资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共43页)
编号：127740881
类型：共享资源
大小：1010.60KB
格式：ZIP
上传时间：2021-05-15
上传人：好资料QQ****51605
认证信息
个人认证
孙**（实名认证）
江苏
IP属地：江苏
45
积分
- 关 键 词：
-
驱动
滚筒
运输机
结构设计
- 资源描述：
-
喜欢这套资料就充值下载吧。。。资源目录里展示的都可在线预览哦。。。下载后都有，，请放心下载，，文件全都包含在内，，【有疑问咨询QQ:414951605 或 1304139763】
- 内容简介：
-
目 录1、 前言 2 2、 摘要 33、 总体设计方案 44、 电动机的选择 65、 三角胶带传动设计 76、 减速器设计 107、 联轴器的选择 328、 锥齿轮传动设计 339、 小锥齿轮的设计及轴承座的设计 3510、 滚筒、滚筒轴及其配件的设计 3611、 滚筒架的设计及轴承座的设计 3912、 参考文献 4113、 结束语 42 前 言本课题设计的是某工厂的驱动式滚筒运输机。该运输机要求结构紧凑，效率高，寿命长，并且能适用于多种场合。这个设计基本能满足上述要求，并从经济性，实用性出发，尽量与一般工厂的实际情况相吻合。故能够达到预期效果。当然，由于本人的经验和条件有所限制，缺点和不足之处在所难免。敬请各位老师和同仁提出宝贵的意见和建议。谢谢！摘 要摘要内容：本次设计的主要内容有：传动方案的总体设计、电动机的选择、三角胶带传动设计、减速器的设计、联轴器的设计、锥齿轮传动设计及滚筒运输架等的设计。本次设计我采用了三角胶带传动，圆柱齿轮减速器及锥齿轮传动。关键词：电动机. 齿轮. 减速器. 轴承. 滚筒. SummarySummary contents:The main contents of this design has:Spread to move the choice,triangle tape that project that total design,electric motor spread move the design,stalk that decelerate the join shaft ware of design, the subulate wheel gear spread to move the design and roller the conveyance the design for waiting.This design I adopted the triangle tape to spread to move ,and the cylinder wheel gear decelerate the machine and subulate wheel gear to spread to move.Keywords:Electrpmotor. gear wheel. Reducer. Axletree. Platen. 一、 总体传动方案设计驱动式滚筒运输机的原动机选用电动机。因为滚筒的转速为：n5=V/D （D为滚筒直径），初步选取滚筒直径为D=121mm，滚筒长度L=400mm，滚筒间的间距为l=1m，因为驱动式滚筒运输机共10m长，故滚筒共10根，初定木材的最小长度为3m 。故 n5=0.8/3.140.12 = 2.123r/s =127.4 r/min 。为了使电动机转速减为n5 ,故驱动装置与电动机之间必有减速器，为使各滚筒同时转动，各滚筒由锥齿轮带动。电动机与减速器之间由带轮联接，减速器与锥齿轮由联轴器联接。1、 初步画出机械传动图， （图1）2、 初定各级传动比为：取带轮传动比为i1=1.88，减速器传动比为i2=4，锥齿轮传动比为i3=1.5。因为减速器传动比i24，选为单级圆柱齿轮减速器（查资料3表1-12），因带轮传动比为 i1=1.882，选用三角胶带传动。 3、初步计算机械的总功率由文献1式（16-1） 得滚筒运输机械的总功率为：P=0.735/75q1(2f+1d)+q0(1d)L+G(kw)式中数据：q1：物品分布在1m长度上所受的载荷；q0：滚筒及其轴的重量； f：物品在滚筒表面的滚动摩擦系数；1：滚筒轴衬中的滑动系数； d：滚筒的轴径D：滚筒直径； ：滚筒表面与物品的滑动磨擦系数 ：机械传动的总功率。（1）、首选滚动轴衬效率1=0.98（共34个）。 联轴器效率2=0.99 三角V带效率3=0.9 直齿圆齿轮减速器4=0.98 锥齿轮 5=0.95（10个） =12345 = 0.980.990.960.980.95=0.28（2）、查文献4表1-8得：f = 0.6； 1 = 0.002； = 0.4。（3）、滚筒选用热轧无缝钢管，其理论重量为：（取壁厚7.5mm）G0=20.99Kg/m ，滚筒重量为G1=20.990.4=8.4Kg q0 G1 = 8.4 Kg（4）、因滚柱间距为1m，木材最短为3m，木材最大重量为100 Kg，所以每个滚筒的最大所受的载荷为q1=100/2=50 Kg （5）、计算P=（0.750.8）/（750.28）50（20.6+0.0020.036）+8.410（0.0020.036/0.121）0.4+0.4=6.72 kw 二 、 电动机的选择 由于运输机的功率P=6.72 kw，可知电动机的功率为PP。又根据其工作条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，额定电压为380V，Y型。 根据机械的各级传动比，可得电动机转速为： n1=n5(i1 i2 i3) n1=127.4(1.8841.5)=1437 r/min 查文献3边12-1 （JB3074-82）可得： 选用Y132M-4，其额定功率为P=7.5 kw，额定转速为n1=1440 r/min最大转矩为2.2电动机外形安装尺寸如下表， 型号尺 寸 （mm）HABCDEGKbb1b2hAABBHAL1Y132M13221617889388033122802101353156023818515三 、三角带传动设计（一） 三角带的选择，设计计算已知：选择的电动机型号Y130M-4，额定功率P=7.5 kw，转速n1=1440 r/min，选择三角带的传动比为i1=1.88，一天运转的时间为1015小时，工作有轻微振动。 三角带传动计算（表中数据由文献6中查取）计算项目公式及数据计算结果单位方案1方案2计算功率pca由表8-4选取KA1.3Pca=KAP9.75kw选取胶带型号根据Pca和n1由图8-1选取BC主动轮节圆直径D1由表8-6和表8-12选取140200mm从动轮节圆直径D2D2=iD1按表8-12圆整250355mm带速VV=D1n1/（601000）2510.5516m/s实际传动比i=D2/（1-）D1（=0.02）1.821.81初定中心距a0a0（10.95）D2250237.5取240355337.25取340mm初定胶带节线长度LOPLOP2a0+/2（D1+D2）+（D2D1）/4a0按表8-2选取标准值Lp内周长Lj1104.911601120156916591600mm计算中心距aa=a0+LPLOP/2268385mm主带轮包角11=180-（D2-D1）/a 60120155.4155.8单根胶带传动功率P0由表8-5选取P02.034.38Kw单根胶带传递功率增量P0由表8-7查Kb由表8-8查KiP0=Kbn0（1-1/Ki）1.9910-31.120.3075.6310-31.120.869KW胶带根数Z由表8-9查得K由表8-10查得K1Z=Pca/（KKl（Po+Po）0.930.865.22取6根0.930.842.38取3根根单根胶带的初拉力Fo由表8-39查得Fo1831公斤计算项目公式及数据计算结果单位有效圆周力Ft=102 Pca/v94.366.3公斤作用在轴上的力FF=2FoZ Sin（1/2）210.9181.6公斤带轮宽B由表8-11查得e2026mm由表8-11查得f12.517mm故B=（Z-1）e+2f12586mm（二）、带轮的设计1、 带轮的几何尺寸的计算：（1） 小带轮的几何尺寸计算：a)、由YM132-4型电动机可得：电动机轴伸直径D=38mm，长度L=80mm，b)、由文献6表8-11查得：bp=19mm , Hmin=20mm , ha=6mm , e=26mm , f=17mm 0=36, =10 mmc)、因带轮的中径为D1=200mm，故选用实心结构，凸缘直径d1=76mm（在1.82D之间） L=70mm（在1.52D之间）（2） 大带轮的结构的几何尺寸计算a)、大带轮的孔径D=36mm,（计算详见齿轮轴的设计）b)、因大带轮D2=355mm，选用椭圆轮辐式。c)、其结构尺寸为：（由文献6P233页）孔径D=36mm 轮缘d1=（1.82）D=70mm，轮毂长度L=（1.52）D=70mmd2=de2(1+)=(D2+2ha)2(H+)=(355+26)2(20+10)=307mmh1=290 mmh2=0.8h1=25.6mm a1=0.4h1=12.8mma2=0.8a1=12.80.8=10mm f1=0.2h1=6.4mmf2=0.2h2=5.12mm(由文献6表8-12查得辐板厚度S=24mm)2 、 绘制带轮零件工作图a)、小带轮的工作图见图纸 （零件图2）b)、大带轮的工作图见图3 （零件图4）（结构由文献6P233参考）四、减速器的设计由文献3表1-12查得，减速器的传动比为i2=4，选用单级圆柱齿轮减速器。（一）、齿轮传动设计已知减速器输入轴的功率为P2=P3=7.50.96=7.2 kw；小齿轮转速为n2=n1/ i1=1440/1.88=765 r/min。每天工作15小时，使用年限15年，（每年以300工作日算），有较长的冲击。转向不变。设计过程：（以下过程均参照文献2P221-224，所用的表，图也由文献2中查得）。1、 选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数。（1） 按照图1的传动方案图，上述查文献所得选直齿圆柱齿轮传动；（2） 考虑到此减速器的功率太大，大小齿轮的材料均选用45号钢，并经调质及表面淬火，表面硬度为4050HRC；（3） 选取精度等级，因采用表面淬火，齿轮变形不大，不需磨削，故初选7精度（GB10095-88）；（4） 选小齿轮数z1=20，大齿轮齿数为Z2= iz1=420=802、 按齿面接触强度设计 由公式（10-9a）进行试算，即：1)确定公式内的各计算值，a)、试选载荷系数Kt=1.3。b)、计算小齿轮传递转矩T1T1=95.510P2/n2=95.5107.2/765=0.9105 Nmmc)、由表10-7选取齿宽系数d=0.9d)、由表10-7查得材料的弹性系数ZE=189.8 Mpae)、由图10-21按齿面硬度中间值45HRC查得大小齿轮的接触强度极限 Hlim1=Hlim2=1100 Mpaf）、由式10-13计算应力循环次数 N1=60 n1jLn=60765(1530015)=3.1109g)、由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数KHN1=0.88 KHN2=0.90h)、计算接触疲劳许用应力取失效率为1% 安全系数S=1，由公式10-12得：H1=KHN1Hlim1/s=968 MpaH2=KHN2Hlim2/s=990 Mpa2）、计算a) 试算小齿轮的分度圆直径d1t代入H中较小值得：d1t=42.73（mm）b) 计算圆周速度VV=d1tn/601000=31.442.3776.5/601000=1.71(m/s)c) 计算齿宽bb=d d1t=0.942.73=38.457(mm)d）、计算齿宽与齿高之比b/h模数：mt= d1t / z1=42.73 / 20=2.1365(mm)齿高：h=2.25mt=2.252.1365=4.81(mm) b/t=38.457/4.81=8e）、计算载荷系数 根据V=1.71m/s 7级精度，由图10-8查得载荷系数Kv=1.07 直齿轮假设KAFt/b100N/mm，由表10-3查得 KH=KF=1.1 由表10-2查得使用系数 KA=1.5 由表10-4查得 KH=1.223 由图10-13查得 KF=1.18故载荷系数 K=KAKvKKH=1.51.071.11.223=2.16f)、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，有式10-10a得：d1d1t K/Kt=42.73 32.16/1.3=50.6mmg)、计算模数m m=d1/Z1=50.6/20=2.53mm 3、 按齿根弯曲强度计算：由式10-15得弯曲强度的设计公式为：m=32KT1YSYF/（dZ12F）1）、确定公式的各数据值a)、由图10-20d查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=FE2=600Mpab)、由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数KFN1=0.88 KFN2=0.90C)、计算弯曲疲劳安全系数 S=1.4 由式10-12得： F1 = KFN1fe1/s=0.88600/1.4=377.14mpa. F2= KFN2fe2/s=0.9600/1.4=385.71mpa.d)、计算载荷系数k. k=kakvkkfb=1.51.071.11.18=2.083e)、查取齿形系数与应力校正系数.由表10-5查得：齿形系数：Yfa1=2.8 Yfa2=2.22应力校正系数：Ysa1=1.55 Ysa2=1.77f)计算大小齿轮的YfaYsa/f并加以比较Yfa1Ysa1/ f1=2.81.55/377.14=0.01151Yfa2Ysa2/ f2=2.221.77/385.71=0.01019小齿轮数值较大。2).设计计算 m322.0830.91050.01151/（0.9202）=2.29mm. 对比计算结果，由齿面按接触疲劳强度计算的模数略大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.29mm。并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=50.6mm。验算：Ft=2T1/d1=20.9105/50.6=3557.3NKaFt/b=1.535773/0.950.6=117.2100N/mm设分度圆直径最大可取dmax，则Ft=2T/dmax KaFt/b=100 2Kat1/bdmax=100即：20.91051.5/0.9dmaxdmax=100 dmax=55mm.根据实装尺寸的原因，取d1=55mm.Z1=d1/m=55/2.5=22 Z2=uZ1=422=884几何尺寸的计算1） 计算分度圆直径 d1=Z1m=222.5=55mm d2=Z2m=882.5=220mm2） 计算中心距a。 a=(d1+d2)/2=(55+220)/2=137.5(mm)3） 计算齿轮宽度b4） b=db1=0.955=49.5mm取（圆整） B2=49mm B1=55mm5.验算Ft=2T1/d1=20.910*8/55=3272NKaFt/b=32731.5/49=100.16100N/mm。合适6.结构设计（1）、大齿轮的结构设计因其中径d2=220mm200mm而小于500mm。故选用辐板式。由文献6P434查得（表8-149）其结构尺寸：因大齿轮孔径D=65mm.（详见后文齿轮轴设计）。 D1=1.6D=104mm 毂长L=(1.21.5)D=80mmB2=(2.54)m 取=10mm辐板厚C=0.3B=15mmD。=0.5(D1+D2)=0.5(104+213.15-20)=149 取为D。=150(mm)孔径d。=0.25(D2-D1)=22.2 取d。=22mm(2).小齿轮的设计因其中径d1=55mm, 故选用齿轮轴式。其结构尺寸为：中径d1=55mm 顶径da1=60mm 宽度B1=55mm7. 经校核强度足够8. 绘制齿轮的工作图 小齿轮的工作图见图纸 （零件图15）大齿轮的工作图见图纸 （零件图16） （二）减速器轴的设计1、 齿轮轴的设计已知：轴上输入的功率为P2=7.2Kw,n2=765r/min.因其与大带轮相联，且带轮作用在轴上的里F=1773.8N.齿轮的切应力Ft=3273N.设计过程：（1）、计算轴上的扭矩TT=95.5105P2/n2=95.51057.2/765=0.9105Nmm (2) 求作用在齿轮轴上的力 Ft=3273N.取齿轮压力角为=20Fr=Fttg=3273tg20=1191.3N Ft Fr 因为是直齿圆柱齿轮=0 Fa=0 Fr圆周力Ft.径向力Fr的方向如右图4。（3）初步确定轴的最小直径 图4由参考文献 2式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45#钢，调质处理。由文献2表15-3，取A。=126。于是有：dmin=A。3P2/n2=12637.5/765=27(mm)考虑到齿轮轴的装配需要，取该齿轮轴的最小尺寸为36mm。显然输入轴的最小直径是安装的大带轮的。（4）、小齿轮的中径d1=55mm 2dmin.故该齿轮做成齿轮轴。（5）、轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径及长度，画出其结构草图如下（a）为了满足大带轮的轴向定值，F8轴段左端需有一台阶，故取7-8段的直径为d6-7=43mm，右端用轴端档板定位。按轴端直径取档圈直径D=45mm。大带轮与轴配合的毂孔长度为70mm，为了保证档圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故7-8段的长度应比毂孔长度略短一些。取l7-8=68mm。（b）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力，故选用圆柱滚子轴承。参照工作要求并据d6-7=43mm，由轴承产品目录中选取42209圆柱滚子轴承， 其尺寸为dDB=458519,故d1-2=d4-5=52mm.（c）因为小齿轮中径d1=55mm，底径df=48.75mm。为了保证齿轮的加工。在2-3段与4-5段靠近齿形部分下挖一部分，而在另一端留足滚动轴承的轴肩。故在2-3段与4-5段中下挖部分的直径，取为d=48mm。轴肩部分取为d=52mm，下挖部分长度取l=30mm，台阶部分取l=12mm。（d）为了满足装配要求取L6-7=30mm。至此，已初步确定轴上各段直径和长度。（6）、轴上的周向定位带轮的周向定位采用平键联结。按d7-8由文献3查得平键截面bh=108（GB1096-79），键槽用键槽铣刀加工。长为56mm（标准键长由文献3表4-1GB1096-79查得）。其与轴的配合为H7/r6。滚动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证，此处选轴的尺寸公差为m6。（7）、确定轴上圆角和倒角尺寸。由文献2表15-2查得，取轴上所有倒角（轴端）为1.545；各轴肩处圆角半径为R1.5.（8）、按弯扭合成应力校核轴的强度。（a）、求轴上载荷首先根据轴的结构简图（图5），作出轴的计算简图（图6）。在确定轴承的支点位置后、，此轴即可作为简支梁，其支承跨距为l2=l3=79mm。带轮重心点到支承点距离l1=73.5mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图，扭距图和计算弯矩图（6）。从轴的结构上看，截面c处的计算转矩大，是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的Mh,Mv,M及Mca的值到于下表3（参看图6）载 荷水平面垂直面支反力RRh1=811.35N,Rh2=4235.45NRv1=Rv2=595.65N弯矩MMH1=64096.65Nmm，MH2=334600.5NmmMV1=MV2=47056.35Nmm总弯矩M1=64096.652+47056.352=79515.3NmmM2=334600.52+47056.352=337893.2Nmm扭距TT=0.9105计算弯矩McaMca1=M1=79515.3NmmMca2=337893.22+（0.60.9105）2=342181Nmm表3（表中=0.6由文献2P375页获得）。（b）、按弯矩合成应力校核轴的强度。进行校核时，通常只校核轴上承受最大计算弯矩的截面（即危险截面c）的强度，则由文献2式15-5及上表中的数据可得ca=Mca2/W=342181/0.1555555=20.56Mpa（式中W 由文献2表15-4查得）前面已选定轴的材料为45号钢，调质处理，由文献2表15-1查得-1=60mpa。因此ca0.07d取h=6，则d6-7=77mm,另一端用轴承端盖定位，l7-8=12mmD：根据装配需要取l2-3=30mm,l4-5=32mm，l7-8=20mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（c）、轴上的零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按d5-6由文献3表4-1查得平键的截面尺寸为bh=1811（GB1096-79），键槽用键槽铣刀加工，长为68mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;同样，半联轴器与轴的联结，选用平键为14988（GB1096-79），半联轴器与轴的配合为H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证。此处选轴的直径尺寸公差为m6。（d）、确定轴上圆角和倒角尺寸由文献2表15-2，取轴端倒角为1.545。圆角半径为R1.5。4）按弯扭合成应力校核轴的强度（a）、首先根据轴的结构图（图9）做出轴的计算简图（图10）。简支梁轴的跨距为L2=L3=80mm，根据轴的见图做出轴的弯曲图，扭距图和计算弯矩图，从轴的结构图和计算玩具图中可以看出截面c处的计算弯矩最大，是轴的危险截面，现将计算出的截面c处的MH,MV,M及Mca值列于下表4。 表4载荷水平面H垂直面V支反力RH1=RH2=1541NRV1=RV2=560.9N弯矩MMH=123280NmmMV=44872Nmm总弯矩M1=M2=1232802+448722=131192.4Nmm扭矩TT=T3=3.39105Nmm计算弯矩McaMca1=M1=131192.4 NmmMca2=131192.42+（0.63.39105）2=242039 Nmm （a由文献2p375页获得）进行校核时，通常只校核轴上最大计算弯矩的截面（即c面）的强度，则由文献2式15-5及上表中数值可得，（w由文献2表15-4查得）。ca=Mca2/W=242039/653/32-187(65-7)2/265=10.3 MPa.前面已选定轴的材料为45号钢，调质处理，由文献2表15-1查得-1=60mpa。因此-1 ca ， 合适。5）、绘制大齿轮轴工作图 （见零件图4）大齿轮轴计算简图 （见图10）图10（三）、减速器中键的校核1、 小皮带轮配合用键的强度校核。（1）、因为电动机的轴径为38mm，查文献3表4-1（GB1096-79）可得：键的尺寸为108，（取N9/JS9配合）。轴深度t为50+0.2。毂中、深t1为3.30+0.2，键长取70mm的A型平键。（2）、校核键的强度键、轴、轮毂的材料都是钢，由文献2表6-1查得许用挤压应力为P=100120Mpa，取其平均值，P=110 Mpa，键的工作长度l=L-b=70-10=60mm，键与轮毂的接触高度K=0.5h=0.58=4mm。由文献2式6-1可得：p=2T10/bld T为电动机的转矩又T=95.507.5/1440=47.75NMp=247.7510/41038=10.47MpaP故键的强度适合2、 大带轮键的校核（1）、大带轮键的选择因为大带轮轴径为36mm，大带轮的毂宽为70mm，查文献3表4-1（GB1096-79）可得键的尺寸为10870，键为轴的配合为N9.5毂的配合为JS9，轴深t为5.00+0.2，毂深t1为3.3+0.20。（2）、校核键的强度键、轴与毂均是由钢制成。由文献2表6-1查得许用挤压应力为：P=100120MPa。取平均值得P=110MPa。键的工作长度为：l=L-b=70-10=60mm。键与轮毂的接触高度为k=0.5h=4mm。键上所受的转矩为T=P39550/（14401.88）=95507.50.961.88/1440=89.77 NM由文献2式6-1可得p=2T10/kld=289.7710/46036 =20.78MPaP故大带轮上配合键的强度合适。3、 大齿轮与轴的配合用键的选择与较核（1）、大齿轮配合用键的选择因大齿轮与轴搭配和处的轴径为6.5mm，大齿轮轮毂长为80mm，由此查文献3表4-1（GB1096-79）查得键的尺寸为181170，其与轴的配合为N9，与毂的配合为JS9轴深t为7.0+0.20，毂深t1为4.4+0.20（2）、键联结强度的校核 由上述已查得P=110MPa键的工作长度为：l=L-b=70-18=52mm，键与轮毂的接触高度为：k=0.5h=0.511=5.5mm，键上所受的转矩即为大齿轮的转矩T3T=T3=3.3910*Nmm=339Nm由文献2式6-1可得：p=2T10/5.55265 =36.47 MpaP故大齿轮上键的强度合适。4.联轴器配合用键的选择与校核（1）.联轴器用键的选择因与联轴器配合的轴径为45mm，与联轴器配合的轴的长度为78mm。因此，数据有文献3表4-1（GB1096-79）查得键的尺寸：14970与其轴的配合为N9，与毂的配合为JS9。轴深t=5.5+0.20，毂深t1=3.8+0.20 （2）.键的强度校核由上述查得P=110 Mpa键的工作长度为l=L-b=70-14=56mm键与轮毂的接触高度为k=0.5h=0.59=4.5mm键所受的转矩即为联轴器输入的转矩，亦为T3T=T3=339 NM由文件2式6-1可得：P=2T10/kld=233910/（4.55645）=59.79 Mpa 15000h即高于预期计算寿命故选用42209圆柱滚子轴承合适（GB283-64）结构尺寸为：4585192、 大齿轮轴上滚动轴承的选择及校核已知：轴上齿轮上的圆周力Ft=3082N、径向力Fr=1121.8N、轴的转速为n3=191.25r/min轴的预期寿命为Lh=18000（4年，每年300天，每天15小时）（1）、滚动轴承的选择由表4计算可得：RH1=RH2=1541N Rv1=Rv2=560.9NR1=R2=1541+560.9=1640N（2）、确定当量载荷P因轴承只受径向力作用，故A=0由文献2式13-9得：P=R P=R=R1=R2=1640N（3）、由文献2式13-6求出轴承应有的基本额定动载荷 C=P60nlh/106=1640360191.251800/106=9694.4N9.7KN（4）、根据上计算C值，由文献3表6-1（GB276-89）查得选用Cor=22.10KN的6111型深沟球轴承，（5）、验算6111滚动轴承的寿命，由文献2式13-5得：Lh=106/60n（C/P）=106/（60191.25）（22100/1640）3=213251.7h18000h故此轴承合适。 其结构尺寸为559018（五）、减速器中箱体的设计1、减速器箱体用铸造而成，由文献3表11-1与表11-2查得箱体结构尺寸如下表5名 称符号减速器（单级圆柱齿轮）尺寸关系箱座壁厚8箱盖壁厚18箱盖凸缘厚度b12箱座凸缘厚度b112箱座底凸缘厚度b220地脚螺钉直径dfM20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d1M16盖与座联结螺栓直径d2M12定位销直径d8df、d1、d2、至外箱壁距离C1df：26 d1：22 d2：18df、d2至凸缘边缘距离C2df：24 d2：16轴承旁凸台半径R116凸台高度h见装配图齿轮顶圆与内箱壁距离110齿轮端面与内箱壁距离28箱盖箱座肋板厚度mm=7联结螺栓d2间距L100检查孔盖螺栓直径d4M62、起重吊耳的设计由文献3表11-3画出吊钩结构图如下：（吊耳略） 图 113、通气器的结构形式和尺寸由文献3表11-4中选用通气帽，其结构尺寸见文献3表11-4中间表，3、 减速器轴承端盖的结构尺寸。（1）、2209轴承端盖结构尺寸由文献3表11-5嵌入式轴承盖 （结构图12）（2）、6111轴承端盖结构尺寸由文献3表11-5嵌入式轴承盖 （结构图如图13） 4、 皮带轮挡圈见装配图5、 减速器进油口、油标、放油口见装配图（六）减速器装配图见总装配图，此略五、联轴器的选择设计要求：联轴器传递功率P40=P31=6.780.98=6.5kw，传递转速n4=n3=n3=191.25r/min1、 轴器的选择因为联轴器的转速为n4=191.25250r/min，无剧烈冲击处，联轴器两端的转速相等，故初步选用十字块联轴器。2、 联轴器的校核（1）、载荷计算公称转矩： T=9550P/n=95506.5/191.25=324.6Nm由文献2表14-1查得工作情况系数KA=1.5。由文献2式14-3得计算转矩： Tca=KAT=1.5324.6=486.9 Nm（2）、型号选择从文献5表4-34中查得d=45的十字滑块联轴器的许用转矩为 800 Nm，许用最大转速为250r/min，故合适。其轴孔长度总长200mm，半联轴器长度为80mm。六、锥齿轮传动设计设计要求：小锥齿轮转速n4=191.25r/min传动比i=1.5，每个锥齿轮输入功率P4=P402/10=6.50.99/10=0.644kw，轴交角为90，使用期限为5年（每年工作月300天，每日工作15小时）。小齿轮简支，大齿轮悬壁，材料均为45钢，表面淬火，HRC=4550。精度等级为8-7-7级。1、设计过程：小齿轮的转矩T4=95500.644/191.25=32.16 Nm=3.28Kgm设计计算过程见下表6计算项目计算公式及数据说明按 接 触 强 度 初 定 主 要 尺 寸工作况数KaKa=1由表8-119查接触强度的齿间载荷分布系数KHKH=2.1由表8-208查试验齿轮的接触疲劳极限HlimHlim1=Hlim2=104Kg/mm由图8-38查齿数比uu=n3/n4=1.5初定小齿轮分度圆直径d1d1=72mm由图8-93查齿数z取z1=18，z2=uz1=27z1由图8-78查确定大端模数mm=d1/z1=72/18=4取m=4mm复算小齿轮分度圆直径d1d1=mz1=418=72mm分锥角1=arctg（z1/z2）=33.691=33.692=90-1=56.312=56.31锥距RR=d1/2sin1=64.9mmR=64.9mm宽度b取齿宽系数R=0.3，b=RR=19.47mm，b=20mm齿宽系数RR=b/R=20/64.9=0.3R=0.3齿形制按JB110-60齿形制=20，ha*=1，c*=0.2接 触 疲 劳 强 度 校 核 计 算分度圆上圆周力FxFx=2000T3/d1=91.11KgFx=91.11Kg分度圆圆周速度VV=d1n3/19100=0.72动载系数KvKv=1.1（8级精度）由表8-207查齿数比系数ZuZu=1.09由图8-95查按接触强度的齿宽影响系数Z=1.15由图8-96查节点区域系数ZHZH=2.5由图8-97查弹性系数ZEZE=60.6由表8-206查接触应力HH=12.6取直齿Z=1当量循环次数NeNe1=2.58108Ne1=1.72108见表8-123接触强度的寿命系数ZNZN1=ZN2见第388页润滑剂系数Z1选择润滑油粘度r50=266cst由表8-417查ZL=1.2由图8-40查速度系数ZVZV=0.9由图8-41查光洁度系数ZRZR=0.88由图8-42查工作硬化系数ZWZW=1由表8-206查齿轮的接触疲劳极限HLIMHLIM=98.8接触强度的最小安全系数SHLINSHLIN=1由表8-121查接触强度的安全系数SH=1.36 SHmin接触疲劳强度校核计算项目计算公式及数据小齿轮大齿轮分锥角11=33.692=56.31齿顶高haha=4mmha=4mm齿高hh=8.8mmh=8.8mm齿根高hfhf=4.8mmhf=4.8分度圆直径dd=72mmd=108mm齿顶圆直径dada=78.66mmda=114mm锥距RR=65mmR=65mm齿根角ff=4.23f=4.23根锥角ff=29.46f=52.08顶锥角f=27.92f=60.54外锥高AKAK=51.78AK=32.67分度圆弧齿厚SS=6.28mmS=6.28mm3、 绘制大小锥齿轮工作图大锥齿轮工作图见图14小锥齿轮工作图见图15考照文献6表8-219查得结构尺寸图14、15的技术要求为：1、材料45#钢，表面淬火HRC4550；2、倒角为245，圆角为R3七、小锥齿轮轴的设计及轴上配件的选择本次设计的滚筒架长10m。滚筒有10个，故小锥齿轮也需要10个。因由六中设计可得小锥齿轮设计成锥齿轮轴式，考虑到装配原因，故要分成10段，段与段之间再通过联轴器联结，并且每段长1m。（一） 锥齿轴的设计1、 轴上的装配方案：因轴上装有固定杆（与轴承联结），装有两个联轴器，一个联轴器用轴肩定位、另一个用螺钉定位。2、 计算轴的最小轴径由前面计算轴径最小直径的方法，求得锥齿轴的最小直径为30mm，考虑到锥齿轮处轴径为42mm，故取联轴器的轴径为36mm。3、 选用联轴器由前面的选择计算方法与校核，选用十字滑块联轴器，其轴径为36mm，孔径长为160mm，最大转速为250r/min，最大转矩为500Nm，半联轴长为64mm4、 固定杆用轴承选择因轴承同时受轴向力与径向力，由前面的计算方法选用角接触球轴承，其尺寸为：408018，型号为36208（由文献3表6-6，GB292-83），采用外圈定位，即固定杆与轴承配合处采用圆槽，槽宽为18mm，槽深为3.5mm，内径为80mm。5、 螺钉的选择因用于紧固半联轴器，所受的力不太大，故选用M8的紧钉螺钉（由文献3表3-18，GB73-85）。6、 根据上述配件的结构及装配要求，画出锥齿轮轴的工作图，（图16）7、 轴上联轴器周向定位用键。由文献3表4-1（GB1096-79），并据联轴器轴径36mm有：键的尺寸为：108，长为50mm轴t=5.0+0.20，毂t1=3.3+0.20，与轴配合为10
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号