机械设计课程设计二级减速器
机械设计课程设计任务书
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设计题目:二级展开式圆柱齿轮减速器
1设计条件
1.1原理图
(二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图)
1.2工作情况
1) 工作条件:两班制,连续单向运转,载荷较平稳,室内工作,有灰尘,环境最
高温度35℃;
2) 使用折旧期;8年;
3) 检修间隔期:四年一次大修,两年一次中修,半年一次小修; 4) 动力来源:电力,三相交流电,电压380/220V; 5) 运输带速度容许误差:±5%;
6) 制造条件及生产批量:一般机械厂制造,小批量生产。
- 2 -
2.1电动机类型的选择
电动机选择全封闭的Y系列三相鼠笼式异步电动机,具有防止 2 电动机选择
灰尘、铁屑、或其它杂物侵入电动机内部的特点,B级绝缘,工作环境温度不超过+40℃,相对湿度不超过95%,海拔高度不超过1000m,额定电压380V,频率50Hz。 2.2电动机功率的计算
① 工作机所需功率Pw PwF*v1000*w2.86KW
② 设计方案的总效率
联=0.99(两对联轴器的效率相等)
轴承1=0.99,轴承2=0.98,轴承3
=0.99
齿=0.97(两对齿轮的效率取相等)
则:=η22
总联η轴承1η齿η轴承2η轴承3=0.886
③ 电动机所需工作功率Pd
PdPw
2.860.886
3.23KW
2.3电动机转速的选择
① 由v=1.1m/s 求卷筒转速nw V =
Dnw
60*1000
=1.1 →nw=95.50 r/min
② 电动机可选转速范围 ni1i2nw
在该系统中只有减速器中存在二级传动比i1,i2,由圆柱齿轮
传动比范围为3—5。
所以nd =(i1*i2) nw=[9,25]* nw
nd的范围是(859.5,2387.5)r/min,初选为同步转速为
1430r/min的电动机
2.4电动机型号的确定
电动机型号为Y100L1-4,其额定功率为2.2kW,满载转速
Pw=2.86 KW 总=0.886
Pd=3.23 KW
nw=95.50 r/min nm=1430 r/min
3 计算传动装置的运动和动力参数
传动装置的总传动比及其分配 3.1计算总传动比
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总=nm/nw nw=95.50r/min nm=1430r/min i=14.97
3.2合理分配各级传动比
由于减速箱是展开式布置,所以i1=(1.3-1.5)i2。 估测选取 i1=4.5 i2=3.3
传动比误差为0.801%,所以可行。
3.3 各轴转速、输入功率、输入转矩计算 ① 计算各轴转速
电动机转轴速度 n0=nm=1430r/min
高速轴1 n1=nm=1430 r/min 中间轴2 n2=
n1
i=317.78 r/min 1
低速轴3 n3=
nmi*i=96.30 r/min 12
卷筒轴 n4=96.30 r/min。 ② 计算各轴功率
高速轴1 P1=Pd*联1=3.23*0.99=3.20Kw
中间轴2 P2=P1*
齿*
n轴承1=3.20*0.97*0.99=3.07Kw
低速轴3 P3=P2*n齿n轴承2=3.0708*0.97*0.98=2.92Kw
卷筒轴 P4=P3*n联2n轴承3=2.9191*0.99*0.99=2.86 Kw ③ 计算各轴转矩
电动机输出转矩 T9550*Pd
d2.16*104nNmm
1
- 4 -
i=14.97 i1=4.5 i2=3.3
各轴转速 n0=1430r/min n1=1430r/min n2=317.78 r/min n3=96.30 r/min n4=96.30 r/min
各轴功率 P1= 3.20 Kw P2=3.07Kw P3=2.92Kw P4=2.86Kw
高速轴1 T*P1
41
9550n2.14*10Nmm
1中间轴2 T9550*P2
2
n9.23*104Nmm
2低速轴III T9550*P3
3
2.90*105nNmm
3卷筒轴 T9550*P4
4
n2.84*105Nmm
4
4 齿轮设计计算
4.1 高速齿轮的计算
1) 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8级精度;
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=90的;
4.1.1 按齿面接触强度设计
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
d3
1t≥2KtT1u1ZE*ZH2
φ*
duσH
1)确定公式内的各计算数值
- 5 -
Td=1.24*104Nmm T1=
T2= T3= T4=
8级精度 z1=20 z2=90
(1) 试选Kt=1.6 (2) 由表10-7选取齿宽系数φd=1 (3) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa (4) 由图10-30选取区域影响系数ZH=2.433
(5) 由图10-26查得1=0.755,2=0.82,
则
=1+2=1.575
(6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极σ
Hlim1=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 N160n1jLh6014301(283658)4.0109
NN14.01092i.5
8.91108
14 (8)由[1]图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN10.9,
KHN20.95
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 H1=0.90³600MPa=540MPa
H2=0.95³500MPa=522.5MPa 则许用接触应力为: H1H2
H2
540522.5
2
531.25MPa
2)计算
(1)试算小齿轮分度圆直径
d1t
3
d1t≥
2KtT1u1ZE*2
φZHd*uσH
=34.24mm (2)计算圆周速度 v=
πd1tn1601000=π34.241430
601000
=2.56m/s
(3)计算齿宽b及模数m
bdd1t134.24mm34.24mm
- 6 -
d1tcos34.24cos14。
mtzmm1.66mm
120
h2.25mt2.251.66mm3.735mm
bh34.243.735
9.167 (4)计算纵向重合度
0.318
*1*20*tan14
dZ1tan0.3181.59 (5)计算载荷系数K
① 由表10-2查得使用系数KA1
② 根据v2.56m/s,8级精度,由图10-8查得动载系数 Kv1.14
③由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称 布置时,KH1.448 ④查图10-13得:KF1.36 ⑤由表10-3得,KHKF1.2 故载荷系数
KKAKVKHKH11.141.31.4481.98 (6)按实际载荷系数校正分度圆直径
由式10-10a得: d1d1tKK34.241.981.6
mm36.76mm t (7)计算模数m
d1cos36.76*cos14
mnz1.78mm
120
4.1.2 按齿根弯曲强度设计
由式10-17得:弯曲强度设计公式
m2KYT1co2sYFaYSa
2
dz1
F
1)确定计算参数
(1)计算载荷系数:
- 7 -
KKAKVKFKF11.111.41.422.21
(2)根据纵向重合度1.59,从图10-28查得:Y0.88
(3)计算当量齿数:
Z120
Zv121.8933
coscos14
Z290
Zv298.5233
coscos14
(4)查取齿形系数: 由表10-5查得YFa1
2.724;YFa22.183
1.569;YSa21.789
(5)查取应力校正系数:
由表10-5查得YSa1
(6)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa, 大齿轮的弯曲强度极限FE2380MPa
(7)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN10.85,KFN20.88 (8)计算弯曲疲劳许用应力:
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式(10-12)得
F1KFN1FE10.85500303.57MPa
s
1.4
F2
KFN2FE2
s
0.88380
238.86MPa
1.4
YFaYSa
(9)计算大小齿轮的
F并加以比较:
YFa1YSa1
F1
2.7241.596
0.01408
303.57
(大齿轮的大)
YFa2YSa2
F2
2.1831.7890.01635
238.86
2)计算
42
21.982.14100.88cos140.01635mmm1.22mm2
1201.575
- 8 -
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数mn大于由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,取标准值mn1.5mm.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
d136.76mm来计算相应的齿数:
zd1cos36.76*cos141m23.78
n1.5
取z124,z2108
3)几何尺寸计算
(1)计算中心距 a(zz
12)mn(241082cos)*1.52*cos14
102.03mm 故圆整后取中心距为a102mm
(2)修正螺旋角
z1z2mn
(24108)*1.5
2a
2*102
1355'48''
螺旋角改变不多,不需要修正相关的参数。 (3)计算齿轮的分度圆直径 z d1mn1
cos241.5
cos13。
55'48"
37.09mm
dz2mn1081.52coscos13。
55'48"
166.91mm (4)计算齿轮宽度
bdd1
137.0937.09mm 调整后取B137mm,B231mm 。
- 9 -
mn1.5mm
z121z
295
a90mm
1449'48"
d132.58mm
d2147.41mm
B142mmB236mm
4.2 低速齿轮的计算
1)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8级精度;
3)试选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=79的;
4.2.1按齿面接触强度设计
由设计公式(10-9a)进行计算,即
d3t2.KT2.u1(ZE)2
mm du[H]
1)确定各计算值
(1)试选载荷系数Kt1.3 (2)计算小齿轮传递的转矩,T9550*P2
2
n9.23104Nmm 2
(3)由表10-7选取齿宽系数 d1
1 (4)由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE189.82
(5)由图10-21d按齿面硬度查得:
小齿轮的接触疲劳强度极限;Hlim3600MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限;Hlim4550MPa (6)由式10-13计算应力循环次数
N360n2jLh60317.781(283658)8.910
8
NN38.9108
4i2.7108 23.3
(7)由图10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN30.90,KHN40.95
(8)计算接触疲劳许用应力
- 10 -
取失效概率为1%,安全系数S=1,由(10-12)得
H3
KHN3lim3
S
0.9600MPa540MPa
lim4H4KHN4S
0.95550MPa522.5MPa
2)计算
(1)试算小齿轮分度圆直径d3t,代入中较小的值[H]
2
d3t2.KtT2u1uZE=63.63mm dH
(2)计算圆周速度v v
d3tn263.63317.78
60100060000s1.06ms
(3)计算齿宽b bd
d3t163.63mm63.63mm
(4)计算齿宽与齿高比b/h
模数 md3tt
z63.63mm2.65mm 324
齿高 h2.25mt2.252.65mm5.96mm
b63.63
h
5.96
10.68 (5)计算载荷系数 ① 根据v
0.88m/s,8级精度,由图10-8查得动载系数 Kv1.08
② 直齿轮 KHKF1 ③ 由表10-2查得使用系数KA1
④ 由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对 称布置时KH1.458
- 11 -
⑤ 由
b
10.68,KH1.458,查图10-13得KF1.38 h
故载荷系数:
KKAKVKHKH11.0811.4581.575
(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式(10-10a) 得 d3d3tKK63.63.575
mm67.83mm t1.3
(7)计算模数m m
d3z67.83mm2.83mm 324
4.2.2 按齿根弯曲强度设计
由式(10-5)得弯曲强度的设计公式为: m2KT2YFaYSa
2
dz3
F1)确定各计算值
(1)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极FE3500MPa, 大齿轮的弯曲强度极限FE4380MPa
(2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN30.88,KFN40.90 (3)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式(10-12)得:
FE3F3KFN3s
0.885001.4
314.29MPa
KFN4FE4
F4
0.90380
1.4
244.29MPa
(4)计算载荷系数K
KKAKVKFKF11.0811.441.555 (5)查取齿形系数
由表10-5查得YFa32.65,YFa42.212
- 12 -
(6)查取应力校正系数 由表10-5查得YSa31.58,YSa41.774
(7)计算大小齿轮的
YFaYSa
并加以比较
FYFa3YSa3
2.651.58
314.29
0.01332
F3
YFa4YSa4
2.2121.774
F4
244.29
0.01606
大齿轮的大一些 2)设计计算
m21.499.23104
0.01606124
2
mm1.97mm 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由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,可取标准值m2mm,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
d367.83mm算出小齿轮齿数:
d z367.833m33.91534,取 z32
334 大齿轮齿数 z4
3.334112.2,取z4112
这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。
3)几何尺寸计算 (1)计算分度圆直径
d3mz323468mm
dmz
442112224mm
(2)计算中心距
- 13 -
m32mm
z329
z496
d368mm
d4224mm
d3d468224a146mm
22
(3)计算齿轮宽度 b
dd316868mm
68mm,B462mm
所以取B3
4 画装配草图
4.1 初估轴径
在画装配草图前需初估轴径,从而提高设计效率,减少重复设计的工作量,并尽可能的降低生产成本。
由>式16.2,得各轴的最小直径分别为:
d119.1433mm 32.213mm dd350.35mm 式中: C为轴强度计算系数,40Cr和45钢所对应的系数分别为102和112。 考虑到实际情况,可将这三轴的最小轴径定为22mm, 35mm和52mm。 4.2 初选联轴器
联轴器除联接两轴并传递转矩外,有些还具有补偿两轴因制造和安装误差而造成的轴线偏移的功能,以及具有缓冲、吸振、安全保护等功能。电动机轴和减速器高速轴联接用的联轴器,由于轴的转速较高,为减小启动载荷,缓和冲击,应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器,该设计选用弹性柱销联轴器。减速器低速轴与工作机联接用的联轴器,由于轴的转速较低,不必要求具有较小的转动惯量,但传递转矩较大,又因减速器与工作机不在同一底座上,要求具有较大
的轴线偏移补偿,因此选用鼓型齿式联轴器。根据上述分析并考虑到实际情况,联轴器选择如下: 电动机轴和减速器高速轴联接用的联轴器选用LT6联轴器
Y4282
GB/T 43232002;减速器低速轴与工作机联接用的联轴器选用GY7
Y4082
Y48112
联轴器 GB/T 5843—2003。
J15084
4.3 初选轴承
轴承是支承轴颈的部件。由于该传动装置采用两对直齿轮传动,经比较选择,采用两对深沟球轴承。从高速轴到低速轴,选用的轴承分别为6305,6308,6312。 4.4 箱体尺寸计算
查手册中表11-10.025,可计算出箱体各部分尺寸,具体如下:
结合以上参数,可设计出传动装置的装配草图,其结构形式如下图所示:
- 16 -
5 轴系结构设计计算
5.1轴的尺寸计算
5.1.1高速轴尺寸计算
根据结构及使用要求,把高速轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分六段,其中第5段为齿轮,如图所示
:
由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为40Cr,热处理为调质处理, 材料系数C为112。所以,该轴的最小轴径为:
d11
CP1n1121.8412.18mm, 11430
由主教材表19.3查得载荷系数K=1.5: T1
12.3Nm,Tc1KT11.512.318.45NmTn
选用梅花形弹性联轴器LM2
Y2862
Y1642
,与轴相连的轴孔直径为
16mm,轴孔长度为42mm,与电动机轴连接的轴孔直径为28mm,轴孔长
度为62mm。则: d116mm
,L140mm 为了满足半联轴器的轴向定位要求第二轴段左端要求制出一轴
肩;固取2段的直径d2=20mm;左端用毡圈密封,按轴端直径取毡圈圈直径D=20mm。
第三段的长度,经过画图确定L2=69.2mm ,经过第二次放大,查取轴承 7005AC,所以d3=25m,L3=28mm。由于第四段轴应比小齿轮的
a125mm
B364mm,B
458mm
d1=16mm L1=40mm; d2=20mm L2=69.2mm;
d3=25mm L3=28mm; d4=28mm L4=73mm; L5=42mm; d6=25mm L6=28mm;
齿根圆要低,所以取d428mmL,4=73mm 。 第五段是齿轮轴段长度为42mm,L5=42mm。
第六段:d6=25mm,L6=28mm。
5.1.2中间轴尺寸计算
中间轴的结构示意图
由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为40Cr,热处理为调质处理, 材料系数C为112。所以,有该轴的最小轴径为:
d
CP212
n1121.77317.78
19.85mm。 2 为了保证减速器美观,中速轴选择的轴承为30205从而d1=25mm,
L1=32.25mm,
第二段为齿轮轴段L2=64mm;
第三段为了满足齿轮的轴向定位,所以d3=36mm,L3=12mm; 第四段和大齿轮配合所以,其直径尽量取标准值d4=30mm,其长度为一级大齿轮宽度B2-2=36-2=34mm,L4=34mm;
第五段要与轴承配合,所以d5=25mm,L5=37.25mm。
5.1.3低速轴尺寸计算
低速轴的结构示意图
低速轴的材料为45,材料系数C为100。最小轴径为: d
CP313
n1001.6896.30
25.94mm 3 - 18 -
d1=25mm L1=32.25mm;L2=64mm; d3=36mm
L3=12mm; d4=30mm L4=34mm; d5=25mm L5=37.25mm;
d7=30mm L7=58mm; d6=35mm
由主教材表19.3查得载荷系数K=1.5: Tc1
KT11.5168.7253.05NmTn
第七段轴端要与联轴器相连,选取的联轴器为滚子链联轴器
GL5
J13060
,所以d7=30mm,轴段的长度为联轴器长度减去2mm,
L6=46.2mm; d5=40mm L5=31mm; d4=46mm L4=46mm; d3=52mm L3=8mm; J13060
L7=60-2=58mm;
第六段为了满足联轴器的轴向定位,此处采用毡圈密封,轴段的长度为L6=50mm,d6=46.2;
第五段轴段,经过二次放大,且应该满足所选取的轴承的内径值。
所用的轴承是深沟球轴承型号为6008,所以d5=40mm,L5=31mm; 第四段的直径经过放大一次d4=46mm,L4=46mm;
第三段轴段是轴肩,需要对第二级大齿轮进行轴向定位,所以
d3 d22*(0.07~0.1)d2452*(0.07~0.1)*4552mm
其长度应该满足Lh,L1
31.431.4*2
*52455mm,所
以L3=8mm;
第二段与二级大齿轮有配合关系所以取标准直径d2=45mm,此段的长度为L2=B4-2=58-2=56mm;
第一段轴也要与上述的轴承配合所以d1=40mm,L1=36mm。
5.2轴的受力分析及核算
5.2.1高速轴受力分析
计算齿轮1上的受力:
圆周力 F2T12*t1d1.23*104
755.06N 132.58
径向力 Ftannr1Ft1cos755.06*tan20
cos14
49'48"
284.29N 轴向力 Fa1
Ft1*tan755.06tan1449'48"199.92N
5.2.2中间轴受力分析及核算
a)中间轴的结构图
如下:
- 19 -
d2=45mm
L2=56mm; d1=40mm L1=36mm。
Fr1=755.06N
Ft1=284.29N Fa1=199.92N
(1)计算齿轮的啮合力
大斜齿轮的圆周力:Ft2Ft1755.06N 径向力:Fr2Fr1284.29N 轴向力:Fa2Fa1199.92N 小直齿轮的圆周力: F2
t3
2Td1834.48N 2
径向力: Ftann
r3Ft3
cos
667.7N
(2)求垂直面支反力
Fr3VFr4VFt2Ft3Fr3Vl1Ft3l2Fr4V(l2l3)
得Fr3V=1177.04N,Fr4V=1412.5N (3)求垂直面弯矩 MaV1Fr3Vl153.11Nm
MaV2
Fr3V(l1l2)Ft2l279.28Nm
(4)求水平面支反力
Fr3HFr2Fr4HFr3,
Fd2
r3H(l1l2)Fr2l2Fr4Hl3F
a22
得Fr3H=222.08N,Fr4H=161.33N (5)求水平面的弯矩
MaH1Fr3Hl110.02Nm
d M2
aH2Fr3Hl1Fa2*
2
19.45Nm MaH3Fr3H(l1l2)Fr2l2Fa2d2/226.68Nm
(6)求合成弯矩
M22
a1MaV1MaH154.05N.m
2
2
Ma2MaV1MaH256.56N.m
M2a3MaV2M2
aH383.65Nm
- 20 -
Ft2755.06N
Fr2284.29N
Fa2199.92N
Ft31834.48N Fr3667.7N
Fr3V1177.04NFr4V=1412.5N
Fr3H=222.08N,
Fr4H=161.33N
(7)求危险截面的当量弯矩
查表15-1,40Cr钢对称循环应力时轴的许用弯曲应力为 170MPa,又由于轴受的载荷为脉动的,所以0.6。
70MPa Mmax
Ma3(T2)289.53Nm
(8)弯扭合成强度校核
按最坏的情况校核,取dmin=25mm
MmaxcaWMmax
d358.39Mpa1 min/32
所以该轴是安全的.
5.2.3低速轴受力分析及核算
a)低速轴的结构图
- 21 -
1
ca53.69Mpa
(1)计算齿轮的啮合力
大直齿轮的圆周力:Ft4Ft31834.48N 径向力:Fr4Fr3667.7N (2)求垂直面支反力 FF
r5Vr6VFt4Fr5Vl1F
r6Vl2
得Fr5V=628.48N,Fr6V=1206N (3)求垂直面弯矩 MaV
Fr5Vl166.93Nm
(4)求水平面的支反力
Fr5Hl1Fr6Hl2,Fr5HFr6HF
r4
得Fr5H=228.75N,Fr6H=438.95N (5)求水平面的弯矩
MaHFr5Hl124.36Nm
(6)求合成弯矩 Ma
M22
aVMaH71.23N.m
(7)求危险截面的当量弯矩
查表15-1,45钢对称循环应力时轴的许用弯曲应力为 160MPa,又由于轴受的载荷为脉动的,所以0.6。 M
Ma(T23)100.55Nm
- 22 -
Ft41834.48N
Fr4667.7N
Fr5V=628.48N,Fr6V=1206N
Fr5H=228.75N,
Fr6H=438.95N
160MPa
(8)弯扭合成强度校核
按最坏的情况校核,取dmin=30mm
MmaxcaWMmax
d3
35.05Mpa1 min/32
所以该轴是安全的.
5.3轴承寿命验算
5.3.1高速轴轴承
轴承为7005AC,查手册得C=11.2KN。
轴承工作时间为:h=2³8³8³365=46720h。两轴承为面对面正安装。
(1)求两轴承的径向载荷Fr1'和Fr2'
Fr1'F22
r1HFr1V227.892550.862596.14N
Fr2'F22
22
r2HFr2V56.4204.2211.85N
(2)求两轴承的轴向力Fa1'和Fa2'
对于70000AC型轴承,查表13-7,得轴承派生轴向力: Fd0.68Fr
Fd10.68Fr1'405.38NFd20.68Fr2'144.06N
因为Fa1Fd2199.92144.06343.98NFd1
所以轴承1被放松,轴承2被压紧,所以: Fa1'Fd1405.38N, Fa2'=Fd1-Fa1=205.46N (3)求当量动载荷P1和P2
Fa1'
F0.68e,r1'
Fa2'
F0.97e
r2
'
- 23 -
ca35.05Mpa
Fr1'596.14N
Fr2'211.85N
Fd1405.38N
Fd2144.06N
Fa1'405.38N
Fa2'205.46N
查表13-5,对轴承1:X1=1,Y1=0 对轴承2:X2=0.41,Y2=0.87
因工作载荷较稳定,轴承运转中无冲击或有轻微冲击,按表13-6, 取载荷系数fp=1.1 P1fp(X1Fr1'Y1Fa1')655.75N
P2
fp(X2Fr2'Y2Fa2')292.17N
(4)验证轴承寿命 因为p1>p2,所以按轴承1的寿命进行核算:
106C106L)(112003
h60nP1
601430655.75)h
1 58070h38400h
所以高速轴轴承选择满足寿命要求。
5.3.2中间轴轴承
轴承为30205,查取手册得C=32.2KN
轴承工作时间为:h=2³8³8³365=46720h。两轴承为面对面正安装。
(1)求两轴承的径向载荷Fr3'和Fr4'
Fr3'F22
r3HFr3V222.0821177.0421197.8N
F22
22
r4'Fr4HFr4V.331412.51421.7N
(2)求两轴承的轴向力Fa5'和Fa6'
F 对于30000型轴承,查表13-7,得轴承派生轴向力:Frd2Y
,查手册表6-7得Y=1.6,e=0.37
FFr3'
d3
374. 2Y
31N
FFr4'd42Y444.28N
Fa2199.92N
,
因为Fa2
Fd3199.92374.31574.23NFd4
所以轴承3被放松,轴承4被压紧
- 24 -
P1655
.75NP2292.17N
Lh58070h
Fr3'1197.8N
Fr4'1421.7N
Fd3374.31NFd4444.28N
所以Fa4'Fa2Fd3574.23N
Fa3'
Fd3374.31N
(3)求当量动载荷P5和P6
Fa3'374F.31
0.31er3'1197.8
F
a4'574F'.23
1421.7
0.40er4 查表13-5,对轴承3:X3=1,Y3=0 对轴承4:X4=0.4,Y4=1.6
因工作载荷较稳定,轴承运转中无或有轻微冲击,按表13-6, 取载荷系数fp=1.2 P3fp(X3Fr3'Y3Fa3')1437.36N P4
fp(X4Fr4'Y4Fa4')1784.94N
(4)验证轴承寿命
按轴承4的寿命进行核算:
L106C10632.2100010/3
h60n)()h
2P460317.781784.94806760h46720h
所以中速轴轴承选择满足寿命要求。
5.3.3低速轴轴承
轴承为6008深沟球轴承,查手册得C=17KN 轴承工作时间为:h=2³8³8³365=46720h。 (1)求两轴承的径向载荷Fr5'和Fr6'
F22
r5'Fr5HFr5V228.752628.482668.82N
F22
r6'Fr6HFr6V438.952120621283.4N
(2)由于低速级为圆柱直齿轮传动,故轴承不受轴向力 (3)求当量动载荷P5和P6
取载荷系数fp=1.2,则轴承当量动载荷为:
P'
5fpFr5802
.58N P'
6
fpFr61540.08N
由于P6>P5,则取P6计算:
- 25 -
P31437.36NP41784.94N
Lh806760h
Fr5'668.82NFr6'1283.4N
P5802.58NP61540.08N
Lh
10C101710003
)()h60n3P66096.301540.08
66
232777h46720h
所以低速轴轴承选择满足寿命要求。
6键连接的选择和强度校核
6.1高速轴与联轴器键连接
高速轴与联轴器相连的那一段轴段的直径为d1=16mm,L1=40mm,查取手册表4-1选取键为GB/T1096 5532。且键轴轮毂的材料
均为钢,由机械设计教材表6-2查得:
p
100~120MP,取平
均值为110Mpa。键的工作长度lLb32527,工作高度为
k0.5h0.552.5,传递的力矩为12.3N.m,所以:
2T1103212.3103
pkld2.52716
MPa22.78MPa[p]110MPa 所选的键满足强度要求。键的标记为:GB/T 1096 键5³5³32
6.2中间轴上的键连接
中间轴上的键是为了定位一级大齿轮与中间轴,一般8以上的齿轮有定心精度要求,应选用平键联接。由于齿轮不在轴端,故可选用圆头普通平键(A型)。
根据d=30mm,L=34mm。查取手册表4-1得键的截面尺寸为:宽度b=8mm,高度h=7mm,由轮毂宽度并参照键的长度系列,取键长L=25mm。键、轴和轮毂的材料都是钢,由机械设计教材表6-2查得许用挤压应力
[p]100~120MPa
,取平均值110Mpa。键的工作长度
lLb25817,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5³
7=3.5mm。传递的力矩为53.2N.m,所以:
2T2103253.2103
pkld3.51730
MPa59.61MPa[p]110MPa
所以所选的键满足强度要求。键的标记为:GB/T 1096 键8³7³25。
- 26 -
Lh232777h
[p]110MPa
p22.78MPa
GB/T 1096 键5³5³32
[p]110MPa
p59.6MPa
GB/T 1096 键8³7³25
6.3低速轴上的键连接
6.3.1与二级大齿轮配合的键连接
一般8以上的齿轮有定心精度要求,应选用平键联接。由于齿轮不在轴端,故可选用圆头普通平键(A型)。
与齿轮配合的那一段轴的尺寸为d=45mm,L=56mm. 查取手册4-1得键的截面尺寸为:宽度b=14mm,高度h=9mm,由轮毂宽度并参照键的长度系列,取键长L=50mm。键、轴和轮毂的材料都是钢,由机械设计教材表6-2查得许用挤压应力
[p]100~120MPa
,取平均值为
110Mpa。工作长度lLb501436,工作高度为
k0.5h0.5*94.5,传递的力矩为T=167N.m所以:
2T31032167103
pkld4.53645
MPa45.82MPa[p]110MPa
所以所选的键满足强度要求。键的标记为:GB/T 1096 键14³9³50。
6.3.2与联轴器配合的键连接
高速轴与联轴器相连的那一段轴段的直径为d=30mm,L=58mm,查
取手册表4-1 选取键为GB/T1096 8750。且键轴轮毂的材料均为钢,由表6-2查得:p
100~120MP取平均值为110Mp。工作
长度l
Lb50842,工作高度为k0.5h0.5*73.5,
传递的力矩为T=167N.m,所以:
2T31032kld167103
p3.54230
MPa75.74MPa[p]110MPa
所选的键满足强度要求。键的标记为:GB/T 1096 键8³7³50。
7润滑方式、润滑油牌号、密封装置选择
由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大,且它们的速度都不大,所以齿轮传动可采用浸油润滑,查表7-1,选用液压油(GB/T 11118.1-1994),代号为L-HL68。由于滚动轴承的速度较低,所以可用脂润滑。查表7-2,选用钙基润滑脂(GB/T 491-1987),代号为L-XAAMHA1。为避免油池中稀油溅入轴承座,在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。
- 27 -
[p]110MPa
p45.82MPa
GB/T 1096 键14³9³50
[p]110MPa
p45.82MPa
GB/T 1096 键8³7³50