圆柱斜齿轮二级减速器.

河北工程大学科信学院机械产品设计任务书成绩：机械产品设计项目设计说明书设计题目：带式输送机传动装置设计专业班级：机制2014- 2班学生姓名：学 号： 120202217指导教师：李秋生河北工程大学科信学院2014年12月10日第1页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书目录第一章设计任务书 2第二章传动系统方案的总体设计 3第三章V带传动的设计计算 5第四章高速级齿轮设计 7第五章低速级齿轮传动设计10第六章各轴设计方案14第七章轴的强度校核 21第八章滚动轴承选择和寿命计算25第九章键连接选择和校核26第十章联轴器的选择和计算 28第十一章润滑和密封形式的选择28第十二章箱体及附件的结构设计和选择29总结 30参考资料31第3页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书第一章设计任务书一、设计题目：胶带输送机传动系统设计1、机器的功能要求胶带输送机是机械厂流水作业线上运送物料常用设备之一，其主要功能是由输送带完成运 送机器零、部件的工作。2、机器工作条件（1）载荷性质单向运输，载荷较平稳；（2）工作环境室内工作，有粉尘，环境温度不超过 35 C;（3）运动要求输送带运动速度误差不超过 5%滚筒传动效率为0.96 ；（4）使用寿命8年，每年350天，每天16小时；（5）动力来源电力拖动，三相交流，电压 380/220V；（6）检修周期半年小修，二年中修，四年大修；（7）生产条件中型机械厂，小批量生产。3、工作装置技术数据（1）输送带工作拉力：F=3.4kN;（2）输送带工作速度：V=2.1m/s；（3）滚筒直径：D=550mm二、设计任务1、设计工作内容（1）胶带输送机传动系统方案设计（包括方案构思、比选、决策）；（2）选择电动机型号及规格；（3）传动装置的运动和动力参数计算；（4）减速器设计（包括传动零件、轴的设计计算，轴承、连接件、润滑和密封方式选择，机体 结构及其附件的设计）；（5）V带传动选型设计；（6）联轴器选型设计；（7）绘制减速器装配图和零件工作图；（8）编写设计说明书；（9）设计答辩。2、提交设计成品需要提交的设计成品：纸质版、电子版（以班级学号+中文姓名作为文件名）各 1份。内容包括：第5页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书（1）减速器装配图一张;（2）零件图2张（完成的传动零件、轴和箱体的名称）；（3）设计计算说明书一份。三、设计中应注意事项1. 计算和绘图应交替进行，并注意随时整理结果，列表保存。2. 设计中要贯彻标准。（标准件和标准尺寸）3. 全面考虑问题：强度、结构、加工工艺等。4. 设计应有创造性，多方案比较，择优选用。5. 设计过程中注意培养独立工作能力。6. 提交的设计成品应符合指导教师给出的格式要求。四、设计阶段1. 计划阶段；2.方案设计；3.技术设计；4.设计文件汇总五、完成时间要求在2014年12月10日之前完成全部设计任务。指导教师：李秋生2014年12月15日第二章传动系统方案的总体设计一、带式输送机传动系统方案如下图所示第#页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书D1电动机 2V带齿轮减速器 4一联轴器 5滚筒输送带、电动机的选择1 .电动机容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率pv10003.4 1000 2.11000= 7.14kW设：带对V带效率。带=0.96轴一一对滚动轴承效率。轴=0.99联一一为齿式联轴器的效率。联=0.99齿一一为7级齿轮传动的效率。齿=0.98筒输送机滚筒效率。筒=0.96估算传动系统的总效率：3232二带 联 轴 齿 筒二 0.96 0.990.990.980.96= 0.85p 7.14工作机所需的电动机攻率为：Prw8.4kWn 0.85丫系列三相异步电动机技术数据中应满足：Pm - Pr因此综合应选电动机额定功率 Pg = 1lkW2、电动机的转速选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速60 v 60 x 1000 x 2.1” “nw72 .95 r minD 兀550 * n查表得V带传动比范围为i 1 2,4;二级圆柱齿轮减速器的传动比为i2W8,60。总传动比的范围为16,240;则电动机的转速范围为993,14897。方案比较万案号型号额定功率KW同步转速r/mi n满载转速r/mi n1Y160L-211kW300029302Y160M-411kW15001460由表中数据可知两个方案均可行，但方案 2的传动比较小，传动传动装置结构尺寸较小。因 此可采用方案2,选定电动机的型号为丫180M-4其主要参数如下表：万案型号额定功率同步转速满载转速堵转转矩最大转矩号KWr/mi nr/mi n额定转矩额定转矩2Y160M-411kW150014602.22.3三、传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比:nm146072.95= 20.01第7页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书第#页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书取V带单级传动传动比101 =2.520 01速器的总传动比为i3 =2.5i 23i22.4 322ioi 二 2.5，二 2.48，i23 二 3.22四、传动系统的运动和动力学参数设计传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：0轴电动机轴n0 =1470匚 min p0 =8.4kwTo =9550匹=9558.454.94Nn014601轴一一减速器高速轴n = “0 二 584 r mini01= p0 V 二 8.4 0.96 二 8.06 kwTT0i01 轴二 54.94 2.5 0.99 = 135.97N *m2轴减速器中间轴n 584n2-235.48 r mini122.48p2p1 12 = 8.06 0.97 = 7.81 kwT2 =T1i12 1 135.97 2.48 0.97 = 327.08N m3轴一一减速器低速轴i2空理 73.13min3.22P3 = P2 23 = 7.81 0.97 = 7.57kwT3 二T2i23 2厂 327.08 3.22 0.97 二 1021.6N -m4轴一一工作机n4 = n3 二 73.23r/minp4 二 p3 34 二 7.57 0.9801 二 7.418kwT4 - T3i4 34 =1021.6 1 0.980 1001.17N *m第9页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书轴号电动机减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速r/min1460584235.4873.1373.13功率kw8.48.067.87.577.418转矩N?m54.94135.97327.081021.61001.17联接、传动件V带齿轮齿轮联轴器传动比2.52.483.221传动效率0.990.970.970.9801第三章V带传动的设计计算1、确定功率PcKx为工作情况系数，查课本表8-7可得&=1.2即 FC=KPed=1.2 x 11=13.2kW2、选择V带的型号根据计算功率Pc=13.2kW,主动轮转速n1=1460r/min，由课本图8-11选择B型普通V带3、确定带轮基准直径dd1、dd2由课本表8-8和图8-11得dmin =125mm取 dd1 =140mm dmin大带轮的基准直径dd2 二 i01dd厂 2.5 140 = 350mm由课本表选取标准值dd2=355mm则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为n1dd2dd1n355140= 2.5314602.53二 577r/ minv第11页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书v第#页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书4、验算带速v60 1000二 140 146060 1000二 10.69m/sv第#页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书v第#页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书带速在525的范围内v第#页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书5、确定带的基准长度Ld和实际中心距a根据课本（8-20）式得 0.7他1 dd2）乞 ao 2（dddd2）得 346.5 辽 a 990初定中心距a0 = 500mm，由课本式（8-22）得:2 n(dd2 -ddi)L 二 2a _ (ddidd2)24a2n(355-140)=2 500(140 355)1800.26mm2恥500查课本表8-2可得：Ld=1800mm由课本（8-23 ）式得实际中心距a为7=50。1800-18。0.26=499.872中心距a的变动范围为amin = a - 0.015Ld =967 - 0.015 3150 = 472.87mmamax = a 0.03Ld = 967 0.03 3150 = 553.87mm6、检验小带轮包角a 157 3由课本式(8-17)得 a 180 -(dd2-dd1)155.35 -90a7、确定V带根数Z由 dd1=140mn和 n=1460r/min，查表得 P=2.83kW。根据 n=1460r/min , i=2.5 和 B型带，查表得 P=0.463kW。 查表得 K =0.93 , Kl=0.95。(P Po)KaKL13.2(2.83 0.463) 0.93 0.95= 4.53取z=5根。&求初拉力F及带轮轴上的压力Fp查表得B型普通V带的每米长质量q=0.18kg/m，根据课本式（8-27）得单根V带的初拉力为F。= 500(2.5-心冗KaZVqv2500 (2.5-0.93) 13.20.93 5 10.6920.18 10.69 -208.45N由课本（8-28）式得作用在轴上的压力Fp为Fp 二 2zFsin 丑=2 5 208.45sin 15 二 2035.08N2 29、设计结果第13页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书河北工程大学科信学院机械产品设计任务书选用5根B型V带，中心距a=499.87mm带轮直径ddi=140mmdd2=355mm轴上压力Fp=2035.08N。第四章高速级齿轮设计已知条件为8.06kW,小齿轮转速=1460r/min，传动比2.48，由电动机驱动，工作寿命8 年, 两班制，载荷平稳，连续单向运转一、选定齿轮类型、精度等级、材料以及齿 数1、按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动2、 减速器运输机为一般工作机器，工作速度不是太高，所以选用7级精度(GB10095-88)3、 选用材料，由表10-1可选择小齿轮的材料为40Gr (调质)，硬度为280HBS，大齿轮的材料 为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者的材料硬度相差40HBS。4、选小齿轮齿数为Z1=25,大齿轮Z2=2.48 25=62。5、初选螺旋角B =14二、按齿面接触强度设计1、确定各计算数值(1) 试选载荷系数Kt=1.6。(2) 计算小齿轮传递的转矩。95.5 105RT1 :95.5 1 05 8.06584-1.31 105N *mm第15页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书第#页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书(3) 由课本表10-7选取齿宽系数 d=11(4)由课本表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa2(5) 由课本图10-30选区域系数zh =2.433(6) 由课本表 10-26查得；：1 =0.75： 2 二 0.83：=仁(7) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限(T Hlim1=600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限(T Hlim2=550MPa(8) 由课本式10-13计算应力循环次数92=60rnjLh =60 584 1 (16 350 8) 1.57 10N21.57 109 102.48o= 6.33 10I 1 Khn”1 = 0.91600 二 546MPaH 1 SK -I 2 HN2 lim2 二 0.953550 二 524.15MPaS1+546524.152二 535 MPa2、计算(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t -32KtT1u+1ZeZh2 1.6 1.31 105竺89.8畑4332=65.2佔2.48535(2) 计算圆周速度n 65.2158460 100060 10001.99m /s(3) 计算齿宽bob = ddt 二 1 65.21 = 65.21mm(4) 计算齿宽与齿高之比Bh模数 mt =也込 二 65.21COS14 二 2.53mmz125齿高 h = 2.25mt 二 2.25 2.53 二 5.69mm65.215.69= 11.46第#页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书第#页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书(5) 计算载荷系数(6) 由课本表10-2查得使用系数Ka=1根据v=1.99m/s , 7级精度，由图10-8查得动载系数 31.09 ;由表10-3查得斜齿轮，Kx =KF-=1.4 ;由表10-4用查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，Khb =1.422 o由 b/h=11.46 ,心=1.422查图 10-13 的嚅=1.39 ;故载荷系数K=KKzKh“ Khb =1 1.09 1.4 1.422 =2.17由课本式(10-10a)得(7 )按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，d厂 d1t3 K =65.213 2.17 = 72.18mm1 K. 1.6第#页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书河北工程大学科信学院机械产品设计任务书(8)计算模数mcosP72.18xos14 o om2.8mmz120三、按齿根弯曲强度设计由课本式(10-5)得弯曲强度的设计公式为2KT1 丫呂Y Fa Ysa , 2Y dZ1 g。S丿第17页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书第#页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书1、确定公式内的各计算数值(1) 由课本图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限(7 FEi=500MPa大齿轮的弯曲强度极限(7FE=380MPa(2) 由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn=0.85 , Kfn2=0.88;(3) 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式(10-12)得KFN17 FE10.85 5001.4=303.5MPaK FN2FE2S0.91 3801.4-247MPa第#页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书(4) 计算载荷系数KoK=KKKa 絹=1 1.09 1.39 1.4=2.12计算当量齿数Zv1勻 2527.36cos : cos 14第#页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书Zv2Z262cos厂二 cos314 二 67.87(5) 查取齿形系数。由课本表 10-5 查得 YFa1=2.57 ; YFa2=2.26。(6) 查取应力校正系数由课本表 10-5 查得 Wa1=1.6 ； Ysa2=1.74 o(7) 计算大、小齿轮的 Y气 并加以比较YFa1Ysa12.57 1.6303.57二 0.0135YFa2YSa22.26 1.74247二 0.016大齿轮的数值大。2、设计计算 2 2.12 1.31 105 0.88m _320.016 = 1.95mmV仆 202对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿 轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承受能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能 力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲强度算得的模数2.38并就近圆整为标准值m=2.5mm按接触强度算得的分度圆直径d1=70.04mm算出小齿轮齿数d|COS 卩72.18cos14z1-35 大齿轮齿数 Z2 二 2.48 35 二 87m2.5这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结 构紧凑，避免浪费。3几何尺寸计算(1) 计算中心距（d1 d2）m a =2cosP（35 87） 2 = 125.73 126mm2 cos14(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角負（乙 + Z2）m（35+ 87尸 2:二 arccos - arccos14.22a2汇1264计算大小齿轮的分度圆直径.乙m35汉 2rccrd1-72.27mmcosP cos14.2乙m87汉2cd2-179.6mmcos P cos14.2（3）计算齿轮宽度b= dd1=1 72.27=72.27mm,取B=75 B=80mm5、齿轮的圆周速度vn d1n1v 60 1000n 72.27 146060 1000=5.39m/s查表可知，选7级精度是合适的第五章低速级齿轮传动设计已知条件为输入功率2.48kW,小齿轮转速=235.48r/min，传动比2.48由电动机驱动，工作寿命8年，两班制，载荷平稳，连续单向运转。第19页共32页一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1、传动方案为直齿圆柱齿轮传动。2、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度(GB10095-88 .3、材料选择。由教材机械设计第八版，表10-1可选择小齿轮的材料为40Gr (调质)，硬度 为280HBS大齿轮的材料为45钢(调质)，硬度为240HBS二者的材料硬度相差40HBS4、选小齿轮齿数为乙=20,大齿轮齿数为Z2=2 3.22=65。5、初选螺旋角B =14二、按齿面接触强度设计1、确定各计算数值(1) 试选载荷系数Kt=1.6.(2) 计算小齿轮传递的转矩。95.5 1 05B95.5 1 05 7.8253.48= 3.16 105N mm第21页共32页第#页共32页(3) 由课本表10-7选取齿宽系数 d=1。1(4) 由课本表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa2(5)由课本图10-30选区域系数zh =2.433(6) 由课本表 10-26查得；厂 0.75 ； ：.2 二 0.83 二=58(7) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 (T Hlim1=600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限(T Hlim2=550MPa(8) 由课本式10-13计算应力循环次数N 60n2jLh= 60 243.48 1 (16 350 8) 6.54 108N26.54 1083.228= 2.03 10第#页共32页(9) 由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn=0.949 ; Khn=0.951。10)计算接触疲劳许用应力。取失误概率1%安全系数S=1，由课本式(10-12 )得KT1 十=0.949 600 = 569.4MPaKT1T=.951 550 = 523-05MPa第#页共32页第#页共32页569.4523.052二 546.45MPa第#页共32页第#页共32页2、计算第#页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书(1) 试算小齿轮分度圆直径dit -32KJ1 u+1(ZeZh3 2x1.6x3.16I054.22 189.8x2.433 Y3.22546.45-84.65mm(2)计算圆周速度% 84.65 2235.48(3)60 1000计算齿宽bo60 1000=1.04m /s第23页共32页第#页共32页b 二 $dd1t = 1 84.65 二 84.65mmb计算齿宽与齿高之比-Z1模数 mt = 84.65cs14= 4.1mm20齿高 h =2.25mt =2.25 4.1 =9.22mm84.659.22= 9.18(5) 计算载荷系数根据v=1.04m/s , 7级精度，由图10-8查得动载系数 31.03 ;由表10-3查得斜齿轮，Kh. =KF,=1.4 ;由课本表10-2查得使用系数Ka=1;由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，Kh =1.426 o由 b/h=11.1 , Kh =1.435查图 10-13 的=1.41 ;故载荷系数K=KK/Kh“ Khb =1 1.03 1.426 1.4=2.05(6 )按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由课本式(10-10a)得d1 =d1t3 K =84.653 2.05 = 91.9mm1心 1.3(7)计算模数md1 cos P91.9 汇 cos14m4.45mmZ120三、按齿根弯曲强度设计由课本式(10-5)得弯曲强度的设计公式为1、确定公式内的各计算数值(1) 由课本图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限(7 FEi=500MPa大齿轮的弯曲强度极限(T FE=380MPa(2) 由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn=0.92 , Kfn2=0.91;(3) 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式(10-12)得I 1 KfniTfe1 二 0.92 5=328.5MPa1 S1.4I Kfn|fe2 = O.91 380 = 247MPaF S1.4(4) 计算载荷系数KoK=KKKra 艰=1 1.03 1.411.4=2.03计算当量齿数Zv1Z2527.36cos 戸 cos 14Zv2$6267.87cos p cos 14(5) 查取齿形系数。由课本表 10-5 查得 YFa1=2.76 ; YFa2=2.24。(6) 查取应力校正系数由课本表 10-5 查得 *1=1.56 ; YSa2=1.75 o(7) 计算大、小齿轮的专并加以比较YFa1YSa12.76 1.56328.5二 0.0093YFa2YSa22.18 1.79244.29大齿轮的数值大。= 0.0113第25页共32页第#页共32页2、设计计算322.033.16105 1X2020.0113 = 2.67mm第#页共32页对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿 轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承受能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能 力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲强度算得的模数2.03并就近圆整为标准值m=2.5mm按接触强度算得的分度圆直径d1=122.623mm算出小齿轮齿数第#页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书dCOsB 91.9cos14“zi30 大齿轮齿数Z2= 3.2230 = 97m32这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结 构紧凑，避免浪费。四、几何尺寸计算(1)计算中心距(d1 d2) m a =2cosP，30 97) 196.33 ： 197mm 2cos14(2)按圆整后的中心距修正螺旋角= 14.75(乙 +Z2)m(30+ 97)沢 3=arccosarccos2a2汉(3)计算大小齿轮的分度圆直径diZgcos -30 3cos14.7= 93mm第27页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书第#页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书d2Zm285.3mmcos P cos14.7(4) 计算齿轮宽度b= dd1=V93=93mm 取 R=95B=100mm五、齿轮的圆周速度Vn dm? n 122.5況 264.86,v1.7m /s60 1000 60 1000查表可知，选7级精度是合适的。第六章各轴设计方案一、高速轴的结构设计1、求1轴上的功率P1=8.06kW，转速 n1=584r/min，转矩 T1=135.97N - m。2、计算作用在齿轮上的力转矩：T1 =9.55 106 p1n1圆周力:2T1a2 135.9772.27 10二3763N径向力：tana ntan20Ftn =37631413NcosPcos14.2轴向力：Fa 二 Ft tan - 3763 tan14.2 二 953N3、初步估算轴的直径选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为 217-255HBS 查表取A=112,于是得. A ,rpJ8.06 “ _dmin = Ao3= 112 、26.86mm为轴的最小直径Y niV 5844、轴的结构设计1、拟定轴上零件的装配方案采取两端安装，左端依次安装轴承，轴承端盖，V带轮右端依次安装齿轮，轴承，轴承端盖。2、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）为了满足V带轮的轴向定位要求，1-2轴段右端需要制出一个轴肩，故取 2-3段的直径d2-3七2，取 h-2=70mm。（2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。 参照工作要求并根据d2=32mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30307,其尺寸为 d D B = 35 80 22.75mm，故 d3_4 = d7_8 = 35mm。右端轴承采用轴肩定位，由手册上查得 6307型轴承的定位轴间高度h=7mm因此取d6_7 = 44o（3）取安装齿轮处的轴端6-7的直径d = 40mm。齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。 已知齿轮轮毂的宽度为80mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取b-7二76mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d ,故取h二6mm，则轴环处 的直径山七二52mm轴环宽度b - Mh，取6二12mm。（4）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承盖的结构设计而定）。，根据轴承盖的拆装既便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与V带轮右端面间的距离I二30mm故取丨2-3 = 50mm。（5）取齿轮距箱体内壁之间的距离a=16mm两个圆柱齿轮的距离c=20考虑到箱体的制造误差， 在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s,取s=8mm已知滚动轴承的宽度T=22.5，低速 级小齿轮的轮毂长丨=100mm则第29页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书l7-8 = T +s + a + (80-76) = 22.75 + 8 +16 + 4 = 50.75mml4-5 = T + s + a = 100+8 + 16 = 124mm二、中间轴的结构设计1、求2轴上的功率P2 二 7.8kW转速 n2 二 235.48r/ min转矩 T2 二 327.08 N / min2、计算作用在齿轮上的力:6 P2转矩：丁2 二 9.55 10 圆周力：n2l2T2 2 585.13Ft23 3016.1Nt d388 10径向力：Fr = Ft tan20 - 3016.1 tan20 - 1097.8N3、初步估算轴的直径选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为 217-255HBS 查表取A0=112根据公式dmin316.23、264.8635.96mm计算轴的最小直径，并加大3沖考虑键槽的影响。4、确定轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案采取两端安装，左端依次安装齿轮，轴承，轴承端盖，右端依次安装齿轮，轴承，轴承端盖。2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dmin = 35.9mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30308,其尺寸为 d D B = 40 90 25.25mm，故 d-2 二 d5_6 二 40mm（2）取安装齿轮处的轴端的直径d2二42mm。齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已 知齿轮轮毂的宽度为100mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 I2-3二96mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d ,故取h = 6mm，则轴环处的 直径 d = 54mm轴环宽度 b - 1.4h，取 l3-12mm。第19页共32页(3) 取安装齿轮处的轴端4-5的直径d4 = 42mm。齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为75mn，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故 取I4-5二75mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d ,故取h= 6mm，则轴 环处的直径d3_4二54mm轴环宽度b -4h，取I5-6 2mm。取齿轮距箱体内壁之间的距离a=16mm考虑到箱体的制造误差，在确定滚动轴承位置时，应距 箱体内壁一段距离s,取s=8mm已知滚动轴承的宽度T=2311- 2 = T + s + a + (100 - 96) = 25.25 + 8+16+4 = 53.25mm12- 3 = T + s + a + (100-96) = 23 + 8十 16 + 4 = 51mm三、低速轴的结构设计1、求3轴上的功率转速转矩功率 P3 二 7.57kW转速 n3 二 73.13r/ min转矩T3 二 1021.6N/min转矩：T3= 9.55 106 &%2、计算作用在齿轮上的力2T3圆周力:2 2423.55522.5 10二 9276.7N第33页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书第#页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书径向力：Fr = Ft tan20 - 3016.1 tan20 - 1341.8N3、初步估算轴的直径选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为 217-255HBS查表取A=112根据公式dmin1 7 57并加大3%以考虑键槽的影= 112mm = 52.58mm计算轴的最小直径, 73.13响。4、选择联轴器联轴器的计算转矩为Tca二Ka T3，考虑到转矩变化很小，根据工作情况选取K 1.3，则：Tc厂 Ka T3=1.3 1021.6- 1328.08N m根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为 LX4,与输出轴联接的半联轴器孔径 d = 55 mm , 因此选取轴段1的直径为d7-8二55mm。半联轴器轮毂总长度 L = 112mm，（ j型轴孔）， 与轴配合的轮毂孔长度为L 84 mm 。5、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案采取两端安装，左端依次安装轴承，轴承端盖，右端依次安装齿轮，套筒，轴承，轴承端盖。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1为了满足联轴器的轴向定位要求，1-2轴段左端端需要制 出一个轴肩，故取段的直径d2-厂62mm，左端用轴端挡圈疋位，按轴端直径取轴端挡圈直径。半联轴器D = 65 mm与轴配合的轮毂长度为了保证轴端挡圈只压在半联轴器而不压在轴的端面上，故= 84 mm1-2段的长度应比略小一些，现在取11-2 = 82mmL12初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列深沟球轴承。参照工 作要求并根据d662mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列深沟球轴承 30313，其尺寸为 d D B -65 140 36mm，故 d3 = d7_8 = 65mm。故17-8 二 36mm右端轴承采用轴肩定位，由手册上查得 30307型轴承的定位轴间高度h=6mm因此取d 77。3取安装齿轮处的轴端6-7的直径d6-7二70mm。齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已 知齿轮轮毂的宽度为95mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取16- 7二91mm o齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d ,故取h二6mm，则轴环处的 直径d5厂52mm轴环宽度b_1.4h，取l5-6=12mm。4轴承端盖的总宽度为20m（由减速器及轴承盖的结构设计而定）。，根据轴承盖的拆装既便于 对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与联轴器右端面间的距离1二30mm故取12-3 = 50mmo5取齿轮距箱体内壁之间的距离a=16mm两个圆柱齿轮的距离c=20考虑到箱体的制造误差，在确 定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取s=8mm已知滚动轴承的宽度T=36,低速级小齿 轮的轮毂长丨=75mm则17- 8 =T + s+a + （95 91）= 36+8 +16十 4 = 64mmI牛5 = T + s+a = 75+8 + 16 = 99mm第七章轴的强度校核一.高速轴的校核根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承的支位点位置时，从设计手册中查取 a得值，对 于6307圆锥滚子轴承，由手册中查得a=29mm因此作为简支梁的轴的支撑跨距 L2 L 76208二284mm 根据计算简图作出弯矩图。轴的支反力及弯矩如表载 荷水平面H垂直面V支反 力FFnh 1 = 1084.38N, Fnh 2 = 2678.62NFNV1 = 538.63N, FNV2 = 874.36N弯 矩MMH = 202236.87N mmMV1 = 100454.49N mmMV2 = 66014.18N mm总弯矩MM广 丿202236.872 + 100454.492 = 225811.55Nmm M2 = J202236.872 + 66014.182 = 212738.39N mm扭 矩TT = 135.97N m轴的弯矩图如图所示气D按弯扭合成应力校核轴的强度：进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式（15-5）和上表中的 M2 CT)2W数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取:=0.6,轴的计算应力：MPa 二 28.19MPa.225811.552(0.6 13597C)20.1X 443已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1【1】查得J=60Mpa，因此二ca =, 故安全。精确校核轴的疲劳强度：1）判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 4和5处过盈配合引起的应力集中最严重； 从受载情况来看，齿轮中间截面 C上的应力最大。截面4与5应力集中的影响相近，但截面 5 不受扭矩作用，故不必做强度校核。截面5虽然受扭矩T,但截面较大，所以也不用校核，截面第37页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书C上的应力虽然较大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里 轴的直径最大，故齿轮中间截面 C也均不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比 过盈配合的小。因而该轴只需校核截面 4左右两侧即可。2）截面3左侧抗弯截面系数 W = 0.1d3 = 0.1 353 = 4287.5mm2抗扭截面系数州 二0.2d3二0.2 353二8575mm2截面3左侧的弯矩为M =227136 75.5一36 =118139.79N mm75.5M11 空空=27.55MPa4287.5截面3上的扭矩t = 135.96N * m= 1359605.86MPa截面上的扭转切应力Wt8575截面上的弯曲应力bW轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得匚b =640MPa，二二=275MPa，二=155MPa。截面上由于轴肩形成的理论应力集中因素：上及：，按附表3-2查取。因沽即哂沽斜.142经插值后可查得- . - 2.18 、： = 2.10又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为q厂 0.82，q =0.85故有效应力集中系数按式（附表3-4 ）为q仁-。“9734）为 K =1 q （：-1） =1.94由附图3-2的尺寸系数上= 0.71，由附图3-3的扭转尺寸系数；=0.87轴按磨削加工，由附图3-4查得表面质量系数为上- -0.92则按公式（3-12 ）及（3-12a）得综合系数为K _1K-1=2.86备K 1K-1=2.32又由 3-1及 3-2得碳钢的特性系数c =0.1 0.2,取 二=0.1=0.05 0.1，取 =0.05于是，计算安全系数Sea值，按公式（15-6 ）（15-8 ）则得第#页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书275二 K Jm = 2.86 27.55 0.1 0 = 3.49155_ 8 2815.8615.862.320.052 23.49 8.283.96，S = 1.53.492 8.282故可知其安全3）面3左侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.1 40 6400mm2第39页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书第#页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书抗扭截面系数W = 0.2d3 二 0.2 40 12800mm2截面 7 左侧的弯矩为 M = 227136 755 36 =118139.79N mm截面7左侧的弯矩为75.5截面7上的扭矩t =135.96N * m截面上的弯曲应力bM 11813979 18.45MPa6400135960截面上的扭转切应力= 10.62MPa12800轴的材料为 45钢,调质处理。由表15-1查得二 b = 6 4 0MPa，二 275MPa，第#页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书第#页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书= 155MPa。过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取于是得 ；0=2.56 匕=0.8 3.16 =2.048轴按磨削加工，由附图3-4查得表面质量系数为 I:=0.92故得综合系数为K；-2.64%K 1K-1=2.30% Pf于是，计算安全系数Sca值，按公式（15-6 ）（15-8 ）贝9得275二 K = 2.64 18.45 0.1 0 = 5.74155S1124K - - 一10.0610.06 一K . -m 2.320.052S SQCa5.74 12.4 5.47 S =1.53.492 8.282故该轴在截面右侧的强度也是足够的。第八章滚动轴承选择和寿命计算一、高速轴上的轴承采用30307型圆锥滚子轴承，主要承受径向载荷也可同时承受的轴向载荷。 内径 d=35mn外径 D=80mr宽度 B=22.75mme=0.31Y=1.9C二 75200N 校核1轴轴承是否满足工作要求1、求轴承径向支反力Fr1、Fr2(1)垂直平面支反力Fv1、Fv2Fv1 =2678.62 N FV2 =1084.38N（2）水平面支反力Fh1Fh2Fh1 =874.36N Fh538.63N（3）合成支反力Fr1、Fr2Fr2 二；FV1 F（1 = .1084.382 5 38.632 =1210.78N2、计算轴承的轴向力Fa1 Fa 2(1)查机械设计手册e=0.31Y=1.9d1F r12Y2817.712 1.9-741.5NFd 2Fr2=318.62N2Y 2 1.9Fd2 - Fae =318.62 953=1271.62 Fd1 =741.5所以 F/ =1271.62N F/ =318.62N第41页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书第#页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书Fa1 = 1271.62Fr12817.71=0.45 eFa 2318.62=0.26 ： eFr21210.78第#页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书第#页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书查表 13-5有 X = 0.4 Y = 1.9xf1Y=0,取fp=1.1 得第#页共32页河北工程大学科信学院机械产品设计任务书Pr1=fp (X1 Fr1+Y Fa1) =1.1x(2817.71x0.4 + 1271.62x1.9) = 3897.48Pr2 二 fP (X1 Fr2 Y Fa2) =1.1 (1210.78 1 0) =1331.86Pr1Pr因此轴承1危险3、校核所选轴承（1）由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，对于球轴承；=103，查表13-7 取温度系数ft=1，计算轴承工作寿命：垃（5）310（ 75200 ）13 二 550039 .6h4480060n P 605843897 .48满足使用寿命要求结论：轴承型号最终确定为：30307第九章键连接选择和校核一、高速轴上键的选择和校核1、键的选择选用普通圆头平键A型，轴径d 30mm，d 40mm ；查表13-20得（V 带轮）键 1： a h1=87（小齿轮）键2： b2 h2 = 12 82、键的校核键长度小于轮毂长度5mm10mm且键长不宜超过1.61.8d，前面算得大齿轮宽度，根据键的长度系列选键长键1：63mm ；键 2： L2 二 70mm查表6-2得键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为:二 P二 100 120MPa，贝U：键1：103K 1hd12 135.96 1033.5 573045.43MPa-Mpa 二 P键 2：二 P22Ti 103 2 32.8 103K2l2d2 - 3.5 32 28MPa = 20.9Mpa 二 P 所以所选用的平键强度足够取键标记为：键1： 8X 63GB1096-79键 2: 12X 70GB1096-