說明指導(dǎo)書專業(yè)版

一、傳動方案確定設(shè)計單級直齒圓錐齒輪減速器和一級鏈傳動工作條件：使用年限，工作為兩班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔，運輸帶許可誤差為5%。２.原始數(shù)據(jù)：運輸帶工作拉力：F=2800N；運輸帶工作速度：V=1.8m/s；卷筒直徑：D=300mm方案確定：采取鏈傳動和直齒圓錐齒輪傳動組合，即可滿足傳動比要求，同時因為鏈傳動沒有滑動，能確保正確平均傳動比，鏈傳動對制造和安裝精度要求較低，能適用中心距較大傳動。電動機2.聯(lián)軸器3、圓錐齒輪減速器4.鏈傳動5、卷筒6、運輸帶二、電動機選擇1.電動機類型和結(jié)構(gòu)選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于通常見途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。2.電動機容量選擇：電動機所需工作功率為：式（1）：Ｐd＝ＰＷ/η式(2)：ＰＷ＝ＦV/1000由電動機至運輸帶傳動總效率為：η=η１×η23×η３×η４×η式中：η1、η2、η3、η4、η5、分別為聯(lián)軸器η1＝0.99、滾動軸承（一對）η２＝0.99、錐齒輪減速器傳動η3＝0.97、鏈傳動η4＝0.96、和傳動滾筒效率η5＝0.96η總=0.99×0.993×0.97×0.96×0.96=0.859所以：電機所需工作功率：Pd=FV/1000η=(2800×1.8)/(1000×0.859)=5.867kw因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率Ped略大于Pd，查機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計參考書P196頁電動機技術(shù)數(shù)據(jù)，選電動機額定功率Ped為7.5kw。3.確定電動機轉(zhuǎn)速滾筒軸工作轉(zhuǎn)速：nw=60×1000v/πD=114.65r/min通常，鏈傳動傳動比常見范圍2～5，一級錐齒輪減速器為2～3，則總傳動比范圍ia=4～15，故電動機轉(zhuǎn)速可選范圍nd’=ia*nw=（4～15）×114.65=459～1符合此范圍同時轉(zhuǎn)速有750,1000和1500r/min。即有三種型號電動機，分別為Y160L-8，Y160M-6和Y132M-4。此三種方案經(jīng)過將其滿載轉(zhuǎn)速，質(zhì)量，價格和傳動比進行比較，Y112M-4型電動機最為適合，故選Y160M-6型電動機，額定效率7.5kw，轉(zhuǎn)速970r/min，額定轉(zhuǎn)矩2.0。三、傳動裝置運動及動力參數(shù)選擇及計算分配傳動比1、總傳動比ia=nm/nw=970/114.65=8.462、分配傳動裝置各級傳動比取一級錐齒輪減速器傳動比i1=3則鏈傳動傳動比為i2=ia/i1=8.46/3=2.8運動和動力參數(shù)計算0軸（電動機軸）P0=Pd=5.867kwn0=nw=970r/minT0=9550×P0/n0=57.76N*m1軸（高速軸）P1=P0η1η2=5.750kwn1=n0=970r/minT1=9550×P1/n1=56.61N*m2軸（低速軸）P2=P1η2η3=5.52kwn2=n1/i1=324r/minT2=9550×P2/n2=162.70N*m3軸(滾筒軸)P3=P2η2η4=5.246kwN3=n2/i2=116r/minT1=9550×P1/n1=56.61N*m各軸數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)速n（r/min）功率P（kW）扭矩T0軸9705.86757.761軸9705.75056.612軸3245.520162.703軸1165.24656.61四、傳動零件設(shè)計計算圓錐齒輪傳動計算1）、選擇齒輪類型、材料、精度及齒數(shù)：（1）本方案選擇直齒圓錐齒輪（軸交角900）傳動;(2)采取硬齒面。參考《機械設(shè)計基礎(chǔ)》p166頁表11-1大小齒輪選擇40Cr調(diào)質(zhì)及表面淬火，大、小齒輪齒面硬度HRC48～55。參考《機械設(shè)計基礎(chǔ)》p168頁表11-2，選擇錐齒輪精度為8級精度。（3）齒數(shù)選擇對于封閉式硬齒面齒輪，小齒輪齒數(shù)選擇z1=25，大齒輪齒數(shù)z2=i1z1=3×25=75。取標(biāo)準(zhǔn)值Z2=70。實際傳動比i0=70/25=2.8，傳動比誤差：e1=i0齒數(shù)比：u=i0=2.82）按齒根彎曲疲憊強度進行設(shè)計m≥3確定上式各項參數(shù)。（1）因為載荷平穩(wěn)，可選載荷系數(shù)Kt=1.5（2）計算轉(zhuǎn)軸T1=9550×P1/n1=56.61N*m（3）確定齒寬系數(shù)φR依據(jù)《機械設(shè)計基礎(chǔ)》p175表11-6，錐齒輪齒寬選φ（4）確定復(fù)合齒形系數(shù)YFS，則δ1=arctanz1z2=arctan2575=18.434950即δ1=180δ2=90-18.43495=71.565050即δ2=71033’54’故當(dāng)量齒數(shù)為Zv1=z1cosδ1=25cos18.434950≈26Z依據(jù)當(dāng)量齒數(shù)查附圖11-8，得YFs1=4.17YFs2=3.97（5）確定彎矩許用應(yīng)力[σN1=60n1jLh=60×970×1×（10×300×2×8）=2.7936×109N2=N1i1=2.7936/3=9.312×108由附圖8-5，查得疲憊壽命系數(shù)KFN1=0.80，KFN2=0.82。依據(jù)表p171頁11-5，按通?？煽慷龋榈米钚“踩禂?shù)SFmin=1.25。由附圖8-8（c），按碳鋼ML線及延長線查得小齒輪σFmin1=525MPaσFmin2=510MPa則[σF]1=KKN1σFmin1S[σF]2=KKN2σFmin2S所以，有YFS1[σF]1=4.17可見，小錐齒輪彎曲疲憊強度較弱，所以把YFS1m≥34KT1φR3）修正計算結(jié)果（1）小錐齒輪大頭分度圓直徑為d1t=mtz1=2.033×25=50.825mm小錐齒輪平均分度圓直徑為dm1t=d1t（1-0.5φR）=50.825×（1-0.5×0.3）=43.201mm錐距為Rt=d1t1+u22齒寬為b=φRR=0.3×75.56=22.67mm平均速度為Vmt=πdm1tn1（2）依據(jù)工作情況特征，查附表8-2，取KA=1.0；依據(jù)速度，查附圖8-1，圓錐齒輪8級精度按低一級選擇，即按9級精度去KV=1.22；查附表8-3，取KFα=1.2。(3)確定齒向載荷分布系數(shù)KFβ。依據(jù)圓柱齒輪KHβ計算公式，進行近似計算。由附表8-4，按硬齒面、8級精度、懸臂部署、安裝時不做調(diào)整查找，則計算公式為KFβ≈KHβ=1.23+0.18(1+6.7φd2)φd2+0.61×10-3b=1.23+0.18[1+6.7(19.15240.375)2](19.15240.375)2+0.61(4）計算載荷系數(shù)K=KAKVKFβKFα=1×1.22×1.2×1.34=1.96m=mt3KKt=2.033因為是閉式齒輪傳動，故取m=2.0mm(5）確定錐齒輪關(guān)鍵尺寸d1=mz1=2×25=50mmd2=mz2=2×75=150mmR=（d由b=φRR=0.3×79.057=23.717mm，取齒寬b1=b2=24mm小錐齒輪平均分度圓直徑為dm1=d1（1-0.5φR）=50（1-0.5×0.3）=42.2mm大錐齒輪平均分度圓直徑為dm2=d2（1-0.5φR）=150（1-0.5×0.3）=127.5mm齒頂高haha=m=2齒根高hfhf=1.2m=2.4齒頂間隙c=0.2m=0.42、鏈傳動設(shè)計1、 選擇鏈輪齒數(shù)、和確定傳動比：通常鏈輪齒數(shù)在17~114之間，已知傳動比i=4.24已知鏈速v=1.6m/s，所以取Z1=16，則Z2=i2Z1=4.24×16=67.84，取Z2=69則實際傳動比：i2傳動比誤差：e2=i’則總傳動比誤差：-5.67%+1.18%=-4.02%<5%符合要求2、計算當(dāng)量單排鏈計算功率PC：由《機械設(shè)計》附表7-2、7-3、7-4查得：KA=1.0,KZ=1.11,KM=1.0PC=KA3、 確定鏈條型號和節(jié)距p：已知nc=n2=480r/min鏈條型號：由《機械設(shè)計》P176圖9-11查得，應(yīng)選10A單排滾子鏈。節(jié)距：由《機械設(shè)計》附表7-1查得，節(jié)距p=15.8754、 計算鏈條節(jié)數(shù)和中心距：初選中心距a0=（30～50）×15.875=476.25～793.75mm。取a0=500mm=107.75選擇Lp=108LP-Z1所以=502.35mm取a=502mm5、計算鏈速v，確定潤滑方法：v=n2依據(jù)鏈速度，應(yīng)采取油池潤滑或油盤飛濺潤滑6、計算壓軸力FP：FP=KFPFe=1000×P2VK其中KFP=1.15，V=2.032M/S所以FP=1984.2N7、設(shè)計結(jié)果：選擇單排滾子鏈10A，中心距a=502mm，小鏈輪齒數(shù)Z1=16，大鏈輪齒數(shù)Z2=69，軸上壓力FP=1984.2N。五、軸設(shè)計計算1、齒輪軸設(shè)計（1）確定軸上零件固定方法（以下圖）（2）選擇抽材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度217～255HBS。由《機械設(shè)計》附表14-1查得對稱循環(huán)彎曲許用應(yīng)力[σ-1]=60MPa。（3）計算最小軸徑由表14-1選擇C=110，所以d1min=C3p1n1=110×（4）確定軸各段直徑和長度①從小錐齒輪開始右起第一段，因為齒輪和軸經(jīng)過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加5%，取D1=Φ16mm，又帶輪寬度b=24mm則第一段長度L1=24mm②右起第二段，該段裝有擋油環(huán)和滾動軸承，擋油環(huán)長度為13mm，軸承選擇圓錐滾子軸承，則軸承承受徑向力和軸向力為零，選擇30205型軸承，其尺寸為25×52×15，那么該段直徑為D2=Φ25mm，長度為L2=28mm③右起第三段，為滾動軸承定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動軸承內(nèi)圈外徑，其軸肩高度h=（0.07～0.1）D3=2.1～3.0，所以取h=2.5mm，則D3=25+5=Φ30mm，長度取L3=55mm④右起第四段為滾動軸承段，則此段直徑為D4=Φ25mm，長度為L4=15mm.⑤右起第五段，為軸承和軸承端蓋過分段，此段直徑D5=Φ36mm。⑥右起第六段，為聯(lián)軸器接入軸,因為電機Y112M1-4軸直徑為d2=Φ19mm，故選擇凸緣聯(lián)軸器GY2型，選d1=Φ19mm。即D6=Φ19mm。長度取L6=50mm。(5)求齒輪上作用力大小、方向小齒輪分度圓直徑：d1=42.2mm作用在齒輪上轉(zhuǎn)矩為：T1=24.2N?m③求圓周力：FtFt=2T1/d1=1146.92N④求徑向力FrFr=Ft?tanα=1146.92tan200=417.44NFt，F(xiàn)r方向以下圖所表示（5）軸長支反力依據(jù)軸承支反力作用點和軸承和齒輪在軸上安裝位置，建立力學(xué)模型。水平面支反力：FHA=Ft/2=573.46NFHB=FHA=573.46N垂直面支反力：FVA’=315.84NFVB’=Fr-FVA=101.6N（6）畫彎矩圖右起第四段剖面處彎矩：水平面彎矩：M水平=FHA×0.08=45.8768Nm垂直面彎矩：M垂直=FVA’×0.08=25.2Nm合成彎矩：M合=M水2（7）畫轉(zhuǎn)矩圖：T=Ft×d1/2=242.00Nm（8）畫當(dāng)量彎矩圖因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，α=0.6可得右起第二段剖面C處當(dāng)量彎矩：（9）判定危險截面并驗算強度①右起第二段剖面處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑和相鄰段相差不大，所以該剖面為危險截面。已知M當(dāng)=93.87Nm,有:［σ-1］=60Mpa則：σe=M當(dāng)/W=M當(dāng)/(0.1?D43)=93.87×1000/(0.1×453)=10.30MPa<［σ-1］右起第一段處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面：σe=MD/W=MD/(0.1?D13)=50.75×1000/(0.1×283)=33.12Nm<［σ-1］所以確定尺寸是安全。受力圖以下：2、輸出軸設(shè)計計算確定軸上零件定位和固定方法（圖）(2)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸直徑選擇45#調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS軸輸入功率為P2=3.506Kw轉(zhuǎn)速為n2=480r/mind2min=C3p2n2=110×確定軸各段直徑和長度①從右端開始右起第一段，安裝滾動軸承和擋油環(huán)。故D1=Φ25mm,L1=28mm.②右起第二段為圓錐齒輪軸肩，其直徑應(yīng)大于圓錐齒輪軸孔孔徑，取D2=Φ40mm，長度依據(jù)箱體具體參數(shù)設(shè)計得到，在此取L2=57mm。③右起第三段，該段裝有齒輪，而且齒輪和軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，大齒輪分度圓直徑為127.5mm，則第四段直徑取Φ32mm,齒輪寬為b=24mm，為了確保定位可靠性，取軸段長度為L3=22mm。④右起第四段，該段裝有擋油環(huán)和滾動軸承，擋油環(huán)長度為13mm，軸承選擇圓錐滾子軸承，則軸承承受徑向力和軸向力為零，選擇30205型軸承，其尺寸為25×52×15，那么該段直徑為D4=Φ25mm，長度為L4=28mm⑤右起第五段，為軸承和軸承端蓋過分段，此段直徑D5=Φ36mm。⑥右起第六段，為鏈輪軸肩，取D6=Φ21mm，L6=50mm求齒輪上作用力大小、方向(略)六、箱體結(jié)構(gòu)及其它附件設(shè)計1、箱體機構(gòu)設(shè)計箱體結(jié)構(gòu)尺寸選擇以下表：名稱符號尺寸（mm）機座壁厚δ8機蓋壁厚δ18機座凸緣厚度b11機蓋凸緣厚度b111機座底凸緣厚度b215地腳螺釘直徑df15軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑d18機蓋和機座聯(lián)接螺栓直徑d28軸承端蓋螺釘直徑d36窺視孔蓋螺釘直徑d46定位銷直徑d6軸承旁凸臺半徑R111凸臺高度h據(jù)低速級軸承座外徑確定，方便于扳手操作外機壁至軸承座端面距離l118，30大齒輪頂圓和內(nèi)機壁距離△110齒輪端面和內(nèi)機壁距離△210機蓋、機座肋厚m1,m28，8軸承端蓋外徑D292軸承端蓋凸緣厚度t7軸承旁聯(lián)接螺栓距離S盡可能靠近，以Md1和Md2互不干涉為準(zhǔn)，通常s=D22、減速器附件設(shè)計(1) 窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部能夠看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，方便檢驗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，以預(yù)防污物進入機體內(nèi)和潤滑油飛濺出來。在此選擇窺視蓋規(guī)格為40×40.(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)用來檢驗油面高度，以確保有正常油量。選擇標(biāo)式油標(biāo)M12。(4)通氣器減速器運轉(zhuǎn)時，因為摩擦發(fā)燒，使機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，造成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，達成集體內(nèi)外氣壓相等，提升機體有縫隙處密封性能。在此選擇通氣塞，規(guī)格M12×1.25。(5)啟蓋螺釘機蓋和機座結(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二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也能夠安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調(diào)整套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調(diào)整。(6)定位銷為了確保軸承座孔安裝精度，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，孔位置盡可能遠些。如機體結(jié)構(gòu)是正確，銷孔位置不應(yīng)該對稱部署。在此選擇公稱直徑d=6mm圓錐銷（GB/T117-）(7)調(diào)整墊片調(diào)整墊片由多片很薄軟金屬制成，用一調(diào)整軸承間隙。有墊片還要起調(diào)整傳動零件軸向位置作用。(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。在此選擇規(guī)格為20mm，材料為20鋼，經(jīng)正火處理A型吊環(huán)螺釘（GB/T825-1998）。(9)密封裝置在伸出軸和端蓋之間有間隙，必需安裝密封件，以預(yù)防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)依據(jù)具體情況選擇。在此，兩個軸承端蓋全部選擇氈圈油封，規(guī)格分別為19和21。七．鍵聯(lián)接設(shè)計1．輸入軸和小錐齒輪聯(lián)接采取平鍵聯(lián)接此段軸徑d1=16mm,L1=24mm選擇A型平鍵，鍵5×5GB1096-L=22mmT1=24.2N?mh=5mm所以：σp=2?T1/(d?K?L)=2×24.2×1000/（16×0.4×5×22）=68.75Mpa<[σP]=110Mpa2、輸入軸和聯(lián)軸器聯(lián)接采取平鍵聯(lián)接此段軸徑d1=19mm,L1=50mm選擇A型平鍵，鍵6×6GB1096-L=36mmT1=24.2N?mh=6mm所以：σp=2?T1/(d?K?L)=2×24.2×1000/（19×0.4×6×36）=29.48Mpa<[σP]=110Mpa3、輸出軸和大齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d3=32mmL3=24mm選擇A型平鍵鍵10×8GB1096-L=22mmT2=69.75Nmh=8mmσp=2?T1/(d?K?L)=2×69.75×1000/（32×0.4×8×22）=61.92Mpa<[σP]=110Mpa4、輸出軸和鏈輪聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d3=21mmL3=50mm選擇A型平鍵鍵6×6GB1096-L=36mmT2=69.75Nmh=6mmσp=2?T1/(d?K?L)=2×69.75×1000/（21×0.4×6×36）=76.88Mpa<[σP]=110Mpa八．滾動軸承設(shè)計依據(jù)條件，軸承估計壽命Lh=10×365×（8+8）=58400小時1.輸入軸軸承設(shè)計計算（1）初步計算當(dāng)量動載荷P因該軸承在工作條件下受到Fr徑向力作用和軸向力，查手冊知：派生軸向力Fs=0.4Fr,且系數(shù)X=0.4,Y=1.6。經(jīng)計算得：P1=1156.3NP2=1896.5N（2）求軸承應(yīng)有徑向基礎(chǔ)額定載荷值P2>P1,故計算P2就能夠了。（3）選擇軸承型號選擇型號為30205圓錐滾子軸承查表得：Cr=32.2kN∴預(yù)期壽命足夠∴此軸承合格2.輸出軸軸承設(shè)計計算（1）初步計算當(dāng)量動載荷P因該軸承在工作條件下受到Fr徑向力作用和軸向力，查手冊知：派生軸向力Fs=0.4Fr,且系數(shù)X=0.4,Y=1.6。經(jīng)計算得：P1=1562.2NP2=683.72N（2）求軸承應(yīng)有徑向基礎(chǔ)額定載荷值P1>P2,故計算P1就能夠了（3）選擇軸承型號選擇型號為30205圓錐滾子軸承查表知，Cr=32.2KN∴預(yù)期壽命足夠