课程设计传动装置输入轴组合结构设计

一级开式斜齿圆柱齿轮传动装置输入轴组合结构设计说明书题目5（方案5）设计者学号班级指导教师2015年1月2日辽宁工程技术大学题目5：一级开式斜齿圆柱齿轮传动装置输入轴的组合结构设计已知数据：设计方案数据项目设计方案……5……轴输入功率P/kw……6.0……轴转速n/(r/min)……300……齿轮齿数z……19……齿轮模数nm/mm……5……齿轮螺旋角……4368……齿轮宽度b/mm……65……l/mm……185……s/mm……90……轴承座形式……剖分……一.轴的设计1.选择轴的材料该轴传递中小功率，转速较低，无特殊要求，故选用45优质碳素结构钢调质处理。其机械性能查表可得1.0,2.0,155,268,353,63711rSBMPaMPaMPaMPa2.按扭转强度初步计算轴颈对实心圆轴：mmmmmmnPAnPdT86.2930061102.010955033033mmd86.290(材料45钢0A查表8-2为118~107取110)考虑轴端安装联轴器有键槽，将直径加大取标准值d=32mmmmd323.轴的结构设计(1)轴上零件的布置a．在轴的输出端安装联轴器，联轴器的尺寸如图b．联轴器的中心平面与轴承的中心平面距离为s=90mmc．由于齿轮为斜齿轮，对轴有轴向力的作用。选轴承时应选用能够承载轴向载荷的轴承，同时根据装拆需要，安装轴承图2轴的结构图的轴端直径应比最小直径大。故初选7208C轴承，按课程设计表4.6-2查出，其尺寸为40×80×18，即轴承宽度可暂取18mmd．轴承Ⅰ的中心平面与轴承Ⅱ的中心平面距离为l=185mme．齿轮位于两轴承的中间位置，且齿宽为65mm。(2)轴上零件的固定和定位（见图2）a．斜齿轮用50mm轴环定位，齿轮的左端与轴承Ⅰ内端面间采用长度为51mm的轴套，一方面可轴向固定齿轮，另一方面可作为轴承的轴向定位；b．左面的轴承Ⅰ靠的轴肩固定；c．齿轮的周向固定用平键联接，轴承的轴向固定用有过盈量的配合联接。(3)轴上零件的拆装考虑零件的装拆方便及定位需要，齿轮及左侧的零件从左边装，齿轮右侧的零件从右边装入。轴的两端直径较小，其余各轴段根据需要将轴颈逐渐加大。4.按弯扭合成强度条件校核轴轴的力学模型见图输出轴转矩mmNnPT191000300610955010955033191000TNmm轮上圆周力rFtFaFl2lNdTFmmmzdt3979961910002296cosNFt3979轮上轴向力NFFta5674368tan3979tanNFa567轮上径向力NFFntr14634368cos20tan3979costan-NFr1463水平面支承反力NFRRtbHaH19902NRaH1990垂直面支承反力NRbH1990bvRavRrFl2laF垂直面支承反力图bHRaHRtFl2l水平面支撑反力图NlFlFdRNlFlFdRrabvraav87918514632185567296225841851463218556729622NRNRbvav879584合成支反力NRRRavaHa207458419902222NRa2074NRRRbvbHb217587919902222NRb2175水平面弯矩mmNlFMtH1840294185397922HM=184029Nmm垂直面弯矩2vM2ll垂直面弯矩图HM2ll水平面弯矩图1vMNlRMNlRMavvbvv5402021855842813082185879221NMNMvv540208130821合成弯矩mmNMMMmmNMMMvHvH1917945402018402920119181308184029222222222121M1=201191NmmM2=191794Nmm转矩mmNT191000转矩图见图计算弯矩图1M2ll合成弯矩图2MT转矩图转矩按脉动循环变化处理，即6.0mmNTMmmNTMMNMMcacaca1146001910006.0231540)1910006.0(201191)(191794322221221校核轴的强度判断危险剖面轴上最小轴径Ⅰ面，最大转矩存在于Ⅴ面处，Ⅵ—Ⅶ面轴颈相同，V面处虽有最大转矩但应力集中影响较小键槽引起的应力集中在两端即Ⅵ面处，Ⅳ面承受较大转矩从在应力集中，故只需对Ⅰ面、Ⅵ、Ⅶ面进行校核即可MPaWMMPaWMcacacaca31421.0231540Ⅴ面处35321.0114600面处最小轴颈Ⅰ32223131MPaMPacaca313521按表查得MPab5911bca所以安全T转矩图1caM2caM3caM轴的结构图ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦⅧ5.精确校核轴的疲劳强度通过对轴上零件的受力分析，绘制弯矩及转矩图，并综合考虑轴径大小及键槽、圆角等因素对轴的应力影响，最终确定了3个危险截面。Ⅰ截面弯矩不大但截面小，有圆角，有应力集中。Ⅳ截面弯矩较大，且有应力圆角，有应力集中。Ⅵ截面弯矩最大，且开有键槽，有应力集中。计算安全系数，校核轴的疲劳强度。(1)校核Ⅰ由;031.0321;613238drrdD查附表1-2得;72.1;10.2kk;72.1;10.2kkⅠ剖面产生的扭应力，应力幅、平均应力为MPaMPaWTmaT6.1421.29322.0191000max311maxMPaMPaa6.141.29max绝对尺寸影响系数由附表1-4查得81.0;88.0表面质量系数由附表1-5查得92.0;92.0则Ⅰ剖面的安全系数为41.46.141.06.1481.092.072.11551makSS41.4S取8.15.1SSS，所以剖面Ⅰ安全(2)校核Ⅵ、ⅦⅦ剖面的应力集中系数查附表1-2得;023.0421;814250drrdD;69.1;08.2kkⅥ剖面因键槽引起的应力集中系数，由附表1-1得;62.1;82.1kk故应按过渡圆角引起的应力集中系数检验Ⅳ剖面Ⅶ剖面承受的弯矩及转矩为：mmNTmmNRRMbvbH19100013185288620116060Ⅶ2222ⅦⅦM131852NmmⅦ剖面产生的正应力及其应力幅，平均应力为：ⅦT191000Nmm08.170.17421.0131852max3ⅦmaxmMPaMPaWM08.170.17maxmMPaMPaⅦ剖面产生的扭应力及其应力幅、平均应力为：MPaMPaWTmaT95.629.1329.13422.0191000max3ⅦmaxMPaMPaa95.69.13max绝对尺寸影响系数由附表1-4查得：78.0;84.0表面质量系数由附表1-5查得：92.0;92.0Ⅶ剖面的安全系数为：4.6171.01784.092.082.12681makS4.6S5.995.61.095.678.092.062.11551makS5.9S3.55.94.65.94.62222SSSSS3.5S取8.15.1SSS，所以剖面安全。二．轴承的设计1.初选轴承型号为7208C2.轴承寿命计算查手册得轴承7208C的额定载荷NCNC20500,268000由表9-8可知eRS，因e纸与0CA有关，现轴承所受轴向力A尚不可知，因此需用试算、逼近法来确定e，S，以及A值之值。初取e=0.4，则NRSb2.87921984.04.01NS2.8791NRSa4.83820964.04.02NS4.8382因为aFSS21，如图所以NSANFSAa4.8284.14112221NANA4.8284.141121根据初算得到的21,AA之值进行计算轴承1：068.020500141101CA，查表9-6，用插值法得45.01e这是NRSb1.989219845.045.01NS1.9891轴承2：040.0205004.82802CA，查表9-6，用插值法得41.02e这时NRSa4.859209641.041.02NS4.8592固aFSS21NSANSFAa4.8591.15621.9895732221NANA4.8591.156221从试算结果看，算得的21,AA值与初算结果相近，故以下就可按试算得到的21,ee值及21,AA值进行当量动载荷的计算对轴承1：45.071.021981.156211eRAb由表9-6查得44.01X，按076.001CA，用插值法求得25.11Y。此轴承承受中等冲击载荷，故按表9-7取冲击载荷系数5.1df。则其当量动载为1SaF2SNAYRXfPbd6.4379)1.156225.1219844.0(5.1)(1111NP6.43791对轴承2：41.041.020964.85922eRAb由表9-6查得12X,02Y。此轴承承受力矩载荷，取力矩载荷系数5.1mf除力矩载荷外，还受中等冲击按表9-7取冲击载荷系数5.1df。故当量动载为NAYRXffPadm4716)2.901020961(5.15.1)(2222NP47162比较两个轴承的当量动载荷可知，12PP，故应按2P计算轴承寿命。由表9-4，取温度系数1tf，轴承2的额定寿命为hLhPCfnLhth800010196)4716268001(3006010)(601010363610hLh1019610所以轴承符合要求。三．键联接的计算校核键的强度平键的挤压压力计算公式：PPdhlTdklT42联轴器处平键尺寸：401050,8,10,32lhbd齿轮处的键尺寸为：361450,9,14,42lhbd带入公式得MPaP6.744083219100041MPaP6.741MPaP1.563694219100042MPaP1.562因两键均受冲击载荷，且为静联接，故许用压应力MPaP90经过比较，两键的计算应力均小于许用应力，故判断其强度均合格。轴系部件的结构装配图见附图