机械设计说明书模板

目 录 机械设计基础课程设计任务书„„„„„„„„„„„„.1 一、传动 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 的拟定及说明„„„„„„„„„„„„„.3 二、电动机的选择„„„„„„„„„„„„„„„„„.3 三、计算传动装置的运动和动力参数„„„„„„„„„.4 四、传动件的设计计算„„„„„„„„„„„„„ „..6 五、轴的设计计算„„„„„„„„„„„„„„„„„.15 六、滚动轴承的选择及计算„„„„„„„„„„„„„.23 七、键联接的选择及校核计算„„„„„„„„„„„„.26 八、高速轴的疲劳强度校核„„„„„„„„„„„„„.27 九、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择„„„„„„.31 参考资料目录 设计计算及说明 结 果 一、传动方案的拟定及说明 传动方案给定为三级减速器(包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动 减速)，说明如下: 为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和 拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速，即 nW 60，1000v60，1000，2n,,,119.4rmin W n,119.4rminW,,D，320 一般常选用同步转速为的电动机作为原动机，因此传3000rmin 动装置总传动比约为16--23。根据总传动比数值，可采用任务书 所提供的传动方案就是以带轮传动加二级圆锥斜齿轮传动 二、电动机选择 1(电动机类型和结构型式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y132M-4吗系列三项异 步电动机。它为卧式封闭结构 2(电动机容量 Fv2600，2.01) 卷筒轴的输出功率,P,,,5.2kWP,5.2kW, WW10001000 pWP,2) 电动机输出功率, dd, 232 传动装置的总效率 ,,,,,,,,,,,12345 式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效,,,...12 率。由参考书1 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 2-4查得: 弹性联轴器;滚子轴承;圆柱齿轮传动,,0.99,,0.9812 ,,0.97;卷筒轴滑动轴承;V带传动,=0.96 ,,0.95,,0.784 354 42 则 ,,0.99,0.98,0.97,0.95,0.96,0.784 P,6.63kW d - 2 - 设计计算及说明 结 果 p5.2W故 P,,,6.63kWd,0.784 3(电动机额定功率 Ped 由[1]表20-1选取电动机额定功率 P,7.5kWed 4(电动机的转速 为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由任 ,务书中推荐减速装置传动比范围，则 i,24~34 电动机转速可选范围为 2,, n,n,i,119.4，(21~34),2864.8~4059.6r/mindW 可见只有同步转速为\3000r/min的电动机均符合。选定电动机的 型号为Y132S2--2。主要性能如下表: 电机型号 额定功率 满载转速 起运转矩 最大转矩 Y132S2--7.5KW 2900r/mi2.0 2.2 2 n =24.29 i5、计算传动装置的总传动比并分配传动比 i,, 5.2pW,,1)、总传动比=24.29(符合24<<34) ii,,,0.784 2)、分配传动比 假设V带传动分配的传动比，则二级展开i,21 i,式圆柱齿轮减速器总传动比= i。,12.15, i1 =4.12 i2二级减速器中: i=2.95 i,1.4*i。,1.4*12.15,4.12高速级齿轮传动比i 32, i。12.15,低速级齿轮传动比 i,,,2.953i4.12 2 三、计算传动装置的运动和动力参数 1(各轴转速 减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为:?轴、?轴、 - 3 - 0n,n,2900r/min n2900设计计算及说明 结 果 n,,,1450r/min?轴。 ,1i2 n,2900r/min各轴转速为: 0m n,1450r/min,n1450 ,n,,,352r/minn,352r/minm,,,,2i4.12n,119r/min ,,, n352 ,,n,,,119r/minP,6.63kW0,,,3i2.95P,6.36kW,2(各轴输入功率 P,6.05kW,,按电动机所需功率计算各轴输入功率，即 PdP,5.75kW,,,电动机的输入功率，P,P,6.63kW0d ,第一根轴的功率，P,P,6.63，0.96,6.36kW,5d 4T,2.183，10N,mm,,0第二根轴的功率，P,P,6.36，0.98，0.97,6.05kW,,,23 4T4.191，10N,mm第三根轴的功率，P,P,,,6.05，0.98，0.97,5.75kW,,,,,,23 53(各轴输入转矩T(N•m) T,1.642，10N,mm,, 5T,4.603，10N,mmP6.63,,,6640T,9.55，10，,9.55，10，N,mm,2.183，10N,mm0n29000 44T,T,i,2.183,，10N,mm，096，2,4.191，10N,mm,051 45,,T,Ti,4.191，10N,mm，0.98，0.97，4.12,1.642，10N,mm,,,223 55T,Ti,1.642，10N,mm，0.98，0.97，2.95,4.603，10N,mm,,,,,,,233 将计算结果汇总列表备用。 高速轴 项目 电动机 中间轴? 低速轴? ? N转速 2900 1450 352 119 (r/min) P 功率 6.63 6.36 6.05 5.75 (kW) 转矩T(N• 4545 4.191，104.603，102.183，101.642，10 m) i传动比 2 4.122.95 效率, 0.95 0.98 0.97 - 4 - 设计计算及说明 结 果 四、传动件的设计计算 1(设计带传动的主要参数。 已知带传动的工作条件:两班制(共16h)，连续单向运转，载荷 平稳，所需传递的额定功率p=6.63kw小带轮转速 n,2900r/m1 大带轮转速，传动比。 n,1450r/mi,221 设计 内容 财务内部控制制度的内容财务内部控制制度的内容人员招聘与配置的内容项目成本控制的内容消防安全演练内容 包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带 的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等(因为之 前已经按选择了V带传动，所以带的设计按V带传动设计方法,5 进行) A型带 1)、计算功率 = ppK,P,1.1，6.63kw,7.29kwaaA 2)、选择V带型 根据、由图8-10《机械设计》p157选择pna1 A型带(d1=112—140mm) 3)、确定带轮的基准直径d并验算带速v d (1)、初选小带轮的基准直径d，由(《机械设计》p155表8-6 d 和p157表8-8，取小带轮基准直径 d,125mmd1V=19.0m/s (2)、验算带速v ,d,n,，125，2900,d11 v,,m/s,19.0m/s60，100060，1000 因为5m/s<19.0m/s<30m/s,带轮符合推荐范围 d=250mm d2(3)、计算大带轮的基准直径 根据式8-15 d,i,d,2，125mm,250mm， dd21 d初定=250mm d2 L(4)、确定V带的中心距a和基准长度 d a、 根据式8-20 《机械设计》p152 0.7(d，d),a,2(d，d) dd0dd1212 a=500mm 0 ，(125，250),a,2，(125，250) 0.7 0 - 5 - 设计计算及说明 结 果 262.5a750 ,, 初定中心距=500mm a0 b、由式8-22计算带所需的基准长度 2dd，，,,12dd =2+ ladd，，，，0012dd 24a0 =2×500+π×0.5×(125+250)+(250-125)(250-125)/4 =1600mm ld×500 ,1597mm 由表8-2先带的基准长度=1600mm ld c.计算实际中心距 a,+(l -l)/2,500+(1600-1597)/2,501.5mm a0d0 中心距满足变化范围:262.5—750mm (5).验算小带轮包角 ,166? ,1 ,180?-(d-d)/a×57.3? ,d2d11 ,180?-(250-125)/501.5×57.3? ,166?>90? 包角满足条件 (6).计算带的根数 单根V带所能传达的功率 d 根据n=2900r/min 和=125mm 表8-4a d11 用插值法求得p=3.04kw 0 单根v带的传递功率的增量Δp 0 已知A型v带，小带轮转速n=2900r/min 1 n1dd 转动比 i==/=2 d1d2 n2 p 查表8-4b得Δ=0.35kw 0 计算v带的根数 k查表8-5得包角修正系数=0.96,表8-2得带长修正系数, - 6 - 设计计算及说明 结 果 =0.99 kL V带取2根. =(+Δ)××=(3.04+0.35) ×0.96×0.99=5.34KW pppkk00r,L pcZ= =7.29/5.34=1.37 故取2根. Pr (7)、计算单根V带的初拉力和最小值 =190.0N F0min kp(2.5,),c ,500*+qVV=190.0N F0minZVk, 对于新安装的V带,初拉力为:1.5=285N F0min 对于运转后的V带,初拉力为:1.3=247N F0min =754N FP(8)(计算带传动的压轴力 FP =2ZFsin(/2)=754N F,0P1 (9).带轮的设计结构 A.带轮的材料为:HT200 B.V带轮的结构形式为:腹板式. C(结构图 (略) 2、齿轮传动设计 选择斜齿轮圆柱齿轮 先设计高速级齿轮传动 1)、选择材料热处理方式 根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面 计算说明 (HB<=350HBS),8级精度,查表10-1得 小齿轮 40Cr 调质处理 HB=280HBS 1 大齿轮 45钢 调质处理 HB=240HBS 2 2)、按齿面接触强度计算: ，取小齿轮=20，则=，=204.12=82.4，取=83并初zzizzz122122 步选定β,15? - 7 - 设计计算及说明 结 果 确定公式中的各计算数值 ,,1.60,a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6 b.由图10-30选取区域系数Zh=2.425 c.由图10-26查得, ,则 ,,0.76,,0.84,,,，,,1.60,,,,1,212 4 d.计算小齿轮的转矩:。确定需用接触应力 T,4.189，10N,mm1 e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa f.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度 9设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得 N,4.065，101齿轮接触应力=600MPa大齿轮的为=550MPa ,,,,,,8lim1lim2 N,9.866，102h.由式10-13计算应力循环次数 9 N,60njL,60，1450，1，(8，2，8，365),4.065，10h11 94.065，10,8,,Mpa,540H1 N,,9.866，1024.12 ,,,,528MPaH2i.由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.90 =0.96 KKHN1HN2 ,, =/S=540Mpa ,K,,,HHN1lim11 ,,= /S=528 Mpa ,K,,,HN2Hlim22 ,,,,=(,+,,)/2=543 Mpa ,,HHH12V=3.26m/s 3)、计算 (1)计算圆周速度: V=dлn1/60000=3.26m/s 1t (2)计算齿宽B及模数m nt dB=φd=1X42.9mm=42.9mm 1t md=cosβ/z=2.07mm 1tnt1 ,=1.704 mH=2.25=4.66mm ,nt B/H=42.9/4.66=9.206 - 8 - 设计计算及说明 结 果 (3)、计算纵向重合度 ,, K=2.001 =0.318φdtanβ=1.704 ,z,1 (4)、计算载荷系数 由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得: =46.22 d1 K,1,K,1.15,K,1.45,K,1.35,K,K,1.2AV,H,FH,F, 故载荷系数 K,K,K,K,K,1，1.15，1.45，1.2,2.001AVH,H, 2mm m,n1(5)、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， k3由式10—10a 得 ==46.22mm dd1t1 Kt (6)、计算模数 mnt = Cosβ/Z1=2.232mm mdnt1 4)、按齿根弯曲强度设计 由式10-17 2 ,2KTYYcosFsa1113m, n12,,,(u，1)z, aF11 (1)、计算载荷系数: K,K,K,K,K,1，1.15，1.2，1.35,1.863AVF,F, (2)、根据纵向重合度,=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数, Y,0.85, (3)、计算当量齿数 齿形系数 2083 ， z,,22.19z,,92.10v1v23,3,cos15cos15 (4)、由[1]图10-5查得Y,2.72，Y,2.21 F1F2aa 由表10-5 查得Y,1.57，Y,1.776 S1S2aa ,,,,由图10-20C但得=500 MPa =380 MPa ,,FE1FE2 - 9 - 设计计算及说明 结 果 由图10-18取弯曲疲劳极限=0.85,=0.88 KKFN1FN2 计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得: =/S=303.57 MPa ,,K,,,,FN1F1FE1 =/S=238.86 MPa ,,K,,,,FN2F2FE2 YYF1sa1(5)、计算大小齿轮的，并比较 ,,,F1 2.72，1.57YY F1sa1,,0.0147,303.57,,F1 2.268，1.794YYF2sa2,,0.01704 ,,,238.84F2 YYYYYYF1sa1F2sa2F2sa2且，故应将代入[1]式(11-15)计算。 , ,,,,,,,,,F1F2F2 (6)、计算法向模数 2,2cosKTYY111Fsa3,m1n2 (，1),,,uz,11aF 42, 2，1.863，4.189，10，0.85，cos153,,0.01704,1.4821，1.6，20 对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径 =46.22mm来计算应有的数,于是有: d1 取m,2mm; n1 d,cos46.22，cos15:,1z(7)、则，故取=22 z,,,22.3211=116mm a1m2n .则==90.64，取 zizz,902212 (8)、计算中心距 (，)2，(22，90)mzzn12‘”,,,115.95mm a ,,15:5241,1,2cos2，cos15 取a=116mm 1 d= 45.58mm1(9)、确定螺旋角 - 10 - 设计计算及说明 结 果 (，)mzz,arccos= d186.42mmn122,21a 2，(22，90),‘”,arccos,15.09,15:524 B,45mm，2，1162 B,50mm(10)、计算大小齿轮分度圆直径: 1 Zm1n = d,45.58mm1cos15.09: Zm2n= d,186.42mm2,cos15.09 (11)、确定齿宽 b,,d,1，45.57,45.57mm2a1 取 B,45mm，B,50mm21 5)、结构设计。(略)配合后面轴的设计而定 低速轴的齿轮计算 1)、选择材料热处理方式(与前一对齿轮相同)(HB<=350HBS),8 级精度,查表10-1得 小齿轮 40Cr 调质处理 HB=280HBS 1 大齿轮 45钢 调质处理 HB=240HBS 2 2)、取小齿轮=20，则==59 取=59，初ziz,z,2.95，20z33434 步选定β,15? 3)、按齿面接触强度计算: 确定公式中的各计算数值 a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6 b.由图10-30选取区域系数 z,2.425H c.由图10-26查得,,0.76,,,0.85, ,,12 则,,,，,,1.61 ,,,12 5d.计算小齿轮的转矩: T,1.64，10N,mm2 - 11 - 设计计算及说明 结 果 确定需用接触应力 e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa f.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度 设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得 齿轮接触应力=600MPa大齿轮的为=550MPa ,,,,,,lim1lim2 h.由式10-13计算应力循环系数 8 N,60njL,60，352，1，(8，2，8，365),9.867，10 h11 8 9.867，108 N,,3.345，102 2.95 i.由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.96 =0.97 KK HN1HN2 ,, =/S=576Mpa ,K,,, HHN1lim11 V=1.21m/s = /S=533.5 Mpa ,,,K,,,HN2Hlim22 =(,,+)/2=554.8 Mpa ,,,,,,,HHH12 4)、计算 (1)、圆周速度: V=dлn1/60000=1.21m/s 1t (2)、计算齿宽b及模数m nt B=φdd=1X65.87=65.87mm 1t m=dcosβ/ =3.18mm z1tnt1 H=2.25m=7.16mm nt b/h=65.87/7.16=9.200 K=1.960 ,(3)、计算纵向重合度 , ,=0.318φdZ1tanβ=1.704 , a 由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得: - 12 - 设计计算及说明 结 果 K,1,K,1.12,K,1.458,K,1.36,K,K,1.2AVH,F,H,H, 故 载荷系数 K=1*1.12*1.2*1.458=1.960 (4)、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式10-10a得 k3==70.48mm dd1t1 Kt (5)计算模数 mnt = cosβ/=3.404mm mzd3nt1 5)、按齿根弯曲强度设计 由式10-17 2 ,2KTYYcosFsa1113 m,n12,,,(u，1)z,aF 11 a上式中 K,K,K,K,K,1，1.12，1.2，1.36,1.829AVF,F, b根据纵向重合度=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数Y,, β=0.85 c计算当量齿数 齿形系数 2059 ， z,,22.19z,,63.32v1v23,3, cos15cos15 由[1]图10-5查得 Y,2.72，Y,2.292F1F2 由图10-20C但得=500 MPa =380 MPa ,,,,,,FE1FE2 由图10-18取弯曲疲劳极限K=0.86,K=0.89 FN1FN2 d计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得: ,,=K,,/S=307.14 MPa ,,FN1F1FE1 ,,=K,,/S=241.57 MPa ,,FN2F2FE2 2.715，1.571YYF1sa1,,0.01363 ,307.14,,F1e比较 2.212，1.772YYF2sa2,,0.01623,,,241.57 F2 - 13 - 设计计算及说明 结 果 YYYYYYF1sa1F2sa2F2sa2且，故应将代入[1]式(11-15)计算。 ,,,,,,,,,,F1F2F22.5mm m,n1f法向模数 z,27z,80342,2cosKTYY111Fsa3,m1n2 (，1),,,uz,11aF 52, 2，1.829，1.56，10，0.85，cos153,,0.0165,2.26321，1.61，20a=138mm 1对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径 =70.48mm来计算应有的数,于是有: d1 取2.5mm .则 m,z,27z,80n134 ,,14:15‘36“1g中心距 (，)2，(27，80)mzzn12,,,138.47mm a 1,,2cos2，cos15 取a=138mm 1=69.64mm d3h确定螺旋角 =206.36mm d4 (，)mzzn12,arccos, 12a 2，(27，80),,arccos,14.26,14:15‘36“B,70mm，42，138 B,75mm3i计算大小齿轮分度圆直径: Zm3nd= ,69.64mm3,cos14.26 Zm4n= d,206.36mm4, cos14.26 J 齿宽 B,,d,1，69.64,69.64mm4a3 取 B,70mm，B,75mm43 4)、齿轮结构设计，(略)配合后面轴的设计而定 五、轴的设计计算 为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。 第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为 - 14 - 设计计算及说明 结 果 42T2，4.191，10 1F,,,1839Nt1d45.581 ,,F,tg18.9，tg20t1nF,,,693Nr1,, ,coscos15524"1 ,, ,F,Ftg,1839，tg15524",496Na1t11 52T2，4.603，10 2F,,,4461Nt2d206.363 ,,F,tg4461，tg20t2nF,,,1675Nr2, ,,coscos141536"2 ,, F,Ftg,,4461，tg141536",1134Na2t22 1(高速轴?设计 1)按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr， 调质处理，查表15-31，取 A,100=20mm d0min2)初算轴的最小直径 p6.3633 d,A,,100，,16.869mmmin0n1450 高速轴?为输入轴，最小直径处跟V带轮轴孔直径。因为带轮轴 上有键槽，故最小直径加大6%，=18.375mm。由《机械设计dmin 手册》表22-1-17查得带轮轴孔有20，22，24，25，28等规格， 故取=20mm dmin 高速轴工作简图如图(a)所示 首先确定个段直径 A段:d=20mm 有最小直径算出) 1 B段:d=25mm，根据油封 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 ，选择毡圈孔径为25mm的 2 dC段:=30mm，与轴承(圆锥滚子轴承30206)配合，取轴承内3 - 15 - 设计计算及说明 结 果 径 D段:=36mm， 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mm d4 E段:=45.58mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据《课d5 程设计指导书》p116 G段， =30mm, 与轴承(圆锥滚子轴承30206)配合，取轴承d7 内径 F段:=36mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mm d6 第二、确定各段轴的长度 A段:=1.6*20=32mm,圆整取=30mm LL11 B段:=54mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取54mm L 2 C段:=28mm, 与轴承(圆锥滚子轴承30206)配合,加上挡油L 3 盘长度(参考《减速器装配草图设计》p24) =B+?3+2=16+10+2=28mm L3 G段:=29mm, 与轴承(圆锥滚子轴承30206)配合,加上挡油L7 盘长度(参考《减速器装配草图设计》p24) F段:，L=?2-2=10-2=8mm L,8mm66 L=290mm E段:，齿轮的齿宽 L,50mmB,50mm51S=174mm D段:=92mm, 考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度L4 减去箱体内已定长度后圆整得=92mm L4 轴总长L=290mm 两轴承间距离(不包括轴承长度)S=174mm， 2、轴?的设计计算 1)、按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr， 调质处理，查表15-31，取A,100 0 2)初算轴的最小直径 - 16 - 设计计算及说明 结 果 =30mm dp6.03min33 d,A,,100，,25.78mmmin0n352 因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，=27.325mm。根dmin 据减速器的结构，轴?的最小直径应该设计在与轴承配合部分， 初选圆锥滚子轴承30206，故取=30mm dmin 轴?的设计图如下: 首先，确定各段的直径 A段:=30mm,与轴承(圆锥滚子轴承30206)配合 d1 F段:=30mm，与轴承(圆锥滚子轴承30206)配合 d6 E段:=38mm，非定位轴肩 d5 B段:=48mm, 非定位轴肩，与齿轮配合 d2 C段:=64.94mm, 齿轮轴上齿轮的分度圆直径 d3 D段:d=50mm, 定位轴肩 4 然后确定各段距离: A段: =29mm, 考虑轴承(圆锥滚子轴承30207)宽度与挡油L1 盘的长度 B段:L=8mm,根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度 2 C段:L=75mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽 3 E段:L=43mm, 根据高速级大齿轮齿宽减去2mm(为了安装固定) 5 - 17 - 设计计算及说明 结 果 F段:=41.5mm，考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距L6 离 D段:=9.5mm,由轴?得出的两轴承间距离(不包括轴承长度)L4 S=174mm减去已知长度 得出 3、轴?的设计计算 输入功率P=5.58KW,转速n =119r/min,T=460300Nmm 轴的材料选用40Cr(调质)，可由表15-3查得=110 A0 =45mm dPmin3所以轴的直径: ,A=39.65mm。因为轴上有两个键槽，dmin0n 故最小直径加大12%，=44.408mm。 dmin 由表13.1(机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为LH3 轴孔的直径=45mm长度L=84mm d1 轴?设计图 如下: 首先，确定各轴段直径 A段: d=45mm, 与轴承(圆锥滚子轴承30211)配合 1 B段: =60mm,非定位轴肩,h取2.5mm d2 C段: d=72mm,定位轴肩，取h=6mm 3 D段: d=68mm, 非定位轴肩，h=6.5mm 4 E段: d=55mm, 与轴承(圆锥滚子轴承30211)配合 5 dF段: =60mm,按照齿轮的安装尺寸确定 6 - 18 - 设计计算及说明 结 果 G段: =45mm, 联轴器的孔径 d7 然后、确定各段轴的长度 A段: =46.5mm,由轴承长度，?3，?2，挡油盘尺寸 L1 B段: =68mm，齿轮齿宽减去2mm，便于安装 L2 C段: =10mm, 轴环宽度，取圆整值 L3 根据轴承(圆锥滚子轴承30212)宽度需要 D段: =57.5mm,由两轴承间距减去已知长度确定 L4 E段: =33mm, 由轴承长度，?3，?2，挡油盘尺寸 L5 F段: =65mm, 考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到 L6 G段: =84mm,联轴器孔长度 L7 轴的校核计算, 第一根轴: 求轴上载荷 已知: F,1839N,F,693N,tr F,496N,F,754Nap 设该齿轮轴齿向是右 旋，受力如右图: L,81.75mm，1 L,132.25mm 2 F,703NNH1L,48.25mm3F,1136NNH2由材料力学知识可求得 M,65013N,mmH水平支反力: F,703NNH1 F,1136N NH2 M,65013N,mmH 垂直支反力: - 19 - 设计计算及说明 结 果 ' F,F,496N,M,11304N,mm,NV1aa F,1360N,F,87N NV1NV2 M,61640N,mmM,,11822N,mm ，V1V2 M,,106917N,mmV3 合成弯矩 M,61640N,mm,M,134918N,mm,M,125132N,mm=14.49MPa ,123ca由图可知,危险截面在C右边 3 W=0.1=9469 d =/W=14.49MPa<70MPa ,Mcaca 轴材料选用40Cr 查手册 ,,,,70MPa,1 符合强度条件! 第二根轴 求轴上载荷 已知: F,1839N,F,693N rt F,496Na ''F,4461N,F,1675Ntr 'F,1134Na 设该齿轮轴齿向两个都是左旋，受力如右图: L,60.75mm，1 L,69.5mm 2 L,48.25mmF,2446N,3NH1 F,176NNH2由材料力学知识可求得 M,148595N,mm,H1水平支反力: M,,8552N,mmH2F,2446N,NH1 F,176NNH2 M,148595N,mm,H1 M,,8552N,mm H2 垂直支反力: - 20 - 设计计算及说明 结 果 M,39486N,mm,a F,917N,F,65NNV1NV2 M,15894N,mm,1M,55708N,mm1V，M,176472N,mm2M,95194N,mm2VM,43365N,mm， 3M,42513N,mm,3VM,12174N,mm4M,,8664N,mmV4 合成弯矩 M,15894N,mm,1 M,176472N,mm2 M,43365N,mm，3 =5.98MPa ,caM,12174N,mm4 由图可知,危险截面在B右边 3 W=0.1=33774 d =/W=5.98MPa<70MPa ,Mcaca 轴材料选用40Cr 查手册 ,,,,70MPa,1 符合强度条件! 第三根轴: 求轴上载荷 已知: F,4461N,F,1675N,tr F,1134Na 设该齿轮齿向是右旋，受力如图: F,2948NL,62.25mm，NH11 F,1513NL,121.25mmNH22 M,186490N,mmH由材料力学知识可求得 水平支反力: F,2948NNH1 F,1513N NH2 M,199810N,mm,1M,186490N,mmHM,263321N,mm2垂直支反力: - 21 - 设计计算及说明 结 果 M,117000N,mm,a F,1107N,F,568NNV1NV2 M,68897N,mm ，V1 M,185902N,mmV2 M,199810N,mm, =19.77MPa ,1ca合成弯矩 M,263321N,mm2 由图可知,危险截面在B右边 算得W=19300 =/W=19.77MPa<70MPa ,Mcaca 轴材料选用40Cr 查手册 ,,,,70MPa,1 符合强度条件! F,1531Nr1 F,1139Nr2六、滚动轴承的选择及计算 1.?轴轴承 型号为30206的圆锥滚子轴承 1)计算轴承的径向载荷: 2222 F,F，F,703，1360,1531NrrNHNV11r1 2222F,F，F,1136，872,1139NrrNHrNV222 2)计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 30206圆锥滚子轴 承的基本额定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KW， e=0.37，Y=1.6 两轴承派生轴向力为: FF r1r2 F,,478N,F,,356Nd1d2 2Y2Y 因为 F，F,496N，356N,852N,F,356Nad2d1 轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松 F,F，F,852N、F,F,356N a1ad2a2d1 2)计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数f,1.5 p F852 a1因为 X,0.4,Y,1.6,,0.56,e,0.3711F531 r1 - 22 - 设计计算及说明 结 果 ，，p,fXF，YF,29631pr1a1 P,P,2963N2 F356a2因为， X,1,Y,0,,0.312,e22 F1139r2 ，，p,fXF，YF,17092pr2a2 所以取 P,P,2963N2L,87700h h3)校核轴承寿命 66310C1043.3，10,3 L,()h,()h,87700hh60nP60，14502963F,2612Nr1按一年300个工作日,每天2班制.寿命18年.故所选轴承适用。 F,188Nr22(?轴轴承 1)计算轴承的径向载荷: 2222F,F，F,2446，917,2612NrrNHNV11r1 2222F,F，F,176，65,188NrrNHrNV222 2)计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 30206圆锥滚子轴 承的基本额定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KW， e=0.37，Y=1.6 两轴承派生轴向力为: F,1312Na2FFr1r2 F,,816N,F,,59Nd1d22Y2Y F,F,59Na1d2'因为 F，F,816N，496N,1312N,F，F,1193Nad1ad2 轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧 、 F,F，F,1312NF,F,59Na2ad1a1d2 2)计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数 f,1.5p F59a1因为 X,1,Y,0,,0.026,e,0.3711 F2612r1 ，，p,fXF，YF,3918N 1pr1a1 F1312 a2因为， X,0.4,Y,1.6,,6.98,e22F188r2 P,P,3918N1 - 23 - 设计计算及说明 结 果 N ，，p,fXF，YF,32622pr2a2 L,142356hh所以取 P,P,3918N1 3)校核轴承寿命 66310C1043.3，10,3 L,()h,()h,142356hh 60nP60，3523918 按一年300个工作日,每天2班制.寿命29年.故所选轴承适F,3149Nr1用。 F,1616Nr22(?轴轴承 1)计算轴承的径向载荷: 2222F,F，F,2948，1107,3149NrrNHNV11r1 222F,F，F,1513，268,1616NrrNHrNV222 2)计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 30211圆锥滚子轴 承的基本额定动载荷Cr=90.8KN,基本额定静载荷Cor=114KW， e=0.4，Y=1.5 两轴承派生轴向力为: F,1050Na2FFr1r2 F,,1050N,F,,539Nd1d22Y2YF,2184N a2因为 F，F,1134N，1050N,2184N,F,539Nd1ad2 轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧 、 F,F,1050NF,F，F,2184Na2d1a2ad1 2)计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数 f,1.5p F1050a1因为 X,1,Y,0,,0.3334,e,0.3711 F3149r1 ，，p,fXF，YF,4724N 1pr1a1 F2184a2 因为， X,0.4,Y,1.5,,1.35,e22F1616r2 P,P,5885N2 ，， p,fXF，YF,5885N 2pr2a2 所以取 P,P,5885N2L,128066h h - 24 - 设计计算及说明 结 果 3)校核轴承寿命 663 10C1090.8，10,3 L,()h,()h,128066hh60nP60，1195885 按一年300个工作日,每天2班制.寿命26年.故所选轴承适 用。 七、键联接的选择及校核计算 4T,,,,,,PPdhl 125~150,钢 ,,,,,P70~80铸铁 , 1(?轴上与带轮相联处键的校核 ,,36.38键A10×28，b×h×L=6×6×20 单键 P 键联接的组成零件均为钢，=125MPa ,,,P 4 T44，2.183，10=125MPa ,,,,,,,,,,,36.38,PPPdhl20，6，20 满足设计要求 2(?轴上大齿轮处键 键 A12×25，b×h×L=10×8×36 单键 ,,60.00MpaP键联接的组成零件均为钢，=125MPa ,,,P 54T4，1.642，10 ,,,,,,60.00Mpa,,,125MPa Ppdhl38，8，36 满足设计要求 3(?轴上 ,)联轴器处 ,,64.94Mpa P采用键A，b×h×L=14×9×70 单键 54T4，4.603，10,,,,64.94Mpa,,,,,125MPa满足设计PP dhl45，9，70 要求 ,,66.42Mpa P2)联接齿轮处 - 25 - 设计计算及说明 结 果 采用A型键A 单键 b，h，L,18，11，56 5 4T4，4.603，10,,,,,,,,66.42Mpa,,125Mpa ,,,PPPdhl45，11，56 满足设计要求 八、高速轴的疲劳强度校核 第一根轴结构如下: (1)判断危险截面 在A-B轴段内只受到扭矩的作用，又因为e<2m 高速轴是齿轮轴， 轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕是确定的，所以A-B内均 无需疲劳强度校核。 从应力集中疲劳强度的影响来看，E段左截面和E段右截面为齿 轮轴啮合区域，引起的应力集中最为严重，截面E左端面上的应 力最大。但是由于齿轮和轴是同一种材料所受的应力条件是一样 的，所以只需校核E段左右截面即可。 (2).截面右侧: 333抗弯截面系数 w,0.1d,0.1，36,4665.6mm ,,28.9MPba333抗扭截面系数 Wt,0.2d,0.2，36,93312mm ,,0.45MPTa 左截面上的扭矩T3为 T,41970N,mm3 M134918截面上的弯曲应力 ,,,,28.9MPba W4665.6 T419703截面上的扭转应力 ,,,,0.45MPTaW93312T 轴的材料为40Cr,调质处理。由表15-1查得: - 26 - 设计计算及说明 结 果 ,,685MP;,,335MP;,,185MPBa,1a,1a 截面上理论应力系数按附表3-2查取。因,及,,, r2.0D50 ,,0.043;,,1.389 d31d36 经查之为:; ,,2.25;,,1.80,,K,2.04,又由附图3-1可查取轴的材料敏性系数; q,0.83;q,0.81,,K,1.65,故有效应力集中系数按式(附表3-4)为: ,K,1，q(,1),1，0.83(2.25,1),2.04,,, K,1，q(,1),1，0.81，(1.8,1),1.65,,,, K,2.92,皱眉经过表面硬化处理，即，则按式(3-12)及(3-12a),,1q ,,0.72,得到综合系数为: ,,0.85rk12.041,; ,，,1,，,1,2.92K,,,0.720.92,, 有附图3-2的尺寸系数 ,,0.72, 由附图3-3的扭转尺寸系数为 ,,0.85r 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为:; ,,,,0.92,, k11.651, ,，,1,，,1,2.03K,,,0.850.92, 又由?3-1及?3-2得到40Cr的特性系数 S,57.43 ,,0.1,0.2，取,,0.1;,,0.05,0.1取,,0.05,,,,, S,68.4则界面安全系数: ,,335,1S,44,S,,57.43ca,,,,,K，2.80，1.71，0.1，0am ,,1185S,,,68.4 , k,，,,2.03，10.9，0.05，10.9,,,m SS57.43，68.4 ,,,,,44,,1.5Sca2289.32S，S,, 故可知道其右端面安全; - 27 - 设计计算及说明 结 果 同理可知:E段左端面校核为: 333 抗弯截面系数 w,0.1d,0.1，50,12500mm 333抗扭截面系数 Wt,0.2d,0.2，50,25000mm ,,10.00MP ba 截面IV上的扭矩T3为 T,41910N,mm3 ,,3.353MP TaM125132截面上的弯曲应力 ,,,,10.00MPbaW12500 T419103 截面上的扭转应力 ,,,,3.353MPTaW25000T 由表15-1查得: ,,685MP;,,335MP;,,185MPBa,1a,1a 又由附图3-1可查取轴的材料敏性系数; q,0.83;q,0.81,, 有附表3-8用插值法查得: kkk,,, ,0.8,2.124;,2.655其中K1,2.74 ,,,,,,, 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为:; ,,,,0.92,, K,2.21,k11,; ,，,1,2.655，,1,2.74K,,,0.92,, k11, ,，,1,2.124，,1,2.21K,,,0.92, 又由?3-1及?3-2得到40Cr的特性系数 ,,0.1,0.2，取,,0.1;,,0.05,0.1取,,0.05,,,,S,17.95 则界面安全系数: , S,9.84,335,1,S,,,17.95,,,,,,K，2.74，5.59，0.1，0amS,8.6ca ,,1185S,,,9.84 , k,，,,2.21，7.13，0.05，7.13,,,m SS17.95，9.84 ,,S,,,8.6,,1.5ca2220.47SS，,, 故E段左端截面的左端面都安全～ - 28 - 设计计算及说明 结 果 九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 1、铸件减速器机体结构尺寸计算表 名称 符号 减速器及其形式关系 机座壁厚 δ 0.025a+3mm=6.84mm,取8mm 机盖壁厚 δ1 0.02a+3=6.06mm<8mm,取8mm 机座凸缘厚度 b 1.5δ=12mm 机盖凸缘厚度 b1 1.5δ=12mm 机座底凸缘厚度 p 2.5δ=20mm取30mm 地脚螺钉直径 df 0.036a+12=12.288mm取16mm 地脚螺钉数目 n a<250mm,n=4 轴承旁连接螺栓直 d1 0.75df=13.15mm取8mm 径 机盖与机座连接螺(0.5~0.6)df=8.76~10.52mm取 d2 栓直径 10mm 连接螺栓d2的间距 l 150~200mm取180mm (0.4~0.5)df=7.01~8.76mm取轴承端盖螺钉直径 d3 M8 (0.3~0.4)df=5.26~7.01mm取窥视孔盖螺钉直径 d4 M6 (0.7~0.8)df=12.27~14.02mm 定位销直径 d 取M12 df、d2、d3至外机壁 c1 距离 d1、d2至凸缘边缘距 c2 离 轴承旁凸台半径 R1 R1=C2=20 凸台高度 h 外机壁至轴承座端 L1 c1+c2+(5~8)=44 面距离 - 29 - 设计计算及说明 结 果 内机壁至轴承座端 L2 δ+c1+c2+(5~8)=52 面距离 大齿轮顶圆与内机 ?1 ?1.2δ=9.6mm取14mm 壁距离 齿轮端面与内机壁 ?2 ?δ=8mm取10mm 距离 机盖、机座肋厚 m1,m m1=m?0.85δ1=6.8mm,取7mm 轴承端盖外径 D2 轴承端盖凸缘厚度 e (1~1.2)d3=9mm取12mm 轴承旁连接螺栓距 s s?D2 离 2、减速器附件的选择，在草图设计中选择 包括:轴承盖，窥视孔，视孔盖，压配式圆形油标，通气孔，吊耳，吊钩，螺塞，封油垫，毡圈等。 十、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择) 减速器内传动零件采用浸油润滑，减速器滚动轴承采用油脂润滑。 参考资料目录 [1] 孙桓,陈作模，葛文杰主编. 机械原理[M]. 北京:高等教育出版社，2006年5月第7版 [2] 濮良贵,纪名刚主编. 机械设计[M]. 北京:高等教育出版社，2006年5月第8版 [3] 宋宝玉主编. 机械设计课程设计指导书[M](北京:高等教育出版社，2006年8月第1版 [4] 左宗义，冯开平主编( 画法几何与机械制图[M](广州:华南理工大学出版社，2001年9月第1版 [5] 刘锋，禹奇才主编. 工程 路基工程安全技术交底工程项目施工成本控制工程量增项单年度零星工程技术标正投影法基本原理 力学?材料力学部分[M]. 广州:华南理工大学出版社，2002年8月第1版 - 30 - 设计计算及说明 结 果 [6] 禹奇才,张亚芳，刘锋主编. 工程力学?理论力学部分[M]. 广州:华南理工大学出版社，2002年8月第1版 - 31 -