帶式運(yùn)輸機(jī)的展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器

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1、9 4 414 8 =8 5機(jī)械設(shè)計設(shè)計說明書帶式運(yùn)輸機(jī)的展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器起止日期： 2011年12月26日至 2012年1月3 日學(xué) 生 姓名班級學(xué)號成績指導(dǎo)教師（簽字）1 設(shè)計任務(wù) 11 課程設(shè)計的設(shè)計內(nèi)容1.2 課程設(shè)計的原始數(shù)據(jù)1.3 課程設(shè)計的工作條件2.2 .傳動方案分析 23 原動件的選擇 21 .工作機(jī)有效功率2.2 .查各零件傳動效率值3.3 .電動機(jī)輸出功率3.4 .工作機(jī)轉(zhuǎn)速35 .選擇電動機(jī)34 確定總傳動比及各級分配比 41 理論總傳動比 4.2 傳動比分配45 傳動裝置運(yùn)動和動力參數(shù)的計算41 各軸轉(zhuǎn)速 42 各軸輸入功率5.3 電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩5.4 各軸

2、的轉(zhuǎn)矩56 選擇齒輪材料，熱處理方式和精度等級67 齒輪傳動校核計算61 高速級 62 低速級 1.0.8 初算軸徑 139 校核軸及鍵的強(qiáng)度和軸承壽命 141 輸入軸 1.4.2 中間軸 1.8.3 輸出軸 2.4.10選擇聯(lián)軸器 2811 潤滑方式 2912 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計 2913參考文獻(xiàn) 321設(shè)計任務(wù)1課程設(shè)計的設(shè)計內(nèi)容設(shè)計任務(wù)如圖1.1所示，為用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的雙級斜齒圓柱齒輪減速器。運(yùn)輸機(jī)單班制連續(xù)工作，工作時有輕度震動。使用壽命 10年，每年按300 天計算，軸承受命為齒輪壽命3年以上。圖1.1展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器2課程設(shè)計的原始數(shù)據(jù)已知數(shù)據(jù)：1）運(yùn)輸帶的工作拉力：F=

3、2350N2）運(yùn)輸帶速度：V=1.06 m/s3）卷筒直徑：D=300 mm4）使用壽命：10年（其中帶、軸承壽命為3年以上），單班制，每班8小時3課程設(shè)計的工作條件設(shè)計要求：誤差要求：運(yùn)輸帶速度允許誤差為帶速度的±5%工作情況：用于碼頭云型砂，有輕微振動；制造情況：小批量生產(chǎn)。2.傳動方案分析合理的傳動方案，首先應(yīng)滿足工作機(jī)的性能要求，其次應(yīng)滿足工作可靠，轉(zhuǎn) 動效率高，結(jié)構(gòu)簡單，結(jié)構(gòu)緊湊，成本低廉，工藝性好，使用和維護(hù)方便等要求。 任何一個方案，要滿足上述所有要求是十分困難的， 要多方面來擬定和評比各種 傳動方案，統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要和最基本的要求，然后加以確認(rèn)。齒輪傳動具有承載能

4、力大、效率高、允許速度高、尺寸緊湊、壽命長等特點(diǎn)， 因此在傳動系統(tǒng)中一般應(yīng)首先采用齒輪傳動。由于斜齒圓柱齒輪傳動的承載能力 和平穩(wěn)性比直齒圓柱齒輪傳動好， 故在高速級或要求傳動平穩(wěn)的場合，常采用斜 齒圓柱齒輪傳動。3原動件的選擇按按照設(shè)計要求以及工作條件，選用一般Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步 電動機(jī)，電壓為380M1 .工作機(jī)有效功率Pw = F v =2350 1.06 = 2.491Kw式中：匕一工作機(jī)所需的有效功率（kvvF 一運(yùn)輸帶的工作拉力V-運(yùn)輸帶速度2 .查各零件傳動效率值2422421234 =0.990.990.970.96 = 0.8504式中： 聯(lián)軸器=0.99軸承2=

5、0.99齒輪3= 0.97滾筒4=0.963 .電動機(jī)輸出功率2.49=2.9292KW0.854 .工作機(jī)轉(zhuǎn)速nw60 1000v二 d60 1000 1.063.14 300=67.5159r/min電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍：nd=nw 丁=67.52 (840) =5402700r/min5 .選擇電動機(jī)符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 1000r/min , 1500r/min力殺電動機(jī)型號額定功率(kw)電動機(jī)轉(zhuǎn)速n(r/min)總傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y100L2-431500142021.12Y132S63100096014.2綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳

6、動比。本設(shè)計中選電動機(jī)型號為 Y132S-6,同步轉(zhuǎn)速1000r/min,滿載轉(zhuǎn)速960r/min ,額定功率3Kw電動機(jī)外形尺寸中心高H外形尺寸L1M (b2 /2 +b1) M h底腳安裝尺寸AM B底腳螺栓 直徑K軸伸 尺寸DXE建聯(lián)接部分尺寸FX CD132475M(135/2 +210)父 315216X 1401238 X8010X 84確定總傳動比及各級分配比1理論總傳動比. 時機(jī)i總二n工作機(jī)96067.52=14.21892傳動比分配取，=1.4in 又ii % 川總 故 h =4.4617 , in =3.18695傳動裝置運(yùn)動和動力參數(shù)的計算減速器傳動裝置中各軸由高速軸到

7、低速軸依次編號為電動機(jī)I軸、II軸、田軸1各軸轉(zhuǎn)速n: = id = 960r / minnz 960/ = = = 215.1665r / minii 4.4617nm =包=215.1665 = 67.5159r/minin3.18692各軸輸入功率R = Pd1 = 2.8999KwR = R 2 3 = 2.7848KwPm = Pu 2 3 = 2.6742KwPw = Pm1 = 2.6475Kw3電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩_6 PdTd =9.55 106d =29139N mm品4各軸的轉(zhuǎn)矩T =Td 1 =288486N mmTn =%23 ii =123600N mmTm2 3 1 =3

8、78260N mmTiv =Tw 1 - 374480N mm丁帶=Tw4 3 = 348720N mm表5-1帶式傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)軸名功率 P/Kw轉(zhuǎn)矩 T/Nmm轉(zhuǎn)速 n/r/min傳動比i效率Y1 / %電機(jī)軸2.94129139.359960199I軸2.90028847.9669604.461796n軸2.785123600.05215.1767.5296m 軸2.674378263.1873.46W軸2.647374480.5573.461986選擇齒輪材料，熱處理方式和精度等級考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜 齒輪齒輪材料及熱處理材料：高

9、速級小齒輪選用45Cr(調(diào)質(zhì))，硬度280HBs高速級大齒輪選用 45鋼(調(diào)質(zhì))，齒面硬度為大齒輪240HBS。齒輪精度按GB/T10095- 1998,選擇8級，齒根噴丸強(qiáng)化。7齒輪傳動校核計算1高速級1).齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算因為齒輪傳動形式為閉式硬齒面，故決定按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計齒輪傳動主要參數(shù)和 尺寸。由機(jī)械設(shè)計教程 P216可得：2KTiY：cos2YFaYsamn -3.2.d 乙二二 f式中各參數(shù)為：(1)載荷系數(shù)KK =KAKvK：K2=1.0 1.1 1.4 1.13-1.74式中：由機(jī)械設(shè)計教程 P193表10-2可得使用系數(shù) Ka =1.0 A由機(jī)械設(shè)計教程 P194圖

10、10-8可得動載系數(shù) Kv=1.1由機(jī)械設(shè)計教程 P195表10-3可得齒間載荷分配系數(shù)Ka=1.4由機(jī)械設(shè)計教程 P196表10-4可得齒向載荷分布系數(shù)K p =1.13小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：I = 2.8848e+004N mm(3)由機(jī)械教程P217圖10-28查得螺旋角系數(shù)Y- =0.95(4)由機(jī)械設(shè)計教程 P214,初取螺旋角一：=12(5)斜齒輪的齒形系數(shù) YFa ：初選乙=19,則 z2 =hz1 =85式中：Z2 大齒輪數(shù)；ii 高速級齒輪傳動比。齒輪當(dāng)量齒數(shù)為zv1 =；B =3=20.303，zv2 =36 =3 no = 90.8251cos cos 12cos cos 1

11、2由機(jī)械設(shè)計教程P200表10-5查得YFa1=2.79, YFa2=2.19(6)斜齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) YSa :由機(jī)械設(shè)計教程 P200表10-5查得查得Ysa1=1.56, Ysa2=1.78(7)由機(jī)械設(shè)計教程 P205表10-7,選取齒寬系數(shù)*d = 0.5。(8)選取 z1 =19.(9)輪傳動端面重合度一由機(jī)械設(shè)計教程 P214,初取螺旋角1 =12 ：； Z1 =19; Z2 =85由機(jī)械原理教程P207或機(jī)械設(shè)計教程 P215圖10-26可計算齒輪傳動端面重合度：由圖分別查得 % =0.756,=0.853,得I ：2 =0.756 0.853 = 1.609(10)許用彎曲

12、應(yīng)力仃F由機(jī)械設(shè)計教程 P205式10-12得：o F: K N - F lmS由機(jī)械設(shè)計教程P207-P209的圖可得兩齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力分別為：仃Flm1 =340 MPa 和仃Flm2 =340 MPa 。由機(jī)械設(shè)計教程P206,取安全系數(shù)S =1.25。小齒輪1和大齒輪2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為：9Ni =60n1aLh =60 960 1 8 300 10 =1.3824 10N2 = N1 =3.0984 108II式中：a 齒輪轉(zhuǎn)一周，同一側(cè)齒面嚙合次數(shù)；Lk 齒輪工作時間。由機(jī)械設(shè)計教程P206得彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)為：YN1 = YN2 =1.0故許用彎曲應(yīng)力為K NT- F l

13、im 二 F1二S1.0 340 272MPa 1.25K N2' Flim 2hF2=-1.0 340 二272MPa1.25所以初算齒輪法面模數(shù)mnYF1YS1二F1YF 2YS2 cF 2YfY二Fmnt2.79 1.56 =0.016002722.20 1.78 =0.01440272YF2YS2-F2 =0.01440-F22KT1Y：cos2YFaYSadZ12= 1.5877(11)對mt進(jìn)行修正，并圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)由機(jī)械設(shè)計教程P204式10-10b可得K / 八 0 1.74 , mn =mnt3,1.579 3= 1.74t , Kt, 1.3取整為 m = 2mm2

14、)計算傳動尺寸。中心距mn (乙 z2)2 (19 85)o2 cos12=106.3234 mm取整為107mm修正螺旋角 一：=arccosmn(Z1 z2) = 2 (19 85) = 13.62cos ：2 cos12小齒輪分度圓直徑d1 = mnz1 = 2X19 =39.0962 mmcos :cos13.6大齒輪分度圓直徑d2 =叫名=2 81 =174.9038mmcos :cos13.6b= dd=0.5 39.0962= 19.5481mm圓整b=20mm考慮安全系數(shù)取 b2 = 25mm ,b = 27mm式中：h 小齒輪齒厚;b2 大齒輪齒厚3)校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度由機(jī)

15、械設(shè)計教程 P218式10-20可得ZhZ式中各參數(shù)：(1)載荷系數(shù)K =1.74(2)齒數(shù)比 u = =4.4617。(3)由機(jī)械設(shè)計教程 P216圖10-29可得彈性系數(shù) ZE =189.8，MPa 。(4)由機(jī)械設(shè)計教程 P217圖10-30可得區(qū)域系數(shù)Zh =2.38。(5)由機(jī)械設(shè)計教程P218 可得產(chǎn) H尸1 尸2=1100Mpa9ZHZE =713.7443Ma仃H1滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度。2低速級1).齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算因為齒輪傳動形式為閉式硬齒面,故決定按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計齒輪傳動主要參數(shù)和尺寸。由機(jī)械設(shè)計教程P216可得:17mn2KT2Y ：cos2 FYsadZ2 二

16、二f式中各參數(shù)為：(1) 載荷系數(shù)KK = KAKvK - K=1.0 1.1 1.4 1.13=1.74式中：由機(jī)械設(shè)計教程 P193表10-2可得使用系數(shù) KA =1.0 A由機(jī)械設(shè)計教程 P194圖10-8可得動載系數(shù) Kv=1.1由機(jī)械設(shè)計教程 P195表10-3可得齒間載荷分配系數(shù) Ka=1.4由機(jī)械設(shè)計教程 P196表10-4可得齒向載荷分布系數(shù) K p =1.13(2)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：I =123600N mm(3)由機(jī)械教程P217圖10-28查得螺旋角系數(shù)Y： =0.95(4)由機(jī)械設(shè)計教程 P214,初取螺旋角一：=12(5)斜齒輪的齒形系數(shù) YFa：初選 Z3=19,則

17、 Z4 =iuZ3 =3.1869父23 = 73式中：Z4 大齒輪數(shù);in 低速級齒輪傳動比。73=78.0027 cos312o齒輪當(dāng)量齒數(shù)為_Z323c / l 7今Z4zv3 3-r 3777 - 2 4.5 7 6。一 3-rcos - cos 12cosYF3=2.65, YF4=2.28(6)斜齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)YSa :由機(jī)械設(shè)計教程 P200表10-5查得查得Ys3=1.57, Ys4=1.76(7)由機(jī)械設(shè)計教程 P205表10-7,選取齒寬系數(shù)亳=0.5。(8)選取 z3=23,(9)輪傳動端面重合度由機(jī)械設(shè)計教程P214,初取螺旋角P=12二；Z3 =23, Z4=73

18、由機(jī)械原理教程P207或機(jī)械設(shè)計教程 P215圖10-26可計算齒輪傳動端面重合度:由圖分別查得 名的=0.7663, 8M =0.8936,得；：1- =0.7663 0.8936 56599(10)許用彎曲應(yīng)力仃F由機(jī)械設(shè)計教程P205 式 10-12 得:%K N- F limS由機(jī)械設(shè)計教程P207-P209的圖可得兩齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力分別為:bFlim3 =340 MPa 和 bFlim4 =340 MPa。由機(jī)械設(shè)計教程P206,取安全系數(shù)S =1.25。小齒輪3和大齒輪4的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為：N3 =60naLh =3.0984 108N4N3 i n2.693 1083.0

19、66= 9.7223 107式中：a 齒輪轉(zhuǎn)一周，同一側(cè)齒面嚙合次數(shù);Lk 齒輪工作時間。由機(jī)械設(shè)計教程P206得彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)為：YN3 = YN4 = 1.0故許用彎曲應(yīng)力為-F3YN 30 F limSF1.0 340 =272MPa1.25所以二F4YF3YS3二F 3YF 4YS4YfY-f初算齒輪法面模數(shù)mntmn迎產(chǎn) H272MPa2.65 1.57= 0.015302722.28 1.76 =0.01475272YFYS4 = 0.01475 -F4產(chǎn)？=2.2622(11)對mt進(jìn)行修正，并圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)由機(jī)械設(shè)計教程P204式10-10b可得mn = mnt 3, n n

20、t V Kt"79口山取整為 m = 2mm2)計算傳動尺寸。中心距mn(z3 . Z4)2 cos :2 (23 73)F = 147.2170mm2 cos12取整為148mm修正螺旋角=arccosmnk Z4)2 cos :3") .o2 cos12小齒輪分度圓直徑大齒輪分度圓直徑mnz3d3 =- = 70.9167mmcos -mnz4d4 = 225.0833mmcos -b = dd3 = 35.4583mm圓整b=35mm取 b4=37mm , b3 =40mm式中：b3 小齒輪齒厚；b4 大齒輪齒厚。3)校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度由機(jī)械設(shè)計教程 P218式10

21、-20可得KFt u 土,bd1 ；二 uZH ZE式中各參數(shù)：(1)載荷系數(shù)K =1.74(2)齒數(shù)比 u =in =3.1869(3)由機(jī)械設(shè)計教程 P216圖10-29可得彈性系數(shù)Ze =189.8% MPa 。(4)由機(jī)械設(shè)計教程 P217圖10-30可得區(qū)域系數(shù)Zh =2.44。 二 hi 二 h2(5)由機(jī)械設(shè)計教程 P218可得%=H2=1100Mpa22HzE =526.323Ma<oH1滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度。8初算軸徑由機(jī)械設(shè)計教程 P370式15-2可得:齒輪軸的最小直徑：di之A03：=106成2.8999 = 15.3230mm?？紤]到鍵對軸強(qiáng)度nz . 960的

22、削弱及聯(lián)軸器對軸徑的要求，最后取d =25mm。中間軸的最小直徑：dnR2.7848之 A03 =1063 n225.194=24.8873mm?？紤]到鍵對軸強(qiáng)度的削弱及軸承壽命的要求，最后取dn =30mm輸出軸的最小直徑：dm ±A03；PU = 1063但6742 = 36.1329mm?？紤]到鍵對軸，nw 67.5159強(qiáng)度的削弱及聯(lián)軸器對軸徑的要求，最后取 dm =40mm。式中：A。一一由許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力確定的系數(shù)，由機(jī)械設(shè)計教程 P370表15-3取A。=1069校核軸及鍵的強(qiáng)度和軸承壽命1輸入軸1）計算齒輪上的作用力由作用力與反作用力的關(guān)系可得，齒輪軸1所受的力與齒輪2所

23、受的力大小相等，方向相反。即：軸向力 Fa1 =171.12N ,徑向力 Fr1 =534.49N ,圓周力 Ft1 =1398.58N2）平移軸向力所產(chǎn)生的彎矩為：d139.9M1H "Fa1'=171.12 =3413.844N mm223）計算軸承支撐反力豎直方向，軸承1 RvFti 33 1398.58 33 =397.87N116116軸承2 R2VFt1 831161398.58 83116= 1000.71N水平方向，軸承1R1HFr1 33-MH1 = 534.49 33 - 3413.844 .126.62N116116軸承 2R2H =Fr1 R1H =5

24、34.49 126.62 = 411.87N ,軸承 1 的總支撐反力：R1 =Rh2 +R1V2 =<126.622 +397.872 =417.53N軸承 2 的總支撐反力：R2 = ,R2H 2 + R2V 2 =、411.872 +1000.712 =1082.15N4）計算危險截面彎矩a-a剖面左側(cè)，豎直方向 Mv1=R1v，83 = 397.8父83 = 33017.4N mm水平方向 Mh1=Rh 83=126.62 83-10509.46N mm其合成彎矩為 M1 f：；Mv12 M H12 = 33017.4210509.462 =34649.46N mma-a剖面右側(cè)

25、，豎直方向 Mv2 =Mw =33017.4N mm水平方向 MH2 =MH1 -M1H =10509.46-3413.84 = 7095.616N mm其合成彎矩為M233017.42 7095.6162 = 33771.2N mm危險截面在a-a剖面左側(cè)。5）計算截面應(yīng)力由參考文獻(xiàn)1P205附表10.1知:抗彎剖面模量3W / mmd139.9= 6352.12抗扭剖面模量WT / mm10103 d1339 93399- =12704.245彎曲應(yīng)力；入M134649.645.45MPa6352.12u5.45MPa,；c -0 c扭剪應(yīng)力TTiWT28954.406=2.28MPa12

26、704.24T 2.28= 1.14MPa6）計算安全系數(shù)對調(diào)質(zhì)處理的45轆比由參考文獻(xiàn)1P192 表 10.1 知:抗拉強(qiáng)度極限-B=650MPa彎曲疲勞極限0 4 =300MPa扭轉(zhuǎn)疲勞極限二二155MPa由表10.1注查得材料等效系數(shù):c =02=0.1絕對尺寸系數(shù)由附圖軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)由參考文獻(xiàn)1P207附圖10.1查得0 =0.9210.1 查得：名門=0.84,6丁 = 0.8kJ1由參考文獻(xiàn)1P201公式10.5, 10.6得，安全系數(shù)300= 42.540.92 0.845.45 0.2 0S二155= 93.21.14 0.1 1.140.92 0.8= 39.3S

27、 _S二S_42.54_93.2_S； S2,42.54 293.22查P202表10.5得許用安全系數(shù)S=1.51.8,顯然S>S,故危險截面是安全的7)校核鍵連接的強(qiáng)度聯(lián)軸器處連接鍵由參考文獻(xiàn)2P135表11.28選才i b父h =8X 7, t=4mm, l =40mm。軸徑為 d =25mm4Tl4 28954.406聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力。p = 20.68MPadh(l -b) 25 7 (40 - 8)由于鍵，軸的材料都為45號鋼，由參考文獻(xiàn)1查得oP =120150MPa ,顯然鍵連接的強(qiáng)度足夠！8)計算軸承壽命由參考文獻(xiàn)2P138表12.2查7207C軸承得軸承基本額

28、定動負(fù)荷Cr=17.8KN ,基本額定 靜負(fù)荷C0=12.8KN31171. 12 S2 -H釉承軸向力分析圖軸承 1 的內(nèi)部軸向力為：Si =0.4Ri =0.4M417.53 = 167.01N軸承2的內(nèi)部軸向力為：S2 =0.4R2 = 0.4父1082.15 = 432.86N由于 S1Fa1 =167.01 171.1 =338.11N 二 S2故軸承 1 的軸向力 Fd =S2 -Fa1 =432.86171.1 = 261.76N ,軸承2的軸向力Fa2 =S2 =432.86N,F.1 338.11F 2432.86 由一=0.02, = =0.034 由參考文獻(xiàn)1P220 表

29、 11.12 可查得:Co12800Co12800F 1又一1 Riv261.76417.53= 0.63 &F2 _ 432.86R2V - 1082.15= 0.4 = 62B X1 =0.44，Y =1.47; X2 =1,丫2 =0故P2 =R2 -1082.15N,P1 =XR Y1Fv1 =0.44 417.53 1.47 261.76 = 568.5N取 P - P2根據(jù)軸承的工作條件，查參考文獻(xiàn)1P218219表11.9, 11.10得溫度系數(shù)fT =1.0,載荷系數(shù)fp =1.0,壽命系數(shù) 名=3。由P218公式11.1c得軸承2的壽命Lh10660n1fT1fp；6

30、3C _ 1061 1.0 M17800 iP j - 60 m 96011.0x1082.15 1=7 7 2 h336已知工作年限為 5年2班，故軸承預(yù)期壽命 L；=8M2M 300 M5 = 24000hLh > Lh ,故軸承壽命滿足要求2中間軸口同勃1）齒輪2 （高速級從動輪）的受力計算:由機(jī)械設(shè)計教程 P213式10-14可知Ft22T=1413.3Nd2Fr2 = Ft2 tan ： t2 =514.4NFa2 =514.4N式中：Ft 2 齒輪所受的圓周力,N；Fr2 齒輪所受的徑向力,N；N；Fa2 齒輪所受的軸向力,中間粕愛為及彎拒分析用2）齒輪3 （低速級主動輪）的

31、受力計算：由機(jī)械設(shè)計教程 P213式10-14可知2TFt3 =3485.8Nd3Fr3 - Ft3 tan ： t3 =1268.7NFa3 = Fr3tan -2 =301.1N式中：Ft3齒輪所受的圓周力，N;Fr3 齒輪所受的徑向力，N；Fa3齒輪所受的軸向力，N；3）齒輪的軸向力平移至軸上所產(chǎn)生的彎矩為M H2 -10883N mmd3M H3 = Fa3 3 =10677N mm24）軸向外部軸向力合力為：FA = Fa3 -Fa2 =176.6632Na a3 a25）計算軸承支反力：豎直方向,軸承1%口73.3 Ft2 33.3-23 二2507.09N116.6水平方向,方向

32、相反。方向相反。:R1軸承2 R2V軸承1 R1H軸承2 R2H二.R1H ' R1VFt343.3 Ft283<2244.21N116.6Fa3 'S3-% ,33.3-M H3 - MH2 : 76.04N 與所設(shè)116.6Fa2 83.3 - Fa3 43.3-M h3 -M h2-2H2H2 = -205.95N ,與所設(shè)116.6小；76.0422507.092 =2508.24N軸承2的總支撐反力:R2 = R2H2R2V2 = 205.952 2244.212 = 2253.46N6）計算危險截面彎矩a-a剖面左側(cè)，豎直方向 Mva=Rv -43.3 = 2

33、507.09父 43.3= 109556997N mm水平方向 MHa =Rh 43.3 = 76.04 43.3 =3292.532N mmb-b 剖面右側(cè)，豎直方向 MVb=R2V 33.3 = 2244.21 父 33.3= 74732.193N mm水平方向 M Hb =R21H 33.3 = 205.95 33.3 = 6858.135N mma-a剖面右側(cè)合成彎矩為M a =.:：M Va2(MH3 - M Ha )2 =1109556.9972 (10680.093 _ 3292.532) 2 =109805 .79N mmb-b剖面左側(cè)合成彎矩為Mb = Mvb2 (MHb -

34、 Mh2)2 = 74732.1932 (6858.135 -3292.532)2 =75127.38N mm故a-a剖面右側(cè)為危險截面。7)計算應(yīng)力初定齒輪2的軸徑為d2=38mm,軸轂長度為10mm ,連接鍵由參考文獻(xiàn)2P135表11.28選才ibxh=10X8, t=5mm, l2=25mm o齒輪3選用整體式，轂槽深度 t1=3.3mm。抗彎剖面模量W/mm3 =0.1(d3)32d3bt(d3 一t)2 : 0.1 403 . 12 5 (40一5)2 : 6373.752 40抗扭剖面模量WT / mm3= 0.2(d3)3bt(d3-t)2 =0.2 403 - 12 5 (40

35、一 5)2 =12773.752d32 40彎曲應(yīng)力；入Ma109805.796373.75= 17.23MPaL =17.23MPa,L =0a b7 c扭剪應(yīng)力T = T2WT118949.43212773.75= 9.31MPaT 9.31a = m = = = 4.66MPa228）計算安全系數(shù)對調(diào)質(zhì)處理的45轆W,由參考文獻(xiàn)1P192表10.1知：抗拉強(qiáng)度極限c-B=650MPa彎曲疲勞極限-4 =300MPa扭轉(zhuǎn)疲勞極限4=155MPa由表10.1注查得材料等效系數(shù)：4門=0.2*, = 0.1軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)由參考文獻(xiàn)1P207 附圖 10.1 查得 0 =0.92絕對

36、尺寸系數(shù)由附圖 10.1查得:= 0.82,； =0.78T鍵槽應(yīng)力集中系數(shù)由附表 10.4查得：K = 1.825, Kt =1.625 （插值法）由參考文獻(xiàn)1P201公式10.5, 10.6得，安全系數(shù)S 二二"K兄300 =7.1971.825 17.23 0.2 0 0.92 0.82155=14.0671.6254.66 0.1 4.660.92 0.78S: -S7.197 14.067,S2 S2,7.197214.0672=6.4查P202表10.5得許用安全系數(shù)S=1.51.8,顯然S>S,故危險截面是安全的9）校核鍵連接的強(qiáng)度齒輪2處鍵連接的擠壓應(yīng)力P2d2

37、h(l2 -b)4 118949.432104.3MPa38 8 (25-10)齒輪3處鍵連接的擠壓應(yīng)力4T2d3h(l3 -b)4 118949.432 =74.343MP 40 8 (32-12)由于鍵，軸，齒輪的材料都為45號鋼，由參考文獻(xiàn)1查彳# oP =120150MPa ,顯然鍵連接的強(qiáng)度足夠!10）計算軸承壽命由參考文獻(xiàn)2P138表12.2查7207C軸承得軸承基本額定動負(fù)荷Cr=23.5KN ,基本額定靜負(fù)荷 C0=17.5KNgH歹4阻牯承軸向力分析圖軸承1的內(nèi)部軸向力為：S1 =0.4R1 =0.4父2508.24 = 1003.3N軸承2的內(nèi)部軸向力為：S2 =0.4R2

38、 =0.4父2253.64 = 901.456N故軸承1的軸向力F4 =6 =1003.3N ,軸承 2 的軸向力 %? =S + Fa =1003.3 十129.9 = 1133.2N,F.1 1003.3F_ 2 1133.2由一=0.057,- =0.065 由參考文獻(xiàn)1P220 表 11.12 可查得:C017500C017500e1 = % = 0.431003.3Rw 2508.24二0.4 二 e,F-21133.2= 0.503 - eR2V2253.64取 X1 =1,Y1 =0；X2 =0.44,Y2 =1.3故13 =R1 =2508.24N,P2 -X2R2 Y2Fv2

39、 -0.44 2253.24 1.3 1133.2-2464.6N取 P - P1根據(jù)軸承的工作條件，查參考文獻(xiàn)1P218219表11.9, 11.10得溫度系數(shù)fT =1.0,載荷系數(shù)fP =1.0,壽命系數(shù)8=3。由P218公式11.1c得軸承1的壽命6 r £ c 謂6/V.310fT C10'1.0X 23500 ; =I = 6 0 8 61860n2 1fP P ,60 M 225.194 <1.0 父 2508.24 )已知工作年限為5年2班，故軸承預(yù)期壽命 L；=8M2M 300 M5 = 24000hLh > Lh ,故軸承壽命滿足要求3輸出軸1

40、）計算齒輪上的作用力由作用力與反作用力的關(guān)系可得，齒輪4所受的力與齒輪3所受的力大小相等， 方向相反。即：軸向力 Fa4 =301.03N ,徑向力 Fm =1254.91N ,圓周力 Ft4 =3352.72N_一7 32）平移軸向力所產(chǎn)生的彎矩為d4219.043M 4H = Fa4 = 301.03 =32969.26N - mm223)計算軸承支撐反力Ft4 73 3352.72 73豎直方向，軸承1 Riv =* =2109.9N116116軸承 2R2V = Ft4 = F1V =3352.72 2109.9 =1242.82NFr4 73 MH4水平方向，軸承 1 Rih =11

41、61254.91 73 32969.26 二1073.65N116軸承 2R2H =Fr4 R4H =1254.91 1073.65 = 181.26N ,軸承 1 的總支撐反力：R1 =/R1H 2 + Rv2 = J2109.92 +1073.652 =2367.36N軸承 2 的總支撐反力：R2 =，R2H2 +R2V2 =,1242.822 十 181.262 =1255.97N4)計算危險截面彎矩a-a 剖面左側(cè)，豎直方向 Mvi =Riv，43 = 2109.9M43 = 90725.7N mm水平方向 MH1=RH 43 =1073.65 43 = 46166.95N mm其合成

42、彎矩為 M1 = . MV12 1MHi2 = 90725.7246166.952 =101796.56N mma-a剖面右側(cè)，豎直方向 Mv2 =Mv1 =90725.7N mm水平方向 Mh2=R2H 73-181.26 73 = 13231.98N mm其合成彎矩為 M2 = , MV22M H22 = /90725.72 13231.982 =91685.54N mm危險截面在a-a剖面左側(cè)。5）計算截面應(yīng)力初定齒輪4的軸徑為d4=44mm,連接鍵由參考文獻(xiàn)2P135表11.28選才i bx h=12X 8, t=5mm, l 2=28mm。由參考文獻(xiàn)1P205附表10.1知:抗彎剖面

43、模量W / mm3 = 0.1(d4)3bt(d4 -t)22d4一 _， 一 20.1 443 - 12 5 (44一5)2 44= 7481.35抗扭剖面模量WT / mm3= 0.2(d4)322bt(d4 -t)3 12 5 (44-5)2=0.2 K 44 -2d415999.75彎曲應(yīng)力c-bM1101796.56=13.61MPaW 7481.350 b =13.61MPa,oc =0扭剪應(yīng)力,TT3348963.911-=21.81MPaWT15999.75T 21 81=2182 =10.9MPa2 446）計算安全系數(shù)對調(diào)質(zhì)處理的45轆山由參考文獻(xiàn)1P192 表 10.1

44、知:抗拉強(qiáng)度極限二 B=650MPa彎曲疲勞極限二 d =300MPa扭轉(zhuǎn)疲勞極限二155MPa由表10.1注查得材料等效系數(shù):2，=0.1軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)由參考文獻(xiàn)1P207附圖10.1查得0 =0.92絕對尺寸系數(shù)由附圖10.1查得：名廣=0.82,6丁=0.78 kJL鍵槽應(yīng)力集中系數(shù)由附表 10.4查得：Kr = 3.6, K =3.2 （插值法）由參考文獻(xiàn)1P201公式10.5, 10.6得，安全系數(shù)S -:- K。300= 6.493.210.9 0.2 00.92 0.82= 3.121553 2-10.9 0.1 10.90.92 0.78S6.49 X 3.122

45、8sj S26.4923.122查P202表10.5得許用安全系數(shù)S=1.51.8,顯然S>S,故危險截面是安全的7)校核鍵連接的強(qiáng)度聯(lián)軸器處連接鍵由參考文獻(xiàn) 2P135表11.28選擇bx h=10X8, t=5mm, l =70mm。軸 徑為d =35mm-4To4 348963 911聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力二P =3 = 4 348963-91| = 83.08MPadh(l-b) 35 8 (70 -10)齒輪選用雙鍵連接，180度對稱分布。44T34 348963.911齒輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力p p =123.92MPa2dh(l - b) 2 44 8 (28 -12)由于

46、鍵，軸的材料都為45號鋼，由參考文獻(xiàn)1查得oP =120150MPa ,顯然鍵連接的 強(qiáng)度足夠！8)計算軸承壽命由參考文獻(xiàn)2P138表12.2查7208C軸承得軸承基本額定動負(fù)荷Cr=26.8KN ,基本額定靜負(fù)荷C0=20.5KNA= 301. 03寺由承軸向力分析圖軸承1的內(nèi)部軸向力為：S1 =0.4R1 =0.4父2367.36 = 946.94N軸承2的內(nèi)部軸向力為：S2 =0.4R2 = 0.4父1255.97 =502.36N由于 S2 Fa4 =502.36 301.03 = 803.39N 二 S1軸承1的軸向力Fh =S =946.94N故軸承 2 的軸向力 F =S -Fa

47、4 =946.94-301.03= 645.91N,F.1 946.94F2645.91 由一1 =0.046,-=0.0314 由參考文獻(xiàn)1P220 表 11.12 可查C020500C020500得：q =0.43© =0.40F 1又一11946.94645.91R1V 2367.36R2V1255.97= 0.512 e2取 X1 =1,Y1 =0；X2 =0.44,Y2 =1.4故13 =R1 =2367.86N,P2 =X2R2 Y2Fv2 =0.44 1255.97 1.4 645.91取 P - P11456.9N根據(jù)軸承的工作條件，查參考文獻(xiàn)1P218219表11.

48、9, 11.10得溫度系數(shù)fT1.0,載荷系數(shù)fp =1.0,壽命系數(shù) 名=3。由P218公式11.1c得軸承2的壽命Lh10660 n3fT1fp 三.63C106/1.0 M 26800、=iP j 60 x 72.947 <1.0 x 2367.86 J一一 一 5= 3.3 10 h已知工作年限為 5年2班，故軸承預(yù)期壽命 L；=8M2M 300 M5 = 24000hLh > Lh ,故軸承壽命滿足要求10選擇聯(lián)軸器1 .類型選擇.為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器載荷計算.從動軸：公稱轉(zhuǎn)矩：丁3 =5.27 105N mm查課本P343表14-1,選取Ka =1.

49、5所以轉(zhuǎn)矩 Tca =KaT3 =1.5 527N mm = 790.5N m因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，所以查機(jī)械設(shè)計手冊22 -1124750r/min.選取LX3型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250Nmm最大轉(zhuǎn)速為軸徑為30 80主動軸公稱轉(zhuǎn)矩：T1 =4.118 105N mm查課本P343表14-1,選取Ka =1.5所以轉(zhuǎn)矩Tca =KaT1 =1.5 41.18N mm = 61.77N m因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，所以查機(jī)械設(shè)計手冊22.112選取LX1型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為250N mm最大轉(zhuǎn)速為850r/min11潤滑方式由于所設(shè)計的減速器齒輪圓周速

50、度較小，低于2m/s,故齒輪的潤滑方式選用油潤滑，軸承的潤滑方式選用脂潤滑?？紤]到減速器的工作載荷不是太大，故潤滑油選用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油(GB59031986),牌號選68號。潤滑油在油 池中的深度保持在 6880mm之間。軸承的潤滑脂選用合成鋰基潤滑脂(SY14131980)。牌號為ZL2H。由于軸承選用了脂潤滑，故要防止齒 輪的潤滑油進(jìn)入軸承將潤滑脂稀釋，也要防止?jié)櫥魅缬统刂袑櫥臀廴尽?所以要軸承與集體內(nèi)壁之間設(shè)置擋油環(huán)。12箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計減速器的箱體采用鑄造(HT20。制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合 質(zhì)量，大端蓋分機(jī)體采用配合.且工I61. 機(jī)體有足夠的剛度在機(jī)體為加肋，外

51、輪廓為長方形，增強(qiáng)了軸承座剛度2. 考慮到機(jī)體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s,故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng), 其表面粗糙度為3. 機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10,圓角半徑為R=3機(jī)體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設(shè)計A視孔蓋和窺視孔在機(jī)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(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī) 械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成，用 M6緊固B油螺塞：放

52、油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放 油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊， 由機(jī)械加工成螺塞 頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C油標(biāo)：油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出 .D通氣孔：由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)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 .E蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機(jī)蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.F位銷：為保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方 向各安裝一圓錐定位銷，以提高

53、定位精度.G吊鉤：在機(jī)蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運(yùn)較重的物體.表：減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚a仃=0.025a +3 之88箱蓋壁厚5仃 i = 0.02a +3 芝88箱蓋凸緣厚度bib1 =1.%12箱座凸緣厚度bb=1.5012箱座底凸緣厚度b2b2 =2.5 仃20地腳螺釘直徑dfdf =0.036a + 12M20地腳螺釘數(shù)目n查手冊6軸承旁聯(lián)接螺栓 直徑didi =0.72dfMi4機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接 螺栓直徑d2d2=(0.50.6) dfMi0軸承端蓋螺釘直 徑dada= (0.40.5 ) df8視孔蓋螺釘直徑d4d4=(0.30.4) df8定位銷

54、直徑dd= (0.70.8 ) d27df , di, d2 至外機(jī)壁距離Ci查機(jī)械課程設(shè)計指導(dǎo)W 426df , d2至凸緣邊緣距離C2查機(jī)械課程設(shè)計指導(dǎo)W 424外機(jī)壁至軸承座 端面距離llli=Ci+C2+ (8i2)56大四中匕貝圓與內(nèi) 機(jī)壁距離l 1 >1.2 仃io齒輪端面與內(nèi)機(jī) 壁距離422 >仃8機(jī)蓋，機(jī)座肋厚m1, mmi 定 0.85仃1,m 定 0.85仃mi 7m 7軸承端蓋外徑D2D2 = D + (55.5) dai02 (i 軸)i02 (2 軸)i30 (3軸)軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓 距離SSd2i02 (i 軸)i02 (2 軸)i30 (3軸)13 參考

55、文獻(xiàn)1 機(jī)械設(shè)計 （第八版）濮良貴，紀(jì)名剛主編 北京：高等教育出版社，2006；2 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 金清肅主編 武漢： 華中科技大學(xué)出版社， 2007；3 簡明機(jī)械設(shè)計手冊 ，同濟(jì)大學(xué)出版社，洪鐘德主編， 2002 年 5 月第一版；4 減速器選用手冊 ，化學(xué)工業(yè)出版社，周明衡主編， 2002 年 6 月第一版；5 工程機(jī)械構(gòu)造圖冊 ，機(jī)械工業(yè)出版社，劉希平主編；6 工程制圖趙大興主編 北京：高等教育出版社，2006；7 互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)（第二版）徐學(xué)林主編，長沙：湖南大學(xué)出版社，2009年 7月；8 減速器與變速器設(shè)施與選用手冊）程乃士主編，北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2006年 10 月；9 工程材料徐自立主編 武漢：華中科技大學(xué)出版社， 2003；10 理論力學(xué) （ I ） （第六版） 哈爾濱工業(yè)大學(xué)理論力學(xué)教研組主編 北京：高等教育出版設(shè)， 2005；