机械设计课设计带式输送机传动系统中两级圆柱齿轮减速器

1、实用文档湖南工业大学机械设计课程设计资料袋机械工程学院系、部20222022学年第一学期课程名称机械设计指导教师职称学生姓名专业班级机械设计班级091学号题目带式输送机传动系统中两级圆柱齿轮减速器成绩起止日期2022年12月19日2022年1月2日目录清单厅 P材料名称资料数量备注1课程设计任务书12课程设计说明书13装配图14零件图256文案大全实用文档课程设计任务书20222022学年第一学期机械工程学院系、部机械设计专业091班级课程名称：机械设计设计题目：带式输送机传动系统中两级圆柱齿轮减速器完成期限：自2成1年12月19日至2022年1月2日共2周内 容及 任务一、设计的主要技术参数

2、：输送市取大后效拉力F=3000N输送市工作速度为V=1.4m/s;滚筒直径D=355mm工作条件：在常温下连续工作,单向运转；空载起动,工作载荷有稍微冲击,运输带速度允许误差5%二班制每班工作8h,寿命为8年,大修期为23年,中批生产；三相交流电源的电压为380/220V.二、设计任务：传动系统的总体设计；传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计；设计计算说明书的编写.三、每个学生应在教师指导下,独立完成以下任务：1减速机装配图1张；2零件工作图2张；3设计说明书1份60008000字.进度安排起止日期工作内容2022.12.19-2022.12.22传动

3、系统总体设计2022.12.23-2022.12.25传动零件的设计计算2022.12.25-2022.12.31减速器装配图及零件工作图的设计整理说明书2022.01.02交图纸并辩论主要参考资料1濮良贵,纪明刚.机械设计.8版.北京：高等教育出版社,2022.2杨光,席伟光,李波,陈晓岑.机械设计课程设计.2版.北京：高等教育出版社,20223赵大兴.机械制图.2版.北京：高等教育出版社,20224朱理.机械原理.2版.北京：高等教育出版社,20225徐雪林.互换性与测量技术根底.2版.长沙：湖南大学出版社,20226刘鸿文.材料力学.5版.北京：高等教育出版社,20227毛谦德,李振清.

4、袖珍机械设计帅手册.3版.北京：机械工业出版社,2022指导教师签字：年月日系教研室主任签字：年月日文案大全实用文档机械设计设计说明书带式输送机传动系统中两级圆柱齿轮减速器起止日期：2022年12月19日至2022年01月02日学生姓名班级学号成绩指导教师签字机械工程学院部2022年01月02日文案大全实用文档目录1传动方案的拟定11.1课程设计的设计内容11.2课程设计的原始数据11.3课程设计的工作条件22电动机的选择32.1电动机类型的选择32.2电动机容量的选择32.3电动机转速的选择43确定总传动比及分配各级传动比63.1传动装置的总传动比63.2传动比的分配64传动装置运动和运动参

5、数的计算75传动件的设计及计算95.1选定齿轮精度等级、材料及齿数95.2高速级直齿圆柱齿轮的设计及计算95.3低速级直齿圆柱齿轮的设计及计算136轴的设计及计算186.1轴的布局设计18文案大全实用文档6.2低速轴的设计196.3高速轴的设计296.4中间轴的设计347轴承的寿命校核367.1低速轴齿轮的载荷计算367.2轴承的径向载荷计算367.3轴承的轴向载荷计算377.4轴承的当量动载荷计算387.5轴承寿命的计算及校核388键联接强度校核计算398.1普通平键的强度条件398.2高速轴上键的校核398.3中间轴上键的校核398.4低速轴上键的校核409润滑方式,润滑剂以及密封方式的选

6、择419.1齿轮的滑方式及润滑剂的选择419.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择419.3密封方式的选择4210减速器箱体及附件的设计4310.1减速器箱体的设计43文案大全实用文档10.2减速器附件的设计4412设计小结4713参考文献48文案大全实用文档1传动方案的拟定1.1课程设计的设计内容带式输送机由电动机驱动.电动机1通过联轴器2将动力传入两级圆柱齿轮减速器3,再通过联轴器4,将动力传至输送机滚筒5,带动输送带61.1所示1电动机；2那么群揶那声输趣败酷睡 ft 轮微速器;4联轴器；5一滚筒；6一输送带1.2课程设计的原始数据条件：输送带最大有效拉力为：3000N工作.设计带式运输机

7、的传动机构,具传动转动装置图如下列图运输带的工作速度：v=1.4m/s;卷筒直径：D=355mm使用寿命：8年,每年工作日300天,二班制,每班8小时文案大全实用文档1.3课程设计的工作条件设计要求：误差要求：运输带速度允许误差为带速度的5%工作情况：连续单向运转,载荷平稳；制造情况：大批量生产.文案大全实用文档2电动机的选择2.1电动机类型的选择并参照第12章选用一般用途的Y系列三项交流异步电源的电压为380V.2.2电动机容量的选择2.2.1工作所需的有效功率根据条件,工作机所需要的有效功率为FV3000Pw1.4kw=4.2kw10001000Pw一工作机所需的有效功率kwF一带的圆周力

8、N带的工作速度m/s2.2.2电动机的输出功率为传动装置总效率：设：c联轴器效率,c=0.99见参考资料【2】表3-3;ng闭式圆柱齿轮传动效率设齿轮精度为8级,:=0.97见参考资料2表3-3;对滚动轴承效率,=0.98见参考资料【2】表3-3;M输送机滚筒效率,=0.96见参考资料【2】表3-3;5w输送机滚筒轴至输送带间的效率估算传动系统总效率为根据动力源和工作条件,电动机,卧式封闭结构,式中:文案大全实用文档n_nx*1xH-01122334其中：_=%=0.99=0.980.97=0.9506的=0.980.99=0.9702L产bd=0.980.96=0.9408传动系统的总效率：

9、4=0.99父0.9506M0.9506M0.9702=0.808工作时,电动机所需的功率为由参考材料【2】表12-1可知,满足Pe之Pd条件的Y系列三相交流异步电动机额定功率Pe应取为5.5KW2.3电动机转速的选择电动机转速的选择.根据条件,可得输送机工作转速nw为60000V600001.4n=75.36r/min二D3.14355根据动力源和工作条件,电动机的类型选用Y系列三相异步电动机.电动机的额定功率选取3KW转速可选择常用同步转速：3000r/min、1500r/min、1000r/min和750r/min以便比拟.传动系统的总传动比为i=口小PWPd=一=4.20.808=5.

10、20(KVV.=0.980.97=0.9506式中nm一电动机满载转速文案大全实用文档n一运输带的转动速度根据电动机型号查文献 【2】 表8-53确定各参数.将计算数据和查表数据填入表2-1,便于比拟.表2-1电动机的数据及总传动比力杀电动机型号额定功率/KW同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传动比1Y132S1-25.53000290034.482Y132S-45.51500144019.113Y132M2-65.5100096012.744Y160M2-85.57507209.55又上表可知,方案1转速太高,传动比太大,价格较高；3、4方案虽然总传动比小,但是额定转矩较低；

11、 方案2转速高,电动机价格低,总传动比虽然大些,但完全可以通过传动带和两级齿轮传动实现,比3、4方案较优,所以选方案2.文案大全实用文档3确定总传动比及分配各级传动比3.1传动装置的总传动比参考资料【2】中式3-5可知,带式输送机传动系统的总传动比144019.1175.363.2传动比的分配由传动系统方案知：io1=1i34=1由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比为=i12i23=191i01i34为了便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑,当两级齿轮的配对材料相同,齿面硬度HBS350,齿宽系数相等时,考虑齿面接触强度接近相等的条件,取高速级传动比为高速级圆柱齿轮传动比i12=13i二=,1

12、.319.11=4.98低速级圆柱齿轮传动比：i23=N：i12=19.11/4.98=3.84各级传动比分别为i01=1i12=4.98i23=3.84i34=12334文案大全实用文档4传动装置运动和运动参数的计算减速器传动装置中各轴由高速轴到低速轴依次编号为电动机0轴、1轴、2轴、3轴和4轴.传动系统各轴的转速,功率和转矩计算如下所示0轴电动机轴n0=nm=1440r/minF0=Pd=5.20kwPcT0=95500=34.47(N.m)n.1轴减速器高速轴：n01440n二二=1440r/mini011P=F0n01=5.20M0.99=5.15(kw)cllcPcllc5.15=9

13、550一=9550-n114402轴(减速器中间轴)：n114401=289.16r/mini124.98P,=P12=5.15M0.9506=4.90(kw)3轴(减速器低速轴)：02289.16%=一二=75.30r/mini233.84=34.16(N.m)PT2=95502n2=95504.90289.1=161.83(N.m)223=4.900.9506=4.66(kw)文案大全实用文档P34.66、T3=9550=9550=591.01(N.m)n375.304轴(输入机滚筒轴)：n4=n3=75.30=75.30(r/min)i341F4=P334=4.660.9702=4.52

14、(kw)P4.52T4-9550=9550=573.40(N.m)n475.30轴号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速n/(r/min1675.3075.30功率P/kW5.205.254.904.664.52转矩T/(Nm)34.4734.16161.83591.01573.40传动比i14.983.841文案大全实用文档5传动件的设计及计算5.1选定齿轮精度等级、材料及齿数(1)传送设备为一般工作机器,速度不高,应选用7级精度(GB10095-88).(2)材料的选择由参考文献【1】表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBs

15、大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBs二者材料硬度差为40HBS(3)齿数高速级选小齿轮的齿数乙=20,大齿轮齿数Z2=4.98父20=99.6故取z2=1000低速级选小齿轮的齿数z3=20,大齿轮齿数z4=3.84父20=76.8故取z4=775.2高速级直齿圆柱齿轮的设计及计算5.2.1按齿面接触强度设计根据文献【1】中10-21式进行试算,即KT1u-1Z予d1u(1)确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt二口计算小齿轮传递的转矩._595.5105Pn1595.51055.151440=3.42104N*mm1表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa.文案大全由文

16、献【1】表10-7选取齿宽系数%=1由文献【1】实用文档5由文献【1】图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限bHiimi=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度%而2=550MPa.6由文献【1】式10-13计算应力循环次数.9N1=60nljLh=6014401283008=3.32109由文献【1】图10-19取接触疲劳寿命系数KHNI=0.92,KHN2=0.98由文献【1】式10-12,计算接触疲劳许用应力取失效概率1%平安系数S=1中1=KHN1,而1=0.92父600=552MPa卜=KHN20Hlim2=0.98550=539MPaS2计算试算小齿轮分度圆直径小,代入中

17、较小的值计算圆周速度vb=dd1t=143.56mm=43.56mm计算齿宽与齿高之比-hh=2.25mt=2.252.17mm=4.88mm文案大全N2一一一_93.321094.98=6.67108d1t-2.3231.33.421045.98189.8(4.985392)mm=43.56mm.71d1nv二601000九43.561440601000m/s=3.28m/smtdt43.5620mm=2.17mm实用文档计算载荷系数K.根据v=1.4m/s,7级精度,由文献【1】图10-8查得动载荷系数1=1.05,由文献【1】表10-3查得直齿轮,=kFa=1；由文献【1】表10-2查得

18、使用系数KA=1;由文献【1】表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时,5.2.2按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度的设计公式为1确定公式内的各计算数值由文献【1】图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限、E_=500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限_=380Mpa由文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数3立=0.85,K=0.88计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳平安系数S=1.4,由式10-12得43.56=8.93=1.417由文献【1】图10-13得卜=1.32K=KAKVKHKHB=1=0.07d,故取h=6mm那么轴文案大全实用文档参数数值mmd45D90T2

19、7C21a19B27标准图环处的直径d=72mm.轴环宽度b1.4h,取=12mm.轴承端盖的总宽度为20mm由减速器及轴承端盖的结构设计而定.根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm参看图6.2.2,故取1.=50mm.取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm滚动轴承宽度T=27mm轴2大齿轮的宽度为B=40mm那么：1皿=T+s+a+78-74=27+8+16+4mm=55mm11V3=B+c+a+s-1Vji+3=40+20+16+8-12+3=75mm至

20、此,经过步骤根本确定了轴的各段直径和长度,如上图7.3.2所示,并归纳为下表6.2.3所示表6.2.3低速轴的参数值轴的参数参数符号轴的截回mmInmWVVIvnvrn轴段长度l82503075127655轴段直径d45525562726055轴肩图度h一3.51.53.53.552.5一7.2.4.3轴上零件的周向定位定位均采用圆头普通平键连接.根据文献【11中表6-1按dIV、查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面bxh=18mmM11mm,键槽用键槽铳刀加工,长为L=45mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,应选择齿轮轮毂与轴的配合为H,；同样,按dI查得联轴器与轴连接的平键截面bMh=

21、14mmM9mm,键槽用键槽铳刀加工,长为L=70mm,半联轴器与轴的配合为一.滚动轴承和联轴器与轴的周向定位是由过度配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差均为m66.2.4.4确定轴上圆角和倒角尺寸文案大全实用文档根据文献【1】中表15-2查得,取轴端倒角为2父45,各轴肩处的圆角半径见图6.2.2.文案大全实用文档6.2.5求轴上的载荷首先根据轴的结构图图6.1.2做出轴的计算简图图6.2.2.在确定轴承的支点位置时,应从手册中查取a值.对于33011型圆锥滚子轴承,由于手册中查得a=19mm.因此,作为简支梁的轴的支撑跨距L2+L3=125mm+62mm=187mm.根据轴的计算简图做出轴

22、的弯矩图喝扭矩图图7.2.4从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面.现将计算出的截面C处的MH、MV以及M的值列于下表.图6.2.3低速轴的受力分析文案大全实用文档表6.2.4低速轴上的载荷分布载荷水平面H垂直面V支反力F_FL33940M62FNH1=1306Nmm(L2+L3)187FNH2=F-FNH1=39401306=2634N|_mmFNV1=Fr-FNV2=1434_475=959NFrL21434M125FNV2=r-=475N(L2+L3)187弯矩MFtL2L33940M125x62.MH=3=174520N|_|mm(L2+L3)187一RL2L314

23、34X125X62山MV=59431NJmm(L2+L3)187总 弯矩M=j17452(f+594312=184361NLmm扭矩TTII=591010Nmm6.2,6按弯扭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弯矩和扭矩的截面即危险截面C的强度.根据式文献1式15-5及上表中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取a=0.6,轴的计算应力=15.01MPa此7aj,故平安6.2.7精确校核轴的疲劳强度1判断危险截面截面A,H,田,B只受扭矩作用,虽然键槽、 轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度,但是由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的,所以

24、截面A,H,m,B均无需校核.从应力集中对在后i、疲劳强度的影响来看,截面VI和VD处过盈配合引起的应力集中最严重； 从受载的情况来看,截面C上的应力最大,截面VII的应力集中的影响和截面VI的相近,但截面VII不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不文案大全前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由文献1表15-1查得O-l=60MPa因J1863572+(0.6父442191)2一一一30.1603实用文档必校核.截面C虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里轴的直径比拟大,故截面C也不必校核.截面IV所受弯矩也不大,所以也不必校核,而截面V显然更不必校核.所以只需要校核截面VI右侧即可.(2)截面

25、VI右侧抗弯截面系数：WU0.1d3U0.1603U21600N由m3抗扭截面系数：WT=0.2d3=0.2603=43200Nmm3截面VI右侧的弯矩M为：125-30,M=186357Nmm=141631N_m)m125截面VI上的扭矩T皿为：Tm=442191N|_mm截面上的弯曲应力：M141631obMPa=6.56MPaW21600截面上的扭转切应力轴的材料为45钢,调质处理.由文献1表15-1查得%=640MPa,j=275MPa,三二155MPa.截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数勺8?按文献1附表3-2查取.因工=2=0.033,D=N=1.2,经过插值后可查得d60d6

26、0%=2.31,4=1.7又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为q0=0.82,q0.85故有效应力集中系数按式(附表3-4)为kff=1+q4-1=1+0.82-2.31-1=2.07.=1+qq-1=1+0.85父1.7-1=1.60由附图3-2的尺寸系数%=0.69;由附图3-3的扭转尺寸系数1=0.83.轴按磨削加工,有附图3-4得外表质量系数为工一WT44219143200MPa=10.24MPa文案大全实用文档L二L那么按式3-12及式3-12a得综合系数为1-1=2.010.92又由文献1中3-1及3-2得碳钢的特性系数九=0.10.2,取九=0.1兀二0.050.1,取加=0.

27、05于是,计算平安系数Sf值,按式15-615-8那么得轴未经外表强化处理,即(T2.0710.69+0.92-1=3.091.600.83(T吗K0-ca+o-%2753.096.560.10=13.57故可知其平安文案大全St155=14.702.015.120.055.12SS_13.57_14.70_,S；S；.13.57214.702=9.971S=1.5实用文档6.3高速轴的设计6.3.1轴上的功率p1、转速n1和转矩T1的计算在前面的设计中得到R=5.15kwn1=1440r/minTi=9550000包=9550000515N.mm=34.16NL_mNi14406.3.2初步

28、确定轴的最小直径根据文献【1】中的式15-2初步估算轴的最小直径.选取材料为45钢,调制处理.有文献【11中的表15-3,取A0=112,于是就有输入轴的最小直径应该安装联轴器处,为了使轴直径d-I与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器的型号.根据文献【11中14-1式查得,Tca=KAT.式中：T一联轴器的计算转矩NmmKA一工作情况系数,根据文献【1】中表14-1按转矩变化小查得,KA=1.3T0高速轴的转矩Nmm,由表5.1可知：T0=34.16M103Nmm因止匕：TcaKATII=1.334.16103=44408Nmm根据计算转矩工应小于联轴器公称转矩的条件,根据GB/T5843

29、-2022选用GY2凸缘联轴器,其公称转矩为63N.ni如下表6.3.2文案大全minR=11231515mm=17.13mmn1 1440二A0实用文档表6.3.2GY2型弹性柱销联轴器根本参数及主要尺寸型号公称转矩TnN.m许用转速n(r/min)轴孔直径d1、d2、dZ轴孔长度mmDmmD1mmBmmSmm转动惯量Kg.m2质量Kg丫型J、J1型LL1GY2631000020,22,24,523890402860.00151.72256244选取半联轴器的孔径d=25mm故d=25mm半联轴器长度L=62mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=44mm即L=44mm.6.3.3轴的结构设计6

30、.3.3.1拟定轴上零件的装配方案低速轴的装配方案如下列图6.3.1所示,图6.3.1高速轴的结构与装配文案大全实用文档6.3.3.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求,I-R轴段左端需制出一轴肩,故取R-田段的直径%=%+2xhn=25+2x2.5=30mm；式中：11口一轴II处轴肩的高度mm,根据文献1中P364中查得定位轴肩的高度hn=0.070.1di=0.070.1M25=1.752.5mm,故取hn=2.5mm.左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=32mm半联轴器与轴配合的毂孔的长度Li=44mm,为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在

31、轴的端面上,故I-II段的长度应比L略短一些,现取Li=42mm.初步选择滚动轴承.因滚动轴承只受径向力作用,根据文献【11中表13-1可选30000型圆锥滚子轴承,参照工作要求并根据dn_m=30mm,由轴承产品目录中初步选取0根本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承320/32,其根本尺寸资料如下表6.3.1所小由表6.3.1可得轴承尺寸为dDT=32mmM58mmM17mm,故d=4二=32m而左右两个滚动轴承都采用挡油环进行轴向定位所以l=l皿=30mm.文案大全由手册上查得320/32型轴承的定位轴肩高度h=3mm因此,取表6.3.1320/32型圆锥滚子轴承实用文档dmjy=d=3

32、8mm.齿轮由于齿根圆到键槽处e=3.5mm而mt26mn=,由于.2叫,所以齿轮应该跟轴做成一体的齿轮轴.由前面齿轮设计知小齿轮的齿宽为46,所以1打=46mm,齿轮两端需要开退刀槽,取规格为5X5mm轴承左端用轴承端盖固定,端盖宽20mm与联轴器间隔30mm所L|=50mm根据轴的总体布置简图7.1可知,小圆柱齿轮右端面距箱体左内壁之间距离a=16mm轴H上的两个大小齿轮之间的距离为c=20mm考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm退刀槽1=5mm由于轴I小齿轮比轴n大齿轮的宽度大5mm所以啮合时大齿轮的左端距离小齿轮的左端距离相差2-3mm取该长

33、度为l=3mm所以：lynj=a+sl=16+85=19mm一一.一._._11Vd=a+b+c+sl-l=16+83+20+8-3-5=119mm至此,经过步骤根本确定了轴的各段直径和长度,如上图7.5所示,并归纳为下表6.3.2所示,表6.3.2高速轴的参数值轴的参数参数符号轴的截卸mmInmWVVIvnvrnIX轴段长度l4250251195461925轴段直径d2530323828齿轮直径3832轴肩图度h一2.511.53一一3一6.3.3.3轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接.根据文献【11中表6-1按d1V*=38mm查得齿轮轮毂与轴连接的平键截

34、面bxh=10mmx8mm,键槽用键槽铳刀加工,长为L=25mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,应选择齿轮轮毂与轴的配合为小；同样,按di查得联轴器与轴连接的k6平键截面b对=8mm父7mm键槽用键槽铳刀加工,长为L=28mm;滚动轴承和联文案大全实用文档轴器与轴的周向定位是由过度配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差均为k66.3.3.4确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献 【1】 中表15-2查得,取轴端倒角为2父45各轴肩处的圆角半径见图7.5.文案大全实用文档6.4中间轴的设计6.4.1轴上的功率P2、转速n2和转矩T2的计算在前面的设计中得到P2=4.90kwn2=289.16r/

35、minp24.90,T2=95500002=9550000Nmm=161.83NmN2289.166.4.2初步确定轴的最小直径根据文献【11中的式15-2初步估算轴的最小直径.选取材料为45钢,调制处理.有文献【11中的表15-3,取A0=112,于是就有dmin=A：以=112；/4.90mm=34.9mmn31161.836.4.3轴的结构设计6.4.3.1拟定轴上零件的装配方案低速轴的装配方案如下列图6.4.1所示,图6.4.1中间轴的结构与装配文案大全实用文档6.4.1根据轴向定位的要求确定轴的各段直径初步选择滚动轴承.因滚动轴承只受径向力的作用,应选用单列圆锥滚子轴承.参照工作要求

36、由轴承产品目录中初步选取0根本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承32022,其尺寸为dMDMT=40mmw68mmM19mm,故dii=4=40mm取安装齿轮处的轴II-III的直径du=45mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位.齿轮轮轮毂的宽度为83mm为了使套筒断面可靠地压紧齿轮,此齿段应略短于轮毂宽度,故取1=79mm.齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度h0.07d,故取h=7.5mm那么直径d=60mm.取安装齿轮处的轴段IV-V的直径dIV_V=45mm;齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位.齿轮轮轮毂的宽度为51mm为了使套筒断面可靠地压紧齿轮,此齿段应略短于轮毂宽度,故取人=4

37、7mm.两齿轮轮毂之间的距离为20mm所以=20mm.取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm滚动轴承宽度T=19mm轴2大齿轮的宽度为B=51mm那么：h-=lv=a+s+T+4=16+8+19+4=47mm至此,经过步骤根本确定了轴的各段直径和长度,如上图6.4.1所示,并归纳为下表6.4.1所示表6.4.1中间轴的参数值参数名称 参数符号轴的截面mmInmIVVVI轴段长度l4779204747轴段直径d4045604540轴肩图度h一2.57.57.52.5一6.4.2轴上零件的周向定位文案大全实用文档大小齿轮

38、与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接.根据文献1中表6-1按dII 查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面bxh=14mmx9mm,键槽用键槽铳刀加工,长为L=50mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,应选择齿轮轮毂与轴的配合为H7;同样,按dw查得联轴器与轴连接的平键截面n6bxh=14mmM9mm键槽用键槽铳刀加工,长为L=25mm,半联轴器与轴的配H7合为一.滚动轴承和联轴器与轴的周向定位是由过度配合来保证的,此处选轴的kS直径尺寸公差均为m66.4.3确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献1中表15-2查得,取轴端倒角为2x45%各轴肩处的圆角半径见图6.4.1.7轴承的寿命校核由于轴承的寿命

39、与所受载荷的大小有关,工作载荷越大,引起的接触应力也就越大,因而在发生点蚀破坏前经受的应力变化次数也就越少,亦即轴承的寿命越短.而低速轴的轴承所承受的载荷最大,故只需校核该轴的轴承的寿命.7.1低速轴齿轮的载荷计算由上述6.2中低速级齿轮设计可求得大齿轮的啮合力：分度圆直径：d4=300mm圆周力：Ft4=3940N径向力：FM=1434N7.2轴承的径向载荷计算低速轴上的滚动轴承采用正装.两个轴承型号均为33011型的圆锥滚子轴文案大全实用文档承,其根本额定动载荷Cr=94800N,根本额定静载荷C0r=145000N.由上表7.4可得：Fri=.FNHI2FNVI2=.130629592=

40、1620NFr2,FNH2LFNV22=-263424752=2676N7.5轴承的轴向载荷计算根据文献【7】中表13-1查得33011型圆锥滚子轴承的根本额定动载荷Cr=94800N,根本额定静载荷C0r=145000N,判断系数e=0.31和轴向动载荷系数Y=1.9.故两轴承的派生轴向力为：文案大全Fdi：二Fd2左端轴承压紧,右端轴承放松.那么轴承的轴向派生力为Fa1=Fd2=696N,Fa2=Fd2=696N7.6轴承的当量动载荷计算根据文献【1】中表13-6按稍微冲击查得载荷系数fp=1.0-1.2,取fp=1.2根据文献【1】中表13-5查得两个轴承的径向动载荷系数X1=X2=0.

41、4和轴向动载荷系数丫1=工=1.9.所以根据文献【1】中表13-8a查得两轴承的当量动载荷为P=fP(X1Fr1YFa1)=1.2(0.416201.9696)=2364.48NP2=fP(X2Fr2Y2Fa2)=1.2(0.426761.9696)=2871.36N7.7轴承寿命的计算及校核根据设计要求每年工作日300天,双班制,每班8小时,寿命为8年.可算得预期寿命为Lh=283008=38400h1010694800?38400h6075.362871.36故轴承绝对平安.实用文档FdiFri2Y162021.9=426NFd2Fr22Y267621.9二696N由于LCh60nP文案大

42、全实用文档8键联接强度校核计算8.1普通平键的强度条件根据文献【11表6-1中可知,2T1031p-I；-p1kld式中：T传递的转矩Nmmk一键与轮毂键槽的接触高度,k=0.5h,此处h为键的高度mml一键的工作长度mm,圆头平键1=L-b,L为键的公称长度,b为键的宽度mmd一轴的直径mmGP一键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力MPa,根据文献11中表6-2中按材料为钢铁,载荷性质为稍微冲击查得bP】=110MPa.8.2高速轴上键的校核对于键8mmM7mmM28mm,：TI=34.16Nm,k=3mm,l=28mm,d=22mm于是得,对于键10mmM8mmM25mm,:T1=34

43、.16Nm,k=4mm,l=25mm,d=38mm于是得,32TI10kld_3234.161032822=51.76MPa；k-P1,故该键平安.32Tl10kld3234.161042538=17.98MPa：k-P1,故该键平安.8.3中间轴上键的校核文案大全实用文档对于键14mmM9mmM50mm：T2=161.83Nm,k=4.5mm,l=50mm,d=45mm于是得,2T2103kld32161.83104.55045=31.97MPa:二hP,故该键平安.对于键14mmM9mmx25mm:T2=161.83Nm,k=4.5mm,l=25mm,d=45mm于是得,2T2103216

44、1.83103.二P二=63.93MPa:二hkld4.52545,故该键平安.8.4低速轴上键的校核对于键18mmM11mmM45mm：T3=591.01Nm,k=5.5mm,l=45mm,d=62mm于是得,2T3103kld2591.011035.54562=77.03MPa：L-P1,故该键平安.对于键14mmM9mmM70mm:T2=591.01Nm,k=4.5mm,l=70mm,d=45mm于是得,2T3103kld2591.011034.57045=83.39MPa:二匕卜,故该键平安.文案大全实用文档9润滑方式,润滑剂以及密封方式的选择9.1齿轮的滑方式及润滑剂的选择9.1.1齿轮润滑方式的选择高速轴小圆柱直齿轮的圆周速度:二dmv二60