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课程设计齿轮减速箱设计说明书

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课程设计齿轮减速箱设计说明书

机械设计课程设计1设计计算及说明结果一、课程设计方案1.传动装置简图带式运输机的传动装置如如图1所示2.原始数据项目数值鼓轮的转矩T330鼓轮的直径Dmm300运输带带速V(m/s)1.0带速允许偏差()5使用期限(年)15工作制度(班/日)2载荷平稳、单向转动二、选择电动机1.电动机类型和结构形式选择按工作要求和工作条件,选择Y(44IP)系列笼型三相异步交流电动机,结构形式为卧式封闭型电动机。2.电动机容量1工作电机的功率取,则2电动机的输出功率式中,为从电动机至卷筒之间的总效率图1机械设计课程设计22332211为弹性联轴器效率、2为减速箱一对滚动轴承效率、3为齿轮副效率根据文献【1】表2-4取10.99520.9930.98。于是3)确定电动机额定功率edPedP11.3dP,根据文献【1】表20-1得,应选择额定功率为3kW的电动机。3.选择电动机转速为了便于选择电动机转速,先推算电动机转速的可能范围。工作电机的转速1⁄⁄由文献【1】表2-2得展开式两级圆柱齿轮减速器传动比为860,则电动机转速可选范围为1,初选同步转速分别为1000和1500的两种电动机进行比较,如表1方案电动机型号额定功率KW电动机转速r/min同步满载1Y132S-6310009602Y100L2-4315001420表1方案2的价格相对便宜,但减速器结构尺寸较大,方案1则有相反利弊。权衡利弊,选用方案2,选定Y100L2-4型电动机。电动机相关参数如表2电动机型号额定功率KW电动机转速r/min电动机质量kg外形及安装尺寸mm同步满载中心高(H)外伸轴长(E)基座螺栓间距(A)Y100L2-43150014203810060160表2三、计算传动装置总传动比和分配各级传动比1.计算总传动比由电动机的满载转速mn和工作机主动轴的转速wn可确定传动装置应有选用Y100L2-4型电动机机械设计课程设计3的总传动比为1。2.分配各级传动比展开式两级圆柱齿轮减速器应有215.11.1ii,且单级圆柱齿轮的传动比推荐值为36,故选择1i4.95,2i4.5。四、计算传动装置的运动和动力参数记电动机轴为0轴,减速器高速轴为Ⅰ轴,中间轴为Ⅱ轴,低速轴为Ⅲ轴1.各轴转速为ⅠⅡⅠ1ⅢⅡ2.各轴输入功率PⅠ1ⅡⅠⅢⅡⅢ13.各轴输入转矩TⅠⅠⅠⅡⅡⅡⅢⅢⅢ4.计算结果整理如表3项目电动机轴高速轴Ⅰ中间轴Ⅱ低速轴Ⅲ输出轴转速(r/min)14201420286.8763.7563.75功率(kW)2.512.4232.3512.3161i4.952i4.5机械设计课程设计4转矩(mN)16.8816.79352.19346.95传动比14.954.51效率0.9950.970.970.995表3五、斜齿轮传动设计计算A.第一级减速齿轮设计1.选精度等级、材料及齿数1由文献【2】表10-1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,二者硬度差为40HBS。2精度等级选7级精度。3初选齿数小齿轮齿数1,4取螺旋角。初选螺旋角β11.5。2.按齿面接触强度设计由设计计算公式文献【2】式(10-21)进行试算,即1√1[]1确定公式的各计算数值i.试选载荷系数ii.已知高速级斜齿圆柱齿轮转矩Ⅰ;iii.由文献【2】表10-7取齿轮的齿宽系数;iv.查文献【2】图10-26得端面重合度为1,,所以,1v.齿数比1vi.由文献【2】表10-6查得材料的弹性影响系数;vii.由文献【2】图10-30得区域系数viii.由文献【2】图10-21d按齿面硬度查小齿轮的接触疲劳强度极限1,大齿轮的接触疲劳极限;ix.由文献【2】式10-13计算应力循环次数11小齿轮材料40Cr大齿轮材料45钢(调质)精度7级机械设计课程设计511⁄x.由文献【2】图10-19查得接触疲劳寿命系数1,;xi.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1,安全系数S=1,由文献【2】式(10-12)得[]11,[]1,[][]1[]2计算i.计算小齿轮的分度圆直径1,由计算公式得1√Ⅰ1[]√1111111111;ii.计算圆周速度11⁄iii.计算齿宽b及模数m1,β111,,⁄1;iv.计算纵向重合度β1β;v.计算载荷系数K由文献【2】表10-2查得使用系数,根据⁄,7级精度,由文献【2】图10-8得,由文献【2】表10-3查得齿间载荷分配系数,由文献【2】表10-4查得齿向载荷分配系数β,由⁄和β,查文献【2】图10-13查得齿向载荷分配系数β故有载荷系数β;机械设计课程设计6vi.按实际的载荷系数K校正速算的得分度圆直径td1,由文献【2】式(10-10a)得11√√11;vii.计算法面模数1β13.按齿根弯曲强度设计由文献【2】式(10-17)√11[]1确定公式内各计算数值i.由文献【2】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1;大齿轮的弯曲疲劳强度极限;ii.查文献【2】图10-18得1,iii.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由文献【2】式(10-12)得[]111,[]iv.计算载荷系数Kβ;v.根据纵向重合度,查文献【2】图10-28的螺旋角影响系数;vi.计算当量齿数11⁄⁄,⁄⁄;vii.查取齿形系数由文献【2】表10-5查得1,;viii.查取应力校正系数由文献【2】表10-5查得1,;ix.计算大、小齿轮的[],并加以比较[]1,[]111;大齿轮数值较大,应将大齿轮的数值代入计算2设计计算机械设计课程设计7√11[]√由齿面接触疲劳强度计算的法面模数和由齿根弯曲强度计算的法面模数,取法面模数,则同时符合。此时齿数不变,即1,。4.计算几何尺寸1计算中心距1将中心距圆整为2按圆整后的中心距修正螺旋角β1因为螺旋角值改变不多,故参数、、等不必修正3计算大、小齿轮分度圆直径11,11;4计算齿轮宽度1圆整后,取,1;5.计算所得结果汇总如表4备用名称符号小齿轮大齿轮螺旋角β端面模数mt法面模数mn法面压力角n分度圆直径1齿顶高取法面模数111机械设计课程设计8齿根高()齿顶圆直径1齿根圆直径1齿宽B表46.结构设计小齿轮直径小于160mm,故做成实心式(根据后面轴设计结果可知小齿轮应设计为齿轮轴)大齿轮采用腹板式结构,其尺寸如下根据轴设计可知,,取轮毂长度l40mm倒角174.74mm,圆整为175,圆整为54mm1,圆整为114mm,圆整为30mmr5mmB.第二级减速齿轮设计1.选精度等级、材料及齿数1由【2】表10-1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,二者硬度差为40HBS。2精度等级选7级精度。3初选齿数小齿轮齿数,4取螺旋角。初选螺旋角β14.5。2.按齿面接触强度设计由设计计算公式文献【2】式(10-21)进行试算,即√1[]1确定公式的各计算数值i.试选载荷系数ii.已知高速级斜齿圆柱齿轮转矩Ⅱ;iii.由文献【2】表10-7取齿轮的齿宽系数;l40mm111r5mm小齿轮材料为40Cr(调质)大齿轮材料为45钢(调质)精度7级机械设计课程设计9iv.查文献【2】图10-26得端面重合度为,,所以,v.齿数比1vi.由文献【2】表10-6查得材料的弹性影响系数;vii.由文献【2】图10-30得区域系数viii.由文献【2】图10-21d按齿面硬度查小齿轮的接触疲劳强度极限,大齿轮的接触疲劳极限;ix.由文献【2】式10-13计算应力循环次数Ⅱ1⁄x.由文献【2】图10-19查得接触疲劳寿命系数,;xi.计算接触疲劳许用应力取时效概率为1,安全系数S=1,由文献【2】式(10-12)得[]1,[]1,[][][]2计算i.计算小齿轮的分度圆直径1,由计算公式得√Ⅱ1[]√111111;ii.计算圆周速度Ⅱ⁄iii.计算齿宽b及模数m1,β1111,,⁄11;iv.计算纵向重合度ββ;机械设计课程设计10v.计算载荷系数K由文献【2】表10-2查得使用系数,根据⁄,7级精度,由文献【2】图10-8得,由文献【2】表10-3查得齿间载荷分配系数,由文献【2】表10-4查得齿向载荷分配系数β,由⁄,β,查文献【2】图10-13查得齿向载荷分配系数β故有载荷系数β;vi.按实际的载荷系数K校正速算的得分度圆直径td1,由文献【2】式(10-10a)得√√1;vii.计算法面模数1β13.按齿根弯曲强度设计由文献【2】式(10-17)√11[]1确定公式内各计算数值i.由文献【2】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲疲劳强度极限;ii.查文献【2】图10-18得,iii.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由文献【2】式(10-12)得[],[]iv.计算载荷系数Kβ;v.根据纵向重合度,查文献【2】图10-28的螺旋角影响系数;vi.计算当量齿数⁄⁄,⁄⁄;vii.查取齿形系数由文献【2】表10-5查得,;viii.查取应力校正系数机械设计课程设计11由文献【2】表10-5查得,;ix.计算大、小齿轮的[],并加以比较[]11,[]11;大齿轮数值较大,应将大齿轮的数值代入计算2设计计算√Ⅱ[]√由齿面接触疲劳强度计算的法面模数,大于由齿根弯曲强度计算的法面模数,取法面模数,按接触疲劳强度算得的直径1来计算应有的齿数。于是1β取,则,取4.计算几何尺寸1计算中心距1将中心距圆整为150mm2按圆整后的中心距修正螺旋角β1因为螺旋角值改变不多,故参数、、等不必修正3计算大、小齿轮分度圆直径1β11,β1;4计算齿轮宽度圆整后,取,;5.计算所得结果汇总如表5备用。a147mm1机械设计课程设计12名称符号小齿轮大齿轮螺旋角端面模数mt法面模数mn法面压力角αn分度圆直径齿顶高齿根高()齿顶圆直径齿根圆直径齿宽B表55.结构设计1小齿轮直径小于160mm故做成实心式,取轮毂长度l65mm2大齿轮应做成腹板式根据轴设计可知,,取轮毂长度l65mm倒角,圆整为220mm,圆整为86mm1,圆整为34mmr5mm六、高速轴及附件设计1.高速轴Ⅰ的功率Ⅰ、转速Ⅰ和转矩Ⅰ功率Ⅰ转速Ⅰ⁄转矩Ⅰl65111r5mmⅠⅠ⁄机械设计课程设计132.求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为1圆周力1Ⅰ1径向力11β11,轴向力11β圆周力1,径向力1及轴向力1的方向如图23.初步确定轴的最小直径先按文献【2】式(15-2)初步估算周的最小直径,因为齿轮较小,须做成齿轮轴,故选取轴的材料为40Cr钢调质处理。根据表15-3,取,于是得Ⅰ√ⅠⅠ√1;轴端有一个键槽,轴的直径扩大7,故Ⅰ输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径,为了使所选的轴直径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TKTAca,查表14-1,考虑为输送机,转矩变化很小,故取5.1KA,则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,并且电动机的输出轴轴径为28mm,查文献【1】表17-3标准GB4323-84,选用TL5型弹性套柱销联轴器。半联轴器的从动端孔径d225mm,故取ⅠⅡ;半联轴器长度L62mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度1。4.轴的结构设计1拟定轴上零件的装配方案(如图3)Ⅰ111ⅠTL5型弹性柱销联轴器ⅠⅡ1图2机械设计课程设计142根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度i.为了满足半联轴器的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ段的直径mmd28=Ⅱ-Ⅲ,左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D30mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度mmL441,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故Ⅰ-Ⅱ段长度应比略短一些,现取mml42Ⅰ-Ⅱ。ii.初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,且转速高轴向力不大,故初步选用0基本游隙组,接触角为的角接触球轴承,型号7206C,其尺寸为mmmmBDd166230,故mmd30Ⅲ-Ⅳ,ⅦⅧ。iii.由于齿根圆到键槽底部的距离tme2(tm为端面模数),所以把齿轮做在轴上,形成齿轮轴。参照工作要求并根据mmd30Ⅲ-Ⅳ,左端滚动轴承与轴之间采用套筒定位,故选mmd33ⅤⅣ。同理右端滚动轴承与轴之间也采用套筒定位,因此,取mmd33ⅧⅥ。iv.轴承端盖的总宽度为30mm,(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离mml30,故取mml60=ⅢⅡ。v.已知高速级小齿轮轮毂长b45mm,做成齿轮轴,则mml45ⅥⅤ。vi.取齿轮端面距箱体内壁之距离a15mm,圆柱齿轮与圆柱齿轮端面之间的距离为c12mm,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离是s,取s11mm。已知滚动轴承宽度B16mm,低速级小齿轮轮毂长L65mm,挡油环宽度mmL20。则mmd28=Ⅱ-Ⅲmml42Ⅰ-Ⅱ型号7206Cmmd30Ⅲ-ⅣⅦⅧmmd33ⅤⅣmmd33ⅧⅥmml60=ⅢⅡmml45ⅥⅤⅢⅣ图3机械设计课程设计15mmmmLsalmmmmLcLaslmmmmLBl62011158320-12651511-36=2016ⅦⅥⅤⅣⅣⅢBL’36mm至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。;vii.轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接,按ⅢⅡd由参考文献【2】表6-1查得平键截面mmmmhb78,键槽用键槽铣刀加工,长为36mm;半联轴器与轴的配合为67kH。滚动轴承与轴的周向配合是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6.viii.确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献【2】表15-2,取轴端倒角为450.1,各轴肩处的圆角参照参考文献【2】表ⅣⅤⅥⅦⅦⅧ机械设计课程设计16图45.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图(如下),在确定轴承的支点位置时,应从手册中查取a值。对于7206C型角接触球轴承,由参考文献[1]中查得。因此,作为简支梁的轴的支承跨距mmLL2.18032。mmLL6.51,6.12832根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图。如图4所示从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面B轴的危险截面。现将计算出的截面B处的HM,VMM及的值列于下表(参看图4)。计算结果如表6载荷水平面H垂直面V支反力FNFNH37.2511,NFNH47.6262NFNV14.1121,NFNV8.2132弯距MmmNMH.32326mmNMV.144211mmNMV.110342总弯距mmNM.8.353961442132326221mmNM.3.341571103432326222扭距TmmNT.16793表66.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距和扭距的截面(即危险截面c)的强度,根据机械设计(15-1)及上表中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取6.0,轴的计算应力MPaMPaWTMca7.851.341.0167936.03.3415732221前已选定轴的材料为40Cr钢,调质处理,由参考文献[2]表15-1机械设计课程设计17得MPa70][1。因此][1ca,故安全。7.滚动轴承的校核1由轴的设计计算可知输入轴滚动轴承选用7206C型角接触球轴承,查文献【1】表15-6得12.8kN,C.8kN,17C0rr2计算两轴承所受的径向载荷1和由轴的校核过程中可知NFNFNHNH47.626,37.25121,NFNFNVNV8.213,14.11221N275N14.11237.251FFF222NV12NH1r1N662N8.13247.626FFF222NV22NH2r2,3计算两轴承的计算轴向力a1F和a2F7206C型角接触球轴承,按文献【2】表13-7,轴承派生轴向力,e初选为0.4111d2FdaFF,故轴有向左窜动的趋势,轴承1压紧,轴承2放松N265FFd2a2N442177265FFFad2a11由插值法得1,再计算111N258FFd2a2N435177258FFFad2a11两次计算的相差不大,因此确定189,N435Fa1,N258Fa24轴承当量动载荷1和e1.58275435FFr1a1满足寿命要求强度满足要求机械设计课程设计18e389.0662258FFr2a2因为轴承运转中载荷平稳,按文献【2】表13-6,2.10.1pf,取0.1pf,则258N2580.1FPr22pfN3.72143538.127544.00.1F38.144F.0Pa1r11pf5验算轴承寿命hL因为21PP,所以按轴承1的受力大小验算L年7.36h176389h721.31780014206010PC60n10Lh3616h所以所选的轴承可满足寿命要求。8.键的校核由轴的设计计算可知所选平键为mmmmmmLhb3678][MPa7.138-632575.010793.162kld102TP33ⅠP其中强度满足要求七、低速轴及其附件设计1.低速轴Ⅲ的功率Ⅲ、转速Ⅲ和转矩Ⅲ功率Ⅲ转速Ⅲ⁄转矩Ⅲ2.求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为圆周力Ⅲ径向力β1,轴向力β圆周力,径向力及轴向力的方向如图5弹性柱销联轴器1机械设计课程设计193.初步确定轴的最小直径先按参考文献【2】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。根据参考文献[2]表15-3,取,于是得mmmmnPAd28.3775.63351.211233ⅢⅢ0min轴的最小端有一个键槽,故可见低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径ⅦⅧ(图5)。为了使所选的轴ⅦⅧ与联轴器的孔径相适应,需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转距Ⅲ,查参考文献【2】表14-1,考虑到转距变化很小,故取,则mNmNTKTAca.945.528.63.3525.1按照计算转距应小于联轴器公称转距条件查参考文献【1】表17-4,选用HL3型弹性柱销联轴器,其公称转距为。半联轴器的孔径1,故取ⅦⅧ,半联轴器长度L112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度1。4.轴的结构设计1拟定轴上零件的装配方案(图6)2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度i.为了满足半联轴器的轴向定位要求,Ⅶ-Ⅷ轴段左端需制出一轴肩,并根据毡圈密封标准,故取ⅦⅧⅥⅦⅦⅧⅥⅦ圆锥滚子轴承30210ⅤⅥⅠⅡmmd58ⅤⅣⅡⅢⅡⅢⅢⅣⅢⅣ图6图5机械设计课程设计20Ⅵ-Ⅶ段的直径ⅥⅦ,右端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D50mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度mmL841,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故Ⅶ-Ⅷ段长度应比1略短一些,现取ⅦⅧii.轴承端盖的总宽度为25mm,(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离mml30,故取ⅥⅦ。iii.初步选择滚动轴承。因轴承主要受径向力和轴向力,转速不高,故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据ⅥⅦ由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7210C,其尺寸为的mmmmBDd209050,故ⅤⅥⅠⅡ;右滚动轴承左端采用轴肩进行轴向定位,故取mmd56ⅤⅣ,,iv.取安装齿轮处的轴段直径ⅡⅢ,齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为60mm,为了套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取ⅡⅢ。齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度h0.07d,故取h4mm,则轴环处的直径ⅢⅣ,轴环宽度b1.4h,取ⅢⅣ。v.由对称原则得大齿轮端面距箱体内壁的距离a152.517.5mm,圆柱齿轮与圆柱齿轮端面之间的距离为c12mm,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离是s,取s11mm。已知滚动轴承宽度B20mm,高速级小齿轮轮毂长L45mm。则Ls-73.5mm至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。vi.轴上零件的周向定位半联轴器的周向定位采用平键联接,按ⅦⅧ,由手册查得平键截面mmmmhb812,键槽用键槽铣刀加工,长为70mm,滚动轴承的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6;大斜齿轮与轴的周向定位采用平键,按ⅡⅢ,由手册查得平键截面mmmmhb1016,键槽用键槽铣刀加工,长为50mm,齿轮轮毂与轴的配合为67rH,5.确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献【2】表15-2,取轴端倒角为452,各轴联轴器齿轮机械设计课程设计21肩处的圆角参照参考文献【2】表。6.求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时,从手册中查取a值。对于7210C型圆角接触球轴承,由手册中查得a17.4mm。因此,作为简支梁的轴的支撑跨距mmaL2.1792,mmLL1.118,1.6121根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。(如图7所示)从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的、及总弯矩M的值列于表7。载荷水平面H垂直面V支反力FNFNFNHNH979189221NFNFNVNV89119021弯矩MmmNMH115601mmNMmmNMVV1052271160921总弯矩mmNMmmNM15632110522711560111618211609115601222221扭矩mmNT3526303表7机械设计课程设计22图77.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(即危险截面B)的强度,根据文献【2】式(15-5)及上表中的数值,并取6.0,轴的计算应力MPa7.16MPa541.03526306.0156321WTM322232ca前已选定轴的材料为45钢,调质处理。由文献【2】表15-1查得MPa06][1-。因此][1-ca,故安全。8.轴承校核1由轴的设计计算可知输入轴滚动轴承选用7206C型角接触球轴承,查文献【1】表15-6得26.8kN,32.8kN,CC0rr2计算两轴承所受的径向载荷1和由轴的校核过程中可知NFNFNHNH979,189221,NFNFNVNV891,19021N1902N1901892FFF222NV12NH1r1N1324N891979FFF222NV22NH2r2,轴安全机械设计课程设计233计算两轴承的计算轴向力a1F和a2F7210C型角接触球轴承,按文献【2】表13-7,轴承派生轴向力,e初选为0.4111,故轴有向右窜动的趋势,轴承2压紧,轴承1放松N761FFd1a1N1521760761FFFa4d1a21由插值法得1,再计算111N757FFd1a1N1517760757FFFa4d1a21两次计算的相差不大,因此确定1,N757Fa1,N1517Fa24轴承当量动载荷1和e0.3981902757FFr1a1e15.113241517FFr2a2因为轴承运转中载荷平稳,按文献【2】表13-6,2.10.1pf,取0.1pf,则1902N19020.1FPr11pfN255515173.1132444.00.1F3.144F.0Pa2r22pf5验算轴承寿命hL因为21PP,所以按轴承2的受力大小验算轴承寿命满足联轴器键强度符合齿轮键强度符合Ⅱ机械设计课程设计24L年34h301717h25552680075.636010PC60n10Lh3616h所以所选的轴承可满足寿命要求。9.键的校核由轴的设计计算可知所选平键分别为联轴器键mmmmmmLhb70812,齿轮键mmmmmmLhb5010161Ⅲ[]Ⅲ[]其中,故所选键安全。10.精确校核轴的疲劳强度(1)判断危险截面截面III过盈配合引起的应力集中严重,同时受弯矩和扭矩和最大应力面很近,所以只校核截面III两侧(2)截面左侧抗弯截面系数3333mm4.15746mm541.01d.0W抗扭截面系数3333Tmm8.31492mm542.02d.0W截面III左侧的弯矩mmN1166121.118301.118156321M截面III上的扭矩T为mmN352630T截面上的弯曲应力MPa4.715746.4116612WMb截面上的扭转切应力11.2MPa31492.8352630WTTT轴的材料为45钢,调质处理。由文献【2】表15-1采用插值法查得MPa551,MPa752,MPa40611B过盈配合处的k值,由文献【2】附表3-8用插值法求出,并取0.8kk,于是得48.3k;784.248.38.0k截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文献【2】Ⅱ⁄Ⅱ圆锥滚子轴承30206mmdd30ⅦⅤmmd34=ⅢⅡ机械设计课程设计25附表3-2查取。因148.15462dD,037.0542.0dr,得42.1,652.0又由文献【2】附图3-1可得轴的材料的敏性系数为85.0q,82.0q轴按磨削加工,由文献【2】附图3-4得表面质量系数为92.0轴未经表面强化处理,即1q,则按文献【2】式(3-12)及(3-14b)得综合系数为57.3192.0148.311kK87.2192.01784.211kK又由13及23得碳钢的特性系数2.01.0,取1.0,1.005.0,取05.0于是计算安全系数caS值,按文献【2】式(15-6)(15-8)则得4.1001.04.73.57275KSma148.922.1105.022.1187.2155KSma11.5S748.94.1048.94.10SSSSS2222ca故可知其安全。(2)截面III右侧抗弯截面系数3333mm8.23832mm621.01d.0W抗扭截面系数3333Tmm6.47665mm622.02d.0W截面III右侧的弯矩mmN1166121.118301.118156321M截面III上的扭矩T为mmN352630T截面上的弯曲应力MPa89.4MPa23832.8116612WMb截面上的扭转切应力MPa4.7MPa47665.6352630WTT2T轴的材料为45钢,调质处理。由文献【2】表15-1查得MPa551,5MPa72,MPa40611Bmml62=ⅢⅡmmd39=Ⅲ-ⅣⅣⅤmml37ⅤⅣⅠⅡⅢⅣⅤⅥ小齿轮大齿轮机械设计课程设计26截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文献【2】附表3-2查取。因148.15462dD,037.0542.0dr,得42.1,652.0又由文献【2】附图3-1可得轴的材料的敏性系数为85.0q,82.0q故有效应力集中系数为87.11065.282.011q1k36.1142.185.011q1k由文献【2】附图3-2得尺寸系数68.0;由文献【2】附图3-3得扭转尺寸系数82.0轴按磨削加工,由附表3-4的表面质量系数为92.0轴未经表面强化处理,即1q则按文献【2】式(3-12)及(3-14b)得综合系数为84.2192.0168.087.111kK75.1192.0182.036.111kK所以轴在截面III右侧的安全系数为8.1901.089.484.2275KSma127.2327.405.027.41.75155KSma11.5S1523.278.1927.238.19SSSSS2222ca故可知其安全。八、中速轴及其附件设计1.中速轴II的功率、转速和转矩功率Ⅱ转速Ⅱ⁄转矩Ⅱ2.求作用在齿轮上的力1因已知中间轴小齿轮的分度圆直径为圆周力Ⅱ1机械设计课程设计27径向力β1,轴向力β圆周力,径向力及轴向力的方向如图5所示2中间轴大齿轮111圆周力tF,径向力rF及轴向力aF的方向如图2所示3.初步确定轴的最小直径先按参考文献[2]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。根据参考文献[2]表15-3,取1120A,于是得√ⅡⅡ√4.轴的结构设计1拟定轴上零件的装配方案(图8)2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度i.初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,但是载荷不大,故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据轴的最小直径,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7206C,其尺寸为的mmmmBDd166230,故。ii.取安装小齿轮处的轴段Ⅱ-Ⅲ的直径mmd34=ⅢⅡ,齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为65mm,为了使套筒可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取mml62=ⅢⅡ,齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度h0.07d,故取h5mm,则轴直径mmd39=Ⅲ-Ⅳ。iii.取安装大齿轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径ⅣⅤ,齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为40mm,为了使套筒可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取mml37ⅤⅣ,齿轮左端采用轴肩定位,取图8机械设计课程设计28h5mm,与小齿轮右端定位高度一样。iv.取小齿轮距箱体内壁之距离mma151,由齿轮对称原则,大齿轮距箱体内壁的距离为mma5.17404521152,小齿轮与小齿轮之间的距离为c12mm,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离是s,取s11mm.已知滚动轴承宽度B16mm。则mmasTlmmclmmasBl5.4737405.145214562652ⅥⅤⅣⅢ1至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。v.轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按mmd34ⅢⅡ,由参数文献[2]表14-1查得平键截面mmmmhb810,键槽用键槽铣刀加工,按ⅡⅢ得键长为56mm;同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮与轴配合为67nH。同理按ⅣⅤ,由参数文献[2]表14-1查得平键截面mmmmhb810,键槽用键槽铣刀加工,按ⅣⅤ得键长为32mm;同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮与轴配合为66nH。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6。5.求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时,从手册中查取a值。对于7206C型圆锥滚子轴承,由手册中查得a12.9mm。因此,作为悬臂梁的轴的支撑跨距,1,,根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。(如图9)机械设计课程设计29危险截面左端安全危险截面右侧安全机械设计课程设计30从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的MH、MV及M的值列于表8。载荷水平面H垂直面V支反力FNFNFNHNH7.17156.234821NFNFNVNV84.427.91621弯矩MmmNMmmNMHH8853014467421mmNMmmNMmmNMmmNMVVVV5.22105.145817.335497.564684321机械设计课程设计31总弯矩mmNMmmNMmmNMmmNM6.885575.221088530897235.14581885301485137.335491446741553047.564681446742222322221扭矩mmNT865302表86.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(即危险截面B)的强度,根据文献【2】式(15-5)及上表中的数值,并取6.0,轴的计算应力MPa66.41MPa341.0865306.0155304WTM322232ca前已选定轴的材料为45钢,调质处理。由文献【2】表15-1查得MPa06][1-。因此][1-ca,故安全。7.中间轴轴承校核1由轴的设计计算可知输出轴滚动轴承选用7206C型角接触球轴承,由文献【1】表15-6得,2计算两轴承所受的径向载荷1和由轴的校核过程中可知NFNFNHNH7.17156.234821NFNFNVNV84.427.916212521NN7.9166.2348FFF222NV12NH1r1N1716N84.427.1715FFF222NV22NH2r23计算两轴承的计算轴向力a1F和a2F7206C型角接触球轴承,按文献【2】表13-7,轴承派生轴向力,e初选为0.4,则可估算111d2FdaFF,故轴有向左窜动的趋势,轴承1压紧,轴承2放松N686FFd2a2N1353667686FFFad2a1机械设计课程设计321由插值法得1,再计算111N8.730FFd2a2N8.13976678.730FFFad2a11两次计算的相差不大,因此确定1,N8.1397Fa1,N8.730Fa26轴承当量动载荷1和e0.5525211397.8FFr1a1e4259.01716730.8FFr2a2因为轴承运转中载荷平稳,按文献【2】表13-6,2.10.1pf,取0.1pf,则1716N17160.1FPr22pfN6.28008.139721.1252144.00.1F21.144F.0Pa1r11pf7验算轴承寿命hL因为21PP,所以按轴承1的受力大小验算年3h14916h2800.61780087.2866010PC60n10L3616h所以所选轴承的寿命在检修期内,可以采用。8.键的校核由轴的设计

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