《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《二級圓錐--圓柱齒輪減速器-帶式輸送機傳動裝置的設計（34頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、一、設計任務書 一、 項目名稱： 機械產品設計 二、項目的目的 機械產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、互換性與技術測量、機械原理、機械設計、機械制造 技術基礎等。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理論和基本知 識， 以及結合生產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)調應用； 2. 訓練學生熟悉和

2、掌握常用機械零件、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； 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、 使用經驗數(shù)據、 進行經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：完成典型機械產品的總體設計和主要零

3、部件的設計。 （ 2）題目 2 和題目 3：完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容。 3. 設計內容 課程設計內容由理論分析與設計計算、 圖樣技術設計和技 術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： 根據設計方案和零部件選擇情況， 進行有關動力計算和 能力校核。 （ 2） 圖樣技術設計 a）機械系統(tǒng)總體布置

4、圖。 b）主要部件總裝配圖。 c）典型零件加工圖。 （ 3）編制技術文件： a）對設計方案進行經濟技術評價。 b）編制設計計算說明書。 4. 項目實施過程要求 本項目為機械產品設計， 要求學生完成一項完整的機械產品設計。 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， 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

5、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。 2. 項目組應根據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 自己承擔的設計內容和適當?shù)墓ぷ髁俊? 3. 項目組成員強調男女分配均勻，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； 第二階段為結構設 計階段， 結構設計在產品設計中

6、占有主導地位， 主要考核學生結構設計中應考慮 的安裝、定位、加工、精度控制等方面知識和工程實際能力。第三階段為成果考 核， 考核產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 20

7、11 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： (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 用凸緣聯(lián)軸器，8選用齒形聯(lián)軸器。 表二 1原始數(shù)據 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 計算結果 1.選擇電動 機的類型 根據用途選用丫系列三相異步電

8、動機 運輸帶功率為 P w=Fv/1000=2600*1.8/1000 Kw=4.68Kw Pw=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 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=4軸承錐齒輪齒輪 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/ 總=4.68/0.88 Kw=5.32K

9、w P0=5.32Kw 根據表8-2選取電動機的額定工作功率為 Ped=5.5Kw *5.5Kw  3.確定電動 機轉速 輸送帶帶輪的工作轉速為 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

10、動機及其參數(shù) 型號 同步轉速 與級數(shù) 額定功率 /kw 滿載轉速 /(r/min) 堵轉轉矩 最大轉矩 質里 /kg 額定轉矩 額定轉矩 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速 1000r/min的電動機，其滿載轉速為nm=960r/min,其型 號為 Y132M2-6

11、。 四、傳動比的計算及分配 計算項目 計算及說明 計算結果 1.總傳動比 i=n m/nw=960/85.95=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 計算結果 1.各軸轉速 nc=960r/min m=n0=960r/min n2=n，i 1=960/2.79r/min=344.08r/min n3=n2/i 2

12、=344.08/4r/min=84.02r/min nw=n3=84.02r/min n1=n0=960r/min n2=344.08r/min nw=n3=84.02r/min  2.各軸功 率 p1=p0 聯(lián)=5.32*0.99kw=5.27kw P2=pi i-2=pi 軸承錐齒=5.27*0.99*0.96kw=5.01kw P3=p2 2-3=p2 軸承 直齒=5.01*0.99*0.97kw=4.81kw PW=p3 3-w=p3 軸承耳^=4.81*0.99*0.99kw=4.71kw pi=5.27kw P2=5.0ikw P3=4.8ikw PW

13、=4.7ikw T0=9550p0/n 0=9550*5.32/960N ? mm=52.92N- 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 T2=9550P2/n 2=9550*5.01/344.08N ? 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=9550pJnv=9550*4.7i/84.02

14、N ? mm=535.35N- m Tw=535.35N ? m 六、傳動件的設計計算 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， 小齒輪調質處理，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 小齒輪調質處理 大齒輪正火處理 8級精度 2.初步計算 傳動的主要 尺寸 因

15、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 2 “ 3l4kTi（ZEZH/ h）2 di> 2 ）」0.85 r （i 0.5 r） i）小齒輪傳遞轉矩為 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寸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=ii=2.79 6）取齒寬系數(shù) R =0.3 7）許用接觸應力可用卜式公式 H ZN H lim / SH 由圖8-4e、 a查得接觸疲勞極限應力為 Hiimi 580p

16、a, Hiim2 390 pa  小齒輪與大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別為 N=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 H1 Zn1 Hiim1/SH 1*580/1 580Mpa H2 Zn2 Hlim2/SH 1.05*390/1 409.5Mpa 取 h 409.5Mpa 初算小齒輪的分度圓直徑 d%有 , 2 3 4E(ZeZh/ h) d1t - 2 ；0.85

17、r (1 0.5 r) 2 4 1.3 52430 (189.8 2.5/409.5)2 C一 3 mm mm 69.78mm 0.85 0.3 2.79 (1 0.5 0.3)2 3.確定傳動 尺寸 (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

18、得齒向載荷分配系數(shù)K?=1.13 ,則載荷系數(shù) K=KKK?=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 <3 1.34 > 69.78 3 =70.485mm (3)確定齒數(shù) 選齒數(shù) Z1=23,Z2=uZ1=2.79*23=64.17，取 Zz=64, 則 u 64 2.78 , — 2.79 2.78 0.4% ,在允許范圍內 23 u 2.79 (4)大端模數(shù) mm。1 70.485 3.06mm ,查表 8-23 , Z1 23 取標準模數(shù)m=3.5mm (5)大端分度圓直徑為

19、 d 1=mZ=3.5*23mm=80.5mm>70.485 d1t > 69.78mm d 1=70.485mm Z1=23 Z2=64 m=3.5mm d1=80.5mm d2=224mm 2=mZ=3.5*64mm=224mm (6)錐齒距為 - di 2^>— 80.5 ! 2— R= — VU 1 J2.79 imm 70.374mm 2 2 (7)齒優(yōu)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 F KF YfYs

20、 < F 0.85bm(1 0.5 R) (1) K、b、m和R同前 (2)圓周力為 匚 2丁1 2 52430 z Ft= 1 N 1532.5N d1(1 0.5 R) 80.5 (1 0.5 0.3) (3)齒形系數(shù)Yf和應力修正系數(shù)YS u 2.79 xu2 1 ，2.792 1 1 1 cos 2 一. 1 0.3374 J2.792 1 即當量齒數(shù)為 Z1 23 Zv1 24.4 cos 1 0.9414 ZV2 -2^— —64— 189.7 cos 2 0.33374 由圖 8-8 查得 Yf1=2.65,Y f2=2.13，由圖

21、8-9 查得 ％1=1.58 , Ys2=1.88 (4)許用甯曲應力 Yn Flim F Sf 由圖 8-4 查得彎曲疲勞極限應力為 Fiim1 215Mpa, Fim2 170Mpa 由圖8-11查得壽命系數(shù) Yn產Yn2=1，由表8-20查得安全系數(shù) Sf=1.25 ,故  YN1 Flimi 1 215 F1 172Mpa SF 1.25 YN2 Flim2 1 170 仆公0 f 2 136Mpa Sf 1.25 KFtYF1Ys1 F1 0.85bm(1 0.5 r) 1.34 1532.5 2.65 1.58 0.85 25

22、 3.5 (1 0.5 0.3) 92.01Mpa [ ]F1 YF2YS2 F 2 F1 YfiYsi cc 02.13 1.880 92.01 Mpa 2.65 1.58 87.99Mpa F2 滿足齒根甯曲強 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 u 2.79 1 arccos , arccos 18.667 Vu2 1 <2.792 1 1 1 ,… 2 arccos , arccos ， 71.333 ，u2 1 V12

23、.792 1 da1=d1+2mcos[ =80.5+2*3.5*0.9414mm=87.09mm da2=d2+2mcos 2 =224+2*3.5*0.3374mm=226.362mm df1 =d「2.4mcos 1=80.5-2.4*3.5*0.9414mm=72.592mm df2=d2-2.4mcos 2=224-2.4*3.5*0.3374mm=221.166mm ha=3.5mm hf =4.2mm C=0.7m 1 18.667 2 71.333 da1=87.09mm da2=226.362mm df1 =72.592mm df2=221.166m

24、m 、低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算 計算項目 計算及說明 計算結果 1.選擇材 大、小錐齒輪均選用 45鋼，小齒輪調質處理，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 小齒輪調質處理 方式和公差 均硬度 HBW=236, HBW=190.HBW-HBW=46.在 30?50HB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 “ 3 2kT2U 1/ZeZhZ Z、2

25、 d3 3 ——（ ） Y RU H 1） 小齒輪傳遞轉矩為 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 12 ,由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) Zh=2.46 5） 齒數(shù)比 =i=4 6）查表8-18,取齒寬系數(shù) R=1.1 7） 初選 Z3=23,貝U Z4=uZ3=4*23=92 則端面重合度為 1 1 1.88 3.2（ ） cos Z3 Z4 1 1 = 1.88 3.2( ) cos12 23 92 =1.67 軸向重合度為

26、 0.318 dZ3tan 0.318 1.1 23 tan12 1.71 d 3 由圖8-13查得重合度系數(shù) Z 0.775 8） 由圖11-2查得螺旋角系數(shù) Z =0.99 9）許用接觸應力可用下式計算 H Z n H lim / SH 由圖 8-4e、 a 查得接觸疲勞極限應力為 H lim 1 580 pa, Hlim2 390 pa 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.

27、05 , Zn4=1.13 ;由表 全系數(shù)Sh=1.0 ,則有 8-20取安 Z3=23 Z4=92 H3 Zh3 Hlm3/Sh 1.05*580/1 609Mpa H4 Zh4 Hlim4/SH 1.13*390/1 440.7Mpa 取 H 440.7Mpa 初算小齒輪的分度圓直徑 d&,得 d 3(2kT2U 1/eZhZZ、2

28、d3t J ( ) R Ru H d3t.66.59mm =|2 1.4 139050 4 1 (189.8 2.46 0.775 0.99)2 1 1.1 4 (440.7)2 =66.59mm 3.確定傳動 尺寸 (1)計算載荷系數(shù) 由表8-21查得使用系數(shù) K=1.0 m d3tn2 66.59 34408 ,， 事用 因 v 3t 2 m/s=1.20m/s,由圖 60 1000 60 1000 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) K =1.11 ,由表8-22查得齒向載荷分配系數(shù) K =1.2,則載荷系 數(shù)為 K=K

29、aKK K =1.0*1.08*1.11*1.2=1.44 (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 …c」1.44 d3 d3t3i— 66.59 3i =67.22mm K Kt 1 1.4 (3)確定模數(shù)m d3 cos 67.22 cos12 八“ mn=— mm 2.86mm Z3 23 按表 8-23,取 m=3mm (4)計算傳動尺寸 中心距為 mn(z3 Z4) 3 (23 92) a n 3 ) m mm =176.35mm 2 cos 2 cos12 取整，a=176mm 螺旋角

30、為 mn(z3 Z4) 3 (23 92) d d . arccos 11.969 2a 2 184 K=1.44 m=3mm a=176mm 11.969  因值與初選值相差不大，故對與 有美的參數(shù)無需進行修正 則可得， d3 mnz3 —3 23—mm 70.531mm cos cos11.969 d4 mz~ —3—92—mm 297.455mm cos cos11.969 b4 dd3 1.1 70.531 77.58mm,取 b，=78mm b3 b4 (5~10)mm,取 b3=85mm d3=70.531mm d4=282.134mm b

31、4=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 f 咨 YfYsYY f 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 Zv3 —T23—— 24.6 cos cos 11.969 Zv4 -z4 T92- 103.6 cos cos311.969 由圖 8-8 查得 Yf3=2.62 , 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) Y 0.72 5）由圖11-23查得螺旋角系數(shù) 丫

32、 0.86 6）許用甯曲應力為 YN Flim F Sf 由圖 8-4f 、 b 查得彎曲疲勞極限應力 Flim 3 215Mpa, Fiim4 170Mpa 由圖8-11查得壽命系數(shù) YN3=Yn4=1,由表8-20查得安全系數(shù)  9=1.25,故 YN3 F lim 3 1 215 .. “ON/I F3 Mpa 172Mpa SF 1.25 YN4 Flim4 1 170 .. 仆公g F4 Mpa 136Mpa SF 1.25 2% 7 7 77 F3 ； YF3YS3Y Y bm^ 2 1 44 139050

33、=2 1.44 139050 2.62 1.59 0.72 0.86Mpa 78 3 70.531 =62.59Mpa< F3 F4 F3YF4YS 62.59 2.24 1.82 Mpa 61.25Mpa F YF3YS3 2.62 1.59 滿足齒根甯曲疲 勞強度 4 5.計算齒輪 傳動其他幾 何尺寸 端面模數(shù) m1 』n- 3 mm 3.07mm cos cos11.969 齒頂局 ha=ha*m n=1*3mm=3mm 齒根高 hf=(ha*+c*) m= (1+0.25) *3mm=3.75mm 全齒高 h=h a+hf=3+3.75mm=6.75mm 頂

34、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 c=0.75mm da3=76.531mm da4=288.134mm df3=63.031mm df4=274.634mm

35、 七、齒輪上作用力的計算 計算項目 計算及說明 計算結果 1.高速級齒 輪傳動的作 (1 )已知條件 高速軸傳遞的轉矩T1=52430Nmm轉速 n1=960r/min，小齒輪大端分度圓直徑 d1=80.5mm, cos 1=0.9414, sin 1 =0.3201 , 1 18.67 (2)錐齒輪1的作用力 圓周力為  用力 2Ti 2 52430 Ft1 1 N 1532.5N d1(1 0.5 R) 80.5 (1 0.5 0.3) 其方向與力作用點圓周速度方向相反 徑向力為 Fr1 Ft1 tan cos 1 1532.5 tan20

36、0.9414N 525.1N 其方向為由力的作用點指向輪 1的轉動中心 軸向力為 Fa1 Ft1 tan sin 1 1532.5 tan20 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 2 2 Fn1 N 1630.9N cos cos20 Ft1=1532.5N Fr1=525.1N Fa1=188.2N Fn=1630.9N 2.低速級齒 輪傳動的作 用力 (1)已知條件 中間軸傳遞的轉矩 T2=139050Nmm轉速 n2=344.08r/min ,低速級斜齒圓柱齒輪的螺旋角 11.969 。為

37、 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 圓周力為 Ft3 2T2 2 139050 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 Fr3 Ft3^an-^ 3942.9 tan20—N 1467.0N cos cos11.969 其方向為由力的作用點指向輪 3的轉動中心 軸向力為 Fa3 Ft3tan 3942.9 tan 11.969 N 835.9N 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

38、 指的方向順著輪的轉動方向，此時拇指的指向即為該力的方向 法向力為 Ft3 3943.9 Fn3 ^3 N 4289.2N cos n cos cos20 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上相應的力人小相等，作 Ft3=3942.9N Fr3=1467N Fa3=835.9N Fn3=4289.2N  用方向相反 八、減速器轉配草圖的設計 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

39、視圖表達裝配的結構。 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、箱體內壁 在齒輪齒廓的基礎上繪出箱體的內壁、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、高速軸的設計與計算 計算項目 計算及說明 計算結果 1.已知條件 高速軸傳遞 的功率pi=5.27kw,轉矩 Ti=52430mm 轉速 ni=960r/min ,小齒輪大端分度圓直徑 di=80.5mm,齒見中點處分 度圓直徑 dmi= (1-0.5 R) di=68.

40、425mm,齒輪寬度 b=20mm 2.選擇軸的 材料 因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故由 表8-26選用常用的材料45鋼，調質處理 45鋼，調制處理 3.初算軸徑 查表9-8得C=i06?135,取中間值 C=ii8,則 八 rp7 ；5.27 dmin C31 11831 mm 20.82mm \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 i>20.82+20.82* (0.03 ?0.05) mm=21.44?21.86mm dmin=20.82mm (1)軸承部件的結構設計 為方便軸承部件的裝

41、拆，減速器的 機體采用剖分式結構， 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) K=1.5, 計算轉矩為 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： 公稱轉矩為250N?mm許用轉速8500r/min，軸孔范圍為12?24mm 考慮到di>20.58mm,取聯(lián)軸器孔直

42、徑為 22mm軸孔長度L耳^=52mrm  4.結構設計 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

43、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 30207,由表9-9得軸承內徑d=35mm 外徑D=72mm寬度B=17mm T=18.25mm,內圈定位直徑 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承內圈端面， 則該處軸段長度 應略短于

44、軸承內圈寬度，取L2=16mm該減速器錐齒輪的圓周速度 大于2m/s,故軸承米用油潤滑，由齒輪將油甩到導油溝內流入軸 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 為齒輪1的定位軸套，為保證套筒能夠頂?shù)捷S承內圈右端面，該 處軸段長度應比軸承內圈寬度略短，故取 L4=16mm (4)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，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 的軸段米用懸臂結構，d5應小于d4,可初te d5=32mm 小錐齒輪齒

45、寬中點分度圓與大端處徑向端面的距離 M由齒輪 的結構確定，由于齒輪直徑比較小，采用實心式，由圖上量得 M=32.9mm錐齒輪大端側徑向端面與軸承套杯端面距離取為 1 10mm ,軸承外圈寬邊側距內壁距離，即軸承套杯凸肩厚 C=8mm齒輪大端側徑向端面與輪轂右端面的距離按齒輪結構需要 取為56mm齒輪左側用軸套定位，右側采用軸端擋圈固定，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+ 1 +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

46、上的零件 有關外，還與軸承端蓋等零件有關。由表 4-1可知，下箱座壁厚 =0.025a+3mm=0.025*184+3mm=7.6mm, 取壁厚 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 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 10mm  連接螺釘為 0.4d 0,4 24mm 9.6mm,取其值為 M1Q由表 8-30可

47、取軸承端蓋凸緣厚度為 B=12mm取端蓋與軸承座間的調 整墊片厚度為 t 2 mm；告訴軸承端蓋連接螺釘，查表 8-29取 螺栓GB/T5781 M10 35;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=10mm為便于結構尺寸取整，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+I 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

48、 3有關。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+ 1+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 |2=(2 ?2.5) 13=(2 ?2.5)*66.2mm=132.4 ?165.5mm L3 =l 2+2a3-2T =(132.4 ?165.5 ) +2*15.36-2*18.25mm =126?159.1mm 取L3=130mm則有 |2 =l 3+2T-2a 3=130+2*18.25-2*15.3mm=135.9mm 在其取值范圍內，合格 (7)軸段①力作用點與左軸承對軸力作用點的間距

49、由圖12-4可得 |1 =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 525.1 66,2

50、188.2 68,425 _ 2 2 _ R1H 2 2—N 208.4 l2 135.9 %=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 屋八 1532.5 66.2 R1v 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 23

51、94.1N (3)畫彎矩圖 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剖回左側為 dm1 68.425 MbH Fa1」188.2 mm 6438.8Nmm 2 2 在垂直平囿上為 Mav R1vl2 746.5 135.9Nmm 101449.4Nmm Mbv 0Nmm 合成甯矩 2 2 Ma VM 2aH M2av a-a 剖面為 J( 28321.6)2 101449.42 Nmm 105328.5Nmm ■ ■ 二?2 ??2 Mb vM bH M b

52、v b-b 剖面左側為 J6438.82 02 Nmm 6438.8Nmm (4)畫轉矩圖 轉矩圖如圖5f所示，T1=52430Nmm R1v=746.5N 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，同時作用有轉矩， a-a剖面為危險面 其抗彎截面系數(shù)為 d 34 353 3 3 W mm 4207.1mm 32 32 抗扭截面系數(shù)為 3 3 d 4 35 3 Wt 8414.2mm 16 16 甯曲應力為 Mb 6438

53、 b -b 8Mpa 1.5Mpa W 4207.1 扭男應力為  強度 Ti 52430 人 _ Mpa 6 2Mpa WT 8414.2 按彎扭合成強度進行校核計算， 對于單向轉動的轉軸，轉矩按 脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù) 0.6,則當量應力為 e J 2b 4( )2 。1.52 4 (0.6 6.2)2Mpa 7.6Mpa 由表8-26查彳導45鋼倜質處理抗拉強度極限 B 650Mpa ,則 由表8-32查得軸的許用駕1曲應力 1b 60Mpa, e 1b e e 強度滿足要求 軸的強度滿足要 求 8.校核鍵連 接的強度 聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓

54、應力為 4T1 4 52430 p1 —L Mpa 28.4Mpa d〔hl 22 7 (56 8) 齒輪處鍵連接的擠壓應力為 4Ti 4 52430 0 ^ p2 Mpa 15.5Mpa p d5M 32 8 (63 10) 取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由表8-33 查得 p 125Mpa?150Mpa,懼 p ,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 計算結果 1.已知條件 高速軸傳遞的功率 p2=5.01kw,轉速n2=344.08r/min，錐齒輪大端 分度圓直徑d2=238mm齒寬中點處分度圓直

55、徑 dm= (1-0.5 R) d2=202.3mm, d3=70.531mm,齒輪寬度 b3=85mm 2.選擇軸的 材料 因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故由表 8-26選用常用的材料45鋼，調質處理 45鋼，調制處理 3.初算軸徑 查表9-8得C=106?135,取中間值 C=110,則 八 irpT 5 5.01 dmin C3I一 1103；———mm 26.86mm n n2 \ 344.08 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* (0.03 -0.05) mm=27.67?28.2

56、0mm dmin=26.86mm 4.結構設計 軸的結構構想如圖 5所示 (1)軸承部件的結構設計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的 機體采用剖分式結構，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，具直 徑應既便于軸承安裝，又符合軸承內徑系列。根據dmin=27.05mrn, 暫取軸承 30206,由表 9-9得軸承內徑 d=30mm外徑 D=62mm 優(yōu)度 B

57、=16mm內圈定位直徑 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 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則 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經過驗算，其強度不滿 足要求，可初定 d2=d4=32mm 由于齒輪的直徑比較小， 采用實心式，其右端采用軸肩定位， 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

58、左布米用軸肩te位， 右端采用套筒固定。 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 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 ?3.2mm, 度 h=3mm 故 d3=38mm 齒輪3左端面與箱體內壁距離和齒輪 2的輪轂右端面與箱體 d1=30mm d5=30mm d2=d4=32mm L2=83mm L4=40mm d3=38mm  內壁的距離均取為 1,且使箱體兩內側壁關于高速軸軸線對稱， 量得起寬度為 Bx=193.

59、92mm,取Bx=194mm則軸段③的長度為 L3 Bx L4 2 1 b3=194-40-2*10-85mm=49mm 此時錐齒輪沒有處在正確安裝位置， 在裝配時可以調節(jié)兩端 中的調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 端面距箱體內壁距離取為 5mm,則軸段①的長度為 L1 B 1 Q L2) 17 5 10 (85 83)mm 34mm 軸段⑤的長度為 L5 B 1 J L4) 17 5 10 (49 40)mm 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1

60、2-7可得軸的支點與受力點間的 距離為 I t b3- a II 1 1 2 a3 85 18,25 5 10 ——13.8mm 2 61.95mm 由裝配圖知 l2 80.6mm, l3 56.35mm Bx=194mm L3=49mm L1=34mm L5=41mm 11 61.95mm 1 80.6mm 2 13 56.35mm 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. 6.軸

61、的 分析 (1)畫軸的受力簡圖 (2)計算支承反力 Rh Fr3(l2 l3) Fr2l3 軸的受力簡圖如圖5所示 在水平面上為 Fa2 dm2 2 731.6 (80.6 56.35) 111.7 56.35 120.4 54.55 80.6 56.35 586.2N RH=F「3-R1H-Fr2=731.6-586.2-111.7N=33.7N 在垂直平面上為 R1v Ft3(l2 I3) Ft2l 3 l1 l2 l 3 121.13 432 6 512 ——2 N Rh=586.2N R^h=33.7N

62、 Riv=1662.5N 1962.9 (80.6 56.35) 879.39 56.35 N 54.55 80.6 56.35 1662.5N Rv=1179.8N R2v Ft3 Ft2 % 1962.9 879.39 1662.5N 1179.8N 軸承 1的總支承反力為 R1 \Rih2 Riv2 586.22 1662.52 N 1762.8N Ri=1762.8N 軸承 2的總支承反力為 R2 ,..R2H2 R2V2 、33.72 1179.82N 1180.3N 3180.3N 畫彎矩圖

63、 在水平面上, 彎矩圖如圖5c、d、e所示 a-a剖面為 MaH=-R1bl 2=-586.2*54.55=-31977.2Nmm a-a剖面右側為 d3 M aH M aH Fa3 c 2 20902.6Nmm 51 2 31977.2 432.6 Nmm 2 b-b剖面右側為 MbH MbH Fa2 d2 1899 120.4 2 6679.5Nmm 142.5Nmm 2 MbH R2Hl 3 33.7 56.35Nmm 1899Nmm

64、 在垂直平囿上為 Mav R1vl1 1662.5 54.55Nmm 90689.4Nmm Mbv R2vl3 1179.8 56.35 66481.7Nmm 合成甯矩 … 2 . . 2 M a VM aH M av a-a 剖畤側為 鈍 31977.2)2 90689.42 Nmm 96161.9Nmm Ma Jm 2aH M 2av a-a 剖畤側為 忒 20902.6)2 90689.42 Nmm 93067.1Nmm M b v M 2bH M 2bv b-b 剖面左側為 例 6679.5)2 66481.72 Nmm 66816.4Nmm Mb ，

65、M 2bH M2bv b-b 剖面右側為 V18992 66481.72Nmm 66508.8Nmm (4)畫轉矩圖 轉矩圖如圖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剖曲左側彎矩大，但a-a剖曲右側除作用后駕矩外 還作用有轉矩，其軸頸較小，故 a-a剖面兩側均可能為危險面， 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 d32 bt(d2 t)2 223 12 5 (22 5)2 3 W 2 mm

66、 32 2d2 32 2 22 3 650mm3 抗扭截面系數(shù)為 3 2 3 2 . d 2 bt(d2 t) 22 12 5 (22 5) 3 W ^-mm 16 2d2 16 2 22 3 1695.6mm a-a剖曲左側彎曲應力為 Ma 96161.9 . —… b -a- Mpa 147.9Mpa W 650 軸的強度滿足要求  a-a剖曲右側彎曲應力為 ,Ma 93067.1 0 …… b —a Mpa 143.2Mpa W 650 扭男應力為 T2 50250 .. .. -2- Mpa 29 6Mpa WT 1695.6 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩 按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù) 0.6,則當量應力為 e J 2b 4( )2 __2 __ ___2 <143.2 4 (0.6 29.6) Mpa 147.5Mpa e b,故a-a剖回右側為安全截回 由表8-26查彳導45鋼調質處理抗拉強度極限 B 650Mpa ,則 由表8-32查得軸的許用駕■曲