《二級圓錐--圓柱齒輪減速器_帶式輸送機傳動裝置的設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《二級圓錐--圓柱齒輪減速器_帶式輸送機傳動裝置的設計（32頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、一、設計任務書 一、項目名稱：機械產(chǎn)品設計 二、項目的目的 機械產(chǎn)品設計項目訓練是為機械類專業(yè)的本科生在學完機械設計課程后所 設置的一個重要的實踐教學環(huán)節(jié)，也是學生首次結(jié)合模擬實際工程進行的一次綜 合性設計訓練。項目涉及的主要核心課程有工程圖學、理論力學、材料力學、金 屬工藝學、機械工程材料、互換性與技術(shù)測量、機械原理、機械設計、機械制造 技術(shù)基礎(chǔ)等。通過項目訓練欲求達到以下目的： 1 .培養(yǎng)學生綜合運用機械設計課程和其他先修課程的基礎(chǔ)理論和基本知 識，以及結(jié)合生產(chǎn)實踐分析和解決工程實際問題的能力， 使所學的理論知識得以 融會貫通，協(xié)調(diào)應用； 2 .訓練學生熟悉和掌握常用機械零件、

2、機械傳動裝置或簡單機械的設計方 法、設計步驟，樹立正確的工程設計思想，培養(yǎng)獨立的、全面的、科學的工程設 計能力，為日后進行專業(yè)課程設計、畢業(yè)設計及工程設計打好必要的基礎(chǔ)； 3 .使學生在工程計算、機械制圖、運用設計資料、熟悉國家標準、規(guī)范、 使用經(jīng)驗數(shù)據(jù)、進行經(jīng)驗估算等方面得到全面訓練，熟悉和掌握機械設計的基本 技能。 三、項目任務要求 1 .設計題目 (1)典型機械產(chǎn)品設計：如打夯機設計，簡易機器人設計等等。 (2)電動卷揚機傳動裝置設計。 (3)電動輸送機傳動裝置設計。 2 .任務要求 (1)題目1:完成典型機械產(chǎn)品的總體設計和主要零部件的設計。 (2)題目2和題目3:完

3、成提升或運輸機械系統(tǒng)的總體方案設計和減速器 的主要零件的設計。系統(tǒng)中應包含齒輪或蝸輪減速器、帶傳動或鏈傳動、軸承、 聯(lián)軸器等《機械設計》課程中講授的主要內(nèi)容。 3 .設計內(nèi)容 《機械產(chǎn)品設計》課程設計內(nèi)容由理論分析與設計計算、 圖樣技術(shù)設計和技 術(shù)文件編制三部分組成。 （1）理論分析與設計計算 a）總體方案設計：設計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。 b）設計參數(shù)的確定：進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。 c）基本尺寸的確定：根據(jù)設計方案和零部件選擇情況，進行有關(guān)動力計算和 能力校核。 （2）圖樣技術(shù)設計 a）機械系統(tǒng)總體布置圖。 b）主要部件總裝配圖。 c）典型零件加工圖。

4、 （3）編制技術(shù)文件： a）對設計方案進行經(jīng)濟技術(shù)評價。 b）編制設計計算說明書。 4 .項目實施過程要求 本項目為機械產(chǎn)品設計，要求學生完成一項完整的機械產(chǎn)品設計。 設計過程 中要以機械系統(tǒng)設計的思想，按照機械產(chǎn)品設計的一般程序和步驟進行設計工 作。設計成品方案完善合理，設計參數(shù)的選擇要有理有據(jù)，圖紙繪制要符合國家 標準和規(guī)范。設計完成后要提交設計圖紙和設計計算說明書。 本項目結(jié)合機械設計課程進行，貫徹 CDIO “做中學”的教學理念，每一個 設計階段、每一項設計計算都要獲得一定的能力培養(yǎng)。 四、學生的分組方式 1 .為了培養(yǎng)學生的團隊協(xié)作精神，學生以小組為單位協(xié)作完成項目訓練

5、。 2 .項目組應根據(jù)選題的復雜和難易程度合理確定小組人數(shù)， 保證每個學生有 自己承擔的設計內(nèi)容和適當?shù)墓ぷ髁俊? 3 .項目組成員強調(diào)男女分配均勻，優(yōu)勢互補，能力搭配合理。 4 .項目組推薦一名學生作為小組長，全程負責與老師、組員的溝通交流及相 關(guān)項目的任務管理。 5 .項目組成員必須通過指導教師確認 五、考核方式、標準 考核一般分為三個階段：第一階段為總體設計與設計計算階段， 主要考核學 生的設計方案和運動與動力計算、主要傳動零件的設計計算；第二階段為結(jié)構(gòu)設 計階段，結(jié)構(gòu)設計在產(chǎn)品設計中占有主導地位，主要考核學生結(jié)構(gòu)設計中應考慮 的安裝、定位、加工、精度控制等方面知識和工程實際

6、能力。第三階段為成果考 核，考核產(chǎn)品設計的總體完成情況，學生按要求提供設計圖紙和設計計算說明書。 每一階段都要求有一份書面報告，書面報告可以是每個學生的，也可以是小 組團隊的（討論、研討記錄形式），以培養(yǎng)和提高學生書面交流能力。 本項目的考核以學生的書面報告，課堂討論加上最后的口頭報告為準， 具體 的分配為： 第一階段書面報告 15% 第二階段書面報告 15% 第三階段書面報告 35% 口頭報告（團隊報告） 20% 課堂討論表現(xiàn) 15% 六、完成時間 要求在2011年12月16日之前上交設計成品，完成項目訓練任務 項目指導教師: 、傳動方案的擬定 簡圖如下：

7、 (圖2) 由圖可知，該設備原動機為電動機，傳動裝置為減速器，工作機為型砂運輸設備。 減速器為兩級展開式圓錐一圓柱齒輪減速器，軸承初步選用深溝球軸承。聯(lián)軸器 2選 用凸緣聯(lián)軸器，8選用齒形聯(lián)軸器。 表二一一1原始數(shù)據(jù) 運輸帶拉力 F(KN) 運輸帶速度 V(m/s) 卷筒徑D (mm 使用年限 (年) 2.6 1.8 400 10 三、電動機的選擇 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 1.選擇電動 機的類型 根據(jù)用途選用Y系列三相異步電動機 運輸帶功率為 P w=Fv/1000=2600*1.8/1000 Kw=4.68Kw Pw=

8、4.68Kw 查表2-1 ,取一對軸承效率 “軸7^=0.99 ,錐齒輪傳動效率 ”錐 齒輪=0.96 ,斜齒圓柱齒輪傳動效率 ”齒輪=0.97 ,聯(lián)軸器效率 n聯(lián) 2.選擇電動 =0.99 ,得電動機到工作機間的總效率為 機功率 “總=刈 4軸承“錐齒輪 n 齒輪”2耳^=0.99 4*0.96*0.97*0.99 2=0.88 “總=0.88 電動機所需工作效率為 P 0= Pw/ n 總=4.68/0.88 Kw=5.32Kw P0=5.32Kw 根據(jù)表8-2選取電動機的額定工作功率為 Ped=5.5Kw *5.5Kw 

9、3.確定電動 機轉(zhuǎn)速 輸送帶帶輪的工作轉(zhuǎn)速為 nw=(1000*60V)/ 兀 d=1000*60*1.8/ 兀 *400r/min=85.95r/min 由表2-2可知錐齒輪傳動傳動比i錐=2?3,圓柱齒輪傳動傳 動比i齒=3?6,則總傳動比范圍為 i 總=i錐i齒=2?3*(3?6)=6?18 電動機的轉(zhuǎn)速范圍為 n0=nwi 總 w 85.95*(6 ?18)r/min=515.7 ?1547.1r/min nw=85.95r/min 表二 1備選電動機及其參數(shù) 型號 同步轉(zhuǎn)速 與級數(shù) 額定功率 /kw 滿載轉(zhuǎn)速 /(r/min) 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)

10、矩 顧里 /kg 額定轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 Y132S1-4 1500 r/min,4 級 5.5 1440 2.2 2.3 64 Y132M2-6 1000 r/min,6 級 5.5 960 2.0 2.0 84 Y160M2-8 750 r/min,8 級 5.5 720 2.0 2.0 119 綜合考慮所以本例選用同步轉(zhuǎn)速 1000r/min的電動機，其滿載轉(zhuǎn)速為nm=960r/min,其型 號為 Y132M2-6。 四、傳動比的計算及分配 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 1.總傳動比 i=n m/nw=960/85.95

11、=11.17 i=11.17 2.分配傳動 比 高速級傳動比為 i 1=0.25i=0.25*11.17=2.79 低速級傳動比為 i 2=i/i 1=11.17/2.79=4.00 i 1=2.79 i 2=4.00 五、傳動裝置運動、動力參數(shù)的計算 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 1.各軸轉(zhuǎn)速 nc=960r/min m=n0=960r/min n2=n，i 1=960/2.79r/min=344.08r/min n3=n2/i 2=344.08/4r/min=84.02r/min nw=n3=84.02r/min n1=n0=960r/min

12、n2=344.08r/min nw=n3=84.02r/min  2.各軸功 率 pi=pon 聯(lián)=5.32*0.99kw=5.27kw B=pE i-2=pin 軸承 n 錐齒=5.27*0.99*0.96kw=5.01kw P3=p2n 2-3=p2” 軸承“直齒=5.01*0.99*0.97kw=4.81kw Pw=p3rl 3-w=p3 n 軸承”耳^=4.81*0.99*0.99kw=4.71kw pi=5.27kw P2=5.0ikw P3=4.8ikw PW=4.7ikw T0=9550p0/n 0=9550*5.32/960N ■ mm=52.92N

13、- m Tg=52.92N - m Ti=9550pi/n i=9550*5.27/960N ■ mm=52.43N- m Ti=52.43N - m 3.各軸轉(zhuǎn) T2=9550P2/n 2=9550*5.0i/344.08N ? mm=i39.05N- m T2=i39.05N ? m 矩 T3=9550P3/n 3=9550*4.8i/84.02N ■ mm=546.72N? m T3=546.72N - m T=9550pJn 產(chǎn)9550*4.7i/84.02N - mm=535.35N? m Tw=535.35N ? m 六、傳動件的設計計算

14、 一、高速級錐齒輪傳動的設計計算 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 i.選擇材 料、熱處理 方式和公差 等級 考慮到帶式運輸機為一般機械，大、小錐齒輪均選用 45鋼， 小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由表 8-i7得齒面硬度 HBW\=2i7 ?255 , HBW=i62 ?2i7.平 均硬度 HBW=236 , HBW=i90.HBWAHBW=46.在 30?50HB此間。選用 8 級精度。 45鋼 小齒輪調(diào)質(zhì)處理 大齒輪正火處理 8級精度 2.初步計算 傳動的主要 尺寸 因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。 其設計公式為 3/4"（ZEZH/）H

15、）2 di乒」 . .9 ^G.85*r^（i-G.5*r）2 i）小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為 Ti=52430N - mm 2）因v值未知，Kv值不能確定，可初步選載荷系數(shù) Kt=i.3 3）由表8-i9 ,查得彈性系數(shù) ZE=i89.8 %；Mpa 4）直齒輪，由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH=2.5 5）齒數(shù)比 N=ii=2.79 6）取齒寬系數(shù)%=0.3 7）許用接觸應力可用卜式公式 ，H = Z N。H lim / SH 由圖8-4e、 a查得接觸疲勞極限應力為 仃Hiimi=580pa5Hiim2 =390 pa  小齒輪與大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別為 N=

16、60niaL=60*960T2*8*250*10=2.304*10 N2=N/i 1=2.304*10 9/2.79=8.258*10 8 由圖8-5查得壽命系數(shù) ZN1=1, Zn2=1.05 ;由表8-20取安全系 數(shù)Sh=1 ,則有 t * =ZN1；=Hiim"SH =1*580/1 =580Mpa t H2 =ZN20Hlim2/SH =1.05*390/1 = 409.5Mpa 取 t.- H =409.5Mpa 初算小齒輪的分度圓直徑 d%有 d 3 4E(ZeZh/!二 L)2 d1t > 69.78mm 1t 一 ■； 0.85 r J(1 -0.5 r)2

17、 4 1.3 52430 (189.8 2.5/409.5)2 =3 mm=69.78mm 0.85 0.3 2.79 (1 - 0.5 0.3)2 (1)計算載荷系數(shù) 由表8-1查得使用系數(shù) Ka=1.0 ,齒寬中點 分度圓直徑為 d m1t=d1t (1-0.5 R )=69.78*(1-0.5*0.3)mm=59.313mm 故 vm=it dm1trn/60*1000=兀 *59.313*960/60*1000m/s=2.98m/s 由圖8-6降低1級精度，按9級精度查得動載荷系 Kv=1.19 , 由圖8-7查得齒向載荷分配系數(shù)K?=1.13 ,則載荷系數(shù) K=KKK

18、?=1.0*1.19*1.13=1.34 (2 )對d1t進行修正 因K與Kt有較大的差異，故需對Kt計算 出的d1t進行修正，即 d〔=d1t , 1.34 > 69.78 3 =70.485mm \ 1.3 (3)確定齒數(shù) 選齒數(shù) Z1=23,Z2=uZ1=2.79*23=64.17，取 Zz=64, 3.確定傳動 尺寸 64 =2.78 23 u 2.79 - 2.78 —= =0.4% ,在允許氾圍內(nèi) 2.79 (4)大端模數(shù) d1 乙 70.485 0 ” 卡士 =3.06mm,查表 8-23 , 23 取標準模數(shù)m=3.5mm (5)大

19、端分度圓直徑為 1=mZ=3.5*23mm=80.5mm>70.485 2=mZ=3.5*64mm=224mm d 1=70.485mm Z1=23 Z2=64 m=3.5mm d1=80.5mm d2=224mm  (6)錐齒距為 di 80.5 2 R= —vu +1 = 弋 2.79 +imm = 70.374mm 2 2 (7)齒范為 b= RR=0.3*70.374mm=21.112mm 取 b=25mm R=70.374mm b=25mm 4.校核齒根 彎曲疲勞強 度 齒根彎曲疲勞強度條件為 ” - KF———YfYs< 卜 L 0.

20、85bm(1-0.5*R) (1) K、b、m和1*R 同前 (2)圓周力為 Ft = 2T1 = 2-52430 n = 1532 5N d1(1-0.5*R) 80.5父(1—0.5父0.3) (3)齒形系數(shù)Yf和應力修正系數(shù)YS cos61 = 、 u = 2.79 = 0.9414 如2 +1 V2.792 +1 - 1 1 cos62 =1 = — = 0.3374 如2 +1 J2.792 +1 即當量齒數(shù)為 、 Z1 23 c Zv1 = —— = = 24.4 cos61 0.9414 ZV2 =-Z^=-64一 = 189.7 cosd 0.

21、33374 由圖 8-8 查得 Yf『2.65,Y f2=2.13，由圖 8-9 查得 YS1=1.58 , Ys2=1.88 (4)許用甯曲應力 E ] =丫戶. Sf 由圖 8-4 查得彎曲疲勞極限應力為 仃 Fim1 =215Mpa,仃 Fiim2=170Mpa 由圖8-11查得壽命系數(shù) Yn產(chǎn)Yn2=1，由表8-20查得安全系數(shù) Sf=1.25 ,故  r ] YNi”imi 1M215 心 Fi = = = 172Mpa SF 1.25 f Y YN2G Flim 2 1x170 仆公0 h F 2 = = = 136Mpa Sf 1.25

22、1a * _ KFtYF1Ys1 1 - 0.85bm(1 —0.5%) _ 1.34-1532.5父2.65/1.58 -0.85^25^3.5^(1-0.5^0.3) = 92.01Mpa <[a]F1 r 1 YF2YS2 In F2 —0>1 YfiYsi ccc. 2.13X1.88 = 92.01 m Mpa 2.65 父 1.58 = 87.99Mpa < k >2 滿足齒根彎曲強 度 5.計算錐齒 輪傳動其他 幾何尺寸 ha=m=3.5mm hf=1.2m=1.2*3.5mm=4.2mm C=0.2m=0.2*3.5mm=0.7m 61 = a

23、rccos-j=u^ = arccos^=2=79= = 18.667口 如2 十 1 42.792 +1 E 1 1 八… 62 = arccos , = arccos , = 71.333 如2+1 12.792 +1 da1=d+2mcos61=80.5+2*3.5*0.9414mm=87.09mm da2=d2+2mcos62 =224+2*3.5*0.3374mm=226.362mm df1 =d1-2.4mcos 61=80.5-2.4*3.5*0.9414mm=72.592mm df2=d2-2.4mcos 之=224-2.4*3.5*0.3374mm=221.16

24、6mm ha=3.5mm hf =4.2mm C=0.7m a=18.667口 2 = 71.333 da1=87.09mm da2=226.362mm df1 =72.592mm df2=221.166mm 、低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 1.選擇材 大、小錐齒輪均選用 45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火 45鋼 料、熱處理 處理，由表 8-17得齒面硬度 HB3=217?255, HBW=162?217.平 小齒輪調(diào)質(zhì)處理 方式和公差 均硬度 HBW=236, HBW=190.HBW-HBW=46.在 30?5

25、0HB此間。選 大齒輪正火處理 等級 用8級精度。 8級精度  2.初步計算 傳動的主要 尺寸 因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。 其設計公式為 d、3：2kT2U+l/EZHZ/B、2 d3 V叫（口） 1） 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為 T2=139050N - mm 2）因v值未知，Kv值不能確定，可初步選載荷系數(shù) K-1.4 3）由表8-19 ,查得彈性系數(shù) Ze=189.8 JMpa 4）初選螺旋角P =12-由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) Zh=2.46 5） 齒數(shù)比N =i=4 6） 查表8-18,取齒寬系數(shù) a=1.1 7） 初選 Z3=2

26、3,貝U Z4=uZ3=4*23=92 則端回重合度為 一 111n %= 1.88 —3.2（一十—） cosP : Z3 Z4 一 111 4 = 口.88-3.2（一+ —）cos124 ! 23 92 J =1.67 軸向重合度為 鄧= 0.318%Z3tanP =0.318父1.1 父23父 tan12 = 1.71 由圖8-13查得重合度系數(shù)Z弁= 0.775 8） 由圖11-2查得螺旋角系數(shù) Zp=0.99 9）許用接觸應力可用下式計算 =ZN<\lm /Sh 由圖 8-4e、 a 查得接觸疲勞極限應力為 OHlim1=580pa,bHlim2 =

27、390pa 小齒輪與大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別為 N3=60n2aLh=60*344.08*1*2*8*250*10=8.258*10 8 N4=N/i 2=8.258*10 8/4 =2.064*10 8 由圖8-5查得壽命系數(shù) Zn3=1.05 , Zn4=1.13 ;由表8-20取安 全系數(shù)Sh=1.0 ,則有 Z3=23 Z4=92  t H3 =ZH30Hlm3/0 =1.05*580/1 =609Mpa t H4 =ZH4；=Hlim4/SH = 1.13*390/1 = 440.7Mpa 取 k H =440.7Mpa 初算小齒輪的分度圓直徑 d&,得

28、d3t d3t. 66.59mm 2 =3 2 1.4 139050 4 1 (189.8 2.46 0.775 0.99)2 2 1.1 4 (440.7)2 =66.59mm (1)計算載荷系數(shù) 由表8-21查得使用系數(shù) K=1.0 m nd3tn2 6 x 66.59x34408 ,， 事用 因丫= 3_^_ = m/s=1.20m/s,由圖 60 M1000 60M1000 8-6查得動載荷系數(shù) Kv=1.08,由圖8-7查得齒向載荷分配系數(shù) 鄧=1.11 ,由表8-22查得齒向載荷分配系數(shù) %=1.2,則載荷系 數(shù)為 K=K aK/KrK =1.

29、0*1.08*1.11*1.2=1.44 P a (2)對d3t進行修正 因K與Kt有較大的差異，故需對Kt計算 出的d3t進行修正，即 K=1.44 d3 =d3t3心"上66.59父3J.44 =67.22mm 3 1Kt 1 1.4 (3)確定模數(shù)m d3 cosP 67.22 "os12 C 的 mn=— = mm = 2.86mm Z3 23 按表 8-23,取 m=3mm (4)計算傳動尺寸 中心距為 m=3mm 3.確定傳動 mn(Z3+z4) 3M (23 +92) oc a - 凸— m mm =176.35mm 2cosP 2^c

30、os12a a=176mm 尺寸 取整，a=176mm 螺旋角為 B mnk+z- 3"(23 +92—0 a - arccos = -11.969 P =11.969 2a 2M184  因P值與初選值相差不大，故對與 P有美的參數(shù)無需進行修正 則可得， ,mnZ3 3x23 d3 = 土 = mm = 70.531mm cosP cosll.969。 mnZ4 3M 92 d4 = —^4 = mm = 297.455mm cos P cos11.969 b4 = %d3 =1.1 x 70.531 = 77.58mm,取 b4=78mm b

31、3 =b4+(5~10)mm,取 b3=85mm d3=70.531mm d4=282.134mm b4=78mm b3=85mm 4.校核齒根 彎曲疲勞強 度 齒根彎曲疲勞強度條件為 % = : YfYsY^Pe G] bmnd3 1） K、T3、mn和 d3 同前 2）齒見 b=b4=78mm 3）齒形系數(shù)Yf和應力修正系數(shù) Y當量齒數(shù)為 z3 23 ?公 Z、,3 =——3— = = 24.6 cos P cos3 11.9690 Zv4 =—zhr =——92——=103.6 cos 目 cos311.969 s 由圖 8-8 查得 Yf3=2.62 ,

32、 Yf4=2.24 ;由圖 8-9 查得 Ys3=1.59 , Ys4=1.82 4）由圖8-10查得重合度系數(shù) 丫今=0.72 5）由圖11-23查得螺旋角系數(shù) Yp = 0.86 6）許用甯曲應力為 卜[=45 SF 由圖 8-4f 、 b 查得彎曲疲勞極限應力 *im3=215Mpa,，m4=170Mpa 由圖8-11查得壽命系數(shù) ％3=Yn4=1,由表8-20查得安全系數(shù)  9=1.25,故 & L = YN^Flm3 = lr|15 Mpa = l72Mpa b L = Y^產(chǎn)=0Mpa = 136Mpa 2kT2 ”3 __-Yf3Ys3Y.Y

33、b bmnd3 6 H 2 X1.44M 139050 。公。d 八” c a、/icc = x 2.62 x 1.59 乂 0.72 x 0.86Mpa 78M3M70.531 =62.59Mpa

34、f=(ha*+c*) m= (1+0.25) *3mm=3.75mm 全齒高 h=h a+hf=3+3.75mm=6.75mm 頂隙 c=c*m n=0.25*3mm=0.75mm 齒頂圓直徑為 d a3=d3+2ha=70.531+2*3mm=76.531mm d a4=d4+2ha=282.134+2*3mm=288.134mm 齒根圓直徑為 d f3 =d3-2h f=70.531-2*3.75mm=63.031mm d f4=d4-2h f=282.134-2*3.75mm=274.634mm m=2.56mm ha=3mm hf=3.75mm h=6.75mm

35、 c=0.75mm da3=76.531mm da4=288.134mm df3=63.031mm df4=274.634mm 七、齒輪上作用力的計算 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 1.高速級齒 輪傳動的作 (1 )已知條件 高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=52430Nmm轉(zhuǎn)速 n1=960r/min，小齒輪大端分度圓直徑 d1=80.5mm, cosd =0.9414 , sin g =0.3201 , 4 =18.67 口 (2)錐齒輪1的作用力 圓周力為  用力 2Ti 2 父 52430 Ft1 = 二_= N =1532.5N d1（1 -0.嘰

36、）80.5 父（1—0.5 父 0.3） 其方向與力作用點圓周速度方向相反 徑向力為 Fr1 = Ft1tana cosd = 1532.5xtan203x 0.9414N =525.1N 其方向為由力的作用點指向輪 1的轉(zhuǎn)動中心 軸向力為 Fa1 =Ft1tannsina =1532.5 xtan20 詠 0.3374N =188.2N 其方向沿軸向從小錐齒輪的小端指向大端 法向力為 Ft1 1532.5 z z Fn1 = = N =1630.9N cosa cos20 Ft1=1532.5N Fr1=525.1N Fa1=188.2N Fn=1630.9N

37、 2.低速級齒 輪傳動的作 用力 (1)已知條件 中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 T2=139050Nmm轉(zhuǎn)速 n2=344.08r/min，低速級斜齒圓柱齒輪的螺旋角 P =11.969,。為 使斜齒圓柱齒輪3的軸向力與錐齒輪2的軸向力互相抵消一部分， 低速級的小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑為 d 3=70.531mm (2)齒輪3的作用力 2T2 2M139050Z 圓周力為 Ft3 - - N — 3942.9N d3 70.531 其方向與力作用點圓周速度方向相反 徑向力為 l l tanan tan 20 口 … … Fr3 — Ft3 3 -3942.9乂 N

38、— 1467.0N cosP cos11.969 其方向為由力的作用點指向輪 3的轉(zhuǎn)動中心 軸向力為 Fa3 =Ft3tanP = 3942.9 父 tan11.969N =835.9N a 3 13 其方向可用右手法則來確定，即用右手握住輪 3的軸線，并使四 指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動方向，此時拇指的指向即為該力的方向 法向力為 Ft. 3943.9 Fn3= t^—r = ON=4289.2N cos% cos P cos20 父 cos11.969 (3)齒輪4的作用力 從動齒輪4的各個力與主動齒輪 3上相應的力大小相等，作 Ft3=3942.9N Fr3=1467

39、N Fa3=835.9N Fn3=4289.2N  用方向相反 八、減速器轉(zhuǎn)配草圖的設計 一■、合理布置圖面 該減速器的裝配圖一張 A0或A1圖紙上，本文選擇 A0圖紙繪制裝配圖。根據(jù)圖紙幅面 大小與減速器兩級齒輪傳動的中心距，繪圖比例定位 1:1,采用三視圖表達裝配的結(jié)構(gòu)。 二、繪出齒輪的輪廓尺寸 在俯視圖上繪出錐齒輪和圓柱齒輪傳動的輪廓尺寸 三、箱體內(nèi)壁 在齒輪齒廓的基礎(chǔ)上繪出箱體的內(nèi)壁、軸承端面、軸承座端面線 九、軸的設計計算 軸的設計和計算、軸上齒輪輪轂孔內(nèi)徑及寬度、滾動軸承的選擇和校核、鍵的選擇和驗 算與軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器的選擇同步進行。 一、

40、高速軸的設計與計算 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 1.已知條件 高速軸傳遞 的功率p1=5.27kw,轉(zhuǎn)矩 T1=52430mmi轉(zhuǎn)速 m=960r/min ,小齒輪大端分度圓直徑 d1=80.5mm,齒見中點處分 度圓直徑 dm產(chǎn)(1-0.5 %) d1=68.425mm,齒輪寬度 b=20mm 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選用常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理 45鋼，調(diào)制處理 3.初算軸徑 查表9-8得C=106?135,取中間值 C=118,則 八 fp7 (5.27 dmin =C3i =1183 mm

41、= 20.82mm n n1 9 960 軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應增大 3唳5%軸端最細處直 徑 d 1>20.82+20.82* (0.03 ?0.05) mm=21.44?21.86mm dmin=20.82mm (1)軸承部件的結(jié)構(gòu)設計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的 機體采用剖分式結(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，從最細處開始設計 (2)聯(lián)軸器與軸段。1 軸段①上安裝聯(lián)軸器，此段設計應與聯(lián)軸 器的選擇設計同步進行。為補償聯(lián)軸器所聯(lián)接兩軸的安裝誤差， 隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。 查表8-37,取載荷系數(shù)

42、K=1.5, 計算轉(zhuǎn)矩為 Tc=K A「=1.5*52430Nmm=78645N- mm 由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX1型聯(lián)軸器符合要求： 公稱轉(zhuǎn)矩為250N?mm許用轉(zhuǎn)速8500r/min，軸孔范圍為12?24mm 考慮到d1>20.58mm,取聯(lián)軸器孔直徑為 22mm軸孔長度L耳^=52mrm  4.結(jié)構(gòu)設計 Y型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器從動端代號為 LX1 22*52GB/T5014 — 2003,相應的軸段①的直徑 di=22mm其長度略小于孔寬度，取 Li=50mm (3)軸承與軸段②和④的設計 在確定軸段②的軸徑時，應考慮 聯(lián)軸器的軸向固

43、定及密封圈的尺寸。 若聯(lián)軸器采用軸肩定位，軸 肩高度 h= (0.07 ?0.1 ) di= (0.07 ?0.1 ) *30mm=2.1 ?3mm 軸段 ②的軸徑 d2=di+2*(2.1?3) mm=34.1?36mm其值最終由密封圈 確定。該處軸的圓周速度均小于 3m/s,可選用氈圈油封，查表8-27 初選氈圈35JB/ZQ4606—1997,則d2=35mm軸承段直徑為 40mm 經(jīng)過計算，這樣選取的軸徑過大，且軸承壽命過長，故此處改用 軸套定位，軸套內(nèi)徑為 28mm外役既要滿足苗封要求，又要滿足 軸承的定位標準，考慮該軸為懸臂梁，且有軸向力的作用，選用 圓錐滾子軸承，初選軸承 3

44、0207,由表9-9得軸承內(nèi)徑d=35mm 外徑D=72mm寬度B=17mm T=18.25mm,內(nèi)圈定位直徑 da=42mm 外徑定位Da=65mmi!由上力作用點與外圈大端面的距離 as=15.3mm, 故d2=35mm聯(lián)軸器定位軸套頂?shù)捷S承內(nèi)圈端面， 則該處軸段長度 應略短于軸承內(nèi)圈寬度，取L2=16mm該減速器錐齒輪的圓周速度 大于2m/s,故軸承采用油潤滑，由齒輪將油甩到導油溝內(nèi)流入軸 承座中。 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號， 則d4=35mm其右側(cè) 為齒輪1的定位軸套，為保證套筒能夠頂?shù)捷S承內(nèi)圈右端面，該 處軸段長度應比軸承內(nèi)圈寬度略短，故取 L4=16mm (4)

45、軸段③的設計 該軸段為軸承提供定位作用，故取該段直 徑為軸承定位軸肩直徑， 即d3=42mm該處長度與軸的懸臂梁長度 有關(guān)，故先確定其懸臂梁長度 (5)齒輪與軸段⑤的設計 軸段⑤上安裝齒輪， 小錐齒輪所處 的軸段米用懸臂結(jié)構(gòu)，d5應小于d4,可初te d5=32mm 小錐齒輪齒寬中點分度圓與大端處徑向端面的距離 M由齒輪 的結(jié)構(gòu)確定，由于齒輪直徑比較小，采用實心式，由圖上量得 M=32.9mm錐齒輪大端側(cè)徑向端面與軸承套杯端面距離取為 & 二10mm ,軸承外圈寬邊側(cè)距內(nèi)壁距離，即軸承套杯凸肩厚 C=8mm齒輪大端側(cè)徑向端面與輪轂右端面的距離按齒輪結(jié)構(gòu)需要 取為56mm齒輪左側(cè)用軸

46、套定位，右側(cè)采用軸端擋圈固定，為使 擋圈能夠壓緊齒輪端面，取軸與齒輪配合段比齒輪轂孔略短，差 值為0.75mm,則 L 5=56+ 4 +C+T-L4-0.75= ( 56+10+8+18.25-16-0.75 ) mm=75.5mm (6)軸段①與軸段③的長度 軸段①的長度除與軸上的零件 有關(guān)外，還與軸承端蓋等零件有關(guān)。由表 4-1可知，下箱座壁厚 = =0.025a+3mm=0.025*184+3mm=7.6mm, 取壁厚 6= 10mm , R+a=70.374+184=254.374mm<600mm 取軸承旁聯(lián)接螺栓為 M20, 箱體凸緣連接螺栓為 M16,地腳螺栓為d 4

47、 = M 24 ,則有軸承端蓋 d1=22mm L1=50mm d2=35mm L2=16mm d4=35mm L4=16mm d3=42mm d5=32mm L5=75.5mm 1 = 10mm  連接螺釘為 0.4d1 = 0.4m24mm = 9.6mm,取其值為 M1Q由表 8-30可取軸承端蓋凸緣厚度為 B=12mm取端蓋與軸承座間的調(diào) 整墊片厚度為 At =2mm；告訴軸承端蓋連接螺釘，查表 8-29取 螺栓GB/T5781 M10X35;其安裝基準圓直徑遠大于聯(lián)軸器輪轂外 徑，此處螺釘?shù)牟鹧b空間足夠，取聯(lián)軸器轂孔端面距軸承端蓋表 面距離K=10m

48、m為便于結(jié)構(gòu)尺寸取整，軸承端蓋凸緣安裝面與軸 承左端面的距離取為 l4=25.5mm ,取軸段①端面與聯(lián)軸左端面的 距離為 1.75mm 貝 U 有 Li=L 聯(lián) +K+B+1 4+T-L2-1.75mm= (62+10+12+25.5+18.25-16-1.75 ) mm=110mm 軸段③段的長度與該軸的懸臂長度 l 3有關(guān)。小齒輪的受力作 用點與右端軸承對軸的力作用點間的距離為 |3=M+A+C+a=(32.9+10+8+15.3)mm=66.2mm 則兩軸承對軸的力作用點間的距離為 l2=(2 ?2.5) 13=(2 ?2.5)*66.2mm=132.4 ?165.5mm

49、 L3 =l 2+2a3-2T =(132.4-165.5 ) +2*15.36-2*18.25mm =126 ?159.1mm 取L3=130mm則有 l2 =l 3+2T-2a 3=130+2*18.25-2*15.3mm=135.9mm 在其取值范圍內(nèi)，合格 (7)軸段①力作用點與左軸承對軸力作用點的間距 由圖12-4可得 l1 =L1+L2-T+a 3-31+1.75=110+16-18.25+15.3-31+1.75mm=93.8mm L1=110mm l 3=66.2mm Ls=130mm l 2=135.9mm l 1=93.8mm 5.鍵連接 帶輪與

50、軸段①間米用 A型普通平鍵連接，查表8-31取其型號 為鍵8X7 GB/T1096-2003,齒輪與軸段⑤間采用 A型普通平鍵 連接，型號為鍵 10X8 GB/T1096 -2003 (1)畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖5所示 (2)計算支承反力 在水平面上為 Fr1l3 —Fa1dmi 525.1M66.2-188.2M 68.425 _ 2 2 _ R1H - 2 - 2— N — 208.4 l2 135.9 R，H=Fr1+RH=525.1+208.4N=733.5N 在垂直平囿上為 NR1H=208.4N R2H=733.5N  6.軸的受力 分析

51、 Ft1l3 1532.5x66.2 R1v = JU = N = 746.5N l2 135.9 R2v =Ft1 +Rv =1532.5+746.5N =2279N 軸承1的總支承反力為 R1 = JR1H 2 +R1v2 = J2.8042 +746.52 N =775.0N 軸承2的總支承反力為 R2 = Jr2H 2 +R2V2 = J733.52 + 22792 N =2394.1N （3）畫學矩圖 彎矩圖如圖5c、d、e所示 在水平面上，a-a剖面為 M aH=-R1Hl 2=-208.4*135.9Nmm=-28321.6Nmm b-b剖卸左側(cè)為 M

52、bH = Fa1dm1 = 188.2m 68425mm = 6438.8Nmm 2 2 在垂直平囿上為 Mav = R1vl2 =746.5x135.9Nmm = 101449.4Nmm M bv =0Nmm 合成甯矩 Ma 7M 2aH 十 M2av a-a 剖面為 =，（-28321.6）2 +101449.42 Nmm = 105328.5Nmm … i. . 2 ...2 M b = M M bH + M bv b-b 剖畤側(cè)為=46438.82 +02Nmm = 6438.8Nmm （4）畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖5f所示，T1=52430Nmm R1v=746

53、.5N Rv=2279N Ri=775N Ra=2394.1N M=105328.5Nmm Mb=6438.8Nmm T1=52430Nmm 7.校核軸的 因a-a剖回號矩大，同時作用有轉(zhuǎn)矩， a-a剖面為危險面 其抗彎截面系數(shù)為 nd 34 n x 353 3 3 W - - mm - 4207.1mm 32 32 抗扭截面系數(shù)為 3 , 3 對 4nM 35 3 WT - - -8414.2mm 16 16 甯曲應力為 M, = J43^8Mpa=15Mpa W 4207.1 扭男應力為  強度 T1 52430 一 一 1 _ =

54、Mpa = 6 2Mpa WT 8414.2 按彎扭合成強度進行校核計算， 對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按 脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù) a =0.6,則當量應力為 oe =7a2b +4(af)2 =Jl.52 +4M(0.6M6.2)2Mpa =7.6Mpa 由表8-26查彳導45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強度極限 ctb =650Mpa ,則 由表8-32查得軸的許用多曲應力 k」b】=60Mpa,

55、 p dihl 22M 7 M (56-8)產(chǎn) 產(chǎn) 齒輪處鍵連接的擠壓應力為 4Ti 4 M52430 - 仃口2 = = Mpa =15.5Mpa p d5hl 32x8x(63-10) 取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由表8-33 查得 k】p =125Mpa?150Mpa,仃4< k ,強度足夠 鍵連接的強度足 夠  、中間軸的設計與計算 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 高速軸傳遞的功率 p2=5.01kw,轉(zhuǎn)速n2=344.08r/min，錐齒輪大端 1.已知條件 分度圓直徑d2=238mm齒寬中點處分度圓直徑 dm= (1-0.5 / )

56、 d2=202.3mm, d3=70.531mm,齒輪寬度 b3=85mm 2.選擇軸的 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 45鋼，調(diào)制處理 材料 8-26選用常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理 查表9-8得C=106?135,取中間值 C=110,則 dmin =C3,I-P2- =1103* 5.01 mm = 26.86mm dmin=26.86mm m n n2 3 344.08 3.初算軸徑 軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應增大 3唳5%軸端最細處 直徑 d1>26.86+26.86

57、* (0.03 -0.05) mm=27.67?28.20mm 軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如圖 5所示 (1)軸承部件的結(jié)構(gòu)設計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的 機體采用剖分式結(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，從最細處開始設計 (2)軸段①及軸段⑤的設計 該軸段上安裝軸承，此段設計應 與軸承的選擇設計同步進行。 考慮到齒輪上作用較大的軸向力和 圓周力，選用圓錐滾子軸承。軸段①及軸段⑤上安裝軸承，其直 徑應既便于軸承安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列。根據(jù)dmin=27.05mrn,

58、暫取軸承 30206,由表 9-9得軸承內(nèi)徑 d=30mm外徑 D=62mm 優(yōu)度 B=16mm 內(nèi)圈定1立直徑 da=36mm 外徑定位 Da=53mm 軸上 力作用點與外圈大端面的距離 a3=13.8mm,故d1=30mm d1=30mm 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則 d5=30mm d5=30mm (3)齒輪軸段②與軸段④的設計 軸段②上安裝齒輪 3,軸 段④上安裝齒輪 2。為便于齒輪的安裝，d2和d4應略大于d1和d5, 此時安裝齒輪 3處的軸徑可選為 33mm經(jīng)過驗算，其強度不滿 d2=d4=32mm 足要求，

59、可初te d2=d4=32mm 由于齒輪的直徑比較小， 米用實心式，其右端米用軸肩定位， 左端米用套筒固定，齒輪 2輪廓的寬度范圍為( 1.2?1.5 ) d4=38.4?48mm取其輪轂優(yōu)度14=45mm其左布米用軸肩te位， 4.結(jié)構(gòu)設計 右端米用套筒固定。 為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面， 軸段②長 度應比齒輪2的輪轂略短，b3=85mm故取 L2=83mm L2=83mm L4=40mm L4=40mm (4)軸段③的設計 該段位中間軸上的兩個齒輪提供定位， 其 軸為(0.07 ?0.1)d 2=2.24 ?3.2

60、mm, 度 h=3mm 故 d3=38mm d3=38mm 齒輪3左端面與箱體內(nèi)壁距離和齒輪 2的輪轂右端面與箱體  內(nèi)壁的距離均取為 d,且使箱體兩內(nèi)側(cè)壁關(guān)于高速軸軸線對稱， 量得起寬度為 Bx=193.92mm,取Bx=194mm則軸段③的長度為 L3 = Bx - L4 -24 - b3=194-40-2*10-85mm=49mm 此時錐齒輪沒有處在正確安裝位置， 在裝配時可以調(diào)節(jié)兩端 中的調(diào)整墊片使其處與正確的安裝位置 (5)軸段①及軸段⑤的長度 由于軸承采用油潤滑，故軸承內(nèi) 端面距箱體內(nèi)壁距離取為 A=5mm,則軸段①的長度為 L =B

61、十△十△1十(0 -L2) = 17+5+10 + (85-83)mm =34mm 軸段⑤的長度為 L5 = B+A+d+(L3-L4) = 17 + 5+10+(49—40)mm 二 41mm (6)軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大 端面的距離a3=13.8mm,則由圖12-7可得軸的支點與受力點間的 距離為 11 =T ……”3 “85 = 18.25 +5 +10+ --13.8mm 2 =61.95mm 由裝配圖知 12=80.6mm, 13 = 56.35mm 幺 7 3 Bx=194mm L3=49mm L1=34mm L5=4

62、1mm 1i = 61.95mm l = 80.6mm 2 l3 = 56.35m m 鍵連接 齒輪與軸段②間采用 A型普通平鍵連接，查表 8-31取其型 號為鍵10X8 GB/T1096 —2003,齒輪與軸段④間米用 A型普通 平鍵連接，型號為鍵 12X10 GB/T1096- 2003 5.  (1)畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖5所示 (2)計算支承反力 在水平面上為 Fr3(l2 + l3 ) _ Fr2l3 + Fa2 + Fa3 R _ 2 2 R1H l1 +l2 +l3 121.13 731.6 x (80.6+56.35) —11

63、1.7 黑 56.35 +120.4 x +432 51.2 6M 2 N Rih=586.2N R^h=33.7N Riv=1662.5N RzV=1179.8N Ri=1762.8N 3180.3N 受力 54.55+80.6 + 56.35 = 586.2N RH=F「3-R1H_Fr2=731.6-586.2-111.7N=33.7N 在垂直平囿上為 D _ Ft3(12 +I3)+ Ft213 Rlv — ,,, l1十 12 +L 1962.9 x (80.6 + 56.35) +879.39 父 56.35 = N 54.55 +80.6+

64、56.35 = 1662.5N %=Ft3+Ft2-R1v = 1962.9 + 879.39-1662.5N = 1179.8N 軸承1的總支承反力為 R = Jrh2 +Rv2 =也86.22 +1662.52 N =1762.8N 軸承2的總支承反力為 , 2 2 f 。 R2=VR2H +R2V =433.72 +1179.82N =1180.3N (4)畫學矩圖 彎矩圖如圖5c、d、e所示 在水平面上，a-a剖面為 MaH=-R1bl 2=-586.2*54.55=-31977.2Nmm a-a剖回右側(cè)為 M aH - M aH +Fa3 d3 一3197

65、7.2+ 432.6父 51.2 Nmm aH aH a3 2 2 =-20902.6Nmm b-b剖回右側(cè)為 do 142 5 M bH - MbH -Fa2 2 -1899-120.4^ Nmm bH bH a2 4 4 2 2 =-6679.5Nmm MbH = —R2Hl3 = —33.7M56.35Nmm=1899Nmm 6.軸的 分析  在垂直平囿上為 Mav = R1vl1 =1662.5x54.55Nmm=90689.4Nmm Mbv =R2vl3 =1179.8x56.35 = 66481.7Nmm 合成甯矩 … 2 . . 2 M

66、a = V M aH+M av a-a 剖畤側(cè)為 =p：( 41977.2)2 + 90689.42 Nmm = 96161.9Nmm Ma = JM %H +M 2av a-a 剖畤側(cè)為=v(-20902.6)2 +90689.42 Nmm = 93067.1Nmm Mb =《M 2bH +M 2bv b-b 剖畤側(cè)為=q(-6679.5)2 +66481.72Nmm = 66816.4Nmm M b = JM 2bH + M 2bv b-b 剖崎側(cè)為=418992 +66481.72Nmm = 66508.8Nmm (4)畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖5f所示，T2=50250Nmm M=96161.9Nmm Ma=93067.1Nmm Mb=66816.4Nmm M b=66508.8Nmm T2=50250Nmm 7.校核軸的 強度 雖然a-a剖曲左側(cè)彎矩大，但a-a剖曲右側(cè)除作用后駕矩外 還作用有轉(zhuǎn)矩，其軸頸較小，故 a-a剖面兩側(cè)均可能為危險面， 故分別計算a-a剖面的抗彎截面系數(shù) 其抗彎截面系數(shù)為