机械设计基础课程设计(详细计算-带图纸)

1 学学 号 号 200830110226 课课 程程 设设 计计 题题 目目 铸造车间型砂输送铸造车间型砂输送 设备的传动装备设计设备的传动装备设计 教教 学学 院院机电工程学院机电工程学院 专专 业业机机械械制制造造及及自自动动化化 班班 级级08 机电专机电专 2 姓姓 名名邓邓子子云云 指导教师指导教师 2010 年6月10日 2 目录 一 前言 6 二 电动机的选择 6 三 总传动比和分配传动比 7 四 运动与动力参数的计算 8 五 带传动的设计 8 六 齿轮传动的设计计算 10 七 减速器箱体基本尺寸设计 12 八 轴的设计 14 九 联轴器的选择 19 十 对轴承的校核 19 十一 普通平键的选择及校核 20 十二 润滑方式与密封形式的选择 22 十三 设计小结 22 十四 参考文献 23 十五 附图 24 3 2009 2010 学年第 2 学期 机械部件设计 课程设计任务书 设计名称设计名称 带式运输机 传动装置设计 班级班级 08 机电专 2 地点地点 J2 502 一 课程设计目的一 课程设计目的 课程设计是机械设计基础课程重要的实践性教学环节 课程设计的基本目 的是 1 综合运用机械设计基础和其它先修课程的知识 分析和解决机械设计问 题 进一步巩固 加深和拓宽所学的知识 2 通过设计实践 逐步树立正确的设计思想 增强创新意识和竞争意见 熟悉掌握机械设计的一般规律 培养分析问题和解决问题的能力 3 通过设计计算 绘图以及运用技术标准 规范 设计手册等有关设计资 料 进行全面的机械设计基本技能的训练 二 课程设计内容二 课程设计内容 课程设计的内容主要包括 分析传动装置的总体方案 选择电动机 传动 系统计算 传动零件 轴 轴承 联轴器等的设计计算和选择 装配图和零件 图设计 编写设计计算说明书 课程设计中要求完成以下工作 1 减速器装配图 1 张 A1 图纸 2 减速器零件图 2 张 A3 图纸 3 设计计算说明书 1 份 附 附 一 设计数据 题 号 原始数据 12345678910 运输带拉力 F N 3000 2800 2700 2600 2600 2500 2750 3100 3000 2900 运输带速度 V m s 1 82 22 42 52 62 72 52 12 32 4 滚筒直径 D mm 300330340350360380380300360320 二 工作条件 该传动装备单向传送 载荷有轻微冲击 空载起动 两班制工作 使用 4 期限 10 年 每年按 300 天计算 运输带容许速度误差为 5 三 运动简图 四 设计计算说明书内容 0 封面 题目 班级 姓名 学号 指导老师 时间 1 目录 标题 页次 2 设计任务书 装订原发的设计任务书 3 前言 题目分析 传动方案的拟订等 4 电动机的选择 传动系统计算 计算电动机所需的功率 选择电动机 分配各级传动比 计算各轴转速 功率和扭矩 5 传动零件的设计计算 带传动设计计算 齿轮传动设计计算 6 轴的设计计算及校核 7 轴承的选择和计算 8 键联接的选择和校核 9 联轴器的选择 10 箱体的设计 主要结构和设计计算及必要的说明 11 润滑和密封的选择 润滑剂的型号及容量 减速器的附件及说明 12 设计小结 设计体会 本次设计的优缺点及改进意见等 13 参考资料 资料的编号 作者 书名 出版单位和出版年 月 5 三 进度安排三 进度安排 第 14 周 周一 电动机选择和机械传动系统计算 带传动的设计计算 周二 齿轮传动的设计计算 低速轴的设计 周三 低速轴的校核 高速轴的设计 轴承的选择 联轴器的选择 周四 轴承的校核 普通平键的选择及校核 箱体的结构设计 润 滑方式和密封型式的选择等 周五 减速器装配图的草图设计 第 15 周 周一 周二 画减速器装配图 周三 画零件图 周四 编写课程设计说明书 课程设计总结 周五 答辩 四 基本要求四 基本要求 课程设计教学的基本要求是 1 能从机器功能要求出发 分析设计方案 合理地选择电动机 传动机构 和零件 2 能按机器的工作状况分析和计算作用在零件上的载荷 合理选择零件材 料 正确计算零件工作能力和确定零件主要参数及尺寸 3 能考虑制造工艺 安装与调整 使用与维护 经济性和安全性等问题 对零件进行结构设计 4 绘图表达设计结果 图样符合国家制图标准 尺寸及公差标注完整 正 确 技术要求合理 全面 5 在客观条件允许的情况下 初步掌握使用计算机进行设计计算和使用计 算机绘制装配图 零件图的方法 机电基础教研室 2010 5 15 6 一 一 前言前言 1 题目分析 运动简图 根据任务书的要求 我们得知本设计为降速传动 同时将电动机的输出的转 矩升高 又由上运动简图可知 本设计中的机械为二级传动机械 其中第一级 为带传动 存在一定误差 第二级为齿轮传动 精度较高 可调整误差 故 在选定电动机并计算出总传动比后要将传动比进行合理分配 以达到最佳传动 效果 2 原始数据 运输带的有效拉力 F 3100N 运输带的有效速度 v 2 1m s 滚筒直径 D 300mm 二 二 电动机的选择电动机的选择 1 选择电动机类型 根据任务书要求可知 本次设计的机械属于恒功率负载特性机械 且其负载较小 故 采用 Y 型三相异步电动机 全封闭结构 即可达到所需要求 另外 根据此处工况 采用 卧式安装 2 选择电动机的功率 7 工作机功率 P6 51 1000 Fv kW 工作机所需电动机输出功率 为传动总机械效率 P P 由任务书中的运动简图分析可知 V 带传动效率 1 齿轮传动的轴承效率 2 齿轮传动的效率 3 联轴器的效率 4 滚筒轴承的效率 5 滚筒效率 6 查 2 表 1 7 得 初选齿轮为八级精度 123 456 0 960 990 97 0 970 980 96 则有 减速器内部有 22 123456 0 96 0 990 97 0 97 0 98 0 960 83 2 对轴承 其机械效率相同 均为 2 P6 51 P7 84kW 0 83 3 确定电动机转速 滚筒转速为 60 1000 n133 69 min v r D 取 V 带传动的传动比范围为 1 24i 取单级齿轮传动的传动比范围为 工程经验 2 35i 则可得合理总传动比的范围为 12 620ii i 故电动机转速可选的范围为 802 142673 8 min d ni nr 查 2 表 12 1 得满足要求的可选用电动机转速为 970 r min 1460 r min 为了使得电 动机与传动装置的性能均要求不是过高 故择中选用 1460 r min 的转速 其初定总传动比为 1460 10 92 133 69 d n i n 综上 可选定电动机型号为 Y160M 4 其相应参数列于表 1 表 1 所选用电动机的相关参数 8 电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比 Y160M 411KW 1500 r min 4 级 1460 r min10 92 三 三 总传动比和分配传动比总传动比和分配传动比 1 总传动比 由上一步算得知10 92i 2 分配传动比 由工程经验知顶分配传动比除了满足 外 还应满足 1 24i 2 35i 故取 V 带传动比为 齿轮传动比为 12 ii 1 2 79i 2 1 3 914 i i i 四 四 运动与动力参数的计算运动与动力参数的计算 1 各轴转速 轴 轴 1 1460 523 3 min 2 79 d n nr i 2 523 3 133 7 min 3 914 n nr i 2 各轴功率 轴 1 P P 7 84 0 96 7 5264kW 轴 23 P P 7 526 0 99 0 97 7 228kW 3 各轴转矩 轴 P7 5264 T9550137 35N m 523 3n 轴 P7 228 T9550516 29N m 133 7n 表 2 初步计算传动参数 功率 kW 初算转速 r min 初算转矩 N m 轴7 5264523 3137 35 II 轴7 228133 7516 29 带轮传动比齿轮传动比 2 793 914 五 五 带传动的设计带传动的设计 a 带型号 长度 根数 b 中心距 带轮直径 宽度 9 c 安装初拉力 对轴作用力 1 求计算功率 带轮 小 输入功率 根据任务书所述要求及所选电动机 三相一步电 7 84kWP 动机 工作于 16 小时内 两班制 载荷变动小 带式输送机 查 1 表 13 8 得工况 系数 故有 1 2 A K 9 408P PKkW CA 2 选 V 带型号 由于此处传动功率适中 考虑到成本 故选用普通 V 带 根据 9 408PkW C 查 1 图 13 15 可得该交点位于 A B 型交界处 且稍偏向 B 型 故1460 minnr 选用 B 型 V 带 3 挑小径 求大小带轮基准直径 查 1 表 13 9 可知 带轮直径不可过小 否则会使带的弯曲应力过大 降低 1 125dmm 其寿命 查 2 表 12 4 得 小轮下端不可超过电动机底座 否则于地面相 1 320dmm 干涉 设计不合理 查 1 表 13 9 下方推荐值 稍比其最小值大即可 故取 1 d 1 132dmm 由 1 式 13 9 得 其中 1 21 2 1460 1 132 1 0 02 360 9 523 3 n ddmm n 为滑动率 见 1 的 211 页 此取 0 02 0 010 02 查 1 表 13 9 下方带轮直径推荐值 寻其最近值得 虽实际 2 355dmm 2 d 取之交原定只小 但实际传动比 其误差 2 1 1 355 2 744 1 123 10 02 d i d 故满足误差范围 1 1 1 1 100 1 65 5 ii w i 4 验算带速 在内 适合 功率 1 1 3 14159 132 1460 10 09 60 100060 1000 d n vm s 525 vm s 恒定时 速度越大则受力越小 但根据公式知 速度越大会使带的安装初拉力及 2 c qv A 其对轴压力增大 故应适中 根据工程实践 得此范围 5 到 25 间 5 估中定周长及反求实中 求 V 带基长与中心距 a 初步估算中心距 为圆整计算 取 012 1 5 1 5 132355 730 5addmm 10 满足 工程经验 0 750amm 12012 0 7 2 ddadd 由 1 式 13 2 得带长 查 1 表 2 12 0012 0 2 2344 03 24 dd Laddmm a 13 2 对于 B 型带选用带长 2500 d Lmm 再由 1 式 13 16 反求实际中心距 0 0 828 2 d LL aamm 6 验算小轮包角 由 1 式 13 1 得 合适 21 1 18057 3164 57120 dd a 7 求 V 带根数 z 由 1 式 13 15 得 此处查 1 0 c L P z PP K K 11 1460 min 132nrdmm 表 13 3 得 根据 查 1 表 13 5 得 由 0 2 82PkW 2 744i 0 46PkW 查 1 表 13 7 得 查 1 表 13 2 得 故164 57 0 95K 1 03 L K 取整根 9 408 2 93 2 820 46 0 95 1 03 z 3z 8 求作用在带轮轴上的压力 Q F 查 1 表 13 1 得 由 1 式 13 17 得0 17 qkg m 为其安装初拉力 2 0 5002 5 1 270 86 c P FqvN zvK 作用在轴上的压力为 1 0 2sin1610 45 2 Q FzFN 9 V 带轮宽度的确定 查 1 表 13 10 得 B 型带轮 故有带轮宽度 min 190 4 11 5ef 故取 min 2 61 0 8Bef 62B 表 3 所设计带传动中基本参数 带型号长度根数 B 型2500mm3 根 中心距带轮直径宽度 828mmd1 132 d2 35561mm 安装初拉力对轴压力实际传动比 11 270 86N1610 45N2 744 六 六 齿轮传动的设计计算齿轮传动的设计计算 1 选择材料及确定许用应力 小齿轮 初选 45 钢 调制处理 查 1 表 11 1 得知其力学性能如下 硬度 接触疲劳极限 取 585 计算 试其为线性197286HBS Hlim 550620MPa 变化取均值 弯曲疲劳极限 取 445 计算 FE 410480MPa 大齿轮 初选 45 钢 正火处理 当大小齿轮都为软齿面时 考虑到校齿轮齿根较薄 弯曲 强度较低 且受载次数较多 故在选择材料和热处理时 一般使小齿轮齿面硬度比大齿轮 高 20 50HBS 查 1 表 11 1 得知其力学性能如下 硬度 接触疲劳极限 取 375 计算 弯曲疲劳极156217HBS Hlim 350400MPa 限 取 310 计算 FE 280340MPa 由表 1 11 5 得 一般可靠度 取值稍偏高用于安全计算 由此 limmin 1 13 1 3 HF SS 得 1 1 Hlim lim 518 H H MPa S 2 2 Hlim lim 332 H H MPa S 1 1 FE min 342 F F MPa S 2 2 FE min 238 F F MPa S 2 按齿面接触强度设计 根据前计算可得齿轮传动所需传动比为 轴实际转 1 10 92 2 744ii 2 3 98i 速为 532 07 minnr 设齿轮按 8 级精度制造 查 1 表 11 3 得 电动机 中等冲击 此取 1 3 计1 21 6K 算 查 1 表 11 6 得齿宽系数为 软齿面 对称分布 此取 1 计算 则0 81 4 d 小齿轮上转矩为 665 1 7 526 9 55 109 55 101 351 10 532 07 P TN mm n 查 1 表 11 4 取 锻钢 令取 故有 189 8 E Z 2 5 H Z 2 2 12 3 min 2 5 2 3 21 2 1 3 1 351 10 3 981 189 82 5 13 98332 96 46mm EH dH KT iZ Z d i 12 上公式中所代是为了安全计算 使得两齿轮均适用 2 H 齿数取 软齿面 硬齿面 则有 1 31z 1 2440z 1 1720z 取整得 满足传动比的前提下 尽可能使 212 31 3 98123 38zz i 2 123z 两齿数互质 故实际传动比 2 2 1 123 3 968 31 z i z 其误差为 22 2 2 100 0 3 5 ii w i 故满足误差范围 初估模数为 查 1 表 4 1 得标准模数为 故实际分度 min 1 3 11 d mmm z 3mmm 圆直径为 中心距为 1122 31 393 123 3369dz mmm dz mmm 12 231 2 dd amm 初估齿宽为 圆整取 保证啮合 故取小齿轮 min 96 46 d bdmm 21 100 105bb 比大齿轮宽 5 到 10 毫米 3 验算齿轮弯曲强度 查 1 图 11 8 可得齿形系数 齿根修正系数 12 2 56 2 12 FaFa YY 12 1 62 1 82 SaSa YY 由 1 式 1 5 知 11 11 1 2 1 2 54 12 342 FaSa FF KTY Y MPaMPa bm z 安全 22 212 11 50 35 238 FaSa FFF FaSa YY MPaMPa Y Y 4 齿轮的圆周速度 对照 1 表 11 2 知即可 故选取 8 级便可达到要求 1 2 56m s 60 1000 d n v 6m sv 表 4 齿轮传动设计的基本参数 材料热处理齿数分度圆直径齿宽 小齿轮45 钢调制3193105 大齿轮45 钢正火123369100 13 模数实际传动比中心距 33 97231 七 七 减速器箱体基本尺寸设计减速器箱体基本尺寸设计 根据 2 表中 11 1 中的箱体基本尺寸经验公式可算出如下数据 1 箱体壁厚 箱座 取 8mm 0 02510 025 154 14 858ammmm 箱盖 取 8mm 1 0 0210 02 154 14 088ammmm 2 凸缘 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 11 1 512bmm 1 512bmm 2 2 520bmm 3 螺钉及螺栓 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 0 0361220 31620 f dammM 4 250 na 轴承旁连接螺栓直径 盖与座连接螺栓直径 1 0 7515 23716 f ddmmM 连接螺栓的间距 2 0 50 6 10 15810 f ddmmM 2 d120 150200 lmml 轴承端盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 3 0 40 5 8 1268 f ddmmM 定位销直径 取整 4 0 30 4 6 0956 f ddmmM 2 0 70 8 7 111ddmm 得 8 4 螺钉螺栓到箱体外避距离 查 2 表 11 2 得 至箱体外壁距离为 1f d 2 d d 到凸缘边缘距离 1 1 11 2 26 22 16 f Cmm Cmm Cmm 12f ddd 轴承旁凸台半径 2 2 12 2 24 20 14 f Cmm Cmm Cmm 箱体外壁至轴承端面距离 1 2 1 22 2 24 14 ff RCmm RCmm 11 12 1 510 2220850lCCmm 5 箱体内部尺寸 大齿轮齿顶圆与箱体内壁距离 齿轮端面到箱体内壁的距离 11 10 1 2 mm 增加散热 箱盖 箱座肋厚 22 10 mm 14 11 0 856 8 0 856 8mmm mmm 6 视孔盖 由于单级减速器中心距为 231mm 故查 2 表 11 2 得 视孔盖长 横向螺 1 120lmm 栓分布距离 视孔盖宽 纵向螺栓分布距离 螺栓孔 2 105lmm 1 90bmm 2 75bmm 直径 孔数 4 个 7d 7 其中吊耳和吊钩 吊耳环的结构设计 根据 2 表 11 3 中的推荐设计公式知 吊耳肋厚度为 吊耳环孔径为 倒角为 1 1 82 5 2 5 820bmm 20db 吊耳环空心到箱体外壁距离为 11 2 1 2 2024RdR 0 81 20edmm 吊钩的结构设计 吊钩长 吊钩高 12 16 1430KCCmm 0 824HKmm 吊钩内深 吊钩内圆半径 吊钩厚度0 512hHmm 0 257 5rKmm 1 82 5 2 5 820bmm 八 八 轴的设计轴的设计 A 高速轴 1 选择轴的材料 热处理方式 由于无特殊要求 选择最常用材料 45 钢 调制处理 查 1 表 14 1 得知 硬度 强度极限 屈服极限 弯曲217255HBS 650 B MPa 360 s MPa 疲劳极限 1 300MPa 查 1 表 14 3 得 弯曲需用应力 静 1 60 b MPa 2 初步估算轴最小直径 由 1 式 14 2 得 查 1 表 14 2 得 6 3 33 min 9 55 10 0 2 PP dC nn 取 118 计算 故 由于开了一个键槽 107118C 3 min 7 526 11828 54 532 07 dmm 故 圆整 minmin 1 5 29 96430ddmmmm 3 轴的结构设计 根据高速轴上所需安装的零件 可将其分为 7 段 以表示各 1234567 ddddddd 15 段的直径 以表示各段的长度 处安装大带轮 处安 1234567 xxxxxxx 1 d 2 d 装轴承端盖 处安装一号轴承与套筒 处安装小齿轮 处安装二号轴承 3 d 4 d 7 d 1 径向尺寸 根据常用结构 取 查 2 1 27 知倒角倒圆推荐值为 1min 30ddmm 故孔 大带轮 倒角推荐值为 1mm 故取 1830 1 3050 1 6 5080 2 RCmm RCmm RCmm 30 由于查 2 表 7 12 得知毡圈系列中要求的轴径均为 21 1 0 5 233ddmm 0 5 圆整数 故此修正为 此先选轴承为 6208 型号轴承 无轴向力 故选深 2 35dmm 沟球轴承 直径系列选 2 号轻系列 为便于安装及轴上尺寸基准 选 08 号内径 查 3 表 16 1 知所选轴承内径为 40mm 且轴承宽度 故取 为方便加工18Bmm 3 40dmm 测量 取 此也为小齿轮内孔直径 查 3 表 16 1 得安装直径 4 45dmm 故查 4 表 11 3 选取 4752 8 a mmdmm 40 50 25 2509 1981GB T 套筒 故 对齿轮内孔倒角 1 6mm 故取 取50 a dmm 54 1 6 1 5 251 2ddmm 52mm 由于对称分布故 73 40ddmm 6 50 a ddmm 2 轴向尺寸 由 1 图 13 17 得 根据大带轮的内孔宽 取 1 5 计算 为防止由于加工误差造 1 1 52 1 52 1 5 2045 s Lddmm 成的带轮晃动 取 确定轴承润滑方式 1 42xmm 故选取 5 3 35 532 0718622 45 min 1 52 10 minvdnmm rmm r 轴承 脂润滑方式 为防止箱体内部润滑油渐到轴承上冲走润滑脂 将轴承与箱体内壁距离取大 于 8mm 由于所选套筒长度 25mm 故轴承断面到箱体内壁的距离取 15mm 为适宜齿轮 传动时散热 取齿轮距箱体内壁为 此取 10mm 故有810mm 套筒档齿轮时 为保证精度取 3 10 1543xBmm 故同时将修正为 轴环取 41 23 1052103xbmmmm 3 x 3 45xmm 故取 由于安装时齿轮箱体轴承均对称分布 取58mm 5 5xmm 包括越程槽尺寸 轴承到端盖内壁的距离 65 10 1520 xxmm 7 18xBmm 16 前所选轴承端盖螺钉知 由 2 11 10 中公式得 1 1525xlBmm 3 8dM 轴承端盖厚度 查 2 表 3 9 可取 A 级 M8 非全螺线的螺 3 1 29 6edmm 40lmm 栓 即 此时取端盖到大带轮的扳手空间为 57828 40GB TM 此时取 35 48xlKmmmm 2 9 6482583xxexmm 图图 1 高速轴结构设计示意图高速轴结构设计示意图 4 对高速轴进行弯扭强度校核 据 1 式 11 1 可求得 圆周力 径向力 1 2 2964 3 t T FN d 标准安装 故压力角为 20 根据前轴的结构设计可得 tan1078 92 rt FFN 带轮中心到一号轴承中的距离 一号轴承到齿轮 2 98322 5115 22 BL Kxmm 中心的距离 齿轮中心到二号轴承中心的距离 1 2 10 1586 5 22 bB Lmm 故有两轴承中心距为 12 86 5LLmm 12 173LLLmm 1 求垂直面的支承反力 根据受力分析 可列方程 齿轮在两轴承中心 故可求得 1212 vvrvv FFF FF 17 12 539 46 2 r vv F FFN 2 求水平支撑反力 12 1482 15 2 t HH F FFN 3 带轮对轴的作用力在指点产生的反力 Q F 1 1610 45 115 1070 53 173 Q F F K FN L 2 1 1070 53 1610 452680 98 FFQ FFFN 外力 F 作用方向与带传动的布置有关 在具体布置尚未确定前 可按最不利情况考虑 4 绘制垂直面的弯矩图 如图 b 2 46 66 2 avv L MFN m 5 绘制水平面的弯矩图 如图 c 1 128 205 2 aHH L MFN m 6 力产生的弯矩图 如图 d Q F 2 1610 45 115185 2 FQ MF KN m 7 求合成弯矩图 如图 e 考虑最不利情况 直接由公式得 其中 22 229 182 Q aaFavaH MMMMN m 2 92 75 2 Q F aF M MN m 8 折合当量弯矩 如图 f 由前算出 查 1 中 246 面 由转矩性质而定的折合系数 知 137 84TN m 0 6 故 22 243 648 aea MMTN m 22 2 202 83 beF MMTN m 18 图图 2 高速轴弯扭强度校核图高速轴弯扭强度校核图 9 计算危险截面处轴的许用直径 由 图 1 知轴上安装小齿轮的截面为危险截面 故由 1 式 14 6 可得 由此可知 此轴安全 3 3 3 min 1 243 648 10 34 37245 0 1 0 1 60 ae b M dmmmm B 低速轴 1 选择轴的材料 热处理方式 由于无特殊要求 选择最常用材料 45 钢 调制处理 查 1 表 14 1 得知 硬度 强度极限 屈服极限 弯曲217255HBS 650 B MPa 360 s MPa 疲劳极限 1 300MPa 查 1 表 14 3 得 弯曲需用应力 静 1 60 b MPa 2 初步估算轴最小直径 由 1 式 14 2 得 查 1 表 14 2 得 6 3 33 min 9 55 10 0 2 PP dC nn 取 118 计算 由前计算可知 故107118C 2 133 686 min n nr i 由于开了一个键槽 故 3 min 7 5228 11844 62 133 686 dmm 19 minmin 1 5 46 851ddmm 3 轴的结构设计 根据低速轴上所需安装的零件 可将其分为 7 段 以表示各 1234567 ddddddd 段的直径 以表示各段的长度 处安装联轴器 处安 1234567 xxxxxxx 1 d 2 d 装轴承端盖 处安装三号轴承与套筒 处安装大齿轮 处安装四号轴承 3 d 4 d 7 d 1 径向尺寸 联轴器的初步选择 根据低速轴的计算转矩与转速查 2 表 8 2 可选用凸缘联轴器 型号 为 可得其轴孔直径为 深 1 Y50 112 YS6 58432003 J 50 84 GGB T 型凸缘联轴器50 孔长度为 112Lmm 根据上所选联轴器 取 根据密封毡圈的标准 取 根据此处尺 1 50dmm 2 55dmm 寸选择 6212 型号轴承 查 3 表 16 1 知所选轴承内径为 60mm 外径为 110mm 且轴承 宽度 故取 为方便测量取 查 3 表 16 1 得安装22Bmm 3 60dmm 4 65dmm 直径 故查 4 表 11 3 选取 6976 a mmdmm 故 查 2 1 27 知倒角倒圆推荐值60 70 40 2509 1981GB T 套筒70 a dmm 为 故孔 大齿轮 倒角推荐值为 2mm 故取 1830 1 3050 1 6 5080 2 RCmm RCmm RCmm 60 为对称分布 故取 54 2 1 5 272ddmm 6 70 a ddmm 73 60ddmm 2 轴向尺寸 确定轴承润滑方式 5 3 35 532 0718622 45 min 1 52 10 minvdnmm rmm r 轴承 故选取脂润滑方式 根据上定箱体两内壁间的宽度可算得大齿轮到箱体内壁的距离为 12 5mm 为防止箱体内部 润滑油渐到轴承上冲走润滑脂 将轴承与箱体内壁距离取大于 8mm 为套筒尺寸此取 27 5mm 故有 套筒档齿轮时 为保证精度取 3 12 527 562xBmm 故同时将修正为 轴环取 42 23 100298xbmmmm 3 x 3 64xmm 故取 由于安装时齿轮箱体轴承均对称分布 取58mm 5 5xmm 20 包括越程槽尺寸 轴承到端盖内壁的 65 12 527 535xxmm 7 22xBmm 距离 由于轴承外径为 110mm 故 选端盖螺钉为 1 27 58 5xlBmm 10M 由 2 11 10 中公式得轴承端盖厚度 查 2 表 3 9 可取 A 级 M8 非 3 1 212edmm 全螺线的螺栓 即 此时取端盖到大带轮的扳手空间为40lmm 578210 40GB TM 故此取 35 50 xlKmmmm 2 8 5125070 xxexmm 由上选联轴器可知 1 112xLmm 附图附图 3 低速轴结构设计示意图低速轴结构设计示意图 4 对高速轴进行弯扭强度校核 略 九 九 联轴器的选择联轴器的选择 根据前选出的联轴器设计的低速轴校核得知 轴满足要求 故联轴器定为 1 Y50 112 YS6 58432003 J 50 84 GGB T 型凸缘联轴器 十 十 对轴承的校核对轴承的校核 A 对轴承 6208 的寿命计算 将任务书中的使用期限换算为小时得其使用寿命必须大于 21 48000 小时 根据 1 式 16 2 知其寿命计算为 查 1 附表 1 可知 6 10 60 h C L n P 其径向基本额定动载荷为 而球轴承取 由上轴的校核计算得知其29 5 r CkN 3 当量动载荷为 故带入公式得 其寿命为1 578PkN 满足要求 1 6 3 1029 5 204656 2648000 60 532 07 1 578 h Lhh B 对轴承 6212 的寿命计算 将任务书中的使用期限换算为小时得其使用寿命必须大于 48000 小时 根据 1 式 16 2 知其寿命计算为 查 1 附表 1 可知 6 10 60 h C L n P 其径向基本额定动载荷为 而球轴承取 由上轴的校核计算得知其47 8 r CkN 3 当量动载荷为 故带入公式得 其寿命为3 588PkN 满足要求 1 6 3 1047 8 297221 448000 60 133 7 3 578 h Lhh 十一 十一 普通平键的选择及校核普通平键的选择及校核 根据工程经验 此处无特殊要求 故均选用 A 型平键连接 1 带轮处键连接 由于此处轴径为 30mm 查 1 表 10 9 得 选用 8 7bmm hmm 1890Lmm 由于此处转矩不大 选取铸铁为材料 故由表下的 L 系列选取 即36Lmm 8 36 10962003GB T 键 对平键进行强度校核 查 1 表 10 10 得其许用挤压应力为 轻微冲 5060 p MPa 击 根据 1 式 10 26 得 故符合要求 44 137 35 0 1308 2 30 7 pp T MPa dh Lb 36 2 8 2 小齿轮处键连接 由于此处轴径为 45mm 查 1 表 10 9 得 选用 14 9bmm hmm 由于此处转矩不大 选取铸铁为材料 故由表下的 L 系列选取36160Lmm 即 90Lmm 14 90 10962003GB T 键 对平键进行强度校核 查 1 表 10 10 得其许用挤压应力为 轻微冲 5060 p MPa 击 根据 1 式 10 26 得 22 故符合要求 44 137 35 0 0219 2 45 914 pp T MPa dh Lb 90 2 3 大齿轮处键连接 由于此处轴径为 65mm 查 1 表 10 9 得 选用 18 11bmm hmm 由于此处转矩不大 选取铸铁为材料 故由表下的 L 系列选取50200Lmm 即 80Lmm 18 80 10962003GB T 键 对平键进行强度校核 查 1 表 10 10 得其许用挤压应力为 轻微冲 5060 p MPa 击 根据 1 式 10 26 得 故符合要求 II 44 516 29 0 0656 2 65 1118 pp T MPa dh Lb 80 2 4 联轴器处键连接 由于此处轴径为 50mm 查 1 表 10 9 得 选用 14 9bmm hmm 由于此处转矩不大 选取铸铁为材料 故由表下的 L 系列选取36160Lmm 即 100Lmm 14 100 10962003GB T 键 对平键进行强度校核 查 1 表 10 10 得其许用挤压应力为 轻微冲 5060 p MPa 击 根据 1 式 10 26 得 故符合要求 II 44 516 29 0 0637 2 50 914 pp T MPa dh Lb 100 2 十二 十二 润滑方式与密封形式的选择润滑方式与密封形式的选择 润滑方式 由轴的设计中确定的轴承润滑方式知 轴承为脂润滑 齿轮为油润滑 密封方式 伸出轴端盖处选用毡圈密封 箱盖与箱体间采用安装前涂一层水玻璃的方式