設(shè)計一用于螺旋輸送機上的單級圓柱齒輪減速器

1、1、機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書題目：設(shè)計一用于螺旋輸送機上的單級圓柱齒輪減速器。工作有輕振， 單向運轉(zhuǎn)，兩班制工作。減速器小批生產(chǎn)，使用期限 5年。輸送機工作轉(zhuǎn)速的容許誤差為5%o2）、工作情況：工作有輕振，單向運轉(zhuǎn)3）、原始數(shù)據(jù)輸送機工作軸上的功率P （kW） : 4輸送機工作軸上的轉(zhuǎn)速n （r/min） : 60輸送機工作轉(zhuǎn)速的容許誤差（）: 5使用年限（年）：5工作制度（班/日）：24）、設(shè)計內(nèi)容1. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算;2. 斜齒輪傳動設(shè)計計算3. 軸的設(shè)計4. 滾動軸承的選擇5. 鍵和連軸器的選擇與校核；6. 裝配圖、零件圖的繪制7. 設(shè)計計算說明書的編寫5）、設(shè)計任務(wù)1. 減速

2、器總裝配圖一張2. 輸出軸及其輸出軸上齒輪零件圖各一張3. 設(shè)計說明書一份6）、設(shè)計進度1、第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算2、第二階段：軸與軸系零件的設(shè)計3、第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制4、第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫計算及說明結(jié)果2、電動機的選擇2.1、電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇：選擇丫系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自 扇冷電動機，其結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易 燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。2 . 2、電動機容量選擇：電動機所需工作功率為：式(1) ： P d=PW/n a(kw)由電動機至輸送

3、機的傳動總效率為：4n總=耳1乂耳2 乂葉3乂葉4乂葉5根據(jù)機械設(shè)計課程設(shè)計P 10表2-2式中：n i、n 2、n 3、n 4、n 5分別為聯(lián)軸器1、滾動軸承(一對)、圓柱直齒輪傳動、 錐齒輪傳動的傳動效率。取 n 1=0.99，葉2 = 0.99，n 3= 0.97， n 4 = 0.99、n 5=0.93貝U:n 總=0.99 x 0.994x 0.97 x 0.99 x 0.93=0.85所以：電機所需的工作功率：Pd =PW/ n 總=4/ 0.85=4.7 (kw)聯(lián)軸器 2和圓n 總=0.85Pd=4.7(kw)2.3、確定電動機轉(zhuǎn)速輸送機工作軸轉(zhuǎn)速為：n W=【（1-5%）（1

4、+5%】x 60r/min=57 63 r/min根據(jù)機械設(shè)計課程設(shè)計P 10表2-3推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪 傳動一級減速器傳動比范圍I' =36。取開式圓錐齒輪傳動的傳動比II'=23。則總傳動比理論范圍為：I a'=I' XII' =618。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范為Nd ' =I a'x nW=（6 18） x 60nw= 57 63r/mi nNd' =360 1080 r/mi n=3601080 r/mi n則符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：750和1000r/min根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由相關(guān)手冊查出三種適用的電動機型號：

5、（如下表）萬案電動機額疋電動機轉(zhuǎn)速（r/mi n）電動機重量（N）參考傳動裝置傳動比型號功率同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速價格總傳動比V帶傳 動減速器1Y132M：-62 5.51000960800150012.422.84.442Y160M：-82 5.5750720124021009.312.53.72綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格計算及 說明結(jié)果和圓錐齒輪帶傳動、減速器傳動比，可見第2方案比較適合。此選定電動機型號為丫132M2-6其主要性能:中心高H外形尺寸LX(AC/2+AD)X HD底角安裝尺寸A XB地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸DX E裝鍵部位尺寸F XGD132520 X 345X

6、315216 X1781228 X 8010X 41電動機主要外形和安裝尺寸r1匸L1EY1¥3DABia=163、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)3.1、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n、可得傳動裝置總傳動比為：ia= nm/n W=960/60=16計算及說明結(jié)果總傳動比等于各傳動比的乘積分配傳動裝置傳動比ia=iO x i（式中i0、i分別為開式圓錐齒輪傳動和減速器的傳動比）iO=3（2）、分配各級傳動裝置傳動比：根據(jù)指導(dǎo)書P10表2-3，取i0=3 （圓錐齒輪傳動i=23）因為：ia = iO x i所以：i = ia /iO=1

7、6/3i = 5.33=5.333.2、傳動裝置的運動和動力設(shè)計：將傳動裝置各軸由咼速至低速依次定為I軸，U軸， 以及iO,i1 , 為相鄰兩軸間的傳動比n O1,n 12, 為相鄰兩軸的傳動效率pi, Pn, 為各軸的輸入功率（KvyTI, Tn, 為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩（Nmn I ,n n ,為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩（r/min ）可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù)螺瓏救送機P<sssr醸軸器 電動機3.3、運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算3.3.1、計算各軸的轉(zhuǎn)速：I 軸：nI= nm=960(r/min )II 軸:n H = n I / i=960/5.33=180r/m

8、inIII 軸：nE = n H螺旋輸送機：nIV= n E /i 0=180/3=60r/min3.3.2、 計算各軸的輸入功率：I軸：P I =PdXn 01 =PdXn 1=4.7 X 0.99=4.65 (KV)H軸：P H = P iXn 12= P iXn 2Xn 3=4.65X 0.99 X 0.97=4.47 (KVyn=960r/min nE = n=180r/mi n nIV=60r/mi nPI =4.65(KvyPH =4.47(KvyPE =4.38(KvyPIV=4.03(KvyIII 軸：P E = PHn 23= PHn 2 n 4 =4.47 X 0.99 X

9、 0.99=4.38 (KVy 螺旋輸送機軸：PIV= P En 2 n 5=4.03 ( KV)計算及說明結(jié)果3.3.3、計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：Td=46.76N電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩為： mTd=9550 Pd/nm=9550X 4.7/960T I =46.3=46.76 N mN mI 軸：T I = Td n 01= Td n 1TII=236.9=46.76 X 0.99=46.3 N m8N mU軸：T n = T I i n 12= T I i n 2 n 3T H =232.3=46.3 X 5.33 X 0.99 X 0.97=236.98N mN mIII 軸：T rn = T

10、nn 2 n 4=232.3 N mTIV=641.6N螺旋輸送機軸：TIV = T 川 i0 n 2 n 5=641.6N m m3.3.4、計算各軸的輸出功率：PI= 4.6KW由于I川軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：PII=4.4KW故：P'I =PlXn 軸承=4.65 X 0.99=4.6KWPIII=4.3P'n = P nXn 軸承=4.47 X 0.99=4.4KWKWP' 川=P IHXn 軸承=4.38 X 0.99=4.3KWT' I=45.843.3.5、計算各軸的輸出轉(zhuǎn)矩：N m由于I川軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：貝

11、U:T' 11=234.T'I = T IXn 軸承=46.3 X 0.99=45.84N m61N- mT' n = T nXn 軸承=236.98 X 0.99= 234.61N mT' III=229T' 川=T IHXn 軸承=232.3 X 0.99= 229.98N m.98N m綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下軸名功效率p （ Kvy轉(zhuǎn)矩t ( n m轉(zhuǎn)速nr/mi n傳動比i效率n輸入輸出輸入輸出電動機軸4.746.7696010.99I軸4.654.64.6345.849600.965.33U軸4.474.4236.98234.611800.98

12、川軸4.384.3232.3229.9818030.92輸送機軸4.074. 0641.6635.18604、傳動件的設(shè)計計算4.1、減速器內(nèi)傳動零件設(shè)計4.1.1、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。Z1=21Z2=112選擇小齒輪材料為40Cr （調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS大齒輪材料為45鋼（調(diào) 質(zhì)），硬度為240HBS二者材料硬度差為40HBS齒輪精度初選8級4.1.2、初選主要參數(shù)Z1=21, u=3.6 Z2=Z1 u=21X 5.33=111.96 取 Z2=112計算及說明結(jié)果由表 12.13 選取齒寬系數(shù)© d= =0.5 (u+1)a=1.154.1.3、

13、按齒面接觸疲勞強度計算© d= 1.15計算小齒輪分度圓直徑1 2d1t 二 3|2kTl U 1 NZh d u ch確定各參數(shù)值1）試選載荷系數(shù)K=1.3T1=4.58 X2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩410 N mmT1=9.55 X 106 X P/m=9.55 X 106 X 4.6/960=4.58X 104N mm3）材料彈性影響系數(shù)由機械設(shè)計表12.12取ZE=189.8 jMPa4） 區(qū)域系數(shù) ZH=2.55）由圖12.17c按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限N1 = 1.382CHlim1 600MPa ;大齒輪的接觸疲勞強度極限 CHlim2 550MPa。X 1

14、096）由式12.12計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)9N_1= 60 ndh= 60X 960X 1 X( 2X 8X 300X 5)= 1.382 X 10N2 = 3.848NL2= N-1/3.6 = 3.84 X 10X 1087）由圖12.18取接觸疲勞壽命系數(shù) Zn 0.93 ;矗=0.97計算及說明結(jié)果8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S= 1,由式12.14得Z * (T(T H1 = Zn1 Hlim1 = 0.93 X 600MP牛 558MPaQT H1 =SZ* T558MPat H2 = N2h lim 2 = 0.97 x 550MP豐 533.5MPaSt H2

15、 =4.1.4、計算533.5MPa1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入t H中較小值3片2d1t > 2KtT1 U 1 詁d1t > 47.13uth1mm3!4212 1.3 4.58 104 6.33 2.5 189.8一i=47 13mmf 1 Ol 1 II 1 11.155.33533.5v=2.37m/s2)計算圓周速度 v=d1tn2 =n 47.92 960 =2.37m/s60 1000 60 1000b=47.13mm3）計算齒寬b及模數(shù)mtmt=2.24mmb=© d*d1t=1 X 47.13mm=47.13mmh=5.04mm+ d1t 47

16、.13 o cmt= =2.24 mmb/h=9.35N21h=2.25mt=2.25 X 2.24mm=5.04mmb/h=47.13/5.04=9.3344）計算載荷系數(shù)K已知工作有輕振，所以取KA=1.25,根據(jù)v=2.4m/s,8級精度，由圖12.9查得動載系數(shù)KV=1.08;計算及說明結(jié)果由表12.11用插值法查得8級精度，小齒輪相對軸承對稱布置時，Khb=1.013由圖1013查得畑=1.015直齒輪Kh« =Ka =1。故載荷系數(shù)K=1.368K=K a*Kv*Kh“*Khb =1.25 X 1.08 X 1X 1.013=1.368d仁 47.95）按實際的載荷系數(shù)校

17、正所得的分度圓直徑，由式（10 10a）得mm33d 1=d1t K/Kt =47.13.1.368/1.3 mm=47.9mm6）計算模數(shù)mm=2.28 mmm出 二479 mm=2.28mm乙 214.1.5、按齒根彎曲強度設(shè)計由式12.17得彎曲強度的設(shè)計公式為m > 3 2KT2 浪譙；<tdZ1升1）確定計算參數(shù)A.計算載荷系數(shù)K=1.37K=Ka*KV*Kf“*Kfb =1.25 X 1.08 X 1 X 1.015=1.37B. 查取齒型系數(shù)由圖 12.21 查得 YFa1=2.76 ; YFa2=2.228計算及說明結(jié)果C.查取應(yīng)力校正系數(shù)由圖 12.22 查得 Y

18、Sai=1.56 ; Ysa2=1.762D.計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖12.23c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限cF1=500Mpa大齒輪的彎曲疲勞強度極限c F2=380Mpa由圖12.24取彎曲疲勞壽命糸數(shù) Yni=0.856 , Ynl0.892取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式12.19 c F=fYnf 1 =428SMpac F1=4281Mpa c F2=242.11MPaF 2=242.11E.計算大、小齒輪的YFaYsa并加以比較cfMPa丫Fa1YSa1 = 2.761.56 =0 01005YFa1YSa1 =cF 1428cF 1YFa2Ysa2 = 2.2281.762

19、 =0 01621cf 2242.11'0.01005YFa2Ysa2 =大齒輪的數(shù)值大。cF 20.01621, c "、丄、丄苗32 1.91 4.58 104 “4.1.6、設(shè)計計算 m > J20.01621 =1.59mmV1.15 212m> 1.59mm對比計算結(jié)果，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.85并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=2mn按m=2rm接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d仁47.90mm,算出小齒輪齒數(shù)Z仁24Z1= d1/m=47.9/2=23.95 取 Z1=24計算及說明結(jié)果大齒輪齒數(shù)Z2=5.33x24=128Z2=1284.1.7、幾何尺寸計

20、算d仁48 mma）計算分度圓直徑d2=256mmd1=m Z=2X 24=48 mma=152 mmd 2=m Z1=2X 128=256mmB2=48mmb）計算中心距B仁 53mma=m -(Z1+Z2)=2X( 24+128) /2=152 mmZ仁26c）計算齒輪寬度u=3b= did=48取 B2=48mm B仁53mm4.1.8、結(jié)構(gòu)設(shè)計大齒輪米用腹板式，如圖12.32 （機械設(shè)計）4.2、減速器外傳動件設(shè)計4.2.1、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。直齒圓錐齒輪，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪：45鋼。調(diào)Z2=72質(zhì)處理，齒面硬度為230HBS大齒輪：45

21、鋼。正火處理，齒面硬度為190HBS齒輪精度初選8級4.2.2、初選主要參數(shù)Z仁26 ，u=3 Z2=Z1 - u=26X 3=72 取 x1 x2 0, R 0.3計算及說明結(jié)果423、確定許用應(yīng)力A：確定極限應(yīng)力Hlim和Flim齒面硬度：小齒輪按230HBS大齒輪按190HBS查圖 12.17 得 Himi=580Mpa, him2 =550 MpaNi=2.592 X杳圖 12 23 得 Fiimi =450Mpa, fiim2 =380Mpa108B:計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N,確定壽命系數(shù)kHkFN2=8.64 XN 1=60 nth=60X 180X 1 X( 2X 8X 300X 5)

22、 =2.592 X 108107N2=N/u=2.592 X 108/3=8.64 X 107查圖 12.18 得 Zn=0.96,Z n2=0.98C：計算接觸許用應(yīng)力取SHmin1SFmin1.4由許用應(yīng)力接觸疲勞應(yīng)力公式口 zA 完廳 1Z N1% lim1556 8MPaL o h15568IVIiaShb 1Zn2h |im 25°9MPaLh2539MPaSh查圖 12.24 得 Yn=0.89 Y n2=0.91如廠27b 1im1 Yn1450 0.89Lb f1286 .U7 MP aSf1.4b 1BFim2 Yn2 380 0.91 c47MPLb f 1 22

23、47MP aSF1.44.2.4、初步計算齒輪的主要尺寸計算及說明結(jié)果因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算 按式12.39試算，即32dt > 2.92 Ze0.5 R） U 葉確定各參數(shù)值1）試選載荷系數(shù)K=1.32）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=9.55 X 106 X P/n 3=9.55 X 106 X 4.3/180 =2.28X 105N mm3）材料彈性影響系數(shù)由機械設(shè)計表12.12取ZE=189.8jMPa4）試算小齒輪分度圓直徑d1t3| 2dt > 2.92幼 2 Zel ©rU 0.5© r） u幾T1=2.28 X

24、105N mmdt>112.06mmv=0.336m/s3 152ccc1.3 2.28 10189.8_=2.92 鳥2=112.06mm丫 0.3 1 0.5 0.32 3 5395）計算圓周速度v=n de =11206 180 =0.336m/s60 1000 60 1000因為有輕微震動，查表12.9得Ka=1.25。根據(jù)v=0.35m/s,8級精度， 由圖12.9查得動載系數(shù)K=1.03 ;取 K =1.2,K =1故載荷系數(shù)K=K a*Kv*Kh*b =1.25 X 1.03 X 1X 1.2=1.5456）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10 10a）得33d

25、1=d1t . K / Kt =112.06 、1.545/1.3 mm=118.7mm=n8.7=100.895mm計算大端模數(shù)mm * =118.7 口口=4.57 mmz,264.2.5、齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由式12.41mn34KT命譙= Zr（10.5©r）2z2 .d21*確定計算參數(shù)1)計算載荷系數(shù)由表 12.11 查得 KHB be=1.25 則 KFB =1.5 KH B be=1.875K=KAKVKF KFB =1.25 X 1.03 X 1X 1.875=2.4142）齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)K=1.545 d1=118.7mm dm1=100.895mmm=4

26、.57K=2.414因為齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)按當(dāng)量齒數(shù)Zv算。其中cosJl + Li26施=2A 3777查圖12.21 齒形系數(shù)YFa仁2.57YFa2=2.06圖12.22應(yīng)力修正系數(shù) Ysa1=1.60 ；Ysa2=1.97YFa1Ysa113）計算大、小齒輪的YFaYsa并加以比較YFa1Ysa1 =2.57 1.60(tf 1286.07YFa2Ysa2 =2.06 1.97 =0.01643 大齒輪的數(shù)值大。 % 22474）設(shè)計計算mr>34KTYFaYsam 0.5© R )2zu21 葉34 2.414 2.28 105.0.3 1 0.5 0.3 2 2

27、62, 32 10.01643=4.27對比計算結(jié)果，可取由彎曲強度算得的模數(shù)4.459并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d仁123.86mm算出小齒輪齒數(shù)Z1=d1/m=118.7/4=29.67 取 Z仁300.01437YFa2YSa2 =F 20.01643mn> 4.27Z仁30m=4.5mm計算及說明結(jié)果大齒輪齒數(shù) Z2=3x30=90426、幾何尺寸計算1）計算分度圓直徑d1=m Z=4.5 x 30=135 mmd2=m Z仁4.5 x 90=405mm2）計算錐距R=（ d1）2（ d2） d吃=213.45 2 2 23）計算齒輪寬度b= RR=213

28、.45x0.3=64.035取 B2=70mm B仁65mm5、軸的設(shè)計計算5.1、減速器輸入軸（1軸）5.1.1、初步確定軸的最小直徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217-255HBS軸的輸入功率為 PI=4.65 KW轉(zhuǎn)速為 nl=960r/min根據(jù)課本P314 （16.2 ）式，并查表16.2，取C=115:P4 65d> C 11519.46mmF n 9605.1.2、求作用在齒輪上的受力Z2=90d1=135 mm d2=405mm R=213.45b=64.035B2=70mm B仁 65mmd> 19.46mm因已知道小齒輪的分度圓直徑為 d1=135mm2T而Ft仁2T

29、=678.5N Fr仁Ft tanan=246.95Nd圓周力Ft1，徑向力Fr1的方向如下圖所示。5.1.3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1 ）擬定軸上零件的裝配方案Ft1=678.5NFr1=246.95ND1=24mm1, 5滾動軸承2 軸3 齒輪軸的輪齒段6 密封蓋Ll=50mm7軸承端蓋8 軸端擋圈9 半聯(lián)軸器2）確定軸各段直徑和長度 從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加5% 取=22mm 根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩 TC=KA< Tl=1.3 X 46.3=57.88Nm,查標(biāo)準(zhǔn) GB/T50141986,選用YL6型凸緣聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=52mm軸段長L仁50mm 右

30、起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑計算及說明結(jié)果取30mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端D2=30mm面與半聯(lián)軸器左端面的距離為 30mm故取該段長為L2=74mmL2=74mm右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，D3=35mm而軸向力為零，選用 6207型軸承，其尺寸為dx DX B=35X 72X17,那么該段L3=20mm的直徑為35mm長度為L3=20mmD4= 45mm右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩，其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外L4= 22.5mmD5= 52mm徑，取 D4= 45mm 長度取 L4= 22.5m

31、mL5=53mm右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為52mm分度D6= 45mm圓直徑為48mm齒輪的寬度為53mm貝此段的直徑為 D5P52mm長度為L6= 22.5mmL5=53mmD7= 35mm右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩，其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外L7=18mm徑，取 D6= 45mm長度取 L6= 22.5mmRa=Rb右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7P 35mm長度=339.25NL7=20mm5.1.4、求軸上的的載何1）根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學(xué)模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =339.25N

32、垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則 Fa=0那么RA =RB =Fr/2=123.48N2)作出軸上各段受力情況及彎矩圖石I4Re49. $1兒叫FrPb'3)判斷危險截面并驗算強度結(jié)果RA' =RB'123.48 N右起第四段剖面C處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2=70.36Nm由課本表15-1有:計算及說明結(jié)果(T e= MeC2/W= MeC2/(0.1 D4)3=70.36 X 1000/(0.1 X 45)=7.72< c -1 右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面：c e= MD/W=

33、MD/(0.1 D13)3=35.4 X 1000/(0.1 X 24)=25.61 Nm< c -1 所以確疋的尺寸是安全的。5.2、減速器輸出軸(II軸)5.2.1、初步確定軸的最小直徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217-255HBS軸的輸入功率為PI=4.47KW轉(zhuǎn)速為 nl=180r/min根據(jù)課本P314 (16.2 )式，并查表16.2，取C=115d>d> CP 115 3 4.4733.54mmYn 18033.54mm5.2.2、求作用在齒輪上的受力Ft1=1833N因已知道大齒輪的分度圓直徑為 d2=256mm2T而Ft仁竺=1833NdFr1=667.2NFr1

34、=Ft tan a =667.2N圓周力Ft1，徑向力Fr1的方向如下圖所示。523、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）擬定軸上零件的裝配方案D1=32mmL1=80D2= 40mmL2=74mm1，5滾動軸承2軸 3 齒輪 4 套筒6 密封蓋7鍵 8 軸承端蓋 9 軸端擋圈10 半聯(lián)軸器2）確定軸各段直徑和長度從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加5% 取32mm根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩 TC二炊 TH =1.3 X 236.98=296N.m,查標(biāo)準(zhǔn)GB/T50141985，選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為I仁82mm軸段長L1=80mm 右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直

35、徑取40mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左 端面的距離為30mm故取該段長為L2=74mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則計算及說明結(jié)果軸承有徑向力，而軸向力為零，選用 6209型軸承，其尺寸為dx DX B=45x85X 19,那么該段的直徑為45mm長度為L3=41mmO右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加 5%大 齒輪的分度圓直徑為256mm則第四段的直徑取50mm齒輪寬為b=65mm為了 保證疋位的可靠性，取軸段長度為 L4=63mm右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5P56mm

36、長度取L5=6mm右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩，其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取 D6=O 60mm長度取 L6= 20mm右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7P45mm長度L7=19mm5.2.4、求軸上的的載何1)根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學(xué)模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =916.5N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則 Fa=0那么 RA =RB =Fr/2=333.6N2)作出軸上各段受力情況及彎矩D3= 45mm L3=41mm D4= 50mm L4=63mm D5= 56mm L5=6mm D6= 60mm L6=

37、 20mm D7= 45mm L7=19mm RA=RB=Ft/2 =916.5N RA' =RB' =333.6N5 1.57. 5Tf1 PtLF七|世5工44他in4»J*I【wFr20.60. 06N. ai525、判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2=121.83Nm由課本表15-1有:c -1 =60Mpa 貝e= MeC2/W= MeC2/(0.1 d4)計算及說明結(jié)果=124.83 X 1000/(0.1 X 503)=9.75< c -1 右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其

38、直徑較小，故該面也為危險截面：c e= MD/W= MD/(0.1 D13)=106X 1000/(0.1 X 323)=32.35Nm< c -1 所以確疋的尺寸是安全的。6、箱體的設(shè)計1.窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孑L,以便檢查齒面接觸斑點和赤側(cè)間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內(nèi)和潤滑油飛濺出來。2.放油螺塞減速器底部設(shè)有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。3.油標(biāo)油標(biāo)用來檢查油面咼度，以保證有正常的油量。油標(biāo)有各種結(jié)構(gòu)類型，有的已定為國家標(biāo)準(zhǔn)件。4.通氣器減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內(nèi)溫度升高，

39、氣壓增大，導(dǎo)致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內(nèi)熱漲氣自由逸出，達(dá)到集體內(nèi)外氣壓相等，提咼機體有縫隙處的密封性能。計算及說明結(jié)果5. 啟蓋螺釘機蓋與機座結(jié)合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結(jié)后結(jié)合較 緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至個啟蓋螺釘， 在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋 螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調(diào)整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺 釘，將便于調(diào)整。6. 定位銷為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結(jié)后， 鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠(yuǎn)些。如機體結(jié)構(gòu)是對的，銷 孔位置不應(yīng)該對稱布置。7. 調(diào)整墊片

40、調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調(diào)整軸承間隙。有 的墊片還要起調(diào)整傳動零件軸向位置的作用8. 環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用 以搬運或拆卸機蓋。9. 密封裝置在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內(nèi)。密封件多為標(biāo)準(zhǔn)件，其密封效果相差很大， 應(yīng)根據(jù)具體情況選用。箱體結(jié)構(gòu)尺寸選擇如下表：名稱符號尺寸（mm機座壁厚10機蓋壁厚S 110機座凸緣厚度b15機蓋凸緣厚度b i15機座底凸緣厚度b 225地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑di16機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d212軸承端蓋螺釘直徑d310窺視孔蓋螺釘直徑d48定位

41、銷直徑d8df，di, d2至外機壁距離Ci28, 24, 20df，di, d2至凸緣邊緣距離Q24, 20 , 16軸承旁凸臺半徑R12, 8凸臺高度h根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作 為準(zhǔn)外機壁至軸承座端面距離1135大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離 112齒輪端面與內(nèi)機壁距離 220機蓋、機座肋厚mi ,m28, 8軸承端蓋外徑D290, 105軸承端蓋凸緣厚度t10軸承旁聯(lián)接螺栓距離S盡量靠近，以 龐1和 龐2互不干涉為準(zhǔn)，一般S=D27、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1）.輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑 d3=50mm L3=63mm T n =236.98Nm查手冊選用A型平鍵A鍵 16

42、 X 10 GB1096-2003 L=L i-b=65-16=49mm根據(jù)課本（6-1 ）式得計算及說明結(jié)果(T p=4 T/(d h L)=4X 234.61 X 1000/ (16X 10X 49)=119.7Mpa < t R (150Mpa)2）輸入軸與聯(lián)軸器1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑 d2=24mm b=50mm TI =51.68N m查手冊 選C型平鍵GB1096-2003B鍵 8X 7 GB1096-79l=L 2-b=50-8-2=40mm h=7mmtp=4 TI / (d h l )=4X 45.84 X 1000/ (8X 7X 40)=81.86Mpa <

43、t p (150Mpa)3）輸出軸與聯(lián)軸器2聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑 d2=32mm L?=80mm TI =176.67N m查手冊 選C型平鍵GB1096-2003C鍵 10X 8 GB1096-79l=L 2-b=80-10=70mm h=8mmtp=4 TI / (d h l )=4X 180X 1000/ (10X 8X 70)=128.57Mpa < t p (150Mpa)計算及說明結(jié)果&滾動軸承的選擇及計算根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命Lh=2X 8X 300X 5=24000小時1.輸入軸的軸承設(shè)計計算(1)初步計算當(dāng)量動載荷P因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=246.95N(2)求軸承應(yīng)有的徑向基本額定載何值1小 fd P 60 n , -1.2 246.95160 960心C 6 Lh624000ft 10611063302N(3)選擇軸承型號選擇 6207 軸承 Cr=19.8KN,106“ftC106119800 3Lh()351784192400060n fdP60 960 1.2246,95預(yù)期壽命足夠此軸承合格2.輸入軸的軸承設(shè)計計算(1)初步計算當(dāng)量動載荷P因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=667.2計算及說明結(jié)果(2)求軸承應(yīng)有的徑向基本額定載何值1 1C fdP(.60j1