机械设计课程设计

1、机械设计课程设计 计算说明书题目：圆锥-圆柱齿轮减速器（5-C）姓 名：高智韬班 级：05020902 指导老师：陈国定目录一、设计任务说明 2二：传动简图的拟定2三：电动机的选择 2四：传动比的分配3五:传动参数的计算3六:减速器传动零件设计计算 41. 高速级直齿锥齿轮传动的设计计算 42. 中间级斜齿圆柱齿轮传动设计计算 83低速级链传动的设计计算 11七：初算轴径13八：选择联轴器和轴承13九：绘制设计用装配底图 14十：轴系零件设计校核 15十一：轴承寿命校核24十二：键选择及强度校核 28十三：箱体及附件设计30十四：润滑密封设计33十五：心得体会33十六：参考书目34、设计任务说

2、明1.设计任务设计链板式输送机的传动装置2.原始数据题号5-C输送链的牵引力F/kN7输送链的速度v/（m/s）0.4输送链链轮的节圆直径d/mm3833.工作条件连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差正负5%。二：传动简图的拟定。1. 类型和结构形式的选择选择丫系列电动机。具有结构简单，价格低廉，维护方便，可直接接于 三相交流电网中等显著特点。2. 功率的确定Pw =1000 nw=7000 X0.41000 X 0.95=2.947kW电动机至工作机的总效率n伸联时）。弹性联轴器效率n 1 = 0.99，球轴承效

3、率n 2= 0.99,8级精度锥齿轮n 3 = 0.96,8级精度圆柱齿轮n 4 = 0.97,滚子链传动效率n 5 = 0.96.4n = n d n n o n n = 0.99 xo.994 xo.96 xo.97 xo.96 = 0.85012345所需电动机的功率Pd(kW).Pd =n2.9470.850=3.467电动机额定功率pm.按照Pm > pd来选取电动机型号。3.转速的确定根据丫系列常用转速，选择同步转速1000r/min的电动机。丫系列三相异步电动机，型号为 丫132M16。机座带底脚，端盖无凸缘。型号额定功 率(kW)满载转速(r/min)同步转速(r/min

4、)轴伸长 度(mm)轴伸直 径(mm)电动机总 长(mm)Y132M1-6496010008038515四：传动比的分配电动机满载转速nm = 960r/min ,工作机的转速nw = 60 x100学=60 X1000 x0.4783= 19.946r/minnx 383nm 960 i =48.13nw 19.946一般圆锥一一圆柱齿轮减速器，高速级锥齿轮传动比i1可按下式分配i1 = 0.25i = 1212明显过大，根据一般锥齿轮传动比的限制，取i1 = 3. 再取圆柱齿轮传动比i2 = 4.取链传动传动比i3 =!= 4.01丨1 x 2五:传动参数的计算1. 各轴转速n (r/mi

5、n )高速轴I转速 n i = nm中间轴U转速低速轴川转速滚筒轴W转速2.n = n m/(i 1 xi2)n = nm/(i 1 xi2 x i3)各轴的输入功率P(kw)4n = n 1 n 2 n 3 n 4 n 5高速轴I输入功率 中间轴U输入功率 低速轴川输入功率 滚筒轴W输入功率3.高速轴I输入转矩 中间轴U输入转矩PI = Pm n 1Pn = Pi n2 n 3Pm = Pnn 2 n 4Pw = Pm n 2 n 5各轴的输入转矩T (N m)TI = 9550P I /n I低速轴川输入转矩Tm = 9550P 皿/n 皿滚筒轴W输入转矩T出=9550P w /n wTn

6、 = 9550P n /n n电机轴轴I轴U轴川滚筒轴W功率P/kw3.4673.4323.2613.1322.977转矩 T/(N m)34.14197.320373.8831421.518转速 n/(r/mi n)9609603208020传动比i1344效率n0.990.95040.96030.9504根据以上计算数据列出下表，供以后设计计算使用六:减速器传动零件设计计算1.高速级锥齿轮的设计计算(1) 选择材料，精度，齿数。小齿轮选择40Cr锻钢，调质处理，硬度250-260HBS大齿轮选择45钢，锻钢硬度200-210HBS 8级精度。选小齿轮齿数20,大齿轮齿数60.(2) 按齿面

7、接触疲劳强度计算。d1 > 2.92<KT1?r(1 - 0.5?r)2u分别确定公式内各个计算数值。参数依据结果载荷系数Kt试选1.6小齿轮转矩T1前期计算34141N mm弹性影响系数Ze表10-6,锻钢配对189.8MPa1/2齿宽系数？ R通常取1/31/3齿数比u大小齿轮齿数3接触疲劳强度极限CHlim1图10-21d，中等质量，硬度 250HBS700MPa接触疲劳强度极限02图 10-21d 中等质 量,200HBS550MPa应力循环次数N1N1=60n1jLh2.765X 109应力循环次数N2N2=N1/u9.22X 108接触疲劳寿命系数Khn1和KhN2图

8、10-19,N1N2,允许一 定点蚀,调质刚Khn1 = 0.92KhN2 = 1.01许用接触应力chr ,KHN1 Cim1ch1 =S失效概率1%，S=1644Mpa许用接触应力KhN2 Cm2CH2 =s失效概率1%，S=1555.5MPa参数确定完毕，将较小的oh代入公式中,ditKT1292"寻)2?R忘? R)2u = di>3 , 189.8 c 1.6 X 341412.92 V（555.5 ）1/3（1-1/6）_3=61.147mm锥齿轮平均分度圆直径dm = d（1 - 0.5?R）=50.955mm 计算圆周速度v。锥齿轮圆周速度需按照平均分度圆直径计

9、算nd n1 n X 50.955 X 960v = 2.561m/s60 X 100060000计算实际载荷系数载荷系数K=KaKvK aK bKa：根据工作载荷状态（轻微冲击）和原动机类型（电动机）,Ka = 1.25.Kv：根据v=2.561m/s,8级精度，由图10-8,锥齿轮第一级精度，按 照9级精度，查得动载系数Kv =1.15.K a： K a = 1K B：根据 KHB = KFB = 1.5KHB be。由表 10-9，Khb be = 1.250 KHB =KFB = 1.5KHB be = 1.875 0K=Ka KvK aK B = 1.25 X1.15 X 1.875

10、 = 2.695校正分度圆直径。3 K3 2.695d1 = d1t X =61.147X=72.754K|1.6计算模数。d1m1 = = 3.6377Z1(3)按齿根弯曲疲劳强度计算34KTiYFaYsam > V?r(1 - O.5?r)2z2Vu2 + 1 时参数依据结果载荷系数KK=KaKvK aK32.695小齿轮转矩T1前期计算34141N -mm齿宽系数？r通常取1/31/3齿数比u大小齿轮齿数3弯曲疲劳强度极限牛E1图10-20C,中等质量，硬度 250HBS580MPa弯曲疲劳强度极限CFE2图 10-20C中等质 量,200HBS420MPa应力循环次数N1N1=6

11、0nijLh2.765X 109应力循环次数N2N2=N1/u9.22X 108弯曲疲劳寿命系数Kfni和KFN2图10-18,N1N2,调质刚Kfni = 0.82Kfn2 = 0.9许用弯曲应力cfir ,KFN1 ElCF1 = SS=1.5317MPa许用弯曲应力CF】2r iKfN2 CFE2间2 = -s-S=1.5252MPa齿形系数Wai表 10-52.80应力校正系数Ysai表 10-51.55齿形系数YFa2表 10-52.28应力校正系数Ysa2表 10-51.73确定公式中参数。系数已经确定。对比大小齿轮YFaYsaCFYFal YsalFlYFa2Ysa2F2=0.0

12、137=0.0157大齿轮数值较大。将大齿轮数值代入公式。34KTiYFaYSam > V?r(1 - O.5?r)2z2VU + 1 f34 X 2.695 X 34141V1/3(1 - 1/6) 2202 V3 + 1X0.0157 = 2.702对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲强度所 决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直 径(即模数与齿数的乘积)有关,可取由弯曲强度算得的模数 2.702就近 圆整为标准值 m=3 mm。按接触强度所得的分度圆直径d1=72.754mm,算出小

13、齿轮齿数d172.754=24.251大齿轮齿数z2 = 3 X25 = 75这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了 齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。(4) 几何尺寸计算。计算分度圆直径di = zim = 25 X3 = 75d2 =z2m =75 X3=225计算锥角u =Z2= cotZ16 = ta n 6得6 = 18.43° 6 :=71.570计算锥距R：=v()2+ (7)2=118.59计算齿宽b =R -?r =:39.5d1(1 -0.5? r) = 62.5计算平均分度圆直径dm1 =dm2 =d2(1 -0.5? R) = 18

14、7.5计算平均模数mm =:m(1 -0.5?r)=:2.5计算当量齿数Zvi =二，=26.35cos 0iZv2Z2cos 62=237.23结构选择。小齿轮齿顶圆直径v 160m m，选用实心结构。 大齿轮齿顶圆直径160m m，选用腹板式结构。高速级锥齿轮的主要设计参数小锥齿轮大锥齿轮小锥齿轮大锥齿轮齿数z2575锥距R118.59mm齿宽b39.5mm39.5mm模数m3mm锥角18.43 °71.57 °平均模数2.5mm分度圆直径75mm225mm当量齿数26.35237.23平均分度圆 直径62.5mm187.5mm结构实心腹板式2. 中间级圆柱齿轮的设计（

15、1）选精度等级，材料及齿材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为250HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为200HBS仍选用8级 精度。该级齿轮传动比为4,选择小齿轮齿数z1 = 18，大齿轮齿数z2 = 72,初选螺旋角B= 14 °（2）按齿面接触强度计算设计。u ±1d £a按式（10-21）试算，即参数依据结果载荷系数Kt试选1.6小齿轮转矩T1前期计算97320N mm区域系数Zh图 10-30,萨 14°2.433弹性影响系数Ze表10-6,锻钢配对189.8MPa1/2齿宽系数？d表 10-71重合度5图 10-2

16、6,3= 14° 5 1 =0.73 a5= 0.891.62齿数比U大小齿轮齿数3接触疲劳强度极限CHlim1图10-21d，中等质量，硬度 250HBS700MPa接触疲劳强度极限CHlim2图 10-21d 中等质 量,200HBS550MPa应力循环次数N1N1=60n1jLh9.216X 108应力循环次数N2N2=N1/u3.072X 108接触疲劳寿命系数Khn1和KHN2图 10-19,N1N2,允许一 定点蚀,调质刚KHN1 = 1.02Khn2 = 1.06许用接触应力中1r 1KhN1 Cm1ch1 =s失效概率1%，S=1714Mpa许用接触应力ch】2KhN

17、2 Cm2 CH2 =s失效概率1%，S=1583MPad1t>ZhZe)分别确定公式内各个计算数值。将较小的值代入公式计算d1t>咅仝半)2 =?d £a U HX1.6 X97320 3+ 1 2.433 X 189.81 X1.623 (583)2=54.38计算圆周速度nd nv =60 X1000计算齿宽nX 54.38 X32060000=0.91m/sb = ?d it = 1 x54.38 = 54.38mm计算齿宽与齿高比b bb54.38-=54.38/(2.25 X() = 8h 2.25mt 2 25 如18计算实际载荷系数载荷系数K=KaKvKJ

18、<bKa：根据工作载荷状态(轻微冲击)和原动机类型(电动机),Ka =1.25.Kv：根据v=0.91m/s,8级精度，由图10-8,锥齿轮第一级精度，按 照9级精度，查得动载系数Kv =1.1.Ka：由表 10-3, Kh« = Kf« = 1.2K 3：由表10-4,非对称分布，Khb = 1.454,由表 10-13, Kfb = 1.37接触疲劳载荷系数，K=KaKvK aK 3 = 1.25 X 1.1 X1.2 X 1.454 =2.399弯曲疲劳载荷系数 K=KaKvKaKb = 1.25 X 1.11 X 1.2 X1.37 =2.26校正分度圆直径。

19、3 K3 2.399d1 = d1t G =54.38X =62.242Kt1.6计算当量模数。d1 cos 14 °mn = 3.355Z1> 3严丫坪2 B YFaYsa(3) 按齿根弯曲强度计算设计。参数依据结果弯曲疲劳载荷系数kK=KaKvK aK32.26小齿轮转矩T1前期计算97320N -mm齿宽系数？d一般 0.9-1.351齿数比u大小齿轮齿数4重合度5图 10-26, B= 14°, 51 =0.73= 0.891.62弯曲疲劳强度极限cfe1图10-20C,中等质量，硬580MPan?dZ( £a f确定参数.度 250HBS弯曲疲劳强

20、度极限CFE2图 10-20C中等质 量,200HBS420MPa应力循环次数N1N1=60n1jLh9.216X 108应力循环次数N2N2=N1/u3.072X 108弯曲疲劳寿命系数Kfn1和KFN2图10-18,N1N2,调质刚Kfn1 = 0.9Kfn2 = 0.95许用弯曲应力cf1KfN1 CFE1°F1 =sS=1.5348MPa许用弯曲应力CF2_ -KfN2 CFE2CF2 =sS=1.5266MPa螺旋角影响系数丫图 10-280.88当里齿数Zv1Z1Zv1 =3 qcos3 B19.70当里齿数zv2Z2Zv2 =3cos3 B78.81齿形系数丫1表10-

21、5， 当量齿数2.80应力校正系数Ysa1表10-5当量齿数1.55齿形系数YFa2表10-5当量齿数2.22应力校正系数Ysa2表10-5当量齿数1.77系数已经确定对比大小齿轮YFaYSa<f=0.0125=0.0148YFa1 Ysal刃1YFa2YSa2F2大齿轮数值大。将较大数值代入公式中计算mn：?KTiYb cos2?d Zl £aBYFaYsa_ FX0.0148X 2.26 X 97320 X0.88 X cos2 141 X 182 X1.62=2.174对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的发面模数 mn大于齿根 弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数m

22、n的大小主要取决于弯 曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力， 仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的法面 模数2.174就近圆整为标准值2.5mm。按接触强度所得的分度圆直径di=62.242 mm，算出小齿轮齿数d1 cos B62.242 cos 14=24.15 宀 24m n2.5大齿轮齿数z2 = 4 X24 = 96这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了 齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。(4) 尺寸计算。计算中心距a(Zi + Z2)mna= - = 154.59mm2 cos B圆整为155mm修正螺旋角(

23、z1 + z2)m nB= arccos-=14° 353"2aB改变不多，其他不需要修正。计算分度圆直径Z1 m-2.5 ”d1 = - - = 24 X'° 333 = 58.06cos Bcos14Z2mn。， d2 = 96 X2.5/cos14° 33= 248.0cos B计算齿轮宽度b = ?d d1 = 58.06圆整后取 B2 = 60mm， B1 = 65mm(5) 齿轮结构选择。小齿轮齿顶圆直径v 160m m，选用实心结构。 大齿轮齿顶圆直径160m m，选用腹板式结构。中间级斜齿圆柱齿轮的主要设计参数小齿轮大齿轮小齿轮大

24、齿轮齿数z2496中心距a155mm齿宽B65mm60mm当量模数mn2.5mm修正后螺旋角14 ° 35' 33 结构实心腹板式分度圆直径58.06mm248.00 mm当量齿数19.7078.81齿顶圆直径67.17mm253.17mm齿根圆直径56.19mm242mm3.低速级链传动设计计算需要传递的功率为3.132kW,主动链轮转速n1 = 80r/min(1) 选择链轮齿数取小链轮齿数z1 = 18，大链轮齿数z2 = i z1 = 4 X 18 = 72(2) 确定计算功率由表9-6,轻微冲击，工况系数Ka=1.0。由图9-13,齿数18,主动链轮齿数系数Kz =

25、 1.45。取单排链。则计算功率为PCa = Ka KzP = 1.0 X1.45 X3.132=4.5414kw(3) 选择链条型号和节距根据PCa = 4.5414kW和 n = 80r/min。查图 9-11,可选择 20A。 查表9-1，链条节距为p=31.75mm。(4) 计算链节距和中心距初选中心距 ao = (3050)p = (3050 ) X 31.75 = 取ao = 1000mm，相应的链长节数为ao Z1 + Z2Z2 - Z1 2 pLpo = 2B+h+(K )2ao=110.34取链长节数Lp为110节。f1 = 0.24087 ,则链传动的最大查表9-7得到中心

26、距计算系数 中心距为a = f1 p2L p - (z1 + z2) = 0.24087 X 31.75 X (2 X110 - 90)=994.19mm(5) 计算链速v,确定润滑方式。=0.762m/sn1z1 p90 X18 X 31.75v =60 X 100060000查图9-14,选择滴油润滑。(6) 计算压轴力?有效圆周力为：P3.132Fe = 1000 = 1000 X'= ?.?ev0.762链轮水平布置，压轴力系数，KFp = 1.15。压轴力为 ?Kfp Fe = 4726.776N。低速级链轮的主要设计参数小齿轮大齿轮齿数z1872号 链20A (节距 31.

27、75mm排数1链节数104最大中心距994.19mm七：初算轴径1. 选择材料选择45刚，调质处理。许用扭转切应力t = 35Mpa2. 按照扭转强度条件初步估算轴径。电机轴轴I轴U轴川滚筒轴W功率P/kw3.4673.4323.2613.1322.977转速 n/(r/mi n)9609603208020轴I :3 9550000Pd=16959mm、3550000P"0.2 Tn=24.046mm轴川:、3550000P八 0.2 Tn=37.66mm考虑到轴上键槽的影响，对于d< 100mm的轴，直径放大5%.di = 16.959 X 1.05 = 17.807mmd2

28、 = 24.046 X1.05 = 25.248mmd3 = 37.66 X 1.05 = 39.543mm八：选择联轴器和轴承。1. 选择高速输入轴联轴器1. 类型选择选择弹性柱销联轴器，适用于连接两同轴线的传动轴系，并具有补 偿两轴相对位移和一般减振性能。工作温度-2070C。2. 载荷计算公称转矩 T = 9550000 P = 9550000 X3467 = 34489.427N -mm 由 n960表14-1查得Ka = 1.5，由Tca = KaT计算得到计算转矩Tca = 34489.427 X1.5 = 51734.14N mm3. 型号选择根据转矩，轴最小直径17.807mm

29、选择型号。查弹性柱销联轴器GB/T-5014-2003, LX1联轴器可以满足要求。主 要参数如下。型号公称转矩许用转速转动惯量质量LX1250N - m8500r/mi n0.002kg - m22kg输出端轴孔长度输出端轴径52mm18mm2. 选择轴承类型考虑到有轴向、径向载荷，选择角接触球轴承，尺寸系列02。0级公差，0组游隙。a= 25°脂润滑。九：绘制基本结构装配底图女口图为主要内箱的装配底图，基于此图进行后边的轴系设计。 查手册表5-1,表5-2，表5-3。箱座壁厚与箱盖壁厚3=色=8mm。地脚螺栓直径 df = 0.018(dmi + dm2 ) + > 12m

30、m。取df = 12mm。箱盖与箱座连接螺栓直径d2 = (0.50.6)df= 67.2。根据螺栓标准取 8mm。对应螺栓的扳手空间，至外箱壁距离ci = 13mm，至凸缘边缘直径C2 = 11mm。?1= ?2= 8mm， ?4= 4.88mm，取?4= 6mm。?5 > 8mm，初取 8mm。 后边设计时要保证小锥齿轮在箱体中心。十：轴结构设计。1.输入轴I设计。选择材料45钢，调制处理，硬度HBS250设计基本结构并且确定尺寸：Lb轴最小直径17.807,取d1= 18mm。查联轴器参数L1=52,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，L1取略短一些，L1=50

31、b联轴器右端需一个轴肩，故取 d2=25mm。确定d3为轴承配合，需要5的倍数，取d3=30mm。查角接触球轴承(GB/T 292-1994),取7206AC,内径30mm，外径D=62mm, 宽度 B=16mm,安装尺寸？?= ?也就是 d4>36mm，取 d4=38mm。d5=d3=30mm。有一个轴肩，取d6=24mm。采用轴端挡圈加双螺钉固定锥齿轮的右端，查手册34页确定L4, L6。两轴承距离为Lb，与锥齿轮靠近的轴承与锥 齿轮分度圆处距离为Lc。如下图。一般取Lb = 2Lc,或Lb = (2.53)d, d为安装轴承处的直径。我们取Lb = 2.5d = 75mm。取Lc

32、= 38mm。?L4=?- ?2?) = 59mm.查机械设计图10-39,锥齿轮结构，锥齿轮与轴配合部分长度L=( 1-1.2)d,此处 d=d6=24mm。取 L=30mm。套杯伸出厚度为6mm，贝U L6约为30+6=36mm。取L6=36mm。L2长度为套杯凸缘厚度，轴承盖厚度，加上一段距离。查手册图6-29,根据套杯内径62mm,凸缘厚度取S=(0.080.1)D取S=6mmo根据图6-27凸 缘式轴承盖，轴承外径62mm,螺钉直径6mm，凸缘厚度e=1.2x螺钉直径 =7.2mm,圆整为 8mm, L2>8+6=14mm 取 L2=30mm。套杯凸缘厚度，伸出后边伸出长度，壁

33、厚均为6mm。固定轴承盖和套杯的螺钉为4个，对称螺钉中心距为 D°=D+2S+2.5D3=62+4.5X 6mm=89mm。套 杯凸缘处直径 D2=D0+3d3=89+3X 6=107mm。套杯总长103mm。L3与轴承配合。取 L3=B=16mm。为了使甩油环与轴肩不接触，直接顶到轴承内圈，L5比B稍小一些。取L5=13mm。2.输入轴I校核。受力分析画受力分析图L1L2L1LdlL5L66373.»V?n'FsHl FaZFrFdl閱JV/v/F加zFt已知T仁34.141N- m, dm1 = 62.5mm，小锥齿轮的锥角=18.43(1) 计算锥齿轮部分受力

34、2T圆周力 Ft =1 = 1092.5N ,dm1径向力 Fr = Ft tan a cos=377.24N ,轴向力 Fa = Ft tan asin=125.71N计算轴承处作用力水平面内Z方向上力平衡：Fnh1 - Fnh2 + Ft = 0垂直面内力平衡： F NV1 - FnV2 + Fr = 0竖直面内对右边轴承处力矩平衡:水平面内对右边轴承处力矩平衡:得：Fnh1 = 564.83N ,73.5Fnv1 + (寸)Fa - 38Fr = 073.5Fnh1 - 38Ft = 0Fnh2 = 1657.33N ,Fnvi = 141.59NFnv2 = 518.83(2) 画弯矩

35、图根据上述简图及求出的轴上各作用力，分别按水平面和竖直面计算各力产生 的弯矩，并按结果分别作出水平面上的弯矩 Mh图和垂直面上的弯矩图MV图；然 后按式m = VmH + mV并作出m图及扭矩图。画水平方向和竖直方向弯矩图：M = VmH + mV = V (564.83 X 73.5)2 +(141.59 X73.5) 2 = 42799.5N ?mm处，3.校核轴的强度转矩图：T=34.141Nm已知轴的弯矩及扭矩后，可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，考虑弯曲应力和扭转应力循环特性不同的影响，引入折合系数a =0.6，计算应力 cca = "o2 + 4

36、( aT从弯扭图中可以看出，危险截面为右边轴承处，其轴径为d6=24mm，将弯曲应力o二M，扭转切应力t= 士，带入计算应力公式，则轴的弯扭合成W2W 5强度条件为CCa ="(W)-1 W为轴的抗弯截面系数，mm3，查表15-1可得其值为W = 弟-b(d2d 其中d为轴承处直径，b为键槽宽度，t为键槽深。查表 6-1，键宽 b=8mm，高 h=7mm，t=h/2=3.5mm。代入。8 心5(3°- 35)2 = 2323.002mm 32 X 30nd bt(d - t)2 _ nX30332- 2d-32代入公式轴最小直径为25.248mm，与轴承配合取 d仁d3=3

37、0mm。 一个轴肩，取d2=38mm。此轴各长度与箱体结构有关，根据绘制的减速器装配底图，分析确定轴 上各段长度。CCa =/ / M、aTV (而)+ 4 ()= 20.043MPaW2W查表15-1 Q 强度足够。：1 ，45 钢，调质，on = 60Mpa。3.轴U设计。选择材料45钢，调制处理，硬度HBS25Q取轮毂内侧边缘距离小圆柱齿轮a仁7mm。则距离大齿轮边缘为7+5/2=9.5 ,可以保证安全距离。图中 a2=37.5-21-a 1= 9.5 则 L=65-9.5+6=61.5mm 另外一侧 a3=L-37.5+(45-21)=0即轮毂贴在甩油环上。由此分析确定轴上各长度。L1

38、为轮毂长度加上轴伸入箱壁长度。伸入箱 壁长度为壁厚B减去轴承盖腿长 m,取m=5mm丄1=45+B-m=45+32-5=72mmL2=a1=7mm。L3为小圆柱齿轮宽加上?4，加上伸入箱壁长度。L3=65+6+32-5=98mm。4. 轴U强度校核。(1) 计算受力。画受力分析图。乂 LXf_11由轴I小锥齿轮受力分析，得到大锥齿轮上受力情况。Q-T圆周力 Fti = -1 = 1092.5Nd mi径向力 Fri = 125.71N轴向力 Fai = 377.24N小圆柱齿轮受力情况如下:圆周力Ft2 :2T22 X 97320=3352.4Nd158.06径向力Fr2 :Ft2tan a3

39、352.4 X tan20 ° 小小小= n = 1260.8Ncos BCOS143533轴向力；/f!=Ft2 tan B= 3352.4 Xtan 14 ° 333 = 872.8N水平面内Z方向上力平衡：Fnhi - Fnh2 + Fti - Ft2 = 0竖直面内力平衡：Fnvi + Fnv2 + Fri - Fr2 = 0水平面内对轴与小圆柱齿轮连接处力矩平衡：(43 + 60.5)FNH1 - nH2 - 112.5Fa1 + 60.5Ft1 = 0 竖直面内对轴与小圆柱齿轮连接处力矩平衡：(43 + 60.5) Fnvi + 60.5 XFri - 57.5

40、Fnv2 = 0得：Fnhi = 819N,Fnh2 = 1440.9N ,F nv1 = 358.15NFnv2 = 776.94N(2) 画弯矩图。根据上述简图及求出的轴上各作用力，分别按水平面和竖直面计算各力产生 的弯矩，并按结果分别作出水平面上的弯矩 Mh图和垂直面上的弯矩图Mv图；然转矩图(3) 已知轴的弯矩及扭矩后，可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核计 算。按第三强度理论，考虑弯曲应力和扭转应力循环特性不同的影响，引入 折合系数a= 0.6，计算应力 £= 2 + 4 ( a T。从弯扭图中可以看出， 危险截面为小圆柱齿轮安装处，其轴径为d = 30mm，彳将弯曲应力(

41、r= w， 扭转切应力t= 2W，带入计算应力公式，则轴的弯扭合成强度条件为M 2/ aT、2心=V( W)+ 4 (2W) WQnd3bt(d-t) 2W为轴的抗弯截面系数，mm3，查表15-1可得其值为-322d其中d为轴承处直径，b为键槽宽度，t为键槽深。查表 6-1，键宽 b=8mm，高 h=7mm，t=h/2=3.5mm。代入。nd bt(d - t)232- 2d代入公式nX303328 X3.5(30 - 3.5)22 X 30=2323.002mm 3Cba =2W2=25.136MPa查表 15-1(H ，45 钢，调质，o-1 = 60Mpa。强度足够。5. 轴川设计。选择

42、材料45钢，调制处理，硬度HBS250初步设计结构如下轴川最小直径39.5mm，取d仁40mmo有一个轴肩定位小链轮，d2=45mm与轴承配合，取 d3=50mm。定位轴肩，取 d4=58mm, d5=53mm。 同样轴承配合，d6=d3=50mm。根据已经选择的链节号，计算链轮齿宽 bfi = 19.95mm，考虑到链板宽度、 链轮结构和链轮在轴端的固定，轮毂长度比链轮齿宽大一些，取L仁25mm。L2应该比轴承盖腿长加上轴承盖凸缘厚度长一些。腿长m=5mm，查得凸缘厚度 e=9.6mm，取 L2=25mm。L3约为箱体壁厚减去腿长，取 L3=27mm。L5应该比大圆柱齿轮齿宽小一些，取 L5

43、=57mm。大齿轮距离内壁安全距离为 6mm，通过结构决定L4=123-6-60=5mm。最终 绘制装配图时发现圆柱齿轮啮合不好，修正为 L4=53mm，L3=30mm，轴的装 配位置整体向联轴器方向移动。改变甩油环的长度。轴上受力不变。L6=6+(60-57)+L3=36mm6. 轴川强度校核。(1)计算受力。画受力分析图。由轴U小圆柱齿轮受力分析，得到大圆柱齿轮上受力情况如下。圆周力 Ft2 = 3352.4N径向力 Fr2 = 1260.8N轴向力Fa = 872.8N链轮处受力情况根据前边滚子链传动计算，有效圆周力3 1321000 X E= 4110.24N。压轴力为 ?KFpFe

44、= 4726.776N。0.762H即 Fti = 4110.24N , Fri = 4726.776N。水平面内Z方向上力平衡：Fnhi + Fnh2 + Fti - Ft2 = 0竖直面内力平衡：Fri + Fr2 -FnVI - FnV2 = 0水平面内对轴与大圆柱齿轮连接处力矩平衡：PFe= 1000 厂(45 . 5 + 106)F ti + 106F nhi - 55Fnh2 = 0竖直面内对轴与大圆柱齿轮连接处力矩平衡：248(45 . 5 + 106)F r1 - 106F nv1 + Fa + 55F nv2 = 0得：Fnh1 = -4126.6N ,Fnh2 = 3368

45、.8N ,Fnv1 = 7165.5NFNV2 = -1177.9N(2) 画弯矩图。根据上述简图及求出的轴上各作用力，分别按水平面和竖直面计算各力产生的弯矩，并按结果分别作出水平面上的弯矩 Mh图和垂直面上的弯矩图MV图；然根据以前计算此处T=373.883N m(3) 计算校核。已知轴的弯矩及扭矩后，可针对某些危险截面做弯扭合成强度校核计算。按 第三强度理论，考虑弯曲应力和扭转应力循环特性不同的影响，引入折合系数a= 0.6，计算应力oca = V/+4 ( a T。从弯扭图中可以看出，危险截 面为左边轴承安装处，其轴径为d = 50mm，将弯曲应力o= M，扭转切应力 t= 2W，带入计

46、算应力公式，则轴的弯扭合成强度条件为/ / M、2aT 2bt(d-t) 2oa = 2( W)+ 4 (2W) W 01nd3W为轴的抗弯截面系数，mm3，查表15-1可得其值为 -32其中d为轴承处直径，b为键槽宽度，t为键槽深。查表 6-1，键宽 b=14mm，高 h=9mm，t=h/2=4.5mm。代入。10967.59mm 3nd bt(d - t)2 _ nX50314 X4.5(50 - 4.5)232 - 2d-32-2 X 50代入公式/ M 2aT 2Oa 二 V( W)+ 4 ( 2W)= 25.987MPa查表 15-1 co ，45 钢，调质，O1 = 60Mpa。强

47、度足够。1一：轴承寿命校核预取轴承代号及重要参数如下,轴承代号 及轴内径d/mm外径D/mm宽 B/mm基本额定动负荷 Cr/KN额定静负荷 Cor/KN7206AC(I轴)30621622.014.27206AC(II 轴)30621622.014.27210AC(III 轴)50902040.830.51. 高速轴上轴承的校核 画受力分析图。Fr2 F tR F辺印 qD中1 F“由轴的计算可知Fri =1736.6N, Fr2 =582.3N, Fa=125.71N。计算派生轴向力。7206AC, e=0.6&Fd2=0.68X Fr2=359.96NFdi=0.68X Fri=

48、1180.89N计算轴承轴向力。轴承 2 被压紧，Fa2=Fd计Fa=1180.89+125.71=1306.6N轴承 1 被放松，Fa1=Fd1=1180.89N计算当量动载荷Fa1Fr1=0.68 = e,Fa2Fr22.24 > efp=1.1 , oFa1F r1=0.3125Fa2Fr21.15 > e查表 13-5, X1=1, Y1=0, X2=0.41, Y2=0.87,轻微冲击,P1=1.1 X (X1X Fr1+Y1 X Fa1)=1910.26NP2= 1.1X (X2X E-2+Y2X Fa2)=1513.04N 计算寿命。106 C m10622000 3

49、Lh = 60n(Pm) =60X960(6)= 26519.7h10年，每年300天，每天16小时为48000h,寿命不足。改选圆锥滚子轴承30206，额定动载荷43200N。计算系数e=0.37,Y=1.6计算派生轴向力。Fd2=Fr2/(2Y)=181.97NFd1=Fr1/(2Y)=542.69N计算轴承轴向力。轴承 2 被压紧，Fa2=Fd计Fa=542.69+125.71=668.4N轴承 1 被放松，Fa1=Fd1=542.69N计算当量动载荷查圆锥滚子轴承(GB/T 297-1994)径向当量动负荷，当 Fa/Fr< e 时，Pr=Fr, 即卩 Pr1=Fh = 1736

50、.6N当 Fa/Fr>e 时，Pr=0.4FT+YF.，即卩 Pr2=0.4FT2+1.6Fa2=1302.36 将较大数值代入寿命公式，106 C m10643200 3十臥囱=60X960(济宀绅旳 符合寿命要求。2.中间轴上轴承的校核 画受力分析。Frl |1y FdiFa2IL1让L由轴的计算可知Fri =893.89N,甩=1636.23N, Fai=377.24N。Fa2=872.8N 计算派生轴向力。7206AC, e=0.6&Fdi=0.68X Fri=607.85NFd2=0.68X Fr2=1112.63N计算轴承轴向力。轴承 2 被压紧，Fa22=Fd 什F

51、a2-Fa1 = 1103.41N轴承 1 被放松，Fa11=Fd1=607.85N计算当量动载荷Fa1F r1=0.68 = e,Fa2Fr20.67 < efp = 1.1 , o查表 13-5, X1=1, Y1=0, X2=1, Y2=0,轻微冲击,P1=1.1 X (X1X Fr1+Y1 X Fa11)=983.28NP2= 1.1 X (X2X F-2+Y2X Fa22)=1799.85N计算寿命。106 C m10622000 3Lh =()=()3 = 95116hh60n'FP/60 X 320 '1799.85 丿10年，每年300天，每天16小时为48000h,寿命满足要求。3.低速轴上轴承的校核画受力分析图rFdl rLFa由轴的