圆锥圆柱齿轮减速器 一级圆柱圆锥齿轮减速器(带cad图)

圆锥圆柱齿轮减速器 一级圆柱圆锥齿轮减速器(带cad图) 机械 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 课程设计设计计算说明 书 关于书的成语关于读书的排比句社区图书漂流公约怎么写关于读书的小报汉书pdf 目录 一、课程设计任务 书 ......................................................................................................................... - 1 二、传动方案的拟 定 ......................................................................................................................... - 1 三、电动机的选 择 ............................................................................................................................. - 2 四、确定传动装置的有关的参 数 ..................................................................................................... - 4 五、传动零件的设计计 算 ................................................................................................................. - 7 六、轴的设计计 1 算 ........................................................................................................................... - 21 七、滚动轴承的选择及校核计 算 ................................................................................................... - 28 八、连接件的选 择 ........................................................................................................................... - 31 九、减速箱的附件选 择 ................................................................................................................... - 34 十、润滑及密 封 ............................................................................................................................... - 36 十一、减速箱的附件选 择 ............................................................................................................... - 37 十二、课程设计小 结 ....................................................................................................................... - 39 十三、参考资 料 ............................................................................................................................... - 40 - 2 机械设计课程设计设计计算说明书 一、课程设计任务书 1、设计题目 :设计铸造车间碾砂机的传动装置 2、设计条件:使用寿命为 8 年，每日三班制工作，连续工作，单向转动。 工作中载荷有轻度冲击，允许转速偏差为 5%。 3、工作原理图: 1-电机 2-传动装置 3-碾机主轴 4-碾盘 5-碾轮 4、已知条件: 碾机主轴转速 28 (r/min) 碾机主轴转矩 1450 (N m) -1- 3 4 机械设计课程设计设计计算说明书 二、传动方案的拟定 传动方案的 根据设计要求拟定了如下两种传动方案: a) c) 方案对比: 方案对比: 方案 电机 传动方式 一级圆柱直齿 一级锥齿 出 电机 联轴器 二 输 评价 对轴刚度要求较大;结 构简单;有较大冲击; 外形尺寸太大。 选择方案 b a 轮 b 级斜齿轮 5 一级锥齿 输出 工艺简单，精度易于保 证， 一般工厂均能 制造， 适合于小批量生产。 根据题目要求: 结构要求碾砂机主轴垂直布置，卧式电 “ 机轴水平布置。使用寿命为 8 年，每日三班制工作，连续工作， 单向转动。工作中载荷有轻度冲击，允许转速偏差为 5%” 。我 们选用 a 方案。 -1- 6 机械设计课程设计设计计算说明书 三、电动机的选择 电动机的 电动机特点 (,)选择电动机类型和结构形式 电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于直流电动机需要 直流电源。结构较复杂，价格较高，维护比较不方便。 ，因此 通常采用交流电动机。生产单位一般用三相交流电源，其中以 普通笼型异步电机应用最多。在经常启动、制动和反转的场合 (如起重机等) ，要求电机转动惯量小和过载能力大，应选用 起重及冶金用三相异步电动机,,型或,,,型(绕线型) 。 电动机的额定电压一般为 380,。 (,)选择电机的容量 电动机的容量(功率)选得合适与否，对电动机的工作和 经济性都有影响。容量小于工作要求，就不能保证工作的正常 工作，或使长期过载而过早损坏;容量过大则电动机价格高， 能力不能充分利用，由于经常不满载运行，效率和功率因素都 较低，增加电能消耗，造成很大浪费。 (,)标准电动机的容量有额定功率表示。 所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。 容量小于工作要求，则不能保证工作机正常工作，或使电动机 长期过载、发热大而过早损坏;容量过大，则增加成本，并且 由于效率和功率低而造成浪费。 (4)电动机的容量主要由运行时发热条件限定，在不变或变 化很小的载荷下长 7 期连续运行的机械，只要起电动机的负载不 超过额定值，电动机便不会过热，通常不必检验和启动力矩。 按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围，可以 推算电动机转速的可选范围 n=(i*i*i…i)nw r/min 式中:n—电动机可选转速范围，r/min 电动机类型的选择 (1)传动装置的总效率: 2 η = η13 × η 2 × η 3 × η 4 =0.983×0.982×0.97×0.99=0.868 式中: η1 =0.98 (滚动轴承传动效率) -2- 8 机械设计课程设计设计计算说明书 η 2 =0.98(圆柱斜齿传动效率) η3 =0.97(圆锥齿轮传动效率) η 4 =0.99(联轴器) (2)电动机所需的工作功率: Tn Pw = =4.25kw 9550 4.25 =4.90kw Pd = = η 0.868 PW η 1=0.98 η 2=0.95 η 3=0.98 η 4=0.95 η =0.840 电动机功率: Pd =4.90kw (3)确定电动机转速 按《机械设计课程设计指导书》P7 表 1 推荐的传动比合理 范围，一级圆锥齿轮减速器传动比 ia=2~4，二级圆柱齿轮减速 ′ 器传动比 ib=8,40，则总传动比合理范围为 ia = 16,160，故电 机转速的可选范围为: n d = i a × n = (16,160 ) × 28 = (448,1680) 可选电机: Y132S1-2 Y132S-4 Y132M2-6 Y160M2-8 5.5KW 5.5KW 5.5KW 5.5KW 2900r/min 1440r/min 960r/min 720r/min 电动机型号: Y132M2-6 Pd =4.90kw 根据以上选用的电机类型，所需的额定功率及满载转速， 选定电动机型号 Y132M2-6。 其主要性能，额定功率 5.5kw;满载转速 960r/min 9 -3- 10 机械设计课程设计设计计算说明书 四、确定传动装置的有关的参数 确定传动装置的总传动比和分配传动比 (1)总传动比的计算。 由选定电动机满载转速 n m 和工作主动轴转速 n ,可得传动 装置总传比 in = n m 960 = = 34.29 n 28 式中: n m = 960 r/min; n = 28 r/min。 (2)分配传动装置传动比 ia = i0 ×i 式中 i0 、 i 分别为圆锥齿轮传动和减速器的传动比。 为使圆锥齿轮传动外廓尺寸不致过大，初步取 i0 = 2.14 ， 则减速器传动比为: i = ia 34.29 = = 16 i0 2.14 i = i1×i2 in=18.84 其中 i1 为高速级传动比， i 2 为低速级传动比。 由二级圆柱齿轮减速器传动比分配，图(b) 32 i1 =4.5， 11 所以 i2 = 9 i = 16 i1 = 4.5 i2 = 32/9 -4- 12 机械设计课程设计设计计算说明书 计算传动装置的运动和动力参数。 计算传动装置的运动和动力参数。 (1)各轴的转速 ? 轴 ? 轴 n? = n m = 960 r/min n II = n I 960 = = 213.3 r/min i1 4.5 n? = 60 r/min i2 ? 轴 n? = nI =960r/min 式中: nΙ , n? , nΠΙ ——分别为?.?.?轴的转速; nm ——电机满载转速。 (2)各轴输入功率 ?轴 ?轴 ?轴 PI = Pd η13 = Pd η1 η 3 = 4.90 × 0.98 × 0.99 = 4.75 KW nII =213.3r/min nIII =60r/min 13 PII = PI η12 = PI η1 η 2 = 4.75 × 0.98 × 0.97 = 4.52 KW P = P η12 = P η1 η 2 = 4.52 × 0.98 × 0.97 = 4.30 KW 式中:Pd——电动机的输出功率; PΙ 、 ΡΠ 、 ΡΙΠ ——?，?,?轴的输入功率; η1 = 0.96 ，η 2 = 0.98(滚子轴承) η 3 = 0.97 (齿轮精度为 ， 7 级，不包括轴承效率) η 4 = 0.99 (齿轮联轴器) ， 。 PI =4.75KW (3)各轴输入转矩 电机输出转矩 PII =4.52KW PIII =4.30KW Td = 9550 Pd 4.90 = 9550 × = 48.75 N m nm 960 -5- 14 15 机械设计课程设计设计计算说明书 ? 轴 ? 轴 TI = Td η 3 = 48.75 × 0.99 = 48.26 N m TII = TI i1 η12 = TI i1 η1 η 2 = 48.26 × 4.5 × 0.98 × 0.97 =206.44 N m T = T i 2 η12 = T i2 η1 η 2 = 206.44 × 3.56 × 0.98 × 0.97 ? 轴 = 698.62 N m Td =48.75 N m TI =48.26 N m TII =206.44 N m TIII =698.62 N m -6- 16 机械设计课程设计设计计算说明书 五、传动零件的设计计算 5.1、高速级齿轮设计 、 5.1.1、选择齿轮材料及精度等级 、 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮 选用 40Cr 调质， 齿面硬度为 240~260HBS。 大齿轮选用 45 钢调 质，齿面硬度 220HBS;根据教材 P210 表 10-8 选 7 级精度。齿 面粗糙度 Ra?1.6~3.2μm 5.1.2、按齿面接触强度设计 、 由标准 斜齿圆柱齿轮的设计公式: d1t ? 3 2 K t T1 u ? 1 Z H Z E 2 ( ) φd ε α u [ζ H ] (教材 P218 式 10-21) 确定公式内的个计算数值 1)试选 k t = 1.6 2)由教材 P217 图 10-3 选取区域系数 Z H = 2.433 3) 传动比 i1 = 4.5 ; 取小齿轮 Z 1 = 20 ; 大齿轮 Z 2 = Z1 × i1 = 20 × 4.5 = 90 ; 4)初选取螺旋角 β = 14 ? 查教材 P215 图 10-26 得 ε α 1 = 0.72 ， 2 对应的 ε α 2 =0.87 所 Z 以 ε α = ε α 1 17 + ε α 2 = 1.59 5) 许用接触应力[ ζ H ] k t = 1 .6 Z 1 = 20 Z H = 2.433 取失效概率为 1%，通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠 度要求选取安全系数安全系数 S=1.由教材 205 式 10-12 得 [ζ ] = K N ζ lim S β = 14 ? 由教材 P209 图 10-21 查得: ζHlimZ1=520Mpa ζHlimZ2=460Mpa 由教材 P206 式 10-13 计算应力循环次数 N N1=60njLh=60×960×1×(24×365×8)=2.901×109 -7- 18 19 机械设计课程设计设计计算说明书 N2=N1/i=2.901×109/4.5=0.645×109 式中:n---齿轮转速; j---每转一圈同一齿面的系数; Lh---齿轮的工作寿命。 由教材 P207 图 10-19 查得接触疲劳的寿命系数: KHN1=0.90 KHN2=0.94 [ζH]1=ζHlim1 KHN1/S=520×0.90/1.0Mpa=468Mpa [ζH]2=ζHlim2 KHN2/S=460×0.94/1.0Mpa=432.4Mpa 所以 [ζ H ] = [ζ H ]1 + [ζ H ] 2 468 + 432.4 = = 450.2 Mpa 2 2 6)小齿轮的传递转矩: T1 = 95.5 × 10 5 PI n I = 95.5 × 10 5 × 4.75 960 = 4.73 × 10 4 N mm 7)由教材 P205 表 10-7 取φd=1 8 ) 由 教 材 P201 表 10-6 查 得 材 料 的 弹 性 系 数 T = 4.73× 10 4 N mm Z E = 189.8MPa 计算 1 2 20 1) 小齿轮分度圆直径 d 1t ，根据教材 P218 式 10-21 得: d 1t ? 3 2 × 1.6 × 4.73 × 10 4 4.5 + 1 2.433 × 189.8 2 × ×( ) mm 1 × 1.59 4 .5 450.2 = 49.723mm 2) 计算圆周速度 v= v = 2.50 m s = 3.14 × 49.723 × 960 = 2.50 m s 60 × 1000 π d1t n1 60 × 1000 3) 计算齿宽 b 及模数 mnt b = φ d d 1t = 49.723mm m nt = d1t cos β 49.723 × cos 14 = = 2.41mm z1 20 b = 49.723mm mnt = 2.41mm h = 5.42 b = 9.16 h h = 2.25m nt = 5.42 b = 49.723 = 9.16 h 5.42 21 -8- 22 机械设计课程设计设计计算说明书 4)计算纵向重合度 ε β ε β = 0.318 × φ d × z1 × tan β = 0.318 × 20 × tan 14 = 1.586 5)计算载荷系数 K 已知使用系数 K A = 1, v = 2.50 m/s，7 级精度。由教材 P194 图 10-8 查得动载系数 K v = 1.1, 由表10 ? 4查得K Hβ 的值: 用差值法计算得: 49.723 ? 40 K Hβ ? 1.417 = 80 ? 40 1.426 ? 1.417 由教材 P198 图 10-13 查得: 得出: K Hβ = 1.419 K F β = 1 .3 由教材 P195 表 10-3 查得: K F β = 1 .3 K Hβ = 1.419 K Hα = K Fα = 1.2 故载荷系数: 23 K = K A K V K Hα K Hβ = 1 × 1.1 × 1.2 × 1.419 = 1.87 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材 P204 式(10-10a)得: d1 = d1t 3 7)计算模数 mn K 1.87 = 49.723 × 3 = 52.38mm Kt 1.6 mn = d1 cos β 52.38 × cos 14 = = 2.54mm z1 20 5.1.3、按齿根弯曲强度设计 由教 材 P216 式(10-17)即 mn ? 3 确定计算参数 1)计算载荷系数 2 KT1Yβ cos 2 β YFa YSa [ζ F ] φ d z12 ε α 24 ε β = 1.586, K = K A K V K Fα K Fβ = 1 × 1.1 × 1.2 × 1.3 = 1.716 2) 由纵向重合度 ε β = 1.586, 从教材 P217 图 10-28 查得螺 旋角影响系数 Yβ = 0.88 -9- 25 机械设计课程设计设计计算说明书 3)计算当量齿数 Z v1 = Z v2 Z1 20 = ? 21.894 3 cos β cos 3 14 Z2 90 = = ? 98.521 3 cos β cos 3 14 Yβ = 0.88 4)查取齿形系数 由教材 P200 表 10-5 计算如下: 2.72 ? 2.76 22 ? 21 = 得到:YFa1 = 2.72424 YFa1 ? 2.76 21.894 ? 21 2.18 ? 2.14 100 ? 150 = 得到:YFa 2 = 2.182 2.18 ? YFa 2 100 ? 98.521 5)查取应力校正系数 由教材 P200 表 10-5 计算如下: 1.57 ? 1.56 21 ? 20 = 算得:YSa1 = 1.579 YSa1 ? 1.57 21.894 ? 21 1.83 ? 1.79 150 ? 100 = 算得:YSa 2 = 1.789 YSa 2 ? 1.79 98.521 ? 100 6) 由教材 P208 图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度 极限 ζ FE1 = 410MPa ;大齿轮的弯曲疲劳极限 ζ FE 2 = 380 MPa 。 26 7) 由 教 材 P206 图 10-18 取 弯 曲 疲 劳 强 度 寿 命 系 数 ζ = 410MPa FE 1 K FN 1 = 0.84, K FN 2 = 0.91 。 8) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数为 S = 1.4 ， 由教材 P205 式(10-12)得: [ζ F ]1 = K FN 1ζ FN 1 0.84 × 410 = = 246 MPa S 1 .4 K ζ 0.91 × 380 [ζ F ] 2 = FN 2 FN 2 = = 247 MPa S 1 .4 ζ FE 2 = 380MPa S = 1.4 9)计算大小齿轮的 YFa YFa 并加以比较小齿轮的数值大 [ζ F ] YFa1YFa1 2.7242 × 1.579 = = 0.0175 [ζ F ]1 246 YFa 2YFa 2 2.182 × 1.789 = = 0.0158 [ζ F ] 2 247 K FN 1 = 0.84 K FN 2 = 0.91 27 设计计算 - 10 - 28 机械设计课程设计设计计算说明书 mn ? 3 2 × 1.87 × 4.73 × 10 4 × cos 2 14 × 0.87 × 0.017 = 1.57 mm 1 × 20 2 × 1.59 对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn 大于齿 根弯曲疲劳强度计算的法面模数， mn =2mm， 取 可满足弯曲强度， 但为了同时满足疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直 径来计算应有的齿数，于是有: z1 = 则: d1 cos β 52.38 × cos 14 = = 25.41 mn 2 取 z1 =26， z1 =26 29 z 2 =4.5 × 26=117 117 = 4 .5 26 传动比误差:i-u/i=|(4.5-4.5)/4.5|=0% 实际传动比 u= 几何尺寸的计算 1) 计算中心距: a= ( z1 + z 2 )mn (26 + 117) × 2 = = 137.1mm 2 cos β 2 × cos 14 取中心距 a = 137mm 2)按圆整后的中心距修正螺旋角 β = arccos ( z1 + z 2 )m n 2 × (26 + 117) = arccos = 14.05 o 2a 2 × 137.1 a = 137mm 由于 β 值改变不多，故参数 ε α K β Z H 等不必修正。 3) 算大小齿轮的分度圆直径 z1 m n 26 × 2 = = 53.60mm cos β cos 14.05 z m 117 × 2 d2 = 30 2 n = = 241.22mm cos β cos 14.05 d1 = d=48mm 4)计算齿轮宽度 b = φ d ? d 1 = 1 × 53.60 = 53.60mm 圆整后取 B1 = 54mm, B2 = 60mm 5)结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 - 11 - B1 = 5 4mm B2 = 60mm 31 机械设计课程设计设计计算说明书 500mm，故选用腹板式结构为宜。 5.2、低速级齿轮设计 、 5.2.1、选择齿轮材料及精度等级 、 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮 选用 40Cr 调质， 齿面硬度为 240~260HBS。 大齿轮选用 45 钢调 质，齿面硬度 220HBS;根据教材 P210 表 10-8 选 7 级精度。齿 面粗糙度 Ra?1.6~3.2μm 5.2.2、按齿面接触强度设计 、 由标准斜齿圆柱齿轮的设计公式: d1t ? 3 2 K t T1 u ? 1 Z H Z E 2 ( ) φ d ε α u [ζ H ] (教材 P218 式 10-21) 确定公式内的计算数值 1)试选 k t = 1.6 2)由教材 P218 图 10-3 选取区域系数 Z H = 2.433 32 3) 传动比 i1 = ; 9 取小齿轮 Z1 = 27 ; 大齿轮 Z 2 = Z 1 ? i1 = 27 × 4)初选取螺旋角 β = 14 ? 32 = 94 9 32 k t = 1 .6 Z H = 2.433 Z1 = 27 查教材 P215 图 10-26 得 ε α 1 = 0.77 ，Z 2 对应的 ε α 2 =0.85 所以 ε α = ε α 1 + ε α 2 = 1.62 5) 许用接触应力[ζH]取失效概率为 1%，通用齿轮和一般 β = 14 ? ε α 1 = 0.77 ε α 2 =0.85 工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数安全系数 S=1.由教 材 205 式 10-12 得 [ζ ] = K N ζ lim S 由教材 P209 图 10-21 查得: ζHlimZ1=520Mpa ζHlimZ2=460Mpa ζ HlimZ1=520M pa ζ HlimZ2=460M 由教材 P206 式 10-13 计算应力循环次数 N - 12 - 33 34 机械设计课程设计设计计算说明书 N3=60njLh=60×213.3×1×(24×365×8)=8.97×108 式中:n---齿轮转速; j---每转一圈同一齿面的系数取; Lh---齿轮的 工作寿命; N4=N3/i=8.97×108/3.56=2.52×108 由教材 P207 图 10-19 查得接触疲劳的寿命系数: KHN1=0.94 KHN2=0.96 pa [ζH]1=ζHlim1 KHN1/S=560×0.94/1.0Mpa=526.4Mpa [ζH]2=ζHlim2 KHN2/S=460×0.96/1.0Mpa=443.52Mpa [ζ ] + [ζ H ] 2 526.4 + 443.52 所以 [ζ H ] = H 1 = = 484.96 Mpa 2 2 6)小齿轮的传递转矩: KHN1=0.94 KHN2=0.96 T1 = 95.5 × 10 5 PI n I = 95.5 × 10 5 × 4.52 213.3 = 2.02 × 10 5 N mm 7)由教材 P205 表 10-7 取φd=1 8 ) 由 教 材 P201 表 10-6 查 得 材 料 的 弹 性 系 数 35 Z E = 189.8MPa 计算 1 2 T= 2.02 × 10 5 N mm 1) 小齿轮分度圆直径 d 1t ，根据教材 P218 式 10-21 得: d 1t ? 3 2 × 1.6 × 2.02 × 10 5 3.56 + 1 2.433 × 189.8 2 × ×( ) mm 1 × 1.62 3.56 484.96 = 77.385mm 1 Z E = 189.8MPa 2 36 2) 计算圆周速度 v= π d1t n1 60 × 1000 = 3.14 × 77.385 × 213.3 = 0.863 m s 60 × 1000 3) 计算齿宽 b 及模数 mnt b = φ d d 1t = 77.385mm m nt = d 1t cos β 77.385 × cos 14 = = 2.8mm z1 27 v = 0.863 m s h = 2.25m nt = 6.26 b = 77.385 = 12.4 h 6.26 - 13 - 37 机械设计课程设计设计计算说明书 4)计算纵向重合度 ε β ε β = 0.318 × φ d × z1 × tan β = 0.318 × 27 × tan 14 = 2.14 5)计算载荷系数 K b = 77.385mm mnt = 2.8mm h = 6.26 b = 12.4 h 已知使用系数 K A = 1, v = 0.863 m s ,7 级精度。由教材 P194 图 10-8 查得动载系数 K v = 1.0 5, 用差值法计算得: 77.385 ? 40 K Hβ ? 1.417 = 得出: 80 ? 40 1.426 ? 1.417 KA = 1 K Hβ = 1.424 v = 0.863 m s 由教材 P198 图 10-13 查得: K Fβ = 1.32 由教材 P195 表 10-3 查得: K Hα = K Fα = 1.2 故载荷系数: K = K A K V K Hα K Hβ = 1 × 1.1 × 1.2 × 1.424 = 1.88 38 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材 P K v = 1.05, K Hβ = 1.424 K Fβ = 1.32 式(10-10a)得: K Hα = K Fα = 1.2 d 3 = d1t 3 7) 计算模数 mn K 1.88 = 77.385 × 3 = 81.66mm Kt 1.6 mn = d1 cos β 81.66 × cos 14 = = 2.93mm z1 27 d 3 = 81.66mm 5.2.3、按齿根弯曲强度设计 、 由教材 P218 式(10-17) 39 即 mn ? 3 确定计算参数 1)计算载荷系数 2 KT1Yβ cos 2 β YFa YSa [ζ F ] φ d z12 ε α mn = 2.93mm K = K A K V K Fα K Fβ = 1 × 1.1 × 1.2 × 1.32 = 1.7424 2)由纵向重合度 ε β = 1.586, 从教材 P216 图 10-28 查得螺 - 14 - 40 机械设计课程设计设计计算说明书 旋角影响系数 Yβ = 0.88 3)计算当量齿数 Z v1 = Z v2 4)查取齿形系数 Z1 27 = ? 29.556 3 cos β cos 3 14 Z2 94 = = ? 102.9 3 cos β cos 3 14 K = 1.7424 Yβ = 0.88 由教材 P200 表 10-5 计算如下: 2.52 ? 2.53 30 ? 29 = 得到:YFa1 = 2.524 YFa1 ? 2.53 29.556 ? 29 2.18 ? 2.14 100 ? 150 = 得到:YFa 2 = 2.178 2.18 ? YFa 2 100 ? 102.9 5)查取应力校正系数 由教材 P200 表 10-5 计算如下: 1.625 ? 1.62 30 ? 29 = 算得:YSa1 = 1.623 YSa1 ? 1.62 29.556 ? 29 1.83 ? 1.79 150 ? 100 = 算得:YSa 2 = 1.792 YSa 2 ? 1.79 102.9 ? 100 6)由教材 P208 图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ζ FE1 = 410MPa ;大齿轮的弯曲疲劳极限 ζ FE 2 = 380 MPa 。 7) 由教材 P206 图 10-18 取弯曲疲劳强度寿命系数 41 K FN 1 = 0.92, K FN 2 = 0.95 8) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数为 S = 1.4 ， 由教材 P205 式(10-12)得: K FN 1ζ FN 1 0.92 × 410 = = 269.4 MPa S 1 .4 K ζ 0.94 × 380 [ζ F ] 2 = FN 2 FN 2 = = 255.1MPa S 1 .4 [ζ F ]1 = 9)计算大小齿轮的 ζ FE1 = 410MPa ζ FE 2 = 380MPa S = 1 .4 YFa YFa 并加以比较大齿轮的数值大 [ζ F ] YFa1YFa1 2.524 × 1.623 = = 0.0152 [ζ F ]1 269.4 YFa 2YFa 2 2.178 × 1.792 = = 0.0153 [ζ F ] 2 255.1 - 15 - 42 机械设计课程设计设计计算说明书 设计计算 mn ? 2 × 1.7424 × 2.02 × 10 5 × cos 2 14 × 0.88 × 0.0153 = 1.96mm 1 × 27 2 × 1.62 3 对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn 大于 齿 根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn =2mm，可满 足弯曲强 度，但为了同时满足疲劳强度，需按接触疲劳强 度算得的分度 圆直径来计算应有的齿数，于是有: z3 = 则 z4 = d1 cos β 81.66 × cos 14 = = 39.6 mn 2 取 z3 =40， 32 × 40=142.2 取 Z 4 = 143 9 143 实际传动比 u = = 3 .5 8 40 传动比误差:i-u/i=|(3.56-3.58)/3.56|=0.6% z3 =40 43 Z 4 = 143 几何尺寸的计算 1) 计算中心距: a = 188.6mm a= ( z1 + z 2 )mn (40 + 143) × 2 = = 188.6mm 2 cos β 2 × cos14 取中心距 a = 188.6mm 2)按圆整后的中心距修正螺旋角 ( z + z )m 2 × (40 + 143) β = arccos 1 2 n = arccos = 13.99 o 2a 2 × 188.6 β = 13.99 由于 β 值改变不多，故参数 ε α K β Z H 等不必修正。 44 3)算大小齿轮的分度圆直径 z1mn 40 × 2 = = 79.45mm cos β cos13.99 zm 143 × 2 d4 = 2 n = = 294.74mm cos β cos13.99 d3 = 4)计算齿轮宽度 B3 = 80mm B4 = 75mm b = ?d ? d3 = 1× 82.45 = 79.45mm 圆整后取: B3 = 80mm, B4 = 75mm - 16 - 45 机械设计课程设计设计计算说明书 5)结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小 于 500mm，故选用腹板式结构为宜。 5.3、直齿圆锥齿轮传动的设计计算 、 5.3.1、选择齿轮材料及精度等级 、 考虑到减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿 轮选用 40Cr 调质，齿面硬度为 2280HBS。大齿轮选用 45 钢调 质，齿面硬度 240HBS，二者材料硬度差 40HBS;根据教材 P210 表 10-8 选 7 级精度。齿面粗糙度 Ra?1.6~3.2μm 5.3.2、按齿面接触疲劳强度设计 、 由标准圆锥齿轮的设计公式: z KTΙ d1 ? 2.92 × 3 E (教材 P227 式 10-26) 2 [ζ H ] φR (1 ? 0.5φR ) µ 确定公式内的个计算数值 1) 试选载荷系数: K t = 1.3 2) 传动比: i圆锥 = 2.14 小齿轮齿数:Z1=20 大齿轮齿数: Z 2 = Z1 × i圆锥 = 20 × 2.14 = 43 实际传动比: i实际 = 43 20 = 2.15 传动比误差: i圆锥 ? i实际 I = 2.15 ? 2.14/2.14 = 0.5 3) 计算小齿轮传递的转矩: T小 = 9.55 × 106 P? ×η轴承 n? = 9.55 × 106 × 4.30 × 0.98 60 Z1=20 i圆锥 = 2.14 K t = 1.3 2 46 = 670728N ? mm 由教材 P224 得齿宽系数: φR = 0.3 4) φR = 0.3 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数: Z E = 189.8Mpa 5) 由表 10-21d 按齿面硬度查得小、大齿轮的接触疲劳 强度极限: ζ H lim1 = 600 Mpa ζ H lim 2 = 550 Mpa ζ H lim1 = 600Mpa 6) 由教材 P206 式 10-13 计算应力循环次数: N1 = 60n? jLh = 60 × 60 × 1× ( 24 × 365 × 8) = 2.52 × 108 - 17 - 47 48 机械设计课程设计设计计算说明书 N 2 = N1 i圆锥 = 2.52 ×108 2.15 = 1.17 × 107 7) 由教材 P207 式 10-19 取接触疲劳寿命系数: K HN 1 = 0.91 K HN 2 = 0.94 8) 计算接触疲劳许用应力: 取失效概 率为: ， 1% 安全系数为: ， S=1 由教材 P205 式 10-12 得: ζ H lim 2 = 550 Mpa [ζ H ]1 = K HN 1ζ lim1 S = 0.91× 600 1 = 546Mpa [ζ H ]2 = K HN 2ζ lim 2 S = 0.94 × 550 1 = 517 Mpa 计算: 计算: 1)试算小齿轮分度圆直径 d1t ，代人 [ζ H ] 中较小的值得: d1t ? 2.92 3 ( Z E [ζ H ]) × K tT小 φR (1 ? 0.5φR ) µ 2 2 K HN 1 = 0.91 K HN 2 = 0.94 = 2.92 3 (189.8 517 ) × 1.3 × 670728 0.3 (1 ? 0.5 × 0.3) × 2.15 2 2 49 = 184.48mm 2)计算圆周速度ν : ν = π d1t n? 60 × 1000 = 3.14 × 184.48 × 60 60 × 1000 = 0.58m / s 3)计算载荷系数: 由教材 P193 表 10-2 查得使用系数: K A = 1 由教材 P194 图 10-8 中低一级的精度线及ν 查得动载系数: K v = 1.05 K H α = K Fα = 1 KA =1 K v = 1.05 4)齿向载荷分布系数: K H β = K F β = 1.5 K H β be = 1.5 × 1.25 = 1.875 故载荷系数: K = K A ? KV ? K Hα ? K H β = 1× 1.05 × 1× 1.875 = 1.969 K H α = K Fα = 1 50 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材 P204 式 10-10a 得: d1 = d1t 3 K K t = 184.48 3 1.969 1.3 = 211.86mm 大端模数: m= d1 Z1 = 211.86 20 = 10.59mm 标注化模数，取 m=12mm m=12mm - 18 - 51 机械设计课程设计设计计算说明书 5.3.3、校核齿根弯曲疲劳强度 、 由教材 P226 式 10-23 得弯曲强度的校核公式: ζ F = KFYFα YSα bm(1 ? 0.5φR ) ? [ζ F ] t 确定公式内的各计算参数 1)弯曲疲劳强度极限 由教材 P208 图 10-20c 查得小、大齿轮的弯曲疲劳强度极 限: ζ FE1 = 550Mpa 2)弯曲疲劳寿命系数 ζ FE 2 = 380Mpa ζ FE1 = 550 Mpa 由教材 P206 图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数: K FN 1 = 0.85 3)计算弯曲疲劳许用应力: 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 由教材 P205 式 10-12 得: K FN 2 = 0.88 ζ FE 2 = 380 Mpa 52 [ζ F ]1 = K FN 1ζ FE1 [ζ F ]2 = K FN 2ζ FE 2 4)大端分度圆直径: S = 0.85 × 550 1.4 = 333.9Mpa S = 0.88 × 380 1.4 = 238.9Mpa K FN 1 = 0.85 K FN 2 = 0.88 d1 = mz1 = 12 × 20 = 240mm d 2 = mz2 = 12 × 43 = 516mm 5)节锥顶距: 1 1 R = d1 µ 2 + 1 = × 240 × 2.152 + 1 = 284.54mm 2 2 6)节圆锥角: δ1 = arctan1 µ = arctan1/2.15 = 24? 43?19 „„ δ 2 = 90 ? δ1 = 90 ? 24 43?19 „„ = 65 16 „ 41?? ? ? ? ? δ1 = 24? 43?19 „„ δ 2 = 65?16? 41?? 7)大端齿顶圆直径: d a1 = d1 + 2m cos δ1 = 240 + 2 ×12 × cos 24? 43?19 „„ = 261.75mm d a 2 = d 2 + 2m cos δ 2 = 516 + 2 × 12 × cos 65?16 „ 41?? = 526.14mm 53 8)齿宽: - 19 - 54 机械设计课程设计设计计算说明书 B=φR R = 0.3 × 284.54 = 85.362mm 圆整得: B1 = B2 = 86mm 9)载荷系数: K = K A ? KV ? K Fα ? K F β = 1× 1.05 × 1× 1.875 = 1.969 10) 周向力: B1 = B2 = 86mm Ft = 2T小 m (1 ? 0.5φR ) Z1 = 2 × 670728 12 × (1 ? 0.5 × 0.3) × 20 = 6575.76N 齿形系数 YFα 和应力修正系数 YSα 11)圆锥齿轮的当量齿轮为: ZV 1 = Z1 cos δ1 = 20 cos 24? 43?19 „„ = 22.07 ZV 2 = Z 2 cos δ 2 = 43 / cos 65?16 „ 41?? = 101.75 圆整得: ZV 1 = 22 ZV 2 = 102 ZV 1 = 22 ZV 2 = 102 55 由教材 P200 表 10-5 得: YFα 1 = 2.72 YSα 1 = 1.57 YFα 2 = 2.12 YSα 2 = 1.86 计算 弯曲疲劳许用应力: YFα 1 = 2.72 YSα 1 = 1.57 YFα 2 = 2.12 YSα 2 = 1.86 ζ F 1 = KFYFα 1YSα 1 b1m(1 ? 0.5φR ) t = 1.969 × 6575.76 × 2.72 × 1.57 86 × 12 × (1 ? 0.5 × 0.3) = 63.3Mpa ζ F 2 = KFYFα 2YSα 2 b2 m(1 ? 0.5φR ) t = 1.969 × 6575.76 × 2.12 × 1.86 86 × 12 × (1 ? 0.5 × 0.3) = 58.20Mpaa 所以强度足够。 - 20 - 56 机械设计课程设计设计计算说明书 六、轴的设计计算 (一)输入轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 、 选用 45 调质，硬度 217~255HBS，根据教材 P370(15-2) 式，并查表 15-3，取 A0=115，P 为传递功率为 P = PI = 4.75 KW， n 为一级输入轴转速， n = n I = 960 r/min。 d ? A0 3 4.75 =19.60mm 960 P (实心轴) n 则: d ? 115 × 3 考虑有键槽，将直径增大 5%，则 d=19.60×(1+5%) =20.58 mm 圆整后取 d=22mm。 2、轴的结构设计 、 (1)轴上的零件定位，固定和装配 二级斜齿轮减速器可将齿轮和轴做成一体相对两轴承做不 对称布置，两轴承分别以轴肩和端 57 盖固定，联轴器轴向用轴肩 和螺母固定，周向采用键做周向定位，轴呈阶梯状，左轴承从 左面装入，右轴承从右面装入。 (2)确定轴的各段直径和长度 因为输出轴的最小直径显然是安装联轴器出轴的直径，联 轴器的计算转矩 Tca=KAT1， 查教材 P351 表 14-1， KA=1.3 则: 取 Tca=KAT1=1.3×48.26=62.74Nm 查标准 GB/T5014-1985 选 HL2 型弹性柱銷联轴器，其公称 转矩为 315N?m，半联轴器孔径 d=20~28mm，半联轴器长度 L=52mm L=52mm，L1=38mm 。 L1=38mm 初选 320/22 型圆锥滚子轴承， 其尺寸为 d×D×T=22mm× 44mm×15mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内 Tca= 62.74Nm d=22mm 壁应有一定矩离，取齿轮距箱体内壁的距离 a=18mm 承距箱体内壁的距离 s=8mm，各段长度及直径如下: 滚动轴 - 21 - 58 机械设计课程设计设计计算说明书 (3)按弯扭复合强度计算 ?求分度圆直径:已知 mt=2 d1 = z1 m n 26 × 2 = = 53.6mm cos β cos14.05 ?求转矩:已知 T1=48.26N?m ?求圆周力:Ft 根据教材 P213(10-14)式得 Ft=2T1/d1=1800.7N ?求径向力 Fr 根据教材 P213(10-14)式得 Fr=Ft?tanαn/cosβ=1800.7?tan20 / cos14.05=675.6N ?求轴向力 Fa 根据教材 P213(10-14)式得 Fa=Ft?tanβ=1800.7?tan14.05=450.6N 由于该轴两轴承非对称，根据几何尺寸算得 L2=65mm L1=153.5mm Ft =1800.7N Fa= 450.6N L1=153.5mm L2=65mm FBZ=539N FDZ=1616N 59 FBY=273N FDY=535N 由上图及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下: FBZ=539N FBY=273N FDZ=1616N FDY=535N M2=54054N mm M1=106722N mm M2=54054N mm M1=106722N mm T1=76000N mm - 22 - 60 机械设计课程设计设计计算说明书 MC=(M12+M22)1/2=(1067222+540542)1/2=119630N?mm 转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取α=0.6，截面 C 处 的当量弯矩: Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[1196302+(0.6×76000)2]1/2 校核危险截面 C 的强度 由式(15-5) ζe=Mec/0.1d33=3.96MPa (二)中间轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径。 、按扭矩初算轴径 选用 45 调质，硬度 217~255HBS 根据教材 P370(15-2)式，并查表 15-3，取 A0=115，P 为传递 功 率 为 P = P = 4.52 KW ， n 为 一 级 输 入 轴 转 速 n , n? = 213.3 r/min。 MC=119630N? mm d ? A0 3 P (实心轴) n 4.52 =31.82mm 213.3 T1=76000N mm 则: 61 d ? 115 × 3 考虑有键槽，将直径增大 5%，则 d=31.82×(1+5%) =33.41 mm ?圆整后取 d=35mm 2、轴的结构设计 、 (1)轴上的零件定位，固定和装配 二级斜齿轮减速器可将齿轮和轴做成一体相对两轴承做不对称 布置， 所以将齿轮 Z 3 与轴做成一体， 齿轮 Z 2 用轴肩与套筒固定， 两个滚动轴承两端分别用端盖和套筒固定。齿轮 Z 2 周向采用键 做周向定位，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，右轴承从右面 装入。 (2)确定轴的各段直径和长度 初选 32007 型圆锥滚子轴承，其尺寸为 d×D×T=35mm× 62mm×18mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内 壁应有一定矩离，取齿轮距箱体内壁的距离 a=18mm 滚动轴 承距箱体内壁的距离 s=8mm， 各段长度及直径如上图。 - 23 - d=35mm 62 机械设计课程设计设计计算说明书 (3)按弯扭复合强度计算 ?求分度圆直径: 已知 mt2=2 d2 = z 2 mn 117 × 2 = = 241.22mm cos β cos 14.05 z1 mn 40 × 2 = = 82.45mm cos β cos 13.99 d3 = ?求转矩:已知 T2=206.44N?m ?求圆周力:Ft 根据教 材 P213(10-14)式得 Ft2=2T2/d2=2?206.44 / 241.22=1711.6N Ft3=2T2/d3=2?206.44 / 82.45=5007.6N ?求 径向力 Fr 根据教材 P213(10-14)式得 Fr2=Ft2?tanαn/cosβ=1711.6?tan20 / cos14.05=642.2N Fr3=Ft3?tanαn/cosβ=5007.6?tan20 / cos13.99=1878.3N ?求 轴向力 Fa 根据教材 P213(10-14)式得 Fa2=Ft2?tanβ=1711.6?tan14.05=428.3N Fa3=Ft3?tanβ=5007.6?tan13.99=1247.6N 由于该轴两轴承非 对称，根据几何尺寸算得 L2=77.5mm L3= 68 mm L1=78mm Ft3=5007.6N Ft2=1711.6N Fa2= 428.3N 63 Fa3=1247.6N L1=78mm L2=77.5mm - 24 - 64 机械设计课程设计设计计算说明书 由上图及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下: FAZ=4754N FAY=1087N FDZ=593N FDY=2535N M2=765120N.mm L3= 68 mm M1=528891N.mm T2=350000N.mm MC=(M12+M22)1/2=(5288912+7651202)1/2=765120N?mm (三)输出轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 、 FAZ=4754N 选用 45 调质，硬度 217~255HBS FDZ=593N 根据教材 P370(15-2)式，并查表 15-3，取 A0=115，P 为传递 FAY=1087N n 功率为 P = PI = 4.30 KW， 为一级输入轴转速 n, n? = 60 r/min。 FDY=2535N d ? A0 3 65 P (实心轴) n 4.30 =47.8mm 60 则: d ? 115 × 3 M1=528891N. mm M2=765120N. mm 考虑有键槽，将直径增大 5%，则 d=47.8×(1+5%) =50.19 mm ?圆整后取 d=55mm 2、轴的结构设计 、 T2=350000N.m m (1)轴上零件的定位，固定和装配 二级斜齿轮减速器联轴器一端用轴肩固定另一端用螺母固 定，齿轮相对于轴承做不对称转动，齿轮一端由轴肩定位，右 面用套筒轴向固定，周向用平键连接。两轴承分别以轴肩和套 筒定位。 (2)确定轴各段 直径和长度 d=55mm 1 段:d1=48mm 长度取 L1=82mm ?第 II 为定位轴肩 h=3.5mm 2 段:d2=d1+2h=55+2×3.5=55mm ?d2=55mm 取长度 L2=50mm 3 段为非定位轴肩 初选用 32012 型单列圆锥滚 66 子轴承，其尺寸为: d×D×T=60mm×95mm×23mm d 3 =60 L3 =54 d6=d3+2h=72mm L6=65mm - 25 - 因为第 6 段位定位轴肩取 h=6mm 67 机械设计课程设计设计计算说明书 4 段为定位轴肩 取 d4=70mm 为了使套筒端面可靠的压紧齿 轮，此轴段应略短于轮毂宽度故取 L4=78mm 5 段位定位轴肩取 h=6mm 则轴环直径 d5=d4+2×h=82mm L5 =5 d 6 =60 L6 =49 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定 距离。取套筒长为 24mm，取齿轮距箱体内壁的距离 a=18mm 滚动轴承距箱体内壁的距离 s=8mm 具体如下图: (3)轴上零件的周向定位 由表 6-1 按齿轮和半连轴器的直径查得如下: 1 段的键的尺寸:b×h×l=14mm×9mm×63mm 其配合为 H7/m6 4 段的键的尺寸: b×h×l=16mm×10mm×70mm 其配合为 H7/n6 (4)确定轴上圆角和倒角尺寸 轴端倒角为 2×45。 圆角半径 R=1.6mm (5)按弯矩复合强度计算 ?求分度圆直径:已知 mt=2 d4 = z 2 mn 143 × 2 = = 294.7 mm cos β cos 13.99 ?求转矩:已知 T3=698.62N?m ?求圆周力:Ft 根据教材 P213(10-14)式得 Ft=2T3/d4=2?698.62 / 294.7=4741.2N ?求径向力 Fr 根据教材 P213(10-14)式得 Fr=Ft?tanαn/cosβ=4741.2?tan20 / cos13.99=1778.4N ?求轴 68 向力 Fa 根据教材 P213(10-14)式得 Fa=Ft?tanβ=4741.2?tan13.99=1181.2N 由于该轴两轴承非对称，根据几何尺寸算得 L1=91mm L2=157mm T3=698.62N? m L1=91mm L2=157mm - 26 - 69 机械设计课程设计设计计算说明书 由上图及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下: FBZ=5023N FBY=693N FDZ=2479N FDY=2121N M2=326663N.mm FBZ=5023N FDZ=2479N M1=381748N.mm T3=1099000N.mm MC=(M12+M22)1/2=(3817482+3266632)1/2=502434N?mm 转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取α=0.6，截面 C 处 的当量弯矩: Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[5024342+(0.6×1099000)2]1/2 FBY=693N 校核危险截面 C 的强度 由式(15-5) ζe=Mec/0.1d33=24.2MPa FDY=2121N M1=381748N. mm M2=326663N. mm T3=1099000N. mm ζe= =60MPa - 27 - 70 71 机械设计课程设计设计计算说明书 七、滚动轴承的选择及校核计算 滚动轴承的类型应根据所受载荷的大小，性质，方向，转 速及工作要求进行选择。若只承受径向载荷而轴向载荷较小， 轴的转速较高，则选用深沟球轴承;若轴承同时承受较大的径 向力和。轴向力，或者需要调整传动件的轴向位置，则应选择 角接触球轴承或圆锥滚子轴承。经过 分析 定性数据统计分析pdf销售业绩分析模板建筑结构震害分析销售进度分析表京东商城竞争战略分析 比较后，选用圆锥滚 子轴承。 7.1、 滚动轴承的型号 、 从《机械设计手册》第二卷第四册查， 根据各轴的安放轴 承出的直径大小，经过分析和比较，轴承的选择 如下: 输入轴选用的轴承标记为: 圆锥滚子轴承 33006 GB/T 297-1994 尺寸: d × D × B =30×55×20 它的基本额定载荷 Cr=43.2KN，Cor=59.2KN 中间轴选用的轴承标记为: 圆锥滚子轴承 33007 GB/T 297-1994 尺寸: d × D × B =35×62×21 它的基本额定载荷 Cr=51.8KN，Cor=71.0KN 输出轴选用轴承的标记为: 圆锥滚子轴承 32013 GB/T 297-1994 33006 72 d × D × B =30 ×55×20 尺寸: d × D × B =65×100×23 它的基本额定载荷 Cr=81.8KN，Cor=122KN 7.2、 对轴承进行寿命校核 、 根据已知条件，轴承预计寿命 ′ Lh =24×365×8=70080h 轴承的寿命校核可由教材 P320 式(13-5a)即: d × D × B =65 根据 P319 页， (对于球轴承， ε =3;对于滚子轴承 ε =10/3)则 ×100×23 10 ε= 3 - 28 - d × D × B =35 ×62×21 10 6 f t C ε Lh = ( ) 60n P 73 机械设计课程设计设计计算说明书 由教材表 13-4 结合该轴承的工作环境，取 f t =1.00，由于轴承 受径向和轴向载荷作用，则 P = f p ( XFr + YFa ) (由教材 P321 式 13-9a)由教材 P321 表 13-6，取 f P =1.0; 7.2.1、对输入轴的轴承进行寿命校核 、 由 Fa Fr ε= 10 3 = 0.667 > e =0.40 查教材 P321 表 13-5 得 X=0.4 Y=1.5 P = f p ( XFr + YFa ) = 1 × (0.4 × 675.6 + 1.5 × 450.6) = 946.14 则: Lh1 = 106 f t C ε 10 6 1.00 × 26000 3 ( ( ) = ) 60nI P 60 × 960 946.14 ′ =360271.7h> Lh 74 X=0.4 Y=1.5 故所选轴承可满足寿命要求。 7.2.2 中间轴的轴承进行寿命校核 由 Fa Fr = 0.664 > e = 0.44 查教材 P321 表 13-5 得 X=0.4 查《机械设计手册》第二版第四卷 P39-81 得 Y=1.4 P = f p ( XFr + YFa ) = 1 × (0.4 × 1878.3 + 1.4 × 1247.6) = 2497.96 则: Lh 2 = 106 f t C ε 10 6 1.00 × 43200 3 ( ) = ( ) 60nII P 60 × 213.3 2497.96 ′ =404159.41h> Lh X=0.4 Y=1.4 故所选轴承可满足寿命要求。 7.2.3、输出轴的轴承进行寿 75 命校核 、 由 Fa Fr = 0.664 > e = 0.41 查教材 P321 表 13-5 得 X=0.4 Lh 2 = 404159. 查《机械设计手册》第二版第四卷 P39-81 得 - 29 - 41h 76 机械设计课程设计设计计算说明书 Y=1.5 P = f p ( XFr + YFa ) = 1 × (0.4 × 1778.4 + 1.5 × 1181.2) = 2483.16 则: Lh 2 = 10 6 1.00 × 80200 3 10 6 f t C ( ( )= ) 60 × 60 2483.16 60n? P ′ =9358503.5h> Lh 故所选轴承可满足寿命 要求。 X=0.4 Y=1.5 Lh 2 = =935850 3.5h - 30 - 77 机械设计课程设计设计计算说明书 八、连接件的选择 8.1、联轴器的选择 、 根据传递载荷的大小，轴转速的高低，被连接件的安装精 度等，参考各类联轴器特性，选择一种合用的联轴器类型。 8.2、联轴器的设计计算 、 由于装置原动机为电动机，联轴器一端与电动机相连，其 孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用弹性柱销联轴器 HL2 (GB/T5014-1985)其主要参数如下: 表 8-1 材料 公称转矩 轴孔直径 轴孔长 装配尺寸 8.2.1、 8.2.1、载荷计算 名义转矩: TI =9550 HT200 315N/m 20~28mm 52mm 38mm PI =9550×4.75/960=47.3N?m nI 联轴器的计算转矩 Tca=KAT1，查教材 P351 表 14-1，取 KA=1.3 则: Tca=KAT3=1.3×48.26=62.74N?m 通过比较 78 可知，所选联轴器合适。 8.3、键的选择计算 、 键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应 根据键联接的结构特点，使用要求和工作条件来选择;键的尺 寸则按符合标准规格和强度要求来取定。 8.3.1(联轴器与输入轴键的选择及计算 ( 1)键联接的选择 根据联接的结构特点、使用要求和工作条件，查手册选用 - 31 - 79 机械设计课程设计设计计算说明书 圆头普通平键(A 型) ，由轴径的大小 d=22,及由教材 P106 表 6-1，选用键 GB/T 1096,1979 2)键的强度校核 键、轴和轮毂的材料都是钢，由教材 P106 表 6-2 查许用挤 压应力[ ζ p ]=100,120 MPa ，取其平均值，[ ζ p ]=110 MPa 。 键与带轮毂键槽的接触高度 k = 0.5h =0.5×6=3mm 键 6×6×30 键的工作长度 l = L ? b =30,6=24mm 由教材 P106 式 6-2 则有: ζP = 2TI × 10 3 2 × 48.26 × 10 3 = =60.93 MPa 8.3.2(中间轴与齿轮连接键的选择及计算 ( 1)键联接的选择 根据联接的结构特点、使用要求和工作条件，选用圆头普 通平键(A 型) ，由轴径 d =35mm，又由教材 P106 表 4-1， 80 选用 键为:GB/T 1096-1979 2)键的强度校核 键 10×8×45 键、轴和轮毂的材料都是钢，由教材 P106 表 6-2 查许用挤 压应力[ ζ p ]=100,120 MPa ，取其平均值，[ ζ p ]=110 MPa 。 键与轮毂键槽的接触高度 k = 0.5h =0.5×8mm=4mm 键的工作长度 l = L ? b =45,10mm=35mm 则有: ζP = 2T? × 10 3 2 × 206.44 × 10 3 = =84.26 MPa ? [ ζ p ] kld 4 × 35 × 35 8.3.3(输出轴键的选择及计算 ( 1)键联接的选择 81 根据联接的结构特点、使用要求和工作条件，选用圆头普 ，跟齿轮装配段轴径 d=55mm，由教材 P106 表 通平键(A 型) - 32 - 82 机械设计课程设计设计计算说明书 4-1，选用键 GB/T 1096,1976 2)键的强度校核 键 16×10×65 键、轴和轮毂的材料都是钢，由[1]表 6-2 查许用挤压应力 [ ζ p ]=100,120 MPa ，取其平均值，[ ζ p ]=110 MPa 。 键与轮毂键槽的接触高度 k = 0.5h =0.5×10mm=5mm 键的工作长度 l = L ? b =65,16mm=49mm 则有: ζP = 2T? × 10 3 2 × 565.29 × 10 3 = =83.90 MPa ? [ ζ p ] kld 5 × 49 × 55 - 33 - 83 84 机械设计课程设计设计计算说明书 九、减速箱的附件选择 9.1.检查孔和视孔盖 9.1.检查孔和视孔盖 1. 检查孔用于检查传动件的啮合情况，润滑状态、接触斑点 及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，故检查孔应开在便于观察 传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖可 用铸铁、钢板或有机玻璃制成，它和箱体之间应加密封垫，还 可在孔口处加过滤装置，以过滤注入油中的杂质，如减速器部 件装配图 1。 9.2.放油螺塞 9.2.放油螺塞 2. 放油孔应设在箱座底面的最低处，或设在箱底。在其附近 应有足够的空间，以便于放容器，油孔下也可制出唇边，以利 于引油流到容器内。箱体底面常向放油孔方向倾斜 1?~1.5?， 并在其附近形成凹坑，以便于污油的汇集和排放。放油螺塞常 为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处，应加封油 圈密封。也可用锥型螺纹或油螺塞直接密封。选择 M16×1.5 的外六角螺塞([2]表 7-11) 。 9.3.油标 9.3 油标用来指示油面高度，应设置在便于检查及油面较稳定 之处。常用油标有圆形油标([2]表 7-7) ，长形油标([2]表 7-8) 和管状油标([2]表 7-9) 、和杆式油标([2]表 7-10)等。由[2] 表 7-10 得 M14 的杆式油标。 9.4 9.4.通气器 通气器用于通气，使箱内外气压一致，以免由于运转时， 箱内 85 油温升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。简易 的通气器钻有丁字型孔，常设置在箱顶或检查孔上，用于较清 洁的环境。较完善的通气器具有过滤网及通气曲路，可减少灰 尘进入。 9.5 9.5.起吊装置 起吊装置用于拆卸及搬运减速器。它常由箱盖上的吊孔和 - 34 - 86 机械设计课程设计设计计算说明书 箱座凸缘下面的吊耳构成[2]表 11-3。 9.6 9.6.定位销 为保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度，应在箱体联接 凸缘上相距较远处安置两个圆柱销，并尽量不放在对称位置， 以使箱座与箱盖能正确定位。选择销 GB/T 119—86 A8×30。 - 35 - 87 机械设计课程设计设计计算说明书 十、润滑及密封 10.1 10.1、传动件的润滑 减速器传动件和轴承都需要良好的润滑，其目的是为了减 少摩檫、磨损，提高效率，防锈，冷却和散热。减速器润滑对 减速器的结构设计有直接影响，如油面高度和需油量的确定， 关系到箱体高度的设计;轴承的润滑方式影响轴承轴向位置和 阶梯轴的轴向尺寸。因此，在设计减速器结构前，应先确定减 速器润滑的有关位置。高速级齿轮在啮合处的线速度: v = 2.27 m s (前面已经计算出)，则采用浸油润滑，箱体内应有 足够的润滑油，以保证润滑及散热的需要。 10.2 10.2、滚动轴承润滑 对齿轮减速器，当浸油齿轮的圆周速度 v〈2m/s 时，滚动 轴承宜采用脂润滑;当齿轮的圆周速度 v ? 2m / s 时，滚动轴承 多采用油润滑。由上有 v=2.27m/s 则采用油润滑。 10.3、密封 10.3 在润滑后，为防止油外漏，故减速器需密封。则轴出来需 加密封圈，在据机械设计手册表 7-14 选择相应的密封圈。 - 36 - 88 89 机械设计课程设计设计计算说明书 十一、 十一、减速箱的附件选择 11. 1 11.1、检查孔和视孔盖 检查孔用于检查传动件的啮合情况，润滑状态、接触斑点 及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，故检查孔应开在便于观察 传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖可 用铸铁、钢板或有机玻璃制成，它和箱体之间应加密封垫，还 可在孔口处加过滤装置，以过滤注入油中的杂质，如减速器部 件装配图 1。 11.2 11.2、放油螺塞 放油孔应设在箱座底面的最低处，或设在箱底。在其附近 应有足够的空间，以便于放容器，油孔下也可制出唇边，以利 于引油流到容器内。箱体底面常向放油孔方向倾斜 1?~1.5?， 并在其附近形成凹坑，以便于污油的汇集和排放。放油螺塞常 为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处，应加封油 圈密封。也可用锥型螺纹或油螺塞直接密封。选择 M16×1.5 的外六角螺塞([2]表 7-11) 。 11.3 11.3、油标 油标用来指示油面高度，应设置在便于检查及油面较稳定 之处。常用油标有圆形油标([2]表 7-7) ，长形油标([2]表 7-8) 和管状油标([2]表 7-9) 、和杆式油标([2]表 7-10)等。由[2] 表 7-10 得 M14 的杆式油标。 11.4 11.4、通气器 通气器用于通气，使箱内外气 90 压一致，以免由于运转时， 箱内油温升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。简易 的通气器钻有丁字型孔，常设置在箱顶或检查孔上，用于较清 洁的环境。较完善的通气器具有过滤网及通气曲路，可减少灰 尘进入。 - 37 - 91 机械设计课程设计设计计算说明书 11.5 11.5、起吊装置 起吊装置用于拆卸及搬运减速器。它常由箱盖上的吊孔和 箱座凸缘下面的吊耳构成[2]表 11-3。 11.6 11.6、定位销 为保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度，应在箱体联接 凸缘上相距较远处安置两个圆柱销，并尽量不放在对称位置， 以使箱座与箱盖能正确定位。选择销 GB/T 119—86 A8×30。 - 38 - 92 机械设计课程设计设计计算说明书 十二、课程设计小结 从这次设计中，我学到了很多有用的东西。比如细心比如 合作精神比如虚心比如耐心，因为无论是查找数据还是计算都 需要这些优点和品质，我想，这些东西对我以后的学习工作都 会是一份珍贵的财富。尤其值得一提的是，在这段时间内，我 由原来的对 CAD 制图的水平有了很大提高，通过画图，使我熟 悉了机械零件结构和材料的强度，虽然花费了很多时间和精力 在这次的课程设计上面，但我认为这是值得的。我想，我会把 这次的所得带到以后的学习之中去，再次让自己充实地生活， 为以后的工作做好积极的准备。 两周的课程设计很快就要结束了，经过两周的课程设计， 加深了对理论的理解，提高了 自己的独立设计能力，学会了使 用《机械设计手册》这个机械方面的“词典” 。同时，在设计过 程中也遇到了一些问题，通过问题的解决，更加熟悉和了解了 设计过程，在设计中必须按部就班，也不可以想当然，必须有 一定的根据才可以。在这次实习中得到了指导老师的精心指导 和同学的热心帮助，在此次实习结束时向他们表示感谢。 我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很 多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确 的设 93 备。 - 39 - 94 机械设计课程设计设计计算说明书 十三、 十三、参考资料 [1]《机械设计课程设计指导书》 ，高等教育出版社，龚溎义 锣 圣国 李平编，2006 年 4 月第 22 版; [2]《机械设计(第第八版)，高等教育出版社，濮良贵，纪名 》 刚主编，2006 年 5 月第 8 版; [3]《机械工程图学》 ，科学出版社，侯洪生主编 [4]《画法几何及机械制图(第五版)，高等教育出版社，朱冬 》 梅 胥北澜 主编，2000 年 12 月第 5 版; [5] 《互换性与技术测量》 机械工业出版社， ， 韩进宏 主编， 2004 年 8 月第 1 版。 [6]《机械设计手册》电子版。 - 40 - 95 机械设计课程设计设计计算说明书 - 41 - 96 百度搜索“就爱阅读”,专业资料,生活学习,尽在就爱阅读网 92to.com,您的在线图书馆 97