机械毕业设计1243驱动式滚筒运输机设计说明书
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共42页)
编号：536494
类型：共享资源
大小：307.31KB
格式：ZIP
上传时间：2015-11-28
上传人：QQ28****1120
认证信息
个人认证
孙**（实名认证）
辽宁
IP属地：辽宁
6
积分
- 关 键 词：
-
机械毕业设计论文
- 资源描述：
-
机械毕业设计1243驱动式滚筒运输机设计说明书,机械毕业设计论文
- 内容简介：
-
目 录 1、 前言 2 2、 摘要 3 3、 总体设计方案 4 4、 电动机的选择 6 5、 三角胶带传动设计 7 6、 减速器设计 10 7、 联 轴器的选择 32 8、 锥齿轮传动设计 33 9、 小锥齿轮的设计及轴承座的设计 35 10、 滚筒、滚筒轴及其配件的设计 36 11、 滚筒架的设计及轴承座的设计 39 12、 参考文献 41 13、 结束语 42 nts 2 前 言 本课题设计的是某工厂的驱动式滚筒运输机。该运输机要求结构紧凑，效率高，寿命长，并且能适用于多种场合。 这个设计基本能满足上述要求，并从经济性，实用性出发，尽量与一般工厂的实际情况相吻合。故能够达到预期效果。 当然，由于本人的经验和条件有所限制，缺点和不足之处在所难免。敬请各位老师和同仁提出宝贵的意见和建议。谢谢！ nts 3 摘 要 摘要内容： 本次设计的主要内容有：传动方案的总体设计、电动机的选择、三角胶带传动设计、减速器的设计、联轴器的设计、锥齿轮传动设计及滚筒运输架等的设计。本次设计我采用了三角胶带传动，圆柱齿轮减速器及锥齿轮传动。 关键词： 电动机 . 齿轮 . 减速器 . 轴承 . 滚筒 . Summary Summary contents: The main contents of this design has:Spread to move the choice,triangle tape that project that total design,electric motor spread move the design,stalk that decelerate the join shaft ware of design, the subulate wheel gear spread to move the design and roller the conveyance the design for waiting.This design I adopted the triangle tape to spread to move ,and the cylinder wheel gear decelerate the machine and subulate wheel gear to spread to move. Keywords: Electrpmotor. gear wheel. Reducer. Axletree. Platen. nts 4 一、 总体传动方案设计 驱动式滚筒运输机的原动机选用电动机。因为滚筒的转速为：n5=V/ D （ D为滚筒直径），初步选取滚筒直径为 D=121mm，滚筒长度 L=400mm，滚筒间的间距为 l=1m，因为驱动式滚筒运输机共 10 m长，故滚筒共 10 根，初定木材的最小长度为 3m 。 故 n5=0.8/3.14 0.12 = 2.123r/s =127.4 r/min 。 为了使电动机转速减为 n5 ,故驱动装置与电动机之间必有减速器，为使各滚筒同时转动，各滚筒由锥齿轮带动。电动机与减速器之间由带轮联接，减速器与锥齿 轮由联轴器联接。 1、 初步画出机械传动图， （图 1） 滚筒架图 1锥齿轮滚筒减速器联轴器带轮电动机木 料 运 送 方 向2、 初定各级传动比为： 取带轮传动比为 i1=1.88，减速器传动比为 i2=4，锥齿轮传动比为i3=1.5。因为减速器传动比 i2 4，选为单级圆柱齿轮减速器（查资料nts 5 3表 1-12），因带轮传动比为 i1=1.88 2，选用三角胶带传动。 3、初步计算机械的总功率 由文献 1式（ 16-1） 得滚筒运输机械的总功率为： P =0.735/75 q1(2f+ 1d)+q0( 1d)L+ G(kw) 式中数据： q1：物品分布在 1m长度上所受的载荷； q0 ： 滚筒及其轴的重量； f：物品在滚筒表面的滚动摩擦系数； 1：滚筒轴衬中的滑动系数； d：滚筒的轴径 D：滚筒直径； ：滚筒表面与物品的滑动磨擦系数 ：机械传动的总功率。 （ 1）、首选滚动轴衬效率 1=0.98（共 34个）。 联轴器效率 2=0.99 三角 V 带效率 3=0.9 直齿圆齿轮减速器 4=0.98 锥齿轮 5=0.95（ 10 个） = 1 2 3 4 5 = 0.98 0.99 0.96 0.98 0.95=0.28 （ 2）、查文献 4表 1-8 得： f = 0.6； 1 = 0.002； = 0.4。 （ 3）、滚筒选用热轧无缝钢管，其理论重量为：（取壁厚 7.5mm）G0=20.99Kg/m ，滚筒重量为 G1=20.99 0.4=8.4Kg q0 G1 = 8.4 Kg （ 4）、因滚柱间距为 1m，木材 最短为 3m，木材最大重量为 100 Kg，所以每个滚筒的最大所受的载荷为 q1=100/2=50 Kg nts 6 （ 5）、计算 P =（ 0.75 0.8） /（ 75 0.28） 50（ 2 0.6+0.002 0.036） +8.4 10（ 0.002 0.036/0.121） 0.4+0.4=6.72 kw 二 、 电动机的选择 由于运输机的功率 P =6.72 kw，可知电动机的功率为 PP。又根据其工作条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，额定电压为 380V， Y 型。 根据机械的各 级传动比，可得电动机转速为： n1= n5(i1 i 2 i 3) n1 =127.4(1.8841.5)=1437 r/min 查文献 3边 12-1 （ JB3074-82）可得： 选用 Y132M-4，其额定功率为 P=7.5 kw，额定转速为 n1=1440 r/min 最大转矩为 2.2 电动机外形安装尺寸如下表， 型号 尺 寸 （ mm） H A B C D E G K b b1 b2 h AA BB HA L1 Y132M 132 216 178 89 38 80 33 12 280 210 135 315 60 238 18 515 图 2nts 7 三 、三角带传动设计 （一） 三角带的选择，设计计算 已知：选择的电动机型号 Y130M-4，额定功率 P=7.5 kw，转速 n1=1440 r/min，选择三角带的传动比为 i1=1.88，一天运转的时间为 1015 小时，工作有轻微振动。 三角带传动计算（表中数据由文献 6中查取） 计算项目 公式及数据 计算结果 单位 方案 1 方案 2 计算功率 pca 由表 8-4 选取 KA 1.3 Pca=KAP 9.75 kw 选取胶带型号 根据 Pca 和 n1 由图 8-1 选取 B C 主动轮节圆直径 D1 由表 8-6 和表 8-12 选取 140 200 mm 从动轮节圆直径 D2 D2=iD1 按表 8-12 圆整 250 355 mm 带速 V V= D1n1/（ 60 1000） 25 10.55 16 m/s 实际传动比 i=D2/（ 1-） D1（ =0.02） 1.82 1.81 初定中心距 a0 a0 （ 10.95） D2 250237.5取 240 355337.25取 340 mm 初定胶带节线长度LOP LOP 2a0+ /2（ D1+D2） +（ D2 D1） /4a0 按表 8-2 选取标准值Lp 内周长 Lj 1104.9 1160 1120 1569 1659 1600 mm 计算中心距 a a=a0+LP LOP/2 268 385 mm 主带轮包角 1 1=180-（ D2-D1） /a 60120 155.4 155.8 单根胶带传动功率 P0 由表 8-5 选取 P0 2.03 4.38 Kw nts 8 单根胶带传递功率 增量 P0 由表 8-7 查 Kb 由表 8-8 查 Ki P0=Kbn0（ 1-1/Ki） 1.99 10-3 1.12 0.307 5.63 10-3 1.12 0.869 KW 胶带根数 Z 由表 8-9 查得 K 由表 8-10 查得 K1 Z=Pca/（ K Kl（ Po+ Po） 0.93 0.86 5.22 取 6 根 0.93 0.84 2.38 取 3 根 根 单根胶带的初拉力 Fo 由表 8-39 查得 Fo 18 31 公斤 计算项目 公式及数据 计算结果 单位 有效圆周力 Ft=102 Pca/v 94.3 66.3 公 斤 作用在轴上的力 F F=2FoZ Sin（ 1/2） 210.9 181.6 公斤 带轮宽 B 由表 8-11 查得 e 20 26 mm 由表 8-11 查得 f 12.5 17 mm 故 B=（ Z-1） e+2f 125 86 mm （二）、带轮的设计 1、 带轮的几何尺寸的计算： （ 1） 小带轮的几何尺寸计算： a)、由 YM132-4 型电动机可得：电动机轴伸直径 D=38mm，长度 L=80mm， b)、由文献 6表 8-11 查得： bp=19mm , Hmin=20mm , ha=6mm , e=26mm , f=17mm 0=36 , =10 mm c)、因带轮的中径为 D1=200mm，故选用实心结构， 凸缘直径 d1=76mm（在 1.82D 之间） L=70mm（在 1.52D 之间） （ 2） 大带轮的结构的几何尺寸计算 nts 9 a)、大带轮的孔径 D=36mm,（计算详见齿轮轴的设计） b)、因大带轮 D2=355mm，选用椭圆轮辐式。 c)、其结构尺寸为：（由文献 6P233 页） 孔径 D=36mm 轮缘 d1=（ 1.82） D=70mm， 轮毂长度 L=（ 1.52） D=70mm d2=de 2(1+ )=(D2+2ha) 2(H+ )=(355+26) 2(20+10)=307mm h1=290 mm h2=0.8h1=25.6mm a1=0.4h1=12.8mm a2=0.8a1=12.80.8=10mm f1=0.2h1=6.4mm f2=0.2h2=5.12mm (由文献 6表 8-12 查得辐板厚度 S=24mm) 2 、 绘制带轮零件工作图 a)、小带轮的工作图见图纸 （零件图 2） b)、大带轮的工作图见图 3 （零件 图 4） （结构由文献 6P233 参考） 技术要求、铸件技术要求按 ；、材料 ；、未注圆角 ，倒角均为 ；图3nts 10 四、减速器的设计 由文献 3表 1-12 查得，减速器的传动比为 i2=4，选用单级圆柱齿轮减速器。 （一）、齿轮传动设计 已知 减速器输入轴的功率为 P2=P 3=7.5 0.96=7.2 kw；小齿轮转速为 n2=n1/ i1=1440/1.88=765 r/min。每天工作 15小时，使用年限 15 年，（每年以 300 工作日算），有较长的冲击。转向不变。 设计过程：（以下过程均参照文献 2P221-224， 所用的表，图也由文献 2中查得）。 1、 选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数。 （ 1） 按照图 1的传动方案图，上述查文献所得选直齿圆柱齿轮传动； （ 2） 考虑到此减速器的功率太大，大小齿轮的材料均选用 45 号钢，并经调质及表面淬火，表面硬度为 4050HRC； （ 3） 选取精度等级，因采用表面淬火，齿轮变形不大，不需磨削，故初选 7 精度（ GB10095-88）； （ 4） 选小齿轮数 z1=20，大齿轮齿数为 Z2= iz1=4 20=80 2、 按齿面接触强度设计 由公式（ 10-9a）进行试算，即： 1)确定公式内的各计算值， a)、试选载荷系数 Kt=1.3。 nts 11 b)、计算小齿轮传递转矩 T1 T1=95.5 10P2/n2=95.5 10 7.2/765=0.9 105 Nmm c)、由表 10-7 选取齿宽系数 d=0.9 d)、由表 10-7 查得材料的弹性系数 ZE=189.8 Mpa e)、由图 10-21按齿面硬度中间值 45HRC 查得大小齿轮的接触强度极限 Hlim1= Hlim2=1100 Mpa f）、由式 10-13 计算应力循环次数 N1=60 n1jLn=60765(1530015)=3.1109 g)、由图 10-19 查得接触疲劳强度寿命系数 KHN1=0.88 KHN2=0.90 h)、计算接触疲劳许用应力 取失效率为 1% 安全系数 S=1，由公式 10-12 得： H1=KHN1 Hlim1/s=968 Mpa H2=KHN2 Hlim2/s=990 Mpa 2）、计算 a) 试算小齿轮的分度圆直径 d1t 代入 H 中较小值得： d1t=42.73（ mm） b) 计算圆周速度 V V= d1tn/601000=31.442.3776.5/601000=1.71(m/s) c) 计算齿宽 b b= d d1t=0.942.73=38.457(mm) nts 12 d）、计算齿宽与齿高之比 b/h 模数： mt= d1t / z1=42.73 / 20=2.1365(mm) 齿高： h=2.25mt=2.252.1365=4.81(mm) b/t=38.457/4.81=8 e）、计算载荷系数 根据 V=1.71m/s 7 级精度，由图 10-8 查得载荷系数 Kv=1.07 直齿轮假设 KAFt/b 100N/mm，由表 10-3 查得 KH =KF =1.1 由表 10-2 查得使用系数 KA=1.5 由表 10-4 查得 KH =1.223 由图 10-13 查得 KF =1.18 故载荷系数 K=KAKvK KH =1.51.071.11.223=2.16 f)、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，有式 10-10a 得： d1 d1t K/Kt=42.73 32.16/1.3=50.6mm g)、计算模数 m m=d1/Z1=50.6/20=2.53mm 3、 按齿根弯曲强度计算： 由式 10-15 得弯曲强度的设计公式为： m=32KT1YS YF /（ dZ12 F） 1）、确定公式的各数据值 a)、由图 10-20d 查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1= FE2=600Mpa b)、由图 10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数 KFN1=0.88 KFN2=0.90 nts 13 C)、计算弯曲疲劳安全系数 S=1.4 由式 10-12 得： F1 = KFN1 fe1/s=0.88600/1.4=377.14 mpa. F2= KFN2 fe2/s=0.9600/1.4=385.71 mpa. d)、 计算载荷系数 k. k=kak vk kfb=1.51.071.11.18=2.083 e)、 查取齿形系数与应力校正系数 . 由表 10-5 查得： 齿形系数： Yfa1=2.8 Yfa2=2.22 应力校正系数： Ysa1=1.55 Ysa2=1.77 f)计算大小齿轮的 YfaY sa/ f并加以比较 Yfa1Y sa1/ f1=2.81.55/377.14=0.01151 Yfa2 Ysa2/ f2=2.221.77/385.71=0.01019 小齿轮数值较大。 2).设计计算 m 3 2 2.083 0.9 105 0.01151/（ 0.9 202） =2.29mm. 对比计算结果，由齿面按接触疲劳强度计算的模数略大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲疲劳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 2.29mm。并就近圆整为标准值 m=2.5mm，按接触强度算得的分度nts 14 圆直径 d1=50.6mm。验算： Ft =2T1/d1=20.910 5/50.6=3557.3N KaFt/b=1.535773/0.950.6=117.2100N/mm 设分度圆直径最大可取 dmax，则 Ft =2T/dmax KaFt /b=100 2Kat1/bdmax=100 即： 20.910 51.5/0.9dmaxdmax=100 dmax=55mm. 根据实装尺寸的原因，取 d1=55mm. Z1=d1/m=55/2.5=22 Z2=uZ1=422=88 4几何尺寸的计算 1） 计算分度圆直径 d1=Z1m=222.5=55mm d2=Z2m=882.5=220mm 2） 计算中心距 a。 a=(d1+d2)/2=(55+220)/2=137.5(mm) 3） 计算齿轮宽度 b 4） b= db1=0.955=49.5mm 取（圆整） B2=49mm B1=55mm nts 15 5.验算 Ft=2T1/d1=20.910*8/55=3 272N KaFt/b=32731.5/49=100.16 100N/mm。合适 6.结构设计 （ 1）、大齿轮的结构设计 因其中径 d2=220mm200mm 而小于 500mm。 故选用辐板式。 由文献 6P434查得（表 8-149）其结构尺寸： 因大齿轮孔径 D=65mm.（详见后文齿轮轴设计）。 D1=1.6D=104mm 毂长 L=(1.2 1.5)D=80mmB2 =(2.5 4)m 取 =10mm 辐板厚 C=0.3B=15mm D。 =0.5(D1+D2)=0.5(104+213.15-20)=149 取为 D。 =150(mm) 孔径 d。 =0.25(D2-D1)=22.2 取 d。 =22mm (2).小齿轮的设计 因其中径 d1=55mm, 故选用齿轮轴式。 其结构尺寸为： 中径 d1=55mm 顶径 da1=60mm 宽度 B1=55mm 7. 经校核强度足够 8. 绘制齿轮的工作图 nts 16 小齿轮的工作图见图纸 （零件图 15） 大齿轮的工作图见图纸 （零件图 16） （二）减速器轴的设计 1、 齿轮轴的设计 已知：轴上输入的功率为 P2=7.2Kw,n2=765r/min.因其与大带轮相联，且带轮作用在轴上的里 F=1773.8N.齿轮的切应力 Ft=3273N. 设计过程： （ 1）、计算轴上的扭矩 T T=95.510 5P2/n2=95.510 57.2/765=0.910 5Nmm (2) 求作用在齿轮轴上的力 Ft=3273N.取齿轮压力角为 =20 Fr=Fttg =3273tg20 =1191.3N Ft Fr 因为是直齿圆柱齿轮 =0 Fa=0 Fr 圆周力 Ft.径向力 Fr 的方向如右图 4。 （ 3）初步确定轴的最小直径 图 4 由参考文献 2式 15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45#钢，调质处理。由文献 2表 15-3，取 A。 =126。于是有： dmin=A。 3 P2/n2=1263 7.5/765=27(mm) 考虑到齿轮轴的装配需要，取该齿轮轴的最小尺寸为 36mm。显然输nts 17 入轴的最小直径是安装的大带轮的。 （ 4）、小齿轮的中径 d1=55mm 0.07d 取 h=6，则 d6-7=77mm,另一端用轴承端盖定位， l7-8=12mm D：根据装配 需要取 l2-3=30mm,l4-5=32mm， l7-8=20mm。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度 。 （ c）、轴上的零件的周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按 d5-6 由文献 3表 4-1 查得平键的截面尺寸为 b h=18 11（ GB1096-79），键槽用键槽铣刀加工，长为 68mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6;同样，半联轴器与轴的联结，nts 23 选用平键为 14 9 88（ GB1096-79），半联轴器与轴的配合为 H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位 是借过渡配合来保证。此处选轴的直径尺寸公差为 m6。 （ d）、确定轴上圆角和倒角尺寸 由文献 2表 15-2，取轴端倒角为 1.5 45。圆角半径为 R1.5。 4）按弯扭合成应力校核轴的强度 （ a）、首先根据轴的结构图（图 9）做出轴的计算简图（图 10）。简支梁轴的跨距为 L2=L3=80mm，根据轴的见图做出轴的弯曲图，扭距图和计算弯矩图，从轴的结构图和计算玩具图中可以看出截面 c 处的计算弯矩最大，是轴的危险截面，现将计算出的截面 c 处的 MH,MV,M及 Mca 值列于下表 4。 表 4 载 荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 RH1=RH2=1541N RV1=RV2=560.9N 弯矩 M MH=123280Nmm MV=44872Nmm 总弯矩 M1=M2= 1232802+448722=131192.4Nmm 扭矩 T T=T3=3.39 105Nmm 计算弯矩 Mca Mca1=M1=131192.4 Nmm Mca2= 131192.42+（ 0.6 3.39 105） 2=242039 Nmm （ a 由文献 2p375 页获得） 进行校核时，通常只校核轴上最大计算弯矩的 截面（即 c 面）的强度，则由文献 2式 15-5 及上表中数值可得，（ w 由文献 2表 15-4 查得）。 nts 24 ca=Mca2/W=242039/65 3/32-187(65 -7)2/265=10.3 MPa. 前面已选定轴的材料为 45 号钢，调质处理，由文献 2表 15-1查得 -1=60mpa。因此 -1 ca ， 合适。 5）、绘制大齿轮轴工作图 （见零件图 4） 大齿轮轴计算简图 （见图 10） 图 10 （ 三）、减速器中键的校核 1、 小皮带轮配合用键的强度校核。 （ 1）、因为电动机的轴径为 38mm，查文献 3表 4-1（ GB1096-79）可得：键的尺寸为 10 8，（取 N9/JS9 配合）。轴深度 t 为 50+0.2。毂中、深 t1 为 3.30+0.2，键长取 70mm 的 A 型平键。 （ 2）、校核键的强度 nts 25 键、轴、轮毂的材料都是钢，由文献 2表 6-1 查得许用挤压应力为 P=100120Mpa，取其平均值， P=110 Mpa，键的工作长度l=L-b=70-10=60mm，键与轮毂的接触高度 K=0.5h=0.5 8=4mm。 由文献 2式 6-1 可得： p=2T 10/bld T 为电动机的转矩 又 T=95.50 7.5/1440=47.75N M p=2 47.75 10/4 10 38 =10.47Mpa P 故键的强度适合 2、 大带轮键的校核 （ 1）、大带轮键的选择 因为大带轮轴径为 36mm，大带轮的毂宽为 70mm，查文献 3表 4-1（ GB1096-79）可得键的尺寸为 10 8 70，键为轴的配合为 N9.5 毂的配合为 JS9，轴深 t 为 5.00+0.2，毂深 t1 为 3.3+0.20。 （ 2） 、校核键的强度 键、轴与毂均是由钢制成。由文献 2表 6-1 查得许用挤压应力为： P=100120MPa。取平均值得 P=110MPa。 键的工作长度为： l=L-b=70-10=60mm。 键与轮毂的接触高度为 k=0.5h=4mm。 键上所受的转矩为 nts 26 T=P 3 9550/（ 1440 1.88） =9550 7.5 0.96 1.88/1440 =89.77 N M 由文献 2式 6-1 可得 p=2T 10/kld=2 89.77 10/4 60 36 =20.78MPa P 故大带轮上配合键的强度合适。 3、 大齿轮与轴的配合用键的选择与较核 （ 1）、大齿轮配合用键的选择 因大齿轮与轴搭配和处的轴径为 6.5mm，大齿轮轮毂长为 80mm，由此查文献 3表 4-1（ GB1096-79）查得键的尺寸为 18 11 70，其与轴的配合为 N9，与毂的配合为 JS9 轴深 t 为 7.0+0.20，毂深 t1 为 4.4+0.20 （ 2）、键联结强度的校核 由上述已查得 P=110MPa 键的工作长度为： l=L-b=70-18=52mm， 键与轮毂的接触高度为： k=0.5h=0.5 11=5.5mm， 键上所受的转矩即为大齿轮的转矩 T3 T=T3=3.39 10*N mm=339N m 由文献 2式 6-1 可得： p=2T 10/5.5 52 65 =36.47 Mpa P 故大齿轮上键的强度合适。 nts 27 4.联轴器配合用键的选择与校核 （ 1） .联轴器用键的选择 因与联轴器配合的轴径为 45mm，与联轴器配合的轴的长度为 78mm。因此，数据有文献 3表 4-1（ GB1096-79） 查得键的尺寸： 14 9 70 与 其轴的配合为 N9，与毂的配合为 JS9。 轴深 t=5.5+0.20，毂深 t1=3.8+0.20 （ 2） .键的强度校核 由上述查得 P=110 Mpa 键的工作长度为 l=L-b=70-14=56mm 键与轮毂的接触高度为 k=0.5h=0.5 9=4.5mm 键所受的转矩即为联轴器输入的转矩，亦为 T3 T=T3=339 NM 由文件 2式 6-1 可得： P=2T 10/kld=2 339 10/（ 4.5 56 45） =59.79 Mpa 15000h 即高于预期计算寿命 故选用 42209 圆柱滚子轴承合适（ GB 283-64） 结构尺寸为： 45 85 19 2、 大齿轮轴上滚动轴承的选择及校核 已知：轴上齿轮上的圆周力 Ft=3082N、径向力 Fr=1121.8N、轴的转速为 n3=191.25r/min 轴的预期寿命为 Lh =18000（ 4 年，每年 300 天，每天 15 小时） （ 1）、滚动轴承的选择 nts 29 由表 4 计算可得： RH1=RH2=1541N Rv1=Rv2=560.9N R1=R2= 1541+560.9=1640N （ 2）、确定当量载荷 P 因轴承只受径向力作用，故 A=0 由文献 2式 13-9 得： P=R P=R=R1=R2=1640N （ 3）、由文献 2式 13-6 求出轴承应有的基本额定动载荷 C=P 60nl h/106=16403 60 191.25 1800/106=9694.4N 9.7KN （ 4）、根据上计算 C 值，由文献 3表 6-1（ GB276-89）查得选用Cor=22.10KN 的 6111 型深沟球轴承， （ 5）、验算 6111 滚动轴承的寿命，由文献 2式 13-5 得： Lh=106/60n （ C/P ） =106/ （ 60 191.25 ） （ 22100/1640 ）3=213251.7h18000h 故此轴承合适。 其结构尺寸为 55 90 18 （五）、减速器中箱体的设计 1、减速器箱体用铸造而成，由文献 3表 11-1 与表 11-2 查得箱体结构尺寸如下表 5 名 称 符号 减速器（单级圆柱齿轮）尺寸关系 箱座壁厚 8 箱盖壁厚 1 8 nts 30 箱盖凸缘厚度 b 12 箱座凸缘厚度 b1 12 箱座底凸缘厚度 b2 20 地脚螺钉直径 df M20 地脚螺钉数 目 n 4 轴承旁联结螺栓直径 d1 M16 盖与座联结螺栓直径 d2 M12 定位销直径 d 8 df、 d1、 d2、 至外箱壁距离 C1 df： 26 d1： 22 d2： 18 df、 d2 至凸缘边缘距离 C2 df： 24 d2： 16 轴承旁凸台半径 R1 16 凸台高度 h 见装配图 齿轮顶圆与内箱壁距离 1 10 齿轮端面与内箱壁距离 2 8 箱盖箱座肋板厚度 m m=7 联结螺栓 d2 间距 L 100 检查孔盖螺栓直径 d4 M6 2、起重吊耳的设计 由文献 3表 11-3 画出吊钩结构图如下：（吊耳略） nts 31 见装配图图 11 3、通气器的结构形式和尺寸 由文献 3表 11-4中选用通气帽，其结构尺寸见文献 3表 11-4 中间表， 3、 减速器轴承端盖的结构尺寸。 （ 1）、 2209 轴承端盖结构尺寸由文献 3表 11-5 嵌入式轴承盖 （结构图 12） （ 2）、 6111 轴承端盖结构尺寸由文献 3表 11-5 嵌入式轴承盖 （结构图如图 13） 图 1 3图 1 2nts 32 4、 皮带轮挡圈见装配图 5、 减速器进油口、油标、放油口见装配图 （六）减速器装配图 见总装配图，此略 五、联轴器的选择 设计要求： 联轴器传递功率 P40=P3 1=6.78 0.98=6.5kw，传递转速n4=n3=n3=191.25r/min 1、 轴器的选择 因为联轴器的转速为 n4=191.25 250r/min，无剧烈冲击处，联轴器两端的转速相等，故初步选用十字块联轴器。 2、 联轴器的校核 （ 1）、载荷计算 公称转矩： T=9550 P/n=9550 6.5/191.25=324.6N m 由文献 2表 14-1查得工作情况系数 KA=1.5。由文献 2式 14-3得计算转矩： Tca=KAT=1.5 324.6=486.9 N m （ 2）、型号选择 从文献 5表 4-34 中查得 d=45 的十字滑块联轴器的许用转矩为 800 N m，许用最大转速为 250r/min，故合适。 nts 33 其轴孔长度总长 200mm，半联轴器长度为 80mm。 六、锥齿轮传动设计 设计要求： 小锥齿轮转速 n4=191.25r/min 传动比 i=1.5，每个锥齿轮输入功率 P4=P40 2/10=6.5 0.99/10=0.644kw，轴交角为 90，使用期限为 5 年（每年工作月 300天，每日工作 15 小时）。小齿轮简支，大齿轮悬壁，材料均为 45钢，表面淬火， HRC=4550。精度等级为 8-7-7级。 1、设计过程： 小齿轮的转矩 T4=9550 0.644/191.25=32.16 N m=3.28Kg m 设计计算过程见下表 6 计算项目 计算公式及数据 说明 按 接 触 强 度 初 定 主 要 尺 寸 工作况数 Ka Ka=1 由表 8-119查 接触强度的齿间载荷分布系数 KH KH =2.1 由表 8-208查 试验齿轮的接 触疲劳极限 Hlim Hlim1=Hlim2=104Kg/mm 由图 8-38查 齿数比 u u=n3/n4=1.5 初定小齿轮分度圆直径d1 d1=72mm 由图 8-93查 齿数 z 取 z1=18， z2=uz1=27 z1由图 8-78查 确定大端模数 m m=d1/z1=72/18=4 取 m=4mm 复算小齿轮分度圆直径d1 d1=mz1=4 18=72mm 分锥角 1=arctg（ z1/z2）=33.69 1=33.69 2=90 - 1=56.31 2=56.31 锥距 R R=d1/2sin 1=64.9mm R=64.9mm 宽度 b 取齿宽系数 R=0.3， b= RR=19.47mm， b=20mm nts 34 齿宽系数 R R=b/R=20/64.9=0.3 R=0.3 齿形制 按 JB110-60 齿形制 =20， ha*=1， c*=0.2 接 触 疲 劳 强 度 校 核 计 算 分度圆上圆周力 Fx Fx=2000T3/d1=91.11Kg Fx=91.11Kg 分度圆圆周速度 V V=d1n3/19100=0.72 动载系数 Kv Kv=1.1（ 8级精度） 由表 8-207查 齿数比系数 Zu Zu=1.09 由图 8-95查 按接触强度的齿宽影响系数 Z =1.15 由图 8-96查 节点区域系数 ZH ZH=2.5 由图 8-97查 弹性系数 ZE ZE=60.6 由表 8-206查 接触应力 H H=12.6 取直齿 Z =1 当量循环次数 Ne Ne1=2.58 108 Ne1=1.72 108 见表 8-123 接触强度的寿命系数 ZN ZN1=ZN2 见第 388 页 润滑剂系数 Z1 选择润滑油粘度 r 50=266cst 由表 8-417查 ZL=1.2 由图 8-40查 速度系数 ZV ZV=0.9 由图 8-41查 光洁度系数 ZR ZR=0.88 由图 8-42查 工作硬化系数 ZW ZW=1 由表 8-206查 齿轮的接触疲劳极限 HLIM HLIM=98.8 接触强度的最小安全系数 SHLIN SHLIN=1 由表 8-121查 接触强度的安全系数 SH=1.36 SHmin 接触疲劳强度校核 计算项目 计算公式及数据 小齿轮 大齿轮 分锥角 1 1=33.69 2=56.31 齿顶高 ha ha=4mm ha=4mm 齿高 h h=8.8mm h=8.8mm 齿根高 hf hf=4.8mm hf=4.8 分度圆直径 d d=72mm d=108mm 齿顶圆直径 da da=78.66mm da=114mm 锥距 R R=65mm R=65mm 齿根角 f f=4.23 f=4.23 根锥角 f f=29.46 f=52.08 顶锥角 f=27.92 f=60.54 外锥高 AK AK=51.78 AK=32.67 分度圆弧齿厚 S S=6.28mm S=6.28mm 3、 绘制大 小锥齿轮工作图 大锥齿轮工作图见图 14 小锥齿轮工作图见图 15 考照文献 6表 8-219 查得结构尺寸 nts 35 图 14、 15 的技术要求为： 1、材料 45#钢，表面淬火 HRC45 50； 2、倒角为 2 45，圆角为 R3 图 1 4图 1 5七、小锥齿轮轴的设计及轴上 配件的选择 本次设计的滚筒架长 10m。滚筒有 10 个，故小锥齿轮也需要 10个。因由六中设计可得小锥齿轮设计成锥齿轮轴式，考虑到装配原因，故要分成 10段，段与段之间再通过联轴器联结，并且每段长 1m。 （一） 锥齿轴的设计 1、 轴上的装配方案： 因轴上装有固定杆（与轴承联结），装有两个联轴器，一个联轴器用轴肩定位、另一个用螺钉定位。 2、 计算轴的最小轴径 由前面计算轴径最小直径的方法，求得锥齿轴的最小直径为 30mm，考虑到锥齿轮处轴径为 42mm，故取联轴器的轴径为 36mm。 3、 选用联轴器 由前面的选择计算方法与校核，选用十字滑块联轴器，其轴径为nts 36 36mm，孔径长为 160mm，最大转速为 250r/min，最大转矩为500Nm ，半联轴长为 64mm 4、 固定杆用轴承选择 因轴承同时受轴向力与径向力，由前面的计算方法选用角接触球轴承，其尺寸为： 40 80 18，型号为 36208（由文献 3表 6-6，GB292-83），采用外圈定位，即固定杆与轴承配合处采用圆槽，槽宽为 18mm，槽深为 3.5mm，内径为 80mm。 5、 螺钉的选择 因用于紧固半联轴器，所受的力不太大，故选用 M8的紧钉螺钉（由文献 3表 3-18， GB73-85）。 6、 根据上述配件的结构及装配要求，画出锥齿轮轴的工作图，（图 16） 7、 轴上联轴器周向定位用键。由文献 3表 4-1（ GB1096-79）， 并据联轴器轴径 36mm 有：键的尺寸为： 10 8，长为 50mm 轴t=5.0+0.20， 毂 t1=3.3+0.20，与轴配合为 100+0.2，毂为 100+0.2，其校核方法见四 -（三） 8、 与孔径为 45mm 联结的那一段小齿轮轴，最右端装联轴器的轴径为 45最后一根右边轴承右端不要。 八、滚筒，滚筒轴及其配件设计 （一） 滚筒的设计 由前面已选定的数据有：滚筒直径 D=121mm；滚筒的长度 L=400mm nts 37 1、 选择滚筒的材料。由文献 4表 2-75（ YB231-70）查得： 滚筒的材料选用热轧无缝钢管。其外径 D =121mm，厚度为 7.5mm，理论重量为 20.99Kg/m。 滚筒内与轴配合的钢管材料选用热轧无缝钢管。其外径 D1=64mm，厚度为 12mm，理论重量为 15.24 Kg/m。 联结钢板材料选择热轧扁钢（由文献 4表 2-55（ YB704-83）。其宽度为 D2=110mm 理论重量为 6.91 Kg/m，厚度为 7mm，经加工成外径为 106mm、内孔为 60mm 的圆环钢板。 2、 滚筒结构设计 参照文献 1图 16-3，选用滚筒表面较平整的结构。（即钢管外表面
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号