設(shè)計一用于帶式運輸機上圓錐圓柱齒輪減速器

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上第一章 設(shè)計任務(wù)書1.1 設(shè)計題目設(shè)計一用于帶式運輸機上的圓錐圓柱齒輪減速器，已知帶式運輸機驅(qū)動卷筒的圓周力（牽引力）F=12000N，帶速v=16cm/s，卷筒直徑D=240mm，輸送機常溫下經(jīng)常滿載，空載起動，工作有輕震，不反轉(zhuǎn)。工作壽命10年（設(shè)每年工作300天），兩班制。1.2 設(shè)計步驟1、 電動機選擇與運動參數(shù)的計算；2、 齒輪傳動設(shè)計計算；3、 軸的設(shè)計；4、 滾動軸承的選擇；5、 鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核；6、 箱體厚度選擇；7、 裝配圖、零件圖的繪制；8、 設(shè)計計算說明書的編寫；1.3設(shè)計任務(wù)1、 繪制減速器裝配圖1張。2、 繪制減速器零件圖2張。3、

2、編寫設(shè)計說明書1份。第二章 傳動方案的選擇方案一方案二比較上面方案一和方案二，區(qū)別在于方案一中電機與減速器錐齒輪之間用了一個聯(lián)軸器聯(lián)接，而方案二中電機與減速器錐齒輪之間用了一個皮帶傳動。若用皮帶傳動則會有一個傳動比，相比于聯(lián)軸器聯(lián)接傳遞效率會降低，而且皮帶易打滑造成傳動不穩(wěn)定。同時聯(lián)軸器有能更好的傳遞扭矩不造成效率的損失，因此選擇方案一。計算與說明主要結(jié)果第三章 電動機的選擇3.1選擇電動機類型 按工作要求和工作條件，查機械設(shè)計課程設(shè)計表2.1選用一般用途的Y112M系列三相異步電動機。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。3.2確定傳動裝置的效率 查機械設(shè)計課程設(shè)計表2-3得： 聯(lián)軸器的效率：1=0.99 一對

3、滾動軸承的效率：2=0.98 閉式圓錐齒輪的傳動效率：3=0.97 閉式圓柱齒輪的傳動效率：4=0.97 開式圓柱齒輪傳動效率：5=0.95 工作機效率：w=0.97 故傳動裝置的總效率3.3選擇電動機的容量 工作機所需功率為1=0.992=0.98w=0.974=0.975=0.953=0.97專心-專注-專業(yè)3.4 電動機額定功率 工作轉(zhuǎn)速： 3.4 確定電動機參數(shù) 選定電機型號為：Y132S-4的三相異步電動機，額定功率Pen=5.5kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=1440r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1500r/min。由機械設(shè)計課程設(shè)計表2-1、表2-2、表2-5查得主要數(shù)據(jù),如下表3.4中心高

4、外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132475×315216×1401238×8010×333.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比總傳動比的計算 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：分配傳動裝置傳動比 由機械設(shè)計課程設(shè)計表2.5可得取開式圓柱齒輪傳動比：ic=5因為是圓錐圓柱齒輪減速器，所以 則低速級的傳動比為 減速器總傳動比 卷筒實際轉(zhuǎn)數(shù)= /i=1440/13.56x5=21.246r/min(21.23-21.246

5、)/21.23=0.13%<5%第四章 計算傳動裝置運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)4.1電動機輸出參數(shù)4.2各軸功率Pw=P3×w×1×22=3.66×0.97×0.99×0.98×0.98 =3.2kW4.3各軸轉(zhuǎn)速 4.4各軸扭矩4.5 各軸數(shù)據(jù)匯總表（表4.5）軸名功率P(kW)轉(zhuǎn)矩T(Nmm)轉(zhuǎn)速(r/min)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸4.0927124.65144010.99軸4.053.9726859.3826322.1924144030.95軸3.853.7776598.9675066.98084804.5

6、20.95軸3.663.59.29.1842106.1950.91工作機軸3.373.3.42.9621.23第五章 減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計算5.1選精度等級、材料及齒數(shù)由選擇小齒輪45(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，大齒輪45(正火(常化)，硬度為190HBS選小齒輪齒數(shù)Z1=24，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=24×3=73。實際傳動比i=3.042壓力角=20°。5.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 5.2.1由設(shè)計計算公式(機械設(shè)計公式10-28)進行試算，即 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)KHT=1.3 2）查機械設(shè)計（第九版）圖10-20選取區(qū)域系數(shù)

7、ZH=2.5 3）選齒寬系數(shù)R=0.3由機械設(shè)計（第九版）圖10-25按齒面硬度查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為： 4）由機械設(shè)計（第九版）表10-5查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa0.5 5）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 6）由機械設(shè)計（第九版）圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)： 7）計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 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 5.2.2 計算 1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，帶入H中較小的值 2）計算圓周速度v 3）計算當量齒寬系數(shù)d 4）計算載荷系數(shù) 查由機械設(shè)計（第九版）表10-2得使用系數(shù)KA=1.25 查機

8、械設(shè)計（第九版）圖10-8得動載系數(shù)KV=1.113 查機械設(shè)計（第九版）表10-3表得齒間載荷分配系數(shù)：KH=1 查機械設(shè)計（第九版）表10-4表得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.42 實際載荷系數(shù)為 5）按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 6）計算模數(shù)5.3確定傳動尺寸實際傳動比大端分度圓直徑齒寬中點分度圓直徑錐頂距為齒寬為 取b=29mm5.4校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為 K、b、m和R同前圓周力為齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa，當量齒數(shù)為：小齒輪當量齒數(shù):大齒輪當量齒數(shù):查機械設(shè)計（第九版）圖10-17,10-18表得：由機械設(shè)計（第九版）圖20-24查得小齒輪和大齒輪的齒根

9、彎曲疲勞極限分別為:由查機械設(shè)計（第九版）圖10-22查得齒形系數(shù)取彎曲疲勞系數(shù)：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.7，得許用彎曲應(yīng)力故彎曲強度足夠。5.5計算錐齒輪傳動其它幾何參數(shù) 并備錄. （1）計算齒根高、齒頂高、全齒高及齒厚 （2）計算齒頂圓直徑 （3）計算齒根圓直徑 （4）計算齒頂角 a1=a2=atan(ha/R)=1°29'26" （5）計算齒根角 f1=f2=atan(hf/R)=1°51'47" （6）計算齒頂錐a1=1+a1=19°41'24" a2=2+a2=73°17'29&q

10、uot; （7）計算齒根錐角 f1=1-f1=16°20'9" f2=2-f2=69°56'15"第六章 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計計算6.1選精度等級、材料及齒數(shù)由選擇小齒輪45(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，大齒輪45(正火(常化)，硬度為190HBS選小齒輪齒數(shù)Z1=23，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=23×4.52=104。實際傳動比i=4.522壓力角=20°。6.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計6.2.1由式試算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中的各參數(shù)值試選載荷系數(shù)KHt=1.3選取齒寬系數(shù)d=1由機械設(shè)計（

11、第九版）圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46查機械設(shè)計（第九版）表10-5得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa由式計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z計算接觸疲勞許用應(yīng)力H由機械設(shè)計（第九版）圖10-25圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由機械設(shè)計（第九版）圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)：取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即H=517MPa2）試算小齒輪分度圓直徑6.2.2調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度齒寬b2）計算實際載荷系數(shù)KH查機械設(shè)計（第九版）表10-2表得使用系數(shù)KA=1.2

12、5查機械設(shè)計（第九版）圖10-8得動載系數(shù)Kv=1.077齒輪的圓周力。查機械設(shè)計（第九版）圖10-8得齒間載荷分配系數(shù)：KH=1.4查機械設(shè)計（第九版）表10-4得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.442 實際載荷系數(shù)為3）按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑4）確定模數(shù)6.3確定傳動尺寸計算中心距計算小、大齒輪的分度圓直徑 計算齒寬 取B1=75mm B2=70mm6.4校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為 K、T、m和d1同前齒寬b=b2=70齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa：查機械設(shè)計（第九版）表10-17表得：得重合度系數(shù)Y=0.685查機械設(shè)計（第九版）圖20-24c得小齒輪和大齒輪的

13、齒根彎曲疲勞極限分別為:由機械設(shè)計（第九版）圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應(yīng)力故彎曲強度足夠。6.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 計算齒頂高、齒根高和全齒高計算小、大齒輪的齒頂圓直徑計算小、大齒輪的齒根圓直徑開式圓柱齒輪傳動設(shè)計計算，有傳動比與扭矩可以根據(jù)上面的計算計算出開式齒輪的參數(shù)（這里就不詳細計算）第七章 軸的設(shè)計7.1高速軸設(shè)計計算已經(jīng)確定的運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=1440r/min；功率P=4.05kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=26859.38Nmm軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力選用45，調(diào)質(zhì)處理，硬度為217255HBS，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa

14、按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故根據(jù)機械設(shè)計（第九版）表15-3取A0=112。由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%查機械設(shè)計課程設(shè)計表4.41可知標準軸孔直徑為30mm故取d1=30軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計a.軸的結(jié)構(gòu)分析高速軸設(shè)計成普通階梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，軸伸出端安裝聯(lián)軸器，選用普通平鍵，A型，b×h=8×7mm(GB/T 1096-2003)，長L=63mm；定位軸肩直徑為35mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.初步確定軸的直徑和長度 第1段：d1=30

15、mm，L1=80mm 第2段：d2=35mm（軸肩），L2=44mm 第3段：d3=40mm（與軸承內(nèi)徑配合），L3=18mm 第4段：d4=47mm（軸肩），L4=77mm 第5段：d5=40mm（與軸承內(nèi)徑配合），L5=18mm 第6段：d6=35mm（與主動錐齒輪內(nèi)孔配合），L6=47mm彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強度校核a.畫高速軸的受力圖如圖所示為高速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計算作用在軸上的力（d1為齒輪1的分度圓直徑）小錐齒輪所受的圓周力小錐齒輪所受的徑向力小錐齒輪所受的軸向力第一段軸中點到軸承中點距離La=93mm，軸承中點到齒輪中點距離Lb=95mm，齒輪受力中點到軸承中點

16、距離Lc=41.5mm c.計算作用在軸上的支座反力軸承A在水平面內(nèi)的支反力軸承B在水平面內(nèi)的支反力軸承A在垂直面內(nèi)的支反力軸承B在垂直面內(nèi)的支反力軸承A的總支承反力為：軸承B的總支承反力為：d.繪制水平面彎矩圖截面A在水平面內(nèi)彎矩截面B在水平面內(nèi)彎矩截面C在水平面內(nèi)彎矩e.繪制垂直面彎矩圖截面B在垂直面內(nèi)彎矩截面B處合成彎矩截面C處合成彎矩g.繪制扭矩圖h.計算當量彎矩圖截面A處當量彎矩截面B處當量彎矩截面C處當量彎矩截面C處當量彎矩i.校核軸的強度其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 最大彎曲應(yīng)力為 剪切應(yīng)力為 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=

17、0.6，則當量應(yīng)力為查表得45，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，e<-1b，所以強度滿足要求。7.2中間軸設(shè)計計算已經(jīng)確定的運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=480r/min；功率P=3.85kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=76598.96Nmm軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力選用45，調(diào)質(zhì)處理，硬度為217255HBS，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，根據(jù)機械設(shè)計（第九版）表15-3故取A0=115。由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標準直徑dmin=25mm設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖a

18、.軸的結(jié)構(gòu)分析由于齒輪3的尺寸較大，其鍵槽底到齒根圓距離x遠大于2，因此設(shè)計成分離體，即齒輪3安裝在中速軸上，中速軸設(shè)計成普通階梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸軸上齒輪3、齒輪2及兩個軸承。與軸承相配合的軸徑需磨削。兩齒輪之間以軸環(huán)定位；兩齒輪的另一端各采用套筒定位；齒輪與軸的連接選用普通平鍵，A型。聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的長度和直徑。第1段：d1=25mm（與軸承內(nèi)徑配合），L1=30mm（由軸承寬度和齒輪與箱體內(nèi)壁距離確定）第2段：d2=31mm（與小錐齒輪內(nèi)孔配合），L2=73mm（比小錐齒輪輪轂寬度小2mm，以保

19、證齒輪軸向定位可靠）第3段：d3=41mm（軸肩），L3=19mm第4段：d4=31mm（與大錐齒輪內(nèi)孔配合），L4=54mm（比大錐齒輪輪轂寬度小2mm，以保證齒輪軸向定位可靠）第5段：d5=25mm（與軸承內(nèi)徑配合），L5=30mm（由軸承寬度和齒輪與箱體內(nèi)彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強度校核a.畫中速軸的受力圖如圖所示為中速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計算作用在軸上的力大錐齒輪所受的圓周力 大錐齒輪所受的徑向力 大錐齒輪所受的軸向力 齒輪3所受的圓周力（d3為齒輪3的分度圓直徑）齒輪3所受的徑向力c.計算作用在軸上的支座反力軸承中點到低速級小齒輪中點距離La=59.5mm，低速級小齒輪中點

20、到高速級大齒輪中點距離Lb=82.5mm，高速級大齒輪中點到軸承中點距離Lc=50mm軸承A在水平面內(nèi)支反力軸承B在水平面內(nèi)支反力軸承A在垂直面內(nèi)支反力軸承B在垂直面內(nèi)支反力軸承A的總支承反力為：軸承B的總支承反力為：d.繪制水平面彎矩圖截面A和截面B在水平面內(nèi)彎矩 截面C右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩截面C左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩截面D右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩截面D左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩e.繪制垂直面彎矩圖截面A在垂直面內(nèi)彎矩 截面C在垂直面內(nèi)彎矩截面D在垂直面內(nèi)彎矩f.繪制合成彎矩圖截面A和截面B處合成彎矩 截面C右側(cè)合成彎矩截面C左側(cè)合成彎矩截面D右側(cè)合成彎矩截面D左側(cè)合成彎矩f.繪制扭矩圖 g.繪制當量彎矩圖截面

21、A和截面B處當量彎矩 截面C右側(cè)當量彎矩截面C左側(cè)當量彎矩截面D右側(cè)當量彎矩截面D左側(cè)當量彎矩h.校核軸的強度因軸截面D處彎矩大，同時截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險截面。其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 最大彎曲應(yīng)力為 剪切應(yīng)力為 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當量應(yīng)力為查表得45，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，e<-1b，所以強度滿足要求。7.3低速軸設(shè)計計算已經(jīng)確定的運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)轉(zhuǎn)速n=106.19r/min；功率P=3.66kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=.29Nmm軸的

22、材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力選用45，調(diào)質(zhì)處理，硬度為217255HBS，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，根據(jù)機械設(shè)計（第九版）表15-3故取A0=112。由于最小軸段直徑截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7%查表可知標準軸孔直徑為40mm故取dmin=40mm設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖a.軸的結(jié)構(gòu)分析低速軸設(shè)計成普通階梯軸，軸上的齒輪、一個軸承從軸伸出端裝入和拆卸，而另一個軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用A型鍵，b×h=12×8mm(GB/T 1096-2003)，長L=90mm；定位軸肩直徑為45

23、mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的長度和直徑。第1段：d1=40mm，L1=110mm第2段：d2=45mm（軸肩），L2=60mm（軸肩突出軸承端蓋20mm左右）第3段：d3=50mm（與軸承內(nèi)徑配合），L3=20mm（軸承寬度）第4段：d4=57mm（軸肩），L4=81.5mm（根據(jù)齒輪寬度確定）第5段：d5=67mm（軸肩），L5=12mm第6段：d6=57mm（與大齒輪內(nèi)孔配合），L6=68mm（比配合的齒輪寬度短2mm，以保證齒輪軸向定位可靠）第7段：d7=50mm（與軸承內(nèi)徑配合），L7=39.5mm（由軸承寬度和大齒輪斷面

24、與箱體內(nèi)壁距離確定）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強度校核a.畫低速軸的受力圖如圖所示為低速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計算作用在軸上的力齒輪4所受的圓周力（d4為齒輪4的分度圓直徑）齒輪4所受的徑向力c.計算作用在軸上的支座反力第一段軸中點到軸承中點距離La=63.5mm，軸承中點到齒輪中點距離Lb=137.5mm，齒輪中點到軸承中點距離Lc=125mmd.支反力軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBH軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBV軸承A的總支承反力為：軸承B的總支承反力為：e.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示：在水平面上，軸截面A處所受彎矩： 在水平面上，軸截面B處所受彎矩： 在

25、水平面上，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩：在水平面上，軸截面D處所受彎矩： 在垂直面上，軸截面A處所受彎矩： 在垂直面上，軸截面B處所受彎矩： 在垂直面上，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩：在垂直面上，軸截面D處所受彎矩： 截面A處合成彎矩彎矩：截面B處合成彎矩： 合成彎矩，大齒輪所在截面C處合成彎矩為截面D處合成彎矩： 轉(zhuǎn)矩為： 截面A處當量彎矩：截面B處當量彎矩： 截面C處當量彎矩：截面D處當量彎矩：h.校核軸的強度因大齒輪所在軸截面彎矩大，同時截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險截面。其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 最大彎曲應(yīng)力為 剪切應(yīng)力為 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)

26、矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當量應(yīng)力為查表得45，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，e<-1b，所以強度滿足要求。第八章 滾動軸承壽命校核8.1高速軸上的軸承校核軸承型號內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)3020840801863根據(jù)前面的計算，機械設(shè)計課程設(shè)計表5.12選用30208軸承，內(nèi)徑d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm查機械設(shè)計課程設(shè)計表5.12，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.37。當Fa/Fre時，Pr=Fr；當Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承

27、基本額定動載荷Cr=63kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=48000h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力： 查機械設(shè)計（第九版）表13-5得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查機械設(shè)計（第九版）表13-4可知ft=1，fp=1.2因此兩軸承的當量動載荷如下：取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式由此可知該軸承的工作壽命足夠。8.2中間軸上的軸承校核軸承型號內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)3020525521532.2查機械設(shè)計課程設(shè)計表5.12，得軸承的判斷系數(shù)為e=0.37。當Fa/Fre時，Pr=Fr；當Fa/F

28、r>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承基本額定動載荷Cr=32.2kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=48000h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力： 查機械設(shè)計（第九版）表13-5得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查機械設(shè)計（第九版）表13-4得可知ft=1，fp=1.2因此兩軸承的當量動載荷如下：取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式由此可知該軸承的工作壽命足夠。8.3低速軸上的軸承校核軸承型號內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)3021050902073.2查機械設(shè)計課程設(shè)計表5.12軸

29、承的判斷系數(shù)為e=0.42。當Fa/Fre時，Pr=Fr；當Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa軸承基本額定動載荷Cr=73.2kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=48000h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力： 查機械設(shè)計（第九版）表13-5得X1=0.4，Y1=1.4，X2=1，Y2=0查機械設(shè)計（第九版）表13-4可知ft=1，fp=1.2因此兩軸承的當量動載荷如下：取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式由此可知該軸承的工作壽命足夠。第九章 鍵聯(lián)接設(shè)計計算9.1高速軸與聯(lián)軸器配合處的鍵連接 高速軸與聯(lián)軸器配合處選用A

30、型普通平鍵，查機械設(shè)計（第九版）表6-1得b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003）,鍵長63mm。鍵的工作長度 l=L-b=55mm聯(lián)軸器材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力9.2高速軸與齒輪1配合處的鍵連接 高速軸與齒輪1配合處選用A型普通平鍵，查機械設(shè)計（第九版）表6-1得b×h=10mm×8mm（GB/T 1096-2003）,鍵長28mm。鍵的工作長度 l=L-b=18mm齒輪1材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力9.3中速軸與齒輪2配合處的鍵連接 中速

31、軸與齒輪2配合處選用A型普通平鍵，查機械設(shè)計（第九版）表6-1得b×h=10mm×8mm（GB/T 1096-2003）,鍵長56mm。鍵的工作長度 l=L-b=46mm齒輪2材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力9.4中速軸與齒輪3配合處的鍵連接 中速軸與齒輪3配合處選用A型普通平鍵，查機械設(shè)計（第九版）表6-1得b×h=10mm×8mm（GB/T 1096-2003）,鍵長40mm。鍵的工作長度 l=L-b=30mm齒輪3材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力9.5低速軸與齒

32、輪4配合處的鍵連接 低速軸與齒輪4配合處選用A型普通平鍵，查機械設(shè)計（第九版）表6-1得b×h=16mm×10mm（GB/T 1096-2003）,鍵長56mm。鍵的工作長度 l=L-b=40mm齒輪4材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力低速軸與聯(lián)軸器配合處的鍵連接 低速軸與聯(lián)軸器配合處選用A型普通平鍵，查機械設(shè)計（第九版）表6-1得b×h=12mm×8mm（GB/T 1096-2003）,鍵長90mm。鍵的工作長度 l=L-b=78mm聯(lián)軸器材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓

33、應(yīng)力第十章 聯(lián)軸器的選擇10.1高速軸上聯(lián)軸器計算載荷 由查機械設(shè)計（第九版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取 計算轉(zhuǎn)矩Tc=KA×T=34.92Nmm選擇聯(lián)軸器的型號 查機械設(shè)計課程設(shè)計表6-6 軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為GY5凸緣聯(lián)軸器（GB/T5843-2003），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=400Nm，許用轉(zhuǎn)速n=8000r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=38mm，軸孔長度L1=82mm。從動端孔直徑d=30mm，軸孔長度L1=82mm。 Tc=34.92Nm<Tn=400Nm n=1440r/min<n=8000r/min10.2低速軸上聯(lián)軸器計算載荷 由查機械設(shè)計（第

34、九版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取 計算轉(zhuǎn)矩Tc=KA×T=427.9Nmm選擇聯(lián)軸器的型號 查機械設(shè)計課程設(shè)計表6-8 軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為LT7型彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323-2002），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=500Nm，許用轉(zhuǎn)速n=3600r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=40mm，軸孔長度L1=112mm。從動端孔直徑d=45mm，軸孔長度L1=112mm。 Tc=427.9Nm<Tn=500Nm n=106.19r/min<n=3600r/min第十一章 減速器的密封與潤滑11.1減速器的密封 為防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進入箱體內(nèi)部影響箱體工作

35、，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間V <3m/s，輸出軸與軸承蓋間也為V <3m/s，故均采用半粗羊毛氈封油圈。11.2 齒輪的潤滑閉式齒輪傳動，根據(jù)齒輪的圓周速度大小選擇潤滑方式。圓周速度v12-15m/s時，常選擇將大齒輪浸入油池的浸油潤滑。采用浸油潤滑。對于圓柱齒輪而言，齒輪浸入油池深度至少為1-2個齒高，

36、但浸油深度不得大于分度圓半徑的1/3到1/6。為避免齒輪轉(zhuǎn)動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30-50mm。根據(jù)以上要求，減速箱使用前須加注潤滑油，使油面高度達到33-71mm。第十二章 箱體大體尺寸箱座壁厚0.025a+388mm箱蓋壁厚10.02a+388mm箱蓋凸緣厚度b11.5112mm箱座凸緣厚度b1.512mm箱座底凸緣厚度b22.520mm地腳螺栓的直徑df0.036a+12M20地腳螺栓的數(shù)目n4軸承旁連接螺栓直徑d10.75dfM16蓋與座連接螺栓直徑d2(0.50.6)dfM12軸承端蓋螺釘直徑d3(0.40.5)dfM8視孔蓋螺釘

37、直徑d4(0.30.4)dfM6定位銷直徑d(0.70.8)d210mmdf、d1、d2至外箱壁距離C1查表26mm、22mm、18mmdf、d1、d2至凸緣邊緣距離C2查表24mm、20mm、16mm軸承旁凸臺半徑R1C220mm凸臺高度h根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準36mm外箱壁至軸承座端面距離l1C1+C2+(510)47mm大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離1>1.210mm齒輪端面與內(nèi)箱壁距離2>10mm箱蓋、箱座肋厚m1、mm10.85×1、m0.85×8mm、8mm軸承端蓋外徑D2D+(55.5)d3；D-軸承外徑134mm、92mm、130m

38、m第十三章、設(shè)計小結(jié)電動機主要參數(shù)見說明書表3.4各軸數(shù)據(jù)見說明書表4.5高速級齒輪主要數(shù)據(jù)如下：m=2.5 Z1=24 Z2=73 d1=60mm d2=182.5mmR=96.06mm b=29mm Zv1=25.3Zv2=230.3 ha=2.5mm hf=3.125mm h=5.625mm s=3.925mmdf1=53.75mm df2=176.25mm a1 =19°41'24" a2 =73°17'29" f1= 16°20'9" f2= 69°56'15"低速級齒輪主

39、要數(shù)據(jù)如下：m=2.5 Z1=24 Z2=73 d1=60mm d2=182.5mmR=96.06m b=29mm Zv1=25.3 Zv2=230.3 ha=2.5mm hf=3.125mm h=5.625mm s=3.925mm df1=53.75mm df2=176.25mm a1 =19°41'24" a2 =73°17'29" f1= 16°20'9" f2= 69°56'15"高速軸主要參數(shù)： L1=80mm L2=44mm L3=18mm L4=77mm L5=18mm

40、L6=47mm d1=30mm d2=35mm d3=40mm d4=47mm d5=40mm d6=35mm中間軸主要參數(shù)：L1=30mm L2=73mm L3=19mm L4=54mm L5=30mm d1=25mm d2=31mm d3=41mm d4=31mm d5=25mm低速軸主要參數(shù)：L1=110mm L2=60mm L3=30mm L4=81.5mm L5=12mm L6=68mm L7=39.5mm d140mm d2=45mm d3=50mm d4=57mm d5=67mm d6=57mm d7=50mm其他軸承等零件主要參數(shù)見說明書。這次關(guān)于帶式運輸機上的兩級圓錐圓柱齒輪

41、減速器的課程設(shè)計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用處。通過兩個星期的設(shè)計實踐，使我對機械設(shè)計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎(chǔ).機械設(shè)計是機械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜合性相當強的技術(shù)課程，它融機械原理、機械設(shè)計、理論力學(xué)、材料力學(xué)、互換性與技術(shù)測量、工程材料、機械設(shè)計（機械設(shè)計基礎(chǔ)）課程設(shè)計等于一體。這次的課程設(shè)計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想、訓(xùn)練綜合運用機械設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實際反應(yīng)和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展有關(guān)機械設(shè)計方面的知識等方面有重要的作用。第十四章 參考文獻1機械

42、原理，孫桓等編，高等教育出版，20112機械設(shè)計，濮良貴主編，高等教育出版,20133機械設(shè)計課程設(shè)計，周元康、林昌華、張海兵主編，重慶大學(xué)出版社，20114機械設(shè)計手冊（第5版），機械工業(yè)出版社，20055機械設(shè)計課程設(shè)計圖冊（第三版），龔溎義主編，高等教育出5版，2011Pw=3.2kwPd=4.09kwnw=21.23r/min同步轉(zhuǎn)速為nt=1500r/minia=67.829ic=5各軸數(shù)據(jù)見表4.5小齒輪45(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，大齒輪45(正火(?；?，硬度為190HBSKHT=1.3ZH=2.5R=0.3ZE=189.8MPa0.5=齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力KA=1.25KV=1.113KH=1KH=1.42KH=1.976m=2.5Z1=24Z2=73d1=60mmd2=182.5mmR=96.06mmb=29mmZv1=25.3Zv2=230.3由計算可得彎曲強度足夠ha=2.5mmhf=3.125mmh=5.625mms=3.925mmdf1=53.75mmdf2=176.25mma1 =19°41'24"a2 =73°17'