機械設(shè)計課程設(shè)計-螺旋式輸送機傳動裝置

1、重慶理工大學機械設(shè)計課程設(shè)計刖百減速器的結(jié)構(gòu)隨其類型和要求不同而異。單級圓柱齒輪減速器按其軸 線在空間相對位置的不同分為：臥式減速器和立式減速器。前者兩軸線平 面與水平面平行，如圖1-2-1a所示。后者兩軸線平面與水平面垂直，如圖 1-2-1b所示。一般使用較多的是臥式減速器，故以臥式減速器作為主要介 紹對象。® j-1-111單級圓柱齒輪減速器可以采用直齒、斜齒或人字齒圓柱齒輪。圖1-2-2和圖1-2-3所示分別為單級直齒圓柱齒輪減速器的軸測投影圖 和結(jié)構(gòu)圖。減速器一般由箱體、齒輪、軸、軸承和附件組成。箱體由箱蓋與箱座組成。箱體是安置齒輪、軸及軸承等零件的機座,并存放潤滑油起到潤滑

2、和密封箱體內(nèi)零件的作用。箱體常采用剖分式結(jié)構(gòu) （剖分面通過軸的中心線），這樣，軸及軸上的零件可預先在箱體外組裝好再裝入箱體，拆卸方便。箱蓋與箱座通過一組螺栓聯(lián)接，并通過兩個定 位銷釘確定其相對位置。為保證座孔與軸承的配合要求，剖分面之間不允 許放置墊片，但可以涂上一層密封膠或水玻璃，以防箱體內(nèi)的潤滑油滲出。 為了拆卸時易于將箱蓋與箱座分開，可在箱蓋的凸緣的兩端各設(shè)置一個起 蓋螺釘（參見圖1-2-3 ）,擰入起蓋螺釘，可順利地頂開箱蓋。箱體內(nèi)可存 放潤滑油，用來潤滑齒輪；如同時潤滑滾動軸承，在箱座的接合面上應(yīng)開 出油溝，利用齒輪飛濺起來的油順著箱蓋的側(cè)壁流入油溝，再由油溝通過 軸承蓋的缺口流入軸

3、承（參圖1-2-3 ） o減速器箱體上的軸承座孔與軸承蓋用來支承和固定軸承，從而固定軸 及軸上零件相對箱體的軸向位置。軸承蓋與箱體孔的端面間墊有調(diào)整墊片, 以調(diào)整軸承的游動間隙，保證軸承正常工作。為防止?jié)櫥蜐B出，在軸的 外伸端的軸承蓋的孔壁中裝有密封圈（參見圖 1-2-3 ）。減速器箱體上根據(jù)不同的需要裝置各種不同用途的附件。為了觀察箱體內(nèi)的齒輪嚙合情況和注入潤滑油，在箱蓋頂部設(shè)有觀察孔，平時用蓋板 封住。在觀察孔蓋板上常常安裝透氣塞（也可直接裝在箱蓋上），其作用 是溝通減速器內(nèi)外的氣流，及時將箱體內(nèi)因溫度升高受熱膨脹的氣體排出， 以防止高壓氣體破壞各接合面的密封，造成漏油。為了排除污油和清

4、洗減 速器的內(nèi)腔，在減速器箱座底部裝置放油螺塞。箱體內(nèi)部的潤滑油面的高 度是通過安裝在箱座壁上的油標尺來觀測的。為了吊起箱蓋，一般裝有一 到兩個吊環(huán)螺釘。不應(yīng)用吊環(huán)螺釘?shù)踹\整臺減速器，以免損壞箱蓋與箱座 之間的聯(lián)接精度。吊運整臺減速器可在箱座兩側(cè)設(shè)置吊鉤 （參見圖1-2-3 ）目 錄一、設(shè)計任務(wù)書4 二、電動機的選擇6 三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)8四、傳動件的設(shè)計計算12五、軸的設(shè)計計算22六、箱體的設(shè)計30七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算32八、滾動軸承的選擇及計算34九、聯(lián)連軸器的選擇35十、減速器附件的選擇36H一、潤滑與密封36十二、設(shè)計小結(jié)36十三、參考資料目錄38一、機械設(shè)計課程設(shè)

5、計任務(wù)書題目：設(shè)計一用于螺旋輸送機上的單級圓柱齒輪減速器。工 作有輕振，單向運轉(zhuǎn)，兩班制工作。減速器小批生產(chǎn)，使用期限 5年。輸送機工作轉(zhuǎn)速的容許誤差為5%。（一）、總體布置簡圖螺旋輸送機開式圓錐齒輪傳動（二）、工作情況：工作有輕振，單向運轉(zhuǎn)（三）、原始數(shù)據(jù)輸送機工作軸上的功率P （kW） : 4.5輸送機工作軸上的轉(zhuǎn)速n （r/min） : 90輸送機工作轉(zhuǎn)速的容許誤差（） ： 5使用年限（年）：5工作制度（班/日）：2（四）、設(shè)計內(nèi)容1.電動機的選擇與運動參數(shù)計算;2. 斜齒輪傳動設(shè)計計算3. 軸的設(shè)計4. 滾動軸承的選擇5. 鍵和連軸器的選擇與校核；6. 裝配圖、零件圖的繪制7. 設(shè)計計

6、算說明書的編寫（五）、設(shè)計任務(wù)1 .減速器總裝配圖一張2 .輸出軸及其輸出軸上齒輪零件圖各一張3 .設(shè)計說明書一份（六）、設(shè)計進度1、 第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算2、 第二階段：軸與軸系零件的設(shè)計3、 第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫計算及說明結(jié)果二、電動機的選擇1、電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，具結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。2、電動機容量選擇：電動機所需工作功率為：式(1): Pd=pw

7、/ 4 a (kw)由電動機至輸送機的傳動總效率為：“總=T1 Xi24 X“3 XX刀5根據(jù)機械設(shè)計課程設(shè)計P 10表2-2式中：邛、乎、刀3、中、中分別為聯(lián)軸器1、滾動軸承(一對)、圓柱直齒輪 傳動、聯(lián)軸器2和圓錐齒輪傳動的傳動效率。取 “ 1=0.99,42 = 0.99， 43 = 0.97, 44 = 0. 9 9、45 = 0.93則:“總=0.99 X0.99 4X0.97 X0.99 X0.93=0.85所以：電機所需的工作功率：Pd = P W/q總=4.5/ 0.85=5.3 (kw)“總=0.85Pd=5.3(kw)計算及說明結(jié)果3、確定電動機轉(zhuǎn)速輸送機工作軸轉(zhuǎn)速為：n

8、w=【（1-5%）（1+5%）】 X90r/min= 85.5 94.5 r/min根據(jù)機械設(shè)計課程設(shè)計P 10表2-3推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I '=36。取開式圓錐齒輪傳動的傳動比I1 ' = 23。則總傳動比理論范圍為：Ia' = I' xii'=6 18。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范為Nd' = Ia' x nw=（6 18） X90=540 1620 r/minn w =85.5 94.5r/minNd二 5301620r/min則符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：750、1000和1500r/min根據(jù)容量和轉(zhuǎn)

9、速，由相關(guān)手冊查出三種適用的電動機型號：（如 下表）方案電動機型號額定功率電動機轉(zhuǎn)速（r/min）電動機重量（N）參考價格傳動裝置傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比V帶傳動減速器1Y132S-45.515001440650120018.63.55.322Y132M2-65.51000960800150012.422.84.443Y160M2-85.5750720124021009.312.53.72綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格計算及說明結(jié)果重慶理工大學機械設(shè)計課程設(shè)計和圓錐齒輪帶傳動、減速器傳動比，可見第 2方案比較適合。中心高H外形尺寸L X (AC/2+AD) XHD底角安裝尺寸

10、 AXB地腳螺栓孔直徑 K軸伸尺寸D XE裝鍵部位尺寸 FXGD132520 X 345 X315216 X1781228 X8010 X41此選定電動機型號為 Y132M2-6 ,其主要性能:電動機主要外形和安裝尺寸FP三、C口計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（一）確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n1、可得傳動裝置總傳動比為:ia= n m/ n w=960/90 =10.67ii重慶理工大學機械設(shè)計課程設(shè)計ia=10.67計算及說明結(jié)果總傳動比等于各傳動比的乘積分配傳動裝置傳動比ia=i 0Xi （式中i。、i分別為開式圓錐齒輪傳動和減速器的傳動

11、比）2、分配各級傳動裝置傳動比：根據(jù)指導書P10表2-3 ,取io=3 （圓錐齒輪傳動i=23）因為：ia = ioxi所以：i=ia/io= 10.67/3= 3.56四、傳動裝置的運動和動力設(shè)計：io=3將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為I軸，n軸，以及io，ii,為相鄰兩軸間的傳動比邛1,印2,為相鄰兩軸的傳動效率Pi, Pn,為各軸的輸入功率（KW）i = 3.56Ti, Tn,為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩（N m）n I ,n ,為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩（r/min ）可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù)41計算及說明結(jié)果1、運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算(1)計算各軸的轉(zhuǎn)速：I 軸:

12、n I = nm =960 (r/min )II 軸：n H = n I / i=960/3.56=269.66r/minIII 軸:n m = n n螺旋輸送機：nIV= n m/i 0=269.66/3=89.89 r/min(2)計算各軸的輸入功率：I 軸：P I =Pd x 配1 =Pd x n1=5.3 X0.99=5.247 (KW)II 軸：PH = P I Xr12= P I 乂修乂術(shù)=5.247 X0.99 X0.97=5.04 (KW)III 軸：Pm = PH “23= P II “2 M=5.04 X0.99 X0.99=4.94 (KW)n I =960(r/min

13、)n m = n n=269.66螺旋輸送機軸：PIV= P出刀2刀5=4.54 (KW)r/minnIV=89.89r/minP I =5.247(KW)P n =5.04(KW)P m =4.94(KW)PIV=4.54(KW)計算及說明結(jié)果(3)計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩為：Td=9550 Pd/nm=9550 X5.3/960=52.72 N mI 軸：TI = Td 701= Td 71=52.72 X0.99=52.2 N mII 軸： TH = T I i 712= T I i 72 73=52.2 X3.56 X0.99 X0.97=178.45N mIII 軸：T

14、m = TH -r2 t4=174.9 N m螺旋輸送機軸：TIV = T m i0 72 75=483.1N m(4)計算各軸的輸出功率：由于Im軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：故：P' I =P I X 刀軸承=5.247 X0.99=5.2KWP' H = P H X 常由承=5.04 X0.99=5.0KWP' m= P m X刀軸承=4.94 X0.99=4.9KW(5)計算各軸的輸出轉(zhuǎn)矩：由于Im軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則：丁 I = T I X 刀軸承=52.2 X0.99=51.68N m丁 H = T H X 刀軸承= 178.

15、45 X0.99= 176.67N m丁 m = T HIX 刀軸承=174.9 X0.99= 173.15N mTd =52.72 N mT I =52.2N mTII=178.4 5N mTm =174.9 N mTIV=483.1N mP ' I5.2KWPII=5.0KWPIII=4.9KWV I=51.68N mT ，II=176.67N mT' III=173.15N m計算及說明結(jié)果綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下:軸名功效率P (KW)轉(zhuǎn)矩T (N m )轉(zhuǎn)速nr/min傳動比i效率刀輸入輸出輸入輸出電動機軸5.352.7296010.99I軸5.255.252.251.

16、689600.963.56II軸5.045.0178.45176.67269.660.98田軸4.944.9174.9173.15269.6630.92輸送機軸4.544.50483.1478.2789.89四、傳動件的設(shè)計計算(一)、減速器內(nèi)傳動零件設(shè)計(1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。選擇小齒車材料為40Cr (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 o齒輪精度初選8級(2)、初選主要參數(shù)Z1=21, u=3.6Z2=Z 1 u=21 X3.6=75.6 取 Z2=76Z1=21Z2=76計 算 及

17、說明由表10-7選取齒寬系數(shù) M = = 0.5 (u+1 )皿=1.15(3)按齒面接觸疲勞強度計算計算小齒輪分度圓直徑2*>3 2kT1 u+1 ZeZhd 1t >3-V Gd u U (Th)確定各參數(shù)值1)試選載荷系數(shù)K=1.32)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=9.55 X106xP/n 1=9.55 x106x5.2/960=5.17 X104N mm3)材料彈性影響系數(shù)由機械設(shè)計表 10-6取ZE=189.8 x/M鬲4)區(qū)域系數(shù)ZH=2.55)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限M而1 =600MPa ;大齒輪的接觸疲勞強度極限«Hlim2

18、=550MPa。6)由式10 13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 =60n1jLh =60 X960 X1 X (2X8X300 X5) = 1.382 X109N2 =N1/3.6 =3.84 X108楨=1.15T1=5.17 X104N mm7)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1 =0.93; KHN2 = 0.97N1 = 1.382X109N2 = 3.84X108計算及說明結(jié)果-I3一 一一 一 4 一1.3 5.17 10 4.6(T H1 =558MPa(T H2 =533.5MPav=冗d1260 1000冗 49.06 96060 1000=2.5m/s8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力

19、取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,由式（10 12）得KHN1 * oH1 =s=0.93 X600MPa =558MPaKHN2 * 6Hlim 2oH2 =S= 0.97 X550MPa = 533.5MPa（4）、計算1）試算小齒輪分度圓直徑d1t ,代入出中較小值22.5 189.8! =49.06mm533.52）計算圓周速度3）計算齒寬b及模數(shù)mtb= (|)d*d1t=1 X49.76mm=49.06mm, d1t 49.06 o ”d1t >49.06 mmmt= 一=2.33 mmZi21h=2.25mt=2.25X2.33mm=5.242mm b/h=49.06/5.

20、242=9.3594）計算載荷系數(shù)K已知工作有輕振，所以取 KA=1.25 ,根據(jù)v=2.5m/s,8級精度，由圖10 8查得動載系數(shù)KV=1.08 ;v=2.5m/s b=49.06m mmt=2.33m m h=5.242m mb/h=9.359計算及說明結(jié)果由表104用插值法查得8級精度，小齒輪相對軸承對稱布置時，KH斤1.013由圖 10 13 查得 KF 6=1.015直齒輪KH產(chǎn)KF a=1 。故載荷系數(shù)K=KA*KV*KH a*KH B=1.25 X1.08 X1 X1.013=1.3685)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式(10-10a）得d1 =dt、K / Kt

21、= 49.06 . 1.368/1.3 mm=49.90mm6)計算模數(shù)d1 _ 49.9m =mm=2.37 mm乙 21(5)按齒根彎曲強度設(shè)計由式(10 5)得彎曲強度的設(shè)計公式為、3 2KT YfhYshm_2H7rV 4 dzi卜f1 )確定計算參數(shù)A.計算載荷系數(shù)K=KA*KV*KF a*KFp=1.25 X1.08 X1 X1.015=1.37B.查取齒型系數(shù)由表 10 5 查得 YFa1=2.76 ; YFa2=2.228K=1.819d1=49.90 mmm=2.37mmK=1.37計算及說明結(jié)果C.查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 105 查得 Ysa1=1.56 ; Ysa2=1.7

22、62D.計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限oF1=500Mpa ;大齒輪的彎曲疲勞強度極限產(chǎn)2=380Mpa ;由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN1=0.856 , KFN2=0.892取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 ,由式(10-12 )oF=?旦oF1=428Mpa #2=242.11MPaE.計算大、小齒輪的 鏟弁加以比較YFa1YSa12.76 1.56Fa1 Sa1 =0.01005上 1428YFa2YSa22.228 1.762,=0.01621F 2242.11大齒輪的數(shù)值大。(6)、設(shè)計計算312 1.37 5.17 1041.15 212

23、0.01621 =1.65mm對比計算結(jié)果，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.65弁就近圓整為標準值m=2 mm按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=49.90mm ,算出小齒輪齒數(shù)Z1=d1/m=49.90/2=24.95 取 Z1=25二 f1 =428Mpa0 F 2=242.11MPaYFalYSalL1 一0.01005YFa2YSa2 _FT二0.01621m >1.65mmm=2 mmZ1=25計算及說明結(jié)果5輪齒數(shù)Z2=3.6x25=90Z2=90（7）、幾何尺寸計算a）計算分度圓直徑di=m Z=2 X25=50 mmd2=m Zi=2 X90=180mmb）計算中心距d1=5

24、0a=m -(Z1+Z2) =2 x (25+90 ) /2=115 mmmmc）計算齒輪寬度b= d 1（|）d=50d2=180m取 B2=50mmB1=55mmm（8）、結(jié)構(gòu)設(shè)計大齒輪采用腹板式，如圖10-39 （機械設(shè)計）（二）、減速器外傳動件設(shè)計（1）、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等 級。a=115直齒圓錐齒輪，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小mm齒輪：45鋼。調(diào)質(zhì)處理，齒卸硬度為 230HBS ;大齒輪：45鋼。正火處理，齒面硬度為 190HBS o齒輪精度初選8級（2）、初選主要參數(shù)Z1=26 , u=3Z2=Z1 u=26 X3=72取 = x2 = 0,，= 0

25、.3B2=50mmB1=55mmZ1=26 u=3Z2=72計算及說明結(jié)果(3)確定許用應(yīng)力A:確定極限應(yīng)力5lim和。Flim齒面硬度：小齒輪按 230HBs ,大齒輪按190HBs查圖 10-21 得。Hlim1=580Mpa, OHlim2 =550 MpaliF 圖 10-20 彳導0'Flim1 =450Mpa,0>lim2 =380MpaB：計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N,確定壽命系數(shù)kHN,kFNNi=60n 3jLh =60 X269.66 X1 x (2X8X300 X5) =3.883108N2=N i/u=3.883 X108/3=1.294 X108查圖 1019

26、得 kHNi=0.96,k HN2 =0.98C:計算接觸許用應(yīng)力取 SH min = 1SF min = 1.4Ni=3.883由許用應(yīng)力接觸疲勞應(yīng)力公式X108°"hikHN1 X (Th lim1SH= 556.8MPakHN2x(7Hlim 2 = 539MPaSHN2=1.294X108查圖10-18 得 kFE1=0.89kFE2=0.91(tf lim 1 kFE1 450 0.89Sf1.4=286.07MPa(tf lim 2 kFE2 380 0.91SF1.4= 247MPa初步計算齒輪的主要尺寸【口5566詆1“磯叫l(wèi) 三統(tǒng)m監(jiān)：產(chǎn)247即R計算及說

27、明結(jié)果因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算按式（10 26）試算，即dt >2.92確定各參數(shù)值1）試選載荷系數(shù)K=1.32）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=9.55 X106 xp/n 3=9.55 X106X4.9/269.66=1.74 xio4n mm3）材料彈性影響系數(shù)由機械設(shè)計表 10-6取ZE=189.8 'Mpa4）試算小齒輪分度圓直徑 d1tdt >2.92KtT24 R(1 。5(|) R)u321.31.74104'189.8、2.92/:V0.3 «1 -0.5X0.3)父3 '工 539 )=47.53

28、mm5）計算圓周速度T1=1.74 X104N mmv=d dE260 1000冗 47.53 269.6660 1000=0.671m/s因為有輕微震動，查表 10-2得KA=1.25。根據(jù)v=0.67m/s,8 級精度，由圖10 8查得動載系數(shù) KV=1.03 ;dt47.53mm v=0.671m/s計算及說明結(jié)果故載荷系數(shù)K=KA*KV*KH a*KH B=1.25 X1.03 X1 X1.2=1.5456)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式(1010a）得3K=1.545d1= dt K/Kt = 47.53 .1.545/1.3 mm=50.34mm二、二= J 150.3

29、4=42.789 mm7)計算大端模數(shù)mZi50.34mm=1.94 mm26(5)、齒根彎曲疲勞強度設(shè)計d 1=50.34mm由式（1023）4KTYFaYSa 3 R（1 0.5小 R）2z12Mu2 +1If 確定計算參數(shù)1 )計算載荷系數(shù)由表 10-9 查得 KH 山e=1.25 則 Kf3=1.5 KHPbe =1.875K=KAKVKF aKFB=1.25 X1.03 X1 X1.875=2.4142)齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)dm1=42.789mmm=1.94K=2.414重慶理工大學機械設(shè)計課程設(shè)計計 算 及 說明結(jié)果43因為齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)按當量齒數(shù).二算。其中cos、:

30、260.9572% =二22532查表 10-5齒形系數(shù) YFa1=2.57 ; YFa2=2.06應(yīng)力修正系數(shù) Ysa1=1.60 ; Ysa2=1.973）計算大、小齒輪的 管弁加以比較YfaiYst2.57 1.60,=0.01437L 286.07YFa2YSa22.06 1.97Fa2 Sa2 = =0.01643If 2247大齒輪的數(shù)值大。4）設(shè)計計算3, m n > I4KTYFaYsa'（M1 -0.5小 R）2z2 Ju2 + 1 L4 2.414 1.74 1040.3 M （1-0.5 M 0.3 2 M 262 m432 +10.01643=1.812對

31、比計算結(jié)果，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.812弁就近圓整YFaYsa1為標準值m=2 mm按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑0.01437d1=50.34mm ,算出小齒輪齒數(shù)Z1=d1/m=50.34/2=25.17取 Z1=25重慶理工大學機械設(shè)計課程設(shè)計YFa2YSa2 _FT =0.01643mn >1.812Z1=25計算及說明結(jié)果大齒輪齒數(shù)Z2=3x25=75（7）、幾何尺寸計算1 ）計算分度圓直徑di=m Z=2 X25=50 mmd2=m Zi=2 X75=150mm2）計算錐距R= J （叫2 + （%2 =diiu2!=79.06 2223）計算齒輪寬度b= R -=79

32、.06x0.3=23.7取 B2=30mmB1=25mm五、軸的設(shè)計計算（一）、減速器輸入軸（I軸）1、初步確定軸的最小直徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217-255HBS軸的輸入功率為 Pi=5.25 KW轉(zhuǎn)速為 nI= 960r/min根據(jù)課本 P370 （15-2 ）式，弁查表15-3 ,取A0=115P/5.25d>A0 Th =115W 宣=20.26mm2、求作用在齒輪上的受力Z2=75d1=50 mmd2=150 mmR=79.06b=23.7B2=30mmB1=25mmd>20.26mm45重慶理工大學機械設(shè)計課程設(shè)計51Ft1=2067.2NFr1=752.4N1 235

33、61, 5滾動軸承2一軸3齒輪軸的輪齒段 6密封蓋因已知道小齒輪的分度圓直徑為d 1 =50mm一2T而Ftl=2067.2NdFr1 =Ft tanan=752.4N圓周力Ft1 ,徑向力Fr1的方向如下圖所示。3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）擬定軸上零件的裝配方案7軸承端蓋8一軸端擋圈 9一半聯(lián)軸器2）確定軸各段直徑和長度1從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接， 則軸應(yīng)該增加5%,取=22 mm ,根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩Tc=KaXTi = 1.3 X52.2=67.86 Nm ,查標準 GB/T 5014 1986 ,選用 YL6 型凸 緣聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=52mm,軸段長L1=50mm

34、2右起第一段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑D1=24m mLi=50m m取30 mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30mm ,故取該段長為L2=74mmg右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用 6207型軸承，其尺寸為dxDXB=35 X72 X17 ,那么該段的直 徑為35mm ,長度為L3=20mm4右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩，其直徑應(yīng)小于滾動 軸承的內(nèi)圈外徑，取 D4=0)45mm ,長度取L4= 22.5mm©右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為

35、54mm ,分度圓直徑為50mm ,齒輪的寬度為 55mm ,則， 此段的直徑為 D5= O54mm ,長度為L5=55mm6右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩，其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取 D6=0)45mm 長度取L6= 22.5mmC右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=35mm ,長度 L7=20mm4、求軸上的的載荷1 )根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝 位置，建立力學模型。水平面的支反力： Ra=R B=Ft/2 =1033.6ND2=30m mL2=74mmD3=35m mL3=20mmD4=45mmL4=22.5mm垂直面的支反力：由于選用深溝球

36、軸承則Fa=0D5=54mmL5=55mmD6=45mmL6= 22.5mmD7= 35mm , L7=18mmRa=Rb重慶理工大學機械設(shè)計課程設(shè)計=1033.6N計算及說明結(jié)果#重慶理工大學機械設(shè)計課程設(shè)計55那么 Ra' =Rb'=Fr/2=376.2N2)作出軸上各段受力情況及彎矩圖工49. 61N. m RA' =RB376.2 NI 18. 06N. n!LrfrT| Tthj52.3ON. n；3)判斷危險截面弁驗算強度d右起第四段剖面c處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面 C為危險截面。已知MeC2=70.36Nm ,由課本表15-1有：0

37、-1 =60Mpa 則：計 算 及 說明oe= M eC2/W= M eC2/(0.1 D43)=70.36 X1000/(0.1 X453)=7.72< e 2右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截 面：oe= M D/W= M D/(0.1 D13)=35.4 X 1000/(0.1 X243)=25.61 Nm< e 所以確定的尺寸是安全的。(二)、減速器輸出軸(II軸)1、初步確定軸的最小直徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217-255HBS軸的輸入功率為 Pi=5.04KW轉(zhuǎn)速為 nI= 269.66r/min根據(jù)課本 P370 (15-2 )式，弁查表15-3 ,

38、取A0=115d'A0 3 =115M 3/ 504 1 _30.52mm .nz 269.662、求作用在齒輪上的受力因已知道大齒輪的分度圓直徑為d2=180mm一2T而Ft1= 2T=1963NdFr1=Ft tanan=714.5N圓周力Ft1 ,徑向力Fr1的方向如下圖所示。d30.52mmFt1=1963NFr1=714.5N計 算 及 說明3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）擬定軸上零件的裝配方案1 , 5滾動軸承 2一軸 3齒輪 4一套筒 6一密封蓋7一鍵 8一軸承端蓋9一軸端擋圈 10半聯(lián)軸器2）確定軸各段直徑和長度。從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接， 則軸應(yīng)該增加5%

39、 ,取32 mm，根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩Tc=K AXTn =1.3 X178.45=231.99 N.m ,查標準 GB/T 5014 1985 ,選用 HL2 型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=82mm,軸段長 Li =80mm（2右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取40 mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30mm ,故取該段重慶理工大學機械設(shè)計課程設(shè)計長為 L2=74mm3右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則D1=32m mL1=80D2= 40mmL2=74mm計算及說明結(jié)果軸承有徑向力，而軸向力為零，選用

40、6209型軸承，其尺 寸為dXDXB=45 X85 X19,那么該段的直徑為 45mm ,長度 為 L3=41mm4右起第四段，該段裝有齒輪，弁且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑 要增加5%,大齒輪的分度圓直徑為180mm ,則第四段的直徑 取50mm,齒輪寬為b=50mm ,為了保證定位的可靠性， 取軸 段長度為L4=48mm5右起第五段，考慮齒輪的軸向定位，定位軸肩，取軸肩的直徑為 D5= d>56mm ,長度取L5=6mm6右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩，其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取 D6=O)60mm 長度取L6= 20mm起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=45mm

41、,長度 L7=19mm4、求軸上的的載荷1 )根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝 位置，建立力學模型。水平面的支反力： RA=RB=Ft/2 =981.5N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么 Ra' =Rb' =Fr/2=357.25ND3=45mmL3=41mmD4=50mmL4=48mmD5=56mmL5=6mm4) 作出軸上各段受力情況及彎矩圖D6=60mmL6=20mmD7=45mm ,L7=19mmRA=RB=Ft/2=981.5NRA' =RB '=357.25N計算及說明結(jié)果叫5磯巾6。泗，m |鏟0 口限£

42、孫5) 判斷危險截面弁驗算強度d右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相 差不大，所以剖面 C為危險截面。已知MeC2=i21.83Nm ,由課本表15-1有：0-1 =60Mpa 則：oe= M eC2/W= M eC2/(0.1 D43)59計算及說明結(jié)果=124.83 X1000/(0.1 X503)=9.75< 田2右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截 面：oe= M D/W= M D/(0.1 D13)=106 X1000/(0.1 X323)=32.35Nm< b 所以確定的尺寸是安全的。六、箱體的設(shè)計1 .窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看

43、到傳動零件嚙合 處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側(cè)間隙，了 解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔上有蓋 板，以防止污物進入機體內(nèi)和潤滑油飛濺出來。2 .放油螺塞減速器底部設(shè)有放油孔，用于排出污油，注油 前用螺塞賭注。3 .油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油 標有各種結(jié)構(gòu)類型，有的已定為國家標準件。4 .通氣器減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內(nèi)溫度升 高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在 機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內(nèi)熱漲氣自 由逸出，達到集體內(nèi)外氣壓相等，提高機體有縫隙處的 密封性能。計 算 及 說明5 .啟蓋螺釘機蓋與機座結(jié)合面上常涂有水玻璃

44、或密封膠， 聯(lián)結(jié)后結(jié)合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣 上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺 釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于 拆卸端蓋。對于需作軸向調(diào)整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋 螺釘，將便于調(diào)整。6 .定位銷為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用 螺栓聯(lián)結(jié)后，鏈孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠 些。如機體結(jié)構(gòu)是對的，銷孔位置不應(yīng)該對稱布置。7 .調(diào)整墊片調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調(diào)整 軸承間隙。有的墊片還要起調(diào)整傳動零件軸向位置的作 用8 .環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊 環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。9 .密封裝置在伸出軸與

45、端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內(nèi)。密封件多為標準 件，其密封效果相差很大，應(yīng)根據(jù)具體情況選用。箱體結(jié)構(gòu)尺寸選擇如下表：重慶理工大學機械設(shè)計課程設(shè)計計算及說明結(jié)果名稱符號尺寸（mm）機座壁厚io機蓋壁厚討io機座凸緣厚度bi5機蓋凸緣厚度b ii5機座底凸緣厚度b 225地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數(shù)目n4軸承為聯(lián)結(jié)螺栓直徑dii6機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d2i2軸承端蓋螺釘直徑d3io窺視孔蓋螺釘直徑d48定位銷直徑d8df, di, d2至外機壁距離Ci28, 24, 20df,d i, d2至凸緣邊緣距離C224, 20 , i6軸承旁凸臺半徑Rii2, 8凸臺高度

46、h根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準外機壁至軸承座端面距離li3561重慶理工大學機械設(shè)計課程設(shè)計大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離12齒輪端面與內(nèi)機壁跑離20機蓋、機座肋厚m 1 ,m28, 8軸承端蓋外徑D290, 105軸承端蓋凸緣厚度t10軸承旁聯(lián)接螺栓距離S盡量靠近，以 Md1和Md2互/、十涉為準，一般 S=D 2七、 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1.輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑 d3=50mmL3=48mmTn=178.45Nm查手冊選用A型平鍵A 鍵 16x10 GB1096-2003 L=L i-b=48-16=32mm根據(jù)課本（6-1 ）式得計算及說明結(jié)果印=4 T/(d h

47、L)=4 X176.67 X1000/ (16x10x32) =138.02Mpa < 洞(150Mpa)2 .輸入軸與聯(lián)軸器1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 軸徑 d2=24mmL2=50mmTi=51.68N m查手冊選C型平鍵GB1096-2003B 鍵 8X7 GB1096-79l=L 2-b=50-8-2=40mmh=7mm印=4 T" (d h 卜)=4 X51.68 X1000/ (8X7X40) =92.28Mpa < 8(150Mpa)3 .輸出軸與聯(lián)軸器2聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 軸徑 d2=32mmL2=80mmTi =176.67N m查手冊選C型平鍵GB1096-20

48、03C 鍵 10x8 GB1096-79l=L 2-b=80-10=70mmh=8mm印=4 Ti/ (d h 卜)=4 X176.67 X1000/ (10x8 x70) =126.2Mpa < 印(150Mpa)63重慶理工大學機械設(shè)計課程設(shè)計計算及說明結(jié)果八、滾動軸承的選擇及計算65根據(jù)條件，軸承預計壽命Lh = 2X8X300 X5=24000 小時1 .輸入軸的軸承設(shè)計計算(1)初步計算當量動載荷P因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=752.4N(2)求軸承應(yīng)有的徑向基本額定載荷值C'=fd P/60 n(ft1061.2 752.4 /八6096

49、0106124000),= 10057.91N(3)選擇軸承型號選擇 6207 軸承 Cr=19.8KN106 ftC e1061父 19800 3Lh =(一H =x()3 =183097.72400060n fdP60 960 1.2 752.4預期壽命足夠此軸承合格2 .輸入軸的軸承設(shè)計計算(1)初步計算當量動載荷 P因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=714.5N重慶理工大學機械設(shè)計課程設(shè)計(2)求軸承應(yīng)有的徑向基本額定載荷值-160 269.66£二 24000)£106-1 一 _ 一C,=fd_± (雪Lh)，上色竺父(ft10

50、61= 6255.23N(3)選擇軸承型號選擇 6209 軸承 Cr=24.5KN73Lh60：(皆106/ 1 24500 、3/()60 269.661.2 714.5=738329.12 24000預期壽命足夠此軸承合格九、聯(lián)連軸器的選擇(1 )類型選擇由于兩軸相對位移很小，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，且結(jié)構(gòu)簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器或凸緣聯(lián)軸器。(2)載荷計算計算轉(zhuǎn)矩 TC2=KA XT II =1.3 X176.67=229.67Nm,TC1=KA XTII=1.3 X51.68=67.19Nm ,其中KA為工況系數(shù)，KA=1.3(3)型號選擇根據(jù)TC2,軸徑d2 ,軸的轉(zhuǎn)速n2 ,查標準GB/T 5014 1985 ,輸出軸選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，具額定轉(zhuǎn)矩T=315Nm,許用轉(zhuǎn)速n=5600r/m , 故