鏈式輸送機傳動裝置設計論文

目 錄 第一章 機械設計課程設計任務書 2 1.1 設計題目 2 1.2 原始數(shù)據(jù) 2 第二章 前言 2 2.1 分析和擬定傳動方案 2 2.2 方案優(yōu)缺點分析 3 第三章 電動機的選 擇與傳動比的分配 3 3.1 電動機的選擇計算 3 3.2 計算傳動裝置的總傳動比 i 并分配傳動比 3 3.3 計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù) 4 第四章 鏈傳動的設計計算 4 4.1 選擇鏈輪齒數(shù) 4 4.2 確定計算功率 5 4.3 確定鏈條型號和節(jié)距，初定中心距 a0，取定鏈節(jié)數(shù) Lp 5 4.4 求作用在軸上的力 5 4.5 選擇潤滑方式 5 第五章 齒輪的設計計算 5 5.1 圓柱斜齒輪的設計 5 5.2 錐齒輪 的設計 8 第六章 軸的設計計算與校核 11 6.1 高速軸 的設計 11 6.2 中間軸 的設計 14 6.3 低速軸 的設計 18 第七章 軸承的計算與校核 22 7.1 軸承 1 的 計算與校核 22 7.2 軸承 2 的 計算與校核 23 7.3 軸承 3 的 計算與校核 23 第八章 箱體的設計 24 第九章 鍵的選擇 25 第十章 減速器的潤滑與密封 26 第十一章 參考文獻 27 邵陽學院課程設計 第 2 頁 共 27 頁 第一章 機械設計課程設計任務書 1.1 設計題目： 設計鏈式輸送機傳動裝置 1.2 原始數(shù)據(jù)： 輸送鏈的牽引力 F/KN： F=5kN 輸送鏈的速度 v/(m/s)： V=0.6m/s 輸送鏈鏈輪的節(jié)圓直徑 d/mm d=399mm 設計工作量： 設計說明書 1 份 減速器裝配圖 1 張 零件工作圖 1 3 張 工作條件： 連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，使用期 10 年（每年 300 個工作日），兩 班制工作，輸送機工作軸轉速允許誤差為 5% ，鏈板式輸送機的傳送效率為 0.95。 第二章 前言 2.1 分析和擬定傳動方案： 機器通常由原動機、傳動裝置和工作裝置三部分組成。傳動裝置用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置的傳動方案是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。 滿足工作裝置的需要是擬定傳動方案的基本要求，同一種運動可以有幾種不 同的傳動方案來實現(xiàn)，這就是需要把幾種傳動方案的優(yōu)缺點加以分析比較，從而選擇出最符合實際 情況的一種方案。合理的傳動方案除了滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。 所以擬定一個合理的傳動方案，除了應綜合考慮工作裝置的載荷、運動及機器的其他要求外，還應熟悉各種傳動機構的特點，以便選擇一個合適的傳動機構。眾所周知，齒輪傳動的傳動裝置由電動機、減速器、鏈傳動三部分組成，而減速器又由軸、軸承、齒輪、箱體四部分組成。所以，如果要設計輸送機的傳動裝置，必須先合理選擇它各組成部分，下面我們將一一進行選擇。 2.2 方案優(yōu)缺點分析 邵陽學院課程設計 第 3 頁 共 27 頁 1.在高速端應用圓錐齒輪，可以減小 錐齒輪的尺寸，減小其模數(shù)，降低加工難度。 2.在輸出端，即低速端采用鏈傳動，因為鏈傳動的瞬時傳動比是變化的，引起速度波動和動載荷，故不適宜高速運轉。 3.在高速輸入端應用聯(lián)軸器，結構緊湊，但啟動電動機時，增大了電動機的負荷，因此，只能用于小功率的傳動。 4.圓錐齒輪端，可能由于兩錐齒輪尺寸過小，不能很好的利用潤滑油。 第三章 電動機的選擇與傳動比的分配 電動機是常用的原動機，具體結構簡單、工作可靠、控制簡單和維護容易等優(yōu)點。電動機的選擇主要包括選擇其類型和結構形式、容量和轉速、確定具體型號。 按工作要求和條件選取 Y 系列一般用途的全封閉三相異步電動機。 3.1 電動機的選擇計算： 工作機的有效功率為： pw =FwVw / =5*0.6/0.95=3.158kw 從電動機到工作機間的總效率為： = 1 2 3 4 5 6 7 8=0.99*0.96*0.97*0.994*0.96=0.877 式中， 1 為聯(lián)軸器效率 0.99， 2 為錐齒輪效率（ 7 級） 0.97， 3 圓柱齒輪的效率（ 7 級） 0.98， 4 5 6 7 為角接觸球軸承的效率 0.99， 8 滾子鏈傳動效率 0.96。 所以，電動機所需工作功率為 pd = wp =3.158/0.877= 3.6KW 選擇電動機的類型 ： 電動機額定功率 pm pd 因同步轉速的電動機磁極多的，尺寸小，質量大，價格高，但可使傳動比和機構尺寸減小，比較 Y132M1-4 與 Y112M-4 兩電動機，其中 pm=4kw，符合要求，但后者容易制造且體積小。故選 Y112M-4。 由此選擇電動機型號： Y112M1-4 電動機額定功率 pm=4kN,滿載轉速 nm=1440r/min 工作機轉速 nw=60*V/(pi*d)=28.570r/min 電動機型號 額定功率 滿載轉速 起動轉矩 最大轉矩 Y112M 4 4 1440 2.2 2.3 選取 B3 安裝方式 3.2 計算傳動裝置的總傳動比 i 并分配傳動比 ： 邵陽學院課程設計 第 4 頁 共 27 頁 總傳動比 i ：按表 3-2 推薦的鏈傳動比 6。取鏈傳動的傳動比為 4.5，則整個減速器的傳動比為 ： I 總 =nm/nw=1440/28.570=50.403 i =I 總 / 4.5=11.201 分配傳動比： i = 12ii 高速級圓錐齒輪傳動： 1i =3.2 中間級圓柱齒輪傳動比： 2i =3.5 3.3 計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù) ： 各軸的轉速 ： 軸 : n1=1440 r/min 軸 : n2=1440/3.2=450r/min 軸 : n3=128.571 r/min 鏈輪的轉速： n4=28.571 r/min 各軸的輸入功率 ： 軸 : p1=pm* 1=4*0.99=3.96kw 軸 : p2= p1* 2 * 4=3.96 0.97 0.99=3.803kw 軸 : p3= p2* 3* 5=3.689kw 各軸的輸入轉矩 ： 電動機軸的輸出轉矩： Td=9.55 106 4/1440=26.5N.m 軸 : T1=9550*p1/n1=26.2625N m 軸 : T2=9550*p2/n2=80.7N m 軸 : T3=9550*p3/n3=274.012N m 第四章 鏈傳動的設計計算 4.1 由 3.2 知鏈傳動速比： i=4.5 輸入功率： p=3.689KW 選小鏈輪齒數(shù) z1=17。 大鏈輪 齒數(shù) z2=i z1=4.5 17=76， z2120，合適。 4.2 確定計算功率 : 已知鏈傳動工作時有輕微振動，由表 9-6 選 kA =1.0，設計為雙排鏈取 kP=1.75, 由主動鏈輪齒數(shù) Z=17，查主動鏈輪齒數(shù)系數(shù)圖 9-13，取 kZ=1.55 計算功率為 : 邵陽學院課程設計 第 5 頁 共 27 頁 Pca=p3 kAkZ/kP=1.0 1.55 3.689/1.75kW=3.27kW 4.3 確定鏈條型號和節(jié)距，初定中心距 a0，取定鏈節(jié)數(shù) Lp 由計算功率 Pca 和主動鏈輪轉速 n3=128.571r/min，查圖 9-11，選用鏈條型號 為 :16A，由表 9-1，確定鏈條節(jié)距 p=25.4mm。 初定中心距 a0=(3050)p=7201270，取 a0=1000。 =78.7+46.5+2.8=128 取 Lp =128 節(jié) (取偶數(shù) )。 鏈傳動的 最大中心距為 a=f1 p2Lp-(z1+z2) 由 (Lp-z1)/(z1-z1)=(128-17)/(76-17)=1.88 查表 9-7，得 f1=0.24312. a=0.24312 25.4 (2 128-93)=1006.57mm 4.4 求作用在軸上的力 : 平均鏈速 : v=z1 n3 p/60 1000=17 128.571 25.4/60000=0.925m/s 工作拉力 : F=1000P/v=1000 3.689/0.925=3988.2N 工作時有輕微沖擊，取壓軸力系數(shù) : KFP=1.15 軸上的壓力 : Fp=KFPF =1.15 3988.2N=4586.3N 4.5 選擇潤滑方式 : 根據(jù)鏈速 v=0.925m/s，鏈節(jié)距 p=25.4mm，鏈傳動選擇滴油潤滑方式。 設計結果：滾子鏈型號 16A -2 128GB1243.1-83，鏈輪齒數(shù) z1=17， z2=76，中心 距a=1006.57mm，壓軸力 Fp =5502.4N。 第五章 齒輪的設計計算 齒輪傳動是應用最廣泛的一種傳動形式，其傳動的主要優(yōu)點是：傳遞的功率大、速度范圍廣 、 效率高、工作 可靠、壽命長、結構緊湊、能保證傳動比恒定，齒輪的設計主要圍繞傳動平穩(wěn)和承載能力高這兩個基本要求進行的。 5.1 圓柱直齒輪的設計 5.1.1 選擇材料熱處理齒輪精度等級和齒數(shù) : 由表得：選擇小齒輪材料 40Cr 鋼，調質處理，硬度 280HBS；大齒輪材料 45 鋼，調質處理，硬度 240HBS，精度 7 級。 取 Z1=19， i=3.5, Z2=Z1 i=19 3.5=66.5,取 Z2=67 5.1.2 按齒面接觸疲勞強度設計 : 計算公式： d1t 3 12 )1(*32.2 UUTKZ dtHE T1=80.7N m 試選 Kt 為 1.3 邵陽學院課程設計 第 6 頁 共 27 頁 EZ 查表 10-6 得 EZ =189.8mpa21 由圖 10-21d 按齒面硬度差得小齒輪德接觸疲勞強度極限 1limH =600mpa； 大齒輪的接觸疲勞強度極限 2limH =550mpa 由式 10-13 計算應力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60*450*1*2*8*300*10=12.96 810 N2= N1/4=3.09 810 查圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.95， KHN2=0.98 計算接觸疲勞許用應力 : 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，由式 10-12 得 : H 1 = SK HS 1lim10.95 600=570 Mpa H 2= SK HN 2lim20.98 550=539 Mpa 取 H 為 537.25 Mpa 試算小齒輪分度圓直徑 d1t: d1t 3 12 )1(*32.2 UUTKZ dtHE =59.624mm 計算圓周速度 V : V= 100060 11 nd t 1 0 0 060 1 0 7 0 1 4 3624.590.335m/s 計算齒寬 B： B=d* d1t =0.9*59.624=53.6616mm 計算齒寬與齒高之比： 模數(shù)： mn= d1t /z1=3.138 齒高： h=2.25 mn =7.061mm b/h=7.60 算載荷系數(shù) : 根據(jù) v 、 7 級精度 由圖可得動載系數(shù)VK=1.1。直齒輪HK=HK=1.0 查表得使用系數(shù) AK =1.25， KAK KvK K=1.866 邵陽學院課程設計 第 7 頁 共 27 頁 按實際的在和系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式 10-10a 得 : 311Tt KKdd 69.58mm 計算模數(shù) mn: 53.319077.6711 zdm n 5.1.3 按齒根彎曲強度設計 由式 10-5 得彎曲強度的設計公式是 3 12 12 F SaFad YYzKTm 由圖 10-30c 查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限 1FE =500mpa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限 2FE =380mpa 由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) 1FNK =0.82 2FNK =0.85； 計算彎曲疲勞許用應力 : 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，由式 10-12a 得 : SK FNFNF 111 292.86 Mpa SK FNFNF 221 238.86 Mpa 計算載荷系數(shù) K : FFVA KKKKK1.25 1.05 1 1.3=1.706 查取齒形系數(shù) : 由表 10-5 得 1FaY2.85， 2FaY2.22 查取應力校正系數(shù) : 由表 10-5 查得 1SaY1.54 2SaY1.77 計算大小齒輪的 F SaFaYY并加以比較 : 1 11F SaFa YY0.01498 2 22F SaFa YY0.01645 由上只大齒輪的數(shù)值大 邵陽學院課程設計 第 8 頁 共 27 頁 設計計算 mn : 3 121 2c o s2 F SaFaadn YYzYKTm =2.39 按圓柱直齒輪的標準將模數(shù) mn圓整為 2.5 8.265.2/0 7 7.6711 mdz 27 2z 4.2 27=113 5.1.4 幾何尺寸計算 : 計算中心距 a : a=（ d1+d2） /2=175mm 計算分度圓直徑 d1=z1 mn=67.5mm d2 =z2 mn =282.5mm 計算齒輪寬度 ： b=dd1=60.75mm 取小齒輪寬度 B1=60mm，取大齒輪寬度 B2=65mm。 5.2 錐齒輪 5.2.1 選擇材料熱處理齒輪精度等級和齒數(shù) 由表得：選擇小齒輪材料 40Cr 鋼，調質處理，硬度 280HBS；大齒輪材料 45 鋼，調質處理，硬度 240HBS，精度 8 級。 選取齒數(shù)： Z1=24， i=3.2, Z2=Z1 i=24 3.2=76.8 取 Z2=77 5.2.2 按齒面接觸疲勞強度設計： 計算公式： dt1 2.92 3 12 2)5.01( RR tHE U TKZ T1=26.2625N mm 試選 Kt 為 1.3 EZ 查表 10-6 得 EZ =189.8mpa21 由圖 10-21d 按齒面硬度差得小齒輪德接觸疲勞強度極限 1limH =600mpa； 大齒輪的接觸疲勞強度極限 2limH =550mpa 由式 10-13 計算應力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60*1440*1*2*8*300*10=41.472 810 N2= N1/3.2=1.296 810 查圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.9， KHN2=0.95 由表查得 : 軟齒面齒輪 ,對稱安裝 ,取齒寬系數(shù) R =1/3 計算接觸疲勞許用應力： 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，由式 10-12 得： 邵陽學院課程設計 第 9 頁 共 27 頁 H 1 = SK HS 1lim10.9 600=540 Mpa H 2= SK HN 2lim20.95 550=522.5 Mpa H 為 H 1 H 2 中的較小值 H =522.5 Mpa 試算小齒輪分度圓直徑 d1t 對于直齒錐齒輪 ： d1t 2.92 3 12 2)5.01( RR tHE U TKZ =53.29mm 計算圓周速度 V ： V= 100060 11 nd t sm /0 1 5 9.41 0 0 060 1 4 4 029.53 計算載荷系數(shù) : 查表得 AK ，VK HK HK的值 使用系數(shù) AK 由表 10-2 查得 AK =1.25，動載荷系數(shù)VK由圖 10-8 查得VK=1.18。齒間載荷分配系數(shù)FBK=HK=1.5KH be 軸承系數(shù) KH be 由表 10-9 查得KH be=1.25。 得HK=FBK=1.5 1.25=1.875 K 1.25 1.18 1 1.875=2.766 按實際的在和系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式 10-10a 得 : 311Tt KKdd 68.2112mm 5.2.3 按齒根彎曲強度設計 : 由式 10-5 得彎曲強度的設計公式是 : 3 2212 1 1)5.01(1 4 F SaFaRR YYuz KTm 由圖 10-30c 查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限 1FE =500mpa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限 2FE =380mpa 由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) 1FNK =0.85 2FNK =0.88； 邵陽學院課程設計 第 10 頁 共 27 頁 計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，由式 10-12a 得 SK FNFNF 111 303.57 Mpa SK FNFNF 221 238.86 Mpa 計算載荷系數(shù) K FFVA KKKKK2.766 查取齒形系數(shù) 由表 10-5 得 1FaY2.65， 2FaY2.226 查取應力校正系數(shù)。 由表 10-5 查得 1SaY1.58 2SaY1.764 計算大小齒輪的 F SaFaYY并加以比較 算得 1 11F SaFa YY0.01379 2 22F SaFa YY0.01644 由上知大齒輪的數(shù)值大 設計計算 mn 3 2212 1 1)5.01(1 4 F SaFaRR YYuz KTm =1.8959 按圓錐齒輪的標準將模數(shù) mn 圓整 為 2 341 0 5 6.341 1 mdZv 分度圓直徑 1dv =2 1Zv =68 i=Z2/Z1=tan 2=cot 1=2 得 2= 72.6453=72 38 43 1=17.3547=17 21 17 平均模數(shù) m= 1dv / 1Zv =2 大端模數(shù) m=mn/(1-0.5 R )=2.4 取大端模數(shù) 2.5 邵陽學院課程設計 第 11 頁 共 27 頁 分度圓處圓柱直齒輪：模數(shù) m=2，小齒輪齒數(shù) 1Zv =34 分度圓直徑 1dv =68 平均模數(shù) mn=2 端面模數(shù) m=2.5 小齒輪齒數(shù) Z1= 1Zv cos 1=32.45 取 32 分度圓直徑 dm1=dV cos 1=64.9 d1= dm1/(1-0.5 0.333)=77.88 大齒輪的參數(shù)： Z2= Z1 i=102.4,取 Z2=102 d2= d1 i=249.216 錐距 R=131.125mm 齒寬 B=43mm 齒頂高 ha=m=2.5mm 齒根高 hf=3.125 齒根角 f tan f=hf/R=3.125/131.125 f=1 30 分錐角 1=17 21 17 2=72 38 43 第六章 軸的設計計算與校核 軸主要用來支撐作旋轉運動的零件，如鏈輪、帶輪，以及傳動運動和動力。本減速器有三 根軸，根據(jù)設計要求，設計具體步驟、內容如下： 6.1 高速軸 的設計 齒輪機構的參數(shù)： Z1=32， Z2=102. 軸上功率 : p=3.96 KW 轉速 : n=1440 r/min 轉矩： T 26.2625 N.m 按轉矩法初定該軸的最小直徑 mind ： 3min nPCd 17.64 mm 最小端與聯(lián)軸器相連，聯(lián)軸器的轉矩 T1=K*T=1.3*26.2625*1000=34141.25N.mm 選取 H 2,公稱轉矩： 160N.M，半聯(lián)軸器的孔徑 1d =30 mm。長度 L=30mm，半聯(lián)軸器與軸配合轂長度 L1=25mm 6.1.1 軸的結構設計 : 軸的結構設計主要有三項內容： (1)各軸段徑向尺寸的確定； (2)各軸段 軸向長度的確定；(3)其他尺寸如鍵槽、圓角、倒角、退刀槽等的確定。 擬定草圖如下： 邵陽學院課程設計 第 12 頁 共 27 頁 徑向尺寸的確定 : 從軸段 1d =30 mm 開始，逐段選取相臨軸段的直徑。， 2d =25mm， 3d 與軸承內徑相配合，所以 3d =30mm，由于軸承右端定位 d4=36， d5=d3=30mm， d6=25mm。 軸的軸向尺寸 的確定 : 從軸段 L1=36mm,L2=50mm,L3=19mm,L4=66mm,L5=16mm,L6=36mm 6.1.2 軸的強度校核 (第一根軸 ) 計算齒輪受力 :彎扭組合圖如下： 87.8 94.4 53.8 FrFaFt 齒輪切向力 :tF=2T/dm=2*26252.5/64.9=809N 徑向力： rF =Ft tan20 cos 1=249.25N 軸向力： aF = tF tan20 sin 1=75.41N 計算支反力和彎矩并校核： 垂直平面上： AVF =348 N 向上 BVF =98 N 向下 MV=8036 N.mm 垂直彎矩圖如下： 邵陽學院課程設計 第 13 頁 共 27 頁 Mm ax =8 03 6N .m m 水平面上 : AHF =1243N 向上 BHF =434 N 向下 MH= 35596 N.mm 水平彎矩如圖： Mmax=3559 6N .m m 求合成彎矩 ,畫出合成彎矩圖 : M=( MV2+ MH2)1/2=36500 N.mm 畫 出轉矩 T 圖 : T26.5N.m T=26262.5 N mm 校核軸的強度 :按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時只校核軸上的最大彎矩和扭矩的截面的強度 扭轉切應力為脈動循環(huán)應力，取 a=0.3. ca =（ M2+(aT)2） 1/2/W 邵陽學院課程設計 第 14 頁 共 27 頁 軸上的抗彎截面系數(shù) W d=22mm W=0.1d3=1064.8 mm3 ca =（ M2+(aT)2） 1/2/W=13.85 MP 前已經(jīng)選定了軸的材料為 45 鋼，調質處理。由表 15-1 查得 1 =60 MP ca 1.5 安全 故該軸在最危險截面也是安全的，此截面的左側直徑大，其他情況相同，故安全。因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。 6.2 中間軸 的設計 6.2.1 已知參數(shù)： 軸上功率 : p=3.81 KW 大錐齒輪的齒數(shù) z1=102 小圓柱齒輪的齒數(shù) z1=19, 對應的大齒輪齒數(shù) z2=80 邵陽學院課程設計 第 15 頁 共 27 頁 轉速 : n=450 r/min 轉矩： T=80700 N.mm 按轉矩法初定該軸的最小直徑 mind ： 3min nPCd 25.83 mm 根據(jù)最小端與角接觸球軸承配合，取 7206C 型，故選取 1d =30 mm。 計算齒輪圓周速度： 100060 11 ndV 0.7065 /ms5 /ms 齒輪和軸承均采用脂潤滑。 6.2.2 軸的結構設計 軸的結構設計主要有三項內容： (1)各軸段徑向尺寸的確定； (2)各軸段軸向長度的確定； (3)其他尺寸如鍵槽、圓角、倒角、退刀槽等的確定。 擬定草圖如下： 徑向尺寸的確定： 從軸段 1d =30 mm 開始，逐段選取相臨軸段的直徑。 起周端固定作用故2d =36mm， 固定軸肩 3d =42mm， d4=36，與第一段相同 d5 =30mm?？芍溯S為對稱結構。 軸的軸向尺寸的確定： 從軸段 L1=42mm,L2=63mm,L3=20mm,L4=38mm,L5=48mm 6.2.3 軸的強度校核 (第二根軸 ) 計算齒輪受力 受力分析圖如下： 邵陽學院課程設計 第 16 頁 共 27 頁 Fr2Ft2Fa2Fr1Ft1 圓錐齒輪： 齒輪切向力 :tF1=2T/dm1=809N 徑向力： rF 1=Ft tan20 cos 2=75.41N 軸向力： aF 1= tF tan20 sin 2=249.25N 圓柱直齒輪： 齒輪切向力 :tF2=2T/dm2=2390N 徑向力： rF 2=Ft2 tan20/cos 2=870N 計算支反力和彎矩并校核 (a)垂直平面上： AVF =725.4N 向下 BVF =69.49 N 向下 MV=44254.89 N.mm 垂直面上的彎矩圖： M1=4 4254 .89M2=344 16 .6M3=3 358. 1 N.mmN.mmN.mm (b)水平面上 : AHF =1782.6N 向上 邵陽學院課程設計 第 17 頁 共 27 頁 BHF =1416.4N 向上 MH= 108738.6N.mm 水平扭矩圖如下： M1=1 0873 8.6N .mmM2=67987.2N .mm (c)求合成彎矩 : M=( MV2+ MH2)1/2=117400 N.mm (d)畫出轉矩 T 圖 : T=80700N.m T=80700N mm (e)校核軸的強度 :按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時只校核軸上的最大彎矩和扭矩的截面的強度 扭轉切應力為脈動循環(huán)應力，取 a=0.3. ca =（ M2+(aT/2w)2） 1/2/W 軸上的抗彎截面系數(shù) W d=36mm W=0.1d3=4665.6 mm3 ca =（ M2+(aT)2） 1/2/W=36.581 MP 前已經(jīng)選定了軸的材料為 45 鋼，調質處理。由表 15-1 查得 1 =60 MP ca 1.5 安全 故該軸在最危險截面也是安全的，因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。 6.3 低速軸 的設計 6.3.1 已知參數(shù)： 軸上功率 : p=3.689 KW 轉速 : n=107.141 r/min 轉矩： T 328850N.mm 鏈輪的分度圓直徑 d=138.19mm，齒數(shù) z=19； 齒輪轂長離外壁 10mm，總長 54mm。 鏈輪軸受到的軸向力 F=5502.4N 按轉矩法初定該軸的最小直徑 mind ： 邵陽學院課程設計 第 19 頁 共 27 頁 3min nPCd 40.95 mm 周端與軸承或鏈輪，取軸承的型號為 7210C，故選 1d =50 mm。 計算齒輪圓周速度： 100060 11 ndV 0.28 /ms5 /ms 齒輪和軸承均采用脂潤滑。 6.3.2 軸的結構設計： 草圖擬定如下： 徑向尺寸的確定： 從軸段 1d =50 mm 開始， 軸承的軸肩軸向固定取 2d =54mm， 對齒輪起軸向定位作用3d =58mm，與第一段相同 d4=50mm， d5 =48mm ， d6 =45mm。 軸的軸向尺寸的確定： 從軸段 L1=47mm,L2=58mm,L3=74mm,L4=31mm,L5=50mm,L6=54mm 軸的強度校核 (第三根軸 )： 計算齒輪受力：受力圖如下： 邵陽學院課程設計 第 20 頁 共 27 頁 F FtFrFh1Fh2Fr1Fr2 齒輪切向力 :tF =2T/dm1=5502.4N 徑向力： rF =Ft tan20/cos =870N 軸向力： aF = tF tan =2390N 6.3.3 計算支反力和彎矩并校核 (a)垂直平面上： 垂直面上彎矩圖如下： M1=624 522.4N .mmM2=188 283.02 5N.mm AVF =2874.55N 向下 BVF =9246.95 N 向上 MV=624522.4 N.mm (b)水平面上 : 彎矩圖如下： 邵陽學院課程設計 第 21 頁 共 27 頁 Mmax=100205.83N.mmAHF =1529.86 N 向上 BHF =860 N 向上 MH= 100205.83 N.mm (c)求合成彎矩 ,畫出合成彎矩圖 : M=( MV2+ MH2)1/2=624522.4N.mm (d)校核軸的強度 :按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時只校核軸上的最大彎矩和扭矩的截面的強度 扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取 a=0.6 ca =（ M2+(aT)2） 1/2/W 軸上的抗彎截面系數(shù) W d=50mm W=0.1d3=12500 mm3 ca =（ M2+(aT)2） 1/2/W=52.39 MP 前已經(jīng)選定了軸的材料為 45 鋼，調質處理。由表 15-1 查得 1 =60 MP ca 1 安全。 6.3.4 精確校核軸的疲勞強度： 判斷軸承的 右端面為危險截面，故只校核右截面。 抗彎截面系數(shù) W=0.1d3=11059.2mm3 抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=22118.4mm3 彎矩 M 及彎曲應力為 : M=572249.6N.mm b =M/W=51.744 MP 扭矩 T 及扭轉切應力 : T=328850N.mm t=T/WT=14.87 MP 軸的材料為 45 鋼，調質處理，查得 B =640 MP 1 =275 MP t-1=155 MP 邵陽學院課程設計 第 22 頁 共 27 頁 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) aa及 at按附表 3-2查取，查得 aa=1.72，at=1.09,又查得軸的材料靈敏系數(shù)為： qa=0.8， qt=0.82 故有效應力集中系數(shù)為： ka=1+qa(aa-1)=1.576 kt=1+qt(at-1)=1.035 由附圖 3-2 的尺寸系數(shù) a=0.72.由附 圖 3-3 的扭轉尺寸系數(shù) b=0.85 軸按磨削加工，由附圖 3-4 得表面質量系數(shù) a= t=0.92，軸未經(jīng)表面處理，即取 =1. 綜合系數(shù) Ka=ka/ a+1/ a-1=2.268 Kt= kt/ t+1/ t-1=1.307 取碳鋼的特性系數(shù)： a=0.15, t=0.08 計算安全系數(shù) Sca: Sa= 1 /(Ka*aa+ a*am)=2.343 St=t-1/( Kt*ta+ t*tm)=15.36 Sca= Sa *St/ ( Sa2+ St2)1/2.=2.316 1.55 安全 故該軸在最危險截面也是安全的，因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。 第七章 軸承的計算與校核 : 7.1 軸承 1 的 計算與校核 : 第一對軸承的當量動載荷 P: ()p r tP f X F Y F 查手冊取 pf =1.1 取 7206C 軸承 邵陽學院課程設計 第 23 頁 共 27 頁 計算步驟與內容 計算結果 1.查手冊查得 : rC 、 orC 值 (GB/T 276) 2.由前面軸得 :兩軸承所受的力分別為 F1 =1290.8N F2=444.9N 3.兩軸的計算軸向力 Fa1=231.115N Fa2=155.7N 4.計算 Fa1/Cor=0.0157 Fa2/ Cor =0.0107 5.查手冊 e 值 : 6.計算 Fa1/ F1=0.183e1 Fa2/F2=0.36=e2 7.查手冊 :X、 Y 的值 8.查載荷系數(shù) :fp=1.1 9. ()p r tP f X F Y F 10.計算軸承的壽命 : Lh=106/(60n) (C/P1)3=49207.5h 11.結論 :符合要求 ,選用此軸承 .但需及時更換 rC=23KW orC=15KW F1 =1290.8N F2=444.9N Fa1=231.115N Fa2=155.7N Fa1/Cor=0.016 Fa2/ Cor =0.0107 e1=0.38 e2=0.36 Fa1/ F1=0.183 Fa2/F2=0.36 X1=1,Y1=0 X2=1,Y2=0 /trFF48000h 7.2 軸承 2 的 計算與校核 : 第二對軸承的當量動載荷 P: ()p r tP f X F Y F 查手冊取 pf =1.1 取 7206C 軸承 計算步驟與內容 計算結果 1.查手冊查得 : rC 、 orC 值 (GB/T 276) 2.由前面軸得 :兩軸承所受的力分別為 F1 =1924.5N F2=1418N 3.兩軸的計算軸向力 Fa1=828.96N Fa2=579.96N 4.計算 Fa1/Cor=0.05526 Fa2/ Cor =0.0386 5.查手冊 e 值 : 6.計算 Fa1/ F1=0.429e1 Fa2/F2=0.409=e2 7.查手冊 :X、 Y 的值 8.查載荷系數(shù) :fp=1.1 9. ()p r tP f X F Y F 10.計算軸承的壽命 : Lh=106/(60n) (C/P1)3=40487.6h 11.結論 :基本符合要求 ,選用此軸承 .但需及時更換 rC =23KW orC =15KW F1 =1924.5N F2=1418N Fa1=828.96N Fa2=579.96N Fa1/Cor=0.05526 Fa2/ Cor =0.0386 e1=0.426 e2=0.409 Fa1/ F1=0.429 Fa2/F2=0.409 X1=0.44,Y1=1.31 X2=1,Y2=0 /trFFe1 Fa2/F1=e2 P1=2125.99N P2=1559.8N 40487.6he1 Fa2/F2=0.409=e2 7.查手冊 :X、 Y 的值 8.查載荷系數(shù) :fp=1.1 9. ()p r tP f X F Y F 10.計算軸承的壽命 : Lh=106/(60n) (C/P1)3=11457.96h 11.結論 :基本符合要求 ,選用此軸承 .但需及時更換 rC=42.8KW orC=32KW F1 =3256.3N F2=9286.86N Fa1=4420.5N Fa2=4420.5N Fa1/Cor=0.138 Fa2/ Cor =0.138 e1=0.476 e2=0.476 Fa1/ F1=0.358 Fa2/F2=0.138 X1=0.44,Y1=1.165 X2=1,Y2=0 /trFFe1 Fa2/F1=e2 P1=7288.6N P2=10215.5N P2P1 40487.6h48000h 第八章 箱體的設計 箱體是減速器的一個重要零件 ,它用與支持和固定減速器中的各種零件 ,并保證傳動件的齒合精度 ,使箱體內有良好的潤滑和密封 .箱體的形狀較為復雜 ,其重量約見減速器的一半 ,所以箱體結構對減速器的工作性能加工工藝材料消耗重量及成本等有很大的影響 .箱體結構與受力均較復雜 ,目前 尚無成熟的計算方法 .所以 ,箱體各部分尺寸一般按經(jīng)驗設計公式在減速器裝配草圖的設計和繪制過程中確定。 箱體選用球墨鑄鐵 QT400-18, 400b MPa ,0 .2 250M Pa , =18 ,布氏硬度130 180HBS ,根據(jù)工作條件的要求 ,箱體各尺寸如下 : 名稱 符號 尺寸關系 取值 箱座壁厚 0.0125（ dm1+dm2） +1mm 8mm 8mm 箱蓋壁厚 1 (0.80 0.85) 8mm 8mm 箱蓋凸緣厚度 1b 1.51 12mm 箱座凸緣厚度 b 1.5 12mm 箱底座凸緣厚度 2b 2.5 20mm 地腳螺釘直徑 fd 0.018（ dm1+dm2） +1mm 12mm 12mm 地腳螺釘數(shù)目 n 查手冊 4 邵陽學院課程設計 第 25 頁 共 27 頁 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 1d 0.75fd 10mm 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 2d (0.5 0. 6) fd 8mm 聯(lián)接螺栓的間距 l 150 200 150 軸承端蓋螺栓直徑 3d (0.4 0.5) fd 6mm 視孔蓋螺栓直徑 4d (0.3 0.4) fd 4mm 定位銷直徑 d (0.7 0.8)fd 6mm fd 1d 2d至外箱壁距離 1C 查手冊 16mm 1d 2d至凸緣邊緣距離 2C 查手冊 14mm 軸承旁凸臺半徑 1R 2C 14mm 凸臺高度 h 根據(jù)低速齒輪軸承座外徑確定 ,便于扳手操作為準 . 30mm 外箱壁至軸承座端面距離 1l 12( 5 1 0 )CC 36mm 大齒輪頂圓與內箱壁距離 1 1.2 10mm 齒輪端面與內箱壁距離 2 18mm 箱蓋 /箱座肋厚 1m,m 110 . 8 5 , 0 . 8 5mm 8.5mm 第九章 鍵的選擇與校核 選用 A 型鍵 ,鍵 1 即與聯(lián)軸器配合的鍵 :因該軸段軸的直徑 d=30mm,所以查手冊得 ,鍵寬b=10mm,鍵高 h=8mm,長度 L=25mm,鍵所在軸的深度 t=5mm,輪轂深度 t1=3.3