機械設計課程設計機械設計課程設計 計算說明書計算說明書 帶式運輸的傳動裝置設計帶式運輸的傳動裝置設計 班級 班級 機電 10 2 班 設計者 設計者 林 素 亮 指導教師 指導教師 周 瑞 強 2013 年 1 月 1 號 廣東石油化工學院 目錄目錄 1 傳動方案的分析論證 5 1 1 傳動裝置的組成 5 1 2 傳動裝置的特點 5 1 3 確定傳動方案 5 1 4 傳動方案的分析 5 2 電動機的選擇 5 2 1 選擇電動機的類型 5 2 2 選擇電動機的功率 5 2 3 確定電動機的轉速 6 3 傳動比的計算及分配 6 3 1 總傳動比 6 3 2 分配傳動比 6 4 傳動裝置運動及動力參數計算 7 4 1 各軸的轉速 7 4 2 各軸的功率 7 4 3 各軸的轉矩 7 5 減速器的外傳動件的設計 8 5 1 選擇 V 帶型號 8 5 2 確定帶輪基準直徑 8 5 3 驗算帶的速度 8 5 4 確定中心距和 V 帶長度 8 5 5 驗算小帶輪包角 9 5 6 確定 V 帶根數 9 5 7 計算初拉力 9 5 8 計算作用在軸上的壓力 9 5 9 帶輪結構設計 9 6 高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算 10 6 1 選擇材料 熱處理方式和公差等級 10 6 2 初步計算傳動的主要尺寸 10 6 3 確定傳動尺寸 11 6 4 校核齒根彎曲疲勞強度 13 6 5 計算齒輪傳動其他幾何尺寸 14 7 低速級直齒圓柱齒輪的設計計算 15 7 1 選擇齒輪的材料 15 7 2 確定齒輪許用應力 15 7 3 計算小齒輪分度圓直徑 16 7 4 驗算接觸應力 16 7 5 驗算彎曲應力 17 7 6 計算齒輪傳動的其他尺寸 17 7 7 齒輪作用力的計算 18 8 中間軸的設計計算 18 8 1 已知條件 18 8 2 選擇軸的材料 19 8 3 初算軸徑 19 8 4 結構設計 19 8 5 鍵連接 21 8 6 軸的受力分析 21 8 7 校核軸的強度 23 8 8 校核鍵連接的強度 23 8 9 校核軸承壽命 23 9 高速軸的設計與計算 24 9 1 已知條件 24 9 2 選擇軸的材料 24 9 3 初算最小軸徑 24 9 4 結構設計 25 9 5 鍵連接 27 9 6 軸的受力分析 27 9 7 校核軸的強度 29 9 8 校核鍵連接的強度 30 9 9 校核軸承壽命 30 10 低速軸的設計與計算 31 10 1 已知條件 31 10 2 選擇軸的材料 31 10 3 初算軸徑 31 10 4 結構設計 31 10 5 鍵連接 33 10 6 軸的受力分析 33 10 7 校核軸的強度 35 10 8 校核鍵連接的強度 35 10 9 校核軸承壽命 35 12 箱體結構設計 36 13 設計小結 37 14 參考文獻 37 設計任務設計任務 帶式運輸機傳動裝置的設計 已知條件 1 運輸帶工作拉力 F 7000N 2 運輸帶工作速度 v 0 55m s 3 滾筒直徑 D 450mm 4 單向連續運轉 空載啟動 工作有時有輕微振動 兩班制工作 每班工作 8 小時 運 輸帶速度的允許誤差為 5 5 使用期限 8 年 6 檢修周期 每年 300 個作用日 大修期為 3 年 7 生產批量 中批量生產 2 3 5 4 1 I II III IV Pd Pw 設計計算及說明 1 傳動方案的分析論證傳動方案的分析論證 機器通常是由原動機 傳動裝置和工作機三部分組成 其中傳動裝 置是將原動機的運動和動力傳遞給工作機的中間裝置 它通常具備減 速 或增速 改變運動形式或運動方向以及將動力和運動進行傳遞與 分配的作用 1 1 傳動裝置的組成 傳動裝置的組成 傳動裝置由電機 減速器 工作機組成 1 2 傳動裝置的特點傳動裝置的特點 齒輪相對于軸承的位置不對稱 故沿軸向載荷分布不均勻 要求軸 有較大的剛度 1 3 確定傳動方案 確定傳動方案 合理的傳動方案首先應滿足工作機的性能要求 還要與工作條件相 適應 同時 還要求工作可靠 結構簡單 尺寸緊湊 傳動效率高 使用維護方便 工藝性和經濟性好 若要同時滿足上述各方面要求是 比較困難的 因此 要分清主次 首先滿足重要要求 同時要分析比 較多種傳動方案 選擇其中既能保證重點 又能兼顧其他要求的合理 傳動方案作為最終確定的傳動方案 初步確定傳動系統總體方案為 二級展開式圓柱齒輪減速器 設計圖如下 2 3 5 4 1 I II III IV Pd Pw 1 4 傳動方案的分析傳動方案的分析 展開式由于齒輪相對于軸承為不對稱布置 因而沿齒向載荷不均 要求軸有較大剛度 結構簡單 采用 帶傳動與齒輪傳動組合 即可滿足傳動比要求 同時由于帶傳動具有良好的緩沖 吸振性能 適應大起動轉矩工況要 求 成本低 使用維護方便 2 電動機的選擇電動機的選擇 2 1 選擇電動機的類型選擇電動機的類型 根據用途選用 Y 系列 自扇冷籠型三相異步電動機 機型為 Y132M2 6 結果 F 7000N v 0 55 m s 2 2 選擇電動機的功率選擇電動機的功率 由已知條件可知 傳送帶所需的拉力 F 7KN 傳輸帶工作速度 v 0 55 m s 故 輸送帶所需功率為 w P 1000 Fv 3 85KW 由表 2 3 查得滾筒效率 5 0 95 軸承效率 4 0 99 聯軸器效 率 2 0 99 帶傳動的效率 3 0 96 齒輪傳遞效率 1 0 97 電動機至工作機之間傳動裝置的總效率為 816 0 5 4 432 2 1 總 電動機總的傳遞功率為 0 Pw p 總 816 0 85 3KW 4 72kw 查表 14 1 選取電動機的額定功率為 ed p 5 5KW 2 3 確定電動機的轉速確定電動機的轉速 由已知條件 滾筒的直徑為 D 450mm 工作速度為 v 0 55m s 所以 輸送帶帶輪的工作轉速為 w n 1000 60 v D 23 3r min 查表 2 1 V 帶傳動比i帶 2 4 查表 2 2 二級減速器常用的傳動 比為i內 8 40 總傳動比的范圍i總 i帶 i內 16 160 電動機的轉速范圍為 0 n i總 w n 372 8 3728r min 查表 14 1 可見同步轉速有 3000r min 1000r min 1500r min 750r min的電動機都符合要求 初選同步轉速 1000r min 滿載轉 速 960r min型號 Y132M2 6 的電動機 3 傳動比的計算及分配傳動比的計算及分配 3 1 傳動裝置總的傳動比傳動裝置總的傳動比 i總 m w n n 3 23 960 r min 41 2r min 3 2 分配傳動比分配傳動比 w P 3 85KW 總 0 816 0 P 4 72KW ed P 5 5KW w n 23 3 r min m n 960r min i總 41 2r min i帶 3 i 14 71 根據帶傳動比范圍 取 V 帶傳動比為i帶 2 8 則 減速器的傳動比為 i i i 總 帶 14 71 高速級傳動比為i高 1 3 1 4 i 4 37 4 54 取i高 4 5 低速級傳動比為i低 i i高 5 4 71 14 3 3 由表 2 1 及表 2 2 可知 傳動比合理 4 傳動裝置運動及動力參數計算傳動裝置運動及動力參數計算 4 1 各軸的轉速各軸的轉速 減速器高速軸為減速器高速軸為 軸軸 中速軸為 中速軸為 軸軸 低速軸為 低速軸為 軸軸 卷筒軸為 卷筒軸為 軸軸 軸 高速軸 minr343 8 2 960 i 1 帶 n n m 軸 中間軸 min2 76 5 4 343 1 2 r i n n 高 軸 低速軸 minr1 23 3 3 2 76 i n 2 3 低 n 軸 卷筒軸 min1 23 34n r n 4 2 各軸的功率各軸的功率 軸 高速軸 kw53 496 072 4 0 3 1 PP 軸 中間軸 kw35 453 499 097 0 1 41 2 PP 軸 低速軸 kw18 435 499 097 0 2 41 3 PP 軸 卷筒軸 kw10 418 499 099 0 3 42 4 PP 4 3 各軸的轉矩各軸的轉矩 i高 4 5 i低 3 3 min343 n1 r min2 76 2 r n min1 23 n3 r min1 23 n4 r p1 4 53kw p2 4 35kw p3 4 18kw kw10 4 p4 0 T 46 76N m 電動機軸 0 T 9550 0 0 P n 9550 960 72 4 N m 46 76N m 軸 高速軸 1 T 9550 1 1 p n 9550 343 53 4 N m 126 13N m 軸 中間軸 2 T 9550 2 2 p n 9550 2 76 35 4 N m 545 18N m 軸 低速軸 3 T 9550 3 3 p n 9550 1 23 18 4 N m 1728 1N m 軸 滾筒軸 4 T 9550 w w p n 9550 1 23 10 4 N m 1695 02N m 表一表一 傳動裝置各軸主要參數計算結果傳動裝置各軸主要參數計算結果 軸號輸入功率 P kW轉速 n r min 轉矩 T N m傳動比 i 電動機軸4 7296046 76 i帶 2 8 i高 4 5 i低 3 3 軸 高速軸 4 53343126 13 軸 中間軸 4 3576 2545 18 軸 低速軸 4 1823 11728 1 軸 滾筒軸 4 1023 11695 02 5 減速器的外傳動件減速器的外傳動件零件零件的設計的設計 5 1 選擇選擇 V 帶型號帶型號 由表 2 10 查得工作情況系數 A K 1 1 則 pc A K 0 p 1 1 5 5kw 6 05kw 根據 n 960r min p c 6 05kw 確定選擇 A 型普通 V 帶 5 2 確定帶輪基準直徑確定帶輪基準直徑 由表 2 4 查得 小帶輪直徑 1 D 75 現取 1 D 140mm 0 2 D n n 2 1 1 D 1 343 960 140 391 8mm 取 2 D 390mm 1 T 126 13N m 2 T 545 18N m 3 T 1728 1N m 4 T 1695 02 N m 選擇 A 型普通 V 帶 表 2 10 機械設 計 pc 6 05kw 1 D 140mm 2 D 390mm 5 3 驗算帶的速度驗算帶的速度 v帶 10 n 60 1000 D 100060 960140 7 04m s 在 5 25sm范圍內 帶速合適 5 4 確定中心距和確定中心距和 V 帶長度帶長度 根據 0 7 1 D 2 D mm 371mm 0 a120 合適 5 6 確定確定 V 帶根數帶根數 查表 2 9 查得K 0 92 由表 2 2 得 l K 1 01 由表 2 7 查得 0 p 0 11 由表 2 5 得 0 p 1 62 z kk La 00 c pp p 01 192 011 062 1 05 6 3 76 根 取整 z 4 根 5 7 計算初拉力計算初拉力 由表 2 1 查得 q 0 1kg m 則單根 V 帶張緊力 帶速符合要求 0 a 450mm d L 1800mm a 466 39mm 1 149 120 合格 z 4 根 0 F v kv p q z a 2 c 1 5 2 500 帶 04 7 2 1 01 92 0 5 2 04 74 05 6500 189 45N 5 8 計算作用在軸上的壓力計算作用在軸上的壓力 壓軸力為F Q 2z 0 Fsin 2 2 4 189 45 sin 2 150 1460 47N 5 9 帶輪結構設計帶輪結構設計 查表 14 3 Y132M2 6 型電動機的軸直徑為ds 38mm 小帶輪采用實心質 由表 2 3 得 e 15 0 3 min f 9 現取 f 10 輪轂寬 L 1 5 2 0 ds 57 76 現取 L 70mm 輪緣寬 B z 1 e 2f 65mm 大帶輪采用孔板式結構 輪緣寬可與小帶輪相同 輪轂寬可與軸的 結構設計同步進行 6 減速器內傳動零件的設計減速器內傳動零件的設計 一 高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算 6 1 確定齒輪材料 熱處理方式 精度等級和齒數確定齒輪材料 熱處理方式 精度等級和齒數 因傳動尺寸無嚴格限制 又帶式運輸是一般的機械 因此 小齒輪采用40cr調質 齒面硬度為 241 286 HBW 取 260HBW 大齒輪采用 45 調質 齒面硬度為 197 255 HBW 取 230HBW 精度 8 級 取26 z1 117 12z i z 6 2 確定許用應力確定許用應力 查圖 4 19 3 得MPa H 710 1lim MPa H 580 2lim 查圖 4 21 3 得MPa F 600 1lim MPa F 450 2lim 0 F 163 22N FQ 1460 47N 小齒輪 40Gr調 質 硬度 260HBW 大齒輪 45 鋼調 質 硬度 230HBW 26 z1 117 z2 查表 4 10 取1 1 min H 25 1 min F 5 4 1 2 z z h N10 8 1 9 716300834360 h N N10 8 1 2 755 1 查圖 4 20 得02 1 1 ZN 06 1 2 ZN 查圖 4 22 得897 0 1 YN 909 0 2 YN 查圖 4 23 得1 21 Y Y XX 1H MPa H Z SH H 5 658 1 1 02 1710 1 min 1lim 2H MPa H Z SH 5 561 1 1 06 1580 2 min 2limH F1 MPa XNY Y SF F 76 4731891 0 25 1 600 11 min 1lim F2 MPa XNY Y SF F 2 3271909 0 25 1 450 22 min 2lim 6 6 3 3 齒面接觸疲勞強度計算齒面接觸疲勞強度計算 初步計算小齒輪直徑 3 2 1 1 1 Hd d T Ad 查表 4 8 估計 15 取90 Ad 查表 4 7 齒寬系數1 d mm d 9 70 5 4 15 4126130 90 3 21 5 561 取mm d 80 1 則齒寬 b d d 1 80mm 08 3 26 80 1 1 z d mt 取3 mn 02 1 1 ZN 06 1 2 ZN 897 0 1 YN 909 0 2 YN 1 21 Y Y XX H1 658 5M Pa H2 561 5 MPa F1 473 76 MPa F2 327 2M Pa T 126130N mm 09 13 33 2 2 arccosarccos m m t n 按齒面接觸疲勞強度設計 3 2 1 1 1 2 H HEZZZZ KT d d 因工作機有中等沖擊 查表 4 4 得35 1 KA 設計齒輪精度為 8 級 sm dn 44 1 100060 34380 100060 11 查圖 4 9 取07 1 K 齒輪對稱布置 1 b 查圖 4 12 取05 1 K 12 59 80 72 126130235 1 2 1 1 b b d TK FK A tA 計算齒面接觸應力 查圖 4 14 44 2 ZH 查表 4 6 MPa ZE 8 189 68 109 13cos 117 1 26 1 2 388 1cos 11 2 388 1 21 zz a 92 109 13tan261318 0tan318 0 sin 1 z m d b n 取 1 77 0 68 1 1 11 3 64 1 3 4 z 987 009 13cos z 3 2 1 1 1 2 d H HE d KZZZZ T mm d 80 1 1 b 80mm 3 mn 09 13 35 1 KA 07 1 K 05 1 K 4 1 Ka 12 2 K 44 2 ZH MPa ZE 8 189 68 1 a 3 2 5 561 44 2987 077 08 89 5 41 5 512613012 22 63 56取80 d1 07 3 26 80 1 t z d m 取mm m 3 n 84 12 80 263 arccosarccos 1 1 d zmn mm d 80b 1 80 b2 mmm b 86105 21b 6 46 4 核校齒輪彎曲疲勞強度核校齒輪彎曲疲勞強度 05 28 84 12 26 coscos 33 1 1 z z 23 126 84 12 117 coscos 33 2 2 z z 查表 4 18 得 59 2 1 YFa 16 2 2 YFa 查表 4 16 得 615 1 1 YSa 81 1 2 YSa 因 56 1 a 得731 0 75 0 25 0 a Y 75 025 01 min Y 75 0893 0 120 1 Y 取853 0 Y FSaFa n FYYYY md T b K 1 1 2 MPa F 76 47365 72 1 MPa b K YY YY YYYY md T SaFa SaFa FSaFa n F 2 3279 67 2 11 22 122 1 1 2 77 0 z 987 0 z 80 d1 mm m 3 n 84 12 mmb80 05 28 1 z 23 126 2 z 59 2 1 YFa 16 2 2 YFa 615 1 1 YSa 81 1 2 YSa 731 0 Y 853 0 Y 1t d 44 66mm 大小輪齒彎曲疲勞強度滿足要求 6 56 5 確定齒輪主要尺寸確定齒輪主要尺寸 mm d 80 1 mm d 360 2 mma dd 220 2 21 6 66 6 齒輪其他尺寸齒輪其他尺寸 端面模數 t m cos n m 3 076 齒頂高 a h a h n m 1 3 3 齒根高 f h a hc n m 1 0 25 3 3 75mm 全齒高h a h f h 3 3 75 6 75mm 頂隙c n c m 0 25 3 0 75 齒頂圓直徑866802 11 hdd aa 36663602 22 hdd aa 齒根圓直徑 5 35275 323602 5 7275 32802 22 11 hdd hdd ff ff 7 低速級直齒圓柱齒輪的設計計算低速級直齒圓柱齒輪的設計計算 7 1 確定齒輪材料 熱處理方式 精度等級和齒數確定齒輪材料 熱處理方式 精度等級和齒數 跟高速級齒輪的選材一樣 小齒輪采用40cr調質 取 260HBW 大齒輪采用 45 調質 齒面硬 度為 230HBW 精度 8 級 取30 z1 99 12z i z 7 2 確定許用應力確定許用應力 mm d 80 1 mm d 360 2 mma220 076 3 mt 3 ha 75 3 hf h 6 75 c 0 75 86 1 da 366 2 da 5 72 1 df 5 352 2 df 小齒輪 40Gr調 質 硬度 260HBW 大齒輪 45 鋼調 質 查圖 4 19 3 得MPa H 710 1lim MPa H 580 2lim 查圖 4 21 3 得MPa F 600 1lim MPa F 450 2lim 查表 4 10 取1 1 min H 25 1 min F 3 3 1 2 2 z z h N10 8 1 76 11630082 7660 h N N10 8 2 1 2 533 0 查圖 4 22 得065 1 1 ZN 957 1 2 ZN 查圖 4 23 得909 0 1 YN 911 0 2 YN 查圖 4 23 得1 21 Y Y XX 1H MPa H Z SH H 4 687 1 min 1lim 2H MPa H Z SH 87 1031 2 min 2limH F1 MPa XNY Y SF F 32 436 11 min 1lim F2 MPa XNY Y SF F 96 327 22 min 2lim 7 7 3 3 齒面接觸疲勞強度計算齒面接觸疲勞強度計算 初步計算小齒輪直徑 3 2 2 1 1 Hd d T Ad 查表 4 8 取85 Ad 齒寬系數1 d mm d 37 97 3 3 13 3545180 85 3 21 4 687 取mm d 100 1 則齒寬 b d d 1 60mm 按齒面接觸疲勞強度設計 硬度 230HBW MPa H 710 1lim MPa H 580 2lim MPa F 600 1lim MPa F 450 2lim 065 1 1 ZN 957 1 2 ZN 909 0 1 YN 911 0 2 YN 1 21 Y Y XX H1 687 4M Pa H2 1031 87MPa F1 436 32 MPa F2 327 96 MPa 85 Ad 1 d 3 2 2 1 1 2 H HEZZZZ KT d d 查表 4 4 得35 1 KA 設計齒輪精度為8級 sm dn 399 0 100060 2 76100 100060 11 查圖 4 9 取023 1 K 齒輪對稱布置 1 b 查圖 4 12 取05 1 K 2 147 100 100 545180235 1 2 1 2 b b d TK FK A tA 查表 4 5 得1 1 ka 60 1 KKKKaBVA K 計算齒面接觸應力 查圖 4 14 5 2 ZH 查表 4 6 MPa ZE 8 189 741 1cos 11 2 388 1 21 zz a 87 0 3 4 a Z 3 2 2 1 1 2 d H HE d KZZZZ T 3 2 4 687 875 28 189 3 31 3 45451806 12 94mm mm d 100 1 b 100mm 35 1 KA 023 1 K 05 1 K 1 1 Ka 60 1 K 5 2 ZH MPa ZE 8 189 741 1 a 87 0 Z 13 3 30 94 1 z m d 取 m 4 則mmmz d 120304 1 mm db d 120 12 mm b 125 1 7 47 4 核校齒輪彎曲疲勞強度核校齒輪彎曲疲勞強度 查表 4 18 得 5375 2 1 YFa 2 2 2 YFa 查表 4 16 得 63 1 1 YSa 8 1 2 YSa 因741 1 a 得681 0 75 0 25 0 a Y FSaFa n FYYY md T b K 1 2 2 MPa F 23 43631 85 1 MPaMPa b K YY YY YYY md T SaFa SaFa FSaFa n F 96 32701 217 2 11 22 122 1 2 2 大小輪齒彎曲疲勞強度滿足要求 7 57 5 確定齒輪主要尺寸確定齒輪主要尺寸 mm d 120 1 mm d 396 2 mma dd 258 2 21 7 6 計算齒輪傳動的其他尺寸計算齒輪傳動的其他尺寸 齒頂高 a h a h m 1 4 4mm 齒根高 f h a hcm 1 0 25 4 5mm 全齒高h a h f h 4 5mm 9mm m 4 mm d 120 1 mm b 120 2 5375 2 1 YFa 2 2 2 YFa 63 1 1 YSa 8 1 2 YSa MPa F 23 43631 85 1 mma258 a h 4mm f h 5mm h 9mm 頂隙c c m 0 25 4 1mm 齒頂圓直徑 3 a d 3 d 2 a h 120 8mm 128mm 4 a d 4 d 2 a h 395 8mm 403mm 齒根圓直徑 3 f d 4 d 2 f h 120 10 110mm 4 f d 4 d 2 f h 395 10 385mm 7 7 齒輪作用力的計算齒輪作用力的計算 高速級齒輪傳動的作用力 已知高速軸傳遞的轉矩 1 T 126130N mm 轉速 1 n 343r min 螺旋角 12 84 小齒輪左旋 大齒輪右旋 小齒輪直徑 1 d 80mm 齒輪 1 的作用力 圓周力 Ft1 1 1 2T d 80 1261302 N 3153 25N 徑向力為 cos tan 11 a FF n tr 3153 25 N12 1177 84 12cos 20tan 軸向力 tan 11FFta 3153 25 84 12tan 718 72N 齒輪 2 的作用力 從動齒輪 2 各個力與主動齒輪 1 上相應的力大小相等 作用力方 向相反 低速級齒輪傳動的作用力 已知條件低速軸傳遞的轉矩 2 T 545180N mm 轉速 2 n 76 2r min 小齒輪右旋 大齒輪左旋 小齒輪分度圓直徑為 3 d 120mm 齒輪 3 的作用力 圓周力N d T Ft 3 9086 120 5451802 3 2 3 2 308 80N 徑向力N aFF ntr 14 330720tan3 9086tan 33 c 1mm 3 a d 128mm 4 a d 403mm 3 f d 110mm 4 f d 385mm N Ft 25 3153 1 N Fr 12 1177 1 N Fa 72 718 1 齒輪 4 的作用力 從動齒輪 4 各個力與主動齒輪 3 上相應的力大小相等 作用力方 向相反 8 中間軸的設計計算中間軸的設計計算 8 1 已知條件已知條件 中間軸傳遞的功率 2 P 4 35kW 轉速min2 76 2 r n 齒輪 2 分 度圓直徑 2 d 360mm mmd120 3 齒輪寬度 2 b 80mm 3 b 125mm 8 2 選擇軸的材料選擇軸的材料 因傳遞的功率不大 并對重量及結構尺寸無特殊要求 故由表 8 26 選常用的材料 45 鋼 調質處理 8 3 初算軸徑初算軸徑 查表 6 3 得 C 103 126 現取 C 110 mm N P Cd35 42 2 76 35 4 1103 3 min 8 4 結構設計結構設計 軸的結構構想如圖 軸承部件的結構設計 mmd35 42 min 軸不長 故軸承采用兩端固定方式 然后 按軸上零件的安裝順 序 從 min d處開始設計 軸承的選擇與軸段 及軸段 的設計 該段軸段上安裝軸承 其設計應與軸承的選擇同步進行 選擇深 溝球軸承 軸段 上安裝軸承 其直徑既應便于軸承安裝 又應 符合軸承內經系列 暫取軸承為 6209 由表 11 1 得 軸承內徑 d 45mm 外徑 D 85mm 寬度 B 19mm 定位軸肩直徑 a d 52mm 外徑定位直徑 a D 78mm 對軸的力作用點與外圈大端面的距離 3 a 9 5mm 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號 則 5 d 45mm 軸段 和軸段 的設計 軸段 上安裝齒輪 3 軸段 上安裝齒輪 2 為便于齒輪的安裝 2 d和 4 d應分別略大于 1 d和 5 d 可初定 2 d 4 d 50mm 齒輪 2 輪轂寬度范圍為 1 2 1 5 2 d 57 6 75mm 取其輪轂寬 度與齒輪寬度 2 b 70mm 相等 左端采用軸肩定位 右端次用套筒固定 由于齒輪 3 的直徑比較小 采用實心式 取其輪轂寬度與齒輪寬度 3 b 125mm 相等 其右端采用軸肩定位 左端采用套筒固定 為使套 筒端面能夠頂到齒輪端面 軸段 和軸段 的長度應比相應齒輪的輪 轂略短 故取 2 L 123mm 4 L 68mm 軸段 該段為中間軸上的兩個齒輪提供定位 其軸肩高度范圍為 0 07 0 1 2 d 3 5 5mm 取其高度為 h 4mm 故 3 d 58mm 取mmL8 3 軸段 及軸段 的長度 軸承內端面距箱體內壁的距離取為 12mm 齒輪 2 與箱體內壁的距離取為mm13 2 齒輪 3 與箱體的內壁的距離取為 mm10 1 中間軸上兩個齒輪的固定均由擋油環完成 則軸段 的長度為 mmBL372 11 軸段 的長度為 由表 11 1 課程設 計 d 45mm 寬度 B 19 3 b 125mm 2 L 123mm 4 L 68mm mmL8 3 mm220 B mmBL462 25 軸上力作用點的間距 mma b Ll882 2 3 3 11 mm bb Ll5 108 2 32 32 mma b Ll5 682 2 3 2 53 8 5 鍵連接鍵連接 齒輪與軸間采用 A 型普通平鍵連接 查表得鍵的型號分別為鍵 14 100GB T 1096 2003 和鍵 14 60GB T 1096 2003 8 6 軸的受力分析軸的受力分析 1 畫軸的受力簡圖軸的受力簡圖如圖所示 mmL37 1 mmL46 5 2 計算軸承支承反力 在水平面上為 32 2085 2 321 2 23232 1 lll d FllFF xR arr N NFRF rhrx 7 4414 330712 1177R 3122 式中的負號表示與圖中所畫力的方向相反 在垂直平面上為 N lll lFllF R tt z 14 3118 321 31322 1 NRRR zttz 4 9121R 1232 軸承 1 的總支承反力為 NzRxRR18 3751 2 1 2 11 軸承 2 的總支承反力為 NzRxRR5 9121 2 2 2 22 3 畫彎矩圖 在水平面上 a a 剖面右側 mmNlRM xax 6 1668258032 2085 11 b b 剖面為 mmlRM xbx N95 3061 22 mmN d FMM abxbx 95 21029 2 2 2 在垂直平面上為 mmNlRM zaz 2 249451 11 mmNlRM zbz 9 624815 32 合成彎矩 a a 剖面左側 mmNMMM azaxa 46 300094 22 b b 剖面左側為 mmNMMM azbxb 4 6244823 22 b b 剖面右側為 72 625169 22 bzbxb MMM 4 畫轉矩圖 mmNT 545180 2 8 7 校核軸的強度校核軸的強度 a a 剖面彎矩大 且作用有轉矩 其軸頸較小 故 a a 剖面為危險截 面 求當量彎矩 一般認為低速軸傳遞的轉矩是按脈動循環變化的 現 選用軸的材料為 45 鋼 并經過調制處理 由表 6 4 中查出與其對應的 MPa60 1 b 取 0 6 mmNaTMM bvb 5 2 2 1044 4 根據 a a 剖面的當量彎矩求直徑 mm M d b va 98 41 1 0 3 1 2 在結構設計中該處的直徑mmd50 4 故強度足夠 8 8 校核鍵連接的強度校核鍵連接的強度 齒輪 2 處鍵連接的擠壓應力為 MPa hld T p 35 105 4 4 2 查表 6 7 得 p 125 150MPa p p 強度足夠 齒輪 3 處的鍵長于齒輪 2 處的鍵 故其強度也足夠 8 9 校核軸承壽命校核軸承壽命 計算軸承的軸向力由表 11 1 查的深溝球軸承 6209 軸承得 r C 31500N or C 20500N 2a F 718 72N r2 F 1177 12 N r3 F 3307 14N a3 F 0N 因為徑向力方向相反 則選最大的徑向力計算 壽命 035 0 2 or a C F 217 0 3 2 r a F F 利用插值法 計算徑向動載荷系數 X 1 軸向動載荷系數 Y 0 查表 7 102 1 p f 568 3968 arp YFxFfp 查表 7 8 該軸承的預期壽命12000 10 h L h r h Lh C n L 10 6 10 127731 1060 10 故軸承壽命足夠 9 高速軸的設計與計算高速軸的設計與計算 9 1 已知條件已知條件 高速軸傳遞的功率 1 p 4 53kw 轉速 1 n 343 3r min 小齒輪分度圓 直徑 1 d 80mm 齒輪寬度 1 b 86mm 9 2 選擇軸的材料選擇軸的材料 因傳遞的功率不大 并對重量及結構尺寸無特殊要求 故由 3 表 8 26 選用常用的材料 45 鋼 調制處理 9 3 初算最小軸徑初算最小軸徑 查表 6 3 得 C 103 126 考慮軸端既承受轉矩 又承受彎矩 故取 中間值 C 110 則 min d C 1 3 1 p n 26mm 軸與帶輪連接 有一個鍵槽 軸徑應增大 3 5 所以 取 min d 38mm 9 4 結構設計結構設計 軸的結構構想如圖所示 1 軸承部件的結構設計 為方便軸承部件的裝拆 減速器的機體采用剖分式結構 該減速 器發熱小 軸不長 故軸承采用兩端固定方式 按軸上零件的安裝順 序 從軸的最細處開始設計 2 軸段 軸段 上安裝帶輪 此段軸的設計應與帶輪輪轂軸空設計同步進 行 根據第三步初算的結果 考慮到如該段軸徑取得太小 軸承的壽 命可能滿足不了減速器預期壽命的要求 初定軸段 的軸徑 1 d 30mm 帶輪輪轂的寬度為 1 5 2 0 1 d 45 60mm 取帶輪輪轂的寬度 L帶輪 60mm 軸段 的長度略小于轂孔寬度 取 1 L 58mm 3 密封圈與軸段 在確定軸段 的軸徑時 應考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸 帶輪用軸肩定位 軸肩高度 h 0 07 0 1 1 d 2 45 3 5mm 軸段 的 軸徑 2 d 1 d 2 2 45 3 5 mm 34 9 37mm 其最終由密封圈確定 該 處軸的圓周素的小于 3m s 查表 7 13 用氈圈油封 查表 13 5 選氈圈 35 FZ T92010 1991 則 2 d 35mm 4 軸承與軸段 及軸段 考慮齒輪有軸向力存在 選用角接觸球軸承 軸段 上安裝軸承 其直徑應符合軸承內徑系列 現暫取軸承 7208C 由表 11 9 得軸承內 徑d 35mm 外徑D 80mm 寬度B 18mm 內圈定位軸肩直徑 a d 47mm 外圈定位內徑 a D 73mm 在軸上力作用點與外圈大端面的距離 3 a 17mm 故取軸段 的直徑 3 d 40mm 3 L 33mm 通常一根軸上的兩個軸承應取相同的型號 則 7 d 40mm 7 L 29mm 鍵選用 14 70GB T1908 2003 5 齒輪的軸段 該段上安裝齒輪 為便于齒輪的安裝 5 d 應略大于 3 d 可初定 5 d 48mm 5 L 84mm 6 軸段 該軸段直徑可取略大于軸承定位軸肩的直徑 則 4 d 48mm 軸段 的長度為 4 L 116mm 7 軸段 的長度 該軸段的長度除與軸上的零件有關外 還與軸承座寬度及軸承端 蓋等零件有關 軸承座的寬度為 12 5 8 Lccmm 由表 4 1 可 知 下 箱 座 壁 厚 0 025 0 03 2 a 3mm 9 45 10 74 8mm 取 10mm 12 aa 478e 故 X 0 44 Y 1 40 則軸承 2 的當量動 載荷為 X 2 R Y 2a F 0 44 1419 8N 1 4 567 92N 1419 8N 3 校核軸承壽命因 1 P 2 P 故只需要校核軸承 1 的壽命 P 1 P 軸承在 100 以下工作 查表 8 34 得 T f 1 查表 8 35 得載荷系數 P f 1 5 軸承 1 的壽命為 3 3 66 1 1 10101 30500 6060 577 23 1 5 1624 T h P f C Lh nf P 56671 8h h L h L 故軸承壽命足夠 10 低速軸的設計與計算低速軸的設計與計算 10 1 已知條件已知條件 低速軸傳遞的功率 3 P 4 18kW 轉速min 1 23 3 rn 齒輪4分度 元圓直徑 4 d 396mm 齒輪寬度 4 b 120mm 10 2 選擇軸的材料選擇軸的材料 因傳遞功率不大 并對重量及結構尺寸無特殊要求 選用常用的材 料 45 鋼 調質處理 10 3 初算軸徑初算軸徑 查 3 表 6 3 得 C 103 126 考慮軸端只承受轉矩 故取小值 C 105 則 min d C 1 3 1 p n 59 38mm 軸與聯軸器連接 有一個鍵槽 軸徑應增大 3 5 軸端最細處直 徑 D 60mm 10 4 結構設計結構設計 軸的結構構想如圖所示 1 軸承部件的結構設計 該減速器發熱小 故軸承采用兩端固定方式 按軸上零件的安裝順序 從最小軸徑處開始設計 2 聯軸器及軸段 軸段 上安裝聯軸器 此段設計應與聯軸器的選擇同步進行 為了補償聯軸器所連接兩軸的安裝誤差 隔離震動 選用彈性柱銷聯 軸器 查 3 表 8 37 取 A K 1 5 則計算轉距 C T A K 3 T 2992150N mm 由表 12 1 查得 GB T 5014 2003 中的 LX5 型聯軸器符合要求 公稱轉矩 為 3150000N mm 許用轉速 4750r min 取聯軸器轂孔直徑為 60mm 軸孔長度 84mm J 型軸孔 A 型鍵 聯軸器主動端代號為 LX5 60 107 GB T 5014 2003 相應的軸段 的直徑 1 d 60mm 其長度略小于轂孔寬 度 取 1 L 105mm 3 密封圈與軸段 在確定軸段 的軸徑時 應考慮聯軸器的軸向固定及軸承密封 圈的尺寸 聯軸器用周肩定位 軸肩高度 h 0 07 0 1 1 d 0 07 0 1 60mm 4 2 6mm 軸段 的軸徑 2 d 70mm 最終由密 封圈確定 4 軸承與軸段 及軸段 的設計 軸段 和 上安裝軸承 其直徑應既便于軸承安裝 又應符合軸承內 徑系列 考慮齒輪無軸向力存在 選用深溝球軸承 現暫取軸承為 6215 由 3 表 11 9 得軸承內徑 d 75mm 外徑 D 130mm 寬度 B 25mm 內圈定位軸肩直徑 a d 75mm 對軸的力作用點與外圈大端面的距離 3 a 29 5mm 故 3 d 55mm 故 3 L 49 5mm 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號 故 6 d 55mm 5 齒輪與軸段 該段上安裝齒輪 4 為了便于齒輪的安裝 5 d應略大于 6 d 可 初定 5 d 78mm 齒輪 4 輪轂的寬度范圍為 1 2 1 5 x 5 d 93 6 117mm 小于齒輪寬度 4 b 100mm 取其輪轂寬度等于齒輪寬度 其右端采用軸 肩定位 左端采用套筒固定 為使套筒端面能夠頂到齒輪端面 軸段 的長度應比輪轂略短 故取 5 L 98mm 6 軸段 該軸段為齒輪提供定位和固定作用 定位軸肩的高 度為 h 0 07 0 01 5 d 5 46 7 8mm 取 h 6mm 則 4 d 90mm 該軸 段 的長度 4 L 99 5mm 7 軸段 與軸段 的長度軸段 的長度除與軸上的零件有關 外 還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關 軸承端蓋連接螺栓 GB T 5781 M8 25 其安裝圓周大于聯軸器輪轂端面與端蓋外端面的距離為 2 K 10mm 則有 2 L 41mm 則軸段 的長度 6 L 49 5mm 8 軸上力作用點的間距軸承反力的作用點與軸承外圈大端面的距 離 3 a 27 5mm 則由圖 11 12 可得軸的支點及受力點的距離為 1 l 6 L 5 L 4 2 b 3 a 63mm 2 l 3 L 4 L 4 2 b 3 a 128mm 3 l 3 a 2 L 84 2 116 5mm 9 5 軸的受力分析軸的受力分析 畫軸的受力簡圖 計算支承反力 在水平面上為 241 1123 94753 21370 70 xrx RFRNNN 4 2 1 12 1123 94 128 753 21 63 128 r x F l RNN ll 在垂直平面上為 4 2 1 12 3088 128 2069 45 63 128 t z F l RNN ll 241 30882069 451018 55 ztz RFRNNN 軸承 1 的總支承反力為