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1、编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第1页 共60页第 1 页 共 60 页机械设计课程机械设计课程设计设计计算说明书计算说明书螺旋输送机装置螺旋输送机装置设计课题设计课题：螺旋螺旋输送机传动装置中的输送机传动装置中的一级斜齿圆柱齿轮减速器一级斜齿圆柱齿轮减速器机电工程机电工程系（院）系（院）班班级级姓姓名名编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第2页 共60页第 2 页 共 60 页学学号号题题目目指导教师指导教师目录目录目录.1课题题目.2一设计要求.2
2、二选择电动机.6三传动装置的运动和动力参数.9四传动装置的运动和动力设计.10五圆柱斜齿轮传动的设计.14六轴的设计计算.21七轴承的设计与校核.33编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第3页 共60页第 3 页 共 60 页八键连接的选择和校核.39九联轴器的选用.41十箱体设计.42十一减速器润滑密封.45十二设计心得.47十三参考资料.48机械设计课程设计任务书机械设计课程设计任务书设计题目：设计题目：螺旋输送机装置中的一级斜齿圆柱齿轮减速器螺旋输送机装置中的一级斜齿圆柱齿轮减速器编号：时间：2021 年 x 月 x
3、日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第4页 共60页第 4 页 共 60 页一一设计要求设计要求1.1 传动简图：1.电动机2.联轴器3.减速器4.圆锥齿轮5.螺旋轴1.2 原始数据：螺旋轴功率：3.5KW；螺旋轴转速 n：50r/min；编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第5页 共60页第 5 页 共 60 页1.3 工作条件：二班制工作；连续单向运转；载荷平稳；室内工作；输送螺旋工作允许误差；1.4 设计工作量：减速器装配图 1 张；设计说明书一份；1.5 螺旋输送机引言：螺旋输送机是一
4、种常用的连续输送机械。它是利用工作构件即螺旋体的旋转运动使物料向前运送，是现代化生产和物流运输不可缺少的重要机械设备之一，在国民经济的各个部门中得到了相当广泛的应用，已经遍及冶金、采矿、动力、建材、轻工、码头等一些重工业及交通运输等部门。螺旋输送机主要是用来运送大宗散货物料，如煤、矿石、粮食、砂、化肥等。螺旋输送机具有结构简单，制做成本低，密封性强、操作安全方便等优点。编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第6页 共60页第 6 页 共 60 页1.6 螺旋输送机工作原理：物料运输工业中螺旋输送机主要用于原料的输送，一般采用实
5、体螺旋叶片，中间吊挂轴承等螺距的全叶式螺旋即 S 制法螺旋输送机。其结构图如下图 1 所示它由一根装有螺旋叶片的转轴和料槽组成。转轴通过轴承安装在料槽两端轴承座上，转轴一端的轴头与驱动装置相联。料槽顶面和槽底开有进、出料口。1.7 工作过程原理：物料从进料口加入，当转轴转动时，物料受到螺旋叶片法向推力的作用，该推力的径向分力和叶片对物料的摩擦力，有可能带着物料绕轴转动，但由于物料本身的重力和料槽对物料的摩擦编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第7页 共60页第 7 页 共 60 页力的缘故，才不与螺旋叶片一起旋转，而在叶片法
6、向推力的轴向分力作用下，沿着料槽轴向移动。二选择电动机二选择电动机2.1 电动机的选择按工作要求及工作条件，选用 Y 系列三相交流异步电动机，封闭式结构，电压为 380V2.2 选择电动机容量螺旋输送机所需功率：由式：9550nTPw得：kwnTPw32.1895505035009550电动机所需工作功率为：编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第8页 共60页第 8 页 共 60 页)kwPPwd（由电动机至输送机的传动总效率为：543421总根据机械设计课程设计查表得式中：1：联轴器 1 效率2：滚动轴承（一对）效率3：圆
7、柱斜齿轮传动效率4：联轴器 2 效率5：圆锥齿轮传动效率。（根据机械课程设计简明手册可查得1=0.9920.98，30.97，40.99、50.95）则：编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第9页 共60页第 9 页 共 60 页83.095.099.097.098.099.04总所以：电机所需的工作功率：kwPPwd07.2283.032.18总由机械课程设计简明手册可知，满足dePP 条件的系列三相交流异步电动机额定功率eP应取kw30。2.3 确定电动机转速输送机工作轴转速为：min/50%51(%)5-1(rnw）m
8、in/5.525.47r编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第10页 共60页第 10 页 共 60 页根据机械设计课程设计表 3-2 推荐的传动比合理范围：取圆柱斜齿轮传动一级减速器传动比范围53i取开式圆锥齿轮传动的传动比321i则总传动比理论范围为：1561iii故电动机转速的可选范为：min/75030050)156(rniNwd则符合这一范围的同步转速有：750r/min2.4 根据容量和转速，由相关手册查出一种适用的电动机型号：编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，
9、学海无涯苦作舟页码：第11页 共60页第 11 页 共 60 页（如下表）电动机型号额定功率（kw）电动机转速(r/min)传动装置传动比同步转速满载转速总传动比圆锥齿轮传动减速器Y250M-83075073014.6033.892.5 此选定电动机型号为 Y250M-8，其主要性能：电动机主要外形尺寸：中心高 H外形尺寸L(AC/2+AD)HD底角安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴 伸 尺 寸DE2505755.6429303494062414065编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第12页 共60页第 12 页 共 60
10、页三三传动装置的运动和动力参数传动装置的运动和动力参数 确定传动装置的总传动比和各级传动比的分配3.1 传动装置总传动比由选定的电动机满载转速mn和工作机主动轴转速 n可得传动装置总传动比为：6.1450730wmnni总传动比等于各传动比的乘积iii0（式中0i、i分别为开式圆锥齿轮传动和减速器的传动比）编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第13页 共60页第 13 页 共 60 页3.2 分配各级传动装置传动比：根据机械设计，取20i（圆锥齿轮传动32i）因为：iii0所以：3.726.140iii四四传动装置的运动和动
11、力设计传动装置的运动和动力设计4.1 总述将传动装置各轴由高速至低速依次定为电机轴、轴、轴、轴、轴 i0,i1，.为相邻两轴间的传动比01，12，.为相邻两轴的传动效率P，P，.为各轴的输入功率（KW）T，T，.为各轴的输入转矩（Nm）编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第14页 共60页第 14 页 共 60 页n,n,.为各轴的输入转矩（r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数.电动机2.联轴器3.减速器4.圆锥齿轮5.螺旋轴4.2 计算各轴的转速：轴：min/730rnnm轴：min/1
12、003.7730rinn编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第15页 共60页第 15 页 共 60 页III 轴：nn螺旋输送机：min/5021000IVrinn4.3 计算各轴的输入功率：轴：kwPPPd85.2199.007.22101d轴：kwPPP63.1887.098.085.213212III 轴：kwPPP07.1899.098.063.184223螺旋输送机轴：kwPP82.1695.098.007.1852IV编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯
13、苦作舟页码：第16页 共60页第 16 页 共 60 页4.4 计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：m 72.28873007.2295509550NnPTmdd轴：m 83.28599.072.2881101NTTTTddd轴：m 48.198397.098.03.783.2853212NiTiTTIII 轴：m 65.196399.048.198342NTT螺旋输送机轴：m 32.365695.098.0265.1963520NiTT编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第17页 共60页第 17 页 共 60 页4.
14、5 计算结果汇总表：轴名功效率 P（KW）转矩 T（N m）转速 nr/min传动比 i效率电动机轴73010.99轴21.85285.837300.977.3轴18.631983.481000.98轴18.071963.6510020.95输送机轴16.823656.3250编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第18页 共60页第 18 页 共 60 页五五 圆柱斜齿轮传动的设计圆柱斜齿轮传动的设计5.1 齿轮参数计算1、选精度等级、材料及齿数运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB10095-88）。查表
15、得选择小齿轮 40C r（调质热处理）硬度 280HBS，大齿轮45 钢（调质热处理）硬度 240HBS，二者硬度差值为 40HBS；初选螺选择旋角=15，取201Z，134.66.7320i12 ZZ取1352Z。2、按齿面接触强度设计编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第19页 共60页第 19 页 共 60 页计算的td223d1)(12HzziiTkEHt（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数 kt=1.6。小齿轮传递的转矩mmNPT551511086.273085.21105.95n105.95查表得，选取区域系
16、数435.2HZ查表得，705.01,805.02,则：51.121查表得，材料的弹性影响系数2/18.189 MpaZE齿轮材料为锻钢查表可得，选取持宽系数1d查表可得，计算应力循环次数hNjLN60j为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数；n为齿轮转速；hL为齿轮的工作寿命。911101.6883008217306060）（hjLnN编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第20页 共60页第 20 页 共 60 页9921025.073.61068.1N查表可得，接触疲劳寿命系数9.01HNk，95.02HNk查图表可得，按
17、齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MpamH60011，大齿轮的接触疲劳强度极限MpamH55021计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1，安全系数 s=1机械零件设计手册MpaskHHNH5406009.01lim11MpaskHHNH522.505559.02lim22MpaH531.25/2522.5540）（计算1）试算小齿轮分度圆直径 d1t，由计算公式2321)(12HEHttzziidTkd得2）计算齿宽 b 及模数ntm编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第21页 共60页第 21 页 共 60 页mm80
18、.16025.531435.28.1897.317.351.1119834806.12d321t）（计算圆周速度smndvt/14.61000607308.16014.310006011mmdbdd25.9025.9012mmzmnt77.72015cos8.160cosd1t 1mmmhnt48.1777.725.225.216.548.1725.90hb计算纵向重合度704.1tan152010.318tan318.01Zd计算载荷系数 k查阅资料可得使用系数1Ak，根据smv/50.3，7 级精度，编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海
19、无涯苦作舟页码：第22页 共60页第 22 页 共 60 页查阅图表可得动载荷系数31.1vk，查表可得，56.1Hk，查阅图表可得，42.1FK查阅图表可得，1.6k kFH计算动载荷系数27.356.16.131.11HHVAKKKKK按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由公式计算得，mmkkddtt06.2046.127.38.1603311计算模数 mnmmZdmn86.920cos15204.06cos011按齿根弯曲强度设计按公式计算得32121cos2FsaFadnYYzYkTm编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作
20、舟页码：第23页 共60页第 23 页 共 60 页确定计算参数由图 10-20c 查的小齿轮的弯曲疲劳强度MpaFE5001，大齿轮的弯曲疲劳极限MpaFE3802由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数，82.01FNK，86.02FNK计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 s1.3，由式 10-12 得：MpaskFEFNF38.3153.150082.0111MpaskFEFNF251.383.103868.0222计算载荷系数 k。27.356.16.131.11FHvAKKKKK根据纵向重合度1.704，查阅图表可得，螺旋角影响系数0.895Y。计算当量齿数。19.2215cos20
21、cos3113zzv编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第24页 共60页第 24 页 共 60 页156.715cos141cos3223zzv查取齿形系数。由表可得：80.21faY，418.22faY查取应力校正系数。由表 10-5 可得：55.11saY，971.12saY计算大、小齿轮的FsaFaYY并加以比较013761.038.31555.180.2111FsafaYY018959.038.251971.1418.2222FsafaYY比较后得大齿轮的数值大。（2）设计计算mmmn87.1001147.065.
22、124114cos88.01086.29.123225对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于齿编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第25页 共60页第 25 页 共 60 页根弯曲疲劳强度计算的法面模数，则取mmmn11，已满足弯曲疲劳强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=52.45 mm 来计算应有的齿数。于是由mmmdZn59.43215cos90.25cos11取 z1=30，则202306.73i12ZZ5.几何尺寸计算中心矩mmmzzan40.130515cos2
23、87.10)20230(cos2)(21圆整中心矩mma1306按圆整中心矩修正螺旋角19.4301287.10)20230(arccos2)(arccos21amzzn因值改变不多，故参数、k、zH 等不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径mmmzdn97.32619.4cos87.1030cos11编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第26页 共60页第 26 页 共 60 页mmmzdn05.279254.15cos87.10202cos22计算齿轮宽度mmdd97.32697.3261b1圆整后取mmB801，mmB7
24、52编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第27页 共60页第 27 页 共 60 页六六轴的设计计算轴的设计计算轴的结构设计由于齿根圆直径mfdd3所以高速轴采用齿轮轴设计。6.1 零件装备减速器输入轴（I 轴）1）初步确定轴的最小直径选用 40C r 调质，硬度 280HBS轴的输入功率为kwPI85.21转速为min/730rn mmnP71.3573085.21115Cd33e（c 取 115）连接联轴器，有一根键，则mmddem50.3705.171.3505.1编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径
25、，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第28页 共60页第 28 页 共 60 页初选弹性柱销联轴器 TL5(T=125N m,L=62mm),则最小轴径md取29mm2）确定轴各段直径和长度左起第一段与TL5(T=125N m,L=62mm)弹性柱销联轴器连接，轴径mmd291，轴长 L1=60mm;左起第二段，轴向定位弹性柱销联轴器，mmdd3533)32(212因2d必须符合轴承密封元件的要求，经查表，取mmd302。箱体结构未知，L2 待定；齿轮采用对称安装，则有mmBL6514,mmdd98.654,圆整，取值mmd664旋转构件应距离箱体 15mm，则齿轮距箱体 15
26、mm，距离轴承20mm,mmL45。轴承初选 7207AC（177235BDd），则40mm=d35mm,=d32mm,=L=L53633）校核轴的强度按弯矩、转矩合成强度计算轴的计算简图如图所示编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第29页 共60页第 29 页 共 60 页图中mN83.285(121,5.432TLmmammcb），初取确定作用在轴上的载荷：圆周力NdTFt69.109971051.98285.83223径向力N17.39592075.15cos69.10997costgtgaFFtr轴向力NttFFgg
27、t58.46275.1569.109974）确定支点反作用力及弯曲力矩编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第30页 共60页第 30 页 共 60 页水平面中的计算简图如图 6.1a 所示。支承反力NFFFtRCHRBH85.549869.109975.05.0截面-的弯曲力矩mmNbFMRBHIH98.2391995.4385.5498垂直面中的计算简图如图 6.1b 所示。支承反力NcbcFdFFrRBV32.214543.543.543.53959.17262.3458.4622NFbFFarRCV85.181343.
28、543.5262.34462.58-43.53959.17cb2d截面-的弯曲力矩编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第31页 共60页第 31 页 共 60 页mmNbFMRBVIH42.933215.4332.2145mmNCFMRCVIH48.789025.4385.1813 合成弯矩（图 1c）27.11723942.933219.70965222IH2MMMIVIHNmm18.9934448.7890277.6036222IH2MMMIVWINmm轴上的扭矩mmNT84800画出轴的当量弯矩图，如图 6.1e 所示
29、。从图中可以判断截面-弯矩值最大，而截面-承受纯扭，所以对这两个危险截面进行计算。5）计算截面-、截面-的直径已知轴的材料为 40C r（调质热处理）,其编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第32页 共60页第 32 页 共 60 页120MPa;=;70MPa=；750MPa=ob1b-B则58.01207001bb截面-处的当量弯矩mmNTMWI75.110852)8480058.0(18.99344)(M22221截面-处的当量弯矩mmNTTM918448480058.0)(22故轴截面-处的直径mmMd11.2570
30、1.075.1108520.1331b-满足设计要求；轴截面-处的直径编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第33页 共60页第 33 页 共 60 页mmMd15.19701.0491840.1331b-2有一个键槽，则增大 5%得 20.11mm，也满足设计要求。编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第34页 共60页第 34 页 共 60 页6.2 减速器输出轴（轴）1）初步确定轴的最小直径选用 45 调质钢，硬度 217-255HBS轴的输入功率为KW
31、P63.18转速为min/100rn mmnP68.6510063.18115Cd33e（c 取 115）拟定轴上零件的装配方案如下图所示：编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第35页 共60页第 35 页 共 60 页2）确定轴各段直径和长度右起第一段，从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加 5%，取40mm，根据计算转矩 TC=KAT=1.3475.57=713.355Nm，查标准 GB/T 50141985，选用TL7 型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为 l1=112mm,轴段长L1=110mm；
32、右起第二段，考虑密封要求，d2 取 45mm，L2 待定；右起第三段，初选 7210AC(dDB=509020),d3=50mm,L3=43.5mm右起第四段，安装齿轮，d4=55mm,L4=B2-2=50-2=48mm右起第五段，定位齿轮的轴肩，d5=60mm,L5=7.5mm右起第六段，d6=d3=50,L6=343）按弯矩、转矩合成强度计算轴的计算根据上例高速轴的分析，低速轴的受力情况跟高速轴的一样，只是里的大小有所变化，所以还是用高速轴的模型进行设计计算。受力简图还是一样，如下图所示：编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页
33、码：第36页 共60页第 36 页 共 60 页图中 b=c=41.2mm a=120mm(初取 L2)T=475.57 Nm(1)确定作用在轴上的载荷：大齿轮分度圆直径 d2=210mm圆周力NdTFt24.452910210475.57223径向力N82.17122075.15cos24.4529costgtgaFFtr轴向力NttFFggt38.127775.1524.4529编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第37页 共60页第 37 页 共 60 页确定支点反作用力及弯曲力矩水平面中的计算简图如图 6.2a 所示
34、。支承反力NFFFtRCHRBH62.226424.45295.05.0截面-（安装大齿轮）的弯曲力矩mmNbFMRBHIH34.933022.4162.2264垂直面中的计算简图如图 6.2b 所示。支承反力NcbcFdFFrRBV79.235241.241.241.282.17122210277.3812NFbFFarRCV63.72443.543.522101277.38-41.51712.82cb2d编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第38页 共60页第 38 页 共 60 页截面-的弯曲力矩mmNbFMRBVIH
35、95.979342.4179.2352mmNCFMRCVIH76.298542.4163.724 合成弯矩（图 1c）97.933074795.979349330234222IH2MMMIVIHN mm76.933028176.29854933023422IH2MMMIVWIN mm轴上的扭矩mmNT 4755704）画出轴的当量弯矩图，如图 6.2e 所示。从图中可以判断截面-弯矩值最大，而截面-(安装联轴器)承受纯扭，所以对这两个危险截面进行计算。编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第39页 共60页第 39 页 共 6
36、0 页计算截面-、截面-的直径已知轴的材料为 45（调质热处理）,其102.5MPa;=;60MPa=；650MPa=ob1b-B则6.05.1026001bb截面-处的当量弯矩mmNTMWI96.9334643)4755706.0(76.9330281)(M22221截面-处的当量弯矩mmNTTM285424755706.0)(22故轴截面-处的直径mmMd87.115601.096.93346430.1331b-有一个键槽，则增大 5%得 121.66mm 满足设计要求；编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第40页 共6
37、0页第 40 页 共 60 页轴截面-处的直径mmMd82.16601.0285420.1331b-2有一个键槽，则增大 5%得 17.69mm，也满足设计要求。图 1编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第41页 共60页第 41 页 共 60 页七七轴承的设计与校核轴承的设计与校核7.1 高速轴轴承的设计与校核查机械设计课程设计可知角接触球轴承 7207AC 的基本额定动载荷KNCr5.22，基本额定静载荷KNCor5.16。根据设计条件，轴承的预期寿命为：hL384008300161h1）求两轴承受到的径向载荷 Fr1
38、和 Fr2将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面两个力系，受力如图 7-1。编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第42页 共60页第 42 页 共 60 页图 7-1高速轴轴承的受力分析图已知小齿轮上的力：圆周力NFt30.2775径向力NFt02.1050轴向力NF52.789小齿轮分度圆直径 d=51.98NdFaFrFvr96.7605.435.4325.431289.24N=F-r1v2rvrFF编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第43页
39、共60页第 43 页 共 60 页NFFFtHrHr65.13872121NFFFHrVr60.158221211rNFFFHrVr47.171422222r2）求两轴承的计算轴向力 Fs1 和 Fs2对于 7207AC 型轴承，查设计指导书可知轴承内部轴向力rsFF68.0，其判断系数68.0e，因此可估算NFF168.107660.158268.0er1s1NFF84.116847.171468.0er2s2因为1s2688.1865168.107652.789saFNFF所以轴承 1“压紧”，轴承 2“放松”，故NFFa688.1865=Fs21NFF84.1168s2a23）求轴承的当
40、量动载荷 P1 和 P2编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第44页 共60页第 44 页 共 60 页68.018.160.1582688.1865111eFFr68.068.047.171484.1168222eFFr由表 16-11 分别进行查表得径向载荷系数和轴向系数为轴承 1：87.041.011YX，轴承 2：0,121=YX因轴承运转中有轻微载荷，按表 16-8 和表 16-9，fp=1.0，0.1tf。则NFYFXfParp01.2272)688.186587.060.158241.0(0.1)(11111N
41、FYFXfParp47.1714)7.1491047.17141(0.1)(222224）验算轴承寿命因为21PP，所以按轴承 1 的受力大小验算，=3hPCnLArh38.16576)(60106而轴承的预期寿命为：hL384001h，1hhLL。满足设计要求。编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第45页 共60页第 45 页 共 60 页5）低速轴轴承的设计与校核查机械设计课程设计P193 可知角接触球轴承 7210AC 的基本额定动载荷KNCr5.31，基本额定静载荷KNCor2.25。根据设计条件，轴承的预期寿命为：
42、hL384008300161h1、求两轴承受到的径向载荷 Fr1 和 Fr2将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面两个力系，受力如图 7-2图 7-2低速轴轴承的受力分析图已知大齿轮上的力：编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第46页 共60页第 46 页 共 60 页圆周力NFt14.2665径向力NFt52.1008轴向力NF18.758大齿轮分度圆直径 d=210mmNdFaFrFvr44.15102.412.4122.411-460.24N=F-r1v2rvrFFNFFFtHrHr57.13322121NFFF
43、HrVr24.201421211rNFFFHrVr81.140922222r2、求两轴承的计算轴向力 Fs1 和 Fs2编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第47页 共60页第 47 页 共 60 页对于 7210AC 型轴承，查设计指导书可知轴承内部轴向力rsFF68.0，其判断系数68.0e，因此可估算NFF68.136924.201468.0er1s1NFF67.95881.140968.0er2s2因为s2s1F86.212768.136918.758NFFa所以轴承 1“压紧”，轴承 2“放松”，故NFFa86.2
44、127=Fs11NFF67.958s2a2求轴承的当量动载荷 P1 和 P268.006.124.201486.2127111eFFr68.068.081.140967.958222eFFr由表 16-11 分别进行查表得径向载荷系数和轴向系数为轴承 1：87.041.011YX，编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第48页 共60页第 48 页 共 60 页轴承 2：0,121=YX因轴承运转中有轻微载荷，按表 16-8 和表 16-9，fp=1.0，0.1tf。则NFYFXfParp08.2677)86.212787.0
45、24.201441.0(0.1)(11111NFYFXfParp81.1409)67.958081.14091(0.1)(222224、验算轴承寿命因为21PP，所以按轴承 1 的受力大小验算，3hPCnLArh91.113131)(60106而轴承的预期寿命为：hL384001h，1hhLL。满足设计要求。八八键连接的选择和校核键连接的选择和校核8.1 高速轴连接联轴器处键输入轴外伸端直径 d=25mm，考虑到键在轴末端处安装，根编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第49页 共60页第 49 页 共 60 页据 机械设计课
46、设设计 中，选单圆头普通 C 型平键 bh=8mm7mm。键长 L=56mm。选择45钢，则其挤压强度公式为lhdTP=2，并取，2/bLl，则其工作表面的挤压应力为MPadhlTP53.492由表 6-2 查得可知，当载荷平稳时，许用挤压应力MPaP150120，PP，故连接能满足挤压强度要求。安装低速轴与大齿轮连接处的键直径 d=55mm,考虑到键在轴中部安装，根据机械设计课设设计中，选圆头普通 A 型平键，键 bhL=16mm10mm45mm。选择 45 钢，bLl，则其工作表面的挤压应力为MPadhlTP62.1202当载荷平稳时，许用挤压应力MPaP150120，PP，故连接能满足挤
47、压强度要求。安装低速轴与联轴器连接处的键选用单圆头普通 C 型平键，根据齿处轴的直径为 d=40mm，根编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第50页 共60页第 50 页 共 60 页据机械设计课设设计表 9-14 中，查得键的截面尺寸为键mmmm812hb，键长取 L=110mm。键、轴和轮毂的材料都是刚，其许用应力MPaP150120，键工作长度 l=L-b/2=104mm，键与轮毂键槽的接触高度MPadhlTP06.562由于键采用静联接，冲击轻微，PP，所以连接能满足挤压强度要求。编号：时间：2021 年 x 月 x
48、 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第51页 共60页第 51 页 共 60 页九联轴器的选用九联轴器的选用9.1 联轴器的作用：联轴器是将两轴轴向联接起来并传递扭矩及运动的部件并具有一定的补偿两轴偏移的能力，为了减少机械传动系统的振动、降低冲击尖峰载荷，联轴器还应具有一定的缓冲减震性能。联轴器有时也兼有过载安全保护作用。9.2 联轴器的选择原则：转矩 T：T，选刚性联轴器、无弹性元件或有金属弹性元件的挠性联轴器；T 有冲击振动，选有弹性元件的挠性联轴器；转速 n：n，非金属弹性元件的挠性联轴器；对中性：对中性好选刚性联轴器，需补偿时选挠性联轴器；装拆：考虑装
49、拆方便，选可直接径向移动的联轴器；编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第52页 共60页第 52 页 共 60 页环境：若在高温下工作，不可选有非金属元件的联轴器；成本：同等条件下，尽量选择价格低，维护简单的联轴器；半联轴器的材料常用 45、20Cr 钢，也可用 ZG270500 铸钢。链齿硬度最好为 40HRC 一 45HRC。联轴器应有罩壳，用铝合金铸成。十箱体设计十箱体设计10.1 箱体的基本结构设计箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的啮合精度，使箱体有良好的润滑和密封。箱体的
50、形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗，重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，各部分尺寸一般按经验公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。10.2 减速器箱体的各部分尺寸编号：时间：2021 年 x 月 x 日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第53页 共60页第 53 页 共 60 页减速器箱体的各部分尺寸表箱座厚度8箱盖厚度18箱盖凸缘厚度 b112箱座凸缘厚度 b12箱座底凸缘厚度 b220地脚螺钉直径 dfM16地脚螺钉数目4轴承旁联结螺栓直径 d1M12盖与座联结螺栓直径 d2M8螺栓的