《帶式運(yùn)輸機(jī)的展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《帶式運(yùn)輸機(jī)的展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器（38頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 9 4 41 —4 8 =8 5 機(jī)械設(shè)計 設(shè)計說明書 帶式運(yùn)輸機(jī)的展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器 起止日期： 2011年12月26日至 2012年1月3 日 學(xué) 生 姓 名 班 級 學(xué) 號 成 績 指導(dǎo)教師（簽字） 1 設(shè)計任務(wù) 1 1 課程設(shè)計的設(shè)計內(nèi)容 1... 2 課程設(shè)計的原始數(shù)據(jù) 1... 3 課程設(shè)計的工作條件 2... 2 .傳動方案分析 2 3 原動件的選擇 2 1 .工作機(jī)有效功率 2... 2 .查各零件傳動效率值 3... 3 .電動機(jī)輸出功率

2、 3... 4 .工作機(jī)轉(zhuǎn)速 3 5 .選擇電動機(jī) 3 4 確定總傳動比及各級分配比 4 1 理論總傳動比 4... 2 傳動比分配 4 5 傳動裝置運(yùn)動和動力參數(shù)的計算 4 1 各軸轉(zhuǎn)速 4 2 各軸輸入功率 5... 3 電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩 5... 4 各軸的轉(zhuǎn)矩 5 6 選擇齒輪材料，熱處理方式和精度等級 6 7 齒輪傳動校核計算 6 1 高速級 6 2 低速級 1..0.. 8 初算軸徑 13 9 校核軸及鍵的強(qiáng)度和軸承壽命 14 1 輸入軸 1..4.. 2 中間軸 1..8.. 3 輸出軸 2.

3、.4.. 10選擇聯(lián)軸器 28 11 潤滑方式 29 12 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計 29 13參考文獻(xiàn) 32 1設(shè)計任務(wù) 1課程設(shè)計的設(shè)計內(nèi)容 設(shè)計任務(wù)如圖1.1所示，為用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的雙級斜齒圓柱齒輪減速器。 運(yùn)輸機(jī)單班制連續(xù)工作，工作時有輕度震動。使用壽命 10年，每年按300 天計算，軸承受命為齒輪壽命3年以上。 圖1.1展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器 2課程設(shè)計的原始數(shù)據(jù) 已知數(shù)據(jù)： 1）運(yùn)輸帶的工作拉力：F=2350N 2）運(yùn)輸帶速度：V=1.06 m/s 3）卷筒直徑：D=300 mm 4）使用壽命：10年（其中帶、軸承壽命為3年以上）

4、，單班制，每班8小時 3課程設(shè)計的工作條件 設(shè)計要求： 誤差要求：運(yùn)輸帶速度允許誤差為帶速度的± 5% 工作情況：用于碼頭云型砂，有輕微振動； 制造情況：小批量生產(chǎn)。 2.傳動方案分析 合理的傳動方案，首先應(yīng)滿足工作機(jī)的性能要求，其次應(yīng)滿足工作可靠，轉(zhuǎn) 動效率高，結(jié)構(gòu)簡單，結(jié)構(gòu)緊湊，成本低廉，工藝性好，使用和維護(hù)方便等要求。 任何一個方案，要滿足上述所有要求是十分困難的， 要多方面來擬定和評比各種 傳動方案，統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要和最基本的要求，然后加以確認(rèn)。 齒輪傳動具有承載能力大、效率高、允許速度高、尺寸緊湊、壽命長等特點， 因此在傳動系統(tǒng)中一般應(yīng)首先采用齒輪傳動。

5、由于斜齒圓柱齒輪傳動的承載能力 和平穩(wěn)性比直齒圓柱齒輪傳動好， 故在高速級或要求傳動平穩(wěn)的場合，常采用斜 齒圓柱齒輪傳動。 3原動件的選擇 按按照設(shè)計要求以及工作條件，選用一般Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步 電動機(jī)，電壓為380M 1 .工作機(jī)有效功率 Pw = F v =2350 1.06 = 2.491Kw 式中：匕一工作機(jī)所需的有效功率（kvv F 一運(yùn)輸帶的工作拉力 V-運(yùn)輸帶速度 2 .查各零件傳動效率值 2 4 2 2 4 2 」「1 2 3 4 =0.99 0.99 0.97 0.96 = 0.8504 式中： 聯(lián)軸器］=0.99 軸承 2 =0.99

6、 齒輪 3 = 0.97 滾筒 4 =0.96 3 .電動機(jī)輸出功率 2.49 ——=2.9292KW 0.85 4 .工作機(jī)轉(zhuǎn)速 nw 60 1000v 二 d 60 1000 1.06 3.14 300 =67.5159r/min 電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍： nd=nw 丁=67.52 (8?40) =540?2700r/min 5 .選擇電動機(jī) 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 1000r/min , 1500r/min 力殺 電動機(jī)型號 額定功率 (kw) 電動機(jī)轉(zhuǎn)速n(r/min) 總傳動比 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 1 Y100L2-4 3

7、1500 1420 21.1 2 Y132S—6 3 1000 960 14.2 綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比。 本設(shè)計中選電動機(jī)型號為 Y132S-6,同步轉(zhuǎn)速1000r/min,滿載轉(zhuǎn)速960r/min ,額定功 率3Kw  電動機(jī)外形尺寸 中心 高H 外形尺寸 L1M (b2 /2 +b1) M h 底腳安裝 尺寸 AM B 底腳螺栓 直徑 K 軸伸 尺寸 DX E 建聯(lián)接部 分尺寸 FX CD 132 475M(135/2 +210)父 315 216X 140 12 38 X

8、80 10X 8 4確定總傳動比及各級分配比 1理論總傳動比 . 時機(jī) i總二 n工作機(jī) 960 67.52 =14.2189 2傳動比分配 取，=1.4in 又ii % 川總 故 h =4.4617 , in =3.1869 5傳動裝置運(yùn)動和動力參數(shù)的計算 減速器傳動裝置中各軸由高速軸到低速軸依次編號為電動機(jī)I軸、II軸、田軸 1各軸轉(zhuǎn)速 n: = id = 960r / min nz 960 / =— = = 215.1665r / min ii 4.4617 nm =包=215.1665 = 67.5159r/min in 3.1869

9、 2各軸輸入功率 R = Pd 1 = 2.8999Kw R = R 2 3 = 2.7848Kw Pm = Pu 2 3 = 2.6742Kw Pw = Pm 1 = 2.6475Kw 3電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩 _ 6 Pd Td =9.55 106 d =29139N mm 品 4各軸的轉(zhuǎn)矩 T =Td 1 =288486N mm Tn =% 2 3 ii =123600N mm Tm 2 3 1 =378260N mm Tiv =Tw 1 - 374480N mm 丁帶=Tw 4 3 = 348720N mm 表5-1帶式傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù) 軸名 功率

10、 P/ Kw 轉(zhuǎn)矩 T/ Nmm 轉(zhuǎn)速 n/ r/min 傳動比i 效率Y1 / % 電機(jī)軸 2.941 29139.359 960 1 99 I 軸 2.900 28847.966 960 4.4617 96 n 軸 2.785 123600.05 215.17 67.52 96 m 軸 2.674 378263.18 73.46 W 軸 2.647 374480.55 73.46 1 98 6選擇齒輪材料，熱處理方式和精度等級 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齒面漸開線斜 齒輪齒輪材料及熱處理

11、 ①材料：高速級小齒輪選用45Cr(調(diào)質(zhì))，硬度280HBs高速級大齒輪選用 45鋼(調(diào)質(zhì))，齒面硬度為大齒輪240HBS。 ②齒輪精度 按GB/T10095- 1998,選擇8級，齒根噴丸強(qiáng)化。 7齒輪傳動校核計算 1高速級 1).齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算 因為齒輪傳動形式為閉式硬齒面，故決定按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計齒輪傳動主要參數(shù)和 尺寸。由機(jī)械設(shè)計教程 P216可得： 2KTiY：cos2 YFaYsa mn -3 .2. d 乙二[二 f] 式中各參數(shù)為： (1) 載荷系數(shù)K K =KAKvK：K2=1.0 1.1 1.4 1.13-1.74 式中： 由機(jī)械設(shè)計教

12、程 P193表10-2可得使用系數(shù) Ka =1.0 A 由機(jī)械設(shè)計教程 P194圖10-8可得動載系數(shù) Kv=1.1 由機(jī)械設(shè)計教程 P195表10-3可得齒間載荷分配系數(shù) Ka=1.4 由機(jī)械設(shè)計教程 P196表10-4可得齒向載荷分布系數(shù) K p =1.13 ⑵小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：I = 2.8848e+004N mm (3)由機(jī)械教程P217圖10-28查得螺旋角系數(shù) Y- =0.95 (4)由機(jī)械設(shè)計教程 P214,初取螺旋角一：=12 (5)斜齒輪的齒形系數(shù) YFa ： 初選乙=19,則 z2 =hz1 =85 式中：Z2 ——大齒輪數(shù)； ii ——高速級齒輪傳動

13、比。 齒輪當(dāng)量齒數(shù)為 zv1 = ；B = 3=20.303，zv2 = 36 = 3 no = 90.8251 cos cos 12 cos cos 12 由機(jī)械設(shè)計教程P200表10-5查得 YFa1=2.79, YFa2=2.19 (6)斜齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) YSa : 由機(jī)械設(shè)計教程 P200表10-5查得查得 Ysa1=1.56, Ysa2=1.78 (7)由機(jī)械設(shè)計教程 P205表10-7,選取齒寬系數(shù) *d = 0.5。 (8)選取 z1 =19. (9)輪傳動端面重合度 一 由機(jī)械設(shè)計教程 P214,初取螺旋角1 =12 ：； Z1 =19; Z2 =

14、85由機(jī)械原理教程 P207或機(jī)械設(shè)計教程 P215圖10-26可計算齒輪傳動端面重合度： 由圖分別查得 % =0.756, =0.853,得 I ：2 =0.756 0.853 = 1.609 (10)許用彎曲應(yīng)力[仃F] 由機(jī)械設(shè)計教程 P205式10-12得： [o F]: K N - F lm S 由機(jī)械設(shè)計教程P207-P209的圖可得兩齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力分別為： 仃Flm1 =340 MPa 和仃Flm2 =340 MPa 。 由機(jī)械設(shè)計教程P206,取安全系數(shù) S =1.25。 小齒輪1和大齒輪2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為： 9 Ni =60n1aLh

15、 =60 960 1 8 300 10 =1.3824 10 N2 = N1 =3.0984 108 II 式中：a ——齒輪轉(zhuǎn)一周，同一側(cè)齒面嚙合次數(shù)； Lk ——齒輪工作時間。 由機(jī)械設(shè)計教程P206得彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)為： YN1 = YN2 =1.0 故許用彎曲應(yīng)力為 K NT- F lim ［二 F1］二—— S 1.0 340 272MPa 1.25 K N2' Flim 2 hF2］=^^- 1.0 340 — 二272MPa 1.25 所以 初算齒輪法面模數(shù) mn YF1YS1 ［二］F1 YF 2YS2 ［ c］F 2

16、 YfY ［二］F mnt 2.79 1.56 =0.01600 272 2.20 1.78 =0.01440 272 YF2YS2 -F^2 =0.01440 ［-］F2 2KT1Y：cos2 YFaYSa dZ12 = 1.5877 (11)對mt進(jìn)行修正，并圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 由機(jī)械設(shè)計教程P204式10-10b可得 K / 八 0 1.74 , mn =mnt3,—— 1.579 3 = 1.74 t , Kt , 1.3 取整為 m = 2mm 2)計算傳動尺寸。  中心距 mn (乙 z2) 2 (19 85) o 2 cos12

17、 =106.3234 mm 取整為107mm 修正螺旋角 一：=arccosmn(Z1 z2) = 2 (19 85) = 13.6 2cos ： 2 cos12 小齒輪分度圓直徑 d1 = mnz1 = 2X19 =39.0962 mm cos : cos13.6 大齒輪分度圓直徑 d2 =叫名=2 81 =174.9038mm cos : cos13.6 b= dd［=0.5 39.0962= 19.5481mm 圓整b=20mm考慮安全系數(shù) 取 b2 = 25mm , b〔 = 27mm 式中：h ——小齒輪齒厚; b2 ——大齒輪齒厚 3)校核齒面接觸疲

18、勞強(qiáng)度 由機(jī)械設(shè)計教程 P218式10-20可得 ZhZ 式中各參數(shù)： (1)載荷系數(shù)K =1.74 (2)齒數(shù)比 u =[ =4.4617。 (3)由機(jī)械設(shè)計教程 P216圖10-29可得彈性系數(shù) ZE =189.8，MPa 。 (4)由機(jī)械設(shè)計教程 P217圖10-30可得區(qū)域系數(shù)Zh =2.38。 (5) 由機(jī)械設(shè)計教程 P218 可得產(chǎn) H］尸］1 尸］2=1100Mpa 9 ZHZE =713.7443Ma＜［仃］H1 滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度。 2低速級 1).齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算 因為齒輪傳動形式為閉式硬齒面, 故決定按齒根彎曲疲

19、勞強(qiáng)度設(shè)計齒輪傳動主要參數(shù)和 尺寸。由機(jī)械設(shè)計教程 P216可得: 17 mn 2KT2Y ：cos2 FYsa dZ2 二[二f] 式中各參數(shù)為： (1) 載荷系數(shù)K K = KAKvK - K=1.0 1.1 1.4 1.13=1.74 式中： 由機(jī)械設(shè)計教程 P193表10-2可得使用系數(shù) KA =1.0 A 由機(jī)械設(shè)計教程 P194圖10-8可得動載系數(shù) Kv=1.1 由機(jī)械設(shè)計教程 P195表10-3可得齒間載荷分配系數(shù) Ka=1.4 由機(jī)械設(shè)計教程 P196表10-4可得齒向載荷分布系數(shù) K p =1.13 (2)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： I

20、 =123600N mm (3)由機(jī)械教程P217圖10-28查得螺旋角系數(shù) Y： =0.95 (4)由機(jī)械設(shè)計教程 P214,初取螺旋角一：=12 (5)斜齒輪的齒形系數(shù) YFa： 初選 Z3=19,則 Z4 =iuZ3 =3.1869父23 = 73 式中：Z4 ——大齒輪數(shù); in ——低速級齒輪傳動比。 73 ——=78.0027 cos312o 齒輪當(dāng)量齒數(shù)為 _ Z3 23 c / l 7「今 Z4 zv3 — —3-r — —3777 - 2 4.5 7 6。一 —3-r cos - cos 12 cos YF3=2.65, YF4=2.28 (6

21、)斜齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) YSa : 由機(jī)械設(shè)計教程 P200表10-5查得查得 Ys3=1.57, Ys4=1.76 (7)由機(jī)械設(shè)計教程 P205表10-7,選取齒寬系數(shù) 亳=0.5。 (8)選取 z3=23, (9)輪傳動端面重合度 由機(jī)械設(shè)計教程P214,初取螺旋角P=12二；Z3 =23,, Z4=73 由機(jī)械原理教程 P207或機(jī)械設(shè)計教程 P215圖10-26可計算齒輪傳動端面重合度: 由圖分別查得 名的=0.7663, 8M =0.8936,得 ―；：1 - =0.7663 0.8936 56599 (10)許用彎曲應(yīng)力[仃F] 由機(jī)械設(shè)計教程 P205

22、 式 10-12 得: [%] K N-- F lim S 由機(jī)械設(shè)計教程 P207-P209的圖可得兩齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力分別為: bFlim3 =340 MPa 和 bFlim4 =340 MPa。 由機(jī)械設(shè)計教程P206,取安全系數(shù) S =1.25。 小齒輪3和大齒輪4的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為： N3 =60n^aLh =3.0984 108 N4 N3 i n 2.693 108 3.066 = 9.7223 107 式中：a ——齒輪轉(zhuǎn)一周，同一側(cè)齒面嚙合次數(shù); Lk ——齒輪工作時間。 由機(jī)械設(shè)計教程P206得彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)為：

23、YN3 = YN4 = 1.0 故許用彎曲應(yīng)力為 [-]F3 YN 30 F lim SF 1.0 340 =272MPa 1.25 所以 [二] F4 YF3YS3 [二]F 3 YF 4YS4 YfY [-]f 初算齒輪法面模數(shù)mnt mn 迎產(chǎn) H272MPa 2.65 1.57 = 0.01530 272 2.28 1.76 =0.01475 272 YF^YS4 = 0.01475 [-]F4 產(chǎn)？「=2.2622 (11)對mt進(jìn)行修正，并圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 由機(jī)械設(shè)計教程P204式10-10b可得 mn = mnt 3,—

24、n nt V Kt "79口山 取整為 m = 2mm 2)計算傳動尺寸。 中心距 mn(z3 . Z4) 2 cos : 2 (23 73) F = 147.2170mm 2 cos12 取整為148mm 修正螺旋角 =arccos mnk Z4) 2 cos : :3"^) .o 2 cos12 小齒輪分度圓直徑 大齒輪分度圓直徑 mnz3 d3 = - = 70.9167mm cos - mnz4 d4 — = 225.0833mm cos - b = dd3 = 35.4583mm 圓整b=35mm 取

25、b4=37mm , b3 =40mm 式中：b3 ——小齒輪齒厚； b4 ——大齒輪齒厚。 3)校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 由機(jī)械設(shè)計教程 P218式10-20可得 KFt u 土 ,bd1 ；二 u ZH ZE 式中各參數(shù)： (1)載荷系數(shù)K =1.74 (2)齒數(shù)比 u =in =3.1869 (3)由機(jī)械設(shè)計教程 P216圖10-29可得彈性系數(shù)Ze =189.8% MPa 。 (4)由機(jī)械設(shè)計教程 P217圖10-30可得區(qū)域系數(shù)Zh =2.44。 [二 h]i [二 h]2 (5)由機(jī)械設(shè)計教程 P218可得[%]= H」2=1100Mpa

26、2 2HzE =526.323Ma<[o]H1 滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度。 8初算軸徑 由機(jī)械設(shè)計教程 P370式15-2可得: 齒輪軸的最小直徑：di之A03：」=106成2.8999 = 15.3230mm。考慮到鍵對軸強(qiáng)度 nz . 960 的削弱及聯(lián)軸器對軸徑的要求，最后取 d =25mm。 中間軸的最小直徑： dn R 2.7848 之 A03 — =1063 n 225.194 =24.8873mm。考慮到鍵對軸強(qiáng) 度的削弱及軸承壽命的要求，最后取 dn =30mm 輸出軸的最小直徑： dm ±A03；P

27、U = 1063但6742 = 36.1329mm?？紤]到鍵對軸 ，nw \ 67.5159 強(qiáng)度的削弱及聯(lián)軸器對軸徑的要求，最后取 dm =40mm。 式中：A。一一由許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力確定的系數(shù)， 由機(jī)械設(shè)計教程 P370表15-3取A。=106 9校核軸及鍵的強(qiáng)度和軸承壽命 1輸入軸 1）計算齒輪上的作用力 由作用力與反作用力的關(guān)系可得， 齒輪軸1所受的力與齒輪2所受的力大小相等，方向 相反。即：軸向力 Fa1 =171.12N ,徑向力 Fr1 =534.49N ,圓周力 Ft1 =1398.58N 2）平移軸向力所產(chǎn)生的彎矩為： d1 39.9 M1H &qu

28、ot;Fa1'=171.12 ——=3413.844N mm 2 2 3）計算軸承支撐反力 豎直方向，軸承1 Rv Fti 33 1398.58 33 = =397.87N 116 116 軸承2 R2V Ft1 83 116 1398.58 83 116 = 1000.71N 水平方向，軸承1 R1H Fr1 33-MH1 = 534.49 33 - 3413.844 .126.62N 116 116 軸承 2R2H =Fr1 — R1H =534.49 —126.62 = 411.87N , 軸承 1 的總支撐反力： R1 ={Rh

29、2 +R1V2 =<126.622 +397.872 =417.53N 軸承 2 的總支撐反力： R2 = ,R2H 2 + R2V 2 =、411.872 +1000.712 =1082.15N 4）計算危險截面彎矩 a-a剖面左側(cè)，豎直方向 Mv1=R1v，83 = 397.8父83 = 33017.4N mm 水平方向 Mh1=Rh 83=126.62 83-10509.46N mm 其合成彎矩為 M1 f：；Mv12 M H12 = 33017.42 10509.462 =34649.46N mm a-a剖面右側(cè)，豎直方向 Mv2 =Mw =33017.4N mm

30、 水平方向 MH2 =MH1 -M1H =10509.46-3413.84 = 7095.616N mm 其合成彎矩為M2 33017.42 7095.6162 = 33771.2N mm 危險截面在a-a剖面左側(cè)。 5）計算截面應(yīng)力 由參考文獻(xiàn)[1]P205附表 10.1 知: 抗彎剖面模量 3 W / mm d1 39.9 = 6352.12 抗扭剖面模量 WT / mm 10 10 3 d13 39 93 399- =12704.24 5 彎曲應(yīng)力；入 M1 34649.64 5.45MPa 6352.12 u5.45MPa,

31、；「c -0 c 扭剪應(yīng)力 T Ti WT 28954.406 =2.28MPa 12704.24 T 2.28 = 1.14MPa 6）計算安全系數(shù) 對調(diào)質(zhì)處理的 45轆比 由參考文獻(xiàn) [1]P192 表 10.1 知: 抗拉強(qiáng)度極限 -B=650MPa 彎曲疲勞極限 0 4 =300MPa 扭轉(zhuǎn)疲勞極限 二二155MPa 由表10.1注②查得材料等效系數(shù): c =02 =0.1 絕對尺寸系數(shù)由附圖 軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)由參考文獻(xiàn) [1]P207附圖10.1查得0 =0.92 10.1 查

32、得：名門=0.84,6丁 = 0.8 kJ 1 由參考文獻(xiàn)[1]P201 公式10.5, 10.6得，安全系數(shù) 300 = 42.54 0.92 0.84 5.45 0.2 0 S二〒 155 = 93.2 1.14 0.1 1.14 0.92 0.8 = 39.3 S _ S二S __42.54_93.2_ S； ■ S2 ,42.54 2 93.22 查P202表10.5得許用安全系數(shù)[S]=1.5~1.8,顯然S>[S],故危險截面是安全的 7)校核鍵連接的強(qiáng)度 聯(lián)軸器處連接鍵由參考文獻(xiàn) [2]P135表11.28選才i b父h

33、=8X 7, t=4mm, l =40mm。軸徑 為 d =25mm 4Tl 4 28954.406 聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力 。p = = = 20.68MPa dh(l -b) 25 7 (40 - 8) 由于鍵，軸的材料都為45號鋼，由參考文獻(xiàn)[1]查得[o]P =120~150MPa ,顯然鍵連接的 強(qiáng)度足夠！ 8)計算軸承壽命 由參考文獻(xiàn)[2]P138表12.2查7207C軸承得軸承基本額定動負(fù)荷 Cr=17.8KN ,基本額定 靜負(fù)荷C0=12.8KN 31 171. 12 S2 - H 釉承軸向力分析圖 軸承 1 的內(nèi)部軸向力為：Si =0.4Ri =

34、0.4M417.53 = 167.01N 軸承2的內(nèi)部軸向力為：S2 =0.4R2 = 0.4父1082.15 = 432.86N 由于 S1 Fa1 =167.01 171.1 =338.11N 二 S2 故軸承 1 的軸向力 Fd =S2 -Fa1 =432.86—171.1 = 261.76N , 軸承2的軸向力Fa2 =S2 =432.86N ,F.1 338.11 F 2 432.86 …… 由一 =0.02,—^ = =0.034 由參考文獻(xiàn)[1]P220 表 11.12 可查得: Co 12800 Co 12800 F 1 又一1 Riv 261.76

35、417.53 = 0.63 & F2 _ 432.86 R2V - 1082.15 = 0.4 = 62 B X1 =0.44，Y =1.47; X2 =1,丫2 =0 故 P2 =R2 -1082.15N,P1 =X〔R Y1Fv1 =0.44 417.53 1.47 261.76 = 568.5N 取 P - P2 根據(jù)軸承的工作條件， 查參考文獻(xiàn)[1]P218~219表11.9, 11.10得溫度系數(shù)fT =1.0,載荷系 數(shù)fp =1.0,壽命系數(shù) 名=3。由P218公式11.1c得軸承2的壽命 Lh 106 60n1 fT 1fp ； 6

36、3 C _ 106 1 1.0 M17800 i P j - 60 m 96011.0x1082.15 1 =7 7 2 h3 36 已知工作年限為 5年2班，故軸承預(yù)期壽命 L；=8M2M 300 M5 = 24000h Lh > Lh ,故軸承壽命滿足要求 2中間軸 口同勃 1）齒輪2 （高速級從動輪）的受力計算: 由機(jī)械設(shè)計教程 P213式10-14可知 Ft2 2T —=1413.3N d2 Fr2 = Ft2 tan ： t2 =514.4N Fa2 =514.4N 式中：Ft 2 ——齒輪所受的圓周力,

37、N； Fr2 ——齒輪所受的徑向力, N； N； Fa2 ——齒輪所受的軸向力, 中間粕愛為及彎拒分析用 2）齒輪3 （低速級主動輪）的受力計算： 由機(jī)械設(shè)計教程 P213式10-14可知 2T Ft3 = =3485.8N d3 Fr3 - Ft3 tan ： t3 =1268.7N Fa3 = Fr3tan -2 =301.1N 式中：Ft3 齒輪所受的圓周力，N; Fr3 ——齒輪所受的徑向力， N； Fa3 齒輪所受的軸向力， N； 3）齒輪的軸向力平移至軸上所產(chǎn)生的彎矩為 M H2 -

38、10883N mm d3 …… M H3 = Fa3 3 =10677N mm 2 4）軸向外部軸向力合力為： FA = Fa3 -Fa2 =176.6632N a a3 a2 5）計算軸承支反力： 豎直方向, 軸承1% 口73.3 Ft2 33.3 -23 —— 二2507.09N 116.6 水平方向, 方向相反。 方向相反。 :R1 軸承2 R2V 軸承1 R1H 軸承2 R2H 二..R1H ' R1V Ft343.3 Ft283<2244.21N 116.6 Fa3 'S3-% ,33.3-M H3 - MH2 :

39、76.04N 與所設(shè) 116.6 Fa2 83.3 - Fa3 43.3-M h3 -M h2 -2 H2 H2 = -205.95N ,與所設(shè) 116.6 小；76.042 2507.092 =2508.24N 軸承2的總支撐反力: R2 = \ R2H2 R2V2 = 205.952 2244.212 = 2253.46N 6）計算危險截面彎矩 a-a剖面左側(cè)，豎直方向 Mva=Rv -43.3 = 2507.09父 43.3= 109556997N mm 水平方向 MHa =Rh 43.3 = 76.04 43.3 =3292.532N mm b-b

40、剖面右側(cè)，豎直方向 MVb=R2V 33.3 = 2244.21 父 33.3= 74732.193N mm 水平方向 M Hb =R21H 33.3 = 205.95 33.3 = 6858.135N mm a-a剖面右側(cè)合成彎矩為 M a =..:：：M Va2 (MH3 - M Ha )2 =1109556.9972 (10680.093 _ 3292.532) 2 =109805 .79N mm b-b剖面左側(cè)合成彎矩為 Mb = Mvb2 (MHb - Mh2)2 = 74732.1932 (6858.135 -3292.532)2 =75127.38N mm 故a-a

41、剖面右側(cè)為危險截面。 7)計算應(yīng)力 初定齒輪2的軸徑為d2=38mm,軸轂長度為10mm ,連接鍵由參考文獻(xiàn)[2]P135表11.28 選才ibxh=10X8, t=5mm, l2=25mm o齒輪3選用整體式，轂槽深度 t1=3.3mm。 抗彎剖面模量 W/mm3 =0.1(d3)3 2d3 bt(d3 一t)2 : 0.1 403 . 12 5 (40一5)2 : 6373.75 2 40 抗扭剖面模量 WT / mm3 = 0.2(d3)3 bt(d3-t)2 =0.2 403 - 12 5 (40一 5)2 =12773.75 2d3 2 40 彎曲應(yīng)力；

42、入 Ma 109805.79 6373.75 = 17.23MPa L =17.23MPa,L =0 a b 7 c 扭剪應(yīng)力 T = T2 WT 118949.432 12773.75 = 9.31MPa T 9.31 a = m = — = = 4.66MPa 2 2 8）計算安全系數(shù) 對調(diào)質(zhì)處理的45轆W,由參考文獻(xiàn)[1]P192表10.1知： 抗拉強(qiáng)度極限c-B=650MPa 彎曲疲勞極限-4 =300MPa 扭轉(zhuǎn)疲勞極限 4=155MPa 由表10.1注②查得材料等效系數(shù)： 4門=0.2*, = 0.1

43、軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)由參考文獻(xiàn) [1]P207 附圖 10.1 查得 0 =0.92 絕對尺寸系數(shù)由附圖 10.1查得: = 0.82,； =0.78 T 鍵槽應(yīng)力集中系數(shù)由附表 10.4查得：K〃 = 1.825, Kt =1.625 （插值法） 由參考文獻(xiàn)[1]P201公式10.5, 10.6得，安全系數(shù) S 二二"K 兄 300 =7.197 1.825 17.23 0.2 0 0.92 0.82 155 = =14.067 1.625 4.66 0.1 4.66 0.92 0.78 S: --S 7.197 14.067

44、 ,S2 ? S2 ,7.1972 14.0672 =6.4 查P202表10.5得許用安全系數(shù) [S]=1.5~1.8,顯然S>[S],故危險截面是安全的 9）校核鍵連接的強(qiáng)度 齒輪2處鍵連接的擠壓應(yīng)力 P2 d2h(l2 -b) 4 118949.432 104.3MPa 38 8 (25-10) 齒輪3處鍵連接的擠壓應(yīng)力 4T2 d3h(l3 -b) 4 118949.432 =74.343MP 40 8 (32-12) 由于鍵，軸，齒輪的材料都為 45號鋼，由參考文獻(xiàn)[1]查彳# [o]P =120~150MPa ,顯然 鍵連接的強(qiáng)度足

45、夠! 10）計算軸承壽命 由參考文獻(xiàn)[2]P138表12.2查7207C軸承得軸承基本額定動負(fù)荷 Cr=23.5KN ,基本額定 靜負(fù)荷 C0=17.5KN gH 歹4阻 牯承軸向力分析圖 軸承1的內(nèi)部軸向力為： S1 =0.4R1 =0.4父2508.24 = 1003.3N 軸承2的內(nèi)部軸向力為： S2 =0.4R2 =0.4父2253.64 = 901.456N  故軸承1的軸向力F4 =6 =1003.3N , 軸承 2 的軸向力 %? =S + Fa =1003.3 十129.9 = 1133.2N ,F.1 1003.3 F_ 2 1133.2 由一= =

46、0.057,-^ = =0.065 由參考文獻(xiàn)[1]P220 表 11.12 可查得: C0 17500 C0 17500 e1 = % = 0.43 1003.3 Rw 2508.24 二0.4 二 e, F-2 1133.2 —= = 0.503 - e R2V 2253.64 取 X1 =1,Y1 =0；X2 =0.44,Y2 =1.3 故 13 =R1 =2508.24N,P2 -X2R2 Y2Fv2 -0.44 2253.24 1.3 1133.2-2464.6N 取 P - P1 根據(jù)軸承的工作條件， 查參考文獻(xiàn)[1]P218~219表11.9, 11

47、.10得溫度系數(shù)fT =1.0,載荷系 數(shù)fP =1.0,壽命系數(shù)8=3。由P218公式11.1c得軸承1的壽命 6 r £ c 謂 6 / V.3 10 fT C 10 '1.0X 23500 ; = I = 6 0 8 618 60n2 1fP P , 60 M 225.194 <1.0 父 2508.24 ) 已知工作年限為5年2班，故軸承預(yù)期壽命 L；=8M2M 300 M5 = 24000h Lh > Lh ,故軸承壽命滿足要求 3輸出軸 1）計算齒輪上的作用力 由作用力與反作用力的關(guān)系可得， 齒輪4所受的力與齒輪3所受的力大

48、小相等， 方向相 反。即：軸向力 Fa4 =301.03N ,徑向力 Fm =1254.91N ,圓周力 Ft4 =3352.72N _一 7 3 2）平移軸向力所產(chǎn)生的彎矩為 d4 219.043 M 4H = Fa4 — = 301.03 =32969.26N - mm 2 2 3)計算軸承支撐反力 Ft4 73 3352.72 73

49、 豎直方向，軸承1 Riv =*—— = =2109.9N 116 116 軸承 2R2V = Ft4 = F1V =3352.72 —2109.9 =1242.82N Fr4 73 MH4 水平方向，軸承 1 Rih = 116 1254.91 73 32969.26 二1073.65N 116 軸承 2R2H =Fr4 —R4H =1254.91 —1073.65 = 181.26N , 軸承 1 的總支撐反力： R1 =/R1H 2 + Rv2 = J2109.92 +1073.652 =2367.36N 軸承 2 的總支撐反力：R2 =，R2H2 +

50、R2V2 =,1242.822 十 181.262 =1255.97N 4)計算危險截面彎矩 a-a 剖面左側(cè)，豎直方向 Mvi =Riv，43 = 2109.9M43 = 90725.7N mm 水平方向 MH1=RH 43 =1073.65 43 = 46166.95N mm 其合成彎矩為 M1 = . MV12 1MHi2 = 90725.72 46166.952 =101796.56N mm a-a剖面右側(cè)，豎直方向 Mv2 =Mv1 =90725.7N mm 水平方向 Mh2=R2H 73-181.26 73 = 13231.98N mm 其合成彎矩為 M2 = , M

51、V22 M H22 = /90725.72 13231.982 =91685.54N mm 危險截面在a-a剖面左側(cè)。 5）計算截面應(yīng)力 初定齒輪4的軸徑為d4=44mm,連接鍵由參考文獻(xiàn)[2]P135表11.28選才i bx h=12X 8, t=5mm, l 2=28mm。 由參考文獻(xiàn)[1]P205附表10.1知: 抗彎剖面模量 W / mm3 = 0.1(d4)3 bt(d4 -t)2 2d4 一 _ ， 一 2 0.1 443 - 12 5 (44一5) 2 44 = 7481.35  抗扭剖面模量 WT / mm3 = 0.2(d4)3 2 2

52、bt(d4 -t) 3 12 5 (44-5)2 =0.2 K 44 - 2d4 15999.75 彎曲應(yīng)力c-b M1 101796.56 =13.61MPa W 7481.35 0 b =13.61MPa,oc =0 扭剪應(yīng)力,T T3 348963.911 -= =21.81MPa WT 15999.75 T 21 81 —=2182 =10.9MPa 2 44 6）計算安全系數(shù) 對調(diào)質(zhì)處理的 45轆山由參考文獻(xiàn) [1]P192 表 10.1 知: 抗拉強(qiáng)度極限 二 B=650MPa 彎曲疲勞極限 二 d =300MPa 扭轉(zhuǎn)疲勞極

53、限 」二155MPa 由表10.1注②查得材料等效系數(shù): …2， =0.1 軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)由參考文獻(xiàn) [1]P207附圖10.1查得0 =0.92 絕對尺寸系數(shù)由附圖10.1查得：名廣=0.82,6丁=0.78 kJ L 鍵槽應(yīng)力集中系數(shù)由附表 10.4查得：Kr = 3.6, K =3.2 （插值法） 由參考文獻(xiàn)[1]P201公式10.5, 10.6得，安全系數(shù) S -:— - K。 300 = 6.49 3.2 10.9 0.2 0 0.92 0.82 = 3.12 155 3 2 -- 10.9 0.1 10.9 0.92 0.78

54、 S 6.49 X 3.12 2 8 sj S2 6.492 3.122 查P202表10.5得許用安全系數(shù)[S]=1.5~1.8,顯然S>[S],故危險截面是安全的 7)校核鍵連接的強(qiáng)度 聯(lián)軸器處連接鍵由參考文獻(xiàn) [2]P135表11.28選擇bx h=10X8, t=5mm, l =70mm。軸 徑為d =35mm - 4To 4 348963 911 聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力 二P = 3— = 4 348963-91| = 83.08MPa dh(l-b) 35 8 (70 -10) 齒輪選用雙鍵連接，180度對稱分布。 4 4T3 4 348963.911

55、 齒輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力 p p = = =123.92MPa 2dh(l - b) 2 44 8 (28 -12) 由于鍵，軸的材料都為45號鋼，由參考文獻(xiàn)[1]查得[o]P =120~150MPa ,顯然鍵連接的 強(qiáng)度足夠！ 8)計算軸承壽命 由參考文獻(xiàn)[2]P138表12.2查7208C軸承得軸承基本額定動負(fù)荷 Cr=26.8KN ,基本額定 靜負(fù)荷C0=20.5KN A= 301. 03 寺由承軸向力分析圖 軸承1的內(nèi)部軸向力為：S1 =0.4R1 =0.4父2367.36 = 946.94N 軸承2的內(nèi)部軸向力為：S2 =0.4R2 = 0.4父1255.97 =

56、502.36N 由于 S2 Fa4 =502.36 301.03 = 803.39N 二 S1 軸承1的軸向力Fh =S =946.94N 故軸承 2 的軸向力 F^ =S -Fa4 =946.94-301.03= 645.91N ,F.1 946.94 F2 645.91 由一^1 = =0.046,-^= =0.0314 由參考文獻(xiàn)[1]P220 表 11.12 可查 C0 20500 C0 20500 得：q =0.43© =0.40 F 1 又一11 946.94 645.91 R1V 2367.36 R2V 1255.97 = 0.512

57、 e2 取 X1 =1,Y1 =0；X2 =0.44,Y2 =1.4 故 13 =R1 =2367.86N,P2 =X2R2 Y2Fv2 =0.44 1255.97 1.4 645.91 取 P - P1 1456.9N 根據(jù)軸承的工作條件， 查參考文獻(xiàn)[1]P218~219表11.9, 11.10得溫度系數(shù)fT 1.0,載荷系 數(shù)fp =1.0,壽命系數(shù) 名=3。由P218公式11.1c得軸承2的壽命 Lh 106 60 n3 fT 1fp \ 三. 6 3 C 106 /1.0 M 26800、 = i P j 60 x 72.947 <1.0 x

58、2367.86 J 一一 一 5 = 3.3 10 h 已知工作年限為 5年2班，故軸承預(yù)期壽命 L；=8M2M 300 M5 = 24000h Lh > Lh ,故軸承壽命滿足要求 10選擇聯(lián)軸器 1 .類型選擇. 為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器 載荷計算. 從動軸： 公稱轉(zhuǎn)矩：丁3 =5.27 105N mm 查課本P343表14-1,選取Ka =1.5 所以轉(zhuǎn)矩 Tca =KaT3 =1.5 527N mm = 790.5N m 因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，所以 查《機(jī)械設(shè)計手冊》22 -112 4750r/min. 選取LX3型彈

59、性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250Nmm最大轉(zhuǎn)速為 軸徑為30 ~ 80 主動軸 公稱轉(zhuǎn)矩：T1 =4.118 105N mm 查課本P343表14-1,選取Ka =1.5 所以轉(zhuǎn)矩 Tca =KaT1 =1.5 41.18N mm = 61.77N m 因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，所以 查《機(jī)械設(shè)計手冊》22.112 選取LX1型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 250N? mm最大轉(zhuǎn)速為850r/min 11潤滑方式 由于所設(shè)計的減速器齒輪圓周速度較小，低于 2m/s,故齒輪的潤滑方式選 用油潤滑，軸承的潤滑方式選用脂潤滑?？紤]到減速器的工作載荷不是太大， 故

60、潤滑油選用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油(GB59031986),牌號選68號。潤滑油在油 池中的深度保持在 68——80mm之間。軸承的潤滑脂選用合成鋰基潤滑脂 (SY1413——1980)。牌號為ZL——2H。由于軸承選用了脂潤滑，故要防止齒 輪的潤滑油進(jìn)入軸承將潤滑脂稀釋，也要防止?jié)櫥魅缬统刂袑櫥臀廴尽?所以要軸承與集體內(nèi)壁之間設(shè)置擋油環(huán)。 12箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計 減速器的箱體采用鑄造(HT20。制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合 質(zhì)量， 大端蓋分機(jī)體采用配合.且工 I6 1. 機(jī)體有足夠的剛度 在機(jī)體為加肋，外輪廓為長方形，增強(qiáng)了軸承座剛度 2. 考慮到機(jī)體內(nèi)零件的潤滑，密封散

61、熱。 因其傳動件速度小于12m/s,故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺 起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm 為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng), 其表面粗糙度為 3. 機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性. 鑄件壁厚為10,圓角半徑為R=3機(jī)體外型簡單，拔模方便. 4. 對附件設(shè)計 A視孔蓋和窺視孔 在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間， 以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī) 械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成，用 M6緊固 B油螺塞： 放油孔位于油池最底處，并安排

62、在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放 油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊， 由機(jī)械加工成螺塞 頭部的支承面，并加封油圈加以密封。 C油標(biāo)： 油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。 油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出 . D通氣孔： 由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部 的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡 . E蓋螺釘： 啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機(jī)蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。 釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋. F位銷： 為保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方 向各安裝一圓錐

63、定位銷，以提高定位精度. G吊鉤： 在機(jī)蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運(yùn)較重的物體 . 表：減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸 名稱 符號 計算公式 結(jié)果 箱座壁厚 a 仃=0.025a +3 之8 8 箱蓋壁厚 5 仃 i = 0.02a +3 芝8 8 箱蓋凸緣厚度 bi b1 =1.% 12 箱座凸緣厚度 b b=1.50 12 箱座底凸緣厚度 b2 b2 =2.5 仃 20 地腳螺釘直徑 df df =0.036a + 12 M20 地腳螺釘數(shù)目 n 查手冊 6  軸承旁聯(lián)接螺栓 直徑 di di =0.72df

64、Mi4 機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接 螺栓直徑 d2 d2=(0.5~0.6) df Mi0 軸承端蓋螺釘直 徑 da da= (0.4~0.5 ) df 8 視孔蓋螺釘直徑 d4 d4=(0.3~0.4) df 8 定位銷直徑 d d= (0.7~0.8 ) d2 7 df , di, d2 至外 機(jī)壁距離 Ci 查機(jī)械課程設(shè)計指導(dǎo) W 4 26 df , d2至凸緣邊 緣距離 C2 查機(jī)械課程設(shè)計指導(dǎo) W 4 24 外機(jī)壁至軸承座 端面距離 ll li=Ci+C2+ (8~i2) 56 大四中匕」貝圓與內(nèi) 機(jī)壁距離 △l △ 1 &g

65、t;1.2 仃 io 齒輪端面與內(nèi)機(jī) 壁距離 42 △2 >仃 8 機(jī)蓋，機(jī)座肋厚 m1, m mi 定 0.85仃1,m 定 0.85仃 mi ^7 m 》 7 軸承端蓋外徑 D2 D2 = D + (5~5.5) da i02 (i 軸)i02 (2 軸) i30 (3軸) 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓 距離 S S》d2 i02 (i 軸)i02 (2 軸) i30 (3軸) 13 參考文獻(xiàn) [1] 《機(jī)械設(shè)計》 （第八版）—濮良貴，紀(jì)名剛主編 北京：高等教育出版社， 2006； [2] 《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》 —金清肅主編 武漢： 華中科技大學(xué)出

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