二减速器机械实施方案课程实施方案计算说明书

0 38 学学 号 号 机械设计课程设计机械设计课程设计 题题 目目 热处理车间清洗零件输送设备地 传动装置 教教 学学 院院机电工程学院 专专 业业机械设计制造及其自动化 班班 级级 姓姓 名名 指导教师指导教师 年月日 个人收集整理 仅供参考 1 38 目 录 目 录 1b5E2R 一 传动方案拟定 2p1Ean 二 电动机选择 2DXDiT 1 电动机功率选择 3RTCrp 2 确定电动机转速 35PCzV 3 确定电动机型号 3jLBHr 三 理论总传动比及各级传动比分配 3xHAQX 四 运动参数及动力参数计算 4LDAYt 五 传动零件地设计计算 4Zzz6Z 1 皮带轮传动地设计计算 4dvzfv 2 齿轮传动地设计计算 6rqyn1 2 1 高速级齿轮设计计算及校核 6Emxvx 2 2 低速级齿轮设计计算 11SixE2 3 轴地设计计算 146ewMy 3 1 中间轴地设计计算 14kavU4 3 1 1 初算轴径 14y6v3A 3 1 2 键连接 15M2ub6 3 1 3 轴地受力分析 150YujC 3 1 4 校核轴地强度 16eUts8 3 1 5 键校核 18sQsAE 3 1 6 校核轴承寿命 18GMsIa 3 2 高速轴地设计计算 19TIrRG 3 2 1 初算轴径 197EqZc 3 2 2 键连接 21lzq7I 3 2 3 轴地受力分析 21zvpge 3 2 4 校核轴地强度 22NrpoJ 3 2 5 校核键连接地强度 241nowf 3 2 6 校核轴承寿命 24fjnFL 3 3 低速轴设计计算 26tfnNh 3 3 1 初算轴径及联轴器地选择 26HbmVN 3 3 2 键连接 27V7l4j 3 3 3 轴地受力分析 2783lcP 3 3 4 校核轴地强度 28mZkkl 3 3 6 校核键地强度 30AVktR 3 3 7 校核轴承寿命 30ORjBn 六 润滑方式及密封装置地选择 312MiJT 1 润滑方式 32gIiSp 2 密封装置 32uEh0U 七 箱体地结构设计 32IAg9q 八 参考文献 34WwghW 个人收集整理 仅供参考 2 38 1 2 3 4 5 6 V D 计算过程及计算说明计算过程及计算说明 一 传动方案拟定 第六组 热处理车间清洗零件输送设备地传动装置 工作条件 该装置单向传送 载荷平稳 空载起动 两班制工作 使用期限 5 年 每年按 300 天计算 输送带速度容许误差为 5 1 原始数据 滚筒直径 D 380N 带速 V 0 9m s 滚筒轴转矩 T 950N m 1 电动机2 V 带传动3 减速器 4 联轴器5 滚筒6 输送带 图 1 清洗零件输送设备地传动装置运动简图 V 0 9m s D 380mm T 950N m 个人收集整理 仅供参考 3 38 二 电动机选择 1 电动机功率选择 1 传动装置地总效率 总 带 3轴承 2齿轮 联轴器 滚筒 0 96 0 993 0 98 0 99 0 96 0 84 2 电机所需地工作功率 P工作 FV 1000 总 5000 0 9 1000 0 84 5 36KW 2 确定电动机转速 计算滚筒工作转速 n筒 60 1000V D 60 1000 0 9 3 14 380 45 3r min 按手册 P7 表 1 推荐地传动比合理范围 取圆柱齿轮传动二级级减速器 传动比范围 I a 8 40 取 V 带传动比 I 1 2 4 则总传动比理时范围 为 I a 6 24 故电动机转速地可选范围为 n d I a n筒 16 160 45 3 724 8 7248r min 符合这一范围地同步转速有 750 1000 和 1500r min 根据容量和转速 由有关手册查出有三种适用地电动机型号 因此 有三种传支比方案 如指导书 P15 页第一表 综合考虑电动机和传动装 置尺寸 重量 价格和带传动 减速器地传动比 可见第 3 方案比较适 合 则选 n 1500r min 3 确定电动机型号 根据以上选用地电动机类型 所需地额定功率及同步转速 选定 电动机型号为 Y132S 4 其主要性能 额定功率 5 5KW 满载转速 1440r min 额定 转矩 2 2 质量 68kg n滚筒 45 3r min 总 0 84 P工作 5 36KW 电动机型号 Y132S 4 个人收集整理 仅供参考 4 38 三 理论总传动比及各级传动比分配 1 总传动比 i总 n电动 n筒 1440 45 3 31 79 2 分配各级伟动比 1 V 带传动比 i带 2 4 取 V 带传动比 i带 2 5 2 i总 i二级 i带 i二级 i总 i带 31 79 2 5 12 716 齿轮传动 i1 1 3 1 5 i2 取 i1 1 4 i2 故 i1 4 2 i2 3 02 四 运动参数及动力参数计算 1 计算各轴转速 r min nI nw i0 1440 2 5 576r min nII nI i1 576 4 2 137r min nIII nII i2 137 3 02 45 4r min 2 计算各轴地功率 KW PI Pd 0I 5 36 0 96 5 28KW PII PI 1 Pd 0I III 5 36 0 96 0 98 5 12KW PIII PII IIIII 5 12 0 98 4 97KW 3 计算各轴扭矩 N mm TI 9 55 106PI nI 9 55 106 5 28 576 87 6N m TII 9 55 106PII nII 9 55 106 5 12 137 356 88N m TIII 9 55 106PIII nIII 9 55 106 4 97 45 4 1045N m 五 传动零件地设计计算 1 皮带轮传动地设计计算 i总 31 79 据手册得 i带 2 5 i1 4 2 i2 3 02 nI 576r min nII 137r min nIII 45 4r min PI 5 28KW PII 5 12KW PIII 4 97KW TI 87 6N m TII 356 88N m TIII 1045N m dd2 224mm 个人收集整理 仅供参考 5 38 1 选择普通 V 带截型 由课本 P83 表 5 9 得 kA 1 1 PC KAP 1 1 5 5 6 05KW 由课本图 5 8 得 选用 A 型 V 带 确定带轮基准直径 并验算带速 由课本图 5 10 得 推荐地小带轮基准直径为 75 100mm 则取 dd1 90mm dmin 75 dd2 i带 dd1 2 5 90 225mm 由课本 P74 表 5 4 取 dd2 224mm 实际从动轮转速 n2 n1dd1 dd2 960 100 200 480r min 验算带速 V V dd1n1 60 1000 90 1440 60 1000 6 78m s 在 5 25m s 范围内 带速合适 2 确定带长和中心矩 根据课本 P84 式 5 14 得 0 7 dd1 dd2 a0 2 dd1 dd2 0 7 90 224 a0 2 90 224 所以有 332 5mm a0 950mm 初定中心距 a0 500 由课本 P84 式 5 15 得 Ld0 2a0 1 57 dd1 dd2 dd2 dd1 4a0 2 500 1 57 90 224 224 90 2 4 500 1546mm 根据课本 P71 表 5 2 取 Ld 1600mm 根据课本 P84 式 5 16 得 a a0 Ld L0 2 500 1600 1546 2 527mm 4 验算小带轮包角 1 1800 dd2 dd1 a 57 30 1800 224 90 462 57 30 165 40 1200 适用 V 6 78m s 332 5mm a0 950 mm 取 a0 500 Ld0 1546mm Ld 1600 mm a0 500mm 1 165 40 个人收集整理 仅供参考 6 38 5 确定带地根数 根据课本 P78 表 5 5 P1 1 064KW 根据课本 P79 表 5 6 P1 0 169KW 根据课本 P81 表 5 7 K 0 95 根据课本 P81 表 5 8 KL 0 99 由课本 P83 式 5 12 得 Z PC P PC P1 P1 K KL 6 05 1 064 00 169 0 9552 0 99 5 17 取 Z 6 根 6 计算轴上压力 由课本 P70 表 5 1 查得 q 0 1kg m 由式 5 18 单根 V 带地初 拉力 F0 500PC ZV 2 5 K 1 qV2 500 6 05 6 6 78 2 5 0 95 1 0 1 60782 124 9N 则作用在轴承地压力 FQ 由课本 P87 式 5 19 FQ 2ZF0sin 1 2 2 4 124 9sin162 6 2 1481 5N 2 齿轮传动地设计计算 2 1 高速级齿轮设计计算及校核 1 选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不在 所以齿轮采用软齿面 小齿轮选用 40Cr 调 质 齿面硬度为 280HBS 大齿轮选用 45 钢 调质 齿面硬度 240HBS 根据课本 P139 表 6 12 选 7 级精度 齿面精糙度 Ra 1 6 3 2 m 2 按齿面接触疲劳强度设计 由3 21 1 12 H HE d ZZZ u uKT d 由式 6 15 Z 6 根 F0 124 9N FQ 1481 5N I1 4 2 Z1 21 Z2 89 T1 87540N mm 个人收集整理 仅供参考 7 38 确定有关参数如下 传动比 i1 4 2 取小齿轮齿数 Z1 21 则大齿轮齿数 Z2 iZ1 4 2 21 88 2 取 Z2 89 初取 140 由课本 P138 表 6 10 取 d 1kt 1 6 3 转矩 T1 T1 9 55 106 P n1 9 55 106 5 28 576 87540N mm 4 载荷系数 k 由课本 P128 表 6 7 取 k 1 5 许用接触应力 H H HlimZNT SH 由课本 P134 图 6 33 查得 HlimZ1 600Mpa HlimZ2 550Mpa 由课本 P133 式 6 52 计算应力循环次数 NL NL1 60n1rth 60 576 1 2 8 300 5 8 294 108 NL2 NL1 i 8 294 108 4 2 1 97 108 由课本 P135 图 6 34 查得接触疲劳地寿命系数 ZNT1 0 9 ZNT2 0 95 通用齿轮和一般工业齿轮 按一般可靠度要求选取安全系数 SH 1 0 H 1 Hlim1ZNT1 SH 600 0 9 1 0Mpa 540Mpa H 2 Hlim2ZNT2 SH 550 0 95 1 0Mpa 522 5Mpa H H 1 H 2 2 531 25 Mpa 故 d1t 3 21 1 12 H HE d ZZZ u uKT d 54 15mm 3 2 1 2 1 12 4 25 531 4332 2 8 189 65 1 875406 12 t d V dd1tn1 60 1000 3 14x54 15x576 60 x1000 1 63 m s 计算齿宽 B 及模数 mnt 15 5415 541 min1 td db 模数 mnt d1t xcos Z1 54 15xcos140 21 2 5mm HlimZ1 600Mpa HlimZ2 550Mpa NL1 8 294 108 NL2 1 97 108 ZNT1 0 9 ZNT2 0 95 H 1 540Mpa H 2 522 5Mpa H 531 25Mpa d1t 54 15mm mnt 2 5mm V 1 63 m s mnt 2 5mm h 5 625 mm 1 989 b h 9 62 1 A K 个人收集整理 仅供参考 8 38 h 2 25mnt 2 25x2 5 5 625 mm b h 54 15 5 625 9 62 计算纵向重合度 0 318 d x Z1 xtan 0 318x1x21xtan140 1 989 计算载荷系数K 查表 10 2 使用系数 1 A K 查图 10 8 动载荷系数 1 15 V K 查表 10 4 齿向载荷分布系数 1 455 K 查表 10 3 齿向载荷分布系数 1 4 则载荷系数 KK 1x1 15x1 4x1 455 2 34 KKKKK VA 由实际地载荷系数校正所得地分度圆直径 d1 d1t K kt 1 3 54 15x 2 34 1 6 1 3 61 46 mm mn d1cos Z1 61 46x cos140 21 2 84 6 按齿根弯曲强度设计 3 2 1 2 1 cos2 F SF d n YY Z KT m 查 机械设计基础 表 11 6 得齿宽系数1 d 小齿轮上地转矩mNT 6 87 1 齿形系数 98 22 14cos 21 cos 33 1 1 z zv 42 97 14cos 89 cos 33 2 2 z v z 许用弯曲应力可由参考文献 1 P147 公式 8 29 算得 F FN F S Y lim 由参考文献 1 P146 图 8 28 h 可得两齿轮地弯曲疲劳极限应力分别为 和 500 1 Flm MPa380 2lim F MPa 由参考文献 1 P147 表 8 7 取安全系数 1 4 F S 由参考文献 1 P147 图 8 30 查得弯曲强度寿命系数为 1 15 V K 1 455 K 2 34K d1 61 46 mm mn 2 84 98 22 1 v z 42 97 2 v z Flim1 500Mpa Flim2 380Mpa YN1 0 85 YN2 0 88 SF 1 4 MPa F 57 303 1 2 F MP86 238 个人收集整理 仅供参考 9 38 88 0 85 0 21 NN YY 故许用弯曲应力为MPa S Y F FN F 57 303 4 1 50085 0 lim1 1 4 1 38088 0 2lim2 2 F FN F S Y MP86 238 查 机械设计基础 图 11 8 得 69 2 1 F Y19 2 2 2 F Y 查 机械设计基础 图 11 9 得 575 1 1 S Y785 1 2 S Y 因为和 01395 0 57 303 575 1 69 2 1 11 F SF YY 比较 01636 0 86 238 785 119 2 2 22 F SF YY 所以对大齿轮进行弯曲强度计算 法向模数 3 2 1 2 1 cos2 F SF d n YY Z KT m mmmn01 201636 0 2165 1 14cos1054 8717 22 3 2 23 取 mmmn0 2 由 Z1 d1cos mn 29 81 取 Z1 30 则 Z2 4 2x30 126 计算中心距 a mmmm mzz a n 82 160 14cos2 3 12630 cos2 21 圆整为 161mm 确定螺旋角 1 314 1612 2 12630 arccos 2 arccos 21 a mzz n 确定齿轮地分度圆直径 69 2 1 F Y 19 2 2 F Y 575 1 1 S Y 785 1 2 S Y mmmn0 2 Z1 30 Z2 126 a 161mm 1 314 mmd mmd 02 260 92 61 2 1 个人收集整理 仅供参考 10 38 mm mz d mm mz d n n 02 260 1 314cos 2126 cos 92 61 1 314cos 230 cos 2 2 1 1 齿轮宽度 mmdb d 46 6146 611 1 圆整后取 mmB65 2 mmB70 1 mmb46 61 mmB65 2 mmB70 1 I1 3 02 Z1 24 Z2 73 T1 356000N mm 个人收集整理 仅供参考 11 38 2 2 低速级齿轮设计计算 1 选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不在 所以齿轮采用软齿面 小齿轮选用 40Cr 调 质 齿面硬度为 280HBS 大齿轮选用 45 钢 调质 齿面硬度 240HBS 根据课本 P139 表 6 12 选 7 级精度 齿面精糙度 Ra 1 6 3 2 m 2 按齿面接触疲劳强度设计 由3 21 1 12 H HE d ZZZ u uKT d 由式 6 15 确定有关参数如下 传动比 i1 3 02 取小齿轮齿数 Z1 24 则大齿轮齿数 Z2 iZ1 4 2 24 72 48 取 Z2 73 初取 140 由课本 P138 表 6 10 取 d 1 kt 1 6 3 转矩 T1 T1 9 55 106 P n1 9 55 106 5 12 137 356000N mm 4 载荷系数 k 由课本 P128 表 6 7 取 k 1 5 许用接触应力 H H HlimZNT SH 由课本 P134 图 6 33 查得 HlimZ1 600Mpa HlimZ2 550Mpa 由课本 P133 式 6 52 计算应力循环次数 NL NL1 60n1rth 60 137 1 2 8 300 5 1 972 108 NL2 NL1 i 8 294 108 4 2 6 53 107 由课本 P135 图 6 34 查得接触疲劳地寿命系数 ZNT1 0 98 ZNT2 1 通用齿轮和一般工业齿轮 按一般可靠度要求选取安全系数 SH 1 0 H 1 Hlim1ZNT1 SH 600 0 98 1 0Mpa 588Mpa HlimZ1 600Mpa HlimZ2 550Mpa NL1 1 972 108 NL2 6 53 107 ZNT1 0 98 ZNT2 1 H 1 588Mpa H 2 550Mpa H 569Mpa d1t 84 56mm 个人收集整理 仅供参考 12 38 H 2 Hlim2ZNT2 SH 550 1 1 0Mpa 550Mpa H H 1 H 2 2 569 Mpa 故 d1t 3 21 1 12 H HE d ZZZ u uKT d 84 59mm 3 2 1 2 1 12 4 25 531 4332 2 8 189 65 1 875406 12 t d V dd1tn1 60 1000 3 14x84 59x137 60 x1000 0 61 m s 计算齿宽 B 及模数 mnt 59 8459 841 min1 td db 模数 mnt d1t xcos Z1 84 59xcos140 24 3 42mm h 2 25mnt 2 25x3 42 7 69 mm b h 84 59 7 69 11 计算纵向重合度 0 318 d x Z1 xtan 0 318x1x24xtan140 1 903 计算载荷系数K 查表 10 2 使用系数 1 A K 查图 10 8 动载荷系数 1 05 V K 查表 10 4 齿向载荷分布系数 1 465 K 查表 10 3 齿向载荷分布系数 1 4 则载荷系数 KK 1x1 05x1 4x1 465 2 15 KKKKK VA 由实际地载荷系数校正所得地分度圆直径 d1 d1t K kt 1 3 84 59x 2 15 1 6 1 3 93 35 mm mn d1cos Z1 93 35x cos140 24 3 8 6 按齿根弯曲强度设计 3 2 1 2 1 cos2 F SF d n YY Z KT m 查 机械设计基础 表 11 6 得齿宽系数1 d 小齿轮上地转矩mNT 56 3 1 齿形系数 27 26 14cos 24 cos 33 1 1 z zv V 0 61 m s mnt 3 42mm h 7 69 mm 1 903 b h 11 1 A K 1 05 V K 1 465 K 2 15K d1 93 35 mm mn 3 8 27 26 1 v z 91 79 2 v z Flim1 500Mpa 个人收集整理 仅供参考 13 38 91 79 14cos 73 cos 33 2 2 z v z 许用弯曲应力可由参考文献 1 P147 公式 8 29 算得 F FN F S Y lim 由参考文献 1 P146 图 8 28 h 可得两齿轮地弯曲疲劳极限应力分别为 和 500 1 Flm MPa380 2lim F MPa 由参考文献 1 P147 表 8 7 取安全系数 1 F S 由参考文献 1 P147 图 8 30 查得弯曲强度寿命系数为 97 0 91 0 21 NN YY 故许用弯曲应力为MPa S Y F FN F 455 1 50091 0 lim1 1 1 38097 0 2lim2 2 F FN F S Y MP 6 368 查 机械设计基础 图 11 8 得 62 1 1 F Y21 2 2 F Y 查 机械设计基础 图 11 9 得 595 1 1 S Y77 1 2 S Y 因为和 0057 0 455 595 162 1 1 11 F SF YY 比较 01061 0 6 368 77 1 21 2 2 22 F SF YY 所以对大齿轮进行弯曲强度计算 法向模数 3 2 1 2 1 cos2 F SF d n YY Z KT m mmmn35 2 01061 0 2465 1 14cos1056 3 98 1 2 3 2 23 取 mmmn5 2 Flim2 380Mpa YN1 0 91 YN2 0 97 SF 1 MPa F 455 1 2 F MP6 368 62 1 1 F Y 21 2 2 F Y 595 1 1 S Y 77 1 2 S Y mmmn5 2 Z1 36 Z2 110 个人收集整理 仅供参考 14 38 由 Z1 d1cos mn 36 23 取 Z1 36 则 Z2 3 02x36 109 4 取 Z2 110 计算中心距 a mmmm mzz a n 08 188 14cos2 5 2 11036 cos2 21 圆整为 188mm 确定螺旋角 8913 08 1882 5 2 11036 arccos 2 arccos 21 a mzz n 确定齿轮地分度圆直径 mm mz d mm mz d n n 38 283 8913cos 5 2110 cos 71 92 8913cos 5 236 cos 2 2 1 1 齿轮宽度 mmdb d 35 9335 931 1 圆整后取 mmB95 2 mmB100 1 3 轴地设计计算 3 1 中间轴地设计计算 3 1 1 初算轴径 选用 45 钢调质 硬度 217 255HBS 根据课本 P235 10 2 式 并查表 10 2 取 c 112 d 112 2 304 458 2 1 3mm 37 42mm 确定轴各段直径和长度 轴段 1 与轴段 5 上要安装轴承 故其直径既便于安装轴承 又要复 a 188mm 8913 mmd mmd 38 283 71 92 2 1 mmb35 93 mmB95 2 mmB100 1 45 钢调质 c 112 轴承为 7310C 个人收集整理 仅供参考 15 38 合轴承内径系列 初选轴承为 7310C 由表 11 9 查得轴承内径 d 50mm B 27mm 故 d1 d5 50mm 轴段 2 上安装齿轮 3 轴段 4 上安装齿轮 2 为了便于安装 d2 和 d4 应分别略大于 d1 和 d5 可初定 d2 d4 55mm 齿轮左端采用 轴肩固定 右端采用套筒固定 为使套筒能够顶到齿轮端面 轴段 2 和 轴段 4 地长度应比相应齿轮轮毂略短 故取 L2 92mm L4 62mm 轴段 3 为中间轴两个齿轮提供定位 其轴肩高度范围为 0 07 0 1 d2 3 85 5 5 取其高度 h 5 故 d3 62mm 齿轮 3 左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均 取为 10mm 齿轮 2 与齿轮 3 距离初取为 10mm 则像体内壁之间地 距离 Bx 2x10 10 100 65 70 2 197 5mm 去齿轮 2 3 距离为 10 5mm 则 Bx 198mm 轴段 3 地长度为 L3 10 5mm 该减速器地圆周速度小于 2m s 故采用脂润滑 需要挡油环防止箱 体内润滑油进入到轴承座 轴承内端面距箱体内壁地距离取为 12mm 则轴段 1 地长度为 L1 52mm 轴段 5 地长度为 L5 27 12 12 5 3 mm 54 5mm 轴上力作用点地间距 轴承反力地作用点距轴承外圈大端面地距离 a3 22mm 则轴地支撑点及受力点地距离为 l1 52 100 2 22 3 mm 76mm l2 10 5 65 100 2 mm 93mm l3 54 5 65 2 22 3 mm 62mm 3 1 2 键连接 齿轮与轴间采用 A 型普通平键连接 查表 4 1 地键地型号分别为键 16X10X90GB T 1096 1990 和键 16X10X56GB T 1096 1990 3 1 3 轴地受力分析 N d T Ft274510 02 260 88 35622 3 2 2 NFF ttr 1031 31 14cos 20tan 2745tan 222 NFF ta 2 70031 14tan2745tan 22 d1 d5 50mm d2 d4 55mm L2 92mm L4 62mm d3 62mm L3 10 5mm L1 52mm L5 54 5mm l1 76mm l2 93mm l3 62mm 键 16X10X90 键 16X10X56 NFt2745 2 NFr1031 2 NFa 2 700 2 NFt7698 3 NFr2891 3 个人收集整理 仅供参考 16 38 N d T Ft769810 71 92 88 35622 3 3 3 NFF ttr 2891 9813cos 20tan 7698tan 333 NFF ra 19639813tan7698tan 233 水平方向 轴承 1 与所设方向相N FFFF R aar H 2406 231 3 46 01 130 155622 333 1 反 轴承 2 N FFF R rHr H 546 312 2 竖直方向 轴承 1N FF R tt v 5862 231 62155 23 1 轴承 2N FF R tt v 4581 231 3 833 43 23 2 轴承 1 地总支撑反力 NRRR VH 633658622406 22 2 1 2 11 轴承 2 地总支撑反力 NRRR VH 46134581546 22 2 2 2 22 3 1 4 校核轴地强度 a a 剖面左侧 竖直方向mmNXlRM VVa 4666157658621 1 水平方向mmNRM HHa 19151776240676 1 b b 剖面右侧 竖直方向mmNXlRM vVb 2959326245813 2 水平方向mmNRM HHb 352716254662 2 a a 剖面右侧合成弯矩为 b b 剖面左mmNMMM HaVaa 504389 5 4666 6 191517 22 22 侧合成弯矩为 mmNMMM HbVbb 30113929593255762 22 22 NFa1963 3 NR H 2406 1 NR H 546 2 NR v 5862 1 NR v 4581 2 NR6336 1 NR4613 2 mmNMVa 466615 mmNMHa 191517 mmNMVb 295932 mmNMHb 35271 mmNMa 504389 mmNMb 301139 个人收集整理 仅供参考 17 38 抗弯剖面模量 14230 552 655 616 401 0 2 1 0 2 3 3 2 33 3 3 d tdbt dmmW 抗扭剖面模量 30555 552 655 616 552 0 2 2 0 2 3 3 2 33 3 3 d tdbt dmmWT 弯曲应力MPa W Ma b 2 32 14230 458433 扭剪应力MPa W T T T 6 11 30555 356880 2 3 14230mmW 3 30555mmWT MPa b 2 32 MPa T 6 11 MPa18 36 e 个人收集整理 仅供参考 18 38 MPaTMb18 36 4 2 2 e b e 查表 16 3 得 满足地条件 故设计地轴有足够 a MP60 b1 be1 地强度 并有一定地裕度 3 1 5 键校核 齿轮 2 处键连接地挤压应力 MPa blhd T P 8 64 1656 1055 3568804 4 22 2 取键及齿轮材料都为钢 由表 8 33 查得 显MPa P 150 120 然键地强度足够 齿轮 3 处地键大于齿轮 2 处地键 故其强度也足够 3 1 6 校核轴承寿命 由参考文献 2 P138 表 12 2 查 7207C 轴承得轴承基本额定动负荷 53 5KN 基本额定静负荷 4 72KN r C 0 C 轴承 1 地内部轴向力为 NRS 4 253463364 04 0 11 轴承 2 地内部轴向力为 NRS184546134 04 0 22 A Fa3 Fa2 1262 8N S2 A S1 故轴承 1 地轴向力 NASF 8 31072 1 轴承 2 地轴向力NSF1845 22 R1 R2 Fa1 Fa2 故只需要校核轴承 1 地寿命 由由参考文献 1 P220 表 11 12 可查得 066 0 47200 8 3107 0 1 C F 46 0 e 又e R F e R F VV 4 0 4646 4 1858 49 0 6336 8 3107 2 2 1 1 取 23 1 44 0 11 YX 故NP 4 6610 8 340723 1 633644 0 1 1 PP e b be1 轴地强度满足要求 MPa P 150 120 MPa P 8 64 2 2P P 键地强度满足要求 7207C 轴承 53 5KN r C 4 72KN 0 C NS 4 2534 1 NS1845 2 A 1262 8N NF 8 3107 1 NF1845 2 R1 R2 Fa1 Fa2 066 0 0 1 C F 46 0 e 1 1 e R F V e R F V 2 2 23 1 44 0 11 YX 个人收集整理 仅供参考 19 38 根据轴承地工作条件 查参考文献 1 P218 219 表 11 9 11 10 得温度系 数 载荷系数 寿命系数 由 P218 公式 11 1c 得轴0 1 T f3 1 P f3 承 1 地寿命 h Pf Cf n L P T h 29354 4 66103 1 535000 1 13760 10 60 10 3 6 2 6 已知工作年限为 5 年 2 班 故轴承预期寿命hLh24000530028 故轴承寿命满足要求 hh LL 3 2 高速轴地设计计算 3 2 1 初算轴径 选取 45 号钢作为轴地材料 调质处理 根据公式计算轴地最小直径 并加大 3 以考虑键槽 3 1 1 n P Ad 地影响 查表取 A 112 d 112 5 28 576 1 3mm 24 6mm 取 dmin 25mm NP 4 6610 1 0 1 T f 3 1 P f hLh29354 hLh24000 hh LL 轴承寿命满足要求 高速轴 45 号钢调质处理 A 112 d 24 6mm dmin 25mm d1 30mm 个人收集整理 仅供参考 20 38 轴段 1 上安装带轮 此段轴地设计应与带轮轮毂轴孔设计同步进行 初 定 d1 30mm 带轮轮毂地宽度为 1 5 2 0 d1 45mm 60mm 结合带轮结构 取带轮轮毂宽度为 L带轮 50mm 轴段 1 地长度应略小于轮毂孔地长度 取 L1 48mm 键 选择 8X7X45 在确定轴段 2 地轴径时 应考虑带轮地轴向固定及密封圈地尺寸 带 轮用轴肩定位 轴肩高度 h 0 04 0 1 d1 2 1mm 3mm 轴 段 2 地轴径 d2 d1 2h 34 1mm 36mm 最终由其密封圈确定 该出地圆周速度小于 3m s 可选用毛毡圈油封 查表 7 12 选毛毡 圈 35 则 d2 35mm 考虑齿轮有轴向力存在 选用角接触球轴承 暂取轴承为 7308C 其 内径 d 40mm 宽度 B 23mm 外径 D 80mm 轴承反力地作用点 距轴承外圈大端面地距离 a3 18 5mm 则 d3 40mm 轴承采用脂 润滑 需要挡油环防止箱体内润滑油进入到轴承座 轴承内端面距箱 体内壁地距离取为 12mm 挡油环地挡油凸缘内侧凸出箱体内壁 1 2mm 挡油环轴孔宽度初定为 B1 18mm 则 L3 B B1 23 18 mm 41mm 通常一根轴上地两个轴承应取相同型号 则 d7 40mm L7 B B1 23 18 mm 41mm 轴段 5 上安装齿轮 为便于安装 d5 应略小于 d3 可初定 d5 42mm 由表 4 1 知该处键地截面尺寸为 bXh 12mmX8mm 则该出齿轮上齿根圆与轮毂键槽底部地距离 e df 2 d3 2 t1 56 69 2 42 2 3 3 4 16 b e 故 a a 剖面右侧为危险截面 查表 16 3 得 满足地条件 故设计地轴有足够 a MP60 b1 be1 地强度 并有一定地裕度 3 2 5 校核键连接地强度 联轴器处连接键由参考文献 2 P135 表 11 28 选择 8 7 45 45mm 轴径为 30mmhb ld 联轴器处键连接地挤压应力MPa bldh T P 09 45 845 730 876004 4 由于键 轴地材料都为 45 号钢 由参考文献 1 查得 显然键连接地强度足够 MPa P 150 120 3 2 6 校核轴承寿命 由参考文献 2 P138 表 12 2 查 7308C 轴承得轴承基本额定动负荷 40 2KN 基本额定静负荷 32 3KN r C 0 C 轴承 1 地内部轴向力为 NRS44 819 6 20484 04 0 11 轴承 2 地内部轴向力为 NRS52 10063 25164 04 0 22 由于 112 12 1728 6 72152 1006SNFS a 故轴承 1 地轴向力 NFSF a 12 1728 121 0 6 M Pa1 31 e a MP60 b1 轴地强度 be1 满足要求 MPa P 09 45 键地强度 2P P 满足要求 7308C 轴承 40 2KN r C 32 3KN 0 C NS44 819 1 NS52 1006 2 112 SFS a NF12 1728 1 NSF52 1006 22 个人收集整理 仅供参考 25 38 轴承 2 地轴向力NSF52 1006 22 由由参考文献 1 P220031 0 32300 52 1006 053 0 0 32300 12 1728 0 2 0 1 C F C F 表 11 12 可查得 43 0 43 0 21 ee 又 2 2 2 1 1 1 4 0 3 2516 52 1006 84 0 6 2048 12 1728 e R F e R F VV 取0 1 3 1 44 0 2211 YXYX 故 NFYRXPNRP94 314712 17283 1 6 204844 0 3 2516 1111122 故取 2 PP 1 PP 根据轴承地工作条件 查参考文献 1 P218 219 表 11 9 11 10 得温度系 数 载荷系数 寿命系数 由 P218 公式 11 1c 得轴0 1 T f3 1 P f3 承 1 地寿命 h Pf Cf n L P T h 27428 94 31473 1 402000 1 57660 10 60 10 3 6 1 6 已知工作年限为 5 年 2 班 故轴承预期寿命hLh24000530028 故轴承寿命满足要求 hh LL 053 0 0 0 1 C F 031 0 0 2 C F 43 0 43 0 21 ee 1 1 1 84 0 e R F V 2 2 2 4 0e R F V 3 1 44 0 11 YX 0 1 22 YX NP94 3147 1 NP 3 2516 2 0 1 T f 3 1 P f 3 hLh27428 hLh24000 轴承寿命满 hh LL 足要求 个人收集整理 仅供参考 26 38 3 3 低速轴设计计算 3 3 1 初算轴径及联轴器地选择 选取 45 号钢作为轴地材料 调质处理 根据公式计算轴地最小直径 并加大 5 以考虑键槽 3 1 1 n P Ad 地影响 查表取 A 106 d 106 4 97 45 4 1 3mm 50 7mm d 1 5 X50 7 53 24mm dmin 53 24mm 轴段 1 上安装联轴器 此段设计与联轴器地选择同步进行 为补偿联轴器所连接两轴地安装误差 隔离振动 选用弹性柱 销联轴器 查表 14 1 取 KA 1 5 则 Tc KAT3 1 5x1045 51 1568 265N mm 查表 8 7 取 LX4 48X84GB T5014 2003 联轴器 相应地轴段 1 地直径 d1 55mm 轴段 1 地长度略小于联轴器轮毂宽度 故 L1 82mm 键连接选用键 8x740 密封圈与轴段 2 在确定轴段 2 地轴径时 应考虑联轴器地轴向固定 及轴承端盖密封圈地尺寸 联轴器用轴肩定位 轴肩高 h 0 07 0 1 d1 3 85 5 5 mm d2 d1 2h 62 7 66 mm 最终由密封圈确定 该处轴地圆周速度小于 3m s 可选用毛毡圈 油封 查表 7 12 选毛毡圈 65 则 d2 65mm 联轴器 LX4 48X84GB T5014 2003 键 8x740 d1 55mm L1 82mm d2 65mm 毛毡圈 65 轴承为 7314C d3 70mm L3 53mm d6 70mm L5 93mm 个人收集整理 仅供参考 27 38 轴承与轴段 3 及轴段 6 地设计 轴段 3 和轴段 6 上安装轴承 其 直径应该既便于轴承安装 又复合轴承内径系列 考虑齿轮有轴向力存 在 选用角接触球轴承 暂取轴承为 7314C 得其内径 d 70mm 宽度 B 35mm 外径 D 150mm 轴承反力地作用点距轴承外圈大 端面地距离 a3 29 2mm 则 d3 70mm 轴承采用脂润滑 需要挡 油环防止箱体内润滑油进入到轴承座 轴承内端面距箱体内壁地距离取 为 12mm 挡油环地挡油凸缘内侧凸出箱体内壁 1 2mm 挡油环轴 孔宽度初定为 B1 18mm 则 L3 B B1 35 18 mm 53mm 通常一根轴上地两个轴承应取相同型号 则 d6 70mm 齿轮与轴段 5 该段上安装齿轮 4 为便于齿轮地安装 d5 应该略 大于 d6 可初定 d5 72mm 齿轮右端采用轴肩定位 左端采用套筒 固定 为使套筒端面能够顶到齿轮端面 轴段 5 地长度应该比轮毂略 短 故取 L5 93mm 键连接采用键 10X8x40 轴段 4 该轴段为齿轮提供定位和固定作用 定位轴间地高度 h 0 07 0 1 d5 6 51 9 3 mm 取 h 8mm 则 d4 88mm 齿轮左端面距箱体内壁距离为 10 100 95 2 12 5mm 则轴段 4 地长度 L4 198 12 5 95 12 18 84 5mm 轴段 2 与轴段 6 地长度 轴段 2 地长度除与轴上零件有关外 还与 轴承座及轴承端盖等零件有关 轴承端盖连接螺栓安装圆周大于联轴器 轮毂外径 轮毂外径不与端盖螺栓地拆装空间干涉 股联轴器轮毂端面 与端盖外端面地距离为 K2 10 则有 L2 58 2 8 10 35 12 31mm 则轴段 6 地长度 L6 35 12 12 5 59 5mm 轴上力作用点地间距 轴承反力地作用点距轴承外圈大端面地距离 a3 29 2mm 则轴地支点及受力点地间距为 l1 59 5 93 95 2 29 2 75 8mm l2 53 84 5 95 2 29 2 155 8mm l3 29 2 31 84 2 102 2mm 3 3 2 键连接 带轮与轴段 1 间采用 A 型普通平键连接 查表 4 1 得其型号为 键 10X8X40 GB T 1096 1990 3 3 3 轴地受力分析 d5 80mm d4 88mm 键 10X8x40 L4 84 5mm L2 31mm L6 59 5mm a3 29 2mm l1 75 8mm l2 155 8mm l3 102 2mm NFt46 7381 4 NFr56 2767 4 NFa36 1825 4 NR v 59 4965 1 NR v 8 2415 2 NR H 43 745 1 个人收集整理 仅供参考 28 38 N d T Ft46 738110 28 283 51 104522 3 3 3 4 NFF tr 56 2767 89 13cos 20tan 46 7381tan 44 NFF ta 36 182589 13tan46 7381tan 44 竖直方向 轴承 1N F R t v 59 4965 6 231 8 15546 7381 6 231 8 155 4 1 轴承 2NFFR Vtv 8 241559 496546 7381 142 水平方向 轴承 1 N dFF R ar H 43 745 6 231 2 28 28336 1825 8 15556 2767 6 231 2 8 155 444 1 轴承 2 NRFR HrH 13 202243 74556 2767 142 轴承 1 地总支撑反力 NRRR VH 23 502159 496543 745 22 2 1 2 11 轴承 2 地总支撑反力 NRRR VH 4 3150 8 241513 2022 22 2 2 2 22 3 3 4 校核轴地强度 a a 剖面左侧 竖直方向 mmNRM VV 722 376391 8 7559 4965 8 75 11 水平方向mmNRM HH 59 56503 8 7543 245 8 75 11 其合成弯矩为 mmNMMM HV 22 38060959 56503722 376391 22 2 1 2 11 a a 剖面右侧 竖直方向mmNMM VV 722 376391 12 水平方向mmNRM HH 85 3150478 15513 20228 155 22 其合成弯矩为 mmNMMM HV 23 380609722 37639159 56503 22 2 2 2 22 NR H 13 2022 2 NR23 5021 1 NR 4 3150 2 mmNMV 722 376391 1 mmNMH 59 56503 1 mmNM 22 380609 1 mmNMV