带式输送机的传动装置两级同轴式圆柱斜齿轮减速器机械设计课程设计

1、机械设计课程设计日期：20013 年 5月机械设计课程设计题目：设计一带式输送机的传动装置（两级同轴式圆柱斜齿轮减速器）方案图如下:目 录1 .设计目的 32 .设计方案 43 .电机选择 54 .装置运动动力参数计算 65 .带传动设计 86 .齿轮设计 107 .轴类零件设计 218 .键连接的校核 319 .润滑及密封类型选择 3210 .减速器附件设计 3211 .心得体会 3312参考文献 341. 设计目的机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。课程设计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是：（ 1）通过课

2、程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与实际知识去分析和解决机械设计问题的能力。（ 2）学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。（ 3）通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件工作能力，确定尺寸和掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺，使用和维护要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件，机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。（ 4）学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算，绘图，查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。2.设计方案据所给题目：设计一带式输送机的传动装置（两级同轴式圆柱斜齿轮减速器）方案图如 下：

3、技术与条件说明:1）传动装置的使用寿命预定为15年每年按300天计算，2班制工作每班按 8小 时计算2）工作机的载荷性质是平稳、轻微冲击、中等冲击、严重冲击；单、双向回转;3）电动机的电源为三相交流电，电压为 380/220伏；4）传动布置简图是由于受车间地位的限制而拟订出来的，不应随意修改，但对于传动件的型式，则允许作适宜的选择；5）输送带允许的相对速度误差 & ±35%。设计要求1）减速器装配图1张；2）零件图2张（低速级齿轮，低速级轴）；3）设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写4）相关参数:F=2050N, V=1.2 mS ,D=300mm 。设计内容计算及说明结

4、果电动机选择3.1 电动机类型的选择按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为 380V。3.2 选择电动机的容量工作机有效功率Pw =，根据任务书所给数据F=1320V ,1000V=1.6 ms。则有：FV 1320 M1.6Pw=-2.112KW10001000从电动机到工作机输送带之间的总效率为乂“：”2”4”5式中”1，n2, n3, n4, “5分别为联轴器，轴承，齿轮传动，卷筒和V带传动效率。据1表9.1知=0.99, “2=0.98, "3=0.98,“4=0.95, Z=0.96,则有：n y=0.99 M 0.984 M

5、0.982 M 0.95父 0.96=0.7998所以电动机所需的工作功率为：“工= 0.7998装置运动和 动力参数 计算Pw2.112Pd = =2.641KW”工 0.79983.3确定电动机的转速按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比i齿=840和带的传动比i带=24。则系统的传动比范围应为： q=i 齿 Mi 带=(840) M (24) =16160工作机卷筒的转速为60M1000m v 60M1000M1.6 n w =117.5nd3.14x260所以电动机转速的可选范围为nd=i 工父 nw= (16160)父117,5轲=(1880188000) 外所符合这一范围的同步转

6、速有3000环in ,但是综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量和价格因素，决定选用同步转速为3000 %n的电动机。据1表15.1和15.2可选择Y112M -4电动机，其主要参数如表3.1所示表3.1 Y100L 2型电动机主要参数Pd =2.641 kWn w =76 /min巨 巨i 齿=24.51电动机型号额定功率/KW满载转速(%in )启动转速 额定转速最大转夕额定转夕Y100L2328802.22.2电动机型号中心高/mm总长/mm键/mmY100L21004008M74.1传动装置总传动比和分配各级传动比nd 2880 1)传动装置总传动比if-一一24.51-nw 117.5

7、2)分配到各级传动比因为i y- i带父i齿已知带传动比的合理范围为24。故取i带= 2.72则i齿=9在840的范围内故合适。分配减速器传动比，因为i齿=i 1 xi2其中i 1为齿轮局速级的传动比，i 2为齿轮低速级的传动比。故可先取i1=3则i 2 =34.2传动装置的运动和动力参数计算电动机：转速：no =2880 rin输入功率：P0=Pd=3.11KW输出转矩：T0=9.55 X10 6 xPd_ =9.55X106 x 264!no2880.，-3 =8.76 父 10 N ,mm1轴：转速：n1 = 21 = 2880 = 1059%1 带2.72输入功率：P1=p0xri5

8、= 2.51KW输入转矩：T 1 =T 0 x ”5 Xi带，-4 =2.29 父 10 N *mm2轴：转速：n2=n1=353%in11输入功率：p2=p xn xn 1123=2.41KW输入转矩：T2=T1 M"2 K "3父i1=6.66 m 104 N *mm3轴：转速：n3 = " = 117.65 Min12输入功率：P3=P2M"2M"3 =2.31KWi1=3,i 2 =3输入转矩：t3=T223 i25 一=.1.92 10 N * mm卷筒轴：转速：n 卷=117.65 的in输入功率：P卷=p3 xn2 xn1 =2.

9、22KW输入转矩：T卷=T3 m”2小15 =1.86 10 N *mm表4.1各轴运动和动力参数轴号功率(KW)转矩（Nmm）转速（min ）电机轴2.641.-38.76黑1028801轴2.512.29x10410592轴2.416.66 父 1043533轴2.311.92乂105117,65卷同轴2.221.86乂105117.655.1确定计算功率Pca ca带传动设计据2表8-7查得工作情况系数K a =1.3。故有：Pca=K A P = 1.3 3 =3.9KW ca a5.2 选才? V带带型据Pca和n有0图8-11选用A带。5.3 确定带轮的基准直径dd1并验算带速（1

10、）初选小带轮的基准直径d d1有2表8-6和8-8,取小带轮直径dd1 =90mm。d d1=90mm= 13.56 ms(2)验算带速v,有:二 ddi nov=60 1000因为13.56%在5%30%之间，故带速合适。(3)计算大带轮基准直径 dd2d d2=180mmdd2 = xdd1 =2.72x90 = 244.8mm圆整2505.4 确定V带的中心距a和基准长度Ld(1)据2式8-20初定中心距 a0=500mm(2)计算带所需的基准长度2(dd1 - dd2)L d0 2a0 + (dd1 dd2)24a。=1533.8mm由2表8-2选带的基准长度 L d =1533.8m

11、mL d=1553.8m ma=534mm(3)计算实际中心距.八.Ld - Ld 0a %2:534 mm5.5 验算小带轮上的包角白57.3:二180 -(dd2 -dd1) <=162.5 -90a5.6 计算带的根数z(1)计算单根V带的额定功率Pr由 d d1 = 90mm 和 n° = 2880 r4in 查2表 8-4a 得P0=1.64KW据 n0 =2.880 /n , i=2.72 和 A 型带，查28-4b 得:P0=0.34KW查2表 8-5 得 Ka=0.97, Kl=0.93,于是:Pr=(P0+ ：Po) K L K ：.=(1.64+0.34)

12、M0.97 M 0.93 =1.79KW(2)计算V带根数zz=pcaPr=2.17齿轮设计5.7故取3根。计算单根V带的初拉力最小值（Fo） min由2表8-3得A型带的单位长质量q=0.1 kgm。所以、(2.5-K-.)Pca2(Fo) min =500 黑+qvK z v=145.22N应使实际拉力F0大于（F0） min5.8 计算压轴力Fp压轴力的最小值为： 、a（Fp） min =2Xzx （Fo） min Msin=876.74N5.9 带轮设计（1）小带轮设计由Y100L -2电动机可知其轴伸直径为 d=28mm ,故因小带轮与其装配，故小带轮的轴孔直径d 0=28mm。有4

13、P 622表14-18可知小带轮结构为实心轮。（2）大带轮设计大带轮轴孔取22mm ,由4P 622表14-18可知其结构为辐板式。6.1 速级齿轮设计1 .选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1）按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动；2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用7级精度；（GB10095 88）3）材料的选择。由2表10-1选择小齿轮材料为 40Cr （调质） 硬度为280HBs ,大齿轮的材料为45钢（调质）硬度为240HBS,两者硬度差为 40HBS;z=44）选小齿轮齿数为 Z 1 =24,大齿轮齿数 Z2可由Z2=i1mZi 得 Z 2 =72 ,取 72;5）初选螺旋角

14、= =14 口。2.按齿面接触疲劳强度设计 按公式：“、2KtT1u±1 /ZhZe、2d1t 笆小*（ r ） ）uM（1）确定公式中各数值1）试选 Kt=1.3。2）由2图10-30选取区域系数 Z h =2.4333）由3图 16.2-10 可得： %=0.78, 8 =0.85则看 =鼻& 十 名& =0.78+0.85=1.63。4）由2表10-7选取齿宽系数 露=1。5）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：“ - -4T 1=2.24 M 10 N *mm。16）由2表10-6查的材料的弹性影响系数Z E =189.8MP 27）由2图10-21d按齿面

15、硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限仃H lim1 =600MP ;大齿轮的接触疲劳强度极限仃 Hlim2=550MP。8）由2图10-19取接触疲劳寿命系数K hn 1=0.86;K HN2 =0.89 O9）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1 % ,安全系数S=1 ,有rK ,K HN1D H lim1仃hi=516MPS-KK HN 2. H lim 2一仃h2 =489.5MPS所以二H 二二 H l ,二 H =502.75MP（2）计算1）计算小齿轮的分度圆直径dit，由计算公式可得:d1t 之 35.12mm 取 402）计算圆周速度。V= UE =2.2/60 10003）计算齿

16、宽b及模数。b= d d1t =40mmd1t cos : m nt =1.62mm h=2.25m nt =2.25 1.62=3.64mmb/h=11.003.644）计算纵向重合度 60。:书=0.318 d Zi tan -=0.318 1 24 tan14 =1.9035）计算载荷系数 Ko已知使用系数 K a=1 ,据v=1.64 % , 7级精度。由2图10-8 得 K v =1.07 , KHP=1.309。由2图 10-13 查得K fp=1.35,由2图 10-3 查得 K Ha=K hR=1.4故载荷系数：K=K v K a K h : K h| ：,=1.686）按实际

17、的载荷系数校正所算得的分度圆直径:d1 =d1tK一 =43.57Kt7）计算模数md1 cos - 46.25 cos14m n =1.86mmZ1243.按齿根弯曲疲劳强度设计 按公式：mn2KTiY：COs"：YFaYSaUf(1)1)确定计算参数 计算载荷系数。K=K aKvKf-.Kf：=1.68根据纵向重合度 Ep=1.903,由2图10-28查得螺角影响系数 Y p=0.88。3)Z 一乙Z v1 -3cos24=3=26.29:COS3 14Z272Zv2=-3 0=3 - =78.82cos cos 144)查取齿形系数由2表 10-5 查得 YFa1=2.596,

18、 YFa2 =2.2285)查取应力校正系数由2表 10-5 查得 丫$的=1.596, YSa2=1.7686）由2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极<Tfe1 =500MP ,大齿轮的弯曲疲劳强度极限 crFE2=380MP7）由2图10-18取弯曲疲劳寿命系数 Kfn1 =0.85, K fn2=0.888）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则有：严 f1 =Kfn户 FE1 0.85 M 500=303.57MpS1.4尸F 2 ：KFN2aFE2 0.88父380=-238.86MPS1.4t_ ，一八YFaYsa_9)计算大、小齿轮的-_,并加以比较二

19、fYFaiYsai 2.592 1.596=0.01363二fi 303.57YFa 2Ysa2二 F 22.216 1.777=0.01649238.86(2)设计计算mn -342 1.68 2.24 104 0.88 cos14 0.016491 242 1.63对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=1.25mm,已可满足弯曲疲劳强度，用接触疲劳强度算得分度圆直径d1=43.75mm来计算应有的齿数。于是由:d1 cos :Z1 = mn43.75 cos14=33.961.25取 Zi=34,贝U Z2=i1 MZ1=3M34=

20、1024.几何尺寸计算(1)计算中心距(Zi Z2)mn (34 102) 1.25 a= 2 cos -2 cos14=87.6mm圆整为88mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角(Zi Z2)mn-=arccos 2a(34 102) 1.25=arccos2 88o二15因P值在允许范围内，故 8a等参数比用修正(3)计算大，小齿轮的分度圆直径乙0 34 1.25d二 = 44.00mmcos cos15m n =1.5Z1 = 34Z2-102a=88mmZ2mn102 1.25d2 =.=132.00mmcos : cos15B 1 = 44mmB 2 = 49mm(4)计算齿轮宽度b

21、= d d1 =1 44=44mm圆整后取 B 1=44mm , B 2 =49mm5.大小齿轮各参数见下表高速级齿轮相关参数名称符号计算公式及说明)mm法面模数mnmn =1.25mm端面模数mtmn1.25mt zz：-n自 zzso.29mmcos p cos15o法面压力角%an =20。端面压力角%o_. tan。. tan 20od -arctan-arctan -20.6-cos p -cos 15"螺旋角P =15°齿顶高haha =hanmn =1M1.25=12齿根高hfh f m力Hc%, m *.25)怎.25 i5625 mm全齿高hh =ha 4

22、hf 3.25 书.5625 =2.8125m分度圆直径d1“m,z11.25X34 -“d1 =门=i4 mmcos P cos15od 2m2立 1.25X102d 2 _ h _o T 32 mmcos p cos15齿顶圆直径da1da1 / / .J4 42.25 _46.5mmda2da2 _d2 平1a 二32 平乂 .2534.5mm齿根圆直径df1df1 _di _2hf _44 2又.5625 _40 .875 mmd f 2df2 _d _2hf _132 _2M.5625 上8.875mm基圆直径db1db1 _di cos 右 _44 於os20 .8° -

23、41.13 mmdb2db2 _d2C°sJ32 无°s20.8° 招3.40mm中心距aa上邛z卡工筵*4平2） =88mm6.2低速级齿轮设计1 .选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1）按选定的齿轮传动方案，选用圆柱斜齿轮；2）选用 7 级精度；（GB10095-88）3）材料的选择。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 二者的硬度差为 40HBS ;4）初选小齿轮齿数为 Z3=24,大齿轮Z 2 =324=72;5）初选螺旋角=14 1d 3t2 .按齿面接触疲劳强度设计U-1

24、 /ZhZe、2（）u 卜H （1）确定公式内各数值1 ）初选 Kt =1.3 2 ）由2图10-30选区域系数 ZH =2.4333 ）由3图 16.2-10 可取：%e=0.78 ,名5=0.85贝U =oT ZC3 十名M =0.78+0.86=1.634 ）由2表10-7选取齿宽系数 6=15）计算小齿轮传递的转矩：9.55x106 x P24T2=1=6.3813 X1Q N,mm血16）由2表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MP27）由2图10-21d按齿面硬度得小齿轮齿面接触疲劳强度极限仃H lim 3 =600MP,大齿轮的齿面接触疲劳强度极限仃 Hlim 4=5

25、50MP8）由2图10-19取接触疲劳寿命系数 KHN3=0.88 ,KHN4=0.919）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%安全系数S=1,有 j 3= KHN3CFim3 =0.88 X600=528MP仃H 4 = KHN 4?Hlim4 =0.91 m 550H 4S=500.5MP所以2h3+.H4 =528 + 500.522=514.25MP（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径d 3t。由公式得31d3t 2 49.93 取 502）计算圆周速度叼3皿3.14父50M353V=60 M100060 M1000=0.924mS3）计算齿宽b及模数b=dd3t =1 50=50mm

26、d3t cos -50 cos14nt3t=2.02mmZ324h=2.25mnt =2.25 2.02=4.55mmb/h=50=10.994.554）计算纵向重合度：=0.318dZ3tan 一： =0.318 1 24 tan14=1.9035）计算载荷系数已知使用系数KA=1 ,据 v=0.925 % , 7 级精度。由2 图 10-8 得KV=1.05, KHp=1.309 由2图 10-13 查得K邛=1.309,由2表 10-13 查得 KHa=KFct=12 故动载系数K=KAKV Kh Kh .=1 1.02 1.4 1.424=1.686）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆

27、直径=d 3.=50 3；Kt3 1.68.1.3=54.46mm7）计算模数mnd1 cos : m n =2.20Zi3.按齿根弯曲疲劳强度设计由2式10-17可知_32KT2Y-cOS2 '： jSaYFadZ：；：.二 f（1）确定计算参数1 ）计算载荷系数K=K aKvKf：Kf-：）计算纵向重合度吕=1.903 ,由2图10-28查得螺旋角影响系数Y : =0.88.）计算当量齿Z324Zv /3 =26.29V333Z = _Z 4_V4 cos"-72=78.823 .cos 14查取齿形系数由2表10-5查得YFa3 =2.596 , YFa4 =2.228

28、Fa3Fa 4查取应力校正系数由2表10-5查得YSa3 =1.596 , YSa4=1.768Sa 3Sa 4由2图 10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限二FE3 =500MP大齿轮的弯曲疲劳强度极限c）E4 =380MP由2图10-18取弯 曲疲劳寿命系数KFN3 =0.85Kfn 4=0.88.）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4。则有:KFN3oFE3 0.85 500_FN3_FE3 = u=303.57MP1.4m n =1.5mmZ3 = 28二F 4K FN 4二 FE4 _ 0.88 380 1238 86Mp238.86MP1.4Z 4 = 86）计算大

29、小齿轮的YFaYSa,并加以比较二 f= 13.69YFa 3YSa3二 F 3= 0.01365cos cos 14YFa4YSa4 =0.01649二 F14（2）设计计算mn3 2 1.68 6.66 104 0.88 cos2 14 ,_ 3 , 0.0164 =1.481 242 1.63可取mn =1.5mm,又由于两级中心距相等，所以由Z4 = 3Z3a= (Z3 +Z4)mn以及算得的a=88mm联立解得 32 cos :Z3=28, Z4=864.几何尺寸计算(1)按圆整后的数值修正螺旋角(Z3 Z4)mn (28 84) 1.5-=arccos =2a2 88=13.69因

30、P值相差不多，故参数 80t等不用修正(2)计算大小齿轮的分度圆直径= Z3mn3 cos :28 1.5=43.23mmcos13.69Z4mn86 1.5d 4 =132.78mmcos：cos13.69(3)计算齿轮宽度b= dd1=1 43.23=43.23mm圆整后取 B4 =44mm B3 =49mm名称符号计算公式及说明法面模数mnmn = 1.5mm端面模数mtmt ="mn-R=2- =2.06mmcosP cos13.69法面压力角%3n =20。端面压力角%tanrn. tan 20o _ roh -arctan -arctano -20.73 -cos p c

31、os13.69 螺旋角P1 =13.69°5.大小齿轮各相关参数见下表低速级大小齿轮各相关参数B 3 = 44mmB 4 = 49 mm轴类零件的 设计齿顶高haha =hanmn =1>d.5=1.5mimnmmmmdmin = 22mmd i =22mml i _n =55mm齿根高hfhf =（h彝+初m” 41 干25）父.5 2.875m全齿高hh=ha 并f =1.5+1.875 =3.375分度圆直径d3m z=1.5 x28d3 _ n_k_ _2, o 工3.23mm cos p cos13.69d4,mnz41.5 x86“ccd4 二 n工二 十.32.8

32、mm cos p Cos13.69O齿顶圆直径da3da3 旦书ha ±3.23 +X.5 6.23mda4da4 -d4 电ha 与32.8 %乂.5月35.8mm齿根圆直径d f 3d f3 T3 _2hf T323_2>1.875 E9.48md f 4d f4 _d4 _2h f 二32.77 ,乂 .875 二29.02m基圆直径db3db3 d3cos 己_43 .23Mos20.7° 40.44mmdb4db4 _d4 cosU32.8>os20.7O -424.23mm中心距aa =88mm7.1 I轴的设计计算1. 求轴上的功率，转速和转矩由前

33、面算得 P二2.51KW, ni=1059%in,T 1=2.29 M104N，mm2. 求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为d1=44mm由2 2T1 2 M 22900而 F t=1040.91Nd144Fr=Ft tan0? =1040.91 父 tan206=392.22NCOS PCOS15Fa =Fttan = =1040.91 父 tan 15 =278.91N3. 初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据2表15-3 ,取A0=126,于是得：“_aP12 2 2.51dmin =A0 3'A0=17mm n1 1059因

34、为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大10%-15喊d=19.55mm,又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取 d min =22mmi查4P 620表14-16知带轮宽B=59mn此段轴长取 55mm4. 轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，选用2图15-1的装配方案(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1 ) I-II 段是与带轮连接的其dII =22mm l II =55mm2 ) II-III段用于安装轴承端盖，轴承端盖的总宽度为 20mm(由减速器及轴的结构设计而定)。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段右端的距离为30mm故取l

35、II二50mm因其右端面需制出一轴肩故取 d IIII =25mm3 )初选轴承，因为有轴向力和径向力故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并据d II,II =24mm由轴承目录里初选30206号其尺寸为d父D父B=30mm62mm 父17.25mm故d IIIV =30mm又右边套筒长取 32.75mml II jII =50mmd II jII =25mmd III _IV =30mml III jv =50mmdV _VI =45mml V _VI =10mmdvI “II =42mml VI “II =8mmd VII II =30m ml VII wII =22m m所以 l IIIV

36、=17.25+32.75=50mm4 )取安装齿轮段轴径为 d IV * =35mm齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为52mm是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取l IV 48mm齿轮右边V-VI段为轴肩定位，轴肩高 h至0.07d ,故取h=4mm!U止匕处 dV_VI =45mm 宽度 b 之 1.4h 取 l V _VI =10mm5 ) VI-VII段右边为轴承用轴肩定位，因为轴承仍选用圆锥滚子30206所以d VII川二30mm 所以此处轴肩高h 至0.07d 取 h=5mn# dVI _VII =45mm|由肩宽度 b 至 1.4h ,取 l VIM =

37、8mm l VII 刈=18.25mm(3)轴上零件的周向定位齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d I由5P 53表4-1查得平键截面 bx h =8x 7键槽用键槽铳刀加工长为45mm同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合H 7为H7,同样齿轮与轴的连接用平键12x8x36齿轮与n6轴之间的配合为Hz轴承与轴之间的周向定位是用过n6渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为maca=9.2MP(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考2表15-2取轴端倒角为 2M45：个轴肩处圆觉角见图。5. 求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图mm从轴的结构图以及弯

38、矩图和扭矩图中可以看出截面CMv和M的值如下:FMMMMMT6.是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH ,V1=i3i04N*mmV2 =7788N* mmH =27720N*mm=440N F =444N F =208N F =124NNH1NH 2NV1NV241=2.29 10 n*mmdmin =30.22 = 277202 77882 =28793N mm广、277202 131042 =30661N*mm按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，则根据 2式15-5及上面的数据，取 a =0.6 ,轴的计算应力马小?0zNHL=lH-27?2DWM k !

39、f F=.1FNV=23-3N131：上F_ = J1NVM，:。郊小T二方QA工1：、国号I1 1CJ ca ca22Mi GT3)306612 (0.6 20600)0.1 4032=9.2MP前面选用轴的材料为 45钢，调制处理，由2表15-1查得o=60Mp, aca M。,故安全。7.2 III轴的设计计算1 .求轴上的功率，转速和转矩由前面算得 P3=2.31KW,门3=1184一T 3=1.92 105 N*mm2.求作用在齿轮上的力已知低速级小齿轮的分度圆直径为,=43.23mm3_52T3 2 1.92 10t =4441.4Nd343.23产Fttan 二 n=4441.4

40、 :tan20=1663.8Ncos13.69a =Fttan ： =4414.4 tan 13.69 =1075.3N3.初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据2表15-3 ,取A0=112,于是得:minP3二A0 3 %-12.31= 112 3， 一 =30.2mm.118显然最小直径处安装联轴器，为使所选轴直径的孔径相适应。故同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT3 查2表 14-1 取 Ka=13 则:Tca = KAT3=1.3 1.92 105 =249600N *mm按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查5P 99表8-7可

41、选用LT6型弹性柱销联轴器。其公称转矩为250000Nmm。半联轴器孔径 d=32mm故取djI =32mn#联d I II =35mml I jI =58mmd IIII =40mml III =50mmd IIIV =45mml IIIv =42mmd V_VI =54mml V _VI =10mmd VI II =51mml VI “II =8mml VII wII =21m md VII wII =45m m轴器长度L=82,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm4. 轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，选用2图15-8的装配方案I IIIIIIV V VI VII

42、 VIII(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1 )为满足半联轴器的轴向定位，I-II右端需制出一轴肩故II-III 段的直径dII二40mm左端用轴端挡圈定位取 轴端挡圈直径 D=46mm半联轴器与轴配合的毂孔长为 60mm为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故I-II段长度应比L1略短一些，现取l I=58mm.2 ) II-III段是固定轴承的轴承端盖取其宽度为20mm据d II=40mm可取 l II=50mm3)初选轴承，因为有轴向力和径向力故选用圆锥滚子轴承， 参照工作要求并据 d II二40mm由轴承目录里初选 30209号其尺寸为d父D父B=45mm80mm父18

43、mn# d III jV =40mm又右边套筒长取 20mnW以l 1114V =20+21.75=42mm.4 )取安装齿轮段轴径为dIV_V=54mm已知齿轮宽为65mm取11VH =63mm齿轮右边 V-VI段为轴肩定位，轴肩高h 之 0.07d，故取 h=6mmW此处 dV _VI =54mm 宽度 b 之 1.4h取 l V _VI =10mm5 ) VI-VII段右边为轴承用轴肩定位，因为轴承仍选用圆锥滚子30209所以d VII *川=45mm 所以此处轴肩高h >0.07d 取 h=5mn# dVI VII =51md由肩宽度 b>1.4h ,取 l VI &quo

44、t;I =8mm l VII w =21mm(3)轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按dI I，由5P 53表4-1查得平键截面 bx h =12x8键槽用键槽铳刀加工长为 63mm选择半联轴器与轴之间的配H 7合为H-,同样齿轮与轴的连接用平键16父10齿轮与k6H 7轴之间的配合为 H1轴承与轴之间的周向定位是用过 n6渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为ma(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考2表15-2取轴端倒角为 2父451个轴肩处圆觉角 见图。5. 求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7.2.1从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截

45、面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH , MV和M的值如下：F nh1=2199N Fnh2=2139N F NV1 =260N Fnv2=1365NM H =156680N*mm M V1 =99986N*mmMV2=18397N *mm22M 1==185865N mmM 2 = 1566802 183972 =157756N*mmT 1=6.66 104 n «mm图 7.2.137.5MP4L;：rt=084h八".F、产F/f IKMMH=77B0NMMjCG；Nn:y-HT=m 06mMIH面F wx 11 A %面16.按弯

46、扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，则根据 2 式15-5及上面的数据，取 * =0.6 ,轴的计算应力ca.Mi2 (：T3)21858652 (0.6 339000)0.1 5432=37.5MP前面选用轴的材料为 45钢，调制处理，由2表15-1查得O=60Mp,仃ca 仃工,故安全。7.3 II轴的设计计算1 .求轴上的功率，转速和转矩由前面算得 P2=2.41KW, n2=353/in,T 2 =6.66 104n mm2 .求作用在齿轮上的力d minl IId IId IIIl IV=24.8mm=51mm=42mm=30mm=40mm=42mm已知中间轴

47、大小齿轮的分度圆直径为d IVV =30mm1=132mm d 2 =44mm2T12 6.66 104132t1 = 一 =1009.1Nd1tantan 20r1=Ft1-n =1009.1=380Ncos :cos15a1 =Fttan ： =1009.1 t an 15 =270.4N同理可解得:F t2=3027.3N, Fr2=1140.7N , Fa2 =811.6N 12I 2a23.初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据2表15-3 ,取A0=114,于是得：,AP2a 2.41d min =A0 3 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长

48、度I-II段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为 44mm为 了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取l II _|II =42mm d II=30mm =114 3 =21.6mm 氏 . 353因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大10%-15%攵dmin=24.8mm,又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上同时承受轴向力和径向力，故选用单列圆锥滚子轴承， 参照工作条件可选 30205 其尺寸为：dx D XT =25X52 x 16.25故d II =25mm&端用套筒与齿轮定位，套筒长度取 34.75mm所以l I _II =51mmIIIIIIIVVVI4.轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，转配示意图如下(2)1)2) III-IV 段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得 l III JV =110mm, d III _|V =40mm3) IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为 44mm 可取 l IV _V =42mm d IV _V =30mm4) V-VI段为轴承同样选用单列圆锥滚子轴承30205,左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为24.75mm则l V_VI=24.75+16.25=41mm d V_VI =25