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机械设计课程设计说明书~~二级展开式圆柱直齿轮~~~


机械设计课程设计说明书

一、

设计题目:带式运输机的展开式二级圆柱直齿轮减速器

1、 设计要求:连续单向运转,空载起动,使用期限 8 年,小批量生产,单班制工作,运输带速度 允许误差为 5% 。 2、 工作条件:工作时有轻微振动。 3、 已知条件:运输带工作拉力: F = 1600 N 运输带工作速度: v = 1

.35m / s 卷筒直径: D = 260mm

二、

拟定传动装置总体设计方案

2、 传动方案及说明 根据设计要求,传动装置由电动机、减速器、联轴器、v 带、卷筒、运输带等 组成。减速器采用二级圆柱齿轮减速器。 2、 传动方案简图

减速器 1轴

V带

2轴

电动机

卷筒

3轴 联轴器

三、

选择电动机:

1、选择电动机类型: 根据工作条件,选用 Y 系列三相笼型异步电动机,额定电压 380V。 2、选择电动机的容量: 电动机所需工作效率: Pd = 其中: Pw =

ηa

Pw

KW

FV KW 1000
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电动机至运输带的传动总效率为:

ηa = η1 iη 4 iη32 iη 4 iη5
2

式中:η1 = 0.96 ——带传动效率;

η2 = 0.98 ——轴承传动效率(滚子轴承) ; η3 = 0.97 ——齿轮的传动效率,齿轮精度 8 级; η4 = 0.99 ——齿轮联轴器传动效率; η5 = 0.96 ——卷筒的传动效率。
则:η a = 0.96 × 0.98 × 0.97 × 0.99 × 0.96 = 0.791
4 2

所以: Pd =

ηa

pw

=

FV 1600 ×1.30 = = 2.63KW 1000ηa 1000 × 0.791
60 × 1000V 60 × 1000 × 1.30 = = 95.54r / min πD π × 260
' '

3、确定电动机转速: 卷筒工作转速为: n =

查有关手册,取 V 带传动的传动比范围 i1 = 2 ~ 4 ,二级圆柱齿轮减速器传动比 i2 = 8 ~ 40 ,则总 传动比合理范围为 ia = 16 ~ 160 ,故电动机转速的可选范围:
' ' ' na = ia n = (16 ~ 160) × 95.54 = 1529 ~ 15287 r / min

符合这一范围的同步转速只有 3000 r / min 。 根据电动机所需容量和转速, 由有关手册查出只有一种使用的电动机型号, 此种传动比方案如下表: 电动机型号 额定功率 Ped ( KW ) 电动机转速

r / min
同步 满载 总传动比

传动装置传动比 V带 减速器

3000 Y100L1-2 3

2880

29.23
满载时

2.8

i1 3.7

i2 2.82

电流 A 6.4

效率% 82

功率因数 cos 0.87

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四、

确定传动装置的总传动比和分配传动比:
ia = nm 2880 = = 29.23 n 95.54

(1) 由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速,可得传动装置总传动比为:

(2) 分配传动装置传动比: ia = i0 i 式中, i0 , i 分别为带传动和减速器的传动比。 为使 V 带外廓尺寸不致过大,初步取 i0 = 2.8 (实际的传动比要在 V 带设计时,由选定大小带轮标 准直径之比计算) ,则减速器的传动比:

i=

ia 29.23 = = 10.44 i0 2.8

(3) 分配减速器的各级传动比。 按展开式布置。考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近,可由二级圆柱齿轮减速器传动比分配曲 线差得 i1 = 3.70 ,则 i2 =

i 10.44 = = 2.82 i1 3.70

五、

计算传动装置的运动和动力参数:

按电动机轴至工作机运动传递路线推算,得到各轴的运动和动力参数 1、 各轴转速: Ⅰ轴: n = Ⅰ

nm 2880 = = 1029r / min i0 2.8 n 1029 Ⅰ = = 278r / min i1 3.7 nΙΙ 278 = = 99r / min i2 2.82

Ⅱ轴: nⅡ =

Ⅲ轴: nΙΙΙ =

卷筒轴: nⅣ = nⅢ = 99r / min 2、 各轴输入功率: Ⅰ轴: P = Pd η 01 = Pd η1 = 2.63 × 0.96 = 2.52 KW Ⅰ Ⅱ轴: P = P η12 = P η 2 η3 = 2.52 × 0.98 × 0.97 = 2.40 KW Ⅱ Ⅰ Ⅰ Ⅲ轴: PΙΙΙ = P η 23 = P η 2 η3 = 2.40 × 0.98 × 0.97 = 2.28 KW Ⅱ Ⅱ 卷筒轴: P = PIII η34 = PIII η 2 η 4 = 2.28 × 0.98 × 0.99 = 2.21KW Ⅳ Ⅰ~Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘轴承效率 0.98,卷筒轴输出功率则为输入功率乘卷筒的 传动效率 0.96,计算结果见下表。

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3、 各轴输入转矩: 电动机输出转矩: Td = 9550

Pd 2.63 = 9550 × = 8.72 N m nm 2880

Ⅰ轴输入转矩: T = Td i0 η01 = Td i0 η1 = 8.72 × 2.8 × 0.96 = 23.44 N m Ⅰ Ⅱ轴输入转矩:

TⅡ = T i η12 = T i η2 η3 = 23.44 × 3.7 × 0.98 × 0.97 = 82.45 N m Ⅰ Ⅰ
Ⅲ轴输入转矩:

TⅢ = TⅡ i2 η 23 = TⅡ i2 η2 η3 = 82.45 × 2.82 × 0.98 × 0.97 = 221.03 N m
卷筒轴输入转矩: TⅣ = TⅢ η 2 η 4 = 221.03 × 0.98 × 0.99 = 214.44 N m Ⅰ~Ⅲ轴的输出转矩分别为输入转矩乘轴承效率 0.98,卷筒轴输出转矩则为输入转矩乘卷筒的 传动效率 0.96,计算结果见下表。

综上,传动装置的运动和动力参数计算结果整理于下表 综上,传动装置的运动和动力参数计算结果整理于下表:
功率 P ( kW ) 轴名 电机轴 I轴 II 轴 III 轴 卷筒轴 2.52 2.40 2.28 2.21 输入 输出 2.63 2.47 2.35 2.23 2.12 23.44 82.45 221.03 214.44 转矩 T ( N m) 输入 输出 8.72 22.97 80.80 216.61 205.86 转速 效率η

n(r / min)
2880 1029 278

传动比 i 2.8

0.96

3.7

0.95 0.95 0.97

2.82 99 99 1.00

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计算步骤

结果

六、

设计 V 带及带轮:

原始数据:工作条件及外廓尺寸、传动位置的要求,原动机为 Y 系列笼式异步电动 机, Pd = 2.63kW ,主动轮和从动轮转速 nm = 2880r / min , n1 = 1029r / min 传 动比 i = 2.8 。 1、 定 V 带型号和带轮直径: 工作情况系数:由教材表 11.5,单班制 8 小时,工作时有轻微振动计算 计算功率: Pc = K A Pd = 1.1× 2.63 选择型号:由图 11.15 小带轮直径:由表 11.6 大带轮直径: D2 = (1 ε ) 设 ε = 1% 大带轮转速: n2 = nI = (1 ε ) 2、 计算带长: 求 Dm : Dm =

K A = 1.1 Pc = 2.9kW
Z型

D1 nm 60 × 2880 = (1 0.1) × = 166mm 1029 nI D1 nm 60 × 2880 = (1 0.1) × D2 166

取 D1 = 60mm

选 D2 = 166mm

n2 = 1030.6r / min

D1 + D2 60 + 166 = = 113mm 2 2 D D1 166 60 求: = 2 = = 53mm 2 2 初取中心距: a = 650mm
2 532 = 3.14 × 113 + 2 × 650 + = 1659mm a 650

带长: L = π Dm + 2a + 基准长度:由图 11.4 3、 求中心距和包角: 中心距: a =

Ld = 1800mm

Ld π Dm 1 + ( Ld π Dm )2 8 2 4 4 1800 π × 113 1 = + (1800 π × 113) 2 8 × 532 4 4 D2 D1 小轮包角: α1 = 180 × 60 a 166 60 = 180 × 60 721

a = 721mm

α1 = 171.2 > 120

4、 求带根数: 带速: v = 传动比: i =

π D1 nm
60 × 1000

=

π × 60 × 2880
60 × 1000 v = 9.04m / s

nm 2880 = n2 1030.6

i = 2.79
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计算步骤 带根数:由表 11.8 由表 11.12

结果

P0 = 0.41kW ;由表 11.7 k L = 1.18 ;由表 11.10

kα = 0.98 ; P0 = 0.02
取 z = 6根

z=

Pc 2.9 = = 5.8 ( P0 + P0 )kα k L (0.41 + 0.02) × 0.98 × 1.18 Pc 2.5 kα ( ) + qv 2 vz kα

5、 求轴上载荷: 张紧力: F0 = 500 (表 11.4

q = 0.06kg / m )
F0 = 46.4 N

= 500 ×

2.9 2.5 0.98 ×( ) + 0.06 × 9.04 2 9.04 × 6 0.98

轴上载荷: FQ = 2 zF0 sin

α1
2

= 2 × 6 × 46.4 × sin

171.2 2

FQ = 555.2 N

带轮结构:大带轮采用轮辐式结构,由表 11.4 可知,采用 4 辐制结构 大带轮宽度: B = ( z 1) e + 2 f = 5 × 12 + 2 × 8 = 76mm

七、

齿轮减速器设计:

已知:齿轮减速器第一级输入功率 P I = 2.52kW ,输出功率 P II = 2.40kW ; 1 1 第二级输入功率 P2 I = 2.40kW ,输出功率 P2 II = 2.28kW 。 第一级小齿轮转速 n1 = 1029r / min ,传动比(齿数比) i1 = 3.7 ; 第二级小齿轮转速 n2 = 278r / min ,传动比(齿数比) i2 = 2.82 。 材料:一、二级小齿轮均用 40Cr,调质处理,硬度 260HB; 一、二级大齿轮均用 45 钢,调质处理,硬度 240HB。 齿面接触疲劳强度计算: 〈一〉 齿面接触疲劳强度计算: 1、 初步计算: 转矩: T1 = 9.55 × 10
6

PI 2.52 1 = 9.55 × 106 × n1 1029

T1 = 23388 N mm T2 = 82446 N mm

P 2.40 T2 = 9.55 × 106 2 I = 9.55 × 106 × n2 278
齿宽系数:查表 12.13 接触疲劳强度:由图 12.17C

σ H lim小 = 710MPa σ H lim 大 = 580MPa
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计算步骤 初步计算许用接触应力: σ H 小 = 0.9σ H lim 小 = 0.9 × 710

结果

σ H小 = 639MPa
σ H 大 = 522 MPa

σ H 大 = 0.9σ H lim 大 = 0.9 × 580
由表 12.16,取 Ad 1 = Ad 2 = 85 初步计算小齿轮直径: d1 ≥ Ad 3

σ d [σ H ]

T1

2



i1 + 1 i1
取 d1 = 45mm

= 85 × 3
d 2 ≥ Ad 3 T1

23388 3.7 + 1 × = 40.6 1× 5222 3.7

σ d [σ H ]

2

82446 2.82 + 1 i2 + 1 = 85 × 3 × = 63.1 i2 1× 5222 2.82
b2 = d 2 d 2 = 1× 65

d 2 = 65mm b1 = 45mm b2 = 65mm v1 = 2.42m / s v2 = 0.95m / s
一级选 8 级精度 二级选 9 级精度

初步齿宽: 2、 校核计算: 圆周速度: v1 =

b1 = d 1 d1 = 1× 45

= 60 × 1000 60 ×1000 π d 2 n2 π × 65 × 278 = v2 = 60 × 1000 60 × 1000

π d1 n1

π × 45 × 1029

精度等级:查表 12.6 齿数 z 和模数 m:第一级:初取 z1小 = 30, z1大 = i1 z1小 = 3.7 × 30 = 111

m1 = d1 / z1小 = 45 / 30 = 1.5
由表 12.3 取 m1 = 1.5 取 m1 = 1.5

则 z1小 = d1 / m1 = 45 /1.5

z1小 = 30 z1大 = 111

z1大 = z1小 × i1 = 30 × 3.7
第二级:初取 z2小 = 30, z2大 = i2 z2小 = 2.82 × 30 = 84.6

m2 = d 2 / z2小 = 65 / 30 = 2.2
由表 12.3 取 m2 = 2 取 m2 = 2

则 z2小 = d 2 / m2 = 65 / 2

z2小 = 33 z2大 = 92

z2大 = z2小 × i2 = 32.5 × 2.82

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计算步骤 使用系数:由表 12.9 动载系数:由图 12.9 齿间载荷分配系数:由表 12.10 第一级: F1t = 2

结果

K1 A = K 2 A = 1.10 K1V = 1.14 K 2V = 1.12

T1 23388 = 2× = 1039.5 N d1 45

k1 A F1t 1.1× 1039.5 = = 25.4 N / mm < 100 N / mm 45 b1

ε1α = [1.88 3.2(

1 1 1 1 + )]cos β = 1.88 3.2 × ( + ) z1小 z1大 30 111

ε1α = 1.74
Z1ε = 0.87 K1Hα = 1.32

Z1ε =

4 ε1α 4 1.74 = 3 3
1 1 = 2 Z1ε 0.87 2 T2 82446 = 2× = 2536.8 N d2 65

由此得: K1Hα =

第二级: F2 t = 2

k2 A F2t 1.1× 2536.8 = = 42.9 N / mm < 100 N / mm b2 65

ε 2α = [1.88 3.2(

1 1 1 1 + )]cos β = 1.88 3.2 × ( + ) z2小 z2大 32.5 91.7

ε 2α = 1.75
Z 2ε = 0.87 K 2 Hα = 1.32

Z 2ε =

4 ε 2α 4 1.75 = 3 3
1 1 = 2 Z 2ε 0.87 2
2

由此得: K 2 Hα =

齿向载荷分布系数:表 12.11

K1H β

b = A + B 1 + C 103 b1 = 1.17 + 0.16 × 12 + 0.61× 103 × 45 d1 b = A + B 2 + C 103 b2 = 1.2 + 0.16 ×12 + 0.7 × 103 × 65 d2
2

K1H β = 1.36 K 2 H β = 1.41

K2H β

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计算步骤 载荷系数: K1 = K1 A K1V K1Hα K1H β = 1.1× 1.14 × 1.32 × 1.36

结果

K1 = 2.25 K 2 = 2.29

K 2 = K 2 A K 2V K 2 Hα K 2 H β = 1.1× 1.12 ×1.32 × 1.41
弹性系数:表 12.12

Z E1 = 189.8 MPa
Z1H = Z 2 H = 2.5

Z E 2 = 189.8 MPa

节点区域系数:图 12.16

接触最小安全系数:表 12.14

S H lim1 = 1.05 S H lim 2 = 1.00
总工作时间:按每年 300 工作日 t1h = t2 h = 8 × 300 × 8 = 19200h 应力循环次数: N L1小 = 60γ 1n1t1h = 60 × 1× 1029 × 19200

t1h = t2 h = 19200h

N L1小 = 1.19 × 109 N L1大 = 3.20 × 108 N L 2小 = 3.20 × 108 N L 2大 = 1.14 ×108

N L1大 = N L1小 / i1 = 1.19 × 109 / 3.7
N L 2小 = 60γ 2 n2t2 h = 60 × 1× 278 × 19200

N L 2大 = N L 2小 / i2 = 3.20 × 108 / 2.82
接触寿命系数:图 12.18

Z N 1小 = 0.93 Z N 1大 = Z N 2小 = Z N 2 大 = 0.98

许用接触应力:

σ H 1小 = σ H 1大 = σ H 2小 =

σ H lim小 Z N 1小
S H lim1

=

710 × 0.93 = 628.9MPa 1.05 580 × 0.98 = 541.3MPa 1.05 710 × 0.98 = 695.8MPa 1.00 580 × 0.98 = 568.4MPa 1.00

σ H lim 大 Z N 1大
S H lim 2

=

σ H lim小 Z N 2小
S H lim 2

=

σ H 2 大 =

σ H lim 大 Z N 2大
S H lim 2

=

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计算步骤 验算:第一级: σ H 1 = Z E1 Z H 1 Z ε 1

结果

2 K1T1 i1 + 1 b1d12 i1

σ H 1 = 500MPa
< σ H 1大

= 189.8 × 2.5 × 0.87 ×
第二级: σ H 2 = Z E 2 Z H 2 Z ε 2

2 × 2.25 × 23388 3.7 + 1 × 45 × 452 3.7

2 K 2T2 i2 + 1 b2 d 2 2 i2 2 × 2.28 × 82446 2.82 + 1 × 65 × 652 2.82

σ H 2 = 562.2MPa
< σ H 2大

= 189.8 × 2.5 × 0.87 ×

计算结果表明,接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无需调整。

3、 确定传动尺寸 实际分度圆直径: 第一级: m1 = 1.5

z1小 = 30

z1大 = 111

d1小 = m1 z1小 = 1.5 × 30 d1大 = m1 z1大 = 1.5 × 111
中心距: a1 =

d1小 = 45mm d1大 = 167 mm

m1 ( z1小 + z1大 ) 2

=

1.5 × ( 30 + 111) 2

a1 = 106mm
b1小 = 50mm b1大 = 45mm

齿宽: b = d 1 d1 = 1× 45 = 45mm

第二级: m2 = 2

z2小 = 33

z2大 = 92

d 2小 = m2 z2小 = 2 × 33 d 2大 = m2 z2大 = 2 × 92
中心距: a2 =

d 2小 = 66mm d 2大 = 184mm

m2 ( z2小 + z2大 ) 2

=

2 × ( 33 + 92 ) 2

a2 = 125mm
b2小 = 70mm b2大 = 66mm

齿宽: b = d 2 d 2 = 1× 66 = 66mm

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计算步骤 齿根弯曲疲劳强度验算: 〈二〉 齿根弯曲疲劳强度验算: 重合度系数: Yε = Yε 1 ≈ Yε 2 = 0.25 + 0.75 / ε1α = 0.25 + 0.75 /1.74 齿间疲劳分配系数:表 12.10

结果

Yε = 0.68 K Fα = 1.47 K F β 1 = 1.36 K F β 2 = 1.41 K1 = 2.51 K 2 = 2.55

K Fα = K Fα 1 = K Fα 2 = 1/ Yε = 1/ 0.68
由图 12.14

齿间载荷分布系数: b1/h1 =45/(2.25 × 1.5)=13.33

b 2 /h 2 =66/(2.25 × 2)=14.44
载荷系数: K1 = K A1 KV 1 K Fα K F β = 1.1× 1.14 ×1.47 × 1.36

K 2 = K A2 KV 2 K Fα K F β = 1.1× 1.12 × 1.47 × 1.41
齿形系数:图 12.21 YFa 1小 = 2.52

YFa1大 = 2.18 YFa 2 大 = 2.21

YFa 2小 = 2.45

应力修正系数:图 12.22 Ysa1小 = 1.62 Ysa1大 = 1.82

Ysa 2小 = 1.64 Ysa 2大 = 1.81
弯曲疲劳极限:图 12.23c

δ F lim小 = 600 Mpa δ F lim 大 = 450Mpa

弯曲最小安全系数:表 12.14 S F lim1 = S F lim 2 = 1.25

应力循环次数: N L1小 = 60γ 1n1t1h = 60 × 1× 1029 × 19200

N L1小 = 1.19 × 109 N L1大 = 3.20 × 108 N L 2小 = 3.20 × 108 N L 2大 = 1.14 ×108

N L1大 = N L1小 / i1 = 1.19 × 109 / 3.7
N L 2小 = 60γ 2 n2t2 h = 60 × 1× 278 × 19200

N L 2大 = N L 2小 / i2 = 3.20 × 108 / 2.82
弯曲寿命系数:图 12.24 YN 1小 = 0.90 YN 1大 = 0.97

YN 2小 = YN 2大 = 0.97
尺寸系数:图 12.25 YX 1 = YX 2 = 1.0

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计算步骤 许用弯曲应力: 第一级: δ F 1小 =

结果

δ F lim小YN 1小YX 1
sF lim1

=

600 × 0.9 × 1.0 = 432Mpa 1.25 450 × 0.97 ×1.0 = 349.2Mpa 1.25 600 × 0.97 × 1.0 = 465.6Mpa 1.25 450 × 0.97 × 1.0 = 349.2Mpa 1.25

δ F 1大 =
第二级: δ F 2小 =

δ F lim 大YN 1大YX 1
sF lim1

=

δ F lim小YN 2小YX 2
sF lim 2

=

δ F 2大 =

δ F lim 大YN 2大YX 2
sF lim 2

=

验算: 第一级:

δ F 1小 =

2 K1T1 2 × 2.51× 23388 YFa1小Ysa1小Yε = × 2.52 × 1.62 × 0.68 45 × 45 ×1.5 b1d1m 1

δ F 1小 = 107.3Mpa
< δ F 1小

δ F 1大 = δ F 1小
第二级:

YFa1大Ysa1大 2.18 × 1.82 = 107.3 × YFa1小Ysa1小 2.52 ×1.62

δ F 2 = 104.3Mpa
< δ F 1大

2K T 2 × 2.55 × 82446 δ F 2小 = 2 2 YFa 2小Ysa 2小Yε = × 2.45 × 1.64 × 0.68 b2 d 2 m 2 66 × 66 × 2

δ F 1小 = 136Mpa
< δ F 2小

δ F 2 大 = δ F 2小

YFa 2大Ysa 2大 2.21× 1.81 = 136 × 2.45 × 1.64 YFa 2小Ysa 2小

δ F 2 = 135.4Mpa
< δ F 2大

传动无严重过载,故不做静强度校核。

八、

减速器机体结构尺寸:

减速器机体是用以支持和固定轴系零件并保证传动件的啮合精度和良好的润滑及轴系可靠密封 的重要零件。 本设计减速器机体采用铸造机体,由铸铁 HT150 制成,铸铁具有较好的吸振性,容易切削且承 压性能好。减速器机体才哟个割分式结构,其剖分面与传动件平面重合。 查有关手册,铸铁减速器机体结构尺寸: 名称 机座壁厚 机盖壁厚 计算公式 计算结果

δ = 0.025a2 + 3 ≥ 8 δ1 = 0.02a2 + 3 ≥ 8
第 12 页 共 24 页

δ = 8mm

δ1 = 8mm

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机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 机盖与机座联接螺栓直径 联接螺栓 d2 的间距 轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 定位销直径

b = 1.5δ

b = 12mm

b1 = 1.5δ1 b2 = 2.5δ
d f = 0.036a2 + 12 a2 ≤ 250, n = 4 d1 = 0.75d f d 2 = 0.5d f
查手册

b1 = 12mm b2 = 20mm
d f = 16mm n=4 d1 = 12mm d 2 = 8mm l = 160mm d 3 = 7.0mm d 4 = 5mm d = 6.0mm c1 = 18mm c2 = 16mm R = 16mm h = 45mm l1 = 42mm 1 = 10mm 2 = 10mm

d 3 = 0.4d f d 4 = 0.3d f d = 0.7 d 2
查手册 查手册 查手册 便于扳手操作为准

d f , d1 , d 2 至外机壁距离 d1 , d 2 至凸缘边缘距离
轴承旁凸台半径 凸台高度 外机壁距轴承座端面距离 大齿轮顶缘与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 机盖、机座肋厚 轴承端盖外径 轴承端盖凸缘厚度 轴承旁联接螺栓距离

l1 = c1 + c2 + 8 1 > 1.2δ 2 > δ

m1 = 0.85δ1 m = 0.85δ D2 = 轴承座孔直径 +5d 3 t = 1.2)d 3 (1 S ≈ D2

m1 = 7 mm m = 8mm D2 = 80mm t = 8mm S = 80mm

其他机体结构尺寸以使机体结构更加紧凑、造型更加美观为标准设计计算取值,此二级减速器中, a 取低 速级中心距 a2 。
第 13 页 共 24 页

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计算步骤

结果

九、

轴的设计

已知:齿轮减速器第一级输入功率 P I = 2.52kW ,输出功率 P II = 2.40kW ; 1 1 第二级输入功率 P2 I = 2.40kW ,输出功率 P2 II = 2.28kW 。 第一级小齿轮转速 n1I = 1029r / min ,大齿轮转速 n1II = 278r / min ; 小齿轮转矩 T1I = 23.44 N mm , 大齿轮转矩 T1II = 82.45 N mm 。 第二级小齿轮转速 n2 I = 278r / min ,大齿轮转速 n2 II = 99r / min ; 小齿轮转矩 T2 I = 82.45N mm ,大齿轮转矩 T2 II = 221.03N mm 。 轴材料采用 45 钢,调质处理, σ B = 650 MPa , σ S = 360 MPa 1 初步计算轴径: (按纯扭转并降低许用扭转切应力确定轴径 d) 1 轴: d ≥ C 3

PI 1 n1I P II 1 n1II P2 II n2 II

查表 16.2 取 C=112

d ≥ 15.1mm

取 d = 18mm

2 轴: d ≥ C 3

查表 16.2 取 C=112

d ≥ 23.0mm

取 d = 26mm

3 轴: d ≥ C 3 2

查表 16.2 取 C=112

d ≥ 31.9mm

取 d = 38mm

轴的径向尺寸确定: (1) 1 轴: d = 18mm 轴肩: d1 = d + 3c1 取 d1 = 22mm

与轴承相配轴径: d 2 = 30mm (深沟球轴承 6206) 轴肩: d 3 = 63mm (2) 2 轴: d = 26mm 与轴承相配轴径: d1 = 35mm (深沟球轴承 6207) 轴肩: d 2 = 38mm 齿轮轴径: d1大 = 46mm d 2小 = 40mm 轴肩: d 3 = 66mm 齿轮轴径: d 4 = 45mm

第 14 页 共 24 页

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计算步骤 (3) 3 轴: d = 38mm (考虑到联轴器的选择) 轴肩: 取 d1 = 49mm 与轴承相配轴径: d 2 = 45mm (深沟球轴承 6209) 齿轮轴径: d 3 = 51mm 轴肩: d 4 = 88mm 轴的径向尺寸的校核: (1) 1 轴: 轴承各段轴长:由大带轮宽度可知: s = 76mm 其中: l1 = 103mm l2 = 49mm l3 = 60mm (2) 2 轴: 轴承各段轴长:由第一级大齿轮宽度可知: s1 = 45mm 第二级小齿轮宽度可知: s2 = 70mm 其中: l1 = 17 mm l2 = 43mm l3 = 10mm l4 = 68mm

结果

3

l5 = 17 mm
(3) 3 轴: 轴承各段轴长:由选择的联轴器知 s = 65mm 其中: l1 = 92mm l2 = 63mm l3 = 61mm 轴的校核: (1) 1 轴 轴受力分析:圆周力: Ft =

4

2T1I 2 × 23.44 = d1小 45 × 103

Ft = 1042 N

径向力: Fr = Ft tan α = 1042 × tan 20 带轮作用在轴上的力: F = FQ

Fr = 379 N F = 555 N

第 15 页 共 24 页

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计算步骤 水平支承反力:

结果

FR' 1 =

F (l1 + l2 + l3 ) + Fr l3 555 × (103 + 49 + 60) + 379 × 60 = l2 + l3 49 + 60 Fl1 Fr l2 555 × 103 379 × 49 = l2 + l3 49 + 60
'' ''

FR' 2 = 1220.9 N

FR' 2 =

FR' 1 = 286.9 N

垂直支承反力: FR1 = FR 2 = Ft / 2 = 1042 / 2 = 521N 轴受力图:如图 9.1 水平受力图:如图 9.2 画弯矩图: 水平弯矩图:如图 9.4 垂直弯矩图:如图 9.5 合成弯矩图:如图 9.6 许用应力: 用插入法由表 16.3 查 应力校核系数 α = 当量弯矩: M e = 垂直受力图:如图 9.3

M = 25632 N mm T = 18868 N mm

[σ 0b ] = 102.5MPa [σ 1b ] = 60MPa
α = 0.59

[σ 1b ] = 60 [σ 0b ] 102.5
2

M 2 + (α T ) = 256322 + (0.59 ×18868) 2
d e = 16.7 mm

= 27945N mm
轴的最小直径: d e =
3

Me 27945 =3 0.1[σ 1b ] 0.1× 60

由计算可知,轴的直径 d > d e ,满足使用条件,轴是安全的。

图 9.1

第 16 页 共 24 页

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计算步骤

结果

图 9.2

图 9.3

图 9.4

图 9.5

图 9.6

第 17 页 共 24 页

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计算步骤 (2) 2 轴 轴受力分析: 第一级:圆周力: Ft1 =

结果

2T1II 2 × 82.45 = d1大 167 × 103

Ft1 = 987 N

径向力: Fr1 = Ft1 tan α = 987 × tan 20 第二级:圆周力: Ft 2 =

Fr1 = 359 N Ft 2 = 2498 N

2T2 I 2 × 82.45 = d 2小 66 × 103

径向力: Fr 2 = Ft 2 tan α = 2498 × tan 20 水平支承反力: FR1 =
'

Fr 2 = 909 N FR' 1 = 520 N

Fr(l2 + l3 + l4) Fr1l4 909 × 68 + 60 + 43) 359 × 43 ( 2 = l1 + l2 + l3 + l4 98 + 68 + 60 + 43 F(l2 + l3 + l4) Fr 2l2 359 × 68 + 60 + 43) 909 × 68 ( r1 = l2 + l3 + l4 + l5 68 + 60 + 43 + 61
''

FR' 2 =
''

FR' 2 = 86 N

垂直支承反力: FR1 = FR 2 =

Ft1 + Ft 2 = 3485 / 2 = 1742.5 N 2
垂直受力图:如图 9.9

轴受力图:如图 9.7 水平受力图:如图 9.8 画弯矩图: 水平弯矩图:如图 9.10 垂直弯矩图:如图 9.11 合成弯矩图:如图 9.12 许用应力: 用插入法由表 16.3 查 应力校核系数 α = 当量弯矩: M e =

M 1 = 37336 N mm M 2 = 80894 N mm T1 = 102648 N mm T2 = 141785 N mm

[σ 0b ] = 102.5MPa [σ 1b ] = 60MPa

[σ 1b ] = 60 [σ 0b ] 102.5
2

α = 0.59

M 2 2 + (αT ) = 808942 + (0.59 × 141785) 2
d e = 26.9mm

= 116369N mm
轴的最小直径: d e =
3

Me 116369 =3 0.1[σ 1b ] 0.1× 60

由计算可知,轴的直径 d > d e ,满足使用条件,轴是安全的。

第 18 页 共 24 页

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计算步骤

结果

图 9.7

图 9.8

图 9.9

图 9.10

第 19 页 共 24 页

机械设计课程设计说明书

计算步骤

结果

图 9.11

图 9.12 (3) 3 轴: 轴受力分析:圆周力: Ft =

2T2 II 2 × 221.03 = d 2大 184 × 103

Ft = 2403 N

径向力: Fr = Ft tan α = 2403 × tan 20 两键对称安装,联轴器对轴的作用力合力为 0. 水平支承反力: FR1 = FR 2 = Fr / 2 = 875 / 2
' '

Fr = 875 N

垂直支承反力: FR1 = FR 2 = Ft / 2 = 2403/ 2
'' ''

轴受力图:如图 9.13 水平受力图:如图 9.14 画弯矩图: 水平弯矩图:如图 9.16 垂直弯矩图:如图 9.17 合成弯矩图:如图 9.18 许用应力: 用插入法由表 16.3 查

垂直受力图:如图 9.15

FR' 1 = FR' 2 = 437 N FR''1 = FR'' 2 = 1639 N
M = 66408 N mm T = 199500 N mm

[σ 0b ] = 102.5MPa [σ 1b ] = 60MPa

第 20 页 共 24 页

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计算步骤 应力校核系数 α = 当量弯矩: M e =

结果

[σ 1b ] = 60 [σ 0b ] 102.5
2

α = 0.59

M 2 + (α T ) = 664082 + (0.59 × 199500) 2
d e = 28.2mm

= 135146N mm
轴的最小直径: d e =
3

Me 135146 =3 0.1[σ 1b ] 0.1× 60

由计算可知,轴的直径 d > d e ,满足使用条件,轴是安全的。

图 9.13

图 9.14

图 9.15

第 21 页 共 24 页

机械设计课程设计说明书

计算步骤

结果

图 9.16

图 9.17

图 9.18 5 轴承寿命校核: (1) 1 轴选用轴承 深沟球轴承 6206 查手册 B=16mm

D=62mm 基本额定动载荷: Cr = 19.5kN

ε =3

n1I = 1029r / min

P = Fr = 379 N

16670 Cr 16670 19.5 × 103 Lh = × = n1I P 1029 379
满足使用要求。

Lh = 833年

第 22 页 共 24 页

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计算步骤 (2) 2 轴选用轴承 深沟球轴承 6207 查手册 B=17mm

结果

D=72mm 基本额定动载荷: Cr = 25.5kN

ε =3

n2 I = 278r / min

因Fr 2 > Fr1,所以P取Fr 2 = 909 N
3 16670 25.5 × 10 = × 278 909

Lh =

16670 Cr n2 I P

Lh = 1682年

满足使用要求。 (3) 3 轴选用轴承

深沟球轴承 6209

查手册 B=19mm D=85mm 基本额定动载荷:

Cr = 31.5kN

ε =3

n2 II = 99r / min

P = Fr = 875 N
3 16670 31.5 × 10 = × 99 875

Lh =

16670 Cr n2 II P

Lh = 6062年

满足使用要求。 6 键的设计: (1) 1 轴 d=18mm 选用 A 型普通键 b × h=6 × 6 长度 l = 45mm (2) 2 轴 d=26mm 选用 A 型普通键 b × h=8 × 7 第一级长度 l = 40mm 第二级 l = 40mm (3) 3 轴 d=38mm 选用 A 型普通键 b × h=10 × 8 长度 l = 60mm d=51mm 选用 A 型普通键 b × h=14 × 9 长度 l = 60mm

十、

联轴器的选择:
联轴器的转矩:查表 19.3,取 K = 1.3 ,又 T = 216.61N mm ,为 3 轴输出转矩。

Tc = KT = 1.3 × 216.61 = 281.6 N m
查手册,联轴器选用型号 YL9 凸缘联轴器,其参数:J 型,长度 L = 60mm 直径 D = 140mm

十一、 十一、 润滑方式的确定:
因传动装置为轻型传动,且传速较低,故轴承采用脂润滑,齿轮采用浸油润滑。

第 23 页 共 24 页

机械设计课程设计说明书

十二、 十二、 设计小结:
通过本次设计,我又系统地运用了所学的理论知识,并在实践中对所学加以巩固,同时熟练掌握了 查手册和表格,还学会了使用 word 和公式编辑器时的一些技巧,特别是进一步熟悉 Auto CAD 绘图,温 故而知新,使本人感到收获匪浅。但是因水平与时间所限,其中错误在所难免,本人需在今后的学习中 进一步提高!

十三、 十三、 参考资料:
1、 《机械设计》 (第四版) 邱宣怀 主编,高等教育出版社,1997; 2、 《机械设计课程设计指导书》 (第二版) 龚溎义 主编,高等教育出版社,1990; 3、 《机械零件手册》 (第五版) 周开勤 主编,高等教育出版社,2001; 4、 《材料力学》 (第 4 版) 刘鸿文 主编,高等教育出版社,2006.1; 5、 《互换性和技术测量》 (第四版) 廖念钊等 主编,中国计量出版社,2006.

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