机械设计课程设计-展开式二级圆柱齿轮减速器传动装置设计(编辑修改稿)

机械设计课程设计-展开式二级圆柱齿轮减速器传动装置设计(编辑修改稿)内容摘要：

t a n t a n 2 0 1 1 2 0 4 1 6c o s c o s 1 4 . 9 7 3nr e teF F N     t a n 4 1 6 t a n 1 4 . 9 7 3 1 1 1a e teF F N   。 2 各轴段的直径的确定 11d ：因为有一个键槽，所以最小直径为 18mm 12d ：密封处轴段，根据联轴器轴向定位要求，以及密封圈的标准查表（采用圈式密封）， 12d = 11d +6mm=24mm。 13d ：轴肩处为过度部位，区分加工表面，轴段与轴承配合，轴承仅承受径向力，查表 136 可得应该选择轴承型号 6006，其主要参数 d D B   3 0 5 5 1 3m m m m m m，所以 13d =30mm，1B =13mm。 15d : 15d =齿顶圆直径，取 15d = 1d +2mm=44mm。 14d : 14d =40mm 16d : 16d =28mm 17d ：滚动轴承处轴段， 17d = 12d =24mm 3 各轴段长度的确定 11l ：由 V 带的型号查表可得，取 11l =（ 2+1）  13=39mm，故取 40mm。 12l ：由箱体结构 轴承端盖和装配关系确定 地脚螺栓fd=+12=20mm 轴承旁边连接螺栓 1d =fd=15mm 取 1d =16mm 由表可得 1c =22mm 2c =20mm 箱体轴承孔长 12 ( 5 8 ) 1 5 2 2 2 0 8 6 5L m mcc         轴承端盖厚 t=10mm 18 装拆螺钉余量取 39。 L =20mm 则 12l =L+t+39。 L c 1B =65+10+20513=80mm 13l ：由滚动轴承确定 13l =30mm 14l ：由装配关系及箱体结构等确定 14l =86mm 15l ：由滚动轴承 挡油盘及装配关系确定 15l =44mm 16l : 16l =18mm 17l : 17l =36mm 4 大带轮与轴的周向定位采用普通平键 C 型连接，其尺寸为1 0 8 4 0b h L m m m m m m    ,大带轮与轴的配合为 76Hr ，流动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为 m6. 求两轴承所受的径向载荷 1rF 和 2rF 带传动有压轴力 PF (过轴线，水平方向 )， 1614PFN。 将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系 图一 图二 19 图三 [注 ]图二中 aeF 通过另加弯矩而平移到作用轴线上 图三中 teF 通过另加转矩而平移到指向轴线   12 1 5 1 5 0 1 5 1 02r V a e r edF F F       2 2163rVFN 12r V re r VF F F  1824N 同理 2 853rHFN 12 853 2545r H te r HF F F N     2 2 2 21 1 1 1 8 2 4 2 5 4 5 3 1 3 1r r V r HF F F N     2 2 2 22 2 2 2 1 6 3 8 5 3 2 0 1 4r r V r HF F F N     6 、求两轴承的计算轴向力 1aF 和 2aF 对于 70000AC 型轴承，轴承的派生轴向力  20 3131 F N     220. 68 0. 68 20 14 13 69 .5 2drF F N     218 4 6 1 3 6 9 .5 2 2 2 1 5 .2a e d dF F N F     故2112 2 1 5 . 2 , 1 3 6 9 . 5 2a a dF N F F N   求轴承的当量动载荷 1P 和 2P 对于轴承 1 112 2 1 5 .2 0 .7 0 0 .6 83131arFF    对于轴承 2 221 3 6 9 .5 2 0 .6 820xxarFF  查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为： 对于轴承 1 1  ， 1  对于轴承 2 2 1X ， 2 0Y    1 1 1 1 1 1 0 . 4 1 3 1 3 1 0 . 8 7 2 2 1 5 . 2 3 2 1 0 . 9 3 4P r aP f X F Y F N          2 2 2 2 2 1 1 2 0 1 4 0 2 0 1 4P r aP f X F Y F N      求该轴承应具有的额定载荷值 因为 12PP 则有 3 311 666 0 39。 6 0 5 7 6 2 8 3 0 0 53 2 1 0 . 9 3 4 2 4 9 9 3 . 11 0 1 0h rnLC P N C         故 7307AC 符合要求。 弯矩图的计算 水平面： 1 853NHFN,2 2545NHF N,则其各段的弯矩为： BC 段： 21 由弯矩平衡得 M1 0NHFx 8 5 3 (0 1 5 1)M x x    CD 段： 由弯矩平衡得 1 ( 1 5 1 ) 0 2 5 4 5 5 1 3 0 9 8 ( 1 5 1 2 0 1 . 5 )NHM F x x M x x          8 5 3 1 5 1 1 2 8 8 0 3 .HM N m m N m m    铅垂面：122 1 6 3 , 1 8 2 4 , 1 6 1 4 ,N V N V PF N F N F N  则其各段弯矩为： AB 段： 则 0 1614PM F x M    (0 )x BC 段： 22 则1 ( 1 0 4 . 5 ) 0 5 4 9 2 2 6 0 3 4P N VM F x F x M x       ( )x CD 段 ： 则1 ( 1 0 4 . 5 ) ( 2 5 5 . 5 ) 0p N V r aM F x F x F x M       1 8 2 4 5 6 7 5 5 5Mx   (255. 306)x 现将计算出的截面 C 处的 HM 、 VM 及 M 的值列于下表 表 3 载荷 水平面 H 垂直面 V 支持力F 1 2545rHFN 2 853rHFN 1 1824rVFN 2 2163rVFN 弯矩M 128803HM N mm 1 85765VM N mm 2 101523VM N m m 总弯矩 2 2 2 211 1 2 8 8 0 3 8 5 7 6 5 1 5 4 7 4 5HVM M M N m m      23 2 2 2 222 1 2 8 8 0 3 1 0 1 5 2 3 1 6 4 0 0 3HVM M M N m m      扭矩 T 1 87542T N mm 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 (即危险截面 B )的强度。 根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取  ，轴的计算应力    2222131 6 8 6 6 3 0 .6 8 7 5 4 2 3 5 .70 .1 3 5Bc a aMT MPW       前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表可得  1 60 aMP  ，因此  1ca ，故安全。 1键的选择和校核 高速轴上与大带轮相配合的轴上选择键连接，由于大带轮在轴端部，故选用单圆头平键 根据 20d mm ，从表中查得键的截面尺寸为：宽度： 6,b mm 高度： 6h mm ,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为： 45L mm 键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得   120 ~ 150PaMP  取其平均植，   135PaMP  键的工作长度 4 5 3 4 22bl L m m     键和轮毂键槽的接触高度 0 .5 0 .5 6 3k h m m    则  32 2 23 .24 10 11 .473 45 30P a PT MPk ld   ，故合适。 所以选用：键 C 6 6 45mm mm mm GB/T 109520xx 1确定轴上圆角和倒角尺寸 24 取轴端倒角为 ，各轴肩处圆角半径为 2。 二、中间轴的设计 求作用在齿轮上的力 因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的teF 、 reF 、 aeF 都是作用力与反作用力的关系，则大齿轮上所受的力为 1 1120teFN 1 416reFN 1 111aeFN 中速轴小齿轮上的三个力分别为 2 2439teFN 2 905reFN 2 232aeFN 2. 各轴段的直径的确定 21d ：最小轴段因为要与轴承配合，查表 136 可得，选择轴承型号还是为 6006， d D B   3 0 5 5 1 3mm mm mm，所以 22d =30mm，`2B =13mm。 22d ：此段为齿轮的安装段，轴肩为过度部位，区分加工表面，所以 22d = 21d +4mm=34mm。 23d ：此段采用轴环定位，根据齿轮的轴向定位要求轴环的高度应该满足 (0 .007 )hd ，故取 h=3mm,所以 23d = 22d +6mm=40mm。 24d ：高速大齿轮轴段 24d = 22d =34mm。 25d ：滚动轴承处轴段 25d = 21d =30mm。 3 各轴段长度的确定 21l ： 由 滚 动 轴 承 装 配 关 系 确 定 25 21l = 2B +c+k+=13+5+9+3+=,取 21l =34mm。 22l ：由低速级小齿轮，配合轴段长应该比齿轮宽短，所以22l =65mm 23l :轴环宽度 ,为了有足够的强度来承受轴向力，通常取 23l =18mm 24l :由高速级大齿轮的毂孔宽度，所以 24l =50mm 25l :由滚动轴承 挡油盘及装配关系等确定 25l =50mm 轴上零件的周向定位 低速级大齿轮的轴采用普通平键 A型连接。 其尺寸为 1 6 1 0 4 0 ,b h L m m m m m m    齿轮与轴的配合为 76Hr ，滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为 6m。 求两轴承所受的径向载荷。