推力机机械系统设计【10kn 1.2】【含CAD图纸】
1目录第一节 设计任务-(3)第二节 电动机的选择和计算-(4)第三节 齿轮的设计和计算-(9)第四节.具体二级齿轮减速器轴的方案设计-(14)第五节 轴承的校核-(22)第六章 键的选择与校核-(25)第七节 轴承的润滑及密封 -(27)第八节. 箱体结构的设计计算- - (30)第九节 设计结果 -(30)第十节、设计小结 -(32)参考文献 -(32)2第一节 设计任务 推力机的原理是通过螺旋传动装置给推头传替力和运动速度。它在社会生产中广泛应用,包括在建筑、工厂、生活等方面。其执行机构如下:推力机传动装置设计1.原始数据和条件1)推力 F=10kn;2)推头速度 V=1.2m/min;3)工作情况: 三班制,间歇工作,单向负载,载荷平稳;4)工作环境:有灰尘,环境最高温度为 35C 左右;5)使用折旧期 20 年,4 年大修一次;6)制造条件及生产批量:一般机械厂制造,小批量生产。2参考传动方案3第二节电动机的选择一 滑动螺旋传动的计算1. 螺杆的耐磨性计算 螺杆材料选择 钢-青铜滑动螺旋的耐磨性计算主要是限制螺纹工作面上的压力 P,使其小于材料的许用压力。螺纹工作面上的耐磨性条件为 校核用。为了导出设计计算式,2FPppAdhH令 ,则 H= 代入上式得螺纹中径 2dH22Fdhp选用梯形螺纹,h=0.5p 螺纹工作圈数不宜过多,故 值一般在 1.22.5.故可取 =1.2 材料的许用压力范围(1118)取p=11MPa 则d =0.8 =19.40mm 取 d =30.00mm28.0pF12.0832查机械设计手册 得螺距 P=10mm ,中径 d =25 mm,大径 D =31mm,小径24319m螺母高度 H= =1.2 25=30 mm 螺纹角 =30 2为侧角 3015为螺纹升角 取 87.51cos.0artnrctosarctn fvfv52.螺杆的强度计算4危险截面的计算应力 ,其强度条件 ca22143caTFAd注:F 螺杆所受的轴向压力,单位为 N.这里 0NA 螺杆螺纹段的危险截面积2218.4dmd 螺杆螺纹小径为 19mm 1T 螺杆所受的扭距 T=Ftan( )v2=23750Nmm 螺杆许用应力 3.7Mpa得2 22 21443570310.4683.19caFAd 3.螺母螺纹牙的强度计算螺纹牙多发生剪切和挤压破坏,一般螺母的材料强度低于螺杆,故只需校核螺母螺纹牙的强度。如果将一圈螺纹沿螺纹大径 D(单位 mm)处展开,则可看作宽度为 的悬臂梁。假设螺母D每圈螺纹所承受的平均压力为 ,并作用在以螺纹中径 D (单位为 mm)为直径的圆周上,则螺uF2纹牙危险截面 a-a 的剪切强度条件为 ub螺纹牙危险截面 a-a 的弯曲条件 62bL式中螺纹牙根部的厚度,单位为 mm.b=0.65p=6.5mm,p 为螺纹螺距。L弯曲力臂,单位为 mm 螺母材料的许用切应力 mpa 螺母材料的许用弯曲应力,单位为 mpb a32100.0.63.46.541.837b abampp因为螺杆和螺母的材料相同,螺杆的小径 d 小于螺母螺纹的大径 D。故应校核螺杆螺纹牙1的强度。 3 2100.36.23.4564aMPD .7.b abaMP4.螺母外径与凸缘的强度计算螺母悬置部分危险截面 b-b 内的最大拉伸应力32231.1.00.83454 aFPD5凸缘与底座接触表面的挤压强度计算 )(423ppDF =(1.51.7) pbamp5.72.173.6)405(1.382332.4.F aMP 凸缘根部的弯曲强度计算 )(5.161)(234234 bb aDFaFwm 3431.51.50407.5bFDa m凸缘根部很少发生剪断,强度计算(略)1.选择电动机(1)选择电动机类型按工作要求和条件,选用三相笼型异步电动机,封闭式结构,电压 380V,Y 型。(2)选择电动机的容量电动机所需功率 0wdaaFvKWP由电动机至运输带的传动总效率为 223 232514.908.790.76a 其中: 分别为联轴器,滚动轴,齿轮传动,螺旋传动,滑动传动的传动效23,率,其值分别为 (齿轮联轴器) , (滚子轴承) , (齿轮精度为 810.92.3.级) , (滚动丝杠) , 。4.50.9所以/0.6.76daFvNmsKWP(3)确定电动机转速螺旋传动中根据机械设计手册导距 ,传送速度 。1P()vPn为 螺 旋 传 动 的 转 速1.2/min0/ivnrp根据机械设计课程指导圆柱齿轮转动传动比一般为 840,所以电动机转速一般为9604800r/min.功率 P 略大于 0.26W,转速 9604800r/min 符合这一范围的同步转速有 1390r/min 和2825r/min。比较得到 1390r/min 转速比较合理。6取电动机: Y810-4功率(KW)型号 电流(A) 转速(r/min)效率(%)功率因数 额定转距 额定转距 额定电流0.55 Y801-4 1.5 1390 73 0.76 2.2 2.2 6.52.传动装置的总传动比和传动比分配(1)总传动比由选定的电动机满载转速 和工作机主动轴转速 n,可得传动装置总传动比为mnn /n 11.6ai13902(2)传动装置各级传动比分配两级传动比的分配中根据机械传动设计手册总传动比在 812.5 时,低级传动比 。24i因为 ai= 所以1212.6.94ai3.传动装置运动和动力参数的计算(1)各轴转速 390/minrn12479.31/in.47/i20/inVrri螺 旋 丝 杠(2)各轴输入功率轴: 120.69.80.25Id KWP7轴: 230.5.9807.24I KWP轴: 48I螺旋丝杠: 1.3VI(3)各轴输入转矩电动机输出转距: 950.26.793ddmNmTn各轴输出转矩轴: 12.0.81.73Id N轴: 3794I mi轴: 2420.I螺旋丝杠: 514017.38IVIT运动和动力参数计算结果整理与下表效率 P(KW ) 转距 T (NM)轴名输入 输出 输入 输出转速 nmi/r传动比 i效率电动机 0.26 1.79 13901 0.97轴 0.252 0.247 1.73 1.70 13902.9 0.95轴 0.240 0.235 4.78 4.68 479.314 0.95轴 0.228 0.223 20.10 19.61 120螺旋轴 0.203 0.199 17.38 17.03 120 1 0.86注:轴输出效率=输出效率轴承效率 98%8第三节.齿轮的设计计算 (一)高速级齿轮传动的设计计算选定齿轮类型,精度等级,材料及齿数1)按照推力机机构的传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动2)推力机为一般工作机器,故选用 8 级精度(GB10095-88)。3)材料的选择: 查机表 10-1 选择小齿轮材料为 45 钢(调质),硬度 260HBS,大齿轮材料为 45 钢(调质)硬度为 230HBS。二者材料硬度差 10HBS。4)选小齿轮齿数 Z =20,大齿轮 Z =2.9 ,故取 =58;112zi20582z2.按齿面接触强度设计计算公式d3 211().t Et HkTZud确定公式内的各计算值:试选定载荷系数 1.3tK计算小齿轮的转距: 55 3119.09.0.24/190.7PT NmnA由表 10-7 齿宽系数 d由表 10-6 得材料的弹性影响系数 218.MZE由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ,大齿轮的lim160HMPa250,HLIMPa(6)由公式计算压力循环次数N =60 =601hnjL 101390(8302).192.4.i由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 1HNk, 25N 计算接触疲劳许用应力:取失效概率为 1,安全叙述为 S=1,得可得, =10.9654HNIMKPaS 220.952.HIMKMPaS2) 计算:计算小齿轮的分度圆直径 代入 中的较小值,,1tdHd 3 21()2. t Et dHkTZu,可取 30mm3 2.70(9).82. 16.7041.5m计算圆周速度 v: 13409.8/66tns计算齿宽 b9b= d 1t30m计算齿宽与齿高之比 b/h模数: 13052ttdmz齿高: 则th=2.5=7mb/h=30.789计算载荷系数根据 v=2.18m/s ,8 级精度,由图 10-8 得动载系数 K =1.15;直齿轮假设假设 Kv,可查表得, ; 由表 10-2 查得使用系数:KNFbtA/10 1.4HFK 0.1A查得 8 级精度的小齿轮相对支承非对称分布时:K 23.560.Hdb( )代入数据得: 231.58.610.1.47Hk ( )结合 b/h=8.90 查图 10-13 得,K =1.4F故载荷系数 .4.7.AV按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,d =31tt12.306.42m计算模数:m= 36.42/20=1.82mm1z3.按齿根弯曲强度设计得弯曲强度的设计公式为 m 321)(FSadTYzK1)确定各项计算值(1)由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲强度极限: ,大齿轮的弯曲强度极限为MPE501MPaFE3802(2)由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 1.9FN, 2.FN(3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数,S=1.4,则可得: =F1 43.1.501SKE =229826FN(4)计算载荷系数 KK=K K K K =1AVF1.5.4.5查取齿型系数 Y ,Y ,查取应力校正系数得:12.80Fa2.8a,1.sa2.736saY(5)计算大小齿轮的 ,并加以比较1FS;12.805.034FaS2.81.0.693FaS2)设计计算10m =321)(FSadTYzK 332.51.70.1690.7由于齿轮模数 m 的大小主要取决与弯曲强度所决定的承载能力,因此只要 就可以,6m故可取 m=2mm,按接触强度分度圆 。16.4dm则小齿轮齿数 Z ,大齿轮齿数 ,取16.42021.9058zi2z4.几何尺寸计算1)计算分度圆直径 ;14dz216d2)计算中心距:a= 26783)计算齿轮宽度:b= 10dm取 B 2140,m5.验算:F =t312.854TN所以设计符合条件。85.040AtKb(二)低速级齿轮传动的设计计算选定齿轮类型,精度等级,材料及齿数1)按照推力机机构的传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动2)推力机为一般工作机器,故选用 8 级精度(GB10095-88)。3)材料的选择: 查机表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr(调质),硬度 260HBS,大齿轮材料为 45 钢(调质)硬度为 230HBS。二者材料硬度差 30HBS。4)选小齿轮齿数 Z =20,大齿轮 Z =4 , 故取 =80;3423iz084z2.按齿面接触强度设计计算公式d 3 211().t Et HkTZud确定公式内的各计算值:试选定载荷系数 1.3tK计算小齿轮的转距: 55 3119.09.0.24/79.10PT NmnA由表 10-7 齿宽系数 d由表 10-6 得材料的弹性影响系数 218.MZE由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ,大齿轮的lim160HMPa250,HLIMPa(6)由公式计算压力循环次数N =60 =6031hnjL 9479.31(8302)4.991i由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 1.HNk, 2.5N11 计算接触疲劳许用应力:取失效概率为 1,安全叙述为 S=1,得可得, 10.9265HNIMKPaS =2 .I2) 计算:计算小齿轮的分度圆直径 代入 中的较小值,,1tdHd 3 21(). t Et dHkTZu3 249089.2. ()3.5945m取 30mm计算圆周速度 v: 13.7.10.6/66tdns计算齿宽 bb= d 1t0计算齿宽与齿高之比 b/h模数:齿高:13052ttdmz th=25m1.5=37m则 b/h=.789计算载荷系数根据 v=0.76m/s ,8 级精度,由图 10-8 得动载系数 K =1.08;直齿轮假设假设 Kv,可查表得, ; 由表 10-2 查得使用系数:K 由表 10-NFbtA/10 1.4HFK 0.1A4 查得 8 级精度的小齿轮相对支承非对称分布时:K 231.5060.1db( )代入数据得: 3847Hk ( )结合 b/h=8.90 查图 10-13 得,K =1.4F故载荷系数 .14.72.8AVH按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,d =31tt31.05.63m计算模数:m= 35.63/20=1.78mm1z3.按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式: m 321)(FSadTYzK1)确定各项计算值(1)由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲强度极限: ,大齿轮的弯曲强度极限为MPaE501MPaFE3802(2)由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 1.9FN, 2.FN12(3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数,S=1.4,则可得 =F110.95324NFEKMPaS =228.6.(4)计算载荷系数 KK=K K K K =1AVF10.42.1查取齿型系数 Y ,Y ,查取应力校正系数得: ,1.80Fa2.a 5saY2.7sa(5)计算大小齿轮的 ,并加以比较1FS1.50.332FaS2.10.6438FaS2)设计计算m =321)(FSadTYzK32.174.980由于齿轮模数 m 的大小主要取决与弯曲强度所决定的承载能力,因此只要 就可以,故可067m取 m=2mm,按接触 强度分度圆 。15.6dm则小齿轮齿数 Z ,大齿轮齿数 , 取15.6202148zi28z4.几何尺寸计算1)计算分度圆直径 ;10dz2016dzm2)计算中心距:a= 24163)计算齿轮宽度:b= d取 B 2140,25.验算:F =t3124.950TNd所以设计符合条件。1456.0AtKNmb第四节.具体二级齿轮减速器轴的方案设计13中间轴的设计1. 确定输出轴上的功率 P ,转速 n 和转距 T 。由前面可知 P =0.235,n =479.31r/min, 22222T =4.68 N 3310m2. 求作用在轴上的力:已知小齿轮的分度圆直径为 d =40mm, 大齿轮的分度圆直径为 d =160mm,1 2F = = , 1t32d34.6820NF = = ,2tT.5.1F = F1rt 38648.ngF = F2.02133. 初步确定轴的最小直径:轴材料为 45 钢,经调质处理。按扭转强度计算,初步计算轴径,取 0Ad 。取 d 为 17mm.。333 0.2518.4791Pmn显然,此处为轴的最小直径,即此处轴与轴承的内径相同,即 IVId。 1. 轴的结构设计:1) 拟定轴上零件的装配方案;142)根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。(1)为了满足轴向定位要求,在轴 I-II 处右边和轴 V-VI 设一轴肩,取 左右两端用轴承端盖封闭。 20VIdm,(2)初选轴承为深沟球轴承,根据 d 选取型号为 6003,基本尺寸为 d17m,齿轮和轴承之间用轴环确定距离,取其宽度为 24mm,齿轮端面距机壁内侧1735DB,8mm,并考虑齿轮固定可得 。 3,5VIL(3)由于小齿轮的轮觳宽度为 42mm,为了使套筒端 面可靠地压紧齿轮,此轴段长度略短轮觳宽度,故取 L .同理,取 L 。40ImIVm38由于大齿轮左侧和小齿轮右侧均用轴肩固定 ,得 h=2.故可取0.7hd。26,8IVIVdmL至此该轴上的各端长度和直径都已确定。 3)轴上零件的周向定位:齿轮和轴的联接都采用平键联接。按 20,IIVdm有表 6-1 查得平键截面,两键的尺寸均为 b 键槽采用键槽铣刀加工,长度为 32mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好6,hm的对中性,故选择齿轮轮觳与轴的配合为 H7/n6。4)确定轴上圆角和倒角尺寸:取轴左端的倒角为 2 ,其右端倒角 2 。从左至右轴肩的045045圆角半径分别为 0.8mm,1.0mm,1.0mm,0.8mm.5)确定轴上载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。 1 2 340403881038,47,5492 2LmLmLm计算 132321()(9).3.785.17.ttNHtNHFN323121()6(49)28.496.1078.2.10rrVNrNVLFFN1239.546.57HBCMmL12367.083249VBNFN15222(69)30.874.HBVMNm根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B 是危险截面。现将计算出的截面 B 处的,M ,M 值列于下表:V载荷 水平面 垂直面 V支反力 1239.57,39.NHNHF1267.0,41NNVFF弯矩 MB=6m=3.8m总弯矩 22930.874.m扭矩 T3T468N6)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 C 的强度。查表可得22223()74.(0.648)9.1caMTMPaW前已选轴的材料为 45 钢,调质处理。查得 =60MPa,因此 。故安全。1ca1高速轴的设计1.确定输出轴上的功率 P ,转速 n 和转距 T 。由前面可知 P =0.247KW,n =1390r/min, 11111。T=1.70NmA2.求作用在轴上的力:已知低速级齿轮的分度圆直径 ,2d=mz04AF = = , t12785NF = Frt .3629.1ng1)初步确定轴的最小直径:低速轴材料为 45 钢,经调质处理。按扭转强度计算,初步计算轴径,根据表 15-3 取02Ad ,显然此处为轴的最小直径为使得出轴与联轴器的孔径相3310.2476.19Pmn同,需确定联轴器的型号。联轴器的转距: 取 K ,3.1AT N 。.caAK采用弹性块联轴器 TL2 型,半联轴器的孔径 d 长度 27mm,联轴器与轴的配合长度,21为 L ,取 d =12mm。132.m2. 轴的结构设计:161) 拟定轴上零件的装配方案;2)根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。(1)为了满足轴向定位要求,在轴 处左边设一轴肩,取 d 右端用轴端挡圈挡 16m,住,按轴端直径取挡圈直径 20mm,为保证轴端挡圈只压在半联轴上,故 段长度比 L 稍短些,1现取 L 30.Im(2)初选轴承为深沟球轴承,根据 d 根据机械设计手册选取轴承代号 为20IVm,6004 型,基本尺寸为 故取 ; 而其041dDB, 20IVId12IVL右端采用轴肩进行定位,故可取 6,3IVI(3)由于轮觳宽度为 42mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段长度略短轮觳宽度,故取L 左端采用轴肩定位,轴肩高度 h 所以40,VIm0.7,m.d则,取 。-Id263.8VIL(4)轴承盖的总宽度由前可知为 18mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加以添加润滑剂的要求。取端盖的外端与半联轴器左端的距离为 20mm.则 。38IL(5)齿轮距左端箱体的距离为 12mm。轴承端面距机箱内端面距离为 8mm 则可算得 L34.VIm至此,此轴的各端长度和直径都已确定。 28016ILBm3)轴上零件的周向定位:齿轮和半联轴器与轴的联接都采用平键联接。按 d 有手册查得平键截面 b26VIm键槽采用键槽铣刀加工,长度为 36mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中87,hm性,故选择齿轮轮觳与轴的配合为 H7/n6;同样,半联轴器与轴的联接也选用平键截面为 5mm mm,长517度 25mm, 半联轴器与轴的配合为 H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处的选轴的尺寸公差为 m6.4)确定轴上圆角和倒角尺寸:取轴左端的倒角为 2.5 ,其右端倒角 2.0 。由表 15-245045得从左至右轴肩的圆角半径分别为 0.8mm,0.8mm,1.0mm,1.2mm,1.2mm,1.0mm.5)求轴的载荷,首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。1 2 3302110085,689,6822LmLmLm计算 312145.78.362NHttNHFN31219.9.4817NVrNVLFN2.720.6HMm19349vNL222.8.3.75HV在确定支点位置后根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C 是危险截面。现将计算出的截面 C 处的,M ,M 值列于下表:V载荷 水平面 垂直面支反力 128.73,56.7NHNHF129.38,19.74NVNVF弯矩 M=20.6m=.6m总弯矩 227.8.963.75扭矩 T3T10N6)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 C 的强度。查表可得22223()89.75(0.61).7caMMPaW前已选轴的材料为 45 钢,调质处理。查得 =60MPa,因此 。故安全。1ca118低速轴的设计1 确定输出轴上的功率 P ,转速 n 和转距 T 。由前面可知 P =0.223KW,n =120r/min, 33333T =19.61NM。32 求作用在轴上的力:已知低速级齿轮的分度圆直径为 d =160mm, F = =2t23dT, 3219.6045NF =r .89.1tng3. 初步确定轴的最小直径:低速轴材料为 45 钢,经调质处理。按扭转强度计算,初步计算轴径,取 012Ad ,显然此处为轴的最小直径为使得出轴与联轴器的孔径33min00.211.8PAm相同,需确定联轴器的型号。联轴器的转距: 取 K T,3.1A3.9654caKTNA查机械设计手册采用弹性块联轴器 TL3 型,半联轴器的孔径 d 联轴器与轴的配合长度为16,mL ,取 d =16mm。142.VI4. 轴的结构设计:1) 拟定轴上零件的装配方案;2)根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。(1)为了满足轴向定位要求,在轴 VII-VIII 处左边设一轴肩,取 d 左端用轴肩,2VIm,取 , ;为保证轴端挡圈只压在半联轴上,故 段长度比 L5VIdm25IVIdm 稍短些,现取 。1 40VL(2)初选轴承为深沟球轴承,根据 d 轴承选取为 6005,基本尺寸为V,故取 左端采用轴肩进行定位,取 h=2.5mm,故 d5712dDB, 12VI,取 . 30,IVm19(3)由于轮觳宽度为 40mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段长度略短轮觳宽度,故取 L左端采用轴肩定位,轴肩高度 h=2 所以 ;右端采用轴肩定位 h0.07d38,Im 29Idm得到 h=3, 5,8IVIVdLm(4)轴承盖的总宽度取为 18mm,轴承距离箱体内壁为 8mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加以添加润滑剂的要求。取端盖的外端与半联轴器左端的距离为 20mm.齿轮距左端箱体的距离为12mm,所以取 ;1203;12834VI I m486IVLm轴 总 长(5)至此该轴 的各端长度和直径都已确定。 3)轴上零件的周向定位:齿轮和半联轴器与轴的联接都采用平键联接。按 29Idm有手册查得平键截面 b键槽采用键槽铣刀加工,长度为 32mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对87,hm中性,故选择齿轮轮觳与轴的配合为 H7/n6;同样,半联轴器与轴的联接也选用平键截面为5mm mm,长度 32mm, 半联轴器与轴的配合为 H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保5证的,此处的选轴的尺寸公差为 m6.4)确定轴上圆角和倒角尺寸:取轴的倒角为 2.0 。从左至右轴肩的圆角半径分别为0451.0mm,1.0mm,1.2mm,1.0mm,1.0mm,0.8mm.12 33838122467,69,863LLL5)确定轴上载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。轴的受力计算: 211295416.37.NHttNHLFN1122987456.318NVrNVLFN1.HMm547290.5vNL28.83.HV N20在确定支点位置后根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 B 是危险截面。现将计算出的截面 B 处的,M ,M 值列于下表:V载荷 水平面 H垂直面支反力 1265.3,79.3NNHF126.37,1.8NVNVF弯矩 MH=784m=905m总弯矩 2209.583.m扭矩 T3T196N6)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 C 的强度。查表可得22223()830.5(.6190)5.caMMPaW前已选轴的材料为 45 钢,调质处理。查得 =60MPa,因此 。故安全。1ca121第五节 轴承的校核(一)高速轴的轴承的校核设近联轴器的轴承为轴承 A,近齿轮处的轴承为轴承 B。初步选滚动轴承:标准的深沟球轴承 6004,基本尺寸 d 2041D,1、轴承的受力分析1rF1tFFH1 F H FV1 F v2垂直面内轴的受力 水平面内的受力 齿轮减速器高速级传递的转矩: 170TNm轴承的垂直面的支座反力分别为:F 9.38N;F 19.74N;V2V所处轴承的水平面的支座反力分别为 F =28.73N;F =56.27N; 1H2H2、轴承受径向力分析轴承轻微冲击或无冲击,查表 13-6 得冲击载荷系数 1pf轴承 A 受的径向力: ;22118.739.0.2rHvFN轴承 B 受的径向力: ;2256.1.45.6r因为 根据表 13-5 得 X=1,Y=0。0a11()30.1.praPfFXYN225963、轴承寿命计算与校核因: ,则按轴承 B 来计算轴承寿命。12366 72010984.6105.hCLnP实际工作需要的时间为 ,故所选轴承满足寿命要求。2hLL22中间轴的轴承的校核设近小齿轮处的轴承为轴承 A,近大齿轮处的轴承为轴承 B。初步选滚动轴承:标准的深沟球轴承 6003,基本尺寸 d 17350D,1、轴承的受力分析1rF2r 1tFFV1 F v2 FH1 2tFF H 垂直面内轴的受力 水平面内的受力 齿轮减速器高速级传递的转矩: 14680TNm轴承的垂直面的支座反力分别为:F 67.10N;F 41N;V2V所处轴承的水平面的支座反力分别为 F =139.57N;F =39.93N; 1H2H2、轴承受径向力分析轴承轻微冲击或无冲击,查表 13-6 得冲击载荷系数 1pf轴承 A 受的径向力: ;2221139.576.054rHvFN轴承 B 受的径向力: ;222.17r因为 根据表 13-5 得 X=1,Y=0。0a11()154praPfFXYN2273、轴承寿命计算与校核因: ,则按轴承 A 来计算轴承寿命。12366100205647479.1hCLnP实际工作需要的时间为 ,故所选轴承满足寿命要求。1hLL23低速轴的轴承的校核设近齿轮处的轴承为轴承 A,近联轴器处的轴承为轴承 B。初步选滚动轴承:标准的深沟球轴承 6005,基本尺寸 d 25471D,1、轴承的受力分析1rF1HF2HFtFV1 F v2垂直面内轴的受力 水平面内的受力 齿轮减速器高速级传递的转矩: 1960TNm轴承的垂直面的支座反力分别为:F 66.37N;F 31.81N;V2V所处轴承的水平面的支座反力分别为 F =-165.63N;F =-79.37N; 1H2H2、轴承受径向力分析轴承轻微冲击或无冲击,查表 13-6 得冲击载荷系数 1pf轴承 A 受的径向力: ;22211(65.3).78rHvFN轴承 B 受的径向力: ;229.1.5.r因为 根据表 13-5 得 X=1,Y=0。0a11()178praPfFXYN2253、轴承寿命计算与校核因: ,则按轴承 A 来计算轴承寿命。12366 710012.461078hCLnP实际工作需要的时间为 ,故所选轴承满足寿命要求。hLL由此可得六个轴承均合格。24第六章 键的选择与校核设定高速级输入轴与联轴器之间的键为 1 ,齿轮与中间轴之间的键为键 2;中间轴上与低速级轴连接的齿轮处的键为键 3,与高速级轴连接的齿轮处的键为键 3;低速级与中间轴连接的齿轮处的键为键 5,输出轴与联轴器之间的键为键 6。键的类型图1、根据轴的直径选择键根据条件选取的键型号规格如下(参考表 2):键 1:圆头普通平键(A 型) b= 5 mm h=5mm L=25mm 键 2:圆头普通平键(A 型) b=8mm h=7mm L=36mm键 3:圆头普通平键(A 型) b=6mm h=6mm L=32mm 键 4:圆头普通平键(A 型) b=6mm h=6mm L=32mm 键 5:圆头普通平键(A 型) b=8mm h=7mm L=32mm 键 6:圆头普通平键(A 型) b=5mm h=5mm L=32mm 252、校核键的承载能力因为:键 1 受到的转距 T1=1.70Nm键 2 受到的转距 T2=1.70Nm键 3 受到的转距 T2=4.68Nm键 4 受到的转距 T4=4.68Nm键 5 受到的转距 T5=19.61Nm键 6 受到的转距 619.N键的材料为钢,轻微冲击, 为 100120Mp,取 =110 Mppp键的校核公式: (k=0.5h l=L-b d 为轴的直径)kldTp3102所以:校核第一个键: 3312021.705.6752pTMpkld校核第二个键: 332.1.528pkldp校核第三个键: 33104.606pTMlp校核第四个键: 3 3422.81620pkldp校核第五个键: 3 351019.1.54pT Mlp校核第六个键: 3 3622.602.57pkld p由此可得六键均合格。26第七节 轴承的润滑及密封根据轴颈的圆周速度,轴承可以用润滑脂和润滑油润滑,由于齿轮的转速根据以知是大于 2m/s,所以润滑可以靠机体的飞溅直接润滑轴承。或引导飞溅在机体内壁上的油经机体泊分面上的油狗流到轴承进行润滑,这时必须在端盖上开槽。如果用润滑脂润滑轴承时,应在轴承旁加挡油板以防止润滑脂流失。并且在输入轴和输出轴的外伸处,都必须密封。以防止润滑油外漏以及灰尘水汽及其它杂质进入机体内。密封形式很多,密封效果和密封形式有关,通常用橡胶密封效果较好,一般圆周速度在 5m/s 以下选用半粗羊毛毡封油圈。第八节. 箱体结构的设计计算已知:中心距 a=178mm1、机座壁厚 0.253.01783.45am考虑铸造工艺,所有壁厚都不应小于 8mm,故取 =8mm2、机盖壁厚 1取 =8mm18m13、机座凸缘厚度 b.5.12b4、机盖凸缘厚度18m5、机座底凸缘厚度 2b250b6、地脚螺钉直径 fd取 =16mm。0.312.3678126fdamfd由机械设计手册上查的标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格 d 为 M(16)7、地脚螺钉数目 n因为 , 8m50所以 n=48、轴承旁连接螺栓直径 1d27;取 mm。10.75.162fdm12d查的标准件六角头螺栓C 级 其螺纹规格 d 为 M(12)9、机盖与机座连接螺栓直径 22(0.56)(0.56)1(89.6)fddm查的标准件六角头螺栓C 级 其螺纹规格 d 为 M(8)10、连接螺栓 的间距2l,取150lm16011、轴承盖螺钉直径3(.4)(.45)(.48)ddf m查得标准件内六角圆柱头螺钉,其螺纹规格为 M(8)12、窥视孔盖螺钉直径 440.30.316(4.)fdd查的标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格 d 为 M(6)13、定位销直径 2.78.78(5.)m查的标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格 d 为 M(6)14、 至外机壁距离12,fd1c有表 4 得 cm15、 至凸缘边缘距离2,f 2c同样取 0c16、轴承旁凸台半径 1R12Rcm17、外机壁至轴承座端面距离 1l128085lcm18、大齿轮顶圆与内机壁的距离 1取 =10mm1.2.89.62819、齿轮端面与内机壁的距离 2取28m10m20、机盖、机座肋厚 ,110.5.6.788取 17;m21、轴承端盖凸缘厚度 t3.21.289.6tdm取 t=10mm22、外机壁至轴承座端面距离 1l12(8)(504)lc23、轴承端面外径 2D23(5.)()dm24、轴承旁联接螺栓距离 24s29第九节 设计结果1. 最终实际传动比 i高速级齿轮 低速级齿轮2.9 42. 各轴转速 n(r/min) (r/min) (r/min)1390 479.31 1203. 各轴输入功率 P( kW) (kW) ( kW)0.0.247 0.0.235 0.2334. 各轴输入转矩 T(kNm) (kNm) (kNm)1.73 4.78 20.105. 键的尺寸参数键 b (单位 mm) h (单位 mm) L (单位 mm)1 5 5 252 8 7 323 6 6 324 6 6 325 8 7 326 5 5 32306高、低速级齿轮参数(单位 mm)名称 高速级 低速级中心距 a(mm) 78 100摸数 (mm) 2 220 20齿数58 80(mm)40 40分度圆直径(mm)116 160(mm)44 44齿顶圆直径(mm)120 164(mm)35 35齿根圆直径(mm)111 155(mm)42 42齿宽(mm)40 40齿轮等级精度 8 8材料及热处理 20CrMnTi,齿面渗碳淬火,齿面硬度 5862HRC45 钢,调质后淬火,齿面硬度 4050HRC7.轴承的代号及尺寸参数轴承 轴承尺寸 dDB代号高速级轴承 20416004中间轴轴承 7356003低速级轴承 60051目录第一节 设计任务-(3)第二节 电动机的选择和计算-(4)第三节 齿轮的设计和计算-(9)第四节.具体二级齿轮减速器轴的方案设计-(14)第五节 轴承的校核-(22)第六章 键的选择与校核-(25)第七节 轴承的润滑及密封 -(27)第八节. 箱体结构的设计计算- - (30)第九节 设计结果 -(30)第十节、设计小结 -(32)参考文献 -(32)2第一节 设计任务 推力机的原理是通过螺旋传动装置给推头传替力和运动速度。它在社会生产中广泛应用,包括在建筑、工厂、生活等方面。其执行机构如下:推力机传动装置设计1.原始数据和条件1)推力 F=10kn;2)推头速度 V=1.2m/min;3)工作情况: 三班制,间歇工作,单向负载,载荷平稳;4)工作环境:有灰尘,环境最高温度为 35C 左右;5)使用折旧期 20 年,4 年大修一次;6)制造条件及生产批量:一般机械厂制造,小批量生产。2参考传动方案3第二节电动机的选择一 滑动螺旋传动的计算1. 螺杆的耐磨性计算 螺杆材料选择 钢-青铜滑动螺旋的耐磨性计算主要是限制螺纹工作面上的压力 P,使其小于材料的许用压力。螺纹工作面上的耐磨性条件为 校核用。为了导出设计计算式,2FPppAdhH令 ,则 H= 代入上式得螺纹中径 2dH22Fdhp选用梯形螺纹,h=0.5p 螺纹工作圈数不宜过多,故 值一般在 1.22.5.故可取 =1.2 材料的许用压力范围(1118)取p=11MPa 则d =0.8 =19.40mm 取 d =30.00mm28.0pF12.0832查机械设计手册 得螺距 P=10mm ,中径 d =25 mm,大径 D =31mm,小径24319m螺母高度 H= =1.2 25=30 mm 螺纹角 =30 2为侧角 3015为螺纹升角 取 87.51cos.0artnrctosarctn fvfv52.螺杆的强度计算4危险截面的计算应力 ,其强度条件 ca22143caTFAd注:F 螺杆所受的轴向压力,单位为 N.这里 0NA 螺杆螺纹段的危险截面积2218.4dmd 螺杆螺纹小径为 19mm 1T 螺杆所受的扭距 T=Ftan( )v2=23750Nmm 螺杆许用应力 3.7Mpa得2 22 21443570310.4683.19caFAd 3.螺母螺纹牙的强度计算螺纹牙多发生剪切和挤压破坏,一般螺母的材料强度低于螺杆,故只需校核螺母螺纹牙的强度。如果将一圈螺纹沿螺纹大径 D(单位 mm)处展开,则可看作宽度为 的悬臂梁。假设螺母D每圈螺纹所承受的平均压力为 ,并作用在以螺纹中径 D (单位为 mm)为直径的圆周上,则螺uF2纹牙危险截面 a-a 的剪切强度条件为 ub螺纹牙危险截面 a-a 的弯曲条件 62bL式中螺纹牙根部的厚度,单位为 mm.b=0.65p=6.5mm,p 为螺纹螺距。L弯曲力臂,单位为 mm 螺母材料的许用切应力 mpa 螺母材料的许用弯曲应力,单位为 mpb a32100.0.63.46.541.837b abampp因为螺杆和螺母的材料相同,螺杆的小径 d 小于螺母螺纹的大径 D。故应校核螺杆螺纹牙1的强度。 3 2100.36.23.4564aMPD .7.b abaMP4.螺母外径与凸缘的强度计算螺母悬置部分危险截面 b-b 内的最大拉伸应力32231.1.00.83454 aFPD5凸缘与底座接触表面的挤压强度计算 )(423ppDF =(1.51.7) pbamp5.72.173.6)405(1.382332.4.F aMP 凸缘根部的弯曲强度计算 )(5.161)(234234 bb aDFaFwm 3431.51.50407.5bFDa m凸缘根部很少发生剪断,强度计算(略)1.选择电动机(1)选择电动机类型按工作要求和条件,选用三相笼型异步电动机,封闭式结构,电压 380V,Y 型。(2)选择电动机的容量电动机所需功率 0wdaaFvKWP由电动机至运输带的传动总效率为 223 232514.908.790.76a 其中: 分别为联轴器,滚动轴,齿轮传动,螺旋传动,滑动传动的传动效23,率,其值分别为 (齿轮联轴器) , (滚子轴承) , (齿轮精度为 810.92.3.级) , (滚动丝杠) , 。4.50.9所以/0.6.76daFvNmsKWP(3)确定电动机转速螺旋传动中根据机械设计手册导距 ,传送速度 。1P()vPn为 螺 旋 传 动 的 转 速1.2/min0/ivnrp根据机械设计课程指导圆柱齿轮转动传动比一般为 840,所以电动机转速一般为9604800r/min.功率 P 略大于 0.26W,转速 9604800r/min 符合这一范围的同步转速有 1390r/min 和2825r/min。比较得到 1390r/min 转速比较合理。6取电动机: Y810-4功率(KW)型号 电流(A) 转速(r/min)效率(%)功率因数 额定转距 额定转距 额定电流0.55 Y801-4 1.5 1390 73 0.76 2.2 2.2 6.52.传动装置的总传动比和传动比分配(1)总传动比由选定的电动机满载转速 和工作机主动轴转速 n,可得传动装置总传动比为mnn /n 11.6ai13902(2)传动装置各级传动比分配两级传动比的分配中根据机械传动设计手册总传动比在 812.5 时,低级传动比 。24i因为 ai= 所以1212.6.94ai3.传动装置运动和动力参数的计算(1)各轴转速 390/minrn12479.31/in.47/i20/inVrri螺 旋 丝 杠(2)各轴输入功率轴: 120.69.80.25Id KWP7轴: 230.5.9807.24I KWP轴: 48I螺旋丝杠: 1.3VI(3)各轴输入转矩电动机输出转距: 950.26.793ddmNmTn各轴输出转矩轴: 12.0.81.73Id N轴: 3794I mi轴: 2420.I螺旋丝杠: 514017.38IVIT运动和动力参数计算结果整理与下表效率 P(KW ) 转距 T (NM)轴名输入 输出 输入 输出转速 nmi/r传动比 i效率电动机 0.26 1.79 13901 0.97轴 0.252 0.247 1.73 1.70 13902.9 0.95轴 0.240 0.235 4.78 4.68 479.314 0.95轴 0.228 0.223 20.10 19.61 120螺旋轴 0.203 0.199 17.38 17.03 120 1 0.86注:轴输出效率=输出效率轴承效率 98%8第三节.齿轮的设计计算 (一)高速级齿轮传动的设计计算选定齿轮类型,精度等级,材料及齿数1)按照推力机机构的传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动2)推力机为一般工作机器,故选用 8 级精度(GB10095-88)。3)材料的选择: 查机表 10-1 选择小齿轮材料为 45 钢(调质),硬度 260HBS,大齿轮材料为 45 钢(调质)硬度为 230HBS。二者材料硬度差 10HBS。4)选小齿轮齿数 Z =20,大齿轮 Z =2.9 ,故取 =58;112zi20582z2.按齿面接触强度设计计算公式d3 211().t Et HkTZud确定公式内的各计算值:试选定载荷系数 1.3tK计算小齿轮的转距: 55 3119.09.0.24/190.7PT NmnA由表 10-7 齿宽系数 d由表 10-6 得材料的弹性影响系数 218.MZE由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ,大齿轮的lim160HMPa250,HLIMPa(6)由公式计算压力循环次数N =60 =601hnjL 101390(8302).192.4.i由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 1HNk, 25N 计算接触疲劳许用应力:取失效概率为 1,安全叙述为 S=1,得可得, =10.9654HNIMKPaS 220.952.HIMKMPaS2) 计算:计算小齿轮的分度圆直径 代入 中的较小值,,1tdHd 3 21()2. t Et dHkTZu,可取 30mm3 2.70(9).82. 16.7041.5m计算圆周速度 v: 13409.8/66tns计算齿宽 b9b= d 1t30m计算齿宽与齿高之比 b/h模数: 13052ttdmz齿高: 则th=2.5=7mb/h=30.789计算载荷系数根据 v=2.18m/s ,8 级精度,由图 10-8 得动载系数 K =1.15;直齿轮假设假设 Kv,可查表得, ; 由表 10-2 查得使用系数:KNFbtA/10 1.4HFK 0.1A查得 8 级精度的小齿轮相对支承非对称分布时:K 23.560.Hdb( )代入数据得: 231.58.610.1.47Hk ( )结合 b/h=8.90 查图 10-13 得,K =1.4F故载荷系数 .4.7.AV按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,d =31tt12.306.42m计算模数:m= 36.42/20=1.82mm1z3.按齿根弯曲强度设计得弯曲强度的设计公式为 m 321)(FSadTYzK1)确定各项计算值(1)由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲强度极限: ,大齿轮的弯曲强度极限为MPE501MPaFE3802(2)由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 1.9FN, 2.FN(3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数,S=1.4,则可得: =F1 43.1.501SKE =229826FN(4)计算载荷系数 KK=K K K K =1AVF1.5.4.5查取齿型系数 Y ,Y ,查取应力校正系数得:12.80Fa2.8a,1.sa2.736saY(5)计算大小齿轮的 ,并加以比较1FS;12.805.034FaS2.81.0.693FaS2)设计计算10m =321)(FSadTYzK 332.51.70.1690.7由于齿轮模数 m 的大小主要取决与弯曲强度所决定的承载能力,因此只要 就可以,6m故可取 m=2mm,按接触强度分度圆 。16.4dm则小齿轮齿数 Z ,大齿轮齿数 ,取16.42021.9058zi2z4.几何尺寸计算1)计算分度圆直径 ;14dz216d2)计算中心距:a= 26783)计算齿轮宽度:b= 10dm取 B 2140,m5.验算:F =t312.854TN所以设计符合条件。85.040AtKb(二)低速级齿轮传动的设计计算选定齿轮类型,精度等级,材料及齿数1)按照推力机机构的传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动2)推力机为一般工作机器,故选用 8 级精度(GB10095-88)。3)材料的选择: 查机表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr(调质),硬度 260HBS,大齿轮材料为 45 钢(调质)硬度为 230HBS。二者材料硬度差 30HBS。4)选小齿轮齿数 Z =20,大齿轮 Z =4 , 故取 =80;3423iz084z2.按齿面接触强度设计计算公式d 3 211().t Et HkTZud确定公式内的各计算值:试选定载荷系数 1.3tK计算小齿轮的转距: 55 3119.09.0.24/79.10PT NmnA由表 10-7 齿宽系数 d由表 10-6 得材料的弹性影响系数 218.MZE由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ,大齿轮的lim160HMPa250,HLIMPa(6)由公式计算压力循环次数N =60 =6031hnjL 9479.31(8302)4.991i由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 1.HNk, 2.5N11 计算接触疲劳许用应力:取失效概率为 1,安全叙述为 S=1,得可得, 10.9265HNIMKPaS =2 .I2) 计算:计算小齿轮的分度圆直径 代入 中的较小值,,1tdHd 3 21(). t Et dHkTZu3 249089.2. ()3.5945m取 30mm计算圆周速度 v: 13.7.10.6/66tdns计算齿宽 bb= d 1t0计算齿宽与齿高之比 b/h模数:齿高:13052ttdmz th=25m1.5=37m则 b/h=.789计算载荷系数根据 v=0.76m/s ,8 级精度,由图 10-8 得动载系数 K =1.08;直齿轮假设假设 Kv,可查表得, ; 由表 10-2 查得使用系数:K 由表 10-NFbtA/10 1.4HFK 0.1A4 查得 8 级精度的小齿轮相对支承非对称分布时:K 231.5060.1db( )代入数据得: 3847Hk ( )结合 b/h=8.90 查图 10-13 得,K =1.4F故载荷系数 .14.72.8AVH按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,d =31tt31.05.63m计算模数:m= 35.63/20=1.78mm1z3.按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式: m 321)(FSadTYzK1)确定各项计算值(1)由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲强度极限: ,大齿轮的弯曲强度极限为MPaE501MPaFE3802(2)由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 1.9FN, 2.FN12(3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数,S=1.4,则可得 =F110.95324NFEKMPaS =228.6.(4)计算载荷系数 KK=K K K K =1AVF10.42.1查取齿型系数 Y ,Y ,查取应力校正系数得: ,1.80Fa2.a 5saY2.7sa(5)计算大小齿轮的 ,并加以比较1FS1.50.332FaS2.10.6438FaS2)设计计算m =321)(FSadTYzK32.174.980由于齿轮模数 m 的大小主要取决与弯曲强度所决定的承载能力,因此只要 就可以,故可067m取 m=2mm,按接触 强度分度圆 。15.6dm则小齿轮齿数 Z ,大齿轮齿数 , 取15.6202148zi28z4.几何尺寸计算1)计算分度圆直径 ;10dz2016dzm2)计算中心距:a= 24163)计算齿轮宽度:b= d取 B 2140,25.验算:F =t3124.950TNd所以设计符合条件。1456.0AtKNmb第四节.具体二级齿轮减速器轴的方案设计13中间轴的设计1. 确定输出轴上的功率 P ,转速 n 和转距 T 。由前面可知 P =0.235,n =479.31r/min, 22222T =4.68 N 3310m2. 求作用在轴上的力:已知小齿轮的分度圆直径为 d =40mm, 大齿轮的分度圆直径为 d =160mm,1 2F = = , 1t32d34.6820NF = = ,2tT.5.1F = F1rt 38648.ngF = F2.02133. 初步确定轴的最小直径:轴材料为 45 钢,经调质处理。按扭转强度计算,初步计算轴径,取 0Ad 。取 d 为 17mm.。333 0.2518.4791Pmn显然,此处为轴的最小直径,即此处轴与轴承的内径相同,即 IVId。 1. 轴的结构设计:1) 拟定轴上零件的装配方案;142)根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。(1)为了满足轴向定位要求,在轴 I-II 处右边和轴 V-VI 设一轴肩,取 左右两端用轴承端盖封闭。 20VIdm,(2)初选轴承为深沟球轴承,根据 d 选取型号为 6003,基本尺寸为 d17m,齿轮和轴承之间用轴环确定距离,取其宽度为 24mm,齿轮端面距机壁内侧1735DB,8mm,并考虑齿轮固定可得 。 3,5VIL(3)由于小齿轮的轮觳宽度为 42mm,为了使套筒端 面可靠地压紧齿轮,此轴段长度略短轮觳宽度,故取 L .同理,取 L 。40ImIVm38由于大齿轮左侧和小齿轮右侧均用轴肩固定 ,得 h=2.故可取0.7hd。26,8IVIVdmL至此该轴上的各端长度和直径都已确定。 3)轴上零件的周向定位:齿轮和轴的联接都采用平键联接。按 20,IIVdm有表 6-1 查得平键截面,两键的尺寸均为 b 键槽采用键槽铣刀加工,长度为 32mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好6,hm的对中性,故选择齿轮轮觳与轴的配合为 H7/n6。4)确定轴上圆角和倒角尺寸:取轴左端的倒角为 2 ,其右端倒角 2 。从左至右轴肩的045045圆角半径分别为 0.8mm,1.0mm,1.0mm,0.8mm.5)确定轴上载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。 1 2 340403881038,47,5492 2LmLmLm计算 132321()(9).3.785.17.ttNHtNHFN323121()6(49)28.496.1078.2.10rrVNrNVLFFN1239.546.57HBCMmL12367.083249VBNFN15222(69)30.874.HBVMNm根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B 是危险截面。现将计算出的截面 B 处的,M ,M 值列于下表:V载荷 水平面 垂直面 V支反力 1239.57,39.NHNHF1267.0,41NNVFF弯矩 MB=6m=3.8m总弯矩 22930.874.m扭矩 T3T468N6)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 C 的强度。查表可得22223()74.(0.648)9.1caMTMPaW前已选轴的材料为 45 钢,调质处理。查得 =60MPa,因此 。故安全。1ca1高速轴的设计1.确定输出轴上的功率 P ,转速 n 和转距 T 。由前面可知 P =0.247KW,n =1390r/min, 11111。T=1.70NmA2.求作用在轴上的力:已知低速级齿轮的分度圆直径 ,2d=mz04AF = = , t12785NF = Frt .3629.1ng1)初步确定轴的最小直径:低速轴材料为 45 钢,经调质处理。按扭转强度计算,初步计算轴径,根据表 15-3 取02Ad ,显然此处为轴的最小直径为使得出轴与联轴器的孔径相3310.2476.19Pmn同,需确定联轴器的型号。联轴器的转距: 取 K ,3.1AT N 。.caAK采用弹性块联轴器 TL2 型,半联轴器的孔径 d 长度 27mm,联轴器与轴的配合长度,21为 L ,取 d =12mm。132.m2. 轴的结构设计:161) 拟定轴上零件的装配方案;2)根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。(1)为了满足轴向定位要求,在轴 处左边设一轴肩,取 d 右端用轴端挡圈挡 16m,住,按轴端直径取挡圈直径 20mm,为保证轴端挡圈只压在半联轴上,故 段长度比 L 稍短些,1现取 L 30.Im(2)初选轴承为深沟球轴承,根据 d 根据机械设计手册选取轴承代号 为20IVm,6004 型,基本尺寸为 故取 ; 而其041dDB, 20IVId12IVL右端采用轴肩进行定位,故可取 6,3IVI(3)由于轮觳宽度为 42mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段长度略短轮觳宽度,故取L 左端采用轴肩定位,轴肩高度 h 所以40,VIm0.7,m.d则,取 。-Id263.8VIL(4)轴承盖的总宽度由前可知为 18mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加以添加润滑剂的要求。取端盖的外端与半联轴器左端的距离为 20mm.则 。38IL(5)齿轮距左端箱体的距离为 12mm。轴承端面距机箱内端面距离为 8mm 则可算得 L34.VIm至此,此轴的各端长度和直径都已确定。 28016ILBm3)轴上零件的周向定位:齿轮和半联轴器与轴的联接都采用平键联接。按 d 有手册查得平键截面 b26VIm键槽采用键槽铣刀加工,长度为 36mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中87,hm性,故选择齿轮轮觳与轴的配合为 H7/n6;同样,半联轴器与轴的联接也选用平键截面为 5mm mm,长517度 25mm, 半联轴器与轴的配合为 H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处的选轴的尺寸公差为 m6.4)确定轴上圆角和倒角尺寸:取轴左端的倒角为 2.5 ,其右端倒角 2.0 。由表 15-245045得从左至右轴肩的圆角半径分别为 0.8mm,0.8mm,1.0mm,1.2mm,1.2mm,1.0mm.5)求轴的载荷,首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。1 2 3302110085,689,6822LmLmLm计算 312145.78.362NHttNHFN31219.9.4817NVrNVLFN2.720.6HMm19349vNL222.8.3.75HV在确定支点位置后根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C 是危险截面。现将计算出的截面 C 处的,M ,M 值列于下表:V载荷 水平面 垂直面支反力 128.73,56.7NHNHF129.38,19.74NVNVF弯矩 M=20.6m=.6m总弯矩 227.8.963.75扭矩 T3T10N6)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 C 的强度。查表可得22223()89.75(0.61).7caMMPaW前已选轴的材料为 45 钢,调质处理。查得 =60MPa,因此 。故安全。1ca118低速轴的设计1 确定输出轴上的功率 P ,转速 n 和转距 T 。由前面可知 P =0.223KW,n =120r/min, 33333T =19.61NM。32 求作用在轴上的力:已知低速级齿轮的分度圆直径为 d =160mm, F = =2t23dT, 3219.6045NF =r .89.1tng3. 初步确定轴的最小直径:低速轴材料为 45 钢,经调质处理。按扭转强度计算,初步计算轴径,取 012Ad ,显然此处为轴的最小直径为使得出轴与联轴器的孔径33min00.211.8PAm相同,需确定联轴器的型号。联轴器的转距: 取 K T,3.1A3.9654caKTNA查机械设计手册采用弹性块联轴器 TL3 型,半联轴器的孔径 d 联轴器与轴的配合长度为16,mL ,取 d =16mm。142.VI4. 轴的结构设计:1) 拟定轴上零件的装配方案;2)根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。(1)为了满足轴向定位要求,在轴 VII-VIII 处左边设一轴肩,取 d 左端用轴肩,2VIm,取 , ;为保证轴端挡圈只压在半联轴上,故 段长度比 L5VIdm25IVIdm 稍短些,现取 。1 40VL(2)初选轴承为深沟球轴承,根据 d 轴承选取为 6005,基本尺寸为V,故取 左端采用轴肩进行定位,取 h=2.5mm,故 d5712dDB, 12VI,取 . 30,IVm19(3)由于轮觳宽度为 40mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段长度略短轮觳宽度,故取 L左端采用轴肩定位,轴肩高度 h=2 所以 ;右端采用轴肩定位 h0.07d38,Im 29Idm得到 h=3, 5,8IVIVdLm(4)轴承盖的总宽度取为 18mm,轴承距离箱体内壁为 8mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加以添加润滑剂的要求。取端盖的外端与半联轴器左端的距离为 20mm.齿轮距左端箱体的距离为12mm,所以取 ;1203;12834VI I m486IVLm轴 总 长(5)至此该轴 的各端长度和直径都已确定。 3)轴上零件的周向定位:齿轮和半联轴器与轴的联接都采用平键联接。按 29Idm有手册查得平键截面 b键槽采用键槽铣刀加工,长度为 32mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对87,hm中性,故选择齿轮轮觳与轴的配合为 H7/n6;同样,半联轴器与轴的联接也选用平键截面为5mm mm,长度 32mm, 半联轴器与轴的配合为 H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保5证的,此处的选轴的尺寸公差为 m6.4)确定轴上圆角和倒角尺寸:取轴的倒角为 2.0 。从左至右轴肩的圆角半径分别为0451.0mm,1.0mm,1.2mm,1.0mm,1.0mm,0.8mm.12 33838122467,69,863LLL5)确定轴上载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。轴的受力计算: 211295416.37.NHttNHLFN1122987456.318NVrNVLFN1.HMm547290.5vNL28.83.HV N20在确定支点位置后根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 B 是危险截面。现将计算出的截面 B 处的,M ,M 值列于下表:V载荷 水平面 H垂直面支反力 1265.3,79.3NNHF126.37,1.8NVNVF弯矩 MH=784m=905m总弯矩 2209.583.m扭矩 T3T196N6)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 C 的强度。查表可得22223()830.5(.6190)5.caMMPaW前已选轴的材料为 45 钢,调质处理。查得 =60MPa,因此 。故安全。1ca121第五节 轴承的校核(一)高速轴的轴承的校核设近联轴器的轴承为轴承 A,近齿轮处的轴承为轴承 B。初步选滚动轴承:标准的深沟球轴承 6004,基本尺寸 d 2041D,1、轴承的受力分析1rF1tFFH1 F H FV1 F v2垂直面内轴的受力 水平面内的受力 齿轮减速器高速级传递的转矩: 170TNm轴承的垂直面的支座反力分别为:F 9.38N;F 19.74N;V2V所处轴承的水平面的支座反力分别为 F =28.73N;F =56.27N; 1H2H2、轴承受径向力分析轴承轻微冲击或无冲击,查表 13-6 得冲击载荷系数 1pf轴承 A 受的径向力: ;22118.739.0.2rHvFN轴承 B 受的径向力: ;2256.1.45.6r因为 根据表 13-5 得 X=1,Y=0。0a11()30.1.praPfFXYN225963、轴承寿命计算与校核因: ,则按轴承 B 来计算轴承寿命。12366 72010984.6105.hCLnP实际工作需要的时间为 ,故所选轴承满足寿命要求。2hLL22中间轴的轴承的校核设近小齿轮处的轴承为轴承 A,近大齿轮处的轴承为轴承 B。初步选滚动轴承:标准的深沟球轴承 6003,基本尺寸 d 17350D,1、轴承的受力分析1rF2r 1tFFV1 F v2 FH1 2tFF H 垂直面内轴的受力 水平面内的受力 齿轮减速器高速级传递的转矩: 14680TNm轴承的垂直面的支座反力分别为:F 67.10N;F 41N;V2V所处轴承的水平面的支座反力分别为 F =139.57N;F =39.93N; 1H2H2、轴承受径向力分析轴承轻微冲击或无冲击,查表 13-6 得冲击载荷系数 1pf轴承 A 受的径向力: ;2221139.576.054rHvFN轴承 B 受的径向力: ;222.17r因为 根据表 13-5 得 X=1,Y=0。0a11()154praPfFXYN2273、轴承寿命计算与校核因: ,则按轴承 A 来计算轴承寿命。12366100205647479.1hCLnP实际工作需要的时间为 ,故所选轴承满足寿命要求。1hLL23低速轴的轴承的校核设近齿轮处的轴承为轴承 A,近联轴器处的轴承为轴承 B。初步选滚动轴承:标准的深沟球轴承 6005,基本尺寸 d 25471D,1、轴承的受力分析1rF1HF2HFtFV1 F v2垂直面内轴的受力 水平面内的受力 齿轮减速器高速级传递的转矩: 1960TNm轴承的垂直面的支座反力分别为:F 66.37N;F 31.81N;V2V所处轴承的水平面的支座反力分别为 F =-165.63N;F =-79.37N; 1H2H2、轴承受径向力分析轴承轻微冲击或无冲击,查表 13-6 得冲击载荷系数 1pf轴承 A 受的径向力: ;22211(65.3).78rHvFN轴承 B 受的径向力: ;229.1.5.r因为 根据表 13-5 得 X=1,Y=0。0a11()178praPfFXYN2253、轴承寿命计算与校核因: ,则按轴承 A 来计算轴承寿命。12366 710012.461078hCLnP实际工作需要的时间为 ,故所选轴承满足寿命要求。hLL由此可得六个轴承均合格。24第六章 键的选择与校核设定高速级输入轴与联轴器之间的键为 1 ,齿轮与中间轴之间的键为键 2;中间轴上与低速级轴连接的齿轮处的键为键 3,与高速级轴连接的齿轮处的键为键 3;低速级与中间轴连接的齿轮处的键为键 5,输出轴与联轴器之间的键为键 6。键的类型图1、根据轴的直径选择键根据条件选取的键型号规格如下(参考表 2):键 1:圆头普通平键(A 型) b= 5 mm h=5mm L=25mm 键 2:圆头普通平键(A 型) b=8mm h=7mm L=36mm键 3:圆头普通平键(A 型) b=6mm h=6mm L=32mm 键 4:圆头普通平键(A 型) b=6mm h=6mm L=32mm 键 5:圆头普通平键(A 型) b=8mm h=7mm L=32mm 键 6:圆头普通平键(A 型) b=5mm h=5mm L=32mm 252、校核键的承载能力因为:键 1 受到的转距 T1=1.70Nm键 2 受到的转距 T2=1.70Nm键 3 受到的转距 T2=4.68Nm键 4 受到的转距 T4=4.68Nm键 5 受到的转距 T5=19.61Nm键 6 受到的转距 619.N键的材料为钢,轻微冲击, 为 100120Mp,取 =110 Mppp键的校核公式: (k=0.5h l=L-b d 为轴的直径)kldTp3102所以:校核第一个键: 3312021.705.6752pTMpkld校核第二个键: 332.1.528pkldp校核第三个键: 33104.606pTMlp校核第四个键: 3 3422.81620pkldp校核第五个键: 3 351019.1.54pT Mlp校核第六个键: 3 3622.602.57pkld p由此可得六键均合格。26第七节 轴承的润滑及密封根据轴颈的圆周速度,轴承可以用润滑脂和润滑油润滑,由于齿轮的转速根据以知是大于 2m/s,所以润滑可以靠机体的飞溅直接润滑轴承。或引导飞溅在机体内壁上的油经机体泊分面上的油狗流到轴承进行润滑,这时必须在端盖上开槽。如果用润滑脂润滑轴承时,应在轴承旁加挡油板以防止润滑脂流失。并且在输入轴和输出轴的外伸处,都必须密封。以防止润滑油外漏以及灰尘水汽及其它杂质进入机体内。密封形式很多,密封效果和密封形式有关,通常用橡胶密封效果较好,一般圆周速度在 5m/s 以下选用半粗羊毛毡封油圈。第八节. 箱体结构的设计计算已知:中心距 a=178mm1、机座壁厚 0.253.01783.45am考虑铸造工艺,所有壁厚都不应小于 8mm,故取 =8mm2、机盖壁厚 1取 =8mm18m13、机座凸缘厚度 b.5.12b4、机盖凸缘厚度18m5、机座底凸缘厚度 2b250b6、地脚螺钉直径 fd取 =16mm。0.312.3678126fdamfd由机械设计手册上查的标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格 d 为 M(16)7、地脚螺钉数目 n因为 , 8m50所以 n=48、轴承旁连接螺栓直径 1d27;取 mm。10.75.162fdm12d查的标准件六角头螺栓C 级 其螺纹规格 d 为 M(12)9、机盖与机座连接螺栓直径 22(0.56)(0.56)1(89.6)fddm查的标准件六角头螺栓C 级 其螺纹规格 d 为 M(8)10、连接螺栓 的间距2l,取150lm16011、轴承盖螺钉直径3(.4)(.45)(.48)ddf m查得标准件内六角圆柱头螺钉,其螺纹规格为 M(8)12、窥视孔盖螺钉直径 440.30.316(4.)fdd查的标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格 d 为 M(6)13、定位销直径 2.78.78(5.)m查的标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格 d 为 M(6)14、 至外机壁距离12,fd1c有表 4 得 cm15、 至凸缘边缘距离2,f 2c同样取 0c16、轴承旁凸台半径 1R12Rcm17、外机壁至轴承座端面距离 1l128085lcm18、大齿轮顶圆与内机壁的距离 1取 =10mm1.2.89.62819、齿轮端面与内机壁的距离 2取28m10m20、机盖、机座肋厚 ,110.5.6.788取 17;m21、轴承端盖凸缘厚度 t3.21.289.6tdm取 t=10mm22、外机壁至轴承座端面距离 1l12(8)(504)lc23、轴承端面外径 2D23(5.)()dm24、轴承旁联接螺栓距离 24s29第九节 设计结果1. 最终实际传动比 i高速级齿轮 低速级齿轮2.9 42. 各轴转速 n(r/min) (r/min) (r/min)1390 479.31 1203. 各轴输入功率 P( kW) (kW) ( kW)0.0.247 0.0.235 0.2334. 各轴输入转矩 T(kNm) (kNm) (kNm)1.73 4.78 20.105. 键的尺寸参数键 b (单位 mm) h (单位 mm) L (单位 mm)1 5 5 252 8 7 323 6 6 324 6 6 325 8 7 326 5 5 32306高、低速级齿轮参数(单位 mm)名称 高速级 低速级中心距 a(mm) 78 100摸数 (mm) 2 220 20齿数58 80(mm)40 40分度圆直径(mm)116 160(mm)44 44齿顶圆直径(mm)120 164(mm)35 35齿根圆直径(mm)111 155(mm)42 42齿宽(mm)40 40齿轮等级精度 8 8材料及热处理 20CrMnTi,齿面渗碳淬火,齿面硬度 5862HRC45 钢,调质后淬火,齿面硬度 4050HRC7.轴承的代号及尺寸参数轴承 轴承尺寸 dDB代号高速级轴承 20416004中间轴轴承 7356003低速级轴承 6005
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