毕业设计链式输送机传动装置课程设计.doc

机械设计课程设计设计题目:链式输送机传动装置的设计 内装:1. 设计计算说明书一份 2. 减速器装配图一张(A1) 3. 轴零件图一张(A2) 4. 齿轮零件图一张(A2) 材控 系 08-4 班级 设计者:魏明炜 指导老师:张晓辉 完成日期: 2010年12月18日 成绩:_ 河南理工大学课 程 设 计 任 务 书设计题目链式输送机传动装置的设计学生姓名魏明炜所在院系材料学院专业、年级、班材控08-4班 设计要求: 输送机连续工作,单向运转,载荷较平稳,两班制工作,使用期限10年,小批量生产。允许输送带速度误差为5%。 输送带拉力F 2.55kN;输送带速度V1.7m/s ;滚筒直径D300mm 。学生应完成的工作: 1.编写设计计算说明书一份。 2.减速器部件装配图一张A0或A1; 3.绘制轴和齿轮零件图各一张。 参考文献阅读: 1.机械设计课程设计指导书 2.机械设计图册 3.机械设计手册 4.机械设计工作计划:设计准备工作 总体设计及传动件的设计计算装配草图及装配图的绘制零件图的绘制编写设计说明书任务下达日期: 2010 年 12月 15 日任务完成日期: 2010 年 12月 25 日 指导教师(签名): 学生(签名):魏明炜带式输送机传动装置的设计摘 要:齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式,它可以用来在空间的任意轴之间传递运动和动力,目前齿轮传动装置正逐步向小型化,高速化,低噪声,高可靠性和硬齿面技术方向发展,齿轮传动具有传动平稳可靠,传动效率高(一般可以达到94%以上,精度较高的圆柱齿轮副可以达到99%),传递功率范围广(可以从仪表中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动)速度范围广(齿轮的圆周速度可以从0.1m/s到200m/s或更高,转速可以从1r/min到20000r/min或更高),结构紧凑,维护方便等优点。因此,它在各种机械设备和仪器仪表中被广泛使用。本文设计的就是一种典型的一级圆柱直齿轮减速器的传动装置。其中小齿轮材料为40Cr(调质),硬度约为240HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度约为215HBS,齿轮精度等级为8级。轴、轴承、键均选用钢质材料。关键词:减速器、齿轮、轴、轴承、键、联轴器目 录 机械设计课程设计计算说明书1一、课 程 设 计 任 务 书1二、摘要和关键词2 2. 一、传动方案拟定3 各部件选择、设计计算、校核二、电动机选择3三、计算总传动比及分配各级的传动比4四、运动参数及动力参数计算6五、传动零件的设计计算7六、轴的设计计算10七、滚动轴承的选择及校核计算12八、键联接的选择及校核计算13九、箱体设计14机械设计课程设计设计题目:带式输送机传动装置的设计 内装:1. 设计计算说明书一份 2. 减速器装配图一张(A) 3. 轴零件图一张(A) 4. 齿轮零件图一张(A) 系班级 设计者: 指导老师: 完成日期: 成绩:_ 计算过程及计算说明传动方案拟定工作条件:运输链连续单项运转,工作时有轻微震动,有粉尘,空载启动,运输链工作速度允许误差为5%,每年按300个工作日计算,使用期限为10年,大修期为3年,两班制工作(每班按8h计算),在专门工厂小批量生产原始数据:滚筒圆周力F2.55kN;带速V0.8m/s;滚筒直径D125mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择: Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择:(1)传动装置的总功率: 总带3轴承齿轮联轴器滚筒0.960.9830.970.990.96 0.832电机所需的工作功率: P工作FV/(1000总) 25500.8/(10000.83) 2.46KW由附录九选取电动机额定功率P3KW3、确定电动机转速: 计算滚筒工作转速: n筒601000V/D 6010000.8/125 122.3r/min按表3-1推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia36。取V带传动比I124,则总传动比理时范围为Ia624。故电动机转速的可选范围为ndIan筒n筒(624)122.3733.82935.2r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。 根据容量和转速,由有关手册查出有三种适用的电动机型号:因此有三种传支比方案:由机械设计手册查得。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,可见第2方案比较适合,则选n1000r/min?。 4、确定电动机型号 对应有三种适合的电动机型号可供选择,如下表传动比方案电动机型号额定功率/kw电动机转速/(r?)电动机重量/N参考价格/元传 动 装 置 的 传 动比同步转 速满 载转 速总传动 比V带传动齿 轮1Y132M-837507107610005.813.452.372Y132S-63100096066350-5007.852.72.913Y100L2-43150014303527011.693.463.38 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量、价格和传动比,方案2比较合适。因此选定电动机的型号为Y132S-6。所选电动机主要性能和外观尺寸如下表电动机(型号Y132S-6)的主要性能额定功率/kw同步转速满载转速电动机总重/N启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩 4 1000 960 730 2.0 2.0电动机(型号Y132S-6)的主要外形尺寸和安装尺寸mm中心高H外形尺寸底脚安装尺寸A B地脚螺栓孔直径K轴外伸尺寸D E132475347.53152161401238 80三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比:i总n电动/n筒960/122.37.852、分配各级传动比据指导书P7表1,取齿轮i带2.7(V带传动比I124合理)i总i齿轮i带 i齿轮i总/i带7.85/2.72.91四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速(r/min)nI nm/i带960/2.7355.56r/minnII nI /i齿轮355.56/2.91122.18r/minnIII nII122.18r/min计算各轴的功率(KW)PIP工作带2.460.962.36KWPIIPI轴承齿轮2.360.980.972.24KWPIIIPII轴承联轴器2.240.970.992.18KW计算各轴扭矩(N?mm) T工作95502.46/96024.47 TI T工作带i带24.472.70.9663.43N?m TII TIi齿轮轴承齿轮 63.432.910.980.97175.47N?m TIIITII轴承联轴器 175.470.970.99170.24N?m五、传动零件的设计计算 1.确定计算功率PC由课本表9-7得:kA1.2PCKAP1.233.6KW2.选择V带的带型根据PC、n1由课本图9-12得:选用A型3. 确定带轮的基准直径dd并验算带速v。1)初选小带轮的基准直径dd1由课本表9-8,取小带轮的基准直径dd1100mm。2)验算带速v。按计算式验算带的速度 vdd1n1/(601000) 1001000/(601000)5.23m/s在5-25m/s范围内,带速合适。3)计算大齿轮的基准直径。计算大带轮的基准直径dd2dd2i带?dd12.7100270mm由课本表9-8,圆整为dd2280mm4.确定带长和中心矩1)根据课本式(9-18),初定中心距a0500mm 2)由课本式(8-22)计算带所需的基准长度 Ld02a0+dd1+dd2 /2+dd2-dd1 2/(4a0)2500+3.14(100+280)/2+(280-100)2/(4500)1612.8mm由课本表9-2选带的基准长度Ld1640mm计算实际中心距a。A- BaA+513.6mm取a515mm5.验算小带轮上的包角1 11800-(dd2-dd1)/a57.30 1800-(280-100)/51557.30 159.9701200(适用) 确定带的根数z1)计算单根V带的额定功率pr。由dd1100mm和n11000r/min根据课本表9-3得P00.97KW根据n1960r/min,i带2.7和A型带,查课本表(9-4)得P00.11KW根据课本表9-5得Ka0.95根据课本表9-6得KL0.99 2计算V带的根数z。 z3.5 圆整为4根 7.计算单根V带的初压力的最小值F0min F0min 500(2.5- Ka)PCa /zvKa +qV2 500(2.5-0.95)3.6/(0.9545.24)+0.15.242N 142.9N 8.计算压轴力Fp 压轴力的最小值为 (Fp)min2z(F0)min sin(1/2) 24142.9sin(159.97/2)1125.8N2、齿轮传动的设计计算 1选定齿轮材料及精度等级及齿数 1)机器为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度(GB 10095-88)。 2)材料选择。选择小齿轮45钢调质和大齿轮材料为45钢正火 3)选小齿轮齿数 z124,大齿轮齿数z2242.9169.84,取70。 2按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式 d11/31确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt1.3计算小齿轮传递的转矩 T19.55106P1/n1 95.51062.36/355.56634000N?mm 3选取齿宽系数d1 4查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa1/2 5按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 1520MPa;打齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 2340MPa; 6)计算应力循环次数NLNL160n1jLh60355.5611630010 1.02109NL2NL1/i1.02109/2.913.52108 7)取接触疲劳寿命系数KHN11.0 KHN21.0 8)计算解除疲劳许用应力。 取失效概率为1%,安全系数S1.0H1 KHN1Hlim1/S1.0520/1.0Mpa 520MpaH2 KHN2Hlim2/S1.0340/1.0Mpa 340Mpa2计算 1)试算小齿轮分度圆直径dd1,代入H较小的值dd11/3 73.89mm 2计算圆周速度v。 vdd1n1/(601000)3.1473.89355.56/(601000)1.37m/s 3)计算齿宽b。 bdd1173.89mm73.89mm计算齿宽与齿高之比b/h。 模数:md1/Z173.89/243.08mm 齿高:h2.25m2.253.086.93mm b/h10.66计算载荷系数。根据v1.37m/s,7级精度,查得动载荷系数Kv1.03;直齿轮,KHaKFa1:查得KA1.25用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时,KH1.318由b/h10.66,KH1.318查课本表得KF1.04:故载荷系数KKAKVKHaKF1.251.151.041.01.506按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由课本式(10-10a)d1 d1tK/Kt 1/373.89 1.5/1.3 1/377.50mm 7计算模数m:mdd1/z177.50/243.23mm 3.按齿根弯曲强度设计 由课本得弯曲强度的设计公式 m 1/3确定公式内的各计算数值1)由课本查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1380MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2320MPa 2)由课本取弯曲疲劳寿命系数KFN10.92 KFN20.94 3计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S1.4,由课本得 F1 KFN1FE1/S0.92380/1.4249.71MPa F2 KFN2FE2/S0.94320/1.4214.86MPa 4计算载荷系数K KKAKVKFaKF1.251.1511.041.495 5取齿形系数。 由课本查得 YFa12.65 YFa22.24 查取应力校正系数由课本表查得 YSa11.58 YSa21.75计算大、小齿轮的YFa YSa/FYFa1 YSa1/F12.651.58/249.710.01677YFa2 YSa2/F22.241.75/214.810.01824大齿轮的数值大。8设计计算 m21.4956340000.01824 /1242 1/3 3.92mm对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数m的大小重腰取决于弯曲强度的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取由弯曲强度算得的模数3.92并就近圆整为标准值m4mm,按接触强度的的分度圆直径d177.50,算出小齿轮的齿数z1d1/m77.50/419.420大齿轮的齿数z22.912058这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。4.几何尺寸计算(1)计算分度圆直径 d1 z1m20480mm d2 z1m584232mm(2)计算中心距 a(d1+ d2)/2232/2156mm(3)计算齿轮宽度 bd d118080mm取B280mm ,B185mm2、轴的结构设计(1)、轴上零件的定位,固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮右端由轴肩定位,左端用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和套筒定位,采用过渡配合固定,结构方案如下图。高速轴的结构方案图:2)、确定轴各段直径和长度按从左到右,顺序排列各个轴直径段的序号,以此为段、段段:V型皮带轮安装段该段安装v型皮带轮,在各轴段中直径最小。考虑结构尺寸等因素,取直径为:d122mm?。?(大于按扭矩计算之轴颈) 可计算带轮宽度B:Bmin (z-1)e+2fmin (4-1)15 + 29 63mm,选取B64mm考虑到轴端挡圈的安装,此段轴长度取L163mm轴与带轮由平键连接,轴上A型平键键槽:宽b6mm,深t3.5mm。轴头倒角C1.045,长L60mm.段:润滑密封段带轮安装处的轴肩单边高为: h(0.07-0.1)221.54-2.2,倒角径向单边值:c1.0mm因而与其靠近的润滑密封段直径为:d2d1+2h22+21.54-2.226mm该段轴位置处于安装带毛毡圈密封的轴承盖中,因d2为26mm并非是毡圈密封轴径的标准尺寸,因而可参考毛毡圈密封标准尺寸d225mm来设计。毛毡圈宽度定可为b7mm,轴承盖的密封处宽度为B12mm,轴承盖内端顶轴承外环的凸台宽度为t10mm。从皮带轮端面到轴承盖的空间9.5mm安装轴承的轴头伸出轴承1mm。考虑到螺钉头及预留空间长度j15mm,所以该段轴长度为:L2B+t+-1+j12+10+9.5-1+1545.5mm段:滚动轴承安装段初选6207型深沟球轴承,其内径为d335mm 装轴承的轴颈倒角为145,轴承宽度为b17mm,外径为D72mm。额定动负荷:25500 N考虑齿轮在箱体内的润滑散热空间需要,齿轮端面和箱体内壁的距离为:W10mm,轴承端面和毛面的箱体内壁也应有一定距离:Y8mm。考虑该段轴的长度应略大于轴承宽度,故该段轴长度为:L3 b轴承+117+118mm,段:齿轮左端轴承台阶段该段直径d441mm,单边轴肩取hd4-d3/241-35/23mm,其原因是因直齿轮无轴向力作用,使用深沟轴承,轴承内部轴向力很小,因而轴肩使用值取得略小于推荐值3.5mm,该长度受齿轮中心到轴承中心跨度的影响,因跨度值现定为70mm。故有:L450-轴承宽/2?齿宽/2 50-17/2-85/219mm齿轮所在段该段长为齿轮宽度,因齿轮与轴为一体,故该段轴的直径有齿轮外圆、分度圆和齿根圆,齿根圆的直径不能小于d4和d6。齿顶圆直径d582mm,现齿根圆直径De73mm故Ded4(d6)。段:齿轮右端轴承台肩段该段直径d441mm,单边轴肩取hd4-d3/241-35/23mm,其原因是因直齿轮无轴向力作用,使用深沟轴承,轴承内部轴向力很小,因而轴肩使用值取得略小于推荐值3.5mm。该长度受齿轮中心到轴承中心跨度的影响,因跨度值现定为70mm,故有:L450-轴承宽/2?齿宽/2 70-17/2-85/219mm段:右轴承安装段?初选6207型深沟球轴承,其内径为d335mm, 装轴承的轴颈倒角为145,轴承宽度为:b17mm,外径为:D72mm。额定动负荷:25500 N考虑齿轮在箱体内的润滑散热空间需要,齿轮端面和箱体内壁的距离为:W10mm,轴承端面和毛面的箱体内壁也应有一定距离:Y8mm。考虑该段轴的长度应略大于轴承宽度,故该段轴长度为:L7 b轴承+117+118mm设计结构尺寸时应注意以下细节:、处于轴承孔中的轴长度比轴承宽度大1,这样可以避免轴端部倒角减少其与轴承内孔的接触长度。、处于带轮孔中的轴长度比带轮宽度小1,这样便于用轴端挡圈使带轮轴向定位和夹紧。、处于齿轮安装孔中的轴长度比齿轮宽度小1,其目的是使左边套筒能紧紧顶住齿轮左端面,使齿轮轴向定位和固定。具体结构见下页的高速轴的结构示意图:高速轴的各段结构尺寸表(单位:mm) 段号轴颈段名轴颈直径代号轴颈直径尺寸轴颈长度代号轴颈长度尺寸相关零件配合部位配合部位结构尺寸带轮安装段d122L163带轮宽度64润滑密封段d226L245.5密封宽度12左轴承安装段d335L318轴承宽B17左轴承右肩段d441L419?齿轮宽度段d582L585齿轮宽度85右轴承左肩段d641L619?右轴承安装段d735L718轴承宽B17? 在结构示意图中两支承点取轴承宽度的中点值,皮带轮对轴的施力点取带轮宽度的中点值,齿轮对轴的施力点取齿轮宽度的中点值。为了计算方便,支承点间,或施力点到支承点的距离应尽量取整数。本方案中两支承点距离LAB140mm,齿轮中心距两支承距离LCALCB70mm,皮带轮中心距B支承LDB86.5mm具体情况见下页高速轴受力示意图:高速轴受力示意图:高速轴受力及弯矩合成情况见下图:3、轴受力情况计算已知小齿轮分度圆直径d180mm已知轴II上的扭矩T263387.3N?mm圆周力:Ft根据课本P168(11-1)式得:圆周力:Ft2T2/d1263387.3/801625.3N求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得:径向力:FrFt?tan2304tan20591.6N因为该轴上两轴承与齿轮对称安装,所以:LALB70mmA、轴受力示意图(如上页图a)B、绘制轴受力简图(如上页图b)轴承作为支承点其上作用的支反力可分解为水平和垂直两部分:其中A、齿轮受力作用在支承点上的支反力为:水平支反力:FAy齿 Ft?LBC/ LAB 1625.370/140813N; FBy齿 Ft- FAy813N;以上情况是由齿轮上圆周力作用于两个支承点产生的水平支反力。垂直支反力为:FAz齿 Fr? LBC/ LAB 591.670/140296N;FBZ齿 Fr- FAZ838.59-419.30296N;B、皮带拉力在支点产生的支反力为:FAY带FD?LBD/ LAB 1125.886/140691.6NFBY带 FD + FA带1125.8+691.61817.4N4、绘制垂直面内轴受齿轮力弯矩图(如上页图c)由两边对称,知截面C的弯矩也对称。截面C在水平面弯矩为MC1FAz齿L/2296140/220720N.mm20.72N.m(5)、绘制水平面内轴受齿轮力弯矩图(如上页图d)截面C在垂直面弯矩亦对称,为:Mc2FAy齿L/2813140/256910N.m56.91N.m?6、绘制轴受齿轮力的合成弯矩图(如上页图e)MC合1MC12+MC221/220.72+56.911/260.56N?m(7)、绘制FD皮带拉力产生弯矩图如图fMB3FD?LBD1125.88696818.8Nmm96.82NmMC3 MB3/296.82/248.41Nm(8)、绘制合成弯矩图(如上页图g)因皮带拉力方向不定,可按皮带拉力产生弯矩与齿轮力产生的合成弯矩处于同一平面的极限情况处理,因而有:MC合2MC3+MC合148.41+60.56108.97NmMB合2 MB3+096.82Nm(9)、绘制扭矩图(如上上页图h)转矩:T9550(P2/n2)103 95502.36/38363.3963.39N?m(10、绘制当量弯矩图(如上上页图i)由图中可知C、B截面的当量弯矩最大,故应计算该截面当量弯矩:转矩产生的扭剪力可按脉动循环变化处理,按P246取0.6,按P246式(14-5)截面C、B处的当量弯矩:MecMC合22+T21/2108.972+0.663.3921/2115.42N?mMeBMB合2+T21/296.822+0.663.3921/2104.02N?m11、校核危险截面C、B处的强度从合成后的当量弯矩图中可知B截面弯矩最大,是危险截面,因此应校核该截面强度。由P241表14-1求得轴材料及强度:45调质B 640MPa,由P246表14-3查得:-1b60MPa 由P246式(14-5)可知:eBMeB/0.1d33104.02103/(0.1353)24.26MPa -1b而:ecMec/0.1d33115.42103/(0.143.75)2.09MPa -1b更不存在问题。经验算:轴的强度足够。(注:d335mm为左轴承安装处轴直径)但值得注意的是距离B支点左9mm的35、41轴径变化处,由于应力集中才是危险截面。但由于eB-C的应力远小于-1b所以也无重大问题可言。B、输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢,硬度(217255HBS)B640MPa根据课本P245页式(14-2)、表(14-2)及注解的内容取c113?dcP3/n31/31132.248/112.181/329.80mm?取d32mm(最小轴颈尺寸)低速度轴各部结构尺寸表轴颈段号轴颈段名轴颈直径代号轴颈直径尺寸轴颈长度代号轴颈长度尺寸相关零件配合部位配合部位结构尺寸联轴器安装段d132L180联轴宽度82右轴承密封段d240L265密封宽度12右轴承轴肩段d346L315轴承宽B18齿轮右轴肩段d452L46?定位套筒套筒左端D左外46L左外16套筒内径40套筒右端D右外52L右外5齿轮安装段d546L579齿轮宽度80左轴承安装段d640L641轴承宽B18?注:表中轴承段号在结构示意图中由右向左排列。2、轴的结构设计(1)轴的零件定位,固定和装配单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左端面用轴肩定位,右端面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶梯状,左轴承从左面装入,齿轮套筒,右轴承和皮带轮依次从右面装入。详细情况见上页低速度轴的结构的示意图(2)确定轴的各段直径和长度初选6208型深沟球轴承,其内径为40mm,外径为80mm,宽度为18mm。额定动负荷,?Cr?29100?N?。由于结构设计需要,高、低速度轴的支承距离相同。具体尺寸及布置参照高速轴,本页为低速度轴结构示意图:低速度轴的支承、受力位置尺寸见下图:低速轴结构示意图:(3)、支承受力及合成当量弯矩及强度校核大齿轮分度圆直径 d2228mm大齿轮上转矩 T3175470N?m圆周力Ft: Ft2T3/d22175470103/2281539.2N求径向力Fr根据课本P168(11-1a)式得FrFt?tan1539.2tan20560.2N两轴承相对于中间安装的齿轮对称,并且与高速度一样,跨距相等。LALB70mm具体计算如下:A、求解支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ水平方向的支反力:FAYFBY Ft/21539.2/2769.6N垂直方向的支反力:FAZFBZ Fr/2560.2/2280.1NB、由于两边对称,截面C的弯矩也对称在水平面内弯矩为MC1FAY L/2769.6140/253872Nmm53.87N?mC、截面C在垂直面内弯矩为MC2FAZ L/2280.1140/219607.5N.mm19.61N?m D、计算合成弯矩MC合(MC12+MC22)1/2(53.872+19.612)1/257.33N?m转矩:T9.55(P3/n3)103 9.552.24/122.18103175.5N?mE、计算当量弯矩:根据课本P235得0.6Mec MC2+T21/257.332+0.6175.521/2106.85N?mF、校核危险截面C的强度由P241表14-1查出:轴的材料及热处理为:45#调质B 640MPa,由P246表14-3查出:-1b60MPa安装齿轮的轴径d546mm,考虑键槽影响5%,实际d54695%43.70mm由P246式(14-5) e Mec /(0.1d3)106.85103/0.143.703 12.80Mpa因e -1b此轴强度足够低速度轴的受力及弯矩合成如下图:七、滚动轴承的选择及校核计算根据条件,轴承寿命不少于14400小时考虑本减速器为直齿轮传动,不受轴向载荷因此选用深沟球轴承。国家标准深沟球轴承参数表型号内径外径宽度动负荷静负荷极限转速(油)极限转速(脂)6026d30D62B1619500N11300N11000rpm13000rpm6027d35D72B1725700N15300N9500rpm11000rpm6028d40D80B1829100N17800N8500rpm10000rpm1、计算输入轴承(1)、选择轴承因减速器采用直齿圆柱齿轮传动,无轴向载荷,故选择深沟球轴承。型号为6207型,内径为d335mm, 装轴承的轴颈倒角为145,轴承宽度为:b17mm,外径为:D72mm。基本额定动负荷:25500 N。这些参数与前面轴的结构设计基本相符。2、求两支承轴承的当量载荷A、齿轮受力作用在支承点上的支反力:水平支反力: 的轴承FAy齿 Ft?LBC/ LAB 230450/100813N; FBy齿 Ft- FAy813N;以上情况是由齿轮上圆周力作用于两个支承点产生的水平支反力。垂直支反力:FAz齿 Fr? LBC/ LAB 296N;FBZ齿 Fr- FAZ296N;B、皮带拉力在支点产生的支反力:FA带FD?LBD/ LAB 691.6NFB带 FD + FA带1817.4NC、轴承径向总支反力及当量载荷:FRAFAY齿2+FAZ齿21/2+ FA带 8132+21621/2+691.61246.1NFRB FBY齿2+FBZ齿21/2+ FB带8132+29621/2+1817.42371.9N因Fa0,当量载荷P2371.9N3、计算轴承寿命由P279表16-9、16-8得fp1.2?轻微冲击, ft1?工作温度低于100C,3-滚动轴承根据课本P279(16-3)寿命计算公式计算:?高速轴轴承寿命计算:31.21C25500NP2371.9Nn355.610063814400结论:选择正确2、计算输出轴承1、选择轴承?转速n122.18r/min试选6208型深沟球轴承,其内径为40mm,外径为80mm,宽度为18mm。额定动负荷,?Cr?29100?N?。(2)、求两支承轴承的当量载荷FRAFAY2+FAZ21/2280.12+769.61/21049.7NFRB FRA1049.7N因Fa0当量载荷:P1049.7N3、计算轴承寿命fp1.2?轻微冲击, ft1?工作温度低于100C,3-滚动轴承根据课本P279(16-3)寿命计算公式?低速轴轴承寿命计算31.21C25500NP1049.7Nn76.45021988.82885614400结论:选择正确?八、键联接的选择及校核计算(1)减速器用键一览表(单位:mm)轴颈颈长键宽键高键长键型号输入轴d22L63B6H6L60键C660GB1096-79输出轴d32L80b10h8L70键C1075GB1096-79d46L79b14h9L70键1470GB1096-79(2)、键的材料及许用应力根据课本P158表(10-10)得:键用精拔钢,轻微冲击时p100120 Mpa 选取p110 Mpa (3)、各轴受的扭矩TI63430NmmTII175470NmmTIII170240Nmm4、键强度校核计算1、大带轮与减速器输入轴的键联接轴径d122mm,L160mm(有效长度l56mm)T248020Nmmh6mm得:p4T2/dhl463430/(22656)34.32MpaR110Mpa结论:联接可靠。2、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d246mmL270mm(有效长度l65mm)T175470Nmmh9mm得:p4T/dhl4170240/4593526.08Mpap110Mpa?结论:联接可靠。3、输出轴与联轴器采用平键联接轴径d232mmL270mm(有效长度l65mm)T175470Nmmh8mm根据课本P158(10-26)式得:p4T/dhl4175470/3586035.17Mpap110Mpa?结论:联接可靠。?九、联轴器的选择及校核计算(1)、选择联轴器输出轴轴颈:d32mm。选取联轴器类型:弹性套柱销联轴器选取型号:LT6额定扭矩:Tn250Nm许用转速:np3800r/min 适用于有冲击振动有粉尘的场合。(2)、工作要求承载扭矩:T175.47Nm(TIII175470Nmm)工况系数:KA1.25(3)、校核计算根据课本P291(17-1):TcKAT1.25175.47219.3NmTn250Nmn122.18r/minnp3800r/min结论:所选LT6联轴器符合要求九、箱体设计名称符号尺寸(mm)机座壁厚10机盖壁厚110机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b112 机座底凸缘厚度b220地脚螺钉直径df18地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d114机盖与机座联接螺栓直径d210联轴器螺栓d2的间距 l150轴承端盖螺钉直径d38窥视孔盖螺钉直径d46定位销直径d8df,d1, d2至外机壁距离C124,20,16df, d2至凸缘边缘距离C222,14轴承旁凸台半径R122凸台高度 h根据低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l1 60大齿轮顶圆与内机壁距离110齿轮端面与内机壁距离210机盖、机座肋厚m1 ,m8, 8轴承端盖外径D2120, 112轴承端盖凸缘厚度t8轴承旁联接螺栓距离s尽量靠近,以Md1和Md2互不干涉为准,一般sD2 总0.83P工作5.12KWn滚筒108.2r/min电动机型号Y132S-6i总8.87据手册得i齿轮2.91i带2.7nI 355.56r/minnII122.18r/minnIII122.18r/minPI2.36KWPII2.24KWPIII2.18KWTI63.43N?mTII175.47N?m TIII170.24N?mV5.23m/sdd2270mm取标准值dd2