带式输送机的传动装置_机械设计课程设计说明书.doc

机械设计课程设计 计算说明书 设计题目 带式输送机的传动装置 机械设计及其自动化专业 2013 年七月十一号 西北工业大学 2 一 题目 3 二 运动参数计算 4 电动机选择 4 传动比选择 5 传动参数的计算 6 1 各轴的转速 n r min 的确定 6 2 各轴的输入功率 KW 6 3 各轴的输入扭矩 N m 6 4 根据以上的数据整理得下表 7 三 传动零件设计 7 高速级齿轮传动计算 7 选定齿轮的类型 材料及齿数 精度等级 7 按齿面接触强度设计 8 按齿根弯曲强度设计 9 几何尺寸计算 11 低速级齿轮传动计算 11 选定齿轮的类型 材料及齿数 精度等级 11 按齿面接触强度设计 12 按齿根弯曲强度设计 13 几何尺寸计算 15 四 链传动计算 15 五 联轴器的选择 16 六 轴的设计 17 估算最小直径 17 初选轴承 18 轴的设计 18 高速轴一的设计 18 1 高速轴一的结构设计 18 3 2 高速轴一的校核 19 3 高速轴一的轴承寿命校核 22 4 高速轴一上的键的设计与校核 22 中间轴二的设计 23 1 中间轴二的结构设计 23 2 中间轴二的强度校核 24 3 中间轴二的轴承寿命校核 27 4 中间轴二上的键的设计与校核 27 低速轴的三设计 28 1 低速轴三的结构设计 28 2 低速轴三的强度校核 29 3 低速轴三的轴承寿命校核 31 4 低速轴三上的键的设计与校核 31 七 减速箱的设计 32 八 减速器的附件选择及说明 34 4 一 一 题目题目 1 设计一个带式输送机传动用的二级圆柱齿轮展开式减速器 其工作条 件为 连续单向运转 工作室有轻微的震动 使用期为十年 每年三百个工作 日 小批量生产 两班制 输送机工作轴转速允许的误差为 5 带式输送 机的传动效率为 0 96 2 传动简图如下图所示 图一 带式输送机简图 1 为电动机 2 为联轴器 为减速器 4 为高速级齿轮传动 5 为低速级 齿轮传动 6 为链传动 7 为输送机滚筒 辅助件有 观察孔盖 油标和油尺 放油孔和螺塞 通气器 吊耳和吊钩 定位销 启盖螺钉 轴承套 密封圈等 3 已知条件 题号 输送带的牵引力 F KN 输送到的速度 V m s 输送带的滚筒的直 径 D mm 4 B 2 21 3390 连续单向运转 工作室有轻微的震动 使用期为十年 每年 300 个工作日 小批量生产 两班制 输送机工作轴转速允许的误差为 5 带式输送机的传动效率为 0 96 5 二 运动参数计算二 运动参数计算 电动机选择电动机选择 带式输送机的效率为 0 96 由已知条件得到 5 5 工作机所需功率 2 9792KW 5 1000 w F V P 高速级齿轮组和低速级齿轮组的效率为和 链传动的效率为 联轴 1 2 3 器的效率为 轴承效率为 4 6 我们取高速级和低速级的齿轮的精度为 IT 7 查表可得 0 98 1 2 刚性套柱销联轴器的效率为 0 99 4 选择滚子链传动 其效率为 0 96 3 选用深沟球轴承轴承 其效率为 0 99 6 传动装置的总效率 0 8768 3 12346a 电动机所需功率 3 397KW w m a P P 根据电动机所需的功率来选择电动机 电动机的参数如下 m P 工作功率 4KW 满载转速 1440r min m P m n 型号为 Y112M 4 的三相异步电动机 轴伸出端直径 28mm 长度 E 60mm m D 键槽截面尺寸 F G D 8 24 28 传动比选择传动比选择 通过已知的数据可知 为滚筒的转速 4 n 滚筒的转速 4 63 66 min v nr d 6 总的传动比 4 1440 22 62 63 66 m n i n 取链传动的传动比为 2 5 3 i 由传动比分配公式 对于二级圆柱齿轮减速器 表示高1 3 1 4 n ii n i 速级的传动比 表示减速器的传动比 i 高速级的传动比为 取 1 1 3 1 43 42 3 56ii 1 3 5i 低速级的传动比为 2 5 2 i 设计的传动比为 2 5 1 5 3 5 21 875 n i 1 i 2 i 3 i 工作轴的转速允许误差为3 2 5 n ii i 传动参数的计算传动参数的计算 1 各轴的转速 各轴的转速 n r min 的确定的确定 高速轴的 转速 1 0 1440 1440min 1 m n nr i 中间轴 的转速 2 1 1440 411 43min 1 3 5 m o n nr i i 低速轴的 转速 2 3 20 1 2 1440 164 57 min 3 3 5 2 5 m nn nr ii ii 滚筒轴的 的转速 2 4 20 1 2 3 1440 65 83 min 3 3 5 2 5 2 5 m nn nr ii ii i 2 各轴的输入功率 各轴的输入功率 KW 高速轴 的输入功率 14 4 0 993 96 m PPKW 中间轴 的输入功率 21 16 3 96 0 98 0 993 86PPKW 低速轴 的输入功率 3226 3 86 0 98 0 993 74PPKW 7 滚筒轴的 的输入功率 323 3 74 0 963 59PPKW 3 3 各轴的输入扭矩 各轴的输入扭矩 N m 高速轴 的输入扭矩 1 1 1 3 96 9550955026 263 1440 P TN m n 中间轴 的输入扭矩 2 2 2 3 86 9550955089 59 411 43 P TN m n 低速轴 的输入扭矩 3 3 3 3 74 95509550217 03 164 57 P TN m n 滚筒轴 的输入扭矩 4 3 4 3 59 95509550524 39 65 38 P TN m n 4 根据以上的数据整理得下表 根据以上的数据整理得下表 两级圆柱减速器 轴号电动机 轴 轴 轴 滚筒轴 转速 n r min 1440 m nn1 1440n2 411 43n3 164 57n4 65 83 功率 P kw P 4P1 3 96P2 3 86P3 3 74P4 3 49 转矩 T N m 26 53T1 26 263T2 89 59T3 217 03T4 524 39 两轴联接联轴器齿轮齿轮链轮 传动比 ii01 1i12 3 5i23 2 5i34 2 5 传动 效率 01 0 99 12 0 98 23 0 98 34 0 96 8 三 传动零件设计三 传动零件设计 高速级齿轮传动计算高速级齿轮传动计算 选定齿轮的类型 材料及齿数 选定齿轮的类型 材料及齿数 精度等级精度等级 1 确定齿轮类型 两齿轮均为标准圆柱直齿轮 2 材料选择 由表 10 1 选择小齿轮材料为 40 r 调质 硬度为 280HBS 大齿轮材料为 45 钢 调质 硬度为 240HBS 二者材料硬度差为 40HBS 3 运输机为一般工作机器 速度不高 故选用 7 级精度 GB10095 88 4 选小齿轮齿数 1 19 大齿轮齿数 Z2 i1 Z1 3 5 19 66 5 取 Z2 67 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计 按式 10 21 试算 即3 2 1 12 H EH d tt t ZZ u uTk d 1 确定公式内的各计算数值 1 试选1 3 t K 2 计算小齿轮传递的转矩 1 26 263TN m 3 由表 10 7 选取齿宽系数1 d 4 由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 2 1 8 189 MPaZE 5 由图 10 21 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 lim2 550 H MPa 6 由式 10 13 计算应力循环次数 9 1 6060 1440 1 2 8 300 10 4 1472 10 h NnjL 99 2 4 1472 10 3 51 1849 10N 9 7 由图 10 19 查得接触疲劳强度寿命系数 1 0 90 HN K 95 0 2 HN K 8 计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为 1 安全系数为 S 1 由式 10 12 得 MPaMPa S K HHN H 5406009 0 1lim1 1 MPaMPa S K HHN H 5 52255095 0 2lim2 2 2 计算 1 试算小齿轮分度圆直径 带入中较小的值 t d1 H 2 3 1 2 1 3 262634 5189 8 2 3240 01 13 5522 5 t dmm 2 计算圆周速度 11 40 01 1440 3 01 60 100060 1000 t d n vm s 3 计算齿宽 b 1 1 40 0140 01 dt bdmm 4 计算齿宽与齿高之比 模数 1 1 40 01 2 105 19 t t d m z 齿高 mmh2 252 25 2 1054 73 t m 40 01 8 46 4 73 b h 5 计算载荷系数 查表 10 2 可查得使用系数为 1 25 A k 根据 7 级精度 由图 10 8 查得动载荷系数 1 073 01 vm s v k 1 HF kK 由表 10 4 用插值法可查得 7 级精度 小齿轮相对支撑非对称布置时 由和可得 故载荷系数1 417 H k 1 417 H k 8 46 b h 1 35 F k 1 25 1 07 1 1 4171 895 AVHH kkKKK 10 6 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由式 10 10a 得 3 3 11 40 01 1 895 1 345 36 tt ddKKmm 7 计算模数 n m 1 1 45 36 2 38 19 n d mmm Z 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 由式 10 5 得弯曲强度的设计公式为 3 2 1 1 2 F SF d n YY Z KT m 1 确定公式内的计算数值 1 由图 10 20c 查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 500 1 大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 380 2 2 由图 10 18 查得弯曲疲劳寿命系数 1 0 85 FN K 2 0 88 FN K 3 计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数为 S 1 4 由式 10 12 得 11 1 0 85 500 303 57 1 4 FNFE F K MPaMPa S 22 2 0 88 380 238 86 1 4 FNFE F K MPaMPa S 4 计算载荷系数 1 25 1 07 1 1 351 8056 AVFF KK K KK 5 查取齿形系数 由表 10 5 查得 1 2 85 Fa Y 2 2 26 Fa Y 6 取应力校正系数 由表 10 5 查得 1 1 54 Sa Y 2 1 74 Sa Y 11 7 计算大小齿轮的 并比较 F SaFaY Y 11 1 22 2 2 85 1 54 0 01445 303 54 2 26 1 74 0 01646 238 86 FaSa F FaSa F YY YY 大齿轮的数据大 2 设计计算 3 2 2 1 8056 26263 0 016291 623 1 19 mmm 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数 大于由齿根弯曲疲劳 强度计算的模数 可取有弯曲强度算得的模数 1 623 并就近圆整为标准值 2 但为了同时满足接触疲劳强度 须按接触疲劳强度算得的分度 圆直径来计算应有的齿数 于是有 1 45 36dmm 11 45 36 222 68Zdm 取 1 23Z 大齿轮齿数 取 221 3 5 2380 5Zi Z 2 81Z 几何尺寸计算几何尺寸计算 1 计算分度圆直径 11 22 23 246 81 2162 dZ mmm dZ mmm 2 计算中心距 12 2 46 162 2104addmm 将中心距圆整后取 149amm 3 计算齿宽 1 1 4646 d bdmm 取 2 46Bmm 1 52Bmm 12 低速级齿轮传动计算低速级齿轮传动计算 选定齿轮的类型 材料及齿数 精度等级选定齿轮的类型 材料及齿数 精度等级 1 确定齿轮类型 两齿轮均为标准圆柱直齿轮 2 材料选择 由表 10 1 选择小齿轮材料为 40 r 调质 硬度为 280HBS 大齿轮材料为 45 钢 调质 硬度为 240HBS 二者材料硬度差为 40HBS 3 运输机为一般工作机器 速度不高 故选用 7 级精度 GB10095 88 4 选小齿轮齿数 1 36 大齿轮齿数 2 2 1 2 5 36 90 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计 按式 10 21 试算 即3 2 1 12 H EH d tt t ZZ u uTk d 1 确定公式内的各计算数值 1 试选1 3 t K 2 计算小齿轮传递的转矩 1 26 263TN m 3 由表 10 7 选取齿宽系数1 d 4 由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 2 1 8 189 MPaZE 5 由图 10 21 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 lim2 550 H MPa 6 由式 10 13 计算应力循环次数 9 1 6060 1440 1 2 8 300 10 4 1472 10 h NnjL 99 2 4 1472 10 3 51 1849 10N 7 由图 10 19 查得接触疲劳强度寿命系数 1 0 90 HN K 95 0 2 HN K 13 8 计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为 1 安全系数为 S 1 由式 10 12 得 MPaMPa S K HHN H 5406009 0 1lim1 1 MPaMPa S K HHN H 5 52255095 0 2lim2 2 2 计算 1 试算小齿轮分度圆直径 带入中较小的值 t d1 H 2 3 1 2 1 3 262634 5189 8 2 3240 01 13 5522 5 t dmm 2 计算圆周速度 11 40 01 1440 3 01 60 100060 1000 t d n vm s 3 计算齿宽 b 1 1 40 0140 01 dt bdmm 4 计算齿宽与齿高之比 模数 1 1 40 01 2 105 19 t t d m z 齿高 mmh2 252 25 2 1054 73 t m 40 01 8 46 4 73 b h 5 计算载荷系数 查表 10 2 可查得使用系数为 1 25 A k 根据 7 级精度 由图 10 8 查得动载荷系数 1 073 01 vm s v k 1 HF kK 由表 10 4 用插值法可查得 7 级精度 小齿轮相对支撑非对称布置时 由和可得 故载荷系数1 417 H k 1 417 H k 8 46 b h 1 35 F k 1 25 1 07 1 1 4171 895 AVHH kkKKK 6 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由式 10 10a 得 14 3 3 11 40 01 1 895 1 345 36 tt ddKKmm 7 计算模数 n m 1 1 45 36 2 38 19 n d mmm Z 按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 由式 10 5 得弯曲强度的设计公式为 3 2 1 1 2 F SF d n YY Z KT m 1 确定公式内的计算数值 1 由图 10 20c 查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 500 1 大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 380 2 2 由图 10 18 查得弯曲疲劳寿命系数 1 0 85 FN K 2 0 88 FN K 3 计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数为 S 1 4 由式 10 12 得 11 1 0 85 500 303 57 1 4 FNFE F K MPaMPa S 22 2 0 88 380 238 86 1 4 FNFE F K MPaMPa S 4 计算载荷系数 1 25 1 07 1 1 351 8056 AVFF KK K KK 5 查取齿形系数 由表 10 5 查得 1 2 85 Fa Y 2 2 26 Fa Y 6 取应力校正系数 由表 10 5 查得 1 1 54 Sa Y 2 1 74 Sa Y 15 7 计算大小齿轮的 并比较 F SaFaY Y 11 1 22 2 2 85 1 54 0 01445 303 54 2 26 1 74 0 01646 238 86 FaSa F FaSa F YY YY 大齿轮的数据大 2 设计计算 3 2 2 1 8056 26263 0 016291 623 1 19 mmm 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数 大于由齿根弯曲疲劳 强度计算的模数 可取有弯曲强度算得的模数 1 623 并就近圆整为标准值 2 但为了同时满足接触疲劳强度 须按接触疲劳强度算得的分度 圆直径来计算应有的齿数 于是有 1 45 36dmm 11 45 36 222 68Zdm 取 1 23Z 大齿轮齿数 取 221 3 5 2380 5Zi Z 2 81Z 几何尺寸计算几何尺寸计算 1 计算分度圆直径 11 22 23 246 81 2162 dZ mmm dZ mmm 2 计算中心距 12 2 46 162 2104addmm 将中心距圆整后取 149amm 4 计算齿宽 1 1 4646 d bdmm 取 2 46Bmm 1 52Bmm 16 四 链传动计算四 链传动计算 选择材料 40 50 ZG310 570 热处理回火热处理硬度 40 50HRC 无剧烈振动及 冲击的链轮 1 选择链轮齿数 取小链轮齿数 18 取大链轮齿数 2 5 18 45 1 Z 21 Zi Z 2 确定计算功率 查表 9 6 得 1 查图 9 13 得 1 34 kp 1 单排链 则计算功率的 A K Z K 1 1 1 34 3 74 5 01 1 AZ ca P kKP pkw K 3 选择链条型号和节距 根据 5 01KW 164 57r min 可选 16A 在查表 链条节距为 P 25 4mm ca P 3 n 4 计算链节数和中心矩 初选中心矩 30 50 P 30 50 25 4 取 850mm 0 a 0 a 链节数 102 2 取 100 查表中心矩计算 2 01212 0 2 22 po azzzzp L pa p L 系数 0 248585 1 f 最大中心矩 846mm 112 2 p af pLzz 5 计算链速 V 确定润滑方式 1 32m s 1 1 60 1000 n z p v 由 V 1 79m s 和链号 16A 查图 9 14 可知应采用油池润滑 6 计算压轴力 p F 轴材料为 40Cr 调质处理 有效圆周力 2833N1000 e p F v 链轮水平布置时的压轴力系数 1 15 则压轴力为 FP K 1 15 2833 3528N PFPe FKF 17 7 链轮的结构设计 小直径的链轮一般做成整体式 中等尺寸的链轮多做成孔板式 为便于 搬运 装卡和减重 在辐板上开孔 大直径的链轮可做成组合式 常可将齿 圈用螺栓连接或焊接在轮毂上 此时齿圈与轮芯可用不同材料制造 根据轴 的尺寸可确定链轮轴孔 d 40mm 轮毂长度 L 80mm 可与减 速器的相关尺寸协调 8 链轮的分度圆直径 小链轮用 15 钢 z 18 分度圆直径为 1 25 5 146 180180 sin sin 18 p dmm z 大链轮用 45 钢 z 45 分度圆直径为 1 25 5 364 180180 sin sin 45 p dmm z 五 联轴器的选择五 联轴器的选择 选定联轴器的类型 选轴的材料为 45 钢 调质处理 由上文我们取 min 20dmm 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 为了使所选 1 2 d 的轴直径 与联轴器的孔径相适应 故需同时选取联轴器型号 1 2 d 联轴器的计算转矩 Tca KAT1 查表 14 1 考虑到转矩的变化很小 故取 KA 1 3 则 1 1 3 26 26330 24 caA TK TN mm 按照计算转矩 Tca 应小于联轴器公称转矩的条件 查 机械设计手 册 选用 LT4 J 型 弹性柱销联轴器型弹性柱销联轴器 其公称转矩 为 63N 半联轴器的孔径 故取 半联轴器长 1 20dmm 1 20dmm 度 L 52 的半联轴器 与轴配合的毂孔长度 1 40mmL 18 六 轴的设计六 轴的设计 估算最小直径估算最小直径 1 高速轴的最小轴径的确定 选取高速轴的材料为 40Cr 热处理为调质 30 40MPa 由表 15 3 确定 100mm 0 A 按一个键槽 轴颈增大 7 1 3 3 1min0 1 3 96 100 14 01 n1440 p d A 11min 1 7 14 99ddmm 考虑到弹性套柱销联轴器的规格 11min 1 7 14 99ddmm 取最小轴径为 2min 20dmm 2 中间轴的最小轴径的确定 选取轴的材料为 40Cr 热处理为调质 30 40MPa 100mm 2 A 考虑到一个键槽 轴颈增大 7 2 3 3 2min2 2 3 86 10021 13 n411 43 p dmm A 22min 1 7 23 54ddmm 取最小轴径为 2min 24dmm 3 低速轴的最小轴径的确定 选取轴的材料为 40Cr 热处理为调质 30 40MPa 100mm 3 A 考虑到一个键槽 轴颈增大 7 3 3 3 3min3 3 3 74 10028 48 n164 57 p dmm A 33min 1 7 30 47ddmm 19 取最小轴径为 31mm 3min d 初选轴承 初选轴承 1 轴高速轴选轴承为 6205 2 系列 深沟球轴承 2 轴中间轴选轴承为 6207 2 系列 深沟球轴承 3 轴低速轴选轴承为 6208 2 系列 深沟球轴承 各轴承参数见下表 基本尺寸 mm基本额定负荷 kN轴承代号 深沟 球轴承 dDB动载荷 Cr静载荷 Cor 6205 2 系列 25521514 07 88 6207 2 系列 35721725 515 2 6208 2 系列 40801829 518 0 轴的设计轴的设计 高速轴一的设计 高速轴一的设计 我们选择轴的材料为 40Cr 其许用弯曲应力为 热处理 1 70MPa 为调质处理 1 高速轴一的结构设计 高速轴一的结构设计 20 图二 高速轴的结构简图 1 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 从左向右 a 由于联轴器一端连接电动机 另一端连接输入轴 所以该段直径尺寸受 到电动机外伸轴直径尺寸的限制 选为 20mm b 考虑到联轴器的轴向定位可靠 定位轴肩高度应达 2 5mm 所以该段直 径选为 25 c 该段轴要安装轴承 我们采用两段不同的配合要求的轴 25mm 来使轴承 便于安装 不必增大轴的轴径 则轴承选用 6205 2 系列 深沟球轴承 即该 段直径定为 25mm d 下一段轴 考虑到轴肩要有 2 5mm 的圆角 经标准化 定为 30mm e 下段轴为齿轮轴 所以该段直径选为齿轮的齿顶圆直径 48mm f 下一段轴安装轴承 直径为 30mm g 下一段轴要安装轴承 直径定为 25mm 2 各段长度的确定 各段长度的确定从左到右分述如下 a 该段轴连接联轴器 我们选择 LT4 J 型 弹性柱销联轴器 半联轴器与 轴配合的毂孔长度为 40mm 该段长度定为 40mm b 下一段要安装轴承 其工作要求长度为 B 16mm 考虑轴承盖零件的拆 装 我们取 Lb 32 同时该段还要装轴承盖和垫片 两者的高度我们取 12 轴 安装在轴孔中 考虑到轴孔的长度要求和轴的安装 我们取该段轴的长度为 101mm c 下一段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离 轴承与箱体内壁距离 采用脂 润滑 还有二级齿轮的宽度 定该段长度为 94mm d 下一段考虑齿轮的宽度 根据齿轮校核 选定该段 52mm e 下一段轴安装轴承 以及考虑到轴承的润滑 我们取该段的长度为 37mm 2 高速轴一的校核 高速轴一的校核 输入轴上的功率 11 3 96 n1440 minPkwr 转速 转矩 1 26 263TN m 求作用在齿轮上的力和弯矩 21 4 1 1 22 3 611 10 1250 6 49 45 tan1460 5 tan20455 19 t rt T FN d FFN 圆周力为 径向力为 t F r F 下图是受力简图 下面计算力 1t F 2t F 2r F 1r F L1 139 L2 56 L3 195 具体尺寸见图 f 求垂直面的支反力 受力简图如 b 图所示 2 1 12 56 455 19130 7 195 r r l F FN ll 21 455 19 130 7322 5 rrr FFFN 求垂直弯矩 并绘制垂直弯矩图 弯矩简图如图 d 所示 3 2 2 322 5 56 1018 1 arr MF lN m 3 1 1 130 7 139 1018 1 arr MF lN m 求水平面的支承力 受力简图如 a 图所示 22 2 1 12 56 1250 6359 14 195 tt l FFN ll 21 1250 6359 14891 45 ttt FFFN 求并绘制水平面弯矩图 弯矩简图如图 c 所示 3 1 1 359 14 139 1049 9 att MF lN m A 3 2 2 891 45 56 1049 9 att MF lN m A 弯矩图如图 e 所示 求合成弯矩图 考虑最不利的情况 把和的最大值直接相加 ar M at M 2222 18 249 952 3 aarat MMMN m A 按照轴的弯扭合成强度条件校核轴的强度 从图可见 有齿轮处截面最危险 其当量弯矩为 取折合系数 0 6 22 a e MMT 则计算得到的轴的计算应力 23 222 222 1 33 52 30 6 26 263 5 1470 0 10 1 0 046 ca MTMT MpaMpa Wd 3 高速轴一的轴承寿命校核 高速轴一的轴承寿命校核 轴承寿命可由式进行校核 由于轴承主要承受径向载荷的 6 10 60 t h P Cf Lh n Pf 作用 我们取受力最大的轴的 我们可以知道轴一上受力最大的轴承所受到的 力为 2222 max22 322 5891 45900 9 rrt FFFN 工作机要求工作在轻微载荷下 可以查得其 1 1 p f 故 max 1 1 900 9991 pr pfFN 根据 1 轴高速轴选轴承为 6205 2 系列 深沟球轴承可以查得其 Cr 14KN 则 因此所该轴承符合要求 66 3 101014 6 7 6060 14400 991 h Cr L nP 年 因此在生产过程中需要每隔 6 7 年换一次高速轴一的轴承 4 高速轴一上的键的设计与校核 高速轴一上的键的设计与校核 根据 装键处的轮毂的长度为 L 40mm 查表可 11 20 26 263dmm TN m A 以得到轴段上采用键 1 db h l 6 6 32 采用 A 型普通键 3 1 24 26 263 10 33 655 0 5 6 326 20 T MpapMpa kLd 故选用的键符合要求 24 中间轴二的设计 中间轴二的设计 我们选择轴的材料为 40Cr 其许用弯曲应力为 热处理为调 1 70MPa 质处理 1 中间轴二的结构设计 中间轴二的结构设计 图三 中间轴的结构简图 1 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 从左向右 a 由于我们在上面中间轴的最小轴径我们取并且我们在此轴的 2min 24dmm 两端装轴承 轴承的内径最小为 20 并且为 5 的倍数 考虑到中间轴的受力较 大 并且受力较复杂 所以我们取此段轴的直径为 35mm 此时的轴和轴承有 较大的载荷余量和寿命余量 b 下一段轴肩为非定位轴肩 我们取轴肩的高度为 1 5mm 单侧 故此段 轴的直径为 38mm c 下一段轴要安装轴齿轮 考虑到有配合关系的轴的直径要满足标准系列 并且上一段的轴肩是非定位轴肩 我们取直径的增量为 1mm 单侧 故我们 此段的直径取 40mm d 下段轴为定位轴肩 在这里我们取轴肩的高度为 4mm 单侧 所以该段 直径为 48mm e 下一段我们安装直径为 40 的齿轮 此时我们取该段轴的直径为 40mm f 下一段轴肩为非定位轴肩 我们取轴肩的高度为 1mm 单侧 故此段轴 的直径为 38mm g 考虑到中间轴的受力较大 并且受力较复杂 并且安装轴承的要求 此 时的轴和轴承有较大的载荷余量和寿命余量 所以我们取此段轴的直径为 35mm 25 2 各段长度的确定 a 各段长度的确定从左到右分述如下 b 该段轴连接 6208 2 系列 轴承和甩油环 轴承的宽度为 18mm 而且 甩油环的宽度为 13mm 并且轴套的长度为 12 还要使得定位稳定可靠 所以 我们取此段的长度为 345mm c 下一段要安装齿轮 其工作要求长度为 B 74mm 考虑到此段的定位要求 我们取该段轴的长度为 72mm d 下一段综合考虑齿轮与轴的定位的稳定以及可靠 我们取轴肩的高度为 4mm 该段轴的长度为 10mm e 下一段段考虑齿轮的安装和齿轮的定位 故取此段的长度为 59mm f 下一段轴连接 6208 2 系列 轴承和甩油环 轴承的宽度为 19mm 而且 甩油环的宽度为 19mm 定距环的长度为 20 以及轴承盖的长度 还考虑到轴承 端盖上的螺钉的容易拆卸 并且还要使得定位稳定可靠 所以我们取此段的长 度为 68mm 2 中间轴二的强度校核 中间轴二的强度校核 1 输入轴上的功率 11 3 74 n164 57 minPkwr 转速 转矩 1 217 03TN m 2 求作用在齿轮上的力 4 1 1 22 89 59 10 2434 74 tan2434tan20885 9 m nm T FN d FFN 1250 6 455 19 t r FN FN 圆周力为 径向力为 t F m F r F n F 下图是受力简图 26 下面计算力 1t F 2t F 2r F 1r F L1 70 L2 70 5 L3 56 5 具具体位置见图 f 求垂直面的支反力 受力简图如 b 图所示 332 1 4 746 6 rn r l FF ll FN l 21 455 19885 9746 6594 4 rrnr FFFFN 求垂直弯矩 并绘制垂直弯矩图 弯矩简图如图 d 所示 3 1 1 746 6 70 1052 2 arr MF lN m 13 2 3 594 4 56 5 1042 44 arr MF lN m 求水平面的支承力 受力简图如 a 图所示 332 1 4 2051 4 tm t l FF ll FN l 21 2434 1250 62051 41633 tmtt FFFFN 求并绘制水平面弯矩图 弯矩简图如图 c 所示 3 1 1 2054 1 70 10143 6 att MF lN m 13 2 3 1633 56 5 1092 13 att MF lN m 弯矩图如图 e 所示 27 求合成弯矩图 考虑最不利的情况 把和的最大值直接相加 ar M at M 2222 52 2143 6152 9 aarat MMMN m A 按照轴的弯扭合成强度条件校核轴的强度 又由于最危险截面在安装齿轮处 通过一个12 8 40b h l 从图可见 有齿轮处截面最危险 其当量弯矩为 取折合系数 0 6 22 a e MMT 则计算得到的轴的计算应力 22 22 32 2 2 1 32 322 52 30 6 26 263 30 270 0 040 012 0 005 0 035 322 0 04 ca MTMT dbt dtW d MpaMpa 28 3 中间轴二的轴承寿命校核 中间轴二的轴承寿命校核 轴承寿命可由式进行校核 由于轴承主要承受径向载荷的 6 10 60 t h P Cf Lh n Pf 作用 我们取受力最大的轴的 我们可以知道轴二上受力最大的轴承所受到的 力为 222 max11 746 62051 42183 rrt FFFN 工作机要求工作在轻微载荷下 可以查得其 1 1 p f 故 max 1 1 21832407 pr pfFN 根据 1 轴高速轴选轴承为 6207 2 系列 深沟球轴承可以查得其 Cr 25 5KN 则 因此所该轴承符合要求 66 3 101025 5 10 6060 411 432 407 h Cr L nP 年 4 中间轴二上的键的设计与校核 中间轴二上的键的设计与校核 根据 装键处的轮毂的长度为 L 46mm 查表可以 11 40 89 59dmm TN m A 得到轴段上采用键 1 db h l 12 8 40 采用 A 型普通键 3 1 24 89 59 10 4055 0 5 8 40 12 40 T MpapMpa kLd 故选用的键符合要求 低速轴的三设计 低速轴的三设计 我们选择轴的材料为 40Cr 其许用弯曲应力为 热处理为调 1 70MPa 质处理 29 1 低速轴三的结构设计 低速轴三的结构设计 图四 低速轴的结构简图 1 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 从右向左 a 由于我们在上面中间轴的最小轴径我们取并且我们在此轴的 2min 31dmm 一端装轴承 另外一端装一个链轮 链轮的直径我们取其直径为 34mm 然后 下一段的有一个定位轴肩 我们取定位轴肩的高度为 3mm 单向 故下一段 轴的直径为 40mm 在这一轴段上我们安装轴承 轴承盖 甩油环 定距环等 零件 b 下一段轴肩为定位轴肩 我们取轴肩的高度为 3mm 单侧 故此段轴 的直径为 46mm c 下一段轴肩为定位轴肩 我们取轴肩的高度为 5mm 单侧 故此段轴的 直径为 56mm d 下一段轴要安装轴齿轮 考虑到有配合关系的轴的直径要满足标准系列 并且上一段的轴肩是定位轴肩 我们取直径的增量为 6mm 单侧 故我们此 段的直径取 48mm e 下段轴为非定位轴肩 在这里我们取轴肩的高度为 4mm 单侧 所以该 段直径为 40mm 2 各段长度的确定 各段长度的确定从左到右分述如下 a 该段轴连接 6208 2 系列 轴承和甩油环 轴承的宽度为 17mm 而且 甩油环的宽度为 21mm 并且还要使得定位稳定可靠 所以我们取此段的长度 为 32mm b 下一段安装定位环 此时取此段的长度为 13mm c 下一段要安装齿轮 其工作要求长度为 B 46mm 考虑到此段的定位要求 我们取该段轴的长度为 44mm 30 d 下一段综合考虑齿轮与轴的定位的稳定以及可靠 我们取轴肩的高度为 4mm 该段轴的长度为 8mm e 下一段段考虑齿轮的安装和齿轮的定位 在这里我们用套筒定位 股取 此段的长度为 87mm f 下一段轴连接 6207 2 系列 轴承和甩油环 轴承的宽度为 17mm 而且 甩油环的宽度为 21mm 并且还要使得定位稳定可靠 所以我们取此段的长度 为 31mm 2 低速轴三的强度校核 低速轴三的强度校核 1 输入轴上的功率 11 3 86 n411 43 minPkwr 转速 转矩 1 89 59TN m 2 求作用在齿轮上的力 2434 3528 885 9 t n r FN FN FN 圆周力为 径向力为 压轴力为 t F r F n F 下图是受力简图 下面计算力 1t F 2t F 2r F 1r F L1 70 5 L2 127 5 L3 113 5 具具体位置见图 f 求垂直面的支反力 受力简图如 b 图所示 23 1 12 1451 89 rn r l FF l FN ll 31 21 885 93528 1451 895865 rrnr FFFFN 求垂直弯矩 并绘制垂直弯矩图 弯矩简图如图 d 所示 3 1 1 1451 89 70 5 10102 35 arr MF lN m 13 2 3 3528 113 5 10400 4 arr MF lN m 求水平面的支承力 受力简图如 a 图所示 2 1 12 1567 t t l F FN ll 21 2434 1567866 ttt FFFN 求并绘制水平面弯矩图 弯矩简图如图 c 所示 3 1 1 1567 70 5 10110 47 att MF lN m 3 2 2 866 127 5 10110 47 att MF lN m 弯矩图如图 e 所示 求合成弯矩图 考虑最不利的情况 把和的最大值直接相加 ar M at M 32 22 400 4 aarat MMMN m A 按照轴的弯扭合成强度条件校核轴的强度 又由于最危险截面在安装齿轮处 通过一个12 8 63b h l 从图可见 有齿轮处截面最危险 其当量弯矩为 取折合系数 0 6 22 a e MMT 则计算得到的轴的计算应力 22 22 32 22 1 32 322 400 4 0 6 217 03 44 5670 0 0480 012 0 005 0 0475 322 0 048 ca MTMT dbt dtW d MpaMpa 3 低速轴三的轴承寿命校核 低速轴三的轴承寿命校核 轴承寿命可由式进行校核 由于轴承主要承受径向载荷的 6 10 60 t h P Cf Lh n Pf 作用 我们取受力最大的轴的 我们可以知道轴三上受力最大的轴承所受到的 力为 22 max22 5928 rrt FFFN 工作机要求工作在轻微载荷下 可以查得其 1 1 p f 故 max 1 1 59286521 pr pfFN 根据 1 轴高速轴选轴承为 6207 2 系列 深沟球轴承可以查得其 Cr 29 5KN 则 因此所该轴承符合要求 66 3 101029 5 1 95 6060 41