帶式運輸機機械傳動裝置設計

電子科技大學成都學院電子工程系課程設計題目名稱帶式運輸機機械傳動裝置設計學生姓名祝韜學號1340840601專業(yè)機械設計制造及其自動化指導教師李世蓉2015年12月制機械設計基礎課程設計任書姓名：祝韜專業(yè)：機械設計制造及其自動化班級：機械六班學號：1340840601設計題目：設計帶式運輸機的機械傳動裝置運動簡圖：原始數(shù)據(jù)已知條件運輸帶牽引力F/N運輸帶線速度v/()驅(qū)動滾筒直徑D/mm數(shù)據(jù)19002.4320工作條件及要求：使用期5年，雙班制工作，單項傳動。載荷有輕微沖擊。運送煤、鹽、沙等松散物品。運輸帶線速度允許誤差為±5%。在中等規(guī)模機械廠小批量生產(chǎn)。設計工作量：減速器裝配圖1張（圖幅A0）。軸類零件工作圖1張（比例1:1）。齒輪零件工作圖1張（比例1:1）。設計計算說明書1份。指導教師：李世蓉教研室主任（組長）：李世蓉目錄第一章緒論3第二章傳動裝置總體設計方案4第三章電動機的選擇63.1電動機的選擇63.2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比7第四章計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)8第五章V帶的設計105.1V帶的設計與計算105.2帶輪的結(jié)構(gòu)設計11第六章齒輪傳動的設計146.1選精度等級，材料及齒數(shù)146.2計算應力循環(huán)次數(shù)156.3幾何尺寸計算166.4校核齒根彎曲疲勞強度166.5主要設計結(jié)論186.6齒輪參數(shù)總結(jié)和計算18第七章傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器的設計197.1輸入軸的設計197.2輸出軸的設計22第八章鍵聯(lián)接的選擇及校核計算278.1輸入軸鍵選擇與校核278.2輸出軸鍵選擇與校核27第九章軸承的選擇及校核計算289.1輸入軸的軸承計算與校核289.2輸出軸的軸承計算與校核28第十章聯(lián)軸器的選擇30第十一章減速器的潤滑和密封3111.1減速器的潤滑3111.2減速器的密封31第十二章減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸32心得34參考文獻34第一章緒論本說明書主要是根據(jù)設計任務書的要求，進行一級圓柱齒輪減速器的設計。內(nèi)容主要包括：（1）研究設計任務書，明確設計任務和要求，制訂設計計劃。（2）傳動裝置的總體設計，包括設計簡圖的繪制、動力裝置的計算及選擇、傳動比的分配、各傳動軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩的計算等。（3）傳動裝置的主體設計，包括齒輪傳動的主要參數(shù)的設計計算。（4）裝配草圖的設計和繪制，包括主要零件的強度計算、結(jié)構(gòu)設計、強度校核、壽命計算等。（5）裝配圖的繪制。（6）零件工作圖的設計和繪制。（7）設計成果檢查及設計總結(jié)。在設計過程中運用了《機械原理》、《機械設計基礎》、《機械制圖》、《工程力學》、《材料力學》、《公差與互換性》等多門課程知識，因此是一個非常重要的綜合性實踐環(huán)節(jié)，也是一次全面的、規(guī)范的實踐訓練。通過這次訓練，使我們在眾多方面得到了鍛煉和培養(yǎng)。主要體現(xiàn)在如下幾個方面：（1）培養(yǎng)了我們理論聯(lián)系實際的設計思想，訓練了綜合運用機械設計課程和其他相關課程的基礎理論并結(jié)合生產(chǎn)實際進行分析和解決工程實際問題的能力，鞏固、深化和擴展了相關機械設計方面的知識。（2）通過對通用機械零件、常用機械傳動或簡單機械的設計，使我們掌握了一般機械設計的程序和方法，樹立正確的工程設計思想，培養(yǎng)獨立、全面、科學的工程設計能力和創(chuàng)新能力。（3）培養(yǎng)了我們查閱和使用標準、規(guī)范、手冊、圖冊及相關技術資料的能力以及計算、繪圖數(shù)據(jù)處理方面的能力。第二章：傳動裝置總體設計方案2.1初始數(shù)據(jù)：設計一級直齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)：運輸帶牽引力F=1900N。運輸帶線速度V=2.4m/s。驅(qū)動滾筒直徑D=320mm。，2.2傳動方案的分析和擬定：機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單（一）級直齒圓柱齒輪減速器。帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時，結(jié)構(gòu)尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉(zhuǎn)矩，減小帶傳動的結(jié)構(gòu)尺寸。齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構(gòu)之一。本設計采用的是單級直齒輪傳動。減速器的箱體采用水平剖分式結(jié)構(gòu)，用HT200灰鑄鐵鑄造而成。方案一：二級展開式圓柱齒輪減速器。優(yōu)缺點：傳動效率高，適用功率和速度范圍廣，使用壽命長，如果作為減速器結(jié)構(gòu)較復雜，橫向尺寸較大，中間軸較長，剛度差，中間軸潤滑較困難。方案二：鏈—單級圓柱齒輪減速器。優(yōu)缺點：傳動比一般小于5，傳動功率可達數(shù)萬瓦，效率較高，工藝簡單，精度易于保證，一般工廠均能制造，應用廣泛，但鏈傳動部均勻有沖擊，根據(jù)要求此方案舍去。方案三：帶——單級圓柱齒輪減速器。優(yōu)缺點：傳動比一般小于10，傳遞功率大，效率高，工藝簡單，精度易于保證，一般工廠均能制造，應用廣泛。根據(jù)題目要求及上述分析，采用Ｖ帶傳動與齒輪傳動的組合，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，適應大起動轉(zhuǎn)矩工況要求，結(jié)構(gòu)簡單，成本低，使用維護方便。2.3傳動簡圖：2.4計算傳動裝置效率：a=0.96×0.983×0.98×0.99×0.96=0.841為V帶的效率,2為軸承的效率,3為齒輪嚙合傳動的效率,4為聯(lián)軸器的效率,5為工作裝置的效率。第三章：電動機選擇內(nèi)容結(jié)論3.1電動機選擇：已知速度V=2.4m/s則：工作機的功率：P=FV/1000=1900×1.4÷1000=4.56kw電動機所需功率：=4.56÷0.84=5.43kw卷筒的轉(zhuǎn)速：nw=60×1000V/π=60000×2.4÷（π×320）=143.2r/s經(jīng)查（各種傳動比的傳動比表Ⅱ.6）表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i1=2~3，一級圓柱直齒輪減速器傳動比i2=4~6，則總傳動比合理范圍為Ia=4~18，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：nd=ia×n=(4×18)×143.2=572.8~2577.6r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y132S-4的三相異步電動機，額定功率為5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速=1440r/min。電動機主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動機軸伸出段尺寸鍵尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132mm475×315216×14012mm38×8010×33電動機主要參數(shù)：電動機型號額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/r.堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩質(zhì)量/kg額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132S-45.514402.22.368以上數(shù)據(jù)查表機械設計課程設計指導書表‖.186和II.189.3.2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比3.2.1總傳動比：由電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為:ia=nm/n=1440÷143.2=10.063.2.2分配傳動比：Ia=i0×i式中、i分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取=2.3，則減速器傳動比為:i=Ia/=10.06÷2.3=4.37P=4.56kw=5.43kwnw143.2r/s=1440r/minIa=10.06i=4.37第四章：計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)內(nèi)容結(jié)論4.1各軸轉(zhuǎn)速：輸入軸：nI=nm/i0=1440/2.3=626.09r/min輸出軸：nII=nI/i=626.09/4.37=143.27r/min電機軸：nm=1440r/min卷筒軸：nⅢ=nII=143.27r/min4.2各軸輸入功率：輸入軸：PI=Pd×=5.43×0.96=5.21kw輸出軸：PII=PI×=5.21×0.98×0.98=5.01kw工作機軸：PIII=PII×=4.7×0.98×0.99=4.86kw4.3各軸輸出功率：輸入軸：PI'=PI×=5.21×0.98=5.11kw輸出軸：PII'=PII×=5.01×0.98=4.91kw工作機軸：PIII'=PIII×=4.86×0.98=4.76kw4.4各軸輸入轉(zhuǎn)矩：Td=eq9550×\f(p\s(,d),n\s(,m))=9550×5.43÷1440=36.01Nm所以：輸入軸：TI=Td×i0×=36.01×2.3×0.96=79.51Nm輸出軸：TII=TI×i××=79.51×4.37×0.98×0.98=333.71Nm工作機軸：TIII=TII××=333.71×0.98×0.99=323.77Nm輸出轉(zhuǎn)矩為：輸入軸：TI'=TI×=79.51×0.98=77.92Nm輸出軸：TII'=TII×=333.71×0.98=327.04Nm工作機軸：TIII'=TIII×=323.77×0.98=317.29NmNI=626.09r/minnII=143.27r/minnm=1440r/minnⅢ=143.27r/minpⅠ=5.21kwPII=5.01kwPIII=4.86kwPI'=5.11kwPII'=4.91kwPIII'=4.76kwTd=36.01NmTI=79.51NmTII=333.71NmTIII=323.77NmTI'=77.92NmTII'=327.04NmTIII'=317.29Nm運動和動力參數(shù)結(jié)果整理如下表：軸名功率P（kw）轉(zhuǎn)矩T(Nm)轉(zhuǎn)速nr/min傳動比i效率η輸入輸出輸入輸出電動機軸5.4336.0114402.30.96Ⅰ軸5.215.1179.5177.92626.094.370.96Ⅱ軸5.014.91333.71327.04143.2710.96卷筒軸4.864.76323.77317.29143.27第五章：V帶的設計內(nèi)容結(jié)論5.1V帶的設計與計算：5.1.1確定計算功率Pca：查（機械設計第九版表8-8）得工作情況系數(shù)KA=1.2，Pca=KAPd=1.2×5.43kW=6.516kW5.1.2選擇V帶的帶型根據(jù)Pca、nm由圖選用A型（查機械設計第九版圖8-11）。5.1.3確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v1）初選小帶輪的基準直徑dd1。查（機械設計第九版表8-9）表，取小帶輪的基準直徑dd1=125mm。2）驗算帶速v:v=πdd1因為5m/s<v<30m/s，故帶速合適。3）計算大帶輪的基準直徑。計算大帶輪的基準直徑:dd2=i0dd1=2.3×125=287.5mm根據(jù)（機械設計第九版表8-9），取標準值為dd2=315mm5.1.4確定V帶的中心距a和基準長度Ld1）根據(jù)課本公式，初定中心距a0=600mm。2）由課本公式計算帶所需的基準長度:Ld0≈eq2a\s(,0)+\f(π,2)(d\s(,d1)+d\s(,d2))+\f((d\s(,d2)-d\s(,d1))\s(2),4a\s(,0))=2×600+≈1906mm查（機械設計第九版表8-2）表選帶的基準長度Ld=1940mm。3）按課本公式計算實際中心距a0：a≈a0+(Ld-Ld0)/2=600+(1940-1906)/2mm≈617mm按課本公式，中心距變化范圍為587.9~675.2mm。5.1.5驗算小帶輪上的包角：≈180°-(dd2-dd1)×57.3°/a=180°-（315-125)×57.3°/617≈162°>120°5.1.6計算帶的根數(shù)z1）計算單根V帶的額定功率Pr：由dd1=125mm和nm=1440r/min，查（機械設計表8-4）表得單根V帶傳送功率P0=1.9096kW。根據(jù)nm=1440r/min，i0=2.3和A型帶，查（機械設計第九版表8-5（機械設計第九版表8-9））表得P0=0.17kW。查（機械設計第九版表8-6）表得K=0.954，查表8-2得KL=1.02，于是Pr=(P0+P0)KKL=(1.9096+0.17)×0.954×1.02kW=2.02kW2）計算V帶的根數(shù)z：z=Pca/Pr=6.516/2.02=3.23所以V帶根數(shù)取4根。5.1.7計算單根V帶的初拉力F0：查（機械設計第九版表8-3）表得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以：F0=eq500\f((2.5-K\s(,α))P\s(,ca),K\s(,α)zv)+qv\s(2)=500=149N5.1.8計算壓軸力FP：FP=2zF0sin(1/2)=2×149×sin(162/2)=1177N5.2帶輪結(jié)構(gòu)設計5.2.1小帶輪的結(jié)構(gòu)設計1）小帶輪的結(jié)構(gòu)圖：2）小帶輪主要尺寸計算：代號名稱計算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d電動機軸直徑DD=38mm38mm分度圓直徑dd1125mmdadd1+2ha125+2×2.75130.5mmd1(1.8~2)d(1.8~2)×3872.2mmB(z-1)×e+2×f(4-1)×15+2×963mmL(1.5~2)d(1.5~2)×3868.4mm5.2.2大帶輪的結(jié)構(gòu)設計1）大帶輪的結(jié)構(gòu)圖2）大帶輪主要尺寸計算：代號名稱計算公式代入數(shù)據(jù)尺寸取值內(nèi)孔直徑d輸入軸最小直徑D=25mm25mm分度圓直徑dd1315mmdadd1+2ha315+2×2.75320.5mmd1(1.8~2)d(1.8~2)×2547.5mmB(z-1)×e+2×f(4-1)×15+2×963mmL(1.5~2)d(1.5~2)×2545mmh12903p290346.34mmh20.8h10.8*46.3437.07mmf10.2h10.2*46.349.27mmb10.4h10.4*46.3418.50mmb20.8b10.8*18.5014.8mmf20.2h20.2*37.077.41mmPca=6.52kW選用A型V帶dd1=125mm帶速合適dd2=315mmLd=1940mma0≈617mm≈162°P0=1.9096kWP0=0.17kWK=0.954KL=1.02Pr=2.02kwz=4q=0.105kg/mF0=149NFP=1177N第六章：齒輪傳動的設計內(nèi)容結(jié)論6.1選精度等級、材料及齒數(shù)（1）選擇小齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)），齒面硬度250HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為220HBS。（2）一般工作機器，選用7級精度。（3）選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=24×4.37=104.88，取z2=105。（4）壓力角=20°。2.按齒面接觸疲勞強度設計（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,1),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))1）確定公式中的各參數(shù)值。①試選載荷系數(shù)KHt=1.4。②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=79470N/m③選取（機械設計第九版表10-7）齒寬系數(shù)φd=1。④查（機械設計第九版圖10-20）圖取區(qū)域系數(shù)ZH=2.5。⑤查（機械設計第九版表10-5）表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2。⑥計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε。端面壓力角：a1=arccos[z1cos/(z1+2ha*=arccos[24×cos20°/(24+2×1)]=29.841°a2=arccos[z2cos/(z2+2ha*=arccos[105×cos20°/(105+2×1)]=22.761°端面重合度：=[z1(tana1-tan)+z2(tana2-tan)]/2π=[24×(tan29.841°-tan20°)+105×(tan22.761°-tan20°)]/2π=1.73重合度系數(shù)：Zeq\r(\f(4-e\s(,a),3))eq\r(\f(4-1.73,3))⑦計算接觸疲勞許用應力[H]查（機械設計第九版圖10-25d）得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim1=600MPa、Hlim2=570MPa。6.2計算應力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N1=60nkth=60×626.09×1×5×300×2×8=9.02×108大齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N2=60nkth=N1/u=9.02×108/4.37=2.06×108查（機械設計第九版圖10-23）取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1=0.99、KHN2=0.96。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:[H]1=eq\f(K\s(,HN1)σ\s(,Hlim1),S)=eq\f(0.99×600,1)=594MPa[H]2=eq\f(K\s(,HN2)σ\s(,Hlim2),S)=eq\f(0.96×570,1)=547.2MPa取[H]1和[H]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即[H]=[H]2=547.2MPa2）試算小齒輪分度圓直徑eqd\s(,1t)≥\r(3,\f(2K\s(,Ht)T\s(,1),ψ\s(,d))×\f(u±1,u)×\b(\f(Z\s(,H)Z\s(,E)Z\s(,ε),[σ\s(,H)]))\s(\s(\s(2))))=eq\r(3,\f(2×1.4×79.47×1000,1)×\f(4.27+1,4.37)×\b(\f(2.5×189.8×0.871,547))\s(\s(\s(2))))=58.99mm（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①圓周速度：v=eq\f(πd\s(,1t)n\s(,1),60×1000)=eq\f(π×58.99×626.09,60×1000)=1.93m/s②齒寬bb=eqφ\s(,d)d\s(,1t)=eq1×58.99=58.99mm2）計算實際載荷系數(shù)KH①查（機械設計第九版表10-2）表得使用系數(shù)KA=1.25。②根據(jù)v=1.93m/s、7級精度，查（機械設計第九版圖10-8）圖查得動載系數(shù)KV=1.05。③齒輪的圓周力Ft1=2T1/d1t=2×1000×79.5/58.99=2695NKAFt1/b=1.25×2695/58.99=57.11N/mm<100N/mm查（機械設計第九版表10-3）表得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2。④查（機械設計第九版表10-4）表用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，KH=1.31。由此，得到實際載荷系數(shù)KH=KAKVKHKH=1.25×1.05×1.2×1.31=2.063）可得按實際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑d1=eqd\s(,1t)\r(3,\f(K\s(,H),K\s(,Ht)))=58.99×eq\r(3,\f(2.06,1.4))=67.13mm及相應的齒輪模數(shù)mn=d1/z1=67.13/24=2.8mm取模數(shù)為2mm。6.3幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d1=z1m=24×2d2=z2m=149×2=298（2）計算中心距a=(d1+d2)/2=(68+298)/2=183mm（3）計算齒輪寬度b=φdd1=1×68=68mm取b2=68、b1=75。6.4校核齒根彎曲疲勞強度（1）齒根彎曲疲勞強度條件F=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))≤[F]1）確定公式中各參數(shù)值①計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)Y0.25+0.75/=0.67②由齒數(shù)，查（機械設計第九版圖10-17）圖得齒形系數(shù)和（機械設計第九版圖10-18）圖得應力修正系數(shù)YFa1=2.15YFa2=2.05YSa1=1.82YSa2=1.95③計算實際載荷系數(shù)KF查（機械設計第九版表10-3）表得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.0根據(jù)KH=1.31，結(jié)合b/h=10.67查（機械設計第九版圖10-13）圖得KF則載荷系數(shù)為KF=KAKvKFKF=1.25×1.05×1.0×1.28=2.19④計算齒根彎曲疲勞許用應力[F]查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為Flim1=420MPa、Flim2=410MPa。查（機械設計第九版圖10-22）圖取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.90、KFN2=0.92取安全系數(shù)S=1.4，得[F]1=eq\f(K\s(,FN1)σ\s(,Flim1),S)=eq\f(0.90×420,1.4)=270MPa[F]2=eq\f(K\s(,FN2)σ\s(,Flim2),S)=eq\f(0.92×410,1.4)=269.43MPa2）齒根彎曲疲勞強度校核F1=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))=eq\f(2×1000×2.19×79.5×2.15×1.82×0.67,1×2\s(\s(3))×34\s(\s(2)))=98.7MPa≤[F]1F2=eq\f(2K\s(,F)T\s(,1)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε),φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,1))=eq\f(2×1000×2.19×79.5×2.05×1.95×0.67,1×2\s(\s(3))×34\s(\s(2)))=100.85MPa≤[F]2齒根彎曲疲勞強度滿足要求。6.5主要設計結(jié)論齒數(shù)z1=34、z2=149，模數(shù)m=2mm，壓力角=20°，中心距a=185mm，齒寬b1=68mm、b2=75mm。6.齒輪參數(shù)總結(jié)和計算代號名稱計算公式高速級小齒輪低速級大齒輪模數(shù)m2mm2mm齒數(shù)z34149齒寬b75mm68mm分度圓直徑d68mm298mm齒頂高系數(shù)ha1.01.0頂隙系數(shù)c0.250.25齒頂高ham×ha2mm2mm齒根高hfm×(ha+c)4.5mm4.5mm全齒高hha+hf6.5mm6.5mm齒頂圓直徑dad+2×ha72mm302mm齒根圓直徑dfd-2×hf59mm289mmZ1=24Z2=105小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度250HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為220HBS。（2）一般工作機器，選用7級精度。φd=1ZH=2.5ZE=189.8MPa1/2=1.73Hlim1=600MPaHlim2=570MPa[H]=[H]2=547.2MPaV=1.93m/sb=58.99mmKa=1.25Kv=1.05KH=1.2KH=1.31KH=2.06m=2mmd1=68mmd2=298mma=185mmKF=2.19齒數(shù)z1=34、z2=149，模數(shù)m=2mm，壓力角=20°，中心距a=185mm，齒寬b1=75mm、b2=68mm。第七章：傳動軸和傳動軸承及聯(lián)軸器設計內(nèi)容結(jié)論7.1輸入軸的設計1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1P1=5.11Kwn1=626.09r/minT1=77.9Nm7.1.2求作用在齒輪上的力已知小齒輪的分度圓直徑為:d1=68mm則:Ft=eq\f(2T\s(,1),d\s(,1))=eq\f(2×77.9×1000,68)=22900NFr=Ft×tan=22900×tan20°=833.49N7.1.3初步確定軸的最小直徑:先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)（減速器設計實例精解表15-3）表，取A0=110，得：dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,1),n\s(,1)))=110×eq\r(3,\f(5.11,626.09))=22.15mm輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大7%，故選取:d12=25mm7.1.4軸的結(jié)構(gòu)設計圖7.1.5根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23=31mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=34mm。大帶輪寬度B=63mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取L12=52mm。2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=30mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6207，其尺寸為d×D×T=35×72×17mm，故d34=d56=35mm，取擋油環(huán)的寬度為25，則L34=L56=17+25=42mm。3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以L45=B=75mm，d45=d1=68mm4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取L23=58mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。7.1.6軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）:根據(jù)6207深溝球軸承查手冊得T=17mm帶輪中點距左支點距離L1=48/2+50+17/2=82.5mm齒寬中點距左支點距離L2=65/2+32+9-17/2=65mm齒寬中點距右支點距離L3=65/2+9+32-17/2=65mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1=eq\f(FtL3,L2+L3)=eq\f(2700.7×65,65+65)=1350.4NFNH2=eq\f(FtL2,L2+L3)=eq\f(2700.7×65,65+65)=1350.4N垂直面支反力（見圖d）：FNV1=eq\f(FrL3-Fp(L1+L2+L3),L2+L3)=eq\f(982.4×65-1207.63×(82.5+65+65),65+65)=-1482.8NFNV2=eq\f(FrL2+FpL1,L2+L3)=eq\f(982.4×65+1207.63×82.5,65+65)=1257.6N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH=FNH1L2=1350.4×65Nmm=87776Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0=FpL1=1207.63×82.5Nmm=99629Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1=FNV1L2=-1482.8×65Nmm=-96382NmmMV2=FNV2L3=1257.6×65Nmm=81744Nmm分別作水平面彎矩圖（c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V1))=130361NmmM2=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V2))=119945Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。，由（機械設計第九版公式14-4）取=0.6，則有：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT1)\s(2)),W)=eq\f(\r(130361\s(2)+\b(0.6×81.02×1000)\s(2)),0.1×60\s(3))MPa=6.4MPa≤[]=60MPa故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：7.2輸出軸的設計7.2.1求輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2P2=4.7KWn2=143.28r/minT2=312.77Nm7.2.2求作用在齒輪上的力已知大齒輪的分度圓直徑為:d2=240mm則:Ft=eq\f(2T\s(,2),d\s(,2))=eq\f(2×312.77×1000,240)=2606.4NFr=Ft×tan=2606.4×tan20°=948.1N7.2.3初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查（減速器設計實例精解表9-8）表，取:A0=112，于是得dmin=A0×eq\r(3,\f(P\s(,2),n\s(,2)))=112×eq\r(3,\f(4.7,143.28))=35.9mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT2，查（機械設計表14-1）表，考慮轉(zhuǎn)矩變化小，故取KA=1.5，則:Tca=KAT2=1.5×312.77=469.2Nm按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB/T4323-2002或手冊，選用LT7型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為40mm故取d12=40mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。7.2.4軸的結(jié)構(gòu)設計圖7.2.5根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23=47mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=84mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應比L略短一些，現(xiàn)取L12=80mm。2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=47mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取深溝球軸承6210，其尺寸為d×D×T=50mm×90mm×20mm，故d34=d67=50mm。右端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得6210型軸承的定位軸肩高度h=4mm，因此，取d56=60mm。3）取安裝齒輪處的軸段IV-V段的直徑d45=52mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B=68mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取L45=56mm。4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取L23=50mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。7.2.6軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）:根據(jù)6210深溝球軸承查手冊得T=20mm齒寬中點距左支點距離L2=60/2-2+48.5+58-20/2=124.5mm齒寬中點距右支點距離L3=60/2+11.5+35-20/2=66.5mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1=eq\f(FtL3,L2+L3)=eq\f(2606.4×66.5,124.5+66.5)=907.5NFNH2=eq\f(FtL2,L2+L3)=eq\f(2606.4×124.5,124.5+66.5)=1698.9N垂直面支反力（見圖d）：FNV1=eq\f(FrL3,L2+L3)=eq\f(948.1×66.5,124.5+66.5)=330.1NFNV2=eq\f(FrL2,L2+L3)=eq\f(948.1×124.5,124.5+66.5)=618N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH=FNH1L2=907.5×124.5Nmm=112984Nmm截面C處的垂直彎矩：MV=FNV1L2=330.1×124.5Nmm=41097Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M=eq\r(M\s(2,H)+M\s(2,V))=120226Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取=0.6，則有：ca=eq\f(Mca,W)=eq\f(\r(M\s(2,1)+\b(αT3)\s(2)),W)=eq\f(\r(120226\s(2)+\b(0.6×312.77×1000)\s(2)),0.1×55\s(3))MPa=13.4MPa≤[]=60MPa故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：Ft=22900NFr=833.49Ndmin=22.15mm:d12=25mmd23=30mm擋圈直徑D=34mm大帶輪寬度B=68mmL12=52mm選擇深溝球軸承6207d34=d56=35mm擋油環(huán)的寬度為25L34=L56=42mmL45=75mmd1=68mmL1=82.5mmL2=65mmL3=65mmFNH1=1350.4NFNH2=1350.4NFNV1=-1482.8NFNV2=1257.6NMH=87776NmmMV0=99629NmmM1=130361NmmM2=119945Nmmca=6.4MPaFt=2606.4NFr=948.1N軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理dmin=35.9mmTca=469.2Nmd12=40mm軸配合的轂孔長度為84mm軸端直徑取擋圈直徑D=50mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=84mmd12=42mmL12=80mmd23=47mmL23=50mmd34=d67=50mmL34=42mmL67=39mmd45=52mmL45=66mmd56=60mmL56=6mmFNH1=907.5NFNH2=1698.9NFNV1=330.1NFNV2=618NMH=112984NmmMV=41097NmmM=120226Nmmca=13.4MPa第八章：鍵連接的選擇及校核計算內(nèi)容結(jié)論8.1輸入軸鍵選擇與校核校核大帶輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×L=8mm×7mm×40mm，接觸長度:L’=40-8=32mm校核：鍵的材料用鑄鋼，查表6-2取許用壓力[σP]=50~60MPa，σp=4T/dnl=4*79.51*1000/(25*7*32)=56.8MPa因為σp<[σP]，故鍵是安全的，合格。8.2輸出軸鍵選擇與校核1）輸出軸與大齒輪處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×L=16mm×10mm×63mm，接觸長度:L'=63-16=47mm，校核：鍵的材料用鑄鋼，查表6-2取許用壓力[σP]=50~60MPa，σp=4T/dnl=4*333.71*1000/(52*10*47)=54.6MPa因為σp<[σP]，故鍵是安全的，合格。2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l=12mm×8mm×70mm，接觸長度:L'=70-12=58mm校核：鍵的材料用鑄鋼，查表6-2取許用壓力[σP]=100~120MPa，σp=4T/dnl=4*323.77*1000/(42*8*58)=66.46MPa因為σp<[σP]，故鍵是安全的，合格。平鍵尺寸為：b×h×L=8mm×7mm×40mmL'=32mm普通平鍵尺寸為：b×h×l=16mm×10mm×63mmL'=47mm普通平鍵尺寸為：b×h×l=12mm×8mm×70mmL'=58mm第九章：軸承的選擇及校核計算內(nèi)容結(jié)論根據(jù)條件，軸承預計壽命：Lh=5×2×8×300=24000h9.1輸入軸的軸承計算與校核1）初步計算當量動載荷P:因該軸承即受軸向力也受徑向力，查（機械設計第九版表13-5）得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×833.49+0=833.49N2）求軸承應有的基本額定載荷值C=Peq\r(ε,\f(60n\s(,1),10\s(\s(6)))L\s(,h))=833.49×eq\r(3,\f(60×626.09,10\s(\s(6)))×24000)=8051.93N3）選擇軸承型號:查（機械設計第九版表11-5），選擇:6207軸承，Cr=25.5KN，由課本式11-3有：Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n\s(,1))\b(\f(C,P))\s(\s(10/3))=eq\f(10\s(\s(6)),60×626.09)\b(\f(25.5×1000,833.49))\s(\s(3))=7.62×105≥Lh所以軸承預期壽命足夠。9.2輸出軸的軸承計算與校核1)初步計算當量動載荷P:因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×798.77+0=798.77N2）求軸承應有的基本額定載荷值C為:C=Peq\r(ε,\f(60n\s(,1),10\s(\s(6)))L\s(,h))=798.77×eq\r(3,\f(60×143.27,10\s(\s(6)))×24000)=4719.84N3）選擇軸承型號:查（機械設計第九版表11-5）表，選擇:6210軸承，Cr=35KN，由（機械設計第九版公式11-3）得Lh=eq\f(10\s(\s(6)),60n\s(,1))\b(\f(C,P))\s(\s(10/3))=eq\f(10\s(\s(6)),60×143.27)\b(\f(35×1000,798.77))\s(\s(3))=9.79×106≥Lh所以軸承預期壽命足夠。Lh=24000hP=833.49NC=8051.93N6207軸承，Cr=25.5KN軸承預期壽命足夠P=798.77NC=4719.84N6210軸承，Cr=35KN軸承預期壽命足夠第十章：聯(lián)軸器的選擇內(nèi)容結(jié)論10.1載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩：T=T2=317Nm查（機械設計第九版表14-1）KA=1.5，故得計算轉(zhuǎn)矩為：Tca=KAT2=1.5×317=476Nm10.2型號選擇選用LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T=500Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n=3600r/min，軸孔直徑為42mm，軸孔長度為84mm。Tca=476Nm≤T=500Nmn2=143.27r/min≤n=3600r/min聯(lián)軸器滿足要求，故合用。Tca=476NmLT7型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T=500Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n=3600r/min，軸孔直徑為42mm，軸孔長度為84mm第十一章：減速器的潤滑和密封內(nèi)容結(jié)論11.1減速器的潤滑1）齒輪的潤滑通用的閉式齒輪傳動，其潤滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。由于大齒輪的圓周速度v≤12m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。齒輪浸入油中的深度通常不宜超過一個齒高，但一般亦不應小于10mm。為了避免齒輪轉(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30mm，取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為30mm。由于大齒輪全齒高h=6.5mm≤10mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為H=30+10=40mm根據(jù)齒輪圓周速度查（機械設計第九版表10-8）表選用中負荷工業(yè)齒輪油（GB5903-2011），牌號為150潤滑油，粘度薦用值為118cSt。2）軸承的潤滑軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式，可以根據(jù)低速大齒