二级圆柱斜齿轮减速器课程设计

二级圆柱斜齿轮减速器课程 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 机械设计课程设计设计计算说明书 一、课程设计任务书 题目:卷扬机传动装置中的二级圆柱斜齿轮减速器 工作条件:单向运转，轻微振动，连续工作，两班制，使用期限为5年，卷筒转速度容许误差为?5%。 原始数据:卷筒圆周力F=4000N;卷筒直径D=400mm;卷筒转速n=40r/min。 注意事项: , 将设计人的电子版课程设计任务书(从邮箱中下载)粘贴、整理在此处; , 正文中的标题(一、二、三……)字体为宋体、四号、加粗、居中，且要求 不同标题不能放在同一页，下一个标题及其 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 要放在下一页; , 设计计算内容字体为宋体、小四号、非加粗，按照样例排版即可; , 行间距要求:单倍行距; , 以下左侧方框内为对应标题及其设计计算过程，右侧方框对应位置写设计计 算的结果或结论。 - 1 - 机械设计课程设计设计计算说明书 二、电动机的选择 1、电动机类型的选择 电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于直流电动机需 要直流电源，结构较复杂，价格较高，维护比较不方便，因此选用 交流电动机。交流电动机有异步电动机和同步电动机两类。异步电 动机有笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多。我国新设计的Y系列三项笼型异步电动机属于一般用途的全封闭自 扇冷电机，其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上。 2、电动机功率选择 (1)传动装置的总效率: 422 ,,,,,,，，，总轴承齿轮联轴器滚筒 ,,0.8166 总422=0.98×0.97×0.99×0.96=0.8166 (2)电机所需的功率: pKW,3.35 电动机DF× nr,40/min2 TN,,800m1000n,320~电动机 Tn80040，1600/minrpKW,,,3.35 电机,100010000.8166，总 3、确定电动机转速 按《机械设计课程设计指导书》P7表1推荐的传动比合理范围， i,8~40取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围。故电动机转减速器 ninr,，,，,()8~4040320~1600/min速的可选范围为:。 总电动机滚筒 符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。 根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号， 因此有三种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、 价格和减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选 n=1000r/min。 电动机 4、确定电动机型号 电动机型号: 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速， Y132M1-6选定电动机型号为Y132M1-6。其主要性能如下: - 2 - 机械设计课程设计设计计算说明书 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比 ni,24 960电动机减速器i,,,24 总n40 2、分配各级传动比 i,24i,8~40(1) 据指导书P7表1，取齿轮(二级减速 减速器减速器 合理) ii,(2) ，分配各级齿轮传动比 总减速器 对展开式二级圆柱齿轮减速器，主要考虑满足浸油润滑的要求，应使 dd、两个大齿轮直径大小相近。在两对齿轮配对材料相同(即两级齿面许 24 ,,，用接触应力[σ]相近)、两级齿宽系数相等情况下，其传动比分配H2 dd12 i,6.25i,6.25根据《机械设计课程设计指导书》P17图12按展开式查得，则 11ii,3.84 总2i,,3.84 2i1 - 3 - 机械设计课程设计设计计算说明书 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速 nr,960/min, nnr,,960/min,电动机 nr,153.6/min,, n960,nr,40/min,,,nr,,,153.6/min ,,i6.251 n153.6,, nr,,,40/min,,,i3.842P=3.3165KW I2、计算各轴的功率 P=3.1527KW II P=P×η=3.3165 KW P=2.997KW 电机联轴器IIII P=P×η×η=3.3165×0.98×0.97=3.1527 KW 轴承齿轮III P=P×η×η=3.1527×0.98×0.97=2.997KW 轴承齿轮IIIII 3、计算各轴扭矩 T=33N?m I T=9550P/n=9550×3.3165/960=33 N?m T=196N?m IIIII T=9550P/n=9550×3.1527/153.6=196 N?mT=715.5N?m IIIIII III T=9550P/n=9550×2.997/40=715.5N?m IIIIIIIII - 4 - 机械设计课程设计设计计算说明书 五、传动零件的设计计算 , 齿轮传动的设计计算 第一组齿轮计算 1.1、选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用 40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢调质，齿面 硬度220HBS;根据教材P210表10-8选7级精度。齿面粗糙度Ra ?1.6~3.2μm 1.2、按齿面接触疲劳强度设计 ,,2KTZZu1,1HE3 根据教材P218式10-21:进行计算确d,,,1,,,,,u,,dH,, 定有关参数如下: ?传动比i=6.25 1 取小齿轮齿数Z=20。则大齿轮齿数:Z=iZ=6.25×20=125 121 实际传动比i=125/20=6.25 0 传动比误差:i-i/ i =6.25-6.25/6.25=0%<2.5% 可用 101 齿数比:u=i=6.25 0 ?由教材P205表10-7取φ=1 d ? 转矩T 1 T=33000N?mm 1 ? 载荷系数k 取k=1.6 ? 许用接触应力[σ] H [σ]=σkH/SH HHlimN 由教材P209图10-21查得: σ=570Mpa σ=350Mpa HlimZ1HlimZ2 由教材P206式10-13计算应力循环次数N σ=570MpaHlimZ1 σ=350MpaHlimZ2 8N=60njLh=60×960×1×(2×365×8)=3.36×10 1 879 N=N/i=3.36×10/6.25=5.38×10 N=5.38×102118 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求，选取安全系数S=1.0 N=1.4×10H2 [σ]=σ KH/S=570×0.92/1.0Mpa=524.4Mpa H1Hlim1N1H [σ]=σ KH/S=350×0.98/1.0Mpa=343Mpa KH=0.92 H2Hlim2N2HN1 [σ]=( [σ]+[σ])/2=433.7 Mpa KH=0.98 HH1H2N2 ?初选螺旋角β=14 [σ]=524.4MpaH1 ,,,,,，，，,0.318tan0.3180.920tan141.4272z?纵向重合度 11d[σ]=343MpaH2 ?由教材P217 10-30查得Z=2.433 H 由教材P01 10-6查得Z=189.8 E 故得: - 5 - 机械设计课程设计设计计算说明书 ,,2KTZZu1,1HE3 d,,,1,,,,,u,,dH,, d=38mm 1 模数:m=dcosβ/Z=1.8mm 11 取 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 模数:m=2mm 1.3计算齿轮的圆周速度V V=πdn/60×1000=3.14×40×960/60×1000=2m/s 11 1.4计算计算载荷系数K V=2m/s 已知使用系数K=1，根据V=2m/s，7级精度 A 由P194图10-8查得K=1.08 V 由P197表10-4查得K=1.417 βH 由P195表10-3查得K=K=1.1 ααHF 所以K=1.68 1.5按照实际的载荷系数校正所计算的分度圆直径 K3 40dd,, t11Kt d,40 11.6计算的模数 m=1.99 n 1.7、校核齿根弯曲疲劳强度 2cosKTY,YY1,FS,,3由式(10-7),, m n2z[],,,dF1, (1) 确定计算参数 计算载荷系数K=1.68 ,(2) 根据纵向重合度=1.4272，从图10-28查得螺旋角影响系数1 Y,0.88 , zz12,,20.61,,128.87zz(3) 计算当量齿数， VV12,,coscos (4)齿形系数YFa和应力修正系数YSa 根据齿数Z1=20，Z2=125由表10-5得: Y=2.80 Y=1.55 Y=2.80 Fa1Sa1Fa1YFa2=2..06 YSa2=1.97 Y=1.55 Sa1 YFa2=2..06 YYYYFS11FS,,22,,,0.02085,0.01789(4) 计算大小齿轮,, YSa2=1.97 ,[],[]F2F1 (5) 计算m=1.3979，取m=1.5，计算当量齿数 nn m=1.5 ndcos,1z,,25.8667则z=161.6669，圆整数值得z=26，12 1mnz=26 1 - 6 - 机械设计课程设计设计计算说明书 z=162 2 1.8、计算齿轮传动的中心矩a z=162 2a=m/2(Z+Z)=1.5/2(26+162)=145.32mm将中心距调整为146mm 12 1.9按圆整后的中心距修整螺旋角 ()zzm，a=146mm 012n ,,,arcos15 2a 计算大小齿轮的分度圆直径 d=40.2 1 d=40.2，d=251.58 d=251.58 122 计算齿轮宽度b=40.377 取B=50mm B=45mm B=50mm 121 第二组齿轮计算 B=45mm 22.1、按齿面接触疲劳强度设计 ,,2KTZZu1,1HE3进行计算确定有关参数如下: d,,,3,,,,,u,,dH,, (1)传动比i=3.84 1 取小齿轮齿数Z=20。则大齿轮齿数:Z=iZ=3.84×20=76.8=77 343 实际传动比i=77/20=3.85 0 传动比误差:i-i/ i =3.85-3.84/3.85=0.26%<2.5% 可用 101 齿数比:u=i=3.85 0 ?由教材P205表10-7取φ=1 d ? 转矩T 2 T=196000N?mm 2 ? 载荷系数k 取k=1.6 u=3.85 ? 许用接触应力[σ] H [σ]=σkH/SH HHlimN 由教材P209图10-21查得: σ=570Mpa σ=350Mpa HlimZ1HlimZ2取k=1.6 由教材P206式10-13计算应力循环次数N 8 N=60njLh=60×153.6×1×(2×365×8)=5.38×10 1 88N=N/i=5.38×10/3.85=1.4×10 21 由教材P207图10-19查得接触疲劳的寿命系数: σ=570Mpa HlimZ1KH=0.92 KH=0.98 N1N2σ=350Mpa HlimZ2通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求，选取安全系数S=1.0 H [σ]=σ KH/S=570×0.92/1.0Mpa=524.4Mpa H1Hlim1N1HσFlim1=290Mpa [σ]=σ KH/S=350×0.98/1.0Mpa=343Mpa H2Hlim2N2HσFlim2 =210Mpa [σ]=( [σ]+[σ])/2=433.7 Mpa HH1H2SF=1.25 ?初选螺旋角β=14 ?由教材图10-26查得ε=0.78, ε=0.87,则ε=ε+ε=1.65 ααααα1212[σH]1=524.4Mpa ?由教材P217 10-30查得Z=2.433 H[σH]2=343Mpa - 7 - 机械设计课程设计设计计算说明书 由教材P01 10-6查得Z=189.8 E 故得: ,,2KTZZu1,2HE3 d, ,,2,,,,,u,,dH,, a =175mm d =68.82mm 2 V =1.2m/s d模数:m=cosβ /Z=68.82×0.97/20=3.441mm 12 取标准模数:m=3.5mm 2.3、校核齿根弯曲疲劳强度 d =68.82mm 2 KFYYtaS,根据教材P216公式10-16: ,,,,[] FFbm,n, 确定有关参数和系数 ?分度圆直径:d=mZcosβ=3.5×0.97×20mm=67.9mm 33 d=mZ=3.5×125mm=437.5mm 42 ? 齿形系数YFa和应力修正系数YSa 根据齿数Z1=20，Z2=125由表10-5得: Y=2.80 Y=1.55 Fa1Sa1 YFa2=2.14 YSa2=1.83 ?许用弯曲应力[σF] 根据公式:[σ F]= σFlim/SF σYFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa =2.80 Fa1按一般可靠度选取安全系数SF=1.25 Y=1.55 Sa1计算两轮的许用弯曲应力 YFa2=2.14 [σF]1=σFlim1 /SF=290/1.25=232Mpa YSa2=1.83 [σF]1=232Mpa [σF]2=σFlim2 /SF=210/1.25=168Mpa [σF]2=168Mpa ? 将求得的各参数代入式 2σ=(2kT/bmZ)YY F111Fa1Sa12=(2×1×50021.8/45×2.5×20)×2.80×1.55=77.2Mpa<[σ] F12σ=(2kT/bmZ)YY F212Fa1Sa12=(2×1×50021.8/45×2.5×120)×2.14×1.83=11.6Mpa<[σ] F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 2.4、计算齿轮传动的中心矩a a=m/2(Z+Z)=(3.5/2)×(20+77)=145mm 12 2.5计算齿轮的圆周速度V a= 145mm V=πdn/60×1000=3.14×40×153.6/60×1000=0.32m/s 31 2.6计算计算载荷系数K V=0.32m/s 已知使用系数K=1，根据V=0.32m/s，7级精度 A 由P194图10-8查得K=1.05 K=1.05 VV 由P197表10-4查得K=1.426 K=1.426 ββHH 由P195表10-3查得K=K=1.1 K=K=1.1 ααααHFHF - 8 - 机械设计课程设计设计计算说明书 所以K=1.65 t 2.7按照实际的载荷系数校正所计算的分度圆直径 K3 67.3dd,,t33 d,67.3K3t 2.8计算的模数 m=3.5 m=3.5 nn2.9、校核齿根弯曲疲劳强度 2cosKTY,YY1,FS,,3由式(10-7) ,,m n2z[],,,dF1, (6) 确定计算参数 计算载荷系数K=1.68 ,(7) 根据纵向重合度=1.4272，从图10-28查得螺旋角影响系数1 F =182.05N AYY,0.88 ,F =182.05N BY F =500.2N AZzz34,,79.32,,20.61zz(8) 计算当量齿数， V4V3,,coscosM=9.1N?m C1(4)齿形系数YFa和应力修正系数YSa 根据齿数Z3=20，Z4=80由表10-5得: Y=2.80 Y=1.55 Fa1Sa1 YFa2=2..06 YSa2=1.97 YYYYFS11FS,,22,, ,0.02085,0.01789(9) 计算大小齿轮,, ,[],[]F2F1 dcos,2z,,21.98(10) 计算m=2.98，取m=3，计算当量齿数nn3m n 则z=84.6，圆整数值得z=22，z=85 342 2.10、计算齿轮传动的中心矩a a=m/2(Z+Z)=3.5/2(22+85)=187.5mm将中心距调整为188mm a= 188mm 34 ,,142.11按圆整后的中心距修整螺旋角 ()zzm，34n, ,,arcos14 2a 计算大小齿轮的分度圆直径 d=79.38，d=306.7 d=79.38 343 计算齿轮宽度b=86 d=306.7 4 取B=90mm B=85mm B=90mm 121 B=85mm 2 - 9 - 机械设计课程设计设计计算说明书 六、轴的设计计算 输入轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 #选用45调质钢 根据教材P370页式(15-2)，表(15-3)取A=112 0 1/31/3d?A(P/n)=112(3.3165/960)=16.9312mm min011 取d=17mm min=17mm dmin 2、轴的结构设计 (1)轴上的零件定位，固定和装配 二级斜齿轮减速器可将齿轮和轴做成一体相对两轴承做不对称布 置，两轴承分别以轴肩和端盖固定，联轴器轴向 用轴肩和螺母固定，周向采用键做周向定位，轴呈阶梯状，左轴承 从左面装入，右轴承从右面装入。 (2)确定轴的各段直径和长度 初选30306型圆锥滚子轴承，其尺寸为d×D×T=30mm×55mm ×17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一 定矩离，取齿轮距箱体内壁的距离a=18mm 滚动轴承距箱体内壁a=18mm 的距离s=8mm，各段长度及直径如下: d=25mm d=30mm d=36mm d=58mm d=36mm 12345 d=30mm 6s=8mm L=42mm L=67mm L=160mm L=70mm L=26mm 12345 L=17mm 6d=25mm 1(3)按弯扭复合强度计算 d=30mm 2?求分度圆直径:已知m=2.52 d=mz=293.04mm t1t1d=36mm 3?求转矩:已知T=33N?m 1d=58mm 4?求圆周力:Ft d=36mm 5根据教材P213(10-14)式得 d=30mm 6Ft=2T/d=2155N 11 ?求径向力Fr 根据教材P213(10-14)式得 L=42mm 1Fr=Ft?tanα/cosβ=808N nL=67mm 2?求轴向力Fa L=160mm 3根据教材P213(10-14)式得 L=70mm 4Fa=Ft?tanβ=537N L=26mm 5由于该轴两轴承非对称，根据几何尺寸算得 L=17mm 6 - 10 - 机械设计课程设计设计计算说明书 L=198mm L=66mm Ft=2155N 12 Fr=808N Y Fa=537N =198mm L1 A B C D X L=66mm 2 Z M 1 M 2 T 1 由上图及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下: F=539N F=1616N BZDZ F=273N F=535N BYDY M=106722N.mm M=54054N.mm 12 T=76000N.mm 1 1/2221/222M=(M+M)=(106722+54054)=119630N?mm C12M=106722N.mm 1转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取α=0.6，截面C处的当M=54054N.mm 221/2221/2 2量弯矩:Mec=[M+(αT)]=[119630+(0.6×76000)]CT=76000N.mm 1 校核危险截面C的强度 M=119630N?mm C由式(15-5) 3σe=Mec/0.1d=3.96MPa< [σ]=60MPa 3-1b ?该轴强度足够。 σe=3.96MPa 中间轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 #选用45调质钢 根据教材P370页式(15-2)，表(15-3)取A=112 0 1/31/3d?A(P/n)=112(3.1527/153.2)=30.69mm min022 - 11 - 机械设计课程设计设计计算说明书 取d=32mm min=32mm dmin 2、轴的结构设计 (1)轴上的零件定位，固定和装配 二级斜齿轮减速器两齿轮一端用轴肩固定另一端则用套筒固定， 两个滚动轴承两端分别用端盖和套筒固定 两齿轮周向采用键做周向定位，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入， 右轴承从右面装入。 a=18mm (2)确定轴的各段直径和长度 s=8mm 初选30307型圆锥滚子轴承，其尺寸为d×D×T=40mm×62mm ×15mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一 定矩离，取齿轮距箱体内壁的距离a=18mm 滚动轴承距箱体内壁 的距离s=8mm，各段长度及直径如下: d=40mm 1d=40mm d=45mm d=52mm d=60mm d=52mm 12345d=45mm 2d=45mm d=40mm 67d=52mm 3L=15mm L=25mm L=90mm L=55mm L=55mm 12345d=60mm 4L=35mm L=15mm 67d=52mm 5(3)按弯扭复合强度计算 d=45mm 6?求分度圆直径: d=40mm 7已知m=2.52 d=mz=335mm t22t22L=15mm 1 m=3.96 d=mz=91mm t33t33L=25mm 2?求转矩:已知T=350N?m 2L=90mm 3?求圆周力:Ft L=55mm 4根据教材P213(10-14)式得 L=55mm 5Ft=2T/d=2155N Ft=2T/d=7502N 222333L=35mm 6?求径向力Fr L=15mm 7根据教材P213(10-14)式得 Fr=Ft?tanα/cosβ=808N Fr=Ft?tanα/cosβ=2814N 2n3n23Ft=2155N 2?求轴向力Fa Ft=7502N 3根据教材P213(10-14)式得 Fa=Ft?tanβ=537N Fa=Ft?tanβ=1870N 2323Fr=808N 2由于该轴两轴承非对称，根据几何尺寸算得 Fr=1870N 3 L=70.5mm L=110.5mm L= 53mm 123 Fa=537N 2 Y Fa=1870N 3 A B C D X L=70.5mm 1 L=110.5mm 2 Z - 12 - 机械设计课程设计设计计算说明书 = 53mm L3 由上图及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下: F=4754N F=593N AZDZ M=528891N.mm 1F=1087N F=2535N AYDYM=765120N.mm 2M=528891N.mm M=765120N.mm 12T=350000N.mm 2T=350000N.mm 2M=765120N?mm C1/2221/222M=(M+M)=(528891+765120)=765120N?mm C12 输出轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45钢调质 根据教材P370(15-2)式，并查表15-3，取A0=112 1/3 d?112 (2.997/40)mm=47.232mm min d=47.232 min因为输出轴的最小直径显然是安装联轴器出轴的直径， 联轴器的计算转矩T=KT，查教材表14-1，取K=1.3则: caA3A T=KT=1.3×1099.17=1428.92N?m caA3 差标准GB/T5014-85选HL5型弹性柱銷联轴器，其公称转矩为 2000N?m，半联轴器孔径d=55mm，半联轴器长度L=142mm，半 联轴器与轴配合的毂孔长度L=107mm 1 2、轴的结构设计 (1)轴上零件的定位，固定和装配 二级斜齿轮减速器联轴器一端用轴肩固定另一端用螺母固定，齿 轮相对于轴承做不对称不知，齿轮一端由轴肩定位，右面用套筒轴 向固定，周向用平键连接。两轴承分别以轴肩和套筒定位。 d=55mm (2)确定轴各段直径和长度 1 - 13 - 机械设计课程设计设计计算说明书 1段:d=55mm 长度取L=82mm =82mm L111?第错误～未找到引用源。II为定位轴肩h=3.5mm 2段:d=d+2h=55+2×3.5=62mm d=62mm 212?d=62mm 取长度L=50mm 22 3段为非定位轴肩 初选用30313型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为d×D×T=65mm×L=50mm 2140mm×36mm d=d=65mm L=36mm 377 因为第6段位定位轴肩取h=6mm d=d+2h=77mm L=90mm d=d=65mm 676374段为定位轴肩 取d=70mm 为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此L=36mm 47轴段应略短于轮毂宽度故取L=86mm d=77mm 465段位定位轴肩取h=6mm 则轴环直径d=d+2×h=82mm d=70mm 544 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距L=90mm 6离。取套筒长为24mm，取齿轮距箱体内壁的距离a=18mm 滚动L=86mm 4轴承距箱体内壁的距离s=8mm d=82mm 5(3) 轴上零件的周向定位 由表6-1按齿轮和半连轴器的直径查得如下: 1段的键的尺寸:b×h×l=20mm×12mm×80mm 其配合为H7/m6 4段的键的尺寸:b×h×l=16mm×10mm×90mm 其配合为H7/n6 (4)确定轴上圆角和倒角尺寸 。 轴端倒角为2×45圆角半径R=1.6mm (3)按弯矩复合强度计算 ?求分度圆直径:已知m=3.96 d=mz=293.04mm t4t4 ?求转矩:已知T=350.485N?m 4 ?求圆周力:Ft 根据教材P213(10-14)式得 Ft=2T/d=75026N 44 ?求径向力Fr 根据教材P213(10-14)式得 Fr=Ft?tanα/cosβ=2814.10N n ?求轴向力Fa 根据教材P213(10-14)式得 Fa=Ft?tanβ=1870.46N - 14 - 机械设计课程设计设计计算说明书 由于该轴两轴承非对称，根据几何尺寸算得 L=76mm L=154mm y 12 T 3 A B x LCL 1 2 z M 1 A C M B 2 A C B T=1099N.m 3 由上图及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下: F=5023N F=2479N BZDZ F=693N F=2121N BYDY M=381748N.mm M=326663N.mm 12 T=1099000N.mm 3 1/2221/222M=(M+M)=(381748+326663)=502434N?mm C12 转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取α=0.6，截面C处的当 221/2221/2 量弯矩:Mec=[M+(αT)]=[502434+(0.6×1099000)]C 校核危险截面C的强度 由式(15-5) 3σe=Mec/0.1d=24.2MPa< [σ]=60MPa 3-1b ?该轴强度足够。 - 15 - 机械设计课程设计设计计算说明书 七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件，轴承预计寿命:16×365×5=29200小时 1、计算输入轴轴承 (1)已知n=960r/min F=808N 1R1 两轴承径向反力:F =808N F=0N F=0N R1R2R2 初选30306型圆锥滚子轴承，其尺寸为d×D×T=30mm×55mm× 17mm。根据教材P322表13-7得轴承内部轴向力 F=F /2Y则F =1010N drd1 (2)?F+Fa=F Fa=537N d1d2 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 F=F=1010N F=F=1547N A1d1d2S2 (3)求系数x、y F/F=0.4 A1R1 F/F=0 A2R2 根据教材P321表13-5得e=0.4 F/F29200h ?预期寿命足够 2、计算中轴轴承 (1)已知n=153.6r/min 2 Fa=0 F=F=903.35N RAZ 初选30306型圆锥滚子轴承，其尺寸为d×D×T=30mm×55mm× 17mm。根据教材P322表13-7得F=0.68F，则 SR F=F=0.68F=0.68×903.35=569.1N S1S2R (2)计算轴向载荷F、F A1A2 ?F+Fa=F Fa=0 S1S2 ?任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端 两轴承轴向载荷:F=F=F=569.1N A1A2S1 (3)求系数x、y F/F=569.1/903.35=0.63 A1R1 F/F=569.1/930.35=0.63 A2R2 - 16 - 机械设计课程设计设计计算说明书 根据教材P321表11-8得:e=0.68 ?F/F29200h ?此轴承合格 3、计算输出轴轴承 (1)已知n=40r/min 3 Fa=0 F=F=903.35N RAZ 初选30306型圆锥滚子轴承，其尺寸为d×D×T=30mm×55mm× 17mm。根据教材P322表13-7得F=0.68F，则 SRF=F=0.68F=0.68×903.35=569.1N S1S2R (2)计算轴向载荷F、F A1A2 ?F+Fa=F Fa=0 S1S2 ?任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端 两轴承轴向载荷:F=F=F=569.1N A1A2S1 (3)求系数x、y F/F=569.1/903.35=0.63 A1R1 F/F=569.1/930.35=0.63 A2R2 根据教材P321表11-8得:e=0.68 ?F/F29200h ?此轴承合格 - 18 - 机械设计课程设计设计计算说明书 八、键连接的选择及校核计算 1、中轴与齿轮2连接采用平键连接 轴径d=35mm L=48mm T=271N?m 23 查手册P51 选A型平键，得:b=10 h=8 L=48 即:键10×48 GB/T1096-2003 l=L-b=48-10=38mm h=8mm 3 σ=4T/dhl=4×271000/35×8×38=101.87Mpa<[σ](110Mpa) pp3、输出轴与齿轮4连接用平键连接 轴径d=51mm L=50mm T=61.5N.m 32 查手册P51 选用A型平键，得:b=16 h=10 L=50 即:键16×50GB/T1096-2003 l=L-b=50-16=34mm h=10mm 2 根据教材P106(6-1)式得 σ=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σ] (110Mpa) pp - 19 - 机械设计课程设计设计计算说明书 九、联轴器的选择及校核计算 联轴器选择的步骤: 一、高速轴用联轴器的设计计算 由于装置原动机为电动机，考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB/T3852-1997)，但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用 TL5(GB3852-1997)其主要参数如下: 材料HT200 公称转矩 250N/m 轴孔直径 ， 25mm 轴孔长 ， 115mm 装配尺寸 45mm 半联轴器厚 20 二、第二个联轴器的设计计算 其主要参数如下: 材料HT200 公称转矩 250N/m 轴孔直径 ， 25mm 轴孔长 ， 115mm 装配尺寸 45mm 半联轴器厚 20mm 参考文献 [1] 濮良贵、纪名刚(机械设计(第八版)(北京:高等教育出版社，2006( [2] 龚溎义、罗圣国(机械设计课程设计指导书(第二版)(北京:高等教育出 版社，1990( [3] 吴宗泽、罗圣国(机械设计课程设计手册(第二版)(北京:高等教育出版 社，1999( [4] 陈铁鸣(新编机械设计课程设计图册(北京:高等教育出版社，2003( - 20 -