帶式運輸機傳動裝置設(shè)計-畢業(yè)論文

1、 畢業(yè)設(shè)計（論文）（ 2011 屆）題 目 帶式輸送機傳動裝置設(shè)計 目 錄摘要第一章 緒論 31.1選題依據(jù)及意義 31.2研究內(nèi)容 3 第二章 傳動裝置的總體設(shè)計 42.1傳動方案分析 42.2電動機的選擇 5 2.3傳動比的分配 6 2.4傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 6第三章 傳動件的設(shè)計計算 83.1帶傳動設(shè)計 83.2齒輪傳動設(shè)計 93.2.1高速級齒輪的傳動設(shè)計12 3.2.2低速級齒輪的傳動設(shè)計17第四章軸系零部件設(shè)計 244.1軸的設(shè)計與校核 24 4.2滾動軸承的選擇及校核 26 4.3鍵的選擇與校核 294.4聯(lián)軸器的選擇 31第五章 箱體的設(shè)計32第六章 潤滑及密封的設(shè)計

2、34第七章 設(shè)計總結(jié)35第八章 裝配圖及零件圖36參考文獻 38致謝 40帶式輸送機傳動裝置設(shè)計摘要在現(xiàn)代化的企業(yè)中，有大量的原料半成品和成品（如，礦石、水泥等）需要機械搬運，除了起重機械搬送一部分可以裝箱或堆垛的大件物品外，大量的粒散料和小件物品的運輸，是靠各種運輸機來完成的，在很多工藝中運輸機械是必不可少的生產(chǎn)機械。運輸機械的形式有很多，通常根據(jù)有無擾性牽引件（比如，鏈、繩、帶等）等分為；（1）具有擾性牽引件的運輸機；如帶式運輸機、板式運輸機、刮式運輸機、提升機、空架鎖道等。（2）無擾性牽引件的運輸機；如螺旋運輸機、滾柱運輸機、氣力運輸機。以及其他裝載機械等。帶式運輸機是用途最為廣泛的一種

3、運輸機械，主要應(yīng)用在水平方向或沿坡度不大的傾斜方向，連續(xù)的大批量的運送散狀物料或單件物品。它具有生產(chǎn)效率高，運送距離長，工作平穩(wěn)、結(jié)構(gòu)簡單、可以在任意位置上裝載卸載、卸載自重小、工作可靠、操作簡便、耗能少等重要優(yōu)點；缺點是允許的傾角?。ㄒ话阈∮?0度），帶條磨損較快等。其傳動裝置是其主要部分，它的設(shè)計和選型對帶式運輸機起著關(guān)鍵性的作用。因此我們必須嚴格按照設(shè)計規(guī)范對其進行設(shè)計。關(guān)鍵詞：帶式輸送機；選型設(shè)計；主要部件AbstractIn a modern enterprise, a large number of raw materials bulk and finished product (

4、e.g., ore, cement, etc.), in addition to need mechanical handling hoisting machinery part can move sent packing or stacking the large goods outside, a large number of grain bulk material and small article transportation, is accomplished by various transporters, in many process transportation machine

5、ry is indispensable production machinery. There are many forms of transport machinery without interference, normally according to sexual traction pieces (for example, chain, rope tape, etc) is divided into; Of conveyor belt is USES the most widely a transportation machinery, mainly used in horizonta

6、l direction or along the slope not sloping direction, continuous mass transport disperses the shape material or piece goods. It has high production efficiency, long distance transport, smooth, simple structure, can be in any position on load unloading, unloading self-respect small, reliable operatio

7、n, simple operation, low energy-consuming such important advantages; Defect is allowed obliquity small (generally less than 30 degree), take the wear faster, etc. Its transmission device is the main part, its design and selection of belt conveyor play a key role. Therefore, we must strictly accordin

8、g to the design code for its design. Keywords: belt conveyor, Selection design; Main components 第一章 緒論1.1選題依據(jù)及意義隨著制造業(yè)規(guī)模的擴大，生產(chǎn)批量的不斷增長，生產(chǎn)線已經(jīng)越來越廣泛得應(yīng)用于車間。輸送機作為生產(chǎn)線的樞紐，其主要作用就是將工件從一個工序輸送到下一個工序，它是由馬達提供動力，通過變頻器或變頻器調(diào)節(jié)到所需速度進行工作。帶式輸送機是連續(xù)運行的運輸設(shè)備，在冶金、采礦、動力、建材等重工業(yè)部門及交通運輸部門中主要用來運送大量散裝貨物，如礦石、煤、砂等粉、塊狀和包裝好的成件物品。帶式輸送機是

9、煤礦最理想的高效連續(xù)運輸設(shè)備，與其它運輸設(shè)備相比，不僅具有長距離、大運量、連續(xù)輸送等優(yōu)點，而且運行可靠，易于實現(xiàn)自動化、集中化控制，特別是對高產(chǎn)高礦井，帶式輸送機已成為煤炭高效開采機電一體化技術(shù)與裝備的關(guān)鍵設(shè)備。特別是近10年，長距離、大運量、高速度的帶式輸送機的出現(xiàn)，使其在礦山建設(shè)的井下巷道，礦井地表運輸系統(tǒng)及露天采礦場、選礦廠中的應(yīng)用又得到進一步推廣。選擇帶式輸送機傳動裝置這種通用機械的設(shè)計作為畢業(yè)設(shè)計的選題，能培養(yǎng)我們獨立解決工程實際問題的能力，通過這次畢業(yè)設(shè)計師對所學(xué)基本理論和專業(yè)知識的一次綜合運用，也使我們的設(shè)計、計算和繪圖能力都等到了全面的訓(xùn)練。1.2研究內(nèi)容 傳動裝置時輸送機的核

10、心，研究其傳動裝置時關(guān)鍵所在。我選用了減速器作為輸送機的傳動裝置，減速器是原動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置，用來降低轉(zhuǎn)速和增大轉(zhuǎn)矩一滿足各種工作機的需要。根據(jù)輸送機的特點。工作載荷比較平穩(wěn)。選用展開式齒輪減速器，展開式齒輪減速器，結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求較大的剛度。高速級齒輪布置在軸承轉(zhuǎn)矩輸入端，這樣軸在轉(zhuǎn)矩的作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分相互抵消，以減緩高速齒輪載荷分布不均勻現(xiàn)象，因此展開式齒輪減速器就是就是通用輸送機所要設(shè)計的重點，其傳動裝置是其主要部分，它的設(shè)計和選型對帶式運輸機起著關(guān)鍵性的作用。因此我們必須嚴格按照設(shè)計規(guī)范對其進行設(shè)計。第二章 傳動裝置的總體設(shè)

11、計2.1傳動方案分析設(shè)計任務(wù)書以給定帶式運輸機的的傳動方案。機構(gòu)運動簡圖如下：1、傳動系統(tǒng)的作用：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，并協(xié)調(diào)二者的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。2、該方案的優(yōu)缺點：該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，而且價格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應(yīng)用最廣泛的一種,而且采用高速機使用斜齒圓柱齒輪,斜齒輪能承受較大的人載荷,而且效率高,但是考慮到斜齒輪難于制造所以低速級使用直齒圓柱齒輪。

12、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(yīng)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。2.2電動機的選擇（一）選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓380V。（二）選擇電動機的容量工作機有效功率工作機的有效功率為 , F=630N, v=1.6m/s 。各零件傳動效率值從電動機到工作機輸送帶間的總功率為聯(lián)軸器（彈性），軸承 ，齒輪 ，滾筒 故：電動機

13、的輸出功率電動機所需工作功率為（三）確定電動機轉(zhuǎn)速工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為二級圓柱齒輪減速器傳動比合理范圍，所以電動機的可選范圍為。符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000r/min和1500r/min兩種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動機。（四）選擇電動機根據(jù)電動機類型、容量和轉(zhuǎn)速，查得選定電動機型號為Y90L-4。其主要性能如下：電動機型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速Y90L-41.514002.22.2電動機外形尺寸（mm）如下：中心高H外形尺寸L1×(b2/2+b1)×h底腳安裝尺寸 A×B底腳螺

14、栓直徑K軸伸尺寸D×E建聯(lián)接部分尺寸F×GD90335×（90/2+155）×190140×1251024×508×72.3傳動比的分配（一）總傳動比為（二）分配傳動比考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，取，故2.4傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算參數(shù)：指各軸的轉(zhuǎn)速、功率p、轉(zhuǎn)矩T先將各軸編號：O軸（電動機）、軸（減速器高速軸）、軸（減速器低速軸）、軸（滾筒軸）各軸轉(zhuǎn)速 軸： 各軸功率(電動機所需的輸出功率) 軸軸軸各軸轉(zhuǎn)矩計算結(jié)果列表軸名參數(shù)O軸（電動機）軸軸軸（滾筒）轉(zhuǎn)速 (r/min)9703889090輸入功率（kw）

15、7.226.936.656.52輸入轉(zhuǎn)矩（N.m）71.08170.57705.64691.84傳動比33.591效率0.960.960.98第三章 傳動件的設(shè)計計算3.1帶傳動設(shè)計1、選擇V帶型號： 由表11-7查得KA=1.1，PC=KA· pd=1.1×4.46=4.906kw根據(jù)PC=4.906kw，nm=960r/min，由圖11-8可選取普通B型的。2、確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速V：由圖11-8可知，小帶輪基準(zhǔn)直徑的推進值為112140由表11-8，則取dd1=125mm由dd2=dd1·nm/n1=125×960/240=500mm由表1

16、1-8取dd2=500mm,實際傳動比i為： i=dd2/dd1=500/125=4由(11-14)式得：v=dd1n0/60·1000=6.28m/s v值在525m/s范圍內(nèi)，帶速合格。3、確定帶長Ld和中心距a： 由(11-15)式得：0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2） 437.5mma01250mm 初選中心距：a0= 550mm由(11-16)式得：L0=2a0+（dd1+dd2）/2+（dd2dd1）2/4a0=2145.17mm由表11-2取Ld=2240mm由式（11-17）得實際中心距為：aa0+（LdL0）/2=597.415mm4、驗算小帶輪的包角

17、a1，由式（11-18）得：a1 =180057.30 ×（dd2dd1）/a=144.0401200（滿足要求）5、確定V帶的根數(shù)z： 查表11-4，由線性插值法可得：p=1.64+（1.931.64）/(1200950) ·（960950）=1.65kw查表11-5，由線性插值法可得：p=0.25+（0.30.25）/(980800) ·（960800）=0.294kw查表11-6，由線性插值法可得：ka=0.89+（0.920.89）/(150140) ·（144.04140）=0.902查表11-2，可得kL=1.00由式（11-19）得V帶根數(shù)

18、z為： z= p C/（p p ）kakL =4.906/（1.650.294 ）0.902·1.00=2.8（根） 取整數(shù)：故z=3（根）6、計算單根V帶預(yù)緊力F0: 查表11-1得q=0.17kg/m，由式（11-20）得單根V帶的預(yù)緊力F0為：F0=500p C /z V （2.5/ka）1qV 2 =500×4.906/3×6.28(2.5/0.9021)0.17×6.282 =237.15KN7、計算V帶對軸的壓力Q：由式（11-21）得V帶對軸的壓力Q為：Q=2zF0sin(a1/2)=2×3×237.15sin(144.

19、04o/2)=1232.23N8、 V帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計，并繪制V帶輪的零件工作圖3.2齒輪傳動設(shè)計對于齒輪傳動的設(shè)計計算主要有以下工作：選擇齒輪材料及精度等級、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計、轉(zhuǎn)矩T1、載荷系數(shù)k、許用接觸應(yīng)力H、校核齒根彎曲疲勞強度、齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa、許用彎曲應(yīng)力F、計算齒輪傳動的中心矩a。1、選擇材料和熱處理方法，并確定材料的許用接觸應(yīng)力根據(jù)工作條件，一般用途的減速器可采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?。查?-6得小齒輪 45鋼 調(diào)制處理 齒面硬度HBS1=230大齒輪 45鋼 正火處理 齒面硬度 HBS2=190兩齒輪齒面硬度差為40HBS，符合軟齒面?zhèn)鲃拥脑O(shè)計要求2、確定材料

20、許用接觸應(yīng)力查表5-11得，兩實驗齒輪材料接觸疲勞強度極限應(yīng)力為：hlim1=480+0.93(HBS1-135)=480+0.93(230-135)=568.4Mpa hlim2=480+0.93(HBS2-135)=480+0.93(190-135)=531.2 Mpa由表5-12按一般重要性考慮，取接觸疲勞強度的最小安全系數(shù)：sh lim1=1.0 兩齒輪材料的許用接觸應(yīng)力分別為H1= h lim1/ sh lim1=568.4 MpaH2= h lim2/ sh lim1=531.2 Mpa3、根據(jù)設(shè)計準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計查表5-8，取載荷系數(shù)K=1.2；查表5-9，查取彈

21、性系數(shù)ZE=189.8；取齒寬系數(shù)d=1(閉式軟齒面)；H取其中較小值為531.2Mpa代入。故 d1 =76.34mm4、幾何尺寸計算齒數(shù) 由于采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?，小齒輪齒數(shù)的推薦值是2040，取Z1=27，則Z2= 81 模數(shù) m=d1/Z1=2.83mm 由表5-2，將m轉(zhuǎn)換為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，取m=3mm 中心距 a=m(Z1+Z2)/2=162mm 齒寬 b2=dd1=1×76.34=76.34mm，取整b2=76mm b 1= 76+（510）mm，取b 1=80mm5、校核齒根彎曲疲勞強度 由校核公式（5-35） F=YFYs 查表5-10，兩齒輪的齒形系數(shù)，應(yīng)力校正系數(shù)分別是

22、（YF2 ,Ys2 由線性插值求出） Z1 =27時 YF1 =2.57 Ys1=1.60Z2 =81時 YF2 =2.218 Ys2 =1.77查表5-11，兩實驗齒輪材料的彎曲疲勞極限應(yīng)力分別為 f lim1 =190+0.2(HBS1-135)=209 Mpa f lim2 =190+0.2(HBS2-135)=201 Mpa查表5-12，彎曲疲勞強度的最小安全系數(shù)為sF lim1 =1.0兩齒輪材料的許用彎曲疲勞應(yīng)力分別為F1= h lim1/ sh lim1 =209 MpaF2= h lim2/ sh lim2 =201 Mpa將上述參數(shù)分別代入校核公式（5-35），可得兩齒輪的齒

23、根彎曲疲勞應(yīng)力分別為 F1=YF1YsF1=209 Mpa F2=YF2Ys2F2=201 Mpa所以兩齒輪的齒根彎曲疲勞強度均足夠。6、齒輪其他尺寸計算 分度圓直徑 d1=mZ1 =3×27=81 mm d2=mZ2 =3×81=243 mm齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=81+2×3=87mm da2=d2+2ha=243+2×3=249mm齒根圓直徑 df1=d1-2hf=81-2×1.25=77.25mm df2=d2-2hf=243-2×1.25=239.25mm中心距 a=m(Z1+Z2)/2=162mm齒寬 b1=80

24、mm b2=76mm7、選擇齒輪精度等級 齒輪圓周速度 v1=1.36m/s 查表5-7，選齒輪精度等級：第公差組為9級，由“齒輪傳動公差”查得 小齒輪 9-9-8 GJ GB10095-88 大齒輪 9-9-8 HK GB10095-88 3.2.1高速級齒輪的傳動設(shè)計材料及齒輪精度：考慮到齒輪所傳遞的功率不大，且該機構(gòu)傳動尺寸無嚴格限制，所以齒輪材料可選用中碳鋼，調(diào)質(zhì)處理。參照參考資料中表6-2可得，小齒輪齒面硬度為230-240HBS，大齒輪齒面硬度為190-200HBS，且大小齒輪都采用斜齒圓柱齒輪閉式軟齒面?zhèn)鲃?，選用8級精度。選取齒輪齒數(shù)和螺旋角閉式軟齒面齒輪傳動，初選=24, 則，

25、取=95。驗算：（符合要求）。初選。按齒面接觸疲勞強度設(shè)計對閉式軟齒面齒輪傳動，承載能力一般取決于齒面接觸強度，故按接觸強度計算，校核齒根彎曲疲勞強度。式中各參數(shù)為：（1）因為啟動載荷為名義載荷的1.5倍，故初取齒輪載荷系數(shù)=1.。（2）。（3）由參考文獻1 P133表6-6，因為所設(shè)計的減速器為不對稱布置，故的取值范圍應(yīng)在0.61.2，為方便計算，選取齒寬系數(shù)。（4）由參考文獻1 P122表6-5查得彈性系數(shù)。（5）由參考文獻1 P124圖6-14查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)。（6）初取螺旋角。由參考文獻1P122公式（6-7）可計算齒輪傳動端面重合度：由參考文獻1 P127公式（6-13）取重合度系數(shù)

26、， 由式得，則由參考文獻1P140圖6-28查得螺旋角系數(shù)，由參考文獻1 P122圖6-13查得重合度系數(shù)（7）。（8）齒數(shù)比。（9）根據(jù)設(shè)計要求：單班制工作，每班8小時, 減速器使用壽命5年, 每年按300天計小齒輪1和大齒輪2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為：，由參考文獻1 P125圖6-15查得：，。由參考文獻1 P124公式（6-11）計算許用接觸應(yīng)力。式中： 接觸疲勞極限，由參考文獻1 P126圖6-16，按小齒輪齒面硬度230240HBS，均值235HBS，在MQ和ML中間（適當(dāng)延長MQ和ML線）查得；同理，由圖 616c 查得，安全系數(shù)，查得。 壽命系數(shù)，已由參考文獻1 P125圖6-15查

27、得：，； =又因為在選擇許用接觸的時候，應(yīng)該選取其中較小的一個，即來進行齒輪的參數(shù)設(shè)計。將確定后的各項數(shù)值代入設(shè)計公式，求得：修正：由參考文獻1 P117表6-3查得使用系數(shù)；由參考文獻1 P118圖6-7查得動載系數(shù)；由參考文獻1 P119圖6-10查得齒向載荷分布系數(shù)（減速器軸的剛度較大）；由參考文獻1 P120表6-4查得齒間載荷分配系數(shù)，則： 。由參考文獻1 P11表6-1，選取第一系列標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，同時，傳動需滿足模數(shù)m1.5-2mm，取。齒輪主要幾何尺寸：中心距：，圓整為91mm120mm，滿足要求。修正螺旋角：小齒輪分度圓直徑：大齒輪分度圓直徑： ， 取 ， 。校核齒根彎曲疲勞強度式

28、中各參數(shù)為：（1）因為啟動載荷為名義載荷的1.5倍，故初取齒輪載荷系數(shù)=1.。（2）。（3）齒寬b=36.71。（4）模數(shù)。（5）小齒輪分度圓直徑：。（6）齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：齒輪當(dāng)量齒數(shù)： ，由參考文獻1 P128圖6-19查得齒形系數(shù)，。由參考文獻1 P129圖6-20查得應(yīng)力修正系數(shù)，。（7）重合度系數(shù) 由機械原理可得公式， 由參考文獻1 P126公式(6-13)計算可得： (8)由參考文獻1P140圖6-28查得螺旋角系數(shù)之前算得，小齒輪1和大齒輪2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為：；由參考文獻1 P130圖6-21查得彎曲強度壽命系數(shù)為：;由參考文獻1 P126圖6-22c，按小齒輪齒面硬度

29、230240HBS均值235HBS，在ML線（適當(dāng)延長）查得；同理，在圖6-22b上，查得；取; 再將確定出來的數(shù)值代入彎曲強度校核公式，可得 所以， 齒根彎曲疲勞強度足夠。齒輪精度設(shè)計根據(jù)設(shè)計要求，以低速級畫裝配圖，所以以低速級為例。3.2.2低速級齒輪的傳動設(shè)計材料及齒輪精度：考慮到齒輪所傳遞的功率不大，且該機構(gòu)傳動尺寸無嚴格限制，所以齒輪材料可選用中碳鋼，調(diào)質(zhì)處理。參照參考資料中表6-2可得，小齒輪齒面硬度為230-240HBS，大齒輪齒面硬度為190-200HBS，且大小齒輪都采用斜齒圓柱齒輪閉式軟齒面?zhèn)鲃?。選用8級精度。選取齒輪齒數(shù)和螺旋角閉式軟齒面齒輪傳動，初選=28, 則，取=8

30、5。初選。驗算：（符合要求）。按齒面接觸疲勞強度設(shè)計對閉式軟齒面齒輪傳動，承載能力一般取決于齒面接觸強度，故按接觸強度計算，校核齒根彎曲疲勞強度。式中各參數(shù)為：（1）因為啟動載荷為名義載荷的1.5倍，故初取齒輪載荷系數(shù)=1.。（2）。（3）由參考文獻1 P133表6-6，因為所設(shè)計的減速器為不對稱布置，故的取值范圍應(yīng)在0.61.2，為方便計算，選取齒寬系數(shù)。（4）由參考文獻1 P122表6-5查得彈性系數(shù)。（5）由參考文獻1 P124圖6-14查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)。（6）初取螺旋角。由參考文獻1P122公式（6-7）可計算齒輪傳動端面重合度：由參考文獻1 P127公式（6-13）取重合度系數(shù)， 由

31、式得，則由參考文獻1P140圖6-28查得螺旋角系數(shù)，由參考文獻1 P122圖6-13查得重合度系數(shù)（7）。（8）齒數(shù)比。（9）根據(jù)設(shè)計要求：單班制工作，每班8小時, 減速器使用壽命5年, 每年按300天計小齒輪1和大齒輪2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為：，由參考文獻1 P125圖6-15查得：，。由參考文獻1 P124公式（6-11）計算許用接觸應(yīng)力。式中： 接觸疲勞極限，由參考文獻1 P126圖6-16，按小齒輪齒面硬度230240HBS，均值235HBS，在MQ和ML中間（適當(dāng)延長MQ和ML線）查得；同理，由圖 616c 查得，安全系數(shù)，查得。 壽命系數(shù)，已由參考文獻1 P125圖6-15查得：，

32、；=又因為在選擇許用接觸的時候，應(yīng)該選取其中較小的一個，即來進行齒輪的參數(shù)設(shè)計。將確定后的各項數(shù)值代入設(shè)計公式，求得：修正：由參考文獻1 P117表6-3查得使用系數(shù)；由參考文獻1 P118圖6-7查得動載系數(shù)；由參考文獻1 P119圖6-10查得齒向載荷分布系數(shù)（減速器軸的剛度較大）；由參考文獻1 P120表6-4查得齒間載荷分配系數(shù)，則： 。由參考文獻1 P11表6-1，選取第一系列標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，同時，傳動需滿足模數(shù)m1.5-2mm，取。齒輪主要幾何尺寸：中心距：，圓整為87mm140mm，滿足要求。修正螺旋角：小齒輪分度圓直徑：大齒輪分度圓直徑： ， 取 ， 。校核齒根彎曲疲勞強度式中各參數(shù)

33、為：（1）因為啟動載荷為名義載荷的1.5倍，故初取齒輪載荷系數(shù)=1.。（2）。（3）齒寬b=43.12。（4）模數(shù)。（5）小齒輪分度圓直徑：。（6）齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：齒輪當(dāng)量齒數(shù)： ，由參考文獻1 P128圖6-19查得齒形系數(shù)，。由參考文獻1 P129圖6-20查得應(yīng)力修正系數(shù)，。（7）重合度系數(shù) 由機械原理可得公式， 由參考文獻1 P126公式(6-13)計算可得： (8)由參考文獻1P140圖6-28查得螺旋角系數(shù)之前算得，小齒輪1和大齒輪2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為：；，由參考文獻1 P130圖6-21查得彎曲強度壽命系數(shù)為：;由參考文獻1 P126圖6-22c，按小齒輪齒面硬度230

34、240HBS均值235HBS，在ML線（適當(dāng)延長）查得；同理，在圖6-22b上，查得；取; 再將確定出來的數(shù)值代入彎曲強度校核公式，可得 所以， 齒根彎曲疲勞強度足夠。 齒輪精度設(shè)計（大齒輪）按選擇的8級精度，查參考文獻2齒輪公差表可得，齒厚偏差計算（由參考文獻1可知）：分度圓弦齒高公稱值： 分度圓弦齒厚公稱值：由參考文獻1P151中式（6-35）可確定最小側(cè)隙： 齒后上偏差： ，取負值，得。查齒輪公差表，齒輪徑向跳動公差查標(biāo)準(zhǔn)公差數(shù)值表，IT9=查參考文獻1P151表6-9，徑向進刀公差： 。齒厚公差：。齒厚下偏差：。各級齒輪的主要參數(shù)具體數(shù)值如下：高速級低速級齒數(shù)24952885中心距91

35、107法面模數(shù)1.51.5螺旋角11°151713°332法面壓力角20°20°端面壓力角20.36°20.48°齒寬b43384742齒根高系數(shù)標(biāo)準(zhǔn)值11齒頂系數(shù)標(biāo)準(zhǔn)值0.250.25當(dāng)量齒數(shù)25.44100.728.11101.61分度圓直徑36.71145.2930.2991.95第四章軸系零部件設(shè)計4.1軸的設(shè)計與校核軸的設(shè)計(a）從動軸的設(shè)計1、選取材料和熱處理方法，并確定軸材料的許用應(yīng)力：由于為普通用途，中小功率，選用45鋼正火處理。查表15-1得b=600Mpa，查表15-5得b-1=55 Mpa2、估算軸的最小直徑：由

36、表15-2查得A=110，根據(jù)公式（15-1）得:d1A=42.295mm 考慮軸端有一鍵槽，將上述軸徑增大5%，即42.295×1.05=44.40mm。該軸的外端安裝聯(lián)軸器，為了補償軸的偏差，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查手冊表選用柱銷聯(lián)軸器，其型號為為HL3，最小直徑d1=45mm(b)主動軸的設(shè)計1、選取材料和熱處理的方法，并確定軸材料的許用應(yīng)力根據(jù)設(shè)計要求，普通用途，中小功率，單向運轉(zhuǎn)，選用45鋼正火處理。查表15-1得b =600 Mpa,查表15-50=55Mpa. 2、估算軸的最小直徑由表7查取A=110，根據(jù)公式（15-1）得d1=26.2mm考慮軸端有一鍵槽，將上述軸徑增

37、大5%，即26.2×1.05=27.51mm。該軸的外端安裝V帶輪，為了補償軸的偏差，選用腹板式帶輪，最后取軸的最小直徑為d1=30mm。 3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計并繪制草圖。1）確定軸上零件的布置方案和固定方式2）參考一般減速器機構(gòu)3）確定軸的各端直徑外端直徑d1=30mm 按工藝和強度要求把軸制成階梯形，取穿過軸承蓋周段的軸徑為d2=d1+2h=d1+2×0.07d1=34.2mm ，由于該處安裝墊圈，故取標(biāo)準(zhǔn)直徑d2=36mm考慮到軸承的內(nèi)孔標(biāo)準(zhǔn)。取d3=d7=45mm（兩軸承類型相同）。初選深溝球軸承型號為6209。 直徑為d4的軸段為軸頭，取d4=54mm軸環(huán)直徑d5=5

38、0mm，根據(jù)軸承安裝直徑，查手冊得d6=47mm。4、確定各軸的長度：L4=84mm（輪轂寬度為B2=82mm。L4比B2長13mm）L1=58mm（HL3彈性注銷聯(lián)軸器J型軸孔長度為B1=60mmL1 比B1短13mm）L7=20mm（軸承的寬度B3為19mm，加1mm 的擋油環(huán)）L5=8mm（軸環(huán)寬度為b1.4h）根據(jù)減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計的要求，初步確定2=1015mm l2=510mmL6=2+L2-L5=11mm L3=B3+L2+2=42mm L2=55mm兩軸承的跨距L=B3+2L2+22+B2=22+2×（510）+2×（1015）+56=135mm軸的校核根據(jù)總合

39、成彎矩圖、扭矩圖和軸的結(jié)構(gòu)草圖的判斷a、b截面是否為為危險截面，下面分別進行校核：（1） 校核a截面 da=23.96mm 考慮鍵槽后，由于da=23.96×1.05=25.158mm<d1=32mm，故a截面安全。（2）校核b截面 Meb= M合=107767N·mm db =26.96mm 考慮鍵槽后，由于db=26.96×1.05=28.3mm<d4=47.5mm，故b截面安全。 因為危險截面a、b均安全，所以原結(jié)構(gòu)設(shè)計方案符合要求。4.2滾動軸承的選擇及校核(a) 滾動軸承的選擇1、輸入軸承選用6209型深溝球軸承，其內(nèi)徑d為45mm,外徑D為

40、85mm，寬度B為19mm. Cr=24.5kN根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命16×365×8=48720小時（1）已知n=458.2r/min兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N初先兩軸承為6209型深溝球軸承根據(jù)手冊P265（11-12）得軸承內(nèi)部軸向力FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N (2) 因為；FS1+Fa=FS2   Fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端FA1=FS1=315.1N   FA2=FS2=315.1N (3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=315

41、.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根據(jù)手冊P263表（11-8）得e=0.68FA1/FR1<e    x1=1    FA2/FR2<e    x2=1            y1=0             

42、;   y2=0 (4)計算當(dāng)量載荷P1、P2根據(jù)手冊P263表（11-9）取f P=1.5根據(jù)手冊P262（11-6）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N (5)軸承壽命計算因為；P1=P2  故取P=750.3N所以；角接觸球軸承=3根據(jù)手冊得7206AC型的Cr=23000N由手冊P264（11-10c）式得LH=16670/n(ftCr/P)=16670/458.2&

43、#215;(1×23000/750.3)3=1047500h>48720h所以預(yù)期壽命足夠2、輸出軸承選6213型深溝球軸承，其內(nèi)徑d為65mm，外徑D=120mm，寬度B為23mm Cr=44.0kN(1)已知n=76.4r/min           Fa=0   FR=FAZ=903.35N試選6213型深溝球軸承根據(jù)手冊P265表（11-12）得FS=0.063FR,則FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N (2)

44、計算軸向載荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2      Fa=0任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=569.1N (3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根據(jù)手冊P263表（11-8）得：e=0.68因為；FA1/FR1<e    所以；x1=1            

45、;        y1=0因為；FA2/FR2<e   所以；x2=1                y2=0 (4)計算當(dāng)量動載荷P1、P2根據(jù)表（11-9）取fP=1.5根據(jù)式（11-6）得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5

46、5;(1×903.35)=1355N (5)計算軸承壽命LH因為；P1=P2  故P=1355    =3根據(jù)手冊P71  7207AC型軸承Cr=30500N根據(jù)手冊P264 表（11-10）得：ft=1根據(jù)手冊P264  （11-10c）式得Lh=16670/n(ftCr/P) =16670/76.4×(1×30500/1355)3  =2488378.6h>48720h所以；此軸承合格(b）滾動軸承的校核1、中間軸上滾動軸承正裝型號為6207深溝球軸承,查表 得,取 A點總

47、支反力B點總支反力2、外部軸向載荷3、派生軸向力,則A被壓緊B被放松. 2、 當(dāng)量動載荷據(jù)工況(工作平穩(wěn)),取載荷系數(shù)則算得當(dāng)量動載荷如下:3、 驗算軸承壽命,則只用驗算A軸承,預(yù)期壽命 則軸承的壽命滿足要求.4.3鍵的選擇與校核標(biāo)準(zhǔn)鍵的選擇包括鍵的選擇，聯(lián)軸器的選擇，螺栓、螺母、螺釘?shù)倪x擇，銷的選擇、墊圈、墊片的選擇。1、鍵的選擇查表4-1（機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計）鍵1：圓頭普通平鍵（A型） b= 8 mm h=7mm L=28mm 鍵2：圓頭普通平鍵（A型） b=14mm h=9mm L=45mm鍵3：圓頭普通平鍵（A型） b=14mm h=9mm L=63mm 鍵4：圓頭普通平鍵（A型）

48、b=20mm h=12mm L=56mm 鍵5：圓頭普通平鍵（A型） b=16mm h=10mm L=40mm 2、螺栓、螺母、螺釘?shù)倪x擇考慮到減速器的工作條件，后續(xù)想體的附件的結(jié)構(gòu)，以及其他因素的影響選用螺栓GB5782 86, M6*25和GB5782 86, M10*35 ，GB5782 86, M10*25三種。選用螺母GB6170 86, M10和GB6170 86, M12兩種。選用螺釘GB5782 86, M6*25和GB5782 86, M6*30兩種。 3、鍵的校核設(shè)定輸入軸與聯(lián)軸器之間的鍵為1 ，齒輪2與中間軸之間的鍵為鍵2，齒輪3與中間軸之間的鍵為鍵3，齒輪4與輸出軸之間

49、的鍵為鍵4，輸出軸與鏈輪之間的鍵為鍵5。校核鍵的承載能力因為：鍵1受到的轉(zhuǎn)距T1=34.12N·m鍵2受到的轉(zhuǎn)距T2=97.78N·m鍵3受到的轉(zhuǎn)距T2=97.78N·m鍵4受到的轉(zhuǎn)距T4=357.58N·m鍵5受到的轉(zhuǎn)距T5=357.58N·m鍵的材料為鋼，輕微沖擊，為100120Mp，取=110 Mp鍵的校核公式：（k=0.5h l=L-b d為軸的直徑）所以：校核第一個鍵：校核第二個鍵：校核第三個鍵：校核第四個鍵：校核第五個鍵：4.4聯(lián)軸器的選擇查1表15-1得為了隔離振動和沖擊，查2表13-6，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器；載荷計算：公稱轉(zhuǎn)矩：

50、T=594.40N*m選取工作情況系數(shù)為：所以轉(zhuǎn)矩 因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以選取LT9型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1000Nm，孔徑長度為J型。第五章 箱體的設(shè)計1）減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計箱體采用剖分式結(jié)構(gòu)，剖分面通過軸心。下面對箱體進行具體設(shè)計：1.確定箱體的尺寸與形狀箱體的尺寸直接影響它的剛度。首先要確定合理的箱體壁厚。根據(jù)經(jīng)驗公式：（T為低速軸轉(zhuǎn)矩，N·m）可取。為了保證結(jié)合面連接處的局部剛度與接觸剛度，箱蓋與箱座連接部分都有較厚的連接壁緣，箱座底面凸緣厚度設(shè)計得更厚些。2.合理設(shè)計肋板在軸承座孔與箱底接合面處設(shè)置加強肋，減少了側(cè)壁的彎曲變形。3.合理選擇材料因為鑄鐵易切削，抗壓性能好，并具有一定的吸振性，且減速器的受載不大，所以箱體可用灰鑄鐵制成。2）減速器附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑