二级斜齿轮减速器设计
二级斜齿圆柱齿轮减速器的设计
一、 设计任务
题目:二级斜齿圆柱齿轮减速器 简图如下:
要求:工作条件:连续单向运转,有轻微振动,空载起动,使用期限为10年,小批量生产,两班制工作,运输带允许误差为5%,运输带工作拉力为1280N,运输带工作速度为1.7m/s,卷筒直径为
D275mm,
二、 机械装置总体设计方案
2.1、电动机的选择: 2.1.1、选择电动机类型:
按工作条件和要求,选用三相笼型异步电动机,封闭式结构,电压
380V,Y型。
2.1.2、选择电动机的容量:
Pd
Pw
KWna
电动机所需工作功率:因为Pw所以
Pd
FV
KW 1000
FV
KW
1000na
4
2
电动机运输带的传动总效率:nan1n2n3n4n5
式中:n1.n2.n3.n4.n5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率,取n10.96,n20.98(滚子轴承),n30.97(齿轮精度8级,不包括轴承效率),n40.99(齿轮联轴器),n50.96,则
na0.960.9840.9720.990.960.79
Pd
FV
2.75KW 1000na
2.1.3、确定电动机的转速 卷筒的工作转速为:n
601000V
118.2r/min D
按表1推荐的传动比合理范围,取V带传动的传动比i12~4,二级圆柱齿轮减速器传动比i280~40,则总传动比合理范围为
ia16~160,故电动机转速的可选范围为: ndian(16~160)118.2r/min1891.2~18912r/min
根据容量和转速,查《电机常用技术数据速查手册》,表2-9,Y系列(IP44)电动机技术数据(380V,50HZ) 只有一种较为合适的方案,如下表:
2.2.传动比分配:
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为:
ia
nm
n
其中:ia为各级传动比i1.i2.i3.in的乘积,电动机型号为Y100L-2,满载转速为2880r/min. 2.2.1、总传动比:
ia
nm288024.36r/min n118.2
2.2.2、分配传动装置传动比:
iai0i 式中i0.i分别为带传动和减速器的传动比,为使V带传动外
廓尺寸不致过大,初步取i02.8(实际的传动比要在设计V带传动时,由所选大、小带轮的标准直径之比计算) 则减速器传动比为:i
ia24.36
8.7 i02.8
2.2。3、分配减速器的各级传动比:
按展开式布置,考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近,查得:
i13.14,则i2
i8.7
2.55 i13.41
2.3、传动装置的运动和动力参数:
规定将传动装置各轴由高速至低速依次定为:I轴,II轴.....,以及
i0,i1,...为相邻两轴间的传动比;
01,12...为相邻两轴间的传动效率
PI,PII......为各轴的输入功率
TI,TII...为各轴的输入转矩; nI,nII...为各轴的转速
2.3.1、各轴转速: I轴 nI
nmi28802.81028.57r/min 0II轴 nnIII
i1028.57
3.41301.63r/min 1III轴 nnIIIII
i301.63
2.55
118.28r/min 2卷筒轴 nIVnIII118.28r/min 2.3.2各轴输入功率
I轴 PIPdn01Pdn12.750.962.64KW
II轴 PIIPIn12PIn2n32.640.980.972.51KW III轴 PIIIPIIn23PIIn2n32.510.980.972.39KW 卷筒轴PIVPIIIn34PIIIn2n42.390.980.992.31KW I-III轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98
各轴的输出功率:I轴 PIPI0.982.59KW,IIP
IIPII0.982.46KW,
III轴 PIIIPIII0.982.34KW 卷筒轴 PIVPIV0.982.26KW 2.3.3、各轴输入转矩 电动机输出转矩 TPd
dn9.12Nm m
I-III轴输入转矩:
I轴 TITdi0nI9.122.80.9624.51Nm
轴
II轴 TIITIiIn2n324.513.410.980.9779.46Nm III轴 TIIITIIi2n2n3192.63Nm 卷筒轴输入转矩 TIVTIIIn2n4186.89Nm 各轴输出转矩:I轴TITI0.9824.07Nm II轴TIITII0.9877.87Nm
类似:III轴TIII188.78Nm ,IV轴TIV183.15Nm 将运动和动力参数计算结果整理与下表:
三、V带和带轮设计
3.1、确定计算功率Pca
由2.1知,电动机的功率为P3KW,转速为Nm2880r/min传动比为2.8,两班制(每天工作16个小时)
根据《机械设计》表8-7,查的工作情况系数KA1.2,故:
PcaKAP1.233.6KW
3.2选择V带带型
根据Pca、nm由图8-10选用A型
3.3确定带轮的基准直径兵验算带速V
3.3.1初选小带轮的基准直径dd1,由表8-6和表8-8,取小带轮的基准直径dd1100mm
3.3.2验算带速V,带的速度为:
V
dd1nm
601000
15.07m/s
因为5m/sV30m/s,故带速合适。 3.3.3计算打带轮的基准直径dd2
dd2idd12.8100280mm
3.3.4确定V带的中心距a和基准长度Ld
3.3.5、根据式0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2),初定中心距a0=500mm 3.3.6由式计算所需的基准长度
(dd2dd1)2
Ld0200(dd1dd2)
24a
=1612.8mm
由《机械设计》表8-2选带的基准长度Ld1600mm 3.3.7、计算实际中心距a
aa0
LdLd0
490mm 2
中心距的变动范围:amina0.015Ld466mm
amaxa0.03Ld538mm
中心距变动范围:466~538mm
57.3o
159o90o 3.3.8验算小带轮的包角1180(dd2dd1)a
o
3.3.9计算带的根数Z
3.3.10、计算单根V带的额定功率Pr
由dd1100mm和nm2880r/min,查《机械设计》表8-4a的P02.06KW,根据nm2880r/min,i2.8和A型带,查表8-4b,得P00.35KW,查表8-5得K0.984表8-2得Kl0.99,于是
P)0.980.992.26KW r(P0P0)KKl(2.060.35
3.3.11计算V带的根数:
Z
Pca3.6
1.59,取2根 Pr2.26
3.3.12计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min
由《机械设计》表8-3得A型带的单位长度质量为q0.1Kg/m
(F0)min500
(2.5K)Pca
qV297.77N
KZV
应使带的实际初拉力F0(F0)min 3.3.13、计算压轴力Fp 压轴力的最小值为:
(Fp)min2Z(F0)minsin
1
2
384.5N
3.3.14、带轮结构设计
因为V带轮的基准直径为280300mm,所以采用腹板式 V带轮结构设计参数
d1(1.8~2)d,d为轴直径 d132mm 11c(~)B
74
l(1.5~2)d L2d
dadd2ha,大带轮选38o,小带轮34o
四、展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计
4.1高速机齿轮传动设计
4.1.1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
由题目知:选用挟持圆柱齿轮,精度等级为7级;选择小齿轮材料为40Cr(调质),大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。一般Z17~30,8~15o,初选Z125,10o,则Z2iZ13.412585.25,取Z290。 4.1.2、试选载荷系数Kt1.6 4.1.3、计算小齿轮传递的转矩 I轴:T124.51Nm2.451104Nm 《机械设计》选取齿宽系数d1.2
4.1.4由表10-6查得:材料的弹性影响系数为:ZE189.8MPa 选取区域影响系数:ZH2.465
4.1.5由《机械设计》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳
1
2
极限Hlim1600MPa
大齿轮的接触疲劳极限Hlim2550Mpa 4.1.6齿数比ui3.41 4.1.7、计算循环应力次数
由题目知:其工作寿命期限为10年(设每年工作300天),每天来那个班制。
N160nIjLh2.962109
2.962106N20.926106
3.41
4.1.8、由图10-19,取接触疲劳寿命系数:KHN10.91,KHN20.96 4.1.9、由图10-26,查得10.785,20.92,则121.705 4.1.10、计算疲劳需用应力:
取失效概率为1%,安全系数为s=1,由式[]
KHN1lim1
546MPa sK
[H]2HN2lim2528MPa
s
[][H]2
537MPa 许用接触应力:[H]H1
2[H]1
KNlim
得: s
4.1.11、试算小齿轮分毒源直径
4
21.62.451104.412.465189.82
d1t()33.51mm
1.21.7053.41537
4.1.12、计算圆周速度
V
d1tnI
601000
1.8m/s
4.1.13、计算齿宽及模数mn
bdd1t1.233.5140.212
mnt
d1tcos
1.32 Z1
h2.25mnt7.57
b40.2125.31 h7.57
4.1.14计算纵向重合度
0.318dZ1tan1.68
4.1.15、计算载荷系数
使用系数KA1.2,V1.8m/s,7级精度,由图10-8查动载系数
KV1.09,
由表10-4查得:KH的值与直齿轮相同,故KH1.42, 由图10-13查得KF1.28,由表10-3,查得KHKF1.2, 故载荷系数KKnKVKHKF2.23
4.1.16、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式d1d1t得:
d1d1tK
37.43 Kt
K,Kt
4.1.17计算模数mn
mn
d1cos
1.47mm Z1
4.1.18、按齿根弯曲强度设计
mn2KTIYcos2YFaYSa
[F]dZ12d
1)确定计算系数:KKAKVKFKF2
2)根据纵向重合度1.68,从图10-28查得螺旋角影响系数Y0.92 3)计算当量系数
ZV1
Z1Z2
,26.17Z94.23 V2
cos3cos3
4)查取齿形系数
由表10-5,查得:YFa12.591,YFa22.194
5)查取应力校正系数:由表10-5,查得:YSa11.594,YSa21.784 6)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa,大齿轮的弯曲强极限FE2380MPa,由图10-18取弯曲疲劳寿命系数:
KFN10.87,KFN20.9;
7)计算大小齿轮的
YFaYSa
,并加以比较 [F]
YFa1YSa12.5911.594
0.01329 [F]1310.71
YFa2YSa22.1941.784
0.01602 [F]2244.29
大齿轮数值大
8)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S1.4,
KFN1FE10.87500
310.71MPa s1.4K
[F]2FN2FE2244.29MPa
s[F]1
9)设计计算
2KTIYcos2YFaYSa
mn1.03
[F]dZ12d
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取mn2,已可满足弯曲强度,但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径
d137.43来计算应有的齿数
Z1
d1cos
m18.43, n
取Z119,则Z2uZ13.411964.7965 10)几何尺寸计算
计算中心距:a(Z1Z2)mn2cos
85.29
将中心距圆整为85
11)按修整后的中心距修正螺旋角
arccos
(Z1Z2)mn
2a
8o4836,满足要求。12)计算大小齿轮的分度圆直径
d1mn
1
Zcos
38.45mm,圆整为38mm
dZ2mn
2
cos
131.55mm,圆整为132mm 13)计算齿轮宽度
bdd11.238.4546.14,圆整后取46,即
4.2、低速级齿轮传动
B246mm,B151mm
4.2.1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
由题目知:选用挟持圆柱齿轮,精度等级为7级;选择小齿轮材料为40Cr(调质),大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。一般Z17~30,8~15o,初选Z125,10o,则Z2iZ13.412585.25,取Z290。 4.2.2、试选载荷系数Kt1.6 4.2.3、计算小齿轮传递的转矩 I轴:T279.46Nm7.946104Nm 《机械设计》选取齿宽系数d1.2
4.2.4由表10-6查得:材料的弹性影响系数为:ZE189.8MPa 选取区域影响系数:ZH2.465
4.2.5由《机械设计》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限Hlim1600MPa
大齿轮的接触疲劳极限Hlim2550Mpa 4.2.6齿数比ui3.41 4.2.7、计算循环应力次数
由题目知:其工作寿命期限为10年(设每年工作300天),每天来那个班制。
N160nIIjLh0.869109
0.869106N20.341106
2.55
12
4.2.8、由图10-19,取接触疲劳寿命系数:KHN10.93,KHN20.98
4.2.9、由图10-26,查得10.785,20.92,则121.705 4.2.10、计算疲劳需用应力:
取失效概率为1%,安全系数为s=1,由式[]
KHN1lim1
558MPa sK
[H]2HN2lim2539MPa
s
[][H]2
548.5MPa 许用接触应力:[H]H1
2[H]1
KNlim
得: s
4.2.11、试算小齿轮分毒源直径
4
21.62.451104.412.465189.82
d1t()50.11mm
1.21.7053.41537
4.2.12、计算圆周速度
V
d1tnI
601000
0.79m/s
4.2.13、计算齿宽及模数mn
bdd1t1.250.1160.132
mnt
d2tcos
1.97 Z1
h2.25mnt4.43
b60.13213.57 h4.43
4.2.14计算纵向重合度
0.318dZ1tan1.68
4.2.15、计算载荷系数
使用系数KA1.2,V0.79m/s,7级精度,由图10-8查动载系数
KV1.05,
由表10-4查得:KH的值与直齿轮相同,故KH1.42, 由图10-13查得KF1.358,由表10-3,查得KHKF1.2, 故载荷系数KKnKVKHKF2.14
4.2.16、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式d1d1t3得:
d1d1tK
55.21 Kt
K,Kt
4.2.17计算模数mn
mn
d2cos
2.17mm Z1
4.2.18、按齿根弯曲强度设计
mn2KTIYcos2YFaYSa
[F]dZ12d
1)确定计算系数:KKAKVKFKF2.05
2)根据纵向重合度1.68,从图10-28查得螺旋角影响系数Y0.92 3)计算当量系数
ZV1
Z1Z2
26.17Z94.23 ,V2
cos3cos3
4)查取齿形系数
由表10-5,查得:YFa12.591,YFa22.194
5)查取应力校正系数:由表10-5,查得:YSa11.594,YSa21.784 6)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa,大齿轮的弯曲强极限FE2380MPa,由图10-18取弯曲疲劳寿命系数:
KFN10.91,KFN20.95;
7)计算大小齿轮的
YFaYSa
,并加以比较 [F]
YFa1YSa12.5911.594
0.01268 [F]1325
YFa2YSa22.1941.784
0.01518 [F]2257.8
大齿轮数值大
8)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S1.4,
KFN1FE10.91500
325MPa s1.4K
[F]2FN2FE2257.8MPa
s[F]1
9)设计计算
2KTIYcos2YFaYSa
mn1.51 2
[F]dZ1d
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取mn2,已可满足弯曲强度,但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径
d255.21来计算应有的齿数
Z1
d2cos
27.18, mn
取Z128,则Z2uZ12.552872 10)几何尺寸计算 计算中心距:a
(Z1Z2)mn
101.54mm
2cos
将中心距圆整为102mm
11)按修整后的中心距修正螺旋角
arccos
(Z1Z2)mn
11o2136,满足要求。 2a
12)计算大小齿轮的分度圆直径
d1
Z1mn
57.12mm,圆整为57mm cos
d2
Z2mn
146.88mm,圆整为147mm cos
13)计算齿轮宽度
bdd11.25701268.54mm,圆整后取68,即B268mm,B173mm
五、轴系结构设计
5.1、高速轴的轴系结构设计
根据齿轮的计算结果可知,高速轴上的齿轮(即I轴)分度圆直径为37.43mm,所以考虑到齿轮的加工工艺,我们采用齿轮轴,即将I轴与该轴的齿轮做成一体。 5.1.1、计算作用在齿轮上的力 转矩:T19.55106圆周力:Ft
PI
2451Nm2.451104Nm nI
2T1
1274.9N d1
tann
469.56N
cos
径向力:
FrFt
轴向力:FaFttan197.59N 5.1.2、初步估算轴直径
选用45钢作为轴的材料,调质处理; 根据公式dA3
PI
,计算轴的最小直径,查表取A112,则dmin15.33mm nI
5.1.3、轴的结构设计 1)确定轴的结构方案
该轴的轴承分别从两端装入,由挡油盘定位。
考虑键:当齿轮直径小于100mm,有一键时,轴颈增大5%~7%,则:
d15.33(16%)16.25mm
2)确定各轴段的直径和长度
轴段I-II:主要用于安装带轮,用键与带轮连接,d1dmin,且d116mm 带轮宽B33mm ;
轴段III-IV:为支撑轴颈,用来安装轴承,因其同时承受轴向力和径向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承,参照工作要求,并根据
dIIIII18mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组,标准精度级
的单列圆锥滚子轴承30304,其尺寸为dDT205216.25, 故dIIIIV20mm,而LVIIVIIILIIIIV16.25mm
两滚动轴承均采用轴肩定位,查《机械零件设计手册》得:30304型的轴承的轴肩高度为h3.5mm,因
LVIVII24mm,LIVV112mm
dIVVdVIVII27mm,取
轴段II-III:轴承端盖总宽度为20mm,根据轴承端盖的装卸及便于对轴承添加润滑油、润滑脂的要求,取端盖外面与带轮右端面间的距离为L30mm,所以取LIIIII50mm。
3)取齿轮距箱体内壁的距离a16mm,两圆柱齿轮间的距离为
c20mm,考虑到箱体铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体
内壁S,取S8mm。 4)轴上零件的周向定位
带轮、齿轮的周向定位均采用平键连接,按dIII由表6-1查平键界面:
bh55
键槽均用键槽铣刀加工,常委28,同时,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故齿轮轮毂与轴的配合为5)确定轴上圆角及倒角尺寸
参考表15-2,取轴端倒角为245o,各轴肩处的圆角半径见零件图。 6)①求反力: H水平面
FBH
384.5274.91274.954.65
888.86N
197.3
H7
n6
FDH384.51274.9888.86770.54N
V垂直面
Frl2Fa
l2l3
D
156.57N
FBV
FDVFrFBV339.99N
②求齿宽中点处的弯矩
MBH384.577.629837.2Nmm
MDH42110.01Nmm MCV1FBVl2Fa
D
18580.5Nmm 2
MVC221859.45Nmm
扭矩:T
D
Fa2.451104Nmm 2
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面,现将C处的MH、MV及M值列于下表:
7)求轴上载荷
先根据轴的结构图做出轴的计算简图,在确定轴承的支点位置时,应从手册中查取a值,对于30304型圆锥滚子轴承,由手册中查得a11.1,因此,简支梁轴的支撑跨距197.3mm根据轴的计算简图做出弯矩图和扭矩图
8)按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度,轴向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取0.6,轴的计算应力:
M2(T)2
ca25.23MPa W
2
前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由表15-1查得[1]60MPa,
ca[1],故安全。
5.2、中间轴的轴系结构设计
根据齿轮的计算结果可知,中间轴上的小齿轮(即II轴)分度圆直径为57.12mm,所以考虑到齿轮的加工工艺,我们采用齿轮轴,即将I轴与该轴的齿轮做成一体。 5.1.1、计算作用在齿轮上的力 转矩:T29.55106圆周力:Ft
PII
7.946Nm7.946104Nm nII
2T2
2782.21N d2
tann
1024.73N cos
径向力:FrFt
轴向力:FaFttan431.21N 5.1.2、初步估算轴直径
选用45钢作为轴的材料,调质处理; 根据公式dA3
PI
,计算轴的最小直径,查表取A112,则dmin22.7mm nI
5.1.3、轴的结构设计 1)确定轴的结构方案
该轴的轴承分别从两端装入,由挡油盘定位。
考虑键:当齿轮直径小于100mm,有一键时,轴颈增大5%~7%,则:
d22.7(16%)24.06mm
2)确定各轴段的直径和长度
轴段I-II:为支撑轴颈,用来安装轴承,因其同时承受轴向力和径
向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组,标准精度级的单列圆锥滚子轴承30305,其尺寸为
dDT256218.25,
故dIII25mm,而LIIILVIIIIVV18.25mm
两滚动轴承均采用轴肩定位,查《机械零件设计手册》得:30304型的轴承的轴肩高度为h3.5mm,因
LIIIII24mm,LVIIVIII28mm
dIIIIIdVIIVIII32mm,取
轴段III-IV:此轴段为齿轮轴段,因为齿轮齿轮分度圆直径取57mm,所以LIIIIV73mm。
轴段VI-VII:取安装齿轮处的轴段VI-VII的直径为dVIVII37mm,轮毂宽度为46mm,为使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段颖略短于轮毂宽度,LVIVII42mm。
齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩定位高度h0.07d,故取h3mm,则轴环处的直径为dVVI43mm,轴环宽度b1.4h,取LVVI8mm 3)取齿轮距箱体内壁的距离a16mm,两圆柱齿轮间的距离为
c20mm,考虑到箱体铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体
内壁S,取S8mm。 4)轴上零件的周向定位
齿轮与轴的周向定位均采用平键连接,按dIII由表6-1查平键界面:
bh107
键槽均用键槽铣刀加工,常委40,同时,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故齿轮轮毂与轴的配合为5)确定轴上圆角及倒角尺寸
H7
n6
参考表15-2,取轴端倒角为245o,各轴肩处的圆角半径见零件图。 6)①求反力: H水平面
FAH
Ft1(l2l3)Ftl3
2193.3N
l1l2l3
FDHFt1FtFAH1863.81N
V垂直面
Frl3Fr(l2l3)Fa
l1l2l3
d1d
Fa563.17N
FBV
FDVFrFr1FAV8N
②求齿宽中点处的弯矩 MBH182930.3Nmm
MDH66613.5Nmm
MVB79665.5Nmm MVC37575.45Nmm
扭矩:T
D
Fa7.946104Nmm 2
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面,现将B处的MH、MV及M值列于下表:
7)求轴上载荷
先根据轴的结构图做出轴的计算简图,在确定轴承的支点位置时,应从手册中查取a值,对于30304型圆锥滚子轴承,由手册中查得
a13mm因此,简支梁轴的支撑跨距197.5mm根据轴的计算简图做出弯
矩图和扭矩图
8)按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度,轴向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取0.6,轴的计算应力:
M2(T)2
ca11.07MPa W
2
前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由表15-1查得[1]60MPa,
ca[1],故安全。
5.3、低速轴的轴系结构设计
根据齿轮的计算结果可知,高速轴上的齿轮(即I轴)分度圆直径为37.43mm,所以考虑到齿轮的加工工艺,我们采用齿轮轴,即将I轴与该轴的齿轮做成一体。 5.3.1、计算作用在齿轮上的力 转矩:T19.55106圆周力:Ft
PII
192.63Nm1.9263105Nm nII
2TIII
2782.21N d1
tann
1024.73N cos
径向力:FrFt
轴向力:FaFttan431.21N 5.3.2、初步估算轴直径
选用45钢作为轴的材料,调质处理; 根据公式dA3
PI
,计算轴的最小直径,查表取A112,则dmin30.16mm nI
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dVIIVIII,为了使所选的轴直径dVIIVIII与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号,联轴器的计算转矩TcaKAT3,查表14-1,考虑到转矩变化很小,故取
KA1.3,按计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件,查《机械
零件手册》选用HL3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为315000Nmm,半联轴器孔径dVIIVIII32mm,半联轴器长度82mm,半联轴器与轴配合
的榖孔长度为L160mm 5.3.3、轴的结构设计 5.3.3.1确定轴的结构方案
该轴的齿轮从左端装入,轴承从两端装入,由挡油盘定位, 考虑键:考虑键:当齿轮直径小于100mm,有一键时,轴颈增大5%~7%,则:
d30.16(16%)31.97mm
5.3.3.2、确定轴各段的直径和长度
1)轴段I-II:为支撑轴颈,主要用于安装轴承,因其同时承受轴向力和径向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组,标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307,其尺寸为dDT358022.75,
故dIII35mm,而LIIILVIIIIVV22.75mm
两滚动轴承均采用轴肩定位,查《机械零件设计手册》得:30307型的轴承的轴肩高度为h3.5mm,因
dIIIIIdVIIVIII42mm
2)轴段III-IV:此轴段为安装齿轮的轴段,因为齿轮分度圆直径为:147mm,轮毂宽度为68mm,为使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段颖略短于轮毂宽度,取安装齿轮处的轴颈直径dIIIIV47mm LVIVII64mm,齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩定位高度h0.07d,故取h4mmmm,则轴环处的直径为d55mm,轴环宽度b1.4h,取LIVV10mm 3)取齿轮距箱体内壁的距离a16mm,两圆柱齿轮间的距离为
c20mm,考虑到箱体铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体
内壁S,取S8mm。
4)半联轴器右端用轴承挡圈定位,按轴段直径取挡圈直径D42mm,为了保证轴段挡圈只在半联轴器上而不压在轴的端面上,故VII-VIII段的长度应比L1校一些,取LVIIVIII58mm 5.3.4轴上零件的周向定位
齿轮与轴的周向定位均采用平键连接,按dIII由表6-1查平键界面:
bh149
键槽均用键槽铣刀加工,长为40mm,同时,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故齿轮轮毂与轴的配合为5.3.5确定轴上圆角及倒角尺寸
参考表15-2,取轴端倒角为245o,各轴肩处的圆角半径见零件图。 5.3.6①求反力: H水平面
FNH1
Ftl2
1887.68N l1l2
H7
n6
FNH2FtFNH1894.53N
V垂直面
Frl2Fa
l1l2
d
535.91N
FNV1
FNV2FVFAV488.82N
②求齿宽中点处的弯矩 MH120717.14Nmm
MV134271.44Nmm
MV265964.94Nmm
扭矩:T
D
Fa1.9263105Nmm 2
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面,现将B处的MH、MV及M值列于下表:
7)求轴上载荷
先根据轴的结构图做出轴的计算简图,在确定轴承的支点位置时,应从手册中查取a值,对于30304型圆锥滚子轴承,由手册中查得
a13mm因此,简支梁轴的支撑跨距197.5mm根据轴的计算简图做出弯
矩图和扭矩图
8)按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度,轴向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取0.6,轴的计算应力:
M2(T)2
ca17.3MPa W
2
前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由表15-1查得[1]60MPa,
ca[1],故安全。
六、轴承的校核
6.1。1、对I轴两端的轴承进行校核
已知:FNH11172.77N,FNH2486.63N,FNV1204.45N,FNV2292.11N
Fr1FNH1FNV11190.45N Fr2FNH2FNV21190.45N
2
2
2
2
6.1.2、求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2 对于30304型轴承,轴承派生轴向力Fd
Fr
,查《机械零件手册》表2Y
9-6-1续,得:该轴承的Y值等于2,e=0.3,两轴承正装。
Fd1
Fr1F
297.61N,Fd2r2141.89N 2222
FaFd1339.48NFd1
所以Fa1FaFd1339.48N
Fa2Fd2141.89N
因为
Fa1F
0.280.3,a20.240.3; Fr1Fr2
所以对轴承1:X11,Y10 对轴承2:X21,Y20
因轴承运转有轻微冲击:fp1.0~1.2,取fp1.1,则
P.49N 1fp(X1Fr1Y1Fa1)1309P.33N 1fp(X2Fr2Y2Fa2)624
6.1.3、验算轴承寿命
因为P1P2,所以按轴承1的受力大小验算:
106468003
Lh()760304h283001048000h
60n1309.49
10
所以满足寿命要求。
6.2.1、对II轴两端的轴承进行校核
已知:FNH12193.3NN,FNH21863.81N,FNV1563.17N,FNV28N
Fr1FNH1FNV12264.45N Fr2FNH2FNV21863.83N
2
2
2
2
6.1.2、求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2 对于30305型轴承,轴承派生轴向力Fd
Fr
,查《机械零件手册》表2Y
9-6-1续,得:该轴承的Y值等于2,e=0.3,两轴承正装。
Fd1
Fr1F
566.1N,Fd2r2465.96N 2222
Fa431.21197.59233.62N
所以Fa1FaFd2699.58NFd2
Fa2Fd2465.96N
因为
Fa1F
0.3080.3,a20.250.3; Fr1Fr2
所以对轴承1:X10.4,Y12 对轴承2:X21,Y20
因轴承运转有轻微冲击:fp1.0~1.2,取fp1.1,则
P.94N 1fp(X1Fr1Y1Fa1)2304P.21N 1fp(X2Fr2Y2Fa2)2050
6.1.3、验算轴承寿命
因为P1P2,所以按轴承1的受力大小验算:
106330003 Lh()1261828.94h283001048000h
60n2304.94
10
所以满足寿命要求。
6.3。1、对III轴两端的轴承进行校核
已知:FNH11887.68NN,FNH2894.53N,FNV1535.91N,FNV2488.82N
Fr1FNH1FNV11962.28N Fr2FNH2FNV21019.37N
2
2
2
2
6.1.2、求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2 对于30304型轴承,轴承派生轴向力Fd
Fr
,查《机械零件手册》表2Y
9-6-1续,得:该轴承的Y值等于1.9,e=0.31,两轴承正装。
Fd1
Fr1F
516.39N,Fd2r2235.47N 21.921.9
Fa431.21N
所以Fa1Fd516.39N
Fa2FaFd1947.6N
因为
Fa1F
0.260.3,a20.920.3; Fr1Fr2
所以对轴承1:X11,Y10 对轴承2:X20.4,Y21.9
因轴承运转有轻微冲击:fp1.0~1.2,取fp1.1,则
P.51N 1fp(X1Fr1Y1Fa1)2158
PN 1fp(X2Fr2Y2Fa2)2429
6.1.3、验算轴承寿命
因为P1P2,所以按轴承1的受力大小验算:
106752003 Lh()13129207h283001048000h
60n2429
10
所以满足寿命要求。
七、减速器箱体的设计
机座壁厚 10mm,
机盖壁厚 110mm,机座凸缘壁厚 b15mm,机盖凸缘厚度
b115mm
机座底凸缘厚度 b225mm 地脚螺栓直径 df16mm,数目为4
轴承旁螺栓直径 d112mm
机盖与机座连接螺栓直径d28mm 轴承盖螺钉直径 d38mm 窥视孔螺钉直径d47mm 定位销直径 d7mm 轴承旁凸台半径 R1C212mm
外机壁至轴承座端面的距离l1C1C2(8~12)30mm 大齿轮顶圆与内机壁距离116mm 机盖、机座肋板厚m1m28mm 通气器:简易通气器 M121.5
八、设计总结
通过这次课程设计,深刻的体会到了自己的知识不足,由于缺乏经验,设计中不免有错误,希望老师能多多批评指正。
参考文献:
[1] 刘鸿文.材料力学.北京:高等教育出版社,2010.6.
[2] 罗圣国.机械设计课程设计指导书.北京:高等教育出版社,1989.3. [4] 周开勤.机械零件手册.北京:高等教育出版社,2000.12. [5] 濮良贵,纪名刚.机械设计.北京:高等教育出版社,2005.12. [6] 孙克军,杨春稳.电机常用技术数据速查手册.北京:中国电力出版社,2009.