机械设计课程设计说明书_电动绞车传动装置(编辑修改稿)

机械设计课程设计说明书_电动绞车传动装置(编辑修改稿)内容摘要：

7）由参考文献 [2]图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim 1 600HaMP  ；大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2 550HaMP  取 mmmn 2 3Z =31 4Z =125 mmd mmd  mma 161 16 / 36 8）由参考文献 [2]式（ 1013）计算应力循环次数  992911 Nj L hnN 9 ）由参考文献 [2] 图 1019 查得接触疲劳寿命系 21  HNHN KK ， ； 10）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由参考文献 [2]式（ 1012）得 M P aM P aSK HNH 6 1 26 0 ][ 1l i m11   M P aM P aSK HNH ][ 2l i m22   M P aM P aHHH ][][][ 21   （ 2） 计算 1）试计算小齿轮分度圆直径 1td ，有计算公式得 mmmmd t 0 5 8 94 3 7 231    2）计算圆周速度 smsmndv t 0 0 060 0 0 060 1     3）计算齿宽 b 及模数 ntm 8 8 2314c o s8 8 o s8 8 8 11111hbmmmmmhmmmmZdmmmdbttttd 4）计算纵向重合度 a a 1    Zd mmB 691 mmB 642  17 / 36 5）计算载荷系数 K 已知载荷平稳， 由参考文献 [2]表 102 选取使用系数取 1AK 根据 smv  ， 7 级精度，由参考文献 [2]图 108 查得动载系数 vK ；由表 104 查得 HK 的计算公式和直齿轮的相同 故 HK ； 由参考文献 [2]图 1013 查得   由表 103 查得 。 故载荷系数   HHvA KKKKK 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献 [2]式（ 1010a） 得 mmmmKKdd tt 3311  7）计算模数 mmmmZdm n 14c os11   3．按齿根弯曲强度设计 由 参考文献 [2]式（ 1017） 213212 c os []Fa San dFK T Y YYm Z   （ 1）确定计算参数 1）计算载荷系数   FFvA KKKKK 2）根据纵向重合度，从参考文献 [2]图 1028 查得螺旋角影响系数 Y= 3）计算当量齿数 o s93c o s o s23c o s33223311ZZZZvv 4）查取齿型系数 由参考文献 [2]表 105 查得 FaY ； 18 / 36 FaY 5）查取应力校正系数 由参考文献 [2] 表 105 查得 SaY ； SaY 6）由参考文献 [2]图 1020c 查得小齿轮的弯曲疲劳极限1 500FE aMP  ，大齿轮的弯曲疲劳极限 2 380FE aMP  7）由参考文献 [2]图 1018 ，查得弯曲疲劳寿命系数 FNK ， FNK ； 8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳许用应力 S=，由文献 [2]式（ 1012）得 M P aM P aSKM P aM P aSKFEFNFFEFNF ][ ][222111 9）计算大，小齿轮的 []Fa SaFYY，并加以比较 0 1 5 1 5 7 7 8 9 ][0 1 2 8 2 8 5 7 ][222111FSaFaFSaFaYYYY 大齿轮的数值大 （ 2）设计计算   mmmmm n 9 9 1 5 1 5 14c o 5 0 2 23    对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 nm 大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 m=2，已可满足弯曲强度。 但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算出的分度圆直径 1d = 的齿数。 于是由 2 14c os11 nmdZ  取 1Z =31 取 2Z =125 4．几何尺寸计算 选用 HL4 型弹性柱销联轴器。 选用单列圆锥滚子轴承 32910。 19 / 36 （ 1）计算中心距     mmmmmZZa n 7 6 6 014c o s2 21 2 531c o s2 21    将中心距圆整为 161 （ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角     39。 19141612 212531a r c c o s2a r c c o s 21   a mZZ n 因 值改变不多，故参数  、 K 、 HZ 等不必修正。 （ 3）计算大、小齿轮的分度圆直径 mmmZdmmmZdnn 5 839。 1914c o s 21 2 5c o s39。 1914c o s 231c o s2211 （ 4）计算齿轮宽度  db d mm 圆整后取 mmB 642  ； mmB 691 。 小结： 表 3 项目 d/mm z mn /mm B /mm  39。 39。 483213  39。 39。 039。 1914 材料 旋向 高 速 级 齿轮1 22 2 50 40Gr 左旋 齿轮2 249 121 45 45 钢 右旋 低 速 级 齿轮3 31 2 69 40Gr 左旋 齿轮4 125 64 45 钢 右旋 六．轴的设计 齿轮机构的参数列于下表： 表 4 级别 高速级 低速级 1Z 22 31 20 / 36 2Z 121 125 mmmn/ 2 2 tm /mm  39。 39。 483213  39。 39。 039。 1914 n 20 *ah 1 齿宽 /mm 501B ； 452B 691B ； 642B （一）高速轴的设计。 已知参数： kwP  ， min1440 rn  ， mmNT . 4 1．求作用在齿轮上的力 因已知高速级小齿轮的分度圆直径为 mmZmd t 4 5 3 4 2220 6  而 NNFFNNFFNNdTFtantrt34539。 39。 483213t a n1438t a n51739。 39。 483213c o s20t a n1438c o st a n1438 41 圆周力 tF ，径向力 rF 及轴向力 aF 的方向如图 3 所示。 21 / 36 图 3 高速轴结构图 2．初步确定轴的最小直径 先按参考文献 [2]式（ 152）初步估算轴的最小直径。 选取轴的材料为 45 钢，调质处理。 根据参考文献 [2]表 153，取 1120 A ，于是得 mmmmnPAd 4 4 330m i n  高速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d （图 4）。 为了使所选的轴 d 与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转距  TKT Aca ，查参考文献 [2]表 141，考虑到转距变化很小，故取 AK ，则 mmNmmNTKT Aca .4 2 4 1 6 4   按照计算转距 caT 应小于联轴器公称转距条件，查参考文献[1]标准 GB/T501420xx，选用 HL3 型弹性柱销联轴器，其公称转距为。 半联轴器的孔径 mmd 30 ，故取mmd 30 ，半联轴器长度 L=82mm，半联轴器与轴配合的 22 / 36 毂孔长度 mmL 601 。 3．轴的结构设计 （ 1）拟定轴上零件的装配方案，如图 4。 （ 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取 Ⅱ Ⅲ段的直径 mmd 36＝Ⅱ－Ⅲ ，左端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度 mmL 601  ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ Ⅱ段长度应比略短一些，现取 mml 58Ⅰ－Ⅱ。 2）初步选择滚动轴承。 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。 参照工作要求并根据mmd 36＝ⅢⅡ  ，由轴承产品目 录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 320xx ， 其 尺 寸 为 的mmmmTDd 156840  ,故 mmd 40Ⅲ－Ⅳ。 3）由于齿根圆到键槽底部的距离 tme 2 （ tm 为端面模数），所以把齿轮做在轴上，形成齿轮轴。 参照工作要求并根据mmd 40Ⅲ－Ⅳ ， 左 端滚动轴承 采用轴肩定位， mmd 45ⅤⅣ。 右 端 滚 动 轴承 与 轴 之间 采 用 挡油 板 定 位， 因 此 ， 取mmd 45ⅧⅥ。 4）已知高速级齿轮轮毂长 b=50mm,做成齿轮轴， 则mml 50ⅥⅤ。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 （ 3）轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。 半联轴器与轴连接，按 d 由参数文献 [2]表 61 查得平键截面 mmmmhb 78  ,键槽用键槽铣刀加工，长为 45mm；同时为了保证半联轴器与轴配合有良。