機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書-二級展開式圓柱齒輪減速器.doc

機械設(shè)計課程設(shè)計機械設(shè)計課程設(shè)計 計算說明書計算說明書 二級展開式圓柱齒輪減速器二級展開式圓柱齒輪減速器 學(xué)院 學(xué)院 班級 機械班級 機械 08050805 姓名 姓名 學(xué)號 學(xué)號 2008559720085597 指導(dǎo)教師 趙登峰指導(dǎo)教師 趙登峰 一一 傳動方案的擬定 傳動方案的擬定 1 二 電動機的選擇二 電動機的選擇 1 三 確定傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比 三 確定傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比 2 四 傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù) 四 傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù) 3 五 傳動零件的設(shè)計計算 五 傳動零件的設(shè)計計算 5 六 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計六 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 12 七 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度七 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 16 八 軸承的壽命校核八 軸承的壽命校核 24 九 鍵的校核九 鍵的校核 26 十 設(shè)計小結(jié)十 設(shè)計小結(jié) 27 十一 參考文獻十一 參考文獻 27 1 一一 傳動方案的擬定 傳動方案的擬定 設(shè)計帶式運輸機的二級展開式圓柱齒輪減速器 1 工作條件 兩班制 連續(xù)單向運轉(zhuǎn) 載荷較平穩(wěn) 室內(nèi)工作 有粉塵 環(huán)境最高溫 度 35 2 使用折舊期 8 年 3 檢修間隔期 四年一次大修 兩年一次大修 半年一次小修 4 動力來源 電力 三相交流 電壓 380 220V 5 運輸帶速度允許誤差 5 6 制造條件及生產(chǎn)批量 一般機械廠制造 小批量生產(chǎn) 7 設(shè)計數(shù)據(jù) 題號 2 運輸帶工作拉力 2200N 運輸帶工作速度 1 1m s 卷筒直徑 240mm 二 電動機的選擇二 電動機的選擇 1 電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇 選擇 Y 系列三相異步電動機 此系列電動機屬于一般用途 的全封閉自扇冷電動機 其結(jié)構(gòu)簡單 工作可靠 價格低廉 維護方便 適用于不易 燃 不易爆 無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械 2 電動機容量選擇 電動機所需工作功率為 式 1 Pd Pw a KW 式 2 Pw FV 1000 KW 因此 Pd FV 1000 a KW 由電動機至運輸帶的傳動總效率為 總 0 4 2 2 式中 0 1 2 分別為彈性聯(lián)軸器 1 個 齒式聯(lián)軸器 1 個 滾 動軸承 4 對 卷筒 1 個 和圓柱齒輪傳動 兩對 的傳動效率 取 0 0 99 1 0 99 2 0 99 0 96 0 97 則 總 0 99 0 99 0 994 0 96 0 972 0 85 所以 電機所需的工作功率 Pd FV 1000 總 2200 1 1 1000 0 85 2 85 KW 3 確定電動機轉(zhuǎn)速 卷筒工作轉(zhuǎn)速為 n卷筒 60 1000 V D 60 1000 1 1 240 87 58 r min 根據(jù)手冊 192 表 13 5 二級圓柱齒輪減速器傳動比范圍為 8 40 故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 8 40 87 58 700 64 3503 18 r min 則符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 750r min 1000r min 1500r min 和 3000r min 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速 由相關(guān)手冊查出三種適用的電動機型號 如下表 電動機轉(zhuǎn)速 r min 方案 電 動機 型號 額定功 率同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 電動機重量 kg 1Y100L 233000287033 2Y100L2 431500143038 3Y132S 63100096063 4Y132M 8375071079 綜合考慮 第 2 方案比較適合 此選定電動機型號為 Y100L2 4 三 確定傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比 三 確定傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速 nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速 nw 1 可得傳動裝置總傳動比為 i nm nw 1440 87 58 16 33 2 分配各級傳動裝置傳動比 3 總傳動比等于各傳動比的乘積 i i1 i2 式中 i1為減速器中 1 軸和 2 軸的傳動比 i2 為 2 軸和 3 軸的傳動比 根據(jù)手冊 P196 的推薦 展開式二級圓柱齒輪減速器 i1 1 3 1 5 i2 取 i1 1 4i2 聯(lián)合上式 解得 i1 4 78 i2 3 42 四 傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù) 四 傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù) 將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為 1 軸 2 軸 3 軸 i1 i2 為 1 軸與 2 軸 以及 2 軸與 3 軸的傳動比 01 12 23 為 1 軸 2 軸 3 軸傳動效率 P1 P2 P3 為各軸的輸入功率 KW T1 T2 T3 為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 N m n1 n2 n3 為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 r min 可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算 得到各軸的運動和動力參數(shù) 1 計算各軸的轉(zhuǎn)速 1 軸 n1 nm 1430 r min 2 軸 n2 n1 i1 1430 4 78 299 16r min 3 軸 n3 n2 i2 299 16 3 42 87 47r min 卷筒軸 n4 n3 87 47r min 2 計算各軸的輸入功率 1 軸 P1 Pd 01 2 85 0 99 2 82 KW 2 軸 P2 P1 12 2 82 0 97 0 99 4 2 71 KW 3 軸 P3 P2 23 2 71 0 97 0 99 2 60 KW 卷筒軸 P3 P3 34 2 60 0 99 0 99 2 55 KW 各軸的輸出功率分別為其輸入功率乘以軸承效率 0 99 即各軸的輸出功率為 1 軸 P1 2 82 0 99 2 80 KW 2 軸 P2 2 71 0 99 2 68 KW 3 軸 P3 2 60 0 99 2 57 KW 卷筒軸 P4 2 55 0 99 2 52 KW 3 計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩為 Td 9550 Pd nm 9550 2 85 1430 19 03 N m 1 軸 T1 Td i0 01 19 03 1 0 99 18 84 N m 2 軸 T2 T1 i1 12 19 84 4 78 0 97 0 99 86 49 N m 3 軸 T3 T2 i2 23 86 49 3 42 0 97 0 99 284 06 N m 卷筒軸 T4 T3 1 2 284 06 0 99 0 99 278 41 N m 輸出轉(zhuǎn)矩分別為輸入轉(zhuǎn)矩乘以軸承效率 0 99 即各軸的輸出轉(zhuǎn)矩為 1 軸 T1 18 84 0 99 18 65 N m 5 2 軸 T2 86 49 0 99 85 63 N m 3 軸 T3 284 06 0 99 281 22 N m 卷筒軸 T4 178 41 0 99 275 63 N m 綜合以上數(shù)據(jù) 得表如下 功率 P KW 轉(zhuǎn)矩 T N m 軸名 輸入輸出輸入輸出 轉(zhuǎn)速 n r min 傳動比 i 電動機軸 2 8519 031430 1 軸 2 822 8018 8418 651430 2 軸 2 712 6886 4985 63299 16 3 軸 2 602 57284 06281 2287 47 卷筒軸 2 552 52278 41275 6387 47 i1 4 7 8 i2 3 4 2 五 傳動零件的設(shè)計計算 五 傳動零件的設(shè)計計算 減速器外只有兩個聯(lián)軸器 因此只有減速器內(nèi)的傳動零件的設(shè)計計算 即齒輪傳動的設(shè)計 計 算 1 計算高速級齒輪 1 選定齒輪材料 熱處理方式 精度等級 小齒輪選輪齒面硬度較大比較合適 大齒輪選軟齒面 小齒輪的材料為 45 號鋼調(diào)質(zhì) 查表機械設(shè)計書 P132 表 6 1 齒面硬度范圍為 229 286HBS 取 250HBS 大齒輪選用 45 號 鋼正火 查表機械設(shè)計書 P132 表 6 1 齒面硬度范圍 169 217HBS 取 200HBS 由于減速器單向傳動 載荷平穩(wěn) 所以選用直齒圓柱齒輪 齒輪精度初選 8 級 2 按齒面接觸疲勞強度計算 計算小齒輪分度圓直徑公式為 d1 2 d 1 3 12 H HE ZZZ u ukT 確定各參數(shù)值 載荷系數(shù) K KA KV K K 1 查表 P133 表 6 2 使用系數(shù) KA取 1 00 動載系數(shù) KV范圍為 1 05 1 4 取 1 10 齒間載荷分配系數(shù) K 取值范圍為 1 1 2 取 1 10 6 齒向載荷分布系數(shù) K 取值范圍為 1 1 2 取 1 10 那么 K KA KV K K 1 00 1 10 1 10 1 10 1 33 小齒輪名義轉(zhuǎn)矩 2 T1 9 55 106 P1 n1 9 55 106 2 82 1430 1 88 104 N mm 材料系數(shù) 3 查機械設(shè)計表 6 3 ZE 189 8MPa 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 4 查機械設(shè)計教材圖 6 12 ZH取 2 50 重合度系數(shù) 5 Z 取值范圍為 0 85 0 92 取 0 90 齒寬系數(shù) d取值范圍為 0 8 1 4 取 1 0 6 許用應(yīng)力 查機械設(shè)計圖 6 14 MPa H 610 1lim MPa H 570 2lim SHmin 取值范圍為 1 0 1 6 取 1 2 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 9 11 1059 3 300882114306060 h jLnN 8 112 1089 6 iNN 又查圖可知 則 1 21 NN ZZ MPa S Z H NH H 3 508 2 1 1610 lim 11lim 1 MPa S Z H NH H 475 2 1 1610 lim 22lim 2 取兩式計算中的較小值 即 H 475Mpa 于是有 2 1 1 12 3d H HE ZZZ u u d kT 2 4 475 90 0 5 2 8 189 78 4 178 4 0 1 1088 1 33 12 3 36 56 mm 7 3 確定中心距a mmi d a67 105 78 41 2 56 36 1 2 1 1 盡量圓整成尾數(shù)為 0 或 5 以得于制造和測量 所以初定 mma110 4 確定模數(shù) mn 齒數(shù) Z1 Z2 2 21 zz m a n 一般 初選 則 30 17 1 z20 1 z962078 4 12 izz 90 1 9620 11022 21 zz a mn 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) mn 2 mm 則 Z1 Z2 m 2 110 2 110a2 取 Z1 19 Z2 91 那么 Z2 Z1 91 19 4 80 與傳動比 i1相比 誤差為 4 80 4 78 4 78 0 2 滿足要求 所以 確定小齒輪的齒數(shù)為 19 大齒輪齒數(shù)為 91 5 計算齒輪分度圓直徑 小齒輪 mmzmd n 38192 11 大齒輪 mmzmd n 182912 22 6 齒輪寬度 mmdb d 56 3656 360 1 12 圓整大齒輪寬度 mmb40 2 取小齒輪寬度 mmb45 1 7 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 按 校核 FsaFa n F YYY mbd KT 11 1 1 2 式中 小輪分度圓直徑 d1 38 mm 1 齒輪嚙合寬度 b 45mm 2 8 名義轉(zhuǎn)矩 T1 1 88 104Nmm 3 模數(shù) mn 2mm 4 載荷系數(shù) K 1 33 許用應(yīng)力 查機械設(shè)計表 6 4 當(dāng) z1 19 時 齒形系數(shù) 85 2 1 Fa Y54 1 1 sa Y 當(dāng) z2 91 時 齒形系數(shù) 20 2 2 Fa Y78 1 2 sa Y 取值范圍為 0 65 0 85 取 0 7 Y 查圖 6 15 可知 MPa F 230 1lim MPa F 220 2lim 又因為應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 9 11 1059 3 300882114306060 h jLnN 8 112 1089 6 iNN 所以 YN1 1 YN2 1 根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)YST 2 0 查表 6 5 SFmin 1 4 3 0 取 1 5 則 MPaY S Y N F STF F 67 3061 5 1 2230 1 min 1lim 1 MPaY S Y N F STF F 33 2931 5 1 2220 2 min 2lim 2 1 4 11 1 1 1 9 447 054 1 85 2 23845 1088 1 33 1 22 F saFa n F MPaYYY mbd KT 2 11 22 12 06 40 54 1 85 2 78 120 2 9 44 F saFa saFa FF MPa YY YY 故滿足齒根彎曲疲勞強度要求 設(shè)計合理 2 計算低速級齒輪 1 選定齒輪材料 熱處理方式 精度等級 小齒輪選輪齒面硬度較大比較合適 大齒輪選軟齒面 小齒輪的材料為 45 號鋼調(diào)質(zhì) 查表機械設(shè)計書 P132 表 6 1 齒面硬度范圍為 229 286HBS 取 250HBS 大齒輪選用 45 號 鋼正火 查表機械設(shè)計書 P132 表 6 1 齒面硬度范圍 169 217HBS 取 200HBS 由于減速器單向傳動 載荷平穩(wěn) 所以選用直齒圓柱齒輪 9 2 按齒面接觸疲勞強度計算 計算小齒輪分度圓直徑公式為 其中 u i2 1 d 2 2 3 12 H HE ZZZ u u d kT 確定各參數(shù)值 載荷系數(shù) K KA KV K K 1 查表 P133 表 6 2 使用系數(shù) KA取 1 00 動載系數(shù) KV范圍為 1 05 1 4 取 1 10 齒間載荷分配系數(shù) K 取值范圍為 1 1 2 取 1 10 齒向載荷分布系數(shù) K 取值范圍為 1 1 2 取 1 10 那么 K KA KV K K 1 00 1 10 1 10 1 10 1 33 小齒輪名義轉(zhuǎn)矩 2 T2 9 55 106 P2 n2 9 55 106 2 71 299 16 8 65 104 N mm 材料系數(shù) 3 查機械設(shè)計表 6 3 ZE 189 8 MPa 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 4 查機械設(shè)計教材圖 6 12 ZH取 2 50 重合度系數(shù) 5 Z 取值范圍為 0 85 0 92 取 0 90 齒寬系數(shù) d取值范圍為 0 8 1 4 取 1 0 6 許用應(yīng)力 查機械設(shè)計圖 6 14 MPa H 610 1lim MPa H 570 2lim SHmin 取值范圍為 1 0 1 6 取 1 2 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 8 21 1089 6 300882116 2996060 h jLnN 8 112 1001 2 iNN 又查圖可知 則 1 21 NN ZZ 10 MPa S Z H NH H 3 508 2 1 1610 lim 11lim 1 MPa S Z H NH H 475 2 1 1610 lim 22lim 2 取兩式計算中的較小值 即 H 475Mpa 于是 其中 u i2 1 d 2 2 12 3 H HE ZZZ u u d kT 2 4 3 475 90 05 2 8 189 42 3 142 3 0 1 1065 8 33 1 2 62 18 mm 3 確定中心距 a mmi d a 4 137 42 3 1 2 18 62 1 2 2 1 盡量圓整成尾數(shù)為 0 或 5 以得于制造和測量 所以初定mma140 4 確定模數(shù) 齒數(shù) n m 21 zz 2 21 zz m a n 一般 初選 則30 17 1 z25 1 z862542 3 122 ziz 52 2 8625 1402 2 21 zz a mn 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 2 5 mm n m 則1125 2 1402 2 21 mazz 取 8725 1 z 2 z 那么 87 25 3 48 1 z 2 z 與傳動比 i2相比 誤差為 3 48 3 42 3 48 1 75 滿足要求 所以 確定小齒輪的齒數(shù)為 25 大齒輪齒數(shù)為 87 5 計算齒輪分度圓直徑 小齒輪 mmzmd n 5 62255 2 11 11 大齒輪 mmzmd n 5 217875 2 22 6 齒輪寬度 mmdb d 18 6218 620 1 12 圓整大齒輪寬度 mmb65 2 取小齒輪寬度 mmb70 1 7 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 按 校核 FsaFa n F YYY mdb KT 11 11 2 2 式中 小輪分度圓直徑 62 5 mm 1 1 d 齒輪嚙合寬度 70mm 2 1 b 名義轉(zhuǎn)矩 T2 8 65 104 3 模數(shù) 2 5 4 n m 載荷系數(shù) K 1 33 許用應(yīng)力 查機械設(shè)計表 6 4 當(dāng) 25 時 齒形系數(shù) 1 z62 2 1 Fa Y59 1 1 sa Y 當(dāng) 87 時 齒形系數(shù) 2 z20 2 2 Fa Y78 1 2 sa Y 取值范圍為 0 65 0 85 取 0 7 Y 查圖 6 15 可知 MPa F 230 1lim MPa F 220 2lim 又因為應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 8 21 1089 6 300882116 2996060 h jLnN 8 212 1001 2 iNN 所以 1 1 1 N Y 2N Y 根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn) 2 0 ST Y 查表 6 5 SFmin 1 4 3 0 取 1 5 則MPaY S Y N F STF F 67 3061 5 1 2230 1 min 1lim 1 12 MPaY S Y N F STF F 33 2931 5 1 2220 2 min 2lim 2 MPaMPaYYY mdb KT FsaFa n F 30634 617 059 1 62 2 5 2 5 6270 1065 833 1 2 2 1 4 11 11 2 1 MPaMPa YY YY F saFa saFa FF 33 29366 57 59 162 2 78 1 20 2 34 61 2 11 22 12 故滿足齒根彎曲疲勞強度要求 設(shè)計合理 齒輪的基本參數(shù)如下表所示 六 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計六 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1 高速軸的設(shè)計 1 選擇軸的材料 選擇軸的材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 其機械性能由表 11 1 和 11 4 查 60MPa 640MPa 275MPa 155MPa b 1 b 1 1 2 初步確定軸的最小直徑 軸的輸入功率為 P1 2 82 KW 轉(zhuǎn)速為 n1 1430 r min 根據(jù)機械設(shè)計課本 P232 11 2 式 并查表 11 3 取 C 110 dmin mm n P C794 13 1430 82 2 110 3 1 1 3 高速軸的最小直徑 dmin顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑 為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器 的孔徑相適應(yīng) 故需同時選取聯(lián)軸器型號 名稱符號公式1 軸的小齒輪 2 軸的 大齒輪 2 軸的 小齒輪 3 軸的 大齒輪 齒數(shù)zz 19912587 分度圓直徑 mm dmzd 38 18262 5 217 5 齒頂高 mm a hmhh aa 222 52 5 齒根高 mm f h mchh af 2 52 53 1253 125 齒頂圓直徑 mm a d aa hdd2 4218667 5222 5 齒根圓直徑 mm f d ff hdd2 3317756 25211 25 中心距 mm a 2 21 zzma 110140 齒寬 mm b 1 db d 45407065 13 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 Tca KA T1 查表 10 2 考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小 故取 KA 1 3 則 Tca KA T1 1 3 1 88 104 2 44 104Nmm 查 GB T4323 2002 選用彈性套柱銷聯(lián)軸器 型號為 LT3 公稱轉(zhuǎn)矩為 31 5 Nm 許 用轉(zhuǎn)速 6300r min Y 型軸孔長 52mm 軸孔直徑 22mm 3 確定軸各段直徑和長度 從裝有聯(lián)軸器的一段開始算起 第一段 由于軸通過彈性套柱銷聯(lián)軸器聯(lián)接 則軸的直徑與聯(lián)軸器的孔相適應(yīng) 1 則第一段直徑 d1 22mm 長度 l1 52mm 第二段 為了滿足半聯(lián)軸器的定位要求 第二段的右端需要制出一軸肩 一般軸 2 肩高度 h 0 07 0 1 d1 那么 h 1 5 2 2mm 取 h 1 5mm 那么直徑 d2 d1 2h 22 1 5 2 25mm 根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的 厚度 取 l2 40mm 第三段 該段裝有滾動軸承 軸直徑應(yīng)與軸承相配合 經(jīng)考慮 選用深溝球軸承 3 則軸承有徑向力 而軸向力為零 選用 6206 型軸承 其尺寸為 d D B 30 62 16 那么該 段的直徑為 d3 30mm 長度為 l3 16mm 第四段 為滾動軸承的定位軸肩 其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑 經(jīng)考慮 取 4 d4 36mm 長度取 l4 80mm 第五段 該段為齒輪軸段 由于軸的最小直徑與齒輪的分度圓直徑差值較小 所以 5 將軸做成齒輪軸 由于齒輪的齒頂圓直徑為 42mm 齒輪的寬度為 45mm 則此段的直徑 為 d5 42mm 長度為 l5 45mm 第六段 為滾動軸承的定位軸肩 其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑 取 6 d6 36mm 長度取 l6 10mm 第七段 該段為滾動軸承安裝出處 取軸徑為 d7 30mm 長度 l7 18mm 7 至此 已初步確定了高速軸的各段直徑和長度 2 中間軸的設(shè)計 1 選擇軸的材料 選擇軸的材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 其機械性能由表 11 1 和 11 4 查 60MPa 640MPa 275MPa 155MPa b 1 b 1 1 2 初步確定軸的最小直徑 14 軸的輸入功率為 P2 2 71 KW 轉(zhuǎn)速為 n1 299 16 r min 根據(jù)機械設(shè)計課本 P232 11 2 式 并查表 11 3 取 C 110 dmin mm n P C 93 22 16 299 71 2 110 3 2 2 3 高速軸的最小直徑 dmin顯然是安裝軸承的直徑 為了使所選的軸的直徑與軸承的孔 徑相適應(yīng) 故需同時選取軸承型號 3 確定軸各段直徑和長度 從裝有軸承 靠近小齒輪的一段開始算起 第一段 該段裝有滾動軸承 軸直徑應(yīng)與軸承相配合 經(jīng)考慮 選用深溝球軸 1 承 則軸承有徑向力 而軸向力為零 選用 6207 型軸承 其尺寸為 d D B 35 72 17 那么該段的直徑為 d1 35mm 長度為 l1 30mm 第二段 為滾動軸承的定位軸肩 其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑 取 2 d2 43mm 長度取 l2 10mm 第三段 該段為齒輪軸段 由于軸的最小直徑與齒輪的分度圓直徑差值較小 所 3 以將軸做成齒輪軸 由于齒輪的齒頂圓直徑為 67 5mm 齒輪的寬度為 70mm 則此 段的直徑為 d3 67 5mm 長度為 l3 70mm 第四段 為與高速軸傳動的齒輪的定位軸肩 經(jīng)考慮 取 d4 43mm 長度取 4 l4 5mm 第五段 該段為中間軸上與高速軸傳動的齒輪的安裝軸 齒輪的寬度為 40mm 為 5 了保證套筒充分接觸到齒輪 需此段的長度略比齒寬略短一點 因此為 l5 38mm 經(jīng)考慮 直徑 d5 38mm 第六段 該段為滾動軸承安裝出處 同取深溝球軸承 6207 型 其 6 d D B 35 72 17 所以軸徑為 d6 35mm 長度 l6 30mm 至此 已初步確定了中間軸的各段直徑和長度 3 低速軸的設(shè)計 1 選擇軸的材料 選擇軸的材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 其機械性能由表 11 1 和 11 4 查 60MPa 640MPa 275MPa 155MPa b 1 b 1 1 15 2 初步確定軸的最小直徑 軸的輸入功率為 P3 2 60 KW 轉(zhuǎn)速為 n3 87 47 r min 根據(jù)機械設(shè)計課本 P232 11 2 式 并查表 11 3 取 C 110 dmin mm n P C07 34 47 87 60 2 110 3 3 3 3 高速軸的最小直徑 dmin顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑 為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器 的孔徑相適應(yīng) 故需同時選取聯(lián)軸器型號 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 Tca KA T3 查表 10 2 考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小 故取 KA 1 3 則 Tca KA T3 1 3 2 84 105 3 69 105Nmm 查 JB T8854 3 2001 選用 GICL 型鼓形齒式聯(lián)軸器 型號為 GICL3 公稱轉(zhuǎn)矩為 2800 Nm 許用轉(zhuǎn)速 5900r min Y 型軸孔長 82mm 軸孔直徑 35mm 3 確定軸各段直徑和長度 從裝有聯(lián)軸器的一段開始算起 第一段 由于軸通過齒式聯(lián)軸器聯(lián)接 則軸的直徑與聯(lián)軸器的孔相適應(yīng) 則第 1 一段直徑 d1 35mm 長度 l1 82mm 第二段 為了滿足半聯(lián)軸器的定位要求 第二段需要制出一軸肩 一般軸肩高度 2 h 0 07 0 1 d1 那么 h 2 45 3 5mm 取 h 3 5mm 那么直徑 d2 d1 2h 35 2 3 5 42mm 根 據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度 取 l2 40mm 第三段 該段裝有滾動軸承 軸直徑應(yīng)與軸承相配合 經(jīng)考慮 選用深溝球軸承 3 則軸承有徑向力 而軸向力為零 選用 6209 型軸承 其尺寸為 d D B 45 85 19 那么該 段的直徑為 d3 45mm 長度為 l3 35mm 其中 16mm 為套筒長度 第四段 該段為安裝齒輪段 由于齒輪的齒頂圓直徑為 222 5mm 與軸的直徑 4 相差較大 所以不做成齒輪軸 經(jīng)考慮 直徑為 d4 50mm 齒輪的寬度為 65mm 則此 段的長度為 l4 63mm 第五段 為滾動軸承的定位軸肩 其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑 同時也是齒 5 輪的定位軸肩 綜合考慮 取 d5 54mm 長度取 l5 59mm 16 第六段 該段為滾動軸承安裝出處 同樣選取的是深溝球軸承 6209 型 其尺寸為 6 d D B 45 85 19 取軸徑為 d6 45mm 長度 l6 19mm 至此 已初步確定了低速軸的各段直徑和長度 七 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度七 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 1 高速軸強度校核 1 畫受力簡圖 如圖 a 將軸上作用力分解為水平面受力圖 b 和 c 分別求出水平 面上的支反力和垂直面上的支反力 對于零件作用于軸上的分布載荷或扭矩可當(dāng)作集中力 作用于軸上零件的寬度中點 對于支反力的位置 隨軸承類型和布置方式的不同而異 L1 101mm L2 49mm L3 113mm 2 求作用在齒輪上的力 小齒輪分度圓直徑 d1 38mm 1 作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為 T1 1 88 104 N mm 2 求圓周力 Ft 2T1 d1 2 1 88 104 38 1028N 3 17 求徑向力 Fr 4 Fr Ft tan 1028 tan20 374N 3 求作用于軸上的支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置 建立力學(xué)模型 水平面內(nèi)的支反力 RH1 RH2 Ft 49Ft 49 113 RH2 由上面兩式 求得 RH1 717N RH2 311N 垂直面內(nèi)的支反力 由于選用深溝球軸承則 Fa 0 RV1 RV2 Fr 18 49Fr 49 113 RV2 由上面兩式 求得 RV1 261N RV2 113N 4 作出彎矩圖 根據(jù)上述簡圖 分別求水平面和垂直面內(nèi)各力產(chǎn)生的彎矩 水平面的彎矩 MH RH1 49 35149 17Nmm 垂直面的彎矩 MV RV1 49 12793 41Nmm 并按計算結(jié)果分別作出水平面上的彎矩 MH 如圖 d 和垂直面上的彎矩圖 MV 如圖 e 然后按公式計算總彎矩并作出 M 圖 如圖 f 合成彎矩 NmmMMM VH 02 3740541 1279317 35149 22 22 5 作出扭矩圖 如圖 g T Ft d1 2 1 88 104 Nmm 6 作出當(dāng)量彎矩圖 根據(jù)已作出的總彎矩圖和扭矩圖 求出當(dāng)量總彎矩圖 Mca 如圖 h 因為是單向回轉(zhuǎn) 轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán) 0 6 可得 NmmTMMca84 39068 2 2 7 校核軸的強度 第五段剖面 C 處當(dāng)量彎矩最大 而其直徑與相鄰段相差不大 所以剖面 C 為危險 1 截面 已知 Mca 37405 02Nmm 1 60Mpa 則 ca Mca W 39068 84 10 3 0 1 42 10 3 3 5 273 Mpa 1 60Mpa 右起第一段 D 處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小 故該面也為危險截面 2 NmmTM11280 2 W 11280 0 1 D13 M 11280 10 3 0 1 40 10 3 3 1 76Mpa 1 60Mpa 所以確定的尺寸是安全的 此軸設(shè)計合理 2 低速軸強度校核 1 畫受力見圖 如圖 a 將軸上作用力分解為水平面受力圖 b 和 c 分別求出水平 19 面上的支反力和垂直面上的支反力 對于零件作用于軸上的分布載荷或扭矩可當(dāng)作集中力 作用于軸上零件的寬度中點 對于支反力的位置 隨軸承類型和布置方式的不同而異 L1 130 5mm L2 57mm L3 105 5mm 2 求作用在齒輪上的力 分度圓直徑 d3 217 5mm 1 作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為 T3 2 84 105 N mm 2 求圓周力 Ft 3 20 Ft 2T3 d3 2 2 84 105 217 5 2610 29N 求徑向力 Fr 4 Fr Ft tan 2610 29 tan20 950 07N 3 求作用于軸上的支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置 建立力學(xué)模型 水平面內(nèi)的支反力 RH1 RH2 Ft 57Ft 57 105 5 RH2 由上面兩式 求得 RH1 1694 68N RH2 915 61N 垂直面內(nèi)的支反力 由于選用深溝球軸承則 Fa 0 RV1 RV2 Fr 57Fr 57 105 5 RV2 由上面兩式 求得 RV1 616 81N RV2 333 26N 4 作出彎矩圖 根據(jù)上述簡圖 分別求水平面和垂直面內(nèi)各力產(chǎn)生的彎矩 水平面的彎矩 MH RH1 57 96596 76Nmm 垂直面的彎矩 MV RV1 49 35158 17Nmm 并按計算結(jié)果分別作出水平面上的彎矩 MH 如圖 d 和垂直面上的彎矩圖 MV 如圖 e 然后按公式計算總彎矩并作出 M 圖 如圖 f 合成彎矩 NmmMMM VH 06 10279617 3515876 96596 22 22 5 作出扭矩圖 如圖 g T Ft d3 2 2 84 105 Nmm 6 作出當(dāng)量彎矩圖 根據(jù)已作出的總彎矩圖和扭矩圖 求出當(dāng)量總彎矩圖 Mca 如圖 h 因為是單向回轉(zhuǎn) 轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán) 0 6 21 可得 NmmTMMca08 198938 75 2838686 0 06 102796 222 2 7 校核軸的強度 第四段剖面處當(dāng)量彎矩最大 而其直徑與相鄰段相差不大 所以剖面 C 為危險截 1 面 已知 Mca 198938 08Nmm 1 60Mpa 則 ca Mca W 198938 08 10 3 0 1 50 10 3 3 15 9 Mpa 1 60Mpa 第一段 D 處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小 故該面也為危險截面 2 NmmTM 52 3 10 704 1 W 1 704 105 10 3 0 1 d13 M 1 704 102 0 1 35 10 3 3 39 7Mpa 1 60Mpa 所以確定的尺寸是安全的 此軸設(shè)計合理 3 中間軸強度校核 1 畫受力見圖 如圖 a 將軸上作用力分解為水平面受力圖 b 和 c 分別求出水 平面上的支反力和垂直面上的支反力 對于零件作用于軸上的分布載荷或扭矩可當(dāng) 作集中力作用于軸上零件的寬度中點 對于支反力的位置 隨軸承類型和布置方式 的不同而異 L1 53 5mm L2 59mm L3 39mm 2 求作用在齒輪上的力 大齒輪分度圓直徑 d2 182mm 1 小齒輪分度圓直徑 d2 62 5mm 作用在大齒輪上的轉(zhuǎn)矩為 8 65 104 N mm 2 求圓周力 3 因為中間軸的大齒輪和小齒輪分別與高速軸和低速軸相嚙合 所以根據(jù)作用力與反 作用力 可求得大齒輪和小齒輪受到的周向力 且方向相同 小齒輪 Ft 2610 29N 大齒輪 Ft 1028 39N 22 求徑向力 4 因為中間軸的大齒輪和小齒輪分別與高速軸和低速軸相嚙合 所以根據(jù)作用力與反 作用力 可求得大齒輪和小齒輪受到的徑向力 且方向相反 小齒輪 Fr 950 07N 大齒輪 Fr 374 30N 3 求作用于軸上的支反力 23 根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置 建立力學(xué)模型 水平面內(nèi)的支反力 RH1 RH2 Ft Ft 53 5 5Ft 53 5 59 Ft 53 5 59 39 RH2 由上面兩式 求得 RH1 2019 90N RH2 1618 78N 垂直面內(nèi)的支反力 由于選用深溝球軸承則 Fa 0 RV1 RV2 Fr Fr 53 5Fr 53 5 59 Fr 53 5 59 39 RV2 由上面兩式 求得 RV1 535 90N RV2 39 87N 4 作出彎矩圖 根據(jù)上述簡圖 分別求水平面和垂直面內(nèi)各力產(chǎn)生的彎矩 水平面的彎矩 MH1 RH1 53 5 2019 90 48 5 97965 15Nmm MH2 RH2 39 1618 78 39 63132 42Nmm 垂直面的彎矩 MV1 RV1 53 5 535 90 48 5 25991 15Nmm MV2 RV2 39 39 87 39 1554 93Nmm 并按計算結(jié)果分別作出水平面上的彎矩 MH 如圖 d 和垂直面上的彎矩圖 MV 如圖 e 然后按公式計算總彎矩并作出 M 圖 如圖 f 合成彎矩 NmmMMM VH 38 10135415 2599115 97965 22 2 1 2 11 NmmMMM VH 57 6315193 155442 63132 22 2 2 2 22 5 作出扭矩圖 如圖 g T2 86510 56 Nmm 6 作出當(dāng)量彎矩圖 根據(jù)已作出的總彎矩圖和扭矩圖 求出當(dāng)量總彎矩圖 Mca 如圖 h 因為是單向回轉(zhuǎn) 轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán) 0 6 可得 NmmTMMca64 113872 2 2 2 11 24 NmmTMMca88 81745 2 2 2 22 7 校核軸的強度 小齒輪截面為危險截面 1 已知 Mca1 113872 64Nmm 1 60Mpa 則 ca1 Mca1 W1 113872 10 3 0 1 67 5 10 3 3 3 70Mpa 1 60Mpa 大齒輪截面也為危險截面 2 已知 Mca2 81745 88Nmm 1 60Mpa 則 ca2 Mca2 W2 81745 88 10 3 0 1 38 10 3 3 14 90Mpa 1 60Mpa 所以確定的尺寸是安全的 此軸設(shè)計合理 綜上 三根軸的強度都滿足 所以設(shè)計合理 八 軸承的壽命校核八 軸承的壽命校核 由于在軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計中已經(jīng)選擇了各個軸承 所以此處只需校核其是否滿足規(guī)定要求 高速軸 深溝球軸承 6206 GB T292 94 中間軸 深溝球軸承 6207 GB T292 94 低速軸 深溝球軸承 6209 GB T292 94 1 高速軸上的軸承壽命校核 1 查手冊 P64 表格 6 1 深溝球軸承 GB T276 1994 查得深溝球軸承 6206 的基本額 定動負(fù)荷 Cr 19 5 103N 2 查機械設(shè)計教材 P175 表 8 3 因為軸承工作溫度 120 取溫度系數(shù) ft 1 00 3 計算當(dāng)量動負(fù)荷 P NRRP H 38 76333 71709 261 22 2 1 2 v11 NRRP H 71 32006 31121 113 22 2 2 2 v22 擇大值代入公式進行壽命校核 4 軸承的預(yù)期壽命 LH 2 8 300 8 38400h 5 校核軸承的壽命 25 hLh P Cf n L h t h 84003 84 942641 38 763 10 5 1900 1 143060 10 60 10 3 366 預(yù)期壽命足夠 此軸承合格 2 低速軸上的軸承壽命校核 1 查手冊 P64 表格 6 1 深溝球軸承 GB T276 1994 查得深溝球軸承 6209 的基本額 定動負(fù)荷 Cr 31 5 103N 2 查機械設(shè)計教材 P175 表 8 3 因為軸承工作溫度 120 取溫度系數(shù) ft 1 00 3 計算當(dāng)量動負(fù)荷 P NRRP H 44 180381 61668 1694 22 2 1 2 v11 NRRP H 37 97426 33361 915 22 2 2 2 v22 擇大值代入公式進行壽命校核 4 軸承的預(yù)期壽命 LH 2 8 300 8 38400h 5 校核軸承的壽命 hLh P Cf n L h t h 84003 15350 9801 44 1803 10 5 3200 1 47 8760 10 60 10 3 36 3 6 預(yù)期壽命足夠 此軸承合格 3 中間軸上的軸承壽命校核 1 查手冊 P64 表格 6 1 深溝球軸承 GB T276 1994 查得深溝球軸承 6207 的基本額 定動負(fù)荷 Cr 25 5 103N 2 查機械設(shè)計教材 P175 表 8 3 因為軸承工作溫度 120 取溫度系數(shù) ft 1 00 3 計算當(dāng)量動負(fù)荷 P NRRP H 78 208990 53590 2019 22 2 1 2 v11 NRRP H 27 161987 3978 1618 22 2 2 2 v22 擇大值代入公式進行壽命校核 4 軸承的預(yù)期壽命 LH 2 8 300 8 38400h 5 校核軸承的壽命 26 hh P Cf n L t h 84003 L101219 47 78 2089 105 2500 1 16 29960 10 60 10 h 3 36 2 6 預(yù)期壽命足夠 此軸承合格 九 鍵的校核九 鍵的校核 根據(jù)軸的各個階梯的直徑和長度尺寸選取鍵的尺寸 本減