帶式輸送機(jī)傳動系統(tǒng)設(shè)計匯總

HUNANUNIVERSITYOFTECHNOLOGY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)傳動系統(tǒng)設(shè)計學(xué)院機(jī)械工程學(xué)院專業(yè)機(jī)械設(shè)計姓名班級學(xué)號指導(dǎo)老師最終評定成績TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"1設(shè)計任務(wù)1\o"CurrentDocument"2傳動方案分析2\o"CurrentDocument"3原動件的選擇與傳動比的分配23.1原動件的選擇3.2傳動比的分配4傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)計算4.1各軸的轉(zhuǎn)速4.2各軸的輸入功率4.3各軸的轉(zhuǎn)矩5V帶傳動的設(shè)計5.1確定計算功率5.2選擇V帶型號5.3確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速v5.4確定帶長V和中心、距a5.5驗算小帶輪上的包角15.6確定V帶根數(shù)Z5.7計算單根V帶的初拉力F05.8計算V帶對軸的壓力Q標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動的強(qiáng)度計算6.1第一對齒輪傳動的強(qiáng)度計算6.2第二對齒輪傳動的強(qiáng)度計算軸的計算7.1高速軸的設(shè)計與計算7.2中間軸的設(shè)計與計算7.3低速軸的設(shè)計與計算減速器潤滑及密封設(shè)計8.1齒輪的潤滑8.2滾動軸承的潤滑8.3減速器的密封箱體及其附件結(jié)構(gòu)設(shè)計9.1箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計9.2附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計設(shè)計總結(jié)1.設(shè)計任務(wù)設(shè)計任務(wù)如圖1.1所示，為用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的兩級圓柱斜齒輪減速器。工作條件：帶式輸送機(jī)在常溫下連續(xù)工作、單向運(yùn)轉(zhuǎn)；空載啟動，工作載荷有輕微沖擊；輸送帶工作速度v的允許誤差為5%；二班制（每班工作8h），要求減速器設(shè)計壽命為8年，大修期為2~3年，中批量生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為380/220V。已知數(shù)據(jù)：帶的圓周力F（N）：4500（N）帶速v（m/s）：0.48（m/s）滾筒直徑D（mm）：350（mm）1電動機(jī)2.V帶傳動3齒輪傳動4聯(lián)軸器5.滾筒6.傳送帶圖1.1帶式輸送機(jī)傳動系統(tǒng)示意圖2.傳動方案分析合理的傳動方案，首先應(yīng)滿足工作機(jī)的性能要求，其次應(yīng)滿足工作可靠，轉(zhuǎn)動效率高，結(jié)構(gòu)簡單，結(jié)構(gòu)緊湊，成本低廉，工藝性好，使用和維護(hù)方便等要求。任何一個方案，要滿足上述所有要求是十分困難的，要多方面來擬定和評比各種傳動方案，統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要和最基本的要求，然后加以確認(rèn)。本傳動裝置傳動比不大，采用v帶傳動和圓柱斜齒輪二級減速器傳動，帶傳動平穩(wěn)、吸振且能起過載保護(hù)作用，故在高速級布置一級帶傳動。在帶傳動與帶式運(yùn)輸機(jī)之間布置一臺二級斜齒圓柱齒輪減速器，軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。3原動件的選擇與傳動比的分配3.1原動件的選擇電動機(jī)類型的選擇按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y系列三相交流異步電動機(jī)，為臥式封閉結(jié)構(gòu)，電源電壓為380V。電動機(jī)容量的選擇根據(jù)已知條件，工作機(jī)所需要的有效功率為：P=一1000=2.16QW)1000設(shè)：n1--V型帶傳動效率取0.95n---2—圓柱齒輪傳動效率取0.99n---3一滾動軸承的效率取0.97n---4—聯(lián)軸器的效率取0.99n----運(yùn)輸機(jī)滾筒傳動效率取0.965估算傳動比總效率為:n=0.95*0.99*0.97*0.99*0.97*0.99*0.99*0.99*0.96=0.8160電動機(jī)所需功率為Pd=Pw/=2.16/0.8160=2.65kw依據(jù)表12-1⑵選取電動機(jī)額定功率應(yīng)取Pe=3kw電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇根據(jù)已知條件，可得輸送機(jī)滾筒的工作轉(zhuǎn)速nw=6000Oy.?兀D=60000*0.48/3.14*350=26.21KW初選同步轉(zhuǎn)速為1500(r/min)和1000(r/min)的電動機(jī)，由表12-1可知，對應(yīng)于額定功率為Pe=3的電動機(jī)的型號分別為Y100L2-4和Y132S-6?，F(xiàn)將Y100L2-4和Y132S-6型電動機(jī)的有關(guān)技術(shù)數(shù)據(jù)及相應(yīng)算得的總傳動比列于表1。方案號電動機(jī)型號額定功率/kw同步轉(zhuǎn)速/(r/min)滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)總轉(zhuǎn)動比i外伸軸徑D/mm軸外伸長度E/mm一Y100L2-43.01500142054.182860二Y132S-63.0100096036.633880通過對上述兩種方案進(jìn)行比較可以看出：方案一選用的電動機(jī)轉(zhuǎn)速高、質(zhì)量輕、價格低，總傳動比為54.18，這對三級減速傳動而言不算大，故選用方案一較為合理。初步確定原動機(jī)的型號為Y132S-4，額定功率為Pe=3.0kw，滿載轉(zhuǎn)速為n0=1440轉(zhuǎn)每分鐘，由表1可知電動機(jī)中心高H=112mm，軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器軸段的直徑和長度分別為D=28mm和E=60mm。3.2傳動比的分配由原始數(shù)據(jù)以及初步確定的原動機(jī)的轉(zhuǎn)速可確定總傳動比：i=nm/nw=1420/26,2l=54.18帶傳動的傳動比：i]=3齒輪傳動的總傳動比：i￡=57.553=18.06為了便于兩級圓柱斜齒輪減速器采用浸油潤滑，當(dāng)兩級齒輪的配對材料相同、齒面硬度HBSM350、齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強(qiáng)度接近相等的條件，取高速級傳動比為i12=「1.31Z=4.845低速級傳動比i34=i￡\i12=3.731各軸動力與運(yùn)動參數(shù)的計算將各軸從高速級到低速級依次編號為I軸、II軸、III軸。4.1各軸的轉(zhuǎn)速nI=no/I1=1440/3=473.33r/minnI=nI/I2=480/4.994=97.69r/minnIII=n2/i3=20.163r/min4.2各軸的輸入功率P=2.16kw0P=P0*n1=(5.5X0.95)kw=2.5175kwiP=pI*(n2*n3)=(5.225X0.97X0.99)kw=2.492kwP=pll*0.99*0.97=2.393kw4.33各軸的轉(zhuǎn)矩T=9.55X106*p/n=9.55X106X2.5175：473.33=5.704x104N-mmT=9.55X106*p/n=9.55X106X2.492：97.69=2.44x105N-mmT=9.55X106*p/n=9.55*106*2.393/20.163=1.13x106N-mm3V帶的設(shè)計設(shè)計帶式輸送機(jī)傳動系統(tǒng)中第一級用的普通V帶傳動。電動機(jī)的功率P=2.2KW,普通異步電動機(jī)驅(qū)動，主動帶輪轉(zhuǎn)速n1=1430r/min，傳動傳動比i=3，每天工作8h,兩班制。確定計算功率PC查表得K^=1.2P=七*P=1.2x3=3.6KW選擇V帶型號P=3.6KW匕=1420/min查表知選A型V帶確定小帶輪直徑，并驗算帶速V初選小帶輪直徑查表知，小帶輪直徑基準(zhǔn)直徑的推薦值為80?100mm查表取d=90mm1驗算帶速V查表知，帶速:兀dn

60*10()0=6.6882m/sV值在5~25m/s內(nèi)，帶速合適計算大帶輪直徑dd2=i*d11=270mm(4)確定帶長L和中心距ad1.查表可知：0.7(d+d)<a0<2(d+d)d1d2‘——d1d2252<a。<720mm初取中心距a0=500mm2.查表計算帶所需要的基準(zhǔn)長度,c兀(d+d)(d-d)2L=2a+d1c+—d2d1—=1581.4mm0查表取L0=1600mm3.由公式計算實際中心距aa^a+~兀dn

60*10()0=6.6882m/s02(5).驗算小帶輪上的包角a1a=180。—d2—d1*57.3°ei59.75°\i20°1a(6).確定V帶根數(shù)Z計算單根V帶的許用功率[。]經(jīng)查表，由插值法可得：P=0.93+(1.15-1.07)^(1660-1450)X(1420-1200)=1.0532經(jīng)查表，由插值法可得：△P0=0.15+(0.17-0.15):(1450—1200)X(1420-1200)=0.1676經(jīng)查表，由插值法可得：K^=0.93+(0.95—0.93)：(160°—155°)X(159.75°—155°)=0.987查表知，K/0.99[P]=(P+△p)KK=1.192880304000al計算V帶的根數(shù)V帶的根數(shù)：Z=P]=3.3/1.192880304=2.7660取整，Z=3計算單根V帶的初拉力F0查表得Z型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1(kg/m),得單根V帶的初拉力為：F=500P^(25—1)+qv2=500*3.3/(3*6.6882)*(2.5/0.987-1)+0.1*0.6882"0ZvKa^131N計算V帶對軸的壓力QQ=2ZF0sin號=2*3*131*sin159.75/2=N標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動的強(qiáng)度計算6.1第一對齒輪的設(shè)計帶式輸送機(jī)在常溫下連續(xù)工作，單向運(yùn)轉(zhuǎn)，空載啟動，工作時載荷有輕微沖擊；輸送帶工作速度v的允許誤差為±5%；二班制（每班工作8小時），要求減速器設(shè)計壽命為8年，大修期為2?3年，中批量生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為380/220V，電動機(jī)的額定功率為2.5175KW，高速齒輪，傳動比為4.845，轉(zhuǎn)速為473.33r/min選擇齒輪材料、熱處理方法，精度，等級及齒數(shù)（1）選擇齒輪材料與熱處理。根據(jù)工作條件，一般用途的減速器可采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?。查?-1取小齒輪材料為40Cr鋼，調(diào)至處理，硬度HBS1=260；大齒輪材料為45鋼，調(diào)至處理，硬度HBS2=230；兩齒輪齒面硬度差為30HBS，符合軟齒輪傳動的設(shè)計要求。（2）選擇齒輪的精度。此減速器為一般工作機(jī)，速度不高，參閱表7-7,初定為8級精度。（3）初選齒數(shù)。取齒數(shù)Z1=24，Z2=u*24=24*4.845=117確定材料的許用應(yīng)力（1）確定接觸疲勞極限。hiim，由圖7-18（a）差MQ線得qhi_1=720Mpaqhi_2=580Mpa（2）確定壽命系數(shù)ZN小齒輪循環(huán)次數(shù)N1=60n1L=60*473.33*1*（2*8*300*8）^1.09*1010大齒輪循環(huán)次數(shù)N2=N/4.845=225008198由圖7-19查得Zn「Zn2=1（3）確定尺寸系數(shù)氣，由圖7-20取氣1=Zx2=1（4）確定安全系數(shù)S/由表7-8取S廣1.05。(5)計算許用接觸應(yīng)力2H]，按式(7-20)計算，得[c]=//乂氣iim2^686MpaH1SH[c]=—hiim2^552MpaH2sH3.根據(jù)設(shè)計準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計齒面接觸強(qiáng)度按式(7-25)計算，其式為d1如/2W^乂X&￥&CHB確定上式中的各計算數(shù)值如下。確定螺旋角b=15°，并試選載荷系數(shù)K廣1.3.計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T「9.55x106P/氣=9.55*1000000*2.5175/473.33=50794N.MM確定齒寬系數(shù)pd，由表7-6選取齒寬系數(shù)pd=1.2m/s確定材料彈性影響系數(shù)ZE，由表7-5查得ZE=189.8MPa12確定節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH，由圖7-14得ZE=2.43確定重合度系數(shù)條，由式(7-27)可得端面重合度為ea=1.88-3.2(1般1+1..'z2)]cosp=1.581軸面重合度印二兀)xtanP=1.63因>1，由式(7-26)得重合度系數(shù)Z廣.五=0.795確定螺旋角系數(shù)Zp=、；COSp=0.98試算所需小齒輪直徑d1t>(2KT1pd)x(u±1u)x(ZgZ￡ZHZ^CH])2=43.864.確定實際載荷系數(shù)K與修正系數(shù)所計算的分度圓直徑⑴確定使用系數(shù)KA，按電動機(jī)驅(qū)動，載荷平穩(wěn)，查表7-2取KA=1確定動載系數(shù)KV計算圓周速度v=m"J60x1000=1.08m/s故前面取8級精度合理，由齒輪的速度與精度查圖7-8得K廣1.11確定齒間載荷分配系數(shù)Ka.齒寬初定b=%d1t=35.088mm計算單位寬度載荷值為FKJb=2T]K]bd1=71.48N/mm<100N/mm查表7-3取Ka=1.4（4）確定齒向載荷分布系數(shù)K邳，由表7-4得K郵=1.15+0.18中d2+3.1*10-4b+0.108中/=1.32（5）計算載荷系數(shù)K=KAKvKaK郵=1*1.4*1.1*1.32=2.0328按實際載荷系數(shù)修正所算的分度圓直徑，由式（7-12）得d1=d1t^KK=54.85（7）計算模數(shù)m=d]..?q=54.85/24=2.286.齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度計算⑴由式（7-18）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為mZ*2Kicos2"&..%i2虹七k?確定上式中的各計算數(shù)值如下（1）由圖7-21（a）取qFlim1=300MPaqflim2=220MPa（2）由圖7-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Yn1=YN2=1（3）由表7-8查得彎曲疲勞安全系數(shù)SF=1.25（4）由表7-23得尺寸系數(shù)丫乂=1（5）由式（7-22）得許用應(yīng)力QF1]=Qflim1YSrYNY^/SF=480MPaQF2]=Qflim2YSTYN&'SF=325MPa（6）確定計算載荷K初步確定齒高h(yuǎn)=2.25m=2.25*2.286=5.14b/h=0.8*54.845/5.14=8.54查圖7-12得K鄧=1.23計算載荷K=KAKvKaK鄧=1*1.12*1.1*1.23=1.52（7）確定齒形系數(shù)yFa當(dāng)量齒數(shù)為zv1=24/cos3&=26.6zv2=119/cos3&=129.82由圖7-16查得Ya1=2.6YFa2=2.22（8）由圖7-17查得應(yīng)力校正系數(shù)婦=1.59,七2=1.76（9）計算大小齒輪的Yg/Iq」值Ya1%a1/"F]]=2.6*1.59/480=0.0086

YFa2YSa2j蛆『=2.22*1.76/352=0.0112大齒輪的數(shù)值大求重合度系數(shù)Ye端面壓力角叫=arctan(tanaycosP)=arctan(tan20/cos15)=20.647基圓螺旋角的余弦值為cosPb=cosPcosaJcos以廣cos15cos20/cos20.647=0.97當(dāng)量齒輪端面重合度，由式(7-30)得ea廣與/cos2Pb=1.581/0.972=1.680按式(7-30)計算Y=0.25+0.75/ean=0.25+0.75/1.680=0.696由圖7-25得螺旋角影響系數(shù)Yp=0.86將上式各值代入公式計算得：端面壓力角叫=arctan(tanaycosP)=arctan(tan20/cos15)=20.647mZ3‘2"】cos，叫七..％12YpYk2》二L62mm由于齒輪的模數(shù)Mn的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度，所以將計算的6.29按國際圓整為Mn=2,并根據(jù)接觸強(qiáng)度計算出的分度圓直徑d1=50.54，協(xié)調(diào)相關(guān)參數(shù)與尺寸為z1=d1cosP:m=50.54*cos15/2=24.41z2=d2cosp/m=氣=4.845*24.41=118.26這樣設(shè)計出來的齒輪能在保證滿足彎曲強(qiáng)度的前提下，取較多的齒數(shù)，做到結(jié)構(gòu)緊湊，減少浪費，且重合度增加，傳動平穩(wěn)6.齒輪幾何尺寸里計算中心距a=%+z22cosp=(25+119)*2/(2*cos15)=149.07mm把中心距圓整成150mm修正螺旋角p=arccos(z1+z2)m^/2a=16.260螺旋角變化不大，所以相關(guān)參數(shù)不必修正分度圓直徑d1=z1mn/cosp=25*2/cos16.260=52.08d2=z2mJcosp=119*2/cos16.260=247.92確定齒寬。

b=里d]=0.8*52.08=41.67mm取中d1=42mmb=50mm6.2第二對齒輪的設(shè)計帶式輸送機(jī)在常溫下連續(xù)工作，單向運(yùn)轉(zhuǎn)，空載啟動，工作時載荷有輕微沖擊；輸送帶工作速度v的允許誤差為±5%；二班制（每班工作8小時），要求減速器設(shè)計壽命為8年，大修期為2?3年，中批量生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為380/220V，電動機(jī)的額定功率為2.5175KW，高速齒輪，傳動比為4.845，轉(zhuǎn)速為473.33r/min選擇齒輪材料、熱處理方法，精度，等級及齒數(shù)（1）選擇齒輪材料與熱處理。根據(jù)工作條件，一般用途的減速器可采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?。查?-1取小齒輪材料為40Cr鋼，調(diào)至處理，硬度HBS1=260；大齒輪材料為45鋼，調(diào)至處理，硬度HBS2=230；兩齒輪齒面硬度差為30HBS，符合軟齒輪傳動的設(shè)計要求。（2）選擇齒輪的精度。此減速器為一般工作機(jī)，速度不高，參閱表7-7,初定為8級精度。（3）初選齒數(shù)。取齒數(shù)Z1=24，Z2=u*24=24*3.73=90確定材料的許用應(yīng)力（1）確定接觸疲勞極限。hiim，由圖7-18（a）差MQ線得qhi_1=720Mpaqhi_2=580Mpa確定壽命系數(shù)ZN小齒輪循環(huán)次數(shù)N=60〃jL=60*97.69*1*(2*8*300*8)^225077761大齒輪循環(huán)次數(shù)N2=N/3.73=6034256由圖7-19查得2歸ZN2==1（3）確定尺寸系數(shù)Zx，由圖7-20取Zx1=Z^2=1（4）確定安全系數(shù)SH，由表大齒輪循環(huán)次數(shù)N2=N/3.73=6034256由圖7-19查得2歸ZN2==1（5）計算許用接觸應(yīng)力[3H]，按式（7-20）計算，得[q]=—hiim2^686MpaH「SH[c]=ZN"Xc^552Mpa丑2SH3.根據(jù)設(shè)計準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計齒面接觸強(qiáng)度按式(7-25)計算，其式為d1如/2KT^x%itzifex&￥&kB確定上式中的各計算數(shù)值如下。確定螺旋角b=15°，并試選載荷系數(shù)Kt=1.3.計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩L=9.55x106P/匕=9.55*1000000*2.4176/97.69=236340N.MM確定齒寬系數(shù)6d,由表7-6選取齒寬系數(shù)中d=0.8確定材料彈性影響系數(shù)ZE,由表7-5查得ZE=189.8MPa%確定節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH，由圖7-14得ZE=2.43確定重合度系數(shù)Ze由式(7-27)可得端面重合度為七二1.88-3.2(1z1+1z2)]cosp=1.626軸面重合度印二。壽兀人tanp=1.63因>1，由式(7-26)得重合度系數(shù)Z=v瓦="(1/1.626)=0.784(7)確定螺旋角系數(shù)Zp="0Sp=0.98試算所需小齒輪直徑d1t>3(2KT]....%)x婦土1.u)x(ZZZZpCHB=73.784.確定實際載荷系數(shù)K與修正系數(shù)所計算的分度圓直徑⑴確定使用系數(shù)KA，按電動機(jī)驅(qū)動，載荷平穩(wěn)，查表7-2取KA=1(2)確定動載系數(shù)KV計算圓周速度v=兀"J60x1000=0.377m/s故前面取8級精度合理，由齒輪的速度與精度查圖7-8得K「1.11確定齒間載荷分配系數(shù)Ka.齒寬初定b=%d1t=59.024mm計算單位寬度載荷值為FKAb=2TKA/bd]=88.98N/mmV100N/mm(d1取85MM)查表7-3取匕=1.4確定齒向載荷分布系數(shù)K邳，由表7-4得K郵=1.15+0.18中d2+3.1*10-4b+0.108中『=1.15+0.18*0.82+3.1*0.0001*36.8+0.108*0.8*0.8*0.8*0.8=1.32計算載荷系數(shù)K=KAKvKaKh^=1*1.4*1.1*1.32=2.0328按實際載荷系數(shù)修正所算的分度圓直徑，由式(7-12)得d1=d1t3KK二91.69計算模數(shù)m=d1/z1=91.69/24=3.82.齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度計算⑴由式(7-18)得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為m◎KTicos2叫匕％i2虹七蛆?確定上式中的各計算數(shù)值如下由圖7-21(a)取qFlim1=300MPaqflim2=220MPa由圖7-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Yn1=YN2=1由表7-8查得彎曲疲勞安全系數(shù)SF=1.25由表7-23得尺寸系數(shù)丫乂=1由式(7-22)得許用應(yīng)力QF1]=Qflim1YSTYN*SF=480MPaQF2]=Qf1皿2丫/與.§=325眄確定計算載荷K初步確定齒高h(yuǎn)=2.25m=2.25*3.82=8.595b/h=0.8*50.54/4.7475=8.53查圖7-22得K=1.23FP計算載荷K=KAKvKaKFp=1*1.12*1.1*1.23=1.52確定齒形系數(shù)YFa當(dāng)量齒數(shù)為zv1=24,/cos3p=26.6zv2=119/cos3p=99.94由圖7-16查得Ya1=2.6YFa2=2.22由圖7-17查得應(yīng)力校正系數(shù)七]=1.59七2=1.76計算大小齒輪的YFaYSa*」值YFa1YSa/Iqf]]=2.6*1.59/480=0.0086

YFa2YSa2j蛆『=2.22*1.76/352=0.0112大齒輪的數(shù)值大求重合度系數(shù)Ye端面壓力角叫=arctan(tanaycosP)=arctan(tan20/cos15)=20.647基圓螺旋角的余弦值為cosPb=cosPcosaJcos以廣cos15cos20/cos20.647=0.97當(dāng)量齒輪端面重合度，由式(7-30)得匕廣弓/cos2Pb=1.626/0.972=1.728按式(7-30)計算Y=0.25+0.75/ean=0.25+0.75/1.728=0.684由圖7-25得螺旋角影響系數(shù)Yp=0.87將上式各值代入公式計算得：端面壓力角叫=arctan(tanaycosP)=arctan(tan20/cos15)=20.647m2%'2KTicos2叫匕岫2虹七k?=2.13啞由于齒輪的模數(shù)Mn的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度，所以將計算的6.29按國際圓整為Mn=2.5,并根據(jù)接觸強(qiáng)度計算出的分度圓直徑d1=91.69，協(xié)調(diào)相關(guān)參數(shù)與尺寸為z1=d1cosP:m=91.69*cos15/3=29.52z2=d2cosPm二氣=3.73*29.52=109.951這樣設(shè)計出來的齒輪能在保證滿足彎曲強(qiáng)度的前提下，取較多的齒數(shù)，做到結(jié)構(gòu)緊湊，減少浪費，且重合度增加，傳動平穩(wěn)6.齒輪幾何尺寸里計算中心距a=G+z22cosp=(30+110)*2/(2*cos15)=180.83mm把中心距圓整成181mm修正螺旋角p=arccos(zi+z2>)mj2a=15.571螺旋角變化不大，所以相關(guān)參數(shù)不必修正分度圓直徑d1=z1mjcosp=30*2/cos15.571=91.70d2=z2mJcosp=110*2/cos15.571=342.93確定齒寬。b=里d1=0.8*63=73.6mm取b=里d1=74mmb=80mm

7,軸的計算7.1合理選擇軸的材料和熱處理方法，確定許用應(yīng)力。軸的材料選最常用的45調(diào)制鋼。許用彎曲應(yīng)力為1807.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計齒輪上的力F=2TdtF=Ftana/cosp"1高速軸的設(shè)計與計算初步確定軸的最小直徑按彎扭強(qiáng)度計算：最小直徑:d=C3Pn=97X32.517'473.33=18.825mm式中:C——由許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)。由參考文獻(xiàn)［1］表12-3中查得C值，40Cr為106~97考慮扭矩大于彎矩，取小值C=97。P——軸傳遞的功率(單位kW)。n——軸的轉(zhuǎn)速。應(yīng)當(dāng)注意，對于直徑d<100mm的軸，并且有一個鍵槽，故軸徑需增大5%?7%。所以最終軸的最小直徑為20mm擬定軸上零件的裝配方案按軸向定位要求確定軸的各段直徑考慮到連接帶輪，取帶輪處的軸徑d=20mm1取軸承處的直徑為d=25mm(初選軸承為7205AC)齒輪安裝軸段的直徑d=30mm3需要有定位軸肩的軸身d=25mm5軸承d=52mm按軸向定位要求確定軸的各段長度W0.e—391■f-90r?————Innr40W0.e—391■f-90r?————Innr40至此已經(jīng)設(shè)計出軸的長度和各段直徑。軸上鍵校核設(shè)計連接為動連接，載荷輕微振動，且鍵材料均選用45號鋼，查表可得:2T/匚1lbp」=100?120MPa，取Lap1=110MPa。需滿足：bp=頑日氣1其中由軸的直徑30mm，可取鍵的尺寸bXh=10X8mmo則：b=4T：dhl=21.24Mpa^故此平鍵滿足強(qiáng)度要求。4,軸的強(qiáng)度校核軸傳遞轉(zhuǎn)矩T=9.549*1000000*P/n=9.549*1000000*2.2175/473.33=50788N*MM齒輪上的圓周力：Ft=2T/d=2*5.788/50.08=2028N齒輪上的徑向力cos15Fr=F*象伽=2028*圾20=764cosp(4)齒輪上的軸向力Fx=Ft*tgp=2028*tg15=543(5)軸承支反力V帶作用在軸上的力:Q=774.06N在ZY平面Raz=口=2028*90=1414N.mme+f39+90Rbz=Ft-Raz=2028-1414=614N在XY平面Q*g+Fr*f-Fx*d774.06*93.5+764*90-543*520839+90Rax=2=2—=984nR=Q-Fr+Rax=774.06-764+984=994Nbx5.彎扭矩ZY面:cos1539+90Mzy二Raz*e=1414*39=55146N.MMXY面Fx*—=543*14139N.mm22Mmax二Q*g=774.06*93.5=72375N軸的受力簡圖、彎扭矩圖、彎扭矩合成圖以及轉(zhuǎn)矩圖如下:

確定危險截面I截面所受彎矩和轉(zhuǎn)矩較大，且有與軸承過盈配合而產(chǎn)生的應(yīng)力集中及圓角所產(chǎn)生的應(yīng)力集中II截面彎矩雖然較大，但與I-I截面相比，沒有I-I大，所以危險截面為IT面III截面彎矩雖然較小，但是截面積也較小，又有鍵槽產(chǎn)生的應(yīng)力集中，有可能是危險截面校核I-I截面

MI=72375N.MM彎曲應(yīng)力M72375bmax=I==47.2MPaW兀W*25332bmin=-cmax=—47.2MPa應(yīng)力幅和平均應(yīng)力bmba=bmax=47.2MPabm=0扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力T50788tmax=——==16.6MPaWt兀*，*25316tmin=0(視為脈動循環(huán))扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力幅ta及平均扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力tmta=1/2(ta-tm)=8.3MPatm=1/2(ta+tm)=8.3MPa校核安全系數(shù)：I-I截面有兩個應(yīng)力集中源，即軸與軸承過盈配合引起的應(yīng)力集中及過渡圓角引起的應(yīng)力集中，取其中較大值。由過渡圓角引起的應(yīng)力集中，根據(jù)軸徑直徑?35，軸肩直徑^40，表面粗糙度RaM1.25um，圓角直徑r=2mm，由圖12-20.附表12-3，附表12-4，附表12-5查得Kb=1.92、Kt=1.46、sb=0.84、s=0.78、p=pl*p2=0.925*1=0.925預(yù)期應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=6Ont=6O*12O*2OOOO=1.44*108>107故去壽命系數(shù)K，K=1。于是:Nb=1NTK1.92=2.47=2.02b—=Kps1*0.925*0.84=2.47=2.02NbK1.46T—Kps1*0.925*0.78NT由過盈引起的應(yīng)力集中：根據(jù)軸?35K6，但軸承為特殊的基孔制，實際配合性質(zhì)為過盈配合，按四查附表12-2、附表12-4得竺-3.36，統(tǒng)-2.42，s6ssbTp—0.925。于是Ke—=3.63K阮NeeK2.42今g1==2.62K際1*0.925Nt由過盈聯(lián)接引起的應(yīng)力集中較大按此值計算，由附表12-6查得材料對盈利循環(huán)不對稱性的敏感系數(shù)we=0.05，w廣0。疲勞強(qiáng)度系數(shù)Se=rw七+KemNee275=1.923.63*39.5+0140t廣臣"+wt2-62*7-3+0=.KatmNtlSSt1.92*7.321S=—e—=—-=1.86(S2+S2<1.922+7.322按材質(zhì)的不均勻，取許用系數(shù)[S]=1.5?1.8，[S]>[S],所以1-1截面是安全的。由于工作比較平穩(wěn)，不需作靜強(qiáng)度校核5校核高速軸軸承壽命由表12.3查得7207C軸承的Cr=22500N,C0=16500N。（1）計算軸承的軸向力由高速軸計算得R=1414N,R=984N，R=614N,R=994N，將力合成，F(xiàn)=2（R2+R2=1722N，F(xiàn)=2（R2+R2=1126Nr1axazr2bxbz由高速軸設(shè)計齒輪上的軸向力為Fx=543N軸承I、II內(nèi)部軸向力分別為FS1=0.68Fr1=0.68Fr1=0.68F=1171NFS2=0.68Fr2=0.68Fr2=766NFS2+A=(776+543)N=1319NFa1=FS2+A=1319NFa2=FS2=766N比較兩軸承的受力，因Fr1>Fr2及Fa1>Fa2，（2）計算當(dāng)量動載荷故只需校核軸承I。由Fa1/C0=1319/8380=0.157，由表10.13查得e=0.68。因為F1/F=1319/1722=0.766>e，所以X=0.41,Y=0.87。a1r1當(dāng)量動載荷為Pr=XFrl+YFal=(0.41x1722+0.87x1319)N=1853.55N校核軸承壽命軸承在100。。以下工作，由表10.10查得fT=1。中等沖擊，由表10.11查得f=1.2。Jp軸承I的壽命為106(1x12200\=(fC)60MfpPJ已知減速器使用8年兩班，2~3年大修，則預(yù)期壽命為Lh=106(1x12200\=(fC)60MfpPJ已知減速器使用8年兩班，2~3年大修，則預(yù)期壽命為Lh=2x1x250x8x2h=8000hLh>Lh，故軸承壽命充裕。60x473.33(1x1853；3=10049龍選用45號鋼，熱處理方式為調(diào)質(zhì)，能獲得良好的綜合機(jī)械性能。2初算軸徑,八：P2^956min=C°3n1%92—33.381C——由許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)。由參考文獻(xiàn)［1］表9.4中查得C值，45號鋼的值為112~97考慮扭矩大于彎矩，取小值C=110。圓整為40mmP2——軸II傳遞的功率(單位kW)。n——軸II的轉(zhuǎn)速。軸上有兩個鍵槽，增大5%32.97*(1+5%)=34.62MM由表6-2取軸的標(biāo)準(zhǔn)值35.5MM各類數(shù)據(jù)如下圖所示3軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計按軸向定位要求確定軸的各段直徑

（1）取軸承處的直徑為d=35mm（初選軸承為7208AC）（2）齒輪安裝的直徑斗=48mm（3）考慮軸環(huán)的定位取軸環(huán)直徑志=38m（4）考慮到齒輪3的安裝直徑亡=38mm（5）考慮齒輪3的軸肩定位L=35mm按軸向定位要求確定軸的各段長度（1）考慮到軸承寬度，取L=27mm。（2）考慮到與小齒輪配合，取上=40mm（3）軸環(huán)寬度取L3=10mm（4）考慮到與大齒輪配合，取L；=56mm（5）考慮軸肩到軸承寬度，取Lm=35mm，（5）考慮軸肩到軸承寬度，取Lm=35mm，軸上鍵校核設(shè)計連接為動連接，載荷輕微振動，且鍵材料均選用45號鋼，查表可得:卜「=100?120MPa，取卜p]=110MPa。需滿足:2Tpdkl[b]p其中由軸的直徑34mm，可取鍵的尺寸bXh=14X9mmo則大齒輪：b=卜「=100?120MPa，取卜p]=110MPa。需滿足:2Tpdkl[b]p7.3輸出軸(即軸III)的設(shè)計計算1選擇軸的材料考慮使用45號鋼的時候軸可能會比較粗，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，而且第三根軸傳遞力矩較大，故選用40Cr,熱處理方式為調(diào)質(zhì)，能獲得良好的綜合機(jī)械性能。2初算軸徑按彎扭強(qiáng)度計算：,/:P2.393min—Ao￥7—吐：2疝示對071考由表6-2取軸的標(biāo)準(zhǔn)值55MM軸承選7211AC寬27MM，直徑100MM慮到軸上鍵槽適當(dāng)增加軸直徑，d.—53.07x1.05=55mm。式中：C——由許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)。由參考文獻(xiàn)［1］表9.4中查得C值，45號鋼的值為112?97考慮扭矩大于彎矩，取小值C=110。圓整為63mmP2——軸II傳遞的功率(單位kW)。n——軸II的轉(zhuǎn)速。3軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸承部件的結(jié)構(gòu)形式為方便軸承部件的裝拆，減速器的機(jī)體用剖分結(jié)構(gòu)形式。因傳遞功率小，齒輪減速器效率高，發(fā)熱小，估計軸不會很長，故軸承部件的固定方式采用兩端固定。由此所設(shè)計的軸承部件的結(jié)構(gòu)形式如圖：中間軸的草圖1所示，圖6-7輸出軸示意圖2.擬定軸上零件的裝配方案按軸向定位要求確定軸的各段直徑考慮軸承配合取軸徑d=60mm(初選軸承為7215AC)1考慮齒輪配合段軸徑取d2=48mm軸環(huán)處的直徑為d；；=78mm考慮軸身的直徑血=68mm考慮軸承配合直徑&=60mm按軸向定位要求確定軸的各段長度考慮到軸承伸出連接聯(lián)軸器的距離，取L=45mm,考慮到軸與齒輪配合，取上=48mm，軸環(huán)寬度取10mm考慮到裝配要求軸身L4=34mm至此已經(jīng)設(shè)計出軸的長度和各段直徑。4,軸上鍵的校核連接為動連接，載荷輕微振動，且鍵材料均選用45號鋼，查表可得:2丁/匚1梧p」=100?120必。，取|qp」=110MPa。需滿足：。p—而-Lcp1其中由軸的直徑65mm，可取鍵的尺寸bXh=20X12mm。則大齒輪：b=4T/dhl=91.8MpaYg一故此平鍵滿足強(qiáng)度要求。減速器潤滑及密封設(shè)計8.1齒輪的潤滑由于兩對嚙合齒輪中的大齒輪直徑徑相差不大，計算它們的速度：v-ndn/60000=1.26m/s，v-ndn/60000-0.24m]s，由上述齒輪設(shè)計的陳述，閉式二級圓柱斜齒輪減速器，其高速級大齒輪的齒頂圓上的線速度小于2m/s，所以齒輪傳動可采用周期性手工加油或加脂進(jìn)行潤滑。8.2滾動軸承的潤滑由于滾動軸承的速度較低，所以可用脂潤滑。8.3減速器的密封密封件是減速器中應(yīng)用最廣的零部件之一，為防止減速器內(nèi)的潤滑劑泄出，防止灰塵、切削微粒及其他雜物和水分侵入，減速器中的軸承等其他傳動部件、減速器箱體等都必須進(jìn)行必要的密封，以保持良好的潤滑條件和工作環(huán)境，使減速器達(dá)到預(yù)期的壽命。一、軸伸出端的密封軸承的密封裝置，一般分為非接觸式和接觸式兩類，由于粗羊毛氈圈適用的圓周速度W3m/s，所以軸承伸出端選粗羊毛氈圈。二、箱體結(jié)合面密封箱蓋與箱座的密封常用在箱蓋與箱座的接合面上涂上密封膠和水玻璃的方法實現(xiàn)，為了提高接合面的密封性，可在箱座接合面上開油溝，使?jié)B入接合面之間的潤滑油重新流回箱體內(nèi)部。為了保證箱體座孔與軸承的配合，接合面上嚴(yán)禁加墊片密封。三、軸承靠近箱體內(nèi)外側(cè)的密封軸承靠近箱體內(nèi)外側(cè)的密封作用可分為封油環(huán)和擋油環(huán)兩種。擋油環(huán)用于脂潤滑軸承的密封，作用是使軸承室與箱體內(nèi)部隔開，防止箱內(nèi)的稀油飛濺到軸承腔內(nèi)，是潤滑脂變稀而流失。甩油環(huán)用于潤油潤滑的軸承，甩油環(huán)與軸承座孔之間留有不大的間隙，其作用是防止過多的油雜質(zhì)等沖刷軸承，但同時又要保證有一定的油量仍能進(jìn)入軸承腔內(nèi)進(jìn)行潤滑。第九節(jié)箱體及其附件結(jié)構(gòu)設(shè)計9.1箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計箱體采用剖分式結(jié)構(gòu)，剖分面通過軸心。下面對箱體進(jìn)行具體設(shè)計。9.1.1確定箱體的尺寸與形狀箱體的尺寸直接影響它的剛度，首先確定合理的箱體壁厚。為了保證結(jié)合面連接處的局部剛度與接觸剛度，箱蓋與箱座連接部分都有較厚的連接壁緣，箱座底面凸緣厚度設(shè)計得更厚些。9.1.2合理設(shè)計肋板在軸承座孔與箱底接合面處設(shè)置加強(qiáng)肋，減少了側(cè)壁的彎曲變形。9.1.3合理選擇材料因為鑄鐵易切削，抗壓性能好，并具有一定的吸振性，且減速器的受載不大，所以箱體可用灰鑄鐵制成。9.2附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計9.2.1檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑情況、接觸斑點及齒側(cè)間隙，還可用來注入潤滑油，檢查要開在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應(yīng)便于檢查操作。視孔蓋用鑄鐵制成，它和箱體之間加密封墊。9.2.2放油螺塞放油孔設(shè)在箱座底面最低處，其附近留有足夠的空間，以便于放容器，箱體底面向放油孔方向傾斜一點，并在其附近形成凹坑，以便于油污的匯集和排放。放油螺塞為六角頭細(xì)牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處加封油圈密封。9.2.3油標(biāo)油標(biāo)用來指示油面高度，將它設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。9.2.4通氣器通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運(yùn)轉(zhuǎn)時箱內(nèi)溫度升高，內(nèi)壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。將通氣器設(shè)置在檢查孔上，其里面還有過濾網(wǎng)可減少灰塵進(jìn)入。9.2.5起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運(yùn)減速器。減速器箱蓋上設(shè)有吊孔，箱座凸緣下面設(shè)有吊耳，它們就組成了起吊裝置。9.2.6起蓋螺釘為便于起蓋，在箱蓋凸緣上裝設(shè)2個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，可先擰動此螺釘頂起箱蓋。9.2.7定位銷在箱體連接凸緣上相距較遠(yuǎn)處安置兩個圓錐銷，保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度。由⑵表8-1設(shè)計減速器的具體結(jié)構(gòu)尺寸見下頁表格。表8-1減速器各尺寸一覽表減速器鑄造箱體的結(jié)構(gòu)尺寸名稱公式數(shù)值(mm)箱座壁厚5=0.025a+3N88箱蓋壁厚51=0.02a+3N88箱體凸緣厚度箱座b=1.5612箱蓋b1=1.56112箱座底b2=2.5520加強(qiáng)肋厚箱座mF