機械設計課設計帶式輸送機傳動系統(tǒng)中兩級圓柱齒輪減速器

1、實用文檔湖南工業(yè)大學機械設計課程設計資料袋機械工程學院系、部20222022學年第一學期課程名稱機械設計指導教師職稱學生姓名專業(yè)班級機械設計班級091學號題目帶式輸送機傳動系統(tǒng)中兩級圓柱齒輪減速器成績起止日期2022年12月19日2022年1月2日目錄清單廳 P材料名稱資料數(shù)量備注1課程設計任務書12課程設計說明書13裝配圖14零件圖256文案大全實用文檔課程設計任務書20222022學年第一學期機械工程學院系、部機械設計專業(yè)091班級課程名稱：機械設計設計題目：帶式輸送機傳動系統(tǒng)中兩級圓柱齒輪減速器完成期限：自2成1年12月19日至2022年1月2日共2周內(nèi) 容及 任務一、設計的主要技術參數(shù)

2、：輸送市取大后效拉力F=3000N輸送市工作速度為V=1.4m/s;滾筒直徑D=355mm工作條件：在常溫下連續(xù)工作,單向運轉；空載起動,工作載荷有稍微沖擊,運輸帶速度允許誤差5%二班制每班工作8h,壽命為8年,大修期為23年,中批生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為380/220V.二、設計任務：傳動系統(tǒng)的總體設計；傳動零件的設計計算；減速器的結構、潤滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設計；設計計算說明書的編寫.三、每個學生應在教師指導下,獨立完成以下任務：1減速機裝配圖1張；2零件工作圖2張；3設計說明書1份60008000字.進度安排起止日期工作內(nèi)容2022.12.19-2022.12.22傳動

3、系統(tǒng)總體設計2022.12.23-2022.12.25傳動零件的設計計算2022.12.25-2022.12.31減速器裝配圖及零件工作圖的設計整理說明書2022.01.02交圖紙并辯論主要參考資料1濮良貴,紀明剛.機械設計.8版.北京：高等教育出版社,2022.2楊光,席偉光,李波,陳曉岑.機械設計課程設計.2版.北京：高等教育出版社,20223趙大興.機械制圖.2版.北京：高等教育出版社,20224朱理.機械原理.2版.北京：高等教育出版社,20225徐雪林.互換性與測量技術根底.2版.長沙：湖南大學出版社,20226劉鴻文.材料力學.5版.北京：高等教育出版社,20227毛謙德,李振清.

4、袖珍機械設計帥手冊.3版.北京：機械工業(yè)出版社,2022指導教師簽字：年月日系教研室主任簽字：年月日文案大全實用文檔機械設計設計說明書帶式輸送機傳動系統(tǒng)中兩級圓柱齒輪減速器起止日期：2022年12月19日至2022年01月02日學生姓名班級學號成績指導教師簽字機械工程學院部2022年01月02日文案大全實用文檔目錄1傳動方案的擬定11.1課程設計的設計內(nèi)容11.2課程設計的原始數(shù)據(jù)11.3課程設計的工作條件22電動機的選擇32.1電動機類型的選擇32.2電動機容量的選擇32.3電動機轉速的選擇43確定總傳動比及分配各級傳動比63.1傳動裝置的總傳動比63.2傳動比的分配64傳動裝置運動和運動參

5、數(shù)的計算75傳動件的設計及計算95.1選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù)95.2高速級直齒圓柱齒輪的設計及計算95.3低速級直齒圓柱齒輪的設計及計算136軸的設計及計算186.1軸的布局設計18文案大全實用文檔6.2低速軸的設計196.3高速軸的設計296.4中間軸的設計347軸承的壽命校核367.1低速軸齒輪的載荷計算367.2軸承的徑向載荷計算367.3軸承的軸向載荷計算377.4軸承的當量動載荷計算387.5軸承壽命的計算及校核388鍵聯(lián)接強度校核計算398.1普通平鍵的強度條件398.2高速軸上鍵的校核398.3中間軸上鍵的校核398.4低速軸上鍵的校核409潤滑方式,潤滑劑以及密封方式的選

6、擇419.1齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇419.2滾動軸承的潤滑方式及潤滑劑的選擇419.3密封方式的選擇4210減速器箱體及附件的設計4310.1減速器箱體的設計43文案大全實用文檔10.2減速器附件的設計4412設計小結4713參考文獻48文案大全實用文檔1傳動方案的擬定1.1課程設計的設計內(nèi)容帶式輸送機由電動機驅動.電動機1通過聯(lián)軸器2將動力傳入兩級圓柱齒輪減速器3,再通過聯(lián)軸器4,將動力傳至輸送機滾筒5,帶動輸送帶61.1所示1電動機；2那么群揶那聲輸趣敗酷睡 ft 輪微速器;4聯(lián)軸器；5一滾筒；6一輸送帶1.2課程設計的原始數(shù)據(jù)條件：輸送帶最大有效拉力為：3000N工作.設計帶式運輸機

7、的傳動機構,具傳動轉動裝置圖如下列圖運輸帶的工作速度：v=1.4m/s;卷筒直徑：D=355mm使用壽命：8年,每年工作日300天,二班制,每班8小時文案大全實用文檔1.3課程設計的工作條件設計要求：誤差要求：運輸帶速度允許誤差為帶速度的5%工作情況：連續(xù)單向運轉,載荷平穩(wěn)；制造情況：大批量生產(chǎn).文案大全實用文檔2電動機的選擇2.1電動機類型的選擇并參照第12章選用一般用途的Y系列三項交流異步電源的電壓為380V.2.2電動機容量的選擇2.2.1工作所需的有效功率根據(jù)條件,工作機所需要的有效功率為FV3000Pw1.4kw=4.2kw10001000Pw一工作機所需的有效功率kwF一帶的圓周力

8、N帶的工作速度m/s2.2.2電動機的輸出功率為傳動裝置總效率：設：c聯(lián)軸器效率,c=0.99見參考資料【2】表3-3;ng閉式圓柱齒輪傳動效率設齒輪精度為8級,:=0.97見參考資料2表3-3;對滾動軸承效率,=0.98見參考資料【2】表3-3;M輸送機滾筒效率,=0.96見參考資料【2】表3-3;5w輸送機滾筒軸至輸送帶間的效率估算傳動系統(tǒng)總效率為根據(jù)動力源和工作條件,電動機,臥式封閉結構,式中:文案大全實用文檔n_nx*1xH-01122334其中：_=%=0.99=0.980.97=0.9506的=0.980.99=0.9702L產(chǎn)bd=0.980.96=0.9408傳動系統(tǒng)的總效率：

9、4=0.99父0.9506M0.9506M0.9702=0.808工作時,電動機所需的功率為由參考材料【2】表12-1可知,滿足Pe之Pd條件的Y系列三相交流異步電動機額定功率Pe應取為5.5KW2.3電動機轉速的選擇電動機轉速的選擇.根據(jù)條件,可得輸送機工作轉速nw為60000V600001.4n=75.36r/min二D3.14355根據(jù)動力源和工作條件,電動機的類型選用Y系列三相異步電動機.電動機的額定功率選取3KW轉速可選擇常用同步轉速：3000r/min、1500r/min、1000r/min和750r/min以便比擬.傳動系統(tǒng)的總傳動比為i=口小PWPd=一=4.20.808=5.

10、20(KVV.=0.980.97=0.9506式中nm一電動機滿載轉速文案大全實用文檔n一運輸帶的轉動速度根據(jù)電動機型號查文獻 【2】 表8-53確定各參數(shù).將計算數(shù)據(jù)和查表數(shù)據(jù)填入表2-1,便于比擬.表2-1電動機的數(shù)據(jù)及總傳動比力殺電動機型號額定功率/KW同步轉速/(r/min)滿載轉速/(r/min)總傳動比1Y132S1-25.53000290034.482Y132S-45.51500144019.113Y132M2-65.5100096012.744Y160M2-85.57507209.55又上表可知,方案1轉速太高,傳動比太大,價格較高；3、4方案雖然總傳動比小,但是額定轉矩較低；

11、 方案2轉速高,電動機價格低,總傳動比雖然大些,但完全可以通過傳動帶和兩級齒輪傳動實現(xiàn),比3、4方案較優(yōu),所以選方案2.文案大全實用文檔3確定總傳動比及分配各級傳動比3.1傳動裝置的總傳動比參考資料【2】中式3-5可知,帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比144019.1175.363.2傳動比的分配由傳動系統(tǒng)方案知：io1=1i34=1由計算可得兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比為=i12i23=191i01i34為了便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑,當兩級齒輪的配對材料相同,齒面硬度HBS350,齒寬系數(shù)相等時,考慮齒面接觸強度接近相等的條件,取高速級傳動比為高速級圓柱齒輪傳動比i12=13i二=,1

12、.319.11=4.98低速級圓柱齒輪傳動比：i23=N：i12=19.11/4.98=3.84各級傳動比分別為i01=1i12=4.98i23=3.84i34=12334文案大全實用文檔4傳動裝置運動和運動參數(shù)的計算減速器傳動裝置中各軸由高速軸到低速軸依次編號為電動機0軸、1軸、2軸、3軸和4軸.傳動系統(tǒng)各軸的轉速,功率和轉矩計算如下所示0軸電動機軸n0=nm=1440r/minF0=Pd=5.20kwPcT0=95500=34.47(N.m)n.1軸減速器高速軸：n01440n二二=1440r/mini011P=F0n01=5.20M0.99=5.15(kw)cllcPcllc5.15=9

13、550一=9550-n114402軸(減速器中間軸)：n114401=289.16r/mini124.98P,=P12=5.15M0.9506=4.90(kw)3軸(減速器低速軸)：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)文案大全實用文檔P34.66、T3=9550=9550=591.01(N.m)n375.304軸(輸入機滾筒軸)：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軸號電動機兩級圓柱齒輪減速器工作機0軸1軸2軸3軸4軸轉速n/(r/min1675.3075.30功率P/kW5.205.254.904.664.52轉矩T/(Nm)34.4734.16161.83591.01573.40傳動比i14.983.841文案大全實用文檔5傳動件的設計及計算5.1選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù)(1)傳送設備為一般工作機器,速度不高,應選用7級精度(GB10095-88).(2)材料的選擇由參考文獻【1】表10-1選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)),硬度為280HBs

15、大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為240HBs二者材料硬度差為40HBS(3)齒數(shù)高速級選小齒輪的齒數(shù)乙=20,大齒輪齒數(shù)Z2=4.98父20=99.6故取z2=1000低速級選小齒輪的齒數(shù)z3=20,大齒輪齒數(shù)z4=3.84父20=76.8故取z4=775.2高速級直齒圓柱齒輪的設計及計算5.2.1按齒面接觸強度設計根據(jù)文獻【1】中10-21式進行試算,即KT1u-1Z予d1u(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)Kt二口計算小齒輪傳遞的轉矩._595.5105Pn1595.51055.151440=3.42104N*mm1表10-6查得材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa.文案大全由文

16、獻【1】表10-7選取齒寬系數(shù)%=1由文獻【1】實用文檔5由文獻【1】圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限bHiimi=600MPa;大齒輪的接觸疲勞強度%而2=550MPa.6由文獻【1】式10-13計算應力循環(huán)次數(shù).9N1=60nljLh=6014401283008=3.32109由文獻【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHNI=0.92,KHN2=0.98由文獻【1】式10-12,計算接觸疲勞許用應力取失效概率1%平安系數(shù)S=1中1=KHN1,而1=0.92父600=552MPa卜=KHN20Hlim2=0.98550=539MPaS2計算試算小齒輪分度圓直徑小,代入中

17、較小的值計算圓周速度vb=dd1t=143.56mm=43.56mm計算齒寬與齒高之比-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實用文檔計算載荷系數(shù)K.根據(jù)v=1.4m/s,7級精度,由文獻【1】圖10-8查得動載荷系數(shù)1=1.05,由文獻【1】表10-3查得直齒輪,=kFa=1；由文獻【1】表10-2查得

18、使用系數(shù)KA=1;由文獻【1】表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時,5.2.2按齒根彎曲強度設計由式10-5得彎曲強度的設計公式為1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值由文獻【1】圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限、E_=500Mpa；大齒輪的彎曲強度極限_=380Mpa由文獻【1】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)3立=0.85,K=0.88計算彎曲疲勞許用應力.取彎曲疲勞平安系數(shù)S=1.4,由式10-12得43.56=8.93=1.417由文獻【1】圖10-13得卜=1.32K=KAKVKHKHB=1=0.07d,故取h=6mm那么軸文案大全實用文檔參數(shù)數(shù)值mmd45D90T2

19、7C21a19B27標準圖環(huán)處的直徑d=72mm.軸環(huán)寬度b1.4h,取=12mm.軸承端蓋的總寬度為20mm由減速器及軸承端蓋的結構設計而定.根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm參看圖6.2.2,故取1.=50mm.取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8mm滾動軸承寬度T=27mm軸2大齒輪的寬度為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,經(jīng)過步驟根本確定了軸的各段直徑和長度,如上圖7.3.2所示,并歸納為下表6.2.3所示表6.2.3低速軸的參數(shù)值軸的參數(shù)參數(shù)符號軸的截回mmInmWVVIvnvrn軸段長度l82503075127655軸段直徑d45525562726055軸肩圖度h一3.51.53.53.552.5一7.2.4.3軸上零件的周向定位定位均采用圓頭普通平鍵連接.根據(jù)文獻【11中表6-1按dIV、查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面bxh=18mmM11mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工,長為L=45mm,同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性,應選擇齒輪輪轂與軸的配合為H,；同樣,按dI查得聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面bMh=

21、14mmM9mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工,長為L=70mm,半聯(lián)軸器與軸的配合為一.滾動軸承和聯(lián)軸器與軸的周向定位是由過度配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差均為m66.2.4.4確定軸上圓角和倒角尺寸文案大全實用文檔根據(jù)文獻【1】中表15-2查得,取軸端倒角為2父45,各軸肩處的圓角半徑見圖6.2.2.文案大全實用文檔6.2.5求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖圖6.1.2做出軸的計算簡圖圖6.2.2.在確定軸承的支點位置時,應從手冊中查取a值.對于33011型圓錐滾子軸承,由于手冊中查得a=19mm.因此,作為簡支梁的軸的支撐跨距L2+L3=125mm+62mm=187mm.根據(jù)軸的計算簡圖做出軸

22、的彎矩圖喝扭矩圖圖7.2.4從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面.現(xiàn)將計算出的截面C處的MH、MV以及M的值列于下表.圖6.2.3低速軸的受力分析文案大全實用文檔表6.2.4低速軸上的載荷分布載荷水平面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彎矩MFtL2L33940M125x62.MH=3=174520N|_|mm(L2+L3)187一RL2L314

23、34X125X62山MV=59431NJmm(L2+L3)187總 彎矩M=j17452(f+594312=184361NLmm扭矩TTII=591010Nmm6.2,6按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時,通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面即危險截面C的強度.根據(jù)式文獻1式15-5及上表中的數(shù)據(jù),以及軸單向旋轉,扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力,取a=0.6,軸的計算應力=15.01MPa此7aj,故平安6.2.7精確校核軸的疲勞強度1判斷危險截面截面A,H,田,B只受扭矩作用,雖然鍵槽、 軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度,但是由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的,所以

24、截面A,H,m,B均無需校核.從應力集中對在后i、疲勞強度的影響來看,截面VI和VD處過盈配合引起的應力集中最嚴重； 從受載的情況來看,截面C上的應力最大,截面VII的應力集中的影響和截面VI的相近,但截面VII不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不文案大全前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由文獻1表15-1查得O-l=60MPa因J1863572+(0.6父442191)2一一一30.1603實用文檔必校核.截面C雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里軸的直徑比擬大,故截面C也不必校核.截面IV所受彎矩也不大,所以也不必校核,而截面V顯然更不必校核.所以只需要校核截面VI右側即可.(2)截面

25、VI右側抗彎截面系數(shù)：WU0.1d3U0.1603U21600N由m3抗扭截面系數(shù)：WT=0.2d3=0.2603=43200Nmm3截面VI右側的彎矩M為：125-30,M=186357Nmm=141631N_m)m125截面VI上的扭矩T皿為：Tm=442191N|_mm截面上的彎曲應力：M141631obMPa=6.56MPaW21600截面上的扭轉切應力軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理.由文獻1表15-1查得%=640MPa,j=275MPa,三二155MPa.截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)勺8?按文獻1附表3-2查取.因工=2=0.033,D=N=1.2,經(jīng)過插值后可查得d60d6

26、0%=2.31,4=1.7又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為q0=0.82,q0.85故有效應力集中系數(shù)按式(附表3-4)為kff=1+q4-1=1+0.82-2.31-1=2.07.=1+qq-1=1+0.85父1.7-1=1.60由附圖3-2的尺寸系數(shù)%=0.69;由附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)1=0.83.軸按磨削加工,有附圖3-4得外表質(zhì)量系數(shù)為工一WT44219143200MPa=10.24MPa文案大全實用文檔L二L那么按式3-12及式3-12a得綜合系數(shù)為1-1=2.010.92又由文獻1中3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù)九=0.10.2,取九=0.1兀二0.050.1,取加=0.

27、05于是,計算平安系數(shù)Sf值,按式15-615-8那么得軸未經(jīng)外表強化處理,即(T2.0710.69+0.92-1=3.091.600.83(T嗎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實用文檔6.3高速軸的設計6.3.1軸上的功率p1、轉速n1和轉矩T1的計算在前面的設計中得到R=5.15kwn1=1440r/minTi=9550000包=9550000515N.mm=34.16NL_mNi14406.3.2初步

28、確定軸的最小直徑根據(jù)文獻【1】中的式15-2初步估算軸的最小直徑.選取材料為45鋼,調(diào)制處理.有文獻【11中的表15-3,取A0=112,于是就有輸入軸的最小直徑應該安裝聯(lián)軸器處,為了使軸直徑d-I與聯(lián)軸器的孔徑相適應,故需同時選取聯(lián)軸器的型號.根據(jù)文獻【11中14-1式查得,Tca=KAT.式中：T一聯(lián)軸器的計算轉矩NmmKA一工作情況系數(shù),根據(jù)文獻【1】中表14-1按轉矩變化小查得,KA=1.3T0高速軸的轉矩Nmm,由表5.1可知：T0=34.16M103Nmm因止匕：TcaKATII=1.334.16103=44408Nmm根據(jù)計算轉矩工應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件,根據(jù)GB/T5843

29、-2022選用GY2凸緣聯(lián)軸器,其公稱轉矩為63N.ni如下表6.3.2文案大全minR=11231515mm=17.13mmn1 1440二A0實用文檔表6.3.2GY2型彈性柱銷聯(lián)軸器根本參數(shù)及主要尺寸型號公稱轉矩TnN.m許用轉速n(r/min)軸孔直徑d1、d2、dZ軸孔長度mmDmmD1mmBmmSmm轉動慣量Kg.m2質(zhì)量Kg丫型J、J1型LL1GY2631000020,22,24,523890402860.00151.72256244選取半聯(lián)軸器的孔徑d=25mm故d=25mm半聯(lián)軸器長度L=62mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=44mm即L=44mm.6.3.3軸的結構設計6

30、.3.3.1擬定軸上零件的裝配方案低速軸的裝配方案如下列圖6.3.1所示,圖6.3.1高速軸的結構與裝配文案大全實用文檔6.3.3.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,I-R軸段左端需制出一軸肩,故取R-田段的直徑%=%+2xhn=25+2x2.5=30mm；式中：11口一軸II處軸肩的高度mm,根據(jù)文獻1中P364中查得定位軸肩的高度hn=0.070.1di=0.070.1M25=1.752.5mm,故取hn=2.5mm.左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D=32mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度Li=44mm,為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在

31、軸的端面上,故I-II段的長度應比L略短一些,現(xiàn)取Li=42mm.初步選擇滾動軸承.因滾動軸承只受徑向力作用,根據(jù)文獻【11中表13-1可選30000型圓錐滾子軸承,參照工作要求并根據(jù)dn_m=30mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0根本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承320/32,其根本尺寸資料如下表6.3.1所小由表6.3.1可得軸承尺寸為dDT=32mmM58mmM17mm,故d=4二=32m而左右兩個滾動軸承都采用擋油環(huán)進行軸向定位所以l=l皿=30mm.文案大全由手冊上查得320/32型軸承的定位軸肩高度h=3mm因此,取表6.3.1320/32型圓錐滾子軸承實用文檔dmjy=d=3

32、8mm.齒輪由于齒根圓到鍵槽處e=3.5mm而mt26mn=,由于.2叫,所以齒輪應該跟軸做成一體的齒輪軸.由前面齒輪設計知小齒輪的齒寬為46,所以1打=46mm,齒輪兩端需要開退刀槽,取規(guī)格為5X5mm軸承左端用軸承端蓋固定,端蓋寬20mm與聯(lián)軸器間隔30mm所L|=50mm根據(jù)軸的總體布置簡圖7.1可知,小圓柱齒輪右端面距箱體左內(nèi)壁之間距離a=16mm軸H上的兩個大小齒輪之間的距離為c=20mm考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8mm退刀槽1=5mm由于軸I小齒輪比軸n大齒輪的寬度大5mm所以嚙合時大齒輪的左端距離小齒輪的左端距離相差2-3mm取該長

33、度為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,經(jīng)過步驟根本確定了軸的各段直徑和長度,如上圖7.5所示,并歸納為下表6.3.2所示,表6.3.2高速軸的參數(shù)值軸的參數(shù)參數(shù)符號軸的截卸mmInmWVVIvnvrnIX軸段長度l4250251195461925軸段直徑d2530323828齒輪直徑3832軸肩圖度h一2.511.53一一3一6.3.3.3軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接.根據(jù)文獻【11中表6-1按d1V*=38mm查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截

34、面bxh=10mmx8mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工,長為L=25mm,同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性,應選擇齒輪輪轂與軸的配合為??；同樣,按di查得聯(lián)軸器與軸連接的k6平鍵截面b對=8mm父7mm鍵槽用鍵槽銃刀加工,長為L=28mm;滾動軸承和聯(lián)文案大全實用文檔軸器與軸的周向定位是由過度配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差均為k66.3.3.4確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)文獻 【1】 中表15-2查得,取軸端倒角為2父45各軸肩處的圓角半徑見圖7.5.文案大全實用文檔6.4中間軸的設計6.4.1軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2的計算在前面的設計中得到P2=4.90kwn2=289.16r/

35、minp24.90,T2=95500002=9550000Nmm=161.83NmN2289.166.4.2初步確定軸的最小直徑根據(jù)文獻【11中的式15-2初步估算軸的最小直徑.選取材料為45鋼,調(diào)制處理.有文獻【11中的表15-3,取A0=112,于是就有dmin=A：以=112；/4.90mm=34.9mmn31161.836.4.3軸的結構設計6.4.3.1擬定軸上零件的裝配方案低速軸的裝配方案如下列圖6.4.1所示,圖6.4.1中間軸的結構與裝配文案大全實用文檔6.4.1根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑初步選擇滾動軸承.因滾動軸承只受徑向力的作用,應選用單列圓錐滾子軸承.參照工作要求

36、由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0根本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承32022,其尺寸為dMDMT=40mmw68mmM19mm,故dii=4=40mm取安裝齒輪處的軸II-III的直徑du=45mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位.齒輪輪輪轂的寬度為83mm為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪,此齒段應略短于輪轂寬度,故取1=79mm.齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高度h0.07d,故取h=7.5mm那么直徑d=60mm.取安裝齒輪處的軸段IV-V的直徑dIV_V=45mm;齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位.齒輪輪輪轂的寬度為51mm為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪,此齒段應略短于輪轂寬度,故取人=4

37、7mm.兩齒輪輪轂之間的距離為20mm所以=20mm.取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8mm滾動軸承寬度T=19mm軸2大齒輪的寬度為B=51mm那么：h-=lv=a+s+T+4=16+8+19+4=47mm至此,經(jīng)過步驟根本確定了軸的各段直徑和長度,如上圖6.4.1所示,并歸納為下表6.4.1所示表6.4.1中間軸的參數(shù)值參數(shù)名稱 參數(shù)符號軸的截面mmInmIVVVI軸段長度l4779204747軸段直徑d4045604540軸肩圖度h一2.57.57.52.5一6.4.2軸上零件的周向定位文案大全實用文檔大小齒輪

38、與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接.根據(jù)文獻1中表6-1按dII 查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面bxh=14mmx9mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工,長為L=50mm,同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性,應選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7;同樣,按dw查得聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面n6bxh=14mmM9mm鍵槽用鍵槽銃刀加工,長為L=25mm,半聯(lián)軸器與軸的配H7合為一.滾動軸承和聯(lián)軸器與軸的周向定位是由過度配合來保證的,此處選軸的kS直徑尺寸公差均為m66.4.3確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)文獻1中表15-2查得,取軸端倒角為2x45%各軸肩處的圓角半徑見圖6.4.1.7軸承的壽命校核由于軸承的壽命

39、與所受載荷的大小有關,工作載荷越大,引起的接觸應力也就越大,因而在發(fā)生點蝕破壞前經(jīng)受的應力變化次數(shù)也就越少,亦即軸承的壽命越短.而低速軸的軸承所承受的載荷最大,故只需校核該軸的軸承的壽命.7.1低速軸齒輪的載荷計算由上述6.2中低速級齒輪設計可求得大齒輪的嚙合力：分度圓直徑：d4=300mm圓周力：Ft4=3940N徑向力：FM=1434N7.2軸承的徑向載荷計算低速軸上的滾動軸承采用正裝.兩個軸承型號均為33011型的圓錐滾子軸文案大全實用文檔承,其根本額定動載荷Cr=94800N,根本額定靜載荷C0r=145000N.由上表7.4可得：Fri=.FNHI2FNVI2=.130629592=

40、1620NFr2,FNH2LFNV22=-263424752=2676N7.5軸承的軸向載荷計算根據(jù)文獻【7】中表13-1查得33011型圓錐滾子軸承的根本額定動載荷Cr=94800N,根本額定靜載荷C0r=145000N,判斷系數(shù)e=0.31和軸向動載荷系數(shù)Y=1.9.故兩軸承的派生軸向力為：文案大全Fdi：二Fd2左端軸承壓緊,右端軸承放松.那么軸承的軸向派生力為Fa1=Fd2=696N,Fa2=Fd2=696N7.6軸承的當量動載荷計算根據(jù)文獻【1】中表13-6按稍微沖擊查得載荷系數(shù)fp=1.0-1.2,取fp=1.2根據(jù)文獻【1】中表13-5查得兩個軸承的徑向動載荷系數(shù)X1=X2=0.

41、4和軸向動載荷系數(shù)丫1=工=1.9.所以根據(jù)文獻【1】中表13-8a查得兩軸承的當量動載荷為P=fP(X1Fr1YFa1)=1.2(0.416201.9696)=2364.48NP2=fP(X2Fr2Y2Fa2)=1.2(0.426761.9696)=2871.36N7.7軸承壽命的計算及校核根據(jù)設計要求每年工作日300天,雙班制,每班8小時,壽命為8年.可算得預期壽命為Lh=283008=38400h1010694800?38400h6075.362871.36故軸承絕對平安.實用文檔FdiFri2Y162021.9=426NFd2Fr22Y267621.9二696N由于LCh60nP文案大

42、全實用文檔8鍵聯(lián)接強度校核計算8.1普通平鍵的強度條件根據(jù)文獻【11表6-1中可知,2T1031p-I；-p1kld式中：T傳遞的轉矩Nmmk一鍵與輪轂鍵槽的接觸高度,k=0.5h,此處h為鍵的高度mml一鍵的工作長度mm,圓頭平鍵1=L-b,L為鍵的公稱長度,b為鍵的寬度mmd一軸的直徑mmGP一鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力MPa,根據(jù)文獻11中表6-2中按材料為鋼鐵,載荷性質(zhì)為稍微沖擊查得bP】=110MPa.8.2高速軸上鍵的校核對于鍵8mmM7mmM28mm,：TI=34.16Nm,k=3mm,l=28mm,d=22mm于是得,對于鍵10mmM8mmM25mm,:T1=34

43、.16Nm,k=4mm,l=25mm,d=38mm于是得,32TI10kld_3234.161032822=51.76MPa；k-P1,故該鍵平安.32Tl10kld3234.161042538=17.98MPa：k-P1,故該鍵平安.8.3中間軸上鍵的校核文案大全實用文檔對于鍵14mmM9mmM50mm：T2=161.83Nm,k=4.5mm,l=50mm,d=45mm于是得,2T2103kld32161.83104.55045=31.97MPa:二hP,故該鍵平安.對于鍵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,故該鍵平安.8.4低速軸上鍵的校核對于鍵18mmM11mmM45mm：T3=591.01Nm,k=5.5mm,l=45mm,d=62mm于是得,2T3103kld2591.011035.54562=77.03MPa：L-P1,故該鍵平安.對于鍵14mmM9mmM70mm:T2=591.01Nm,k=4.5mm,l=70mm,d=45mm于是得,2T3103kld2591.011034.57045=83.39MPa:二匕卜,故該鍵平安.文案大全實用文檔9潤滑方式,潤滑劑以及密封方式的選擇9.1齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇9.1.1齒輪潤滑方式的選擇高速軸小圓柱直齒輪的圓周速度:二dmv二60