帶式輸送機傳動裝置二級圓柱齒輪減速器

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動裝置機械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)09機制本（二）班設(shè)計者指導(dǎo)老師2011年12月11日井岡山大學(xué)一、設(shè)計任務(wù)2二、傳動方案的確定及簡要說明3三、電動機的選擇，傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算四、傳動零件的計算5五、軸的設(shè)計計算14六、鍵連接的選擇和計算22七、滾動軸承的選擇和計算24八、聯(lián)軸器的選擇26九、箱體的設(shè)計27十、輪滑和密封設(shè)計31十一、設(shè)計小結(jié)33十二、參考資料34工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，使用期10年（每年300個工作日），小批量生產(chǎn)，兩班制工作3、設(shè)計內(nèi)容1）電動機的選擇，傳動比的分配，傳動參數(shù)的計算：2）齒輪傳動設(shè)計計

2、算：3）軸的設(shè)計計算：4）滾動軸承的選擇：5）鍵和聯(lián)軸器的的選擇與校核：6）裝配圖及零件圖的繪制；7）課程設(shè)計計算說明書的編寫。二、傳動方案的確定及簡要說明選擇傳動機構(gòu)類型為：二級圓柱齒輪減速器。所以只需要對本傳動機構(gòu)進行分析計算。二級圓柱齒輪減速器的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，軸向尺寸大，中間軸承受載荷大、剛度差，中間軸承潤滑較困難。工作可靠，壽命長，傳動比穩(wěn)定。三、電動機的選擇，傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)的計算1、電動機的選擇三相異步電動機的結(jié)構(gòu)簡單、價格低廉、維護方便，可直接接于三相交流電網(wǎng)中，因此在工業(yè)上應(yīng)用最為廣泛，設(shè)計是優(yōu)先考慮。Y系列電動機

3、是一般用途的全封閉自扇冷式三相異步電動機，具有效率高、性能好、噪音低、振動小等優(yōu)點，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械上。所以選用封閉式Y(jié)系列電動機。2、功率的確定1 ）工作機所需功率Pw（kw）P4kw w0.91Pd4.4kwPw=FV/（10004w）=2.4X103X1.6/1000X0.96=4式中FW；工作機的阻力，N;VW；工作機的線速度，m/s；“w為工作機效率,帶式輸送機可取4w=0.96.2 ）電動機至工作機的總效率”刀=齒輪2x4軸承3X4聯(lián)軸器2=0.982X0.993X0.992=0.91選擇圓柱齒輪傳動7級精度，滾動軸承。3 ）電動機所需功率Pd（

4、kw）Pd=pJr=4/0.91=4.44）電動機型號的確定初選電動機為同步轉(zhuǎn)速1500r/min的電動機。由表177查處電動機型為為Y132S-4,其額定功率為5.5kW,滿載轉(zhuǎn)速1440r/min,基本符合題目所需的要求。3、傳動比的分配1 ）計算總傳動比：電動機選定后，根據(jù)電動機的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動裝置應(yīng)肩的總傳動比i:nw=VwX60X1000/（兀xD）=1.6X60X1000/（兀x480）=63.7r/min總傳動比ii=nm/nw=1440/63.7=22.6計算得到總傳動比為22.62 ）合理分配各級的傳動比：為了使兩個大齒輪具有相近的浸油深度，應(yīng)該

5、使兩級的大齒輪具有相近的直徑。設(shè)高速級傳動比為i1,低速級傳動比為i2,減速器的總傳動比為i,對于二級展開式圓柱齒輪減速器，傳動比按照以下分配：i1711r=J1.322.62=5.43取i1=5.4,i2=4.1,計算得i=22.14此時速度偏差為22.622.14=2.1% 2.32由設(shè)計計算公式（10-9a）進行式算，即2Tu1ZE.dUH（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1 ）試選載荷系數(shù)K=1.3。2 ）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=2.63X104N?mm3 ）由表10-7選取齒寬系數(shù)d1。14）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8Mpa205）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪

6、的接觸疲勞強度極限=600MPa;大齒輪的接觸疲勞強度極限”=550MPa。hlim1hlim26）由公式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N1=60n1jLh=60X1440X1X（2X8X300X10）=4.147X1099N2=.14710=7.68X1085.47）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)Khni=0.89,Khn后0.93。8）計算接觸疲勞應(yīng)力。取失效概率為1%安全系數(shù)S=1,由式10-12得= KHNi lmi =0.891 S60g 534MPa(2)計算550= 511.5MPa)試計算小齒輪分度圓直徑必，代入 h中取較小的值。Hd1t2c 4Ze3 1.3 2.63 10 6

7、.4=2.32 10 口115.4189.8511.52mm=41.14mm2 ）計算圓速度。d1tn141.141440=un1=m/s=3.10m/s606010003 ）計算齒寬bob=d?d1t=141.14mm=41.14mm4 ）計算齒寬與齒高之比b0h模數(shù)m出41.14mm1.714mmmz124齒高h2.25mt2.251.7143.856b4114b10.67h3.8565 ）計算載荷系數(shù)。根據(jù)v=3.10m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv1.10;對于直齒輪，KhKf1；由表10-2查得使用系數(shù)Ka=1;由表10-4插值法查的7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時

8、,由 b 41.14h 3.856Kh1.417；10.67,KH1.417查圖10-13得KF1.33；故載荷系數(shù)KKaKvKhKh1.5596）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式10-13a得3K1.55941.14.mm43.706mmd1dK1.3m d17）計算模數(shù)m。1.82mm43.706mm243、按齒根彎曲強度設(shè)計由式10-5得彎曲強度計算公式為m3,2KTiYFaYSam2dZ1F（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1 ）由圖10-20c查得小齒輪彎曲強度極限FE1520MPa,大齒輪彎曲強度極限FE2380MPa;2 ）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN10.87,K

9、FN20.91;3 ）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式10-12得Kfni1S曰=0.871.4520一=323.14MPaKFN2FE2=S4）計算載荷系數(shù)KoKKaKvKfKF11.111.30.91 380 ,=247MPa1.41.46查取齒形系數(shù)。由表 10-5 查得 丫同 2.65 ; YFa2 2.164 oFa 1Fa 2查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表 10-5 查得 Ysa1 1.58； YSa2 1.814。Sa 1Sa2計算大、小齒輪的 YaYa并加以比較。FYFalYsal2.65 1.58 0.012957323.14YFa2Ysa22.164 1.8

10、140.015893247大齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計計算3 2KYFaYsa2I dZ1 F3-2 1.46 2.63 104-2 100.015893 1.28,1 24由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于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強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞的強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.28優(yōu)先采用第一系列并就近圓整為標準值m=1.5mm按接觸疲勞強度算的的分度圓直徑的d 43.706mm,算出小齒輪齒數(shù)Zid143.706m 1.529Z11.529大齒輪齒數(shù)Z2 5.429 156.

11、6 取 z2 157。Z2157這樣設(shè)計出的齒輪傳動,既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，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d1Z1m291.5mm43.5mmd1 d2abb43.5mm235.5md2Z2m1571.5mm235.5mm（2）計算中心距ad1d2139.5mm2139.5mm（3）計算齒輪寬度bdd143.5mm50mm43.5mm取B243.5mm,B150mm05、齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計與齒輪的幾何尺寸、毛坯、材料、加工方法、使用要求及經(jīng)濟等因素有關(guān)。小齒輪做成實心結(jié)構(gòu)齒輪，大齒輪做成腹板式結(jié)構(gòu)齒輪。齒輪零件圖另繪圖紙上

12、。田軸低速傳動嚙合白兩直齒輪（傳動比4.1）1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按照結(jié)構(gòu)簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。2 ）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（CB10095-88）。3 ）材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Gr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS二者材料硬度相差為40HBa4 ）初選小齒輪齒數(shù)為乙=24,大齒輪齒數(shù)乙=4.1X24=98.4,取乙=98。2、按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式（10-9a）進行式算，即3KtTu1d1t2.32RMu(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值2Ze4)5)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)

13、矩T1 1.375由表10-7選取齒寬系數(shù)d5510 N ?mm1。1由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8MPa2 0由圖10- 21d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。6)由公式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。試選載荷系數(shù)Kt=1.3N1=60n1jLh=60X266.7X1X(2X8X300X10)=7.68X10887.681082=101.8734.110由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=1.02,&NA1.1o計算接觸疲勞應(yīng)力。取失效概率為1%安全系數(shù)S= 1，由式10-12得60g

14、 612MPa(2)計算_ K HN 2 lim 2=1.12 S550=605MPa1 )試計算小齒輪分度圓直徑必，代入 中取較小的值。 /H189.86052mm3:2-|5KtTu1Zeccc1.31.375105.1d1t2叫-=2.32,10d1tu*114.1=64.89mm2 ）計算圓速度。ditni64.89266.7=_en1=m/s=0.906m/s606010003 ）計算齒寬bob=d?d1t=164.89mm=64.98mm4 ）計算齒寬與齒高之比b0h模數(shù)m電64.89mm2.703mmmzi24齒高h2.25mt2.252.703mm6.083mmb64.8910

15、.67h6.0835 ）計算載荷系數(shù)。根據(jù)v=0.906m/s,7級精度，由圖108查得動載系數(shù)Kv1.05；對于直齒輪，KhKf1；由表10-2查得使用系數(shù)Ka=1;由表10-4插值法查的7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，Kh1.423；由b10.67,KH1.423查圖10-13得kf1.35;故載荷系數(shù)KKaKvKhKh1.4946）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式10-13a得d13 kd1t Kt 64.89mm 67.90mm7）計算模數(shù)m。d167.91mm2.829mmz1243、按齒根彎曲強度設(shè)計由式10-5得彎曲強度計算公式為3l2KTiYFaYsa(1)確定

16、公式內(nèi)的各計算數(shù)值1 )由圖10-20C查得小齒輪彎曲強度極限FE1520MPa,大齒輪彎曲強度極限FE2380MPa;2 )由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN10.87,KFN20.91;3 )計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式10-12得=323.14MPaKfn1FE1_0.87520S1.4計算載荷系數(shù)K。0.91 380 , =247MP a1.4K KaKvKf Kf1 1.05 1 1.35 1.4175查取齒形系數(shù)由表10-5查得 丫同2.65 ； YFa2 FaiFa 22.18。查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表 10-5 查得 Ysa1 1.58; Ysa2

17、 saisa21.79 。計算大、小齒輪的YFaYSa并加以比較。FYFa1Ysa1號53詈 .012957YFa2Ysa2胃 0。15798大齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計計算3 2KT1 YFaYsa - 2 1.4175 1.37521 24510 0.015798 2.203由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于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強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞的強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.203優(yōu)先采用第一系列并就近圓整為標準值m=2.5mm按接觸疲勞強度算的的分度圓直徑的 d 67.

18、9mm,算出小齒輪齒數(shù)Z1di67.90m 2.5272.527111大齒輪齒數(shù)Z2 4.127 110.7M Z2 111。這樣設(shè)計出的齒輪傳動,既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎67.5mm277.5mm曲疲勞強度，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 Z1m27 2.5mm 67.5mm172.5mmd2乙m111 2.5mm 277.5mm(2)計算中心距刀 d d2 a2172.5mm73mm67.5mm(4)計算齒輪寬度dd167.5mm取 B2 67.5mm ,B1 73mm。5、齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計與齒輪的幾何尺寸、毛坯、材料、加工方

19、法、使用要求及經(jīng)濟等因素有關(guān)。小齒輪做成實心結(jié)構(gòu)齒輪，大齒輪做成腹板式結(jié)構(gòu)齒輪。齒輪零件圖另繪圖紙上6、相關(guān)數(shù)據(jù):齒輪齒數(shù)/n模數(shù)齒竟mm分度圓直徑mm高速傳動嚙合小齒輪291.55043.5大齒輪15743.5235.5低速傳動嚙合小齒輪272.57367.5大齒輪11167.5277.5五、軸的設(shè)計計算第一部分初估軸徑、結(jié)構(gòu)設(shè)計1、高速軸I的結(jié)構(gòu)設(shè)計由于高速軸轉(zhuǎn)速高，傳動載荷不大時，為保證傳動平穩(wěn)，提高傳動效率，將高速軸取為齒輪軸，使用深溝球軸承承載，一軸端連接電動機，采用剛性聯(lián)軸器，對中性好。1）初軸的最小直徑。先按公式15-2初步估計軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，根據(jù)表15-3,

20、選取A=110,于是得到33-15.445dmimA0指112mm1748mmdmin20mm高速軸I的最小直徑和聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，所以同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tcakat,查表14-1,考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，選取Ka1.3,則：4.TcakAT11.32.6310N?mm31490N?mm按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件，查標準GB/T5014-2003,選用GY3型凸緣聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑d120mm,所以選用高速軸的最小直徑為20mm2）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計。根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度:由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外

21、伸軸直徑尺寸的限制，選為D=20mm該段軸連接聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為L=38mm該段長度定為L=34mm考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達2.5mm所以該段直徑選為D=25mm選取該段長度為L=54mm該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm勺圓角。因傳動為圓柱直齒輪傳動，只受徑向力，故選用深溝球軸承。根據(jù)尺寸限制，初選用軸承型號為6206型，即該段直徑定為D=30mm該段安裝軸承，參照工作要求長度至少16mm考慮間隙和左端蓋取該段為L=32mm該段軸為齒輪，考慮到軸肩要有2mm勺圓角，經(jīng)標準化，定為又40mm綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離、軸承與箱體內(nèi)壁距離（采用油潤滑）

22、，還有二級齒輪的寬度，定該段長度為L=80mm軸I的長度直徑確為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達5mm所以該段直徑選為D=定46mm考慮齒輪的寬度，根據(jù)齒輪校核，選定該段L=50mm軸肩固定軸承，直徑為40mm軸肩選定長度L=4mm該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mmi勺圓角，選用軸承6206型，即該段直徑定為D=30mm與段一樣取L=32mm2、中速軸II的結(jié)構(gòu)設(shè)計：低速嚙合、高速嚙合均用鍛造齒輪，低速嚙合齒輪左端用甩油環(huán)定位，右端用軸肩定位，高速嚙合齒輪左端用軸肩，右端用甩油環(huán)定位，兩端深溝球軸承承載。dmin 40mm1）初軸的最小直徑。先按公式15-2初步估計軸的最小直徑。選取軸

23、的材料為45鋼，根據(jù)表15-3,選取A=110,于是得到3d35.28dmin2AoP112.；mm27.18mmdmin2A0n2,266.7兩端選用深溝球軸承，初選深溝球軸承代號為6208。所以選取軸的最小直徑dn=40mm2）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計。0根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：該處安裝軸承，初選軸承型號為6208,根據(jù)軸承的尺寸要求，選取該段直徑為D=40mm此段需安裝軸承和甩油杯，用甩油杯以及端蓋定位，故選取此段長度為L=38mm該處需安裝低速齒輪嚙合中的小齒輪，考慮到軸肩需要有圓角過度，初步經(jīng)過強度計算選取此處直徑為D=46mm小齒輪的齒寬B=73mm為了使甩油杯端面可靠的壓緊

24、齒輪，此軸段應(yīng)短于齒輪寬度，所以選取此段長度為L=71mm軸n的長度尺寸確士7E此段為軸肩，軸肩高度h=0.1d=0.1X46=4.6mm選取故選取此處直徑為D=56mm此段是定位軸肩寬度b1.4h=1.4X5=7mm所以選取L=8mm該處需安裝高速齒輪嚙合中的大齒輪，考慮到軸肩需要有圓角過度，初步經(jīng)過強度計算選取此處直徑為D=46mm大齒輪的齒寬B=43.5mm為了使甩油杯端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)短于齒輪寬度，所以選取此段長度為L=42mm該處安裝軸承，初選軸承型號為6208,根據(jù)軸承的尺寸要求，選取該段直徑為D=40mm此段需安裝軸承和甩油杯，用甩油杯以及端蓋定位，故選取此段長度為L=

25、38mm3、低速軸田的結(jié)構(gòu)設(shè)計采用鍛造齒輪，齒輪左端用甩油環(huán)定位，右端用軸肩定位，為減輕軸的重量采用中軸頸，使用角接觸球軸承承載，右端連接單排滾子鏈。1）初軸的最小直徑。先按公式15-2初步估計軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，根據(jù)表15-3,選取A=110,于是得到3P335,122dmin3Ao112.mm38mmdmin3An3727.43低速軸田的最小直徑和聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，所以同時選取聯(lián)軸器的型號。1.3，則:dmin 45mm聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tcakat,查表14-1,考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，選取Ka一5一,一一一一,一TcakAT11.35.477i0N?mm711991N?mm按

26、照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件，查標準GB/T5014-2003,選用GY6型凸緣聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑d145mm,所以選用低速軸的最小直徑為45mm2）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：該處安裝軸承，初選軸承型號為6211,根據(jù)軸承的尺寸要求，選取該段直徑為D=55mm此段需安裝軸承和甩油杯，用甩油杯以及端蓋定位，故選取此段長度為L=43mm該處需安裝低速齒輪嚙合中的大齒輪，考慮到軸肩需要有圓角過度，初步經(jīng)過強度計算選取此處直徑為D=60mm大齒輪的齒寬B=67.5mm為了使甩油杯端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)短于齒輪寬度，所以選取此段長度為L=66mm此段為軸

27、肩，軸肩高度h=0.1d=0.1X60=6mn取故選取此處直徑為D=72mm此段是定位軸肩寬度b1.4h=1.4X6=8.4mm，所以選取L=9mm此段與安裝大齒輪直徑相同，取D=60mm此段長度與高速齒輪嚙合的寬度有關(guān)。選取L=47mm該處安裝軸承，初選軸承型號為6211,根據(jù)軸承的尺寸要求，選取該段直徑為D=55mm此段需安裝軸承和甩油杯，用甩油杯以及端蓋定位，故選取此段長度為L=43mm該段需要軸有一定的伸出長度與聯(lián)軸器相配合，考慮到軸肩要有2mm勺圓角。故選取直徑D=50mm長度L=40.該段與聯(lián)軸器相配合，尺寸受聯(lián)軸器限制。選取聯(lián)軸器的型號為GY凸緣聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑d145mm

28、,所以此段直徑為D=45mm該段軸連接聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為L=84mm該段長度定為L=80mm軸出長度直徑確定第二部分強度校核選取中間軸n進行強度校核：1、軸的強度校核計算：按彎扭合成強度計算。通過軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，軸的主要結(jié)構(gòu)尺寸，軸上零件的位置，以及外載荷和支反力的作用位置均已確定，軸上的載荷已可以求得，因而可按彎扭合成強度條件對軸進行強度校核計算。1）做出軸的計算簡圖軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布的中點。作用在軸上的扭矩，從傳動件輪轂寬度中點算起。（簡圖和彎矩圖起）2）做出彎矩圖根據(jù)計算簡圖，分別按水平面和垂直面計算各力產(chǎn)生的彎矩。校核該軸L163.5mmL

29、266.5mml349.25mm作用在齒輪上的圓周力:Ft132T2_137.5_10di67.54074NFt22Td232137.510M101168N235.5徑向力:Fr1Ft1tan2001483NFr2Ft2tan200425N水平面支承力:FNH1Ft1（L2L3）Ft2L33205NL1L2L3FNH1Ft1Ft2FNH12037N垂直面的反支力:FNV1Fr1（L2LJFL31483115.542549.25912N水平面彎矩垂直彎矩總彎矩H1H2V1V2L1L2L3164.75NV2Fr1FNH1L1FNH2L3FNV1L1FNV132052037Fr163.5146N20

30、3517.5N?mm49.25100322.25N?mm91263.557912N?mmFNV2L314649.257190.5N?mm22M1MH1Mv122X203517.557912211596.7N?mmM2M2H2M：2100322.2527190.52100579N?mm軸的載荷分析圖:根據(jù)公式取 a =0.6 ,進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。15-5及上面的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)切應(yīng)力,3軸的抗彎截面系數(shù)W0.1d。軸的計算應(yīng)力222213.37MPa如2(T2)T100579(0.6137500)caw0.1463選擇的材料為45

31、鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得160MPaca因此材料安全強度符合b= 14mm h = 9mm L=36mmb= 14mmh = 9mmL=63mm六、鍵連接的選擇和計算。1、中間軸H中大齒輪的選擇和校核：1）選擇鍵連接的類型和尺寸因齒輪的精度為7級具有定心要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。根據(jù)軸的直徑D=46mm中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=14mm高度h=9mm由輪轂寬度并參考鍵白長度系列，取鍵長L=36mm2）校核鍵連接的強度鍵、軸、輪轂的材料都是45鋼，查表6-2查得許用擠壓應(yīng)力n100120MPa，取平均值，n110MPa。鍵的工作長度pplLb3

32、6mm14mm22mm,鍵與輪轂的鍵槽的接觸高度k0.5h0.59mm4.5mm。由式6-1得332T102137.51060.38MPa110MPa（合適）pkld4.52246p2、中間軸n中小齒輪的選擇和校核：1）選擇鍵連接的類型和尺寸因齒輪的精度為7級具有定心要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。根據(jù)軸的直徑D=46mm中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=14mm高度h=9mm由輪轂寬度并參考鍵白長度系列，取鍵長L=63mm2）校核鍵連接的強度鍵、軸、輪轂的材料都是45鋼，查表6-2查得許用擠壓應(yīng)力d100120MPa，取平均值，d110MPa。鍵的工作長度pp

33、lLb63mm14mm49mm,鍵與輪轂的鍵槽的接觸高度k0.5h0.59mm4.5mm。由式6-1得332T102137.51027.11MPa110MPa（合適）pkld4.54946p3、低速軸田中大齒輪的選擇和校核：1）選擇鍵連接的類型和尺寸因齒輪的精度為7級具有定心要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。根據(jù)軸的直徑D=60mm中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=18mm高度h11mm由輪轂寬度并參考鍵白長度系列，取鎮(zhèn)長L56mm2）校核鍵連接的強度鍵、軸、輪轂的材料都是45鋼，查表6-2查得許用擠壓應(yīng)力100120MPa,取平均值，110MPa。鍵的工作長度p

34、,plLb56mm18mm38mm,鍵與輪轂的鍵槽的接觸高度k0.5h0.511mm5.5mm。由式6-1得332T1n2535.93in./人、工、八10-1085.47MPan110MPa（合適）pkld5.53860pb=18mmh=11mmL=56mm代號直徑（mrm工作長度（mrm工作局度（mrm轉(zhuǎn)矩（Nm極限應(yīng)力（MPa高速軸無鍵安裝中間14X9X36（圓頭）46224.5137.560.38軸14X9X63（圓頭）46494.5137.527.1低速軸18X11X56（圓頭）60385.5535.9385.47由于鍵采用靜聯(lián)接，材料鋼，沖擊輕微，所以許用擠壓應(yīng)力為ppp所以上述鍵

35、皆安全。七、滾動軸承的選擇和計算1、高速軸I:軸承6206的校核，即軸承壽命校核。110MPa,1.00, f 1.1pF6C軸承壽命可由式Ih10C進行校核，軸承只承受徑向載荷的作用,Lh60np由于工作溫度不高且沖擊不大，故查表13-4和13-6可取取3?；绢~定動載荷cr19500N0因傳動采用圓柱直齒輪傳動。所以只考慮受徑向力，即p22Fr1FNH1FNV151021862543NFr2FNH22FNV21243245221323N6106014401950027844h1.1132348000h以題意不符合，重新選取軸承為6306型，基本額定動載荷cr27000N。此時Lh61060

36、n610601440327000、73913h48000h1.11323符合設(shè)計要求，可以達到使用壽命。2、中間軸H:軸承6208的校核，即軸承壽命校核。6C軸承壽命可由式Lh黑P進行校核，軸承只承受徑向載荷的作用,由于工作溫度不高且沖擊不大，故查表13-4和13-6可取二1.00,f1.1p取3?；绢~定動載荷cr29500N0因傳動采用圓柱直齒輪傳動。所以只考慮受徑向力，即pFr2222Fr1Fnh1Fnv1x32059123332N高速軸采用軸承6306Fr2FNH22FNV22220371462042N6則Lh60n6102950060266.732583h4800Oh以題意不符合，重

37、新選取軸承為此時Lh61060n61060266.71.133326308型，基本額定動載荷40800N04080086201h48000h1.13332符合設(shè)計要求，可以達到使用壽命。3、低速軸田：軸承6211的校核，即軸承壽命校核。6C軸承壽命可由式Ih10C進行校核，軸承只承受徑向載荷的作用,Lh60np由于工作溫度不高且沖擊不大，故查表13-4和13-6可取1.00,fp1.1取3?；绢~定動載荷cr43200No因傳動采用圓柱直齒輪傳動。所以只考慮受徑向力，即PFr22Fr1FNH1FNV122一26619682831NFr22FNH22FNV2120024371277N610606

38、5.04432001.12831684524h48000h符合設(shè)計要求，可以達到使用壽命。八、聯(lián)軸器的選擇。1、高速軸I與電動機處聯(lián)軸器的選擇中間軸采用軸承6308低速軸采用軸承6211初步選擇聯(lián)軸器型號為9500r/min。計算電動機所需的轉(zhuǎn)矩GY3型，公稱轉(zhuǎn)矩T112N?m,許用轉(zhuǎn)速為公稱轉(zhuǎn)矩T6P9.55in1un649.5526527.8N?mm101440由表14-1查得kA1.5,故由式14-1計舁轉(zhuǎn)矩為聯(lián)軸器型號GY3TcaKAT526.5N?mm39.75N?mm所選聯(lián)軸器符合設(shè)計要求,可以選用。2、低速軸田匕工作機處聯(lián)軸器的選擇初步選擇聯(lián)軸器型號為GY6型，公稱轉(zhuǎn)矩T900N

39、?m,許用轉(zhuǎn)速為6800r/min。計算電動機所需的轉(zhuǎn)矩公稱轉(zhuǎn)矩T-6P分5510c63.66c59.551n5.37in1065.0410N?mm由表14-1查得kA1.5,故由式14-1計舁轉(zhuǎn)矩為TcaKAT5537N?mm806N?mm所選聯(lián)軸器符合設(shè)計要求,可以選用。九、箱體的設(shè)計。減速器的箱體是用以支持和固定釉系零件，保證傳動件的嚙合精度、良好輪滑及密封的重要零件。箱體結(jié)構(gòu)對減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗、質(zhì)聯(lián)軸器型號GY6重及成不切很大的影啊，攻:計呵必曲全囿巧思。1、減速器采用鑄造箱體的方法獲得，并采用剖分式。名稱符號公式取值(mrm確定箱體箱座壁厚0.025a3mm8mm

40、8各項參數(shù)箱蓋壁厚110.80.858mm8地腳螺栓直徑dfdf0.036a12mm20地腳螺栓數(shù)目na250mm時，n44注：對于二級圓柱齒輪減速器，a為低速級中心距。由表5-2的箱體結(jié)構(gòu)尺寸：名稱符號公式取值(mrm箱座凸緣厚度b1.512箱蓋凸緣厚度bi1.5112箱座底凸緣厚度b22.520軸承旁連接螺栓直徑di0.75dfM16箱蓋與箱座連接螺栓直徑d20.50.6dfM12連接螺栓d2的間距L150200150軸承蓬螺旬直徑d30.40.5df8視孔蓋螺釘直徑d40.30.4df8定位銷直徑d0.70.8d210d、di、d2至外箱壁距離Ci查表5-3dd2至凸緣邊緣距離C2查表5

41、-3軸承旁凸臺半徑RiC2凸臺高度h圖7-2外箱壁至軸承座端面距離Lic1+c2+(58)mm大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離1=10齒輪端面與內(nèi)箱壁距離2=10箱蓋肋厚mi0.8516.8箱蓋肋厚m20.856.8軸承蓋外徑D2D2=Do+2.5d3mm軸承旁連接螺栓距離s圖7-2凸臺外徑螺栓的扳手空間尺寸c1、c2和沉頭座坑直徑d0mm螺栓直徑M12M16M20通氣孔選用M16X1.5油尺為M12螺塞M16義1.5至外箱壁距離cC1182226至凸緣邊距離c2162024沉頭座坑直徑D02633402、附件的選擇：為了使減速器具有較完善的性能，如注油、排油、通氣、吊運、檢查油面高度、檢查傳動件嚙合情

42、況、保證加，精度和拆裝方便等，在減速器箱體上常需設(shè)置些附加裝置或零件，簡稱為附件。包括視孔與視孔蓋、通氣孔、油標、放油螺塞、定位銷、啟蓋螺釘、吊運裝置、油杯等。1）視孔和視孔蓋：視孔用于檢查傳動件的嚙合情況、輪滑狀態(tài)、接觸斑點及齒輪間隙，還可以用來注入輪滑油。視孔設(shè)置在箱蓋的上部，便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置。視孔蓋用軋制鋼板，和箱體之間用石棉橡膠紙密封墊片，防止漏油。2）通氣器：通氣器用于通氣，是箱內(nèi)外氣壓相同，避免由于運轉(zhuǎn)時箱內(nèi)溫度升高，壓強增大引起減速器漏油。選用一次過濾通氣器，采用M161.5。啟蓋螺釘M12X 303）油標指示器：油標是用來指示油面高度，設(shè)置在便于檢查和油面較穩(wěn)定之處。

43、因油尺結(jié)構(gòu)簡單，故選取油尺。采用油尺為M12.4）放油孔和油塞：d 10mm為了將污油排放干凈，應(yīng)在池底的最低位置設(shè)置放油孔，放油孔安裝在減速器與其他部件不靠近的一側(cè)，便于放油。平時放油孔用油塞堵住，選取石棉橡膠紙密封。選取螺塞的尺寸為M16X1.5.5）啟蓋螺釘：為了防止漏油，在箱座和箱蓋結(jié)合面上涂有密封膠，結(jié)合面被粘住不易分開。所以在箱蓋凸緣上設(shè)置2個啟蓋螺釘。拆卸箱蓋時先擰動此螺釘將箱蓋頂起。螺釘直徑等于凸緣連接直徑，選取M12X30.6）定位銷：為了保證箱體軸承座孔和鏈孔精度和裝配精度，在箱體連接凸緣長度方向的兩端面安置兩個定位銷，兩個定位銷相距遠些可以提高定位精度。分配在凸緣的兩邊，

44、定位銷直徑d0.70.8d2,選取d10mm。7）起吊裝置：為了拆裝和搬運減速器，在箱體上設(shè)置吊耳和吊鉤。箱蓋采用吊耳，箱座采用吊鉤。L-AN68潤滑油十、潤滑與密封1 .滾動軸承的潤滑：由于軸承周向速度為0.909小于2m/s,所以采脂潤滑，為防止軸承室內(nèi)的潤滑脂流入箱體而造成油脂混合，在箱體軸承座箱內(nèi)一側(cè)裝設(shè)甩油環(huán)。2 .潤滑油的選擇：齒輪潤滑油，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用L-AN68潤滑油。軸承潤滑脂，選用通用鋰基潤滑脂ZL-1,普遍應(yīng)用在各種機械部位。3 .密封方法的選取：選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為氈圈25JB/ZQ4606-1986,氈圈50JB/ZQ4606-1986軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。十一、設(shè)計小結(jié)經(jīng)過十幾天的努力，我終于將機械設(shè)計課程設(shè)計做完了.在這次作業(yè)過程中，我遇到了許多困難，一遍又一遍的計算，一次又一次的設(shè)計方案修改，這都暴露出了前期我在這方面的知識欠缺和經(jīng)驗不足，計算出現(xiàn)了很多小問題，令我非?？鄲?后來在老師的指導(dǎo)下，我找到了問題所在之處，并將之解決.同時我還對機械設(shè)計基礎(chǔ)的知識有了更進一步的了解.我不喜歡加夜班。當然