哈工大機(jī)械設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置課程設(shè)計(jì)二級(jí)齒輪減速器

1、課程設(shè)計(jì)說明書課程名稱： 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)題目： 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置 院 系： 機(jī)電工程學(xué)院 班 級(jí)： 設(shè) 計(jì) 者： 學(xué) 號(hào)： 指導(dǎo)教師： 設(shè)計(jì)時(shí)間： 2015.1 哈爾濱工業(yè)大學(xué)機(jī)械設(shè)計(jì)目錄一、設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)及要求- 1 -二、傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)- 2 -2.1 電動(dòng)機(jī)的選擇- 2 -2.1.1 選擇電動(dòng)機(jī)類型- 2 -2.1.2 選擇電動(dòng)機(jī)容量- 2 -2.1.3 確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速- 2 -2.2 計(jì)算傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比并分配傳動(dòng)比- 3 -2.3 計(jì)算傳動(dòng)裝置各軸的運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)- 3 -2.3.1 各軸的轉(zhuǎn)速- 3 -2.3.2 各軸的輸入功率- 3 -2.3.3 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩- 4 -

2、三、傳動(dòng)件設(shè)計(jì)- 4 -3.1 高速級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)- 4 -3.1.1 選擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級(jí)- 4 -初步計(jì)算傳動(dòng)主要尺寸- 4 -確定傳動(dòng)尺寸- 6 -3.1.4 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度- 7 -3.1.5 齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸- 7 -3.2 低速級(jí)齒輪尺寸設(shè)計(jì)- 8 -3.2.1 選擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級(jí)- 8 -3.2.2 初步計(jì)算傳動(dòng)主要尺寸- 8 -3.2.3 確定傳動(dòng)尺寸- 9 -3.2.4 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度- 10 -3.2.5 齒輪其他幾何尺寸計(jì)算- 11 -3.3輸出軸齒輪的公法線長度及偏差- 11 -四、減速器裝配草圖設(shè)計(jì)- 12 -4.

3、1 草圖準(zhǔn)備- 12 -4.1.1 選定聯(lián)軸器類型- 12 -4.1.2 確定滾動(dòng)軸承類型- 12 -4.1.3 確定滾動(dòng)軸承的潤滑和密封方式- 12 -4.1.4 確定軸承端蓋的結(jié)構(gòu)形式- 13 -4.1.5 確定減速器機(jī)體的結(jié)構(gòu)方案- 13 -4.2 草圖第一階段- 14 -4.2.1 間距確定- 14 -4.2.2 高速軸軸系部件設(shè)計(jì)- 14 -4.2.3 中間軸軸系部件設(shè)計(jì)- 15 -4.2.4 低速軸軸系部件設(shè)計(jì)- 16 -4.2.5 軸系部件校核計(jì)算- 17 -4.3 草圖第二階段- 21 -4.3.1 傳動(dòng)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)- 21 -4.3.2 軸承端蓋的設(shè)計(jì)- 22 -4.3.3

4、擋油板的設(shè)計(jì)- 22 -4.3.4 套筒設(shè)計(jì)- 23 -4.4 草圖第三階段- 23 -減速器機(jī)體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)- 23 -4.4.2 減速器的附件設(shè)計(jì)- 23 -五、參考文獻(xiàn)- 25 -帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置一、設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)及要求 F=2200N; d=240mm; v=1.00ms; n= rmin; T= N·m; B= mm; z= ; p= mm;機(jī)器的年產(chǎn)量： 大批 ；機(jī)器的工作環(huán)境： 清潔 ；機(jī)器的載荷特性： 平穩(wěn) ；機(jī)器的最短工作年限： 4年3班 ；其他設(shè)計(jì)要求： 傳動(dòng)裝置簡圖傳動(dòng)方案：圖1工作機(jī)：圖2二、傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)2.1 電動(dòng)機(jī)的選擇2.1.1 選擇電動(dòng)機(jī)類型根據(jù)設(shè)計(jì)要

5、求和工作條件選用Y系列三相鼠籠型異步電動(dòng)機(jī)，其結(jié)構(gòu)為全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380 V。2.1.2 選擇電動(dòng)機(jī)容量根據(jù)設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)，工作機(jī)的有效功率為:從電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)輸送帶之間的總效率為：式中，、分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動(dòng)和卷筒的傳遞效率。由表9.1取0.99、0.99、0.97、0.96，則所以電動(dòng)機(jī)所需工作功率為2.1.3 確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速按參考文獻(xiàn)2表2.1推薦的傳動(dòng)比合理范圍840，二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比，而工作機(jī)卷筒軸的轉(zhuǎn)速為所以電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/min四種。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置

6、的尺寸、質(zhì)量、及價(jià)格等因素，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1500 r/min的電動(dòng)機(jī)。 根據(jù)電動(dòng)機(jī)類型、容量和轉(zhuǎn)速，查表15.1選定電動(dòng)型號(hào)為Y100L2-4，其主要性能如下表：表1電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/Kw滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)啟動(dòng)額定轉(zhuǎn)矩最大額定轉(zhuǎn)矩Y100L2-4 3 1420 2.2 2.2電動(dòng)機(jī)的主要安裝尺寸和外形尺寸如下表：表2型號(hào)HABCDEF*GDGKbb1b2AAHAL1Y100L 100160140632860 8*7241220518010540143802.2 計(jì)算傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比并分配傳動(dòng)比總傳動(dòng)比為令得：2.3 計(jì)算傳動(dòng)裝置各軸的運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)2.3.1 各軸的轉(zhuǎn)速1軸： 2

7、軸：3軸：卷筒軸：2.3.2 各軸的輸入功率1軸：2軸：3軸： 卷筒軸：2.3.3 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 由得：輸入軸： 1軸： 2軸： 3軸： 卷筒軸： 將以上結(jié)果匯總到表，如下表3軸名參數(shù)電動(dòng)機(jī)軸I軸II軸III軸滾筒軸轉(zhuǎn)速n/（r/min）1420142028479.679.6功率P/(kW)2.562.532.432.342.29轉(zhuǎn)矩T(Nmm)1.72×1041.72×1041.72×1041.72×1041.72×104傳動(dòng)比i153.571效率0.990.960.960.98三、傳動(dòng)件設(shè)計(jì)3.1 高速級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)3.1.1 選

8、擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級(jí)考慮到帶式運(yùn)輸機(jī)為一般機(jī)械，故大、小齒輪均選用45鋼，采用軟齒面，由文獻(xiàn)1表6.2得：小齒輪調(diào)制處理，齒面硬度為217255HBW，平均硬度為236HBW；為保證小齒輪比大齒輪具有更好的機(jī)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(píng)價(jià)硬度差為46HBW，在3050HBW之間。選用8級(jí)精度。初步計(jì)算傳動(dòng)主要尺寸因?yàn)槭擒淉X面閉式傳動(dòng)，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)。由式中各參數(shù)為：(1) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。由前面設(shè)計(jì)可知， 。(2) 設(shè)計(jì)時(shí)，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 =

9、 1.4。(3) 由表6.6取齒寬系數(shù)。(4) 由表8.5查得彈性系數(shù)。(5) 初選螺旋角由圖8.14查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)。(6) 齒數(shù)比。(7) 初選, 則 ，取。傳動(dòng)比誤差<5%，符合設(shè)計(jì)要求。(8) 端面重合度=1.88 -3.21z1+1z2cos= 1.88 -3.2117+186×cos12°=1.62。軸面重合度=0.318dz1tan=0.318×1.2×17×tan12°=1.38由圖6.16查得重合度系數(shù)Z=0.834由圖8.24查得螺旋角系數(shù)Z=0.99(9) 接觸許用應(yīng)力可由H= ZNHlimSH求得，由圖6

10、.29（e）、（a）得接觸疲勞極限應(yīng)力Hlim1=570MPa，Hlim2=390MPa。大小齒輪1、2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為N1=60n1aLh=60×1420×1.0×3×8×250×4=2.0448×109N2= N1i1= 4.0896×108由圖6.30查得壽命系數(shù)ZN1=1.0，ZN2=1.05（允許有局部點(diǎn)蝕）；由表6.7，取安全系數(shù)SH=1.0。H1= ZN1HlimSH= 1.0×5701.0 =570.0MPaH2= ZN2HlimSH= 1.05×3901.0 =410.0M

11、Pa故取H= H2= 410.0MPa計(jì)算小齒輪1的分度圓直徑d1t， 得d1t32KtTdu+1uZEZHZZH2=32×1.4×1.70×1041.25+15189.8×2.46×0.834×0.994102 =34.78 mm3.1.3確定傳動(dòng)尺寸(1) 計(jì)算載荷系數(shù)K。由表6.3查得使用系數(shù)KA=1.0。齒輪線速度如下式v= d1tn160×1000=×34.78×142060000=2.59 m/s由圖6.7查得動(dòng)載荷系數(shù)KV = 1.12(設(shè)軸剛性大)；由圖6.12查得齒向載荷分布系數(shù)K=1.

12、21；由表6.4查得齒間載荷分布系數(shù)K=1.2，故K=KAKVKK=1.0×1.13×1.12×1.2=1.52(2) 對 d1t進(jìn)行修正。因?yàn)镵與Kt有較大差異，故需對按照Kt值設(shè)計(jì)出來的 d1t進(jìn)行修正，即d1= d1t3KKt=36.8 mm(3) 確定模數(shù)mnmn= d1cosz1= 36.8×cos12° 17=2.12按表6.1，取mn=2(4) 計(jì)算傳動(dòng)尺寸。中心距a= mnz1+z22cos= 2×17+862×cos12°=105.3 mm圓整為a=106mm,則螺旋角=arccosmnz1+z2

13、2a=arccos2×17+862×106=13.66°因?yàn)橹蹬c初選值相差較大，故與有關(guān)的數(shù)值需修正，修正后的結(jié)果是=1.61，=1.58，Z=0.769， Z=0.985， d1=34.76。顯然值改變后，d1的計(jì)算值變化很小，因此不再修正mn和a。故d1=mnz1cos=2×17cos13.66°=35 mmd2=mnz2cos=2×86cos13.66°=177 mmb=d×d1=1.2×35=42 mm圓整為b=45 mm。取b2=b=45 mm，b1=50 mm。3.1.4 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度

14、F= 2KTbmnd1YFYsYYF式中各參數(shù)：(1) K、T、mn同前。(2) 齒寬b = b2=45 mm。(3) 齒形系數(shù)YF與應(yīng)力修正系數(shù)Ys。當(dāng)量齒數(shù)zv1=z1cos3=17cos313.66°=18.52zv2=z2cos3=86cos313.66°=93.73查圖6.20得齒形修正系數(shù)YF1=2.85，YF2=2.18。由圖6.21查得應(yīng)力修正系數(shù)Ys1=1.53，Ys2=1.78。(4) 查圖8.21得重合度系數(shù)Y=0.72。(5) 查圖8.26得螺旋角系數(shù)Y=0.87。(6) 許用彎曲應(yīng)力可由下式算得F= YNFlimSF查得彎曲疲勞極限應(yīng)力Flim1=

15、220 MPa，F(xiàn)lim2=170 MPa查得壽命系數(shù)YN1= YN2=1.0。查得安全系數(shù)SF=1.25，故F1= YN1Flim1SF= 1.0×220 1.25=176 MPaF2= YNFlim2SF= 1.0×170 1.25=136 MPa故F1= 2KTbmnd1YF1Ys1YY= 2×1.66×1.7×10442×2×35×2.85×1.53×0.72×0.87=52.44 MPa <F1F2= F1YF2Ys2YF1Ys1=52.44×2.18

16、5;1.782.85×1.53=4667MPa<F2 滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度要求。3.1.5 齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸各齒輪的尺寸及參數(shù)計(jì)算詳見下表。表4圓柱齒輪幾何尺寸表序號(hào)項(xiàng)目代號(hào)計(jì)算公式計(jì)算結(jié)果1齒數(shù)齒輪1z1/17齒輪2z2/862法面模數(shù)(mm)mn/23端面模數(shù)(mm)mtmn/cos2.0584法面壓力角（度)n/205端面壓力角（度)tn/cos20.586齒頂高系數(shù)han*/17頂隙系數(shù)cn*/0.258標(biāo)準(zhǔn)中心距(mm)amnz1+z22cos105.9989實(shí)際中心距(mm)a'10610螺旋角/13.66°11變位系數(shù)齒輪1x10齒輪2x20

17、12齒頂高(mm)齒輪1ha1han*cos*mt2齒輪2ha2213齒根高(mm)齒輪1hf1han*+cn*cos*mt2.500齒輪2hf22.50014分度圓直徑(mm)齒輪1d1mt*z35齒輪2d217715齒頂圓直徑(mm)齒輪1da1da= d+2*ha39齒輪2da218116齒根圓直徑(mm)齒輪1df1df= d-2*hf30齒輪2df217817重合度（mm）=1.88 -3.21z1+1z2cos=1.61=0.318*dz1tan=1.58=+3.193.2 低速級(jí)齒輪尺寸設(shè)計(jì)3.2.1 選擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級(jí)與高速級(jí)一樣，低速級(jí)大、小齒輪均選用45#鋼

18、，采用軟齒面，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(jī)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(píng)價(jià)硬度差為46HBW，在3050HBW之間。選用8級(jí)精度。3.2.2 初步計(jì)算傳動(dòng)主要尺寸因是閉式軟齒面?zhèn)鲃?dòng)，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)。根據(jù)d332KT3du+1uZEZHZH2式中各參數(shù)為：(1) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T2。T2=8.18×104N·mm(2) 設(shè)計(jì)時(shí)，因v值未知，Kv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

19、考文獻(xiàn)1表8.6取齒寬系數(shù)d=1.2。(4) 由參考文獻(xiàn)1表8.5查得彈性系數(shù)ZE=189.8MPa。(5) 由參考文獻(xiàn)1圖8.14查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH=2.5。(6) 齒數(shù)比u= i2=3.57。(7) 初選z3=24, 則z4=uz3=3.57×24=85.68 ，取z4=88。傳動(dòng)比誤差<5%，符合設(shè)計(jì)要求。=1.88 -3.21z3+1z4cos= 1.88 -3.2124+188×1.0=1.71。由圖8.5查得重合度系數(shù)Z= 0.876(8) 接觸許用應(yīng)力可由H= ZNHlimSH算得，由高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)可知Hlim3=570MPa，Hlim4=390MPa

20、，SH=1.0。而N3=N2，故壽命系數(shù)ZN3=ZN2=1.05（允許有局部點(diǎn)蝕），N4= N3i2= 4.0896×1083.57=1.1455×108，由參考文獻(xiàn)1圖6.30查得壽命系數(shù)ZN4=1.14（允許有局部點(diǎn)蝕）；則H3= ZN3HlimSH= 1.05*5701.0 =598.5 MPaH4= ZN2HlimSH= 1.14*3901.0 =444.6MPa故取H= H4= 444.6MPa計(jì)算小齒輪3的分度圓直徑d3t d3t32KtT2du+1uZEZHZH2=32×1.3×8.18×1041.2×3.57+13.5

21、7×189.8×2.5×0.876444.62 =59.199 mm3.2.3 確定傳動(dòng)尺寸(1) 計(jì)算載荷系數(shù)K。由參考文獻(xiàn)1表8.3查得使用系數(shù)KA=1.0。齒輪線速度如下式v= d3tnII601000=×59.199×28460×1000=0.88 m/s由參考文獻(xiàn)1圖6.得動(dòng)載荷系數(shù)KV = 1.03；由參考文獻(xiàn)1圖6.12載荷分布系數(shù)K=1.14參考文獻(xiàn)1表6.4得齒間載荷分布系數(shù)K=1.2故K=KAKVKK=1.0×1.03×1.14×1.2=1.41(2) 因?yàn)镵與Kt相差較大，故需按Kt

22、值計(jì)算出的d3t進(jìn)行修正，即d3=d3t3KKt=59.199×31.411.3=60.824mm(3) 確定模數(shù)mm= d3z3= 60.824 24=2.53 mm （按表6.1取m=2.5mm)(4) 計(jì)算傳動(dòng)尺寸。中心距a= 12mz3+z4= 12×2.5×24+88=140mma) 計(jì)算傳動(dòng)尺寸d3=mz3=2.5×24=60mmd4=mz4=2.5×88=220mmb= dd3=72取b3=80 mm，b4=75 mm 。3.2.4 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度F= 2KTbmdYFYsYF式中各參數(shù)：(1) K、T2、m同前。(2) 齒

23、寬b = b4 =75mm。(3) 齒形系數(shù)YF與應(yīng)力修正系數(shù)Ys。查參考文獻(xiàn)1 圖8.19得YF3=2.65，YF4=2.25查參考文獻(xiàn)1 圖8.20得Ys3=1.57，Ys4=1.77查參考文獻(xiàn)1 圖8.15得重合度系數(shù)Y=0.70。許用彎曲應(yīng)力可由下式算得F= YNFlimSF查得彎曲疲勞極限應(yīng)力Flim3=220 MPaFlim4=170 MPa由前面計(jì)算N3=N2=4.0896×108，N4=1.1455×108查參考文獻(xiàn)1 圖6.31得壽命系數(shù)YN3= YN4=1.0。查參考文獻(xiàn)1 表6.7得安全系數(shù)SF=1.25，故F3= YN3Flim3SF= 1.0

24、15;220 1.25=176 MPaF4= YNFlim4SF= 1.0×170 1.25=136 MPa故F3= 2KTIIbmd3YF3Ys3Y= 2×1.41×8.18×10475×2.5×60×2.65×1.57×0.70=59.72 MPa F4= F3YF4Ys4YF3Ys3=59.72×2.25×1.772.65×1.5753.55 MPa 容易看出F1<F3F2<F4設(shè)計(jì)滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度要求。3.2.5 齒輪其他幾何尺寸計(jì)算各齒輪的尺寸及參數(shù)

25、計(jì)算詳見下表。表5圓柱齒輪幾何尺寸表序號(hào)項(xiàng)目代號(hào)計(jì)算公式計(jì)算結(jié)果1齒數(shù)齒輪1z3/24齒輪2z4/882模數(shù)(mm)m/2.54壓力角（度)/206齒頂高系數(shù)ha*/17頂隙系數(shù)c*/0.258標(biāo)準(zhǔn)中心距(mm)amz3+z421409實(shí)際中心距(mm)a'/14011變位系數(shù)齒輪3x30齒輪4x4012齒頂高(mm)齒輪3ha3ha*×m2.5齒輪4ha42.5.13齒根高(mm)齒輪3hf3c*+ha*×m3.125齒輪4hf43.12514分度圓直徑(mm)齒輪3d3m×z60齒輪4d422015齒頂圓直徑(mm)齒輪3da3da= d+2×

26、;ha65齒輪4da422516齒根圓直徑(mm)齒輪3df3df= d-2*hf53.75齒輪4df4213.7517重合度（mm）=1.88 -3.21z1+1z2cos1.633.3輸出軸齒輪的公法線長度及偏差中心距a=m2z1+z2=2.5224+88=140mm最小法向側(cè)隙jbnmin=230.06+0.0005a+0.03m=230.06+0.0005×140+0.03×2.5 =0.137mmjbn=0.88×fpt12+fpt22+1.77+0.34Lb2×F2 =0.88×0.0182+0.0182+1.77+0.34184.

27、52752×0.0292=0.0616mm齒厚上偏差Esns=-jbnmin+jbn2cosn+ftann =-0.137+0.06162cos20°+0.0315tan20°=-0.1171br=1.26IT9=1.26×0.115=0.1449齒厚公差Tsn=Fr2+br2×2tann=0.0562+0.14492×2tan20°=0.113mm齒輪齒厚下偏差Esni=Esns-Tsn=-0.1171-0.113=-0.2301mm公法線長度上、下偏差為Ebns =Esnscosn-0.72Frsinn =-0.1171

28、cos20°-0.72×0.056sin20° =-0.124mmEbni =Esnicosn+0.72Frsinn =-0.2301cos20°+0.72×0.056sin20° =-0.202mm公法線長度查參考文獻(xiàn)2表16.8得WK=2.5×29.2777mm=73.194mm四、減速器裝配草圖設(shè)計(jì)4.1 草圖準(zhǔn)備4.1.1 選定聯(lián)軸器類型為了減小啟動(dòng)轉(zhuǎn)矩，聯(lián)軸器類型應(yīng)具有較小的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和較好的減震性能，故采用彈性柱銷聯(lián)軸器。4.1.2 確定滾動(dòng)軸承類型高速級(jí)齒輪有一定的軸向力，但主要是徑向力；低速級(jí)只有徑向力，故采用

29、深溝球軸承。4.1.3 確定滾動(dòng)軸承的潤滑和密封方式由前面計(jì)算可知高速級(jí)齒輪線速度v1= 2.59m/s，低速級(jí)齒輪線速度v2=0.88 m/s，根據(jù)最大齒輪（低速級(jí)大齒輪），選擇油潤滑，并在輸入軸的輸入端安裝擋油板。考慮減速器工作環(huán)境清潔，軸頸圓周速度v<45 m/s，故采用唇形圈密封。4.1.4 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。4.1.5 確定減速器機(jī)體的結(jié)構(gòu)方案考慮工藝性能、材料消耗和制造成本，選用剖分式機(jī)體，鑄鐵材料鑄造成型。結(jié)構(gòu)示例圖如下圖所示：圖3與機(jī)體有關(guān)零件的結(jié)構(gòu)尺寸見下表：表6鑄鐵減速器機(jī)體

30、結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算表名稱符號(hào)尺寸關(guān)系尺寸大小基座壁厚0.025a+388mm機(jī)蓋壁厚10.02a+388 mm機(jī)座凸緣厚度b1.512 mm機(jī)蓋凸緣厚度b11.5112 mm機(jī)座底凸緣厚度p2.520 mm地腳螺釘直徑df0.036a+12M16地腳螺釘數(shù)目nn=4/軸承旁連接螺栓直徑d10.75dfM12機(jī)蓋與機(jī)座連接螺栓直徑d2(0.50.6) dfM10連接螺栓d2的間距l(xiāng)100150100軸承端蓋螺栓直徑d3(0.40.5) dfM8窺視孔蓋螺栓直徑d4(0.30.4) dfM6定位銷直徑d(0.70.8) d28 mmdf、d1、d2至外壁距離c1/22、18、16 mmdf、d2至凸緣距

31、離c2/20、14 mm軸承旁凸臺(tái)半徑R1c216 mm凸臺(tái)高度H根據(jù)低速級(jí)軸承外徑確定外機(jī)壁至軸承座端面距離l1c1+c2+(58)43 mm內(nèi)機(jī)壁至軸承座端面距離l2+c1+c2+(58)51 mm大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離1>1.210 mm齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離28 mm機(jī)蓋、機(jī)座肋厚m1、mm10.851,m0.85m1=m=8 mm軸承端蓋外徑D2軸承座孔徑+(55.5)d3視具體軸承而定軸承端蓋凸緣厚度e(11.2)d310 mm軸承旁連接螺栓距離ssD2視具體軸承而定4.2 草圖第一階段4.2.1 間距確定(1) 取中間軸上兩齒輪軸向間距4=6mm。(2) 因采用油潤滑，軸承外

32、圈端面至機(jī)體內(nèi)壁的距離要留出安放擋油板的空間，取3=5 mm；取擋油板寬度C=5 mm。(3) 取中間軸上齒輪2端面至機(jī)體內(nèi)壁的距離5=10 mm4.2.2 高速軸軸系部件設(shè)計(jì)(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(jìn)行調(diào)制處理。(2) 初步軸徑dmin，并根據(jù)相配聯(lián)軸器的尺寸確定軸徑d1和長度L1對于轉(zhuǎn)軸，按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初算軸徑，考慮軸端彎矩比轉(zhuǎn)矩小，取C= 100，則dmin1=C3P1n1=100×32.531420=12.12 mm考慮鍵槽影響，取dmin=13.54×1+5% mm=12.73 mm。(3) 確定軸的軸向固定方式

33、因?yàn)辇X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(jì)算的dmin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(jì)與聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)同時(shí)進(jìn)行。由前面設(shè)計(jì)可知，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查文獻(xiàn)1表13.1取KA=1.5，計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc1= KAT=1.5×1.7×104=2.55 ×104N·mm由參考文獻(xiàn)2表13.1查詢可得GB/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 N·m，許用轉(zhuǎn)速為7100 r/min。取與軸相連端軸徑14 mm，軸孔長度27 mm，

34、Y型軸孔，選用A型鍵. 相應(yīng)的，軸段的直徑d1=14mm，軸段長度應(yīng)該比聯(lián)軸器略短，故取其長度為l1=30 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d2=16 mm。(6) 軸承與軸段及軸段由前面設(shè)計(jì)知，軸承類型為深溝球軸承，暫取軸承型號(hào)為6304，由文獻(xiàn)2表12.1查得內(nèi)徑d=20 mm，外徑D=52 mm，寬度B=15 mm，定位軸肩直徑damin=27 mm。故軸段的直徑d3=20 mm。軸段的直徑應(yīng)與軸段相同，即d7=20 mm。(7) 軸段由于齒輪齒根圓直徑較小，若選擇d4=23mm， df1-d4-t1=30-23-3.3<2.5m

35、n故軸與齒輪應(yīng)做成齒輪軸，取過渡軸段d4=22 mm(8) 齒輪軸段取l5=50 mm。(9) 軸段在軸段和齒輪軸段間取過渡軸段段d6=22 mm(10) 機(jī)體與軸段的長度因采用凸緣式軸承蓋，其凸緣厚度e=10 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=8 mm。在確定齒輪、機(jī)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l3=l7=15 mm；軸段的長度l2=53mm；軸段的長度l6=13 mm；軸段的長度l4=97 mm。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(diǎn)，可得跨距L1=75.5；L2=129.5mm；L3=4

36、5.5mm。完成的結(jié)構(gòu)草圖如下所示。圖4(11) 鍵連接設(shè)計(jì)聯(lián)軸器與軸之間采用A型普通平鍵連接，型號(hào)為：鍵 5×5×25 GB/T 10962003， t1=2.3 mm。4.2.3 中間軸軸系部件設(shè)計(jì)(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(jìn)行調(diào)制處理。(2) 初步軸徑dmin，并根據(jù)相配聯(lián)軸器的尺寸確定軸徑d1和長度L1對于轉(zhuǎn)軸，按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初算軸徑，考慮軸端彎矩比轉(zhuǎn)矩小，取C= 100，則dmin2=C3P2n2=100×32.43284=20.45 mm(3) 確定軸的軸向固定方式因?yàn)辇X輪減速器輸出軸的跨距不大，且工作

37、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(jì)知，軸承類型為角深溝球接觸軸承，暫取軸承型號(hào)為6305，由文獻(xiàn)2表12.2查得內(nèi)徑d=25 mm，外徑D=62mm，寬度B=17 mm，定位軸肩直徑damin=32 mm。故軸段的直徑d1=25 mm。軸段的直徑應(yīng)與軸段相同，即d5=25 mm。(5) 齒輪3與軸段為了便于齒輪的安裝，d2應(yīng)略大于d1，取d2=27 mm，齒輪3左端用套筒固定，則軸段的長度應(yīng)略小于齒輪3的寬度b3，取l2=78mm。(6) 軸段齒輪3右端用軸肩固定，取d3=32 mm。l3=6 mm(7) 齒輪2與軸段齒輪2左端也用軸肩固定?？扇4=

38、27 mm，齒輪2右端用套筒固定，則軸段的長度應(yīng)略小于齒輪2的寬度b2，取l4=44 mm。(8) 軸段的長度l1=32 mml5=34 mm完成的結(jié)構(gòu)草圖如下所示。圖5(9) 鍵連接設(shè)計(jì)齒輪2、齒輪3與軸之間采用A型普通平鍵連接，型號(hào)分別為：鍵 8×7×40GB/T 10962003， t1=3.3 mm；鍵 8×7×70 GB/T 10962003，t1=3.3 mm。4.2.4 低速軸軸系部件設(shè)計(jì)(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(jìn)行調(diào)制處理。(2) 初步軸徑dmin，并根據(jù)相配聯(lián)軸器的尺寸確定軸徑d1

39、和長度L1對于轉(zhuǎn)軸，按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初算軸徑，取C= 100，則dmin=C3P3n3=100×32.3479.6=30.86 mm考慮鍵槽影響，取dmin=30.86×1+5% mm=32.40mm。(3) 確定軸的軸向固定方式因?yàn)辇X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(jì)算的dmin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(jì)與聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)同時(shí)進(jìn)行。由前面設(shè)計(jì)可知，選用金屬滑塊聯(lián)軸器。查文獻(xiàn)1表13.5取KA=1.5，計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc3= KAT3=1.5×2.81×105=4.215 &#

40、215;105N·mm由參考文獻(xiàn)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，軸孔直徑范圍是30-48mm。取與軸相連端軸徑35 mm，軸孔長度為L1=82 mm，Y型軸孔。相應(yīng)的，軸段的直徑d1=35mm，取其長度為l1=80 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d2=42 mm。(6) 軸承與軸段及軸段由前面設(shè)計(jì)知，軸承類型為深溝球軸承，暫取軸承型號(hào)為6209，由文獻(xiàn)2表12.1查得內(nèi)徑d=45 mm，外徑D=100 mm，寬度B=25 mm，定位軸肩直徑da

41、min=54mm，。故軸段的直徑d3=45 mm。軸段的直徑應(yīng)與軸段相同，即d7=45 mm。(7) 軸段為了便于齒輪的安裝，d6應(yīng)略大于d7，取d6=47 mm，齒輪3右端用擋油板固定，則軸段的長度應(yīng)略小于齒輪4的寬度b6，取l6=73 mm。(8) 軸段齒輪4右端用軸肩固定，取d5=55mm。(9) 軸段取過渡軸段直徑d4=47mm。(10) 機(jī)體與軸段的長度因采用凸緣式軸承蓋，其凸緣厚度e=10 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(jī)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l3=25 mm；軸

42、段的長度l2=43 mm；軸段的長度l7=43 mm；取軸段的長度l5=8 mm；取軸段的長度l4=61mm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(diǎn)，可得跨距L1=95.5；L2=118 mm；L3=79.5 mm。完成的結(jié)構(gòu)草圖如下所示。圖6(11) 鍵連接設(shè)計(jì)聯(lián)軸器和齒輪4與軸之間采用A型普通平鍵連接，型號(hào)分別為：鍵 10×8×70 GB/T 10962003，t1=3.3 mm。鍵 14×9×70 GB/T 10962003， t1=3.8 mm。4.2.5 軸系部件校核計(jì)算本設(shè)計(jì)已完成高、中、低速軸的軸系部件校核計(jì)算，均滿足設(shè)計(jì)要求

43、，此處只給出低速軸校核計(jì)算過程。(1) 軸的受力分析a. 畫受力簡圖圓周力Ft=2T3d= 2×2.81×105220=2554.55 N 徑向力Fr=Ft×tan=2554.55×tan20°=929.78 Nb. 計(jì)算支反力FH1=Fr×L3L2+L3=374.27NFH2=Fr-FH1=555.51 NFV1=Ft×L3L2+L3=1028.29 NFV2=Ft-FV1=1526.26 N軸承1的總的支反力為FR1=2FV12+FH12=2(1028.29)2+(374.27)2=1094.28 N軸承2的總的支反力為

44、FR2=2FV22+FH22=2(1526.26)2+(555.51)2=1624.21 Nc. 畫彎矩圖在水平面上,軸承1處，A-A面左側(cè)MaH1=FH1L2=374.27N×118 mm=44163.86N·mmA-A面右側(cè)MaH2=FH2L3= 555.51 N×79.5mm=44163.05 N·mm垂直面上，彎矩為MaV= FV1L2=1028.29 N×118mm=121338.22 N·mmMaV'=FV2L3=1526.26 N×79.5mm=121337.67N·mmA-A面左側(cè)Ma= M

45、aH12+MaV2=129125.56 N·mmA-A面右側(cè)Ma'= MaH22+MaV'2=129124.77 N·mm圖7d. 畫轉(zhuǎn)矩圖T=281000N·mm(2) 校核軸的強(qiáng)度A-A剖面左側(cè)彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，為危險(xiǎn)截面。該截面抗彎模量為W=0.1d63-btd6-t22d6=0.1×473-14×5.547-5.522×47=8971.52 mm3該截面的抗扭截面模量為WT=0.2d63-btd6-t22d6=0.2×473-14×5.547-5.522×47=19353.82 mm

46、3彎曲應(yīng)力b= MW= 121338.22N·mm8971.52 mm3=13.52 MPaa=b=13.52 MPam=0扭剪應(yīng)力T=TWT=281000N·m19353.82 mm3=14.52 MPa a=m=T2 =7.26MPa調(diào)質(zhì)處理的45鋼，由參考文獻(xiàn)3可以查得b=650 MPa，-1=300 MPa，-1=155 MPa；材料等效系數(shù)=0.2，=0.1。鍵槽引起的應(yīng)力集中系數(shù)可由參考文獻(xiàn)1附表10.3得：K=1.825，K=1.625。查參考文獻(xiàn)1附圖10.1得=0.8，=0.76。查參考文獻(xiàn)1附圖10.1與附表10.2得=0.92。由此，安全系數(shù)計(jì)算如下：

47、S= -1Ka+m=3001.8250.92×0.8×13.52+0.2×0=8.95S=-1Ka+m=1551.6250.92×0.76×7.26+0.1×7.26=8.81S= SSS2+S2=6.28由參考文獻(xiàn)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(qiáng)度滾筒與軸連接處為平鍵連接，擠壓應(yīng)力p=4Tdhl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p=4Tdhl=4×28100047×9&

48、#215;70= 37.96 MPa鍵、軸材料均為45鋼，p= 120150MPa。p< p，故強(qiáng)度滿足需要。(4) 校核軸承強(qiáng)度由參考文獻(xiàn)2查得6209軸承的Cr=52900 N,C0=31800N。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(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P=XFr其中，X為動(dòng)載荷徑向系數(shù)，F(xiàn)r為軸承徑向載荷。由參考文獻(xiàn)1表10.13可知，X=1。則P=XFr= Fr= FR2=1624.21 N(5) 校核軸承壽命軸承在100下工作，fT=1。根據(jù)其載荷性質(zhì)，取fP=1.1。軸承壽命為Lh=10660×n3fTCrPfP3=10660&#

49、215;79.6×1×529001.1×1624.213=5.43×106 h已知減速器使用四年，三班工作制，則預(yù)期壽命為Lh'=8*3*250*4=24000 h軸承壽命很充裕。4.3 草圖第二階段4.3.1 傳動(dòng)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1) 齒輪2結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)齒輪2 齒頂圓直徑da2=181mm，為了減少質(zhì)量和節(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8圖中各尺寸如下：dh=27 mmD11.6dh=1.6×27=43.2 mm取D1=43 mmD2da-10m=181-10×2=161 mm， 為增強(qiáng)齒根部強(qiáng)度，取D

50、2=163 mmc=0.20.3b=0.20.3×45=913.5 mm取c=12mmr=0.5c=0.5×12=6 mmD0=0.5D1+D2=0.5×43+161=102mmd00.25D2-D1=0.25×161-43=29.5 mmL=b=45mm(2) 齒輪3結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)齒輪3 齒頂圓直徑da3=65mm<200 mm，做成實(shí)心式結(jié)構(gòu)。(3) 齒輪4結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)齒輪4 齒頂圓直徑da4=225mm，為了減少質(zhì)量和節(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)，如前圖所示。圖中各尺寸如下：dh=47mmD11.6dh=1.6×

51、47=75.2 mm取D1=77 mmD2da-10m=225-10×2.5=200 mm， 取D2=200mmc=0.20.3b4=0.20.3×75=1522.5 mm取c=20 mmr=0.5c=0.5×20=10 mmD0=0.5D1+D2=0.5×77 +200=138.5 mmd00.25D2-D1=0.25×200-75.2=31.2mm取d0=6 mm4.3.2 軸承端蓋的設(shè)計(jì)采用凸緣式軸承端蓋，結(jié)構(gòu)如下圖所示：圖9(1) 高速軸軸承端蓋設(shè)計(jì)由前面設(shè)計(jì)可知，軸承外徑D=52mm，d3=8mm，D2=D+55. 5d3=9296 mm，取D2=94 mmD0=0.5(D2+D)=0.5×94+52=73mm d1=16mm，b1=12mm(2) 中間軸軸承端蓋設(shè)計(jì)由前面設(shè)計(jì)可知，軸承外徑D=62 mm，d3=8 mm，D2=D+55. 5d3=102106 mm，取D2=104 mm。D0=0.5(D2+D)=0.5×104+62=83mm d1=25 mm，b2=12mm(3) 低速軸軸承端蓋設(shè)計(jì)由前面設(shè)計(jì)可知，軸承外徑D=100mm，d3=8 mm，D2=D+55. 5d3=14014