二級圓柱斜齒輪減速器設(shè)計[帶式運輸機傳動裝置][F=2500 V=1.5 D=450]【CAD圖紙和說明書】

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傳動裝置總體設(shè)計方案1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設(shè)置在高速級。其傳動方案如下：圖一: 傳動裝置總體設(shè)計圖初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。計算傳動裝置的總效率ha:ha=h1h23h32h4h5=0.960.9930.9720.990.96=0.83h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為滾筒的效率（包括滾筒和對應(yīng)軸承的效率）。第三部分 電動機的選擇1 電動機的選擇皮帶速度v:v=1.5m/s工作機的功率pw:pw= 3.75 KW電動機所需工作功率為:pd= 4.52 KW執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n = 63.7 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i1=24，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i2=840，則總傳動比合理范圍為ia=16160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ian = (16160)63.7 = 1019.210192r/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Y132S1-2的三相異步電動機，額定功率為5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=2900r/min，同步轉(zhuǎn)速3000r/min。2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比： 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n 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=2900/63.7=45.5（2）分配傳動裝置傳動比:ia=i0i 式中i0,i1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i0=3.5，則減速器傳動比為:i=ia/i0=45.5/3.5=13取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為:i12 = 則低速級的傳動比為:i23 = 3.04第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:nI = nm/i0 = 2900/3.5 = 828.6 r/minnII = nI/i12 = 828.6/4.27 = 194.1 r/minnIII = nII/i23 = 194.1/3.04 = 63.8 r/minnIV = nIII = 63.8 r/min（2)各軸輸入功率:PI = Pdh1 = 4.520.96 = 4.34 KWPII = PIh2h3 = 4.340.990.97 = 4.17 KWPIII = PIIh2h3 = 4.170.990.97 = 4 KWPIV = PIIIh2h4 = 40.990.99 = 3.92 KW 則各軸的輸出功率：PI = PI0.99 = 4.3 KWPII = PII0.99 = 4.13 KWPIII = PIII0.99 = 3.96 KWPIV = PIV0.99 = 3.88 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:TI = Tdi0h1 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = = 14.9 Nm 所以：TI = Tdi0h1 = 14.93.50.96 = 50.1 NmTII = TIi12h2h3 = 50.14.270.990.97 = 205.4 NmTIII = TIIi23h2h3 = 205.43.040.990.97 = 599.6 NmTIV = TIIIh2h4 = 599.60.990.99 = 587.7 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為：TI = TI0.99 = 49.6 NmTII = TII0.99 = 203.3 NmTIII = TIII0.99 = 593.6 NmTIV = TIV0.99 = 581.8 Nm第五部分 V帶的設(shè)計1 選擇普通V帶型號 計算功率Pc:Pc = KAPd = 1.14.52 = 4.97 KW 根據(jù)手冊查得知其交點在A型交界線范圍內(nèi)，故選用A型V帶。2 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速 取小帶輪直徑為d1 = 100 mm,則：d2 = n1d1(1-e)/n2 = i0d1(1-e) = 3.5100(1-0.02) = 343 mm 由手冊選取d2 = 335 mm。 帶速驗算：V = nmd1/(601000)= 2900100/(601000) = 15.18 m/s介于525m/s范圍內(nèi)，故合適。3 確定帶長和中心距a0.7(d1+d2)a02(d1+d2)0.7(100+335)a02(100+335)304.5a0870 初定中心距a0 = 587.25 mm，則帶長為:L0 = 2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4a0)= 2587.25+(100+335)/2+(335-100)2/(4587.25)=1881 mm 由表9-3選用Ld = 1800 mm，確定實際中心距為：a = a0+(Ld-L0)/2 = 587.25+(1800-1881)/2 = 546.75 mm4 驗算小帶輪上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)57.30/a= 1800-(335-100)57.30/546.75 = 155.4012005 確定帶的根數(shù)：Z = Pc/(P0+DP0)KLKa)= 4.97/(2.06+0.35)1.010.93) = 2.2故要取Z = 3根A型V帶。6 計算軸上的壓力： 由初拉力公式有：F0 = 500Pc(2.5/Ka-1)/(ZV)+qV2= 5004.97(2.5/0.93-1)/(315.18)+0.1015.182 = 115.2 N 作用在軸上的壓力：FQ = 2ZF0sin(a1/2)= 23115.2sin(155.4/2) = 675.2 N第六部分 齒輪的設(shè)計（一） 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算1 齒輪材料、熱處理及精度： 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪。 1） 材料：高速級小齒輪選用40Cr鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：274286HBW。高速級大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪：225255HBW。取小齒齒數(shù)：Z1 = 21，則：Z2 = i12Z1 = 4.2721 = 89.67 ?。篫2 = 90 2） 初選螺旋角:b = 150。2 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設(shè)計：確定各參數(shù)的值: 1) 試選Kt = 1.6 2) T1 = 50.1 Nm 3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH = 2.42 6) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cosb = 1.88-3.2(1/21+1/90)cos150 = 1.634 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318121tan150 = 1.79 8) 由式8-19得:Ze = = = = 0.782 9) 由式8-21得：Zb = = = 0.98 10) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 530 MPa。 11) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60828.611025028 = 1.99109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 1.99109/4.27 = 4.66108 12) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.88,KHN2 = 0.9 13) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = 0.88650 = 572 MPasH2 = = 0.9530 = 477 MPa許用接觸應(yīng)力:sH = (sH1+sH2)/2 = (572+477)/2 = 524.5 MPa3 設(shè)計計算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:= = 45.3 mm4 修正計算結(jié)果： 1) 確定模數(shù)：mn = = = 2.08 mm取為標(biāo)準(zhǔn)值:2.5 mm。 2) 中心距：a = = = 143.6 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 14.90 4) 計算齒輪參數(shù)：d1 = = = 54 mmd2 = = = 233 mmb = dd1 = 54 mmb圓整為整數(shù)為：b = 54 mm。 5) 計算圓周速度v:v = = = 2.34 m/s由表8-8選取齒輪精度等級為9級。 6) 同前，ZE = 189.8。由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)為:ZH = 2.42。 7) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cosb = 1.88-3.2(1/21+1/90)cos14.90 = 1.635 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318121tan14.90 = 1.78 9) eg = ea+eb = 3.415 10) 同前，取:eb = 1Ze = = = = 0.782 11) 由式8-21得：Zb = = = 0.98 12) 由表8-2查得系數(shù)：KA = 1，由圖8-6查得系數(shù)：KV = 1.1。 13) Ft = = = 1855.6 N = = 34.4 52.5所以齒面接觸疲勞強度足夠。5 校核齒根彎曲疲勞強度：(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值： 1) 當(dāng)量齒數(shù)：ZV1 = Z1/cos3b = 21/cos314.90 = 23.3ZV2 = Z2/cos3b = 90/cos314.90 = 99.7 2) eaV = 1.88-3.2(1/ZV1+1/ZV2)cosb= 1.88-3.2(1/23.3+1/99.7)cos14.90 = 1.653 3) 由式8-25得重合度系數(shù)：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68 4) 由圖8-26和eb = 1.78查得螺旋角系數(shù)Yb = 0.87 5) = = 3.07前已求得:KHa = 1.743.07，故?。篕Fa = 1.74 6) = = = 9.6且前已求得:KHb = 1.36，由圖8-12查得：KFb = 1.33 7) K = KAKVKFaKFb = 11.11.741.33 = 2.55 8) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa1 = 2.66 YFa2 = 2.21應(yīng)力校正系數(shù):YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.8 9) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：sFlim1 = 500 MPa sFlim2 = 380 MPa 10) 同例8-2：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1 = 1.99109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2 = 4.66108 11) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN1 = 0.84 KFN2 = 0.85 12) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 323.1sF2 = = = 248.5 = = 0.01309 = = 0.01601大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度：mn = = 1.66 mm1.662.5所以強度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d1 = 54 mmd2 = 233 mmb = ydd1 = 54 mmb圓整為整數(shù)為：b = 54 mm圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 59 mm b2 = 54 mm中心距：a = 143.5 mm，模數(shù)：m = 2.5 mm（二） 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算1 齒輪材料、熱處理及精度： 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪。 1） 材料：高速級小齒輪選用40Cr鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：274286HBW。高速級大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪：225255HBW。取小齒齒數(shù)：Z3 = 24，則：Z4 = i23Z3 = 3.0424 = 72.96 ?。篫4 = 73 2） 初選螺旋角:b = 130。2 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設(shè)計：確定各參數(shù)的值: 1) 試選Kt = 1.6 2) T2 = 205.4 Nm 3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH = 2.45 6) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/Z3+1/Z4)cosb = 1.88-3.2(1/24+1/73)cos130 = 1.634 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318124tan130 = 1.76 8) 由式8-19得:Ze = = = = 0.782 9) 由式8-21得：Zb = = = 0.99 10) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 530 MPa。 11) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 60194.111025028 = 4.66108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N3/u = 4.66108/3.04 = 1.53108 12) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN3 = 0.9,KHN4 = 0.92 13) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH3 = = 0.9650 = 585 MPasH4 = = 0.92530 = 487.6 MPa許用接觸應(yīng)力:sH = (sH3+sH4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 MPa3 設(shè)計計算:小齒輪的分度圓直徑:d3t:= = 73.8 mm4 修正計算結(jié)果： 1) 確定模數(shù)：mn = = = 3 mm取為標(biāo)準(zhǔn)值:3.5 mm。 2) 中心距：a = = = 174.2 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 130 4) 計算齒輪參數(shù)：d3 = = = 86 mmd4 = = = 262 mmb = dd3 = 86 mmb圓整為整數(shù)為：b = 86 mm。 5) 計算圓周速度v:v = = = 0.87 m/s由表8-8選取齒輪精度等級為9級。 6) 同前，ZE = 189.8。由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)為:ZH = 2.45。 7) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/Z3+1/Z4)cosb = 1.88-3.2(1/24+1/73)cos130 = 1.659 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318124tan130 = 1.76 9) eg = ea+eb = 3.419 10) 同前，取:eb = 1Ze = = = = 0.776 11) 由式8-21得：Zb = = = 0.99 12) 由表8-2查得系數(shù)：KA = 1，由圖8-6查得系數(shù)：KV = 1.1。 13) Ft = = = 4776.7 N = = 55.5 86所以齒面接觸疲勞強度足夠。5 校核齒根彎曲疲勞強度：(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值： 1) 當(dāng)量齒數(shù)：ZV3 = Z3/cos3b = 24/cos3130 = 25.9ZV4 = Z4/cos3b = 73/cos3130 = 78.9 2) eaV = 1.88-3.2(1/ZV3+1/ZV4)cosb= 1.88-3.2(1/25.9+1/78.9)cos130 = 1.672 3) 由式8-25得重合度系數(shù)：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68 4) 由圖8-26和eb = 1.76查得螺旋角系數(shù)Yb = 0.89 5) = = 3.03前已求得:KHa = 1.733.03，故取：KFa = 1.73 6) = = = 10.92且前已求得:KHb = 1.38，由圖8-12查得：KFb = 1.35 7) K = KAKVKFaKFb = 11.11.731.35 = 2.57 8) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa3 = 2.61 YFa4 = 2.24應(yīng)力校正系數(shù):YSa3 = 1.61 YSa4 = 1.77 9) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：sFlim3 = 500 MPa sFlim4 = 380 MPa 10) 同例8-2：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N3 = 4.66108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N4 = 1.53108 11) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN3 = 0.85 KFN4 = 0.88 12) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1.3，由式8-15得：sF3 = = = 326.9sF4 = = = 257.2 = = 0.01285 = = 0.01542大齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度：mn = = 2.43 mm2.433.5所以強度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d3 = 86 mmd4 = 262 mmb = ydd3 = 86 mmb圓整為整數(shù)為：b = 86 mm圓整的大小齒輪寬度為：b3 = 91 mm b4 = 86 mm中心距：a = 174 mm，模數(shù)：m = 3.5 mm第七部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計軸的設(shè)計1 輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1:P1 = 4.34 KW n1 = 828.6 r/min T1 = 50.1 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 54 mm 則:Ft = = = 1855.6 NFr = Ft = 1855.6 = 698.9 NFa = Fttanb = 1855.6tan14.90 = 493.5 N3 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)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取A0 = 112，得：dmin = A0 = 112 = 19.5 mm 顯然，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4%，故選取:d12 = 20 mm。帶輪的寬度：B = (Z-1)e+2f = (3-1)18+28 = 52 mm，為保證大帶輪定位可靠取：l12 = 50 mm。大帶輪右端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為:d23 = 23 mm。大帶輪右端距箱體壁距離為20，取:l23 = 35 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度: 初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故取:d34 = d78 = 25 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用：30205型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為:dDT = 255216.25 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，取:l34 = 16.25 mm。右端軸承采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得30205。型軸承的定位軸肩高度：h = 3 mm，故?。篸45 = d67 = 31 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于:d12d56 ，所以小齒輪應(yīng)該和輸入軸制成一體，所以:l56 = 59 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 91+12+10+8 = 121 mml78 = T = 16.25 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)30205圓錐滾子軸承查手冊得a = 12.5 mm 帶輪中點距左支點距離L1 = (52/2+35+12.5)mm = 73.5 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (59/2+16.25+121-12.5)mm = 154.2 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (59/2+18+16.25-12.5)mm = 51.2 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 462.5 NFNH2 = = = 1393.1 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = -677.7 NFNV2 = = = 701.4 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 462.5154.2 Nmm = 71318 Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0 = FQL1 = 675.273.5 Nmm = 49627 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -677.7154.2 Nmm = -104501 NmmMV2 = FNV2L3 = 701.451.2 Nmm = 35912 Nmm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：M1 = = 126518 NmmM2 = = 79849 Nmm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a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 8.3 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)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：II軸的設(shè)計1 求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2：P2 = 4.17 KW n2 = 194.1 r/min T2 = 205.4 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知高速級大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 233 mm 則:Ft1 = = = 1763.1 NFr1 = Ft1 = 1763.1 = 664 NFa1 = Ft1tanb = 1763.1tan14.90 = 468.9 N 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為:d3 = 86 mm 則:Ft2 = = = 4776.7 NFr2 = Ft2 = 4776.7 = 1784.3 NFa2 = Ft2tanb = 4776.7tan130 = 1102.2 N3 確定軸的各段直徑和長度: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3，?。篈0 = 107，得:dmin = A0 = 107 = 29.7 mm 中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑d12和d67,選定軸承型號為：30206型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：dDT = 306217.25 mm，則：d12 = d67 = 30 mm。取高速大齒輪的內(nèi)孔直徑為：d23 = 35 mm，由于安裝齒輪處的軸段長度應(yīng)略小于輪轂長度，則：l23 = 52 mm，軸肩高度：h = 0.07d = 0.0735 = 2.45 mm，軸肩寬度：b1.4h = 1.42.45 = 3.43 mm，所以：d34 = d56 = 40 mm，l34 = 14.5 mm。由于低速小齒輪直徑d3和2d34相差不多，故將該小齒輪做成齒輪軸，小齒輪段軸徑為：d45 = 86 mm，l45 = 91 mm，則：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 39.75 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 17.25+8+10-7 = 28.25 mm4 軸的受力分析和校核：1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)30206圓錐滾子軸承查手冊得a = 13.8 mm 高速大齒輪齒寬中點距左支點距離L1 = (54/2-2+39.75-13.8)mm = 51 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2 = (54/2+14.5+b3/2)mm = 87 mm 低速小齒輪齒寬中點距右支點距離L3 = (b3/2+7+28.25-13.8)mm = 67 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 2885.6 NFNH2 = = = 3654.2 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 413.3 NFNV2 = = = -1533.6 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1 = FNH1L1 = 2885.651 Nmm = 147166 NmmMH2 = FNH2L3 = 3654.267 Nmm = 244831 Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L1 = 413.351 Nmm = 21078 NmmMV2 = FNV2L3 = -1533.667 Nmm = -102751 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面B、C處的合成彎矩：M1 = = 148668 NmmM2 = = 265518 Nmm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B）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a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 45 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)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：III軸的設(shè)計1 求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3：P3 = 4 KW n3 = 63.8 r/min T3 = 599.6 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 262 mm 則:Ft = = = 4577.1 NFr = Ft = 4577.1 = 1709.7 NFa = Fttanb = 4577.1tan130 = 1056.2 N3 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)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取:A0 = 112，得:dmin = A0 = 112 = 44.5 mm 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12，所以同時需要選取聯(lián)軸器的型號，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩:Tca = KAT3，查機械設(shè)計（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:Tca = KAT3 = 1.2599.6 = 719.5 Nm 由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號為:LT9型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑50 mm，軸孔長度84 mm，則：d12 = 50 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠?。簂12 = 82 mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 60 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 53 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度： 初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故?。篸34 = d78 = 55 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用:30211型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：dDT = 55mm100mm22.75mm。由軸承樣本查得30211型軸承的定位軸肩高度為：h = 4.5 mm，故取：d45 = 64 mm。軸承端蓋的總寬度為：20 mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。取低速大齒輪的內(nèi)徑為：d4 = 64 mm，所以：d67 = 64 mm，為使齒輪定位可靠?。簂67 = 84 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h 0.07d = 0.0764 = 4.48 mm，軸肩寬度：b 1.4h = 1.44.48 = 6.27 mm，所以：d56 = 73 mm，l56 = 10 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：l34 = T3 = 22.75 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 54+10+8+5+12+2.5-10 = 81.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 22.75+8+10+2.5+2 = 45.25 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)30211圓錐滾子軸承查手冊得a = 21 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (86/2+10+81.5+22.75-21)mm = 136.2 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (86/2-2+45.25-21)mm = 65.2 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 1481.8 NFNH2 = = = 3095.3 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 1240.5 NFNV2 = = = -469.2 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 1481.8136.2 Nmm = 201821 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = 1240.5136.2 Nmm = 168956 NmmMV2 = FNV2L3 = -469.265.2 Nmm = -30592 Nmm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：M1 = = 263207 NmmM2 = = 204126 Nmm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a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 17 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)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：第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1 輸入軸鍵計算： 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 6mm6mm45mm，接觸長度:l = 45-6 = 39 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2563920120/1000 = 140.4 NmTT1，故鍵滿足強度要求。2 中間軸鍵計算： 校核高速大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 10mm8mm45mm，接觸長度:l = 45-10 = 35 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2583535120/1000 = 294 NmTT2，故鍵滿足強度要求。3 輸出軸鍵計算：(1) 校核低速大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 18mm11mm80mm，接觸長度:l = 80-18 = 62 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.25116264120/1000 = 1309.4 NmTT3，故鍵滿足強度要求。(2) 校核聯(lián)軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 14mm9mm70mm，接觸長度:l = 70-14 = 56 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2595650120/1000 = 756 NmTT3，故鍵滿足強度要求。第九部分 軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命：Lh = 1028250 = 40000 h1 輸入軸的軸承設(shè)計計算:(1) 初步計算當(dāng)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 = 1698.9+0493.5 = 698.9 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 698.9 = 6839 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:30205軸承，Cr = 32.2 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 6.96106Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。2 中間軸的軸承設(shè)計計算:(1) 初步計算當(dāng)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 = 11784.3+01102.2 = 1784.3 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1784.3 = 11291 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:30206軸承，Cr = 43.2 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 3.49106Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。3 輸出軸的軸承設(shè)計計算:(1) 初步計算當(dāng)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 = 11709.7+01056.2 = 1709.7 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1709.7 = 7746 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:30211軸承，Cr = 90.8 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 1.45108Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。第十部分 減速器及其附件的設(shè)計1 箱體（箱蓋）的分析： 箱體是減速器中較為復(fù)雜的一個零件，設(shè)計時應(yīng)力求各零件之間配置恰當(dāng)，并且滿足強度，剛度，壽命，工藝、經(jīng)濟性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量輕，成本低廉的機器。2 箱體（蓋）的材料： 由于本課題所設(shè)計的減速器為普通型，故常用HT15-33灰鑄鐵制造。這是因為鑄造的減速箱剛性好,易得到美觀的外形,易切削,適應(yīng)于成批生產(chǎn)。3 箱體的設(shè)計計算，箱體尺寸如下： 代號 名稱 計算與說明 結(jié)果 d 箱體壁厚 d = 0.025a+3 8 取d = 10 mm d1 箱蓋壁厚 d1 = 0.02a+3 8 取d1 = 10 mm d 箱體加強筋厚 d = 0.85d1 = 0.8510 = 8.5 取d = 10 mm d1 箱蓋加強筋厚 d1 = 0.85d1 = 0.8510 = 8.5 取d1 = 10 mm b 箱體分箱面凸緣厚 b1.5d = 1.510 = 15mm 取b = 15 mm b1 箱蓋分箱面凸緣厚 b11.5d11.510 = 15mm 取b1 = 15 mm b2 平凸緣底厚 b22.35d = 2.3510 = 23.5mm取b2 = 24 mm df 地腳螺栓 df = 0.036a+12 = 18.37 取df = 20 mm d1 軸承螺栓 d1 = 0.7df = 12.86 取d1 = 14 mm d2 聯(lián)接分箱螺栓 d2 = (0.5-0.7)df = 10-14 取d2 = 10 mm d3 軸承蓋螺釘 d3 = 10 mm 取d3 = 10 mm d4 檢查孔螺釘 M822 n 地腳螺栓數(shù) ?。簄 = 6第十一部分 潤滑與密封設(shè)計 對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于150-200 m/min，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用CKC150潤滑油，裝至規(guī)定高度。油的深度為：H+h1：H = 30 mm h1 = 34 mm所以：H+h1 = 30+34 = 64 mm 。 其中油的粘度大，化學(xué)合成油，潤滑效果好。密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗度應(yīng)為Ra=6.3，密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大，為150mm。并勻均布置，保證部分面處的密封性。設(shè)計小結(jié) 這次關(guān)于帶式運輸機上的兩級圓柱齒輪減速器的課程設(shè)計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用處。通過兩個星期的設(shè)計實踐，使我對機械設(shè)計有了更多的了解和認(rèn)識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎(chǔ)。 機械設(shè)計是機械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜合性相當(dāng)強的技術(shù)課程，它融機械原理、機械設(shè)計、理論力學(xué)、材料力學(xué)、互換性與技術(shù)測量、工程材料、機械設(shè)計（機械設(shè)計基礎(chǔ)）課程設(shè)計等于一體。 這次的課程設(shè)計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想、訓(xùn)練綜合運用機械設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實際反應(yīng)和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展有關(guān)機械設(shè)計方面的知識等方面有重要的作用。 本次設(shè)計得到了指導(dǎo)老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導(dǎo)和幫助。設(shè)計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機械設(shè)計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計習(xí)慣和思維從而提高設(shè)計實踐操作能力。參考文獻1 機械設(shè)計（第八版）高等教育出版社。2 機械設(shè)計（機械設(shè)計