帶式輸送機(jī)傳送裝置設(shè)計(jì)【二級(jí)圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)】【F=2.5KN v=1.1m-s D=400mm】,二級(jí)圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì),F=2.5KN v=1.1m-s D=400mm,帶式輸送機(jī)傳送裝置設(shè)計(jì)【二級(jí)圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)】【F=2.5KN,v=1.1m-s,D=400mm】,輸送,傳送,裝置,設(shè)計(jì),二級(jí) 1. 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 設(shè)計(jì)任務(wù)：設(shè)計(jì)一帶式輸送機(jī)用二級(jí)圓柱齒輪減速器。已知輸送拉力F=2.5KN，帶速V=1.1m/s，傳動(dòng)卷筒直徑D=400mm。有電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，工作壽命八年（每年工作300天），兩班制，帶式輸送機(jī)工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變。 1) 工作條件 兩班制工作，常溫下連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)；空載起動(dòng)，工作載荷有輕微振動(dòng)；電 壓為380/220 V的三相交流電源。 2. 傳動(dòng)系統(tǒng)方案的擬定 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)方案如下圖所示。 帶式輸送機(jī)由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)。電動(dòng)機(jī)1通過(guò)V帶傳動(dòng)2將動(dòng)力傳入兩級(jí) 圓柱齒輪減速器3，再經(jīng)過(guò)聯(lián)軸器4，將動(dòng)力傳至輸送機(jī)滾筒5，帶動(dòng)輸 送機(jī)6工作。傳動(dòng)系統(tǒng)中經(jīng)V帶輪減速之后，再通過(guò)兩級(jí)齒輪減速器，其 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但齒輪相對(duì)于軸承位置不對(duì)稱(chēng)，因此要求軸有較大的剛度，高 速級(jí)為斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，低速級(jí)為直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 3. 電動(dòng)機(jī)的選擇 1) 電動(dòng)機(jī)容量的選擇 由已知條件可以算出工作機(jī)所需有效功率 Pw= = 2.53kW 2）傳動(dòng)系統(tǒng)總效率η η5w—輸送機(jī)滾筒軸至輸送帶之間的傳動(dòng)效率； ηc —聯(lián)軸器效率，ηc =0.99； ηg —閉式圓柱齒輪傳動(dòng)效率，η =0.97 ηb —對(duì)滾動(dòng)軸承效率，ηb =0.99； ηb —V帶效率，ηv =0.94； ηcy—輸送機(jī)滾筒效率，ηcy =0.96； 估算傳動(dòng)系統(tǒng)總效率 η=η23η34η45η56η7w 式中 η23=ηv =0.94； η34=ηbηg=0.99×0.97=0.9603; η45=ηbηg=0.99×0.97=0.9603; η56=ηbηc=0.99×0.99=0.9801; η7w=ηbηcy=0.99×0.95=0.9504; 系統(tǒng)總效率 η=η23η34η45η56η7w =0.94×0.9603×0.9603×0.9801×0.9504=0.8074; 工作機(jī)所需要電動(dòng)機(jī)功率 Pr==3.14kW; 由文獻(xiàn)[1]表3-2所列Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)中 可以確定，滿(mǎn)足Pm≥Pr條件的電動(dòng)機(jī)額定功率Pm應(yīng)該取 為4.0 kW。 2) 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇 根據(jù)已知條件由計(jì)算得知輸送機(jī)滾筒的工作轉(zhuǎn)速 ≈22.132 r/min; 由文獻(xiàn)[1] 表3-2初選同步轉(zhuǎn)速為1500 r/min和1000 r/min的電動(dòng)機(jī)，對(duì)應(yīng)于額定功率Pm為4.0kw的電動(dòng)機(jī) 型號(hào)應(yīng)分別取為Y112M-4型和Y132M1-6型。把Y112M-4 型和Y132M1-6型電動(dòng)機(jī)有關(guān)技術(shù)數(shù)據(jù)及相應(yīng)算得的總傳 動(dòng)比列于下表： 方案的比較 方案 電動(dòng)機(jī)型號(hào) 額定功率 （kW） 同步轉(zhuǎn)速 （r/min） 滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速 （r/min） 總傳 動(dòng)比 I Y112M-4 4.0 1500 1440 65.07 II Y132M-6 4.0 1000 960 43.38 3) 電動(dòng)機(jī)型號(hào)的選擇 對(duì)兩級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)來(lái)說(shuō)，方案I選用的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速高、質(zhì)量輕、 價(jià)格低，總傳動(dòng)比為65.07，這對(duì)兩級(jí)減速傳動(dòng)來(lái)說(shuō)不算大，故方案 I較合理。 選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)，型號(hào)為Y112M-4，其主要性能數(shù)據(jù)如下： 電動(dòng)機(jī)額定功率 Pm=4.0 kW 電動(dòng)機(jī)滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速 nm=1440 r/min 電動(dòng)機(jī)中心高 H=112 mm 電動(dòng)機(jī)軸伸直徑 D=28 mm 電動(dòng)機(jī)軸伸長(zhǎng)度 E=60 mm 4. 傳動(dòng)比的分配 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比 i===65.07； 由傳動(dòng)系統(tǒng)方案知 i12=1； 按表3-1查取V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比 iv=i23=2-4則V帶傳動(dòng)比取為 i23=3.5； 由計(jì)算可得兩級(jí)圓柱齒輪減速器的總傳動(dòng)比 i∑=i34i45==18.591； 為便于兩級(jí)圓柱齒輪減速器采用浸油潤(rùn)滑，當(dāng)兩級(jí)齒輪的配對(duì)材料 相同，齒面硬度HBS≤350，齒寬系數(shù)相等時(shí)，考慮齒面接觸強(qiáng)度接 近相等的條件，取高速級(jí)傳動(dòng)比： i34==4.916 低速級(jí)傳動(dòng)比 i23= ==3.782 傳動(dòng)系統(tǒng)各級(jí)傳動(dòng)比分別為： i12=1； i23=3.5； i34=4.916； i45=3.782； 5. 傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 傳動(dòng)系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計(jì)算如下： 1軸（電動(dòng)機(jī)軸） n1= nm =1440 r/min； P1=Pr=3.134 kw； T1=9550=9550×=20.785N·m； 3軸（減速器高速軸） n3===411.429 r/min； P3=P1η13 =3.134×0.94=2.946 kw； T3=9550 =68.382 N·m； 4軸（減速器中間軸） n4===83.692 r/min； P4=P3η34 =2.946×0.9603=2.829 kw； T4=9550 =322.814 N·m； 5軸（減速箱低速軸） n5===22.132 r/min； P5=P4η45 =2.829×0.9603=2.717 kw； T5= 9550=1172.39 N·m； 6軸（輸送機(jī)滾筒軸） n6==22.132 r/min； P6=P5η56 =0.9801X2.717=2.663 kw； T6=9550=1149.090 N·m； 將上述計(jì)算結(jié)果和傳動(dòng)比效率匯總?cè)绫恚? 軸 號(hào) 電動(dòng)機(jī) 兩級(jí)圓柱齒輪減速器 工作機(jī) 1軸 3軸 4軸 5軸 6軸 轉(zhuǎn)速n(r/min) 1440 411.429 83.692 22.132 22.132 功率P(kW) 3.134 2.946 2.829 2.717 2.663 轉(zhuǎn)矩T(N·m) 20.785 68.382 322.814 1172.89 1149.090 聯(lián)接件傳動(dòng)件 V帶 齒輪 齒輪 聯(lián)軸器 傳動(dòng)比i 3.5 4.916 3.782 1 傳動(dòng)效率η 0.94 0.9603 0.9603 0.9801 1) 低速級(jí)圓柱齒輪設(shè)計(jì) （此處的下標(biāo)1表示為小齒輪，2為大齒輪） ① 選擇齒輪材料及熱處理方式 小齒輪選用45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，； 大齒輪選用45號(hào)鋼，正火處理，； ② 確定許用接觸應(yīng)力和 MPa 取疲勞極限應(yīng)力 根據(jù)接觸應(yīng)力變化次數(shù) 按文獻(xiàn)[3]取接觸強(qiáng)度計(jì)算壽命系數(shù)=1，=1； 因1對(duì)齒輪均為軟尺面，故取工作硬化系數(shù)=1； 一般計(jì)算中取潤(rùn)滑系數(shù)=1; 按文獻(xiàn)[3]，當(dāng)失效概率低于1/100時(shí)，取接觸強(qiáng)度最 小安全系數(shù)。 將以上數(shù)值代入許用接觸應(yīng)力計(jì)算公式 得 ③ 按齒面接觸強(qiáng)度條件計(jì)算中心距a 大齒輪轉(zhuǎn)矩 N·m 理論傳動(dòng)比 齒寬系數(shù) 初取載荷系數(shù) 彈性系數(shù) 初取節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 初取重合度系數(shù) 將以上數(shù)據(jù)帶入公式 按表取 ④ 確定主要參數(shù)和計(jì)算主要尺寸 模數(shù)： 齒數(shù)： 經(jīng)元整后取 理論傳動(dòng)比 實(shí)際傳動(dòng)比 ： 傳動(dòng)比誤差： （在允許誤差范圍內(nèi)） 分度圓直徑： 齒寬： 取 取 ⑤ 確定載荷系數(shù)K 使用系數(shù),按表6-5，=1.0； 動(dòng)載系數(shù)，齒輪圓周速度 齒輪精度，參考表6-6取為8級(jí)精度， 按圖6-20，動(dòng)載荷系數(shù)，齒向載荷分布系數(shù) ， 端面重合度 =[1.88-3.2（+）] =[1.88-3.2×（+）]=1.74 當(dāng)總重合度 時(shí)，則齒間載荷分配系數(shù) =1.24，最后求得在和系數(shù) ⑥ 驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度 按文獻(xiàn)[3],算得重合度系數(shù) = 由于，故設(shè)計(jì)偏于安全。 ⑦ 確定許用彎曲應(yīng)力 MPa 按文獻(xiàn)[3]，取彎曲疲勞極限應(yīng)力 根據(jù)彎曲應(yīng)力變化總次數(shù) 取彎曲強(qiáng)度計(jì)算系數(shù) 當(dāng)時(shí)，尺寸系數(shù), 按標(biāo)準(zhǔn)中有關(guān)規(guī)定，取試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)。 按文獻(xiàn)[3]，當(dāng)失效概率低于1/100時(shí)，取彎曲強(qiáng)度最小 安全系數(shù)。 代入公式 得 ⑧ 驗(yàn)算齒輪彎曲強(qiáng)度 根據(jù)齒數(shù)：。 按文獻(xiàn)[3]，取齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)分別為 按文獻(xiàn)[3]算的重合度系數(shù) 將以上數(shù)值代入應(yīng)力計(jì)算公式 因?yàn)?，故齒輪彎曲強(qiáng)度滿(mǎn)足要求， 設(shè)計(jì)偏于安全。 ⑨ 主要設(shè)計(jì)計(jì)算結(jié)果 中心距 a=170mm 法面模數(shù) mn=2.5mm 齒數(shù) =29 =107 分度圓直徑 72.5mm =267.5mm 齒頂圓直徑 =77.54mm =272.5mm 齒根圓直徑 =66.25mm =261.25mm 齒寬 =65mm =60mm 齒輪精度等級(jí) 8級(jí) 材料及熱處理 小齒輪選用45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)，HBS1=229～286，油潤(rùn)滑； 大齒輪選用45號(hào)鋼，正火，HRS2=200～230 ，油潤(rùn)滑； 6.減速器傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 （數(shù)據(jù)圖表來(lái)源自文獻(xiàn)[2]） 2) 高速級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 ① 選擇齒輪材料及熱處理方式 小齒輪1選用45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，HBS1=229～286； 大齒輪2選用45號(hào)鋼，正火處理，HRS2=169～217 ； ② 確定許用接觸應(yīng)力和 MPa 取疲勞極限應(yīng)力 根據(jù)接觸應(yīng)力變化次數(shù) 按文獻(xiàn)[3]取接觸強(qiáng)度計(jì)算壽命系數(shù)=1，=1； 因1對(duì)齒輪均為軟尺面，故取工作硬化系數(shù)=1； 一般計(jì)算中取潤(rùn)滑系數(shù)=1; 按文獻(xiàn)[3]，當(dāng)失效概率低于1/100時(shí)，取接觸強(qiáng)度最 小安全系數(shù)。 將以上數(shù)值代入許用接觸應(yīng)力計(jì)算公式 得 ③ 按齒面接觸強(qiáng)度條件計(jì)算中心距a 初取螺旋角β=10°， 大齒輪轉(zhuǎn)矩 N·m 理論傳動(dòng)比 齒寬系數(shù) 初取載荷系數(shù) 彈性系數(shù) 初取節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 初取重合度系數(shù) 初取螺旋角系數(shù) 將以上數(shù)據(jù)帶入公式 按表取 ④ 確定主要參數(shù)和計(jì)算主要尺寸 中心距，按表4—2， 低速級(jí) 模數(shù)： 齒數(shù)： 初設(shè) 理論傳動(dòng)比 經(jīng)元整后取 實(shí)際傳動(dòng)比 ： 傳動(dòng)比誤差： （在允許誤差范圍內(nèi)） 螺旋角： 在范圍內(nèi)，取小齒輪右旋，大齒輪左旋 分度圓直徑： 齒寬： 取 取 ⑤ 確定載荷系數(shù)K 使用系數(shù),按表6-5，=1.0； 動(dòng)載系數(shù)，齒輪圓周速度 齒輪精度，參考表6-6取為7級(jí)精度， 按圖6-20，，齒向載荷分布系數(shù)， 端面重合度 =[1.88-3.2（+）]cosβ =[1.88-3.2×（+）]cos12.95°=1.596 縱向重合度 = =1.284 總重合度 =+=2.88， 則齒間載荷分配系數(shù)=1.24 最后求得在和系數(shù) ⑥ 驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，按圖6-30，=2.47 重合度系數(shù) ==0.791 螺旋角系數(shù) ==0.987 由于，故設(shè)計(jì)偏于安全。 ⑦ 確定許用彎曲應(yīng)力 MPa 按文獻(xiàn)[3]，取彎曲疲勞極限應(yīng)力 根據(jù)彎曲應(yīng)力變化總次數(shù) 取彎曲強(qiáng)度計(jì)算系數(shù) 當(dāng)時(shí)，尺寸系數(shù), 按標(biāo)準(zhǔn)中有關(guān)規(guī)定，取試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)。 按文獻(xiàn)[3]，當(dāng)失效概率低于1/100時(shí)，取彎曲強(qiáng)度最小 安全系數(shù)。 代入公式 得 ⑧ 驗(yàn)算齒輪彎曲強(qiáng)度 根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)： 按文獻(xiàn)[3]，取齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)分別為 按文獻(xiàn)[3]算的重合度系數(shù) 按文獻(xiàn)[3]，當(dāng)縱向重合度時(shí)， 螺旋角系數(shù)。 將以上數(shù)值代入應(yīng)力計(jì)算公式 因?yàn)?，故齒輪彎曲強(qiáng)度滿(mǎn)足要求， 設(shè)計(jì)偏于安全。 ⑨ 主要設(shè)計(jì)計(jì)算結(jié)果 中心距 a=118mm 法面模數(shù) mn=2.5mm 螺旋角 β=12.95° (小齒輪左旋、大齒輪右旋) 齒數(shù) =16 =76 分度圓直徑 =41.044mm =194.959mm 齒頂圓直徑 =46.044mm =199.959mm 齒根圓直徑 =35.544mm =187.459mm 齒寬 =50mm =45mm 齒輪精度等級(jí) 7級(jí) 材料及熱處理 小齒輪選用45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)，HBS1=226～286，油潤(rùn)滑； 大齒輪選用45號(hào)鋼，正火，HRS2=169～217，油潤(rùn)滑； 6. 減速器軸及軸上零件的設(shè)計(jì) 1) 軸的布置 軸的布置參照?qǐng)D 已知數(shù)據(jù) 考慮相鄰齒輪沿軸向不發(fā)生干涉，計(jì)入尺寸s=10 mm。 考慮齒輪與箱體內(nèi)壁沿軸向不發(fā)生干涉，計(jì)入尺寸k=10 mm. 為保證滾動(dòng)軸承放入箱體軸承座孔內(nèi)，計(jì)入尺寸c=5 mm。 初取軸承寬度分別為n1=20 mm，n2=22 mm，n3=22 mm。 3根軸的支承跨距分別為： =175 mm； =177 mm； =177 mm； 2) 軸的設(shè)計(jì) ① 高速軸（1軸）的設(shè)計(jì) 軸上小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。選擇軸的材 料及熱處理 45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)。 軸的受力分析軸的受力簡(jiǎn)圖如圖（a）所示。 圖中 =175mm； =50mm； =125mm； a) 計(jì)算齒輪的嚙合力 b) 求水平面內(nèi)的支承反力，作水平面內(nèi)的彎矩圖 軸在水平面內(nèi)的受力簡(jiǎn)圖如（b）所示。 N·mm 軸在水平面內(nèi)的彎矩圖如圖（d）所示 c) 求垂直面內(nèi)的支承反力，作水平面內(nèi)的彎矩圖 軸在垂直面內(nèi)的受力簡(jiǎn)圖如圖（c）所示。 N·mm N·mm 軸在垂直面內(nèi)的彎矩圖如圖（e）所示。 d) 求支承反力，作軸的合成彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖 軸向力，故得擬用深溝球軸承，并采用兩 端固定組合方式，故軸向力作用在軸承A上。 N·mm N·mm 傳動(dòng)力矩 =24419.95 N·mm e）軸的初步設(shè)計(jì) 由文獻(xiàn)[2]表15-1和15-3查表得： ，取折算系數(shù)≈0.6 由式 所以 20.18mm, f）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 按經(jīng)驗(yàn)公式，減速器輸入端的軸端直徑 初步確定軸的最小直徑，由式（15-2）估算， 查表得，所選電動(dòng)機(jī)軸直徑 輸入軸端選用彈性套柱銷(xiāo)聯(lián)軸器 [Tn]=125N.mm,[n]=4600r/min； 輸入軸端直徑選用de=32mm； 安裝齒輪，聯(lián)軸器處軸肩結(jié)構(gòu)尺寸參考文獻(xiàn)[1]的表 5-2確定 所以高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如下: ② 中間軸（2軸）的設(shè)計(jì) 選擇軸的材料及熱處理 45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì) a) 軸的受力分析 軸的受力簡(jiǎn)圖如圖（a）所示。 (a) （a）軸的受力簡(jiǎn)圖；（b）軸在水平面內(nèi)的受力分析； （c）軸在垂直面內(nèi)的受力簡(jiǎn)圖； (b) (c) 圖中 =177mm； ； ； ； 計(jì)算齒輪的嚙合力 軸在水平面內(nèi)的受力簡(jiǎn)圖如（b）所示。 92327.34 N·mm 136741 N·mm 軸在垂直面內(nèi)的受力簡(jiǎn)圖如圖（c）所示。 10195.41 N·mm = -15635.07N·mm 26908.83 N·mm 求支承反力，作軸的合成彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖 = 1821.34 N = 2382.30 N 軸向力，故得擬用深溝球軸承，并采用兩 端固定組合方式，故軸向力作用在軸承B上。 92888.56 N·mm 93461.82 N·mm N·mm =112329.53 N·mm b) 軸的初步設(shè)計(jì) 由文獻(xiàn)[2]表15-1和15-3查表得： 45號(hào)鋼調(diào)制處理， 取折算系數(shù)≈0.6 由式 所以 26.99 mm 29.77 mm 在軸C、D段開(kāi)有二個(gè)鍵槽， 直徑增大4%，28.07 mm，30.96 mm 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 安裝齒輪，聯(lián)軸器處軸肩結(jié)構(gòu)尺寸參考文獻(xiàn)[1]的表5-2 確定 按經(jīng)驗(yàn)公式，減速器高速級(jí)從動(dòng)軸的危險(xiǎn)截面直徑D (0.3～0.35)a=(0.3～0.35)×118=35.4～41.3 mm。 取減速器中間軸的危險(xiǎn)截面的直徑 =40 mm；減速 器中間軸的結(jié)構(gòu)圖。 ③ 低速軸（3軸）的設(shè)計(jì) 選擇軸的材料及熱處理 45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì) （a）軸的受力簡(jiǎn)圖；（b）軸在水平面內(nèi)的受力分析； （c）軸在垂直面內(nèi)的受力簡(jiǎn)圖； (b) (c) (a) a) 軸的受力分析 b) 軸的受力簡(jiǎn)圖如圖（a）所示。 圖中 =177 mm； ； ； c) 計(jì)算齒輪的嚙合力 求水平面內(nèi)的支承反力， 軸在水平面內(nèi)的受力簡(jiǎn)圖如（b）所示。 N N 116240.21 N·mm 求垂直面內(nèi)的支承反力， 軸在垂直面內(nèi)的受力簡(jiǎn)圖如圖（c）所示。 N N 42298.58 N·mm 求支承反力，合成彎矩，轉(zhuǎn)矩 = 980.93 N = 2114.55 N 123697.03 N·mm 396969 N·mm d) 軸的初步設(shè)計(jì) 由文獻(xiàn)[2]表15-1和15-3查表得： 取折算系數(shù)≈0.6 由式 所以 35.76 mm 在軸C段開(kāi)有1個(gè)鍵槽，直徑增大4%，37.19 mm e) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 按經(jīng)驗(yàn)公式，減速器低速級(jí)從動(dòng)軸的危險(xiǎn)截面直徑 =(0.3～0.35)a=(0.3～0.35)×170=51～59.5 mm。 安裝齒輪，聯(lián)軸器處軸肩結(jié)構(gòu)尺寸參考文獻(xiàn)[1]的表5-2 確定 取減速器中間軸的危險(xiǎn)截面的直徑= 56 mm； 減速器低速軸的結(jié)構(gòu)圖: 7. 減速器滾動(dòng)軸承的選擇 1) 高速軸（1軸）上滾動(dòng)軸承的選擇 因?yàn)橹慰缇嗖淮?，故采用兩端固定式軸承組合方式， 軸承類(lèi)型選擇深溝球軸承，軸承的預(yù)期壽命為 h。 由前計(jì)算結(jié)果所知， 軸承所受徑向力 N 軸向力 N 基本額定動(dòng)載荷 KN， 基本額定靜載荷 KN 軸承工作轉(zhuǎn)速 r/min 初選滾動(dòng)軸承 6206 GB∕T276－94 (參見(jiàn)附錄E-2) e =0.21 X=0.56 Y =2.09, 徑向當(dāng)量動(dòng)載荷 因?yàn)? 所以選深溝球軸承6206 GB∕T276－94 滿(mǎn)足要求。 相關(guān)數(shù)據(jù)如下： D=72 mm B=19 mm mm 2) 中間軸（2軸）上滾動(dòng)軸承的選擇 選擇深溝球軸承，軸承的預(yù)期壽命為 h。 由前計(jì)算結(jié)果所知， 軸承所受徑向力 N 軸向力 N 工作轉(zhuǎn)速 r/min 初選軸承 6307 GB∕T276－94 (參見(jiàn)附錄E-2) 基本額定動(dòng)載荷33.2 KN 基本額定靜載荷19.2 KN e =0.205 X=1 Y =2 徑向當(dāng)量動(dòng)載荷 因?yàn)? 所以選深溝球軸承6307 GB∕T276－94滿(mǎn)足要求。 相關(guān)數(shù)據(jù)如下： D=80 mm B=21 mm mm 3) 低速軸（3軸）上滾動(dòng)軸承的選擇 選擇深溝球軸承，軸承的預(yù)期壽命為 h。 由前計(jì)算結(jié)果所知， 軸承所受徑向力 N 工作轉(zhuǎn)速 r/min 初選軸承 6239 GB∕T276－94 (參見(jiàn)附錄E-2) 基本額定動(dòng)載荷31.5 KN 徑向當(dāng)量動(dòng)載荷 因?yàn)? 所以選深溝球軸承6239 GB∕T276－94滿(mǎn)足要求。 相關(guān)數(shù)據(jù)如下： D=85 mm B=19 mm mm 8. 鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇 1) 高速軸（1軸） 由前面的計(jì)算結(jié)果知：工作轉(zhuǎn)矩T=24.42 N·m， 工作轉(zhuǎn)速 r/min 選擇工作情況系數(shù) K=1.75 計(jì)算轉(zhuǎn)矩 N·m 選TL型彈性套柱銷(xiāo)聯(lián)軸器。 按附錄F，選用TL4聯(lián)軸器， 型號(hào)為: GB4323—84 許用轉(zhuǎn)矩[T]=63 N·m,許用轉(zhuǎn)速[n]=5700 r/min. 因<[T],n<[n],故該聯(lián)軸器滿(mǎn)足要求。 選A型普通平鍵： 初選鍵：b=8 mm，h=7 mm，L=34 mm，l=26 mm 參考文獻(xiàn)[5]表4-3-18，[σ]=110MPa，[τ]=90MPa 由表4-3-16， < [σ] MPa < [τ] MPa 鍵的擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度都滿(mǎn)足要求。 2) 中間軸（2軸）上鍵聯(lián)接的選擇 由前面的計(jì)算結(jié)果知： 工作轉(zhuǎn)矩T=112.33 N·m 選A型普通平鍵。 高速極大齒輪連接鍵： 初?。篵=12 mm，h=8 mm，L=32 mm，l=20 mm 鍵 12×32 GB1096—79 參考文獻(xiàn)[5]表4-3-18，[σ]=110 MPa，[τ]=90 MPa 由表4-3-16， < [σ] MPa < [τ] MPa 鍵的擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度都滿(mǎn)足要求。 低速級(jí)小齒輪： 初?。篵=12 mm，h=8 mm，L=56 mm，l=44 mm 鍵 12×80 GB1096—79 參考文獻(xiàn)[5]表4-3-18，[σ]=110 MPa，[τ]=90 MPa 由表4-3-16， < [σ] MPa < [τ] MPa 鍵的擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度都滿(mǎn)足要求。 3) 低速軸（3軸）上鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇 由前面的計(jì)算結(jié)果知： 工作轉(zhuǎn)矩 T = 396.96N·m 齒輪連接處選A型普通平鍵： 初?。篵=16 mm，h=10 mm，L=50 mm，l=34 mm 鍵 16×50 GB1076—79 參考文獻(xiàn)[5]表4-3-18，[σ]=110 MPa，[τ]=90 MPa 由表4-3-16， < [σ] MPa < [τ] MPa 鍵的擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度都滿(mǎn)足要求。 聯(lián)軸器設(shè)計(jì)，由前面的計(jì)算結(jié)果知： 選擇工作情況系數(shù) K=1.75 計(jì)算轉(zhuǎn)矩 N·m 選HL型彈性套柱銷(xiāo)聯(lián)軸器。 按文獻(xiàn)[6]中表17-9，選用HL4聯(lián)軸器， 型號(hào)為: GB4323—84。 許用轉(zhuǎn)矩[T]=1250 N·m ,許用轉(zhuǎn)速[n]=4000 r/min. 因<[T],n<[n],故該聯(lián)軸器滿(mǎn)足要求。 聯(lián)軸器處選A型普通平鍵 初?。篵=10 mm，h=8 mm，L=74 mm，l=64 mm 鍵 10×74 GB1076—79 參考文獻(xiàn)[5]表4-3-18，[σ]=110 MPa，[τ]=90 MPa 由表4-3-16， < [σ] MPa < [τ] MPa 鍵的擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度都滿(mǎn)足要求。 9. 減速器箱體及附件的設(shè)計(jì) 箱體有關(guān)尺寸： 箱體壁厚： 箱蓋壁厚： 箱座凸緣厚度： 箱蓋凸緣厚度： 箱座底凸緣厚度： 箱座上的肋厚： 箱蓋上的肋厚： 地腳螺栓直徑： 　　　　 地腳螺栓數(shù)目： 螺栓通孔直徑： 螺栓沉頭座直徑： 地腳凸緣尺寸： 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑： 螺栓通孔直徑： 螺栓沉頭座直徑： 剖分面凸緣尺寸： 上下箱聯(lián)結(jié)螺栓直徑： 螺栓通孔直徑： 螺栓沉頭座直徑： 剖分面凸緣尺寸： 定位銷(xiāo)直徑： 軸承旁凸臺(tái)半徑： 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 箱體外壁至軸承座端面距離 剖分面至底面高度： 軸承蓋： 1軸： 2軸： 3軸： 10. 潤(rùn)滑方式、潤(rùn)滑劑及密封裝置的選擇 齒輪采用脂潤(rùn)滑,工業(yè)閉式齒輪油，GB 5903-95，粘度 牌號(hào)：L-CKB150，運(yùn)動(dòng)粘度135～165 mm/s(40℃)，傾點(diǎn)-8 ℃,粘度指數(shù)大于90軸承采用脂潤(rùn)滑,通用鉀基潤(rùn)滑脂，GB 7324-94，代號(hào)1號(hào)，滴點(diǎn)大于170℃，工作錐入度31～34 mm（25℃，150g）密封用氈圈密封。 11. 設(shè)計(jì)小結(jié) 在此次的機(jī)械課程設(shè)計(jì)中，通過(guò)對(duì)減速器的設(shè)計(jì)，我有了很多的收獲。 首先，通過(guò)這一次的課程設(shè)計(jì)，我進(jìn)一步鞏固和加深了所學(xué)的機(jī)械設(shè)計(jì)基本理論、基本概念和基本知識(shí)，培養(yǎng)了自己分析和解決與本課程有關(guān)的具體機(jī)械所涉及的實(shí)際問(wèn)題的能力。對(duì)減速器的所有組件都有了更加深刻的理解，為后續(xù)課程的學(xué)習(xí)奠定了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。而且，這次課程設(shè)計(jì)過(guò)程中，我與同班同學(xué)們的激烈討論讓我認(rèn)識(shí)深刻地感受到了“眾人拾材火焰高”。 其次，通過(guò)這次課程設(shè)計(jì)，對(duì)減速器各傳動(dòng)機(jī)構(gòu)以及機(jī)構(gòu)選型、運(yùn)動(dòng)方案的確定以及齒輪傳動(dòng)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)分析有了初步詳細(xì)精確話(huà)的了解，這都將為我以后參加工作實(shí)踐有很大的幫助。我覺(jué)得非常有成就感，培養(yǎng)了我對(duì)機(jī)械課程設(shè)計(jì)很深的學(xué)習(xí)興趣。這次課程設(shè)計(jì)我投入了不少時(shí)間和精力，我覺(jué)得這是完全值得的。我獨(dú)立思考的能力得到了進(jìn)一步的加強(qiáng)，與此同時(shí)，又增強(qiáng)了我對(duì)積極求解的理解。在我的設(shè)計(jì)過(guò)程中，我采用了邊設(shè)計(jì)邊查閱資料的形式，因?yàn)楹芏嘣碇R(shí) 我都不懂，只有不斷地翻閱資料，這樣，我才能更加了解減速器的構(gòu)成及其減速原理等等知識(shí)。在這次的減速器設(shè)計(jì)中，我顯得很是幼稚不成熟，但是我從光是學(xué)習(xí)書(shū)本上的理論走上實(shí)際的設(shè)計(jì)，并自己動(dòng)手做出了自己的東西，我已經(jīng)有了一個(gè)很好的起點(diǎn)，我在這過(guò)程中漸漸明白了我學(xué)的那些專(zhuān)業(yè)知識(shí)有什么用，我要干什么，就像學(xué)步的娃娃，終于可以一點(diǎn)一點(diǎn)的走起來(lái)，雖然我現(xiàn)在走得不平穩(wěn)，會(huì)摔倒，但是，我走出了這最難的一步，我相信我在以后的設(shè)計(jì)路上我會(huì)走得更加踏實(shí)平穩(wěn)。 另外，我想提出自己的幾點(diǎn)建議。希望學(xué)院里面能多給學(xué)生一些這樣的自己動(dòng)手的機(jī)會(huì)，以提高學(xué)生的課程設(shè)計(jì)能力。培養(yǎng)學(xué)生的思考能力，這樣有利于我們學(xué)院的學(xué)生的實(shí)踐素質(zhì)的提高，增加學(xué)院的就業(yè)率，同時(shí)也能增加學(xué)院在學(xué)校里面對(duì)影響力。 在最后，我要衷心感謝老師這個(gè)學(xué)期以來(lái)的悉心教導(dǎo)與鼓勵(lì)。這次課程設(shè)計(jì)制作過(guò)程中老師始終在我們身邊指引我們方向，讓我們學(xué)會(huì)怎樣解決問(wèn)題，但是并沒(méi)有動(dòng)手幫我們解決任何麻煩，我知道老師想教我的是遇到問(wèn)題，怎樣試著去解決，而不是幫我把問(wèn)題解決掉，謝謝老師的良苦用心。相信我們每個(gè)人在這次課程設(shè)計(jì)中都學(xué)到很多，能到在出校門(mén)之后，遇到問(wèn)題知道怎樣去尋找解決之道，并從中學(xué)到了非常多的知識(shí)，收獲的不僅僅是書(shū)面的東西，更多的是生活中實(shí)踐的問(wèn)題。再一次衷心感謝老師！ 13. 參考文獻(xiàn) [1] 任金泉主編. 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì). 西安：西安交通大學(xué)出版社，2003 [2] 陳國(guó)定主編. 機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ). 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2005 [3] 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)編委會(huì)編.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)·減速箱和變速器. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社2007 [4] 成大先主編. 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)·軸承. 北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2004 [5] 成大先主編. 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)·聯(lián)接與緊固. 北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2004 [6] 成大先主編. 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)·軸及其連接. 北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2004 [7] 成大先主編. 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)·機(jī)械傳動(dòng). 北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2004 [8] 胡家秀編，機(jī)械工業(yè)出版社， 《簡(jiǎn)明機(jī)械零件設(shè)計(jì)實(shí)用手冊(cè)》，1999.10 Pw=2.53 kW Pr=3.14 kW Pm=4.0 kW Y112M-4 Pm=4.0 kW =1440 r/min i=65.07 i12=1 i23=3.5 i34=4.916 i45=3.782 n1=1440 r/min P1=3.134 Kw T1=20.785 N·m n3=411.429 r/min P3=2.946 kw T3=68.382 N·m n4=83.692 r/min P4=2.829 kw T4=322.814 N·m n5=22.132 r/min P5=2.717 kw T5=1172.39 N·m n6=22.132 r/min P6=2.663 kw T6=1149.090 N·m 小齒輪： 45鋼調(diào)質(zhì) 大齒輪： 45鋼正火 K=1.667 6206 GB∕T276－94 6307 GB∕T276－94 6208 GB∕T276－94 6329 GB∕T276－94