课程设计传动装置输入轴组合结构设计

题目5：一级开式斜齿圆柱齿轮传动装置输入轴的组合结构设计已知数据：项目设计方案齿轮模数mn/mm……5……设 计项目设计方案齿轮模数mn/mm……5…………5……轴输入功率P/kw……6.0……轴转速n/(r/min)……300……齿轮齿数z……19……齿轮螺旋角……8634……齿轮宽度b/mm……65……l/mm……185……s/mm……90……轴承座形式……剖分……一.轴的设计选择轴的材料该轴传递中小功率，转速较低，无特殊要求，故选用45优质碳素结构钢调质处理。其机械性能查表可得 B

353MPa,1

1

0.2,r

0.1按扭转强度初步计算轴颈395503955003P0.2TnA0

Pmm110n 3

6mm d300

29.86mm29.86mm(材料45钢A0

8-2118~107110)考虑轴端安装联轴器有键槽，将直径加大取标准值d=32mm d32mm轴的结构设计轴上零件的布置图2轴的结构图在轴的输出端安装联轴器，联轴器的尺寸如图s=90mm由于齿轮为斜齿轮，对轴有轴向力的作用。选轴承时应的轴端直径应比最小直径大。故初选7208C轴承，按课程设计表4.6-2查出，其尺寸为40×80×18，即轴承宽度可暂取18mm轴承Ⅰ的中心平面与轴承Ⅱ的中心平面距离为l=185mm齿轮位于两轴承的中间位置，且齿宽为65mm。轴上零件的固定和定位（2）斜齿轮用50mm轴环定位，齿轮的左端与轴承Ⅰ内端面间采用长度为51mm的轴套，一方面可轴向固定齿轮，另一方面可作为轴承的轴向定位；左面的轴承Ⅰ靠的轴肩固定；配合联接。轴上零件的拆装齿轮右侧的零件从右边装入。轴的两端直径较小，其余各轴段根据需要将轴颈逐渐加大。按弯扭合成强度条件校核轴轴的力学模型见图FrFaFt l2l输出轴转矩T9550轮上圆周力

P 69550103 191000Nmm T19100mmn 300mzd cosF t d

96mm2191000 96

F 3979Nt3979N轮上轴向力F Fa

tan3979tanFa

567N轮上径向力Ftan 3979tanF t r cos

-cos

F 1463Nr水平面支承反力lll2FtRRbHRaH水平面支撑反力图R RaH

F2

1990N

R 1990NaH垂直面支承反力

R 1990NbHlll2FaFrRbvRbv垂直面支承反力图RavdFlF 965671851463avR 2a 2r2 2 avav l 185 R

584NdFl

965671851463

R 879NbvR 2a 2r2 2 bv l 185合成支反力R2R2R2R2a aH av

2074N R19902199025842199028792

2074NR2RR2R2bH bvb

2175N

R 2175NbMHMHl2l水平面弯矩图垂直面弯矩Mv1Mv2l2lt M F水平面弯矩图垂直面弯矩Mv1Mv2l2lt

M =184029NmmH 2

4 H垂直面弯矩图M

l87918581308Nv1 bvM Rv2

2 2 l5841852 2

M 81308Nv1M 54020Nv2合成弯矩M1M1M2l2l合成弯矩图M M2M2M2H v1M2MM2M2H v22

mm1840292813082184029218402928130821840292540202

M1=201191NmmM2=191794Nmm转矩T191000Nmm转矩图见图TT转矩图转矩图计算弯矩图MMca2MTca1Mca3转矩图转矩图转矩按脉动循环变化处理，即0.6M M 191794Nca1 2M2M212011912(0.6191000)2ca2231540NmmM 0.6191000114600Nmmca3校核轴的强度判断危险剖面ⅣⅤ ⅥⅣⅤ ⅥⅦⅧⅢⅡⅠ轴的结构图轴的结构图最小轴颈Ⅰ面处

ca3

114600

35MPaca1 W1Ⅴ面处M

0.1323231540

ca1ca2

35MPaca2

W2

0.1423按表查得

b

59MPa ca b

所以安全精确校核轴的疲劳强度轴径大小及键槽、圆角等因素对轴的应力影响，最终确定了3个危险截面。Ⅰ截面弯矩不大但截面小，有圆角，有应力集矩最大，且开有键槽，有应力集中。计算安全系数，校核轴的疲劳强度。校核ⅠDd由

3832r

0.031;r 1查附表1-2得k

dk

321.72;

k2.10;k1.72;191000T1

29.1MPamax WT1

0.2323

max

29.1MPa a m

2

14.6MPa

14.6MPa绝对尺寸影响系数由附表1-4查得 0.88;0.81 表面质量系数由附表1-5查得 0.92 则Ⅰ剖面的安全系数为SS

k a

m 155

S4.411.720.924.41

14.60.114.6取S1.51.8S>S，所以剖面Ⅰ安全校核Ⅵ、ⅦⅦ剖面的应力集中系数查附表1-2得Dd

50428;r1

0.023;r 1 d 42k k Ⅵ剖面因键槽引起的应力集中系数，由附表1-1得k k 故应按过渡圆角引起的应力集中系数检验Ⅳ剖面Ⅶ剖面承受的弯矩及转矩为：R2RR2R2bH bvⅦ60 M 131852Nmmmm ⅦT mmⅦⅦ剖面产生的正应力及其应力幅，平均应力为： TⅦ

191000NmmM ⅦM

131852

17.0MPamax

W

max

17.0MPa

max

17.8MPa 0m

0mⅦ剖面产生的扭应力及其应力幅、平均应力为：

13.9MPamax

Ⅶ

13.9MPaW T

max

13.9

6.95MPa

6.95MPaaa m 2 21-40.84;1-50.92Ⅶ剖面的安全系数为：kS 1 ka

m 268 S1.82 170.117 0.920.84

6.46.4Sk a

m 155

9.51.62 6.950.16.95 0.920.789.5S2S2 SS2S2

6.4

5.3 S5.36.429.52取S6.429.52SS，所以剖面安全。二．轴承的设计7208C轴承寿命计算查手册得轴承7208C的额定载荷C26800N,C0

20500N9-8可知SeRe

AC有关，现轴承所受轴向力AC0尚不可知，因此需用试算、逼近法来确定e，S，以及A值之值。初取e=0.4，则S10.4Rb0.42198879.2N S1879.2NS20.4Ra0.42096838.4N S2838.4N因为SSS1FaS1FaS2所以

F，如图aASF1 2

1411.4N

A1411.4N1AS2

828.4N

A828.4N2根据初算得到的A,A之值进行计算1 2A 14111：

0.0689-6，用插值法得

0.45C 20500 10这是S1

0.45Rb

0.452198989.1N

S989.1N1A2：

828.4 0.0409-6

0.41C 20500 20这时S2

0.41Ra

0.412096859.4N

S859.4N2固SSF1 2 aAFS1 a

573989.11562.1N

A1562.1N1AS2

859.4N

A859.4N2从试算结果看，算得的A,A值与初算结果相近，故以下就可1 2按试算得到的eeAA值进行当量动载荷的计算1 2 1 2A 1562.11：

0.71

0.45Rb9-6查得

2198X0.44，按1

11A 1C0

，用插值法求得Y1.25。此轴承承受中等冲击载荷，故按表9-7取冲击载荷1系数fd

1.5。则其当量动载为Pf(XRYA)1 d 1b 111.5(0.4421981.251562.1) P1

4379.6N4379.6NA2：Rb

0.41e2096

0.419-6X2

1,Y2

0。此轴承承受力矩载荷，取力矩载荷系数fm

1.5除力矩载荷外，还受中等冲击按表9-7取冲击载荷系数f1.5。故当量动载为dPf2

f(XRd 2

YA)221.51.5120960902)471N6

P2P，故应按P计算

4716N2 1 2轴承寿命。由表9-4，取温度系数f1，轴承2的额定寿命为t106 fCL (t )310h 60n P106 126800( )3 L 10196h60300 4716 10h10196hL 8000h10h所以轴承符合要求。三．键联接的计算校核键的强度平键的挤压压力计算公式： P

4Tdhl

P联轴器处平键尺寸