車間零件傳送設(shè)備傳送裝置課程設(shè)計報告書

1、文檔編碼 : CY3G5D7P6D7 HX3J5Y2Q5O2 ZM5L6N6D7C3理 工 學(xué) 院課 程 設(shè) 計 報 告 書題目：車間零件傳送設(shè)備傳送裝置系部：機(jī)械工程學(xué)院專 業(yè)：機(jī)械電子工程班 級： 11 級機(jī)電二班姓 名：帆學(xué) 號：2022 年 3 月 14 日目錄. 第 1 章概述 2 1.1 課程設(shè)計的目的 3 1.2 設(shè)計的容和任務(wù) 3 1.2.1 設(shè)計的容 3 1.2.2 設(shè)計的任務(wù) 3 1.3 設(shè)計的步驟 3 第 2 章傳動裝置的總體設(shè)計 4 2.1 擬定傳動方案 4 2.2 選擇原動機(jī)電動機(jī) 4 2.2.1 選擇電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式 5 2.2.2 確定電動機(jī)的功率 5 2.2

2、.3 確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速 5 2.3 傳動裝置總傳動比的確定與各級傳動比的支配 6 2.3.1 運(yùn)算總傳動比 6 2.3.2 合理支配各級傳動比 6 2.4 算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù) 6 2.4.1 各軸轉(zhuǎn)速運(yùn)算 7 2.4.2 各軸輸入功率運(yùn)算 7 2.4.3 各軸扭矩運(yùn)算 7 第 3 章傳動零件的設(shè)計運(yùn)算 7 3.1 減速箱外傳動零件帶傳動設(shè)計 7 3.1.1 V 帶傳動設(shè)計運(yùn)算 7 3.2 減速器傳動零件高速級齒輪設(shè)計 9 3.2.1 選擇齒輪類型、精度等級、材料與齒數(shù) 9 3.2.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 11 3.2.3 按齒根彎曲強(qiáng)度運(yùn)算 12 3.2.4 、高速級齒輪幾何尺寸運(yùn)算

3、13 3.3 減速器傳動零件低速級齒輪設(shè)計 14 3.3.1 選擇齒輪類型、精度等級、材料與齒數(shù) 14 3.3.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 14 3.3.3 按齒根彎曲強(qiáng)度運(yùn)算 16 2 / 34 . 3.3.4 、低速級齒輪幾何尺寸運(yùn)算 17 3.4 軸的設(shè)計輸入軸的設(shè)計 17 3.4.1 確定軸的材料與初步確定軸的最小直徑 17 3.4.2 初步設(shè)計輸入軸的結(jié)構(gòu) 18 .4.3 按彎曲合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 18 3.5 軸的設(shè)計輸出軸的設(shè)計 21 3.5.1 初步確定軸的最小直徑 21 3.5.2 初步設(shè)計輸出軸的結(jié)構(gòu) 22 3.6 軸的設(shè)計中速軸的設(shè)計 26 第 4 章部件的選擇與設(shè)計 26

4、 4.1 軸承的選擇 26 4.1.1 輸入軸軸承 26 4.1.2 輸出軸軸承 27 4.1.3 中間軸軸承 27 4.2 輸入軸輸出軸鍵連接的選擇與強(qiáng)度運(yùn)算 27 4.3 軸承端蓋的設(shè)計與選擇 29 4.3.1 類型 29 4.4 滾動軸承的潤滑和密封 30 4.5 聯(lián)軸器的選擇 30 4.5.1 、聯(lián)軸器類型的選擇 30 4.5.2 、聯(lián)軸器的型號選擇 30 4.6 其它結(jié)構(gòu)設(shè)計 30 4.6.1 通氣器的設(shè)計 30 4.6.2 吊環(huán)螺釘、吊耳與吊鉤 30 4.6.3 啟蓋螺釘 30 4.6.4 定位銷 30 4.6.5 油標(biāo) 30 4.6.6 放油孔與螺塞 31 4.7 箱體 31 第

5、 5 章結(jié)論 3333 / 34 . 第 1 章 概述1.1 課程設(shè)計的目的 課程設(shè)計目的在于培養(yǎng)機(jī)械設(shè)計才能；課程設(shè)計是完成機(jī)械設(shè)計專業(yè)全部課程學(xué)習(xí)的最終一次較為全面的、重要的、必不行少的實(shí)踐性教學(xué)環(huán)節(jié),其目 的為：1. 通過課程設(shè)計培養(yǎng)綜合運(yùn)用所學(xué)全部專業(yè)與專業(yè)基礎(chǔ)課程的理論學(xué)問,解決工程實(shí)際問題的才能,并通過實(shí)際設(shè)計訓(xùn)練,使理論學(xué)問得以鞏固和提高；2. 通過課程設(shè)計的實(shí)踐,把握一般機(jī)械設(shè)計的基本方法和程序,培養(yǎng)獨(dú)立 設(shè)計才能；3. 進(jìn)行機(jī)械設(shè)計工作基本技能的訓(xùn)練,包括訓(xùn)練、運(yùn)算、繪圖才能、運(yùn)算；機(jī)幫忙設(shè)計才能,熟識和運(yùn)用設(shè)計資料（手冊、圖冊、標(biāo)準(zhǔn)、規(guī)等）1.2 設(shè)計的容和任務(wù) 1.2.1

6、 設(shè)計的容 本設(shè)計的題目為二級直齒圓柱齒輪減速器,設(shè)計的主要容包括以下幾方面：（1）擬定、分析傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)；（2）選擇電動機(jī),運(yùn)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)；（3）進(jìn)行傳動件的設(shè)計運(yùn)算,校核軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵等；（4）繪制減速器裝配圖與典型零件圖；（5）編寫設(shè)計運(yùn)算說明書；1.2.2 設(shè)計的任務(wù)（1）減速器裝配圖 1（0 號圖紙）（2）輸入軸零件圖 1 （3）齒輪零件圖 1 （4）設(shè)計說明書 1 份 1.3 設(shè)計的步驟 遵循機(jī)械設(shè)計過程的一般規(guī)律,大體上按以下步驟進(jìn)行：1. 設(shè)計預(yù)備 認(rèn)真爭論設(shè)計任務(wù)書,明確設(shè)計要求和條件,認(rèn)真閱讀減速器參 考圖,拆裝減速器,熟識設(shè)計對象；2. 傳

7、動裝置的總體設(shè)計依據(jù)設(shè)計要求擬定傳動總體布置方案,選擇原動機(jī),運(yùn)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)；4 / 34 . 3. 傳動件設(shè)計運(yùn)算 設(shè)計裝配圖前,先運(yùn)算各級傳動件的參數(shù)確定其尺寸,并 選好聯(lián)軸器的類型和規(guī)格；一般先運(yùn)算外傳動件、后運(yùn)算傳動件；4. 裝配圖繪制 運(yùn)算和選擇支承零件,繪制裝配草圖,完成裝配工作圖；5. 零件工作圖繪制 零件工作圖應(yīng)包括制造和檢驗(yàn)零件所需的全部容；6. 編寫設(shè)計說明書 設(shè)計說明書包括全部的運(yùn)算并附簡圖,并寫出設(shè)計總結(jié)；第 2 章 傳動裝置的總體設(shè)計傳動裝置的總體設(shè)計,主要包括擬定傳動方案、選擇原動機(jī)、確定總傳 動比和支配各級傳動比以與運(yùn)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)；2.

8、1 擬定傳動方案 帶傳動傳動平穩(wěn)、吸振且能起過載愛惜作用,故在高速級布置一級帶傳動；在 帶傳動與運(yùn)輸帶之間布置一臺二級圓柱齒輪減速器,軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián) 軸器；圖 2-2 傳動布置方案簡圖 1減速器 2 聯(lián)軸器 3 滾筒 4 運(yùn)輸帶 5 電動機(jī) 6 帶傳動 2.2 選擇原動機(jī)電動機(jī) 電動機(jī)為標(biāo)準(zhǔn)化、系列化產(chǎn)品,設(shè)計中應(yīng)依據(jù)工作機(jī)的工作情形和運(yùn)動、動力參數(shù),依據(jù)選擇的傳動方案,合理選擇電動機(jī)的類型、結(jié)構(gòu)型式、容量和 轉(zhuǎn)速,提出具體的電動機(jī)型號；2.2.1 選擇電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式 電動機(jī)有交、直流之分,一般工廠都接受三相溝通電,因而選用溝通電動5 / 34 . 機(jī)；溝通電動機(jī)分異步、同步電動

9、機(jī),異步電動機(jī)又分為籠型和繞線型兩種,其中以一般籠型異步電動機(jī)應(yīng)用最多,目前應(yīng)用較300 廣的 Y 系列自扇冷式籠型三相異步電動機(jī),電壓為 380V,其結(jié)構(gòu)簡潔、起動性能好,工作牢靠、價格低廉、愛惜便利,適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體、無特殊要求的場合,如運(yùn)輸機(jī)、機(jī)床、農(nóng)機(jī)、風(fēng)機(jī)、輕工機(jī)械等；2.2.2 確定電動機(jī)的功率電動機(jī)功率選擇直接影響到電動機(jī)工作性能和經(jīng)濟(jì)性能的好壞：如所選電動機(jī)的功率小于工作要求,就不能保證工作機(jī)正常工作；如功率過大,就電動機(jī)不能滿載運(yùn)行,功率因素和效率較低,從而增加電能消耗,造成鋪張；1. 帶式輸送機(jī)所需的功率 P w由1 中公式（ 2-3 ）得：Pw FV /

10、 1000 4250 .0 95 / 1000 kW 4 . 0375 kW2. 運(yùn)算電動機(jī)的輸出功率 P d依據(jù)文獻(xiàn) 1 （機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計光等編 高等訓(xùn)練出版）表 4-4 確定部分效率如下：彈性聯(lián)軸器：1 .0 99（兩個）滾動軸承（每對）：2 0 . 99（五對）圓柱齒輪傳動：3 0 . 98（精度 7 級）傳動滾筒效率：4 0 . 96V帶傳動效率：5 0 . 95傳動系數(shù)總效率 : 1.25.2.4.5.0 99w50 . 9920 . 980 . 9600. 950 . 8254.9kW3P d電動機(jī)的輸出功率：P4.0375.825kW2.2.3 確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速依據(jù)動力源和工作

11、條件,電動機(jī)的類型選用Y 系列三相異步電動機(jī)；電動機(jī)的轉(zhuǎn)速選擇常用的兩種同步轉(zhuǎn)速：1500r / min 和 1000r / min,以便選擇；1. 運(yùn)算滾筒的轉(zhuǎn)速 n w由公式 nw 60 1000 V D 運(yùn)算輸送帶滾筒的轉(zhuǎn)速：nw 60 1000 V D 60 1000 .0 95 320 r min 56 7. r min2. 確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速 dn由參考文獻(xiàn) 2 （機(jī)械設(shè)計）中表 181 可知兩級圓柱齒輪減速器舉薦傳動比圍為i860,由參考文獻(xiàn) 1 V 帶傳動比圍為i24,所以總傳動比合理圍6 / 34 . 為總i16240,故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選圍是：nd 16240 56 . 7 r

12、/min907 2.13608 r/min符合這一圍的同步轉(zhuǎn)速有1000r/min 、1500r/min 、3000r/min 由參考文獻(xiàn) 1 中表 8-53 查得：方案電動機(jī)型號額定功率電動機(jī)轉(zhuǎn)速n/r/min 同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速（ kW）1 Y132S-4 5.5 1500 1440 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 表 8-53 中,方案 1 轉(zhuǎn)速高,電動機(jī)價格低,總傳動比雖然大些,但完全可以通過帶傳動和兩級齒輪傳動實(shí)現(xiàn),所以選擇方案 1；其主要參數(shù)如下：表 2-1 電動機(jī)相關(guān)參數(shù)型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速外伸軸徑外伸軸長度中心高Y132S-4 /kW / r/min /mm /m

13、m /mm 5.5 1440 38 80 132 2.3 傳動裝置總傳動比的確定與各級傳動比的支配2.3.1 運(yùn)算總傳動比nw由 電 動 機(jī) 的 滿 載 轉(zhuǎn) 速nm1440r/min和 工 作 機(jī) 主 動 軸 的 轉(zhuǎn) 速56 r/min可得總傳動比in mn w144056 7.25 . 42.3.2 合理支配各級傳動比取帶傳動傳動比1i3,就兩級減速器傳動比i ji3ji1i325 . 438 . 47就雙級直齒圓柱齒輪減速器高速級傳動比為i21. 32,低速級傳動比為i3iji28 . 473 . 32.2 552.4 算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)2.4.1 各軸的轉(zhuǎn)速運(yùn)算n n m / i

14、 1 480 r / minn n / i 2 144 . 58 r / minnIV n n / 3 56 . 7 r / min7 / 34 . 2.4.2 各軸輸入功率運(yùn)算P IP d5249.0 .95KW4 . 66KW4 . 52KWP IIP23.4 660 . 99.0 98 KWP IIIP II34 . 52.0 990 . 98 KW4 . 39 KWP IVP III124 .39.0990 . 99KW.43 KW2.4.3 各軸輸入扭矩運(yùn)算T I 9550 P I n I 92 . 71 N . mT II 9550 P II n II 298 . 56 N . m

15、T III 9550 P III n III 739 . 41 N . mT IV 9550 P IV n IV 724 . 25 N . m各項(xiàng)指標(biāo)誤差均介于 +5%-5%之間；各軸運(yùn)動和動力參數(shù)見表 4：表 2-4 各軸運(yùn)動和動力參數(shù)軸號功率 P kw 轉(zhuǎn)矩 T（N .m）轉(zhuǎn)速 n r/min I 軸4.66 480 92.71 軸4.52 298.56 144.58 III軸4.39 739.41 56.7 滾筒軸 IV 軸 4.3 724.25 56.7 第 3 章 傳動零件的設(shè)計運(yùn)算3.1 減速箱外傳動零件帶傳動設(shè)計3.1.1 V 帶傳動設(shè)計運(yùn)算1、確定運(yùn)算功率由2 中表 8-7 查

16、得工作情形系數(shù)KA1 .15 . 39 kW由2 中公式 8-21 ：P caKAP d1.14. 92、選擇 V 帶的帶型依據(jù) Pca 5 . 39 kW 與 nm 1440r / min , 由2 中圖 8-11 選用 A 型3、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑 d 并驗(yàn)算帶速v初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑 d d 1由2 中表 8-6 和表 8-8 ,取小帶輪的基準(zhǔn)直徑 d d 1 90 mm8 / 34 . 驗(yàn)算帶速v 按2 中公式 8-13 驗(yàn)算帶的速度v60d 1n6.78m/s由于5m/sv25m/s, 故帶速合適；1000運(yùn)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑；依據(jù)d d2idd1390270 mm2 中公式 8-1

17、5a 運(yùn)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑由2 中表 8-8 取dd2280 mmL da 02d d1d d2, 4、確定 V 帶的中心距a 和基準(zhǔn)長度依據(jù) 2 中公式 8-20,.0 7d d1d d2初定中心距a 0500 mm由 2 中公式 8-22 運(yùn)算所需的基準(zhǔn)長度L d02 a 02dd1dd2dd2dd12904 a 025002902802809021599mm4500由2 中表 8-2 選帶的基準(zhǔn)長度Ld1600 mm運(yùn)算實(shí)際中心距 a由2 中公式 8-23 運(yùn)算aa0Ld2Ld0500160021599500mm5、驗(yàn)算小帶輪上的包角1依據(jù) 2 中公式 8-25 運(yùn)算：1180dd2dd

18、157.318028090573.158.2a5006、運(yùn)算帶的根數(shù) z 運(yùn)算單根 V 帶的額定功率 rp由 dd 1 90 mm 和 nm 1440r / min , 查2 中表 8-4a 得 P 0 1 . 064 KW依據(jù) nm 1440 r / min i 3 和 A 型帶查 2 中表 8-4b 得 P 0 0 . 17 KW查2 中表 8-5 得 K 0 . 94,查2 中表 8-2 得 K L 0 . 99 , 于是由 2 中公式 8-26：PP 0P 0KKL1 . 0640 . 17 0 . 940 . 99KW1 . 15 KW運(yùn)算 V 帶的根數(shù) z 9 / 34 . zP

19、c a.5394 . 69取 5 根P.1 157、運(yùn)算單根 V 帶的初拉力的最小值F 0min依據(jù) 2 中公式 8-27 ：F 0min5002 5.KKP caqv 250025.0.9465. 390 .16. 782136. 53Nzv0.945. 78其中 q 由2 中表 8-3 得 A 型帶q0 1. kg/m應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力F 0F 0min；8、運(yùn)算壓軸力壓軸力的最小值由 1 中公式 8-28 得：F pmin2zF0minsin125136. 53sin158.21340.67N229、帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計查2 中表 8-10 得大、小帶輪總寬度：B4152978mmV型帶傳動相關(guān)

20、數(shù)據(jù)見表3-0 ；表 3-0 V 型帶傳動相關(guān)數(shù)據(jù)計 算 功 率傳動比帶速帶型根數(shù)單 根 初 拉 力（ N）壓軸力P （kw）i V m/s （ N）5.39 3 6.78 A 5 136.53 1340.67 小帶輪直徑大帶輪直中心距基準(zhǔn)長度帶輪寬度 mm 小帶輪包角mm 徑mm mm （mm）90 270 500 1600 78 158.203.2 減速器傳動零件高速級齒輪設(shè)計3.2.1 選擇齒輪類型、精度等級、材料與齒數(shù)依據(jù)已經(jīng)選定的傳動方案,高速級齒輪選擇如下：1. 齒輪類型 選用直齒圓柱齒輪傳動2. 齒輪精度等級 帶式輸送機(jī)為一般機(jī)器速度不高,依據(jù) 2 中表 10-8 ,選擇7 級精

21、度（ GB10095-88）3. 材料 由2 中表 10-1 選擇：兩者材料硬度差為 40HBS 小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì) 硬度 280HBS 10 / 34 . 大齒輪 45鋼調(diào)質(zhì)硬度 240HBS 4. 試選擇小齒輪齒數(shù)1z25大齒輪齒數(shù)z 2i2. Z 13.3225833.2.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計1. 確定公式各運(yùn)算數(shù)值試選載荷系數(shù)tk.91 3.6 10P.9556 104 . 66.9 271104Nmm小齒輪轉(zhuǎn)矩T 155n I4801由文獻(xiàn) 2 中表 10-6 查得材料彈性影響系數(shù)zEd189 MPa2齒寬系數(shù)：由文獻(xiàn) 2 中表 107 知齒寬系數(shù)1由文獻(xiàn) 2 中圖 10-21

22、d 按齒面硬度查得齒輪接觸疲乏強(qiáng)度極限：Hlim1600MPaHlim1550MPa運(yùn)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N 160 n 1jL h6048012830081 . 1069 10KHN20 . 95N2N 1/u 11 . 1069 103 . 3318 10KHN10 . 90.3 32由文獻(xiàn) 2 中圖 10-19 取接觸疲乏壽命系數(shù)運(yùn)算接觸疲乏許應(yīng)力取失效概率為 1% 安全系數(shù) S=1 由文獻(xiàn) 2 中式 10-12 H1K HN1lim10. 90600540MPa9. 2711043.3211898.2SH2K HN2lim20 .95550522.5 MPaS運(yùn)算由式d1 t2.32.3KT

23、1.u 1u 11.ZE2dH試算小齒輪分度圓直徑d1 t22.3231 3.d 1t2 . 32.3KtT 1.u 11.ZEdu 1H21/s3. 32522.563.694mm63.69448016.m運(yùn)算圓周速度 vv60d1 tn 1100060100011 / 34 . 運(yùn)算齒寬 b bdd 1 t163 . 69463 . 694 mm運(yùn)算齒寬與齒高比b h.2 548齒高h(yuǎn)2 .25 m t2 . 252 . 5485 . 733模數(shù)m td 1t63 . 694Z 125b63.69411. 11h5. 733 運(yùn)算載荷系數(shù)據(jù)v1 .6m/s 7 級精度；由圖 10-8 查動

24、載荷系數(shù)Kv1 . 08KA1直齒輪KHKF1由文獻(xiàn) 2 中表 10-2 查得使用系數(shù)由文獻(xiàn) 2 中表 10-4 用插值法查得7 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時KH1 . 423KF.1 35由b11.11KH.1 423在文獻(xiàn) 2 中查圖 10-13 得h故載荷系數(shù) K K A K v K H K H 1 .1 08 1 1 . 423 1 . 537 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,由文獻(xiàn)d 1 d 1 t 3 K63 . 694 3 .1 53767 . 351 mmK t 1 . 3 運(yùn)算模數(shù) m m d 1 67 . 351 .2 69 mmZ 1 253.2.3 按齒根

25、彎曲強(qiáng)度運(yùn)算2 中式 10-10a 得由文獻(xiàn) 1 中式 10-5 彎曲強(qiáng)度設(shè)計公式m32KT 1Y FaY Sad2 Z 1F1. 確定公式各運(yùn)算數(shù)值 由文獻(xiàn) 2 中圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲乏強(qiáng)度極限 FE 1 500 MPa大齒輪的彎曲疲乏強(qiáng)度極限 FE 2 380 MPa 由文獻(xiàn) 2 中圖 10-18 取彎曲疲乏壽命系數(shù) K FN 1 0 . 85 K FN 2 .0 88 運(yùn)算彎曲疲乏許應(yīng)力取彎曲疲乏安全系數(shù) S 1 4. 由2 中式 10-12 12 / 34 . F1KFN1FE10. 85500303. 57MPaS14.F2KFN2FE20 .88.380238.86

26、MPa2.2214S14 運(yùn)算載荷系數(shù)KKAKvKFKF1.1 0811 . 351 . 458 查取齒形系數(shù)由2 中表 10-5 查得：Y Fa12 . 62,Y Fa 查取應(yīng)力校正系數(shù)由2 中表 10-5 查得：Y Sa 11. 59,Y Sa21 . 773運(yùn)算大小齒輪的Y FaY SaFY Fa1Y Sa 12 .621. 590 .01372Y Fa2FY Sa 22 .214.1 . 7730 .01643F1303. 57223886大齒輪的數(shù)值大2. 設(shè)計運(yùn)算m32 KT 12d Z 1Y FaY Sa321.4589.2711040. 016431 .92mm1252F對比運(yùn)

27、算結(jié)果,由齒面接觸疲乏強(qiáng)度運(yùn)算的模數(shù)m 大于由齒根彎曲疲乏強(qiáng)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(qiáng)度所準(zhǔn)備的承載才能,而齒面接觸疲乏強(qiáng)度所準(zhǔn)備的承載才能,僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積有關(guān),可取由齒根彎曲疲乏強(qiáng)度運(yùn)算的模數(shù)1.92 并依據(jù) GB1357-87就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m2,按齒面接觸疲乏強(qiáng)度算得的分度圓直徑d167. 351 mm,算出小齒輪的齒數(shù)z 1d167.35134大齒輪的齒數(shù)2z3.3234112.88取z2113m23.2.4 、高速級齒輪幾何尺寸運(yùn)算分度圓直徑d1z 1m34268mmd2B 2z 2m1132226 mm 中心距a68226147mm取B

28、173 mm68mm268 mm 齒輪寬度bdd 113 / 34 . 圓周力：Ft12 T 1292 . 712726 . 76 Nd 168103徑向力：F r1F t1tano 202726 .76tano 20992 . 46N表 3-1 高速級齒輪設(shè)計幾何尺寸與參數(shù)齒輪壓力模數(shù)中心齒數(shù)齒數(shù)分度圓齒寬角距比直徑小齒輪202 147 3.32 34 68 73 大齒輪113 226 68 3.3 減速器傳動零件低速級齒輪設(shè)計3.3.1 選擇齒輪類型、精度等級、材料與齒數(shù) 選用直齒圓柱齒輪傳動 傳動速度不高,選擇 材料選擇7 級精度（ GB10095-88）小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì)硬度 28

29、0HBS i3Z366 . 367大齒輪 45 調(diào)質(zhì)硬度 240HBS 選擇小齒輪齒數(shù)3z26大齒輪齒數(shù)z 43.3.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計d3t2. 32.3KT3.u21.ZE2du 2H1. 確定公式各運(yùn)算數(shù)值試選載荷系數(shù)tk.1 395 . 55 10P 295 5.5 104 . 522 . 98565 10Nmm小齒輪傳遞的扭矩T 3n 2144 . 581由2 中表 10-6 查得材料彈性影響系數(shù)zE189 MPa2由2 中表 10-7 選取齒寬系數(shù)d1由2 中圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪接觸疲乏強(qiáng)度極限Hlim34600 MPa大齒輪的接觸疲乏強(qiáng)度極限Hlim550M

30、Pa14 / 34 . 由2 中式 10-13 運(yùn)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N360 n 2jLh60144 . 58128300833 . 3318 104.098N4N3.3 3318 10.130610 8u 22 . 55HN0 . 94KHN 由2 中圖 10-19 取接觸疲乏壽命系數(shù)K 運(yùn)算接觸疲乏許應(yīng)力 由2 中式 10-12 取失效概率為 1% 安全系數(shù) S=1 H3K HN3lim30.94600564MPaSH4K HN4lim40 .98550539MPaS2. 運(yùn)算 運(yùn)算小齒輪分度圓直徑d3 ,代入H2mm713m/sd3t2 .32.3KT3.u221.ZE42duH2 .323

31、1.32 .98561052.551189.8294. 2312. 55539 運(yùn)算圓周速度v60d3tn294.23144. 580 .1000601000 運(yùn)算寬度 b bdd3 t194 . 2394 . 23 mm 運(yùn)算齒寬與齒高比b h模數(shù)m td3 t94 . 23.3 62 mmZ32611. 56齒高h(yuǎn)2 .25 m t2 . 25.3 628 . 15 mmb94. 23h8 .15 運(yùn)算載荷系數(shù)據(jù)v0 .713m/s 7級精度；由 2 中圖 10-8 查動載荷系數(shù)Kv.1 02；直齒輪KHKF1；由2 中表 10-2 查得使用系數(shù)KA1；15 / 34 . 由2 中表 10

32、-4 用插值法查得 7 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時KH1 . 43由bK11.56KHH.143查2 中圖 10-13 得KF1 4.h故載荷系數(shù)KAKvKHK1.1 0211 . 431 . 46 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,由d 3d3 t3K94 . 2331 . 461 3.97 .95 mmKt 運(yùn)算模數(shù) m md 397. 953 .77mmZ3263.3.3 按齒根彎曲強(qiáng)度運(yùn)算2 中式 10-10a 得由2 中式 10-5 彎曲強(qiáng)度設(shè)計公式m32 KTY FaY Sad2 Z 1F1. 確定公式各運(yùn)算數(shù)值 由2 中圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲乏強(qiáng)度極限

33、 FE 3 500 MPa；大齒輪的彎曲疲乏強(qiáng)度極限 FE 2 380 MPa 由2 中圖 10-18 取彎曲疲乏壽命系數(shù) K FN 3 0 . 95,K FN 4 0 . 98 運(yùn)算彎曲疲乏許應(yīng)力 取彎曲疲乏安全系數(shù) S 1 4.,由 2 中式 10-12 F 3 K FN 3 FE 3 0 . 95 500339 . 29 MPaS 1 . 4K FN 4 FE 4 0 . 98 380F 4 266 MPaS 1 . 4 運(yùn)算載荷系數(shù) K K K A K V K F K F 1 1 . 02 1 1 . 4 .1 428 查取齒形系數(shù) 由2 中表 10-5 查得：Y Fa 3 .2 6,

34、Y Fa 4 2 . 252 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由 2 中表 10-5 查得：Y Sa 3 1 . 595,Y Sa 4 1 . 764運(yùn)算大小齒輪的 Y FaY Sa Y Fa 3 Y Sa 3 2 . 6 1 . 5950 . 01222F F 3 339 . 2916 / 34 . Y Fa4FY Sa42.2521. 7640.0149342662. 設(shè)計運(yùn)算m32KTY FaY Sa10560 .014935. 21mmdZ 12Fm2KTY FaY Sa321.4282. 9856dZ2 1F1262mmm依據(jù) 2 中表 101 就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值運(yùn)算小齒輪齒數(shù)Z3d397. 951

35、7m6運(yùn)算大齒輪齒數(shù)Z42.5517443.3.4 、低速級齒輪幾何尺寸運(yùn)算 分度圓直徑dd 3dZ3m176102 mmd4Z4m446264mm 中心距a23411022264183mmB 4102mm2 齒輪寬度bdd102102 mmB 3107 mm3表 3-2 低速級齒輪設(shè)計幾何尺寸與參數(shù)齒輪壓力角模數(shù)中心齒數(shù)比齒數(shù)分度圓齒根圓齒頂圓齒寬距直徑直徑直徑小齒輪206 183 2.55 17 102 147.5 170 107 大齒輪44 264 477.5 500 102 3.4 軸的設(shè)計輸入軸的設(shè)計3.4.1 確定軸的材料與初步確定軸的最小直徑1、確定軸的材料 輸入軸材料選定為 4

36、0Cr,鍛件,調(diào)質(zhì)；2、求作用在齒輪上的力 依據(jù)輸入軸運(yùn)動和動力參數(shù) , 運(yùn)算作用在輸入軸的齒輪上的力：PI 4 . 66 KW nI 480r / min T 92 . 71 N m圓周力：Ft 1 2 T 1 2 92 . 713 2726 . 76 Nd 1 68 10o o徑向力：F r 1 F t 1 tan 20 2726 . 76 tan 20 992 . 46 N17 / 34 . 3、初步確定軸的最小徑, 選取軸的材料為 45 號鋼,調(diào)制處理,依據(jù)2 中表 15-3 ,取A 0112d minA 03P I11234 . 6623 . 89 mmn4803.4.2 初步設(shè)計輸

37、入軸的結(jié)構(gòu)依據(jù)軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長度已知軸最小直徑為dmin23.89mm,由于是高速軸,明顯最小直徑處將裝大帶輪,故應(yīng)取標(biāo)準(zhǔn)系列值d A25mm,為了與外連接件以軸肩定位,故取B段直徑為d B35mm；初選滾動軸承；因該傳動方案沒有軸向力,高速軸轉(zhuǎn)速較高,載荷不大,故選用深溝球軸承（接受深溝球軸承的雙支點(diǎn)各單向固定）；參照工作要求并依據(jù)dB 35 mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組、 標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承 6208（參考文獻(xiàn) 1 表 8-32）,其尺寸為 d D B 40 mm 80 mm 18 mm,為防止箱潤滑油飛濺到軸承使?jié)櫥♂尰蜃冑|(zhì),在軸承向著箱體壁

38、一側(cè)安裝擋油板,依據(jù)需要應(yīng)分別在兩個擋油板的一端制出一軸肩,故：d D 45 mm d E d F 60 mm；由于軸承長度為 21mm,依據(jù) 4 中圖 5.3 擋油板總寬度為 18mm故l C l H 39 mm,依據(jù)箱座壁厚,取 12 且齒輪的右端面與箱壁的距離 2 1,就 取 2 12 mm, 根 據(jù) 4 中 圖 5.3 , 而 擋 油 板 測 與 箱 體 壁 取 3mm, 故lG 12 3 9 mm； 根 據(jù) 參 考 文 獻(xiàn) 1 表 3-1 知 中 間 軸 的 兩 齒 輪 間 的 距 離1 10 15, 估 取 1 10 mm, 且 中 間 軸 的 小 齒 輪 端 面 與 箱 體 壁

39、距 離 為2 12 mm,因 B 3 107 mm,B 2 68 mm,B 1 l F 73 mm故 lD 12 107 10 68 7312 12 73 3 3 9 111 . 5 mm；2 2設(shè)計軸承端蓋的總寬度為 45mm（由減速器與軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定） ,依據(jù)軸承端蓋的拆裝與便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與外連接件的右端面間的距離為 30mm,故 lB 75 mm；依據(jù)依據(jù)帶輪寬度可確定 l A 118 mm18 / 34 . 111.5 73 A25 35 B40 C45 DEF60 H40 G圖 3-1 輸入軸結(jié)構(gòu)簡圖 .4.3 按彎曲合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 軸的受力

40、簡圖Fr1=992.46NTDnACFt1=2726.76NBFp=1340.67N圖 3-2 輸入軸的受力簡圖（）運(yùn)算支座反力 H面m A01340.671299.84N25688 . 5 R BH256 F r1144 5.Fp0R BH256F r1144.5Fp256992. 46144.525688.5344.5F x0Fr1FpR BHR AH0461648 . 05NR AHR BHFpF r11299 .841340 . 67992 .V面R AVF t12562726.7652562026. 27N3445.344.19 / 34 . （）運(yùn)算 H面與 V 面的彎矩,并作彎矩

41、圖H面DA段：MHxFpx1340 . 67 x0 x144 . 5 N.mm當(dāng)x0時,在 D處MHD01445.238143.23當(dāng)x144.5時,在 A處M HA1648.05.BC段：MHxR BHx1299.84x 0 x88 5. 當(dāng)x0時,在 B處MHB0mm88 .5115035 . 84N當(dāng)x88.5時,在 C處M HC1299 .84V面MVDMVAxMVB027256518725 . 12N.mmMVCR AV2026 .（）運(yùn)算合成彎矩并作圖MDMB0M A238143.23N.mm518725.122531327.58NmmMCMHC2MVC2115035.842（）運(yùn)

42、算T 并作圖TI0 .392.71100027813N.mm（）校核軸的強(qiáng)度按彎矩合成強(qiáng)度條件,校核危險點(diǎn)即C 截面圓周表面處應(yīng)力；扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力,取C20.3,由 2 中表 15-1 查得,軸彎曲疲乏極限1335MPaMT I22531327 . 580 . 392 . 71213 . 66 MPacaW3 7310 1.結(jié)論：強(qiáng)度足夠；20 / 34 . zTDxOVy+Fr1=992.46NnACBFp=1340.67NAFt1=2726.76NFr1BXCFpRAHRBH XBRAVC Ft1RBHMHAMHCAXCB-XMVCMCMA+TX圖軸的載荷分析圖X3.5 軸的設(shè)計輸出軸

43、的設(shè)計3.5.1 初步確定軸的最小直徑21 / 34 . 1、確定軸的材料 輸出軸材料選定為 45 號鋼,鍛件,調(diào)質(zhì)；2求作用在齒輪上的力 依據(jù)輸出軸運(yùn)動和動力參數(shù)、低速級齒輪設(shè)計幾何尺寸與參數(shù),運(yùn)算作用在輸出軸的齒輪上的力：P .4 39 KWn III4356 7.r/minT III739.41Nm82 NF t42 T III2739 . 415601 . 6NF r4F ttan205601 . 6tan202038 .d 4264103. 初步確定軸的最小直徑dminA 0P III1123.43947 . 74 mmn III56 7.3.5.2 初步設(shè)計輸出軸的結(jié)構(gòu)輸出軸最小直

44、徑明顯是安裝聯(lián)軸器處的直徑d ,為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時選取聯(lián)軸器的型號；聯(lián)軸器的運(yùn)算轉(zhuǎn)矩T caKA1T查 表14-1 , 考 慮 到 轉(zhuǎn) 矩 變 化 很 小 故 取KA13., 就 ：T caKAT III.1 3739 .41 N.m961 . 233N.m初選聯(lián)軸器依據(jù)運(yùn)算 T 應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,由1 中表 8-36 選用型號為 LX3的Y型彈性柱銷聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為 1250 N . m；半聯(lián)軸器的孔徑 dg 48 mm , 故取 d g 48 mm 半聯(lián)軸器長度 L 112 mm；3依據(jù)軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長度112 60 64 7

45、5 67 60 55 abcdefg圖 3-4 輸出軸結(jié)構(gòu)簡圖軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）依據(jù)軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長度22 / 34 . 依據(jù)已確定的dg48,由于 g 段軸長與半聯(lián)軸器的軸轂長一樣,為了使聯(lián)軸器以軸肩定位,故取f 段直徑為d f55 mm；初選滾動軸承；因該傳動方案沒有軸向力,應(yīng)選用深溝球軸承（接受深溝球軸承的雙支點(diǎn)各單向固定） ；參照工作要求并依據(jù)d f55 m,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承6212（參考文獻(xiàn) 1 表 8-32）,其尺寸為 d D B 60 mm 110 mm 22 mm,依據(jù)需要在擋油板的一端制出一軸肩,故 dd 6

46、7 mm；由于軸承長度為 22mm,擋油板總寬為 18mm故 le 40 mm,依據(jù)兩齒輪中心定位,且中速軸上的小齒輪端面與箱體壁為 12mm,而擋油板測與箱體壁取 3mm,另外為了使大齒輪更好的固定,就令軸端面在大齒輪空,距離取 3mm,綜上累加得出 l a 54 5. mm,l b 152 mm；依據(jù)高速軸的尺寸和低速軸的部分尺寸可以算出 ld 108 mm設(shè)計軸承端蓋的總寬度為44mm（由減速器與軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定） ,依據(jù)軸承端蓋的拆裝與便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與外連接件的右端面間的距離為30mm,故l f74 mm；按彎曲合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度（1）繪制空間受力圖

47、（2）作水平面 H和垂直面 V 的受力圖,并運(yùn)算支座反力H面Fr4m B0R AHFr41182038. 825118696. 33N345.5345.R BHR AH2038.82696. 331342. 49NV面R AVF t41185601.61181913.14NN3455.3455.R BVF t4R AV5601 . 61913 .143688 . 46（3）運(yùn)算 H面與 V 面的彎矩,并作彎矩圖H面MHAMHB03382166 . 94 N.mmMHC118 R AH118696 .V面MVAMVB0225750 . 52 N.mmMVC118 R AV1181913 . 14

48、（4）運(yùn)算合成彎矩并作圖MAMB023 / 34 . MCM2M282166.942225750.522240238.85N.mmHCVC（5）運(yùn)算T 并作圖443646 N.mmTIII0 . 6739 . 411000TAFt4CBn3DFr4圖 3-5 輸出軸的受力簡圖（6）校核軸的強(qiáng)度按彎矩合成強(qiáng)度條件,校核危險點(diǎn)即C 截面圓周表面處應(yīng)力；扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力,取2.06,由2 中表 15-1 查得,軸彎曲疲乏極限1335MPaMC2T III2240238 . 850 6.739 . 412MPa9 . 16 MPacaW0 1.3 641所以,強(qiáng)度是足夠的；24 / 34 .

49、 ZOyxTARAHFt4CBRBHn3DFr4Fr4Ft4RAV RBV-MBVMHB+MB + T圖 6 軸的載荷分析圖25 / 34 . 3.6 軸的設(shè)計中速軸的設(shè)計1、中速軸PII.452 KWn II144.58/minTII3298 . 56Nm35 . 28 mm2、初步確定軸的最小徑d minA 03P II112.452mmn II144 . 58由于中間軸最小徑與滾動軸承協(xié)作,故同時選取滾動軸承,依據(jù)軸的最小徑初步選取型號為 6208 的深溝球軸承,其尺寸dDB40mm80mm18mm；根據(jù)前兩個軸的尺寸,不難得出中速軸的尺寸,故其各部分運(yùn)算省略；F tII2 T II22

50、98 . 565854 . 12 N2130 . 72N53 40 d102103F rIIF tIItano 205854 . 12tano 2040 63 63 107 68 圖 3-7 中間軸結(jié)構(gòu)簡圖第 4 章 部件的選擇與設(shè)計4.1 軸承的選擇軸系部件包括傳動件、軸和軸承組合；4.1.1 輸入軸軸承1. 軸承類型的選擇由于輸入軸承擔(dān)的載荷為中等,且只受徑向載荷,于是選擇深溝球軸承；軸承承擔(dān)的徑向載荷P992. 46N；軸 承 轉(zhuǎn)速nI480r/min；軸承的預(yù)期壽命26 / 34 . Lh82300838400 h2. 軸承型號的選擇求軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值CP360 n 1L h

51、992 . 463604803840010 . 26 kN6 106 10依據(jù) 1 表 8-32 選擇C228.kN的 6208 軸承4.1.2 輸出軸軸承1. 軸承類型的選擇由于輸入軸承擔(dān)的載荷為中等,且只受徑向載荷,于是選擇深溝球軸承；軸承承擔(dān)的徑向載荷P2038. 82N；軸承承擔(dān)的轉(zhuǎn)速n 356 . 7 r/min軸承的預(yù)期壽命Lh82300838400 h2. 軸承型號的選擇求軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值CP360 n 3L h2038 . 8236056 7.3840010 . 35 kN6 106 10依據(jù) 1 表 8-32 選擇C36.8kN的 6212 軸承4.1.3 中間軸軸

52、承1. 軸承類型的選擇由于中間軸承擔(dān)的載荷為中等,且只受徑向載荷,于是選擇深溝球軸承；軸承承擔(dān)的徑向載荷P2130. 72N; 軸承承擔(dān)的轉(zhuǎn)速n 2144 . 58 r/min軸承的預(yù)期壽命300838400 hLh822. 軸承型號的選擇求軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值CP360 n 2 L610h2130 .72360144 .583840014 . 77 kN6 10依據(jù) 1 表 8-32 選擇C228.kN的 6208 軸承 . 4.2 輸入軸輸出軸鍵連接的選擇與強(qiáng)度運(yùn)算1、輸入軸鍵連接由于輸入軸上齒輪 1 的尺寸較小,接受齒輪軸結(jié)構(gòu),故只為其軸端選擇鍵；輸入軸軸端選擇 A 型一般平鍵；其

53、尺寸依據(jù)軸頸 d 25 mm,由2 中表 6-1 選擇b h 8 7；鍵長依據(jù)皮帶輪寬度 B=78選取鍵的長度系列取鍵長 L=70. 校核鍵連接的強(qiáng)度27 / 34 . 鍵和聯(lián)軸器的材料都是鋼,由2 中表 6-2 查得許用壓應(yīng)力p100120 MPa取平均值p110 MPa；鍵的工作長度lLb70862mm,鍵與輪轂鍵由2 中式 6-1 得槽的接觸高度K0 .5 h0.573.5mmp2Tl10 3292 . 7110 334 . 17MPap,強(qiáng)度足夠；Kd3 . 56225鍵bL870 GB/T 1096-2022 2、輸出軸鍵連接 輸出軸與齒輪 4 的鍵連接選擇鍵連接的類型與尺寸一般 8

54、 級以上的精度的齒輪有定心精度要求,應(yīng)選用平鍵連接；由于齒輪不在軸端,應(yīng)選用圓頭一般平鍵（A 型）；據(jù)d64mm,由 2 中表 6-1 查得鍵的剖面尺寸為b18mm,高度h11 mm；由輪轂寬度B110mm與鍵的長度系列取鍵長L100mm； 校核鍵連接的強(qiáng)度鍵 、 齒 輪 和 輪 轂 的 材 料 都 是 鋼 , 由 2 中 表 6-2 查 得 許 用 壓 應(yīng) 力p 100 120 MPa 取 平 均 值 p 110 MPa,鍵 的 工 作 長 度l L b 100 18 82 mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 K 0 . 5 h 0 . 5 11 5 . 5 mm3 3由2 中式 6-1 得 p

55、2 T III 10 2 739 . 41 10 51 . 23 MPa p,強(qiáng)度足夠；K l d 5 . 5 82 64鍵 b L 18 100 GB/T 1096-2022 輸出軸端與聯(lián)軸器的鍵連接據(jù)輸出軸傳遞的扭矩T 應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩；由m1 中表 8-36 選用型號為LX3的 Y 型彈性柱銷聯(lián)軸器, 其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N .；半聯(lián)軸器孔徑d 148mm； 選擇鍵連接的類型與尺寸據(jù)輸出軸軸端直徑d48mm,聯(lián)軸器 Y 型軸孔d 148mm,軸孔長度L112mm選取 A 型一般平鍵bhL149110 校核鍵連接的強(qiáng)度鍵和聯(lián)軸器的材料都是鋼,由2 中表 6-2 查得許用壓應(yīng)力p1001

56、20 MPa取平均值p110 MPa；鍵的工作長度lLb1101496mm,鍵與輪轂鍵28 / 34 . 槽的接觸高度K0 .5 h05.94.5mm；由2 中式 6-1 得2T III3 102739 . 4110 371 . 32 MPap,強(qiáng)度足夠；pKld4 . 59648鍵bL14110 GB/T 1096-2022 4.3 軸承端蓋的設(shè)計與選擇4.3.1 類型 依據(jù)箱體設(shè)計,選用凸緣式軸承端蓋；各軸上的端蓋：悶蓋和透蓋：參照 4 表 4.8 悶蓋示意圖 透蓋示意圖DD表 4-1 三個軸的軸承蓋e1 m b 1 d1 DD d0 螺 釘孔 數(shù)n 1 140 125 91 100 16 6 26.6 34 15 51 2 29 / 34 . 170 140 103 110 16 6 27.6 36 1 245 205 158 165 16 6 27.6 33 15 117 2 4.4 滾動軸承的潤滑和密封當(dāng)浸油齒輪圓周速度v2m/s, 軸承徑和轉(zhuǎn)速乘積dn210 5mmr/min時,宜接受脂潤滑；為防止