机设课程设计链式运输机传动装置设计.doc

XXXX 大学 课程设计任务书 20XX 20XX 学年第学年第 X 学期学期 机械工程 学院 系 部 机械设计制造及自动化 专业 0XX 班级 课程名称 机械设计课程设计 设计题目 链式运输机传动装置设计 完成期限 自 200X 年 12 月 1 日至 200X 年 12 月 2X 日共 X 周 内 容 及 任 务 一 设计的主要技术参数 运输链牵引力 F N 700 输送速度 V m s 2 5 滚筒节圆直径 D mm 300 工作条件 三班制 使用年限 10 年 连续单向运转 载荷平稳 小批量生产 运输链速度允许误差 5 二 设计任务 传动系统的总体设计 传动零件的设计计算 减速器的结构 润滑和密封 减速器装配图及零件工作图的设计 设计计算说明书的编写 三 设计工作量 1 减速机装配图 1 张 2 零件工作图 2 3 张 3 设计说明书 1 份 6000 8000 字 起止日期工作内容 12 1 12 7传动系统总体设计 12 8 12 17传动零件的设计计算 12 18 12 23减速器装配图及零件工作图的设计 整理说明书 进 度 安 排 12 26交图纸并答辩 主 要 参 考 资 料 1 濮良贵 纪名刚 机械设计 北京 高等教育出版社 2001 2 金清肃 机械设计课程设计 武汉 华中科技大学出版社 2007 指导教师 签字 年 月 日 系 教研室 主任 签字 年 月 日 2 机械设计课程设计 学年论文 圆锥圆锥 圆柱齿轮减速器圆柱齿轮减速器 起止日期 起止日期 20XX20XX 年年 1X1X 月月 1X1X 日日 至至 20XX20XX 年年 XXXX 月月 XXXX 日日 学 生 姓 名 XXX 班 级 机设 0XX 班 学 号 XXXXXXXXX 成 绩 指 导 教 师 签 字 XXX 机械工程学院 年 月 日 3 目 录 一 设计任务 4 二 设计方案分析和原动机的选择 4 一 电动机选型 4 二 传动比的分配 5 三 传动装置的运动和动力参数计算 6 三 传动零件的设计计算 7 一 V 带轮设计计算 7 二 高速级斜齿圆柱齿轮设计计算 8 四 轴系零件设计计算 15 A 输入轴设计计算 15 B 输出轴设计 21 五 轴承的选择与使用寿命校核 27 1 与输入轴配合的轴承的选择与使用寿命校核 27 2 与输出轴配合的轴承的选择与使用寿命校核 29 六 键连接的选择及校核计算 31 1 高速轴系键连接的选择及计算 31 2 与大齿轮连接的键选择及计算 32 3 与联轴器连接的键的选择及计算 32 七 联轴器的选择与校核 32 八 链传动的设计 32 九 减速器的机构 润滑和密封 37 十 减速器附件选择 38 十一 心得体会 39 十二 参考文献 39 十三 附图 39 4 一 设计任务 1 原始数据为 带的圆周力 F N 4000 带速 V m s 0 6 滚筒直径 D mm 280 2 工作条件 三班制 使用年限 10 年 连续单向运转 载荷平稳 小批量 生产 运输机工作链速度允许误差为链速度的 5 3 传动方案 二 二 设计方案的分析和原动件的选择设计方案的分析和原动件的选择 一 一 电动机选型电动机选型 1 择电动机的类型和结构 因为装置的载荷平稳 长期工作 因此可选用 Y 型全封闭自扇冷式笼型三 相异步电动机 电压为 380V 该电机结构简单 工作可靠 维护容易 价格低 廉 配调速装置 可提高起动性能 2 是电动机功率的选择 工作机所需要的有效功率为 其中取 w 为工作机总效率 a 传动装置总效率 Pw 为工作机所要输入的功率 Pw F v 1000 w 2 5kW 5 或 Pw Tn 9550 w 式中 F 为工作机的阻力 N V 工作机线速度 m s T 工作机阻力矩 N m N 工作机转速 r min 为了计算是电动机所要的功率 Pd 要确定传动装置的总效率 设各效率 分别为 V 带 8 级闭式齿轮传达传动 3 对滚动轴承 1 2 3 弹性联轴器 开式滚子链传动 由表查得 4 5 0 95 0 97 0 98 0 99 0 93 1 2 3 4 5 传动装置总效率 0 95 0 97 0 98 0 98 0 99 0 93 0 79853 54 3 321 a 电动机所要的功率 Pd Pw 2 5 0 867 3 131 d a kW 由课程设计课本查得 选取电动机的功率为 4 kW 3 是电动机转速的选择 选用常用同步转速 1000r min 和 1500r min 两种 对比 工作机转速 60 1000V d 60000 0 6 3 14 280 d 总传动比 其中为电动机的满载转速 总 wm nn m n 现将两种电动机的有关数据列于下表 方案电动机型号额定功 Kw同步转速 r min 满载转速 r min 总传动比 i 1 Y112M 44100096023 443 2Y132M1 641500142035 165 由上表可知方案 2 传动比过大 为了能合理分配传动比 使传动装置结构紧 凑 决定选用方案 1 由电动机的型号及其功率以及同步转速 选定电动机型号为 Y132S 6 由机 械设计手册知电动机的机座中心高为 180mm 外伸轴径为 48mm 外伸轴长度为 110mm 二 二 传动比的分配传动比的分配 现总传动比 23 443 由 机械设计手册 查得 V 带的推荐传动比为 总 所以我选用 2 50 5 1 i 1 i 6 减速器与后面的开式链传动合传动比设为 根据传动比公式 f i 所以有 23 443 2 50 9 3772 n iiii 321总f i 总 1 i 设减速器和后面的链轮传动比分别为 2 i 3 i 这两级减速器传动比是的 1 3 倍 即 1 3i3 2 i 3 i 2 i 则等于根号下 1 3等于 3 4915 9 3772 3 4915 2 6857 2 i f i 3 i f i 2 i 三 传动装置的运动和动力参数计算 1 各轴转速计算 960r min m n 960 2 50 384r min 1 n m n 1 i 384 3 4915 109 9814r min 2 n 1 n 2 i 109 9814 2 2687r min 40 95r min 3 n 2 n 3 i 2各轴的输入功率计算 3 131 d kW 2 9 0 95 2 97445 1 P d 1 kW 2 771 2 P 1 P 2 2 3 kW 2 50 3 P 2 P 4 5 kW 3各轴输入转矩计算 9550 31 147N m d T d m n 9550 73 974 N m 1 T 1 P 1 n 240 614 N m 2 T 583 028 N m 3 T 现将各轴的动力和运动参数列于下表 轴号转速 N r min 功率 kW转矩 N m效率 传动比 总 09603 13131 1471002 50 13842 9744573 9740 953 4915 7 2109 9842 771240 6140 93162 6857 340 952 50583 0280 90231 三三 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 一 V 带的传动设计 1 确定计算功率 Pca 已知 P 3 131 960 r min i1 2 50 由所引用的教kW m n 材 8 7 查得其工作系数 1 1 则 Pca P 1 1 3 131 3 4441 A K A KkW 2 选取窄 V 带带型 根据 Pca 由教材图 8 11 选取 A 型窄 V 带 m n 3 确定带轮基准直径 由教材表 8 4A 及 8 8 主动轮基准直径 112mm 1d d 从动轮直径 2 50 112 280mm 2d d 1 i 1d d 又由教材表 8 4A 知 取 280 mm B 型 实际传动比 2d d 280 112 2 50 与原分配的传动比相等 按式 1 i smsm nd v d 35 627 5 60000 96011214 3 100060 11 1 带的速度合适 4 确定窄 V 带的基准长度和传动中心距 根据 0 7 A0120 所以主动轮的包角合适 6 计算 V 带和根数 Z 由 960r min 112 mm 2 50 查教材 m n 1d d 1 i 表 8 4a 知 由线性关系得 1 16 查教材 8 4b 得 0 117 查教材 8 5 0 PkW 0 PkW 得 0 975 查教材表 8 2 得 1 06 于是得 V 带额定功率 Pr K L K 0 P 0 P 1 16 0 1117 0 975 1 06 1 3143 K L KkW 8 62 2 3143 1 4441 3 00 r ca L ca P P KKPP P Z 取 Z 3 根 7 计算预紧力 查教材表 8 3 得 A 型带的单位长度质量 q 0 1kg m 0 F 所以有 Nqv Kzv P F ca 72 162 627 5 1 0 1 975 0 5 2 3627 5 4441 3 500 1 5 2 500 22 min0 使用时应使带的际拉力 min00 FF 8 计算作用在轴上的压轴力 P F NZFFP452 385 2 8343 168 sin72 16232 2 sin2 1 0 V 带传动的主要参数整理于下表 名称结果名称结果名称结果 带型A传动比 50 2 1 i V 带根 数 3 Z 带轮直 径 mmdd112 1 基准长 度 mmLd2240 预紧力 NF72 162 0 中心距mma152 865 压轴力 NFP452 385 9 带轮的设计划内 由机械设计教材 8 10 查得 3 015 e 则带轮宽度 大带mmf9 mmfeZB489215 13 2 1 轮的轮毂孔直径由后面高速轴的设计而定 大带轮宽度 L 当时 即 带轮结构图如下 dB5 1 mmBL48 二 高速级齿轮传动的设计 二 高速级齿轮传动的设计 1 选定高速级齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 按传动方案我选用斜圆柱齿轮传动 因为斜圆柱齿轮具有传动稳定性高 且传动时不存在打齿的现象 可以有效的延长齿轮的寿命 2 由于输送机构一般为工作机械 其速度不高 故选用 87 级精度 3 材料的选择 由所引用教材表 10 1 选择小齿轮材料为 45 号钢 调质处 理 平均硬度为 235HBS 大齿轮材料也选为 45 号钢 经过正火处理使其硬度 为 190HBS 二者硬度相差为 45HBS 选用 45 号钢是因为其单位质量的性价比 比合金钢的要高 适于做中高强度的轴和齿轮 4 先选取小齿轮齿数 则 取24 1 Z796 83244915 3 122 ZiZ 齿数比 84 2 Z5 324 84 u 9 5 初次设选定螺旋角 o 14 2 按齿面接触疲劳强度设计 2 1 12 3 H EHt t ZZ u u d K d 1 确定公式的各项数值 1 试选定载荷系数 6 1 t K 2 由机械设计教材图 10 30 查得 由教材图 10 26 查得433 2 E Z 则 788 0 1 865 0 2 653 1 21 3 小齿轮传递的转矩 mmNmNTT 4 21 103974 7 974 73 4 由机设教材表 10 7 选取圆柱齿轮齿宽系数 1 d 5 由机设教材表 10 6 查得材料的弹性影响系数 大齿MPaZE 8 189 轮均采用锻造 6 由教材图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 再由教材图 10 21C 按齿面硬度查得大齿轮的接触疲劳强度MPa itH 550 1lim 极限 MPa itH 390 2lim 7 计算应力循环次数 9 11 1010592 1 1030082 13846060 h jLnN 其中为 1 轴转速 u 88 212 101598 3 5 3 100592 11 iNN 1 n 2 i 8 由机设教材图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 01 1 1 NH K09 1 2 NH K 9 计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为 1 安全系数1 S MPaMPa S K itHNH H 5 55555001 1 1lim1 1 MPaMPa S K itHNH H 1 42539009 1 2lim2 2 10 MPa HH H 3 490 2 21 2 计算 1 计算小齿轮分度圆直径 mm ZZ u u d K d H EHt t 662 54 3 490 433 2 8 189 5 3 15 3 653 1 1 1073974 0 6 12 12 3 3 2 5 2 1 2 计算圆周速度 smsm nd v t 0985 1 60000 384662 5414 3 100060 11 3 计算齿宽 b 及模数 nt m mmmmddb t 662 54662 541 1 mm Z d m t nt 21 2 24 14cos667 5414cos 1 1 4 齿高 mmmh nt 9725 4 21 225 2 25 2 993 109725 4 66 54 hb 5 计算纵向重合度903 1 14tan241318 0 tan318 0 1 dZ 6 计算载荷系数 K 由机设教材表 10 2 查得 使用系数 根据 8 级精1 A Ksmv 0985 1 度 由教材图 10 8 查得 动载荷系数 由教材表 10 3 查得 08 1 v K 假设 再由教材表 10 4 查得 8 级精度 4 1 FH KKmmNbFt 100 调质小齿轮相对轴承非对称布置时 322 1031 0 6 01 18 0 15 1 ddKH 46 1 557 701031 0 1 16 01 18 0 15 1 3 b 根据 由教材图 10 13 查得 故载993 10 hb46 1 H K4 1 F K 荷系数 208 2 46 1 4 108 1 1 HHVA KKKKK 7 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径如下 mm K K dd t t 8572 60 6 1 208 2 662 54 3 3 11 8 计算模数 11 mm Z d mn46 2 24 14cos8572 60cos 1 1 4按齿根弯曲疲劳强度设计 3 2 1 2 1 cos2 F SF t YY dZ YKT m 1 计算载荷系数 117 2 4 14 108 1 1 FFVA KKKKK 2 根据纵向重合度 从教材图 10 28 查得螺旋角影响系数903 1 88 0 Y 3 计算当量齿数 27 26 14cos 24 cos 33 1 1 Z ZV 8486 84 14cos 84 cos 33 2 2 Z ZV 4 查取齿数系数及应力校正系数 由教材表 10 5 查得 590 2 1 Fa Y 182 2 2 Fa Y598 1 1 Sa Y786 1 2 Sa Y 5 由教材图 10 20C 按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 由教材图 10 20B 按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳MPa FE 380 1 强度极限 MPa FE 325 2 6 由教材图 10 18 弯曲疲劳寿命系数 91 0 1 FN K92 0 2 FN K 7 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数4 1 S MPa S K FNFN F 247 4 1 38091 0 11 1 MPa S K FNFN F 57 213 22 2 8 计算大小齿轮的并加以比较 F SaFa YY 01676 0 247 598 1 59 2 11 F SaFa YY 以大齿轮的数值大 01853 0 57 213 796 1 182 2 22 F SaFa YY 12 2 计算 按大齿轮 3 2 1 2 1 cos2 F SaFa t YY dZ YKT m 2363 2 01835 0 653 1 241 14cos88 0 1073974 0 117 2 2 3 2 25 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯 n m 曲疲劳强度计算的法面模数 由于齿轮模数的大小主要取决于弯 n m 曲疲劳强度所决定承受能力 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力 仅与齿轮直径有关 故可取由弯曲疲劳强度算得的模数 2 23mm 并 就近圆整为标准模数 而按接触疲劳强度算得的分度圆mmmn5 2 直径 重新修正齿轮齿数如下 mmd8572 60 1 取 62 23 5 2 14cos8572 60cos 1 1 n m d Z 24 1 Z 取 实际传动比796 834915 3 24 112 ZiZ84 2 Z 5 3 122 ZZi 与原传动比 3 4915 基本一致 5几何计算 1 中心距计算将中心距圆mm mZZ a n 132 139 14cos2 5 2 8424 cos2 21 整为 139mm 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 779 13 1392 5 2 8424 arccos 2 arccos 21 a mZZ n 3 计算大小齿轮的分度圆直径 mm mZ d n 779 61 779 13cos 5 224 cos 1 1 mm mZ d n 227 216 779 13cos 5 284 cos 2 2 4 计算齿轮宽度圆整后取 62mm 则 mmddb779 61779 611 1 大齿轮的宽度 小齿轮的宽度 由于 mmB62 2 mmB67 1 1 Z 13 b 发生了变化 故相应的有关参数 2 Z 1 d 2 d 1Fa Y 2Fa Y 等都要进行修正 然后 1Sa Y 2Sa Y V K H K F K Y H Z 再修正各个计算结果 看齿轮强度是否够 2 26 779 13cos 24 cos 33 1 1 Z ZV 由教材表 10 5 查得 7 91 779 13cos 84 cos 33 2 2 Z ZV594 2 1 Fa Y 又由教材图 10 26 查得 19 2 2 Fa Y597 1 1 Sa Y781 1 2 Sa Y 789 0 1 885 0 2 674 1 885 0 789 0 3 根本此纵872 1 779 13tan241318 0 tan318 0 1 Zd 向重合度 从教材图 10 28 查得螺旋角影响系数 872 1 88 0 Y 4 根据smsm nd v 2415 1 60000 384779 6114 3 100060 11 8 级精度 由教材图 10 8 查得动载荷系数 smv 2415 1 075 1 V K 5 齿高mmmh nt 625 5 5 225 2 25 2 025 11625 5 62 hb 由教材表 10 4 查得 8 级精度 调质小齿轮相对支承非对称布置时 457 1 621031 0 16 01 18 015 1 1031 0 6 01 18 1 15 1 3322 bddKH 再由教材 10 13 查得 42 1 F K 6 N d T Ft79 2394 779 61 1073974 0 22 5 1 1 mmNmmN b FK tA 100 63 38 62 79 23941 故查取 时 假设是合适的 仍用 H K F KmmNbFK tA 100 4 1 FH KK 7 齿面接触疲劳强度计算用载荷系数 193 2 475 1 4 1075 1 1 HHVA KKKKK 14 齿根弯曲疲劳强度计算载荷系数 37 2 42 1 4 1075 1 1 FFVA KKKKK 8 由教材图 10 30 选取区域系数43 2 H Z 9 3 2 1 1 12 H EHt ZZ u u d TK d mm41424 60 3 490 43 2 8 189 5 3 15 3 674 1 1 1073974 0 193 2 2 3 2 5 10 016772 0 247 597 1 594 2 11 F SaFaY Y 知大齿轮的数值大 018263 0 57 213 781 1 19 2 22 F SaFa YY 11 3 2 1 2 1 cos2 F SaFa n YY Zd YKT m mm82 1 018263 0 674 1 241 1073974 0 137 2 2 3 2 5 实际 均大于计算的要要求值 故所mmd779 61 1 mmmn50 2 设计选用的齿轮强度足够 6 齿轮的结构设计 小齿轮由于直径较小 采用齿轮轴结构 大齿轮孔板 式 结构 结构尺寸用经验公式和后续设计的中间轴配合段的直径来进行计 算 7 其结构草图如下 8所设计的齿轮的结构参数汇总如下 名称结构尺寸经验公式 毂孔直径 d由中间轴设计而定 轮毂直径 3 DdD6 1 3 轮毂宽度 L 90 72 5 1 2 1 dL 腹板最大直径 0 D na mdD 14 10 0 板孔分布圆直径 1 D 2 301 DDD 15 孔板直径 2 D 35 0 25 0 302 DDD 腹板厚度C BC 3 0 2 0 9齿轮相关参数如下 名称名称公式或相关符号公式或相关符号结果结果 法面模数 法面压力角 螺旋角 n m n 2 5mm 20 779 13 1 Z 24 齿数 2 Z 84 传动比 2 i 3 5 1 d 61 779mm 分度圆直径 2 d 216 227mm naa mhdd 11 2 66 779mm 齿顶圆直径 naa mhdd 22 2 221 227mm naf mchdd 2 11 55 529mm 齿根圆直径 naf mchdd 2 22 209 977mm 中心距 cos2 21 ZZm a n 139mm 5 1 bB 67mm 齿宽 bB 2 62mm 四四 轴的设计轴的设计 A 输入轴 的设计 1 输入轴上的功率 转速 转矩kWP97445 2 1 min 384 1 rn 16 mNT 974 73 1 2 求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆的直径mmd779 61 1 则圆周力 径向力 N d T Ft794 2394 779 61 7397422 1 1 NFF n tr 67 897 cos tan NFF ta 29 587779 13tan794 2394tan 3 初步确定轴的最小直径 按扭转强度进行计算由公式 估算最小直径 3 1 1 0 3 2 0 9550000 n P A n p d r 有 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 根据教材表 15 3 取则mmA126 01 mm n P Ad 93 24 384 97445 2 126 3 3 1 1 0min1 输入轴的最小直径显然是与 V 带大带轮的直径配合 为了使所选的轴 d 1 的直径与 V 带带轮的孔相适应 其用的是键连接 则 取整 前面所加的 7 是mmdd68 2607 1 93 24 71 min1min1 mmd27 min1 根据经验 若轴截面有键槽时 要增大 5 7 两个时就要增大 10 15 min1 d 由于大带轮不是标准件 故就选大带轮的轮毂孔孔径为 27mm d 1 4 轴的设计 a 拟定轴上的装配方案 如下图 17 b 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 V 带带轮的轮毂孔孔径的轴向定位要求 1 2 轴段的右端需制出 一轴肩 故取 2 3 段的直径为 27mm 左端用弹簧垫圈和大六角螺母固定 12 d 和定位 按轴端直径取六角螺母孔径 D 27mm 与之配合 此螺母由 机械 设计课程设计 选为 M27 由于等于大带轮的 又因为其轮毂宽度 11 d 0 d 取 由 机械设计课程设计 标准件 0 0 2 5 1 dB mmdB 5 405 1 0 查得弹簧垫圈大径为 27 5mm 选自 GB93 1987 16 其压紧厚度为 6 8mm 和一 个钢制平垫圈大径为 30mm 其厚度为 5mm 选自 GB95 1985 8 100HV 与 V 带带轮轮相配合的轴段 mmsl 6 76 5 4058 624 11 2 初步选择滚动轴承 由于我所选用的齿轮为斜齿轮会在轴向和径向产生力 故轴承不仅受 有径向力也受轴向力的作用 故选用圆锥滚子轴承 参照工作要求 并根据 故选用圆锥滚子轴承 32007 型 其尺寸为mmd27 21 故 mmmmmmmmTBDd18176235 mmdd35 6543 右端轴承采用轴肩定位 由于轴承选用定位轴肩高度 取 11 1 0 07 0 dh h 3mm 则轴肩大于小齿轮分度圆直径 则设 mmd30 32 mmL80 32 右端同样采用轴肩定位取其轴径为 35mm mmL35 43 3 齿轮轴段 由于小齿轮的齿根圆的直径有 55 529mm 又轴与齿轮之间需 要有键定位 按轴径查的键的高度有 7mm 故无法选择 则定该轴为齿轮 轴 根据齿宽有 mmL67 54 18 4 设轴承端盖的总宽度为 47mm 由减速器与轴承的端盖设计 根据轴承 端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求 取端盖的外端面与大 V 带带轮 右端面的距离 L 80mm 5 取齿轮距箱体内壁的距离 a 10mm 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 取 S 8mm 已知滚动轴承宽度 B 17mm 则mmL67 54 则轴总长度为 至此 已初步确定mmLLLLLL 1 306 6554433221 了轴的各段直径和长度 c 轴上零件的周向定位 大 V 带带轮与轴的周向定位采用平键连接 根据 1 2 轴径及长度 由 机械 设计手册 查得平键为 大 V 带带轮与轴的配合mmmmmmLhb3278 为 滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证 选轴的直径尺寸公差 6 7 k H m6 d 确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表 15 2 取轴端倒角为 各轴肩处的圆角半径见图452 0 5 求轴上的载荷 a 在竖直方向 由静力平衡方程可得 rByAyRy ByrRA FFFF FFM 0 05 12167 0 NF NF Ay By 66 402 01 495 b 在水平方向 由静力平衡分析得下列静力平衡方程 tBzAzRz BztRA FFFF FFM 0 05 12167 0 NF NF Az Bz 204 1074 59 1320 验正有 21aaa FFF c 在垂直面内有轴的的弯矩方程如下 xFM Ayy 1 670 x 19 67 2 xFxFM rAyy 5 12167 x mmNM y 22 26978 max 由此得 1 受力分析图中垂直面内弯矩图图 C 所示 d 水平面内有轴的弯矩方程如下 xFM Azz 1 670 x 67 2 xFxFM tAzz 5 12167 x mmNM z 67 71971 max 由此得 1 受力分析图中水平面内弯矩图图 D 所示 f 合弯矩方程和合弯矩图如下 mmNMMM zy 86 76861 5179921283 4 727824354 2 1 2 1 22 合 由此得轴 1 受力分析合弯矩图图 E 所示 g 绘制扭矩图 转矩由上面算知mmNT 73974 此当量弯矩图在轴 1 受力分析图中图 F 所示 h 绘制当量弯矩图 转矩产生的扭剪力按脉动循环变化 取 最危险截面处的当量弯矩 1 2 1 22 TMMec 合 2 1 152676 5472745523 5907 mN 68 106 I 校核危险截面处的强度 779 611 0 68 1061 0 33 3 dMec e MPaMPa45 5244 4 1 该轴强度合格 计算参数列入下表 载荷 水平面 垂直面 支反力 F NFAz204 1074 NFBz59 1320 NFAy66 402 20 0 495 By F 弯矩 M mmNMz 67 71971 max mmNMy 22 26978 max 总弯矩 2 1 22 zy MMM 合 mmN 86 76861 扭矩 mmN T 73974 1 6 按弯扭合成应力较核轴的强度 由于定为齿轮轴 故条件相当宽裕 无需较核 7 精确较核轴的疲劳强度 齿轮轴轴径相对宽裕 故无需精确较核 21 22 轴轴 1 受力分析图受力分析图 B 输出轴 II 的设计 1 输出轴上的功率 转速 转矩kW p 771 2 2 min 984 109 3 r n mmNT 240614 2 2 求作用在齿轮上的力 低速级大齿轮的分度圆直径 则圆mmd227 216 2 周力 径向力 N d T Ft 57 2225 2 2 3 轴向力为 NFF n tr 3 834 971 0 364 0 57 2225 cos tan 其力方向如图 NFF ta 79 545tan 3 初步确定轴的最小直径 先初步估算最小直径 轴材料 45 钢 调质处理 mmA112 0 由于轴端与联轴器的配合是用键连接 所mm n p Ad 179 35 3 3 3 0min 以为了满足强度要求 根据经验公式 该轴要相应的增大 7 10 所以 按最小处理 圆整为mmdd64153 3707 1 179 35 71 minmin 38mm 根据最小直径选连轴器型号 转矩 轴 已选 mmN TKTAca 3127982 3 3 1 A K 根据条件查 机械设计课程设计 指导书选取为 GY5 型 GB5843 2003 刚 性联轴器 其公称转矩为 400000 半联轴器的孔径为故mmN mmd38 1 半联轴器长度 L 82mm 半联轴器与轴配合的彀孔长度为mmd38 1 mmL78 76 4 轴的结构设计 a 拟定轴的装配方案 23 b 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1 为了满足半联轴器轴向定位 制轴肩 6 7 其直径 左端定mmd38 76 位用轴端挡圈 取其直径 D 38mm 为了保证轴不压轴端面 故 6 7 段的 长度取 82mm 2 初步选择滚动轴承 由于齿轮用的是斜齿轮 故轴既受径向力又受轴向 力的作用 故选圆锥滚子轴承 根据mmd45 65 故根据 机械设计手册 表 6 1 54 选用 32010 型圆锥滚子轴承 其尺寸 故 而mmmmmmmmTBDd20198050 mmdd50 2154 右端轴承采用轴套定位 由滚动轴承安装尺寸可得 mmL 5 37 21 H 15mm 故 mmd65 43 mmL10 43 3 取安装齿轮处的轴径为 60mm 齿轮左端与轴承之间采用套筒定位 已知齿轮轮彀的宽度为 62mm 为使套筒压进齿轮 取 齿轮mmL62 32 右端采用轴肩定位 轴肩高度取 H 5m 则轴环处的直径 轴环mmd65 43 宽度 b1 4h 取 1 2 段根据轴承定位要求 取 mmL10 43 mmd50 21 mmL 5 37 21 4 取轴承端盖的总宽度为 62mm 为增加润滑脂的要求 取端盖的外端与半 连轴器左端面的距离 L 28mm 5 同 轴 5 的过程求得 mmL40 54 24 则轴总长 mmLLL 5 301 7621 c 轴上零件的周向定位 齿轮 半联轴器与周的周向定位均采用平键定位 按由 机械设计手册 76 d 选用 A 型平键表 3 3 4 查得平键 同时为了mmmmmmLhb621118 保证齿轮与轴的良好配合的对中性 选择轮彀与轴的配合为 同样 半 6 7 n H 联轴器与轴的连接 选用 C 型平键 半联轴器mmmmmmLhb74812 与轴的配合为 滚动轴承与轴的周向定位是通过过渡配合来保证 选轴 6 7 k H 的尺寸公差为 m6 d 确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考 机械设计课程设计 选取轴端的倒角为 2 45 各轴肩处的半圆角见 0 图 e 求轴上的载荷 1 在竖直方向上 有静力学平衡方程 rByAyRy ByrRy FFFF FFM 0 0 5 1155 510 NF NF Ay By 3 462 372 2 在水平方向上的力 有静力平衡方程有 tBzAzRz BztRz FFFF FFM 0 0 5 1155 510 NF NF Az Bz 22 1233 35 992 3 绘制垂直平面的弯矩图 有此平面内弯矩方程如下 xFM Ayy 1 5 510 x 5 51 2 xFxFM rAyy 5 115 5 51 x mmNMy 45 23808 max 25 其弯矩图如下图 C 所示 4 绘制水平面弯矩图 有此平面内弯矩方程 xFM Azz 1 5 510 x 5 51 2 xFxFM tAzz 5 115 5 51 x mmNM z 83 63510 max 其弯矩图如下图 D 所示 5 绘制合弯矩图 有合弯矩方程如下 mmNMMM ZyC 75 678264600467819 22 其弯矩图如下图 E 所示 6 绘制扭矩图 mmNT 240614 其扭矩图如下图 F 所示 7 绘制当量弯矩图 有当量弯矩方程如下 扭矩产生的扭剪力按脉动变化 故取 有截面 C 处的当量弯矩1 方程 mNTMM CeC 99 249567 62495 22 26 轴轴 2 受力分析图受力分析图 27 确定轴的支点后 可得 根据轴的计算简图做mmLL5 11564 5 51 21 出轴的弯矩图和扭矩图 从轴的结构凸 弯矩图等可以看出截面 C 是轴的危 险截面 截面 C 处各计算参数如下表 载荷 水平面 H垂直面 V 支反里 F NFAz22 12233 NFBz35 992 NFAy 3 462 NFBy372 弯矩 mmNM z 83 63510 max mmNM y 45 23808 max 总弯矩 mmNMC 75 67826 扭矩 mmNT 240614 f 按弯扭合成应力较核轴的强度 根据上表中的数据 以及轴的单向旋转 扭转切应力为脉动循环应力 取 轴的计算应力1 MPaMPa dw M p eC ca 60 5734 11 1 0 249990 3 已知轴为 45 钢 调质处理 有 机械设计 表 15 1 查得 MPa60 1 则 故安全 1 ca g 精确较核轴的疲劳强度 1 判断危险截面 截面 只受扭矩的作用 轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕来确 定的 因此不需要校核 28 五五 轴承的选择与使用寿命校核 轴承的选择与使用寿命校核 1 与输入轴配合的轴承的选择与使用寿命校核 由于传动件所选用的是斜齿轮 在啮合时不仅会产生径向力和圆周力 还会产行轴向力 而且都比较大 选用深沟球轴承不合适 故选用圆锥滚子 轴承 根据 机械设计手册 表 6 1 54 和所设计的轴径 选取圆锥滚子轴承 32007 型 由表查得其基本额定动载荷 基本额定静载荷为NCr28500 NC26200 0 1 求两轴承受到的径向载荷和 1r F 2r F 将轴承受到的空间力分解为铅垂面和水平面两个部分 如下图 其中水平面中的为通过另加转矩而平移到轴线 铅垂面中的亦应 t F a F 通过另加弯矩而平移到作用于轴线上 求解各个分力如下 29 N d FF F ar RBy 32 644 5 5467 2 67 NFFF RByrRAy 35 25332 64467 897 NFF tRBx 59 1320794 2394 5 121 67 5 5467 67 NFFF RBxtRAx 204 107459 1320794 2394 NFFFF RBxRByRBr 39 1469211 2159106 22 2 NFFFF RAyRAxRAr 68 1103456 1218100 22 1 2 计算两轴承的内部轴向力 及轴向载荷 1 S 2 S 1a F 2a F 由 机械设计手册 表 6 1 54 查得 32007 型轴承的 29 0 e1 2 Y N Y F S RB 86 349 1 22 39 1469 2 2 N Y F S RA 78 262 1 22 68 1103 2 1 因为NFS a 07 85029 58778 262 1 NFSF aa 15 93729 58786 349 21 NSFa86 349 22 2 计算两轴承的当量载荷 1 P 2 P 轴承 I 故由 机械设计手册 29 0 85 0 68 1103 15 937 1 1 1 e F F F F RA a r a 表 6 1 20 查得 4 0 1 X cot4 0 1 Y 88 1 29 587 68 1103 cot a RA F F 轴承 I 工作中有在等冲击 故752 0 88 1 4 0cot4 0 1 Y 由 机械设计手册 表 6 1 19 查取 RAprp FfFfP 11 5 1 p f NFYFXfP arp 31 1719 15 937752 0 68 11034 0 5 1 11111 30 轴承 II 由 机械设计手册 29 0 238 0 39 1469 68 349 2 2 2 e F F F F RB a r a 表 6 1 20 查得 由于工作中有中等冲击 故 1 2 X0 2 Y NFfP rp 085 220439 14695 1 22 3 计算轴承的寿命 因为 因此只计算最大者 h L10 21 PP 2 P h P C n L r h 7 261225 085 2204 28500 38460 10 60 10 3 10 6 3 10 2 6 10 由工作条件为要工作为 10 年 且为三班制 所以实际貌取人 所以理论设计计算的工作寿命比实际大得hL h 438001236510 10 多 所以所选轴承满足设计寿命要求 所以选用 32007 型轴承合格 2 与输出轴配合的轴承的选择与使用寿命校核 由于传动件所选用的是斜齿轮 在啮合时不仅会产生径向力和圆周力 还会产行轴向力 而且都比较大 选用深沟球轴承不合适 故选用圆锥滚子 轴承 根据 机械设计手册 表 6 1 54 和所设计的轴径 选取圆锥滚子轴承 32007 型 由表查得其基本额定动载荷 基本额定静载荷为NCr38200 NC36800 0 4 求两轴承受到的径向载荷和 1r F 2r F 将轴承受到的空间力分解为铅垂面和水平面两个部分 如下图 31 其中水平面中的为通过另加 t F 转矩而平移到轴线 铅垂面中的亦应 通过另加弯矩而平移到 a F 作用于轴线上 求解各个分力如下 N d FF F ar vr 89 138 64 5 51 2 5 51 1 NFFF vrrvr 18 973 12 NFF tHr 354 99257 2225 5 115 5 51 64 5 51 5 51 1 NFFF HrtHr 216 1233354 99257 2225 12 32 NFFF Hrvrr 1002893 1004056 2 1 2 11 NFFF Hrvrr 96 1570015 2467919 2 2 2 22 2 计算两轴承的内部轴向力 及轴向载荷 1 S 2 S 1a F 2a F 由 机械设计手册 表 6 1 54 查得 32010 型轴承的 32 0 e9 1 Y N Y F S r 68 263 9 12 1002 2 1 2 N Y F S r 41 413 9 12 96 1570 2 2 1 因为NFS a 47 809 1 NFSF aa 2 959 21 NSFa41 413 22 5 计算两轴承的当量载荷 1 P 2 P 轴承 I 故由 机械设计手册 表 6 1 32 0 95 0 1002 2 959 1 1 e F F r a 20 查得 4 0 1 X cot4 0 1 Y89 2 cot 2 a r F F 轴承 I 工作中有在等冲击 故156 1 89 2 4 0cot4 0 1 Y 由 机械设计手册 表 6 1 19 查取 RAprp FfFfP 11 5 1 p f NFYFXfP arp 46 2264 2 959156 1 10024 0 5 1 11111 轴承 II 由 机械设计手册 32 0 263 0 96 1570 41 413 2 2 e F F r a 表 6 1 20 查得 由于工作中有中等冲击 故 1 2 X0 2 Y NFfP rp 1503 22 6 计算轴承的寿命 因为 因此只计算最大者 h L10 21 PP 1 P 33 h P C n L r h 87 2252778 46 2264 38200 984 10960 10 60 10 3 10 6 3 10 1 6 10 由工作条件为要工作为 10 年 且为三班制 所以实际貌取人 所以理论设计计算的工作寿命比实际大得hL h 438001236510 10 多 所以所选轴承满足设计寿命要求 所以选用 32010 型轴承合格 六六 键连接的选择及校核计算键连接的选择及校核计算 1 大 V 带带轮处的键 因为轴径 查 机械设mmd27 1 mmL 5 40 1 计手册 得 由于此连接位于轴端 所以选用 C 型平键 GB1096 2003 其工作长度 78hb 又因为 得mmbLl38840 1 mNT 794 73 2 MPaMPalhdT pp 110 95 4832727 740004 4 2 所以所选键合格 2 输出轴与齿轮 2 的连接也用平键联接 因为在此处轴径 mmd60 2 由手册查得应选用 A 型平键 mmL62 2 mNT 614 240 3 GB1096 2003 工作长度 1118hb mmbLl441862 2 MPaMPalhdT pp 110 2 33441160 2410004 4 3 所以所选键合格 3 输出轴与联轴器连接 也用平键连接 因为这一轴段的直径为 38mm 又因为选用的是 J1 型有沉头联轴器 所以 由 机械设计mmL82 手册 查得用 C 型平键 GB1096 2003 其工作长度 812hb 如下 又因为得 mmbLl74882 mNT 614 240 3 所以所选键合格 七七 联轴器的选择与校核联轴器的选择与校核 34 因为联轴器要承受的最小公称扭矩 由课本表 14 1 查得mNT 614 240 3 工 况系数 所以椐5 1 A KmNTKT Aca 5 3612415 1 GB5843 2003 知 选用 GY5 型凸缘式联轴器 它的许用转矩为 400 许用最大转速为 8000 其轴的孔径为范围为 30 42 之间 mN min r 因为在与此联轴器配合处的轴径只有 38mm 所以选此联轴器与要求 一致 八八 链传动的设计链传动的设计 1 本传动有两种主要方案可供选取 一 是滚子链传动 二 是齿 形链传动 两者皆有不同的优点 一 中不公制造简便 而且其造 价相比齿形链要便宜 且在市场上也较为多见 更换方便 传递效率 也高 而 二 不具有这种在价格等到方面的优势 所以在这里选用 方案 一 又已知传动功率 小链轮的转速 传动 kWP5 2 min 984 109rn 比 载荷平稳却为三班制工作 中心距可调 两轮连心线6857 2 iQ 与水平夹角选为 设小链轮的孔径 35mmdk38 1 由 机械设计手册 表 8 2 5 知 6286 236286 2 229229 1 iZ 取 23 1 Z 2 大链轮齿数 由于链的节数是偶数 771 616857 2 23 12 iZZ 所以其齿数一般取奇数