帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置的設(shè)計方案()

1、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書設(shè)計題目帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置的設(shè)計機(jī)械工程學(xué)院院系）農(nóng)業(yè)機(jī)械化及自動化專業(yè)年級2018設(shè)計者指導(dǎo)教師年月日寧夏大學(xué)目錄1 傳動方案的分析論證 41.1傳動裝置的組成41.2傳動裝置的特點(diǎn)41.3確定傳動方案 41.4傳動方案的分析42.電動機(jī)的選擇 42.1選擇電動機(jī)的類型42.2選擇電動機(jī)的功率42.3確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速53.傳動比的計算及分配53.1 總傳動比53.2 分配傳動比54.傳動裝置運(yùn)動及動力參數(shù)計算64.1各軸的轉(zhuǎn)速 64.2各軸的功率 64.3各軸的轉(zhuǎn)矩 65.減速器的外傳動件的設(shè)計75.1選擇 V帶型號 75.2確定帶輪基準(zhǔn)直徑75.3驗算帶的速度 75.

2、4確定中心距和 V 帶長度 75.5驗算小帶輪包角85.6確定 V帶根數(shù) 85.7計算初拉力 85.8計算作用在軸上的壓力85.9帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 86.高速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算96.1選擇材料、熱處理方式和公差等級96.2初步計算傳動的主要尺寸96.3 確定傳動尺寸 106.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度126.5計算齒輪傳動其他幾何尺寸137.低速級直齒圓柱齒輪的設(shè)計計算147.1選擇齒輪的材料147.2確定齒輪許用應(yīng)力147.3計算小齒輪分度圓直徑157.4驗算接觸應(yīng)力 157.5驗算彎曲應(yīng)力 167.6計算齒輪傳動的其他尺寸167.7齒輪作用力的計算178 中間軸的設(shè)計計算 178.1已知條件

3、 171/358.2選擇軸的材料 188.3初算軸徑 188.4結(jié)構(gòu)設(shè)計 188.5鍵連接 208.6軸的受力分析 208.7校核軸的強(qiáng)度 228.8校核鍵連接的強(qiáng)度228.9校核軸承壽命229.高速軸的設(shè)計與計算239.1已知條件 239.2選擇軸的材料 239.3初算最小軸徑 239.4結(jié)構(gòu)設(shè)計 249.5鍵連接 269.6軸的受力分析 269.7校核軸的強(qiáng)度 289.8校核鍵連接的強(qiáng)度299.9校核軸承壽命 2910.低速軸的設(shè)計與計算3010.1已知條件 3010.2選擇軸的材料 3010.3初算軸徑 3010.4結(jié)構(gòu)設(shè)計 3010.5鍵連接 3210.6軸的受力分析 3210.7校核

4、軸的強(qiáng)度 3410.8校核鍵連接的強(qiáng)度 3410.9校核軸承壽命 3511 潤滑油與減速器附件的設(shè)計選擇3511.1潤滑油的選擇3511.2油面指示裝置3511.3視孔蓋 3611.4通氣器 3611.5放油孔及螺塞3611.6起吊裝置 3611.7起蓋螺釘 3611.8定位銷 3612 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計3713 設(shè)計小結(jié)3814 參考文獻(xiàn)38附：裝配圖與零件圖2/35設(shè)計任務(wù)帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置的設(shè)計。已知條件：1運(yùn)輸帶工作拉力F = 2 kN ；2運(yùn)輸帶工作速度v = 1.1 m/s ；3滾筒直徑D = 300 mm ；4滾筒效率 j=0.96包括滾筒與軸承的效率損失）；5工作情況：兩班制，連續(xù)

5、單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；6使用折舊期：8 年；7工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35；8動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V ；9檢修間隔期：4 年一次大修， 2 年一次中修，半年一次小修；10制造條件與生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。DFv動力及傳動裝置圖 13/35設(shè)計計算及說明結(jié)果傳動方案的分析論證機(jī)器通常是由原動機(jī)、傳動裝置和工作機(jī)三部分組成。其中傳動裝置是將原動機(jī)的運(yùn)動和動力傳遞給工作機(jī)的中間裝置。它通常具備減速 或增速）、改變運(yùn)動形式或運(yùn)動方向以及將動力和運(yùn)動進(jìn)行傳遞與分配的作用。1.1 傳動裝置的組成：傳動裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。1.2 傳動裝置的特點(diǎn)

6、：齒輪相對于軸承的位置不對稱，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。1.3 確定傳動方案：合理的傳動方案首先應(yīng)滿足工作機(jī)的性能要求，還要與工作條件相適應(yīng)。同時，還要求工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、使用維護(hù)方便、工藝性和經(jīng)濟(jì)性好。若要同時滿足上述各方面要求是比較困難的。因此，要分清主次，首先滿足重要要求，同時要分析比較多種傳動方案，選擇其中既能保證重點(diǎn)，又能兼顧其他要求的合理傳動方案作為最終確定的傳動方案 。 初步確定傳動系統(tǒng)總體方案為 二級展開式圓柱齒輪減速器， 設(shè)計圖如下：I231II5PwPdIIIIV 4圖一：傳動系統(tǒng)總體方案設(shè)計圖1.4 傳動方案的分析：結(jié)構(gòu)簡單，采用

7、帶傳動與齒輪傳動組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應(yīng)大起動轉(zhuǎn)矩工況要求，成本低，使用維護(hù)方便。F=2000N2. 電動機(jī)的選擇Pw =2200KW2.1 選擇電動機(jī)的類型總 =0.96根據(jù)用途選用 YIP44 ）系列一般用途的全封閉式自冷式三相異步電動機(jī)2.2 選擇電動機(jī)的功率P0 =0.8246由已知條件可知，傳送帶所需的拉力F=2KN ，傳輸帶工作速度v=1.1m/s，故Ped =3000KW輸送帶所需功率為Pw =Fv=2.2KW1000由【 2】表 1-7 查得滾筒效率滾 =0.96，軸承效率軸承 =0.99 ，聯(lián)軸器效4/35率聯(lián) =0.99，帶傳動

8、的效率帶 =0.96 ，齒輪傳遞效率齒輪 =0.97。電動機(jī)至工作機(jī)之間傳動裝置的總效率為2總軸承帶 齒輪聯(lián) 滾 =0.8246電動機(jī)總的傳遞效率為p0Pw=2.66kw總查 2 表 12-1，選取電動機(jī)的額定功率為ped =3KW2.3 確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速D=300mm ，工作速度為v=1.1 m/s，所以由已知，滾筒的直徑為nw =1000*60*v輸送帶帶輪的工作轉(zhuǎn)速為D=70 r / minV 帶傳動比 i帶 =24，二級減速器常用的傳動比為i 內(nèi) =840總傳動比的范圍 i 總 = i帶 * i內(nèi) =16160電動機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為n0 = i總 * nw =112011200 r / m

9、in查 2 表 12-1 ，符合這一轉(zhuǎn)速的范圍的電動機(jī)同步轉(zhuǎn)速有1500 r / min ，3000 r / min 三 種 ， 初 選1500r / min ， 滿 載 轉(zhuǎn) 速 n m =1420 r / min 型 號Y100L2-4 的電動機(jī)。傳動比的計算及分配3.1 總的傳動比n1420i 總 =m =r / min =20.28 r / min3.2 分配傳動比根據(jù)帶傳動比范圍，取V 帶傳動比為i帶 =2.46，則減速器的傳動比為i= i 總 =8.23i 帶高速級傳動比為i高 =(1.3 1.4)*i=3.273.39。取 i 高 =3.3低速級傳動比為i 低 =i8.23=2.4

10、9i 高3.3nw =70 r / minnm =1420 r / mini 總 =20.28 r / mini 帶 =2.46 i=8.23i 高 =3.3i 低 =2.49n1577.23r/ minn2174.91r/ minn370.24r / minnw70.24r / min傳動裝置運(yùn)動及動力參數(shù)計算4.1 各軸的轉(zhuǎn)速p1 =2.55kwp2 =2.45kwn01420 r / min軸 高速軸） n1577.23r / minp3 =2.35kwi帶2.46pw =2.31kwn1577.23 r / min軸 中間軸） n2174.91r / mini高3.35/35軸 低速軸

11、） nn2174.91r / min 70.24r / min3i低2.49軸 滾筒軸） nwn370.24r / min4.2 各軸的功率軸 高速軸） p1 =帶 * p0 =0.96*2.66kw =2.55kw軸 中間軸） p =軸承 *齒輪 * p =0.99*0.97*2.55kw=2.45kw21軸 低速軸） p3 =齒輪 *軸承 * p2 =0.45*0.99*0.97kw=2.35kw軸 滾筒軸） p = p =聯(lián) * 軸承 * p =0.99*0.99*2.35kw=2.31kww434.3 各軸的轉(zhuǎn)矩T0 =17.89 N mT1 =42.19 N mT2 =133.77

12、N mT3 =319.51 N mT4 =314.07 N m電動機(jī)軸軸 高速軸）軸 中間軸）軸 低速軸）軸 滾筒軸）軸號電動機(jī)軸軸 高速軸）軸 中間軸）軸 低速軸）軸 轉(zhuǎn)矩 T/N ?m傳動比 i2.66142017.892.55577.2342.19i帶 =2.462.45174.91133.77i高 =3.32.3570.24319.51i低 =2.492.3170.24314.07選擇 A型普通 V帶D1 =100mmD2 =250mm減速器的外傳動件的設(shè)計帶速符合要求5.1選擇 V 帶型號考慮到在和變動較小， 查【 1】表 7-5 得工作情況系數(shù)K A =1.1，則pd = K A

13、* p0 =1.1*2.66kw=2.93kw根據(jù) nm =1420r/min ， pd =2.93kw ，由 【1】圖 7-17 選擇 A 型普通 V 帶。a0 =350mm5.2確定帶輪基準(zhǔn)直徑由【 1】圖 7-17 可知， A 型普通 V 帶推薦小帶輪直徑D1 =80100，選小帶輪 D1 =100mm ，則大帶輪直徑為6/35D2 = i 帶 * D1 =2.46*100mm=246mm ，由【 1】表 7-7，取 D2 =250mm 。5.3 驗算帶的速度v帶 =D1n0=100 1420100060=7.45m/s25m/s6010005.4 確定中心距和V 帶長度根據(jù) 0.7 D

14、1 + D2 ） mm=245mm a0 mm=700mm為了使結(jié)構(gòu)緊湊，取偏低值a0 =350mmV 帶基準(zhǔn)長度為，( D2D1)2L=2a+ D1 + D2 ） +4a2100)2=2 350+ 100+250 ）+(2504=1265.85mm2350由 1 表 7-3 選 V 帶基準(zhǔn)長度 Ld =1250mm, 則實際中心距為a= a0+ Ldl =1205.6 確定 V 帶根數(shù)查【1】表 7-9K=0.95, 由 表7-3得 ， Kl=1.11 ， 由 表 7-10得 ，p0 =0.17，由表7-8，得 p0 =0.63pd=2.93=3.47z=( p0p0 ) KK l(0.63

15、0.17) 0.951.11取整 z=45.7 計算初拉力由【 1】表 7-11 查得 V 帶單位長度質(zhì)量m=0.1kg/m, 則單根 V 帶張緊力F0 = 500pd （2.5 K）+2v帶Kmvz=5002.93120合格z=4F0 =103.97NQ=813.3N鋼小齒輪調(diào)質(zhì)處理大齒輪正火處理級精度7/355.9 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計小帶輪采用實心質(zhì)，由【 1】表7-4 ， e=150.3， fmin =9 ，取 f=10. 在2】表 12-5 查得 D0 =28mm輪轂寬： L帶輪 =*e+2f=65mm大帶輪采用孔板式結(jié)構(gòu)，輪緣寬可與小帶輪相同，輪轂寬可與軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計同步進(jìn)行。高速級斜齒圓柱

16、齒輪的設(shè)計計算6.1 選擇材料、熱處理方式和公差等級考慮到帶式運(yùn)輸機(jī)為一般機(jī)械，故大、小齒輪均選用45 鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由【3】表8-17的齒面平均HBW1 =236, HBW2 =190HBW ， HBW- HBW2 =46HBW ，在3050HBW之間。選用 8 級精度6.2 初步計算傳動的主要尺寸因為平均硬度小于 350HBW ，則齒輪為軟面閉式傳動，故按齒輪接觸強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計 cos =1.66 軸向重合度為Z1Z2=0.318*d * Z1 * tan =1.71(6)由3 圖 8-3查得 重合度系數(shù) Z =0.775由3 圖 11-2 查得 螺旋角系數(shù) Z =0.

17、99許用接觸應(yīng)力可用下式計算Z N *H lim H=SH計算H lim1 =2HBW+69=2*236+69=541MPaH lim2=2HBW+69=2*190+69=449 MPa大小齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為N1 =60* n1*a Lh =60*577023*2*8*365*8=1.618* 109h8/35Z1 =23Z2 =75.9H1 =541 MP H 2 =471.45 MPa H min =472 MPaN2= N1=1.618*10 9=4.903* 10 8hu3.3ZN 1 =1.0 ， ZN 2 =1.05由【 3】圖 8-5查得 壽命系數(shù)取安全系數(shù) S =1.0H則小

18、齒輪的許用接觸應(yīng)力為H1= ZN *H lim1=541 MPaSH大齒輪的許用接觸應(yīng)力為H2=ZN*H lim2=471.45 MPaSH故 H min =472 MPa初算小齒輪的分度圓d1t 得2kT1 u 1ZEZHZ Z2d1t3u Hd3 2 1.2 42190 (3.3 1) (189.8 2.46 0.775 0.99)21.13.3472=41.03mm6.3 確定傳動尺寸計算載荷系數(shù) 查得使用系數(shù)K A =1.0v=d1t *n 1=41.03*577.2360*100060*1000=1.24m/sKv =1.05由 3 圖 8-6 查得 齒間載荷分配系數(shù)由 3 圖 8-

19、7 查得 齒向載荷分配系數(shù)K =1.21由 3 表 8-22 查得 齒間載荷分配系數(shù)K =1.2載荷系數(shù) k= K * K* K v * K A =1.*1.05*1.21*1.2=1.52對 d1t 進(jìn)行修正，因k 與 k 有較大的差異，故需對由計算出的k 進(jìn)行修正d1 = d1t* 3 k=41.03* 3 1.52=44.39mmk 1.2確定模數(shù) mn = d1 *cos=1.89 取整 mn =2z1中心距a1z1z22376=101.21mm 圓整 a1 =100mm= 2cos=2 cos12螺旋角為 =arcos mn *( z1z2 ) =8.1o2a1因 值與初選值相差較大

20、，故對與有關(guān)的參數(shù)進(jìn)行修正，由【 3】圖 9-2 查得， ZH =2.48端面重合度系數(shù)=1.88-3.2,(11cos =1.68Z1Z2軸向重合度為=0.318 dZ1 tan=1.37 o由【 3】圖 8-3 查得 重合度系數(shù)Z=0.774d1t41.03mmK=1.52a1 =100mmd1t44.66mm9/35由【 3】圖 11-2 查得 螺旋角系數(shù)Z =0.9922kT1u12d1t*ZEZHZ Z*3u Hd= 32*1.52*42190* (3.3 1) *( 189.8*2.48*0.774*0.992 )21.13.3472=44.66mm精確計算圓周速度為v=d1t *

21、n 144.6*577.2360*1000=60*1000=1.35m/s由圖 8-6 查得 動載荷系數(shù) K v =1.09k= K * K* K v * K A =1.0*1.08*1.21*1.2=1.58d1 = d1t* 3k=* 31.58=45.24mmk 1.2m = d1 *cos=1.95,取標(biāo)準(zhǔn)值 m =2nz1nd = mn * z1 =2*23mm=46.46mm1coscos8.1d2mn * z1=2*76mm=116.68mm=cos8.1cosb=d * d1 =1.1*46.46=50.11mm ，取整 b2 =50mmb1 = b2 +510 ）mm 取 b

22、1 =60mm6.4 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根的疲勞強(qiáng)度條件F2* k * T * YFYSYBYFb * mn * d1其中 k=1.52 ， T1=42190N ?mm， mn =2， d1 =46.46mm ， b=50mm 齒形系數(shù) YF 和應(yīng)力修正系數(shù) YS ，當(dāng)量齒數(shù)為z123Zv1 = cos3 = cos12 3=23.70Zv2z23 =76=78.32=cos123cos由 3 圖 8-8 查得 YF =2.68 ， YS =2.25 由 3 圖 8-9 查得 YS1 =1.57 ， YS2 =1.76 由 3 圖 8-10 查得 重合度系數(shù) Y =0.72由 3 圖 11

23、-3 查得 螺旋角系數(shù)Y =0.93許用彎曲應(yīng)力YN *F lim FSF由 3 表 8-11 查得 彎曲疲勞極限應(yīng)力為F lim1 =1.8HBS=425MPamn =2d1 =46.46mmd2 =116.68mmb2 =50mmb1 =60mm10/35F lim2 =1.8HBS=342 MPa由 3圖 8-11 查得 壽命系數(shù) YN 1 =YN 2 =1由 3表 8-20 查得 安全系數(shù) SF =1.6 F1YN1 *F lim1=265.6MPaSF F 2YN2*F lim2=213.8MPaSFF 12* k * T1*YYYYb * mn * d1F1 S1=50*2*45.

24、24=83.03 MPaF1F1,則YS2 YF 2F 2 =F1* YS1YF1=78.14 MPa F 26.5 計算齒輪傳動其他幾何尺寸端面模數(shù)mt =mn=2=2.02018coscos8.1齒頂高h(yuǎn)a = ha * mn =1*2=2齒根高h(yuǎn)f = ha*c* ） mn =1+0.25 ） *2=2.5mm全齒高h(yuǎn)= ha + hf=2+2.5=4.5mm頂隙c= c* m =0.285*2=0.5n齒頂圓直徑 da1= d12ha46.462*250.46da2d22ha153.53 2*2 157.53齒根圓直徑d f 1d12hf(46.462*2.5) mm41.46mmd

25、f 2d22hf(157.53 2*2.5) mm152.53mm低速級直齒圓柱齒輪的設(shè)計計算7.1 選擇齒輪的材料同前小齒輪調(diào)質(zhì) ， 236HBW 大齒輪正火 ， 190HBW 7.2 確定齒輪許用應(yīng)力許用接觸應(yīng)力：由 1 表 8-39 知滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度mt =2.02018ha =2hf =2.5mmh=4.5mmc=0.5da1 =50.46da 2 =157.53d f 1 =41.46d f 2 =152.53鋼小齒輪調(diào)質(zhì)處理大齒輪正火處理級精度11/35H =H lim b K HLSH由 1 表 8-10 查得H lim1223669541MPa219069449MPaH

26、lim2故應(yīng)按接觸極限應(yīng)力較低的計算，只需求出大齒輪H 2 H2449MPa對于正火的齒輪H =1.0由于載荷穩(wěn)定，故按1 表 8-41，求輪齒應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NHNH=60 n t =60 174.91 2 8 365 8=4.9 1082循環(huán)基數(shù) NHL 由 1 圖 8-41查得當(dāng) HBS為300 時， NH 02.5 107 因NHNH0 KHL6NH0 =1NH2 =449449MPaF 1212.4MPaHMPaF 2171MPa1.0許用彎曲應(yīng)力由 1 式 8-46知 F F lim bkFc kFlSF由 1 表 8-11 知 F lim b11.8HBS424.8F lim b 2

27、1.8HBS342取 SF2單向傳動取 kFc1同NFVNF 0 ,所以 kFc1k1.18424.8 MPa 212.4MPaF 1得2342 MPaF 2171MPa27.3 根據(jù)接觸強(qiáng)度，求小齒輪分度圓直徑Z343Z4 =107由 1 式 8-38 dkFV kBu1m=231dd 2uHa150mm初步計算kd843N1表 8-9）k1.18min 2dd843 133771.183.4986.644mm3144922.49bd186.64 取 b486 mm d4 215.21mmb3b2(5 10) mm 取 b3 =95mm選定 Z3 43 Z4uZ1 =43 2.49=107.

28、7 取 107md186.6442.01mm 取 m=2z143m ( Z1 Z2 ) 150mm 2接觸強(qiáng)度足夠7.4 驗算接觸應(yīng)力12/35由 18-37知 H2T1k kv (u 1)ZH ZEZd ud13取 ZH =1.76 Z =1 Z E =271 2 N mm2齒輪圓周速度 Vd1n140.216174.9110006010000.36860由圖 8-39 查得 kv =1.158 級精度齒輪）H =1.76 271 1 21337701181.153.49 H (40.216)31=421.8922.49接觸強(qiáng)度足夠7.5 驗算彎曲應(yīng)力由 1 表 8-43 知2T2 K K

29、vF =YFd12d m由 1 圖 8-44 查得 Z=43 Y =3.76Z=107Y=3.751F2F12F1 1=270N/ mm2=65.21MPYF13.76F22 = 270MP=72MPYF23.75故應(yīng)驗算小齒輪的彎曲應(yīng)力= YF2T2K KV=3.762 133770 1.18 1.15=4647MPF1d12d m86.642 1 2FF2彎曲強(qiáng)度足夠17.6 計算齒輪傳動的其他尺寸齒頂高h(yuǎn)a = ha m=12=2mm齒根高h(yuǎn)f = hacm =1+0.25 ） 2=2.5mm全齒高h(yuǎn)= ha + hf =2+2.5mm=4.5mm頂隙 c = c m=0.25 2=0.

30、5mm齒頂圓直徑da3 = d3 +2 ha =86.644+4mm=90.644mmda4 = d4 + 2ha =215.21+4mm=219.21mm齒根圓直徑 d f 3 = d4 2 hf =86.644-2 2.5=81.644mmd f4 = d4 2hf =215.21 1 2 2.5=201.211mm7.7 齒輪作用力的計算高速級齒輪傳動的作用力已知高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 =421901mm 轉(zhuǎn)速 n1 =577.23r/min螺旋角=8.6 小齒輪左旋，大齒輪右旋，彎曲強(qiáng)度足夠ha =2mmhf =2.5mmh=4.5mm=0.5mma3 =90.644mmda4 =219

31、.21mm d f3 =81.644mm d f4 =201.211mmFt2 =1816.2NFr2 =667.7NFa2 =258.5N13/35小齒輪分度圓直徑d1 =46.46mm齒輪 1 的作用力圓周力Ft2 =2T1=242190N=1816.2Nd146.46徑向力為Fr2Ft1tan xn=1816. 2 tan 20N=667.7Ncoscos8.1軸向力 FFtan=1816. 2 tan 8.1 =258.5Na2t1齒輪 2 的作用力從動齒輪2各個力與主動齒輪1上相應(yīng)的力大小相等，作用力方向相反。低速級齒輪傳動的作用力已知條件低速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T2 =133770N mm

32、 轉(zhuǎn)速 n2 =174.91r/min小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑為d3 =86.64齒輪 3 的作用力圓周力Ft32T22133770d386.64=308.80N徑向力FrFttan xn3088.0tan201123.9432齒輪 4 的作用力從動齒輪4各個力與主動齒輪3上相應(yīng)的力大小相等，作用力方向相反。中間軸的設(shè)計計算8.1已知條件中間軸傳遞的功率 P2 =2.45kW ，轉(zhuǎn)速 n2174.91r / min ，齒輪2 分度圓直徑 d2 =153.53mm ，齒輪寬度 b2 =50mm ， b3 =95mm8.2選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，

33、故由表8-26 選常用的材料 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理8.3初算軸徑查表 9-8 得 C=106135 ，考慮軸端不承受轉(zhuǎn)矩，只承受少量的彎矩，故取小值 C=110，則 dmin3 P2C110 32.45 mm 26.52mmn2174.918.4 結(jié)構(gòu)設(shè)計Ft3=308.80NFr31123.94鋼，調(diào)質(zhì)處理dmin26.52mm14/35軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸不長，故軸承采用兩端固定方式。然后，按軸上零件的安裝順序，從 dmin 處開始設(shè)計軸承的選擇與軸段及軸段的設(shè)計該段軸段上安裝軸承，其設(shè)計應(yīng)與軸承的選擇同步進(jìn)行，選擇深溝球軸承。軸段、上安裝軸承，其直徑既應(yīng)便于軸承安裝，又應(yīng)符

34、合軸承內(nèi)經(jīng)系列。暫取軸承為6208 ，經(jīng)過驗算，軸承6208 的壽命符合減速器的預(yù)期壽命要求。由3 表 11-9得軸承內(nèi)徑 d=40mm，外徑 D=80mm，寬度 B=18mm，定位軸肩直徑da =47mm ，外徑定位直徑 Da =73mm ，對軸的力作用點(diǎn)與外圈大端面的距離 a3 =9mm ，故 d1 =40mm通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則d5 =40mm軸段和軸段的設(shè)計軸段上安裝齒輪3，軸段上安裝齒輪2，為便于齒輪的安裝， d2和d4 應(yīng)分別略大于 d1 和 d5，可初定 d2 = d4 =42mm齒輪 2 輪轂寬度范圍為1.21.5 ） d2 =50.463mm ，取其輪轂寬度

35、與齒輪寬度 b2 =50mm 相等，左端采用軸肩定位，右端次用套筒固定。由于齒輪3的直徑比較小，采用實心式，取其輪轂寬度與齒輪寬度b3 =95mm 相等，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段和軸段的長度應(yīng)比相應(yīng)齒輪的輪轂略短，故取L2 =92mm ， L4 =48mm軸段該段為中間軸上的兩個齒輪提供定位，其軸肩高度范圍為0.070.1 ）d2 =2.944.2mm ，取其高度為h=4mm ，故 d3 =50mm齒輪 3左端面與箱體內(nèi)壁距離與高速軸齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離均取為 1 =10mm ，齒輪2 與齒輪3 的距離初定為3 =10mm ，則箱體內(nèi)壁之間的

36、距離為 B2bb1b2(2 10 109560 50180 mmX1) mm3322齒輪 2 的右端面與箱體內(nèi)壁的距離2 =1 + b1 - b2 ） /2= 10+60-50 ） /2=15mm ， 則 軸 段 的 長 度 為d1 =40mmd5 =40mmd2 = d4 =42mmL2 =92mmL4 =48mmd3 =50mmBX180mmL310mmL143mmL547mml178.5mml 282.5mml361mm15/35L3310mm軸段及軸段的長度該減速器齒輪的圓周速度2m/s，故軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座，軸承內(nèi)端面距箱體內(nèi)壁的距離取為=12mm

37、 ，中間軸上兩個齒輪的固定均由擋油環(huán)完成，則軸段的長度為L1B13mm(18 12103)mm43mm軸段的長度為L5B22mm(18 12152)mm47mm軸上力作用點(diǎn)的間距軸承反力的作用點(diǎn)距軸承外圈大端面的距離 a3 =9mm ，則由 3 圖 11-6 可得軸的支點(diǎn)及受力點(diǎn)間的距離為l1L1b3a33mm(43953)mm78.5mm292l 2L3b2b3(1050 95 )mm82.5mm22l 3L5b2a32mm(47502)mm61mm2928.5 鍵連接齒輪與軸間采用A 型普通平鍵連接，查3 表 8-31 得鍵的型號分別為鍵1290GB/T 1096 1990 和鍵 12 4

38、5GB/T 1096 19908.6 軸的受力分析16/35畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖所示計算軸承支承反力在水平面上為d2Fr 2l3Fr 3 (l2l3 )Fa2 2R1Xl1l 2l3667.7611123.94(82.561)258.52178.582.561567.5NR2XFr 2R1HFr 3667.7( 567.5)1123.94110.56N式中的負(fù)號表示與圖中所畫力的方向相反在垂直平面上為Ft 3 (l 2l3 )Ft 2 l 33088 (82.561)1816.2 61R1 zl 2l 378.582.5N 2495.12 Nl161R2zFt 3Ft 2R1z(3

39、0881816.2 2495.12)N 2409.08N軸承 1 的總支承反力為R1R12xR12z576.522495.12 2 N2558.84 N軸承 2 的總支承反力為R2R22xR22z110.56 22409.08 2 N2411.62 N3 ）畫彎矩圖彎矩圖如圖 11-10c、 d、 e 所示在水平面上，a-a 剖面右側(cè)17/35M axR1x l1567.5078.5N mm 44548.75N mmb-b 剖面為M bxR2 xl 3110.5661Nmm6744.16NmmM bxM bxd2Fa 2242 N mm6744.16258.51315.66Nmm2在垂直平面上

40、為M azR1zl12495.1278.5 N mm195866.92N mmM bzR2 zl32409.0861Nmm146953.88 N mm合成彎矩， a-a 剖面左側(cè)M aM ax2M az244548.752195866.922 N mm200869.21N mmb-b 剖面左側(cè)為M bM 2bxM bz21315.66216953.882 N mm146959.77N mmb-b 剖面右側(cè)為M bM 2bxM bz26744.162146953.882 N mm147108.55N mm4）畫轉(zhuǎn)矩圖，T2133770N mm8.7 校核軸的強(qiáng)度a-a 剖面彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，

41、其軸頸較小，故a-a 剖面為危險截面求當(dāng)量彎矩：一般認(rèn)為低速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩是按脈動循環(huán)變化的。現(xiàn)選用軸的材料為45 鋼，并經(jīng)過調(diào)制處理。由教材表10-1 查出其強(qiáng)度極限B650N / mm2 ，并由表10-3 中查出與其對應(yīng)的1b60N / mm2 ，取=0.58M vaM a2T2(0.58 133770)2 N mm200869.212215332.58N mm根據(jù) a-a剖面的當(dāng)量彎矩求直徑d2M va215332.5833mm 32.99mm0.10.1601b在結(jié)構(gòu)設(shè)計中該處的直徑d242mm ，故強(qiáng)度足夠。8.8 校核鍵連接的強(qiáng)度軸強(qiáng)度足夠鍵強(qiáng)度足夠軸承壽命足夠齒輪 2 處鍵連接的擠

42、壓應(yīng)力為4T2413377048.26MPapd4hl42 8(45MPa12)45 鋼，調(diào)制處理取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由3表 8-33 查得p =125150MPa ，18/35p ，強(qiáng)度足夠齒輪 3 處的鍵長于齒輪2 處的鍵，故其強(qiáng)度也足夠8.9 校核軸承壽命計算軸承的軸向力由3表11-9 查的深溝球軸承6208 軸承得Cr =29500N ， Cor =18000N ， Fa2 =521.00N ， Fr2 =890.2N。 Fr3 =1123.74N ，F(xiàn)a3 =0N 因為徑向力方向相反，則選最大的徑向力計算壽命。Fa258.50.01436Cor18000dmin =21mmF

43、a258.5Fr0.231123.94利用插值法，計算徑向動載荷系數(shù)X=0.56 ，軸向動載荷系數(shù)Y=1.22. 則當(dāng)量動載荷PXFr YFa 0.56*111123.94 258.5*1.221133.7N由 1 公式16670C3L10h16670 29500n=1679161.886hP174.91 1133.7L10h 19.68mm+19.68*(0.030.05mm=20.2720.66d1=25mm取 dmin =21mm9.4 結(jié)構(gòu)設(shè)計L1 =40mm19/35軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖所示1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計為方便軸承部件的裝拆，減速器的機(jī)體采用剖分式結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小、軸不長，故

44、軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從軸的最細(xì)處開始設(shè)計2）軸段軸段上安裝帶輪，此段軸的設(shè)計應(yīng)與帶輪輪轂軸空設(shè)計同步進(jìn)行。根據(jù)第三步初算的結(jié)果，考慮到如該段軸徑取得太小，軸承的壽命可能滿足不了減速器預(yù)期壽命的要求，初定軸段的軸徑d1 =25mm, 帶輪輪轂的寬度為1.52.0 ） d1=1.52.0 ） *25mm=33mm42mm, 結(jié) 合 帶 輪 結(jié) 構(gòu)L帶輪 =37.550mm，取帶輪輪轂的寬度 L帶輪 =42mm, 軸段的長度略小于轂孔寬度，取 L1 =40mm d1 =(0.070.1*25mm=1.752.5mm 。軸段的軸徑d2 = d1 +2*2.13 ） mm=29.

45、231mm, 其最終由密封圈確定。該處軸的圓周素的小于3m/s,可選用氈圈油封，查3 表 8-27 選氈圈35 JB/ZQ4606 1997，則 d2 =30mm 齒輪的軸段d2 =30mmd3 =35mmL3 =32mmd7 =35mmL7 =32mm齒輪軸d5 = d f 1L5 =60mmd4d6 =38mmL6 =7mmL4 =118mm=8mmL=50mm20/35該 段 上 安 裝 齒 輪 ， 為 便 于 齒 輪 的 安 裝 ， d5 應(yīng) 略 大 于 d3 ， 可 初 定d5 =42mm ，則由表8-31知該處鍵的截面尺寸為b*h=12*8mm, 輪轂鍵槽深度為 t1 =3.3mm

46、, 由于 d f 1 與 d4 較為接近，故該軸設(shè)計成齒輪軸，則有d5 = d f 1，L5 = b1 =60mm(6 軸段和軸段的設(shè)計該軸段直徑可取略大于軸承定位軸肩的直徑，則d4d6 =48mm, 齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離為1 ，則軸段的長度L61B1 =mm=107mm(7 軸段的長度該軸段的長度除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。軸承座的寬度為Lc1 c2 (5 8)mm，由 3 表 4-1 可知，下箱 座 壁厚=0.025a2 +3mm=(0.025*150+3mm=6.75=250mm400mm, 取軸承旁連接螺栓為M16 ，則c1 =24mm, c2 =20

47、mm ， 箱 體 軸 承 座 寬 度L= 【 8+20+16+58 ） 】mm=4952mm, 取 L=50 ； 可 取 箱 體 凸 緣 連 接 螺 栓 為M12 ，地腳螺栓為=M20 ，則有軸承端蓋連接螺釘為0.4 d =0.4*20mm=8mm, 由 3 表 8-30 得軸承端蓋凸緣厚度取為Bd =10mm 。取端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度為t =2mm ；端蓋連接螺釘查 3 表 8-29 采用螺釘GB/T5781M8*25 。為方便不拆卸帶輪的條件下，可以裝拆軸承端蓋連接螺釘，取帶輪凸緣端面距軸承端蓋表面距離 K=28mm, 帶輪采用腹板式，螺釘?shù)牟鹧b空間足夠。L2LBdkB帶輪L帶輪B

48、t2則65 42（ 50+10+28+2+-12-17 ） mm =72.5mm28 ）軸上力作用點(diǎn)的間距軸承反力的作用點(diǎn)距軸承外圈大端面的距離a3 =17mm ，則 由 3 圖 11-9可得軸的支點(diǎn)及受力點(diǎn)間的距離為l1L帶輪L2a3(4215.7) mm109.2mm272.5L52l2L3L4a3(3210760153.3mm215.7) mmL5( 602l3L6L7a31732 15.7) mm83.3mm229.5 鍵連接帶輪與軸段間采用A 型普通平鍵連接，查 3 表 8-31 得其型號為鍵8*36B/T 1096 19909.6 軸的受力分析L2 =72.5mml1 =109.2

49、mm l 2 153.3mm l3 83.3mm21/35畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖 如圖所示計算軸承支承反力在水平面上為Q(l1l 2l 3 )Fr1l 3d1R1XFa1 2l2l3813.3*(109.2153.383.3)667.7*83.3258.5*25153.383.32940NR2 XQR1HFr1813.3 940 667.7N=-794.4N式中的負(fù)號表示與圖中所畫力的方向相反在垂直平面上為R1zFt1l31816.2*83.3N 639.43 Nl2l3171.5 60.5R2zFt1R1 z 1816.2639.431176.77N軸承 1 的總支承反力為R1R12x

50、R12z9402639.43 2 N1136.8 N軸承 2 的總支承反力為R2R22xR22z794.421176.77 2 N 1419.8 NQ=813.3NR1X =940NR2 X =-794.4NR1z639.43NR2 z =1176.77NR1 =1136.8NR2 =1419.8NM ax-66173.52NM ax-69404.77NM bx-88812.36NM az-98024.62NM a120187.6N*mmM a118269.9N*mmM b88812.36N*mmT142190N * mm22/353）畫彎矩圖彎矩圖 如圖所示在水平面上，a-a剖面右側(cè)M Rl

51、3794.4*83.3 N * mm66173.52 N*mmax2xa-a剖面左側(cè)M axM axFa1 d1=-66173.52N*mm-258.5*25N*mm22=-69404.77 N*mmb-b 剖面為M bxQl1813.3*109.2N * mm88812.36N * mm在垂直平面上為M azR1zl 2639.43*153.5 N * mm98024.62 N * mmM bz0N * mm合成彎矩， a-a 剖面左側(cè)M aM ax2M az269404.772( 98024.62)2 N mm120107.6N mma-a剖面右側(cè)為M aM 2axM az2( 66173

52、.52)2( 98024.62)2 N mm118269.9N mmb-b 剖面為M bM bX2M bZ2( 88812.36)202 N * mm88812.36N * mm4）畫轉(zhuǎn)矩圖轉(zhuǎn)矩圖 如圖 所示， T142190N * mm9.7 校核軸的強(qiáng)度b-b 剖面彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，其軸頸較小，故b-b 剖面為危險截面求當(dāng)量彎矩：一般認(rèn)為低速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩是按脈動循環(huán)變化的?，F(xiàn)選用軸的材料為 45 鋼，并經(jīng)過調(diào)制處理。由 1表 10-1 查出其強(qiáng)度極限B650N / mm2，并由1表10-3中查出與其對應(yīng)的1b60N / mm2，取=0.58M vbM b2288812.362(0.58

53、42190)2 N mmT92121.8N mm根據(jù) b-b 剖面的當(dāng)量彎矩求直徑M vb392121.824.85mmd3 30.1mm0.11b60在結(jié)構(gòu)設(shè)計中該處的直徑d335mm ，故強(qiáng)度足夠。9.8 校核鍵連接的強(qiáng)度帶輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力為4T1442190MPa34.4 MPap257(36d1hl8)23/35取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由表8-33 查得p =125150MPa ，p ，強(qiáng)度足夠9.9 校核軸承壽命 計算當(dāng)量動載荷由 Fa1 / C0 =826.42 /20000=0.041, 查 3 表 11-9得e=0.42 ，因 Fa1 / R1 =826.42/1316

54、.8=0.73 e,故 X=0.44 ，Y=1.36 ，則軸承 1的當(dāng)量動載荷為P =X R +Y F =0.44 1136.8N+1.36 826.472N=1624N11a1由 Fa 2 / C0 =567.92/20000=0.028 ，查 3 表 11-9 得 e=0.40 ，因Fa 1 / R2 =826.42/1419.8=0.58e, 故 X=0.44 ， Y=1.40 ，則軸承 2 的當(dāng)量動載荷為 =X R2 +Y Fa 2 =0.44 1419.8N+1.4 567.92N=1419.8N(3 校核軸承壽命因 P1 P2 ,故只需要校核軸承 1 的壽命， P= P1 。軸承在

55、 100以下工作，查表8-34 得 fT =1, 。查表 8-35 得載荷系數(shù)fP =1.5軸承 1 的壽命為106310613fT C30500Lh1f P P60 577.231.5h60n11624=56671.8hLh Lh ，故軸承壽命足夠鋼，調(diào)質(zhì)處理dmin =35.44mmd1 46.09 46.98低速軸的設(shè)計與計算10.1 已知條件低速軸傳遞的功率 P3 =2.35kW ，轉(zhuǎn)速 n3 70.24r / min ，齒輪 4 分度元圓直徑 d4 =215.21mm ，齒輪寬度 b4 =86mm10.2 選擇軸的材料因傳遞功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故查 3 表 8-2

56、6 選用常用的材料45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。24/3510.3 初算軸徑查3表9-8 得 C=106135 ，考慮軸端只承受轉(zhuǎn)矩，故取小值C=110則P3.02dmin33C 1103n3mm 35.44mm40.15d1軸與聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%5% ，軸端最細(xì)處直徑35.44+35.44 (0.030.05mm=36.5037.2110.4 結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖所示（ 1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計該減速器發(fā)熱小，故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最小軸徑處開始設(shè)計（ 2） 聯(lián)軸器及軸段 軸段上安裝聯(lián)軸器，此段設(shè)計應(yīng)與聯(lián)軸器的選擇同步進(jìn)行為了補(bǔ)償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤

57、差、隔離震動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查3 表 8-3 7，取 K A =1.5 ，則計算轉(zhuǎn)距TC = K A T3 =1. 5319510N mm=479265 N mm由3 表 8-38 查得 GB/T 5014-2003 中的 LX3 型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為1250N mm， 許 用 轉(zhuǎn) 速4750r/min， 軸 孔 范 圍 為3048mm。 考 慮d 46.98mm，取聯(lián)軸器轂孔直徑為42mm，軸孔長度84mm， J 型軸孔， A 型鍵，聯(lián)軸器主動端代號為LX3 42 84 GB/T 5014-2003,相應(yīng)的軸段的直徑d1 =42mm，其長度略小于轂孔寬度，取L1 =82mm3）

58、 密封圈與軸段在確定軸段的軸徑時，應(yīng)考慮聯(lián)軸器的軸向固定及 軸 承 密 封 圈 的 尺 寸 。 聯(lián) 軸 器 用 周 肩 定 位 ， 軸 肩 高 度 h=0.07 0.1 ）d1 =0.07 0.1 ） 42mm=2.944.2mm 。軸段的軸徑d2 = d1 +2 h=47.88 50.4mm，最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度小于3m/s, 可選用氈圈油封，查 3 表 8-27 ，選氈圈 50JB/ZQ4606-1997, 則 d2 =50mm（4）軸承與軸段及軸段的設(shè)計軸段和上安裝軸承，其直徑應(yīng)既便于軸承安裝，又應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列?？紤]齒輪無軸向力存在，選用深溝球 軸承?，F(xiàn)暫取軸承為621

59、1C, 由 3 表11-9得 軸承內(nèi)徑d=55mm，外徑d1 =42mmL1 =82mmd2 =50mmd3 =55mmL3 =21mmd6 =55mmd5 =58mmL5 =84mmd4 =68mmL4 =91.5mmL2 =47mmL6 =50mml1 =63mml2 =128mml3 =116.525/35D=100mm， 寬 度B=21mm， 內(nèi) 圈 定 位 軸 肩 直 徑 da =64mm ， 外 圈 定 位 直 徑Da =91mm, 對軸的力作用點(diǎn)與外圈大端面的距離a3 =27.5mm ，故 d3 =55mm 。故 L3 = B =21mm通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，故d6

60、 =55mm（5） 齒輪與軸段 該段上安裝齒輪 4，為了便于齒輪的安裝， d5 應(yīng)略大于 d6 ，可初定 d5 =58mm ，齒輪 4 輪轂的寬度范圍為 1. 2 1.5 ）， d5 =69.687mm，小于齒輪寬度 b4 =86mm ，取其輪轂寬度等于齒輪寬度，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段的長度應(yīng)比輪轂略短，故取 L5 =84mm 。（6）軸段該軸段為齒輪提供定位和固定作用，定位軸肩的高度為h=/2=10mm+(95-86/2mm=14.5mm,則該軸段的長度 L4 = Bx 4 b4 + =80 14.586+12）mm=91.5mm（7） 軸段