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目 錄 一 前言 1 二 電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 2 三 傳動零件的 設計計算 5 四 軸的設計計算及校核 11 五 箱體的設計及說明 10 六 鍵連接的選擇與計算 22 七 滾動軸承的選擇及計算 24 八 聯(lián)軸器的選擇 25 九 潤滑與密封的 26 十 減速器附件設計 27 十一 設計小結(jié) 29 參考資料 31 一 前言 傳動方案 帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器 原始數(shù)據(jù) 1 運輸帶工作拉力 F 1900 N 2 運輸帶工作速度 v 1 3 m s 3 卷筒直徑 D 250 mm 工作條件 連續(xù)單向運轉(zhuǎn) 工作時有輕微振動 空載啟動 使用期限為 8 年 小批量生產(chǎn) 單班制工作 運輸帶速度允許誤差為 5 減速器部分為兩級展開式圓柱齒輪減速 這是兩級減速器中應用最廣泛的一種 齒輪相對于軸承不對稱 要求軸具有較大的剛度 高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸 入端的一邊 以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象 原動機部分為 Y 系列三相交流 異步電動機 總體來講 該傳動方案滿足工作機的性能要求 適應工作條件 工作可靠 此 外還結(jié)構(gòu)簡單 尺寸緊湊 成本低傳動效率高 二 電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 電動機的選擇 1 選擇電動機類型 按工作要求選用 Y 系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機 電壓 380V 2 選擇電動機功率 1 傳動裝置的總效率 確定各部分效率 滾動軸承的效率 五對 球軸承 0 99 閉式齒輪傳動效率 齒輪 0 97 聯(lián)軸器效率 聯(lián)軸器 0 99 傳動卷筒效率 卷筒 0 96 滾子鏈 0 96 總 5 球軸承 2 齒輪 2 聯(lián)軸器 卷筒 滾子鏈 0 995 0 972 0 992 0 96 0 96 0 808 2 所需電動機功率 kwFvd 06 38 109P 3 確定電動機轉(zhuǎn)速 計算卷筒的工作轉(zhuǎn)速 min 31 9 50 2 6 rDvnw 通常 取二級圓柱齒輪減速器傳動比范圍 套筒滾子鏈的傳動比為 8 40減 速 器 1 5 則總傳動比的范圍為 8 200 故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 滾 子 鏈i ai 8 5200 99 31 795 19862r min dnaiw 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 1000 1500 3000r min 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速 由有關(guān) 手冊查出有三種適用的電動機型號 因此有三種傳動比方案 綜合考慮電動機和傳 動裝置尺寸 重量 價格和鏈傳動 減速器的傳動比 可見第 3 方案比較適合 則 選 140 minnr 4 確定電動機型號 根據(jù)以上選用的電動機類型 所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速 選定電動機型號為 Y112M 4 4 級 其主要性能 額定功率 4KW 滿載轉(zhuǎn)速 1440r min 額定轉(zhuǎn)矩 2 2N m 三 計算總傳動比及分配各級的傳動比 1 總傳動比 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)數(shù) nm工作機主動軸轉(zhuǎn)速 可得傳動裝置總傳動比為 wn4 501 3 9 wmani 2 分配傳動裝置各級傳動比 1 取套筒滾子鏈傳動的傳動比 為 2 則減速器的傳動比 為鏈i 總i25 70 14 鏈總 ia 2 兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比 3 186總ii 1 3 則低速級齒輪傳動比 276 18 352 i總 四 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1 0 軸 電機軸 mNnPTrkwmd 3 20146 950i 3 2 1 軸 高速軸 kw94 63 100 in4in01r mNPT 0 21 95 3 2 軸 中間軸 kwP91 27 00294 3 211 min856 4in12rNT 619 90 4 3 軸 低速軸 kwP7 2 01 2 3 mNTr 7 4in5986n3 5 4 軸 小滾輪軸 TrnkwP 28 13in9 4 5 5 軸 滾筒軸 mNTrnkwP 10 249in5 1 至 4 軸的輸入功率或輸出轉(zhuǎn)矩分別為各軸的輸入功率或輸出轉(zhuǎn)矩乘軸承效率 0 99 1 軸的輸出功率 kwP0 3 9024 3 9 1 1 軸的輸出轉(zhuǎn)矩 mNT 81 2 軸的輸出功率 k 2 2 軸的輸出轉(zhuǎn)矩 609461 3 軸的輸出功率 wP7 3 3 軸的輸出轉(zhuǎn)矩 mNT 8132 4 軸的輸出功率 k0 92 4 4 軸的輸出轉(zhuǎn)矩 7813 5 軸的輸出功率 wP56 5 5 軸的輸出轉(zhuǎn)矩 mNT 1249024 運動和動力參數(shù)如下表 功率 P kW 轉(zhuǎn)矩 T 軸名 輸入 輸出 輸入 輸出 轉(zhuǎn)速 n r min 傳動比 i 效率 電動機軸 3 06 20 3 1440 1 軸 3 03 3 00 20 09 19 89 1440 2 軸 2 91 2 88 61 49 60 88 451 98 3 軸 2 79 2 76 134 17 132 8 198 59 4 軸 2 73 2 70 139 28 129 97 198 59 滾筒軸 2 59 2 56 249 10 246 61 99 295 1 0 99 3 186 0 96 2 276 0 96 1 0 99 2 0 96 0 96 三 傳動零件的設計計算 3 1 鏈傳動設計 1 選擇鏈輪齒數(shù) 取小鏈輪齒數(shù) 大鏈輪齒數(shù)19Z 21 62931Zi 2 確定計算功率 查得 單排鏈 1 0AK 28Z 當量動載荷 1 03 74caAPKW 3 選擇鏈條型號和節(jié)距 由 可選 16A 型號的鏈 節(jié)距 P 25 4mm14 7n29 mincaPkwr 及 4 計算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初選中心距 0 3 5 30 25 476 120pm 取 則 01a 0 2210 19395 42 3 85 4PZZPLa 取鏈節(jié)數(shù) 0PL 節(jié) 由 所以12 97 83PZ10 2497f 則鏈傳動的最大中心距為 112 0 495 5 102 PafpLz m 5 確定鏈的速度 V 以及潤滑方式 查表得 采用滴油潤滑 12915 40 6060pnzv ms 6 計算壓軸力 有效圓周力 3 71005 14PFNr 鏈輪水平布置 則壓軸力1 5FPK 1 5384092PFeKN 3 2 齒輪的結(jié)構(gòu)設計及計算 高速級齒輪傳動的設計計算 選定齒輪類型 精度等級 材料及齒數(shù) 根據(jù)傳動方案 選用直齒圓柱齒輪軸傳動 運輸機為一般工作機器 速度不高 故選用 7 級精度 GB10095 88 材料選擇 由 機械設計 表 10 1 選擇小齒輪材料為 40Cr 調(diào)質(zhì) 硬度為 280HBS 大齒輪材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì) 硬度為 240HBS 二者材料硬度差為 40HBS 選小齒輪齒數(shù) 28 大齒輪齒數(shù) 32 8916 312 iz 圓整后齒數(shù)取 902 z 2 按齒面接觸疲勞強度設計 1 按照下式試算 32 21 1 HEdtt ZiTK 確定有關(guān)參數(shù)如下 1 傳動比 實際傳動比 214 389012 i 齒數(shù)比 u 2 轉(zhuǎn)矩 mNT 41 3 試選載荷系數(shù) tK 3 4 由 機械設計 表 10 7 選取齒寬系數(shù) 1 d 5 由 機械設計 表 10 6 查得材料的彈性影響系數(shù) 218 9aEMPZ 6 由 機械設計 圖 10 30 選取區(qū)域系數(shù) 425 H 7 由 機械設計 圖 10 21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限aHMP0 1lim aP0 2lim 8 由 機械設計 圖 10 19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) 93 01 HNK8 02HN 9 計算接觸疲勞應力 取失效概率為 1 安全系數(shù) S 1 由式 10 12 得 aHNHMPSK48 52lim2li1 因此 許用接觸應力 aHMP521 1 10 由 機械設計 式 10 13 計算應力循環(huán)次數(shù) 8912 9103 624 0 0 60 iNjLnh 2 設計計算 1 試算小齒輪分度圓直徑 1tdmdt31 8 2 計算圓周速度 snvt9 2106 3 計算齒寬 b 及模數(shù) nt6 1085 327 1 hbmzdnttnt 4 計算載荷系數(shù) 根據(jù) 7 級精度 由 機械設計 圖 10 8 查得動載荷系數(shù) 1 12 sv 89 2 VK 直齒輪 查表 10 3 得 HFK 1 2 查 機械設計 表 10 2 得使用系數(shù) 1 A 由 機械設計 表 10 4 用插值法查得 7 級精度 小齒輪相對支承非對稱布置時 35 1 HK 由 機械設計 圖 10 13 以及 查得 1 375 故載荷系數(shù)b 10 6h35 1 HK F8 HVAK 5 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 由式 10 10a 得 mdtt531 6 計算模數(shù) 21 zmn 3 按齒根彎曲強度設計 按式 10 5 得彎曲強度的設計公式為 3 23 cos FSadn YzKTm 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1 由 機械設計 圖 10 20C 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒aFEMP50 1 輪的彎曲疲勞強度極限 aFEMP380 2 2 由 機械設計 圖 10 18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 8 1FNK8 2FN 3 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 12 得 aFEKNFMPS86 23 57 0211 4 計算載荷系數(shù) 5 1 FVA 5 查取齒形系數(shù) 由 機械設計 表 10 5 查得 65 21 FaY17 2Fa 6 查取應力校正系數(shù) 由 機械設計 表 10 5 查得 58 1 SaY0 12Sa 7 計算小 大齒輪的 并加以比較 FSa 01635 79 21 FSaFY 大齒輪的數(shù)值較大 設計計算 3n2 1 85790 1635m 984 對比計算結(jié)果 由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) mn大于由齒根彎曲疲勞 強度計算的法面模數(shù) 取 m 2 0mm 已可滿足彎曲強度 4 計算幾何尺寸 1 小 大齒輪的分度圓直徑 mzdn180562 2 計算中心距 an21 3 計算齒寬 mdb5 1 圓整后 小齒輪齒寬 大齒輪齒寬 B51 mB502 低速級齒輪傳動的設計計算 選定齒輪類型 精度等級 材料及齒數(shù) 根據(jù)傳動方案 選用直齒圓柱齒輪傳動 精度等級仍選用 7 級精度 GB10095 88 材料選擇 由 機械設計 表 10 1 選擇小齒輪材料為 40Cr 調(diào)質(zhì) 硬度為 280HBS 大齒輪材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì) 硬度為 240HBS 二者材料硬度差為 40HBS 選小齒輪齒數(shù) 30 大齒輪齒數(shù) 圓整齒數(shù)取 69 28 67 3024 iz 2 按齒面接觸疲勞強度設計 1 按照下式試算 32 21 1 HEdtt ZiTK 確定有關(guān)參數(shù)如下 1 實際傳動比 69 30 2 334i 齒數(shù)比 2 3u 2 轉(zhuǎn)矩 mNT 105 643 3 試選載荷系數(shù) 3tK 4 由 機械設計 P201 表 10 6 查得材料的彈性影響系數(shù) 218 9aEMPZ 5 由 機械設計 表 10 7 選取齒寬系數(shù) 1 d 6 由圖 機械設計 10 21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限aHMP0 3lim aHP50 4lim 7 由 機械設計 式 10 13 計算應力循環(huán)次數(shù) 88234 81079 26 104 6 13 65 iNjLnh 8 由 機械設計 圖 10 19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) 90 3HNK95 4 HN 9 計算接觸疲勞應力 取失效概率為 1 安全系數(shù) S 1 由式 10 12 得 aHNHMPSK48 52lim2li1 因此 許用接觸應力 aHMP521 1 2 設計計算 1 試算小齒輪分度圓直徑 d3t mdt45 7 3 2 計算圓周速度 vsnvt 361 06 23 3 計算齒寬 b 及模數(shù) ntm6 1039 5 4782 457 3 hbzdnttnt 5 計算載荷系數(shù) 查 機械設計 表 10 2 得載荷系數(shù) 1AK 根據(jù) v 1 36m s 7 級精度 由圖 10 8 查得動載荷數(shù) 1 10VK 由 機械設計 表 10 4 查得的值與直齒輪的相同 故 42 1 HB 由 機械設計 表 10 13 查得 1 35 FK 因此 載荷系數(shù) 56 1 HVA 6 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 mKdtt 13 63 7 計算模數(shù) 5 23zmn 3 按齒根彎曲強度設計 根據(jù)教材 P201 公式 10 5 得彎曲強度的設計公式為 21 323 FaSdFmKTYZ 確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù) 根據(jù)教材 P208 圖 10 20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪350FEMPa 的彎曲疲勞強度極限 4380FEMPa 根據(jù)教材 P206 圖 10 18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) 30 8FNK 40 86FN 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S 1 4 根據(jù)教材 P205 公式 10 12 得340 85 296 431 63 4FNEMPaaS 計算載荷系數(shù) K 1 2501 3572AVHK 查取齒形系數(shù) 根據(jù)教材 P200 表 10 5 查得 3 6FaY4 Fa 查取應力校正系數(shù) 根據(jù)教材 P200 表 10 5 查得 31 58Sa 41 765Sa 計算大 小齒輪的 并加以比較 FaSY 342 65180 42 93 7 6aSFY 大齒輪的數(shù)值大 設計計算 21 3 21 750 168 4 48mm 對比計算結(jié)果 由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計 算的模數(shù) 由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力 而齒面 接觸疲勞強度所決定的承載能力 僅與齒輪直徑 即模數(shù)與齒數(shù)的乘積 有關(guān) 可 取 m 3mm 4 計算幾何尺寸 1 小 大齒輪的分度圓直徑 mzdn207943 2 計算中心距 an5 1821 3 計算齒寬 mdb65 1 圓整后 小齒輪齒寬 大齒輪齒寬 B703 mB654 四 軸的設計計算 高速軸的設計計算 1 按扭矩初算軸徑 圖 7 1 I 軸示意圖 選用 45 鋼調(diào)質(zhì) 硬度 217 255HBS 根據(jù)教材 P370 15 2 式 并查表 15 3 取 015A d 115 3 0294 1440 1 3mm 14 7mm 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸 器的孔徑相適應 故需同時選取聯(lián)軸器型號 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 根據(jù)教材 P351 表 14 1 考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小 1caATK 故取 則1 3AK 3485 29caNm 按照計算轉(zhuǎn)矩 應小于連軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件 根據(jù) 機械設計綜合課程設計 caT P146 表 6 100 選用 LX3 型彈性柱銷聯(lián)軸器 公稱轉(zhuǎn)矩為 半聯(lián)軸器的軸10Nm 孔直徑為 30mm 故取輸入軸最小直徑為 30mm 2 軸的結(jié)構(gòu)設計 1 軸上零件的定位 固定和裝配 考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不太大 選用齒輪軸 半聯(lián)軸器與軸2ad 的周向定位采用平鍵連接 選用圓頭 A 型 普通平鍵 鍵的尺寸為 半聯(lián)軸器與軸的配合為 滾動軸承與軸的周向定8756bhlm 76HK 位是由過渡配合來保證的 此時選軸的直徑尺寸公差為 m6 2 確定軸各段直徑和長度 表 7 1 I 各軸段直徑 名稱 依據(jù) 確定結(jié)果 mm 1d 大于軸最小徑 17 7mm 電機軸徑 38mm 且考慮與聯(lián)軸器內(nèi)孔標準直1 0 8 2 D 徑配合 聯(lián)軸器選擇 LX3 型 302 聯(lián)軸器定位 211 0 7 34632dd 353d 考慮軸承 選用代號為 6008 軸承軸承2 內(nèi)經(jīng) 外徑 寬度0dm 8Dm 15B404 考慮軸承定位 465d 考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不太大 60 選用齒輪軸 此時2ad 5160am6d4d 467 同一軸承 73 40 3 確定軸各段直徑和長度 1 軸段安裝聯(lián)軸器 半聯(lián)軸器寬度 取 82Lm180L 2 軸段的長度 其中 為聯(lián)軸器的內(nèi)端面至軸承端蓋凸緣厚度 21sLta 1s 取 為軸承端蓋凸緣厚度 為軸承蓋15 0sLm 0st tma 的上端面至軸承座孔邊緣的距離 取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離 考慮到16 箱體鑄造誤差 在確定軸承位置時 應距內(nèi)壁一段距離 s 取 已知軸承寬8 度 箱座厚度 則15B 8m 125alsB 206L 3 軸段的長度 應略小于或等于深溝球軸承寬度 3L 325Lm 4 軸段長度 取 軸上兩齒輪間的距離 4 2314 123268901Bs 5 軸段長度 其長度與齒寬相同 5L5Lm 6 軸段長度 614s 7 軸段長度 其長度為軸承寬度與擋油環(huán)寬度和 7 725Lm 3 按彎扭合成應力校核軸的強度 求軸上的載荷 1 求垂直面的支承反力 NllFrt 8 25332112 NFr2 51321 2 求水平面的支承反力 llFttH6 932113 NFtHt 5 4031 3 繪垂直面的彎矩圖 mllMrr 3 121312 4 繪水平面的彎矩圖 NlFltt 6 521312 5 合成彎矩圖 maHva 3 1 22 6 軸的轉(zhuǎn)矩 T 09 現(xiàn)將計算出的截面 C 處的 及 的值列于下表 HMV 載 荷 水平面 H 垂直面 V 支承反力 F NNH5 140 692 NFv2 51 83 彎矩 M mH 3 mMv 6 總彎矩 N 1 扭矩 T 09 2 圖 7 2 I 軸的載荷分析圖 根據(jù)教材 P373 公式 15 5 及上表中的數(shù)據(jù) 以及軸單向旋轉(zhuǎn) 扭轉(zhuǎn)切應力為 脈動循環(huán)變應力 取 0 6 抗彎截面系數(shù) 331 5126 Wd 軸的計算應力 前已選定軸的 2222 5873 0 64837 4 715ca aaMTMP 材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 查得 因此 故軸的強度符合要 a 1 c 求 中速軸的設計計算 1 按扭矩初算軸徑 圖 7 3 II 軸示意圖 選用 45 鋼調(diào)質(zhì) 硬度 217 255HBS 根據(jù)教材 P370 15 2 式 并查表 15 3 取 015Am d 115 2 49 156 39 1 3mm 28 93mm 2 軸的結(jié)構(gòu)設計 1 軸上零件的定位 固定和裝配 齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接 大小齒輪安裝軸段直徑相同 查得平鍵截 面 鍵槽用銑刀加工 長為 36mm 為了保證齒輪與軸配合有良28bhm 好的對中性 故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 滾動軸承與軸的周向定位是由過76Hn 渡配合來保證的 此時選軸的直徑尺寸公差為 m6 2 確定軸各段直徑和長度 表 7 2 II 各軸段直徑 名稱 依據(jù) 確定結(jié)果 mm 1d 大于軸最小徑 28 93mm 選擇軸承 6307 軸承 內(nèi)徑 d 35mm 外徑 D 80mm 寬度 B 21mm 352 安裝齒輪段 21d 21 0 7 354934d 413d 軸肩段 取 h 3 5mm hd484 42 415 同一對軸承 51d 35 3 確定軸各段直徑和長度 1 軸段的長度 1L34218249Bm 軸承型號為 6207 軸承寬度 B 17mm 為齒輪端面與箱體內(nèi)壁的距離 為3 4 軸承內(nèi)端面與箱體內(nèi)壁之間的距離 2 軸段的長度 齒寬 2L2564B 256B 3 軸段的長度 10mm 為兩齒輪間距 3 4 軸段長度 齒寬 90mm 43908m3 5 軸段長度 5L62347B 軸承寬度 B 21mm 為 I 軸軸段 4 的長度 122mm 為 II 軸上兩齒輪間的23 距離 1 求垂直面的支承反力 NllFrt 2 98321212 r4 021 2 求水平面的支承反力 NllFFttH97 123213 tHt 5031 3 繪垂直面的彎矩圖 mNlFlMcrr 9 621312 4 繪水平面的彎矩圖 lltt 3 521312 5 合成彎矩圖 mNaHva 4 16 90 6222 6 軸的轉(zhuǎn)矩 mNT 4 1 現(xiàn)將計算出的截面 C 處的 及 的值列于下表 HMV 載 荷 水平面 H 垂直面 V 支承反力 F NNH7 2501 9NF2 981 402 彎矩 M mH 3 6mMv 5 總彎矩 N 41 扭矩 T 9 根據(jù)教材 P373 公式 15 5 及上表中的數(shù)據(jù) 以及軸單向旋轉(zhuǎn) 扭轉(zhuǎn)切應力為 脈動循環(huán)變應力 取 0 6 抗彎截面系數(shù) 32 351 35 94 2dbtW 軸的計算應力 22221 975 0 697 54 41831 93 60ca aaaMTMPWPP 所以軸的強度符合要求 低速軸的設計計算 1 按扭矩初算軸徑 圖 7 5 III 軸示意圖 選用 45 鋼調(diào)質(zhì) 硬度 217 255HBS 根據(jù)教材 P370 15 2 式 并查表 15 3 取 015Am d 115 2 79 198 59 1 3 26 54m 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸 器的孔徑相適應 故需同時選取聯(lián)軸器型號 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 根據(jù)教材 P351 表 14 1 考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小 3caATK 故取 則1 3AK 1 472 85614 7caNm 按照計算轉(zhuǎn)矩 應小于連軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件 根據(jù) 機械設計綜合課程設計 caT P146 表 6 100 選用 LX3 型彈性柱銷聯(lián)軸器 公稱轉(zhuǎn)矩為 半聯(lián)軸器的軸250Nm 孔直徑為 故取輸入軸最小直徑為 45m45 2 軸的結(jié)構(gòu)設計 1 軸上零件的定位 固定和裝配 齒輪 半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接 齒輪與軸的連接 查得平鍵 截面 鍵槽用銑刀加工 長為 為了保證齒輪與軸配合有610bhm 63m 良好的對中性 故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 同樣 半聯(lián)軸器與軸的連接 76Hn 選用平鍵為 半聯(lián)軸器與軸的配合為 滾動軸承與軸的周向1490m k 定位是由過渡配合來保證的 此時選軸的直徑尺寸公差為 m6 2 確定軸各段直徑和長度 表 7 3 III 各軸段直徑 名稱 依據(jù) 確定結(jié)果 mm 1d 大于軸最小徑 42 23mm 考慮與聯(lián)軸器內(nèi)孔 標準直徑配合 聯(lián)軸器選擇 LX3 型 取145dm 452 聯(lián)軸器定位 21 0 7 63954d 533d 考慮軸承 選用代號為 6011 軸承軸承32d 內(nèi)經(jīng) 外徑 寬度5m 0Dm 18B554 考慮軸承定位 615d 取 4 0 7 27 6 hd 5h 51m 716 考慮到齒輪的軸向定位采用套筒 取 67d 577d 同一軸承 73 55 3 確定軸各段直徑和長度 1 軸段安裝聯(lián)軸器 半聯(lián)軸器寬度 L 112mm 取 10Lm 2 軸段的長度 其中 為聯(lián)軸器的內(nèi)端面至軸承端蓋凸緣厚度 21sLta 1s 取 為軸承端蓋凸緣厚度 為軸承蓋15 20sLm 120sLm t 1tm a 的上端面至軸承座孔邊緣的距離 取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離 考慮到6 箱體鑄造誤差 在確定軸承位置時 應距內(nèi)壁一段距離 s 取 s 8mm 已知軸承寬 度 B 15mm 箱座厚度 則8 125alsB 20156Lm 3 軸段的長度 應略小于或等于深溝球軸承寬度 28mm 3L 3L 4 軸段長度 4 34122107 5BB 5 軸段長度 該軸段為齒輪定位軸環(huán) 其長度為5L 取 1 4 hm 510L 6 軸段長度 該軸段為安裝齒輪軸段 其長度略小于齒輪寬度 6 83L 7 軸段長度 該軸段為齒輪安裝段并加套筒來保證齒輪和軸承的軸向定位 7L 34216 5Bm 3 按彎扭合成應力校核軸的強度 求軸上的載荷 1 求垂直面的支承反力 NldFarv 450232442 Fvrv 1 87 9641 2 求水平面的支承反力 NltH3 12324 FHt 7 841 3 繪垂直面的彎矩圖 mNlFMva 321 4 繪水平面的彎矩圖 lHa 5 932 5 合成彎矩圖 mNava 3 97 122 6 軸的轉(zhuǎn)矩 NT 7 134 現(xiàn)將計算出的截面 C 處的 及 的值列于下表 HMV 載 荷 水平面 H 垂直面 V 支承反力 F NNH7 81 326NF1 2871 450 彎矩 M mH 5 9mMv 3 總彎矩 N 7 扭矩 T 1 34 圖 7 6 III 軸的載荷分析圖 根據(jù)教材 P373 公式 15 5 及上表中的數(shù)據(jù) 以及軸單向旋轉(zhuǎn) 扭轉(zhuǎn)切應力為 脈動循環(huán)變應力 取 0 6 抗彎截面系數(shù) 323 5716 57 190 62dbtW 軸的計算應力 22221 946 7 0 4 15919 0ca aaaMTMPPP 所以軸的強度符合要求 五 箱體的設計及說明 5 1 減速器結(jié)構(gòu) 減速器由箱體 軸系部件 附件組成 其具體結(jié)構(gòu)尺寸見裝配圖及零件圖 一般使用情況下 為制造和加工方便 采用鑄造箱體 材料為鑄鐵 箱體結(jié)構(gòu) 采用剖分式 剖分面選擇在軸線所在的水平面上 為了保證箱體軸承座處有足夠的壁厚 在外壁軸承蓋的附近加支撐肋 為了提高箱體軸承座孔處的連接剛度 座孔兩側(cè)的連接螺栓應盡量靠近 但不 要與端蓋螺釘孔及箱內(nèi)導油溝發(fā)生干涉 為此 軸承座孔附近做出凸臺 使凸臺高 度有足夠的扳手空間 現(xiàn)將箱體結(jié)構(gòu)的基本尺寸列于下表 見參考文獻 機械設計手冊 P46 表 2 9 表 12 1 箱體結(jié)構(gòu)尺寸 名稱 符號 推薦尺寸 選取值 箱座壁厚 0 025a 3 8 8 箱蓋壁厚 10 002a 2 8 8 箱座凸緣厚度 b1 5 12 箱蓋凸緣厚度 1 12 箱座底凸緣厚度 22 20 地腳螺栓直徑 fd0361a M20 地腳螺栓數(shù)目 n 542 8n 時 時 時 4 軸承旁聯(lián) 接螺栓直徑 1d0 75fdM12 箱蓋與箱座 連接螺栓直 徑通孔直徑 2 6 fM12 連接螺栓 的間距2dl1502120 軸承端蓋 螺釘直徑 3 d 4 fdM10 窺視孔蓋 螺釘直徑 4 0 3 fM8 定位銷直徑 d2 7 8d8 軸承旁 凸臺半徑 1RC16 凸臺高度 h 根據(jù)位置及軸座外徑 確定 以便于扳手操 作為準 46 外箱壁至軸承 座端面距離 1 l12 5 8 C 40 大齒輪頂圓 與內(nèi)壁距離 1 1 2 10 齒輪端面與 內(nèi)壁距離 2 8 箱蓋 箱座肋厚 1m2110 85 1m 軸承端蓋外徑 D3 d 50D 軸承端蓋 凸緣厚度 t 211 軸承旁連接 螺栓距離 S S 5 2 注意事項 1 裝配前 所有的零件用煤油清洗 箱體內(nèi)壁涂上兩層不被機油浸蝕的涂料 2 齒輪嚙合側(cè)隙用鉛絲檢驗 高速級側(cè)隙應不小于 0 211mm 低速級側(cè)隙也不應 小于 0 211mm 3 齒輪的齒側(cè)間隙最小 0 09mm 齒面接觸斑點高度 45 長度 60 4 深溝球軸承 6205 6207 6208 的軸向游隙均為 0 10 0 15mm 用潤滑油潤滑 5 箱蓋與接觸面之間禁止用任何墊片 允許涂密封膠和水玻璃 各密封處不允許 漏油 6 減速器裝置內(nèi)裝 CKC150 工業(yè)用油至規(guī)定的油面高度范圍 7 減速器外表面涂灰色油漆 8 按減速器的實驗規(guī)程進行試驗 六 鍵聯(lián)接的選擇及計算 6 1 輸入軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接 一般 8 級以上精度的齒輪有定心精度要求 應選用平鍵連接 由于齒輪在兩支 撐點中間 故選用圓頭 A 型 普通平鍵 鍵的尺寸為 8756bhlm 鍵的工作長度 則48Lm 鍵的擠壓應力 332104 8105 8 2PaPaTkLdMM 傳遞扭矩 TNm 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k 0 5kh 鍵的工作長度 mm L 軸的直徑 mm d 所以鍵符合強度要求 6 2 傳動軸與齒輪 2 3 連接用平鍵連接 因為大齒輪和小齒輪軸段的軸徑相同 所以只需校核工作長度較短的鍵 工作長度較短的鍵的尺寸為 12836bhlm 鍵的工作長度 則3684Ll 鍵的擠壓應力 3321052 1047 6 PaPaTkLdMM 所以鍵符合強度要求 6 3 輸出軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接 鍵的尺寸為 1490bhlm 鍵的工作長度 則76Lm 鍵的擠壓應力 3321042 8510766 45 PaPaTkLdMM 所以鍵符合強度要求 6 4 輸出軸與齒輪連接采用平鍵連接 鍵的尺寸為 16063bhlm 鍵的工作長度 則47Lm 鍵的擠壓應力 33210472 85107 6 PaPaTkLdMM 所以鍵符合強度要求 七 滾動軸承的選擇及校核計算 根據(jù)根據(jù)條件 軸承預計壽命 8 365 8 23360 小時 7 1 計算高速軸軸承 軸承型號 6205 基本額定動載荷 轉(zhuǎn)速 軸承組中17 0rCKN 710 minr 較大載荷 22289 36 859 NHVPF 載荷系數(shù) 取 1 2 溫度系數(shù) 取 1 對于球軸承 壽命系數(shù) 則軸承壽f tf 3 命 6631007 0 648 1201295trhPfCL hn 所以 所選軸承符合強度要求 7 2 計算傳動軸軸承 軸承型號 6207 基本額定動載荷 轉(zhuǎn)速 軸承組3 2rCKN 156 39 minnr 中較大載荷 222197 40 8 7NHVPF 載荷系數(shù) 取 1 2 溫度系數(shù) 取 1 對于球軸承 壽命系數(shù) 則軸承壽命f tf 3 66012 05 394571584 2trhPCLnfh 所以 所選軸承符合強度要求 7 3 計算傳動軸軸承 軸承型號 6008 基本額定動載荷 轉(zhuǎn)速 軸承組30 2rCKN 48 27 minnr 中較大載荷 222197 340 835 7NHVPFN 載荷系數(shù) 取 1 2 溫度系數(shù) 取 1 對于球軸承 壽命系數(shù) 則軸承壽命f tf 663100 2 6850 1248 74trhPfCL hn 所以 所選軸承符合強度要求 八 聯(lián)軸器的選擇及計算 8 1 聯(lián)軸器選擇的步驟 1 類型選擇 彈性柱銷聯(lián)軸器 由于工作載荷有輕微沖擊 這種聯(lián)軸器工作時轉(zhuǎn)矩是通過主動軸上的鍵 半聯(lián) 軸器 彈性注銷 另一半聯(lián)軸器及鍵而傳到從動軸上去的 傳遞轉(zhuǎn)矩的能力很大 結(jié)構(gòu)簡單 安裝 制造方便 耐久性好 彈性注銷有一定的緩沖和吸振能力 允許 被連接兩軸有一定的軸向位移以及少量的徑向位移和角位移 故選擇彈性柱銷聯(lián)軸 器 2 載荷計算 001133442 649535 170 9 82 950472 58 36 9PTNmnnPTNm 3 型號選擇 1 連接輸入軸和電機軸的聯(lián)軸器選用型號 TL3 公稱轉(zhuǎn)矩為 半聯(lián)軸1250Nm 器的軸孔直徑為 30mm 電機軸直徑為 38mm 2 連接輸出軸和滾筒軸的聯(lián)軸器選用型號 TL6 公稱轉(zhuǎn)矩為 半聯(lián)軸 器的軸孔直徑為 45mm 九 減速器的潤滑與密封 1 齒輪的潤滑 由于減速器內(nèi)的大齒輪傳動的圓周速度 12m s 64 310698 54 31062ndV d2 為齒輪 2 分度圓直徑 d 2 154mm n 2 為齒輪 2 的轉(zhuǎn)速 n 2 451 98r min 采用潤滑油池潤滑 飛濺出的潤滑油可潤滑其他齒輪 2 滾動軸承的潤滑 因潤滑油中的傳動零件 齒輪 的圓周速度 V 1 5 2m s 所以采用飛濺潤滑 箱蓋凸緣面在箱蓋接合面與內(nèi)壁相接的邊緣處制出倒棱 以便于潤滑油流入油溝潤 滑軸承 也可達到散熱降溫的功能 3 密封 1 高速軸軸頸的圓周速度為 5m s 6 106421 3061dnV 見參考文獻 設計手冊 P54 故高速軸軸頸采用圓形間隙油溝式密封 2 低速軸軸頸的圓周速度為 5 s 13 06027 48531 603dnV 見參考文獻 設計手冊 P54 故低速軸軸頸采用圓形間隙油溝式密封 軸承蓋上均裝墊片密封 十 減速器附件設計 1 窺視孔及其視孔蓋 為了檢查傳動零件的嚙合情況 接觸斑點 側(cè)隙 并向箱體內(nèi)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(nèi)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(nèi)溫度升高 氣體膨脹 壓力增大 為使箱內(nèi)受熱膨 脹的空氣能自由排除 以保持箱體內(nèi)外壓力平衡 不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密 封件等縫隙滲漏 在箱體頂部裝設通氣器 3 軸承蓋 由于采用的是圓柱直齒輪傳動 所以傳動軸并不承受軸向載荷 進而將軸 承選用的是深溝球軸承 6025 所以在軸承的端面也不會承受軸向力 在嵌入式和凸 緣式的軸承端蓋 選擇了嵌入式的端蓋 該端蓋的外緣爪內(nèi)采用的是 O 型橡膠密封 圈 來保證端蓋的密封性能 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(cè)連接凸緣上 對稱箱體應 呈非對稱布置 以免錯裝 5 油面指示器 為了檢查減速器內(nèi)油池油面的高度 以便經(jīng)常保持油池內(nèi)有適當?shù)挠土?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(jié)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(jié) 這次關(guān)于帶式運輸機上的二級圓柱齒輪減速器的課程設計是我們真正理論聯(lián)系 實際 深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗 對于提高我們機械設計的綜合素 質(zhì)大有用處 通過這三個星期的設計實踐 使我對機械設計有了更多的了解和認識 為我們以后的學習和工作打下了堅實的基礎 機械設計是機械工業(yè)的基礎 是一門綜合性相當強的技術(shù)課程 它融 機械原理 機械設計 理論力學 材料力學 互換性與技術(shù)測量 工程 材料 等于一體 這次的課程設計 對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設計思想 訓練綜合運用機械設 計和有關(guān)先修課程的理論 結(jié)合生產(chǎn)實際反應和解決工程實際問題的能力 鞏固 加 深和擴展有關(guān)機械設計方面的知識等方面有重要的作用 一是由于經(jīng)驗問題 二是由于時間問題 所以這次的設計存在許多缺點 我相 信 通過這次的實踐 能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作 設計中還存 在不少錯誤 需要繼續(xù)努力學習和掌握有關(guān)機械設計的知識 繼續(xù)培養(yǎng)設計習慣和 思維從而提高設計實踐操作能力 在這次設計的過程中 我感覺到自己還學到了很多的其他的計算機方面的知識 經(jīng)過訓練能夠非常熟練的使用 Word 和 AUTOCAD 我覺得受益匪淺 本次設計得到了指導老師的細心幫助和支持 衷心地感謝老師的指導和幫助 參考文獻 1 濮良貴 紀名剛 機械設計 第八版 M 北京 高等教育出版社 2006 2 盧頌峰 王大康 機械設計課程設計 M 北京 機械工業(yè)出版社 2002 3 葉偉昌 機械工程及自動化簡明設計手冊 上冊 M 北京 機械工業(yè)出版社 2007 4 龔溎義 潘沛霖 機械設計課程設計圖冊 M 北京 高等教育出版社 2011