毕业设计(锥斜-轴系)(1)

重庆工商大学

2009届毕业“论文”设计

题目：B650带式输送机驱动装置

子题目：轴系设计计算

专业：机械设计及自动化

姓名：×××

班级：×××

指导教师：王永安

起止日期： 2012年1月18日至2012年5月18日

目录

1设计题目 (1)

2工况条件 (1)

3 减速器类型 (1)

4动力参数 (1)

5 轴系的设计计算 (2)

5.1高速轴的设计计算 (2)

5.2中间轴的设计计算 (4)

5.3低速轴的设计计算 (5)

5.4轴承的设计 (7)

5.5键的设计计算 (10)

6 轴工作图 (12)

7参考文献 (12)

I

1. 设计题目

1.1 主标题：B650带式输送机驱动装置设计。

1.2副标题：轴系设计计算

2. 工况条件：B650带式输送机由电动机驱动，传动滚筒驱动合力F=6500N，输送机带速υ=2.5m/s，输送机传动滚筒直径D=500mm（包胶），输送机工作寿命10年（每天工作8小时，每年工作300天），单向运转，有粉尘，室内工作。

3. 减速器类型

采用锥-斜齿轮直角轴两级齿轮减速器。

4. 动力参数

4.1驱动装置所需的动力参数列于下表：

电动机减速器传动滚筒轴编号

O轴Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴Ⅳ轴转速r/min n0=970 n1=970 n2=381.89n3=95.49n4=95.49功率kW P0=20.2 P1=20.06 P2=18.86 P3=17.38 P4=17.09 转矩N·m T0=60.23 T1=59.78 T2=338.82 T3=1378.2 T4=1709.2 两轴连接联轴器齿轮齿轮联轴器

传动比i i01=1 i12=2.54 i23=4i34=1

传动效率ηη0=0.99 η1=0.94 η2=0.96η3=0.98

1

2

4.2齿轮受力情况列于下表：

齿轮位置

Ⅰ轴

Ⅱ轴

Ⅲ轴

z1=19

z2=66 z3=21

z4=84 圆周力F t / N F t1=1592.5 F t2=1592.5 F t3=7879.5 F t4=7879.5 径向力F r / N F r1 =539.3 F r2 =539.3 F r3 =2936.2 F r4 =2936.2 轴向力F a / N F a1=212.4 F a2=212.4 F a3=1729.5 F a4=1729.5 法向力F n / N F n1=1694.7

F n2=1694.7

F n3=8584.8

F n4=8584.8

5. 轴系的设计计算 5.1高速轴的设计计算

1）已知条件

高速轴（轴I ）传递功率P 1=20.06kW ，n 1=970r/min ，小齿轮大端分度圆直径d 1=91mm ，齿宽中点处分度圆直径d m1=（1-0.5ΦR ）d 1=75.075mm ，齿轮宽度b=60mm 。

2）轴的材料选择

选用45号钢，调制处理，热处理硬度HB217~255。 3）轴的强度计算

轴的强度计算均按照实心轴进行计算 （1）按扭转强度计算 d 1 ≥

3

1]

[5 T = A 311n P = 115×397006

.20=31.56mm

式中：T 1—高速轴传递的扭矩，T 1=59.78N.m ；

[τ]—许用切应力，查表5-1-7得[τ]=35MPa ，A=115

3 按照表5-1-8，该轴增大后的直径31.56+31.56×5%=33.14mm

（2）按弯矩合成强度计算校核

σ= 32

2)(10m

d T M α+≤[σ-1]

d = 3122]

[)(10-+σαT M

式中：σ—轴截面的工作应力，MPa

M —轴截面的合成弯矩，N.mm

α—脉动循环系数，α=0.6

T —轴截面的转矩，N.mm

[σ-1]—许用弯曲应力，MPa ，查表5-1-1得，[σ-1]=215MPa M= 22

)(）（垂直水平M M + =2

23.5392075.75)54.15922075

.75(）（?+?=63115Nmm

σ= 322)(10m d T M α+=

32

3214.33)1078.596.0(6311510??+

=19.95MPa < [σ-1]

符合设计要求

4）支承点的载荷计算

根据轴的支点布置，可取轴承1和轴承2的跨度L1=80mm ，轴承2与齿轮宽度中点距离L2=120mm 。则

F r1=211

L L L +×F t =1208080+×

1592.54=637N

F r2=212

L L L +×F t =12080120

+×1592.54=956N

4 5.2 中间轴的设计计算

1）已知条件

中间轴（轴II ）传递功率P 2=18.86kW ，n 2=381.89r/min ，传递转矩T 2=338.82N.m ，小齿轮分度圆直径d 3=86mm ，齿轮宽度60mm 。

2）轴的材料选择

选用45号钢，调制处理，热处理硬度HB217~255。

3）轴的强度计算

轴的强度计算均按照实心轴进行计算

（1）按扭转强度计算

d 2≥ 32]

[5τT = A 322n P = 115×389.38186.18=42.19mm 式中：T 2—中间轴传递的扭矩，T 2=338.82N.m ；

[τ]—许用切应力，查表5-1-7得[τ]=35MPa ，A=115

按照表5-1-8，该轴增大后的直径42.19+42.19×5%=44.3mm

（2）按弯矩合成强度计算校核

σ= 3

2

2)(10m d T M α+≤[σ-1]

d = 312

2]

[)(10-+σαT M 式中：σ—轴截面的工作应力，MPa

M —轴截面的合成弯矩，N.mm

α—脉动循环系数，α=0.6

T —轴截面的转矩，N.mm

5 [σ-1]—许用弯曲应力，MPa ，查表5-1-1得，[σ-1]=215MPa M= 22)(）（垂直水平M M + =222.2936)5.7879(2

86）（+=361578Nmm σ= 32

2)(10m d T M α+=32323.44)1082.3386.0(36157810??+

=47.7MPa < [σ-1]

符合设计要求

4）支承点的载荷计算

根据轴的支点布置，可取轴承1和锥齿轮的距离L1=100mm ，锥齿轮和小斜齿轮的跨距L2=150mm ，小斜齿轮与轴承2的跨度L3=100mm 。则

F r3=

3211L L L L ++×F t =100150100100++×7879.5=2251N F r4=3

211L L L L ++×F t =100150100150100+++×7879.5=5628N 5.3 低速轴的设计计算

1）已知条件

低速轴（轴Ⅲ）传递功率P 3=17.38kW ，n 3=95.49r/min ，传递转矩T 3=1378.2N.m ，齿轮分度圆直径d 4=344mm ，齿轮宽度95mm 。

2）轴的材料选择

选用45号钢，调制处理，热处理硬度HB217~255。

3）轴的强度计算

轴的强度计算均按照实心轴进行计算

（1）按扭转强度计算

6 d 3≥ 33]

[5τT = A 333n P = 115×349.9538.17=65.17mm 式中：T 3—低速轴传递的扭矩，T 3=1378.2N.m ；

[τ]—许用切应力，查表5-1-7得[τ]=35MPa ，A=115

按照表5-1-8，该轴增大后的直径65.17+65.17×5%=68.43mm

（2）按弯矩合成强度计算校核

σ= 32

2)(10m d T M α+≤[σ-1]

d = 312

2]

[)(10-+σαT M 式中：σ—轴截面的工作应力，MPa

M —轴截面的合成弯矩，N.mm

α—脉动循环系数，α=0.6

T —轴截面的转矩，N.mm

[σ-1]—许用弯曲应力，MPa ，查表5-1-1得，[σ-1]=215MPa M= 22)(）（垂直水平M M + =222.2936)5.7879(2

344）（+=1446312Nmm σ= 3

2

2)(10m d T M α+=323243.68)102.13786.0(144631210??+

=52MPa < [σ-1]

符合设计要求

4）支承点的载荷计算

F r5=2322r r F F + =222251956+=2446 N

F r6=42322r r r F F F ++=22256282251956++=6136N

7 5.4 轴承的设计

5.4.1 轴Ⅰ轴承的设计校核

1）初选轴承型号：按照轴Ⅰ的轴径和工作条件，初选轴承型号为30207，由表6-1-54查得，C r =51.5kN ，C 0r =37.2kN ，e=0.37，Y=1.6。

2）计算两轴承所受的轴向力S1、S2和轴向载荷F a1和F a2

由表6-1-21： S1=

Y F r 21=6.12637?=199N S2=Y F r 22=6

.12956?=298.8N 因为： S1+F a1=199+214.4=413.4>S2

所以： Fa1=S1=199N

Fa2= S1+ F a1=413.4N

3）当量载荷

轴承Ⅰ

11r a F F =637

199=0.31

由表6-1-19，取f p =1.5

P 1=1.5× 637=956N

轴承Ⅱ

2

2r a F F =9564.413=0.43>e=0.37，因此，由表6-1-20查得X 2=0.4，Y 2=1.5 P 2= f p (X 2F r2+Y 2F a2)=1.5（0.4×956+1.5×413.4）=1504N

4）轴承寿命

8 由于P 1

L 10h =31026)(6010P C n r =310

6

)150451500(9706010?=2240139h

>20000h

满足要求。

5.4.2 轴Ⅱ轴承的设计校核

1）初选轴承型号：按照轴Ⅰ的轴径和工作条件，初选轴承型号为30209，由表6-1-54查得，C r =64.2kN ，C 0r =47.8kN ，e=0.4，Y=1.5。

2）计算两轴承所受的轴向力S 3、S 4和轴向载荷F a3和F a4

由表6-1-21： S 3=Y F r 23=5.122251

?=662N

S 4=Y F r 24=5.125628

?=1876N

因为： S3+F a3=662+1729.5=2391.5>S4

所以： Fa3=S3=662N

Fa4= S3+ Fa4=2391.5N

3）当量载荷

轴承Ⅲ

33

r a F F =2251

662=0.29

P 3=f p ·F r3

由表6-1-19，取f p =1.5

P 3=1.5× 2251=3376.5N

轴承Ⅳ

9 44

r a F F =56285.2391=0.42>e=0.4，因此，由表6-1-20查得X

4=0.4，Y 4=1.5

P 4= f p (X 4F r4+Y 4F a4)=1.5（0.4×5628+1.5×2391.5）=8758N

4）轴承寿命

由于P 3

L 10h =31046

)(6010P C n r =3

10

6)8758

102000(89.3816010?=156277h >20000h

满足要求。

5.4.3 轴Ⅲ轴承的设计校核

1）初选轴承型号：按照轴Ⅱ的轴径和工作条件，初选轴承型号为30314，由表6-1-54查得，C r =208kN ，C 0r =162kN ，e=0.35，Y=1.7。

2）计算两轴承所受的轴向力S 5、S 6和轴向载荷F a5和F a6

由表6-1-21： S 5=Y F r 25=7.122446

?=719N

S 6=Y F r 26=7.126136

?=1805N

因为： S5+F a5=719+1729.5=2448.5>S4

所以： Fa5=S5=719N

Fa6= S5+ F a5=2448.5N

3）当量载荷

轴承Ⅴ

55

r a F F =2446

719=0.29

P 5=f p ·F r5

10 由表6-1-19，取f p =1.5

P 5=1.5× 2446=3669N

轴承Ⅵ

66r a F F =6136

5.2448=0.41>e=0.4，因此，由表6-1-20查得X 6=0.4，Y 6=1.5 P 6= f 6(X 6F r6+Y 6F a6)=1.5（0.4×6136+1.5×2448.5）=8758N

4）轴承寿命

由于P 3

L 10h =31046

)(6010P C n r =310

6

)8758

208000(49.956010 =6720766h >20000h

满足要求。

5.5 键的设计计算

5.5.1 轴上键的初选

键的材料的抗拉强度应不小于600MPa

轴Ⅰ键的尺寸：12×8，工作长度L=50

轴Ⅱ键的尺寸：锥齿轮14×9，工作长度L=50，小斜齿轮14×9，工作长度L=80

轴Ⅲ键的尺寸：20×12，工作长度L=80

5.5.2 校核计算公式

σp =dkl T

2 ≤ [σp ]

τ=dbl T

2 ≤ [τ]

式中：T —转矩，N.mm

11 d —轴的直径，mm

l —键的工作长度，mm

h —键的高度，mm

k —键与轮毂的接触高度，mm ，平键k ≈h/2 b —键的宽度，mm

[σp ]—键连接的许用挤压应力，MPa

[τ] —键连接的许用剪切应力，MPa

查表3-3-3，[σp ]=110MPa ，[τ]= 90MPa

5.5.3 计算结果

1）轴Ⅰ键

σp1 =11112l k d T =502

8401078.5923????=14.95MPa ≤110MPa τ1 =1

1112l b d T =5012401078.5923????=5MPa ≤90MPa 2）轴Ⅱ键

锥齿轮：σp2 =22222l k d T =502

9501082.33823????=60.23MPa ≤110MPa τ2 =2

2222l b d T =5014501082.33823????=19.36MPa ≤90MPa 小斜齿轮：σp3 =33322l k d T =802

10551082.33823????=30.8MPa ≤110MPa τ3 =3

3322l b d T =8016551082.33823????=9.63MPa ≤90MPa

12 3）轴Ⅲ键

σp4 =44432l k d T =802

1275102.137823????=76.57MPa ≤110MPa τ4 =4

4432l b d T =802075102.137823????=22.97MPa ≤90MPa 根据以上计算校核，所选键均符合要求。

6. 轴工作图

6.1高速轴工作图

6.2中间轴工作图

6.4低速轴工作图

7 参考文献

1）《机械设计实用手册》第二版，吴宗泽主编，化学工业出版社。

2）《新编机械设计实用手册》，蔡春源主编，学苑出版社。

3）《机械零件设计手册》，杨黎明、黄凯、李恩至、陈仕贤编，国防工业出版社。

4）《机械设计手册》，第二版（修订），《机械设计手册》联合编写组编，化学工业出版社。

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/00nq.html