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機械設(shè)計課程設(shè)計說明書 設(shè)計題目 帶式運輸機傳動裝置的設(shè)計 機械工程學(xué)院 院（系） 農(nóng)業(yè)機械化及自動化 專業(yè) 年級 2010 設(shè)計者 指導(dǎo)教師 年 月 日 寧 夏 大 學(xué) 目錄 1傳動方案的分析論證 4 1.1傳動裝置的組成 4 1.2傳動裝置的特點 4 1.3 確定傳動方案 4 1.4 傳動方案的分析 4 2.電動機的選擇 4 2.1選擇電動機的類型 4 2.2選擇電動機的功率 4 2.3確定電動機的轉(zhuǎn)速 5 3.傳動比的計算及分配 5 3.1總傳動比 5 3.2分配傳動比 5 4.傳動裝置運動及動力參數(shù)計算 6 4.1各軸的轉(zhuǎn)速 6 4.2各軸的功率 6 4.3各軸的轉(zhuǎn)矩 6 5.減速器的外傳動件的設(shè)計 7 5.1選擇V帶型號 7 5.2確定帶輪基準直徑 7 5.3驗算帶的速度 7 5.4確定中心距和V帶長度 7 5.5驗算小帶輪包角 8 5.6確定V帶根數(shù) 8 5.7計算初拉力 8 5.8計算作用在軸上的壓力 8 5.9帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 8 6.高速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算 9 6.1 選擇材料、熱處理方式和公差等級 9 6.2 初步計算傳動的主要尺寸 9 6.3 確定傳動尺寸 10 6.4 校核齒根彎曲疲勞強度 12 6.5計算齒輪傳動其他幾何尺寸 13 7.低速級直齒圓柱齒輪的設(shè)計計算 14 7.1選擇齒輪的材料 14 7.2確定齒輪許用應(yīng)力 14 7.3計算小齒輪分度圓直徑 15 7.4驗算接觸應(yīng)力 15 7.5驗算彎曲應(yīng)力 16 7.6計算齒輪傳動的其他尺寸 16 7.7齒輪作用力的計算 17 8中間軸的設(shè)計計算 17 8.1已知條件 17 8.2選擇軸的材料 18 8.3初算軸徑 18 8.4結(jié)構(gòu)設(shè)計 18 8.5鍵連接 20 8.6軸的受力分析 20 8.7校核軸的強度 22 8.8校核鍵連接的強度 22 8.9校核軸承壽命 22 9.高速軸的設(shè)計與計算 23 9.1已知條件 23 9.2選擇軸的材料 23 9.3初算最小軸徑 23 9.4結(jié)構(gòu)設(shè)計 24 9.5鍵連接 26 9.6軸的受力分析 26 9.7校核軸的強度 28 9.8校核鍵連接的強度 29 9.9校核軸承壽命 29 10.低速軸的設(shè)計與計算 30 10.1已知條件 30 10.2選擇軸的材料 30 10.3初算軸徑 30 10.4結(jié)構(gòu)設(shè)計 30 10.5鍵連接 32 10.6軸的受力分析 32 10.7校核軸的強度 34 10.8校核鍵連接的強度 34 10.9校核軸承壽命 35 11 潤滑油與減速器附件的設(shè)計選擇 35 11.1潤滑油的選擇 35 11.2油面指示裝置 35 11.3視孔蓋 36 11.4通氣器 36 11.5放油孔及螺塞 36 11.6起吊裝置 36 11.7起蓋螺釘 36 11.8定位銷 36 12箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 37 13設(shè)計小結(jié) 38 14參考文獻 38 附：裝配圖與零件圖 設(shè)計任務(wù) 帶式運輸機傳動裝置的設(shè)計。 已知條件： 1．運輸帶工作拉力F = 2 kN； 2．運輸帶工作速度v = 1.1 m/s； 3．滾筒直徑D = 300 mm； 4．滾筒效率ηj=0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）； 5．工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)； 6．使用折舊期：8年； 7．工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35℃； 8．動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V； 9．檢修間隔期：4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修； 10．制造條件與生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。 圖1 動力及傳動裝置 D v F 設(shè)計計算及說明 結(jié)果 1.傳動方案的分析論證 機器通常是由原動機、傳動裝置和工作機三部分組成。其中傳動裝置是將原動機的運動和動力傳遞給工作機的中間裝置。它通常具備減速（或增速）、改變運動形式或運動方向以及將動力和運動進行傳遞與分配的作用。 1.1傳動裝置的組成： 傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。 1.2傳動裝置的特點： 齒輪相對于軸承的位置不對稱，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。 1.3 確定傳動方案： 合理的傳動方案首先應(yīng)滿足工作機的性能要求，還要與工作條件相適應(yīng)。同時，還要求工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、使用維護方便、工藝性和經(jīng)濟性好。若要同時滿足上述各方面要求是比較困難的。因此，要分清主次，首先滿足重要要求，同時要分析比較多種傳動方案，選擇其中既能保證重點，又能兼顧其他要求的合理傳動方案作為最終確定的傳動方案。初步確定傳動系統(tǒng)總體方案為二級展開式圓柱齒輪減速器，設(shè)計圖如下： 圖一：傳動系統(tǒng)總體方案設(shè)計圖 1.4 傳動方案的分析： 結(jié)構(gòu)簡單，采用Ｖ帶傳動與齒輪傳動組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應(yīng)大起動轉(zhuǎn)矩工況要求，成本低，使用維護方便。 2.電動機的選擇 2.1選擇電動機的類型 根據(jù)用途選用Y（IP44）系列一般用途的全封閉式自冷式三相異步電動機 2.2選擇電動機的功率 由已知條件可知，傳送帶所需的拉力F=2KN，傳輸帶工作速度 v=1.1 m/s，故 輸送帶所需功率為 ==2.2KW 由【2】表1-7查得滾筒效率 =0.96，軸承效率 =0.99，聯(lián)軸器效率 =0.99，帶傳動的效率 =0.96，齒輪傳遞效率 =0.97。 電動機至工作機之間傳動裝置的總效率為 =0.8246 電動機總的傳遞效率為 =2.66kw 查[2]表12-1，選取電動機的額定功率為 =3KW 2.3確定電動機的轉(zhuǎn)速 由已知，滾筒的直徑為 D=300mm，工作速度為 v=1.1 m/s，所以 輸送帶帶輪的工作轉(zhuǎn)速為 ==70 V帶傳動比 =2~4，二級減速器常用的傳動比為 =8~40 總傳動比的范圍 =*=16~160 電動機的轉(zhuǎn)速范圍為 =*=1120~11200 查[2]表12-1，符合這一轉(zhuǎn)速的范圍的電動機同步轉(zhuǎn)速有 1500，3000三種，初選 1500，滿載轉(zhuǎn)速=1420型號Y100L2-4的電動機。 3.傳動比的計算及分配 3.1總的傳動比 ===20.28 3.2分配傳動比 根據(jù)帶傳動比范圍，取V帶傳動比為 =2.46，則 減速器的傳動比為 i==8.23 高速級傳動比為 ==3.27~3.39。取=3.3 低速級傳動比為 ===2.49 4.傳動裝置運動及動力參數(shù)計算 4.1各軸的轉(zhuǎn)速 Ⅰ軸（高速軸） Ⅱ軸（中間軸） Ⅲ軸（低速軸） Ⅳ軸（滾筒軸） 4.2各軸的功率 Ⅰ軸（高速軸）=*=0.96*2.66kw =2.55kw Ⅱ軸（中間軸）=**=0.99*0.97*2.55kw=2.45kw Ⅲ軸（低速軸）=**=0.45*0.99*0.97kw=2.35kw Ⅳ軸（滾筒軸）==**=0.99*0.99*2.35kw=2.31kw 4.3各軸的轉(zhuǎn)矩 電動機軸 =9550*=9550*=17.89 Ⅰ軸（高速軸）=9550*=9550*=42.19 Ⅱ軸（中間軸）=9550*=9550*=133.77 Ⅲ軸（低速軸）=9550*=9550*=319.51 Ⅳ軸（滾筒軸）=9550*=9550*=314.07 表一 傳動裝置各軸主要參數(shù)計算結(jié)果 軸號 輸入功率P/kW 轉(zhuǎn)速n/(r/min) 轉(zhuǎn)矩T/N ?m 傳動比i 電動機軸 2.66 1420 17.89 =2.46 =3.3 =2.49 Ⅰ軸（高速軸） 2.55 577.23 42.19 Ⅱ軸（中間軸） 2.45 174.91 133.77 Ⅲ軸（低速軸） 2.35 70.24 319.51 Ⅳ軸（滾筒軸） 2.31 70.24 314.07 5.減速器的外傳動件的設(shè)計 5.1選擇V帶型號 考慮到在和變動較小，查【1】表7-5得工作情況系數(shù) =1.1，則 =*=1.1*2.66kw=2.93kw 根據(jù)=1420r/min，=2.93kw，由【1】圖7-17選擇A型普通V帶。 5.2確定帶輪基準直徑 由【1】圖7-17可知，A型普通V帶推薦小帶輪直徑=80~100，選小帶輪=100mm，則大帶輪直徑為 =*=2.46*100mm=246mm，由【1】表7-7，取=250mm。 5.3驗算帶的速度 ===7.45m/s<25m/s 5.4確定中心距和V帶長度 根據(jù)0.7（+）mm=245mm<<2(+)mm=700mm 為了使結(jié)構(gòu)緊湊，取偏低值=350mm V帶基準長度為， L=2a+（+）+ =2350+（100+250）+=1265.85mm 由[1]表7-3選V帶基準長度=1250mm,則實際中心距為 a=+=（350+）mm=342.08mm 5.5驗算小帶輪包角 - = - = > 5.6確定V帶根數(shù) 查【1】表7-9 =0.95,由表7-3得，=1.11，由表7-10得，=0.17，由表7-8，得=0.63 z= = =3.47 取整z=4 5.7計算初拉力 由【1】表7-11查得V帶單位長度質(zhì)量m=0.1kg/m,則單根V帶張緊力 = =500（）+0.1=103.97N 5.8計算作用在軸上的壓力 Q=2zsin =24103.7sin =813.3N 5.9帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 小帶輪采用實心質(zhì)，由【1】表7-4，e=150.3，=9，取f=10.在【2】表12-5查得=28mm 輪轂寬：=（1.5~2.0）=42~56mm，初選 =50mm 輪緣寬：=(z-1)*e+2f=65mm 大帶輪采用孔板式結(jié)構(gòu)，輪緣寬可與小帶輪相同，輪轂寬可與軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計同步進行。 6.高速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算 6.1 選擇材料、熱處理方式和公差等級 考慮到帶式運輸機為一般機械，故大、小齒輪均選用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由【3】表8-17的齒面平均=236, =190HBW，HBW-=46HBW，在30~50HBW之間。選用8級精度 6.2 初步計算傳動的主要尺寸 因為平均硬度小于350HBW，則齒輪為軟面閉式傳動，故按齒輪接觸強度進行設(shè)計（外嚙合）。 (1) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為 =42190N*mm (2) 初選 =1.2，由【3】表8-18得 =1.1 (3) 由【3】表8-19得彈性系數(shù) =189.8 (4) 初選 β=12，由【3】圖9-2查得 查得節(jié)點系數(shù) =1.72。 (5) 齒輪的傳動比為 u=3.3，初選 =23，則=u*=3.3*23=75.9，取整數(shù)76,則端面重合度為=[1.88-3.2*()]cosβ=1.66 軸向重合度為 =0.318***=1.71 (6) 由[3]圖8-3查得 重合度系數(shù) =0.775 (7) 由[3]圖11-2查得 螺旋角系數(shù)=0.99 (8) 許用接觸應(yīng)力可用下式計算 = 計算=2HBW+69=2*236+69=541MPa =2HBW+69=2*190+69=449 MPa 大小齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為 =60* *a =60*577023*2*8*365*8=1.618*h = ==4.903*h 由【3】圖 8-5 查得 壽命系數(shù) =1.0，=1.05 取安全系數(shù) =1.0 則小齒輪的許用接觸應(yīng)力為 ==541 MPa 大齒輪的許用接觸應(yīng)力為 ==471.45 MPa 故=472 MPa 初算小齒輪的分度圓得 = =41.03mm 6.3 確定傳動尺寸 計算載荷系數(shù) 查得使用系數(shù) =1.0 v= = =1.24m/s 由[3]圖 8-6 查得 齒間載荷分配系數(shù) =1.05 由[3]圖 8-7 查得 齒向載荷分配系數(shù) =1.21 由[3]表 8-22 查得 齒間載荷分配系數(shù) =1.2 載荷系數(shù) k=***=1.*1.05*1.21*1.2=1.52 對進行修正，因與k有較大的差異，故需對由計算出的進行修正 =*=41.03*=44.39mm 確定模數(shù) ==1.89 取整 =2 中心距 ===101.21mm 圓整 =100mm 螺旋角為 β=arcos=8.1 因β值與初選值相差較大，故對與β有關(guān)的參數(shù)進行修正，由【3】圖9-2查得，=2.48 端面重合度系數(shù) =[1.88-3.2,()]cosβ=1.68 軸向重合度為 =0.318=1.37 由【3】圖8-3查得 重合度系數(shù) =0.774 由【3】圖11-2查得 螺旋角系數(shù)=0.992 = =44.66mm 精確計算圓周速度為 v== =1.35m/s 由圖8-6 查得 動載荷系數(shù) =1.09 k=***=1.0*1.08*1.21*1.2=1.58 =*=*=45.24mm ==1.95,取標準值 =2 ==mm=46.46mm ==mm=116.68mm b=*=1.1*46.46=50.11mm，取整 =50mm =+（5~10）mm 取=60mm 6.4 校核齒根彎曲疲勞強度 齒根的疲勞強度條件 其中 k=1.52，=42190N?mm，=2，=46.46mm，b= 50mm 齒形系數(shù) 和應(yīng)力修正系數(shù)，當量齒數(shù)為 ===23.70 ===78.32 由[3]圖 8-8 查得 =2.68，=2.25 由[3]圖8-9查得 =1.57，=1.76 由[3]圖 8-10 查得 重合度系數(shù) =0.72 由[3]圖11-3查得 螺旋角系數(shù) =0.93 許用彎曲應(yīng)力 由[3]表 8-11 查得 彎曲疲勞極限應(yīng)力為 =1.8HBS=425MPa =1.8HBS=342 MPa 由[3]圖 8-11查得 壽命系數(shù) = =1 由[3]表 8-20 查得 安全系數(shù) =1.6 =265.6MPa =213.8MPa = =83.03 MPa <,則 = = =78.14 MPa 6.5計算齒輪傳動其他幾何尺寸 端面模數(shù) = = =2.02015 齒頂高 = =1*2=2 齒根高 =（ ）=（1+0.25）*2=2.5mm 全齒高 h=+=2+2.5=4.5mm 頂隙 c==0.285*2=0.5 齒頂圓直徑= 齒根圓直徑 7.低速級直齒圓柱齒輪的設(shè)計計算 7.1選擇齒輪的材料 同前小齒輪調(diào)質(zhì) ，236HBW 大齒輪正火 ，190HBW 7.2確定齒輪許用應(yīng)力 ①許用接觸應(yīng)力： 由[1]表8-39 知 = 由[1]表8-10查得 故應(yīng)按接觸極限應(yīng)力較低的計算，只需求出大齒輪 對于正火的齒輪 =1.0 由于載荷穩(wěn)定，故按[1]表8-41，求輪齒應(yīng)力循環(huán)次數(shù) =60=60174.91283658=4.9 循環(huán)基數(shù)由[1]圖8-41查得當HBS為300時，因 =1 = ②許用彎曲應(yīng)力 由[1]式8-46 知 由[1]表8-11知 取 單向傳動取 同,所以 得 7.3根據(jù)接觸強度，求小齒輪分度圓直徑 由[1]式8-38 初步計算 （表8-9） 取mm mm 取=95mm 選定 =432.49=107.7 取107 取m=2 7.4驗算接觸應(yīng)力 由[1]8-37知 取=1.76 =1 =271 齒輪圓周速度 由圖8-39查得=1.15（8級精度齒輪） =1.762711 =421.892＜[] 接觸強度足夠 7.5驗算彎曲應(yīng)力 由[1]表8-43知 = 由[1]圖8-44查得 =43 =3.76 =107 =3.75 =N/=65.21MP =MP=72MP 故應(yīng)驗算小齒輪的彎曲應(yīng)力 ==3.76=4647MP ＜彎曲強度足夠 7.6計算齒輪傳動的其他尺寸 齒頂高 =m=12=2mm 齒根高 ==（1+0.25）2=2.5mm 全齒高 h=+=2+2.5mm=4.5mm 頂隙 =m=0.252=0.5mm 齒頂圓直徑 =+2=86.644+4mm=90.644mm =+=215.21+4mm=219.21mm 齒根圓直徑=－2=86.644-22.5=81.644mm =－=215.211－22.5=201.211mm 7.7齒輪作用力的計算 ⑴高速級齒輪傳動的作用力 已知高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩=421901mm 轉(zhuǎn)速=577.23r/min 螺旋角 =8.6 小齒輪左旋，大齒輪右旋， 小齒輪分度圓直徑 =46.46mm ①齒輪1的作用力 圓周力 ==N=1816.2N 徑向力為 =1816.2N=667.7N 軸向力 =1816.2=258.5N ②齒輪2的作用力 從動齒輪2各個力與主動齒輪1上相應(yīng)的力大小相等，作用力方向相反。 ⑵低速級齒輪傳動的作用力 已知條件低速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩=133770Nmm轉(zhuǎn)速=174.91r/min小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑為=86.64 ①齒輪3的作用力 圓周力 =308.80N 徑向力 ②齒輪4的作用力 從動齒輪4各個力與主動齒輪3上相應(yīng)的力大小相等，作用力方向相反。 8中間軸的設(shè)計計算 8.1已知條件 中間軸傳遞的功率=2.45kW，轉(zhuǎn)速，齒輪2分度圓直徑=153.53mm，齒輪寬度=50mm，=95mm 8.2選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由表8-26選常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理 8.3初算軸徑 [3]查表9-8得C=106~135，考慮軸端不承受轉(zhuǎn)矩，只承受少量的彎矩，故取小值C=110，則 8.4結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖 ⑴軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸不長，故軸承采用兩端固定方式。然后，按軸上零件的安裝順序，從處開始設(shè)計 ⑵軸承的選擇與軸段①及軸段⑤的設(shè)計 該段軸段上安裝軸承，其設(shè)計應(yīng)與軸承的選擇同步進行，選擇深溝球軸承。軸段①、⑤上安裝軸承，其直徑既應(yīng)便于軸承安裝，又應(yīng)符合軸承內(nèi)經(jīng)系列。暫取軸承為6208，經(jīng)過驗算，軸承6208的壽命符合減速器的預(yù)期壽命要求。由[3]表11-9得軸承內(nèi)徑d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm，定位軸肩直徑=47mm，外徑定位直徑=73mm，對軸的力作用點與外圈大端面的距離=9mm，故=40mm 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則=40mm ⑶軸段②和軸段④的設(shè)計 軸段②上安裝齒輪3，軸段④上安裝齒輪2，為便于齒輪的安裝，和應(yīng)分別略大于和，可初定==42mm 齒輪2輪轂寬度范圍為（1.2~1.5）=50.4~63mm，取其輪轂寬度與齒輪寬度=50mm相等，左端采用軸肩定位，右端次用套筒固定。由于齒輪3的直徑比較小，采用實心式，取其輪轂寬度與齒輪寬度=95mm相等，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段②和軸段④的長度應(yīng)比相應(yīng)齒輪的輪轂略短，故取=92mm，=48mm ⑷軸段③ 該段為中間軸上的兩個齒輪提供定位，其軸肩高度范圍為（0.07~0.1）=2.94~4.2mm，取其高度為h=4mm，故=50mm 齒輪3左端面與箱體內(nèi)壁距離與高速軸齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離均取為=10mm，齒輪2與齒輪3的距離初定為=10mm，則箱體內(nèi)壁之間的距離為 齒輪2的右端面與箱體內(nèi)壁的距離 =+（-）/2=[10+（60-50）/2]=15mm，則軸段③的長度為 ⑸軸段①及軸段⑤的長度 該減速器齒輪的圓周速度2m/s，故軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座，軸承內(nèi)端面距箱體內(nèi)壁的距離取為=12mm，中間軸上兩個齒輪的固定均由擋油環(huán)完成，則軸段①的長度為 軸段⑤的長度為 ⑹軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離=9mm，則由[3]圖11-6可得軸的支點及受力點間的距離為 8.5鍵連接 齒輪與軸間采用A型普通平鍵連接，查[3]表8-31得鍵的型號分別為鍵1290GB/T 1096—1990和鍵1245GB/T 1096—1990 8.6軸的受力分析 (1) 畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖所示 (2) 計算軸承支承反力 在水平面上為 式中的負號表示與圖中所畫力的方向相反 在垂直平面上為 軸承1的總支承反力為 軸承2的總支承反力為 （3）畫彎矩圖 彎矩圖如圖11-10c、d、e所示 在水平面上，a-a剖面右側(cè) b-b剖面為 在垂直平面上為 合成彎矩，a-a剖面左側(cè) b-b剖面左側(cè)為 b-b剖面右側(cè)為 （4）畫轉(zhuǎn)矩圖， 8.7校核軸的強度 a-a剖面彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，其軸頸較小，故a-a剖面為危險截面 求當量彎矩：一般認為低速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩是按脈動循環(huán)變化的。現(xiàn)選用軸的材料為45鋼，并經(jīng)過調(diào)制處理。由教材表10-1查出其強度極限，并由表10-3中查出與其對應(yīng)的，取=0.58 根據(jù)a-a剖面的當量彎矩求直徑 在結(jié)構(gòu)設(shè)計中該處的直徑，故強度足夠。 8.8校核鍵連接的強度 齒輪2處鍵連接的擠壓應(yīng)力為 取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由[3]表8-33查得=125~150MPa，，強度足夠 齒輪3處的鍵長于齒輪2處的鍵，故其強度也足夠 8.9校核軸承壽命 計算軸承的軸向力 由[3]表11-9 查的深溝球軸承6208軸承得 =29500N，=18000N，=521.00N，=890.2 N。=1123.74N，=0N因為徑向力方向相反，則選最大的徑向力計算壽命。 利用插值法，計算徑向動載荷系數(shù)X=0.56，軸向動載荷系數(shù)Y=1.22.則當量動載荷 由[1]公式 = <,故軸承壽命足夠 9.高速軸的設(shè)計與計算 9.1已知條件 高速軸傳遞的功率=2.55kw，轉(zhuǎn)速=577.23r/min，小齒輪分度圓直徑=32.33mm,齒輪寬度=60mm 9.2選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由[3]表8-26選用常用的材料45鋼，調(diào)制處理 9.3初算最小軸徑 查[3]表9-8得C=106~135，考慮軸端既承受轉(zhuǎn)矩，又承受彎矩，故取中間值C=120，則 =C=120*=19.68mm 軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%~5%，軸端最細處直徑為 >19.68mm+19.68*(0.03~0.05) mm=20.27~20.66 取=21mm 9.4結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖所示 （1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小、軸不長，故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從軸的最細處開始設(shè)計 （2）軸段① 軸段①上安裝帶輪，此段軸的設(shè)計應(yīng)與帶輪輪轂軸空設(shè)計同步進行。根據(jù)第三步初算的結(jié)果，考慮到如該段軸徑取得太小，軸承的壽命可能滿足不了減速器預(yù)期壽命的要求，初定軸段①的軸徑=25mm,帶輪輪轂的寬度為（1.5~2.0）=（1.5~2.0）*25mm=33mm~42mm,結(jié)合帶輪結(jié)構(gòu)=37.5~50mm，取帶輪輪轂的寬度=42mm,軸段①的長度略小于轂孔寬度，取=40mm （3）密封圈與軸段② 在確定軸段②的軸徑時，應(yīng)考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸。帶輪用軸肩定位，軸肩高度h=(0.07~0.1) =(0.07~0.1)*25mm=1.75~2.5mm。軸段②的軸徑=+2*（2.1~3）mm=29.2~31mm,其最終由密封圈確定。該處軸的圓周素的小于3m/s,可選用氈圈油封，查[3]表8-27選氈圈35 JB/ZQ4606——1997，則=30mm （4）軸承與軸段③及軸段⑦ 考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承。軸段③上安裝軸承，其直徑應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列?，F(xiàn)暫取軸承7207，由表11-9得軸承內(nèi)徑d=35mm,外徑D=72mm,寬度B=17mm，內(nèi)圈定位軸肩直徑=42mm,外圈定位內(nèi)徑=65mm,在軸上力作用點與外圈大端面的距離=15.7mm,故取軸段③的直徑=35mm。軸承采用脂潤滑，需要用檔油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座。為補償箱體的鑄造誤差和安裝檔油環(huán)，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離取△，檔油環(huán)的檔油凸緣內(nèi)側(cè)面凸出箱體內(nèi)壁1~2mm,檔油環(huán)軸孔寬度初定為=15mm,則=B+=17+15=32mm 通常一根軸上的兩個軸承應(yīng)取相同的型號，則=35mm, =B+=17+15=32mm (5)齒輪的軸段⑤ 該段上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，應(yīng)略大于，可初定=42mm，則由表8-31知該處鍵的截面尺寸為b*h=12*8mm,輪轂鍵槽深度為=3.3mm,由于與較為接近，故該軸設(shè)計成齒輪軸，則有=，==60mm (6)軸段④和軸段⑥的設(shè)計 該軸段直徑可取略大于軸承定位軸肩的直徑，則=48mm,齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離為，則軸段⑥的長度=（12+10-15）mm=7mm。軸段④的長度為=(180+12-10-60-15)mm=107mm (7)軸段②的長度 該軸段的長度除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。軸承座的寬度為，由[3]表4-1可知，下箱座壁厚=0.025+3mm=(0.025*150+3)mm=6.75<8mm,取=8mm, =(100+150)=250mm<400mm,取軸承旁連接螺栓為M16，則=24mm, =20mm，箱體軸承座寬度L=【8+20+16+（5~8）】mm=49~52mm,取L=50；可取箱體凸緣連接螺栓為M12，地腳螺栓為=M20，則有軸承端蓋連接螺釘為0.4=0.4*20mm=8mm,由[3]表8-30得軸承端蓋凸緣厚度取為=10mm;取端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度為=2mm；端蓋連接螺釘查[3]表8-29采用螺釘GB/T5781M8*25;為方便不拆卸帶輪的條件下，可以裝拆軸承端蓋連接螺釘，取帶輪凸緣端面距軸承端蓋表面距離K=28mm,帶輪采用腹板式，螺釘?shù)牟鹧b空間足夠。 則 （8）軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離=17mm，則由[3]圖11-9可得軸的支點及受力點間的距離為 9.5鍵連接 帶輪與軸段①間采用A型普通平鍵連接，查[3]表8-31得其型號為鍵8*36B/T 1096——1990 9.6軸的受力分析 (3) 畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖所示 (4) 計算軸承支承反力 在水平面上為 N=-794.4N 式中的負號表示與圖中所畫力的方向相反 在垂直平面上為 軸承1的總支承反力為 軸承2的總支承反力為 （3）畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示 在水平面上，a-a剖面右側(cè) N*mm a-a剖面左側(cè) =-66173.52N*mm-258.5*N*mm =-69404.77 N*mm b-b剖面為 在垂直平面上為 合成彎矩，a-a剖面左側(cè) a-a剖面右側(cè)為 b-b剖面為 （4）畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖所示， 9.7校核軸的強度 b-b剖面彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，其軸頸較小，故b-b剖面為危險截面 求當量彎矩：一般認為低速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩是按脈動循環(huán)變化的?，F(xiàn)選用軸的材料為45鋼，并經(jīng)過調(diào)制處理。由[1]表10-1查出其強度極限，并由[1]表10-3中查出與其對應(yīng)的，取=0.58 根據(jù)b-b剖面的當量彎矩求直徑 在結(jié)構(gòu)設(shè)計中該處的直徑，故強度足夠。 9.8校核鍵連接的強度 帶輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力為 取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由表8-33查得=125~150MPa，，強度足夠 9.9校核軸承壽命 （1）計算軸承軸向力 由[3]表11-9查7207C軸承得C=3050N，=20000N。由表9-10查得7207C軸承內(nèi)部軸向力計算公式，則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為 =0.4=0.41136.8N=454.72N =0.4=0.41419.8N=567.92N 外部軸向力A=469.2N，各軸向力分別為 =+A=826.42N ==567.92N (2)計算當量動載荷 由/=826.42/20000=0.041,查[3]表11-9得e=0.42，因/=826.42/1316.8=0.73＞e,故X=0.44，Y=1.36，則軸承1的當量動載荷為 =X+Y=0.441136.8N+1.36826.472N=1624N 由/=567.92/20000=0.028，查[3]表11-9得e=0.40，因/=826.42/1419.8=0.58>e,故X=0.44，Y=1.40，則軸承2的當量動載荷為 =X+Y=0.441419.8N+1.4567.92N=1419.8N (3)校核軸承壽命 因＞,故只需要校核軸承1的壽命，P=。 軸承在100℃以下工作，查表8-34得=1,。查表8-35得載荷系數(shù)=1.5 軸承1的壽命為 =56671.8h ＞，故軸承壽命足夠 10.低速軸的設(shè)計與計算 10.1已知條件 低速軸傳遞的功率=2.35kW，轉(zhuǎn)速，齒輪4分度元圓直徑=215.21mm，齒輪寬度=86mm 10.2選擇軸的材料 因傳遞功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故查[3]表8-26選用常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 10.3初算軸徑 查[3]表9-8得C=106~135，考慮軸端只承受轉(zhuǎn)矩，故取小值C=110則 軸與聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%~5%，軸端最細處直徑＞35.44+35.44(0.03~0.05)mm=36.50~37.21 10.4結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖所示 （1） 軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 該減速器發(fā)熱小，故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最小軸徑處開始設(shè)計 （2） 聯(lián)軸器及軸段① 軸段①上安裝聯(lián)軸器，此段設(shè)計應(yīng)與聯(lián)軸器的選擇同步進行 為了補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離震動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查[3]表8-37，取=1.5，則計算轉(zhuǎn)距 ==1.5319510Nmm=479265 Nmm 由[3]表8-38查得GB/T 5014-2003中的LX3型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為1250Nmm，許用轉(zhuǎn)速4750r/min，軸孔范圍為30~48mm ?？紤]d＞46.98mm，取聯(lián)軸器轂孔直徑為42mm，軸孔長度84mm，J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器主動端代號為LX3 4284 GB/T 5014-2003,相應(yīng)的軸段①的直徑=42mm，其長度略小于轂孔寬度，取 =82mm （3） 密封圈與軸段② 在確定軸段②的軸徑時，應(yīng)考慮聯(lián)軸器的軸向固定及軸承密封圈的尺寸。聯(lián)軸器用周肩定位，軸肩高度h=（0.07~0.1）=（0.07~0.1）42mm=2.94~4.2mm。軸段②的軸徑=+2h=47.88～50.4mm，最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度小于3m/s,可選用氈圈油封，查[3]表8-27，選氈圈50JB/ZQ4606-1997,則=50mm （4） 軸承與軸段③及軸段⑥的設(shè)計 軸段③和⑥上安裝軸承，其直徑應(yīng)既便于軸承安裝，又應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列?？紤]齒輪無軸向力存在，選用深溝球軸承?，F(xiàn)暫取軸承為6211C,由[3]表11-9得軸承內(nèi)徑d=55mm，外徑D=100mm，寬度B=21mm，內(nèi)圈定位軸肩直徑=64mm，外圈定位直徑=91mm,對軸的力作用點與外圈大端面的距離=27.5mm，故=55mm。故==21mm 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，故=55mm （5） 齒輪與軸段⑤ 該段上安裝齒輪4，為了便于齒輪的安裝，應(yīng)略大于，可初定=58mm，齒輪4輪轂的寬度范圍為（1.2～1.5），=69.6～87mm，小于齒輪寬度=86mm，取其輪轂寬度等于齒輪寬度，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段⑤的長度應(yīng)比輪轂略短，故取=84mm。 （6） 軸段④ 該軸段為齒輪提供定位和固定作用，定位軸肩的高度為h=（0.07～0.01）=4.06～5.8mm，取h=5mm，則=68mm，齒輪左端面距箱體內(nèi)壁距離為=+(－)/2=10mm+(95-86)/2mm=14.5mm,則該軸段④的長度=－－+=（80－14.5－86+12）mm=91.5mm （7） 軸段②與軸段⑥的長度 軸段②的長度除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。軸承端蓋連接螺栓GB/T 5781 M825,其安裝圓周大于聯(lián)軸器輪轂端面與端蓋外端面的距離為=10mm。則有 =+++—－=（58+2+10+10－21－12）mm=47mm 則軸段⑥的長度=+++2mm=21mm+12mm+14.5mm+ 2mm=49.5mm圓整取=50mm (8)軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點與軸承外圈大端面的距離=27.5mm，則由圖11-12可得軸的支點及受力點的距離為 =++－=49.5mm+84mm－mm－27.5mm=63mm =++—=36mm+76.5mm+mm—27.5mm=128mm =++=27.5mm+47mm+42mm=116.5mm 9.5鍵連接 聯(lián)軸器與軸段①及齒輪4與軸段⑤間均采用A型普通平鍵連接，查[3]表8-31得鍵的型號分別為鍵1270GB/T 1096—1990和鍵1870GB/T 1096—1990 9.6軸的受力分析 ⑴畫軸的受力簡圖 ⑵計算支承反力 在水平面上為 在垂直平面上為 軸承1的總支承反力為 軸承2的總支承反力為 ⑶畫彎矩圖 在水平面上，a-a剖面的彎矩為 在垂直面上，a-a剖面的彎矩為 a-a剖面上的合成彎矩為 ⑷畫轉(zhuǎn)矩圖 10.7校核軸的強度 a-a剖面為危險截面 求當量彎矩：一般可認為高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩是按脈動循環(huán)變化的?，F(xiàn)選用軸的材料為45鋼，并經(jīng)過調(diào)制處理。由教材表10-1查出其強度極限，并由表10-3中查出與其對應(yīng)的，取=0.58 根據(jù)a-a剖面的當量彎矩求直徑 在結(jié)構(gòu)設(shè)計中該處的直徑，故強度足夠。 10.8校核鍵連接的強度 聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力為 齒輪4處鍵連接的擠壓應(yīng)力為 取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由[3]表8-33查得=125~150MPa，，強度足夠 10.9校核軸承壽命 計算軸承的軸向力 由表11-9 查的6211軸承得 =43200N =29200N， =2202.26N。因為只有徑向力沒有軸向力，則當量動載荷P=2202.26N ，由[1]公式 =1792051h <,故軸承壽命足夠 11 潤滑油與減速器附件的設(shè)計選擇 11.1潤滑油的選擇 由于速度在1~2m/s左右，設(shè)計油溝，采用飛濺潤滑，選用全損耗系統(tǒng)用油，減速器常用的L-AN32 11.2油面指示裝置 選用油標尺M16 11.3視孔蓋 選擇視孔蓋尺寸為110*116，位置在中間軸的上方。 11.4通氣器 選用普通通氣器M10 11.5放油孔及螺塞 選用螺塞M16 11.6起吊裝置 上箱蓋采用吊耳，箱座上采用吊鉤。 11.7起蓋螺釘 選用起蓋螺釘M12 11.8定位銷 選用定位銷M10 F=2000N =2200KW =0.96 =0.8246 =3000KW =70 =1420 =20.28 =2.46 i=8.23 =3.3 =2.49 =2.55kw =2.45kw =2.35kw =2.31kw =17.89 =42.19 =133.77 =319.51 =314.07 選擇A型普通V帶 =100mm =250mm 帶速符合要求 =350mm =1250mm a=342.08mm => 合格 z=4 =103.97N Q=813.3N 45鋼 小齒輪調(diào)質(zhì)處理 大齒輪正火處理 8級精度 =23 =75.9 =541 MP =471.45 MPa =472 MPa 41.03mm K=1.52 =100mm 44.66mm =2 =46.46mm =116.68mm =50mm =60mm 滿足齒根彎曲疲勞強度 =2.02015 =2 =2.5mm h=4.5mm c=0.5 =50.46 =157.53 =41.46 =152.53 45鋼 小齒輪調(diào)質(zhì)處理 大齒輪正火處理 8級精度 =107 m=2 接觸強度足夠 彎曲強度足夠 =2mm =2.5mm h=4.5mm =0.5mm =90.644mm =219.21mm =81.644mm =201.211mm =1816.2N =667.7N =258.5N =308.80N 45鋼，調(diào)質(zhì)處理 =40mm =40mm ==42mm =92mm =48mm =50mm 軸強度足夠 鍵強度足夠 軸承壽命足夠 45鋼，調(diào)制處理 =21mm =25mm =40mm =30mm =35mm =32mm =35mm =32mm 齒輪軸 = =60mm =38mm =7mm =118mm =8mm L=50mm =72.5mm =109.2mm 153.3mm 83.3mm Q=813.3N =940N =-794.4N 639.43N =1176.77N =1136.8N =1419.8N -66173.52N -69404.77N -88812.36N -98024.62N 120107.6N*mm 118269.9N*mm 88812.36 N*mm 45鋼，調(diào)質(zhì)處理 =35.44mm ＞46.09～46.98 =42mm =82mm =50mm =55mm =21mm =55mm =58mm =84mm =68mm =91.5mm =47mm =50mm =63mm =128mm =116.5 軸的強度滿足要求 鍵連接強度足夠 軸承壽命足夠 12.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 名稱 符號 齒輪減速器箱體薦用尺寸 箱座壁厚 0.025a+3≥8 =8 箱蓋壁厚 0.02a+3≥8 =8 箱蓋凸緣厚度 1.5 =12 箱座凸緣厚度 1.5 =12 箱底座凸緣厚度 2.5 =20 地腳螺釘直徑 0.036a+12 =17.4，取=M20 地腳螺釘數(shù)目 n a≤250時，n=4 n=4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 0.75 =M12 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 （0.5~0.6） =M12 聯(lián)接螺栓的間距 150~200 =150 軸承端蓋螺釘直徑 （0.4~0.5） =M5 視孔蓋螺釘直徑 （0.3~0.4） =M10 定位銷直徑 （0.7~0.8） =M10 、、至外箱壁距離 見【2】表11-1 、至凸緣邊緣距離 軸承旁凸臺半徑 ==20（=M16） 凸臺高度 根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準，h=40 外箱壁至軸承座端面距離 =++（5~10） =22+20+（5~10）=47~52，取=50 鑄造過渡尺寸 x 、y 見【2】表1-38 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 >1.2 >9.6,取=10 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 > >8，取=40 箱蓋、箱座肋厚 、 =≈0.85 取==8 軸承端蓋外徑 =D+（5~5.5） =120 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 盡量靠近，以M和M互不干涉為準，一般取≈=80 13設(shè)計小結(jié) 兩級展開式圓柱齒輪減速器的結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對軸承的位置不對稱，因此軸應(yīng)設(shè)計得具有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩的輸入端，這樣軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形，將能減弱軸在彎矩作用下產(chǎn)生彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均勻的現(xiàn)象，用于載荷比較平穩(wěn)的場合。 考慮到以上因素我們的設(shè)計想法為：輸入端，應(yīng)用所學(xué)知識，采用帶輪傳動，使電動機的位置調(diào)節(jié)方便，減少了軸向尺寸，提供易于調(diào)節(jié)的傳動比，使設(shè)計的減速器內(nèi)傳動的傳動比選用更靈活，有更加緊湊的結(jié)構(gòu)， 由于高速級轉(zhuǎn)速較高，采用斜齒輪傳動，其傳動平穩(wěn)，沖擊和噪聲小，而且通過調(diào)節(jié)螺旋角的