带式运输机传动装置的设计-石油化工学院机电专业毕业论文

机械设计课程设计机械设计课程设计 计算说明书计算说明书 带式运输的传动装置设计带式运输的传动装置设计 班级 班级 机电 10 2 班 设计者 设计者 林 素 亮 指导教师 指导教师 周 瑞 强 2013 年 1 月 1 号 广东石油化工学院 目录目录 1 传动方案的分析论证 5 1 1 传动装置的组成 5 1 2 传动装置的特点 5 1 3 确定传动方案 5 1 4 传动方案的分析 5 2 电动机的选择 5 2 1 选择电动机的类型 5 2 2 选择电动机的功率 5 2 3 确定电动机的转速 6 3 传动比的计算及分配 6 3 1 总传动比 6 3 2 分配传动比 6 4 传动装置运动及动力参数计算 7 4 1 各轴的转速 7 4 2 各轴的功率 7 4 3 各轴的转矩 7 5 减速器的外传动件的设计 8 5 1 选择 V 带型号 8 5 2 确定带轮基准直径 8 5 3 验算带的速度 8 5 4 确定中心距和 V 带长度 8 5 5 验算小带轮包角 9 5 6 确定 V 带根数 9 5 7 计算初拉力 9 5 8 计算作用在轴上的压力 9 5 9 带轮结构设计 9 6 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 10 6 1 选择材料 热处理方式和公差等级 10 6 2 初步计算传动的主要尺寸 10 6 3 确定传动尺寸 11 6 4 校核齿根弯曲疲劳强度 13 6 5 计算齿轮传动其他几何尺寸 14 7 低速级直齿圆柱齿轮的设计计算 15 7 1 选择齿轮的材料 15 7 2 确定齿轮许用应力 15 7 3 计算小齿轮分度圆直径 16 7 4 验算接触应力 16 7 5 验算弯曲应力 17 7 6 计算齿轮传动的其他尺寸 17 7 7 齿轮作用力的计算 18 8 中间轴的设计计算 18 8 1 已知条件 18 8 2 选择轴的材料 19 8 3 初算轴径 19 8 4 结构设计 19 8 5 键连接 21 8 6 轴的受力分析 21 8 7 校核轴的强度 23 8 8 校核键连接的强度 23 8 9 校核轴承寿命 23 9 高速轴的设计与计算 24 9 1 已知条件 24 9 2 选择轴的材料 24 9 3 初算最小轴径 24 9 4 结构设计 25 9 5 键连接 27 9 6 轴的受力分析 27 9 7 校核轴的强度 29 9 8 校核键连接的强度 30 9 9 校核轴承寿命 30 10 低速轴的设计与计算 31 10 1 已知条件 31 10 2 选择轴的材料 31 10 3 初算轴径 31 10 4 结构设计 31 10 5 键连接 33 10 6 轴的受力分析 33 10 7 校核轴的强度 35 10 8 校核键连接的强度 35 10 9 校核轴承寿命 35 12 箱体结构设计 36 13 设计小结 37 14 参考文献 37 设计任务设计任务 带式运输机传动装置的设计 已知条件 1 运输带工作拉力 F 7000N 2 运输带工作速度 v 0 55m s 3 滚筒直径 D 450mm 4 单向连续运转 空载启动 工作有时有轻微振动 两班制工作 每班工作 8 小时 运 输带速度的允许误差为 5 5 使用期限 8 年 6 检修周期 每年 300 个作用日 大修期为 3 年 7 生产批量 中批量生产 2 3 5 4 1 I II III IV Pd Pw 设计计算及说明 1 传动方案的分析论证传动方案的分析论证 机器通常是由原动机 传动装置和工作机三部分组成 其中传动装 置是将原动机的运动和动力传递给工作机的中间装置 它通常具备减 速 或增速 改变运动形式或运动方向以及将动力和运动进行传递与 分配的作用 1 1 传动装置的组成 传动装置的组成 传动装置由电机 减速器 工作机组成 1 2 传动装置的特点传动装置的特点 齿轮相对于轴承的位置不对称 故沿轴向载荷分布不均匀 要求轴 有较大的刚度 1 3 确定传动方案 确定传动方案 合理的传动方案首先应满足工作机的性能要求 还要与工作条件相 适应 同时 还要求工作可靠 结构简单 尺寸紧凑 传动效率高 使用维护方便 工艺性和经济性好 若要同时满足上述各方面要求是 比较困难的 因此 要分清主次 首先满足重要要求 同时要分析比 较多种传动方案 选择其中既能保证重点 又能兼顾其他要求的合理 传动方案作为最终确定的传动方案 初步确定传动系统总体方案为 二级展开式圆柱齿轮减速器 设计图如下 2 3 5 4 1 I II III IV Pd Pw 1 4 传动方案的分析传动方案的分析 展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置 因而沿齿向载荷不均 要求轴有较大刚度 结构简单 采用 带传动与齿轮传动组合 即可满足传动比要求 同时由于带传动具有良好的缓冲 吸振性能 适应大起动转矩工况要 求 成本低 使用维护方便 2 电动机的选择电动机的选择 2 1 选择电动机的类型选择电动机的类型 根据用途选用 Y 系列 自扇冷笼型三相异步电动机 机型为 Y132M2 6 结果 F 7000N v 0 55 m s 2 2 选择电动机的功率选择电动机的功率 由已知条件可知 传送带所需的拉力 F 7KN 传输带工作速度 v 0 55 m s 故 输送带所需功率为 w P 1000 Fv 3 85KW 由表 2 3 查得滚筒效率 5 0 95 轴承效率 4 0 99 联轴器效 率 2 0 99 带传动的效率 3 0 96 齿轮传递效率 1 0 97 电动机至工作机之间传动装置的总效率为 816 0 5 4 432 2 1 总 电动机总的传递功率为 0 Pw p 总 816 0 85 3KW 4 72kw 查表 14 1 选取电动机的额定功率为 ed p 5 5KW 2 3 确定电动机的转速确定电动机的转速 由已知条件 滚筒的直径为 D 450mm 工作速度为 v 0 55m s 所以 输送带带轮的工作转速为 w n 1000 60 v D 23 3r min 查表 2 1 V 带传动比i带 2 4 查表 2 2 二级减速器常用的传动 比为i内 8 40 总传动比的范围i总 i带 i内 16 160 电动机的转速范围为 0 n i总 w n 372 8 3728r min 查表 14 1 可见同步转速有 3000r min 1000r min 1500r min 750r min的电动机都符合要求 初选同步转速 1000r min 满载转 速 960r min型号 Y132M2 6 的电动机 3 传动比的计算及分配传动比的计算及分配 3 1 传动装置总的传动比传动装置总的传动比 i总 m w n n 3 23 960 r min 41 2r min 3 2 分配传动比分配传动比 w P 3 85KW 总 0 816 0 P 4 72KW ed P 5 5KW w n 23 3 r min m n 960r min i总 41 2r min i带 3 i 14 71 根据带传动比范围 取 V 带传动比为i带 2 8 则 减速器的传动比为 i i i 总 带 14 71 高速级传动比为i高 1 3 1 4 i 4 37 4 54 取i高 4 5 低速级传动比为i低 i i高 5 4 71 14 3 3 由表 2 1 及表 2 2 可知 传动比合理 4 传动装置运动及动力参数计算传动装置运动及动力参数计算 4 1 各轴的转速各轴的转速 减速器高速轴为减速器高速轴为 轴轴 中速轴为 中速轴为 轴轴 低速轴为 低速轴为 轴轴 卷筒轴为 卷筒轴为 轴轴 轴 高速轴 minr343 8 2 960 i 1 带 n n m 轴 中间轴 min2 76 5 4 343 1 2 r i n n 高 轴 低速轴 minr1 23 3 3 2 76 i n 2 3 低 n 轴 卷筒轴 min1 23 34n r n 4 2 各轴的功率各轴的功率 轴 高速轴 kw53 496 072 4 0 3 1 PP 轴 中间轴 kw35 453 499 097 0 1 41 2 PP 轴 低速轴 kw18 435 499 097 0 2 41 3 PP 轴 卷筒轴 kw10 418 499 099 0 3 42 4 PP 4 3 各轴的转矩各轴的转矩 i高 4 5 i低 3 3 min343 n1 r min2 76 2 r n min1 23 n3 r min1 23 n4 r p1 4 53kw p2 4 35kw p3 4 18kw kw10 4 p4 0 T 46 76N m 电动机轴 0 T 9550 0 0 P n 9550 960 72 4 N m 46 76N m 轴 高速轴 1 T 9550 1 1 p n 9550 343 53 4 N m 126 13N m 轴 中间轴 2 T 9550 2 2 p n 9550 2 76 35 4 N m 545 18N m 轴 低速轴 3 T 9550 3 3 p n 9550 1 23 18 4 N m 1728 1N m 轴 滚筒轴 4 T 9550 w w p n 9550 1 23 10 4 N m 1695 02N m 表一表一 传动装置各轴主要参数计算结果传动装置各轴主要参数计算结果 轴号输入功率 P kW转速 n r min 转矩 T N m传动比 i 电动机轴4 7296046 76 i带 2 8 i高 4 5 i低 3 3 轴 高速轴 4 53343126 13 轴 中间轴 4 3576 2545 18 轴 低速轴 4 1823 11728 1 轴 滚筒轴 4 1023 11695 02 5 减速器的外传动件减速器的外传动件零件零件的设计的设计 5 1 选择选择 V 带型号带型号 由表 2 10 查得工作情况系数 A K 1 1 则 pc A K 0 p 1 1 5 5kw 6 05kw 根据 n 960r min p c 6 05kw 确定选择 A 型普通 V 带 5 2 确定带轮基准直径确定带轮基准直径 由表 2 4 查得 小带轮直径 1 D 75 现取 1 D 140mm 0 2 D n n 2 1 1 D 1 343 960 140 391 8mm 取 2 D 390mm 1 T 126 13N m 2 T 545 18N m 3 T 1728 1N m 4 T 1695 02 N m 选择 A 型普通 V 带 表 2 10 机械设 计 pc 6 05kw 1 D 140mm 2 D 390mm 5 3 验算带的速度验算带的速度 v带 10 n 60 1000 D 100060 960140 7 04m s 在 5 25sm范围内 带速合适 5 4 确定中心距和确定中心距和 V 带长度带长度 根据 0 7 1 D 2 D mm 371mm 0 a120 合适 5 6 确定确定 V 带根数带根数 查表 2 9 查得K 0 92 由表 2 2 得 l K 1 01 由表 2 7 查得 0 p 0 11 由表 2 5 得 0 p 1 62 z kk La 00 c pp p 01 192 011 062 1 05 6 3 76 根 取整 z 4 根 5 7 计算初拉力计算初拉力 由表 2 1 查得 q 0 1kg m 则单根 V 带张紧力 带速符合要求 0 a 450mm d L 1800mm a 466 39mm 1 149 120 合格 z 4 根 0 F v kv p q z a 2 c 1 5 2 500 带 04 7 2 1 01 92 0 5 2 04 74 05 6500 189 45N 5 8 计算作用在轴上的压力计算作用在轴上的压力 压轴力为F Q 2z 0 Fsin 2 2 4 189 45 sin 2 150 1460 47N 5 9 带轮结构设计带轮结构设计 查表 14 3 Y132M2 6 型电动机的轴直径为ds 38mm 小带轮采用实心质 由表 2 3 得 e 15 0 3 min f 9 现取 f 10 轮毂宽 L 1 5 2 0 ds 57 76 现取 L 70mm 轮缘宽 B z 1 e 2f 65mm 大带轮采用孔板式结构 轮缘宽可与小带轮相同 轮毂宽可与轴的 结构设计同步进行 6 减速器内传动零件的设计减速器内传动零件的设计 一 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 6 1 确定齿轮材料 热处理方式 精度等级和齿数确定齿轮材料 热处理方式 精度等级和齿数 因传动尺寸无严格限制 又带式运输是一般的机械 因此 小齿轮采用40cr调质 齿面硬度为 241 286 HBW 取 260HBW 大齿轮采用 45 调质 齿面硬度为 197 255 HBW 取 230HBW 精度 8 级 取26 z1 117 12z i z 6 2 确定许用应力确定许用应力 查图 4 19 3 得MPa H 710 1lim MPa H 580 2lim 查图 4 21 3 得MPa F 600 1lim MPa F 450 2lim 0 F 163 22N FQ 1460 47N 小齿轮 40Gr调 质 硬度 260HBW 大齿轮 45 钢调 质 硬度 230HBW 26 z1 117 z2 查表 4 10 取1 1 min H 25 1 min F 5 4 1 2 z z h N10 8 1 9 716300834360 h N N10 8 1 2 755 1 查图 4 20 得02 1 1 ZN 06 1 2 ZN 查图 4 22 得897 0 1 YN 909 0 2 YN 查图 4 23 得1 21 Y Y XX 1H MPa H Z SH H 5 658 1 1 02 1710 1 min 1lim 2H MPa H Z SH 5 561 1 1 06 1580 2 min 2limH F1 MPa XNY Y SF F 76 4731891 0 25 1 600 11 min 1lim F2 MPa XNY Y SF F 2 3271909 0 25 1 450 22 min 2lim 6 6 3 3 齿面接触疲劳强度计算齿面接触疲劳强度计算 初步计算小齿轮直径 3 2 1 1 1 Hd d T Ad 查表 4 8 估计 15 取90 Ad 查表 4 7 齿宽系数1 d mm d 9 70 5 4 15 4126130 90 3 21 5 561 取mm d 80 1 则齿宽 b d d 1 80mm 08 3 26 80 1 1 z d mt 取3 mn 02 1 1 ZN 06 1 2 ZN 897 0 1 YN 909 0 2 YN 1 21 Y Y XX H1 658 5M Pa H2 561 5 MPa F1 473 76 MPa F2 327 2M Pa T 126130N mm 09 13 33 2 2 arccosarccos m m t n 按齿面接触疲劳强度设计 3 2 1 1 1 2 H HEZZZZ KT d d 因工作机有中等冲击 查表 4 4 得35 1 KA 设计齿轮精度为 8 级 sm dn 44 1 100060 34380 100060 11 查图 4 9 取07 1 K 齿轮对称布置 1 b 查图 4 12 取05 1 K 12 59 80 72 126130235 1 2 1 1 b b d TK FK A tA 计算齿面接触应力 查图 4 14 44 2 ZH 查表 4 6 MPa ZE 8 189 68 109 13cos 117 1 26 1 2 388 1cos 11 2 388 1 21 zz a 92 109 13tan261318 0tan318 0 sin 1 z m d b n 取 1 77 0 68 1 1 11 3 64 1 3 4 z 987 009 13cos z 3 2 1 1 1 2 d H HE d KZZZZ T mm d 80 1 1 b 80mm 3 mn 09 13 35 1 KA 07 1 K 05 1 K 4 1 Ka 12 2 K 44 2 ZH MPa ZE 8 189 68 1 a 3 2 5 561 44 2987 077 08 89 5 41 5 512613012 22 63 56取80 d1 07 3 26 80 1 t z d m 取mm m 3 n 84 12 80 263 arccosarccos 1 1 d zmn mm d 80b 1 80 b2 mmm b 86105 21b 6 46 4 核校齿轮弯曲疲劳强度核校齿轮弯曲疲劳强度 05 28 84 12 26 coscos 33 1 1 z z 23 126 84 12 117 coscos 33 2 2 z z 查表 4 18 得 59 2 1 YFa 16 2 2 YFa 查表 4 16 得 615 1 1 YSa 81 1 2 YSa 因 56 1 a 得731 0 75 0 25 0 a Y 75 025 01 min Y 75 0893 0 120 1 Y 取853 0 Y FSaFa n FYYYY md T b K 1 1 2 MPa F 76 47365 72 1 MPa b K YY YY YYYY md T SaFa SaFa FSaFa n F 2 3279 67 2 11 22 122 1 1 2 77 0 z 987 0 z 80 d1 mm m 3 n 84 12 mmb80 05 28 1 z 23 126 2 z 59 2 1 YFa 16 2 2 YFa 615 1 1 YSa 81 1 2 YSa 731 0 Y 853 0 Y 1t d 44 66mm 大小轮齿弯曲疲劳强度满足要求 6 56 5 确定齿轮主要尺寸确定齿轮主要尺寸 mm d 80 1 mm d 360 2 mma dd 220 2 21 6 66 6 齿轮其他尺寸齿轮其他尺寸 端面模数 t m cos n m 3 076 齿顶高 a h a h n m 1 3 3 齿根高 f h a hc n m 1 0 25 3 3 75mm 全齿高h a h f h 3 3 75 6 75mm 顶隙c n c m 0 25 3 0 75 齿顶圆直径866802 11 hdd aa 36663602 22 hdd aa 齿根圆直径 5 35275 323602 5 7275 32802 22 11 hdd hdd ff ff 7 低速级直齿圆柱齿轮的设计计算低速级直齿圆柱齿轮的设计计算 7 1 确定齿轮材料 热处理方式 精度等级和齿数确定齿轮材料 热处理方式 精度等级和齿数 跟高速级齿轮的选材一样 小齿轮采用40cr调质 取 260HBW 大齿轮采用 45 调质 齿面硬 度为 230HBW 精度 8 级 取30 z1 99 12z i z 7 2 确定许用应力确定许用应力 mm d 80 1 mm d 360 2 mma220 076 3 mt 3 ha 75 3 hf h 6 75 c 0 75 86 1 da 366 2 da 5 72 1 df 5 352 2 df 小齿轮 40Gr调 质 硬度 260HBW 大齿轮 45 钢调 质 查图 4 19 3 得MPa H 710 1lim MPa H 580 2lim 查图 4 21 3 得MPa F 600 1lim MPa F 450 2lim 查表 4 10 取1 1 min H 25 1 min F 3 3 1 2 2 z z h N10 8 1 76 11630082 7660 h N N10 8 2 1 2 533 0 查图 4 22 得065 1 1 ZN 957 1 2 ZN 查图 4 23 得909 0 1 YN 911 0 2 YN 查图 4 23 得1 21 Y Y XX 1H MPa H Z SH H 4 687 1 min 1lim 2H MPa H Z SH 87 1031 2 min 2limH F1 MPa XNY Y SF F 32 436 11 min 1lim F2 MPa XNY Y SF F 96 327 22 min 2lim 7 7 3 3 齿面接触疲劳强度计算齿面接触疲劳强度计算 初步计算小齿轮直径 3 2 2 1 1 Hd d T Ad 查表 4 8 取85 Ad 齿宽系数1 d mm d 37 97 3 3 13 3545180 85 3 21 4 687 取mm d 100 1 则齿宽 b d d 1 60mm 按齿面接触疲劳强度设计 硬度 230HBW MPa H 710 1lim MPa H 580 2lim MPa F 600 1lim MPa F 450 2lim 065 1 1 ZN 957 1 2 ZN 909 0 1 YN 911 0 2 YN 1 21 Y Y XX H1 687 4M Pa H2 1031 87MPa F1 436 32 MPa F2 327 96 MPa 85 Ad 1 d 3 2 2 1 1 2 H HEZZZZ KT d d 查表 4 4 得35 1 KA 设计齿轮精度为8级 sm dn 399 0 100060 2 76100 100060 11 查图 4 9 取023 1 K 齿轮对称布置 1 b 查图 4 12 取05 1 K 2 147 100 100 545180235 1 2 1 2 b b d TK FK A tA 查表 4 5 得1 1 ka 60 1 KKKKaBVA K 计算齿面接触应力 查图 4 14 5 2 ZH 查表 4 6 MPa ZE 8 189 741 1cos 11 2 388 1 21 zz a 87 0 3 4 a Z 3 2 2 1 1 2 d H HE d KZZZZ T 3 2 4 687 875 28 189 3 31 3 45451806 12 94mm mm d 100 1 b 100mm 35 1 KA 023 1 K 05 1 K 1 1 Ka 60 1 K 5 2 ZH MPa ZE 8 189 741 1 a 87 0 Z 13 3 30 94 1 z m d 取 m 4 则mmmz d 120304 1 mm db d 120 12 mm b 125 1 7 47 4 核校齿轮弯曲疲劳强度核校齿轮弯曲疲劳强度 查表 4 18 得 5375 2 1 YFa 2 2 2 YFa 查表 4 16 得 63 1 1 YSa 8 1 2 YSa 因741 1 a 得681 0 75 0 25 0 a Y FSaFa n FYYY md T b K 1 2 2 MPa F 23 43631 85 1 MPaMPa b K YY YY YYY md T SaFa SaFa FSaFa n F 96 32701 217 2 11 22 122 1 2 2 大小轮齿弯曲疲劳强度满足要求 7 57 5 确定齿轮主要尺寸确定齿轮主要尺寸 mm d 120 1 mm d 396 2 mma dd 258 2 21 7 6 计算齿轮传动的其他尺寸计算齿轮传动的其他尺寸 齿顶高 a h a h m 1 4 4mm 齿根高 f h a hcm 1 0 25 4 5mm 全齿高h a h f h 4 5mm 9mm m 4 mm d 120 1 mm b 120 2 5375 2 1 YFa 2 2 2 YFa 63 1 1 YSa 8 1 2 YSa MPa F 23 43631 85 1 mma258 a h 4mm f h 5mm h 9mm 顶隙c c m 0 25 4 1mm 齿顶圆直径 3 a d 3 d 2 a h 120 8mm 128mm 4 a d 4 d 2 a h 395 8mm 403mm 齿根圆直径 3 f d 4 d 2 f h 120 10 110mm 4 f d 4 d 2 f h 395 10 385mm 7 7 齿轮作用力的计算齿轮作用力的计算 高速级齿轮传动的作用力 已知高速轴传递的转矩 1 T 126130N mm 转速 1 n 343r min 螺旋角 12 84 小齿轮左旋 大齿轮右旋 小齿轮直径 1 d 80mm 齿轮 1 的作用力 圆周力 Ft1 1 1 2T d 80 1261302 N 3153 25N 径向力为 cos tan 11 a FF n tr 3153 25 N12 1177 84 12cos 20tan 轴向力 tan 11FFta 3153 25 84 12tan 718 72N 齿轮 2 的作用力 从动齿轮 2 各个力与主动齿轮 1 上相应的力大小相等 作用力方 向相反 低速级齿轮传动的作用力 已知条件低速轴传递的转矩 2 T 545180N mm 转速 2 n 76 2r min 小齿轮右旋 大齿轮左旋 小齿轮分度圆直径为 3 d 120mm 齿轮 3 的作用力 圆周力N d T Ft 3 9086 120 5451802 3 2 3 2 308 80N 径向力N aFF ntr 14 330720tan3 9086tan 33 c 1mm 3 a d 128mm 4 a d 403mm 3 f d 110mm 4 f d 385mm N Ft 25 3153 1 N Fr 12 1177 1 N Fa 72 718 1 齿轮 4 的作用力 从动齿轮 4 各个力与主动齿轮 3 上相应的力大小相等 作用力方 向相反 8 中间轴的设计计算中间轴的设计计算 8 1 已知条件已知条件 中间轴传递的功率 2 P 4 35kW 转速min2 76 2 r n 齿轮 2 分 度圆直径 2 d 360mm mmd120 3 齿轮宽度 2 b 80mm 3 b 125mm 8 2 选择轴的材料选择轴的材料 因传递的功率不大 并对重量及结构尺寸无特殊要求 故由表 8 26 选常用的材料 45 钢 调质处理 8 3 初算轴径初算轴径 查表 6 3 得 C 103 126 现取 C 110 mm N P Cd35 42 2 76 35 4 1103 3 min 8 4 结构设计结构设计 轴的结构构想如图 轴承部件的结构设计 mmd35 42 min 轴不长 故轴承采用两端固定方式 然后 按轴上零件的安装顺 序 从 min d处开始设计 轴承的选择与轴段 及轴段 的设计 该段轴段上安装轴承 其设计应与轴承的选择同步进行 选择深 沟球轴承 轴段 上安装轴承 其直径既应便于轴承安装 又应 符合轴承内经系列 暂取轴承为 6209 由表 11 1 得 轴承内径 d 45mm 外径 D 85mm 宽度 B 19mm 定位轴肩直径 a d 52mm 外径定位直径 a D 78mm 对轴的力作用点与外圈大端面的距离 3 a 9 5mm 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号 则 5 d 45mm 轴段 和轴段 的设计 轴段 上安装齿轮 3 轴段 上安装齿轮 2 为便于齿轮的安装 2 d和 4 d应分别略大于 1 d和 5 d 可初定 2 d 4 d 50mm 齿轮 2 轮毂宽度范围为 1 2 1 5 2 d 57 6 75mm 取其轮毂宽 度与齿轮宽度 2 b 70mm 相等 左端采用轴肩定位 右端次用套筒固定 由于齿轮 3 的直径比较小 采用实心式 取其轮毂宽度与齿轮宽度 3 b 125mm 相等 其右端采用轴肩定位 左端采用套筒固定 为使套 筒端面能够顶到齿轮端面 轴段 和轴段 的长度应比相应齿轮的轮 毂略短 故取 2 L 123mm 4 L 68mm 轴段 该段为中间轴上的两个齿轮提供定位 其轴肩高度范围为 0 07 0 1 2 d 3 5 5mm 取其高度为 h 4mm 故 3 d 58mm 取mmL8 3 轴段 及轴段 的长度 轴承内端面距箱体内壁的距离取为 12mm 齿轮 2 与箱体内壁的距离取为mm13 2 齿轮 3 与箱体的内壁的距离取为 mm10 1 中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成 则轴段 的长度为 mmBL372 11 轴段 的长度为 由表 11 1 课程设 计 d 45mm 宽度 B 19 3 b 125mm 2 L 123mm 4 L 68mm mmL8 3 mm220 B mmBL462 25 轴上力作用点的间距 mma b Ll882 2 3 3 11 mm bb Ll5 108 2 32 32 mma b Ll5 682 2 3 2 53 8 5 键连接键连接 齿轮与轴间采用 A 型普通平键连接 查表得键的型号分别为键 14 100GB T 1096 2003 和键 14 60GB T 1096 2003 8 6 轴的受力分析轴的受力分析 1 画轴的受力简图轴的受力简图如图所示 mmL37 1 mmL46 5 2 计算轴承支承反力 在水平面上为 32 2085 2 321 2 23232 1 lll d FllFF xR arr N NFRF rhrx 7 4414 330712 1177R 3122 式中的负号表示与图中所画力的方向相反 在垂直平面上为 N lll lFllF R tt z 14 3118 321 31322 1 NRRR zttz 4 9121R 1232 轴承 1 的总支承反力为 NzRxRR18 3751 2 1 2 11 轴承 2 的总支承反力为 NzRxRR5 9121 2 2 2 22 3 画弯矩图 在水平面上 a a 剖面右侧 mmNlRM xax 6 1668258032 2085 11 b b 剖面为 mmlRM xbx N95 3061 22 mmN d FMM abxbx 95 21029 2 2 2 在垂直平面上为 mmNlRM zaz 2 249451 11 mmNlRM zbz 9 624815 32 合成弯矩 a a 剖面左侧 mmNMMM azaxa 46 300094 22 b b 剖面左侧为 mmNMMM azbxb 4 6244823 22 b b 剖面右侧为 72 625169 22 bzbxb MMM 4 画转矩图 mmNT 545180 2 8 7 校核轴的强度校核轴的强度 a a 剖面弯矩大 且作用有转矩 其轴颈较小 故 a a 剖面为危险截 面 求当量弯矩 一般认为低速轴传递的转矩是按脉动循环变化的 现 选用轴的材料为 45 钢 并经过调制处理 由表 6 4 中查出与其对应的 MPa60 1 b 取 0 6 mmNaTMM bvb 5 2 2 1044 4 根据 a a 剖面的当量弯矩求直径 mm M d b va 98 41 1 0 3 1 2 在结构设计中该处的直径mmd50 4 故强度足够 8 8 校核键连接的强度校核键连接的强度 齿轮 2 处键连接的挤压应力为 MPa hld T p 35 105 4 4 2 查表 6 7 得 p 125 150MPa p p 强度足够 齿轮 3 处的键长于齿轮 2 处的键 故其强度也足够 8 9 校核轴承寿命校核轴承寿命 计算轴承的轴向力由表 11 1 查的深沟球轴承 6209 轴承得 r C 31500N or C 20500N 2a F 718 72N r2 F 1177 12 N r3 F 3307 14N a3 F 0N 因为径向力方向相反 则选最大的径向力计算 寿命 035 0 2 or a C F 217 0 3 2 r a F F 利用插值法 计算径向动载荷系数 X 1 轴向动载荷系数 Y 0 查表 7 102 1 p f 568 3968 arp YFxFfp 查表 7 8 该轴承的预期寿命12000 10 h L h r h Lh C n L 10 6 10 127731 1060 10 故轴承寿命足够 9 高速轴的设计与计算高速轴的设计与计算 9 1 已知条件已知条件 高速轴传递的功率 1 p 4 53kw 转速 1 n 343 3r min 小齿轮分度圆 直径 1 d 80mm 齿轮宽度 1 b 86mm 9 2 选择轴的材料选择轴的材料 因传递的功率不大 并对重量及结构尺寸无特殊要求 故由 3 表 8 26 选用常用的材料 45 钢 调制处理 9 3 初算最小轴径初算最小轴径 查表 6 3 得 C 103 126 考虑轴端既承受转矩 又承受弯矩 故取 中间值 C 110 则 min d C 1 3 1 p n 26mm 轴与带轮连接 有一个键槽 轴径应增大 3 5 所以 取 min d 38mm 9 4 结构设计结构设计 轴的结构构想如图所示 1 轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆 减速器的机体采用剖分式结构 该减速 器发热小 轴不长 故轴承采用两端固定方式 按轴上零件的安装顺 序 从轴的最细处开始设计 2 轴段 轴段 上安装带轮 此段轴的设计应与带轮轮毂轴空设计同步进 行 根据第三步初算的结果 考虑到如该段轴径取得太小 轴承的寿 命可能满足不了减速器预期寿命的要求 初定轴段 的轴径 1 d 30mm 带轮轮毂的宽度为 1 5 2 0 1 d 45 60mm 取带轮轮毂的宽度 L带轮 60mm 轴段 的长度略小于毂孔宽度 取 1 L 58mm 3 密封圈与轴段 在确定轴段 的轴径时 应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸 带轮用轴肩定位 轴肩高度 h 0 07 0 1 1 d 2 45 3 5mm 轴段 的 轴径 2 d 1 d 2 2 45 3 5 mm 34 9 37mm 其最终由密封圈确定 该 处轴的圆周素的小于 3m s 查表 7 13 用毡圈油封 查表 13 5 选毡圈 35 FZ T92010 1991 则 2 d 35mm 4 轴承与轴段 及轴段 考虑齿轮有轴向力存在 选用角接触球轴承 轴段 上安装轴承 其直径应符合轴承内径系列 现暂取轴承 7208C 由表 11 9 得轴承内 径d 35mm 外径D 80mm 宽度B 18mm 内圈定位轴肩直径 a d 47mm 外圈定位内径 a D 73mm 在轴上力作用点与外圈大端面的距离 3 a 17mm 故取轴段 的直径 3 d 40mm 3 L 33mm 通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号 则 7 d 40mm 7 L 29mm 键选用 14 70GB T1908 2003 5 齿轮的轴段 该段上安装齿轮 为便于齿轮的安装 5 d 应略大于 3 d 可初定 5 d 48mm 5 L 84mm 6 轴段 该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径 则 4 d 48mm 轴段 的长度为 4 L 116mm 7 轴段 的长度 该轴段的长度除与轴上的零件有关外 还与轴承座宽度及轴承端 盖等零件有关 轴承座的宽度为 12 5 8 Lccmm 由表 4 1 可 知 下 箱 座 壁 厚 0 025 0 03 2 a 3mm 9 45 10 74 8mm 取 10mm 12 aa 478e 故 X 0 44 Y 1 40 则轴承 2 的当量动 载荷为 X 2 R Y 2a F 0 44 1419 8N 1 4 567 92N 1419 8N 3 校核轴承寿命因 1 P 2 P 故只需要校核轴承 1 的寿命 P 1 P 轴承在 100 以下工作 查表 8 34 得 T f 1 查表 8 35 得载荷系数 P f 1 5 轴承 1 的寿命为 3 3 66 1 1 10101 30500 6060 577 23 1 5 1624 T h P f C Lh nf P 56671 8h h L h L 故轴承寿命足够 10 低速轴的设计与计算低速轴的设计与计算 10 1 已知条件已知条件 低速轴传递的功率 3 P 4 18kW 转速min 1 23 3 rn 齿轮4分度 元圆直径 4 d 396mm 齿轮宽度 4 b 120mm 10 2 选择轴的材料选择轴的材料 因传递功率不大 并对重量及结构尺寸无特殊要求 选用常用的材 料 45 钢 调质处理 10 3 初算轴径初算轴径 查 3 表 6 3 得 C 103 126 考虑轴端只承受转矩 故取小值 C 105 则 min d C 1 3 1 p n 59 38mm 轴与联轴器连接 有一个键槽 轴径应增大 3 5 轴端最细处直 径 D 60mm 10 4 结构设计结构设计 轴的结构构想如图所示 1 轴承部件的结构设计 该减速器发热小 故轴承采用两端固定方式 按轴上零件的安装顺序 从最小轴径处开始设计 2 联轴器及轴段 轴段 上安装联轴器 此段设计应与联轴器的选择同步进行 为了补偿联轴器所连接两轴的安装误差 隔离震动 选用弹性柱销联 轴器 查 3 表 8 37 取 A K 1 5 则计算转距 C T A K 3 T 2992150N mm 由表 12 1 查得 GB T 5014 2003 中的 LX5 型联轴器符合要求 公称转矩 为 3150000N mm 许用转速 4750r min 取联轴器毂孔直径为 60mm 轴孔长度 84mm J 型轴孔 A 型键 联轴器主动端代号为 LX5 60 107 GB T 5014 2003 相应的轴段 的直径 1 d 60mm 其长度略小于毂孔宽 度 取 1 L 105mm 3 密封圈与轴段 在确定轴段 的轴径时 应考虑联轴器的轴向固定及轴承密封 圈的尺寸 联轴器用周肩定位 轴肩高度 h 0 07 0 1 1 d 0 07 0 1 60mm 4 2 6mm 轴段 的轴径 2 d 70mm 最终由密 封圈确定 4 轴承与轴段 及轴段 的设计 轴段 和 上安装轴承 其直径应既便于轴承安装 又应符合轴承内 径系列 考虑齿轮无轴向力存在 选用深沟球轴承 现暂取轴承为 6215 由 3 表 11 9 得轴承内径 d 75mm 外径 D 130mm 宽度 B 25mm 内圈定位轴肩直径 a d 75mm 对轴的力作用点与外圈大端面的距离 3 a 29 5mm 故 3 d 55mm 故 3 L 49 5mm 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号 故 6 d 55mm 5 齿轮与轴段 该段上安装齿轮 4 为了便于齿轮的安装 5 d应略大于 6 d 可 初定 5 d 78mm 齿轮 4 轮毂的宽度范围为 1 2 1 5 x 5 d 93 6 117mm 小于齿轮宽度 4 b 100mm 取其轮毂宽度等于齿轮宽度 其右端采用轴 肩定位 左端采用套筒固定 为使套筒端面能够顶到齿轮端面 轴段 的长度应比轮毂略短 故取 5 L 98mm 6 轴段 该轴段为齿轮提供定位和固定作用 定位轴肩的高 度为 h 0 07 0 01 5 d 5 46 7 8mm 取 h 6mm 则 4 d 90mm 该轴 段 的长度 4 L 99 5mm 7 轴段 与轴段 的长度轴段 的长度除与轴上的零件有关 外 还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关 轴承端盖连接螺栓 GB T 5781 M8 25 其安装圆周大于联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为 2 K 10mm 则有 2 L 41mm 则轴段 的长度 6 L 49 5mm 8 轴上力作用点的间距轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距 离 3 a 27 5mm 则由图 11 12 可得轴的支点及受力点的距离为 1 l 6 L 5 L 4 2 b 3 a 63mm 2 l 3 L 4 L 4 2 b 3 a 128mm 3 l 3 a 2 L 84 2 116 5mm 9 5 轴的受力分析轴的受力分析 画轴的受力简图 计算支承反力 在水平面上为 241 1123 94753 21370 70 xrx RFRNNN 4 2 1 12 1123 94 128 753 21 63 128 r x F l RNN ll 在垂直平面上为 4 2 1 12 3088 128 2069 45 63 128 t z F l RNN ll 241 30882069 451018 55 ztz RFRNNN 轴承 1 的总支承反力为