带式输送机用圆柱齿轮减速器的

1、毕业设计 题目：带式输送机用二级圆柱齿轮减速器的设计 学院：机械工程学院 专业：机械设计制造及其自动化目录 一设计任务书 二系统传动方案的总体设计 2.1 带式输送机传动系统方案简图 2.2 选择电动机 2.3 计算该传动系统的总的传动比以及分配传动比 2.4 传动装置的参数计算 三齿轮设计 3.1 高速级齿轮设计 3.2 低速级齿轮设计 四各轴设计方案 4.1 高速轴一轴的设计及轴上键和轴承的设计 4.2 中间轴二轴的设计及轴上键和轴承的设计 4.3 低速轴三轴的设计及轴上键和轴承的设计 五齿轮和轴承的润滑 六箱体的结构设计 七设计总结八参考文献第一章带式输送机的简介 带式输送机是一种摩擦驱

2、动以连续方式运输物料的机械.主要由机架、输送 带、托辗、滚筒、紧装置、传动装置等组成.它可以将物料在一定的输送线上,从最初的供料点到最终的卸料点间形成一种物料的输送流程.它既可以进行碎散 物料的输送,也可以进行成件物品的输送.除进行纯粹的物料输送外,还可以与各工业企业生产流程中的工艺过程的要求相配合,形成有节奏的流水作业运胶带输送机又称皮带输送机,输送带根据摩擦传动原理而运动,适用于输送堆积密度小于 1.67/吨/立方米,易于掏取的粉状、粒状、小块状的低磨琢性物料及袋装物料,如煤、碎石、砂、水泥、化肥、粮食等.胶带输送机可在环境温度-20C 至 +40C围使用,被送物料温度小于60Co其机长及

3、装配形式可根据用户要求确定,传动可用电滚筒,也可用带驱动架的驱动装置. 带式输送机主要由两个端点滚筒及紧套具上的闭合输送带组成.带动输送带 转动的滚筒称为驱动滚筒传动滚筒；另一个仅在于改变输送带运动方向的滚筒称为改向滚筒.驱动滚筒由电动机通过减速器驱动,输送带依靠驱动滚筒与输送带之间的摩擦力拖动.驱动滚筒一般都装在卸料端,以增大牵引力,有利于拖动.物料由喂料端喂入,落在转动的输送带上,依靠输送带摩擦带动运送到卸料端卸出 第二章系统传动方案的总体设计 2.1 带式输送机传动系统方案简图如下列图所示 T甲 图 2.1 总共三级减速,电动机转速高采用传动比大的带传动.第二级,第三级都 采用直齿圆柱齿

4、轮传动. 2.2 选择电动机 (1)电动机类型和结构设计 本减速器通常在常温下工作,单向运转,应选用 Y 系列三相异步电动机,电源电压380M (2)电动机功率 工作机所需的有效功率为：Pw=3000M.5/1000KW=4.5KW 弹性联轴器传动效率为：10.99;滚子轴承传动效率：20.99(三对齿轮轴承和一对卷筒轴轴承)；齿轮副效率：30.96；齿轮联轴器效率：10.99;卷筒效率40.97 带入得 那么传动装置的总效率为=0.9920.9620.9930.97=0.869 电动机所需功率为 Pd=Pw/=5.25KW 电动机的额定功率Pe应大于电动机的所需功率Pd,即PePd,选用的电

5、动机的额定功率为 5.5KW (3)确定电动机的转速 卷筒轴的转速为nw601000一V=60.50r/min 3.14d 一一一、-一一一. 因联轴器传动传送比为i11;二级圆柱齿轮减速器传动比为i2840,那么总传动比合理围是 ia840, 电动机可选转速围是 ndianw(840)60.5r/min4842420r/min 根据电动机所需功率和转速,可选电动机的型号为：Y132S-4 与 Y132M2-6 由于 Y132S-4 的转速较高,价格低,外形尺寸小,并且总传比也不是很大,故采 用该类型的电动机,该电动机的参数数据如下表： 表 2,1 电动机型号 额定功率 /KW 同步转速 (r

6、/min) 满载转速 (r/min) Y132S-4 5.50 1550 1440 2.3、 计算该传动系统的总的传动比以及分配传动比例 n1440 (1)确定传动系统的总传动比 i 上17.15 n284.26 (2)分配传动比 由于联轴器的传动比为 1,那么两极齿轮的传动比为 17.15 (3)分配各级传动比 由浸油润滑条件 ii=(1,11.5)iii,取高速轴传动比 i11.3i2,而 i 所以 L=,13i 取 ii=i/iii(其中 ii、加分别为高速级和低速级的传动比). 高速级齿轮传动比为 ii=4.721,低速级齿轮传动比为%=3.632. 2.4、 传动装置的参数计算 (1

7、)各轴输入功率 PORd5.50KW PIPOI5.21KW PIIP235.210.990.965.02KW PIIIPII245.020.990.974.82KW PwPII144.820.990.974.58KW (2)各轴转速 n1nm1440r/min nIInOiO1440/4.721r/min305r/min nIIInII/iII3053.62r84/min n1VnIII84r/min (3)各轴转矩 PO5.50 TO99509550一Nm36.48Nm no1440 P521 T19550PL9550521Nm34.65Nmn11440 T29550 电 9550502N

8、m157.12Nm 02305 P4.82 T39550,9550Nm547.87Nmn384 Tw9550PW9550458520.70Nmnw84 将上述结果列于下表(表 1) 表 2.2 各轴参数汇总表 轴号 转速 (r/min) 输入功率 (KW 转矩 (Nm) 传动比 电动机轴 1440 5.50 36.48 1.0 1 轴 1440 5.21 34.65 4.6 2 轴 305 5.02 157.12 3.7 3 轴 84 4.82 547.87 1.0 工作机轴 84 4.58 520.70 第三章齿轮设计 3.1、 高速级齿轮设计 1 .选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1选

9、择精度等级 运输装置为一般工作机器,速度不高,应选用 7 级精度. 2选取齿轮材料、热处理方法及齿面硬度 因传递功率小,转速低,那么选用软齿面齿轮传动.齿轮选用易于制造且价格低廉 的材料,选小齿轮材料为 45Cr调质,硬度为 240HBs 大齿轮材料为争火后的 45 钢,硬度为 190HBs 二者材料硬度差为 50HBS 3选齿数乙=20,ui=4.7,Z2=uz1=4.720=94 4选取螺旋角：初选螺旋角14. 2 .根据齿面接触疲劳强度设计由式613 确定公式的各计算数值 弹性系数 ZE由表 65,查取弹性系数 ZE=189.90jMPa 节点区域系数由图 6-19,ZH=2.435(=

10、20 ) 386.0MPa 10计算许用接触应力H1、H2 Hm20.9685.2MPa616.5MPa HJjm-21.01386.0MPa389.86MPa 11计算小齿轮分度圆直径dt3 12KtTIuI dIuI 2 1ZHZE 1) 试选Kt=1.6 2) 小齿轮的传动转矩 TI34.65Nm 3) 选取齿宽系数d 由图 617,选齿宽系数d=1 4) 5) 6) 接触疲劳强度极限 Hliml Hlim2 查得Hlm1=685.2MPa,川而2= 7计算接触应力循环次数 M、 N2 N160nIjLh601440 1(2 8300 10)4.1471109 心 N14.1472109

11、8.825 iI4.7 108 8接触疲劳强度寿命系数 ZN1、ZN2 取接触疲劳强度寿命系数 ZNI=0.90、 ZN2=1.01 9接触疲劳强度平安系数 9 取失效概率为 1%,接触疲劳强度最小平安系数 KHN1 S KHN2 S 取较小者 H=389.86Mpa dIUI 41.03mm 3 .按齿根弯曲强度设计 1确定计算参数 dit 2KtUI1ZHZE 21.634.65010004.71 11.64 4.7 2.435189.8 503.18 mm 12) 计算圆周速度 V1 d1tni 41.03 601000 601000 1440, m/s3.09m/s 13) 确定载荷系

12、数K 由表 64 查得使用系数 KA =1.0,按 g/100=3.09 20/100=0.618m/s, 由图 611,查取动载系数 Kv=1.160,斜齿轮传动, 齿间载荷分配系数K=1.11,齿向载荷分布系数 K =1.418, 那么载荷系数 KIKAKV1KHKHI1.01.1601.111.4181.8 14修正小齿轮分度圆直径 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1d1t3Kt 41.03J18mm42.67mm,1.6 15计算模数mn mnI d1cos42.67cos140“ mm2.03mm 20 mnI 2 2KITIYcosYFalYSal 3 ,dZ12I 计算

13、载荷系数 KI KAKVIKFKFI1.01.1601.391.11.77 弯曲疲劳强度极限FE2311MPao 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳平安系数 S1.4,由式 10-12 得: 1585MPa417.90MPa 1.4 1311 MPa222.10MPa 1.4 计算大小齿轮的 大齿轮的数值大. (2)设计计算 YFaIYSaI 由图 10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 585MPa;大齿轮的 KFN1FE1 S KFN2FE2 S YFa1YSal 2.7241.6490.01074 F1 YFa2YSa2 417.9 2.171.7920.01256 311 0

14、.01255mm mni 2 2KITIYcos2 2 d乙I 4、几何尺寸计算 1)计算中央距 (ZiZ2)mni(2094)2 aIomm117.49mm 2cos2cos14 将中央距圆整为 118mm 2按圆整后的中央距修正螺旋角 (2094)2 arccos14.96 2118 因值改变不多,故参数I,K,ZH等不必修正 3计算大小齿轮的分度圆直径 z1mnI202 d1mm41.40mm cosIcos14.96 d2z.mnI94-2mm194.60mm cosIcos14.96 4计算齿轮宽度 b1dd1141.40mm41.40mm 5结构设计 小齿轮因直径较小用实心式,大齿

15、轮因齿顶圆直径大于 160mm 又小于 500mm,选用腹板式结构 3.2 低速级齿轮设计 1 .选择齿轮热处理、齿面硬度、材料、精度等级及齿数 1选择精度等级因运输装置为一般工作机器,速度不高,应选用 7 级精度 (Z1Z2)mnI Iarccos 2aI 圆整后取B2 42mm；B150mm 2齿轮材料、热处理方法及齿面硬度的选择 因传递转速不高,功率不大,选用软齿面齿轮传动.在同一减速器各级小齿 轮或大齿轮的材料在没有特殊情况,应选用相同牌号,以减少材料品种和工 艺要求.故查表壳选择小齿轮材料为 45Cr 后经调质处理,硬度为 240HBs 大齿 轮材料为 45 钢经正火处理,硬度为 1

16、90HBs 3)选取齿数zi、Z24=24,ui=3.6,Z2=uzi=3.624=86.4 取Z2=87,在误 差允许围 2、按齿面接触疲劳强度设计I2 32KtUII1ZHZEd3t3 dIIUIIHII 1确定公式的各计算数值 取齿宽系数d1.0 Him3685MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限 Him4386MPa 查表 2 知小齿轮传递的转矩Tn157.12Nm 1 由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE189.8MPa 万 由式 10-13 计算应力循环次数 计算接触疲劳许用应力取失效率为 1%,平安系数 S1查得小齿轮的接触疲劳强度极限 N3 N4 60nnjLh603051(2

17、830010) 8 8.78410 N3in 8.784108 3.6 -8 2.44010 1.02685MPa558.94MPa 1.25 1.08386MPa333.52MPa 1.25 446.2MPa 2计算 试计算小齿轮分度圆半径d3t74.750mm 计算圆周速度 计算齿宽b3及模数mntii. b3dd3t74.750mm d3t89.184cos mntii-mm Z3 bs.h3 74.756.80 10.99 V3 d3tn3 74.75 601000 601000 305 m/s1.190m/s h32.25mntH 2.253.02mm 6.80mm 计算纵向重合度

18、0.318dz3tan0.318124tan141.903 计算载荷系数KI 根据V31.190m/s, 7 级精度,由图 10-8 查得动载荷系数Kvii1.12; 查表 10-2 查得使用系数KA1.0；由表 10-3 查得齿间载荷分配系数 KHKF 1.10;由表 10-4 的差值法查得 7 级精度,小齿轮相对支撑非对称 布置时KHII 1.42;由务 10.09,KHII1.41查图 10-13 得KFII1.35oh3 KHN3Hlim3 S KHN4Hlim4 S d3t2.323 2 2KtUII1ZHZE dIIuII HII ccc.21.6157.1210003.61 2.

19、323 1.65 3.6 2 2.435189.8mm 446.2 3.02mm 24 计算载荷系数 KII KAKvIIKFKFII1.01.121.101.42 1.65 查取齿形系数 查表 10-5 的YFa32.591；YFa42.205 由图 10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3584MPa； 大齿轮的 弯曲疲劳强度极限FE4310MPa 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数KFN31；KFN41. 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳平安系数 S1.4,由式 10-12 得: KFN3FE31.0584 MPa S1.25 KFN4FE41.0310MPa S1.25 46

20、8MPa 248.8MPa 查取应力校正系数 由表 10-5 查得Ysa31.597；Ysa4 1.775 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 计算模数mnII 3、按齿根弯曲强度设计 由式 10-17 得弯曲强度设计式: 2 dZ3II 1确定计算参数 故载荷系数KIIKAKVIIKHKHII 1.01.05 1.101.421.98 d3 74.75 11.98 3mm ,1.6 80.25mm mnII d3cos Z3 74.75cos14 24 3.240mm 2KnTIIYcos2YFa mnII 计算大小齿轮的 YaYa并加以比拟 F 2.5911.5970.00884 46

21、8 2.2051.7750.01576 248.8 大齿轮的数值大 2)设计计算 2 321.65157.1210000.01576cos14 _2_ 1241.65 1.924mm 比照计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn比由齿根弯曲疲劳强度 计算的法面模数大,取mnII2.5mm可满足弯曲强度,并为同时满足接触疲劳强 度,需按接触强度算得的分度圆直径d380.25mm来计算应有的齿数,于是有: d3cos80.25cos14 z31.145 mnII2.5 取z331,那么z4z3iII313.6111.6,取z4112 4、几何尺寸计算 1)计算中央距 a a(z3mnII(3

22、1112)184.23,圆整后为 184mm 2cos2cos14 2)按圆整后的中央距修正螺旋角 (31112) arccos13.72 2184 3) 计算大小齿轮的分度圆直径O YFa3YSa3 F3 YFa4YSa4 mnII _2 32KIIYcos YFallYsall 2 dz3IIa FII 0.01544mm (zZ4)mnII arccos 2a Z3mlII312.5 d3mm79.77mm coscos13.72 ,z4mnII1222.5 d4mm288.23mm coscos13.72 4计算齿轮宽度 b3dd3180mm80mm圆整后取B480mm;B387mm

23、5结构设计 小齿轮因直径较小用实心式,大齿轮因圆齿顶圆直径大于 160mm 而又小于 500mm,故以选用腹板式结构为宜. 把各齿轮的主要参数列于下表 表 3.1 齿轮参数汇总表 级数 齿轮 编号 分度圆 直径 d/mm B/mm 齿根圆 直径 df(mm) 齿顶圆 直径 da(mm) 齿数 z 模数 m 螺旋角 中央距 a/mm 精度 等级 I 级 小齿 41.4 50 36.4 45.4 25 2.0 14.96 118 7 级 传动 轮 1 人四 194.6 42 189.6 198.6 114 轮 2 II 级 小齿 80 87 73.75 85 31 2.5 13.72 184 7

24、级 传动 轮 3 人四 288 80 281.75 293 108 轮 4 第四章各轴设计方案 4.1 高速轴(一轴)的设计 1、查表 1 得：该轴上的输出功率为PII5.02KW,转矩为TII157.12Nm, 转速为n305r/min. 2、作用在齿轮上的力 高速级齿轮的分度圆直径d151.44mm 作用于高速级齿轮上的圆周力为 轴向力为Ft1 2TI d1 234.651000 41.4 1673.90N tanntan20 Fr1Ft11673.9N630.60N cosIcos14.96 3、选取材料 轴的材料主要采用碳素钢或合金钢.碳素钢比合金钢低廉,对应力集中的敏 感性较小,所以

25、应用较为广泛.对该轴无特殊要求,因而选用调质处理的 45 钢,由表 101 知,b=650MPa1b=59MPab=98MPa1b=216MPa 4、确定轴的最小直径 根据表 15-3 查取A.112,于是: ddIII(17%)17.218.4 然后将轴径圆整,取dIII20mm.联轴器的计算转矩 1 以工,查表 14-1, 取KA1.50,那么TcaKAT11.5034.65Nm51.975Nm 5、轴的结构设计 拟定轴上零件的装配草图方案见下列图 4.1 径向力为 Fai Ft1tanI 1673.9tan14.96447.30N ,AP dminIA03 nI 112 35.21mm;

26、1440 17.2mm 那么应设计成齿轮轴,对于直径 100mm 的轴,由于安装联轴器处有一个 键槽,为了使轴承便于安装, 有一个键槽时轴径增加 5%7%, 图 4.1 6、依据轴向定位要求,确定轴的各段长度和直径 A 段：安装半联轴器,那么应使该段直径与半联轴器的孔径相同,应为 22mm 长度比毂孔长度稍短,长度为 35mm B 段：为了满足半联轴器的轴向定位要求,A 段右端需制出一轴肩,取 B 段直 径为 26mm 长度为 50mm. C段 ： 为 了 平 衡 轴 向 力 , 安 装 圆 锥 滚 子 轴 承30206, 其 尺 寸 为dDT30mm62mm17.25mma14mm 那么该轴

27、段直径为 30,长度与轴承宽度相同,为17.25mm D 段：为了满足轴承轴向定位的要求,取其直径比 30mms 大,为 36mm 长度 待定 E 段：安装齿轮,由于齿轮的直径较小,该段设计成齿轮轴.那么该轴段直径为45.4mm,长度 50mm. G 段：直径 30mm 长度待定. F 段：取轴肩高度为 3mm,那么直径为 36mm 取长度为 6mm 齿轮右端到箱体壁的距离为 10mm,轴承距箱体壁的距离 3mm,那么 G 段长度17.253(106)24.25mm 对照中间轴,得到 D 段长度 106mm 表 4.1 如下: 轴段 A B C D E F G 直径 22 26 30 36 4

28、5.44 36 30 长度 35 50 17.25 106 50 6 24.25 表 4.1 (5)求轴上的载荷 TrmTninnnTnnnINI MV1 Ft1L21070115.25 788 L2L3115.2541.25图 4.2 如上图 4.2,L2115.25mm,L3 41.25mm FNH1 R1L3 L2L3 107041.25 115.2541.25 282N FNH2 FnL0.5Fa1d1 FNV1 L2L3 402.641.250.5280.941.4,八- 143.3N 115.2541.25 Ms T1 ,M2MV1.32500.116515.3236456N?mm

29、 ,M；(T2)2364562(0.622150)2 0.145.43 之前已经选定轴材料为 45 钢,调质处理,由表 15-1 查得160MPa. ca1,因此满足强度条件. 4.2 高速轴轴承的选择和计算 (1)轴承的选择 高速轴选用 30205 型圆锥滚子轴承,其参数表 4.3 所示. 型号 根本尺寸 根本 额定 动我 荷 计算系数 d(mm) D(mm) T(mm) a(mm) Cr(kN) e Fae Fr Fa-e Fr X Y X Y FNV2 FriFNVI259.3N MH FNH1L2282.0115.25 32500.50N?mm MVI FNV1L2143.3115.2

30、5 16515.30N?mm MV2 FNV2L3259.341.25 10696.10N?mm Mi (6) 根据弯扭合成应力校核轴的强度 校核时通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度. 轴单向旋转,扭转切 应力为脉动循环变应力,取 0.6,那么 ca 4.43MPa 30205 25 25 16.25 13 32.2 0.37 1 0 0.4 1.6 表 4.3 2计算使用寿命 1计算径向载荷 2计算派生轴向力 3计算轴向力 4计算当量动载荷 根据工况,选择 fp1.2 那么轴承 1 处的当量动载荷 昆生昭0.32e,取X Fr2829.6 那么轴承 2 处的当量动载荷 P2fp(X

31、FrYFa)1.2(1829.600 5检验轴承寿命 22 Fr1FNH1FNV1 ,282.02143.32316.30N Fr2XFNH2FNV2 ,788.02 Z21 259.3829.60N Fd1 Fd2 Fr1 2Y Fr2 2Y 316.30 21.6 829.60 21.6 98.8N 259.20N Fd1FaFd2 那么轴承 1 被压紧, 轴承 2 被放松.因此 Fa1Fa Fd2280.9259.20 540.10N,Fa2Fd2259.20N 亘吨1.7e,取 X Fr1316.3 0.4,Y 1.6 Pfp(XFrYFa)1.2(0.4 316.30 1.6540.

32、10)1188.7N 259.20)995.50N 由于P1P2,所以按轴承 1 的受力大小验算 Lh10-(C),滚子轴承.那么轴承的使用寿命 60n2P3 6一10 1032200至6 Lh()31.010h14400h 609401188.7 所选那么的轴承满足寿命要求. 4.3 高速轴的键联接 联轴器与轴段 A 选用键 525GB109679 联接,键的高度为 h k0.5h2.5mmlLb251015mmd16mm 5mm 222.151000 2.51516 73.81MPappJ 键的强度满足使用要求. 4.4 中间轴(二轴)的设计 1、查表 1 得：二轴上的输出功率为Pn5.0

33、2KW,转速为nH 305r/min, 转矩为TII157.12Nm. 2、作用在齿轮上的力 中间轴上小齿轮的 圆周力: Ft3 2TIII d3 2157.121000、, N 80 3928N 轴向力: Fa3Ft3tan3928tan14.961049.60 a313 径向力： Fr3Ft31an-3928tan20N1479.80N cos14.96 cos Fa2Ft2tan1614.80tan14.96431.47 a2t2 Fr2Ft2tan-1614.80tan20N608.40N coscos14.96 3、选那么材料 轴的材料选 45 号钢,经调质处理. 4、确定轴的最小直

34、径 1)根据表 15-3 查取A.112,那么： P,502 dminiiA031123mm28.5mm nH；305 轴的最小直径安装在轴承处,为了使轴承方便安装,且对直径为 d100mm 的 轴,有两个键槽时轴径应当增加 10%15%,之后对轴径圆整,故取 dIII(17%)28.530.59mm,将轴径圆整,取dmin31mm 2)根据轴向定位要求确定轴各段长度和直径 AF 段：选圆锥滚子轴承 30207,尺寸 dDT35mm72mm18.25mm, a15mm,那么该轴段直径为 35mm 长度待定 B 段：轴肩高度为 h0.07352.45mm,取 h3mm,那么该段直径为 41mm

35、取长度为 5mm C 段：由于齿轮的直径很小,该段设计成齿轮轴,径和小齿轮的齿顶圆直径相 同,取为 85mm 长度与轮毂宽度相同,为 87mm 中间轴上大齿轮 圆周力: Ft2 21157.121000、, N 194.6 1614.80N 轴向力: 径向力: E 段：安装大齿轮,选其直径为 42mm 长度比轮毂稍短,长为 40mm. D 段：取轴肩高度 3mm,那么该段直径是 48mm 取长为 8mm 取高速轴上齿轮右端和齿轮 3 左端到箱体壁的距离为 10mm,那么齿轮 2 右端到 箱体壁的距离为 10B-B21050-214mm.取轴承距离箱体壁的距离为 22 3mm,那么： A 段长度

36、18.253(105)26.25mm F 段长度18.25314(4240)37.25mm 如表 4.4: 轴段 A B C D E F 直径 35 41 85 48 42 35 长度 26.25 5 87 8 40 37.25 表 4.4 5、求轴上的载荷 i -LLL HV3 ITnrrnTTnTnTm MvsIrnrrm 图 4.3 L151.25mm,L264mm,L341.25mm m2 Fa2D2 m3 Fa3D3 2 FNH1 Ft2L3Ft3(L2L3) L1L2L3 1026.241.253353.5(41.2564) 156.5 1984.8N FNH2 Ft2(LL2)小

37、 L1L2L3 1026.2(51.2564)3353.551.25 156.5 342.5N LFr2L3Fr3(L2L3)m3C386.241.251261.2(41.2564)27059.927290.22 FNVI948.5N L1L2L3156.5 FNV2 Fr2(L1L2)Fr3L1m?m3 L1L2L3 386.2(51.2564)1261.251.2527290.2227059.9698.9N 156.5 MH3 FNH1L11984.851.25101721N?mm MH2FNH2L3342.541.2514128.1N?mm MV3FNV1L1948.551.254861

38、0.6N?mm MV2FNV2L3698.941.2528829.6N?mm M2M;M；3M0172148610.62112739.3N?mm (6)按弯扭合成应力对轴的强度进行校核 校核时只对校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核.由于轴单向旋 转,扭转切应力为脉动循环变应力,取 0.6,那么 ca ,112739.32(0.6103960)2 0.1673 4.28MPa 根据之前已选定轴的材料为 45 钢,调质处理,由表 15-1 查得160MPa ca1,因此满足强度条件 4.5.中间轴轴承的选择计算 要考虑减速器的寿命,轴承的使用年限为10年(每年工作日300天,两班制)那

39、么轴承的预期寿命是Lh1030028h4.8105h (1)选择轴承 因轴承同时受径向力和轴向力作用,因此选单列圆锥滚子轴承,依据工作要求 d11111 32mm,从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 30207(GB/T297-1944),其主要尺寸如下表: 型号 根本尺寸 根本 额定 动我 荷 计算系数 d(mm) D(mm) T(mm) a(mm) Cr(kN) e Fae Fr Fae Fr X Y X Y 30207 35 72 18.25 15 54.2 0.37 1 0 0.4 1.6 表 4.5 (2)计算轴承的使用寿命 1)径向力 Fr1.

40、FNH1FNH2.2127.721121.8522445.2N FM汗制2FNv2140.52966.32976.5N 2)派生轴向力 Fr2976.5 Fd2上一305.20N 2Y21 3)轴向力 Fd1FaFd2,因此轴承 1 被压紧,轴承 2 被放松.所以, Fa1FaFd2618.1305.20923.3N,Fa2Fd2305.20N 4)当量动载荷Fd1 Fr12445.2 2Y21.6 764.13N 选;ffp1.2 那么轴承 1 处的当量动载荷是 轴承 2 处的当量动载荷 5验算轴承寿命 因此该轴承满足寿命要求. 4.6中间轴的键联接 d:轴的直径；p:许用挤压应力,钢在稍微

41、冲击时的p100120MPa 大齿轮与轴段 D 间选用键 1236GB109679 联接,高度h=8mmk=0.5h=4mmlLb361224mmd=42mm 2T10002157.12100077.93詈第20.382e,取X Y1.6 PIfp(XF,1YFa1) 1.2(0.4 2445.2 1.6923.3)2946.40N 着篝0.316 e,取 X P2fp(XFr2YFa2) 1.2(1976.50 305.2)1171.80N 由于RP2,因此按轴承 1 的受力大小进行验算 Lh 106C 上(2),滚子轴承 60n2P 10 o 3 那么轴承的使用寿命是 10654200 L

42、h 603052946.4 10 8.98 55 10hLh4.8010h 普通平键强度校核公式 2T 1000 P kld 其中,T:传递的转矩；k: 键和轮毂键槽接触高度,k0.5h,h为键的高度; l:键的工作长度；圆头平键 lLb,L 为键的长度,b为键的宽度 kld 42442 键强度满足使用要求. 4.7.低速轴三轴的设计 1 、查表 1 得：该轴上的输出功率为4.82KW,转矩为 TIII547.870Nm, 转速为 nIII84r/min. 2、作用在齿轮上的力 由于低速级轴上的大齿轮 4 与中间轴上的小齿轮 3 相互啮合,所以两齿轮受力 为作用力和反作用力的关系,大齿轮 4

43、所受的力为： 中间轴上小齿轮所受圆周力： Ft4 轴向力：Fa3 径向力： Fr3 3、选取轴的材料 2金 d4 Ft3tan tan Ft3 cos 2547.871000zN3804.70N 288 3804.70 tan13.72928.90 3804.70 tan20N1425.5N cos13.72 仍选轴的材料为 45 号钢,经调质处理 4、初步确定轴的最小直径 根据表 15-3 查取A0112,那么: 由于此段轴有键连接,那么 min (17%)43.246.2mm 轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 dIIIII,初步选定联轴器型号,联轴 器转矩TcaKATIII,查表 14

44、-1,由于转矩变化小,那么取 KA1.51,那么：TcaKATIII1.51547870Nmm821805Nmm 根据计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查标准 GB/T5014-85,选用 HL3 型弹性柱销联轴器,公称转矩是 1250Nmm.半联轴器长度是 112mm,孔径是 42mm,与轴配合的毂孔长度是 84mm. 依据计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件,选用 HL4 弹性柱销联轴器,其公称转矩为12.5106Nmm,为了使所选轴直径d川与联轴器孔径相配合,对直径d100mm 的轴,有两个键槽时轴径增加 10%15%,将轴径圆整,取 dii川 55mm.,长度L112mm,半联

45、轴器与轴的配合的毂孔长度为 L184mmo 1拟定轴上零件的装配方案 装配方案如下列图 图 4.4 2依据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径 A 段：安装半联轴器,该段直径与半联轴器的孔径相同,均为 48mm 长度比毂 孔长度略短,长度为 82mm B 段：为了满足半联轴器的轴向定位要求,A 段左端需要制出一个轴肩,因此取 B 段直彳全为54mm 长度为 50mm. C 段：安装圆锥滚子轴承轴承型号为 30212,轴承尺寸为 dDT60mm110mm23.75mm,a23,那么该轴段直径为 60mm 长度与轴承宽度相同,为23.75mm. D 段：为了满足轴承轴向定位要求,直径应比 60 大,

46、取其直径为 70mm 长度 待定 0 G 段：因安装与 C 段相同的轴承,直径也为 60mm 长度待定. F 段：安装齿轮,考虑比 G 段直径略大,取该段直径为 68mm 长度比轮毂 s 稍短,为78mm E 段：考虑比 F 段直径,取轴肩高度为 6mm,那么 E 段直径为 80mm 长度取为 12mm. 齿轮左端到箱体壁的距离为 10B3B410878013.5mm,轴承距离箱 22 体壁的距离为 3mm,那么 G 段长度为 23.75+13.5+3+(80-78)=42.25mm 对照中间轴,可得 D 段长度为 47.5mm 列表如下: 轴段 A B C D E F G 直径 48 54

47、60 70 80 68 60 长度 82 50 23.75 47.5 12 78 42.25 表 4.6 (5)求轴上载荷 受力情形如下列图所示 FNV2Fr4FNV11348.6N MHFNH1L12187.3148.75106630.90N?mm MV1FNV1L1135.648.756610.50N?mm MV2FNV2L21348.6102.75138568.60N?mm M3JMIM22406630.902138568.6C2174846.8N?mmKJ.11V (6)按弯扭合成应力校核轴的强度 图 4.5 Li48.75mm,L2 102.75mm FNH1 Ft4L2 L1L2

48、3225.1102.75 48.75102.75 2187.31N FNH2 L1L2 3225.148.75 48.75102.75 1037.83N FNV1 Fr4L20.5Fa4d41213102.750.5839.5248 L2 48102.75 135.60N 校核时通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度 应力是脉动循环变应力,取 0.6,那么 根据之前已选定轴的材料为 45 钢,调质处理,查得i60MPa.cai, 故满足强度条件. 4.8 低速轴轴承的选择和计算 (1)轴承的选择 低速轴选用 30211 型圆锥滚子轴承,其参数如下表所示 型号 根本尺寸 根本 额定 动我

49、荷 计算系数 d(mm) D(mm) T(mm) a(mm) Cr(kN) e Fa一e Fr Fa ae Fr X Y X Y 30211 55 100 22.75 22 86.5 0.4 1 0 0.4 1.48 表 4.7 (2)计算使用寿命 1)计算两轴承径向载荷 Fr1FN2H1F：2187.32135.622191.5N Fr2FN2H2FNV21037.8321348.621701.7N 2)计算轴上两派生向力ca “(T3)2 W 174846 了一(0.6399910)2 0.1603 13.7MPa 轴单向旋转,扭转切 轴承 2 处的当量动载荷 P2fp(XFrYFa)1.

50、2(0.41701.7 5验算轴承寿命 由于PIP2,所以按当量动载荷较大的轴承 2的受力大小验算 106C、一之昆,滚子轴承 60n2P, 10一,. .那么轴承的使用寿命 3 10686500 1.9107h14400h 那么所选轴承满足寿命要求. 4.9 低速轴上键的选择Fd1 Fd2 F12191.5740.40N 2Y21.48 Fr21764.8 上574.90N 2Y21.48 3计算轴向力 Fd2FaFd1,那么轴承 2 被压紧,而轴承 1 被放松.所以 Fa2FaFd1641.4740.41381.8N, 4计算轴承担量动载荷 根据工况,选择 fp1.2 F-7404 皿40

51、.341e取X1,Y0 Fr12191.5 轴承 1 处的当量动载荷 Pfp(XFrYFa)1.2(12191.50 740.4)2629.8N 卷券0.815e,MX0.4, Y1.48 1.481381.8)3270.96N Lh Lh (1)联轴器与轴段 A 间选用型号为 1280GB109679 的键联接,高度为 h8mm 那么键的强度满足使用要求. (2)齿轮与轴段 E 间选用型号为 1856GB109679 的键联接,高度为 h11mm k0.5h5.5mmlLb561838mmd60mm 那么键的强度满足使用要求. 第五章.润滑及密封类型选择 7.1 润滑方式 齿轮采用飞溅润滑,在箱体上的四个轴承采用脂润滑,在中间支撑上的两个轴承采用油润滑. 7.2 密封类型的选择 1、轴伸出端的密封 轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封. 2、箱体结合面的密封 箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封 3、轴承箱体,外侧