機械設(shè)計課程設(shè)計：帶式輸送機傳送裝置

1、機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書設(shè)計題目：帶式輸送機傳送裝置專 業(yè)：機械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)目 錄一.設(shè)計任務(wù)書及傳動方案分析1二.電動機的選擇1三.傳動比分配2四.傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算3五.高速級齒輪設(shè)計31. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)32.按齒面接觸強度計算33.按齒根彎曲強度計算54.幾何尺寸計算75.驗算7六.低速級齒輪設(shè)計81. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)82.按齒面接觸疲勞強計算83.按齒根彎曲強度計算104.幾何尺寸計算115.驗算12七.軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計(低速軸)12八.箱體設(shè)計16九.潤滑與密封18十.設(shè)計小結(jié)20參考文獻(xiàn)21一、 設(shè)計任務(wù)書及傳動

2、方案分析兩班制工作，常溫下連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，空載起動，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，環(huán)境有輕度粉塵，每年工作300天，減速器設(shè)計壽命10年，電壓為三相交流電（220V/380V）.運輸帶允許的速度誤差：± 5（重點設(shè)計兩對直齒輪），見圖1運輸帶有效拉力F（N）運輸帶的速度V（m/s）卷筒直徑D（mm）44001.03601 電動機 2 聯(lián)軸器 3 減速器 4 第一對齒輪 5 第二對齒輪 6 聯(lián)軸器 7 卷筒圖1傳動方案的分析根據(jù)圖一可知：高速級和低速級均為圓柱齒輪傳動。此傳動方案的傳動效率高，傳動平穩(wěn)，無沖擊載荷產(chǎn)生。二、 電動機的選擇目的計算分析結(jié)論功率工作機所需有效功率為:Pw（F×

3、V）/1000(4400N×1.0)/1000 KW=4.4KW圓柱齒輪傳動(7級精度)效率為10.98 （兩對）滾動軸承傳動效率為20.99； （四對）聯(lián)軸器傳動效率30.99 （兩個）卷筒的傳動效率為40.96從電動機到卷筒的傳動總效率： =12.24.32.4=0.982×0.994×0.992×0.96=0.87所以電動機所需的工作功率： Pd= Pw =4.40.87 =5.06 KW電動機所需的功率為Pd=5.06KW轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速： nw=（60×1000）/D=60×1000×13.14×360

4、=53.08 r/min二級圓柱齒輪的傳動比i0=840；故電動機轉(zhuǎn)速的范圍：n=nw.i0 =53.80×(840)=(510.42152) r/min電動機的轉(zhuǎn)速為：n=510.42152r/min類型根據(jù)一般帶式輸送機選用的電動機選擇選用Y系列封閉式三相異步電動機型號根據(jù)和電動機的轉(zhuǎn)速范圍選擇電動機的型號為：Y132M2-6型號查得型號Y132M2-6封閉式三相異步電動機參數(shù)如下額定功率p=5.5 kW滿載轉(zhuǎn)速960r/min同步轉(zhuǎn)速1000r/min選用型號Y132M2-6封閉式三相異步電動機三、 傳動比的分配目的計算分析結(jié)論傳動系統(tǒng)的總傳動比i=nmnw其中i是傳動系統(tǒng)的總

5、傳動比，多級串聯(lián)傳動系統(tǒng)的總傳動等于各級傳動比的連乘積；nm是電動機的滿載轉(zhuǎn)速（r/min）；nw為工作機輸入軸的轉(zhuǎn)速（r/min）。計算如下：nm=960r/min; nw=53.08r/min i=96053.08=18.09 ; 則減速器的傳動比為i=18.09又高低速級的傳動比由計算公式: i1=1.3i=1.3×18.09=4.8; i2=18.094.8=3.8i1高速級齒輪傳動比，i2低速級齒輪傳動比。 i1=4.8i2=3.8四、 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算設(shè)：從電動機到輸送帶卷筒軸分別為軸、軸、軸；對應(yīng)各軸的轉(zhuǎn)速分別為n1，n2，n3 ；對應(yīng)各軸的輸入功率分別為P

6、1，P2，P3；對應(yīng)各軸的輸入轉(zhuǎn)矩分別為T1,T2，T3 ；相鄰兩軸間的傳動比分別為i12，i23 ；相鄰兩軸間的傳動效率分別為12，23 。各軸轉(zhuǎn)速n(r/min)，輸入功率P(KW)，輸入轉(zhuǎn)矩T(N m) 對于高速軸軸： n1=nm=960r/min；P1=P.3=5.5×0.99=5.445 KW； T1=9550P1n1=9550×5.445960=54.17（N m) 對于中間軸軸： n2=n1i1=9604.8=200 r/min；P2=P1.1.2=5.445×0.98×0.99=5.283 KW； T2=9550P2n2=95505.28

7、3200=252.26（N m); 對于低速軸軸： n2=n2i2=2003.8=52.63r/min； P3=P21.2=5.283×0.98×0.99=5.125KW ；T3=9550P3n3=95505.12552.63=929.96（N m) ；名稱電動機兩級圓柱減速器卷筒軸軸軸轉(zhuǎn)速n(r/min)96096020052.6352.63功率P(kw)5.55.4455.2835.1254.78轉(zhuǎn)矩 T(Nm)54.17252.26929.96867.35五、高速級齒輪設(shè)計1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1)確定齒輪類型兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪。2)材料選擇。由表

8、101選擇小齒輪材料為40r（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(GB 1009588)4)選小齒輪齒數(shù)124，大齒輪齒數(shù)2i114.8×24=115.2,取Z2=115。2.按齒面接觸強度設(shè)計由式（10-11）試計算小齒輪分度圓的直徑，即1） 確定公式中各參數(shù)的值按式（1021）試算，即 1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1)試選 Kh=1.3 (2)由圖1020，選取區(qū)域系數(shù) ZH=2.5 (3)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=5.417×104N.mm(4)由表

9、107選取齒寬系數(shù) d=1(5)由表106查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2 (6)由圖1025按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ，大齒輪的接觸疲勞強度極限 (7)由式1015計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) (8)由圖1023查得接觸疲勞強度壽命系數(shù), (9)計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由式1014得 取兩者中較小的作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即 H=H1=552MPa（10）由式（10-9）計算接觸疲勞強度 Z=4-3=4-1.7353=0.8692)計算(1)試算小齒輪分度圓直徑 ， (2)計算圓周速度v (3)計算齒寬b (4)計算實際載荷系數(shù)

10、KH 1.由表10-2查得使用系數(shù)KA=12.根據(jù)V=2.29 m/s ，7級精度，由圖108查得動載荷系數(shù)KV=1.1 3.齒輪的圓周力： Ft1=2T1d1t=2×5.417×10445.627=2.374×103N KAFt1b=1×2.734×10345.627=52.04N/mm<100N/mm 查表10-3得齒間載荷分匹配系數(shù)KH=1.2 4.由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對于支承非對稱布置時。得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.418。由此得實際載荷系數(shù) KH=KAKVKHKH=1×1.1×1.2&#

11、215;1.418=1.872） 由式（10-12），可求得分度圓直徑d1=d1t3KHKHt=45.627×31.871.3=51.5mm 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) m=d1z1=51.524=2.146 mm3.按齒根彎曲疲勞強度計算 （1）由式（10-7）試算模數(shù)，即 mt32KFtT1Ydz12.(YFaYsaF） 1）確定公式中各參數(shù)值 試選KFt=1.3； 由式（10-5）計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)。 Y=0.25+0.75=0.25+0.751.735=0.682 計算YFaYsaF 。 由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.65, YFa2=2.19 由圖10-18查得應(yīng)

12、力修正系數(shù)Ysa1=1.58 Ysa2=1.78 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為Flim1=500MPa， Flim2=380MPa 由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.87 KFN2=0.92 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-14）得 F1=KFN1Flim1S=0.87×5001.4MPa=310.71MPa F2=KFN2Flim2S=0.92×3801.4MPa=249.71MPa YFa1Ysa1F1=2.65×1,58310.71=0.0135 YFa2Ysa2F2=2.19×1.78249.

13、71=0.0156 因為大齒輪的YFaYsaF大于小齒輪，所以取 YFaYsaF=0.0156 2)試算模數(shù) mt32KFtT1Ydz12.YFaYsaF=32×1.3×5.417×104×0.682×0.01561×242 mm=1.375mm (2)調(diào)整齒輪模數(shù) 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 圓周速度V。 d1=mtz1=1.375×24 mm=33mm V=d1n160×1000=3.14×33×96060×1000m/s=1.66m/s 齒寬b=33mm 齒高比b/h。 h

14、=2×1+0.25×1.375mm=3.094 mm bh=333.094=10.67 2）計算實際動載荷系數(shù)KF 。 根據(jù)V=1.66 m/s ,7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù) KV=1.06 Ft1=2T1d1=2×5.417×10433N=3.28×103N; KAFt1b=1×3.28×10333N/mm=99.39N/mm<100N/mm 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.2 由表10-4用插值法查得KH=1.412，結(jié)合b/h=10.67，得KF=1.30 則載荷系數(shù)為： KF=KAKVKFKF

15、=1×1.06×1.2×1.3=1.65 3)由式10-13，可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) m=mt3KFKFt=1.375×31.651.3mm=1.489mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度極限所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與直徑有關(guān)?？扇∮袕澢鷱姸人愕玫哪?shù)1.489mm，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值1.5。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d1=51.5mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有 z1=d1m=51.51.5=3

16、4.3，取z1=35 則大齒輪齒數(shù)為z2=4.8×35=168, 取 z2=169，z1與z2互斥。這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸強度，又滿足了齒根彎曲強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。4.幾何尺寸計算1)計算分度圓直徑、d1=mz1=1.5×35=52.5mm d2=mz2=1.5×169=253.5mm2)計算齒根圓直徑 3)計算中心距 4)計算齒寬 考慮不可避免的安裝誤差。為了保證設(shè)計齒寬b和節(jié)省材料。一般小齒輪略加寬（510）mm，所以取b1=60mm，而使大齒輪的寬度等于設(shè)計寬度，即b2=b=53mm5.驗算 故合適六、 低速級齒輪設(shè)計1.選定齒輪

17、類型、精度等級、材料及齒數(shù)1)確定齒輪類型兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪，壓力角為20。2)材料選擇。由表101選擇小齒輪材料為40r（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(GB 1009588)4)選小齒輪齒數(shù)124，大齒輪齒數(shù)2i213.8×24=91.2,取Z2=92。2.按齒面接觸強度設(shè)計由式（10-11）試計算小齒輪分度圓的直徑，即 確定公式中各參數(shù)的值按式（1021）試算，即 1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1)試選 KHt=1.3(2)由圖1020，選取區(qū)域系數(shù) Z

18、H=2.5 (3)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=2.52×105N/mm(4)由表107選取齒寬系數(shù) d=1(5)由表106查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2(6)由圖1025按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=600MPa ，大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2=550MPa (7)由式1015計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) (8)由圖1023查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN1=1.05 ，KHN2=1.12 。 (9)計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由式1014得 取兩者中較小的作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即 H=H1=616MPa（10）

19、由式（10-9）計算接觸疲勞強度Z Z=4-3=4-1.7233=0.8712)計算(1)試算小齒輪分度圓直徑 （2）計算圓周速度V （3）齒寬b b=71.911mm (4)計算實際載荷系數(shù)KH 1.由表10-2查得使用系數(shù) KA=12.根據(jù)V=0.75m/s ，7級精度，由圖108查得動載荷系數(shù)KV=1 3.齒輪的圓周力：Ft1=2T1d1t=2×2.52×10571.911=7.009×103N KAFt1b=1×7.009×10371.911=97.46N/mm<100N/mm 查表10-3得齒間載荷分匹配系數(shù)KH=1.2 4.由

20、表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對于支承非對稱布置時。得齒向載荷分布系數(shù)K=1.425。由此得實際載荷系數(shù)KH=KAKVKHKH=1×1×1.2×1.425=1.71 3）由式（10-12），可求得分度圓直徑 d1=d1t3KHKHt=71.911×31.711.3=78.79mm及相應(yīng)的齒輪模數(shù) m=d1z1=78.7924=3.28 mm 3.按齒根彎曲疲勞強度計算 （1）由式（10-7）試算模數(shù)，即 mt32KFtT1Ydz12.(YFaYsaF） 1）確定公式中各參數(shù)值 試選KFt=1.3； 由式（10-5）計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)。

21、 Y=0.25+0.75=0.25+0.751.723=0.685 計算YFaYsaF 由圖10-17查得齒形系數(shù) YFa1=2.65, YFa2=2.18 由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1=1.58 Ysa2=1.75 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為 Flim1=500MPa， Flim2=380MPa 由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.92 KFN2=0.96 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-14）得 F1=KFN1Flim1S=0.92×5001.4MPa=328.57MPa F2=KFN2Flim2S=0.96

22、5;3801.4MPa=260.57MPaYFa1Ysa1F1=2.65×1.58328.57=0.0127 YFa2Ysa2F2=2.18×1.75260.57=0.0146 因為大齒輪的YFaYsaF大于小齒輪，所以取 YFaYsaF=0.0146 2）試算模數(shù) mt32KFtT1Ydz12.YFaYsaF=32×1.3×2.52×105×0.685×0.01461×242 mm=2.249mm(2)調(diào)整齒輪模數(shù) 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 圓周速度V。 d1=mtz1=2.249×24 mm=

23、53.796mm V=d1n260×1000=3.14×53.796×20060×1000m/s=0.56m/s 齒寬b=53.796mm 齒高比b/h。 h=（2×1+0.25）×2.249mm=5.06 mm b/h=53.796/5.06=10.63 2）計算實際動載荷系數(shù)KF 。 根據(jù)V=0.56 m/s ,7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)KV=1 由Ft1=2T1d1=2×2.52×10553.796N=9.369×103N; KAFt1b=1×9.369×10353.7

24、96N/mm=174N/mm>100N/mm 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.1 由表10-4用插值法查KH=1.42，結(jié)合b/h=10.63，得KF=1.28 則載荷系數(shù)為： KF=KAKVKFKF=1×1×1.1×1.28=1.408 3)由式10-13，可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) m=mt3KFKFt=2.249×31.4081.3mm=2.309mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度極限所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與

25、直徑有關(guān)?？扇∮袕澢鷱姸人愕玫哪?shù)2.309mm，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值2.5。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=78.79mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有z1=d1m=78.792.5=31.5取z1=32 則大齒輪齒數(shù)為z2=3.8×32=121.6, 取 z2=123，z1 與z2互為質(zhì)數(shù)。這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸強度，又滿足了齒根彎曲強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。4.幾何尺寸計算1)計算分度圓直徑 d1=mz1=2.5×24 mm=60mm d2=mz2=2.5×123=307.5mm2)計算齒根圓直徑 3)計算中心

26、距 4)計算齒寬 考慮不可避免的安裝誤差。為了保證設(shè)計齒寬b和節(jié)省材料。一般小齒輪略加寬（510）mm，所以取b1=65mm，而使大齒輪的寬度等于設(shè)計寬度，即b2=b=60mm5.驗算 故合適七、 軸及其軸承裝置、鍵的設(shè)計軸(低速軸)的設(shè)計計算 1.輸入功率P3=5.125KW 轉(zhuǎn)速n3=52.63 r/min 轉(zhuǎn)矩T3=929.96 N.m 2.求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d2=307.5mm 3.初步確定軸的最小直徑 先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A0=112，于是得dmin=A03P3n3=11235.1

27、2552.63=51.25mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑dI-II ，為了使所選的軸直徑dI-II與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT3,查表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩的變化小,故取KA=1.5,則 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設(shè)計手冊，選用LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2500000N。半聯(lián)軸器的孔徑d1=55mm，故取dI-II=55mm，半聯(lián)軸器長度L112的半聯(lián)軸器。與軸配合的轂孔長度L1=84mm。 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1)擬定軸上零件的裝配方案（見圖2） 2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 (1

28、)為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制一軸肩,故取II-III段的直徑dII-III=62 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II 的長度應(yīng)該比L1 略短一點，現(xiàn)取LI-II=82mm 。 (2)初步選擇滾動軸承。因軸承只受有徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)dII-III=62mm ，由軸承產(chǎn)品中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度等級的深溝球軸承，初選型號6013，查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊知其尺寸為d×D×T=65mm×100mm×18mm,故軸段dIII-

29、IV=dVII-VIII=65mm,而LVII-VIII=18mm。 右端的滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。手冊上查得30313型軸承的軸肩高度h=3.5mm，故dVI-VII=72mm(3)將齒輪安裝在IV-V段，其直徑為dVI-V=70mm；齒輪的左端與左端軸承之間用套筒定位。已知齒輪的輪轂寬度為60mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短語輪轂寬度，故取LIV-V=57mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩的高度h=（23）R，由軸徑d=70mm查表15-2，得R=2.0mm。故取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑dV-VI=82mm ，取LV-VI=12mm。(4)軸承端蓋的總寬度為20mm

30、。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面距離為L=30mm，故取LII-III=50mm。(5)取齒輪到箱體內(nèi)壁之間的距離為20mm，中間軸兩圓柱齒輪之間的距離為30mm，考慮箱體的制造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁之間一段距離為8mm，已知滾動軸承的寬度T=18mm，高速級齒輪傳動中大齒輪的寬度b2=53mm。 LIII-IV=18+8+3+20=49mm LVI-VII=8+20+53+30-12=99mm3)確定軸上的圓角和倒角 參考表15-2，取軸端倒角為C2，各軸肩處的圓角半徑如圖2所示。4)軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定

31、位均采用平鍵連接，按dIV-V=70mm查得平鍵截面b×h=20mm×12mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm，同時為了保證齒輪與軸之間有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7n6,同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用為16mm×10mm×70mm，他們之間配合為H7K6。滾動軸承與軸的周向定位由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。圖2 軸的結(jié)構(gòu)圖5)求軸上的載荷在確定軸承的支點位置時,圓錐滾子軸承的作用點在對稱中心處，作為簡支梁的軸的支撐跨距L2+L3=67mm+150mm ,據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖,扭矩圖和計算彎矩圖,可看出截面處

32、計算彎矩最大 ,是軸的危險截面.(6)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度. <1>作用在齒輪上的力因為低速級大齒輪的分度圓直徑為d2=307.5mm 圓周力：徑向力： <2>求作用于軸上的支反力 水平面內(nèi)支反力: MX=0：FNH1=Ft×L3L2+L3=6048.5×150217=4181N FNH2=Ft-FNH1=6048.5-4181=1861.5N垂直面內(nèi)支反力: MZ=0：FNV1=Fr×L3L2+L3=2201.5×150217=1521.8NFNV2=Ft-FNV1=2201.5-1521.8=685.7N <3&g

33、t;作出彎矩圖分別計算水平面和垂直面內(nèi)各力產(chǎn)生的彎矩. 計算總彎矩 M=279225×102855=169468.8N.mm <4>作出扭矩圖:當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時，取=0.6 <5>作出計算彎矩圖:Mca=M2+T2 Mca=169468.82×5579762=583143.98N.mm <6>軸的計算應(yīng)力 ca=McaW=583143.980.1×703MPa=17MPa<-1=60MPa 故安全。(7)選用校核鍵 1)低速級大齒輪的鍵 已知：鍵的參數(shù)20mm×12mm×50mm K=0.

34、5h=0.5×12=6mm l=L-b=30mm 由公式6-1得 查表6-2得 p=120150MPa，p<p,故此鍵安全。 2)低速級聯(lián)軸器的鍵 已知：鍵的參數(shù)16mm×10mm×70mm 由公式6-1得p=2T3kdl=2×9299605×55×54=125.2<p 故此鍵安全。(9).校核軸承和計算壽命 由于兩端軸承中，軸承1所受的力比軸承2要大得多，故只用校核軸承1和計算軸承1的壽命即可。徑向載荷 Fr1=FNH12+FNV12=41812+1521.82=4449.3N當(dāng)量動載荷P1=fpFr1=4449.3N

35、因為P1<Cr=32000N ，校核安全。該軸承的壽命八、 箱體的設(shè)計 1.箱體的剛度減速器箱體一般采用剖分式結(jié)構(gòu)，分箱面處的凸緣結(jié)構(gòu)和軸承座結(jié)構(gòu)對箱體的剛度有很大的影響。箱體底座凸緣的結(jié)構(gòu)會影響箱體的支撐剛度。1)軸承座壁厚和加強肋的確定為了保證軸承座的剛度，軸承座孔應(yīng)有一定的壁厚。設(shè)計軸承座孔采用凸緣式軸承蓋，根據(jù)安裝軸承蓋螺釘?shù)男枰_定軸承座厚度以滿足剛度的要求。為了提高軸承座的剛度，還應(yīng)設(shè)置加強肋，一般中、小型減速器加外肋板。2)軸承旁螺栓位置和凸臺高度的確定為了增強軸承座的連接剛度，軸承座孔兩側(cè)的連接螺栓應(yīng)盡量靠近，為此需在軸承座兩側(cè)做出凸臺。兩螺栓孔在不與軸承座孔以及軸承蓋螺

36、釘孔相干涉的前提下，應(yīng)盡量靠近。凸臺高度h應(yīng)以保證足夠的螺母扳手空間為原則，具體高度由繪圖確定。為了制造和裝拆的方便，全部凸臺高度應(yīng)一致，采用相同尺寸的螺栓。3)凸緣尺寸的確定為了保證箱蓋與箱座的連接剛度，箱蓋與箱座分箱面凸緣的厚度一般取為1.5倍的箱體壁厚。為了保證箱體的支撐剛度，箱座底板凸緣厚度一般取2.5倍的箱座壁厚。底板寬度B應(yīng)超過內(nèi)壁位置，一般取B=c1+c2+2。2.箱體的結(jié)構(gòu)工藝性1)小齒輪端箱體外壁圓弧半徑R的確定小齒輪端的軸承旁螺栓凸臺位于箱體外壁之內(nèi)測，這種結(jié)構(gòu)便于設(shè)計和制造。為此，應(yīng)使RR'，從而定出小齒輪端箱體外壁和內(nèi)壁的位置。2)箱體凸緣連接螺栓的布置連接箱蓋

37、與箱座的螺栓組應(yīng)對稱布置，并且不應(yīng)與吊耳、吊鉤、圓錐銷等相干涉。螺栓數(shù)由箱體結(jié)構(gòu)及尺寸大小而定。3)減速器中心高H的確定減速器中心高H可由下式確定： 式中da為浸入油池內(nèi)的最大旋轉(zhuǎn)零件的外徑。4)鑄件應(yīng)避免出現(xiàn)狹縫如果鑄件上設(shè)計有狹縫，這時狹縫處砂型的強度較差，在取出木模時或澆鑄鐵水時，易損壞砂型，產(chǎn)生廢品。3.附件設(shè)計1)視孔和視孔蓋視孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點及齒側(cè)間隙，還可以用來注入潤滑油。視孔應(yīng)設(shè)計在箱蓋的上部，且便于觀察傳動零件嚙合區(qū)的位置，其大小以手能伸進(jìn)箱體進(jìn)行檢查操作為宜。視孔蓋可用軋制鋼板或鑄鐵制成，它和箱體之間應(yīng)加石棉橡膠紙密封墊片，以防止漏油。2)通氣

38、器通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運轉(zhuǎn)時箱內(nèi)油溫升高、內(nèi)壓增大，從而引起減速器潤滑油的滲漏。3)油標(biāo)油標(biāo)用來指示油面高度，應(yīng)設(shè)置在便于檢查和油面較穩(wěn)定之處。油尺結(jié)構(gòu)簡單，在減速器中應(yīng)用較多。4)放油孔和螺塞為了將污油排放干凈，應(yīng)在油池的最低位置處設(shè)置放油孔，放油孔應(yīng)安置在減速器不與其它部件靠近的一側(cè)，以便于放油。平時放油孔用螺塞堵住，并配有封油墊圈。5)啟蓋螺釘為防止漏油，在箱座和箱蓋接合面處通常涂有密封膠或水玻璃，接合面被粘住不易分開。為便于開啟箱蓋，可在箱蓋凸緣上裝設(shè)12個啟蓋螺釘。6)定位銷為了保證箱體軸承座孔的鏜孔精度和裝配精度，需在箱體連接凸緣長度方向的兩端安置兩個定位銷

39、，兩個定位銷相距遠(yuǎn)些可提高定位精度。7)起吊裝置為了裝拆和搬運減速器，應(yīng)在箱體上設(shè)計吊環(huán)螺釘、吊耳及吊鉤。箱蓋上的吊環(huán)螺釘及吊耳一般是用來吊運箱蓋的，也可以用來吊運輕型減速器。箱座上的吊鉤用于吊運整臺減速器。箱體的具體尺寸如下表名稱符號尺寸關(guān)系結(jié)果箱座壁厚=0.025a+38mm箱蓋壁厚11=0.02a+38mm箱座凸緣壁厚bb=1.512mm箱蓋凸緣壁厚b1b1=1.5112mm箱座底凸緣壁厚bb2=2.520mm地腳螺釘直徑dfdf=0.036a+1218.6mm取M20地腳螺釘數(shù)目na250mm,n=44軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1d1=0.75df13.95mm取M16箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑

40、d2d2=(0.50.6)df取M10軸承蓋螺釘直徑d3d3=(0.40.5)df取M8視孔蓋螺釘直徑d4d4=(0.30.4)df取M6定位銷直徑dd=(0.70.8)d2取M8聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)l=(150200)取180mmdf.d1,d2至外機壁距離c1見表機械設(shè)計課程設(shè)計 陸玉主編表4-2 c1f=28mm c11=24mm c12=18mmd1,d2至凸臺邊緣距離c2同上 c21=35mm c22=25mm軸承旁凸臺半徑R1c2R11=35mmR12=25mm凸臺高度h40mm軸承蓋外徑D2D2=D+5d3（D為軸承外徑）150mm大齒頂圓與箱體內(nèi)壁距離1118mm箱蓋、箱座肋厚m1,m2m1=0.851m2=0.85m1=m2=2mm九、 潤滑與密封1.潤滑方式的選擇 減速器傳動零件的軸承都需要良好的潤滑，其目的是為減少摩擦、磨損，提高