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1、第一章 機械設計課程設計任務書 1.1 設計題目 ： 設計鏈式輸送機傳動裝置 1.2 已知條件 ： 1. 輸送鏈牽引力 F=4.5 kN ; 2. 輸送鏈速度 v=1.6 m/s （ 允許輸送帶速度誤差為 5% ） ； 3. 輸送鏈輪齒數(shù) z=15 ； 4. 輸送鏈節(jié)距 p=80 mm ； 5. 工作情況 ： 兩班制 ， 連續(xù)單向運轉 ，載荷平穩(wěn) ， 室內(nèi)工作 ， 無粉塵 ； 6. 使用期限 ： 20 年 ； 7. 生產(chǎn)批量 ： 20 臺 ； 8. 生產(chǎn)條件 ： 中等規(guī)模機械廠 ， 可加工 6-8 級

2、精度齒輪和 7-8 級精度蝸輪 ； 9. 動力來源 ： 電力 ，三相交流 ， 電壓 380 伏 ； 10． 檢修間隔期 ： 四年一次大修 ， 二年一次中修 ， 半年一次小修 。 驗收方式 ： 1．減速器裝配圖 ；（使用 AutoCAD 繪制并打印為 A1 號圖紙 ） 2． 繪制主傳動軸 、齒輪圖紙各 1 張； 3．設計說明書 1 份。 第二章前言 2.1分析和擬定傳動方案： 機器通常由原動機、傳動裝置和工作裝置三部分組成 。傳動裝置用來傳遞原動機的運 動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要 ，是機器的重要組成部分。傳動裝置的 傳動

3、方案是否合理將直接影響機器的工作性能 、重量和成本。 滿足工作裝置的需要是擬定傳動方案的基本要求 ，同一種運動可以有幾種不 同的傳動方案來實現(xiàn)，這就是需要把幾種傳動方案的優(yōu)缺點加以分析比較 ，從而選擇出最 符合實際情況的一種方案。合理的傳動方案除了滿足工作裝置的功能外 ，還要求結構簡 單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便 。 所以擬定一個合理的傳動方案，除了應綜合考慮工作裝置的載荷、運動及機器的其他要求 外，還應熟悉各種傳動機構的特點 ，以便選擇一個合適的傳動機構 。眾所周知，齒輪傳動 的傳動裝置由電動機、減速器、鏈傳動三部分組成，而減速器又由軸、軸承、齒輪、箱體 四部

4、分組成。所以，如果要設計輸送機的傳動裝置 ，必須先合理選擇它各組成部分 ，下面 我們將一一進行選擇 22方案優(yōu)缺點分析 1.在高速端應用圓錐齒輪，可以減小錐齒輪的尺寸，減小其模數(shù)，降低加工難度。 2?在輸出端，即低速端采用鏈傳動，因為鏈傳動的瞬時傳動比是變化的 ，引起速度波動和 動載荷，故不適宜高速運轉。 3. 在高速輸入端應用聯(lián)軸器 ，結構緊湊，但啟動電動機時，增大了電動機的負荷，因此， 只能用于小功率的傳動。 4. 圓錐齒輪端，可能由于兩錐齒輪尺寸過小 ，不能很好的利用潤滑油。 第三章 電動機的選擇與傳動比的分配 電動機是常用的原動機，具體結構簡單、工作可靠、控制簡單

5、和維護容易等優(yōu)點。電 動機的選擇主要包括選擇其類型和結構形式 、容量和轉速、確定具體型號。按工作要求和 條件選取Y系列一般用途的全封閉三相異步電動機 。 3.1電動機的選擇計算 輸送鏈鏈輪的節(jié)圓直徑 d/mm d=P/si n（180⑵=385mm 工作機的有效功率為：Pw =FwVw / =4.5*1.6/0.95=7.243kw 從電動機到工作機間的總效率為 ： n n n n n n n n n Z= 1 ? 2 ? 3 4 5 6 7 8=0.99*0.96*0.97*0.994*0.96=0.877 式中，1為聯(lián)軸器效率 0.99, 2為錐齒輪效率（7級）0.97

6、, 3圓柱齒輪的效率 （7 級）0.98 , 4 5 6 7為角接觸球軸承的效率 0.99 , 8滾子鏈傳動效率 0.96。 所以，電動機所需工作功率為 Pd = 2=7.243/0.877= 8.3KW 選擇電動機的類型 M *} ■養(yǎng) tt* 豪功 J&* Mi定電蹴 1粗 A nlmtai % cos? dB(Ak mini a 3ODDr..mln YMM1-2 0.T5 1IJ 75 0.84 2.2 &5 2.3 6E 71 1U 17 id 7

7、7 a.sfii 2.2 7 2.3 6S 71 1A v^aS-z 1.5 3.4 7E D.B5 2.2 7 2.3 7D 75 Z2 iraaL-2 2.3 4.9 B0.5 D.B& 2.3 7 2.3 7D 75 ma 25 [Y1DDL-3 3 GJ 衛(wèi)幀 B2 D.S7 2.2 7 2.3 741 7B u 34 4 2 389Q 0.87 2J 7 33 74 W 11J8 45 V132S1-2 5.5 111 2900 D.BB

8、 3! 7 2.3 TH S3 15 &7 Y132S.2-2 7.S. 15 2900 M.2 D.IBB 2 7 23 719 B3 KJ 72 Y14QMM 11 at e B7-2 Q.Bfi 3 7 23 S2 97 U 115 電動機額定功率 Pd> Pm 因同步轉速的電動機磁極多的 ，尺寸小，質量大，價格高，但可使傳動比和機構尺寸減 小。 由此選擇電動機型號：Y160M1-2 電動機額定功率 Pm=4kN,滿載轉速nm=1440r/min 工作機轉速 n w=60*V/( n*d)=79.370r/

9、min 電動機型 額定功率 滿載轉速 起動轉矩 最大轉矩 號 Y160M1-2 11kw 2930r/min 2 N m 2.3 N m 選取B3安裝方式 3.2計算傳動裝置的總傳動比 I三并分配傳動比： 總傳動比1二按表3-2推薦的鏈傳動比乞6。取鏈傳動的傳動比為 4.6 ,則整個減速器的傳 動比為：I 總==門口/nw=2930/79.370=36.916 i J 總 / 4.6=8.025 分配傳動比：i匕=訃2 高速級圓錐齒輪傳動：il =2.5 中間級圓柱齒輪傳動比：i2=3.2 3.3計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù) 各

10、軸的轉速： I軸： n仁2930 r/mi n n軸： n2=2930/2.5=1172r/mi n 川軸: n3=1172/3.2=366.25 r/min 鏈輪的轉速：n4=79.370 r/min 各軸的輸入功率 I 軸: p1= p d* 1=11*0.99=10.89kw n 軸： p2= p1* 2 * 4=10.89 X0.97 X0.99=10.458kw 川軸： p3= p2* 3* 5=10.458 X0.98 X0.99=10.146kw 各軸的輸入轉矩 6 電動機軸的輸出轉矩：Td=9.55 X10 X I軸：T1=9550*p1/ n

11、仁35.495N m n 軸：T2=9550*p2/n2=85.217N m 川軸：T3=9550*p3/n3=264.558N m 第四章 鏈傳動的設計計算 4.1由3.2知鏈傳動速比：i=4.5 輸入功率： p=3.689KW 選小鏈輪齒數(shù)z1=17。 大鏈輪齒數(shù) z2=i Xz仁4.5 07=76 , z2<120 ,合適。 4.2確定計算功率： 已知鏈傳動工作時有輕微振動 ，由表9-6選kA =1.0，設計為雙排鏈取kp=1.75, 由主動鏈輪齒數(shù) Z=17，查主動鏈輪齒數(shù)系數(shù)圖 9-13，取kz=1.55計算功率為： Pca=p 3XkAkZ/kP=1.0 X1

12、.55 X3.689/1.75kW=3.27kW 4.3確定鏈條型號和節(jié)距，初定中心距aO,取定鏈節(jié)數(shù)Lp 由計算功率 Pca和主動鏈輪轉速 n3=128.571r/min ,查圖9-11 ,選用鏈條型號為:16A ,由 表9-1 ,確定鏈條節(jié)距p=25.4mm 初定中心距 a0=(30~50)p=720~1270 ,取 a0=1000。 =78.7+46.5+2.8=128 取Lp =128節(jié)(取偶數(shù))。 鏈傳動的最大中心距為 a=f 1 Xp[2L p-(z1+z2)] 由(Lp-z1)/(z1-z1)=(128-17)/(76-17)=1.88 查表 9-7 ,得

13、 f1=0.24312. a=0.24312 X25.4 X(2X128-93)=1006.57mm 4.4求作用在軸上的力 ： 平均鏈速： v=z1 Xn3 Xp/60 X1000=17 X128.571 X25.4/60000=0.925m/s 工作拉力：F=1000P/v=1000 X3.689/0.925=3988.2N 工作時有輕微沖擊，取壓軸力系數(shù)：Kfp=1.15 軸上的壓力 ：Fp=KfpX F =115 X3988.2N=4586.3N 4.5選擇潤滑方式： 根據(jù)鏈速v=0..925m/s ，鏈節(jié)距p=25.4mm ，鏈傳動選擇滴油潤滑方式 。 設計結果：滾

14、子鏈型號16A -2 X128GB1243.1-83 ,鏈輪齒數(shù) z1=17 , z2=76 ,中心距 a=1006.57mm ,壓軸力 Fp =5502.4N。 第五章 齒輪的設計計算 齒輪傳動是應用最廣泛的一種傳動形式 ，其傳動的主要優(yōu)點是：傳遞的功率大、速度范圍 廣、效率高、工作可靠、壽命長、結構緊湊、能保證傳動比恒定，齒輪的設計主要圍繞 傳動平穩(wěn)和承載能力高這兩個基本要求進行的 。 5.1圓柱直齒輪的設計 選擇材料熱處理齒輪精度等級和齒數(shù) ： 由表得：選擇小齒輪材料 40Cr鋼，調質處理，硬度280HBS ;大齒輪材料45鋼，調質處 理，硬度240HBS，精度7級。 取

15、 Z1=19 , i=3.5, Z2=Z1 i=19 X3.5=66.5,取 Z2=67 按齒面接觸疲勞強度設計 ： 計算公式： dit_ 2.32* Ti=80.7N m 試選 Kt 為 1.3 i Ze 查表 10-6 得 ZE=189.8mpa 2 由圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪德接觸疲勞強度極限 -Himi=600mpa; 大齒輪的接觸疲勞強度極限 H iim 2 =550mpa 由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) N1=60 n1jLh=60*450*1*2*8*300*10=12.96 108 N2= N1/4=3.09 108 查圖10-19取接觸疲

16、勞壽命系數(shù) Khn1 =0.95，Khn2=0.98 計算接觸疲勞許用應力 ： 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式10-12得 K HST，Iim 1 h" H ]1= ——— 二 0.95 X600=570 Mpa 【二 h ]2= Khn 2”-'Iim 2 = 0.98 X550=539 Mpa 取【二H ]為 537.25 Mpa d1t _ 2.32* 試算小齒輪分度圓直徑 d1t: =59.624mm 計算圓周速度V : =0.335m/s =二 59.624 1070143 60 1000 60 1000 計算齒寬B: B= d* d 1

17、t =0.9*59.624=53.6616mm 計算齒寬與齒高之比 模數(shù)： mn= d 1t /z 1=3.138 齒高： h=2.25 m n =7.061mm b/h=7.60 算載荷系數(shù) 根據(jù)v、7級精度 由圖可得動載系數(shù) kv = 1.1 °直齒輪Kh：=Kh-=1.° 查表得使用系數(shù) kA =1.25, K = Ka KzK : K. =1.866 按實際的在和系數(shù)校正所得的分度圓直徑 ，由式10-10a得 計算模數(shù)mn： d1 67.077 mn 3.53 z1 19 按齒根彎曲強度設計 由式10-5得彎曲強度的設計公式是 m _3

18、 1 由圖10-30c查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限 二FE1=500mpa ；大齒輪的彎曲疲勞強度極限 -fe2 =380mpa 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) Kfn1=0.82 Kfn2=0.85; 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 ,由式10-12a得 ' KFN1、- FN1 -F 1 292.86 Mpa FN2 二 FN2 238.86 Mpa S 計算載荷系數(shù) K =KaKvKf-.Kl =1.25 X1.05 X1 X1.3=1.706 查取齒形系數(shù) 由表 10-5 得 YFa1 =2.85 , YFa2 =2.22 查

19、取應力校正系數(shù) 由表 10-5 查得 Ysai =1.54 YSa2 =1.77 計算大小齒輪的［售并加以比較 YFa1YSa1 0.01498 F 1 丫Fa2丫Sa2 0.01645 -F 2 由上只大齒輪的數(shù)值大 設計計算mn : 2KTY 8S2 dZ21 ；a a =2.39 按圓柱直齒輪的標準將模數(shù) mn圓整為2.5 Z2 =4.2 X27=113 乙=蟲=67.077/2.5 =26.8 27 m 幾何尺寸計算 計算中心距a : a= (d1+d2 ) /2=175mm 計算分度圓直徑 d仁z1 m n=67.5mm d2 =z2 m

20、 n =282.5mm 計算齒輪寬度：b= d d仁60.75mm 取小齒輪寬度B仁60mm ,取大齒輪寬度B2=65mm 。 5.2錐齒輪 選擇材料熱處理齒輪精度等級和齒數(shù) 由表得：選擇小齒輪材料 40Cr鋼，調質處理，硬度280HBS ；大齒輪材料45鋼，調質處 理，硬度240HBS，精度8級。 選取齒數(shù)：Z仁24 , i=3.2, Z2=Z1 i=24 X3.2=76.8 取 Z2=77 按齒面接觸疲勞強度設計 計算公式： d it _ 2.92 X3 KtTi rU(1 -0.5 r)2 T1=26.2625N mm 試選 Kt 為 1.3 1

21、 Ze 查表 10-6 得 ZE=i89.8mpa 2 由圖i0-2id按齒面硬度差得小齒輪德接觸疲勞強度極限 匚Hiimi=600mpa； 大齒輪的接觸疲勞強度極限 H iim 2 =550mpa 108 由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) Ni=60 n1jLh=60*1440*1*2*8*300*10=41.472 N2= N1/3.2=1.296 10 查圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) KHNi=0.9 , KHN2=0.95 由表查得：軟齒面齒輪，對稱安裝，取齒寬系數(shù) R=i/3 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1% ,安全系數(shù)S=i ,由式10-12得: K

22、HS1°lim1 ccccc n” [:-h ] i = 0?9 X600=540 Mpa S KHN 2° lim 2 s]2=—T-皿 X550=522' Mpa Uh】為Uh】i【二h】2中的較小值 Uh ]=522.5 Mpa 試算小齒輪分度圓直徑 dit 對于直齒錐齒輪 dit _ 2.92 X3 KtT1 rU(1 -0.5 R)2 =53.29mm 計算圓周速度V 二djt 門勺 _ 二 53.29 1440 60 1000 60 1000 二 4.0159m /s 計算載荷系數(shù) 查表得Ka，Kv Kh] Kh：.的值 使用系數(shù)Ka由表10-

23、2查得Ka=1.25，動載荷系數(shù)Kv由圖10-8查得Kv=1.18。齒間載荷 分配系數(shù)KfB= Kh -=1.5Kh i be軸承系數(shù)Kh '■ be由表10-9查得心-：be=1.25。 得 Kh ■：= Kfb=1.5 X1.25=1.875 K = 1.25 X1.18 X1 X1.875=2.766 按實際的在和系數(shù)校正所得的分度圓直徑 ，由式10-10a得: 按齒根彎曲強度設計 由式10-5得彎曲強度的設計公式是 」 Mi— 由圖10-30c查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE1 =500mpa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 fe2 =380mpa 由圖10-18

24、取彎曲疲勞壽命系數(shù) Kfni=0.85 Kfn2=0.88； 計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，由式10-12a得 ' KFN1；- FN1 匕 F 1 303.57 Mpa " KfN2 = FN2 匕 f 1 238.86 Mpa 計算載荷系數(shù)k K = KaKvKf-K「=2.766 查取齒形系數(shù) 由表 10-5 得 YFa1 =2.65， YFa2 =2.226 查取應力校正系數(shù)。 由表 10-5 查得 Ysa1 =1.58 Ysa2 =1.764 Y Y 計算大小齒輪的Yi》并加以比較 算得 下貂丫；*1 =0.01379 丫Fa

25、 2丫Sa2 = 0.01644 由上知大齒輪的數(shù)值大 設計計算 mn .rz12(1 —0.5i R)2 . u2 1 4KT1 rz12(1 —0.5i r)2 , u2 1 按圓錐齒輪的標準將模數(shù) mn圓整為2 d1 Zv1 1 =34.1056 34 m 分度圓直徑dv1 =2 x Zv1 =68 i=Z 2/Z1 =tan & 2=cot & 1=2 得& 2= 72.6453=72 ° 38 43 ” & 1=17.3547=17 °1 '17 平均模數(shù) m= dv1 / Zv1=2 大端模數(shù) m=m n/(1-0.5 r )=2.4 取大端模數(shù)2.5

26、 分度圓處圓柱直齒輪：模數(shù)m=2 ,小齒輪齒數(shù)Zv1 =34 分度圓直徑dv1=68 平均模數(shù)mn=2 端面模數(shù)m=2.5 小齒輪齒數(shù) Z1= Zv1 Xcos &仁32.45 取32 分度圓直徑 dm仁dV xcos &仁64.9 d1= dm1/(1-0.5 X0.333)=77.88 大齒輪的參數(shù):Z2= Z1 Xi=102.4,取Z2=102 d2= d1 Xi=249.216 錐距 R=131.125mm 齒寬B=43mm 齒頂高 ha=m=2.5mm 齒根高 hf=3.125 齒根角 Of tan Bf=hf/R=3.125/131.125 0f=1 °

27、0 分錐角 & 1=17 °1'17〃 &2=72 °38 43 〃 第六章 軸的設計計算與校核 軸主要用來支撐作旋轉運動的零件 ，如鏈輪、帶輪，以及傳動運動和動力。本減速器有三 根軸，根據(jù)設計要求，設計具體步驟、內(nèi)容如下： 6.1高速軸的設計 齒輪機構的參數(shù)：Zi=32，Z2=102. 軸上功率：p=3.96 kw 轉速：n=1440 r/mi n 轉矩：T~26.2625 N.m 按轉矩法初定該軸的最小直徑 dmin : dmin - C3 n 17.64 mm 最小端與聯(lián)軸器相連 ，聯(lián)軸器的轉矩 T仁 pl 選取H X2,公稱轉矩：160N.M ,半聯(lián)軸器的

28、孔徑 1 =30 mm 。長度L=30mm ,半 聯(lián)軸器與軸配合轂長度 L仁25mm 軸的結構設計： 軸的結構設計主要有三項內(nèi)容 ：（1）各軸段徑向尺寸的確定；⑵各軸段軸向長度的確定；（3） 其他尺寸（如鍵槽、圓角、倒角、退刀槽等）的確定 擬定草圖如下 徑向尺寸的確定： 從軸段dl =30 mm開始，逐段選取相臨軸段的直徑。，d2=25mm， d3與軸承內(nèi)徑相配 合，所以 d3 =30mm ，由于軸承右端定位 d4=36 ， d5=d3=30mm ， d6=25mm。 軸的軸向尺寸的確定： 從軸段 L仁36mm,L2=50mm,L3=19mm,L4=66mm,L5=16mm,

29、L6=36mm 軸的強度校核（第一根軸） 計算齒輪受力：彎扭組合圖如下： 87.8 94.4 53.8 Ft Fa 齒輪切向力：Ft=2T/d m=2*26252.5/64.9=809N 徑向力：Fr=Ft xtan20 Xcos & 1=249.25N 軸向力：Fa= Ft xtan20 Xsin & 1=75.41N 計算支反力和彎矩并校核 垂直平面上：Fav =348 N 向上 Fbv =98 N 向下 M v=8036 N.mm 垂直彎矩圖如下： """H'lll ||' 廠 Mmax=8036N.mm 水平面上：Fah =1243N 向上 F

30、bh =434 N 向下 M h= 35596 N.mm 水平彎矩如圖 T[|||1I||||||] Mmax=35596N.mm 求合成彎矩，畫出合成彎矩圖： M = ( M v2+ M h2)1/2=36500 N.mm 畫出轉矩T圖： T=26262.5 N mm 校核軸的強度：按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時只校核軸上的最大彎矩和扭矩的截面的強度 扭轉切應力為脈動循環(huán)應力，取a=0.3. 二陽=(M2+(aT)2) 1/2/W 軸上的抗彎截面系數(shù) W d=22mm W=0.1d 3=1064.8 mm 3 ca= ( M2+(aT)2)1/2/W

31、=13.85 MP MP 前已經(jīng)選定了軸的材料為 45鋼，調質處理。由表15-1查得匚」=60 ?ca v匚」安全。 精確校核軸的疲勞強度： 判斷危險截面為：i,n,川，w； 其中最危險的截面為 w 抗彎截面系數(shù) W=0.1d 3=1064.8mm3 抗扭截面系數(shù)WT=0.2d 3=2129.6mm3 彎矩M及彎曲應力為 M=31488N.mm ；「b b=M/W=20.15 mp 扭矩T及扭轉切應力 T=26500N.mm t=T/W t=8048 mp 軸的材料為45鋼，調質處理，查得二b=640 mp ；「i =275 mp t-1 =155 mp 截面上由于

32、軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) aa及at按附表3-2查取，查得aa=2.09 , at=1.66 又查得軸的材料靈敏系數(shù)為 ：qa=0.76，qt=0.6，故有效應力集中系數(shù)為： ka=1+q a(aa-1)=1.824 kt=1+q t(at-1)=1.396 由附圖3-2的尺寸系數(shù)；a=0.95.由附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)；b=0.925. 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數(shù)1 a= -=0.92 綜合系數(shù) Ka=k a/ ；a+1/ : a-1=2.01 Kt= k t/ ；t+1/ : t-1=1.596 取碳鋼的特性系數(shù)：a=0.1, ；： t=0.05 計

33、算安全系數(shù)Sea： Sa= 〃(Ka*aa+ a*a m)=6.79 St=t -1/( Kt*ta+ t*tm)=11.276 Sea= Sa *St/ ( S a2+ St2)"2 =5.814>1.5 安全 故該軸在最危險截面也是安全的 ，此截面的左側直徑大，其他情況相同，故安全。因無大 的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性 ，故可略去靜強度校核。 6.2中間軸的設計 已知參數(shù)： 軸上功率：p=3.81 KW 大錐齒輪的齒數(shù) z1=102 小圓柱齒輪的齒數(shù) z1=19,對應的大齒輪齒數(shù) z2=80 轉速：n=450 r/min 轉矩：T=80700 N.mm 按轉

34、矩法初定該軸的最小直徑 dmin : d min — — =25.83 mm 根據(jù)最小端與角接觸球軸承配合 ，取7206C型，故選取dl =30 mm 。 計算齒輪圓周速度： V d1n1 0.7065 m/ s<5 m/ S 60 1000 ??齒輪和軸承均采用脂潤滑 。 軸的結構設計 軸的結構設計主要有三項內(nèi)容 ：（1）各軸段徑向尺寸的確定；⑵各軸段軸向長度的確定；（3） 其他尺寸（如鍵槽、圓角、倒角、退刀槽等）的確定。 擬定草圖如下 徑向尺寸的確定： 從軸段d1 =30 mm開始，逐段選取相臨軸段的直徑。起周端固定作用故d2=36mm ,固 -J 定軸

35、肩 3 =42mm , d4=36 ,與第一段相同d5=30mm 。可知此軸為對稱結構 軸的軸向尺寸的確定： 從軸段 L仁42mm,L2=63mm,L3=20mm,L4=38mm,L5=48mm 軸的強度校核(第二根軸) 計算齒輪受力 受力分析圖如下： Ft1 Fr1 圓錐齒輪： 齒輪切向力：Ft仁2T/d mi =809N 徑向力：Fr 1=Ft xtan20 Xcos & 2=75.41N 軸向力：Fa 1= Ft xtan20 Xs in & 2=249.25N 圓柱直齒輪： 齒輪切向力：Ft2

36、=2T/d m2=2390N 徑向力：Fr 2=Ft2 xtan20/cos & 2=870N 計算支反力和彎矩并校核 (a) 垂直平面上：Fav =725.4N 向下 Fbv =69.49 N 向下 M V=44254.89 N.mm 垂直面上的彎矩圖 (b) 水平面上：Fah=i782.6N 向上 Fbh =1416.4N 向上 水平扭矩圖如下 M H M仁 (c) 求合成彎矩： M = ( M v2+ M h2)1/2=117400 N.mm (d) 畫出轉矩T圖： T=80700N.m T=80700N mm (e) 校

37、核軸的強度：按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時只校核軸上的最大彎矩和扭矩的截面的強度 扭轉切應力為脈動循環(huán)應力，取a=0.3. ca=( M2+(aT/2w) 2)1/2/W 軸上的抗彎截面系數(shù) W d=36mm W=0.1d 3=4665.6 mm "ca=( M2+(aT)2)1/2/W=36.581 mp 前已經(jīng)選定了軸的材料為 45鋼，調質處理。由表15-1查得二」=60 mp ca 精確校核軸的疲勞強度 由上知，截面W為危險截面，有因此截面左側的直徑小，所以校核左側截面 抗彎截面系數(shù)W=0.1d 3=2700mm3 抗扭截面系數(shù)W

38、T=0.2d=5400mm3 彎矩M及彎曲應力為 ：M=67360N.mm crK b =M/W=24.95 mp 扭矩T及扭轉切應力 ：T=80700N.mm t=T/W t=14.94 mp 軸的材料為45鋼，調質處理，查得二b=640 mp ；「1 =275 mp t-i=155 mp 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) aa及at按附表3-2查取，查得aa=2.0 , at=1.31. 又查得軸的材料靈敏系數(shù)為 ：qa=0.76，中=0.6 故有效應力集中系數(shù)為 ka=1+q a(aa-1)=1.76 kt=1+q t(at-1)=1.186

39、由附圖3-2的尺寸系數(shù)；a=0.85.由附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)；b=09 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數(shù)一：a= t=0.92，軸未經(jīng)表面強化處理，即］a =1， 綜合系數(shù) Ka=k a/ ；a+1/「'a-仁2.05 Kt= k t/ ；t+1/ : t-1=1.407 取碳鋼的特性系數(shù)：a=0.15, t=0.08 計算安全系數(shù)Sea： Sa=1 /(K a*aa+ a*a m)=5.376 cp St=t -1/( Kt*ta+ t*tm)=7.169 Sea= S a *S t/ ( S a2+ St2)1/2 >1.5 安全 故該軸在最危險截面也是安

40、全的 ，因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性 ，故可略 去靜強度校核。 6.3低速軸的設計 已知參數(shù)： 軸上功率：p=3.689 kw 轉速：n=107.141 r/min 轉矩：T~328850N.mm 鏈輪的分度圓直徑 d=138.19mm ,齒數(shù)z=19 ; 齒輪轂長離外壁 10mm，總長54mm。 鏈輪軸受到的軸向力 F=5502.4N 按轉矩法初定該軸的最小直徑 dmin : IP dmin 蘭 C*;=40.95 mm 周端與軸承或鏈輪，取軸承的型號為7210C，故選4 =50 mm 。 計算齒輪圓周速度： V 0.28 m/s<

41、5m/s 60 1000 ??齒輪和軸承均采用脂潤滑 。 軸的結構設計： 草圖擬定如下 徑向尺寸的確定 對齒輪起軸向定位作用 從軸段dl =50 mm開始，軸承的軸肩軸向固定取 d2=54mm , d3 =58mm ,與第一段相同 d4=50mm d5 =48mm , d6 =45mm 軸的軸向尺寸的確定 從軸段 L|=47mm,L 2=58mm,L 3=74mm,L 4=31mm,L 5=50mm,L 6=54mm 軸的強度校核(第三根軸): 計算齒輪受力：受力圖如下 Ft Fr1 Fh1 r Fr Fr2 Fh2 齒輪切向力：Ft

42、 =2T/d mi=5502.4N 徑向力：Fr=Ft xtan20/cos : =870N 軸向力：Fa= Ft xtan - =2390N 計算支反力和彎矩并校核 (a)垂直平面上： 垂直面上彎矩圖如下： M仁 Fav =2874.55N 向下 FBV =9246.95 N 向上 M v=624522.4 N.mm (b)水平面上： 彎矩圖如下 =1529.86 N 向上 Fbh =860 N 向上 Mh= 100205.83 N.mm (c)求合成彎矩，畫出合成彎矩圖 M = ( M v2+ M H2)1/2 (d)校

43、核軸的強度：按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時只校核軸上的最大彎矩和扭矩的截面的強度 扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取a=0.6 二 ca=( M2+(aT)2)1/2/W 軸上的抗彎截面系數(shù) W d=50mm W=0.1d 3=12500 mm 3 ca=( M2+(aT)2)1/2/W=52.39 mp 前已經(jīng)選定了軸的材料為 45鋼，調質處理。由表15-1查得二」=60 mp 二ca ＜匚」安全。 精確校核軸的疲勞強度： 判斷軸承的右端面為危險截面，故只校核右截面。 抗彎截面系數(shù) W=0.1d 3=11059.2mm3 抗扭截面系數(shù) WT=0.2d 3=2211

44、8.4mm3 彎矩 M及彎曲應力為 ： cb b=M/W=51.744 mp 扭矩T及扭轉切應力 ：T=328850N.mm t=T/W t=14.87 mp MP aa=1.72 ， 軸的材料為45鋼，調質處理，查得；-b=640 mp 4=275 mp t-1 =155 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) aa及at按附表3-2查取，查得 at=1.09,又查得軸的材料靈敏系數(shù)為 ：qa=0.8，qt=0.82 故有效應力集中系數(shù)為： ka=1+q a(aa-1)=1.576 kt=1+q t(at-1)=1.035 由附圖3-2的尺寸系數(shù)；a=0.72.由

45、附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)；b=0.85 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數(shù)一：a= ■- t=0.92，軸未經(jīng)表面處理，即取1 =1. 綜合系數(shù) Ka=k a/ ；a+1/ 亠-1=2.268 Kt= k t/ ；t+1/ : t-1=1.307 取碳鋼的特性系數(shù)：a=0.15, t=0.08 計算安全系數(shù)Sea： (p Sa= i /(K a*aa+ a*a m)=2.343 cp St=t -1/( Kt*ta+ t*tm)=15.36 Sea= S a *S t/ ( S a2+ St2)"2 .=2.316 > 1.55 安全 故該軸在最危險截面也是安全的

46、，因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性 ，故可略 去靜強度校核。 第七章軸承的計算與校核： 7.1軸承1的計算與校核：第一對軸承的當量動載荷 P: P二fp(XFr YF；) 查手冊取fp=1.1 取7206C軸承 計算步驟與內(nèi)容 計算結果 1?查手冊查得：Cr、Cor值(GB/T 276) 2. 由前面軸得：兩軸承所受的力分別為Fi =1290.8N F2=444.9N 3. 兩軸的計算軸向力 Fa1=231.115N Fa2=155.7N 4. 計算 Fa1/Cor=0.0157 Fa2/ Cor =0.0107 5 .查手冊e值： 6. 計算 Fa1/

47、 F1=0.183

48、1,Y 仁0 X2=1,Y2=0 Ft / Fr 48000h 7.2軸承2的計算與校核：第二對軸承的當量動載荷 P: P = fp(XFr 丫Ft) 查手冊取fp=1.1 取7206C軸承 計算步驟與內(nèi)容 計算結果 1.查手冊查得：Cr、Cor值(GB/T 276) C C r =23KW or=15KW 2.由前面軸得：兩軸承所受的力分別為F1 =1924.5N F1 =1924.5N F2=1418N F2=1418N Fa1=828.96N Fa2=579.96N 3.兩軸的計算

49、軸向力 Fa1=828.96N Fa2=579.96N Fa1/Cor=0.05526 4.計算 Fai/Cor=0.05526 Fa2/ C or =0.0386 Fa2/ C or =0.0386 e1=0.426 e2=0.409 5.查手冊e值： Fa1/ F 1 =0.429 Fa2/F2=0.409 6.計算 Fa1/ F1=0.429>e1 Fa2/F2=0.409=e2 X1=0.44,Y1=1.31 7.查手冊：X、Y的值 X2=1,Y2=0 8.查載荷系數(shù):fp=1.1 Ft / Fr >e1 Fa2/F仁e2 9. P = fp(XFr+YF

50、) P仁2125.99N P2=1559.8N 10.計算軸承的壽命： 40487.6h<48000h Lh=10 6/(60n) X(C/P1)3=40487.6h 11.結論:基本符合要求，選用此軸承.但需及時更換 7.3軸承3的計算與校核：第二對軸承的當量動載荷 P: P=fp(XFr?丫斤) 查手冊取fp=1.1 取7221C軸承 計算步驟與內(nèi)容 計算結果 1查手冊查得：Cr、Cor值(GB/T 276) Cr =42.8KW Cor =32KW 2.前面軸得：兩軸承所受的力分別為F1 =3256.3N F1 =3256.3N F2=9

51、286.86N F2=9286.86N Fa仁4420.5N Fa2=4420.5N 3.兩軸的計算軸向力 Fa仁4420.5N Fa2=4420.5N Fa1 /C or=0.138 Fa2/ Cor 4.計算 Fa1/Cor=0.138 Fa2/ C or =0.138 =0.138 5.查手冊e值： e1=0.476 e2=0.476 6.計算 Fai/ Fi=0.358>e1 Fa2/F2=0.409=e2 Fa1/ F 1=0.358 Fa2/F2=0.138 7.查手冊：X、Y的值 X1=0.44,Y 1=1.165 X2=1,Y2=0

52、8.查載荷系數(shù):fp=1.1 Ft / Fr >e1 Fa2/F仁e2 9. P = fp(XF「+YF) P仁7288.6N P2=10215.5N 10.計算軸承的壽命： P2>P1 40487.6h<48000h Lh=10 6/(60n) X(C/P1)3=11457.96h 11.結論:基本符合要求，選用此軸承.但需及時更換 第八章箱體的設計 箱體是減速器的一個重要零件 ，它用與支持和固定減速器中的各種零件 ，并保證傳動件 的齒合精度，使箱體內(nèi)有良好的潤滑和密封 ?箱體的形狀較為復雜，其重量約見減速器的一半 所以箱體結構對減速器的工作性能加工工

53、藝材料消耗重量及成本等有很大的影響 ?箱體結構 與受力均較復雜，目前尚無成熟的計算方法 ?所以,箱體各部分尺寸一般按經(jīng)驗設計公式在減 速器裝配草圖的設計和繪制過程中確定 。 箱體選用球墨鑄鐵 QT400-18，=400MPa，。0.2 =250MPa Q =18 %，布氏硬度 130?180HBS，根據(jù)工作條件的要求，箱體各尺寸如下： 名稱 符號 尺寸關系 取值 箱座壁厚 6 0.0125 (dm1+d m2)+1mm 沁mm 8mm 箱蓋壁厚 ◎ (0.80 ?0.85) § >8mm 8mm 箱蓋凸緣厚度 bi i.5 ? i2mm 箱座凸緣厚

54、度 b i.5§ i2mm 箱底座凸緣厚 度 b2 2.5 6 20mm 地腳螺釘直徑 df 0.0i8 (d mi +d m2) +imm >i2mm i2mm 地腳螺釘數(shù)目 n 查手冊 4 軸承旁聯(lián)接螺 栓直徑 di 0.75 df i0mm 蓋與座聯(lián)接螺 栓直徑 d2 (0.5 ?0. 6) df 8mm 聯(lián)接螺栓的間 距 l i50?200 i50 軸承端蓋螺栓 直徑 d3 (0.4?0.5) df 6mm 視孔蓋螺栓直 徑 d4 (0.3?0.4) df 4mm 定位銷直徑 d (0.7 ?0.8

55、) d f 6mm df d1 d2 至 外箱壁距離 Ci 查手冊 i6mm d1 d2至凸緣 邊緣距離 C2 查手冊 i4mm 軸承旁凸臺半 徑 Ri C2 i4mm 凸臺高度 h 根據(jù)低速齒輪軸承座外徑確定，便于 扳手操作為準. 30mm 外箱壁至軸承 座端面距離 li Ci 9 +(5L 10) 36mm 大齒輪頂圓與 內(nèi)箱壁距離 △i >1.26 i0mm 齒輪端面與內(nèi) 箱壁距離 >3 i8mm 箱蓋/箱座肋厚 mi ,m mi 吒 0.85$, m 吒 0.85& 8.5mm 第九章鍵的選擇與校核 選

56、用A型鍵鍵1即與聯(lián)軸器配合的鍵：因該軸段軸的直徑 d=30mm,所以查手冊得鍵寬 b=10mm,鍵高h=8mm,長度L=25mm,鍵所在軸的深度 t=5mm,輪轂深度t1=3.3mm,圓角半 徑r=0.25mm.鍵2即與小圓錐齒輪配合的鍵 該軸段軸的直徑 d=25mm,所以查手冊得 鍵寬 b=8 mm,鍵高h=7mm,長度L=20mm,鍵所在軸的深度 t=4.0mm, 輪轂深度t1=3.3mm, 圓 角半徑r=0.16mm.鍵3即大錐齒輪配合的鍵該軸段的直徑 d=36mm,所以查手冊得鍵寬 b=10mm,鍵高h=8mm, 長度 L=28mm, 鍵所在軸的深度 t=5.0mm,輪轂深度 t1=3

57、.3mm, 圓角半徑r=0.3mm.鍵4即小圓柱齒輪配合的鍵：因該軸段軸的直徑d=36mm,所以查手冊得 鍵寬b=10mm,鍵高h=8mm,長度L=45mm,鍵所在軸的深度 t=5.0mm,輪轂深度t1=3.3mm, 圓角半徑r=0.3mm.鍵5即與大圓柱齒輪配合的鍵 ：因該軸段軸的直徑 d=54mm,所以查手 冊得，鍵寬b=16mm,鍵高 h=10mm,長度 L=45mm,鍵所在軸的深度 t=6.0mm,輪轂深度 t1=4.3mm,圓角半徑r=0.3mm.鍵6即與鏈輪配合的鍵：因該軸段軸的直徑 d=45mm,所以 查手冊得 鍵寬b=14mm,鍵高h=9mm,長度L=40mm,鍵所在軸的深

58、度t=5.5mm,輪轂深度 t1=3.8mm,圓角半徑r=0.3mm.根據(jù)軸和輪轂的材料,查手冊得：鍵的聯(lián)接許用應力 =110 MPa ,根據(jù)校核公式： 第一根鍵：二 p=2T/kld=2 X26262.5/(4 X25 X30)=17.51< 『：p 滿足強度要求. 第二根鍵：二 p=2T/kld=2 X26262.5/(3.5 X20 X25)=30.01<『\ 滿足強度要求. 第三根鍵：c p=2T/kld=2 X80700/(4 X28 X36)=40.03< 『\ 滿足強度要求 第四根鍵：二p=2T/kld=2 X80700/(4 X45 X36)=24.91＜『二

59、p 第六根鍵：二p=2T/kld=2 滿足強度要求 第五根鍵：-p=2T/kld=2 X274012/(5 X45 X54)=45.10＜『冷 滿足強度要求 X274012/(4.5 X40 X45)=67.66＜『 滿足強度要求 第十章減速器的潤滑與密封 減速器的潤滑： 因為齒輪圓周速度 vv 5m/s,所以齒輪采用浸油潤滑，軸承采用脂潤滑，浸油潤滑不但起 到潤滑作用，同時有助于箱體散熱?為了避免浸油潤滑的攪油功能消耗太大及保證齒輪嚙合區(qū) 的充分潤滑，傳動件浸油的深度不宜太深或太淺，設計的減速器的合適浸油深度 H1對于圓錐 齒輪一般為1個齒高，但不應小于10mm

60、，保持一定的深度和存油量?油池太淺易激起箱底殘渣 和油污，引起磨料磨損，也不易散熱?換油的時間為半年，主要取決于油中雜質多少及被氧化 、 污染的程度?查手冊選擇L-CKBL-CKC 150號工業(yè)齒輪油潤滑? 第十一章參考文獻 陳作模主編?機械原理》?北京:高等教育出版社，2001年 劉鴻義主編?材料力學》第四版?北京:高等教育出版社，2004年 吳宗澤主編?機械設計》北京:高等教育出版社，2001年 吳宗澤主編?機械設計課程設計手冊》?北京:高等教育出版社,2001年 劉朝儒主編?機械制圖》?北京:高等教育出版社，2001年 徐學林主編?互換性與測量技術基礎》?長沙:湖南大學出版社,2005年 張建中主編?機械設計基礎》?北京:中國礦業(yè)大學出版社,2001年 鄧方英主編?〈金屬工藝學》?北京:高等教育出版社,2000年 張代東主編?機械工程霉爛應用基礎》?北京:機械工業(yè)出版社,2001年 劉北興主編?〈金屬學與熱處理原理 》?哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社,2004年