垂直斗式提升机传动装置设计

机械设计课程设计

说明书

设计题目： 垂直斗式提升机传动装置设计

学院: 机电工程学院 专业:机械类

班级： 13--9 学号：********

设计人 :曹洋

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完成时间：2016.1.7

校名： 中国矿业大学

目录

一、传动方案拟定……………………………………………………3 二、电动机选择………………………………………………………4 三、计算总传动比及分配各级的伟动比……………………………6 四、运动参数及动力参数计算………………………………………7. 五、皮带轮传动的设计………………………………………………8 六．齿轮设计

一．高速级齿轮传动齿轮设计…………………………………11 二．低速级齿轮传动齿轮设计…………………………………16 七、轴的设计

I 轴的设计……………………………………………………21 II 轴的设计……………………………………………………25 III轴的设计……………………………………………………30 八．键联接的校核计算………………………………………………34 九．滚动轴承的校核计算……………………………………………36 十．减速器箱体的设计………………………………………………37

十一.PRO/E做的三维图：………………………………………38

垂直斗式提升机传动装置设计 1.传动装置简图： 2.设计条件： 1)机械功用:由料斗把散状提升到一定高度. 2)工作情况:单向工作,轻微振动. 3)运动要求:滚筒转速误差不超过7%. 4)使用寿命:八年,每年300天,每天16小. 5)检修周期:半年小修,二年大修. 6)生产厂型:中型机械制造厂. 7)生产批量:中批生产。 3.原始数据： 滚筒圆周力 4kN 滚筒圆周速 1.1m/s 滚筒直径 350mm 4.设计要求：采用硬斜圆柱齿轮 n=60r/min 一、传动方案拟定 为了估计传动装置的总的传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw,即： ∵ V=π*D*nw/（60*1000） ∴ n筒=60*1000*V/(π*D)=60 r/min 选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为传动方案的原动机，因此传动装置的传动比约为i=14～21,根据传动比值可初步拟定以二级传动为主的多种传动方案。 根据所给的带式传动机构，可将减速器设计为二级展开式减速器。 二、电动机选择 1、电动机类型的选择： 根据工作条件和工作要求，先用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机，它为卧式封闭结构。 2、电动机功率选择： （1）确定传动装置的总功率： 带传动的传动效率 错误!未找到引用源。=0.96 滚动轴承的传动效率错误!未找到引用源。 齿轮的传动效率错误!未找到引用源。 =0.82 (2)电机所需的工作功率： Pd= Pw/η总 =FV/（1000η总） =4000×1.1/(1000×0.792) =5.56kw Pd=5.56KW (3)电动机的额定功率Pca 根据工作功率可以查知Ped=18.5kw (4)电动机的转速n电动机 计算滚筒工作转速： η总=0.82 联轴器的传动效率错误!未找到引用源。 滚筒的传动效率错误!未找到引用源。 η总=η1×η32×η23×η4×η5 =0.96×0.994×0.972×0.99×0.95 ∵ V=π*D*nw/（60*1000） ∴ n筒=60*1000*V/(π*D) =60 r/min 按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传 n=60 r/min 动二级减速器传动比范围I’a=2~4。取V带传动比I’1=8~40， 则总传动比理时范围为I’a=16~160。故电动机转速的可选范 围为n’d=I’a×n筒=（18~96）×71=960~9600r/min 符合这一范围的同步转速有3000和1500r/min。 根据容量和转速，由有关手册查出有二种适用的电动 机型号： 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传 动、减速器的传动比，则选n=1500r/min 。 4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转 速，选用传动比的要求，可选用Y132M-4型号电动机。 其主要性能：额定功率：7.5KW，满载转速1440r/min， 最在转矩/额定转矩=2.2。 三、计算总传动比及分配各级的伟动比 1、总传动比：i总=n电动/n筒=1440/60=24 2、分配各级传动比 1）取带传动比为2，低速级圆柱齿轮传动比 为i齿轮低=1.3×i齿轮高 i总=24 2） ∵i总= i带×i齿轮低×i齿轮高 ∴i总/i带=12 ∵i齿轮高=4.09 i齿轮低=2.92 ∴传动比分配合适。 n0= 1440r/min nI=720 r/min nII=196r/min nIII =60r/min P0 =5.4KW PI=5.18KW PII=4.97KW PIII=4.67KW 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min） n0= n电机=1440r/min nI= n0/i带=1440/2=720 r/min nII=nI / i齿轮高=720/4.09=176(r/min) nIII=nII/i齿轮低=176/2.92=60(r/min) 2、 计算各轴的功率（KW） P0= Ped=5.4KW PI= P0×η带=5.18KW PII=PI×η齿轮×η轴承 =4.97KW PIII=PII×η轴承×η齿轮 =4.67KW 3、 计算各轴扭矩（N·mm） T0=9.55×103P0/n0=9.55×103×5.4/1440 =35.8N·m TI=9.55×103PI/nI=9.55×103×5.18/720 =69.06 N·m TII=9.55×103PII/nII =9.55×103×4.97/176 =269.7N·m TIII=9.55×103PIII/nIII=9.55×103×4.67/60 =759 N·m 项目 电动 机轴 转速（r/min） 功率（kw） 转矩（N·m） 传动比 T0=35.8N·m TI=69.06N·m 高速轴Ⅰ 720 低速轴Ⅱ 176 低速轴Ⅲ TII=269.7N·m 1440 60 TIII=759N·m 5.4 35.8 5.18 69.06 4.97 269.7 4.67 759 2 4.09 2.92 五、皮带轮传动的设计 已知：普通V带传动，电动机功率P=7.5KW，转速 N0=1440r/min，传动比为i=2，每天工作16小时 1.确定计算功率 Pca 查表8-7可知工作情况系数KA=1.2 Pca=KAP=1.×5.4=6.48KW 2. 选择普通V带截型 根据PCA 和N0由图8-11可知应选取A型带 3．确定带轮基准直径，并验算带速 PCA= 1）初选小带轮的基准直径，由表8-6和8-8，取小带轮6.48KW 的基准直径dd1=100mm 2）验算带速 V=（π×dd1×N0）/（60×1000）=11.3m/s 因为5m/s1200（适用） 5.确定带的根数 1)计算单根V带的额定功率 根据课本表（8-4a）P0=1.32KW 根据课本表（8-4b）△P1=0.17KW 根据课本表（8-5）Kα=0.93 根据课本表（8-2）KL=0.99 计算V带根数 Z=PCA/P’=PCA/[ (P1+△P1)KαKL] =6.48/[(1.32+0.17) ×0.93×0.99 =4.72 所以取5根V带。 6．计算单根V带的初拉力的最小值 a =462.5mm P0=1.92KW P1=0.17KW Kα=0.96 KL=0.99 由课本表8-3查得q=0.1kg/m，单根V带的最小初拉力： Z =5 (F0) min=500PCA（2.5/Kα-1）/(ZV Kα)+qV2 =500×6.48×(2.5/0.93-1)/(5×11.3×0.93)+0.1×11.32]N =109.6N 7．计算压轴力 作用在轴承的最小压力Fp Fp=2ZF0sinα1/2=2×5×106.6sin153.4/2 =1066.3N (F0)min= 109.6N Fp=1066.3N 六．齿轮设计 (一)高速级齿轮传动齿轮设计 已知：输入功率PIII =5.4KW,小齿轮的转速n1 =720r/min，传动比为I=4.09，工作寿命8年，每天工作16 小时，每年300天，传动输送机轻微振动，单向工作。 1．选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数 1）按拟定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 2）因为滚筒为一般工作器，速度不高，选用法级精度 （GB 10095-88）。 3)材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40 Cr(调质)， 硬度为280HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度为240HBS 二者材料相差为40HBS。 4）选用小齿轮齿数为Z1=24，则大齿轮的齿数为Z2=4.09 ×25=98，取Z2 =97。 5）选用螺旋角：初选螺旋角为=140 2．按齿面接触疲劳强度设计 3 ( 由d1t≥ 2ktT1u1ZHZE2())duH确定有关参数如下： 1)传动比i=4.09 2)由课本表10-7取φd=0.8 3)选取载荷系数Kt=1.2 4)由图10-30选取区域系数为ZH =2.3 5）由图10-26，可知1=0.7, 2=0.90,所以Z1=24 =1+2=0.78+0.90=1.6 EZ2 =97 =140 6)由表10-6查知材料的弹性影响系数Z =1.8MPa1/2 7) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极 u=i0=4.09 限Hlim1=600MPa和大齿轮的接触疲劳强度极限 Kt=1.2 Hlim2=550MPa ZH =2.3 1=0.7 8)计算两齿的循环次数 N1 =60* n1* j* Lh =60×720×1×(16×300×8) =1.658×109 N2 = N1/4.09=4.06×108 由图10-19取疲劳寿命系数KHN1=0.92，KHN2 =0.96 9）计算接触疲劳许用应力 2=0.90=1.6 ZE=1.8 MPa1/2 Hlim1= 600MPa 取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式（10-12）可Hlim2= 知：H1 =KHN1*Hlim1/S=0.90×600=552MPa H22= KHN2 Hlim2/S=0.94*550=480MPa *550MPa N1=1.658 ×109 N2 =4.06 ×108 KHN1=0.90 KHN2 =0.94 =( Hlim1+ Hlim2)/2 H=(552+480)/2MPa H=516MPa (2)计算 1）试计算小齿轮分度圆直径d1t ,由上述公式可得 d1t>=50.25mm 2)计算圆周速度 V=（π×ddt×N0）/（60×1000）=1.91m/s 3)计算齿宽系数b以及模数mnt b=φd×d1t=0.8×50.25=40.6mm mnt=(d1t*cos140)/ Z1=2.05 h=2.25×mnt=4.61mm b/h=8.80 4）计算纵向重合度 H1=552 MPa Hlim2=480 MPa H=528.5MPa V=1.91m/s b=40.6mm mnt=2.05 h=4.61mm b/h=8.80 =0.318 *φd* Z1 * tan140 =1.52 5)计算载荷系数KH 使用系数KA=1 ,根据V=1.m/s,7级精度，KV=1.20 由表10-4查得KH=1.322由tu10-13查得KF=1.25 由表10-3查得KH=KF=1.4 K=KAKVKHKH=1*1.4*1.2*1.322=2.2 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由 d1=d1t（K/Kt）1/3得 d1=50.77×（2.2/1.2）1/3=62.14mm 7)计算模数mn mn= d1*cos =1.52 KA=1 KV=1.20 KHKF=1.419 / z1 =2.51 =1.32 = 1.4 3.按齿根弯曲强度设计 KH2KT1YCOSYFYF2FZd1 mn 2 12KF=1.4 (1) 确定参数 1） 计算载荷系数 K= KAKY0.8d1=62.14mm KFKHV =1*1.2*1.4*1.25=2.1 mn=2.51 3)计算当量齿数 ZV1Z1/COS26.27 3 K=1.98 Y0.8 ZV2Z2/COS3106.18a 4)齿形系数YF和应力修正系数YSa 根据齿数Z1=25,Z2=85由表6-9相得 YFa1=2.72 YSa1=1.57 YFa2=2.20 YSa2=1.78 5)由图10-20C查知小齿轮弯曲疲劳强度 σFE1 =500MPa,大齿轮的弯曲强度极限σFE2 =380MPa 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1 =0.85，KFN2 =0.9 ZV126.27ZV2106.18 YFa1=2.72 YSa1=1.57 YFa2=2.20 6)计算弯曲疲劳许用应力： YSa2=1.78 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 FE1500MPa[σF]1= KFN1σFE1/S=0.9*500/1.4=303.57 [σF]2= KFN2σFE2/S=0.9*380/1.4=244.29 FE2380MPaKFN1 =0.85 8)计算大小齿轮的YFaYSa/σF并加以比较 KFN2 =0.9 YFa1YSa1/σF=2.58*2.6/303.57=0.01353 S=1.4 YFaYSa/σF=2.18*1.79/244=0.01599 小齿轮的数值大 （2）设计计算 2KT1YCOSYFYF2FdZ1 mn 2F1303.57MPa  12F2244.29MPa 对于比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn，取mn=2.5mm已满足要求，但是为了同时满足接 触疲劳强度，需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=61.50mm来计算应有的齿数，于是 Z1=d1× cos140/mn=61.50*cos140/2=24.8,取Z1=24 Z2=i*Z1=4.09*24=98,为了与小齿互质，取Z2=97 4．几何尺寸计算 （1）计算中心距 a(Z1Z2)*mn/(2*cos14)o Z1=24 =(24+97)*2/(2*cos140) =155.88mm 将其圆整为a=156mm (2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 Z2=97 a=156mm d2Z2mn/cos972.5/cos14.17250.11d1t2.323KT1(u1)ZE2()Hdu14.17 =arccos[(24+97d1=61.88mm d2=250.11mm Hlim1600MPaHlim2550MPaH3KHN1Hlim1/S561MPaH4KHN2Hlim2/S539MPaKH1.322KF1.24KHKF1KKAKVKHKH11.051.32211.392KT1YFaYSadz12Fm3KKAKVKFKF1.302FE3500MPaFE4380MPam2.80FrFtTan20/cos836NFaFttan14o556NdminA03Pno B1=50mm B2=55mm caM12(T3)229.9MPaW0.6ca29.9MPa)*2/(2*156)] = 14.170 由于改变不多，故参数等不必修正。 （3）计算大小齿轮分度圆直径 d1Z1mn/cos242.5/cos14.1761.88d2Z2mn/cos972.5/cos14.17250.11 (4)计算齿轮宽度 B=φd×d1 =0.8*61.88=49.50mm 经圆整后，取B1=55mm,B2=50mm 二．低速级齿轮传动齿轮设计 已知：输入功率PII =4.97KW,小齿轮的转速n1 =176r/min，传动比为I=2.92，工作寿命8年，每天工作16 小时，每年300天，传动输送机轻微振动，单向工作。 1．选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数 1）按拟定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 2）因为滚筒为一般工作器，速度不高，选用法级精度（GB φd=0.8 10095-88）。 Kt=1.2 3)材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40 Cr(调质)， 硬度为280HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度为240HBS 二者材料相差为40HBS。 4）选用小齿轮齿数为Z1=24，则大齿轮的齿数为 Z2=2.92×24=70.08。 2．按齿面接触疲劳强度设计 d1t2.323KT1(u1)ZE2()HduHlim1600MPaHlim2550MPa 由 确定有关参数如下： 1)传动比i=2.92 2)由课本表10-7取φd=0.8 3)选取载荷系数Kt=1.2 4)由表10-6查知材料的弹性影响系数ZE =1.8MPa1/2 5) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa和大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa N3=4.05 ×108 N4=1.37108 N3 =60* n2* j* Lh =60×176×1×(16×300×8) =4.05×108 N4= N3/2.92=1.37×108 由图10-19取疲劳寿命系数KHN3=0.94，KHN3 =0.98 7）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式（10-12）可知：H3KHN1Hlim1/S561MPa H4KHN2Hlim2/S539MPa (2)计算 1）试计算小齿轮分度圆直径d1t ,由上述公式可得 b=75.5mm d3t>=94.30mm mt=3.9 2)计算圆周速度 h=8.84mm V=（π×d3t×N0）/（60×1000）=0.86m/s b/h=8.54 3)计算齿宽系数b以及模数mnt b=φd×d1t=0.8×40.86=75.5mm mt=d3t/ Z1=40.68/24=3.9 V=0.86m/s 6)计算两齿的循环次数 ×h=2.25×mt=8.84mm b/h=8.54 4)计算载荷系数K 使用系数KA=1 ,根据V=0.86m/s,7级精度，KV=1.09 由表10-4查得KH1.322由表10-13查得KF1.24 由表10-3查得KHKF1 KKAKVKHKH11.051.32211.39 K=1.39 d1=99 mm mt=413 K=1.302 YFa3=2.65 YFa4=2.236 YSa3=1.58 YSa4=1.75 FE3500MPa5)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由 d3=d3t（K/Kt）1/3得 d1=40.68×（1.39/1.2）1/3=99mm 6)计算模数mn mt= d3/ z3 =4.13 3.按齿根弯曲强度设计 m3 2KT1YFaYSadz12F(1)确定参数 1） 计算载荷系数 KKAKVKFKF1.302 2)齿形系数YFa和应力修正系数YSa 根据齿数Z3=24,Z4=71由表6-9相得 YFa3=2.65 YSa3=1.58 YFa4=2.236 YSa4=1.75 FE4380MPa KFN3 =0.9 3)由图10-20c查知小齿轮弯曲疲劳强度 σFE3 =500MPa,大齿轮的弯曲强度极限σFE4 =380MPa 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN3 =0.96，KFN4 =1 4)计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 [σF]3= KFN1σFE1/S=0.96*500/1.4=342.86MPa [σF]4= KFN2σFE2/S=1*380/1.4=271.43 MPa 5)计算大小齿轮的YFaYSa/σF并加以比较 YFa3YSa3/σF3=2.65*1.58/342.66=0.0122 YFa4YSa4/σF4=2.236*1.75/271.43=0.0144 （2）设计计算 m2.80 KFN4 =1 [σF]3=342.86MPa [σF]4=271.43 MPa Z3=33 对于比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m，取mn=3mm已满足要求，但是为了同时满足接触疲劳Z4=96 强度，需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径 d3=99mm来计算应有的齿数，于是 Z3=d3/m=99/3=33 Z4=i*Z3=96 4．几何尺寸计算 d4 =285mm （1）计算大小齿轮分度圆直径 d3=Z3*m=33*3 =99mm a=192mm d4 = Z4* m=95*3 =285mm （2）计算中心距 d3=99mm a=(Z3+Z4)*m /2=(285+99)*4/2=192mm (3)计算齿轮宽度 B=φd×d3=0.8*99=79.2mm 经圆整后，取B4=80mm,B3=85mm B4=80mm B3=85mm 七、轴的设计 I轴的设计 已知：PI=5.18KW，nII=720r/min, TI =69.06 N·m, B=70mm 1. 求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮直径为d =62mm, Ft=2* TI/d =2*69.06*1000/62mm =2228N FrFtTan20o/cos836NFaFttan14o556N Ft=2228N Fr=836N 2. 初选轴的最小直径 先按式dminA03P n，选轴为45钢，调质处理。根据表15-3， 取A。=126，于是得 （dmin）‘=24.32 因为中间轴上开有键槽，所以应增大7%，所以 dmin =（dmin）‘（1+7%）=28mm 轴上的最小直径显然出现在轴承上。 3．轴的结构设计 dmin =28.3 mm （2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径 1）初步选用滚动轴承，因轴承中同时受径向力和较小轴 向力的作用，故选用深沟球接触轴承。参照工作要求并根据 dmin=28，mm,由轴承产品中初步选取0基本游隙组，标准精 度等级的深沟球轴承6206轴承，其尺寸是d×D×B=30× 62×16, 所以dI-II=35mm 即dI-II=dⅤ-Ⅵ=35mm 2）I-II段左端要有一轴肩，故取dII-III=32mm，右端用 轴承档圈定位，搂轴端直径取档圈直径D=35mm，由于皮 带与轴的配合长度为56mm，为了保证轴端档圈只压在皮带 轮上而不压在轴上，故取LI-II=54mm。 3）II-III段的轴头部分LII-III=50mm III-Ⅳ段部分LIII-Ⅳ=35mm Ⅳ-Ⅴ段部分LⅣ-Ⅴ=41mm Ⅴ-Ⅵ段部分LⅤ-Ⅵ=41mm 4）取两齿轮齿面距箱体内壁a1=12mm,两齿面距离为a2 =12mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁S，取S=12mm, 倒角R=2mm 5）轴上零件的周向定位 齿轮与轴之间用平键连接。 a1=15mm a2 =15mm S=8mm 齿轮与轴之间的键选取b×h=8mm×8mm,键槽用键槽 铣刀来加工，长为74mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良 好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；轴承与 轴之间的配合用过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸 公差为m6。 6）确定轴上圆角和倒角的尺寸 参照表15-2，取轴端倒角为2×450 ，各轴肩处圆角半 径依表查得。 4．求轴上载荷 载荷 支反力F（N） 水平面 Fax =255 Fbx =580.5 Fp=1734.5 弯矩M（N·mm） MH1 =31875 MH2 =31928 MV1 =85000 MV1 =85085 垂直面 Fay =680 Fby =1547 总弯矩（N·mm） 扭矩 M1 =90780 M2 =90878 TII =69060 N·mm 5.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的 截面（即最危险截面）的强度，按式15-5能上表中的数据， 以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6， 轴的计算应力： M12(T3)2ca29.9MPaW 0.6 首选材料为40Cr，调质，由表15-1查 [σ-1]=60MPa 因此σca<[σ-1]，故安全。 II轴的设计 已知：PII=4.97KW，nII=176r/min, TI =269.7 N·m, B斜=50mm, B直=85mm 1． 求作用在齿轮上的力 1）已知高速级大齿轮直径为d2 =250mm, Ft2=2* FI/d2 =2*269.7*1000/250N =2157N Fr2=5349*tan200/cos14=809N Fa2=2965*tan140=556N ca29.9MPa 2)低速级小齿轮直径d1=100mm Ft1=2TII/d1=2*269.7*1000/100=1947N Fr1=1947*tan200=708N 2． 初选轴的最小直径 先按式dminA03Ft2=2197N Fr2=809N Fa2=556N P n，选轴为45钢，调质处理。根据表15-3，Ft1=1947N Fr1=708N 取A。=126，于是得 （dmin）‘=38.36因为中间轴上开有两面个键槽，所 以应增大7%，所以 dmin =（dmin）‘（1+7%）=40.232 轴上的最小直径显然出现在轴承上。 3．轴的结构设计 (1)轴的结构见装配图 、dmin=40mm （2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径 1）初步选用深沟球轴承，因轴承中同时受径向力和轴向 力的伯用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据 dI-II=40.232mm,由轴承产品中初步选取0基本游隙组，标准 精度等级的角接触轴承9309AC轴承，其尺寸是d×D× B=45×85×18, 所以dI-II=45mm 即dI-II=dⅤ-Ⅵ=45mm 2)II-III段的轴头部分LII-III=50mm III-Ⅳ段轴头部分LIII-Ⅳ=54mm Ⅳ-Ⅴ段轴肩部分LⅣ-Ⅴ=mm Ⅴ-Ⅵ段部分LⅤ-Ⅵ=54mm 3）取两齿轮齿面距箱体内壁a1=15mm,两齿面距离为a2 =15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁S，取S=10mm, 倒角R=2mm，B2=65mm.B1=100mm, L=2*R+B1+B2+2* a1+a2+2*S+2B =2*2+65+100+2*15+15+2*10+2*19 =272mm 4）轴上零件的周向定位 齿轮与轴之间用平键连接。 斜齿轮与轴之间的键选取b×h=12mm×8mm,键槽用键 槽铣刀来加工，长为130mm，同时为了保证齿轮与轴配合 有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；直 齿轮与轴之间的键选取b×h=12mm×8mm,键槽用键槽铣 刀来加工，长为82mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好L=272mm 的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。轴承与轴 之间的配合用过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公 差为m6。 5）确定轴上圆角和倒角的尺寸 参照表15-2，取轴端倒角为2×450 ，各轴肩处圆角半 径依表查得。 4．求轴上载荷 载荷 支反力F（N） 弯矩M（N·mm） 总弯矩（N·mm） 扭矩 TII =269700 N·mm 水平面 FNH1 =4149 FNH2 =3402 MNH1 =290430 MNH2 =187110 M1 =3047 垂直面 FNV1 =1506 FNV2 =1250 MNV1 =105350 MNV1 =68750 M2 =199341 5.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的 截面（即最危险截面）的强度，按式15-5能上表中的数据， 以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6， 轴的计算应力： caM1(T3)40.9MPaW 2 首选材料为45钢，调质，由表15-1查 [σ-1]=60MPa 因此σca<[σ-1]，故安全。 III轴的设计 已知：PIII=4.47KW，nIII=60r/min, TI =759N·m, B=80mm 3． 求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮直径为d =284mm, Ft=2* TI/d =2*759*1000/284mm =1945N Fr=Ft×tan=5345*tan200=1945N 4． 初选轴的最小直径 先按式dminA03 0.6 σca= 40.9MPa P n，选轴为45钢，调质处理。根据表15-3， 取A。=112，于是得 （dmin）‘=50.25因为中间轴上开有键槽，所以应增 大7%，所以 Ft=5345 N dmin =（dmin）‘（1+7%）=54.17mm 3．轴上的最小直径显然出现在安装联轴器处轴的直径，Fr=1945N 为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选 取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca=KAT3,查表14-1可知考虑到转 矩变化很小，故取KA=1.7，则 Tca=1.7*759=1251N·m 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查 标准GB5014-85，选用HLS弹性柱销联轴器，其公称转矩 为2000N·m，故取dI-II=55mm,半联轴器长度L=142mm，dmin = 半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm 4．轴的结构设计 54.17mm KA=1.7 Tca=1518.353 N·m （2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II段右端制出 一轴肩，故取II-III段dII-III=62mm，左端用轴端档圈定 位，按轴端直径取档圈直径D=65nn，半联轴器与轴配合 的毂孔L1=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器 上而不压在轴的端面上，帮I-II段的长度L略短一些， 现取LI-II=140mm。 2）初步选用滚动轴承，因轴承中只受径向力的作用， 故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据dII-III=62mmm, 由轴承产品中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的深沟 球轴承61812,轴承，其尺寸是d×D×B=60×78×10, 所以 dIII-Ⅳ=65mm, LIII-Ⅳ=35mm。 左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，同手岫上查得 61812开支轴承的定位轴肩高度h=6mm，因此取dⅣ-Ⅴ =77mm。 3）取安装齿轮处的轴段VI-VII的直径dVI-VII=70mm， 齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮 毂的[宽度为96mm，为了方便套筒端面可靠地压紧齿轮， 此轴段略短于轮毂宽度，故取LVI-VII=92mm。齿轮的 左端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=6mm，则 轴环的dV-VI=mm。轴环宽度b>1.4h，取LV-VI=12mm。 4）取齿轮齿面距箱体内壁a1=12mm,两齿面距离为 a2 =12mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁S，取S=12mm, 倒角R=2mm。 5）轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴之间的周向定位均用平键连接。 齿轮与轴之间的键选取b×h=18mm×11mm,键槽用键槽 铣刀来加工，长为72mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良 好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样， 半联轴器与轴的连接键选取b×h=18mm×11mm,键槽用键 槽铣刀来加工，长为136mm，同时为了保证齿轮与轴配合 有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；轴 承与轴之间的配合用过渡配合来保证的，此处选轴的直径 尺寸公差为m6。 5）确定轴上圆角和倒角的尺寸 参照表15-2，取轴端倒角为2×450 ，各轴肩处圆角半 径依表查得。 4．求轴上载荷 载荷 支反力F（N） 弯矩M（N·m） 总弯矩（N·m） 扭矩 TII =759N·mm 水平面 FNH1 =3547 FNH2 =1798 MH =255631 MNH2 =221836 M1 =271752 垂直面 FNV1 =1291 FNV2 =654 MV1 =92952 MV2 =92442 M2 =240326 5.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的 截面（即最危险截面）的强度，按式15-5能上表中的数据， 以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6， 轴的计算应力： σca=20MPa 首选材料为45钢，调质，由表15-1查 [σ-1]=60MPa 因此σca<[σ-1]，故安全。 八．键联接的校核计算 1．输入轴——I轴键的较核 由于键、轴、轮毂的材料分别是钢、合金、铸铁，由表 6-2查得许用挤压应力[σp]=50--60MPa，取其平均值[σ p]=55MPa,键的工作长度L=40mm，键与轮毂、键槽接触高 σca=20MPa 度K=0.5h=0.5*8=4mm，由式（6-1）得 σp=2T*103/(kld) =2*69.06*103/(4*40*30) =28.7MPa<=[σp] 故键满足强度要求。 2．中间轴上键——II轴键的校核 由于键1、轴、轮毂的材料分别是钢，由表6-2查得许用 挤压应力[σp]=100--120MPa，取其平均值[σp]=110MPa,键 的工作长度L=40mm，键1与轮毂、键槽接触高度 K1=0.5h=0.5*8=4mm，由式（6-1）得 σp=2T*103/(kld) =2*269*103/(4*40*40) =84MPa<=[σp] 故键1满足强度要求。 σp= 28.7MPa 键2的工作长度L=70mm，键2与轮毂、键槽接触高度 K1=0.5h=0.5*8=4mm，由式（6-1）得 σp=2T*103/(kld) =2*309.8*103/(4*70*40) =48MPa<=[σp] 故键2满足强度要求。 3.输出轴—III轴键的校核 σp= 由于键1、轴、轮毂的材料分别是钢，由表6-2查得许84MPa 用挤压应力[σp]=100--120MPa，取其平均值[σp]=110MPa, 键的工作长度L=70mm，键1与轮毂、键槽接触高度 K1=0.5h=0.5*11=5.5mm，由式（6-1）得 σp=2T*103/(kld) =2*759*103/(5.5*70*60) =65MPa<=[σp] 故键1满足强度要求。 K1=4mm σp=48MPa 键2的工作长度L=100mm，键2与轮毂、键槽接触高度 K1=0.5h=0.5*11=5.5mm，由式（6-1）得 σp=2T*103/(kld) =2*759*103/(5.5*100*60) =46MPa<=[σp] 故键2满足强度要求。 σp= 65MPa 九．滚动轴承的校核计算 1、计算输入轴上的轴承校核 由式（13-6）=6763N0.68 ∴当量动载荷 ∴Pr =0.41* FR+0.87* FA =0.71>0.68 由式（13-6）得 σp=46MPa cp360nL'h106 cp'360nLh106 =9525= da2/2+(30—50)+,其中da2 为大齿轮及圆径，为箱底面 到箱座油池底面的距离，再根据浸油深度，修订箱座高度。 2．箱体要有足够的刚度 （1）箱体的厚度：箱体应有合理的厚度，轴承座箱体 底座等处承受的载茶较大，壁厚座厚些。 （2）轴承座螺栓凸台的设计：为提高轴承座的刚度， 轴承座两的联接螺栓应尽量靠近，需加轴承座旁设置螺栓 凸台。 （3）设置加强肋板:为了提高轴承座附近箱体的刚度， 在平壁式箱体上可适当设置加强肋板。 3.箱体外轮廓的设计 箱盖顶部外轮廓常以圆弧和直线组成。大齿轮所在一侧的箱盖外表面圆弧半径，R= 290为大齿轮齿顶圆直径，s=8 为箱盖厚度。 高速轴一侧箱盖外廓，圆弧半径根据结构由作图决定。若取R>R’，画出箱盖圆弧，则螺栓凸台将位于箱盖圆弧外侧。 4.箱体凸缘尺寸 轴承座外端面应向外凸出5—8mm，以便切削加工。箱体内壁到轴承座孔外端面的距离L1（轴承座孔长度）为：L1=C1 +C2+(5--10)mm 箱体凸缘联接螺栓应合理布置，螺栓间距不宜过大，一般不大于150—200mm。 5.导油沟的形式和尺寸 当利用箱体传动件溅起来的油润滑轴承时，通常在箱座的凸缘面上开设导油沟。导油沟可以铸造，也可以铣制而成。