同轴式二级减速器课程设计说明书

可编辑精品文档 计算 16 可编辑精品文档机械设计课程设计任务书载荷平稳、单向旋转精品文档鼓轮的扭矩T(N·m)：850鼓轮的直径D(mm)：350运输带速度V(m/s)：0.7带速允许偏差(％)：5使用年限(年)：5工作制度(班/日)：22.斜齿轮传动设计计算4.滚动轴承的选择5.键和连轴器的选择与校核；6.装配图、零件图的绘制7.设计计算说明书的编写说明可编辑可编辑精品文档复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系1)工作机所需功率PwwP＝3.4kWw2)电动机的输出功率Pd＝Pw/η联轴承齿联轴承nd＝(i1’·i2’…in’)nw初选为同步转速为1000r/min的电动机由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合求。动力参数分配由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：i＝nm/nwi＝25.14可编辑精品文档i因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5率、输入转矩项项目高速轴I低速轴III鼓轮转速(r/min)功率(kW)4转矩(N·m).2传动比11551效率1999797971)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＝20，大齿轮齿数z2＝100的；4)选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°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1)确定公式内的各计算数值(1)试选Kt＝1.6(2)由图10－30选取区域系数ZH＝2.433(3)由表10－7选取尺宽系数φd＝1(4)由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62(5)由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa(6)由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；(7)由式10－13计算应力循环次数可编辑精品文档N1＝60n1jLh＝60×192×1×(2×8×300×5)＝3.32×10e8N2＝N1/5＝6.64×107(8)由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98(9)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[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径d1t1根1.625(554.5)(2)计算圆周速度(3)计算齿宽b及模数mntb=φdd1t=1×67.85mm=67.85mmh=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mmb/h=67.85/7.63=8.89(4)计算纵向重合度εβ(5)计算载荷系数K根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的精品文档(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式(10—10a)得1tt(7)计算模数mn2KTYcos2βYYdαF1)确定计算参数(1)计算载荷系数(2)根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数Yβ(3)计算当量齿数(4)查取齿型系数由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172(5)查取应力校正系数由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798(6)计算[σF]σF1=500MpaσF2=380MPaKFN1=0.95KFN2=0.98[σF1]=339.29Mpa[σF2]=266MPa(7)计算大、小齿轮的YY并加以比较F精品文档2)设计计算mn=2.51)计算中心距dcosβz2=165a圆整后取255mm2)按圆整后的中心距修正螺旋角β=arcos=13。55’50”3)计算大、小齿轮的分度圆直径d1=zm1n=85.00mmcosβ4)计算齿轮宽度b=φdd1b=85mm可编辑可编辑精品文档5)结构设计宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。0N192dAP0N192Ft1==899NdtanαFr1=Ftn=337NFa1=Fttanβ=223N；Ft2=4494NFr2=1685NFa2=1115N1)拟定轴上零件的装配方案i.I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。ii.II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。iii.III-IV段为小齿轮，外径90mm。精品文档iv.IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。v.V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。vi.VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1.I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。2.II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。3.III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。4.IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。5.V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。6.VI-VIII长度为44mm。207.5Fr18.5NFr03.5N轴承30307的Y值为1.6FdNFdN可编辑精品文档N1)判断危险截面由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面2)截面IV右侧的M=m=17.5MPabWT截面上的转切应力为T=2=7.64MPaTWTT=T=T==7.99MPabm22由于轴选用40cr，调质处理，所以B11 ([2]P355表15-1)a)综合系数的计算r2Dr2Dd55dT ([2]P38附表3-2经直线插入)T ([2]P37附图3-1)故有效应力集中系数为kqa=1.70TTT查得尺寸系数为e=0.72，扭转尺寸系数为e=0.76，T ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3)精品文档轴采用磨削加工，表面质量系数为==0.92，T ([2]P40附图3-4)轴表面未经强化处理，即k1K=+一1=2.93ek1K=T+一1=2.11TeTTb)碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为=0.1，=0.05Tc)安全系数的计算轴的疲劳安全系数为S=一1=6.92K+amTTKT+TTaTmS=T=6.66>1.5S=TFH1=FH2=337/2=168.5Fv1=Fv2=889/2=444.5Pd=A31=17.9mma10n11)确定轴上零件的装配方案可编辑精品文档2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度d)由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。e)考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。型，即该段直径定为35mm。g)该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。46mm。i)轴肩固定轴承，直径为42mm。j)该段轴要安装轴承，直径定为35mm。2)各段长度的确定各段长度的确定从左到右分述如下：b)该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。c)该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为d)该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑)，轴承宽18.25mm，定为41.25mm。e)该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。f)该段由联轴器孔长决定为42mmW=62748N.mmT=39400N.mm45钢的强度极限为[]=275MPa，又由于轴受的载荷为脉动的，所以a=0.6。pM2+aM2+aT2m3=43MPa[]Wp=p(()III轴FH1=FH2=4494/2=2247NFv1=Fv2=1685/2=842.5NPd=A31=51.4mma10n11)轴上零件的装配方案2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度II-IIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII直径长度95Mm=316767N.mmT=925200N.mm6.弯扭校合可编辑精品文档M2+(aT)2=m1=51.2MPa[]pWp1)径向力FFF=168.5V2)派生力FFF=rA=52.7NF=rB=52.7N3)轴向力a1dBdAaAaB4)当量载荷FF由于aA=1.32>e，aB=0.31e，FFrArBAABB由于为一般载荷，所以载荷系数为f=1.2，故当量载荷为pP=f(XF+YF)=509.04NP=f(XF+YF)=202.22ApArAAaABpBrBBaB5)轴承寿命的校核h60nP1A精品文档1)径向力VV2)派生力FFF=rA=443NF=rB=189N3)轴向力a1dBa1dB所以轴向力为F=638N，F=189NaAaB4)当量载荷FF，由于aAFFFAX=1，X=1，BY=0BY=，，AAA由于为一般载荷，所以载荷系数为f=1.2，故当量载荷为pP=f(XF+YF)=1905.84NApArAAaAP=f(XF+YF)=724.2NBpBrBBaB5)轴承寿命的校核h60nP1A1)径向力F=F2+F2=842.5NrbH2V22)派生力FFF=rA=294.6NF=rB=294.6N可编辑精品文档3)轴向力a1dBdAFNF=294.6NaAaB4)当量载荷FFFB，由于aAF1.5X=1.5X=1Y=0Y=A，ABBA由于为一般载荷，所以载荷系数为f=1.2，故当量载荷为pP=f(XF+YF)=2317.87NP=f(XF+YF)=1011NApArAAaABpBrBBaB5)轴承寿命的校核h60nP1A接的选择及校核计算代号代号8×7×60(单头)12×8×80(单头)12×8×70(单头)20×12×80(单头) .2.2极限应力 (MPa)2