哈工大機械設(shè)計課程設(shè)計---帶式輸送機的傳動裝置

1、<p>　　課程設(shè)計說明書（論文）</p><p>　　課程名稱： 機械設(shè)計 </p><p>　　設(shè)計題目：帶式輸送機的傳動裝置 </p><p>　　院 系： 機電工程學(xué)院 </p><p>　　班 級： </p&

2、gt;<p>　　設(shè) 計 者： </p><p>　　學(xué) 號： </p><p>　　指導(dǎo)教師： </p><p>　　設(shè)計時間： </p><p>

3、;<b>　　目錄</b></p><p>　　一.傳動裝置的總體設(shè)計1</p><p>　　1.1分析或確定傳動方案1</p><p>　　1.2選擇電動機2</p><p>　　1.3計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比4</p><p>　　1.4計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)4&

4、lt;/p><p>　　二.傳動零件的設(shè)計計算5</p><p>　　2.1 選擇材料、熱處理方式及精度等級5</p><p>　　2.2 確定計算公式6</p><p>　　2.3 高速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸6</p><p>　　2.4 低速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸10</p>

5、;<p>　　三.軸的設(shè)計計算14</p><p>　　3.1高速軸設(shè)計計算18</p><p>　　3.2中間軸的設(shè)計計算18</p><p>　　3.3輸出軸的設(shè)計計算18</p><p>　　3.4輸出軸強度的校核計算18</p><p>　　四.鍵的設(shè)計和計算22</p>

6、<p>　　五.校核軸承壽命23</p><p>　　六.聯(lián)軸器的選擇24</p><p>　　6.1輸入軸聯(lián)軸器24</p><p>　　6.2輸出軸聯(lián)軸器24</p><p>　　七. 潤滑密封設(shè)計25</p><p>　　八.減速器附件及其說明25</p><p>

7、　　一.傳動裝置的總體設(shè)計</p><p>　　1.1分析或確定傳動方案</p><p>　　1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機傳送帶組成。</p><p>　　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。</p><p>　　3. 確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大 其傳動方案如下&l

8、t;/p><p>　　根據(jù)要求，選用二級斜齒圓柱齒輪減速器，將動力傳送到傳送帶上，實現(xiàn)傳送帶預(yù)先設(shè)計的參數(shù)及其相應(yīng)的功能。</p><p>　　設(shè)計的原始數(shù)據(jù)要求：</p><p>　　傳送帶的初拉力：F=2400N</p><p>　　傳送帶卷筒直徑：d=300mm</p><p>　　傳送帶帶速：v=1.0m/s<

9、;/p><p>　　關(guān)于減速器的生產(chǎn)和工作的要求：</p><p><b>　　機器產(chǎn)量為大批量；</b></p><p>　　機器工作環(huán)境為清潔；</p><p>　　機器載荷特性為平穩(wěn)載荷；</p><p>　　機器最短工作年限為六年二班。</p><p><b>

10、;　　1.2選擇電動機</b></p><p>　　1.2.1選擇電動機的結(jié)構(gòu)形式</p><p>　　電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于生產(chǎn)單位一般多采用三相交流電源，因此，無特殊要求時應(yīng)選用三相交流電動機，其中以三相交流異步電動機應(yīng)用廣泛。所以選擇使用三相交流異步電動機。</p><p>　　1.2.2選擇電動機的容量（功率）</p

11、><p>　　首先計算工作機有效功率：</p><p>　　式中，F(xiàn)——傳送帶的初拉力，由設(shè)計原始數(shù)據(jù)，F(xiàn)=2400N；</p><p>　　v——傳送帶的帶速，由設(shè)計原始數(shù)據(jù)，v=1.0m/s。</p><p>　　從原動機到工作機的總效率：</p><p>　　＝×××0.96＝0.850

12、4</p><p>　　式中， ——聯(lián)軸器傳動效率，由參考文獻(xiàn)[1]P81頁表9.1，；</p><p>　　——軸承傳動效率，由參考文獻(xiàn)[1]P81頁表9.1， </p><p>　　——齒輪嚙合效率， ；</p><p>　　——卷筒傳動效率， 。</p><p><b>　　則所需電動機功率：</

13、b></p><p>　　1.2.3確定電動機的轉(zhuǎn)速</p><p>　　工作機（套筒）的轉(zhuǎn)速：</p><p>　　式中，d——傳送帶卷筒軸直徑。由設(shè)計原始數(shù)據(jù)，d=300mm。</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]P88頁表9.2，兩級齒輪傳動 ，所以電動機的轉(zhuǎn)速范圍為：</p><p>　　=(8~40)&

14、#215;63.7=（509.6~2548.0）</p><p>　　符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750 r/min、1000 r/min、1500 r/min三種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000 r/min的電動機。</p><p>　　根據(jù)電動機的類型、容量和轉(zhuǎn)速，由參考文獻(xiàn)[1]P172頁表15.1，選定電動機型號為Y1

15、32S-6，其主要性能如下表所示。</p><p>　　1.3計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比</p><p>　　1.3.1總傳動比 </p><p>　　由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為</p><p>　?。?n＝960/63.7＝15.07</p><p>　　1.3.2分

16、配傳動比</p><p><b>　?。?#215;</b></p><p>　　——式中分別為一級、二級齒輪傳動比。</p><p>　　考慮潤滑條件，為使倆大齒輪直徑相近。高速級傳動比為＝4.59，則＝＝3.28。</p><p>　　1.4計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)</p><p>　

17、　1.4.1各軸的轉(zhuǎn)速</p><p>　　：   ＝＝960r/min</p><p>　?。剑?60/4.59＝209.15r/min</p><p>　　＝ / ＝209.15/3.28=63.76r/min</p><p>　　==63.7r/min</p><p>　　1.4.2

18、各軸的輸入功率</p><p>　?。?＝×＝2.82×0.99＝2.79kW</p><p>　?。?#215;η2×＝2.79×0.99×0.97＝2.68kW</p><p>　　＝×η2×＝2.68×0.99×0.97＝2.57kW</p><p&

19、gt;　　＝×η2×η1=2.57×0.99×0.97＝2.47kW</p><p>　　1.4.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩</p><p>　　電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550 =9550×2.82/960=2.81×N·mm</p><p>　?。?＝× =2.81××0.9

20、9=2.78× N·mm</p><p>　?。?#215;××=2.78××4.59×0.99×0.97=1.22× N·mm</p><p>　?。?#215;××=1.22××3.28×0.99×0.97=3.86×

21、N·mm</p><p>　　=××=3.86××0.97×0.99=3.70× N·mm。</p><p>　　整理以上數(shù)據(jù)，制成表格以備用戶隨時方便查閱。</p><p>　　減速器運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)一覽表</p><p>　　二.傳動零件的設(shè)計計算</

22、p><p>　　2.1 選擇材料、熱處理方式及精度等級</p><p>　　考慮到卷筒機為一般機械，且該齒輪傳動為閉式傳動。</p><p>　　2.1.1       齒輪材料及熱處理</p><p>　　① 材料：高速級小齒輪選用40Cr，齒面硬度為 280HBW 取小齒齒數(shù)=2

23、0</p><p>　　高速級大齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為 240HBW Z=i×Z=4.59×20=91.8 取Z=91齒。取小齒輪3齒數(shù)=19齒，大齒輪4齒數(shù)=×（）=62.89.取=63。</p><p><b>　　② 齒輪精度</b></p><p>　　按GB/T10095－1998，均選擇8級

24、精度</p><p>　　2.1.2根據(jù)所選齒數(shù)重新修訂減速器運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)。</p><p>　　減速器運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)更新后一覽表</p><p>　　2.2 確定計算公式</p><p>　　由于是閉式軟齒面齒輪傳動，其主要失效形式是齒面接觸疲勞點蝕。故按照齒面接觸疲勞強度進(jìn)行設(shè)計，再對齒根彎曲疲勞強度進(jìn)行校核。</p>

25、;<p>　　2.3 高速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸</p><p>　　因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度設(shè)計齒輪傳動：（由參考文獻(xiàn)[1]P135頁式8.8）</p><p><b>　　式中各參數(shù)為：</b></p><p>　　小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩， = 2.78× N·mm</p>

26、;<p>　　設(shè)計時，因v值未知，K不能確定，初取=1.6。</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]P144表8.6取齒寬系數(shù)=0.9</p><p>　　初選螺旋角=15°。</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]P136頁表8.5查得彈性系數(shù) 。</p><p>　　由圖8.14選取區(qū)域系數(shù) Z=2.43 </p

27、><p>　　齒數(shù)比 比u==4.59</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]P133頁式8.1，端面重合度：</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]P133頁式8.1，軸面重合度：</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]P136圖8.15查得： =0.775。</p><p>　　由圖8.24查得螺旋角系數(shù)=0.98</

28、p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]P145式8.26，許用接觸應(yīng)力 ,</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]P146圖8.28（e）得接觸疲勞極限應(yīng)力 =770MPa =600MPa </p><p>　　小齒輪1與大齒輪2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為</p><p>　　N=60na =60×960×（2×8×25

29、0×6）=1.382×10h</p><p><b>　　N= h </b></p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]P147圖8.29查得壽命系數(shù)：=1.0, =1.11。</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]P147表8.7，取安全系數(shù) </p><p>　　[]==1×770=770

30、</p><p>　　[]==1.11×600=666 </p><p>　　故取 </p><p>　　初算小齒輪1的分度圓直徑 ，得</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　確定傳動尺寸：</b><

31、;/p><p><b>　　計算載荷系數(shù)K</b></p><p>　　K＝=1.0×1.15×1.12×1.2=1.5456。</p><p>　　式中， ——使用系數(shù)。由參考文獻(xiàn)[2]P130頁表8.3，原動機和工作機工作特性均是均勻平穩(wěn)，故取 </p><p>　　——動載系數(shù)。分度圓上的

32、速度為</p><p>　　故由參考文獻(xiàn)[2]P131頁圖8.7查得 K=1.15。</p><p>　　——齒向載荷分布系數(shù)。由參考文獻(xiàn)[2]P132頁圖8.11，因為小齒輪是非對稱布置的，故查得齒向載荷分布系數(shù)K =1.12。</p><p>　　——齒間載荷分配系數(shù)。由參考文獻(xiàn)[2]P133頁表8.4，未經(jīng)表面硬化的8級精度斜齒輪取 K =1.2。<

33、/p><p><b>　　對 進(jìn)行修正。</b></p><p>　　d=d=32.19×=31.82</p><p><b>　　確定模數(shù) </b></p><p><b>　　= 取=2mm</b></p><p><b>　　計算傳

34、動尺寸</b></p><p>　　中心距： a===114.9157 圓整為115mm。</p><p>　　差距不大，故不必要使用K來修正模數(shù)。</p><p>　　螺旋角= =15°9′21″。 </p><p><b>　　其它傳動尺寸： </b></p><p&g

35、t;<b>　　取38mm。</b></p><p>　　=+（5~10）mm， 取=45mm。</p><p>　　4. 齒根彎曲疲勞強度校核</p><p>　?、?K、T、、同上 K=1.5456、T=2.78Nmm、=2、=41.44mm</p><p>　?、?#160;   

36、;  計算當(dāng)量齒數(shù)</p><p>　　z＝z/cos＝20/ cos15.156＝22.2410 </p><p>　　z＝z/cos＝91/ cos15.156＝101.1966</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1],圖8.19查得=2.72，=2.2</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]由圖8.20查得=1.55，=

37、1.8</p><p>　?、?#160;    由參考文獻(xiàn)[1] 由圖8.21查得重合度系數(shù) =0.74</p><p>　?、?#160;  由參考文獻(xiàn)[1] 由圖8.26查得螺旋角系數(shù) =0.88 </p><p>　?、?#160;   由參考文獻(xiàn)[

38、1]  由圖8.28  （f）查得彎曲疲勞極限應(yīng)力， 小齒輪 大齒輪</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]圖8.30查得得彎曲疲勞壽命系數(shù):K=1.0 K=1.0</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]表8.7 查得彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.25(1%失效概率)</p><p><b>　　[]=M

39、Pa</b></p><p><b>　　[]=</b></p><p>　　結(jié)論：滿足齒根彎曲疲勞強度。</p><p><b>　　高速級齒輪參數(shù)列表</b></p><p>　　2.4 低速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸</p><p>　　因為是軟齒面

40、閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度設(shè)計齒輪傳動：（由參考文獻(xiàn)【2】P135頁式8.8）</p><p>　　按齒面接觸疲勞強度設(shè)計：</p><p><b>　　式中各參數(shù)為：</b></p><p>　　小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩， = 1.21× N·mm</p><p>　　設(shè)計時，因v值未知，K不能確定，初

41、取=1.6。</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]P144表8.6取齒寬系數(shù)=0.9</p><p>　　初選螺旋角=15°。</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]P136頁表8.5查得彈性系數(shù) 。</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]圖8.14選取區(qū)域系數(shù) Z=2.43</p><p>　　齒數(shù)比 比u==

42、3.31</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]P133頁式8.1，端面重合度：</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1P133頁式8.1，軸面重合度：</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]P136圖8.15查得： =0.775。</p><p>　　由圖8.24查得螺旋角系數(shù)=0.98</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]

43、P145式8.26，許用接觸應(yīng)力 ,</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]P146圖8.28（e）得接觸疲勞極限應(yīng)力 =770MPa =600MPa </p><p>　　小齒輪1與大齒輪2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為</p><p>　　N=60na =60×210.98×（2×8×250×6）=h</p>

44、<p><b>　　N= h </b></p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]P147圖8.29查得壽命系數(shù)：=1.0, =1.18（允許局部點蝕）。</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]P147表8.7，取安全系數(shù) </p><p>　　[]==1×770=770 </p><p>　　[]==1

45、.18×600=708 </p><p>　　故取 </p><p>　　初算小齒輪1的分度圓直徑 ，得</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　確定傳動尺寸：</b></p><p>

46、;<b>　　計算載荷系數(shù)K</b></p><p>　　K＝=1.0×1.07×1.12×1.2=1.4381。</p><p>　　式中， ——使用系數(shù)。由參考文獻(xiàn)[2]P130頁表8.3，原動機和工作機工作特性均是均勻平穩(wěn)，故取 </p><p>　　——動載系數(shù)。分度圓上的速度為</p>&l

47、t;p>　　故由參考文獻(xiàn)[1]P131頁圖8.7查得 K=1.07。</p><p>　　——齒向載荷分布系數(shù)。由參考文獻(xiàn)[2]P132頁圖8.11，因為小齒輪是非對稱布置的，故查得齒向載荷分布系數(shù)K =1.12。</p><p>　　——齒間載荷分配系數(shù)。由參考文獻(xiàn)[2]P133頁表8.4，未經(jīng)表面硬化的8級精度斜齒輪取 K =1.2。</p><p>

48、<b>　　對 進(jìn)行修正。</b></p><p>　　==32.19×=49.8217</p><p><b>　　確定模數(shù) </b></p><p><b>　　= 取=3mm</b></p><p><b>　　計算傳動尺寸</b><

49、/p><p>　　中心距： a===127.339 取整為127mm。</p><p>　　差距不大，故不必要使用K來修正模數(shù)。</p><p>　　螺旋角= =14°25′5″。</p><p>　　值與初選值相差很小無需修正與值相關(guān)的數(shù)值。</p><p><b>　　其它傳動尺寸： </

50、b></p><p><b>　　取53mm。</b></p><p>　　=+（5~10）mm， 取=60mm。</p><p>　　齒根彎曲疲勞強度校核</p><p>　?、?K、T、、同上 K=1.5456、T=2.78Nmm、=2、=41.44mm</p><p>　?、?#

51、160;     計算當(dāng)量齒數(shù)</p><p>　?。?cos＝19/ cos14.4148＝20.9146</p><p>　?。?cos＝91/ cos14.4148＝69.3484</p><p>　　由圖8.19查得=2.75，=2.25</p><p>　　由圖8.20查得=1.52

52、，=1.75</p><p>　?、?#160;     由參考文獻(xiàn)[1]圖8.21查得重合度系數(shù) =0.73</p><p>　　④     由參考文獻(xiàn)[1]圖8.26查得螺旋角系數(shù) =0.98 </p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]圖8.28  （f）查

53、得彎曲疲勞極限應(yīng)力， 小齒輪 </p><p><b>　　大齒輪</b></p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]圖8.30查得得彎曲疲勞壽命系數(shù): =1.0 =1.0。</p><p>　　由表8.7 查得彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.25(1%失效概率)</p><p><b>　　[]=MPa&

54、lt;/b></p><p><b>　　[]=</b></p><p>　　結(jié)論：滿足齒根彎曲疲勞強度。</p><p><b>　　低速級齒輪參數(shù)列表</b></p><p><b>　　三.軸的設(shè)計計算</b></p><p>　　3.1高速

55、軸的設(shè)計計算參數(shù)：</p><p>　?。?#215;＝2.82×0.99＝2.79kW</p><p>　?。?#215; =2.81××0.99=2.78× N·mm</p><p>　　n=960r/min</p><p>　　2.作用在齒輪上的力：</p><p&

56、gt;<b>　　選擇軸的材料</b></p><p>　　選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，獲得良好的綜合機械性能。</p><p><b>　　初算軸上的最小直徑</b></p><p><b>　　按彎扭強度計算：</b></p><p>　　考慮到軸上鍵槽適當(dāng)增加軸直徑，。<

57、/p><p>　　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)[2]P193頁表10.2，考慮扭矩大于彎矩，取小值，C=106。</p><p>　　P——軸傳遞的功率。 </p><p><b>　　n——軸的轉(zhuǎn)速。 </b></p><p><b>　　軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計</b><

58、;/p><p>　　為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體用剖分結(jié)構(gòu)。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)形式如圖所示，然后，可按軸上零件的安裝順序，從dmin處開始設(shè)計。</p><p>　　聯(lián)軸器及軸段1：本設(shè)計中dmin 就是軸段直徑，又考慮到軸段1上安裝聯(lián)軸器，因此1的設(shè)計與聯(lián)軸器同時進(jìn)行。</p>

59、<p>　　為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表13.1，取。則由計算轉(zhuǎn)矩。考慮電機輸入軸直徑為38mm,由《課程設(shè)計》查得GB5014-1985中的LX3聯(lián)軸器滿足條件。選用J1型軸孔A型鍵。聯(lián)軸器長L=60mm。</p><p>　　與LX3對應(yīng)的最小軸徑為30mm，軸段1的長度應(yīng)比聯(lián)軸器的軸孔長度略短，故取l1=58mm。</p><p>

60、;<b>　　b</b></p><p><b>　　密封圈及軸段2</b></p><p>　　聯(lián)軸器只傳遞轉(zhuǎn)矩。可取軸段2直徑d2=35mm。查表唇形密封圈的直徑系列中有公稱直徑35.軸段2長度為L2=63-5+15=73mm。</p><p><b>　　軸段3和軸段5</b></p>

61、;<p>　　考慮使用斜齒輪。齒輪有軸向力，軸承類型為角接觸球軸承。暫取7208C,查得d=40mm,D=80mm,B=18mm。故取軸段3和軸段5的直徑為40mm。軸段3和軸段5的長度均為18mm。</p><p><b>　　軸段4</b></p><p>　　軸段4的軸肩應(yīng)為（0.07~0.1）40=2.8~4mm。取軸段4的直徑為45mm?？紤]到

62、可能使用齒輪軸，軸徑應(yīng)重新選擇。本設(shè)計中軸徑可設(shè)計成剛好等于齒輪的齒頂圓直徑。</p><p>　　軸段具體長度要綜合考慮其他2根軸的尺寸和聯(lián)軸器端面到箱體軸承透蓋的距離確定。</p><p>　　3.2中間軸的設(shè)計計算 </p><p>　　中間軸上的功率=2.68kW, 轉(zhuǎn)速n2=210.98r/min, 轉(zhuǎn)矩T2=1.21。</p><p&

63、gt;<b>　　初定軸上的最小直徑</b></p><p>　　根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。</p><p><b>　　軸段1</b></p><p>　　軸承初選7208C則軸徑d=40mm.B=18mm.故軸段1長為18mm。</p><p><b>　　軸段2 &l

64、t;/b></p><p>　　因該軸為齒輪軸。軸段3為齒輪。又齒輪端面距箱體內(nèi)壁應(yīng)為10mm,油潤滑，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁的距離為5mm。所以軸段2的長度為15mm。</p><p><b>　　軸段3</b></p><p>　　為齒輪軸上的齒輪。為齒輪軸，齒寬為60mm。取軸段3的長為60mm</p>&l

65、t;p><b>　　軸段4</b></p><p>　　軸段4為退刀槽。因軸段5為軸肩。軸肩直徑小于齒輪軸齒輪的齒根圓直徑。故應(yīng)加退刀槽便于加工。取退刀槽所在軸徑為：46mm，退刀槽長度為10mm。</p><p><b>　　軸段5</b></p><p>　　為軸肩，用以固定高速級的大齒輪。由公式計算得軸肩直徑為

66、53mm,軸肩長10mm.</p><p><b>　　軸段6</b></p><p>　　軸段6與高速級大齒輪的輪轂配合。直徑可取46mm,長度略小于高速級大齒輪齒寬。取軸段6的長度為36mm。</p><p><b>　　軸段7</b></p><p>　　軸段7為套連軸承。取7208C軸承。內(nèi)

67、徑為40mm。所以軸段7內(nèi)徑為40mm.按高速軸大齒輪靠近箱體內(nèi)壁端面到箱體內(nèi)壁的距離為10mm。可得軸段7長度為28mm。</p><p>　　3.3輸出軸設(shè)計計算</p><p><b>　　材料同為45號鋼</b></p><p>　　輸出軸上的功率=2.57kW, 轉(zhuǎn)速n3=63.74r/min, 轉(zhuǎn)矩T3=3.85。</p>

68、;<p><b>　　初定軸上的最小直徑</b></p><p>　　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)[2]P193頁表10.2，考慮扭矩大于彎矩，取小值，C=106。</p><p>　　P——軸傳遞的功率。 </p><p><b>　　n——軸的轉(zhuǎn)速。 </b></p&g

69、t;<p>　　考慮到軸上鍵槽適當(dāng)增加軸直徑，。</p><p>　　軸上各個軸段的參數(shù)計算</p><p>　　軸段1，為輸出軸與聯(lián)軸器的連接部分?？紤]對中性的要求。使用剛性聯(lián)軸器。查表，可取聯(lián)軸器其安裝尺寸，孔徑為38mm,J1型接口，孔徑長L=60。軸段1的長度應(yīng)略短于聯(lián)軸器的長度?？扇￠Ll1=58mm。</p><p><b>　　軸

70、段2</b></p><p>　　由于聯(lián)軸器只傳遞轉(zhuǎn)矩，軸段2的軸徑可比軸段1略大。由唇形密封圈的標(biāo)準(zhǔn)?？扇≥S段2的軸徑為42mm.軸段2的長度由軸承座的長度和軸段1靠近箱體的端面到軸承端蓋的距離決定。經(jīng)后面計算知，只能用嵌入式軸承端蓋。</p><p>　　軸承座長為mm.由表 計算知，取軸承端面螺栓為M18。由此得</p><p>　　取軸段

71、1內(nèi)側(cè)軸肩到軸承端蓋的距離為15mm.</p><p><b>　　軸段3</b></p><p>　　軸段3直徑與軸承內(nèi)徑相同。暫取軸承為角接觸球軸承7209C。則，軸段3的直徑為45mm。軸段3長19mm。</p><p>　　軸承靠近箱體內(nèi)表面的端面到箱體內(nèi)表面的距離為5mm.(高速軸大齒輪齒輪齒頂圓處速度大于2m/s，由經(jīng)驗，軸承取油潤

72、滑) 則軸段2的長度為63-5+15=73mm。</p><p><b>　　軸段4</b></p><p>　　軸段4的軸徑有軸肩高度決定。取h=(0.07~0.1)d=(0.07~0.1)45=3.15~4.5mm，取h=3.5mm</p><p>　　則軸段4的直徑d4=d3+2 3.5=7+45=52mm。</p><

73、;p>　　軸段4長度由另外兩根軸決定。</p><p><b>　　軸段5</b></p><p>　　軸段5為軸肩。考慮軸的倒角若取2mm.則軸肩高度應(yīng)為倒角的2~3倍。取軸肩軸徑d5=d4+4 2=60mm。軸肩長度為 0.1 倍 軸徑 ，所以l5=0.1 60=6mm.</p><p><b>　　軸段6<

74、;/b></p><p>　　軸段6固連低速級大齒輪。其內(nèi)徑可取52mm.長度應(yīng)略小于齒輪齒寬。低速級大齒輪的齒寬為53mm,取軸段6的周長為l6=50mm。</p><p><b>　　軸段7</b></p><p>　　軸段7上套軸承7209C。故軸段7的軸徑為45mm.軸承寬B=19mm?？紤]大齒輪靠經(jīng)箱體內(nèi)壁的端面到箱體內(nèi)壁的距離

75、為10mm,軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面到內(nèi)壁的距離有5mm(油潤滑，原理陳訴同上)。所以軸段7的長度為l7=19+5+10+3=37mm。</p><p>　　至此，已經(jīng)初步確定軸的各段直徑和長度。</p><p>　　在上述計算中，若后續(xù)計算發(fā)現(xiàn)需使用齒輪軸，又小齒輪使用40Cr作為生產(chǎn)材料。其調(diào)質(zhì)處理后的強度大于45號鋼調(diào)質(zhì)處理。知相同的軸徑設(shè)計一定滿足要求。</p><

76、;p>　　3.4輸出軸強度的校核計算</p><p><b>　　輸出軸的受力分析</b></p><p><b>　　畫出軸的受力簡圖</b></p><p>　　首先, 確定軸承的支點位置時,查《機械設(shè)計手冊》20-149表20.6-7.</p><p>　　對于7209C型的角接觸球軸承

77、,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.</p><p>　　經(jīng)計算得L1=104.7mm，L2=106.3mm，L3=45.3mm。</p><p>　　計算支反力（取向上為垂直正方向，向前為水平正方向）</p><p><b>　　在水平面上</b></p><p><b>　　在垂直平面上&

78、lt;/b></p><p><b>　　軸承1的總支承反力</b></p><p><b>　　軸承2的總支承反力</b></p><p><b>　　畫彎矩圖（如上圖）</b></p><p><b>　　在水平面上：</b></p>

79、<p><b>　　a-a剖面左側(cè)，</b></p><p><b>　　a-a剖面右側(cè)：</b></p><p><b>　　在垂直面上：</b></p><p><b>　　合成彎矩：</b></p><p><b>　　a剖面

80、左側(cè): </b></p><p><b>　　a-a剖面右側(cè)：</b></p><p><b>　　畫轉(zhuǎn)矩圖（如上圖）</b></p><p><b>　　校核軸的強度</b></p><p>　　由彎矩圖可知，a-a截面左側(cè)，軸的彎矩最大，有轉(zhuǎn)矩，還有鍵槽引起的應(yīng)

81、力集中，為危險截面。</p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]P205頁附表10.1 ：</p><p><b>　　抗彎剖面模量：</b></p><p><b>　　抗扭剖面模量</b></p><p><b>　　彎曲應(yīng)力：</b></p><p>&

82、lt;b>　　扭剪應(yīng)力</b></p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]P192頁表10.1和P201頁表10.4得，45號鋼調(diào)質(zhì)處理， </p><p>　　由參考文獻(xiàn)[1]表10.1查得材料的等效系數(shù)，</p><p>　　鍵槽引起的應(yīng)力集中系數(shù)，由附表10.4查得</p><p>　　絕對尺寸系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[1]附圖10

83、.1查得</p><p>　　軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[1]附圖10.2查得</p><p>　　安全系數(shù)S=9.96</p><p><b>　　S8.69</b></p><p>　　≥S=1.5 所以a-a剖面是安全的，強度滿足要求。</p><p><b>　

84、　四.鍵的設(shè)計和計算</b></p><p>　?、龠x擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸</p><p>　　一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵.</p><p>　　根據(jù) d=38 d=52</p><p>　　查表可得： 鍵寬 b=10 h=8 =50</p><p&g

85、t;　　b=16 h=10 =45</p><p>　　[]=120~150MPa</p><p>　?、谛：玩I與聯(lián)軸器聯(lián)接的強度</p><p><b>　　＜[]</b></p><p>　?、坻I與輪轂鍵槽的接觸強度</p><p><b>　?。糩]</b>

86、</p><p><b>　　兩者都安全</b></p><p><b>　　五.校核軸承壽命</b></p><p>　　軸承為角接觸球軸承 7209C</p><p>　　計算軸向力 由參考文獻(xiàn)[1]表11.13查得7209C軸承內(nèi)部軸向力計算公式</p><p>　　S

87、1=0.4=0.4=0.41463.98=585.592N</p><p>　　S1=0.4=0.4=0.42834.19=1133.676N</p><p>　　S1及S2的方向如右圖：</p><p><b>　　S2與A同向。</b></p><p>　　A=1014.16N</p><p>

88、;　　S2+A=1133.68+1014.1=2147.84N</p><p><b>　　S2+A>S1</b></p><p><b>　　所以</b></p><p>　　軸承軸向力： =2147.84N</p><p>　　軸承軸向力：=1133.676N</p><

89、;p><b>　　計算當(dāng)量動載荷</b></p><p>　　由 查表11.12得e=0.45（插值法）</p><p>　　查表11.12得e=0.41（插值法）</p><p><b>　　因為 </b></p><p>　　X1=0.44 Y1=1.25 ； X2=1 Y2=0.<

90、;/p><p><b>　　所以：</b></p><p>　　P1=X1+Y1=0.44 1463.98+1.252147.84=3328.95N</p><p>　　P2=X2+Y2==1133.676N</p><p><b>　　P1>P2</b></p><p>

91、;　　所以P=3328.5N。 只需校核軸承的壽命</p><p>　　校核軸承壽命 軸承在溫度100°C以下工作，由參考文獻(xiàn)[1] 查表11.9得=1 查表11.10得=1.5</p><p>　　已知減速器使用6年，兩班工作制，則預(yù)期壽命</p><p><b>　　h</b></p><p><

92、b>　　顯然 </b></p><p><b>　　故軸承壽命很充裕。</b></p><p><b>　　六.聯(lián)軸器的選擇</b></p><p>　　由上述軸的設(shè)計中的陳述?？偨Y(jié)：</p><p><b>　　6.1輸入軸聯(lián)軸器</b></p&g

93、t;<p>　　因為減速器應(yīng)用場合高速，選用彈性柱銷聯(lián)軸器，根據(jù)使用的電機型號Y132S-6，由參考文獻(xiàn)[1]P152頁表13.1選取LX3型號，公稱轉(zhuǎn)矩1250 N·m滿足使用要求。輸入端選取直徑為30 mm的聯(lián)軸器。</p><p><b>　　6.2輸出軸聯(lián)軸器</b></p><p>　　輸出聯(lián)軸器根據(jù)輸出軸尺寸，選取GYS6型剛性聯(lián)軸

94、器。聯(lián)軸器內(nèi)徑選取38mm.J1型接口。長度L=60mm。</p><p><b>　　七. 潤滑密封設(shè)計</b></p><p>　　由上述齒輪設(shè)計的陳述，對于本展開式二級圓柱斜齒輪減速器，其高速級大齒輪的齒頂圓上的店的線速度略大于2m/s，由經(jīng)驗選取油潤滑。在箱體上鑄出油溝。由課程設(shè)計指導(dǎo)書第48頁經(jīng)驗公式選取油溝尺寸為距箱體內(nèi)壁a=5mm,油溝寬b=6mm,深c

95、=5mm。</p><p>　　由于是油潤滑，密封采用唇形密封圈.</p><p>　　八.減速器附件及其說明</p><p>　　由于是大規(guī)模生產(chǎn)，減速器的箱體采用鑄造箱體。</p><p><b>　　附件設(shè)計</b></p><p>　　A 窺視孔蓋和窺視孔</p><

96、p>　　在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與鑄造的凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鋼板焊接制成，用M6螺栓緊固。</p><p><b>　　B 油螺塞：</b></p><p>　　放油孔位于油池最底處，并安排在減速器中部，以便放油，放油孔用螺

97、塞堵住，并加封油圈加以密封。</p><p>　　由要求選取A=110,B=90，A1=140，B1=120，C=125，C1=80，C2=105，R=5,螺釘尺寸M615螺釘數(shù)目為6.具體尺寸見參考文獻(xiàn)[2]P167頁。</p><p><b>　　C 油標(biāo)：</b></p><p>　　選取桿式油標(biāo)。選取M12的油標(biāo)。具體尺寸見參考文獻(xiàn)[

98、2]P170頁表14.13</p><p>　　油標(biāo)位置箱體中部。油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出.</p><p><b>　　D 通氣孔：</b></p><p>　　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(dá)到體內(nèi)為壓力平衡。由于是在清潔無塵的環(huán)境下，只需使用簡易通氣

99、孔。選取M221.5的簡易通氣孔。具體尺寸選取查閱參考文獻(xiàn)[2]P166頁表14.8</p><p><b>　　E 啟蓋螺釘：</b></p><p>　　啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。選取M820的平底螺栓。螺釘桿端部要做成圓柱形或大倒角，以免破壞螺紋.</p><p><b>　　F 定位銷：</b&g

100、t;</p><p>　　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.選取公稱直徑為8的圓錐銷。具體尺寸見參考文獻(xiàn)[2]P142頁表11.30圓錐銷（GB/T117-2000）</p><p><b>　　G 吊鉤：</b></p><p>　　在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或

101、搬運較重的物體.吊鉤尺寸由參考文獻(xiàn)[2]P55頁的經(jīng)驗公式選取。</p><p><b>　　調(diào)整螺釘</b></p><p>　　查閱參考文獻(xiàn)[2]P131頁，GB/T73-1985選取M8的緊定螺釘，作為調(diào)整螺釘。</p><p>　　減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下：</p><p>　　其他有關(guān)數(shù)據(jù)見裝配圖的明細(xì)表和手冊中

102、的有關(guān)數(shù)據(jù)。</p><p><b>　　九. 參考資料:</b></p><p>　　[1].《機械設(shè)計》 哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社 陳鐵鳴 主編</p><p>　　[2].《機械設(shè)計課程設(shè)計》 哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社，王連明、宋寶玉 主編</p><p><b>　　陳鐵鳴 主審</b><