资源描述
1 传动简图的拟定12 电动机的选择23 传动比的分配24传动参数的计算35圆锥齿轮传动的设计计算36圆柱齿轮传动的设计计算67轴的设计计算118键连接的选择和计算209 滚动轴承的设计和计算 2110联轴器的选择2211箱体的设计22设计总结25参考文献261传动简图的拟定Pw =技术参数：4=碾轮上的阻力矩为2800N,Pd =碾轮轴的转速n=40 r /min ,n=1500r/min允许有 5%W偏差。电动机型号：工作条件：Y112M- 4混沙机由交流电动机带动，单班制工作，工作时经常满载、有轻微振动，工i总二作年限为五年。(设计时)。i1 =1.3拟定传动方案i2 =传动装置由电动机，减速器，工作机等组成。减速器为二级圆锥圆柱齿i3 =轮减速器。外传动为齿轮传动。方案简图如图。n1 =1470r/min2电动机的选择n2 =min电动机的类型：三相交流异步电动机(Y系列)n3=min功率的确定n4 =40r/min工作机所需功率Pw (kw):Pi =Pw=Tn/9550=2800*40/9550=P2 =电动机至工作机的总效率”：P3 =51=1mKT HR 1 0.5 R u试选载荷系数Kt =2计算小齿轮传递的扭矩T1=x 105 p/n1 = x104N mm选取内竟系数R =由课本表10-6查得材料弹性影响系数ZE 188MPa1/2由图10-21d按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hiim1 600MPa,大齿轮的接触疲劳极限Hiim2 550MPa。计算应力循环次数8 N2 Nu 2.76 10由图10-19查得接触疲劳寿命系数计算接触疲劳许用应力试算小齿轮的分度圆直径代入 h中的较小值得ZeKTidit 3 l = mm H R 1 0.5 R u计算圆周速度vdmi dit 1 0.5 r 88.663 (1 0.5 0.3) 75.364 mm= (XX 1470) / (60X 1000) s计算载荷系数齿轮的使用系数载荷状态均匀平稳，查表 10-2得Ka=。由图10-8查得动载系数Kv=0由表10-3查得齿间载荷分配系数KH = KF =0依据大齿轮两端支承，小齿轮悬臂布置，查表 10-19得轴承系数K v =由公式Kh =Kf =Kh be=接触强度载荷系数K =Ka Kv Kh Kh =XX 1 x =按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1 d1t3 K/Kt =x 3 2.13/1.3 = mmm=d1/ 乙=35=取标准值m = 3 mm。计算齿轮的相关参数d1 =mz1=3X 35=105 mmd2 =mz2 =3X 107=321 mm1 arctan 1 / u 18.43 =18 6472=90 - 1=71 5313校核齿根弯曲疲劳强度确定弯曲强度载荷系数K=KA KV KF KF =计算当量齿数Zv1 = Z1/COS 1 =35/cos 18.1 =zv2 = z2/cos 2=107/ =查表 10-5 得 YFa1 =, Ysa1 =, YFa2=, YSa2 =计算弯曲疲劳许用应力由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数K FN 1K FN 2取安全系数Sf =由图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限FN1=500MpaFN2=380Mpa按脉动循环变应力确定许用弯曲应力校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式满足弯曲强度要求，所选参数合适。6圆柱齿轮传动的设计计算选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用闭式斜齿圆柱齿轮传动0根据课本表10-1,选择小齿轮材料40Cr钢，调质处理，硬度280HBs大齿轮材料45钢，调质处理，硬度240HBS。根据课本表10-8,混沙机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。试选小齿轮齿数z1=26,则z2=uz1 = i2乙=24*=91初选螺旋角B =14按齿面接触疲劳强度设计公式：d1t 32ZhZe2KtT1(1) u试选载荷系数Kt =计算小齿轮传递的转矩T =X1055P2/ n2 = x 10 N mm由表10-7选取齿宽系数d =1由表10-6查得材料的弹性影响系数1ZE=188MPa2,由图10-30查的区域系数 Zh=。由图10-26查的0.7800.885 则 121.72需用接触应力 h558 522.5540.25 MpaH“m1=600Mpa,大由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限齿轮的接触疲劳强度极限h iimi=600Mpa。计算应力循环次数Ni 60n2jLh=60X X 1X (8X250X 5) =x 108N2=N1/u= X 108/= X108由图10-19取接触疲劳无命系数Khn1 0.93, Khn2 0.95。计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1取失效概率1%H 1 KHN1 Hlim1=x 600=576MPa1SH 2 KHN2 Hlim2 =义 600=588MPa S试算试算小齿轮的分度圆直径，带入 h中的较小值得243咨2KL=Hdu计算圆周速度d1tni23.14 79.08 459.375 ,v =m/s=s60 100060 1000计算齿宽bb d dt=1x 二计算齿宽与齿高之比bh模数 mt d1=*cos14 /24=Zi齿高 h 2.25mnt=X =b= h计算纵向重合度0.318 dZtan0.318*1* 26* tan 2.06计算载荷系数根据v=s,由图10-8查得动载荷系数KV=;直齿轮，由标10-3查的Kh = KF =由表10-2查得使用系数KA =由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，Kh 二。由b 二 , Kh=查图10-13得Kf =;故载荷系数 hK =Ka Kv Kh Kf =1X X X =按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1 d=79.082 ?奢计算模数md1cos乙=X cos14 /24=按齿根弯曲强度设计公式为 mn22KT1Y cosYFaYsa2 dZi由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1 450MPa ,大齿轮弯曲疲劳强度 FE2 450MPa据纵向重合度2.06,从图10-28查的螺旋角影响系数Y 0.88计算当量齿数和齿形系数当量齿数计算弯曲疲劳许用应力由图10-20c查的小齿轮弯曲疲劳强度FE1 550Mpa小齿轮弯曲疲劳强度fe2 600Mpa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn产，Kfn2 取弯曲疲劳安全系数S=则kf 1 FN! FE1 = X 500/=325 MpaK FN 2 FE2f 2= x 380/= Mpa计算载荷系数kK =Ka Kv Kf Kf =1X X X =查取齿形系数由表10-5查得工a1=, YFa2查取应力校正系数由表10-5查得Y尸，Ysa1计算大、小齿轮的YFaYSa并加以比较FYFa1YSal =x =F 1Ya追2 =x =大齿轮的数值大。F 2设计计算2 1.3 2.98 1051 2420.686 0.0145 2.374mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取 m二,已可满足弯曲强度，但为同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=111mm来计算应有的齿数。于是由dcosz产mn88.791 cos14 29.597 30大齿轮齿数:z2=30X =,即取z2=113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，并做到了结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算计算中心距Zi z2 mna=2cos38 133 3 214.5mm2 cos14圆整 a=265mm按圆整后的中心距修正螺旋角因B值改变不多，故参数 、K、ZH等不必修正计算分度圆直径和齿轮宽度d产乙mn/cos =30x 3/ =90mmd2=z2m/cos =113X 3/=339mmb= d d1=1 x 90mm=90mm取 B2 =95mmB1=100mm7轴的设计计算输入轴设计求输入轴上的功率pi、转速m和转矩Tip1 =n1=1470r/minT1= N - m求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为dmi di 1 0.5 R 102 (1 0.5 0.3) 86.7mm mmFrFt tancos12491 tan20cos16.38869.9 NFaFt tansin12491 tan 20sin16.38初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直彳50选取轴的材料为45钢(调质)，根据课本表 15-3,取 A0 115,得因轴上有两个键槽，故直径增大10315%取d12=35 mm左右。输入 轴的最小直径为安装联轴器的直径 d12,为了使所选的轴直径d12与联 轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca KaT1 ,查课本表14-1,由于转矩变化较大， 故取KA 1.3 ,则Tca KAT 1.3 108130 140569N mm 140.569N m,因输入轴与电 动机相连，转速高，转矩小，选择弹性套柱销联轴器。电动机型号为Y200一4,由指导书表12-4查得，电动机的轴伸直径 D= 48 mm。查 指导书表8-5,选LT8型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为250N m,半联轴器长度L 112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度 为 84mm拟定轴上零件的装配方案为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径d23 =35 mm。左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=40 mm ,半联轴器与轴配合的毂孔长度为 L=84mm为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2轴段的长度应比L略短一些，现取l12 82mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d23 =35 mm,由指导书表6-7,初步选取 03系列，30308轴承 其尺寸为d D T B 40 90 25.25 23,故 d34 d56 40mm ,而为了利于固定l34 23mm。由指导书表15-1查 得 d45 50mm 0取安装齿轮处的轴段6-7的直径d67 35mm ；齿轮的左端与套筒之间采用 套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 50mm应使套筒端面可靠地压紧 轴承，167由套筒长度，挡油环长度以及略小于轮毂宽度的部分组 成，故167 75mm 0为使套筒端面可靠地压紧轴承，5-6段应略短于 轴承宽度，故取156 23mm 0轴承端盖的总宽度为30mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油 的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离1 30mm ,故取 123 50mm145 90mm至此，已经初步确定r轴的各段直径和长度。轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接轴与半联轴器之间的平键，按d12=30mm,查得平键截面b h 10 8mm,长 70mm轴与锥齿轮之间的平键按d67 55mm ,由课本表6-1查得平键截面 b h 16 10mm ,长为42mm键槽均用键槽铳刀加工。为保证齿轮、半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器 与轴配合为H7/k6,齿轮轮毂与轴的配合为H7/m6；滚动轴承与 轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,全部倒角为2 45 o根据轴的结构图，做出轴的计算简图，支承从轴的结构图，以及弯矩和扭矩图，确定轴的危险截面。计算轴危险截面处的M H、MV及M的值列于下表:载荷水平向H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩TT3=108000N- mm联轴器附加径向载荷Fc计算Fc作用下的受力分析如图fFrc1 2237.2 N由受力平衡的Frc2 797.1N作弯矩图Mc,如图g所示M总 M Mc,如图h综上可知：危险截面在靠近联轴器的轴承支点处M=206778N/mm,T=108000N/mm按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6,轴的计算应力。前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由课本表15-1查得许用弯曲应力 1 60MPa,因此ca1 ,故安全。中间轴设计求输入轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2 =n2 =minT2 = m求作用在齿轮上的力已知小圆柱直齿轮的分度圆半径 d1 =90 mm2T2 2 370800di90Ft1-2 =7490.9N已知大圆锥齿轮的平均分度圆半径m2r2d2t 1 0.5Ft2 tancos 1339 (1 0.5 0.33) 288.15mm2443.8 tan20 cos69.17316.3 N初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据课本表 15-3,取 A0 114,得中间轴的最小值显然是安装滚动轴承的直径。因轴上启两个键槽，故直径增大10315%故dmin 40mm拟定轴上零件的装配方案如图初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子 轴承，参照工作要求并根据d12=d56 40mm ,由指导书表6-7中初步 选取03系列，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30308,其尺寸为d D T 40 90 25.25,所以d12=d56 =40mm这对轴承均采用套筒 进行轴向定位，由表15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度，因此取 套筒外直径55mm内直径50mm取安装圆锥齿轮的轴段d23 50mm ,锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定 位，已知锥齿轮轮毂长L 60mm,为了使套筒端面可靠地压紧端 面，此轴段应略短于轮毂长，故取123 58mm,齿轮的右端采用轴肩 定位，轴环处的直径为d34 60 mm 0已知圆柱直齿轮齿宽B1=106mm为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段 应略短于轮载长，故取145=105mm箱体以小圆锥齿轮中心线为对称轴，由圆锥齿轮的啮合几何关系，推 算出，箱体对称则：取轴肩134 14mm156 64mm, 112 55mm轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位米用平键连接，按 d23由课本表6-1查得平键截面b h 14 9mm,键槽用键槽铳刀加工，长为 51mm同时为保证齿轮与轴配 合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 山；圆柱齿轮的周向定m6位米用平键连接，按d45由课本表6-1查得平键截面b h 16 10mm,键槽 用键槽铳刀加工，长为97mm同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故 选择齿轮轮毂与轴的配合为 巨工；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来m6保证的，此处选轴的尺寸公差为 k6。确定釉上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角为2 45 。根据轴的结构图，做出轴的计算简图，支承从轴的结构图，以及弯矩和 扭矩图，确定轴的危险危险截面。计算出的圆柱齿轮位置的中点截面处的 Mh、 Mv及M的值列于下表综上可3危险截面在载荷水平向H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩TT2=370800N- mm靠近联轴器的轴承支点处M =531046N mm,T=370800N m按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6,轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由课本表15-1查得许用弯曲应力 1 60MPa,因此ca 1 ,故安全。输出轴的设计P3 =求输入轴上的功率5、转速n1和转矩T1n3=min求作用在齿轮上的力已知大圆柱直齿轮的分度圆半径d2=339mmFt2T3 2 13600007619NFrd2Ft tancos339= 7619tan202773.3N初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45钢（调质），根据课本表 15-3,取 A。112,得中间轴的最小值显然是安装滚动轴承的直径。因轴上有两个键槽，故直径增大10315%故dmin 60mm拟定轴上零件的装配方案如图。由图可得12为整个轴直径最小处选d12=60 mm。为了满足齿轮的轴向定位，取d23 65mm。根据链轮宽度及链轮距箱体的距离综合考虑取l12 104mm l23 55mm 0初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴 承，参照工作要求并根据di2=d78 70mm,由指导书表6-7中初步选 取03基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30314,其尺寸为d D T 70 150 38,所以d34 =d78=70mm这对轴承均采用套筒进 行轴向定位，由表6-7查得30214型轴承的定位轴肩高度，因此取 d45 82mm。去安装支持圆柱齿轮处直径 d56 86mm。已知圆柱直齿轮齿宽B2=96mm为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段 应略短于轮毂长，故取l67=93mm由于输出轴在箱体内部长为235mm轴承30214宽为38mm可以得 出l34 36mm , l45 94mm, l78 83mm 0至此，已经初步确定r轴的各段直径和长度。轴上的周向定位圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按d67由课本表6-1查得平键截回b h 25 14mm,键槽用键槽铳刀加工，长为 88mm同时为H 7保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H ；链m6轮的周向定位米用平键连接，按 42由课本表6-1查得平键截面b h 18 11mm ,键槽用键槽铳刀加工，长为 92mm同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为肛；滚动轴承与轴的周m6向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角为2 45。求轴上的载荷根据轴的结构图，做出轴的计算简图，支承从轴的结构图，以及弯矩和 扭矩图中可以看出圆柱齿轮位置的中点截面是轴的危险截面。计算出的圆柱齿轮位置的中点截面处的 Mh、 Mv及M的值列十卜表载荷水平向H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩TT3=1360000N- mm联轴器附加径向载荷Fc计算Fc作用下的受力分析如图（5）Xi 137386N由受力平衡的Frc2 4672.6 N I c作弯矩图Mc,如上图所示M总 M ML如上图所示综上可知：危险截面在靠近联轴器的轴承支点处M=m,T=1360N/m按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力,0.6,轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理,由课本表15-1查得许用弯曲应1 60MPa,因此ca 1 ,故安全。键连接的选择和计算输入轴与联轴器的链接轴径d12 30mm,选取的平键界面为b10 8mm,长 L=70mm 由指导书表4-1得，键在轴的深度t=,轮毂深度o圆角半径r=o查课本表6-2得，键的许用应力p 110MPa。有k=,p32T 1032 108863p 30.24Mpap d l k 30 60 4输入轴与小圆锥齿轮的链接l =L-b。p满足强度要求。p轴径d67 35mm,选取的平键界面为b10 8mm,长 L=42mm 由指导书表4-1得，键在轴的深度t=,轮毂深度o圆角半径r=0查课本表6-2得，键的许用应力p 110MPa。有k=, l=L-b 。2T 103 d l k2 10800035 32 448.29Mpa满足强度要求中间轴与大圆锥齿轮的链接轴径d23 50mm ,选取的平键界面为b h14 9mm,长 L=51mm 由指导书4-1得，键在轴的深度t=,轮毂深度t1圆角半径r=0查课本表6-2得，键的许用应力 p p32T 10110MPa。有 k=, l=L-b2 297280p d l k 50 37 4.5 中间轴与小圆柱齿轮的链接71.42Mpap 满足强度要求。p轴径d45 55mm ,选取的平键界面为b h16 10mm ,长 L=97mm 由指导书表4-1得，键在轴的深度t=,轮毂深度t1。圆角半径r=0查课本表6-2得，键的许用应力0 110MPa。有k=, l=L-b 。p3p 2T 102 370800 35.02Mpa p满足强度要求。p d l k55 77 5p输出轴与大圆柱齿轮的链接轴径d67 82mm,选取的平键界面为b h 25 14mm,长L=88mm由指导书表4-1得，键在轴的深度t=,轮毂深度t1。圆角半径r=0查课本表6-2得，键的许用应力p 110MPa。有k=,32T 102 1360000p75.21Mpap d l k 82 63 7输出轴与滚子链轮的链接l=L-b o满足强度要求。轴径d12 60mm,选取的平键界面为bh 1811mm,长 L=92mm 由指导书表4-1得，键在轴的深度t=,轮毂深度t1。圆角半径r=0查课本表6-2得，键的许用应力 p 110MPa。有k=, p2T 103 2 1360000p 102.1Mpad l k60 74 5.59滚动轴承的设计和计算l=L-b op 满足强度要求。输入轴上的轴承计算 （30308圆锥轴承）由已知可得:n1 =1470r/min ,Fr1 1662N , Fr2 4295 N , Fa 300N C0r 108KN Cr 90.8KNe=, Y=求两轴承的轴向力 Fd1 FM /(2Y) 1662/(2 1.7)N488.8NFd2Fr2/(2Y) 4295/(2 1.7)N 1263N , Fa1 Fd2 Fa 1518.6NFa2 Fd2 1263N a 2d 2求轴承当量动载荷P和P2Fa11518.6 0.91eFr11662由指导书表6-7查的P 验算轴的寿命Fr20.4Fr11263 0.2914600h4295圆锥轴承）1F2NVFnhi4698N在轴的计算中已选定联轴器型号，选LT6型弹性套柱销联轴器。其公称转矩中间轴上的轴承计算（30308由已知可得：n2=432r/min , Fr1Fr2 4FNV2 FNH2 5295N, Fa 831.1NCo 108KN , C 90.8KN , e=, Y=求两轴承的轴向力求轴承当量动载荷P和P2F1 0.29 eFr1Fr2由指导书表6-7查的PFr1 4394.3N ,验算轴的寿命 故可以选用。输出轴上的轴承计算（30314圆锥轴承）由已知可得：n3=140r/min , FM JfN F：h1 3390N, Co 272KN , C 218KN , e=, Y=求两轴承的径向力和轴向力求轴承当量动载荷PFa248911.4 eFr23390Fa1-4891- 1.72 eFr12820.75由指导书表6-7查的验算轴的寿命故可以选用10联轴器的选择为250N m ,许用转速为3600 r/min。11箱体的设计箱体的基本结构设计箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零 件，并保证传动件的啮合精度，使箱体有良好的润滑和密封。箱体的形状较 为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加 工工艺、材料消耗，重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复 杂，各部分民尺寸一般按经验公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确箱体的材料及制造方法选用HT20Q砂型铸造设计总结虽然这次课程设计只有短短的三周，但是使我体会到了很多。明白了一 张比较完美的装配图是要付出多少努力，加强了我的动手、思考和解决问题 的能力，使我对机械设计有了更深刻的认识。同时由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如某些尺寸没有 考虑圆整，齿轮的计算不够精确等。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。另外认识到机械设计是一个系统性很强的工作，是需要明晰的条理与充 分的耐心才可以圆满完成的。同时要感谢林伟青老师多次亲自进入我们寝室，给我们指出了多处制图 上不妥的地方。也要感谢学校为我们提供了良好的教学环境，为我们设计提 供了硬件支持和提供了各种参考资料。参考文献1濮良贵、纪名刚主编.机械设计.北京：高等教育出版社，2006.2李育锡主编，机械设计课程设计指导书，北京：高等教育出版社， 2008. 6.3孙恒、陈作模主编.机械原理.第七版.北京：高等教育出版社， 2006.4裘文言、张祖继、瞿元赏主编.机械制图.高等教育出版社，2003.5刘鸿文主编.材料力学.第四版 .高等教育出版社，2004.6吴宗泽、罗国圣主编.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，2004.
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