懸掛式輸送機傳動裝置設計說明

. . . .目 錄設計目的及要求???????????????????????2傳動設計方案????????????????????????3電機選擇??????????????????????????4傳動比分配計算??????????????????????5鏈傳動設計????????????????????????6齒輪設計??????????????????????????7聯(lián)軸器選擇????????????????????????12軸的設計計算????????????????????????13鍵連接的校核???????????????????????28減速器附件設計??????????????????????29減速器潤滑及密封?????????????????????3012.其他技術說明???????????????????????31.下載可編輯.. . . .一、課題：懸掛式輸送機傳動裝置設計(一)課程設計的目的通過機械設計課程設計，綜合運用機械設計課程和其它有關選修課程的理論和生產(chǎn)實際知識去分析和解決機械設計問題，并使所學知識得到進一步地鞏固、深化和發(fā)展。學習機械設計的一般方法。通過設計培養(yǎng)正確的設計思想和分析問題、解決問題的能力。4) 進行機械設計基本技能的訓練 ，如計算、繪圖、查閱設計資料和手冊 ，熟悉標準和規(guī)范 。(二)已知條件1) 機器功用 通過生產(chǎn)線中傳送半成品 、成品用，被運送物品懸掛在輸送鏈上工作情況單向連續(xù)傳動，輕度震動；運動要求輸送鏈速度誤差不超過5%；使用壽命8年，每年350天，每天工作16小時；檢修周期一年小修，三年大修；生產(chǎn)批量中批生產(chǎn)生產(chǎn)廠型中、大型通用機械廠主動星輪圓周力：7KN.下載可編輯.. . . .主動星輪速度：0.9m/s主動星輪齒數(shù)：7主動星輪節(jié)距：86mm(三)設計內(nèi)容1）電動機選型2）鏈傳動設計3）聯(lián)軸器選型設計4）減速器設計其他E1:二級展開式圓柱齒輪傳動計算及說明一、傳動方案設計傳動系統(tǒng)方案的擬定。懸掛式輸送機傳動系統(tǒng)設計方案如圖所示.下載可編輯.. . . .計算及說明1-輸送鏈；2-主動星輪；3-鏈傳動4-減速器；5-電動機1. 根據(jù)主動星輪的速度和主動星輪節(jié)距可得星輪轉(zhuǎn)速 nn=v601000=0.9×60×1000/7/86=89.7r/minzpP=Fv=7 0.9=6.3kw準備選用1500r/min 的Y型系列電動機為加工方便采用水平剖分式由于傳遞功率不大，故軸承采用球軸承考慮到高速級轉(zhuǎn)速較高，采用圓柱斜齒輪，使傳動平穩(wěn)；電動機和輸入軸之間采用H型彈性塊聯(lián)軸器（TB/T5511-1991）.下載可編輯.. . . .計算及說明一、 電動機的選擇(一)電動機輸出功率計算已知工作機的阻力 F和速度v，則工作機輸入功率 P：P￠=Fv/1000h式中F＝7kN＝7000N，v＝0.9m/s，=h1h23h32h4。鏈傳動效率 1＝0.96，角接觸球軸承效率 2＝0.99，，閉式圓柱齒輪嚙合效率 h3＝0.97（按8級精度），聯(lián)軸器h4=0.99。把上述值代入后得：7000′0.9P￠=1000創(chuàng)0.96 0.993創(chuàng)0.972 0.99=7.33kW＝0.96創(chuàng)0.993 0.99?0.972=0.86(二)確定電動機型號1． 考慮到生產(chǎn)線上有時會出現(xiàn)過載現(xiàn)象 ，為了使輸出鏈正常運轉(zhuǎn)而不影響生產(chǎn)效率 ，取K（功率儲備系數(shù)）=1.3所以，p"=k p'=9.52kW2． 查表16-2，得，選Y系列1500r/min 的電動機，具體牌號為：Y160M-41) 額定功率p=11kw.下載可編輯.. . . .計算及說明滿載轉(zhuǎn)矩nm=1460r/min輸出軸直徑D=42mm中心高H=160mm軸延伸尺寸D*E=42*110=4620mm2二、 傳動比分配1）、計算總傳動比i在 上 面 已 經(jīng) 確 定 了 電 機 滿 載 轉(zhuǎn) 速 為 nd =1440r/min 。ng=6創(chuàng)1000 v/PZ=60創(chuàng)1000 0.9/86?7 89.7r/min傳動裝置的總傳動比 i為i=nd=1460/89.7=16.28ng2）、傳動比的分配i總=i12?i23×2.5而設高速級傳動比是低速級的 1.3倍，即：i12=1.3?i23，得i23=2.24-----i12=2.915、計算傳動1）、各個參數(shù)說明：n1、n2、n3——I、II、III軸的轉(zhuǎn)速（r/min）P1、P2、P3——I、II、III軸的輸入功率（kW）T1、T2、T3——I、II、III軸的輸入轉(zhuǎn)矩(Nm)Po——電動機實際輸出功率（kW）nm——電動機滿載轉(zhuǎn)（r/min）2）、各個軸轉(zhuǎn)速的計算：.下載可編輯.. . . .計算及說明n1=ng/i0=1460/1=1460r/minn2=n1/i12=1460/2.91=501.72r/minn3=n2/i23=504.72/2.24=223.98r/min3）、各個軸功率的計算：P1=Ph4h2=9.52創(chuàng)0.990.99=9.33(kW)P2=Ph12h3=9.33創(chuàng)0.990.97=8.96(kW)P3=P2h2h3=8.96創(chuàng)0.990.97=3.684(kW)4)、各個軸扭矩的計算T1=9550P1/n1=61.03(N.m)222()T=9550P/n=170.55N.m333()T=9550P/n=366.86N.m將以上數(shù)據(jù)列表如下：軸號轉(zhuǎn)速n功率P輸出轉(zhuǎn)矩T傳動比i電機軸14609.5261．031軸114609.3361.032.91軸2501.728.96170.552．24軸3223.988.26366.682.5主動星輪89.598.26880.49軸裝置的運動和動力參數(shù)三、 傳動件設計計算(一)鏈傳動設計P3=8.26KW n3=223.98r/min已知條件： i3=2.5.下載可編輯.. . . .計算及說明T3=366.68N?m1．選擇鏈輪齒數(shù)z1、z2小鏈輪齒數(shù) 估計鏈速為 0.6—8m/s，由表5.3取19大鏈輪齒數(shù)z2=iz1=2.5×19=47.5取奇數(shù)為472．確定鏈節(jié)數(shù)Lp初取中心距a040p，則鏈節(jié)數(shù)為2a0z1z2pz2z12Lpp2a02=2?40p+19239+p(39-19)2=113.49p40p2p取Lp=114節(jié)3． 確定鏈節(jié)距p載荷系數(shù)KA=1小鏈輪齒數(shù)系數(shù)KZ=1多排鏈系數(shù)KM=1鏈長度系數(shù)KL=1.1由式KAPP0?8.51KWKZKLKM根據(jù)小鏈輪轉(zhuǎn)速和p0，查圖5-12，確定鏈條型號選16A單排鏈P=25.4mm4． 確定中心距a.下載可編輯.. . . .計算及說明a=p[(LP-Z1+Z2)+(LP-Z1+Z2)2-8(Z2-Z1)2]4222p=1022.435． 驗算鏈速vv=z1n1p=1.80m/s60′10006． 計算壓軸力Q鏈條工作拉力 F=1000P/v=4778N壓軸力系數(shù)KQ KQ 1.2由式5-13 壓軸力Q=KQF=5733N(二)圓柱齒輪傳動設計計算高速級圓柱齒斜輪設計及計算1）選擇齒輪材料，確定許用應力小齒輪40Cr調(diào)質(zhì)：（HBS1260HBS）大齒輪45正火：（HBS2210HBS）HHlimZN其計算公式為：SHmin接觸疲勞極限Hlim：Hlim1700N/mm2.下載可編輯.. . . .計算及說明Hlim2 550N/mm2接觸強度壽命系數(shù) ZN 應用循環(huán)次數(shù)N：N1=60創(chuàng)n1 j?Lh 1.3710?9N2=N1/i=6.13?108ZN1=1ZN2=1接觸強度最小安全系數(shù)：SHmin1，則[H1]=700?1/1700N/mm2s[sH2]=550?1/1550N/mm2許用彎曲應力F：[sF]=sFlimYNYXSFmin彎曲疲勞強度極限Flim，雙向傳動乘0.7，F(xiàn)lim1378N/mm2Flim2294N/mm2彎曲強度壽命系數(shù)YN查（機械設計課本）圖6－8YN1YN21彎曲強度尺寸系數(shù)YX查（機械設計課本）圖6－9YX1彎曲強度最小安全系數(shù) ：SFmin 1.4則：[sF1]=378創(chuàng)11/1.4=270.下載可編輯.. . . .計算及說明[sF2]=294創(chuàng)11/1.4=2102）、齒面接觸疲勞強度設計計算v0.013~0.022n3P/n4m/s，確定齒輪傳動精度等級，按1111，估取圓周速度vt小輪分度圓直徑d1驏2±ZEZHZeZbd1崇3?÷?÷?÷ydu桫[sH]齒寬系數(shù) d 0.8按齒輪相對軸承為非對稱布置小輪齒數(shù)z1，在推薦值20～40中選z1=29大輪齒數(shù)z2：z2=iz1=2.91?27 84.39圓整取85齒數(shù)比uu=z2/z1=85/29=2.93傳動比誤差Du/u：Du/u=0.0068<0.05小輪轉(zhuǎn)矩T1 ：T1=261028Nmm初選 =12°.下載可編輯.. . . .計算及說明載荷系數(shù)K：K KAKVKKKA－使用系數(shù)KA 1.25KV－動載系數(shù) 由推薦值1.05～1.4取KV1.2－齒間載荷分配系數(shù)由推薦值1.0～1.2取K1.1－齒向載荷分布系數(shù)由推薦值1.0～1.2取K1.1載荷系數(shù)KK=KAKVKaKb=1.25創(chuàng)1.21.1?1.11.82材料彈性系數(shù) ZEZE 189.8 N/mm2節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZHZH2.45螺旋角系數(shù)Zb= cosb=0.99重合度系數(shù)Z，由推薦值0.85～0.92，取0.87，故.下載可編輯.. . . .計算及說明驏2?3創(chuàng)創(chuàng)÷21.81267903.431?d1炒?÷?÷5500.83.43桫=52.75齒輪模數(shù)mm=d1?cosb/z1 1.78mm按表6.6圓整m＝2mm標準中心距aa=m(z1+z2)/（2cosb）=116.55圓整后?。篴= 117mm分度圓螺旋角：arccos(mn (z1 z2)/2a)=13度小輪分度圓直徑d1：d1=mz1/cosb=59.53齒寬bb=ydd1=42.42mm，取整后：b=42大輪齒寬b2：b2 b小輪齒寬b1：b1=b2+(5~10)=50mm.下載可編輯.. . . .計算及說明3）、齒根彎曲疲勞強度校核計算由（機械設計課本）式6－102KT1sF= YFaYSaYeYb?[sF]當量齒數(shù)ZVZV1=Z1/cos3b=28.56ZV2=Z2/cos3b=83.55齒形系數(shù)YFa小輪YFa1=2.53大輪YFa2=2.21應力修正系數(shù)YSa小輪YSa1=1.62大輪YSa2=1.78重合度 ：1z(tana1tant)z(tana2tant)212解得： ea=1.58重合度系數(shù)Y 0.25 0.75/解得：Ye=0.725.下載可編輯.. . . .計算及說明故sF1=112.28N/mm2sF2=122.49N/mm24）、齒輪其他主要尺寸計算大輪分度圓直徑 d2：d2=mz2/cosb=174.47mm根圓直徑df ：df1=d1-2hf=54.53mmdf2=d2-2hf=169.47mm頂圓直徑 dada1=d1+2ha=63mmda2=d2+2ha=178.47mm5）、低速級圓柱齒輪幾何參數(shù)低速級：選擇圓柱直齒輪1．選材齒輪材料，確定許用應力(1)一般機器,速度不高,選用8級精度(GB10095-88)小齒輪材料：40Cr(調(diào)質(zhì)處理) HBS260大齒輪材料：45(正火處理) HBS210許用接觸應力，由式6-6，[H]HminzNSHmin小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=700MPa..下載可編輯.. . . .計算及說明大齒輪接觸疲勞強度極限Hlim2=550MPa.接觸疲勞壽命系數(shù)ZN應力循環(huán)次數(shù)N由式6-7N1=60n2jLH=1.37?109N2=N1=6.13?108i查圖6-5得ZN11ZN21接觸強度最小安全系數(shù)SHmin[H1]70011700N2/mm[H2]55011550N2/mm則[H]550N/2mm許用彎曲應力計算[F]由式[F]FlimYNYXSFlim彎曲疲勞極限Flim=378彎曲疲勞壽命系數(shù)YN=1彎曲強度尺寸系數(shù)YX=1彎曲強度最小安全系數(shù)SFlim=1.4[sF1]=378創(chuàng)11/1.4=270N/mm2[sF2]=294創(chuàng)11/1.4=210N/mm22．齒面接觸疲勞強度設計計算確定齒輪傳動精度等級，按v1(0.0130.022)n23P/n2估取圓周速度v1=3m/s.下載可編輯.. . . .計算及說明小輪分度圓直徑 d1ZEZHZZ2u12KT13uHd齒寬系數(shù)d查表6.9,按齒輪相對軸承位非對稱布置取0.8小輪齒數(shù)Z1在推薦值20-40中選取27大輪齒數(shù)Z2Z2=iZ1=60.48圓整為61齒數(shù)比uu=z2/z1=2.26傳動比誤差Dm/m=0.0088<0.05小輪轉(zhuǎn)矩T1T1=170549N.mm載荷系數(shù)K=KAKVK K使用系數(shù)KA =1.3動載系數(shù)KV=1.2齒間載荷分配系數(shù) K =1.1齒向載荷分布系數(shù) K =1.1載荷系數(shù)K=KAKVK =1.6材料彈性系數(shù)ZE=189.8節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.5重合度系數(shù)Z由推薦值0.87ZEZHZZ2u12KT13ud=81.83H.下載可編輯.. . . .計算及說明模數(shù)m=d1/z1=2.89 圓整為3a=mn(z1+z2)/2=132mm分度圓直徑d1=mz=81mm圓周速度v=pd1n1/60000=2.13m/s與估取接近齒寬bb=fdd1=65.46mm圓整為65mm大齒輪齒寬b2b2=b小齒輪齒寬b1b1=b2+(5-10)=703.齒根彎曲疲勞強度校核計算由式6-16

F 2KT1YFaYSaYY [ F]bd1mn大小齒輪齒形系數(shù)YFa 查表6.5小輪YFa1=2.57大輪YFa2=2.27齒輪應力修正系數(shù)YSa 查表6.5小輪YSa1=1.60大輪YSa2=1.73重合度 a1 , ,ea= [z1(tanaat1-tanat)+z2(tanaat2-tanat)]=1.61重合度系數(shù)Y=0.25+0.75/ a=0.72.下載可編輯.. . . .計算及說明sF1=2KT1YFa1YSa1YeYbb1d1mn=128.85滿足要求sF2=2KT1YFa2YSa2YeYbb2d1mn117.59齒輪其他主要尺寸計算大齒輪分度圓直徑d2=mnz2=183mm=267根圓直徑df1=d1-2hf=73.5df2=d2-2hf=175.5頂圓直徑da1=d1-2ha=87da2=d2-2ha=189四、（插）聯(lián)軸器的選擇工作情況系數(shù)KA查表11.2則TCa=KAT=1.561.03=82.39Nm選TL型彈性塊聯(lián)軸器′型號：HL3Y42112Y32′60許用轉(zhuǎn)矩：[Tp]630N.m許用轉(zhuǎn)速：[n]=5000r/min.下載可編輯.. . . .計算及說明聯(lián)軸器參數(shù)：D=160mmL=72mm五、 軸的設計計算(一)齒輪上作用力計算高速級：小齒輪圓周力Ft=2T1=2050.4Nd1tanan徑向力Fr=Ft =1095.2N軸向力Fa=Fttanb=473N大齒輪圓周力Ft=2T2=1955.06Nd2tanan徑向力Fr=Ft =730.3N軸向力Fa=Fttanb=460.6N低速級：小齒輪2T圓周力Ft= 2=4211N.下載可編輯.. . . .計算及說明徑向力Fr=Fttan? 1532N大齒輪2T圓周力Ft= 3=4029N徑向力Fr=Fttan? 1467N(二)初步估計軸的直徑選取45號鋼作為軸的材料 ，調(diào)質(zhì)處理由式8-2dminA3Ⅰ3%以考慮鍵槽的影響，查表8-6取A=115P計算軸的最小直徑并加大nⅠd1min=Ad2min=A

P031=n103P1=n1

=21.34mm=30.06mmd3min=A03P1=38.8mmn1(三)軸的結(jié)構設計高速軸：確定軸的結(jié)構方案.下載可編輯.. . . .計算及說明由于是高速級，采用斜齒輪使傳動平穩(wěn) ，同時受力不大 ，考慮使用角接觸球軸承 。確定各軸段直徑和長度1段：由聯(lián)軸器尺寸參數(shù)確定，d1=30mm,長度比b1=60mm2段：為使半聯(lián)軸器定位，軸肩高度h=c+(2-3)mm,孔倒角c取2mm,d2=40mm，b2=69mm3段：為便于裝拆軸承內(nèi)圈，d3>d2且符合標準軸承內(nèi)徑。查GB/T292-1994,軸承暫選型號為7209C，d3=45mm，b3=36ｍｍ軸承潤滑方式選擇 :d3n14514606.57104mmr/min<1×105mm.r/min,選擇脂潤滑.段：d4=d3+(1-3)mm=47mm,b4=84mm段：齒輪軸d5=59.5mm長度b5=50mm6段:d6=47mmb6=8mm7段：該軸段直徑d6=d3=45mm,長度等于滾動軸承寬度,即b6=34mm確定軸承及齒輪作用點位置如圖所示,先確定軸承支撐點位置 ,查7009C軸承,其支點尺寸 a=16mm,因此軸的支撐點到齒輪載荷作用點的距離L1=110mm,L2=38mm.高速軸受力簡圖.下載可編輯.. . . .計算及說明繪制軸的彎矩和扭矩圖(1)求軸承反力面ì+RH2=Fr=1095.2N?RH1得R=173.75N?íRH238+Fa?d/20H1?RH1?120.5?RH2=921.25N面ì+Rv2=Ft=2050.4N?RV1得RV1=526.5Ní??Rv1150=RV238RV2=1523.9N彎扭矩圖.下載可編輯.. . . .計算及說明求齒寬中點處彎矩V面MV=L1?RV157.92N.mNmmH面MH1=L1?RH116.62N?mMH2=L2?RH224.14N?m合成彎矩 M扭矩TT=61.03N×m按彎扭合成強度校核軸的強度當量彎矩McaM2T2,取折合系數(shù)0.6,則齒寬中點處當量彎矩Mca2=579202+241402+(0.6?61030)264913N?mm.下載可編輯.. . . .計算及說明45號鋼調(diào)質(zhì)處理.由表8.2查得b22軸的材料640N/mm,由表8.7查得材料許用應力1b60N/mm由式8-4得軸的計算應力為Mca1Mca1=649132sca==3′3=4.89N/mmw0.1d40.147該軸滿足強度要求(插)校核軸承R1= Rv21+RH21=554.43N則:R2= Rv22+RH22=1780NSH1=0.5R1=277.2NSH2=0.5R2=890N角接觸球軸承邊對面安裝SH1+Fa<SH2則軸有左移的趨勢 ，左邊軸承被壓緊則A1=SH2-Fa=417NA2=SH2=890N計算當量動載荷A1/Cor=0.015,查表10.5并插值計算 e=0.38而A1/R1=0.5>e查表并插值 x=0.44；y=1.47所以p1= fp(xR1+yA1)=1059.8WA2/Cor=0.031,查表10.5并插值計算e=0.40而A2/R2>e查表并插值 x=0.44；y=1.40.下載可編輯.. . . .計算及說明fp=1.3所以p2=fp(xR2+yA2)=2556.97W,計算軸承壽命由式10-7軸承壽命Lh106(ftC)溫度系數(shù)ft=160nPLh=1061′385003=38967h′(4327.2)601460而三年大修時間Lh'3350161.68104h軸承合適中間軸軸2的設計1）、選取45號鋼材作為軸的材料，調(diào)制處2）、軸的結(jié)構設計1）確定各軸段長度和直徑段根據(jù)dmin圓整（按照GB5014-85）,且符合標準軸承內(nèi)徑。查GB/T292-1994,，暫選滾動軸承型號為7208C，d1=40mm，其寬度B1=42。軸承潤滑方式選擇：d3?n240?501.7220069<1?105，故選擇脂潤滑。②段齒輪內(nèi)軸段，為便于拆裝齒輪，取d2=44mm，略大于前面軸徑；長度l2=74mm③段d3=54mmb3=8mm④段安裝齒輪d4=44mm，；長度l4=38mm。`⑤段該段軸承與第一段基本相同，d5=40mmb5=52mm3）、確定軸承及齒輪作用力的位置L1=46mm；L2=64mm；L3=38mm4）、繪制軸的彎矩圖和扭矩圖.下載可編輯.. . . .計算及說明（1）、求軸承反力面：RH1=3404N；RH2=2762N面：RV1=597N；RV2=-205N(2)、求齒寬中點處彎矩面：MH1=156.58NmMH1=104.96Nm面：Mv=27.46N m扭矩TT=170.55Nm5）、按彎扭合成強度校核軸的強度當量彎矩：Mcamax=189.06Nm軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表查得b640N/mm2，由表8.9查得許用應力1b60N/mm2由式8-4算得軸的計算應力為：3 2sca=Mca1/W=Mca1/0.1d=22.19N/mm軸承的校驗.下載可編輯.. . . .計算及說明代號7208C；C=36.8KN；Cor=25.8KN；R1= Rv21+RH21=3456NR2= Rv22+RH22=2769.6NSH1=0.5R1=1728NSH2=0.5R2=1348.8N角接觸球軸承邊對面安裝SH1+Fa>SH2則軸有右移的趨勢 ，右邊軸承被壓緊則

A2=SH1+Fa=2188.6NA1=SH1=1728N計算當量動載荷A1/Cor=0.067,查表10.5并插值計算 e=0.44而A1/R1>e查表并插值x=0.44；y=1.28所以p1= fp(xR1+yA1)=4852WA2/Cor=0.085,查表10.5并插值計算 e=0.46而A2/R2>e查表并插值x=0.44；y=1.23fp=1.3所以p2=fp(xR2+yA2)=5084W,計算軸承壽命由式10-7軸承壽命Lh106(ftC)溫度系數(shù)ft=160nPLh=106(1′36800)3=12598h60′501.725084.下載可編輯.. . . .計算及說明而1年大修時間 L'h=1創(chuàng)350 16=5600h軸承合適低速軸：1)確定軸的結(jié)構方案由于是低速級時受力大 ，考慮使用深溝球軸承 ，軸承采用脂潤滑方式 ，這就使用擋油環(huán) 。2)確定各軸段直徑和長度1段：安裝6401軸承d1=50mmb1=52mm2段：安裝齒輪d2=55mm,b2=62mm段：d3=65mm,b3=8mm段：d4=55mm,b4=30mm;段：為便于裝拆軸承內(nèi)圈，d3>d2且符合標準軸承內(nèi)徑。軸承暫選型號為2410，d5=50mm,其寬度b5=60ｍｍ軸承潤滑方式選擇 :D3?n350?223.9811199mm?r/min<1×105mm.r/min,選擇脂潤滑.6段：為使鏈輪定位，同時考慮氈圈的直徑,軸肩高度h=5mmd6=50b6=60mm7段：為小鏈輪安裝位置d7=40mmb7=58mm3）確定軸承及齒輪作用點位置.下載可編輯.. . . .計算及說明L1=56mm,L2=110mm.L3=115mm低速軸受力簡圖(1)求軸承反力面ì?R =2669.8?H1í??RH2=1359.2面ì?R=-3864N?v1í??Rv2=11064N求齒寬中點處彎矩低速軸彎扭矩簡圖.下載可編輯.. . . .計算及說明面MV=149.5N.m N mm面MH1=216.4N?mMH2=630.63N?mm扭矩TT=366680 N mm按彎扭合成強度校核軸的強度當量彎矩Mca M2 T2,取折合系數(shù) 0.6,則齒寬中點處當量彎矩Mca2=667.9N?m45號鋼調(diào)質(zhì)處理.由表8.2查得b22軸的材料640N/mm,由表8.7查得材料許用應力1b60N/mm由式8-4得軸的計算應力為sca=Mca2=Mca2=667900=40.14N/mm2w0.1d430.1′553該軸滿足強度要求(插)校核軸承.下載可編輯.. . . .計算及說明R1= Rv21+RH21=4697N則:R2= Rv22+RH22=11147N無軸向力 A=0計算當量動載荷p1=6334.8Np2=13376.4N,計算軸承壽命由式10-7軸承壽命Lh106(ftC)溫度系數(shù)ft60nPLh=106(1′92200)3=24368h60′223.9813376.4而一年修小時間Lh'1350160.56104h該軸滿足強度要求 。(四)精確校核軸段疲勞強度考慮到低速軸上所受力比較大 ，所以校核Ⅲ軸的疲勞強度選擇危險截面通過觀察計算，截面右邊軸承左邊緣是危險截面計算危險截面工作應力截面4：截面彎矩 N mm截面扭矩 T1=198430 N mm.下載可編輯.. . . .計算及說明抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=12500抗扭截面系數(shù)WT=0.2d3=25000截面上彎曲應力sb=M/W=46.51MPa截面上扭剪應力t=T/WT=7.94MPa彎曲應力幅 sa=sb=46.51MPa彎曲平均應力 m 0扭切應力幅和平均應力 ta=tm=t/2=3.97MPa3)確定軸材料機械性能查表8.2，彎曲疲勞極限1275N/mm2,剪切疲勞極限1155N/mm2碳鋼材料特性系數(shù)：0.1；0.5=0.054)確定綜合影響因素軸肩圓角處消應力集中系數(shù) K,K,根據(jù)r/d=1/50=0.02,D/d=55/50=1.1 由表8.9插值計算得ks=1.981,kt=1.352配合處綜合影響系數(shù) K,K ,根據(jù) d, b ,配合 H7/r6 由表 8.11 插 值計算得Ks=2.702,Kt=0.4+0.61Ks=2.021鍵槽處有效應力集中系數(shù) k,k,根據(jù)表8.10插值計算得ks=1.812,kt=1.608尺寸系數(shù) , 根據(jù)d由圖8-12查得es=0.84,et=0.78表面狀況系數(shù) ，查圖8 2得 0.88軸肩處綜合影響因素 K、K 為：.下載可編輯.. . . .計算及說明Ks=ks=2.680×esbsKt=kt=1.958et×bt則取較大的：Ks=2.702Kt=2.021計算安全系數(shù)由式8.13取安全系數(shù)[S]=1.5由式8-6Sss-1=2.19=kssa+fssmStt-1=10.24=+fttmkttaSsSt=2.14>[S]SCa=Ss2+St2該截面安全。六、 鍵的選擇與強度驗算高速軸鍵許用擠壓應力 p 查表3.2得 p =110N/mm2[t]=85N/mm2a) 聯(lián)軸器上：由直徑d=32mm 選b串h 10?8.下載可編輯.. . . .計算及說明確定鍵長：l?4T4創(chuàng)54.16103=88mmdh[sp]30創(chuàng)7100L?lb=98mm取L=100mm校核鍵:=2T=9.85N/mm2<[t]dLb滿足中速軸b) 斜（小）齒輪：由直徑d=44mm 選b串h 12?8確定鍵長：4Tl? 41.5mmdh[sp]L?l b=53.5mm取L=55mm校核鍵:t=2T=2創(chuàng)167.97103=21.6N/mm2<[t]dLb38創(chuàng)4010合格c) 斜（大）齒輪：由直徑d=44mm 選b串h 12?8確定鍵長：.下載可編輯.. . . .計算及說明4T4創(chuàng)167.97103l?=26.7mmdh[sp]38創(chuàng)8100L?l b=28.7mm取L=30mm校核鍵:2T 2t= =22.4N/mm<[t]滿足低速軸d) 斜（大）齒輪：由直徑d=55mm 選b串h 16?10確定鍵長：4Tl? 37.6mmdh[sp]L?l b=53.6mm取L=56mm校核鍵:2T2創(chuàng)520.481032t==67創(chuàng)6020=11.24N/mm<[t]dLb滿足鏈輪：由直徑d=40mm 選b串h 12?8確定鍵長：l?4T4創(chuàng)167.97103=41.3mmdh[sp]50創(chuàng)9100L?lb=53.3mm取L=54mm校核鍵:t=2T=2創(chuàng)167.97103=68N/mm2<[t]dLb50創(chuàng)4014滿足.下載可編輯.. . . .計算及說明七、 減速器的結(jié)構和附件設計減速器的箱體采用鑄造（HT150）制成；2)保證機體有足夠的剛度,在軸承座中加肋，鑄出凸臺，便于軸承座旁的螺栓連接并增加剛度；3)因其傳動件速度小于12m/s，采用浸油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH取為40mm；機體結(jié)構有良好的工藝性；鑄件壁厚為 8，內(nèi)箱圓角半徑為 R=6；機體外型簡單 ，拔模方便。箱體底座加工成槽型，減少加工量，并安放穩(wěn)定。附件設計：觀察孔及觀察孔蓋在機蓋頂部開有觀察孔 ，檢查傳動零件嚙合 、潤滑及齒輪損壞情況 ，安放觀察孔的地方突出 2-4mm，以減少加工面；放油螺塞：放油孔位于油池最底處 ，箱底切除部分便于鉆孔時防止刀具受力不均 ，加工不好，安放處突出 2-4mm 減少加工面，并用油圈加以密封 。油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處 ；油尺安置的部位不能太低 ，以防油進入油尺座孔而溢出 ；也不能太高，防止與齒輪發(fā)生碰撞 ，并考慮銑刀銑的空間；.下載可編輯.. . . .計算及說明通氣器：由于減速器運轉(zhuǎn)時 ，機體內(nèi)溫度升高 ，氣壓增大，為便于排氣 ，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器 ，以便達到體內(nèi)為壓力平衡 .啟蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度 。釘桿端部要做成圓柱形 ，以免破壞螺紋 .定位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度 ，在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷 ，以提高定位精度.吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán) ，用以起吊或搬運 。減速器機體結(jié)構尺寸如下：符號計算公式取值箱座壁厚0.025a388箱蓋壁厚110.02a388箱蓋凸緣厚度b1b11.5112箱座凸緣厚度bb1.512箱座底凸緣厚度b2b22.520地腳螺釘直徑dfdf0.036a12M18地腳螺釘數(shù)目na≤250n=44軸承旁聯(lián)接螺栓直d1d10.75dfM14徑機蓋與機座聯(lián)接螺d2d2=（0.5~0.6）dfM10.下載可編輯.. . . .栓直