帶式運輸機電動滾筒的設計說明書模板

帶式運輸機電動滾筒的設計說明書資料內容僅供參考，如有不當或者侵權，請聯(lián)系本人改正或者刪除。摘要帶式輸送機自從創(chuàng)造至今已有一百五十年的歷史,依然被廣泛的應用于生產、生活中,被廣泛使用在石油、化工、塑料、橡膠、食品、建材、包裝、紡織、造紙、輕工、立體停車庫和流水線等機械設備領域中。經過本畢業(yè)設計將學過的基礎理論知識進行綜合應用,培養(yǎng)結構設計,計算能力,了解減速器的結構設計的步驟及參數(shù)選擇的原則,熟悉減速器傳動的基本原理,熟悉并掌握一套完整的機械傳動裝置的設計過程。了解減速器的參數(shù)數(shù)據的選擇原則對傳動裝置效率的影響。由于減速器的結構簡單實用,被廣泛應用于各行各業(yè)中,因此,減速器的使用還有很好的前景。經過本畢業(yè)設計,了解減速器的結構設計的步驟及參數(shù)選擇的原則,熟悉減速器傳動的基本原理,并設計了一套完整的電動滾筒傳動裝置。關鍵詞:帶式輸送機;減速器設計;主要部件前言隨著科學技術的迅速發(fā)展,市場競爭日趨激烈,在機械制造中,運輸工業(yè)已成為國民經濟支柱產業(yè)之一,其在國民經濟中所占比重和作用越來越重要,世界各國經濟發(fā)展歷程證明了這一點。改革開放以來,隨著市場經濟的發(fā)展,商品流通的增加,物質的不斷豐富,生活水平的提高,人們在追求商品外在質量提高的同時,主要還是追求商品內在質量提高,保證內在質量就需要快速的運輸來實現(xiàn)。近年來人們的消費需求的擴大,運輸工業(yè)隨之迅速發(fā)展,在中國國民生產總值中已占到10%以上,與經濟發(fā)達國家的差距正在逐步縮小。

運輸機械在運輸工業(yè)中的地位十分重要,對運輸工業(yè)現(xiàn)代化具有舉足輕重的作用。它能夠提高勞動生產率,改進生產環(huán)境,降低生產成本,減少環(huán)境污染,增加產品質量,提高產品的檔次,增加附加值從而增加市場競爭力,帶來更大的社會效益和經濟效益。

中國的運輸機械發(fā)展起步與20世紀40年代末,從改革開放前少數(shù)幾種水平落后的單機起,到70年代,在借鑒進口設備和技術的基礎上,運輸機械的生產發(fā)生了一個巨大的變化,大量填補國內空白的運輸機械問世,品種規(guī)格不斷增加,出現(xiàn)了大量專業(yè)的運輸機械生產企業(yè),形成了一批專業(yè)化生產的骨干企業(yè)。許多研究機構著手研究運輸機械,大專院校也紛紛設立運輸專業(yè),先后成立了全國性的協(xié)會,學會,標準化機構,出版了各種專業(yè)期刊,形成了一個獨立的運輸行業(yè)部門,也是原機械工業(yè)部管理的14個大行業(yè)之一。進入20世紀80年代,除繼續(xù)增加新品種外。在產品的技術水平和內在質量、性能等方面有了很大進步,從注重數(shù)量向注重質量和性能方面發(fā)展,產品的技術水平與國外先進水平的差距在縮小。本課題是聯(lián)系生產實際的課題。

當前,帶式輸送機已廣泛應用于工農業(yè)生產的各個角落,如化工、建材、礦山開采,車站、碼頭以及農產品貯運等,操作方便、運輸距離比較長。隨著機械化和綜合機械化采煤工作面產量的不斷提高,帶式輸送機已經逐漸成為煤礦生產中的一種主要輸送設備。

電動滾筒是帶式輸送機的一個重要動力部件,就冷卻形式而言有油冷式、油浸式及風冷式等,就減速形式而言有齒輪減速式及擺線針輪式等,就電動機的安裝位置而言有內置式和外置式等。當前應用較多的是齒輪減速、內置、油冷式電動滾筒,特別是對于小型和微型電動滾筒來說,這種電動滾筒更具有不可替代的地位?？墒?齒輪減速油冷式電動滾筒承載能力較差、傳動效率低,右法蘭軸結構復雜、工藝性較差。因此,擬采用活齒減速技術方案對其進行改進設計。

活齒波動傳動是用來傳遞兩同軸間回轉運動的一種新型傳動形式,這與電動滾筒的傳動方式完全吻合。它由激波器V、中心輪K、活齒架H及一組活齒組成,工作時,激波器周期性地推動活齒,這些活齒與中心輪齒廓的嚙合點形成了蛇腹蠕動式的切向波,從而與中心輪形成連續(xù)的驅動關系。活齒傳動具有結構緊湊、體積小、承載能力大、傳動效率高、基本構件的工藝性好等優(yōu)點,因此一出現(xiàn)就引起了人們極大的興趣。

1、系統(tǒng)傳動方案設計和運動學及動力學參數(shù)設計計算1.1系統(tǒng)傳動方案設計組成:傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。特點:齒輪相對于軸承不對稱分布,故沿軸向載荷分布不均勻,要求軸有較大的剛度。確定傳動方案:考慮到電機轉速高,傳動功率大,故采用剛性聯(lián)軸器聯(lián)結電機與減速器。其傳動方案如下:1-電機2-聯(lián)軸器3-減速器4-聯(lián)軸器5-滾筒圖1-1帶式輸送機總體方案布局圖1.2系統(tǒng)運動學及動力學參數(shù)設計計算1.2.1選擇電動機電動機類型的選擇:Y系列三相異步電動機電動機功率選擇:η1—聯(lián)軸器的傳動效率:0.99η2—每對軸承的傳動效率:0.99η3—圓柱直齒輪的傳動效率:0.96η4—滾筒與傳送帶之間的傳動效率:0.96傳動裝置的總效率:η=η12×η24×η32×η4=0.992×0.994×0.962×0.96≈0.83電機所需的工作功率:==6KW確定電動機轉速:計算滾筒工作轉速:n滾筒===76.43r/min查《機械設計手冊》P18-4表18.1-1得二級圓柱齒輪減速器傳動比i=8～60,故電動機轉速的可選范圍是:n電=n滾筒×i=(8～60)×76.43r/min=611.44～4585.8r/min根據容量和轉速,由有關手冊查出有三種適用的電動機型號,因此有2種傳動比喻案如下:表1-1電機型號方案電動機型號額定功率KW額定轉速r/min重量Kg總傳動比1Y132S1-26.529006722.312Y132S-46.58456811.08圖1-2電機安裝及外形尺寸表1-2電機外形尺寸型號ABCDEFGHKABACADHDBBLY132M-4216140893880103313212280275210315200475綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和減速器的傳動比,可見第二方案比較適合。因此選定電動機型號為Y132S-4。1.2.2總傳動比并分配傳動總傳動比==11.08分配傳動比:i1=(1.3～1.5)i2,經計算i1=(3.79～4.08),取i1=4,計算得i2=2.77I1為高速級傳動比,i2為低速級傳動比。1.2.3各軸功率、轉速、轉矩計算將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1軸、2軸、3軸、4軸;η01,η12,η23,η34依次為電機與軸1,軸1與軸2,軸2與軸3,軸3與軸4之間的傳動效率。各軸轉速:=845r/min==211.25r/min==76.43r/min=129.96r/min各軸輸入功率:P1=P電·η01=6×0.99＝5.94KWη01＝η1P2=P1·η12=5.94×0.99×0.96＝5.82KWη12＝η2η3P3=P2·η23=5.82×0.99×0.96＝5.53KWη23＝η2η3P4=P3·η34=5.53×0.99×0.99＝5.42KWη34＝η1η2各軸輸入轉矩:＝67.8N·mT1=Td·η01＝67.8×0.99＝67.13N·mT2=T1·i1·η12＝67.13×4×0.99×0.96＝255.21N·mT3=T2·i2·η23＝255.21×2.77×0.99×0.96＝671.87N·mT4=T3·η34＝671.87×0.99×0.99＝658.5N·m1-3軸的輸出功率、輸出轉矩分別為各軸的輸入功率、輸入轉矩乘以1對軸承的傳動效率0.99。2.傳動件設計計算2.1高速級大、小齒輪的設計計算2.2低速級大、小齒輪的設計計算2.2.1選擇齒輪材料載荷中等、速度不高且傳動尺寸無特殊要求,因此大小齒輪都選軟齒面齒輪,小齒輪選用35MnB調質,硬度260HBS,大齒輪選用SiMn調質,硬度225HBS。根據兩齒面的硬度,由《機械設計基礎》表6-10中的算式得出兩齒輪的接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度的許用應力:265HBS=27.1HRC,225HBS=20HRC=380+HBS=640MPa=380+HBS=605MPa=155+0.3HRC=163MPa=155+0.3HRC=161MPa2.2.2選取設計參數(shù)小齒輪齒數(shù)z1=26,則z2=26×2.77=72.02,取z2=72;實際傳動比為i12=72/26=2.769,傳動比誤差Δi==0.0004％≤5％,在允許范圍內。齒寬系數(shù)取=1.02.2.3按齒面接觸疲勞強度設計小齒輪的轉矩T1=121.10N·m載荷系數(shù)查《機械設計基礎》表6-9取K=1.2d1≥766=766=60.01mm齒輪的模數(shù)為m=≥=2.31。查《機械設計基礎》表6-1取標準系列模數(shù)m=3。d1=mz1=26×3=78mm2.2.4齒輪的幾何尺寸計算d3=mz3=3×26=78mmd4=mz4=3×72=216mmda3=mz3+2ha*m=78+6=84mmda4=mz4+2ha*m=216+6=222mmdf3=mz3－2(ha*+c*)m=78－7.5=70.5mmdf4=mz4－2(ha*+c*)m=216－7.5=208.5mma=(d3+d4)/2=(78+216)/2=147mmb=ψdd3=1.0×66=78mm取b4=78,b3=78+4=82mm2.2.5校核彎曲疲勞強度由齒數(shù)查表6-12得兩齒輪的復合齒形系數(shù)為:YFS1=4.30,YFS2=4．σF1===68.42Mpa＜=163MPa合格σF2===63.69Mpa＜=178MPa合格2.2.6精度設計查《機械設計基礎》表6-8取8級精度．2.2.7.結構設計2.2.7.1.中間軸孔的厚度:大齒輪D0=da4-(10～14)mn=222-(10～14)×3=(180～192)mm,取D0=190mm.D4為軸徑,D4=52mm,D3=1.6D4=1.6×52=83.2mm,取D3=85,l=b=齒寬,D2=(0.25～0.35)(D0-D3)=(0.25～0.35)(190-85)=(26.25～36.75)mm,取D2=35.r=1mm.腹板孔厚度:C=(0.2-0.3)b≥8mm,選C=10mm.2.2.8.潤滑方式==2.1m/s<12m/s,采用潤滑油池潤滑。見參考文獻［機械設計基礎］P118.3.軸系零件的校核計算3.1Ⅰ軸的設計計算3.1.1材料的選擇及軸頸的確定圖3-1Ⅰ軸示意圖選擇軸的材料為45鋼,調質處理,查《機械設計手冊》(成大先主編,化學工業(yè)出版社)表6-1-1得σb=650Mpa,σs=360Mpa,σ-1=270Mpa,τ-1=155Mpa,E=2.15×105Mpa根據《機械設計手冊》表6-1-18公式初步計算軸徑,由于材料為45鋼,由《機械設計手冊》表6-1-19選取A=120則得d≥A=120×=17.99mm,因為考慮到裝聯(lián)軸器加鍵,有一個鍵槽,d≥17.99×(1+5％)=18.89mm3.1.2確定各軸段直徑表3-1各軸段直徑名稱依據確定結果(mm)大于軸的最小直徑18.89,電機軸徑D=38,d1=(0.8～1.2)D且考慮與聯(lián)軸器內孔標準直徑配合,聯(lián)軸器選擇GY5型30聯(lián)軸器定位d2=d1+2(0.07～0.1)d1=30+(4.2～6)=34.2～3635考慮軸承d3>d2選用代號為6008軸承軸承內徑d=40(mm)軸承外徑D=68(mm)軸承寬度B=15(mm)40考慮軸承定位d4＝da46考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不大(da<2d),選用齒輪軸,此時d5=da1=5456d6＝da46d7＝d3(同一對軸承)403.1.3各軸段的長度1軸段安裝聯(lián)軸器:聯(lián)軸器選擇GY5型(見《機械設計手冊》GB/T5843-)聯(lián)軸器寬度L聯(lián)軸器=82mm,使l1略小于L聯(lián)軸器,取l1=80mm.2軸段的長度l2:包括三部分:l2=lS1+e+m,其中l(wèi)S1部分為聯(lián)軸器的內端面至軸承端蓋的距離,查參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P26表5-2,lS1=15-20mm,取lS1=20mm,e部分為軸承端蓋的厚度,查參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P39表5-7,軸承外徑D=90mm,d3=8mm,e=1.2d3=9.6mm,m部分為軸承蓋的上口端面至軸承座孔邊緣的距離,軸承座孔的寬度L座孔=δ+C1+C2+(5～10mm),δ為下箱座壁厚,查參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P27表5-3:δ=8mm,C1,C2為軸承座旁連接螺栓到箱體外壁及箱邊的尺寸,根據軸承座旁連接螺栓的直徑查參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P27表5-3,(假設軸承座旁連接螺栓d1=14mm)得C1=20mm,C2=18mm,L座孔=δ+C1+C2+(5～10mm)=8+20+18+6=52mm另外為加工軸承座孔端面方便,軸承座孔的端面應高于箱體,m=L座孔-△3-B=52-5-12=35,△3=5mm,見參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P26表5-2。l2=20+9.6+35=64.6,取l2=65mm.3軸段的長度l3:l3應略小于深溝球軸承的寬度,軸承的型號為61908,軸承寬度B=12mm,l3=12mm.4軸段的長度:減速器的內壁尺寸:A=2△2+B1+B2+△4+2=2×10+82+52+14+2=170mm其中△2為齒輪斷面與箱體內壁的距離,△4為Ⅱ軸上兩齒輪之間的距離,B1、B2風別為Ⅱ軸上兩齒輪寬度。l4=A-l5-l6+2△3=170-56-15+10=109mm5軸段部位為齒輪軸,其長度與齒寬相同:l5=56mm.6軸段長度l6:l6=△2+△3=10+5=15mm.7軸段為軸承安裝段,l7等于滾動軸承的寬度B,B=15mm,取l7=15mm.3.1.4Ⅰ軸的校核3.1.4.1軸的校核a+b=B/2+l4+l5+l6+B/2=6+99+56+15+6=182mma=B/2+l6+l5/2=6+15+28=49mm,b=133mm圖3-2Ⅰ軸的強度計算(1)計算切向力和徑向力:結構參見圖3-2。(2)求水平平面內的支反力:(3)計算水平平面的彎矩(4)求垂直平面的支反力(5)計算垂直平面的彎矩(6)該軸的轉矩T=32180Nmm(7)合成彎矩并繪制彎矩圖(8)確定危險截面,校核該軸強度。結合上圖可看出。安裝齒輪處為危險截面,根據公式,選擇最大彎矩進行計算。此軸為單向運轉,扭轉切應力可按照脈動循環(huán)應力處理,得,W為抗彎截面系數(shù),,d為齒輪的齒根圓直徑,d=47mm,查參考文獻［機械設計基礎］P211表12-2,得該軸的結構滿足強度要求。3.1.4.2.軸承的校核由公式其中:ft為溫度系數(shù):查參考文獻［機械設計基礎］P246表14-3,得ft=1,fd為載荷系數(shù):查參考文獻［機械設計基礎］P246表14-4,得fd=1.2,C為基本額定動載荷:軸承選擇為深溝球軸承6008,查《機械設計手冊》(GB/T276-94),得C=17.0KNn為軸承工作轉速:n=1440r/min,ε為壽命指數(shù):對于球軸承ε=3,見參考文獻［機械設計基礎］P245.P為當量動載荷:P=XFr+YFa,對于此設計中的深溝球軸承,沒有軸向載荷,Fa=0,取X=1,見參考文獻［機械設計基礎］P247.因此,P=XFr=Fr。選擇兩者中的大的:因此該軸承符合強度要求。3.1.4.3與聯(lián)軸器的連接軸的鍵的設計與校核(1)一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求,應選用平鍵連接。由于齒輪在兩支撐點中間,故選用圓頭(A型)普通平鍵。選擇聯(lián)軸器GY5型:dz=38mm,d2=30mm,L=82mm.L1=60mm由參考文獻［機械零件設計手冊］P581,查得鍵的截面尺寸:b×h=8×7根據連接段取鍵長:L=L1-10=80-10=70mm,屬于標準尺寸系列。(2)鍵的校核查《機械設計手冊》P5-227表5-3-17,得鍵的工作長度為:l=L-b=70-8=62mm,鍵的擠壓應力為:,因此該鍵符合強度要求。選用鍵8×7,GB1906-查《機械設計手冊》P5-228表5-3-18鍵槽深:.3.2Ⅱ軸的設計計算3.2.1軸徑的確定圖3-3Ⅱ軸示意圖確定最小直徑:低速運轉,較大載荷,選用40Cr調質處理。查參考文獻［機械設計基礎］P211表12-2:許允彎曲應力=70MPa。根據《機械設計手冊》表6-1-18公式初步計算軸徑,由于材料為40Cr鋼,由《機械設計手冊》表6-1-19選取A=100則得d≥A=100×=23.40mm,3.2.2各軸段直徑的確定表3-2Ⅱ軸各軸段直徑名稱依據確定結果(mm)d≥23.40mm,選軸承代號:6306軸承內徑d=30(mm)軸承外徑D=72(mm)軸承寬度B=19(mm)30安裝齒輪段d2>d1,h=1.5～2mm,取2mm33軸肩段h=(0.07～0.1)d,取h=3mm39d4＝d233d7＝d1(同一對軸承)303.2.3各軸段長度的確定1軸段的長度l1:l1=B+△2+△3+2=19+10+5+2=36mm,軸承的型號為6306,軸承寬度B=19mm,△2為齒輪斷面與箱體內壁的距離,△3為軸承內端面與箱體內壁之間的距離2軸段的長度:l2=B2-2=82-2=80mm,齒輪寬B2=82mm3軸段的長度:兩齒輪間距l(xiāng)3=14mm4軸段的長度:l2=B1-2=52-2=50mm,齒輪寬B1=52mm5軸段的長度:l5:l5=B+△2+△3+2=19+10+5+4=38mm,軸承寬度B=19mm,△2為齒輪斷面與箱體內壁的距離,△3為軸承內端面與箱體內壁之間的距離3.2.4Ⅱ軸的校核3.2.4.1軸的校核圖3-4Ⅱ軸的強度計算a=l4/2+△2+△3+2+B/2=26+10+5+2+9.5=52.5mmb=l2/2+l3+l4/2=41+14+26=81mm,c=B/2+△3+△2+l2/2=9.5+5+10+41=65.5mma+b+c=49.5+81+62.5=199mm(1)計算圓周力和徑向力,彎矩圖參見圖5.(1-1)計算齒輪2的圓周力(1-2)計算齒輪3的圓周力(1-3)計算齒輪2的徑向力(1-4)計算齒輪3的徑向力(2)求水平平面內的支反力:,,(3)計算水平平面的彎矩對于B點:對于C點:(4)求垂直平面的支反力,,(5)計算垂直平面的彎矩對于B點:對于C點:(6)該軸的轉矩T=122320Nmm(7)合成彎矩并繪制彎矩圖對于B點:對于C點:(8)確定危險截面,校核該軸強度。結合圖5可看出。安裝齒輪2處為危險截面,根據公式,選擇最大彎矩進行計算。查參考文獻［機械設計基礎］P220表12-5,得,W為抗彎截面系數(shù),,d為齒輪2處軸的直徑,d=33mm,鍵槽尺寸b=10mm,.T=122320Nmm查參考文獻［機械設計基礎］P211表12-2,得該軸的結構滿足強度要求。3.2.4.2.軸承的校核由公式見參考文獻［機械設計基礎］P246(14-3)其中:ft為溫度系數(shù):查參考文獻［機械設計基礎］P246表14-3,得ft=1,fd為載荷系數(shù):查參考文獻［機械設計基礎］P246表14-4,得fd=1.2,C為基本額定動載荷:軸承選擇深溝球軸承6306,查參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P95附錄一,得C=27KNn為軸承工作轉速:n=360r/min,ε為壽命指數(shù):對于球軸承ε=3,見參考文獻［機械設計基礎］P245.P為當量動載荷:P=XFr+YFa,對于此設計中的深溝球軸承,沒有軸向載荷,Fa=0,取X=1,見參考文獻［機械設計基礎］P247.因此,P=XFr=Fr。選擇兩者中的大的:因此該軸承符合強度要求。3.2.5.3鍵的選擇與校核一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求,應選用平鍵連接。選用圓頭(A型)普通平鍵。(1)大齒輪段l4=50mm.d4=33mm=d.由參考文獻《機械設計手冊》P6-121,查得鍵的截面尺寸:b×h=10×8根據

輪轂段取鍵長:L=l4-10=50-10=40mm,屬于標準尺寸系列。(1-1)鍵的校核查參考文獻［機械設計基礎］P204表11-13,得鍵的工作長度為:l=L-b=40-10=30mm,鍵的擠壓應力為:,因此該鍵符合強度要求。選用鍵10×8,GB/T1095-1979.鍵槽深:查《機械設計手冊》P6-121得.(2)小齒輪段l2=80mm.d2=33mm.由參考文獻《機械設計手冊》P6-121,查得鍵的截面尺寸:b×h=10×8根據

輪轂段取鍵長:L=l2-10=80-10=88mm,屬于標準尺寸系列。(2-1)鍵的校核查參考文獻［機械設計基礎］P204表11-13,得鍵的工作長度為:l=L-b=80-10=70mm,鍵的擠壓應力為:,因此該鍵符合強度要求。選用鍵10×8,GB/T1095-1979.鍵槽深:查《機械設計手冊》P6-121得.3.3Ⅲ軸的設計3.3.1軸徑的確定圖3-5Ⅲ軸示意圖1)確定最小直徑:選擇軸的材料為45鋼,調質處理,查《機械設計手冊》(成大先主編,化學工業(yè)出版社)表6-1-1得σb=650Mpa,σs=360Mpa,σ-1=270Mpa,τ-1=155Mpa,E=2.15×105Mpa,=60MPa根據《機械設計手冊》表6-1-18公式初步計算軸徑,由于材料為45鋼,由《機械設計手冊》表6-1-19選取A=120則得d≥A=120×=38.76mm,因為考慮到裝聯(lián)軸器加鍵,有一個鍵槽,d≥38.76×(1+5％)=40.70mm3.3.2各軸段直徑的確定表3-3Ⅲ軸段直徑名稱依據確定結果(mm)大于軸的最小直徑40.70,考慮與聯(lián)軸器內孔標準直徑配合,聯(lián)軸器選擇GY6型,取d1=42mm42聯(lián)軸器定位d2=d1+2(0.07～0.1)d1=42+(5.88～8.4)=47.88～50.448考慮軸承d3>d2選用代號為6010軸承軸承內徑d=50(mm)軸承外徑D=80(mm)軸承寬度B=16(mm)50考慮軸承定位d4≥da56h＝(0.07～0.1)d4＝(4.62～6.6),取h=6,d4＝56+2×668考慮到齒輪的軸向定位采用套筒,取d6=5252d7＝d3(同一對軸承)503.3.3各軸段長度的確定1軸段安裝聯(lián)軸器:聯(lián)軸器選擇GY6型(見《機械設計手冊》GB/T5843-)聯(lián)軸器寬度L聯(lián)軸器=112mm,使l1略小于L聯(lián)軸器,取l1=110mm.2軸段的長度l2:包括三部分:l2=lS+e+m,其中l(wèi)S部分為聯(lián)軸器的內端面至軸承端蓋的距離,查參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P26表5-2,lS=15-20mm,取lS=20mm,e部分為軸承端蓋的厚度,查參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P39表5-7,軸承外徑D=90mm,d3=8mm,e=1.2d3=9.6mm,m部分為軸承蓋的上口端面至軸承座孔邊緣的距離,軸承座孔的寬度L座孔=δ+C1+C2+(5～10mm),δ為下箱座壁厚,查參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P27表5-3:δ=8mm,C1,C2為軸承座旁連接螺栓到箱體外壁及箱邊的尺寸,根據軸承座旁連接螺栓的直徑查參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P27表5-3,(假設軸承座旁連接螺栓d1=14mm)得C1=20mm,C2=18mm,L座孔=δ+C1+C2+(5～10mm)=8+20+18+6=52mm另外為加工軸承座孔端面方便,軸承座孔的端面應高于箱體,m=L座孔-△3-B=52-5-12=35,△3=5mm,見參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P26表5-2。l2=20+9.6+35=64.6,取l2=65mm.3軸段的長度l3:l3應略小于或等于深溝球軸承的寬度,軸承的型號為6010,軸承寬度B=16mm,l3=16mm.4軸段的長度:減速器的內腔寬為:A=170mml4=△3+A-(l5+l6+△2+4)=5+170-(10+76+10+4)=75mm5軸段部位為齒輪定位軸環(huán),其長度為:l=1.4h=1.4×6=8.4mm取l5=10.6軸段為安裝齒輪段,其長度略小于齒輪寬度,l6=76＜B4=78mm.7軸段為軸承安裝段并加套筒來保證齒輪和軸承的軸向定位,l7=4+△2+△3+B軸承=4+10+5+16=35mm.3.3.4第三軸的校核3.3.4.1軸的校核圖3-6Ⅲ軸的強度計算a=l7--2+=35-8-2+39=64mmb=+l5+l4+=39+10+75+8=132mma+b=64+132=196mm(1)計算齒輪4的圓周力Ft4和徑向力Fr4,參見圖7,查參考文獻［機械設計基礎］P102(6-38)。(2)求水平平面內的支反力:,(3)計算水平平面的彎矩(4)求垂直平面的支反力,(5)計算垂直平面的彎矩(6)該軸的轉矩T=322020Nmm(7)合成彎矩并繪制彎矩圖(8)確定危險截面,校核該軸強度。結合圖3-6可看出。安裝齒輪處為危險截面,根據公式,選擇最大彎矩進行計算。此軸為單向運轉,扭轉切應力可按照脈動循環(huán)應力處理。查參考文獻［機械設計基礎］P220表12-5,得,W為抗彎截面系數(shù),,d為齒輪4處軸的直徑,d=52mm,選擇軸承6010選擇鍵:b×h=16×10mm,b=16mm,h=10mm,.T=322020Nmm查參考文獻［機械設計基礎］P211表12-2,得該軸的結構滿足強度要求。3.3.4.2軸承的校核由公式其中:ft為溫度系數(shù):查參考文獻［機械設計基礎］P246表14-3,得ft=1,fd為載荷系數(shù):查參考文獻［機械設計基礎］P246表14-4,得fd=1.2,C為基本額定動載荷:軸承選擇為深溝球軸承6010,查參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P95附錄一,得C=22KNn為軸承工作轉速:n=129.96r/min,ε為壽命指數(shù):對于球軸承ε=3,見參考文獻［機械設計基礎］P245.P為當量動載荷:P=XFr+YFa,對于此設計中的深溝球軸承,沒有軸向載荷,Fa=0,取X=1,見參考文獻［機械設計基礎］P247.因此,P=XFr=Fr。選擇兩者中的大的:因此該軸承符合強度要求。3.3.4.3鍵的選擇與校核(1)齒輪4安裝段的鍵的選擇:L6=76mm.d6=52mm=d.由參考文獻《機械設計手冊》P6-121,查得鍵的截面尺寸:b×h=16×10根據輪轂段取鍵長:L=l6-6=76-6=70mm,屬于標準尺寸系列。(1-1)鍵的校核查參考文獻［機械設計基礎］P204表11-13,得鍵的工作長度為:l=L-b=70-16=54mm,鍵的擠壓應力為:,因此該鍵符合強度要求。選用鍵16×10,GB/T1095-1979.鍵槽深:.(2)與滾筒連接的聯(lián)軸器的軸的鍵的設計與校核:一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求,應選用平鍵連接。由于齒輪在兩支撐點中間,故選用圓頭(A型)普通平鍵。d6=42mm,查參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P101附錄五選擇聯(lián)軸器GY6型:d1=42mm,L=112mm,L1=84mm。由參考文獻［機械零件設計手冊］P581,查得鍵的截面尺寸:b×h=12×8根據連接段取鍵長:L=L1-10=110-10=100mm,屬于標準尺寸系列。(2-1)鍵的校核查參考文獻［機械設計基礎］P204表11-13,得鍵的工作長度為:l=L-b=100-12=88mm,鍵的擠壓應力為:,因此該鍵符合強度要求。選用鍵16×100GB/T1096-1979,鍵槽深:.3.4.聯(lián)軸器的選擇根據以上的計算與校核,選擇(1)電動機與減速器連接的聯(lián)軸器型號為:GY5型,(見《機械設計手冊》P22-17GB/T5843-)Tn=400N·m(1-1)轉矩TC=KAT,見參考文獻［機械設計基礎］P224(12-4)TC-聯(lián)軸器所傳遞的計算轉矩T-聯(lián)軸器所傳遞的名義轉矩,T=9550P/n。查參考文獻［機械設計基礎］P102(6-37)。P–電動機功率,P=5.5KWn-電動機轉速,n=1440r/minKA-工作情況系數(shù),查參考文獻［機械設計基礎］P224表12-6,得KA=1.5.TC=1.5×9550×5.5/1440=54.7Nmm≤TP=400Nmm。(2)減速器與滾筒連接的聯(lián)軸器型號為:GY6型,(見《機械設計手冊》P22-17GB/T5843-)Tn=900N·m(2-1)轉矩TC=KAT,見參考文獻［機械設計基礎］P224(12-4)TC-聯(lián)軸器所傳遞的計算轉矩T-聯(lián)軸器所傳遞的名義轉矩,T=9550P/n。查參考文獻［機械設計基礎］P102(6-37)。P–減速器輸出功率,P=4.34KWn-第三軸轉速,n=129.96r/minKA-工作情況系數(shù),查參考文獻［機械設計基礎］P224表12-6,得KA=1.5.TC=1.5×9550×4.34/129.96=478.4Nmm≤Tn=900Nmm。表3-4聯(lián)軸器的型號及參數(shù)型號許用轉矩TP/Nm許用轉速np/r/min軸孔直徑d1/mm,d2/mm軸孔長度D/mmY型J、J1L/mmL1/mmGY5400800038,308260120GY6900680042,42112841404.潤滑與密封的設計4.1潤滑設計由于減速器內的大齒輪傳動的圓周速度:d2為齒輪2分度圓直徑,d2=208mm,n2為齒輪2的轉速,n2=360r/min采用潤滑油池潤滑,潤滑油位高度為hs=d大/3+50=216/3+50=72+50=122,取hs=125mm,飛濺出的潤滑油可潤滑其它齒輪。同時箱蓋凸緣面在箱蓋接合面與內壁相接的邊緣處制出倒棱,以便于潤滑油流入油溝潤滑軸承。也可達到散熱降溫的功能。油溝距內壁的距離a=6mm,深度c=4mm,寬度b=6mm.4.2密封設計(1)高速軸軸頸的圓周速度為:,(見參考文獻［機械設計基礎］P255表14-11),故高速軸軸頸采用接觸式氈圈密封。(2)低速軸軸頸的圓周速度為:,(見參考文獻［機械設計基礎］P255表14-11),故低速軸軸頸采用接觸式氈圈密封。5.機架設計與說明5.1箱體的設計:一般使用情況下,為制造和加工方便,采用鑄造箱體,材料為鑄鐵。箱體結構采用剖分式,剖分面選擇在軸線所在的水平面上。為了保證箱體軸承座處有足夠的壁厚,在外壁軸承蓋的附近加支撐肋。為了提高箱體軸承座孔處的連接剛度,座孔兩側的連接螺栓應盡量靠近,(但不要與端蓋螺釘孔及箱內導油溝發(fā)生干涉),為此,軸承座孔附近做出凸臺,使凸臺高度有足夠的扳手空間。箱體中心的高度為:見參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P36圖5-21,表5-6.da4為齒輪4的齒頂圓直徑,da2=222mm,H=da4/2+60=222/2+60=171mm,取箱體中心高度為:H=175mm.取箱體壁厚δ=8mm.見參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P27表5-3.5.2箱蓋頂部外表面輪廓的確定以R=Ra4+△1+δ1為半徑做出箱蓋頂部的部分輪廓。其中Ra4為齒輪4的齒頂圓半徑,δ1為上箱蓋的厚度,△1為齒輪4頂圓與箱體內部的距離。5.3齒輪1處的箱蓋頂部外表面輪廓的確定保證小齒輪軸承處螺栓附近有足夠的扳手空間,同時也要使小齒輪軸承孔凸臺能在此輪廓內。5.4底座凸緣厚度上下箱體的連接凸緣應較箱壁厚些,寬度要有足夠的扳手空間。上下箱體連接螺栓的距離不大于150mm,但要保證有足夠的扳手空間。為了保證箱體底座的剛度,取底座凸緣厚度為2.5δ。δ為箱座壁厚。5.5箱體結構尺寸表5-1箱體結構尺寸名稱符號推薦尺寸選取值一、減速器箱體厚度部分圓柱齒輪減速器下箱座壁厚δ0.025a+2≥88上箱座壁厚δ10.025a+2≥88下箱座剖分面處凸緣厚度bb=1.5δ12上箱蓋剖分面處凸緣厚度b1b1=1.5δ112地腳螺栓底腳厚度b2b2=2.5δ20箱蓋上的肋厚mδ1’≥0.85δ16.8箱座上的肋厚m1δ’≥0.85δ6.8二、安裝地腳螺栓部分二級圓柱齒輪傳動中心距a1+a2≤400地腳螺栓直徑df0.036a+12M18地腳螺栓通孔直徑df’25地腳螺栓沉頭座直徑D048底腳凸緣尺寸(扳手空間)c1’24c2’22三、安裝軸承座旁螺栓部分軸承座旁聯(lián)接螺栓直徑d1M16軸承座旁聯(lián)接螺栓通孔直徑d1’17.5軸承座旁聯(lián)接螺栓沉頭座直徑D033剖分面凸緣尺寸(扳手空間)c120c218四、安裝上下箱螺栓部分上下箱聯(lián)接螺栓直徑d2M12上下箱聯(lián)接螺栓通孔直徑d2’13.5上下箱聯(lián)接螺栓沉頭座直徑D026箱緣尺寸(扳手空間)c120c216軸承蓋(即軸承座)外徑D2D2=軸承孔直徑D+(5～5.5)d3=92箱體外壁至軸承座端面的距離ll=c1+c2+(5～10)=50軸承座旁凸臺的高度hD2=130軸承座旁凸臺的半徑RδRδ=c2軸承座旁聯(lián)接螺栓的距離ss=D2軸承蓋螺釘直徑d3(0.4～0.5)dfM8檢查孔蓋聯(lián)接螺栓直徑d4d4=0.4df≥6圓錐定位銷直徑d5d5=0.8d2減速器中心高HH=Ra+(60～80)mm,Ra為大齒輪頂圓半徑。175大齒輪頂圓與箱體內壁的距離△1≥1.2δ14齒輪端面與箱體內壁的距離△