2013链式输送机传动装置

1 机械设计课程设计 计算说明书 设计题目 链式输送机传动装置设计 材控 铸造 专业 11 1 班级 设计者 赵 丽 丹 指导老师 杨 现 卿 2013 年 12 月 31 日 河南理工大学 2 目 录 设计任务说明书 2 一 传动方案的分析和拟定 2 二 原动机的选择和设计计算 4 三 传动装置运动和动力参数计算 6 1 各轴的转速 6 2 各轴的输入功率 6 3 各轴的转矩的计 6 四 齿轮设计 7 1 高速级齿轮设计 7 2 低速级齿轮设计 11 五 轴的设计 16 5 1 轴的设计计算 16 1 轴 的设计 16 2 轴 的设计 18 3 轴 的设计 19 5 2 轴的校核 21 1 轴 的校核 22 2 轴 的校核 23 3 轴 的校核 24 六 轴承 键及联轴器的选择和验算 24 6 1 轴承的选择和验算 24 1 轴上轴承的选择和验算 24 2 轴上轴承的选择和验算 25 3 轴上轴承的选择和验算 25 6 2 键的选择和验算 26 1 轴上键的选择和验算 26 2 轴上键的选择和验算 27 3 轴上键的选择和验算 28 6 3 联轴器的选择和验算 29 七 减速器的润滑和密封 30 八 设计总结 31 九 参考资料 32 3 机械设计课程设计机械设计课程设计 设计计算说明书 一 传动方案的分析与拟定 带式运输机的传动装置 其中运输链的工作力 F 2000N 运输链速度 v 0 6m s 链轮节圆直径 D 100mm 工作条件 三班制 使用年限 10 年 连续单向运转载荷平稳 小批量生产 运输链的 速度误差为链速度的 5 方案一与方案二 4 方案三与方案四 方案一 用二级圆柱齿轮减速器 这种方案结构尺寸小 传动效率 高 适合于较差环境下长期工作 方案二 采用 V 带传动和一级闭式齿轮传动 这种方案外轮廓尺寸 较大 有减震和过载保护作用 V 带传动不适合恶劣的工作环境 方案三 用一级比试齿轮传动和一级一级开式齿轮传动 成本较低 但使用寿命较短 也不适用于较差的工作环境 方案四 是一级蜗杆器 此种方案结构紧凑 但传动效率低 长期 连续工作不经济 考虑到工作环境的恶劣 经济实用 传动效率等因素 故选择方案 一的二级展开式圆柱齿轮减速器 二 原动机的选择和设计计算 5 由运输机的工作功率 P FV 1000 1 2KW 由 机械设计课程设计 表 9 4 知滚子链传动的工作效率 故工作机的输入功率96 0 w 而电动机的输入功率 其中为装置的总传动效率 w w P P a w d P P a 由于运输机为一般工作机器速度不高选择齿轮的精度为 8 级精 度 GB10095 88 由 机械设计课程设计 表 9 4 选择联轴器的效率 齿99 0 1 轮的传动效率 轴承效率 为了减少制造成本和缩97 0 2 98 0 3 短设计周期 增强系统的互换性故选用滚动球轴承 8506 0 98 0 97 0 99 0 4224 3 2 2 2 1 a kw PP P waa w d 47 1 因该运输机没有特殊要求 故选用同步转速为 1500r min 或 1000r min 其部分参数如下表所示 表一 方案电动机型 号 额定功率 KW 同步转速 r min 满载转速 r min 1Y100L2 43 015001420 2Y132S 63 01000960 对同步转速为 1000r min 的电动机总传动比 其中为电 n n i m a m n 动机的满载转速 n 为链轮的输出转速 对同步转速为 1500r min 的电动机总传动比为 n n i m b 而由设计要求链轮的转速r min 59 114 10100 6 060 10D 60 33 v n 6 7268 8 a i0901 13 b i 根据 机械设计课程设计 表 9 3 推荐值 i 8 40 两种方案 均符合 为了保证减速效果良好 所以在这里选取同步转速为 1500r min 电动机 系统的总传动比 i 0901 13 a i 而对二级展开式圆柱齿轮减速器 一般两级传动比为 i2 其中 为高速传动比 i 为系统总传动比 5 1 2 1 1 i 1 i 所以在本系统中初选 9633 3 1 i0487 3 2 i 根据齿轮的传动比初选齿轮齿数如下表所示 表二 齿 轮齿 数 126 2102 330 492 三 传动装置运动和动力参数计算 1 各轴的转速其中 k m k i n n 为电动机的满载转速 m n 为电动机的轴至 k 轴的传动比 k i 2 各轴的输入功率 其中 kdk PP 为第 k 轴的传动功率 k P 为从电动机输出至第 k 轴的总传动效率 k 为电动机的实际输出功率 d P 7 3 各轴的转矩的计算 其中 kkdk m kd iTi n P T 9550 为电动机的输出转矩 d T 具体运动和动力参数如下表所示 表三 轴号 功率 P kw 转矩 T N m 转速 n r min传动比 i 传动效 率 电动机 轴 1 479 88631420 10 98 轴 1 44069 68851420 3 96330 9506 轴1 369436 5001358 2873 3 04870 9506 轴1 3018105 7867117 5213 工作机 轴 1 2630102 6337117 5213 10 9702 四 齿轮设计 注 在齿轮设计中如有参考文献但未标明者均 为课本 机械设计基础 1 高速级齿轮设计 1 选定齿轮的类型 精度等级 材料及齿数 1 按照传动方案所示 本装选用直齿圆柱齿轮传动 2 运输机为一般工作机 速度不高 故选用 8 级精度 GB10095 88 3 材料选择 选择小齿轮材料为 40Cr 调质 硬度为 280HBS 大齿轮材料为 45 号钢 调质 硬度为 240HBS 按规定大 小齿轮硬度差为 40HBS 4 由上表二小齿轮的齿数 大齿轮的齿数 26 1 Z102 2 Z 8 2 按齿面接触强度设计 由计算式 3 2 1 1 1 32 2 H E d t t Z u uTk d 确定公式内的各计数值 1 试选 6 1 t K 2 计算小齿轮的转矩 由上表三有 3N mm 106885 910 1420 4406 1 5 95 5 1 T 3 选取齿轮的齿宽系数 1 d 4 按齿面硬度查图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 MPa H 550 2lim 5 由表查得材料的弹性影响系数度 2 1 8 189 MPaZE 6 计算应力循环次数由式 10 13 有 9 11 101472 4 1030083 19606060 h jLnN 9 101145 1 9633 3 101472 4 9 1 1 2 i N N 7 由图查得接触疲劳寿命系数 90 0 1 HN K95 0 2 HN K 8 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 安全系数由式 10 12 得 11 S MPa S KHN H 540 1 60090 0 1lim1 1 MPa S KHN H 5 522 1 55095 0 2lim2 2 3 计算 1 试计算小齿轮分度圆直径 t d1 代入 H 中较小的值 9 mmd t 7437 31 5 522 8 189 9633 3 9633 4 1 106885 9 6 1 32 2 3 2 3 1 2 计算圆周速度 sm nd v t 3590 2 100060 14207437 3114 3 100060 11 3 计算齿宽 模数及全齿高 b t mnh mmdb td 7437 317437 311 1 mm z d m t t 2209 1 26 7437 31 1 1 n mmmchh nta 7470 2 2209 1 25 0 12 2 有 5558 11 7470 2 7437 31 h b 4 计算载荷系数 k 由表查得使用系数 直齿轮 由图查得动载荷1 A k1 F kkH 系数 由表用插值法查得 8 级精度 小齿轮相对支承非对称12 1 v k 布置时 由 b h 11 5558 查图查得423 1 H k423 1 H k35 1 F k 动载荷系数 594 1432 1112 11 HHvA kkkkk 5 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由式 10 10a 有 mm k k dd t t 7040 31 6 1 594 1 7437 31 3 3 11 6 计算模数 mm z d m2194 1 26 7040 31 1 1 n 10 3 按齿根弯曲强度设计由计算式 3 2 1 1 n 2 F SaFa d YY z kT m 1 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度系数极限 MPa FE 500 1 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPa FE 380 2 2 由图查弯曲疲劳强度系数 85 0 1 FN K88 0 2 FN K 3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 有 4 1 s MPa S K FEFN F 57 303 4 1 50085 0 11 1 MPa S K FEFN F 86 238 4 1 38088 0 22 2 4 计算载荷系数 512 1 34 1 112 1 1 FFVA KKKKK 5 查取齿形系数 由表查得 80 2 1 Fa Y226 2 2 Fa Y 6 查取应力校正系数 由表查得 55 1 1 Sa Y764 1 2 Sa Y 7 计算大小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y 01430 0 57 303 55 1 80 2 1 11 F SaFa YY 01644 0 86 238 764 1226 2 2 22 F SaFa YY 大齿轮的数值较大 取大齿轮计算 8 将已知数据代入计算式有 11 mmm909 0 01644 0 261 1096885 0 594 12 3 2 4 n 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿 n m 根弯曲疲劳强度计算的法面模数 由 机械原理 表 6 2 取 已可满足弯曲强度 但是为了同时满足接触疲劳强度需按mmmn0 1 接触疲劳强度算得分度圆直径来进行计算应有的齿数mmd7040 31 1 于是有 32 0 1 7040 31 1 1 n m d z 则 127329633 3 12 zuz 4 几何尺寸计算 1 计算大 小齿轮的分度圆直径 mmmzd n 320 132 11 mmmzd n 1270 1127 22 2 计算中心距 mma 5 79 2 12732 2 dd 21 4 计算齿轮的宽度 圆整取 mmdb d 32321 1 mmB32 2 mmB37532 1 5 结构选择 由于小齿轮的齿顶圆直径 mmmhd nana 34 2 d1 1 小齿轮的齿顶圆直径故选择实心结构的齿轮 为 mmda160 1 了减轻齿轮重量可把齿轮做成腹板式结构 12 2 低速级齿轮设计 1 选定齿轮的类型 精度等级 材料及齿数 1 材料及热处理任按第一对齿轮选取 2 精度等级任取 8 级精度 3 齿数选择由上表二示 30 1 z92 2 z 2 按齿面接触强度设计 由计算式 3 2 1 1 1 32 2 H E d t t Z u uTk d 确定公式内的各计数值 1 试选 6 1 t K 2 计算小齿轮的转矩由上表三有 mmNT 1037 0 5 3 由表选取齿轮的齿宽系数 1 d 4 由表查得材料的弹性影响系数度 2 1 8 189 MPaZE 5 由图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 MPa H 550 2lim 6 计算应力循环次数由 10 13 式有 9 11 101472 4 1030083 19606060 h jLnN 9 9 2 1 2 100464 1 9633 3 101472 4 i N N 9 由图取接触疲劳寿命系数 90 0 1 HN K95 0 2 HN K 13 10 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 安全系数由式 10 12 得 11 S MPa S KHN H 540 1 60090 0 1lim1 1 MPa S KHN H 5 522 1 55095 0 2lim2 2 2 计算 1 试计算小齿轮分度圆直径 t d1 代入 H 中较小的值 mmd t 62 49 5 522 8 189 9633 3 9633 4 1 1037 0 6 1 32 2 3 2 5 1 2 计算圆周速度 sm nd v t 61 0 100060 2549 23462 4914 3 100060 21 3 计算齿宽 模数及全齿高 b nt mh mmdb td 62 4992 491 1 mm z d m t t 9085 1 26 62 49 1 1 n mmmchh nta 2941 4 9085 1 25 0 12 2 有 5553 11 2941 4 62 49 h b 4 计算载荷系数 K 由表查得使用系数 直齿轮 由图查得动载荷1 A k1 F kkH 系数 由表用插值法查得 8 级精度 小齿轮相对支承非对称12 1 v k 布置时 由 b h 8 8923 查图得423 1 H k423 1 H k35 1 F k 动载荷系数 594 1 423 1 112 11 HHvA kkkkK 14 5 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 mm k k dd t t 5579 49 6 1 594 1 62 49 3 3 11 6 计算模数 mm z d mn652 1 30 5579 49 1 1 3 按齿根弯曲强度设计由计算式 3 2 3 1 2 F SaFa d n YY z kT m 1 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度系数极限 MPa FE 500 1 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPa FE 380 2 2 由图取弯曲疲劳强度系数 85 0 1 FN K88 0 2 FN K 3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数由式有 4 1 s MPa S K FEFN F 57 303 4 1 50085 0 11 1 MPa S K FEFN F 86 238 4 1 38088 0 22 2 4 计算载荷系数 512 134 1112 1 1 FFVA KKKKK 5 查取齿形系数 由表查得 55 2 1 Fa Y21 2 2 Fa Y 6 查取应力校正系数 由表查得 61 1 1 Sa Y778 1 2 Sa Y 15 7 计算大小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y 0135 0 57 303 61 1 55 2 1 11 F SaFa YY 01645 0 86 238 778 121 2 2 22 F SaFa YY 大齿轮的数值较大 取大齿轮计算 8 将已知数据代入计算式有 mmmn2636 101645 0 301 10365 0 512 1 2 3 2 5 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿 n m 根弯曲疲劳强度计算的法面模数 由 机械原理 表 6 2 取 已可满足弯曲强度 但是为了同时满足接触疲劳强度需按mmmn5 1 接触疲劳强度算得分度圆直径来进行计算应有的齿数mmd5579 49 1 于是有 0386 33 5 1 5579 49 1 1 n m d z 取 则 33 1 z131339633 3 12 zuz 4 几何尺寸计算 1 计算大 小齿轮的分度圆直径 mmmzd n 5 495 133 11 mmmzd n 5 1965 1131 22 2 计算中心距 mma123 2 5 196 5 49 2 dd 21 16 将中心距圆整为 mm123 3 计算齿轮的宽度 圆整后取 mmdb d 5 49 5 491 1 mmB50 2 mmB55550 1 5 结构选择 由于小齿轮的齿顶圆直径 mmmhd nana 53 2 d1 1 小齿轮的齿顶圆直径故选择实心结构的齿轮 为 mmda160 1 了减轻齿轮重量可把齿轮做成腹板式结构 五 轴的设计 5 1 轴的设计计算 a 拟定轴上的装配方案 如下图 A 高速轴 的设计 1 轴上的功率 转速 转矩kWP4406 1 min 1420r nI mmN T 5 9688 1 2 求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆的直径mm d 53 则圆周力 径向力 N d T Ft 6 365 2 1 1 N FFtr 07 133tan 无轴向力 3 初步确定轴的最小直径 由公式 估算最小直径 有 3 n P C d 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 根据表取则112 C 25 11 1420 4406 1 112 3 3 1 1 min1 mm n P Cd 考虑到轴上有一个键槽 直径需扩大 5 同时段轴需与联轴器连接 为使 17 该段直径与连轴器的孔径相适应 所以需同时选用连轴器 又由于本减速器属 于中小型减速器 其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大 其次为了能够使传送 平稳 所以必须使传送装置具有缓冲 吸振的特性 故需同时选取连轴器型号 连轴器的计算转矩 查 机械设计 考虑到转矩变化很小 TKTAca 故 则 3 1 KA 05 12595 5 96883 1 1 mmN TkTAca 按照计算转矩应小于连轴器公称转矩的条件 考虑补偿轴的可能位移 Tca 选用弹性柱销联轴器 查 机械设计课程设计 选用 HL1 型弹性柱销联轴器 其公称转矩为 N mm 半联轴器的孔径 故取半联轴器与轴配合的彀孔长度 mm d 20 1 mm d 20 mm L 50 1 许用补偿量 型号 公称 扭矩 N m 许用 转速 r min 轴孔 直径 mm 轴孔 长度 mm D mm 转动 惯量 kg m2 轴向径向角向 TL2315560020521200 253 10 15 0 3 0 4 轴的设计 a 拟定轴上的装配方案 如下图 B 根据轴向定位要求 确定轴的各段直径和长度 段与联轴器配合 取 20 50mm 同时考虑到半联轴器的周向定位 在轴上加工一个键 1 d 1 L 槽 选择的键为 普通平键 A6 6 46 18 为了满足半联轴器的轴向定位 段右侧设计定位轴肩 II 段与轴承端盖配合 同时考虑到密封毡圈的内径 故取 25mm II d 同时在右端设置定位轴肩 定位轴承 mmLII50 段与轴承配合 考虑到轴承内径的为 30mm 故该轴段与轴承同样大小 取 30mm 同时考虑到轴承的轴向定位及挡油 故在挡油盘右边 III dmmLIII26 设定一轴肩 直径没什么要求 取 36mm IV d V 段为齿轮 因其尺寸与轴相差不大 故设计为齿轮轴 径向尺寸由齿轮决 定 长度等于齿轮宽度 即 mmLV50 VI 段直径与 IV 段一样 其长度一般可取 10 15mm 现取 36 同理右端有一个定位轴承挡油盘的轴肩 IV dmmLVI12 VII 段尺寸与 III 段完全一样 即 30mm III dmmLIII26 B 中速轴 II 的设计 1 轴上的功率 转速 转矩kWP3694 1 min 2873 358r nII mmN TII 36550 2 求作用在齿轮上的力 作用在齿轮上的力 1 小齿轮上的各力 已知其分度圆直径 则 mm d 32 1 无轴向力 N d T Ft 375 2284 2 1 1 N FFtr 44 831tan 11 2 大齿轮上的各力 已知其分度圆直径 则 mm d 127 2 N d T Ft 59 575 2 2 2 N FFtr 498 209tan 22 3 初步确定轴的最小直径 19 由公式 估算最小直径 有 3 n P C II II d 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 根据表取则112 C 5 17 2873 358 3694 1 112 3 3 min mm n P Cd II II 考虑到轴上要加工 2 个键 故轴径要扩大 10 为了安全 以及轴承的选择 取最小直径 25mm d 4 轴的设计 a 拟定轴上的装配方案 如下图 b 根据轴向定位要求 确定轴的各段直径和长度 I 段长度取 主要考虑到和轴承挡油盘以及左mmdI20 mmLI50 边齿轮与 I 轴齿轮的正确啮合 同时右端加工一个定位轴肩 II 段长度取 考虑到齿轮的轴向定位 故mmdII25 mmLII50 轴段长度小于轮毂长度 2mm 同时在右边设定一个定位轴肩 用一个键来对 齿轮进行周向定位 键选用为 A12 8 61 GB T1095 2003 III 段为非配合段 不限长度 只需保证轴的其他尺寸即可 但其直径 mmdIII30 IV 段取 左端轴肩定位 考虑到齿轮的轴向mmdIII30 mmLIII26 定位 故轴段长度小于轮毂长度 2mm 齿轮的周向定位用一个键 考虑到强 度因素 故采用平头平键 键选用为 B12 8 20 GB T1095 2003 20 V 段与 I 段一样 取 mmdI20 mmLI50 C 低速轴 III 的设计 1 轴上的功率 转速 转矩 WP1 3618k min 5213 117r nIII mmN T 7 105786 2 求作用在齿轮上的力 作用在齿轮上的力 已知其分度圆直径 则 mm d 197 无轴向力 N d T Ft 98 1073 2 N FFtr 897 390tan 11 3 初步确定轴的最小直径 由公式 估算最小直径 有 3 n P C III III d 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 根据表 15 3 取则112 C 34 25 5213 117 3618 1 112 3 3 min mm n P Cd III III 考虑到轴上键槽对轴的影响 需将最小直径扩大 5 同时选择联轴器 为使该 段直径与连轴器的孔径相适应 所以需同时选用连轴器 又由于本减速器属于 中小型减速器 其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大 其次为了能够使传送平 稳 所以必须使传送装置具有缓冲 吸振的特性 故需同时选取连轴器型号 连轴器的计算转矩 查 机械设计 表 14 1 考虑到转矩变化 TKTAca 很小 故 则 3 1 KA 71 137522 7 1057863 1 2 mmN TkTAca 按照计算转矩应小于连轴器公称转矩的条件 考虑补偿轴的可能位移 Tca 选用弹性柱销联轴器 查 机械设计课程设计 选用 HL4 型弹性柱销联轴器 其公称转矩为 N mm 半联轴器的孔径 故取 半联轴器与轴配合的彀mm d 48 1 mm d 48 min 孔长度 mm L 112 1 型号 公称 扭矩 许用 转速 轴孔 直径 轴孔 长度 D mm 转动 惯量 许用补偿量 21 N mr minmmmmkg m2 轴向径向角向 HL412504000481121953 4 1 5 0 15 0 3 0 4 轴的设计 a 拟定轴上的装配方案 如下图 b 根据轴向定位要求 确定轴的各段直径和长度 VII 段与联轴器配合 直径 长度取 长度略mm dVII 48 mmLVII110 短于联轴器 联轴器的周向及轴向定位分别用键和轴肩 键为 106914 A VI 段与毡圈配合 故取 同时右端设定一定mm dVI 55 mmLVI50 位轴肩 定位轴承 V 段与轴承配合 故取直径 同时左端设定一挡油盘 故取mm dV 65 mmLV33 IV 段右端定位挡油盘 轴段上无配合 故可取 长度不确mm dIV 75 定 但要保证轴的总长度为 361mm III 段左端用来定位齿轮 直径取 长度 mm dIII 87 mmLIII15 II 段与齿轮配合 轴段长度小于轮毂长度 2mm 即 mmLII60 22 轴上的键选用 mm dII 75 562220 A I 段与 V 段直径一样 长度 mm dI 65 mmLIII5 52 5 2 轴的校核 1 I 轴的校核 1 求轴上的载荷 首先根据轴的结构简图 作出计算简图如下 确定轴的支点后 可得 根据轴的计算简图做出轴的mmmm LL 5 45 5 125 32 弯矩图和扭矩图 从轴的结构图 弯矩图等可以看出截面 C 是轴的危险截面 截面 C 处各计算参数如下表 载荷 水平面 H垂直面 V 支反力 F N FNH 98 313 1 N FNH 69 873 2 N FNV 23 114 1 N FNV 2 317 2 23 2 按弯扭合成应力较核轴的强度 根据上表中的数据 以及轴的单向连续旋转 扭转切应力为静应力 取 轴的计算应力3 0 MPa W TM ca 24 9 1 0 36 356303 0 35 41764 3 2 2 2 2 已知轴为 45 钢 调质处理 有 机械设计 表 查得 MPa60 1 则 故安全 1 ca 2 II 轴的校核 1 求轴上的载荷 首先根据轴的结构简图 作出计算简图如下 弯矩 mmN MH 38 39245mmN MV 14285 总弯矩 mmN VH M MM 35 41764 22 扭矩 mmN T 35630 1 24 确 定轴的支点后 可得 根据轴的计算简图mmmm LLmmL 46 59 1 3 2 67 做出轴的弯矩图和扭矩图 从轴的结构图 弯矩图等可以看出截面 A B 是轴 的危险截面 截面 A 处各计算参数如下表 2 按弯扭合成应力较核轴的强度 载荷 水平面 H垂直面 V 支反力 F N FNH 57 1002 1 N FNH 08 2168 2 N FNV 99 344 1 N FNV 95 9 2 弯矩 mmN MH 08 94097mmN MV 33 2090 总弯矩 mmN VH M MM 30 94120 22 扭矩 mmN T 157510 1 25 根据上表中的数据 以及轴的单向连续旋转 扭转切应力为静应力 取 轴的计算应力3 0 MPa W TM ca 46 16 1 0 40 1575103 0 30 94120 3 2 2 2 2 已知轴为 45 钢 调质处理 有 机械设计 查得 MPa60 1 则 故安全 1 ca 3 III 轴的校核 轴 III 直径较大 故无需校核 安全 六 轴承 键及联轴器的选择和验算 6 1 轴承的选择和验算 预期寿命 从减速器的使用寿命期限考虑 轴承使用期限为 10 年 年工作 日为 300 天 预期寿命 3 8 300 10 72000 hhL 1 高速轴 I 轴轴承的选择 初选 6206 轴上两轴承受力如下 kNCr15 NFFF NVNHr 49 9292 31769 873 222 2 2 2 很显然 3 366 8 123321 49 929 10151 56860 10 60 10 h I t Lh P Crf n L N FNH 98 313 1 N FNH 69 873 2 N FNV 23 114 1 N FNV 2 317 2 26 轴承安全合适 故轴 I 选用 6206 2 中速轴 II 轴轴承的选择 初选 6207 其 轴上两轴承受力如下 kNCr8 19 NFFF NVNHr 27 106099 34457 1002 222 1 2 11 NFFF NVNHr 10 216895 9 08 2168 222 2 2 22 故 12rr FF NFP r 10 2168 2 3 366 3 103923 10 2168 10 8 191 15 12260 10 60 10 h II t Lh P Crf n L 轴承安全合适 故轴 I 选用 6207 3 低速轴 III 轴轴承的选择 初选 6213 其 轴上两轴承受力如下 kNCr44 由 2 轴 II 的校核可知 h LL 故选 6213 列出下表 外形尺寸 外形尺寸 mm 安装尺寸 安装尺寸 mm 项目项目轴承型号轴承型号 dDB D1 min D2 max ra max 高速轴高速轴620630621636561 中间轴中间轴620735721742651 低速轴低速轴62136512023741111 5 N FNH 57 1002 1 N FNH 08 2168 2 N FNV 99 344 1 N FNV 95 9 2 N FNH 25 1176 1 N FNH 38 762 2 N FNV 76 427 1 N FNV 84 277 2 27 6 2 键的选择和验算 1 高速轴 I 联轴器的键联接 1 选择类型及尺寸 根据 d 20mm L 50mm 选用 A 型 b h 6 6 L 46mm 2 键的强度校核 1 键的工作长度 l 及键与轮毂键槽的接触高度 k l L b 40mm k 0 5h 3mm 2 强度校核 此处 键 轴和轮毂的材料都是钢 取 p 110MPa mNT 63 35 p p MPa kld T 7 29 20403 1063 352102 33 键安全合格 2 中速轴 II 的键联接 A 大齿轮的键联接 1 选择类型及尺寸 根据 d 40mm L 23mm 选用 B 型 b h 12 8 L 20mm 28 2 键的强度校核 1 键的工作长度 l 及键与轮毂键槽的接触高度 k l 20mm k 0 5h 4mm 2 强度校核 此处 键 轴和轮毂的材料都是钢 取 p 110MPa mNT 51 157 p p MPa kld T 4 98 40204 1051 1572102 33 键安全合格 B 小齿轮的键联接 1 选择类型及尺寸 根据 d 40mm L 65mm 选用 B 型 b h 12 8 L 61mm 2 键的强度校核 1 键的工作长度 l 及键与轮毂键槽的接触高度 k l L b 49mm k 0 5h 4mm 2 强度校核 此处 键 轴和轮毂的材料都是钢 取 p 110MPa 29 mNT 51 157 p p MPa kld T 2 40 40494 1051 1572102 33 键安全合格 3 高速轴 III 的键联接 A 齿轮连接键的选择 1 选择类型及尺寸 根据 d 75mm L 60mm 选用 A 型 b h 20 22 L 56mm 2 键的强度校核 1 键的工作长度 l 及键与轮毂键槽的接触高度 k l L b 36mm k 0 5h 11mm 2 强度校核 此处 键 轴和轮毂的材料都是钢 取 p 110MPa mNT 03 536 p p MPa kld T 1 36 753611 1003 5362102 33 键安全合格 B 联轴器连接键的选择 1 选择类型及尺寸 30 根据 d 48mm L 110mm 选用 A 型 b h 14 9 L 108mm 2 键的强度校核 1 键的工作长度 l 及键与轮毂键槽的接触高度 k l L b 94mm k 0 5h 4 5mm 2 强度校核 此处 键 轴和轮毂的材料都是钢 取 p 110MPa mNT 03 536 p p MPa kld T 8 52 48945 4 1003 5362102 33 键安全合格 6 3 联轴器的选择和验算 在设计轴的时候已经选择 现列表如下 许用补偿量 型号 公称 扭矩 N m 许用 转速 r mi n 轴孔 直径 mm 轴孔 长度 mm D mm 转动 惯量 kg m2 轴向径向角向 高速 轴 I HL2315560020521200 2531 0 15 0 5 0 低速 轴 II HL412504000481121953 4 1 5 0 15 0 5 0 显然 都是安全的 31 七 减速器的润滑和密封 7 1 齿轮传动的润滑 各级齿轮的圆周速度均小于 12m s 所以采用浸油润滑 另外 传动 件浸入油中的深度要求适当 既要避免搅油损失太大 又要充分的润滑 油池应保持一定的深度和储油量 两级大齿轮直径