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計 算 及 說 明 結(jié) 果 一、設(shè)計任務(wù)書 1、設(shè)計任務(wù) 設(shè)計帶式輸送機(jī)的傳動系統(tǒng)，采用兩級圓柱齒輪減速器 2、原始數(shù)據(jù) 輸送帶有效拉力 F=4100N 輸送帶工作速度 v=0.7m/s（允許誤差5%） 輸送帶滾筒直徑 d=300mm 減速器設(shè)計壽命為10年(設(shè)每年工作250天，每天工作16小時) 3、工作條件 兩班制工作，空載起動，載荷有輕微震動，常溫下連續(xù)（單向）運轉(zhuǎn)，工作環(huán)境多塵，電壓三相交流電源為380/220V的。 二、傳動系統(tǒng)方案擬定 帶式輸送機(jī)傳動系統(tǒng)方案如下圖所示： 帶式輸送機(jī)由電動機(jī)驅(qū)動，電動機(jī)1通過帶傳動2將動力傳輸?shù)綔p速器中通過聯(lián)軸4輸出到鼓輪5上的輸送帶6 三、電動機(jī)的選擇 1、電動機(jī)容量的選擇 由已知條件可以計算出工作機(jī)所需的有效功率 Pw== = 4.2 kw 設(shè)： η4w———— 輸送機(jī)滾筒軸（5軸）效率至輸送帶間的傳動效率； η4w =輸送機(jī)滾筒軸（ηcy=0.96）一對滾動軸承效率（ηb=0.99）； η01————η01=聯(lián)軸器效率（ηc =0.99）；（p19，查表3-1） η12————η12 = 閉式圓柱齒輪傳動效率（ηg=0.97）一對滾動軸承效率ηb=0.99； η23————η12 = 閉式圓柱齒輪傳動效率（ηg=0.97）一對滾動軸承效率（ηb=0.99）； η34————聯(lián)軸器效率（ηc =0.99）一對滾動軸承效率（ηb=0.99）； 則： η總=η01η12η23η34η4w =0.990.990.970.990.970.990.990.990.96 =0.8504 Pr==4.939 kw 取電動機(jī)額定功率 Pm=5.5kw 2、電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇 輸送機(jī)滾筒軸的工作轉(zhuǎn)速 nω===54.60r/min 由于整個傳動系統(tǒng)采用二級減速，因此總傳動比不易過大，所以選擇同步轉(zhuǎn)速ns=750r/min的電動機(jī)為宜。 3、電動機(jī)型號的確定 根據(jù)工作條件：單向運轉(zhuǎn)、兩班制連續(xù)工作，工作機(jī)所需電動機(jī)功率Pr=4.939kw等，選用Y型系列三相異步電動機(jī)，臥式封閉結(jié)構(gòu)，型號為Y160M2—8，其主要數(shù)據(jù)如下： 電動機(jī)額定功率Pm=5.5kw 電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm=720r/min 電動機(jī)軸伸直徑D=42mm（p24，查表3-3） 電動機(jī)軸伸長度E=110mm 電動機(jī)中心高H=160mm 四、傳動比的分配 帶式輸送機(jī)傳動系統(tǒng)的總傳動比 i===13.19 由系統(tǒng)方案知 i01=1；i34=1 取高速傳動比i12===4.14 低速傳動比i23===3.19 傳動系統(tǒng)各傳動比分別為： i01=1，i12=4.14，i23=3.19，i34=1 五、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算 0軸（電動機(jī)軸）： n0=nm=750r/min p0=pr=4.94kw T0=9550=9550=62.89Nm 1軸（減速器高速軸）： n1= ==750r/min p1=p0η01=4.940.99=4.89kw T1=T0i01η01=62.8910.99=62.26Nm 2軸（減速器中間軸）： n2= ==173.89r/min P2=p1η12=4.890.9603=4.70kw T2=T1i12η12=62.264.140.9603=247.52Nm 3軸（減速器低速軸）： n3= ==54.60r/min p3=p2η23=4.700.9603=4.51kw T3=T2i23η23=247.523.190.9603=758.24Nm 4軸（滾筒軸） n4= ==54.60r/min p4=p3η34=4.510.9801=4.42kw T4=T3i34η34=758.2410.9801=743.15Nm 上述計算結(jié)果和傳動比效率匯總?cè)缦拢? 軸 號 電動機(jī) 兩級圓柱齒輪減速器 工作機(jī) 0軸 1軸 2軸 3軸 4軸 轉(zhuǎn)速n(r/min) 720 720 173.89 54.60 54.60 功率P(kW) 4.94 4.89 4.70 4.51 4.42 轉(zhuǎn)矩T(Nm) 62.89 62.26 247.52 758.24 743.15 兩軸連接件、傳動件 聯(lián)軸器 齒輪 齒輪 聯(lián)軸器 傳動比i 1 4.14 3.19 1 傳動效率η 0．99 0.9603 0.9603 0.9801 六、減速器傳動零件的設(shè)計計算 1、高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算 （1）選擇齒輪材料及熱處理方法 小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理 HBS=230~250 大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理 HBS=190~210 （2）確定許用彎曲應(yīng)力： ①彎曲疲勞極限應(yīng)力 由圖13-9c 小齒輪σFlim1=250MPa 大齒輪σFlim2=220MPa ②壽命系數(shù) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NF1=60 jHn1t=8.64108 NF2=60 jHn2t =2.09108 由圖13-10 YN1=0.9 YN2=0.93 ③應(yīng)力修正系數(shù) 由標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定， Yst=2 ④最小安全系數(shù) 由表13-4，按一般可靠度 SFlim=1.25 ⑤許用彎曲應(yīng)力 由試（13-8） [σF2]=327.36MPa [σF1] > [σF2], [σF]= [σF2]=327.36MPa （3）許用接觸應(yīng)力計算 由機(jī)械設(shè)計圖13—13（以下所用依據(jù)均為機(jī)械設(shè)計課本中的圖表）得： 兩齒輪接觸疲勞極限應(yīng)力為 小齒輪σHlim1=580MPa 大齒輪σHlim2=550MPa 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NH1=601720525016=8.64108 NH2=60jHn1t= 601173.89250516=2.09108 由圖13—14得 ZN1=0.92 ZN2=0.96 由表13— 4 得 最小安全系數(shù) 失效概率低于1/100, SHmin=1 則需用接觸應(yīng)力為： [σH1]= ==533.6MPa [σH2]= ==528MPa [σH1] > [σH2], [σH] = [σH2] = 528MPa （4）按齒面接觸應(yīng)力強度確定中心距 ①載荷系數(shù) 設(shè)齒輪按8級精度制造 由表13—2，取K=1.2 ②齒寬系數(shù) 齒輪相對于軸承非對稱布置 由表13—6 ，軟齒面取 φd=0.9 由式13—15，φa=== 0.35 ③彈性系數(shù) 由表13—5 ， ZE=189.8 ④節(jié)點區(qū)域系數(shù) 初設(shè)螺旋角β=12 由圖13—12 ，ZH=2.46 ⑤重合度系數(shù) 取Z1=22 ，Z2=iZ1=224.14 = 91.08 ，取Z2=91 i=u==4.1363（誤差0.1%<5%，在5%允許范圍內(nèi)） 端面重合度 由式13—19 =1.66 得： εα= 1.66 ,Yβ= 1.49 由式13—24 ， Zζ= ==0.776 ⑥螺旋角系數(shù) 由式13—25 ，Zβ=0.989 ⑦設(shè)計中心距 由式13—13， a≥（u1） =(4.14+1) =101.19mm mn≥= 取mn=2mm 重求中心距 a = ==115.52mm 圓整中心距，取a = 118mm 調(diào)整β β= cos-1[]=cos-1[]=16.738 （5）確定齒輪參數(shù)與尺寸 齒數(shù)： z1=22， z2=91 ； 模數(shù)： mn=2mm 確定實際齒數(shù)比： 分度圓直徑： d1===45.950mm d2===190.052mm 確定齒寬： b=b2=aφa=1180.35 = 41.3mm 取b=b2=45mm b1=b2+5=45+5=50mm （6）驗算齒輪彎曲強度 由表13—4 、 式13—8 得 同理可得：[σF2]=327.36 MPa ① 當(dāng)量齒數(shù) zv1===25.05(按25查表) zv2===103.36（按150查表） ② 齒形系數(shù)YFa和修正系數(shù)YSa 由表13—3 ，YFa1=2.62 YSa1=1.59 YFa2=2.14 YSa2=1.83 ③ 重合度系數(shù)Yε由式13—19 =1.62 ④ 螺旋角系數(shù) 查圖13—17 ， 取Yβ= 0.88 ⑤ 校核彎曲強度 σF1 = = =59.88MPa < [σF1] 同理，σF2 = 64.803 MPa < [σF2] 兩齒輪彎曲強度足夠 2、低速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算 (1)確定第二級齒輪相關(guān)系數(shù) 根據(jù)第一級齒輪相關(guān)系數(shù)算出二級齒輪相應(yīng)的要求參數(shù)： n2=n1/i1=720/4.136=174.08 r/min i2=i/i1=13.088/4.136=3.188 r/min n3=174.08/3.188=54.60 r/min （2）選擇齒輪材料及熱處理方法 小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理 HBS=230~250 大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理 HBS=190~210 （3）確定許用彎曲應(yīng)力： ①彎曲疲勞極限應(yīng)力 由圖13-9c 小齒輪σFlim1=250MPa 大齒輪σFlim2=220MPa ②壽命系數(shù) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NF1=601174.08525016=2.08108 NF2=0.65108 由圖13-10 YN1=0.93 YN2=0.94 ③應(yīng)力修正系數(shù) Yst=2 ④最小安全系數(shù) 由表13-4，按一般可靠度 SFlim=1.25 ⑤許用彎曲應(yīng)力 由試（13-8） [σF2]=330.8MPa （4）許用接觸應(yīng)力計算 由機(jī)械設(shè)計圖13—13（以下所用依據(jù)均為機(jī)械設(shè)計課本中的圖表）得： 兩齒輪接觸疲勞極限應(yīng)力為: 小齒輪σHlim1=580MP 大齒輪σHlim2=550MPa 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NH1=60174.08250516=2.08108 NH2=60154.60525016=0.65108 由圖13—14得 ZN1=0.94 ZN2=0.96 由表13— 4 得 最小安全系數(shù) SHmin=1 則需用接觸應(yīng)力為： [σH1]= ==545.2MPa [σH2]= ==528MPa [σH1] < [σH2][σH] = [σH2] = 528MPa （5）按齒面接觸應(yīng)力強度確定中心距 ①載荷系數(shù) 由表13—2，取K=1.2 ②齒寬系數(shù) 由表13—6 ，軟齒面取 φd=0.9 由式13—15，φa=== 0.43 ③彈性系數(shù) 由表13—5 ， ZE=189.8 ④節(jié)點區(qū)域系數(shù) 初設(shè)螺旋角β=12 由圖13—12 ，ZH=2.46 ⑤重合度系數(shù) 取Z1=28 ，Z2=iZ1=283.188 = 89.26 ，取Z2=89 i=u==3.178（誤差小于5%） 端面重合度,由式（13-19） =1.69 由式13—24: εα= 1.69 εβ= 1.49 ⑥螺旋角系數(shù) 由式13—25 ，Zβ==0.989 ⑦設(shè)計中心距 由式13—13， a≥（u1） =(3.188+1) =141.16mm mn≥=2.35 取mn=2.5mm 重求中心距 a = ==149.5mm 圓整中心距，取a = 150mm 調(diào)整β β= cos-1[]=cos-1[=12.838 （6）確定齒輪參數(shù)與尺寸 齒數(shù)： z1=28， z2=89； 模數(shù)： mn=2.5mm 實際齒數(shù)比： 確定分度圓直徑： d1===71.794mm d2==228.205mm 確定齒寬： b=b2=aφa=1500.43 = 64.5mm 取b=b2=65mm b1=b2+5=65+5=70mm （7）驗算齒輪彎曲強度 由表13—4 、 式13—8 得 [σF1]=372MPa [σF2]=330.8 MPa ⑥ 當(dāng)量齒數(shù) zv1===30.20 （按30查表） zv2===96.02 （按100查表） ⑦ 齒形系數(shù)YFa和修正系數(shù)YSa 由表13—3 ，YFa1=2.53 YSa1=1.636 YFa2=2.18 YSa2=1.79 ⑧ 重合度系數(shù)Yε 由式13—19，Yε=0.607 =1.686 ⑨ 螺旋角系數(shù) 查圖13—17 ， 取Yβ= 0.89 ⑩ 校核彎曲強度 σF1 = = =62.999MPa < [σF1] 同理計算得：σF2 < [σF2] 兩齒輪彎曲強度足夠 以上計算結(jié)果匯總?cè)缦拢? 高速級 低速級 小齒輪 大齒輪 小齒輪 大齒輪 傳動比 4.136 3.178 模 2mm 2.5mm 螺旋角 13.059 12.838 中心距 118mm 150mm 齒數(shù) 22 91 28 89 齒寬 45 50 65 70 分度圓 45.95mm 190.052mm 71.794mm 228.205mm 精度 8級 七、減速器軸及軸承裝置的設(shè)計 1、軸的設(shè)計 考慮相鄰齒輪沿軸向方向不發(fā)生干涉，計入兩小齒輪軸向之間的距離S=10；考慮齒輪與箱體內(nèi)壁沿軸向方向不發(fā)生干涉，計入尺寸k，取k=10；為保證滾動軸承完全放入箱體軸承座孔內(nèi)，計入尺寸c，當(dāng)軸承采用油潤滑時取c=5；處取軸承寬度在n=15~30mm 三根軸的支撐跨距分別為： L1=2（c+k）+bh1+s+bl1+n1 =2（5+10）+50+10+65+20=175 L2=2（c+k）+bh1+s+bl1+n2 =2（5+10）+50+10+65+22=177 L3=2（c+k）+bh1+s+bl1+n3 =2（5+10）+50+10+65+22=177 （1）高速軸（1軸）的設(shè)計 高速軸的功率、轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速(r/min) 功率(kw) 轉(zhuǎn)矩T Nm) 720 3.7253 49.4119 ①選擇軸的材料及熱處理 軸上小齒輪直徑不大，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，軸的材料及熱處理和齒輪的材料及熱處理一致，選用45號鋼調(diào)質(zhì) ②軸的強度要求 lAB=l1=180mm lAC=+c+k+=50mm lBC= lAB- lAC=130Nmm Ft1= ==2150.7N Fr1= Ft1=2127.69=803.6N Fa1= Ft1tanβ=2127.69tan13.059=498.86N 求水平面內(nèi)的支撐反力，求水平面內(nèi)的彎矩如下: =803.650+498.8645.952＋FBH180=0 MCH右=FAH50+Fad2= 37296.3 Nmm 求垂直面內(nèi)的支撐反力，求垂直面內(nèi)的彎矩如下： 0=2150.750＋FBV180 解得： MCV=1553.350=77665 Nmm 計算合成彎矩： 轉(zhuǎn)矩：T=49411.9Nmm 合成彎矩和轉(zhuǎn)矩求MCeq: MCeq= 各方向的力 彎矩 轉(zhuǎn)矩 合成彎矩圖如下： 以上計算結(jié)果匯總?cè)缦拢? 載 荷 水平面H 垂直面V 支反力 FAH=516.7N FBH=286.9N FAV=1553.3N FBV=597.4N 彎 矩 MC右=37296.3Nmm MCV=77665Nmm 總彎矩 MC右=86156Nmm 轉(zhuǎn) 矩 T=49411.9Nmm 總彎矩 MCeq=91114.3Nmm ③軸的初步計算 計算危險截面直徑，因為此軸是轉(zhuǎn)軸，故[σ]=[σ1] 查表[σ1]=60MPa， d≥=24.8mm ④軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 根據(jù)軸上零件的布置、安裝和定位的需要，初定各軸段的直徑及長度，其中軸徑、軸頭結(jié)構(gòu)尺寸應(yīng)與軸上相關(guān)零件的結(jié)構(gòu)尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌考慮，聯(lián)軸器選用TL6，各軸短直徑長度如下圖： （2）中間軸（2軸）的設(shè)計 選擇軸的材料及熱處理： 選用45鋼，調(diào)質(zhì) 軸的受力分析如下圖所示: 具體計算結(jié)果如下表： 載 荷 水平面H 垂直面V 支反力 FAH=399.6N FBH=1639.6N FAV=3382.4N FBV=4241.3N 彎 矩 MC右=27019.3Nmm MD右=100079Nmm MCv=172502.4Nmm MDV=258721.4Nmm 總支反力 RA=3405.922N RB=4547.19N 總彎矩 MCMAX=174605.6Nmm MDMAX=277403.3Nmm 轉(zhuǎn) 矩 T=196468Nmm MCeq MCceq=210672.7 MDceq=301410.8 ③軸的初步計算 d≥=36.9mm 考慮到危險截面上有鍵槽所以軸徑增大4%，d≥38.4mm 所以在安裝大齒輪的軸段處軸的最小直徑為38.4mm ④軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 根據(jù)軸上零件的布置、安裝和定位的需要，初定各軸段的直徑及長度，其中軸徑、軸頭結(jié)構(gòu)尺寸應(yīng)與軸上相關(guān)零件的結(jié)構(gòu)尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌考慮，各軸短直徑長度如下圖所示 （3）低速軸（3）軸的設(shè)計 ①選擇軸的材料及熱處理： 選用45號鋼 調(diào)質(zhì)處理 ②軸的受力分析： 求水平方向的力 : 0=2043121－1247.3228.2052－FBH182 解得： MC左=FAH121=177470.7 Nmm MC右=FAH121-Fad/2=35150.6 求豎直方向的力和轉(zhuǎn)矩： 解得： MCV=FAV121=221962.4 求組合彎矩： 求轉(zhuǎn)矩： T=600927.1 Nmm 求MCeq : Nmm 具體彎矩 力矩圖如下： ③具體計算結(jié)果如下表： 載 荷 水平面H 垂直面V 支反力 FAH=1466.7N FBH=576.3N FAV=1834.4N FBV=3638.6N 彎 矩 MC左=284188.6 Nmm 總支反力 RA=2348.66N RB=3683.956N 轉(zhuǎn) 矩 T=600927.1Nmm 總彎矩 MCeq=459090.38Nmm ③軸的初步計算 d≥=43.7mm 考慮到此段軸上有鍵槽，所以直徑增大4%，截面直徑dC≥42.4mm 即：在安裝此齒輪的軸段處軸的最小直徑不小于42.4mm ④軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 根據(jù)軸上零件的布置、安裝和定位的需要，初定各軸段的直徑及長度，其中軸徑、軸頭結(jié)構(gòu)尺寸應(yīng)與軸上相關(guān)零件的結(jié)構(gòu)尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌考 慮，聯(lián)結(jié)此軸的聯(lián)軸器選用的型號為TL7。各軸短直徑長度如下圖所示: 八、滾動軸承的選擇 低速軸（3軸）上滾動軸承的選擇: 按承載較大的滾動軸承選擇其型號。因支撐跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為角接觸球軸承，軸承預(yù)期壽命取為Lh=30000h 由前面計算結(jié)果知：軸承所收徑向力Fr=2043N，軸承工作轉(zhuǎn)速n=54.5955r/min。 初選角接觸球軸承；7310c手冊，基本額定動載荷B=27 基本額定動載荷：Cr=53500N，基本額定靜載荷：C0r=47200N,由工作條件有輕微震動所以fp=1.2 溫度系數(shù)為ft=1,根據(jù)上面計算所得結(jié)果有RA=2348.66N RB=3683.956N Fa=1247.3N 滾動軸承的選擇及其校核計算： 有工作條件知：載荷平穩(wěn)，選取fP=1.2,常溫工作，選取ft=1，ε=3 1、 計算出的作用在蝸輪軸上的外力及支反力。 由低速軸的校核中可得出 蝸輪軸承 Fa = 1247.3N n=54.5955r/min 2、 計算軸承的當(dāng)量動載荷 a 正確標(biāo)出內(nèi)部S1、S2的方向 b 計算兩軸承的軸向載荷A1、A2 R、A分別為軸承的徑向載荷及軸向載荷，所選軸承為角接觸球軸承7310C，軸向外載荷為Fa=Fx=1247.3N，X、Y分別為徑向動載荷系數(shù)及軸向動載荷系數(shù)。對于向心軸承，當(dāng)時，可由由表查出X和Y數(shù)值；當(dāng)時，軸向動載荷的影響可以忽略不記，根據(jù)所選的軸承代號查得為47.2kN 和Cr為53.5kN。 初選e=0.43 ，對應(yīng) S1=eR1=0.432348.66=1009.9N S2=eR2=0.433683.96=1584.1N c 因Fx+S2>S1 則： A2=S2=1584.1N A1=Fx+S2=2831.4N 與拭去的誤差較小 與拭去的誤差較大 反取e1、e2 由表可知：利用線性插值法，可利用（0.058,0.087），（0.43,0.46）算出e1，即,得：e1=0.43 S1=e1R1=1009.9N 利用線性插值法，可利用（0.029，0.058），（0.40,0.43）算出e2，即，得：e2=0.41 S2=e2R2=1510.4N 得：Fx+S2>S1 則： A2=S2=1510.4N A1=Fx+S2=2757.7N 再驗證 這與假定e1、e2時對應(yīng)的， 已經(jīng)很接近，既可作為試算的結(jié)果。 c 計算軸承的當(dāng)量動載荷 1)軸承1 =0.43，,則可知X1=,0.44，Y1=1.30。 即：P1= fP(X1R1+Y1A1)=1.2（0.442348.66+1.302757.7）=5542.1N 2）軸承2 ，可知X2=1，Y2=0， 即：P2=fPR2=1.23683.96=4420.8N 可得：P1>P2 即可按P=P1=5542.1N計算 d 計算軸承壽命 應(yīng)用公式 =45.77年>5/年 即可安全使用。 7310c軸承：D=110mm，d=50mm，B=27mm 根據(jù)相同的方法選定高速軸和中間軸上的軸承型號分別為： 7307c軸承：D=80mm，d=35mm， B=21mm 7306c軸承：D=72mm，d=30mm， B=19mm 九、鍵連接和聯(lián)軸器的選擇 （1）高速軸（1軸）上鍵連接和聯(lián)軸器的選擇 由前面計算結(jié)果知：高速軸的工作轉(zhuǎn)矩T=49.4119Nm，工作轉(zhuǎn)速n=720r/min。 查表18—1，工作情況系數(shù)，取K=1.4。 計算轉(zhuǎn)矩Tc=KT=1.449.4119=69.177Nm 查表附表F-2查得： 高速輸入軸（與電動機(jī)相連的一邊）選用TL型彈性套柱銷聯(lián)軸器TL5聯(lián)軸器GB 4323—84，d=32mm，l=82mm 許用轉(zhuǎn)矩[T]=250Nm，許用轉(zhuǎn)速[n]=3800r/min。 因Tc<[T]，n<[n]，故該聯(lián)軸器滿足要求。 低速軸聯(lián)軸器選用TL7GB 4323—84 許用轉(zhuǎn)矩[T]=500Nm，許用轉(zhuǎn)速[n]=3600r/min 因Tc<[T]，n<[n]，故該聯(lián)軸器滿足要求。 選A型普通平鍵，d=32mm 查表15—16，初選 108GB1096—79：b=10mm，h=8mm，L=70mm σp===12.868Mpa< [σp] 強度足夠。 （2）中間軸（2軸）上的鍵連接選擇 小齒輪選A型普通平鍵，d=42mm 查表15—16，初選128 GB1096—79：b=12mm，h=8mm，L=33mm σp===70.875Mpa< [σp] 強度足夠。 大齒輪選A型普通平鍵，d=42mm 查表15—16，初選128GB1096—79：b=12mm，h=8mm，L=60mm σp===49.117< [σp] 強度足夠。 （3）低速軸（3軸）上鍵連接和聯(lián)軸器的選擇 由前面計算結(jié)果知：低速軸的工作轉(zhuǎn)矩T=600.9271Nm，工作轉(zhuǎn)n=54.5955r/min。 查表18—1，工作情況系數(shù)，取K=1.4。 計算轉(zhuǎn)矩Tc=KT=1.4*600.927=841.298Nm 查表，選用HL彈性柱銷聯(lián)軸器HL4聯(lián)軸器GB 5843—86，d=40mm，l=84mm。 許用轉(zhuǎn)矩[T]=1250Nm，許用轉(zhuǎn)速[n]=4000r/min。 因Tc<[T]，n<[n]，故該聯(lián)軸器滿足要求。 選A型普通平鍵，d=40mm 查表15—16，初選108 GB1096—79：b=10mm，h=8mm，L=84mm σp===0.1Mpa< [σp] 強度足夠。 Pw=4.2 kw η總=0.8504 Pr=4.939 kw Pm=5.5 kw ns=750r/min Y160M2—8 i=13.19 i12=4.14 i23=3.19 n0=750r/min p0=3.76kw T0=49.91NM n1=750r/min p1=3.73kw T1=49.41Nm n2=173.89r/min P2=3.58kw T2=196.47Nm n3=54.60r/min p3=3.44kw T3=600.93Nm n4=54.60r/min p4=3.27kw T4=571.12Nm HBS=230~250 HBS=190~210 NF1= 8.64108 NF2= 2.09108 YN1=0.9 YN2=0.93 Yst=2 SFlim=1.25 [σF1] =360MPa [σF2] =327.36MPa NH1 =8108 NH2 =2.09108 ZN1=0.92 ZN2=0.96 SHmin=1 [σH1] =533.6MPa [σH2] = 528MPa [σH] =528MPa K=1.2 φd=0.9 φa= 0.35 ZE=189.8 ZH=2.46 Z1=22 Z2=91 Zε=0.776 Zβ=0.989 mn=2mm a =118mm β=16.738 d1=45.950mm d2=190.052mm b=45mm b1=50mm [σF1] =360 MPa [σF2] =327.36 MPa YFa1=2.62 YSa1=1.59 YFa2=2.14 YSa2=1.83 Yε=0.713 Yβ= 0.88 σF1= 59.88MPa < [σF1] HBS=230~250 HBS=190~210 NF1= 2.08108 NF2= 0.65108 YN1=0.93 YN2=0.94 Yst=2 SFlim=1.25 [σF1] =372MPa [σF2] =330.8MPa σHlim1 =580MPa σHlim2 =550MPa NH1=2.08108 NH2=0.65108 ZN1=0.94 ZN2=0.96 SHmin=1 [σH1] =535.2MPa [σH2] = 528 MPa [σH] =528 MPa K=1.2 φd=0.9 φa= 0.43 ZE=189.8 ZH=2.46 Z1=28 Z2=89 εα =1.69 εβ=1.49 Zε=0.769 Zβ=0.989 a =150mm β=12.838 mn=2.5mm u=3.178 d1=72.794mm d2=228.205mm b=b2=65mm b1=70mm YFa1=2.52 YSa1=1.625 YFa2=2.18 YSa2=1.79 Yε=0.695 σF1 =62.999MPa < [σF1] σF2 < [σF2] Mceq= 91114.3Nmm d≥24.8mm 45鋼調(diào)質(zhì) d≥38.4mm MCe= 459090.38Nmm d≥43.7mm Lh=30000h Fr=2043N n=54.595r/min B=27 Cr=53500N C0r=47200N。 fp=1.2 ft=1 RA=2348.66N RB=3683.956N Fa=1247.3N 初選e=0.43 S1=1009.9N S2=1584.1N A2=1584.1N A1=2831.4N e1=0.43 S1=1009.9N e2=0.41 S2=1510.4N 高速軸選用TL5型聯(lián)軸器 低速軸選用TL7型聯(lián)軸器 十、減速器箱體的設(shè)計 名 稱 符號 計算公式 結(jié) 果 機(jī)座壁厚 δ δ=0.025a+1≥8 8mm 機(jī)蓋壁厚 δ1 δ1=0.02a+1≥8 8mm 機(jī)座凸緣壁厚 b b=1.5δ 12 mm 機(jī)蓋凸緣壁厚 b1 b1=1.5δ1 12 mm 機(jī)座底凸緣壁厚 p p=2.5δ 20mm 箱座上的肋厚 m m≥0.85δ 8mm 地腳螺釘直徑 dφ dφ =0.036a+10=11.472 12mm 地腳螺釘數(shù)目 n 雙級6 6 地 角 螺 栓 螺栓直徑 dφ M12 M12 螺栓通孔直徑 dφ’ 15 15 螺栓沉頭座直徑 d0 40 40 地角凸緣尺寸 L1 24 24 L2 22 22 軸承旁連接螺栓直徑 d1 0.75 dφ 10 軸 承 旁 螺 栓 螺栓直徑 d1 M10 M10 螺栓通孔直徑 d1’ 11 11 沉頭座直徑 D0 24 24 部分面凸緣尺寸 c1 18 18 c2 14 14 上下箱連接螺栓直徑 d2 （0.5~0.6）dφ 10 上 下 箱 螺 栓 螺栓直徑 d2 M10 M10 螺栓通孔直徑 d2’ 11 11 沉頭座直徑 D0 24 24 部分面凸緣尺寸 c1 18 18 c2 14 14 定位銷孔直徑 d3’ d3’=(0.6~0.8) d2 6 軸承旁連接螺栓距離 S S≈D2 160mm 軸承旁凸臺半徑 Rδ Rδ≈c2 14 軸承旁凸臺高度 h 由低速軸軸承外徑D2和 Md1 螺栓扳手空間的要求確定 47.5mm 大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁距離 △1 △1>δ 10mm 箱體外壁至軸承座端面距離 K K=c1+c2+(5~8) 40 剖分面至底面高度 H H≈(1~1.2)a 156mm 十一、減速器附件的設(shè)計 1、 窺視孔及窺視孔蓋 由于減速器屬于中小型，查表確定尺寸如下 A 100mm A1 130mm A2 115mm B 96mm B1 136mm B2 1160mm d4 M6 R 5mm h 3mm 2、通氣器 選用簡單式通氣器參照《機(jī)械設(shè)計 課程設(shè)計》表6-4，選用M271.5型通氣器 設(shè)在觀察孔蓋上以使空氣自由溢出，查表確定尺寸如下： D1 15 b 8 B 30 h1 22 h 12 b1 6 H 45 D3 32 H1 32 D4 18 a 6 L 32 δ 4 孔數(shù) 6 K 10 D2 36 3、凸緣式軸承端蓋 用來封閉軸承座孔，固定軸系部件的軸向位置，現(xiàn)確定尺寸如下： 以下依次為低速軸，中間軸，高速軸的軸承端蓋 d0=d3+1mm =10mm 軸承外徑（D） 螺栓直徑（d3） 螺栓數(shù)目（n） D0=D+2.5d3=135mm D2=D0+2.5d3=160mm e=1.2d3=13.31 14=e1>e m由結(jié)構(gòu)確定 D4=D-(10~15)mm=100mm b1 ，d1由密封尺寸確定 110mm M10 6 d0=d3+1mm =9mm 72mm M8 4 D0=D+2.5d3=92mm D2=D0+2.5d3=112mm e=1.2d3=9.6 10=e1>e m由結(jié)構(gòu)確定 D4=D-(10~15)mm=62mm b1 ，d1由密封尺寸確定 d0=d3+1mm =9mm 80mm M8 4 D0=D+2.5d3=100mm D2=D0+2.5d3=120mm e=1.2d3=9.6 10=e1>e m由結(jié)構(gòu)確定 D4=D-(10~15)mm=70mm b1 ，d1由密封尺寸確定 4、定位銷 為保證箱體軸承座的鏜制和裝配精度，需在箱體分箱面凸緣長度方向兩側(cè)各安裝一個圓錐定位銷。定位銷直徑d=6mm。 5、起箱螺釘 為便于開啟箱蓋，在箱蓋側(cè)邊凸緣上安裝一個起蓋螺釘，螺釘螺紋段要高出凸緣厚度，螺釘端部做成圓柱形。 6、油標(biāo) 指示減速箱內(nèi)油面的高度，本處選用桿式油標(biāo)，尺寸如下： d d1 d2 d3 h a b c D D1 M12 4 12 6 28 10 6 4 20 16 7、放油孔及放油螺塞 排放減速箱體內(nèi)污油和便于清洗箱體內(nèi)部，尺寸如下： d D0 L l a D S D1 d1 H M161.5 26 23 12 3 19.6 17 16.15 17 2 8、起吊裝置 便于減速器的搬運，選用吊環(huán)，尺寸如下 R H d 7.5 20 20 十二、潤滑與密封 由于該減速器是一般齒輪減速器，故采用油潤滑。 輸入軸和輸出軸的外伸處，為防止?jié)櫥饴┘巴饨绲幕覊m等造成軸承的磨損或腐蝕，要求設(shè)置密封裝置，所以采用毛氈圈油封，即在軸承蓋上開出梯形槽，將毛氈按標(biāo)準(zhǔn)制成環(huán)形，放置在梯形槽中以與軸密合接觸；或在軸承蓋上開缺口放置氈圈油封，然后用另一個零件壓在氈圈油封上，以調(diào)整毛氈密封效果，它的結(jié)構(gòu)簡單，所以用氈圈密封。 十三、設(shè)計小結(jié) 過三周的實踐設(shè)計，讓我受益良多。親身體會了設(shè)計的每一個過程從從參數(shù)的計算零件型號材料的選擇零件的強度的校核等各個方面。通過此次課程設(shè)計讓我深切的體會到設(shè)計了樂趣和困難。通過此次設(shè)計也暴露出我自身許多問題。首先，知識還沒有學(xué)扎實比如在選擇一些零件和設(shè)計軸的時候有些問題沒有考慮進(jìn)去導(dǎo)致設(shè)計的不合理，類似此類的問題還很多。其次，設(shè)計粗心大意有些小細(xì)節(jié)沒有充分考慮到，最明顯的是畫圖的時候沒把有些小細(xì)節(jié)考慮進(jìn)來導(dǎo)致不停地改圖。 設(shè)計的這三周我過的很充實，也就是因為這份充實讓我深深愛上機(jī)械設(shè)計這個行業(yè)。 自己也立志要學(xué)好這門課。設(shè)計必須抱有嚴(yán)謹(jǐn)?shù)膽B(tài)度，這種態(tài)度必須從每一個小的細(xì)節(jié)做起，細(xì)節(jié)決定成敗。我們在學(xué)校的知識還不足，應(yīng)該努力從各個方面拓寬知識面。我相信通過自己的努力一定會有所成。在次感謝各位老師對我耐心的指導(dǎo)。 十四、參考資料 《機(jī)械原理及機(jī)械設(shè)計》主編：諸文俊 鐘發(fā)祥西北大學(xué)出版社 《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》主編：任金泉 西安交通大學(xué)出版社