帶式輸送機傳動系統(tǒng)

1、帶式輸送機傳動系統(tǒng)設(shè)計一.設(shè)計任務(wù)書二.傳動裝置總體設(shè)計三.電動機的選擇四.軸承強度的校核五.齒輪的設(shè)計及校核六.軸的設(shè)計七.潤滑油及潤滑方式的選擇八.密封及密封的選擇九.箱體的設(shè)置十.設(shè)計總結(jié)十一.參考文獻(xiàn)設(shè)計任務(wù)書本次設(shè)計的題目是帶式運輸機的減速傳動裝置設(shè)計.根據(jù)題目要求和機械設(shè)計的特點作者做了以下幾個方面的工作：決定傳動裝置的總體設(shè)計方案,選擇電動機,計算傳動裝置的運動和動力參數(shù),傳動零件以及軸的設(shè)計計算,軸承、 聯(lián)接件、潤滑密封和聯(lián)軸器的選擇及校驗計算,機體結(jié)構(gòu)及其附件的設(shè)計和參數(shù)確實定,繪制裝配圖及零件圖,編寫計算說明書.關(guān)鍵詞：減速器帶式運輸機機械設(shè)計疲勞強度原始數(shù)據(jù)：設(shè)輸送帶最大

2、有效拉力為F(N),輸送帶工作速度為v(m/s),輸送機滾筒直徑為D(mm,其具體數(shù)據(jù)見表分組號12345678910F/N500550600650700750800850900950v/(m/s)2.521.71.62.521.81.62.52D/mm300300280280300300280280300300工作條件帶式輸送機在常溫下連續(xù)工作、單向運轉(zhuǎn)；空載起動,工作載荷有稍微沖擊；輸送帶工作速度v的允許誤差為5%二班制(每班工作8h),要求減速器設(shè)計壽命為8年,大修期為2-3年,中批量生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為380/220V.傳動裝置總體設(shè)計1、設(shè)計要求：卷筒直徑D=280mm牽引力F

3、=800N,線速度V=1.8m/s,連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷平衡,空載啟動,使用年限10年,批量生產(chǎn),兩班制工作,運輸帶的速度誤差允許土5%2、電動機直接由聯(lián)軸器與減速器連接,減速器由聯(lián)軸器與卷筒連接3、減速器采用二級圓柱齒輪減速器4、方案簡圖如下：三.電動機的選擇1、選擇電動機的類型按工作要求和條件,選用三相籠型異步電動機,封閉式結(jié)構(gòu),電壓380V,Y型2、選擇電動機的容量由電動機至運輸帶的傳動總效率為：3、確定電動機的轉(zhuǎn)速：卷筒軸的工作轉(zhuǎn)速為n60*100060九*D1000冗3001.8114.65rmin1、2、3、4分別是聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動和卷筒的傳動效率分別取1=0.99、2=0.9

4、83=0.97、4=0.960.9920.9830.9720.960.833所以PdFV10008001.810000.8331.73KWFV10008001.810001.44KW按指導(dǎo)書表一,查二級圓柱齒輪減速器的傳動比i840,故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速,由指導(dǎo)書P145取電動機型號：Y132M1-64、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比電動機型號為Y132M1-6nm960rmin3、計算各軸輸入轉(zhuǎn)矩卷筒軸輸入轉(zhuǎn)矩ndi2*n(840)*159.24(917.24586)rmi符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、1500r/min.1、總傳動比ianm9602、n分配傳

5、動裝置傳動比114658.37由公式iai1*i2(1.31.4)i2求得i13.3、i22.54四.軸承強度的校核計算各軸轉(zhuǎn)速960rminn2n1i1960rmin3.3290.91rmin2、n2i2290.912.54rmin114.53rmi計算各軸輸入功率PI11.730.99KW卷筒軸min1.71KWP2P3P2*1.710.980.97KW1.63KW1.630.980.97KW1.55KWP41.550.980.99KW1.5KW電動機輸出轉(zhuǎn)矩9550Pdnm1.73.9550N?m17.21N?m9601-3軸的輸入轉(zhuǎn)矩Td*17.210.99N?m17.04N?mT2T

6、1*3*i117.040.980.973.3N?m53.45N?mT3T2*3*i253.450.980.972.54N?m129.06N?mTTJJ1129.060.980.99N?m125.21N?m43211-3軸的輸出轉(zhuǎn)矩那么分別為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承效率0.98運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理與下效率P(KW)轉(zhuǎn)矩T(N?m)轉(zhuǎn)速n(r/min)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電機軸1.6617.349601.00.99軸11.711.6817.0416.7603.30.95軸21.631.653.4552.38290.912.540.95軸31.551.52129.06126.48114.5

7、31.00.97卷筒軸1.51.47125.21122.71114.53五.齒輪的設(shè)計及校核一、高速級減速齒輪設(shè)計1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1選用斜齒圓柱齒輪傳動2運輸機為一般工作機器,速度不高,由有機設(shè)書表10-8知,選用7級精度GB10095-883材料選擇：有機設(shè)書表10-1選擇小齒輪材料為40Cr鋼調(diào)質(zhì),硬度為280HBS大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì),硬度為240HBs二者材料硬度差為40HBS4選小齒輪齒數(shù)為Z123,大齒輪齒數(shù)Z2ZJi235.311225初選螺旋角B=142、按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式10-21進行試算,即1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1試選載荷系數(shù)Kt1.

8、6一33T117.040.981016.710N?mm3由表10-7選取齒寬系數(shù)d1由圖10-21d按齒面硬度查得:d1t32Ktu2ZHZE2計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩4由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)12ZE189.8MPa22計算11.655.31548.52)計算圓周速度vd1tRv60100038.5960ms600001.93ms3)計算尺寬bd1t138.5mm38.5mm4)計算尺寬與齒高比b/h模數(shù)mntdtcos38.5cos14彳mm1.62mm23齒高h(yuǎn)2.25mnt2.251.62mm3.645mmb/h38.53.64510.565計算縱向重合度0.318dz1tan0

9、.318123tan141.83小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2550MPa；6由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NI60n1jLh6096019.(2830010)2.764810h98N2NIi12.7648103.39.12410h7由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHNI0.93KHN20.988計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%平安系數(shù)S=1,得:HIH2KHN1Hlim1KHN2Hlim22S0.936000.98550MPa548.5MPa9由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH2.4310)由圖10-26查得10.76520.885貝U

10、:21.651)試算小齒輪分度圓直徑di,代入數(shù)值:d1t32KtT1U1ZHZE6計算載荷系數(shù)根據(jù)v1.93m/s,7級精度,由圖10-8機設(shè)書查得動載系數(shù)Kv1.08由表10-2查得使用系數(shù)KA1因斜齒輪,假設(shè)KAFt/b100N/mm.由表10-3查得KHaKFa1.4由表10-4插值查得7級精度,小齒輪相對支承非對稱布置式KH1.417由b/h=10.53,KH1.417查圖10-13得KF1.325,故載荷系數(shù)KKAKVKHKH11.081.41.4172.147按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,由式10-10a得K214d1d1t338.53,mm42.35mm;Kt；1.6

11、8計算模數(shù)m3、按齒根彎曲強度設(shè)計由式10-17得彎曲強度的設(shè)計公式為2KTcos2?YFaYSa2dZIF(1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1)計算載荷系數(shù)KKAKVKFKF11.081.41.32521.83,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y0.883計算當(dāng)量齒數(shù)4查取齒形系數(shù)由表10-5查得YF12.616YF22.1535查取應(yīng)力較正系數(shù)6由圖10-20c查得mnd1cosZI42.35cos14mm231.79mm2根據(jù)縱向重合度ZVI乙乙3cos23cos1425.20Zv2Z23cos122cos314133.67由表10-5查得YS11.591YS21.8178計算彎曲疲勞許用應(yīng)力大

12、齒輪的數(shù)值大.2設(shè)計計算:這樣設(shè)計出的齒輪傳動,既滿足了齒面接觸疲勞強度,又滿足了齒根彎曲疲勞強度,并小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1500MPa大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2380MPa7由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFNI0.86KFN20.911.21mm并就近圓Z1小齒輪齒數(shù)d1cos42.35cos14mn1.2532.86取ZI33大齒輪齒數(shù)Z2UZI5.3133175取彎曲疲勞平安系數(shù)S=1.4,(10-12)得9計算大、小齒輪的KFN1FE1SKFN2FE2SYFaYSa0.86500MPa1.40.91380MPa1.4F并加以比擬307.14MPa247MPaYFa1YS

13、a12.6161.5910.01355307.14YFa2Ysa22.1531.8170.01584247mn32KT1Ycos2*2dZ1?YFaYSaF做到結(jié)構(gòu)緊湊,預(yù)防浪費.4、幾何尺寸計算(1)計算中央距將中央距圓整為135mm(2)按圓整后的中央距修正螺旋角(乙Z2)m1(33175)1.25arccos12115.632a2135因(820)值改變不多,故、K、ZH等不必修正(3)計算大、小齒輪的分度圓直徑z1ml2az1213533d1mm42.84mmcosz1z233175(4)計算齒輪寬度bdd1142.84mm42.84mm(5)驗算422.95410、N1379.1N4

14、2.8413791N/mm32.19N/mm100N/mm42.84,適宜、低速級減速齒輪設(shè)計1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1)選用斜齒圓柱齒輪傳動2)運輸機為一般工作機器,速度不高,有機設(shè)書表10-8知,選用7級精度(GB10095-88)3)材料選擇：由機設(shè)書表10-1選擇小齒輪材料為40Cr鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為280HBS大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為240HBs二者材料硬度差為40HBS4)選小齒輪齒數(shù)為 Z323,大齒輪齒數(shù)Z4Z3*i22379875)初選螺旋角B=14ai(ziZ2)mi2cos(33175)1.25mm134.02mm2cos14,z2ml1d2cos

15、2az2乙乙z22135175mm33175227.16mm取B150mmB245mmFt2T1d1KAR12、按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式10-21進行試算,即1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1試選載荷系數(shù)Kt1.62計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩3由表10-7選取齒寬系數(shù)14由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8MPa25由圖10-21d按齒面硬度查得:6由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)8計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%平安系數(shù)S=1,得:H2KHN3Hlim3KHN4Hlim42S0.936000.95550儲MPa540.25MPa212計算1試算小齒輪分度圓直徑d3t,代入數(shù)值:123

16、2KJ2u1ZHZEd3t?duH3t32KtT2u1duZHZE小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim3600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim4550MPa.9由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH2.4310由圖10-26查得30.76540.87那么:41.635_3_3_T2159.010.9810N?mm155.8310N?mmN3N24.982108hN4N3/i24.9821083.791.315108h7由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN30.93KHN40.95HI221.6155.83103.7912.433189.8mm65.49mm11.6358計算模數(shù)m3、按齒根彎曲

17、強度設(shè)計3.79540.252)計算圓周速度vv60100065.49180.79,-,m/s0.62m/s600003)計算尺寬bbd*d&165.4965.49mm4)計算尺寬與齒高比b/h模數(shù)mntd3tcos65.49cos14mm2.76mmZ323齒高h(yuǎn)2.25mnt2.252.76mm6.21mmb/h65.496.2110.555計算縱向重合度0.318dZ3tan0.318123tan141.836計算載荷系數(shù)根據(jù)v0.62m/s,7級精度,由圖10-8機設(shè)書查得動載系數(shù)Kv1.02由表10-2查得使用系數(shù)KA15斜齒輪,假設(shè)KAFb100N/mm由表10-3查得KH

18、aKFa1.4由表10-4查得7級精度,小齒輪相對支承非對稱布置式KH1.423由b/h=10.55,KH1.423查圖10-13得大1.335,故載荷系數(shù)KKAKVKHKH11.021.41.4232.037按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,10-10a)得d3d3t,K3.一,Kt2.0365.493mm1.670.73mmd3cosmn70.73cos14mm2.98mmZ323由式10-17得彎曲強度的設(shè)計公式為mn32KT2Ycos22dZ3?YFaYsaF1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1計算載荷系數(shù)KKAKVKFKF11.021.41.3351.912根據(jù)縱向重合度1.83從圖10

19、-28查得螺旋角影響系數(shù)丫0.883計算當(dāng)量齒數(shù)ZZ323Zv333coscos1425.18Zv4Z4cos387395.24cos144查取齒形系數(shù)由表10-5查得YF32.616YF42.1905查取應(yīng)力較正系數(shù)由表10-5查得YS31.591YS41.7856由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE3500MPa大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE4380MPa7由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN30.91KFN40.928計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞平安系數(shù)S=1.4,由式10-12得KFN3FE3S0.91500MPa325MPa1.4KFN4FE4S0.92380MPa24

20、9.71MPa1.4YFaYsa9計算大、小齒輪的并加以比擬YFa3Ysa32.6161.5913250.014368YFa4Ysa42.1901.785249.710.015655大齒輪的數(shù)值大(2)設(shè)計計算:2KT2Ycos2YFaYsam3dz3?F221.91155.831030.88cos21430.015655mm2.07mm,12321.635比照計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載水平,而齒面接觸疲勞強度所決定的承載水平,僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān),可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.0

21、7mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m22.5mm,但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑d370.73mm,來計算應(yīng)有齒數(shù),于是有:d3cosp70.73cos14,Z27.4小齒輪齒數(shù)mn2.5取z327大齒輪齒數(shù)z4uz33.7927102.33取z4102這樣設(shè)計出的齒輪傳動,既滿足了齒面接觸疲勞強度,又滿足了齒根彎曲疲勞強度,并做到結(jié)構(gòu)緊湊,預(yù)防浪費.4、幾何尺寸計算(1)計算中央距將中央距圓整為166mm(2)按圓整后的中央距修正螺旋角(z3z4)m2(27102)2.5arccos13.742a2166因(820)值改變不多,故、K、ZH等不必修正(3)計算大、小齒輪的分

22、度圓直徑z3m22az3216627d3mm69.49mmcosz3z427102(4)計算齒輪寬度a2(z3z4)m22cos(27102)2.5mm2cos14166.24mm,z4m2d4cos2az4z3z42166102mm27102262.51mm六.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計6.1減速器低速軸的設(shè)計6.1.1計算輸出軸上的功率P,轉(zhuǎn)速叫,轉(zhuǎn)矩B1.84KWnm78.68r/min.223.85N?m6.1.2計算作用在齒輪上的力因低速級大齒輪的分度圓直徑為d4220.0mmFt2乜22238502459.9d4182FrFttan2459.9tan20o895.3N6.1.3初步確定軸的最小直

23、徑根據(jù)文獻(xiàn)【1】中式先按式152初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑由;為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩TcaKA,根據(jù)文獻(xiàn)【1】查表141,考慮到轉(zhuǎn)矩變化小,選取KA1.5TcaKAK1.5223850335775Nmm根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,所以根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表144LX彈性柱銷聯(lián)軸器GB50142003,選取LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器.其公稱轉(zhuǎn)矩為Tn560N?m,半聯(lián)軸器的孔徑由32mm,故取5口32mm,半聯(lián)軸bdd3169.49mm69.49mm取B75mmB270mm(5)

24、驗算Ft2T22155.83103Nd370.734406.33N4406.3370.73N/mm62.30N/mm100N/mm,適宜根據(jù)表153取Ao112,于是得器長度L84mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L160mm.6.1.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,1-口軸段右端需要制出一軸肩,故取n-田的直徑服-皿38mm;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D38mm.半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂孔長度L160mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上,故i-n的長度應(yīng)比略短一些,現(xiàn)取1口58mm.2初步選擇滾動軸承.參

25、照工作要求并根據(jù)金川38mm,根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表13-2初步選取深溝球軸承6000型,軸承代號為6208,其尺寸為dDT40mm80mm18mm,dm-ivd-皿40mm1V18mm左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由文獻(xiàn)【2】查得軸承定位軸肩高度h4mm,因此取df48mm.3取安裝齒輪處的軸段5V的直徑dw-v42mm,齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位.齒輪轂的寬度為60mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取-58mmo齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高h(yuǎn)0.07d,故取h4mm,那么軸環(huán)處的直徑dv-VI50mm.軸環(huán)寬度b1.4h,取lv-VI8mmo4軸承端蓋

26、的總寬度為20mm由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)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l30mm,故取1皿50mm.5取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a16mm,兩圓柱齒輪間的距離c20mm.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s8mm,滾動軸承寬度T18mm,齒輪2輪轂長B2=40mmh11V一vB2sac2.52.5lv巾40816204880mm標(biāo)-皿Tas2.5(72.570)181682246mmo至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.傳動軸總體設(shè)計結(jié)構(gòu)圖：6.1.5軸上的載荷計算首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡

27、圖,確定頂軸承的支點位置.根據(jù)文獻(xiàn)【2】,對于6000型的深溝球軸承,由于受力均衡,因此軸承的中間處做為簡支梁的軸的支承跨距.然后根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖.L2L312666192mmL366FNH1Ft2459.9845.6NL2L3192FNH2-L2Ft1262459.91614.3NL2L3192FNV1FNV2MHMVM1L3L2LFrL3L2L2FNH1FNV166192895.3307.8NFr166192L2845.6L2307.8V12MH2由此可知M1載荷支反力總彎矩895.3587.5N126106545.6N?mm12638777.7N?mm.38777.

28、72106545.62113382.9N?mmM2水平面HFNH1FNH2MHM1M2845.6N1614.3N106545.6N?mmMv,MH2113382.9N?mm、MV12MH2113382.9N?mm垂直面VFNV1FNV2MV1MV2307.8N587.5N38777.7N?mm38777.7N?mm扭矩T%223850.0N?mmJ_LL 低速軸的載荷分析圖：FrFJLnnh_A_u_DL217/Fnv1F1L1L2L3FtII,111(Fnh2MhI.MKMhFrLnv1iFnv2Mv1Mv2WlE岫帆7Mv-M1M2,X洲IkIKMiLTL1rT從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖

29、可以看出C截面是軸的危險截面,需要對其進行彎扭合成應(yīng)力強度校核.6.1.6按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時,通常只校核該軸上承受最大彎矩和扭矩的截面即危險的截面C工1ca及上表中的數(shù)據(jù)以及軸單向旋轉(zhuǎn),扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力,故取的計算應(yīng)力此該軸合理平安.6.1.7精確校核軸的疲勞強度.ca113382.920.6333850230.142MPa23.7MPa前已選軸材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理.查文獻(xiàn)【11表15-1得1=60MP,ca1,因6.17.1判斷危險截面截面A,n,田,B只受扭矩作用,雖然鍵槽,軸肩及過度配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度,但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度

30、較為寬裕確定的,所以校核.從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面IV和即處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重從受載來看,截面C上的應(yīng)力最大.截面VI的應(yīng)力集中的影響和截面W的相近,且截面VI也受扭矩作用,同時軸徑也較小,故需要進行強度校核.截面C上雖然應(yīng)力最大,但是應(yīng)力集中不大,故C截面也需要做強度校核,而截面W和V顯然不必要做強度校核.由文獻(xiàn)【1】可知,鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小,因而,該軸需校核截面VI兩側(cè)的強度.由于截面C處的軸徑不是最大的,因此也要校核C截面左端面的強度.6.1.7.2截面即右側(cè)強度校核抗彎截面系數(shù)W0.1dv巾30.150312500mm3的強度.根據(jù)0.6,那么

31、軸333W0.2dv-VI0.25025000mm863876.91MPa12500r1.6D0.038Qd42d經(jīng)插值后可查得2.09q0.80q0.83故有效應(yīng)力集中系數(shù),根據(jù)文獻(xiàn)【11中附表3-4可知k1q(1)10.80(2.091)k1q(1)10.83(1.661)sL2T/2M1-截面w的右側(cè)的彎矩ML212630113382.986387N?mm126截面VI上的扭矩丁皿為Tm223850N?mm截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力TmW2238508.954MPa25000軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理由文獻(xiàn)【11中表15-1查得:B640MPa1275MPa1155MPa截面上由于軸肩而形成的理論

32、應(yīng)力集中系數(shù)及按文獻(xiàn)【1】中附表3-2查取.又根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附表3-1可得軸的材料的軸性系數(shù)為抗扭截面系數(shù)截面上的彎曲應(yīng)力501.19421.661.871.55由文獻(xiàn)【1】中附圖3-2的尺寸系數(shù)0.68;由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)0.84.軸按磨削加工,由文獻(xiàn)【11中附圖3-4得外表質(zhì)量系數(shù)為0.92軸未經(jīng)外表強化處理,即,那么按文獻(xiàn)【1】中式(3-12)及式(3-12a)得綜合系數(shù)為Kk111.870.7210.9212.68KJKKJI根據(jù)文獻(xiàn)【K中可得碳鋼的特性系數(shù)0.10.05故可知它是平安的.6.1.7.3截面W左側(cè)強度校核0.1dVIF30.14237408.8mm3_3_3_

33、30.2dvi-皿0.242314817.6mm3k3.16k0.83.162.53按磨削加工,由文獻(xiàn)【11得外表質(zhì)量系數(shù)為0.92q1,那么按文獻(xiàn)【1】中式(3-12)及式(3-12a)得綜合系數(shù)為k11K一一13.1613.250.92k11K12.5312.620.92于是,計算平安系數(shù)Sca值,按文獻(xiàn)【1】中式15-6和15-8可知2752.686.910.1014.501551.938.954/20.058.95417.4914.5017.49;S2S2.14.5217.49211.161.5抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)M1L2T/212630一113382.986387N?mm截面VI

34、的右側(cè)的彎矩ML2126截面VI上的扭矩丁皿為Tm223850N?mm截面上的彎曲應(yīng)力8638711.7MPa7408.8截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力過盈配合處的Tm22385015.1MPa14817.6,由文獻(xiàn)【1】中附表3-8用插值法求出,并取kk0.81,于是可知軸未經(jīng)外表強化處理,即k1K一一13.1110.923.187k1K12.48110.922.567所以軸在截面VI左側(cè)的平安系數(shù)為2757.232m3.2511.70.10155m2.6215.1/20.0515.1/2k一3.1k0.83.12.48按磨削加工,由文獻(xiàn)【11得外表質(zhì)量系數(shù)為0.92,那么按文獻(xiàn)【1】中式(3-12)及式

35、(3-12a)得綜合系數(shù)為所以軸在截面C左側(cè)的平安系數(shù)為7.689Seaca7.2327.689；S2S21.5由此可知其平安.6.1.7.4截面C左側(cè)強度校核抗彎截面系數(shù)330-/0.142337408.8mm抗扭截面系數(shù)330.26-皿30.2423314817.6mm截面W的右側(cè)的彎矩MMM1113382.9N?mm截面VI上的扭矩丁皿為Tm223850N?mm截面上的彎曲應(yīng)力113382.97408.815.3MPa截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力TmW22385014817.615.1MPa過盈配合處的,由文獻(xiàn)【1】中附表3-8用插值法求出,并取kk0.8-,于是可知軸未經(jīng)外表強化處理,2755.6

36、4m3.18715.300.101557.842.56715.1/20.0515.1/25.647.844.56J5.6427.8421.5故可知該軸在截面VI左右兩側(cè)的強度以及C截面的強度均滿足要求.由于在工作過程中無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性,故可略去靜強度校核.6.1.8繪制軸的結(jié)構(gòu)圖軸的工作圖6.1.9器高速軸的設(shè)計6.3.1計算輸出軸上的功率R,轉(zhuǎn)速5,轉(zhuǎn)矩由此可知其平安P1.9998KWnz940r/minTi20.32N?m7.3.2計算作用在齒輪上的力因高速級小齒輪的分度圓直徑為d144mmFrFttan1016tan20o369.79N6.3.3初步確定軸的最小直徑

37、根據(jù)文獻(xiàn)【1】中式先按式152初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)表153取Ao112,于是得dminA*112覆14.4mm2Tl220.32103d1401016NTTTf輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑由;為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩TcaKAT1,根據(jù)文獻(xiàn)【1】查表141,考慮到轉(zhuǎn)矩變化小,選取KA1.5TcaKATi1.520.3210330480Nmm根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,所以根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表143LT彈性聯(lián)軸器品20mm,故取20mm,半聯(lián)軸器長度L36mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L13

38、8.0mm06.3.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,即-皿軸段左端需要制出一軸肩,故取W-叩的直徑九-皿24mm;右端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D32mm.半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂孔長度L138.0mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上,故W-1的長度應(yīng)略短一些,現(xiàn)取M-皿362初步選擇滾動軸承.參照工作要求并根據(jù)翁-皿24mm,根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表13-2初選取深溝球軸承6000型,軸承代號為6006,其尺寸為dDT25mm47mm12mm,dli-ndiv-vi25mm卜網(wǎng)12mm右端滾動軸承采用軸肩進行軸向

39、定位.由文獻(xiàn)【2】查得軸承定位軸肩高度h25mm,因此取Sv30mm.那么軸環(huán)處的直徑可取心打32mm.軸環(huán)寬度b1.4h,取八10mm.4軸承端蓋的總寬度為20mm由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)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l30mm,故取1VlM50mm.5取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a16,兩圓柱齒輪間的距離c20mm.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s8mm,滾動軸承寬度T13mm,齒輪2輪轂長B344mm,那么：li441054mml3128161026mm至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度

40、.GB43232002選取LT4型彈性聯(lián)軸器.其公稱轉(zhuǎn)矩為Tn63.0N?m,半聯(lián)軸器的孔徑7.3.5減速器高速軸的結(jié)構(gòu)簡圖7.3減速器中間軸的設(shè)計7.3.1計算輸出軸上的功率巳,轉(zhuǎn)速nu,轉(zhuǎn)矩R1.92KWnn232r/minTn79.02N?m7.3.2計算作用在齒輪上的力中間軸上有兩個齒輪,即大齒輪2和小齒輪3對于大齒輪2有d2162mmFt22Tn279.0210397556Nd2.162Fr2Ft2tan975.56tan20o355.07N對于小齒輪3有d362mm2TL空空.02J032549.03Nd362Fr3Ft3tan2549.03tan20o927.77N7.3.3初步

41、確定軸的最小直徑根據(jù)文獻(xiàn)【1】中式先按式152初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)表153取Ao112,于是得dm.Ao3也也11231.9222.65mm,nn232由于中間軸不需要聯(lián)軸器,故可知該最小直徑用來安裝軸承.根據(jù)計算得出的最小直徑,為了平安,并從經(jīng)濟方面考慮,取dl-n30mm,同理可知dv-w30mmo7.3.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1初步選擇滾動軸承.參照工作要求并根據(jù)dl-n30mm,根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表13-2初選取深溝球軸承6000型,軸承代號為6006,其尺寸為dDT30mm55mm15mm,di-ndvvi30mmo

42、因此取d34mm.2由安裝大齒輪2的山川34mm,左齒輪與左軸承之間采用套筒定位.大齒輪2轂的寬度為40mm,小齒輪3轂的寬度為64mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取片-皿38mm,lw-v62mmo大齒輪1的右端以及小齒輪的左端均采用軸肩定位,軸肩高h(yuǎn)0.07d,故取h3mm,那么軸環(huán)處的直徑d40mm.從方便加工方面考慮,可知lf20mmo3兩圓柱齒輪間的距離c20mm.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s8mm,根據(jù)前面的計算li-n43mm卜-VI10681539mmo至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.7.3.5減速器中間軸的結(jié)構(gòu)簡圖七.潤滑油及潤滑方式的選擇傳動件的潤滑：對于此二級斜齒圓柱齒輪減速器,由傳動零件設(shè)計局部可知傳動件的圓周速度遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于12m/s,所以采用浸油潤滑,為此箱體內(nèi)需有足夠的潤滑油,用以潤滑和散熱.同時為了預(yù)防油攪動時沉渣泛起,齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x不小于3050mmb匕減速器為40mm選用標(biāo)準(zhǔn)號為SH0357-92的普通工業(yè)齒輪油潤滑,裝至高速級大齒輪齒根圓以上、低速級大齒輪三分之一半徑R以下.軸承的潤滑:由前面?zhèn)鲃蛹O(shè)計局部知道齒輪圓周速度小于2m/s,故對軸承采用潤滑脂潤