《設計用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器設計機的圓柱齒輪減速器帶式運輸機圓柱齒輪》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《設計用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器設計機的圓柱齒輪減速器帶式運輸機圓柱齒輪（39頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、、刖百 、電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 ，,,,,,,,4 .傳動零件的設計計算 ..8 四、箱體的設計及說明 14 五、軸的設計計算及校核 16 28 七、滾動軸承的選擇及計算 25 八、聯(lián)軸器的選擇 27 九、潤滑與密封的選擇 十、減速器附件設計 35 37 參考資料 29 29 一、前言 1.1 題目分析 題目： 設計

2、用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器 要求 ：擬定傳動關系：有電動機、 V 帶、減速器、聯(lián)軸器、工作機構成 工作條件： 連續(xù)單向運轉，工作時載荷平穩(wěn)，空載啟動，使用期限 10 年，小批 量生產(chǎn)，單班制工作，運輸帶速度允許誤差 5％。 已知條件： 運輸帶的拉力 F=2550N 運輸帶工作速度 V = 1.40m/s 卷筒直徑 D = 300mm 1.1.1 本傳動機構的特點 該減速器結構簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護方便。但齒輪相對軸 承的位置不對稱，因此軸應具有較大剛度。高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端， 這樣， 軸在轉矩的作用下產(chǎn)生的扭轉變形將能減緩軸在彎矩作

3、用下產(chǎn)生彎曲變形 所引起的載荷沿齒寬分布不均勻的現(xiàn)象。 斜齒輪的特點：是傳動的平穩(wěn)性較直齒輪傳動好，且結構緊湊，承載能力高，常 用于速度高、載荷大或要求傳動緊湊的場合。 1.1.2 本傳動機構的作用 齒輪減速器介于機械中原動機與工作機之間， 主要將原動機的運動和動力傳給工 作機，在此起減速作用，并降低轉速和相應的增大轉矩。 1.2 傳動方案擬定： 此方案選用了 V 帶傳動和閉式齒輪傳動 V帶傳動布置高于高速級，能發(fā)揮它的傳動平穩(wěn)、緩沖吸振和過載保護的優(yōu)點 帶傳動的特點： 是主、 從動輪的軸間距范圍大。 工作平穩(wěn)， 噪聲小。 能緩和沖擊， 吸收報動。摩擦型帶傳動有過載保護作

4、用。結構簡單、成本低、安裝方便．但外 形輪廓較大。摩擦型帶有滑動，不能用于分度系統(tǒng)。軸壓力大，帶的壽命較短。 不同的帶型和材料適用的功率、帶速、傳動比及壽命范圍各不相同。 二、電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 2.1 選擇電動機的容量： 2.1.1 電動機的類型： 按工作要求選用Y系列（IP44）三相異步電動機，電壓為380V。 2.1.2 選擇電動機容量： 選擇電動機所需功率 P w Pd 二——二 4.327 kW 選擇電動機時應保證電動機的額定功率 Ped略大于工作機所需的電 動機的功率Pd即可，即Ped >Pd 工作機所需功率為 Fv 2550 1

5、.40 kW = =3.57kW 1000 1000 傳動裝置總效率：刈=州帶乂^^2X“聯(lián)”卷 “帶一V帶傳動效率：0.96 “承一每對滾動軸承的傳動效率：0.99 ”齒一閉式齒輪的傳動效率：0.97 ”聯(lián)一聯(lián)軸器的傳動效率：0.99 “卷一傳動卷筒的傳動效率：0.99 帶入得 =帚 ： 2 聯(lián) 卷=0.96 0.994 0.972 0.99 0.96 =0.825 市 承 出 聯(lián) 卷 Pw Pd = 3.57 ~ 0.825 = 4.327kW 因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率 Ped略大于Pd即可。由表17-1 , Y系列 電動機技術數(shù)據(jù)，選電動機的額

6、定功率 Ped為3kW 2.1.3 確定電動機轉速: 滾筒工作轉速： 60 1000v 60 1000 1.40 = =89.12 r/min -：D 二 300 通常取V帶傳動比常用范圍i1=2~4,二級圓柱齒輪減速器i2=8? 40,則總傳動比的范圍為i=16?160。所以電動機轉速的可選范圍是: nd =i nw = 16~ 160 89.12 = 1426.02 ~ 14260.27 r/min 根據(jù)電動機所需功率和轉速手冊有一種適用的電動機型號，傳動比 方案如下： 力殺 電動機型 號 額定功率 Ped/kW 電動機轉速（r/min ） 同步轉速 滿

7、載轉速 1 Y132S-41 5.5 1500 1440 2.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比: 總傳動比：ia =nm =144 =16.156 nw 89.13 ia 分配傳動比：取i帶=2則減速器的傳動比i為: 16.156 =8.078 2 取二級圓柱斜齒輪減速器高速級的傳動比 1.4 8.078 =3.336 則低速極的傳動比i2 曳=8.078 = 2.402 Ii 3.363 2.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)： 將傳動裝置各軸由高速軸到低速軸依次編號，定為 0軸（電動機軸）、1 軸（高速軸）、2軸（中間軸）、3軸（低速軸）

8、、4軸（滾筒軸）；相鄰兩軸 間的傳動比表示為i01、i12、i23、i34； "01、"12、"23、”34 -依次是電動機 與1軸，軸1與軸2,軸2與軸3,軸3與軸4之間的傳動效率；各軸的 轉速為ni、h、n3、,；各軸輸入轉矩為工、T2> T3、T4 則各軸的運動和動力參數(shù)為： Pd =4.11kW 0 軸（電機軸）p0 = pd =4.327kW n0 = nm =1440r/min Pc 4 327 T0 -9550- —9550 = 28.696N m n0 1440 1 軸（高速軸）p1=p011=p0Tl 帶=4.327 x 0.96 = 4.154k

9、W n1 n i01 1440 720r/min 2 d1 =80 d2 = 235.2 T1 P 9 9550— = 9550 n1 4.154 — 82.64N m 480 v = 6.02m/s 2軸（中間軸） p2 =p1 E12 =p1 耳承耳齒=4.154M0.99M0.97 = 3.989kW n1 480 a0 = 530mm n2 142.73r / min i12 3.363 P2 3.989 T2 =9550上=9550 — 266.9N m n2 142.79 Ld = 1600mm 3軸

10、（低速軸） p3 = pj23 = pj承”齒=3.989 x 0.99 x 0.97 = 3.83 kW n3 i23 142.73 88.81r / min 1.60 T3 =9550— =9550 % 3.831 =429.21N m 88.81 a = 611.21mm 二二165.38 二 （滾筒軸） p4 = p3"34 = Pb"承"聯(lián) = 3.831 0.99 0.99 = 3.755kW n3 88.81 n4 =- = =88.81r/min i34 1 F4 3.75

11、3 T4 =95502=9550 = 403.78N m n4 88.81 軸名 功率P/kW 轉矩T/ ( N m) 轉速 n/(r/min ) 傳動 比 i 效率 n 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 / 4.32 / 28.67 1440 2.5 3 2.32 1.00 0.96 0.96 0.96 0.98 1軸 4.15 4.11 82.6 81.82 480 2軸 3.99 3.95 266.4 264.9 142.73 3軸 3.83 3.79 320.03 429.2 88.81

12、4軸 3.75 3.72 403.1 438.9 88.81 運動和動力參數(shù)如下表: .傳動零件的設計計算 Z = 5 FQ -128.8N 3.1 設計V帶和帶輪: 3.1.1 設計計算普通V帶傳動 PC =Pd =4.521kW (1)計算功率(P=4.11kW,n=1440r/min) (2)選V帶型號 選用普通V帶 根據(jù) Pc=Pd =4.521kW, nm =1440r/min ,由課本 219頁圖 13-15, 選才$ Z型普通V帶。 (3)求大、小帶輪基準直徑取d1, d2 由課本219頁查表13-9得，應不小于75mm現(xiàn)取d1 =80mm

13、 n1 1440 由式 13-9 得~2 = —d1(1 -z) = x80x(1-0,02) = 235.2mm n2 480 允許) 由表13-9取dd2 = 265mm(雖然使n2略有減小，但其誤差小于 5% (4)驗算帶速：v = ^d^J： 80 1440 =6.02m/s 60 1000 60 1000 帶速在5?25m/s范圍內，合適 (5)取V帶基準長度Ld和中心距a： i =3.368 m1 = 2.5 d1 = 50mm d2 = 170mm b1 = 35mm b2 = 30mm  (6) 由于 0.7 ( ddi +dd2) 取

14、 a0 = 480mm, 由式13-2得帶長 JI LO =2a0 2(d1 d2) wa0 M2 ( dd1+dd2)即 280mmwa0 M800mm , a1=110 2 (d2 -d1)2 4a0 二 (300-100)F1 =55.43MPa 式2 480 — (80 235.2) ]mm 2 4 600= F2 =48.29MPa =1468.79mm 查課本212頁表13-2取Ld = 1600mm, Ld -L0 1600 -1468.79 a= a。+ =480 + 驗算小帶輪包角 : 由式13-16計算實際中心距: v = 3.795m/s

15、 =611.21mm d2 -d1 o 236 -80 。 1=180 ——1 57.3 =180 57.3 =165.38 120o a 611.21 主動輪上的包角合適。 (7) 計算V帶根數(shù)Z:由式13-15得Z= Pc (P0 ：P0)K：Kl d1 = 88.97mm Z1 =32 Z2 =77 m2 = 3mm b2 = 75mm 由 n0 =1440/ min , d1 =80mm 由式 13-9 得傳動比 i = 一d^一= 236——=3.0>2 , d1(1-；) 80 (1 -0.02) 查表

16、13-5 得 Ap0 =0.168kW 由% =163 =查表 13-7 得：Q =0.95 查表 13-2 得 kL =0.99 T1 = 266N m 貝 U Z = =4.86 (0.81 0.168) 0.95 0.99 取Z=5根。 (8)求作用在帶輪上的壓力Fq 查表13-1 ,得q=0.1kg/m。得單根V帶的初拉力 __ 500P/2.5 八 2 500 4.521,2.5 八 … … 八2 F0= -( 1) +qv = ( -1) +0.1 X 1.40 =648N Zv K. 5 1.40 0.95 作用在軸上的壓力 Fc=2ZEsin —1=2X5

17、X648Xsin 163-=128.8N 2 2 bi =80 3.2.1高速級齒輪設計: 3.2.1.1選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù): 1）按題目傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動 2）運輸機為一般工作機器，速度不變，所以選用 8級精度 3）材料選擇由表10-1選擇 小齒輪用滲碳淬火，齒面硬度為 305HBs二lim1 =1500MPa；二吒1 =850MPa； 大齒輪用球墨鑄鐵，齒面硬度為305HBS %m2 =1550MPa ；仃fe2 =850MPa ; 由表 11-5 取 S=2.0; Sh=1.5; 二 FE1 850 [二 F1]—Mpa =425MPa

18、[二 F 2 ] ：-FE2 = 850MPa =425MPa Sf 2 [二 H1 ] (J.. d lim 1 SH 1500 MPa =1000MPa 1.5 [二 H 2 ] =150 MPa =1000MPa SH 1.50 4）按齒面接觸強度設計計算按輪齒彎曲強度設計計算 由表11-3取載荷系數(shù)K =1由表11-6取齒寬系數(shù)*d =0.5 小齒輪上的轉矩T1 -8.26 104N mm 初選螺旋角6=15 齒數(shù)取 z1=19,則 Z2 = 2.363M19=63.89,取 z2 = 64 實際傳動比為i =64 =3.368 19 齒形系數(shù) Zv1

19、 =-19一; =21.08 , Zv2 =一64一； =71.032 cos15 cos15 查圖 11-8 得YFa1 =2.89； YFa2=2.26;由圖 11-9 得 Ysh=1.57; Ysa2 =1.74； d〔 = 96mm d2 = 112mm a = 160mm 二 F1 =55.998MPa 二 F2 =53.91MPa v = 2.34m/ s 3.2 齒輪的結構設計及計算: YFalYsal F1 2.26 1.74 二0.0106) 425 Y Fa2Y Sa2 2.26 1.74 二 0.004 1000 故應對小齒

20、輪進行彎曲強度計算 5）法向模數(shù) 2KT1 YFaH 2： 3 1 ―2 L 】Cosp =3! 產(chǎn) Z1 F1 4 2」 2 1 8.26 10 15 m1 _3 Cos =2.084mm 0.5 19 M mn = 2.5mm 6) 中心距 a1 =mn(z1 +j2)= mn(19+64) =107.51mm;取 a1 =110mm 2cos : 2 cos15 確定螺旋角 a =arccosmn z1-z^- =arccos2.5(19__64) =19口4333 "(19.43 口) 2a 2 110 齒輪分度圓直徑 二皿二 2.5 19 : 5

21、0.37mm cos - cos19 43 83 d2 =169.31mm 7) 齒寬 b2 =%d1 =0.5 m 50.37 = 25.185mm；故取 b2 = 30mm ; b1 =35mm 8) 驗算齒面接觸強度 ^h =ZeZh ZP :%9 =773.2MP

22、n Ft 二 Fr : 38MPa =23.1mm 3524N 1356N  1）按題目傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動 2）運輸機為一般工作機器，速度不變，所以選用 8級精度 3）材料選擇由表11-1選擇 小齒輪用45號鋼調質，齒面強度為260HBs 5im1=670MPa； cFE1 =240MPa 大齒輪用45號鋼調質，齒面強度為200HBS olim2 =570MPa ； 二 fe2 =250MPa 由表 11-5 取 Sh=1; Sh =1.25 [二 H1]=』1 =670 =670MPa Sh 1 二 FE1 240 [；:F1]= 192MPa

23、 Sf 1.25 4）按輪齒彎曲強度設計計算 由表11-3取載荷系數(shù)K =1.1 小齒輪上的轉矩T1 -266N m 570 [入2]=——=570 MPa 1 250 [二 F2]=——=200MPa 1.25 由表11-6取齒寬系數(shù)0.8 F1v =77.56N F2v =1278.44N F1h = 791.91N F2H =2718.89N Fif =112.59N F2F =241.39N M av = 38350 N m m M aH =81960 N mm 根據(jù) 11-4, ZE=1880, ZH=2.5 ,、i.2KTi u

24、+1 ZeZhx2 /2X 1.1X26.6X104 3.402 彳880乂2.5、2 d1 >3——1 (^-Hr)2 =；, x. x ? =88.97mm \ Gd u 1H 】 V 1 2.402 1 570 ) 選小齒輪齒數(shù)為z1 =32 ,則z2=iz1 = 32父2.402 = 76.4 取z2 =77,則實際傳 動比 i = —— =2.4 ； 32 5)模數(shù) m2 =5 =88.97 =278 ；故取 m2 =3mm z1 32 6)齒寬齒寬 b2 =%d1 =0.8M88.97 = 71.176mm；故取 b2=75mm； b1 =80mm 7)分度圓

25、直徑，d1 =m2z1 =96mm d2 =m2z2 = 231mm 』、口匚 d1d 2 96 231 中心距 a2 = - = = 163 .5mm ；取 a = 160mm ; 2 2 驗算齒面接觸強度 查圖 11-8 得YFa1 =2.67 ； YFa2 =2.25;由圖 11-9 得YSa1 =2.25; YSa2 sa2 = 1.72 M aF = 3377 二F1 2KTi bZimln 2Ys可Yf，1 2 1.1 12.66 105 75 9 232 2.67 1.64 = 11863 二！「F 】二192MPa 1 a = 48480

26、 YFa2Ysa1 F1 YFa1Ysa1 2.25 1.72 , 118.63 = 104.84 ” F2 ? = 200MPa 2.67 1.64 T =88100 齒輪的圓周速度v 二 dm 二 93.14 480 60 1000 60000 =2.34m/ s ; 選8級制造精度是合宜的 Me = 50915.43 N mm d _ 23.1mm d = 23.5mm 四、箱體的設

27、計及說明: 減速器箱體結構尺寸（mm） 名稱 符號 計算公式 結果 箱座厚度 d 0 =0.025 a +3 = 6.625 <8 8 箱蓋厚度 a 孰=0.02a + 3=5.60<8 8 箱蓋凸緣厚度 b1 b =1.51=12 12 箱座凸緣厚度 b b =15=12 12 箱座底凸緣厚 面..——— b2 b2 =2.56 =20 2020 她腳螺栓直徑 df df =0.03a + 12=16374 M 16 地腳螺釘數(shù)目 n a 250則取4 4  軸承旁聯(lián)接螺 栓直徑 di di =0.75df =

28、12.285 M i2 箱蓋與箱座聯(lián) 接螺栓直徑 d2 d2 =(0.5~0.6) df =8.i87~98244 M i0 軸承端蓋螺釘 直徑 da da =(0.4~0.5)df =6.55~8.8i7 M 8 窺視孔蓋螺釘 直徑 d4 d4 = (0.3 ~ 0.4) df =4.9i~6.55 M 5 d 之 33mm 定位銷直徑 d d = (0.7 ~ 0.8)d2 = 85.73i ~ 7.86 M 6 Ft2 =3096.76N 連接螺栓的問 距 l l =i50 ~ 200 80 Fr2=iii7.3N df ,

29、di, d2 至 Ci 查手冊表4-i 27 30 外箱壁的跑離 20 df , di , d2 至 C2 查手冊表4-i 24 20 Ft3 =8800N 凸緣邊緣跑離 i4 F.3 =3202.9N 1 外箱壁至軸承 座端面距離 li li =C1十C2 十(5~i0) 50 大四中匕」貝圓與 內箱壁距離 4 >i.26 =9.6 i0 齒輪端面與內 箱壁距離 △2 △ 2 >6 =8 i0 箱蓋，箱座肋 mi ,m m^ 為 0.85昌，m 定 0.856 6.8,6.8 -4S

30、 M承端蓋外徑 D2 D2 = D+(5~5.5)da 85(i軸) 85(2軸) ii5(3 軸) 軸承旁聯(lián)結螺 S S血 85 (i 軸) 栓距離 85 (2 軸) ii5 (3軸) 五、軸的設計計算及校核： 5.1高速軸： Fiv =109.32N F2v = 2266.98N 5.1.1初步確定軸的最小直徑： 選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表14-2,取[p]=38MPa,C =110 , FiH -3640.06N F2H -2701.7N 于是 3 3 d >C JP

31、=110 J&11 = 22 mm#慮到軸上有鍵槽，所 以 n .1440 d min =22 (1 5%) = 23.1mm M av = 4210 N mm 5.1.2求作用在齒輪上的受力 M aH =140140 N mm 圓周力R =2T1 d1 2 8.18 104 50 =3524N M a =196880 N m m 徑向力 Fr Ft tan 工 cos : 3524 tan 20 cos : = 1356N

32、 M e = 214698 N mm d 一 34.6mm d = 32 .95 mm 5.1.3軸的結構設計： 5.1.3.1 擬定軸上零件的裝配方案 1 .輸出軸的最小直徑顯然是安裝 V帶的直徑& （如上圖），根據(jù)軸最小直 徑的計算，和查閱書籍，故 6段b1為60mm,d為20mm 2 .根據(jù)v帶的軸向定位要求d5取為28mm由箱體結構和軸承段、端蓋裝配 關系等確定，b2為50mm. 3 .角觸軸承段，d3取為30mm,由承型號為6006,裝配關系等確定，b3為24mm 4 .過渡軸段，考慮軸肩定位，故取 d4為35mm由裝配關系，確定該段的 區(qū) 為 79m

33、m 5 . 5為高速級齒輪軸段，b5為45mm 6 .角接觸軸承段與3相同，d7為35mm b7為33mm 5.1.4求軸上的載荷: 1 .求垂直面的支承反力 Fiv Fr 12 1TH7 1356 30 30 103.5 = 77.56N F1H dmin -36.17mm d = 37mm Ft -5460N Fr -1987.37N F2v =Fr—F” =1356-77.56 =1278.44N 2 .求水平面的支承反力 Ft 12 3524 30 t -———=791.91N 11 12 30 103.5 F1H . F2H =

34、Ft F2H =2718.89N 3 .F力在支點產(chǎn)生的反力 F 底 116.7 F F1f 一 112.59N l1 l2 30 103.5 F2F =F1f F =112.59 128.8 =241.39N 4,繪垂直面的彎矩圖 Mav = F1v l1 = 38350N mm M av =F〔v l2 = 2326N mm 5 .繪水平面的彎矩圖 MaH =F1H l1 =23750N mm MaH = F1H l1 =81960N mm 6 .F力產(chǎn)生彎矩 a - a截面F力產(chǎn)生的彎矩為 M aF =F1F l〔 二128.8 116.7-15030N m

35、m 7 .合成彎矩圖 a = . M；v M；h M aF = 383502 23750 2 23770.13 = 48480N mm F 2 2 a = M av M aH M aF = 93640 N mm = 8,軸的轉矩 T =88100 N mm 9 .求危險截面的當量彎矩 從圖中可以看出，低速的齒輪中心線處最危險，其當量彎矩為a =0.6 M e ~/M2 (： T)2 484802 (0.6 88100)2 =71720N.mm 10 .計算危險截面處軸的直徑 軸的材料為45號鋼，調治質處理。由表14-1查得％ =650MPa 3 . 3 M

36、 e 71720 d 之 =J = 22.86 mm 0.g4] ,0.1M60 考慮到鍵槽對軸的削弱，將d增加大5% 故 d =1.05 x 22.86 = 24mm < 28mm 所以高速軸安全合理 載荷 水平向H 垂直面V 支承反力F F1H =791.91N F2H =2718.89N F1V =77.56N F2V =1278.84N 彎矩M MaH =81960N mm M av = 38350N mm 總彎矩 Ma =15030N mm 扭矩T T =88.1N m 由表14-3查得?！筨 =60MPa則 F2v = 830.38N

37、 Fiv = 1156.99 N F2H =2281.33N F1h =3178.67N M av = 86770 N m m MaH =22236.56 N mm Ma -41986.52 N mm  Me = 164.56N m , 30.15mm -31.66mm 彎矩圖如上圖所示 5.2 中間軸： 5.2.1 初步確定軸的最小直徑： 選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表15-3,取C=110,于是得 3 d -C Pn=110\MI2fr33.304mm 5.2.2求作用在齒輪上的受力： 1.作用在大齒輪: 圓周力Ft2

38、 2T2 2 26.4 104 … —= =3069.76N d2 172 = 425.88N 二75mm L2 = 104.5mm 徑向力 Fr2 =Ft tan： =1117.3N 2.作用在小齒輪： …… 2T2 2 M 26.4父 104 圓周力 Ft3 = = = 8800N d3 60 徑向力 Fr3 =Ft3 tan ： =3202.9N I 5.2.3軸的結構設計： 5.2.3.1擬定軸上零件的裝配方案 11 = 49mm 12 = 47mm 二 p1 = 53.45MP

39、a 二 p2 = 39.60MPa 1 .角接觸軸承段處，d1取為30mm,由承型號為6006, b1為33mm 2 .低速級小齒輪軸段，按與齒輪的裝配關系定 d2為35mm2為65mm 3 .軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求取 d3為4mm囪按照要求取為7.5mm 4 .高速級大齒輪軸段，按與齒輪的裝配關系定 d4為35mm b4為40mm. 11=60mm 5 .角接觸軸承段同1相同，d5為30mm b5為35mm I2 =36mm 5.2.4求軸上的載荷: 二 D1 = 24.48MPa p I 二 p2 = 56.50MPa 1.求垂直面的支承反力 F” (L1 L

40、2 L3) FM (L2 L3) =F12 L3 Fr 38.5 67 61 - Fa 85 Fr 61 r a r =109.32N F” 38.5 67 61 = 109.32N F1v F2v F2v Fr1 = Fr2 =2266.98 l = 7.27mm L = 32mm 2 .求水平面的支承反力 Ft2 I3 -Ft1 (I2 I3) … F =^-^——t1 2-- =3640.06N I1 I2 I3

41、 F2H =% -Fih F =2701.7N 3.繪垂直面的彎矩圖 Mav =F1v l3 =4210N mm l = 24mm c-d =30.29MPa p M av =F2v I3 =13828.5N mm 4.繪水平面的彎矩圖 MaH =F1H l3 =3640.06 38.5-140.14N m M aH =F2H 61 =164.8N m 5.合成彎矩圖 Ma=.M2v M；h = . 13828.52 140142 =196880N mm Fr1 =908..2

42、8N Fr2 =1520.13N 6.軸的轉矩 T =142.729 N m 9.求危險截面的當量彎矩 從圖中可以看出，低速的齒輪中心線處最危險，其當量彎矩為a =0.6 Me=jM2 (二 T)2 =\；196.882 (0.6 142.729)2 =214.698N.m 10.計算危險截面處軸的直徑 軸的材料為45號鋼，調治質處理。由表14-1查得％ = 650MPa C r = 20928 .4 N 由表14-3查得=60MPa則 3 3 M e 214.698 103 d :, 0.1[二4b] 0.1 60 二 32.95mm 載荷 水平向H

43、 垂直面V Fr1 =3641.7N Fr2 = 3526.8N 支承反力F Fih =3640.06N F2H =2701.7N Fiv =109.32N F2v =2266.89.N 彎矩M MaH =140.14N mm M av = 164.8N mm 總彎矩 Ma =196880N mm 扭矩T T =142.729N m C「=19500N 考慮到鍵槽對軸的削弱,將d增加大5% 故 d =1.05 32.95 = 34.6mm < 35mm 所以中間軸安全合理

44、 Fr1 = 3382.68N Fr2 = 2427.7N Cr = 25800N 彎矩圖如上圖所示 5.3 低速軸： 5.3.1 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45號鋼，調質處理。根據(jù)表15-3,取C=11Q于是得 % = 354N m ca d工 JP=110戶.793

45、 =38.4m mW慮到軸上有鍵槽, ,n . 88.1 d min =38.4 (1 5%) =40.32mm 所以，取最短直徑為40mm 5.3.2 求作用在齒輪上的受力 5 圓周力 u5460N 2T3 _ 2 4,249 105 一 d 一 156 徑向力 Fr=Ft tan： =1987.37N 5.3.3 軸的結構設計： 5.3,3.1擬定軸上零件的裝配方案 — - -1 1,輸出軸

46、的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 d1 （如上圖），為了 使所選的軸直徑d1與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的 型號。聯(lián)軸器的計算轉矩Tch = KaT3,查表14-1,考慮到轉矩變化很 小，故取 Ka=1.5,貝U 轉矩 Tca =1.5M42490N m = 63735N m。按 照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊 144頁，選用凸 緣聯(lián)軸器GY5其公稱轉矩為400Nm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長 度L〔 二60mm，軸孔直徑為38mm故1段b1為60mm,d為38mm 2,密封處軸段，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，以及密封圈的標準（采 取氈圈油封）故d2取為43mm由

47、箱體結構和軸承段、端蓋裝配關系 等確定，卜為60mm. 3 .滾動軸承處段，d3取為45mm,由承型號為6009, d父D父B =45mm父75mmM 16mm由滾動軸承，檔油環(huán)及裝配關系等確 定,b3 為 27mm 4 .過渡軸段，考慮擋油環(huán)的軸向定位，故取 d4為50mm由裝配關系， 箱體結構等確定該段的b4為49.5mm 5 .軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求取d5為58mmib5按照要求取為12mm 6 .低速級大齒輪軸段，按與齒輪的裝配關系定 d6為48mm b6為62mm. 7 .滾動軸承段同3相同，d7為45mm b7為37.5mm 5.3.4求軸上的載荷： 1

48、.求垂直面的支承反力 Fr 12 M F1v = ――2 =1156.99N 1 2 l3 F2v =Fr-F2v =1987.37-1156.99 =830.38N 2 .求水平面的支承反力 Ft l2 m F2H = ―- =2281.33N l2 l 3 Fih =Ft4 -F2H =5460-2281.33 =3178.67N 3,繪垂直面的彎矩圖 Mav =Fiv l2 =1156.99 75-86770N mm 4 .繪水平面的彎矩圖 MaH =F2H l3 =3178.67 75 = 238400N mm aH 2 H 3 5 .合成彎矩圖 M a =

49、 , M 2v M 2 = ?867702 238400 2 = 253690 N mm 6,軸的轉矩 T -425880N m 9 .求危險截面的當量彎矩 從圖中可以看出，低速的齒輪中心線處最危險，其當量彎矩為"=0.6 Me =：：M2 (1 T)2 —J253.692 (0.6 425.88)2 =360.07 N.m 10 .計算危險截面處軸的直徑 軸的材料為45號鋼，調治質處理。由表14-1查得。B=650MPa 由表14-3查得。小=60MPa則 =39.15mm d Me ?360.07 103 0.1［二為］,0.1 60 考慮到鍵槽對軸的削弱,將d增加

50、大5% 故 d=1.05 39.15 = 41.10mm ：二 48mm 所以低速軸安全合理 載荷 水平向H 垂直面V 支承反力 F F1H =3178.67N F2 H =2281.33N F1v =1156.99N F2v =830.38N 彎矩M MaH =2384001 mm 1 Mav=8677N mm 總彎矩 Ma = 253690N mm a 扭矩T T= 425880 N m 彎矩圖如上圖所示 六、鍵的選擇 6.1低速軸鍵選擇: 低速軸轉矩T =424.9N m 查表10-10查得許用應力 bp】=125~150Mpa,取kp]

51、=100Mpa 4 265200 - =26.19m m Li d1h1[-p] 45 9 100 -li b1 =26.19 14 =40.19mn< L〔 =70mm 4 265200 =18.61mm d2h2[0 p] 57 10 100 L2 — I2 b2 =18.61 16 =34.61mmW L2 =63mm 與聯(lián)軸器聯(lián)接處鍵為鍵 A12 M 70 b m h m L =12mm m 8mmM 70 mm 與齒輪接處鍵為鍵 A14 x 63 bxhML=14 mm x 9mm x 63 mm 6.2中間軸鍵選擇: 中間軸轉矩T =264 .2N m

52、 查表10-10查得許用應力 1/=100?120MPa,取&p】=100MPa, 4T 4 108700 =14.69mm dh[\] 37 8 100 L -l b =14.69 10 = 24.69mm 取 Li =70mm,L2 =36mm 1 2499.8 33 與小齒輪聯(lián)接處鍵為鍵 A12M 22 bxhxL =12 mm x 8 mm x 22 mm 與大齒輪聯(lián)接處鍵為鍵

53、A28 m 70 b父h m L = 28mm x 16 mm x 70mm 6.3高速軸鍵選擇： 中間軸轉矩T =424 .9N m 查表10-10查得許用應力 gp】=100?120Mpa,取bpLlOOMpa, 4T > dh[二 p] 4 31800 25 7 100 =7.27mm L _l b =7.27 8 =15.27mm 取 L = 32mm 與帶輪聯(lián)接處鍵為鍵 A 8 M 3 b x h x L =8mm x 6mm x 70 mm 七、滾動軸承的選擇 7.1高速軸軸承: 取 6009 , d =30 mm D =55 mm B =13mm

54、 0 1 .先計算軸承載荷、內部軸向力 F「1 = Fi2 FiH Fif = 77.562 791 .912 112.59 = 908.28N Fr2 =JF2v F22H F2F =』278.442 2718.892 241.39 =1520.13 N 2 .計算軸承壽命為Lh 丁軸兩端所選為同尺寸軸承，今Fr2〉F「1故應以軸承2的徑向當量動載荷Pi 為計算依據(jù) 受中等沖擊載荷 查表16-9得fp =1/=3工作溫度正常 查表16-8得ft =1 Lh1 =3 300 8 =7200 h 3 .查得：軸承徑向基本額定動載荷 fpP 60n p ( ft 106

55、Lh) 60 480 ( 106 7200)3 = 14796 .08 N < 15200 N 故可用7006C /P5 故所選7006C/P5軸承適合 4 .2中間軸軸承: 取 7007C/P5, d =35mm D =62mm B=14mm 0 1 .先計算軸承載荷、內部軸向力 2 2— 2 2 Fri =.：/Fiv Fih = 109.32 3640.06 =3641.7N F「2 =JF2v F2V = J2266.982 2701.7 2 =3526.8N 2 .計算軸承壽命為Lh 軸兩端所選為同尺寸軸承，今P1 > P2故應以軸承1的徑向當量動載荷

56、P2為 計算依據(jù)。受中等沖擊載荷 查表16-9得fp=1,8=3工作溫度正常 查表 p 16-8 得 ft =1 Lh1 =3 300 8 = 7200 h 3 .查得：軸承徑向基本額定動載荷 Cr fpP 60n p ( ft 106 Lh) 1 . _ _ - 1 4559.49 60 142.729 106 7200)3 =18012.8N < 19500 N 故可用7007C /P5 故所選7007C0/P5軸承適合 4 .3低速軸軸承: 取 7009AC/P0 d =45 mm D =75 mm B =29 mm 0 1 .先計算

57、軸承載荷、內部軸向力 Fr1 = .F； FiH = 1156.992 3178 .672 = 3382 .68 N Fr2 = . F2v F22H = ? 830.382 2281 .33 2 =2427.7N 2 .計算軸承壽命為Lh 今P2 >Pi故應以軸承2的徑向當量動載荷P2為計算依據(jù) 受中等沖擊載荷 查表16-9得fp =1 ,8=3工作溫度正常 查表16-8得ft =1 3 .查得：軸承徑向基本額定動載荷 fpP 60n (10r ft 1 - 4 1 1 3382.68 60 88.81 3 Lh) ； = ( 6— 7200)3 =1408 .87

58、 N M 25800 N 1 106 故可用7009AC /P5 故所選7009AC /P5軸承適合 八、連軸器的選擇 由于凸緣聯(lián)軸器德結構簡單，使用方便，可傳遞的轉矩較大，等優(yōu)點，且常 用于載荷較平穩(wěn)的兩軸連接首先考慮此聯(lián)軸器 聯(lián)軸器的設計計算 由于裝置用于V帶傳動，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為 Ka =1.5, 計算轉矩為 Tca =1.5 236.48N m=354.72N m 查手冊選用凸緣聯(lián)軸器GY-5 其主要參數(shù)如下： 公稱轉矩Tn = 400N m 軸孔直徑d〔 =38mm 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L=70mm. 九、潤滑與密封 9.1

59、 齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，浸油高度約為低速級大齒輪的一個齒高，取為 10mm 9.2 滾動軸承的潤滑 由于軸承周向速度為均大于2m/s,所以采用油潤滑。 9.3 潤滑油的選擇 考慮到該裝置用于小型設備，選用全消耗系統(tǒng)用油 L-AN15潤滑油。 9.4 密封方法的選取 在軸和軸承配合處內端鑲入擋油環(huán)，軸承用脂潤滑確定擋油環(huán)的尺寸以 達到最好的密封效果，軸承端蓋內加墊。型密封圈。 軸承端蓋結構設計： 材料HT150 高中軸承 7006 D=55,d3=6,n=4 d0 = d3 1 = 7mm D0 = D 2.5d3 = 72.5mm D2 = D0 2.5d3 =9

60、0mm e =1.2d3 =8.4mm e1 _ e =12mm D4 = D -(10~15) =45mm D5 =D0 -3d3 = 51.5mm D6 = D - (2 ~ 4) -52mm 低軸承 7009 D=75, d3=8, n=4 d0 = d3 1 =9mm D0 = D 2.5d3 =95mm D2 =D0 2.5d3 = 115mm e =1.2d3 = 9.6mm D4 =D -(10~15) -67mm D5 = D0 -3d3 =71mm D6 uD -(2~4) -75mm 十、減速器附件設計 (1)窺視孔及其視孔蓋 為了檢查傳動零件

61、的嚙合情況、接觸斑點、側隙，并向箱體內注 入潤滑油，應在箱體的適當位置設置窺視孔。窺視孔設在上箱頂蓋能夠直接 觀察到齒輪嚙合部位的地方。平時，窺視孔的視孔蓋用螺釘固定在箱座上。 窺視孔為長方形，其大小應適當(以手能伸入箱內為宜)，以便檢查齒輪嚙 合情況。 (2)通氣器 減速器工作時，箱體內溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，為使箱 內受熱膨脹的空氣能自由排除，以保持箱體內外壓力平衡，不致使?jié)櫥脱?分箱面或軸伸密封件等縫隙滲漏，在箱體頂部裝設通氣器。 (3)軸承蓋 為了固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷， 軸承座孔兩端用軸 承蓋封閉。軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種，圖中采用的是凸緣式軸承蓋，利

62、 用六角螺栓固定在箱體上；在外伸軸處的軸承蓋是透蓋，透蓋中裝有密封裝 置。 (4)定位銷 為了精確地加工軸承座孔，同時為了在每次拆裝箱蓋時仍保持軸承 座孔制造加工時的位置精度，應在精加工軸承孔前，在箱蓋與箱座的連接凸 緣上配裝定位銷。圖中采用的是兩個定位圓錐銷，安置在箱體縱向兩側連接 凸緣上。對稱箱體應呈非對稱布置，以免錯裝。 (5)油面指小器 為了檢查減速器內油池油面的高度，以便經(jīng)常保持油池內有適當?shù)? 油量，一般在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位，裝設油面指示器，圖中的 指示器為油標尺。 （ 6）放油螺塞 換油時，為了排放污油和清洗劑，應在箱座底部、油池的最低位置 處開設放油

63、孔， 平時用螺塞將放油孔堵住， 放油螺塞和箱體接合面應加防漏 用的墊圈。 （ 7）啟蓋螺釘 為了加強密封效果，通常在裝配時于箱體剖分面上涂以水玻璃或密 封膠， 因而在拆卸時往往因膠結緊難于開箱。 為此常在箱蓋連接凸緣的適當 位置， 加工出 1~2 個螺孔， 旋入啟箱用的圓柱端或半圓端的啟箱螺釘。 旋動 啟箱螺釘可將箱蓋頂起。啟箱螺釘?shù)拇笮】赏谕咕夁B接螺栓。 （ 8）起吊裝置 圖中箱蓋裝有兩個吊環(huán)， 用于吊起箱蓋； 箱座兩端的凸緣下面鑄出 四個吊鉤，用于吊運整臺減速器。 十一、設計小結 通過此次課程設計， 使我更加扎實的掌握了減速器制造方面的理論知識 與實際實踐。 減速器

64、的設計過程中， 從第一周我們不斷的設計更改數(shù)據(jù)中度 過， 第二周開始便生活在不斷的畫圖與思考中度過， 而第三周則開始矛盾的 校核與檢查錯誤當中度過。三周當中，我們不斷的校核，不斷的更改，但是 在這之中，我們得到鍛煉，掌握其中的知識，更重要的是在團隊配合當中， 我們懂得了同學之間的深厚友誼， 與團結協(xié)作能力。 在此期間大家互相幫助， 共同探討問題， 上課的時候積極尋求老師的幫助， 發(fā)現(xiàn)自身不足， 并不斷完 善自己所學得知識。 在此次設計中， 我找到了自己所學知識的許多漏洞之處。 對一些前面學過的知識理解得不夠深刻， 掌握得不夠牢固， 這次設計真真正 正達到了溫故知新的效果。 一

65、周里，讓我感觸最多的還是團隊協(xié)作的力量， 5 個人都積極的加入到 程序設計中，有不懂的地方提出問題，大家共同商討。團隊，永遠是支撐我 走下來最大的勇氣， 為了集體共同的設計， 我們每個人都盡自己最大的努力。 作為組員，我深深的被大家感動著。 今后的學習當中也會注重將理論相實際轉化， 不能單純的局限于課本的 知識，將“走出去”與“走進來”相結合，另外自己對機械設計這門課程也 抱有濃厚的興趣， 興趣會驅使任何一個人進入一種領域， 使自己愛這樣的一 門學科， 并不斷的去努力， 喜歡未來的自己能從事這樣的職業(yè)， 學習自己所 愛總是人生中很幸福的事情，也喜歡去實踐，而不僅局限于理論。

66、學習知識的同時也豐富了自己的眼界， 更加了解自己所生活的世界。 相 信會對將來有一定的幫助。我會繼續(xù)在這門學科當中努力的！ 最后， 我要感謝實訓老師對我的教誨與悉心的指導， 讓我能夠熟練地掌 握考試必需的內容， 還有周圍的同學們， 在我有不懂的地方給與我一定的鼓 勵與幫助， 大家互相促進與努力， 取得共同的進步是智慧的雙贏， 對同學們 自后的交往也有一定的改善， 感謝實訓為我?guī)淼倪@一切， 感謝老師！ 感謝 大家！ 39 參考資料目錄 [1] 《機械設計課程設計》 ， 北京工業(yè)大學出版社， 王大康， 盧頌峰主編， 2010 年 3 月第二版； [2] 《機械設計基礎》 （第五版） ，高等教育出版社，楊可楨，程光蘊，李仲 生主編， 2006年 5 月第五版； [3] 《機械制圖》 （第五版） ，高等教育出版社，何銘新，錢可強主編， 2004 年 1 月第五版； [4] 《互換性精度設計與檢測》 ， 中國礦業(yè)大學出版社， 韓正銅 王天煜主編， 2002年 5 月第一版； [5] 《機械設計課程設計》 ，機械工業(yè)出版設，陸玉主編，