机械毕业设计519带式运输机电动滚筒的设计说明书
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机械毕业设计论文
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机械毕业设计519带式运输机电动滚筒的设计说明书,机械毕业设计论文
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摘要 带式输送机自从发明至今已有一百五十年的历史，仍然被广泛的应用于生产、生活中， 被广泛使用在石油、化工、塑料、橡胶、食品、建材、包装、纺织、造纸、轻工、立体停车库和流水线等机械设备领域中。 通过本毕业设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，了解减速器的结构设计的步骤及参数选择的原则，熟悉减速器传动的基本原理，熟悉并掌握一套完整的机械传动装置的设计过程。 了解减速器的参数数据的选择原则对传动装置效率的影响。 由于减速器的结构简单实用，被广泛应用于各行各业中，因此，减速器的使用还有很 好的前景。 通过本毕业设计，了解减速器的结构设计的步骤及参数选择的原则，熟悉减速器传动的基本原理， 并设计了 一套完整的 电动滚筒 传动装置。 关键词 ：带式输送机； 减速器设计；主要部件 nts 前言 随着科学技术的迅速发展，市场竞争日趋激烈，在机械制造中，运输工业已成为国民经济支柱产业之一，其在国民经济中所占比重和作用越来越重要，世界各国经济发展历程证明了这一点。改革开放以来，随着市场经济的发展，商品流通的增加，物质的不断丰富，生活水平的提高，人们在追求商品外在质量提高的同时，主要还是追求商品内在质量提 高，保证内在质量就需要快速的运输来实现。近年来人们的消费需求的扩大，运输工业随之迅速发展，在我国国民生产总值中已占到 10%以上，与经济发达国家的差距正在逐步缩小。 运输机械在运输工业中的地位十分重要，对运输工业现代化具有举足轻重的作用。它可以提高劳动生产率，改善生产环境，降低生产成本，减少环境污染，增加产品质量，提高产品的档次，增加附加值从而增加市场竞争力，带来更大的社会效益和经济效益。 我国的运输机械发展起步与 20 世纪 40 年代末，从改革开放前少数几种水平落后的单机起，到 70 年代，在借鉴进口设备 和技术的基础上，运输机械的生产发生了一个巨大的变化，大量填补国内空白的运输机械问世，品种规格不断增加，出现了大量专业的运输机械生产企业，形成了一批专业化生产的骨干企业。许多研究机构着手研究运输机械，大专院校也纷纷设立运输专业，先后成立了全国性的协会，学会，标准化机构，出版了各种专业期刊，形成了一个独立的运输行业部门，也是原机械工业部管理的 14 个大行业之一。进入20 世纪 80 年代，除继续增加新品种外。在产品的技术水平和内在质量、性能等方面有了很大进步，从注重数量向注重质量和性能方面发展，产品的技术水平与国外先进 水平的差距在缩小。 本课题是联系生产实际的课题。 目前，带式输送机已广泛应用于工农业生产的各个角落，如化工、建材、矿山开采，车站、码头以及农产品贮运等，操作方便、运输距离比较长。随着机械化和综合机械化采煤工作面产量的不断提高，带式输送机已经逐渐成为煤矿生产中的一种主要输送设备。 nts 电动滚筒 是带式输送机的一个重要动力部件，就冷却形式而言有油冷式、油浸式及风冷式等，就减速形式而言有齿轮减速式及摆线针轮式等，就电动机的安装位置而言有内置式和外置式等。目前应用较多的是齿轮减速、内置、油冷式 电动滚筒 ，特别是对于 小型和微型 电动滚筒 来说，这种 电动滚筒 更具有不可替代的地位。但是，齿轮减速油冷式 电动滚筒 承载能力较差、传动效率低，右法兰轴结构复杂、工艺性较差。因此，拟采用活齿减速技术方案对其进行改进设计。 活齿波动传动是用来传递两同轴间回转运动的一种新型传动形式，这与 电动滚筒 的传动方式完全吻合。它由激波器 V、中心轮 K、活齿架 H及一组活齿组成，工作时，激波器周期性地推动活齿，这些活齿与中心轮齿廓的啮合点形成了蛇腹蠕动式的切向波，从而与中心轮形成连续的驱动关系。活齿传动具有结构紧凑、体积小、承载能力大、传动效率高、基本 构件的工艺性好等优点，所以一出现就引起了人们极大的兴趣。 1、系统传动方案设计和运动学及动力学参数设计计算 1.1 系统传动方案设计 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，故采用刚性联轴器联结电机与减速器。 其传动方案如下： nts V1-电机 2-联轴器 3-减速器 4-联轴器 5-滚筒 图 1-1 带式输送 机总体方案布局图 1.2 系统运动学及动力学参数设计计算 1.2.1 选择电动机 电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机 电动机功率选择： 1 联轴器的传动效率： 0.99 2 每对轴承的传动效率： 0.99 3 圆柱直齿轮的传动效率： 0.96 4 滚筒与传送带之间的传动效率： 0.96 传动装置的总效率： = 12 24 32 4 =0.992 0.994 0.962 0.96 0.83 电机所需的工作功率： nts 1000 vF 电P=83.01000 210005.2 =6KW 确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n 滚筒 =D v100060 =50014.3 2100060 =76.43r/min 查机械设计手册 P18-4表 18.1-1 得二级圆柱齿轮减速器传动比 i=8 60，故电动机转速的可选范围是： n 电 =n 滚筒 i=（ 8 60） 76.43r/min=611.44 4585.8 r/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 2种传动比方案如下： 表 1-1 电机型号 方案 电动 机型号 额定功率 KW 额定转速 r/min 重 量 Kg 总传动比 1 Y132S1-2 6.5 2900 67 22.31 2 Y132S-4 6.5 845 68 11.08 图 1-2 电机安装及外形尺寸 表 1-2电机外形尺寸 型号 A B C D E F G H K AB AC AD HD BB L Y132M-4 216 140 89 38 80 10 33 132 12 280 275 210 315 200 475 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，可见第 二方案比nts 较适合。因此选定电动机型号为 Y132S-4。 1.2.2 总传动比并分配传动 总传动比 鼓轮电总 nni =43.76845=11.08 分配传动比： i1=（ 1.3 1.5） i2，经计算 i1=（ 3.79 4.08），取 i1=4，计算得i2=2.77 I1为高速级传动比， i2为低速级传动比。 1.2.3 各轴功率、转速、转矩计算 将传动装置各轴由高速到低速依次定为 1轴、 2轴、 3轴、 4轴； 01， 12， 23， 34依次为电机与轴 1，轴 1与轴 2，轴 2与轴 3，轴 3与轴 4之间的传动效率。 各轴转速： 电nn 1 =845 r/min 112 inn =4845=211.25r/min 223 inn =77.2 25.211=76.43r/min 34 nn =129.96 r/min 各轴输入功率： P1=P电 01= 6 0.99 5.94KW 01 1 P2=P1 12= 5.94 0.99 0.96 5.82KW 12 2 3 P3=P2 23= 5.82 0.99 0.96 5.53KW 23 2 3 P4=P3 34= 5.53 0.99 0.99 5.42KW 34 1 2 各轴输入转矩： 电电nPTd 955084569550 67.8N m T1=Td 01 67.8 0.99 67.13N m nts T2=T1 i1 12 67.13 4 0.99 0.96 255.21 N m T3=T2 i2 23 255.21 2.77 0.99 0.96 671.87 N m T4=T3 34 671.87 0.99 0.99 658.5N m 1-3轴的输出功率、输出转矩分别为各轴的输入功率、输入转矩乘以 1对轴承的传动效率 0.99。 2. 传动件设计计算 2.1 高速级大、小齿轮的设计计算 2.1.1选择齿轮材料 载荷中等、速度不高且传动 尺寸无特殊要求，所以大小齿轮都选软齿面齿轮，小齿轮调质处理，硬度 230HBS，大齿轮正火处理，硬度 190HBS。根据两齿面的硬度，由机械设计基础表 6-10中的算式得出两齿轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度的许用应力： 1H =380+0.7HBS=541MPa 2H =380+0.7HBS=513MPa 1F =140+0.2HBS=186MPa 2F =140+0.2HBS=178MPa 2.1.2 选取设计参数 小齿轮齿数 z1=25，则 z2=26 4=100；取齿宽系数d=1.0 nts 2.1.3 按齿面接触疲劳强度设计 小齿轮的转矩 T1=32.18 N m 载荷系数查机械设计基础表 6-9取 K=1.2 d1 766 3 2Hd 1 )1( u uKT = 7663 25414 )14(18.322.1 = 42.0 mm 齿轮的模数为 m =11zd260.42=1.62。查机械设计基础表 6-1取标准第一系列模数 m=2。 d1= mz1 = 26 2 = 52 mm 2.1.4 齿轮的几何尺寸计算 d1= mz1 = 2 26 = 52 mm d2= mz2 = 2 104 = 208 mm da1= mz1+2ha*m = 52 +4 = 56 mm da2= mz2+2ha*m = 208 +4 = 212 mm df1= mz1 2（ ha*+ c*） m = 52 5 = 47 mm df2= mz2 2（ ha*+ c*） m = 208 5 = 203 mm a =（ d1+d2） / 2 = （ 52+208） / 2 = 130 mm b = dd1=1.0 50 = 52 mm ，取 b2=52， b1=52+4 = 56 mm 2.1.5 校核弯曲疲劳强度 由齿数查表 6-12得两齿轮的复合齿形系数为： YFS1= 4.24， YFS2= 3.96 F1 = FS11 12000 YmbdKT = 24.4252 18.322.12 0 0 02 = 60.55 Mpa 1F = 186MPa 合格 F2 = FS21 12000 Ymbd KT = 96.3252 18.322.12 0 0 0 2 = 56.55 Mpa F2 = 178MPa nts 合格 2.1.6精度设计 查机械设计基础表 6-8取 8级精度 2.1.7 结构设计 主要为大齿轮的结构设计 ， 中间轴孔的厚度：见 参考文献 机械设计基础 P117图 6-56. 大齿轮 D0=da2-(10 14)mn=212-(10 14)2=( 184 192)mm.取 D0=180 mm. D4为轴径， D4=33mm， D3=1.6D4=1.63 3=57.63mm,取 D3=60， l=b=齿宽， D2=(0.25 0.35)( D0- D3)= (0.25 0.35)（ 180-33)=（ 36.75 51.45），取 D2=45mm. r=1mm. 腹板孔厚度： C=(0.2 0.3)b8mm, 选 C=10mm. 润滑方式： 100060 22 ndv =100060 36020814.3 =3.92m/s d2 选用代号为 6008轴承 轴承内径 d=40 (mm) 轴承外径 D=68 (mm) 轴承宽度 B=15 (mm) 40 nts a bA BFr1Ft1a bA BFt1a bRHA RHBFt1RHA RHBMHMHA MHBa bRvA RvBFr1RVA RVBMVMVA MVBRA RBM 考虑轴承定位 d4 da 46 a bA BFr1Ft1a bA BFt1a bRHA RHBFt1RHA RHBMHMHAMHBa bRvA RvBFr1RVA RVBMVMVA MVBRA RBM 考虑到齿轮分度圆与轴径相差不大（ dad1 ,h=1.5 2mm，取 2mm 33 3d 轴肩段 h =（ 0.07 0.1） d，取 h=3mm 39 4d d4 d2 33 5d d7 d1（同一对轴承） 30 3.2.3各轴段长度的确定 1轴段的长度 l1： l1=B+ 2+ 3+2=19+10+5+2=36mm，轴承的型号为 6306，轴承宽度 B=19mm, 2为齿轮断面与箱体内壁的距离， 3为轴承内端面与箱体内壁之间的距离 2轴段的长度： l2=B2-2=82-2=80mm, 齿轮宽 B2=82mm 3轴段的长度： 两齿轮间距 l3=14mm 4轴段的长度： l2=B1-2=52-2=50mm, 齿轮宽 B1=52mm 5轴段的长度： l5： l5=B+ 2+ 3+2=19+10+5+4=38mm，轴承宽度 B=19mm, 2为齿轮断面与箱体内壁的距离， 3为轴承内端面与箱体内壁之间的距离 nts 3.2.4轴的校核 3.2.4.1轴的校核 abA DF r3F t3A BR HA R HDM H A CR VA R VDF r2F t2cab cab cF t3F t2F t3F t2B CB CB CR HA R HDM H B Cab cF r3F r2B CR VA R VDM VM V B BR VA R VDM V A BM V B CM V A CM HBCMM H B BM H A BM H A CR HA R HDM H B CM H B BM H A BBCR A R D图 3-4 轴的强度计算 a= l4/2+ 2+ 3+2+B/2=26+10+5+2+9.5=52.5mm b= l2/2+l3+l4/2=41+14+26=81mm, c= B/2+ 3+ 2+l2/2=9.5+5+10+41=65.5mm nts a+b+c=49.5+81+62.5=199mm （ 1）计算圆周力和径向力，弯矩图参见图 5. (1-1)计算齿轮 2的圆周力 NdTF t 11762081 2 2 3 2 022222 （ 1-2）计算齿轮 3的圆周力 NdTF t 31367812232022323 （ 1-3）计算齿轮 2的径向力 NFF ntr 42820t a n1176t a n22 （ 1-4）计算齿轮 3的径向力 NFF ntr 114120t a n3136t a n33 (2)求水平平面 内的支反力 : )()( 32 cbFcFcbaR ttHA , NR HA 2696199 5.14631365.651176 aFbaFcbaR ttHD 32 )()( , NR HD 1616199 5.5231365.1331176 （ 3）计算水平平面的弯矩 对于 B点： N m mcbRM HDHD 2 3 6 7 4 45.1461616)( N m maRM HAHA 1 4 1 5 4 05.522 6 9 6 对于 C点： N m mcRM HDHD 1 0 5 8 4 85.651 6 1 6 N m mbaRM HAHA 3 5 9 9 1 65.1 3 32 6 9 6)( (4)求垂直平面的支反力 )()( 32 cbFcFcbaR rrVA , nts Ncba cFcbFR rrVA 699199 5.654285.1461141)( )( 23 aFbaFcbaR rrVD 32 )()( , Ncba baFaFR rrVD 14199 5.1334285.521141)( )(23 （ 5）计算垂直平面的弯矩 对于 B点： N m mcbRM VDVD 20515.14614)( N m maRM VAVA 366975.52699 对于 C点： NmmcRM VDVD 9175.6514 N m mbaRM VAVA 9 3 3 1 65.133699)( （ 6）该轴的转矩 T=122320 Nmm (7)合成弯矩并绘制弯矩图 对于 B点： N m mMMM VAHAA 1 4 6 2 2 03 6 6 9 71 4 1 5 4 0 2222 N m mMMM VDHDD 2 3 6 7 5 320512 3 6 7 4 4 2222 对于 C点： N m mMMM VAHAA 3 7 3 3 6 79 9 3 1 63 5 9 9 1 6 2222 N m mMMM VDHDD 1 0 5 8 5 29171 0 5 8 4 8 2222 (8)确定危险截面，校核该轴强度。结合图 5可看出。 安装齿轮 2处为危险截面，根据公式，选择最大弯矩进行计算。 NmmM A 373367 查 参考文献 机械设计基础 P220表 12-5，得 6.0 ， W为抗弯截面系数， nts d tdbtdW 2 )(3223 ， d为齿轮 2处轴的直径， d=33mm， 键槽尺寸 b=10mm, mmht 42 .T=122320Nmm 查 参考文献 机械设计基础 P211表 12-2，得 Nmm701 N m mN m mdtdbtdTMWTMp7049.65332)433(410331.0)1 2 2 3 2 06.0(3 7 3 3 6 72)(32)()(12322232222该轴的结构满足强度要求。 3.2.4.2. 轴承的校核 由公式 )()(6010 610 hPfCfnL dth 见 参考文献 机械设计基础 P246（ 14-3） 其中： ft为温度系数：查 参考文献 机械设计基础 P246表 14-3，得 ft=1, fd 为载荷系数：查 参考文献 机械设计基础 P246表 14-4，得 fd=1.2, C为基本额定动载荷：轴承选择深沟球轴承 6306，查 参考文献 机械设计毕业设计指导书 P95附录一，得 C=27KN n为轴承工作转速： n=360r/min, 为寿命指数：对于球轴承 =3，见 参考文献 机械设计基础 P245. P为当量动载荷： P=XFr+YFa,对于此设计中的深沟球轴承，没有轴向载荷， Fa=0，取 X=1,见 参考文献 机械设计基础 P247. 所以， P=XFr=Fr。 NRRF VAHArA 2 7 8 56 9 92 6 9 6 2222 NRRF VDHDrD 1616141616 2222 选择两者中的大的： NFP rA 2785 hhPf CfnLdth 2 0 8 0 01082602 4 4 1 3)27852.1 10271(36060 10)(6010 336610 nts 所以该轴承符合强度要求。 3.2.5.3键的选择与校核 一般 8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。选用圆头（ A型）普通平键。 （ 1）大齿轮段 l4=50mm.d4=33mm=d. 由 参考文献机械设计手册 P6-121，查得键的截面尺寸： bh=108 根据 轮毂段取键长： L=l4-10=50-10=40mm,属于标准尺寸系列。 (1-1)键的校核 查 参考文献 机械设计基础 P204表 11-13，得 MPp )120-100( 键的工作长度为： l=L-b=40-10=30mm, 键的挤压应力为： pp MP ad h lT 8.6130833 1 2 2 3 2 044 1 ，所以该键符合强度要求。 选用键 108 ， GB/T1095-1979. 键槽深： 查机械设计手册 P6-121 得 mmht 42 . （ 2）小齿轮段 l2=80mm.d2=33mm. 由 参考文献机械设计手册 P6-121，查得键 的截面尺寸： bh= 108 根据 轮毂段取键长： L=l2-10=80-10=88mm,属于标准尺寸系列。 (2-1)键的校核 查 参考文献 机械设计基础 P204表 11-13，得 MPp )120100( 键的工作长度为： l=L-b=80-10=70mm, 键的挤压应力为： pp M Pad h lT 5.2670833 1 2 2 3 2 044 1 ，所以该键符合强度要求。 选用键 108 ， GB/T1095-1979. 键槽深： 查机械设计手册 P6-121得 mmht 42 . nts 3.3 轴的设计 3.3.1轴径的确定 图 3-5 轴示意图 1）确定最小直径：选择轴的材料为 45 钢，调质处理，查机械设计手册（成大先主编，化学工业出版社）表 6-1-1得 b=650 Mpa， s=360 Mpa， -1=270 Mpa， -1=155 Mpa， E=2.15 105 Mpa， 1 =60 MPa 根据机械设计手册表 6-1-18公式初步计算轴径，由于材料为 45钢，由机械设计手册 表 6-1-19选取 A=120则得 d A 3 nP=1203 96.12938.4=38.76mm，因为考虑到装联轴器加键，有一个键槽， d 38.76（ 1+5 ） =40.70mm nts 3.3.2各轴段直径的确定 表 3-3 轴段直径 名称 依据 确定结果（ mm） a bA BFr4Ft4a bA BFt4a bRHA RHBFt4RHA RHBMHMHA MHBa bRvA RvBFr4RVA RVBMVMVA MVBRA RBM大于轴的最小直径 40.70，考虑与联轴器内孔标准直径配合，联轴器 选择 GY6型 ，取 d1=42mm 42 a bA BFr4Ft4a bA BFt4a bRHA RHBFt4RHA RHBMHMHA MHBa bRvA RvBFr4RVA RVBMVMVA MVBRA RBM联轴器定位 d2= d1+2（ 0.07 0.1） d1 =42+（ 5.88 8.4） =47.88 50.4 48 a bA BFr4Ft4a bA BFt4a bRHA RHBFt4RHA RHBMHMHA MHBa bRvA RvBFr4RVA RVBMVMVA MVBRA RBM考虑轴承 d3 d2 选用代号为 6010轴承 轴承内径 d=50 (mm) 轴承外径 D=80 (mm) 轴承宽度 B=16 (mm) 50 a bA BFr4Ft4a bA BFt4a bRHA RHBFt4RHA RHBMHMHA MHBa bRvA RvBFr4RVA RVBMVMVA MVBRA RBM考虑轴承定位 d4 da 56 a bA BFr4Ft4a bA BFt4a bRHA RHBFt4RHA RHBMHMHA MHBa bRvA RvBFr4RVA RVBMVMVA MVBRA RBMh（ 0.07 0.1） d4（ 4.62 6.6） ,取 h=6， d4 56+2 6 68 a bA BFr4Ft4a bA BFt4a bRHA RHBFt4RHA RHBMHMHA MHBa bRvA RvBFr4RVA RVBMVMVA MVBRA RBM考虑到齿轮的轴向定位采用套筒，取d6=52 52 a bA BFr4Ft4a bA BFt4a bRHA RHBFt4RHA RHBMHMHA MHBa bRvA RvBFr4RVA RVBMVMVA MVBRA RBMd7 d3（同一对轴承） 50 nts 3.3.3各轴段长度的确定 1轴段安装联轴器：联轴器选择 GY6型（见 机械设计手册 GB/T 5843-2003）联轴器宽度 L联轴器 =112mm,使 l1略小于 L 联轴器，取 l1=110mm. 2轴段的长度 l2：包括三部分： l2=lS+e+m, 其中 lS部分为联轴器的内端面 至轴承端盖的距离，查 参考文献 机械设计毕业设计指导书 P26表 5-2， lS=15-20mm,取 lS=20mm, e部分为轴承端盖的厚度，查 参考文献 机械设计毕业设计指导书 P39表 5-7，轴承外径 D=90mm， d3=8mm,e=1.2d3=9.6mm, m部分为轴承盖的上口端面至轴承座孔边缘的距离，轴承座孔的宽度 L座孔=+C1+C2+(5 10mm), 为下箱座壁厚，查 参考文献 机械设计毕业设计指导书 P27表 5-3： =8mm,C1,C2 为轴承座旁连接螺栓到箱体外壁及箱边的尺寸，根据轴承座旁连接螺栓的 直径查 参考文献 机械设计毕业设计指导书 P27表 5-3，（假设轴承座旁连接螺栓 d1=14mm）得 C1=20mm,C2=18mm, L座孔 =+C1+C2+(5 10mm)=8+20+18+6=52mm 另外为加工轴承座孔端面方便，轴承座孔的端面应高于箱体， m =L座孔-3 -B=52-5-12=35, 3=5mm, 见 参考文献 机械设计毕业设计指导书 P26表 5-2。 l2=20+9.6+35=64.6，取 l2=65mm. 3轴段的长度 l3： l3应略小于或等于 深沟球轴承的宽度，轴承的型号为 6010，轴承 宽度 B=16mm,l3=16mm. 4轴段的长度：减速器的内 腔宽为 ： A =170mm l4= 3+A-（ l5+l6+ 2+4） =5+170-（ 10+76+10+4） =75mm 5轴段部位为齿轮 定位轴环 ，其长度 为 ： l=1.4h=1.4 6=8.4mm 取 l5=10. 6轴段 为安装齿轮段，其长度略小于齿轮宽度， l6=76 B4=78mm. 7轴段为轴承安装段 并加套筒来保证齿轮和轴承的轴向定位 ， l7=4+ 2+ 3 +B轴承 =4+10+5+16=35mm. nts 3.3.4第三轴的校核 3.3.4.1轴的校 核 a bA BF r4F t4a bA BF t4a bR HA R HBF t4R HA R HBM HM HA M HBa bR vA R vBF r4R VA R VBM VM VA M VBR A R BM图 3-6 轴的强度计算 a= l7-2B-2+24B=35-8-2+39=64mm b=24B+l5+l4+2B=39+10+75+8=132mm nts a+b=64+132=196mm (1)计算齿轮 4 的圆周力 Ft4和径向力 Fr4, 参见图 7， 查 参考文献 机械设计基础 P102（ 6-38）。 NdTF t 29822163 2 2 0 2 022444 NnFF tr 1 0 8 520t a n2 9 8 2t a n44 (2)求水平平面内的支反力 : )(4 baRaF HBt , Nba aFR tHB 974196 6429824 NRFR HBtHA 2008749-2982-4 （ 3）计算水平平面的弯矩 N m mbRM HBHB 1 2 8 5 6 81 3 29 7 4 N m maRM HAHA 1 2 8 5 1 2642 0 0 8 (4)求垂直平面的支反力 )+(=4 baRaF vBr , Nba aFR rVB 354196 6410854 NRFR VBrVA 731543-1085-4 （ 5）计算垂直平面的弯矩 N m mbRM VBVB 46728132354 N m maRM VAVA 4678464731 （ 6）该轴的转矩 T=322020Nmm (7)合成弯矩并绘制弯矩图 N m mMMM VAHAA 13676346784128512 2222 N m mMMM VBHBB 13679646728128568 2222 nts (8)确定危险截面，校核该轴强度。结合图 3-6可看出。 安装齿轮处为 危险截面，根据公式，选择最大弯矩进行计算。 NmmM B 136796 此轴为单向运转，扭转切应力可按照脉动循环应力处理。 查 参考文献 机械设计基础 P220 表 12-5，得 6.0 ， W 为抗弯截面系数， 8.2126522 )652(616521.02 )(32 2323 d tdbtdW ， d为齿轮 4处轴的直径，d=52mm,选择轴承 6010 选择键 ： bh =161 0mm, b=16mm, h=10mm, mmt 6 . T=322020Nmm 查 参考文献 机械设计基础 P211表 12-2，得 Nmm601 N m mN m mW TMp 608.1911934 )3 2 2 0 2 06.0(1 3 6 7 9 6)( 12222 该轴的结构满足强度要求。 3.3.4.2轴承的校核 由公式 )()(6010 610 hPfCfnL dth 其中： ft为温度系数：查 参考文献 机械设计基础 P246表 14-3，得 ft=1, fd 为载荷系数：查 参考文献 机械设计基础 P246表 14-4，得 fd=1.2, C为基本额定动载荷：轴承选择为深沟球轴承 6010，查 参考文献 机械设计毕业设计指导书 P95 附录一，得 C=22KN n为轴承工作转速： n=129.96r/min, 为 寿命指数：对于球轴承 =3，见 参考文献 机械设计基础 P245. P为当量动载荷： P=XFr+YFa,对于此设计中的深沟球轴承，没有轴向载荷， Fa=0，取 X=1,见 参考文献 机械设计基础 P247. 所以， P=XFr=Fr。 NRRF VAHArA 2 1 3 77312 0 0 8 2222 nts NRRF VBHBrB 1 0 3 63 5 49 7 4 2222 选择两者中的大的： NP 2137 hhPf CfnLdth 2080010826080950)21372.1 10221(96.12960 10)(6010 336610 所以该轴承符合强度要求。 3.3.4.3键的选择与校核 （ 1）齿轮 4安装段的 键的选择： L6=76mm.d6=52mm=d. 由 参考文献机械设计手册 P6-121，查得键的截面尺寸： b h=161 0 根据轮毂段取键长： L=l6-6=76-6=70mm,属于标准尺寸系列。 (1-1)键的校核 查 参考文献 机械设计基础 P204表 11-13，得 MPp )120100(= -键的工作长度为： l=L-b=70-16=54mm, 键的挤压应力为： pp M Pad h lT 8.45541052 3 2 2 0 2 044 1 ，所以该键符合强度要求。 选用键 16 10， GB/T1095-1979. 键槽 深： mmt 6 . （ 2）与滚筒连接的联轴器的轴的键的设计与校核： 一般 8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮在两支撑点中间，故选用圆头（ A型）普通平键。 d6=42mm, 查 参考文献 机械设计毕业设计指导书 P101附录五 选择联轴器 GY6 型： d1=42mm， L=112mm， L1=84mm。 由 参考文献 机械零件设计手册 P581，查得键的截面尺寸： b h=128 根据连接段取键长： L=L1-10=110-10=100mm,属于标准尺寸系列。 （ 2-1）键的校核 查 参考文献 机械设计基础 P204表 11-13，得 MPp )1 2 01 0 0( nts 键的工作长度为： l=L-b=100-12=88mm, 键的挤压应力为： pp M PadhlT 6.4388842 32202044 1 ，所以该键符合强度要求。 选用 键 16 100 GB/T 1096-1979， 键槽深： mmt 5 . 3.4. 联轴器的选择 根据以上的计算与校核，选择 （ 1）电动机与减速器连接的联轴器型号为： GY5型，（见 机械设计手册 P22-17 GB/T 5843-2003） Tn=400N m （ 1-1）转矩 TC=KAT,见 参考文献 机械设计基础 P224（ 12-4） TC-联轴器所传递的计算转矩 T-联轴器所传递的名义转矩， T=9550P/n。查 参考文献 机械设计基础 P102（ 6-37）。 P 电动机功率， P=5.5KW n-电动机转速 ,n=1440r/min KA-工作情况系数，查 参考文献 机械设计基础 P224表 12-6，得 KA=1.5. TC=1.5 9550 5.5/1440=54.7 Nmm TP=400Nmm。 （ 2）减速器与滚筒连接的联轴 器型号为： GY6型，（见 机械设计手册 P22-17 GB/T 5843-2003） Tn=900N m （ 2-1）转矩 TC=KAT,见 参考文献 机械设计基础 P224（ 12-4） TC-联轴器所传递的计算转矩 T-联轴器所传递的名义转矩， T=9550P/n。查 参考文献 机械设计基础 P102（ 6-37）。 P 减速器输出功率 ,P=4.34KW n-第三轴转速 ,n=129.96r/min KA-工作情况系数，查 参考文献 机械设计基础 P224表 12-6，得 KA=1.5. TC=1.59550 4.34/129.96= 478.4Nmm Tn=900Nmm。 nts 表 3-4 联轴器的型号及参数 型号 许用转矩TP/Nm 许用转速np/r/min 轴孔直径d1/mm,d2/mm 轴孔长度 D/mm Y型 J、 J1 L/mm L1/mm GY5 400 8000 38,30 82 60 120 GY6 900 6800 42,42 112 84 140 nts 4. 润滑与密封的设计 4.1 润滑设计 由于减速器内的大齿轮传动的圆周速度： 1 2 m / s/92.3100060 36020814.3100060 22 smndV d2为 齿轮 2分度圆直径， d2=208mm， n2为 齿轮 2的转速 ,n2=360r/min 采用润滑油池润滑，润滑油位高度为 hs=d 大 /3+50=216/3+50=72+50=122,取 hs=125mm,飞溅出的润滑油可润滑其他齿轮。 同时箱盖凸缘面在箱盖接合面与内壁相接的边缘处制出倒棱，以便于润滑油流入油 沟润滑轴承。也可达到散热降温的功能。油沟距内壁的距离 a=6mm,深度 c=4mm,宽度 b=6mm. 4.2 密封设计 （ 1）高速轴轴颈的圆周速度为： 5 m / s/64.2100060 14403514.3100060 12 smndV ， （见 参考文献 机械设计基础 P255表 14-11），故高速轴轴颈采用接触式毡圈密封。 （ 2）低速轴轴颈的圆周速度为： 5 m / s/33.0100060 96.1294814.3100060 46 smndV ， （见 参考文献 机械设计基础 P255表 14-11），故低速轴轴颈采用接触式毡圈密封。 nts 5. 机架设计与说明 5.1 箱体的设计： 一般使用情况下，为制造和加工方便，采用铸造箱体，材料为铸铁。箱体结构采用剖分式，剖分面选择在轴线所在的水平面上。 为了保证箱体轴承座处有足够的壁厚，在外壁轴承盖的附近加支撑肋。 为了提高 箱体轴承座孔处的连接刚度，座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近，（但不要与端盖螺钉孔及箱内导油沟发生干涉），为此，轴承座孔附近做出凸台，使凸台高度有足够的扳手空间。 箱体中心的高度为：见 参考文献 机械设计毕业设计指导书 P36 图 5-21，表5-6. da4为齿轮 4的齿顶圆直径， da2=222mm,H=da4/2+60=222/2+60=171mm,取箱体中心高度为： H=175mm. 取箱体壁厚 =8mm. 见 参考文献 机械设计毕业设计指导书 P27 表 5-3. 5.2 箱盖顶部外表面轮廓的确定 以 R=Ra4+ 1+ 1为半径做出箱盖顶部的部分轮廓。其中 Ra4为齿轮 4的齿顶圆半径， 1为上箱盖的厚度， 1为齿轮 4顶圆与箱体内部的距离。 5.3 齿轮 1处的箱盖顶部外表面轮廓的确定 保证小齿轮轴承处螺栓附近有足够的扳手空间，同时也要使小齿轮轴承孔凸台能在此轮廓内。 5.4 底座凸缘厚度 上下箱体的连接凸缘应较箱壁厚些，宽度要有足够的扳手空间。上下箱体连接螺栓的距离不大于 150mm，但要保证有足够的扳手空间。 为了保证箱体底座的刚度，取底座凸缘厚度为 2.5 。 为箱座壁厚。 nts 5.5 箱体结构尺寸 表 5-1 箱体结构尺寸 名称 符号 推荐尺寸 选取值 一、减速器箱体厚度部分 圆柱齿轮减速器 下箱座壁厚 0.025a+28 8 上箱座壁厚 1 0.025a+28 8 下箱座剖分面处凸缘厚度 b b=1.5 12 上箱盖剖分面处凸缘厚度 b1 b1=1.5 1 12 地脚螺栓底脚厚度 b2 b2=2.5 20 箱盖上的肋厚 m 1 0.85 1 6.8 箱座上的肋厚 m1 0.85 6.8 二、安装地脚螺栓部分 二级圆柱齿轮传动中心距 a1+a2 400 地脚螺栓直径 df 0.036a+12 M18 地脚螺栓通孔直径 df 25 地脚螺栓沉头座直径 D0 48 底脚凸缘尺寸（扳手空间） c1 24 c2 22 三、安装轴承座旁螺栓部分 轴承座旁联接螺栓直径 d1 M16 轴承座旁联接螺栓通孔直径 d1 17.5 轴承座旁联接螺栓沉头座直径 D0 33 剖分面凸缘尺寸（扳手空间） c1 20 c2 18 四、安装上下箱螺栓部分 上下箱联接螺栓直径 d2 M12 上下箱联接螺栓通孔直径 d2 13.5 上下箱联接螺栓沉头座直径 D0 26 箱缘尺寸（扳手空间） c1 20 nts c2 16 轴承盖（即轴承座）外径 D2 D2=轴承孔直径 D+（ 5 5.5） d3=92 箱体外壁至轴承座端面的距离 l l=c1+c2+(5 10)=50 轴承座旁凸台的高度 h D2=130 轴承座旁凸台的半径 R R =c2 轴承座旁联接螺栓的距离 s s=D2 轴承盖螺钉直径 d3 （ 0.4 0.5） df M8 检查孔盖联接螺栓直径 d4 d4=0.
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