機械設計課程設計-帶式輸送機傳動裝置二級展開式圓柱齒輪減速器

題目：帶式輸送機傳動裝置二級展開式圓柱齒輪減速器A2-A2-低速級大齒輪透蓋SW三維圖設計說明書SW三維圖設計說明書仿真動畫裝配圖全套圖紙加扣30122505822013級機電控制工程1班1.項目設計目標與技術要求 21.1任務描述 21.2技術要求 22.傳動系統(tǒng)方案制定與分析 22.1傳動系統(tǒng)的分析 22.2傳動方案的選擇 33.傳動方案的技術設計與分析 53.1電動機選擇與確定 53.1.1電動機類型和結構形式選擇 53.1.2電動機容量確定 53.1.3電動機轉速選擇 53.2傳動裝置總傳動比確定及分配 63.2.1傳動裝置總傳動比確定 63.2.2各級傳動比分配 64關鍵零部件的設計與計算 74.1設計原則制定 74.2齒輪傳動設計方案 94.3第一級齒輪傳動設計計算 4.3.1第一級齒輪傳動參數(shù)設計 4.5軸的初算 4.6鍵的選擇及鍵聯(lián)接的強度計算 4.6.1鍵聯(lián)接方案選擇 4.6.2鍵聯(lián)接的強度計算 5、傳動系統(tǒng)結構設計與總成 5.1裝配圖設計及部件結構選擇、執(zhí)行機械設計標準與規(guī)范 5.1.1裝配圖整體布局 5.1.2軸系結構設計與方案分析 5.2零件圖設計 5.3主要零部件的校核與驗算 5.3.1軸系結構強度校核 5.3.2滾動軸承的壽命計算 6主要附件與配件的選擇 6.1聯(lián)軸器選擇 6.2潤滑與密封的選擇 6.3通氣器 6.4油標 6.5螺栓及吊環(huán)螺釘 7零部件精度與公差的制定 7.1精度設計制定原則 7.2減速器主要結構、配合要求 7.3減速器主要技術要求 8項目經(jīng)濟性分析與安全性分析 8.1零部件材料、工藝、精度等選擇經(jīng)濟性 8.2減速器總重量估算及加工成本初算 8.3安全性分析 8.4經(jīng)濟性與安全性綜合分析 9設計小結 10.有限元分析 11.參考文獻 機械設計課程設計任務書班級：13級機控1班姓名：F=1555ND=0.27mV=0.75m/s使用地點：室外生產(chǎn)批量：小批五、完成期限：2015年秋季學期末摘要燕山大學課程設計報告21.項目設計目標與技術要求減速器在原動機和工作機或執(zhí)行機構之間起匹配轉速和傳遞轉矩的作用，減速機是-種相對精密的機械，使用它的目的是降低轉速，增加轉矩。按照傳動級數(shù)不同可分為單級和多級減速機；按照齒輪形狀可分為圓柱齒輪減速機、圓錐齒輪減速機和圓錐一圓柱齒輪減速機；按照傳動的布置形式又可分為展開式、分流式和同進軸式減速機。減速器是一種由封閉在剛性殼體內(nèi)的齒輪傳動、蝸桿傳動、齒輪-蝸桿傳動所組成的獨立部件，常用作原動件與工作機之間的減速傳動裝置。在原動機和工作機或執(zhí)行機構之間起匹配轉速和傳遞轉矩的作用，在現(xiàn)代機械中應用極為廣泛。任務書要求設計二級展開式圓柱齒輪減速器。圓柱齒輪減速機的齒輪采用滲碳、淬火、磨齒加工，承載能力高、噪聲低；主要用于帶式輸送機及各種運輸機械，也可用于其它通用機械的傳動機構中。它具有承載能力高、壽命長、體積小、效率高、重量輕等優(yōu)點，用于輸入軸與輸出軸呈垂直方向布置的傳動裝F=1555ND=0.27mV=0.75m/s載荷不太大，體積小，低速。使用地點：室外生產(chǎn)批量：小批載荷性質：微振使用年限：五年一班使用條件一般，沖擊振動小，壽命一般，且批量小。2.傳動系統(tǒng)方案制定與分析2.1傳動系統(tǒng)的分析作用：傳動系統(tǒng)是機械中原動機與工作機之間的裝置，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)二者的轉速和轉矩。我們在機械設計中學習了帶傳動，鏈傳動，齒輪傳動，蝸輪蝸桿傳動，了解到了他們的優(yōu)缺點及其應用。①帶傳動：帶傳動是利用張進在帶輪上的帶，借助它們之間的摩擦力或嚙合，進行兩軸(或多軸)間運動和動力的傳遞，根據(jù)傳動原理，帶傳動可分為摩擦型和嚙合型兩大類。大多V帶、多楔帶等，都是靠帶與帶輪間摩擦力傳動的，同步帶工作面上有齒與帶輪輪齒嚙合傳動。摩擦型傳動過載可以打滑，但傳動比不準確(滑動率在2%以下);嚙合傳動可以保證傳動同步，傳動比準確，但對制造安裝要求較高。②鏈傳動：鏈傳動是在兩個或多個鏈輪之間用鏈作為撓性拉曳原件的一種捏合傳動，工作燕山大學課程設計報告33時，主動輪通過輪齒與鏈的嚙合帶動從動輪轉動并傳遞動力。與帶傳動相比其主要特點：1)無滑動，可以得到較準確的傳動比；2)傳動效率高，達到98%;3)不需要很大的張緊力作用在軸上的載荷較?。?)可以在比較惡劣的環(huán)境(如高溫、多塵、濕度大)中使用；5)瞬時速度不均勻，傳動平穩(wěn)性較差，有噪聲。應用范圍：鏈傳動在傳遞功率、速度、傳動比、中心距等方面都有很廣的應用范圍，廣泛用于農(nóng)業(yè)、采礦、冶金、起重、運輸、石油、化工、紡織等各種機械的動力傳動中。③齒輪傳動：齒輪傳動是近代機械制造中用的最多的傳動形式之一，和其他傳動形式比較1)能保證傳動比恒定不變；2)適用的載荷和速度范圍很廣，傳遞的功率可由很小到幾千萬瓦，圓周速度可達3)結構緊湊；4)效率高，一般效率η=0.94-0.99;5)工作可靠且壽命長其主要缺點是：1)對制造和安裝精度要求較高；2)當兩齒輪間距較大時，采用吃輪傳動較笨重。④蝸桿傳動：蝸桿傳動用于傳動交錯軸之間的回轉運動。主要優(yōu)點是結構緊湊，工作平穩(wěn)。無噪聲，以及能得到很大的傳動比，在傳遞動力時，傳動比一般為8-100應用：廣泛應用于機床、汽車、儀器起重運輸機械，冶金機械以及其他機械制造部門當中。2.2傳動方案的選擇各類傳動機構在多級傳動中的布置：在多級傳動中必須根據(jù)各類傳動機構特點，揚長避短，合理安排傳動順序。一般考慮一下幾點：1)蝸桿傳動平穩(wěn)，但效率較低，適用于中、小功率間歇運轉的場合。當與齒輪傳動同時使用時若要求減速器結構緊湊，可布置在低速級；若要求提高承載能力和傳動效率可布置在高速級。2)圓錐齒輪加工較困難，特別是大直徑、大模數(shù)的圓錐齒輪，所以只有在需要改變軸的布置方向時采用，并盡量放在高速級。3)斜齒輪傳動的平穩(wěn)性較直齒輪傳動好，常用在高速級或要求傳動平穩(wěn)的場合。4)開式齒輪傳動的工作環(huán)境較差，潤滑不良，磨損較嚴重，應布置在低速級。由上述分析，制定五種傳動方案：方案一：蝸桿齒輪二級減速器圖2-1蝸桿齒輪二級減速器圖2-1蝸桿齒輪二級減速器燕山大學課程設計報告4蝸桿傳動可以實現(xiàn)較大的傳動比，尺寸緊湊，傳動平穩(wěn)，但效率較低，適用于中、小功率的場合。采用減摩性較好的錫青銅為蝸輪材料的蝸桿傳動，由于允許齒面有較高的相對滑動速度，可將蝸桿傳動布置在高速級，以利于形成潤滑油膜，可以提高承載能力和傳動效率?？紤]到上述原因，將蝸桿傳動布置在第一級。斜齒輪傳動的平穩(wěn)性較直齒輪傳動好，常用在高速級或要求傳動平穩(wěn)的場合。因此將斜齒輪傳動布置在第二級。方案二：圓錐-圓柱齒輪二級減速器山圖2-2圓錐-圓柱齒輪二級減速器圓錐-圓柱齒輪二級減速器，可以改變力矩的方向，即可以把橫向運動轉為豎直運動,用于輸入軸與輸出軸程垂直方向布置的傳動裝置。具有承載能力高，噪音低，體積小，重量輕，效率高，使用壽命長的特性。缺點：與二級圓柱直齒輪減速器和蝸桿減速器相比，加工稍微復雜一些，傳動效率較低。方案三：展開式二級齒輪減速器圖2-3展開式二級圓柱齒輪減速器圖2-3展開式二級圓柱齒輪減速器二級圓柱齒輪減速器傳動比一般為8～40,傳動的功率和速度范圍很大，效率高，對中心距的敏感性較小，裝配和維修簡便，應用非常廣泛。用斜齒、直齒或人字齒，結構簡單，應用廣泛。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，要求軸有較大剛度，用于載荷比較平穩(wěn)的場合。方案四：齒輪-蝸桿減速器11圖2-4齒輪-蝸桿減速器這種減速器，高速級采用蝸桿傳動，布置在高速級，有利于在嚙合處形成油膜，提高效率；蝸桿傳動可以實現(xiàn)較大的傳動比，尺寸緊湊，傳動平穩(wěn)。低速級采用斜齒輪傳動，布置在低速級，齒輪制造精度可以低一些；斜齒輪傳動的平穩(wěn)性較直齒輪傳動好。缺點：這種減速器結構不如齒輪—蝸桿減速器結構緊湊。經(jīng)過比較，我決定選擇二級圓柱齒輪減速器，它的結構簡單、尺寸緊湊、效率高、容燕山大學課程設計報告5易制造、使用壽命長、維護方便。由于電動機、減速器與滾筒并列，導致橫向尺寸較大，機器不緊湊。但齒輪的位置不對稱，高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，可使軸在轉矩作用下產(chǎn)生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷分布有均勻的現(xiàn)象。3.傳動方案的技術設計與分析3.1電動機選擇與確定3.1.1電動機類型和結構形式選擇異步電動機一般分為三種類型，Y系列(IP23)三相異步電動機，Y系列(IP44)三相異步電動機，YEJ系列電磁制動三相異步電動機。Y系列(IP23)三相異步電動機具有效率高，起動性能好，噪聲低，體重小，重量輕等優(yōu)點，適合驅動各種無特殊要求的各種機械設備。IP44異步電動機效率高，節(jié)能，噪聲低，振動小，運動安全可靠。除了具有與IP23電動機相同的用途外，還能適用于灰塵多，水土飛濺的場所。YEJ系列適用于要求快速停止準確定位的傳動機構或裝置上。經(jīng)過比較，我決定選用Y系列三相籠型異步電動機,全封閉自扇冷式結構。3.1.2電動機容量確定電動機的容量選的合適與否，對其工作和經(jīng)濟性的影響很大，電動機的容量主要根據(jù)運行時的發(fā)熱條件來確定。工作機所需要的輸入功率式中，pw為卷筒效率，查指導手冊P88表12-10得rw=0.96傳動裝置的總效率：ηa=η聯(lián)*η聯(lián)*η齒*η齒*軸*n軸*n軸*n軸η聯(lián)為聯(lián)軸器(彈性聯(lián)軸器)的效率，查表12-10得0.99η齒為齒輪(8級精度齒輪傳動)傳動效率，查表12-10得0.97n軸為軸承效率(滾動軸承),查表12-10得0.98所以電動機所需要的工作功率為Pd=Pw/ηa=1.21/0.85=1.42kw3.1.3電動機轉速選擇卷筒軸的工作轉速為n=60v/πD=60*0.75/(π*0.27)=53.{r/min)查指導手冊P8表2-2得二級圓柱齒輪減速器i=8-40,故電動機轉速的可選范圍為nd=ia*n=(8-40)*53.1=424.8-2124(r/min)符合這一范圍的同步轉速有750,1000,1500r/min,綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，重量，價格等因素，決定選用同步轉速為1000r/min的電動機。燕山大學課程設計報告6電動機型號額定功率同步轉速滿載轉速起動轉矩-額定轉矩最大轉矩-額定轉矩Y100L-6940rpm3.2傳動裝置總傳動比確定及分配3.2.1傳動裝置總傳動比確定電動機滿載轉速nm=940r/min總傳動比為i。=nm/n=940/53.1=17.703.2.2各級傳動比分配總傳動比分配的原則：①各級傳動比在常用的合理范圍內(nèi)，以符合各級傳動的工作特點，并使結構緊湊；②盡量使傳動裝置外廓尺寸或重量較小；③在兩級或者多級齒輪減速器中盡量使各級大齒輪浸油深度合理(低速級大齒輪浸油較深，高速級大齒輪能浸到油),在二級圓柱齒輪減速器中，通常低速級中心距大于高速級的，因而為使兩級大齒輪直徑相近，應使高速級傳動比大于低速級的。當高速級和低速級齒輪的材料和熱處理條件相同時，傳動比的分配可按圖1進行、/3.2.2.2各級傳動比確定1)各級轉速nl=n?=940r/min);n2=nl/il=940/4.95=189.9r/min)n3=n2/i2=1899/3.58=53.04(r/min);n4=n3=53.04(r/min)2)各軸輸入功率燕山大學課程設計報告7P4=P3η34=P3n軸η聯(lián)=1.27×0.98×0.993)各軸輸入轉矩電動機軸輸出轉矩為Td=9550Pd/nm=9550×1.42/940=14.43(Nom);高速軸T1=Td?01=Tdη聯(lián)=14.43x0.99=14.29Nom);中間軸T2=Tliln齒η軸=14.29x4.95×0.98×0.97=67.24Nom);低速軸T3=T2i2n23=T2i2n齒n軸=0.67×3.58×0.98×0.97=228.83Nom);卷筒軸T4=T3m軸η聯(lián)=228.8x0.98×0.99=222.0(kw)將運動和動力參數(shù)計算結果整理到下表中：軸參數(shù)電動機軸高速軸中間軸低速軸工作軸轉速n(r/min)功率P(kw)轉矩T(N·m)傳動比i效率4關鍵零部件的設計與計算4.1設計原則制定1.設計過程是理論計算與結構設計圖交替進行，有主到次，邊計算、邊修改、邊畫圖，逐步完善設計工作。2.合理選擇傳動機構和零部件，確定基本參數(shù)和尺寸，合理選擇材料、熱處理方式、精度等級，合理進行機構設計和比較全面地考慮制造、安裝、經(jīng)濟成本和工作性能方面的3.根據(jù)齒面接觸疲勞強度，開展高速級和低速級閉式軟齒面斜齒輪的傳動參數(shù)設計，并采用齒根彎曲疲勞強度進行傳動強度校核。齒輪結構與尺寸要考慮加工制造方法和材料。4.根據(jù)許用彎曲應力計算估計原則，開展三根軸的設計軸徑初估，設計時既要滿足強度要求，也要保證軸上零件定位、固定和裝配方便，并應有良好的加工工藝性。合理解決軸徑最小值與安全性、經(jīng)濟性的矛盾，并采用安全系數(shù)法進行了軸的校核。5.依據(jù)載荷和轉速，進行軸承的選擇，并校核了軸承壽命計算。86.設計箱體時必須考慮傳動質量、加工工藝性和成本，采取剖分式，要求足夠的剛度，考慮箱體內(nèi)零件的潤滑、密封及散熱。7.減速器主要附件與配件的選擇，注意優(yōu)缺點對比，考慮環(huán)境及經(jīng)濟成本，樹立綠色8.設計時應合理處理減速器安全性和經(jīng)濟性的矛盾。(1)不同類件的安全系數(shù)確定機械零部件名稱材料應力狀態(tài)安全系數(shù)減速器高速軸彎曲疲勞n=1.3-1.6n?p=1.8低速軸彎扭疲勞n=1.6n_p=1.8軸承旁螺栓Q235拉伸疲勞n=3n?=2.5齒輪彎曲疲勞n、=1(2)關鍵件或主要件材料選擇與加工工藝制定零件毛坯有鑄件，鍛件，冷沖壓件，焊接件及軋制型材件。零件結構的復雜程度，尺寸大小和生產(chǎn)批量往往決定了毛坯的制造方法(如批量很大的鋼制零件，當其尺寸大而形狀復雜時常用鑄造，尺寸小而形狀簡單的則適于沖壓和模鍛),而毛坯的種類又會影響零件的結構設計。因此，在做零件結構設計時，一定要與毛坯的種類特點相適應。(1)箱體：箱體的尺寸比較大而且形狀復雜，采用鑄造，材料為HT150,鑄造箱體較易獲得合理和復雜的結構形狀，剛度好，易進行切削加工，但制造周期長，重量較大，因而多用于成批生產(chǎn)。箱體選擇剖分式，剖分面取與傳動件軸心線平面重合的水平面。b.先刨底面，再刨剖分面，然后刮研剖分面；c.劃出上下機體連接螺栓孔及地腳螺栓直徑，進行鉆孔及銑沉頭座。d.將上下機體用螺栓連接，加工定位銷孔，裝上定位銷，在軸承孔外圓軸向方向劃線，然e.對軸承孔及機體上所有孔劃線，然后鏜孔并鉆孔，攻絲，銑沉頭座。②機蓋的加工過程：a.造型的模型由上半模，下半模型和一些滑塊組成，上下模用定位銷定位，吊環(huán)處做成活塊。b.將下半模放在地上，周圍填滿型沙，即為下箱；c.然后放上上半模型，再放上砂箱，填入型砂，放好冒口棒和澆口棒并搗實，便成上箱；d.將上箱翻轉，取出上半模及活塊，再取出下半模型，最后合上上下箱，放上澆口杯，完③在鑄造過程中，我們要注意以下問題：1)鑄件的壁厚不小于鑄件材料和工藝水平所準許的最小壁厚；2)為便于制造和減小應力集中鑄件兩壁交界處，應作鑄造圓角；3)不同壁厚交界處，應作出過度結構，以減小應力集中；4)鑄件垂直于分型面的表面應作有鑄造斜度，以利于造型；5)為了便于起模，應盡可能壁面內(nèi)凹形狀；6)同意鑄件各處壁厚不要相差太大；燕山大學課程設計報告97)凸臺距離較近時，應減少凸臺數(shù)量以便造型。(2)齒輪：①選擇齒輪材料是應先估計毛杯的制造方法，大齒輪直徑d<500mm,且為小批量生產(chǎn)，所以選用自由鍛造毛杯，所有平面需要經(jīng)過機加工。對齒輪材料的基本要求是：齒面要硬，齒心要韌，以抵抗齒面失效和輪齒折斷。選擇小齒輪材料為45鋼，硬度為240HBS,進行調(diào)質處理，處理后齒面硬度一般為220~260HBS,因硬度不高，故可在熱處理后精切齒形，且在使用中易于飽和。大齒輪材料為45鋼，進行正火處理，能消除內(nèi)應力，細化晶粒，改善力學性能和切削性能，硬度為190HBS,大小齒輪硬度差為50HBS。②齒輪屬于盤類鍛件，變形工序方案可選用鐓粗或局部鐓粗及沖孔；③在鍛造時我們要注意以下問題：1)自由鍛件毛坯外形應盡可能簡單；2)避免帶有錐形和楔形；3)避免圓柱表面與圓柱表面或棱柱型表面相交；4)一般不允許有加強筋；5)當零件有復雜的外形，突變的橫剖面或長柄時，可分為幾個較簡單部分分別鍛出來后在組合起來。(3)軸：軸用來支撐回轉零件，傳遞轉矩和運動。軸的材料采用45鋼，進行調(diào)質或正火處理以保證其力學性能，以中間軸為例，介紹軸類零件的加工方法：1)下料；2)三爪自定心卡盤夾持工件，車端面漸平，鉆中心孔，用尾架頂尖頂住，粗車三個臺階，直徑，長度均留余量2mm;3)調(diào)頭，三爪自定心卡盤夾持工件另一端，車端面保證總長169mm,鉆中心孔，用尾架頂尖頂住，粗車另外兩個臺階，直徑長度均留余量2mm;4)調(diào)質處理；5)修研兩端中心孔；6)雙頂尖裝卡，半精車三個臺階，調(diào)頭，雙頂尖裝夾，半精車余下的兩個臺階；7)銑兩個鍵槽，鍵槽深度比圖樣規(guī)定尺寸多銑0.25mm,作為磨削的余量，修研兩端中4.2齒輪傳動設計方案(一)軟齒面/硬齒面方案選擇軟硬齒面加工工藝應用常用材料軟齒面齒輪這類齒輪多經(jīng)調(diào)質或正火后切齒，切齒精度一般為8級，精切可達7級常用于對尺寸和重量無嚴格要求的場合硬齒面齒輪切齒后經(jīng)熱處理(整體淬火、表面淬火、滲碳淬火，滲氮，液體碳氮共滲)再磨齒。適用于要求尺寸小和重量輕的場合38SiMnMo、38CrMoAlA軟齒面齒輪齒面硬度不高，限制了承載能力，但是以易制造成本低，常用于對尺寸和燕山大學課程設計報告重量無嚴格要求的場合。硬齒面齒輪由于齒面硬度高，適用于要求尺寸小重量輕的場合，本次減速器設計要求微振，對強度無太高要求，因而我們選用軟齒面。(二)設計及校核原則閉式齒輪傳動的主要失效形式為點蝕和輪齒折斷，所以按接觸疲勞強度設計，按齒根彎曲疲勞強度校核。(三)直齒輪/斜齒輪選擇方案與直齒輪傳動比較，斜齒輪傳動的優(yōu)點是：(1)嚙合性能好。嚙合是逐漸的，故傳動平穩(wěn)，噪聲小。(2)重合度大。提高了斜齒輪的承載能力，延長了使用壽命。(3)結構緊湊。斜齒輪最少齒數(shù)較直齒輪的少，同樣情況下，斜齒輪傳動結構更緊湊。綜上：結合減速器工作載荷為微振，選擇斜齒輪能使傳動平穩(wěn)且承載能力大，所以最終選4.3第一級齒輪傳動設計計算4.3.1第一級齒輪傳動參數(shù)設計1.高速齒輪的設計a選用斜齒圓柱齒輪b選用8級精度c材料選擇：材料為45鋼，傳動時，小齒輪表面應力大于大齒輪，故大齒輪正火處理使表面硬度達到180~200HBS,小齒輪經(jīng)調(diào)質及表面淬火處理，齒面硬度為230~250HBS初定小齒輪的齒數(shù)：Z?=21,則大齒輪齒數(shù)：Z?=Z?i?=103.95,圓整取104i=nl/n2=Z2/Z1=104/21=4.9524e螺旋角：螺旋角β=8~25°初選β=10°f齒寬系數(shù)：參考《機械設計課程設計指導手冊》表6-7,選擇φ=0.8g按齒面接觸強度設計h確定載荷系數(shù)K:K=KAKvK。Kg.①查看《機械設計課程設計指導手冊》表6-4:使用系,查看《機械設計課程設計指導冊》表圖6-11,得動載系數(shù)Ky=1.06,③齒間載荷分配系數(shù)ε?=Ea+En=2.85查圖6-13得齒間載荷分配系數(shù)Ka=1.42查P85圖6-17得分布系數(shù)燕山大學課程設計報告i計算轉矩T1=14.29N·m(由表運動和動力參數(shù)查得)節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH:查P87圖6-19得ZH=2.46查《機械設計課程設計指導手冊》表6-5得Z:Z=√cosβ=√cos10=0.992j按圖6-26b.c齒輪的接觸疲勞強度極限小齒輪45鋼調(diào)質查P95圖6-27c)取σHlim1=550MPa大齒輪45正火查P95圖6-27c)取σHlim2=450MPak由圖6-25取接觸疲勞壽命系數(shù)：KHN1=KHN2=1.0(不允許出現(xiàn)點蝕)N1=60njLh=60×940×1×4×300×16=1.08×10次N2=N1/i1.08×10/4.95=0.22×10°次計算接觸疲勞許用應力，取安全系數(shù)S=1修正載荷系數(shù)修正如下：由圖6-11查得Kv?=1.02m參數(shù)尺寸的確定法向模數(shù)取標準值m,=2.0mm圓整取a=130mm按圓整取后的中心距修正螺旋螺旋角改變不大，參數(shù)εa.等參數(shù)可以不用修正。計算分度圓直徑圓整取b?=40mm,b?=34mmo校核齒根彎曲疲勞強度重合度系數(shù)螺旋角系數(shù)計算當量齒數(shù)·由圖6-26查取彎曲疲勞極限應力及壽命系數(shù)查圖6-28得rliml=420MPaσFlim2=390MPa分別查圖6-26得Kw=Kv?=1計算彎曲疲勞許用應力(取失效率為1%,安全系數(shù)S=1,)由公式得[oF·]=KFNI·oFlim1=420MPa;[oF2]=KFN2·oFLim2=390MPa燕山大學課程設計報告計算彎曲應力校核合適。2.低速齒輪的設計a選用斜齒圓柱齒輪b選用8級精度c材料選擇：材料為45鋼，傳動時，小齒輪表面應力大于大齒輪，故大齒輪正火處理使表面硬度達到180~200HBS,小齒輪經(jīng)調(diào)質及表面淬火處理，齒面硬度為230~250HBS初定小齒輪的齒數(shù)：Z?=21,則大齒輪齒數(shù)：Z?=Z?i?=75.18,圓整取76i=nl/n2=Z2/Z1=76/21=3.619f齒寬系數(shù)：參考《機械設計課程設計指導手冊》表6-7,選擇中=0.8g按齒面接觸強度設計h確定載荷系數(shù)K:K=KAKvK?Kg.①查看《機械設計課程設計指導手冊》表6-4:使用系,查看《機械設計課程設計指導冊》表圖6-11,得動載系數(shù)Ky=1.06,③齒間載荷分配系數(shù)E=Ea+E=2.84查圖6-13得齒間載荷分配系數(shù)Ka=1.42查P85圖6-17得分布系數(shù)i計算轉矩T2=67.24N·m(由表運動和動力參數(shù)查得)節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH:查P87圖6-19得ZH=2.46查《機械設計課程設計指導手冊》表6-5得燕山大學課程設計報告Z:Z=√cosβ=√cos10=0.992j按圖6-26b.c齒輪的接觸疲勞強度極限小齒輪45鋼調(diào)質查P95圖6-27c)取σHlim1=550MPa大齒輪45正火查P95圖6-27c)取σHlim2=450MPak由圖6-25取接觸疲勞壽命系數(shù)：KHN1=1.0;KHN2=1.03(不允許出現(xiàn)點蝕)N2=N1/i=2.2×10/3.619=0.61×10次計算接觸疲勞許用應力，取安全系數(shù)S=1[oH2]=KHN2·oHlim=1.03×450=463修正載荷系數(shù)修正如下：由圖6-11查得Kv’=1.01m參數(shù)尺寸的確定取標準值mn=3mm圓整取a=150mm按圓整取后的中心距修正螺旋角螺旋角改變不大，參數(shù)εg,等參數(shù)可以不用修正。計算分度圓直徑燕山大學課程設計報告圓整取b?=62mm,b?=56mmo校核齒根彎曲疲勞強度;由圖6-26查取彎曲疲勞極限應力及壽命系數(shù)查圖6-28得OFliml=420MPa分別查圖6-26得K,=Kx?=1計算彎曲疲勞許用應力(取失效率為1%,安全系數(shù)S=1,)由公式得[oFl]=KFN1·oFliml=420MPa;[oF2]=KFN2·oFLim2=390MPa計算彎曲應力校核合適。燕山大學課程設計報告4.5軸的初算(一)估計原則軸的強度計算主要有按許用切應力計算，許用彎曲應力計算和安全系數(shù)校核。①按許用切應力計算只需知道轉矩的大小，方法簡便，但計算精度較低。它主要用于以下情況：傳遞以轉矩為主的傳動軸；初步估算軸徑以進行結構設計；不重的軸彎矩等影響可在計算中降低許用應力。②按許用彎曲應力計算，必須已知作用力的大小合作用點的位置，軸承跨距，各段軸徑等參數(shù)。為此，常先按轉矩估算軸徑并進行軸的結構設計后，即可繪成軸的彎扭合成圖。主要用于重要的，彎扭復合的軸，計算精度中等。③安全系數(shù)校核計算也要在結構設計后進行，不僅要定出軸的各段軸的直徑，而且要定出過度圓角，過盈配合，表面粗糙度等細節(jié)。主要用于重要的傳動軸或工作軸，計算精軸的材料主要采用碳素鋼和合金鋼。碳素鋼比合金鋼價廉，對應力集中敏感小，所以軸的材料選擇碳素鋼，選擇最常用的45鋼。當軸的支撐距離未定時，無法由強度確定軸徑，要用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉切應力確定軸徑d。(二)參數(shù)選擇及計算查《機械設計》表10-2,取C=112考慮到軸上有單鍵連接，軸徑需加強3%,并且1軸要與電動機聯(lián)接，初算直徑d?必須與電動機軸和聯(lián)軸器相匹配及d?必須和聯(lián)軸器空相匹配，所以初定d1=18mm,d2=30mm,(三)軸徑最小值與安全性、經(jīng)濟性的矛盾軸徑選取的較小時，雖然較便宜，成本較低，但會影響軸的強度，安全性下降；而當軸徑選取的較大時，雖然強度較好，安全性較好，但是生產(chǎn)成本較高，經(jīng)濟性下降。4.6鍵的選擇及鍵聯(lián)接的強度計算4.6.1鍵聯(lián)接方案選擇①對比分析常用鍵聯(lián)接：鍵是標準零件，一般分為兩大類：平鍵和半圓鍵構成松連接；斜鍵構成緊連接。1)平鍵的側面是工作面，工作時靠鍵與鍵槽的相互擠壓傳遞轉矩；2)半圓鍵用圓鋼切制或沖壓后磨制，軸上鍵槽用半徑與鍵相同的盤狀銑刀銑出，因而鍵在鍵槽上能繞其幾何中心擺動以適應轂上鍵槽的斜度，鍵的側面是工作面，優(yōu)點是工藝性好，缺點是軸上的鍵槽較深，對軸的削弱比較大，主要用于載荷小的連接。平鍵和半圓鍵連接制造容易，裝拆方便，在一般情況下不影響被聯(lián)接件的定心，因而燕山大學課程設計報告3)斜鍵連接上下面是工作面，主要缺點是引起軸上零件和軸的配合偏心，在沖擊，震動或變載下也容易松動，因而不宜用于要求準確定心，高速和沖擊，震動的連接。②確定鍵聯(lián)接形式及尺寸選擇依據(jù)2)中間軸：由于是靜聯(lián)接，選用普通A型平鍵。由手冊續(xù)表17-30可查得當d=(30~38)mm時，鍵的剖面尺寸為：寬b=10mm,高h=8mm。參考輪轂長選鍵長1=25mm。由于是靜聯(lián)接，選用普通A型平鍵。由手冊續(xù)表17-30可查得當d=(30~38)mm時，鍵的3)低速軸：齒輪用平鍵：d=47mm,8級精度的齒輪要求一定的定心性，因此選用平鍵。由于是靜聯(lián)接，選用普通A型平鍵。由手冊續(xù)表17-30可查得當d=(44~50)mm時，鍵的剖面尺寸為：寬b=14mm,高h=9mm。參考輪轂長選鍵長1=45mm。4.6.2鍵聯(lián)接的強度計算I=l-b=(56-10)=46mm(載荷相對平穩(wěn)，故取最大值)。由此得聯(lián)接所T=0.25hld[op]=0.25×8×46×32×60=177N·m>67.24N·m3)低速軸：聯(lián)軸器：鍵的接觸長度I=l-b=(70-10)=60mm。由《機械設計》表3-1取聯(lián)接的許用擠壓應力[o,]=60MPa(載荷相對平穩(wěn)，故取最大值)。由此得聯(lián)接所能傳遞的轉矩為T=0.25hld[op]=0.25×8×60×38×60=273N·m>228.83V·m4.7滾動軸承選擇及軸的支撐方式軸承分為滾動軸承和滑動軸承，與滑動軸承比較，滾動軸承主要有下列優(yōu)點：①一般燕山大學課程設計報告工作條件下摩擦系數(shù)比滑動軸承小且比較穩(wěn)定，不隨軸承速度而變化，故起動及運轉力矩小，功率損耗小。②對于同尺寸的軸徑，滾動軸承寬度小，軸向結構緊湊。③便于維護④成本低，易于互換。綜上減速器中選用滾動軸承。常用滾動軸承軸承類型載荷情況適用范圍角接觸球軸承同時承受較大徑向和單向軸向軸向載荷，接觸角越大承受軸向載荷能力也越大。適合旋轉精度高的支承，宜成對使用。深溝球軸承承受徑向載荷和一定雙向軸向載荷適用一般軸的支承，軸承結構簡單，價格低廉圓錐滾子軸承同時承受徑向和單向軸向載荷，單向軸向載荷能力比角接觸球軸承大適合有軸向力大的軸的支承圓柱滾子軸承承受較大的徑向力不能承受軸向載荷適用剛度大、對中性好的支承中推力球軸承只能承受單向軸向載荷應用于軸向載荷大，轉速不高的支承中選擇滾動軸承類型應考慮軸承所受載荷(大小，方向及性質),轉速與工作環(huán)境，經(jīng)濟性及其它特殊要求等多種因素的影響。轉速較高，載荷不大，旋轉精度比較高時宜用球軸承，轉速較低，載荷較大或有沖擊載荷時宜用滾子軸承；當徑向載荷和軸向載荷都比較大時，若轉速高宜采用角接觸球軸承，若轉速不高宜用圓錐滾子軸承，該減速器的工作條件是微振，轉速較高，故我們選用角接觸球軸承。轉軸一般采用雙支承結構，每個支撐由1~2個軸承組成，減速器的軸受徑向載荷和軸向載荷聯(lián)合作用，支撐選用同型號的角接觸球軸承，軸承的配置有三種方式：正安裝，反安裝，串聯(lián)排列。分別處于兩支點的一對角接觸軸承應根據(jù)具體受載情況進行分析，當工作零件位于兩軸承之間時，正安裝的剛性好，結構簡單，裝拆方便。因此選用面對面安軸的支承方式支承結構類型適用范圍兩端固定支承(兩個支撐端各限制一個方向的軸向位移的支撐方式)適用于工作溫度變化不大的短軸，旋轉精度要求高的機械。固定—游動支承(在軸的一個支撐端使軸承與軸及外殼孔的位置相對固定以實現(xiàn)軸的軸向定位)能補償軸因熱變形及制造安裝誤差引起的長度變化，適用于各種工作條件，如工作溫度較高的蝸桿軸以及跨距較大的長軸支撐中。兩端游動支承(兩個支撐端的軸承都對軸不做精確的軸向定位)常用于軸向位置已由其他零件限定的場合，如人字齒輪傳動支承中1)高速軸：軸受徑向和軸向載荷聯(lián)合作用，采用角接觸球軸承組成的兩端固定的支承。安裝型式：工作零件位于兩軸之間時，正安裝剛度好。查《機械設計課程設計指導手冊》P138表16-2,選擇軸承型號為7205C,軸徑d=25mm,D=52mm,B=15mm,基本額定動載荷Cr=16.5kN,基本額定靜載荷C?r=10.5kN。2)中間軸軸受徑向和軸向載荷聯(lián)合作用，采用角接觸球軸承組成的兩端固定的支承。安裝型式：工作零件位于兩軸之間時，正安裝剛度好。燕山大學課程設計報告==查《機械設計課程設計指導手冊》P138表16-2,選擇軸承型號為7206C,軸徑d=30mm,D=62mm,B=16mm,基本額定動載荷Cr=23.0kN,基本額定靜載荷COr=15.0kN。3)輸出軸軸受徑向和軸向載荷聯(lián)合作用，采用角接觸球軸承組成的兩端固定的支承。安裝型式：工作零件位于兩軸之間時，正安裝剛度好。查《機械設計課程設計指導手冊》P138表16-2,選擇軸承型號為7209C,軸徑d=45mm,D=85mm,B=19mm,基本額定動載荷Cr=38.5kN,基本額定靜載荷COr=28.5kN。5、傳動系統(tǒng)結構設計與總成5.1裝配圖設計及部件結構選擇、執(zhí)行機械設計標準與規(guī)范傳動尺寸是裝配圖結構和相關零件圖尺寸的主要依據(jù)，一般先設計計算傳動零件。減速器是獨立完整的傳動部件，為了使設計減速器時的原始條件比較準確，設計首先從齒輪開始，確定兩級中心距，進而設計軸系部件、箱體以及附件。執(zhí)行強制性國家標準GB,常用標準件，軸承，鍵，螺栓，螺母，墊片，銷等等。參考機械工業(yè)行業(yè)標準JB。裝配圖用A0圖紙，采用1:1比例尺繪制，畫出兩級傳動零件的中心線，先在俯視圖上畫出中間軸的兩齒輪輪廓，即齒頂圓和材料寬度，取兩傳動件距離，再根據(jù)齒輪端面與箱體內(nèi)壁的關系，畫出箱體長度，根據(jù)低速軸大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁的關系，畫出箱體寬度向低速級的一測。畫出大概輪廓，開始進行軸系設計、齒輪設計、端蓋設計，同時畫出主視圖和左視圖，并添加標準件和附件，完善草圖。軸承座端面軸承座端面軸承端面圖5-1裝配圖整體布局其中，機座和箱體等零件工作能力的主要指標是剛度，箱體的一些結構尺寸，如壁齒頂厚、凸緣、寬度、肋板厚度等，對機座和箱體的工作能力、材料消耗、質量和成本，均有燕山大學課程設計報告重大影響。但是由于其形狀的不規(guī)則和應力分布的復雜性，未能進行強度和剛度的分析計算，但是可以根據(jù)經(jīng)驗公式大概計算出尺寸，加上一個安全系數(shù)也可以保證箱體的剛度和強度。箱體的大小是根據(jù)內(nèi)部傳動件的尺寸大小及考慮散熱、潤滑等因素后確定的。二級展開式斜齒圓柱齒輪減速器箱體結構主要尺寸表名稱符號計算公式尺寸/mm高速級中心距由高速級齒輪決定低速級中心距由低速級齒輪決定箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱座凸緣厚度bb=1.58箱蓋凸緣厚度燕山大學課程設計報告地腳螺栓直徑查手冊p24表4-2M16地腳螺栓數(shù)目R查手冊p24表4-26軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M12箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑M10軸承端蓋螺釘直徑M8窺視孔蓋螺釘直徑24=(03-04)&jM6定位銷直徑dd=(0.7-0.8)d?M6外機壁至軸承座端面距離l?_C?+C?+(5-10)大齒輪齒頂圓與內(nèi)機壁距離齒輪端面與內(nèi)機壁距離上下機體肋厚m,mm?x0.85895.1.2軸系結構設計與方案分析輸入與輸出軸的位置與相對關系：A×有左圖A、B、C三種方案比較，最終選定A方案。理由：二級展開式圓柱齒輪減速器的特點是其結構簡單，但齒輪的位置不對稱。高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入燕山大學課程設計報告BXXX端和輸出端，可使軸在轉矩作用下產(chǎn)生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎矩變形部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的偏載現(xiàn)象，使齒向載荷分布系數(shù)Kg小，使載荷分布不均勻現(xiàn)象得到改善。CXXX5.1.2.1高速軸結構設計與方案分析(1)軸上零件裝配方案(2)根據(jù)軸向定位以及軸上零件的要求確定軸的各段直徑和長度1)計算d1,11:為了滿足最小直徑要求，取d?=18mm;半聯(lián)軸器與軸配合的轂的長為42mm,為了保證軸端擋環(huán)只壓在半聯(lián)軸器上，故取1=40mm為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求和密封圈的型號尺寸規(guī)格，取凸=22mm軸承選用角接觸球軸承7205C,故d3=25mm,IB=15mm,由于端蓋凸緣厚10mm,墊片厚1mm,箱體內(nèi)壁到軸承座端面的距離51mm,內(nèi)壁到軸承端面的距離為3mm,I3=15mm,軸外伸端面需距離端蓋外表面15~20mm,取18mm,l2=51-3-15+11+18=62mm.考慮上一段軸徑大小等因素，過渡圓角半徑r=1mm.3)計算13,d3和16,d6:為裝配方便，d?>d?,非定位軸肩，第三軸段和第六軸段為軸承軸段，同時需要考慮軸承的選擇。初步選擇滾動軸承：因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用角接觸球軸承軸承。燕山大學課程設計報告由《機械設計課程設計指導手冊》p138續(xù)表16-2:軸承型號L?=15mmL?=15+△2+△3=15+14=29mm4)計算d4,14和d6,16:d3和d4直徑變化處的端面是為了固定滾動軸承至于其長度，綜合考慮兩對齒輪的寬度，L?=131-△2-40+△3=131-11-40+3=83mm5)計算d5和15:高速級小齒輪形式采用齒輪軸結構，由于分度圓直徑為43.68mm,模數(shù)為2mm,所以，齒根圓直徑為38.68mm,因此，此齒輪做成齒輪軸的形式。這樣也可以節(jié)省加工軸、孔、鍵槽和鍵的時間和成本。齒輪齒寬，則b?=40mm,L?=40mm。(3)軸上零件的固定軸上的零件通常是以轂和軸連在一起的，轂的固定有周向固定和軸向固定兩種。1)零件的周向固定方法可采用鍵，花鍵，成形，銷，彈性環(huán)，過盈等連接。2)零件的軸向固定方法有軸肩，擋圈，圓螺母，套筒，圓錐形軸頭等。固定方法優(yōu)缺點軸肩結構簡單，可以承受較大的軸向力螺釘鎖緊擋圈可任意調(diào)整軸上零件的位置，裝拆方便。但不能能夠承受大的軸向力，且釘端會引起軸應力集中套筒便于拆裝圓錐形軸頭對中好，常用于轉速較高時，也常用于軸端零件的固定3)齒輪與軸做成齒輪軸，半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。為了保證半聯(lián)軸器與軸具有良好的配合的對中性，故選擇配合為滾動軸承采用軸肩進行定位，軸承與軸是過渡配合，由此軸向固定，軸承端蓋和軸肩對軸進行軸向固定。第六個軸段的軸承用套筒和軸肩對其進行軸向固定。(4)滾動軸承軸系固定方案：燕山大學課程設計報告a.正安裝XX意識到軸不是很長，常用尺寸范圍內(nèi)，然后明確一點，齒輪作用力在兩軸承間，由左圖可知L<l,齒輪受力點8<8,正安裝剛性好。而且正安裝結構簡單，拆裝方便。關于正安裝的缺點，受熱時軸伸長，造成軸承卡死，該減速器不做主要考慮，畢竟軸不長，載荷和功率小，工作溫度不是很高。b.反安裝xoxo軸向力，有擋油板(內(nèi)圈)和端蓋(外圈)固定。理由在軸向力不小情況下，普通工作溫度下，軸不長，跨距小，留有的軸向間隙量由常用墊片調(diào)節(jié)。5.1.2.2中間軸結構設計與方案分析(1)軸上零件的裝配方案(2)軸的結構設計1)軸承選用角接觸球軸承7206c,因此，d1=d5=30mm,l?=16+△2+△3+2=16+11+3+2=32mm;2)因為大圓柱斜齒輪的左端定位是套筒，右端靠軸肩定位，大圓柱斜齒輪的輪轂長為34mm,套筒與齒輪處軸肩為非定位軸肩，所以取d?=32mm,內(nèi)壁距離齒輪端面△2,且齒輪需要套筒進行軸向定位，,齒輪輪轂長34mm,l?=32mm,d2,d3處為定位軸燕山大學課程設計報告肩d?=38mm,l?=10mm(3)軸上零件的固定5.1.2.3低速軸結構設計與方案分析(一)低速軸上零件的裝配方案(二)軸的結構設計1)最后軸段和聯(lián)軸器相配合，所以，其長度和直徑均由聯(lián)軸器確定。由于聯(lián)軸器內(nèi)且軸外伸長度為18mm,16=51+11-△3-16+18=61mm3)第五處和第一處軸段與滾動軸承配合，軸承是標準件，選用角接觸球軸承7209c,15=19mm,d5=d1=45mm;通過計算可得4)d1,d2處軸肩為非定位軸肩，d2=47mm,齒輪輪轂長56mm,12=54mm;(三)軸上零件的固定齒輪通過軸肩進行定位，套筒和軸肩對其進行軸向固定，鍵連接進行周向固定，軸承與軸采用過渡配合，軸承端蓋和軸肩對其進行軸向固定。5.2零件圖設計(1)低速級大齒輪由于小批量生產(chǎn)，為了節(jié)約成本，選擇自由鍛，其應用設備和工具有很大的通用性，且工具簡單。又因為齒輪較大，將齒輪與軸分開設計。同時采用腹板結構，既可以在腹板上加工孔，以便加工時裝夾，同時可以減輕重量，節(jié)約成本。燕山大學課程設計報告盤型齒輪的內(nèi)孔，齒頂圓和切齒時的定位端面通常作為加工，測量和安裝基準，他們的幾何精度直接影響齒輪的加工，測量和裝配精度，故應加以控制?；鶞士椎某叽绻顟捎冒菀螅鶞士缀妄X頂圓的尺寸公差按齒輪的最高精度等級從《互換性與測量技術基礎》表6-6中選盤型齒輪基準孔尺寸公差為,最終零件設計圖如下：(1)軸的設計如下：燕山大學課程設計報告前面已經(jīng)對軸的設計進行了明確時說明，在此要補充的是，①設計過程中，在不降低前面已經(jīng)對軸的設計進行了明確時說明，在此要補充的是，①設計過程中，在不降低機械性能的前提下，應盡量減少要求的精度項目和各種精度要求的數(shù)值。在軸系結構中，用套筒在齒輪與滾動軸承之間作為定位套，不需要將套筒和齒輪之間的軸段都加工成0.8的粗糙度，足夠軸承寬度B就可以，節(jié)約成本。直徑51mm和直徑55mm之間的軸端面上不需要進行粗糙度的要求②安排套筒與軸之間有較大的間隙配合，只要滿足套筒兩端面有足夠的平行度即可。③軸承套圈是薄壁件，易變行，軸和外殼孔形位公差極易反應到套圈上引起滾道變形，導致軸承工作時產(chǎn)生震動和噪聲，因此要對軸頸和外殼孔規(guī)定圓柱度。④軸頸和外殼孔的表面粗糙度參數(shù)值的大小直接影響配合性質的穩(wěn)定和支撐強度，因此凡是與軸承內(nèi)外圈配合的表面都應規(guī)定較小的表面粗糙度數(shù)值。端面取Ra3.2,表面取Ra1.6.圖5-7低速軸的設計圖圖5-7低速軸的設計圖5.3主要零部件的校核與驗算5.3.1軸系結構強度校核1.軸的受力簡圖如下：軸系結構簡化力學模型2.水平面受力圖：2.水平面受力圖：yFa=488N上圖5-9軸的水平面受力圖R2'=631.8Fr=731N燕山大學課程設計報告3.垂直面受力圖：圖5-10軸的垂直面受力圖F,=F,tana/cosβ=1947xtan20/cos14.0P=731NF=F,tanβ=1947xtan14.07°=488N5.計算軸承反力i.垂直面ii.水平面6.各個力矩圖：i.齒輪的軸向力平移至軸上所產(chǎn)生的彎矩為：ii.水平面彎矩圖燕山大學課程設計報告vi.vi.合成彎矩圖iii.垂直彎矩圖圖5-12軸的垂直面彎矩圖圖5-13軸的合成彎矩圖v.轉矩圖228830N·m圖5-14軸的轉矩圖6、判斷危險截面由圖可知齒輪中間斷面C處端面為危險截面.7、安全系數(shù)法校核軸的強度(1)各項參數(shù)選擇i.材料對循環(huán)載荷的敏感性系數(shù)軸材料選用45鋼調(diào)質，由《機械設計》p77查得σ=650MPa,σ,=360MPa,由《機械設計》p147表10-5所列公式可求得疲勞極限σ=0.45σ=0.45×650MPa=293MPa,σ?=0.81σ,=0.81×650MPa=527MPa,t=0.26σ,=0.26×650MPa=169MPa,t?=0.50o=0.5×650MPa=325MPa,由式ii.有效應力集中系數(shù)燕山大學課程設計報告由σ=650MP,《機械設計》,p155表10-11經(jīng)插值后可查得(ko)v=25.3.2滾動軸承的壽命計算選擇低速軸滾動軸承校核由于傳動裝置采用二級展開式斜齒輪傳動，存在一定的軸向力，故選用承?，F(xiàn)計算低速軸軸上的一對軸承的壽命。角接觸球軸由《機械設計課程設計指導手冊》p138續(xù)表16-2系列：軸承型號D/mmB/mm基本額定靜載荷Co=28500N,基本額定動載荷C=38500N,采用油潤滑，極限轉速為9000r/min.計算內(nèi)部軸向力受力如圖i查表得S=0.4Fr(α=25°,e=0.4)燕山大學課程設計報告則S?=S=0.4×1254=501.6NS?=S=0.4×941=376.4N1.計算單個軸承的軸向載荷S?+F=501.6+488=989.6N>S?由圖示結構知，2軸承“壓緊”,1軸承“放松”。則Fa?=S?+F=989.6N,Fa=S?=501.6N2.計算當量載荷P=fp(XF+YF?)查表由《機械設計》p169表11-7,取fp=1.2查表得X?=1,Y?=0查表得《機械設計》p169續(xù)表11-6,X?=0.41,Y?=0.87則P=1.2(1×1254+0×510.8)=1504.8NP?=1.2(0.41×941+0.87×989.6)=1496N3.計算壽命取P1、P2中的較大值帶入壽命計算公式P=max(P,P)=P=1504.8V因為是球軸承，取ε=3,則4.靜載荷驗算《機械設計》p172,查表得X?=0.5,Y?=0.38,則Pu=X?F+Y?F=0.5×1254+0.38×501.6=817.608N燕山大學課程設計報告因Po<F,故取P??=F=1254N<<5.極限速度驗算;《機械設計》p163查圖11-4和圖11-5,tanβ?=F/F?=1.05查圖得f?=1,fz?=0.99,則f?f??nn=1×1×9000=9000r/min>nf?f??nm=1×0.99×9000=8910r/min>nPo?=X?F?+Y?Fa?=0.5×941+0.38×故選用7209C型角接觸球軸承符合要求。盡管壽命遠遠大于工作要求，但是滾動軸承的疲勞壽命是軸承的一個非常重要的質量指標，有利于提高產(chǎn)品質量，不需要更換軸承，因為滾動軸承標準化，另外，經(jīng)濟性方面，球軸承價格便宜.6主要附件與配件的選擇6.1聯(lián)軸器選擇聯(lián)軸器種類特點及應用剛性聯(lián)軸器(剛性模量較小，易得到變剛度特性，質量輕，阻尼性好無機械摩擦，不需要潤劉性固定式聯(lián)軸器剛性可移式聯(lián)軸器這類聯(lián)軸器靠元件間的相對可移性來補償軸線的相對位移，質量輕、慣性小，適用高速輕載、無劇烈沖擊的兩軸聯(lián)接。彈性聯(lián)軸器(這種聯(lián)軸器含有能產(chǎn)生較大彈性變形的元件，除了具有補償性能外，還具有緩沖和減振的作用)彈性套柱銷聯(lián)軸器動彈性柱銷聯(lián)軸器具有補償兩軸相對位移和緩沖的性能，結松簡單、制造容易、裝拆方便、不需潤滑較耐磨。為了保證聯(lián)軸器聯(lián)接實現(xiàn)一定聯(lián)接精度，能補償兩軸相對位移，所以兩端采用彈性柱銷聯(lián)軸器，輸入端電機軸的直徑D=28mm,軸的直徑為18mm,查《機械設計課程設計指導手冊》P133表15-5得選HL1型聯(lián)軸器，Y型孔，半聯(lián)軸器長度L=42mm,額定轉矩為160N.m。同理，輸出軸軸端直徑38mm,輸出端聯(lián)軸器選HL3,軸孔直徑38mm,Y型軸孔，軸孔長度82mm,,額定轉矩為630N.m.聯(lián)軸器的校核燕山大學課程設計報告工況系數(shù)K查《機械設計》P201表13-1取輸入端K1=1.5輸出端K2=1.7則輸入軸T=K?T=1.5×14.43=21.645N·m<160N·m輸出軸Tc=KT?=1.7×222.01=377.41N·m<630N·m結論：聯(lián)軸器安全。6.2潤滑與密封的選擇軸承運轉過程中其內(nèi)部各元件之間均存在不同程度的相對滑動，從而導致摩擦發(fā)熱和元件的磨損。因此工作中必須對軸承進行可靠的潤滑，潤滑軸承的主要作用是減小摩擦發(fā)熱，避免工作溫度過高，降低磨損，防銹，散熱，密封。6.2.1潤滑方案對比及確定潤滑方法具體分類特點油潤滑滴油潤滑多用于間歇潤滑優(yōu)點：潤滑可靠、摩擦系數(shù)小、具有良好的冷卻和清洗作用、可用于多種潤滑方式以適應不同的工作條件。缺點：需要復雜的密封裝置和供油設備。油環(huán)潤滑只能用于水平而連續(xù)運轉的軸徑飛濺潤滑利用浸入油中的齒輪轉動時，由潤滑油飛濺成的油沫沿箱壁和油溝流入軸承。浸油潤滑部分軸承直接浸在油中以潤滑軸承壓力循環(huán)潤滑在重載、振動或交變載荷的工作條件下，能取得良好的潤滑效果。脂潤滑優(yōu)點：油膜強度高，油脂黏附性好，能防灰塵、水分和其他雜質，密封裝置結構簡單。缺點：轉速較高時磨損較大。對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，減速器的工作條件為室外，齒輪圓周速度小于等于12m/s,所以采用浸油潤滑，將傳動件的一部分浸入油中，傳動件回轉時，粘在其上的潤滑油被帶到嚙合區(qū)進行潤滑。油池中的油被甩到箱壁燕山大學課程設計報告上，可以散熱。同時，為了避免油攪動時沉渣泛起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH不應小于所以，為了保證軸承潤滑效果，采用油潤滑。為了阻止?jié)櫥瑒┬钩觯乐够覊m，水分及其他雜物進入，軸承必須進行必要的密封，以保持良好的潤滑條件和工作環(huán)境，使軸承達到預期的使用壽命。常用的密封裝置密封裝置分類特點及應用非接觸式密封(這類密封裝置工作時密封件不與軸或配合件直接接觸，因此可用于高速運轉軸承的密封)縫隙式密封在軸和透蓋設有較長的環(huán)形間隙，適用于環(huán)境比較干凈的脂潤滑條件溝槽式密封在軸承透蓋孔上開設環(huán)狀溝槽，以提高密封效果，結構簡單。擋圈式密封多用于軸承內(nèi)側作為擋油裝置甩油環(huán)式密封靠離心力將油甩掉,再通過導油槽將油導回又想迷宮式密封對脂潤滑和油潤滑都有效接觸式密封(裝置中的密封件與軸或其他配合件直接相接觸，故工作中產(chǎn)生摩擦磨損并使溫低速運轉條件下軸承的密封)氈圈式密封主要用于脂潤滑，對干凈環(huán)境下工作的軸承進行密封密封圈式密封密封唇對著軸承安裝，能防止?jié)櫥屯庑?；若與其相反，能防止灰塵、雜物侵入。便于安裝、結構簡單由于減速器的工作場所為室外，灰塵雜物有些多，采用密封圈接觸式密封，結構簡單，便于安裝，密封可靠。6.3通氣器減速器運轉時由于摩擦發(fā)熱，使箱體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為使箱體內(nèi)熱脹空氣能自由排出，以保持箱內(nèi)外壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婕拜S伸密封處滲透，通常在箱體頂部安裝通氣器。方案1:一般式通氣器：此類通氣器結構較簡單，有的喝窺視孔蓋鑄在一起，有的用螺紋聯(lián)接在鋼制或鑄成的窺視孔蓋上。一般用于小尺寸及發(fā)熱較小的減速器上，并且環(huán)境要求比較干凈，以免灰塵將通氣器的孔堵塞或臟東西進入機體內(nèi)。方案2:帶有紗網(wǎng)的通氣器：此類通氣器多用于較大的減速器，通氣器內(nèi)夾有紗網(wǎng)，可以防止灰塵進入機體內(nèi)，適用于環(huán)境較惡劣的場合。該減速器的工作條件為室外，灰塵雜物較多，因而選用帶紗網(wǎng)的通氣器。燕山大學課程設計報告常用油標有油標尺、長形油標、圓形油標以及管狀油標。下面對幾種選擇方案進方案1:圓形油標尺一般置于箱體壁上，可以通過觀察液面淹沒的刻度知道油量，直觀清楚。但對箱體側面開孔，對箱體強度和剛度有影響。方案2:管狀油標尺管狀油標需要在箱體后鑄造出箱座油標尺座孔，檢測油量時將其取出觀察，較為麻煩，且塑料件易老化。方案3:桿式油標尺：檢測油量較為麻煩，可在特殊場合用，如在冶金設備用的減速機，此處不能用塑料的油窗。油標位置要求：1)油標尺應放在便于觀測減速器油面及油面穩(wěn)定之處。對于多級傳動油標安置在低速級傳動件附近。2)長期連續(xù)工作的減速器，在桿式油標的外面常裝有油標尺套，可以減輕油的攪動干擾，以便在不停車的情況下隨時檢測油面。3)先確定油面面高度，再確定油標尺的高度和角度，應使油標孔位置在油面以上，以免4)油標尺應足夠長，保證在油液中。5)標尺安裝的傾斜度不應小于45,并能順利地拔出箱體進行觀察。6)座孔表面要銑沉孔，同時考慮加工工藝的可行性，防止銑刀與箱緣干涉。燕山大學課程設計報告6.5螺栓及吊環(huán)螺釘螺栓的選擇：1)軸承蓋螺栓：查《機械設計課程設計指導手冊》P25表4-3知，為了便于后續(xù)裝配和維修工作，軸承端蓋螺栓均采用M8,強度足夠。數(shù)目為6,均布于軸承端蓋上。2)軸承旁螺栓：查《機械設計課程設計指導手冊》P25表4-2知，al+a2=130+150=280,df=16mm,d1=0.75*16=12mm,選用直徑為M12的螺栓。3)地腳螺栓：查《機械設計課程設計指導手冊》P25表4-2知，df=16mm,選用直徑為M12的螺栓，數(shù)目為6。4)箱蓋與箱座連接螺栓：查《機械設計課程設計指導手冊》P25表42知，df=16m選用直徑為M10的螺栓。5)吊環(huán)螺釘：設計吊環(huán)螺釘時，其支承座孔必須符合標準結構，以保證吊環(huán)螺釘?shù)呐_肩抵緊箱蓋的支承面。同時，支承座的厚度應稍大于螺釘?shù)穆袢肷疃?，以保證足夠的承載能力。吊耳一般鑄在箱座凸緣的下部，用來吊運整臺減速器。選用M10的吊環(huán)螺釘，裝在箱蓋上，用來拆卸和吊運箱蓋，也可用來吊運輕型減速器。6)啟蓋螺栓：箱蓋箱座裝配時在剖分面上涂密封膠給拆卸箱蓋帶來不便，為此常在箱蓋的聯(lián)接凸緣上加工出螺孔，拆卸時，擰動裝與其中的起蓋螺釘便可方便地頂起箱蓋。直徑選用M10,起蓋螺釘材料為Q235。6.6螺塞螺塞規(guī)格為M16×1.5放油孔的位置應在油池的最低處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的箱座外壁要有凸臺，經(jīng)機械加工成為螺塞頭部的支承面，并加封油圈以加強密封。密封圈選用材質為工業(yè)用的石棉橡膠紙。燕山大學課程設計報告①定位銷：為保證剖分式箱體的軸承座孔的加工及裝配精度，在箱體的聯(lián)接凸緣的長度方向兩端各安置一個圓錐定位銷，并盡量設置在不對稱位置。定位銷為圓公稱直徑(小端直徑)可取d≈(0.7～0.8)d?,d?為箱座，箱蓋凸緣聯(lián)接螺栓的直徑；定位銷的直徑為d=6mm,長度選擇為60mm,大于箱蓋和箱座連接凸緣的總厚度，以便于裝卸。②窺視孔蓋：窺視孔蓋的規(guī)格為150×120mm。在減速器箱蓋頂部開窺視孔，以便于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑狀況、接觸斑點級齒側間隙等。窺視孔應設在能看到傳動零件嚙合區(qū)的位置，并有足夠大小，以便手能深入操作。平時將檢查孔蓋板蓋上并用螺釘予以固定，蓋板與箱蓋凸臺接合面間加裝防滲漏的紙質封油墊片。③擋油板：箱內(nèi)的潤滑油會沿著伸出齒輪箱外的轉軸呈螺旋狀的向外泄漏。密封圈被安裝在軸承蓋的出軸孔上緊貼著伸出軸承蓋外的軸頸，采用彈性材料，半粗羊毛氈。密封圈被用來阻擋齒輪箱內(nèi)的潤滑油經(jīng)轉軸向外泄漏。為了進一步阻止滑油的泄漏，在轉軸上(挨著軸承蓋內(nèi)側)裝擋油板，阻斷了沾在轉軸上的滑油向外泄漏的的通路，當轉軸上的滑油碰到擋油板后，在離心力的作用下被甩向擋油板的邊緣，離開了軸孔處，大大減少了軸承孔處的滑油泄漏。擋油板伸出箱座內(nèi)壁2~3mm。④調(diào)整墊片組調(diào)整墊片組的作用是調(diào)整軸承的軸向位置。墊片組材料為08F。7零部件精度與公差的制定7.1精度設計制定原則1)尺寸精度設計原則選擇公差等級的依據(jù)主要是根據(jù)使用性能對尺寸精度及配合一致性要求的高低來確定。a.在滿足使用要求的前提下盡量選用較低的公差等級。公稱尺寸相同的條件下，公差值越小生產(chǎn)成本越高。因此，在選擇公差等級時，必須具有全面觀點，要防止“精度越高越好”。所以在保證使用性能的前提下，盡量選用較低的公差等級，以降低生產(chǎn)成本b.盡量遵守標準推薦的孔與軸公差等級組合規(guī)定，由于高等級的孔比軸難加工，在尺寸至500mm的常用尺寸段中，當孔的精度等級高于IT8時(即IT7、IT6、IT5),采用孔比軸低一級，即孔7/軸6、孔6/軸5等等。軸6孔7性價比最高。當孔的精度等級低于IT8時，孔與軸同級。公稱尺寸大于500mm時，推薦孔與軸均采用同級配合。(2)形位公差的設計原則在選擇形位公差值時，總的原則仍然是在滿足使用要求的前提下，盡量選擇低的形位公差等級，以降低生產(chǎn)成本。同時應兼顧：a.尺寸公差、形位公差、表面粗糙度之間雖然沒有一個確定的比例關系，但一般情況下應注意它們之間的協(xié)調(diào)，即尺寸公差值>位置公差值>形狀公差值>粗糙度數(shù)值。b.對于結構復雜，剛性較差或不易加工與測量的零件(如細長軸和孔，距離較大的孔等),可降低等級1-2級。c.與某些標準件相結合時，零件上選定的幾何公差數(shù)值應符合有關的規(guī)定，例如，在選定與滾動軸承相配合的軸及外殼孔的形位公差時，除了遵守幾何公差國家標準外，還應遵守滾動軸承公差標準的規(guī)定。(3)粗糙度的設計原則表面粗糙度評定參數(shù)的數(shù)值已經(jīng)標準化了，應按規(guī)定的系列參數(shù)值選用。當按表面功能和生產(chǎn)的經(jīng)濟合理性綜合考慮。確定評定參數(shù)時，處特殊要求外，通常多用類比法來取。這時主要考慮零件的功能要求，一般情況下，確定參數(shù)的大小應該考慮以下因素：a.同一零件上，工作表面的粗糙度參數(shù)值應比非工作表面小。b.摩擦表面的表面粗糙度值應比非摩擦表面小，有相對運動的工作表面，運動速度越高，其表面粗糙參數(shù)值也越小。c.承受交變載荷的零件，其最易產(chǎn)生應力集中的部位，表面粗糙度參數(shù)值應較小。d.要求配合性質穩(wěn)定可靠的部件，表面粗糙度參數(shù)值應較小。對過盈配合，為保證聯(lián)結可靠，載荷越大，表面粗糙度參數(shù)值應越小，對間隙配合，間隙越小，表面粗糙度參數(shù)值7.2減速器主要結構、配合要求中心距a?=130mm,a?=150mm.關于中心距極限偏差±f。,取8級精度。由《互換性與測量技術基礎》p122查表6-9,有a?=120±0.0315mma?=140±0.0315mm關于配合，一般情況下，優(yōu)先采用基孔配合制。(1)在減速器中，齒輪與軸的配合選用基孔制過盈或基孔制過渡配合：如H7/r6、H7/p6、H7/n6均可。(2)滾動軸承內(nèi)圈與軸頸采用基孔制，但內(nèi)圈公差帶是上偏差為0,下偏差為負，所以，軸頸的公差帶要比通常的緊，選擇k6,實際上是過盈配合。外圈與機座孔的配合采用基軸制，機座孔用H7。(3)端蓋與機座孔之間用f9。(4)聯(lián)軸器的配合與齒輪相同。(5)滾動軸承的形位公差-圓柱度，一定要查《互換性》書88頁表4-18軸頸和外殼孔的形位公差。(6)其它的形位公差值均可按7級查表。減速器屬于一般傳動裝置，其中一些部分不必去繼續(xù)加工，因為加工精度的提高會使成本大大增加，有時更是以指數(shù)的形式上升。所以，一般在滿足精度要求的基礎上，盡可能選擇較低精度等級，以保證經(jīng)濟性。7.3減速器主要技術要求7.3.1裝配與拆裝技術要求a.裝配前，檢查各零件有無損壞現(xiàn)象，測量各零部件的配合間隙，檢查軸承有無磨損現(xiàn)象，轉動是否有非正常噪聲，如有要及時更換，以確保達到要求值。更換主被動齒輪時，配對號、速比要與原零件一致。b.滾動軸承用汽油清洗，其他零件用煤油清洗。所有零件和箱體內(nèi)不許有任何雜質存在。箱體內(nèi)壁和齒輪等未加工表面先后涂兩次不被機油侵蝕的耐油漆，箱體外表面先后涂底漆和顏色油漆。c.零件配合面洗凈后涂以潤滑油d.滾動軸承的安裝時軸承內(nèi)圈應緊貼軸肩，要求縫隙不得通過0.05mm厚的塞尺。e.齒輪嚙合的齒側間隙可用塞尺或壓鉛法。即將鉛絲放在齒槽上，然后轉動齒輪而壓扁鉛絲，測量兩齒側被壓扁鉛絲厚度之和即為齒側的大小。f檢驗減速器剖分面、各接觸面及密封處，均不許漏油。剖分面允許涂以密封油漆或水玻璃，不允許使用任何填料。g.機座內(nèi)裝齒輪潤滑油至規(guī)定高度。7.3.2維修與保養(yǎng)技術要求a.由于二級展開式減速器的齒輪相對于軸承為不對稱布置，載荷沿齒向分布不均勻，常出現(xiàn)靠近某一端面的齒面提早磨損，這時應用油石將磨損所產(chǎn)生的毛刺去掉；同時，調(diào)換齒輪的嚙合方位，使原來不嚙合工作的齒形表面進行嚙合，這樣不僅能保證其原有的工作性能，還能延長齒輪的工作壽命。b.當環(huán)境溫度低于0℃時，啟動前必須把潤滑油加熱到。0℃以上或采用低凝固的潤滑油，建議進行幾分鐘的空載跑合。c.應定期檢查油標尺，保證油量在正確的范圍內(nèi)。d.經(jīng)過累計10000h工作后應更換潤滑油。e.養(yǎng)時檢查減速器是否有漏油現(xiàn)象，如漏油應及時修復，檢查油面高度是否正常，檢查齒輪油是否有變色、變質、變稀現(xiàn)象，如有應及時更換。f軸承脂潤滑時，潤滑脂的填充量一般為可加脂空間的1/2~2/3。8項目經(jīng)濟性分析與安全性分析8.1零部件材料、工藝、精度等選擇經(jīng)濟性①零部件材料的選擇，主要根據(jù)以下四點：a.零件使用性能及質量要求b.材料的工藝性能c.選材的經(jīng)濟性d.生產(chǎn)和加工條件在滿足工作要求的前提下并且保證材料的工藝性能，應盡量滿足選材的經(jīng)濟性，使機械生產(chǎn)成本低，效益高。強度足夠時，優(yōu)先選用一般金屬材料，如箱體、箱座、端蓋就采用灰鐵，軸、鍵、齒輪就采用45號鋼，因為這兩種材料不僅加工工藝性好，或強度高，或減震性好，而且價格低廉，來源廣。②零件的結構工藝性是指零件所具有的結構是否便于制造裝配和拆卸，我們要保證所設計的結構必須滿足使用要求，根據(jù)生產(chǎn)的類型考慮零件的結構工藝性，本次減速器要求小批量生產(chǎn)，齒輪采用自由鍛即可，工藝靈活，設備和工具通用性強，成本低。制定零件的加工工藝需要確保零件的技術要求，生產(chǎn)效率高并且成本低。在擬定零件工藝過程時，我們要確定主要零件的加工過程以及合理的安排熱處理工序。③關于精度選擇，首先明確精度是范圍值，設計過程中，在不降低機械性能的前提下，應盡量減少要求的精度項目和各種精度要求的數(shù)值。在滿足使用要求的前提下盡量選用較低的公差、形位和粗糙度等級。公稱尺寸相同的條件下，等級越高，生產(chǎn)成本越高，但是產(chǎn)品質量沒有提高多少。例如，在軸系結構中，用套筒在齒輪與滾動軸承之間作為定位套，不需要將軸段都加工成0.8的粗糙度，足夠軸承寬度B就可以，節(jié)約成本。8.2減速器總重量估算及加工成本初算為了估算重量和分析減速器直接加工成本，首先減速器的結構構成，確定哪些零件為自制件，哪些零件為標準件。減速器主要由傳動零件齒輪、軸、軸承、箱體及其附件所組成?；窘Y構有三大部分：1)齒輪、軸及軸承組合；2)箱體；3)減速器附件。通常主要零件自行生產(chǎn)，各類非標準件，如齒輪類零件、軸類零件、箱體類零件等；其它各類標準件外協(xié)，如包括軸承、