垂直斗式提升机传动装置设计61380

1、垂直斗式提升机传动装置设计、传动方案拟定级算计动计计计计算算计 3二、电动机选 4三、计算总传动比及分配各6四、运动参数及动力参数计7.五、皮带轮传动的设 8六.齿轮设计 一.高速级齿轮传11二.低速级齿轮传动齿轮设16七、轴的设计I轴的设21 II 轴的设25 III 轴的设30八.键联接的校核计34九.滚动轴承的校核计36十.减速器箱体的设371一.PRO/E做的三维图：38 1垂直斗式提升机传动装置设计1. 传动装置简图：2. 设计条件：1机械功用：由料斗把散状提升到一定高度.2工作情况:单向工 作,稍微振动.3运动要求：滚筒转速误差不超过7%. 4使用寿命：八年,每年 300天,每天1

2、6小.2 n=71r/min5检修周期：半年小彳,二年大彳. 6生产厂型：中型机械制造厂.7生产批量： 中批生产.3.原始数据：滚筒圆周力9kN滚筒圆周速1.5m/s滚筒直径400mm4. 设计要求：采用硬斜圆柱齿轮一、传动方案拟定为了估计传动装置的总的传动比范围,以便选择合 适的传动机构和拟定传动方案,可先由条件计算其驱 动卷筒的转速nw,即：V=" *D*nw/ 60*1000n 筒=60*1000*V/ tt *D=71 r/min 可 总=0.833选用同步转速为1000r/min 或1500r/min 的电动机作为 传动方案的原动机, 因此传动装置的传动比约为i=1421,

3、根据传动比值可初步拟定以二级传动为 主的多种传动方案.根据所给的带式传动机构,可将减速器设计为二级展开式 减速器.P工=6.24KW3二、电动机选择1、电动机类型的选择： 根据工作条件和工作要求,先用一般用途的 Y (IP44) 系列三相异步电动机,它为卧式封闭结构. 2、电动机功率选择： (1)确定传 动装置的总功率：带传动的传动效率=0.96滚动轴承的传动效率齿轮的传动效率联轴器的传动效率V=71 r/min滚筒的传动效率总=1 X T3 2 2 x n 3 x n 4 x 5=0.96 X 0.984 X 0.972 X 0.99 X 0.96 =0.792 (2) 电机所需的工作功率：

4、Pd=Pw/可4总=FV/ (1000T总)=9000X 1.5/(1000 X 0.792) =17 .045kw (3)电动机的额定功率 Pca根据工作功 率可以查知 Ped=18.5kw 电动机的转速n电动机 计算滚筒工作转速：V=“ *D*nw/ (60*1000)二n筒=60*1000*V/(兀*D) =71 r/min 按手册P7表1推荐的传动比合理范围, 取圆柱齿轮传 动二级减速器传动比范围I ' a=3&取V带传动比I ' 1=24, 那么总传动比理时范围为I ' a=1896故电动机转速的可选范 围为n' d=I' ax n 筒

5、=(1896) x 71=127810224r/min 5i 总=20.282符合这一范围的同步转速有 3000和1500r/min.根据容量和转速,由有关手 册查出有二种适用的电动机型号：因此有二种传动比方案如下表：方 电机案号动型额定功率1 Y132S2-2 7.5 电动机转速同步30 00 2 Y132M-47.5 15 00满载29 00 14 40 81 70质量总带传传动动比比40. 3 85 20. 3 28 高速级 I 低速级 I n0= 1440r/min nI=720 r/min nII=213r/minnlll =71r/min4.5 3.0 3 3.3 3 8综合考虑电

6、动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传 动、减速器的传动比,可 见第2方案比较适合,那么选n=1500r/min .4、确定电动机型号P0 =7.5KW根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转PI=7.2KW速,选用传动 比的要求,可选用Y132M-4型号电动机.PII=其主要性能：额定功率：7.5KW 满载转速1440r/min , 6.9142KW最在转矩/ 额定转矩=2.3,质量81kg.三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动 比：i总=n电动/n筒=1441/71=20.282 2、分配各级传动比6PIII=6.64KW1)据指导书,取带传动比为2,低速级圆柱齿轮传动比 为

7、3.2 ) i总=i 带x i齿轮低x i齿轮高二i齿轮高=i总/i齿轮低x i带=20.282/(2 X 3)=3.38 v i齿轮高/i齿轮低=1.126>1.1二传动比分配适宜. T0=49.7N m TI=95.5N - m TII=310N - m TIII=893N - m四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速(r/min ) n0= n 电机=1440r/min nI= n0/i 带=1440/2=720 r/min nII=nI / i 齿轮高=720/3.38=213(r/min) nIII=nII/i 齿轮低=213/3=71(r/min)2、 计算各轴的功率(K

8、W P0= Ped=7.5KW PI= P0X 可 带=7.5 0.96=7.2KW PII=PI X n齿轮X T轴承=7.2 X 0.97 X 0.99=6.91416KW PIII=PII X 可轴承T齿轮=6.91416 X 0.97 X 0.99 =6.6397KW 3、计算各轴扭矩(N mrjn7PCA= 9.75KWT0=9.55X 103P0/n0=9.55 X 103X 7.5/1440 =49.74N - mTI=9.55 X 103PI/nI=9.55 X 103X 7.2/720 =95.5 N - m TII=9.55 X 103PII/nII =9.55 X 103

9、X 6.91416/213 =310 N - mTIII=9.55 X 103PIII/nIII=9.55 X 103X 6.6397/71 =893.09 N m 工程 电动机 轴 转速 (r/min ) 功率 (kw) 转矩 (Nm 传动比2 3.38 3 a =502mn7.5 49.74 7.2 95.5 6.91 310 6.64 893.09 Ld=1600mm 1440 高速 轴 I 720 低速 轴 n 213 71 低速轴 m a0= 500mm dd2=250mm V=9.42m/s dd1=125mm五、皮带轮传动的设计：普通 V带传动,电动机功率 P=7.5KW,转速N

10、0=1440r/min ,传动比为i=2,每天工作16小时1.确定计算功率Pca8查表8-7 可知工作情况系数 KA=1.3 Pca=KAP=1.3< 7.5=9.75KW 2.选择普通 V 带截型 根据PCA和N0由图8-10可知应选取A型带3 .确定带轮基准直径, 并验算带速 P0=1.92KW P1=0.17KW1)初选小带轮的基准直径,由表 8-6和8-8,取小带轮K a =0.96的基准直 径 dd1=125mm 2 验算带速 V=(兀 x dd1X N./ (60X 1000) =9.42m/s 由于 5m/s<V<30m/s,帮带速适宜.3 )计算大带轮的基准直

11、径dd2dd2=i dd1=2X 125=250mm 4确定 V 带的中央距a和基准长度Ld 1) 据式 0.7(dd1+dd2) < a0 < 2(dd1+dd2), 初定中央距为 a0= 500mm 2)计算带的基准 长度 Ld -dd1)/4a0Ld=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2=2X 500+1.57(125+250)+(250 -125)2/4 X 500 =1596.86mm根据课本表(8-2)取Ld=1600mm根据课本式(8-23)得：a a0+Ld-L0/2=500+(1600-1596.86)/2=502mm 9KL=0.99Z =5(F0)mi

12、n= 163.13NFp=1619.57N3验算小带轮包角 a 1=1800-dd2- dd1/a x 57.30=1800-250- 125/502 X 57.30 =166.248>1200 适用5.确定带的根数 1计算单根V带的额定功率 根据课本表8-4a P0=1.92KW根据课本表8-4b P1=0.17KW根据课本表8-5 Ka =0.96根据课本表8-2 KL=0.99由课本 P83 式5-12得 Z=PCA/P =PCA/ P1+ P1K 也 KL =9.75/1.92+0.17X 0.96 X 0.99 =4.665 所以取5根V带.6 .计算单根V带的初拉力的最小值由

13、课本表8-3 查得q=0.1kg/m,单根V 带的最小初拉力：F0 min=500PCA 2.5/K 也-1 /ZV K 也+qV2=500X 9.75 X 2.5/0.96 -1/5 X 9.42 X 0.96+0.1 X 9.422N =163.13N 7.计算压轴力作用在轴承的最小压力Fp10Z1=25 Z2 =85Fp=2ZF0sina 1/2=2 X 5X 163.13sin166.248/2 =1619.57N=150u=i0=3.4 Kt=1.4六. 齿轮设计一高速级齿轮传动齿轮设计ZH =2.425 =0.79 =0.88： 输入功率PIII =7.2KW,小齿轮的转速n1 =

14、720r/min ,传动 比为1=3.38,工作寿命8年,每天工作16小时,每年300天,传动输送机 稍微振动,单向工作.1 .选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数 =1.67 ZE=189.8 MPa1/2 =1按拟定的传动方案,选用斜齿圆柱齿轮传动.600MPa2由于滚筒为一般工作器,速度不高,选用法级精度 =GB 10095-88 .550MPa 3材料选择, 由表10-1选择小齿轮材料为40 Cr调质,硬度为275HB& 大齿轮选用45钢 调质,硬度为 240HBS N1=1.66 乂 109 11二者材料相差为30HBSN2 =4.91 4选用小齿轮齿数为 Z1=25,那么大齿

15、轮的齿数为 Z2=3.38 X 108 X25=84.5,取Z2 =85.5)选用螺旋角：初选螺旋角为 =150 2.按齿面接触疲劳强度设计 由d1t >确定有关参数如下：1)传动比i=3.38 实际 传动比 10=85/25=3.4, (i-i0)/I=(3.4-3.38)/3.38=0.59%<2.5%可用.齿数比：u=i0=3.4 2)由课本表10-7 取4 d=1 3)选取载荷系数 Kt=1.4 4)由图10-30 选取区域系数为 ZH =2.425 5 ) 由 图10-26 , 可 知=+ =0.79+0.88=1.67 =0.79, b=54mm =0.88,所 以 m

16、nt=2.09 h=4.69mm b/h=11.5 V=2.04m/s 传动比 误差：KHN1=0.90 KHN2 =0.94 =540 MPa 2=517MPa =528.5MPa6)由表10-6 查知材料的弹性影响系数 ZE =189.8MPa1/2 7)由图10-21d 按齿 面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa和大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa 8)计算两齿的循环次数 12=2.13N1 =60* n1* j* Lh =60X 720X 1X (16 X 300X 8) =1.66 X 109 N2 =N1/3.4=4.91 X 108 由图 10-19 取疲劳寿命系

17、数 KHN1=0.90, KHN2=0.94 9)计 算接触疲劳许用应力 KA=1.25 KV=1.09 KH=1.419 KF=1.32 KH= 1.1取失效概率为1%,平安系数为S=1,由式(10-12)可KH=1.1知： 1=KHN1* KHN2* 1 +/S=0.96 X 600=540MPa /S=0.94*550=517MPa2)/2d1=62.11mm2=(mn=2.4 =(540+517)/2MPa =528.5MPa (2)计算1 )试计算小齿轮分度圆直径 d1t ,由上 述公式可得d1t>=54mm 2)计算圆周速度 V=(兀X ddt X N./ (60X 1000

18、) =2.04m/s 3)计算齿宽系数 b 以及模数 mnt b= 4 d x d1t=1 x 54=54mmmnt=(d1t*cos150)/ Z1=2.09 h=2.25 x mnt=4.69mm b/h=11.5 13K=1.98 Y=0.88ZV1=27.74 ZV2=94.32YFa1=2.564) 计算纵向重合度 =0.318 * 4 d* Z1 *tan =0.318*tan150 x 25x 1 =2.13 5)计算载荷系数K使用系数KA=1.25 ,根据V=2.04m/s,7级精度,KV=1.09由表 10-4 查得 KH =1.419 由表 10-13 查得 KF =1.3

19、2 由表 10-3 查得 KH =KH=1.1 K=KAKVKKH =1.25*1.09*1.419*1.1=2.136)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由 d1=d1t (K/Kt) 1/3 得 d1=54X (2.13/1.4 ) 1/3=62.11mm 7)计 算模数 mn mn= d1*cos / z1 =2.4YSa1=1.607YFa2=2.19 YSa2=1.78.=520MPa.=480MPaS=1.5 .F1 =293.33 b F2=291.2FE2 FE13.按齿根弯曲强度设计mn >= (1)确定参数1 )计算载荷系数 =1.25*1.09*1.1*1.3

20、2=1.98 ,由图 10-28 查得螺旋角影响系数 Z1=30 Z2=101 14K= KAKVKF KF 2腿据纵向重合度 Y =0.883)计算当量齿数 ZV1=Z1/(cos )3=27.74 ZV2=Z2/(cos )3=94.32 4)齿形系数 YFa 和应力修正系数 YSa根据齿数Z1=25,Z2=85由表6-9 相得YFa1=2.56 YFa2=2.19 YSa1=1.607 YSa2=1.78 a=136mm5) 由图10-20c查知小齿轮弯曲疲劳强度 bFE1=520MPa大齿轮的弯曲强度极限 bFE2 =480MPa=15.5850由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN

21、1 =0.88 , KFN2 =0.91 6)计算弯曲疲劳许 用应力：取弯曲疲劳平安系数 S=1.5 b F1= KFN1 b b F2= KFN2FE1/S=0.88*520/1.5=293.33 FE2/S=0.91*480/1.5=291.2 d1=62.12mm d2 =209.mm 8)计算大小齿轮的 YFaYSa/b F并加以比较 YFalYSal/b F=2.56*1.607/293.33=0.0014025 YFaYSa/ .F=2.19*1.78/291.2=0.013387 小 齿轮的数值大 (2)设计计算mn>对于比较计算结果,由齿面接触疲劳强度计 算的法面 B1=

22、70mm B2=65mm 15模数mn,取mn=2mm已满足要求,但是为了同时满足接触 疲劳强度,需要按齿 面接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=62.1mm来计算应有的齿数,于是Z1=d1X cos150/mn=62.1*cos150/2=29.99,取 Z1=30 Z2=i*Z1=3.4*30=102,为了 与小齿互质,取Z2=101 4 .几何尺寸计算(1)计算中央距a=(Z1+Z2)*mn/(2*cos ) =(30+101)*2/(2*cos150) =135.62mm 将其圆整为 a=136mm (2)按 圆整后的中央距修正螺旋角 =arccos(Z1+Z2)* mn/(2*a) =

23、arccos(30+101)*2/(2*136) = 15.5850由于改变不多,故参数等不必修正.(3)计算大小齿轮分度圆直径 d1=Z1*mn/cos =30*2/cos150=62.12mm d2 = Z2* mn/cos (4)计算齿轮宽度 B= 4 d x d1 =1*62.12=62.12mm 经圆整后,取 B1=70mm,B2=65mm164 d=0.8 Kt=1.3=580MPa = 500MPa N3=5.53 =101*2/cos 150 =209.12mm二.低速级齿轮传动齿轮设计X108： 输入功率PII =6.91KW, 小齿轮的转速n1 N4=2.31 =213r/

24、min,传动比为I=3.38,工作寿命8年,每天工作16 乂 106小时,每 年300天,传动输送机稍微振动,单向工作. 1 .选择齿轮类型、材料、精度 等级和齿数1 )按拟定的传动方案,选用斜齿圆柱齿轮传动.2 )由于滚筒为一般工作器, 速度不高,选用法级精度 (GB10095-88) .3)材料选择,由 表10-1选择小齿轮材料为40 Cr(调质),硬度为275HBS,大齿轮选用45钢(调质),硬度为240HBS二者材料相差为30HBS 4 )选用小齿轮齿数为 Z1=24,那么大齿轮的齿数为 Z2=3X24=72.2 .按齿面接触疲劳强度设计由d1t>2.32 b=86.35mm确定

25、有关参数如下：1)传动比i=3 2)由课本表10-7 取4 d=0.8 3)选取载荷系数Kt=1.3 4)由表10-6查知材料的弹性影响系数 ZE =189.8MPa1/2 5)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极 17V=1.2m/smt=4.4975 h=10.119mm b/h=8.534限=580MPa和大齿轮的接触疲劳强度极限=500MPa 6)计算两齿的循 环次数K=1.724N3=60* n2* j* Lh =60X 213X 1X (16 X 300X 8) =5.53 X 108 N4=N3/3=2.31 X 106 由图10-19取疲劳寿命系数KHN3=0.

26、95, KHN3 =0.98 7)计算接触疲劳许用应 力 取失效概率为1%,平安系数为S=1,由式(10-12)可 知： 3= 3=KHN3*d1=118.59 mmmt=4.94/S=0.95 X 580=551MPa /S=0.98*500=490MPa2)/2KHN4*1 +=(K=1.67=(540+517)/2MPa=528.5MPa(2)计算1 )试计算小齿轮分度圆直径 d1t ,由上述 公式可得 d3t>=107.945mm 2)计算圆周速度 V=(咒 X d3t X N./ (60X 1000) =1.2m/s 3)计算齿宽系数 b 以及模数 mnt b= 4 d x d

27、1t=0.8 x 107.94=86.35mm mt=d3t/ Z1=107.94/24=4.497518YFa3=2.65 YFa4=2.236 YSa3=1.58 YSa4=1.734 .=410MPa KFN3 =0.93FE4h=2.25 X mt=10.119mm b/h=8.534 4)计算载荷系数 K 使用系数 KA=1.25 ,根据 V=1.2m/s,7 级精度,KV=1.06 由表 10-4 查得 KH =1.301 由表 10-13 查得 KF =1.26 由表 10-3 查得 KH =KH =1 K=KAKVKH KH =1.25*1.06*1.301*1=1.724 5

28、) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由 d3=d3t (K/Kt) 1/3得 d1=107.945X ( 1.724/1.3 ) 1/3=118.59mm6)计算模数 mn mt= d3/ z3 =4.94 3. 按齿根弯曲强度设计 mt>=KFN4 =0.97 b F3=298.9 MPa MPaF4=284Z3=30 Z4=90a=240mmi)确定参数 1 ) 计算载荷系数=1.25*1.06*1*1.26=1.67d3=120mnd4=360mmK= KAKVKF KF2) 齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z3=24,Z4=72由表6-9相得 YFa3=2.65

29、 YFa4=2.236 YSa3=1.58 YSa4=1.734B4=96mm B3=100mm193) 由图10-20c查知小齿轮弯曲疲劳强度bFE3=450MPa大齿轮的弯曲强度极限 bFE4 =410MPa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN3 =0.93 , KFN4 =0.97 4)计算弯曲疲劳许 用应力：取弯曲疲劳平安系数 S=1.4 b F3= KFN1 b b F4= KFN2FE1/S=0.93*450/1.5=298.93MPa FE2/S=0.97*410/1.5=284.07MPa5) 计算大小齿轮的 YFaYSa/b F并加以比较 YFa3YSa3/(r YFa4

30、YSa4/(r F3=2.65*1.58/298.73=0.01401 F4=2.236*1.754/284.07=0.01381(2)设计计算 m>= =3.157对于比较计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数 m,取mn=4mm已满足要求, 但是为了同时满足接触疲劳强度,需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=118.59mm来计算应有的齿数,于是 Z3=d3/m=118.59/4=30 Z4=i*Z3=90 4.几 何尺寸计算(1)计算中央距 a=(Z3+Z4)*m /2=(30+90)*4/2=240mm Ft=3074.7NFr=1158.6N20(2)计算大小齿轮分度圆直

31、径 d3=Z3*m=30*4 =120mm d4 = Z4* m=90*4 =360mm(3)计算齿轮宽度 B= 4 dx d3=0.8*120=100mm经圆整后,取 B4=96mm,B3=100mm5. 大带轮结构设计如以下图所示：dmin =28.3 mm七、轴的设计I 轴的设计 ：PI=7.2KW, nII=720r/min, TI =95.5 N - m,21B=70mm 1.求作用在齿轮上的力 高速级小齿轮直径为 d =62.12mm, Ft=2* TI/d =2*95.5*1000/62.12mm =3074.69N Fr=Ft X tan =3074.69*tan200=115

32、8.57N 2.初选轴的最小直径 先按式d>=Ao ,选轴为45钢,调质处理.根据表 a1=15mna2 =15mrtS=8mn15-3,取 A.=125,于是得 (dmin)'=125* =26.93mm由于中间轴上开有键槽,所以应增大7%,所以dmin = (dmin)' (1+7%=28.32mm轴上的最小直径显然出现在轴承上.3 .轴的结构设计22(2)根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径1)初步选用滚动轴承,因轴承中同时受径向力和轴向力的作用,应选用角接触轴承.参照工作要求并根据dmin=28.32mm,由轴承产品中初步选取0根本游隙组,标准精度等级的角接触

33、轴承7207AC轴承,其尺寸是 dx DX B=35X 72X 117,所以dI-II=35mm 即 dI- II=d V - VI =35mn2) I-II段左端要有一轴肩,故取dII-III=32mm ,右端用 轴承档圈定位,搂轴端直径取档圈直径D=35mm由于皮 带与轴的配合长度为56mm为了保证轴端档圈只压在皮带轮上而不压在轴上,故取LI-II=54mm.3 )II-III段的轴头局部 LII-III=50mm III- W段局部 LIII- IV =35mmEV -V段局部LW - V =41mmV - W段局部 LV - VI =41mm ca=38 .4 MPa 234)取两齿轮

34、齿面距箱体内壁 a1=15mm两齿面距离为a2 =15mm,在确定轴承位 置时,应距箱体内壁S,取S=8mm,倒角R=2mm 5轴上零件的周向定位 齿轮 与轴之间用平键连接. 齿轮与轴之间的键选取 bx h=8mm< 7mm,键槽用键槽 Ft2=2965N铁刀来加工,长为40mm同时为了保证齿轮与轴配合有良 好的对中 性,应选用齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6 ;轴承与Fr2=1117N轴之间的配合用 过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸 Fa2=795N公差为m6.6)确定轴上 圆角和倒角的尺寸 Ft1=5167N参照表15-2 ,取轴端倒角为2X450,各轴肩处圆角半Fr1=1881

35、N径依表查得.4.求轴上载荷 载荷 支反力F (卬 水平面Fax =1634 Fbx =3175.2 Fp=1734.5 弯矩 M (N mm MH1=95589.05 MH2=154370.5 MV1=50686.16 MV1=-25097.07 垂直面 Fay =866.43 Fby =-144.65 dmin=40mm 24总弯矩 (Nmm扭矩M1 =108195.9M2 =98828.98TII =95500 N - mm5.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时,通常只校核轴上承客观存在最大 弯矩的 截面(即最危险截面)的强度,按式15-5能上表中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为

36、脉动循环变应力,取=0.6 ,轴的计算应力：o- ca=38.4MPa首选材料为40Cr,调质,由表15-1 查b -1=70MPa因此b ca< b -1,故平安.II 轴的设计 ：PII=6.91KW, nII=213r/min, TI =310 Nm, B斜=65mm, B直=100mm 1 求作用在齿轮上的力1)高速级大齿轮直径为 d2 =209.12mm, Ft2=2* FI/d2 =2*310*1000/209.13N 25L=272mm=2965N Fr2=Ft2 x tan /cos =2965*tan200/cos =1117N Fa2=Ft2 x tan =2965*

37、tan150=795N 2)低速级小齿轮直径 d1=120mm Ft1=2TII/d1=2*310*1000/120=5167N Fr1=Ft1 X tan =5167*tan200=1881N 2. 初 选轴的最小直径,选轴为45钢,调质处理.根据表先按式d>=A.15-3,取 A.=118,于是得(dmin)'=118* =37.6mm由于中间轴上开有两面个键槽,所以应增大7%,所以dmin = (dmin)' (1+7%=40.232轴上的最小直径显然出现在轴承上.3 .轴的结构设计(2)根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径1)初步选用滚动轴承,因轴承中同时受径向

38、力和轴向力26的伯用,应选用角接触轴承.参照工作要求并根据dI-II=40.232mm,由轴承产品 中初步选取0根本游隙组,标准 精度等级的角接触轴承9309AC轴承,其尺寸 是 dx DX B=45X 85X 18,所以 dI-II=45mm 即 dI- II=d V - VI =45mm 2)II -III 段的轴头局部LII-III=50mm III- W段轴头局部LIII- IV =54mmIV - V段轴肩部 分LW - V =64mmV - W段局部LV - VI =54mm 3取两齿轮齿面距箱体内壁 a1=15mm两齿面距离为a2 =15mm,在确定轴承位置时,应距箱体内壁S,取

39、S=10mm,倒角 R=2mm B2=65mm.B1=100mm, L=2*R+B1+B2+2* a1+a2+2*S+2B=2*2+65+100+2*15+15+2*10+2*19 =272mm轴上零件的周向定位 齿轮与轴之间用平键连接. 斜齿轮与轴之间的键选取 b x h=16m留10mm,键槽用 键槽铁 刀来加工,长为50mm同时为了保证齿轮与轴配合 有良好的对中性,应选用齿 轮轮毂与轴的配合为 H7/n6 ;直 齿轮与轴之间的键选取 bx h=14mm： 9mm键槽 用键槽铁 刀来加工,长为82mm同时为了保证齿轮与轴配合有良好 27b ca= 32.725MPa的对中性,应选用齿轮轮毂

40、与轴的配合为 H7/n6.轴承与轴之间的配合用过渡 配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公 差为m6.5 确定轴上圆角和倒角的尺 寸 参照表15-2 ,取轴端倒角为2X 450,各轴肩处圆角半 径依表查得.4. 求轴上载荷 载荷 支反力F 卬 弯矩M N- mm 水平面FNH1=4211.25 FNH2 =3920.65 MNH1 =-355859 MNH2 =262683.2 垂直面 FNV1 =942.11 FNV2 =178.11 MNV1 =-78120.25 MNV1 =11933.4828总弯矩 Nmm扭矩M1 =-364332.8167M2 =262954.12TII =310000

41、 N mm5. 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时,通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的 截面即最危险截面的强度,按式15-5能上表中的数据,Ft=4961.8 N以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取=0.6 ,轴的计算应力：b ca= = =32.725MPa 首选材料为 45 钢,调质,由表 15-1 查b -1=60MPa 因此 b ca< b -1,故平安.dmin = 52.36mm Fr=1805 NKA=1.7 Tca=1518.3 53 N - m29L1=107mmLI-II=140 mmIII 轴的设计 ：PIII=6.639KW , nIII=71r/m

42、in, TI =893.13N - m, B=96mr3 . 30求作用在齿轮上的力低速级大齿轮直径为 d =360mm, Ft=2* TI/d =2*893.13*1000/360mm =4961.83N Fr=Ft x tan =4961.83*tan200=1805.96N 4 . 初选轴的最小直径 , 选轴为45钢,调质处理.根据表先按式d>=A.15-3,取 A.=112,于是得 a1=17mm (dmin)'=112* =50.835mma2 =15mnS=8mmR=2mm由于中间轴上开有键槽,所以应增大 7%,所以dmin = (dmin)' (1+7%=5

43、2.36mm 3.轴上的最小直径显然出现在安装联轴器处轴的直径,为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需要同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩Tca=KAT3,查表14-1可知考虑到转 矩变化很小,故取KA=1.7,那么 Tca=1.7*893.69=15 18.353N - m根据计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条 件,查标准GB5014-85,选用HLS弹性柱销联轴器,其公称转矩 为2000Nm 故取dI-II=55mm,半联轴器长度L=142mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=107mm 314. 轴的结构设计(2)根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径1)为了满足半联轴器的

44、轴向定位要求,I-II段右端制出 一轴肩,故取II-III 段dII-III=62mm ,左端用轴端档圈定 位,按轴端直径取档圈直径 D=65nn,半联轴器与轴配合 的毂孔 L1=107mm为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,帮I-II段的长度L略短一些,现取LI-II=140mm.2 )初步选用滚动轴承,因轴承中 只受径向力的作用,应选用深沟球轴承.参照工作要求并根据dII-III=62mmm,由轴承产品中初步选取0根本游隙组,标准精度等级的深沟 球轴承6013,轴承,其尺寸是 dx DX B=65< 140X 18,所以 dIII- IV =65mm,LIII - I

45、V =35mm 左 端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位,同手岫上查得6013开支轴承的定位轴肩高度h=6mm,因此取 d W - V =77mm 32b ca= 18.37MPa3)取安装齿轮处的轴段 VI-VII 的直径dVI-VII=70mm ,齿轮的右端与右端轴 承之间采用套筒定位.齿轮轮 毂的宽度为96mm 为了方便套筒端面可靠 地压紧齿轮,此轴段略短于轮毂宽度,故取 LVI-VII=92mm.齿轮的 左端采用轴肩定位,轴肩高度h>0.07d,故取h=6mm贝U轴环的dV-VI=89mm 轴环宽度 b>1.4h ,取LV-VI=12mm 4 )取齿轮齿面距箱体内壁 a1=17m

46、m两齿面距离为a2 =15mm 在确定轴承位置时,应距箱体内壁S, 取S=8mm,倒角R=2mm 5 )轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴之间的周向定位均用平键连接.齿轮与轴之间的键选取 bx h=20mm< 12mm,键槽用键 槽铁刀来加工,长为90mm 同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,应选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样,半联轴器与轴的连接键选取 bx h=16mm 10mm键槽用键 槽铁 刀来加工,长为100mm同时为了保证齿轮与轴配合 有良好的对中性,应选用 齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6 ;轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的,此 处选轴的直径 b p=尺寸公

47、差为m6.5)确定轴上圆角和倒角的尺寸参照表15-2,取轴端倒角为2X450,各轴肩处圆角半 径依表查得.33b p= 48.7MPa49.57MPa4. 求轴上载荷载荷支反力F 弯矩M (Nm 总弯矩(Nm 扭矩 TII =893130N - mm<平面 FNH1 =1714.61 FNH2 =3247.22 MH =290.63 MNH2 =262683.2 M1 =309.28 垂直面 FNV1 =624.07 FNV2 =1181.89 MV1 =105.78 MV2 =105.78 M2 =309.28K1=4.5mmp=31.1MPa5. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时

48、,通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的b p=截面(即最危险截面)的强度,按式 15-5能上表中的数据, 47.26MPa以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取=0.6 ,轴的计算应力：b ca= = =18.37MPa首选材料为45钢,调质,由表15-1查b-1=60MPa 因此 b ca< -1,故平安.p=65MPa八. 键联接的校核计算341 .输入轴I轴键的较核 由于键、轴、轮毂的材料分别是钢、合金、铸铁, 由表6-2 查得许用挤压应力b p=50-60MPa,取其平均值b p=55MPa,键的工作长度L=40mm键与轮毂、键槽接触高 C=8.89度 K=0.5h=0.5*7=3.5mm,由式(6-1 )得 p=2T*103/(kld) =2*75.5*103/(3.5*40*28) =48.7MPa<= b p 故键满足强度要求. 2.中间轴 上键II轴键的校核 由于键1、轴、轮毂的材料分别是钢,由表 6-2查得 许用C=5.72挤压应力b p=100-120MPa,取其平均值b p=110MPa,键 的 工作长度