 设计题目 带式运输机两级斜齿圆柱齿轮减速器 设计题目 带式运输机两级斜齿圆柱齿轮减速器 1 2 设计参数及要求 设计参数及要求 1 1 设计参数 设计参数 运输带工作拉力 F 1200 N 运输带工作速度 V 1 2 m s 卷筒直径 D 400 mm 2 2 工工作作条条件件 连续单向运转 载荷有轻微振动 室外工作 有粉尘 运输带速度允许误差土5 两 班制工作 3 年大修 使用期 10 年 卷筒支承及卷 筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F 中已考虑 3 3 加加工工条条件件 生产 20 台 中等规模机械厂 可加 工 7 8 级 1 3 传动方案的分析 传动方案的分析 带式输送机由电动机驱动 电动机通过连轴器将动力传入 减速器 再经联轴器将动力传至输送机滚筒 带动输送带工作 传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器 其结构简单 但 齿轮相对轴承位置不对称 因此要求轴有较大的刚度 高速级 和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动 将带传动布置于高速级将传动能力较小的带传动布置在高 速级 有利于整个传动系统结构紧凑 匀称 同时 将带传动 布置在高速级有利于发挥其传动平稳 缓冲吸振 减少噪声的 特点 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 5 设计内 容 计算及说明结 果 第二第二 章 电章 电 动机类动机类 型和结型和结 构形式构形式 的选择的选择 2 12 1 类型选择 类型选择 电动机的类型根据动力源 场所和工作条件 选用具有防 止灰尘 铁屑或其他杂物入侵作用的全封闭自扇冷龙式三相异 步电动机 Y 系列 2 22 2 功率选择 功率选择 1 设电动机机工作功率 P 查 2 表得 0 96 带 42 0 99 0 97 0 96 0 99 轴承 齿轮 滚筒 联轴器 总带轴承齿轮联轴器滚筒 代入数据得 42 0 96 0 990 970 96 0 99 0 825 总 总 电动机工作功率为 1200 1 2 10001000 0 825 FV PkW 总 式中 代入上式得 1200FN 400mmV 1 745PkW 因为电动机的额定功率应略大于或等于其工作功率 查表 得 Y 系列电动机的技术参数知 确定电动机的功率为 2 2kW 2 32 3 转速的确定 转速的确定 60 1000 min 57 32min V nr D nr 筒 筒 查表得 皮带的传动比为 二级圆柱齿轮的传动 1 24i 比范围为 则 2 840i 12 nn n n 筒 0 825 总 1 745PkW 电动机的型号 1126YM 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 6 代入数据求得 917 129171 2minnr 查阅设计手册知 符合电动机转速及确定的额定功率的电 动机由三 种 考虑到电动机的价格及902 100 1 4 1126YLYLYM 经济实用性 选用型号的电动机 其主要性能如下 1126YM 电动机型号额定功率满载转速 额定转矩 堵转转矩 额定转矩 最大转矩 1126YM 2 2kW940r min2 02 0 第三章 第三章 计算传计算传 动装置动装置 的运动的运动 参数参数 3 13 1 传动装置的总传动比及其分配 传动装置的总传动比及其分配 根据电动机的满载转速和滚筒转速 可算出传动装置总传动 比为 取 又因16 40 n ii n 筒 则 12 3 iii i i 带带 且有 为 121212 1 31 5 1 42 77 1 98iiiiii 此处取 解得 二级圆柱齿轮减速器分配到各级传动比为 高速级的传动 比为 低速级的传动比为 1 2 77i 2 1 98i 3 23 2 各轴的转速的确定 各轴的转速的确定 将传动装置各轴由高速到低速依次定为 1 轴 2 轴 3 轴 则 1 1 2 11 2 3 212 960 min320min 3 960 min113 11min 3 2 77 960 min58 35min 3 2 77 1 98 n nrr i nn nrr ii i nn nrr ii i i 带 带 带 3 33 3 各轴功率的确定 各轴功率的确定 16 4i 1 2 77i 2 1 98i 各轴转速 1 2 3 320 min 113 11 min 58 35 min nr nr nr 各轴功率 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 7 1 2 2222 3 2323 4 1 745 0 961 68 1 745 0 96 0 99 0 971 59 1 745 0 96 0 970 991 53 1 745 0 96 0 970 991 50 PPkWkW PPkWkW PPkWkW PPkWkW 带 带齿轮轴承 带齿轮轴承 带齿轮轴承联轴器 3 43 4 各轴的转矩 各轴的转矩 输出转矩 2 2 9550955022 35 940 P TN mN m n 1 211 322 43 22 35 3 0 9664 37 64 37 2 77 0 99 0 97169 46 169 46 1 98 0 970 99322 20 322 20 0 990 99315 79 TT iN mN m TT iN mN m TT iN mN m TTN mN m 带带 轴承齿轮 轴承齿轮 轴承联轴器 机构参数 项 目电动机轴高速轴中间轴低速轴 转速 r min 940320113 1158 35 功率 kW 2 21 681 591 53 转矩 N m 22 3564 37169 46322 20 1 2 3 4 1 68 1 59 1 53 1 50 PkW PkW PkW PkW 各轴的转矩 1 2 3 4 22 35 64 37 169 46 322 20 315 79 TN m TN m TN m TN m TN m 第四章 第四章 V V 带的带的 4 14 1 选择 选择 V V 带型号带型号 查表得 由式得 1 2 A K cA PKP 1 2 1 7452 09 c PkWkW 则由 查阅得 选用 A 型 V 带 2 094 940min c PkW nr 4 24 2 确定带轮的基准直径 并验算带速 确定带轮的基准直径 并验算带速 查表得 小带轮的直径推荐范围 1 80100dmm 2 09 c PkW 选取 A 型 V 带 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 8 设计设计 则取 且 则 1 90dmm 211 1 n ddd i n 带 1 1 查表取 2 90 3 1 0 02 264dmmmm 2 265dmm 带速 1 3 14 90 940 4 43 60 100060 1000 dn Vm sm s 4 34 3 确定带长和中心距 确定带长和中心距 查阅资料得 中心距 则此 12012 0 7 2 ddadd 处 取值 012 1 5 1 5 26590 532 50addmmmm 且有下式 2 21 0012 0 2 0 0 2 24 26590 2532 5090 24 532 50 1637 01 dd Ladd a Lmm Lmm 265 查表得取带长 实际中心距 1800 d Lmm 0 0 2 d LL aa 所以 则取 0 1800 1637 532 50 2 amm 614amm 4 44 4 验算小带轮包角 验算小带轮包角 1 a 21 1 1 26590 18057 318057 3 614 163 67120 dd a a a 有以上验算可知 包角合适 4 54 5 求 求 V V 带根数带根数 Z Z 查表得 由 000 cc L PP Z PPP K K 可知 且传动比 1 940min 90nrdmm 0 0 77PkW 2 265dmm 4 43Vm s 1800 d Lmm 614amm 1 163 67a 3 00i 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 9 00 3 02 0 1 90 265 1 1 2 d d i 查表得 由查表知 kWP11 0 0 67 163 1 1 95 0 L KK 则 圆整后取504 2 195 0 77 0 11 0 09 2 Z3 Z 4 64 6 确定初拉力 确定初拉力和带对轴上的压力和带对轴上的压力 0 F Q F 查表取 2 0 5 2500 qV K K ZV P F C 0 1qkg m 则NNF47 18043 4 1 0 95 0 95 0 5 2 43 4 3 049 2 500 2 0 且NSin a SinZFFQ84 1071 2 67 163 47 18032 2 2 1 0 4 74 7 带轮的结构设计 带轮的结构设计 查表知 当带轮基准直径 为轴的直径 ddd 35 2 d 时 可采用实心式结构 当时 采用腹板式结构 mmdd300 当时 采用轮复式结构 根据设计数据 大小带轮mmdd300 均采用腹板式结构 3 Z 0 180 47FN 1071 84 Q FN 带轮采用腹板式 结构 第五章 第五章 传动件传动件 设计设计 齿轮 齿轮 5 15 1 高速级齿轮传动设计 斜齿轮 高速级齿轮传动设计 斜齿轮 5 1 15 1 1 齿轮的精度及材料选择 齿轮的精度及材料选择 由于本设计为二级展开式圆柱齿轮传动运输机机构 考虑 到齿轮的传动稳定性 高速级齿轮的设计采用斜齿轮 该机构 为一般机器 运转速度不高 查阅机械设计手册 选用 8 级精 度 小齿轮材料为 40Cr 调质 取齿面硬度 280HBS 接触疲 劳极限 取 弯曲疲劳极 lim1 650750HMPa lim1 600 H MPa 限 11 560620 500 FEFE MPaMPa 取 齿轮精度为 8 级 小齿轮为 40Cr 调质处理 硬度 280HBS lim1 600 H MPa 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 10 大齿轮材料为 45 钢 调质处理 取齿面硬度 240HBS 接 触疲劳极限 弯曲疲劳强度极限 lim2 550 H MPa 二者材料硬度差为 40HBS 因为减速器要求MPa FE 450 2 结构紧凑 故采用硬齿面组合 5 1 25 1 2 确定许用应力 确定许用应力 查表得 取1 25 1 2 5 189 8 FHHE SSZZ 1 1 0 70 7 500 280 1 25 FE F F MPaMPa S 2 2 0 70 7 450 252 1 25 FE F F MPaMPa S lim1 1 600 600 1 H H H MPaMPa S lim1 1 600 600 1 H H H MPaMPa S 5 1 35 1 3 按齿轮弯曲强度计算 按齿轮弯曲强度计算 因为齿轮精度等级为 8 级精度 取载荷系数 K 1 3 齿宽系数 由于齿轮选取的为硬齿面 且为非对称布置 又由于过大增大了齿宽和轴向尺寸 增加了0 61 2 d d 载荷的分布不均匀性 故取 0 6 d 初选螺旋角 一般制造精度的斜齿轮螺旋角常用值为 当精度较高或对振动 噪声有特殊要求的齿轮 815 取或更大值 故在本设计中取 1020 15 齿数 在硬齿面的传动中 由于齿根弯曲度较弱 需适当 减少齿数 以保证有较大的模数 m 推荐 则取 17z 1 19z 所以 211 2 77 1953zz i 1 500 FE MPa 大齿轮为 45 钢 调质处理 硬度 240HBS lim2 550 H MPa MPa FE 450 2 1 2 280 252 F F MPa MPa 1 2 600 550 H H MPa MPa K 1 3 0 6 d 15 1 19z 2 53z 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 11 齿形系数 12 22 1953 21 08 58 81 1515 VV ZZ coscos 查表得 1212 2 88 2 35 1 57 1 71 FaFasasa YYYY 则 11 1 2211 21 2 88 1 57 0 01614857 280 2 35 1 71 0 015946 252 FaSa F FaSaFaSa FF YY YYYY 所以应对小齿轮进行弯曲强度计算 法向模数 代入数据求得 3 2 1 2 F SaFa d YY z KT m 代入数据得 3 3 2 2 2 1 3 64 37 10 0 0161 cos 15 0 6 19 m 查表圆整后取2 26m 3m 中心距 12 3 1953 111 81 2cos2 cos15 m zz ammmm 确定螺旋角 12 3 1953 coscos15 36 22 187 m zz arar a 齿轮分度圆直径 1 1 3 19 59 11 coscos15 36 mz dmmmm 齿宽 0 6 59 1135 47 d bdmmmm 取 21 40 45bmm bmm 5 1 45 1 4 验算齿面的接触强度 验算齿面的接触强度 1 2 1 3 2 21 189 8 2 5cos15 36 1 3 2 64 37 103 77 60 59 112 77 HEH KTu Z Z Z bdu 1 2 21 08 58 81 V V Z Z 3m 111 81amm 15 36 1 59 11dmm 2 1 40 45 bmm bmm 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 12 则 故安全 1 465 95600 HH MPaMPa 齿轮的圆周速度 1 1 59 11 320 0 99 60 100060000 d n Vm sm s 对照表选 8 级制造精度合适 5 25 2 低速级齿轮 直齿轮 低速级齿轮 直齿轮 5 2 15 2 1 齿轮的精度材料选择 齿轮的精度材料选择 由于本设计为二级展开式圆柱齿轮传动运输机机构 考虑 到 齿轮的传动稳定性 且低速级齿轮转速较小 采用直齿轮 该机构为一般机器 运转速度不高 查阅机械设计手册 选用 8 级精度 小齿轮材料为 40Cr 调质 取齿面硬度 280HBS 接触疲 劳极限 取 弯曲疲劳极 lim1 650750HMPa lim1 600 H MPa 限 11 560620 500 FEFE MPaMPa 取 大齿轮材料为 45 钢 调质处理 取齿面硬度 240HBS 接触疲劳极限 弯曲疲劳强度极限 lim2 550 H MPa 二者材料硬度差为 40HBS 因为减速器要求MPa FE 450 2 结构紧凑 故采用硬齿面组合 初选小齿轮的齿数为 则大齿轮齿数 1 25z 查表得 221 25 1 9849 5ziz 2 50z 5 2 25 2 2 确定许用应力 确定许用应力 查表得 取1 25 1 2 5 189 8 FHHE SSZZ 1 1 500 400 1 25 FE F F MPaMPa S 465 95 H MP 0 99Vm s 选用 8 级精度 小齿轮 40Cr 齿面硬度 280HBS lim1 600 H MPa 1 500 FE MPa 大齿轮为 45 钢 调质处理 硬度 240HBS lim2 550 H MPa MPa FE 450 2 1 25z 2 50z 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 13 2 2 450 360 1 25 FE F F MPaMPa S lim1 1 600 600 1 H H H MPaMPa S lim2 2 550 550 1 H H H MPaMPa S 5 2 35 2 3 按齿面接触强度计算 按齿面接触强度计算 取载荷系数 齿宽系数1 3K 0 8 d 齿轮分度圆直径为 3 2 1 1 2 H HE d ZZ u uKT d 代入数据得 3 2 3 1 2 1 3 169 46 102 98189 8 2 5 118 45 0 60 98550 dmmmm 实际传动比 模数 圆整后 50 2 25 i 1 118 45 4 738 25 d m Z 取 齿宽 5m 1 0 6 118 4571 07 d bdmmmm 取 则分度圆直径 12 72 77bmm bmm 中心 1122 5 25125 5 50250dmzmmmm dmzmmmm 距 12 125250 187 5 22 dd ammmm 5 2 45 2 4 验算齿轮弯曲强度 验算齿轮弯曲强度 齿形系数 1212 2 95 2 77 1 56 1 58 FaFasasa YYYY 3 111 1 22 1 22 1 3 169 46 102 95 1 56 45 06 72 525 FaSa F KTYY MPa bm z 则 11 400 FF MPa 1 2 1 2 400 360 600 550 F F H H MPa MPa MPa MPa 1 3K 0 8 d 5m 1 2 72 77 bmm bmm 1 2 125 250 dmm dmm 187 5amm 1 2 1 2 2 95 2 77 1 56 1 58 Fa Fa sa sa Y Y Y Y 1 39 11 F MPa 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 14 22 21 11 2 77 1 58 45 0642 85 2 95 1 56 FaSa FF FaSa YY MPaMPa YY 则 22 360 FF MPa 齿轮的圆周速度 12 3 14 125 113 11 0 73 60 100060000 d n Vm sm s 2 42 85 F MPa 0 73Vm s 设计内 容 计算及说明结 果 第六章第六章 轴的设轴的设 计计 6 16 1 高速轴的设计 高速轴的设计 6 1 16 1 1 轴的材料及结构设计 轴的材料及结构设计 选取轴的材料为 45 号钢 调质处理 按扭转强度法估算高速轴的直径 由 1 表 14 2 取常数 由公式 14 2 轴的最小直径满足 116 C 33 min 1 68 11620 16 320 P dCmmmm n 且根据经验公式 高速输入轴的轴径可按与其相连的电d 动机的直径 D 估算 则查表得 0 81 2 dD 又因为此轴需要安装带轮 则需28 22 433 6Dmm dmm 配合带轮的孔径 选取带轮的材料为 HT150 或 HT200 则轮毂宽 轮缘宽 0 1 52 LD 并 1 2 190 4 10 Bzefemm fmm z 为带轮的宽度 与小带轮的数据相同 所以 61Bmm 段 考虑到该段轴安装带轮需要开设键槽 则此段轴的轴径需在 增加 5 所以 min 1 5 20 16 1 5 21 168ddmmmm 圆整后取整数为 长度 22dmm 43Lmm 段 45 钢调质处理 61Bmm 22dmm 43Lmm 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 15 为满足带轮的的轴向定位要求 轴段右端要求制出一轴 肩 故取段的直径 轴承端盖的总宽度为 25dmm 由减速器和轴承端盖的机构设计而定 根据轴承的装30mm 拆及便于对轴承添加润滑脂的要求 取端盖外端面与带轮的距 离为 10mm 故取 34Lmm 段V 此段要安装轴承 因此首先选取轴承型号 考虑到轴主要承 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 工作中容许一定的内外圈轴 线偏斜量 大量生产价格最低等因素 根据 1 表 16 2 选用深 沟球轴承 又根据设计尺寸 由 2 表 18 2 选用30 IIIIV dmm 轴承型号为 6306 其 并且为了防止箱体30 19dmm Bmm 内的稀油 进入轴承内需在轴承与箱体间安装密封圈 根据密封圈的尺寸 要 求 轴承的综合考虑取 33 IIIIV Lmm 段 为满足轴承的轴向定位要求 及其与轴的配合 取VV 35 87 5 IV VIV V dmm Lmm 段 有前面计算的齿轮分度圆直径知 齿轮的分度圆VVI 直径较小 故此段的齿轮采用齿轮轴 45 45 V VIV VI dmm Lmm 段 由右端轴承轴向固定定位需求 取直径VIVII VIVII 长度 35 VI VII dmm 7 5 VI VII Lmm 段 此处安装轴承VIIVIII 30 33 VII VIIIIIIIVVII VIIIIIIV ddmm LLmm 轴的结构及尺寸 25dmm 34Lmm 选用 6306 深沟球 轴承 30 IIIIV dmm 33 IIIIV Lmm 35 87 5 IV V IV V dmm Lmm 45 V VI dmm 45 V VI Lmm 35 VI VII dmm 7 5 VI VII Lmm 30 VII VIII dmm 33 VII VIII Lmm 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 16 6 1 26 1 2 轴的受力分析及校核 轴的受力分析及校核 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图 确定轴的支点位置 对于轴承 6306 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 266 5mm 轴上齿轮的圆周力 3 1 1 22 64 37 10 2258 56 57 t T FNN d 径向力 tan2258 60 tan20822 06 rt FFNN 作用在轴 1 带轮上的外力 1071 8 Q FFN 求垂直面的支反力 2 1 12 146 5 822 06637 21 146 542 5 r V l F FNN ll 21 822 06637 21184 85 VrV FFFN 求垂直弯矩 并绘制垂直弯矩图 3 22 184 85 146 5 10 27 08 avv MF lN mN m 3 11 637 21 42 5 10 27 08 avv MF lN mN m 求水平面的支承力 由得 1122 Ht FllFl 2 1 12 146 5 2258 61750 71 42 5 146 5 Ht l FFNN ll 21 2258 60 1750 71507 85 HtH FFFN 求并绘制水平面弯矩图 3 11 1750 71 42 5 10 74 41 aHH MF lN mN m 3 22 507 85 146 5 10 74 40 aHH MF lN mN m 求 F 在支点产生的反力 1 637 21 V FN 2 184 85 V FN 27 08 av MN m 27 08 av MN m 1 1750 71 H FN 2 507 85 H FN 74 41 aH MN 74 40 aH MN m 1 490 55 F FN 2 1562 39 F FN 2 92 71 F MN 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 17 3 1 12 86 5 1071 84 490 55 42 5 146 5 F l F FNN ll 21 490 55 1071 841562 39 FF FFFN 求并绘制 F 力产生的弯矩图 3 23 1071 84 86 5 1092 71 F MFlN 3 11 490 55 42 5 1020 85 aFF MF lN F 在 a 处产生的弯矩 3 11 490 55 42 5 1020 85 aFF MF lN 求合成弯矩图 考虑最不利的情况 把与直接相加 aF M 22 avaH MM 2222 20 8527 0874 71100 32 aaFaVaH MMMMN m 2 222 20 8527 0874 40100 03 aaFaVaH MMMMN m 求危险截面当量弯矩 从图可见 m m 处截面最危险 其当量弯矩为 取折合系数 0 6 2222 100 32 0 6 64 37 107 50 a e MMTN m 计算危险截面处轴的直径 因为材料选择调质 查课本 225 页表 14 1 得 45650 B MPa 查课本 231 页表 14 3 得许用弯曲应力 则 1 60 b MPa 3 3 3 1 107 50 10 26 17 0 10 1 60 e b M dmm 因为 所以该轴是安全的 4526 17 V VI dmmdmm 由以上计算所得的数据画出各不同力的图示分析轴的受力分析 图如下 20 85 aF MN 100 32 a MN m 100 03 a MN m 107 50 e MN m 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 18 6 1 36 1 3 轴承寿命校核 轴承寿命校核 因为采用的是深沟球轴承 6306 型号 查表得基本额定动载 荷 轴承寿命可由式进行校核 由27 0CkN 6 10 60 t h P Cf Lh n Pf 于轴承主要承受径向载荷的作用 所以 查课本 259 页1 2 p f 表 16 9 10 取温度系数载荷系数 取寿命指数1 t f 1 2 p f 按最不利考虑 则有 3 2222 1111 637 211750 71490 552353 62 rvHF FFFFN 2222 2222 184 85507 851562 392102 84 rvHF FFFFN 1 2353 62 r FN 2 2102 84 r FN 45 钢调质处理 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 19 则 根据 663 3 1 10101 27 0 10 7 2 6060 3201 2 2102 84 t h P Cf Lh nf P 年 设计要求知 所选该轴承符合要求 6 26 2 中间轴的设计 中间轴的设计 6 2 16 2 1 轴的材料及结构设计 轴的材料及结构设计 选取轴的材料为 45 号钢 调质处理 按扭转强度法估算高速轴的直径 由 1 表 14 2 取常数 由 1 公式 14 2 轴的最小直径满足 116 C 33 3 2 min 2 1 59 11628 113 11 PP dCCmm nn 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 许一 定的内外圈轴线偏斜量 大量生产价格最低等因素 根据 1 表 16 2 选用深沟球轴承 又根据设计尺寸取 min 30dmmd 由 2 表 18 2 选用轴承型号为 6206 其 mmd30 mmB16 1 拟定轴的结构方案如图 2 各轴段直径与长度的确定 1 根据所选轴承的直径 取中间轴最小直径mmd30 综合壁厚及箱体尺寸等因素 现取mmdd30 58 5Lmm 2 为满足齿轮的轴向定位要求 轴段右端及轴 段左端要求制出一轴肩 并且这两段轴要安装齿轮 需要开键 槽 因此轴径应在原有的设计基础上 增加 5 用来弥补开键 槽带来的应力不足 故取 同时为了保证mmdd36 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 轴承型号 6206 mmdd30 58 5Lmm mmdd36 52Lmm 45Lmm 10Lmm 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 20 选 H7 n6 根据高速级大齿轮及低速级小齿轮的齿宽 分别取 52Lmm 45Lmm 3 为满足齿轮的轴向定位要求 取 根据齿mmd43 轮间间隙推荐值 取 10Lmm 至此已初步确定各轴段的直径与长度 6 2 26 2 2 轴的受力分析及校核 轴的受力分析及校核 作用在大 表示为 2 小齿轮 表示为 3 上的圆周力 轴上齿轮的圆周力 3 2 3 2 22 169 46 10 2711 36 5 25 t T FNN d 3 2 2 4 22 169 46 10 2131 57 3 53 t T FNN d 径向力 33tan 2711 36 tan20986 65 rt FFNN 22tan 2131 57tan20775 82 rt FFNN 求垂直面的支反力 2233 3 1 123 1 775 82 58 576 5 986 85 76 5 58 576 555 156 50 rr V V FllF l F lll FN 2312 986 85 156 5775 82367 53 VrVr FFFFN 计算垂直弯矩 3 11 156 5 55 108 61 aVmV MF lN m 3 1122 2 156 5 5558 5 775 82 58 510 27 62 aVnVr aVn MFllF l MN m 求水平面的支承力 3 2711 36 t FN 2 2131 57 t FN 3 986 65 r FN 2 775 82 r FN 1 156 50 V FN 2 367 53 V FN 8 61 aVm MN m 27 62 aVn MN m 1 2606 22 H FN 2 2236 71 H FN 143 34 aHm MN m 95 25 aHn MN m 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 21 3 3223 1 123 1 2711 36 76 52131 57 76 558 5 5558 576 5 2606 22 tt H H F lFll F lll FN 2231 2131 572711 362606 222236 71 HttH FFFFN 计算 绘制水平面弯矩图 3 11 2606 22 55 10143 34 aHmH MF lN m 3 3 2212 2711 36 58 52236 71 5558 5 1095 25 aHntH MF lFll N m 求合成弯矩图 按最不利情况考虑 2222 8 61143 34143 59 amavmaHm MMM 2222 27 62 95 25 99 17 anavnaHn MMMN m 求危险截面当量弯矩 从图可见 m m n n 处截面最危险 其当量弯矩为 取折合 系数 0 6 2222 2 99 17 0 6 169 46 142 03 enan MMTN m em M 2222 2 143 59 0 6 16 946 143 95 am MTN m 计算危险截面处轴的直径 n n 截面 3 3 3 1 142 03 10 28 71 0 10 1 60 en b M dmm m m 截面 3 3 3 1 143 95 10 28 84 0 10 1 60 em b M dmm 与前面所取得轴径比较 所取得轴是安全的 轴的受力分析图如下图所示 143 59 am MN m 99 17 an MN m 142 03 en MN m 143 95 em MN m 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 22 6 2 36 2 3 轴承寿命校核 轴承寿命校核 查表得 轴承寿命可由式 3 19 5 10CN 进行校核 由于轴承主要承受径向载荷的作用 6 10 60 t h P Cf Lh n Pf 所以 查课本 259 页表 16 9 10 取温度系数 载荷 r PF 1 t f 系数取寿命1 1 p f 指数 3 2222 111 156 52606 222610 91 rvH FFFN 2222 222 367 532236 712266 70 rvH FFFN 1 2610 91 r FN 2 2266 70 r FN 45 号钢调质处理 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 23 则 轴承使 663 3 2 10101 19 5 10 10 3 6060 681 2 2266 70 t h P Cf Lh nPf 年 用寿命在 3 年范围内 因此该轴承符合要求 6 36 3 低速轴的设计 低速轴的设计 6 3 16 3 1 轴的材料 轴的材料 选取轴的材料为 45 号钢 调质处理 按扭转强度法估算高速轴的直径 由 1 表 14 2 取常数 由 1 式 14 2 轴的最小直径满足 116C 33 3 3 min 3 1 53 11634 46 58 35 PP dCCmm nn 此轴的最小直径即安装在联轴器处轴的最小直径 min d d 为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应 所以需要 d 同 时选取联轴器的型号 6 3 26 3 2 初选联轴器及轴承 初选联轴器及轴承 查 1 表 17 1 取 则计算转矩 5 1 A K 3 1 5 315 79473 69 CA TK TN m 按照及电动机轴尺寸等限制条件 查 3 表 13 1 选 nC TT 用 HL3 型弹性柱销联轴器 其公称转矩 半联轴mNTn 630 器的孔径 故取低速轴的最小直径mmd42 30 min 35dmmd 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 一定的内外圈轴线偏斜量 大量生产价格最低等因素 根据 1 表 16 2 选用深沟球轴承 又根据设计尺寸 由 2 mmd42 表 18 2 选用轴承型号为 6209 其 mmd45 mmB19 6 3 36 3 3 轴的结构设计 轴的结构设计 轴的结构如下图所示 HL3 型弹性柱销联 轴器 轴承型号为 6209 mmd35 mmL80 mmd42 mmL40 45dmm 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 24 1 各轴段直径与长度的确定 1 由所选半联轴器的孔径 取低速轴最小mmd42 30 直 径 半联轴器与轴配合的毂孔长度为 mmd35 mmL82 段的长度应比略短一些 现取 LmmL80 2 为满足半联轴器的轴向定位要求 轴段右端要求制 出一轴肩 故取段的直径 轴承端盖的总宽 mmd42 度为 30mm 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 10mm 故取 mmL40 3 根据所选轴承直径尺寸确定 取mmdd45 mmL29 55Lmm 4 为满足轴承的轴向定位要求 取 综合中mmd50 间轴设计取 55 5Lmm 5 为满足齿轮的轴向定位要求 取该段直径 mmd60 长度 mmL10 6 根据齿轮几何尺寸 段直径 长度 50dmm 取 至此已初步确定各轴段的直径与长度 56 5Lmm 45dmm mmL29 55Lmm mmd50 55 5Lmm mmd60 mmL10 50dmm 56 5Lmm 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 25 第七章第七章 键连接键连接 设计校设计校 核核 7 17 1 高速轴连接设计及校核 高速轴连接设计及校核 1 选择键连接的类型和尺寸 高速轴与带轮的周向定位采用圆头普通平键 A 型 联接 按 查得平键的截面尺寸 由该 22dmm 6bmm 6hmm 轴段长度取 36Lmm 2 校核键联接的强度 由 1 式 10 26 有平键连接的挤压强度条件 pp dhl T 4 1 键 轴和联轴器的材料都是钢 承受轻微冲击 查得许用 挤压应力 取 MPa p 120 100 MPa p 110 2 键的工作长度 则由上式得 36630lLbmm 3 1 44 64 37 10 65 02110 22 6 30 pp T MPaMPa dhl 故所选的平键满足强度要求 键的尺寸及型号为 键6 6 36GB T 1095 2003 b h l 7 27 2 中间轴连接设计及校核 中间轴连接设计及校核 1 选择键连接的类型和尺寸 高速轴与齿轮的周向定位采用圆头普通平键 A 型 联接 按 查得平键的截面尺寸 mmdd36 10bmm 由各轴段长度取 8hmm 12 45 40Lmm Lmm 45Lmm 2 校核键联接的强度 由 1 式 10 26 有平键连接的挤压强度条件 pp dhl T 4 1 键 轴和联轴器的材料都是钢 承受轻微冲击 查得许用 挤压应力 取 MPa p 120 100 MPa p 110 2 键的工作长度 111 45 1035lLbmm 则由上式得 222 40 1030lLbmm 3 2 1 1 44 169 46 10 67 24110 36 8 35 pp T MPaMPa dhl MPa p 110 pp 键 6 6b h l 36GB T 1095 2003 1pp 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 26 3 2 2 2 44 169 46 10 78 45110 36 8 30 pp T MPaMPa dhl 故所选的平键满足强度要求 键的尺寸及型号分别为 键10 8 45GB T 1095 b h l 2003 键10 8 40GB T 1095 2003b h l 7 37 3 低速轴连接设计及校核 低速轴连接设计及校核 1 选择键连接的类型和尺寸 高速轴与联轴器的周向定位采用圆头普通平键 A 型 联接 按 查得平键的截面尺寸 由 35dmm 10bmm 8hmm 该轴段长度取 70Lmm 2 校核键联接的强度 由 1 式 10 26 有平键连接的挤压强度条件 pp dhl T 4 1 键 轴和联轴器的材料都是钢 承受轻微冲击 查得许用 挤压应力 取 MPa p 120 100 MPa p 110 2 键的工作长度 则由上式得 70 1060lLbmm 3 1 44 322 20 10 76 71110 35 8 60 pp T MPaMPa dhl 故所选的平键满足强度要求 键的尺寸及型号为 键10 8 70GB T 1095 2003 b h l 2pp 键 10 8b h l 45GB T 1095 2003 pp 键 10 8b h l 70GB T 1095 2003 设计内 容 计算及说明结 果 第八章 第八章 箱体及箱体及 其附件其附件 设计设计 8 18 1 箱体的结构设计箱体的结构设计 1 确定箱体的尺寸与形状 箱体的尺寸直接影响它的刚度 首先确定合理的箱体壁厚 为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度 箱盖与箱座连 接部分都有较厚的连接壁缘 箱座底面凸缘厚度设计得更厚些 2 合理设计肋板 洛阳理工学院 机械设计基础课程设计 27 在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋 减少了侧壁的弯