二级圆锥圆柱齿轮减速器(带式输送机传动系统)(1)
一、机械设计课程设计任务书
设计带式运输机传动装置(两级锥齿轮—斜齿圆柱齿轮减速器)
一、总体布置简图
二、工作条件: 1.连续单向运转。 2.载荷平稳。 3.两班制。 4.结构紧凑。 5.工作寿命 5 年。 三、工作机输入功率:2.85 KW 工作机输入转速:80 rpm 四、设计内容: 1、 电动机选择与运动参数的计算; 2、 齿轮传动设计计算; 3、 轴的设计; 4、 滚动轴承的选择; 5、 键和联轴器的选择与校核; 6、 装配图、零件图的绘制; 7、 设计计算说明书的编写; 五、设计任务 1、 绘制减速器装配图 1 张。 2、 绘制减速器零件图 1-2 张。 3、 编写设计说明书一份。
1
计算与说明
主要结果
二、电动机的选择
1、电动机转速的确定 工作机转速:80rpm 锥齿轮圆柱齿轮减速器传动比范围一般为 i=10~25 最大值为:40 故电动机转速应在 nd in 范围内即:800~2000 rpm 最大值:3600rpm 根据电动机的选择原则应选择:Y 系列三相笼型异步电动机 2、电动机功率的确定 查《机械设计课程设计》表 12-8 名称 斜齿圆柱齿轮 锥齿轮 联轴器 轴承 卷筒 1 1 2 4 1 数量 效率 0.94~0.99 0.92~0.98 0.95~0.995 0.98 0.94~0.97 代号 1 N2 N3 N4 N5 同 步 转 速 为 1440r/min
计算得传动的装置的总效率: n n1 n 2 n3 n4 n5
2 2
min max
0.6494977 0.8949936
工作机输入功率: Pw 2.85kw 所需电动机输出功率为 Pd
确定电机 Y 系列 三相异步电动 即:电动机转速:800~2000rpm 最大值:36000rpm 机 , 型 号 为 电动机功率:3.1843803~403880063 Y112M-4, 额定功 查《机械设计课程设计》表 12-1(机械设计课程设计手册 P173) 率 4kW,满载转 最后确定电机 Y 系列三相异步电动机,型号为 Y112M-4,额定功率 4kW, 速 满载转速 nm 1440r/min。 nm 1440r/min。
a
Pw
算得:
Pd max 4.3880063 Pd max 3.1843803
三、传动系统的运动和动力参数计算
1、分配各级传动比 电动机满载转速 nm 1440r/min。工作机主动轴转速: nw 80 rmp 总传动比 iz
i1 3 , i2 6
nm 1440 18 nw 80
查书得推荐值: i1 0.25iz ,且 i1 3 ,
2
得 i1 3 , i2 6 ,满足要求。 2、由传动比分配结果计算轴速 n
nm i
n1 0.97 n 2 0.95
3、分别取:
n3 0.99 n 4 0.98 n5 0.96 n 0.799726 0.80
各轴输入功率 P Pd 各轴输入转矩 T 9550 将计算结果列在下表 轴号 电机轴 I轴 II 轴 III 轴 卷筒轴 功率 P/kW 3.56 3.46 3.22 3.06 2.85 转矩 T/( N m ) 23.60 22.90 64.00 365.00 340.00 转速 n/ (r/min) 1440 1440 480 80 80 1 3 6 1 0.9702 45 号钢调质。小 0.9310 齿轮齿面硬度为 0.9506 280HBS,大齿轮 0.9319 齿 面 硬 度 为 240HBS 传动比 效率
P n
四、传动
零件的计算
1、圆锥直齿齿轮传动的计算 选择齿形制 GB12369-90,齿形角 20
设计基本参数与条件:齿数比 u=3,传递功率 P 3.46 kW ,主动轴转速 1
n1 1440 r / min ,采用二班制工作,寿命 5 年(一年以 360 天计) ,小锥
齿轮悬臂布置。 (1)选择齿轮材料和精度等级 ①材料均选取 45 号钢调质。小齿轮齿面硬度为 280HBS,大齿轮齿面硬度 为 240HBS。 ②精度等级取 8 级。 ③试选小齿轮齿数 z1 23 ,则 z2 uz1 3 23 69 (2)按齿面接触疲劳强度设计 查[3](10-26)有齿面接触疲劳强度设计公式
3
d1t 2.92 3 (
KT1 [ H ] R (1 0.5R ) 2 u )2
ZE
① 试选载荷系数: Kt 2.31 。 ② 计算小齿轮传递的扭矩: T1 9.55 10
6
P 1 22946 .52778 N mm n1
③ 取齿宽系数: R 0.5 (机械设计表 10-7,P205) ④ 确定材料弹性影响系数: E 189 .8MPa Z
1 2 (机械设计, 表
10—6, p201)
⑤ 确定区域系数:锥齿角为 20°标准直齿圆锥齿轮传动: Z H 2.5 ⑥ 根 据 循 环 次 数 公 式 [3] 式 10-13 , 计 算 应 力 循 环 次 数 :
N1 60 n1 jLh 60 1440 1 2 8 360 5 2.48832 10 9
N2
N1 0.82944 10 9 u
⑦ 查[3]图 10-19 得接触疲劳寿命系数: K HN 1 0.97 , K HN 2 1.1 ⑧ 查 [3] 图 10-21(d) 得 疲 劳 极 限 应 力 : H lim 1 600 MPa ,
H lim 2 550 MPa
⑨ 由[3]式 10-12 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为 1%,安全系数
S H 1.0 ,
[ H ]1 [ H ]2 K HN 1 H lim1 582 MPa SH K HN 2 H lim 2 605 MPa SH
⑩ 由 接 触 强 度 计 算 出 小 齿 轮 分 度 圆 直 径 :
d1t 2.92 3 (
得 :
KT1 , [ H ] R (1 0.5R ) 2 u )2
则
ZE
d 1t 57.25837385
d m1 d1t (1 0.5R ) 42.94378039 mm
⑪ 齿轮的圆周速度 v ⑫ 计算载荷系数:
d m1n1
60 1000
3.23788476 m / s
4
a:齿轮使用系数,查[3]表 10-7 得 K A 1 b:动载系数,查[3]图 10-8 得 K v 1.17 c:齿间分配系数,查[3]表 10-9 得 K H K F 1.4 d:齿向载荷分布系数 K H K F 1.5 K Hbe 查[3]表 10-9 得 K Hbe 1.25 ,所以 K H K F 1.875 e : 接 触 强 度 载 荷 系 数
K K A K v K H K H 11.17 1.4 1.875 3.07125
13 ○按载荷系数校正分度圆直径
d1 69 mm d 2 207 mm
,
d1 d1t 3 K / K t 62.96125937 mm
1 1826'6' ' ,
2 7133'54' '
R 109 .0986 mm
b1 b2 36 mm
m
d1 2.73744606 m z1
取标准值,模数圆整为 m 3mm 14 ○计算齿轮的相关参数
d1 mz1 69 mm , d2 mz2 207 mm
1 arctan
z1 18 26'6' ' , 2 90 1 7133'54' ' z2
( R d1
z2 2 ) 1 z1 99 .55049198 mm 2
15 ○确定
齿宽: b R R 49.77524599 mm
圆整取 b1 b2 50 mm (3)校核齿根弯曲疲劳强度 1 ○载荷系数 K 2.31
2 ○当量齿数 zv1
z1 z2 24 , zv 2 218 cos1 cos 2
3 ○查[3]表 10-5 得 YFa 1 2.65 , YSa1 1.58 , YFa 2 2.06 , YSa 2 1.97 4 ○取安全系数 S F 1.4
5
由[3]图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数 K FN 1 0.86 , K FN 2 0.9 查[3]图 10-20(c)得弯曲疲劳极限为: FE 1 500 MPa , FE 2 380 MPa 许用应力 [ F ]1
K FN 1 FE 1 307 .14 MPa SF
[ F ]2
K FN 2 FE 2 244 .29 MPa SF
5 ○校核强度,由[3]式 10-23
F
2 KT1YFa YSa [ F ] bm2 (1 0.5R ) 2 z
计算得 F1 76.58710043 MPa [ F ]1
F 2 7109574861 2MPa [ F ]2
可知弯曲强度满足,参数合理。 2、圆柱斜齿齿轮传动的计算 设计基本参数与条件:齿数比 u=6,传递功率 P2 3.22 kW ,主动轴转速
n2 480 r / min ,采用二班制工作,寿命 5 年(一年以 360 天计) 。
(1)选择齿轮材料、精度等级和齿数 ①小齿轮材料选取 40Cr 钢调质,大齿轮选取 45 钢调质,小齿轮齿面硬度 为 280HBS,大齿轮齿面硬度为 240HBS。 ②运输机为一般工作机,精度等级取 7 级。 ③试选小齿轮齿数 24
z2 uz1 6 24 144
4 ○初选螺旋角 14
(2)按齿面接触疲劳强度设计 查[3](10-21)有齿面接触疲劳强度设计公式
d1t 3
2 K tT1 u 1 Z E Z H 2 ( ) d u [ H ]
1 ○试选载荷系数: K t 1.6 2 ○
计
算
小
齿
轮
传
递
的
扭
矩
:
6
T1 9.55 10 6
P2 6.406458333 10 4 N mm n2
3 ○取齿宽系数: d 1
1
4 ○确定弹性影响系数:由[3]表 10-6, Z E 189 .8MPa 2 5 ○确定区域系数:查[3]图 10-30,标准直齿圆锥齿轮传动: Z H 2.433 6 ○ 根 据 循 环 次 数 公 式 [3] 式 10-13 , 计 算 应 力 循 环 次 数 :
N1 60 n1 jLh 60 480 1 2 8 360 5 0.82944 10 9
N2
N1 0.13824 10 9 u
查[3]图 10-19 得接触疲劳寿命系数: K HN 1 0.90 , K HN 2 0.95 查[3]图 10-21(d)得疲劳极限应力: H lim 1 600 MPa , H lim 2 550 MPa 由[3]式 10-12 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为 1%,安全系数
S H 1.0 ,
[ H ]1 [ H ]2 K HN 1 H lim1 540 MPa , SH K HN 2 H lim 2 522 .5MPa SH
[ H ]
[ H ]1 [ H ]2 531 .25 MPa 2
7 ○由[3]图 10-26 查得 1 2 0.78 0.87 1.65 8 ○代入数值计算
小齿轮直径 d1t 49 .76112509 mm
9 ○圆周速度 v
d1t n1
60 1000
1.25063348 m / s
10 ○齿宽 b 及模数 mnt ,
b d d1t 1 49.76112509 mm 49.76112509 mm
mnt
d1t cos 2.012125003 mm z1
7
h 2.25mnt 4
.527281257 mm
b / h 10.99139246
11 ○计算纵向重合度 0.318d z1 tan 1.617391304 12 ○计算载荷系数:
a:齿轮使用系数,查[3]表 10-2 得 K A 1 b:动载系数,查[3]图 10-8 得 K v 1.11 c:齿间分配系数,查[3]表 10-3 得 K H K F 1.2 d:查[3]表 10-4 得齿向载荷分布系数 K H 1.417 查[3]图 10-13 得 K F 1.35 e : 接 触 强 度 载 荷 系 数
K K A K v K H K H 11.13 1.2 1.417 1.921452
13 ○按载荷系数校正分度圆直径
d1 d1t 3
K 52 .89241257 mm Kt
14 ○计算模数 mn
d1 cos 2.067950163 mm z1
(3)按齿根弯曲强度设计 由[3]式 10-17
mn
3
2 KT1Y cos2 YFa YSa d z12 [ F ]
1 ○计算载荷系数 K K A K v K F K F 1.887444 2 ○由纵向重合度 1.617391304 ,从《机械设计课程手册》图 10-28 得
Y 0.90
3 ○计算当量齿数 zv1
z1 24 .6 cos3
zv 2
z2 99 .4 cos3
8
4 ○由[3]图 10-20 得弯曲疲劳强度极限 FE 1 500 MPa , FE 2 380 MPa 5 ○由[3]图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K FN 1 0.92 , K FN 2 0.95 6 ○取弯曲疲劳安全系数 S F 1.4
由[3]式 10-12 得
[ F ]1 [ F ]2
K FN 1 FE 1 328 .5714286 MPa SF K FN 2 FE 2 257 .8571429 MPa SF
7 ○由[3]表 10-5 得齿形系数 YFa 1 2.65 , YFa 2 2.135
得应力校正系数 YSa1 1.58 , YSa 2 1.827
8 ○计算大、小齿轮的
YFa YSa 并加以比较。 [ F ]
YFa 1YSa1 Y Y 0.012743043 , Fa 2 Sa 2 0.015127155 [ F ]1 [ F ]2
大齿轮的数值大。
9 ○计算得 mn 1.242931758 mm 。
z1 24 ,
z2 140
对比结果,显然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,而齿轮模数 m 主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,齿面接 触 疲 劳 强 度 所 决 定 的 承 载 能 力 仅 齿 轮 直 径 有 关 , 故 取 mn 2.1mm
a 182 mm
14 .25
d1 120 mm , d 2 160 mm
d1 52.8924257 mm
10 ○校正齿数
z1
d1 cos 24.43797621 ,取 z1 24 mn
z2 uz1 144
B1 57 mm B2 52 mm
11 ○圆整中心距
a
( z1 z2 )m 181 .8056707 mm 182 mm 2 cos
12 ○修正螺旋角
arccos
( z1 z2 )m 0.24871 14.25 2a
变化不大,不必修正前面计算数值。
9
13 ○计算几何尺寸
d1
z1m zm 120 mm , d 2 2 160 mm cos cos
b d d1 51.9996287 mm , 取 齿 宽 为 B1 57 mm ,
B2 52 mm
五、轴的计算
1、I 轴的计算 (1)轴上的功率 P 3.46kW , 转速 n1 1440 r / min , 转矩 T1 22.9 N m , 1 (2)求作用在齿轮上的力
d 2 207 mm
圆 周 力 Ft 221 .2560386 N , 轴 向 力 Fa 25.46482513 N , 径 向 力
Fr 76.3984913 N
(3)初估轴的
最小直径 先按[3]式 15-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢,调质处理。 根据[3]表 15-3,取 A0 105 ,于是得
d min A0 3
p 3.46 105 3 14.09621947 mm n 1440
由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径 d12 与联轴 器孔径相适应,故需同时选择联轴器型号。 联轴器的计算转矩,查[3]表 14-1
Tca K AT1 1.3 22.9 2.977 10 4 N mm
查《机械设计课程设计》表 17-2,结合电动机参数,所以选取型号为 LT3 弹性套柱销联轴器,孔径选为 16mm,长 42mm。联轴器与轴配合的轮毂长 度为 30mm。 (4)轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案,如下图
10
1 ○轴段 1-2,由联轴器型号直径为 16mm,右端应有轴肩定位,轴向长度应 该略小于 30mm,取 28mm。 2 ○轴段 4-5, 先初选轴承型号, 由受力情况选择圆锥滚子轴承, 型号取 30204, 内径为 20mm。 所以轴段直径为 20mm, 长度应略小于轴承内圈宽度 14mm, 取为 12mm。 3 ○轴段 2-3,由轴承内圈直径 20mm 得轴段直径为 20mm。左端联轴器又端 面距离短盖取 30mm,加上轴承宽度和端盖宽度,轴段长度定为 59.25mm。 4 ○轴段 5-6,小锥齿轮轮毂长度为 36mm,齿轮左端面距离套杯距离约为 8mm,再加上套杯厚度 8mm,确定轴段长度为 52mm,直径为 32mm。 5 ○轴段 3-4, 由于小齿轮悬臂布置, 轴承支点跨距应取悬臂长度的大约两倍, 由此计算出轴段长度为 100mm。 又有轴肩定位的需要, 轴肩高度取 3.5mm, 所以轴段直径取 42mm。 6 ○零件的周向定位 查《机械设计课程设计》表 14-24 得 左端半联轴器定位用平键,宽度为 5mm,高 5mm,长度略小于轴段,取 20mm,选取键 5 20 , 右端小齿轮定位用平键, 宽度为 10mm, 8mm, 高 长度略小于轴段, 45mm, 取 选取键 10 45 。 7 ○轴上圆角和倒角尺寸 参考 《机械设计课程设计》 12-13, 1-2、 4-5 的倒角分别为 0.8,1.0,1.0, 表 取 2-3、 圆角取 0.4,0.5,0.5 ca 14.99 MPa (5)求轴上的载荷 根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示
(6)按弯扭合成应力校核轴的强度 由上图可知,应力最大的位置,只需校核此处即可,根据[3]式 15-5 及以上
11
数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取 0.6 ,轴的 计算应力
ca
M 2 (T1 ) 2 14 .99 MPa W
查[3]表 15-1 得 [ 1 ] 60 MPa ,因此 ca [ 1 ] ,轴安全。 2、II 轴的计算 (1) 轴 上 的 功 率 P2 3.22 kw , 转 速 n 2 480 rpm , 转 矩
T2 6.40 10 4 N mm ,
(2)求作用在齿轮上的力 大 圆 锥 齿 轮 : 圆 周 力 Ft
2T2 2206 .896552 N , 轴 向 力 d2
, 径 向 力
Fa Ft tan 35.58517965 N
Fr Ft ta
n an 106 .7555389 N cos
圆 柱 齿 轮 : 圆 周 力 Ft0
2T2 2206 .896552 N , 径 向 力 d1
Fr0 803 .2463072 N 。
(3)初估轴的最小直径 先按[3]式 15-2 初步估算轴的最小直径。由于此轴为齿轮轴,选取轴的材料 应同圆柱齿轮一样,为 40Cr,调质处理。根据[3]表 15-3,取 A0 105 ,于 是得
d min A0 3
P2 3.22 105 3 19.80284146 mm n2 480
(4)轴的结构设计
12
1 ○轴段 4-5,由设计结果,小齿轮分度圆直径为 57mm,齿宽为 52mm,取 此轴段直径为 57mm,长为 52mm。 2 ○轴段 2-3,齿轮轮毂长度为 b2 cos 2 40 mm 40,轴段长度定为 38mm,
直径为齿轮孔径 40mm。 3 ○轴段 1-2,选用轴承型号为 30205,内径 20mm,故轴段直径为 20mm, 齿轮端面距离箱体内壁取 7mm, 轴承距内壁 2mm, 所以轴段长度取 25mm。 4 轴段 6-7,用于装轴承,长度取 16mm,直径取 20mm。 ○ 5 ○轴段 5-6,轴承应该距离箱体内壁 2mm 左右,且小齿轮端面距离箱体内 壁 8mm 左右,长度取 10mm,又根据轴肩定位需要,轴径取 41mm。 6 ○轴段 3-4,由于箱体内壁应该相对于输入轴的中心线对称,通过计算此段 长度为 20mm,又有定位需要,轴径取 47mm。 7 ○零件的周向定位 查《机械设计课程设计》表 14-24(p158)得 锥齿轮定位用平键,宽度为 12mm,深 8mm,长度略小于轴段,取 28mm。 斜齿轮定位用平键,宽度为 16mm,深 10mm,长度略小于轴段,取 45mm。 8 ○轴上圆角和倒角尺寸 参考《机械设计课程设计》表 12-13,取轴端倒角为 2mm,圆角取 1.6mm
(5)求轴上的载荷 根据轴的结构图和受力情况得出轴所受力和弯矩扭矩如表所示 载荷 支反力 F 水平面 H 垂直面 V
FNH 1 188 N , FNH 2 1067 N
FNV 1 1758 N , FNV 2 2622 N
弯矩 M
M H 1 24219 N mm, M V 119301 N mm M H2 48549 N mm
M 1 24219 2 119301 2 121735 N mm M 2 48549 2 119301 2 128801 N mm
总弯矩
扭矩 T
T2 98420 N mm
弯矩和扭矩图如下:
13
ca 31.5MPa
(6)按弯扭合成应力校核轴的强度 由上图可知, 应力最大的位置, 校核此处即可, 根据[3]式 15-5 及以上数据, 以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取 0.6 ,轴的计算应 力
ca
M 1 (T1 ) 2 8.13 MPa W
2
查[3]表 15-1 得 [ 1 ]
70 MPa ,因此 ca [ 1 ] 。
2
另外小齿轮的两个端面处较危险, 右端按照轴颈 35mm, 若弯扭组合按照最
M 1 (T1 ) 2 大处计算, ca 有 31.5MPa ,所以最终可以确定 W
弯扭校核结果为安全。 (7)精确校核轴的疲劳强度 1 ○判断危险截面 由上述计算已知小齿轮中点处应力最大,但是此处轴颈较两侧高出许多, 所以应选 4 的左侧和 5 的右
侧进行精确校核计算。 2 ○截面 4 的左侧 抗弯截面系数 W 抗扭截面系数 WT
0.1d 3 10382 mm 3
0.2d 3 20765 mm 3
14
截面 4 左侧的弯矩为
M
121735 56926 60 56926 98964 N mm 92.5
98420 N mm
截面 4 上的扭矩为 T2 截面上的弯曲应力
b
M 98964 9.53MPa W 10382
T2 98420 4.74 MPa WT 20765
截面上扭转切应力
T
轴的材料为 40Cr,调质处理。由[3]表 15-1 查得
B 735 MPa, 1 355 MPa, 1 200 MPa 。
综合系数的计算 查[3]附表 3-2,由
r 1.6 D 0.034 , 1.17 d 47 d
经直线插入,得因轴肩而形成的理论应力集中为
2.08 , 1.61 ,
由[3]附图 3-1 得轴的材料敏感系数为 q
0.81 , q 0.85 ,
则有效应力集中系数为,按[3]式(附表 3-4)
k 1 q ( 1) 1.87 k 1 q ( 1) 1.52
由[3]附图 3-2,3-3 查得尺寸系数为
0.73 ,扭转尺寸系数为
Sca 13 .00 S 1.5
0.84 ,
查[3]附图 3-4,轴采用精车加工,表面质量系数为 轴表面未经强化处理,即
0.82 ,
q 1
,则综合系数值为
K
k
1
1 2.78
15
K
k
1
1 2.03
碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为 0.1 , 0.05 安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为
S S
1 13.40 K a m
1 53 .75 K a m
S S S S
2 2
S ca
13.00 S 1.5
故此处安全。
3 ○截面 5 的右侧
抗弯截面系数 W 抗扭截面系数 WT
0.1d 3 6892 mm 3
0.2d 3 13784 mm 3
截面 5 右侧的弯矩为
M
128801 13 36800 N mm 45.5
98420 N mm
截面 5 上的扭矩为 T2 截面上的弯曲应力
b
M 36800 5.34 MPa W 6892
T2 98420 7.14 MPa WT 13784
截面上扭转切应力
T
轴的材料为 40Cr,调质处理。由[3]表 15-1 查得
B 735 MPa, 1 355 MPa, 1 200 MPa 。
综合系数的计算
16
查[3]附表 3-2,由
r 1.6 D 0.039 , 1.34 d d 41
经直线插入,得因轴肩而形成的理论应力集中为
2.15 , 1.78 ,
由[3]附图 3-1 得轴的材料敏感系数为 q
0.81 , q 0.85 ,
则有效应力集中系数为,按[3]式(附表 3-4)
k 1 q ( 1) 1.93 k 1 q ( 1) 1.66
由[3]附图 3-2,3-3 查得尺寸系数为
S ca 17 .33
0.75 ,扭转尺寸系数为
S 1.5
0.85 ,
查[3]附图 3-4,轴采用精车加工,表面质量系数为 轴表面未经强化处理,即
0.82 ,
q 1
,
则综合系数值为
K K
k
k
1
1
1 2.79 1 2.17
碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为 0.1 , 0.05 安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为
S S
1 23 .83 K a m
1 25 .24 K a m
S S S2 S2 17.33 S 1.5
S ca
故此处安全。 综上得出,此轴疲劳强度达到要求。
17
3、III 轴的计算 (1) 轴 上 的 功 率 P 3.06 k W , 转 速 n3 80 r / min , 转 矩 3
T3 365 N m ,
(2)求作用在齿轮上的力 圆周力 Ft
2T3 轴向力 Fa 594 .22466795 N , 径向力 2339 .74359 N , d3
Fr 878 .6385778 N
(3)初估轴的最小直径 先按[3]式 15-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 40Cr,调质处理。 根据[3]表 15-3,取 A0
97 ,于是得
d min A0 3
P3 32 .6825268 mm ,此处有一个平键,直径增加 5%, n3
得出直径最小为 34.31664693mm。 由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径 d12 与联轴 器孔径相适应,故需同时选择联轴器型号。 联轴器的计算转矩,查[3]表 14-1
Tca K AT3 1.5 365000 547500 N mm
选取凸缘曲轴器型号为 GY6,孔径选为 38m。联轴器与轴配合的轮毂长度 为 82mm。 (4)轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案,如下图
1 ○轴段 1-2,由联轴器型号得直径为 32mm,右端应有轴肩定位,轴向长度 应该略小于 60mm,取 80mm。 2 ○轴段 5-6,此处与大齿轮配合,取直径为齿轮孔径 50mm,长度略小于轮 毂长度取为 40mm。 3 ○轴段 6-7,选取轴承型号为 30206,由轴承内圈直径得轴段直径为 40mm。 又考虑大齿轮与小齿轮的配合,大齿轮与内壁距离为 10.5mm。轴承距离内 壁取 2mm 左右,最后确定轴段长度为 35mm。 4 ○轴段 4-5,此段用于大齿轮定位,轴肩高度为 4mm,所以直径取 75mm, 长度取 10mm。
18
5 ○轴段 3-4,左端用于轴承定位,轴肩高度取 3.5mm,直径为 64mm,又有 轴承距离内壁 2mm 左右,轴段长度得出为 65mm。 6 ○轴段 2-3,根据轴承和端盖宽度,再是轴稍微伸出一段,确定轴段长度为 ca 29.68 MPa 40mm,直径取轴承内圈大小为 40mm。 7 ○零件的周向定位 查《机械设计课程设计》表 14-24 得 左端半联轴器定位用 C 型平键, 宽度为 10mm, 长度略小于轴段, 50mm, 取 选取键 C 10 50 , 右端大齿轮定位用平键,宽度为 12mm,长度略小于轴段,取 50mm,选取 键 12 50 。 7 ○轴上圆角和倒角尺寸 参考《机械设计课程设计》表 12-13,取轴端倒角为 2mm,圆角取 1.6mm (5)求轴上的载荷 根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示
(6)按弯扭合
成应力校核轴的强度 由上图可知,应力最大的位置,只需校核此处即可,根据[3]式 15-5 及以上 数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取 0.6 ,轴的 计算应力
ca
M 2 (T1 ) 2 29.68 MPa W
查[3]表 15-1 得 [ 1 ] 70 MPa ,因此 ca [ 1 ] ,轴安全。
Lh1 3.66 106 h 48000h
六、轴承的计算
1、I 轴的轴承校核 轴承 30207 的校核 求两轴承受到的径向载荷
Lh 2 5.18 106 h 48000h
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径向力 Fr1
2 2 FH 1 FV21 550.95 N , Fr 2 FH 2 FV22 190.24 N
查《机械设计课程设计》表 15-1,得 Y=1.6,e=0.37, Cr 54.2kN 派生力 Fd 1
Fr1 F 172.17 N , Fd 2 r 2 59.45 N 2Y 2Y
轴向力 Fa 63.41N ,左侧轴承压紧 由于 Fa Fd 2 63.41 59.45 122.86 N Fd 1 , 所以轴向力为 Fa1 172.17 N , Fa 2 108.76 N 当量载荷 由于
Fa1 F 0.31 e , a 2 0.57 e , Fr1 Fr 2
所以 X A 1 , YA 0 , X B 0.4 , YB 1.6 。 由于为一般载荷,所以载荷系数为 f p 1.1 ,故当量载荷为
P f p ( X A Fr1 YA Fa1 ) 606.045 N 1 P2 f p ( X B Fr 2 YB Fa 2 ) 275.123N
轴承寿命的校核
,
106 Cr Lh1 ( ) 3.66 106 h 48000h 60n1 P 1 Lh 2 106 Cr ( ) 5.18 106 h 48000h 60n1 P2
Lh1 2.57 10 6 h 48000 h
2、II 轴的轴承校核 轴承 30207 的校核 求两轴承受到的径向载荷 径向力 Fr1
2 2 FH 1 FV21 474.64 N , Fr 2 FH 2 FV22 176.58 N
Lh 2 4.13 10 5 h 48000 h
查《机械设计课程设计》表 15-1,得 Y=1.6,e=0.37, Cr 54.2kN 派生力 Fd 1
Fr1 F 343.16 N , Fd 2 r 2 46.47 N 2Y 2Y
轴向力 Fa 343.16 N ,右侧轴承压紧
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由于 Fa Fd 1 343.16 343.16 686.32 N Fd 2 , 所以轴向力为 Fa1 389.63N , Fa 2 46.47 N 当量载荷 由于
Fa1 F 0.31 e , a 2 0.43 e , Fr1 Fr 2
所以 X A 0.4 , Y A 1.6 , X B 1 , YB 0 。 由于为一般载荷,所以载荷系数为 f p 1.1 ,故当量载荷为
P f p ( X A Fr1 YA Fa1 ) 1945 N , P2 f p ( X B Fr 2 YB Fa 2 ) 3368 N 1
轴承寿命的校核
Lh1
10 6 Cr ( ) 2.57 10 6 h 48000 h 60 n2 P 1 10 6 Cr ( ) 4.13 10 5 h 48000 h 60 n2 P2
Lh 2
3、III 轴的轴承校核 轴承 30208 的校核 求两轴承受到的径向载荷 径向力 Fr1
2 2 FH 1 FV21 1719 N , Fr 2 FH 2 FV22 1839 N
Lh1 3.73 10 6 h 48000 h
Lh 2 1.51 10 7 h 48000 h
查《机械设计课程设计》表 15-1,得 Y=1.6,e=0.37, Cr 63.0kN 派生力 Fd 1
Fr1 F 537 N , Fd 2 r 2 575 N 2Y 2Y
轴向力 Fa 743 N ,左侧轴承压紧 由于 Fa Fd 2 743 575 1318 N Fd
1 , 所以轴向力为 Fa1 1318 N , Fa 2 575 N 当量载荷 由于
Fa1 F 1.23 e , a 2 0.31 e , Fr1 Fr 2
所以 X A 0.4 , Y A 1.6 , X B 1 , YB 0 。
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由于为一般载荷,所以载荷系数为 f p 1.1 ,故当量载荷为
P f p ( X A Fr1 YA Fa1 ) 3076 N , P2 f p ( X B Fr 2 YB Fa 2 ) 2023 N 1
轴承寿命的校核
Lh1
10 6 Cr ( ) 3.73 10 6 h 48000 h 60 n3 P 1 10 6 Cr ( ) 1.51 10 7 h 48000 h 60 n3 P2
Lh 2
七、键连接的选择及校核计算
将各个连接的参数列于下表 键 直径 mm 16 32 57 40 45 35 工作长度 mm 20 45 28 45 44 51 工作高度 mm 5 8 8 10 4 4 转矩 Nm 22.9 22.9 64.0 64.0 379.27 379.27 95.77 106.25 极限应力 Mpa
5 5 10 8 12 8 1610 12 50
C10 50
查[3]表 6-1 得 [ p ] 110 MPa ,所以以上各键强度合格。
八、减速器附件的选择
1、通气器 由于在室内使用,选简易式通气器,采用 M12×1.25 2、油面指示器,油面变动范围大约为 17mm,取 A20 型号的圆形游标 3、起吊装置 采用箱盖吊换螺钉,按重量取 M12,箱座采用吊耳 4,放油螺塞 选用外六角油塞及垫片 M16×1.5
九、润滑与密封
1、齿轮的润滑 采用浸油润滑,浸油高度为半个齿宽到一个齿宽,取为 35mm。 2、滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度为 3.4m/s,所以开设油沟、飞溅润滑。 3、 润滑油的选择 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于闭式齿轮设备,选
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用中负荷工业齿轮油 220。 4、 密封方法的选取 选用凸缘式端盖易于调整,采用毡圈密封,结构简单。 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
十、设计小结
由于时间紧迫,所以这次的设计存在许多缺点,比如某些尺寸没有考虑圆 整,齿轮的计算不够精确等。通过这次的实践,能使我在以后的设计中避 免很多不必要的工作,有能力设计出结构更紧凑,传动更稳定精确的设备。 另外认识到机械设计是一个系统性很强的工作,是需要明晰的条理与充分 的耐心才可以圆满完成的。
十一、参考资料目录
【1】 《机械设计课程设计》 ,机械工业出版社,陆玉主编,2006 年 12 月第 一版; 【2】 《机械设计手册.》 ,化学工业出版社,成大先主编,1992 年第三版; 【3】 《机械设计》 ,高等教育出版社,濮良贵,纪明刚主编,2005 年 12 月 第八版; 【4】 《机械原理》 ,高等教育出版社,孙桓主编,2005 年 12 月第七版;
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