机械原理课程设计-带式运输机传动装置的二级减速器设计

机械原理课程设计-带式运输机传动装置的二级减速器设计内容摘要：

载荷系数 1 1. 03 1 1. 33A V F FK K K K K       = 5)取齿形系数，应力校正系数 由表 105查得 11222 .6 5 , 1 .5 82 .1 9 2 , 1 .7 8 6FSYY 6)较大小齿轮  Fa Sa FYY的大小  11 1 2 .6 5 1 .5 8 0 .0 1 1 73 5 5 .7F a S a FYY     22 2 2 . 1 2 9 1 . 7 8 6 0 . 0 1 2 63 1 0 . 7F a S a FYY    大齿轮的数值大 （ 2）设计计算 5322 1 . 3 3 9 2 . 8 9 1 0 0 . 0 1 2 6 2 . 7 60 . 8 2 4m m m     对比计算结果， 由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，终合考虑，满足两方面，对模数就近取整，则 m=4 11 83 .21 214dz m   大齿轮齿数 214 84zz   15 4 几何尺寸计算 （ 1）计算中心距  12 8 4 3 3 6 21022Z Z ma m m m m   (2)分度圆直径 112284336d z m mmd z m mm （ 3） 算齿轮宽度 1dbd 84 67 .2 68mm mm mm    圆整后取 1272 ,68B mmB mm 所以，计算得齿轮的参数为： d m z a b *ah *c  高速级 大 285 114 170 55 1 20 小 55 22 60 低速级 大 336 4 84 210 68 小 84 21 72 轴的设计计算 输入轴 1． 求 高 速 轴 上 的 功 率 1P ， 转 速 1n 和转矩 1T 由 上 表 可 知 1 kw 1 1460 minnr 1 N m 2． 求作用在齿轮上的受力 Ft = 112Td = 2 5 8 6 1 0 2 1 3 7 .2 755 N  rtF = F ta n2 0 = 21 31 .27 63 97 = 77 2N 16 2 2 6 8 . 0 5c o s 2 0 0 . 9 3 9 6 9 2 6ttn FFFN   152初步估算轴的最小直径。 选取的材料为 40cr（调质）。 根据表 153，取 0 112A ，于是得 1 33m i n19 . 0 51 1 2 2 0 . 61460pd A m mn    输入轴的最小直径显然要考虑安装联轴器处轴的直径，为了使所选轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。 联轴器的计算转矩 1ca AT k T，查表 141，  1ca AT k T= = 按照计算转矩 caT 应小于联轴器的公称转矩的条件，查设计手册，选用 YL8 （钢制）联轴器，公称转矩为 250 Nm ， 电机轴 孔径为 d=42mm ， l =84。 输入轴孔径为 d=32mm,与轴配合的长度 l =60。 故取 12 32d mm 。 4． 轴的结构设计 （ 1） 拟定轴设计方案，如下图 （ 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 ， 12 段右端制出一轴肩，故 23 段直径 23 36d mm  ； 左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取取挡圈直径 40D mm。 半联轴器与轴配合的长度 1 60L mm ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故取 12 58l mm 。 2）初步选择滚动轴承。 因为是直齿圆柱齿轮，无轴向载荷，选用深沟球轴承。 由 23 36d mm  ，查设计手册选深沟球轴承 6208， 40 80 18d D b mm mm mm    ， 17 故 3 4 6 7 6 740 , 18d d m m l m m    。 3）右端滚动轴承采用轴肩轴向定位，查手册 6208 型轴承轴肩高度 3h mm，因此取 56 46d mm 。 由于此轮分度圆直径 d=55mm，所以制成齿轮轴，45 55d mm  ；齿轮左端与左轴承之间用套筒定位， 45 60l mm 。 4)轴承端盖的总宽度为 20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂的要求，取端盖的外端面与半联轴器由断面的距离 30l mm ，故取23 50l mm 。 5）取齿轮与箱体的内壁距离 2 10mm ，轴承断面与内壁的距离 3 4mm ，4  （查课程设计指导书）。 故 3 4 2 3 1 8 1 0 4 3 2l B m m         ，5 6 2 3 4 6 0 5 5 7 2 1 0 4 9 . 5 2 . 5 9 32l b m m              。 （ 3）轴上零件的周向定位 半联轴器与轴周向采用平键连接，按 12d 由表 6－ 1 查得平键截面10 8 50b h l    。 半联轴器与轴配合为 76HK。 滚动 轴承与轴周向定位由过渡配合保证，此处造轴的直径尺寸公差为 m6。 （ 4）参考表 15－ 2，取轴端倒角为 2 45 ，各轴肩圆角半径。 5． 求 轴 上 的 载荷 作用在小齿轮上的力可分为垂直于轴心的力和沿圆周切线方向的 力。 其中 tF ＝ ， rF ＝ tF tan20 ＝ （ 1）确定轴承支点位置，对于 6208 深沟球轴承 ， 其支点就是轴承宽度 B的中点， 故轴的支承跨距为 12 53 132 185L l l mm    。 根据轴的计算简图做出弯矩和扭矩图。 （下图所示） 载 荷 水平面 垂直面 支反力 F 12154 , 587 .32N H N HF N F N 12561 .95 , 213 .77N V N VF N F N 弯矩 74 88 1. 57 5HM N mm N mm 总弯矩 N mm 扭矩 N m 18 进行校核时，通常只校核承受最大弯矩的截面的强度。 由上图可知齿轮处 C点为危险截面，故只需校核 C 点强度， 取  ＝ ，则由式 15－ 5 得     222213( 796 2) 586 10 fMT M PaW d      fd 为齿根圆直径  **1 2 2 5 0fad Z h c m m m    由表 15－ 1 查得 40Cr 调质钢  1 ＝ 70 Mpa 因此 ,ca  1 ，故安全。 19 精确校核轴的疲劳强度 1）、 判断危险截面 由轴的结构图以及受力图和各平面的弯矩图综合可知齿轮左端截面 4 因加工齿轮有尺寸变化，引起应力集中，故该截面 左侧需校核验证 2)、 截面左侧 抗弯截面系数 3 3 3 30 1 0 1 40 64 00W . d . m m m m    抗扭截面系数 3 3 3 30. 2 0. 2 40 12 80 0TW d m m m m    截面左侧的弯矩 M 为：1 4 8 . 5 2 7 . 5 4 8 . 5 2 7 . 57 9 6 8 7 . 6 2 3 4 5 0 3 . 94 8 . 5 4 8 . 5M M N m m N m m N m m        截面上的扭矩 T 为： 1 T N m   截面上的弯曲应力： 5 .4 0b Mσ M PaW 截面上的扭转应力： 4 .5 8T TTτ M PaW 轴的材料为 40Cr钢，调质处理，由机设书 P362表 151 查得： aB MPσ 735 aMPσ 3551  aMP1551  截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数  及  按机设书 P40 附表32查取 因 0 0440r .d  1375D .d  经插入后得： 2 14σα .   又由附图 31 可得轴的材料敏性系数为 081σq.   则： 1 1 1 9 21 1 1 6 7σ σ στ τ τk q (α ).k q (α ).       由附图 32的尺寸系数  由附图 33的扭转尺寸系数 086τε . 轴按磨削加工，由附图 34得表面质量 0 90σ τβ β . 轴未经表面强化处理，即 1q ，则按式 312 及 314b得综合系数为： 1 1。