带式运输机传动装置设计.doc

0 机械设计机械设计 课程设计说明书课程设计说明书 题题 目目 带式运输机传动装置设计 姓姓 名名 专专 业业 2009 级机械设计制造及其自动化 学学 号号 指导老师指导老师 成成 绩绩 理工学院工程技术系理工学院工程技术系 2011 年年 6 月月 1 目录 目录 1 一 设计任务书 3 1 1 设计题目 3 1 2 原始数据 3 1 3 工作条件 3 1 4 设计工作量 3 二 设计内容 4 1 传动装置总体设计方案 4 2 电动机的选择 5 2 1 选择电动机的类型 5 2 2 选择电动机的容量 5 2 3 确定电动机转速 6 3 计算传动装置的运动和动力参数 6 3 1 传动比的分配 6 3 2 各参数的计算 7 4 齿轮的设计 8 高速级齿轮设计 8 低速级齿轮设计 12 5 轴的设计 18 2 一 齿轮轴的设计 18 二 输出轴的设计 22 二 中间轴的设计 26 6 滚动轴承的校核 30 计算输入轴承 31 计算输出轴承 31 7 键选择及校核 32 输入轴与联轴器间键的选择及校核 32 输出轴与齿轮间键的选择及校核 32 输出轴与联轴器间键的选择及校核 32 中间轴与大齿轮间键的选择及校核 33 中间轴与小齿轮间键的选择及校核 33 8 箱体结构的设计 33 9 润滑密封设计 35 10 联轴器设计 36 三 设计小结 37 四 参考文献 38 五 致谢 39 六 评语 40 3 一 设计任务书 1 1 设计题目 带式运输机传动装置 1 2 原始数据 1 3 工作条件 连续单向运转 载荷平稳 空载起动 使用期八年 小批量生产 两班制工作 运输带速度允许误差为 5 1 4 设计工作量 加速器装配图一张 0 号图纸 零件工作图 2 张 按 1 1 比例绘制 设计说明书一份 指导老师签字 日期 2011 年 6 月 20 数据编号12345 运输带工作拉力 F N11001150120012501300 运输带工作速度 V m s 1 1 501 601 701 501 55 卷筒直径 D mm250260270240250 10 二 设计内容 1 传动装置总体设计方案 本组设计数据 第 2 组数据 运送带工作拉力 F N 1150 运输带工作速度 v m s 1 60 卷筒直径 D mm 260 1 外传动机构为联轴器传动 2 减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器 1 运输带 2 卷筒 3 联轴器 4 二级圆柱齿轮减速器 5 电动机 3 方案简图如上图 F 1150N V 1 60m s D 260mm 11 4 该方案的优缺点 结构简单 但齿轮相对于轴承的位置不对称 因此要 求轴要有较大的刚度 高速级齿轮布置在远离转矩输入端 这样轴在转矩 作用下产生的扭矩变形和在载荷作用下轴产生的弯曲变形可部分地相互抵消 以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象 用于载荷比较平衡的场合 2 电动机的选择 2 1 选择电动机的类型 按工作要求和工作条件选用 Y 系列三相笼型异步电动机 全封闭自扇冷 式结构 电压 380V 2 2 选择电动机的容量 工作机的有效功率 vP w F F 运送带工作拉力 N V 运输带工作速度 m s 从电动机输出轴到运输带的总工作效率为 4 2 3 4 2 2 1 联轴器传动效率 0 99 1 滚动轴承效率 0 99 2 齿轮传动效率 0 98 3 卷筒传动效率 0 96 4 电动机所需工作效率 w1840 w P 87 0 99 0 1 99 0 2 98 0 3 96 0 4 12 w P P d 2 3 确定电动机转速 按表 18 1 两级展开式圆柱齿轮减速器推荐的传动比 60 8 i i ii 而工作机卷筒轴的转速为 D v nw 60 所以电动机转速的可选范围为 min 7080 944 min118 60 8 rrnin wd 符合这一范围的同步转速有 1000 1500 3000minrminr 三种 综合考虑电动机和传动装置的尺寸 质量及价格等因素 为minr 使传动装置结构紧凑 决定选用同步转速为 1500的电动机 minr 根据电看类型 容量和转速 由 机械设计课程设计手册 表 12 1 选定电动机型号为 Y132M 4 其主要性能如下表 3 计算传动装置的运动和动力参数 3 1 传动比的分配 1 总传动比为 i 电动机 型号 额定功 率 kw 满载 转速 r min 额定转矩 启动转矩 额定转矩 最大转矩 质量 kg Y132M 4 7 5 1440 2 2 2 381 kw12 2 d P 118r min w n 13 w m n n i 分配传动比 i ii 考虑润滑条件等因素 初定 04 4 i3 i 3 2 各参数的计算 1 各轴的转速 I 轴 min1440rnn m II 轴 min 4 356 r i n n III 轴 min118r i n n 卷筒轴 min118rnnw 2 各轴的输入功率 I 轴 kwPP d 35 7 21 II 轴 kwPP13 7 23 III 轴 kwPP29 6 23 卷筒轴 kwPP58 6 24 卷 3 各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩为 d T mmN n P T m d d 46 10974 41055 9 04 4 i 3 i min1440rn min 4 356 rn min118rn min118rnw kwP35 7 kwP13 7 kwP29 6 kwP58 6 卷 mNTd 74 49 14 I 轴 mmNTT d 4 21 10875 4 II 轴 mmNiTT 5 23 1091 1 III 轴 mmNiTT 5 23 1056 5 卷筒轴 mmNTT 5 24 10284 5 卷 将上述计算结果汇总与下表 以备查用 4 齿轮的设计 高速级齿轮设计 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 按简图所示的传动方案 选用直齿圆柱齿轮传动 软齿轮面闭式传动 2 运输机为一般工作机器 速度不高 故选用 7 级精度 GB10095 88 3 材料选择 由 机械设计 表 10 1 选择小齿轮材料为 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 则大齿轮齿数20 1 z81 12 z iz 轴名功率 P kw转矩 T N mm 转速 n r min 传动比i 效率 I 轴 7 354 875 1041440 4 040 97 II 轴 7 131 91 104356 4 30 97 III 轴 6 925 56 105118 卷筒轴 6 585 284 105118 10 95 mNT 75 48 mNT 1 19 mNT 6 55 mNT 84 52 卷 15 19 2 按齿面接触疲劳强度设计 即 2 3 1 1 1 32 2 H E d t Z u uKT d 一 确定公式内的各计算数值 1 试选载荷系数 3 1 t K 2 计算小齿轮传递的转矩 mmN n P T 4 6 1 10875 4 10559 3 由 机械设计 表 10 7 选取齿宽系数 1 d 4 由 机械设计 表 10 6 查得材料的弹性影响系数 MPaZE8 189 5 由 机械设计 图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极 限 大齿轮的接触疲劳强度极限 MPa H 600 1lim MPa H 550 2lim 6 由式 10 13 计算应力循环次数 9 1 1032 3 163008214406060 h jLnN 8 1 2 1022 8 i N N 7 由 机械设计 图 10 19 取接触疲劳寿命系数 90 0 1 HN K 95 0 2 HN K 8 计算接触疲劳许用应力 取安全系数 S 1 MPaMPa S K HHN H 54060090 0 1lim 1 1 MPaMPa S K HHN H 5 52255095 0 2lim2 2 mmNT 48750 1 20 二 设计计算 1 试算小齿轮分度圆直径 代入中较小的值 t d1 H mm Z u uKT d H E d t 67 50 1 32 2 2 3 1 1 2 计算圆周速度 v sm nd v t 82 3 100060 144067 50 100060 1 3 计算齿轮宽度 b mmdb d 67 50 1 4 计算齿宽高之比 b h 模数 mm z d m53 2 20 67 50 1 1 齿高 mmmh7 553 225 225 2 89 8 7 5 67 50 h b 5 计算载荷系数 查表 10 2 得使用系数 0 1 A K 根据 7 级精度 由图 10 8 得动载系数 smv82 3 12 1 V K 直齿轮 1 FH KK 由表 10 4 用插值法查得 7 级精度 小齿轮相对支承非对称布置时 由 查图 10 13 得 423 1 H K89 8 h b 423 1 H K35 1 H F 故载荷系数 594 1 423 1 12 1 1 KKKK VA 6 校正分度圆直径 1 d 由 机械设计 式 10 10a 得 mmmmKkdd tt 23 543 1 594 167 50 3 3 11 7 计算模数 mmd t 67 50 1 smv 82 3 mmb67 50 mmm53 2 mmh7 5 594 1 K 21 mmzdm71 220 2354 11 三 按齿根弯曲强度设计 由式 10 5 得弯曲强度的设计公式为 F SF YY z KT 3 2 1d 1 2 m 1 确定公式内的各计算数值 1 由图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿a500 1 MP FE 轮的弯曲疲劳强度极限 MPa FE 380 2 2 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 85 0 KFN1 88 0 2 FN K 3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 由式 10 12 得4 1 S MPa S YK FESTFN F 57 303 11 1 MPa S YK FESTFN F 86 238 22 2 4 计算载荷系数 K 512 135 112 11 FFVA KKKKK 5 查取齿形系数 由表 10 5 查得 80 2 1 Fa Y202 2 2 Fa Y 6 查取应力校正系数 由表 10 5 查得 55 1 1 Sa Y701 1 2 Sa Y 7 计算大 小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y 014297 0 1 11 F SaFaY Y 01568 0 2 22 F SaFa YY 大齿轮的数值大 2 设计计算 mmd23 54 1 mmm71 2 512 1 K 22 mm794 1 01568 0 201 10875 4 512 1 2 m 3 2 4 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯 曲疲劳强度计算的强度 由于齿轮模数 m 的大小取决于弯曲强度所决定的承 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 1 794 并就近圆整为标准值 按接触强度算得的分度圆直径 算出小齿轮齿数mm2m mm23 54 d 则 27z 1 1 m d 109 12 mzz 这样设计出的齿轮传动 既满足了齿面接触疲劳强度 又满足 了齿根弯曲疲劳强度 并做到结构紧凑 避免浪费 四 几何尺寸计算 1 计算分度圆直径 mmmzd54227 111 mmmzd2182109 222 2 计算中心距 mm dd a136 2 21 3 计算齿轮宽度 mmdb d 54541 1 取 mmB60 2 mm65 1 B 低速级齿轮设计 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 1 按简图所示的传动方案 选用直齿圆柱齿轮传动 软齿轮面闭式传动 2 运输机为一般工作机器 速度不高 故选用 7 级精度 GB10095 88 3 材料选择 由 机械设计 表 10 1 选择小齿轮材料为 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 mm794 1 m mm2m mm23 54 d 27z1 109 2 z mmd54 1 mmd218 2 mma136 mmB60 2 mmB65 1 23 为 40HBS 4 选小齿轮齿数 则大齿轮齿数 20 3 z 60 34 z iz 2 初步设计齿轮主要尺寸 1 设计准则 先由齿面接触疲劳强度计算 再按齿根弯曲疲劳强度校核 2 按齿面接触疲劳强度设计 即 23 3 1 32 2 3 H E d t Z u uKT d 一 确定公式内的各计算数值 1 试选载荷系数 3 1 t K 2 计算小齿轮传递的转矩 mmN n P T 5 6 3 1091 1 10559 3 由 机械设计 表 10 7 选取齿宽系数 1 d 4 由 机械设计 表 10 6 查得材料的弹性影响系数 MPaZE8 189 5 由 机械设计 图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极 限 大齿轮的接触疲劳强度极限 MPa H 600 3lim MPa H 550 4lim 6 由式 10 13 计算应力循环次数 8 3 10202 883008213566060 h jLnN 8 3 4 10734 2 i N N 7 由 机械设计 图 10 19 取接触疲劳寿命系数 93 0 3 HN K 02 1 4 HN K 8 计算接触疲劳许用应力 取安全系数 S 1 mNT 191 3 24 MPaMPa S K HHN H 55860093 0 3lim3 3 MPaMPa S K HHN H 56155002 1 4lim4 4 二 设计计算 1 试算小齿轮分度圆直径 代入中较小的值 t d3 H mm Z u uKT d H E d t 207 78 1 32 2 2 3 3 3 2 计算圆周速度 v sm nd v t 46 1 100060 356207 78 100060 3 3 计算齿轮宽度 b mmdb d 207 78 3 4 计算齿宽高之比 b h 模数 mm z d mt91 3 20 207 78 3 t3 齿高 mmmh t 798 891 325 225 2 889 8 798 8 207 78 h b 5 计算载荷系数 查表 10 2 得使用系数 0 1 A K 根据 7 级精度 由图 10 8 得动载系数 smv46 1 07 1 V K 直齿轮 1 FH KK 由表 10 4 用插值法查得 7 级精度 小齿轮相对支承非对称布置时 由 查图 10 13 得 423 1 H K889 8 h b 423 1 H K35 1 F K mmd t 207 78 3 smv 46 1 mmb207 78 91 3 t m mmh798 8 889 8 h b 25 故载荷系数 523 1423 1107 11 HHVA KKKKK 6 校正分度圆直径 3 d 由 机械设计 式 10 10a 得 mmmmKkdd tt 98 813 1 523 1207 78 3 3 33 7 计算模数 mmzdm099 420 81 98 33 三 按齿根弯曲强度设计 由式 10 5 得弯曲强度的设计公式为 F SF YY z KT 3 2 3d 2 m 1 确定公式内的各计算数值 4 由图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿a500 3 MP FE 轮的弯曲疲劳强度极限 MPa FE 380 4 5 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 88 0 KFN3 90 0 4 FN K 6 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 由式 10 12 得4 1 S MPa S YK FESTFN F 286 314 33 3 MPa S YK FESTFN F 286 244 44 4 4 计算载荷系数 K 4445 135 1107 11 FFVA KKKKK 5 查取齿形系数 由表 10 5 查得 80 2 3 Fa Y28 2 4 Fa Y 6 查取应力校正系数 由表 10 5 查得 55 1 3 Sa Y73 1 4 Sa Y 523 1 K mmd98 81 3 099 4 m 26 7 计算大 小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y 01381 0 3 33 F SaFa YY 016145 0 4 44 F SaFa YY 大齿轮的数值大 2 设计计算 mmm813 2016145 0 201 1095 1 445 1 2 3 2 3 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯 曲疲劳强度计算的强度 由于齿轮模数 m 的大小取决于弯曲强度所决定的承 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 2 813 并就近圆整为标准值 按接触强度算得的分度圆直径 算出小齿轮齿数3 mmm23 54 d 则 27z 3 3 m d 109i 34 zz 这样设计出的齿轮传动 既满足了齿面接触疲劳强度 又满足 了齿根弯曲疲劳强度 并做到结构紧凑 避免浪费 四 几何尺寸计算 1 计算分度圆直径 mmmz81327d 33 mmmzd243381 34 2 计算中心距 mm dd a162 2 43 3 计算齿轮宽度 mmdb d 81811 3 取 mmB80 4 mm85 3 B 结构设计及绘制齿轮零件图简图 445 1 K mmm813 2 3 m 27 3 z 109 4 z mmd81 3 27 齿数齿宽分度圆直径中心距 z127B165d154 第一级 z2109B260d2218 a1136 z327B385d381 第二级 z481B480d4243 a2162 mmd243 4 mma162 mmB80 4 mm85 3 B 28 5 轴的设计 一 齿轮轴的设计 1 输入轴上的功率 转速和转矩 P n T 由上可知 kwP35 7 min1440rn mmNT 4 10875 4 2 求作用在齿轮上的力 因已知小齿轮的分度圆直径 mmmzd54272 11 而 N d T Ft1806 2 1 NFF tr 658tan 3 初步确定轴的最小直径 材料为 45 钢 正火处理 根据 机械设计 表 15 3 取 于120 0 A 是 由于键槽的影响 且 故mm n P Ad64 20 3 0min mm100dmin 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径mmdd2207 1 minmin 为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应 故需同时选取联轴器 12 d 12 d 型号 联轴器的计算转矩 查 机械设计 表 14 1 取 TKT Aca 5 1 A K 则 mNTKT Aca 125 73 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件 查机械设计手册 选用 ca T GY4 型凸缘联轴器 其公称转矩为 半联轴器的孔径 mN 224mmd30 故取 半联轴器长度 半联轴器与轴配合的毂孔长度mmd30 12 mmL82 mmL60 kwP35 7 min1440rn mNT 75 48 1 NFt1806 NFr658 29 4 齿轮轴的结构设计 1 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1 为了满足办联轴器的轴向定位要求 段左端需制出一轴肩 故取 段的直径 右端用轴端挡圈定位 半联轴器与轴配合mmd36 23 的毂孔长度 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的mmL60 端面上 故 段的长度应比略短一些 现取 LmmL58 12 2 初步选择滚动轴承 因轴承只受径向力的作用 故选用深沟球轴承 按照工作要求并根据 查机械设计手册表 6 1 选取深沟球轴承mmd36 23 6008 其尺寸为 故 156840 BDdmmdd40 7834 mmll15 7834 3 轴肩高度 故取 则轴环处的直径dh07 0 mmh4 轴环宽度取 mmdd48 6745 mml120 45 mml20 67 4 轴承端盖的总宽度为 由减速器及轴承端盖的结构设计而定 mm20 根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求 取端盖的外端面与半 联轴器右端面间的距离 故 mml30 mml50 23 5 由小齿轮尺寸可知 齿轮处的轴端 的直径 mmd58 56 至此 已初步确定了轴的各段和长度 mml65 56 30 2 轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位均采用 A 型平键连接 按由 机械设计设计 12 d 手册 表 4 1 查得平键截面 键槽用键槽铣刀加工 长为 78b hmm58 同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性 故选择半联轴器与轴的配 额为 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的 此处选轴的直 6 7 k H 径尺寸公差为 6m 3 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考 机械设计 表 15 2 取轴端圆角 各轴肩处的圆角半径 452 R2 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图 作为简支梁的轴的支撑跨距 根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩mmmmmmll22016060 32 图 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面 现 将计算处的截面 C 处的 及的值列于下表 H M V MM 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNH1314 1 NFNH492 2 NFNV479 1 NFNV179 2 弯矩MmmNM H 78807 mmNMr 28713 总弯矩mmNM 83875 扭矩TmmNT 48750 31 41 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时 通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 即危险截面 C 的强度 根据上表数据 以及轴单向旋转 扭转切应力为脉动循环变应 力 取 轴的计算应力 6 0 MPa W TM ca 23 5 22 前已选定轴的材料为 45 钢 调质处理 由 机械设计 表 11 2 查得 MPa60 1 因此 故安全 1 ca 二 输出轴的设计 输出轴上的功率 转速和转矩 P n T 由上可知 kwP92 6 min118rn mmNT 5 1056 5 求作用在齿轮上的力 因已知低速大齿轮的分度圆直径 mmmzd243813 44 而 N d T Ft13 4576 2 2 NFF tr 58 1665tan 0 a F 初步确定轴的最小直径 MPa ca 23 5 kwP92 6 min118rn mNT 655 mmd243 4 NFt13 4576 NFr58 1665 0 材料为 45 钢 正火处理 根据 机械设计 表 11 3 取 于120 C 是 由于键槽的影响 故mm n P Cd62 463 min mmdd95 4805 1 minmin 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 为了使所选的轴 d 直径与联轴器的孔径相适应 故需同时选取联轴器型号 d 联轴器的计算转矩 查 机械设计 表 14 1 取 TKT Aca 5 1 A K 则 mNTKT Aca 834 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件 查机械设计手册 选用 ca T GYS6 型凸缘联轴器 其公称转矩为 半联轴器的孔径 mN 900 故取 半联轴器长度 半联轴器与轴mmd50 mmd50 mmL112 配合的毂孔长度mmL84 轴的结构设计 1 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1 为了满足办联轴器的轴向定位要求 段左端需制出一轴肩 故 取 段的直径 左端用轴端挡圈定位 半联轴器与轴配合mmd56 0 的毂孔长度 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的mmL84 端面上 故 段的长度应比略短一些 现取 Lmml82 2 初步选择滚动轴承 因轴承只受有径向力的作用 故选用深沟球轴 承 按照工作要求并根据 查机械设计手册表 6 1 选取深沟mmd56 球轴承 6012 其尺寸为 故mmmmmmBDd189560 而 mmdd60 mml18 3 取安装齿轮处的轴端 的直径 齿轮的右端与左mmd70 轴承之间采用套筒定位 已知齿轮轮毂的跨度为 80mm 为了使套筒端面可 靠地压紧齿轮 此轴端应略短于轮毂宽度 故取 齿轮的左端mml78 采用轴肩定位 轴肩高度 故取 则轴环处的直径dh07 0 mmh5 轴环宽度 取 mmd80 hb4 1 mml21 4 轴承端盖的总宽度为 由减速器及轴承端盖的结构设计而定 mm30 根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求 取端盖的外端面与半 联轴器右端面间的距离 故 mml20 mml50 5 取齿轮距箱体内壁的距离 考虑到箱体的铸造误差 在确mma10 定滚动轴承位置时 应距箱体内壁一段距离 滚动轴承宽度 smmT18 大齿轮轮毂长度 则可确定mmL80 mml80 至此 已初步确定了轴的各段和长度 至此 已初步确定了轴的各段和 长度 2 轴上零件的周向定位 齿轮 半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接 按由 机械设计 d 手册 表 4 1 查得平键截面 键槽用键槽铣刀加工 mmmmhb1220 长为 同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性 故选择齿轮轮毂mm50 与轴的配额为 同样 半联轴器与轴的连接 选用平键为 6 7 n H 0 半联轴器与轴的配合为 滚动轴承与轴的周向mmmmmm50914 6 7 k H 定位是由过度配合来保证的 此处选轴的直径尺寸公差为 6m 3 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考 机械设计 表 1 27 取轴端圆角 452 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图 作为简支梁的轴的支撑跨距 根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和mmmmmmLL18761128 32 扭矩图 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面 现 将计算处的截面 C 处的 及的值列于下表 H M V MM 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNH95 1476 1 NFNH18 3099 2 NFNV57 537 1 NFNV01 1128 2 弯矩MmmNM H 6 191609 mmNMv 6 68808 总弯矩mmNM 87 114572 扭矩TmmNT 5 3 1056 5 0 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时 通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 即危险截面 C 的强度 根据上表数据 以及轴单向旋转 扭转切应力为脉动循环变应 力 取 轴的计算应力 6 0 0 MPa W TM ca 87 20 22 前已选定轴的材料为 45 钢 调质处理 由 机械设计 表 11 2 查得 MPa60 1 因此 故 1 ca 二 中间轴的设计 输出轴上的功率 转速和转矩 P n T 由上可知 kwP13 7 min 4 356rn mmNT 4 1091 1 求作用在齿轮上的力 因已知高速大齿轮的分度圆直径 mmmzd2181092 22 而 N d T Ft23 175 2 2 NFF tr 78 63tan 初步确定轴的最小直径 材料为 45 钢 正火处理 根据 机械设计 表 11 3 取 于120 C 是 mm n P Cd58 323 min 轴的结构设计 由于键槽的影响 故 中间轴的最小直径显然是安装轴承的直径 为了使所选的轴直径 d 与轴承的内径相适应 故需先选取轴承型号 d 1 初步选择滚动轴承 因轴承只受有径向力的作用 故选用深沟球轴承 kwP13 7 min4 356rn mNT 1 19 mmd218 2 NFt23 175 NFr78 63 0 按照工作要求并根据 查机械设计手册表 6 1 选取深沟球mmd58 32 min 承承 6012 其尺寸为 故mmmmmmBDd156840 而 mmdd40 mml2415 3 取安装齿轮处的轴端 的直径 大齿轮的左端与左轴mmd50 承之间采用套筒定位 已知大齿轮轮毂的跨度为 60mm 为了使套筒端面可 靠地压紧齿轮 此轴端应略短于轮毂宽度 故取 齿轮的右端mml48 采用轴肩定位 轴肩高度 故取 则轴环处的直径dh07 0 mmh5 同理知 小齿轮轮毂的跨度为 85mm 为了使mmd60 mml30 套筒端面可靠地压紧齿轮 此轴端应略短于轮毂宽度 故取 mml83 至此 已初步确定了轴的各段和长度 至此 已初步确定了轴的各段 和长度 2 轴上零件的周向定位 齿轮轴的周向定位均采用平键连接 按由 机械设计手册 表 4 1 d 查得平键截面 键槽用键槽铣刀加工 长为 同mmmmhb914 mm30 时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性 故选择齿轮轮毂与轴的配额为 同样 按由 机械设计手册 表 4 1 查得平键截面 6 7 n H d 0 键槽用键槽铣刀加工 长为 同时为了保证齿mmmmhb914 mm55 轮与轴配合有良好的对中性 故选择齿轮轮毂与轴的配额为滚动轴承与 6 7 n H 轴的周向定位是由过度配合来保证的 此处选轴的直径尺寸公差为 6m 3 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考 机械设计 表 1 27 取轴端圆角 452 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图 作为简支梁的轴的支撑跨距 根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面 现 将计算处的截面 C 处的 及的值列于下表 H M V MM 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNH53 6823 1 NFNH53 6823 2 NFNV56 2483 1 NFNV56 2483 2 弯矩MmmNM H 15 375294 8 136595 V M 总弯矩mmNM 66 399379 扭矩TmmNT 2030000 0 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时 通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 即危险截面 C 的强度 根据上表数据 以及轴单向旋转 扭转切应力为脉动循环变应 力 取 轴的计算应力 6 0 0 MPa W TM ca 87 20 22 前已选定轴的材料为 45 钢 调质处理 由 机械设计 表 11 2 查得 MPa60 1 因此 故安全 1 ca 绘制轴的工作图 如下 6 滚动轴承的校核 轴承的预计寿命h38400300168 H L 计算输入轴承 1 已知 两轴承的径向反力min1440rn NFF RR 22 657 21 2 计算当量载荷 1 P 2 P NFP r 22 657 1 NFP r 22 657 2 3 轴承寿命计算 由于 取 深沟球轴承 取 21 PP NP22 657 3 0 1 p f 查手册得 6008 型深沟球轴承的 则 kNCr8 11 hLh P C n L HH 3840046 66988 60 10 6 故满足预期寿命 计算输出轴承 1 已知 两轴承的径向反力min118rn NFF RR 58 1665 21 h38400 H L min1440rn NFR22 657 1 NFR22 657 2 min118rn 0 2 计算当量载荷 1 P 2 P NFP r 58 1665 1 NFP r 58 1665 2 3 轴承寿命计算 由于 取 深沟球轴承 取 0 21 PP NP58 1665 3 1 t f 2 1 p f 查手册得 6208 型深沟球轴承的 则 kNCr 2 24 hLh P C n L HH 384008 433227 60 10 6 故满足预期寿命 7 键选择及校核 输入轴与联轴器间键的选择及校核 轴径 轮毂长度 查手册 选 A 型平键 其尺寸为mmd30 mmL60 GB T 1096 2003 摘录 mmb8 mmh7 mmL40 现校核其强度 mmbLl52 mmNT 4 10875 4 2 h k MPakldT p 86 172 查手册得 因为 故键符合强度要求 MPa p 110 pp 输出轴与齿轮间键的选择及校核 轴径 轮毂长度 查手册 选 A 型平键 其尺寸mmd70 mmL80 为 GB T 1096 2003 mmb20 mmh12 mmL50 现校核其强度 mmbLl30 mmNT 5 1056 5 2 h k mmb8 mmh7 mmL40 MPa p 86 17 mmb20 mmh12 mmL50 0 MPakldT p 25 882 查手册得 因为 故键符合强度要求 MPa p 110 pp 输出轴与联轴器间键的选择及校核 轴径 轮毂长度 查手册 选 A 型平键 其尺寸mmd50 mmL82 为 GB T 1096 2003 mmb14 mmh9 mmL50 现校核其强度 mmbLl36 mmNT 5 1056 5 2 h k MPakldT p 45 1082 查手册得 因为 故键符合强度要求 MPa p 110 pp 中间轴与大齿轮间键的选择及校核 轴径 轮毂长度 查手册 选 A 型平键 其尺寸mmd50 mmL60 为 GB T 1096 2003 mmb14 mmh9 mmL30 现校核其强度 mmbLl36 mmNT 4 1091 1 2 h k MPakldT p 72 4 2 查手册得 因为 故键符合强度要求 MPa p 110 pp 中间轴与小齿轮间键的选择及校核 轴径 轮毂长度 查手册 选 A 型平键 其尺寸mmd50 mmL80 为 GB T 1096 2003 mmb14 mmh9 mmL55 现校核其强度 mmbLl41 mmNT 4 1091 1 2 h k MPakldT p 14 4 2 MPa p 25 88 mmb14 mmh9 mmL50 MPa p 45 108 mmb14 mmh9 mmL30 MPa p 72 4 mmb14 mmh9 mmL55 MPa p 14 4 0 查手册得 因为 故键符合强度要求 MPa p 110 pp 8 箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造 HT150 制成 采用剖分式结构为了保证齿轮佳合 质量 大端盖分机体采用配合 6 7 s H 1 机体有足够的刚度 在机体为加肋 外轮廓为长方形 增强了轴承座刚度 2 考虑到机体内零件的润滑 密封散热 因其传动件速度小于 12m s 故采用侵油润油 同时为了避免油搅得沉渣溅 起 齿顶到油池底面的距离 H 大于 40mm 为保证机盖与机座连接处密封 联接凸缘应有足够的宽度 联接表面应精创 其表面粗糙度为 6 3 3 机体结构有良好的工艺性 铸件壁厚为 10mm 圆角半径为 R 5 机体外型简单 拔模方便 4 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔 能看到 传动零件齿合区的位置 并有足够的空间 以便于能伸入进行操作 窥视孔有盖板 机体上开窥视孔与凸缘一块 有便 于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封 盖板用铸铁制成 用 M8 紧固 B 油螺塞 放油孔位于油池最底处 并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧 以便放 油 放油孔用螺塞堵住 因此油孔处的机体外壁应凸起一块 由机械加工成 螺塞头部的支承面 并加封油圈加以密封 C 油标 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处 油尺安置的部位不能太低 以防油进入油尺座孔而溢出 0 D 通气孔 由于减速器运转时 机体内温度升高 气压增大 为便于排气 在机盖顶部 的窥视孔改上安装通气器 以便达到体内为压力平衡 E 位销 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度 在机体联结凸缘的长度方 向各安装一圆锥定位销 以提高定位精度 F 吊钩 在机盖上直接铸出吊钩和吊环 用以起吊或搬运较重的物体 减速器机体结构尺寸如下 名称符号计算公式结果 箱座壁厚 83025 0 a 8 箱盖壁厚 1 8302 0 1 a 8 箱盖凸缘厚度 1 b 11 5 1 b 12 箱座凸缘厚度b 5 1 b 12 箱座底凸缘厚度 2 b 5 2 2 b 20 地脚螺钉直径 f d12036 0 ad fM20 地脚螺钉数目n查手册 4 轴承旁联接螺栓直 径 1 d f dd75 0 1 M14 盖与座联接螺栓直 径 2 d 0 5 0 6 2 d f dM10 轴承端盖螺钉直径 3 d 0 4 0 5 3 d f dM8 视孔盖螺钉直径 4 d 0 3 0 4 4 d f dM6 定位销直径d 0 7 0 8 d 2 d8 至外机 f d 1 d 2 d 壁距离 1 C查 机械设计课程 设计指导书 表 11 2 26 20 116 至凸缘边