帶式運輸機二級直齒圓柱齒輪減速器

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1、 畢業(yè)設計 題 目：帶式運輸機二級直齒圓柱齒輪減速器 班 級： 學生姓名：學號： 指導老師： 完成日期： 機電工程系 ◎立率南工期噓學院 機電工程系 摘要 通過這次帶式運輸機二級直齒圓柱齒輪減速器的設計， 綜合運用了機械設計 課程和其他有關先修課程的理論， 結合生產實際知識，力求做到按直齒圓柱齒輪 減速器的設計理論制定出一套合理的設計方案， 所設計的直齒圓柱齒輪減速器要 符合六高，二低，二化的標準，同時培養(yǎng)自身的分析和解決一般工程實際問題的 能力，并使所學知識得到進一步鞏固、深化和擴展；并學習機械設計的一般方法， 掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的

2、設計原理和過程；同時也深深感 到自己初步掌握的知識與實際需要還有很大的距離， 在今后還需要繼續(xù)學習和實 踐。 本設計由于時間緊張，在設計中肯定會有許多欠缺，若想把它變成實際產品 的話還需要反復的考慮和探討。但作為一次練習，確實給我們帶來了很大的收獲， 設計涉及多方面的內容，并進行機械設計基本技能的訓練，通過設計計算、認證、 畫圖（CAD/CAM,UGX8.0）、熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、標準和規(guī)范等） 以及使用經驗數(shù)據(jù)、進行經驗估算和數(shù)據(jù)處理等提高了我對機械結構設計、 控制 系統(tǒng)設計及步進電動機的選用等方面的認識和應用能力。 關鍵詞：二級直齒圓柱齒輪減速器 計算機輔助設計（CAD

3、/CAM） 1 ◎1或年老工璃*學院 機電工程系 目錄 緒論 2 2 .概述 7 3 .帶式運輸機二級直齒圓柱齒輪減速器的設計 8 1 .帶式運輸機傳動系統(tǒng)的設計方案 8 2 .電機的選擇 9 3 .確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 10 4 .計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 10 5 .設計V帶和帶輪 11 6 .齒輪的設計 13 6.1 高速級大小齒輪的設計 13 6.2 低速級大小齒輪的設計 14 7 .減速器機體結構尺寸 15 8 .軸的設計 17 8.1 高速軸的設計 17 8.2 中間軸的設計 21 8.3 從動軸的設計 24

4、 9 .高速軸大齒輪的設計 28 10 .電動機帶輪的設計 28 11減速器附件的選擇 29 12 .箱體的設計 29 13 .聯(lián)軸器的選擇 30 14 .潤滑方式的確定 30 4 .個人總結 31 5 .致謝 32 6 .參考文獻 33 隨著社會的發(fā)展和人民生活水平的提高， 人們對產品的需求是多樣化的，這 就決定了未來的生產方式趨向多品種， 小批量。在各行各業(yè)中廣泛的使用著齒輪 減速器，它是一種不可缺少的機械傳動裝置， 它是機械設備的重要組成部分和核 心部件。目前，國內各類通用減速器的標準系列已達數(shù)百個， 基本可滿足各行業(yè) 對通用減速器的需求。國內減速器行業(yè)重點骨干企業(yè)

5、的產品品種， 規(guī)格及參數(shù)覆 蓋范圍近幾年都在不斷擴展，產品質量已達到國外先進工業(yè)國家同類產品水平， 承擔起為國民經濟各行業(yè)提供傳動裝置配套的重任， 部分產品還出口至歐美及東 南亞地區(qū)，推動了中國裝配制造業(yè)的發(fā)展。 1 .減速器的原理 減速機一般用于低轉速大扭矩的傳動設備，把電動機、內燃機或其它高速運 轉的動力通過減速機的輸入軸上的齒數(shù)少的齒輪嚙合輸出軸上的大齒輪來達到 減速的目的，普通的減速機也會有幾對同原理齒輪達到理想的減速效果， 大小齒 輪的齒數(shù)之比，就是傳動比。 2 .減速器分類 減速機是一種相對精密的機械，使用它的目的是降低轉速，增加轉矩。它的 種類繁多，型號各異，不同種類

6、有不同的用途。減速器的種類繁多，按照傳動類 型可分為齒輪減速器、蝸桿減速器和行星齒輪減速器；按照傳動級數(shù)不同可分為 單級和多級減速器；按照齒輪形狀可分為圓柱齒輪減速器、 圓錐齒輪減速器和圓 錐-圓柱齒輪減速器；按照傳動的布置形式又可分為展開式、 分流式和同軸式減 速器。 3 .減速器的特點 蝸輪蝸桿減速機的主要特點是具有反向自鎖功能， 可以有較大的減速比，輸 入軸和輸出軸不在同一軸線上，也不在同一平面上。但是一般體積較大， 傳動效 率不高，精度不高。諧波減速機的諧波傳動是利用柔性元件可控的彈性變形來傳 遞運動和動力的，體積不大、精度很高，但缺點是柔輪壽命有限、不耐沖擊，剛 性與金屬件相

7、比較差。輸入轉速不能太高。行星減速機具優(yōu)點是結構比較緊湊， 回程間隙小、精度較高，使用壽命很長，額定輸出扭矩可以做的很大。但價格略 貴。齒輪減速機具有體積小，傳遞扭矩大的特點。齒輪減速機在模塊組合體系基 礎上設計制造，有極多的電機組合、安裝形式和結構方案，傳動比分級細密，滿 3 ⑥金率南工期噓學院 機電工程系 足不同的使用工況，實現(xiàn)機電一體化。齒輪減速機傳動效率高，耗能低，性能優(yōu) 越。擺線針輪減速機是一種采用擺線針齒嚙合行星傳動原理的傳動機型， 是一種 理想的傳動裝置，具有許多優(yōu)點，用途廣泛，并可正反運轉。 4 .減速器的作用 (1)、降速同時提高輸出扭矩，扭矩輸出比例按電

8、機輸出乘減速比，但要注 意不能超出減速機額定扭矩； (2)、減速同時降低了負載的慣量，慣量的減少為減速比的平方。 5 .減速器型號和規(guī)格的選擇 1 .型號的選擇： 盡量選用接近理想減速比： 減速比=伺服馬達轉速/減速機出力軸轉速 扭力計算：對減速機的壽命而言，扭力計算非常重要，并且要注意加速度的 最大轉矩值(TP),是否超過減速機之最大負載扭力。適用功率通常為市面上的伺 服機種的適用功率，減速機的適用性很高， 工作系數(shù)都能維持在1.2以上，但在 選用上也可以以自己的需要來決定： 要點有二： (1)、選用伺服電機的出力軸徑不能大于表格上最大使用軸徑； (2)、若經扭力計算工作，轉

9、速可以滿足平常運轉，但在伺服全額輸出時， 有 不足現(xiàn)象時，可以在電機側之驅動器，做限流控制，或在機械軸上做扭力保護， 這是很必要的。 通用減速機的選型包括提出原始條件、 選擇類型、確定規(guī)格等步驟。相比之 下，類型選擇比較簡單，而準確提供減速器的工況條件，掌握減速器的設計、制 造和使用特點是通用減速器正確合理選擇規(guī)格的關鍵。 規(guī)格選擇要滿足強度、熱 平衡、軸伸部位承受徑向載荷等條件。 2 .選擇規(guī)格： 通用減速器和專用減速器設計選型方法的最大不同在于， 前者適用于各個行 業(yè)，但減速只能按一種特定的工況條件設計， 故選用時用戶需根據(jù)各自的要求考 慮不同的修正系數(shù)，工廠應該按實際選用的電

10、動機功率(不是減速器的額定功 率)；后者按用戶的專用條件設計，該考慮的系數(shù)，設計時一般已作考慮，選用 時只要滿足使用功率小于等于減速器的額定功率即可，方法相對簡單。 通用減速器的額定功率一般是按使用（工況）系數(shù) KA=1（電動機或汽輪機 為原動機，工作機載荷平穩(wěn)，每天工作 3?10h,每小時啟動次數(shù)0 5次，允許啟 動轉矩為工作轉矩的2倍），接觸強度安全系數(shù)SH- 1、單對齒輪的失效概率= 1%,等條件計算確定的。 所選減速器的額定功率應滿足： PC=P2KAKSKRPN 式中pc--計算功率（kvv； PN-―減速器的額定功率（KW ; P2——工作機功率（KW; KA-―使用

11、系數(shù)，考慮使用工況的影響； KS-―啟動系數(shù)，考慮啟動次數(shù)的影響； KR可靠度系數(shù)，考慮不同可靠度要求。 世界各國所用的使用系數(shù)基本相同。雖然許多樣本上沒有反映出KS\KR兩個 系數(shù)，但由于知己（對自身的工況要求清楚）、知彼（對減速器的性能特點清楚）， 國外選型時一般均留有較大的富裕量，相當于已考慮了 KR\KS的影響。 由于使用場合不同、重要程度不同、損壞后對人身安全及生產造成的損失大小不 同、維修難易不同，因而對減速器的可靠度的要求也不相同。系數(shù) KR就是實際 需要的可靠度對原設計的可靠度進行修正。 它符合ISO633& GB3480K AGMA2001 一B88 （美國

12、齒輪制造者協(xié)會標準）對齒輪強度計算方法的規(guī)定。國內一些用戶 對減速器的可靠度尚提不出具體量的要求， 可按一般專用減速器的設計規(guī)定 （SH >1.25 ,失效概 率0 1/1000）,較重要場合取 KR=1.25=1.56左右。 熱平衡校核： 通用減速器的許用熱功率值是在特定工況條件下（一般環(huán)境溫度 20 C,每 小時100%,連續(xù)運轉、功率利用率100%,按潤滑油允許的最高平衡溫度（一般 為85 C）確定的。 條件不同時按相應系數(shù)（有時綜合成一個系數(shù)）進行修正。 所選減速器應滿足 PCt=P2KTKWKPPt 式中pct ——計算熱功率（Kvy； 5 機電工程

13、系 ⑥金打工累噓學院 KT——環(huán)境溫度系數(shù)； KW——運轉周期系數(shù)； KP--功率利用率系數(shù)； Pt ——減速器許用熱功率(KW 校核軸的載荷： 通用減速器常常須對輸入軸、輸出軸軸伸中間部位允許承受的最大徑向載荷 給予限制，應予校核，超過時應向制造廠提出加粗軸徑和加大軸承等要求。 6 .應用領域 減速機是國民經濟諸多領域的機械傳動裝置， 行業(yè)涉及的產品類別包括了各 類齒輪減速機、行星齒輪減速機及蝸桿減速機， 也包括了各種專用傳動裝置，如 增速裝置、調速裝置、以及包括柔性傳動裝置在內的各類復合傳動裝置等。 產品 服務領域涉及冶金、有色、煤炭、建材、船舶、水利、電力、工程機械及石化等

14、行業(yè)。 我國減速機行業(yè)發(fā)展歷史已有近 40年，在國民經濟及國防工業(yè)的各個領域， 減速機產品都有著廣泛的應用。食品輕工、電力機械、建筑機械、冶金機械、水 泥機械、環(huán)保機械、電子電器、筑路機械、水利機械、化工機械、礦山機械、輸 送機械、建材機械、橡膠機械、石油機械等行業(yè)領域對減速機產品都有旺盛的需 求。 潛力巨大的市場催生了激烈的行業(yè)競爭， 在殘酷的市場爭奪中，減速機行業(yè) 企業(yè)必須加快淘汰落后產能，大力發(fā)展高效節(jié)能產品，充分利用國家節(jié)能產品惠 民工程政策機遇，加大產品更新力度，調整產品結構，關注國家產業(yè)政策，以應 對復雜多變的經濟環(huán)境，保持良好發(fā)展勢頭。 7 .趨勢 20 世紀70-80年

15、代，世界上減速器技術有了很大的發(fā)展，且與新技術革命 的發(fā)展緊密結合。通用減速器的發(fā)展趨勢如下： (1)、高水平、高性能：圓柱齒輪普遍采用滲碳淬火、磨齒，承載能力提高 4倍以上，體積小、重量輕、噪聲低、效率高、可靠性高； (2)、積木式組合設計：基本參數(shù)采用優(yōu)先數(shù)，尺寸規(guī)格整齊，零件通用性 和互換性強，系列容易擴充和花樣翻新，利于組織批量生產和降低成本； (3)、型式多樣化，變型設計多：擺脫了傳統(tǒng)的單一的底座安裝方式，增添 # ⑥的南工期噓學院 機電工程系 了空心軸懸掛式、浮動支承底座、電動機與減速器一體式聯(lián)接，多方位安裝面等 不同型式，擴大使用范圍。 促使減速器水平提高

16、的主要因素有： (1)、理論知識的日趨完善，更接近實際(如齒輪強度計算方法、修形技術、 變形計算、優(yōu)化設計方法、齒根圓滑過渡、新結構等)； (2)、采用好的材料，普遍采用各種優(yōu)質合金鋼鍛件，材料和熱處理質量控 制水平提高； (3)、結構設計更合理； (4)、加工精度提高到ISO5— 6級； (5)、軸承質量和壽命提高； (6)、潤滑油質量提高。 自20世紀60年代以來，中國先后制訂了 JB1130— 70《圓柱齒輪減速器》 等一批通用減速器的標準，除主機廠自制配套使用外，還形成了一批減速器專業(yè) 生產廠。全國生產減速器的企業(yè)有數(shù)百家，年產通用減速器 25萬臺左右，對發(fā) 展中國的機

17、械產品作出了貢獻。 20 世紀60年代的減速器大多是參照蘇聯(lián)20世紀40-50年代的技術制造的， 后來雖有所發(fā)展，但限于當時的設計、 工藝水平及裝備條件，其總體水平與國際 水平有較大差距。 改革開放以來，中國引進一批先進加工裝備，通過引進、消化、吸收國外先 進技術和科研攻關，逐步掌握了各種高速和低速重載齒輪裝置的設計制造技術。 材料和熱處理質量及齒輪加工精度均有較大提高， 通用圓柱齒輪的制造精度可從 JB179— 60的8 —9級提高到GB10095-88的6級，高速齒輪的制造精度可穩(wěn)定 在4-5級。部分減速器采用硬齒面后，體積和質量明顯減小，承載能力、使用 壽命、傳動效率有了較大的提高

18、，對節(jié)能和提高主機的總體水平起到很大的作用。 中國自行設計制造的高速齒輪減(增)速器的功率已達 42000kW齒輪圓周速度 達150m/s以上。但是，中國大多數(shù)減速器的技術水平還不高，老產品不可能立 即被取代，新老產品并存過渡會經歷一段較長的時間。 二.概述 1 .設計的目的 A.通過對帶式運輸機二級直齒圓柱齒輪減速器的設計熟悉機器的具體操 作，增強感性認識和社會適應能力，進一步鞏固和深化已學過的理論知 識，提高綜合運用所學知識并發(fā)現(xiàn)問題，解決問題的能力。 B.學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件，機械傳動裝置或簡單機 械的設計原理和過程 C.對所學技能的訓練，例如：計算，

19、繪圖，查閱設計資料和手冊，運用標 準和規(guī)范等。 D.學會利用多種手段（工具）解決問題，例如：在本設計中可選擇 CAD? 制圖工具。 E. 了解減速器內部齒輪間的傳動關系 2 .設計的意義 通過設計，可以培養(yǎng)我們學生理論聯(lián)系實際的工作作風，提高分析問題，解 決問題的獨立工作能力；通過實習， 加深我們學生對專業(yè)的理解和認識， 為進 步開拓專業(yè)知識創(chuàng)造條件，鍛煉動手動腦能力，通過實踐運用鞏固了所學知識， 加深了解其基本原理并掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計原理 和過程；同時也讓我們認識到自身的不足， 掌握的知識與實際需要還有很大的距 離，在今后還需要繼續(xù)學習和實踐。

20、 # ◎）或阜南工碟聿學院 機電工程系 三.二級直齒圓柱齒輪減速器的設計 傳動方案的擬定 1 .帶式運輸機傳動系統(tǒng)設計方案： 考慮到電機轉速高，傳動功率大，將 V帶設置在高速級 圖表1帶式運輸機二級直齒圓柱齒輪減速器的設計 要求：擬定傳動關系：由電動機、 V帶、減速器、聯(lián)軸器、工作機構成。 完成設計說明書一份，約10000字左右。 工作條件：雙班工作，有輕微振動，小批量生產，單向傳動， 使用5年，運輸帶允許誤差5% 已知條件：運輸帶卷筒轉速19r/min。 減速箱輸出軸功率P 4.25馬力。 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。 特點：齒輪相對

21、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 剛度。 2 .電機的選擇 （1） .計算電機所需功率Pd :查《機械設計課程設計手冊》（第二版）第3頁 表 1-7: i一帶傳動效率：0.96 2 —每對軸承傳動效率：0.99 3-圓柱齒輪的傳動效率：0.96 4 —聯(lián)軸器的傳動效率：0.993 5一卷筒的傳動效率：0.96 說明： —電機至工作機之間的傳動裝置的總效率： 1 ? 4 ? 32 ? 4 Pw P 4 5 Pd — 3.67KW （2） .確定電機轉速：查《機械設計課程設計指導書》（第二版）第7頁表1:取V 帶傳動比i=2 : 4 二級圓柱齒輪

22、減速器傳動比i=8 : 40所以電動機轉速的可選范圍是： rw 怵筒 i總 19 2: 4 8:40 304 3040/min 符合這一范圍的轉速有：750、1000、1500、3000 根據(jù)電動機所需功率和轉速查手冊第 155頁表12-1有4種適用的電動機型 號，因此有4種傳動比方案如下： 方 案 電動機型號 額定功率 同步轉速 r/min 額定轉速 r/min 重量 總傳動比 1 Y112M-2 4KW 3000 2890 45Kg 152.11 2 Y112M-4 4KW 1500 1440 43Kg 75.79 3 Y132M

23、1-6 4KW 1000 960 73Kg 50.53 4 Y160M1-8 4KW 750 720 118Kg 37.89 # ④甘南工塔噓學院 機電工程系 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、和帶傳動、減速器的傳動比，可 見第3種方案比較合適，因此選用電動機型號為 Y132M1£其主要參數(shù)如下: # 額定功 率(kW 港減 轉速 同步 轉速 質量 A D E F G H L AB 4 960 1000 73 21 38 80 10 33 13 515 280

24、 6 2 3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比: : n 總傳動比：i總 一 n卷筒 960 19 50.53 分配傳動比：取 i帶 3.05則 ii i2 50.53/3.0516.49 ii 1.31.52取ii 1.32經計算 i2 3.56 ii 4.56 注：i帶為帶輪傳動比，卜為高速級傳動比，i2為低速級傳動比 4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)： (1) .將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為 1軸、2軸、3軸、4軸 01, 12, 23, 34 ——依次為電機與軸1,軸1與軸2,軸2與軸3,軸3與軸4 之間的

25、傳動效率。 各軸轉速：n1 nm -960- 314.86r/min 960 3 4.63 68r / min i 帶 3.05 n〔 nm 明 i1 i帶?i1 n3 nm 960 i2 i帶?i1?i2 3 4.63 3.56 19.1r / min (2) .各軸輸入功率：p1 pd ? 01 3.67 0.96 3.52kW P2 p1? 12 Pd? 01? 12 3.67 0.96 0.99 0.96 3.21kW p3 p2 ? 23 pd ? 01? 12 ? 23 3.67 0.96 0.99 0.96 0.99 0.96 3.0

26、5kW p4 P3? 34 pd ? 01? 12 ? 23 ? 34 3.67 0.96 0.99 0.96 0.99 0.96 0.99 0.993 3kW (3) .各軸輸入轉矩：Td 9550包 9550 3% 36.5N.m nw 960 T1 Td?i帶？ 01 36.5 3.05 0.96 106.9N.m T2 T1?i1? 12 Td ?i帶？i1? 01? 12 36.5 3.05 4.63 0.96 0.99 0.96 470.3N.m T3 T2?i2? 23 Td?i帶?i1?i2? 01? 12? 23 36.5 3.05 4.63 3.56 0.9

27、6 0.99 0.96 0.99 0.96 1591.5N.m T4 T3? 34 Td?io?i1?i2? 01 ? 12? 23? 34 36.5 3.05 4.63 3.56 0.96 0.99 0.96 0.99 0.96 0.99 0.993 1575.6N.m 運動和動力參數(shù)結果如下表: 軸名 功率P KW 轉矩T Nm 轉速r/min 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 3.67 36.5 960 1軸 3.52 3.48 106.9 105.8 314.86 2軸 3.21 3.18 470.3 465.6 68 3

28、軸 3.05 3.02 1591.5 1559.6 19.1 4軸 3 2.97 1575.6 1512.6 19.1 5.設計V帶和帶輪: 1.設計V帶 ①確定V帶型號 查課本 P205 表 13-6 得：KA 1.2 則 PC KA?Pd 1.2 3.67 4.4kW 卷）或軍事工糧,空院 機電工程系 根據(jù) Pc=4.4, n0=960r/min,由課本 P205 圖 13-5 ,選擇 A型 V帶，取 di 125。 ni d2 — di 1 3.05 125 0.98 373.63查課本第 206頁表 13-7 取d2 375。 n2 為

29、帶傳動的滑動率 0.01： 0.02。 ②驗算帶速：V d1n1 —125 960 6.28m/s帶速在5:25m/s范圍 60 1000 60 1000 內，合適。 ③取V帶基準長度Ld和中心距a： 初步選取中心距 a： a。1.5 d1 d2 1.5 125 375 750,取 a。750。 d2 d1 2 ，一. 由課本第195頁式（13-2）得：L° 2a° — d1 d2 2305.8查課本 2 4a0 第202頁表13-2取Ld 2500o由課本第206頁式13-6計算實際中心距： Ld L0 a a0 847.1。 2 ④驗算

30、小帶輪包角 ：由課本第195頁式13-1得： d2 d1 180 57.3 163 120。 a ⑤求V帶根數(shù)Z:由課本第204頁式13-15得：Z P P0 P0 K Kl 查課本第203頁表13-3由內插值法得 P0 1.38 P0 0.108。 EF AF BC AC EF=0.1 F0 =1.37+0.1=1.38 / A色絢。制? /L__c 13 J C 7右 ) EF AF BC AC ◎立率南工期噓學院

31、 機電工程系 1.38 0.108 0.959 1.09 PC 課本第 197 頁式 13-7 得單根 V帶的初拉力： Fo 500Pc(2.5 1) 2 qv 2.5 zv 500 4.4( 6.28 0.959 2 - - 1) 0.10 6.282 190.9N EF=0.08 Po 0.10 0.108 查課本第202頁表13-2得Kl 1.09。 查課本第204頁表13-5由內插值法得K 0.959。1=163.0-EF " EF=0.009 BC AC K =0.95+0.009=0.959 Po Po K Kl

32、取Z 3根。 ⑥求作用在帶輪軸上的壓力Fq： 查課本201頁表13-1得q=0.10kg/m ,故由 15 作用在軸上壓力: Fc 2ZF0sin— 2 c 0 2 3 190.9 163 sin — 1132.8N。 2 6 .齒輪的設計: 6.1 高速級大小齒輪的設計: ①材料：高速級小齒輪選用45鋼調質，齒面硬度為250HBS高速級大齒輪 選用45鋼正火，齒面硬度為220HBs ②查課本第166頁表11-7得: Hm 550Mpa Hlim2 540Mpa。 @1金率南工花素學院 機電工程系 查課本第165頁表11-4

33、得：S 1.1 1.3。 故 「 Hlim1 550Mpa 1.1 500Mpa H lim 2 2 Sh 540Mpa 1.1 490Mpa 。 查課本第168頁表11-10C圖得: lim 200Mpa F lim 2 150Mpa 。 Fi 200Mpa fi - 154Mpa Sf 一 1.3 ③按齒面接觸強度設計: 系數(shù)K 1.2,取齒寬系數(shù) a ui 1 3 2 335 KT 1 H aU1 F lim 2 Sf 150Mpa 1.3 115Mpa 。 9級精度制造，查課本第164頁表11-3得：載荷 0.4

34、計算中心距：由課本第 165頁式11-5得: 4.63 1 3 335 490 5 1.2 1.069 105 179.4 0.4 4.63 考慮高速級大齒輪與低速級大齒輪相差不大取 a 210 m 2.5 … 2a 一 貝 Uzi Z2 - 168 取 Zi m 實際傳動比：139 4.79 29 傳動比誤差：4.79 4.63 4.63 29 Z2 139 100% 3.5% 5%。 齒寬：b aa 0.4 210 84 取 b2 84 b1 90 高速級大齒輪：b2 84 Z2 139高速級小齒輪：b 90 Zi 29 ④驗算輪齒彎曲強

35、度: 查課本第167頁表11-9得: YFi 2.6 YF2 2.2 按最小齒寬 b2 84計算: 2KT Yfi bm2Z1 2 1.2 106.9 2.6 103 2 43.5Mpa fi 84 2.52 29 YF2 F 2 Yfi fi 36.8Mpa 所以安全。 ⑤齒輪的圓周速度: dm 60 1000 29 2.5 314.8 / , 1.19m/ s 60 1000 19 查課本第162頁表11-2知選用9級的的精度是合適的。 6.2 低速級大小齒輪的設計: ①材料：低速級小齒輪選用45鋼調質，齒面硬度為250H

36、BS 低速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度為220HBS ②查課本第166頁表11-7得: Hlim 3 550 Mpa Hlim 4 540Mpa。  查課本第 165 頁表 11-4 得：S 1.1 8 1.3。 查課本第 故F3 Him 3 550Mpa 1.1 500Mpa 168頁表11-10C圖得: F lim 3 H lim 4 H 4 Sh 200Mpa Flim 3 200Mpa 154Mpa F lim 4 1.3 ③按齒面接觸強度設計：9級精度制造, 540Mpa -490Mpa 。 1.1 Fim4 150M

37、pa。 / 115Mpa。 查課本第164頁表11-3得：載荷 系數(shù)K 1.2,取齒寬系數(shù) 0.5 計算中心距： 由課本第165頁式11-5得: a u2 1 3 335 2 KT 2 3.56 1 3 335 2 1.2 470.3 103 241.3 U2 490 0.4 3.56 取 a 250 m 4 Z3 2a Z4 —— m 125 取 Z3 27 Z4 98 計算傳動比誤差: 98 27 3.56 3.56 ——100% 1.9% 5%合適 齒寬：b a 0.5 250 125貝U取b， 125 b3b4 5： 1

38、0 130 低速級大齒輪: b4 125 Z4 98 低速級小齒輪: b3 130 Z3 27 ④驗算輪齒彎曲強度: 查課本第 167頁表 11-9 得：Y3 2.65 Yf4 2.25 jlH 四 b4 125 2KT3YF3 bmZ 2 1.2 1591.5 2.65 _ 2 125 4 27 103 47.9Mpa F3 ¥4 F3 丫3 40.7Mpa F4 安全。 ⑤齒輪的圓周速度：V d3n2 60 1000 27 4 68 60 1000 0.12m/s 查課本第162頁表11-2知選

39、用9級的的精度是合適的 7 .減速器機體結構尺寸如下: 名稱 符 號 計算公式 結果 箱座厚度 0.025a 3 8 10 ◎立率南工期噓學院 機電工程系 箱蓋厚度 1 i 0.02a 3 8 9 箱蓋凸緣厚度 bi bi i.5 i i2 箱座凸緣厚度 b b i.5 i5 箱座底凸緣厚度 b2 b2 2.5 25 地腳螺釘直徑 df df 0.036a i2 M24 地腳螺釘數(shù)目 n 查手冊 6 軸承旁聯(lián)結螺栓直徑 di di 0.72df Mi2 蓋與座聯(lián)結螺栓直徑 d2 d2= (0.5 :

40、0.6 ) df Mi0 軸承端蓋螺釘直徑 d3 d3= (0.4 : 0.5) df i0 視孔蓋螺釘直徑 d4 d4= (0.3 : 0.4) df 8 定位銷直徑 d d = (0.7 : 0.8) d2 8 d f , di , d 2至外箱壁的 距離 Ci 查手冊表ii 2 34 22 i8 d f , d2至凸緣邊緣距離 C2 查手冊表ii 2 28 i6 外箱壁至軸承端面跑離 li li=Ci +C2+ (5: i0) 50 大齒輪頂圓與內箱壁距 離 1 i>i.2 i5 齒輪端面與內箱壁跑離 2 2

41、 > i0 箱蓋，箱座肋厚 mi, m mi 0.85 i,m 0.85 9 8.5 軸承端蓋外徑 D2 D2 D + (5: 5.5 ) d3 i20 (i 軸) i25 (2 軸) i50 (3 軸) 軸承旁聯(lián)結螺栓跑離 S S d2 120 （1 軸） 125 （2 軸） 150 （3 軸） 8 .軸的設計： 8.1 高速軸設計： ①材料：選用45號鋼調質處理。查課本第230頁表14-2取 35Mpa C=100。 ②各軸段直徑的確定：根據(jù)課本第230頁式14-2得： d min C3f— 1003/-—— 22.4 又因為裝小

42、帶輪的電動機軸徑 d 38,又因為 . n1 '1 314.8 高速軸第一段軸徑裝配大帶輪，且 d1 0.8: 1.2 38所以查手冊第9頁表1-16 取 d1 36。L1=1.75d1-3=60。 d2 40因為大帶輪要靠軸肩定位，且還要配合密封圈，所以查手冊85頁表7-12 取 d2 40, L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58 d3段裝配軸承且d3 d2,所以查手冊62頁表6-1取d3 45。選用6009軸承。 L3=B+ 3+2=16+10+2=28 d，段主要是定位軸承，取d4 50。L4根據(jù)箱體內壁線確定后在確定。 d5裝配齒輪段直徑：判斷是不是作

43、成齒輪軸： d f d 4 e t1 2.5m 查手冊 51 頁表 4-1 得：t1 3.3mm 2 得：e=5.9<6.25。 d 6段裝配軸承所以d6 d3 45 L 6= L 3=28o 校核該軸和軸承：L1=73 L 2=211 L 3=96 作用在齒輪上的圓周力為：Ft 2TL 2 106.9 10 2948N t d1 29 2.5 徑向力為 Fr Ftg 2984 tg20 1073N 作用在軸1帶輪上的外力：F FQ 1132.8N 21 卷)或阜南工糧,空院 機電工程系 求垂直面的支反力： l1 l2 211 73 211

44、 1073 800N 23 F2V Fr F1V 1073 800 273N 求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖： — 3 Mav F2Vl2 273 211 10 57.6N.m 一一' —一 __ _ _ 3 _ _ Mav F1vl1 800 73 10 57.4N.m 求水平面的支承力： 由 F1H（l1 l2） Ftl2 得 lc 211 一 F1H Ft 2948 2197 N 11 l2 73 211 F2 H Ft F1H 2948 2197 751 N 求并繪制水平面彎矩圖： M aH F1Hl1 2197 73 10 3

45、 158.2N.m MaH F2Hl2 751 211 10 3 158.4N.m 求F在支點產生的反力: F1 F 384.3N l3F 96 1132.8 l1 l2 73 211 F2F Fif F 384.3 1132.8 1517.1N 求并繪制F力產生的彎矩圖： M2F Fl3 1132.8 96 10 3 108.7N 3 MaF F1Fl1 384.3 73 10 27.7N F在a處產生的彎矩： — 3 M aF F1Fl1 384.3 73 10 27.7Nm 求合成彎矩圖： 考慮最不利的情況，把MaF與JM：V M：h直接相加 Ma MaF

46、 . M2V M aH 27.7 57.62 158.22 196.1N.m Ma MaF、M 廠 M a； 27.7 . 57.42~158.42 196.2N.m 求危險截面當量彎矩： 從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：(取折合系數(shù) 0.6) Me . M f ( T)2 196.22 (0.6 106.9)2 206.4N.m ③ .計算危險截面處軸的直徑： 因為材料選擇45#調質，查課本225頁表14-1得B 650MPa ,查課本231 3 206.4 103 \ 0.1 60 頁表14-3得許用彎曲應力 1b 60MPa ,則: 32.5mm 因為d

47、5 d4 da 50mm d ,所以該軸是安全的。 ④ .軸承壽命校核： 軸承壽命可由式Lh 過(CH h進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的 60n PfP 作用，所以P Fr ,查課本259頁表16-9, 10取ft 1,fp 1.2，取 3 按最不利考慮，則有： Fr1 \F12 FiH F1F . 8002 21972 384.3 2722.4N 106 1 29.5 1 03 3 60 314.8 (1.2 2316.2) 2732 7512 1517.1 2316.2N 6.3年 因此所該軸承符合要 ⑥金打工整噓學院 機電工程系 ⑤.彎矩及軸的受力分析

48、圖如下: ⑥.鍵的設計與校核: 根據(jù)di 36,1106.9,確定 V帶輪選鑄鐵 HT20Q參考教材表10-9,由于 di 36在30: 38范圍內，故di軸段上采用鍵b h: 10 8, 采用A型普通鍵: 鍵校核.為 Li=1.75di-3=60 綜合考慮取 l =50 得 37.1Mpa p 查課本 155 頁表 41 4 106.9 103 dlh[ p] 36 8 50 10 10-10 b 50: 60所選鍵為：b h l :10 8 50 8.2.中間軸的設計： ①材料：選用45號鋼調質處理。查課本第230頁表14-2取 35MpaC=10Q ②根據(jù)課

49、本第230頁式14-2得：d m- C,上 1003總21 36.1 n268 d1段要裝配軸承，所以查手冊第9頁表1-16取d1 40,查手冊62頁表6-1 選用 6208軸承，L產B+ 3+ 2+2:3 =18+10+10+2=40 d2裝配低速級小齒輪，且d2 d1取d2 45, L2=128,因為要比齒輪孔長度少 2: 3。 d3段主要是定位高速級大齒輪，所以取 d3 60, L3= 4=10。 d4裝配高速級大齒輪，取d4 45 L 4=84-2=82。 d5段要裝配軸承，所以查手冊第9頁表1-16取d5 45,查手冊62頁表6-1 選用 6208軸承，Li=B+ 3

50、+ 2+3+ 2: 3 =18+10+10+2=43 ③校核該軸和軸承：Li=74 L 2=117 L 3=94 作用在2、3齒輪上的圓周力：Ft2 亞 2 470.3 10 2707N d2 139 2.5 Ft3 2T2 2 470.3 103 ^ 27"^ 8709N 25 徑向力: Fr2 Ft2tg 2707 tg20 985N Fr3 Ft3tg 8709 tg20 3169N 求垂直面的支反力: FJ 匕2?。2 k) l1 l2 l 3 316N 985 (117 94) 3169 94 74 117 94 F2V

51、Fr3 F1V Fr2 3169 316 985 2500N 計算垂直彎矩： — 3 MaVm F1Vli 316 74 10 23.9N.m ④甘南工塔噓學院 機電工程系 MaVn F1V(l1 l2) Fr2l2 316 (74 117) 985 117 3 10 53.5N.m 求水平面的支承力: F1H Ft3l3 Ft2 ? (l2 l3 ) l1 l2 l3 8709 94 2707 211 4586N 74 117 94 F2H Ft2 Ft3 F1H 2707 8709 4586 6830N 計算、繪制水平面彎矩圖： _ _ 一 一 一_

52、_ 3 M aHm F1HI1 4586 74 10 323N.m MaHn F2H (11 引 己」2 6830 (74 117) 8709 3 117 10 295N.m 求合成彎矩圖，按最不利情況考慮： Mam ,M2vm M^m 23.92 3232 323.8N.m Man .Mt M2Hn 53.52 2952 300N.m 求危險截面當量彎矩： 從圖可見，m-m,n-n處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數(shù) 0.6） Me .M；n ( T2)2 ,3002 (0.6 470.3)2 411N.m Me ,M：m ( T2)2 \ 323.3

53、(0.6 470.3)2 413N.m 計算危險截面處軸的直徑: n-n 截面：d 3 411 103 1 0.1 60 40.9mm 1b 3 0.1 Me m-m截面：d 3 413 103 : 0.1 60 40.9mm 由于 d2 d4 45mm d ,所以該軸是安全的。 # 軸承壽命校核: 軸承壽命可由式Lh 過（CH h進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的 60n PfP 作用，所以P Fr ,查課本259頁表16-9, 10取ft 1, fp 1.1，取 3 Fr1 ,fI F1H 3162 45862 4596N

54、 Fr2 \ f2V F2H 25002 68302 7273N 則Lh 口0-(生)h 二°一 (1 29.5 10 )3 2.12y ,軸承使用壽命在2: 3年范 60n2 PfP 60 68 1.1 7273 圍內，因此所該軸承符合要求。 ④彎矩及軸的受力分析圖如下: ⑤鍵的設計與校核： 已知d2 d4 45,T2 470.3N.m參考教材表10-11 ,由于d2 (44 ~ 50)所以取 b h:14 9 因為齒輪材料為45鋼。查課本155頁表10-10得 b 100: 120 L=128-18=110 取鍵長為 110. L=82-12=70 取鍵長為

55、70 根據(jù)擠壓強度條件，鍵的校核為： b 4T2- 4 470.3 10 82.9Mpa b dhl 45 9 70 14 @1金率*工殯*學院 機電工程系 4T2 4 470.3 103 b 2 54Mpa b dhl 45 9 100 14 所以所選鍵為：b h l :14 9 70 b h l:14 9 110 8.3 .從動軸的設計： (1) .確定各軸段直徑 I .計算最小軸段直徑 因為軸主要承受轉矩作用，所以按扭轉強度計算，由式 14-2得： d1 C?jS 100 3嚕6 57.1mm考慮到該軸段上開有鍵槽，因此取 d1 57.1 (1 5%)

56、59.9mm查手冊9頁表1-16圓整成標準值，取d1 63mm R .為使聯(lián)軸器軸向定位，在外伸端設置軸肩，則第二段軸徑 d2 70mm。查手 冊85頁表7-2,此尺寸符合軸承蓋和密封圈標準值，因此取 d2 70mm 0 田.設計軸段d3,為使軸承裝拆方便，查手冊62頁，表6-1 ,取，采用擋油環(huán) 給軸承定位。選軸承 6215: D 130,B 25,da 84 。 d3 75 IV .設計軸段d-考慮到擋油環(huán)軸向定位，故取d4 80 V .設計另一端軸頸d7 ,取d7 d3 75mm ,軸承由擋油環(huán)定位，擋油環(huán)另一端 靠齒輪齒根處定位。 VI .輪裝拆方便，設計軸頭d6,取d6

57、d7,查手冊9頁表1-16取d6 80mm。 VII 設計軸環(huán)d5及寬度b 使齒輪軸向定位，故取d5 d6 2h 80 2 (0.07 80 3) 97.2mm取 d5 100mm b 1.4h 1.4 (0.07 80 3) 12mm, (2) .確定各軸段長度 ①1i有聯(lián)軸器的尺寸決定1i L 107mm(后面將會講到). l2 m e L 5 50 因為 m L2 B 2 54 25 10 19mm,所以 12 m e L 5 19 9 16 5 50mm 軸頭長度16 1h 2:3 125 3 122因為此段要比此輪孔的長度短 2:3 13 B 3 2: 3 3

58、8 其它各軸段長度由結構決定。 ②.校核該軸和軸承：Li=97.5 L 2=204.5 L 3=116 求作用力、力矩和和力矩、危險截面的當量彎矩。 作用在齒輪上的圓周力： Ft d4 2 1591.5 103 98 4 8119N # 徑向力：Fr Ftg 8119 tg20 2955N F F0 0.25 言 103 2947N 求垂直面的支反力: %匕 204.5 2955 - 2088 N l1 l2 97.5 204.5 F2V Fr F1V 2955 2088 867N 計算垂直彎矩： Mav F2vl2 867 204.5

59、10 3 180.8N.m 3 Mav F1J1 2088 97.5 10 203.5N .m 求水平面的支承力 1038N l2Ft 204.5 8119 l1 l2 302 F2 H Ft Fih 5714 3755 1959N 計算、繪制水平面彎矩圖： _ _ — _ _ _ 3 _ _ _ MaH FihIi 3755 84.5 10 317N.m 3 MaH F2Hl2 1959 162 10 317N.m 求F在支點產生的反力： ◎立率南工期噓學院 機電工程系 F1 F F13 l1 l2 2497 116 302 1158N F2

60、F F1F F 1158 2947 4105N 求F力產生的彎矩圖： — 3 M2F Fl3 2947 116 10 341N M mF F1FI1 1158 97.5 10 3 100.1N F在a處產生的彎矩： — 3 M mF F1FI1 1158 97.5 10 100.1N 求合成彎矩圖： 考慮最不利的情況，把MmF與JM 2v M 2H直接相加。 Mam MmF M2v M2H 100.1 180.82 476.32 628N.m 求危險截面當量彎矩： 從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：(取折合系數(shù) 0.6) Me - M am ( T3)2 、.,

61、6282 (0.6 1591)2 1142N.m 計算危險截面處軸的直徑： 因為材料選擇45#調質，查課本225頁表14-1得B 650MPa ,查課本231 頁表14-3得許用彎曲應力 1b 60MPa ,則： 一M~e — . 142 103 d 3 f 3. 57.5mm \0.1 1b ' 0.1 60 考慮到鍵槽的影響，取d 1.05 57.5 60.3mm 因為d5 80mm d ,所以該軸是安全的。 ③.軸承壽命校核： 軸承壽命可由式Lh 晅(CH h進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的 60n PfP 作用，所以P Fr ,查課本259頁表16-9

62、, 10取ft 1,fp 1.2，取 3 按最不利考慮，則有： P Fr ■, F12 F1H F1f 20882 57382 1158 7264N 則Lh 106 ,Cft、， 106 1 66.0 1 03、3 汽 c (—)h ( ) 64.8y, 60n3 PfP 60 19.1 1.2 7264 該軸承壽命為64.8年,所以軸上的軸承是適合要求的 ④ .彎矩及軸的受力分析圖如下： d) 0） F（方叵 未定） 33 ⑤ .鍵的設計與校核： 因為d1=63裝聯(lián)軸器查課本153頁表10-9選鍵為b h:18 11查課本155頁

63、表 10-10 得 b 100:120 因為L1=107初選鍵長為100，校核 4T dlh 4 1637.5 103 63 100 18 11 115Mpa 所以所選鍵為：b h l :18 11 100 d6 80裝齒輪查課本153頁表10-9選鍵為b h: 22 14查課本155頁表10-10得 b 100: 120 3 因為L6=122初選鍵長為100，校核 一 一665—— 76.2Mpa b dlh 80 100 22 14 所以所選鍵為：b h l:22 14 100. 9 .高速軸大齒輪的設計 因da 347.5 500mm采用腹板式結構

64、代號 結構尺寸和計算公式 結果 輪轂處直徑D1 1.6ds 1.6 45 72 輪轂軸向長度L L B 84 倒角尺寸n n 0.5mn 1 齒根圓處的厚度0 0 (2.5 ~ 4)mn 10 腹板最大直徑D1 D1 df 2 0 321.25 板孔直徑d0 d0 0.25(Di d1) 62.5 腹板厚度c c 0.3b齒寬 25.2 10 .電動機帶輪的設計 代號 結構尺寸和計算公式 結果 ds 手冊157頁 38mm dh dh (1.8~2)ds 1.8 38 68.4mm L L (1.5~2)ds 1.5 3

65、8 取 60mm dr dr da 2(H ) 125 2 22 81mm 81mm d0 dh dr d0 2 74.7mm s s (0.2~0.3)B 0.2 50 10mm S1 S 1.5s 1.5 10 15mm S2 s2 0.5s 0.5 10 5mm @1壘率南工籟素學院 機電工程系 11 .減速器附件的選擇 1 .窺視孔和視孔蓋 查《課程設計》表9-18,選用板結構視孔蓋A 100mm, d4 M8 2 .通氣器 查表9-7,選用經一次過濾裝置的通氣冒M 36 2 0 3 .油面指示器 查表9-14,選用油標尺d M

66、12。 4 .放油孔和螺塞 查表9-16,選用外六角油塞及封油墊d M16 1.5。 5 .起吊裝置 查表9-20,選用箱蓋吊耳d 18, R 18, e 18, b 18 箱座吊耳 B 45, H 36, h 18, r2 11, b 18 6 .定位銷 查表14-3,選用圓錐銷 GB 117-86 A12 40 7 .起蓋螺釘 查表 13-7,選用 GB5782-86 M8 35 12 .箱體的設計 名稱 符號 尺寸 箱座壁厚 9 箱蓋壁厚 61 9 箱體凸緣厚度 b、 b1、 b2 b=14;b1=12;b2=23 加強筋厚 m m1 m=9;m1=8 地腳螺釘直徑 df 32 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 24 箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑 d2 16 13 .聯(lián)軸器的選擇 計算聯(lián)軸器所需的轉矩：Tc KaT查課本269表17-1取Ka 1.5 Tc KaT 1.5 1775.6 2663.4Nm查手冊94頁表8-7選用型號為HL6的彈性柱銷 聯(lián)軸器。 14 .潤滑方式的確定 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 5 , . (1.5~2) 10 mm.r/min ,所以采用脂潤滑，箱體