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机械课程设计


一.电动机的选择 电动机的选择 设 计 内 计算及说明 计算结果 容 1.选择 按工作要求及条件,选用一般用途的 Y 系列全封闭自扇 电动机 冷式笼型三相异步电动机 (1)计算工作所需功率 Pw Fv 5250 × 1.0 Pw = = =6.43KW 1000 × 0.94 1000 × 0.94 (2)计算电动机输出功率 Pd Pw=4.56KW

按《常用机械传动效率简表》确定各部分效率为 滚动轴承效率 η1=0.995,圆锥齿轮传动效率 η2=0.95, 2.选择 圆 柱 齿 轮 的 传 动 效 率 η =0.97 , 浮 动 联 轴 器 效 率 3 电 动 机 η4=0.98。 容量 传动装置总效率为: η =0.87 3 2 3 2 η =η1 η2η3η4 =0.995 ×0.95×0.97×0.98 =0.87 Pd≈6.10KW Pw 6.43 电动机所需功率为 Pd= = ≈5.63KW η 0.87 因载荷变动微小,Pe>Pd 即可,由《Y 系列三相异步电 动机型号及相关数据(ZBK 22007—1988) ,选额定功 》 率为 7.5KW。 (3)确 输送机卷筒转速: nw≈120.96r/min 60 × 1000v 60 × 1000 × 1.0 定电动 n w= = ≈47.77r/min 机的转 πD 3.14 × 400 速 通常,圆柱齿轮传动比范围 i1=4~6, 单级圆锥齿轮的 传动比范围 i2=2~3,则电动机转速可选范围为 nd’=nw i1’ i2’=47.77 × (2 × 4 ~ 3 × 6)=382.16 ~ 859.96r/min 符 合 这 一 同 步 转 速 范 围 的 只 有 750r/min, 。 选 用 750r/min 同步转速电机,选用 Y160L-8 型电动机 传动比的计算及分配 二.传动比的计算及分配 传动比的计算及 1. 总 传 nm 720 比 i 总= = =15.07

nw

47 .77

2. 分 配 传动比

i锥齿 = 2.5

i柱齿 =

15.07 = 6.03 2.5

0 轴——电动机轴 P0=Pd=6.43KW n0=nm=720r/min T0=9550 P0=6.10KW n0=970r/min

P0 6.43 =9550 × ≈85.29N·m n0 720

T0≈60.06N·m

1 轴——高速轴 P1=P0η4=6.30KW n1= n0 =720r/min

P1=5.856KW n1≈323.33r/min

T1=9550

6.30 P 1 =9550 × ≈83.56N·m n1 720

T1≈172.97N·m

2 轴——低速轴 3. 各 轴 P2=P1η1η2=6.30×0.995×0.95≈6.08KW 的功率, n1 720 转 速 及 n 2= i 2 = 2 . 5 =288r/min 转矩 T2= 9550

P2≈5.508KW n2≈120.96r/min

6.08 P2 = 9550 × ≈201.61N·m n2 288

T2≈434.87N·m

3 轴——圆柱齿轮轴 P3=P2η4=6.08×0.98=5.96KW n3= n2=288r/min T3= 9550 P3=5.234KW n3=120.96r/min

6.08 P3 = 9550 ≈197.63N·m n3 288

T3=≈413.23N·m

4 轴——卷筒轴 P4=P3η3=5.96×0.97=5.63KW n4=47.77r/min P4=P3η3=5.63KW n4=47.77r/min

T4=9550

5.63 P4 =9550 × ≈1125.53N·m n4 47.77

T4=1125.53N·m

三.直齿圆锥齿轮传动设计 计算项目 计算及说明

计算结果

1.齿轮得 小齿轮选用 40Cr,调质处理,齿面硬度为 270 HBW1。大齿轮选 材料及热 用 35SiMn 钢 , 调 质 处 理 , 齿 面 硬 度 240HBW2 , 处理方法 HBW1-HBW2=270-240=30,合适,粗选 8 级精度

因为是软齿面闭式传动,故按齿面接触疲劳强度进行设计,其 公式为:

3

d≥

4 KT1 Z Z ( E H )2 2 φ R u (1 ? 0.5φ R ) [σ ]H

1)小齿轮上的转矩 T1=83560N·mm 2)由于速度 v 未知,初选 Kt=1.0 3)查表弹性系数 Z E =189.8 4)直齿轮,查表节点区域系数 Z H = 2.5 5)齿数比 u=2.5 6)齿宽系数 φR =0.25—0.3,取 φR =0.3 7) σH= 2. 初 步 计 算传动的 主要尺寸

Z N σ H lim SH

N 1= 60n1 aLh = 60 × 720 × 1.0 × 2 × 8 × 300 × 10 = 2.07 × 10 9

N 2= N1 ÷ u = 2.07×109 ÷ 2.5 = 8.29×108
查得寿命系数 Z N 1 = 1.00 , Z N 2 = 1.06 ,取安全系数 SH=1.0

查得 σHlim1=720Mpa, σHlim2=670Mpa,

故[σH1]=

Z N 1σ H lim 1 1 .0 × 720 = =720Mpa SH 1 .0
Z N 2σ H lim 2 1 .06 × 670 = =710.2Mpa SH 1 .0

[σH2]=

取 [σ ]H =710.2Mpa,初算小齿轮分度圆直径
3

d1t≥
3

4 KT1 Z Z ( E H )2 2 φ R u (1 ? 0 .5φ R ) [σ ]H

=

4 × 1 .0 × 83560 189 .8 × 2 .5 2 ( ) 2 0.3 × 2 .5 × (1 ? 0 .5 × 0.3) 710 .2

=61.16mm

(1)计算载荷系数 由表查得使用系数 K A= 1.0 齿宽中点处直径 dm1= d1t(1-0.5 φR )=61.16×(1-0.5×0.3)=51.99mm 圆周速度 v =

π d m 1 n1
60 × 1000
=

3.14 × 51.99 × 720 =1.96m/s 60 ×1000

由图按 8 级精度查得由表查得使用系数 K V = 1.12

3. 确 定 传 动尺寸

φ dm

φ R u 2 + 1 0 .3 × 2 . 5 2 + 1 = = = 0 .48 2 ? φR 2 ? 0 .3

由图查得齿向载荷分配系数 Kβ = 1.21

K = K A KV Kβ = 1.0 ×1.12×1.21= 1.35
(2)校正 d1t

d1 = d1t 3

K 1.35 = 61.16× 3 = 67.59 Kt 1.0

(3)确定齿数,验算传动比 取小齿轮齿数 Z1=25,则大齿轮 Z2=25×2.5=62.5,取 Z2=63, 实际传动比 i =

63 =2.52,与要求相差不大,可用。 25

(4)计算大端模数 m =

d1 67.59 = =2.70 Z1 25

查表取标准模数 m=2.75 (5)计算分度圆直径 d1=mZ1=2.75×25=68.75mm d2=mZ2=2.75×63=173.25mm 6)计算外锥距 m 2.75 R= Z 1 u 2 + 1 = × 25 × 2.5 2 + 1 =92.56mm 2 2 7)计算齿宽

b= φR R=0.3×92.56=27.77mm 3. 确 定 传 取 b1=b2=28mm 动尺寸 齿根弯曲疲劳强度公式为 σ F=

2 KT 1Y F Y s bm 2 Z 1

(1) K,b,m 和 φR 同前 (2) 圆周力为:

Ft =

2T1 2 × 83560 = = 2859 . 81 d 1 (1 ? 0 . 5φ R ) 68 . 75 × (1 ? 0 . 5 × 0 . 3 )

(3) 计算分度圆锥角

cos δ 1 =
cos δ 2 =

u u2 +1 1 u +1
2

2.5
=

2.5 2 + 1 1

=0.9285

4.齿轮疲 劳强度设 计

=

2.5 2 + 1
= arcos

=0.3714

u
δ1=arcos

2.5 2.5 2 + 1
=21.8014°

u +1
2

δ2=90°-δ1=90°-20.8014°=68.1986° (2)计算当量齿数 Zv1=

Z1 25 = =26.9251 cos δ 1 cos 21.8014o
Z2 46 = =169.6284 cosδ 2 cos 68.1986o

Zv2=

查的 YF1=2.57, YF2=2.06,YS1=1.60, YS2=1.87 (3)校核许用弯曲应力 查得 σFlim1=620Mpa, σFlim2=580Mpa, 查得寿命系数 YN 1 = 1.00 , YN 2 = 1.00 ,取安全系数 SF=1.25

故[σF1]=

YN 1σ F lim 1 1 .0 × 620 = =496Mpa SF 1 .25

[σF2]=

YN 2σ F lim 2 1 .0 × 580 = =464Mpa SF 1 .25

4.齿轮疲 3.验算轮齿弯曲疲劳强度 劳强度设 2 KT 1Y F 1Y s1 2 × 1.35 × 83560 × 2.57 × 1.60 = =175.25Mpa σF1= 计 bm 2 Z 1 28 × 2.75 2 × 25 [σF1]=496Mpa, σF1<[σF1],故安全。 σF2=σF1

Y F 2Ys 2 2 . 06 × 1 . 87 = 175 .25 × =164.18Mpa Y F 1Y s1 2 . 57 × 1 . 60

[σF1]=464Mpa, σF1<[σF1],故安全

ha = m = 2.75mm
hf = 1.2m = 1.2 × 2.75 = 3.3mm
u
δ1=arcos

2.5
= arcos

u2 +1

2.5 2 + 1

=21.8014°

δ2=90°-δ1=90°-20.8014°=68.1986 5. 计 算 锥 齿轮传动 的其他几 何尺寸

da1 = d1 + 2mcosδ1 = 68.75+ 2 × 0.9285= 73.86mm da2 = d2 + 2mcosδ 2 = 17325+ 2 × 0.3714= 175.25mm . d f 1 = d1 ? 2.4mcosδ1 = 68.75? 2.4 × 2.75× 0.9285=62.62mm
d f 2 = d 2 ? 2.4m cos δ 2 = 173.25 ? 2.4 × 2.75 × 0.0.3714 = 170.8 mm

d m1 = d 1 (1 ? 0.5φ R ) = 68.75 × (1 ? 0.5 × 0.3) = 58.44 mm d m 2 = d 2 (1 ? 0.5φ R ) = 173.25 × (1 ? 0.5 × 0.3) = 147.26 mm

四.齿轮作用力的计算
计算项目 1. 已 知 条 件 计算及说明 计算结果

小齿轮转矩 T1=83560N·mm,转速,n1=720r/min,小齿轮大端 分度圆直径 d1=68.75mm, cos δ 1 =0.9285, δ1=21.8014°

2. 小 锥 齿 轮上的作 用力

圆周力 Ft1 = 径向力

2T1 2 × 83560 = = 2859.81N d m1 58.44

Fr1 = Ft1 tan α cos δ1 = 2859.81× tan 20。× 0.9285 = 966.46N
轴向力

Fa1 = Ft1 tan α cos δ 2 = 2859.81× tan 20。× 0.3714 = 386.58N
3. 大 锥 齿 轮 大锥齿轮上的圆周力,径向力,轴向力分别与小锥齿轮的圆周力,轴向 力,径向力大小相等方向相反

五.轴的结构设计 1.高速轴的设计 (如表) 计算及说明 计算结果 计算项目 1. 已 知 高速轴传递的功率 P = 6.30kW,转矩 T1=83560N·mm, 1 条件 转速,n1=720r/min,小齿轮大端分度圆直径 d1=68.75mm ,齿宽中点处分度圆直径 d m1 = 58.44 ,齿宽 b=28mm。 2. 选 择 轴 根据所传递的功率选择常用的材料 Q235 钢,调质处理 的材料 按扭转强度估算轴的最小直径
3

dmin≥ A0

P n
3

3. 初 算 轴 查表取 A0=100,于是得 dmin≥ 100× =20.61mm 720 径 因 为 轴 与 联 轴 器 连 接 有 键 槽 , 增 大 轴 径 3% ~ 5% , 则
d ≥ 20.61 + 20.61 × (0.03 ~ 0.05) = 21.23 ~ 21.64 mm

6.30





d min = 22mm
1.轴承部件的结构设计 轴的结构初步设计及构想如图 1 所 . 示,为方便轴承部件的装拆,减速器的机体采用剖分式结构。 该减速器发热小、轴不长,故轴承采用两端固定方式。按轴上 4. 结 构 设 零件的安装顺序,从最小直径开始设计 计 轴段○径和安装联轴器轴段设计,此段设计应与联轴器设 1 计同步进行。由最小直径可初定轴段○的轴径 25mm ,选择联 1 轴器型号为 GYH3,轴孔长度 J1 型,L=44mm,由于安装轴承部分

长度应比 L 略小,取 L=42mm,为了避免轴承段内经过大导致 轴承寿命过长,因此选择轴套定位,轴套内径取 25mm,外径可 由轴承内径,轴肩高度及密封圈尺寸确定。经计算,该处轴的 圆周速度小于 3 m/s ,可选用毡圈油封,考虑到轴套的另一端 顶在轴承内圈上,并起固定作用,因而轴套外径应大于轴承内 径 , 暂 定 轴 承 内 径 为 30mm , 则 由 表 查 得 , 选 毡 圈 35JB/ZQ4606-1997,则轴套外径取为 35mm。 2.轴段○和○的设计 2 4 此段安装轴承,考虑到轴承受较大的轴

向力,故选用圆锥滚子轴承,初选轴承 32306,由表查得轴承 内径 d=30mm,外径 D=72mm,宽度 B=27,T=28.75mm 外径定位轴 肩 内 径 59-65mm , 时 轴 的 力 作 用 点 距 外 圈 大 端 面 的 距 离 a=18.9mm,故 d2=30,带轮定位轴套应顶到轴承内圈端面,则 该处轴段长度应略短于轴承内圈宽度,取 25mm ,该减速器锥 齿轮的元之后后速度小于 2m/s ,故轴承采用脂润滑。 4. 结 构 设 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号,则 d4=30mm ,该 计 处轴承右侧为挡油环,对小齿轮 1 起定位作用,为保证其能够 顶到轴承端面,该处轴径长度应比轴承宽度略短,故取 L4=25mm. 3.轴段○的设计 5 该段上安装齿轮,小锥齿轮采用悬臂结构,

d5 应小于 d4 ,可初定 25mm。 小锥齿轮齿宽中点分度圆与大端出径向端面的距离 M 由齿轮的 结构确定,由于齿轮直径比较小,采用实心式,由图上量得 M=20mm ,齿轮大端处径向端面与轴承套杯端面距离应取 为 ,轴承套杯凸肩厚 C=10mm,齿轮大端处径向端面与轮毂右 端面的距离取为 32mm,小齿轮左侧可用挡油环定位,右侧采用 轴端挡板固定,为使挡板能够压紧齿轮端面,配合段轴段应比 轮毂孔长略短,为圆整 ,取其差值为 1.75mm,则 L5 = 32 + ?1 + C + T ? L4 ? 1.75 = 32 + 10 + 10 + 28.75 ? 25 ? 1.75 = 54mm (5)轴段○的长度设计 1 轴段○的长度与轴上的零件,右侧 1

端零件有关。箱座壁厚由表中公式 δ = 0.0125(d m1 ? d m 2 ) ? p ≥ 8 计算,上箱座壁厚由表 4-1 中公式 δ1 = 0.85δ ≥ 8 计算,则

δ1 = 0.85 × 8mm = 6.8 ,取 δ = 8mm ;由于锥距尺寸 R=92.56
mm<300mm,可确定轴承旁连接螺栓直径 M12 ,箱体凸缘连接螺 栓直径 M10,地脚螺栓直径 M16,轴承端盖连接螺钉直径 M8。 取轴承端盖连接螺栓标准 GB/T5781-2000M8 ×35 。由表 8-30

可计算轴承端盖厚 e = 1.2 × d mm = 1.2 × 8mm = 9.6mm , e=10mm, 取 取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为 ?t = 2 mm,取带轮凸缘 端面距离轴承端盖表面距离 K = 28mm ,带轮采用腹板式,螺 栓的拆装空间足够,取轴承外端面到套杯大端距离为 S = 15.25mm ,则有 4. 结 构 设 计
L1 = L'1 + K + e + ?1 + S + T ? L2 = (42 + 28 + 10 + 2 + 15.25 + 28.75 ? 25) = 111mm

6)轴段○的设计与力作用点间距离的确定 3

轴段○为轴承提 3

供定位作用。故取该段直径为轴承定位轴肩直径,即
d 3 = 36mm

,该处长度与该轴的悬臂长度有关, 小齿轮的受

力点与右端轴承对轴的力作用点间的距离为
l3 = M + ?1 + C + a = (20 + 10 + 10 + 18.9)mm = 58.9mm

则两轴承对轴的力作用点间的距离为
l2 = (2 ? 2.5)l3 = (2 ? 2.5) × 58.9mm = 117.8 ~ 147.25mm L3 =100mm





则有 l2 = L3 + 2T ? 2a = (100 + 2 × 28.75 ? 2 ×18.9)mm = 119.7 mm 在其取值范围内,符合要求 H ' l1 = + L1 ? L1 + L2 ? T + a = (22 + 111 ? 42 + 25 ? 28.75 + 18.9)mm 2 = 106.15mm (10)画出轴及尺寸

联轴器与轴段○和齿轮 2 与轴段○间采用 A 型普通屏键连 1 4 5. 键 的 选 接, 由表 8-31, 查得其型号分别为键 8 × 40GB T 1096 ? 1990 和 择 键 8 × 20GB T 1096 ? 1990

1 求力 (1)求垂直面的支反力
6. 轴 的 受 . 力分析及 R = Ft1l 3 = 285958× 58.9 =1407.09N AV l2 119.7 校核

RBV= -(RAV +Ft1)=-2859.58-1407.09=-4266.67N

(2)水平支反力 RAH=

Fa1

d m1 68.75 ? Fr1l3 386.58× ? 966.46× 58.9 2 2 = = ?381.19 l2 119.7

RBH= Fr1- RAH = 966 .46 + 381 .19 =1347.65N 轴承 A 的总支承反力为
2 2 RA = RAH + RAV = (?381.19) 2 + 1407.092 N = 1347.65 N

轴承 B 的总支承反力为
2 2 RB = RBH + RBV = 1347.652 + ( ?4266.67 ) N = 4474.44 N 2

2.求弯矩 在水平面上,B 处截面为
BH r1 3 a1 6. 轴 的 受 2 2 力分析及 齿轮处截面左侧弯矩为 校核 d 58.44 M 1H = Fa1 m1 = 386.58 × mm = 11295.87 N ? mm 2 2 在垂直面上,B 处截面为

M

= ?F l + F

d m1

= ?966.46 × 58.9mm + 386.58 ×

58.44

mm = ?45628.62 N ? mm

M BV = RAV l2 = 1407.09 ×119.7 N ? mm = 168428.67 N ? mm 合成弯矩,B 处截面弯矩为
2 2 M B = M BH + M BV = (?45628.62) 2 + 168428.67 2 N ? mm = 174499.82 N ? mm

齿轮所在截面弯矩为 M 1 = M 1H = 11295.87 N ? mm
3.转矩

T1 = 83560 N ? mm 4.校核轴 因 B 处轴截面弯矩大,除作用有弯矩外还作用有转矩,因此此 截面为危险截面其抗弯截面系数为: W=
3 π d4

32

=

π × 303
32

mm3 = 2649.38mm3
3 π d4

抗扭截面系数 Wτ = 最大弯曲应力 σ h =

16

=

π × 303
16

mm3 = 5298.75mm3

M B 174499.82 = MPa = 65.86 MPa W 2649.38

扭剪应力:

τ=

6. 轴 的 受 力分析及 折合系数取 0.5 当量应力为: 校核 σ e = σ b2 + 4(ατ ) 2 = 65.862 + 4 × (0.5 ×15.77)2 MPa

T1 83560 = MPa = 15.77 MPa Wτ 5298.75

= 66.33MPa
轴的材料 Q235, [σ ] p = 200 MPa , σ e < [σ ] p ,强度足够

联轴器处键的挤压应力

σ p1 =

7. 键 的 校 核 齿轮处键的挤压应力

4T1 4 × 83560 = MPa = 59.69 MPa d1hl 25 × 7 × (40 ? 8)

σ p2 =

4T1 4 × 83560 = MPa = 159.16 MPa d 5 hl 25 × 7 × (20 ? 8)

键的材料是 Q235 钢,由表查得

[σ ] p = 200MPa, σ p1 < [σ ] p , σ p 2 < [σ ] p ,强度足够
1.主动轴 32306 轴承两对,查相关手册,32306 轴承的判断系 数 e=0.31 , 当

Fa F ≤ e 时 , Pr=Fr ; 当 a > e 时 , Fr Fr

Pr=0.4Fr+YFa,Y=1.9。轴承基本额定动载荷 Cr=81.5KN,轴承采 用正装,要求寿命为 48000 小时 轴承内部轴向力为: R 1457.78 8. 校 核 轴 S1 = A = N = 383.63 N 承寿命 2Y 2 × 1.9 R 4474.44 S2 = B = N = 1177.48 N 2Y 2 × 1.9 2.判断放松、压紧 S 2 + A = (1177.48 + 386.58) N = 1564.06 N > S1 故轴承 2 压紧,轴承 1 放松。 外部轴向力为: Fa1 = S 2 + A = 1564.06 N Fa 2 = S 2 = 1177.48 N 3.计算当量动载荷

对轴承 1

F a 1 1564 . 06 = =1.07 > e, F r 1 1457 . 78

P1=0.4RA+1.9Fa1=3554.83N

Fa 2 = = 1177 . 48 =0.26<e, P2=RB=4474.44N 8. 校 核 轴 对轴承 2 RB 4474 . 44 承寿命 因 P2>P1,故按轴承 2 的当量动载荷计算寿命,即取
P=P1=4474.44N 4.轴承寿命校核计算

10 1 × 81.5 × 10 3 10 6 f t C r ε ) ×( ( ) = L h= 60 n f p P 60 × 720 1.2 × 4474.44
6 3

10

=200435.74h>48000h 故,所选轴承符合要求。 2.低速轴的设计 计算项目 计算及说明 低速轴传递的功率 P = 6.08kW,转矩 T1=201610N·mm, 1 1. 已 知 条 件 转速,n1=288r/min,大齿轮大端分度圆直径 d1=173.25mm,齿 宽中点处分度圆直径 d m1 = 147.26mm ,齿宽 b=28mm。 材料 Q235, 调质处理 计算结果

2. 选 择 轴 根据所传递的功率选择常用的材料 Q235,调质处理 的材料 按扭转强度估算轴的最小直径
3

dmin≥ A0

P n

3. 初 算 轴 3 6.08 径 查表取 A0=100,于是得 dmin≥ 100× =27.64mm

288

因 为 轴 与 联 轴 器 连 接 有 键 槽 , 增 大 轴 径 3% ~ 5% , 则
d ≥ 27.64 + 27.64 × (0.03 ~ 0.05) = 28.47 ~ 29.0 mm





d min = 29mm
4. 结 构 设 1)该减速器发热小、轴不长,故轴承采用两端固定方式。按轴 . 计 上零件的安装顺序,从最小直径开始设计

2)轴段○的轴径设计 1

轴段○上安装联轴器,此段设计应与 1

联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所连接两轴的 安装误差、隔离振动,选用凸缘联轴器。查表 8-37,取载 荷系数 K A = 1.5 ,则计算转矩 T3 = K AT2 = 1.5 × 107810 N ? mm = 161715 N ? mm 考虑最小直径 d min = 29mm ,取联轴器轴孔直径为 30mm , 轴孔长度为 82mm , Y 型轴孔, A 型键,联轴器主动端代 1 号为 GY 535 × 82GB T 5843 ? 2003 ,相应的轴段 ○ 的直径
d1 = 30mm ,其长度略小于毂孔宽度,取 L3 = 78mm ,联轴

器用轴套定位,经计算,该处轴段额圆周速度小于 3m s , 可选用站圈油封,考虑到套的另一端与轴承内圈端面接 触,因而轴套外径应大于轴承内径,暂定轴承内径为
35mm ,由表选取毡圈 40 JB ZQ 4606 ? 1997 ,轴套外径为 40mm

4. 结 构 设 计

3)轴段○和○的轴径设计 2 5

轴段○和○安装轴承,其设计应 2 5

与轴承的选择同步进行。考虑齿轮有较大的轴承的选择同 步进行。考虑齿轮有较大的轴向力和圈周力存在,故选用 圆锥滚子轴承。暂取轴承为 32307,由表 9-9 查得轴承内 径 35 mm ,外径 80 mm ,总宽度 32.75 mm ,内圈宽度 31mm ,内圈定位轴肩直径 44 mm ,外圈定位轴肩内径

Da = 66 ~ 71mm,对轴的力作用点距外圈大端面的距离
a=20.4 mm ,故 d2 = d5 = 35mm。 4) 轴段○的设计 4 轴段○上安装齿轮, 4 为便于齿轮的安装,d 4

略大于 d5 ,可初定 d 4 = 37 mm 由于直径比较小,齿轮 2 采用实心式,其左端采用轴 肩定位,右端采用套筒(挡油环)固定,齿轮 2 轮 的宽 度范围为 (1.2 ? 1.5)d 4 = 44.4mm ? 55.5mm ,取其轮 宽度

B2 = 45mm ,左端采用轴肩定位,右端采用套筒固定,为使

端面能够顶到齿轮端面,轴段○的长度应比相应齿轮的轮 4 略短,故取 L4 = 43mm 5)轴段○的设计 3 轴段○为齿轮提供定位,其轴肩高度范围 3

为 (0.07 ? 0.1)d 4 = 2.5mm ~ 3.7 mm ,取其高度为 h = 3.5mm 故 d 3 = 44mm 齿轮 2 的轮毂右端面距离箱体内壁的距离取为
? 2 = 10mm ,且使箱体两内侧

关于

3 壁距离 Bx = 142mm ,则轴段○的长度为
l5 = Bx ? B3 ? 2? 2 = (142 ? 45 ? 2 × 10)mm = 77 mm

6)轴段○的长度设计 5

轴承座孔长则由轴承旁螺栓相关尺寸

确定,轴承弯螺栓直径为 M 12 ,则相应的 c3 = 20 ,c2 = 16 。 4. 结 构 设 计 轴 承 端 盖 连 接 螺 钉 为 M 8 × 20 , 取 标 准

GB T 5781 ? 2000MB × 20 ,即
L = c1 + c2 + (5 ~ 8)mm + δ = [20 + 16 + (5 ~ 8) + 8]mm = 49 ~ 52mm

取座孔长为 L = 50mm ,由于轴承采用脂润滑,故轴承内端 面距箱体内壁的距离取为 ? = 14mm ,则轴段○的长度为 5
L5 = B + ? + ? 2 + B2 ? L4 = (31 + 14 + 10 + 45 ? 43)mm = 57 mm

7)轴段○的长度设计 2

联轴器采用轴套定位,轴套与轴承内

圈接触,为了使轴套与内圈紧密贴合,轴段○的长度取为 2
L2 = B + ? + ? 2 ? 2mm = (31 + 14 + 10 ? 2)mm = 53mm

8)轴段○的长度设计 1

由高速轴设计可知,轴承端盖凸缘厚度

取 为 e = 10mm , 取 端 盖 与 轴 承 座 间 的 调 整 垫 片 厚 度 为
?1 = 2mm ,另外取联轴器凸缘端面距轴承端盖表面距离

K = 10mm ,由图 9-8 所示,螺栓的拆装空间足够,则有

' L3 = L1 + K + e + ?1 + L + ? 2 ? L2

= (78 + 10 + 10 + 2 + 50 + 10 ? 53)mm = 107mm
9)轴上力作用点间距离为

l1 =

82 ' mm + L1 ? L1 + L2 ? ? 2 ? ? ? T + a 2 = (41 + 107 ? 78 + 53 ? 10 ? 14 ? 32.75 + 20.4)mm = 86.65mm
有图 9-8 可量取分度圈中点到轮 边缘的距离为 15mm

4. 结 构 设 计

l2 = ? + ? 2 + T ? a + L3 + 15mm = (14 + 10 + 32.75 ? 20.4 + 77 + 15)mm = 128.35mm l3 = B2 ? 15mm + ? 2 + ? + T ? a = (45 ? 15 + 10 + 14 + 32.75 ? 20.4)mm = 66.35mm 10)画出轴及尺寸

联轴器与轴段○和齿轮 2 与轴段○间采用 A 型普通屏键连 1 4 5. 键 的 选 接, 由表 8-31, 查得其型号分别为键 10 × 50GB T 1096 ? 1990 和 择 键 10 × 36GB T 1096 ? 1990

画轴的受力简图 轴的受力简图如图 支承反力 在水平面上为
Fr 2l2 + Fa 2 l2 + l3 dm 2 2 147.26 2 N = 620.33 N

RAH =

=

386.58 ×128.35 + 966.46 × 128.35 + 66.35

6. 轴 的 受 力分析及 校核

RBH = Fr 2 ? RAH = (386.58 ? 620.33) N = ?223.75 N

在垂直水平面上支反力为
RAV = Ft 2l2 2859.81× 128.35 = N = 1885.24 N l2 + l3 128.35 + 66.35

RBV = Ft 2 ? RAV = (2859.81 ? 1885.24) N = 974.57 N

轴承 A 的总支承反力为
2 2 RA = RAH + RAV = 620.332 + 1885.242 N = 1984.68 N

轴承 B 的总支承反力为
2 2 RB = RBH + RBV = 223.752 + 974.57 2 N = 999.93N

弯矩和弯矩图 弯矩图如图 9-9c,d 和 e 所示在水平面上,齿 轮齿宽中点所在轴截面左侧弯矩为 M 2 H = RAH l3 = 620.33 × 66.35 N ? mm = 41158.90 N ? mm 齿轮齿宽中点所在轴截面右侧弯矩为
' M 2 H = RBH l2 = ?223.75 ×128.35 N ? mm

= ?28718.31N ? mm

在垂直平面上齿轮齿宽中点所在轴截面左侧弯矩为
M 2V = RAV l3 = 1885.24 × 66.35 N ? mm = 125085.67 N ? mm

合成弯矩,齿轮齿宽中点所在轴截面左侧弯矩为
M 2 = M 22H + M 22V = 41158.92 + 119764.4 2 N ? mm = 131683.26 N ? mm

6. 轴 的 受 力分析及 齿轮齿宽中点所在轴截面右侧弯矩为 2 校核 M ' 2 = M '2 H + M 2V 2
= (?28718.31) 2 + 119764.4 2 N ? mm = 123160.46 N ? mm

转矩 TB = ?201610 N ? mm 因齿轮齿宽中点坐在轴截面左侧弯矩大,截面左侧作用有弯矩 外还作用有转矩,因此此截面为危险截面其抗弯截面系数为
W=
3 π d2

32

=

π × 353
32

mm3 = 4207.11mm3
3 π d2

抗扭截面系数 Wτ = 最大弯曲应力 σ h =

16

=

π × 353
16

mm3 = 8414.22mm3

M 2 131683.26 = MPa = 32.70 MPa W 4207.11

扭剪应力:

τ=

T1 201610 = MPa = 23.96 MPa Wτ 8414.22

折合系数取 0.5 当量应力为:

σ e = σ b2 + 4(ατ ) 2 = 32.702 + 4 × (0.5 × 23.96) 2 MPa = 40.54MPa
材料是 Q235 钢,由表查得 [σ ] p = 200 MPa , σ e < [σ ] p 强度足 够 输出轴与联轴器连接选用键 A10×8×50 联轴器处键的挤压应力

σ p1 =

6. 键 的 校 核 输出轴与大齿轮连接选用键 A10×8×36 齿轮处键的挤压应力

4T2 4 × 201610 = MPa ≈ 84.00 MPa d1hl 30 × 8 × (50 ? 10)

σ p2 =


4T2 4 × 201610 = MPa ≈ 104.79 MPa d5 hl 37 × 8 × (36 ? 10)









Q235













[σ ] p = 200MPa, σ p1 ≤ [σ ] p , σ p 2 ≤ [σ ] p ,强度足够
1.从动轴 32307 轴承两对,查相关手册,32307 轴承的判断 系 数 e=0.31 , 当

Fa F ≤ e 时 , Pr=Fr ; 当 a > e 时 , Fr Fr

Pr=0.4Fr+YFa,Y=1.9。轴承基本额定动载荷 Cr=99.0KN,轴承 采用正装,要求寿命为 48000 小时 轴承内部轴向力为:
RA 1984.68 = N = 522.28 N 2Y 2 × 1.9 R 999.93 S2 = B = N = 263.14 N 2Y 2 × 1.9 S1 =

2.判断放松、压紧 7. 轴 承 的 校核 S 2 + A = (263.14 + 966.46) N = 1229.6 N > S1 故轴承 1 压紧,轴承 2 放松。 外部轴向力为: Fa1 = S 2 + A = 1229.6 N Fa 2 = S 2 = 263.14 N 3.计算当量动载荷

对轴承 1

F a 1 1229 . 6 = =0.62 > e, R A 1984 . 68
Fa 2 = = 263 . 14 =0.26<e, P2=RB=999.93N RB 999 . 93

P1=0.4RA+1.9Fa2=1293.84N 对轴承 2

7. 轴 承 的 校核 因 P1>P2,故按轴承 2 的当量动载荷计算寿命,即取 P=P1=1293.84N 4.轴承寿校核计算

10 1 × 99.0 × 10 3 10 6 f t C r ε ) h ×( ( ) = L h= 60 n f p P 60 × 288 1.2 × 1293.84
6 3 10

>48000h 故,所选轴承符合要求

名称 锥齿轮锥距 下箱座壁厚 上箱座壁厚 下箱座到分面处凸缘厚度 上箱座到分面处凸缘厚度 地脚螺栓滴胶厚度 箱座上的肋厚 箱 上的肋厚

代号

尺寸

地脚螺栓直径 地脚螺栓通孔直径 地脚螺栓沉头座直径 尾脚凸锥尺寸(扳手空间) 地脚螺栓数目 轴承旁连接螺栓(螺钉)直径 轴承旁连接螺栓通孔直径 部分面凸缘螺栓凸台尺寸(扳手空间)

上下箱连接螺栓(螺钉)直径 上下箱连接螺栓通孔直径 上下箱连接螺栓沉头座直径 箱缘尺寸(扳手空间)

轴承盖螺钉直径 检查孔盖连接螺栓直径 减速器中心高 轴承旁凸台高度 轴承旁凸台半径 轴承端盖(轴承座)外径 轴承旁连接螺栓距离 箱体外壁至轴轴承座端 面的距离 轴承座孔长度(箱体内壁至轴承座端面的距离) 齿轮端面与箱体内壁间的距离

减速器附件的选择 通气器
由于在室内使用,选通气器(一次过滤) ,采用 M4×1.5

油面指示器
选用油标尺 M16

起吊装置
箱盖采用 M12 吊环螺钉、箱座采用吊钩。

放油螺塞
选用外六角油塞及垫片 M16×1.5

润滑与密封 1.齿轮的润滑 1.齿轮的润滑
采用浸油润滑,由于低速级周向速度为 2.2m/s,浸油高度约为六分之一大 齿轮半径,取为 35mm。

2.滚动轴承的润滑 2.滚动轴承的润滑
轴承采用开设油沟、飞溅润滑。

3.润滑油的选择 3.润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用 L-AN15 润滑油。

4.密封方法的选取 4.密封方法的选取
选用凸缘式轴承端盖,用螺钉固紧在轴承座孔的端面上,可准确调整轴承间 隙。轴承端盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

设计小结
由于初次设计,没有设计经验,且时间紧迫,所以设计存在许多缺点,比如 齿轮等方面的计算不够精确等等缺陷。但是通过这次课程设计,我熟悉了机械设 计的基本方法及流程,使得在以后的设计中避免很多不必要的工作,设计出结构 更紧凑,传动更稳定、更精确的设备


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