帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置的課程設(shè)計.doc

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 2010 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75.4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178.2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)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)。圖1動力及傳動裝置DvF設(shè)計計算及說明結(jié)果1.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)：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：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。2.電動機(jī)的選擇2.1選擇電動機(jī)的類型根據(jù)用途選用Y（IP44）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=1.1 m/s，故輸送帶所需功率為 =2.2KW由【2】表1-7查得滾筒效率 =0.96，軸承效率 =0.99，聯(lián)軸器效率 =0.99，帶傳動的效率 =0.96，齒輪傳遞效率 =0.97。電動機(jī)至工作機(jī)之間傳動裝置的總效率為=0.8246電動機(jī)總的傳遞效率為 =2.66kw查2表12-1，選取電動機(jī)的額定功率為 =3KW2.3確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速由已知，滾筒的直徑為 D=300mm，工作速度為 v=1.1 m/s，所以輸送帶帶輪的工作轉(zhuǎn)速為 =70V帶傳動比 =24，二級減速器常用的傳動比為 =840總傳動比的范圍 =*=16160電動機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為 =*=112011200 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 1500，3000三種，初選 1500，滿載轉(zhuǎn)速=1420型號Y100L2-4的電動機(jī)。3.傳動比的計算及分配3.1總的傳動比=20.283.2分配傳動比根據(jù)帶傳動比范圍，取V帶傳動比為 =2.46，則減速器的傳動比為 i=8.23高速級傳動比為 =3.273.39。取=3.3低速級傳動比為 =2.494.傳動裝置運(yùn)動及動力參數(shù)計算4.1各軸的轉(zhuǎn)速軸（高速軸） 軸（中間軸） 軸（低速軸） 軸（滾筒軸）4.2各軸的功率軸（高速軸）=*=0.96*2.66kw =2.55kw軸（中間軸）=*=0.99*0.97*2.55kw=2.45kw軸（低速軸）=*=0.45*0.99*0.97kw=2.35kw軸（滾筒軸）=*=0.99*0.99*2.35kw=2.31kw4.3各軸的轉(zhuǎn)矩電動機(jī)軸 =9550*=9550*=17.89軸（高速軸）=9550*=9550*=42.19軸（中間軸）=9550*=9550*=133.77軸（低速軸）=9550*=9550*=319.51軸（滾筒軸）=9550*=9550*=314.07表一 傳動裝置各軸主要參數(shù)計算結(jié)果軸號輸入功率P/kW轉(zhuǎn)速n/(r/min)轉(zhuǎn)矩T/N m傳動比i電動機(jī)軸2.66142017.89=2.46=3.3=2.49軸（高速軸）2.55577.2342.19軸（中間軸）2.45174.91133.77軸（低速軸）2.3570.24319.51軸（滾筒軸）2.3170.24314.075.減速器的外傳動件的設(shè)計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) =1.1，則=*=1.1*2.66kw=2.93kw根據(jù)=1420r/min，=2.93kw，由【1】圖7-17選擇A型普通V帶。5.2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=80100，選小帶輪=100mm，則大帶輪直徑為=*=2.46*100mm=246mm，由【1】表7-7，取=250mm。5.3驗算帶的速度=7.45m/s<25m/s5.4確定中心距和V帶長度根據(jù)0.7（+）mm=245mm<<2(+)mm=700mm為了使結(jié)構(gòu)緊湊，取偏低值=350mmV帶基準(zhǔn)長度為，L=2a+（+）+=2350+（100+250）+=1265.85mm由1表7-3選V帶基準(zhǔn)長度=1250mm,則實際中心距為a=+=（350+）mm=342.08mm5.5驗算小帶輪包角- = - = > 5.6確定V帶根數(shù)查【1】表7-9 =0.95,由表7-3得，=1.11，由表7-10得，=0.17，由表7-8，得=0.63z= = =3.47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=500（）+0.1=103.97N5.8計算作用在軸上的壓力Q=2zsin =24103.7sin =813.3N5.9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，=9，取f=10.在【2】表12-5查得=28mm輪轂寬：=（1.52.0）=4256mm，初選 =50mm輪緣寬：=(z-1)*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。6.高速級斜齒圓柱齒輪的設(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=236, =190HBW，HBW-=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（外嚙合）。(1) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為 =42190N*mm(2) 初選 =1.2，由【3】表8-18得 =1.1(3) 由【3】表8-19得彈性系數(shù) =189.8(4) 初選 =12，由【3】圖9-2查得 查得節(jié)點(diǎn)系數(shù) =1.72。(5) 齒輪的傳動比為 u=3.3，初選 =23，則=u*=3.3*23=75.9，取整數(shù)76,則端面重合度為=1.88-3.2*()cos=1.66 軸向重合度為 =0.318*=1.71 (6) 由3圖8-3查得 重合度系數(shù) =0.775(7) 由3圖11-2查得 螺旋角系數(shù)=0.99(8) 許用接觸應(yīng)力可用下式計算=計算=2HBW+69=2*236+69=541MPa =2HBW+69=2*190+69=449 MPa大小齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為=60* *a =60*577023*2*8*365*8=1.618*h= =4.903*h由【3】圖 8-5 查得 壽命系數(shù) =1.0，=1.05取安全系數(shù) =1.0則小齒輪的許用接觸應(yīng)力為 =541 MPa大齒輪的許用接觸應(yīng)力為 =471.45 MPa故=472 MPa初算小齒輪的分度圓得 = =41.03mm6.3 確定傳動尺寸計算載荷系數(shù) 查得使用系數(shù) =1.0v= = =1.24m/s由3圖 8-6 查得 齒間載荷分配系數(shù) =1.05由3圖 8-7 查得 齒向載荷分配系數(shù) =1.21由3表 8-22 查得 齒間載荷分配系數(shù) =1.2載荷系數(shù) k=*=1.*1.05*1.21*1.2=1.52對進(jìn)行修正，因與k有較大的差異，故需對由計算出的進(jìn)行修正=*=41.03*=44.39mm確定模數(shù) =1.89 取整 =2中心距 =101.21mm 圓整 =100mm螺旋角為 =arcos=8.1因值與初選值相差較大，故對與有關(guān)的參數(shù)進(jìn)行修正，由【3】圖9-2查得，=2.48端面重合度系數(shù) =1.88-3.2,()cos=1.68軸向重合度為 =0.318=1.37 由【3】圖8-3查得 重合度系數(shù) =0.774由【3】圖11-2查得 螺旋角系數(shù)=0.992 = =44.66mm精確計算圓周速度為v= =1.35m/s由圖8-6 查得 動載荷系數(shù) =1.09k=*=1.0*1.08*1.21*1.2=1.58=*=*=45.24mm=1.95,取標(biāo)準(zhǔn)值 =2=mm=46.46mm=mm=116.68mmb=*=1.1*46.46=50.11mm，取整 =50mm=+（510）mm 取=60mm6.4 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度齒根的疲勞強(qiáng)度條件其中 k=1.52，=42190Nmm，=2，=46.46mm，b= 50mm齒形系數(shù) 和應(yīng)力修正系數(shù)，當(dāng)量齒數(shù)為=23.70=78.32由3圖 8-8 查得 =2.68，=2.25由3圖8-9查得 =1.57，=1.76由3圖 8-10 查得 重合度系數(shù) =0.72由3圖11-3查得 螺旋角系數(shù) =0.93許用彎曲應(yīng)力 由3表 8-11 查得 彎曲疲勞極限應(yīng)力為=1.8HBS=425MPa=1.8HBS=342 MPa由3圖 8-11查得 壽命系數(shù) = =1由3表 8-20 查得 安全系數(shù) =1.6 =265.6MPa=213.8MPa= =83.03 MPa<,則 = = =78.14 MPa 6.5計算齒輪傳動其他幾何尺寸端面模數(shù) = = =2.02015齒頂高 = =1*2=2齒根高 =（ ）=（1+0.25）*2=2.5mm全齒高 h=+=2+2.5=4.5mm頂隙 c=0.285*2=0.5 齒頂圓直徑= 齒根圓直徑 7.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 ，190HBW7.2確定齒輪許用應(yīng)力 許用接觸應(yīng)力：由1表8-39 知 =由1表8-10查得 故應(yīng)按接觸極限應(yīng)力較低的計算，只需求出大齒輪對于正火的齒輪 =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)=60=60174.91283658=4.9循環(huán)基數(shù)由1圖8-41查得當(dāng)HBS為300時，因 =1=許用彎曲應(yīng)力由1式8-46 知 由1表8-11知取 單向傳動取 同,所以得7.3根據(jù)接觸強(qiáng)度，求小齒輪分度圓直徑由1式8-38 初步計算 （表8-9） 取mm mm 取=95mm選定 =432.49=107.7 取107 取m=2 7.4驗算接觸應(yīng)力由18-37知 取=1.76 =1 =271齒輪圓周速度由圖8-39查得=1.15（8級精度齒輪）=1.762711 =421.892 接觸強(qiáng)度足夠7.5驗算彎曲應(yīng)力由1表8-43知 =由1圖8-44查得 =43 =3.76 =107 =3.75 =N/=65.21MP =MP=72MP故應(yīng)驗算小齒輪的彎曲應(yīng)力=3.76=4647MP彎曲強(qiáng)度足夠7.6計算齒輪傳動的其他尺寸齒頂高 =m=12=2mm齒根高 =（1+0.25）2=2.5mm全齒高 h=+=2+2.5mm=4.5mm頂隙 =m=0.252=0.5mm齒頂圓直徑 =+2=86.644+4mm=90.644mm =+=215.21+4mm=219.21mm齒根圓直徑=2=86.644-22.5=81.644mm =215.21122.5=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=421901mm 轉(zhuǎn)速=577.23r/min螺旋角 =8.6 小齒輪左旋，大齒輪右旋，小齒輪分度圓直徑 =46.46mm齒輪1的作用力圓周力 =N=1816.2N徑向力為 =1816.2N=667.7N軸向力 =1816.2=258.5N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=133770Nmm轉(zhuǎn)速=174.91r/min小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑為=86.64齒輪3的作用力 圓周力 =308.80N徑向力 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。8中間軸的設(shè)計計算8.1已知條件中間軸傳遞的功率=2.45kW，轉(zhuǎn)速，齒輪2分度圓直徑=153.53mm，齒輪寬度=50mm，=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，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3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 8.4結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(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=47mm，外徑定位直徑=73mm，對軸的力作用點(diǎn)與外圈大端面的距離=9mm，故=40mm 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則=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，和應(yīng)分別略大于和，可初定=42mm齒輪2輪轂寬度范圍為（1.21.5）=50.463mm，取其輪轂寬度與齒輪寬度=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=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=92mm，=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）=2.944.2mm，取其高度為h=4mm，故=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=10mm，齒輪2與齒輪3的距離初定為=10mm，則箱體內(nèi)壁之間的距離為齒輪2的右端面與箱體內(nèi)壁的距離=+（-）/2=10+（60-50）/2=15mm，則軸段的長度為軸段及軸段的長度 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，中間軸上兩個齒輪的固定均由擋油環(huán)完成，則軸段的長度為軸段的長度為軸上力作用點(diǎn)的間距 軸承反力的作用點(diǎn)距軸承外圈大端面的距離=9mm，則由3圖11-6可得軸的支點(diǎn)及受力點(diǎn)間的距離為8.5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 10961990和鍵1245GB/T 109619908.6軸的受力分析(1) 畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖所示(2) 計算軸承支承反力 在水平面上為式中的負(fù)號表示與圖中所畫力的方向相反在垂直平面上為軸承1的總支承反力為軸承2的總支承反力為（3）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) b-b剖面為在垂直平面上為 合成彎矩，a-a剖面左側(cè)b-b剖面左側(cè)為 b-b剖面右側(cè)為（4）畫轉(zhuǎn)矩圖，8.7校核軸的強(qiáng)度a-a剖面彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，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，并由表10-3中查出與其對應(yīng)的，取=0.58根據(jù)a-a剖面的當(dāng)量彎矩求直徑在結(jié)構(gòu)設(shè)計中該處的直徑，故強(qiáng)度足夠。8.8校核鍵連接的強(qiáng)度齒輪2處鍵連接的擠壓應(yīng)力為取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由3表8-33查得=125150MPa，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 =29500N，=18000N，=521.00N，=890.2 N。=1123.74N，=0N因為徑向力方向相反，則選最大的徑向力計算壽命。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)量動載荷由1公式 =<,故軸承壽命足夠9.高速軸的設(shè)計與計算9.1已知條件高速軸傳遞的功率=2.55kw，轉(zhuǎn)速=577.23r/min，小齒輪分度圓直徑=32.33mm,齒輪寬度=60mm9.2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，故由3表8-26選用常用的材料45鋼，調(diào)制處理9.3初算最小軸徑查3表9-8得C=106135，考慮軸端既承受轉(zhuǎn)矩，又承受彎矩，故取中間值C=120，則 =C=120*=19.68mm 軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%5%，軸端最細(xì)處直徑為 >19.68mm+19.68*(0.030.05) mm=20.2720.66取=21mm9.4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 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=25mm,帶輪輪轂的寬度為（1.52.0）=（1.52.0）*25mm=33mm42mm,結(jié)合帶輪結(jié)構(gòu)=37.550mm，取帶輪輪轂的寬度=42mm,軸段的長度略小于轂孔寬度，取=40mm（3）密封圈與軸段 在確定軸段的軸徑時，應(yīng)考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸。帶輪用軸肩定位，軸肩高度h=(0.070.1) =(0.070.1)*25mm=1.752.5mm。軸段的軸徑=+2*（2.13）mm=29.231mm,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/ZQ46061997，則=30mm（4）軸承與軸段及軸段 考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承。軸段上安裝軸承，其直徑應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列?，F(xiàn)暫取軸承7207，由表11-9得軸承內(nèi)徑d=35mm,外徑D=72mm,寬度B=17mm，內(nèi)圈定位軸肩直徑=42mm,外圈定位內(nèi)徑=65mm,在軸上力作用點(diǎn)與外圈大端面的距離=15.7mm,故取軸段的直徑=35mm。軸承采用脂潤滑，需要用檔油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座。為補(bǔ)償箱體的鑄造誤差和安裝檔油環(huán)，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離取，檔油環(huán)的檔油凸緣內(nèi)側(cè)面凸出箱體內(nèi)壁12mm,檔油環(huán)軸孔寬度初定為=15mm,則=B+=17+15=32mm 通常一根軸上的兩個軸承應(yīng)取相同的型號，則=35mm, =B+=17+15=32mm(5)齒輪的軸段 該段上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，應(yīng)略大于，可初定=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=3.3mm,由于與較為接近，故該軸設(shè)計成齒輪軸，則有=，=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=48mm,齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離為，則軸段的長度=（12+10-15）mm=7mm。軸段的長度為=(180+12-10-60-15)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，由3表4-1可知，下箱座壁厚=0.025+3mm=(0.025*150+3)mm=6.75<8mm,取=8mm, =(100+150)=250mm<400mm,取軸承旁連接螺栓為M16，則=24mm, =20mm，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=0.4*20mm=8mm,由3表8-30得軸承端蓋凸緣厚度取為=10mm;取端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度為=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。則（8）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=17mm，則由3圖11-9可得軸的支點(diǎn)及受力點(diǎn)間的距離為9.5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 109619909.6軸的受力分析(3) 畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖所示(4) 計算軸承支承反力 在水平面上為N=-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軸承1的總支承反力為軸承2的總支承反力為（3）畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示在水平面上，a-a剖面右側(cè) N*mma-a剖面左側(cè) =-66173.52N*mm-258.5*N*mm=-69404.77 N*mmb-b剖面為在垂直平面上為 合成彎矩，a-a剖面左側(cè)a-a剖面右側(cè)為 b-b剖面為（4）畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖所示，9.7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，并由1表10-3中查出與其對應(yīng)的，取=0.58根據(jù)b-b剖面的當(dāng)量彎矩求直徑在結(jié)構(gòu)設(shè)計中該處的直徑，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)力為取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由表8-33查得=125150MPa，強(qiáng)度足夠9.9校核軸承壽命（1）計算軸承軸向力 由3表11-9查7207C軸承得C=3050N，=20000N。由表9-10查得7207C軸承內(nèi)部軸向力計算公式，則軸承1、2的內(nèi)部軸向力分別為 =0.4=0.41136.8N=454.72N =0.4=0.41419.8N=567.92N外部軸向力A=469.2N，各軸向力分別為 =+A=826.42N =567.92N(2)計算當(dāng)量動載荷 由/=826.42/20000=0.041,查3表11-9得e=0.42，因/=826.42/1316.8=0.73e,故X=0.44，Y=1.36，則軸承1的當(dāng)量動載荷為 =X+Y=0.441136.8N+1.36826.472N=1624N由/=567.92/20000=0.028，查3表11-9得e=0.40，因/=826.42/1419.8=0.58>e,故X=0.44，Y=1.40，則軸承2的當(dāng)量動載荷為 =X+Y=0.441419.8N+1.4567.92N=1419.8N(3)校核軸承壽命 因,故只需要校核軸承1的壽命，P=。軸承在100以下工作，查表8-34得=1,。查表8-35得載荷系數(shù)=1.5 軸承1的壽命為 =56671.8h，故軸承壽命足夠10.低速軸的設(shè)計與計算10.1已知條件低速軸傳遞的功率=2.35kW，轉(zhuǎn)速，齒輪4分度元圓直徑=215.21mm，齒輪寬度=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8-26選用常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。10.3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 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(0.030.05)mm=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差、隔離震動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查3表8-37，取=1.5，則計算轉(zhuǎn)距=1.5319510Nmm=479265 Nmm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1250Nmm，許用轉(zhuǎn)速4750r/min，軸孔范圍為3048mm ?？紤]d46.98mm，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 4284 GB/T 5014-2003,相應(yīng)的軸段的直徑=42mm，其長度略小于轂孔寬度，取 =82mm（3） 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=（0.070.1）=（0.070.1）42mm=2.944.2mm。軸段的軸徑=+2h=47.8850.4mm，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=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。現(xiàn)暫取軸承為6211C,由3表11-9得軸承內(nèi)徑d=55mm，外徑D=100mm，寬度B=21mm，內(nèi)圈定位軸肩直徑=64mm，外圈定位直徑=91mm,對軸的力作用點(diǎn)與外圈大端面的距離=27.5mm，故=55mm。故=21mm 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，故=55mm（5） 齒輪與軸段 該段上安裝齒輪4，為了便于齒輪的安裝，應(yīng)略大于，可初定=58mm，齒輪4輪轂的寬度范圍為（1.21.5），=69.687mm，小于齒輪寬度=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=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=（0.070.01）=4.065.8mm，取h=5mm，則=68mm，齒輪左端面距箱體內(nèi)壁距離為=+()/2=10mm+(95-86)/2mm=14.5mm,則該軸段的長度=+=（8014.586+12）mm=91.5mm（7） 軸段與軸段的長度 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)。軸承端蓋連接螺栓GB/T 5781 M825,其安裝圓周大于聯(lián)軸器輪轂端面與端蓋外端面的距離為=10mm。則有=+=（58+2+10+102112）mm=47mm則軸段的長度=+2mm=21mm+12mm+14.5mm+ 2mm=49.5mm圓整取=50mm(8)軸上力作用點(diǎn)的間距 軸承反力的作用點(diǎn)與軸承外圈大端面的距離=27.5mm，則由圖11-12可得軸的支點(diǎn)及受力點(diǎn)的距離為=+=49.5mm+84mmmm27.5mm=63mm=+=36mm+76.5mm+mm27.5mm=128mm=+=27.5mm+47mm+42mm=116.5mm9.5鍵連接聯(lián)軸器與軸段及齒輪4與軸段間均采用A型普通平鍵連接，查3表8-31得鍵的型號分別為鍵1270GB/T 10961990和鍵1870GB/T 109619909.6軸的受力分析畫軸的受力簡圖 計算支承反力 在水平面上為在垂直平面上為軸承1的總支承反力為軸承2的總支承反力為畫彎矩圖 在水平面上，a-a剖面的彎矩為在垂直面上，a-a剖面的彎矩為a-a剖面上的合成彎矩為畫轉(zhuǎn)矩圖 10.7校核軸的強(qiáng)度a-a剖面為危險截面求當(dāng)量彎矩：一般可認(rèn)為高速軸傳遞的轉(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。由教材表10-1查出其強(qiáng)度極限，并由表10-3中查出與其對應(yīng)的，取=0.58根據(jù)a-a剖面的當(dāng)量彎矩求直徑在結(jié)構(gòu)設(shè)計中該處的直徑，故強(qiáng)度足夠。10.8校核鍵連接的強(qiáng)度聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力為齒輪4處鍵連接的擠壓應(yīng)力為取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由3表8-33查得=125150MPa，強(qiáng)度足夠 10.9校核軸承壽命計算軸承的軸向力 由表11-9 查的6211軸承得 =43200N=29200N， =2202.26N。因為只有徑向力沒有軸向力，則當(dāng)量動載荷P=2202.26N ，由1公式 =1792051h<,故軸承壽命足夠11 潤滑油與減速器附件的設(shè)計選擇11.1潤滑油的選擇由于速度在12m/s左右，設(shè)計油溝，采用飛濺潤滑，選用全損耗系統(tǒng)用油，減速器常用的L-AN3211.2油面指示裝置選用油標(biāo)尺M(jìn)1611.3視孔蓋選擇視孔蓋尺寸為110*116，位置在中間軸的上方。11.4通氣器選用普通通氣器M1011.5放油孔及螺塞選用螺塞M1611.6起吊裝置上箱蓋采用吊耳，箱座上采用吊鉤。11.7起蓋螺釘選用起蓋螺釘M1211.8定位銷選用定位銷M10F=2000N=2200KW=0.96=0.8246=3000KW=70=1420=20.28=2.46i=8.23=3.3=2.49=2.55kw=2.45kw=2.35kw=2.31kw=17.89=42.19=133.77=319.51=314.07選擇A型普通V帶=100mm=250mm帶速符合要求=350mm=1250mma=342.08mm=> 合格z=4=103.97NQ=813.3N45鋼小齒輪調(diào)質(zhì)處理大齒輪正火處理8級精度=23=75.9=541 MP=471.45 MPa=472 MPa41.03mm K=1.52=100mm 44.66mm=2=46.46mm=116.68mm=50mm=60mm滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度=2.02015=2=2.5mmh=4.5mmc=0.5=50.46=157.53=41.46=152.5345鋼小齒輪調(diào)質(zhì)處理大齒輪正火處理8級精度 =107m=2接觸強(qiáng)度足夠彎曲強(qiáng)度足夠=2mm=2.5mmh=4.5mm=0.5mm=90.644mm=219.21mm=81.644mm=201.211mm=1816.2N=667.7N=258.5N=308.80N45鋼，調(diào)質(zhì)處理=40mm=40mm=42mm=92mm=48mm=50mm軸強(qiáng)度足夠鍵強(qiáng)度足夠軸承壽命足夠45鋼，調(diào)制處理=21mm=25mm=40mm=30mm=35mm=32mm=35mm=32mm齒輪軸=60mm=38mm=7mm=118mm=8mmL=50mm=72.5mm=109.2mm153.3mm83.3mmQ=813.3N=940N=-794.4N639.43N=1176.77N=1136.8N=1419.8N-66173.52N-69404.77N-88812.36N-98024.62N120107.6N*mm118269.9N*mm88812.36N*mm45鋼，調(diào)質(zhì)處理=35.44mm46.0946.98 =42mm=82mm=50mm=55mm=21mm=55mm=58mm=84mm=68mm=91.5mm=47mm=50mm=63mm=128mm=116.5軸的強(qiáng)度滿足要求鍵連接強(qiáng)度足夠軸承壽命足夠12.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計名稱符號齒輪減速器箱體薦用尺寸箱座壁厚0.025a+38=8箱蓋壁厚0.02a+38=8箱蓋凸緣厚度1.5=12箱座凸緣厚度1.5=12箱底座凸緣厚度2.5=20地腳螺釘直徑0.036a+12=17.4，取=M20地腳螺釘數(shù)目na250時，n=4n=4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑0.75=M12蓋與座聯(lián)接螺栓直徑（0.50.6） =M12聯(lián)接螺栓的間距150200=150軸承端蓋螺釘直徑（0.40.5）=M5視孔蓋螺釘直徑（0.30.4）=M10定位銷直徑（0.70.8）=M10、至外箱壁距離見【2】表11-1、至凸緣邊緣距離軸承旁凸臺半徑=20（=M16）凸臺高度根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn)，h=40外箱壁至軸承座端面距離=+（510）=22+20+（510）=4752，取=50鑄造過渡尺寸x 、y見【2】表1-38大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離>1.2>9.6,取=10齒輪端面與內(nèi)箱壁距離>>8，取=40箱蓋、箱座肋厚、=0.85取=8軸承端蓋外徑=D+（55.5）=120軸承旁聯(lián)接螺栓距離盡量靠近，以M和M互不干涉為準(zhǔn)，一般取=8013設(shè)計小結(jié)兩級展開式圓柱齒輪減速器的結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對軸承的位置不對稱，因此軸應(yīng)設(shè)計得具有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩的輸入端，這樣軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形，將能減弱軸在彎矩作用下產(chǎn)生彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均勻的現(xiàn)象，用于載荷比較平穩(wěn)的場合?？紤]到以上因素我們的設(shè)計想法為：輸入端，應(yīng)用所學(xué)知識，采用帶輪傳動，使電動機(jī)的位置調(diào)節(jié)方便，減少了軸向尺寸，提供易于調(diào)節(jié)的傳動比，使設(shè)計的減速器內(nèi)傳動的傳動比選用更靈活，有更加緊湊的結(jié)構(gòu)，由于高速級轉(zhuǎn)速較高，采用斜齒輪傳動，其傳動平穩(wěn)，沖擊和噪聲小，而且通過調(diào)節(jié)螺旋角的