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11张CAD图纸+说明书完整资料 六槽移钢机 传动系统 设计 11 CAD 图纸 说明书 完整 资料

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1毕业设计毕业设计( (论文论文) )六槽移钢机传动系统设计院 （系）： 专 业：机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化学生姓名： 学 号： 指导教师单位： 姓 名： 职 称： 2015 年 06 月 22 日II摘 要本次毕业设计是关于六槽移钢机的设计。首先对六槽移钢机作了简单的概述；接着分析了六槽移钢机的选型原则及计算方法；然后根据这些设计准则与计算选型方法按照给定参数要求进行选型设计；接着对所选择的六槽移钢机各主要零部件进行了校核。在六槽移钢机的设计、制造以及应用方面,目前我国与国外先进水平相比仍有较大差距,国内在设计制造六槽移钢机过程中存在着很多不足。整机结构主要由电动机产生动力将需要的动力通过联轴器传递到齿轮上，通过齿轮再过渡到另外一组齿轮上，然后再通过齿轮过渡到蜗轮蜗杆上。同时本文对该方案六槽移钢机的关键零部件设计过程进行了详细阐述，其主要内容包括系统总体方案的设计、电动机的选择、执行机构的设计、传动零部件的设计、轴的设计与校核以及轴承的选择、等。本文主要介绍六槽移钢机的发展状况，六槽移钢机结构设计原理，六槽移钢机总体方案分析及确定，六槽移钢机结构设计内容所包含的机械图纸的绘制，的计算，结构设计结论与建议。本论文研究内容：(1) 六槽移钢机总体结构设计。(2) 六槽移钢机工作性能分析。(3)电动机的选择。(4) 六槽移钢机的传动系统、执行部件。(5)对设计零件进行设计计算分析和校核。 (6)绘制整机装配图及重要部件装配图和设计零件的零件图。 关键词关键词：六槽移钢机，传动装置，连杆，减速器IIIAbstractThis graduation design is about the design of the six slot steel machine. First of six trough moving steel machine has made the simple outline; then analyzes the six slot steel machine type selection and calculation method of displacement. Then according to these design criteria and selection method in accordance with the given parameters requirements selection of design; then on the selected six tank shift steel machine and the main components were checked. Groove in the shift steel machine design, manufacturing and application, at present our country and the overseas advanced level compared to still have a large gap, in the design and manufacture of domestic six trough steel moving machine process exists many problems.The whole structure mainly by the motor generates dynamics will require the power through the coupling transfer to the gear, through the gear and the transition to another set of gear, and then through the transition gear to worm. At the same time, the paper on the six slot shift steel machine is the key part of the design process are detailed. The main contents include the design of the overall scheme of the system design, motor selection, actuator design, transmission parts, the shaft of the design and check and bearing selection, etc.This paper mainly introduces the groove shift the development condition of the steel machine, the six slot shift steel structure design principle, six trough shift the overall scheme of steel machine analysis and determination, the six slot shift steel structure design content contained in the mechanical drawing of rendering, the calculation of structure design conclusion and suggestions.Research content of this thesis:(1) the overall structure design of the six slot steel machine.(2) analysis of working performance of the six slot machine.(3) motor selection.(4) transmission system and executing component of the six slot machine.(5) design and calculation analysis and verification of design parts.(6) drawing the assembly drawing and the assembly drawing of the important parts.Key words: Six slot machine, transmission device, connecting rod, reducerIV目 录摘 要.IIAbstract.III1 绪论.11.1 六槽移钢机的发展史.11.2 六槽移钢机的用途.11.3 六槽移钢机的优越性.21.3.1 六槽移钢机的特点.21.3.2 六槽移钢机与其他移钢机的比较.21.4 六槽移钢机减速器.32 六槽移钢机总体方案.62.1 六槽移钢机设计方案.62.1.1 六槽移钢机方案一.62.1.2 六槽移钢机方案二.62.1.3 六槽移钢机方案三.72.1.4 六槽移钢机方案四.72.2 六槽移钢机执行机构的选型与设计.82.3 六槽移钢机传动装置方案确定.93 电动机选择、传动系统运动和动力参数计算.113.1 主要参数.113.2 电动机的选择.113.3 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配.133.4 运动参数和动力参数计算.144 圆柱齿轮传动零件的设计计算.154.1 选择齿轮材料及精度等级.154.2 按齿面接触疲劳强度设计.154.3 根据齿根弯曲疲劳强度设计.175 蜗轮蜗杆传动设计计算.205.1 选择蜗杆传动类型.20V5.2 选择材料.205.3 按齿面接触疲劳强度进行设计.205.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸.225.5 校核齿根弯曲疲劳强度.225.6 验算效率.235.7 精度等级公差和表面粗糙度的确定.235.8 热平衡核算.246 轴的设计计算.256.1 轴的结构设计.256.2 轴的结构设计.286.3 轴的结构设计.306.4 校核轴的强度.327 轴承的选择和校核.387.1 高速轴轴承的校核.387.2 低速轴轴承的校核.397.3 计算输入轴轴承.417.4 计算输出轴轴承.448 键联接的选择和校核.468.1 键的选择.468.2 键的校核.468.3 联轴器的选择.479 减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择.489.1 传动零件的润滑.489.1.1 齿轮传动润滑.489.1.2 滚动轴承的润滑.489.2 减速器密封.489.2.1 轴外伸端密封.489.2.2 轴承靠箱体内侧的密封.489.2.3 箱体结合面的密封.4810 减速器箱体设计及附件的选择和说明.49VI11 六槽移钢机其他零件设计.51结束语.53参考文献.54致谢.5511 绪论进入 21 世纪，我国工件工业快速发展，深加工产业规模也在飞速扩大,现有工件机械设备生产能力小,不能满足大型加工厂的生成要求。因此,改进和扩大现有工件机械设备是完全必要的。六槽移钢机作为工件加工的基础设备， 在我国广泛应用几十年。生产实践证明,该设备对品种、粒度等适应性强,与其他给料设备相比,具有运行安全可靠、性能稳定、噪音低、维护工作量少等优点,仍不失推广使用的价值。1.1 六槽移钢机的发展史运输机设备是矿生产系统的主要设备之一,给设备的可靠性,特别是关键咽喉部位给设备的可靠性,直接影响整个生产系统的正常运行。目前,我国矿使用的给设备主要是六槽移钢机和电振工件六槽移钢机。 六槽移钢机最早研制于 20 世纪 60 年代初,70年代,国外工件六槽移钢机发展状况也与国内大相径庭,并没有更高的技术含量,但价格却是国内同类产品的 45 倍。1.2 六槽移钢机的用途国内外无缝钢管市场，目前均处于消费增长期，国内无缝钢管消费量将保持较快的增长速度，为我国无缝钢管的发展提供了有利时机。首先，能源、交通、石化用管需求量不减，高性能品种增长迅速。能源、交通、石油化工等设施的建设和维修所需无缝钢管仍在钢材市场需求中占有相当重要的地位。近几年对高性能新品种的需求量增长较快，例如高性能油井管、大口径电站锅炉用管、耐腐蚀、耐低温的石化用管以及不锈钢管等等。其次，输送石油、天然气、成品油、煤浆、矿浆等流体的管线管，尤其是高强度管线用管的需求量将会大幅上升。第三，建筑业的高速增长，建筑结构用高档网架管材需求量增长迅速。第四，高技术含量的钢管需求量增加。汽车、家电、造船、设备制造等行业对无缝钢管数量需求增加、品种及质量要求提高，无缝钢管品种向高技术含量方向发展。21.3 六槽移钢机的优越性1.3.1 六槽移钢机的特点(1) 结构简单,维修量小在六槽移钢机中,电动机和减速器均采用标准件,其余大部分是焊接件,易损部件少,用在矿恶劣条件下,其适用性深受使用单位的好评。(2) 性能稳定六槽移钢机对的牌号,粒度组成,水分、物理性质等要求不严,当来料不均匀,水分不稳定且夹有大块、橡胶带、木头及钢丝等时,仍能正常工作。(3) 噪音低六槽移钢机是非振动式给料设备,其噪音发生源只有电动机和减速器,而这两个的噪音都很低。尤其在井下或仓等封闭型场所,噪音无法扩散,这一点是电动给料机所无法达到的。(4) 安装方便、高度小六槽移钢机一般安装在仓仓口,不需另外配制仓口闸门溜槽及电动机支座,安装可一步到位,调整工作量小,而电动工件六槽移钢机由于不能直接承受仓压,需要另外安放仓口过渡溜槽,相比之下,六槽移钢机占有高度小,节省了建筑面积和投资。1.3.2 六槽移钢机与其他移钢机的比较往复式与振动式工件六槽移钢机两种给料方式不同点是给料频率和幅值以及运动轨迹不同。在使用过程中，由于振动式给料机给料频率高，噪声也大；由于它是靠高频振动给料，其振动和频率受物料密度及比重影响较大，所以，给料量不稳定，给料量的调整也比较困难；由于是靠振动给料，给料机必须起振并稳定在一定的频率和振幅下，但振动参数对底板受力状态很敏感，故底板不能承受较大的仓压，需增加给料槽的长度，结果是增加了整体高度，使工程投资加大；由于给料高度加大，无法用于替换目前大量使用的六槽移钢机。减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮蜗杆传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机3械中应用很广。1.4 六槽移钢机减速器减速器类型很多，按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。减速器系统框图以下对几种减速器进行对比：1）圆柱齿轮减速器当传动比在 8 以下时，可采用单级圆柱齿轮减速器。大于 8 时，最好选用二级(i=840)和二级以上(i40)的减速器。单级减速器的传动比如果过大，则其外廓尺寸将很大。二级和二级以上圆柱齿轮减速器的传动布置形式有展开式、分流式和同轴式等数种。展开式最简单，但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置，因而将使载荷沿齿宽分布不均匀，且使两边的轴承受力不等。为此，在设计这种减速器时应注意：1)轴的刚度宜取大些；2)转矩应从离齿轮远的轴端输入，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀；3)采用斜齿轮布置，而且受载大的低速级又正好位于两轴承中间，所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开好。这种减速器的高速级齿轮常采用斜齿，一侧为左旋，另一侧为右旋，轴向力能互相抵消。为了使左右两对斜齿轮能自动调整以便传递相等的载荷，其中较轻的龆轮轴在轴向应能作小量游动。同轴式减速器输入轴和输出轴位于同一轴线上，故箱体长度较短。但这种减速器的轴向尺寸较大。圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。它传递功率的范围可从很小至 40 000kW，圆周速度也可从很低至 60m/s 一 70ms，甚至高达 150ms。传动功率很大的减速器最好采用双驱动式或中心驱动式。这两种布置方式可由两对齿轮副分担载荷，有利于改善受力状况和降低传动尺寸。设计双驱动式或中心驱动式齿轮传动时，应设法采取自动平衡装置使各对齿轮副的载荷能得到均匀分配，例如采用滑动轴承和弹性支承。 圆柱齿轮减速器有渐开线齿形和圆弧齿形两大类。除齿形不同外，减速器结构基本相同。传动功率和传动比相同时，圆弧齿轮减速器在长度方向的尺寸要比渐开线齿轮减速器约 30。电动机联轴器高速轴中间轴低速轴42）圆锥齿轮减速器它用于输入轴和输出轴位置布置成相交的场合。二级和二级以上的圆锥齿轮减速器常由圆锥齿轮传动和圆柱齿轮传动组成，所以有时又称圆锥圆柱齿轮减速器。因为圆锥齿轮常常是悬臂装在轴端的，为了使它受力小些，常将圆锥面崧，作为，高速极：山手面锥齿轮的精加工比较困难，允许圆周速度又较低，因此圆锥齿轮减速器的应用不如圆柱齿轮减速器广。3）蜗杆减速器主要用于传动比较大(j10)的场合。通常说蜗杆传动结构紧凑、轮廓尺寸小，这只是对传减速器的传动比较大的蜗杆减速器才是正确的，当传动比并不很大时，此优点并不显著。由于效率较低，蜗杆减速器不宜用在大功率传动的场合。蜗杆减速器主要有蜗杆在上和蜗杆在下两种不同形式。蜗杆圆周速度小于 4m/s 时最好采用蜗杆在下式，这时，在啮合处能得到良好的润滑和冷却条件。但蜗杆圆周速度大于 4m/s 时，为避免搅油太甚、发热过多，最好采用蜗杆在上式。 4）齿轮-蜗杆减速器它有齿轮传动在高速级和蜗杆传动在高速级两种布置形式。前者结构较紧凑，后者效率较高。通过比较，我们选定圆柱齿轮减速器。减速器结构近年来，减速器的结构有些新的变化。为了和沿用已久、国内目前还在普遍使用的减速器有所区别，这里分列了两节，并称之为传统型减速器结构和新型减速器结构。1）传统型减速器结构 绝大多数减速器的箱体是用中等强度的铸铁铸成，重型减速器用高强度铸铁或铸钢。少量生产时也可以用焊接箱体。铸造或焊接箱体都应进行时效或退火处理。大量生产小型减速器时有可能采用板材冲压箱体。减速器箱体的外形目前比较倾向于形状简单和表面平整。箱体应具有足够的刚度，以免受载后变形过大而影响传动质量。箱体通常由箱座和箱盖两部分所组成，其剖分面则通过传动的轴线。为了卸盖容易，在剖分面处的一个凸缘上攻有螺纹孔，以便拧进螺钉时能将盖顶起来。联接箱座和箱盖的螺栓应合理布置，并注意留出扳手空间。在轴承附近的螺栓宜稍大些并尽量靠近轴承。为保证箱座和箱盖位置的准确性，在剖分面的凸缘上应设有 23 个圆锥定位销。在箱盖上备有为观察传动啮合情况用的视孔、为排出箱内热空气用的通气孔和为提取5箱盖用的起重吊钩。在箱座上则常设有为提取整个减速器用的起重吊钩和为观察或测量油面高度用的油面指示器或测油孔。关于箱体的壁厚、肋厚、凸缘厚、螺栓尺寸等均可根据经验公式计算，见有关图册。关于视孔、通气孔和通气器、起重吊钩、油面指示 Oe 等均可从有关的设计手册和图册中查出。在减速器中广泛采用滚动轴承。只有在载荷很大、工作条件繁重和转速很高的减速器才采用滑动轴承。2）新型减速器结构 下面列举两种联体式减速器的新型结构，图中未将电动机部分画出。1）齿轮蜗杆二级减速器；2）圆柱齿轮圆锥齿轮圆柱齿轮三级减速器。这些减速器都具有以下结构特点：在箱体上不沿齿轮或蜗轮轴线开设剖分面。为了便于传动零件的安装，在适当部位有较大的开孔。在输入轴和输出轴端不采用传统的法兰式端盖，而改用机械密封圈；在盲孔端则装有冲压薄壁端盖。 输出轴的尺寸加大了，键槽的开法和传统的规定不同，甚至跨越了轴肩，有利于充分发挥轮毂的作用。 和传统的减速器相比，新型减速器结构上的改进，既可简化结构，减少零件数目，同时又改善了制造工艺性。但设计时要注意装配的工艺性，要提高某些装配零件的制造精度。62 六槽移钢机总体方案2.1 六槽移钢机设计方案 设计方案： 1.采用分离气缸和定位夹紧气缸实现钢管的运送和分离 2.利用机械手进行移动物料 3.采用伺服电机控制工作台进行送料 4、采用电机带动减速器，然后带动连杆机构实现往复运动2.1.1 六槽移钢机方案一方案一采用双作用缸实现物料的分离功能和定位夹紧功能气动送料机由两个基本应用模块组成：物料分离模块及传送模块。物料分离模块由两个双作用气缸组成，分别实现物料的分离功能和定位夹紧功能。为保证真空系统的气流通畅，以提高真空发生器的真空度，回路4中的真空控制回路不安装节流阀。同时，回路4中的所有连接气管应尽可能的短， 以减小空气流通阻力，提高真空度。采用气缸的优点：减少了物料的运送步骤，缩短了加工时间，操作简单。缺点：对物料的放置有很高的精度要求，造价高昂，一般的小型企业不采用2.1.2 六槽移钢机方案二 方案二利用机械手进行送料机械手是以小车形式通过钢绳同滑块联接起来， 由上升运动牵引小车作前进的水平运动完成送料，由通过钢绳连接的重物使小车作复位运动。由小车机械手将工件进行送料，提高了生产效率，保证了质量，改善了劳动强度，确保了人生安全。采用机械手送料的优点：7送料相同，可以连续生产。缺点：首先由于整个过程均由机械手实现，所以对机械手的要求度很高，其次，如果工件大小不一要经常更换。2.1.3 六槽移钢机方案三方案三采用伺服电机控制工作台进行送料由单片机产生驱动脉冲信号，步进电机的驱动器收到驱动脉冲信号后，步进电机将会按照设定的方向转动一个固定的角度，将电脉冲转化成交位移。电机的转速由脉冲信号频率来控制决定，再由电机控制工作台进行送料冲压。优点：1、可以连续生产，并且能实现一人控制几台机器2、可靠性高，由于送料机构外部由步进电机控制，所以每次的行程都是固定值。3、低功耗，低电压。在许多没有电力供应的应用场合，较低的功耗和工作电压是生产便捷化的必要条件。4、维护方便，经济实用。六槽移钢机结构是由电动机、减速器、联轴器、H 形架、连杆、底板(给料槽)、传动平台、漏斗闸门、托辊等组成。2.1.4 六槽移钢机方案四方案四采用电机带动减速器，然后带动连杆机构实现往复运动传动原理：当电动机开动后，经弹性联轴器、减速器、曲柄连杆机构拖动倾斜的底板在托辊上作直线往复运动，当底板正行时,将槽形机体内的带到机体前端;底板逆行时,槽形机体内的被机体后部的斜板挡住,底板与之间产生相对滑动,机体前端的自行落下。将均匀地卸到运输机械或其它筛选设备上。该机设有带漏斗、带调节阀门和不带漏斗、不带调节阀门两种形式。综合以上的比较，选择方案 4 来设计六槽移钢机机构。82.2 六槽移钢机执行机构的选型与设计 （1）机构分析 执行机构由电动机驱动，原动件输出等速圆周运动。传动机构应有运动转换功能，将原动件的回转运动转变为推杆的直线往复运动，因此应有急回运动特性。同时要保证机构具有良好的传力特性，即压力角较小。 为合理匹配出力与速度的关系，电动机转速快扭矩小，因此应设置蜗杆减速器，减速增扭。（2）机构选型 方案一：用摆动导杆机构实现运动形式的转换功能。 方案二：用偏置曲柄滑块机构实现运动形式的转换功能。 方案三：用曲柄摇杆机构和摇杆滑块机构串联组合，实现运动形式的转换功能。 （3）方案评价 方案一：结构简单，尺寸适中，最小传动角适中，传力性能良好，且慢速行程为工作行程，快速行程为返回行程，工作效率高。 方案二：结构简单，但是不够紧凑，且最小传动角偏小，传力性能差。 方案三：结构复杂，且滑块会有一段时间作近似停歇，工作效率低，不能满足工作周期 4.3 秒地要求。 综上所述，方案一作为六槽移钢机执行机构的实施方案较为合适。（4）机构设计方案一方案二方案三9（5）性能评价 图示位置即为最小位置,经计算。性能良好。2.3 六槽移钢机传动装置方案确定（1）传动方案设计 由于输入轴与输出轴有相交，因此传动机构应选择锥齿轮或蜗轮蜗杆机构。 方案一：二级圆锥圆柱齿轮减速器。 方案二：齿轮蜗杆减速器。 方案三：蜗杆齿轮减速器。（2）方案评价 由周期 t=8s 可知：=7.5 r/min, = rad/s移钢机n4,而电动机同步转速为 1000r/min 或 1500r/min,故总传动比为 133.33 或 200 , 较方案一方案二方案三10大，因此传动比较小的方案一不合适，应在方案二与方案三中选。而方案二与方案三相比，结构较紧凑，且蜗杆在低速级，因此方案二较为合适。113 电动机选择、传动系统运动和动力参数计算3.1 主要参数 1：外径 外径 60-168mm 长度 10m;壁厚 3.2-6.5mm 2: 移钢机移送钢管根数 6 根 3： 移钢机动作周期 8s 其他所需参数见相关资料3.2 电动机的选择1.确定电动机类型 按工作要求和条件,选用 y 系列三相交流异步电动机。2.确定电动机的容量由周期 t=8s 可知：=7.5 r/min, = rad/s移钢机n43.选择电动机转速由2表 13-2 推荐的传动副传动比合理范围 圆柱齿轮传动 i齿小于 8 蜗轮蜗杆传动 i齿=840则传动装置总传动比的合理范围为 i总=（28）（840）=（16200）电动机转速的可选范围为故电动机转速可选范围为。符合这一范围的同步转速1201500 / mindaWni nr根据电动机所需功率和同步转速，查2表 12-1，符合这一范围的常用同步转速有1500、1000。minrminr移钢机移动的总重量 G 为：=6Gmg式中 -每根钢管的质量, m-重力加速度， g =9.8m/s2g12则=6=6R2hgGmg =67.851033.14(168/22-80.752)10-6109.8 =94.5 kN上面的钢管对与步进梁相连接的齿轮产生的转矩 T 为：T=GL式中 L-移钢点到大齿轮中心的距离（钢管重力对大齿轮产生转矩的力臂） ，L=0.25mT=GL=9.451040.25=2.36104 Nm产生在与步进梁相连接的齿轮的功率 P 为: P=T=2.36104=18.5 kW4这 6 根钢管由 2 台移钢机共同移动，故每台移钢机的功率为：移钢机P=移钢机PP2故 P移钢机= =9.25 kW18.524 确定电动机的型号选上述不同转速的电动机进行比较，查机械基础P499附录 50 及相关资料得电动机数据和计算出总的传动比，列于下表：表 3-1 电机参数比较表电机转速 r/min方案电机型号额定功率kW同步转速满载转速电机质量kg参考价格（元）总传动比1Y160M-41115001460123760194.662Y160L-61110009701471022129.33选用同步转速为:1500 r/min为降低电动机重量和价格，由表二选取同步转速为 1500r/min 的 Y 系列电动机，型号为 Y160M-4。13查机械基础P500附录 51，得到电动机的主要参数以及安装的有关尺寸(mm)，见以下两表：具体参数表如下：表 3-2 电动机的技术数据电动机的技术数据电动机型号额定功率（kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y160M-411150014602.22.2图 3-1 电动机3.3 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配1.传动装置总传动比=总iwmnn1460194.667.5式中 nm-电动机满载转速:1460r/min; nw-工作机的转速:7.5r/min。2.分配传动装置各级传动比取齿轮传动比为 2.54那么取蜗轮蜗杆减速比为 51其中、分别为1234、单级圆柱齿轮、滚动轴承、蜗杆传动、联轴器和效率，查取机械基础P459的附录 3 选取、=0.98（8 级精度） 、=0.99（球轴承） 、1214、=0.99、30.843.4 运动参数和动力参数计算 1.各轴转速计算 01460 r/minmnn III1nn / i 1460/2.54 r/min 574.8r/min齿IIIII2nn / i 574.8/51 r/min 7.5 r/min齿2.各轴输入功率0PP11KWdId4PP 11 0.99KW10.89KWIII23PP 10.890.990.97KW10.46KWIIIII23PP 10.460.80.99KW8.28KW3.各轴输入转矩0d0T9550p /n71.95N mIIIT9550p /n71.23N mIIIIIIT9550p /n173.79N m IIIIIIIIIT9550p /n10543.2N m总体设计方案简图 3-2 如下：15图 3-2 总体设计方案简图164 圆柱齿轮传动零件的设计计算4.1 选择齿轮材料及精度等级根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作机器，速度不高，选用 7 级精度，要求齿面粗糙度。1.6 3.2Ram因为载荷中有轻微振动，传动速度不高，传动尺寸无特殊要求，属于一般的齿轮传动，故两齿轮均可用软齿面齿轮。查机械设计P322 表 1410，小齿轮选用 45号钢，调质处理，硬度 236HBS；大齿轮选用 45 号钢，正火处理，硬度为 190HBS。取小齿轮齿数，则大齿轮齿数，使两齿轮的齿120Z 22112.542050.8ZiZ数互为质数，取值,选取螺旋角。初选螺旋角251Z 12则实际传动比：21512.5520ZiZ传动比误差：，可用21212.542.550.392.5%2.54iii齿数比：2.55ui由表1取（因非对称布置及软齿面） 。6 100.9d4.2 按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢制齿轮，所以由课本公式得：2131)(12HEHdttZZuuTKd确定有关参数如下：1）确定公式内的各计算数值1)试选=1.2tK2）选取区域系数 Z=2.43 H173） 78. 01845. 02则120.680.751.43 4)计算小齿轮传递的转矩641119.55 107.123 10PTN mmn 5)由表 10-7 选取齿宽系数=0.9d6）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数218 .189 MPaZE（4） 、许用接触应力HlimHNTHNZS由图1查得，633Clim1770HMPalim2500HMPa由式1计算应力循环次数652LN9116060 473.3 110 2 8 3651.65 10LhNn rt 8126.853 10LLNNi由图1查得接触疲劳的寿命系数，63410.89NTZ20.93NTZ通用齿轮和一般工业齿轮按一般可靠度要求选取安全系数。所以计算两轮1.0HS的许用接触应力：lim111770 0.89685.31.0HNTHHZMPaMPaSlim222500 0.934651.0HNTHHZMPaMPaS故得：2131)(12HEHdttZZuuTKd 4232 1.27.123 102.5512.43 189.8()0.9 1.432.5546547.066mm18则模数：11cos47.066cos122.2620ttdmz由表1取初步选择标准模数：6 12.5m （5） 、校核齿根弯曲疲劳强度4.3 根据齿根弯曲疲劳强度设计 由式（10-17） cos212213FSFdnYYZYKTm（1） 确定计算参数1）计算载荷系数510. 132. 11 . 104. 11FFVAKKKKK2）根据纵向重合度从图 10-28 查得螺旋角影响系数903. 188. 0Y3）计算当量齿数11332021.89coscos 12VzZ22335154.5coscos 12VzZ4）查齿形系数由表 10-5 查得,12.72FaY22.45FaY 5)查应力校正系数 由表 10-3 查得，,11.57SaY21.67SaY 6)由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲MPaEN500119劳强度极限MPaEN3802 7）由图 10-18 取弯曲疲劳系数,85. 01FNK90. 02FNK 8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（10-12）得MPaSKFEFNF57.3034 . 150085. 0111MPaSKFEFNF286.2444 . 13809 . 0222 9）计算大小齿轮的,并加以比较FSaFaYY1112.72 1.570.01406303.57FaSaFYY2222.45 1.670.01674244.286FaSaFYY大齿轮的数值较大（1） 设计计算42322 1.5104.6873 100.88cos 120.016041.4750.9201.43nm对比计算结果，由齿根接触疲劳强度计算法面模数大于齿面弯曲疲劳强度计算带模nm数，去，以满足弯曲强度。mmmn5 . 2确定有关参数和系数：1）计算中心距 12()(2051)2.591.52cos2cos14nzzmamm 修正后的中心距为 91.5mm. 2)按圆整后的中心距修整螺旋角12()(2051)2.5arccosarccos142291.5nzz ma 因改变不多，故参数,等不必修正。aKHZ 3）计算大小齿轮分度圆直径2011202.551.53coscos14nz mdmm2251 2.5131.40coscos14nz mdmm其他几何尺寸的计算（，）*1ah *0.25c 齿顶高 由于正常齿轮，*aahhm*1ah 所以*1 2.52.5aahhmmmmm 齿根高，由于正常齿(*)fahhcm*0.25c 所以(*)(1 0.25) 2.53.125fahhcmmmmm全齿高 (2*)(2 1 0.25) 2.55.625afahhhhcmmmmm 表 4-1 齿轮参数表名 称计 算 公 式结 果 /mm模数m2.5压力角20d151.53分度圆直径d2131.40齿顶圆直径11256.53aaddhmm222136.40aaddhmm齿根圆直径11245.28ffddhmm22125.15ffddhmm中心距cos2)(21nmzza91.5齿 宽215055bb5 蜗轮蜗杆传动设计计算5.1 选择蜗杆传动类型 根据 GB/T100851988 的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI) 。215.2 选择材料考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆采用 45 钢;因希望效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为 4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜 ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁 HT100 制造。5.3 按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。由教材【1】P254 式(1112),传动中心距322)(HPEKTa(1)确定作用在蜗杆上的转矩=173.79Nm (2)确定载荷系数 K因工作载荷有轻微冲击,故由教材【1】P253 取载荷分布不均系数=1;由教材P253 表 115 选取使用系数由于转速不高,冲击不大,可取动载系数;1.0A05. 1v则由教材 P2521.0 1 1.051.05vA (3)确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故=160。21a(4)确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值=0.35 从教材 P253 图 11181daad1中可查得=2.9。(5)确定许用接触应力 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜 ZCuSn10P1,金属模铸造, 蜗杆螺旋齿面硬度45HRC,可从从教材【1】P254 表 117 查得蜗轮的基本许用应力=268。由教材【1】 aP254 应力循环次数22应力循环次数 N=60=60 1 27.28（2 8 10 365）=9.56hLjn2 710j 为蜗轮每转一周每个轮齿啮合的次数 j=1两班制，每班按照 8 小时计算，寿命 10 年。寿命系数78HN710K0.759.56 10则HHNHK0.75 268202.105Mpa(6)计算中心距223321602.91.05 173790191.76202.105Z ZEaKTmmmmH (6)取中心距 a=200mm,因 i=51,故从教材【1】P245 表 112 中取模数 m=6.3mm, 蜗轮分度圆直径=63mm 这时=0.315 从教材【1】P253 图 1118 中可查得接触系数1dad1=2.9 因为=,因此以上计算结果可用。235.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1) 蜗杆轴向尺距mm;直径系数;3.14 6.319.792am 10q齿顶圆直径;112632 1 6.375.6aaddh mmm 齿根圆直径;11247.25faddh mcmm蜗杆齿宽 B1=(9.5+0.09)m+25=112mm2Z蜗杆轴向齿厚mm；分度圆导程角;3.14 6.39.89622amS30 5750(2)蜗轮蜗轮齿数 53;变位系数mm;2+0.246 演算传动比mm,这时传动误差比为, 2153531ziz53 52.78100%0.42%5%52.78是允许的。蜗轮分度圆直径mm226.3 53333.9dmz蜗轮喉圆直径=346.5mm2222aahdd蜗轮齿根圆直径2222321.3ffddhmm蜗轮咽喉母圆半径211200346.526.7522garadmm蜗杆和轴做成一体，即蜗杆轴。由参考文献【1】P270 图蜗轮采用齿圈式，青铜轮缘与铸造铁心采用 H7/s6 配合，并加台肩和螺钉固定，螺钉选 6 个5.5 校核齿根弯曲疲劳强度 FFaFYYmddKT221253. 1当量齿数22335384cos(cos30 5750)ZZ根据从教材【1】P255 图 1119 中可查得齿形系数22+0.246,84XZ2422.15FaY螺旋角系数30 5750110.7786140140Y 从教材 P25 知许用弯曲应力 FNFFK从教材【1】P256 表 118 查得由 ZCuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56 FMPa由教材 P255 寿命系数6699Fn71010K0.6024N9.56 10F56 0.602433.74Mpa56Mpa 可见弯曲强度是满足的。F1.53 1.05 12742602.55 0.602423.7Mpa63 333.9 6.35.6 验算效率vtantan96. 095. 0已知=;与相对滑动速度有关。054821vvfarctanvfsVsm41. 30548cos21*1000*60960*63*14. 31000cos*60ndV11s从教材 P【1】264 表 1118 中用插值法查得=0.0264, 代入式中得vf301V=0.884,大于原估计值,因此不用重算。5.7 精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动,属于通用机械减速器,从 GB/T100891988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择 7 级精度,则隙种类为 f,标注为 8f GB/T100891988。然后由参考文献【3】P187 查得蜗杆的齿厚公差为 =71m, 蜗轮的齿厚公差为 1s2s=130m;蜗杆的齿面和顶圆的表面粗糙度均为 1.6m, 蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为 1.6m 和 3.2m。255.8 热平衡核算初步估计散热面积：1.751.752000.330.331.11100100aS取(周围空气的温度)为。at20c22(8.15 17.45)/(),17/()1000 (1)1000 4.3366 (1 0.824)(20S17 1.1168.885S1.11dadwmcwmcpttcc 取油的工作温度）合格。266 轴的设计计算6.1 轴的结构设计1 1选择轴的材料及热处理方法选择轴的材料及热处理方法查1表 15-1 选择轴的材料为优质碳素结构钢 45；根据齿轮直径，热处理方法mm100为正火。2 2确定轴的最小直径确定轴的最小直径查1的扭转强度估算轴的最小直径的公式：370Pmm 39.2239.2785.55369. 5)103126(2 . 01055. 933110336nPAnPd再查 1表 15-3， 0126 103A 考虑键：因为键槽对轴的强度有削弱作用，开有一个键槽，所以轴的轴径要相应增大%7%5mm)73.2303.29(d3 3确定各轴段直径并填于下表内确定各轴段直径并填于下表内表 6-1 各轴段直径表名称依据单位确定结果1dmm)73.2303.29(d且由前面的齿轮的设计可得，齿轮的孔径为 30，mm)73.2303.29(d301dmm301d2d344 .3230*) 1 . 007. 0(*230) 1 . 007. 0(2112ddd查 2表 7-12352dmm352d3d因为处装轴承，所以只要3d即可，选取 7 类轴承，3d2dmm403d27查 2表 6-6，选取 7208AC，故 403d4dmmddd486 .453) 1 . 007. 0(234mm464d5d由于是齿轮轴所以等于高速级小齿轮的分度圆直径：mmd74.595mmmmd74.5956d4036ddmm406d4 4选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查 2（2） “润滑方式” ，及说明书“（12）计算齿轮圆周速度 ” = 20Pvv1.54，故选用脂润滑。sm 2将与轴长度有关的各参数填入下表表 6-2 与轴长度有关的各参数名称依据单位确定结果箱体壁厚查 2表 11-1158P83025. 0amm8地脚螺栓直径及数目fdn查 2表 11-1158P0.036120.036 123 1216.43fda查 2表 3-13， 取20，fd4,250na故16fd4n轴承旁联接螺栓直径1d查 2表 11-1158P121675. 075. 01fdd查 2表 3-9，取161dmm121d轴承旁联接螺栓扳手空间、1C2C查 2 表 11-1158P16;20min2min1CCmm162021CC28轴承盖联接螺钉直径3d查 2表 11-2158Pmmdf5 . 88 . 6)5 . 04 . 0(查 2表 11-10，得当取370 100,8Dd当时mm38d 轴承盖厚度e查 2表 11-1096 . 98*2 . 12 . 1100703edeD时当mm时当10070D ，9e小齿轮端面距箱体内壁距离2查 2 204P102mm=102轴承内端面至箱体内壁距离3查 2 因为选用脂润滑，所以208P1283mm103轴承支点距轴承宽边端面距离 a查 2表 6-6，选取 7208AC 轴承，故23amm23a5.5.计算各轴段长度。计算各轴段长度。表 6-3 各轴段长度表名称计算公式单位计算结果1l由于与大齿轮配合，则：mml6362)32(651mm631l2l由公式52816208)85(21取CCL562592181052252720842eBLlACmm562l293l由公式mmBlAC3222101822472083mm323l4l由公式511022/606510234Bl轮毂mm110.54l5l齿轮 1 轮毂宽度：mmBl6515轮毂mm655l6l由公式6720842218 10 10240AClBmm mm406lL（总长）mmllllllL5 .365654321mm365.5L（支点距l离）mmalllll5 .19723*2460655 .110322)22(6543mm197.5l6.2 轴的结构设计1 1选择轴的材料及热处理方法选择轴的材料及热处理方法查1表 15-1 选择轴的材料为优质碳素结构钢 45；根据齿轮直径，热处理方法mm100为正火回火。2 2确定轴的最小直径确定轴的最小直径查1的扭转强度估算轴的最小直径的公式：370P=(126103) 303362 . 01055. 9nPAnPdmm)94.3352.41(28.15452. 53再查 1表 15-3， 0126 103A 3 3确定各轴段直径并填于下表内确定各轴段直径并填于下表内表 6-4 各轴段直径表名称依据单位确定结果301d由于和轴承配合，取标准轴径为： mmd451mm=451d2d由于和齿轮配合，取mmd502查 2表 1-6，取502dmm=502d3d60) 1 . 007. 0(2443ddd查 2表 1-6，取=603dmm=603d4d与高速级大齿轮配合，取：mmd524mmmmd5245d=455d1dmm455d4 4选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查 2（二） “滚动轴承的润滑” ，及说明书“六、计算齿轮速度 ” ，故选vsmv 2用脂润滑。 将与轴长度有关的各参数填入下表表 6-5 与轴长度有关的各参数表名称依据单位确定结果轴承支点距轴承宽边端面距离 a选用 7209AC 轴承，查 2表 6-6得mma7 .24mm mma7 .245.5.计算各轴段长度计算各轴段长度表 6-6 各轴段长度表名称计算公式单位计算结果1l43222472091ACBl由mm431l2l93295232轮毂Blmm932l3l1015833ll取mm103l4l齿轮配合长度：mmBl58260222轮毂mm584l315lmmBlAC5 .4522260652472095mm45.55lL（总长）mmlllllL5 .24954321mmL249.5（支点距l离）mmaLl1 .196)27 .24(25 .249)2(2mm196.1l6.3 轴的结构设计1 1选择轴的材料及热处理方法选择轴的材料及热处理方法查1表 15-1 选择轴的材料为优质碳素结构钢 45；根据齿轮直径，热处理方法mm100为正火回火。2 2确定轴的最小直径确定轴的最小直径查1的扭转强度估算轴的最小直径的公式：370P= 303362 . 01055. 9nPAnPdmm14.4767.5790.5536. 5)103126(3再查 1表 15-3， 0126 103A 考虑键：因为键槽对轴的强度有削弱作用，开有一个键槽，所以轴的轴径要相应增大%7%5 mmd97.4913.61%)7%51 ()14.4767.57(3 3确定各轴段直径并填于下表内确定各轴段直径并填于下表内表 6-7 各轴段直径表名称依据单位确定结果1d由于与联轴器配合，配合轴径为138.24,d d1=60mm mm601d2d考虑联轴器定位：mmddd724 .68) 1 . 007. 0(*12060) 1 . 007. 0(2112查 2表 7-12，取702dmm702d323d为了轴承装配的方便： ，取符合轴承标23dd 准孔径大小为mmd753mm753d4d考虑轴肩定位，查（1）表 1-16，取标准值=864dmm864d5d考虑齿轮的定位：mmddd6 .9392.88) 1 . 007. 0(2566mm925d6d由于与齿轮配合=80mm6dmm=806d7d由于轴承配合：757d3dmm757d4 4选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。表 6-8 轴承支点距轴承宽边端面距离表查 2（二） “滚动轴承的润滑” ，及说明书“六、计算齿轮速度 ” ， ，故vsmv 2选用脂润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表名称依据单位确定结果轴承支点距轴承宽边端面距离 a选用 7015AC 轴承，查 2表 6-6得6 .36amm6 .36a5.5.计算各轴段长度计算各轴段长度表 6-9 各轴段长度表名称计算公式单位计算结果1l选联轴器轴孔长度为 107mm，则：mml)32(1071mm1051l2l由公式4725250721542eBlACmm472l3l由公式mmBlAC3922102322472153mm393l334l由公式mml73210654mm734l5l由公式mml)158(5mm105l6l配合齿轮 4：mmBl)290(246轮毂mm886l7l5 .5122/ )9095(24272157ACBlmm51.7l5L（总长）mmlllllllL5 .4137654321mm413.L5（支点距离）lmmallllll3 .184)2(276543mm184.l36.4 校核轴的强度齿轮的受力分析：斜齿轮上的圆周力：；径向力：；轴向力：dTFt2costantrFF tantaFF 分别将:54.13;20; 5 .7267388.13;20;49.31891026.21469.34122323FtFt代入以上 3 式，得：表 6-10 和轴长度有关的参数表齿轮 2 上的圆周力齿轮上的径向力齿轮上的轴向力3189.491195.80788.14齿轮 3 上的圆周力齿轮上的径向力齿轮上的轴向力4958.72720.771750.14求支反力、绘弯矩、扭矩图求支反力、绘弯矩、扭矩图34轴受力简图图 6-1 轴的受力图其中， 方向均向外；方向都指向轴心；向左，向右。23ttFF 、23rrFF 、3aF2aF1.1.垂直平面支反力，如图垂直平面支反力，如图 a)a)轴向力平移至轴心线形成的弯矩分别为：23,aaFF )(76.7821000.9014.175023333顺时针mNdFMaa)(43.8421026.214144.78823222顺时针mNdFMaa NlllMMllFlFFaarrAV55.7455 .455 .875 .6010)43.8476.78()5 .455 .87(77.27205 .4580.1195)(33212312312 NFFFFAVrrBV42.779)55.745(77.272080.11953235图 6-2(a) 轴的受力图2.2.垂直平面弯矩图，如图垂直平面弯矩图，如图 b)b)计算特殊截面的弯矩：mNlFMAVV11.45105 .6055.745333mNMMMaVV87.12376.7811.45313mNlFMBVv46.3510*5 .45*42.779312mNMMMaVv89.11943.8446.35222图 6-2(b) 垂直平面弯矩图3.3.水平平面支反力，如图水平平面支反力，如图 c)c)NllllFllFFttAH59.63085 .455 .875 .605 .4549.3189)5 .875 .60(5 .7267)(32112213NFFFFAHttBH4 .414859.630849.31895 .72672336图 6-2(c) 水平平面支反力图4.4.水平平面弯矩图水平平面弯矩图, ,如图如图 d)d)计算特殊截面的弯矩：mNlFMAHH67.38110*5 .60*59.6308333mNlFMBHH75.18810*5 .45*4 .4148312图 6-2(d) 水平平面弯矩图5.5.合成弯矩图合成弯矩图, , 如图如图 e)e)mNMMMHV33.38423233mNMMMHV27.40123233mNMMMHV61.2232222237mNMMMHV050.19222222图 6-2(e) 合成弯矩图6.6.扭矩图扭矩图, ,如图如图 f)f)mNT69.341图 6-2(f) 扭矩图2 2按弯扭合成校核轴的强度按弯扭合成校核轴的强度（1）确定轴的危险截面根据轴的结构尺寸和弯矩图可知：截面 3 受到的合力矩最大，且大小为： mNMM27.4013（2）按弯矩组合强度校核轴危险截面强度（轴的抗弯截面系数，初选键：b=12,t=5,d=50;解得 W=11050.63 dtdbtdW2)(3223mm3）取，则：6 . 03822()caMTWMPa78.4063.11050)1069.3416 . 0()1027.401(2323查表 15-1 得=60mpa,因此,故安全。11ca397 轴承的选择和校核7.1 高速轴轴承的校核根据轴承型号 30307 查设计手册取轴承基本额定动载荷为：C=75200N；基本额定静载荷为：NCor82500图 7-1 高速轴轴承 求两轴承受到的径向载荷将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。有力分析可知：NFFFNdFFFVrreVraereVr53.24147.21645847.21619421312106458106882106121NFFFNFFFNFFFNFFHrVrrHrVrrHrteHrteHr98.60249.55253.24183.69951.66547.21649.55251.665121851.66512181941068810610622222222212121121求两轴承的计算轴向力21aaFF 和对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力，Y 由设计手册查得为 1.9，因此可以估算：YFFrd240NYFFNYFFrdrd36.3179 . 198.60233.3689 . 183.6992211则轴有向右窜动的趋势，轴承 1 被压紧，轴承 2 被1236.62936.317312ddaeFFF放松NFFFFFdadaea36.31736.62936.3173122221求轴承当量动载荷21PP和 查设计手册知 e=0.31eFFeFFrara53. 098.60236.31789. 083.69936.6292211查课本表 13-5 得径向载荷系数和轴向载荷系数轴承 1 9 . 1, 4 . 011YX轴承 2 9 . 1, 4 . 011YX因轴承运转中有轻微冲击,查课本表 13-6 得 则1 . 1, 2 . 10 . 1ppff取NFYFXfPNFYFXfParparp9 .159136.3179 . 198.6024 . 01 . 13 .162336.6299 . 183.6994 . 01 . 12222211111 验算轴承寿命因为,所以按轴承 1 的受力大小验算21PP hhLhPCnL310616127517273 .16237520067.46660106010hLh1440002430020选择轴承满足寿命要求.7.2 低速轴轴承的校核根据轴承型号 30306 查设计手册取轴承基本额定动载荷为：C=59000N；基本额定静载41荷为：NCor63000图 7-2 低速轴轴承 求两轴承受到的径向载荷将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。有力分析可知：NFFFNdFFFVrreVraereVr91.34609.9043709.901931 .752989143710291291121NFFFNFFFNFFFNFFHrVrrHrVrrHrteHrteHr24.70617.61591.34617.55683.54809.9017.61583.548116483.548116419391102919122222222212121121求两轴承的计算轴向力21aaFF 和对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力，Y 由设计手册查得为 1.9，因此可以估算：YFFrd2NYFFNYFFrdrd71.3719 . 124.70672.2929 . 117.5562211则轴有向左窜动的趋势，轴承 1 被压紧，轴承 2 被1271.66971.371298ddaeFFF42放松NFFNFFFdadaea71.37171.66971.3712982221求轴承当量动载荷21PP和 查设计手册知 e=0.31eFFeFFrara53. 024.70671.37120. 117.55671.6692211查课本表 13-5 得径向载荷系数和轴向载荷系数轴承 1 9 . 1, 4 . 011YX轴承 2 9 . 1, 4 . 011YX因轴承运转中有轻微冲击,查课本表 13-6 得 则1 . 1, 2 . 10 . 1ppff取NFYFXfPNFYFXfParparp62.108771.3719 . 124.7064 . 01 . 141.164471.6699 . 117.5564 . 01 . 12222211111 验算轴承寿命因为,所以按轴承 1 的受力大小验算21PP hhLhPCnL31061634.1949917841.16445900013060106010hLh1440002430020选择轴承满足寿命要求.两班制，每班按照 8 小时计算，寿命 10 年。=2 8 10 365=58400 小时。hL 7.3 计算输入轴轴承初选两轴承 30208 型单列圆锥滚子轴承查参考文献【3】可知蜗杆承轴30208 两个，蜗轮轴承 30213 两个，(GB/T297-1994)表 7-1：表 7-1 输入轴轴承计算表43图7-3图 7-3 输入轴轴承受力图(1)(1)求两轴承受到的径向载荷求两轴承受到的径向载荷和和1rF2rF将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中的为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的亦通过另加弯矩而平tFaF移到作用于轴线上。由力分析知: NN4 .2475Fa1NFr90111 .11111tF N6 .181Fr1vN4 .719Fr2vN6 .555Fr1hN5 .5846 .5556 .181FFF222r1h2r1vr1N9096 .5554 .719FFF222r2h2r2vr2（2 2）求两轴承的计算轴向力）求两轴承的计算轴向力21aaFF 和基本尺寸/mm计算系数基本额定/kN轴承代号dDTa受力点 e Y动载荷 Cr静载荷 Cor30208408019.7516.90.371.663.074.0302126011023.7522.40.41.510313044对于 30208 型轴承,按教材 P322 表 13-7,其中,e 为教材 P321 表 13-5 中的Y2FrdF判断系数 e=0.37,因此估算N6 .1821.6*2584.5Y2FFr1d1N2841.6*2909Y2FFr2d2按教材 P322 式(13-11a) N4 .27592844 .2475FFFd2aea1=284N2a2FdF(3)(3)求轴承当量动载荷求轴承当量动载荷和和1P2P因为e584.52759.4FFr1a1e312. 0909284FFr2a2由教材【1】P321 表 13-5 分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承 1 =0.40, =1.61X1对轴承 2 =1, =02X2因轴承运转中有轻微冲击,按教材 P321 表 13-6, ,取。则由2 . 10 . 1Pf1 . 1Pf教材 P320 式(13-8a)=1.1*(0.40*584.5+1.6*2759.4)=5110N67.9KNa11r11p1FYFXfP=1.1*1*909=1000N46720h 故所选轴承满足寿命要求。h3 .98692511067900960*6010PCn6010L31061r6h457.4 计算输出轴轴承图 7-3 输出轴轴承受力图初选两轴承为 30212 型圆锥滚子轴承查圆锥滚子轴承手册可知其基本额定动载荷=103KN 基本额定静载荷=130KNrCorC(1)(1)求两轴承受到的径向载荷求两轴承受到的径向载荷和和1rF2rF将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中的为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的亦通过另加弯矩而平tFaF移到作用于轴线上。由力分析知: NN4 .2475Ft2NFr90121 .11112aFN9 .766Fr1vN1 .134Fr2vN7.1237FFr2hr1hN5 .12897 .12379 .766FFF222r1h2r1vr1N12457 .12371 .134FFF222r2h2r2vr2 （2 2）求两轴承的计算轴向力）求两轴承的计算轴向力21aaFF 和 对于 30213 型轴承,按教材 P322 表 13-7,其中,e 为教材 P321 表 13-5 中的Y2FrdF判断系数 e=0.4,因此估算N8 .4291.5*21289.5Y2FFr1d1N4151.5*21245Y2FFr2d2按教材 P322 式(13-11a) 46N15264151 .1111FFFd2aea1=415N2a2FdF(3)求轴承当量动载荷求轴承当量动载荷和和1P2P ee1289.51526FFr1a1334. 01245415FFr2a2对轴承 1 =0.4, =1.51X1对轴承 2 =1 =02X2因轴承运转中有轻微冲击,按教材 P321 表 13-6, ,取。则由2 . 10 . 1Pf1 . 1Pf教材 P320 式(13-8a)=1.1*(0.40*1289.5+1.5*1526)=3085.5N121KNa11r11p1FYFXfP=1.1*1*1245=1369.5N46720h 故所选轴承满足寿命要h411274395 .308512100080*6010PCn6010L31061r6h求478 键联接的选择和校核8.1 键的选择在本设计中，所选择的键的类型均为 A 型圆头普通平键，其材料为 45 钢，在带轮1 上键的尺寸如下表 8-1 所示：表 8-1 上键的尺寸表轴键键槽宽度 b深度极限偏差一般键联结轴 t毂1t半径r公称直径d公称尺寸bh公称尺寸b轴N9毂9sJ公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大288780-0.0360.0184.0+0.203.3+0.200.250.408.2 键的校核1 键的剪切强度校核键在传递动力的过程中，要受到剪切破坏，其受力如下图 8-1 所示：图 8-1 键剪切受力图键的剪切受力图如图 3-6 所示，其中 b=8 mm,L=25 mm.键的许用剪切应力为=30 ，由前面计算可得，轴上受到的转矩 T=55 N m ，由键的剪切强度条件：aMPA48 （其中 D 为带轮轮毂直径） （5-1）2 TblD =10 M30 （结构合理）3332 558 1025 1055 10aPaMP2.键的挤压强度校核键在传递动力过程中，由于键的上下两部分之间有力偶矩的作用，迫使键的上下部分产生滑移，从而使键的上下两面交界处产生破坏，其受力情况如下图 8-2 所示：（初取键的许用挤压应力=100 ）bsaMP图 8-2 键挤压受力图由 （5-2）SFAbl =2000 N3368 1025 1010 10sF 又有 （5-3）bsFbsbsA8 结构合理33200025 1010 10bsaMPbs8.3 联轴器的选择联轴器的计算转矩，查课本表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取，2TKTaca3 . 1ak则mmNTKTaca.113646874203 . 12按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用 HL1 型弹性柱销联轴器，caT其公称转矩为 160000N.mm。半联轴器的孔径=24mmd499 减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择9.1 传动零件的润滑9.1.1 齿轮传动润滑因为齿轮圆周速度，故选择浸油润滑。12vm s9.1.2 滚动轴承的润滑因为齿轮速度，故滚动轴承选用脂润滑。smv2均9.2 减速器密封9.2.1 轴外伸端密封毛毡圈油封。9.2.2 轴承靠箱体内侧的密封挡油板：防止涨油涨到轴承。9.2.3 箱体结合面的密封箱体结合面的密封性要求是指在箱体剖分面、各接触面及密封处均不允许