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

1、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:1234561电动机2V 带传动3减速器4联轴器5鼓轮6输送带目录1. 设计目的 (22. 设计方案 (33. 电机选择 (54. 装置运动动力参数计算 (75.带传动设计 (96.齿轮设计 (187.轴类零件设计 (288.轴承的寿命计算 (319.键连接的校核 (3210.润滑及密封类型选择 (3311.减速器附件设计 (3313.心得体会 (3414参考文献 (351. 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

2、学生第一次全面的设计能力训练,其目的是:(1通过课程设计实践,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

3、级同轴式圆柱斜齿轮减速器方案图如下: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=1.2sm ,D=300mm 。1234561电动机

4、2V 带传动3减速器4联轴器5鼓轮6输送带设计内容 计算及说明结 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P w =1000FV ,根据任务书所给数据F=2050V ,V=1.2s m 。则有:P w =1000FV =10002.12050=2.46KW从电动机到工作机输送带之间的总效率为=1542342式中1,2,3,4,5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1=0.99,2=0.98,3=0.97,4=0.96,5=0.96,

5、则有:=0.9996.096.097.098.024 =0.792所以电动机所需的工作功率为: P d =wP =792.046.2=3.11KW 3.3 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:i =i 齿带i =(840(24=16200 工作机卷筒的转速为 n w =d v 100060=30014.32.1100060min 76r 所以电动机转速的可选范围为n d =i w n =(1620076min r792.0=P d =3.11KWn w =76min r装置运动和动力参数计算=(12161216

6、0minr符合这一范围的同步转速有1500minr和3000minr两种,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1500minr的电动机。据1表15.1和15.2可选择Y112M4电动机,其主要参数如表3.1所示表3.1 Y112M4型电动机主要参数电动机型号额定功率/KW满载转速(minr额定转速启动转速额定转矩最大转矩Y112M-4 4 1440 2.2 2.2电动机型号中心高/mm总长/mm 键/mmY112M-4 112 400 874.1 传动装置总传动比和分配各级传动比1传动装置总传动比i=95.18761440=wdnn2分配到各级传动比因为i=齿

7、带ii已知带传动比的合理范围为24。故取i2=带则i475.9=齿在840的范围内故合适。分配减速器传动比,因为i齿=i12i其中i1为齿轮高速级的传动比,i2为齿轮低速级的传动比。故可先取i1=3.64则i2=2.64.2 传动装置的运动和动力参数计算电动机:转速:n=1440minr输入功率:P=Pd=3.11KW输出转矩:T=9.55106nPd=9.55610144011.3=2.06410N mm1轴:i齿=18.95i1=3.64i2=2.6转速:n 1=min 072021440r i n =带输入功率:P 1=P 99.296.011.350=KW 输入转矩:T 1=T 05i

8、 带=2.06296.0 =3.96410N mm 2轴: 转速:n 2=min 118.19764.3720r i n = 输入功率:P 2=P 97.098.099.2321= =2.84KW 输入转矩:T 13212i T =64.397.098.01096.34=1.37510N mm 3轴: 转速:n min 223766.28.197r i n =输入功率:P 97.098.084.23223=P =2.69KW输入转矩:T 23223i T =1.376.297.098.0105 =3.39mm N 510 卷筒轴:转速:n min r 376n =卷输入功率:P 卷=P 312

9、 =2.6999.098.0 =2.61KW 输入转矩:T 123T =卷带传动设计=3.3999.098.0105=3.29510N mm表4.1 各轴运动和动力参数轴号功率(KW转矩(N mm转速(minr电机轴 3.112.0641014401轴 2.993.964107202轴 2.841.37510197.83轴 2.693.3951076卷同轴 2.613.29510765.1 确定计算功率Pca据2表8-7查得工作情况系数KA=1.1。故有:Pca=KAP KW4.441.1=5.2 选择V带带型据Pca和n有2图8-11选用A带。5.3 确定带轮的基准直径d1d并验算带速(1初

10、选小带轮的基准直径d1d有2表8-6和8-8,取小带轮直径d1d=90mm。(2验算带速v,有:v=10006014409014.31000601=ndd=6.87s m因为6.78s m在5s m30s m之间,故带速合适。(3计算大带轮基准直径d2dd mm180902d1d2=带idd1d=90mmd2d=180mm5.4 确定V 带的中心距a 和基准长度L d(1据2式8-20初定中心距a 0=400mm (2计算带所需的基准长度 L 0d 2a 0+0221214(2a d d d d d d d d -+=2214.3400+(180+90+40090180(2-=1244mm由2

11、表8-2选带的基准长度L d =1250mm (3计算实际中心距 a 212441250400200-+=-+d d L L a mm 4035.5 验算小带轮上的包角=-=905.1673.57(18012ad d d d 5.6 计算带的根数z(1计算单根V 带的额定功率P r由d mm d 901=和n 14400=min r 查2表8-4a 得 P 0=1.064KW据n 0=1440min r ,i=2和A 型带,查28-4b 得 P 0=0.17KW查2表8-5得K =0.97,K L =0.93,于是: P r =(P 0+P 0K L K =(1.064+0.170.970.9

12、3 =1.11KW (2计算V 带根数zz=r ca P p =11.14.4=3.96L d =1250mma=403mm z=4齿轮设计故取4根。5.7 计算单根V带的初拉力最小值(Fmin由2表8-3得A型带的单位长质量q=0.1mkg。所以(Fmin=50025.2(qvvzKPKca+-=500278.61.078.6497.04.497.05.2(+-=133N应使实际拉力F大于(Fmin5.8 计算压轴力Fp压轴力的最小值为:(Fpmin=2z(Fminsin2=241330.99=1053N5.9 带轮设计(1小带轮设计由Y112M电动机可知其轴伸直径为d=28mm,故因小带轮

13、与其装配,故小带轮的轴孔直径d=28mm。有4P622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4P622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;(GB10095883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;4选小齿轮齿数为Z1=24,大齿轮齿数Z2可由Z2=i11Z得Z2=87.36,取87;5初选螺旋角=14。2.按齿

14、面接触疲劳强度设计按公式:d t 1231(12H E H dd t Z Z u u T K (1确定公式中各数值 1试选K t =1.3。2由2图10-30选取区域系数Z H =2.433 3由3图16.2-10可得:1=0.78,2=0.87 则21+=0.78+0.87=1.65。 4由2表10-7选取齿宽系数d =1。5计算小齿轮传递的转矩,由前面计算可知: T 1=3.96410N mm 。6由2表10-6查的材料的弹性影响系数Z E =189.8MP 217由2图10-21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限1lim H =600MP ;大齿轮的接触疲劳强度极限2lim H

15、=550MP 。8由2图10-19取接触疲劳寿命系数K 1HN =0.90; K 2HN =0.95。9计算接触疲劳许用应力。取失效概率为100,安全系数S=1,有 H 1=S K H HN 1lim 1=0.9600=540MPH 2=S K H HN 2lim 2=0.95550=522.5MP所以H =221H H +=25.522540+=531.25MP(2 计算1计算小齿轮的分度圆直径d t 1,由计算公式可得:d t 123425.5318.189433.2(64.364.465.111096.33.12=39.17mm2计算圆周速度。 v=10006011n d t =1000

16、6072017.3914.3=1.48s m 3计算齿宽b 及模数。b=t d d 1=139.17=39.17mm m nt =11cos Z d t =1.58mm h=2.25m nt =2.251.58=3.56mm b/h=56.317.39=11.00 4计算纵向重合度。=0.318tan 1Z d=0.318124tan14=1.903 5计算载荷系数K 。已知使用系数K A =1,据v=1.57s m ,7级精度。由2图10-8得K v =1.08,K H =1.417。由2图10-13查得K F =1.35,由2图10-3查得K H =K H =1.4故载荷系数:K=K v

17、K A K H K H=1417.14.108.1=2.146按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径: d 1=d t13tK K=39.1733.114.2=46.25mm7计算模数m nm n =11cos Z d =2414cos 25.46=1.86mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计按公式:m n 32121cos 2F SaFa d Y Y Z Y KT (1确定计算参数1计算载荷系数。K=K A K V K F K F =135.14.108.1=2.04 2根据纵向重合度=1.903,由2图10-28查得螺角影响系数Y =0.88。3计算当量齿数。Z 1v =31cos Z =14c

18、os 243=26.29 Z 2v =14cos 87cos 332Z =95.29 4查取齿形系数由2表10-5查得Y 1Fa =2.592,Y 2Fa =202165查取应力校正系数由2表10-5查得Y 1Sa =1.596,Y 2Sa =1.7776由2图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极1FE =500MP ,大齿轮的弯曲疲劳强度极限2FE =380MP7由2图10-18取弯曲疲劳寿命系数K 1FN =0.85,K 2FN =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:F 1=SK FE FN 11=4.150085.0=303.57MpF 2=SK FE

19、FN 22=4.138088.0=238.86MP9计算大、小齿轮的F Sa Fa YY ,并加以比较111F Sa Fa Y Y =57.303596.1592.2=0.01363222F Sa Fa Y Y =86.238777.1216.2=0.01649(2设计计算m n 01649.065.124114cos 88.01069.304.22324对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m n 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取 m n=1.5mm ,已可满足弯曲疲劳强度,用接触疲劳强度算得分度圆直径d 1=46.25mm 来计算应有的齿数。于是由:Z 1=nm d co

20、s 1 = 5.114cos 25.46=29.9取Z 1=30,则Z 112Z i =3.6430=109 4.几何尺寸计算(1计算中心距 a=+cos 2(21n m Z Z +14cos 25.110930( =107.9mm圆整为108mm(2按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccosa m Z Z n2(21+=arccos10825.110930(+=14.45因值在允许范围内,故等参数比用修正(3计算大,小齿轮的分度圆直径 d =14cos 5.130cos 11n m Z 46.63mm m n =1.5 Z 301= Z 1092=a=108mm=45.14d =14cos

21、5.1109cos 22n m Z =169.43mm(4计算齿轮宽度b=11d d 46.63=46.63mm 圆整后取B 1=47mm ,B 2=52mm 5. 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 法面模数 n m mm m n 5.1=端面模数 t mmmm m ont55.145.14cos 5.1cos = 法面压力角 n o n 20=端面压力角 t ooont6.2045.14cos 20tan arctan cos tan arctan = 螺旋角 o45.14= 齿顶高 a hmm m h h n an a 5.15.11=*齿根高 f hmmm

22、 c h h nnan f875.15.125.01(=+=+=* 全齿高 hmmh h h fa 375.3875.15.1=+=+=分度圆直径1d mmz m d o63.4645.14cos 305.1cos 111=2dmmz m d o43.16945.14cos 1095.1cos 222= 齿顶圆直径1a d mmh d d aa 63.495.1263.46211=+=+=2a dmmh d d aa 43.1725.1243.169222=+=+= 齿根圆直径1f d mmh d d ff 88.42875.1263.46211=-=-=2f d mmh d d ff 68.

23、165875.1243.169222=-=-= 基圆直径1b d mmd d otb 59.438.20cos 63.46cos 11=2b dmmd d otb 39.1588.20cos 43.169cos 22= 中心距amm z z m a on 9.10710930(45.14cos 22(cos 221=+=+=B mm 471= B mm 522=6.2 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;(GB10095-883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

24、钢(调质硬度为240HBS 二者的硬度差为40HBS ;4初选小齿轮齿数为Z 3=24,大齿轮Z 2=2.624=62.4,取63;5初选螺旋角=14。2.按齿面接触疲劳强度设计d t 3322(12H E H d t Z Z u u T K (1确定公式内各数值1初选K t =1.32由2图10-30选区域系数Z H =2.4333由3图16.2-10可取:3=0.78,4=0.86则=43+=0.78+0.86=1.644由2表10-7选取齿宽系数d =15计算小齿轮传递的转矩:T 2=2261055.9n P =8.19784.21055.96=13.7410N mm6由2表10-6查得

25、材料的弹性影响系数Z E =189.8MP 21 7由2图10-21d 按齿面硬度得小齿轮齿面接触疲劳强度极限3lim H =600MP ,大齿轮的齿面接触疲劳强度极限4lim H =551MP8由2图10-19取接触疲劳寿命系数K 3HN =0.90,K 4HN =0.95 9计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%。安全系数S=1,有 H 3=SK H HN 3lim 3=0.9600=540MP H 4=SK H HN 4lim 4=0.95550=522.5MP 所以H =243H H +=25.522540+=531.25MP(2计算1计算小齿轮分度圆直径d t 3。由公式得d t 33

26、2425.5318.189433.2(6.26.364.11107.133.122计算圆周速度V=10006023n d t =1000608.19702.6114.3=0.632s m3计算齿宽b 及模数b=t d d 3=161.02=61.02mmm nt =2414cos 02.61cos 33=Z d t =2.47mm h=2.25m nt =2.252.47=5.56mm b/h=56.502.61=10.97 4计算纵向重合度=0.318tan 3Z d =0.31814tan 241 =1.903 5计算载荷系数K已知使用系数K A =1,据v=0.632s m ,7级精度。

27、由 2图10-8得K V =1.02,K H =1.424由2图10-13查得K F =1.38,由2表10-13查得 K F H K =1.4.故动载系数K=K A K V K H K H =11.021.41.424 =2.036按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 d 3=d t33tK K=61.0233.103.2=70.79mm7计算模数m n m n =11cos Z d =2.86 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 由2式10-17可知 m n 32122cos 2F FaSa d Y Y Z Y KT (1确定计算参数 1计算载荷系数K=K A K V K F K F =11.0

28、21.41.38 =1.97 2计算纵向重合度=1.903,由2图10-28查得螺旋角影响系数Y =0.88. 3计算当量齿数 Z 3V =33cos Z =14cos 243=26.29 Z 4V =34cos Z =14cos 633=694查取齿形系数由2表10-5查得Y 3Fa =2.592,Y 4Fa =2.2395查取应力校正系数由2表10-5查得Y 3Sa =1.596,Y 4Sa =1.7486由2图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限3FE =500MP ,大齿轮的弯曲疲劳强度极限4FE =380MP 。7由2图10-18取弯曲疲劳寿命系数K 3FN =0.85,K 4

29、FN =0.88.8计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4。则有:F 3=SK FE FN 33=4.150085.0=303.57MPF 4SK FE FN 44=4.138088.0=238.86MP9计算大小齿轮的F SaFa Y Y ,并加以比较 01363.057.303596.1592.2333=F Sa Fa Y Y 01639.086.238748.1239.2444=F Sa Fa Y Y (2设计计算m n 322501639.064.124114cos 88.01037.197.12 可取m n =2mm ,又由于两级中心距相等,所以由Z 346.2Z =和a=

30、cos 2(43nm Z Z +以及算得的a=108mm 联立解得Z 3=29,Z 4=764.几何尺寸计算(1按圆整后的数值修正螺旋角 =arccoscos 2(43n m Z Z +=9.0227629(+=13.53m n =2mm Z 293= Z 764=53.13因值相差不多,故参数等不用修正 (2计算大小齿轮的分度圆直径 d 3=cos 3n m Z =53.13cos 229=59.7mm d 4=53.13cos 276cos 4n m Z =156.3mm (3计算齿轮宽度b=1d d =159.7=59.7mm 圆整后取B 4=60mm ,B 3=65mm 5.大小齿轮各

31、相关参数见下表低速级大小齿轮各相关参数名称 符号计算公式及说明法面模数 n m mm m n 2=端面模数 t mmm m m on t 06.253.13cos 2cos =法面压力角 n o n 20=端面压力角 t ooon t 5.2053.13cos 20tan arctan cos tan arctan=螺旋角 o 53.13=齿顶高 a hmm m h h n an a 221=*齿根高 f hmmm c h h n n an f 5.2225.01(=+=+=*全齿高 hmmh h h f a 5.45.22=+=+=分度圆直径3d mm z m d o n 7.5953.13

32、cos 292cos 33=4dmmz m d on 3.15653.13cos 762cos 44=齿顶圆直径3a d mmh d d a a 7.63227.59233=+=+=4a dmmh d d a a 3.160223.156244=+=+= 齿根圆直径3f dmmh d d f f 7.545.227.59233=-=-=B mm 603= B mm 654=轴类零件的设计4fd mmhddff3.1515.223.156244=-=-=基圆直径3bd mmdd otb93.5546.20cos7.59cos33=4bd mmdd otb44.16446.20cos3.156co

33、s44=中心距a mma9.107=7.1 I轴的设计计算1.求轴上的功率,转速和转矩由前面算得P1=2.99KW,n1=720minr,T1=2.06410N 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=46.63mm而 Ft=112dT=63.46206002=884NFr=Fcostannt=88445.14cos20tan=332NFa=Fttan=88445.14tan=228N3.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A=118,于是得:dmin=A331172099.2AnP=19mm因为轴上应开2个键槽,所

34、以轴径应增大5%-7%故d=20.33mm,又此段轴与大带轮装配,综合考虑两者要求取dmin=22mm,查4P620表14-16知带轮宽B=56.4mm故此段轴长取55mm。4.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mmd22min=I II III IV V VI VII VIII(2据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1I-II 段是与带轮连接的其d II I -=22mm ,l II I -=55mm 。 2II-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,

35、取端盖与I-II 段右端的距离为30mm 。故取l III II -=50mm ,因其右端面需制出一轴肩故取d III II -=29mm 。3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 III II -=29mm ,由轴承目录里初选30207号其尺寸为d B D =35mm 72mm 18.25mm 故d IV III -=35mm 。又右边套筒长取32.75mm所以l IV III -=18.25=32.75=51mm4取安装齿轮段轴径为d V IV -=40mm ,齿轮左端与左轴承之间用套筒定位,已知齿轮宽度为52mm 为是套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于

36、齿轮宽度故取l V IV -48mm 。齿轮右边V-VI 段为轴肩定位,轴肩高h 0.07d ,故取h=4mm 则此处d VI V -=48mm 。宽度b 1.4h 取l VI V -=10mm5VI-VII 段右边为轴承用轴肩定位,因为轴承仍选用圆锥滚子30207所以d VIII VII -=35mm ,所以此处轴肩高h 0.07d 取h=5mm 故d VII VI -=45mm 轴肩宽度b 1.4h ,取l VII VI -=8mm ,l VIII VII -=22mm(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 II I -=22mm l II I -=55mml

37、III II -=50mmd III II -=29mmd IV III -=35mm l IV III -=51mmd VI V -=48mm l VI V -=10mmd VII VI -=45mm l VII VI -=8mmd VIII VII -=35m ml VIII VII -=22m md II I -由5P 53表4-1查得平键截面b 78=h 键槽用键槽铣刀加工长为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为67n H ,同样齿轮与轴的连接用平键12368齿轮与轴之间的配合为67n H 轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的,此处选轴

38、的直径尺寸公差为m6。(4确定轴上圆角和倒角尺寸参考2表15-2取轴端倒角为245.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面面从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C 处的M H ,M Vca =5.2MP和M 的值如下:F 1NH =440N F 2NH =444N F 1NV =208N F 2NV =124N M H =27720N mm M 1V =13104N mm M 2V =7788N mm M 1=221310427720+=30661N mm M 2=22778827720+=28793N mm T

39、 1=2.06410N mm 6.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=0.6,轴的计算应力 WT M ca 2321(+=322401.0206006.0(30661+=5.2MP前面选用轴的材料为45钢,调制处理,由2表15-1 查得1-=60Mp ,1-ca ,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P 3=2.69KW ,n 3=76min r , T 3=3.39510N mm 2.求作用在齿轮上的力已知低速级小齿轮的分度圆直径为 d 3=156.3mm而 F t =332d T =3

40、.1561039.325=4338NF r =F cos tan n t =433853.13cos 20tan =1625N F a =F t tan =433853.13tan =1044N 3.初步确定轴的最小直径mmd 8.36min =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A 0=112,于是得:d min =A 033337669.2112=n P =36.8mm 显然最小直径处安装联轴器,为使所选轴直径d II I -与联轴器的孔径相适应。故同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩T ca =K 3T A 查2表14-1取K A =1.3.则:T m

41、m N T K A ca =4407001039.33.153 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可选用LX3型弹性柱销联轴器。其公称转矩为1250000N mm 。半联轴器孔径d=40mm ,故取d II I -=40mm 半联轴器长度L=112,半联轴器与轴配合的毂孔长度L 1=84mm4.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 II III IV V VI VII 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d III II -=45mm

42、;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84mm ,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L 1略短一些,现取l II I -=82mm.2II-III 段是固定轴承的轴承端盖取其宽度为20mm 。据d III II - =45mm 可取l III II -=50mm 。3初选轴承,因为有轴向力和径向力故选用圆锥滚子轴承,d III II -=45mml II I -=82mmd III II -=45mml III II -=50mmd IV III -=50mm l IV III -=41.75mmd VI V -=66mm l

43、 VI V -=10mmd VII VI -=60mm l VII VI -=8mml VIII VII -=21.75mm d VIII VII -=50mm参照工作要求并据d III II -=45mm ,由轴承目录里初选30210号其尺寸为d B D =50mm 90mm 21.75mm 故d IV III -=50mm 。又右边套筒长取20mm所以l IV III -=20+21.75=41.75mm.4取安装齿轮段轴径为d V IV -=54mm ,已知齿轮宽为65mm取l V IV -=63mm 。齿轮右边V-VI 段为轴肩定位,轴肩高h 0.07d ,故取h=6mm 则此处d V

44、I V -=66mm 。宽度b 1.4h 取l VI V -=10mm5VI-VII 段右边为轴承用轴肩定位,因为轴承仍选用圆锥滚子30210所以d VIII VII -=50mm ,所以此处轴肩高h 0.07d 取h=5mm 故d VII VI -=60mm 轴肩宽度b 1.4h ,取l VII VI -=8mm ,l VIII VII -=21.75mm(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d II I -由5P 53表4-1查得平键截面b 812=h 键槽用键槽铣刀加工长为63mm 。选择半联轴器与轴之间的配合为67k H ,同样齿轮与轴的连接用平键1610

45、齿轮与轴之间的配合为67n H 轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的,此处选轴的直径尺寸公差为m6。(4确定轴上圆角和倒角尺寸参考2表15-2取轴端倒角为245.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面C 是轴的危险截面。现将计算出的截面C 处的M H ,M V 和M 的值如下:F 1NH =2199N F 2NH =2139N F 1NV =260N F 2NV =1365NMH =156680N mm M1V=99986N mmM2V =18397N mmM1=2299986156680+=

46、185865N mmM2=2218397156680+=157756N mmT1=3.39510N mm图7.2.1面面6.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=0.6,轴的计算应力W TM ca2321(+ =32254 1.03390006.0( 185865+=17.5MP前面选用轴的材料为45钢,调制处理,由2表15-1 dmin=29.2mmlIII-=51mmlIIIII-=45mmdIIIII-=50mm查得1-=60Mp ,1-ca ,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P 1=

47、2.84KW ,n 1=197.8min r ,T 1=1.37510N mm 2.求作用在齿轮上的力已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为d 1=169.43mm d 2=59.3mm而 F 1t =112d T =43.1691037.125=1617N F 1r =F cos tan 1n t =88445.14cos 20tan =608N F 1a =F t tan =88445.14tan =417N同理可解得:F 2t =4621N ,F 2r =1730N ,F 2a =1112N3.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A 0=

48、112,于是得:d min =A 033228.19784.2112=n P =27.2mm 因为轴上应开2个键槽,所以轴径应增大5%-7%故d min =29.2mm ,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30206其尺寸为:d T D =3025.1762故d II I -=30mm 右端用套筒与齿轮定位,套筒长度取33.75mm 所以l II I -=51mm4.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d IV III -=50mm l V IV -=58mm d V IV -=48mmI II III IV V VI(2据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1I-II 段为高速级大齿轮,由前面可知其宽度为47mm ,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 III I