機械設計課程設計說明書-帶式運輸機上的兩級圓錐-圓柱齒輪減速器

1、 仲愷農(nóng)業(yè)工程學院機電工程學院機械設計課程設計說明書班級:機械082班學號:姓名:指導老師:仲愷農(nóng)業(yè)工程學院2010年12月23日目錄一、設計任務書 (31.1傳動方案示意圖 (31.2原始數(shù)據(jù) (31.3工作條件 (31.4工作量 (3二、傳動系統(tǒng)方案的分析 (4三、電動機的選擇與傳動裝置運動和參數(shù)的計算 (43.1 電動機的選擇 (43.2傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配 (53.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) (6四、傳動零件的設計計算 (74.1斜齒圓柱齒輪傳動的設計 (74.2直齒圓錐齒輪傳動設計 (11五、軸的設計計算 (155.1輸入軸(I軸的設計 (155.3中間軸(I

2、I軸的設計 (22六、軸承的校核 (276.1輸入軸滾動軸承計算 (276.2中間軸滾動軸承計算 (286.3輸出軸軸滾動軸承計算 (29七、鍵的校核 (307.1輸入軸鍵計算 (307.2中間軸鍵計算 (317.3輸出軸鍵計算 (31八、聯(lián)軸器的選擇 (32九、潤滑與密封 (32十、減速器附件的選擇 (32十一、設計小結 (33十二、參考文獻 (33一、設計任務書1.1傳動方案示意圖 1.2原始數(shù)據(jù)傳送帶拉力F(N傳送帶速度V(m/s滾筒直徑D (mm 22501.32701.3工作條件工作壽命10年(設每年工作300天, 單班工作制,連續(xù)單向于運轉(zhuǎn),載荷平穩(wěn),環(huán)境最高溫度35C ,小批量生

3、產(chǎn),運輸帶速度允許誤差為鏈速度的%5±。1.4工作量1、傳動系統(tǒng)方案的分析;34 2、電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算; 3、傳動零件的設計計算; 4、軸的設計計算;5、軸承及其組合部件選擇和軸承壽命校核;6、鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇及校核;7、減速器箱體,潤滑及附件的設計;8、裝配圖和零件圖的設計;9、設計小結; 10、參考文獻;二、傳動系統(tǒng)方案的分析傳動方案見圖一,其擬定的依據(jù)是結構緊湊且寬度尺寸較小,傳動效率高,適用在惡劣環(huán)境下長期工作,雖然所用的錐齒輪比較貴,但此方案是最合理的。其減速器的傳動比為8-15,用于輸入軸于輸出軸相交而傳動比較大的傳動。三、電動機的選擇與傳動

4、裝置運動和參數(shù)的計算3.1 電動機的選擇1、電動機類型選擇:選擇電動機的類型為三相異步電動機,額定電壓交流380V 。2、電動機容量選擇:(1工作機所需功率w P =FV/1000 F-工作機阻力v-工作機線速度-工作機效率可取0.96 (2 電動機輸出功率d P考慮傳動裝置的功率損耗,電動機的輸出功率為 d P =w P /為從電動機到工作機主動軸之間的總效率,即5243241=0.8331-滾動軸承傳動效率取0.99 2-圓錐齒輪傳動效率取0.95-圓柱齒輪傳動效率取0.97 -聯(lián)軸器效率取0.995-卷筒效率取0.96=(3確定電動機的額定功率ed P因載荷平穩(wěn),電動機額定功率ed P

5、略大于d P 即可。所以可以暫定電動機的額定功率為4Kw 。3、確定電動機轉(zhuǎn)速 卷筒工作轉(zhuǎn)速w n =60×1000V/D=6010001.3/(3.14270=92r/min由于兩級圓錐-圓柱齒輪減速器一般傳動比為8-15,故電動機的轉(zhuǎn)速的可選范圍為 '1d n '2d n =(8-15w n =7361380r/min 。可見同步轉(zhuǎn)速為1000r/min ,1500r/min 的電動機都符合,這里初選同步轉(zhuǎn)速為1000r/min ,1500r/min 的兩種電動機進行比較,而轉(zhuǎn)速越高總傳動比越大傳動裝置的結構會越大,成本越高。所以應綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、

6、重量、價格及總傳動比。 表2 電動機方案比較表(指導書 表16-1 方案電動機型號 額定功率(kw 電動機轉(zhuǎn)速(r/min 電動機質(zhì)量(kg 傳動裝置總傳動比 同步 滿載1 Y132M1-6 4 1000 960 73 10.43 2Y160M1-847507201187.82由表中數(shù)據(jù)可知,方案1的總傳動比小,傳種裝置結構尺寸小,因此可采用方案1,選定電動機型號為Y132M1-6,外伸軸徑:D=38mm;外伸軸長度: E=80mm 。3.2傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配1、傳動裝置總傳動比/m w i n n =960/92=10.432、分配各級傳動比高速級為圓錐齒輪其傳動比應小

7、些約i .i 2501,低速級為圓柱齒輪傳動其傳動比可大些。所以可取1i =2.6 2i =423.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1、各軸的轉(zhuǎn)速(各軸的標號均已在圖中標出 I n =0/i n m =960r/minn =1/i n =960/2.61=367.82/min n =n /2i =367.82/4=92r/min IV n =n =92r/min 2、各軸輸入功率 I ed P P =4=3.96kw 1II I P P =. =3.92kw23III II PP =3.61kw IV P =III P .41.=3.54kw 3、各軸轉(zhuǎn)矩 9550II IP T n =II I

8、IP T n =III III P T n =表3 軸的運動及動力參數(shù)項目 電動機軸 高速級軸I 中間軸II 低速級軸III 工作機軸IV 轉(zhuǎn)速(r/min 960 960 367.82 92 92 功率(kw 4 3.96 3.92 3.61 4.382 轉(zhuǎn)矩(N m 39.7939.39101.78 374.73 367.47 傳動比 1 2.61 4.0 1 效率 0.990.940.960.98四、傳動零件的設計計算4.1斜齒圓柱齒輪傳動的設計(主要參照教材機械設計(第八版已知輸入功率為II P =3.92、小齒輪轉(zhuǎn)速為n =367.82r/min 、齒數(shù)比為4。工作壽命10年(設每年

9、工作300天,單班工作制,帶式輸送,工作平穩(wěn),環(huán)境最高溫度35C ,轉(zhuǎn)向不變。1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1運輸機為一般工作機器,速度不高,故選用7級精度。(GB10095-88 (2材料選擇 由機械設計(第八版表10-1小齒輪材料為40Cr (調(diào)質(zhì),硬度為280HBS ,大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì),硬度為240HBS ,二者材料硬度相差40HBS 。(3選小齒輪齒數(shù)22z 1=,則大齒輪齒數(shù)88z 4z 12= 初選螺旋角=14。 2、按齒面接觸疲勞強度計算按下式設計計算2131(12H E H d t t Z Z u u T K d ±(1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1試選

10、載荷系數(shù)1t k =1.62查教材圖表(圖10-30選取區(qū)域系數(shù)H Z =2.435 3查教材表10-6選取彈性影響系數(shù)E Z =189.8 12MPa4查教材圖表(圖10-26得 1a =0.765 2a =0.88 12a a a =+=1.645 5由教材公式10-13計算應力值環(huán)數(shù)N 1=60 n j h L =60×367.82×1×(1×8×300×10=0.527×109hN 2=0.132X109h6查教材10-19圖得:K 1HN =1.05 K 2HN =1.17查取齒輪的接觸疲勞強度極限=H lim16

11、50Mpa =H lim2550Mpa 8由教材表10-7查得齒寬系數(shù)d =19小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩1T =95.5×105H 1=S K H HN 1lim 1=1.05×650=682.5MPaH 2=SK H HN 2lim 2=1.1×550=605 MPa許用接觸應力為12(/2643.75H H H MPa =+=(2設計計算1按式計算小齒輪分度圓直徑1t d2131(12H E H d t t Z Z u u T K d +=352mm =2計算圓周速度1V 601000t d n =0.97m/s3計算齒寬b 及模數(shù)ntmb=d 1t d =150.3

12、4=50.347mm nt m =11cos 50.34cos 14 2.2222t d mm Z =4 計算齒寬與高之比hb齒高h= nt m 25.2=2.25×2.22=4.995mm=10.085 計算縱向重合度 =0.318d 1Z tan =0.318122tan 14=1.744 6 計算載荷系數(shù)K系數(shù)A K =1,根據(jù)V=0.97m/s ,7級精度查圖表(圖10-8得動載系數(shù)v K =1.03 查教材圖表(表10-3得齒間載荷分布系數(shù)H F K K =1.2 由教材圖表(表10-4查得1H K =1.420 查教材圖表(圖10-13得1F K =1.18 所以載荷系數(shù)

13、A V H H K K K K K =1.7557 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑1d3cos 31=t tKd d K =31.755=8 計算模數(shù)1n m n m =11cos 51.9cos 14 2.2922d mm Z =3、按齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式n m (cos 212213F S F ad Y Y Z Y KT 設計 (1確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1計算載荷系數(shù) A V F F K K K K K =1.462根據(jù)縱向重合度=1.744 查教材圖表(圖10-28查得螺旋影響系數(shù)Y =0.88 3計算當量齒數(shù)1v1Z Z = =24.08 3322/cos 88

14、/cos 14V Z Z =96.334查取齒形系數(shù) 查教材圖表(表10-51F Y =2.6476 ,2F Y =2.18734 5查取應力校正系數(shù) 查教材圖表(表10-51S Y =1.5808 ,2S Y =1.786336查教材圖表(圖10-20c 查得小齒輪彎曲疲勞強度極限1FE =520MPa ,大齒輪彎曲疲勞強度極限2FE =400MPa 。7查教材圖表(圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K 1FN =0.85 K 2FN =0.88 8計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式FN FEF K S=得 F 1=71.3154.152085.011=S K FF FN

15、F 2=43.2514.140088.022=S K FF FN 9計算大、小齒輪的F S F Y Y ,并加以比較01326.071.3155808.16476.2111=F S F F Y 01554.043.25178633.118734.2222=F S F F Y 大齒輪的數(shù)值大.選用.(2設計計算 1計算模數(shù)3522.12122n m mm mm = 對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m n 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù),由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所承載的能力。而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力,僅取決于齒輪直徑。按GB/T1357-1987圓整為標準

16、模數(shù),取m n =2.5mm 但為了同時滿足接觸疲勞強度,需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d 1=51.9mm 來計算應有的齒數(shù). 2計算齒數(shù) z 1=51.9cos 14nm =20.1 取z 1=20 那么z 2=4×20=804、幾何尺寸計算 (1計算中心距 a=cos 2(21n m z z +=(2080 2.52cos 14+=128.83mm將中心距圓整為129mm(2按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos 122080 2.5arccos 14.30522129n (m (+=因值改變不多,故參數(shù),k ,h Z 等不必修正. (3計算大.小齒輪的分度圓直徑 d 1

17、=120 2.5cos cos 14.305n z m =52mmd 2=280 2.5cos cos 14.305n z m =206mm(4計算大.小齒輪的齒頂圓直徑、齒根圓直徑h*at = h*ancos , c*t = c*ancos h*an=1,C*n=0.3anh h*=c t n c *=11dh *=+=+=22dh *=+=+=(5計算齒輪寬度B=115252d mm mm = 241B = 12557B B =+=(6結構設計大齒輪(齒輪2齒頂圓直徑大于160mm 而又小于500mm 。故 采用腹板式結構其零件圖如下 圖二、斜齒圓柱齒輪4.2直齒圓錐齒輪傳動設計(主要參照

18、教材機械設計(第八版已知輸入功率為I P =3.96kw 、小齒輪轉(zhuǎn)速為I n =367.82r/min 、齒數(shù)比為2.6由電動機驅(qū)動。工作壽命10年(設每年工作300天,單班工作制,帶式輸送,工作平穩(wěn),轉(zhuǎn)向不變。 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1直齒圓錐齒輪減速器為通用減速器,其速度不高,故選用7級精度(GB10095-88 (2材料選擇 由機械設計(第八版表10-1 小齒輪材料可選為40Cr (調(diào)質(zhì),硬度為280HBS ,大齒輪材料取45鋼(調(diào)質(zhì),硬度為240HBS ,二者材料硬度相差40HBS 。 (3選小齒輪齒數(shù)25z 1=,則大齒輪齒數(shù)21z 2.6z 65=2、按齒面接觸

19、疲勞強度設計設計計算公式:1t d 32122.92(10.5E F RR Z KT u -(1、確定公式內(nèi)的各計算值 1試選載荷系數(shù)1t k =1.83取齒寬系數(shù)0.35R =4查圖10-21齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強度極限=H lim1650Mpa 大齒輪的接觸疲勞極限=H lim2550Mpa5查表10-6選取彈性影響系數(shù)E Z =189.8 12MPa 6由教材公式10-13計算應力值環(huán)數(shù)N 1=60n 1j h L =60×960×1×(1×8×300×10=1.3824×109h N 2=0.5297×

20、;109h7查教材10-19圖得:K 1HN =0.99 K 2HN =1.058齒輪的接觸疲勞強度極限:取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應用公式(10-12得: H 1=SK H HN 1lim 1=0.99×650=643.5 MPaH 2=SK H HN 2lim 2=1.05×550=577.5MPa(2設計計算1試算小齒輪的分度圓直徑,帶入H 中的較小值得有公式可得:(2312189.8 1.839390t d = - 2計算圓周速度V =100060V 11n d t 3.39m/s3計算載荷系數(shù)系數(shù)A K =1,根據(jù)V=3.39m/s ,7級精度查圖表(圖1

21、0-8得動載系數(shù)v K =1.11 查圖表(表10-3得齒間載荷分布系數(shù)H F K K =1.1根據(jù)大齒輪兩端支撐,小齒輪懸臂布置查表10-9得H bK =1.25的F H K K =1.51.25=1.875得載荷系數(shù) A V H H K K K K K =2.289 4按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑,得 3t tKd d K =32.28967.5273.15mm 1.8=5計算模數(shù)M 11d 73.15 2.926mm z 25m = 圓整取m=33、按齒根彎曲疲勞強度設計設計公式:m 3122214(10.51Fa SaF R R Y Y KT zu -+(1確定公式內(nèi)各計算數(shù)值

22、1計算載荷系數(shù) A V F F K K K K K =11.111.11.875=2.289 2計算當量齒數(shù)1222.6arccosarccos21.0412.61u u =+11v1cos Z Z =26.8 22v2cos Z Z =181.03由教材表10-5查得齒形系數(shù)1 2.580F Y =2 2.128F Y = 應力校正系數(shù) 1 1.599S Y = 2 1.851S Y =4 由教材圖10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限a FE MP 5201=,大齒輪的彎曲疲勞強度極限a FE MP 4002=5 由機械設計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K 1FN =0.85 K 2F

23、N =0.9 6 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) 1.4S =,得F 1=110.85520FN FE a K MP S =F 2=220.9400FN FF a K MP S = 7 計算大小齒輪的F SaFa F Y ,并加以比較1112.580 1.5990.0131315.71Fa Sa F Y F =222 2.128 1.8510.0153257.14Fa Sa F Y F =大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設計計算.(2設計計算(3222m mm mm =-+取M=2.5mm對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)的大小

24、主要取決于彎曲強度所承載的能力。而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力,取決于齒輪直徑。按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2.5mm 但為了同時滿足接觸疲勞強度,需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d 1=73.15mm 來計算應有的齒數(shù). 計算齒數(shù) z 1=m1d 29 取z 1=29 那么z 2=2.6×29=764、計算幾何尺寸(1 分度圓直徑d 1=1 2.529z m =72.5; d 2=2 2.576z m =190 (2 211d d arccot =20.886219079.114=-= (3 齒頂圓直徑a11mm dh =+=+=(4 221112.61

25、R d d 142.822+=mm(5 R R b =49.98圓整取2B =50mm 1B =55mm(6 機構設計大齒輪(齒輪2齒頂圓直徑大于160mm 而又小于500mm 。故 采用腹板式結構其零件圖如下 圖三、直齒錐齒輪五、軸的設計計算5.1輸入軸(I 軸的設計1、求輸入軸上的功率I P 、轉(zhuǎn)速I n 和轉(zhuǎn)矩TI P =3.96kw I n =960r/min T =39.394N m2、求作用在齒輪上的力已知高速級小圓錐齒輪的平均分度圓直徑為m11R d d (2239390m TFt N d =1F Ft.tan20sin 170.91N =圓周力t F 、徑向力r F 及軸向力a

26、 F 的方向如圖四所示 圖四、輸入軸載荷圖3、初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼(調(diào)質(zhì),根據(jù)機械設計(第八版表15-3,取0112A =,得I 33min 0I P 3.96d A 11217.96n 960=mm 輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑12d ,為了使所選的軸直徑12d 與聯(lián)軸器的孔徑相適應,故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩2ca A T K T =,查機械設計(第八版表14-1,由于轉(zhuǎn)矩變化很小,故取 1.3A K =,則 2ca A T K T =1.339.39=51207N m查機械設計課程設計表13-4,選HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器其工

27、稱轉(zhuǎn)矩為1250N.m ,而電動機軸的直徑為38mm 所以聯(lián)軸器的孔徑不能太小。取12d =30mm ,半聯(lián)軸器長度L=82mm ,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60mm 。4、軸的結構設計(1擬定軸上零件的裝配方案(見圖五 圖五、輸入軸軸上零件的裝配(2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位,12段軸右端需制出一軸肩,故取23段的直徑mm 37d 23=。左端用軸端擋圈定位,12段長度應適當小于L 所以取12L =58mm2 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力,故選用單列圓錐滾子軸承,參照工作要求并根據(jù)mm 37d 23=,由機械設計課程設計表13-

28、1中初步選取0基本游隙組,標準精度級的單列圓錐滾子軸承30308,其尺寸為=T D d 40mm 90mm 25.25mm 所以mm 40d 43=而34L =25.25mm這對軸承均采用軸肩進行軸向定位,由機械設計課程設計表13-1查得30308型軸承的定位軸肩高度mm 49d =a ,因此取mm 49d 45=3取安裝齒輪處的軸段67的直徑mm 35d 67=;為使套筒可靠地壓緊軸承,56段應略短于軸承寬度,故取56L =24mm ,mm 40d 56=4軸承端蓋的總寬度為20mm 。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求,求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離30l mm =,取

29、23L =50mm 。5錐齒輪輪轂寬度為55mm ,為使套筒端面可靠地壓緊齒輪取67L 66mm =由于2b a L L ,故取mm 98L 45= (3軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接,按mm 35d 67=由機械設計(第八版表6-1 查得平鍵截面mm mm h b 810=,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為45mm ,同時為保 證齒輪與軸配合有良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為67n H ;同樣,半聯(lián)軸器處平鍵截面為mm mm mm l h b 50810=與軸的配合為67k H ;滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的,此處選軸的尺寸公差為k5。 (4確定軸上圓角和倒角尺寸

30、取軸端倒角為245,軸肩處的倒角可按R1.6-R2適當選取。5、求軸上的載荷(30308型的a=19.5mm 。所以倆軸承間支點距離為109.5mm 右軸承與齒輪間的距離為54.25mm 。(見圖四6、按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)圖四可知右端軸承支點截面為危險截面,由上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn),扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力,取0.6=,軸的計算應力為· 水平面H垂直面V支反力F 1652.57NH F N = 1175.23NV F N =21969.7NH F N =2623.14NV F N = 彎矩M總彎矩221=+=78960.2 N.mm扭矩T22223I ca M T W

31、+= 12.12Mpa 前已選定軸的材料為45鋼(調(diào)質(zhì),由機械設計(第八版表15-1查得1160,ca MPa -=<,故安全。5.2輸出軸(III 軸的設計2、求作用在齒輪上的力已知大斜齒輪的分度圓直徑為 d 2=280 2.5cos cos 14.305n z m =206mm而223743703634.66206TFt N d=F Ft.tan 926.8N =圓周力t F 、徑向力r F 及軸向力a F 的方向如圖六所示 3、初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼(調(diào)質(zhì),根據(jù)機械設計(第八版表15-3,取0112A =,得III 33min 0III

32、P 3.61d A 11238.1n 92mm = 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑12d ,為了使所選的軸直徑12d 與聯(lián)軸器的孔徑相適應,故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩T K T A ca =,查械設計(第八版表14-1,由于轉(zhuǎn)矩變化很小,故取 1.3A K =,則T K T A ca =1.3374.73=487.149N m 查機械設計課程設計表14-4選Lx3型彈性柱銷聯(lián)軸器其工稱轉(zhuǎn)矩為1250N.M 半聯(lián)軸器的孔徑140d mm =,所以取=-21d 40mm ,半聯(lián)軸器長度L=112mm ,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm 。4、軸的結構設計(1 擬定軸上零件的裝

33、配方案(見圖七 圖七、輸出軸軸上零件的裝配 (2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位,1段軸左端需制出一軸肩,故取2-3段的直徑2347d mm -=,1段右端用軸端擋圈定位,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度184L mm =,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故1-2段的長度應比1L 略短些,現(xiàn)取1282l mm -=。2 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力,故選用單列圓錐滾子軸承,參照工作要求并根據(jù)2347d mm -=,由機械設計課程設計表13-1中初步選取0基本游隙組,標準精度級的單列圓錐滾子軸承30310,其尺寸為5011029

34、.25d D T mm mm mm =,347850d d mm -=,因而可以取3429.25l mm -=。右端軸承采用軸肩進行軸向定位,由機械設計課程表13-1查得30310型軸承的定位軸肩高度mm 60d =a ,因此取=-54d 60mm 。3 齒輪左端和左軸承之間采用套筒定位,已知齒輪輪轂的寬度為52mm ,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,故取=-76l 49mm 齒輪的輪轂直徑取為55mm所以=-76d 55mm 。齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高度0.07h d >,故取4h mm =,則軸環(huán)處的直徑為5663d mm -=。軸環(huán)寬度 1.4b h ,

35、取568l mm -=。4 軸承端蓋的總寬度為20mm ,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求,求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離30l mm =故2350l mm -=5 齒輪距箱體內(nèi)比的距離為a=16mm ,大錐齒輪于大斜齒輪的距離為c=20mm ,在確定滾動軸承的位置時應距箱體內(nèi)壁一段距離s=8mm 。可求得=-87l 57.25mm =-54l 86mm (3軸上的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接,按67d -由機械設計(第八 版表6-1查得平鍵截面1610b h mm mm =,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為50mm ,同時為保證齒 輪與軸配合有良好的對中性,故

36、選擇齒輪輪轂與軸的配合為67n H ;同樣半聯(lián)軸器與軸的連接,選用平鍵12870mm mm mm ,半聯(lián)軸器與軸的配合為67k H ,滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的,此處選軸的尺寸公差為m 5。 (4確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為245,軸肩處的倒角可按R1.6-R2適當選取。 5、求軸上的載荷根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖,在確定支點時查得30310型的支點距離a=23mm 。所以作為簡支梁的軸承跨距分別為L1=61.25mm ,L2=131.25mm 。做出彎矩和扭矩圖(見圖六。由圖六可知齒輪支點處的截面為危險截面,算出其彎矩和扭矩值如下:6、按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)

37、上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn),扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力,取0.6=,軸的計算應力22223III ca M T W+=18.7mpa 前已選定軸的材料為45鋼(調(diào)質(zhì),由機械設計(第八版表15-1查得1160,ca MPa -=<,故安全。5.3中間軸(II 軸的設計1、求輸入軸上的功率P 、轉(zhuǎn)速n 和轉(zhuǎn)矩T3.92垂直面V支反力F 13096.94NH F N =11651.07NV F N =21445.24NH F N =255.05NV F N =- 彎矩M 189687.H M N mm =1101128.Mv N mm = 27218.Mv N mm =-扭矩TIII T =3

38、74.73M2、求作用在齒輪上的力已知小斜齒輪的分度圓直徑為 52d mz mm =391552tan tan 2028071470cos cos14305=t n r t a t T F N d F F N F F N已知圓錐直齒輪的平均分度圓直徑222222322101.78=t m r t a t T F N d F F N F F N 圓周力1t F 、2t F ,徑向力1r F 、2r F 及軸向力1a F 、2a F的方向如圖八所示 圖八、中間軸受載荷圖3、初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr (調(diào)質(zhì),根據(jù)機械設計(第八版表15-3,取0110A =

39、,得30 3.92=d A mm ,中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑12d -和56d -4、軸的結構設計(1擬定軸上零件的裝配方案(見圖九圖九、中間軸上零件的裝配 (2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力,故選用單列圓錐滾子軸承,參照工作要求并根據(jù)125624.21d d mm -=>,由機械設計課程設計表13.1中初步選取0基本游隙組,標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306,其尺寸為307220.7d D T m m m m m m =,125630d d mm -=。這對軸承均采用套筒進行軸向定位,由機械設計課程設計表13.

40、1查得30306型軸承的定位軸肩高度37mm ,因此取套筒直徑37mm 。2取安裝齒輪的軸段234535d d mm -=,錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位,已知錐齒輪輪轂長42L mm =,為了使套筒端面可靠地壓緊端面,此軸段應略短于輪轂長,故取2338l mm -=,齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高度0.07h d >,故取4h mm =,則軸環(huán)處的直徑為3443d mm -=。3已知圓柱直齒輪齒寬157=B mm ,為了使套筒端面可靠地壓緊端面,此軸 段應略短于輪轂長,故取4554-=l mm 。4齒輪距箱體內(nèi)比的距離為a=16mm ,大錐齒輪于大斜齒輪的距離為c=20mm ,在確

41、定滾動軸承的位置時應距箱體內(nèi)壁一段距離s=8mm 。則取1253.75l mm -=3420l mm -= 5646.75l mm -=(3軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接,按23d -由機械設計(第八版表6-1查得平鍵截面108b h mm mm =,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為32mm ,同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為76H m ;圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接,按45d -由機械設計(第八版表6-1查得平鍵截面108b h mm mm =,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為50mm ,同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為76H

42、m ;滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的,此處選軸的尺寸公差為k6。(4確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為245,軸肩處的倒角可按R1.6-R2適當選取5、求軸上的載荷根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖,在確定支點時查得30310型的支點距離a=15.3mm 。所以軸承跨距分別為L1=55.45mm ,L2=74.5mm 。L3=60.95mm 做出彎矩和扭矩圖(見圖八。由圖八可知斜齒輪支點處的截面為危險截面,算出其彎矩和扭矩值如下:6、按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn),扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力,取0.6=,軸的計算應力為載荷 水平面H垂直面V支反力F11817.

43、6NH F N =1139.1NV F N =22288NH F N =21024.4NV F N = 彎矩M1100785.H M N mm =- 2139453.H M N mm =-18478.Mv N mm =- mm N Mv .308882=mm N Mv .407463=462437.Mv N mm =扭矩T+=ca M T MPa W前已選定軸的材料為40r C (調(diào)質(zhì),由機械設計(第八版表15-1查得1170,ca MPa -=<,故安全。7、精確校核軸的疲勞強度 (1判斷危險截面由彎矩和扭矩圖可以看出齒輪中點處的應力最大,從應力集中對軸的影響來看,齒輪兩端處2+=10

44、1140=b M MPa W 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力=T T T MPa W 軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 640b MPa = 1275MPa -=1155MPa -=r d=,63 1.1555D d=,經(jīng)插值后查得2.19= 1.545=又由機械設計(第八版附圖3-2可得軸的材料敏感系數(shù)為0.82q = 0.85q =故有效應力集中系數(shù)為1(110.82(2.111 1.911(110.85(1.5451 1.46k q k q =+-=+-=+-=+-=由機械設計(第八版附圖3-2的尺寸系數(shù)0.69=,扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)0.83=。軸按磨削加工,由機械設計(第八版附圖3-4得表面

45、質(zhì)量系數(shù)為0.92=軸未經(jīng)表面強化處理,即1q =,則綜合系數(shù)為11.91111 2.86+-=+-=+-=+-= 又取碳鋼的特性系數(shù)為0.1= 0.05=計算安全系數(shù)ca S 值1127523.415.57 1.52223.4220.862a m a m ca S K S K S S S S S S -=+=+=>>=+故可知安全。六、軸承的校核6.1輸入軸滾動軸承計算初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組,標準精度級的單列圓錐滾子軸承30308,其尺寸為409025.25d D T mm mm mm =,軸向力 197.19a F N =,0.35e = ,Y=1.7,X=0.4載荷

46、 水平面H 垂直面V支反力F 1652.57NH F N = 1175.23NV F N =21969.7NH F N = 2623.14NV F N =則12686.55,2072.4Fr N Fr N = 則1122686.55201.9322 1.7Y =則=+=則1061069080010 5.1410610660609602072.43r h r C L h h n P => 故合格。6.2中間軸滾動軸承計算初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組,標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306。 軸向力 447.6a F N =,0.31e = ,Y=1.9,X=0.4載荷 水平面H垂直面V

47、 支反力FN F NH 3.19221=N F NV 19.521=N F NH 58.25942= N F NV 69.11032=則 121923,2819Fr N Fr N =則 1122192350622 1.9281974222 1.9d d Fr F N Y Fr F NY =則1112506953.6a a d a d F F N F F F N=+=則 115060.2631923a r F e F =<22953.60.3382819a r F e F => 則 11Pr 1923r F N =10610659000100.841066060436.3629393

48、r h r C L h Lh n P '=> 故合格。6.3輸出軸軸滾動軸承計算初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組,標準精度級的單列圓錐滾子軸承30310. 軸向力 82074.a F N =,0.35e = ,Y=1.7,X=0.4則 122531.43,1014.45Fr N Fr N =則 11222531.43744.522 1.7d d Fr F N Y Fr F NY =F F F N =+=· 水平面H垂直面V 支反力FN F NH 49.21491=N F NV 1.13371=N F NH 09.10032= N F NV 41.1512-=a r F

49、e F =<221564.5a r F e F => 則 11Pr 2531.43r F N =10610613000010r h r C L h Lh n P '=> 故合格。七、鍵的校核7.1輸入軸鍵計算1、校核聯(lián)軸器處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為8750b h l mm mm mm =,接觸長度度為:故單鍵即可。2、校核圓錐齒輪處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為10845b h l mm mm mm =,接觸長度度為:7.2 中間軸鍵計算 1、校核圓錐齒輪處的鍵連接 該 處 選 用 普 通 平 鍵 尺 寸 為 b ´ h ´ l = 10mm

50、 ´ 8mm ´ 32mm ， 接 觸 長 度 l ' = 32 - 10 = 22mm ，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k = 0.5h = 0.5 ´ 8 = 4mm 。則鍵聯(lián)接的強度 為： s p = 2T ´103 kl ' d = 2 ´101.78´103 4 ´ 22 ´ 35 = 66.09mpa < s p = 110mpa 故合格。 2、校核圓柱齒輪處的鍵連接 該 處 選 用 普 通 平 鍵 尺 寸 為 b ´ h ´ l = 10mm ´ 8mm

51、´ 50mm ， 接 觸 長 度 l ' = 50 - 10 = 40mm ， 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k = 0.5h = 0.5 ´ 8 = 4mm 。 則鍵聯(lián)接的強度 為： s p = 2T ´103 kl ' d = 2 ´101.78´103 4 ´ 40 ´ 35 = 36.35mpa < s p = 110mpa 故合格。 7.3 輸出軸鍵計算 1、校核聯(lián)軸器處的鍵連接 該 處 選 用 普 通 平 鍵 尺 寸 為 b ´ h ´ l = 12mm ´ 8mm ´ 70mm ， 接 觸 長 度 l ' = 70 -