盘磨机传动装置的设计说明概要.docx

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1、机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文盘磨机传动装置成 果（说明书，报告，论文）课题名称机械设计基础课程设计院 系机械学院专 业 机电一体化姓 名 金豪东 学 号201531027指导教师 吴卫峰时 间2017年2月13日至2017年2月26日完成时间 2017年3月11日机械与汽车工程学院 摘 要： 在本次设计中，我设计了盘磨机的传动装置，先进行了传动方案的选取，通过选定的传动方案进行了一系列传动零件的选择和设计。电动机、联轴器、键和轴承的选择主要通过查表并结合与其他零件的配合和题目要求选择，然后进行运动参数及动力参数的计算。在齿轮的设计中详细介绍了齿轮材料的选择及许用应力的确定、按齿

2、根弯曲疲劳强度设计计算确定齿轮参数 及主要尺寸。其后对轴进行了设计，确定了各阶梯轴的尺寸，对轴、轴承、键、联轴器等进行校 核。最后对减速器的外形进行了设计。应用 Solidworks软件的建模技术，实现了减速器的三维造 型及主要零件的建模，完成了整机的3D建模，为传动系统的结构设计提供了有价值的参数依据。关键词：盘磨机 传动装置 锥齿轮 solidworks目录1 引言1.1.1 盘磨机的课题研究背景.1.1.2 .盘磨机的课题研究意义 1.2设计任务书2.2.1 设计任务2.2.2 系统的传动原理图2.2.3 系统总体方案的比较与设计23电动机的选择，传动系统的运动和动力参数计算 33.1

3、电动机类型的选择3.3.2 电动机功率选择3.3.3 确定电动机转速3.3.4 确定电动机型号4.3.5 计算总传动比及分配各级的传动比 43.6 传动参数的计算 4.4传动零件的设计计算 5.4.1 锥齿轮的设计和计算 .54.2 高速级斜齿轮的设计和计算 .8.4.3 低速级斜齿轮的设计和计算 135轴的设计计算185.1 高速轴的设计计算185.2 中间轴的设计计算 245.3 低速轴的设计计算 296键连接的选择和计算 336.1 高速轴上的键的设计与校核 336.2 中间轴上的键的设计与校核336.3 低速轴上的键的设计与校核 337滚动轴承的选择和计算 347.1 计算高速轴的轴承

4、347.2 计算中间轴的轴承 347.3 计算低速轴的轴承358联轴器的选择369 箱体设计369.1 箱体尺寸379.2 减速器附件设3810 润滑和密封设计39参考文献 49机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文1引言1.1 盘磨机的课题研究背景盘磨机中最重要的部件就是齿轮减速器，齿轮减速器在各行各业中十分广泛 的使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。圆柱齿轮减速器是最常用的机械传 动机构之一，具有传递功率大，制造简单，维修方便，使用寿命长等许多优点， 是通用的机械部件，被广泛应用于冶金，矿山，建筑，物料搬运等行业。国外的 减速器起步比较早，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料

5、和制造工艺 方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长但其传动形式仍以定轴传动为 主,体积和重量问题也未解决好.国内的减速器多以齿轮传动，蜗杆传动为主，但普 遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题.另外，材料品质和工艺水平还有许多弱点，特别是大型减速器问题更突出 ，使用寿命不长.当今 世界各国减速器及齿轮技术发展总趋势是向六高，二低，二化方向发展。六高即高承载能力，高齿面硬度，高精度，高速度，高可靠性和高传动效率；二低即低 噪声，低成本；二化即标准化，多样化。技术发展中最引人注目的是硬齿面技术， 功率分支技术和模块化设计技术。硬齿面技术到 20世界80年代在国外日趋成熟.

6、采用优质合金钢锻件渗碳淬火磨齿的硬齿面齿轮，精度高，综合承载能力为中硬 齿面调质齿轮的4倍，为软齿面齿轮的5-6倍，一个中等规格的硬齿面齿轮减速器的 重量仅为软齿面齿轮减速器的三分之一左右。1.2 盘磨机的课题研究意义研究盘磨机的实质就是研究减速器， 减速器中齿轮传动具有传动比准确， 可 用的传动比、圆周速度和传递功率范围都很大，以及传动效率高，使用寿命长， 瞬时传动比为常数，结构紧凑，工作可靠等一系列优点。因此，齿轮及传动装置 是机械工业中一大类重要的基础件。齿轮的设计是组织该类机械产品生产的依据 和头道工序，因而是决定该产品技术性能和经济效益的重要环节，然而齿轮传动在使用上也受某些条件的限

7、制，如齿轮制造需专用机床和设备，成本较高（特别 是高精度齿轮），震动和噪声较大（精度低的齿轮），使用和维护的要求高等。虽 然存在这些局限性，考虑周到，齿轮传动总不失为一种最可靠、最经济、用的最 多的传动形式。因此，对减速器的齿轮传动进行研究具有重大的现实意义。2设计任务书2.1 设计任务(1)设计一盘磨机传动装置;(2)已知技术参数和条件。技术参数如下表2-1所示表2-1盘磨机的技术参数主轴的转速45锥齿轮传动比3.5电机功率5.5kW电机转速1500 r/min每日工作时数8h传动工作年限82.2 系统的传动原理图方案图如下：1图2-1传动原理图1电动机；2、5联轴器；3圆柱斜齿轮减速器；4

8、一碾轮；6锥齿轮传动;7一主轴2.3 系统总体方案的比较与设计图2-2带式传动方案图2-3联轴器传动方案3电动机的选择，传动系统的运动和动力参数计算3.1 电动机类型的选择Y系列三相异步电动机(工作要求：连续工作机器)3.2 电动机功率选择P=3.5Kw3.3 确定电动机转速1500r/min3.4 确定电动机型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，因此选定电动机型号为Y132S-4额定功率为5.5Kw,满载转速1500r/min。3.5 计算总传动比及分配各级的传动比高速级的传动比ii,低速级传动比i2,锥齿轮传动比i3,减速箱传动比总传动比：i =nw/nm=1500/5,5=27.27

9、锥齿轮传动比：i3=3.5减速器传动比：i=i/i3=27.27/3.5=7.8高速级传动比：ii=Vl.3i =3.18低速级传动比：i2=ii/1.3=2.453.6 传动参数的计算3.6.1 各轴的转速n (r/min)高速轴一的转速：ni=nm=1500r/min中间轴二的转速：n2=n1/i1=1500/3.18=471.70r/min低速轴三白转速：n3=n2/i2=471.70/2.45=192.53r/min主轴 7 的转速：n7=n3/i3=192.53/3.5=55.01r/min3.6.2 各轴的输入功率P (KW)高速轴一的输入功率：P1=Pm x nc =5.5x0.

10、99=5.44KW中间轴二的输入功率：P2=P1x n1ng=5.44x0.98x0.99=5.28KW低速轴三的/&入功率：P3=P2x n2ng=5.28x n2ng=5.12KW主轴 7的转速：P7=P3x ngngnd=5.12x0.99x0.99x0.97=4.87KW其中Pm电动机的额定功率为；，为联轴器的效率，=0.99；%为一对轴承 的效率，=0.99;。1为高速级齿轮传动的效率 产1=0.98; Z为低速级齿轮传动 的效率，%=0.98; 4为锥齿轮传动的效率， =0.97。3.6.3 各轴的输入转矩T ( N mm)高速轴一的输入转矩：T1=9.55x105xP1/n1=3

11、4.6N m中间轴二的输入转矩：T2=9.55x105xP2/n2=118.3N m低速轴三的输入转矩：T3=9.55x105xP3/n3=309.2N - m主轴6的输入转矩：T7=9.55x105xP7/n7=1032.3N - m4传动零件的设计计算4.1 锥齿轮的设计和计算4.1.1 选定圆锥齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1按照传动方案选用直齿圆锥齿轮传动交角 I =90 o2由于直齿圆锥齿轮的小齿轮转速不高，初选7级精度。3材料选择由直齿锥齿轮加工多为直齿， 不宜采用硬齿面，小齿轮选用40Cr 钢，调质处理，齿面硬度取280HBS,大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240HBS。4取

12、小齿轮齿数为Z1=24 ,则Z2=24x3.51=84.24取84。4.1.2 按齿面接触疲劳强度设计按机械设计式10-26试算，即2ZeKTidi-2.923,12:L；h I . -1FR 105：，R u确定公式内各计算数值1确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数K=1.6。 2）计算小齿轮传递的转矩9.55 106 3.7389.975 一= 3.96 10 N mm233）选取齿宽系数6r=0.3o14）由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa2。5）由机械设计图10-21d按齿面强度查得小，大齿轮的接触疲劳强度极限二 Him1 =740 MPa产Him2

13、 = 580MPa 。6）由式计算应力循环次数-8N1 =60n3jLh =60 89.97 1 (2 8 365 10)=3.15 10N2N1i13.15 1083= 1.05 1087）由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数Khn1=0.96, Khn2 = 0.98。8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为0.01,安全系数S=1,由机械设计式10-125：二H11,HLim1KHN 1S740 0.961= 710.4MPa二 H 2,HLim2KHN 2S580 0.981= 568.4MPa9) u = 3 = tan 210）许用接触力:%=二 h1二 h2710.4 568.

14、4Mpa =639.4Mpa2计算1）试算锥距Re 二 &di _ 2.92 3Ze-_26h ) 9r(1-0.50r) uccc”189.8 彳=2.923 639.4=128.82mm一 一一一 一 51.6 3.96 100.3 (1 -0.5 0.3)2 3、u2 1. 32 1=128.82 =203.68确定大端模数取me2Re. Z12 - Z222 203.68l 二 5 37 取 m=6mm ,242 722确定锥距Reme2Re= Z1Z22=6242 722 227.68mm2分度圆直径:d1=maZ1=6x24 =144mm d2=maZ2=6x84=504mm分度圆

15、锥角:Z272、2 = arctan = arctan =71.57 Z1241 =90 - 2 =90 -71.57 =18.43齿宽b:b=RRe = 0.3M227.68 = 68.304mm最大齿宽为d=70mm,小齿轮宽b1 = 75mm当量齿数ZvZ124Zv1 = =; = 25.30cos、1cos18.43Zv: CfrC 二2244.2.3按齿根弯曲强度设计由机械设计式10-24马弯曲强度的设计公式为m4K T1 Ya Y a3 RZ2（1- 0 .R ）u 十11）确定公式内的各计算数值试选K=1.6,由机械设计图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限iFlim小=62

16、0MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限rFlim大=450MPa2）计算当量齿数rZ124Zv1 = =； = 25.30cos 1cos18.43Z,72Zv2 = -Z-=2 227.74 cos 2cos71.573）查取齿形系数由机械设计表10-5查得YFa1 =2.618; YFa2=2.104）查取应力校正系数由机械设计表10-5查得丫价= 1.590; YZ2 =1.8685）由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.89, Kfn2=0.916）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式得人1；2KfN1 二 fe1SKFN 2- FE2S0.89 620 =

17、394.14MPa1.40.91 450292.5MPa1.47）计算大、小齿轮的并加以比较YFa1YSa1二 F12.618 1.590-1= 0.01056MPa394.14YFa2YSa2二 F22.10 1.8681二0.01341MPa292.5大齿轮的数值大。设计计算4KYFaYSamnJ22 ，rZ11-0.5：，r u 1 ”-Fi4 1.6 3960000.01341 = 4.42mm _2_2 _20.3 242(1 -0.5 0.3)2 32 14.2高速级斜齿轮的设计和计算4.2.1 选精度等级，材料及齿数1齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，小齿轮用

18、40Cr, 大齿轮用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面， 小齿轮硬度为280HBS,大齿轮硬度为240HBS。2齿轮精度用7级，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀。3考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取 Z1=24，则Z2=24x 4.56=109.44 ,取 Z2=110。4选取螺旋角。初选螺旋角P =14：。4.2.2 按齿面接触强度设计由设计公式2d1t_3.2KtT1 ZHZE u-1.d ；a- H u试算1确定公式内的各计算数值 (1)试选载荷系数Kt=1.6。 (2)计算小齿轮传递的转矩9.55 106PiT1 二95.5 106 3.961440= 2.63

19、 104Nmm(3)由机械设计表10-7选取齿宽系数中d=1。1(4)由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa2。(5)由机械设计图10-21d按齿面强度查大小，大齿轮的接触疲劳强度极限二 Himi = 740MPa ,仃 Him 2 = 580MPa 。(6)由机械设计式10-13计算应力循环次数。N1 =6 SijLh = 60 1 4 40一 一一一 9 一一8 365 1 0 ) 5.0 5 1 0N2Nii5.054.5610i.ii(7)由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数Khni=0.89,Khn2 = 0.91(8)计算接触疲劳许用应力。取失效概率

20、为 0.01,安全系数S=1由机械设计式10-12得：二hi二-HLim iKhniS740 0.891= 658.6MPa HLim 2KHN2S580 0.91 =527.8MPa(9)由机械设计图10-3睦取区域系数Zh =2.433。(10)由机械设计图 10-26 查彳4wai=0.78, 32 = 0.89 , WUa = Eai + 8 a2 = 1.67658.6 527.82Mpa =593.2Mpa(11)许用接触力：二H1二H2,- H :2计算(1)试算2u 12 1.6 2.63 1041 1.672.433 189.8、2 5.56)、593.24.56=33.39

21、mm(2)圆周速度 V fTditni/ 60 1000 = 2.52m/s(3)齿宽 b = ddit = 33.39mm模数 mnt = d it cos /Zi = 33.39cos14 / 24 = 1.35mmh=2.2m5nL 2.25 1.3 5mm3.0 b/h = 10.98(4)计算纵向重合度；：=0.318 dzitan 一： =0.318 1 24 tan14=1.903(5)计算载荷系数K根据V=2.76m/s,7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数Kv=1.10, KHanKFaW/；由机械设计表10-2查得使用系数K a =1.25；由机械设计表10-4查 得

22、7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，KhP = 1.41。查机械设计图10-13得KfP = 1.34;故载荷系数：K=KaKvKh KH=1. 25 1. 1 0 1.4=1.41(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由机械设计式10-10时12.73 :d1 =d1t(K/Kt)3 =33.39 ()3 =39.90mm1.6(7)计算模数mnmn=dcoS 幺= 1.mm14.2.3按齿根弯曲强度设计由机械设计式10-5得弯曲强度的设计公式为mn 一2KT1Y C0S2 - YFaYsa2Jd Z1 ；a - F 1定公式内的各计算数值(1)计算载荷系数KK = Ka Kv K

23、Fa K产 1. 25 1. 1 0 1. 4 34(2)根据纵向重合度 邓= 1.903,从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数Y : =0.88(3)计算当量齿数Zv1 =3- =26.27 cosZv2 =3- =120.41 cos(4)查取齿形系数由机械设计表 10-5查得 YFai =2.592,YFa2 = 2.164(5)查取应力校正系数由机械设计表 10-5 查得 Ysai =1.596,Ysa2 =1.806(6)由机械设计图10-20C得小齿轮的弯曲疲劳强度极限：FE1=620MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限二FE2 = 450Mpa(7)由机械设计图10-18取弯曲疲劳

24、寿命系Kfn1=0.83,Kfn2 = 0.86。(8)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由机械设计式10-12HLim 1KHN1 740 0.89-H 1 = = = 658.6MPaS10HLim2KHN2 580 0.91oh 2 = HLim2 HN2 = =527.8MPaS1(9)计算大、小齿轮的YFaYSa/B 2.父63父 1 0(85即42 :x 0. 0 1 4 14 mm1 8 242 1.6 7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，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承

25、载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取mn=2mm,按接触强度算得的分度圆直径d=39.90mm,算出小齿轮齿数Z1 =d1C0 s mn =1 9.352 0Z2 =4.5 6 20 91.2 9 13几何尺寸计算高速级齿轮传动的几何尺寸如表4-1所示 Fa1 Sa11Y Y/0 h2 = 2.164 1.806/233.43 = 0.01414MPa1Fa 2 Sa2大齿轮的数值大。2设计计算表4-1高速级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式结果/mm法面模数m2法面压力角n20 ：螺旋角P13.17分度圆直径di41.08d2186.91齿顶圆直径d a1 = dl +2ha，m

26、n =41.08 +2M1M2da2 = d2 +2ha*mn =186.91 +2x1x245.08190.91齿根圆直径d f1二d 2hf *mv =41.08-2x1.25x2d f2=d2 -2hf*mn=186.91-2父1.25M236.08181.91中心距泛1 =)_(21+87 产 - 2cosP - 2cos13.17 1114.40B1 =b B2 = B1 + 5mm45504齿轮的结构设计小齿轮1由于直径较小，采用齿轮轴结构大齿轮2的结构和后续设计出的轴孔直径计算如表4-2所示表4-2大齿轮2的结构代号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径D1D1 =1.6d54.4

27、轮毂轴向长LL =(1.2 1.5)d47.6倒角尺寸nn = 0.5mn1齿根圆处厚度&2 =2.5mn5腹板最大直径D0D0=da-10mn170.91孔板分布圆直径D2D2=0.5(D0 + D1)112.66孔板直径d1d1 =0.25(D0 D)29.13腹板厚CC =0.3b2154.3低速级斜齿轮的设计和计算4.3.1 选精度等级，材料及齿数1齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，小齿轮用40Cr, 大齿轮用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面， 小齿轮硬度为280HBS,大齿轮硬度为240HBS。2齿轮精度用7级，软齿面闭式传动，失效形

28、式为点蚀。3考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取 Zi=24，则Z2 = 24X3.51 = 84.24 , 取 Z2=84 04选取螺旋角。初选螺旋角P =14。4.3.2 按齿面接触强度设计由设计公式2KtTZ h Ze u1d it 11 Il 露风 % J u试算1确定公式内的各计算数值 (1)试选载荷系数Kt=1.6。 (2)计算小齿轮传递的转矩。9.55 106P2T 2 =%9.55 106 3.84315.79= 1.16 105N mm(3)由机械设计课本表10-7选取齿宽系数 匕=1。1(4)由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa2。(5)由机械设计

29、图10-21d按齿面强度查小，大齿轮的接触疲劳强度极限:Himi = 740MPa, 二 Him 2 = 580MPa(6)由机械设计式10-13计算应力循环次数。Ni =6Cn1jLh = 60 3 1 5.7 9365 1 0 9 1.1 1 1 0N2Nii9 _1.111 0 c 即=3.2 1803.51(7)由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数Khn1=0.92,Khn2 = 0.97。(8)计算接触疲劳许用应力。取失效概率为0.01,安全系数S=1.由机械设计式10-1羽二 H11-HLimKhN1S740 0.921= 680.8MPa二 H 2 HLim2 KHN2S58

30、0 0.97= 562.6MPa(9)由机械设计图10-3理取区域系数Zh =2.433。(10)由机械设计图 10-26查彳*Ea1=0.78, 3a2=0.86，则 口=4+期2 = 1.64(11)许用接触力二 H11 .二 h2680.8 562.62Mpa =621.7Mpa(1)试算ditq 2 1.6 1.16 1052.433 189.8 2 4.51=54.34mm3：():1 1.64621.73.51(2)圆周速度 V =帅 n2/(60M1000)=0.898m/s(3)齿宽b = dlt = 54. 3mm dm =d cos = 5 4. 3 4 cos 1=4 /

31、 mm 2. 1 6 nt ith=2. 2mt = 2/2 5 mm16 mn4. 86 ntb/h = 1 1. 1 8(4)计算纵向重合度名曰=0. 3l8z1tfen0.318 1 2 4 tan 1 41.903(5)计算载荷系数K根据V=0.898m/s,7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数Kv=1.03 ,KHa = KFa=1.4;由机械设计表102查得使用系数Ka = 1.25 ;由机械设计10-4 查得精度等级为7级，小齿轮相对支承非对称布置时，khr=1.421；查机械设计 图10-13马载荷系数：K =Ka Kv Kh Kh=1. 25 1. 03 1.4 =1.

32、42 1(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由机械设计式10-10时1d1 =dlt(K /Kt ) = 63 m5T6(7)计算模数mnmn =dcoS Z1 =2.n5h74.3.3 按齿根弯曲强度设计由机械设计式10-5W弯曲强度的设计公式为。2KT1Y 荷：YFaYsamn-3：-2|,id Z1 J1确定公式内的各计算数值(1)由机械设计图10-20cfi得：小齿轮的弯曲疲劳强度极限c-FE1=620Mpa大齿轮的弯曲疲劳强度极限c- FE2 = 450Mpa(2)由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数Khn1=0.86, Khn2=0.90；(3)计算弯曲疲劳许用应力。

33、取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由机械设计式10-12得：仃F =Ffn17fe1/S= 0. 86 620=1. 4 Mpa0. 8 6-F 2 -FFN2C FE2,/S- 0. 90 4501. 4 Mpa9. 29(4)计算载荷系数KK=Ka Kv Kf Kf=1. 25 1.03 1. 4 = 1. 35(5)根据纵向重合度wp = 1.903,从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数丫 ： =0.88(6)计算当量齿数Zvi = _zk =26.27 cos -Zv2= Z； =91. 9 5 cos(7)查取齿形系数由机械设计表10-5查得yFai =2.592，YFa2 = 2.

34、20(8)查取应力校正系数由机械设计表10-5查得Ysai=1.596，Ysa2=1.78(9)计算大、小齿轮的YFaYsa/即J并加以比较YFa1Ysa1 /二 F = 2.592 1.596/ 380.86 = 0.01086MpaYFa2Ysa2/；%2 =2.20 1.78/289.29 = 0.01354Mpa大齿轮的数值大。mnmnB 82设计计算表4-3低速级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式结果/mm法面模数mn2.5法面压力角n20 ：螺旋角P14.66分度圆直径di69.49d2244.51齿顶圆直径dal =dl+2ha*mn =69.49+2 XU2.5d al =dl+2

35、 ha*mn=227.40+2 乂 1-2.569.60232.40齿根圆直径d fi=di -2h f *mn =69.40-21.25M 2.5d f 2=d2 -2h f 坤mn=227.40-21.25x2.558.35221.15中心距_(Z1+Z2_)J27 +95 92.5 2cos 02cos14.66 145.57B1 =b B2 = B1 +5mm65 704齿轮的结构设计小齿轮1由于直径较小，采用齿轮轴结构大齿轮2的结构和后续设计出的轴孔直径计算如表4-4所示表4-4大齿轮2的结构代 号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径D1D1 =1.6d83.2轮毂轴向长LL =(1

36、.2 1.5)d78倒角尺寸nn =0.5mn1.25齿根圆处厚度每2 =2.5mn6.25腹板最大直径D0Do =da-10mn207.4孔板分布圆直径D2D2 =0.5(D0 +D1)145.3孔板直径d1d1 =0.25(Do - Di)31.05腹板厚CC = 0题215轴的设计计算5.1 高速轴的设计计算5.1.1 求高速轴上的功率P、转速n和转矩T由已知，得：P = Pi=3.96Kw, n =ni =1440r/min ,6 P63.964Ti =9.55 10 =9.55 10 =2.63 10 N mmni14405.1.2初步确定轴的最小直径先按机械设计式15-2初步估算轴

37、的最小直径。选取轴的材料为 45钢，调质处理，根据机械设计表15-3,取A=112得d min = A03,一 3.96= 112 315.69mmn14405.1.3轴的结构设计1拟定轴上零件的装配方案 轴的设计示意图如图5-1所示I 11ni ivVI VII VIII图5-1轴的设计示意图2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1)高速轴的最小直径为安装联轴器处轴的直径diu ,为了使所选的轴直径d-u与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca = KAT1 = 1.3M2.63M104=3.419M104N mm。按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条

38、件，查手册，选用 GY3型联轴器，dw =24mm,左端用轴端挡圈 定位，按轴端直径取挡圈直径D=26 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1 =38mm。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，故取I-II段的长度应比Li略短一些，现取 Ln=36 mm。(2)初步选择滚动轴承。参照工作要求并根据du 皿 =24mm,选轴承型号6305,其尺寸 dx D x B=25 mmX 62 mmX 17 mm,故 dm-iv = d皿=25mm。根据 耳机减速器的图纸取Lw _1V =Lv=17+8+1-2 = 24mm。左端滚动轴承采用轴 肩进行轴向定位，取djy-v =30mm。(3)

39、因为高速轴上的小齿轮的尺寸较小，故通常设计成齿轮轴。(4)轴承端盖的总宽度取为16 mm。取端盖的外端面与联轴器端面间的距离 为 30 mm,则 Lu 皿=46mm。(5)取齿轮距箱体内壁的距离 a=10 mm,已知滚动轴承的宽度B=15mm,低 速级小齿轮轮毂长L=70mm ,由二级减速器的图纸可得Liv j = 1 0 7 0 1-0 2. 5 -1. n5m 83轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。 按d-由表11.27查得平键截面 b冲=6 mmX6 mm,键槽用键槽铳刀加工，长为 22 mm,滚动轴承与轴的周向定 位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为

40、m6o4确定轴上的圆角和倒角尺寸根据设计要求，取轴端倒角为1X45。5轴的校核(1)绘轴的受力图，见图5-2 (a)所示(2)计算轴上的作用力：红=2 2.63 10 =1280Nd141.08tan ： ntan 20齿轮 1Fr =Ftn =1280 r =478Ncos :cos13.17lFa 二Fttan? =1280 tan13.17 =300N(3)计算支反力垂直面支反力(XZ平面)，见图5-2 (b)绕支点B的力矩和M M bz = 0 ,得Raz = (Fr 1 2 3Fa 野)/ ( 1 2 34 7 )24 1.08= ( 4 7 8 1 2 33 00)/1702=38

41、2 N同理， M AZ = 0RBZ =(匕 4 7 Fa d1 )/170 bzra 2/4 1.08 =(4 7 8 47 3 0-0)/ 1 7 02= 96N校核：x Z = Raz - Fr Rbz =96-478 382 = 0计算无误水平平面(XY平面),见图5-2 (c) 同样，绕支点B的力矩和2 Mby=0,得Ray = Ft 12 3/170 = 1280 1 2 3 / 1 7 0 = 926 N同理，、May =0RBY = Ft 4 7/170 = 1 280 4 7 / 1 7 0 -354N校核： Y = RAY RBY-F =926 354-1280=0计算无误

42、(4)转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图，见图5-2 (b)一MCZ左=Rbz 父123 = 96父123 =11808N mmC处弯矩：CZ BZMCZ 右=Raz 父47 =382 父47 =17954 N mm CZAZ水平面弯矩图，见图5-2 (c)C处弯矩：M CY 二 一Rby 123 -(-354) 123 二 一43542 N mm(5)合成弯矩图，见图5-2 (d)C处：MC 二 M 2cz左 M 2CY = 118082 (-43542)2 =45115N mm Mc右二,M2cz右 M2CY = .,179542一(143542)2 = 47098N mm (6)转矩及转矩图，见图5-2 (e)T1 =2. 6 3 4 N mm(7)计算当量转矩、绘弯矩图，见图5-2 (f)应力校正系数：a =二b/O0b =55/95=0.58:T1 =0. 5 8 2. 6 34 11N5 215mD处:M c左二jM2c左 +(1)2 =51152 +152542 =47624N mm M 讨=MC右=45115N mm(8)校核轴径C 剖面：dc = JJMJ = J 47624 = 20.53mm 36mm0.1二b, 0.1 55强度足够机械与汽车工程学院课程设计成果说明书报告论文图5