带式运输机传动装置设计课程设计.doc

1 目录目录 一一 设计任务书设计任务书 1 1 二二 电动机电动机的的选择选择 2 2 三三 传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数计算 3 3 3 13 1 总传动比总传动比 3 3 3 23 2 各轴的转速 输入功率 输入转各轴的转速 输入功率 输入转 矩矩 3 3 四四 v v 带传动零件的设计计算带传动零件的设计计算 4 4 4 14 1 确定计算功 确定计算功 率率 4 4 4 24 2 选取窄 选取窄 v v 带带带带 型型 4 4 4 34 3 确定带轮基准直径确定带轮基准直径 4 4 4 44 4 确定窄确定窄 v v 带的基准长度和传动中心距带的基准长度和传动中心距 4 4 4 54 5 计算基准长度计算基准长度 4 4 4 64 6 计算实际中心矩计算实际中心矩 4 4 4 74 7 验算主动轴上的包角验算主动轴上的包角 1 4 4 4 84 8 计算窄计算窄 v v 带的根数带的根数 z 4z 4 4 94 9 计算预紧力计算预紧力 5 50f 4 104 10 计算作用在轴上的压轴力计算作用在轴上的压轴力 5 5 4 114 11 带轮结构设计带轮结构设计 5 5 五 高速级齿轮五 高速级齿轮设设计计 6 6 5 15 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 6 6 5 25 2 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计 6 6 5 35 3 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 7 7 5 45 4 几何尺寸计算几何尺寸计算 9 9 5 55 5 结构设计结构设计 9 9 六 低速六 低速级级齿轮设计齿轮设计 1010 6 16 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 10 10 6 26 2 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计 10 10 6 36 3 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 12 12 6 46 4 几何尺寸计算几何尺寸计算 13 13 6 56 5 结构设计结构设计 13 13 6 66 6 齿轮作用力的计算齿轮作用力的计算 14 14 6 76 7 浸油深度浸油深度 15 15 七 减速器机七 减速器机体体结结构构尺寸尺寸 1616 2 八 轴的结构设计八 轴的结构设计 1717 8 18 1 中间轴的设计计算中间轴的设计计算 17 17 8 1 18 1 1 已知条件已知条件 1717 8 1 28 1 2 选择轴的材料选择轴的材料 1717 8 1 38 1 3 初算轴径初算轴径 1717 8 1 48 1 4 结构设计结构设计 1717 8 1 58 1 5 键连接键连接 1919 8 1 68 1 6 轴的受力分析轴的受力分析 1919 8 1 78 1 7 校核轴的强度校核轴的强度 2121 8 1 88 1 8 校核键连接的强度校核键连接的强度 2121 8 1 98 1 9 校核轴承寿校核轴承寿 命命 21 21 8 28 2 高速轴的设计与计算高速轴的设计与计算 2222 8 2 18 2 1 已知条件已知条件 2222 8 2 28 2 2 选择轴的材料选择轴的材料 2222 8 2 38 2 3 初算最小轴径初算最小轴径 2323 8 2 48 2 4 结构设计结构设计 2323 8 2 58 2 5 键连接键连接 2525 8 2 68 2 6 轴的受力分析轴的受力分析 2525 8 2 78 2 7 校核轴的强度校核轴的强度 2727 8 2 88 2 8 校核键连接的强度校核键连接的强度 2828 8 2 98 2 9 校核轴承寿校核轴承寿 命命 28 28 8 3 8 3 低速轴的设计与计算低速轴的设计与计算 2929 8 3 18 3 1 已知条件已知条件 29 8 3 28 3 2 选择轴的材料选择轴的材料 29 8 3 38 3 3 初算轴径初算轴径 29 8 3 48 3 4 结构设计结构设计 29 8 3 58 3 5 键连接键连接 3232 8 3 68 3 6 轴的受力分析轴的受力分析 3232 8 3 78 3 7 校核轴的强度校核轴的强度 3333 8 3 88 3 8 校核键连接的强度校核键连接的强度 3333 8 3 98 3 9 校核轴承寿命校核轴承寿命 34 34 九 减速器九 减速器附附件的选择与设计件的选择与设计 3535 十 减速器箱体的设计十 减速器箱体的设计 35 35 十一 联轴器的选择十一 联轴器的选择 3636 十二 设计小结十二 设计小结 3636 3 十三 参考文献十三 参考文献 3636 1 一 课题设计任务书 1 1 设计题目和传动方案 1 题目 带式运输机传动装置设计 2 传动方案 v 带 两级斜齿圆柱齿轮减速器传动 1 2 已知条件和设计数据 1 己知条件 1 工作条件 两班制 连续单向运动 载荷较毕稳 室内工作 有粉尘 环 境温度最高 35 c 2 使用折旧 8 年 3 检修间隔期 四年一次大修 二年一次中修 半年一次小修 4 动力来源 电力 三相交流 电压 380 220v 5 运输带速度允许误差 5 6 制造条件及生产批量 一般机械厂制造 小批量生产 2 设计数据 同学根据本人分配到的题号抄下 f v 和 d 的值 1 输送带工作拉力 f 3 5kn 2 输送带工作速度 v 0 65m s 3 卷筒直径 d 340mm 2 二 电动机的选择 计算及说明计算及说明结果结果 2 1 选择电动机类型 按工作要求 连续单向运转 载荷平稳 选用 y 系列全 封闭自扇冷式笼型三相异步电动机 电压 380v 稳定运转下 运送带滚筒所需功率 3500 0 65 2 275 10001000 p f v kwkw 运送带滚筒转速为 60 100060 1000 0 65 36 5 min 3 14 340 v r n d 由 p5 表 1 7 查得 1 联轴器 0 99 2 球轴承 0 98 3 齿轮传动 7 级精度 0 97 4 v 带 0 96 电动机至运送带滚筒之间的总效率为 1 32 234 99 0 32 0 980 970 96 0 84 所以电动机所需功率为 2 275 2 708 0 84 d p pkw 由表 12 1 查出符合设计要求并综合考虑电动机和传动装置的 尺寸 重量 价格等选定电动机型号为 y100l2 4 则所选取 电动机 额定功率为 满载转速为 3 ed pkw 1430 min m r n 满载功率为 p 3 2496kw m p 2 275kw 36 5 min r n 0 84 2 708 d pkw 型号为 y100l2 4 n 1430r min m p 3 2496kw m 3 三 传动装置的运动和动力参数计算 计算及说明结果 3 1 总传动比 1430 39 18 36 5 m n i n 选用等浸油深度原则 查表 1 8 得 带轮 39 18 313 06ii i 出12 4 28i 3412 1 43 05ii 3 2 计算各轴的转速 功率和转矩 1 转速 轴 i 轴 ii 轴 iii 2 输入功率 轴 i 轴 ii 轴 iii 3 输入转矩 轴 i 4 6 25 10 n mm 轴 ii 5 2 55 10 n mm 轴 iii 5 7 38 10 n mm 39 18i 476 67 min i nr 1430 476 67 min 3 0 m i n nr i 12 476 67 111 37 min 4 28 i ii n nr i 34 111 37 n36 51 min 3 05 ii iii n r i 3 2496 0 963 1196 im ppkw 3 1196 0 98 0 972 97 iii ppkw 齿滚 2 97 0 98 0 972 82 iiiii ppkw 齿滚 4 6 25 10 i tn mm 66 2 82 9 55 109 55 10 36 51 iii iii iii p t n 111 37 min ii nr 36 51 min iii nr 3 1196 i pkw 2 97 ii pkw 2 82 iii pkw 66 2 60 9 55 109 55 10 476 67 i i i p t n 66 2 97 9 55 109 55 10 111 37 ii ii ii p t n 5 2 55 10 ii tn mm 5 7 38 10 iii tn mm 4 参数 轴名 输入功率 p kw 转速 n r min 输入转矩 t n mm 传动比 i 轴 i 3 1196476 67625004 28 轴 ii 2 97111 37255000 轴 iii 2 8236 51738000 3 05 四 v 带传动设计 计算及说明结果 4 1 确定计算功率cap 由表 8 6 查得工作情况系数 故1 2ak 1 2 3 24963 9caapk pkw 4 2 选取窄 v 带带型 根据和转速 由图 8 11 确定 选用 a 型 cap 4 3 确定带轮基准直径 由表 8 8 初选主动轮基准直径 根据式 8 1100ddmm 15 从动轮基准直径 根据表213 100300dddidmmmm 8 8 即为基准系列 2315ddmm 1 3 14 100 1430 5 7 49 30 60 100060 1000 dm d n vm sm sm s 所以带的速度合适 4 4 确定窄 v 带的基准长度和传动中心距 根据 初步确定中心距120120 7 2 ddddddadd 0500amm 4 5 计算带所需的基准长度 2 21 21 0 0 2 2 24 315 100 2 500 100315 24 500 1674 dd ddd dd ladd a mm mm 由表 8 2 选带基准长度 1600dlmm 4 6 计算实际中心距 a v 带 a 型 1100ddmm 2300ddmm 7 49 vm s 1674dlmm 537amm 5 0 1674 1600 500 537 22 ddll aammmm 4 7 验算主动轴上的包角1 由式 8 6 得 21 1 315 100 18057 318057 3 537 157120 dddd a 所以主动轮上的包角合适 4 8 计算窄 v 带的根数 z 由式 8 22 知 00 ca l p z pp k k 由 查表 8 4a 和表 8 4b 1 1430 minnr 1100ddmm 3i 得 01 306pkw 00 168pkw 查表 8 5 得 查表 8 2 得 则0 938k 0 99lk 00 3 8995 2 848 1 3060 168 0 938 0 99 crr crl zpp pppkk 取 3z 4 9 计算预紧力0f 2 0 2 5 500 1 cap fqv vzk 查表 8 3 得 故0 10 qkg m 2 0 3 89952 5 500 1 0 10 7 487 150 16 7 487 30 938 fnn 4 10 计算作用在轴上的压轴力pf 1 0 157 2sin 2 3 150 16 sin 882 87 22 pfzfnn 4 11 查表 8 10 带轮宽度 b z 1 e 2f 3 1 15 2 10 50mm 4 12 带轮结构设计 材料选用 ht200 1157 01 306pkw 00 168pkw 3z 0150 16fn 882 87pfn b 50mm 6 五 高速级齿轮设计 计算及说明结果 5 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 选用斜齿圆柱齿轮传动如上图所示 有利于保障传动的平稳 性 2 设备为一般工作机器 速度不高 故选用 7 级精度 3 材料选择 由表 10 1 选小齿轮材料为 40cr 调质 硬度为 280hbs 大齿轮为 45 钢 调质 硬度为 240hbs 二者材料硬度 差为 40hbs 4 选小齿轮齿数 大齿轮124z 故选 2 2 1 4 28 24102 7zi z 2103z 5 初选螺旋角 14 5 2 按齿面接触强度设计 齿面接触强度计算公式为 1 2 31 21 the t dh ktuz z d u 1 确定公式内的各计算数值 试选 kt 1 6 由图 10 30选取区域系数 h z 2 433 由图标准圆柱齿轮传动的端面重合度查得 0 780 0 865 则1 2 0 780 0 865 1 645 12 由表 10 7 选取齿宽系数 1d 由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 12 189 8ezmpa 由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮 lim1 600 h mpa lim2 550 h mpa 由式 10 13 计算应力循环次数 1 9 1 99 21 2 6060 476 67 1 2 8 300 8 1 098 10 1 098 10 4 280 257 10 hnn jl nni 由图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 10 95hnk 20 96hnk 计算接触疲劳许用应力 124z 2103z 14 kt 1 6 h z 2 433 1 645 1d 12 189 8ezmpa lim1 600 h mpa lim2 550 h mpa 9 1 9 2 1 098 10 0 257 10 n n 10 95hnk 20 96hnk 7 取失效概率为 1 安全系数 s 1 由式得 lim2 1 lim1 1 2 2 12 0 95 600570 0 96 550528 2549 h hn h h hn h hhh k mpa s k mpa s mpa 2 计算 试算小齿轮分度圆直径 由计算公式得 1t d 4 2 3 1 2 1 6 6 51 104 8 2 433 189 8 1 1 645 4 28549 47 99 td mm 计算圆周速度 11 47 99 476 67 1 198 60 100060 1000 t d n vm s 计算齿宽 b 及模数ntm 1 1 1 1 47 9947 99 cos47 99 cos14 1 94 24 2 252 25 1 944 365 47 99 4 36510 994 dt t nt nt bdmm d mmm z hmmm b h 计算纵向重合度 1 0 318tan0 318 1 24 tan141 903 dz 计算载荷系数 k 取 根据 7 级精度 由图 10 8 查得动1ak 1 198 vm s 载系数 由 表 10 4 查得 由图 10 13 查得1 08vk 1 42k 由表 10 3 查得 故载荷系数1 35fk 1 4hfkk 1 1 08 1 4 1 422 15avhhkk k kk 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由式 10 10a 得 33 11 47 992 15 1 652 96ttddkkmm 计算模数nm 1 1 cos52 96 cos14 2 14 24 n d mmm z 5 3 按齿根弯曲强度设计 由式 10 17 1 2 570 528 549 h h h mpa mpa mpa 147 99tdmm 1 198 vm s 47 99 1 94 4 365 10 994 nt bmm mmm hmm b h 1 903 1 42k 1 35fk 1 4hfkk 2 15k 152 96dmm 2 14 n mmm 8 2 1 3 2 1 2cos fsa n df kt yy y m z 1 确定计算参数 计算载荷系数 1 1 08 1 4 1 352 04avffkk k kk 根据纵向重合度 从图查得螺旋1 903 角影响系数 0 88y 计算当量齿数 查取齿形系数 由表查得 12 592fy 22 175fay 查取应力校正系数 由表查得 11 596say 21 795say 查取弯曲疲劳强度极限 由图 10 20c 查得小齿轮 大齿轮 1500fempa 2380fempa 查取弯曲疲劳寿命系数 由图 10 18 查得 10 85fnk 20 88fnk 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 由式 10 12 得1 4s 11 1 22 2 0 85 500 303 57 1 4 0 88 380 238 86 1 4 fnfe f fnfe f k mpa s k mpa s 计算大 小齿轮的并加以比较 fasa f y y 11 1 22 2 2 592 1 596 0 0136 303 57 2 175 1 795 0 0163 238 86 fasa f fasa f yy yy 大齿轮的数值大 2 设计计算 42 3 2 2 2 04 6 51 100 88 cos 14 0 01631 56 1 241 645 nmmm 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的法向模数大nm 于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模数 取 2mm 可满足弯nm 曲强度 为满足接触疲劳强度 按接触强度算得的分度圆直径 由153 51dmm 2 04k 1 903 0 88y 1 2 26 3 106 15 v v z z 12 592fy 22 175fay 11 596say 21 795say 10 85fnk 20 88fnk 1 2 303 57 238 86 f f mpa mpa 11 1 22 2 0 0136 0 0163 fasa f fasa f yy yy 1 56nmmm 2mmnm 153 51dmm 9 1 1 cos53 51 cos14 25 7 2n d z m 取 则 取 126z 24 28 26111z 2111z 5 4 几何尺寸计算 1 计算中心距 12 26 111 2 141 2 2cos2 cos14 n zzm ammmm 将中心距圆整为 141 mm 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 12 26 111 2 arccosarccos13 40 8 22 cos14 n zzm a 因 值改变不多 故参数 等不必修正 a k h z 3 计算大 小齿轮的分度圆直径 1 1 2 2 53 51 cos 228 48 cos n n z m dmm z m dmm 4 计算齿轮宽度 11 53 5153 51 d bdmm 圆整后取 255bmm 160bmm 5 5 结构设计 小齿轮齿顶圆直径 16omm 且满足齿根圆到键槽底部的距离 e16omm 而又 t m 小于 5oomm 故以选用腹板式结构为宜 其它有关尺寸按图荐用的结构尺寸设计 齿根圆直径为 53 512 1 0 25 nnaf mchdd 2 11 2 48 51mm 2 223 48 f dmm 齿顶圆直径为 11 253 512 1 257 51 aann ddh mmm 2 232 48 a dmm 126z 2111z 141amm 13 40 8 1 2 53 51 228 48 dmm dmm 160bmm 255bmm 48 51mm 1f d 2 223 48 f dmm 1a d 57 51mm 2 232 48 a dmm 10 六 低速级齿轮设计 6 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 选用斜齿圆柱齿轮传动 2 设备为一般工作机器 速度不高 故选用 8 级精度 3 材料选择 在同一减速器各级小齿轮 或大齿轮 的材料 没有特殊情况 应选用相同牌号 以减少材料品种和工艺 要求 选小齿轮材料为 40cr 调质 硬度为 280hbs 大齿 轮为 45 钢 调质 硬度为 240hbs 二者材料硬度差为 40hbs 4 选小齿轮齿数 大齿轮128z 故选 2 12 1 3 05 2885 4zi z 286z 5 初选螺旋角 14 6 2 按齿面接触强度设计 齿面接触强度计算公式为 1 2 31 21 the t dh ktuz z d u 1 确定公式内的各计算数值 试选 kt 1 6 由图 10 30选取区域系数 h z 2 433 由图标准圆柱齿轮传动的端面重合度查得 0 80 0 86 则 1 66 1 2 12 由表 10 7 选取齿宽系数 1d 由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 12 189 8ezmpa 由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极 限 大齿轮 lim1 600 h mpa lim2 550 h mpa 由式 10 13 计算应力循环次数 2 8 1 87 21 2 6060 111 37 1 2 8 300 8 2 57 10 2 57 10 3 058 14 10 hnn jl nni 由图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 10 96hnk 20 97hnk 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 s 1 由式得 128z 286z 14 kt 1 6 h z 2 433 1 66 1d 12 189 8ezmpa lim1 600 h mpa lim2 550 h mpa 8 1 7 2 2 57 10 8 14 10 n n 10 96hnk 20 97hnk 11 lim2 1 lim1 1 2 2 12 0 96 600576 0 97 550533 5 2554 75 h hn h h hn h hhh k mpa s k mpa s mpa 2 计算 试算小齿轮分度圆直径 由计算公式得 1t d 5 2 3 1 2 1 6 2 55 104 05 2 433 189 8 1 1 66 3 05554 75 76 76 td mm 计算圆周速度 11 76 76 111 37 0 448 60 100060 1000 t d n vm s 计算齿宽 b 及模数ntm 1 1 1 1 76 7676 76 cos76 76 cos14 2 66 28 2 252 25 2 665 98 76 76 5 9812 83 dt t nt nt bdmm d mmm z hmmm b h 计算纵向重合度 1 0 318tan0 318 1 28 tan142 22 dz 计算载荷系数 k 取 根据 7 级精度 由图 10 81ak 0 448 vm s 查得动载系数 由 表 10 4 查得 由1 06vk 1 425k 图 10 13 查得 由表 10 3 查得 1 38fk 1 4hfkk 故载荷系数 1 1 08 1 4 1 4252 155avhhkk k kk 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由式 10 10a 得 33 11 76 762 155 1 684 77ttddkkmm 计算模数nm 1 1 cos76 76 cos14 2 66 28 n d mmm z 6 3 按齿根弯曲强度设计 由式 10 17 1 2 570 533 5 551 75 h h h mpa mpa mpa 176 76tdmm 0 448 vm s 76 76 2 66 5 98 12 83 nt bmm mmm hmm b h 2 22 1 425k 1 38fk 1 4hfkk 2 155k 184 77dmm 2 66 n mmm 12 2 1 3 2 1 2cos fsa n df kt yy y m z 1 确定计算参数 计算载荷系数 1 1 08 1 4 1 402 12avffkk k kk 根据纵向重合度 从图查得2 22 螺旋角影响系数 0 88y 计算当量齿数 1 1 33 2 2 33 28 30 65 coscos 14 86 94 14 coscos 14 v v z z z z 查取齿形系数 由表查得 12 511fy 22 192fay 查取应力校正系数 由表查得 11 628say 21 784say 查取弯曲疲劳强度极限 由图 10 20c 查得小齿轮 大齿轮 1500fempa 2380fempa 查取弯曲疲劳寿命系数 由图 10 18 查得 10 90fnk 20 94fnk 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 由式 10 12 得1 4s 11 1 22 2 0 90 500 321 43 1 4 0 94 380 225 14 1 4 fnfe f fnfe f k mpa s k mpa s 计算大 小齿轮的并加以比较 fasa f y y 11 1 22 2 2 511 1 628 0 01272 321 43 2 192 1 784 0 01533 225 14 fasa f fasa f yy yy 大齿轮的数值大 2 设计计算 2 12k 2 22 0 88y 1 2 30 65 94 14 v v z z 12 511fy 22 192fay 11 628say 21 784say 10 90fnk 20 94fnk 1 2 321 43 225 14 f f mpa mpa 11 1 22 2 0 01272 0 01533 fasa f fasa f yy yy 2 1933nmmm 13 52 3 2 2 2 12 2 55 100 88 cos 14 0 015332 1933 1 281 66 nmmm 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的法向模数 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模数 取 3mm nmnm 可满足弯曲强度 为满足接触疲劳强度 按接触强度算得 的分度圆直径 由184 77dmm 1 1 cos84 77 cos14 28 1 3n d z m 取 则 取 128z 285 4z 286z 6 4 几何尺寸计算 1 计算中心距 12 2886 3 176 23 2cos2 cos14 n zzm ammmm 将中心距圆整为 176 mm 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 12 arccos13 41 23 2 n zzm a 因 值改变不多 故参数 等不必修正 a k h z 3 计算大 小齿轮的分度圆直径 1 1 2 2 28 3 86 45 coscos14 86 3 265 54 coscos14 n n z m dmm z m dmm 4 计算齿轮宽度 11 86 4586 45 d bdmm 圆整后取 290bmm 195bmm 6 5 结构设计 小齿轮齿顶圆直径 16omm 且满足齿根圆到键槽底部的距离 e t m 16omm 而又小于 5oomm 故以选用腹板式结构为宜 其它有关 尺寸按图荐用的结构尺寸设计 齿顶高 m 1 3 3mm a h a h 齿根高 1 0 25 3 3 75mm f h a hcm 全齿高 h 3 3 75mm 6 75mm a h f h 3mmnm 184 77dmm 128z 286z 176 23amm 13 41 23 1 2 86 45 265 54 dmm dmm 86 45bmm 195bmm 290bmm 3mm a h 3 75mm f h h 6 75mm 0 75mmc 92 45mm 3 a d 14 顶隙 m 0 25 3 0 75mmcc 齿顶圆直径 2 86 45 2 3mm 92 45mm 3 a d 3 d a h 265 54 2 3mm 271 54mm 4 a d 4 d2 a h 齿根圆直径 2 86 45 2 3 75 78 95mm 3 f d 4 d f h 265 54 2 3 75 258 04mm 4 f d 4 d2 f h 6 6 齿轮作用力的计算 1 高速级齿轮传动的作用力 已知高速轴传递的转矩 6 25 10 4mm 转速 1 t 476 67r min 1 n 螺旋角 14 小齿轮左旋 大齿轮右旋 小齿轮分度圆直径 53 51mm 1 d 齿轮 1 的作用力 圆周力 n 2336n 2 t f 1 1 2t d 2 62500 53 51 径向力为 2336 n 875 06n 2 2 tan cos n rt x ff tan20 cos14 轴向力 2336 568 61n 22 tan at ff tan14 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 133770n mm 转速 2 t 174 91r min 小齿轮右旋 大齿轮左旋 小齿轮分度圆直 2 n 径为 86 64 3 d 齿轮 3 的作用力 圆周力 5899 36n 3 2 3 22 255000 86 45 t t f d 271 54mm 4 a d 78 95mm 3 f d 258 04mm 4 f d 2336n 2 t f 875 06n 2 r f 568 61n 2 a f 5899 36 3 t f n 2147 19n 3 r f 3 1435 92 a fn 15 径向力 32 tan cos5899 36 tan20 cos142147 19 rtn ffxn 轴向力 33 tan5899 36 tan141435 92 at ffn 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 6 7 浸油深度设计 齿轮 2 的齿高 h 4 5mm 设计要求必须不小于 10mm 且不 大于 1 3 分度圆直径 即 1 3 232 48 77 39mm 齿轮 4 的浸油深度须分度圆的 1 6 1 3 即 1 6 265 54 22 12mm 综上 取浸油深度 h 48mm h 48mm 16 17 七 减速器机体结构尺寸 名称符号计算公式结果 箱座厚度 0 02538a 8 箱盖厚度 1 1 0 0238a 8 箱盖凸缘厚度 1 b 11 1 5b 12 箱座凸缘厚度b1 5b 12 箱座底凸缘厚度 2 b 2 2 5b 20 地脚螺钉直径 f d12036 0 ad fm20 地脚螺钉数目n查手册 4 轴承旁联结螺栓直径 1 d 1 0 75 f dd m14 盖与座联结螺栓直径 2 d 0 5 0 6 2 d f d m10 轴承端盖螺钉直径 3 d 0 40 5 3 d f d 8 视孔盖螺钉直径 4 d 0 30 4 4 d f d 6 定位销直径d 0 70 8 d 2 d 8 至外箱壁的 f d 1 d 2 d 距离 1 c查手册表 11 2 28 22 18 至凸缘边缘距离 f d 2 d 2 c查手册表 11 2 26 16 外箱壁至轴承端面距离 1 l 510 1 l 1 c 2 c 59 大齿轮顶圆与内箱壁距 离 1 1 2 1 10 齿轮端面与内箱 壁距离 2 2 10 箱盖 箱座肋厚mm 1 85 0 85 0 11 mm 6 8 6 8 轴承端盖外径 2 d 55 5 dd 2 3 d 112 1 轴 120 2 轴 160 3 轴 轴承旁联结螺栓距离s 2 ds 112 1 轴 120 2 轴 180 3 轴 18 八 轴的结构设计 8 1 中间轴的设计计算 8 1 1 已知条件 中间轴传递的功率 2 97kw 转速 齿轮 2 2 p 2 111 37 minnr 分度圆直径 228 48mm 齿轮宽度 60mm 95mm 2 d 2 b 3 b 8 1 2 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 1 3 初算轴径 查表得 a 106 135 考虑轴端不承受转矩 只承受少量的弯矩 故取 a 110 则 2 3 3 min20 2 p2 97 d1 08a1 08 11235 48 n111 37 mmmm 8 1 4 结构设计 轴的结构构想如图 轴承部件的结构设计 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 从处开始设计 min d 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 7208ac 经过验算 轴承 7208ac 的寿命符合减速器的预期寿命要求 由 3 表 6 6 45 钢 调质 处理 m i n 35 48dm m 19 得轴承内径 d 40mm 外径 d 80mm 宽度 b 18mm 定位轴肩直径 47mm 外径定位直径 73mm 对轴的力作用点与外圈大端 a d a d 面的距离 17mm 故 40mm 3 a 1 d 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号 则 40mm 5 d 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 和应分别略大于和 可初定 42mm 2 d 4 d 1 d 5 d 2 d 4 d 齿轮 2 轮毂宽度范围为 1 2 1 5 50 4 63mm 取其轮毂宽 2 d 度与齿轮宽度 55mm 相等 左端采用轴肩定位 右端次用套筒 2 b 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 95mm 相等 其右端采用轴肩定位 左端采用套筒 3 b 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 92mm 52mm 2 l 4 l 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 74 4 2mm 取其高度为 h 4mm 故 50mm 2 d 3 d 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 的距离初定为 1 10mm 则箱体内壁之间的距离为 3 12 133 6055 2 2 10 1095 182 5 22 x bb bbmmmm 齿轮 2 的右端面与箱体内壁的距离 2 10 60 55 2 12 5mm 则轴段 的长 2 1 1 b 2 b 度为 33 10lmm 轴段 及轴段 的长度 该减速器齿轮的圆周速度 2m s 故轴承采用脂润滑 需要用挡 油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座 轴承内端面距箱体内壁的 距离取为 12mm 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 11 3 18 12 103 43lbmmmmmm 40mm 1 d 5 d 42mm 2 d 4 d 82mm 2 l 48mm 4 l 50mm 3 d 182 5 x mmb 3 10 lmm 20 轴段 的长度为 52 2 18 12 12 52 44 5lbmmmmmm 轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离 17mm 则由 3 3 a 图 11 6 可得轴的支点及受力点间的距离为 3 113 95 3 43173 70 5 22 b llammmmmm 23 23 5595 10 85 22 bb llmmmm 2 353 55 2 47172 55 5 22 b llammmmmm 8 1 5 键连接 齿轮与轴间采用 a 型普通平键连接 查 3 表 6 1 得键的型号分 别为键 12 8 80gb t 1096 1990 和键 12 8 45gb t 1096 1990 8 1 6 轴的受力分析 画轴的受力简图 轴的受力简图如图所示 计算轴承支承反力 在水平面上为 32 2 332323 1 123 875 0655 52147 19 8555 5 568 6114 241435 9243 225 75 58555 5 22 1801 57 rraa x dd f lfllff r lll n 1 43lmm 5 44 5lmm 1 70 5lmm 2 85lmm 3 55 5lmm 21 2213 875 06 1801 57 2147 19529 44 xrhr rfrfn 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 3232 3 1 123 5899 36 8555 2336 55 5 70 5 8555 5 4542 69 tt z fllf l rn lll n 2321 5899 3623364542 69 3692 67 zttz rffrnn 轴承 1 的总支承反力为 2222 111 1801 574542 694886 89 xz rrrnn 轴承 2 的总支承反力为 2222 222 529 443692 673730 43 xz rrrnn 3 画弯矩图 弯矩图如图 11 10c d e 所示 在水平面上 a a 剖面右侧 11 1801 57 70 5127010 69 axx mr ln mmn mm b b 剖面为 23 529 44 55 529383 92 bxx mr ln mmn mm 2 2 2 228 48 19383 92568 6135574 09 2 bxbxa d mmf n mmn mm 在垂直平面上为 11 4542 69 70 5320259 65 azz mr l n mmn mm 23 3730 43 55 5207038 86 bzz mr l n mmn mm 合成弯矩 a a 剖面左侧 2222 127010 69320259 65 344525 70 aaxaz mmmn mm n mm b b 剖面左侧为 2222 35574 09207038 86 210072 85 bbxbz mmmn mm n mm b b 剖面右侧为 1 1801 57 x rn 2 529 44 x rn 1 4542 69 z rn 2 3692 67 z rn 1 4886 89rn 2 3730 43rn 127010 69 ax mn mm 29383 92 bx mn mm 35574 09 bx mn mm 320259 65 az mn mm 207038 86 bz mn mm 344525 70 a mn mm 210072 85 b mn mm 22 2222 29383 92207038 86 40963 39 bbxbz mmmn mm n mm 4 画转矩图 2 255000tn mm 8 1 7 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 由教材表 10 1 查 出其强度极限 并由表 10 3 中查出与其对应的 2 650 b n mm 取 0 58 2 1 60 b n mm 2 222 344525 70 0 58 255000 374929 82 vaa mmtn mm n mm 根据 a a 剖面的当量弯矩求直径 3 3 1 374929 82 39 68 0 10 1 60 va b m dmmmm 在结构设计中该处的直径 故强度足够 2 42dmm 8 1 8 校核键连接的强度 齿轮 2 处键连接的挤压应力为 2 4 44 255000 90 19 42 8 45 12 p t mpampa d hl 取键 轴及齿轮的材料都为钢 由表 6 2 查得 125 150mpa 强度足够 p p p 齿轮 3 处的键长于齿轮 2 处的键 故其强度也足够 8 1 9 校核轴承寿命 计算轴承的轴向力 由 3 表 6 6 查的角接触轴承 7208ac 轴承得 35200n 24500n 568 61n r c or c 2a f 2147 19n 1435 92n r3 f a3 f r1 f4886 89n r2 f3730 43n 对于型轴承 轴承的派生轴向力 7208ac 0 68 dr ff 11 0 680 68 4886 893273 26 dr ffnn 40963 39 b mn mm 2 255000tn mm 轴强度足够 键强度足够 23 22 0 680 68 3730 432536 69 dr ffnn 32 1435 92568 61867 31 aeaa fff 算得 21 3404 aedd ffnf 所以 12 3404 00 adae fffn 22 2536 69 ad ffn 求轴承的当量动载荷和 1 p 2 p 对于轴承 1 1 1 3404 00 0 700 68 4886 89 a r f f 对于轴承 2 2 2 2536 69 0 6790 68 3730 43 a r f f 查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为 对于轴承 1 1 0 41x 1 0 87y 对于轴承 2 2 1x 2 0y 12222 1 1 0 41 48886 890 87 37705773 60 pra pfx fy fn 21111 1 11 3730 43 04103 33 pra pfx fyfn 求该轴承应具有的额定载荷值 因为则有 12 pp 33 66 101035 2 6060 111 375773 60 33913 177 c l np 年 故符合要求 7208ac 8 28 2 高速轴的设计与计算高速轴的设计与计算 8 2 1 已知条件 高速轴传递的功率 3 1196kw 转速 476 67r min 小齿轮 1 p 1 n 分度圆直径 53 51mm 齿轮宽度 60mm 1 d 1 b 8 2 2 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 8 2 3 初算最小轴径 查表得 a 106 135 考虑轴端既承受转矩 又承受弯矩 故取中 轴承寿命足 够 24 间值 a 110 轴与带轮连接 有一个键槽 轴径应增大 3 5 轴端最细 处直径为 19 68mm 19 68 0 03 0 05 mm 20 27 20 66 1 d 1 3 3 min10 1 p3 1196 d1 05 a1 05 11021 60mm n476 67 mm 取 25mm min d 8 2 4 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 25mm 带轮轮毂的宽度为 1 5 2 0 1 5 2 0 1 d 1 d 25mm 33mm 42mm 结合带轮结构 37 5 50mm 取带轮轮毂 l带轮 的宽度 50mm 轴段 的长度略小于毂孔宽度 取 48mm l带轮 1 l 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 45 钢 调制 处理 25mm min d 25 寸 带轮用轴肩定位 轴肩高度 h 0 07 0 1 0 07 0 1 1 d 25mm 1 75 2 5mm 轴段 的轴径 2 2 1 3 2 d 1 d mm 29 2 31mm 其最终由密封圈确定 该处轴的圆周素的小于 3m s 可选用毡圈油封 查表 7 12 选毡圈 30