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驗算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 21 3 3 5 驗算齒面接觸疲勞強(qiáng)度 23 3 3 6 幾何尺寸計算 23 4 軸及附件的設(shè)計與校核 25 4 1 軸的設(shè)計 25 4 1 1 輸入軸的設(shè)計 25 4 1 2 中間軸的設(shè)計 27 4 1 3 輸出軸的設(shè)計 28 4 2 軸承的選擇與校核 31 4 2 1 輸入軸軸承 31 4 2 2 中間軸軸承 32 4 2 3 輸出軸軸承 33 4 3 鍵的選擇與校核 33 4 3 1 輸入軸與帶輪的鍵 33 4 3 2 齒輪 2 與中間軸的鍵 34 4 3 3 齒輪 3 與軸的鍵 34 4 4 減速器附件設(shè)計及潤滑密封 35 4 4 1 減速器附件設(shè)計 35 4 4 2 潤滑與密封 35 4 5 剎車裝置的設(shè)計 38 總 結(jié) 39 參考文獻(xiàn) 40 致 謝 41 I 摘 要 隨著石油鉆采工業(yè)的迅速發(fā)展 對于鉆采設(shè)備的要求也就越來越高 減速器作 為采油設(shè)備的一個重要組成部分也急需得到了相應(yīng)的改進(jìn)和提高 圓弧齒輪傳動是 一種新型齒輪傳動 在冶金 礦山 起重運輸機(jī)械以及高速傳動中得到廣泛的應(yīng)用 圓弧齒輪是一種以圓弧做齒形的斜齒 或人字齒 輪 雙圓弧齒輪減速器主要由輸 入軸 中間軸 輸出軸 圓弧齒輪 軸承 鍵等構(gòu)成 本次設(shè)計首先 通過對圓弧齒輪傳動減速器結(jié)構(gòu)及原理進(jìn)行分析 在此分析基 礎(chǔ)上提出了總體結(jié)構(gòu)方案 接著 對主要技術(shù)參數(shù)進(jìn)行了計算選擇 然后 對各主 要零部件進(jìn)行了設(shè)計與校核 最后 通過 AutoCAD 制圖軟件繪制了雙圓弧齒輪減速 器裝配圖及主要零部件圖 通過本次設(shè)計 鞏固了大學(xué)所學(xué)專業(yè)知識 如 機(jī)械原理 機(jī)械設(shè)計 材料力 學(xué) 公差與互換性理論 機(jī)械制圖等 掌握了普通機(jī)械產(chǎn)品的設(shè)計方法并能夠熟練 使用 AutoCAD 制圖軟件 對今后的工作于生活具有極大意義 關(guān)鍵詞 圓弧齒輪 減速器 軸 設(shè)計 II Abstract With the rapid development of the oil drilling industry the requirements for drilling equipment is more and more high oil production equipment reducer as an important part also in urgent need of improvement and the corresponding increase Arc gear transmission is a new gear is widely used in metallurgy mining material handling equipment and high speed drive system Arc gear is a circular arc tooth helical do or herringbone round Double arc gear reducer is mainly composed of an input shaft an intermediate shaft an output shaft gear bearing bond The design is first by performing on the arc gear reducer structure and principle analysis presented in this analysis based on the overall structure of the program then the main technical parameters were calculated selection then for each of the main components were Design and Verification and finally through the AutoCAD drawing software to draw a double arc gear reducer assembly drawing and major components Fig Through this design the consolidation of the university is the professional knowledge such as mechanical principles mechanical design mechanics of materials tolerances and interchangeability theory mechanical drawing and the like mastered the design of general machinery products and be able to skillfully use AutoCAD mapping software on the future work of great significance in life Keywords Gear Reducer Shafts Design 1 緒 論 1 1 緒 論 1 1 研究背景及意義 近年來 隨著石油鉆采工業(yè)的迅速發(fā)展 對于鉆采設(shè)備的要求也就越來越高 因此 作為采油設(shè)備的一個重要組成部分 減速器 也得到了相應(yīng)的改進(jìn)和提高 為提高采油效率 設(shè)計更加合理而精密的減速器成為當(dāng)務(wù)之急 設(shè)計出一款與之相 匹配的減速器 在動力傳輸 軸承潤滑等方面做出更好的改進(jìn) 使之更加合理 經(jīng) 濟(jì) 本畢業(yè)設(shè)計是 API 系列常規(guī)抽油機(jī)模塊化設(shè)計 研究項目的一部分 它的完 成為該項目提供重要的基礎(chǔ)依據(jù) 同時 培養(yǎng)學(xué)生的工程設(shè)計能力 掌握雙圓弧齒 輪設(shè)計的一些基本知識 通過設(shè)計 提高分析問題解決問題的能力 通過設(shè)計加深了對所學(xué)知識的認(rèn)識 和理解 為進(jìn)一步開拓專業(yè)知識創(chuàng)造條件 鍛煉了動手動腦的能力 通過實踐運用 鞏固了所學(xué)知識 加深了解其基本原理 1 2 國內(nèi)外研究及發(fā)展現(xiàn)狀 改革開放以來 我國引進(jìn)一批先進(jìn)的加工裝備 通過不斷引進(jìn) 消化和吸收國 外先進(jìn)技術(shù)以及科研攻關(guān) 開始掌握了各種高速和低速重載齒輪裝置的設(shè)計制造技 術(shù) 材料和熱處理質(zhì)量及齒輪加工精度都有較大的提高 通用圓柱齒輪的制造精度 可從 JB 179 60 的 8 9 級提高到 GB10095 88 的 6 級 高速齒輪的制造精度可穩(wěn) 定在 4 5 級 部分減速器采用硬齒面后 體積和重量明顯減小 承載能力 使用壽 命 傳動效率有了大幅度的提高 對節(jié)能和提高主機(jī)的總體水平起到明顯的作用 從 1988 年以來 我國相繼制定了 50 60 種齒輪和蝸桿減速器的標(biāo)準(zhǔn) 研制了許多新 型減速器 這些產(chǎn)品大多數(shù)達(dá)到了 20 世紀(jì) 80 年代的國際水平 目前 我國可設(shè)計 制造 2800kW 的水泥磨減速器 1700 軋鋼機(jī)的各種齒輪減速器 各種棒材 線材 軋機(jī)用減速器可全部采用硬齒面 但是 我國大多數(shù)減速器的水平還不高 老產(chǎn)品 不可能立即被替代 新老產(chǎn)品并存過渡會經(jīng)歷一段較長的時間 近十幾年來 計算機(jī)技術(shù) 信息技術(shù) 自動化技術(shù)在機(jī)械制造中的廣泛應(yīng)用 改變了制造業(yè)的傳統(tǒng)觀念和生產(chǎn)組織方式 一些先進(jìn)的齒輪生產(chǎn)企業(yè)已經(jīng)采用精益 雙圓弧齒輪減速器設(shè)計 2 生產(chǎn) 敏捷制造 智能制造等先進(jìn)技術(shù) 形成了高精度 高效率的智能化齒輪生產(chǎn) 線和計算機(jī)網(wǎng)絡(luò)化管理 適應(yīng)石油鉆采工業(yè)要求的新產(chǎn)品開發(fā) 關(guān)鍵工藝技術(shù)的創(chuàng) 新競爭 產(chǎn)品質(zhì)量競爭以及員工技術(shù)素質(zhì)與創(chuàng)新精神 是 2l 世紀(jì)企業(yè)競爭的焦點 在 2l 世紀(jì)成套機(jī)械裝備中 齒輪仍然是機(jī)械傳動的基本部件 由于計算機(jī)技術(shù)與數(shù) 控技術(shù)的發(fā)展 使得機(jī)械加工精度 加工效率太為提高 從而推動了機(jī)械傳動產(chǎn)品 多樣化 整機(jī)配套的模塊化 標(biāo)準(zhǔn)化 以及造型設(shè)計藝術(shù)化 使產(chǎn)品更加精致 CNC 機(jī)床和工藝技的發(fā)展 推動了機(jī)械傳動結(jié)構(gòu)的飛速發(fā)展 在傳動系統(tǒng)設(shè)計中的 電子控制 液壓傳動 齒輪 帶鏈的混合傳動 將成為變速箱設(shè)計中優(yōu)化傳動組合 的方向 在傳動設(shè)計中的學(xué)科交叉 將成為新型傳動產(chǎn)品發(fā)展的重要趨勢 總之 當(dāng)今世界各國減速器及齒輪技術(shù)發(fā)展總趨勢是向六高 二低 二化方面 發(fā)展 六高即高承載能力 高齒面硬度 高精度 高速度 高可靠性和高傳動效率 二低即低噪聲 低成本 二化即標(biāo)準(zhǔn)化 多樣化 減速器和齒輪的設(shè)計與制造技術(shù) 的發(fā)展 在一定程度上標(biāo)志著一個國家的工業(yè)水平 因此 開拓和發(fā)展減速器和齒 輪技術(shù)在我國有廣闊的前景 對于石油這個重工業(yè)來說更是迫不及待 1 3 雙圓弧齒輪減速器的優(yōu)點 圓弧齒輪傳動是一種新型齒輪傳動 在冶金 礦山 起重運輸機(jī)械以及高速傳 動中得到廣泛的應(yīng)用 圓弧齒輪是一種以圓弧做齒形的斜齒 或人字齒 輪 圓弧齒輪傳動可分為單 圓弧齒輪和雙圓弧齒輪傳動兩種形式 對于單圓弧齒輪 通常小齒輪做成凸齒 為 加工方便 一般法面齒形做成圓弧 兩端面齒形只是近似的圓弧 工作時 從一個端面看 先是主動輪齒的凹部推動從動輪齒的凸部 離開后 再以它的凸部推動對方的凹部 故雙圓弧齒輪傳動在理論上同時有兩個接觸點 經(jīng) 跑合后 這種傳動實際上有兩條接觸線 因此可以實現(xiàn)多對齒和多點嚙合 此外 由于其齒根厚度較大 雙圓弧齒輪傳動不僅承載能力比單圓弧齒輪傳動約高 30 以 上 而且傳動較平穩(wěn) 振動和噪聲較小 并且可用同一把滾刀加工相配對的兩個齒 輪 因此 高速重載時 雙圓弧齒輪傳動有取代單圓弧齒輪傳動的趨向 其齒廓形狀 具有比漸開線齒輪高得多的承載能力 漸開線齒輪是兩個凸齒面 相接觸 綜合曲率半徑很小 接觸應(yīng)力很大 接觸強(qiáng)度低 齒面上容易出現(xiàn)疲勞點 1 緒 論 3 蝕 圓弧齒輪傳動是凸凹齒面接觸 齒面的綜合曲率半徑比漸開線齒輪大許多倍 所以接觸強(qiáng)度有很大提高 雙圓弧齒輪的齒形參數(shù)可以靈活設(shè)計 齒腰和齒根的厚度可按強(qiáng)度要求調(diào)節(jié) 加之齒根用一段大圓弧連接 這擾非常有利于輪齒彎曲強(qiáng)度的提高 圓弧齒輪嚙合傳動時 因其運動特性 接觸區(qū)以很高的滾動速度沿齒寬方向移 動 當(dāng) a 10 22 時 滾動速度是圓周速度的 5 67 2 75 倍 齒面間容易形成油膜 早在 1960 年 Essen 國際齒輪會議上曾指出圓弧齒輪的主要優(yōu)點之一是潤滑性能良好 油膜厚度為漸開線齒輪的 10 倍 此外 齒面間的滑動速度很小 綜合起來 嚙合摩 擦損失減小 50 60 磨損減少 2 3 3 4 漸開線齒輪滑動速度沿齒高不同 離節(jié)線越遠(yuǎn) 速度愈大 因而引起不同的磨 損程度而導(dǎo)致齒形變化 使嚙合傳動質(zhì)量惡化 圓弧齒輪滑動速度沿齒高方向均等 所以 齒面磨合時 嚙合齒廓更趨于圓弧 有良好的跑合性能 齒面的跑合磨損無 損于齒形精度 而且圓弧齒輪的跑合工藝 實際上起到了裝配后的對研精加工工藝 的作用 綜上所述圓弧齒輪能有效地提高承載能力 雙圓弧齒輪減速器設(shè)計 4 2 總體方案及參數(shù)的選擇 2 1 設(shè)計要求 設(shè)計技術(shù)參數(shù)要求如下 1 總傳動比 i 27 31 2 齒輪模數(shù) m 第一級 6 8 第二級 9 11 3 減速器的額定扭矩 640000 73 InLbs kN m 4 最高輸出軸轉(zhuǎn)速 n 12 min 1 5 傳遞的功率 P 23 75 kW 6 同類減速器的主要構(gòu)件的幾何尺寸 與減速器相關(guān)的國家標(biāo)準(zhǔn) API 標(biāo)準(zhǔn) 及易損件 標(biāo)準(zhǔn)件圖樣 2 2 傳動方案的選擇 抽油機(jī)減速器是一種承受重復(fù)交變載荷 長期連續(xù)運轉(zhuǎn)的減速裝置 減速器常 用的分布方案有展開式 同軸式 分流式以及對稱分流式 現(xiàn)分別對四種方案加以 對比分析 1 對稱分流式 圖 2 1 圖 2 1 傳動方案 1 示意圖 該方案結(jié)構(gòu)復(fù)雜 由于齒輪相對于軸承對稱布置 與展開式相比載荷沿齒寬分 布較均勻 軸承受載較均勻 中間軸危險截面上的轉(zhuǎn)矩只想當(dāng)于軸所傳遞轉(zhuǎn)矩的一 半 使用與變載荷的場合 與分流式相比 輸出軸危險截面上的轉(zhuǎn)矩是軸所傳遞轉(zhuǎn) 矩的一半 2 分流式 圖 2 2 2 總體方案及參數(shù)選擇 5 圖 2 2 傳動方案 2 示意圖 該方案結(jié)構(gòu)復(fù)雜 由于齒輪相對于軸承對稱布置 與展開式相比載荷沿齒寬分 布較均勻 軸承受載較均勻 中間軸危險截面上的轉(zhuǎn)矩只想當(dāng)于軸所傳遞轉(zhuǎn)矩的一 半 使用與變載荷的場合 3 展開式 圖 2 3 圖 2 3 傳動方案 3 示意圖 該方案結(jié)構(gòu)簡單 但齒輪相對于軸承的位置不固定 因此要求軸有交大的剛度 高速級齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端 這樣 軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和在載 荷作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分互相抵消 以減緩沿齒寬分布不均勻的現(xiàn)象 用于 載荷比較平衡的場合 4 同軸式 2 4 圖 2 4 傳動方案 4 示意圖 該方案減速器的橫向尺寸較小 兩對齒輪侵入油中深度大致相同 但軸向尺寸 雙圓弧齒輪減速器設(shè)計 6 大和重量較大 且中間軸較長 剛度差 沿齒寬載荷分布不均勻 高速軸的承載能 力難于充分利用 抽油機(jī)減速器是一種承受重復(fù)交變載荷 長期連續(xù)運轉(zhuǎn)的減速裝置 抽油機(jī)由 電動機(jī)驅(qū)動 電動機(jī) 1 皮帶 2 將動力傳入減速器 3 在輸出端帶動曲柄工作 由于 抽油機(jī)工作時的載荷變化大 傳動系統(tǒng)中采用兩級對稱分流式雙圓弧圓柱齒輪減速 器結(jié)構(gòu) 高速級齒輪相對于軸承位置對稱 沿齒寬載荷分布較均勻 高速級和低速 級均為人字齒雙圓弧圓柱齒輪傳動 通過比較知選擇傳動方案 1 如圖 2 1 2 3 電動機(jī)的選擇 2 3 1 選擇電動機(jī)類型 按已知工作條件和要求 選用 Y 系列一般用途的三相異步電動機(jī) 2 3 2 選擇電動機(jī)容量 1 減速器輸出功率 wP wP6 Tn9 50 出 2 1 已知最高輸出軸轉(zhuǎn)速 n 12r min 此處取輸出軸轉(zhuǎn)速為 8r minwn wn 由公式 2 1 得 61 15kww 2 電動機(jī)至減速器之間傳動裝置的總效率為 321 2 2 分別為皮帶 軸承及齒輪傳動的效率 1230 96 80 97 由公式 2 2 得3221 6 85 3 確定電動機(jī)的額定功率 edPwdPp 2 3 電動機(jī)的輸出功率 d 2 總體方案及參數(shù)選擇 7 可由公式 2 3 得到 71 93dPKW 選定電動機(jī)的額定功率 75edPK 2 3 3 選擇電動機(jī)轉(zhuǎn)速 輸出軸轉(zhuǎn)速 為 8r min 該傳動系統(tǒng)為分流式圓柱齒輪傳動 查閱教材表wn 18 1 已知傳動比為 27 31 帶傳動推薦傳動比為 則總傳動比可取23i 12 4i 54 至 124 之間 則電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 54 54 8 432r min 124 124 8 992r min 1dnw 2dnw 可見同步轉(zhuǎn)速為 750r min 1000r min 的電動機(jī)都符合 這里初選這兩種電動機(jī)進(jìn) 行比較 由參考文獻(xiàn) 1 中表 16 1 查得 表 2 1 1 電動機(jī)轉(zhuǎn)速 n r min 方 案 電動機(jī)型 號 額定 功率 KW 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 堵 轉(zhuǎn) 轉(zhuǎn) 矩額 定 轉(zhuǎn) 矩 最 大 轉(zhuǎn) 矩額 定 轉(zhuǎn) 矩 質(zhì)量 kg 1 Y315S 6 75 1000 980 1 6 2 0 850 2 Y315M 8 75 750 740 1 7 2 0 1008 由表中數(shù)據(jù) 綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸 重量 價格以及總傳動比 即選定方案 2 即 選取的電機(jī)型號為 Y315M 8 2 4 傳動比計算 2 4 1 計算總傳動比 由參考文獻(xiàn) 1 中表 16 1 查得 滿載轉(zhuǎn)速 r min740mn 總傳動比 740 8 92 5 wi 2 4 2 分配各級傳動比 查閱參考文獻(xiàn) 1 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 中表 2 3 分配各級傳動比 為了保證結(jié)構(gòu)的緊湊性取 V 帶傳動的傳動比為 13i 雙圓弧齒輪減速器設(shè)計 8 則減速器的傳動比為 230 8i 取高速級的圓柱齒輪傳動比 6 16 1 3 i 則低速級的圓柱齒輪的傳動比為 53i 2 5 運動和動力參數(shù)技術(shù) 2 5 1 各軸轉(zhuǎn)速 電動機(jī)軸為電機(jī)軸 0 減速器高速級軸為軸 1 中速軸為軸 2 低速級軸為軸 3 則 740r min0n r min 17426 3i 120 minnri r min 238i 2 5 2 各軸輸入功率17 9306 5dPKW 2 2336 9 2 5 3 各軸轉(zhuǎn)矩 950PTn 2 4 由公式 2 4 得 31169 059502 7104Nmn 2 總體方案及參數(shù)選擇 9 15 834 22950PTn 310Nm 33376 將軸的運動參數(shù)匯總于下表以備查用 表 2 3 各軸動力參數(shù) 軸名 功率P kw 轉(zhuǎn)矩T N mm 轉(zhuǎn)速n r min 傳動比 效率 電機(jī)軸 71 93 60 9281 740 3 0 96 輸入軸 69 05 2 673 6246 67 6 16 0 96 中間軸 66 32 15 834 610 40 輸出軸 63 69 76 03 68 5 0 96 雙圓弧齒輪減速器設(shè)計 10 雙圓弧齒輪減速器設(shè)計 11 3 帶 齒輪傳動的設(shè)計與校核 3 1V 帶傳動的設(shè)計 3 1 1 V 帶的基本參數(shù) 1 確定計算功率 cP 已知 kw93 71 min 740rn 查 機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ) 表 13 8 得工況系數(shù) 2 1 AK 則 kwkKAc 3 869 12 2 選取 V 帶型號 根據(jù) 查 機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ) 圖 13 15 選用 C 型 V 帶 cPmn 3 確定大 小帶輪的基準(zhǔn)直徑 d 1 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑 d20 2 計算大帶輪基準(zhǔn)直徑 midd 5802 123 1 帶 圓整取標(biāo)準(zhǔn)系列 誤差小于 5 是允許的 m602 4 驗算帶速 ssndvm 25 7 1064 3106 帶的速度合適 5 確定 V 帶的基準(zhǔn)長度和傳動中心距 中心距 2 7 021021 dda 初選中心距 m 2 基準(zhǔn)長度 雙圓弧齒輪減速器設(shè)計 12 maddaLd3260104 26 02 14 22120 對于 A 型帶選用 mLd35 3 實際中心距 mad 9523601020 6 驗算主動輪上的包角 由 a d 3 57 18012 得 12096 5 06 1 主動輪上的包角合適 7 計算 V 帶的根數(shù) zLArKPzc 0 查 機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ) 表 13 3 得 min 74nmmd201 kwP5 160 2 查表得 3i 帶 r kwP1 0 3 由 查表得 包角修正系數(shù) 96 1 95 K 4 由 與 V 帶型號 A 型查表得 Ld0 l 綜上數(shù)據(jù) 得 3 9 05 15 6 372 z 取 合適 106 z 8 計算預(yù)緊力 初拉力 F 根據(jù)帶型 A 型查 機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ) 表 13 1 得 mkgq 1 0 3 帶 齒輪傳動的設(shè)計與校核 13 NqvkzvPFc4 152075 1095 276 81 502 9 計算作用在軸上的壓軸力 QFNZFQ3 178296 15sin4206i1 其中 為小帶輪的包角 10 V 帶傳動的主要參數(shù)整理并列表 帶型 帶輪基準(zhǔn)直徑 mm 傳動比 基準(zhǔn)長度 mm C 201 d6 3 3250 中心距 mm 根數(shù) 初拉力 N 壓軸力 N 995 6 1520 4 17877 3 3 1 2 帶輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計 1 帶輪的材料 采用鑄鐵帶輪 常用材料 HT200 2 帶輪的結(jié)構(gòu)形式 V 帶輪的結(jié)構(gòu)形式與 V 帶的基準(zhǔn)直徑有關(guān) 小帶輪接電動機(jī) 較md201 大 所以采用孔板式結(jié)構(gòu)帶輪 3 2 高速級齒輪傳動設(shè)計 3 2 1 選擇材料 精度及參數(shù) 1 按圖 2 1 所示傳動方案 選用圓弧圓柱齒輪傳動 雙圓弧齒輪減速器設(shè)計 14 2 抽油機(jī)為一般工作機(jī)器 速度不高 故選用 7 級精度 3 材料選擇 選擇大小齒輪材料為 45 調(diào)制 4 初選小齒輪齒數(shù) 則大齒輪齒數(shù) 6 16 18 110 018Z 2Z 取 采用人字齒 暫定 選取齒寬系數(shù) 21 Z 5 0 5d 3 2 2 按抗彎曲疲勞強(qiáng)度計算齒輪模數(shù) 1 抽油機(jī)減速器屬于中等振動 暫取 K 1 7 2 根據(jù)材料種類及硬度確定齒輪的疲勞極限 由圖 3 39b 1 查得 小齒輪 lim152FMPa 由圖 3 39h 1 查得 大齒輪 li40 由圖 3 40b 1 查得 li186H 由圖 3 40h 查得 lim27av3Z cos 3 1 螺旋角 Z 齒數(shù) 由公式 3 1 得 1v3Z 8 0 742 18cos 查圖 3 35b 1 F1Y2 由公式 3 1 得 2v3Z1 0 74 cos 查圖 3 5b 得 F2 8 查圖 3 36b 1 1457 96 23Y 查表 3 14 1 03EY 查表 3 37b 1 2 75 FlimNXPn 3 2 由公式 3 2 得 3 帶 齒輪傳動的設(shè)計與校核 15 Flim1NXPnli2FFiY 51 628 40 5MPa 計算式應(yīng)取 中之大值代入計算1 FPY2 FP 2tan aZ 3 3 單側(cè)齒寬的縱向重合度 齒寬系數(shù)a 由公式 3 3 得 12tantan 0 5 2 180 2 375 6 0 37 K aZ 因 齒 端 修 薄 總的縱向重合度 374 人字齒單側(cè)齒寬承擔(dān)二分之一的載荷 331T2 670 N m 10 1132 58nm EuFndPYkZ 3 4 由公式 3 4 得 1132 58n 11 2 583 21 70 03 7 3 64 8EuFndPTk 設(shè)計要求 齒輪模數(shù) m 第一級 6 8 故取 mn 6 3 2 3 確定齒輪傳動參數(shù) 12cosnza 3 5 由公式 3 5 得 雙圓弧齒輪減速器設(shè)計 16 取 a 427mm 12681427 coscs5nmzam 12rnza 3 6 由公式 3 6 得 126129arcosarcos584nmz snd 3 7 由公式 3 7 得18619 cos25nzmdm 2734 n sinmb 3 8 由公式 3 8 得 取 b 105mm 2 375 14605 91sinsinbm 3 2 4 驗算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 查表 3 12 1 抽油機(jī)工作中等振動 1 5AK 601dnv 3 9 由公式 3 9 得 3 498 6145 70 0ms 查圖 3 31 1 vK 27級 精 度 時 3 帶 齒輪傳動的設(shè)計與校核 17 查圖 3 32 1 d 11b0 2 K 098 46ms 查表 3 13 1 按七級精度 F2 查圖 3 36b 1 u 5 7u 0Y 1 3389時 查圖 3 37b 1 2 65 查圖 3 35b 1 1V338Z23 56cos 0 94 7z F1Y 32V33Z cos 0 94 76z F2 8 查表 3 14 1 鍛鋼 球墨鑄鐵 0 14EEndY2 5MPa K 齒 端 修 薄 小齒輪的齒根應(yīng)力 10 86AV12F 2 85T EuFndFYzm 3 10 K 使 用 系 數(shù) 動 載 系 數(shù) 1EK 載 荷 分 配 系 數(shù) Y彎 曲 彈 性 系 數(shù) u FY彎 曲 齒 數(shù) 比 系 數(shù) 齒 形 系 數(shù) 由公式 3 10 得 10 86AV12F1 2 85T EuFndFYKzm 0 63 2 5805 31 076 1364 0 MPa 大齒輪的齒根應(yīng)力為 221 85641 3FFYMPa 小齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7160145 7836240153Nnt 雙圓弧齒輪減速器設(shè)計 18 大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 77125302 16 Nu 查圖 3 41a 1 6130Y nX3 42b 1 m5 查 圖 安全系數(shù) FliS NXY 3 11 由公式 3 11 得 Flim1523 64NX Fli1220S 95XY 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度安全 3 2 5 驗算齒面接觸疲勞強(qiáng)度 查表 3 13 1 21 39 HK 按 七 級 精 度 查表 3 14 1 鍛鋼 球墨鑄鐵 0 27EZ 31 46MPa 查圖 3 36b 1 u 6 0 5 查圖 3 37b 1 當(dāng) 3890 查圖 3 38b 1 得到 V1na122a12Z3 56mZ 498 0963 7 齒面接觸應(yīng)力 a0 73AV1H2H2 19ZTK Eunzm 3 12 接觸彈性系數(shù) 接觸齒數(shù)比系數(shù) 接觸螺旋角系數(shù) 接觸弧長ZEuZ ZA 系數(shù) 3 帶 齒輪傳動的設(shè)計與校核 19 由公式 3 12 得 a0 73AV1H2H2 19ZTK Eunzm 0 733 2 1905 46058 70 4 1 2 75MPa 查圖 3 41b 1 N 1 N Z 查圖 3 43 1 采用 320 號極壓工業(yè)齒輪油 2403 1 085 LvmsZ 查圖 3 44 1 0 75 1 69 762389g Vvt 安全系數(shù) HlimLVZS N 3 13 接觸壽命系數(shù) 潤滑劑系數(shù) 速度系數(shù)l ZV 由公式 3 13 得 Hlim1LVZ8601 5 76S 1893N li2LH2H7 0 45 齒面接觸疲勞強(qiáng)度安全 3 2 6 幾何尺寸計算 上述計算得到基本參數(shù)為 25n12m 6 Z8 由公式得 小齒輪分度圓直徑 1nd9 6cos25m 小齒輪齒頂圓直徑 a1a h 0 12 雙圓弧齒輪減速器設(shè)計 20 小齒輪齒根圓直徑 f1d 2h9 16 105 96f m 大齒輪的分度圓直徑 2nZm734 8cos5 大齒輪齒頂圓直徑 a22d h 0 96 5 大齒輪齒根圓直徑 f 12f m 中心矩 12847coscs5nmz 齒寬 05b 3 3 低速機(jī)齒輪傳動設(shè)計 3 3 1 選擇材料 精度及參數(shù) 1 按圖 2 1 所示傳動方案 選用人字齒圓柱齒輪傳動 2 抽油機(jī)為一般工作機(jī)器 速度不高 故選用 7 級精度 GB10095 88 3 材料選擇 查圖表 P191 表 10 1 選擇大小齒輪材料為 45 號鋼 調(diào)質(zhì) 4 初選小齒輪齒數(shù) 則大齒輪齒數(shù)318Z 451890 Z 取 采用人字齒 暫定 選取齒寬系數(shù) 90Z 0 d 單側(cè)重合度 由公式 3 3 得 120 531892 481 2 481 atgtg 3 3 2 按抗彎曲疲勞強(qiáng)度計算齒輪模數(shù) 1 抽油機(jī)減速器屬于中等振動 暫取 K 1 7 2 根據(jù)材料種類及硬度確定齒輪的疲勞極限 由有參考文獻(xiàn) 1 圖 3 39b 查得 小齒輪 lim152FMPa 由圖 3 39h 查得 大齒輪 lim240Fa 由圖 3 40b 查得 li186HMP 由圖 3 40h 查得 li27 3 帶 齒輪傳動的設(shè)計與校核 21 由公式 3 1 得 當(dāng) 3v1Z 8 0 64927 cos F1Y 2 06 4v23 13 時 F2 83 查圖 3 36b 當(dāng) 2 89 475 105Y 查表 3 14 05EY 查表 3 37b 當(dāng) 3 o 由公式 3 2 得 Flim3NXPinli4FFi 521 6328Y 0 5MPa 計算式應(yīng)取 中之大值代入計算1 FP2 FPY 單側(cè)齒寬的縱向重合度 由公式 3 3 得 34tantan 0 5 186 3 75 0 3752 2K aZ 因 齒 端 修 薄 總的縱向重合度 2 37 4 人字齒單側(cè)齒寬承擔(dān)二分之一的載荷 故 332T15 840 Nm 910 由公式 3 4 得 1132 58n 11 2 583m 27 90 7 0 3 76EuFndPYkZ 設(shè)計要求 齒輪模數(shù) m 第二級 9 11 故取 mn 9 3 3 3 確定齒輪傳動參數(shù) 雙圓弧齒輪減速器設(shè)計 22 中心距 由公式 3 5 得 取 a 560mm 34918056 1842cos2cos3nmza 由公式 3 6 得 349108arcsarcs2 792nz 由公式 3 7 得31896 7cos2 nzmdm 403 9 n 由公式 3 8 得 取 b 140 2 481 14 7sinsi97mbm 3 3 4 驗算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 查表 3 12 抽油機(jī)工作中等振動 1 5AK 由公式 3 9 得 查圖 3 31 31 40 28 60dnvms 查圖 3 32 當(dāng) d 13b2 7K 6 4 時 vK1 07級 精 度 時 查表 3 13 按七級精度 F21 0 查圖 3 36b 當(dāng) u 45 78u 6Y 2339時 查圖 3 37b 當(dāng) 2 0 時 由公式 3 1 得 3 帶 齒輪傳動的設(shè)計與校核 23 查圖 3 35b 當(dāng) V318Z 27 649 cos 0 6 5z F1Y 0 當(dāng) 4V3392 4 s 8 zAF2 1 8 查表 3 14 鍛鋼 球墨鑄鐵 0 14EEndY 2 5MPaK 齒 端 修 薄 小齒輪的齒根應(yīng)力 由公式 3 10 得 10 86AV12F3 2 85T EuFndFYzm 0 63 2 5876 0 5 31 00612409MPa 大齒輪的齒根應(yīng)力為 443 6FFYPa 小齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 73260 893524051Nnt 大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 77451 u 查圖 3 41a 當(dāng) 6N130Y 時 nX3 42bm85 9查 圖 當(dāng) 時 安全系數(shù) 由公式 3 11 得 Flim31520 9S 2 3 4NXY Fli3244 1 590X 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度安全 雙圓弧齒輪減速器設(shè)計 24 3 3 5 驗算齒面接觸疲勞強(qiáng)度 查表 3 13 21 39 HK 按 七 級 精 度 查表 3 14 鍛鋼 球墨鑄鐵 0 27EZ 3 584MPa 查圖 3 36b uu 4 780當(dāng) 時 查圖 3 37b 當(dāng) 96 6 時 查圖 3 38b 當(dāng) V1na12 2 m 0 96Z304 8Z 時 時 a1 Z 97 齒面接觸應(yīng)力 由公式 3 12 得 a0 73AV1H2H2 19ZTK Eunzm 0 733 2 19760 5 658406 75840 MPa 查圖 3 41b 7N 1 N Z 查圖 3 43 采用 320 號極壓工業(yè)齒輪油 2403 0 LvmsZ 查圖 3 44 0 2 7 61 7 95g Vvt A 安全系數(shù) 由公式 3 13 得 Hlim1LVZ8601 5 7S 13 4N li2LH2H7 0 2 58 齒面接觸疲勞強(qiáng)度安全 3 3 6 幾何尺寸計算 上述計算得到的基本參數(shù)為 n12m 8 Z 90 7 3 帶 齒輪傳動的設(shè)計與校核 25 由公式得 小齒輪分度圓直徑 3nZm189d 6 7m cos2 小齒輪齒頂圓直徑 a3a h0 2 8 小齒輪齒根圓直徑 fd 186 7 19 6 7 f 大齒輪的分度圓直徑 4nZm5430 815m cos2 o 大齒輪齒頂圓直徑 a4d h6019 2 大齒輪齒根圓直徑 f 176 f 中心矩 348502coscs29 nmzm 齒寬 10b 空刀槽 l 小齒輪 3 采用齒輪軸結(jié)構(gòu) 大齒輪 4 采用孔板式結(jié)構(gòu) 4 軸及附件的設(shè)計與校核 26 4 軸及附件的設(shè)計與校核 4 1 軸的設(shè)計 4 1 1 輸入軸的設(shè)計 1 已知數(shù)據(jù)如下 69 05kw 246 67r min 2673 1336 5P1n1TNm 1 2T Nm 2 求作用在齒輪 1 上的力 3411cos2670cos25 909 tTFd 431tan 51tan7 61cos03r N 431 9 8 40atF 圖 4 1 高速軸齒輪受力圖 3 初步確定軸的最小直徑 30PdAn 4 1 式中 P 功率 單位 kw n 轉(zhuǎn)速 單位 r min 根據(jù)公式 4 1 初步估算軸的最小直徑 選取軸的材料為 45 號鋼 調(diào)質(zhì)處理 取 112 得 112 mm 73 27mm0A 131minPdA 369 05247 4 軸及附件的設(shè)計與校核 27 該軸直徑 d 100mm 有一個鍵槽 軸頸增大 3 4 安全起見 取軸頸增大 5 則 圓整后取 d1 76mm 1min1min 05 0573 26 9m 輸入軸的最小直徑是安裝帶輪處的直徑 4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 a 擬定軸上零件的裝配方案 經(jīng)分析比較 選用如圖所示的裝配方案 圖 4 2 高速軸裝配方案 b 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1 帶輪采用軸肩定位 I II 段 76mm 由式 h 0 07 0 1 d 取12d 88mm23d 初步選擇滾動軸承 該傳動方案沒有軸向力 高速軸轉(zhuǎn)速較高 載荷不大 故 選用深溝球軸承 2 根據(jù) 88mm 查 GB276 89 初步取 0 組游隙 0 級公差的深溝球軸承23d 6018 其尺寸為 d D B 90mm 150mm 27mm 故 34910dm 定位軸肩處 取 105 45 45893lm 6728l 3 由指導(dǎo)書表 4 1 知箱體內(nèi)壁到軸承座孔端面的距離 采用凸緣式軸1L 承蓋 取軸承蓋的總寬度為 68mm 到帶輪的距離為 80mm 則 取小2365l 齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為 20mm 大齒輪 2 和 與齒輪 3 之間的距離 c 30mm 1a 滾動軸承端面距箱體內(nèi)壁 則 S 034150mlBSa mm458930ll c 軸上零件的周向定位 帶輪與軸的周向定位采用普通 C 型平鍵連接 按 1276d 1 2L 60 查圖表 P 表 6 1 選用鍵 22mm 14mm 140mm 滾動軸承與軸的周向bhl 雙圓弧齒輪減速器設(shè)計 28 定位采用過渡配合來保證 選用直徑尺寸公差為 m6 d 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為 C2 各軸肩處圓角半徑為 R2 4 1 2 中間軸的設(shè)計 1 已知數(shù)據(jù)如下 已知 26 3PKW 215834TNm 340 inr 2 求作用在齒輪上的力 19KN 0 77KN 8KN1ttF21rF21aF 23 33cos60cos9 68 47tTKNd 3tan18ta2 5 cos9 60rF 軸上力的方向如下圖 4 3 所示 圖 4 3 中間軸受力圖 3 初步確定軸的最小直徑 根據(jù)式 4 1 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 取 112 得0A 332min6 21010 94pd m 該軸的最小直徑為安裝軸承處的直徑 取為 130mm 2ind 4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 4 軸及附件的設(shè)計與校核 29 a 擬定軸上的傳動方案 圖 4 4 中間軸的裝配方案 b 確定軸的各段直徑和長度 1 根據(jù) 取 軸承與齒輪 2 之間采用套筒定位 取2min130d 1230dm 齒輪 2 與齒輪 3 之間用軸肩定位 h 5mm 取 2356d 3 4d 150m 齒輪 3 采用軸肩定位 則 由于軸環(huán)寬度 b 1 4h 軸 II 設(shè)40l 45 計 3B 280B2 3 l 23402108lcl 5 6278l 2 初步選擇滾動軸承 由于配對的斜齒輪相當(dāng)于人字齒 軸 II 相對于機(jī)座固定 則 III 軸應(yīng)兩端游動 支承 選取外圈無擋邊圓柱滾子軸承 初步選取 0 組游隙 0 級公差的 N 系列軸承 N206 其尺寸為 d D B 130mm 230mm 40mm 由于軸承內(nèi)圈不受軸向力 軸端不受力 選用凸緣式軸承蓋 取軸承端蓋的總寬度為 60mm 3 軸上零件的周向定位 齒輪的周向定位都采用普通平鍵連接 按 mm 3 4d 102 3d 80m280 B 查圖表 P 表 6 1 取各鍵的尺寸為 II III 段 b h L 25mm 14mm 70mm 使用一對 滾動軸承的周向定位靠過渡配合來保證 選公差為 m6 4 確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為 C2 各軸肩處的圓角半徑為 R2 雙圓弧齒輪減速器設(shè)計 30 4 1 3 輸出軸的設(shè)計 1 已知數(shù)據(jù)如下 已知 kw r min36 9p 3376 01NmT 38n 2 求作用在軸上的力 43128ttFK435 rFK 3 初步確定軸的最小直徑 按式 4 1 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為 45 鋼調(diào)質(zhì)處理 取 于是得012A 112 3mind 36 923 48m 該軸的最小直徑為安裝曲柄的直徑 則軸的最小直徑 3min25 d 4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 a 擬定軸上零件的裝配方案 選取如下圖 4 5 所示的方案 圖 4 5 輸出軸裝配方案 b 根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 1 取 為了滿足曲柄的軸向定位要求 采用軸肩定位 由125dm h 0 07 0 1 d 取 曲柄擋圈緊固23 2 初步選擇滾動軸承 根據(jù)軸上受力及軸頸 初步選用 0 組游隙 0 級公差的深溝球軸承 6352 其尺 寸為 d D B 260mm 380mm 64mm 故 3 46 7d 20m 3 軸承采用軸肩定位 取 45d28m 1l 4 軸及附件的設(shè)計與校核 31 4 根據(jù)軸頸查圖表 P 表 15 2 指導(dǎo)書表 13 21 取安裝齒輪處軸段 齒輪采用軸肩定位 根據(jù) h 0 07 0 1 d 取 h 10mm 則6720dm 軸環(huán)寬度 b 1 4h 20mm 取53 5620lm 5 已知 取 S 4mm 其他同上415B7820d 7814 6 根據(jù)軸 II 軸 III 的設(shè)計 取滾動軸承與內(nèi)壁之間的距離 10mm 則3S23l 100mm 100mm32Sac 56l c 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位都采用普通平鍵連接 根據(jù) 6720dm 6715lm 12d 1240lm 6 7 段 b h L 55mm 32mm 280mm 1 2 段 b h L 50mm 28mm 220m 滾動軸承與軸的周向定位靠過渡配合來保證 選用直徑尺寸公差為 m6 d 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角尺寸為 C2 軸上圓角 R2 5 求軸上的載荷 軸的計算簡圖如下圖 4 6 所示 深溝球軸承 6248 從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖 見下圖 可以看出 Ft 作用處是危險截面 將該截面的所受彎矩和扭矩列于下表 表 4 1 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 26 75KN 12N 64KN12NF 彎矩 8025N mHM 21903VM m 總彎矩 M 23748 m 扭矩 T 265KN 雙圓弧齒輪減速器設(shè)計 32 圖 4 6 彎矩及扭矩圖 6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)上表對危險截面進(jìn)行校核 以及軸單向旋轉(zhuǎn) 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng) 力 取 0 6 軸的計算應(yīng)力 22caMTW 4 2 由公式 4 2 得 2222 38340 6561ca MPa 前已選定軸的材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 查教科書 45 鋼 60MPa 因此 1 故軸安全 ca 1 4 2 軸承的選擇與校核 4 2 1 輸入軸軸承 1 由輸入軸的設(shè)計知 初步選用深溝球軸承 6018 由于受力對稱 只需要 計算一個 21rrtF 4 3 其受力由公式 4 3 得 4 軸及附件的設(shè)計與校核 33 rF 2217 619 50 rt KN 0 3 轉(zhuǎn)速 n 246 67r min 已知軸承的預(yù)計壽命為 8760ha hL 2 查軸承的當(dāng)量載荷 查滾動軸承樣本 指導(dǎo)書表 15 3 知深溝球軸承 6018 的基本額定 動載荷 C 66KN 基本額定靜載荷 49 5KN0C 3 求軸承當(dāng)量動載荷 P 因為 0 徑向載荷系數(shù) X 1 軸向載荷系數(shù) Y 0 因工作情況平穩(wěn) 按課本aF P 表 13 6 取 1 0 pfXYpraf 4 4 由公式 4 4 得 PF1 02 50 praf KN 4 驗算軸承壽命 610hCLn 4 5 由公式 4 5 得 366 1010045 782h hLnP 故所選用軸承滿足壽命要求 確定使用深溝球軸承 6018 4 2 2 中間軸軸承 1 計算軸承所有載荷 由軸 2 的設(shè)計已知 初步選深溝球軸承 6226 由于受力對稱 故只需要校核一 個 其受力由公式 4 3 得 rF 2218 548rt KN 合 合 0 10 3 n 40r mina 2 查軸承的當(dāng)量動載荷 指導(dǎo)書表 15 5 知 6226 的基本額定動載荷 C 基本額定靜載荷 0C 3 求軸承當(dāng)量動載荷 P 雙圓弧齒輪減速器設(shè)計 34 因為 徑向載荷系數(shù) X 1 軸向載荷系數(shù) Y 0 因工作情況平穩(wěn) 0aF 由公式 4 4 得 P X Y 48KNpfra 4 驗算軸承壽命 由公式 4 5 得 h 36610102708 4 6hCLnP 73714h 72000h h 故所選用軸承滿足壽命要求 確定使用深溝球軸承 6226 4 2 3 輸出軸軸承 1 計算軸承所受載荷 由輸出軸的設(shè)計知 初步選用深溝球軸承 6252 由于受力對稱 只需要計算一 個 由公式 4 3 得 rF 24rt 26 75469KN 0 3 轉(zhuǎn)速 n 8r mina 查滾動軸承樣本知深溝球軸承 6252 的基本額定動載荷 C 45KN 基本額定靜載 荷 40KN0C 2 求軸承當(dāng)量動載荷 P 因為 0 徑向載荷系數(shù) X 1 軸向載荷系數(shù) Y 0 因工作情況平穩(wěn) aF 取 1 0 由公式 4 4 得 pf P X Y 1 0 1 69 0 KN 69KNra 3 驗算軸承壽命 由公式 4 5 得 73714h 72000h 336610109hCLnPn hL 故所選用軸承滿足壽命要求 確定使用深溝球軸承 6252 4 3 鍵的選擇與校核 4 軸及附件的設(shè)計與校核 35 4 3 1 輸入軸與帶輪的鍵 1 選擇鍵 由軸 1 的設(shè)計知初步選用普通平鍵 2140bhl 1 2673N mT 2 校核鍵連接的強(qiáng)度 鍵 軸和輪轂的材料都是鋼 由課本 P 表 6 2 查得許用應(yīng)力 100 p 120MPa 取 110MPa 鍵的工作長度 L b 2 140mm 22mm 118mm 鍵與輪p l 轂鍵槽的接觸高度 k 0 5h 0 5 14mm 7mm 3210pTkld 4 6 由式 4 6 得 2 2 10 6 82 70 MPa 32pkl 310 104MPa 110MPap 可見連接的強(qiáng)度足夠 選用鍵 2140bhl 4 3 2 齒輪 2 與中間軸的鍵 1 選擇鍵 由軸 2 的設(shè)計知初步選用普通平鍵 6130bhl 321890 T2 Nm 2 校核鍵連接的強(qiáng)度 鍵 軸和輪轂的材料都是鋼 由課本 P 表 6 2 查得許用應(yīng)力 100 p 120MPa 取 110MPa 鍵的工作長度 L 32 90mm 32mm 58mm 鍵與輪轂p l 鍵槽的接觸高度 k 0 5h 0 5 18mm 9mm 由式 4 6 可得 2 6310 7 52 140 2MPa 3210IpTkld 310 124MPa 130MPap 可見連接的強(qiáng)度足夠 選用鍵 21840bhl 4 3 3 齒輪 3 與軸的鍵 雙圓弧齒輪減速器設(shè)計 36 1 選用鍵 76030 53280bhl T3Nm 2 校核鍵連接的強(qiáng)度 鍵 軸和輪轂的材料都是鋼 由課本 P 表 6 2 查得許用應(yīng)力 100 p 120MPa 取 110MPa 鍵的工作長度p L b 280mm 55mm 225mm 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k 0 5h 16mm l 由式 4 6 得 2 76030 16 225 300MPa 3210pTkld 310 104MPa 110MPap 可見連接的強(qiáng)度足夠 選用鍵 53280bhl 4 4 減速器附件設(shè)計及潤滑密封 4 4 1 減速器附件設(shè)計 1 視孔蓋 選用 A 120mm 的視孔蓋 2 通氣器 選用通氣器 經(jīng)兩次過濾 M20 1 5 3 油面指示器 根據(jù)指導(dǎo)書表 9 14 選用 2 型油標(biāo)尺 M20 4 油塞 根據(jù)指導(dǎo)書 9 16 選用 M16 1 5 型油塞和墊片 5 起吊裝置 根據(jù)指導(dǎo)書表 9 20 箱蓋選用吊耳 d 20mm 6 定位銷 根據(jù)指導(dǎo)書表 14 3 選用銷 GB117 86 16 45 7 起蓋螺釘 選用螺釘 M10 20 4 4 2 潤滑與密封 4 軸及附件的設(shè)計與校核 37 1 齒輪的潤滑 采用浸油潤滑 由于高速級大齒輪浸油深度不小于 10mm 取為油深 h 57mm 根據(jù)指導(dǎo)書表 16 1 選用全損耗系統(tǒng)用油 L AN22 2 滾動軸承的潤滑 由于軸承的 38400 1600001dn minr minr 8181 9 1600002 4370 1 2 40 齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離 mm 22 30 4 軸及附件的設(shè)計與校核 39 機(jī)蓋 機(jī)座肋厚 mm m 1110 85 m m1 20 m 18 軸承端蓋外徑 mm 2D 2 5 5 5 3d 220 1 軸 320 2 軸 450 3 軸 4 5 剎車裝置的設(shè)計 剎車裝置安裝在輸出軸位置 已知輸出軸轉(zhuǎn)矩為 76030N m 本次選定的剎車裝置為 YWZ3 315 型液壓制動器 其結(jié)構(gòu)尺寸如下圖示 總 結(jié) 40 總 結(jié) 畢業(yè)設(shè)計是大學(xué)學(xué)習(xí)階段一次非常難得的理論與實際相結(jié)合的學(xué)習(xí)機(jī)會 通過 這次對搓絲機(jī)傳動裝置理論知識和實際設(shè)計的相結(jié)合 鍛煉了我的綜合運用所學(xué)專 業(yè)知識 解決實際工程問題的能力 同時也提高了我查閱文獻(xiàn)資料 設(shè)計手冊 設(shè) 計規(guī)范能力以及其他專業(yè)知識水平 而且通過對整體的掌控 對局部的取舍 以及 對細(xì)節(jié)的斟酌處理 都使我的能力得到了鍛煉 經(jīng)驗得到了豐富 并且意志品質(zhì)力 抗壓能力以及耐力也都得到了不同程度的提升 這是我們都希望看到的也正是我們進(jìn)行畢業(yè)設(shè)計的目的所在 提高是有限的但 卻是全面的 正是這一次畢業(yè)設(shè)計讓我積累了許多實際經(jīng)驗 使我的頭腦更好的被 知識武裝起來 也必然讓我在未來的工作學(xué)習(xí)中表現(xiàn)出更高的應(yīng)變能力 更強(qiáng)的溝 通力和理解力 順利如期的完成本此畢業(yè)設(shè)計給了我很大的信心 讓我了解專業(yè)知識的同時也 對本專業(yè)的發(fā)展前景充滿信心 但同時也發(fā)現(xiàn)了自己的許多不足與欠缺 留下了些 許遺憾 不過不足與遺憾不會給我打擊只會更好的鞭策我前行 今后我更會關(guān)注新 科技新設(shè)備新工藝的出現(xiàn) 并爭取盡快的掌握這些先進(jìn)知識 更好的為祖國的四化 服務(wù) 4 軸及附件的設(shè)計與校核 41 參考文獻(xiàn) 42 參考文獻(xiàn) 1 陳榮增等 圓弧齒圓柱齒輪傳動 北京 高等教育出版社 1995 20 30 2 江耕華 陳啟松編 機(jī)械傳動設(shè)計手冊 煤炭工業(yè)出版社 1982 1 3 邵家輝主編 圓弧齒輪 第二版機(jī)械工業(yè)出版社 1994 10 4 現(xiàn)代機(jī)械傳動手冊 編輯委員會編 現(xiàn)代機(jī)械傳動手冊 機(jī)械工業(yè)出 版社 2003 5 李子俊主編 采油機(jī)械 石油工業(yè)出版社 2006 版 6 萬邦烈編 采油機(jī)械的設(shè)計計算 石油工程出版社 1998 7 唐定國編雙圓弧齒輪的計算分析 齒輪 1981 1 8 成大先編 機(jī)械設(shè)計圖冊 第一卷 化學(xué)工業(yè)出版社 2000 9 濮良貴編 機(jī)械設(shè)計 第八版 高等教育出版社 2006 10 機(jī)械工程手冊 第 32 篇 齒輪傳動 機(jī)械工業(yè)出版社 1980 11 徐灝 新編機(jī)械設(shè)計手冊 冶金工業(yè)出版社 12 呂慧瑛 機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ) 冶金工業(yè)出版社 13 濮良貴 紀(jì)名剛 機(jī)械設(shè)計 第七版 高等教育出版社 2001 6 14 王昆 何小柏 汪信遠(yuǎn) 機(jī)械設(shè)計指導(dǎo)手冊 高等教育出版社 1995 12 15 冷興聚 王春華 王琦 主編 機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ) M 沈陽