v带-同轴式二级斜齿圆柱-联轴器,t=780,n=200,16小时300

v带-同轴式二级斜齿圆柱-联轴器,t=780,n=200,16小时300 目录 第一章 任务书 .......................................................................................................... 3 1.1设计题目 ............................................................................................................. 3 1.2设计步骤 ............................................................................................................. 3 第二章 传动装置总体设计方案 ........................................................................................ 3 2.1传动方案 ............................................................................................................. 3 2.2该方案的优缺点 ................................................................................................... 3 第三章 电动机的选择 ...................................................................................................... 4 3.1选择电动机类型 ................................................................................................... 4 3.2确定传动装置的效率 ............................................................................................ 4 3.3选择电动机的容量 ............................................................................................... 4 3.4确定电动机参数 ................................................................................................... 4 3.5确定传动装置的总传动比和分配传动比 ................................................................ 5 第四章 计算传动装置运动学和动力学参数 ....................................................................... 6 4.1电动机输出参数 ................................................................................................... 6 4.2高速轴?的参数 ................................................................................................... 6 4.3中间轴?的参数 ................................................................................................... 7 4.4低速轴?的参数 ................................................................................................... 7 ............................................................... 7 第五章 普通V带设计计算................................ 5.1已知条件和设计 ............................................................................................ 7 5.2设计计算步骤 ...................................................................................................... 7 5.3带轮结构设计 ...................................................................................................... 9 第六章 减速器低速级齿轮传动设计计算 .........................................................................11 6.1选精度等级、材料及齿数 ....................................................................................11 6.2按齿面接触疲劳强度设计 ....................................................................................11 6.3确定传动尺寸 .................................................................................................... 14 6.4校核齿根弯曲疲劳强度 ...................................................................................... 14 6.5计算齿轮传动其它几何尺寸 ............................................................................... 16 6.6齿轮参数和几何尺寸 ................................................................................... 16 第七章 减速器高速级齿轮传动设计计算 ........................................................................ 17 7.1选精度等级、材料及齿数 ................................................................................... 17 7.2按齿面接触疲劳强度设计 ................................................................................... 17 7.3确定传动尺寸 .................................................................................................... 20 7.4校核齿根弯曲疲劳强度 ...................................................................................... 20 7.5计算齿轮传动其它几何尺寸 ............................................................................... 22 7.6齿轮参数和几何尺寸总结 ................................................................................... 22 第八章 轴的设计 ........................................................................................................... 23 8.1高速轴设计计算 ................................................................................................. 23 8.2中间轴设计计算 ................................................................................................. 29 8.3低速轴设计计算 ................................................................................................. 36 第九章 滚动轴承寿命校核 ............................................................................................. 43 9.1高速轴上的轴承校核 .......................................................................................... 43 9.2中间轴上的轴承校核 .......................................................................................... 44 第1页/共53页 9.3低速轴上的轴承校核 .......................................................................................... 46 第十章 键联接设计计算 ................................................................................................. 47 10.1高速轴与带轮配合处的键连接 .......................................................................... 47 10.2高速轴与齿轮1配合处的键连接....................................................................... 47 10.3中速轴与齿轮2配合处的键连接....................................................................... 48 10.4中速轴与齿轮3配合处的键连接....................................................................... 48 10.5低速轴与齿轮4配合处的键连接....................................................................... 48 10.6低速轴与联轴器配合处的键连接....................................................................... 48 第十一章 联轴器的选择 ................................................................................................. 49 11.1低速轴上联轴器 ............................................................................................... 49 第十二章 减速器的密封与润滑 ...................................................................................... 49 12.1减速器的密封................................................................................................... 49 12.2齿轮的润滑 ...................................................................................................... 50 12.3轴承的润滑 ...................................................................................................... 50 第十三章 减速器附件设计 ............................................................................................. 50 13.1轴承端盖.......................................................................................................... 50 13.2油面指示器 ...................................................................................................... 50 13.3通气器 ............................................................................................................. 51 13.4放油孔及放油螺塞............................................................................................ 51 5窥视孔和视孔盖 ............................................................................................... 51 13. 13.6定位销 ............................................................................................................. 51 13.7启盖螺钉.......................................................................................................... 52 13.8螺栓及螺钉 ...................................................................................................... 52 第十四章 减速器箱体主要结构尺寸 ............................................................................... 52 第十五章 设计小结 ........................................................................................................ 53 第十六章 参考文献 ........................................................................................................ 53 第2页/共53页 第一章 设计任务书 1.1设计题目 同轴式二级斜齿圆柱减速器，输出轴扭矩Tw=780N•m，输出轴转速nw=200r/min，每天工作小时数:16小时，工作年限(寿命):8年，每年工作天数:300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。 1.2设计步骤 1.传动装置总体设计方案 2.电动机的选择 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 4.计算传动装置的运动和动力参数 5.普通V带设计计算 6.减速器内部传动设计计算 7.传动轴的设计 8.滚动轴承校核 9.键联接设计 10.联轴器设计 11.润滑密封设计 12.箱体结构设计 第二章 传动装置总体设计方案 2.1传动方案 传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为同轴式二级圆柱齿轮减速器。 2.2该方案的优缺点 由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于第3页/共53页 小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，化程度高，大幅降低了成本。 同轴式二级圆柱齿轮减速器长度方向尺寸较小，但轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差，两极大齿轮直径接近，有利于沁油润滑。轴线可以水平，上下或铅垂布置。 第三章 电动机的选择 3.1选择电动机类型 按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。 3.2确定传动装置的效率 查表得: 一对滚动轴承的效率:η2=0.99 闭式圆柱齿轮的传动效率:η3=0.98 普通V带的传动效率:η4=0.96 故传动装置的总效率 3.3选择电动机的容量 工作机所需功率为 3.4确定电动机参数 电动机所需额定功率: 经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为:1.5--4二级圆柱齿轮减速器传动比范围为:8--40因此理论传动比范围为:12--160。可选择的电动机转速范围为nd=ia×第4页/共53页 nw=(12--160)×200=2400--32000r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为:Y160L-2的三相异步电动机，额定功率Pen=18.5kW，满载转速为nm=2930r/min，同步转速为nt=3000r/min。 方案 电动机型号 额定功率(kW) 同步转速满载转速 (r/min) (r/min) 1 Y225S-8 18.5 750 730 2 Y200L1-6 18.5 1000 970 3 Y180M-4 18.5 1500 1470 4 Y160L-2 18.5 3000 2930 电机主要外形尺寸: 中心高 外形尺寸 地脚安装尺地脚螺栓孔轴伸尺寸 键部位尺寸 寸 直径 H L×HD A×B K D×E F×G 160 650×385 254×254 14.5 42×110 12×37 3.5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 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为: 第5页/共53页 (2)分配传动装置传动比 取普通V带的传动比:iv=2 高速级传动比 则低速级的传动比为 减速器总传动比 第四章 计算传动装置运动学和动力学参数 4.1电动机输出参数 4.2高速轴?的参数 第6页/共53页 4.3中间轴?的参数 4.4低速轴?的参数 第五章 普通V带设计计算 5.1已知条件和设计内容 设计普通V带传动的已知条件包括:所需传递的额定功率Pd=18.25kW;小带轮转速n1=2930r/min;大带轮转速n2和带传动传动比i=2;设计的内容是:带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向。 5.2设计计算步骤 (1)确定计算功率Pca 由表查得工作情况系数KA=1.1，故 (2)选择V带的带型 根据Pca、n1由图选用B型。 第7页/共53页 确定带轮的基准直径dd并验算带速v 1)初选小带轮的基准直径dd1。取小带轮的基准直径dd1=125mm。 2)验算带速v。按式验算带的速度 因为5m/s,v,30m/s，故带速合适。 取带的滑动率ε=0.02 (3)计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径 根据表，取标准值为dd2=250mm。 (4)确定V带的中心距a和基准长Ld度 根据式，初定中心距a0=300mm。 由式计算带所需的基准长度 由表选带的基准长度Ld=1210mm。 按式计算实际中心距a。 按式,中心距的变化范围为286--340mm。 (5)验算小带轮的包角αa (6)计算带的根数z 1)计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=125mm和n1=2930r/min,查表得P0=3.9kW。 根据n1=2930r/min，i=2和B型带，查表得?P0=0.903kW。 查表的Kα=0.936，表得KL=0.87，于是 第8页/共53页 2)计算带的根数z 取5根。 (6)计算单根V带的初拉力F0 由表得B型带的单位长度质量q=0.17kg/m，所以 (7)计算压轴力Fp 带型 中心距 B 304mm 小带轮基准直径 包角 125mm 156.44? 大带轮基准直径 带长 250mm 1210mm 带的根数 初拉力 5 237.46N 带速 压轴力 19.17m/s 2324.59N 5.3带轮结构设计 (1)小带轮的结构设计 小带轮的轴孔直径d=42mm 因为小带轮dd1=125<300mm 因此小带轮结构选择为腹板式。 因此小带轮尺寸如下: 第9页/共53页 (2)大带轮的结构设计 大带轮的轴孔直径d=28mm 因为大带轮dd2=250mm 因此大带轮结构选择为孔板式。 因此大带轮尺寸如下: 第10页/共53页 第六章 减速器低速级齿轮传动设计计算 6.1选精度等级、材料及齿数 (1)由选择小齿轮45(调质)，硬度为240HBS，大齿轮45(正火(常化))，硬度为190HBS (2)选小齿轮齿数Z1=25，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=25×2.71=68。 实际传动比i=2.72 (3)初选螺旋角β=13?。 (4)压力角α=20?。 6.2按齿面接触疲劳强度设计 (1)由式试算小齿轮分度圆直径，即 1)确定中的各参数值 第11页/共53页 ?试选载荷系数KHt=1.3 ?小齿轮传递的扭矩: ?查表选取齿宽系数φd=1 ?由图查取区域系数ZH=2.46 ?查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa ?重合度 端面重合度为: 轴向重合度为: 查得重合度系数Zε=0.673 查得螺旋角系数Zβ=0.987 ?计算接触疲劳许用应力[ζH] 由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为: 计算应力循环次数 由图查取接触疲劳系数: 取失效概率为1%，安全系数S=1，得 第12页/共53页 取[ζH]1和[ζH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 2)试算小齿轮分度圆直径 (2)调整小齿轮分度圆直径 1)计算实际载荷系数前的数据准备。 ?圆周速度ν 齿宽b 2)计算实际载荷系数KH ?查表得使用系数KA=1.5 ?查图得动载系数Kv=1.088 ?齿轮的圆周力。 查表得齿间载荷分配系数:KHα=1.2 查表得齿向载荷分布系数:KHβ=1.45 实际载荷系数为 第13页/共53页 3)按实际载荷系数算得的分度圆直径 4)确定模数 6.3确定传动尺寸 (1)计算中心距 (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 β=12?57'37" (3)计算小、大齿轮的分度圆直径 (4)计算齿宽 取B1=95mm B2=90mm 6.4校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 第14页/共53页 1) K、T、mn和d1同前 齿宽b=b2=90 齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为: 小齿轮当量齿数: 大齿轮当量齿数: 查表得: 查图得重合度系数Yε=0.682 查图得螺旋角系数Yβ=0.801 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为: 由图查取弯曲疲劳系数: 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力 第15页/共53页 故弯曲强度足够。 6.5计算齿轮传动其它几何尺寸 (1)计算齿顶高、齿根高和全齿高 (2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径 (3)计算小、大齿轮的齿根圆直径 6.6齿轮参数和几何尺寸总结 参数或几何尺寸 符号 小齿轮 大齿轮 法面模数 mn 3.5 3.5 法面压力角 αn 20 20 法面齿顶高系数 ha* 1.0 1.0 法面顶隙系数 c* 0.25 0.25 螺旋角 β 左12?57'37" 右12?57'37" 齿数 z 25 68 齿顶高 ha 3.5 3.5 齿根高 hf 4.375 4.375 第16页/共53页 分度圆直径 d 89.787 244.221 齿顶圆直径 da 96.787 251.221 齿根圆直径 df 81.037 235.471 齿宽 B 95 90 中心距 a 167 第七章 减速器高速级齿轮传动设计计算 7.1选精度等级、材料及齿数 (1)由选择小齿轮45(调质)，硬度为240HBS，大齿轮45(正火(常化))，硬度为190HBS (2)选小齿轮齿数Z1=26，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=26×2.71=71。 实际传动比i=2.714 (3)初选螺旋角β=13?。 20?。 (4)压力角α= 7.2按齿面接触疲劳强度设计 (1)由式试算小齿轮分度圆直径，即 1)确定公式中的各参数值 ?试选载荷系数KHt=1.3 ?小齿轮传递的扭矩: ?查表选取齿宽系数φd=1 ?由图查取区域系数ZH=2.46 ?查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa ?重合度 端面重合度为: 第17页/共53页 轴向重合度为: 查得重合度系数Zε=0.661 查得螺旋角系数Zβ=0.987 ?计算接触疲劳许用应力[ζH] 由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为: 计算应力循环次数 由图查取接触疲劳系数: 取失效概率为1%，安全系数S=1，得 取[ζH]1和[ζH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 2)试算小齿轮分度圆直径 第18页/共53页 (2)调整小齿轮分度圆直径 1)计算实际载荷系数前的数据准备。 ?圆周速度ν 齿宽b 2)计算实际载荷系数KH ?查表得使用系数KA=1.5 ?查图得动载系数Kv=1.129 ?齿轮的圆周力。 查表得齿间载荷分配系数:KHα=1.2 查表得齿向载荷分布系数:KHβ=1.44 实际载荷系数为 3)按实际载荷系数算得的分度圆直径 4)确定模数 第19页/共53页 7.3确定传动尺寸 (1)计算中心距 为满足同轴式圆柱齿轮的中心距应相等，并保证低速级圆柱齿轮的最小强度，故按低速 级圆柱齿轮的中心距计算。即a=167mm。并调整小齿轮齿数Z1=35则，Z2=u×i=94.85圆整 为Z2=95 (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 β=13?20'16" (3)计算小、大齿轮的分度圆直径 (4)计算齿宽 取B1=95mm B2=90mm 7.4校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 1) K、T、mn和d1同前 齿宽b=b2=90 齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为: 小齿轮当量齿数: 第20页/共53页 大齿轮当量齿数: 查表得: 查图得重合度系数Yε=0.679 查图得螺旋角系数Yβ=0.793 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为: 由图查取弯曲疲劳系数: 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力 故弯曲强度足够。 第21页/共53页 7.5计算齿轮传动其它几何尺寸 (1)计算齿顶高、齿根高和全齿高 (2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径 (3)计算小、大齿轮的齿根圆直径 7.6齿轮参数和几何尺寸总结 参数或几何尺寸 符号 小齿轮 大齿轮 法面模数 mn 2.5 2.5 法面压力角 αn 20 20 法面齿顶高系数 ha* 1.0 1.0 法面顶隙系数 c* 0.25 0.25 螺旋角 β 左13?20'16" 右13?20'16" 齿数 z 35 95 齿顶高 ha 2.5 2.5 齿根高 hf 3.125 3.125 分度圆直径 d 89.926 244.084 齿顶圆直径 da 94.926 249.084 齿根圆直径 df 83.676 237.834 齿宽 B 95 90 中心距 a 167 第22页/共53页 第八章 轴的设计 8.1高速轴设计计算 (1)已经确定的运动学和动力学参数 转速n=1465r/min;功率P=17.52kW;轴所传递的转矩T=114208.87N•mm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45，调质处理，硬度为217?255HBS，许用弯曲应力为[ζ]=60MPa (3)按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5% 查表可知标准轴孔直径为28mm故取dmin=28 (4)设计轴的结构并绘制轴的结构草图 a.轴的结构分析 高速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装V带轮，选用普通平键，A型，b×h=8×7mm(GB/T 1096-2003)，长L=40mm;定位轴肩直径为33mm;联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。 b.确定各轴段的直径和长度。 第23页/共53页 第1段:d1=28mm，L1=54mm 第2段:d2=33mm(比第一段大5mm作为轴肩)，L2=69mm(轴肩突出轴承端盖20mm左右) 第3段:d3=35mm(与轴承内径配合)，L3=32mm(由轴承宽度确定) 第4段:d4=37mm(与齿轮1内径配合)，L4=93mm(比配合的齿轮宽度短2mm，以保证齿轮轴向定位可靠) 第5段:d5=45mm(轴肩)，L5=10mm 第6段:d6=35mm(与轴承内径配合)，L6=17mm(由轴承和挡油环(定距环)宽度确定) 轴段 1 2 3 4 5 6 直径(mm) 28 33 35 37 45 35 长度(mm) 54 69 32 93 10 17 (5)弯曲-扭转组合强度校核 a.画高速轴的受力图 如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力(d1为齿轮1的分度圆直径) 齿轮1所受的圆周力(d1为齿轮1的分度圆直径) 齿轮1所受的径向力 齿轮1所受的轴向力 带传动压轴力(属于径向力)Fp=2324.59N 第一段轴中点到轴承中点距离La=104mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=70.5mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=64.5mm 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关 第24页/共53页 在水平面内 高速轴上外传动件压轴力(属于径向力)Q=2324.59N 轴承A处水平支承力: 轴承B处水平支承力: 在垂直面内 轴承A处垂直支承力: 轴承B处垂直支承力: 轴承A的总支承反力为: 轴承B的总支承反力为: d.绘制水平面弯矩图 截面A在水平面上弯矩: 截面B在水平面上弯矩: 截面C左侧在水平面上弯矩: 第25页/共53页 截面C右侧在水平面上弯矩: 截面D在水平面上的弯矩: e.绘制垂直面弯矩图 截面A在垂直面上弯矩: 截面B在垂直面上弯矩: 截面C在垂直面上弯矩: 截面D在垂直面上弯矩: f.绘制合成弯矩图 截面A处合成弯矩: 截面B处合成弯矩: 截面C左侧合成弯矩: 截面C右侧合成弯矩: 第26页/共53页 截面D处合成弯矩: g.转矩和扭矩图 h.绘制当量弯矩图 截面A处当量弯矩: 截面B处当量弯矩: 截面C左侧当量弯矩: 截面C右侧当量弯矩: 截面D处当量弯矩: 第27页/共53页 f.按弯扭合成强度校核轴的强度 第28页/共53页 其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 最大弯曲应力为 剪切应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为 查表得45，调质处理，抗拉强度极限ζB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[ζ-1b]=60MPa，ζe<[ζ-1b]，所以强度满足要求。 8.2中间轴设计计算 (1)已经确定的运动学和动力学参数 转速n=540.59r/min;功率P=17kW;轴所传递的转矩T=300320.02N•mm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45，调质处理，硬度为217?255HBS，许用弯曲应力为[ζ]=60MPa (3)按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=115。 由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=40mm (4)设计轴的结构并绘制轴的结构草图 第29页/共53页 a.轴的结构分析 由于齿轮3的尺寸较大，其键槽底到齿根圆距离x远大于2，因此设计成分离体，即齿轮3安装在中速轴上，中速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸轴上齿轮3、齿轮2及两个轴承。 与轴承相配合的轴径需磨削。两齿轮之间以轴环定位;两齿轮的另一端各采用套筒定位;齿轮与轴的连接选用普通平键，A型。联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。 b.确定各轴段的长度和直径。 第1段:d1=40mm(与轴承内径配合)，L1=35.5mm(由轴承宽度和齿轮与箱体内壁距离确定) 第2段:d2=42mm(与齿轮3内孔配合)，L2=88mm(比齿轮3宽度小2mm，以保证齿轮轴向定位可靠) 第3段:d3=52mm(轴肩)，L3=70mm 第4段:d4=42mm(与齿轮2内孔配合)，L4=93mm(比齿轮2宽度小2mm，以保证齿轮第30页/共53页 轴向定位可靠) 第5段:d5=40mm(与轴承内径配合)，L5=33mm(由轴承宽度和齿轮与箱体内壁距离确定) 轴段 1 2 3 4 5 直径(mm) 40 42 52 42 40 长度(mm) 35.5 88 70 93 33 (5)弯曲-扭转组合强度校核 a.画中间轴的受力图 如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力 齿轮2所受的圆周力(d2为齿轮2的分度圆直径) 齿轮2所受的径向力 齿轮2所受的轴向力 齿轮3所受的圆周力(d3为齿轮3的分度圆直径) 齿轮3所受的径向力 齿轮3所受的轴向力 c.计算作用在轴上的支座反力 轴承中点到低速级小齿轮中点距离La=67mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离Lb=92.5mm，高速级大齿轮中点到轴承中点距离Lc=72mm 第31页/共53页 轴承A在水平面内支反力 轴承B在水平面内支反力 轴承A在垂直面内支反力 轴承B在垂直面内支反力 轴承A的总支承反力为: 轴承B的总支承反力为: d.绘制水平面弯矩图 截面A和截面B在水平面内弯矩 截面C右侧在水平面内弯矩 截面C左侧在水平面内弯矩 第32页/共53页 截面D右侧在水平面内弯矩 截面D左侧在水平面内弯矩 e.绘制垂直面弯矩图 截面A在垂直面内弯矩 截面C在垂直面内弯矩 截面D在垂直面内弯矩 f.绘制合成弯矩图 截面A和截面B处合成弯矩 截面C右侧合成弯矩 截面C左侧合成弯矩 截面D右侧合成弯矩 第33页/共53页 截面D左侧合成弯矩 f.绘制扭矩图 g.绘制当量弯矩图 截面A和截面B处当量弯矩 截面C右侧当量弯矩 截面C左侧当量弯矩 截面D右侧当量弯矩 截面D左侧当量弯矩 第34页/共53页 h.校核轴的强度 第35页/共53页 因轴截面D处弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。 其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 最大弯曲应力为 剪切应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为 查表得45，调质处理，抗拉强度极限ζB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[ζ-1b]=60MPa，ζe<[ζ-1b]，所以强度满足要求。 8.3低速轴设计计算 (1)已经确定的运动学和动力学参数 转速n=199.48r/min;功率P=16.49kW;轴传递的转矩T=789450.07N•mm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45，调质处理，硬度为217?255HBS，许用弯曲应力为[ζ]=60MPa (3)按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。 由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大7% 第36页/共53页 查表可知标准轴孔直径为55mm故取dmin=55 (4)设计轴的结构并绘制轴的结构草图 a.轴的结构分析 低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，b×h=20×12mm(GB/T 1096-2003)，长L=70mm;定位轴肩直径为60mm;联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。 b.确定各轴段的长度和直径。 第37页/共53页 第1段:d1=55mm(标准直径确定)，L1=110mm 第2段:d2=60mm(轴肩)，L2=63mm(轴肩突出轴承端盖20mm左右) 第3段:d3=65mm(与轴承内径配合)，L3=40.5mm(轴承宽度) 第4段:d4=67mm(与大齿轮内径配合)，L4=88mm(比配合的齿轮宽度短2mm，以保证齿轮轴向定位可靠) 第5段:d5=77mm(轴肩)，L5=10mm 第6段:d6=65mm(与轴承内径配合)，L6=23mm(由轴承宽度和大齿轮断面与箱体内壁距离确定) 轴段 1 2 3 4 5 6 直径(mm) 55 60 65 67 77 65 长度(mm) 110 63 40.5 88 10 23 (5)弯曲-扭转组合强度校核 a.画高速轴的受力图 如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力 齿轮4所受的圆周力(d4为齿轮4的分度圆直径) 齿轮4所受的径向力 齿轮4所受的轴向力 c.计算作用在轴上的支座反力 第一段轴中点到轴承中点距离La=66mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=73.5mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=129mm d.支反力 轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBH 第38页/共53页 轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBV 轴承A的总支承反力为: 轴承B的总支承反力为: e.画弯矩图 弯矩图如图所示: 在水平面上，轴截面A处所受弯矩: 在水平面上，轴截面B处所受弯矩: 在水平面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩: 在水平面上，轴截面D处所受弯矩: 在垂直面上，轴截面A处所受弯矩: 在垂直面上，轴截面B处所受弯矩: 第39页/共53页 在垂直面上，轴截面C右侧所受弯矩: 在垂直面上，轴截面C左侧所受弯矩: 在垂直面上，轴截面D处所受弯矩: f.绘制合成弯矩图 截面A处合成弯矩弯矩: 截面B处合成弯矩: 截面C左侧合成弯矩: 截面C右侧合成弯矩: 截面D处合成弯矩: g.绘制扭矩图 h.绘制当量弯矩图 截面A处当量弯矩: 第40页/共53页 截面B处当量弯矩: 截面C左侧当量弯矩: 截面C右侧当量弯矩: 截面D处当量弯矩: 第41页/共53页 h.校核轴的强度 第42页/共53页 因大齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。 其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 最大弯曲应力为 剪切应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为 查表得45，调质处理，抗拉强度极限ζB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[ζ-1b]=60MPa，ζe<[ζ-1b]，所以强度满足要求。 第九章 滚动轴承寿命校核 9.1高速轴上的轴承校核 轴承型号 内径(mm) 外径(mm) 宽度(mm) 基本额定动载 荷(kN) 7207AC 35 72 17 29 根据前面的计算，选用7207AC角接触球轴承，内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm 当Fa/Fr?0.68时，Pr=Fr;当Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa 轴承基本额定动载荷Cr=29kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=38400h。 第43页/共53页 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力: 由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。 查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.5 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 由此可知该轴承的工作寿命足够。 9.2中间轴上的轴承校核 轴承型号 内径(mm) 外径(mm) 宽度(mm) 基本额定动载第44页/共53页 荷(kN) 7208AC 40 80 18 35.2 根据前面的计算，选用7208AC角接触球轴承，内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm 当Fa/Fr?0.68时，Pr=Fr;当Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa 轴承基本额定动载荷Cr=35.2kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=38400h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力: 由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。 查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.5 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 第45页/共53页 由此可知该轴承的工作寿命足够。 9.3低速轴上的轴承校核 轴承型号 内径(mm) 外径(mm) 宽度(mm) 基本额定动载 荷(kN) 7213AC 65 120 23 66.5 根据前面的计算，选用7213AC角接触球轴承，内径d=65mm，外径D=120mm，宽度B=23mm 当Fa/Fr?0.68时，Pr=Fr;当Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa 轴承基本额定动载荷Cr=66.5kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=38400h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力: 由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。 查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=0.41，Y2=0.87 第46页/共53页 查表可知ft=1，fp=1.5 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 由此可知该轴承的工作寿命足够。 第十章 键联接设计计算 10.1高速轴与带轮配合处的键连接 高速轴与带轮配合处选用A型普通平键，查表得b×h=8mm×7mm(GB/T 1096-2003), 键长40mm。 键的工作长度 l=L-b=32mm 带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力[ζ]p=60MPa。 键连接工作面的挤压应力 10.2高速轴与齿轮1配合处的键连接 高速轴与齿轮1配合处选用A型普通平键，查表得b×h=10mm×8mm(GB/T 1096-2003), 键长80mm。 键的工作长度 l=L-b=70mm 齿轮1材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力[ζ]p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力 第47页/共53页 10.3中速轴与齿轮2配合处的键连接 中速轴与齿轮2配合处选用A型普通平键，查表得b×h=12mm×8mm(GB/T 1096-2003),键长70mm。 键的工作长度 l=L-b=58mm 齿轮2材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力[ζ]p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力 10.4中速轴与齿轮3配合处的键连接 中速轴与齿轮3配合处选用A型普通平键，查表得b×h=12mm×8mm(GB/T 1096-2003),键长80mm。 键的工作长度 l=L-b=68mm 齿轮3材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力[ζ]p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力 10.5低速轴与齿轮4配合处的键连接 低速轴与齿轮4配合处选用A型普通平键，查表得b×h=20mm×12mm(GB/T 1096-2003),键长70mm。 键的工作长度 l=L-b=50mm 齿轮4材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力[ζ]p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力 10.6低速轴与联轴器配合处的键连接 低速轴与联轴器配合处选用A型普通平键，查表得b×h=16mm×10mm(GB/T 1096-2003),键长90mm。 第48页/共53页 键的工作长度 l=L-b=74mm 联轴器材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力[ζ]p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力 第十一章 联轴器的选择 11.1低速轴上联轴器 (1)计算载荷 由表查得载荷系数K=1.3 计算转矩Tc=K×T=1026.29N•mm 选择联轴器的型号 (2)选择联轴器的型号 轴伸出端安装的联轴器初选为LT9型弹性柱销联轴器(GB/T4323-2002)，公称转矩Tn=1000N•m，许用转速[n]=2850r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=55mm，轴孔长度L1=112mm。从动端孔直径d=50mm，轴孔长度L1=112mm。 Tc=1026.29N•m1.2δ 10mm 齿轮端面与内箱壁距离 ?2 >δ 10mm 箱盖、箱座肋厚 m1、m m1?0.85×δ1、m?8mm、8mm 0.85×δ 轴承端盖外径 D+(5?5.5)d3;D--轴承112mm、、120mmmm、D2 外径 160mm 第十五章 设计小结 这次关于同轴式二级斜齿圆柱减速器的课程设计，是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识，为我们以后的工作打下了坚实的基础。 在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力。 由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，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备。 第十六章 参考文献 [1] 张春宜、郝广平主编. 减速器设计实例精解. 北京:机械工业出版社，2009.7(2014.1重印) [2] 机械设计手册编委会. 机械设计手册(第1 卷、第2 卷、第3卷)(新版)北京机械工业出版社，2004 [3] 郑文纬、吴克坚主编. 机械原理. 7版. 北京:高等教育出版社，1997.7 [4] 陈立德主编.机械设计课程设计指导书 [5] 龚桂义主编.机械设计课程设计图册(第三版) [6] 陈铁鸣主编.新比恩机械设计课程设计图册 [7] 邱宣怀主编.机械设计(第四版).北京:机械工业出版社，1995 [8] 周开勤主编.机械零件手册(第四版).北京:高等教育出版社，1994 [9] 徐灏主编.机械设计手册.北京:机械工业出版社，1991 第53页/共53页