减速机 计算说明书.doc

南京理工大学泰州科技学院 机械设计课程设计机械设计课程设计 计算说明书计算说明书 姓姓 名名 学学 号 号 学 学院 院 系 系 专专 业业 机械设计及自动化 题题 目目 碾砂机传动装置 指导者 指导者 评阅者 评阅者 2011 年 6 月 张少文 张少文 第 1 页 共 36 页 机械设计基础课程设计成绩综合评定表 1减速器装配图总体结构合理性 合理 一般 不合理 2 减速器装配图有无零件定位及结构干涉错误 无 较少 有一定数量错误 很多 3减速器装配图中其它结构不合理错误 基本无 少 多 4不符合制图规范的制图错误 基本无 少 多 5 尺寸标注 零件明细表和技术要求是否齐全 规范 齐全 基本规范 齐全但存在错 误 不齐全 机械设计 装配图 6装配图绘制的图面质量 优 良 中 及格 不及格 7轴零件图结构标注的规范性 完整性 较规范和完整 标注有少量错漏 标注不齐全 有错误 8齿轮零件图标注的规范性 完整性 较规范和完整 标注有少量错漏 标注不齐全 有错误 机械设计 零件图 9零件图的图纸质量 好 中 差 机械设计 计算说明 书 10设计计算格式书写规范性 完整性 好 中 差 设计工作态度11 不旷课 不迟到 不早退 积极学习 态度 端正 好 中 差 设计工作能力12独立工作能力强弱 设计进度快慢等 好 中 差 综合评定成绩综合评定成绩 优优 良良 中中 及格及格 不及格不及格 评阅老师签字评阅老师签字 评分标准 优 带 的项目必须达到优 好 合理等 其余评分项为良的不超过 3 项且没有 中及以下的评分项 良 不够优的标准 各评分项平均达到良好以上 带 的项目必须为良 且没有 及格及以下的评分项 中 带 的评分项必须达到中及以上 其余各项平均评分为中 且没有不及格的 项 及格 带 的项目必须及格及以上 其余各项平均应为及格 且为差 不及格的项 目应不多于 3 项 不及格 达不到及格的标准 第 2 页 共 36 页 运动简图 运动简图 1 电动机 2 联轴器 3 减速箱 4 开式伞齿轮传动 5 碾砂机 工作条件 工作条件 1 寿命十年 双班制 2 工作时有轻微振动 多灰尘 原始数据 原始数据 1 立轴功率 kWP 2 立轴转速n min rn 第 3 页 共 36 页 机械设计课程设计计算说明书 目 录 1 1 引言引言 4 4 2 2 传动装置设计传动装置设计 5 5 2 1 传动方案 5 2 2 选择电机 5 2 3 传动比分配 7 2 4 传动装置的运动和动力参数 7 3 3 传动零件设计传动零件设计 1010 3 1 高速级齿轮设计 10 3 2 低速级齿轮设计 14 3 3 齿轮校核 19 4 4 轴的设计及联轴器 轴承 键的选择轴的设计及联轴器 轴承 键的选择 2020 4 1 高速轴 轴 的设计 20 4 2 低速轴 轴 的设计 22 4 3 中间轴 轴 的设计 24 5 5 轴承的选择及校核轴承的选择及校核 2929 5 1 选择轴承的类型 29 5 2 计算当量动载荷 29 5 3 计算轴承寿命 29 6 6 键的选择及校核键的选择及校核 3131 6 1 选择键的类型 31 6 2 校核键的强度 31 7 7 润滑和密封润滑和密封 3333 7 1 润滑 33 7 2 密封 33 8 8 设计小结设计小结 3535 参考文献参考文献 3636 第 4 页 共 36 页 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 1 1 引言引言 1 碾砂机立轴功率 kWP4 2 2 碾砂机立轴转速 min 23rn 3 工作寿命 10 年双班制工作 4 工作条件 工作时有轻微振动 多灰尘 第 5 页 共 36 页 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 2 2 传动装置设计传动装置设计 参考参考 机械设计课程设计手册机械设计课程设计手册 2 1 传动方案 展开式二级圆柱齿轮减速器 如图 1 所示 图 1 减速器传动方案 2 2 选择电机 2 2 1 类型 Y 系列三相异步电动机 2 2 2 型号 1 确定电动机功率 工作机所需输入功率 kWPPw4 2 电机所需功率 kW PP P w a w d 94 2 5 54 2 321 其中 弹性联轴器效率 992 0 1 kWPw4 2 kWPd94 2 第 6 页 共 36 页 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 齿式联轴器效率99 0 2 8 级精度一般齿轮传动 油润滑 97 0 3 加工齿的开式齿轮传动 脂润滑 93 0 4 滚动轴承 球轴承 99 0 5 取kWPe3 2 确定电动机转速 wad nin 工作机所需输入转速 min 23rnw 二级圆柱齿轮减速器传动比40 8 21 iii 一级开式伞齿轮传动4 2 3 i 160 16 3 iiia min 3680 368rnin wad 符合这一范围的常用同步转速有 750 1000 1500 3000 三种 查手册 由表 12 1 综合考虑电动机和传动装置的尺minr 寸 重量 选定电动机型号为 Y100L2 4 表 1 电动机参数 堵载转矩最大转矩电动机型 号 额定功率 kW 满载转速 min r 额定转矩额定转矩 质量 kg Y100L2 4314302 22 338 min 3680 368 r nd 42100 LY 第 7 页 共 36 页 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 表 2 电动机的安装及外形尺寸 中心 高H 外形尺寸 HDAD ACL 2 底脚安装 尺寸BA 地脚螺 栓孔直 径K 轴伸尺 寸 ED 装键部 位尺寸 GF 100245 5 282380 140160 126028 248 2 3 传动比分配 2 3 1 传动装置总传动比 62 23 1430 w d a n n i 2 3 2 分配传动装置各级传动比 3321 iiiiiia 式中分别为二级圆柱齿轮减速器和开式伞齿轮传动比 3 ii 取4 3 i 即 5 15 i 5 15 21 ii 二级减速器按展开式布置 考虑润滑条件 取高速级传动比 21 4 1 ii 33 3 66 4 21 ii 2 4 传动装置的运动和动力参数 2 4 1 各轴的转速 各轴由高速至低速依次设为 轴 轴 轴 轴 轴 轴 min 1430rn 轴 min 7 8306 6 64 1430 1 r i n n 62 a i 33 3 66 4 2 1 i i 第 8 页 共 36 页 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 轴 min 5 192 33 3 7 8306 2 r i n n 轴 min 15 92rnn 轴 min 04 23 4 15 92 3 r i n nn w 2 4 2 各轴的功率 轴 kWPP d 92 2 992 0 94 2 1 轴 kWPP80 2 99 0 97 092 2 53 轴 kWPP69 2 99 0 97 0 80 2 53 轴 kWPP64 2 99 0 99 0 69 2 52 轴 kWPP43 2 99 0 93 0 64 2 54 2 4 3 各轴的转矩 根据 n P Td9550 轴 mNTT d 48 19992 0 1430 94 2 9550 1 轴 mNiTT 17 8766 4 99 0 97 0 48 19 153 轴 mNiTT 75 27833 3 99 0 97 0 17 87 253 轴 mNTT 20 27399 0 99 0 75 278 52 轴 mNiTT 14 1006499 0 93 0 20 273 354 第 9 页 共 36 页 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 表 3 运动和动力参数 轴号功率 kWP 扭矩 mNT 转速 min rn 传动比i效率 电动机轴 2 9419 6314301 00 992 2 9219 4814304 660 96 2 8087 17306 873 330 96 2 69278 7592 151 00 98 2 64273 2092 154 00 921 2 431006 1423 04 第 10 页 共 36 页 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 3 3 传动零件设计传动零件设计 参考参考 机械设计机械设计 3 1 高速级齿轮设计 3 1 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 按图所示传动方案 选用直齿圆柱齿轮传动 2 碾砂机为一般工作机 速度不高 故选用 8 级精度 GB 10095 88 3 材料选择 由表 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 而这材料 硬度差为 40HBS 4 选小齿轮齿数 大齿轮齿数19 1 z54 8866 4 19 2 z 取89 2 z 3 1 2 按齿面接触强度计算 由公式3 21 1 1 32 2 H E d t Z u uKT d 1 确定公式内的各计算数值 1 试选载荷系数3 1 t K 2 小齿轮的转矩mNTT 48 19 1 3 由表 10 7 选取齿宽系数1 d 4 由表 10 6 查的材料的弹性影响系数 2 1 8 189 MPaZ E 5 由图 10 21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限 MPa H 600 1lim MPa H 550 2lim 6 由式计算应力循环次数 h njLN60 3 1 t K 1 d 2 1 8 189 MPaZ E 第 11 页 共 36 页 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 9 1 101184 4 10300821143060 N 8 9 2 10838 8 66 4 101184 4 N 7 由图 10 19 取接触疲劳寿命系数 90 0 1 HN K 93 0 2 NH K 8 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 由式 10 12 得1 S MPa S KHN H 5406009 0 1lim1 1 MPa S KHN H 5 51155093 0 2lim2 2 2 计算 1 计算小齿轮分度圆直径 代入中较小的值 t d1 H mmd t 54 37 5 511 8 189 66 4 66 5 1 194803 1 32 2 3 2 1 2 计算圆周速度 v sm nd v t 81 2 100060 143054 37 100060 11 3 计算齿宽 b mmdb td 54 3754 371 1 4 计算齿宽与齿高之比 h b 模数 mm z d m t 976 1 19 54 37 1 1 齿高 mmmh t 446 4 976 1 25 2 25 2 44 8 446 4 54 37 h b 9 1 10 1184 4 N 8 2 10 838 8 N 1 S smv 81 2 第 12 页 共 36 页 5 计算载荷系数 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 根据 8 级精度 由图 10 8 查得动载系数smv 81 2 15 1 v K 直齿轮 1 FH KK 由表 10 2 查的使用系数25 1 A K 由表 10 4 用插值法查的 8 级精度 小齿轮相对支承非对称布 置时 449 1 H K 由 查图 10 13 得44 8 h b 449 1 H K34 1 F K 故载荷系数 083 2 449 1115 1 25 1 HHvA KKKKK 6 按实际载荷系数校正所得的分度圆直径 由式 10 10a 得 mm K K dd t t 928 43 3 1 083 2 54 37 3 3 11 7 计算模数 m mm z d m312 2 19 928 43 1 1 3 1 3 按齿根弯曲强度设计 由式 10 5 得弯曲强度的设计公式为 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT m 1 确定公式内的各计算值 1 由图 10 20c 查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限Mpa FE 500 1 Mpa FE 380 2 2 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 84 0 1 FN K86 0 2 FN K 3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 由式 10 12 得4 1 S 15 1 v K 25 1 A K 083 2 K 4 1 S 第 13 页 共 36 页 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 MPa S K FEFN F 300 4 1 50084 0 11 1 MPa S K FEFN F 43 233 4 1 38086 0 22 2 4 计算载荷系数 K 926 1 34 1 115 1 25 1 FFvA KKKKK 5 查取齿形系数 K 由表 10 5 查得 85 2 1 Fa Y202 2 2 Fa Y 6 查取应力校正系数 由表 10 5 查得 54 1 1 Sa Y779 1 2 Sa Y 7 计算大 小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y 01463 0 300 54 1 85 2 1 11 F SaFaY Y 01678 0 43 233 779 1 202 2 2 22 F SaFa YY 大齿轮的数值大 2 设计计算 mmm52 1 01678 0 191 19480926 1 2 3 2 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度的模数 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 926 1 K 2 m 第 14 页 共 36 页 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 仅于齿轮直径 即模数于齿数的乘积 有关 可取由弯 曲 强度所得的模数 1 52 并就近圆整为标准值 按接触强2 m 度 算得的分度圆直径 算出小齿轮齿数mmd928 43 1 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 22 2 928 43 1 1 m d z 大齿轮齿数 取 52 1022266 4 2 z103 2 z 这样设计出的齿轮传动 既满足了齿面接触疲劳强度 又满 足 了齿根弯曲疲劳强度 并做到结构紧凑 避免浪费 3 1 4 几何尺寸计算 1 计算分度圆直径 mmmzd44222 11 mmmzd2062103 22 2 计算中心距 mm dd a125 2 20644 2 21 3 计算齿轮宽度 mmdb d 44441 1 取 mmB45 2 mmB50 1 3 2 低速级齿轮设计 3 2 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 按图所示传动方案 选用直齿圆柱齿轮传动 2 碾砂机为一般工作机 速度不高 故选用 8 级精度 GB 10095 88 22 1 z 103 2 z mmd44 1 mmd206 2 mma125 mmB50 1 mmB45 2 第 15 页 共 36 页 3 材料选择 由表 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 而这材料 硬度差为 40HBS 4 选小齿轮齿数 大齿轮齿数23 1 z59 7633 3 23 2 z 取77 2 z 3 2 2 按齿面接触强度计算 由公式3 21 1 1 32 2 H E d t Z u uKT d 1 确定公式内的各计算数值 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 1 试选载荷系数3 1 t K 2 小齿轮的转矩mNTT 17 87 1 3 由表 10 7 选取齿宽系数1 d 4 由表 10 6 查的材料的弹性影响系数 2 1 8 189 MPaZ E 5 由图 10 21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限 MPa H 600 1lim MPa H 550 2lim 6 由式计算应力循环次数 h njLN60 8 1 10838 8 1030082187 30660 N 8 8 2 10654 2 33 3 10838 8 N 7 由图 10 19 取接触疲劳寿命系数 93 0 1 HN K 96 0 2 NH K 8 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 由式 10 12 得1 S MPa S KHN H 55860093 0 1lim1 1 3 1 t K 1 d 2 1 8 189 MPaZ E 8 1 10838 8 N 8 2 10654 2 N 第 16 页 共 36 页 MPa S KHN H 52855096 0 2lim2 2 2 计算 1 计算小齿轮分度圆直径 代入中较小的值 t d1 H mmd t 95 61 528 8 189 33 3 33 4 1 871703 1 32 2 3 2 1 2 计算圆周速度 v sm nd v t 995 0 100060 87 30695 61 100060 11 3 计算齿宽 b smv 995 0 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 mmdb td 95 6195 611 1 4 计算齿宽与齿高之比 h b 模数 mm z d m t 693 2 23 95 61 1 1 齿高 mmmh t 059 6 693 2 25 2 25 2 22 10 059 6 95 61 h b 5 计算载荷系数 根据 8 级精度 由图 10 8 查得动载系数smv 995 0 08 1 v K 直齿轮 1 FH KK 由表 10 2 查的使用系数25 1 A K 由表 10 4 用插值法查的 8 级精度 小齿轮相对支承非对称布 置时 457 1 H K 由 查图 10 13 得22 10 h b 457 1 H K355 1 F K 故载荷系数 967 1457 1108 1 25 1 HHvA KKKKK 08 1 v K 25 1 A K 967 1 K 第 17 页 共 36 页 6 按实际载荷系数校正所得的分度圆直径 由式 10 10a 得 mm K K dd t t 12 71 3 1 967 1 95 61 3 3 11 7 计算模数 m mm z d m09 3 23 12 71 1 1 3 2 3 按齿根弯曲强度设计 由式 10 5 得弯曲强度的设计公式为 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT m 1 确定公式内的各计算值 1 由图 10 20c 查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 大齿轮的弯曲疲劳强度极限Mpa FE 500 1 Mpa FE 380 2 2 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 86 0 1 FN K90 0 2 FN K 3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 由式 10 12 得4 1 S MPa S K FEFN F 29 244 4 1 38090 0 22 2 4 计算载荷系数 K 829 1 355 1 108 1 25 1 FFvA KKKKK 5 查取齿形系数 K 由表 10 5 查得 69 2 1 Fa Y226 2 2 Fa Y 6 查取应力校正系数 由表 10 5 查得 575 1 1 Sa Y764 1 2 Sa Y 7 计算大 小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y 4 1 S 829 1 K 第 18 页 共 36 页 01379 0 14 307 575 1 69 2 1 11 F SaFaY Y 01607 0 29 244 764 1 226 2 2 22 F SaFa YY 大齿轮的数值大 2 设计计算 mmm13 2 01607 0 231 87170829 1 2 3 2 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度的模数 m 大于由齿根弯 曲 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 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 仅于齿轮直径 即模数于齿数的乘积 有关 可取由弯 曲 强度所得的模数 2 13 并就近圆整为标准值 按接触5 2 m 强度 算得的分度圆直径 算出小齿轮齿数mmd12 71 1 29 5 2 12 71 1 1 m d z 大齿轮齿数 取 57 962933 3 2 z97 2 z 这样设计出的齿轮传动 既满足了齿面接触疲劳强度 又满 足 了齿根弯曲疲劳强度 并做到结构紧凑 避免浪费 3 2 4 几何尺寸计算 1 计算分度圆直径 5 2 m 29 1 z 97 2 z mmd 5 72 1 mmd 5 242 2 第 19 页 共 36 页 mmmzd 5 725 229 11 mmmzd 5 2425 297 22 2 计算中心距 mm dd a 5 157 2 5 242 5 72 2 21 3 计算齿轮宽度 mmdb d 5 72 5 721 1 取 mmB75 2 mmB80 1 mma 5 157 mmB80 1 mmB75 2 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 表 4 齿轮参数 参数dmzab a h c 小 442250 高速级 大 206 2 103 125 45 小 72 52980 低速级 大 242 5 2 5 97 157 5 75 10 2520 3 3 齿轮校核 3 3 1 齿轮与轴的干涉检查 满足要求 mmmm d a50 30 5 54 2 206 5 157 2 2 低 其中为高速级大齿轮分度圆直径 2 d 3 3 2 高 低速级大齿轮尺寸检查 第 20 页 共 36 页 根据 4 24 6 1 2 a fa d dd h 满足要求 mmmmh25 4125 23 2 201 5 247 其中为低速级大齿轮齿根圆直径 4a d 为高速级大齿轮齿根圆直径 2f d 3 3 3 轴承润滑方式的选择 高速级大齿轮的圆周速度 smsm nd v 2 31 3 100060 87 306206 100060 2 2 所以采用稀油飞溅润滑 3 3 4 总中心距的检查 总中心距 满mmmmaaa300 5 282 5 157125 低高总 足要求 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 4 4 轴的设计及联轴器 轴承 键的选择轴的设计及联轴器 轴承 键的选择 参考参考 机械设计机械设计 4 1 高速轴 轴 的设计 4 1 1 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 3 0min n P Ad 取 得110 0 AkWP92 2 min 1430rn mNT 48 19 mmd96 13 min 轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 故需同时选取联轴 mmd96 13 min 第 21 页 共 36 页 器的型号 联轴器的计算转矩 查表 14 1 考虑到转矩变很小 TKT Aca 故取 则3 1 A K mNTca 324 2548 193 1 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件 查手册 选 ca T 用型弹性套柱销联轴器 其公称转矩为 半联3LTmN 5 31 轴器的孔径 故取 半联轴器长度mmd16 mmd16 半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL42 mmL30 1 4 1 2 轴的结构设计 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 3 1 A K mN Tca 324 25 mmd16 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 1 为了满足半联轴器的轴向定位要求 轴段右端需制出 一轴肩 需满足 取add2 dad1 007 0 得 同时查得毡封油圈的轴径为 mma5 1 mmd19 mm20 故取 左端用轴端挡圈定位 为了保证轴端挡圈只mmd20 压在半联轴器上而不压在轴的端面上 故段的长度应比略 1 L 短些 取 mml28 2 初步选择滚动轴承 因轴承只受径向力的作用 故选用深 沟球轴承 参照工作要求并根据 初步选取 3 尺寸mmd20 系列的深沟球轴承 6305 其尺寸为 故 mmmmmmBDd176225 mmdd25 mmd20 mml28 mmd25 第 22 页 共 36 页 左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位 由mml15217 手册上查得 6305 型轴承的定位轴肩高度 因此 取mma5 3 mmd20 3 取安装齿轮处的轴段的直径 根据 mmd28 查手册 选键的型号为 计算得mmd28 mmmmhb78 小齿轮齿根圆到键槽顶面的距离 故高速mmmmmx425 2 级小齿轮需制成齿轮轴 所以 mmBl50 1 4 考虑减速器及轴承端盖的结构 根据轴承端盖的拆装要求 取 mml65 5 取小齿轮距箱体内壁的距离 中间两齿轮之间mm10 2 的距离 轴承距箱体内壁的距离 已知轴承宽mm12 3 mms4 度 中间轴上小齿轮宽度 则mmB17 mmL80 mmd25 mml15 mmd20 mmd28 mml50 mml65 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 mmLsl 5 1035 212804105 2 32 mmsBl3141710 2 至此 初步确定了高速轴上各段轴的长度 4 1 3 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 按查手册得平键截面 键槽用mmd16 mmmmhb55 键槽铣刀加工 长为 同时 为了保证半联轴器与轴配合具mm18 有良好的对中性 故选半联轴器与轴的配合为 6 7 k H 4 1 4 确定轴上圆角和倒角尺寸 mml 5 103 mml31 第 23 页 共 36 页 查手册取轴端倒角为 各轴肩处的圆角半径为 450 10 1R 4 2 低速轴 轴 的设计 4 2 1 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 3 0min n P Ad 取 110 0 AkWP69 2 min 15 92rn 得mNT 75 278 mmd88 33 min 轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 故需同时选取联 轴 器的型号 联轴器的计算转矩 查表 14 1 考虑到转矩变小 TKT Aca 故取 则5 1 A K mNTca 125 41875 2785 1 mmd88 33 min 5 1 A K mN Tca 125 418 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件 查手册 选 ca T 用型鼓型齿式联轴器 其公称转矩为 半联1GICLmN 800 轴器的孔径 故取 半联轴器长度mmd35 mmd35 半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL82 mmL60 1 4 2 2 轴的结构设计 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1 为了满足半联轴器的轴向定位要求 轴段右端需制出 mmd35 第 24 页 共 36 页 一轴肩 需满足 取add2 dad1 007 0 得 同时查得毡封油圈的轴径为 故mma3 mmd41 mm40 取 左端用轴端挡圈定位 为了保证轴端挡圈只压mmd40 在半联轴器上而不压在轴的端面上 故段的长度应比略短 1 L 些 取 mml58 2 初步选择滚动轴承 因轴承只受径向力的作用 故选用深 沟球轴承 参照工作要求并根据 初步选取 3 尺寸mmd40 系列的深沟球轴承 6309 其尺寸为 故 mmmmmmBDd2510045 mmdd45 左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位 由mml23225 手册上查得 6309 型轴承的定位轴肩高度 因此 取mma5 4 mmd54 3 取安装齿轮处的轴段的直径 mmd48 齿轮的左端采用轴肩定位 轴肩高度应满mmBl723 1 足 取 故add2 dad1 007 0 mma5 4 轴环宽度 取 mmd57 ab4 1 mmb8 mmd40 mml58 mmd40 mmd45 mmd45 mml23 mmd54 mmd48 mml72 mmd57 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 4 考虑减速器及轴承端盖的结构 根据轴承端盖的拆装要求 取 mml65 5 取小齿轮距箱体内壁的距离 中间两齿轮之间mm10 2 的距离 轴承距箱体内壁的距离 已知轴承宽mm12 3 mms4 度 中间轴上大齿轮宽度 则mmB25 mmL45 mml65 mml 5 70 第 25 页 共 36 页 mm Lsl 5 70 85 21254541085 25 32 mmsBl 5 445 5425105 5 2 至此 初步确定了低速轴上各段轴的长度 4 2 3 轴上零件的周向定位 齿轮 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接 按查手册得平键截面 键槽mmd48 mmmmhb914 用键槽铣刀加工 长为 同时 为了保证齿轮与轴配合具有mm56 良好的对中性 故选齿轮与轴的配合为 同理 半联轴器与 6 7 m H 轴的连接 选用平键为 长为 半联轴mmmmhb810 mm45 器与轴的配合为 6 7 k H 4 2 4 确定轴上圆角和倒角尺寸 查手册取轴端倒角为 各轴肩处的圆角半径为 456 16 1R 4 3 中间轴 轴 的设计 4 3 1 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 3 0min n P Ad 取 118 0 AkWP80 2 min 87 306rn mNT 17 87 mml 5 44 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 得 mmd66 24 min 轴的最小直径显然是安装轴承处的直径 故需同时选取轴承 的型号 因轴承只受径向力的作用 故选用深沟球轴承 参照工 mmd66 24 min 第 26 页 共 36 页 作要求并根据 初步选取 3 尺寸系列的深沟球轴承 6305 mmd66 24 min 其尺寸为 故 mmmmmmBDd176225 mmdd25 4 3 2 轴的结构设计 1 取安装齿轮处的轴段段和段的直径 mmdd28 mml77380 齿轮均采用轴肩定位 轴肩高度应满足mml42345 取 故 add2 dad1 007 0 mma5 2 mmd33 mml12 3 2 取小齿轮距箱体内壁的距离 轴承距箱体内壁mm10 2 的距离 已知轴承宽度 则mms4 mmB17 mmsBl343104173 2 mmsBl 5 365 5104175 5 2 至此 初步确定了中间速轴上各段轴的长度 4 3 3 轴上零件的周向定位 小齿轮与轴的周向定位采用平键连接 按查手册得平键截面 计算mmd28 mmmmhb78 得小齿轮齿根圆到键槽顶面的距离 故mmmmmx52125 16 低速 mmd25 mmd25 mmd28 mmd28 mml77 mml42 mmd33 mml12 mml34 mml 5 36 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 级小齿轮无需制成齿轮轴 键槽用键槽铣刀加工 长为 mm56 同时 为了保证齿轮与轴配合具有良好的对中性 故选齿轮与轴 的配合为 同理 大齿轮与轴的连接 选用平键为 6 7 m H 第 27 页 共 36 页 长为 大齿轮与轴的配合为 mmmmhb78 mm32 6 7 m H 4 3 4 确定轴上圆角和倒角尺寸 查手册取轴端倒角为 各轴肩处的圆角半径为 450 10 1R 4 3 5 求轴上的载荷 1 齿轮对轴的力 已知低速级小齿轮分度圆直径为mmd 5 72 1 而N d T Ft2405 5 72 8717022 1 1 NFF tr 87520tan2405tan 11 同理 高速级大齿轮分度圆直径mmd206 2 而N d T Ft846 206 8717022 2 2 NFF tr 30820tan846tan 22 2 轴承对轴的力 0137 0 3080625 0 8751845 0 2 1 FMF 01845 0 0475 0 308122 0 875 1 2 FMF 得NF658 1 NF525 2 NFr875 1 NFr308 2 NF658 1 NF525 2 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 计算简图 第 28 页 共 36 页 剪力图 弯矩图 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 扭矩图 第 29 页 共 36 页 3 校核轴的强度 按第三强度理论 计算应力 22 4 ca 对于直径为 d 的圆轴 弯曲应力为 扭转切应力 W M 则轴的弯扭合成强度条件为 W T 2 W TM ca 2 2 由弯矩图及扭矩图可以看出 mNM 125 41 mNT 17 87 由式 d tdbtd W 2 32 23 mmd28 mmb8 mmt4 得 取 3 23 1826 282 428 48 32 28 mmW 6 0 所以 MPaMPa ca 60 44 36 1826 871706 0 41125 1 22 满足强度要求 mN M 125 41 mN T 17 87 3 1826mmW 6 0 MPa ca 44 36 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 第 30 页 共 36 页 5 5 轴承的选择及校核轴承的选择及校核 5 1 选择轴承的类型 由第 4 章已选定轴承类型为 3 尺寸系列深沟球轴承 6305 及 6309 5 2 计算当量动载荷 1 高速轴 mmd44 1 mNT 48 19 min 1430rn N d T Ft885 44 1948022 1 NFF tr 32220tan885tan 查手册 当时 e F F r a NFP rr 322 kNCr 2 22 2 中间轴 NFFF rrr 1183308875 21 查手册 当时 e F F r a NFP rr 1183 kNCr 2 22 3 低速轴 5 242 2 dmNT 75 278 min 15 92rn N d T Ft2299 5 242 27875022 2 NFF tr 83720tan2299tan 查手册 当时 e F F r a NFP rr 837 kNCr 8 52 5 3 计算轴承寿命 1 高速轴 NPr322 kNCr 2 22 NPr1183 kNCr 2 22 NPr837 kNCr 8 52 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 第 31 页 共 36 页 由 因深沟球轴承 取 60 106 P C n Lh 3 hLh 63 6 1082 3 322 0 2 22 143060 10 2 中间轴 由 因深沟球轴承 取 60 106 P C n Lh 3 hLh 53 6 1059 3 183 1 2 22 87 30660 10 3 低速轴 由 因深沟球轴承 取 60 106 P C n Lh 3 hLh 73 6 1054 4 837 0 8 52 15 9260 10 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 第 32 页 共 36 页 6 6 键的选择及校核键的选择及校核 6 1 选择键的类型 1 高速轴 由第 4 章已选定键类型为mmmmmmlhb1855 2 中间轴 由第 4 章已选定键类型为mmmmmmlhb3278 及 mmmmmmlhb5678 3 低速轴 由第 4 章已选定键类型为mmmmmmlhb56914 6 2 校核键的强度 MPa p 120 100 1 高速轴 由 kld T p 3 102 mNT 48 19 mmd16 查手册 得mmk2 mml18 强度满足 6 67 16182 1048 192 3 pp MPa 2 中间轴 由 kld T p 3 102 mNT 17 87 mmd28 查手册 得mmk4 mml32 1 mml56 2 强度满足 6 48 28324 1017 872 3 1 pp MPa 强度满足 8 27 28564 1017 872 3 2 pp MPa 机械设计课程设计计算说明书 计 算 内 容计算结果 第 33 页 共 36 页 3 低速轴 由 kld T p 3 102 mNT 75 278 mmd48 查手册