二級減速器的帶式輸送機傳動裝置設(shè)計的樣本

1、目錄第1章概述31.1畢業(yè)設(shè)計的目的31.2設(shè)計的內(nèi)容和任務(wù)31.2. 1設(shè)計的內(nèi)容31.2.2設(shè)計的任務(wù)41.3設(shè)計的步驟4第2章傳動裝置的總體設(shè)計42. 1擬定傳動方案52. 2選擇原動機電動機62. 2.1選擇電動機類型和結(jié)構(gòu)型式72. 2.2確定電動機的功率72. 2.3確定電動機的轉(zhuǎn)速82. 3傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配92. 3. 1計算總傳動比102. 3. 2介理分配各級傳動比102. 4算傳動裝置的運動和動力參數(shù)112. 4. 1 0軸（電機軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩112.4.2 i軸（高速軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩112.4.3 ii軸（中間軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、

2、轉(zhuǎn)矩 112.4.4 hi軸（低速軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩122.4.5 iv軸（滾筒軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩12第3章傳動零件的設(shè)計計算133.1減速箱外傳動零件帶傳動設(shè)計133.1.1帶傳動設(shè)計要求：133. 1.2 v帶傳動設(shè)計計算 133.2減速器內(nèi)傳動零件高速級齒輪設(shè)計163. 2. 1選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)163.2.2按齒面接觸強度設(shè)讓173. 2.3按齒根彎曲強度計算193.2.4、高速級齒輪幾何尺寸計算213.3減速器內(nèi)傳動零件低速級齒輪設(shè)計213. 3. 1選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)213. 3. 2按齒面接觸強度設(shè)計223. 3.3按齒根彎曲強度計算2

3、43.3.4、低速級齒輪幾何尺寸計算263.4軸的設(shè)計輸入軸的設(shè)計263. 4. 1確定軸的材料及初步確定軸的最小直徑263.4.2初步設(shè)計輸入軸的結(jié)構(gòu)273.4.3按彎曲合成應(yīng)力校核軸的強度283. 5軸的設(shè)計輸出軸的設(shè)計313. 5. 1初步確定軸的最小直徑313.5.2初步設(shè)計輸出軸的結(jié)構(gòu)313. 6軸的設(shè)計中速軸的設(shè)計36第4章部件的選擇與設(shè)計374.1軸承的選擇374. 1. 1輸入軸軸承374. 1.2輸出軸軸承374. 1. 3中間軸軸承384. 2輸入軸輸出軸鍵連接的選擇及強度計算384. 3軸承端蓋的設(shè)計與選擇404. 3. 1 類型404. 4滾動軸承的潤滑和密封414.

4、5聯(lián)軸器的選擇424.5.1、聯(lián)軸器類型的選擇424.5.2、聯(lián)軸器的型號選擇424. 6其它結(jié)構(gòu)設(shè)計424. 6. 1通氣器的設(shè)計424.6.2吊環(huán)螺釗、吊耳及吊鉤434. 6.3啟蓋螺釘434. 6.4定位銷444. 6. 5 油標(biāo)444. 6. 6放油孔及螺塞444. 7箱體45第5章結(jié)論46參考文獻47第1章概述11畢業(yè)設(shè)計的目的畢業(yè)設(shè)計目的在于培養(yǎng)機械設(shè)計能力。畢業(yè)設(shè)計是完成機械制造及自動化 專業(yè)全部課程學(xué)習(xí)的最后一次較為全面的、重要的、必不可少的實踐性教學(xué)環(huán) 節(jié)，其目的為：1. 通過畢業(yè)設(shè)計培養(yǎng)綜合運用所學(xué)全部專業(yè)及專業(yè)基礎(chǔ)課程的理論知識， 解決工程實際問題的能力，并通過實際設(shè)計訓(xùn)

5、練，使理論知識得以鞏固和提高。2. 通過畢業(yè)設(shè)計的實踐，掌握一般機械設(shè)讓的基本方法和程序，培養(yǎng)獨立 設(shè)計能力。3. 進行機械設(shè)計工作基本技能的訓(xùn)練，包括訓(xùn)練、計算、繪圖能力、計算 機輔助設(shè)計能力，熟悉和運用設(shè)計資料（手冊、圖冊、標(biāo)準(zhǔn)、規(guī)范等）。1.2設(shè)計的內(nèi)容和任務(wù)1.2. 1設(shè)計的內(nèi)容本設(shè)計的題目為二級直齒圓柱齒輪減速器，設(shè)計的主要內(nèi)容包括以下幾方 面：（1）擬定、分析傳動裝置的運動和動力參數(shù)；（2）選擇電動機，計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)；（3）進行傳動件的設(shè)計計算，校核軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵等；（4）繪制減速器裝配圖及典型零件圖；（5）編寫設(shè)計計算說明書。1.2.2設(shè)計的任務(wù)(1) 減速器

6、裝配圖1張(0號圖紙)(2) 輸入軸輸出軸零件圖齊1張(3) 齒輪零件圖1張(4) 減速器箱體零件圖1張(5) 設(shè)計說明書1份1.3設(shè)計的步驟遵循機械設(shè)計過程的一般規(guī)律，大體上按以下步驟進行：1. 設(shè)計準(zhǔn)備認真研究設(shè)計任務(wù)書，明確設(shè)計要求和條件，認真閱讀減速 器參考圖，拆裝減速器，熟悉設(shè)計對象。2. 傳動裝置的總體設(shè)計根據(jù)設(shè)計要求擬定傳動總體布置方案，選擇原動 機，計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)。3. 傳動件設(shè)計計算設(shè)計裝配圖前，先計算各級傳動件的參數(shù)確定其尺 寸，并選好聯(lián)軸器的類型和規(guī)格。一般先計算外傳動件、后計算內(nèi)傳動件。4. 裝配圖繪制 計算和選擇支承零件，繪制裝配草圖，完成裝配工作圖。5

7、. 零件工作圖繪制 零件工作圖應(yīng)包扌舌制造和檢驗零件所需的全部內(nèi)容。6. 編寫設(shè)計說明書 設(shè)計說明書包括所有的計算并附簡圖，并寫出設(shè)計總 結(jié)。第2章 傳動裝置的總體設(shè)計傳動裝置的總體設(shè)計，主要包括擬定傳動方案、選擇原動機、確定總傳 動比和分配各級傳動比以及計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)。2. 1擬定傳動方案機器通常由原動機、傳動裝置和工作機三部分組成。傳動裝置將原動機 的動力和運動傳遞給工作機，合理擬定傳動方案是保證傳動裝置設(shè)計質(zhì)量的 基礎(chǔ)。課程設(shè)計中，學(xué)生應(yīng)根據(jù)設(shè)計任務(wù)書，擬定傳動方案，分析傳動方案 的優(yōu)缺點?，F(xiàn)考慮有以下兒種傳動方案如下圖所示：a)c)d)圖2-1帶式運輸機傳動方案比較傳動方

8、案應(yīng)滿足工作機的性能要求，適應(yīng)工作條件，工作可靠，而且要求 結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，成本低，傳動效率高，操作維護方便。設(shè)計時可同時考慮幾個方案，通過分析比較最后選擇其中較合理的一種。 下面為圖1中a、b c、d幾種方案的比較。a方案寬度和長度尺寸較大，帶傳動不適應(yīng)繁重的工作條件和惡劣的環(huán) 境。但若用于鏈?zhǔn)交虬迨竭\輸機，有過載保護作用；b方案 結(jié)構(gòu)緊湊，若在大功率和長期運轉(zhuǎn)條件下使用，則由于蝸桿傳動效 率低，功率損耗大，很不經(jīng)濟；c方案 寬度尺寸小，適于在惡劣環(huán)境下長期連續(xù)工作但圓錐齒輪加工比 圓柱齒輪困難；d方案 與b方案相比較，寬度尺寸較大，輸入軸線與工作機位置是水平位 置。宜在惡劣環(huán)境下長期工

9、作。根據(jù)傳動要求，故選擇方案d,同時加上v型帶傳動。即采用v帶傳動和二 級圓柱齒輪減速器傳動。ill圖2-21v帶傳動；2電動機；3圓柱傳動減速器；4聯(lián)軸器；5輸送帶;6滾筒2. 2選擇原動機電動機電動機為標(biāo)準(zhǔn)化、系列化產(chǎn)品，設(shè)計屮應(yīng)根據(jù)工作機的工作情況和運動、 動力參數(shù)，根據(jù)選擇的傳動方案，合理選擇電動機的類型、結(jié)構(gòu)型式、容量和 轉(zhuǎn)速，提出具體的電動機型號。2. 2.1選擇電動機類型和結(jié)構(gòu)型式電動機有交、宜流之分，一般工廠都采用三相交流電，i大i而選用交流電動 機。交流屯動機分異步、同步屯動機，異步電動機又分為籠型和繞線型兩種， 其中以普通籠型界步電動機應(yīng)用最多，目前應(yīng)用較300廣的y系列口

10、扇冷式籠 型三相異步電動機，電壓為380v,其結(jié)構(gòu)簡單、起動性能好，工作可靠、價格 低廉、維護方便，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體、無特殊要求的場合, 如運輸機、機床、農(nóng)機、風(fēng)機、輕工機械等。2.2.2確定電動機的功率電動機功率選擇直接影響到電動機工作性能和經(jīng)濟性能的好壞：若所選電 動機的功率小于工作要求，則不能保證工作機正常工作；若功率過大，則電動 機不能滿載運行，功率因素和效率較低，從而增加電能消耗，造成浪費。1. 帶式輸送機所需的功率巴由1中公式（2-3）得：, = fv/1000 = 15000x0.5/1000= 7.5w設(shè)計題目給定：輸送帶拉力f （n）二15000n輸送帶速度

11、v （m/s） =0. 5 m/s2. 計算電動機的輸出功率乙根據(jù)文獻1（機械零件設(shè)計指導(dǎo)關(guān)陽等編遼寧科學(xué)技術(shù)出版）表22 確定個部分效率如下：彈性聯(lián)軸器：7=0.99 （兩個）滾動軸承（每對）：“2=0.99 （共四對，三對減速器軸承，一對滾筒軸承）圓柱齒輪傳動:773 = 0-98 （精度7級）傳動滾筒效率：774=096v帶傳動效率：帶=0.95得電動機至工作機間的總效率：=帀亦.亦-伽=0 99 % o.994 x 0.982 x 0.95 = 0.868輸送機效率:rjw = % 久=0.99x 0.96 = 0.95電動機的輸出功率：x總礦爲(wèi)豔囂86嚴】詼2. 2. 3確定電動機的

12、轉(zhuǎn)速同一類型、相同額定功率的屯動機低速的級數(shù)多，外部尺寸及重量較大, 價格較高，但可使傳動裝置的總傳動比及尺寸減少；高速電動機則與其和反, 設(shè)計時應(yīng)綜合考慮各方面因索，選取適當(dāng)?shù)碾妱訖C轉(zhuǎn)速。三相異步電動機常用的同步轉(zhuǎn)速有3000r/min , 1500"min , 1000r/min , 750r/min ,常選用 1500/7 min 或 1000r/min 的電動機。1.計算滾筒的轉(zhuǎn)速由公式nw 1000 x60v7ld計算滾筒轉(zhuǎn)速心:工作機的轉(zhuǎn)速:1000 x60v7rd1000x60x0.5500龍=19.1/vmin設(shè)計題目給定：滾筒直徑d二500inm輸送帶速度v （m/

13、s）=o. 5 m/s 2.確定電動機的轉(zhuǎn)速®由參考文獻2（機械設(shè)計）屮表181可知兩級圓柱齒輪減速器推薦傳動比范圍為心860,由參考文獻1 v帶傳動比范圍為心24,所以總傳動比合理范圍為z總=16 240,故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍是：nd = (16 240)x19.1/7 min = 305.6 4584r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速冇 750r/min> 1000r/min> 1500r/min> 3000r/min 由參考文獻1中表hl1查得：方案電動機型號額定功率(kw)電動機轉(zhuǎn)速n/(r/min)參考價格 (元)參考重量(kg)同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1y160

14、m1-21130002930540882y160m-41115001460504993y160l-61110009706601424y180l-8117507301138151表hl-1中，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量，價格以及總傳動比，即選定4號方案,電動機型號為y180l-8o其主要參數(shù)如下：表21電動機相關(guān)參數(shù)型號額定功 率滿載轉(zhuǎn)速計算輸出功 率軸伸t中心髙軸頸鍵槽寬y180l-8llkw730 r/min9.1kw110mm180mm48mm14mm表22帶式輸送機相關(guān)參數(shù)皮帶速度皮帶拉力滾筒直徑工作條件每天時間設(shè)計壽命轉(zhuǎn)速功率0. 5m/s15000n500mm平穩(wěn)連續(xù)16小

15、時10年19r/min7.5kw2. 3傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配由選定電動機的滿載轉(zhuǎn)速心和工作機主動軸的轉(zhuǎn)速可得傳動裝置的總傳 動比i = nm /nw對于多級傳動i = (a 乙 b0計算出總傳動比后，應(yīng)合理地分配各級傳動比，限制傳動件的圓周速度以減少動載荷。2. 3.1計算總傳動比由電動機的滿載轉(zhuǎn)速=730r/min和工作機主動軸的轉(zhuǎn)速nu, = 19.1r/min可得：總傳動比73019j=38.222. 32合理分配齊級傳動比由參考文獻中表23,取帶傳動比z帶=3,心3&22,38.223則兩級減速器傳動比= 12.74由于減速箱是展開布置，所以a = （1.3

16、1.5）2；，取高速級傳動比= 1 .35z2 ,由'減=a “2=1 -35z22 得低速級傳動比為從血咼速級傳動比為/| = 1.35；2 = 1.35 x 3.07 = 4.14表23傳動比分配總傳動比電機滿載轉(zhuǎn)速電機高速軸高速軸中間軸中間軸低速軸滾筒轉(zhuǎn)速i = 33.22730r/min1' =3“2=4.1423=3.0719.1 r/niin2. 4算傳動裝置的運動和動力參數(shù)為進行傳動件的設(shè)計計算，應(yīng)首先推算出各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩，一般 按由電動機至工作機之間運動傳遞的路線推算各軸的運動和動力參數(shù)。2.4. 10軸（電機軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩pd =9akwnm

17、 = 730r/min9 1td = 9550pd/nm = 9550x= 119.05n 加dd7302.4.2 i軸（高速軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩p = pd % =pd tj帶=9 1x0.95 = 8.645kwna = nm 門帶=243.3r/mint汕 i帶o = 11905x3x0.95 = 339.292v m2.4.3 ii軸（中間軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩p二鬥.02 二鬥 “2 3 = 8.645 x 0.99 x 0.98 = 8.39kw243.3n, - /? / = nm /z（） - l = 58.77r/mintu =t,-77i2 =339.29x4.14x

18、°.99x°.98 = 1362.802n加2.4.4 iii軸（低速軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩pm = p“23 =匕 “2 “3 = 8.39 x 0.99 x 0.98 = 8.14kw= w = 19jr/mintm =乙2 23 = 1362.802x3.07x0.99x0.98 = 4059.12n m2. 4.5 iv軸（滾筒軸）輸入功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩piv =好 7 % = 8.14 x 0.99 x 0.99 = 7.98kw n4 = n3 = 19.1/v mint = th “2 =4059.12x0.99x0.99 = 3978.34a m各項指標(biāo)誤差

19、均介于+0. 5%-o. 5%之間。各軸運動和動力參數(shù)見表4：表24各軸運動和動力參數(shù)軸名功率p (/kw)轉(zhuǎn)矩t (n/m)轉(zhuǎn)速 n (r/min)傳動比i效率"電機軸9.1119.0573030.95i軸&645339.29243.34.140.97ii軸8.391362.8025&773.070.97iii軸8.144059.1219.1410.98滾筒軸8.6733978.3419.14注：各軸輸出都是依據(jù)該軸輸入乘以該軸承效率得出，一對滾動球軸承效 率取0.99.第3章傳動零件的設(shè)計計算3. 1減速箱外傳動零件帶傳動設(shè)計3. 1.1帶傳動設(shè)計要求：1. 帶傳

20、動設(shè)計的主要內(nèi)容選擇合理的傳動參數(shù)；確定帶的型號、長度、 根數(shù)、傳動中心距、安裝要求、對軸的作用力及帶的材料、結(jié)構(gòu)和尺寸等。2. 設(shè)計依據(jù)傳動的用途及工作情況；對外廓尺寸及傳動位置的要求；原 動機種類和所需的傳動功率；主動輪和從動輪的轉(zhuǎn)速等。3注意問題 帶傳動小齊有關(guān)尺寸的協(xié)調(diào)，如小帶輪直徑選定后要檢查它 與電動機中心高是否協(xié)調(diào)；大帶輪直徑選定后，要檢查與箱體尺寸是否協(xié)調(diào)。 小帶輪孔徑要與所選電動機軸徑一致；人帶輪的孔徑應(yīng)注意與帶輪直徑尺寸相 協(xié)調(diào)，以保證其裝配穩(wěn)定性；同時還應(yīng)注意此孔徑就是減速器小齒輪軸外伸段 的最小軸徑。3.1.2 v帶傳動設(shè)計計算1、確定計算功率由2中表8-7查得工作情況

21、系數(shù)=1.1由2屮公式 8-21： pca = kapdpa =kapd =1.1x9.1 = 10.0kw2、選擇v帶的帶型根據(jù)pca = 10.0rw及知=730"min,由中圖8-11選用b型3、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑心并驗算帶速卩 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑ddl市中表8-6和表8-8,取小帶輪的基準(zhǔn)宜徑九=150m/h 驗算帶速u按2屮公式8-13驗算帶的速度加占723.14x 150x730_,v = 5.73m / s60x100060x1000因為5m/s < v < 25 m / s ,故帶速合適。 計算人帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)2中公式8-15a計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑

22、d2d(2 = idd = 3x 150 = 450mm由2中表8-8取dd2 = 450加ah4、確定v帶的屮心距勺和基準(zhǔn)長度乙 根據(jù)中公式8-20, 0.7(厶+厶上勺§ 2(為+為)， 初定中心距兔=500m/n 由2中公式8-22計算所需的基準(zhǔn)長度ldo =2a()+ 彳(d”i +d”2 )+©"： '"l2 %= 2x500 + -x(150 + 450)+ 050_150)=】987mm2 '74x500由屮表8-2選帶的基準(zhǔn)長度ld = 2000mm 計算實際屮心距a由2中公式8-23計算7/()= 500 +2000-1

23、98725、驗算小帶輪上的包角少根據(jù)2中公式8-25計算:57 3°57 3°卬 u 180。 （d 山卜旦= 180°-（450 -150）x « 146.29° > 90° a5106、計算帶的根數(shù)z 計算單根v帶的額定功率代 由 ddx = 150mm 和 nm = 730r/min,查2中表 84a 得 p() = l.93kw根據(jù) =730r/min> 7t = 970r/min> i = 3 和 b 型帶查 中表 8-4b 得查中表8-5得心=0.914,查中表8-2得kl = 0.98 ,于是由2中公式

24、8-26：(p°+apwklp,=(仇 + ap°)k& kl =(1.93 + 0.23) x0.914x 0.98 = 1.935r w計算v帶的根數(shù)z一伐z = p=5.1731.935取6根7、計算單根v帶的初拉力的最小值伉）斷根據(jù)2中公式8-27：(佗)min =5。（2,瀘+卅=500x(25xl().()l +0.18x5卅=257.209n 0.914x6x5.73其中q由2中表8-3得b型帶q = 0a8kg/m應(yīng)使帶的實際初拉力f. a (佗)斷o8、計算壓軸力壓軸力的最小值由1中公式8-28得：也=2z(f0)min sin = 2 x 6 x

25、 257.209 x sin= 2953.92n9、帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計查2中表8-10得大、小帶輪總寬度:8 = 5x19 + 2x11.5 = 118伽v型帶傳動相關(guān)數(shù)據(jù)見表3-ovo表30v型帶傳動相關(guān)數(shù)據(jù)計算功率p" (kw)傳動比1帶速v (m/s)帶型根數(shù)單根初拉 力(n)壓軸力(n)10.0135.73b6257.2092953.92小帶輪直徑(mm)大帶輪直 徑(mm)中心距(mm)基準(zhǔn)長度(mm)帶輪寬度(mm)小帶輪血角15045051020001180146.293.2減速器內(nèi)傳動零件高速級齒輪設(shè)計3.2.1選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)按照已經(jīng)選定的傳動方案，高速

26、級齒輪選擇如下：1. 齒輪類型選用直齒圓柱齒輪傳動2. 齒輪精度等級 帶式輸送機為一般機器速度不高，按照2中表10-8, 選擇7級精度(gb10095-88)3. 材料 由2中表10-1選擇：兩者材料硬度差為401 ibs小齒輪40cr 調(diào)質(zhì)硬度280hbs大齒輪45鋼 調(diào)質(zhì)硬度240hbs4. 試選擇小齒輪齒數(shù)z,=25大齒輪齒數(shù) z2=i1ez1 =4.14x25 = 103.5取=104 齒數(shù)比w. =z =4.143. 2. 2按齒面接觸強度設(shè)計1. 確定公式內(nèi)齊計算數(shù)值 試選載荷系數(shù)=1.3 小齒輪轉(zhuǎn)矩 t. = 9.55 xl06x- = 9.55 xl06x 且二=3.393 x

27、 10 n mm®243.3丄 由文獻2中表10-6查得材料彈性影響系數(shù)氐二189.8mp6/2 齒寬系數(shù)：由文獻屮表107知齒寬系數(shù)=1 rfl文獻2中圖10-21d按齒面硬度查得齒輪接觸疲勞強度極限：% limi = 600mpa oh nmi = 550mpa 計算應(yīng)力循壞次數(shù)n、= 60® j s =60x 243.3x1x(2x8x300x10)= 7.007 x10s2二nju廣由文獻屮圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)k卄 0 90k 時=0.95計算接觸疲勞許應(yīng)力取失效概率為1%安全系數(shù)s二1由文獻2中式10-12ah , = kn】s 訕=0 9() % 60

28、0 = 540mpgsb l = khnmh “m2 = 0 95 x 550 = 522.5mpa試算小齒輪分度圓直徑d “2.32x31.3x3.393x10514.14 + 1x4.145 89.8 丫,522.5 丿=96.633mm 計算圓周速度u 計算齒寬b96.633x243.3 “ 23杯60x100060x1000b =(/)d dt = 1 x 96.633 = 96.633mm計算齒寬與齒高比2h模數(shù) 怕符"5 齒高. = 2.25., =2.25x3.865 =8.696b _ 96,633h 8.696= 11.11計算載荷系數(shù) 據(jù)v = .23m/s 7級

29、精度。由圖10-8查動載荷系數(shù)kv = 1.04直齒輪k血=kfa =1由文獻2中表10-2 得使用系數(shù)心=1由文獻2中表10-4用插入法查得7級精度、小齒輪相對非對稱布置時= 1.12 + 08(1 +0.60,)x0,+0.23x107 xb = 1.12 + 0.18x1.6 + 0.23x103x96.633 = 1.43a由一= 111 k彩=1.43 在文獻2中查圖10-13 得kf, = 1.35 h故載荷系數(shù) k = kakvkhakhp =1x1.04x1x1.43 = 1.49按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由文獻屮式10-10a得 計算模數(shù)md, 101.1281

30、71= =乙 25=4.05mm3.2.3按齒根彎曲強度計算由文獻【1】屮式10-5彎曲強度設(shè)計公式2k7 丫從1. 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 由文獻2中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限arei = 500mpa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限”比2 = 38ompg 由文獻屮圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) kfn = 0.85 kfn2 = 0.88 計算彎曲疲勞許應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)s = 1.4由2屮式10-12=kfn0fe = 085x500 = 3()3.57a/p6/l i s1.4 計算載荷系數(shù)kk = kakvkfakf/ =1x1.04x1x1.35 = 1.404 查取

31、齒形系數(shù)由中表10-5查得丫間=2.62 yfa2 = 2.1力 查取應(yīng)力校正系數(shù)由屮表 10-5 查得 ysal = 1.59 ysa2 = 1.793計算大小齒輪的2.62x1.59303.57= 0.013723怙 12巧】22.177x1.793238.86= 0.016342大齒輪的數(shù)值大2. 設(shè)計計算lx2522x1.404x3.393x105x036342 = 2.92如對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)加大于由齒根彎曲疲勞強 度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)加的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力, 而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積 冇關(guān)

32、，可取出齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)2. 92并根據(jù)gb1357-87就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值加=3 ,按齒面接觸疲勞強度算得的分度鬪直徑£ = 101.128加加,算出小齒輪的齒數(shù)大齒輪的齒數(shù) z2 =4.14x34 = 140.76 取 z2 = 141141實際傳動比亠礦45傳動比誤差:a/=4544"4j4x 100% = 0.002% <5%允許3.2.4、高速級齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 da = tn = 34x 3 = 102mm d2 = m = 141 x 3 = 423m/nr+n、匚 102 + 423 中心距a = 262.5mm2 齒輪寬度“ =

33、1 q2mm取 b = 102mm b2 = 97mm圓周力：酉 竺=2 x 339.2? = 7829.22n1 d、 102x10徑向力:frl=fa- tan20° =13571.6x tan20° = 2849.67v表31高速級齒輪設(shè)計幾何尺寸及參數(shù)齒輪壓力 角模數(shù)屮心 距齒數(shù)比齒數(shù)分度圓直徑齒根圓 冑徑齒頂圓 直徑齒寬小齒輪20°32634.153110294.5108102大齒輪141423415.5429973.3減速器內(nèi)傳動零件低速級齒輪設(shè)計3.3.1選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）選用直齒圓柱齒輪傳動（2）傳動速度不高,選擇7級精度（g

34、b10095-88）材料選擇小齒輪 40cr調(diào)質(zhì) 硬度280hbs大齒輪 45 調(diào)質(zhì) 硬度240hbs 選擇小齒輪齒數(shù) j = 26 大齒輪齒數(shù)z4 = /2z3 = 79.82 « 803. 3. 2按齒面接觸強度設(shè)計1確定公式內(nèi)各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)心=1.3i 葉出砧 if/hf 95.5x10*95.5x 10s x8.39 t o , in6.小齒輪傳遞的扭矩a = = 1.36x 10&n 伽弘58.77丄 由屮表10-6查得材料彈性影響系數(shù)“ =189.8mrd由2屮表10-7選取齒寬系數(shù)札=由2屮圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限lim3 =6

35、00mptz人齒輪的接觸疲勞強度極限6,臥4 = 550mpa 由2中式10-13計算應(yīng)力循壞次數(shù)n3 =60h2= 60x58.77x1x(2x8x300x10)= 1.693x10s色= 1.693x10515x107 u23.07 由中圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 址 =0.94 khn4 = 0.98 計算接觸疲勞許應(yīng)力取失效概率為1%安全系數(shù)s=1由2中式10-12ah 3 = «圖3 9恤3 = 0 94 x 600 = 564mpaah 4 = ©na 5翻=0 98 % 550 = 539mpa2. 計算 計算小齒輪分度圓直徑d“代入"l2.32

36、x31.3xl.36xl063.07 +1xx3.07<189.8539 )53.6smm計算圓周速度v =乞也=e53.68x58.77 = )4?3m/v 60x100060x1000計算寬度bh = 0/=1x153.68 = 153.68血加h計算齒寬與齒高比斤模數(shù)m153.6826=5.91mm齒咼h = 2.25mz = 2.25 x 5.91 = 3.3mmbh153.6813.3= 11.55r2口2±1."ze占h4丿d3l> 2.32計算載荷系數(shù)據(jù)v = 0.473m/57級精度。由2屮圖10-8查動載荷系數(shù)=1.01；直齒輪kha =kfa

37、=.由中表10-2查得使用系數(shù)ka=1.由屮表10-4用插入法查得7級精度、小齒輪相對非對稱布置吋=1.12 + 0.18(1+ 0.60,)x0,+0.23x10xb1.12 + 01.6 +().23x1()3x153.68 = 1443±- = 11.55k彩=1.443 查2中圖 10-13 得= 1.4h故載荷系數(shù) k = kakvkhakh/j =1x1.01x1x1.443 = 1.46 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由2中式10-10a得 d嚴 d, 寸令=153.68x#罟=163.9x1.039 = 159.74呦cl. 159.74 廠一= 6.14m

38、/nz3 263. 3. 3按齒根彎曲強度計算rfl 2中式10-5彎曲強度設(shè)計公式1. 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值由中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限tf£3 = 500mpa ；大齒輪的彎曲疲勞強度極限= 380mpo 由屮圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) kfn3 = 0.95 kfn4 = 0.98 計算彎曲疲勞許應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)5 = 1.4由2中式10-12小呼“”k fn&fe4s 0,98x3801.4=266mpa 計算載荷系數(shù) k k = kakvk：akrp = 1 x 1.01 x 1 x 1.4 = 1.414 查取齒形系數(shù)由屮表10-5查得

39、 yfa3 = 2.6% = 2.22 查取應(yīng)力校正系數(shù)由2屮表 10-5 查得 ysa3 = 1.595= 1.77計算大小齒輪的2.6x1.595339.29= 0.012223大齒輪的數(shù)值大很4厶4 二 2.22x1.77刁 l266= 0.0147722.設(shè)計計算加nj2xl.414xl.36xk)6v 17265x 0.014772=4.3smm根據(jù)2屮表10一1就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值加=5mm計算小齒輪齒數(shù)厶= =竺乃« 32 m 5計算大齒輪齒數(shù)z4 = 3.07 x 32 q 98_q8頭際傳動比：心亍3.06 傳動比誤熱a心駕滬艸) ")03% <5%允許

40、3.3.4、低速級齒輪幾何尺寸計算分度圓直徑d3 = z3 m = 32 x 5 = 160mmd4 = z4 m = 98 x 5 = 490/77/77中心距幻_ 160 + 490_ 2=325mmb4 - i55mm 齒彳:侖宮嚴 b = 0/ 3 = 1 x 160 = 160mm b< = 160mm表3-2低速級齒輪設(shè)計幾何尺寸及參數(shù)齒輪壓力角模數(shù)中心 距齒數(shù)比齒數(shù)分度圓 直徑齒根圓 直徑齒頂圓 直徑齒寬小齒輪20°53253.0632160147.5170160大齒輪98490477.55001553.4軸的設(shè)計輸入軸的設(shè)計3. 4. 1確定軸的材料及初步確定軸

41、的最小直徑1、確定軸的材料輸入軸材料選定為40cr,鍛件，調(diào)質(zhì)。2、求作用在齒輪上的力根據(jù)輸入軸運動和動力參數(shù)，計算作用在輸入軸的齒輪上的力:輸入軸的功率 pl = 8.645kw輸入軸的轉(zhuǎn)速 n, = 243.3r/min輸入軸的轉(zhuǎn)矩7； =339.29n 加 圓周力：牛證黑皿29.22" 徑向力：f八=fa - tan20° = 13571.6x tan 20° = 2849.6n3、初步確定軸的最小徑，選取軸的材料為45號鋼，調(diào)制處理，根據(jù)2中表 153,取4=1123. 4. 2初步設(shè)計輸入軸的結(jié)構(gòu)根據(jù)軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長度 已知軸最小直徑

42、為dniin = 36.82/nm ,由于是高速軸，顯然最小直徑處將裝 大帶輪，故應(yīng)取標(biāo)準(zhǔn)系列值da = 40m/h ,為了與外連接件以軸肩定位，故取b 段直徑為dr = 50mm。 初選滾動軸承。因該傳動方案沒有軸向力，高速軸轉(zhuǎn)速較高，載荷不大, 故選用深溝球軸承（采用深溝球軸承的雙支點各單向同定）。參照工作要求并根 據(jù)心=50加力，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球 軸承6311 （參考文獻3）,其尺寸為jxz）xb = 55xl00x21,為防止箱內(nèi)潤滑 油e濺到軸承內(nèi)使?jié)櫥♂尰蜃冑|(zhì)，在軸承向著箱體內(nèi)壁一側(cè)安裝擋油板， 根據(jù)需耍應(yīng)分別在兩個擋油板的一端制出一軸肩

43、，故：dd = 64加m、lmm。 由于軸承長度為21mm,根據(jù)4中圖5.3擋油板總寬度為18mm故lc=ih = 39mm ,根據(jù)箱座壁厚，取12且齒輪的右端面與箱內(nèi)壁的距離42 >,則取a2 = 12mm ,根據(jù)4中圖5. 3,而扌肖油板內(nèi)測與箱體內(nèi)壁取3mm,故 lg =12-3 = 9mm 0根據(jù)參考文獻1表3t知中間軸的兩齒輪間的距離 al = 1015,估取al =,且屮間軸的小齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離為a2 = 12mm ,因艮=160mm， b2 = 97nun , b、= lf = 102mm97 in?iftl =12 + 160 + 10 + + +12-12-102

44、-3-3-9 = 167.5mm od22 設(shè)計軸承端蓋的總寬度為45mm （由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）, 根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與外連 接件的右端面間的距離為30mm,故lb = 15mm 0根據(jù)根據(jù)帶輪寬度可確定3.4.3按彎曲合成應(yīng)力校核軸的強度1 .軸的受力簡圖圖3-2輸入軸的受力簡圖（1）計算支座反力工® =0(256 + 88.5)/?助-256f” 144.5© = 0rbh_ 256耳 +144.5f”_ 256 + 88.5256 x 2849.6 +144.5 x 2953.92344.5=3356.577

45、vefv=0 ferbhrah"rah = rbh + fp- frl = 3356.57 + 2953.92 一 2849.6 = 3460.897v=5817.942v耳 x256 _ 7829.22x256344.5344.5（2）計算h面及v面的彎矩，并作彎矩圖da 段：m/(x) = fpx = 2953.92% (0<x< 144.5)當(dāng)x = 0時，在d處mlid = 0當(dāng)兀=144.5 時，在 a 處 mha = 3460.89x144.5 = 500098.6in 加加bc 段：mh(x) = rbhx = 3356.51 x (0 < x <

46、; 8&5)當(dāng)x = 0時，在b處mhb=0當(dāng)兀二 88.5 吋，在 c 處 mhc = 3356.57 x 88.5 = 297056.45/v mmv面mvd =mva =mvb =°mvc = -ravx = -5817.94 x 256 = -1192336.2n mm(3) 計算合成彎矩并作圖md =mb =0m 嚴 500098.61"呦mc =+m«2 = j297056.612 + （-1192336.2）2 = 1228783.24w 加加（4）計算刃并作圖atl = 0.3x 339.29xl000 = 101789n mm（5）校核軸

47、的強度按彎矩合成強度條件，校核危險點即c截面|員|周表面處應(yīng)力。扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 為靜應(yīng)力，取心0.3,由2中表15-1查得，軸彎曲疲勞極限b= 335mpa=巫頁=j1228783.242+（0嚴392< =沏p。弘,=335唄cflw0.1x1023l _，j結(jié)論：強度足夠。z"2953.92nb. xfticbat圖3-3軸的載荷分析圖3.5軸的設(shè)計一一輸出軸的設(shè)計3. 5. 1初步確定軸的最小直徑1、確定軸的材料輸出軸材料選定為45號鋼，鍛件，調(diào)質(zhì)。2. 求作用在齒輪上的力根據(jù)輸出軸運動和動力參數(shù)、低速級齒輪設(shè)計幾何尺寸及參數(shù)，計算作用在輸出軸的齒輪上的力：輸出軸的功率 pm

48、=8a4kw輸出軸的轉(zhuǎn)速 ® = 194/min_ 2x4059.12490x10*輸出軸的轉(zhuǎn)矩 tnl =4059.127v./n= 1656783nfr4 = fl4 - tan 20° = 16567.83 x tan 20° =6030.197n3 初步確定軸的最小直徑3. 5. 2初步設(shè)計輸出軸的結(jié)構(gòu)1 輸出軸最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑心，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑和適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩tea = kat查表14-1 ,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小故取ka =1.3 ,則:t.a = kjm =1.3x4059.12n 加二

49、 5276.8567v m2初選聯(lián)軸器按照計算：應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)gb/t5014-85,選用型 號為hl7的y型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為6300n 加。半聯(lián)軸器的孔徑 dv = 85mm ,故取dv = s5mm半聯(lián)軸器長度l = 172mm。3.根據(jù)軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長度圖3-4輸出軸結(jié)構(gòu)簡圖4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）根據(jù)軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長度 根據(jù)已確定的心=95,曲于g段軸長與半聯(lián)軸器的軸轂長相同，為了使 聯(lián)軸器以軸肩定位，故取f段直徑為df = 115mm o 初選滾動軸承。因該傳動方案沒有軸向力，故選用深溝球軸承（采用深 溝球軸承的

50、雙支點各單向固定）。參照工作要求并根據(jù)df=5m.由軸承產(chǎn)品 口錄屮初步選取0基木游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承61924（參考文獻3）, 其尺寸為mxdxb = 120x165x22,根據(jù)需要在擋油板的一端制出一軸肩，故 cld = 1 timm o由于軸承長度為22mm,擋油板總寬為18mm故le = 40mm ,根據(jù)兩齒輪中 心定位，且中速軸上的小齒輪端面與箱體內(nèi)壁為12mnb而擋油板內(nèi)測與箱體內(nèi) 壁取3mm,另外為了使大齒輪更好的固定，則令軸端面在大齒輪空內(nèi)，距離取 3mm,綜上累加得“ = 54.5mm , lb =。根據(jù)高速軸的尺寸和低速軸的部分尺寸可以算出厶=108mm設(shè)計軸承端

51、蓋的總寬度為44mm (由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定), 根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端而與外連 接件的右端而間的距離為30mm,故/= 74mm。5.按彎曲合成應(yīng)力校核軸的強度(1)繪制空間受力圖(2)作水平面ii和垂直面v內(nèi)的受力圖，并計算支座反力rah_ 7；4x118 _ 6030.197x118345.5345.5=2059.522rbh = fm - rah = 6030.197 一 2059.52 = 3970.677nav/;4xll8 _ 16567.83x118345.5345.5=5658.48/vrbv = ft4 - rav = 16

52、567.83-5658.48 = 10909.352v(3)計算ii面及v面內(nèi)的彎矩，并作彎矩圖h面m hc =-usrah = -118 x 2059.52 = -243023.367v mmmvc = 1187?w =118x 5658.48 = 66力00.64n mm（4）計算合成彎矩并作圖ma=mb=qmc = jml+m： = 7（-243023-36）2 + 667700.642 = 710552.25n mm（5）計算mt并作圖at = 0.6x40591000 = 2435472w mm圖3-5輸出軸的受力簡圖（6）校核軸的強度按彎矩合成強度條件，校核危險點即c截而圓周表而處應(yīng)力。扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 為靜應(yīng)力，取d = 0.3,由2屮表15-1查得，軸彎曲疲勞極限a=33