设计链式输送机传动装置

第一章第一章 机械设计课程设计任务书机械设计课程设计任务书 1 1 设计题目 设计链式输送机传动装置 1 2 已知条件 1 输送链牵引力 F 4 5 kN 2 输送链速度 v 1 6 m s 允许输送带速度误差为 5 3 输送链轮齿数 z 15 4 输送链节距 p 80 mm 5 工作情况 两班制 连续单向运转 载荷平稳 室内工作 无粉尘 6 使用期限 20 年 7 生产批量 20 台 8 生产条件 中等规模机械厂 可加工 6 8 级精度齿轮和 7 8 级精度蜗轮 9 动力来源 电力 三相交流 电压 380 伏 10 检修间隔期 四年一次大修 二年一次中修 半年一次小修 验收方式 1 减速器装配图 使用 AutoCAD 绘制并打印为 A1 号图纸 2 绘制主传动轴 齿轮图纸各 1 张 3 设计说明书 1 份 第二章第二章 前言前言 2 1 分析和拟定传动方案 机器通常由原动机 传动装置和工作装置三部分组成 传动装置用来传递原动机的运 动和动力 变换其运动形式以满足工作装置的需要 是机器的重要组成部分 传动装置的 传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能 重量和成本 满足工作装置的需要是拟定传动方案的基本要求 同一种运动可以有几种不 同的传动方案来实现 这就是需要把几种传动方案的优缺点加以分析比较 从而选择出最 符合实际情况的一种方案 合理的传动方案除了满足工作装置的功能外 还要求结构简单 制造方便 成本低廉 传动效率高和使用维护方便 精品文档 2欢迎下载 所以拟定一个合理的传动方案 除了应综合考虑工作装置的载荷 运动及机器的其他要求 外 还应熟悉各种传动机构的特点 以便选择一个合适的传动机构 众所周知 齿轮传动 的传动装置由电动机 减速器 链传动三部分组成 而减速器又由轴 轴承 齿轮 箱体 四部分组成 所以 如果要设计输送机的传动装置 必须先合理选择它各组成部分 下面 我们将一一进行选择 2 2 方案优缺点分析 1 在高速端应用圆锥齿轮 可以减小锥齿轮的尺寸 减小其模数 降低加工难度 2 在输出端 即低速端采用链传动 因为链传动的瞬时传动比是变化的 引起速度波动和 动载荷 故不适宜高速运转 3 在高速输入端应用联轴器 结构紧凑 但启动电动机时 增大了电动机的负荷 因此 只能用于小功率的传动 4 圆锥齿轮端 可能由于两锥齿轮尺寸过小 不能很好的利用润滑油 第三章第三章 电动机的选择与传动比的分配电动机的选择与传动比的分配 电动机是常用的原动机 具体结构简单 工作可靠 控制简单和维护容易等优点 电 动机的选择主要包括选择其类型和结构形式 容量和转速 确定具体型号 按工作要求和 条件选取 Y 系列一般用途的全封闭三相异步电动机 3 1 电动机的选择计算 输送链链轮的节圆直径 d mm d P sin 180 z 385mm 工作机的有效功率为 pw FwVw 4 5 1 6 0 95 7 243kw 从电动机到工作机间的总效率为 1 2 345678 0 99 0 96 0 97 0 994 0 96 0 877 式中 1 为联轴器效率 0 99 2 为锥齿轮效率 7 级 0 97 3 圆柱齿轮的效率 7 级 0 98 4567 为角接触球轴承的效率 0 99 8 滚子链传动效率 0 96 所以 电动机所需工作功率为 pd 7 243 0 877 8 3KW w p 选择电动机的类型 电动机额定功率 pd pm 因同步转速的电动机磁极多的 尺寸小 质量大 价格高 但可使传动比和机构尺寸减小 精品文档 3欢迎下载 由此选择电动机型号 Y160M1 2 电动机额定功率 pm 4kN 满载转速 nm 1440r min 工作机转速 nw 60 V d 79 370r min 电动机型 号 额定功率满载转速起动转矩最大转矩 Y160M1 211kw2930r min2 N m2 3 N m 选取 B3 安装方式 3 2 计算传动装置的总传动比并分配传动比 i 总传动比 按表 3 2 推荐的链传动比6 取链传动的传动比为 4 6 则整个减速器的传 i 动比为 I 总 nm nw 2930 79 370 36 916 I 总 4 6 8 025 i 分配传动比 i 1 2 ii 高速级圆锥齿轮传动 2 5 1 i 中间级圆柱齿轮传动比 3 2 2 i 3 3 计算传动装置各轴的运动和动力参数 各轴的转速 轴 n1 2930 r min 轴 n2 2930 2 5 1172r min 轴 n3 1172 3 2 366 25 r min 链轮的转速 n4 79 370 r min 各轴的输入功率 轴 p1 pd 1 11 0 99 10 89kw 轴 p2 p1 2 4 10 89 0 97 0 99 10 458kw 轴 p3 p2 3 5 10 458 0 98 0 99 10 146kw 各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩 Td 9 55 10 11 2930 35853 242N m 6 轴 T1 9550 p1 n1 35 495N m 轴 T2 9550 p2 n2 85 217N m 轴 T3 9550 p3 n3 264 558N m 第四章第四章 链传动的设计计算链传动的设计计算 4 1 由 3 2 知链传动速比 i 4 5 精品文档 4欢迎下载 输入功率 p 3 689KW 选小链轮齿数 z1 17 大链轮齿数 z2 i z1 4 5 17 76 z2 120 合适 4 2 确定计算功率 已知链传动工作时有轻微振动 由表 9 6 选 kA 1 0 设计为双排链取 kP 1 75 由主动链轮齿数 Z 17 查主动链轮齿数系数图 9 13 取 kZ 1 55 计算功率为 Pca p3 kAkZ kP 1 0 1 55 3 689 1 75kW 3 27kW 4 3 确定链条型号和节距 初定中心距 a0 取定链节数 Lp 由计算功率 Pca 和主动链轮转速 n3 128 571r min 查图 9 11 选用链条型号为 16A 由 表 9 1 确定链条节距 p 25 4mm 初定中心距 a0 30 50 p 720 1270 取 a0 1000 78 7 46 5 2 8 128 取 Lp 128 节 取偶数 链传动的最大中心距为 a f1 p 2Lp z1 z2 由 Lp z1 z1 z1 128 17 76 17 1 88 查表 9 7 得 f1 0 24312 a 0 24312 25 4 2 128 93 1006 57mm 4 4 求作用在轴上的力 平均链速 v z1 n3 p 60 1000 17 128 571 25 4 60000 0 925m s 工作拉力 F 1000P v 1000 3 689 0 925 3988 2N 工作时有轻微冲击 取压轴力系数 KFP 1 15 轴上的压力 Fp KFP F 1 15 3988 2N 4586 3N 4 5 选择润滑方式 根据链速 v 0 925m s 链节距 p 25 4mm 链传动选择滴油润滑方式 设计结果 滚子链型号 16A 2 128GB1243 1 83 链轮齿数 z1 17 z2 76 中心距 a 1006 57mm 压轴力 Fp 5502 4N 第五章第五章 齿轮的设计计算齿轮的设计计算 齿轮传动是应用最广泛的一种传动形式 其传动的主要优点是 传递的功率大 速度范围 广 效率高 工作可靠 寿命长 结构紧凑 能保证传动比恒定 齿轮的设计主要围绕 传动平稳和承载能力高这两个基本要求进行的 5 1 圆柱直齿轮的设计 5 1 1 选择材料热处理齿轮精度等级和齿数 由表得 选择小齿轮材料 40Cr 钢 调质处理 硬度 280HBS 大齿轮材料 45 钢 调质处理 硬度 240HBS 精度 7 级 取 Z1 19 i 3 5 Z2 Z1 i 19 3 5 66 5 取 Z2 67 精品文档 5欢迎下载 5 1 2 按齿面接触疲劳强度设计 计算公式 d1t 3 1 2 1 32 2 U UTKZ d t H E T1 80 7N m 试选 Kt为 1 3 查表 10 6 得 189 8mpa E Z E Z2 1 由图 10 21d 按齿面硬度差得小齿轮德接触疲劳强度极限 600mpa 1limH 大齿轮的接触疲劳强度极限 550mpa 2limH 由式 10 13 计算应力循环次数 N1 60n1jLh 60 450 1 2 8 300 10 12 96 8 10 N2 N1 4 3 09 8 10 查图 10 19 取接触疲劳寿命系数 KHN1 0 95 KHN2 0 98 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 S 1 由式 10 12 得 0 95 600 570 Mpa H 1 S KHS 1lim1 2 0 98 550 539 Mpa H S KHN 2lim2 取 为537 25 Mpa H 试算小齿轮分度圆直径 d1t d1t 59 624mm 3 1 2 1 32 2 U UTKZ d t H E 计算圆周速度 V V 0 335m s 100060 11n d t 100060 1070143624 59 计算齿宽 B B d1t 0 9 59 624 53 6616mm d 计算齿宽与齿高之比 模数 mn d1t z1 3 138 齿高 h 2 25 mn 7 061mm b h 7 60 算载荷系数 根据 v 7 级精度 由图可得动载系数 1 1 直齿轮 1 0 V K H K H K 精品文档 6欢迎下载 查表得使用系数 1 25 A K Kv 1 866K A KK K 按实际的在和系数校正所得的分度圆直径 由式 10 10a 得 69 58mm 3 11 T t K K dd 计算模数 mn 53 3 19 077 67 1 1 z d mn 5 1 3 按齿根弯曲强度设计 由式 10 5 得弯曲强度的设计公式是 3 1 2 1 2 F SaFa d YY z KT m 由图 10 30c 查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限 500mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 1FE 380mpa 2FE 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 0 82 0 85 1FN K 2FN K 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 12a 得 292 86 Mpa S K FNFN F 11 1 238 86 Mpa S K FNFN F 22 1 计算载荷系数 K 1 25 1 05 1 1 3 1 706 FFVA KKKKK 查取齿形系数 由表 10 5 得2 85 2 22 1Fa Y 2Fa Y 查取应力校正系数 由表 10 5 查得 1 54 1 77 1Sa Y 2Sa Y 计算大小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y 0 01498 1 11 F SaFaY Y 精品文档 7欢迎下载 0 01645 2 22 F SaFa YY 由上只大齿轮的数值大 设计计算 mn 2 39 3 1 2 1 2cos2 F SaFa a d n YY z YKT m 按圆柱直齿轮的标准将模数 mn圆整为 2 5 27 4 2 27 113 8 265 2 077 67 1 1 m d z 2 z 5 1 4 几何尺寸计算 计算中心距 a a d1 d2 2 175mm 计算分度圆直径 d1 z1 mn 67 5mm d2 z2 mn 282 5mm 计算齿轮宽度 b d1 60 75mm d 取小齿轮宽度 B1 60mm 取大齿轮宽度 B2 65mm 5 2 锥齿轮 5 2 1 选择材料热处理齿轮精度等级和齿数 由表得 选择小齿轮材料 40Cr 钢 调质处理 硬度 280HBS 大齿轮材料 45 钢 调质处理 硬度 240HBS 精度 8 级 选取齿数 Z1 24 i 3 2 Z2 Z1 i 24 3 2 76 8 取 Z2 77 5 2 2 按齿面接触疲劳强度设计 计算公式 d 2 92 t 1 3 1 2 2 5 01 R R t H E U TKZ T1 26 2625N mm 试选 Kt 为 1 3 查表 10 6 得 189 8mpa E Z E Z2 1 由图 10 21d 按齿面硬度差得小齿轮德接触疲劳强度极限 600mpa 1limH 大齿轮的接触疲劳强度极限 550mpa 2limH 由式 10 13 计算应力循环次数 N1 60n1jLh 60 1440 1 2 8 300 10 41 472 8 10 N2 N1 3 2 1 296 8 10 查图 10 19 取接触疲劳寿命系数 KHN1 0 9 KHN2 0 95 由表查得 软齿面齿轮 对称安装 取齿宽系数 1 3 R 精品文档 8欢迎下载 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 S 1 由式 10 12 得 0 9 600 540 Mpa H 1 S KHS 1lim1 2 0 95 550 522 5 Mpa H S KHN 2lim2 为 2 中的较小值 522 5 Mpa H H 1H H 试算小齿轮分度圆直径 d1t 对于直齿锥齿轮 d1t 2 92 53 29mm 3 1 2 2 5 01 R R t H E U TKZ 计算圆周速度 V V 100060 11n d t sm 0159 4 100060 144029 53 计算载荷系数 查表得 的值 A K V K H K H K 使用系数由表 10 2 查得 1 25 动载荷系数由图 10 8 查得 1 18 齿间载荷 A K A K V K V K 分配系数 1 5KH be轴承系数KHbe由表 10 9 查得KHbe 1 25 FB K H K 得 1 5 1 25 1 875 H K FB K 1 25 1 18 1 1 875 2 766K 按实际的在和系数校正所得的分度圆直径 由式 10 10a 得 68 2112mm 3 11 T t K K dd 5 2 3 按齿根弯曲强度设计 由式 10 5 得弯曲强度的设计公式是 3 22 1 2 1 1 5 01 1 4 F SaFa RR YY uz KT m 由图 10 30c 查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限 500mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 1FE 380mpa 2FE 精品文档 9欢迎下载 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 0 85 0 88 1FN K 2FN K 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 12a 得 303 57 Mpa S K FNFN F 11 1 238 86 Mpa S K FNFN F 22 1 计算载荷系数 K 2 766 FFVA KKKKK 查取齿形系数 由表 10 5 得2 65 2 226 1Fa Y 2Fa Y 查取应力校正系数 由表 10 5 查得 1 58 1 764 1Sa Y 2Sa Y 计算大小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y 算得 0 01379 1 11 F SaFaY Y 0 01644 2 22 F SaFa YY 由上知大齿轮的数值大 设计计算 mn 1 8959 3 22 1 2 1 1 5 01 1 4 F SaFa RR YY uz KT m 按圆锥齿轮的标准将模数 mn 圆整为 2 341056 341 1 m d Zv 分度圆直径 2 68 1 dv1Zv i Z2 Z1 tan 2 cot 1 2 得 2 72 6453 72 38 43 1 17 3547 17 21 17 平均模数 m 2 1 dv1Zv 大端模数 m mn 1 0 5 2 4R 精品文档 10欢迎下载 取大端模数 2 5 分度圆处圆柱直齿轮 模数 m 2 小齿轮齿数 34 1Zv 分度圆直径 68 1 dv 平均模数 mn 2 端面模数 m 2 5 小齿轮齿数 Z1 cos 1 32 45 取 32 1Zv 分度圆直径 dm1 dV cos 1 64 9 d1 dm1 1 0 5 0 333 77 88 大齿轮的参数 Z2 Z1 i 102 4 取 Z2 102 d2 d1 i 249 216 锥距 R 131 125mm 齿宽 B 43mm 齿顶高 ha m 2 5mm 齿根高 hf 3 125 齿根角 f tan f hf R 3 125 131 125 f 1 30 分锥角 1 17 21 17 2 72 38 43 第六章第六章 轴的设计计算与校核轴的设计计算与校核 轴主要用来支撑作旋转运动的零件 如链轮 带轮 以及传动运动和动力 本减速器有三 根轴 根据设计要求 设计具体步骤 内容如下 6 1 高速轴的设计 齿轮机构的参数 Z1 32 Z2 102 轴上功率 p 3 96 KW 转速 n 1440r min 转矩 T 26 2625 N m 按转矩法初定该轴的最小直径 min d 17 64 mm 3 min n P Cd 最小端与联轴器相连 联轴器的转矩 T1 K T 1 3 26 2625 1000 34141 25N mm 选取 H 2 公称转矩 160N M 半联轴器的孔径 30 mm 长度 L 30mm 半联轴 1 d 器与轴配合毂长度 L1 25mm 6 1 1 轴的结构设计 轴的结构设计主要有三项内容 1 各轴段径向尺寸的确定 2 各轴段轴向长度的确定 3 其他尺寸 如键槽 圆角 倒角 退刀槽等 的确定 精品文档 11欢迎下载 拟定草图如下 径向尺寸的确定 从轴段 30 mm 开始 逐段选取相临轴段的直径 25mm 与轴承内径相配合 1 d 2 d 3 d 所以 30mm 由于轴承右端定位 d4 36 d5 d3 30mm d6 25mm 3 d 轴的轴向尺寸的确定 从轴段 L1 36mm L2 50mm L3 19mm L4 66mm L5 16mm L6 36mm 6 1 2 轴的强度校核 第一根轴 计算齿轮受力 弯扭组合图如下 87 894 453 8 Fr Fa Ft 齿轮切向力 2T dm 2 26252 5 64 9 809N t F 径向力 Ft tan20 cos 1 249 25N r F 轴向力 tan20 sin 1 75 41N a F t F 计算支反力和弯矩并校核 垂直平面上 348 N 向上 AV F 98 N 向下 BV F MV 8036 N mm 垂直弯矩图如下 精品文档 12欢迎下载 M m ax 8036N m m 水平面上 1243N 向上 AH F 434 N 向下 BH F MH 35596 N mm 水平弯矩如图 M m ax 35596N m m 求合成弯矩 画出合成弯矩图 M MV2 MH2 1 2 36500 N mm 画出转矩 T 图 T 26 5N m T 26262 5 N mm 校核轴的强度 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时只校核轴上的最大弯矩和扭矩的截面的强度 扭转切应力为脉动循环应力 取 a 0 3 M2 aT 2 1 2 W ca 精品文档 13欢迎下载 轴上的抗弯截面系数 W d 22mm W 0 1d3 1064 8 mm3 M2 aT 2 1 2 W 13 85 MP ca 前已经选定了轴的材料为 45 钢 调质处理 由表 15 1 查得 60 MP 1 1 5 安全 故该轴在最危险截面也是安全的 此截面的左侧直径大 其他情况相同 故安全 因无大 的瞬时过载及严重的应力循环不对称性 故可略去静强度校核 6 2 中间轴的设计 6 2 1 已知参数 轴上功率 p 3 81 KW 大锥齿轮的齿数 z1 102 小圆柱齿轮的齿数 z1 19 对应的大齿轮齿数 z2 80 精品文档 14欢迎下载 转速 n 450r min 转矩 T 80700 N mm 按转矩法初定该轴的最小直径 min d 25 83 mm 3 min n P Cd 根据最小端与角接触球轴承配合 取 7206C 型 故选取 30 mm 1 d 计算齿轮圆周速度 0 7065 5 100060 11n d V m s m s 齿轮和轴承均采用脂润滑 6 2 2 轴的结构设计 轴的结构设计主要有三项内容 1 各轴段径向尺寸的确定 2 各轴段轴向长度的确定 3 其他尺寸 如键槽 圆角 倒角 退刀槽等 的确定 拟定草图如下 径向尺寸的确定 从轴段 30 mm 开始 逐段选取相临轴段的直径 起周端固定作用故 36mm 固定轴 1 d 2 d 肩 42mm d4 36 与第一段相同 d5 30mm 可知此轴为对称结构 3 d 轴的轴向尺寸的确定 从轴段 L1 42mm L2 63mm L3 20mm L4 38mm L5 48mm 6 2 3 轴的强度校核 第二根轴 计算齿轮受力 受力分析图如下 精品文档 15欢迎下载 Fr2 Ft 2 Fa2 Fr1 Ft 1 圆锥齿轮 齿轮切向力 1 2T dm1 809N t F 径向力 1 Ft tan20 cos 2 75 41N r F 轴向力 1 tan20 sin 2 249 25N a F t F 圆柱直齿轮 齿轮切向力 2 2T dm2 2390N t F 径向力 2 Ft2 tan20 cos 2 870N r F 计算支反力和弯矩并校核 a 垂直平面上 725 4N 向下 AV F 69 49 N 向下 BV F MV 44254 89 N mm 垂直面上的弯矩图 M 1 44254 89 M 2 34416 6 M 3 3358 1 N m m N m m N m m b 水平面上 1782 6N 向上 AH F 精品文档 16欢迎下载 1416 4N 向上 BH F MH 108738 6N mm 水平扭矩图如下 M 1 108738 6N m m M 2 67987 2N m m c 求合成弯矩 M MV2 MH2 1 2 117400 N mm d 画出转矩 T 图 T 80700N m T 80700N mm e 校核轴的强度 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时只校核轴上的最大弯矩和扭矩的截面的强度 扭转切应力为脉动循环应力 取 a 0 3 M2 aT 2w 2 1 2 W ca 轴上的抗弯截面系数 W d 36mm W 0 1d3 4665 6 mm3 M2 aT 2 1 2 W 36 581 MP ca 前已经选定了轴的材料为 45 钢 调质处理 由表 15 1 查得 60 MP 1 1 5 安全 故该轴在最危险截面也是安全的 因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性 故可略 去静强度校核 6 3 低速轴的设计 6 3 1 已知参数 轴上功率 p 3 689 KW 转速 n 107 141r min 转矩 T 328850N mm 链轮的分度圆直径 d 138 19mm 齿数 z 19 齿轮毂长离外壁 10mm 总长 54mm 链轮轴受到的轴向力 F 5502 4N 按转矩法初定该轴的最小直径 min d 40 95 mm 3 min n P Cd 精品文档 18欢迎下载 周端与轴承或链轮 取轴承的型号为 7210C 故选 50 mm 1 d 计算齿轮圆周速度 0 28 5 100060 11n d V m s m s 齿轮和轴承均采用脂润滑 6 3 2 轴的结构设计 草图拟定如下 径向尺寸的确定 从轴段 50 mm开始 轴承的轴肩轴向固定取 54mm 对齿轮起轴向定位作用 58mm 与 1 d 2 d 3 d 第一段相同 d4 50mm d5 48mm d6 45mm 轴的轴向尺寸的确定 从轴段L1 47mm L2 58mm L3 74mm L4 31mm L5 50mm L6 54mm 轴的强度校核 第三根轴 计算齿轮受力 受力图如下 F Ft Fr Fh1 Fh2 Fr1 Fr2 精品文档 19欢迎下载 齿轮切向力 2T dm1 5502 4N t F 径向力 Ft tan20 cos 870N r F 轴向力 tan 2390N a F t F 6 3 3 计算支反力和弯矩并校核 a 垂直平面上 垂直面上弯矩图如下 M 1 624522 4N m m M 2 188283 025N m m 2874 55N 向下 AV F 9246 95 N 向上 BV F MV 624522 4 N mm b 水平面上 弯矩图如下 M m ax 100205 83N m m 1529 86 N 向上 AH F 精品文档 20欢迎下载 860 N 向上 BH F MH 100205 83 N mm c 求合成弯矩 画出合成弯矩图 M MV2 MH2 1 2 624522 4N mm d 校核轴的强度 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时只校核轴上的最大弯矩和扭矩的截面的强度 扭转切应力为脉动循环变应力 取 a 0 6 M2 aT 2 1 2 W ca 轴上的抗弯截面系数 W d 50mm W 0 1d3 12500 mm3 M2 aT 2 1 2 W 52 39 MP ca 前已经选定了轴的材料为 45 钢 调质处理 由表 15 1 查得 60 MP 1 安全 ca 1 6 3 4 精确校核轴的疲劳强度 判断轴承的右端面为危险截面 故只校核右截面 抗弯截面系数 W 0 1d3 11059 2mm3 抗扭截面系数 WT 0 2d3 22118 4mm3 弯矩 M 及弯曲应力为 M 572249 6N mm M W 51 744 MP b 扭矩 T 及扭转切应力 T 328850N mm t T WT 14 87 MP 轴的材料为 45 钢 调质处理 查得 640 MP 275 MP t 1 155 MP B 1 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 aa及 at按附表 3 2 查取 查得 aa 1 72 at 1 09 又查得轴的材料灵敏系数为 qa 0 8 qt 0 82 故有效应力集中系数为 ka 1 qa aa 1 1 576 kt 1 qt at 1 1 035 由附图 3 2 的尺寸系数 a 0 72 由附图 3 3 的扭转尺寸系数b 0 85 轴按磨削加工 由附图 3 4 得表面质量系数 a t 0 92 轴未经表面处理 即取 1 综合系数 Ka ka a 1 a 1 2 268 Kt kt t 1 t 1 1 307 取碳钢的特性系数 a 0 15 t 0 08 计算安全系数 Sca Sa Ka aa a am 2 343 1 精品文档 21欢迎下载 St t 1 Kt ta t tm 15 36 Sca Sa St Sa2 St2 1 2 2 316 1 55 安全 故该轴在最危险截面也是安全的 因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性 故可略 去静强度校核 第七章第七章 轴承的计算与校核轴承的计算与校核 7 1 轴承 1 的计算与校核 第一对轴承的当量动载荷 P prt PfXFYF 查手册取 1 1 p f 取 7206C 轴承 计算步骤与内容计算结果 1 查手册查得 值 GB T 276 r C or C 2 由前面轴得 两轴承所受的力分别为 F1 1290 8N F2 444 9N 3 两轴的计算轴向力 Fa1 231 115N Fa2 155 7N 4 计算 Fa1 Cor 0 0157 Fa2 Cor 0 0107 5 查手册 e 值 6 计算 Fa1 F1 0 183 e1 Fa2 F2 0 36 e2 7 查手册 X Y 的值 8 查载荷系数 fp 1 1 9 prt PfXFYF 10 计算轴承的寿命 Lh 106 60n C P1 3 49207 5h 11 结论 符合要求 选用此轴承 但需及时更换 23KW 15KW r C or C F1 1290 8N F2 444 9N Fa1 231 115N Fa2 155 7N Fa1 Cor 0 016 Fa2 Cor 0 0107 e1 0 38 e2 0 36 Fa1 F1 0 183 Fa2 F2 0 36 X1 1 Y1 0 X2 1 Y2 0 48000h 精品文档 22欢迎下载 7 2 轴承 2 的计算与校核 第二对轴承的当量动载荷 P prt PfXFYF 查手册取 1 1 取 7206C 轴承 p f 计算步骤与内容计算结果 1 查手册查得 值 GB T 276 r C or C 2 由前面轴得 两轴承所受的力分别为 F1 1924 5N F2 1418N 3 两轴的计算轴向力 Fa1 828 96N Fa2 579 96N 4 计算 Fa1 Cor 0 05526 Fa2 Cor 0 0386 5 查手册 e 值 6 计算 Fa1 F1 0 429 e1 Fa2 F2 0 409 e2 7 查手册 X Y 的值 8 查载荷系数 fp 1 1 9 prt PfXFYF 10 计算轴承的寿命 Lh 106 60n C P1 3 40487 6h 11 结论 基本符合要求 选用此轴承 但需及时更换 23KW 15KW r C or C F1 1924 5N F2 1418N Fa1 828 96N Fa2 579 96N Fa1 Cor 0 05526 Fa2 Cor 0 0386 e1 0 426 e2 0 409 Fa1 F1 0 429 Fa2 F2 0 409 X1 0 44 Y1 1 31 X2 1 Y2 0 e1 Fa2 F1 e2 tr FF P1 2125 99N P2 1559 8N 40487 6he1 Fa2 F2 0 409 e2 7 查手册 X Y 的值 8 查载荷系数 fp 1 1 9 prt PfXFYF 10 计算轴承的寿命 Lh 106 60n C P1 3 11457 96h 42 8KW 32KW r C or C F1 3256 3N F2 9286 86N Fa1 4420 5N Fa2 4420 5N Fa1 Cor 0 138 Fa2 Cor 0 138 e1 0 476 e2 0 476 Fa1 F1 0 358 Fa2 F2 0 138 X1 0 44 Y1 1 165 X2 1 Y2 0 e1 Fa2 F1 e2 tr FF P1 7288 6N P2 10215 5N P2 P1 40487 6h 48000h 精品文档 23欢迎下载 11 结论 基本符合要求 选用此轴承 但需及时更换 第八章第八章 箱体的设计箱体的设计 箱体是减速器的一个重要零件 它用与支持和固定减速器中的各种零件 并保证传动件 的齿合精度 使箱体内有良好的润滑和密封 箱体的形状较为复杂 其重量约见减速器的一半 所 以箱体结构对减速器的工作性能加工工艺材料消耗重量及成本等有很大的影响 箱体结构与 受力均较复杂 目前尚无成熟的计算方法 所以 箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在减速 器装配草图的设计和绘制过程中确定 箱体选用球墨铸铁 QT400 18 18 布氏硬度400 b MPa 0 2 250MPa 130 180HBS 根据工作条件的要求 箱体各尺寸如下 名称符号尺寸关系取值 箱座壁厚 0 0125 dm1 dm2 1mm 8mm 8mm 箱盖壁厚 1 0 80 0 85 8mm 8mm 箱盖凸缘厚度 1 b1 5 1 12mm 箱座凸缘厚度b1 5 12mm 箱底座凸缘厚 度 2 b 2 5 20mm 地脚螺钉直径 f d 0 018 dm1 dm2 1mm 12mm 12mm 地脚螺钉数目n查手册 4 轴承旁联接螺 栓直径 1 d0 75 f d 10mm 盖与座联接螺 栓直径 2 d 0 5 0 6 f d 8mm 联接螺栓的间 距 l150 200150 轴承端盖螺栓 直径 3 d 0 4 0 5 f d 6mm 视孔盖螺栓直 径 4 d 0 3 0 4 f d 4mm 定位销直径d 0 7 0 8 f d 6mm 至 f d 1 d 2 d 外箱壁距离 1 C 查手册 16mm 精品文档 24欢迎下载 至凸缘 1 d 2 d 边缘距离 2 C 查手册 14mm 轴承旁凸台半 径 1 R 2 C 14mm 凸台高度h根据低速齿轮轴承座外径确定 便于 扳手操作为准 30mm 外箱壁至轴承 座端面距离 1 l 12 510 CC 36mm 大齿轮顶圆与 内箱壁距离 1 1 2 10mm 齿轮端面与内 箱壁距离 2 18mm 箱盖 箱座肋厚 1 mm 11 0 85 0 85mm 8 5mm 第九章第九章 键的选择与校核键的选择与校核 选用 A 型键 键 1 即与联轴器配合的键 因该轴段轴的直径 d 30mm 所以查手册得 键宽 b 10mm 键高 h 8mm 长度 L 25mm 键所在轴的深度 t 5mm 轮毂深度 t1 3 3mm 圆角半径 r 0 25mm 键 2 即与小圆锥齿轮配合的键 该轴段轴的直径 d 25mm 所以查手册得 键宽 b 8 mm 键高 h 7mm 长度 L 20mm 键所在轴的深度