011109332畢昌明機械設計課程設計說明書

1、JC溥二爼f丄蟲尢哮（勤奮、創(chuàng)新、奉獻）機械設計A課程設計課程名稱：鑄鋼車間型砂傳送帶傳動裝置設計院 系：機械工程及自動化姓 名：畢昌明學 號：011109332指導老師：金曉怡目錄一. 設計任務書 3二. 傳動方案簡述 4三. 帶與齒輪的設計 10四. 軸及輪轂連接 22五. 軸及鍵的強度校核 27六. 軸承選擇計算 46七. 減速器的潤滑與密封 54八. 減速器箱體相關數(shù)據(jù) 55九. 設計小結(jié) 5960十.參考文獻設計任務書1、題目：鑄工車間自動送砂帶式運輸機傳動裝置設計2、任務：（1）減速器裝配圖（0號） 1（ 2）低速軸工作圖（3號）1（3）低速軸齒輪工作圖（3號）1（ 4）設計說明書

2、1份3、時間：2011年11月14日至2012年1月18日L114、傳動方案:其中：1- -電動機2- -V帶傳動3- -展開式兩圓級 柱齒輪減速器4- -聯(lián)軸器5- -底座6- -傳送帶鼓輪7- -傳送帶5、設計參數(shù)（見附件）：（1）傳送帶速度 V 0.7 m/s ；（2）鼓輪直徑D 320 mm ；（3）鼓輪軸所需扭矩 T 910 N.m ；（4）使用年限8.5 年.6、其它條件雙班制工作，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，有輕微振動，室工作，有粉塵。小批量生產(chǎn)，底座（為傳動 裝置的獨立底座）采用型鋼焊接。二.傳動方案簡述2.1 傳動方案說明將帶傳動布置于高速級將傳動能力較小的帶傳動布置在高速級，有利于整個傳

3、動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊，勻 稱。同時，將帶傳動布置在高速級有利于發(fā)揮其傳動平穩(wěn)，緩沖吸振，減少噪聲 的特點。選用閉式斜齒圓柱齒輪閉式齒輪傳動的潤滑及防護條件最好。而在相同的工況下，斜齒輪傳動可獲 得較小的幾何尺寸和較大的承載能力。采用傳動較平穩(wěn)，動載荷較小的斜齒輪傳 動，使結(jié)構(gòu)簡單、緊湊。而且加工只比直齒輪多轉(zhuǎn)過一個角度，工藝不復雜。將傳動齒輪布置在距離扭矩輸入端較遠的地方由于齒輪相對軸承為不對稱布置，使其沿齒寬方向載荷分布不均。固齒輪布 置在距扭矩輸入端較遠的地方，有利于減少因扭矩引起的載荷分布不均的現(xiàn)象， 使軸能獲得較大剛度。綜上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。2.2 電動機的選擇電動機類型

4、和結(jié)構(gòu)型式根據(jù)直流電動機需直流電源，結(jié)構(gòu)復雜，成本高且一般車間都接有三相交流 電，所以選用三相交流電動機。又由于丫系列籠型三相異步交流電動機其效率高、 工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、維護方便、起動性能較好、價格低等優(yōu)點均能滿足工作條 件和使用條件。根據(jù)需要運送型砂，為防止型砂等雜物掉入電動機，故選用封閉 式電動機。根據(jù)本裝置的安裝需要和防護要求， 采用臥式封閉型電動機。丫(IP44) 籠型封閉自扇冷式電動機，具有防止灰塵或其他雜物侵入之特點。故優(yōu)先選用臥 式封閉型丫系列三相交流異步電動機。選擇電動機容量(1) 工作機所需功率PwPwTnw9550 kwnw代入數(shù)據(jù)：60*1000vD r/minnw60

5、*10000.7320=41.778 r/minPv4.°kw式中：V -傳送速度；D-鼓輪直徑；T-鼓輪軸所需的功率(2)由電動機至工作機的總效率h< 由2 P7 式(2-5)>< 由2 P7 表 2-4>帶傳動效率：取1= 0.96高速級齒輪嚙合效率：取2= 0.97I軸軸承效率：取 3= 0.99低速級齒輪嚙合效率：4= 0.97II軸軸承效率： 5 = 0.99III軸軸承效率：6= 0.99低速級聯(lián)軸器效率：7= 0.991 ? 2 ? 3? 4 ? 5 ? 6 ? 7=0.868(3)電動機所需的輸出功率PdPd陀=4.586 kw確定電動機的額定

6、功率Ped<由2 P196 表 20-1> 又 t Ped> Pd取 P ed= 5.5 kwPw 4.0 kwPed 5.5 kw223電動機額定轉(zhuǎn)速的選擇< 由2 P8 式（2-6） > nd ib h i2 門式中：nd -電動機轉(zhuǎn)速；I b -V帶的傳動比；h -高速齒輪的傳動比i2 -低速齒輪的傳動比；nw-工作機的轉(zhuǎn)速<由2 P4 表2-1>展開式圓柱齒輪減速器傳動比i1 i2=936推薦V帶傳動比ib=24確定工作機主軸所需轉(zhuǎn)速nwnw 39.18 r/min0.7 nw60*1000320=41.778 r/min確定電動機的型號一般同

7、步轉(zhuǎn)速取1000r/min或1500 r/min 的電動機。初選方案：< 由2 P196 表20-1>電動機型號額定功率kw同步轉(zhuǎn)速r/mi n最大轉(zhuǎn) 矩 額定轉(zhuǎn)矩滿載轉(zhuǎn)速r/mi n質(zhì)量kgY B2S-45.515002.3144068225電動機的主要參數(shù)(1)電動機的主要技術(shù)數(shù)據(jù)電動機型號額定功率kw同步轉(zhuǎn)速r/mi n最大轉(zhuǎn) 矩 額定轉(zhuǎn)矩、卄 +、，滿載轉(zhuǎn)速r/mi n質(zhì)量kg丫 B2S-45.515002.3144068(2) 電動機的外形示意圖丫型三相異步電動機i總'34.468i 12.4i2 i3 14.36212 3.32413 4.321(3) 電動機的

8、安裝尺寸表(單位：mm電機型號Y132S型號尺寸HABCDEFX GDGADACHDL1121901407028608X 7241901152654002.3 總傳動比的確定及各級傳動比的分配2.3.1 理論總傳動比nm144034.468式中：nm為電動機滿載轉(zhuǎn)速nw 41.778各級傳動比的分配(1) v帶傳動的理論傳動比ii34.468初取 ii =2.4貝U iv' 14.3622.4(2) 兩級齒輪傳動的傳動比取高速齒輪的i24.321,則低速齒輪的傳動比i33.324(3) 齒輪傳動中，高低速級理論傳動比的分配為使兩極大齒輪直徑相近，浸油深度接近，有利于浸油潤滑。同時還可以

9、使傳動 裝置外廓尺寸緊湊，減小減速器的輪廓尺寸。但高速傳動比過大，有可能會使高速極 大齒輪與低速級軸發(fā)生干涉碰撞。所以必必須合理分配傳動比，一般可在中取 i2(1.11.5)?i1，演算有 i21.i1 符合。2.4各軸轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩與輸入功率各軸理論轉(zhuǎn)速設定：電動機軸為0軸，高速軸為I軸，中間軸為U軸，低速軸為川軸，聯(lián)軸器為IV軸(1)電動機no nm 1440 r/mi nI軸1440ni 2.4n軸600 r/minn2139 r/miniinn2342 r/mini3各軸f的輸入功率(1)電動機Ped4.586kwI軸P1Ped 1 4.403kw川軸(3)n 軸P2 Pi| 2 34.2

10、28kw川軸P3P 4 5 4.06kw(5)聯(lián)軸器車軸效率P4 P 6 74.72kw各軸的理論轉(zhuǎn)矩(1)電動機巳4.586To9550-%9550?144030.414 Nm I軸T19550|Pf n19550?4.40360070.081N|m(3)n 軸T29550戶* n24.228139290.485N|m(4)川軸T3 9550| 史 9550?便 923.167N|m* n342'各軸運動和動力參數(shù)匯總表(理論值)軸號理論轉(zhuǎn)速(r/mi n )輸入功率(kw)輸入轉(zhuǎn)矩(N mm)傳動比電動軸14405.530.414第1軸6004.40370.0812.4n01440

11、 r/minn1600r / minn2139 r/minn342 r/minPed 4.586 KWR 4.403 kwF24.228KWF34.06KWT030.414N ?mT170.081 N - mT2290.485 N mT3 923.167 N m第II軸1394.228290.4854.321第III軸424.06923.1673.324三、帶與齒輪的設計3.1 帶傳動設計3.1.1 v帶傳動的設計計算一、確定計算功率 Pea查表可得工作情況系數(shù) ka 1.2故 Pea ka|p 1.2 5.5 6.6kw二、選擇V帶的帶型根據(jù)Pea、n，由圖可得選用A型帶。三、確定帶輪的基準

12、直徑dd并驗算帶速 v1、初選小帶輪的基準直徑dd1。查表8-6和8-8可得選取小帶輪的基準直徑 dd1 112mm2、驗算帶速按計算式驗算帶的速度v 色凹一8.445m/ s60 1000因為，故此帶速合適。5m/s v 30m/s3、計算大帶輪的基準直徑 dd2按式(8-15a)計算大帶輪的基準直徑根據(jù)教材表8-8， dd2 i dd1 268.8mm圓整得dd2 250mm4、確定V帶的中心距a和基準直徑 Ld(1) 按計算式初定中心距 ao 450mm0.7(dd1 dd2) ao2(dd1 dd2)代入數(shù)據(jù)：253.4mm a。 724mm取 ao450mm(2) 按計算式計算所需的

13、基準長度Pea =6.6kwA型普通V帶dd1 =112mmv=8.445m/sdd2 =250mmLdo22a0 2(dd1 dd2)空歆Ldo 1479mm查表可選帶的基準長度 Ld 1400mm(3)按計算式計算實際中心距 aa (45014001479 )mm 2Ld = 1400 mm取整為a 410mm中心距的變化圍為(389.5mm a 452.5mm)5、驗算小帶輪上的包角1f57 357 3aa1 180 (dd2 dd1)180 (250 112)161、120、aa&計算帶的根數(shù)(1) 計算單根V帶的額定功率 Pr由 dd1 112mm和 n 1440r / mi

14、n 查1表8-4a可得 Po 1.60kw 根據(jù)n=1440r/min , i=2.4 和A型帶，查1表8-2可得Po 0.17kw K 0.95，Kl 0.96故 Pr (PoPo)| K Kl (1.6 0.17) 0.95 0.96kw 1.614kw(2) 計算V帶的根數(shù)ZPca 6.6Pr1.6144.089a =410mm1=161Z=5查表可得A型帶的單位長度質(zhì)量q 0.1kg / mm故取V帶根數(shù)為5根7、計算單根V帶的初拉力的最小值 (Fo) min(2.5 K )Pca2(2.5 0.95)6.62(Fo) min 500qv 5000.1 8.445 134.6NK zv

15、0.95 5 8.445(F°)min = 134.6N應使帶的實際初拉力F。 (Fo)min8、計算壓軸力 Fp壓軸力的最小值為應使帶的實際出拉力F。F。min(8)計算作用在軸上的壓軸力 Fp< 由式1 P158(8-24)> 得(Fp)min 2 Z(Fo)mimin1sin -22 5 136.6 sin16121347.5N帶傳動主要參數(shù)匯總表帶型Ld mmZdd1mmdd2mma mmFoNFpNA14005112250410134.61327.5Fp°=1327.5N3.2 高速級齒輪傳動設計原始數(shù)據(jù)輸入轉(zhuǎn)矩 T169381N|mm小齒輪轉(zhuǎn)速一一n

16、 60（T/min齒數(shù)比4.321由電動機驅(qū)動單向運轉(zhuǎn)、雙班制工作、工作壽命為 8.5年、工作為帶式運輸機、 有輕微振動。設計計算一選精度等級、材料及齒數(shù)1、為提高傳動平穩(wěn)性及強度，選用斜齒圓柱齒輪2、為簡化齒輪加工工藝，選用閉式軟齒面?zhèn)鲃印?小齒輪材料：40cr調(diào)質(zhì) 硬度為280HBS。大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS接觸疲勞強度極限 Hlim1 600MPa， Hlim2 550MPa 彎曲疲勞強度極限FE1 500MPa，F(xiàn)e2 380MPa3、精度等級選用7級精度4、初選小齒輪齒數(shù) Z121大齒輪齒數(shù)Z2乙”294.164取 Z2945、初選螺旋角 141按齒面接觸強度設計1、

17、確定公式的各計算參數(shù)數(shù)值 初選載荷系數(shù)Kt 1.6小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩Ti 6.938 104 N | mm齒寬系數(shù)d 11材料的彈性影響系數(shù) Ze 189.8MPa2區(qū)域系數(shù) Zh 2.4331查表10-26得：10.7520.851 2 1.6應力循環(huán)次數(shù)N60nijLh60 600 1 300 8 2 8.5 1.4688 109hN189N11.4688 109N23.34 108N23.34 108h3.9由1圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1 0.98, Khn2 1.06取安全系數(shù)Sh 1接觸疲勞許用應力KNH 1_H Iim1S_KnH 2 2SH1 + 2H1 H2 H2 .

18、計算(1)d1td1t°98-600 588MPa11.06550 583MPa1H2= 588+583585.5MPa試算小齒輪分度圓直徑d1t2KtT*1(ZhZe、2忖1山)J2 1.6 69381 5.3211(2.433 189.8)2V 1 1.6*4.321，585.547.370mm(2)計算圓周速度v60 100047.370 60060 10001.488m/s(3)計算齒寬b及模數(shù)mntb d|d1t 47.370mmmnt d1tcos47.370 cos14212.189h 2.25mnt 4.925H 585.5Mpa d1t =47.370mmv =1.

19、488m/sb =47.370mmmnt 2.189mm47.3704.9259.618(4) 計算縱向重合度0.318 dZ tan1.665(5) 計算載荷系數(shù)K 心心心Kh 使用系數(shù) Ka 1.0 動載系數(shù)KV根據(jù)v=1.448 m/s，7級精度，由圖10-8查的動載系數(shù)KV 1.07m/s 按齒面接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)Khh=4.925mmb/h=9.181.665<1由表10-4>根據(jù)小齒輪相對支承為非對稱布置、7級精度、d 1、 b=47.370mm 得 KH 1.420 按齒根彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)Kf<由1P195 圖 10-13>K

20、f 1.325 齒向載荷分配系數(shù)、Kh KfKh Kh 1.4KKaKvKh Kh1 1.07 1.4 1.4202.127(6)按實際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑d1<由1P200 式(10-10a)>kKtd1 d1t47.370? 3 2.12752.086mm1.6K =2.217(7)計算模數(shù)mnd1 cos g 52.°86 如42.407mmd1 =52.086mmZ1按齒根彎曲強度設計21< 由1P198 式(10-5)>mn32KTY (cos )(YfYsa2d Z1F)確定計算參數(shù)(1)計算載荷系數(shù)kK KaKvKf(2)螺旋角影響系

21、數(shù)根據(jù)縱向重合系數(shù)(3)彎曲疲勞系數(shù)KFNKf 1.985Y1.665 ,< 由1P215 圖 10-28> 得 Y 0.88K=1.985<由1P202 圖 10-18> 得Kfn1 0.9, KFN2 0.90(4)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.400.9 5001.40.9 380< 由1P202 式(10-12)> 得KFN1 FE1F1 SK FN2 FE2F2321.486MPaS(5)計算當量齒數(shù)ZV1.4244.286MPaZV1Zv2Z1(cos )3Z2243(cos14 )9422.988F1 321.486MPaF2

22、 244.286MPa3102.900(cos14 )3(cos )3(6)查取齒型系數(shù)Yf應力校正系數(shù)YS <由1P197 表 10-5> 得YF1 2.76 Yf 22.18Zv1ZV222.988102.90Ys 11.56, Ys21.79(7)計算大小齒輪的并加以比較YSa1YFa1_2.76560.0134,F1321.486YSa1YFa1YSa2YFa2YSa詐afYSa2YFa2F 22-179 0.0160244.286YFa1F】1F2所以大齒輪的數(shù)值大，故取YsaYFa2計算mn四分析對比計算結(jié)果對比計算結(jié)果，取m=2.0已可滿足齒根彎曲強度。F mo160

23、。1.730但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的d1=52.086來計算應有的F1YSa1YFa2 YSa2 0.0160 f2d1 cos取z152.086 cos14 “ 25，Z125mn =2mmZ212五幾何尺寸計算1z1254.321 108.0256 ,z2 108計算中心距a(Z1 Z2)mna 2cos將a圓整為137mm 按圓整后的中心距修正螺旋角B(25 108) 2137.07mm2 cos14arccos(Z1Z2)mn2a計算大小齒輪的分度圓直徑25d1NmnCOSd2Z2mncos計算齒輪寬度bb d圓整后b，六驗算14.499135245d1、d2

24、251.504mm cos13.879108 2222.496mm cos13.87951.460mmd157mm , b 52mmFt亍d1KaRb602 693812697N60125269744.942 N / mm 100 N / mm原假設成立。3.3低速級齒輪傳動設計原始數(shù)據(jù)輸入轉(zhuǎn)矩一一 T2287599N|mm小齒輪轉(zhuǎn)速一一n2 13ST/min齒數(shù)比一一3.324由電動機驅(qū)動單向運轉(zhuǎn)、雙班制工作、工作壽命為 有輕微振動。8.5年、工作為帶式運輸機、乙25Z2 108a=137 mmB = 13 52'45"d仁51.504mmd2=222.496mmb=51.

25、460mmB1 52mmB2 57mm設計計算一選精度等級、材料及齒數(shù)1、為提高傳動平穩(wěn)性及強度，選用斜齒圓柱齒輪2、為簡化齒輪加工工藝，選用閉式軟齒面?zhèn)鲃?。小齒輪材料：40cr調(diào)質(zhì) 硬度為280HBS。設計計算及說明 大齒輪為45鋼(調(diào)質(zhì))硬度為240HBS接觸疲勞強度極限 Hlim1 600MPa , Hlim2 550MPa彎曲疲勞強度極限FE1 500MPa， fe2 380MPa3、精度等級選用7級精度4、初選小齒輪齒數(shù) zi 23大齒輪齒數(shù) Z2 zi|i3 23 3.324 76.452 取 Z2765、 初選螺旋角14'按齒面接觸強度設計計算公式：1、確定公式的各計算參

26、數(shù)數(shù)值初選載荷系數(shù)Kt 1.6小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T23.6355 105N|mm齒寬系數(shù)d 11材料的彈性影響系數(shù) Ze 189.8MPa2區(qū)域系數(shù) Zh 2.4251查表10-26得：30.76540.87121.635應力循環(huán)次數(shù)1.635N33.403 108N41.024 1088N360n! jLh 60 139 2 8 300 8.53.403 10 hN41.024 108由1圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)Khn3 1.07 ,K HN4 1.135取安全系數(shù)Sh 1接觸疲勞許用應力H3)H4H2 .計算K NH 3 H lim3 匸07600S1Knh 4 lim4 1.135

27、550S1H1+ H2=633MPa2642 MPa624.25 MPa(1)試算小齒輪分度圓直徑 d1th3 642MPah4 624.25MPad3tH 633MPad3t3 2 1.6 2875991 1.6354.3243.3242.425 189.8633 72.882mm172.882 13960 10000.530m/ s(2)計算圓周速度d3t nv 60 1000(3)計算齒寬b及模數(shù)gtbmntd|d3t 72.882mmd3t cos72.882 cos14Z3233.075mmh 2.25mnt 2.25 3.0756.918mm10.535h(4)計算縱向重合度0.3

28、18 dZ1 tan 1.824(5)計算載荷系數(shù)KKaKvKh Kh 使用系數(shù)Ka 1.0 動載系數(shù)Kv根據(jù)v=0.530m/s , 7級精度，由圖10-8查的動載系數(shù)Kv 1.04 按齒面接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)Khd3t =72.882mmv =0.530m/sb 72.882 mmmnt 3.075mmh=6.918mmb/h=10.535=1.824<1由表10-4>根據(jù)小齒輪相對支承為非對稱布置、7級精度、d 1、 b=72.882mm 得 Kh 1.424 按齒根彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)Kfb<由1P195 圖 10-13> 根據(jù) 一 10

29、.535, Kh 1.424hKf 1.44 齒向載荷分配系數(shù)、Kh Kf假設K A? F t b 100 N mm，根據(jù)7級精度軟齒面?zhèn)鲃拥肒hKf1.4KKaKvKh Kh 1 1.04 1.4 1.424 2.096(6) 按實際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑d1<由1P200 式(10-10a)>(7)d3cosZ3按齒根彎曲強度設計mn 379.454mm79.454 cos14 3.352mm23< 由1P198 式(10-5)>2KT2Y (cos )22dZ1)max確定計算參數(shù)(1)計算載荷系數(shù)KK 心心心Kf 2.096(2)螺旋角影響系數(shù) 根據(jù)縱

30、向重合系數(shù)(3) 彎曲疲勞系數(shù)KFN<由1P202 圖 10-18> 得KFN 30.90, K FN4 0.90(4) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.400.90 5001.40.9 3801.41.824< 由1P215 圖 10-28> 得 Y 0.88< 由1P202 式(10-12)> 得KFN 3 FE3F3sK FN4 FE4F4s(5)計算當量齒數(shù)ZVZ3321.429MPa244.286MPaZv33、3 25.178(cos )z4ZV44 3 83.196(cos )(6)查取齒型系數(shù)Yf應力校正系數(shù)Ys<由1P1

31、97 表 10-5> 得YF 32.62 ,YF42.211Ys 31.59, Ys 41.77(7)計算大小齒輪的并加以比較Ysa3YFa32.62 1.59f】3321.4290.0130 ,YsaFafYsa4YFa42.211 0.0160F4244.286K =2.096d3=79.454mmmn 3.352mmK=2.096F3 321.429MPaF4 244.286MPa乙325.178Zv4 83.196YSaMa 1YSa2YFa2F】1 F】2所以大齒輪的數(shù)值大，故取YsaYFaf=0.0160。Fa3YSa32計算mn2KT2Y(cos )2嚴牛2 d Z32 1

32、.98 287599 0.88 (cos14)20.01602.5942V1 231.635四分析對比計算結(jié)果對比計算結(jié)果，取m=3.0已可滿足齒根彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的d仁79.454來計算應有的 Z3、z4F3Fa 4 丫Sa4F40.01300.0160d3cos取Z325.968Z326Z4i3五幾何尺寸計算1Z385.42，Z486計算中心距a(Z3 Z4)mna 2cos將a圓整為173mm 按圓整后的中心距修正螺旋角Barccos(Z3 乙皿 13.809134831"2a計算大小齒輪的分度圓直徑d1、d2Z3mn(2686)2 c

33、os143173.143mmd380.322mmd4cosZ4mn265.679mmcos計算齒輪寬度bb d圓整后b4六驗算80.322mmd386mm，b3 81mmFt嚴d1g599 7139N80.576mn =2.594mmZ3 26Z4 86 a=173mmB =13 48'31"d3=80.322mmd4=265.679mmB3 81mmB4 86mmKAFt 1 7139b 80.576 原假設成立。3.4齒輪參數(shù)匯總表88.594N/mm' 100N/mm高速級齒輪齒數(shù)分度圓 直徑d(mm)da(mm)df(mm)精度等級Z12551.5047乙10

34、8222.496傳動傳動比i中心距a模數(shù)mn螺旋角計算齒寬b2(mm)4.321137213.879057低速級齒輪齒數(shù)分度圓 直徑d(mm)da(mm)df(mm)精度等級乙2680.3227乙86265.679傳動傳動比i中心距a模數(shù)mn螺旋角計算齒寬b4(mm)3.31173313.8090863.8確定傳動裝置動力參數(shù)低速軸轉(zhuǎn)速計算1393.32442r / min低速軸轉(zhuǎn)矩計算R4.06n342r / minT39550 39550 923.167N mm42軸號理論轉(zhuǎn)速(r/min )輸入功率(kw)輸入轉(zhuǎn)矩(N m)傳動比電動軸14404.58630.4142.4第1軸6004.

35、40370.0813.324第II軸1394.228290.4854.321第III軸424.06923.167各軸運動和動力參數(shù)匯總表i (i總 ib h i2)/i總 0.16%Ta 923.167N m四.軸及輪轂連接4.1軸的結(jié)構(gòu)設計低速軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速na、轉(zhuǎn)矩TaPm =4.06kwnm =42r/m inTm =923.167 N?m估算低速軸的最小直徑低速軸選用材料：45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。<由1P370 表 15-3> 取 A。=103dmin103 3：普 47.271mm由于需要考慮軸上的鍵槽放大，d0 dmin (1 5%)=49.634mm估算高速軸的最小

36、直徑高速軸選用材料：45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。由1P370 表 15-3 取 Ao =120由于需要考慮軸上的鍵槽放大，二 do dmin（1 5%）=24.485mm估算中間軸的最小直徑中間軸選用材料：45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。由1P370 表 15-3 取 Ao =112I p14 228dm. Ao? 2112 3 “°34.962mm n2, 139由于需要考慮軸上的鍵槽放大，d0 dmin （1 5%） =35mm選擇合適聯(lián)軸器段軸需與聯(lián)軸器連接，為使該段直徑與連軸器的孔徑相適應，所以需同 時選用連軸器，又由于本減速器屬于中小型減速器，其輸出軸與工作機軸的 軸線偏移不大。其次為了能夠使

37、傳送平穩(wěn)，所以必須使傳送裝置具有緩沖， 吸振的特性。因此選用彈性柱銷聯(lián)軸器。由1P353 式（14-3） 得： Tca Ka T3由1P351表（14-1 ） 得：工作情況系數(shù)Ka = 1.5由2P164表（17-4） 得： 選用HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器主要參數(shù)為：公稱轉(zhuǎn)矩Tn= 2000N- mm軸孔長度L=112 mm孔徑 d1 =50 mm聯(lián)軸器外形示意圖聯(lián)軸器外形及安裝尺寸型號公稱扭矩N m許用轉(zhuǎn)速r/mi n軸孔直徑mm軸孔長度mmD mm轉(zhuǎn)動慣量kg m2許用補償量軸向徑向角向HL520002500501122205.4±1.50.15< 0 3

38、0軸的結(jié)構(gòu)設計(直徑,長度來歷)(1) i n段與聯(lián)軸器配合取 di-H =50mm為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上取 Li-ii =112mm 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，i n段右側(cè)設計定位軸肩,由2P158表16-9氈圈油封的軸徑取 dii-iii =57mm由軸從軸承座孔端面伸出，由結(jié)構(gòu)定取 Lii-iii =83mm(3) 軸肩川為非定位軸肩,由2P145表15-3取角接觸球軸承中窄系列; d=60對應可以選擇軸承 7312AC取 dm-iv =60mm考慮軸承定位穩(wěn)定，Liii-iv略小于軸承寬度加封油盤長度取 Liii-iv =46mm(4) 根據(jù)軸上零件(軸承

39、)的定位要求及箱體之間關系尺寸取 div-v =69m Liv-v =67mm(5) 軸肩V、切為定位軸肩,直徑應大于安裝于軸上齒輪徑取 dv-vi=84mm Lv-vi=10mm(6) W %段安裝齒輪，由低速級大齒輪徑取 dvi-vii =72mm考慮齒輪軸向定位，Lvi-vii略小于齒寬，齒輪右端用封油盤定位。取 Lvi-vii =72mm(7) 軸肩至毗間安裝角接觸球軸承為7312AC取 dvii-viii =60mm根據(jù)箱體結(jié)構(gòu)取 Lvii-viii =46mm取軸段倒角均為2 X 45,各軸肩處圓角半徑 R=2.0mm軸上齒輪、半聯(lián)軸器零件的周向定位均采用鍵聯(lián)接。、中速軸尺寸(1)

40、 d1=d min (第一段軸即為最小軸徑軸),d1=35(圓整)此軸為一對滾動軸承的徑。由2P148表15-6 取角接觸球軸承系列。d=35對應可以選擇軸承 7307AC確定各軸段直徑di =35mmd2 =41mmd3 =50mmd4 =80mmd5 =35mm(2)確定各軸段長度Li =48mmL2 =48mmL3 =12mmL4 =86mmL5 =42mm取軸段倒均為2X 45,各軸肩處的圓角半徑 2mm四、高速軸尺寸(1)確定各軸段直徑di =25mmd2 =30mmd3 =35mmd4 =42mmd5 =51mmd6 =35mm(2)確定各軸段長度Li =65mmL2 =90mmL

41、3 =34mmL4 =103mmL5 =57mmL6 =34mm取軸段倒均為2X 45,各軸肩處的圓角半徑 2mm五軸及鍵的強度校核5.1軸的強度校核、高速軸強度校核1、求作用在齒輪上的力高速級齒輪的分度圓直徑為d1 64mm2T12 97120Fte 13035 Nd164Fre tan n % “回3035 1140.99Ncoscos1429'56"Fae Ftetan3035 tan 14.499。 784.85NFtFrFa3035N大帶輪與軸的配合為H7，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選 r61140.99N軸的直徑尺寸公差為k6.求兩軸承所受的徑向

42、載荷Fr1和Fr2784.85 N帶傳動有壓軸力Fp（過軸線，水平方向），F(xiàn)P 1421.29N。將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面上兩個平面力系圖一圖三F teF n2hF n1hFnv 1737.48 NFn2v2017.78NT注圖二中Fae通過另加彎矩而平移到作用軸線上圖三中Fte通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線d1Fn1V166.5 66.5Fae1 Fre 166.5 1421.29 133.5 02Fn1V 1737.48 NFn2v Fre (Fp Fn1v)1140.99(1421.29 1737.48)2017.78N(負號表示與最初設定方向相反)同理Fn1h (16

43、6.5 66.5) Fte 166.50得Fn1h 2168.79 NFn2h耳 Fn1h 3035 2168.79 866.21N彎矩圖的計算水平面：Fn2h 866.21 N , Fmh 2168.79 N,則其各段的彎矩為：BC段：由彎矩平衡得 M-Fn2hx 0 M 866.21x(0 x 166.5)Fnh 2168.79 NFn2h 866.21 NCD段:由彎矩平衡得M Fn2hx (x 166.5)Fte 0 M 2168.79x 505327.5(166.5 x 233) Mh 866.21 166.5 N |mm 144223.965 Nmm.鉛垂面：Fn2v 2017.7

44、8N,Fn1v 1737.48N,FP 1421.29N,則其各段彎矩為：AB段：則 MFpX0 M 1421.29x(0x 133.5)BC段：則 MFPxFNV1(x 133.5)0M 596.49x269373.63 (133.5 x 300)CD段:則 M FpX Fn2v(x 133.5) Fr(x 300) Ma 0M 1737.48x 636785.83 (300 x 366.5)做彎矩圖如下Mh 144223.96N mnF reF ae v從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面B是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面B處的Mh、Mv及M的值列于下表載荷水平面H垂直面V支持力Fn

45、2h866.21NF n2v2017.78NFFn1h 2168.79NFn 1 v1737.48N彎矩M0Mv189742.215 N mm總彎矩M V 189742.215N mm扭矩TT|97120N mm10、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B）的強度。根據(jù)計算式及上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取 0.6，軸的計算應力caW.189742.21520.120.6 9712040331.01MPa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表可得1 60MPa，因此 ca安全低速軸強度校核Ft2 T皿d42 11

46、73.06292 1038034.66NFrFt tgan 8034.66 tg20cos cos14 28 483023.70NFa Ft tg 8043.66 tg14 28 482077.24 N7、軸上齒輪所受切向力Fte 8034.66 N，徑向力Fre3023.70 N，軸向力Fae 2077.24NT3 1173060 mmd4 292mm&求兩軸承所受的徑向載荷已和Fr2將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面上兩個平面力系圖一圖二圖三Fre160FaeF n1Vd423023.70 160 2077.242922160 82.5242.53245.65NFn2VFre Fn1v 3023.70 3245.65221.95N160 F160 82.5 te5301.22NFn2h Fte Fn1h 8034.665301.222733.44 N412、彎矩圖的計算水平面：Fnh1 5301.22 N , Fn2h 2733.44N .AB段:M 2733.44x (0 x 160)BC段：MFn2hx Fte(x 160)即 M 5301.22x 1285545.6(160 x 242.5)該軸強度合格Ft 80