螺旋输送机装置说明书要点.pdf

机械设计课程设计 计算说明书 题目螺旋输送机传动装置 指导教师 院系机械工程 班级机电 姓名 完成时间2014.6. 20 I 目录 绪论 1 一、机械传动装置的总体设计 2 二、电动机的选择 3 2.1 选择电动机的类型和结构形式 3 2.2 选择电动机的功率 3 2.3 电动机转速选择. 4 三、计算总的传送比及分配各级的传动比 4 3.1 计算总传动比 4 3.2 分配传动装置各级传动比 4 四、计算各轴的功率，转数及转矩 5 五、 V 带传动计算设计. 6 六、齿轮的设计计算 8 6.1 齿轮传动设计准则. 8 6.2 直齿 1、2齿轮的设计 9 6.3 直齿 3、4齿轮的设计 13 七、轴的设计计算 17 7.1 滚动轴承的选择与校核计算. 17 7.2 轴的校核 . 21 八、键联接的选择及其校核计算 25 8.1 键的设计和计算. 25 8.2 键的校核计算. 26 九、联轴器的选择 26 十、减速器箱体的设计 26 十一、润滑密封设计 29 十二、减速器的维护与保养 29 十三、课程设计心得体会 31 参考文献 333 1 绪论 螺旋输送机在输送形式上分为有轴螺旋输送机和无轴螺旋输送 机两种，在外型上分为 U型螺旋输送机和管式螺旋输送机。有轴螺旋 输送机适用于无粘性的干粉物料和小颗粒物料. （例如：水泥、粉煤 灰、石灰、粮等）而无轴螺旋输送机适合输送机由粘性的和易缠绕的 物料。 （例如：污泥、生物质、垃圾等）螺旋输送机的工作原理是旋 转的螺旋叶片将物料推移而进行螺旋输送机输送，使物料不与螺旋输 送机叶片一起旋转的力是物料自身重量和螺旋输送机机壳对物料的 摩擦阻力。螺旋输送机旋转轴上焊的螺旋叶片，叶片的面型根据输送 物料的不同有实体面型、带式面型、叶片面型等型式。螺旋输送机的 螺旋轴在物料运动方向的终端。 有止推轴承以随物料给螺旋的轴向反 力，在机长较长时，应加中间吊挂轴承。 螺旋机不适于输送易变质的、 粘性大的、易结块的物料。在混凝土搅拌站中, 螺旋输送机的作用得 到了最大的体现 . 在课程设计中用到 “三边设计法”加快设计速度， 提高设计质量。 在设计中，边画图，边设计，边修改。设计说明书的内容大致包括以 下几个方面：（1）目录（ 2）设计任务书（ 3）电动机的选择（ 4）传 动装置的运动机动力参数计算（5）传动零件的设计计算（ 6）轴的设 计计算（7）滚动轴承的选择与寿命验算 （8） 键连接的选择和验算 （9） 联轴器的选择（ 10）设计小结（ 11）参考文献 2 设计及计算说明书 一、机械传动装置的总体设计 1）螺旋输送机传动装置简图 图 1.1 螺旋输送机传动装置简图 图 1-2 螺旋输送机减速器实物图 2）原始数据 螺旋轴上的功率P = 0.7kW 螺旋筒轴上的转速n=11.5 r/min 结果 P = 0.7kW n=11.5 r/min 3 3）工作条件与技术要求 输送机转速允许误差为 ± 5%；工作情况：三班制，单向连续 运转，载荷较平稳；工作年限：10年；工作环境：室外，灰尘 较大，环境最高温度35；动力来源：电力，三相交流，电压 380V；检修间隔期：三年一大修，两年一中修，半年一小修； 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，单件生产。 4）设计任务量 减速器装配图一张（ A0 或 A1）;零件工作图 2 张 二、电动机的选择 2.1 选择电动机的类型和结构形式 生产单位一般用三相交流电源，如无特殊要求(如在较大范 围内平稳地调速，经常起动和反转等)，通常都采用三相交流异 步电动机。我国已制订统一标准的Y 系列是一般用途的全封闭 自扇冷鼠笼型三相异步电动机，适用于不易燃、不易爆、无腐 蚀性气体和无特殊要求的机械，如金属切削机床、风机、输送 机、搅拌机、农业机械和食品机械等。由于Y 系列电动机还具 有较好的起动性能，因此也适用于某些对起动转矩有较高要求 的机械 (如压缩机等 )。在经常起动，制动和反转的场合，要求电 动机转动惯量小和过载能力大，此时宜选用起重及冶金用的YZ 型或 YZR 型三相异步电动机。 三相交流异步电动机根据其额定功率(指连续运转下电机 发热不超过许可温升的最大功率，其数值标在电动机铭牌上)和 满载转速 (指负荷相当于额定功率时的电动机转速，当负荷减小 时，电机实际转速略有升高，但不会超过同步转速磁场转 速)的不同，具有系列型号。为适应不同的安装需要，同一类型 的电动机结构又制成若干种安装形式。各型号电动机的技术数 据(如额定功率、满载转速、堵转转矩与额定转矩之比、最大转 矩与额定转矩之比等 )、外形及安装尺寸可查阅产品目录或有关 机械设计手册。按已知的工作要求和条件，选用Y 型全封闭笼 型三相异步电动机。 2.2 选择电动机的功率 工作机所需的功率为 螺旋工作输出 P FV P 1000 弹性联轴器的传动效率97.0 联轴器 4 滚动轴承的传动效率99. 0 滚动轴承 V 带的传动效率96.0 V带 螺旋筒的传动效率96.0 螺旋筒 电动机至运输带之间总效率 螺旋筒带滚动轴承齿轮联轴器总V 32 =96.096.099.097.099.0 32 =833. 0 kw84.0 833.0 7.0 总 工作输出 电动机输入 P P 2.3 电动机转速选择 电动机额定电动机输入 PP 根据机械设计基础课程设计表16-1，选择电动机型号 为 Y90L-6,其额定功率为 1.1kw，满载转数为 910r/min 即kW1. 1 电动机额定 P r/min910n电动机额定 三、计算总的传送比及分配各级的传动比 3.1 计算总传动比 总传动比1 .79 5.11 910 iii n n v3.41.2 工作机 电动额定 总i 3.2 分配传动装置各级传动比 考虑两级齿轮润油问题，两级齿轮应有相近的浸油深度，所以 833.0 总 KW84.0P电动机输入 kW1 .1 电动机额定 P r/min910n电 动机额 定 1.79i总 5 高速级齿轮传动比 2 .1 i与低速级齿轮传动比 4. 3 i的比值取2 .1，即 2 . 1 i=2.1 4. 3 i 取9.3 v i f i=1.79/9.3=2 .20; i 2.1 f 2. 1 i=9.4； 1.4/ 2. 14. 3 iii f 表 3-1 由常用传动机构传动比使用范围 齿轮传动 单 级 传 动比 常用值 圆柱 35 V 带 24 最大值8 5 四、计算各轴的功率，转数及转矩 1） 已知条件 kW1. 1 电动机额定 P r/min910n电动机额定 2）电动机轴的功率 P，转速n及转矩T 1.1 0电动机额定 PPkw 910nn0 电动机额定 r/min 11544 n 1055.9 0 06 0 P TN· mm 3） 轴的功率 P，转速n及转矩T 056. 196.01.1 0V PPkw 3.233/nn 0V i r/min 9. 3i 带V 9 .4 2. 1 i 1 .4 4. 3 i kW1. 1 电动机额定 P 910r/min 电动机额定 n KW1 .1 0 P min/910n0r mmNT11544 0 W056.1Kp min/3.233nr 6 43227 n 1055.9 6 P TN· mm 4） 轴的功率 P，转速n及转矩T 014. 199.097. 0056.1 2 .1轴承 PPkw min/6 .47 9.4 3.233 i n n 2.1 r mmN P T203439 n 1055. 9 6 5） 轴的功率 P，转速n及转矩T KWPP973.099.097.0014. 1 4.3轴承 min/6.11 1.4 6.47 i n n 4 .3 r mmN P T801047 n 1055.9 6 五、V 带传动计算设计 已知 电动 机功 率 1.1KW,转速 min 910 r n，传动 比选 择 9 .3i，每天三班制。 1 确定计算功率 ca P 查表 88 得工作情况系数2. 1 A K,故 KWKWPKP Aca 32.11 .12.1 2 选择 V 带的型号 根据 ca P 、 n由图 811 选用 A 型。 3 确定带轮的基准直径 d d 并验算带速 1) 初选小带轮的基准直径 1d d 查表 87 和表 89 取小带轮的基准直径mmdd95 1 。 2) 验算带速 sm nd /53.4 100060 91095 100060 1 带速基本满足要求故 带速合适。 3）计算大带轮的基准直径 mmmmdidd5 .370959 . 3 12 查表 89 取标准为mmdd400 2 . 4 确定 V 带的中心距和基准长度 1）初选 0 a 根据 )(2)(7.0 21021dddd ddadd mmNT43227 1 KWP014.1 min/6 .47 rn mmNT203439 KWP9973. 0 min/6.11nr mmNT801047 2. 1 A K KW CA 32. 1P mmdd95 1 mmdd400 2 7 初取mma500 0 2) 计算带所需基准长度 t K mm a dd ddaL dd ddd 4.1810 7004 )95400( )40095( 2 5002 4 )( )( 2 2 2 0 2 12 2100 查表 82 得基准长度mmLd1940 3) 计算实际中心距1 d mm LL aa dd 565) 2 4.18101940 500( 2 0 0 d Laa015. 0 min d Laa03.0 max 中心距变化范围为536mm-594mm 5 验算小带轮上的包角 00 0 0 0 12 0 1 120145 499 3.57 )95400(180 3 .57 )(180 a dd dd 6 计算带的根数Z 1) 计算单根 V 带的额定功率 r P 由mmdd95 1 和 min 910n r 查表 84 得KWP77.0 0 。 根据 min 910 r n9. 3 1 i和 A 型带查表 85 得KWP11.0 0 查表 8-6、表 82 得02. 1,091 L KK于是 KW KKPPP Lr 81. 002.191. 0)11.077. 0( )( 00 2) 计算 V 带的根数z 63.1 81.0 32.1 r ca P P z 取 2 根。 7 计算单根 V 带的初拉力 0 F 查表83 得 A 型带的单位长度质量mq/kg105.0，所以 N qv zvK PK F ca 4.129 53.4105.0 53.4291.0 32.1)91.05.2( 500 )5.2( 500 2 2 0 8 计算压轴力 p F NzFFp6 .493 2 145 sin4.12922 2 sin2 1 0 9 主要设计结论 mma500 0 mmLd1940 2z NF4.129 0 6.493 p F 8 选用A 型普通带2根，带基准长度mm1940。带轮基准直径 mmdd95 1 ,mmdd400 2 ,中心距控制在mma594536， 单根 带初拉力NF4.129 0 。 六、齿轮的设计计算 6.1 齿轮传动设计准则 齿轮传动是靠轮齿的啮合来传递运动和动力的，齿轮失效 是齿轮常见的失效形式。由于传动装置有开式、闭式，齿面硬 度有软齿面（硬度 350HBS ） 、硬齿面（硬度 350HBS） ，齿轮 转速有高与低，载荷有轻与重之分，所以实际应用中常会出现 各种不同的失效形式。分析研究试销形式有助于建立齿轮设计 的准则，提出防止和减轻失效的措施。 设计齿轮传动时应根据齿轮传动的工作条件、失效情况 等，合理地确定设计准则，以保证齿轮传动有足够的承载能力。 工作条件、齿轮的材料不同，轮齿的失效形式就不同，设计准 则、设计方法也不同。 对于闭式软齿面齿轮传动，齿面点蚀是主要的失效形式， 应先按齿面接触疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主要参数 和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲强度。 闭式硬齿面齿轮传动常因齿根折断而失效，故通常先按齿 根弯曲疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的模数和其他尺寸， 然后再按接触疲劳强度校核齿面的接触强度。 对于开式齿轮传动中的齿轮，齿面磨损为其主要失效形 式，故通常按照齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的 9 模数，考虑齿轮的模数，考虑磨损因素，再将模数增大10% 20%，而无需校核接触强度。 6.2 直齿 1、2 齿轮的设计 (一)根据已知条件选择材料 1，KWPP056.1 2，min/3.233 1 rnn min/6.47 2 rnn 3，工作条件：使用寿命10 年，三班制，单向连续运转， 均匀平稳。 （二）选择齿轮材料及精度等级。 小齿轮选用 40Cr 钢调质硬度 HB1=280HBS 大齿轮选用 45 调质钢硬度 HB1=240HBS 表 6-1 常用机构的齿面粗糙度使用范围 工作机械载荷特性 原动机 电动机 多缸内 燃机 单缸内 燃机 均匀加料的运 输机和加料机、轻 型卷扬机、 发电机、 机床辅助传动 均匀、轻微 冲击 11.2 1.21.6 1.61.8 不均匀加料的 运输机和加料机、 重型卷扬机、球磨 机、机床主传动 中等冲击1.21.6 1.61.8 1.82.0 10 冲床、钻床、 破碎机、挖掘机 大的冲击1.61.8 1.92.1 2.22.4 精度等级： 7 级齿面粗超度Ra 1.21.6m (三)按齿轮接触疲劳强度设计 转矩mmNTT43227 1 mmNTT203439 2 （四）载荷系数 t K和材料弹性影响系数 E Z 由下表 4-1 试选载荷系数 t K=1.2 表 4-1 载荷系数 K 查 机械设计表 10-5 得材料的弹性影响系数 2/1 8.189 MPaZE （五）齿宽系数 d 因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，查 表 6-2 得，1 d 表 6-2 齿宽系数 齿 轮 相 对 于 轴 承 的位置 齿面硬度 软齿面 （350HBS ） 硬齿面（ 350HBS ） 对称布置0.81.4 0.40.9 不对称布置0.61.2 0.30.6 悬臂布置0.30.4 0.20.25 (六)许用接触疲劳许用应力 H 由 机 械 设 计 图10-21查 得 ，MPa H 600 1lim MPa H 550 2lim 计算应力循环次数： 9 1 1059. 1)836510(19106060 h njLN 2/1 8.189 MPaZE 1 d 9 1 1059.1N 11 8 9 2 .1 1 2 1025.3 77. 4 1059.1 i N N 查课本 机械设计图 10-23 得，90. 0 1HN K，94. 0 2HN K 取失效概率为 1%，安全系数1 HS MPa S K H HHN H 540 1 60090. 01lim1 1 MPa S K H HHN H 517 1 55094. 0 2lim2 2 取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 MPa HH 517 2 （七）初选小齿轮齿数25 1 Z,则大齿轮齿数 Z2=25×4.9=122.5 取大齿轮齿数为 123。 1.试算小齿轮分度圆直径 t d1，代入其中 H 取较小值； mm Z u uTK d H E d t t 68.49 ) 517 8.189 ( 9 .41 ) 19.4(432274.1 32.2)( )1( 32.2 3 2 3 21 1 mmd t 68.49 1 2.计算圆周速度 圆周速度sm nd t /61.0 1000060 v 11 3.查课本机械设计图10-8得动载系数 V K=1.1 直齿轮1 FH KK 查课本表 10-2 得使用系数1 A K 查 课 本 表 10-4 得 小 齿 轮 相 对于 轴 承 非 对 称 布 置 时 ， 50.1 H K 查机械设计图10-13 得 F K=45.1 得，载荷系数 K= V K65.1 HHA KKK 4.按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径(选 t K=1.4) 48.524 .165.168.49 33 11tt KKdd 5 计算模数1.2 25 48.52 m 2 1 d d 8 2 1025. 3N MPa H 540 1 MPa H 517 2 mmd t 68.49 1 m/s61.0V 65.1K 8.52 1 d 2m 12 (八)按齿根弯曲疲劳强度校核设计 由式： 3 1 1 ( 2 2 F SaFa d Ft t YY Z TK m 确定有关系数与参数 1.试选3 .1 Ft K，查机械设计图10-24c 得，小齿轮弯曲疲 劳 强 度 极 限MPa F 500 1lim ； 大 齿 轮 弯 曲 疲 劳 强 度 极 限 MPa F 380 2lim 2.查机械设计图10-22得，弯曲疲劳寿命系数85. 0 1FN K； 89. 0 2FN K 3.计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得 MPa S K FFN F 6 .303 4.1 50085.0 1lim1 1 MPa S K FFN F 2 .338 4.1 38089.0 2lim2 2 4.计算载荷系数 K 60.145.111.11 FFVA KKKKK 5.查齿形系数和应力校正系数 查 机械设计图 10-17 得，62.2 1Fa Y，18.2 2Fa Y， 59.1 1sa Y ， 79. 1 2sa Y 6.计算齿轮的 F SaFaY Y 01425.0 29.292 59.162.2 1 11 F SaFa YY 01461.0 267 79.118.2 2 22 F SaFa YY 大齿轮的数值较大 （2）设计计算 由计算公式得：38.101461. 0 251 432273. 12 3 2 m 对比计算结果，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强 度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度的承载能力仅与齿 轮直径有关，所以取由弯曲疲劳强度算得的m=1.38，并取圆整 为标准值 m=2，前面计算得 1 d=52.48mm,得小齿轮的齿数 26 2 48.52 1 1 m d Z 则,大齿轮齿数127269. 4 2 z （九）几何尺寸计算 3 .1 Ft K 85. 0 1FN K 89. 0 2FN K MPa F 6.303 1 MPa2 .338 2F 26 1 Z 127 2 Z 13 齿顶高：mmmhh aa 221 * 齿根高：mmmchh af 5.22)25.01 ()( * 全齿高：mmhhh fa 5.45.22 顶隙：mmmcc5.0225.0 * 分度圆直径：mmmzd52262 11 mmmzd2541272 22 基圆直径：mm86.48940.05220cos 1 1 ddb mm68.238940.025420cosdd 2b2 齿顶圆直径：mmhdd aa 3412322 1 1 mmhdd aa 155121532 2 2 齿根圆直径：mmhdd ff 475.22522 1 1 mmhdd ff 2495.222542 2 2 齿距：mmmp28.6214.3 齿厚：mm mp s57.1 22 齿槽宽：mm mp e14.13 22 标准中心距：mmdda153)25452( 2 1 )( 2 1 21 齿宽：mmdb52521 1 考虑不可避免的误差，为了保证 设计齿宽 b 和节省材料，一般将小齿轮略微加宽（510）mm 即mmmmb6257 1 取mmb60 1 ，mmbb52 2 6.3 直齿 3、4 齿轮的设计 (一)根据已知条件选择材料 1，KWPP06.1 mm52d1 mmd254 2 mma153 mmb60 1 mmbb52 2 14 2，min/6.47 3 rnnmin/6 .11 4 rnn 3，工作条件：使用寿命 10 年，三班制，单向连续运转， 载荷较为平稳。 （二） 齿轮材料及精度等级。 小齿轮选用 40Cr（调质）硬度 HB1=280HBS 大齿轮选用 45 钢(调质) 硬度 HB1=240HBS 精度等级： 7 级齿面粗超度Ra 3.26.3 m (三)按齿轮接触疲劳强度设计 转矩mmNTT203439 3 ；mmNTT801047 4 （四）载荷系数 t K和材料弹性影响系数 E Z 选载荷系数tK=1.4, 查 机 械 设 计 表10-6 得 材 料 的 弹 性 影 响 系 数 2/1 8.189 MPZE (五)齿宽系数 d 因二级齿轮传动为非对称布置，而齿轮齿面又为软齿面， 1 d (六)许用接触应力 H 由 机 械 设 计 图10-21 查 得 ，MPa H 600 3lim MPa H 550 4lim 7 3 103 .8)836510(16 .476060 h njLN 7 7 4 .3 3 4 10024.2 1. 4 103.8 i N N 查机械设计图 10-23 得，9. 0 3HN K，94. 0 4HN K 安全系数1 H S MPa S K H HHN H 540 1 60090.03lim3 3 MPa S K H HHN H 517 1 550*94. 0 4lim4 4 2/1 8.189 MPZE 1 d 7 3 103. 8N 7 4 102N MPa H 540 3 MPa H 517 4 15 （七）初选小齿轮齿数Z3=25 则大齿轮齿数 Z4=25*4.1=102.5 1.试算小齿轮分度圆的直径 t d3，代入其中 H 取较小值； mm Z u uKT d H E d t 2 .61 ) 517 8 .189 ( 1 .41 ) 11 .4(2034394.1 32.2)( )1( 32.2 3 2 3 23 3 2.计算圆周速度 v sm nd V t /15.0 60000 6 .472.61 100060 33 3.计算载荷系数 根据 v=0.15m/s，8 级精度，由课本机械设计图10-8 查 得动载荷系04.1 v K 圆柱直齿轮，1 FH KK 查课本表 10-2 得使用系数1 A K 查 表 课 本 10-4 得 小 齿 轮 相 对于 轴 承 非 对 称 布 置 时 ， 42.1 H K 查机械设计图10-13 得45.1 F K 得，载荷系数 K= V K477.1 HHA KKK 4. 按 实 际 的 载 荷 系 数 校 正 所 算 得 的 分 度 圆 直 径 3 .62 4 . 1 477. 1 61d 3 3 33 t t K K d （取 1.4） 492. 2 3 3 Z d m （八）按齿根弯曲疲劳强度设计 由式： 3 1 1 ( 2 2 F SaFa d Ft t YY Z TK m （1）确定有关系数与参数 1.查机械设计图10-20c 得，小齿轮弯曲疲劳强度极限 MPa F 500 3lim ；大齿轮弯曲疲劳强度极限MPa F 380 4lim 2.查机械设计图10-18得，弯曲疲劳寿命系数90.0 3FN K； 95. 0 4FN K 3.计算弯曲疲劳许用应力 查表 4-6 得弯曲疲劳安全系数4.1 F S m/s15.0V 04.1 v K 477.1K 492.2m 90. 0 3FN K 16 MPa S K F FHN F 4.321 4 .1 5009. 0 3lim3 3 MPa S K F FHN F 86.257 4 .1 38095.0 4lim4 4 4.计算载荷系数 K 508.145. 1104. 11 FFVA KKKKK 5.查取齿形系数和应力校正系数 62.2 3Fa Y,18. 2 4Fa Y 59.1 3Sa Y,79.1 4Sa Y 6.计算两齿轮的 F FaFaY Y 并比较 01296. 0 4.321 59.162.2 3 33 F SaFa YY 01513. 0 86.257 79.118. 2 4 44 F SaFa YY 取大齿轮数据 (2)设计计算 4 .201513. 0 251 203439407.12 m 3 2 对比计算结果，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强 度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度的承载能力仅与齿 轮直径有关， 所以取由弯曲疲劳强度算得的m=2.4，并取圆整为 标准值 m=2.5，前面计算得mmd3 .62 3 ,得小齿轮的齿数 得5 .2 25 3 .62d Z 3 3 m 则大齿轮齿数1021.42525 344 iz 齿顶高：mmmhh aa 5. 25 . 21 * 齿根高：mmmchh af 125.35.2)25.01 ()( * 全齿高：mmhhh fa 625.5125.35.2 顶隙：mmmcc625.05.225.0 * 95. 0 4FN K MPa F 4.321 3 MPa F 86.257 508.1K 5 .2m 25 3 Z 102 4 Z 17 分度圆直径：mmmzd5 .62255. 2 33 mmmzd2551025.2 44 基圆直径：mm7.58940.05.6220cos 3 3 ddb mm239940.025520cosdd 4b4 齿顶圆直径：mmhdd aa 5.675.225.622 3 3 mmhdd aa 2305 .222552 4 4 齿根圆直径：mmhdd ff 75.48875.125 .522 3 3 mmhdd ff 25.188875. 121922 4 4 齿距：mmmp85.75.214.3 齿厚：mm mp s355.2 22 齿槽宽：mm mp e925.3 22 标准中心距：mmdda75.158)2555.62( 2 1 )( 2 1 43 齿轮宽度：mmdb d 5.625.621 3 一般小齿轮略宽（ 5-10）mm，即mmb5.725.67 3 圆整后取mmbmmb70,63 34 七、轴的设计计算 7.1 滚动轴承的选择与校核计算 轴选 45 钢，调质 3 0 min n P Ad 由 机 械 设 计 表 15-3 确 定高 速 轴A01=126.中间 轴 A02=120，低速轴A03=112。 当轴截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的 mm5.62d3 mmd255 4 75.158a mmb70 3 mmb63 4 126A01 18 削弱。 对于直径mm100d轴， 有一个键槽时，轴径增大 5%7%， 有两个键槽时， 应增大 10%-15%。然后将轴径圆整为标准直径。 高速轴：mm85.20 3 0 min1 n P Ad 因轴最小直径处安装V 带轮 取轴径22mmd初步选择安装滚 动轴承 由表 12-9 选择轴承代号为 6006 d=30mm 中间轴：mm n P Ad26.33 3 0 min2 因中间轴最小直径处安装滚动轴承，查表12-9 取为标准值 40mmd min 低速轴：mm03.49 3 0 min3 n P Ad 由于安装轴承和弹性联轴器，显然安装联轴器处轴的直径最小 为 50mm 轴承查表后选择代号为6011的孔径 d=55mm。 根据机械基础 P437推荐的轴承寿命最好与减速器寿命相同， 取 10 年，一年按 300 天计算，T h=(300×10×8×3)=72000h （1）高速轴承的校核 选用的轴承是 6006 深沟型球轴承。 轴承的当量动负荷为 )( ard YFXFfP 由机械基础 P407表 186 查得， fd1.21.8，取 fd=1.2。 因为 Fa1=0N，Fr1= 614.4N，则 rd FfP 查机械基础 P407表 185 得，X= 1，Y= 0 。 NP7376142.1 查机械基础 p406表 18-3 得：ft=1 ， 查机械基础 p405得：深沟球轴承的寿命指数为3 ， Cr= 13.2KN； 则 7200099600 738 13200 96060 103 6 ）（ 所以预期寿命足够，轴承符合要求。 （2）低速轴承的校核 选用 6011型深沟型球轴承。 120A02 112A03 mm30d 40mmd min mmd55 T h=72000h Cr= 13.2KN 19 轴承的当量动负荷为 )( ard YFXFfP 由机械基础 P407表 186 查得， fd1.21.8，取 fd=1.2。 因为 Fa2=0N，Fr2=146N，则 dPf XFr 查机械基础 P407表 185 得，X=1 ，Y=0 。 NXP2.1751462.1 查机械基础 p406表 18-3 得：ft=1 ， 查机械基础p405 得：深沟球轴承的寿命指数为3 ， Cr=30.2KN； 则7200063400000) 2.175 322000 ( 24060 10 3 6 X所选是轴承符合要 求。 1）高速轴 各轴直径 d11:最小直径，mmdV22 带轮 d12:密封处轴段，定位高度h=（0.07-0.1）d11 ,d21=d11+2h，所以 d12=28mm,该处与密封圈标准（毡圈密封）取d12=30mm d13：滚动轴承处轴段， d13=30mm，滚动轴承选6006 其尺寸为 135530BDd d14：由装配关系选择此段轴径为34mm，即 d14=34mm。 15 d:此段轴为齿轮轴，由于齿轮1 的分度圆直径为 52。 d16：由于为滚动轴承端，此段轴径为30mm，此段也为有挡油 盘轴径。 各轴长度 L11：由 V 带轮确定L11=50mm l12：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，L12=20mm L13：由滚动轴承，档油盘：l13=25mm L14：由各零件装配位置关系确定L14=90mm L15：由齿轮 1的参数宽度为 60mm 确定， l15=60mm L16: 由滚动轴承和挡油盘及宽度确定：L16=25mm Fr2=146N mmdV22 带轮 d14=34mm L11=50mm L12=20mm l13=25mm L14=90mm l15=60mm L16=25mm 20 用同样的方法确定中间轴的各段轴径和长度。如下图所示 2）低速轴 各轴直径 d31:滚 动 轴 承 段 取 d31=55mm,滚 动 轴 承 选6011 其 尺 寸 为 189055BDd d32:低速级大齿轮轴段， d23=60mm, d33：过度轴段轴肩 d33=66mm d34：由于各件装配配合过渡段轴径d34=62mm d35：挡油盘和轴承轴段，根据定位要求以及密封圈的标准取 d35=55mm d36根据密封圈配合要求， d36=50mm 各轴长度 L31：由滚动轴承挡油盘及装配关系确定l31=32mm L32：由低速级大齿轮的毂孔宽度b4=63 确定取 l32=63mm L33：大齿轮轴肩宽度l33=5mm L34：由装配要求过渡段宽度l34=68mm L35：由箱体结构，轴承和挡油盘装配关系等确定，l35=32mm L36：根据密封圈和端盖取l36=20mm l31=32mm l32=63mm l33=5mm l34=68mm l35=32mm l36=20mm 21 7.2 轴的校核 高速轴的校核： 由同轴分流式， 每对啮合齿轮仅传递全部载荷的一半，输入轴、 输出轴只承受扭矩，中间轴只受全部载荷的一半： 高速轴受力图如图 由于齿轮上所受的力大小相等，方向相反，故轴不受弯矩，只 受转矩作用。 T =35MP 22 由机械设计教材第370页表 15-3 得 25 45 T MP，取 T =35MP 由于轴上所受的扭矩相同，故轴直径最小的一段为危险截面 故危险截面的直径d=22mm 由于只受扭矩作用，故按扭转强度计算。 KW056. 196.01. 1 V0带 PP 233.3r/minn T=T/WT=43227/0.2d 3=20.3MPa= T 故符合强度要求 中间轴 KW014.199. 097.0056.1 2. 1轴承 PP min/6.47 i n n 2. 1 r mmN P T203439 n 109550 3 中间级大齿轮的分度圆直径mmmzd2541272 22 小齿轮的分度圆直径：mmmzd5 .62255 . 2 33 而作用在大齿轮上的圆周力Ft2=T2/d2=203439/254=801N 径向力： Fr2=Ft2tan a=801×tan 20=291.5N 而作用在小齿轮上的圆周力Ft3=T2/d3=203439/62.5=3255N 径向力： Fr3=Ft3·tan a=3255×tan20=1185N 求垂直面的支反力： Fr4=(Fr3(L1+L2)+Fr2·L1)/(L1+L2+L3)=1125N Fr1=Fr2+Fr3-Fr4=291.5+1185-1125=351.5N MPa3.20 t 23 计算垂直弯矩： Mr=-Fr1·L1=-351.5×30=-10545N·mm Mr=-Fr4·L3=-1125×23=-25875N·mm 求水平面的支承力 Ft4=(Ft3(L1+L2)+Ft2·L1)/(L1+L2+L3)=1804N Ft1=Ft2+Ft3-Ft4=801+3255-1804=2252 计算水平弯矩 Mt=-Ft1·L1=-2252×55=-123860N.mm Mt=-Ft4·L3=-1804×41=-41492N.mm 求水平面的支承力 总弯矩： 2070611 2 3 21 MrMrMr 2516711 3 3 32 MrMrMr mm P TN203439 n 109550 3 其轴的力学模型及转矩、弯矩如图所示 mmNM t 123860 Mt=-41492N.m m mmN203438T mmTN203439 24 a）力学模型图 b）V 面力学模型图 c）V 面弯矩图 d）H 面力学模型图 e）H 面弯矩图 f） 合成弯矩图 g）转矩图 抗弯扭合成力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和最大转矩的截 面（即危险截面 C）的强度。由轴单向旋转，扭转切应力为脉动 循环变应力，取=0.6， 轴的当量力矩为：mNTM a 62.26)(M 22 e 轴的计算应力： ca=M/0.1df 3=25.0MPa60MPa 故符合强度要求 低速级轴的校核 : 由同轴分流式， 每对啮合齿轮仅传递全部载荷的一半，输入轴、 输出轴只承受扭矩，中间轴只受全部载荷的一半： 高速轴受力图如图所示 mNM e 62.26 ca=25.0MPa 25 由于齿轮上所受的力大小相等，方向相反，故轴不受弯矩，只 受转矩作用 输出轴上功率973.099.097.0014.1 4. 3轴承 PPkw 801047 n 109550 3 I I I P TN· mm 由于轴上所受的扭矩相同，故轴直径最小的一段为危险截面 故危险截面的直径d=55mm 由于受扭矩作用较大，故按扭转强度计算。 r/min6 .11 1 . 4 1.47 i n n 4 .3 07.242 .0/ )/9550000(/ 3 TTT MPadnPWT 故轴的强度满足要求 八、键联接的选择及其校核计算 8.1 键的设计和计算 选择键联接的类型和尺寸 一般 8 级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. 对于低速轴（轴） 与齿轮配合处轴径mmd60 mmNTI801047 d=55mm r/min