帶式輸送機傳動系統(tǒng)設(shè)計

1、機械課程設(shè)計說明書（24）帶式輸送機傳動系統(tǒng)設(shè)計班級：A07機械（1）班 學(xué)號: 姓名:指導(dǎo)老師:第二節(jié)電動機的選擇和計算(4)第三節(jié) 傳動零件的設(shè)計計算 (7)第四節(jié) 具體二級齒輪減速器軸的方案設(shè)計 (12)第 五 節(jié)的 校 核(15)第六節(jié)軸承的潤滑及密封(16)第七節(jié)箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算 (17)第八節(jié)設(shè)計結(jié)果(22)第九節(jié)設(shè)計小結(jié)參考文獻(25)帶式輸送機傳動系統(tǒng)設(shè)計一. 設(shè)計任務(wù)傳動裝置屮廣泛采用減速器，它具有固定傳動比、結(jié)構(gòu)緊湊、 機體封閉并有較大剛度、傳動可靠等特點。設(shè)計帶式輸送機傳動 系統(tǒng)。采用V帶傳動及兩級圓柱齒輪減速器。1.原始據(jù)運輸帶的有效拉力F二7000N,運輸帶速度v二

2、0. 5m/s (允許誤差5%)，卷筒直徑D二450mm。減速器設(shè)計壽命為5年。2. 傳動裝置參考方案帶式輸送機由電動機驅(qū)動。電動機1通過V帶傳動將動力傳入兩 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6工作。3. 工作條件兩班制，常溫下連續(xù)工作；空載起動，工作載荷平穩(wěn)；三相 交流電源，電壓為380/220伏。二、傳動裝置的總體設(shè)計1. 電動機的選擇初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如圖1T所示。選擇V帶傳動和二級圓柱齒輪減速器。（1）選擇電動機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）選擇電動機的容量電動機所需工作功率按式Pd=P

3、w/q由式 P 性Fv/1000KW因此 PFv/1000 n oKW由電動機至運輸帶的傳動總效率為n a = Qi n2, *n32口4八5式中：n n 2, ns. 口斗、q 5分別為帶傳動、軸承、齒輪 傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。取幾1二0. 96、n 2=0.98 （滾子軸承）、"二0. 97 （齒輪精 度為8級，不包括軸承效率）、H 4 =0. 99 （齒輪聯(lián)軸器）、H 5=0. 96,則 H 4 二0. 96 0. 98* 0. 972 0. 99 0. 96=0. 79 所以 Pd=Fv/1000 n 4二（7000 0.5）/（1000 *0. 79） =4. 4K

4、W（3）確定電動機轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為n二60 lOOOv/iiD二60 1000 0. 5/（n 450） =21. 23r/min按課程設(shè)計指導(dǎo)書的表1推薦的傳動比合理范圍，取V帶傳 動的傳動比i】 = 24,二級圓柱齒輪減速器傳動比i2=8 40,則總傳動比合理范圍為 込=16160,電動機轉(zhuǎn)速的可 選范圍為 na = i； Xn= （16160） X21. 23 = 3393397r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750, 1000, 1500 , 3000r/min根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出有二種傳動比方案：方案電動機型號額定 功率電動機轉(zhuǎn)速r/min電動機重 量N同步轉(zhuǎn) 速滿載

5、轉(zhuǎn)速1Y132S1-25. 5300028806702Y132S2-27.5300028807203Y132S-45. 515001440680其主要性能如下:型號額定 功率KW滿載時起動電流 額定電流起動轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速 r/mi n電流（380v 時）A效率%功率因 數(shù)%Y132S-45.5144014.485.58411.62.22. 3綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、 減速器的傳動比，選定型號為的型號Y132S-4：額定功率 5. 5KW,同步轉(zhuǎn)速 1500r/min,滿載轉(zhuǎn)速 1440r/mino電動機的外形如圖2. 確定傳動裝置的總傳動比和分

6、配傳動電動機型號為Y132S-4,滿載轉(zhuǎn)速n=1440i7niin。(1) 總傳動比由式 ia=no/n=1440/21. 23=67. 83(2) 由式 ia=i0 i式中譏、i分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i。二3 (實際的傳動比要在設(shè)計V帶傳動時，由所選大、小帶輪的標準直徑之比 計算），則減速器傳動比為：i二ia/i。二67. 83/3二22. 61（3）分配減速器的各級傳動比按展開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近, 可由課程設(shè)計指導(dǎo)書圖12展開式曲線查得i產(chǎn)5.8&則 i2=i/ix=22. 61/5. 88=3. 85。3. 計

7、算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速由課程設(shè)計指導(dǎo)書上公式（9）（11）I 軸m二m/io二 1440/3二480r/minW軸n2=ni/ii=480/5. 88=81. 63r/minHI軸n3=n2/i2=81. 63/3. 85=21. 20r/min卷筒軸m二m二21. 20r/min（2）各軸輸入功率由課程設(shè)計指導(dǎo)書上公式（12）（15）I 軸P】二Pd H?！慷d n 產(chǎn)4. 4 0. 96=4. 22KW軸 P2=P1 H i2=Px n 2 n 3二4. 22 0. 98 0. 97=4. 01KWIll 軸PsPc 幾 23 二 Pl n2 幾3二 4. 01 0.

8、98 0. 97=3. 81KW卷筒軸 P1=P3 n 34=P3 n 2 n 4=3. 81 0. 98 0. 99=3. 70KW I軸、山軸的輸岀功率則分別為輸入功率乘軸承效率0. 98,例如 1 軸輸出功率為 P/=PX 0. 98=4. 22 0. 98=4. 14KW,其余 類推。（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩由課程設(shè)計指導(dǎo)書公式（16）（21）電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩Td二9550Pd/m二9550 4. 40/1440二29. 18N mI、山軸輸入轉(zhuǎn)矩I 軸 T1 二Td io H 0!= Td io Q 1=29. 18 3 0. 96=84. 04N m14 軸 t2= Ti ix n 12

9、= Tt i! n 2 n 3二84. 04 5. 88 0. 98 0. 97二469. 74N mUJ 軸 T3 Ts is * Q 23 Ts is Rs* R 3=469. 74 3.85 0. 98 0. 97=1719. 17N m卷筒軸輸入轉(zhuǎn)矩Tf Ts n 2 n 4 =1719. 17 0. 98 0. 99=1667. 94N mI山 軸的輸出轉(zhuǎn)矩則分別為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承效率0.98 ,例女口 I軸的輸出轉(zhuǎn)矩為 T二Tx 0. 98=84. 04 0. 98=82. 36N m,其余類推。運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表：功率PKW轉(zhuǎn)矩TN m轉(zhuǎn)速V軸名輸入輸出輸入輸出

10、r/min傳動比i效率n電動機軸4.4029. 181440I軸4. 224. 1484. 0482. 36480ioi 3. 00n oi0. 96W軸4.013.93469. 74460. 3581.63訕 5. 88n 120.95III軸3.813. 731719.171684. 7921.20i2z 3. 85n 230. 95卷筒軸3. 703.631667. 941634.5821.20込 1.00n3<0. 97三、傳動零件的設(shè)計計算1. V帶傳動設(shè)計(1) 確定計算功率 Pc=Ka P二1. 2 5. 5=6. 6KW 式中£為工作 情況系數(shù)，P為電機輸出功率

11、。(2) 選擇帶型號根據(jù)計算功率血為6. 6KW和小帶輪轉(zhuǎn)速 1440r/min,從機械設(shè)計課本圖8-11選取普通V帶的帶型號。查 圖初步選用A型帶。(3) 確定帶輪的基準直徑山并驗算帶速v1. 初選小帶輪的基準直徑cL根據(jù)V帶的帶型，參考機械設(shè)計課本表8-6和表8-8確定小帶輪 的基準直徑 ddi,應(yīng)使 ddi» (dd) wino (dd)min=75mni,所以選取 d“二90mm。2. 驗算帶速v根據(jù)式 V= Ji ddirh/ （60 1000） =n 90 1440/60000=6. 78m/s.3. 計算大帶輪的基準直徑由dd2=iddi =3. 0 90=270mm,

12、并根據(jù)機械設(shè)計課本表88加以適當圓整。取 血二280mm4. 確定中心距a,并選擇V帶的基準長度Ld（1）根據(jù)帶傳動總體的尺寸的限制條件或要求的中心距，結(jié)合 式（8-20）初定中心距初在0%十）旬2（僉十）范圍內(nèi),初 定屮心距ao=500mni（2）計算相應(yīng)的帶長Ld。LdoQ2a<o+ 肌（ddi+dd2）/2+（dd£-d“）/4ao2 500+h （90+280）/2+（280-90） 7 （4 500）=1438. 35m帶的基準長度Ld根據(jù)Ld。表8-2選取，得Ld二1400mm（3）計算屮心距a及其變動范圍。傳動的實際中心距近似為 a a0+ （Ld- Ld0） /

13、2 500+（1400-1438. 35）/2二480. 83mm 取 a二481mm。考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而 產(chǎn)生的補充張緊的需要，常給出中心距的變動范圍 務(wù)8一0.015Ld二481-0. 0151400=460aFa+0. 03Ld二481+0. 03 1400=523.（5）驗算小帶輪上的包角a i由機械設(shè)計課本（8-7）可知，小帶輪上的包角小于大帶輪上的 包角。又由機械設(shè)計課本（8-6）可知，小帶輪上的總摩擦力小 于大帶輪上的總摩擦力。因此，打滑只可能發(fā)生才小帶輪上。為 了提高帶傳動的工作能力，應(yīng)使/180°(dd?ddJ 57. 3% 1

14、20°ai180°-(dd2-ddl) 57. 3°/a=180°-(280-90) 57. 3°/481=159. 75°2120°(6)確定帶的根數(shù)z查機械設(shè)計課本表8-4a, 8-4b得出Po=l. 07, APo=O. 17,查表85得 KfO. 95,查表 8-2 得 Kl二0. 96Z二Ps/Pr二Kf / (Po+P0)KaKL=l. 2 5. 5/(1. 07+0. 17)0. 95 0. 96=5. 84 取 5 跟。7)確定帶的初拉力F。( Fo )圈二500(2.5-Ka )Pca/KaZv+qv2=5

15、00 (2. 5-0. 95) 6. 6/0. 95 5 6. 78+0. 10 6.78=163. 42N新安裝的V帶，初拉力為1. 5 (Fo) min;對于運轉(zhuǎn)后的V帶，初拉力應(yīng)為1. 3 (Fo) Bin(8)計算帶傳動的壓軸力FP為了設(shè)計帶輪軸的軸承，需要計算帶傳動作用在軸上的壓軸力FP%二2zF°sin ax/2 二2 5 163. 42 sin 159. 75°/2=1608. 75N二、齒輪傳動設(shè)計(一)高速級齒輪傳動的設(shè)計計算1. 齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用標準 直齒圓柱齒輪。(1) 齒輪材料及熱處理大小齒輪

16、材料為20CrMnTio齒面滲碳淬火，齒面硬度為5862HRC,有效硬化層深0.50.9mm。(2) 齒輪精度按GB/T10095-1998,選擇6級，齒根噴丸強化。(3) 確定齒數(shù)因為是硬齒面，故取z】二20, ZFZ】人二20 5. 88二118傳動比誤差 i=u = Z2/ Zi = 118/20=5. 9Ai= | (5. 9-5. 88)/5. 88 | 二0. 3%<5%,符合2. 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸一.按照齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式進行試算，即dlt 2 2.32KtL/a* (u+l)/u (Ze/ohJ) 2 13(1) 確定公式內(nèi)的各計算值(2) 試選載荷

17、系數(shù)Kt二1. 3(3) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T產(chǎn)95. 5 105P/ m二95. 5 105 5. 5/480二 109427N mm3. 由表10-7選取齒寬系數(shù)d二1.04. 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze二189. 8lPa125. 經(jīng)查圖 10-20 ,取 O Hliml = 0 Hlim2 = 1500MPd ,。FE1 =。FEU =920Mpa<>6. 由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 假設(shè)齒輪工作壽命為5年每 年工作300天。N】二60njLh二60 480 1 (2 8 5 300) =6.912 10sN尸6. 912 1075. 88=1. 176

18、10s7. 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)K®二0. 91, K脛二0. 958. 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S二1,由式10-12得o h fKh>-! O linl/2=0. 91 1500/2二682. 5MPao H 2=Khs-2 o i遠/2二0. 95 1500/2=712. 5MPa(2)計算1. 試算小齒輪分度圓直徑dlt,代入。訂中較小的值dlt 2 2. 32【KtL/Od (u+l)/u ( ZE/o « ) 2 山二2. 321.3 109427/1 (6.88/5.88) (189. 8/682. 5)2 1/3=54

19、. 38mm2. 計算圓周速度vV= n dltnx/60 1000= n 54. 38 480/60000=1. 37m/s3. 計算齒寬bb 二d dit二 1 54. 38二54. 38mm4. 計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù)mt二山t/z】二54. 38/20二2. 72mm齒高h二2. 25nit二2. 25 2. 72二6. 12mmb/h二54. 38/6. 12=8. 895. 計算載荷系數(shù)根據(jù)v二1. 37m/s, 6級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=l. 01 直齒輪，心二心二1. 1由表10-2查得使用系數(shù)氐二1由表10-4查得6級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， K

20、hp=1. 504 由 b/h=8. 89, KHP=1. 504 查圖 10-13 得 KfP=1. 4K二 Ka 匕 Kna Khe二 1. 00 1.01 1. 1 1. 504=1. 6716. 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由下式計算 山二血 (K/Kt)1 -54. 38 (1. 671/1. 3)1/3=59. 13mm7. 計算模數(shù)mm 二山/zi二59. 13/20二2. 96mm二.按照齒根彎曲強度設(shè)計彎曲強度的設(shè)計公式為(2KL/OdZ12 YFaYsa/。F)1/3確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值L 經(jīng)查圖 10-20,取 o 恥辺=o 曲心=1500MP&,

21、o FEl= o 2 = 920Mpa。2. 查圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)隔二0.89, K垃二0.913. 計算彎曲疲勞需用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S二1.4o f】=K曲 O FE1/S二0. 89 920/1. 4二584. 86MPao F 2=K2 o FE2/S=0. 91 920/1. 4=598MPa4. 載荷系數(shù) K=Ka Kv KFa 心0二 1. 00 1.01 1. 1 1. 4=1. 5555. 齒形系數(shù)Yf*及應(yīng)力校正系數(shù)Ysa當量齒數(shù) ZvFZx/cos2、低速級齒輪傳動的設(shè)計計算1 .齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬

22、齒面漸開線斜齒輪 3 二20/cos315°二22. 19Zy二Zz/cos訃二118/cos'15°二130. 933查課本表 10-5 得 YFal=2. 72, YFa2=2. 14, YSal=l. 57, YSa2=l. 836. 計算大小齒輪的YFaYSa/ o f并加以比較YraiYsai/ O fi=2. 72 1. 57/584. 86=0. 00730YFa2Ysa2/ o f?二2. 14 *1. 83/598=0. 00655 小齒輪 的數(shù)值大(2)設(shè)計計算m2(2KWzfYpJsa/EoJ)13-(2 1. 555 109427/1. 0

23、202 0. 00730) 1 3=1. 82對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m小于由齒根彎 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 強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能 力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強度算得的1.82并就近圓 整為標準值m=2. 0mm,按接觸強度算得的分度圓直徑山二70. 12, 算出小齒輪齒數(shù)z i=di/m=68. 14/2=34大齒輪齒數(shù)zf3. 83 zl3. 83 34二 128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3、幾何尺寸計算1. 計算分度圓直徑2. 計算中心距3 計算齒輪寬度 取 B2=7

24、0, Bx=75齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊避免浪費。di=Zim=34 2=68mmd?二Zrm二 128 2=256mma二（d】+dj /2二（68+256）/2二162mmb二 Si 二 1 68 二 68mm(1) 齒輪材料及熱處理大小齒輪材料為45鋼。調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒面硬度為215HBSo(2) 齒輪精度按GB/T10095-1998,選擇6級，齒根噴丸強化。(3) 確定齒數(shù)因為是硬齒面,所以取z產(chǎn)35, z2=zx i產(chǎn)35 3. 85=135傳動 比誤差 i=u = z/ z】=135/35二3. 86 i= I (3. 86-3. 85)/3. 85 | 二0. 26%

25、<5%,符合2. 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸一.按照齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式進行試算，即dlt 2 2.32 KtL/Od- (u+l)/u - (Ze/oJ)21 13(4) 確定公式內(nèi)的各計算值1. 試選載荷系數(shù)Kt=l. 32. 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=95. 5 105P/ n2=95. 5 105 5. 5/81. 63=643. 45N m3. 由表10-7選取齒寬系數(shù)d二1.04. 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze二189. 8lPa125. 經(jīng)查圖 10-20,取 O Hiinxi = 0 皿遠=610曲&, O fei= 0 FE2 = 500Mp

26、ao6. 由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 假設(shè)齒輪工作壽命為5年每 年工作300天。N】二60njLh二60 81. 63 1 2 8 5 300二 1. 175 10sN2=l. 175 1073. 85=3. 052 1077. 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)曲二0. 93, K=0. 958. 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S二1,由式10-12得。1 二Khni。93 610567. 3MPa。hJ 2Khn2。1淀二0. 95 500475MPa(2)計算4. 試算小齒輪分度圓直徑dlt,代入。中較小的值血2 2. 32 KtL/Od (u+l)/u ( Ze/oh

27、 ) 2 1 =2. 32【1.3 643450/1 (4. 85/3. 85) (189. 8/475)2 1 =55. 21mm5. 計算圓周速度vV= n dg/60 1000= n 55. 21 81. 63/60000=0. 24m/s6. 計算齒寬bb 二d dit二 1 55. 21 二55. 21mm 計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù)mt二山t/z】二55. 21/35二 1. 58mm齒高h二2. 251二2. 25 1. 58=3. 55mmb/h二55. 21/3. 55二 15. 55 計算載荷系數(shù)根據(jù)v二0. 24m/s, 6級精度,由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=l. 0

28、1 直齒輪，心二心二1. 1由表10-2查得使用系數(shù)Ka二1由表10-4查得6級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， Khp=1. 148 由 b/h二 15. 55, K汕二 1. 148 查圖 10-13 得 Kf卩二 1. 44K二 Ka © 心 Khp=1. 00 1.01 1. 1 1. 148=1. 2756. 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由下式計算 山二血 (K/Kt) 1/3=55. 21 (1. 275/1. 3)1 =54. 85mm7. 計算模數(shù)mm 二山/z】二54. 859/35二 1. 57二.按照齒根彎曲強度設(shè)計彎曲強度的設(shè)計公式為m2 (2K

29、T】/dzf YFaYsa/E。F)1/3確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值L 經(jīng)查圖 10-20 ,取 O Hliml = 0 Hli迪=550MP& , O 陽=O FE2 = 400=Mpao2. 查圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)心滬0.90, K毗二0.953. 計算彎曲疲勞需用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S二1.4o f】二Km o pE1/S=0. 90 550/1. 4二353. 57IPao F 2=K2 o FE2/S=0. 95 400/1. 4二271. 43MP&4. 載荷系數(shù) K=Ka Kv Kpa Kfp=1. 00 1.01 1. 1 1. 416=1. 5735.

30、 齒形系數(shù)f及應(yīng)力校正系數(shù)Ysa當量齒數(shù) Zvi=Zi/cos3 B =35/cos315°=38. 89Zz2/cos3 B =135/cos315°=139. 76查課本表 10-5 得 YFal=2. 40, YFa2=2. 14, YSaFl. 67, YSa2=l. 836. 計算大小齒輪的YFaYSa/ o f并加以比較YpaiYsai/ o fi=2. 40 1. 67/353. 57=0. 0113YpaoYsas/ O f2=2. 14 1. 83/271. 43=0. 0144 小齒輪的數(shù)值大(2)設(shè)計計算m 2(2KT】/ dzfYpaYsa/Eap)

31、1 -(2 1.573 643450/1. 0 352 0. 0144) 1 =2. 38對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m小于由齒根彎 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 強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能 力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強度算得的2. 38并就近圓 整為標準值m=2. 0mm,按接觸強度算得的分度圓直徑£二71. 21, 算出小齒輪齒數(shù)z 1di./m88. 93/ 245大齒輪齒數(shù)zf3. 85 zl3. 85 45二 170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3、幾何尺寸計算1計算分度圓

32、直徑2.計算中心距3 .計算齒輪寬度 取 B2=90, B產(chǎn)95齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊避免浪費。di=Zim=45 2=90mmd：Zsin173 2340nuna= (d】+d2)/2 二(90+340) /2二 215mmb二 ddi 二 1 90 二 90mm四、具體二級齒輪減速器軸的方案設(shè)計1-各軸的最小直徑計算(1) 高速軸1材料為38CrMnM0,經(jīng)調(diào)質(zhì)處理,硬度為217269HBS, 按扭轉(zhuǎn)強度計算，初步計算軸徑，取A=110dAo(P/n) 1/3=110 (4. 22/480)山二22. 70mm由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%、7%,取 最小軸徑d

33、nin=24mm(2) 軸II材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度為217255HBSo按 扭轉(zhuǎn)強度計算，初步計算軸徑，取120dA0 (P/n)13=120 (4. 01/81. 63)山二43. 95mm取安裝小齒輪處軸徑dnin=46mm(5) 軸III材料為40Cr,經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度為24-286HBS。按 扭轉(zhuǎn)強度計算，初步計算軸徑，取110dAo (P/n)13=110 (3. 81/21. 20)山二62. 07mm由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%、7%,取最 小軸徑dnin=66mm(4) 卷筒軸材料為40Cr,經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度為241286HBS。按 扭轉(zhuǎn)強度計算，

34、初步計算軸徑，取110dAo(P/n) 13=110 (3. 70/21. 201/3=61. 47mm由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%、7%,取最 小軸徑dfflin=65mm2. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計I軸：軸的最小直徑顯然是安裝大帶輪的直徑。軸1爪平面內(nèi)受力軸I軸承受力情況(1) 裝配方案：軸的左端與大帶輪相連，從左到右依次連接滾 動軸承，高速級小齒輪，滾動軸承。(2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1. 為了滿足大帶輪的軸向定位要求，最左端需制岀一軸肩，故取 d:-3=30mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D二30mm。 大帶輪與軸配合的孔長度L嚴60mm,

35、為了保證軸端擋圈只壓在大 帶輪而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應(yīng)比Li略短一些，現(xiàn) 取 Li-2=58mmo2. 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受到徑向力和軸向力的作用， 故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d2-3=30mm,由軸 承產(chǎn)品目錄屮初步選取單列滾子軸承32907 ,其尺寸為 d D T=35mm 55mm 14mm,故 d3-i=d-s=35mm;而 L；-s二 14mm.右端 滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得32907型軸承的 定位軸肩高度h=5mm,故取d6-7=45mm.3. 取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑二38mm;齒輪的左端與左端 軸承之間采用套筒定位

36、。已知齒輪輪轂的寬度55mm,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 L 1-5=52mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度0. 07d,故取 h=4mm,則軸環(huán)處的直徑d5-6=46mm.軸環(huán)寬度b21. 4h=5. 6mm,取 Lo-eGninio4. 軸承端蓋的總寬度lOmmo根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承 添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與大帶輪右端面的距離 L二20mm,故取 Lh二30mm。5. 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離滬16mm,齒輪與齒輪間的距離 c=20mmo考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距 離箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8mm,已知滾動軸承

37、寬度T二14mm, 低速級小齒輪的輪轂長L二75mm,則L3-1 二 T+s+a+ (55-52)二 14+8+16+3 二 41mmLg-?二 L+c+a+s-Lx 二30+20+16+8-6二 68mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的軸向定位聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接。聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵b h=20mm 12mm,長度取60mm,配合選取H7/k6.滾動軸承與軸的周向定位由過渡配合保證，此處選用軸的直徑尺寸公差m6o（4）確定軸上的圓角和倒角尺寸取軸端倒角2 45°,各軸肩處的圓角半徑取2. 0綜上，1 軸：Lx二58mm, L2-3=30m

38、m, L3-F41mm, G二52mm, 弋二6mm, L6-=68mm,L7-s=14mmdi-225nim, d2-330nini, d3-i35nini, di-538nini, d5-646mni, d6-745nun, 二35mm單列圓錐滾子軸承型號：329072 屜:Li-248mni» L2-346nini, L3-i6mni» Li-550n）m, L5-66n）niT L6-770nun»L7-s=49mmdr二50mm,二56mm, d3-F64mm, ddGOmm, d5-6=64mni, d6-7=56mm, d7-s=50mm單列圓錐滾子

39、軸承型號：320103 殂3： Li-?二20nini, L2-367mni, L3-4二7mni, L4-5二66nun, L5-6=48nini, L6-7=30nini, Lr=80mmdi-27 5mm, d：-3=81nini, d3-i78nini, di-5二68mm, ds-e二75mni, ds-772mni, d；-s二 68mm單列圓錐滾子軸承型號：32915套 筒軸：Li-?二80mm, L2-330nun» L3-i:49nini> Li-590mni, L5-6=49mni dr二68mm, dz二72mm, ch-1二75mm, d 1-5=8lm

40、m, d5-6=75mm 單列圓錐滾子軸承型號：32915五鍵的校核設(shè)定輸入軸與聯(lián)軸器Z間的鍵為1 ,齒輪2與屮間軸Z間的 鍵為鍵2,齒輪3與屮間軸Z間的鍵為鍵3,齒輪4與輸岀軸之 間的鍵為鍵4,輸岀軸與鏈輪之間的鍵為鍵5。鍵的類型圖如下:1、根據(jù)軸的直徑選擇根據(jù)條件選取的鍵型號規(guī)格如下（參考表2）：鍵1：圓頭普通平鍵（A型）鍵2：圓頭普通平鍵（A型）b二 8 mm h二7mmL=28mmL=45mmb二14mmh=9mm鍵3：圓頭普通平鍵（A型）b=14mmh=9mmL=63mm鍵4：圓頭普通平鍵（A型）b=20mmh二12mmL=56mm鍵5：圓頭普通平鍵（A型）b二16mmh二10mmL

41、二40mm2、校核鍵的承載能力因為：鍵1受到的轉(zhuǎn)距T產(chǎn)34. 12N-m鍵2受到的轉(zhuǎn)距T2=97. 78N m鍵3受到的轉(zhuǎn)距T2=97. 78N -m鍵4受到的轉(zhuǎn)距"357. 58N - m鍵5受到的轉(zhuǎn)距山二357. 58N - m鍵的材料為鋼，輕微沖擊，2為100"120Mp,取二110Mp鍵的校核公式：勺=空也（k二0.5h l=L-b d為軸的直徑） kid所以:校核第一個鍵：J =二 2丫節(jié)2; 1 ()43.52M/W 6 kid8x7x28校核第二個鍵：b廠勢= 34.49MW 勺1kid14x9x45校核第三個鍵：叭=理字=2:,78:丁 = 2430 勺1k

42、id14x9x63校核第四個鍵：勺=生竺=2x357.58x 1 ()53.21W & "kid20x12x56'校核第五個鍵：b廠勢，呼憲$ = 101.74W&卩 kid 16x10x40卩六軸承的潤滑及密封根據(jù)軸頸的圓周速度，軸承可以用潤滑脂和潤滑油潤滑，由于齒 輪的轉(zhuǎn)速根據(jù)以知是大于2m/s,所以潤滑可以靠機體的飛濺直接 潤滑軸承?；蛞龑?dǎo)飛濺在機體內(nèi)壁上的油經(jīng)機體泊分面上的油流 到軸承進行潤滑，這時必須在端蓋上開槽。如果用潤滑脂潤滑軸 承時，應(yīng)在軸承旁加擋油板以防止?jié)櫥魇А２⑶以谳斎胼S和 輸出軸的外伸處，都必須密封。以防止?jié)櫥屯饴┮约盎覊m水汽 及

43、其它雜質(zhì)進入機體內(nèi)。密封形式很多，密封效果和密封形式有 關(guān)，通常用橡膠密封效果較好，一般圓周速度在5m/s以下選用 半粗羊毛氈封油圈。七.箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計計算已知：中心距a二150mm1、機座壁厚5d = 0.025“ + 3 = 0.025 xl5O+3 = 6J5nun考慮到鑄造工藝，所有的壁厚都不能小于8mm故取"8mm2、機蓋壁厚qJ, = 0.020“ + 3 = 6mm同樣取 J, =8mni3、機座凸緣厚度bb = 1.5J = 1.5x8 = 12mm4、機蓋凸緣厚度勺b、= 1.5<5( = 1.5x8 = 1 hniri5、機座底凸緣厚度b2 = 2.5J =

44、 2.5 x8 = 20mm6、地腳螺釘直徑-d = 0.036a + 12 = 17 Amin 取 d f 8 mm o由機械設(shè)計手冊上查的標準件內(nèi)六角圓柱頭螺釘其螺紋規(guī)格d 為 M (18)7、地腳螺釘數(shù)目“因為 a = 125mm , a < 250m/n 500?？所以n二48、軸承旁連接螺栓直徑山di =0.75, =0.75x18 = 13.5"”； 取=16mnio查的標準件六角頭螺栓一c級其螺紋規(guī)格d為M (16)9、機蓋與機座連接螺栓直徑厶d2 = (0.5 0.6)d/ = (0.5 0.6) x 1 Siiun = (9 10.8)/?/?/查的標準件六角

45、頭螺栓一c級其螺紋規(guī)格d為M (10)10、連接螺栓妁的間距/ = 150/7?/? 200"，取 / = 175""11、軸承端蓋螺釘直徑心d3 = (0.4 0.5)/ = (0.4 0.5) xl8 = (7.2 9.0)mm查的標準件內(nèi)六角圓柱頭螺釘其螺紋規(guī)格d為M (812、窺視孔蓋螺釘直徑心4 = (0.3 0.4)0 = (0.3 0.4)xl9 = (5.7 7.6)m/n查的標準件內(nèi)六角圓柱頭螺釘其螺紋規(guī)格d為M (6)13、定位銷直徑dd = (0.7 0.8)2 = (0.7 0.8) x 10 = (7 S)mm查的標準件內(nèi)六角圓柱頭螺釘其螺紋規(guī)格d為