減速器傳動裝置總體設(shè)計方案

PAGEPAGE2目錄設(shè)計原始數(shù)據(jù) 1第一章傳動裝置總體設(shè)計方案 11.1傳動方案 11.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn) 1第二章電動機(jī)的選擇 32.1計算過程 32.1.1選擇電動機(jī)類型 32.1.2選擇電動機(jī)的容量 32.1.3確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速 32.1.4二級減速器傳動比分配 42.1.5計算各軸轉(zhuǎn)速 42.1.6計算各軸輸入功率、輸出功率 52.1.7計算各軸的輸入、輸出轉(zhuǎn)矩 52.2計算結(jié)果 6第三章帶傳動的設(shè)計計算 73.1已知條件和設(shè)計內(nèi)容 73.2設(shè)計步驟 73.3帶傳動的計算結(jié)果 93.4帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 9第四章齒輪傳動的設(shè)計計算 114.1高速級齒輪傳動計算 114.2低速級齒輪傳動計算 14第五章軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及校核 195.1軸的材料選擇及最小直徑的估算 195.2高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計與計算 195.2.1高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 195.2.2軸強(qiáng)度的校核計算 215.2.3鍵聯(lián)接選擇與強(qiáng)度的校核計算 235.3中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計與計算 245.3.1中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 245.3.2軸強(qiáng)度的校核計算 255.3.3鍵聯(lián)接選擇與強(qiáng)度的校核計算 295.4低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計與計算 295.4.1低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 295.4.2軸強(qiáng)度的校核計算 315.4.3鍵聯(lián)接選擇與強(qiáng)度的校核計算 335.5軸承的選擇及校核 345.5.1軸承的選擇 345.5.2軸承的校核 345.6聯(lián)軸器的選擇 35第六章箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計以及潤滑密封 356.1箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 356.2軸承的密封 366.3減速器潤滑方式 36設(shè)計小結(jié) 37參考文獻(xiàn) 38PAGE40設(shè)計原始數(shù)據(jù)參數(shù)符號單位數(shù)值工作機(jī)直徑Dmm450工作機(jī)轉(zhuǎn)速Vm/s1.6工作機(jī)拉力FN2500工作年限y年8第一章傳動裝置總體設(shè)計方案1.1傳動方案傳動方案已給定，外傳動為V帶傳動，減速器為二級展開式圓柱齒輪減速器。方案簡圖如1.1所示。圖1.1傳動裝置簡圖展開式由于齒輪相對于軸承為不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，故要求軸有較大的剛度。1.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn)該工作機(jī)有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機(jī)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)，并且價格便宜，標(biāo)準(zhǔn)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(yīng)用最廣泛的一種。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(yuǎn)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(jī)部分為Y系列三相交流異步電動機(jī)?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機(jī)的性能要求，適應(yīng)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。第二章電動機(jī)的選擇2.1計算過程2.1.1選擇電動機(jī)類型按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機(jī)，電壓為380V，Y型。2.1.2選擇電動機(jī)的容量電動機(jī)所需的功率為由電動機(jī)到運(yùn)輸帶的傳動總效率為式中、、、、分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。取0.96（帶傳動），0.99（軸承），0.97（齒輪效率），0.99（彈性聯(lián)軸器），0.96（卷筒效率，包含滑動軸承損失效率），則：=0.83所以=4.80根據(jù)機(jī)械設(shè)計手冊可選額定功率為5.5kW的電動機(jī)。2.1.3確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速卷筒軸轉(zhuǎn)速為=67.91取V帶傳動的傳動比，二級圓柱齒輪減速器傳動比，則從電動機(jī)到卷筒軸的總傳動比合理范圍為。故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為67.91=1086—5432r/min綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量和帶傳動、減速器的傳動比，選電動機(jī)型號為Y132S-4，將總傳動比合理分配給V帶傳動和減速器，就得到傳動比方案，如表2.1所示。表2.1電動機(jī)主要技術(shù)參數(shù)電動機(jī)型號額定功率kw電動機(jī)轉(zhuǎn)速r/min電動機(jī)重量kg傳動裝置的傳動比滿載轉(zhuǎn)速滿載電流總傳動比V帶減速器Y132S-45.5144011.6068.0021.212.0010.60電動機(jī)型號為Y132S-4，主要外形尺寸見表2.2。圖2.1電動機(jī)安裝參數(shù)表2.2電動機(jī)主要尺寸參數(shù)中心高外形尺寸底腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸裝鍵部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132475×315216×1401238×8010×332.1.4二級減速器傳動比分配按展開二級圓柱齒輪減速器推薦高速級傳動比,取，得3.85所以2.752.1.5計算各軸轉(zhuǎn)速Ⅰ軸720.00Ⅱ軸186.88Ⅲ軸67.91卷筒軸67.912.1.6計算各軸輸入功率、輸出功率各軸輸入功率Ⅰ軸==4.61KWⅡ軸==4.43KWⅢ軸==4.25KW卷筒軸=4.17KW各軸輸出功率Ⅰ軸==4.56KWⅡ軸==4.38KWⅢ軸==4.21KW卷筒軸==4.13KW2.1.7計算各軸的輸入、輸出轉(zhuǎn)矩電動機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩為31.85Ⅰ軸輸入轉(zhuǎn)矩61.15Ⅱ軸輸入轉(zhuǎn)矩226.23Ⅲ軸輸入轉(zhuǎn)矩597.88卷筒軸輸入轉(zhuǎn)矩585.98各軸的輸出轉(zhuǎn)矩分別為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承效率0.99。2.2計算結(jié)果運(yùn)動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理后填入表2.3中。表2.3運(yùn)動和動力參數(shù)計算結(jié)果軸名功率P（kw）轉(zhuǎn)矩T（N·m）轉(zhuǎn)速n傳動比效率輸入輸出輸入輸出r/miniη電動機(jī)軸4.8031.851440.002.000.96Ⅰ軸4.614.5661.1560.54720.003.850.96Ⅱ軸4.434.38226.23223.97186.882.750.96Ⅲ軸4.254.21597.88591.9067.911.000.98卷筒軸4.174.13585.98580.1267.91第三章帶傳動的設(shè)計計算3.1已知條件和設(shè)計內(nèi)容設(shè)計V帶傳動時的已知條件包括：帶傳動的工件條件；傳動位置與總體尺寸限制；所需傳遞的額定功率P；小帶輪轉(zhuǎn)速；大帶輪帶輪轉(zhuǎn)速與初選傳動比i=2。3.2設(shè)計步驟（1）確定計算功率查得工作情況系數(shù)KA=1.2。故有：=5.76kW（2）選擇V帶帶型據(jù)和n選用A帶。（3）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑，取小帶輪直徑=100mm。2）驗(yàn)算帶速v，有：=7.54m/s因?yàn)?.54m/s在5m/s—30m/s之間，故帶速合適。3）計算大帶輪基準(zhǔn)直徑200mm取=200mm（4）確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度1)初定中心距a=360mm2)計算帶所需的基準(zhǔn)長度=1198mm選取帶的基準(zhǔn)長度=1120mm3）計算實(shí)際中心距321m中心局變動范圍：304.20mm354.60mm（5）驗(yàn)算小帶輪上的包角162.15>120（6）計算帶的根數(shù)z1）計算單根V帶的額定功率由100mm和1440.00r/min查得P=1.32KW據(jù)n=1440.00r/min，i=2.000和A型帶，查得P=0.17KW查得=0.95，=0.91，于是：=(+)=1.29KW2）計算V帶根數(shù)z4.47故取5根。（7）計算單根V帶的初拉力最小值查得A型帶的單位長質(zhì)量q=0.1kg/m。所以=130.38N應(yīng)使實(shí)際拉力大于（8）計算壓軸力壓軸力的最小值為：==1288.05N3.3帶傳動的計算結(jié)果把帶傳動的設(shè)計結(jié)果記入表中，如表3.1。表3.1帶傳動的設(shè)計參數(shù)帶型A中心距321mm小帶輪直徑100mm包角162.15大帶輪直徑200mm帶長1120mm帶的根數(shù)5初拉力130.38N帶速7.54m/s壓軸力1288.05N3.4帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計d=38mm因?yàn)樾л喼睆?100mm<300mm因此小帶輪結(jié)構(gòu)選擇為實(shí)心式。因此V帶尺寸如下：d1=1.8d=1.8×38=68.4mmL=1.6d=1.6×38=60.8mmB=(z-1)e+2f=(5-1)×15+2×9=78mmda=+2ha=100+2×2.75=105.5mm大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計d=25mm因?yàn)榇髱л喼睆?200mm因此大帶輪結(jié)構(gòu)選擇為輪輻式。因此V帶尺寸如下：d1=1.8d=1.8×25=45mmL=1.6d=1.6×25=40mmB=(z-1)e+2f=(5-1)×15+2×9=78mmda=+2ha=200+2×2.75=205.5mm第四章齒輪傳動的設(shè)計計算4.1高速級齒輪傳動計算選用直齒圓柱齒輪，齒輪1材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBSHBS，齒輪2材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBSHBS。齒輪1齒數(shù)20，齒輪2齒數(shù)78。按齒面接觸強(qiáng)度：齒輪1分度圓直徑其中：——載荷系數(shù)，選1.6——齒寬系數(shù)，取1——齒輪副傳動比，3.85——材料的彈性影響系數(shù)，查得189.8——許用接觸應(yīng)力，查得齒輪1接觸疲勞強(qiáng)度極限650。查得齒輪2接觸疲勞強(qiáng)度極限600。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：（設(shè)1班制，一年工作365天，工作8年）720.001×8×365×810.092.62查得接觸疲勞壽命系數(shù)0.95，0.97取失效概率為，安全系數(shù)1，得：617.5582則許用接觸應(yīng)力=599.75有54.70圓周速度2.06齒寬54.70模數(shù)2.736.158.89計算載荷系數(shù)：已知使用系數(shù)1.25；根據(jù)2.06，8級精度，查得動載系數(shù)1.05；用插值法查得8級精度、齒輪1相對支承非對稱布置時接觸疲勞強(qiáng)度計算用的齒向載荷分布系數(shù)1.42；查得彎曲強(qiáng)度計算齒向載荷分布系數(shù)1.35；查得齒間載荷分配系數(shù)1；故載荷系數(shù)1.86按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑57.55計算模數(shù)：2.88按齒根彎曲強(qiáng)度：計算載荷系數(shù)1.77查取齒形系數(shù)：查得2.80，2.23查取應(yīng)力校正系數(shù)：1.55，1.766查得齒輪1彎曲疲勞極限500查得齒輪2彎曲疲勞極限380取彎曲疲勞壽命系數(shù)0.95，0.97計算彎曲疲勞使用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)1，得475368.6計算齒輪1的并加以比較0.00910.0107齒輪2的數(shù)值大則有：1.79對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取模數(shù)2.00，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算的分度圓直徑54.70來計算應(yīng)有的齒數(shù)。則有：28.7729取29，則111.73112計算齒輪分度圓直徑：58224幾何尺寸計算計算中心距：=141計算齒輪1寬度：65齒輪2寬度60。4.2低速級齒輪傳動計算選用直齒圓柱齒輪，齒輪3材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBSHBS，齒輪4材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBSHBS。齒輪3齒數(shù)20，齒輪4齒數(shù)56。按齒面接觸強(qiáng)度：齒輪3分度圓直徑其中：——載荷系數(shù)，選1.6——齒寬系數(shù)，取1——齒輪副傳動比，2.75——材料的彈性影響系數(shù)，查得189.8——許用接觸應(yīng)力，查得齒輪3接觸疲勞強(qiáng)度極限650。查得齒輪4接觸疲勞強(qiáng)度極限600。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：（設(shè)1班制，一年工作365天，工作8年）186.881×8×365×82.620.95查得接觸疲勞壽命系數(shù)0.97，0.99取失效概率為，安全系數(shù)1，得：630.5594則許用接觸應(yīng)力=612.25有85.69圓周速度0.84齒寬85.69模數(shù)4.289.648.89計算載荷系數(shù)：已知使用系數(shù)1.25；根據(jù)0.84，8級精度，查得動載系數(shù)1.05；用插值法查得8級精度、齒輪3相對支承非對稱布置時接觸疲勞強(qiáng)度計算用的齒向載荷分布系數(shù)1.43；查得彎曲強(qiáng)度計算齒向載荷分布系數(shù)1.35；查得齒間載荷分配系數(shù)1；故載荷系數(shù)1.87按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑90.30計算模數(shù)：4.52按齒根彎曲強(qiáng)度：計算載荷系數(shù)1.77查取齒形系數(shù)：查得2.80，2.30查取應(yīng)力校正系數(shù)：1.55，1.718查得齒輪3彎曲疲勞極限475查得齒輪4彎曲疲勞極限368.6取彎曲疲勞壽命系數(shù)0.95，0.97計算彎曲疲勞使用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)1，得475368.6計算齒輪3的并加以比較0.00910.0107齒輪3的數(shù)值大則有：2.78對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取模數(shù)3.00，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算的分度圓直徑85.69來計算應(yīng)有的齒數(shù)。則有：30.1030取30，則82.5683計算齒輪分度圓直徑：90249幾何尺寸計算計算中心距：=170計算齒輪3寬度：95齒輪4寬度90。表4.1各齒輪主要參數(shù)名稱代號單位高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪中心距amm141170傳動比i3.852.75模數(shù)mnmm23端面壓力角a°2020嚙合角a’°2020齒數(shù)z291123083分度圓直徑dmm58.00224.0090.00249.00齒頂圓直徑damm62.00228.0096.00255.00齒根圓直徑dfmm53.00219.0082.50241.50齒寬bmm65609590材料40Cr（調(diào)質(zhì)）45鋼（調(diào)質(zhì)）40Cr（調(diào)質(zhì)）45鋼（調(diào)質(zhì)）齒面硬度HBS280HBS240HBS280HBS240HBS第五章軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及校核5.1軸的材料選擇及最小直徑的估算根據(jù)工作條件，初選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度法進(jìn)行最小直徑估算，即：。算出軸徑時，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強(qiáng)度的影響。當(dāng)該軸段界面上有一個鍵槽時，d增大5%-7%，當(dāng)該軸段界面上有兩個鍵槽時，d增大10%-15%。查得A=103—126，則取A=110。Ⅰ軸20.43Ⅱ軸31.59Ⅲ軸43.68考慮鍵槽對各軸的影響，則各軸的最小直徑分別為：Ⅰ軸21.86Ⅱ軸36.33Ⅲ軸50.23將各軸的最小直徑分別圓整為5的倍數(shù)：d1=25mm，d2=35mm，d3=50mm。5.2高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計與計算5.2.1高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計高速軸的軸系零件如圖所示圖5.1高速軸的結(jié)構(gòu)（1）各軸段直徑的確定d11：用于連接高速軸外傳動零件，直徑大小為軸1的最小直徑，d11=d1min=25mm。d12：密封處軸段，左端用于固定大帶輪軸向定位，根據(jù)大帶輪的軸向定位要求，軸的直徑大小較d11增大6mm，d12=31mm。d13：滾動軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d12尺寸大1-5mm，選取d13=35mm，選取軸承型號為深溝球軸承6207。d14：考慮軸承安裝的要求，查的6207軸承安裝要求da=42，根據(jù)軸承安裝選擇d14=42。d15：齒輪處軸段，由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。d16：過渡軸段，要求與d14軸段相同，d16=d14=42mm。d17：滾動軸承軸段，要求與d13軸段相同，d17=d13=35mm。各軸段長度的確定l11：根據(jù)大帶輪或者聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，取l11=40mm。l12：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取l12=58mml13：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l13=30mml14：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，取l14=107.5mml15：由小齒輪的寬度確定，取l15=65mml16：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，取l16=5mml17：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l17=32mm圖5.2高速軸的尺寸圖表5.1高速軸各段尺寸直徑d11d12d13d14d15d16d17mm2531354258.004235長度l11l12l13l14l15l16l17mm405830107.5655325.2.2軸強(qiáng)度的校核計算軸的計算簡圖軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點(diǎn)與軸承的類型和布置方式有關(guān)。圖5.3軸的載荷分析圖強(qiáng)度校核已知=61.15，=60.54≈，齒輪分度圓直徑d=90.00mm，則齒輪圓周力：2108.52N齒輪軸向力：0.00N(由于為直齒輪=0°)齒輪徑向力：767.44N(由于為直齒輪=0°)根據(jù)各軸段尺寸，求得跨距L1=84.50mm；L2=163.50mm；L3=61.00mm；B點(diǎn)的水平支反力572.92ND點(diǎn)的垂直反力1535.60NB點(diǎn)的垂直支反力208.52ND點(diǎn)的垂直支反力558.91N水平彎矩93671.75N·mmC點(diǎn)左側(cè)垂直彎矩34093.73N·mmC點(diǎn)右側(cè)垂直彎矩34093.73N·mm總彎矩99683.39N·mm總彎矩99683.39N·mm扭矩T=61147.03N·mm進(jìn)行校核是，通常只校核軸上受力最大彎矩和扭矩的截面（即C處左側(cè)的強(qiáng)度）,取0.60，查的高速軸60.00MPa19511.20=5.44MPa因?yàn)?lt;60.00MPa，故該軸滿足強(qiáng)度要求。5.2.3鍵聯(lián)接選擇與強(qiáng)度的校核計算軸1上的鍵選擇的型號為鍵8×34GB/T1096鍵的工作長度為l=L-b=34-8=26mm，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=4mm，根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150MPa，則其擠壓強(qiáng)度47.04MPa150MPa，滿足強(qiáng)度要求。5.3中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計與計算5.3.1中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計中間軸的軸系零件如圖所示圖5.4中間軸的結(jié)構(gòu)（1）各軸段直徑的確定d21：滾動軸承處軸段為軸2的最小直徑，根據(jù)軸2的最小直徑，d21=35mm，選取軸承型號為深溝球軸承6207。d22：低速級小齒輪軸段，端面用于固定套筒，因此取d22=42mm。d23：用于固定低速小齒輪的軸向定位，取d23比d22大8mm，根據(jù)齒輪的定位要求d23=50mm。d24：高速級大齒輪軸段，取d24=42mm。d25：滾動軸承處軸段，與d21處軸的直徑相同d25=35mm。各軸段長度的確定l21：由滾動軸承以及裝配關(guān)系確定，取l21=37mm。l22：由低速級小齒輪的寬度確定，取l22=95mml23：軸環(huán)寬度，取l23=10mml24：由高速級大齒輪的寬度確定，取l24=58mml25：由滾動軸承以及裝配關(guān)系確定，取l25=41.5mm圖5.5中間軸的尺寸圖表5.2中間軸各段尺寸直徑d21d22d23d24d25mm3542504235長度l21l22l23l24l25mm37951058軸強(qiáng)度的校核計算5.31.軸上力的作用點(diǎn)位置和支點(diǎn)跨距的確定齒輪對軸的力作用點(diǎn)按計劃原則，應(yīng)在齒輪寬度的中點(diǎn)，因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點(diǎn)位置。軸上安裝的為深溝球軸承型號為6207，查數(shù)據(jù)可知他的負(fù)荷作用中心到軸承外端面的距離a=11mm，因此可以計算出支點(diǎn)跨距和軸上各力作用點(diǎn)相互位置尺寸。支點(diǎn)跨距L≈219.5mm。低速級小齒輪的力作用點(diǎn)C到左支點(diǎn)A距離L1≈73.5mm；兩齒輪的力作用點(diǎn)之間的距離L2≈87.5mm；高速級大齒輪的力作用點(diǎn)D到右支點(diǎn)B距離L3≈60.5mm。2.繪制軸的力學(xué)模型圖初步選定高速級小齒輪為直齒，高速級大齒輪為直齒；根據(jù)中間軸所受軸向力最小的要求，低速級小齒輪為直齒，低速級大齒輪為直齒。根據(jù)要求的傳動速度方向，繪制的軸力學(xué)模型圖如下。圖5.6軸的力學(xué)模型及轉(zhuǎn)矩彎矩圖齒輪2：2087.43759.76(由于為直齒輪=0°)0.00(由于為直齒輪=0°)齒輪3：4977.151811.53(由于為直齒輪=0°)0.00(由于為直齒輪=0°)1.垂直面支反力（XZ平面）參照圖b。由繞支點(diǎn)B的力矩和0，得：-222141.36因此-1002.90方向向下。同理，由繞支點(diǎn)A的力矩和0得：-10825.83因此-48.88方向向下。由軸上的合力0，校核：0，計算無誤。2.水平面支反力（XY平面）參看圖d。由繞支點(diǎn)B的力矩和0，得：862907.78因此3895.75方向向下。同理，由繞支點(diǎn)A的力矩和0得：701897.21因此3168.84方向向下。由軸上的合力0，校核：0，計算無誤。3.A點(diǎn)總支反力4022.76B點(diǎn)總支反力3896.051.垂直面內(nèi)的彎矩圖參照圖c。C處彎矩：-73712.82-73712.82D處彎矩-2956.94-2956.942.水平面內(nèi)的彎矩圖參看圖e。C處彎矩：-286337.35D處彎矩：-191714.593.合成彎矩圖參看圖f。C處：295673.22295673.22D處：191737.39191737.394.轉(zhuǎn)矩圖參看圖g。223971.715.當(dāng)量彎矩圖參看圖h。因?yàn)槭菃蜗蚧剞D(zhuǎn)軸，所以扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力視為脈動循環(huán)變應(yīng)力，折算系數(shù)α=0.6。134383.03C處：=295673.22324779.08D處：191737.39191737.39進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強(qiáng)度。43.84MPa根據(jù)選定的軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得60MPa。因?yàn)?，因此?qiáng)度足夠達(dá)到要求。5.3.3鍵聯(lián)接選擇與強(qiáng)度的校核計算軸2上低速級小齒輪的鍵選擇的型號為鍵12×91GB/T1096鍵的工作長度為l=L-b=91-12=79mm，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=4mm，根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150MPa，則其擠壓強(qiáng)度34.09MPa150MPa，滿足強(qiáng)度要求。高速級大齒輪的鍵選擇的型號為鍵12×54GB/T1096鍵的工作長度為l=L-b=54-12=42mm，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=4mm，根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150MPa，則其擠壓強(qiáng)度64.13MPa150MPa，滿足強(qiáng)度要求。5.4低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計與計算5.4.1低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計低速軸的軸系零件如圖所示圖5.7低速軸的結(jié)構(gòu)圖（1）各軸段直徑的確定d31：滾動軸承軸段，d31=d35=60mm，選取軸承型號為深溝球軸承6212。d32：齒輪處軸段，d32=69。d33：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的定位要求取d33比d32大6mm，則d33=75mm。d34：考慮軸承安裝的要求，查的6212軸承安裝要求da=69，根據(jù)軸承安裝選擇d34=69mm。d35：滾動軸承處軸段，應(yīng)與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d36尺寸大1-5mm，選取d35=60mm。d36：密封處軸段，右端用于固定聯(lián)軸器軸向定位，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸的直徑大小較d37增大6mm，d36=56mm。d37：為軸3的最小直徑處，取d37=d3min=50mm。各軸段長度的確定l31：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l31=44.5mm。l32：由低速級大齒輪的寬度確定，取l32=90mml33：軸環(huán)寬度，取l33=10mml34：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和大齒輪的寬度確定，取l34=70mml35：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l35=35mml36：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取l36=53mml37：根據(jù)減速器的具體規(guī)格確定，取l37=84mm圖5.8低速軸的尺寸圖表5.3低速軸各段尺寸直徑d31d32d33d34d35d36d37mm60697569605650長度l31l32l33l34l35l36l37mm44.59010703553845.4.2軸強(qiáng)度的校核計算軸的計算簡圖軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點(diǎn)與軸承的類型和布置方式有關(guān)。圖5.9軸的載荷分析圖強(qiáng)度校核已知=597.88，=591.90≈，齒輪分度圓直徑d=249.00mm，則齒輪圓周力：4802.23N齒輪軸向力：0.00N(由于為直齒輪=0°)齒輪徑向力：1747.87N(由于為直齒輪=0°)根據(jù)各軸段尺寸，求得跨距L1=104mm；L2=151mm；L3=78.5mm；B點(diǎn)的水平支反力1642.59ND點(diǎn)的垂直反力3159.64NB點(diǎn)的垂直支反力597.86ND點(diǎn)的垂直支反力1150.01N水平彎矩248031.64N·mmC點(diǎn)右側(cè)垂直彎矩90276.14N·mmC點(diǎn)左側(cè)垂直彎矩90276.14N·mm總彎矩263949.76N·mm總彎矩263949.76N·mm扭矩T=597877.94N·mm進(jìn)行校核是，通常只校核軸上受力最大彎矩和扭矩的截面，取0.6，查得60MPa，t=7.5mm。32184.42所以13.84MPa60MPa，故該軸滿足強(qiáng)度要求。5.4.3鍵聯(lián)接選擇與強(qiáng)度的校核計算大齒輪鍵選擇的型號為鍵20×84GB/T1096鍵的工作長度為l=L-b=84-20=64mm，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=6mm，根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150MPa，則其擠壓強(qiáng)度45.13MPa150MPa，滿足強(qiáng)度要求。輸出軸端鍵選擇的型號為鍵14×78GB/T1096鍵的工作長度為l=L-b=78-14=64mm，輪轂鍵槽的接觸高度為k=h/2=4.5mm，根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，查得150MPa，則其擠壓強(qiáng)度80.57MPa150MPa，滿足強(qiáng)度要求。5.5軸承的選擇及校核5.5.1軸承的選擇Ⅰ軸選軸承為：6207；Ⅱ軸選軸承為：6207；Ⅲ軸選軸承為：6212。所選軸承的主要參數(shù)見表5.4。表5.4所選軸承的主要參數(shù)軸承代號基本尺寸/mm安裝尺寸/mm基本額定/kNdDBdaDa動載荷Cr靜載荷C0r6207357217426525.515.26207357217426525.515.2621260110226910147.8軸承的校核查滾動軸承樣本可知，軸承6212的基本額定動載荷Cr=47.8kN，基本額定靜載荷Cr0=32.8kN。1.求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2將軸系零件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。其中B點(diǎn)總支反力=1777.94ND點(diǎn)總支反力=3354.61N。2.由于是直齒傳動，兩軸承不承受軸向力3.求軸承的當(dāng)量動載荷P根據(jù)工況，查得載荷系數(shù)fP=1.2;X1=1，X2=1P1=fP（X1Fr1）=2133.53NP2=fP（X2Fr2）=4025.53N4.驗(yàn)算軸承壽命因P1<P2，故只需驗(yàn)算2軸承。軸承預(yù)期壽命與整機(jī)壽命相同，為8（年）×365（天）×8（小時）=23360h。=410917h>23360h軸承具有足夠壽命。5.6聯(lián)軸器的選擇低速軸伸出端直徑50，根據(jù)機(jī)械設(shè)計手冊第五篇-軸及其聯(lián)接表5-2-4選取聯(lián)軸器：主動端：J型軸孔、A型鍵槽、50、84從動端：J型軸孔、A型鍵槽、50、84J50×84選取的聯(lián)軸器為：TL9GB/T4323J50×84聯(lián)軸器所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=585.98，查得工況系數(shù)KA=1.3，聯(lián)軸器承受的轉(zhuǎn)矩為761.77查得該聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩為16000，因此符合要求。第六章箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計以及潤滑密封6.1箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計箱體是加速器中所有零件的基座，是支承和固定軸系部件、保證傳動零件正確相對位置并承受作用在減速器上載荷的重要零件。箱體一般還兼作潤滑油的油箱。機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸，主要根據(jù)地腳螺栓的尺寸，再通過地板固定，而地腳螺尺寸又要根據(jù)兩齒輪的中心距a來確定。設(shè)計減速器的具體結(jié)構(gòu)尺寸如下表：表6.1箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計名稱符號單位尺寸機(jī)座、機(jī)蓋壁厚mm8機(jī)座、機(jī)蓋凸緣厚度mm12底座凸緣厚度mm20地腳螺釘直徑mm20軸承旁凸臺半徑mm20軸承座端面到內(nèi)壁的距離mm60齒輪端面到內(nèi)壁的距離mm10軸承旁聯(lián)接螺栓直徑mm16機(jī)蓋機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑mm10軸承端蓋螺釘直徑mm106.2軸承的密封密封件的選擇上選氈封油圈，主要是考慮結(jié)構(gòu)比較簡單，由于減速器結(jié)構(gòu)簡單，氈封油圈的條件已經(jīng)滿足減速的設(shè)計要求。并且氈封油圈工作性能可靠。選擇的氈圈材料是半粗羊毛氈，型號為氈圈56JB/TQ46066.3減速器潤滑方式減速器的潤滑方式選擇為浸油潤滑，浸油潤滑主要適用于圓周速度v<12m/s的齒輪傳動。傳動件浸入有種的深度要適當(dāng)，既要避免攪油損失太大，又要保證充分的潤滑。油池要有一定的深度和貯油量。設(shè)計小結(jié)這次關(guān)于帶式運(yùn)輸機(jī)上的二級展開式圓柱斜齒輪減速器的課程設(shè)計，是我們真正理論聯(lián)系實(shí)際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實(shí)踐考驗(yàn)，對于提高我們機(jī)械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用處。通過設(shè)計實(shí)踐，使我對機(jī)械設(shè)計有了更多的了解和認(rèn)識，為我們以后的工作打下了堅實(shí)的基礎(chǔ)。在設(shè)計的過程中，培養(yǎng)了我綜合應(yīng)用機(jī)械設(shè)計課程及其他課程的理論知識和應(yīng)用生產(chǎn)實(shí)際知識解決工程實(shí)際問題的能力。由于時間緊迫，所以這次的設(shè)計存在許多缺點(diǎn)，比如說箱體結(jié)構(gòu)龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實(shí)踐，能使我在以后的設(shè)計中避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設(shè)備。參考文獻(xiàn)[1]濮良貴、紀(jì)名剛主編.機(jī)械設(shè)計.8版.北京：高等教育出版社，2006.5[2]機(jī)械設(shè)計手冊編委會.機(jī)械設(shè)計手冊（第1卷、第2卷、第3卷）（新版）北京機(jī)械工業(yè)出版社，2004[3]鄭文緯、吳克堅主編.機(jī)械原理.7版.北京：高等教育出版社，1997.7基于C8051F單片機(jī)直流電動機(jī)反饋控制系統(tǒng)的設(shè)計與研究基于單片機(jī)的嵌入式Web服務(wù)器的研究MOTOROLA單片機(jī)MC68HC（8）05PV8/A內(nèi)嵌EEPROM的工藝和制程方法及對良率的影響研究基于模糊控制的電阻釬焊單片機(jī)溫度控制系統(tǒng)的研制基于MCS-51系列單片機(jī)的通用控制模塊的研究基于單片機(jī)實(shí)現(xiàn)的供暖系統(tǒng)最佳啟停自校正（STR）調(diào)節(jié)器單片機(jī)控制的二級倒立擺系統(tǒng)的研究基于增強(qiáng)型51系列單片機(jī)的TCP/IP協(xié)議棧的實(shí)現(xiàn)基于單片機(jī)的蓄電池自動監(jiān)測系統(tǒng)基于32位嵌入式單片機(jī)系統(tǒng)的圖像采集與處理技術(shù)的研究基于單片機(jī)的作物營養(yǎng)診斷專家系統(tǒng)的研究基于單片機(jī)的交流伺服電機(jī)運(yùn)動控制系統(tǒng)研究與開發(fā)基于單片機(jī)的泵管內(nèi)壁硬度測試儀的研制基于單片機(jī)的自動找平控制系統(tǒng)研究基于C8051F040單片機(jī)的嵌入式系統(tǒng)開發(fā)基于單片機(jī)的液壓動力系統(tǒng)狀態(tài)監(jiān)測儀開發(fā)模糊Smith智能控制方法的研究及其單片機(jī)實(shí)現(xiàn)一種基于單片機(jī)的軸快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于雙單片機(jī)沖床數(shù)控系統(tǒng)的研究基于CYGNAL單片機(jī)的在線間歇式濁度儀的研制基于單片機(jī)的噴油泵試驗(yàn)臺控制器的研制基于單片機(jī)的軟起動器的研究和設(shè)計基于單片機(jī)控制的高速快走絲電火花線切割機(jī)床短循環(huán)走絲方式研究基于單片機(jī)的機(jī)電產(chǎn)品控制系統(tǒng)開發(fā)基于PIC單片機(jī)的智能手機(jī)充電器基于單片機(jī)的實(shí)時內(nèi)核設(shè)計及其應(yīng)用研究基于單片機(jī)的遠(yuǎn)程抄表系統(tǒng)的設(shè)計與研究基于單片機(jī)的煙氣二氧化硫濃度檢測儀的研制基于微型光譜儀的單片機(jī)系統(tǒng)單片機(jī)系統(tǒng)軟件構(gòu)件開發(fā)的技術(shù)研究基于單片機(jī)的液體點(diǎn)滴速度自動檢測儀的研制基于單片機(jī)系統(tǒng)的多功能溫度測量儀的研制基于PIC單片機(jī)的電能采集終端的設(shè)計和應(yīng)用基于單片機(jī)的光纖光柵解調(diào)儀的研制氣壓式線性摩擦焊機(jī)單片機(jī)控制系統(tǒng)的研制基于單片機(jī)的數(shù)字磁通門傳感器基于單片機(jī)的旋轉(zhuǎn)變壓器-數(shù)字轉(zhuǎn)換器的研究基于單片機(jī)的光纖Bragg光柵解調(diào)系統(tǒng)的研究單片機(jī)控制的便攜式多功能乳腺治療儀的研制基于C8051F020單片機(jī)的多生理信號檢測儀基于單片機(jī)的電機(jī)運(yùn)動控制系統(tǒng)設(shè)計Pico專用單片機(jī)核的可測性設(shè)計研究基于MCS-51單片機(jī)的熱量計基于雙單片機(jī)的智能遙測微型氣象站MCS-51單片機(jī)構(gòu)建機(jī)器人的實(shí)踐研究基于單片機(jī)的輪軌力檢測基于單片機(jī)的GPS定位儀的研究與實(shí)現(xiàn)基于單片機(jī)的電液伺服控制系統(tǒng)用于單片機(jī)系統(tǒng)的MMC卡文件系統(tǒng)研制基于單片機(jī)的時控和計數(shù)系統(tǒng)性能優(yōu)化的研究基于單片機(jī)和CPLD的粗光柵位移測量系統(tǒng)研究單片機(jī)控制的后備式方波UPS提升高職學(xué)生單片機(jī)應(yīng)用能力的探究基于單片機(jī)控制的自動低頻減載裝置研究基于單片機(jī)控制的水下焊接電源的研究基于單片機(jī)的多通道數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)基于uPSD3234單片機(jī)的氚表面污染測量儀的研制基于單片機(jī)的紅外測油儀的研究96系列單片機(jī)仿真器研究與設(shè)計基于單片機(jī)的單晶金剛石刀具刃磨設(shè)備的數(shù)控改造基于單片機(jī)的溫度智能控制系統(tǒng)的設(shè)計與實(shí)現(xiàn)基于MSP430單片機(jī)的電梯門機(jī)控制器的研制