帶式運輸機傳動裝置設計-

...wd......wd......wd...畢業(yè)設計〔論文〕〔2011屆〕題目帶式輸送機傳動裝置設計目錄摘要第一章緒論…………31.1選題依據及意義……31.2研究內容……3第二章傳動裝置的總體設計………42.1傳動方案分析……42.2電動機的選擇……52.3傳動比的分配……62.4傳動裝置的運動和動力參數計算………………6第三章傳動件的設計計算…………83.1帶傳動設計……83.2齒輪傳動設計…………………93.2.1高速級齒輪的傳動設計…………123.2.2低速級齒輪的傳動設計…………17第四章軸系零部件設計……………244.1軸的設計與校核………………244.2滾動軸承的選擇及校核………264.3鍵的選擇與校核………………294.4聯(lián)軸器的選擇…………………31第五章箱體的設計…………………32第六章潤滑及密封的設計…………34第七章設計總結……35第八章裝配圖及零件圖……………36參考文獻……………38致謝…………………40摘要在現(xiàn)代化的企業(yè)中，有大量的原料半成品和成品〔如，礦石、水泥等〕需要機械搬運，除了起重機械搬送一局部可以裝箱或堆垛的大件物品外，大量的粒散料和小件物品的運輸，是靠各種運輸機來完成的，在很多工藝中運輸機械是必不可少的生產機械。運輸機械的形式有很多，通常根據有無擾性牽引件〔比方，鏈、繩、帶等〕等分為；〔1〕具有擾性牽引件的運輸機；如帶式運輸機、板式運輸機、刮式運輸機、提升機、空架鎖道等?！?〕無擾性牽引件的運輸機；如螺旋運輸機、滾柱運輸機、氣力運輸機。以及其他裝載機械等。帶式運輸機是用途最為廣泛的一種運輸機械，主要應用在水平方向或沿坡度不大的傾斜方向，連續(xù)的大批量的運送散狀物料或單件物品。它具有生產效率高，運送距離長，工作平穩(wěn)、構造簡單、可以在任意位置上裝載卸載、卸載自重小、工作可靠、操作簡便、耗能少等重要優(yōu)點；缺點是允許的傾角小〔一般小于30度〕，帶條磨損較快等。其傳動裝置是其主要局部，它的設計和選型對帶式運輸機起著關鍵性的作用。因此我們必須嚴格按照設計標準對其進展設計。關鍵詞：帶式輸送機；選型設計；主要部件AbstractInamodernenterprise,alargenumberofrawmaterialsbulkandfinishedproduct(e.g.,ore,cement,etc.),inadditiontoneedmechanicalhandlinghoistingmachinerypartcanmovesentpackingorstackingthelargegoodsoutside,alargenumberofgrainbulkmaterialandsmallarticletransportation,isaccomplishedbyvarioustransporters,inmanyprocesstransportationmachineryisindispensableproductionmachinery.Therearemanyformsoftransportmachinerywithoutinterference,normallyaccordingtosexualtractionpieces(forexample,chain,ropetape,etc)isdividedinto;OfconveyorbeltisUSESthemostwidelyatransportationmachinery,mainlyusedinhorizontaldirectionoralongtheslopenotslopingdirection,continuousmasstransportdispersestheshapematerialorpiecegoods.Ithashighproductionefficiency,longdistancetransport,smooth,simplestructure,canbeinanypositiononloadunloading,unloadingself-respectsmall,reliableoperation,simpleoperation,lowenergy-consumingsuchimportantadvantages;Defectisallowedobliquitysmall(generallylessthan30degree),takethewearfaster,etc.Itstransmissiondeviceisthemainpart,itsdesignandselectionofbeltconveyorplayakeyrole.Therefore,wemuststrictlyaccordingtothedesigncodeforitsdesign.Keywords:beltconveyor,Selectiondesign;Maincomponents第一章緒論1.1選題依據及意義隨著制造業(yè)規(guī)模的擴大，生產批量的不斷增長，生產線已經越來越廣泛得應用于車間。輸送機作為生產線的樞紐，其主要作用就是將工件從一個工序輸送到下一個工序，它是由馬達提供動力，通過變頻器或變頻器調節(jié)到所需速度進展工作。帶式輸送機是連續(xù)運行的運輸設備，在冶金、采礦、動力、建材等重工業(yè)部門及交通運輸部門中主要用來運送大量散裝貨物，如礦石、煤、砂等粉、塊狀和包裝好的成件物品。帶式輸送機是煤礦最理想的高效連續(xù)運輸設備，與其它運輸設備相比，不僅具有長距離、大運量、連續(xù)輸送等優(yōu)點，而且運行可靠，易于實現(xiàn)自動化、集中化控制，特別是對高產高礦井，帶式輸送機已成為煤炭高效開采機電一體化技術與裝備的關鍵設備。特別是近10年，長距離、大運量、高速度的帶式輸送機的出現(xiàn)，使其在礦山建設的井下巷道，礦井地表運輸系統(tǒng)及露天采礦場、選礦廠中的應用又得到進一步推廣。選擇帶式輸送機傳動裝置這種通用機械的設計作為畢業(yè)設計的選題，能培養(yǎng)我們獨立解決工程實際問題的能力，通過這次畢業(yè)設計師對所學基本理論和專業(yè)知識的一次綜合運用，也使我們的設計、計算和繪圖能力都等到了全面的訓練。1.2研究內容傳動裝置時輸送機的核心，研究其傳動裝置時關鍵所在。我選用了減速器作為輸送機的傳動裝置，減速器是原動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置，用來降低轉速和增大轉矩一滿足各種工作機的需要。根據輸送機的特點。工作載荷比較平穩(wěn)。選用展開式齒輪減速器，展開式齒輪減速器，構造簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求較大的剛度。高速級齒輪布置在軸承轉矩輸入端，這樣軸在轉矩的作用下產生的彎曲變形可局部相互抵消，以減緩高速齒輪載荷分布不均勻現(xiàn)象，因此展開式齒輪減速器就是就是通用輸送機所要設計的重點，其傳動裝置是其主要局部，它的設計和選型對帶式運輸機起著關鍵性的作用。因此我們必須嚴格按照設計標準對其進展設計。第二章傳動裝置的總體設計2.1傳動方案分析設計任務書以給定帶式運輸機的的傳動方案。機構運動簡圖如下：1、傳動系統(tǒng)的作用：介于機械中原動機與工作機之間，主要將原動機的運動和動力傳給工作機，在此起減速作用，并協(xié)調二者的轉速和轉矩。2、該方案的優(yōu)缺點：該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的構造，而且價格廉價，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器局部兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應用最廣泛的一種,而且采用高速機使用斜齒圓柱齒輪,斜齒輪能承受較大的人載荷,而且效率高,但是考慮到斜齒輪難于制造所以低速級使用直齒圓柱齒輪。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。原動機局部為Y系列三相交流異步電動機。總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還構造簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。2.2電動機的選擇〔一〕選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式構造，電壓380V?！捕尺x擇電動機的容量①工作機有效功率工作機的有效功率為,F=630N,v=1.6m/s。②各零件傳動效率值從電動機到工作機輸送帶間的總功率為聯(lián)軸器〔彈性〕，軸承，齒輪，滾筒故：③電動機的輸出功率電動機所需工作功率為〔三〕確定電動機轉速工作機卷筒軸的轉速為二級圓柱齒輪減速器傳動比合理范圍，所以電動機的可選范圍為。符合這一范圍的同步轉速有1000r/min和1500r/min兩種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，為使傳動裝置構造緊湊，決定選用同步轉速為1500r/min的電動機?！菜摹尺x擇電動機根據電動機類型、容量和轉速，查得選定電動機型號為Y90L-4。其主要性能如下：電動機型號額定功率滿載轉速Y90L-41.514002.22.2電動機外形尺寸〔mm〕如下：中心高H外形尺寸L1×(b2/2+b1)×h底腳安裝尺寸A×B底腳螺栓直徑K軸伸尺寸D×E建聯(lián)接局部尺寸F×GD90335×〔90/2+155〕×190140×1251024×508×72.3傳動比的分配〔一〕總傳動比為〔二〕分配傳動比考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，取，故2.4傳動裝置的運動和動力參數計算參數：指各軸的轉速、功率p、轉矩T先將各軸編號：O軸〔電動機〕、Ⅰ軸〔減速器高速軸〕、Ⅱ軸〔減速器低速軸〕、Ⅲ軸〔滾筒軸〕①各軸轉速Ⅰ軸：②各軸功率(電動機所需的輸出功率)Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸③各軸轉矩計算結果列表軸名參數O軸〔電動機〕Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸〔滾筒〕轉速(r/min)9703889090輸入功率〔kw〕7.226.936.656.52輸入轉矩〔N.m〕71.08170.57705.64691.84傳動比33.591效率0.960.960.98第三章傳動件的設計計算3.1帶傳動設計1、選擇V帶型號：由表11-7查得KA=1.1，PC=KA·pd=1.1×4.46=4.906kw根據PC=4.906kw，nm=960r/min，由圖11-8可選取普通B型的。2、確定帶輪基準直徑，并驗算帶速V：由圖11-8可知，小帶輪基準直徑的推進值為112～140由表11-8，那么取dd1=125mm由dd2=dd1·nm/n1=125×960/240=500mm由表11-8取dd2=500mm,實際傳動比i為：i=dd2/dd1=500/125=4由(11-14)式得：v=兀dd1n0/60·1000=6.28m/sv值在5～25m/s范圍內，帶速合格。3、確定帶長Ld和中心距a：由(11-15)式得：0.7〔dd1+dd2〕≤a0≤2〔dd1+dd2〕437.5mm≤a0≤1250mm初選中心距：a0=550mm由(11-16)式得：L0=2a0+兀〔dd1+dd2〕/2+〔dd2－dd1〕2/4a0=2145.17mm由表11-2取Ld=2240mm由式〔11-17〕得實際中心距為：a≈a0+〔Ld－L0〕/2=597.415mm4、驗算小帶輪的包角a1，由式〔11-18〕得：a1=1800－57.30×〔dd2－dd1〕/a=144.040＞1200〔滿足要求〕5、確定V帶的根數z：查表11-4，由線性插值法可得：p=1.64+[〔1.93－1.64〕/(1200－950)]·〔960－950〕=1.65kw查表11-5，由線性插值法可得：△p=0.25+[〔0.3－0.25〕/(980－800)]·〔960－800〕=0.294kw查表11-6，由線性插值法可得：ka=0.89+[〔0.92－0.89〕/(150－140)]·〔144.04－140〕=0.902查表11-2，可得kL=1.00由式〔11-19〕得V帶根數z為：z=pC/[〔p＋△p〕kakL]=4.906/[〔1.65＋0.294〕0.902·1.00]=2.8〔根〕取整數：故z=3〔根〕6、計算單根V帶預緊力F0:查表11-1得q=0.17kg/m，由式〔11-20〕得單根V帶的預緊力F0為：F0=500pC/zV[〔2.5/ka〕－1]＋qV2=500×4.906/[3×6.28(2.5/0.902－1)]＋0.17×6.282=237.15KN7、計算V帶對軸的壓力Q：由式〔11-21〕得V帶對軸的壓力Q為：Q=2zF0sin(a1/2)=2×3×237.15sin(144.04o/2)=1232.23N8、V帶輪的構造設計，并繪制V帶輪的零件工作圖3.2齒輪傳動設計對于齒輪傳動的設計計算主要有以下工作：選擇齒輪材料及精度等級、按齒面接觸疲勞強度設計、轉矩T1、載荷系數k、許用接觸應力[σH]、校核齒根彎曲疲勞強度、齒形系數YFa和應力修正系數YSa、許用彎曲應力[σF]、計算齒輪傳動的中心矩a。1、選擇材料和熱處理方法，并確定材料的許用接觸應力根據工作條件，一般用途的減速器可采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?。查?-6得小齒輪45鋼調制處理齒面硬度HBS1=230大齒輪45鋼正火處理齒面硬度HBS2=190兩齒輪齒面硬度差為40HBS，符合軟齒面?zhèn)鲃拥脑O計要求2、確定材料許用接觸應力查表5-11得，兩實驗齒輪材料接觸疲勞強度極限應力為：δhlim1=480+0.93(HBS1-135)=480+0.93(230-135)=568.4Mpaδhlim2=480+0.93(HBS2-135)=480+0.93(190-135)=531.2Mpa由表5-12按一般重要性考慮，取接觸疲勞強度的最小安全系數：shlim1=1.0兩齒輪材料的許用接觸應力分別為[δH1]=δhlim1/shlim1=568.4Mpa[δH2]=δhlim2/shlim1=531.2Mpa3、根據設計準那么，按齒面接觸疲勞強度進展設計查表5-8，取載荷系數K=1.2；查表5-9，查取彈性系數ZE=189.8；取齒寬系數Ψd=1(閉式軟齒面)；[δH]取其中較小值為531.2Mpa代入。故d1≥=76.34mm4、幾何尺寸計算齒數由于采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?，小齒輪齒數的推薦值是20～40，取Z1=27，那么Z2=81模數m=d1/Z1=2.83mm由表5-2，將m轉換為標準模數，取m=3mm中心距a=m(Z1+Z2)/2=162mm齒寬b2=Ψdd1=1×76.34=76.34mm，取整b2=76mmb1=76+〔5~10〕mm，取b1=80mm5、校核齒根彎曲疲勞強度由校核公式〔5-35〕δF=YFYs查表5-10，兩齒輪的齒形系數，應力校正系數分別是〔YF2,Ys2由線性插值求出〕Z1=27時YF1=2.57Ys1=1.60Z2=81時YF2=2.218Ys2=1.77查表5-11，兩實驗齒輪材料的彎曲疲勞極限應力分別為δflim1=190+0.2(HBS1-135)=209Mpaδflim2=190+0.2(HBS2-135)=201Mpa查表5-12，彎曲疲勞強度的最小安全系數為sFlim1=1.0兩齒輪材料的許用彎曲疲勞應力分別為[δF1]=δhlim1/shlim1=209Mpa[δF2]=δhlim2/shlim2=201Mpa將上述參數分別代入校核公式〔5-35〕，可得兩齒輪的齒根彎曲疲勞應力分別為δF1=YF1Ys＜[δF1]=209MpaδF2=YF2Ys2＜[δF2]=201Mpa所以兩齒輪的齒根彎曲疲勞強度均足夠。6、齒輪其他尺寸計算分度圓直徑d1=mZ1=3×27=81mmd2=mZ2=3×81=243mm齒頂圓直徑da1=d1+2ha=81+2×3=87mmda2=d2+2ha=243+2×3=249mm齒根圓直徑df1=d1-2hf=81-2×1.25=77.25mmdf2=d2-2hf=243-2×1.25=239.25mm中心距a=m(Z1+Z2)/2=162mm齒寬b1=80mmb2=76mm7、選擇齒輪精度等級齒輪圓周速度v1==1.36m/s查表5-7，選齒輪精度等級：第Ⅱ公差組為9級，由“齒輪傳動公差〞查得小齒輪9-9-8GJGB10095-88大齒輪9-9-8HKGB10095-883.2.1高速級齒輪的傳動設計①材料及齒輪精度：考慮到齒輪所傳遞的功率不大，且該機構傳動尺寸無嚴格限制，所以齒輪材料可選用中碳鋼，調質處理。參照參考資料［１］中表6-2可得，小齒輪齒面硬度為230-240HBS，大齒輪齒面硬度為190-200HBS，且大小齒輪都采用斜齒圓柱齒輪閉式軟齒面?zhèn)鲃?，選用8級精度。②選取齒輪齒數和螺旋角閉式軟齒面齒輪傳動，初選=24,那么，取=95。驗算：〔符合要求〕。初選。③按齒面接觸疲勞強度設計對閉式軟齒面齒輪傳動，承載能力一般取決于齒面接觸強度，故按接觸強度計算，校核齒根彎曲疲勞強度。式中各參數為：〔1〕因為啟動載荷為名義載荷的1.5倍，故初取齒輪載荷系數=1.５。〔2〕?！?〕由參考文獻[1]P133表6-6，因為所設計的減速器為不對稱布置，故的取值范圍應在0.6～1.2，為方便計算，選取齒寬系數?！?〕由參考文獻[1]P122表6-5查得彈性系數?！?〕由參考文獻[1]P124圖6-14查得節(jié)點區(qū)域系數?！?〕初取螺旋角。由參考文獻[1]P122公式〔6-7〕可計算齒輪傳動端面重合度：由參考文獻[1]P127公式〔6-13〕取重合度系數，由式得，那么由參考文獻[1]P140圖6-28查得螺旋角系數，由參考文獻[1]P122圖6-13查得重合度系數〔7〕?！?〕齒數比。〔9〕根據設計要求：單班制工作，每班8小時,減速器使用壽命5年,每年按300天計小齒輪1和大齒輪2的應力循環(huán)次數分別為：，由參考文獻[1]P125圖6-15查得：，。由參考文獻[1]P124公式〔6-11〕計算許用接觸應力。式中：——接觸疲勞極限，由參考文獻[1]P126圖6-16ｄ，按小齒輪齒面硬度230~240HBS，均值235HBS，在MQ和ML中間〔適當延長MQ和ML線〕查得；同理，由圖6—16c查得，——安全系數，查得?！獕勖禂?，已由參考文獻[1]P125圖6-15查得：，；==又因為在選擇許用接觸的時候，應該選取其中較小的一個，即來進展齒輪的參數設計。將確定后的各項數值代入設計公式，求得：修正：由參考文獻[1]P117表6-3查得使用系數；由參考文獻[1]P118圖6-7查得動載系數；由參考文獻[1]P119圖6-10查得齒向載荷分布系數〔減速器軸的剛度較大〕；由參考文獻[1]P120表6-4查得齒間載荷分配系數，那么：。由參考文獻[1]P11３表6-1，選取第一系列標準模數，同時，傳動需滿足模數m≥1.5-2mm，取。齒輪主要幾何尺寸：中心距：，圓整為91mm≤120mm，滿足要求。修正螺旋角：小齒輪分度圓直徑：大齒輪分度圓直徑：，取，。④校核齒根彎曲疲勞強度式中各參數為：〔1〕因為啟動載荷為名義載荷的1.5倍，故初取齒輪載荷系數=1.５?！?〕。〔3〕齒寬b=36.71。〔4〕模數?！?〕小齒輪分度圓直徑：?！?〕齒形系數和應力修正系數：齒輪當量齒數：，由參考文獻[1]P128圖6-19查得齒形系數，。由參考文獻[1]P129圖6-20查得應力修正系數，。〔7〕重合度系數由?機械原理?可得公式，由參考文獻[1]P126公式(6-13)計算可得：(8)由參考文獻[1]P140圖6-28查得螺旋角系數之前算得，小齒輪1和大齒輪2的應力循環(huán)次數分別為：；由參考文獻[1]P130圖6-21查得彎曲強度壽命系數為：;由參考文獻[1]P126圖6-22c，按小齒輪齒面硬度230~240HBS均值235HBS，在ML線〔適當延長〕查得；同理，在圖6-22b上，查得；取;再將確定出來的數值代入彎曲強度校核公式，可得所以，齒根彎曲疲勞強度足夠。⑤齒輪精度設計根據設計要求，以低速級畫裝配圖，所以以低速級為例。3.2.2低速級齒輪的傳動設計①材料及齒輪精度：考慮到齒輪所傳遞的功率不大，且該機構傳動尺寸無嚴格限制，所以齒輪材料可選用中碳鋼，調質處理。參照參考資料［１］中表6-2可得，小齒輪齒面硬度為230-240HBS，大齒輪齒面硬度為190-200HBS，且大小齒輪都采用斜齒圓柱齒輪閉式軟齒面?zhèn)鲃印＿x用8級精度。②選取齒輪齒數和螺旋角閉式軟齒面齒輪傳動，初選=28,那么，取=85。初選。驗算：〔符合要求〕。③按齒面接觸疲勞強度設計對閉式軟齒面齒輪傳動，承載能力一般取決于齒面接觸強度，故按接觸強度計算，校核齒根彎曲疲勞強度。式中各參數為：〔1〕因為啟動載荷為名義載荷的1.5倍，故初取齒輪載荷系數=1.５?！?〕?！?〕由參考文獻[1]P133表6-6，因為所設計的減速器為不對稱布置，故的取值范圍應在0.6～1.2，為方便計算，選取齒寬系數。〔4〕由參考文獻[1]P122表6-5查得彈性系數。〔5〕由參考文獻[1]P124圖6-14查得節(jié)點區(qū)域系數?！?〕初取螺旋角。由參考文獻[1]P122公式〔6-7〕可計算齒輪傳動端面重合度：由參考文獻[1]P127公式〔6-13〕取重合度系數，由式得，那么由參考文獻[1]P140圖6-28查得螺旋角系數，由參考文獻[1]P122圖6-13查得重合度系數〔7〕?！?〕齒數比?！?〕根據設計要求：單班制工作，每班8小時,減速器使用壽命5年,每年按300天計小齒輪1和大齒輪2的應力循環(huán)次數分別為：，由參考文獻[1]P125圖6-15查得：，。由參考文獻[1]P124公式〔6-11〕計算許用接觸應力。式中：——接觸疲勞極限，由參考文獻[1]P126圖6-16ｄ，按小齒輪齒面硬度230~240HBS，均值235HBS，在MQ和ML中間〔適當延長MQ和ML線〕查得；同理，由圖6—16c查得，——安全系數，查得?！獕勖禂担延蓞⒖嘉墨I[1]P125圖6-15查得：，；==又因為在選擇許用接觸的時候，應該選取其中較小的一個，即來進展齒輪的參數設計。將確定后的各項數值代入設計公式，求得：修正：由參考文獻[1]P117表6-3查得使用系數；由參考文獻[1]P118圖6-7查得動載系數；由參考文獻[1]P119圖6-10查得齒向載荷分布系數〔減速器軸的剛度較大〕；由參考文獻[1]P120表6-4查得齒間載荷分配系數，那么：。由參考文獻[1]P11３表6-1，選取第一系列標準模數，同時，傳動需滿足模數m≥1.5-2mm，取。齒輪主要幾何尺寸：中心距：，圓整為87mm≤140mm，滿足要求。修正螺旋角：小齒輪分度圓直徑：大齒輪分度圓直徑：，取，。④校核齒根彎曲疲勞強度式中各參數為：〔1〕因為啟動載荷為名義載荷的1.5倍，故初取齒輪載荷系數=1.５。〔2〕。〔3〕齒寬b=43.12?！?〕模數?！?〕小齒輪分度圓直徑：?！?〕齒形系數和應力修正系數：齒輪當量齒數：，由參考文獻[1]P128圖6-19查得齒形系數，。由參考文獻[1]P129圖6-20查得應力修正系數，?！?〕重合度系數由?機械原理?可得公式，由參考文獻[1]P126公式(6-13)計算可得：(8)由參考文獻[1]P140圖6-28查得螺旋角系數之前算得，小齒輪1和大齒輪2的應力循環(huán)次數分別為：；，由參考文獻[1]P130圖6-21查得彎曲強度壽命系數為：;由參考文獻[1]P126圖6-22c，按小齒輪齒面硬度230~240HBS均值235HBS，在ML線〔適當延長〕查得；同理，在圖6-22b上，查得；取;再將確定出來的數值代入彎曲強度校核公式，可得所以，齒根彎曲疲勞強度足夠。⑤齒輪精度設計〔大齒輪〕按選擇的8級精度，查參考文獻[2]齒輪公差表可得，，，，，齒厚偏差計算〔由參考文獻[1]可知〕：分度圓弦齒高公稱值：分度圓弦齒厚公稱值：由參考文獻[1]P151中式〔6-35〕可確定最小側隙：齒后上偏差：，取負值，得。查齒輪公差表，齒輪徑向跳動公差查標準公差數值表，IT9=查參考文獻[1]P151表6-9，徑向進刀公差：。齒厚公差：。齒厚下偏差：。各級齒輪的主要參數具體數值如下：高速級低速級齒數24952885中心距91107法面模數1.51.5螺旋角11°15′17″13°3′32″法面壓力角20°20°端面壓力角20.36°20.48°齒寬b43384742齒根高系數標準值11齒頂系數標準值0.250.25當量齒數25.44100.728.11101.61分度圓直徑36.71145.2930.2991.95第四章軸系零部件設計4.1軸的設計與校核軸的設計(a〕從動軸的設計1、選取材料和熱處理方法，并確定軸材料的許用應力：由于為普通用途，中小功率，選用45鋼正火處理。查表15-1得σb=600Mpa，查表15-5得[σb]-1=55Mpa2、估算軸的最小直徑：由表15-2查得A=110，根據公式〔15-1〕得:d1≥A=42.295mm考慮軸端有一鍵槽，將上述軸徑增大5%，即42.295×1.05=44.40mm。該軸的外端安裝聯(lián)軸器，為了補償軸的偏差，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查手冊表選用柱銷聯(lián)軸器，其型號為為HL3，最小直徑d1=45mm(b)主動軸的設計1、選取材料和熱處理的方法，并確定軸材料的許用應力根據設計要求，普通用途，中小功率，單向運轉，選用45鋼正火處理。查表15-1得δb=600Mpa,查表15-5[δ]0=55Mpa.2、估算軸的最小直徑由表[7]查取A=110，根據公式〔15-1〕得d1≥=26.2mm考慮軸端有一鍵槽，將上述軸徑增大5%，即26.2×1.05=27.51mm。該軸的外端安裝V帶輪，為了補償軸的偏差，選用腹板式帶輪，最后取軸的最小直徑為d1=30mm。3、軸的構造設計并繪制草圖。1〕確定軸上零件的布置方案和固定方式2〕參考一般減速器機構3〕確定軸的各端直徑外端直徑d1=30mm按工藝和強度要求把軸制成階梯形，取穿過軸承蓋周段的軸徑為d2=d1+2h=d1+2×0.07d1=34.2mm，由于該處安裝墊圈，故取標準直徑d2=36mm考慮到軸承的內孔標準。取d3=d7=45mm〔兩軸承類型一樣〕。初選深溝球軸承型號為6209。直徑為d4的軸段為軸頭，取d4=54mm軸環(huán)直徑d5=50mm，根據軸承安裝直徑，查手冊得d6=47mm。4、確定各軸的長度：L4=84mm〔輪轂寬度為B2=82mm。L4比B2長1~3mm〕L1=58mm〔HL3彈性注銷聯(lián)軸器J型軸孔長度為B1=60mmL1比B1短1~3mm〕L7=20mm〔軸承的寬度B3為19mm，加1mm的擋油環(huán)〕L5=8mm〔軸環(huán)寬度為b≥1.4h〕根據減速器構造設計的要求，初步確定Δ2=10~15mml2=5~10mmL6=△2+L2-L5=11mmL3=B3+L2+△2=42mmL2=55mm兩軸承的跨距L=B3+2L2+2△2+B2=22+2×〔5~10〕+2×〔10~15〕+56=135mm軸的校核根據總合成彎矩圖、扭矩圖和軸的構造草圖的判斷a、b截面是否為為不安全截面，下面分別進展校核：校核a截面da≥=23.96mm考慮鍵槽后，由于da=23.96×1.05=25.158mm<d1=32mm，故a截面安全?！?〕校核b截面Meb=M合=107767N·mmdb≥=26.96mm考慮鍵槽后，由于db=26.96×1.05=28.3mm<d4=47.5mm，故b截面安全。因為不安全截面a、b均安全，所以原構造設計方案符合要求。4.2滾動軸承的選擇及校核(a)滾動軸承的選擇1、輸入軸承選用6209型深溝球軸承，其內徑d為45mm,外徑D為85mm，寬度B為19mm.Cr=24.5kN根據根據條件，軸承預計壽命16×365×8=48720小時〔1〕nⅡ=458.2r/min兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N初先兩軸承為6209型深溝球軸承根據手冊P265〔11-12〕得軸承內部軸向力FS=0.63FR那么FS1=FS2=0.63FR1=315.1N

(2)因為；FS1+Fa=FS2

Fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端FA1=FS1=315.1N

FA2=FS2=315.1N

(3)求系數x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根據手冊P263表〔11-8〕得e=0.68FA1/FR1<e

x1=1

FA2/FR2<e

x2=1

y1=0

y2=0

(4)計算當量載荷P1、P2根據手冊P263表〔11-9〕取fP=1.5根據手冊P262〔11-6〕式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N

(5)軸承壽命計算因為；P1=P2

故取P=750.3N所以；角接觸球軸承ε=3根據手冊得7206AC型的Cr=23000N由手冊P264〔11-10c〕式得LH=16670/n(ftCr/P)ε=16670/458.2×(1×23000/750.3)3=1047500h>48720h所以預期壽命足夠2、輸出軸承選6213型深溝球軸承，其內徑d為65mm，外徑D=120mm，寬度B為23mmCr=44.0kN(1)nⅢ=76.4r/min

Fa=0

FR=FAZ=903.35N試選6213型深溝球軸承根據手冊P265表〔11-12〕得FS=0.063FR,那么FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N

(2)計算軸向載荷FA1、FA2∵FS1+Fa=FS2

Fa=0∴任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=569.1N

(3)求系數x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根據手冊P263表〔11-8〕得：e=0.68因為；FA1/FR1<e

所以；x1=1

y1=0因為；FA2/FR2<e所以；x2=1

y2=0

(4)計算當量動載荷P1、P2根據表〔11-9〕取fP=1.5根據式〔11-6〕得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N

(5)計算軸承壽命LH因為；P1=P2

故P=1355

ε=3根據手冊P71

7207AC型軸承Cr=30500N根據手冊P264表〔11-10〕得：ft=1根據手冊P264

〔11-10c〕式得Lh=16670/n(ftCr/P)ε=16670/76.4×(1×30500/1355)3

=2488378.6h>48720h所以；此軸承合格(b〕滾動軸承的校核1、中間軸上滾動軸承正裝型號為6207深溝球軸承,查表得,,取A點總支反力B點總支反力2、外部軸向載荷3、派生軸向力,那么A被壓緊B被放松.當量動載荷據工況(工作平穩(wěn)),取載荷系數那么算得當量動載荷如下:驗算軸承壽命,那么只用驗算A軸承,預期壽命那么軸承的壽命滿足要求.4.3鍵的選擇與校核標準鍵的選擇包括鍵的選擇，聯(lián)軸器的選擇，螺栓、螺母、螺釘的選擇，銷的選擇、墊圈、墊片的選擇。1、鍵的選擇查表4-1〔機械設計根基課程設計〕鍵1：圓頭普通平鍵〔A型〕b=8mmh=7mmL=28mm鍵2：圓頭普通平鍵〔A型〕b=14mmh=9mmL=45mm鍵3：圓頭普通平鍵〔A型〕b=14mmh=9mmL=63mm鍵4：圓頭普通平鍵〔A型〕b=20mmh=12mmL=56mm鍵5：圓頭普通平鍵〔A型〕b=16mmh=10mmL=40mm2、螺栓、螺母、螺釘的選擇考慮到減速器的工作條件，后續(xù)想體的附件的構造，以及其他因素的影響選用螺栓GB5782–86,M6*25和GB5782–86,M10*35，GB5782–86,M10*25三種。選用螺母GB6170–86,M10和GB6170–86,M12兩種。選用螺釘GB5782–86,M6*25和GB5782–86,M6*30兩種。3、鍵的校核設定輸入軸與聯(lián)軸器之間的鍵為1，齒輪2與中間軸之間的鍵為鍵2，齒輪3與中間軸之間的鍵為鍵3，齒輪4與輸出軸之間的鍵為鍵4，輸出軸與鏈輪之間的鍵為鍵5。校核鍵的承載能力因為：鍵1受到的轉距T1=34.12N·m鍵2受到的轉距T2=97.78N·m鍵3受到的轉距T2=97.78N·m鍵4受到的轉距T4=357.58N·m鍵5受到的轉距T5=357.58N·m鍵的材料為鋼，輕微沖擊，[]為100~120Mp，取[]=110Mp鍵的校核公式：〔k=0.5hl=L-bd為軸的直徑〕所以：校核第一個鍵：≤[]校核第二個鍵：≤[]校核第三個鍵：≤[]校核第四個鍵：≤[]校核第五個鍵：≤[]4.4聯(lián)軸器的選擇查[1]表15-1得為了隔離振動和沖擊，查[2]表13-6，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器；載荷計算：公稱轉矩：T=594.40N*m選取工作情況系數為：所以轉矩因為計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩,所以選取LT9型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1000Nm，孔徑長度為J型。第五章箱體的設計1〕減速器箱體的構造設計箱體采用剖分式構造，剖分面通過軸心。下面對箱體進展具體設計：1.確定箱體的尺寸與形狀箱體的尺寸直接影響它的剛度。首先要確定合理的箱體壁厚。根據經歷公式：〔T為低速軸轉矩，N·m〕可取。為了保證結合面連接處的局部剛度與接觸剛度，箱蓋與箱座連接局部都有較厚的連接壁緣，箱座底面凸緣厚度設計得更厚些。2.合理設計肋板在軸承座孔與箱底接合面處設置加強肋，減少了側壁的彎曲變形。3.合理選擇材料因為鑄鐵易切削，抗壓性能好，并具有一定的吸振性，且減速器的受載不大，所以箱體可用灰鑄鐵制成。2〕減速器附件的構造設計〔1〕檢查孔和視孔