哈工大機械設(shè)計課程設(shè)計73227

1、、傳動裝置的總體設(shè)計1、1電動機的選擇1、1、1選擇電動機類型根據(jù)設(shè)計要求與工作條件選用 Y系列三相鼠籠型異步電動機，具結(jié)構(gòu)為全封閉自扇冷 式結(jié)構(gòu)，電壓為380 V。1、1、2選擇電動機容量根據(jù)設(shè)計數(shù)據(jù)，工作機的有效功率為FxvP w 10002130Nxl.ini.s1000二 2343 Kw從電動機到工作機輸送帶之間的總效率為2 4 2nE = iiln2Ti3Ti1式中1】1、口入以分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動與卷筒的傳遞效率。由表 9、1二0、99、%二0、99、心二0、97、兀二0、97,則% =,短5=O992xO.994xO.972xO.97 = 0.86所以電動機所需工作功率為

2、2.343kW0,86=272kW1、1、3確定電動機轉(zhuǎn)速按表2、1推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比 筒軸的轉(zhuǎn)速為60X1000XV 60x1000x11 ,»口3=lvmjn = 88 】/minw nd nx240所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為D ； = iLnw = (8-40k88r/min = (704-3520) r min& =84。，而工作機卷符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 750r/min、1000r/min與1500r/min三種。綜合考慮電動機 與傳動裝置的尺寸、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 1000 r/min的電

3、動機。根據(jù)電動機類型、容量與轉(zhuǎn)速，查表15、1選定電動型號為Y132S-6,其主要性能如 下表：電動機型 號額定功率/Kw滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)后動矩於大磐矩繳定轉(zhuǎn)矩領(lǐng)定較距Y132S-63902、02、0電動機的主要安裝尺寸與外形尺寸如下表型號HABCDEFxGDGKbb1b2AAHAL1Y132S388010x83312284752計算傳動裝置總傳動比并分配傳動比總傳動比k為11 m960=10.91分配傳動比考慮潤滑條件，為使結(jié)構(gòu)緊湊，各級傳動比均在推薦值范圍內(nèi)，取 = L4%，故1 = JL4k = JL4TL0.91 = 4上 12.0811、3計算傳動裝置各軸的運動及動力參數(shù)3、

4、1各軸的轉(zhuǎn)速I軸:nf = njn = 960rminnl 960VmlnnTr =- -r _ = 240r/minII軸：口 k 斗nu 240minIII 軸:nl：l -2.73=88/minw長戶山口川 =n = RB niin 卷筒軸：w m1、3、2各軸的輸入功率 PT = PjL = 2 72 kWx0.99 = 2.69 kWI軸：1】II 軸：Pu = PE/m = Z69kVW7 = "8kWIII 軸：即=加川3 = 258 kWx09x0.97 = 2.48 kW 卷筒軸：/ = Pmm = 2.48x0.99m9 = 2.43kW1、3、3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電

5、動機的輸出轉(zhuǎn)矩Td為S 5 2,72 kW4L = 9.55x10 x= 9-550x10 x= 2.71x10 N*mm d1960 r/init所以：I 軸：” = T/| = 271OON-mnixON9 = 2.6BxldN-mmII軸:1口 = %耳2% = 26800 N-mmxO,99x0,97x4 = 10.29xl04N-mjnIII 軸：/ = "/力小=10Z900N-mmx。,99m97x2.73 =2.698xlTmm卷筒軸：；：將以上結(jié)果匯總到表，如下參數(shù)電動機軸I軸II軸III軸滾筒軸轉(zhuǎn)速 n/(r/min)960、0960、0240、08888功率P/

6、(kW)2、722、692、582、482、43扭矢巨T/(N mm)傳動比i14、02、731效率0、990、960、960、98、傳動件設(shè)計2、1高速級斜齒圓柱齒輪傳動設(shè)計2、1、1選擇齒輪材料、熱處理方式與精度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,采用軟齒面，由文獻1表8、 2彳4:小齒輪調(diào)制處理，齒面硬度為21725HBW,平均硬度為236HBW;為保證小齒輪比大齒 輪具有更好的機械性能，大齒輪正火處理，齒面硬度為162217HBW,平均硬度為190HBW。 大小齒輪齒面評價硬度差為 46HBW,在3050HBW之間。選用8級精度。2、1、2初步計算傳動主要尺寸因為

7、就是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計。由甲KT】u-1式中各參數(shù)為:(1)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩g。由前面設(shè)計可知，T1 26800N mm(2)設(shè)計時,因v值未知FJ不能確定，故可初選載荷系數(shù)Kt = 1、11、8,此處初取Kt = 1、4。(3)由表6、6取齒寬系數(shù)d 1.0。(4)由表8、5查得彈性系數(shù) 金=189.8 VMPio(5)初選螺旋角12"由圖8、14查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)Zh 2.45(6)齒數(shù)比U ii 4 初選= 21,則乙 UZi 84，取Z2 85。傳動比誤差5%,符合設(shè)計要求。(8)端面重合度= L88 - 3.2j cos p = L88 . 3,2(

8、行 + 函)X cos 12" = L66軸面重合度=0318中,產(chǎn)/端】B = 0 318 x 1,1 x 21 x tan 12* = 142由圖6、16查得重合度系數(shù)4 = S825由圖8、24查得螺旋角系數(shù)4 =(9)接觸許用應力可由求得，由圖6、29(e)、(a)得接觸疲勞極限應力= S70MPat cfHhlll2 = 390MPa SH = LO0大小齒輪1、2的應力循環(huán)次數(shù)分別為N 60n 產(chǎn)% 60 x 960 x LO x 3 x 8 x 250 x S = 1.728 x 1Q9N1 81% = 4.3 Z X 10£ h由圖6、30查得壽命系數(shù)人1=

9、L0 ,人2 = L1 (允許有局部點蝕);由表6、7,取安全系數(shù)r ,4。川加1.0 X 5705= E= 1 不 =S70.0All>aSHLO, ZN2aHlim I. 1 X 390|n|u, =z 0=429.0MPa故取同H2 = 429. OMPa計算小齒輪1的分度圓直徑心”得九2JT u + 1 /ZEZHZpZp2"!為 【1H)2 X 14 X 26800 4 + 1 /189£ x 2A5 X 0.825 x 099v-IX)廠429)= 42.01 mm2、1、3確定傳動尺寸(1)計算載荷系數(shù)Ko由表6、3查得使用系數(shù)Ka=1、00齒輪線速度如

10、下式Hdnni n x 42.01 X 960V = 60 x 1000 :60000 = =11 呼由圖6、7查得動載荷系數(shù)Kv = 1、13(設(shè)軸剛性大)；由圖6、12查得齒向載荷分布系數(shù)KU = 11U;由表6、4查得齒間載荷分布系數(shù)5= L2,故K = KAKvKpKr = 1.0 x 1.13 x 1.10 x 12 = 149(2)對?。哼M行修正。因為I4與8有較大差異，故需對按照區(qū)值設(shè)計出來的進行修正, 即)K記一 42.89mm確定模數(shù)叫diC0SP 42,89 X cos 12°-=)=200按表6、1,取叫i ='(4)計算傳動尺寸。中心距m口,+叼)2x

11、21 + 85)a = = -108.37 mtn2cos ©2 x cos 12圓整為1a = 109mm,則螺旋角+z2)2 x(2i + 85)B = arccos= arc cos-t7tt = 13.47°2a2 x 109因為B值與初選值相差較大，故與F有關(guān)的數(shù)值需修正，修正后的結(jié)果就是£a = 1.64, fp = 1.61, 4=0,78, Zp = 0.98d =40,31顯然F值改變后"1的計算值變化很小，因此不再修正1n1:與a。故A4 2x21di= = (i3 = 43189mmm 口2x85d7 = - - = ._0 = 1

12、74. 811 mm 2 cosp cosl3.47°b = 4>(j x d1 = 1.0 X 43. 189 = 13. 189 mm圓整為b=45 mm。ab2 = b = 45mm = 50mmo2、1、4校核齒根彎曲疲勞強度2 KT aF= r-°f1 f bmlid1 F s E P 1 H式中各參數(shù)：(1) K、T 、同前。jlk* i bj 45 r(irn(2)齒范 b = 2。(3)齒形系數(shù)Yf與應力修正系數(shù)丫5。當量齒數(shù)421工 1 =-f=22 851cosl3470pzz 85zv2 =o- = -=91,41'rnc R 8513.

13、47” LIJ注 p查圖6、20得齒形修正系數(shù)Yfi=2,68丫匐=222由圖6、21查得應力修正系數(shù)(L=L57Y$2 = LtY n 7、(4)查圖8、21得重合度系數(shù)”5(5)查圖8、26得螺旋角系數(shù)£二°$°(6)許用彎曲應力可由下式算得r 1 NnFhrn1仃片=昨查得彎曲疲勞極限應力aFHnil220 MPa 0kM = 170 MPariunijC查得壽命系數(shù)查得安全系數(shù)L25，故向F1 =1.0 X 220FlSF3=176 MPaJ. b M iJYXnFlim2 L。X 170=136 MPa2 KT2 x 1.52 x 16813.38= 而

14、國/義工丫廣 一40 x 2 x 36.05<卜F Jx 2,68 x 1.57 x 0.72 x 0.90 = 4832 MPaYF2YS2272 X 1.81"F2 =仃Fl訐=48,32 X 而滿足齒根彎曲疲勞強度要求。2、1、5齒輪傳動其它幾何尺寸各齒輪的尺寸及參數(shù)計算詳見下表。圓柱齒輪幾何尺寸表序號項目代號計算公式計算結(jié)果1齒數(shù)齒輪1zi/21齒輪2町/852法面模數(shù)（mm）mi/23端面模數(shù)（mm）叫m"cs P2、0574法面壓力角（度）%/205端面壓力角（度）%20、 5666齒頂高系數(shù)%/17頂隙系數(shù). %/0、258標準中心距（mm）a叫（與+工

15、2） 2cos p1099實際中心距（mm）r a10910螺旋角P/11變位系數(shù)齒輪10齒輪2012齒頂高（mm）齒輪1f%h；戶P *m2齒輪2%213齒根局(mm)齒輪1如1Gm。"2、5齒輪232、514分度圓直徑(mm)齒輪1di叫* Z43、 189齒輪2與174、 81115齒頂圓直徑(mm)齒輪1Mida= d+2xh a47、 189齒輪2178、 81116齒根圓直徑(mm)齒輪1%df= d-2xh f38、 189齒輪2169、 8112、2、1選擇齒輪材料、熱處理方式與精度等級與高速級一樣，低速級大、小齒輪均選用45#鋼，采用軟齒面，小齒輪調(diào)制處理，齒面硬度

16、 為21725HBW,平均硬度為236HBW;為保證小齒輪比大齒輪具有更好的機械性能，大齒輪 正火處理，齒面硬度為162217HBW,平均硬度為190HBW。大小齒輪齒面評價硬度差為 46HBW,在3050HBW之間。選用8級精度。2、2、2初步計算傳動主要尺寸因就是閉式軟齒面?zhèn)鲃?，按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計。根據(jù)冉義:牛1 u 1同J式中/參數(shù)為：T(1) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩2。T2 = 102900/V-mm(2)設(shè)計時,因v值未知(不能確定，故可初選載荷系數(shù)Kt = 1、11、8,此處初取Kt= 1、 3。(3)由參考文獻1表8、6取齒寬系數(shù)d lu。(4)由參考文獻1表8、5查得彈性系數(shù)

17、小189鳳“Pa。(5)由參考文獻1圖8、14查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)”“ 二23。/c r d 也4 r r 虱=2173(6)齒數(shù)比 -。(7)初選2=23,則4=吆=273 x 23 = 62,79，取。=63。傳動比誤差5%,符合設(shè) 計要求。-3娘+外0呻=P -上即369O由圖8、5查得重合度系數(shù)*產(chǎn)0 87r ,z 2H mi(8)接觸許用應力可由"H 一 % 算得，由高速級齒輪設(shè)計可知產(chǎn) 570MP% /根= 390Mpm SH=L0 而 = %，故壽命系數(shù) zn3 = 2 = L°5 (允刈 4 15 X 10®qN = 一= - ： =； I H 乂 1

18、 f)許有局部點蝕),* 一%一 4 一，由參考文獻1圖6、30查得壽命系數(shù)2川二111(允許有局部點蝕)；則,2府E”仃1.05x570口 = c= Vn= 59& 5 MPa口3“LU,ZN2(JmtmL15X390 山"4 =c=77i= 44& 門MPa。J""" "故取山 H =歷1“4 = 4 1& 5MTh計算小齒輪3的分度圓直徑4枇2K4 u + 1 iZgZZ國H J=67.473 mmI? X 13 X 83925302.73 I 1Q89.8 x 工5 X 0,87I L2 X 2.73 X 448

19、.52、2、3確定傳動尺寸(1)計算載荷系數(shù)Ko由參考文獻1表8、3查得使用系數(shù)Ka=1、0齒輪線速度如下式7r/西 I60 x 1000兀 X 67473 X 24060 x1000=0.85 m/s由參考文獻1圖6、得動載荷系數(shù)Kv = 1、07;由參考文獻1圖6、12載荷分布系數(shù) = L1參考文獻1表6、4得齒間載荷分布系數(shù)K = L2故* = K八跖與* = 1.0 x 1.07 x 1.1 x 1.2 = 1,41(2)因為*早區(qū)相差較大，故需按%值計算出的'勺進行修正，即T141巴一%；iE= 67473 x al-= 69325mm(3)確定模數(shù)m/69325m = =

20、= 3,01 mm （按表 63 取m = 3 mm） 電(4)計算傳動尺寸。中心距a =、1 / 、+ z4j = y x 3 x（23 + 63）= 129rnmJWa）計算傳動尺寸% = 3 x 23 = 69mmd4 -= 3 x 63 = 189mm取 2、2、4校核齒根彎曲疲勞強度2 KToF = T7r.r r < / b7nd 卜 * f式中各參數(shù)：K、丁久m同前（2）齒寬b =70mm(3)齒形系數(shù)Yf與應力修正系數(shù)查參考文獻1圖 8、19 得了四= 2.67, 4 = 2,23查參考文獻1圖 8、20 得/3 =157, 了融=177查參考文獻1圖8、15得重合度系數(shù)

21、許用彎曲應力可由下式算得查得彎曲疲勞極限應力°Him4 = 170 MPaL小8由前面計算Nr =% = 4.915 x 10 , %= 1.33x10查參考文獻1圖6、31得壽命系數(shù),網(wǎng)=L0，故5 1 *查參考文獻1表6、7得安全系數(shù)一r i州31.0 X 220二 耳 =2S = 176 MP。r i1.0 X 170= 耳 =25=136 MPa故2KTn2 X 1.45 X 8392530仆門=門匚咒=F、匚 u匚t匚 X 2.67 X 157 X 070 = 70.97 MPa，d bmd1 廣sz 70 x 2.5 x 57.5%也42.23 X 177仆以=*立;=7

22、097*而左而,66.82 MPa容易瞧出% <丹% <設(shè)計滿足齒根彎曲疲勞強度要求。2、2、5齒輪其她幾何尺寸計算各齒輪的尺寸及參數(shù)計算詳見下表。圓柱齒輪幾何尺寸表序號項目代號計算公式計算結(jié)果1齒數(shù)齒輪1工3/23齒輪2/632模數(shù)(mm)m/34壓力角(度)a/206齒頂高系數(shù)*/17頂隙系數(shù)«C/0、258標準中心距(mm)a口& 4 %) 21299實際中心距(mm)r ra/12911變位系數(shù)齒輪3X30齒輪4X4012齒頂高(mm)齒輪3hj3齒輪43313齒根局(mm)齒輪3% 3匚+卜J x m3、75齒輪43、7514分度圓直徑(mm)齒輪3%m

23、 x 269齒輪4%18915齒頂圓直徑(mm)齒輪3*= d + 2 x h, fl475齒輪4419516齒根圓直徑(mm)齒輪3d( = d-2 *61、5齒輪4df4181、517重合度(mm)kIfl:=1.88 -3.2 n I R1 3 卜平、F 692輸出軸齒輪的公法線長度及偏差參考參考文獻2表16、6,a=129mm介于100200m位間，用插值法得齒輪最小側(cè)隙jbnmin=0、149由參考文獻2式(16、1)求得"-j bnmin/2cos a n=- 0、149/2cos20 ° =-0、079mm計算齒輪的分度圓直徑d2=mz=3x63=189mm由

24、表16、3查得，徑向跳動公差為Fr=0、056mm由表16、7與表15、2查得，切齒徑向進刀公差br=1、261T9=1、26 x 0、115mm= 0 145mm由式16、2求得，齒厚公差Tsn=-mm=0 113mm故由式16、3求得，齒厚下偏差為Eni=Ens-Tsn=-0、079-0、113mm=-0 192mm由式16、4與16、5得公法線長度上偏差 Ens=Ens x cos a n=-0、079 x cos200 mm=-0 074mm公法線長度下偏差 昂二日川x cos a n=-0、192x cos200 mm=-0 180mm公法線長度查表 16、8 得 Wk=3X 23.

25、0233mni=69、07mm三、減速器裝配草圖設(shè)計3、1草圖準備3、1、1選定聯(lián)軸器類型對于連接電動機與減速器高速軸的聯(lián)軸器 ，為了減小啟動轉(zhuǎn)矩，具聯(lián)軸器類型應具有 較小的轉(zhuǎn)動慣量與較好的減震性能，故采用彈性柱銷聯(lián)軸器，對于輸出軸為了具有減震的 作用也采用彈性柱銷聯(lián)軸器。3、1、2確定滾動軸承類型對于高速級斜齒圓柱齒輪傳動，因有軸向力，選擇角接觸軸承；低速級采用深溝球軸承。3、1、3確定滾動軸承的潤滑與密封方式由前面計算可知高速級齒輪線速度 2、11m/s,低速級齒輪線速度0、85m/s,根據(jù)最大 齒輪（低速級大齒輪），選擇油潤滑故滾動軸承采用油潤滑，并在軸上安裝擋油板（避免潤滑 油對齒輪的

26、沖擊）?？紤]減速器工作環(huán)境有塵，故采用唇形圈密封。3、1、4確定軸承端蓋的結(jié)構(gòu)形式凸緣式軸承端蓋調(diào)整軸承間隙比較方便，密封性能也好，故選用凸緣式軸承端蓋，采用 鑄鐵鑄造成型。3、1、5確定減速器機體的結(jié)構(gòu)方案考慮工藝性能、材料消耗與制造成本，選用剖分式機體，鑄鐵材料鑄造成型。結(jié)構(gòu)示例 圖如下圖所示：與機體有關(guān)零件的結(jié)構(gòu)尺寸見下表鑄鐵減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表名稱符號尺寸關(guān)系尺寸大小基座壁厚60. 025a + 3 >810mm機蓋壁厚" J 之 88 mm機座凸緣厚度|b1、中15 mm機蓋凸緣厚度bii1、5M15mm機座底凸緣厚度p2、525 mm地腳螺釘直徑df,03%12

27、M16地腳螺釘數(shù)目nn=4/軸承旁連接螺栓直徑4o. 754M12機蓋與機座連接螺栓直徑*M10連接螺栓心勺間距l(xiāng)100150120軸承端蓋螺栓直徑d：(0.4-O S) dfM8窺視孔蓋螺栓直徑a(0 374)4M6定位銷直徑0 7-O HM8 mm斗，dp4至外壁距離4/22、18、16 mm可、山至凸緣距離C2/20、14 mm軸承旁凸臺半徑R1C216 mm凸臺高度H根據(jù)低速級軸承外徑確定外機壁至軸承座端面距離hCj + Cj + (5+用39mm內(nèi)機壁至軸承座端面距離B + q +4+(5 叫50mm大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離>1、聲12 mm齒輪端面與內(nèi)機壁距離之&10

28、mm機蓋、機座肋厚rh1、m=O HSiSpiii = 0.R56軸承端蓋外徑軸承座孔徑+(55、5)/視具體軸承而定軸承端蓋凸緣厚度e(11、2)內(nèi)9 mm軸承旁連接螺栓距離ss視具體軸承而定3、2草圖第一階段3、2、1間距確定取中間軸上兩齒輪軸向間距4 = &叫(2)因采用油潤滑，軸承外圈端面至機體內(nèi)壁的距離要留出安放擋油板的空間，取“L 111111 ；取擋油板寬度C=4 mm。(3)取中間軸上齒輪2端面至機體內(nèi)壁的距離“2 = 1°mm3、2、2高速軸軸系部件設(shè)計(1)選擇軸的材料因傳遞功率不大，且對質(zhì)量與結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故選用45鋼并進行調(diào)制處理。(2)初步軸徑

29、"加叫并根據(jù)相配聯(lián)軸器的尺寸確定軸徑內(nèi)與長度4對于轉(zhuǎn)軸，按扭轉(zhuǎn)強度初算軸徑，由參考文獻3第759頁得,C=97106考慮軸端彎矩比 轉(zhuǎn)矩小，取C= 97,則考慮鍵槽影響，取(3)確定軸的軸向固定方式因為齒輪減速器輸出軸的跨距不大，且工作溫度變化不大，故軸向固定采用兩端固定 方式。(4)聯(lián)軸器及軸段前面計算的4詢即為軸段的直徑，又考慮軸段上安裝聯(lián)軸器，因此軸段的設(shè)計與 聯(lián)軸器的設(shè)計同時進行。由前面設(shè)計可知，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查文獻1表13、1取Ka=1、5,計算轉(zhuǎn)矩T. = K.7 j = 1.5 x 26,8 = 40,2 N，m L JL0 1由參考文獻2表13、1查詢可得GB/

30、T 5014-2003中的LH1型彈性柱銷聯(lián)軸器符合要 求,其參數(shù)為：公稱轉(zhuǎn)矩160 Nm,許用轉(zhuǎn)速為7100 r/min,軸孔直徑范圍就是1224 mm。滿 足電動機軸徑要求。取與軸相連端軸徑16 mm,軸孔長度30 mm,J型軸孔，選用A型鍵，聯(lián)軸器主動端代號為】IL? 16X30GB/T5014- 2003。相應的，軸段的直徑4= 16mm,軸段長度應該比聯(lián)軸器略短，故取其長度為h=28 mm(5)密封圈與軸段聯(lián)軸器右端采用軸肩固定，取軸肩高度h=1 mm,則軸段的直徑d_2=18 mm。(6)軸承與軸段及軸段由前面設(shè)計知，軸承類型為角接觸軸承，暫取軸承型號為7304C,由文獻2表12、

31、2查得 內(nèi)徑d=20 mm,外徑D=52 mm,寬度B=15 mm,定位軸肩直徑4mm 一 " nun ,故軸段的直徑 d3 = 20 mmo軸段的直徑應與軸段相同，即與二20 mm軸段由于齒輪齒根圓直徑較小，若選擇右二3Dmm ,d” - %-t = 38-30 -33 < 2.5ml故軸與齒輪應做成齒輪軸，取過渡軸段 = 27】m(8)齒輪軸段取5二50 m叫(9)軸段在軸段與齒輪軸段間取過渡軸段段(10)機體與軸段的長度因采用凸緣式軸承蓋，其凸緣厚度e=9 mm。由于所選聯(lián)軸器不影響軸承端蓋螺栓的拆 卸，軸肩與軸承端蓋之間的間隙取 K=10 mm。在確定齒輪、機體、軸承、

32、軸承蓋的相互位置與尺寸之后，即可確定各軸段的長度。取軸段的長度；軸段的長度%52m;軸段的長度 =軸段的長度1493 mmLi軸的各部分尺寸均確定。取聯(lián)軸器輪轂中間位置為力的作用點，可得跨距；% 一 43Jfrl'o完成的結(jié)構(gòu)草圖如下所示。(11)鍵連接設(shè)計聯(lián)軸器與軸之間采用A型普通平鍵連接，型號為:鍵5x25 GB/T 1096-2003,h=5卜= 2,3m口】3、2、3中間軸軸系部件設(shè)計(1)選擇軸的材料因傳遞功率不大，且對質(zhì)量與結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故選用45鋼并進行調(diào)制處理。(2)初步軸徑，并根據(jù)相配聯(lián)軸器的尺寸確定軸徑1與長度對于轉(zhuǎn)軸，按扭轉(zhuǎn)強度初算軸徑，由參考文獻3第759

33、頁得,C=97106考慮軸端彎矩比 轉(zhuǎn)矩小，取C= 97,則3 258血=2L41nlm(3)確定軸的軸向固定方式因為齒輪減速器輸出軸的跨距不大，且工作溫度變化不大，故軸向固定采用兩端固定 方式。(4)軸承與軸段及軸段由前面設(shè)計知，軸承類型為角接觸軸承，暫取軸承型號為7305弓由文獻2表12、2查得內(nèi)徑d=25 mm,外徑D=62 mm,寬度B=17 mm,定位軸肩直徑11tl = 32 mm,。故軸段的直徑軸段的直徑應與軸段相同，即 (5)齒輪3與軸段，齒輪3左端用套筒固定，則軸段為了便于齒輪的安裝，心應略大于心,取心二27 mm的長度應略小于齒輪3的寬度卜3,取= 731nm32 mm &

34、#39; = 6 nun(6)軸段齒輪3右端用軸肩固定，取 =(7)齒輪2與軸段齒輪2左端也用軸肩固定?？扇?山=27 mm，齒輪2右端用套筒固定，則軸段的長度應略小于齒輪2的寬度%,取= 43 mm(8)軸段的長度§ = 33 mmI- = 36 min完成的結(jié)構(gòu)草圖如下所示。(9)鍵連接設(shè)計齒輪2、齒輪3與軸之間采用A型普通平鍵連接，型號分別為:鍵 8 x 40GB/T i096二2003,h=7,q = 33 mm ；鍵 8x70 GB/T 1096-迎3,h=7卜= 3,3mm3、2、4低速軸軸系部件設(shè)計(1)選擇軸的材料因傳遞功率不大，且對質(zhì)量與結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故選用4

35、5鋼并進行調(diào)制處理(2)初步軸徑”訊叫并根據(jù)相配聯(lián)軸器的尺寸確定軸徑&與長度”對于轉(zhuǎn)軸，按扭轉(zhuǎn)強度初算軸徑，取C=97，則"12鉆L = C3e=97x 請: 2952 mm考慮鍵槽影響，取心“ = 29,52 x (1 + 5% mm = 30,99mm 。(3)確定軸的軸向固定方式因為齒輪減速器輸出軸的跨距不大，且工作溫度變化不大，故軸向固定采用兩端固定 方式。(4)聯(lián)軸器及軸段前面計算的即為軸段的直徑，又考慮軸段上安裝聯(lián)軸器，因此軸段的設(shè)計與聯(lián) 軸器的設(shè)計同時進行。由前面設(shè)計可知，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查文獻1表12、1取Ka=1、5,計算轉(zhuǎn)矩T1 = 1,5 X 264

36、.4 396.6 N-m由參考文獻2表13、1查詢可得GB/T 5014-2003中公稱轉(zhuǎn)矩630 N m的彈性柱銷 聯(lián)軸器滿足要求，其許用轉(zhuǎn)速為5000 r/min,軸孔直徑范圍就是30-48mm。取與軸相連端軸 徑32 mm,軸孔長度為 = 60 " ：J型軸孔。相應的，軸段的直徑& =叫取其長度為1i=58 mm。(5)密封圈與軸段聯(lián)軸器右端采用軸肩固定，取軸段的直徑由二38 111111(6)軸承與軸段及軸段由前面設(shè)計知，軸承類型為深溝球軸承，暫取軸承型號為6208,由文獻2表12、1查得 內(nèi)徑d=40 mm,外徑D=80 mm,寬度B=18 mm,定位軸肩直徑hut

37、i 一 ,，"叫。故軸段的直 徑% = 40 mm。軸段的直徑應與軸段相同，即/ = 40 mmo(7)軸段為了便于齒輪的安裝應略大于d7>d6 = 42 min ,齒輪3右端用擋油板固定，則軸段的長度應略小于齒輪4的寬度瓦,取二68 mm o(8)軸段齒輪4右端用軸肩固定，取蟲=48mm。(9)軸段取過渡軸段直徑d4二47mm。(10)機體與軸段的長度因采用凸緣式軸承蓋，其凸緣厚度e=9 mm。由于所選聯(lián)軸器不影響軸承端蓋螺栓的拆 卸，軸肩與軸承端蓋之間的間隙取 K=10 mm。在確定齒輪、機體、軸承、軸承蓋的相互位置與尺寸之后，即可確定各軸段的長度。取軸段的長度18 

38、9;"n;軸段的長度% = 49 «nr ；軸段的長度I? 37n】n】；取軸段的長度 = 4mm；取軸段的長度一66而軸的各部分尺寸均確定。取聯(lián)軸器輪轂中間位置為力的作用點，可得跨距J 88 Lo = 114 mm J 61 intn 4.八也.加如十匕一 1； 21； 3。完成的結(jié)構(gòu)早圖如下所小。-2(567 LL 工14(11)鍵連接設(shè)計聯(lián)軸器、與齒輪4與軸之間采用A型普通平鍵連接，型號分別為：鍵 10 X 50 GB/T lC9G-20O3,h=8i = 3；】叫鍵 12 x 63 GB/T 109620。3由=8卜=3J 111111。3、2、5軸系部件校核計算本

39、設(shè)計已完成高、中、低速軸的軸系部件校核計算，均滿足設(shè)計要求，此處只給出低速 軸校核計算過程。(1)軸的受力分析a.畫受力簡圖2Tm 2x2.690x10s圓周力耳=丁二一回一二2855 03 '徑向力七=W "=2855,。34即M = 1039.14耳b.計算支反力F四=362,21 NL + %Fu7 = F - FU1 676,93n £r rl 12$= 995,18 NL2 + %=F( - FV1 - 1859.85 N軸承1的總的支反力為Fr1 =/J + %/=995,18)2+ (362.21)1 = WS9.05 N軸承2的總的支反力為FR2 =

40、，F(xiàn)vj 十%j =也1859.85)2 + (676.93)2 = 1979.21 Nc.畫彎矩圖在水平面上，軸承1處,A-A面左側(cè)= FhJ.，=362.21 Nxl 14 mm = 41291.94NinmA-A面右側(cè)MaH2=F|iz" = 676.93 Nx61mm . 4129273 N-nim垂直面上，彎矩為MaV = FV1L., = 995.18 Nxl 14mm = 113450.52 N mmMJV = %山4=1859.85 Nxblmm = 113450.85N mmA-A面左側(cè)A = %,+ M.J - 58396.18 N*mmA-A面右側(cè)* i 22%

41、= Mh? = 16044350 N-mm41292.73113450.52；-J、, M+" 61mm *, “FH?M 16Q443,50N mm工= z- = 24.95 MPaW 6430,94 nm扭剪應力d.畫轉(zhuǎn)矩圖T = 269800N mm(2)校核軸的強度A-A剖面右側(cè)彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，為危險截面。 該截面抗彎模量為,23 M-T)12K5(42-5/W = O.ld/ - -=0-1x42 -z-7T=643094 mm b 2d62x42該截面的抗扭截面模量為269800N-1H=19.49 MPa13839.74 mtn113450.85bt(d6-t)12x5

42、(42-5)2Wl0.2% 一=0.2x42 京13839,74 nlm彎曲應力160443.50114mm2698005839648 廣41291,941ml88mmt” Tirl = = 9.75 MPa H III d調(diào)質(zhì)處理的45鋼，由參考文獻3可以查得 = 650 MPai 二 300 MPa,t_ 1=155MPa;材料等效系數(shù)% = 0,2,炸=0。鍵槽引起的應力集中系數(shù)可由參考文獻1附表10、3得4 = L825Kt=i、625。查參考文獻1附圖10、1得 =叫耳二° 76 o查參考文獻1附圖10、1與附表10、2得口 二。月2由此，安全系數(shù)計算如下：s=4.8530

43、0L1.825瓦% + 中用 0.92 X 0,8 X 24 95 + 0 2 X 0=6.56155q =-L K,L625T +甲 T n ao v a 7r 父 9.75 + 0.1 X 9.75 濕%( 十牙7rm 0.92 X 0,76SA”,工 戶90|S/ + s/XI a T由參考文獻1表10、5得許用安全系數(shù)S=1、31、5,顯然S>S,故A-A截面安全。(3)校核鍵連接的強度滾筒與軸連接處為平鍵連接，擠壓應力4T o = P dhl 式中:d鍵連接處的軸徑，mm;T傳遞的轉(zhuǎn)矩，N - mm;h鍵的高度,mm;l鍵連接長度,mm;故4T 4x269800o =-= 50

44、.98 M PaP dhl 42x8x63鍵、軸材料均為45鋼，尸p= 120150MPa。71< 凸，故強度滿足需要。(4)校核軸承強度由參考文獻2查得6208軸承的C產(chǎn)29500 NQ = 18100N。軸承工作環(huán)境無軸向力，軸承1的工作環(huán)境比軸承2工作環(huán)境惡劣，故只需校核軸承2。 計算當量動載荷P = XFr其中,x為動載荷徑向系數(shù)r為軸承徑向載荷。由參考文獻1表11、12可知,x=i。則P = XFr = Fr= = 1979.21 N(5)校核軸承壽命軸承在100c下工作, = 1 o根據(jù)其載荷性質(zhì)，取必=1,。軸承壽命為106io6 ( 1x29500 3560Ml1司 =6

45、0x88Xll.lxl979-21/ = 471 X 10 h已知減速器使用五年，三班工作制，則預期壽命為Lj = 8x3x250x5 = 30000 h軸承壽命很充裕。3、3草圖第二階段3、3、1傳動件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)齒輪2結(jié)構(gòu)設(shè)計齒輪2齒頂圓直徑= 178、81 mm,為了減少質(zhì)量與節(jié)約材料，采用腹板式 結(jié)構(gòu)。采用自由鍛毛坯結(jié)構(gòu)，如下圖所示。圖中各尺寸如下：dh = 27 mmh 1.6d, = 16 x 27 = 43.2 min 1 n取D1 = 45 minw d - 10rn = 178- 81 - 10 * 2 = 158.81 mm £ a為增強齒根部強度，取%二16

46、0 mmK = 0.20.3)b = (02=0.3)X 45 = 9-13.5 mm取 c=10 mmr = 0.5c = 0.5 x 10 = 5 mtnD(1 = 0.5(D, + D j = 0.5 x (45 + 160) = 102.5mnid口 0O,25(DD.) = 0.25 x 1160-45) = 28.75 mmL =(L2L5)dh = 4252.5 = 45mm(2)齒輪3結(jié)構(gòu)設(shè)計齒輪3齒頂圓直徑=75mmM 200m叫做成實心式結(jié)構(gòu)。(3)齒輪4結(jié)構(gòu)設(shè)計齒輪4齒頂圓直徑I95 i 195mm，為了減少質(zhì)量與節(jié)約材料，采用腹板式結(jié)構(gòu)?？紤]節(jié)約成本，采用自由鍛毛坯結(jié)構(gòu)

47、，如前圖所示。圖中各尺寸如下：- 42 mmD h L64 = 1,6 x 4 = 67.2 min1n取% = 70 mmD, w d - 10m = 195-10 x 3 = 165 mm£M-,取% ; 1G5 mmc = (0,203)/ =(0.2-0.3)x 70 = 14-21 mm取 c=18 mmv = 05c = 0.5 x 18 = 9 mmD。= 0.5(D+ D.j = 0,5 X :7(1 + 165 =117.5 mm取% = 120 mtnd。左 0.25(D 1 - dJ = 0.25 x (165 - 70) = 22.5mm取= 25 mm3、3

48、、2軸承端蓋的設(shè)計采用凸緣式軸承端蓋，結(jié)構(gòu)如下圖所示：“一 m(1)高速軸軸承端蓋設(shè)計由前面設(shè)計可知，軸承外彳aD=52mm,%=8mm% = D + (X 5叫=但6 mm，取4 = 94 mm% = 0.5(02 + D) = 0, 5x (94 + 52) = 73mdd = 18 mm b1 = 11mm,(2)中間軸軸承端蓋設(shè)計由前面設(shè)計可知,D=62 mm, 1D.= D +(5"5. if5)d102106 mmDg = 0.5(% + D) = 0. 5 X (104 1+ 62)= 83mmd j = 25 mb = 9mm(3)低速軸軸承端蓋設(shè)計由前面設(shè)計可知 和承外但D=80mm,D? = D + (V5.-i5MJ120124 mmDp = 0.5(D2 + D) = 0. 5 x (122 + 80)= 101 mtn由參考文獻2表14、4可知,4 =38 mbr = 1Zmm3、3、3擋油板的設(shè)計擋油板結(jié)構(gòu)如左圖所示3、3、4套筒設(shè)計(1)中間軸套筒設(shè)計取內(nèi)徑d