帶式運輸機傳動裝置設(shè)計-畢業(yè)論文正稿

..畢業(yè)設(shè)計〔論文〔2011屆題目帶式輸送機傳動裝置設(shè)計目錄摘要第一章緒論…………31.1選題依據(jù)及意義……31.2研究內(nèi)容……3第二章傳動裝置的總體設(shè)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(shù)計算………………6第三章傳動件的設(shè)計計算…………83.1帶傳動設(shè)計……83.2齒輪傳動設(shè)計…………………93.2.1高速級齒輪的傳動設(shè)計…………123.2.2低速級齒輪的傳動設(shè)計…………17第四章軸系零部件設(shè)計……………244.1軸的設(shè)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(shè)計…………………32第六章潤滑及密封的設(shè)計…………34第七章設(shè)計總結(jié)……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部分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(chǎn)機械。運輸機械的形式有很多,通常根據(jù)有無擾性牽引件〔比如,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(chǎn)效率高,運送距離長,工作平穩(wěn)、結(jié)構(gòu)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部分,它的設(shè)計和選型對帶式運輸機起著關(guān)鍵性的作用。因此我們必須嚴格按照設(shè)計規(guī)范對其進行設(shè)計。關(guān)鍵詞：帶式輸送機；選型設(shè)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(jù)及意義隨著制造業(yè)規(guī)模的擴大,生產(chǎn)批量的不斷增長,生產(chǎn)線已經(jīng)越來越廣泛得應用于車間。輸送機作為生產(chǎn)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(diào)節(jié)到所需速度進行工作。帶式輸送機是連續(xù)運行的運輸設(shè)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(shè)備,與其它運輸設(shè)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(chǎn)高礦井,帶式輸送機已成為煤炭高效開采機電一體化技術(shù)與裝備的關(guān)鍵設(shè)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(shè)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(shè)計作為畢業(yè)設(shè)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(shè)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(shè)計、計算和繪圖能力都等到了全面的訓練。1.2研究內(nèi)容傳動裝置時輸送機的核心,研究其傳動裝置時關(guān)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(zhuǎn)速和增大轉(zhuǎn)矩一滿足各種工作機的需要。根據(jù)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,結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)矩輸入端,這樣軸在轉(zhuǎn)矩的作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分相互抵消,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(shè)計的重點,其傳動裝置是其主要部分,它的設(shè)計和選型對帶式運輸機起著關(guān)鍵性的作用。因此我們必須嚴格按照設(shè)計規(guī)范對其進行設(shè)計。第二章傳動裝置的總體設(shè)計2.1傳動方案分析設(shè)計任務(wù)書以給定帶式運輸機的的傳動方案。機構(gòu)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(diào)二者的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)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帶這種簡單的結(jié)構(gòu),而且價格便宜,標準化程度高,大幅降低了成本。減速器部分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。原動機部分為Y系列三相交流異步電動機?？傮w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,此外還結(jié)構(gòu)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,全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu),電壓380V?！捕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(zhuǎn)速工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhì)量及價格等因素,為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊,決定選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動機?！菜倪x擇電動機根據(jù)電動機類型、容量和轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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)接部分尺寸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(shù)計算參數(shù)：指各軸的轉(zhuǎn)速、功率p、轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)矩計算結(jié)果列表軸名參數(shù)O軸〔電動機Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸〔滾筒轉(zhuǎn)速<r/min>9703889090輸入功率〔kw7.226.936.656.52輸入轉(zhuǎn)矩〔N.m71.08170.57705.64691.84傳動比33.591效率0.960.960.98第三章傳動件的設(shè)計計算3.1帶傳動設(shè)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(jù)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,則取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(nèi),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+dd2437.5mm≤a0≤1250mm初選中心距：a0=550mm由<11-16>式得：L0=2a0+兀〔dd1+dd2/2+〔dd2－dd12/4a0=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(shù)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(shù)z為：z=pC/[〔p＋△pkakL]=4.906/[〔1.65＋0.2940.902·1.00]=2.8〔根取整數(shù)：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帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計,并繪制V帶輪的零件工作圖3.2齒輪傳動設(shè)計對于齒輪傳動的設(shè)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(shè)計、轉(zhuǎn)矩T1、載荷系數(shù)k、許用接觸應力[σH]、校核齒根彎曲疲勞強度、齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)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(jù)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(diào)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(shè)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(shù)：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(jù)設(shè)計準則,按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計查表5-8,取載荷系數(shù)K=1.2；查表5-9,查取彈性系數(shù)ZE=189.8；取齒寬系數(shù)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(shù)由于采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?小齒輪齒數(shù)的推薦值是20～40,取Z1=27,則Z2=81模數(shù)m=d1/Z1=2.83mm由表5-2,將m轉(zhuǎn)換為標準模數(shù),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+〔5~10mm,取b1=80mm5、校核齒根彎曲疲勞強度由校核公式〔5-35δF=YFYs查表5-10,兩齒輪的齒形系數(shù),應力校正系數(shù)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(shù)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(shù)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(shè)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(gòu)傳動尺寸無嚴格限制,所以齒輪材料可選用中碳鋼,調(diào)質(zhì)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(shù)和螺旋角閉式軟齒面齒輪傳動,初選=24,則,取=95。驗算：〔符合要求。初選。③按齒面接觸疲勞強度設(shè)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(shù)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(shù)=1.５?！??！?由參考文獻[1]P133表6-6,因為所設(shè)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(shù)?！?由參考文獻[1]P122表6-5查得彈性系數(shù)?！?由參考文獻[1]P124圖6-14查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)?！?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(shù),由式得,則由參考文獻[1]P140圖6-28查得螺旋角系數(shù),由參考文獻[1]P122圖6-13查得重合度系數(shù)〔7?！?齒數(shù)比?！?根據(jù)設(shè)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(shù)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(shù),查得?！獕勖禂?shù),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,即來進行齒輪的參數(shù)設(shè)計。將確定后的各項數(shù)值代入設(shè)計公式,求得：修正：由參考文獻[1]P117表6-3查得使用系數(shù)；由參考文獻[1]P118圖6-7查得動載系數(shù)；由參考文獻[1]P119圖6-10查得齒向載荷分布系數(shù)〔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(shù),則：。由參考文獻[1]P11３表6-1,選取第一系列標準模數(shù),同時,傳動需滿足模數(shù)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(shù)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(shù)=1.５。〔2?！?齒寬b=36.71?！?模數(shù)?！?小齒輪分度圓直徑：?！?齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)：齒輪當量齒數(shù)：,由參考文獻[1]P128圖6-19查得齒形系數(shù),。由參考文獻[1]P129圖6-20查得應力修正系數(shù),?！?重合度系數(shù)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(shù)之前算得,小齒輪1和大齒輪2的應力循環(huán)次數(shù)分別為：；由參考文獻[1]P130圖6-21查得彎曲強度壽命系數(shù)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(shù)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(shè)計根據(jù)設(shè)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(shè)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(gòu)傳動尺寸無嚴格限制,所以齒輪材料可選用中碳鋼,調(diào)質(zhì)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(shù)和螺旋角閉式軟齒面齒輪傳動,初選=28,則,取=85。初選。驗算：〔符合要求。③按齒面接觸疲勞強度設(shè)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(shù)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(shù)=1.５?！??！?由參考文獻[1]P133表6-6,因為所設(shè)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(shù)?！?由參考文獻[1]P122表6-5查得彈性系數(shù)?！?由參考文獻[1]P124圖6-14查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)?！?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(shù),由式得,則由參考文獻[1]P140圖6-28查得螺旋角系數(shù),由參考文獻[1]P122圖6-13查得重合度系數(shù)〔7?！?齒數(shù)比?！?根據(jù)設(shè)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(shù)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(shù),查得?！獕勖禂?shù),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,即來進行齒輪的參數(shù)設(shè)計。將確定后的各項數(shù)值代入設(shè)計公式,求得：修正：由參考文獻[1]P117表6-3查得使用系數(shù)；由參考文獻[1]P118圖6-7查得動載系數(shù)；由參考文獻[1]P119圖6-10查得齒向載荷分布系數(shù)〔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(shù),則：。由參考文獻[1]P11３表6-1,選取第一系列標準模數(shù),同時,傳動需滿足模數(shù)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(shù)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(shù)=1.５?！??！?齒寬b=43.12?！?模數(shù)?！?小齒輪分度圓直徑：?！?齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)：齒輪當量齒數(shù)：,由參考文獻[1]P128圖6-19查得齒形系數(shù),。由參考文獻[1]P129圖6-20查得應力修正系數(shù),?！?重合度系數(shù)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(shù)之前算得,小齒輪1和大齒輪2的應力循環(huán)次數(shù)分別為：；,由參考文獻[1]P130圖6-21查得彎曲強度壽命系數(shù)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(shù)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(shè)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(cè)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(shù)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(shù)具體數(shù)值如下：高速級低速級齒數(shù)24952885中心距91107法面模數(shù)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(shù)標準值11齒頂系數(shù)標準值0.250.25當量齒數(shù)25.44100.728.11101.61分度圓直徑36.71145.2930.2991.95第四章軸系零部件設(shè)計4.1軸的設(shè)計與校核軸的設(shè)計<a從動軸的設(shè)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(jù)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(shè)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(jù)設(shè)計要求,普通用途,中小功率,單向運轉(zhuǎn),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(jù)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、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)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(gòu)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(nèi)孔標準。取d3=d7=45mm〔兩軸承類型相同。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(jù)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1~3mmL1=58mm〔HL3彈性注銷聯(lián)軸器J型軸孔長度為B1=60mmL1比B1短1~3mmL7=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(jù)減速器結(jié)構(gòu)設(shè)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(jù)總合成彎矩圖、扭矩圖和軸的結(jié)構(gòu)草圖的判斷a、b截面是否為為危險截面,下面分別進行校核：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。因為危險截面a、b均安全,所以原結(jié)構(gòu)設(shè)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(nèi)徑d為45mm,外徑D為85mm,寬度B為19mm.Cr=24.5kN根據(jù)根據(jù)條件,軸承預計壽命16×365×8=48720小時〔1已知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(jù)手冊P265〔11-12得軸承內(nèi)部軸向力FS=0.63FR則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(shù)x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根據(jù)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(jù)手冊P263表〔11-9取fP=1.5根據(jù)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(jù)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(nèi)徑d為65mm,外徑D=120mm,寬度B為23mmCr=44.0kN<1>已知nⅢ=76.4r/min

Fa=0

FR=FAZ=903.35N試選6213型深溝球軸承根據(jù)手冊P265表〔11-12得FS=0.063FR,則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(shù)x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根據(jù)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(jù)表〔11-9取fP=1.5根據(jù)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(jù)手冊P71

7207AC型軸承Cr=30500N根據(jù)手冊P264表〔11-10得：ft=1根據(jù)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,則A被壓緊B被放松.當量動載荷據(jù)工況<工作平穩(wěn)>,取載荷系數(shù)則算得當量動載荷如下:驗算軸承壽命,則只用驗算A軸承,預期壽命則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?shù)倪x擇,銷的選擇、墊圈、墊片的選擇。1、鍵的選擇查表4-1〔機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)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?shù)倪x擇考慮到減速器的工作條件,后續(xù)想體的附件的結(jié)構(gòu),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(shè)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(zhuǎn)距T1=34.12N·m鍵2受到的轉(zhuǎn)距T2=97.78N·m鍵3受到的轉(zhuǎn)距T2=97.78N·m鍵4受到的轉(zhuǎn)距T4=357.58N·m鍵5受到的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩：T=594.40N*m選取工作情況系數(shù)為：所以轉(zhuǎn)矩因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以選取LT9型彈性套柱銷聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為1000Nm,孔徑長度為J型。第五章箱體的設(shè)計1減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計箱體采用剖分式結(jié)構(gòu),剖分面通過軸心。下面對箱體進行具體設(shè)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(jù)經(jīng)驗公式：〔T為低速軸轉(zhuǎn)矩,N·m可取。為了保證結(jié)合面連接處的局部剛度與接觸剛度,箱蓋與箱座連接部分都有較厚的連接壁緣,箱座底面凸緣厚度設(shè)計得更厚些。2.合理設(shè)計肋板在軸承座孔與箱底接合面處設(shè)置加強肋,減少了側(cè)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減速器附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計〔1檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑情況、接觸斑