北工大機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)計(jì)算說(shuō)明書(shū)

1、裝訂線(xiàn) 裝 定 線(xiàn)裝定線(xiàn) 裝定線(xiàn) 裝 定線(xiàn)裝 定線(xiàn)裝 定線(xiàn)裝 定線(xiàn)裝 定線(xiàn)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)設(shè)計(jì)題目： 用于帶式運(yùn)輸機(jī)的一級(jí)圓柱齒輪減速器 院（系）： 建筑工程學(xué)院 學(xué)號(hào)： 設(shè)計(jì)者： 指導(dǎo)教師： 許東來(lái) 2015 年 07 月 17 日校名： 北 京 工 業(yè) 大 學(xué) 目錄一、設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)二、機(jī)械裝置的總體方案設(shè)計(jì)（一）傳動(dòng)方案的分析與擬定（二）電動(dòng)機(jī)的選擇與計(jì)算（三）計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比（四）傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)、動(dòng)力參數(shù)計(jì)算三減速器傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算1高速級(jí)普通V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算2圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算四軸的計(jì)算1、初步計(jì)算軸的最小直徑、選擇滾動(dòng)軸承及聯(lián)軸器2、減速器輸出軸

2、的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核五滾動(dòng)軸承的選擇和計(jì)算六鍵聯(lián)接的選擇和強(qiáng)度校核七減速器箱體的設(shè)計(jì)八潤(rùn)滑方式和密封類(lèi)型的選擇，潤(rùn)滑油牌號(hào)的選擇和裝油量的計(jì)算九、設(shè)計(jì)小節(jié)及心得體會(huì)十、參考文獻(xiàn)項(xiàng)目和內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過(guò)程計(jì)算結(jié)果 一、設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)二、機(jī)械裝置總體方案設(shè)計(jì)（一）傳動(dòng)方案的分析與擬定1.課程設(shè)計(jì)題目：設(shè)計(jì)用于帶式運(yùn)輸機(jī)的一級(jí)圓柱齒輪 減速器2.原始數(shù)據(jù)：（1）數(shù)據(jù)編號(hào)：A6（2）運(yùn)輸帶工作拉力F: 1350N(3)運(yùn)輸帶工作速度v：1.60 m/s(4)卷筒直徑D：260 mm3.工作條件：連續(xù)單項(xiàng)運(yùn)行，載荷平穩(wěn)，空載起動(dòng)，使用期限10年，小批量生產(chǎn)，兩班制工作，運(yùn)輸帶速度允許誤差為5%。1.帶式運(yùn)

3、輸機(jī)傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖1、 V帶傳動(dòng) 2、運(yùn)輸帶 3、減速器（齒輪傳動(dòng)） 4、聯(lián)軸器 5、電動(dòng)機(jī) 6、卷筒項(xiàng)目和內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過(guò)程計(jì)算結(jié)果（二）電動(dòng)機(jī)的 選擇與計(jì)算2、結(jié)構(gòu)說(shuō)明選用V帶傳動(dòng)和閉式齒輪傳動(dòng)。（1） V帶傳動(dòng)1承載能力小、轉(zhuǎn)距相同時(shí)，其結(jié)構(gòu)尺寸要比其他傳動(dòng)形式的結(jié)構(gòu)尺寸大，但傳動(dòng)平穩(wěn)，能緩沖吸振和過(guò)載保護(hù)因此布置于高速級(jí)，能發(fā)揮它的的優(yōu)點(diǎn)。閉式齒輪傳動(dòng)傳動(dòng)比不受中心距的影響，瞬時(shí)速比穩(wěn)定，傳動(dòng)效率高，工作可靠，壽命長(zhǎng)，結(jié)構(gòu)緊湊，外形尺寸小，輪齒可以做成斜齒，用于速度較高或載荷較重的傳動(dòng)。綜上此方案?jìng)鲃?dòng)比不太大，效率較高，工藝簡(jiǎn)單，精度易于保證。運(yùn)輸機(jī)由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)。電動(dòng)機(jī)1將動(dòng)力傳到帶

4、輪2再傳到減速器3經(jīng)聯(lián)軸器4將動(dòng)力傳至運(yùn)輸機(jī)卷筒6帶動(dòng)運(yùn)輸帶5工作。1.選擇電動(dòng)機(jī)的類(lèi)型按工作要求選用Y系列（IP23）防護(hù)式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)，電壓380V。2.確定電動(dòng)機(jī)的功率（1）工作機(jī)的功率Pw(2) 傳動(dòng)裝置總效率其中：V帶傳動(dòng)： 滾動(dòng)球軸承：Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)，電壓380VPw = 1.84 Kw 總效率為0.8675項(xiàng)目和內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過(guò)程計(jì)算結(jié)果（二）選擇電動(dòng)機(jī)3）工作機(jī)所需電動(dòng)機(jī)功率 由于載荷平穩(wěn)電動(dòng)機(jī)額定功率等于或略大于工作機(jī)所需的電動(dòng)機(jī)功率即可，即 故由2P203 表17-1，Y系列電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)，選電動(dòng)機(jī)額定功率 3.確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速滾筒軸工作轉(zhuǎn)速傳動(dòng)由V帶和單極

5、圓柱齒輪減速器組成：總傳動(dòng)比范圍：故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為 電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)比較方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率電機(jī)轉(zhuǎn)速電動(dòng)機(jī)質(zhì)量同步滿(mǎn)載1Y100L1-42.21500143034kg2Y100L2-431500143038kg 選擇方案2，即選用額定功率Ped =3kW, 滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速為nm = 1430 r/min,型號(hào)為Y100L2-4的電動(dòng)機(jī)。 Pd=2.489kWPed = 3kWnw=117.6r/min i00= 1020nd=11762352r/min選擇Ped =3kWnm = 1430 的Y100L2-4型電動(dòng)機(jī)項(xiàng)目和內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過(guò)程計(jì)算結(jié)果（三）計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比

6、【注：設(shè)計(jì)計(jì)算機(jī)傳動(dòng)裝置的各級(jí)功率時(shí)，按電動(dòng)機(jī)實(shí)際功率Pd進(jìn)行計(jì)算, Ped 作為設(shè)計(jì)功率。設(shè)計(jì)計(jì)算傳動(dòng)裝置各級(jí)轉(zhuǎn)速時(shí)，按電動(dòng)機(jī)滿(mǎn)載進(jìn)行計(jì)算，不能按同步轉(zhuǎn)速1500r/min 進(jìn)行計(jì)算?！?1.確定總傳動(dòng)比ia 2.分配各級(jí)傳動(dòng)比由2P10表2-1取V帶傳動(dòng)比3則減速器的傳動(dòng)比為 1.各軸的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T（1）零軸(2)1軸(3)2軸減速器傳動(dòng)比i =4.05P0 = 2.489kWn0=1430r/minT0=16.62NmP1=2.389kWn1=476.6r/minT1 =47.87Nm項(xiàng)目和內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過(guò)程計(jì)算結(jié)果(4) 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)、動(dòng)力參數(shù)計(jì)算1-3軸各軸輸出功率或

7、輸出轉(zhuǎn)矩(4)3軸（滾筒軸）1-3軸各軸輸出功率或輸出轉(zhuǎn)矩乘以軸承效率 0.99輸出功率或輸出轉(zhuǎn)矩分別為【注：設(shè)計(jì)軸是應(yīng)該按其輸入功率計(jì)算。設(shè)計(jì)傳動(dòng)零件時(shí)應(yīng)按主動(dòng)軸的輸出功率計(jì)算。后三軸的輸出功率和輸出轉(zhuǎn)矩為各軸的輸入功率或輸入轉(zhuǎn)矩乘以軸承效率0.98得到?！繉⑸鲜鲞\(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算結(jié)果匯總?cè)缦卤恚篜2 =2.317kWn2=117.6r/minT2 = 188.04NmP3= 2.27kWn3 =117.6r/minT3 =184.31Nm項(xiàng)目和內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過(guò)程計(jì)算結(jié)果各軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)表三、減速器傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算（一）高速級(jí)普通V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算軸名功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/Nm轉(zhuǎn)速n

8、傳動(dòng)比i輸入輸出輸入輸出0軸2.4816.62143034.0510.960.9700.98011軸2.362.3647.8747.39476.62軸2.3172.29188.04186.15117.63軸2.2712.24184.31182.4117.6（1）確定設(shè)計(jì)功率Pc 由于電動(dòng)機(jī)空載啟動(dòng)，兩班制工作（機(jī)器一天工作16個(gè)小時(shí)），由前面的計(jì)算得出P = 3kw<7.5kw由表得載荷平穩(wěn)工況系數(shù)KA = 1.2 Pc = KAP = 1.2×3.6 = 3.6kW(2) 選定帶型 根據(jù)Pc = 3.6kW 和n0 = 1430r/min, 由1圖8-9a確定選A型V帶(3)

9、 小帶輪和大帶輪基準(zhǔn)直徑 由1表8-6，取小帶輪基準(zhǔn)直徑，則大帶輪基準(zhǔn)直徑故由1表8-7取(4)驗(yàn)算帶速v 根據(jù)P861式（8-17），帶速v為帶速在5-25m/s范圍內(nèi)，符合要求。Pc =3.6kW選擇A型V帶dd1 = 75mmdd2 =225mmv = 5.61m/s項(xiàng)目和內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過(guò)程計(jì)算結(jié)果（5）確定中心距a和帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld 根據(jù)P86 1式（8-18），中心距為：取根據(jù)1式（8-19），帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度為由1表8-2選取標(biāo)準(zhǔn)基準(zhǔn)長(zhǎng)度(6).實(shí)際中心距 由1式（8-20），實(shí)際中心距a為(7)驗(yàn)算小帶輪包角 由1式（8-22），小帶輪包角為故小帶輪包角，符合要求。（8）確定V帶

10、的根數(shù)z 由1式（8-23）V帶根數(shù)Z為：查1表8-1,根據(jù)，查1表8-2取表8-5 =0.17表8-3 =0.68所以根,取5根a0 = 400mmLd = 1250mma = 382.3mm=157.5z =5根項(xiàng)目和內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過(guò)程計(jì)算結(jié)果(二)圓柱齒輪的傳功設(shè)計(jì)計(jì)算(9)確定初拉力F0 由1P89 式（8-24），單根V帶的初拉力為： 由1表8-1查得由1式（8-25），帶作用在V帶上的壓力為：6.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) （1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即 𝑑1𝑡 2×𝐾𝐻𝑡 ×

11、;𝑇 𝜑𝑑×𝑢 +1 𝑢×(𝑍𝐻 ×𝑍𝐸 ×𝑍𝜀 ×𝑍𝛽 𝜎𝐻) 23 1）確定公式中的各參數(shù)值 試選載荷系數(shù) KHt=1.3 小齒輪傳遞的扭矩: 𝑇 = 9550000 ×𝑃 𝑛= 9550000×2.47 384= 61428.39

12、19873; 𝑚𝑚 查表選取齒寬系數(shù)d=1 由圖查取區(qū)域系數(shù) ZH=2.46 查表得材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8MPa 重合度 端面重合度為： 𝜀𝛼 = 1.883.2(1 𝑧1+1 𝑧2)𝑐𝑜𝑠𝛽 = 1.883.2(123+1 75)𝑐𝑜𝑠13° = 1.65 軸向重合度為： 𝜀𝛽 = 0.318×𝜑w

13、889; ×𝑧1 ×𝑡𝑎𝑛𝛽 = 0.318×1×23×𝑡𝑎𝑛13° = 1.69 查得重合度系數(shù) Z=0.696 查得螺旋角系數(shù) Z=0.987 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力H 由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為： 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚1 = 600𝑀𝑝𝑎 ，𝜎⻒

14、7;𝑙𝑖𝑚2 = 550𝑀𝑝𝑎 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 𝑁𝐿1 = 60×𝑛 ×𝑗×𝐿 = 60×384 ×1×16×300×10 = 1.106×109 𝑁𝐿2 =𝑁𝐿1 𝑢=1.106×109 3.24= 3.413×108 由圖查取接

15、觸疲勞系數(shù)： 𝐾𝐻𝑁1 = 0.874 ，𝐾𝐻𝑁2 = 0.943 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，得 𝜎𝐻1 =𝐾𝐻𝑁1 ×𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚1 𝑆=0.874×600 1= 524𝑀𝑃𝑎 𝜎𝐻2 =𝐾w

16、867;𝑁2 ×𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚2 𝑆=0.943×550 1= 519𝑀𝑃𝑎 取H1 和H2 中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即 𝜎𝐻 = 519𝑀𝑃𝑎 2）試算小齒輪分度圓直徑 𝑑1𝑡 2×𝐾𝐻𝑡 ×𝑇 ⼛

17、3;𝑑×𝑢 +1 𝑢×(𝑍𝐻 ×𝑍𝐸 ×𝑍𝜀 ×𝑍𝛽 𝜎𝐻) 23= 2×1.3×61428.39 1×3.24+1 3.24×(2.46×189.8×0.696×0.987 519) 23= 43.057𝑚𝑚 （2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑

18、1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 圓周速度 𝑣 =𝜋 ×𝑑1𝑡 ×𝑛 60×1000=𝜋 ×43.057×384 60×1000= 0.865 齒寬 b 𝑏 = 𝜑𝑑 ×𝑑1𝑡 = 1×43.057 = 43.057𝑚𝑚 2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù) KH 查表得使用系數(shù) KA=1.25 查圖得動(dòng)載系數(shù) Kv=1.0

19、67 齒輪的圓周力。 𝐹𝑡 = 2×𝑇 𝑑1= 2×61428.39 43.057= 2853𝑁 𝐾𝐴 ×𝐹𝑡 𝑏= 1.25×2853 43.057=83𝑁 𝑚𝑚<100𝑁 𝑚𝑚 查表得齒間載荷分配系數(shù)：KH=1.4 查表得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.436 實(shí)際載荷系數(shù)為 𝐾&

20、#119867; = 𝐾𝐴 ×𝐾𝑉 ×𝐾𝐻𝛼 ×𝐾𝐻𝛽 = 1.25×1.067×1.4×1.436 = 2.681 3）按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 𝑑1 = 𝑑1𝑡 × 𝐾𝐻 𝐾𝐻𝑡3= 43.057× 2.681 1.33=

21、 54.806𝑚𝑚 4）確定模數(shù) 𝑚𝑛 =𝑑1 ×𝑐𝑜𝑠𝛽 𝑧1=54.806×𝑐𝑜𝑠13 ° 23= 2.322𝑚𝑚 ，取 𝑚𝑛 = 2.5𝑚𝑚 。 6.3 確定傳動(dòng)尺寸 （1）計(jì)算中心距 𝑎 =(𝑧1 +𝑧2)&#

22、215;𝑚𝑛 2×𝑐𝑜𝑠𝛽= 125.72𝑚𝑚 ，圓整為 125𝑚𝑚 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 𝛽 = acos( (𝑧1 +𝑧2)×𝑚𝑛 2×𝑎) = 11.4842° =11°29'3" （3）計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑 𝑑1 =𝑧

23、1 ×𝑚𝑛 𝑐𝑜𝑠𝛽= 58.675𝑚𝑚 𝑑2 =𝑧2 ×𝑚𝑛 𝑐𝑜𝑠𝛽= 191.331𝑚𝑚 （4）計(jì)算齒寬 𝑏 = 𝜑𝑑 ×𝑑1 = 58.68𝑚𝑚 取 B1=65mm B2=60m

24、m 6.4 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為 𝜎𝐹 =2×𝐾 ×𝑇 𝑏 ×𝑚𝑛 ×𝑑1×𝑌𝐹𝑎 ×𝑌𝑆𝑎 ×𝑌𝜀 ×𝑌𝛽 ×cos2 𝛽 𝜎𝐹 1） K、T、mn

25、 和 d1 同前 齒寬 b=b2=60 齒形系數(shù) YFa 和應(yīng)力修正系數(shù) YSa，當(dāng)量齒數(shù)為： 小齒輪當(dāng)量齒數(shù)： 𝑍𝑣1 =𝑧1 cos3 𝛽=23 cos3 11.4842° = 24.439 大齒輪當(dāng)量齒數(shù)： 𝑍𝑣2 =𝑧2 cos3 𝛽=75 cos3 11.4842° = 79.691 查表得： 𝑌𝐹𝑎1 = 2.6 ，𝑌𝐹𝑎2 = 2.214

26、𝑌𝑆𝑎1 = 1.59 ，𝑌𝑆𝑎2 = 1.774 查圖得重合度系數(shù) Y=0.684 查圖得螺旋角系數(shù) Y=0.817 查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為: 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚1 = 500𝑀𝑃𝑎 、 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚2 = 380𝑀𝑃𝑎 由圖查取彎曲疲

27、勞系數(shù)： 𝐾𝐹𝑁1 = 0.788 ，𝐾𝐹𝑁2 = 0.869 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，得許用彎曲應(yīng)力 𝜎𝐹1 =𝐾𝐹𝑁1 ×𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚1 𝑆=0.788×500 1.4= 281.429𝑀𝑃𝑎 𝜎𝐹2 =⻓

28、0;𝐹𝑁2 ×𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚2 𝑆=0.869×380 1.4= 235.871𝑀𝑃𝑎 𝜎𝐹1 =2×𝐾 ×𝑇 𝑏 ×𝑚 ×𝑑1×𝑌𝐹𝑎1 ×𝑌𝑆w

29、886;1 ×𝑌𝜀 ×𝑌𝛽 ×cos2 𝛽 = 56.415𝑀𝑃𝑎 < 𝜎𝐹1= 281.429𝑀𝑃𝑎 𝜎𝐹2 = 𝜎𝐹1 ×𝑌𝐹𝑎2 ×𝑌𝑆𝑎2 𝑌w

30、865;𝑎1 ×𝑌𝑆𝑎1= 53.6𝑀𝑃𝑎 < 𝜎𝐹2 = 235.871𝑀𝑃𝑎 故彎曲強(qiáng)度足夠。 6.5 計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸 （1）計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高 𝑎 = 𝑚×𝑎𝑛 = 2.5𝑚𝑚 𝑓 = 𝑚 ×(𝑎

31、9899; +𝑐𝑛 ) = 3.125𝑚𝑚 = (𝑎 +𝑓) = 𝑚 ×(2𝑎𝑛 +𝑐𝑛 ) = 5.625𝑚𝑚 （2）計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑 𝑑𝑎1 = 𝑑1 +2×𝑎 = 𝑚 ×(𝑧1 +2𝑎𝑛 ) = 63.675w

32、898;𝑚 𝑑𝑎2 = 𝑑2 +2×𝑎 = 𝑚 ×(𝑧2 +2𝑎𝑛 ) = 196.331𝑚𝑚 （3）計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑 𝑑𝑓1 = 𝑑1 2×𝑓 = 𝑚×(𝑧1 2𝑎𝑛 2𝑐𝑛 ) = 52.425𝑚

33、;𝑚 𝑑𝑓2 = 𝑑2 2×𝑓 = 𝑚 ×(𝑧2 2𝑎𝑛 2𝑐𝑛 ) = 185.081𝑚𝑚 注： 𝑎𝑛 = 1.0 ，𝑐𝑛 = 0.25F0 =109.64NFQ =1075.3N Z1 = 31 Z2 = 125T1 = 42525Nmm項(xiàng)目和內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過(guò)程計(jì)算結(jié)果四、軸的計(jì)算(一) 初步確定軸

34、的最小直徑，選擇滾動(dòng)軸承和聯(lián)軸器（一）初步確定軸的最小直徑，選擇滾動(dòng)軸承和聯(lián)軸器1.軸(1) a、選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力選用45鋼,正火處理，由1表11-1查得，由1表11-3其許用應(yīng)力。=52.3MPa =40.5MPav=1.42m/s項(xiàng)目和內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過(guò)程計(jì)算結(jié)果（二）減速器輸出軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核b.按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算的最小直徑（軸頭直徑）小齒輪：由表11-2取A=120,代入得D1>=20.46mm因?yàn)橛墟I槽，需將軸徑增大7%，即d1 =20.46×107% = 21.8大齒輪：A= 120D2>=32.2mm因?yàn)橛袃蓚€(gè)鍵槽，需將軸徑增大7%，即d2=3

35、2.2×107% = 34.45mm查表8-4得標(biāo)準(zhǔn)直徑，取高速軸d1=22mm, 低速軸d2=35mm又滾筒軸傳遞的功率和轉(zhuǎn)矩與大齒輪軸相近，故取d3=35mm2.滾動(dòng)軸承的選擇a.軸承的選擇因?yàn)橹饕惺軓较蜉d荷且功率較小，所以可以選用深溝球軸承。初步選定大齒輪所在軸上軸承為6009型、小齒輪所在軸上軸承為6006型b. 軸承組合的設(shè)計(jì)因支撐跨距不大，采用兩端固定式軸承組合方式，選用嵌入式軸承蓋。另外，為了更好的密封性，與O型密封圈配合使用。3.聯(lián)軸器a.選聯(lián)軸器類(lèi)型運(yùn)輸機(jī)的安裝精度一般不高，易用撓性聯(lián)軸器，輸出端轉(zhuǎn)速低，動(dòng)載荷小，轉(zhuǎn)矩較大，選用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造容易、具有微量補(bǔ)償兩軸

36、線(xiàn)偏移和緩沖吸振能力彈性套柱銷(xiāo)聯(lián)軸器。 取d1=22mm d2=35mmT= 157.5N.mmTca =245.5Nm項(xiàng)目和內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過(guò)程計(jì)算結(jié)果b.求計(jì)算轉(zhuǎn)矩TcaT=163.7由1表13-1取K=1.5Tca=KT=1.5X163.7=245.5Nmc.聯(lián)軸器型號(hào)選擇查表113-3, 選擇TL6型聯(lián)軸器。其許用轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速分別為T(mén) =250Nm, n = 3800r/min1.進(jìn)行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）確定各軸段的直徑考慮軸上零件的定位和固定、加工工藝和裝拆工藝等的要求，將軸制成兩端小、中間大的階梯狀結(jié)構(gòu)?？紤]以下因素：a. 定位軸肩的直徑：軸肩高度h應(yīng)比零件孔的倒角C或圓角半徑r大2

37、-3mm, 軸肩的圓角半徑r應(yīng)小于零件孔的倒角C或圓角半徑。由d知C取2b.非定位軸肩的尺寸：直徑變化量較小，一般取0.5-3mm。c. 有配合處的軸徑：選取標(biāo)準(zhǔn)值d. 軸徑尺寸e.低速軸（軸2）軸的外伸端直徑由所選聯(lián)軸器的型號(hào)及軸孔直徑確定，取d1=35mm, 為使聯(lián)軸器軸向固定，一般取下一段軸的直徑d2=42mm, 裝滾動(dòng)軸承的軸段取標(biāo)準(zhǔn)直徑，6009型的內(nèi)圈直徑是45mm所以取d3=45mm裝齒輪的軸段直徑取標(biāo)準(zhǔn)直徑d4=46mm，為使齒輪軸向定位穩(wěn)定，做一軸肩取直徑d5=60mm。（2）確定各段軸的長(zhǎng)度 大齒輪齒輪輪轂寬度56mm，所以取安裝齒輪的軸頭長(zhǎng)度為55mm。由2表11-4查得

38、6009型軸承寬度B=16mm，擋油環(huán)寬取10mm，因此取高速軸軸頸長(zhǎng)度62mm；根據(jù)齒輪端面與箱體內(nèi)壁保持一定的距離，取軸環(huán)和套筒寬度均為8mm;軸肩寬取8mm, 由結(jié)構(gòu)草圖可知，跨距l(xiāng)=（2+28+）mm=130mm.左邊的40軸段應(yīng)該根據(jù)箱體結(jié)構(gòu)以及箱外的旋轉(zhuǎn)零件至端蓋間的距離要求來(lái)綜合決定，現(xiàn)在取為40mm.安裝聯(lián)軸器的軸頭長(zhǎng)度根據(jù)聯(lián)軸器的尺寸取為82mm.（3）軸上零件的軸向固定聯(lián)軸器及齒輪處均采用A型普通平鍵連接，由2表10-26查得鍵的尺寸為寬度， 聯(lián)軸器處為(10×8×82)mm，齒輪處為(14×9×40)mm。2. 畫(huà)出軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖和軸

39、的受力圖，并確定軸上的作用力由之前的計(jì)算可知，從動(dòng)軸上的轉(zhuǎn)距T =186N.m作用在齒輪上的圓周力Ft, 徑向力Fr、軸向力Fa分別為=8086N6847.8tan20°=2994NFa=2536.2tan15=1537Na.做水平面彎矩MH支承反力RHA = RHB = Ft/2 =6847.8/2 = 4043N界面C處的彎矩MHC = RHA*L/2 =212N.mb.作垂直面內(nèi)的彎矩Mv支承反力：= 1138N=1833N截面C左側(cè)的彎矩：d1=35mmd2=42mmd3=45mmd4=46mmd5=74mml=130mmFt =6847.8NFr =2994NFa = 15

40、37NRHA = RHB =4043NMHC =212N.mRvb=1833NMvc1 =59.5N.mRvA= 1138N項(xiàng)目和內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過(guò)程計(jì)算結(jié)果= 59.5N.m截面C右側(cè)的彎矩：= 96.2N.mc.作合成彎矩M界面C的合成彎矩= 220N.m=257N.m做轉(zhuǎn)矩T圖，T=157.5N.md.作當(dāng)量彎矩Me 因單向傳動(dòng)，轉(zhuǎn)矩可以認(rèn)為按脈動(dòng)循環(huán)變化，所以，應(yīng)力校正系數(shù) 則T = 0.6×157.5=94.5N.m危險(xiǎn)截面C處的彎矩=257N.me.校核危險(xiǎn)截面軸徑 36 因C處有兩個(gè)鍵槽，故將軸徑增大7%，36*107% = 38.52mm在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)草圖中，此處軸徑為

41、46mm, 故強(qiáng)度足夠，但考慮到外伸端直徑以及結(jié)構(gòu)上的需要，不宜將C處軸徑減小，所以，仍保持結(jié)構(gòu)草圖中的尺寸，這樣軸的剛度會(huì)更好。Mvc2 =96.2N.mMC1 = 220N.mMC2 =232.8N.mT=157.5N.mT=94.5N.mMeC =257N.md=36mm項(xiàng)目和內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過(guò)程計(jì)算結(jié)果作彎矩圖和扭矩圖五、滾動(dòng)軸承的選擇和計(jì)算 1.確定基本額定動(dòng)載荷Cr, 基本額定靜載荷Cor, 查表得深溝球軸承6009的基本額定動(dòng)載荷Cr=29.5KN, 基本額定靜載荷Cor = 18.0KN2.計(jì)算軸承的壽命n =117.6r/min, P=Ft = 1317.2N, 對(duì)于球軸承

42、=3，C=Cr = 29.5KN查表得：溫度系數(shù)ft = 1.0, 載荷系數(shù)fp =1.2項(xiàng)目和內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過(guò)程計(jì)算結(jié)果六、鍵連接的選擇和強(qiáng)度校核軸承壽命=65083h所以，軸承的壽命計(jì)算符合要求、 材料為45鋼，校核時(shí)準(zhǔn)則為鍵的擠壓強(qiáng)度。校核前先選擇若干鍵連接中最危險(xiǎn)的部位進(jìn)行校核，若校核成功其他鍵連接也是安全的。在鍵、軸、輪轂三者中材料最弱的是輪轂。擠壓強(qiáng)度條件是： =100-120MPa1.高速軸外伸端與聯(lián)軸器V帶處該軸段直徑d=20mm,該鍵的尺寸為6×6×23mm所以，k=h/2 =3mm, l = L-b = 23-6=17mmT=41.16N.mm 擠壓

43、強(qiáng)度滿(mǎn)足要求。2. 低速軸軸伸出段，固定聯(lián)軸器的鍵該軸段直徑d=35mm,所以，該鍵的尺寸為10×8×70，k=h/2 =4mm, l = L-b =50-10 =40mm，T=117.1N.mm 擠壓強(qiáng)度滿(mǎn)足要求。3. 低速軸齒輪處的鍵，該軸段直徑為d=46mm,該鍵的尺寸為14×9×40Lh =65083hk=3mm，l =17mmT=41.16N.mm=40.29MPa k=4mm，l =40mmT=117.1N.mm=48.79MPa項(xiàng)目和內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過(guò)程計(jì)算結(jié)果七、減速器箱體的設(shè)計(jì)k=h/2=4.5mm, l = L-b =40-14 =

44、26mmT=117.1N.mm= 28.MPa , 擠壓強(qiáng)度滿(mǎn)足要求。1結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)采用鑄造的方法制造?？紤]到安裝方便，采用剖分式結(jié)構(gòu)，使剖分面通過(guò)軸心線(xiàn)。 a) 箱體要有足夠的剛度首先保證足夠的壁厚，取，為保證箱體的支撐剛度，軸承座上應(yīng)有足夠的厚度，并設(shè)置加強(qiáng)肋，選用外肋結(jié)構(gòu)。另外，箱座底凸緣寬度應(yīng)超過(guò)箱體的內(nèi)壁應(yīng)超過(guò)箱體內(nèi)壁。為提高軸承座處的聯(lián)接剛度，座孔兩側(cè)的連接螺栓應(yīng)盡量靠近軸承，為此軸承座附近做出凸臺(tái)，有一定高度以留出足夠的扳手空間，但不超過(guò)軸承座外圓。2.箱體結(jié)構(gòu)要有良好的工藝性采用鑄造箱體，所以注意鑄造的工藝要求，例如注意力求壁厚均勻、過(guò)渡平緩，外形簡(jiǎn)單，以便拔模方便等。設(shè)計(jì)箱體結(jié)構(gòu)

45、形狀時(shí)，應(yīng)盡量減小機(jī)械加工面積，減少工件和刀鋸的的調(diào)整次數(shù)。例如同一軸心線(xiàn)上的兩軸承座孔的直徑應(yīng)盡量一致，以便鏜孔并保證鏜孔精度。箱體的加工面與非加工面必須嚴(yán)格分開(kāi)，加工處做出凸臺(tái)()。螺栓頭部或螺母接觸處做出沉頭座坑。箱體形狀力求均勻、美觀。3.附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)要設(shè)計(jì)啟蓋螺釘，其上的螺紋長(zhǎng)度要大于箱蓋聯(lián)接凸緣的厚度，釘桿端部要做成圓柱形，加工成半圓形，以免頂壞螺紋。為了保證剖分式箱體軸承座孔的加工與裝配精度，在箱體聯(lián)接凸緣的長(zhǎng)度方向兩端各設(shè)一圓錐定位銷(xiāo)。兩銷(xiāo)間的距離盡量遠(yuǎn)，以提高定位精度。定位銷(xiāo)直徑一般取，取，長(zhǎng)度應(yīng)大于箱蓋和箱座聯(lián)接凸緣的總厚度，以利于裝拆。 為了拆卸及搬運(yùn)減速器，在箱蓋上裝

46、有吊環(huán)，直接在箱蓋上鑄出；在箱座兩端凸緣下面直接鑄出吊鉤，用于調(diào)運(yùn)整臺(tái)減速器。k=4.5mml =26mmT=117.1N.mm=28.85MPa項(xiàng)目和內(nèi)容設(shè)計(jì)計(jì)算依據(jù)和過(guò)程計(jì)算結(jié)果減速器箱體的尺寸表八、潤(rùn)滑方式和密封類(lèi)型的選擇，潤(rùn)滑油牌號(hào)的選擇和裝油量的計(jì)算根據(jù)【2】表4-1，計(jì)算的鑄鐵減速器箱體的尺寸列于下表名 稱(chēng)符 號(hào)減 速 器 型 式 及 尺 寸 關(guān) 系箱座壁厚10 mm箱蓋壁厚10 mm箱座凸緣厚度1.5=15mm箱蓋凸緣厚度1.5=15mm箱座底凸緣厚度2.5 =25mm地腳螺釘直徑0.036a+12=17.4mm地腳螺釘數(shù)目4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑0.75 =12m取12mm箱蓋與箱

47、座聯(lián)接螺栓直徑(0.50.6) =10mm聯(lián)接螺栓的間距180mm軸承端蓋螺紋直徑嵌入式軸承蓋，有端蓋螺釘窺視孔蓋螺釘直徑(0.30.4) = 6.8mm定位銷(xiāo)直徑(0.70.8) d2 =8mm、至外箱壁的距離C122mm，18mm，16mm、至凸緣邊緣距離C222mm，14mm軸承旁凸臺(tái)半徑R1C2=14mm凸臺(tái)高度h40mm外箱座至軸承座端面距離C1 +C2+ 10=44mm大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離>1.2=12 mm取12mm齒輪端面與內(nèi)箱壁距離>=10 mm取13mm箱蓋、箱座筋厚0.851 = 8.5 mm 取8mm0.85 = 8.5mm取8mm軸承端蓋外徑D2114mm，